WO2005064199A1 - 車両用駆動装置、その制御方法および制御装置 - Google Patents

車両用駆動装置、その制御方法および制御装置 Download PDF

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WO2005064199A1
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transmission
carrier
gear
sun gear
ring gear
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Atsushi Tabata
Yutaka Taga
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Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha
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    • B60W2520/10—Longitudinal speed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/02—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing characterised by the signals used
    • F16H61/0202—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing characterised by the signals used the signals being electric
    • F16H61/0204—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing characterised by the signals used the signals being electric for gearshift control, e.g. control functions for performing shifting or generation of shift signal
    • F16H61/0213—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing characterised by the signals used the signals being electric for gearshift control, e.g. control functions for performing shifting or generation of shift signal characterised by the method for generating shift signals
    • F16H2061/0223—Generating of new shift maps, i.e. methods for determining shift points for a schedule by taking into account driveline and vehicle conditions
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    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
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    • Y10S903/909—Gearing
    • Y10S903/91—Orbital, e.g. planetary gears

Definitions

  • Vehicle drive device control method and control device thereof, technical field.
  • the present invention relates to a vehicle drive device for transmitting the output of an engine to drive wheels, and a control device therefor.
  • the present invention relates to a technology for reducing the size of an electric motor and the like, and a method for controlling the drive device in an electric stepless variable speed state and a stepped state.
  • the present invention relates to a shift control technique for appropriately controlling a gear ratio of a continuously variable transmission portion and a gear ratio of a stepped transmission portion in a case where the configuration is such that the gearshift state is controlled to be switched. . Background art
  • a power distribution mechanism that distributes the output of the engine to the first electric motor and the output shaft is provided between the output shaft of the power distribution mechanism and the drive wheels.
  • a vehicle equipped with a second electric motor is known.
  • the driving apparatus for a hybrid vehicle described in Patent Documents 1, 6, and 8 is such a driving apparatus.
  • the power distribution mechanism is constituted by, for example, a planetary gear device so as to function as a differential mechanism, and the main part of the power from the engine is mechanically transmitted to the drive wheels by the differential action.
  • the rest of the power from the engine is transmitted electrically using an electric path from the first motor to the first motor, so that the vehicle travels while maintaining the engine in an optimal operating state. It is possible to improve fuel economy. Further, when a stepped transmission is provided between the transmission member and the output shaft, the torque transmitted to the transmission member is amplified, so that the power source including the electric motor can be reduced in size. It becomes possible.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Application Publication No.
  • Patent Document 2 Japanese Patent Application Laid-Open No. H11-1989
  • Patent Document 3 Japanese Patent Laid-Open Publication No.
  • Patent Literature 4 Japanese Patent Application Laid-Open No. H11-2710
  • Patent Document 5 WO 03/01 6 7 4 9 A 1
  • Patent Document 6 Japanese Patent Application Laid-open No. 2003-130302
  • Patent Document 7 Japanese Patent Application Laid-Open No. 2003-203130
  • Patent Document 8 Japanese Patent Application Laid-Open No. 2000-237
  • a continuously variable transmission is known as a device for improving the fuel efficiency of a vehicle
  • a gear transmission such as a stepped transmission
  • a device having good transmission efficiency there is no power transmission mechanism that combines these advantages.
  • an electric path of electric energy from the first electric motor to the second electric motor that is, the vehicle Including a transmission line that transmits a part of the driving force of the electric motor through the electric engine
  • the first motor must be increased in size as the engine power increases, and the electric engine output from the first motor
  • the second motor driven by the motor must also be increased in size, causing a problem that the driving device becomes large.
  • part of the output of the engine is temporarily converted to electric energy and transmitted to the drive wheels, and depending on the driving conditions of the vehicle, such as high-speed driving, fuel efficiency may deteriorate.
  • Similar problems have been encountered when the power distribution mechanism is used as a transmission in which the gear ratio is electrically changed, for example, as a continuously variable transmission called an electric CVT.
  • the above-described vehicle drive device includes a transmission path for transmitting a part of the electric power of the electric energy from the first electric motor to the second electric motor, that is, a part of the driving force of the vehicle, through the electric energy. Because part of the output of the motor is once converted to electric energy and transmitted to the drive wheels, the transmission efficiency is lower than that of a gear transmission such as a stepped automatic transmission.
  • the gear type transmission is known as a device with high transmission efficiency without the above-mentioned electric path. Not controlled as such. And there is no power transmission mechanism that has these advantages with respect to fuel efficiency.
  • a continuously variable transmission in which the above-described conventional vehicle drive device can be operated as an electric continuously variable transmission.
  • a state-of-the-art transmission in which the conversion loss between motive power and electricity is suppressed due to the absence of the state and electric path that is, a step-variable gear that transmits the engine output to the drive wheels exclusively through a mechanical power transmission path
  • the vehicle can be switched to an operable step-variable shift state, and fuel efficiency can be improved by switching control of the vehicle drive device between the stepless shift state and the step-variable shift state.
  • it is not easy to select a shift state for controlling the switching between the continuously variable shift state and the stepped shift state and depending on the selection, the vehicle does not always travel with good fuel efficiency. In other words, if the choice was made incorrectly, the fuel economy could deteriorate.
  • the present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a drive device for a vehicle, which can reduce the size of a drive device or improve fuel efficiency, and a control device therefor. To provide. Another object is to provide a drive device that can be switched between a continuously variable transmission state that functions as an electric continuously variable transmission and a continuously variable transmission state that functions as a continuously variable transmission. It is an object of the present invention to provide a control device for a vehicle drive device in which a state and a stepped shift state are appropriately switched to further improve fuel efficiency. Another object of the present invention is to provide a control device for a vehicle drive device that controls a speed ratio of a continuously variable transmission portion and a speed ratio of a stepped transmission portion so as to obtain suitable fuel efficiency. .
  • the present inventors have conducted various studies to solve the above problems, and as a result, the first motor and the second motor do not need to be so large in a normal output range where the engine output is relatively small.
  • the engine output is relatively high, such as during high-power running, for example, when the engine is in the maximum output range, a capacity or output corresponding to that is provided. Therefore, if the engine output is large and the engine power is in the range, if the engine output is transmitted to the drive wheels exclusively through a mechanical power transmission path, It has been found that the first motive and the first electric motor are / J, and that the control device for the vehicle is compact because of the type.
  • the gist of the invention according to claim 1 for achieving the above object is that a power distribution mechanism that distributes the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a power distribution mechanism between the transmission member and the drive wheels.
  • the differential state switching device allows the power distribution mechanism in the vehicle control device to operate in a differential state in which it can operate as an electric continuously variable transmission.
  • the gearbox has both the advantages of improved fuel efficiency of a transmission that can electrically change the gear ratio and the high transmission efficiency of a gear transmission that mechanically transmits power.
  • the resulting drive is obtained.
  • the power distribution mechanism is set to the differential state to ensure the fuel efficiency of the vehicle. Power generated when the power distribution mechanism is in the locked state and the engine output is transmitted to the drive wheels exclusively through the mechanical power transmission path to operate as a transmission that changes the gear ratio electrically.
  • the vehicle Since the conversion loss between the electric power and the electric energy is suppressed, fuel efficiency is improved.
  • the power distribution mechanism is locked during high-power running, the vehicle is operated as a transmission in which the transmission ratio can be electrically changed to low-medium-speed running and low-medium-power running. Electric energy to be generated by the motor In other words, the maximum value of the electric energy transmitted by the motor can be reduced, and the motor or a control device for a vehicle including the motor can be further downsized.
  • the gist of the invention according to claim 2 for achieving the object is that the power distribution mechanism includes a first element connected to the engine and a second element connected to the first electric motor. And a third element connected to the transmission member, wherein the differential state switching device mutually connects the first element, the second element, and the third element to achieve the differential state. At least 2 'of the first element, the second element, and the third element are interconnected or the second element is brought into a non-rotation state so as to be relatively rotatable and to be in the locked state. To do. With this configuration, a power distribution mechanism that can be selectively switched between the differential state and the locked state by the differential state switching device is simply configured.
  • the gist of the invention according to claim 3 for achieving the above object is that a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a power distribution mechanism between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle control device provided with a first electric motor provided in the vehicle comprising: a differential state in which the power distribution mechanism can be operated as an electric continuously variable transmission; A differential state switching device for selectively switching to a constant speed change state operable as a machine.
  • the differential state switching device allows the power distribution mechanism in the vehicle control device to operate in a differential state in which the power distribution mechanism can operate as an electric continuously variable transmission.
  • Gear transmission that selectively switches to a constant speed state in which it can operate as a transmission having a gear ratio, thereby improving the fuel efficiency of a transmission in which the transmission ratio is electrically changed and mechanically transmitting power.
  • Drive that combines the advantages of high transmission efficiency with can get. For example, in the normal output range of an engine in which the vehicle travels at low to medium speeds and low to medium output, the power distribution mechanism is in a differential state ⁇ : the fuel efficiency of vehicle rain is ensured.
  • the power distribution mechanism is in a constant speed change state, so that the regions to be operated as a transmission whose gear ratio can be electrically changed are low-medium-speed running and low-medium-power running of the vehicle. Electric Energy to be Generated by the Motor In other words, the maximum value of the electric energy transmitted by the motor can be reduced, and the motor or a vehicle control device including the motor can be further downsized.
  • the gist of the invention according to claim 4 is that the power distribution mechanism is connected to a first element connected to the engine, a second element connected to the first electric motor, and the transmission member.
  • the differential state switching device makes the first element, the second element, and the third element relatively rotatable relative to each other to make the differential state. At least two of the first element, the second element, and the third element are interconnected or the second element is set in the non-rotation state to achieve the constant speed change state.
  • the gist of the invention according to claim 5 is that the power distribution mechanism is a planetary gear device, the first element is a carrier of the planetary gear device, and the first element is a planetary gear device.
  • a sun gear; the third element is a ring gear of the planetary gear set; and the differential state switching device is a clutch and / or a clutch that interconnects any two of the carrier, the sun gear, and the ring gear.
  • a brake is provided to connect the sun gear to a non-rotating member.
  • the gist of the invention according to claim 6 is that the planetary gear device is a thin gear device. It is a glupinion type planetary gear device. By doing so, the axial size of the power distribution mechanism can be reduced, and the power distribution mechanism can be easily constituted by one single pinion type planetary gear device.
  • the gist of the invention according to claim 7 is that, in order to make the single pinion type planetary gear device a transmission having a gear ratio of 1, the differential state switching device is configured to mutually connect the carrier and the sun gear. The sun gear is brought into a non-rotating state in order to make the coupling force or the single-pinion type planetary gear device a speed-up transmission with a gear ratio smaller than 1.
  • the power distribution mechanism can be easily configured as a transmission having a single-stage or multiple-stage constant speed ratio by one single-pinion type planetary gear device.
  • the gist of the invention according to claim 8 is that the planetary gear device is a double-binion type planetary gear device. By doing so, the axial size of the power distribution mechanism is reduced, and the power distribution mechanism is easily constituted by one double pinion type planetary gear device.
  • the gist of the invention according to claim 9 is that, in order to make the double pinion type planetary gear device a transmission having a speed ratio of 1, the differential state switching device is configured to mutually change the carrier and the sun gear. Or the sun gear is in a non-rotating state in order to make the double pinion type planetary gear device a reduction gear transmission having a gear ratio larger than 1.
  • the power distribution mechanism can be easily configured as a transmission having a single-stage or multiple-stage constant gear ratio by one double-pinion type planetary gear device.
  • the gist of the invention according to claim 10 is that the automatic transmission further includes an automatic transmission provided between the transmission member and the driving wheel, and a transmission ratio based on a transmission ratio of the automatic transmission. Is formed. In this way, a wide range of driving force can be obtained by utilizing the speed ratio of the automatic transmission.
  • the gist of the invention according to claim 11 further includes an automatic transmission provided between the transmission member and the driving wheel, wherein a speed ratio of the power distribution mechanism and an automatic transmission The overall speed ratio is formed based on the speed ratio.
  • the gist of the invention according to claim 12 is that the automatic transmission is a stepped automatic transmission.
  • a transmission for example, a continuously variable transmission, in which the electric gear ratio is changed by the power distribution mechanism in the differential state and the stepped automatic transmission is constituted, and the locked state or the constant state is set.
  • the stepped automatic transmission is constituted by the power distribution mechanism in the gearshift state and the stepped automatic transmission.
  • a second electric motor is connected to the transmission member.
  • the automatic transmission is a reduction transmission having a settable gear ratio larger than 1.
  • the output of the automatic transmission can be reduced to a low torque, so that the second electric motor can be further downsized.
  • the gist of the invention according to claim 13 is that a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first motor and the transmission member, and a stepped mechanism provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle control device comprising: an automatic transmission of the type; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (a) the power distribution mechanism includes a sun gear, a carrier, And the ring gear form three elements.On a collinear diagram that can express the rotational speeds of the three elements in a straight line, the three elements are sequentially moved from one end to the other, from the one end to the other end.
  • the planetary gear set and its second element And / or a switching brake for connecting a second element thereof to a non-rotating member.
  • the switching clutch is switched to a differential state by releasing the switching clutch and / or the switching brake. Alternatively, it can be switched to a constant gear state with a fixed gear ratio by the engagement of the switching brake, and (b)
  • the automatic transmission includes a second planetary gear device, a third planetary gear device, and a fourth planetary gear device, and the sun gear of the second planetary gear device, the third planetary gear device, and the fourth planetary gear device.
  • Carrier, and a part of the ring gear are connected to each other to form five rotating elements, and the rotational speeds of the five rotating elements can be expressed on a straight line.
  • the rotating elements are sequentially referred to as a fourth element, a fifth element, a sixth element, a seventh element, and an eighth element from one end to the other end
  • the fourth element is connected to the transmission member via a second clutch.
  • the fifth element is selectively connected to the non-rotating member via the second brake
  • the sixth element is selectively connected to the non-rotating member via the second brake.
  • a seventh element is selectively connected to the output rotation member of the automatic transmission
  • an eighth element is selectively connected to the transmission member via a first clutch
  • the transmission is shifted in multiple stages according to the combination of the engagement operations of the one clutch, the second clutch, the first brake, the second brake, and the third brake.
  • the gist of the invention according to claim 14 is that a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first motor and the transmission member, and a stepped mechanism provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle control device comprising: an automatic transmission of the type; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (a) the power distribution mechanism includes a first sun gear, a first sun gear, A first pinion gear connected to the engine; a first sun gear connected to the first electric motor; and a first ring gear connected to the transmission member.
  • the speed change device includes a single pinion type second planetary gear train including a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear, and a single pinion type second planetary gear including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear.
  • a third pinion-type fourth planetary gear device including a third planetary gear device, a fourth sun gear, a fourth carrier, and a fourth ring gear, wherein the second sun gear and the third sun gear are It is selectively connected to the transmission member via a second clutch and is selectively connected to a non-rotating member via a first brake, and the first carrier is selectively connected to a non-rotating member via a second brake.
  • the fourth ring gear is selectively connected to a non-rotating member via a third brake, and the second ring gear, the third carrier, and the fourth carrier are output rotation members of the automatic transmission.
  • the third ring gear and the fourth sun gear are selectively connected to the transmission member via a first clutch.
  • the gist of the invention according to claim 15 is that a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first motor and the transmission member, and a stepped mechanism provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle control device comprising: an automatic transmission of the type; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (a) the power distribution mechanism includes a sun gear, a carrier, And the ring gear form three elements.On a collinear diagram that can express the rotational speeds of the three elements in a straight line, the three elements are sequentially moved from one end to the other, from the one end to the other end.
  • first element When a first element and a third element are provided, the first element is connected to the engine, the second element is connected to the first electric motor, and the third element is connected to the transmission member.
  • Planetary gearing and its' second element first And / or a switching brake for connecting a second element thereof to a non-rotating member.
  • the switching clutch is switched to a differential state by releasing the switching clutch and / or the switching brake.
  • the automatic transmission is switched to a constant gear state with a fixed gear ratio by engagement of a switching brake.
  • the automatic transmission includes a second planetary gear device and a third planetary gear device, and the second planetary gear device
  • the sun gear, carrier, and part of the ring gear of the device and the third planetary gear set are connected to each other to form four elements, and the rotational speeds of the four elements can be represented on a straight line.
  • the four elements are referred to as the fourth, fifth, sixth, and seventh elements in order from one end to the other end on the alignment chart
  • the fourth element Is selectively connected to the transmission member via a second clutch and selectively connected to a non-rotating member via a first brake
  • the fifth element is selected to a non-rotating member via a second brake.
  • the element Connected to the sixth The element is connected to the output rotary member of the automatic transmission, the seventh element is selectively connected to the transmission member via a first clutch, and the seventh element is connected to the first clutch, the second clutch, the first brake, the second The gears are shifted in multiple stages according to the combination of the braking operations. .
  • the gist of the invention according to claim 16 is that a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped mechanism provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle control device comprising: an automatic transmission of the type; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (a) the power distribution mechanism includes a first sun gear, A first pinion gear connected to the engine; a first sun gear connected to the first electric motor; and a first ring gear connected to the transmission member.
  • Automatic The transmission is a single pinion type second planetary gear train having a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear, and a single pinion type planetary gear having a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear.
  • a third planetary gear device, wherein the second sun gear and the third sun gear are selectively connected to the transmission member via a second clutch, and are selectively connected to a non-rotating member via a first brake.
  • the third carrier is selectively connected to a non-rotating member via a second brake
  • the second carrier and the third ring gear are connected to an output rotating member of the automatic transmission
  • the second ring gear Is selectively connected to the transmission member via a first clutch.
  • the gist of the invention according to claim 17 is that a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped mechanism provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle control device comprising: an automatic transmission of the type; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (a) the power distribution mechanism includes a sun gear, a carrier, And the ring gear form three elements, and the three elements on a collinear chart that can express the rotational speed of the three elements on a straight line From the one end to the other end, the first element is connected to the engine, and the second element is connected to the first motor.
  • the third element is a first planetary gear unit connected to the transmission member, and a switching clutch for connecting the second element to the first element and / or the second element is connected to a non-rotating member. And a switching state is switched to a differential state by releasing the switching clutch and / or the switching brake, and is switched to a constant transmission state with a fixed gear ratio by engaging the switching clutch or the switching brake.
  • the automatic transmission includes a second planetary gear unit and a third planetary gear unit, and a part of the sun gear, the carrier and the ring gear of the second planetary gear unit and the third planetary gear unit are connected to each other.
  • Four elements are formed in order from the one end to the other end on the alignment chart where the rotational speeds of the four elements can be represented on a straight line.
  • the fifth element, the sixth element, and the seventh element, the fourth element is selectively connected to the transmission member via a second clutch, and is selectively connected to the engine via a fourth clutch.
  • the fifth element is selectively connected to the engine via a third clutch, and is selectively connected to a non-rotating member via a first brake, and the sixth element is connected to the engine.
  • the seventh element is selectively connected to the transmission member via a first clutch, and is selectively connected to a non-rotation member via a first brake.
  • the transmission is shifted in multiple stages according to a combination of the engagement operations of the first clutch, the second clutch, the third clutch, the fourth clutch, the first brake, and the second brake.
  • the gist of the invention according to claim 18 is that a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first motor and the transmission member, and a stepped mechanism provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle control device comprising: an automatic transmission of the type; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (a) the power distribution mechanism includes a first sun gear, a first sun gear, A first carrier and a first ring gear, the first carrier is connected to the engine, the first sun gear is connected to the first electric motor, and the first ring gear is a single pinion type second gear connected to the transmission member.
  • the second planetary gear train includes a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear.
  • a third gear is selectively connected to the transmission member via a second clutch, and is selectively connected to the engine via a fourth clutch.
  • the third carrier is selectively connected to the engine via a third clutch, and is selectively connected to a non-rotating member via a second brake.
  • the third ring gear is connected to an output rotating member of the automatic transmission, and the second sun gear is selectively connected to the transmitting member via a first clutch and to a non-rotating member via a first brake. It is selectively linked. '
  • the gist of the invention according to claim 19 is that a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first motor and the transmission member, and a stepped mechanism provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle control device comprising: an automatic transmission of the type; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (a) the power distribution mechanism includes a sun gear, a carrier, And the ring gear form three elements.On a collinear diagram that can express the rotational speeds of the three elements in a straight line, the three elements are sequentially moved from one end to the other, from the one end to the other end.
  • the first element is connected to the engine
  • the second element is connected to the first electric motor
  • the third element is connected to the transmission member.
  • the planetary gear set and its second element And / or a switching brake for connecting the second element thereof to the non-rotating member.
  • the clutch is switched to a differential state by releasing the switching clutch and / or the switching brake.
  • the automatic transmission includes a second planetary gear device and a third planetary gear device, and the second planetary gear device; And third planetary gearset sun gear, carrier and ring gear
  • the four elements are formed by connecting parts of the key to each other, and the four elements are connected from one end to the other on a collinear diagram that can express the rotational speed of the four elements in a straight line.
  • the fourth element is selectively connected to the transmission member via a third clutch
  • the fifth element is selectively connected to the engine via a second clutch, and is selectively connected to the non-rotary member via a second brake.
  • the sixth element is connected to an output rotation member of the automatic transmission
  • the seventh element is selectively connected to the transmission member via a first clutch, and the first clutch and the second clutch , 3rd clutch, 1st brake, 1st
  • the gears are shifted in multiple steps according to the combination of the two brakes.
  • the gist of the invention according to claim 20 is that a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member is provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle control device comprising: a stepped automatic transmission; and a second electric motor provided between the transmission member and a driving wheel thereof, wherein (a) the power distribution mechanism includes a first sun gear. , A first carrier, and a first ring gear, wherein the first carrier is connected to the engine, the first sun gear is connected to the first electric motor, and the first ring gear is a double pinion type connected to the transmission member.
  • the automatic transmission The machine comprises a single pinion type second planetary gear set having a second sun gear, a second carrier and a second ring gear, and a double pinion type third planetary gear having a third sun gear, a third carrier and a third ring gear.
  • a second sun gear is selectively connected to the transmission member via a third clutch, and is selectively connected to a non-rotating member via a first brake; and a second gear is provided.
  • the third carrier are selectively connected to the engine via a second clutch and selectively connected to a non-rotating member via a second brake, and the second ring gear and the third ring gear are Connected to the output rotating member of the automatic transmission
  • the third sun gear is selectively connected to the transmission member via a first clutch.
  • the gist of the invention according to claim 21 is that a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped mechanism provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle control device comprising: an automatic transmission of the type; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (a) the power distribution mechanism includes a sun gear, a carrier, And the ring gear form three elements.On a collinear diagram that can express the rotational speeds of the three elements in a straight line, the three elements are sequentially moved from one end to the other, from the one end to the other end.
  • the first element When a first element and a third element are provided, the first element is connected to the engine, the second element is connected to the first electric motor, and the third element is connected to the transmission member.
  • the planetary gear set and its second element And / or a switching brake for connecting the second element thereof to the non-rotating member.
  • the clutch is switched to a differential state by releasing the switching clutch and / or the switching brake, and the switching clutch or (B ')
  • the automatic transmission is a second planetary gear device, a third planetary gear device, and a fourth planetary gear device.
  • the sun gear, the carrier and the ring gear of the second planetary gear set, the third planetary gear set, and the fourth planetary gear set are connected to each other to form five rotating elements, On a collinear chart that can express the rotation speeds of the five rotating elements on a straight line, the five rotating elements are sequentially shifted from one end to the other end by the fourth element and the fifth element.
  • the sixth element, the seventh element, and the eighth element, the fourth element is selectively connected to the transmission member via a second clutch, and to the non-rotating member via a first brake.
  • the seventh element is connected to the output rotation member of the automatic transmission, the eighth element is connected to the transmission member, and a combination of the engagement operation of the second clutch, the first brake, the second brake, and the third brake.
  • the speed is changed in multiple stages according to the speed.
  • the gist of the invention according to claim 22 is that a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member is provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle control device comprising: a stepped automatic transmission; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel, (a) the power distribution mechanism includes a first sun gear , A first carrier, and a first ring gear, wherein the first carrier is connected to the engine, the first sun gear is connected to the first electric motor, and the first ring gear is connected to the transmission member.
  • the automatic The speed change device includes a single pinion type second planetary gear device including a second sun gear, a second carrier, and a third ring gear, and a single pinion type third gear device including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear.
  • the second carrier is selectively connected to the non-rotating member via the first brake and selectively connected to the non-rotating member via the first brake, and the second carrier is selectively connected to the non-rotating member via the first brake.
  • the fourth ring gear is selectively connected to a non-rotating member via a third brake, and the second ring gear, the third carrier, and the fourth carrier are connected to the automatic transmission. Is connected to an output rotary member of the third re ring gear and the fourth sun gear are those connected to the transmission member.
  • the gist of the invention according to claim 23 is that a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first motor and the transmission member, and a stepped mechanism provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle control device comprising: an automatic transmission of the type; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (a) the power distribution mechanism includes a sun gear, a carrier, And the ring gear constitute three elements.On a collinear diagram that can express the rotational speeds of the three elements in a straight line, the three elements are arranged in order from one end to the other, and When the first element and the third element are provided, the first element is connected to the engine, and the second element is connected to the first electric motor.
  • a third planetary gear set connected to the transmission member; a switching clutch for connecting the second element to the first element; and / or a second clutch connected to the non-rotating member.
  • the automatic transmission includes a second planetary gear unit and a third planetary gear unit, and a part of the sun gear, the carrier, and the ring gear of the second planetary gear unit and the third planetary gear unit is connected to each other.
  • the four elements are formed by this, and the four elements can be expressed from one end to the other on a collinear chart that can express the rotational speed of the four elements on a straight line.
  • the fourth element is selectively connected to the transmission member via a second clutch
  • the fifth element is selectively connected to the non-rotating member via a second brake
  • the sixth element is connected to the output rotating member of the automatic transmission.
  • the seventh element is connected to the transmission member, and is shifted in multiple stages according to a combination of the engagement operations of the second clutch, the first brake, and the second brake.
  • the gist of the invention according to claim 24 is that a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped mechanism provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle control device comprising: an automatic transmission of the type; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (a) the power distribution mechanism includes a first sun gear, A first carrier and a first ring gear, the first carrier is connected to the engine, the first sun gear is connected to the first electric motor, and the first ring gear is a single pinion type second gear connected to the transmission member.
  • the automatic The speed change device includes a single pinion type second planetary gear train including a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear, and a single pinion type second planetary gear including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear.
  • the second sun gear and the third sun gear are selectively connected to the transmission member via a second clutch, and selectively connected to a non-rotating member via a first brake.
  • the carrier is selectively connected to a non-rotating member via a second brake, the second carrier and the third ring gear are connected to an output rotating member of the automatic transmission, and the second ring gear is connected to the transmission member. It has been consolidated.
  • the gist of the invention according to claim 25 is that the power distribution mechanism is disposed on a first axis, and the automatic transmission is disposed on an I axis parallel to the first axis.
  • the power distribution mechanism and the automatic transmission are provided with power via the transmission member constituted by a pair of members disposed on the first axis and the second axis. They are communicatively linked. By doing so, the axial dimension of the drive unit is reduced as compared with the case where the power distribution mechanism and the automatic transmission are arranged on the same axis.
  • the drive unit can be placed horizontally for FF vehicles and RR vehicles, where the size of the drive unit in the axial direction is generally limited by the vehicle width, that is, the first axis and the second axis are parallel to the vehicle width direction. It can be suitably used as a drive device that can be mounted.
  • the gist of the invention according to claim 26 is that the second electric motor is disposed on the first axis. By doing so, the axial dimension of the second axis in the drive device is reduced.
  • the gist of the invention according to claim 27 is that the second electric motor is disposed on the second axis. With this configuration, the dimension of the first shaft center in the driving device in the axial direction is reduced.
  • the gist of the invention according to claim 28 is that the transmission member is disposed on the opposite side of the engine with respect to the power distribution mechanism.
  • the power distribution mechanism is provided between the engine and the transmission member.
  • the gist of the invention according to claim 29 is that an output rotary member of the automatic transmission includes a differential drive gear, and the differential drive gear is provided in the automatic transmission. It is arranged on the opposite side of the transmission member. In other words, the automatic transmission is disposed between the transmission member and the differential drive gear. By doing so, the dimension of the first axis in the axial direction is reduced.
  • the gist of the invention according to claim 30 resides in that the power distribution mechanism reverses the input rotation and outputs the inverted rotation to the automatic transmission, and the third brake is engaged for reverse traveling.
  • a gear ratio is achieved.
  • a negative rotation is input to the automatic transmission, that is, a rotation that is opposite to the rotation direction of the transmission member during forward traveling.
  • the output rotation member of the automatic transmission can be used for reverse traveling when traveling forward.
  • a reversed rotation can be output.
  • a reverse gear can be achieved even if the automatic transmission is not provided with the first clutch for the purpose of downsizing the drive device.
  • the gear ratio for reverse running is reduced.
  • the gist of the invention according to claim 31 is that the power distribution mechanism reverses the input rotation and outputs the inverted rotation to the automatic transmission, and engages the second brake for reverse traveling.
  • a gear ratio is achieved.
  • a negative rotation is input to the automatic transmission, that is, a rotation in a direction opposite to the rotation direction of the transmission member during forward traveling.
  • the output rotation member of the automatic transmission can be used for reverse travel when traveling forward.
  • a reversed rotation can be output.
  • a reverse gear can be achieved even if the automatic transmission is not provided with the first clutch for the purpose of reducing the size of the drive device.
  • the gear ratio for reverse running is reduced.
  • the gist of the invention according to claim 32 is that the power distribution mechanism inverts the input rotation and outputs the inverted rotation to the automatic transmission, and engages the second clutch for reverse traveling.
  • a gear ratio is achieved.
  • a negative rotation is input to the automatic transmission, that is, a rotation that is opposite to the rotation direction of the transmission member during forward traveling.
  • the output rotation member of the automatic transmission can be used for reverse traveling when traveling forward.
  • a reversed rotation can be output.
  • a reverse gear can be achieved even if the first transmission is not provided in the self-transmission.
  • the gear ratio for reverse travel is reduced. It can be set arbitrarily. For example, a reverse gear ratio larger than the first speed gear ratio is obtained.
  • the gist of the invention according to claim 33 is that a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first motor and the transmission member, and a second motor provided between the transmission member and the drive wheels.
  • the power distribution mechanism in the vehicle control device can be configured to operate in a differential state in which the power distribution mechanism can be operated as an electric continuously variable transmission based on the vehicle state, and in a buckle state in which the power transmission mechanism is deactivated.
  • a drive device that combines the advantages of both the fuel efficiency improvement effect of a transmission in which the gear ratio is electrically changed and the high transmission efficiency of a gear-type transmission device that mechanically transmits power is achieved. can get. For example, in a normal engine output range where the vehicle state represented by the vehicle speed and engine torque is low-medium vehicle speed and low-medium engine output, the power distribution mechanism is in a differential state to ensure fuel efficiency of the vehicle.
  • the power distribution mechanism is locked, and the transmission of the engine is transmitted to the drive wheels exclusively through a mechanical power transmission path to change the gear ratio electrically.
  • the conversion loss between the motive power and the electric energy generated when the operation is performed in a controlled manner is suppressed, so that the fuel efficiency is improved.
  • the power distribution mechanism is locked at high engine output, the region in which the transmission is electrically operated to change the gear ratio is a low-medium vehicle speed and low-medium engine output, and an electric motor is generated. In other words, the maximum value of the electric energy transmitted by the motor can be reduced, and the motor or the control device for a vehicle including the motor can be further downsized.
  • the gist of the invention according to claim 34 is that a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a control method for a vehicle drive device comprising: (a) a differential state in which the power distribution mechanism can be operated as an electric continuously variable transmission based on a vehicle state; It is to selectively switch to a constant speed state in which the transmission can operate as a multi-speed or multi-speed transmission.
  • the power distribution mechanism in the vehicle control device is configured to control the power transmission mechanism to operate as an electric continuously variable transmission based on the vehicle state, and to provide a single-stage or multiple-stage constant speed ratio.
  • the transmission can be selectively switched to a constant speed state in which it can operate as a transmission, so the transmission ratio can be changed electrically and the fuel efficiency can be improved.
  • a drive device having both of the above advantages can be obtained. For example, in a normal engine output range where the vehicle state represented by the vehicle speed and the engine torque is a low-medium vehicle speed and a low-medium engine output, the power distribution mechanism is set to the differential state to ensure the fuel efficiency of the vehicle.
  • the invention according to claim 35 further comprising an automatic transmission provided between the transmission member and the drive wheel, wherein a speed ratio of the power distribution mechanism and a speed ratio of the automatic transmission are provided.
  • An overall speed ratio is formed based on the vehicle speed, and the overall speed ratio is set by controlling the speed ratio of the power distribution mechanism and the speed ratio of the automatic transmission based on the vehicle state.
  • an appropriate vehicle driving force according to the vehicle condition can be obtained.
  • the gist of the invention according to claim 36 is that the vehicle state is represented by a driving force-related value of the vehicle. In this way, the overall gear ratio of the driving device is set in consideration of fuel efficiency, and an appropriate vehicle driving force can be obtained.
  • the gist of the invention according to claim 37 is that the vehicle state is represented by a vehicle speed. In this way, the overall gear ratio of the drive unit is set in consideration of fuel efficiency, and an appropriate vehicle driving force can be obtained. ⁇
  • the gist of the invention according to claim 38 is that a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped type provided between the transmission member and the drive wheels. And a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof.
  • the power distribution mechanism includes a sun gear, a carrier, and The ring gear forms three elements, and the rotational speeds of the three elements can be represented on a straight line. Element and the third element, or when the three elements are the second element, the third element, and the first element in order from one end to the other, the first element is transmitted to the engine.
  • the second element of which is 1) a third planetary gear unit connected to the transmission member, a switching clutch for connecting the second element to the first element, and / or a non-rotating of the second element
  • a switching brake coupled to a member, wherein the switching is switched to a differential state by releasing the switching clutch and / or the switching brake, and is switched to a constant transmission state with a fixed gear ratio by engagement of the switching clutch or the switching brake.
  • the output rotating member of the automatic transmission can output a reverse rotation for the reverse running as compared with the forward running.
  • the gist of the invention according to claim 39 is that the automatic transmission according to the invention according to claim 38 includes a planetary gear device having a sun gear, a carrier, and a ring gear that mesh with each other.
  • the sun gear, the carrier, and the ring gear of the planetary gear device form at least three rotating elements, and at least three of the rotating speeds of the at least three rotating elements are represented on a collinear diagram that can be represented by a straight line.
  • the fourth element is connected to the transmission member so as to be able to transmit power
  • the fifth element is A sixth element is selectively connected to a non-rotating member via a brake via a brake, and is connected to an output rotating member of the automatic transmission through a brake.
  • the gear ratio for forward running is achieved.
  • the fourth element among the fourth element, the fifth element, and the sixth element that interlock with each other is set as the input rotation to the automatic transmission, which is the output of the power distribution mechanism that is continuously variable.
  • the rotation of the sixth element is stopped, and the fifth element is set to the rotation speed at which the rotation of the fourth element, that is, the input rotation to the automatic transmission, is reduced. Therefore, the input rotation to the automatic transmission is reduced to the output rotation from the automatic transmission, so that the gear ratio for reverse traveling can be set arbitrarily. For example, a reverse gear ratio larger than the first speed gear ratio is obtained.
  • the gist of the invention according to claim 40 is that the automatic transmission according to claim 38 includes a planetary gear device having a sun gear, a carrier, and a ring gear that mesh with each other.
  • the sun gear, the carrier and the ring gear of the planetary gear set constitute at least three rotating elements, the fourth element of which is connected to the transmission member so as to be able to transmit power, and the fifth element of which is the output of the automatic transmission.
  • the automatic transmission is further provided with a clutch for integrally rotating a rotating element of the planetary gear unit, and a gear ratio for reverse running is achieved by engagement of the clutch. Things.
  • the gist of the invention according to claim 41 for achieving the above object is a control device for a vehicle drive device for transmitting the output of an engine to drive wheels, comprising: A transmission state switching type transmission mechanism capable of switching between a continuously variable transmission state operable as a transmission and a stepped transmission state operable as a stepped transmission; and Switching control means for selectively switching the transmission state switching type transmission mechanism between the continuously variable transmission state and the stepped transmission state.
  • a shift state switching type shift mechanism capable of switching between a continuously variable shift state operable as an electric continuously variable transmission and a stepped shift state operable as a stepped transmission is provided by the switching control. Means to selectively switch between the continuously variable transmission state and the stepped transmission state based on the predetermined conditions of the vehicle.
  • a drive device having both advantages of high transmission efficiency of the stepped transmission for transmission is obtained.
  • the above-mentioned transmission state switching type transmission mechanism is set to a continuously variable transmission state to ensure the fuel efficiency of the vehicle.
  • a stepped transmission that can operate as a stepped transmission, and the power generated when the output of the engine is transmitted to the drive wheels exclusively through a mechanical power transmission path to operate as an electric stepless transmission. Since the conversion loss to and from electric energy is suppressed, fuel efficiency is improved.
  • the above-mentioned shift state switching type transmission mechanism is set to the stepped shifting state.
  • the electric energy to be generated by the motor In other words, the maximum value of the electric energy transmitted by the motor can be reduced, and the motor or a control device for a vehicle including the motor can be further reduced. Typed.
  • the gist of the invention according to claim 42 is that, in the invention according to claim 41, the transmission state switching type transmission mechanism includes: a first electric motor; and an output of the engine, the first electric motor. And a power distribution mechanism for distributing the power to the transmission member, and a second electric motor provided between the transmission member and the driving wheel.
  • the power distribution mechanism has a first element connected to the engine, a second element connected to the first electric motor, and a third element connected to the first electric motor and the transmission member.
  • the power distribution mechanism includes a differential state switching device for enabling the shift state switching type shift mechanism to be switched to one of the stepless shift state and the stepped shift state. The device selectively switches between the continuously variable transmission state and the stepped transmission state by controlling the differential state switching device.
  • the differential state switching device is controlled by the switching control means, so that the transmission state switching type transmission mechanism in the vehicle control device is set to the continuously variable transmission state in which it can operate as a continuously variable transmission. It can be easily switched to a stepped transmission state that can operate as a stepped transmission.
  • the gist of the invention according to claim 43 is that, in the invention according to claim 41, the differential state switching device is configured to control the shift state switching type transmission mechanism to be in the continuously variable shift state and the active state. Switching to any one of a plurality of gear stages, and switching to any of a plurality of gear stages in the stepped gear state, wherein the switching control means switches from the continuously variable gear state to the stepped gear state, By controlling the differential state switching device according to a predetermined condition of the vehicle, any one of a plurality of stages in the stepped shift state is changed.
  • the differential state switching device is controlled by the switching control means, so that the transmission state switching type transmission mechanism in the vehicle control device can be shifted from the continuously variable transmission state where it can operate as a continuously variable transmission.
  • the differential state switching device is controlled according to a predetermined condition of the vehicle, so that any one of the plurality of stages in the stepped speed change state is changed. For example, when the vehicle is traveling at low to medium speeds and at low to medium power, the transmission state switching type transmission mechanism is set to a continuously variable transmission state to ensure the fuel efficiency of the vehicle.
  • the transmission is in a step-variable state according to high-speed traveling that can operate as a transmission of
  • the conversion loss between motive power and electricity generated when the output of the engine is transmitted to the drive wheels and operated as an electric continuously variable transmission is suppressed, so that fuel efficiency is improved.
  • the shift state switching type transmission mechanism is set to a stepped shifting state corresponding to high-power traveling and operates as an electric continuously variable transmission. Since the vehicle travels at a medium output, the maximum value of the electric energy transmitted by the motor can be reduced, and the motor or a vehicle control device including the motor can be further downsized. Therefore, the switching control means switches from the continuously variable transmission state to the stepped transmission state, and the differential state switching device is controlled in accordance with the predetermined condition of the vehicle rain. Since this is changed, it is possible to obtain a stepped shift state appropriate for a vehicle running condition such as high-speed running or high-power running.
  • the gist of the invention according to claim 44 is that the predetermined condition of the vehicle is determined based on a preset high-speed traveling determination value, and the switching control means When the vehicle speed exceeds the high-speed traveling determination value, the shift state switching type transmission mechanism is set to the stepped shift state. In this way, for example, when the actual vehicle speed exceeds the high-speed traveling determination value set on the high vehicle speed side, the output of the engine is transmitted to the drive wheels exclusively through the mechanical power transmission path, and the electrical Since the conversion loss between power and electricity generated when operating as a step transmission is suppressed, fuel efficiency is improved. Further, the high-speed running determination value is a value preset to determine the high-speed running of the vehicle.
  • the gist of the invention according to claim 45 is that the predetermined condition of the vehicle is as follows:
  • the switching control means is provided based on a preset high-speed running determination value, and the switching control means is configured to control the continuously variable speed-change-type transmission mechanism when the actual vehicle speed exceeds the high-speed running determination value.
  • the shift state is prohibited. In this way, for example, when the actual vehicle speed exceeds the high-speed traveling determination value set on the high vehicle speed side, the continuously variable transmission state of the transmission state switching type transmission mechanism is prohibited, and the electric continuously variable transmission is used. Since the conversion loss between power and electricity generated during operation is suppressed, the output of the engine is transmitted to the drive wheels exclusively through a mechanical power transmission path, and the fuel efficiency of the vehicle is improved.
  • the gist of the invention according to claim 46 is that the predetermined condition of the vehicle is as follows.
  • the switching control means is determined based on a preset high output traveling determination value, and the switching control means is configured to switch the variable speed state switching type when a driving force related value of the vehicle exceeds the high output traveling determination value.
  • the speed change mechanism is set to the stepped speed change state. In this way, if the driving force-related value such as the required driving force or the actual driving force exceeds the high-power running determination value set on the relatively high-power side, the engine is driven exclusively by the mechanical power transmission path.
  • the output is transmitted to the drive wheels and the motor is operated as an electric continuously variable transmission, the maximum value of the electric energy transmitted by the motor can be reduced, and the motor or a vehicle control device including the motor can be further reduced in size. .
  • the above-mentioned driving force-related values are the transmission torque and torque in the power transmission path such as the output torque of the engine, the output torque of the transmission, the driving torque of the driving wheels, and the throttle opening required for the vehicle.
  • This is a parameter that is directly or indirectly related to the driving force of the vehicle.
  • the high output traveling determination value is a value set in advance to determine the high output traveling of the vehicle.
  • the gist of the invention according to claim 47 is that the predetermined condition of the vehicle is determined based on a preset high output traveling determination value, and the switching control means includes: When the driving force-related value exceeds the high output traveling determination value, the continuously variable transmission state of the variable speed state switching type transmission mechanism is prohibited. In this way, if the driving force-related value such as the required driving force or the actual driving force exceeds the high-output traveling determination value set on the relatively high-output side, the continuously variable transmission of the transmission state switching type transmission mechanism can be used. The state is prohibited, and the maximum value of the electric energy transmitted by the motor when operating as an electric continuously variable transmission is reduced, so that the engine output is driven exclusively by the mechanical power transmission path.
  • the motor or the vehicle control device including the motor is further downsized.
  • the gist of the invention according to claim 48 is that the predetermined conditions of the vehicle include a high-speed running determination line and a high-power running determination line, and are stored in advance with vehicle speed and vehicle driving force as parameters. It is determined based on the actual vehicle speed and the driving force-related value of the vehicle from the switched switching diagram. In this way, a high vehicle speed determination or a high torque determination can be easily determined.
  • the gist of the invention according to claim 49 is that the predetermined condition of the vehicle is as follows. This is a failure determination condition for determining a reduction in the function of a control device for setting the shift state switching type transmission mechanism to the electrical continuously variable transmission state, and the self-switching control means has satisfied the failure determination condition.
  • the transmission state switching type transmission mechanism is set to the stepped transmission state. With this configuration, even if the transmission state switching type transmission mechanism is normally in the continuously variable transmission state, the transmission is preferentially set to the stepped transmission state. It is possible to ensure substantially the same vehicle rain running as running.
  • the gist of the invention according to claim 50 is that the predetermined condition of the vehicle is determined based on the failure determination condition set in advance, and the switching control unit performs the failure determination. When the condition is satisfied, the continuously variable transmission state of the transmission state switching type transmission mechanism is prohibited. In this way, for example, when it is determined that the function of the control device for causing the electric continuously variable speed change behavior is reduced, the continuously variable transmission state of the transmission state switching type transmission is prohibited. Even when the speed change mechanism is not in the continuously variable transmission state, the vehicle is in the stepped transmission state, so that the vehicle travels in the same manner as in the stepless traveling but in the stepless traveling.
  • the gist of the invention according to claim 51 is that the power distribution mechanism includes a first element connected to the engine, a second element connected to the first electric motor, and the transmission member. And a third element connected to the differential state switching device, wherein the differential state switching device is configured to rotate any two of the first element to the third element and / or rotate the second element in a non-rotating manner.
  • An engagement device connected to the member for example, a friction engagement device, wherein the switching control means releases the engagement device and relatively rotates the first element, the second element, and the third element relative to each other; And the at least two of the first element, the second element, and the third element are connected to each other by engaging the engagement device, or the second element thereof.
  • the power distribution mechanism is easily configured, and the continuously variable transmission state and the continuously variable transmission state are easily controlled by the switching control means.
  • the predetermined condition of the vehicle is determined based on a preset high-speed traveling determination value, and the switching control
  • the control means controls the engagement device so that the second element is in a non-rotating state when the actual vehicle speed exceeds the high-speed traveling determination value.
  • the gist of the invention according to claim 53 is that the predetermined condition of the vehicle is determined based on a preset high-power travel determination value, and the switching control unit includes the drive control unit.
  • the engagement device is controlled so that at least two of the first element, the second element, and the third element are interconnected when a force-related value exceeds the high-power traveling determination value. is there. In this way, for example, when the driving force-related value such as the required driving force or the actual driving force exceeds the high-power running determination value set on the high-power side, the three components of the power distribution mechanism are selected.
  • the maximum value of the electric energy transmitted by the motor when the engine output is transmitted to the drive wheels exclusively through a mechanical power transmission path and operates as an electric continuously variable transmission is defined.
  • the electric motor or the vehicle control device including the electric motor can be made smaller, and the gist of the invention according to claim 54 is that the power distribution mechanism is a planetary gear device, The element is a carrier of the planetary gear set, the second element is a sun gear of the planetary gear set, the third element is a ring gear of the planetary gear set, and the engaging device is the carrier, It is provided with a clutch that interconnects any two of the sun gear and the ring gear and / or a brake that couples the sun gear to a non-rotating member. With this configuration, the axial size of the power distribution mechanism can be reduced, and the power distribution mechanism can be easily configured with one planetary gear device.
  • the gist of the invention according to claim 55 is that the planetary gear device is a single-view type planetary gear device. This reduces the axial dimension of the power distribution mechanism and reduces the power distribution mechanism to one single pinion type planetary gear. It is simply constructed by the vehicle device.
  • the switching control means is configured to mutually connect the carrier and the sun gear in order to make the single pinion type planetary gear device a transmission having a transmission ratio of 1.
  • the engaging device is controlled so that the sun gear is in a non-rotating state so that the single pinion type planetary gear device is a speed-up transmission having a speed ratio smaller than 1.
  • the power distribution mechanism can be easily controlled by the switching control means as a transmission having a single-stage or multiple-stage constant speed ratio by one single pinion type planetary gear device.
  • the gist of the invention according to claim 57 is that the planetary gear device is a double pinion type planetary gear device. With this configuration, the axial size of the power distribution mechanism can be reduced, and the power distribution mechanism can be easily configured by one double pinion type planetary gear device.
  • the gist of the invention according to claim 58 is that the switching control means interconnects the carrier and the sun gear so that the double pinion type planetary gear device is a transmission having a speed ratio of 1.
  • the engagement device is controlled so that the sun gear is in a non-rotating state in order to make the double pinion type planetary gear device a reduction gear transmission having a gear ratio larger than 1.
  • the power distribution mechanism is easily controlled by the switching control means as a transmission having a single-stage or multiple-stage constant speed ratio by one double pinion type planetary gear device.
  • the gist of the invention according to claim 59 is that the transmission state switching type speed change mechanism is provided in series with the power distribution mechanism between the transmission member and the drive wheel. And the speed ratio of the shift state changeover type transmission mechanism is formed based on the speed ratio of the automatic transmission. In this way, a wide range of driving force can be obtained by utilizing the speed ratio of the automatic transmission.
  • the gist of the invention according to claim 60 is that an overall speed ratio of the shift state switching type transmission mechanism is formed based on a speed ratio of the power distribution mechanism and a speed ratio of the automatic transmission. Things.
  • the automatic transmission is a stepped automatic transmission.
  • the power distribution mechanism and the stepped automatic transmission form a continuously variable transmission in a continuously variable transmission state, and the power distribution mechanism and the stepped automatic transmission are configured.
  • a stepped automatic transmission in a stepped shifting state is configured with the transmission.
  • the gist of the invention according to claim 61 is that the shift of the stepped automatic transmission is executed based on a shift diagram stored in advance. With this configuration, the shift of the stepped automatic transmission is easily executed.
  • the gist of the invention according to claim 62 is that the switching control means sets the continuously variable transmission state of the transmission state switching type transmission mechanism in a partial area of a vehicle rain state, that is, when the vehicle is traveling. It is used only in some driving areas and not in other driving areas. With this configuration, in the traveling region of the vehicle, for example, in a part of the traveling region suitable for continuously variable speed traveling, the shift state switching type transmission mechanism is in the electric continuously variable transmission state. Fuel efficiency is improved.
  • a second electric motor is directly connected to the transmission member.
  • the gist of the invention according to claim 63 for achieving the above object is a control device for a vehicle drive device for transmitting outputs from a plurality of drive sources to drive wheels, wherein (a) A switchable differential gear device interposed in a power transmission path from the plurality of drive sources to the drive wheels and capable of switching between a locked state and an unlocked state; and (b) the differential gear device based on predetermined conditions of the vehicle.
  • Switching control means for selectively switching the switchable differential gear device between the lip-locking state and the non-lip-locking state. With this configuration, the switching-type differential gear device is selectively switched between the unlocked state and the locked state by the switching control means based on a predetermined condition of the vehicle.
  • the above-mentioned switchable differential gear device When the vehicle is in the locked state, the areas to be operated in the unlocked state are low-medium-speed running and low-medium-power running of the vehicle. If the motor is used as another drive source in the unlocked state, the motor Therefore, the maximum value of the electric energy to be generated can be reduced, and the motor or the vehicle control device including the motor can be further downsized.
  • the switching differential gear device further comprises: a first electric motor; a power distribution mechanism for distributing an output of the engine to the first electric motor and a transmission member; and a power distribution mechanism between the transmission member and the drive wheel. And a second electric motor provided in the vehicle.
  • the power distribution mechanism has a first element connected to the engine, a second element connected to a first motor, and a third element connected to a second motor and a transmission member.
  • the power distribution mechanism may be in one of the non-locking state in which the switchable differential gear can operate as an electric differential and the locking state in which the switching-type differential gear does not operate as an electric differential.
  • a differential state switching device for enabling switching between the non-duck state and the duck state by controlling the differential state switching device. Switching. With this configuration, the differential state switching device is controlled by the switching control means, so that the switching differential gear device in the vehicle control device can be operated as an electric differential device in a non-locking state. And a locked state that does not operate as an electrical differential.
  • the differential state switching device switches the switching type differential gear device to one of the unlocked state and the locked state, and to any one of a plurality of shift speeds in the locked state.
  • the switching control means switches from the non-locking state to the locking state and controls the differential state switching device in accordance with a predetermined condition of the vehicle to change the switching state in the locking state. It also changes any of the multiple stages.
  • the differential state switching device is controlled by the switching control means, so that the switching type differential gear device in the vehicle control device can be operated as an electric differential device in a non-locking state.
  • the differential state switching device is controlled according to a predetermined condition of the vehicle, so that any one of the plurality of stages in the locked state is changed.
  • the switchable differential gear when the vehicle is running at low to medium speeds and at low to medium power, the switchable differential gear is unlocked to ensure the fuel efficiency of the vehicle.
  • the switching-type differential gear device does not operate as an electric differential, but is locked in accordance with high-speed running. The conversion loss between motive power and electricity generated when operating as a simple differential device is suppressed, so that fuel efficiency is improved.
  • the switching differential gear device In high-power running, the switching differential gear device is locked in accordance with high-power running, and the region in which it operates as an electric differential device is low-medium-speed running and low-medium-power running of the vehicle. Therefore, the maximum value of the electric energy transmitted by the motor can be reduced, and the motor or a vehicle control device including the motor can be further downsized.
  • the switching state is switched from the unlocked state to the locked state by the switching control means, and one of the plurality of stages in the locked state is changed by controlling the differential state switching device according to a predetermined condition of the vehicle. Therefore, an appropriate lock state can be obtained according to the vehicle traveling conditions such as high-speed traveling and high-power traveling.
  • the predetermined condition of the vehicle is determined based on a preset high-speed traveling determination value, and the switching control unit determines that an actual vehicle speed exceeds the high-speed traveling determination value.
  • the switching type differential gear device is brought into the lip state. In this way, for example, when the actual vehicle speed exceeds the high-speed running determination value set on the high vehicle speed side, the engine output is transmitted to the drive wheels exclusively through the mechanical power transmission path, and the electrical differential The conversion loss between motive power and electricity generated when operating as a device is suppressed, so that fuel efficiency is improved.
  • the high-speed running determination value is a value set in advance to determine the high-speed running of the vehicle.
  • the predetermined condition of the vehicle is determined based on a preset high-speed traveling determination value, and the switching control unit determines that an actual vehicle speed exceeds the high-speed traveling determination value.
  • the non-locking state of the switching type differential gear device is prohibited. In this way, for example, when the actual vehicle speed exceeds the high-speed traveling judgment value set on the high vehicle speed side, the non-tuck state of the switchable differential gear device is prohibited, and the electric differential device is used. Since the conversion loss between motive power and electricity generated during operation is suppressed, the output of the engine is transmitted to the drive wheels exclusively through a mechanical power transmission path, and the fuel efficiency of the vehicle is improved.
  • the predetermined condition of the vehicle is determined based on a preset high-power travel determination value, and the switching control means determines that the driving force-related value of the vehicle is the high-power travel.
  • the switching-type differential gear device is brought into the tuck state when the determination value is exceeded. In this way, if the driving force-related value such as the required driving force or the actual driving force exceeds the high-power running determination value set on the relatively high-power side, the engine is exclusively driven by the mechanical power transmission path.
  • the output of the motor is transmitted to the drive wheels and operated as an electric differential device, the maximum value of the electric energy transmitted by the motor can be reduced, and the motor or the vehicle control device including the motor can be made smaller.
  • the driving force-related values are the transmission torque and torque in the power transmission path such as the output torque of the engine, the output torque of the transmission, and the driving torque of the driving wheels, and the throttle opening required for the torque. It is a parameter that is directly or indirectly related to the driving force of the vehicle, such as the degree, etc. Further, the high-power running determination value is a value set in advance to determine the high-power running of the vehicle.
  • the predetermined condition of the vehicle is determined based on a preset high output traveling determination value
  • the switching control means includes a driving force-related value of the vehicle that is high output traveling.
  • the driving force-related value such as the required driving force or the actual driving force exceeds the high-power running determination value set on the relatively high-power side
  • the unlocked state of the switchable differential gear device is established. Is prohibited and the maximum value of the electric energy transmitted by the electric motor when operating as an electric differential is reduced, so that the output of the engine is transmitted to the drive wheels exclusively through a mechanical power transmission path.
  • the electric motor or the vehicle control device including the electric motor is further downsized.
  • the predetermined condition of the vehicle includes a high-speed travel determination line and a high-power travel determination line, and a previously stored switching diagram with the vehicle speed and the vehicle driving force as parameters. It is determined based on the vehicle speed and the driving force related value of the vehicle. In this way, a high vehicle speed determination or a high torque determination is easily determined.
  • the predetermined condition of the vehicle is a failure determination condition for determining a decrease in a function of a control device for setting the switchable differential gear device to the electrical non-hook state. That is, the switching control means sets the switching type differential gear device to the hook state when the failure determination condition is satisfied. With this configuration, even if the switching type differential gear device is normally in the unlocked state, it is preferentially locked in the locked state. In this case, the vehicle travel is almost the same as the travel in the lock state.
  • the predetermined condition of the vehicle is determined based on the preset failure determination condition, and the switching control means performs the switching type difference when the failure determination condition is satisfied.
  • the non-locking state of the dynamic gear device is prohibited. In this way, for example, when it is determined that the function of the control device for electrically bringing the differential state into a differential state is reduced, the non-stick state of the switching type differential gear device is prohibited. moving gear is turned into the locked state even if not in a non-locked state, there the run ⁇ 1 in locked state but running substantially same vehicle run fi 1 in the non-mouth-click state is ensured. '
  • the power distribution mechanism includes a first element connected to the engine, a second element connected to the first electric motor, and a third element connected to the transmission member.
  • the differential state switching device may be an engagement device that connects any two of the first element to the third element to each other and / or the first element to a non-rotating member, for example, a friction engagement device.
  • the switching control means releases the engagement device to allow the first element, the second element, and the third element to rotate relative to each other, thereby setting the unlocked state; Locking by engaging the device to interconnect at least two of its first, second, and third elements or to render the first element non-rotating. It is. With this configuration, the power distribution mechanism is easily configured, and the switching control means can easily control the non-locking state and the locking state.
  • the predetermined condition of the vehicle is determined based on a preset high-speed traveling determination value
  • the switching control means is configured to determine that the actual vehicle speed exceeds the high-speed traveling determination value. And controlling the engagement device so that the first element is in a non-rotation state when the first element is turned.
  • the actual vehicle speed is set to the higher vehicle speed side
  • the engine output is transmitted to the drive wheels exclusively through the mechanical power transmission path, and the conversion loss between power and electricity generated when the engine operates as an electric differential device. Is suppressed, so that fuel efficiency can be improved.
  • the predetermined condition of the vehicle is determined based on a preset high-power travel determination value, and the switching control means sets the driving force-related value to the high-power travel determination value. And controlling the engagement device so that at least two of the first element, the second element, and the third element are connected to each other when the distance exceeds the limit.
  • the driving force-related value such as the required driving force or the actual driving force exceeds the high-power running determination value set on the high-power side
  • at least two of the three elements of the power distribution mechanism are used. Since the motors are connected to each other, the maximum value of the electric energy transmitted by the motor can be reduced when the output of the engine is transmitted to the drive wheels only by a mechanical power transmission path to operate as an electric differential.
  • the electric motor or a vehicle control device including the electric motor is further downsized.
  • the power distribution mechanism is a planetary gear set
  • the first element is a carrier of the planetary gear set
  • the second element is a sun gear of the planetary gear set
  • the third element is Is a ring gear of the planetary gear device
  • the engagement device includes a clutch that interconnects any one of the carrier, the sun gear, and the ring gear and / or a brake that couples the sun gear to a non-rotating member.
  • the planetary gear set is a single pinion type planetary gear set.
  • the switching control means connects the carrier and the sun gear to each other so as to make the single pinion type planetary gear device a transmission having a transmission ratio of 1, or the single pinion type planetary gear device.
  • the engagement device is controlled so that the sun gear is in a non-rotating state so that the gear device is a speed-up transmission having a speed ratio smaller than 1. In this way, a single pinion type with one power distribution mechanism A transmission having a single-stage or multiple-stage constant speed ratio by a planetary gear unit is easily controlled by the switching control means. .
  • the planetary gear set is a double pinion type planetary gear set.
  • the axial size of the power distribution mechanism is reduced, and the power distribution mechanism is easily configured by one double pinion type planetary gear device.
  • the switching control means connects the carrier and the sun gear to each other so as to make the double pinion type planetary gear device a transmission having a transmission ratio of 1, or the double pinion type planetary gear device.
  • the engagement device is controlled so that the sun gear is in a non-rotating state so that the transmission is a reduction transmission having a transmission ratio greater than 1.
  • the power distribution mechanism can be easily controlled by the switching control means as a transmission having a single-stage or multiple-stage constant speed ratio by one double pinion type planetary gear device.
  • the vehicle drive device provided with the switchable differential gear device further includes an automatic transmission between the transmission member and the drive wheel, and a speed ratio of the automatic transmission.
  • the speed ratio of the vehicle drive device is formed based on the speed ratio. In this way, a wide range of driving force can be obtained by utilizing the speed ratio of the automatic transmission.
  • an overall speed ratio of the vehicle drive device is formed based on a speed ratio of the power distribution mechanism, that is, a speed ratio of the switching differential gear device and a speed ratio of the automatic transmission. It is. With this configuration, a wide range of driving force can be obtained by utilizing the speed ratio of the automatic transmission, so that the efficiency of control as an electrical differential in the switching differential gear device can be reduced. Can be further enhanced.
  • the automatic transmission is a stepped automatic transmission. With this configuration, the switchable differential gear device, the stepped automatic transmission, and the continuously variable transmission that are in the non-locking state in the vehicle drive device are configured, and are locked.
  • the stepped automatic transmission is composed of the switching differential gear device and the stepped automatic transmission.
  • the shift of the stepped automatic transmission is executed based on a shift diagram stored in advance. In this way, the shift of the stepped automatic transmission Easy to implement.
  • the switching control thrust means changes the non-tuck state, that is, the differential state, of the switching type differential gear device into a partial area of the vehicle state, that is, during the running of the vehicle. It is used only in some driving areas and not in other driving areas. In this manner, in a rainy region, the differential gear device operates in a differential state operable as an electric differential, for example, in a part of the traveling region suitable for continuously variable speed traveling. As a result, the fuel efficiency of the vehicle is improved.
  • a second electric motor is directly connected to the transmission member.
  • it is sufficient to output a low torque to the output shaft of the automatic transmission, so that the size of the second electric motor is further reduced.
  • the gist of the invention according to claim 65 for achieving the above object is a control device for a vehicle drive device for transmitting the output of an engine to drive wheels, comprising: A transmission state switching type transmission mechanism capable of switching between a continuously variable transmission state and a constant transmission ratio state operable as a step transmission; and (b) a vehicle speed and a vehicle load or an output of a vehicle drive device based on a predetermined relationship. And a switching control means for selectively switching the transmission state switching type transmission mechanism to any one of the continuously variable transmission state and the constant transmission ratio state based on the torque.
  • a control device that includes the above-mentioned shift state switching type transmission mechanism and the above-mentioned switching control means and appropriately performs a shift control in a transmission mechanism that can operate as an electric continuously variable transmission is provided. be able to.
  • the gist of the invention according to claim 66 for achieving the above object is a control device for a vehicle drive device for transmitting the output of an engine to drive wheels, comprising: A transmission state switching type transmission mechanism capable of switching between a continuously variable transmission state operable as a stepped transmission and a stepped transmission state operable as a stepped transmission; and (b) a vehicle speed and a vehicle based on a predetermined relationship.
  • Switching control means for selectively switching the transmission state switching type transmission mechanism to one of the continuously variable transmission state and the stepped transmission state based on a load or an output torque of a vehicle drive device. It is assumed that.
  • the transmission state switching type transmission mechanism and the switching control unit are included. Therefore, it is possible to provide a control device that suitably performs a shift control in a transmission mechanism that can operate as an electric continuously variable transmission. .
  • the gist of the invention according to claim 67 for achieving the above object is a control device for a vehicle drive device for transmitting the output of an engine to drive wheels, comprising: A transmission state switching type transmission mechanism capable of switching between a continuously variable transmission state and a constant transmission state operable as a stepped transmission; and (b) controlling the vehicle speed and vehicle load or the output torque of the vehicle drive device.
  • a control map in which a first region in which the shift state switching type transmission mechanism is in the continuously variable transmission state and a second region in which the shift state switching type transmission mechanism is in the constant speed change state are defined.
  • switching control means for selectively switching the variable speed state switching type transmission mechanism to one of the continuously variable transmission state and the constant transmission state based on the control map. Things.
  • the gist of the invention according to claim 68 for achieving the above object is a control device for a vehicle drive device for transmitting the output of an engine to drive wheels, comprising: A transmission state switching type transmission mechanism capable of switching between a continuously variable transmission state operable as a stepped transmission and a stepped transmission state operable as a stepped transmission; and (b) vehicle speed and vehicle load or vehicle driving device. A first area in which the transmission state switching type transmission mechanism is set to the stepless transmission state, and a second area in which the transmission state switching type transmission mechanism is set to the stepped transmission state. And (c) switching control means for selectively switching the shift state switching type transmission mechanism to one of the stepless shift state and the stepped shift state based on the control map. , Including It is.
  • the transmission state switching type transmission mechanism since the transmission state switching type transmission mechanism, the control map in which the first region and the second region are defined, and the switching control means are included, the electric-power-free switching mechanism is provided.
  • a transmission mechanism that can be selectively operated as a step transmission and a stepped transmission, A control device that suitably performs the shift control with a simple program can be provided. .
  • the gist of the invention according to claim 69 for achieving the above object is that a differential mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a differential mechanism between the transmission member and the drive wheels.
  • a continuously variable transmission unit having a second electric motor provided in a power transmission path and functioning as an electric continuously variable transmission; and forming a part of the power transmission path and functioning as a stepped automatic transmission.
  • a control device for a vehicle drive device comprising: (a) a differential mechanism provided in the differential mechanism, wherein the stepless transmission unit is an electric stepless transmission; A differential state switching device that selectively switches the differential mechanism between a differential state that can be performed and a locked state that is non-differential, and (b) a shift line that switches a gear stage according to predetermined control parameters are defined. And the first control system used for the shift control of the stepped automatic transmission. The same control Roh, and flop, and (c) a first control map. A differential region for setting the differential state and a non-differential region for setting the non-differential state are defined by a radiator, and switching control between the differential state and the non-differential state by the differential state switching device is performed. And a second control map used for the second control map.
  • the differential state switching device, the first control map, and the second control map are included, the shift control of the stepped automatic transmission and the electric continuously variable transmission can be performed. It is possible to provide a control device that suitably performs a shift control by a simple program in a transmission mechanism that can be selectively operated as a stepped transmission.
  • the gist of the invention according to claim 70 for achieving the above object is that a differential mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a differential mechanism for transmitting the output member and the drive wheel.
  • the gist of the invention according to claim 71 for achieving the above object is that a differential mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a differential mechanism for transmitting the output member and the drive wheel.
  • a region for determining at least one driving force source that generates driving force among the engine, the first electric motor, and the second electric motor according to the lame is defined according to the determined driving force source, and the driving force source is defined.
  • a first control map used for the selection control of (a), and (c) the first control map In the same control as that described above, a continuously variable transmission region in which the continuously variable transmission state is established and a continuously variable K transmission region in which the continuously variable transmission state is established by the lame control are defined, and the stepless transmission by the transmission state switching type transmission mechanism is performed.
  • a second control map used for switching control between a stepped state and a stepped state is included.
  • the transmission state switching type transmission mechanism, the first control map, and the second control map are included, the transmission is selected as an electric continuously variable transmission or a stepped transmission. It is possible to provide a control device that suitably performs the shift control and the selection control of the driving force source in the transmission mechanism that can be operated in a simple manner by a simple program.
  • the control parameter is a vehicle speed and a vehicle load or an output torque of a vehicle drive device.
  • the control parameter is a vehicle speed and a vehicle load or an output torque of a vehicle drive device.
  • the gist of the invention according to claim 73 for achieving the other object is a control device for a vehicle drive device for transmitting the output of an engine to drive wheels, comprising: A speed-changeable transmission mechanism capable of switching between a continuously variable transmission state operable as a simple continuously variable transmission and a continuously variable transmission state operable as a stepped transmission; and (b) the continuously variable transmission state and Switching for selectively switching the shift state switching type transmission mechanism between the stepless shift state and the stepped shift state based on which of the stepped shift states the fuel consumption rate of the vehicle is good. And control means.
  • the transmission state switching type transmission mechanism capable of switching between a continuously variable transmission state operable as an electric continuously variable transmission and a stepped transmission state operable as a stepped transmission.
  • the switching control means selectively switches between the stepless shift state and the stepped shift state based on which of the stepped shift state and the stepped shift state has a better fuel consumption rate of the vehicle during traveling. Power, power, and appropriate driving that further improves fuel efficiency can be obtained. ⁇
  • the gist of the invention according to claim 74 is that the fuel consumption rate of the invention according to claim 73 is sequentially calculated from the vehicle state.
  • the fuel consumption rates in the continuously variable transmission state and the stepped transmission state are sequentially calculated, and the transmission state of the transmission state switching type transmission mechanism is set to a fuel-efficient traveling state.
  • the apparatus further comprises a fuel consumption rate calculating means for sequentially calculating the fuel consumption rate from a vehicle state.
  • the fuel consumption rates in the continuously variable shift state and the stepped shift state are sequentially calculated by the fuel consumption rate calculating means, and the shift state of the shift state switching type transmission mechanism is always a fuel-efficient running state. It is said.
  • the gist of the invention according to claim 75 is that, in the invention according to claim 74, the fuel consumption rate sequentially calculated from the vehicle state is an engine speed determined from a relationship stored in advance. It is to be calculated based on the fuel consumption rate. In this way, the fuel consumption rate of the vehicle is properly calculated.
  • the gist of the invention according to claim 76 is that, in the invention according to claim 74.75, the fuel consumption rate calculated from the vehicle state is determined based on the transmission efficiency from the engine to the driving wheels. It is something to be considered. In this way, the fuel consumption rate It must be calculated properly.
  • the vehicle further comprises a transmission efficiency calculating means for calculating the transmission efficiency from the engine to the driving wheels. With this configuration, the vehicle fuel consumption rate is appropriately calculated in consideration of the transmission efficiency calculated by the transmission efficiency calculation means. .
  • the gist of the invention according to claim 77 is that the transmission efficiency in the invention according to claim 76 changes according to the running resistance of the vehicle. In this way, the fuel consumption rate is properly calculated.
  • the gist of the invention according to claim 78 is that, in the invention according to claims 76 and 77, the transmission efficiency changes depending on a vehicle speed. In this way, the fuel consumption rate is properly calculated.
  • the gist of the invention according to claim 79 is that, in the invention according to claims 76 to 78, the transmission efficiency changes according to a driving force-related value of the vehicle. In this way, the fuel consumption rate is properly calculated.
  • the driving power-related values are the output torque of the engine, the output torque of the transmission, the transmission torque and torque in the power transmission path such as the drive torque of the drive wheels, the throttle opening required for the torque, and the accelerator operation amount. Such parameters are directly or indirectly related to the driving force of the vehicle.
  • the gist of the invention according to claim 80 is that, in the invention according to claim 73, the traveling in the continuously variable transmission state or the stepped transmission state has a higher fuel consumption rate.
  • the shift state switching type transmission mechanism switches the stepless shift state and the stepped shift state based on a current vehicle state based on a pre-stored relationship in which the region for the stepless shift state or the stepped shift state is set. It can be selectively switched to any of the gearshift states. With this configuration, the shift state of the shift state switching type transmission mechanism can be easily switched to a fuel-efficient traveling state.
  • the gist of the invention according to claim 81 is as follows.
  • the switching control means sets the shift state switching type transmission mechanism to the stepped shift state when an actual vehicle speed exceeds a preset high-speed traveling determination value.
  • the actual vehicle speed is set to the high vehicle speed set on the high vehicle speed side.
  • Exceeding the high-speed running determination value the output of the engine is transmitted to the drive wheels exclusively through the mechanical power transmission path, and the conversion loss between power and electricity generated when operating as an electric continuously variable transmission. Is suppressed, so that fuel efficiency can be improved.
  • the high-speed traveling determination value is determined in advance by an experiment in order to determine a high-speed traveling of a vehicle in which it is clearly advantageous in terms of fuel efficiency to switch the transmission state switching type transmission mechanism to the stepped transmission state without being based on the fuel consumption rate. This is a value determined and set in the above.
  • the switching control means inhibits the continuously variable transmission state of the transmission state switching type transmission mechanism when an actual vehicle speed exceeds a predetermined high-speed traveling determination value.
  • the continuously variable transmission state of the transmission state switching type transmission mechanism is prohibited, and the electronic continuously variable transmission is performed. Since the conversion loss between power and electricity generated when operating as a machine is suppressed, the output of the engine is transmitted to the drive wheels exclusively through a mechanical power transmission path, and the fuel efficiency of the vehicle is improved.
  • the switching control means includes a high-power traveling in which a driving force-related value of a vehicle is set in advance.
  • the transmission state switching type transmission mechanism is set to the stepped speed change state. In this way, for example, when the driving force-related value such as the required driving force or the actual driving force exceeds the high-output traveling determination value set on the relatively high output side, only the mechanical power transmission path is used.
  • the output of the engine is transmitted to the drive wheels to operate as an electric continuously variable transmission, the maximum value of the electric energy transmitted by the motor can be reduced, and the motor or a vehicle control device including the motor can be further miniaturized. Is done.
  • the above-mentioned high-power traveling determination value is determined based on whether the high-power traveling of a vehicle that needs to switch the transmission state switching type transmission mechanism to the stepped transmission state without being based on the fuel consumption rate, that is, the transmission state switching type transmission mechanism. This is a value that is set in advance to determine the high-power running of the vehicle that exceeds the engine output limit value determined based on the rated output of the motor that cannot be operated as a typical continuously variable transmission.
  • the switching control means changes the continuously variable transmission state of the transmission state switching type transmission mechanism when a driving force-related value of a vehicle exceeds a preset high output traveling determination value. It is prohibited.
  • the driving force-related value such as the required driving force or the actual driving force exceeds the high-output traveling determination value set on the relatively high-output side
  • the continuously variable transmission of the transmission state switching type transmission mechanism Since the state is prohibited and the maximum value of the electric energy transmitted by the electric motor when operating as an electric continuously variable transmission is reduced, the output of the engine is driven only by the mechanical power transmission path.
  • the motor or the vehicle control device including the motor is further downsized.
  • the gist of the invention according to claim 83 is that, in the invention according to claims 73 to 82, the switching control means controls the transmission state switching type transmission mechanism by the electric continuously variable transmission mechanism.
  • the shift state switching type transmission mechanism is set to the stepped shift state when a failure determination condition for determining a decrease in the function of the control device for setting the shift state is satisfied.
  • the switching control means is configured to execute the failure determining condition ⁇ for determining a decrease in the function of a control device for setting the transmission state switching type transmission mechanism to the electronic continuously variable transmission state. This inhibits the continuously variable transmission state of the transmission state switching type transmission mechanism.
  • the continuously variable shift state of the shift state switching type transmission mechanism is prohibited. Even when the mechanism is not in the continuously variable transmission state, the vehicle is in the stepped transmission state, so that the vehicle travels in a stepped manner but substantially the same as the stepless traveling is ensured.
  • the shift state switching type transmission mechanism includes a first electric motor, and a power distribution for distributing an output of the engine to the first electric motor and the transmission member. And a second motor provided between the transmission member and the drive wheel.
  • the power distribution mechanism includes a first element connected to the engine, a second element connected to the first motor, and a third element connected to the second motor and the transmission member. It has the following.
  • the power distribution mechanism changes the speed change type transmission mechanism to the continuously variable transmission state.
  • an operation state switching device for enabling switching to any one of the state and the stepped transmission state, wherein the switching control means controls the operation state switching apparatus to thereby control the continuously variable transmission state.
  • the stepped shifting state is selectively switched.
  • the operation state switching device is controlled by the switching control means, so that the transmission state switching type transmission mechanism in the vehicle rain control device has a continuously variable transmission state in which it can operate as a continuously variable transmission. It can be easily switched to a stepped shift state that can operate as a stepped transmission.
  • the gist of the invention according to claim 85 is that, in the invention according to claim 84, the power distribution mechanism is connected to a first element connected to the engine and the first electric motor. A second element and a third element connected to the transmission member, wherein the operating state switching device is configured to connect any two of the first to third elements to each other.
  • an engagement device for connecting the second element to the non-rotating member for example, a friction engagement device
  • the switching control means releases the engagement device to release the first element, the second element, And the third element is relatively rotatable relative to each other, so that the continuously variable transmission state is established.
  • the power distribution mechanism is easily configured, and the continuously variable transmission state and the continuously variable transmission state are easily controlled by the switching control means.
  • the gist of the invention according to claim 86 is that, in the invention according to claim 85, the power distribution mechanism is a planetary gear device, and the first element is a planetary gear.
  • the second element is a sun gear of the planetary gear device
  • the third element is a ring gear of the planetary gear device
  • the engagement device is one of the carrier, the sun gear, and the ring gear.
  • / or a brake that connects the sun gear to a non-rotating member.
  • the gist of the invention according to claim 87 is that, in the invention according to claim 86, the planetary gear device is a single pinion type planetary gear device. This By doing so, the axial size of the power distribution mechanism is reduced, and the power distribution mechanism is easily constituted by one single pinion type planetary gear device.
  • the gist of the invention according to claim 88 is that, in the invention according to claim 87, the switching control means includes a transmission having a single-pinion type planetary gear device having a speed change ratio of 1.
  • the switching control means includes a transmission having a single-pinion type planetary gear device having a speed change ratio of 1.
  • the single-pinion type planetary gear device In order to make the single-pinion type planetary gear device a speed-up transmission with a gear ratio smaller than 1, the carrier and the sun gear are connected to each other, or the engagement is performed so that the sun gear is not rotated. It controls the equipment.
  • the power distribution mechanism can be simply formed by the switching control means as a transmission having a single-stage or multiple-stage constant speed ratio by one single pinion type planetary gear device.
  • the gist of the invention according to claim 89 is that, in the invention according to claim 88, the transmission state switching type transmission mechanism includes the power distribution mechanism between the transmission member and the drive wheel. And an automatic transmission provided in series with the transmission, and the speed ratio of the shift state switching type transmission mechanism is formed based on the speed ratio of the automatic transmission. In this way, a wide range of driving force can be obtained by utilizing the speed ratio of the automatic transmission.
  • the gist of the invention according to claim 90 is that, in the invention according to claim 89, the shift state switching type is based on a gear ratio of the power distribution mechanism and a gear ratio of the automatic transmission.
  • the overall speed ratio of the speed change mechanism is formed.
  • the automatic transmission is a stepped automatic transmission.
  • the continuously variable transmission in the continuously variable transmission state is constituted by the power distribution mechanism and the stepped automatic transmission in the transmission state switching type transmission mechanism.
  • the step-type automatic transmission is constituted by the step-type automatic transmission in the step-variable shifting state.
  • the gist of the invention according to claim 91 is that, in the invention according to claims 89 and 90, the automatic transmission is a stepped automatic transmission, and the stepped automatic transmission is The shift of the transmission is executed based on a shift diagram stored in advance. With this configuration, the shift of the stepped automatic transmission is easily executed.
  • a second electric motor is directly connected to the transmission member.
  • it is sufficient to output a low torque to the output shaft of the automatic transmission, so that the size of the second electric motor is further reduced.
  • the gist of the invention according to claim 92 is as follows: (a) Of the three elements, the first element is connected to the first electric motor, the second element is connected to the prime mover, and the third element is the output.
  • a continuously variable transmission electrically driven by a continuously variable transmission including a differential gear device connected to a shaft and a second electric motor operatively connected to a power transmission path between an output shaft and a drive wheel.
  • a step-variable transmission unit provided in the power transmission path and configured to perform a step-variable transmission.
  • the stepless transmission unit includes a stepless transmission unit.
  • a gear ratio control means for controlling the gear ratio of the stepped gear portion and the gear ratio of the continuously variable gear portion in a continuously variable speed running state in which gear shifting operation is performed so as to obtain optimum fuel efficiency.
  • the speed ratio control means controls the speed ratio of the stepped variable speed portion. Since the control and the speed ratio of the continuously variable transmission portion are controlled so as to obtain the optimum fuel efficiency, the optimum fuel efficiency of the vehicle can be obtained as compared with the case where the speed ratio is individually controlled. For example, by controlling the speed ratio of the stepped transmission unit so that the reverse rotation of the first motor of the continuously variable transmission unit does not occur during relatively high-speed steady running, optimal fuel economy can be obtained for the entire vehicle .
  • the gist of the invention according to claim 93 is as follows: (a) Of the three elements, the first element is connected to the first motor, the second element is connected to the prime mover, and the third element is output.
  • a continuously variable transmission that is electrically operated by a continuously variable transmission, including a differential gear device connected to a power shaft, and a second electric motor operatively connected to a power transmission path between the output shaft and the drive wheels.
  • a control unit g for a vehicle drive device comprising: a transmission unit; and (b) a stepped transmission unit provided in the power transmission path and configured to be stepped, and (c) the stepless transmission unit In the stepless speed change control mode in which the stepless speed change operation is performed, the stepless speed A gear ratio control means for changing the gear ratio of the gear unit is included.
  • the transmission of the stepped transmission unit is controlled by a speed ratio control unit. Since the speed ratio of the continuously variable transmission portion is changed in accordance with the ratio, the speed ratio of the continuously variable transmission portion and the continuously variable transmission portion is controlled so that the vehicle as a whole has high transmission efficiency.
  • the gist of the invention according to claim 94 is that, in the invention according to claim 1 or claim 2, the speed ratio control means is configured to control the efficiency of the first electric motor and the second An object is to control a speed ratio of the stepped transmission portion and a speed change ratio of the continuously variable transmission portion based on the efficiency of the electric motor.
  • the speed ratio control means is configured to control the first motor of the continuously variable transmission portion. Since the speed ratio of the stepped transmission portion and the speed ratio of the continuously variable transmission portion are controlled based on the efficiency and the efficiency of the first motor, the efficiency of the first motor and the efficiency of the first motor are considered. Then, since the speed ratio of the stepped transmission portion and the speed ratio of the continuously variable transmission portion are controlled, higher transmission efficiency and optimum fuel efficiency can be obtained.
  • the gist of the invention according to claim 95 is that, in the invention according to claim 92 or claim 93, the speed ratio control means adjusts a speed ratio of the stepped transmission portion. Thus, the output shaft rotation speed of the continuously variable transmission is changed.
  • the control device for a vehicle drive device of the invention according to claim 95 is that, in the invention according to claim 92 or claim 93, the speed ratio control means adjusts a speed ratio of the stepped transmission portion.
  • the output shaft rotation speed of the continuously variable transmission is changed.
  • the speed ratio control means changes the output shaft rotation speed of the continuously variable transmission portion by adjusting the speed ratio of the stepped transmission portion.
  • the gist of the invention according to claim 96 is that the continuously variable transmission portion switches between a continuously variable transmission state in which the gear ratio is continuously changed and a stepped transmission state in which the gear ratio is fixed. And a continuously variable speed traveling determining means for determining that the continuously variable transmission portion has been switched to the continuously variable transmission state by the switching device.
  • the speed ratio control means includes: The state has been switched to the continuously variable transmission state by the shift traveling determination means. Is determined, the speed ratio of the stepped transmission portion and the speed ratio of the continuously variable transmission portion are controlled so as to obtain optimum fuel efficiency.
  • the continuously variable transmission portion is capable of continuously changing the speed ratio.
  • engine fuel efficiency map storage means for storing an engine fuel efficiency map in advance
  • the speed ratio control means includes Target engine speed calculating means for determining a target engine speed of the engine based on the actual accelerator opening from a fuel efficiency map; and shifting of a stepped transmission unit for obtaining the target engine speed based on the actual vehicle speed.
  • a transmission ratio determining means for determining a transmission ratio and a transmission ratio of the continuously variable transmission unit.
  • the target engine speed calculating means calculates an equal horsepower curve corresponding to an engine output for satisfying a driver's required driving force based on the actual accelerator opening Acc based on the engine fuel efficiency map.
  • the engine speed corresponding to the intersection between the determined iso-horsepower curve and the optimum fuel efficiency curve is determined as the target engine speed.
  • the two speed ratio determining means determines a total speed ratio of a speed change mechanism for obtaining the target engine speed based on the target engine speed and an actual vehicle speed, and The transmission ratio of the stepped transmission portion and the transmission ratio of the continuously variable transmission portion for obtaining the total transmission ratio are determined so that the transmission efficiency of the entire transmission mechanism is maximized.
  • the two speed ratio determining means is more than the target engine speed.
  • a plurality of types of gear ratio candidate values for the stepped transmission unit that can generate a large engine rotation speed are set based on the actual vehicle speed V based on the relationship between the engine rotation speed and the vehicle speed. wherein for obtaining the target Enjin rotational speed N EM, on the basis of the toe evening Le gear ratio between its speed ratio candidate value to calculate the vehicle consumption per their gear ratio candidate value, gear ratio vehicle consumption is minimized
  • the candidate value is determined as the speed ratio of the stepped transmission portion, and the speed ratio of the continuously variable transmission portion is determined from the speed ratio and the total speed ratio for obtaining the target engine rotational speed.
  • the fuel consumption calculation formula calculates the fuel consumption of the vehicle based on the efficiency of the first motor and the efficiency of the second motor.
  • the transmission provided between the output shaft and the drive wheels is selected, for example, by a planetary gear type stepped transmission composed of a plurality of sets of planetary gear devices, or a synchronous coupling device. It consists of a continuously meshing parallel single-shaft type stepped transmission in which a plurality of gear pairs having different gear ratios that are capable of transmitting power are provided between two parallel shafts.
  • the differential gear device is configured to electrically control a rotation speed of a first electric motor connected to the first element, thereby obtaining a ratio between an input shaft rotation speed and an output shaft rotation speed. It is operated as an electric continuously variable transmission whose gear ratio is continuously changed.
  • a switching device for switching the stepped transmission portion having the differential gear device between a differential state and a locked state.
  • the switching device includes a clutch provided between a first element and a second element of the differential gear device, and integrally rotates the three elements of the differential gear device by engagement of the clutch.
  • the differential gear device preferably comprises a planetary gear device including a sun gear, a ring gear, and a carrier rotatably supporting a planetary gear meshing with the sun gear and the ring gear.
  • it may be constituted by a pair of bevel gears connected to the input shaft and the output shaft, and a rotating element rotatably supporting a pinion meshing with the pair of bevel gears.
  • the stepped transmission unit may be a planetary gear type stepped transmission or a stepped continuously variable transmission in which the speed change ratio is changed stepwise.
  • the switching device for switching the differential gear device between the differential state and the locked state is a hydraulic device that selectively connects a part of the components of the differential gear device to each other or to a non-rotating member.
  • a frictional engagement device, a powder (magnetic powder) clutch, an electromagnetic clutch, an engagement type dog clutch, and other magnetic powder type, an electromagnetic type, and a mechanical type engagement device It is provided so as to be operatively connected to any part of the power transmission path from the output shaft of the differential gear device to the drive wheels.
  • the second motor is connected to any one of the rotating members such as the output shaft of the differential gear device, a rotating member in the automatic transmission provided in the power transmission path, and the output shaft of the automatic transmission. Is also good.
  • the invention according to claim 97 for achieving the above object is characterized in that: (a) a power distribution mechanism that distributes the output of the engine to the first electric motor and the transmission member; A stepped automatic transmission, and a transmission device and a motor provided between the drive wheels thereof. (B)
  • the power distribution mechanism comprises a sun gear , Carrier, and ring gear form three elements, and the three elements are arranged in order from one end to the other on a collinear chart that can express the rotational speed of the three elements in a straight line. Assuming two elements, a first element, and a third element, the first element is connected to the engine, the second element is connected to the first electric motor, and the third element is connected to the transmission member.
  • 1st planetary gear device and its 1st a differential state switching device that selectively switches between a differential state in which the star gear device can be operated as an electric continuously variable transmission and a locked state in which the star gear device is deactivated.
  • the automatic transmission includes a second planetary gear device and a third planetary gear device, and the sun gear, the carrier, and a part of the ring gear of the second planetary gear device and the third planetary gear device are connected to each other.
  • the four rotational elements are composed of the four rotational elements, and the rotational speed of the four elements can be represented on a straight line.
  • the fourth element is selectively connected to the transmission member via a second clutch, and is not rotated via a first brake.
  • the fifth element is selectively connected to the transmission member via a third clutch, and is selectively connected to the non-rotating member via a second brake.
  • the element is connected to the output rotation member of the automatic transmission, the first element is selectively connected to the transmission member via a first clutch, and the first clutch, the second clutch, the third clutch, the first brake It is characterized in that the transmission is shifted in multiple stages according to the combination of the engagement operations of the second brake.
  • the invention according to claim 98 is the vehicle rain drive device according to claim 97, wherein the differential state switching device is a switching clutch for connecting the second element to the first element. And / or a switching brake for connecting the first element to a non-rotating member, and the first planetary gear unit is switched to the differential state by releasing the switching clutch and / or the switching brake, and The first planetary gear device is switched to the click state by engagement of a clutch or a switching brake.
  • the invention according to claim 99 is the vehicle drive device according to claim 98, wherein the switching clutch, the first clutch, and the second brake are engaged, and A first shift stage is formed, and a second shift stage having a lower gear ratio than the first shift stage is formed by engaging the switching clutch, the first clutch, and the first brake, and The clutch, the first clutch, and the third clutch are engaged to form a third shift speed having a lower speed ratio than the second shift speed, and the switching clutch, the third clutch, and the third
  • the fourth shift stage having a smaller gear ratio than the third shift stage is formed by engagement of the first brake, and the third clutch, the switching brake, and the first brake are engaged.
  • the fourth change Wherein the fifth gear position the speed ratio is small is formed than stage.
  • the invention according to claim 100 is the vehicle drive device according to any one of claims 97 to 99, wherein the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, and a second carrier.
  • a single pinion type first planetary gear train having a ring gear, and a double pinion type third planetary gear having a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear.
  • a star gear device wherein the fourth element is the second sun gear, the fifth element is the second carrier and the third carrier, and the first element is the second ring gear and the second carrier. It is a third ring gear, and the seventh element is a third sun gear thereof. .
  • the invention according to claim 101 is the vehicle drive device according to any one of claims 97 to 99, wherein the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier,.
  • a double pinion type planetary gear set having two ring gears; and a single pinion type third planetary gear set having a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear, and the fourth element has a second element.
  • the invention according to claim 102 is the vehicle drive device according to any one of claims 97 to 99, wherein the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, and a second gear.
  • the invention according to claim 103 is the vehicle drive device according to any one of claims 97 to 99, wherein the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, and a second carrier.
  • a double pinion type second planetary gear device having a ring gear; and a single pinion type third planetary gear device having a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear.
  • the invention according to claim 104 is the vehicle rain drive device according to any one of claims 97 to 99, wherein the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, and a second gear.
  • a third sun gear, the fifth element is the first ring gear, the sixth element is the second carrier and the third ring gear, and the seventh element is the second sun gear and the third carrier. It is characterized by the following.
  • the invention according to claim 105 is the vehicle drive device according to any one of claims 97 to 99, wherein the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, and a ring gear. And a single pinion-type third planetary gear device including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear, and the fourth element includes a second sun gear.
  • the fifth element is the second carrier and the third ring gear thereof
  • the sixth element is the second ring gear and the third carrier thereof
  • the seventh element is the third sun gear.
  • the invention according to claim 106 is the vehicle drive device according to any one of claims 97 to 99, wherein the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, and a second carrier.
  • a single pinion type second planetary gear device having a ring gear; and a single pinion type third planetary gear device having a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear, wherein the fourth element has a fourth element.
  • a third sun gear, the fifth element is the first ring gear, the sixth element is the second carrier and the third carrier, and the seventh element is the second sun gear and the third ring gear. It is characterized by that.
  • the invention according to claim 107 is the vehicle drive device according to any one of claims 97 to 99, wherein the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, and a second carrier.
  • a single pinion type second planetary gear set having a ring gear, and a third pinion type third gear having a third sun gear, a third carrier and a third ring gear.
  • the invention according to claim 108 is characterized in that: (a) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped type provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle drive system comprising: an automatic transmission; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (b) the power distribution mechanism includes a first sun gear, a first sun gear, A first pinion gear connected to the engine; a first sun gear connected to the first electric motor; and a first ring gear connected to the transmission member.
  • the automatic transmission includes a single pinion type second planetary gear device including a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear, and a double pinion type second gear device including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear.
  • a second sun gear is selectively connected to the transmission member via a second clutch, and is selectively connected to a non-rotating member via a first brake;
  • the second carrier and the third carrier are selectively connected to the transmission member via a third clutch and selectively connected to a non-rotating member via a second brake, and the second ring gear and the third ring gear are provided. Is connected to an output rotary member of the automatic transmission, and a third sun gear thereof is selectively connected to the transmission member via a first clutch. .
  • the invention according to claim 109 is characterized in that: (a) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped type provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle drive system comprising: an automatic transmission; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (b) the power distribution mechanism includes a first sun gear, a first sun gear, A carrier and a first ring gear, the first carrier being the engine The first sun gear is connected to the first electric motor, and the first ring gear electrically connects a single pinion type first planetary gear unit connected to the transmission member and the first planetary gear unit.
  • a differential state switching device for selectively switching between a differential state operable as a typical continuously variable transmission and an unlocked state for disabling the differential state.
  • the machine comprises a double pinion type second planetary gear train having a second sun gear, a second carrier and a second ring gear, and a single pinion type third planetary gear having a third sun gear, a third carrier and a third ring gear.
  • a second sun gear is selectively connected to the transmission member via a first clutch
  • the second carrier and the third sun gear are connected to the transmission member via a second clutch.
  • the second ring gear and the third carrier are selectively connected to the transmission member via a third clutch, and selectively connected to the non-rotating member via a first brake.
  • the third ring gear is selectively connected to a non-rotating member via a brake, and the third ring gear is connected to an output rotating member of the automatic transmission.
  • the invention according to claim 110 is characterized in that: (a) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped type provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle drive device comprising: an automatic transmission; and a first motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (b) the power distribution mechanism includes a first sun gear, a first sun gear, A first ring gear connected to the engine; a first sun gear connected to the first electric motor; and a first ring gear connected to the transmission member.
  • the automatic transmission is composed of a double pinion type second planetary gear unit having a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear, and a single pinion type planetary gear having a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear.
  • a third planetary gear unit, wherein the second sun gear and the third sun gear are selectively connected to the transmission member via a second clutch and are selected as non-rotating members via a first brake.
  • the second carrier and the third ring gear are selectively connected to the transmission member via a first clutch, and the second ring gear is selectively connected to the transmission member via a third clutch. It is connected and selectively connected to a non-rotating member via a second brake, and the third carrier is connected to an output rotating member of the automatic transmission.
  • the invention according to claim 11 includes: (a) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped type provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle drive system comprising: an automatic transmission; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (b) the power distribution mechanism includes a first sun gear, a first sun gear, A first pinion gear connected to the engine; a first sun gear connected to the first electric motor; and a first ring gear connected to the transmission member.
  • C before The automatic transmission is composed of a double pinion type second planetary gear unit having a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear, and a single pinion type planetary gear having a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear.
  • a second sun gear is selectively connected to the transmission member via a second clutch, and is selectively connected to a non-rotating member via a first brake;
  • the second carrier and its third sun gear are selectively connected to the transmission member via a first clutch, and the second ring gear and the third ring gear are selectively connected to the transmission member via a third clutch.
  • the third carrier is selectively connected to a non-rotating member via a second brake, and the third carrier is connected to an output rotating member of the automatic transmission.
  • the invention according to claim 112 is characterized in that: (a) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped type provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle drive device comprising: an automatic transmission; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel, (b) the power distribution mechanism includes a first sun gear , A first carrier, and a first ring gear, the first carrier being connected to the engine, the first sun gear being connected to the first electric motor, and the first ring gear being connected to the transmission member.
  • the automatic transmission is a single pinion type second planetary gear device including a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear;
  • a double pinion type third planetary gear device including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear, wherein the second sun gear and the third carrier are selected as the transmission members via the first clutch.
  • the second carrier and the third ring gear are rotatably connected to each other and connected to the output rotation member of the automatic transmission, and the second ring gear is connected to the transmission member via a third clutch.
  • the third sun gear is selectively connected to the transmission member via a second clutch, and the first sun gear is selectively connected to the non-rotating member via a second brake. And selectively connected to the non-rotating member via
  • the invention according to claim 113 is characterized in that (a) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped type provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle drive system comprising: an automatic transmission; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof.
  • the power distribution mechanism includes a first sun gear, a first sun gear, A first ring gear connected to the engine; a first sun gear connected to the first electric motor; and a first ring gear connected to the transmission member.
  • a first planetary gear set, and a differential state switching device that selectively switches between a differential state in which the first planetary gear set can be operated as an electric continuously variable transmission and a locked state in which the first planetary gear set is deactivated.
  • the automatic transmission includes a single pinion type second planetary gear unit having a second sun gear, a second carrier, and a ring gear, and a single pinion type third planetary gear having a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear.
  • a second sun gear selectively connected to the transmission member via a second clutch.
  • the second carrier and its third ring gear are selectively connected to the transmission member via a third clutch while being connected to the non-rotating member via the first brake.
  • the second ring gear and the third carrier are connected to an output rotating member of the automatic transmission, and the third sun gear is connected to the non-rotating member via a first clutch via a first clutch. It is characterized by being selectively connected to a member.
  • the invention according to claim 114 is characterized in that: (a) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped type provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle drive system comprising: an automatic transmission; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (b) the power distribution mechanism includes a first sun gear, a first sun gear, A first pinion gear connected to the engine; a first sun gear connected to the first electric motor; and a first ring gear connected to the transmission member.
  • the dynamic transmission includes a single pinion type second planetary gear device including a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear, and a single pinion type second planetary gear device including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear. And a second sun gear and a third ring gear thereof are selectively connected to the transmission member via a first clutch, and the second carrier and the third carrier are connected to the automatic transmission.
  • the second ring gear is selectively connected to the transmitting member via a third clutch, and is selectively connected to the non-rotating member via a second brake.
  • the sun gear is selectively connected to the transmission member via a second clutch and selectively connected to a non-rotating member via a first brake. I do.
  • the invention according to claim 115 is characterized in that: (a) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped type provided between the transmission member and the drive wheels. An automatic transmission, and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel. (B) the power distribution mechanism includes a first sun gear, a first carrier, and a first ring gear, the first carrier being connected to the engine, The first sun gear is connected to the first electric motor, and the first ring gear is a single pinion type first planetary gear device connected to the transmission member, and the first planetary gear device is connected to an electric continuously variable transmission.
  • the automatic transmission includes a second sun gear , A second pinion-type second planetary gear device including a second carrier, and a second ring gear, and a single pinion-type third planetary gear device including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear.
  • the second sun gear and the third sun gear are selectively connected to a non-rotating member via a first brake
  • the second carrier and the third ring gear are connected to an output rotating member of the automatic transmission
  • the two ring gears are selectively connected to the transmission member via a first clutch
  • the third carrier is selectively connected to the transmission member via a third clutch and a non-rotating member via a second brake.
  • the invention according to claim 116 is the vehicle rain drive device according to any one of claims 108 to 115, wherein the differential state switching device includes the first carrier and the first carrier.
  • the invention according to claim 117 is a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, an automatic transmission provided between the transmission member and the drive wheels, and a transmission for the transmission.
  • a vehicle drive device comprising: a member and a second electric motor provided between drive members thereof, wherein the automatic transmission includes a plurality of inputs selectively connected to an output shaft of the power distribution mechanism.
  • a clutch is provided, and a plurality of shift speeds are established by switching the engagement / disengagement state of the plurality of input clutches.
  • the invention according to claim 118 is the vehicle drive device according to claim 117, wherein the power distribution mechanism includes a sun gear, a carrier, and a ring gear.
  • the first element, the first element, and the third element are arranged in order from one end to the other end on a collinear chart in which the elements are configured and the rotational speeds of the three elements can be represented on a straight line.
  • the second element is connected to the first electric motor
  • the third element includes a first planetary gear unit connected to the transmission member. It is characterized.
  • the invention according to claim 119 is the vehicle drive device according to claim 118, wherein the power distribution mechanism is configured to operate the first planetary gear device as an electric continuously variable transmission.
  • a differential state switching device for selectively switching between a state and a locked state in which the state is deactivated is further provided.
  • the invention according to claim 120 is the vehicle drive device according to any one of claims 117 to 119, wherein the automatic transmission is a stepped automatic transmission.
  • the power distribution mechanism is electrically stepless by the differential state switching device.
  • the differential state switching device By selectively switching between a differential state in which the transmission can operate and a locked state in which the differential state is made non-differential, the effect of improving the fuel efficiency of the transmission in which the gear ratio can be electrically changed is achieved. It is possible to obtain a driving device that has both advantages of the high transmission efficiency of a gear transmission that mechanically transmits power. For example, if the power distribution mechanism is set to the differential state in the engine's normal output range where the vehicle runs at low to medium speeds and low to medium power, the fuel efficiency of the vehicle is secured and the power distribution at high speeds is achieved.
  • the mechanism If the mechanism is in the licking state and the output of the engine is transmitted to the drive wheels exclusively through the mechanical power transmission path, it will occur when the transmission is operated as a transmission whose gear ratio can be changed electrically. Since the conversion loss between power and electric energy is suppressed, fuel efficiency is improved. If the power distribution mechanism is locked during high-power running and the vehicle is operated as a low-medium-speed running and low-medium-power running range when the vehicle is operated as a transmission whose gear ratio can be changed electrically, Electric energy to be generated by the motive In other words, the maximum value of the electric energy transmitted by the motor can be reduced, and the motor or a vehicle drive device including the motor can be further downsized. Further, the automatic transmission is mainly composed of two planetary gear units. Therefore, since the axial dimension is relatively short, the axial dimension of the drive device including the same can be further reduced.
  • the invention according to claim 121 for achieving the above object is characterized in that: ( a ) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member; and a power distribution mechanism between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle drive device comprising: a stepped automatic transmission provided; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof.
  • the power distribution mechanism includes: The sun gear, the carrier, and the ring gear form three elements.On a collinear chart that can express the rotational speed of the three elements in a straight line, the three elements are sequentially arranged from one end to the other.
  • the first planetary gear unit to be connected and the (1) A differential state switching device that selectively switches between a differential state in which the planetary gear device can be operated as an electric continuously variable transmission and a locked state in which the planetary gear device is deactivated, c)
  • the automatic transmission includes a second planetary gear unit and a third planetary gear unit, and a part of the sun gear, the carrier, and the ring gear of the second planetary gear unit and the third planetary gear unit are connected to each other.
  • the four elements are formed, and the rotational elements of the four elements are arranged in order from one end to the other on a collinear diagram where the rotational speeds of the four elements can be represented on a straight line.
  • the fourth element is selectively connected to the transmission member via the first clutch and selected as the non-rotating member via the second brake.
  • the invention according to claim 122 is the vehicle drive device according to claim 111.
  • the differential state switching device includes: a switching clutch for connecting the second element to the first element and / or a switching brake for connecting the second element to a non-rotating member; and the switching clutch and / or Alternatively, the first planetary gear device is switched to the differential state by releasing the switching brake, and the first planetary gear device is switched to the open state by engagement of the switching clutch or the switching brake.
  • the invention according to claim 12 is the vehicle drive device according to claim 12, wherein the switching clutch, the first clutch, and the first brake are engaged to provide the largest gear ratio.
  • a first shift stage is formed, and a second shift stage having a lower speed change ratio than the first shift stage is formed by engaging the switching clutch, the second clutch, and the first brake, and By engaging the switching clutch, the first clutch, and the second clutch, a third shift speed having a smaller speed ratio than the second shift speed is formed, and the switching clutch, the second clutch, and By engaging the second brake, a fourth shift stage having a smaller gear ratio than the third shift stage is formed, and the second clutch, the switching brake, and the first brake are engaged.
  • you fifth gear position the speed ratio is small is formed than gear speed.
  • the invention according to claim 124 is the vehicle drive device according to any one of claims 121 to 123, wherein the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, and a second carrier.
  • a double pinion type second planetary gear device having a ring gear; a single pinion type third planetary gear device having a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear; and (2) a carrier and a third sun gear thereof, wherein the fifth element is the second ring gear, and the sixth element is the third sun gear.
  • a carrier, wherein the seventh element is a second sun gear and a third ring gear thereof.
  • the invention according to claim 125 is the vehicle drive device according to any one of claims 122 to 123, wherein the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, and a second carrier.
  • a double pinion-type second planetary gear device having a ring gear; a third pinion-type third planetary gear device having a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear; and the fourth element has a second carrier.
  • the invention according to claim 126 is the vehicle drive device according to any one of claims 121 to 123, wherein the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, and a second carrier.
  • the invention according to claim 127 is the vehicle drive device according to any one of claims 11 to 12, wherein the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear.
  • a second pinion-type second planetary gear unit including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear, and a single pinion-type third planetary gear unit including a third ring gear.
  • the invention according to claim 128 is characterized in that, in the vehicle drive device according to any one of claims 121 to 123, the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, And a double pinion-type second planetary gear device including a second ring gear and a third pinion-type third planetary gear device including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear.
  • the third sun gear, the fifth element is the second carrier, the six elements are the second ring gear and the third carrier, and the seventh element is the second sun gear and the third ring gear.
  • the invention according to claim 128 is the vehicle drive device according to any one of claims 121 to 123, wherein the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, and a second carrier.
  • a single pinion type second planetary gear device having a ring gear; a third pinion type third planetary gear device having a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear; and the fourth element is a second sun gear thereof.
  • the third sun gear, the fifth element is the second carrier, the sixth element is the second ring gear and the third ring gear, and the seventh element is the third carrier. It is characterized.
  • the invention according to claim 130 is the vehicle drive device according to any one of claims 121 to 123, wherein the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, and a second carrier.
  • a sun gear, the fifth element is a second carrier and a third carrier thereof, the six elements are a second ring gear and a third ring gear thereof, and the seventh element is a third sun gear thereof. It is characterized by the following.
  • the invention according to claim 13 is the vehicle drive device according to any one of claims 11 to 12, wherein the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, and a second gear.
  • the fifth element is the second ring gear and the third ring gear
  • the sixth element is the
  • the third carrier is characterized in that the seventh element is the second carrier and the third sun gear.
  • the invention according to claim 13 is the vehicle drive device according to any one of claims 12 to 12, wherein the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, and a second carrier.
  • a double pinion-type second planetary gear device having a ring gear; a third pinion-type third planetary gear device having a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear; and the fourth element is a second carrier.
  • the fifth element is the second ring gear and the third ring gear
  • the sixth element is the third carrier
  • the seventh element is the second sun gear and the third sun gear.
  • the invention according to claim 13 is the vehicle drive device according to any one of claims 12 to 13, wherein the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear.
  • a second pinion-type second planetary gear set comprising: a third pinion-type third planetary gear set including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear; and A second sun gear, the fifth element is the third ring gear, the sixth element is the second ring gear and the third carrier, and the seventh element is the second carrier and the third sun gear. It is characterized by the following.
  • the invention according to claim 13 is the vehicle drive device according to any one of claims 12 to 12, wherein the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, and a second gear.
  • a single pinion type second planetary gear unit having a ring gear, a third sun gear, a third carrier, and a single pinion type third planetary gear unit having a third ring gear; and the fourth element is a second sun gear thereof.
  • the third sun gear thereof, the fifth element is the second carrier, the sixth element is the second ring gear and the third carrier, and the seventh element is the third ring gear.
  • the invention according to claim 135 is the vehicle drive device according to any one of claims 121 to 123, wherein the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, A second planetary gear set of a single pinion type having a second ring gear and a third planetary gear set of a single pinion type having a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear, and the fourth element has a A second sun gear, the fifth element is the second carrier and the third ring gear, the sixth element is the second ring gear and the third carrier, and the seventh element is the third sun gear.
  • the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, A second planetary gear set of a single pinion type having a second ring gear and a third planetary gear set of a single pinion type having a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear
  • the fourth element has a A second sun gear
  • the fifth element is the second carrier and the third ring gear
  • the sixth element is the second ring
  • the invention according to claim 13 is the vehicle drive device according to any one of claims 12 to 12, wherein the automatic transmission includes a second sun gear, a second carrier, and a second carrier.
  • a single pinion type second planetary gear device having one ring gear; a third pinion type third planetary gear device having a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear; and the fourth element is a third sun gear thereof.
  • the fifth element is the second ring gear
  • the sixth element is the second carrier and the third carrier
  • the seventh element is the second sun gear and the third ring gear.
  • the invention according to claim 13 is characterized in that: (a) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped type provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle drive system comprising: an automatic transmission; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof.
  • the power distribution mechanism includes a first sun gear, a first sun gear, A first ring gear connected to the engine; a first sun gear connected to the first electric motor; and a first ring gear connected to the transmission member.
  • the automatic transmission is composed of a double pinion type second planetary gear train having a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear, and a single pinion type gear having a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear.
  • a third planetary gear set, the second sun gear and the third ring gear are selectively connected to a non-rotating member via a first brake, and the second carrier and the third sun gear are 1 is selectively connected to the transmission member via a clutch, and is selectively connected to a non-rotating member via a second brake, and the second and ring gears are selectively connected to the transmission member via a second clutch.
  • the third carrier is selectively connected to a non-rotating member via a third brake, and the third carrier is connected to an output rotating member of the automatic transmission.
  • the invention according to claim 13 is characterized in that: (a) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped type provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle drive system comprising: an automatic transmission; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (b) the power distribution mechanism includes a first sun gear, a first sun gear, A first pinion gear connected to the engine; a first sun gear connected to the first electric motor; and a first ring gear connected to the transmission member.
  • the automatic transmission includes a double pinion type second planetary gear unit having a second sun gear, a second carrier, and a third ring gear, and a single pinion type third planetary gear having a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear.
  • a second sun gear is selectively connected to a non-rotating member via a first brake, and the second carrier and the third sun gear are connected to the transmission member via a first clutch.
  • the second ring gear and the third carrier are selectively connected to the non-rotating member via a second brake, and the second ring gear and the third carrier are selectively connected to the transmission member via a second clutch.
  • a third ring gear is selectively connected to a non-rotating member via a third brake, and the third ring gear is connected to an output rotating member of the automatic transmission.
  • the invention according to claim 13 is characterized in that: (a) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped type provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle drive system comprising: an automatic transmission; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel, (b) the power distribution mechanism includes a first sun gear A first carrier and a first ring gear, the first carrier being connected to the engine, a first sun gear being connected to the first electric motor, and a first ring gear being connected to the transmission member.
  • a single pinion type first planetary gear set, and the first planetary gear set is selectively switched between a differential state in which it can be operated as an electric continuously variable transmission and a locked state in which it can be deactivated.
  • the automatic transmission includes a double planetary gearbox having a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear, and a third sun gear.
  • a third carrier, and a single-pinion type third planetary gear device having a third ring gear, and the second sun gear and the third sun gear are connected to the transmission member via a first clutch. And selectively connected to the non-rotating member via the second brake, and the second carrier is selectively connected to the non-rotating member via the first brake, the second ring gear and the second ring gear.
  • the third carrier is selectively connected to the transmission member via a second clutch and selectively connected to a non-rotating member via a third brake, and the third ring gear is configured to rotate the output rotation of the automatic transmission. It is characterized by being connected to a member.
  • the invention according to claim 140 is characterized in that: (a) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped type provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle drive system comprising: an automatic transmission; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof.
  • the power distribution mechanism includes a first sun gear, a first sun gear, A first pinion gear connected to the engine; a first sun gear connected to the first motor; and a first pinion connected to the transmission member.
  • Type first planetary gear set a differential state in which the first planetary gear set can be operated as an electric continuously variable transmission, and a differential state in which the first planetary gear set can be selectively switched between a locked state and an inoperative state.
  • the dynamic transmission includes a double pinion type second planetary gear device having a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear, and a single pinion type gear having a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear.
  • a third planetary gear set, and the second sun gear and the third sun gear are connected via a first clutch to the front.
  • the second carrier and the third ring gear are selectively connected to the transmission member and to the non-rotating member via the second brake, and the second carrier and the third ring gear are selectively connected to the non-rotating member via the first brake.
  • the second ring gear is selectively connected to the transmission member via a second clutch, and is selectively connected to the non-rotating member via a third brake.
  • the three carriers are connected to an output rotation member of the automatic transmission.
  • the invention according to claim 141 is characterized in that: (a) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped type provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle drive system comprising: an automatic transmission; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (b) the power distribution mechanism includes a first sun gear, a first sun gear, A first ring gear connected to the engine; a first sun gear connected to the first electric motor; and a first ring gear connected to the transmission member.
  • Type first planetary gear set a differential state in which the first planetary gear set can be operated as an electric continuously variable transmission, and a differential state in which the first planetary gear set can be selectively switched to a non-operable locked state.
  • the automatic transmission includes a double pinion type second planetary gear device including a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear, and a single pinion type including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear.
  • the second sun gear and the third ring gear are selectively connected to a non-rotating member via a first brake, and the second carrier is connected to the transmission via a second clutch.
  • the second ring gear and the third carrier are selectively connected to a member and to a non-rotating member via a third brake.
  • the second ring gear and the third carrier are connected to an output rotating member of the automatic transmission.
  • the sun gear is selectively connected to the transmission member via a first clutch, and is selectively connected to a non-rotating member via a second brake. That.
  • the invention according to claim 142 is: (a) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped type provided between the transmission member and the drive wheels. An automatic transmission, and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel.
  • the power distribution mechanism includes a first sun gear, a first carrier, and a first ring gear, the first carrier being connected to the engine, The first sun gear is connected to the first electric motor, and the first ring gear is connected to the transmission member by a single ⁇ 2 on type first planetary gear device, and the first planetary gear device is electrically connected to the first planetary gear device.
  • a differential state switching device that selectively switches between a differential state operable as a stepped transmission and an unlocked state in which it is deactivated, and (c) the automatic transmission includes: A single pinion type second planetary gear set including a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear; and a double pinion type third planetary gear set including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear.
  • the second sun gear and its third sun gear are selectively connected to the transmission member via a first clutch and selectively connected to a non-rotating member via a second brake, and the second carrier is connected to a second carrier.
  • the clutch is selectively connected to the transmission member via a two-clutch and selectively connected to a non-rotating member via a third brake, and the second ring gear and the third ring gear are output rotating members of the automatic transmission.
  • the third carrier is selectively connected to a non-rotating member via a first brake.
  • the invention according to claim 144 is characterized in that: (a) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped type provided between the transmission member and the drive wheels. And a first electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof. (B)
  • the power distribution mechanism includes a first sun gear, a first sun gear, A first carrier and a first ring gear, the first carrier being connected to the engine, the first sun gear being connected to the first electric motor, and the first ring gear being a single gear connected to the transmission member. Selectively switching between a union type first planetary gear set, a differential state in which the first planetary gear set can be operated as an electric continuously variable transmission, and a buckled state in which this is disabled.
  • the automatic transmission includes a single pinion type two planetary gear train including a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear, and a double pinion type third planetary gear including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear.
  • Planetary gear set The second sun gear is selectively connected to the transmission member via a first clutch, and is selectively connected to a non-rotating member via a second brake, and includes a second carrier and the second carrier.
  • the third carrier is selectively connected to the transmission member via a second clutch and selectively connected to a non-rotating member via a third brake, and the second ring gear and the third ring gear are connected to the automatic transmission.
  • a third sun gear is selectively connected to a non-rotating member through a first brake.
  • the invention according to claim 144 is: (a) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped type provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle drive system comprising: an automatic transmission; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (b) the power distribution mechanism includes a first sun gear, a first sun gear, A first pinion gear connected to the engine; a first sun gear connected to the first electric motor; and a first ring gear connected to the transmission member.
  • a first planetary gear set, and a differential state switching device that selectively switches between a differential state in which the first planetary gear set can be operated as an electric continuously variable transmission and a locked state in which the first planetary gear set is deactivated.
  • the automatic transmission includes a double pinion type second planetary gear unit including a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear, and a single pinion type second planetary gear including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear.
  • a second sun gear is selectively connected to the transmission member via a first clutch, and is selectively connected to a non-rotating member via a second brake.
  • the carrier and its third sun gear are selectively connected to a non-rotating member via a first brake, and the second ring gear and the third ring gear are selectively connected to the transmission member via a second clutch. And selectively connected to a non-rotating member via a third brake, the third carrier being connected to an output rotating member of the automatic transmission.
  • the invention according to claim 144 is characterized in that: (a) a power distribution mechanism that distributes the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and is provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle drive device comprising a stepped automatic transmission and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (b) the power distribution mechanism comprises: A sun gear, a first carrier, and a first ring gear, the first carrier being connected to the engine, the first sun gear being connected to the first electric motor, and the first ring gear being connected to the transmission member.
  • the automatic transmission is a double pinion type second planetary gear device including a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear; Third sun gear, third carrier, and And a single pinion type third planetary gear train having a third ring gear, the second sun gear and the third sun gear are selectively connected to a non-rotating member via a first brake, and the second carrier is It is selectively connected to the transmission member via a first clutch and is selectively connected to a non-rotating member via a second brake, and the second ring gear and the third ring gear are connected via a second clutch. And selectively connected to the non-rotating member via a third brake, and the third carrier is connected to the output rotating member of the automatic transmission. It is characterized by the following.
  • the invention according to claim 146 is characterized in that: (a) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped type provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle drive system comprising: an automatic transmission; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (b) the power distribution mechanism includes a first sun gear, a first sun gear, And a first ring gear, wherein the first carrier is connected to the engine, the first sun gear is connected to the first electric motor, and the first ring gear is a single pinion type connected to the transmission member.
  • the automatic transmission includes a double pinion type second planetary gear unit having a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear, a third sun gear, and a third key.
  • a single pinion type third planetary gear device having a third ring gear, the second sun gear of which is selectively connected to the transmission member via a first clutch and the second brake of the second sun gear.
  • the second carrier and the third sun gear are selectively connected to the non-rotating member via a first brake, and the second ring gear and the third carrier are selectively connected to the non-rotating member via a first brake.
  • the third ring gear is connected to the transmission member via a second clutch, and is selectively connected to the non-rotating member via a third brake. It is characterized in that it is.
  • the invention according to claim 147 is characterized in that: (a) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped type provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle drive device comprising: an automatic transmission; and a first motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof, wherein (b) the power distribution mechanism includes a first sun gear, a first sun gear, A first pinion gear connected to the engine; a first sun gear connected to the first electric motor; and a first ring gear connected to the transmission member.
  • the automatic transmission includes a single pinion-type second planetary gear set including a second sun gear, a second carrier, and a second ring gear, and a single pinion-type third planetary gear including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear.
  • a second sun gear and a third sun gear thereof are selectively connected to the transmission member via a first clutch and selectively connected to a non-rotating member via a second brake.
  • the second carrier is selectively connected to the transmission member via a second clutch, and is selectively connected to a non-rotating member via a third brake.
  • the second ring gear and the third carrier Is connected to an output rotating member of the automatic transmission, and a third ring gear thereof is selectively connected to a non-rotating member via a first brake. That.
  • the invention according to claim 148 is characterized in that: (a) the output of the engine is A power distribution mechanism for distributing to the transmission member, a stepped automatic transmission provided between the transmission member and the drive wheel, and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel (B) the power distribution mechanism includes a first sun gear, a first carrier, and a first ring gear, the first carrier being connected to the engine, The first sun gear is connected to the first electric motor, and the first ring gear is a single pinion type first planetary gear device connected to the transmission member, and the first planetary gear device is connected to an electric continuously variable transmission.
  • the automatic transmission includes a second sun gear, a second 2 Carrier and 2nd ring gear And a single pinion type third planetary gear device including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear, and the second sun gear is connected via a first clutch. And selectively connected to the non-rotating member via a second brake, and the second carrier and the third ring gear are selectively connected to the transmission member via a second clutch.
  • the second ring gear and the third carrier are connected to the output rotating member of the automatic transmission, and the third sun gear is connected to the non-rotating member via a third brake. It is characterized by being selectively connected to a non-rotating member via a first brake.
  • the invention according to claim 149 is characterized in that: (a) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member, and a stepped type provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle drive system comprising: an automatic transmission; and a second electric motor provided between the transmission member and the drive wheel thereof.
  • the power distribution mechanism includes a first sun gear, a first sun gear, And a first ring gear, wherein the first carrier is connected to the engine, the first sun gear is connected to the first electric motor, and the first ring gear is a single pinion type connected to the transmission member.
  • the clutch is selectively connected to the transmission member via a clutch, and selectively connected to a non-rotating member via a third brake, and the third sun gear is selectively connected to the transmission member via a first clutch. It is characterized by being connected and selectively connected to a non-rotating member via a second brake.
  • the invention according to claim 150 is the vehicle drive device according to any one of claims 1337 to 149, wherein the differential state switching device includes the first carrier and the first sun gear. And / or a switching brake for connecting the first sun gear thereof to a non-rotating member.
  • the invention according to claim 151 includes: (a) a power distribution mechanism for distributing the output of the engine to the first electric motor and the transmission member; and an automatic transmission provided between the transmission member and the drive wheels.
  • a vehicle drive device including a transmission member and a first electric motor provided between the drive wheel and the drive wheel.
  • the power distribution mechanism includes three elements including a sun gear, a carrier, and a ring gear. The three elements are arranged in order from one end to the other on the alignment chart that can express the rotational speeds of the three elements on a straight line.
  • the first element is connected to the engine, the second element is connected to the first electric motor, and the third element is provided with a planetary gear unit connected to the transmission member;
  • the transmission is configured to rotate the transmission member.
  • the speed can be increased and output.
  • the invention according to claim 15 is the vehicle drive device according to claim 15, wherein the power distribution mechanism is a differential that can operate the first planetary gear device as an electric continuously variable transmission.
  • a differential state switching device for selectively switching between a state and a locked state in which the state is deactivated is further provided.
  • a differential state switching device As a result, the power distribution mechanism can be selectively switched between a differential state in which it can operate as an electric continuously variable transmission and a locked state in which it can be made non-differential. It is possible to obtain a drive device that has both the advantages of improving the fuel efficiency of the transmission that can be changed and the high transmission efficiency of the gear transmission that mechanically transmits power.
  • the fuel efficiency of the vehicle is secured and If the distributing mechanism is in the locked state and the output of the engine is transmitted to the driving wheels exclusively through the mechanical power transmission path, it will occur when the transmission operates as a transmission whose gear ratio can be changed electrically. Since the conversion loss between the motive power and the electric energy is suppressed, fuel efficiency is improved.
  • the motor In other words, the maximum value of the electric energy transmitted by the motor can be reduced, and the motor or a vehicle drive device including the motor can be further downsized. Further, since the automatic transmission is mainly composed of two planetary gear units, the axial dimension is relatively short, so that the axial dimension of the drive unit including the automatic transmission can be further reduced.
  • the rotation speed of the transmission member can be increased by the automatic transmission. Therefore, even when the vehicle is running at high speed, the transmission member and the transmission member are rotated integrally. Since the rotation speed of the third element of the planetary gear set is relatively low, the first motor connected to the first element is rotated in the negative direction, that is, the first motor is supplied with electric power. The situation for rotating is reduced. As a result, fuel efficiency can be improved. ⁇ Brief description of the drawings
  • FIG. 1 illustrates the configuration of a drive device for a hybrid vehicle according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 shows the relationship between the shifting operation and the operation of the hydraulic friction engagement device used when the hybrid rain-driving device of the embodiment of FIG. 1 is operated steplessly or steppedly. It is an operation chart to explain.
  • FIG. 3 is an alignment chart for explaining the relative rotational speed of each gear when the hybrid vehicle rain drive device of the embodiment of FIG. 1 is operated in a stepped manner.
  • FIG. 4 is a diagram illustrating an example of a state of the power distribution mechanism when the state is switched to the continuously variable transmission state, and is a diagram corresponding to the power distribution mechanism portion in the alignment chart of FIG.
  • FIG. 5 is a diagram showing the state of the power distribution mechanism 16 when the transmission is switched to the stepped shift state by the engagement of the switching clutch C0, and the power distribution mechanism shown in the nomographic chart of FIG. It is a diagram corresponding to a part.
  • FIG. 6 is a diagram for explaining input / output signals of the electronic control device provided in the drive device of the embodiment of FIG.
  • FIG. 7 is a functional block diagram illustrating a main part of the control operation of the electronic control device of FIG.
  • FIG. 8 is a diagram showing a relationship stored in advance used for switching control between the stepless control area and the stepped control area in the switching control means of FIG.
  • FIG. 9 is an example of a shift operation device operated to select a plurality of types of shift positions including a shift lever.
  • FIG. 10 shows an example of a change in the engine rotation speed associated with an upshift in a stepped transmission.
  • FIG. 11 is a functional block diagram for explaining a main part of a control operation of an electronic control device according to another embodiment of the present invention, and is a diagram corresponding to FIG.
  • FIG. 12 is a diagram illustrating the switching operation of the switching control means in the electronic control device of the embodiment of FIG.
  • FIG. 13 is a flowchart illustrating a main part of the control operation of the electronic control device in the embodiment of FIG. 11.
  • FIG. 14 shows a configuration of a drive device for a hybrid vehicle according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a skeleton diagram to be described, and is a diagram corresponding to FIG.
  • FIG. 3 is an operation chart to be described, and is a view corresponding to FIG. 2.
  • FIG. 16 is a collinear diagram for explaining the relative rotational speed of each gear when the drive device of the hybrid vehicle of the embodiment of FIG. It is.
  • FIG. 17 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a drive device for a hybrid vehicle according to another embodiment of the present invention, and is a diagram corresponding to FIG.
  • FIG. 18 illustrates the relationship between the shift operation and the combination of the operation of the hydraulic friction engagement device used when the drive device of the hybrid vehicle according to the embodiment of FIG.
  • FIG. 3 is an operation chart, corresponding to FIG. 2.
  • FIG. 19 is a collinear diagram illustrating the relative rotational speed of each gear when the drive device of the hybrid vehicle according to the embodiment of FIG. 17 is operated in a stepped manner, and corresponds to FIG. 3. It is.
  • FIG. 20 illustrates the relationship between the shift operation and the combination of the operation of the hydraulic friction engagement device used when the drive device of the hybrid vehicle of the embodiment of FIG. It is an operation chart.
  • FIG. 21 is a collinear diagram illustrating the relative rotational speed of each gear when the drive device of the hybrid vehicle according to the embodiment of FIG. 17 is operated in a continuously variable transmission.
  • FIG. 22 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a drive device for a hybrid vehicle rain according to another embodiment of the present invention, and is a diagram corresponding to FIG.
  • FIG. 23 illustrates a relationship between a shift operation and a combination of operations of a hydraulic friction engagement device used when the drive device of the hybrid vehicle according to the embodiment of FIG. 22 is steppedly shifted.
  • FIG. 3 is an operation chart, corresponding to FIG. 2.
  • FIG. 24 is an alignment chart for explaining the relative rotational speed of each gear when the drive device of the hybrid vehicle according to the embodiment of FIG. FIG.
  • FIG. 25 illustrates the relationship between the shift operation and the combination of the operation of the hydraulic friction engagement device used when the drive device of the hybrid vehicle according to the embodiment of FIG. It is an operation chart.
  • FIG. 26 is an alignment chart for explaining the relative rotational speed of each gear when the drive device of the hybrid vehicle according to the embodiment of FIG. ⁇
  • FIG. 27 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a drive device for a hybrid vehicle according to another embodiment of the present invention, and is a diagram corresponding to FIG.
  • FIG. 28 shows the relationship between the shift operation and the operation of the hydraulic friction engagement device used when the drive device of the hybrid vehicle according to the embodiment of FIG. 2 '7 is operated steplessly or steppedly.
  • FIG. 3 is an operation chart for explaining FIG. '
  • FIG. 29 is a collinear diagram illustrating the relative rotational speeds of the respective gear stages when the hybrid rain-driving device of the embodiment of FIG. 27 is operated in a stepped manner, and corresponds to FIG. 3.
  • FIG. 29 is a collinear diagram illustrating the relative rotational speeds of the respective gear stages when the hybrid rain-driving device of the embodiment of FIG. 27 is operated in a stepped manner, and corresponds to FIG. 3.
  • FIG. 30 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a drive device for a hybrid vehicle according to another embodiment of the present invention, and is a diagram corresponding to FIG.
  • FIG. 31 shows the relationship between the shifting operation and the operation of the hydraulic friction engagement device used when the drive device of the hybrid vehicle of the embodiment of FIG. 30 is operated in a stepless or stepped variable speed operation. This is an operation diagram to be described, and is a diagram corresponding to FIG.
  • FIG. 32 is a collinear diagram illustrating the relative rotational speeds of the respective gears when the hybrid vehicle driving device of the embodiment of FIG. 30 is operated in a stepped speed change, and is a diagram corresponding to FIG. 3. It is.
  • FIG. 33 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a drive device for a hybrid vehicle according to another embodiment of the present invention, and is a diagram corresponding to FIG.
  • FIG. 34 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a drive device for a hybrid vehicle according to another embodiment of the present invention, and is a diagram corresponding to FIG.
  • FIG. 35 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a drive device for a hybrid vehicle according to another embodiment of the present invention, and is a diagram corresponding to FIG.
  • FIG. 36 shows the relationship between the shift operation and the operation of the hydraulic friction engagement device used in the case where the drive device of the hybrid vehicle of the embodiment of FIG.
  • FIG. 28 is an operation chart to be described, which corresponds to FIG. 28.
  • FIG. 37 is a collinear diagram illustrating the relative rotational speed of each gear when the drive system of the hybrid vehicle according to the embodiment of FIG. 35 is operated in a stepped manner, and corresponds to FIG. FIG.
  • FIG. 38 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a drive device for a hybrid vehicle according to another embodiment of the present invention, and is a diagram corresponding to FIG.
  • FIG. 39 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a drive device for a hybrid vehicle according to another embodiment of the present invention, and is a diagram corresponding to FIG. '
  • FIG. 40 shows the relationship between the shifting operation and the operation of the hydraulic friction engagement device used when the hybrid rain-driving drive device of the embodiment of FIG. 39 is operated steplessly or steppedly.
  • FIG. 15 is an operation chart for explaining FIG. 15 and is a view corresponding to FIG. '
  • FIG. 41 is a collinear diagram illustrating the relative rotational speed of each gear when the drive device of the hybrid vehicle according to the embodiment of FIG. 39 is operated in a stepped speed change, and corresponds to FIG. 16.
  • FIG. 41 is a collinear diagram illustrating the relative rotational speed of each gear when the drive device of the hybrid vehicle according to the embodiment of FIG. 39 is operated in a stepped speed change, and corresponds to FIG. 16.
  • FIG. 42 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a drive device for a hybrid vehicle according to another embodiment of the present invention, and is a diagram corresponding to FIG.
  • FIG. 43 shows the relationship between the shifting operation and the operation of the hydraulic friction engagement device used when the drive device of the hybrid vehicle of the embodiment of FIG. It is an operation chart to be described, and is a figure corresponding to FIG.
  • FIG. 44 is a collinear diagram illustrating the relative rotational speed of each gear when the drive system of the hybrid vehicle according to the embodiment of FIG. FIG.
  • FIG. 45 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a drive device for a hybrid vehicle according to another embodiment of the present invention, and is a diagram corresponding to FIG.
  • FIG. 46 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a drive device for a hybrid vehicle according to another embodiment of the present invention, and is a diagram corresponding to FIG.
  • FIG. 47 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a drive device for a hybrid vehicle according to another embodiment of the present invention, and is a diagram corresponding to FIG.
  • FIG. 48 shows the relationship between the shifting operation and the operation of the hydraulic friction engagement device used when the drive device of the hybrid vehicle of the embodiment of FIG. 47 is operated with stepless or stepped variable speed operation. It is an operation
  • FIG. 49 is a collinear diagram illustrating the relative rotational speed of each gear when the drive device of the hybrid vehicle according to the embodiment of FIG. 47 is operated in a stepped manner, and corresponds to FIG. FIG.
  • FIG. 50 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a drive device for a hybrid vehicle according to another embodiment of the present invention, and is a diagram corresponding to FIG. 47.
  • FIG. 51 shows an example of a shift state manual selection device which is a seesaw type switch as a switching device and operated by a user to select a shift state.
  • FIG. 52 is a functional block diagram for explaining a main part of another control operation of the electronic control device of FIG.
  • FIG. 53 is a diagram exemplifying a stepped shift control map stored in advance on two-dimensional coordinates of a vehicle speed axis and an output torque axis for a shift determination of the automatic transmission unit.
  • the stepped shift control map corresponds to an upshift line and a downshift line.
  • FIG. 54 is a diagram exemplifying an example of a driving force source selection control map stored in advance on the same two-dimensional coordinates as described above in order to switch between engine driving and motor driving. This drive power source selection control map corresponds to the boundary between the engine running area and the motor running area.
  • FIG. 55 5 shows the engine speed when the motor is running with the differential section in a continuously variable transmission state.
  • FIG. 4 is a diagram for explaining an operation state in which the degree is maintained at substantially zero, and is a diagram corresponding to a differential section in the alignment chart of FIG. 3.
  • FIG. 56 shows an example of a previously stored switching control map represented by two-dimensional coordinates of the vehicle speed axis and the output torque axis. This switching control map corresponds to the boundary between the stepless control area and the stepped control area.
  • FIG. 57 is a comprehensive control map including the stepped shift control map of FIG. 53, the driving force source selection control map of FIG. 54, and the switching control map of FIG.
  • FIG. 58 is a diagram illustrating an example of a stepped shift control map for a single mode stored in advance in two-dimensional coordinates of a vehicle speed axis and an output torque axis, and is a diagram corresponding to FIG. is there.
  • FIG. 59 is a diagram illustrating an example of a driving force source selection control map for a power mode stored in advance and represented in two-dimensional coordinates of a vehicle speed axis and an output torque axis.
  • FIG. 59 is a diagram illustrating an example of a driving force source selection control map for a power mode stored in advance and represented in two-dimensional coordinates of a vehicle speed axis and an output torque axis.
  • FIG. 60 shows the stepped shift control map of FIG. 58, the driving force source selection control map of FIG. 59, and the switching control map of FIG. It is a comprehensive control map for the first mode, and is a diagram corresponding to FIG.
  • Fig. 6i shows an example of a pre-stored engine fuel efficiency map composed of the two-dimensional coordinates of the engine rotation speed axis and the engine torque axis, which is expressed by the isotorque curve (dashed line) and the isofuel curve ( (Solid line).
  • This engine fuel efficiency map is used to determine the gear ratio of the automatic transmission unit and the gear ratio of the differential unit that give the target engine rotational speed.
  • FIG. 62 is a flowchart for explaining the hybrid drive control operation by the electronic control device in the embodiment of FIG.
  • FIG. 63 is a functional block diagram illustrating a main part of a control operation of another embodiment of the electronic control device of FIG. 6.
  • FIG. 64 is an example of a fuel efficiency map used for calculating the fuel consumption rate.
  • FIG. 65 is an example showing the transmission efficiency in the continuously variable transmission state and the stepped transmission state that change with the vehicle speed.
  • FIG. 66 is a flowchart illustrating a main part of the control operation of the electronic control device in the embodiment of FIG. 63.
  • FIG. 67 is a function block diagram for explaining a main part of a control operation of another embodiment of the electronic control device of FIG. 6, and is another embodiment of the embodiment of FIG.
  • FIG. 68 is a diagram showing the relationship used for the switching operation of the switching control means of the embodiment of FIG.
  • FIG. 69 is a functional block diagram for explaining a main part of a control operation of another embodiment of the electronic control device of FIG. 6, and is another embodiment of the embodiment of FIG.
  • FIG. 70 is a diagram showing the relationship used for the switching operation of the switching control means of the embodiment of FIG.
  • FIG. 71 is a functional block diagram illustrating a main part of a control operation of another embodiment of the electronic control device in FIG. 6.
  • FIG. 72 is a diagram showing an example of a pre-stored optimum fuel efficiency map used to calculate the efficiency ⁇ ? ⁇ 1 of the first electric motor M1 when calculating the fuel consumption of the vehicle.
  • FIG. 7 is a diagram showing an example of an optimal fuel efficiency map stored in advance used for calculating 7 M 2.
  • FIG. 74 is a diagram illustrating a shift diagram used for the stepped shift control when the differential unit (the continuously variable transmission unit) is not in the continuously variable transmission state.
  • FIG. 75 is a flowchart for explaining a main part of the control operation of the electronic control device of the embodiment of FIG. 71, that is, a gear ratio change control operation of the stepped transmission portion during deceleration traveling.
  • FIG. 76 is a flowchart illustrating the control operation of the gear ratio calculation routine of FIG. 75 in detail.
  • FIG. 77 is a skeleton diagram for explaining the configuration of the hybrid vehicle drive device according to one embodiment of the present invention.
  • FIG. 78 shows a shift operation and a hydraulic friction engagement device used when the hybrid vehicle drive device of the embodiment of FIG. 77 is operated in a stepless or stepped variable speed operation.
  • 5 is an operation chart for explaining a relationship with a combination of the operations of FIG.
  • FIG. 79 is a collinear diagram illustrating the relative rotational speed of each gear when the hybrid vehicle drive device of the embodiment of FIG. 77 is operated in a stepped speed change.
  • FIG. 80 is a skeleton view for explaining the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 81 is a skeletal view illustrating the configuration of a hybrid vehicle rain drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 82 is a skeleton view illustrating the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 83 is a skeleton view illustrating the configuration of a drive device for a hybrid vehicle according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 84 is a skeleton view for explaining the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 85 is a skeleton diagram for explaining the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 86 is a skeleton view for explaining the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 87 is a skeleton diagram for explaining the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 88 is a skeleton diagram illustrating the configuration of a drive device for a hybrid vehicle according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 89 is an example of a nomographic chart illustrating a shift operation of the drive device of the embodiment of FIG.
  • FIG. 90 is an engagement table showing the relationship between the shift speed of the drive device of the embodiment of FIG. 88 and the combination of engagement of the hydraulic friction engagement device.
  • FIG. 91 is a skeleton view illustrating the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 92 illustrates the configuration of a hybrid vehicle rain drive device according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 93 shows the relationship between the shift operation and the operation of the hydraulic friction engagement device used when the hybrid vehicle drive device of the embodiment of FIG. It is an operation chart to explain.
  • FIG. 94 is an alignment chart illustrating the relative rotational speed of each gear when the hybrid vehicle drive device of the embodiment of FIG. 92 is operated in a stepped speed change.
  • FIG. 95 is a skeleton diagram for explaining the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 96 is a skeleton view for explaining the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 97 is a skeleton view for explaining the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 98 is a skeleton view for explaining the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 99 is a skeleton view for explaining the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 100 is a skeleton diagram for explaining the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 101 is a skeleton view for explaining the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 102 is a skeleton view for explaining the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 103 is a skeletal view for explaining the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 104 is a skeleton view for explaining the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 105 is a skeleton view for explaining the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 106 is a skeleton view for explaining the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 107 is a skeletal view illustrating the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention. .
  • FIG. 108 is a skeleton diagram for explaining the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 109 is a skeleton diagram for explaining the configuration of a hybrid vehicle drive device according to another embodiment of the present invention. Explanation of symbols
  • Vehicle drive system shifting state switching type transmission mechanism
  • Stepped automatic transmission (stepped automatic transmission, stepped transmission, automatic transmission)
  • Hybrid control means drive power source selection control means
  • FIG. 1 is a skeleton diagram for explaining a driving device 10 of a hybrid vehicle to which a control device according to an embodiment of the present invention is applied.
  • a drive unit 10 has an input as a rotating member disposed on a common axis in a transmission case 12 (hereinafter, referred to as a case 12) as a non-rotating member attached to the vehicle body.
  • a power distribution mechanism 16 as a differential mechanism directly or indirectly connected to the input shaft 14 via a pulsation absorbing damper (vibration damping device) (not shown), and the power distribution mechanism
  • a stepped automatic transmission 20 connected in series via a transmission member (transmission shaft) 18 between 16 and the output shaft 22, and is connected to the automatic transmission 20.
  • the drive device 10 is suitably used for an FR (front engine / rear drive) type vehicle that is vertically installed in a vehicle, and includes an engine 8 as a driving force source for traveling and a pair of driving wheels 38. As shown in FIG. 7, power is transmitted to a pair of drive wheels 38 via a differential gear device (final reduction gear) 36 and a pair of axles in that order.
  • the driving device 10 is configured symmetrically with respect to its axis, the lower side is omitted in the portion representing the driving device 10 in FIG. The same applies to the following embodiments.
  • the differential section 11 also functions as a switching type transmission section, and has two steps This is a part that enables shifting.
  • the differential section 11 is a mechanical mechanism for distributing the output of the engine 8 input to the input shaft 14 to the machine, and outputs the output of the engine 8 to the first motor M 1.
  • a power distribution mechanism 16 as a differential mechanism for distributing the power to the transmission member 18 and a second electric motor M2 provided so as to rotate integrally with the transmission member 18. is there.
  • the power distribution mechanism 16 is a mechanical mechanism for mechanically synthesizing or distributing the output of the engine 8 input to the input shaft 14, and outputs the output of the engine 8 to the first electric motor M 1 and the transmission member. 18 or the output of the engine 8 and the output of the first electric motor Ml are combined and output to the transmission member 18.
  • the second motor M2 is provided so as to rotate integrally with the transmission member 18, but may be provided at any part between the transmission member 18 and the output shaft 22.
  • the first motor M 1 and the second motor M 2 of the present embodiment are so-called motor generators having a power generation function
  • the first motor M 1 has a generator (generation) function for generating a reaction force.
  • the second motor M2 has at least a motor (motor) function for outputting a driving force.
  • Each of the first motor M1 and the second motor M2 also functions as a driving power source for traveling, similarly to the engine 8.
  • the power distribution mechanism 16 mainly includes a single pinion type first planetary gear device 24 having a predetermined gear ratio 1 of, for example, about “0.418”, a switching clutch C 0 and a switching brake B 0.
  • the first planetary gear device 24 includes a first sun gear S1, a first planetary gear P1, a first carrier CA1, which supports the first planetary gear P1 so as to be able to rotate and revolve, and a first planetary gear P.
  • a first ring gear R1 meshing with a first sun gear S1 via 1 is provided as a rotating element (element). Assuming that the number of teeth of the first sun gear S 1 is Z S 1 and the number of teeth of the first ring gear R 1 is Z R 1, the gear ratio p 1 is Z S 1 / Z R 1.
  • the first carrier CA 1 is connected to the input shaft 14, that is, the engine 8, the first sun gear S 1 is connected to the first electric motor Ml, and the first ring gear R 1 is a transmission member. Connected to 18.
  • the switching brake B 0 is provided between the first sun gear S 1 and the transmission case 12, and the switching clutch B 0
  • the CO is provided between the first sun gear S1 and the first carrier CAl.
  • the output of the engine 8 is distributed to the first motor M 1 and the transmission member 18, and the electric power generated from the first motor M 1 by a part of the distributed output of the engine 8. Since the electric energy is stored in the engine and the second electric motor M2 is driven to rotate, the transmission member 18 is continuously rotated regardless of the predetermined rotation of the engine 8, for example, in a continuously variable transmission state (electric CVT state). Is made to change. That is, the power distribution mechanism 16 electrically changes the gear ratio 0 (the rotation speed of the input shaft 14 / the rotation speed of the transmission member 18) from the minimum value O min to the maximum value O raax. For example, a differential state that functions as an electric continuously variable transmission in which the gear ratio a0 is continuously changed from the minimum value Omin to the maximum value Omax, for example, a continuously variable transmission state. . '
  • the power distribution mechanism 16 In this state, if the switching clutch C0 or the switching brake B0 is engaged during vehicle rain running with the output of the engine 8, the power distribution mechanism 16 will be in the differential state in which the differential action is not performed, that is, the locked state. It is said. More specifically, when the switching clutch CO is engaged and the first sun gear S1 and the first carrier CA1 are integrally engaged, the power distribution mechanism 16 becomes the first planetary gear device 2 The first sun gear S 1, the first carrier CA 1, and the first ring gear R 1, which are the three elements of 4, are in a mutually locked state, that is, in a locked state, that is, a differential state in which the differential action is not performed. The switching type transmission unit 11 is also in the non-differential state.
  • the power distribution mechanism 16 operates at a constant speed that functions as a transmission with the gear ratio 0 fixed at “1”. State, that is, a stepped shift state.
  • the switching brake B0 is engaged in place of the switching clutch C0 and the first sun gear S1 is connected to the transmission case 1
  • the power distribution mechanism 16 disengages the first sun gear S1.
  • the switchable transmission portion 11 is also in a non-differential state by being in a locked state in which it is made to rotate, that is, in a non-differential state in which the differential action is not performed.
  • the power distribution mechanism 1 6 Is a constant speed state, that is, a stepped speed state in which the transmission ratio a0 functions as a speed-up transmission fixed to a value smaller than “1”, for example, about 0.7.
  • the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 can operate the power distribution mechanism 16 as an electric continuously variable transmission that can change the differential state, for example, the gear ratio continuously.
  • a non-differential state for example, a non-differential state, ie, a lock state in which the stepless speed change operation is deactivated and the gear ratio change is locked without being operated as an electric continuously variable transmission. It functions as a differential state switching device that selectively switches to In other words, the switching clutch CO and the switching brake B0 are in a non-locking state (differential state) in which the switching-type transmission unit 11 can operate as an electric differential device.
  • a non-locking state in which it can operate as a continuously variable transmission that can be operated ie, a continuously variable transmission state in which it can be operated in an electric continuously variable transmission, and a locked state in which it does not operate as an electric differential (non-driving state
  • a continuously variable transmission state in which it can be operated in an electric continuously variable transmission
  • a locked state in which it does not operate as an electric differential
  • gear ratios for example, as a single-stage or multiple-stage transmission with one or more kinds of gear ratios, ie, a locked state in which the continuously variable transmission is not operated and the continuously variable transmission is not operated and the gear ratio change is locked constantly.
  • a differential state switching device that selectively switches to a constant speed state in which the gear ratio can be operated as a one-stage or multiple-stage transmission, a gear state switching Type gearbox (mechanism), differential state switching device Functioning as a device.
  • the power distribution mechanism 16 corresponds to a switchable differential (planetary) gear device that can switch between a locked state and an unlocked state.
  • the automatic transmission 20 includes a single pinion type second planetary gear unit 26, a single pinion type third planetary gear unit 28, and a single pinion type fourth planetary gear unit 30.
  • the second planetary gear unit 26 is connected to a second sun gear S 1, a second planetary gear P 2, a second carrier CA 2 that supports the second planetary gear P so that it can rotate and revolve, and a second planetary gear P.
  • a second ring gear R2 that meshes with the second sun gear S2 is provided, and has a predetermined gear ratio p2 of, for example, about "0.562".
  • the third planetary gear set 28 includes a third sun gear S3, a third planetary gear P3, a third carrier CA3 that supports the third planetary gear P3 so that it can rotate and revolve, and a third planetary gear P3.
  • a third ring gear R3 that meshes with the third sun gear S3 via For example, it has a predetermined gear ratio p 3 of about “0.425”.
  • the fourth planetary gear device 30 is connected via a fourth sun gear S4, a fourth planetary gear P4, a fourth carrier CA4 that supports the fourth planetary gear P4 so that it can rotate and revolve, and a fourth planetary gear P4.
  • the number of teeth of the second sun gear S2 is ZS2, the number of teeth of the second ring gear R2 is ZR2, the number of teeth of the third sun gear S3 is ZS3, and the number of teeth of the third ring gear R3 is ZR3. 4 Assuming that the number of teeth of the sun gear S 4 is ZS 4 and the number of teeth of the fourth ring gear R 4 is ZR 4, the gear ratio p 2 is ZS 2 / ZR 2 and the gear ratio p 3 is ZS 3 / ZR 3, The gear ratio p4 is ZS4 / ZR4.
  • the second sun gear S 2 and the third sun gear S 3 are integrally connected to each other, selectively connected to the transmission member 18 via the second clutch C 2, and
  • the second carrier CA 2 is selectively connected to the case 12 via the second brake B 2
  • the fourth ring gear R 4 is selectively connected to the case 12 via the brake B 1.
  • the second ring gear R 2, the third carrier CA 3, and the fourth carrier CA 4 are integrally connected to the case 12 via the shaft, and are connected to the output shaft 22, and are connected to the output shaft 22.
  • R3 and the fourth sun gear S4 are integrally connected and selectively connected to the transmission member 18 via the first clutch C1.
  • the switching clutch C 0, the first clutch C 1, the second clutch C 2, the switching brake B 0, the first brake B, the second brake B 2, and the third brake B 3 are often used in conventional automatic transmissions for vehicles.
  • Hydraulic friction engagement device used in which a plurality of friction plates superimposed on each other are wound on a wet multi-plate type pressed by a hydraulic actuator or on the outer peripheral surface of a rotating drum.
  • One end of one or two bands is constituted by a band brake or the like tightened by a hydraulic actuator for selectively connecting members on both sides on which the band is interposed.
  • the drive device 10 configured as described above, for example, as shown in the engagement operation table of FIG.
  • the power distribution mechanism 16 is provided with the switching clutch C 0 and the switching brake B 0, and when either the switching clutch C 0 or the switching brake B 0 is engaged, the power is transmitted.
  • the distribution mechanism 16 has a continuously variable transmission state in which it can operate as a continuously variable transmission as described above, and a constant transmission state in which it can operate as a single-stage or multi-stage transmission having one or more types of gear ratios. It is possible to do. Therefore, in the drive unit 10, the step-variable transmission is performed between the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 20 that are brought into the constant speed change state by engaging one of the switching clutch C0 and the switching brake B0.
  • a transmission is constituted by the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 20 which are in a continuously variable transmission state by disengaging any of the switching clutch C 0 and the switching brake B 0. Is done.
  • the transmission (drive unit) 10 is switched to the stepped speed change state by engaging one of the switching clutch C 0 and the switching brake B 0, and the switching clutch C 0 and the switching brake B By not engaging any of the 0 operations, the state can be switched to the continuously variable transmission state. That is, it functions as a shift state switching type transmission mechanism capable of switching between a continuously variable shift state operable as an electric continuously variable transmission and a stepped shift state operable as a stepped transmission. Also, it can be said that the differential section (switchable transmission section) 11 is also a transmission that can be switched between a stepped transmission state and a continuously variable transmission state.
  • the engagement of the switching clutch C 0, the first clutch C 1, and the third brake B 3 causes the gear ratio 1 to decrease. Is established at the maximum value, for example, about “3.357”, and the gear ratio ⁇ is established by engagement of the switching clutch C0, the first clutch C1, and the second brake B2.
  • the second gear is established in which 2 is smaller than the first gear, for example, about "2.180", and the switching clutch C0, the first clutch C1, and the first brake B1 are engaged.
  • the third gear stage in which the gear ratio ⁇ 3 is smaller than the second gear stage, for example, about “1.424” is established, and the switching clutch CO, the first The engagement of the clutch C1 and the second clutch C2 establishes the fourth gear stage in which the gear ratio a4 is smaller than that of the third gear stage, for example, about "1.000". Due to the engagement of the first clutch C1, the second clutch C2, and the switching brake B0, the fifth gear having a gear ratio a5 smaller than that of the fourth gear, for example, about 0.75. A step is established. Further, due to the engagement of the second clutch C2 and the third brake B3, the gear ratio R is a value between the first gear and the second gear, for example, about "3.209". The reverse gear is established. When the neutral “N” state is set, for example, only the switching clutch C0 is engaged.
  • both the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 in the engagement table shown in FIG. 2 are released.
  • the power distribution mechanism 16 functions as a continuously variable transmission
  • the automatic transmission 20 in series functions as a stepped transmission.
  • the rotational speed input to the automatic transmission 20, that is, the rotational speed of the transmission member 18 is steplessly changed with respect to each of the first, third, and fourth speeds.
  • a stepless speed ratio range can be obtained. Therefore, the gear ratio between the respective gears is continuously variable continuously, so that the total gear ratio aT of the driving device 10 as a whole can be continuously obtained.
  • FIG. 3 includes a differential unit 11 or a power distribution mechanism 16 functioning as a continuously variable transmission unit or a first transmission unit, and an automatic transmission 20 functioning as a stepped transmission unit or a second transmission unit.
  • FIG. 3 is a collinear diagram that can represent, on a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements having different coupling states for each gear in the driving device 10.
  • the alignment chart of FIG. 3 shows the relative relationship of the gear ratio p of each of the planetary gear units 24, 26, 28, and 30 in the horizontal axis direction, and shows the relative rotational speed in the vertical axis direction.
  • the lower horizontal line X1 of the three horizontal axes indicates zero rotational speed
  • the upper horizontal line X indicates the rotational speed “1.0”, that is, the engine 8 connected to the input shaft 14.
  • the horizontal axis XG indicates the rotating speed of the power transmitting member 1 8.
  • Corresponding first sun Gear S 1, 1st rotating element (1st element) 1st carrier CA 1 corresponding to RE 1, 3rd rotating element (3rd element) Indicates the relative rotation speed of 1st ring gear R 1 corresponding to RE 3 The distance between them is determined according to the gear ratio 1 of the first planetary gear set 24. That is, assuming that the interval between the vertical lines Y 1 and Y 2 corresponds to 1, the interval between the vertical lines Y 2 and Y 3 corresponds to the gear ratio P 1.
  • the five vertical lines Y4, ⁇ 5, ⁇ 6, ⁇ ⁇ 8 of the automatic transmission 20 correspond to the fourth rotation element (the fourth element) RE4 in order from the left and mutually.
  • the second sun gear S 2 and the third sun gear S 3 are connected to the second carrier C ⁇ 2 corresponding to the fifth rotating element (fifth element) RE 5 and the sixth rotating element (sixth element) RE 6.
  • the corresponding fourth ring gear R4 is connected to the seventh rotating element (seventh element) RE7, and the second ring gear R2, third carrier CA3, fourth carrier CA4, which is interconnected, Rotating element (eighth element)
  • a third ring gear R 3 and a fourth sun gear S 4 corresponding to R ⁇ 8 and interconnected with each other, and their intervals are the second, third, and fourth planets.
  • the gear ratio is determined according to the gear ratios ⁇ 2, ⁇ 3, and ⁇ 4 of the gear device 26.28.30. That is, as shown in FIG. 3, the distance between the sun gear and the carrier is set to an interval corresponding to 1 for each of the second, third, and fourth planetary gear units 26, 28, and 30. Is set at an interval corresponding to ⁇ .
  • the driving device (transmission mechanism) 10 of the present embodiment is a power distribution mechanism (stepless transmission portion) 16 or a differential
  • the first rotating element RE 1 (first carrier CA 1), which is one of the three rotating elements (elements) of the planetary gear device 24, is connected to the input shaft 14 and the other rotating via the switching clutch C 0.
  • One of the elements is selectively connected to the first sun gear S 1, and one of the other rotating elements is the second rotating element RE 2 (first sun gear S 1) is connected to the first motor ⁇ 1
  • the third rotating element RE 3 (first ring gear R 1) as the remaining rotating element is connected to the transmission member 18 and the second electric motor ⁇ .
  • the rotation speed of the first ring gear R 1 which is linear and indicated by the intersection of 0 and the vertical line Y 3 decreases or increases. Let me do. Also, when the first sun gear S 1 and the first carrier CA 1 are connected by the engagement of the switching clutch CO, the above-mentioned three rotating elements rotate in the body, so that the straight line 0 is made coincident with the horizontal line X 2. The transmission member 18 is rotated at the same speed as the engine speed NE. When the rotation of the first sun gear S1 is stopped by the engagement of the switching brake B0, the straight line L0 is in the state shown in FIG. 3, and is indicated by the intersection of the straight line L0 and the vertical line Y3. The rotation speed of the first ring gear R1, that is, the transmission member 18 is input to the automatic transmission portion 20 at a rotation speed higher than the engine rotation speed NE. '
  • FIG. 4 and 5 are diagrams corresponding to the power distribution mechanism 16 in the alignment chart of FIG.
  • FIG. 4 shows an example of the state of the power distribution mechanism 16 when the state is switched to the continuously variable transmission state by releasing the switching clutch C 0 and the switching brake B 0.
  • the rotation of the first sun gear S1 indicated by the intersection of the straight line L0 and the vertical line Y1 is increased or decreased by controlling the reaction force generated by the first electric motor M1, a straight line is generated.
  • the rotation speed of the first ring gear R1 indicated by the intersection of the first ring gear R1 and the vertical line Y3 is decreased or increased.
  • FIG. 5 shows the state of the power distribution mechanism 16 when the state is switched to the constant speed change state (stepped speed change state) by the engagement of the switching clutch C0. That is, when the first sun gear S 1 and the first Kiyarya CA 1 is connected, the third rotating element is to rotate integrally, the straight line L 0 is aligned with the horizontal line X 2, the same as the engine rotational speed N E The rotation causes the transmission member 18 to rotate. Alternatively, when the rotation of the first sun gear S1 is stopped by the engagement of the switching brake B0, the power distribution mechanism 16 is brought into a non-differential state functioning as a speed increasing mechanism. 3 and the rotation of the first ring gear R 1, that is, the transmission member 18, indicated by the intersection of the straight line L 0 and the vertical line Y 3. Speed is input to the automatic transmission 2 0 at a rotational speed higher than the engine rotational speed N E.
  • the fourth rotating element RE 4 is selectively connected to the transmission member 18 via the second clutch C 2 and is selectively connected to the case 12 via the first brake B 1.
  • the fifth rotating element RE 5 is selectively connected to the case 11 via the second brake B 2
  • the sixth rotating element RE 6 is connected to the case 12 via the third brake B 3.
  • the seventh rotating element RE 7 is selectively connected to the output shaft 22, and the eighth rotating element RE 8 is selectively connected to the transmission member 18 via the first clutch C 1.
  • the rotation speed of the second speed output shaft 2 is indicated at the intersection with the line Y7, and the oblique line L3 determined by the engagement of the first clutch C1 and the first brake B1 and the output shaft
  • the rotation speed of the third speed output shaft 22 is shown at the intersection with the vertical line Y7 indicating the rotation speed of the seventh rotation element RE7 connected to 22 and the first clutch C1 and the second clutch.
  • the rotation speed of shaft 22 is shown.
  • FIG. 6 illustrates a signal input to the electronic control device 40 for controlling the drive device 10 of the present embodiment and a signal output from the electronic control device 40.
  • the electronic control unit 40 includes a so-called microcomputer including a CPU, a ROM, a RAM, an input / output interface, and the like. By performing signal processing according to a program stored in advance in 0M, hybrid drive control relating to the engine 8, the electric motors Ml, M2, and shift control of the automatic transmission 20 are executed. Things.
  • the aforementioned electronic control unit 4 0, from the respective sensors and switches shown in FIG. 6, a signal representative of the signal indicative of the engine water temperature, a signal representing the shift position, the rotational speed of the Enjin 8 E down Jin rotational speed N E, A signal indicating the gear ratio train set value, a signal for commanding the M (Mooring and Driving) mode, an air conditioner signal indicating the operation of the air conditioner, a vehicle speed signal corresponding to the rotation speed of the output shaft 22, an automatic transmission 20 Oil temperature signal indicating the hydraulic oil temperature, signal indicating side brake operation, signal indicating foot brake operation, catalyst temperature signal indicating catalyst temperature, accelerator opening signal indicating accelerator pedal operation amount, cam angle signal, snow motor Signal that indicates the speed setting, acceleration signal that indicates the longitudinal acceleration of the vehicle, auto cruise signal that indicates the auto cruise, vehicle weight signal that indicates the weight of the vehicle, and wheels for each driving wheel A wheel speed signal indicating the speed, a signal indicating the presence or absence of a stepped switch operation for switching the power distribution mechanism 16 to a constant speed change state so that
  • the electronic control unit 40 adjusts the drive signal to the throttle actuator for controlling the opening of the throttle valve and the supercharging pressure.
  • Pressure adjustment signal for operating the air conditioner electric air conditioner drive signal for operating the electric air conditioner, ignition signal for commanding the ignition timing of engine 8, command signal for commanding the operation of motors M1 and M, shift indicator Shift position (operating position) display signal for operating the gear, gear ratio display signal for displaying the gear ratio, snow mode display signal for displaying the snow mode, and preventing the wheels from slipping during braking ABS actuation signal to activate ABS actuator, M mode display signal to indicate that M mode is selected, hydraulic distribution mechanism for power distribution mechanism 16 and hydraulic friction engagement device of automatic transmission 20
  • a drive command signal for actuating the pump, a signal for driving an electric heater evening, signal etc. to the cruise controller port Lumpur control computer is output, respectively.
  • FIG. 7 is a functional block diagram illustrating a control method of the drive device 10, that is, a main part of a control function of the electronic control device 40.
  • Switching control means 5 for example pre-stored relationship is shown in Fig. 8 (switching map) from the actual engine rotational speed N E and related to the driving force of the hybrid vehicle drive-force-related value, for example, the engine output torque T E based on the bets, their Enjin rotational speed N E and the engine output torque T E and driving or whether the vehicle state is driving apparatus 1 0 is a continuously variable control region and the continuously variable shifting state kinetic represented by device 1 It is determined whether or not 0 is within the stepped control region where 0 is set as the stepped shift state.
  • the switching control means 50 determines that it is in the stepped shift control area, the switching control means 50 outputs a signal to the hybrid control means 52 to disallow (prohibit) the hybrid control or the continuously variable shift control, and The stepped shift control means 54 is allowed to perform a preset shift control during the stepped shift.
  • the stepped shift control unit 54 executes the automatic shift control according to a shift diagram (not shown) stored in the shift diagram storage unit 56 in advance.
  • FIG. 2 shows a combination of operations of the hydraulic friction engagement devices selected in the shift control at this time, that is, C0, C1, C2, B0, B1, B2, and B3.
  • the power transmission mechanism 16 In the first to fourth speeds of the stepped automatic transmission control mode, the power transmission mechanism 16 is fixed by the engagement of the switching clutch C 0, and the speed change ratio ⁇ 0 is 1 In the fifth speed, the changeover clutch B0 is engaged instead of the changeover clutch C0, so that the power transmission mechanism 16 has a fixed gear ratio 0, for example. It functions as a sub transmission of about 0.7. That is, in this stepped automatic transmission control mode, the entire drive unit 10 including the power distribution mechanism 16 functioning as the auxiliary transmission and the automatic transmission 20 functions as a so-called automatic transmission.
  • the driving force-related value is a parameter corresponding to the driving force of the vehicle on a one-to-one basis, and includes not only the driving torque or driving force at the driving wheels 38 but also the output torque of the automatic transmission 20.
  • the driving torque is output torque ⁇ . It may be calculated from ⁇ or the like in consideration of the differential ratio, the radius of the drive wheel 38, or the like, or may be directly detected by, for example, a torque sensor or the like. The same applies to the other torques described above.
  • the power distribution mechanism A command to release the switching clutch C 0 and the switching brake ⁇ 0 is output to the hydraulic control circuit 42 so that 16 can be electrically continuously variable.
  • the power distribution mechanism A command to release the switching clutch C 0 and the switching brake ⁇ 0 is output to the hydraulic control circuit 42 so that 16 can be electrically continuously variable.
  • it outputs a signal for permitting the hybrid control to the hybrid control means 52, and outputs a signal for fixing to the preset gear at the time of the continuously variable shift to the stepped shift control means 54.
  • a signal for permitting automatic shifting according to the shift diagram stored in the shift diagram storage means 56 in advance is output.
  • the automatic speed change is performed by the stepped speed change control means 54 by an operation excluding the engagement of the switching clutch C0 and the switching brake # 0 in the engagement table of FIG.
  • the power distribution mechanism 16 functions as a continuously variable transmission and the automatic transmission 20 in series functions as a stepped transmission, so that an appropriate amount of driving force can be obtained
  • the first, second, third, and fourth speeds of the automatic transmission 20 are The rotation speed input to the automatic transmission 20, that is, the rotation speed of the transmission member 18 is steplessly changed, so that a stepless speed ratio width is obtained at each gear. Therefore, the gear ratio between the gears is continuously variable continuously, so that the total gear ratio aT of the entire drive device 10 can be obtained continuously.
  • the hybrid control means 52 operates the engine 8 in an efficient operation range while optimizing the distribution of the driving force between the engine 8 and the first motor M1 and / or the second motor M2. I'm going to change it. For example, at the running vehicle speed at that time, the required output of the driver is calculated from the accelerator pedal operation amount and the vehicle speed, the required driving force is calculated from the required output of the driver and the required charging value, and the total rotation speed of the engine is calculated. calculating an output, based on the total output and the engine rotational speed N E, to control the amount of power generated by the first electric motor M 1 and controls the Enjin 8 so as to obtain the engine output.
  • the hybrid control means 52 executes the control in consideration of the gear position of the automatic transmission 20 or issues a shift command to the automatic transmission 20 to improve fuel efficiency.
  • the power distribution mechanism 16 functions as an electric continuously variable transmission.
  • the hybrid control means 52 is configured to operate the engine 10 along the previously stored optimum fuel efficiency curve, which achieves both drivability and fuel efficiency during continuously variable speed running, so that the engine 10 is operated.
  • a target value of the gear ratio a T is determined, and the gear ratio a 0 of the power distribution mechanism 16 is controlled so as to obtain the target value. It will be controlled within the range of 0.5.
  • the hybrid control means 52 supplies the electric energy generated by the first electric motor Ml to the power storage device 60 and the second electric motor M2 through the inverter 58, so that the main part of the power of the engine 8 is Although it is mechanically transmitted to the transmission member 18, part of the power of the engine 8 is consumed for power generation of the first electric motor M 1 and converted into electric energy there, and the electric power is transmitted through the inverter 58.
  • Energy is supplied to the second motor M2 or the first motor M1 and transmitted from the first motor M2 or the first motor M1. It is transmitted to member 18.
  • a part of the power of the engine 8 is converted into electric energy by the related equipment from the generation of electric energy to consumption by the second electric motor M2, and the electric energy is converted into mechanical energy. Electric and electronic components are configured.
  • the hybrid control means 52 uses the electric CVT function (differential action) of the switching type transmission unit 11 to drive only the electric motor, for example, only the second electric motor M2, regardless of whether the engine 8 is stopped or idle.
  • the vehicle can be started and run, so-called motor start and motor run.
  • Motor starting and motor running are relatively low output torques, which are generally considered to have poor engine efficiency compared to the high torque range.
  • ⁇ region or low engine torque T E region or is performed at a relatively low vehicle speed region or low load region of the vehicle speed V (see area demarcation solid line A in FIG. 1 2). Therefore, usually, the motor start is executed prior to the engine start.
  • the output torque T E is a predetermined value TE 1 or more high torque range of the engine 8 (high output running region '), set the engine rotational speed N E is advance predetermined value NE 1 or more high speed region, ie, the engine rotational speed N E and preparative one barrel gear ratio high vehicle speed region the vehicle speed is above a predetermined value which is one of the vehicle state is uniquely determined by the ⁇ T which is, or output torque T E and speed N high output region output to be calculated over a predetermined from E thereof engine 8, because it is set as a step-variable control region, relatively the stepped shift control engine 8
  • the stepless speed change control is executed at a high output torque, a relatively high rotation speed, or a relatively high output, and the stepless speed change control is performed at a relatively low output torque, a relatively low rotation speed, or a relatively low output of the engine 8, i.e., the engine.
  • the boundary line between the stepped control region and the stepless control region in FIG. 12 is, for example, a high vehicle speed determination line that is a series of high vehicle speed determination values and a high output travel determination line that is a series of high output travel determination values. Yes, it is. .
  • FIG. 9 is a diagram showing an example of the shift operation device 46 which is a manual transmission operation device.
  • the shift operation device 46 includes, for example, a shift lever 48 that is disposed beside the driver's seat and is operated to select a plurality of types of shift positions.
  • the shift lever 48 is connected to the clutch C1 and the clutch C1, for example, as shown in the engagement operation table of FIG.
  • the shift positions shown in the above “P” to “M” positions are as follows: “P” position and “N” position are non-travel positions selected when the vehicle is not driven, and “R” position, "D” and “M” positions are run fi 1 position be selected when fi 1 run the vehicle.
  • the “D” position is also the fastest running fi 1 position, and for example, the “4” range to “L” range in the “M” position is the engine brake range where the engine braking effect can be obtained.
  • the “M” position is, for example, provided adjacent to the width direction of the vehicle at the same position as the “D” position in the front-rear direction of the vehicle, and the shift lever 48 is operated to the “M” position.
  • any one of the “D” range to the “L” range is changed in accordance with the operation of the shift lever 48.
  • the "M” position has an upshift position "10” and a downshift position "-" in the front-rear direction of the vehicle, and the shift lever 48 is used to shift the upshift position.
  • the shift lever 48 is used to shift the upshift position.
  • the five shift ranges from the “D” range to the “L” range in the “M” position are on the high-speed side (the minimum gear ratio)
  • the transmission range of the gear (gear) is different so that the automatic transmission 20 has different speed ranges with different total gear ratios T. It is a restriction.
  • the shift lever 48 is moved from the upshift position “10” and the downshift position “1” to the “M” position by urging means such as a spring. It is automatically returned.
  • the shift operating device 46 is provided with a shift position sensor (not shown) for detecting each shift position of the shift lever 48, and the shift position of the shift lever 48 and the “M” position. The number of operations and the like are output to the electronic control unit 4.
  • the switching control means 50 automatically controls the shift state of the driving device 10 based on the switching map stored in advance as shown in FIG.
  • the switching control is executed, the continuously variable transmission control of the power distribution mechanism 16 is executed by the hybrid control means 52, and the automatic transmission control of the automatic transmission 20 is executed by the stepped transmission control means 54.
  • the automatic shift control is performed in the range from the first gear to the fifth gear as shown in FIG.
  • the drive device 10 is driven by the continuously variable speed ratio width of the power distribution mechanism 16 and the first gear position through the automatic transmission 20.
  • the automatic shift control is performed within a change range of the total gear ratio a T of the drive device 10 that can be shifted by the respective gears that are automatically controlled in the range of the fourth gear.
  • the “D” position is also a shift position for selecting an automatic transmission mode (automatic mode), which is a control mode in which the automatic transmission control of the drive unit 10 is executed.
  • Automatic gear shifting control is performed by the stepped gear shifting control means 54 within a range of a total gear ratio aT at which gears can be shifted in each gear range of the drive device 10.
  • the automatic transmission control is performed within the range of the gear ratio T where the drive unit 10 can shift in the drive range in each shift range.
  • the drive device 10 is switched to the continuously variable transmission state.
  • the drive device 10 is driven by the automatic transmission according to the continuously variable transmission ratio width of the power distribution mechanism 16 and each speed range.
  • the automatic shift control is performed in a range of a total gear ratio aT that can be shifted in each shift range of the drive device 10 obtained with each gear position that is automatically controlled in the range of 20 shiftable gear stages.
  • This “M” position is the position of the drive 10 It is also a shift position that selects a manual shift travel mode (manual mode), which is a control mode in which dynamic shift control is executed.
  • the power distribution mechanism 16 that distributes the output of the engine 8 to the first electric motor Ml and the transmission member 18 has the power distribution mechanism 16 operated for differential operation.
  • a possible differential state for example, a continuously variable transmission state in which the gear ratio can be continuously changed to operate as an electric continuously variable transmission, and a non-differential state in which no differential action is possible, for example, a transmission having a constant gear ratio Since the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 are provided as a differential state switching device for selectively switching to a constant speed state operable as a vehicle, the vehicle runs at low and medium speeds and at low and medium output.
  • the power distribution mechanism 16 In the normal output range of the engine, the power distribution mechanism 16 is in a continuously variable transmission state to ensure the fuel efficiency of the hybrid vehicle. Maintains constant power and is exclusively mechanical power The output of the engine 8 is transmitted to the drive wheels 38 via the transmission path, so that conversion loss between power and electricity is suppressed, and fuel efficiency is improved. Also, in the high power range of the engine 8, the regions where the power distribution mechanism 16 is operated in the constant speed change state and the continuously variable speed change state are the low and medium speed running and the low and medium output running of the vehicle.
  • the electric energy to be generated by the motor M1, that is, the maximum value of the electric energy transmitted by the first motor M1 can be reduced, in other words, the electric reaction force to be guaranteed by the first motor M1 is reduced.
  • the first electric motor Ml, the second electric motor M2, or a vehicle drive device including the first electric motor Ml and the second electric motor M2 can be further downsized.
  • the automatic transmission 20 is shifted at the same time as the power distribution mechanism 16 is brought into the constant shift state, so that, for example, the upshift shown in FIG. change in the rotational speed of the rhythmic engine 8 due to a change which the transmission of the engine rotational speed N E is generated with.
  • the driver's requirement for the driving force is more important than the requirement for fuel efficiency, so that the state can be switched from the continuously variable transmission state to the stepped transmission state (constant transmission state). .
  • Yotsute thereto the user can enjoy Heni spoon rhythmic engine rotational speed N E as shown in FIG. 1 0, for example.
  • a single pinion type first planetary gear having three components of the power distribution mechanism 16, the first carrier CA 1, the first sun gear S 1, and the first ring gear R 1.
  • the gear device 24 can be easily configured.
  • the automatic transmission 20 is interposed in series between the power distribution mechanism 16 and the drive wheels 38, and the gear ratio of the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission Since the overall speed ratio is formed based on the speed ratio of the automatic transmission 20, a wide range of driving force can be obtained by using the speed ratio of the automatic transmission 20. 6.
  • the efficiency of the continuously variable transmission control, that is, the hybrid control in 6, is further enhanced.
  • the power distribution mechanism 16 when the power distribution mechanism 16 is in the constant speed change state, the power distribution mechanism 16 functions as if it were a part of the automatic transmission 20 and the gear ratio is 1 There is an advantage that the fifth speed, which is a smaller overdrive gear stage, can be obtained.
  • the second electric motor M 2 is connected to the transmission member 18, which is the input rotating member of the automatic transmission 20, the second electric motor M 2 is connected to the output shaft 22 of the automatic transmission 20.
  • the output can be improved with a low torque, so that there is an advantage that the second motor M2 is reduced in size.
  • FIG. 11 is a functional block diagram showing a main part of the control operation of the electronic control unit 40 of another example.
  • the switching control unit 50 is composed of a high vehicle speed determination unit 62 and a high output traveling determination unit 6 4. This embodiment differs from the embodiment of FIG. 7 in that the electric path function determination means 66 is provided and switching control is performed based on the relationship shown in FIG.
  • the high vehicle speed judging means 62 is equal to or higher than the judgment vehicle speed V 1 at which the actual vehicle speed V representing one of the vehicle states of the hybrid vehicle is a preset high speed running judgment value for judging high speed running. It is determined whether the vehicle speed has become high.
  • the high-power running determination means 64 is a driving force-related value related to a driving force representing one of the vehicle states of the hybrid vehicle, for example, the output torque of the automatic transmission 20. Judgment output torque where ⁇ ⁇ ⁇ is a preset high-output driving judgment value for judging high-output driving. Power) It is determined whether or not the vehicle has run.
  • the high-power running determination means 64 determines the high-power running of the vehicle based on the driving force-related parameters indicating directly or indirectly the driving force of the vehicle.
  • the electric path function determination means 66 determines the failure determination condition for determining that the function of the control device for lowering the driving device 10 into the continuously variable transmission state is determined from the occurrence of electric energy in the first electric motor M1.
  • the first electric motor Ml, the second electric motor M2, the inverter 58, the power storage device 60 based on the function deterioration of the equipment related to the electric path until the electric energy is converted into mechanical energy. Judgment is made based on a failure (failure) in the transmission path connecting them, or on the occurrence of a failure or functional deterioration or failure due to low temperature.
  • the gear position determination means 67 functions as a stepped automatic transmission in which the drive device 10 is switched to the stepped shift state and the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 20 as a whole make the drive device 10 entirely.
  • the vehicle speed V and the output torque are determined from the shift diagram shown in FIG. 12 stored in advance in the shift diagram storage means 56, for example.
  • the gear position of the drive device 10 to be shifted is determined based on the vehicle state indicated by ⁇ .
  • the gear position determined by the gear position determining means 67 is based on the speed change control of the automatic transmission 20 by the stepped speed change control means 54 irrespective of the stepped / stepless shift state of the drive device 10. This is also the basis for the speed-up gear position determination by the speed-up gear position determination means 68.
  • the speed-increasing-side gear position determination means 68 determines the gear position in order to determine which of the switching clutch C 0 and the switching brake # 0 is to be engaged when the driving device 10 is set to the stepped shifting state. It is determined whether or not the gear to be shifted by the drive device 10 determined by the means 67 is a speed-up gear, for example, a fifth gear. This is because, when the entire drive unit 10 functions as a stepped automatic transmission, the switching clutch C 0 is engaged in the first to fourth speeds, or the switching brake C 0 in the fifth speed. This is to make it possible to engage.
  • the switching control means 50 includes, as predetermined conditions, a high vehicle speed judgment by the high vehicle speed judgment means 62, a high output traveling judgment by the high output traveling judgment means 64, and a judgment of the electric path function failure by the electric path function judgment means 66. If at least one of In this case, it is determined that the current state is within the range, and a signal for disabling (prohibiting) the hybrid control or the stepless shift control is output to the hybrid control means 52, and the signal is transmitted to the stepped shift control means 54.
  • the shift control at the time of the stepped shift set in advance for example, the shift control of the automatic transmission 20 executed according to the shift speed determined by the shift speed determining means 67 is permitted, and the speed increasing side gear speed determining means 68 And outputs a command to the hydraulic control circuit 4. 1 to engage either the switching clutch C 0 or the switching brake B 0 based on the determination of the fifth speed. Therefore, the entire drive device 10, that is, the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 20 function as a so-called stepped automatic transmission, and the shift speed is achieved according to the engagement table shown in FIG.
  • the fifth speed is determined by the speed increasing side gear determining means 68, or the high output traveling determination is performed by the high output traveling determining means 64, the speed is increased.
  • the fifth gear is determined by the side gear determination means 68, the drive unit 10 as a whole can obtain a so-called overdrive gear in which the speed is reduced to less than 1.0.
  • the switching control means 50 releases the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 so that the power distribution mechanism 16 can function as a subtransmission with a fixed transmission ratio 0, for example, a transmission ratio y 0 of 0.7. Is output to the hydraulic control circuit 42.
  • the speed ratio of the driving device 10 as a whole is 1.0.
  • the switching control means 50 is switched so that the power distribution mechanism 16 can function as a sub transmission with a fixed transmission ratio ⁇ 0, for example, a transmission ratio ⁇ 0 of 1.
  • a command to engage the clutch C 0 and release the switching brake B 0 is output to the hydraulic control circuit 42.
  • the drive device 10 is switched to the stepped shift state based on the predetermined condition by the switching control means 50, and the drive device 10 is selectively switched to one of the two shift speeds in the stepped shift state.
  • the power distribution mechanism 16 functions as a sub-transmission, and the automatic transmission 20 in series with the sub-transmission functions as a stepped transmission. Function as an automatic transmission.
  • the judgment vehicle speed V1 is such that the driving device 10 is in a continuously variable transmission state during high-speed traveling.
  • the driving device 10 is set to be in a stepped shifting state in the high-speed traveling so that the fuel consumption is prevented from deteriorating when the vehicle is driven.
  • the determination torque T 1 is used to reduce the size of the first electric motor M 1 without making the reaction torque of the first electric motor M 1 correspond to the high output range of the engine during high-power running of the vehicle. This is set according to the characteristics of the first electric motor M 1 that can be arranged with the maximum output of the electric energy from M 1 reduced.
  • the switching control means 50 sets the switching clutch C0 and the switching brake B so that the power distribution mechanism 16 can be continuously variable with the continuously variable transmission state.
  • a command to release 0 is output to the hydraulic control circuit 42.
  • a signal for permitting hybrid control is output to the hybrid control means 52, and a signal for fixing the gear to the preset stepless speed is output to the stepped shift control means 54.
  • the power distribution mechanism 16 that has been switched to the continuously variable transmission state based on the predetermined condition by the switching control means 50 functions as a continuously variable transmission, and the automatic transmission 20 in series therewith has the continuously variable transmission. Functioning as an automatic transmission, it is possible to obtain an appropriate amount of driving force, and at the same time, to use the automatic transmission 20 for the first, second, third, and fourth gears.
  • the rotation speed input to the transmission 20, that is, the rotation speed of the transmission member 18 is steplessly changed, so that a stepless speed ratio width can be obtained at each gear. Therefore, the gear ratio between the respective gears is continuously variable, so that the drive device 10 as a whole is in a continuously variable gear state, and the toe gear ratio aT can be obtained continuously.
  • FIG. 12 is a shift diagram (relationship) stored in advance in the shift diagram storage means 56, which is the basis for determining the shift of the automatic transmission 20, and shows the axis indicating the vehicle speed V and the driving force-related values.
  • FIG. 3 is an example of a shift diagram (shift map) formed by two-dimensional coordinates orthogonal to an axis indicating an output torque T 0UT .
  • the solid line in Fig. 1 is the upshift line, and the dashed line is the downshift line. It is.
  • the broken lines in FIG. 12 indicate the determination vehicle speed V 1 and the determination output torque T 1 that determine predetermined conditions for determining between the stepped control region and the stepless control region by the switching control means 50.
  • a high vehicle speed determination line and a high output travel determination line which are a series of a determination vehicle speed V1 as a determination value and a determination output torque T1 as a high output travel determination value, are shown. Further, as indicated by a two-dot chain line with respect to the broken line in FIG. 12, hysteresis is provided in the determination between the stepped control region and the stepless control region. This figure 12 shows the judgment vehicle speed V
  • the vehicle speed V and the output torque ⁇ ⁇ ⁇ are set as parameters, and the switching control means 50 determines whether the vehicle is in the stepped control region or the stepless control region. It is also a switching diagram (switching map, relation) stored in advance. Therefore, the predetermined conditions of the vehicle are the actual vehicle speed V and the output torque T from the switching diagram. It may be determined based on UT and. That is, FIG. 12 can be said to be a diagram showing the relationship between the shift map and the predetermined condition. Note that the shift diagram including the switching diagram may be stored in advance in the shift diagram storage means 56 as a shift map.
  • this switching diagram may include at least one of the determination vehicle speed V1 and the determination output torque T1, or the vehicle speed V and the output torque ⁇ .
  • a switching line stored in advance using any one of ⁇ as a parameter may be used.
  • the shift diagram and the switching diagram above show the actual vehicle speed V and the judgment vehicle speed V
  • It may be stored as a determination formula comparing the output torque T 0 UT with the determination output torque ⁇ 1, or the like.
  • the step-variable control area and free of the switching boundary switching map shown in FIG. 1 2 is set by the output torque T E and the engine rotational speed NE of the engine 8 as shown in FIG. 8
  • the output torque ⁇ ⁇ is a predetermined judgment output torque ⁇ A high torque region of 1 or more, or a vehicle speed V is a predetermined judgment vehicle speed V of 1 or more a high vehicle speed region.
  • FIG. 13 is a flowchart showing a main part of the control operation of the electronic control unit 40, that is, a switching control operation of the drive unit 10 in the embodiment of FIG. 11, and for example, a very short time of about several msec to several tens msec. It can be executed repeatedly with a short cycle time. .
  • S1 it is determined whether or not the actual vehicle speed V of the hybrid vehicle has reached a high vehicle speed equal to or higher than a predetermined determination vehicle speed V1. If the determination in S1 is denied, in S2 corresponding to the high output traveling determination means 64, the actual driving torque of the hybrid vehicle or the output torque ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ of the automatic transmission 20 is set in advance. It is determined whether or not a high torque (high driving force) that is equal to or greater than the determined determination torque T1 is obtained. If the determination in S2 is denied, in S3 corresponding to the electric path function determination means 66, the electric energy is converted into mechanical energy from the generation of electric energy in the first motor M1.
  • the rotation speed input to the automatic transmission 20 that is, the rotation speed of the transmission member 18 is changed.
  • the gear ratio is steplessly changed so that a stepless speed ratio width is obtained for each gear position. Therefore, the gear ratio between the gears is continuously variable and can be continuously changed. As a whole, a continuously variable transmission state in which the toe transmission ratio 7 T is stepless can be obtained.
  • S5 corresponding to the gear position determination means 67
  • S6 the speed position to be shifted by the drive device 10 determined in S5 is the speed-increasing gear position, for example, the fifth speed. It is determined whether or not.
  • the power transmission mechanism 16 has a fixed speed ratio y0, for example, the subtransmission having a speed ratio a0 of 0.7.
  • a command to release the switching clutch C 0 and to apply the switching brake B 0 is output to the hydraulic control circuit 42 so that the hydraulic pressure control circuit 42 can function.
  • a signal is output to the hybrid control means 52 to prohibit or prohibit the hybrid control or the continuously variable shift control, and the stepped shift control means 54 outputs the signal to the stepped shift control means 54 in accordance with the speed determined at S5.
  • a signal is output that permits automatic transmission 20 to automatically shift to the fourth gear, so that drive 10 as a whole is in the fifth gear.
  • the power distribution mechanism 16 has a fixed speed ratio 0, for example, a speed change ratio 0
  • a command to engage the switching clutch C 0 and release the switching brake B 0 so as to function as a transmission is output to the hydraulic control circuit 42.
  • a signal is output to the hybrid control means 52 to prohibit or prohibit the hybrid control or the continuously variable transmission control, and the stepped transmission control means 54 determines in step S5.
  • a signal is output that allows the automatic transmission 20 to be automatically shifted in the range from the first gear to the fourth gear according to the shift speed. Therefore, in S7 and S8, the power distribution mechanism 16 functions as the auxiliary transmission, and the automatic transmission 20 in series with the auxiliary transmission functions as the stepped transmission.
  • the stage shift state is established, and the device functions as a so-called stepped automatic transmission.
  • the output of the engine 8 is reduced to the 1
  • the power distribution mechanism 16 for distributing to the motor Ml and the transmission member 18 A switching clutch C0 and a switching brake # 0 as a differential state switching device for selectively switching between a continuously variable transmission state operable as a transmission and a stepped transmission state operable as a stepped transmission.
  • the switching control means 50 automatically switches the drive 10 between the continuously variable transmission state and the continuously variable transmission state based on predetermined conditions, thereby improving the fuel efficiency of the electric continuously variable transmission.
  • a drive device is obtained that has both advantages of the effect and the high transmission efficiency of the stepped transmission that mechanically transmits power. Ie
  • the normal output range of the engine for example, the vehicle speed V shown in FIG.
  • the driving device 10 is set to the stepless speed change state, and the fuel economy performance of the hybrid vehicle in normal city driving, that is, in low-medium speed driving and low-medium power driving of the vehicle.
  • high-speed driving is performed, for example, in the stepped control region in which the vehicle speed V shown in Fig. 12 is equal to or higher than the determination vehicle speed V1, the drive device 10 is in a stepped shift state, and the engine is exclusively driven by a mechanical power transmission path.
  • the driving device 10 is in a stepped shift state and only mechanical power transmission is performed.
  • the area where the output of the engine 8 is transmitted to the drive wheels 38 on the route to operate the vehicle in a continuously variable transmission state is the low-medium-speed running and low-medium-power running of the vehicle. Therefore, the maximum value of the electrical energy, that is, the electrical energy transmitted by the first electric motor M1, can be reduced, and the first electric motor M1, the second electric motor M2, or the vehicle rain drive device including the same can be further downsized.
  • the drive control unit 10 is switched from the continuously variable transmission state to the stepped transmission state by the switching control means 50 based on the predetermined condition of the vehicle.
  • the brake B 0 or the clutch C 0 functioning as a differential state switching device is controlled by the switching control means 50 in accordance with the predetermined condition of the vehicle, so that any one of a plurality of stages in the step-variable shifting state is achieved. Because the switching destination is changed, It is possible to obtain an appropriate gear position in accordance with a vehicle traveling situation such as high-power traveling.
  • the predetermined condition of the vehicle is determined based on the determined vehicle speed V1, which is a predetermined high-speed running determination value, and the switching control means 50 determines that the actual vehicle speed V is When the vehicle speed V1 exceeds the determined vehicle speed V1, the speed change mechanism 10 is set to a stepped shift state, so that, for example, high-speed traveling in which the actual vehicle speed V exceeds the determined vehicle speed V1 set on the higher vehicle speed side.
  • the output of the engine 8 is transmitted to the drive wheels 38 only through a mechanical power transmission path, and the power and electric energy generated when the transmission mechanism 10 is operated as an electric continuously variable transmission. Since the conversion loss during is suppressed, fuel efficiency is improved.
  • the predetermined condition of the vehicle is determined based on the judgment output torque T1, which is a preset high output traveling judgment value, and the switching control means 50 determines the actual output.
  • the transmission mechanism 10 is set to the stepped transmission state, so that, for example, the determination output torque T1 in which the actual output torque Tout is set to the high output side is reduced.
  • the high-power running exceeds the limit, the output of the engine 8 is transmitted to the drive wheels 38 through the mechanical power transmission path, and the transmission mechanism 10 is operated only as an electric continuously variable transmission.
  • the maximum value of the electric energy to be generated by the first motor M1 can be reduced, that is, the output capacity to be guaranteed by the first motor M1 can be reduced, and the first motor M1 can be reduced.
  • M 1 or the first electric motor M or a car containing it The drive is even more compact.
  • the predetermined conditions of the vehicle include the vehicle speed V and the output torque ⁇ ⁇ , including the determination vehicle speed V 1 and the determination output torque T 1.
  • ⁇ is determined based on the actual vehicle speed V and the output torque ⁇ from a pre-stored switching diagram in which the parameter ⁇ ⁇ is set as a parameter. Is easily determined.
  • the predetermined condition of the vehicle is a failure determination condition for determining a decrease in the function of the control device for bringing the drive device 10 into the continuously variable transmission state.
  • the drive unit 10 is set to the stepped shift state. Therefore, even if the drive unit 10 is not set to the stepless shift state, the drive unit 10 is set to the stepped shift state. As a result, the vehicle travels in a stepped manner but substantially the same as in the stepless travel.
  • the switching control means 50 sets the second element (the first sun gear S 1) to the non-rotation state when the vehicle speed V at the time exceeds the determination vehicle speed V 1.
  • the switching brake B0 which is a hydraulic friction engagement device as a differential state switching device, is engaged, for example, when the actual vehicle speed V exceeds the determination vehicle speed V1 set on the high vehicle speed side.
  • the output between the power and the electricity generated when the output of the engine 8 is transmitted to the drive wheels 38 through the mechanical power transmission path and the transmission mechanism 10 is operated as an electric continuously variable transmission. Since the conversion loss is suppressed, fuel efficiency is improved.
  • the switching control means 50 connects the first sun gear S1 and the first carrier CA1 to each other when the actual output torque Tout exceeds the determination output torque T1.
  • the switching clutch C 0, which is a hydraulic friction engagement device as the differential state switching device, is engaged, for example, the judgment output torque T 1 in which the actual output torque Tout is set to the high output side is When it exceeds, the output of the engine 8 is transmitted to the drive wheels 38 exclusively through the mechanical power transmission path, and the first electric motor M 1 when the transmission mechanism 10 operates as an electric continuously variable transmission is used. Since the maximum value of the transmitted electric energy can be reduced, the first motor M1, the second motor M2, or the driving device of the vehicle including the first motor M1 and the second motor M2 can be further downsized.
  • the power distribution mechanism 16 is a single pinion type first planetary gear device 24 having the first carrier CA 1, the first sun gear S 1, and the first ring gear R 1 as three elements. Therefore, there is an advantage that the power distribution mechanism 16 can be configured simply and with a small axial dimension. Further, the power distribution mechanism 16 includes a hydraulic friction engagement device, that is, a switching clutch C 0 and a first sun gear S 1 for interconnecting the first sun gear S 1 and the first carrier CA 1 with a transmission case. Since the switching brake B 0 connected to 11 is provided, the switching control means 50 easily controls the continuously variable transmission state and the stepped transmission state of the drive device 10.
  • the automatic transmission unit 20 is interposed between the power distribution mechanism 16 and the drive wheels 38 in series, and the gear ratio of the power distribution mechanism 16, that is, the switching-type variable Of the transmission mechanism 10 based on the transmission ratio of the transmission section 11 and the transmission ratio of the automatic transmission section 20. Since the combined transmission ratio is formed, a wide range of driving force can be obtained by using the transmission ratio of the automatic transmission unit 20. Therefore, the continuously variable transmission control, that is, the hybrid control, in the switchable transmission unit 11 is performed. Efficiency is further enhanced.
  • the switchable transmission section 11 when the transmission mechanism 10 is in the stepped transmission state, the switchable transmission section 11 functions as if it were a part of the automatic transmission section 20 and the transmission ratio is 1 There is an advantage that the fifth speed, which is a smaller overdrive gear, can be obtained.
  • the second electric motor M 2 is connected to the transmission member 18, which is the input rotating member of the automatic transmission unit 20, the output shaft 22 of the automatic transmission unit 20 is connected to the second electric motor M 2.
  • the I motor M can be made smaller because the output can be improved with a low torque.
  • FIG. 14 is a skeleton diagram illustrating the configuration of a driving device 70 according to another embodiment of the present invention
  • FIG. 15 is a diagram illustrating a combination of a shift speed of the driving device 70 and engagement of a hydraulic friction engagement device.
  • FIG. 16 is an alignment chart for explaining the speed change operation of the driving device 70.
  • the driving device 70 includes a single pinion type first planetary gear device 24 having a predetermined gear ratio 1 of, for example, about “0.418”, a switching clutch C 0, and a switching brake similarly to the above-described embodiment.
  • the automatic transmission 72 is, for example, a single pinion type second planetary gear train 26 having a predetermined gear ratio P 2 of about 0.532, for example, a predetermined gear ratio of about 0.418.
  • a single planet type planetary gear set 28 having a gear ratio p 3.
  • the second sun gear S of the second planetary gear train 26 and the third sun gear S 3 of the third planetary gear train 28 are integrally connected and selectively connected to the transmission member 18 via the second clutch C 2.
  • the second carrier CA 2 of the second planetary gear train 26 and the third ring gear R 3 of the third planetary gear train 28 are selectively connected to the case 12 via the first brake B 1 and connected to the case 12.
  • Output shaft 2 2, the second ring gear R2 is selectively connected to the transmission member 18 via the first clutch C1, and the third carrier CA3 is selectively connected to the case 1 via the second brake B2.
  • the switching clutch C 0, the first clutch C 1, the second clutch C 2, the switching brake By selectively engaging and operating B 0, the first brake B 1, and the second brake B 2, the first gear (first gear) to the fourth gear (fourth gear) either or reverse gear (reverse gear) or neutral is is established to the selected ⁇ , geometric series varying speed ratio ⁇ (input shaft speed N iN / output shaft speed ⁇ . ⁇ ) Is obtained for each gear.
  • the power distribution mechanism 16 is provided with the switching clutch C0 and the switching brake # 0, and the power is transmitted by engaging either the switching clutch C0 or the switching brake # 0.
  • the distribution mechanism 16 constitutes a continuously variable transmission state in which it can operate as a continuously variable transmission as described above, as well as a constant gear state in which it can be operated as a single-stage or multi-stage transmission having one or more kinds of gear ratios. It is possible. Therefore, in the drive unit 70, the stepped transmission is performed between the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 72, which are brought into the constant speed change state by engaging one of the switching clutch C0 and the switching brake # 0.
  • the power transmission mechanism 16 and the automatic transmission 72 which are in a continuously variable transmission state by disengaging any of the switching clutch C0 and the switching brake # 0, form a continuously variable transmission. Be composed.
  • the speed change is performed by engagement of the switching clutch C0, the first clutch C1, and the second brake # 2.
  • a second gear stage in which the gear ratio a2 is smaller than the first gear stage, for example, about “1.531” is established, and the switching clutch C 0, the first clutch C 1, and the second clutch
  • the engagement of C2 establishes a third gear stage in which the gear ratio a3 is smaller than that of the first gear stage, for example, about "1.000".
  • the engagement of the two-clutch C2 and the switching brake B0 establishes the fourth gear stage in which the gear ratio a4 is smaller than that of the third gear stage, for example, about 0.75. It is. Further, due to the engagement of the second clutch C 2 and the second brake B 2, the gear ratio 7 R is a value between the first gear and the second gear, for example, about “2.393”. The reverse gear is established. When the neutral “N” state is set, for example, only the switching clutch C0 is engaged.
  • both the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 in the engagement table shown in FIG. 15 are released.
  • the power distribution mechanism 16 functions as a continuously variable transmission
  • the automatic transmission 72 in series functions as a stepped transmission, so that the first and second speeds of the automatic transmission 72 are changed.
  • the rotation speed input to the automatic transmission 72 that is, the rotation speed of the transmission member 18 is continuously changed for each of the third gears, so that each gear has a continuously variable transmission ratio width. Is obtained.
  • the gear ratio ⁇ T of the drive device 70 as a whole can be obtained in a stepless manner as a gear ratio capable of continuously changing continuously between the respective gears. '
  • FIG. 16 shows a drive unit 70 including a power distribution mechanism 16 functioning as a continuously variable transmission unit or a first transmission unit and an automatic transmission 72 functioning as a stepped transmission unit or a first transmission unit.
  • FIG. 3 is a collinear diagram that can represent, on a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements that are differently connected at each gear position.
  • the four vertical lines Y 4, Y 5, Y 6, and Y 7 of the automatic transmission 72 in FIG. 16 correspond to the fourth rotating element (the fourth element) RE 4 in order from the left and mutually.
  • the second sun gear S 2 and the third sun gear S 3 are connected to the third carrier CA 3 corresponding to the fifth rotating element (fifth element) RE 5 and the sixth rotating element (six element) RE 6.
  • the corresponding and mutually connected second carrier CA 2 and third ring gear R 3 represent a second ring gear R 2 corresponding to the seventh rotating element (seventh element) RE 7.
  • the fourth rotating element RE4 is selectively connected to the transmission member 18 via the second clutch C2 and selectively to the case 12 via the first brake B1.
  • the fifth rotating element RE 5 is selectively connected to the case 12 via the second brake B
  • the sixth rotating element RE 6 is connected to the output shaft 22 of the automatic transmission 72.
  • the seven-rotation element RE7 is selectively connected to the transmission member 18 via the first clutch C1.
  • the rotation speed of the seventh rotation element RE7 (R2) is indicated.
  • the rotation speed of the first-speed output shaft 22 is shown at the intersection with the vertical line Y6 indicating the rotation speed of the sixth rotation element RE6 (CA2, R3) connected to the output shaft 22.
  • the rotation speed of the second speed output shaft 22 is indicated at the intersection with Y6, and the horizontal straight line L3 and the output shaft 2 determined by the engagement of the first clutch C1 and the second clutch C2.
  • the rotation speed of the third-speed output shaft 12 is shown at the intersection with the vertical line Y6 indicating the rotation speed of the sixth rotation element RE6 connected to 2.
  • the result shift clutch C 0 is that has been engaged, the power input from the power distribution mechanism 1 6 to the seventh rotary element RE 7 at the same speed as the engine speed N E Is done.
  • the drive device 70 of this embodiment also includes a power distribution mechanism 16 functioning as a continuously variable transmission unit or a first transmission unit, and an automatic transmission 72 functioning as a stepped transmission unit or a second transmission unit. Therefore, the same effect as in the above-described embodiment can be obtained.
  • Example 4
  • FIG. 17 is a skeleton diagram for explaining the configuration of a drive unit 80 in another embodiment of the present invention.
  • FIG. 18 is a shift stage and a hydraulic friction engagement device for a stepped shift operation of the drive unit 80.
  • FIG. 19 is a nomographic chart illustrating the stepped speed change operation of the drive device 80, and
  • FIG. 20 is a stepless speed change operation of the drive device 80.
  • FIG. 21 is a nomographic chart illustrating a stepless speed change operation of the drive unit 80 of the engagement table showing the relationship between the speed change stage and the engagement of the hydraulic friction engagement device.
  • the driving device 80 includes a power distribution mechanism 84 having a double pinion type first planetary gear device 82, a switching clutch C0 and a switching brake B0, and a power distribution mechanism 84 and an output shaft 22. And a seven-speed automatic transmission 86 connected in series via a transmission member 18.
  • the double pinion type first planetary gear set 82 of the power distribution mechanism 84 of the present embodiment includes a first sun gear S 1, a first planetary gear P 1 and a second planetary gear P 2 meshing with each other, and A first carrier CA that supports the planetary gear P1 and the second planetary gear P2 so that they can rotate and revolve.
  • One ring gear R 1 is provided as a rotating element, and has a predetermined gear ratio 01 of, for example, “0.425”.
  • the first carrier CA1 is connected to the input shaft 14, that is, the engine 8, and the first sun gear S1 is connected to the first electric motor M1.
  • the first ring gear R 1 is connected to the transmission member 18.
  • the switching brake B 0 is provided between the first sun gear S 1 and the transmission case 12, and the switching clutch C 0 is provided between the first sun gear S 1 and the first carrier CA 1, When the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 are released, a continuously variable transmission state in which the speed ratio a 0 is continuously changed is established, and the switching clutch C 0 is engaged.
  • the gear ratio 0 is larger than "1" when the gearshift 0 is set to the constant speed change state in which it functions as a transmission fixed to "1" and the switching brake B0 is engaged instead of the switching clutch C0.
  • a constant speed change state that functions as a reduction transmission fixed to about 1.7 is set.
  • the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 set the power distribution mechanism 84 to a continuously variable transmission state in which the transmission ratio can be operated as a continuously variable transmission capable of continuously changing. It functions as a differential state switching device that selectively switches to a constant speed state that can operate as a single-stage or multiple-stage transmission with one or more types of speed ratios.
  • the automatic transmission 86 has a single planetary type second planetary gear set 88 having a predetermined gear ratio p 2 of, for example, about 0.50 50 and a predetermined gear of, for example, about 0.46 2.
  • a double pinion type third planetary gear set 90 a pair of mutually engaging pinions P1 and P2 rotatably supported by a third carrier CA3 is provided, and an outer peripheral pinion P2 is provided.
  • the third ring gear R 3 and the third carrier CA 3, which engage with the pinion of the second planetary gear device 88, are formed of the same members as the pinion of the second planetary gear device 88.
  • the third sun gear S3 of the third planetary gear set 90 is selectively connected to the transmission member 18 via the first clutch C1, and the second sun gear S2 of the second planetary gear set 88 is the first brake.
  • the first carrier CA 2 and the third carrier CA 3 are selectively connected to the transmission case 18 via the third clutch C 3 and selectively connected to the transmission member 18 via the third clutch C 3. It is selectively connected to the transmission case 1 via the brake B2 and selectively connected to the input shaft 14 via the second clutch C2, and the second ring gear R2 and the third ring gear R3 output
  • the shaft 22 is integrally connected.
  • the switching clutch C 0, the first clutch C 1, the second clutch C 2, and the third clutch C 3, the switching brake B 0, the first brake B 1, and the second brake B 2 are selectively engaged to operate the first gear (first gear) to the first gear.
  • Either one of the seventh gear (seventh gear), the reverse gear (reverse gear), or two-neutral is selectively established, and a gear ratio a that changes approximately isometrically is obtained for each gear. It is becoming possible to be.
  • the power distribution mechanism 84 is provided with a switching clutch C0 and a switching brake B0, and when either the switching clutch C0 or the switching brake B0 is engaged, the power distribution mechanism 84 is engaged.
  • the power distribution mechanism 84 has a continuously variable transmission state in which it can operate as a continuously variable transmission as described above, and a constant transmission state in which it can operate as a single-stage or multiple-stage transmission with one or more types of gear ratios. It is possible to do. Therefore, in the driving device 80, the power transmission mechanism 84 and the automatic transmission 86, which are brought into a constant speed change state by engaging one of the switching clutch CO and the switching brake B0, are operated.
  • a continuously variable transmission is constituted by the power distribution mechanism 84 and the automatic transmission 86, which are brought into a continuously variable transmission state by disengaging any of the switching clutch C0 and the switching brake B0. Is done.
  • the speed is changed by engagement of the first clutch C1, the second brake B2, and the switching brake B0.
  • the gear ratio a3 is smaller than the second gear stage, for example, about "1.739”
  • the gear ratio a 4 is smaller than the third gear, for example, “1.24 4”.
  • the gear ratio a6 is smaller than that of the fifth gear, for example, about "0.811".
  • the gear ratio a 7 is smaller than that of the sixth gear, for example, “0.64”. 5th is about The seventh gear is established. Further, by the engagement of the third clutch C3, the switching brake B0, and the second brake B2, the gear ratio aR is set to a value between the first gear and the second gear, for example, "3. A reverse gear of about 1 6 2 "is established.
  • the driving device 80 functions as a continuously variable transmission, for example, as shown in FIG. 20, the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 in the engagement table are constantly released.
  • the power distribution mechanism 84 functions as a continuously variable transmission
  • the series automatic transmission 86 functions as a forward three-speed stepped transmission.
  • the rotation speed input to the automatic transmission 86 that is, the rotation speed of the transmission member 18 is steplessly changed for each of the first and third speeds, so that each speed is infinitely variable.
  • the width is obtained. 'Therefore, a total transmission ratio aT of the entire driving device 80 can be obtained in a continuously variable state, with a transmission ratio continuously variable between the respective gear stages.
  • FIG. 19 is attained by engaging one of the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 in the driving device 80 including the power distribution mechanism 84 and the automatic transmission 86.
  • FIG. 3 is a collinear diagram showing, on a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotary elements having different connection states for each gear stage during the stepped gear shift.
  • the rotation speed of the first sun gear S1 is reduced to zero and since the rotation speed of the first Kiyarya CA 1 is the engine rotational speed N E, the intersection of the horizontal axis X 1 and the vertical axis Y 1, the horizontal axis X 2 and the vertical axis Y 3 showing the engine rotational speed N E
  • the intersection of the straight line L 0 connecting the intersection of and the vertical axis Y 2 indicates the relative rotation speed of the first ring gear R 1, that is, the relative rotation speed of the transmission member 18.
  • the relative Rotation speed of the power transmitting member 1 8 at this time is lower than the horizontal axis X 2 indicating the engine rotational speed N E, the power distribution mechanism 8 4 are machine affirmative as reducer.
  • Vertical lines Y4 to Y7 are separated by horizontal lines X3. Is shown.
  • the switching clutch C0 is engaged in place of the switching brake B0 in the fifth speed, the first sun gear S1, the first ring gear R1, and the first ring gear R1 of the first planetary gear train 82 are engaged. Since the carrier CA 1 rotates integrally at the same rotation speed as the engine rotation speed NE, the horizontal axis.
  • the intersection of X 2 and the vertical axis Y 2 is the relative rotation speed of the first ring gear R 1, that is, the relative rotation of the transmission member 18. Indicates the rotation speed.
  • the relative times speed of the power transmitting member 1 8 at this time is the same as Enjin rotational speed N E, the power distributing mechanism 84 the speed ratio is functioning as a fixed transmission. From the vertical line Y4 to the vertical line Y7, the rotation speed is indicated by a horizontal line X2.
  • an oblique straight line L2 determined by engagement of the first clutch C1, the switching brake B0, and the first brake B1 and the sixth rotation element RE6 connected to the output shaft 22 are provided.
  • the rotation speed of the second speed output shaft 22 is shown at the intersection with the vertical line Y6 indicating the rotation speed, and the first clutch C1, the third clutch C3, and the switching brake B0 are engaged.
  • the intersection of the horizontal straight line L 3 determined by the above and the vertical line Y 6 indicating the rotation speed of the sixth rotating element RE 6 connected to the output shaft 22 indicates the rotation speed of the third speed output shaft 22. .
  • 5th speed output shaft 2 2 rotation at intersection with vertical line Y 6 Speed is shown.
  • the rotation speed of the sixth rotation element RE6 connected to the output shaft 2 and 6 is shown.
  • the rotation speed of the output shaft 22 of the sixth speed is indicated.
  • the rotation speed of the seventh output shaft 22 is shown at the intersection with the vertical line Y 6 indicating.
  • the rotation speed of the sixth rotating element RE 6 connected to the output shaft 22 and the oblique straight line LR determined by the engagement of the third clutch C 3, the switching brake B 0, and the second brake B 2 The rotation speed of the output shaft 22 of the reverse R is shown at the intersection with the indicated vertical line Y6. Note that, in the seventh speed shown in FIG. 18 or FIG. 19, the switching brake B0 does not necessarily need to be engaged. Similarly, in the fifth speed, the first clutch C1 or the third clutch C3 may be further engaged. ⁇
  • FIG. 20 is an engagement table showing the shift control operation of the automatic transmission 86 when the power distribution mechanism 84 is set to the continuously variable transmission state in the drive device 80.
  • FIG. 21 shows the operation at that time.
  • the rotation speed thereof can be controlled over a wide range by controlling the reaction force of the first electric motor M 1. Therefore, since the straight line 0 is rotated in the range indicated by the arrow with the intersection of the horizontal line X2 and the vertical line Y3 as the center of rotation, the line 0 is indicated by the intersection of the straight line L0 and the vertical line Y2. 1 rotation speed of the ring gear R 1 i.e.
  • the rotation speed of the second-speed output shaft 22 is shown at the intersection with the vertical line Y 6 indicating the rotation speed of the sixth rotation element RE 6 connected to the oblique straight line L 2 and the output shaft 22.
  • Intersection between a horizontal straight line L3 determined by engagement of the clutch C1 and the third clutch C3 and a vertical line Y6 indicating the rotation speed of the sixth rotation element RE6 connected to the output shaft 22 Indicates the rotation speed of the third-speed output shaft 22.
  • the power distribution mechanism 84 functions as a continuously variable transmission
  • the automatic transmission 86 in series functions as a stepped transmission.
  • the rotation speed input to the automatic transmission 86 that is, the rotation speed of the transmission member 18 is steplessly changed for each of the first and third speeds, so that each speed is continuously changed.
  • the specific width is obtained. Therefore, the gear ratio between the gears is continuously variable continuously, so that the toe gear ratio ⁇ T of the drive device 80 as a whole can be obtained continuously.
  • the drive device 80 of this embodiment also includes a power distribution mechanism 16 functioning as a continuously variable transmission unit or a first transmission unit, and an automatic transmission 72 functioning as a stepped transmission unit or a second transmission unit. Therefore, the same effect as in the above-described embodiment can be obtained.
  • a power distribution mechanism 16 functioning as a continuously variable transmission unit or a first transmission unit
  • an automatic transmission 72 functioning as a stepped transmission unit or a second transmission unit. Therefore, the same effect as in the above-described embodiment can be obtained.
  • FIG. 22 is a skeleton diagram illustrating the configuration of a drive device 92 according to another embodiment of the present invention
  • FIG. 23 is a shift stage and a hydraulic friction engagement device for a stepped shift operation of the drive device 92.
  • FIG. 24 is a collinear diagram illustrating the stepped speed change operation of the drive device 92
  • FIG. 15 is a stepless speed change operation of the drive device 92.
  • FIG. 26 is an alignment chart illustrating a stepless speed change operation of the driving device 92.
  • the driving device 92 is a single-pione type first planetary gear device 24 having a predetermined gear ratio 01 of, for example, about 0.590, and a switching brake B similar to FIGS. 1 and 14. 0, and an eight-speed forward automatic transmission 96 connected in series between the power distribution mechanism 94 and the output shaft 2 via a transmission member 18.
  • a switching mechanism for selectively connecting the first sun gear S 1 of the first planetary gear device 24 to the transmission case 12 is provided.
  • key B0 is provided, switching clutch C0 for selectively connecting first sun gear S1 and first carrier CA1 is not provided.
  • the switching brake B0 when the switching brake B0 is engaged, the first ring gear R1 is rotated at an increased speed with respect to the first carrier CA1, so that the gear ratio a0 is smaller than "1".
  • a constant speed change state that functions as a speed increasing transmission fixed at about 0.63 is set.
  • the switching brake B 0 is used to control the power distribution mechanism 84 as a continuously variable transmission state in which the transmission ratio a 0 can be operated as a continuously variable transmission capable of continuously changing. It functions as a differential state switching device that selectively switches to a constant speed change state in which a 0 can be operated as a single-stage transmission smaller than 1.
  • the automatic transmission 96 has, for example, a double pinion type second planetary gear train 98 having a predetermined gear ratio p 2 of about “0.435” and a predetermined gear ratio of about “0.435”.
  • a single pinion type third planetary gear set 100 having a gear ratio p3 is provided.
  • the double pinion type second planetary gear set 98 includes a pair of mutually engaging pinions P1 and P2 rotatably supported by the second carrier CA2, and the outer peripheral pinion P 2 is composed of the same components as the pinion of the third planetary gear set 100, and the second ring gear R2 and the second carrier CA2 that mesh with the pinion P2 are the third planetary gear set.
  • the third ring gear R 3 and the third carrier CA 3 of 100 are respectively used in common.
  • the second sun gear S 2 of the second planetary gear set 98 is selectively connected to the transmission member 18 via the first clutch C 1, and the transmission case 1 2 via the first brake B 1.
  • the third sun gear S 3 of the third planetary gear set 100 is selectively connected to the transmission member 18 via the second clutch C 2 and the fourth sun gear S 4 is selectively connected to the transmission member 18.
  • the second carrier CA 2 and the third carrier CA 3 are selectively connected to the input shaft 14 via the third clutch C 3 and the second brake B
  • the second ring gear R 2 and the third ring gear R 3 are integrally connected to the transmission case 12 via the transmission shaft 12.
  • the first clutch C1, the second clutch C2, the third clutch C3, and the fourth When the switch C4, the switching brake B0, the first brake B1, and the second brake B2 are selectively engaged, the first gear (first gear) to the eighth gear are operated. Gear (the eighth gear), the reverse gear (the reverse gear) or the neutral is selectively established so that a gear ratio ⁇ ⁇ that changes approximately equidistantly is obtained for each gear. Has become.
  • the power distribution mechanism 94 is provided with the switching brake B 0, and the power distribution mechanism 94 can operate as the above-described continuously variable transmission when the switching brake B 0 is engaged.
  • the step-variable transmission is constituted by the power distribution mechanism 94 and the automatic transmission 96 which are brought into the constant speed change state by engaging and operating the switching brake B0, and the switching brake B0
  • the automatic transmission 96 is composed of the power distribution mechanism 94 and the automatic transmission 96 that are brought into a continuously variable transmission state by not engaging the clutch. For example, when the driving device 92 functions as a stepped transmission, as shown in FIG. 23, the speed is changed by engagement of the fourth clutch C4, the switching brake B0, and the first brake B1.
  • the engagement of B1 establishes the third gear stage in which the gear ratio a3 is smaller than the second gear stage, for example, about "1.769", and the second clutch C2, the third clutch stage Due to the engagement of the clutch C3 and the switching brake B0, the gear ratio a4 is smaller than the third gear, for example, "1.34 5".
  • the fourth gear is established, and the gear ratio a5 is smaller than the fourth gear due to the engagement of the third clutch C3, the fourth clutch C4, and the switching brake B0.
  • a fifth speed gear ratio of “1 .0000” is established, and the first clutch C l, the third clutch C 3, and the switching brake B 0 are engaged to change the gear ratio a6 to the fifth speed.
  • a sixth speed which is a value smaller than the gear speed, for example, about "0.796" is established, and the engagement of the first clutch C1, the fourth clutch C4, and the switching brake B0 causes Gear ratio a7 is the sixth gear
  • a seventh speed which is smaller than the value of, for example, about 0.703, is established, and the first clutch C1, the second clutch C2, and the disengagement brake B0 are engaged to change the gear ratio.
  • the eighth gear is established in which 8 is smaller than the seventh gear, for example, about “0.629”. Further, by the engagement of the fourth clutch C4, the switching brake B0, and the second brake B2, the gear ratio aR is set to a value between the first gear and the second gear, for example, "2".
  • a reverse gear of about 300 ” is established.
  • the driving device 92 functions as a continuously variable transmission, for example, as shown in FIG. 25, the switching brake # 0 in the engagement table is always released, so that the power distribution mechanism 94 Functions as a continuously variable transmission, and the automatic transmission 96 in series functions as a stepped transmission with two forward speeds, thereby increasing the speed of the second and eighth gears of the automatic transmission 96.
  • the rotation speed input to the automatic transmission 96 that is, the rotation speed of the transmission member 18 is steplessly changed, so that a stepless speed ratio width is obtained at each gear. Therefore, the gear ratio between the gears can be continuously and continuously changed, so that the toe gear ratio r ⁇ of the drive device 92 as a whole can be obtained continuously.
  • FIG. 24 is a diagram showing a drive unit 9 composed of a power distribution mechanism 94 and an automatic transmission 96, for each gear stage at the time of stepped shifting achieved by engagement of the switching brake # 0.
  • Fig. 7 shows a collinear chart that represents, on a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements having different connection states.
  • FIG. 24 in the power distribution mechanism 94, as in FIGS. 3 and 16, the vertical direction indicating the rotation of the first sun gear S1 (the second rotating element R ⁇ 2) of the first planetary gear device 24 is shown.
  • the rotation speed orchid is indicated.
  • the step-variable switching brake beta 0 during the rotational speed of the first sun gear S 1 is allowed engagement in each gear is made zero, and the rotational speed of the first Kiyarya CA 1 is the engine rotational speed New E
  • the intersection of the line L 0 connecting the intersection of the horizontal axis X 1 with the vertical axis ⁇ 1 and the intersection of the horizontal axis X 2 indicating the engine speed ⁇ ⁇ and the vertical axis ⁇ , and the intersection of the vertical axis ⁇ 3 1 Indicates the relative rotation speed of the ring gear R1, that is, the relative rotation speed of the transmission member 18.
  • the relative rotation speed of the transmission member 18 is It is higher than the horizontal axis X indicating the speed N E, the power distribution mechanism 9 4 functions as a speed-increasing machine.
  • the speed increase speed is indicated by the horizontal line X3.
  • the fourth clutch C4, the switching brake B 0, and the first brake B 1 is engaged, so that the intersection of the vertical line Y 4 and the horizontal line X 2 indicating the rotation speed of the fourth rotation element RE 4 (S 3) and the seventh rotation element RE 7 ( An oblique straight line L1 passing through the intersection of the vertical line Y7 and the horizontal line X1 indicating the rotation speed of S2), and the sixth rotation element RE6 (R2, R3) connected to the output shaft 22.
  • the rotation speed of the first-speed output shaft 12 is shown at the intersection with the vertical line Y6 indicating the rotation speed of.
  • an oblique straight line L2 determined by the engagement of the second clutch C2, the switching brake B0, and the first brake B1 and the sixth rotating element RE6 connected to the output shaft 22 are formed.
  • the rotation speed of the second speed output shaft 22 is shown at the intersection with the vertical line Y6 indicating the rotation speed, and the third clutch C3, the switching brake B0, and the first brake B1 are engaged.
  • the rotation speed of the third-speed output shaft 22 is shown at the intersection of the oblique straight line L3 determined by the above and the vertical line Y6 indicating the rotation speed of the sixth rotation element RE 6 connected to the output shaft 22.
  • the second clutch C 2, the third clutch C 3, and the diagonal straight line L 4 determined by the engagement of the switching brake B 0, and the sixth rotation element RE 6 (R The rotation speed of the fourth speed output shaft 22 is shown at the intersection with the vertical line Y6 indicating the rotation speed of 2, 3).
  • the horizontal straight line L5 determined by the engagement of the third clutch C3, the fourth clutch C4, and the switching brake B0, and the sixth rotating element RE6 (R2 , R3) indicates the rotation speed of the fifth-speed output shaft 22 at the intersection with the vertical line Y6 indicating the rotation speed.
  • An oblique straight line L 6 determined by the engagement of the first clutch C 1, the third clutch C 3, and the switching brake B 0, and a sixth rotating element RE 6 (R 2 , R 3) indicates the rotation speed of the sixth-speed output shaft 22 at the intersection with the vertical line Y 6 indicating the rotation speed.
  • An oblique straight line L7 determined by engagement of the first clutch C1, the fourth clutch C4, and the switching brake B0, and a sixth rotating element RE6 (R 2, R 3) The 7th speed output shaft 22 at the intersection with the vertical line Y6 indicating the rotation speed Is shown.
  • An oblique straight line L8 determined by the engagement of the first clutch C1, the second clutch C and the switching brake B0, and the sixth rotating element RE6 (R2, R3) connected to the output shaft 22.
  • the rotation speed of the eighth output shaft 22 is shown at the intersection with the vertical line Y6 indicating the rotation speed of).
  • an oblique straight line LR determined by the engagement of the fourth clutch C 4, the switching brake B 0, and the second brake B 2, and a sixth rotating element RE 6 (R 2, the rotation speed of R 3)
  • the rotation speed of the output shaft 22 of the reverse R is shown at the intersection with the vertical line Y6.
  • the switching brake B0 does not necessarily need to be engaged.
  • FIG. 25 is an engagement table showing the shift control operation of the automatic transmission 96 when the power distribution mechanism 94 is set to the continuously variable transmission state in the drive unit 92.
  • FIG. 26 shows the operation at that time.
  • the rotation speed can be controlled in a wide range by controlling the reaction force of the first electric motor M1, so that the straight line L0 Is rotated about the intersection of the horizontal line X2 and the vertical line Y2 in the range illustrated by the arrow, so that the first ring gear R1 indicated by the intersection of the straight line L0 and the vertical line Y3, rotational speed of the power transmitting member 1 8 is varied from the upper and lower sides of the engine rotational speed N E.
  • the automatic transmission 96 causes the seventh rotation element RE 7 (S 2) to be driven by the low speed stage in which the second clutch C 2 and the first brake B 1 are engaged.
  • the rotation speed of the second-speed output shaft 22 becomes Is shown.
  • the high-speed stage in which the first clutch C1 and the second clutch C2 are engaged causes the rotation speed of the sixth rotation element RE6 connected to the flat straight line L8 and the output shaft 22 to be connected.
  • the rotation speed of the eighth output shaft 22 is shown at the intersection with the vertical line Y 6 indicating.
  • the straight line L0 is turned to the position shown by the broken line
  • the straight line 2 is turned to the position shown by the broken line, and the intersection with the vertical line Y6 also moves.
  • the rotation speed of the shaft 22 is steplessly changed.
  • the straight line L0 is rotated to the position shown by the broken line
  • the straight line L8 is translated (downward) to the position shown by the broken line
  • the intersection with the vertical line Y6 also moves.
  • the rotation speed of the output shaft 22 is changed steplessly.
  • the power distribution mechanism 94 functions as a continuously variable transmission
  • the automatic transmission 96 in series functions as a single-stage stepped transmission of a high-speed gear and a low-speed gear.
  • the rotation speed input to the automatic transmission 96 that is, the rotation speed of the transmission member 18 is steplessly changed for each of the second and eighth gears of step 6, so that each gear is stepless.
  • Speed ratio range is obtained. Therefore, the gear ratio ⁇ T of the entire drive device 92 can be obtained in a stepless manner as a gear ratio capable of continuously changing continuously between the respective gears.
  • the power distribution mechanism 94 functioning as a continuously variable transmission portion or a first transmission portion and the automatic transmission 96 functioning as a fixed speed transmission portion or a second transmission portion are also provided.
  • the same effects as in the above-described embodiment can be obtained.
  • FIG. 27 is a skeleton diagram for explaining the configuration of the drive device 110 in another embodiment of the present invention.
  • FIG. 28 is a combination of the gear position of the drive device 110 and the engagement of the hydraulic friction engagement device.
  • FIG. 29 is an alignment chart for explaining a speed change operation of the driving device 110.
  • This embodiment is different from the embodiments shown in FIGS. 1 to 3 in that the first clutch C1 is omitted and the method of establishing the reverse gear is different.
  • differences between the driving device 110 and the driving device 10 will be mainly described.
  • the drive unit 110 is, like the drive unit 10, a single pinion type first planetary gear unit 24 having a predetermined gear ratio 1 of, for example, about “0.418”, a switching clutch C 0, and a switching brake.
  • a power distribution mechanism 16 having B 0 and a second planetary gear unit 26 of a single pinion type having a predetermined gear ratio 0 of, for example, about 0.56 2, for example, “0.425”
  • Single pinion type third planetary gear set 28 having a predetermined gear ratio P 3 of the order
  • single pinion type fourth planetary gear set having a predetermined gear ratio p 4 of the order of, for example, “0 4 2 1” Power distribution mechanism with 3 0 1 6
  • an output shaft 22 with a four-speed forward automatic transmission 1 12 connected in series via a transmission member 18. .
  • the first clutch C1 is omitted as compared with the drive device 10, so the drive device 10 is selectively connected to the transmission member 18 via the first clutch C1.
  • the third ring gear R 3 and the fourth sun gear S 4 are connected to the transmission member 18 at all times. That is, in the automatic transmission 112, the second sun gear S2 and the third sun gear S3 are physically connected and selectively connected to the transmission member 18 via the second clutch C2.
  • the second brake CA 2 is selectively connected to the case 11 via the second brake B 2
  • the fourth ring gear R 4 is selectively connected to the case 11 via the first brake B 1.
  • the second ring gear R2, the third carrier CA3, and the fourth carrier CA4 are integrally connected to the case 12 via the brake B3 and connected to the output shaft 2, and the third ring gear R2 is connected to the output shaft 2.
  • the ring gear R3 and the fourth sun gear S4 are integrally connected and connected to the transmission member 18.
  • the first clutch C1 is omitted as compared with the driving device 10, but the first to fifth gear stages similar to those of the driving device 10 are obtained. .
  • the power distribution mechanism 16 is provided with a switching clutch C0 and a switching brake B0. When these are engaged, the power distribution mechanism 16 can be operated in a continuously variable transmission state in which the power transmission mechanism 16 can be operated as a continuously variable transmission as described above. It is possible to configure a constant speed change state operable as the transmission of the present invention. Therefore, in the drive device 110, the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 112 that are brought into the constant speed change state by engaging either the switching clutch C0 or the switching brake B0 are activated. A step-variable transmission is formed, and the stepless transmission is performed between the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 1 1 2 which are in the stepless transmission state by disengaging neither the switching clutch C 0 nor the switching brake B 0. Machine is configured.
  • the gear ratio a1 is set to a maximum value, for example, by engagement of the switching clutch C0 and the third brake B3.
  • the first gear speed of about "3.357” is established, and the engagement of the switching clutch C0 and the second brake B2 causes the gear ratio a2 to be smaller than the first gear speed.
  • the second gear stage of about 2.18'0 is established, and the engagement of the switching clutch CO and the first brake B1 causes the gear ratio a3 to be smaller than the second gear stage.
  • a third gear stage of about "1.42 4" is established, and the gear ratio a4 is smaller than that of the third gear stage due to engagement of the switching clutch C0 and the second clutch C2.
  • a fourth gear for example, about “1 .0000” is established, and the second clutch C 2 and the switching brake B 0 are engaged.
  • the engagement establishes the fifth gear, in which the gear ratio a5 is smaller than the fourth gear, for example, about “0.75”.
  • the second clutch C2 and the third brake # 3 are engaged, and the second clutch C2 as shown by the fourth or fifth gear.
  • the rotation elements of the automatic transmission 20 are rotated integrally by the engagement of the transmission.
  • the first clutch C 1 is released and the reverse gear is released because the rotation speed of the transmission member 18 is not output from the output shaft 22 as it is.
  • a step has been established.
  • the rotation direction of the transmission member 18 is inverted with respect to the first to fifth gears and output to the automatic transmission 1 12 so that the internal
  • a reverse gear ratio corresponding to a reverse gear is achieved without reversing the rotation direction of the transmission member 18. That is, in the present embodiment, the reverse transmission gear ratio corresponding to the reverse gear is achieved even if the automatic transmission 112 is not provided with the first clutch C1. '
  • the input distribution direction that is, the rotation direction of the engine 8 is reversed by the power distribution mechanism 16 due to the function of the power distribution mechanism 16 as a continuously variable transmission, and the transmission member 18 becomes negative. Rotation speed. Then, the negative rotation speed of the transmission member 18 is input to the automatic transmission 112, and the third brake ⁇ 3 is engaged, so that the transmission gear ratio R R1 is an arbitrary value.
  • a gear ratio for reverse running corresponding to is established. Normally, the gear ratio R 1 may be set to about “3.209”, similarly to the case of the driving device 10 shown in FIGS. 1 to 3, but for example, on a flat road, a sloping road, a bad road, or the like.
  • the first reverse gear may be established as described below.
  • the negative rotation speed of the transmission member 18 is input to the automatic transmission 112 and the second clutch C2 is engaged, so that the second clutch C2 is engaged.
  • the rotating elements of the transmission 1 1 2 By outputting the negative rotation speed of the transmission member 18 from the output shaft 22 as it is, a reverse running gear ratio in which the speed ratio aR is an arbitrary value is established.
  • Fig. 9 shows a drive unit 1 composed of a power distribution mechanism 16 that functions as a continuously variable transmission unit or first speed unit and an automatic transmission 1 12 that functions as a variable transmission unit or second transmission unit.
  • a drive unit 1 composed of a power distribution mechanism 16 that functions as a continuously variable transmission unit or first speed unit and an automatic transmission 1 12 that functions as a variable transmission unit or second transmission unit.
  • an alignment chart is shown in which the relative relationship between the rotational speeds of the rotary elements having different connection states to the gear stage ⁇ can be represented on a straight line.
  • the switching clutch CO and the switching brake B0 are released, and when the switching clutch C0 or the switching brake B0 is engaged, the rotation speed of each element of the power distribution mechanism 16 is as described above. Same as in the case.
  • the configuration of each of the fourth to eighth rotating elements RE 4 to RE 8 of the automatic transmission 112 is the same as that of the automatic transmission 20.
  • the fourth rotating element RE 4 is selectively connected to the transmission member 18 via the second clutch C 2 and is selectively connected to the case 1 2 via the first brake B 1.
  • the fifth rotating element RE 5 is selectively connected to the case 12 via the second brake B
  • the sixth rotating element RE 6 is selectively connected to the case 12 via the third brake B 3.
  • the seventh rotation element RE 7 is connected to the output shaft 22, and the eighth rotation element RE 8 is connected to the transmission member 18.
  • the third transmission B is connected to the transmission member 18 so that the rotational speed of the transmission member 18 is constantly set.
  • the rotation speed of the first-speed output shaft 22 is shown at the intersection of the straight line L1 of the first rotation axis and the vertical line Y7 indicating the rotation speed of the seventh rotation element RE7 connected to the output shaft 22.
  • intersection of the diagonal straight line L 2 determined by the engagement of the second brake B 2 and the vertical line Y 7 indicating the rotational speed of the seventh rotary element RE 7 connected to the output shaft 22 Indicates the rotation speed of the output shaft 22 in the second speed, and is determined by the engagement of the first brake B 1.
  • the oblique straight line L 3 and the rotation element RE 7 connected to the output shaft 22 The rotation speed of the third speed output shaft 12 is shown at the intersection with the vertical line Y7 indicating the rotation speed, and the horizontal straight line L4 and the output shaft 2 2 determined by the engagement of the second clutch C2
  • the concatenated with The rotation speed of the fourth-speed output shaft 22 is shown at the intersection with the vertical line Y7 indicating the rotation speed of the seven-rotation element RE7.
  • the power distribution mechanism 16 transmits to the eighth rotating element R ⁇ 8 at a rotation speed that is steplessly changed with respect to the engine rotation speed ⁇ ⁇ ⁇ . Power is input.
  • the state of the power distribution mechanism 16 is set to a straight line L 0 R 1 so that the rotation direction of the engine 8 is reversed, a negative rotation speed is input to the eighth rotation element RE 8 and the third brake ⁇ 3 is engaged [The first reverse gear ratio at the intersection of the oblique straight line LR 1 determined by this and the vertical line ⁇ 7 indicating the rotation speed of the seventh rotating element R ⁇ 7 connected to the output shaft 2 2 The rotation speed of the output shaft 11 of Rev 1 is indicated.
  • the eighth rotation element RE 8 A vertical line indicating the rotation speed of the seventh rotation element RE 7 connected to the horizontal straight line LR 2 and the output shaft 22, which is determined by inputting a negative rotation speed to the second shaft C 2 and engaging the second clutch C 2.
  • the rotation speed of the output shaft 2 at the second reverse gear ratio Rev 2 is indicated at the intersection with Y7.
  • the power distribution mechanism 16 functioning as a continuously variable transmission portion or a first transmission portion and the automatic transmission 1 12 functioning as a stepped transmission portion or a second transmission portion are also provided.
  • the same effects as in the above-described embodiment can be obtained.
  • the first clutch C1 is omitted, so that the driving device 110 can be further reduced in size and the axial dimension can be further reduced.
  • the driving device 110 of the present embodiment is configured to rotate the transmission member 18 during reverse travel.
  • the direction is inverted to the first to fifth gears and output to the automatic transmission 1 1 2, so the input rotation to the automatic transmission 1 1 2 is reversed within the automatic transmission 1 1 2
  • a reverse gear ratio corresponding to the reverse gear is achieved.
  • FIG. 30 is a skeleton diagram illustrating the configuration of a drive device 120 according to another embodiment of the present invention
  • FIG. 31 is a combination of a shift speed of the drive device 10 and engagement of a hydraulic friction engagement device.
  • FIG. 32 is an alignment chart for explaining a speed change operation of the driving device 110.
  • This embodiment is mainly different from the embodiments shown in FIGS. 1 to 3 mainly in that the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 20 are not arranged on the same axis.
  • differences between the driving device 120 and the driving device 10 will be mainly described.
  • a drive device 120 is connected to an input shaft 14 and a rotatable concentrically disposed on a first shaft center 14 c in a case 12 attached to a vehicle body.
  • a power distribution mechanism 16 connected directly or indirectly via a pulsation absorbing damper (vibration damping device) (not shown) and a second axis 32 c arranged parallel to the first axis 14 c And a differential drive gear 32 as an output rotating member connected to the automatic transmission 20, a power distribution mechanism 16 and an automatic transmission 2.
  • a counter gear pair CG is provided as a transmission member that connects power transmission between the counter gear and the counter gear.
  • This drive 10 is used for FF (front engine 'front drive) vehicles or RR (rear engine) (Rear drive) type vehicle, which is provided between an engine 8 as a driving force source for traveling and a pair of drive wheels 38 to transfer power to a differential drive gear 32. It is transmitted to a pair of drive wheels 38 via a differential ring gear 34, a differential gear device 36, a pair of axles 37, and the like, which are engaged with each other.
  • the counter gear pair CG includes a counter drive gear CG 1 that is rotatably mounted on the first shaft center 14 c so as to be rotatable concentrically with the power distribution mechanism 16 and is connected to the first ring gear R 1.
  • the counter which is rotatably disposed on the second shaft center 3 c concentrically with the automatic transmission 20 and is connected to the automatic transmission 20 via the first clutch C 1 and the second clutch C 2.
  • a driven gear CG 2 is provided, and is constituted by a gear pair as a pair of members in which a counter drive gear CG 1 and a counter driven gear CG 2 are always engaged.
  • the power gear and the CG are
  • the counter drive gear CG 1 is equivalent to a transmission member that forms a part of the transmission member 18 on the first shaft center 14 c side
  • the counter driven gear CG 2 is a second shaft center 3 2 c side
  • the counter gear pair CG is disposed adjacent to the power distribution mechanism 16 at a position opposite to the engine 8 with respect to the power distribution mechanism 16.
  • the power distribution mechanism 16 is disposed adjacent to the counter gear pair CG so as to be located between the engine 8 and the counter gear pair CG.
  • the second motor M2 is disposed on the first shaft center 14c adjacent to the counter gear pair CG so as to be located between the first planetary gear unit 24 and the counter gear pair CG. , Connected to the counter drive gear CG1.
  • the differential drive gear 32 is disposed on the opposite side of the automatic transmission 20 from the counter gear pair CG, that is, on the engine side.
  • the automatic transmission 20 is disposed adjacent to the counter gear pair CG so as to be located between the counter gear pair CG and the differential drive gear 32 (engine 8).
  • Counter gear pair C A second planetary gear set 26, a third planetary gear set 28, and a fourth planetary gear set 30 are arranged in this order from G toward the differential drive gear 32.
  • the first clutch C1 and the second clutch C2 are disposed so as to be located between the counter gear pair CG and the second planetary gear set 26. .
  • the transmission member that connects the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 20 is merely changed from the transmission member 18 to the counter gear pair CG, and the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission
  • the configuration of 20 and the connection relationship between them are the same as those of the embodiment shown in FIGS. Therefore, the engagement table of FIG. 31 and the alignment chart of FIG. 32 are the same as the engagement table of FIG. 2 and the alignment chart of FIG. 3, respectively.
  • the power distribution mechanism 16 functioning as a continuously variable transmission unit or a first transmission unit and the automatic transmission 20 functioning as a stepped transmission unit or a first transmission unit are also used.
  • the same effects as in the above-described embodiment can be obtained.
  • the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 20 are not disposed on the same axis as compared with the embodiment shown in FIGS. 1 to 3, the axial direction of the drive unit 120 is Dimensions are further reduced. Therefore, in general, the drive unit can be placed horizontally for an FF vehicle or an RR vehicle in which the axial dimension of the drive device is limited by the vehicle width, that is, the first shaft center 14 c and the second shaft center 32.
  • FIG. 33 is a skeleton view for explaining the configuration of a driving device 130 according to another embodiment of the present invention.
  • This embodiment is different from the embodiments shown in FIGS. 30 to 32 in the arrangement of the second electric motor M 2.
  • the arrangement (layout) of the second motor M2 will be described with reference to FIG.
  • the second electric motor M2 is disposed between the first clutch C1 and the second clutch C2 and the counter gear pair CG so that the second motor M2 is adjacent to the counter gear pair CG. 2c, and is connected to a counter driven gear CG2 which is a transmission member on the second shaft center 32c side.
  • the configurations of the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 20 and the connection relationship between them are the same as those of the embodiment shown in FIGS. 30 to 32. Although not shown, they are the same as the engagement table of FIG. 31 and the alignment chart of FIG. 32, respectively.
  • the power distribution mechanism 16 functioning as the continuously variable transmission portion or the first transmission portion and the automatic transmission 20 functioning as the stepped transmission portion or the first transmission portion are also used.
  • the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 20 are not disposed on the same axis as compared with the embodiment shown in FIGS. 1 to 3, the axial direction of the drive device 130 is Dimensions are further reduced. Therefore, in general, the drive unit can be placed horizontally for FF vehicles and RR vehicles where the axial dimension of the drive unit is limited by the vehicle width, that is, the first shaft center 14c and the second shaft center 32 are in the vehicle width direction.
  • the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 20 are disposed between the engine 8 (differential drive gear 32) and the power transmission gear pair CG).
  • the dimension in the axial direction of 0 is further reduced.
  • the second electric motor M2 is disposed on the second shaft center 32c, the dimension of the first shaft center 14c in the axial direction is reduced.
  • FIG. 34 is a skeleton diagram for explaining the configuration of a driving device 140 according to another embodiment of the present invention.
  • This embodiment is different from the embodiments shown in FIGS. 30 to 32 in the arrangement of the second electric motor M 2 and the arrangement of the first clutch C 1 and the second clutch C 2.
  • the arrangement (layout) will be described with reference to FIG.
  • the second electric motor M 2 is disposed on the first shaft center 14 c adjacent to the power center gear pair CG at a position opposite to the first planetary gear set 24 with respect to the counter gear pair CG. It is connected to a power transmission gear CG 1 which is a transmission member on the shaft center 14 c side.
  • the first clutch C 1 and the second clutch C 2 are located on the opposite side of the second planetary gear train 26 with respect to the counter gear pair CG and on the second shaft center 32 c adjacent to the counter gear pair CG. It is arranged in. Also, The configurations of the force distribution mechanism 16 and the automatic transmission 20 and their connection relationship are the same as those of the embodiment shown in FIGS. 30 to 32.
  • the engagement table and the alignment chart for the embodiment of FIG. Although not shown, they are the same as the engagement table of FIG. 31 and the alignment chart of FIG. 32, respectively.
  • the drive device 140 of this embodiment also functions as a continuously variable transmission portion or a first transmission portion.
  • the automatic transmission 20 functioning as a stepped transmission portion or a second transmission portion, the same effects as in the above-described embodiment can be obtained. Further, since the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 20 are not disposed on the same axis as compared with the embodiment shown in FIGS. 1 to 3, the axial direction of the drive unit 140 is not provided. Dimensions are further reduced. Therefore, in general, the drive unit can be placed horizontally for FF vehicles and RR vehicles in which the axial dimension of the drive unit is limited by the vehicle width. It can be suitably used as a drive device that can be mounted parallel to the direction. Furthermore, since the second electric motor M2 is disposed on the first shaft center 14c, the dimension of the second shaft center 3c in the axial direction is reduced. Example 10
  • FIG. 35 is a skeleton diagram for explaining the configuration of a driving device 150 according to another embodiment of the present invention
  • FIG. 36 is a combination of a shift speed of the driving device 150 and engagement of a hydraulic friction engagement device.
  • FIG. 37 is an alignment chart for explaining the gear shifting operation of the driving device 150.
  • This embodiment is mainly different from the embodiment shown in FIGS. 17 to 29 mainly in that the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 1 12 are not arranged on the same axis. Do Further, as compared with the embodiment shown in FIGS. 30 to 32, the point that the first clutch C1 is omitted and the method of establishing the reverse gear are different.
  • the transmission member that connects the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 112 is different.
  • the other parts are the same as those of the embodiment shown in FIGS. 27 to 29, including the method of establishing the reverse gear, except that the transmission member 18 is replaced with the counter gear pair CG.
  • the collinear charts of Fig. 37 and Fig. 37 are the engagement chart of Fig. 28 and the collinear chart of Fig. 19, respectively. It is similar to the figure.
  • the power distribution mechanism 16 functioning as a continuously variable transmission unit or a first transmission unit and the automatic transmission 1 12 functioning as a stepped transmission unit or a second transmission unit are also included.
  • the same effect as in the above-described embodiment can be obtained.
  • the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 1 12 are not arranged on the same shaft center as compared with the embodiment shown in FIGS. 27 to 29, the driving device 150 The dimension in the axial direction of is reduced. Therefore, in general, the drive unit can be placed horizontally for FF vehicles and RR vehicles where the axial dimension of the drive unit is limited by the vehicle width, that is, the first shaft center 14 c and the second shaft center 32 c are the vehicle width.
  • FIG. 38 is a skeleton view for explaining the configuration of a driving device 160 according to another embodiment of the present invention.
  • This embodiment differs from the embodiment shown in FIGS. 35 to 37 in the arrangement of the second electric motor M 2 and the arrangement of the second clutch C 2.
  • the arrangement (layout) will be described with reference to FIG.
  • the second motor M 2 is disposed on the first shaft center 14 c adjacent to the counter gear pair CG at a position opposite to the first planetary gear set 24 with respect to the counter gear pair CG, and It is connected to the counter drive gear CG1, which is the transmission member on the shaft center 14c side.
  • the second clutch C 2 is disposed on the second shaft center 32 c adjacent to the counter gear pair CG at a position opposite to the second planetary gear set 26 with respect to the counter gear pair CG. .
  • the configurations of the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 112 and their connection relations are the same as those of the embodiment shown in FIGS.
  • the engagement table and the alignment chart for the example are not shown, they are the same as the engagement table and the alignment chart of FIG. 37, respectively. ,
  • the power distribution mechanism 16 functioning as a continuously variable transmission unit or a first transmission unit and the automatic transmission 1 12 functioning as a stepped transmission unit or a second transmission unit are also provided.
  • the same effect as in the above-described embodiment can be obtained.
  • the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 1 12 are not disposed on the same shaft center as compared with the embodiment shown in FIGS. 27 to 29, the driving device 16 0
  • the dimension in the axial direction of is reduced. Therefore, in general, the drive unit can be placed horizontally for FF vehicles and RR vehicles where the axial dimension of the drive unit is limited by the vehicle width, that is, the first shaft center 14 c and the second shaft center 32 c are the vehicle width. It can be suitably used as a drive device that can be mounted parallel to the direction. Furthermore, since the second motor M2 is disposed on the first shaft center 14c, the dimension of the second shaft center 32c in the axial direction is reduced.
  • Example 1 2
  • FIG. 39 is a skeleton diagram illustrating the configuration of a driving device 170 according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 40 is an engagement table showing the relationship between the gear position of the drive device 170 and the combination of engagement of the hydraulic friction engagement devices.
  • FIG. 41 shows the shift operation of the drive device 170.
  • FIG. This embodiment is different from the embodiments shown in FIGS. 14 to 16 in that the first clutch C1 is omitted and the method of establishing the reverse gear is different.
  • differences between the driving device 170 and the driving device 70 will be mainly described.
  • the driving device 170 has a single pinion type first planetary gear device 24 having a predetermined gear ratio p 1 of, for example, about “0.418”, a switching clutch C 0, and a switching brake similarly to the driving device ⁇ 0.
  • a single pinion type third planetary gear set 28 having a predetermined gear ratio p 3 of about the same degree is connected in series via a transmission member 18 between the power distribution mechanism 16 and the output shaft 22. And a three-speed automatic transmission 17 2.
  • the first clutch C 1 is omitted as compared with the driving device 70, and in the useless driving device 70, the transmission member 18 is selectively connected via the first clutch C 1.
  • the second ring gear R 2 is always connected to the transmission member 18. That is, in the automatic transmission 17 2, the first sun gear S 2 of the gear unit 26 and the third sun gear S 3 of the third planetary gear unit 28 are physically connected to each other.
  • the second carrier of the second planetary gear set 26 is selectively connected to the transmission member 18 through the first clutch B 2 and selectively connected to the case 12 through the first brake B 1 CA 2 and the third ring gear R 3 of the third planetary gear set 28 are integrally connected and connected to the output shaft 22, and the second ring gear R 2 is connected to the transmission member 18 and the third carrier CA 3 is selectively connected to the case 12 via the second brake B2.
  • the switching clutch C 0, the second clutch C 2, the switching brake B 0, and the first brake By selectively engaging B1 and the second brake B2, any one of the first gear (first gear) to the fourth gear (fourth gear) is achieved.
  • the first clutch C1 is omitted as compared with the driving device 70, but the first to fourth gear speeds similar to those of the driving device 70 are obtained.
  • the power distribution mechanism 16 is provided with a switching clutch C0 and a switching brake # 0, and any one of the switching clutch C0 and the switching brake # 0 is engaged.
  • the power distribution mechanism 16 can be operated as a single-stage or multi-stage transmission with one or more speed ratios, in addition to the above-mentioned continuously variable transmission that can operate as a continuously variable transmission. It is possible to configure the state.
  • the switching clutch C 0 and the switching brake The step-variable transmission is constituted by the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 17 2 that are brought into a constant speed change state by engaging any one of B 0 and the switching clutch C 0 and the switching brake B
  • the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 1 T 2 which are brought into a continuously variable transmission state by not engaging any one of 0, constitute a continuously variable transmission.
  • the gear ratio 71 is set to a maximum value, for example, by engagement of the switching clutch C0 and the second brake B2, as shown in FIG.
  • the first gear stage of about “2.804” is established, and the engagement of the switching clutch C0 and the first brake B1 causes the gear ratio a to be smaller than the first gear stage, for example.
  • a second speed gear ratio of about "1.531" is established, and by the engagement of the switching clutch C0 and the second clutch C2, the gear ratio a3 is smaller than the second gear speed, for example.
  • the third speed which is about “1 .0000”, is established, and the second clutch C 2 and the switching brake B 0 are engaged, so that the gear ratio a4 is smaller than that of the third speed.
  • a fourth gear which is about “0.705”, is established.
  • the neutral "N" state for example, all of the switching clutch C0, the second clutch C2, the switching brake B0, the first brake B1, and the second brake B2 are released.
  • the second clutch C2 and the second brake B2 are engaged, and the second clutch C2 and the fourth clutch
  • the rotation speed of the transmission member 18 is not output from the output shaft 22 as it is, so that the first clutch C1 is released and the reverse gear is established.
  • the transmission direction of the transmission member 18 is inverted with respect to the first to fourth gears and output to the automatic transmission 17 2, whereby the automatic transmission 1 In 72, the reverse traveling gear ratio corresponding to the reverse gear is achieved without reversing the rotation direction of the transmission member 18. That is, in the present embodiment, the reverse transmission gear ratio corresponding to the reverse gear is achieved even if the automatic transmission 172 is not provided with the first clutch C1.
  • the input rotation direction that is, the rotation direction of the engine 8 is reversed by the power distribution mechanism 16 by the function of the power distribution mechanism 16 as a continuously variable transmission, so that the transmission member 18 is rotated. Negative rotation speed is assumed. Then, the negative rotation speed of the transmission member 18 is input to the automatic transmission 172, and the second brake B2 is engaged.
  • a gear ratio for reverse running corresponding to is established.
  • the gear ratio R 1 may be set to about “2.393” as in the case of the driving device 70 shown in FIGS. 14 to 16, but, for example, it may be a flat road, a sloping road, or a bad road.
  • a second reverse gear may be established as described below.
  • the negative rotation speed of the transmission member 18 is input to the automatic transmission 17 2 and the second clutch C 2 is engaged, so that the automatic transmission 17 is engaged.
  • the gear ratio R 2 is an arbitrary value. Gear ratio is established.
  • FIG. 41 shows a drive unit 1 including a power distribution mechanism 16 functioning as a continuously variable transmission unit or a first transmission unit and an automatic transmission 172 functioning as a stepped transmission unit or a second transmission unit.
  • a collinear diagram is shown, which can represent, on a straight line, a relative relationship between the rotational speeds of the rotary elements having different connection states for each gear.
  • Switching clutch C 0 and The rotation speed of each element of the power distribution mechanism 16 when the switching brake B 0 is released and when the switching clutch C 0 or the switching brake B 0 is engaged are the same as those in the above-described case.
  • the configuration of each rotating element of the fourth to seventh rotating elements RE4 to RE7 of the automatic transmission 172 is the same as that of the automatic transmission 72.
  • the fourth rotating element RE 4 is selectively connected to the transmission member 18 via the second clutch C 2 and is selectively connected to the case 12 via the first brake B 1.
  • the fifth rotating element RE 5 is selectively connected to the case 12 via the second brake B, and the sixth rotating element RE 6 is connected to the output shaft 22 of the automatic transmission 17 2.
  • the seven-rotation element RE 7 is connected to the transmission member 18.
  • the automatic transmission 172 when the second brake B2 is engaged, the automatic transmission 172 is connected to the transmission member 18 so that the rotation speed of the transmission member 18 is constantly maintained. Diagonal passing through the intersection of the vertical line Y7 indicating the rotation speed of the seventh rotation element RE7 and the horizontal line X2 and the intersection of the vertical line Y5 indicating the rotation speed of the fifth rotation element RE5 and the horizontal line X1 The rotation speed of the first-speed output shaft 22 is shown at the intersection of the straight line L 1 and the vertical line Y 6 indicating the rotation speed of the sixth rotation element RE 6 connected to the output shaft 22.
  • the intersection of the diagonal straight line L 2 determined by the engagement of the first brake B 1 and the vertical line Y 6 indicating the rotation speed of the sixth rotation element RE 6 connected to the output shaft 22 Indicates the rotational speed of the second-speed output shaft 22 and is determined by the engagement of the second clutch C 2 .7
  • the flat straight line L 3 and the sixth rotary element RE 6 connected to the output shaft 22 The rotation speed of the third-speed output shaft 22 is shown at the intersection with the vertical line Y6.
  • the switching clutch C 0 is engaged, the result, power from the power distribution mechanism 1 6 to the seventh rotary element RE 7 at the same rotational speed as the engine speed N E Entered.
  • the seventh rotation element RE 7 A vertical line indicating the rotation speed of the sixth rotation element RE 6 connected to the horizontal straight line LR 2 and the output shaft 22, which is determined by inputting a negative rotation speed to the second clutch C 2 and engaging the second clutch C 2.
  • the rotation speed of the output shaft 22 of the second reverse gear ratio Rev 2 is indicated.
  • a power distribution mechanism 16 functioning as a continuously variable transmission portion or a first transmission portion, and an automatic transmission 172 functioning as a stepped transmission portion or a first transmission portion.
  • the first clutch C 1 is omitted, so that the driving device 170 can be made more compact and the axial dimension can be further reduced. .
  • the rotation direction of the transmission member 18 is inverted to the first to fourth gears and output to the automatic transmission 172. Therefore, even if there is no engagement device or gear device for achieving the reverse gear for reversing the input rotation to the automatic transmission 17
  • the output shaft 22 of the transmission 17 2 can output a reverse rotation for the reverse traveling with respect to the forward traveling. For example, even if the automatic transmission is not provided with the first clutch C1 for the purpose of downsizing the drive device, a reverse gear ratio corresponding to the reverse gear is achieved.
  • the input rotation to the automatic transmission 17 2, which is the output of the power distribution mechanism 16, which is continuously variable by the engagement of the second brake B 2 or the engagement of the second clutch C 2 is reduced.
  • the output rotation from the automatic transmission 1 7 2 is used as it is, A reverse gear ratio in which R is an arbitrary value is achieved. For example, a reverse gear ratio larger than the first gear ratio can be obtained.
  • FIG. 42 is a skeleton diagram illustrating the configuration of a driving device 180 according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 43 is an engagement table showing the relationship between the gear position of the drive device 180 and the combination of engagement of the hydraulic friction engagement devices.
  • FIG. 44 shows the shift operation of the drive device 180.
  • FIG. This embodiment is mainly different from the embodiments shown in FIGS. 14 to 16 mainly in that the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 72 are not arranged on the same axis. .
  • the following mainly describes the differences between the driving device 180 and the driving device 70.
  • the driving device 180 is a first shaft center 14 in a case 12 attached to a vehicle body.
  • the input shaft 14 that is rotatably arranged concentrically on the c and a power distribution mechanism 16 that is directly or indirectly connected to the input shaft 14 via a pulsation absorbing damper (vibration damping device) not shown.
  • an automatic transmission 72 arranged concentrically rotatably on a first axis 32 c arranged parallel to the first axis 14 c and connected to the automatic transmission 72.
  • a differential drive gear 32 as an output rotating member, and a power center gear pair CG as a transmitting member that connects the first shaft center 14c and the second shaft center 32c so as to be able to transmit power are provided.
  • This drive device 180 is suitably used for an FF (front engine / front drive) type vehicle or an RR (rear engine / rear drive) type vehicle which is placed horizontally in a vehicle.
  • the power center gear pair CG includes a counter drive gear CG 1 that is rotatably disposed on the first shaft center 14 .C concentrically with the power distribution mechanism 16 and is connected to the first ring gear R 1.
  • a counter that is rotatably mounted on the two-axis center 3 2 c concentrically with the automatic transmission 72 and connected to the automatic transmission 72 via the first clutch C 1 and the second clutch C. It includes an evening driven gear CG2, and is constituted by a gear pair as a pair of members in which a counter drive gear CG1 and a counterdriven gear CG2 are always engaged.
  • the counter gear CG becomes This corresponds to a transmission member 18 that connects the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 72 in the embodiment shown in FIGS. 4 to 16.
  • the counter drive gear CG 1 corresponds to the transmission member on the first shaft center 14 c constituting the transmission member 18
  • the counter driven gear CG 2 corresponds to the second shaft center constituting the transmission member 18 This corresponds to the transmission member on the 3c side.
  • the counter gear pair CG is disposed adjacent to the power distribution mechanism 16 at a position opposite to the engine 8 with respect to the power distribution mechanism 16.
  • the power distribution mechanism 16 is disposed adjacent to the counter gear pair CG so as to be located between the engine 8 and the counter gear pair CG.
  • the second electric motor M 2 is disposed on the first shaft center 14 c adjacent to the counter gear pair CG so as to be located between the car device 24 and the counter gear pair CG, Counter drive gear Connected to CG1.
  • the differential drive gear 32 is disposed on the opposite side of the automatic transmission 72 from the counter gear pair CG, that is, on the engine side.
  • the automatic transmission 72 is disposed adjacent to the counter gear pair CG so as to be located between the counter gear pair CG and the differential drive gear 32 (engine 8).
  • a second planetary gear set 26 and a third planetary gear set 28 are arranged in order from the counter gear pair CG to the differential drive gear 32.
  • the first clutch C 1 and the second clutch C 2 are disposed so as to be located between the counter gear pair CG and the second planetary gear set 26.
  • the transmission member connecting the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 72 is merely changed from the transmission member 18 to the counter gear pair CG, and the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission
  • the configuration of 72 and their connection relationship are the same as those of the embodiment shown in FIGS. 14 to 16. Therefore, the engagement table in Fig. 43 and the alignment chart in Fig. This is the same as the engagement table of FIG. 15 and the alignment chart of FIG.
  • the power distribution mechanism 16 acting as a continuously variable transmission portion or a first transmission portion and the automatic transmission 72 functioning as a stepped transmission portion or a first transmission portion are also provided.
  • the shaft of the driving device 180 is not provided.
  • the dimension in the center direction is shorter. Therefore, in general, the drive unit can be placed horizontally for FF vehicles and RR vehicles, where the axial dimension of the drive unit is limited by the vehicle width. It can be suitably used as a drive device that can be mounted parallel to the direction.
  • the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 72 are provided with an engine 8 (differential drive gear 32). As a result, the axial dimension of the driving device 180 is further reduced. Further, since the second electric motor M2 is provided on the first shaft center 14c, the dimension of the second shaft center 32c in the axial direction is reduced. Example 14
  • FIG. 45 is a skeleton view for explaining the configuration of a driving device 190 according to another embodiment of the present invention.
  • This embodiment is different from the embodiment shown in FIGS. 42 to 44 in the arrangement of the second electric motor M 2.
  • the arrangement (layout) of the second motor M2 will be described with reference to FIGS.
  • the second motor M 2 is located on the second shaft center 32 c adjacent to the counter gear pair CG so as to be located between the first clutch C 1 and the second clutch C 2 and the counter gear pair CG. It is disposed and connected to a counter driven gear CG2 which is a transmission member on the second shaft center 32c side.
  • the configurations of the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 72 and their connection relationship are the same as those of the embodiment shown in FIGS. 42 to 44, and the engagement table and the collinear line for the embodiment of FIG. Although not shown, they are the same as the engagement table in FIG. 43 and the alignment chart in FIG. 44, respectively.
  • the power distribution mechanism 16 functioning as a continuously variable transmission portion or a first transmission portion and the automatic transmission 72 functioning as a stepped transmission portion or a first transmission portion are also provided.
  • the same effects as in the above-described embodiment can be obtained.
  • the drive unit 190 Dimensions are further reduced. Therefore, in general, the drive unit can be placed horizontally for FF vehicles and RR vehicles in which the axial dimension of the drive unit is limited by the vehicle width. It can be suitably used as a drive device that can be mounted parallel to the direction.
  • FIG. 46 is a skeleton view illustrating the configuration of a driving device 200 according to another embodiment of the present invention.
  • This embodiment is different from the embodiments shown in FIGS. 42 to 44 in the arrangement of the first electric motor M 2, the arrangement of the first clutch C 1 and the arrangement of the second planetary gear unit 26.
  • the arrangement (layout) will be described with reference to FIG.
  • the second motor M 2 is disposed on the first shaft center 14 c adjacent to the power transmission gear pair CG at a position on the opposite side of the first planetary gear set 4 with respect to the counter gear pair CG, It is connected to the counter drive gear CG1, which is the transmission member on the first shaft center 14c side.
  • the first clutch C 1 and the second planetary gear train 26 are located at positions opposite to the second clutch C 2 and the third planetary gear train 28 with respect to the counter gear pair CG. It is arranged on the second shaft center 32 c so as to be closer to the counter gear pair CG than to the planetary gear set 26. Further, the configurations of the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 72 and their connection relationship are the same as those of the embodiment shown in FIGS. 42 to 44. Although the alignment chart is not shown, they are the same as the engagement table of FIG. 43 and the alignment chart of FIG. 44, respectively.
  • the power distribution mechanism 16 functioning as a continuously variable transmission unit or a first transmission unit and the automatic transmission 72 functioning as a stepped transmission unit or a second transmission unit are also included.
  • the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 72 are not arranged on the same axis as compared with the embodiment shown in FIGS. The dimensions are shorter. Therefore, in general, the drive unit can be placed horizontally for FF vehicles and RR vehicles in which the axial dimension of the drive unit is limited by the vehicle width. It can be suitably used as a drive device that can be mounted parallel to the direction. Further, since the second electric motor M2 is disposed on the first shaft center 14c, the axial dimension of the second shaft center 32c is reduced.
  • FIG. 47 is a skeleton diagram illustrating the configuration of a driving device 210 according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 48 is an engagement table showing the relationship between the gear position of the drive device 210 and the combination of engagement of the hydraulic friction engagement device
  • FIG. 49 shows the shift operation of the drive device 210.
  • FIG. This embodiment is mainly different from the embodiments shown in FIGS. 39 to 41 mainly in that the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 172 are not arranged on the same axis. Yes. Further, as compared with the embodiment shown in FIGS. 42 to 44, the point that the first clutch C1 is omitted and the method of establishing the reverse gear are different.
  • the transmission member that connects the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 172 is Other than the transmission member 18 being replaced by the counter gear pair CG, the rest is the same as the embodiment shown in FIGS. 39 to 41, including the method of establishing the reverse gear, and the engagement table of FIG.
  • the alignment chart of FIG. 49 is the same as the engagement chart of FIG. 40 and the alignment chart of FIG. 41, respectively.
  • the arrangement (layout) of each device constituting the drive device 210 and the configuration of the counter gear pair CG corresponding to the transmission member 18 in FIG. This embodiment is the same as the embodiment shown in FIG. 42 except for the difference.
  • the power distribution mechanism 16 functioning as a continuously variable transmission portion or a first transmission portion and the automatic transmission 17 2 functioning as a stepped transmission portion or a second transmission portion are also provided.
  • the same effect as in the above-described embodiment can be obtained.
  • the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 17 2 are not disposed on the same shaft center, so that the drive The dimension in the axial direction is reduced more. Therefore, in general, the drive unit can be placed laterally for FF vehicles and RR vehicles where the axial dimension of the drive unit is limited by the vehicle width, that is, the first shaft center 14 c and the second shaft center 32 c are the vehicle width.
  • FIG. 50 is a skeleton view for explaining the configuration of a driving device 220 according to another embodiment of the present invention.
  • This embodiment differs from the embodiment shown in FIGS. 47 to 49 in the arrangement of the second electric motor M 2 and the arrangement of the second planetary gear unit 26.
  • the arrangement (layout) will be described with reference to FIG.
  • the second electric motor M 2 is disposed on the first shaft center 14 c adjacent to the power center gear pair CG at a position opposite to the first planetary gear set 24 with respect to the counter gear pair CG, It is connected to the counter drive gear CG1, which is the transmission member on the one axis 14c side.
  • the second planetary gear train 26 is disposed adjacent to the counter gear pair CG at a position opposite to the second clutch C 2 and the third planetary gear train 28 with respect to the counter gear pair CG.
  • the configurations of the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 172 and their connection relationship are the same as those of the embodiment shown in FIGS. 47 to 49, and the engagement table for the embodiment of FIG.
  • the alignment chart is the same as the engagement table in FIG. 48 and the alignment chart in FIG. 49, respectively.
  • the power distribution mechanism 16 functioning as a continuously variable transmission unit or a first transmission unit and the automatic transmission 17 2 functioning as a stepped transmission unit or a first transmission unit ,
  • the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 17 2 are not arranged on the same axis, so that the driving device 220 The axial dimension of More shortened. Therefore, in general, the drive unit can be placed horizontally for FF vehicles and RR vehicles, where the size of the drive unit in the axial direction is restricted by the vehicle width. It can be suitably used as a drive device that can be mounted in parallel with. Further, since the second electric motor M2 is disposed on the first shaft center 14c, the dimension of the second shaft center 32c in the axial direction is reduced.
  • FIG. 51 shows a seesaw switch 44 as a shift state manual selection device for switching the shift state of the drive device 10 by manual operation.
  • the automatic switching control operation of the speed change state of the drive device 10 based on the change of the vehicle state is described based on the relationship diagram of FIG. 8 or FIG.
  • the shift state of the drive device 10 may be controlled by manual switching.
  • the switching control means 50 switches the transmission mechanism 10 between the continuously variable transmission state and the stepped state preferentially in accordance with the selection operation of the switch 44 to the stepless transmission state or the stepped variable state. Switch to the shifting state.
  • the user may manually select the driving device 10 to be in the continuously variable transmission state. If it is desired to improve the feeling due to the change in the engine rotation speed accompanying the shift of the transmission, the drive device 10 may be manually selected so as to be in the stepped shift state.
  • the switch 44 When the switch 44 is provided with a neutral position in which neither the continuously variable transmission nor the stepped transmission is selected, when the switch 44 is in the neutral position, that is, when the user desires.
  • the shift state is not selected or when the desired shift state is automatic switching, the automatic switching control operation of the driving state of the driving device 10 may be performed.
  • FIG. 52 is a functional block diagram for explaining a main part of a control function of another embodiment of the electronic control unit 40.
  • the stepped shift control means 52 controls a shift operation by the transmission mechanism 10 based on a predetermined control variable from a relationship stored in advance.
  • Figure 53 is a diagram illustrating a stepped shift control map (shift diagram) 162 which is an example of the relationship used for such control.
  • the shift control means 54 for example, the vehicle speed V and the vehicle load, that is, the automatic transmission unit 2 are obtained from the stepped shift control map 16 0 output torque (output torque) T. It is determined whether or not to perform the shift of the automatic transmission section 20 based on the vehicle state indicated by, and the automatic shift control of the automatic transmission section 20 is executed.
  • the gear position of the automatic transmission unit 20 to be shifted is determined, and the automatic transmission control of the automatic transmission unit 20 is executed.
  • the vehicle speed V and the output torque T of the automatic transmission unit 20 are set.
  • the shift control of the stepped transmission is defined as a function of UT or vehicle load. Then, it is mapped as shown in FIG. 53 as the same control function as the continuously variable transmission region of the continuously variable transmission section.
  • the hybrid control means 15 56 controls the engine 8 in an efficient operation range in the stepless speed change state of the transmission mechanism 10, that is, the differential state of the differential section 11, similarly to the above-described hybrid control means 52. While operating, the drive force distribution between the engine 8 and the second electric motor M2 and the reaction force generated by the first electric motor Ml and / or the second electric motor M2 are changed to optimize the differential.
  • the gear ratio a0 as the electric continuously variable transmission of the unit 11 is controlled.
  • the required output of the driver is calculated from the accelerator pedal operation amount Acc and the vehicle speed V, and the required driving force is calculated from the required output of the driver and the required charging value, and the engine speed N calculated E and the total output, based on the total output and the engine rotational speed N E, the power generation of the first electric motor M 1 and / or the first electric motor M 2 to control the Enjin 8 so as to obtain the engine output Control the amount.
  • the hybrid control unit 156 executes the control in consideration of the gear position of the automatic transmission unit 20 in order to improve fuel efficiency.
  • the differential unit 11 functions as an electric continuously variable transmission.
  • the hybrid control means 156 is designed to achieve both driving performance and fuel economy during continuously variable speed running.
  • the target transmission of the total transmission ratio a T of the transmission mechanism 10 is determined so that the engine 8 can be operated along the stored optimal fuel efficiency curve of the engine 8, and the differential section is determined so that the target value can be obtained.
  • the gear ratio ⁇ 0 of 11 is controlled, and the toe gear ratio T is controlled within a changeable range of the gear ratio, for example, within a range of 13 to 0.5.
  • the hybrid control means 156 supplies the electric energy generated by the first electric motor Ml to the power storage device 60 and the second electric motor M2 via the inverter 580.
  • the main part of the driving force of the engine 8 is mechanically transmitted to the transmission member 18, but a part of the driving force of the engine 8 is consumed for power generation of the first electric motor M 1 and is converted there into electric energy,
  • the electric power is supplied to the second electric motor M2 or the first electric motor Ml via the inverter 58, and transmitted to the transmission member 18 from the second electric motor M2 or the first electric motor Ml.
  • a part of the driving force of the engine 8 is converted into electric energy by the equipment related to the generation of electric energy and consumed by the second electric motor M2, and the electric energy is converted into mechanical energy. Is configured.
  • the hybrid control means 15 6 drives the electric motor only, for example, only the second electric motor M 2 by the electric CVT function (differential action) of the differential section 11 irrespective of the stop or idle state of the engine 8.
  • the motor can be run as a power source.
  • the hybrid control means 15 56 controls the first motor M 1 and / or the first motor M 2 even when the differential portion 11 is in the stepped shift state (constant shift state) with the engine 8 stopped. It can be operated to drive the motor.
  • the hybrid control means 156 is configured to drive a plurality of driving power sources, that is, the engine 8, the first motor M1, and the first motor M2 based on a predetermined control variable based on a predetermined relationship.
  • Fig. 54 shows the engine running area and the motor for switching the driving power source for vehicle running between the engine 8 and the electric motors M1 and M2 (in other words, for switching between engine running and motor running).
  • Driving power source selection control map (Driving power source switching diagram) This is an example of 164. Also, the solid line in Fig. 54 On the other hand, a hysteresis is provided as shown by an alternate long and short dash line.
  • the drive power source selection control map 64 in FIG. 54 is, for example, stored in advance in the relation storage means 154, and the hybrid control means 156 is configured as shown in FIG. Drive power source selection control map 1 6 4 to vehicle speed V and output torque ⁇ .
  • the motor travel area is determined based on the vehicle state indicated by ⁇ , and the motor travel is executed.
  • the motor running by the hybrid control means 156 has a relatively low output torque ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ which is generally considered to have a lower engine efficiency than the high torque range, as is apparent from FIG. ⁇
  • the output torque ⁇ ⁇ ⁇ to the vehicle speed V and the automatic transmission portion 2 0 in the present embodiment functions and to drive amount source selection control of the vehicle load is defined.
  • the control function is mapped as shown in FIG. 54 as the same control function as the continuously variable lock area of the continuously variable transmission unit.
  • FIG. 55 is a diagram corresponding to the differential portion 11 in the alignment chart of FIG. FIG. 55 shows an example of the state of the differential section 11 in the continuously variable transmission state when the motor is running. For example, while the vehicle is running with the rotation torque of the second motor ⁇ 2, the engine rotation speed ⁇ ⁇ (the rotation speed of the first carrier CA1) becomes substantially zero with respect to the rotation speed of the first motor ⁇ corresponding to the vehicle speed V.
  • the first electric motor M1 is controlled, for example, idling at a negative rotation speed so as to be maintained.
  • the speed increasing side gear position determining means 158 determines which of the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 is to be engaged when the transmission mechanism 10 is set to the stepped shifting state. For example, in accordance with the stepped shift control map ⁇ ⁇ 62 shown in FIG. 53 previously stored in the relation storage means 154 based on the vehicle state, the shift speed of the transmission mechanism 10 to be shifted is increased. It is determined whether or not the gear is a higher gear, for example, a fifth gear.
  • the switching control unit 159 selectively switches the differential unit 11 between a continuously variable transmission state and a constant transmission ratio state based on a predetermined control variable based on a predetermined relationship.
  • the transmission mechanism 10 is selected between a continuously variable transmission state and a stepped transmission state.
  • FIG. 56 shows that in order to selectively switch the differential unit 11 between the continuously variable transmission state and the constant gear ratio state (the transmission mechanism 10 is switched between the continuously variable transmission state and the continuously variable transmission state).
  • An example is a pre-stored relationship having a boundary line between a stepless control region and a stepped control region for selectively switching between the shaft and a shaft indicating the vehicle speed V and an output torque T which is a driving force related value.
  • the switching control map 16 6 in FIG. 56 is, for example, stored in advance in the relation storage means 15 4, and the switching control means 159 is a switching control map 1 shown in FIG. 6
  • the state to be switched of the differential unit 11 is determined, that is, the differential unit 11 is set to the continuously variable transmission state. It is determined whether the differential portion 11 is in the control region or in the stepped control region in the constant speed ratio state, and the differential portion 11 is selectively switched to either the continuously variable speed state or the constant speed ratio state. Switch.
  • the speed change state of the transmission mechanism 10 to be switched is determined, that is, the transmission mechanism 10 is in the continuously variable control region where the transmission mechanism 10 is in the continuously variable transmission state, or the transmission mechanism 10 is set in the stepped transmission state.
  • the transmission mechanism 10 is selectively switched between the continuously variable transmission state and the continuously variable transmission state by determining whether the current state is within the stepped control region.
  • the vehicle speed V and the output torque of the automatic transmission unit 20 ⁇ are defined as a function of ⁇ or a vehicle load.
  • the vehicle speed V and the output torque of the automatic transmission unit 20 ⁇ is defined as a function of ⁇ or a vehicle load.
  • the stepped shift control means 152 at this time executes the automatic shift control of the automatic transmission section 20 according to, for example, the stepped shift control map 62 shown in FIG. 53 stored in the relation storage means 154 in advance.
  • FIG. 2 shows a combination of operations of the hydraulic friction engagement devices selected in the shift control at this time, that is, C0, C1, C2, 'B0, B1, B2, and B3. Snow That is, the entire transmission mechanism 10, that is, the differential section 11 and the automatic transmission section 20 function as a so-called stepped automatic transmission, and the speed is achieved according to the engagement table shown in FIG.
  • the transmission mechanism 10 as a whole has a low speed side gear ratio smaller than 1.0, that is, a so-called overdrive.
  • the switching control means 159 switches the differential portion 11 so that the differential portion 11 can function as a subtransmission having a fixed speed change ratio 0, for example, a speed change ratio 0 of 0.7.
  • a command to release 0 and apply the switching brake B 0 is output to the hydraulic control circuit 42. If the speed-up gear position determining means 158 determines that the transmission is not at the fifth speed, the transmission mechanism 10 as a whole has a reduction gear stage with a speed ratio of 1.0 or more.
  • the switching control means 159 engages the switching clutch C 0 and the switching brake B so that the differential portion 11 functions as a subtransmission with a fixed gear ratio 0, for example, the gear ratio 0.
  • a command to release 0 is output to the hydraulic control circuit 42.
  • the transmission mechanism 10 is switched to the stepped shift state by the switching control means 60, and is selectively switched to one of the two types of shift steps in the stepped shift state.
  • the moving section 11 functions as a sub-transmission
  • the automatic transmission section 20 in series with the sub-transmission functions as a stepped transmission, so that the entire transmission mechanism 10 functions as a so-called stepped automatic transmission. .
  • the transmission mechanism 10 sets the continuously variable transmission state as a whole.
  • a command to release the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 is output to the hydraulic control circuit 42 so that the differential portion 11 is in a continuously variable transmission state and is capable of continuously variable transmission.
  • a signal for permitting the hybrid control is output to the hybrid control means 156, and a signal for fixing the gear to the preset stepless speed is output to the stepped shift control means 152.
  • the automatic speed change is performed by the stepped variable speed control means 152 by an operation excluding the engagement of the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 in the engagement table of FIG.
  • the speed change ratio between the respective gears is continuously variable, so that the speed change mechanism 10 as a whole is in a stepless speed change state, and the toe speed ratio ⁇ T can be obtained steplessly.
  • the switching control means 159 controls the switching brake B 0 and the switching clutch C 0 as the differential state switching device to engage or disengage, thereby causing the power distribution mechanism 16 to perform the differential operation. Switches between the state and the non-differential state.
  • FIG. 57 is a comprehensive control map 1668 that includes the stepped shift control map 161 and the driving force source selection control map 1664 and the switching control map 1666.
  • the stepped speed change control map 16 2, the driving force source selection control map 16 4, and the off control map 16 6 preferably have a vehicle speed V and a vehicle load. That is, the output torque of the automatic transmission 20.
  • ⁇ is a common control variable (parameter).
  • the stepped shift control unit 15 2, the hybrid control unit 15 6, the speed-up gear stage determination unit 15 8, and the switching control unit 15 9 are stored in the relation storage unit 15 4 in advance.
  • the overall control map which is the relationship between the vehicle and the vehicle, is a common control variable, such as the vehicle speed V and the output torque of the automatic transmission section 20. Based on ⁇ , it performs total shift control and drive power source selection control. By using the common control variables as described above, it is possible to suitably perform the total shift control that selectively executes the stepless shift control and the stepped shift control, and the total drive control including the drive power source removal control. be able to.
  • the relationship storage means 154 stores the vehicle speed V and the output torque of the automatic transmission section 20.
  • ⁇ As a one-variable function of ⁇ , switching areas such as a continuously variable transmission state and a stepped transmission state (locked state) are defined as simply as possible.
  • a function map based on the vehicle speed V which determines the advantages and disadvantages of continuously variable transmission and the power range that affects the physique of the electric motor, and the determination of the advantages and disadvantages of continuously variable transmission in terms of transmission efficiency, enables various controls. Easy to execute It has a configuration.
  • the stepped speed change control map 16 2, the driving force source selection control map 16 4, and the switching control nup 16 6 are shown as one comprehensive control map 16 8.
  • these maps are specifically stored in the relationship storage means 154 as different maps as shown in FIGS. 53, 54, and 56.
  • FIG. 58 is a diagram exemplifying a stepped shift control map (shift diagram) 171 which is an example of the relationship for the power mode used in the stepped shift control by the stepped shift control means 152.
  • Fig. 59 shows the driving power source selection control map (driving power source switching diagram) 1 72 which is an example of the relationship for the power mode used for the driving power source selection control by the hybrid control means 156.
  • FIG. FIG. 60 is a power mode comprehensive control map 174 that includes the stepped shift control map 171, the driving force source selection control map L 72, and the switching control map 166.
  • the stepped shift control means 15 2 the hybrid control means 15 56, the speed-up gear position determination means 15 58, and the switching control means 15 9
  • the vehicle speed V and the output torque T 0UT of the automatic transmission unit 20 are determined from the power mode relationship stored in the relationship storage unit 154 according to the selection operation.
  • the above control is performed based on the above.
  • the relationships shown in FIGS. 53, 54, 56, and 57 are maps for the normal mode, and the switching control map 1666 shown in FIG. 56 corresponds to the normal mode and the power mode. Commonly used. That is, the stepped transmission diagram and the driving force source switching diagram are defined in separate maps, and are selected in combination when switching between the normal mode and the power mode.
  • the relation storage means 154 may store a plurality of maps as relations used for the stepped shift control, the driving force source selection control, and the switching control, respectively.
  • FIG. 53 and FIG. 58 will be described in detail. These figures are shift diagrams (relationships) stored in advance in the relationship storage means 154 on which the automatic transmission unit 20 determines the shift.
  • the axis indicating the vehicle speed V and the output torque T which is the vehicle load. It is an example of a shift diagram (shift map) composed of two-dimensional coordinates orthogonal to an axis indicating UT .
  • the solid lines in FIGS. 53 and 58 are the upshift lines, and the alternate long and short dash lines are the downshift lines.
  • the broken line 58 indicates the judgment vehicle speed V1 and the judgment output torque T1 for judging between the stepped control region and the stepless control region by the switching control means 159.
  • the broken lines in FIGS. 53 and 58 indicate the high vehicle speed determination line, which is a series of the determination vehicle speed V1, which is a preset high-speed traveling determination value for determining the high-speed traveling of the hybrid vehicle, and the hybrid vehicle
  • a driving force-related value related to the driving force for example, a judgment output torque T that is a preset high-output traveling judgment value for judging a high-output traveling in which the output torque ⁇ ⁇ ⁇ of the automatic transmission section 20 is a high output.
  • a high-power running determination line, which is a series of 1, is shown. Further, as indicated by a two-dot chain line with respect to the broken lines in FIGS.
  • FIGS. 53 and 58 show the vehicle speed V and the output torque ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ including the determination vehicle speed V 1 and the determination output torque T 1 as parameters, and the switching control means 60 sets the stepped control region.
  • FIG. 8 is a switching diagram (switching map, relation) stored in advance for determining which of a stepless control region and a stepless control region.
  • the shift map may be stored in advance in the relation storage means 154 as a shift map including the switching diagram.
  • this switching diagram may include at least one of the determination vehicle speed V1 and the determination output torque T1, or may be stored in advance as one of the vehicle speed V and the output torque ⁇ ⁇ ⁇ . It may be a switched line.
  • the shift diagram, the switching diagram, and the like are not used as maps, but as a determination formula for comparing the actual vehicle speed V with the determination vehicle speed V1, a determination formula for comparing the output torque ⁇ ⁇ ⁇ with the determination output torque T1, and the like. It may be stored as '
  • the vehicle load is a parameter corresponding to the driving force of the vehicle on a one-to-one basis.
  • the vehicle load includes not only the driving torque or driving force of the driving wheel 38 but also the output torque T 0 UT of the automatic transmission unit 20, for example.
  • engine torque T E the vehicle acceleration or, for example, the accelerator opening or throttling opening (or intake air quantity, air-fuel ratio, fuel injection amount) the actual value of such engine torque T E that is calculated by the engine speed N E Alternatively, it may be an estimated value such as a required driving force calculated based on the driver's accelerator pedal operation amount or throttle opening.
  • the driving torque is the output torque T.
  • the determination vehicle speed V1 is set such that the transmission mechanism 10 is in the stepped transmission state in the high-speed traveling so that the fuel efficiency is not deteriorated when the transmission mechanism 10 is in the stepless transmission state. It is set to be.
  • the determination torque T1 is used to reduce the size of the first motor M1 without making the reaction torque of the first motor M1 correspond to the high output range of the engine during high-power running of the vehicle. This is set according to the characteristics of the first electric motor M1 that can be disposed with the maximum output of electric energy from M1 reduced.
  • the high torque region where the output torque ⁇ ⁇ is equal to or higher than the predetermined judgment output torque T 1 or the vehicle speed V is equal to or higher than the predetermined judgment vehicle speed V 1
  • the stepped variable speed running is performed at the time of high drive torque at which the engine 8 has a relatively high torque, or at the time of relatively high vehicle speed, and the stepless speed change is performed.
  • the running is performed at a low driving torque at which the engine 8 has a relatively low torque, or at a relatively low vehicle speed of the vehicle speed, that is, in a normal output range of the engine 8.
  • the boundary between the stepped control region and the stepless control region in FIG. 56 corresponds to the high vehicle speed judgment line that is a series of high vehicle speed judgment values and the high output traveling judgment line that is a series of high output traveling judgment values. are doing.
  • the transmission mechanism 1 for example, during low-medium-speed running and low-medium-power running of the vehicle, the transmission mechanism 1
  • the transmission mechanism 10 operates as a stepped transmission.
  • the output of the engine 8 is driven exclusively through the mechanical power transmission path in a stepped shifting state
  • the conversion loss between the driving force transmitted to the wheel 38 and the electric power generated when the transmission is operated as an electric continuously variable transmission and electric energy is suppressed, and the fuel efficiency is improved.
  • output torque ⁇ is also provided.
  • the transmission mechanism 10 is in a stepped shift state in which it operates as a stepped transmission, and the engine is exclusively driven by a mechanical power transmission path.
  • the area in which the output of No. 8 is transmitted to the drive wheels 38 to operate as an electric continuously variable transmission rod is the low-medium-speed running and low-medium-power running of the vehicle.
  • the maximum value of the electric energy transmitted by the first electric motor # 1 can be reduced, so that the first electric motor # 1 or a driving device of a vehicle including the same can be further downsized.
  • the driver's demand for driving force is more important than the demand for fuel efficiency, so that it can be switched from a continuously variable speed state to a stepped speed change state (constant speed change state).
  • FIG. 1 0 rhythmic change of the engine rotational speed New E accompanying the change which the transmission of the engine rotational speed New E accompanying Appushifu Bok in stepped automatic shifting control, as shown in views.
  • FIG. 8 is also a conceptual diagram for creating the broken line in FIG.
  • the dashed line in FIG. 56 is a switching line that has been replaced on an orthogonal two-dimensional coordinate system based on the relationship diagram (map) in FIG. But also.
  • the switching control means 15 9 in the motor running mode in which the motor runs only using the electric motor, for example, only the second electric motor # 2, as the driving force source by the electric CVT function (differential action) of the differential section 11 1 Will be described in detail.
  • the switching control means 159 is, as shown in FIG. 55, for example, a hybrid control means 159 for suppressing drag of the inactive engine 8 and improving fuel efficiency. 6 by switching the power component Rooster himself mechanisms 1 6 As can be maintained Enjin rotation N E substantially zero to the differential state.
  • the switching control means 159 changes the power distribution mechanism 16 even when the stepped variable speed traveling, that is, the non-differential state of the power distribution mechanism 16 is selected in the switch 48 during the motor traveling. Switch to the active state.
  • the driving force source selection control map 1664 in Fig. 54 the motor running is originally performed in the low load range, so the higher the driving torque, the more the engine rotation accompanying the shift of the stepped transmission becomes. It is considered that the feeling cannot be improved due to the change in speed, and the expectation of the user is low. Therefore, the switching control means 159 dares to switch the power distribution mechanism 16 to the differential state even when the non-differential state is selected in the switch 44 for the purpose of improving the fuel consumption during motor running.
  • the power distribution mechanism 16 is switched to the non-differential state. Since during Meaux evening running as before mentioned engine N E is held substantially zero, the switching control means 1 5 9 switching the power distributing mechanism 1 6 as shown in FIG. 3 or FIG. 5, for example Bed
  • the non-differential state by the engagement of the rake B 0 or the engagement of the switching clutch C 0, the rotation speed of the first sun gear S 1 using the first electric motor M 1 in the differential state of the power distribution mechanism 16.
  • the engine speed NE is increased by increasing the rotation speed of the first sun gear S 1 more quickly than when the engine speed is increased.
  • the gear ratio control means (hereinafter referred to as gear ratio control means) 16 1 for continuously variable transmission is a vehicle in which the differential unit 11 which is a continuously variable transmission unit is operated for continuously variable transmission. If it is determined that the vehicle is in the continuously variable speed running state, the efficiency of the first motor M 1 is not determined. ? The gear ratio of the automatic transmission section 20 and its differential section 1 so that optimum fuel efficiency can be obtained based on the efficiency M2 of the M1 and the second motor M2 and the efficiency of the automatic transmission section 20. The gear ratio of 1 is controlled.
  • the output shaft rotation speed of the differential unit 11 (the input shaft rotation speed of the automatic transmission unit 20) for the purpose of preventing the reverse rotation of the first motor Ml even during steady running at relatively high speed ⁇
  • the automatic transmission section 20 as a stepped transmission section so that ⁇ is suppressed
  • the speed ratio a of the differential unit 11 is changed according to the speed ratio a.
  • the gear ratio control means 16 1 derives the target of the engine 8 from the engine fuel efficiency map 1 67 as shown in FIG. 61 previously stored in the relation storage means 154 based on the actual accelerator opening degree Acc. and determines the engine rotational speed N EM, the gear ratio ⁇ 0 gear ratio ⁇ the difference.
  • pivot portion 1 1 of the automatic shifting portion 20 for obtaining the target engine rotational speed N EM and based on the actual vehicle speed V Control to determine. That is, as shown in Fig. 61, one of the isohorsepower curves L3a corresponding to the output of the engine 8 to satisfy the driver's required driving force based on the actual accelerator opening Acc is well known.
  • the engine speed corresponding to the intersection C a of the determined iso-horsepower curve L 3 a and the optimum fuel efficiency curve L 2 determined from the relationship is determined as the target engine speed N EM .
  • the total speed ratio of the transmission mechanism 10 for obtaining the target engine speed NEM based on the target engine speed NEM and the actual vehicle speed V is represented by, for example, the relation shown in equation (1). Determined by the staff.
  • the relationship between the rotation speed N 0UT ( rp.m ) of the output shaft 22 of the automatic transmission unit 20 and the vehicle speed V (km / h) is as follows: the gear ratio of the final reduction gear is f, and the drive wheels 38 Assuming that the radius is r, the relationship is as shown in equation (2).
  • speed ratio candidate Nea a of the automatic transmission portion 20 capable of generating a speed N E, rb etc., for example, the actual from the relationship between equations (1) and the engine rotational speed as shown in (2) N E and the vehicle speed V Are set based on the vehicle speed V of the vehicle.
  • the speed ratio candidate values a a based on, for example, the total speed ratio a T for obtaining the target engine rotational speed N EM and the speed ratio candidate values a a and a b from the relationship shown in Expression (3), the speed ratio candidate values a a The vehicle fuel consumption Mfce is calculated for each b, and the gear ratio candidate value that minimizes the vehicle fuel consumption is determined as the gear ratio a of the automatic transmission unit 20.
  • Speed change ratio ⁇ 0 of the differential portion 1 1 is determined from the toe Yuru gear ratio ⁇ T for obtaining the target Enjin rotational speed N EM.
  • Fee is the fuel consumption rate
  • PL is the instantaneous required power
  • 7? Ele is the efficiency of the electric system
  • 77CVT is the transmission efficiency of the differential section 11
  • kl is the electric path of the differential section 11
  • the transmission ratio k2 is the transmission ratio of the mechanical path of the differential section 1 1,? ? gi is the transmission efficiency of the automatic transmission 20.
  • the efficiency 7? Ml of the first motor Ml and the efficiency? M2 of the second motor M2 are used to obtain the target engine speed NEM for each of the speed ratio candidate values 7a and ab.
  • Differential part for obtaining total gear ratio a T 1 Based on the rotational speed determined for each gear ratio candidate Oa, r Ob, and the output torque required for each motor to generate the required driving force Desired.
  • the above kl is usually a value near 0.1
  • k2 is usually a value near 0.9, but it is a function of the required output, so it is changed according to the required output.
  • the transmission efficiency ?? gi of the automatic transmission unit 20 is a function of the transmission torque Ti, the rotation speed Ni of the rotating member, and the oil temperature H that differ for each gear stage i, for example, as shown in Expression (4). .
  • the fuel consumption rate Fce the instantaneous required power PL
  • Mfce FceXPL / ((?? M 1 X ?? M 2 X ?? eleXkl '
  • FIG. 62 is a flow chart showing the main part of the control operation of the electronic control unit 40, that is, the switching control operation of the transmission mechanism 10 in the embodiment of FIG. 52, for example, about several milliseconds to several tens of milliseconds. It is executed repeatedly with a very short cycle time.
  • the processing of SA 6 and below is executed, but if the determination of SA 2 is denied, the actual driving torque or hybrid torque of the hybrid vehicle is determined in SA 3. It is determined whether or not the output torque ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ of the automatic transmission unit 20 has become a high torque (high driving force) that is equal to or greater than a predetermined determination torque T 1. If the determination of SA 3 is affirmative, the processing of SA 6 and below is executed, but if the determination of S 3 is denied, at SA 4, the electric energy of the first motor M1 is reduced.
  • Deterioration of equipment related to the electrical path is caused by, for example, the first motor Ml, the second motor M2, and the inverter motor.
  • Power storage device 60 function degradation of the transmission path connecting them, such as failure (file) or malfunction due to low temperature, is determined.
  • the SA 5 which shift stage the transmission mechanism 10 is set to is stored in the relation storage unit 15 4.
  • the determination is made according to the stored stepped shift control map 162 as shown in FIG.
  • S7 corresponding to the speed increasing gear position determining means 158, the speed to be shifted by the transmission mechanism 10 determined in the above S6 is the speed increasing gear position, for example, the fifth speed gear position. Is determined.
  • the differential unit 11 is switched so as to function as a fixed transmission ratio 0, for example, the auxiliary transmission with the transmission ratio 0 of 0.7.
  • a command to release the changeover clutch C 0 and apply the switching brake B 0 is output to the hydraulic control circuit 42.
  • a signal is output to the hybrid control means 156 to prohibit or prohibit the hybrid control or the stepless speed change control, and the stepped speed change control means 152 determines in S6
  • a signal is output that permits the automatic transmission section 20 to automatically shift to the fourth gear so that the entire transmission mechanism 10 is set to the fifth gear according to the set shift speed.
  • SA 9 If the determination in SA 7 is rejected, in SA 9, switching is performed so that the differential portion 11 can function as a fixed transmission ratio 0, for example, a subtransmission with a transmission ratio 0 of 1.
  • a command to engage the clutch C 0 and release the switching brake B 0 is output to the hydraulic control circuit 42.
  • a signal is output to the hybrid control means 1556 to prohibit or inhibit the hybrid control or the stepless speed change control, and the stepped speed change control means 15 1st to 4th gears according to the shift speed A signal is output to permit automatic shifting of automatic shifting section 20 in the range of gears.
  • the differential section 11 functions as a subtransmission
  • the automatic transmission section 20 in series functions as a stepped transmission, so that the entire transmission mechanism 10 is stepped.
  • the transmission is brought into a gear shift state and functions as a so-called stepped automatic transmission.
  • SA6, SA8, and SA9 are used in the operation of the stepped transmission control means 152
  • SA1, SA5, SA8, and SA9 are used in the operation of the hybrid control means 1.56, and SA5
  • SA8 and SA9 correspond to the operation of the switching control means 159, respectively.
  • the differential portion 11 that can be switched between the continuously variable speed change state and the constant speed ratio state that can be operated as an electric continuously variable transmission has a predetermined relationship.
  • a transmission mechanism 10 capable of switching between a continuously variable transmission state operable as an electric continuously variable transmission and a stepped transmission state operable as a stepped transmission, and a vehicle speed and a predetermined speed.
  • Switching control means 159 for selectively switching the transmission mechanism 10 to any one of the continuously variable transmission state and the stepped transmission state based on the vehicle load or the output torque of the vehicle drive device. It is possible to provide a control device that suitably performs shift control in the transmission mechanism 10 that can operate as an electric continuously variable transmission. In addition, it controls a speed change mechanism 10 that can be switched between a continuously variable speed state and a constant speed state that can operate as an electric continuously variable transmission, and controls the vehicle speed and the vehicle rain load or the output torque of the vehicle drive device.
  • a first region in which the transmission mechanism 10 is in the continuously variable transmission state and a first region in which the transmission mechanism 10 is in the constant speed transmission state are defined switching control maps.
  • Transmission mechanism that can operate as an electric continuously variable transmission It is possible to provide a control device that suitably performs the shift control in 10 by a simple program.
  • a transmission mechanism 10 capable of switching between a continuously variable transmission state operable as an electric continuously variable transmission and a continuously variable transmission state operable as a stepped transmission; a vehicle speed and a vehicle load; A first region where the transmission mechanism 10 is in the continuously variable transmission state, and a second region where the transmission mechanism 10 is in the stepped transmission state are defined as control parameters using the output torque of Switching control map 16 6, and switching control means 1 for selectively switching the transmission mechanism 10 to one of the stepless transmission state and the stepped transmission state based on the switching control map 16 6. And a control device that appropriately performs the speed change control in the transmission mechanism 10 that can be selectively operated as an electric continuously variable transmission and a stepped transmission by using a simple program. can do.
  • the differential mechanism 16 is provided in the differential mechanism 16 and is configured to be in a differential state in which the continuously variable transmission portion can be made differential as an electric continuously variable transmission and a locked state in which the differential is non-differential.
  • a differential state switching device for selectively switching 16 that is, a switching brake B 0 and a switching clutch C 0, and a shift line for switching the shift speed by predetermined control parameters are defined, and the stepped automatic The stepped shift control map 162 used for the shift control of the transmission unit 20, the differential region in which the differential state is set by the same control parameters as the stepped shift control map 162, and the non-differential state.
  • a non-differential region is defined and includes a switching control map 166 used for switching control between the differential state and the non-differential state by the differential state switching device. Shift control of the step-type automatic transmission unit 20 and the electric continuously variable transmission and stepped
  • the present invention can provide a control device that suitably performs the shift control in the transmission mechanism 10 that can be selectively operated as a transmission by a simple program. Also, the differential mechanism 16 can be used as an electric continuously variable transmission.
  • a differential state switching device that selectively switches between a differential state in which the differential state is enabled and a locked state in which the differential state is non-differential, that is, a switching brake B0 and a switching clutch C0, and a predetermined control parameter,
  • the region for determining at least one driving force source for generating driving force among the engine 8, the first motor Ml, and the second motor M2 is determined by a plurality of regions according to the determined driving force source.
  • the driving force source selection control map 167 which is determined and used for the selection control of the driving force source, and the same control as the driving force source selection control map 67, And a non-differential region to be set to the non-differential state, and a switching control map for controlling the switching between the differential state and the non-differential state by the differential state switching device. Accordingly, it is possible to provide a control device that suitably performs the shift control and the selection control of the driving force source in the transmission mechanism 10 operable as an electric continuously variable transmission by a simple program.
  • a transmission mechanism 10 capable of switching between a continuously variable transmission state operable as an electric continuously variable transmission and a stepped transmission state operable as a stepped transmission; 8.A plurality of regions for determining at least one driving force source that generates a driving force among the first motor M1 and the first motor M2 are defined in plurality according to the determined driving force source, and the driving force source is defined.
  • the drive power source selection control map 16 4 used for the selection control of the above and the same control parameters as those of the drive power source selection control map 64 are used to set the continuously variable transmission region to be in the continuously variable transmission state and the stepped transmission state.
  • a stepped shift region, and a switching control map 166 used for switching control between the stepless shift state and the stepped shift state by the transmission mechanism 10. Transmission and stepped transmission Can it to provide a control device that suitably performed by simple program selection control of the shift control and the driving force source in the selectively actuatable transmission mechanism 1 0 Te.
  • control parameters are the vehicle speed V and the vehicle load, that is, the output torque ⁇ of the automatic transmission unit 20, the transmission mechanism 1 operable as an electric continuously variable transmission is provided.
  • Shift control at 0 can be performed in a practical manner by a simple program
  • FIG. 63 is a functional block diagram for explaining a main part of a control function of another embodiment of the electronic control unit 40.
  • the fuel efficiency curve selection means 280 considers fuel efficiency or energy efficiency and drivability.
  • the fuel consumption curve map (hereinafter referred to as the fuel consumption map) of the engine 8 stored in advance in the fuel consumption curve storage means 2 82 so that the operation of the engine 10 optimal for the vehicle is obtained, that is, the fuel consumption curve Select
  • the fuel efficiency map may be changed in real time, or may be a map obtained by experimentally obtaining and storing the map in advance.
  • the optimal fuel efficiency curve of the engine 8 shown by the broken line in FIG. 64 is an example of the fuel efficiency map.For example, a solid line such as a contour line in the orthogonal two-dimensional coordinates of the axis indicating the engine speed NE and the axis indicating the engine torque Te is shown.
  • This optimal fuel economy curve is also a series of points representing the minimum fuel economy operating point.
  • the above fuel efficiency curve shows the same engine fuel consumption rate fe connecting the points.
  • the equal fuel consumption rate curve shows that the engine fuel consumption rate fe is smaller toward the inner circumference, that is, the fuel consumption is better.
  • a high fuel efficiency area is formed in the middle speed and high load area of the engine 8.
  • the fuel efficiency map is basically determined based on the specifications of the engine 8, but is affected by vehicle conditions, for example, internal factors or external factors of the engine 10. For this reason, the fuel efficiency map can be changed based on internal and external factors such as engine water temperature, catalyst temperature, engine operating oil temperature, or combustion state, that is, the air-fuel ratio indicated by lean stoichiometry. Therefore, the fuel efficiency curve storage means 282 stores a plurality of types of fuel efficiency maps, or I ⁇ changes the stored one type of fuel efficiency map in real time based on the internal and external factors. As a result, the fuel efficiency curve selecting means 280 selects .1 from a plurality of types of fuel efficiency maps based on the internal and external factors.
  • engine fuel consumption rate fe fuel consumption F / engine power P e It is represented by Therefore, the smaller the fuel consumption F and the larger the engine output Pe, the smaller the engine fuel consumption rate fe, that is, the better the fuel economy. In other words, whether the fuel consumption is good or bad can be compared with the magnitude of the engine output Pe obtained when the fuel consumption F is the same, so that the engine 8 can be operated along the optimal fuel consumption curve.
  • the fuel consumption map in the continuously variable transmission state of the transmission mechanism 10 is illustrated by a broken line shown as the optimum fuel consumption curve, and the fuel consumption map in the stepped transmission state is illustrated by a solid line.
  • the gear ratio is continuously changed so that the engine speed NE follows the optimum fuel consumption curve with respect to the vehicle speed V.
  • the engine speed NE is fixed with respect to the vehicle speed V because the speed ratio changes stepwise. Therefore, each fuel efficiency map is shown as in FIG.
  • the fuel efficiency map in the case of the continuously variable shift state is set to be the same as the optimal fuel efficiency curve shown by the broken line.
  • this is an example for clarifying the difference between the case of the continuously variable shift state and the case of the stepped shift state. Yes, they do not necessarily have to match.
  • the engine output P ecvt obtained in the continuously variable speed running in which the vehicle travels in the continuously variable shift state and the engine output P obtained in the stepped variable speed running in which the vehicle travels in the stepped shifting state under the rain When eu is compared with, for example, the same engine speed NE, the case of continuously variable speed running closer to the optimal fuel consumption curve becomes larger. That is, the stepless engine output p ecv t> the stepped engine output P eu is uniform.
  • the transmission efficiency 77 is higher in the case of the stepped shift state in which the mechanical transmission path is exclusively formed than in the case of the electric stepless shift state.
  • the fuel efficiency of a continuously variable speed running is not always higher than that of a stepped speed running.
  • a continuously variable speed drive with high transmission efficiency is more advantageous in terms of fuel economy, but a continuously variable speed drive, which can use a fuel efficient region at medium to low speeds, especially when viewed from the engine alone. This is advantageous in fuel efficiency. Therefore, in this embodiment, the stepless transmission efficiency? Cvt X stepless system efficiency 7? Sysc and stepped transmission efficiency?? U X stepped system efficiency?? Sysu are calculated, and their traveling efficiency is mainly considered transmission efficiency. Stepless taking into account the effect on fuel efficiency due to the difference in running efficiency 77 1.
  • the above stepless system efficiency 77 sysc is the electric system such as charging / discharging efficiency of power storage device 60, electric wire efficiency, and power consumption of inverter 58 when the transmission mechanism 10 is an electric continuously variable transmission.
  • the oil pump and the energy consumption of auxiliary equipment, etc. and the stepped system efficiency 7? Sysu can be obtained from the oil pump loss, the energy consumption of auxiliary equipment, etc.
  • constant values that are obtained and stored in advance through experiments or the like are used.
  • the fuel efficiency curve selection means 280 selects the fuel efficiency maps of the engine 8 in the continuously variable speed travel and the stepped speed travel previously stored in the fuel efficiency curve storage means 82 described above. For example, the stepless engine output Pecvt and the stepped engine output Peu at the current vehicle state, that is, the vehicle speed V, are read from the fuel efficiency map shown in FIG. In other words, the engine output P As a result, the vehicle fuel consumption rate fs is calculated based on the fuel consumption rate fe of the engine 8.
  • Fig. 65 shows the relationship (map) stored in advance in which the transmission efficiency 7? Is set using the vehicle speed V and the driving force-related values related to the vehicle's driving force as parameters, and changes according to the vehicle speed V. That is, this is an example in which the stepless transmission efficiency 7? Cvt, which becomes higher as the vehicle speed V becomes higher, is shown as a broken line A, and the stepped transmission efficiency is shown as a solid line A.
  • the line B shows the transmission efficiency 77 when the driving force-related value, for example, the output torque, Tout, for each line A increases.
  • transmission efficiency? It can be seen that? Changes according to the change of the output torque Tout, that is, it increases as the torque increases.
  • the transmission efficiency calculating means 284 calculates the stepless transmission efficiency? CVt and the stepped transmission efficiency 7U based on the actual vehicle state, for example, the vehicle speed V and the driving force-related value from the relationship previously stored. Will be determined.
  • cvt is the transmission efficiency of an electric continuously variable transmission including the efficiency of the first motor M1 and the first motor M2 and mainly considering the loss due to the electric path, for example, 0
  • the stepped transmission efficiency 7U is assumed to be, for example, about 0.92 as the transmission efficiency of a stepped transmission having a mechanical transmission path, but in the present embodiment, it varies depending on the vehicle state. That is, it is stored in advance as a function that changes based on the vehicle state.
  • the driving force-related value includes, as described above, not only the driving torque or driving force at the driving wheels 38, but also, for example, the output torque Tout of the automatic transmission unit 20, the engine torque Te, the vehicle acceleration, and the accelerator opening, for example.
  • the actual value such as the engine torque Te calculated by the degree or throttle opening (or intake air amount, air-fuel ratio, fuel injection amount) and the engine speed NE, the driver's accelerator pedal operation amount or throttle opening It is a parameter that corresponds to the vehicle driving force on a one-to-one basis, such as an estimated value of the required driving force calculated based on the degree, a detection value of a torque sensor, etc. This is when the driving force-related values such as the accelerator opening and the throttle opening increase other than when the output torque Tout increases.
  • fuel injection amount, intake air amount, negative pressure, etc. are also parameters related to high torque.
  • the running resistance of this vehicle is rolling resistance, air resistance, acceleration resistance, etc.
  • the rolling resistance and air resistance are related to the vehicle speed, and the acceleration resistance is related to the driving force related value. It can be said that the running resistance is the driving force-related value.
  • the fuel consumption rate calculating means 286 sequentially calculates the fuel consumption rate f s of each vehicle in the continuously variable speed traveling and the stepped variable speed traveling.
  • the fuel consumption rate calculating means 2886 is a stepless engine output P ecvt and a stepped engine output Peu read by the optimum fuel consumption curve selecting means 80 and the stepless running calculated by the transmission efficiency calculating means 2884. Based on the efficiency 7? Tcvt and the stepped traveling efficiency 7? Tu, and the fuel consumption F detected by the fuel consumption sensor 290, the fuel consumption rate f scvt of the vehicle running continuously variable speed fuel consumption F / (stepless engine output Pecvt x stepless running efficiency ??
  • the fuel consumption rate calculating means 2886 calculates the fuel consumption rate f s of the vehicle based on the vehicle state, for example, the vehicle speed V, the driving force-related value, and the like.
  • the fuel consumption rate calculating means 2886 calculates the fuel consumption rate fs of the vehicle by setting the fuel consumption F to a constant value, that is, a constant stored in advance. Good.
  • the fuel consumption rate fs of the vehicle is not always accurate and should be referred to as a "fuel consumption rate-related value", and the fuel consumption sensor 290 does not need to detect the fuel consumption F.
  • the switching control means 50 in the present embodiment sequentially determines whether the fuel consumption rate is higher in the continuously variable transmission state or the stepped transmission state, and based on the determination, the transmission mechanism 10 is disabled. The mode is selectively switched between a stepped shifting state and a stepped shifting state. Further, the switching control means 50 includes a shift state fuel efficiency determining means 2.88, and based on the determination results sequentially output by the shift state fuel efficiency determining means 288, shifts the speed change mechanism 10 to the continuously variable shift state and the active state. It selectively switches to one of the stepped shifting states.
  • the shift state fuel consumption determination means 288 determines whether the continuously variable shift travel or the stepped shift travel has a higher fuel consumption rate, that is, a better fuel economy, by, for example, the continuously variable shift calculated by the fuel consumption rate calculating means 286.
  • the fuel consumption rate f scvt of vehicle rain in variable speed running and the fuel consumption rate f su of stepped variable speed running vehicle are sequentially compared and determined.
  • the fuel consumption rate fs of the vehicle is calculated by the fuel consumption rate calculating means 2886 with the fuel consumption F as a constant value.
  • the shift state fuel efficiency determining means 288 may compare the stepless drive wheel output P wcvt with the stepped drive wheel output P wu and determine that the larger one is the higher fuel efficiency.
  • the stepless drive wheel output Pwcvt and the stepped drive wheel output Pwu need only be calculated by the fuel consumption rate calculation means 2886 as values related to the fuel consumption rate fs of the vehicle.
  • FIG. 66 is a flowchart showing a main part of the control operation of the electronic control unit 40 of the present embodiment, that is, a switching control operation of the shift state of the transmission mechanism 10 based on the fuel efficiency of the vehicle. It is executed repeatedly with an extremely short cycle time of about 10 msec.
  • step SB 1 corresponding to the optimum fuel consumption curve selecting means 280 (hereinafter, the steps are omitted), a fuel consumption map of the engine 8 stored in the fuel consumption curve storage means 82 in advance is selected.
  • the stepless engine output P ecvt and the stepped engine output P eu based on the vehicle state, that is, the vehicle speed V, are read from the map.
  • This fuel efficiency map is changed by internal and external factors of the engine 8, such as the engine water temperature, the engine operating oil temperature, or the combustion state, that is, the air-fuel ratio indicated by lean or stoichiometric.
  • the transmission mechanism 10 The continuously variable transmission efficiency 7? Cvt in the stepped shifting state is obtained based on the vehicle state, for example, the actual vehicle speed V and the driving force-related value from the relationship stored in advance shown in FIG. 65, for example.
  • the vehicle state for example, the actual vehicle speed V and the driving force-related value from the relationship stored in advance shown in FIG. 65, for example.
  • stepless transmission efficiency 7? Cvt and the stepless system efficiency 7? Sy sc stored as a constant value and the stepless running efficiency ?? tcvt stepless transmission efficiency "cvt X stepless system efficiency 77 sysc) is calculated.
  • SB 3 corresponding to the fuel consumption rate calculating means 86 the continuously variable shift traveling is performed based on the continuously variable engine output P ecvt read in SB 1 and the continuously variable traveling efficiency tcvt obtained in SB 2 above.
  • Fuel consumption rate f scvt ⁇ fuel consumption F / (stepless engine output P ecvt x stepless running efficiency ?? tcvt) ⁇
  • the stepped transmission efficiency 77 u in the stepped shift state of the transmission mechanism 10 is determined, for example, from the relationship stored in advance shown in FIG. For example, it is obtained based on the actual vehicle speed V and the driving force related value.
  • the stepped transmission is performed based on the stepped engine output P eu read in SB1 and the stepped traveling efficiency 7? Tu obtained in SB4.
  • SB 6 corresponding to the shift state fuel efficiency determination means 88, it is determined whether the continuously variable speed travel or the stepped speed travel is the fuel consumption rate fs of the vehicle, that is, the fuel efficiency is good, for example, in the above SB 3 and SB 5.
  • the determination is made by comparing the calculated fuel consumption rate f scvt of the vehicle traveling continuously variable speed with the fuel consumption rate f SU of the vehicle traveling continuously variable speed.
  • variable speed mechanism 10 A command to release switching clutch C 0 and switching brake B 0 to be in a state is output to hydraulic control circuit 42.
  • hybrid A signal for permitting the hybrid control is output to the control means 52, and a signal for fixing to the preset stepless speed change gear is output to the stepped shift control means 54, Alternatively, a signal is output which permits automatic shifting in accordance with a shift line which is stored in advance in the shift diagram storage means 56 and is used as a basis for the shift determination of the automatic shifting portion 20 in the shift diagram shown in FIG. 12, for example. .
  • the switching type transmission unit 11 functions as a continuously variable transmission
  • the automatic transmission unit 20 in series with it functions as a stepped transmission.
  • the rotation speed input to the automatic transmission portion 20, that is, the transmission member, for each of the first, second, third, and fourth speeds of the automatic transmission portion 20 The rotation speed of 18 is steplessly changed, and a stepless speed ratio width is obtained for each gear. Therefore, the speed ratio between the gears is continuously variable continuously, so that the total speed ratio ⁇ ⁇ of the entire speed change mechanism 10 can be continuously obtained.
  • the variable speed mechanism 10 In other words, if it is determined in S ⁇ 6 that the fuel economy in the step-variable traveling is good, in S ⁇ 8 corresponding to the switching control means 50, the variable speed mechanism 10 And outputs a signal to the hybrid control means 5 to disallow (prohibit) the hybrid control or the stepless shift control so that the hybrid control means 5 is set to the stepped shift state. In other words, the shift control at the time of the stepped shift set in advance is permitted. At this time, the stepped shift control means 54 executes automatic shift control according to, for example, the shift diagram shown in FIG. 12 stored in the shift diagram storage means 56 in advance. FIG.
  • the switching clutch C0 is engaged, so that the switching transmission unit 11 functions as a subtransmission with a fixed transmission ratio a0 of 1.
  • the switching brake B0 is engaged instead of the engagement of the switching clutch C0, so that the switchable transmission portion 11 has a fixed gear ratio 0 of 0.7. It functions as an auxiliary transmission.
  • the entire transmission mechanism 10 including the switchable transmission unit 11 and the automatic transmission unit 20 functioning as the auxiliary transmission functions as a so-called stepped automatic transmission.
  • the transmission mechanism 10 that constitutes an electric continuously variable transmission that is generally considered to have good fuel efficiency is switched to a shift state in which traveling is advantageous in terms of fuel efficiency of the vehicle, so that fuel efficiency is further improved.
  • a shift state switching type capable of switching between a continuously variable shift state operable as an electric continuously variable transmission and a stepped shift state operable as a stepped transmission.
  • the switching control means 50 determines whether the transmission mechanism 10 is in the continuously variable transmission state or the stepped transmission state. ), The vehicle can be selectively switched between the continuously variable transmission state and the stepped transmission state, so that appropriate driving with further improved fuel efficiency can be obtained.
  • the fuel consumption rate f is sequentially calculated from the vehicle state, for example, the vehicle speed V and the driving force-related value by the fuel consumption rate calculating means 2886 (SB3.SB5).
  • the fuel consumption rate f in the continuously variable transmission state and the stepped transmission state is calculated in real time, and the transmission state of the transmission mechanism 10 is set to a fuel-efficient traveling state.
  • the fuel consumption rate f is calculated based on the fuel consumption rate fe of the engine 8 obtained from, for example, the relationship stored in advance shown in FIG.
  • the fuel consumption rate fs of the vehicle is appropriately calculated by the calculation means 2886.
  • the fuel consumption rate f calculated from the vehicle state is calculated by the transmission efficiency calculation means 2884 (SB 2 , SB 4), the transmission efficiency? 7 from the engine to the driving wheels 38 is calculated, and the fuel consumption rate f is appropriately calculated by the fuel consumption rate calculation means 286.
  • the transmission efficiency 7? Changes depending on the running resistance of the vehicle, for example, high-torque traveling such as traveling on an uphill road, and the fuel consumption rate calculating means based on the transmission efficiency 7?
  • the fuel consumption rate f is properly calculated from 286.
  • the transmission efficiency 77 varies depending on the vehicle speed V, and the fuel consumption rate f is appropriately calculated by the fuel consumption rate calculating means 286 based on the transmission efficiency.
  • the transmission efficiency? 7 is determined by a driving force-related value of the vehicle. What changes, its transmission efficiency?
  • the fuel consumption rate f is appropriately calculated by the fuel consumption rate calculation means 2886 based on?.
  • the power distribution mechanism 16 is a single pinion type first planetary gear train 24 having the first carrier CA 1, the first sun gear S 1, and the first ring gear R 1 as three elements. Therefore, there is an advantage that the power distribution mechanism 16 can be configured simply and with a small axial dimension. Further, a transmission clutch C 0 and a first sun gear S 1 for interconnecting the first sun gear S 1 and the first carrier CA 1 are transmitted to the power distribution mechanism 16. Since the switching brake B 0 connected to the case 12 is provided, the switching control means 50 easily controls the continuously variable transmission state and the stepped transmission state of the transmission mechanism 10.
  • the automatic transmission unit 20 is interposed between the power distribution mechanism 16 and the drive wheels 38 in series, and the speed ratio of the power distribution mechanism 16, that is, the switching type variable Since the total speed ratio of the speed change mechanism 10 is formed based on the speed ratio of the speed portion 11 and the speed ratio of the automatic speed portion 20, the speed ratio of the automatic speed portion 20 is used. Accordingly, a wide range of driving force can be obtained, so that the efficiency of the continuously variable transmission control, that is, the hybrid control in the switch-type transmission unit 11 is further enhanced.
  • the switchable transmission section 11 when the transmission mechanism 10 is in the stepped transmission state, the switchable transmission section 11 functions as if it were part of the automatic transmission section 20 and the transmission ratio is 1 There is an advantage that the fifth speed, which is a smaller overdrive gear, can be obtained.
  • the first electric motor M 2 is connected to the transmission member 18 which is the input rotating member of the automatic transmission unit 20
  • the first motor M 2 is connected to the output shaft 22 of the automatic transmission unit 20.
  • the second motor M can be reduced in size because the output can be improved with a low torque.
  • FIG. 67 is a functional block diagram illustrating a main part of the control function of the electronic control unit 40, which is another embodiment of FIG.
  • FIG. 68 shows the shift diagram storage means 56 which is the basis for the shift determination of the automatic shifting portion 20 in advance. It is a shift diagram (shift map or relation) remembered, and is an example of a shift diagram composed of two-dimensional coordinates having a vehicle speed V and an output torque Tout as a driving force related value as parameters.
  • the solid line in Fig. 68 is the upshift line, and the dashed line is the downshift line.
  • FIG. 68 is the same as that shown in FIG. 12 except that the stepless control region for bringing the transmission mechanism 10 into the stepless shift state and the stepped control region to put the stepless shift state into the stepped shift state.
  • the difference is that the vehicle is set in consideration of which traveling mode has a good fuel consumption rate fs of the vehicle.
  • the vehicle fuel consumption rate f s is good in running in either the continuously variable transmission state or the stepped transmission state with the vehicle speed V and the driving force-related value such as the output torque Tout as parameters.
  • a previously stored switching diagram switching map in which a stepless control region for setting the speed change mechanism 10 to the stepless speed change state and a stepped control region for setting the stepwise speed change state to the stepless speed change state are set. Or relationship).
  • the setting of those areas that is, the dashed line in FIG. 68 and the boundary between the stepless control area and the stepped control area shown by the two-dot chain line in which hysteresis is provided with respect to the dashed line are the transmission mechanism 10.
  • FIG. 68 is also a diagram showing the relationship when the shift map and the switching map are configured with the same two-dimensional coordinates, and this switching map is stored in advance in the shift diagram storage means 56 together with the shift map. Will be. It should be noted that the shift map and the switching map are formed of different two-dimensional coordinates, and that the switching map is stored in another storage means other than the shift diagram storage means 56, for example, a switching diagram storage means (not shown). It may be stored in advance.
  • the switching control means 50 of the present embodiment replaces the switching of the shift state of the transmission mechanism 10 based on the fuel consumption rate f of the vehicle in the above-described embodiment with, for example, a shift line as shown in FIG. Based on the current vehicle state, that is, the actual vehicle speed V and the output torque Tout, from the switching map stored in advance in the figure storage means 56, the transmission mechanism 10 is switched between the continuously variable transmission state and the stepped transmission state. Selectively switch between crabs.
  • the continuously variable transmission state or the continuously variable transmission state depends on whether the fuel consumption rate f is good in the continuously variable transmission state or the continuously variable transmission state.
  • the speed change mechanism 10 is controlled based on the vehicle state, for example, the actual vehicle speed V and the output torque Tout. Is selectively switched to any one of the above, so that the speed change state of the transmission mechanism 10 can be easily switched to a fuel-efficient traveling state, thereby further improving fuel efficiency.
  • Embodiment 22-FIG. 69 is a functional block diagram illustrating a main part of a control function by the electronic control unit 40, and is another embodiment of FIG.
  • the switching control means 50 further includes a high vehicle speed determination means 62, a high output traveling determination means 64, and an electric path function determination means 66, and the shift is controlled based on predetermined conditions of the vehicle.
  • the switching of the speed change state of the mechanism 10 is performed based on the fuel consumption rate f of the vehicle in the above-described embodiment, and the speed change mechanism 10 is switched to the stepped speed change state.
  • the high vehicle speed determining means 62 determines whether or not the actual vehicle speed V of the hybrid vehicle has reached a high vehicle speed equal to or higher than the determination vehicle speed V 1 which is a preset high speed traveling determination value for determining high speed traveling.
  • the high-power travel determining means 64 is a preset high-power travel determination value for determining a high-power travel based on a drive power-related value related to the drive power of the hybrid vehicle rain, for example, the output torque Tout of the automatic transmission unit 20. Judgment is made as to whether or not high torque (high driving force) running with the judgment output torque T 1 or more.
  • the high-power running determination means 64 determines the high-power running of the vehicle based on the driving force-related information that directly or indirectly indicates the driving force of the vehicle. 6 is a failure determination condition for determining that the function of the control device for bringing the transmission mechanism 10 into a continuously variable transmission state is determined.
  • the function of equipment related to the electric path from the generation of electric energy in the first electric motor M1 to the conversion of the electric energy into mechanical energy is reduced, that is, the first electric motor Ml, the second electric motor M1, Judgment is made based on the failure of the motor M2, the inverter 58, the power storage device 60, the transmission line connecting them, the failure (file) or the deterioration of the function due to low temperature, or the occurrence of the malfunction.
  • the determination vehicle speed V1 is determined by changing the transmission state of the transmission mechanism 10 to the above-described state so as to suppress deterioration of fuel efficiency when the transmission mechanism 10 is set to the continuously variable transmission state at high speed traveling. Switching the transmission mechanism 10 to the stepped shift state without using the vehicle's fuel consumption rate f in the example is clearly advantageous in terms of fuel efficiency. Value.
  • the determination torque T1 is set to, for example, the first motor M1 in order to reduce the size of the first motor M1 without making the reaction torque of the first motor M1 correspond to the high-power region of the engine during high-power running of the vehicle. This is set according to the characteristics of the first electric motor M1 that can be disposed with the maximum output of electric energy from the electric motor M1 reduced.
  • the determination torque T 1 is determined based on the vehicle that needs to switch the transmission mechanism 10 to the stepped transmission state without switching the transmission state of the transmission mechanism 10 based on the vehicle fuel consumption rate f in the above-described embodiment.
  • High-power running of the vehicle that is, a high-power running of the vehicle that exceeds the engine output limit value determined based on the rated output of the motor that cannot operate the transmission mechanism 10 as an electric continuously variable transmission is determined. Is stored in advance. .
  • the switching control means 50 includes a high vehicle speed determination by the high vehicle speed determination means 62 as a predetermined condition, a high output travel determination by the high output travel determination means 64, that is, a high torque determination, and an electrical control by the electric path function determination means 66. If at least one of the determinations of the path dysfunction has occurred, it is determined that the transmission is in the stepped shift control region in which the transmission mechanism 10 is switched to the stepped shift state, and the hybrid control means 52 is operated in the same manner as in the above-described embodiment. On the other hand, a signal for disabling or prohibiting the hybrid control or the stepless shift control is output, and the stepwise shift control means 54 is permitted to perform the shift control at the time of the preset stepwise shift. I do.
  • the transmission control mechanism 50 switches the transmission mechanism 10 to the step-variable shift state based on the predetermined condition.
  • the shift type transmission unit 11 is made to function as an auxiliary transmission, and the self-clouding transmission unit 20 in series functions as a stepped transmission. By doing so, the entire transmission mechanism 10 functions as a so-called stepped automatic transmission. .
  • the switching control means 50 determines which of the switching clutch CO and the switching brake B 0 is to be engaged, for example, by the high output traveling determination by the high output traveling determining means 64.
  • the engagement of the switching clutch C 0, or The engagement of the switching brake B0 may be determined by a high-speed running determination by the high vehicle speed determining means 62. However, if the fifth gear is selected even during high-power running, engagement of the switching brake B0 is determined.
  • FIG. 70 shows a switching map stored in advance in the shift diagram storage means 56 for determining which of the continuously variable shift travel and the stepped shift travel has better fuel economy.
  • This switching map has a relationship corresponding to the boundary between the stepless control area and the stepped control area in the orthogonal two-dimensional coordinates of the axis indicating the engine speed NE and the axis indicating the engine torque TE. .
  • the switching control means 50 determines the actual engine rotational speed NE from the switching map of FIG. 70 in place of the switching of the speed change mechanism 10 to the stepped shifting state based on the predetermined condition of the vehicle.
  • the vehicle state represented by the engine speed NE and the engine torque TE is within the stepped control area, that is, the area in which the vehicle should be forcibly switched to the stepped shift state regardless of the fuel consumption determination.
  • the speed change mechanism 10 may be switched to the stepped speed change state by determining whether the speed is within the range. That is, the relationship shown in FIG. 70 is such that the engine torque TE corresponding to the region where the determination vehicle speed V1 and the determination torque T1 or more are high torque regions where the engine torque TE is a predetermined value TE1 or more, and the engine speed NE is preset.
  • High engine speed region where engine output calculated from engine torque TE and engine speed NE is higher than a predetermined value NE 1 or higher, that is, the fuel consumption rate of the vehicle in the above embodiment.
  • a region where the transmission mechanism 10 needs to be set to the stepped shift state clearly without being based on f is obtained in advance through experiments and stored.
  • the switching control means 50 sets the transmission mechanism 10 to the stepped shifting state when the actual vehicle speed exceeds the predetermined vehicle speed V1. Therefore, for example, if the actual vehicle speed V exceeds the determination vehicle speed V1 for determining high-speed running of the vehicle where it is clearly advantageous in terms of fuel efficiency to switch the transmission mechanism 10 to the stepped shifting state, only mechanical The output of the engine is transmitted to the drive wheels through the power transmission path, and the conversion loss between power and electricity that occurs when operating as an electric continuously variable transmission is suppressed, so that fuel efficiency is improved.
  • the switching control means 50 sets the transmission mechanism 10 to the step-variable shifting state when the actual output torque Tout 'exceeds a predetermined determination output torque T1. Therefore, for example, the actual output torque Tout may exceed the engine output limit value determined based on the rated output of the first electric motor M1 that cannot operate the transmission mechanism 10 as an electric continuously variable transmission.
  • Judgment for judging the high-power running of the vehicle When the high-output running exceeds the output torque T1, the output of the engine 8 is transmitted to the driving wheels 38 exclusively through the mechanical power transmission path, and the transmission mechanism 1 When 0 is operated as an electric continuously variable transmission, low-medium-power driving is performed exclusively, so that the maximum value of the electric energy to be generated by the first motor M 1 can be reduced, that is, the first motor M 1 1)
  • the output capacity to be protected can be reduced
  • the first electric motor Ml and the second electric motor M2, or a drive device of a vehicle including the first electric motor Ml and the second electric motor M2 are further downsized.
  • the switching control means 50 sets the transmission mechanism 10 to a state in which the failure determination condition for determining the deterioration of the function of the control device for bringing the transmission mechanism 10 into the electrically stepless variable speed state is satisfied. Since step 10 is a stepped transmission state, even if the transmission mechanism 10 is not set to a stepless transmission state, it is set to a stepped transmission state. Vehicle running is ensured.
  • Example 2 3
  • FIG. 71 is a function block diagram for explaining a main part of a control function according to another embodiment of the electronic control unit 40.
  • the stepped shift control means 54 is, for example, a shift diagram shown by a solid line and a one-dot chain line in FIG.
  • (Shift map) shows vehicle speed V and output torque of stepped transmission section 20 ⁇ . Based on the vehicle state represented by ⁇ , it is determined whether or not to perform the shift of the stepped transmission portion 20.
  • the automatic transmission control of the stepped transmission unit 20 is executed by determining the gear position to be shifted by the stepped transmission unit 20.
  • the hybrid control means 52 operates the engine 8 in an efficient operation range in the continuously variable transmission state of the transmission mechanism 10, that is, the differential state of the differential section 11,
  • the electric motor continuously variable transmission of the differential unit 11 by changing the distribution of the driving force between the second motor M 2 and the first motor M 1 and optimizing the reaction force generated by the power generation. Controls 0.
  • the required output of the driver is calculated from the accelerator pedal operation amount Acc and the vehicle speed V
  • the required driving force is calculated from the required output of the driver and the required charging value
  • the engine rotational speed is calculated.
  • calculating the N E and total output, the total output and based on the engine rotational speed N E to control the first power generation amount of the motor M 1 and controls the engine 8 to obtain the Enji emissions output .
  • the hybrid control means 52 executes the control in consideration of the gear position of the step-variable transmission portion 20 in order to improve fuel efficiency and the like.
  • the rotational speed of the power transmitting member 1 8 determined by the engine rotational speed N E and vehicle speed V and the step-variable shifting portion 2 0 of the shift speed determined in order to operate the engine 8 in an operating region at efficient
  • the differential section 11 functions as an electric continuously variable transmission.
  • the hybrid control means 52 enables the engine 8 to operate in accordance with the previously-stored optimal fuel efficiency curve of the engine 8 that achieves both drivability and fuel efficiency during continuously variable speed running.
  • a target value of the total speed ratio a T of the transmission mechanism 10 is determined, and the speed ratio a 0 of the differential unit 11 is controlled so as to obtain the target value. Control is performed within a range, for example, within a range of 13 to 0.5.
  • the hybrid control means 52 supplies the electric energy generated by the first electric motor Ml to the power storage device 60 and the second electric motor M2 through the inverter 58, so that the main part of the power of the engine 8 is provided. Is mechanically transmitted to the transmission member 18, but a part of the power of the engine 8 is consumed for power generation of the first electric motor M 1 and is converted into electric energy there, and the electric energy is transmitted through the inverter 58. It is supplied to the second motor M2 or the first motor M1, and is supplied from the second motor M2 or the first motor M1. It is transmitted to the transmission member 18.
  • a part of the power of the engine 8 is converted to electric energy by the related equipment from the generation of this electric energy to the consumption by the second electric motor M2, and the electric energy is converted to mechanical energy.
  • the electric power and the electric power are configured.
  • the hybrid control means 52 allows the electric motor to run all the time by using the electric CVT function of the differential unit 11, for example, using only the second electric motor M2 as a driving power source, regardless of whether the engine 8 is stopped or in the idle state. be able to. Furthermore, even if the differential section 11 is in the stepped shift state (constant shift state) with the engine 8 stopped, the first motor M 1 and / or the second motor M 2 can be operated to run overnight.
  • the hybrid control means 52 performs regenerative braking control for adjusting the amount of power generated by the electric motors M 1 and / or M 2 based on, for example, the vehicle speed and / or the amount of braking operation during deceleration driving or braking operation. Execute. At this time, electric energy generated from the electric motors M 1 and / or M is stored in the power storage device 60 through the inverter 58.
  • Fig. 54 shows the engine driving area and motor driving for switching the driving force source between the engine 8 and the electric motors M1 and M2, that is, switching between engine driving and motor driving.
  • a pre-stored relationship that has a border with the region
  • FIG. 3 is an example of a driving force source switching diagram (driving force source map) formed by a two-dimensional coordinate having a vehicle speed V and an output torque T OUT as a driving force related value as parameters.
  • a hysteresis is provided as shown by a chain line with respect to the solid line in FIG.
  • the driving force source switching diagram of FIG. 54 is stored in advance in, for example, the shift diagram storage means 56.
  • the engine efficiency is generally relatively low compared to the high torque range, as is apparent from FIG. It is executed when ⁇ or when the vehicle speed is relatively low, that is, in a low load range.
  • the hybrid control means 52 controls the differential operation of the differential section 11 in order to suppress dragging of the engine 8 that is not operating due to fuel cut and improve fuel efficiency during the motor running.
  • approximately zero i.e. the engine rotational speed New E by Maintained at a value that is determined engine rotational speed N E and a value for example zero close to zero or zero.
  • the first electric motor M1 is controlled at a negative rotation speed, for example, idling, so as to be maintained at substantially zero.
  • the speed-increasing-side gear position determining means 62 switches the shift mechanism when the transmission mechanism 10 is set to the stepped shift state.
  • the speed to be shifted by the speed change mechanism 10 is a speed-up side gear stage, for example, a fifth speed stage. It is determined whether or not.
  • the switching control means 50 obtains the vehicle speed V and the output torque ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ from the switching diagram (switching map, relationship) shown in the dashed line and the two-dot chain line in FIG.
  • the speed change mechanism 10 to be switched is determined based on the vehicle state indicated by ⁇ , that is, the speed change mechanism 10 is in the continuously variable control region in which the speed change mechanism 10 is set to the stepless speed change state. It is determined whether the current state is within the stepped control region where the stepped shift state is set, and the transmission mechanism 10 is selectively switched between the stepless shift state and the stepped shift state.
  • the switching control means 50 determines that the current state is within the stepped shift control region, the switching control means 50 outputs a signal to the hybrid control means 52 to disallow or prohibit the hybrid control or the continuously variable shift control.
  • the stepped shift control means 54 is allowed to perform a shift control at the time of the stepped shift set in advance.
  • the stepped shift control means 54 executes the automatic shift control of the stepped transmission section 20 according to, for example, the shift diagram shown in FIG. 12 stored in the shift diagram storage means 56 in advance.
  • FIG. 2 shows a combination of operations of the hydraulic friction engagement devices selected in the speed change control at this time, that is, C0, C1, C2, B0, B1, B2, and B3. That is, the entire transmission mechanism 10, that is, the differential section 11 and the stepped transmission section 20 function as a so-called stepped automatic transmission, and the shift speed is achieved according to the engagement table shown in FIG.
  • the switching control means 5.0 is provided with a differential ratio r 0 in which the differential portion 11 is fixed. For example, a command to release the switching clutch C0 and to apply the switching brake B0. Is output to the hydraulic control circuit 42 so that the transmission can function as an auxiliary transmission with a gear ratio 0 of 0.7. If it is determined by the speed-increasing gear position determining means 62 that the gear is not the fifth speed, a reduction gear position having a speed ratio of 1.0 or more is obtained as a whole of the transmission mechanism 10.
  • the switching control means 50 engages the switching clutch C 0 and operates the switching brake B 0 so that the differential portion 11 can function as a subtransmission with a fixed transmission ratio 0, for example, the transmission ratio 0.
  • the release command is output to the hydraulic control circuit 42.
  • the transmission mechanism 10 is selectively switched to one of the two types of shift steps in the stepped shift state, and
  • the moving unit 11 functions as a subtransmission, and the stepped transmission unit 20 in series functions as a stepped transmission, so that the entire transmission mechanism 10 functions as a so-called stepped automatic transmission.
  • the switching control means 50 determines that the transmission mechanism 10 is within the continuously variable transmission control area for switching the transmission mechanism 10 to the continuously variable transmission state, the transmission control means 50 as a whole obtains the continuously variable transmission state.
  • a command to release the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 is output to the hydraulic control circuit 42 so that the moving unit 11 is in a continuously variable transmission state and is capable of continuously variable transmission.
  • the hybrid control means 52 outputs a signal for permitting the hybrid control
  • the stepped shift control means 54 outputs a signal for fixing the gear to a predetermined gear during the continuously variable shift.
  • it outputs a signal that permits automatic shifting of the stepped transmission portion 20 in accordance with, for example, the shift diagram shown in FIG.
  • the automatic transmission is performed by the stepped shift control means 54 by an operation excluding the engagement of the switching clutch C0 and the switching brake B0 in the engagement table of FIG.
  • the differential unit 11 switched to the continuously variable transmission state by the switching control means 50 functions as a continuously variable transmission
  • the stepped variable transmission unit 20 in series functions as a continuously variable transmission.
  • an appropriate amount of driving force is obtained, and at the same time, the first, second, third, and fourth gears of the stepped transmission portion 20
  • the rotational speed input to the stepped transmission portion 20 that is, the rotational speed of the transmission member 18 is steplessly changed, so that each gear stage has a stepless speed change ratio width.
  • FIG. 12 will be described in detail.
  • the solid line is an upshift line, and the dashed line-is a downshift line.
  • the broken lines in FIG. 12 indicate the determination vehicle speed V1 and the determination output torque T1 for determining between the stepped control region and the stepless control region by the switching control means 50. That is, the dashed line in FIG. 12 relates to the high vehicle speed determination line, which is a series of the determination vehicle speed V1, which is a preset high-speed travel determination value for determining the hybrid vehicle traveling at high speed, and the driving force of the hybrid vehicle.
  • Driving force related value for example, stepped transmission
  • a high output travel determination line which is a series of a determination output torque ⁇ 1, which is a preset high output travel determination value for determining a high output travel in which ⁇ is a high output, is shown. Further, as indicated by a two-dot chain line with respect to the broken line in FIG. 12, hysteresis is provided for the determination between the stepped control region and the stepless control region. That is, in FIG. 12, the vehicle speed V and the output torque ⁇ OUT including the determination vehicle speed VI and the determination output torque T1 are set as parameters, and the switching control means 50 uses the switching control means 50 to select either the stepped control region or the stepless control region.
  • FIG. 12 the vehicle speed V and the output torque ⁇ OUT including the determination vehicle speed VI and the determination output torque T1 are set as parameters, and the switching control means 50 uses the switching control means 50 to select either the stepped control region or the stepless control region.
  • the shift map may be stored in advance in the shift diagram storage means 56 as a shift map including the switching diagram.
  • the switching diagram may include at least one of the determination vehicle speed V 1 and the determination output torque T 1, or may be stored in advance using any one of the vehicle speed V and the output torque ⁇ as a parameter. It may be a switching line.
  • the shift diagram and the switching diagram are stored not as a map but as a judgment formula for comparing the actual vehicle speed V with the judgment vehicle speed VI, a judgment formula for comparing the output torque TOUT with the judgment output torque T1, and the like. May be done.
  • the determination vehicle speed V1 is set such that, for example, the speed change mechanism 10 in the high-speed running is controlled by the step-variable speed change so that the fuel efficiency is not deteriorated when the transmission mechanism 10 is set to the stepless speed change state. It is set to be in a state. Also, the judgment torque T 1 is to reduce the reaction torque of the first motor M1 in the high-power running of the vehicle without causing the reaction torque of the first motor M1 to correspond to the high-output region of the engine. No. 1 motor M that can be installed with a reduced maximum output of electric energy
  • Figure 8 is an engine as a boundary for the area determining which of the engine rotational speed N E and engine torque T E and the step-variable control region and the continuously variable control region by the switching control means 5 0 as a parameter It is a switching diagram (switching map, relation) stored in advance in, for example, a shift diagram storage means 56 having an output line. Switching control means 5 0, based instead switching diagram of FIG 1 the switching diagram shown in FIG. 8 and the engine rotational speed N E and E down Jintoruku T E, those of the engine speed N E and the engine Torque T
  • FIG. 8 is also a conceptual diagram for creating the broken line in FIG.
  • the dashed line in FIG. 12 is also a switching line that has been rearranged on two-dimensional coordinates using the vehicle speed V and the output torque ⁇ as parameters based on the relationship diagram (map) in FIG.
  • a high speed region is set as a stepped control region.
  • the continuously variable speed running is at a low driving torque at which the engine 8 has a relatively low torque.
  • it is executed at a relatively low vehicle speed, that is, in a normal output range of the engine 8.
  • the predetermined value TE 1 or more high torque region where the engine Bok torque T E is set in advance, the engine speed N E preset predetermined value NE 1 or more high rotation region, or a high output region Enjin output is higher than the predetermined calculated on engine torque T E and Enjin speed N E, because it is set as a step-variable control region, the step-variable shifting travel of the engine 8 It is executed at a relatively high torque, a relatively high rotation speed, or a relatively high output, and the continuously variable speed running is performed when the engine 8 has a relatively low torque, a relatively low rotation speed, or a ratio. It is executed at a relatively low output, that is, in a normal output range of the engine 8.
  • the boundary between the stepped control region and the stepless control region in FIG. 8 corresponds to the high vehicle speed determination line, which is a series of high vehicle speed determination values, and the high output travel determination line, which is a series of high output travel determination values. are doing. .
  • the transmission mechanism 10 is set to a continuously variable transmission state to ensure the fuel efficiency of the vehicle, but the actual vehicle speed V is before.
  • the transmission mechanism 10 is used as a stepped transmission. It operates in a step-variable transmission state, and the output of the engine 8 is transmitted to the driving wheels 38 through a mechanical power transmission path to operate as an electric continuously variable transmission. The conversion loss between them is suppressed, and the fuel efficiency is improved.
  • output torque ⁇ is also used.
  • the transmission mechanism 10 is in a stepped shift state in which the transmission mechanism 10 operates as a stepped transmission, and is exclusively driven by a mechanical power transmission path.
  • the region where the output of the motor 8 is transmitted to the drive wheels 38 to operate as an electric continuously variable transmission is the low-to-medium-speed running and low-to-medium-power running of the vehicle.
  • Energy In other words, the maximum value of the electric energy transmitted by the first electric motor # 1 can be reduced, so that the first electric motor # 1 or a vehicle driving device including the same can be further downsized.
  • the driver's demand for driving force is more important than the demand for fuel efficiency, so that it can be switched from a continuously variable transmission state to a stepped transmission state (constant transmission state). . That this shall be the user, for example, rhythmic Enji down speed New E of Heni spoon due to the change which the transmission of the engine rotational speed New E accompanying Appushi shift in stepped automatic shifting control, as shown in FIG. 1 0 Consum.
  • Fu Yu one Erukatsuto control means 3 7 for example, ⁇ Kuseru amount Acc during vehicle traveling, throttle opening 6 th, the required drive-force-related value either fuel injection quantity is zero
  • the fuel supply to the engine 8 is cut off when a fuel power condition such as the continued deceleration running for a predetermined time or more is satisfied.
  • the start of the engine 8 is controlled by the hybrid control means 5.
  • the continuously variable-speed traveling determining means 380 determines whether or not the continuously variable-speed traveling of the vehicle has been selected. The determination is made based on the output of the switching control means 50 or the selection operation of the continuously variable shift state by the switch 44 or the like.
  • the engine fuel efficiency map storage means 382 stores, for example, an engine fuel efficiency map shown in FIG. 61 in advance. This engine fuel efficiency map is a relationship determined in advance experimentally, and is shown in a contour line by a solid line set in two-dimensional coordinates of the engine rotation speed axis AX1 and the engine output torque axis AX2. It has an equal fuel consumption curve L1, an optimum fuel consumption curve L2 indicated by a broken line, and an equal horsepower curve L3 indicated by a dashed line curve.
  • the optimum fuel efficiency curve L 2 indicates better fuel efficiency at the center, and the equal horsepower curve L 3 indicates higher horsepower at higher engine speeds.
  • the motor efficiency map storage means 384 stores, for example, the efficiency map of the first motor M1 shown in FIG. 72 and the efficiency map of the second motor M2 shown in FIG. 73 in advance, for example. .
  • the efficiency map of the first motor M1 and the efficiency map of the second motor M2 include an efficiency curve L4 indicated by a solid contour line in two-dimensional coordinates of the rotation speed axis and the output torque axis. ing. In the efficiency curve L4, the higher the center, the higher the efficiency.
  • the speed ratio control means (hereinafter referred to as the speed ratio control means) 386 during the continuously variable speed travel is controlled by the continuously variable speed travel determining means 3800 so that the differential portion (the continuously variable speed portion) 11 is operated continuously.
  • the optimum fuel efficiency is determined based on the efficiency M1 of the first motor M1 and the efficiency M2 of the second motor M2 and the efficiency of the stepped transmission unit 0.
  • the speed ratio a of the stepped transmission portion 20 and the speed ratio a 0 of the differential portion (stepless transmission portion) 11 are controlled so as to obtain the following.
  • the output shaft rotation speed of the differential section (stepless transmission section) 11 (stepless transmission section 20 Input shaft rotation speed)
  • the speed ratio of the differential portion (stepless transmission portion) 11 according to the speed ratio a is adjusted.
  • the gear ratio control means 3886 is used to calculate the target engine rotational speed N EM of the engine 8 based on the actual accelerator opening Acc from the engine fuel efficiency map shown in FIG. 61 stored in the engine fuel efficiency map storage means 382.
  • target Enjin rotational speed calculation means 3 8 8 to determine the actual speed ratio ⁇ and the differential portion of the geared transmission unit 2 0 of order to obtain the target engine rotational speed N EM based on the vehicle speed V (stepless Transmission unit) 1 Determine gear ratio 0 for 1 Speed ratio determining means 390 which performs the transmission.
  • the target engine rotational speed calculating means 388 uses one of the outputs corresponding to the output of the engine 8 to satisfy the driver's required driving force based on the actual accelerator opening Acc.
  • the horsepower curve L 3 a. Is determined from a well-known relationship, and the engine speed corresponding to the intersection C a of the determined iso-horsepower curve L 3 a and the optimum fuel efficiency curve L 2 is the target engine speed N EM Is determined as
  • the two speed ratio determining means 390 determines the total speed ratio of the transmission mechanism 10 for obtaining the target engine speed N EM based on the target engine speed N EM and the actual vehicle speed V: Is determined, for example, from the relationship shown in equation (1). Note that the relationship between the rotational speed N 0UT (r pm) of the output shaft 22 of the stepped variable speed section 20 and the vehicle speed V (km / h) is expressed as follows: If the radius of r is r, the relationship shown in Equation 2 is obtained.
  • speed N EM gear ratio candidate value ⁇ a larger engine rotational speed N E can generate geared transmission unit 20, rb, etc., for example the engine rotational speed N E as shown in equation (1) and (1)
  • Multiple types are set based on the actual vehicle speed V from the relationship with the vehicle speed V.
  • the speed ratio candidate values a a and a b The vehicle fuel consumption Mfce is calculated every time, and the speed ratio candidate value that minimizes the vehicle fuel consumption is determined as the speed ratio a of the stepped transmission portion 20, and the speed ratio ⁇ and the target engine rotational speed are determined.
  • Isseki bets for obtaining New Ipushironmyu Le gear ratio ⁇ ⁇ Toka et differential unit gear ratio ⁇ 0 (continuously variable transmission portion) 1 1 is determined.
  • Fee is the fuel consumption rate
  • PL is the instantaneous required power
  • ? ? ele is the efficiency of the electrical system
  • 77CVT is the transmission efficiency of the differential section 11
  • kl is the transmission of the electrical path of the differential section 11
  • the ratio, k2 is the transmission ratio of the mechanical path of the differential unit 11
  • Gi is the transmission efficiency of the stepped transmission unit 20.
  • M l and efficiency 77 M 2 of the second electric motor M 2 of the first electric motor M l of the formula (3) can each gear ratio candidate value ⁇ a, the target engine rotational speed N EM to rb-per
  • the above kl is usually a value near 0.1
  • k2 is usually a value near 0.9. However, since it is a function of the required output, it is changed according to the required output. Further, the transmission efficiency?
  • the transmission torque T i is, for example, as shown in Expression (4), the transmission torque T i, the rotation speed Ni of the rotating member, the oil temperature H Is a function of. Constant values are used for the fuel consumption rate F ce, the instantaneous required power PL, the electric system efficiency 7? Ele, and the transmission efficiency r? CW of the differential unit 11 for convenience. Further, a constant value may also be used for the transmission efficiency 7? Gi or the like of the stepped transmission portion 20 as long as practical accuracy is not affected.
  • the speed ratio control means 3886 controls the speed ratio of the stepped speed change portion 20 and the speed ratio of the differential portion (stepless speed change portion) 11 determined as described above by the stepless speed change running.
  • the stepped shift control means 54 and the hybrid control means 52 are instructed so as to be respectively realized as the gear ratios at.
  • the speed ratio control means 386 sets the speed change
  • the stepped shift control means 54 is caused to perform a shift control by using, for example, an entire area stepped speed diagram shown in FIG. 74 stored in the diagram storage means 56.
  • the shift to other words, as the operating point of Enjin is close to the optimum fuel consumption point engine speed N E becomes closer to the target engine rotational speed N EM
  • the differential section (stepless transmission section) 11 is non-differential, the shift line is shifted to the lower vehicle speed side as compared with Fig.
  • FIG. 75 is a flowchart for explaining a main part of the control operation of the electronic control unit 40 of the present embodiment, that is, a gear ratio control operation at the time of continuously variable speed running. It is executed repeatedly with a very short cycle time.
  • FIG. 76 is a flowchart illustrating the gear ratio calculation routine of FIG. 75.
  • steps corresponding to the continuously variable-speed traveling determining means 380 (hereinafter, the steps are omitted) In SC1, whether or not the vehicle is in the continuously variable-speed traveling state is determined by the switching control means 50. This is determined based on the output of the switch or the selection operation of the switch 4. If the determination of SC 1 is affirmative, the engine fuel efficiency map of FIG. 6 stored in advance in the engine fuel efficiency map storage means 82 is read in SC 2, and the motor efficiency map storage means 3 8 4 is read in SC 3. The efficiency map of the first motor M1 of FIG. 72 previously stored in FIG. 72 is read, and the efficiency map of the second motor M2 of FIG. 73 previously stored in the motor efficiency map storage means 384 in SC4. Is read.
  • the speed ratio calculation routine of SC 5 and the speed ratio control output of SC 6 corresponding to the continuously variable speed running speed ratio control means 3886 are executed.
  • FIG. 76 showing the speed ratio calculation routine of SC5
  • the actual engine speed corresponds to the target engine speed calculating means 3888.
  • SC52 and SC53 are executed.
  • SC52 one of the equal horsepower curves corresponding to the output of the engine 8 to satisfy the driver's required driving force based on the actual accelerator opening Acc based on the equal horsepower curve L3 shown in FIG. 3a is determined.
  • the determined iso-horsepower curve L3a indicates the target engine output for satisfying the driver's required driving force.
  • SC53 based on the relationship shown in FIG.
  • the engine speed corresponding to the intersection C a of the determined constant horsepower curve L 3 a and the optimum fuel efficiency curve L is defined as the target engine speed N EM. It is determined .
  • SC54 corresponding to the two speed ratio determining means 3900 a transmission mechanism for obtaining the target engine speed NEM based on the target engine speed NEM and the actual vehicle speed V is provided.
  • the total gear ratio of 10 is, for example, the relation shown in equation (1).
  • the speed ratio of the stepped transmission section 20 and the differential section (stepless transmission section) 11 to obtain the total transmission ratio a T ( 770) of the transmission mechanism 10
  • the ratio ⁇ 0 is determined from the equations (1), (2), (3), and (4) so that the transmission efficiency of the entire transmission mechanism 10 is maximized. .
  • the engine fuel efficiency map shown in FIG. 61 stored in advance in the engine fuel efficiency map storage means 382 is read as in SC2.
  • the gear position that is, the gear ratio a of the stepped transmission portion 20 that can make the engine rotational speed N E closest to the target engine rotational speed N EM obtained from the engine fuel efficiency map is: It is determined as the optimally geared stepped gear ratio or the optimally fueled geared gear ratio.
  • the stepped shift control means 54 controls the shift so as to obtain the speed ratio a of the stepped transmission portion 20 determined as the above-mentioned optimal fuel-efficient stepped gear ratio.
  • the gear ratio control means 3886 controls the stepped transmission.
  • the speed ratio of the section 20 and the speed ratio of the differential section (the continuously variable transmission section) 11 are controlled so as to obtain the optimum fuel efficiency, the speed ratio is individually controlled.
  • the optimum fuel efficiency of the vehicle can be obtained as compared with.
  • the gear ratio a of the stepped transmission unit 0 is set so that the reverse rotation of the first motor Ml in the differential unit (stepless transmission unit) 11 1 as shown in FIG. 4 does not occur. By controlling, optimum fuel economy can be obtained for the whole vehicle.
  • the speed ratio control means 3886 controls the stepped variable transmission portion 20. Since the gear ratio 0 of the differential section (stepless transmission section) 11 is changed according to the gear ratio, the stepped transmission section 20 and the differential section are designed to achieve high transmission efficiency as a whole vehicle. (Continuously variable section 4) Since the speed ratio of 11 is controlled, for example, in a relatively high-speed steady running, the reverse rotation of the first motor Ml is generated in the differential portion (the continuously variable transmission portion) 11 as shown in FIG.
  • the gear ratio control means 3886 is configured to provide the efficiency of the first motor M 1 of 1.1 (the continuously variable transmission section) 1.1 and the efficiency of the first motor M 1 and the efficiency of the second motor M 2. Based on M2, the gear ratio of the stepped transmission unit 20 and the gear ratio of the differential unit (stepless transmission unit) 11 are controlled, so that the first motor M1 Efficiency?
  • the gear ratio a of the stepped transmission portion 10 and the gear ratio a of the differential portion (stepless variable speed portion) 11 1 Is controlled, so that higher transmission efficiency can be obtained.
  • the speed ratio control means 3886 adjusts the speed ratio a of the stepped transmission portion 20 to adjust the output shaft rotation speed ⁇ of the differential portion (stepless transmission portion) 11, Since ⁇ ⁇ is changed, for example, during normal running at relatively high speed, the reverse rotation of the first electric motor ⁇ 1 in the differential section (stepless transmission section) 1 1 as shown in FIG.
  • ⁇ ⁇ is changed, for example, during normal running at relatively high speed, the reverse rotation of the first electric motor ⁇ 1 in the differential section (stepless transmission section) 1 1 as shown in FIG.
  • FIG. 77 is a skeleton diagram for explaining a hybrid vehicle drive device 410 according to an embodiment of the present invention.
  • the drive unit 410 is an input rotation disposed on a common axis in a transmission case 1 (hereinafter, referred to as a case 12) as a non-rotating member mounted on the vehicle body.
  • the input shaft 14 as a member and a power distribution mechanism 16 as a differential mechanism connected directly or indirectly to the input shaft 14 via a pulsation absorbing damper (vibration damping device) not shown.
  • a stepped automatic transmission 20 connected in series between the power distribution mechanism 16 and the output shaft 22 via a transmission member (transmission shaft) 18;
  • An output shaft 22 as an output rotating member connected to 0 is provided in series.
  • This drive device 410 is It is suitable for use in FR (front engine and rear drive) type vehicles that are installed vertically, and is provided between an engine 8 as a driving force source for traveling and a pair of drive wheels 38. As shown in FIG. 7, the power is transmitted to a pair of drive wheels 38 via a differential gear device (final reduction gear) 36 and a pair of axles in sequence. It should be noted that the driving device 410 is configured symmetrically with respect to its axis, so that the lower part of the portion representing the driving device 410 in FIG. 77 is omitted.
  • the power distribution mechanism 16 is a mechanical mechanism for mechanically synthesizing or distributing the output of the engine 8 input to the input shaft 14, and outputs the output of the engine 8 to the first electric motor M 1 and the automatic transmission.
  • the power is transmitted to the transmission member 18 for transmitting (input) to the motor 420, or the output of the engine 8 and the output of the first electric motor M 1 are combined and output to the transmission member 18.
  • the second electric motor M2 is provided so as to rotate integrally with the transmission member 18, but may be provided at any part between the transmission member 18 and the output shaft 22.
  • the first motor M 1 and the second motor M 2 of the present embodiment are so-called motor generators which also have a power generation function, but the first motor M 1 has a function of generating a reaction force.
  • the second motor M2 has at least a motor (motor) function for outputting a driving force.
  • the power distribution mechanism 16 includes, for example, a single pinion type first planetary gear device 24 having a predetermined gear ratio ⁇ ) 1 of about "0.3000", a switching clutch C0 and a switching brake B0. Independently provided.
  • the first planetary gear device 24 includes a first sun gear S1, a first planetary gear P1, a first carrier CA1, which supports the first planetary gear P1 so as to be able to rotate and revolve, and a first planetary gear P.
  • a first ring gear R1 meshing with a first sun gear S1 via 1 is provided as a rotating element (element). Assuming that the number of teeth of the first sun gear S 1 is Z S 1 and the number of teeth of the first ring gear R 1 is Z R 1, the gear ratio p 1 is Z S 1 / Z R 1.
  • the first carrier CA 1 is connected to the input shaft 14, that is, the engine 8, the first sun gear S 1 is connected to the first electric motor M 1, and the first ring gear R 1 is a transmission member. Connected to 18.
  • Switching brake B 0 is provided between first sun gear S 1 and case 12, and switching clutch C 0 is connected to first sun gear S 1. It is provided between S1 and the first carrier CA1. When the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 are released, the first sun gear S 1, the first carrier CA 1, and the first sun gear S 1 perform a differential action that enables relative rotation with respect to each other.
  • the output of the engine 8 is distributed to the first motor M1 and the transmission member 18, and a part of the output of the engine 8 is generated from the first motor Ml.
  • the electric energy is stored by the generated electric energy or the second electric motor M 2 is driven to rotate, so that, for example, a continuously variable transmission state is established, and the rotation of the transmission member 18 is continuously performed regardless of the predetermined rotation of the engine 8.
  • the power distribution mechanism 16 electrically changes its gear ratio a0 (the rotation speed of the input shaft 14 / the rotation speed of the transmission member 18) from the minimum value Omin to the maximum value Omax.
  • a differential state for example, a differential state that functions as an electric continuously variable transmission in which the gear ratio a0 is continuously changed from a minimum value Omin to a maximum value Oraax, for example, a continuously variable transmission state. .
  • the power distribution mechanism 16 is set to the constant speed change state in which the power distribution mechanism 16 functions as a transmission in which the gear ratio a0 is fixed to “1”.
  • the switching brake B0 When the switching brake B0 is engaged in place of the switching clutch C0 and the first sun gear S1 is in a non-differential state in which the first sun gear S1 is in a non-rotating state, the first ring gear Since R 1 is rotated at a higher speed than the first carrier CA 1, the power distribution mechanism 16 functions as a speed increasing transmission in which the gear ratio ⁇ 0 is fixed to a value smaller than “1”, for example, about 0.77.
  • a constant speed change state is set.
  • the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 make the power distribution mechanism 16 a differential state, for example, an electric continuously variable transmission in which the gear ratio can be continuously changed.
  • An operable differential state continuously variable transmission state
  • a non-differential state for example, a locked state in which the continuously variable transmission is not operated but the continuously variable transmission is deactivated and the change in the gear ratio is locked, ie, 1
  • a differential state switch that selectively switches to a constant speed state that can operate as a single-stage or multi-stage transmission with two speed ratios. Functioning as a conversion device.
  • the automatic transmission 420 has a single pinion type planetary gear train 426 and a double pinion type third planetary gear train 428.
  • the third planetary gear device 428 includes a third sun gear S3, a plurality of pairs of third planetary gears P3 meshing with each other, and a third planetary gear P3 that supports the third planetary gears P3 so that they can rotate and revolve. It has a third ring gear R3 that engages with the third sun gear S3 via the carrier CA3 and the third planetary gear P3. It has a predetermined gear ratio p3 of, for example, "0.315". are doing.
  • the second planetary gear train 4 2 6 includes a second planetary gear P 2 common to any one of the second sun gear S 2 and the third planetary gear P 3, a second carrier CA 2 common to the third carrier CA 3, A second ring gear R2 common with the third ring gear R3 that meshes with the second sun gear S2 via the second planetary gear P2 is provided, for example, a predetermined gear of about 0.368. Has a ratio of 2.
  • the second planetary gear set 426 and the third planetary gear set 428 are of a so-called Ravigneaux type in which carriers and ring gears are connected to each other and shared.
  • the diameter or the number of teeth of the second planetary gear F2 common to any one of the third planetary gears P3 is different between the second planetary gear F2 and the third planetary gear P3. Is also good. Further, the third planetary gear P3 and the second planetary gear P2, the third carrier CA3 and the second carrier CA2, the third ring gear R3 and the second ring gear R2 may be independently provided. .
  • the number of teeth of the second sun gear S2 is ZS2
  • the number of teeth of the second ring gear R2 is ZR2
  • the number of teeth of the third sun gear S3 is ZS3
  • the number of teeth of the third ring gear R3 is ZR3.
  • the gear ratio /) 2 is ZS 2 / ZR 2
  • the gear ratio 3 is ZS 3 / ZR 3.
  • the second sun gear S2 is selectively connected to the transmission member 18 via the second clutch C2 and selectively to the case 12 via the first brake B1.
  • the second carrier CA 2 and the third carrier CA 3 are selectively connected to the transmission member 18 via the third clutch C 3 and to the case 11 via the second brake B 2.
  • the third ring gear R2 and the third ring gear R3 are connected to the output shaft 22 and the third sun gear S3 is selectively connected to the transmission member 18 via the first clutch C1. I have.
  • the switching clutch C0, the first clutch CI, the second clutch C2, the third clutch C3, the switching brake B0, the first brake B1, and the second brake B2 are conventional automatic transmissions for vehicles.
  • Hydraulic multi-disc type in which a plurality of friction plates superimposed on each other are pressed by a hydraulic actuator, or an outer peripheral surface of a rotating drum
  • One end of one or two bands wound around is composed of a band brake tightened by hydraulic actuators, etc., to selectively connect the members on both sides where it is interposed.
  • the drive device 410 configured as described above, for example, as shown in the engagement operation table of FIG. 78, the switching clutch C 0, the first clutch C 1, the second clutch C 2, When the clutch C3, the switching brake B0, the first brake B1, and the second brake B2 are selectively engaged, the first gear (first gear) to the fifth gear are operated. Gear (fifth gear), reverse gear (reverse gear) or neutral can be selectively established.
  • the power distribution mechanism 16 is provided with the switching clutch C 0 and the switching brake B 0, and the power distribution is performed by engaging one of the switching clutch C 0 and the switching brake B 0.
  • the mechanism 16 must be able to operate as a single-stage or multi-stage transmission with one or more speed ratios, in addition to the above-mentioned continuously variable transmission that can operate as a continuously variable transmission. Is possible. Therefore, in the drive unit 410, the power transmission mechanism 16 and the automatic transmission 420, which are brought into the constant speed change state by engaging one of the switching clutch C0 and the switching brake B0, are stepped.
  • a transmission is constituted, and the automatic transmission 422 is continuously variable between the power distribution mechanism 16 and the automatic transmission 422 which are in a continuously variable transmission state by not engaging any of the switching clutch C0 and the switching brake B0.
  • a speed machine is configured.
  • the speed change is performed by engagement of the switching clutch C0, the first clutch C1, and the second brake B2.
  • the second gear which is smaller than the gear, for example, about “1.585”, is established, and the engagement of the switching clutch C0, the first clutch C1, and the third clutch C3 causes The third gear stage in which the gear ratio a3 is smaller than that of the second gear stage, for example, about "1.000" is established, and the switching clutch C0, the third clutch C3, and the first brake B By the engagement of 1, the fourth gear stage in which the gear ratio a4 is smaller than the third gear stage, for example, about 0.731, is established, and the third clutch C 3 and the switching brake B By engaging 0 and the engagement of the first brake B1, the fifth gear stage in which the gear ratio a5 is smaller than that of the fourth gear stage, for example, about 0.562 is established.
  • the gear ratio aR is a value between the first gear and the second gear, for example, about “2.717”.
  • the reverse gear is established. Note that, for example, when the neutral “N” state is set, only the second brake B2 is engaged.
  • FIG. 79 shows a drive system including a power distribution mechanism 16 functioning as a continuously variable transmission unit or a first transmission unit and an automatic transmission 420 functioning as a stepped transmission unit or a first transmission unit.
  • an alignment chart is shown, which can represent, on a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotary elements having different connection states for each gear.
  • the alignment chart in FIG. 79 shows the relative relationship of the gear ratio p of each of the planetary gear units 24, 426, and 428 in the horizontal axis direction, and the two-dimensional graph showing the relative rotational speed in the vertical axis direction.
  • the lowermost horizontal line X1 of the three horizontal axes indicates zero rotation speed, and the horizontal line X2 indicates the rotation speed “1.0”.
  • the horizontal axis XG indicates the rotating speed of the power transmitting member 1 8.
  • the three vertical lines YKY 2 and Y 3 of the power distribution mechanism 16 correspond to the first sun gear S 1 and the first rotation element (the second rotation element) corresponding to the second rotation element (second element) RE 2 in order from the left. 1 element) 1st carrier CA1 corresponding to RE1, 3rd rotating element (3rd element) Indicates the relative rotation speed of the first ring gear R1 corresponding to RE3. It is determined according to the gear ratio p 1 of the planetary gear set 24.
  • the interval between the vertical lines Y 1 and Y 2 corresponds to 1
  • the interval between the vertical lines Y 2 and Y 3 corresponds to the gear ratio p 1.
  • the four vertical lines Y4, Y5, ⁇ 6, ⁇ 7 of the automatic transmission 20 correspond to the second sun gear S2, the second sun gear S2 corresponding to the fourth rotating element (the fourth element) RE4 in order from the left.
  • the second ring gear R2, the third ring gear R3, and the seventh rotating element represent the third sun gear S3 corresponding to RE7, and the distance between them is the second and third planetary gear units. They are determined according to the gear ratios 2 and p 3 of 4 26 and 4 28 respectively.
  • the drive unit 410 of the present embodiment includes a power distribution mechanism (stepless transmission unit) 16, a three-rotation element of the first planetary gear unit 24.
  • the first rotating element RE 1 (first carrier CA 1), which is one of the (elements), is connected to the input shaft 14 and the first rotating element RE 2 which is the second rotating element RE 2 via the switching clutch C 0.
  • the second rotary element RE 2 (first sun gear S 1) is selectively connected to the first electric motor M 1 and selectively connected to the case 11 via the switching brake B 0.
  • the third rotating element RE 3 (first ring gear R 1), which is the remaining rotating element, is connected to the transmission member 18 and the second electric motor M to transmit the rotation of the input shaft 14 to the transmission member 18.
  • the automatic transmission (stepped transmission unit) 420 is transmitted (inputted) through the automatic transmission.
  • the relationship between the rotation speed of the first sun gear S1 and the rotation speed of the first ring gear R1 is indicated by an oblique straight line L0 passing through the intersection of Y2 and X2.
  • FIGS. 4 and 5 are diagrams corresponding to the power distribution mechanism 16 in the alignment chart of FIG. It is.
  • FIG. 4 shows an example of the state of the power distribution mechanism 16 when the state is changed to the continuously variable transmission state by releasing the switching clutch C 0 and the switching brake B 0.
  • the rotation speed of the first sun gear S1 indicated by the intersection of the straight line L0 and the vertical line Y1 is increased or decreased by controlling the reaction force generated by the first motor M1
  • the rotation speed of the first ring gear R1, indicated by the intersection of the straight line 0 and the vertical line Y3 is decreased or increased.
  • the drive device 10 of the present embodiment is configured so that the automatic transmission 420 can output the rotational speed input from the transmission member 18 at an increased speed, as will be described later. There are few situations where it is necessary to make S1 a negative rotation. Therefore, fuel efficiency is improved as compared with a device in which the rotation speed of the transmission member 18 cannot be increased in the automatic transmission 420.
  • FIG. 5 shows a state of the power distribution mechanism 16 when the transmission is switched to the stepped shift state by engagement of the switching clutch C0. That is, when the first sun gear S 1 and the first carrier CA 1 are connected, the above-mentioned three rotating elements rotate integrally, so that the straight line L 0 matches the horizontal line X 2, and the engine rotational speed NE and The transmission member 18 is rotated at the same speed.
  • the straight line L 0 is in the state shown in FIG. 79, which is indicated by the intersection of the straight line L 0 and the vertical line Y 3 rotational speed of the first ring gear R 1 of rotation speed, that the transmission member 1 8 is input is higher than the engine speed N E and the automatic transmission 4 2 0. .
  • the fourth rotating element RE4 is selectively connected to the transmission member 18 via the second clutch C2, and the case 12 via the first brake B1.
  • the fifth rotating element RE5 is transmitted through the third clutch C3.
  • the sixth rotating element RE 6 is selectively connected to the case 12 via the second brake B 2, and the sixth rotating element RE 6 is connected to the output shaft 2.
  • 7 is selectively connected to the transmission member 18 via the first clutch C1.
  • the first clutch C1 and the second brake B2 are engaged to indicate the rotation speed of the seventh rotation element RE7.
  • the rotation speed of the first-speed output shaft 12 is shown at the intersection with the vertical line Y6 indicating the rotation speed of the sixth rotation element RE6.
  • an oblique straight line L determined by engagement of the first clutch C 1 and the first brake B 1 and a vertical line indicating the rotation speed of the sixth rotation element RE 6 connected to the output shaft 22.
  • the rotation speed of the second speed output shaft 22 is shown at the intersection with Y6, and the horizontal straight line L3 and the output shaft determined by the engagement of the first clutch C1 and the third clutch C3.
  • the rotation speed of the third-speed output shaft 22 is shown at the intersection with the vertical line Y6 indicating the rotation speed of the sixth rotation element RE 6 connected to 22.
  • a rotation speed of 2 is shown. In the first speed through the fourth speed, as a result of switching clutch C 0 is engaged, at the same speed as the engine speed N E, power from the power distribution mechanism 1 6 to the fifth rotary element RE 5 Is entered.
  • the driving device 410 configured as described above is, for example, an electronic control device shown in FIG. W
  • the hybrid drive control for the engine 8 the electric motors M1, M2, the automatic transmission 2
  • the drive control such as the 0 shift control is executed.
  • the power distribution mechanism 16 can operate as an electric continuously variable transmission by engaging and releasing the switching clutch C 0 and / or the switching brake B 0.
  • the power distribution mechanism is used in the engine's normal output range where the vehicle is running at low to medium speeds and low to medium power. 16 is in a continuously variable transmission state to ensure the fuel efficiency of the hybrid vehicle.
  • the output of No. 8 is transmitted to the drive wheels 38 to suppress the conversion loss between power and electricity, thereby improving fuel efficiency.
  • the region in which the power distribution mechanism 16 is set to the constant speed change state and operated as the continuously variable speed change state is the low-medium-speed running and low-medium-power running of the vehicle.
  • the electric energy to be generated that is, the maximum value of the electric energy transmitted by the first motor M1 can be reduced, in other words, the electric reaction force to be guaranteed by the first motor M1 can be reduced, and the The first motor M 1, the second motor M, or the driving device 10 including the first motor M 1 is reduced in size.
  • the automatic transmission 20 is shifted at the same time that the power distribution mechanism 16 is brought into the constant shift state, so that, for example, the upshift shown in FIG. change in the rotational speed of the rhythmic Enjin 8 due to the change which the transmission of the engine rotational speed N E is generated.

Abstract

　駆動装置を小型化できたり、あるいはまた、燃費が向上させられる車両用駆動装置を提供する。　動力分配機構１６を電気的な無段変速機として作動可能な作動状態（無段変速状態）と、定変速比を有する変速機として作動可能な定変速状態とに選択的に切換える差動状態切換装置としての切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０が設けられていることから、高速走行或いはエンジン８の高回転域では動力分配機構１６が定変速状態とされて専ら機械的な動力伝達経路でエンジン８の出力が駆動輪３８へ伝達されて動力と電気との間の変換損失が抑制されて燃費が向上させられる。また、エンジン８の高出力域では動力分配機構１６が定変速状態とされて第１電動機Ｍ１の保障すべき電気的反力を小さくできてその第１電動機Ｍ１或いはそれを含む車両用駆動装置１０が一層小型化される。　

Description

明細書
車両用駆動装置、 その制御方法および制御装置， 技術分野 .
本発明は、 エンジンの出力を駆動輪へ伝達する車両用駆動装置、 その制御装置 に係り、 特に、 電動機などを小型化する技術や、 その駆動装置が電気的な無段変 速状態と有段変速状態とに切換制御される構成とされる場合においてその切換制 技術御、 無段変速部の変速比と有段変速部の変速比とを適切に制御する変速制御 技^ 5に関するものである。 背景技術
エンジンの出力を駆動輪へ伝達する車両用駆動装置の一例として、 エンジンの 出力を第 1電動機および出力軸へ分配する動力分配機構と、 その動力分配機構の 出力軸と駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを、 備えた車両が知られている 。 例えば、特許文献 1、 6、 8に記載されたハイプリッド車両の駆動装置がそれ である。 このようなハイブリツド車両の駆動装置では、 動力分配機構が差動機構 として機能するように例えば遊星歯車装置で構成され、 その差動作用によりェン ジンからの動力の主部を駆動輪へ機械的に伝達し、 そのエンジンからの動力の残 部を第 1電動機から第 1電動機への電気パスを用いて電気的に伝達することによ り、 エンジンを最適な作動状態に維持しつつ車両を走行させることが可能となり 、 燃費が向上させられる。 また、 伝達部材と出力軸との間に有段式の変速機を設 ける場合には、 その伝達部材に伝達されたトルクが増幅されるので、 電動機を含 む動力源を小型化することが可能となる。
【特許文献 1】 特開 2 0 0 3— 1 2 7 6 8 1号公報
【特許文献 2】 特開平 1 1一 1 9 8 6 7 0号公報
【特許文献 3】 特開平 1 1— 1 9 8 6 6 8号公報
【特許文献 4】 特開平 1 1— 2 1 7 0 2 5号公報
【特許文献 5】 WO 0 3 / 0 1 6 7 4 9 A 1公報 【特許文献 6】 特開 2 0 0 3 - 1 3 0 2 0 2号公報
【特許文献 7】 特開 2 0 0 3 _ 1 3 0 2 0 3号公報
【特許文献 8】 特開.2 0 0 0 - 2 3 7号公報 発明の開示
発明が解決しょうとする課題
一般に、 無段変速機は車両の燃費を良くする装置として知られている一方、 有 段変速機のような歯車式伝動装置は伝達効率が良い装置として知られている。 し かし、 それ等の長所を兼ね備えた動力伝達機構は未だ存在しなかった。 例えば、 前記のような従来の車両の電気的な無段変速機として作動可能な変速機構を有す る駆動装置では、 第 1電動機から第 2電動機への電気工ネルギの電気パスすなわ ち車両の駆動力の一部を電気工ネルギで伝送する伝送路を含むため、 ェンジンの 高出力化に伴ってその第 1電動機を大型化させねばならないとともに、 その第 1 電動機から出力される電気工ネルギにより駆動される第 2電動機も大型化させね ばならないので、 駆動装置が大きくなるという問題があった。 或いは、 エンジン の出力の一部が一旦電気工ネルギに変換されて駆動輪に伝達されるので、 高速走 行などのような車両の走行条件によつてはかえつて燃費が悪化する可能性があつ た。 上記動力分配機構が電気的に変速比が変更される変速機例えば電気的 C V T と称されるような無段変速機として使用される場合も、 同様の課題があった。 また、 上記のような車両用駆動装置では、 第 1電動機から第 2電動機への電気 ェネルギの電気/、°スすなわち車両の駆動力の一部を電気工ネルギで伝送する伝送 路を含むためエンジンの出力の一部が一旦電気工ネルギに変換されて駆動輪に伝 達されるので、 有段式自動変速機のような歯車式伝動装置に比較して伝達効率が よくない。 一方、 その歯車式伝動装置は上記電気パスがなく伝達効率が良い装置 として知られているが、 エンジン回転速度が車速に対して固定されるので必ずし もエンジンの燃料消費率が最善域となるように制御されない。 そして、 燃費に対 してそれ等の長所を兼ね備えた動力伝達機構は未だ存在しなかった。 これに対し 、上記従来の車両用駆動装置を電気的な無段変速機として作動可能な無段変速状 態と電気パスが無くなつて動力と電気との間の変換損失が抑制される状態すなわ ち専ら機械的な動力伝達経路でェンジンの出力を駆動輪へ伝達するような有段変 速機として作動可能な有段変速状態とに切り換え可能に構成し、 この車両用駆動 装置を上記無段変速状態と有段変速状態とに切換制御することで燃費を向上でき るようにすることが考えられる。 しかしながら、 上記無段変速状態と有段変速状 態との切換制御のための変速状態の選択は容易でなく、 その選択によっては必ず . しも燃費が良い車両走行とならない。 すなわち、 その選択を誤ると燃費が悪化す る可能性があった。
また、 電気的無段変速機と有段変速機とを備えた車両用駆動装置では、 電気的 無段変速機の変速比と有段変速機の変速比との間で種々の組み合わせが存在し、 電気的無段変速機の変速比をどのようにするかなどにおいて未だ燃費改善の余地 が残されていた。 たとえば、 電気的無段変速機において、 第 1電動機が正転カ行 されてエンジン出力と共に車両を駆動する加速時の伝達効率はよいが、 無段変速 部の出力軸を比較的高速回転させるために第 1電動機を逆転カ行させる必要があ る比較的高速の定常走行では、十分な伝達効率が得られない場合があった。
本発明は以上の事情を背景として為されたものであり、 その目的とするところ は、.駆動装置を小型化できたり、 あるいはまた、 燃費が向上させられる車両の駆 動装置、 その制御装置を提供することにある。 また、 他の目的とするところは、 電気的な無段変速機として機能する無段変速状態と有段変速機として機能する有 段変速状態とに切り換えられる駆動装置を提供するとともに、 無段変速状態と有 段変速状態とが適切に切り換えられて一層燃費向上する車両用駆動装置の制御装 置を提供することにある。 また、 他の目的とするところは、 無段変速部の変速比 と有段変速部の変速比とを好適な燃費が得られるように制御する車両用駆動装置 の制御装置を提供することにある。
本発明者等は、 以上の課題を解決するために種々検討を重ねた結果、 第 1電動 機および第 2電動機は、 エンジン出力が比較的に小さい常用出力域ではそれほど の大きさを要しないが、 高出力走行時のようにエンジン出力が相対的に大きい高 出力域例えば最大出力域であるときにはそれに見合う容量或いは出力を備えるた めに大きなものが必要となることから、 そのようなエンジンの出力が大きレ、領域 であるときには、専ら機械的な動力伝達経路でェンジンの出力を駆動輪へ伝達す るような状態とすると、 第 1 «動機および第 1電動機が/ J、型となつて車両用制御 装置がコンパクトとなるという点を見いだした。 あるいはまた、 同様に専ら機械 的な動力伝達経路でェンジンの出力を駆動輪へ伝達するような状態とすると、 高 速走行時には、 エンジンの出力の一部が第 1電動機により一旦電気工ネルギに変 換されて第 2電動機により駆動輪に動力伝達するための電気パスが無くなって動 力と電気との間の変換損失が抑制されるので燃費が一層向上するという点を見い だした。 本発明は、 このような知見に基づいて為されたものである。 課題を解決するための手段
すなわち、 前記目的を達成するための請求項 1にかかる発明の要旨とするとこ ろは、 エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた第 1電動機とを備えた車両用制御装置 であって、 （a)前記動力分配機構を、電気的な無段変速機として作動可能な差動 状態と、 （b)これを非作動とする口ック状態とに選択的に切換える差動状態切換 装置を、 含むことにある。 発明の効果
このようにすれば、 差動状態切換装置により、 車両用制御装置内の動力分配機 構が、 電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを非作動とする口 ック状態とに選択的に切り換えられることから、 電気的に変速比が変更させられ る変速機の燃費改善効果と機械的に動力を伝達する歯車式伝動装置の高い伝達効 率との両長所を兼ね備えた駆動装置が得られる。 例えば、 車両の低中速走行およ ぴ低中出力走行となるようなエンジンの常用出力域では、 上記動力分配機構が差 動状態とされて車両の燃費性能が確保されるが、 高速走行では動力分配機構が口 ック状態とされ専ら機械的な動力伝達経路でェンジンの出力が駆動輪へ伝達され て電気的に変速比が変更させられる変速機として作動させる場合に発生する動力 と電気工ネルギとの間の変換損失が抑制されるので、 燃費が向上させられる。 ま た、 高出力走行では上記動力分配機構がロック状態とされるので、電気的に変速 比が変更させられる変速機として作動させる領域が車両の低中速走行および低中 出力走行となつて、 電動機が発生すべき電気的エネルギ換言すれば電動機が伝え る電気的エネルギの最大値.を小さくできてその電動機或いはそれを含む車両用制 御装置が一層小型化される。 発明の他の態様
また、 前記目的を達成するための請求項 2にかかる発明の要旨とするところは 、 前記動力分配機構は、前記エンジンに連結された第 1-要素と前記第 1電動機に 連結された第 2要素と前記伝達部材に連結された第 3要素とを有するものであり 、 前記差動状態切換装置は、 前記差動状態とするためにその第 1要素、 第 2要素 、 および第 3要素を相互に相対回転可能とするとともに、 前記ロック状態とする ためにその第 1要素、 第 2要素、 および第 3要素のうちの少なくとも 2'つを相互 に連結するか或いはその第 2要素を非回転状態とするものである。 このようにす れば、 差動状態切換装置により差動状態とロック状態とに選択的に切換えられ得 る動力分配機構が簡単に構成される。
また、 前記目的を達成するための請求項 3にかかる発明の要旨とするところは 、 エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その 伝達部材と駆動輪との間に設けられた第 1電動機とを備えた車両用制御装置であ つて、 前記動力分配機構を、 電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 変速比の単段または複数段の変速機として作動可能な定変速状態とに選択的に切 換える差動状態切換装置を、 含むことにある。
このようにすれば、 差動状態切換装置により、 車両用制御装置内の動力分配機 構が、 電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、単段まだは複数段の定 変速比を有する変速機として作動可能な定変速状態とに選択的に切り換えられる ことから、 電気的に変速比が変更させられる変速機の燃費改善効果と機械的に動 力を伝達する歯車式伝動装置の高い伝達効率との両長所を兼ね備えた駆動装置が 得られる。 例えば、 車両の低中速走行および低中出力走行となるようなエンジン の常用出力域では、上記動力分配機構が差動状態^:されて車雨の燃費性能が確保 されるが、 高速走行では動力分配機構が定変速状態とされ専ら機械的な動力伝達 経路でェンジンの出力が駆動輪へ伝達されて電気的に変速比が変更させられる変 速機として作動させる場合に発生する動力と電気工ネルギとの間の変換損失が抑 制されるので、 燃費が向上させられる。 また、 高出力走行では上記動力分配機構 が定変速状態とされるので、 電気的に変速比が変更させられる変速機として作動 させる領域が車両の低中速走行および低中出力走行となって、 電動機が発生すベ き電気的エネルギ換言すれば電動機が伝える電気的エネルギの最大値を小さくで きてその電動機或いはそれを含む車両用制御装置が一層小型化される。
また、請求項 4にかかる発明の要旨とするところは、 前記動力分配機構は、 前 記エンジンに連結された第 1要素と前記第 1電動機に連結された第 2要素と前記 伝達部材に連結された第 3要素とを有するものであり、·前記差動状態切換装置は 、 前記差動状態とするためにその第 1要素、 第 2要素、 および第 3要素を相互に 相対回転可能とするとともに、 前記定変速状態とするためにその第 1要素、 第 2 要素、 および第 3要素のうちの少なくとも 2つを相互に連結するか或いはその第 2要素を非回転状態とするものである。 このようにすれば、 差動状態切換装置に より差動状態と定変速状態とに選択的に切換えられ得る動力分配機構が簡単に構 成される。
また、 請求項 5にかかる発明の要旨とするところは、前記動力分配機構は遊星 歯車装置であり、前記第 1要素はその遊星歯車装置のキャリャであり、前記第 1 要素はその遊星歯車装置のサンギヤであり、 前記第 3要素はその遊星歯車装置の' リングギヤであり、前記差動状態切換装置は、 前記キヤリャ、 サンギヤ、 リング ギヤのうちのいずれか 2つを相互に連結するクラッチおよび/またはそのサンギ ャを非回転部材に連結するブレーキを備えたものである。 このようにすれば、 動 力分配機構の軸方向寸法が小さくなるとともに、 例えば 1つの遊星歯車装置によ つて動力分配機構が簡単に構成される。
また、 請求項 6にかかる発明の要旨とするところは、前記遊星歯車装置はシン グルピ二オン型遊星歯車装置である。 このようにすれば、 動力分配機構の軸方向 寸法が小さくなるとともに、 動力分配機構が 1つのシングルピニォン型遊星歯車 装置によつて簡単に構成される。
また、 請求項 7にかかる発明の要旨とするところは、 前記差動状態切換装置は 、前記シングルピニオン型遊星歯車装置を変速比が 1である変速機とするために 前記キャリャとサンギヤを相互に連結する力、、 或いは前記シングルピニォン型遊 星歯車装置を変速比が 1より小さい増速変速機とするために前記サンギヤを非回 転状態とするものである。 このようにすれば、 動力分配機構が 1つのシングルピ ニォン型遊星歯車装置によつて単段または複数段の定変速比を有する変速機とし て簡単に構成される。
また、請求項 8にかかる発明の要旨とするところは、前記遊星歯車装置はダブ ルビ二オン型遊星歯車装置である。 このようにすれば、 動力分配機構の軸方向寸 法が小さくなるとともに、 動力分配機構が 1つのダブルピニオン型遊星歯車装置 によって簡単に構成される。
また、請求項 9にかかる発明の要旨とするところは、 前記差動状態切換装置は 、前記ダブルピニオン型遊星歯車装置を変速比が 1である変速機とするために前 記キヤリャとサンギヤを相互に連結するか、 或いは前記ダブルピニオン型遊星歯 車装置を変速比が 1より大きい減速変速機とするために前記サンギヤを非回転状 態とするものである。 このようにすれば、 動力分配機構が 1つのダブルピニオン 型遊星歯車装置によって単段または複数段の定変速比を有する変速機として簡単 に構成される。
また、請求項 1 0にかかる発明の要旨とするところは、 前記伝達部材と前記駆 動輪との間に設けられた自動変速機をさらに含み、 その自動変速機の変速比に基 づいて変速比が形成されるものである。 このようにすれば、 自動変速機の変速比 を利用することによつて駆動力が幅広く得られるようになる。
また、 請求項 1 1にかかる発明の要旨とするところは、 前記伝達部材と前記駆 動輪との間に設けられた自動変速機をさらに含み、 前記動力分配機構の変速比と その自動変速機の変速比とに基づいて総合変速比が形成されるものである。 この ようにすれば、 自動変速機の変速比を利用することによって駆動力が幅広く得ら れるようになるので、 動力分配機構における無段窣速制御の効率が一層高められ る。
また、請求項 1 2にかかる発明の要旨とするところは、 前記自動変速機は有段 式自動変速機である。 このようにすれば、 差動状態とされた動力分配機構と有段 式自動変速機とで電気的 Iこ変速比が変化させられる変速機例えば無段変速機が構 成され、 ロック状態或いは定変速状態とされた動力分配機構と有段式自動変速機 とで有段式自動変速機が構成される。
また、 好適には、 上記の駆動装置において、 第 2電動機が前記伝達部材に連結 される。 このようにすれば、前記変速機の出力軸に対して低トルクの出力でよい ので、 第 2電動機が一層小型化される。
また、 好適には、 上記の駆動装置において、 前記自動変速機は設定可能な変速 比が 1より大きい減速変速機である。 このようにすれば、 例えば第 2電動機が前 記伝達部材に連結される場合には、 前記自動変速機の出力軸に対して低トルクの 出力でよいので、 第 2電動機が一層小型化される。
また、 請求項 1 3に係る発明の要旨とするところは、 エンジンの出力を第 1電 動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に 設けられた有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられ た第 2電動機とを備えた車両用制御装置であって、 （a) 前記動力分配機構は、 サ ンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤによって 3つの要素が構成され、 その 3つ の要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上においてその 3つの要素 を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 1要素、 および第 3要素としたと き、 その第 1要素は前記エンジンに連結され、 その第 2要素は前記第 1電動機に 連結され、 その第 3要素は前記伝達部材に連結される第 1遊星歯車装置と、 その 第 2要素を第 1要素に連結するための切換クラッチおよび/またはその第 2要素 を非回転部材に連結する切換ブレーキとを含み、 その切換クラッチおよび/また は切換ブレーキの解放により差動状態に切換えられ、 その切換クラッチまたは切 換ブレーキの係合により変速比固定の定変速状態に切換えられるものであり、 （b ) 前記自動変速機は、 第 2遊星歯車装置、 第 3遊星歯車装置、 および第 4遊星歯 車装置を備え、 その第 2遊星歯車装置、 第 3遊星歯車装置、 および第 4遊星歯車 装置のサンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤの一部が互いに連結されることに よって 5つの回転要素が構成されるとともに、 その 5つの回転要素の回転速度を 直線上で表すことができる共線図上においてその 5つの回転要素を一端から他端 へ向かって順番に第 4要素、 第 5要素、 第 6要素、 第 7要素、 および第 8要素と したとき、 その第 4要素は第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結さ れるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 5要 素は第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 6要素は第 3 ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 7要素は前記自動変速 機の出力回転部材に連結され、 その第 8要素は第 1クラッチを介して前記伝達部 材に選択的に連結され、 その第 1クラッチ、 第 2クラッチ、 第 1ブレーキ、 第 2 ブレーキ、 第 3ブレーキの係合作動の組み合わせに応じて多段に変速されるもの である。
また、請求項 1 4に係る発明の要旨とするところは、 エンジンの出力を第 1電 動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に 設けられた有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられ た第 2電動機とを備えた車両用制御装置であって、 （a) 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、その第 1キヤリャは 前記エンジンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その 第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニオン型の第 1遊星歯車 装置と、 その第 1キヤリャと第 1サンギヤとを連結する切換クラッチおよび/ま たはその第 1サンギヤを非回転部材に連結する切換ブレーキとを備えたものであ り、 （b) 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リングギ ャを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤ リャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置と 、 第 4サンギヤ、 第 4キヤリャ、 および第 4リングギヤを備えるシングルピニォ ン型の第 4遊星歯車装置とを有し、 その第 2サンギヤおよびその第 3サンギヤは 第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキ を介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 キヤリャは第 2ブレーキを介 して非回転部材に選択的に連結され、 その第 4リングギヤは第 3ブレーキを介し て非回転部材に選択的に連結され、 その第 2リングギヤ、 その第 3キヤリャ、 お よびその第 4キヤリャは前記自動変速機の出力回転部材に連結され、 その第 3リ ングギヤおよびその第 4サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的 に連結されたものである。
また、請求項 1 5に係る発明の要旨とするところは、 エンジンの出力を第 1電 動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に 設けられた有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられ た第 2電動機とを備えた車両用制御装置であって、 （a) 前記動力分配機構は、 サ ンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤによって 3つの要素が構成され、 その 3つ の要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上においてその 3つの要素 を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 1要素、 および第 3要素としたと き、 その第 1要素は前記エンジンに連結され、 その第 2要素は前記第 1電動機に 連結され、 その第 3要素は前記伝達部材に連結される第 1遊星歯車装置と、 その ' 第 2要素を第 1要素に連結するための切換クラッチおよび/またはその第 2要素 を非回転部材に連結する切換ブレーキとを含み、 その切換クラッチおよび/また は切換ブレーキの解放により差動状態に切換えられ、 その切換クラッチまたは切 換ブレーキの係合により変速比固定の定変速状態に切換えられるものであり、 （b ) 前記自動変速機は、 第 2遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置を備え、 その第 2遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置のサンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギ ャの一部が互いに連結されることによって 4つの要素が構成されるとともに、 そ の 4つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上においてその 4つ の要素を一端から他端へ向かって順番に第 4要素、 第 5要素、 第 6要素、 および 第 7要素としたとき、 その第 4要素は第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択 的に連結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 5要素は第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 6 要素は前記自動変速機の出力回転部材に連結され、 その第 7要素は第 1クラッチ を介して前記伝達部材に選択的に連結され、 その寧 1クラッチ、 第 2クラッチ、 第 1ブレーキ、 第 2ブレーキの係合作動の組み合わせに応じて多段に変速される ものである。 .
また、 請求項 1 6に係る発明の要旨とするところは、 エンジンの出力を第 1電 動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に 設けられた有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられ た第 2電動機とを備えた車両用制御装置であって、 （a) 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは 前記エンジンに連結され、 その第' 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その 第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォン型の第 1遊星歯車 装置と、 その第 1キヤリャと第 1サンギヤとを連結する切換クラッチおよび/ま たはその第 1サンギヤを非回転部材に連結する切換ブレーキとを備えたものであ り、 （b) 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギ ャを備えるシングルピユオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤ リャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置と を有し、 その第 2サンギヤおよびその第 3サンギヤは第 2クラッチを介して前記 伝達部材に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択 的に連結され、 その第 3キヤリャは第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に 連結され、 その第 2キヤリャおよびその第 3 リングギヤは前記自動変速機の出力 回転部材に連結され、 その第 2リングギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材 に選択的に連結されたものである。
また、 請求項 1 7に係る発明の要旨とするところは、 エンジンの出力を第 1電 動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に 設けられた有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられ た第 2電動機とを備えた車両用制御装置であって、 （a) 前記動力分配機構は、 サ ンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤによって 3つの要素が構成され、 その 3つ の要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上においてその 3つの要素 を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 1要素、 および第 3要素としたと き、 その第 1要素は前記エンジンに連結され、 そ φ第 2要素は前記第 1電動機に 連結され、 その第 3要素は前記伝達部材に連結される第 1遊星歯車装置と、 その 第 2要素を第 1要素に連結するための切換クラッチおよび/またはその第 2要素 を非回転部材に連糸吉する切換ブレーキとを含み、 その切換クラッチおよび/また は切換ブレーキの解放により差動状態に切換えられ、 その切換クラッチまたは切 換ブレーキの係合により変速比固定の定変速状態に切換えられるものであり、 （b
) 前記自動変速機は、 第 2遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置を備え、 その第 2遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置のサンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギ ャの一部が互いに連結されることによって 4つの要素が構成されるとともに、 そ の 4·つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上においてその 4つ の要素を一端から他端へ向かって順番に第 4要素、 第 5要素、 第 6要素、 および 第 7要素としたとき、 その第 4要素は第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択 的に連結されるとともに第 4クラッチを介して前記ェンジンに選択的に連結され 、 その第 5要素は第 3クラッチを介して前記エンジンに選択的に連結されるとと もに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 6要素は前記 自動変速機の出力回転部材に連結され、 その第 7要素は第 1クラッチを介して前 記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選 択的に連^ ¾吉され、 その第 1クラッチ、 第 2クラッチ、 第 3グラッチ、 第 4クラッ チ、 第 1ブレーキ、 第 2ブレーキの係合作動の組み合わせに応じて多段に変速さ れるものである。
また、請求項 1 8に係る発明の要旨とするところは、 エンジンの出力を第 1電 動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に 設けられた有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられ た第 2電動機とを備えた車両用制御装置であって、 （a) 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは 前記エンジンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その 第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォン型の第 1遊星歯車 装置と、 その第 1キヤリャと第 1サンギヤとを連結する切換クラッチおよび/ま たはその第 1サンギヤを非回転部材に連結する切 ブレーキとを備えたものであ り、 （b) 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギ ャを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリ ャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを 有し、 その第 3サンギヤは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結さ れるとともに第 4クラツチを介して前記ェンジンに選択的に連結され、 その第 1 キヤリャおよびその第 3キヤリャは第 3クラッチを介して前記ェンジンに選択的 に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 そ の第 2リングギヤおよびその第 3リングギヤは前記自動変速機の出力回転部材に 連結され、 その第 2サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連 結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結されたもので ある。 '
また、請求項 1 9に係る発明の要旨とするところは、 エンジンの出力を第 1電 動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に 設けられた有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられ た第 2電動機とを備えた車両用制御装置であって、 （a) 前記動力分配機構は、 サ ンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤによって 3つの要素が構成され、 その 3つ の要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上においてその 3つの要素 を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 3要素、 および第 1要素としたと き、 その第 1要素は前記エンジンに連結され、 その第 2要素は前記第 1電動機に 連結され、 その第 3要素は前記伝達部材に連結される第 1遊星歯車装置と、 その 第 2要素を第 1要素に連結するための切換クラッチおよび/またはその第 2要素 を非回転部材に連結する切換ブレーキとを含み、 その切換クラッチおよび/また は切換ブレーキの解放により差動状態に切換えられ、 その切換クラッチまたは切 換ブレーキの係合により変速比固定の定変速状態に切換えられるものであり、 （b ) 前記自動変速機は、 第 2遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置を備え、 その第 2遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置のサンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギ ャの一部が互いに連結されることによって 4つの要素が構成されるとともに、 そ の 4つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上においてその 4つ の要素を一端から他端へ向かって順番に第 4要素、 第 5要素、 第 6要素、 および 第 7要素としたとき、 その第 4要素は第 3クラッチを介して前記伝達部材に選択 的に連結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 5要素は第 2クラッチを介して前記ェンジンに選択的に連結されるととも に第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 6要素は前記自 動変速機の出力回転部材に連結され、 その第 7要素は第 1クラッチを介して前記 伝達部材に選択的に連結され、 その第 1クラッチ、 第 2クラッチ、 第 3クラッチ 、 第 1ブレーキ、 第 2ブレーキの係合作動の組み合わせに応じて多段に変速され るものである。
また、 請求項 2 0に係る発明の要旨とするところは、 エンジンの出力を第 1電 動機およぴ伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に 設けられた有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられ た第 2電動機とを備えた車両用制御装置であって、 （a) 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは 前記エンジンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その 第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたダブルピユオン型の第 1遊星歯車装 置と、'その第 1キヤリャと第 1サンギヤとを連結する切換クラッチおよび/また はその第 1サンギヤを非回転部材に連結する切換ブレーキとを備えたものであり 、 (b) 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤ を備えるシングルピユオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリ ャ、 および第 3リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有 し、 その第 2サンギヤは第 3クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結され るとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 2キヤ リャおよびその第 3キヤリャは第 2クラッチを介して前記ェンジンに選択的に連 結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 2リングギヤおよびその第 3リングギヤは前記自動変速機の出力回転部材に連結 され、 その第 3サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結さ れたものである。 .
また、請求項 2 1に係る発明の要旨どするところは、 エンジンの出力を第 1電 動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に 設けられた有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられ た第 2電動機とを備えた車両用制御装置であって、 （a) 前記動力分配機構は、 サ ンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤによって 3つの要素が構成され、 その 3つ の要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上においてその 3つの要素 を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 1要素、 および第 3要素としたと き、 その第 1要素は前記エンジンに連結され、 その第 2要素は前記第 1電動機に 連結され、 その第 3要素は前記伝達部材に連結される第 1遊星歯車装置と、 その 第 2要素を第 1要素に連結するための切換クラッチおよび/またはその第 2要素 を非回転部材に連結する切換ブレーキとを含み、 その切換クラッチおよび/また は切換ブレーキの解放により差動状態に切換えられ、 その切換クラツチまたは切 換ブレーキの係合により変速比固定の定変速状態に切換えられるものであり、 （b' ) 前記自動変速機は、 第 2遊星歯車装置、 第 3遊星歯車装置、 および第 4遊星歯 車装置を備え、 その第 2遊星歯車装置、 第 3遊星歯車装置、 および第 4遊星歯車 装置のサンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤの一部が互いに連結されることに よって 5つの回転要素が構成されるとともに、 その 5つの回転要素の回転速度を 直線上で表すことができる共線図上においてその 5つの回転要素を一端から他端 へ向かって順番に第 4要素、 第 5要素、 第 6要素、 第 7要素、 および第 8要素と したとき、 その第 4要素は第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結さ れるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 5要 素は第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 6要素は第 3 ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 7要素は前記自動変速 機の出力回転部材に連結され、 その第 8要素は前記伝達部材に連結され、 その第 2クラッチ、 第 1ブレーキ、 第 2ブレーキ、 第 3ブレーキの係合作動の組み合わ せに応じて多段に変速されるものである。 また、請求項 2 2に係る発明の要旨とするところは、 エンジンの出力を第 1電 動機およぴ伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に 設けられた有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられ た第 2電動機とを備えた車両用制御装置であって、 （a) 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第' 1キヤリャは 前記エンジンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その 第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニオン型の第 1遊星歯車 装置と、 その第 1キヤリャと第 1サンギヤとを連結する切換クラッチおよび/ま たはその第 1サンギヤを非回転部材に連結する切換ブレーキとを備えたものであ り、 （b) 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 リングギ ャを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤ リャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置と 、 第 4サンギヤ、 第 4キヤリャ、 および第 4リングギヤを備えるシングルピニォ ン型の第 4遊星歯車装置とを有し、 その第 2サンギヤおよびその第 3サンギヤは 第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキ を介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 2キヤリャは第 1ブレーキを介 して非回転部材に選択的に連結され、 その第 4リングギヤは第 3ブレーキを介し て非回転部材に選択的に連結され、 その第 2リングギヤ、 その第 3キヤリャ、 お よびその第 4キヤリャは前記自動変速機の出力回転部材に連結され、 その第 3リ ングギヤおよびその第 4サンギヤは前記伝達部材に連結されたものである。 また、 請求項 2 3に係る発明の要旨とするところは、 エンジンの出力を第 1電 動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に 設けられた有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられ た第 2電動機とを備えた車両用制御装置であって、 （a) 前記動力分配機構は、 サ ンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤによって 3つの要素が構成ざれ、 その 3つ の要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上においてその 3つの要素 を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 1要素、 および第 3要素としたと き、 その第 1要素は前記エンジンに連結され、 その第 2要素は前記第 1電動機に 連結され、 その第 3要素は前記伝達部材に連結される第 1遊星歯車装置と、 その 第 2要素を第 1要素に連結するための切換クラッチおよび/またはその第 2要素 を非回転部材に連結する切換ブレーキとを含み、 その切換クラッチおよび/また は切換ブレーキの解放により差動状態に切換えられ、 その切換クラッチまたは切 換ブレーキの係合により変速比固定の定変速状態に切換えられるものであり、 （b ) 前記自動変速機は、 第 2遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置を備え、 その第 遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置のサンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギ ャの一部が互いに連結されることによって 4つの要素が構成されるとともに、 そ の 4つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上においてその 4つ の要素を一端から他端へ向かって順番に第 4要素、 第 5要素、 第 6要素、 および 第 7要素としたとき、 その第 4要素は第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択 的に連結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 5要素は第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 6 要素は前記自動変速機の出力回転部材に連結され、 その第 7要素は前記伝達部材 に連結され、 その第 2クラッチ、 第 1ブレーキ、 第 2ブレーキの係合作動の組み 合わせに応じて多段に変速されるものである。
また、 請求項 2 4に係る発明の要旨とするところは、 エンジンの出力を第 1電 動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に 設けられた有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられ た第 2電動機とを備えた車両用制御装置であって、 （a) 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは 前記エンジンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その 第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォン型の第 1遊星歯車 装置と、 その第 1キヤリャと第 1サンギヤとを連結する切換クラッチおよび/ま たはその第 1サンギヤを非回転部材に連結する切換ブレーキとを備えたものであ り、 （b) 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギ ャを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤ リャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置と を有し、 その第 2サンギヤおよびその第 3サンギヤは第 2クラツチを介して前記 伝達部材に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択 的に連結され、 その第 3キヤリャは第' 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に 連結され、 その第 2キヤリャおよびその第 3リングギヤは前記自動変速機の出力 回転部材に連結され、 その第 2リングギヤは前記伝達部材に連結されたものであ る。
また、請求項 2 5にかかる発明の要旨とするところは、 前記動力分配機構は第 1軸心上に配設され、 前記自動変速機はその第 1軸心に平行な第 I軸心上に配設 され、 その動力分配機構とその自動変速機とはその第 1軸心上とその第 2軸心上 とに配設される一対の部材によつて構成される前記伝達部材を介して動力伝達可 能に連結されているものである。 このようにすれば、 動力分配機構と自動変速機 とが同一の軸心上に配設される場合に比較して駆動装置の軸心方向の寸法が短縮 される。 これにより、 一般的に駆動装置の軸心方向の寸法が車幅で制約される F F車両用や R R車雨用に横置き可能すなわち第 1軸心および第 2軸心が車幅方向 と平行に搭載可能な駆動装置として好適に用いられ得る。
また、 請求項 2 6にかかる発明の要旨とするところは、 前記第 2電動機は、 前 記第 1軸心上に配設されているものである。 このようにすれば、 駆動装置におけ る前記第 2軸心の軸心方向の寸法が短縮される。
また、請求項 2 7にかかる発明の要旨とするところは、 前記第 2電動機は、 前 記第 2軸心上に配設されているものである。 このようにすれば、 駆動装置におけ る前記第 1軸心の軸心方向の寸法が短縮される。
また、請求項 2 8にかかる発明の要旨とするところは、 前記伝達部材は、前記 動力分配機構に対して前記ェンジンの反対側に配設されているものである。 言い 換えれば、 前記動力分配機構は、前記エンジンと前記伝達部材との間に配設され ている。 このようにすれば、 駆動装置における前記第 1軸心の軸心方向の寸法が 短縮される。
また、 請求項 2 9にかかる発明の要旨とするところは、 前記自動変速機の出力 回転部材にデフドライブギヤを備え、 そのデフドライブギヤはその自動変速機に 対して前記伝達部材の反対側に配設されているものである。 言い換えれば、 前記 自動変速機は、 前記伝達部材とデフドライブギヤとの間に配設されている。 この ようにすれば、 前記第 1.軸心の軸心方向の寸法が短縮される。
また、請求項 3 0にかかる発明の要旨とするところは、前記動力分配機構で入 力回転を反転して前記自動変速機に出力すると共に前記第 3ブレーキの係合によ り後進走行用のギヤ比が達成されるものである。 このようにすれば、 後進走行時 には、 自動変速機に負の回転すなわち前進走行時の伝達部材の回転方向とは反対 方向となる回転が入力されるので、 例えばその自動変速機内で自動変速機への入 力回転を反転させるための後進走行用のギヤ段を達成するための係合装置や歯車 装置を備えなくても、 自動変速機の出力回転部材から後進走行用に前進走行時に 対して反転された回転が出力され得る。 例えば駆動装置の小型化を目的として自 動変速機に第 1クラッチが備えられなくとも後進走行用のギヤ段が達成され得る 。 また、 第 3ブレーキの係合により無段変速させられる動力分配機構の出力であ る自動変速機への入力回転が減速されて自動変速機からの出力回転となるので、 後進走行用のギヤ比が任意に設定され得る。 例えば、 第 1速ギヤ比よりも大きな 後進走行用のギヤ比が得られる。
また、請求項 3 1にかかる発明の要旨とするところは、 前記動力分配機構で入 力回転を反転して前記自動変速機に出力すると共に前記第 2ブレーキの係合によ り後進走行用のギヤ比が達成されるものである。 このようにすれば、 後進走行時 には、 自動変速機に負の回転すなわち前進走行時の伝達部材の回転方向とは反対 方向となる回転が入力されるので、 例えばその自動変速機内で自動変速機への入 力回転を反転させるための後進走行用のギヤ段を達成するための係合装置や歯車 装置を備えなくても、 自動変速機の出力回転部材から後進走行用に前進走行時に 対して反転された回転が出力され得る。 例えば駆動装置の小型化を目的として自 動変速機に第 1クラッチが備えられなくとも後進走行用のギヤ段が達成され得る 。 また、 第 2ブレーキの係合により無段変速させられる動力分配機構の出力であ る自動変速機への入力回転が減速されて自動変速機からの出力回転となるので、 後進走行用のギヤ比が任意に設定され得る。 例えば、 第 1速ギヤ比よりも大きな 後進走行用のギヤ比が得られ'る。
また、 請求項 3 2にかかる発明の要旨とすると ろは、 前記動力分配機構で入 力回転を反転して前記自動変速機に出力すると共に前記第 2クラツチの係合によ り後進走行用のギヤ比が達成されるものである。 このようにすれば、 後進走行時 には、 自動変速機に負の回転すなわち前進走行時の伝達部材の回転方向とは反対 方向となる回転が入力されるので、 例えばその自動変速機内で自動変速機への入 力回転を反転させるための後進走行用のギヤ段を達成するための係合装置や歯車 装置を備えなくても、 自動変速機の出力回転部材から後進走行用に前進走行時に 対して反転された回転が出力され得る。 例えば駆動装置の小型化を目的として自 勳変速機に第 1クラッチが備えられなくとも後進走行用のギヤ段が達成され得る 。 また、 第 2クラッチの係合により無段変速させられる動力分配機構の出力であ る自動変速機への入力回転がそのまま自動変速機からの出力回転となるので、 後 進走行用のギヤ比が任意に設定され得る。 例えば、 第 1速ギヤ比よりも大きな後 進走行用のギヤ比が得られる。
また、 請求項 3 3にかかる発明の要旨とするところは、 エンジンの出力を第 1 電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間 に設けられた第 2電動機とを備えた車両用駆動装置の制御方法であって、 （a) 前 記動力分配機構を、 車雨状態に基づいて電気的な無段変速機として作動可能な差 動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換えることにある。
このようにすれば、 車両用制御装置内の動力分配機構が、 車両状態に基づいて 電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを非作動とする口ック状 態とに選択的に切り換えられることから、 電気的に変速比が変更させられる変速 機の燃費改善効果と機械的に動力を伝達する歯車式伝動装置の高い伝達効率との 両長所を兼ね備えた駆動装置が得られる。 例えば、 車速およびエンジントルクで 表される車両状態が低中車速および低中ェンジン出力となるようなェンジンの常 用出力域では、 上記動力分配機構が差動状態とされて車両の燃費性能が確保され るが、 高車速では動力分配機構がロック状態とされ専ら機械的な動力伝達経路で ェンジンの出力が駆動輪へ伝達されて電気的に変速比が変更させられる変速機と して作動させる場合に発生する動力と電気工ネルギとの間の変換損失が抑制され るので、燃費が向上させられる。 また、 高エンジン出力では上記動力分配機構が ロック状態とされるので、 電気的に変速比が変更させられる変速機として作動さ せる領域が低中車速および低中エンジン出力となって、 電動機が発生すベき電気 的エネルギ換言すれば電動機が伝える電気的エネルギの最大値を小さくできてそ の電動機或いはそれを含む車両用制御装置が一層小型化される。
また、請求項 3 4にかかる発明の要旨とするところは、 エンジンの出力を第 1 電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間 に設けられた第 2電動機とを備えた車両用駆動装置の制御方法であって、 （a) 前 記動力分配機構を、 車両状態に基づいて電気的な無段変速機として作動可能な差 動状態と、 変速比の単段または複数段の変速機として作動可能な定変速状態とに 選択的に切換えることにある。
このようにすれば、 車両用制御装置内の動力分配機構が、 車両状態に基づいて 電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、単段または複数段の定変速比 を有する変速機として作動可能な定変速状態とに選択的に切り換えられることか ら、 電気的に変速比が変更させられる変速機の燃費改善効果と機械的に動力を伝 達する歯車式伝動装置の高い伝達効率との両長所を兼ね備えた駆動装置が得られ る。 例えば、 車速およびェンジントルクで表される車両状態が低中車速および低 中ェンジン出力となるようなェンジンの常用出力域では、 上記動力分配機構が差 動状態とされて車両の燃費性能が確保されるが、 高車速では動力分配機構が口ッ ク状態とされ専ら機械的な動力伝達経路でェンジンの出力が駆動輪へ伝達されて 電気的に変速比が変更させられる変速機として作動させる場合に発生する動力と 電気工ネルギとの間の変換損失が抑制されるので、 燃費が向上させられる。 また 、 高エンジン出力では上記動力分配機構がロック状態とされるので、 電気的に変 速比が変更させられる変速機として作動させる領域が低中車速および低中ェンジ ン出力となって、 電動機が発生すべき電気的エネルギ換言すれば電動機が伝える 電気的エネルギの最大値を小さくできてその電動機或いはそれを含む車両用制御 装置が一層小型化される。 また、請求項 3 5にかかる発明では、 前記伝達部材と前記駆動輪との間に設け られた自動変速機をさらに備え、前記動力分配機寧の変速比とその自動変速機の 変速比とに基づいて総合変速比が形成され、 車両状態に基づいて前記動力分配機 構の変速比とその自動変速機の変速比とを制御して総合変速比が設定されるもの である。 このようにすれば、 自動変速機の変速比を利用することによって駆動力 が幅広く得られるようになるので、 動力分配機構における無段変速制御の効率が 一層高められる。 また、 車両状態に合わせた適切な車両駆動力が得られる。 また、請求項 3 6にかかる発明の要旨とするところは、 前記車両状態は車両の 駆動力関連値で表されるものである。 このようにすれば、 燃費を考慮した駆動装 置の総合変速比が設定され適切な車両駆動力が得られる。
また、 請求項 3 7にかかる発明の要旨とするところは、 前記車両状態は車速で 表されるものである。 このようにすれば、 燃費を考慮した駆動装置の総合変速比 が設定され適切な車両駆動力が得られる。 ·
また、請求項 3 8にかかる発明の要旨とするところは、 エンジンの出力を第 1 電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間 に設けられた有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けら れた第 2電動機とを備えた車両用制御装置であって、 （a) 前記動力分配機構は、 サンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤによって 3つの要素が構成され、 その 3 つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上においてその 3つの要 素を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 1要素、 および第 3要素とした とき、 或いはその 3つの要素を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 3要 素、 および第 1要素としたとき、 その第 1要素は前記エンジンに連結され、 その 第 2要素は前記第 1電動機に連結され、 その第 3要素は前記伝達部材に連結され る第 1遊星歯車装置と、 その第 2要素を第 1要素に連結するための切換クラッチ および/またはその第 2要素を非回転部材に連結する切換ブレーキとを含み、 そ の切換クラッチおよび/または切換ブレーキの解放により差動状態に切換えられ 、 その切換クラッチまたは切換ブレーキの係合により変速比固定の定変速状態に 切換えられるものであり、 （b) 後進走行時には、前記動力分配機構で前記伝達部 材の回転が前進走行時に対して反転され前記自動変速機に入力されるものである このようにすれば、 後進走行時には、 自動変速機に負の回転すなわち前進走行 時の伝達部材の回転方向とは反対方向となる回転が入力されるので、 例えばその 自動変速機内で自動変速機への入力回転を反転させるための後進走行用のギヤ段 を達成するための係合装置や歯車装置を備えなくても、 自動変速機の出力回転部 材から後進走行用に前進走行時に対して反転された回転が出力され得る。
また、請求項 3 9にかかる発明の要旨とするところは、 請求項 3 8にかかる発 明の自動変速機は互いに嚙み合うサンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤを有す る遊星歯車装置を備え、 その遊星歯車装置のサンギヤ、 キヤリャ、 およびリング ギヤによって少なくとも 3つの回転要素が構成されるとともに、 その少なくとも 3つの回転要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上においてその少 なくとも 3つの回転要素を一端から他端へ向かって順番に第 4要素、 第 5要素、 および第 6要素としたとき、 その第 4要素は前記伝達部材に動力伝達可能に連結 され、 その第 5要素は前記自動変速機の出力回転部材に動力伝達可能に連結され 、 その第 6要素はブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 前記ブレー キの係合により後進走行用のギヤ比が達成されるものである。 このようにすれば 、 互いに嚙み合う第 4要素、 第 5要素、 および第 6要素のうちの第 4要素が無段 変速させられる動力分配機構の出力である自動変速機への入力回転とされ第 6要 素が回転停止されて、 第 5要素は第 4要素の回転すなわち自動変速機への入力回 転が減速された回転速度とされる。 よって、 自動変速機への入力回転が減速され て自動変速機からの出力回転となるので、 後進走行用のギヤ比が任意に設定され 得る。 例えば、 第 1速ギヤ比よりも大きな後進走行用のギヤ比が得られる。 また、 請求項 4 0にかかる発明の要旨とするところは、 請求項 3 8にかかる発 明の自動変速機は互いに嚙み合うサンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤを有す る遊星歯車装置を備え、 その遊星歯車装置のサンギヤ、 キヤリャ、 およびリング ギヤによって少なくとも 3つの回転要素が構成されるとともに、 その第 4要素は 前記伝達部材に動力伝達可能に連結され、 その第 5要素は前記自動変速機の出力 回転部材に動力伝達可能に連結きれ、前記自動変速機はその遊星歯車装置の回転 要素を一体回転させるためのクラッチをさらに備^、 前記クラッチの係合により 後進走 用のギヤ比が達成されるものである。 このようにすれば、 クラッチによ つて自動変速機の回転要素がー体回転させられることから、 無段変速させられる 動力分配機構の出力である自動変速機への入力回転がそのまま自動変速機からの 出力回転となるので、 後進走行用のギヤ比が任意に設定され得る。 例えば、 第 1 速ギヤ比よりも大きな後進走行用のギヤ比が得られる。
前記目的を達成するための請求項 4 1にかかる発明の要旨とするところは、 ェ ンジンの出力を駆動輪へ伝達する車両用駆動装置の制御装置であって、 （a) 電気 的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と有段の変速機として作動可能な 有段変速状態とに切り換え可能な変速状態切換型変速機構と、 （b) 車雨の所定条 件に基づいてその変速状態切換型変速機構を前記無段変速状態と前記有段変速状 態とのいずれかに選択的に切り換える切換制御手段とを、 含むことにある。 このようにすれば、 電気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と有段 の変速機として作動可能な有段変速状態とに切り換え可能な変速状態切換型変速 機構が、 切換制御手段により上記無段変速状態と有段変速状態とのいずれかに車 両の所定条件に基づいて選択的に切り換えられることから、 電気的な無段変速機 の燃費改善効果と機械的に動力を伝達する有段変速機の高い伝達効率との両長所 を兼ね備えた駆動装置が得られる。 例えば、 車両の低中速走行および低中出力走 行では、 上記変速状態切換型変速機構が無段変速状態とされて車両の燃費性能が 確保されるが、 高速走行では変速状態切換型変速機構が有段の変速機として作動 可能な有段変速状態とされ専ら機械的な動力伝達経路でエンジンの出力が駆動輪 へ伝達されて電気的な無段変速機として作動させる場合に発生する動力と電気工 ネルギとの間の変換損失が抑制されるので、 燃費が向上させられる。 また、 高出 力走行では上記変速状態切換型変速機構が有段変速状態とされるめで、 電気的な 無段変速機として作動させる領域が車両の低中速走行および低中出力走行となつ て、 電動機が発生すべき電気的エネルギ換言すれば電動機が伝える電気的エネル ギの最大値を小さくできてその電動機或いはそれを含む車両用制御装置が一層小 型化される。
請求項 4 2にかかる発明の要旨とするところは、.請求項 4 1にかかる発明にお いて、 上記変速状態切換型変速機構は、 第 1電動機と、 前記エンジンの出力をそ の第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と前記駆 動輪との間に設けられた第 2電動機とを備える。 好適には、前記動力分配機構は 、前記エンジンに連結された第 1要素と、 第 1電動機に連結された第 2要素と、 第 電動機および伝達部材に連結された第 3要素とを有する。 その動力分配機構 は、 前記変速状態切換型変速機構を前記無段変速状態および前記有段変速状態の いずれかの状態に切換可能とするための差動状態切換装置を有し、前記切換制御 手段は、 その差動状態切換装置を制御することで前記無段変速状態と前記有段変 速状態とを選択的に切り換えるものである。 このようにすれば、 切換制御手段に より差動状態切換装置が制御されることにより、 車両用制御装置内の変速状態切 換型変速機構が無段変速機として作動可能な無段変速状態と、 有段変速機として 作動可能な有段変速状態とに簡単に切り換えられる。
また、請求項 4 3にかかる発明の要旨とするところは、 請求項 4 1にかかる発 明において、 前記差動状態切換装置は、 前記変速状態切換型変速機構を前記無段 変速状態および前記有段変速状態のいずれかに切換え、 且つその有段変速状態に おける複数変速段のいずれかへ切換えるものであり、前記切換制御手段は、 前記 無段変速状態から前記有段変速状態へ切り換えるとともに、 車両の所定条件に応 じて前記差動状態切換装置を制御することで有段変速状態での複数段のいずれか を変更するものでもある。 このようにすれば、 切換制御手段により差動状態切換 装置が制御されることにより、 車両用制御装置内の変速状態切換型変速機構が無 段変速機として作動可能な無段変速状態から有段変速状態に切り換えられるとと もに、 車両の所定条件に応じて前記差動状態切換装置が制御されることで有段変 速状態での複数段のいずれかが変更される。 例えば、 車両の低中速走行および低 中出力走行では、 変速状態切換型変速機構が無段変速状態とされて車両の燃費性 能が確保され、 高速走行では変速状態切換型変速機構が有段の変速機として作動 可能な高速走行に応じた有段変速状態とされ専ら機械的な動力伝達経路でェンジ ンの出力が駆動輪へ伝達されて電気的な無段変速機として作動させる場合に発生 する動力と電気との間の変換損失が抑制されるので、 燃費が向上させられる。 ま た、 高出力走行では上記変速状態切換型変速機構が高出力走行に応じた有段変速 状態とされて電気的な無段変速機として作動させる領域が車両の低中速走行およ び低中出力走行となるので、 電動機が伝える電気的エネルギの最大値を小さくで きてその電動機或いはそれを含む車両用制御装置が一層小型化される。 よって、 切換制御手段により無段変速状態から有段変速状態へ切り換えられるとともに、 車雨の所定条件に応じて前記差動状態切換装置が制御されることで有段変速状態 での複数段のいずれかが変更されるので、 高速走行や高出力走行等の車両走行状 況に合わせた適切な有段変速状態が得られる。
また、 請求項 4 4にかかる発明の要旨とするところは、 前記車両の所定条件は 、 予め設定された高速走行判定値に基づいて定められたものであり、 前記切換制 御手段は、実際の車速が前記高速走行判定値を越えたときに前記変速状態切換型 変速機構を前記有段変速状態とするものである。 このようにすれば、 例えば実際 の車速が高車速側に設定された高速走行判定値を越えると、 専ら機械的な動力伝 達経路でエンジンの出力が駆動輪へ伝達されて、 電気的な無段変速機として作動 させる場合に発生する動力と電気との間の変換損失が抑制されるので燃費が向上 させられる。 また、 上記高速走行判定値は、 車両の高速走行を判定するために予 め設定された値である。
また、請求項 4 5にかかる発明の要旨とするところは、 前記車両の所定条件は
、 予め設定された高速走行判定値に基づいて定められたものであり、 前記切換制 御手段は、 実際の車速が前記高速走行判定値を越えたときに前記変速状態切換型 変速機構の無段変速状態を禁止するものである。 このようにすれば、 例えば実際 の車速が高車速側に設定された高速走行判定値を越えると、 変速状態切換型変速 機構の無段変速状態が禁止されて、 電気的な無段変速機として作動させる場合に 発生する動力と電気との間の変換損失が抑制されるので、 専ら機械的な動力伝達 経路でェンジンの出力が駆動輪へ伝達されて、 車両の燃費が向上させられる。 また、請求項 4 6にかかる発明の要旨とするところは、 前記車両の所定条件は 、 予め設定された高出力走行判定値に基づいて定められたものであり、前記切換 制御手段は、 車両の駆動力関連値が前記高出力走行判定値を越えたときに前記変 速状態切換型変速機構を前記有段変速状態とするものである。 このようにすれば 、 例えば要求駆動力或いは実際の駆動力などの駆動力関連値が比較的高出力側に 設定された高出力走行判定値を越えると、 専ら機械的な動力伝達経路でェンジン の出力が駆動輪へ伝達されて電気的な無段変速機として作動させる場合の電動機 が伝える電気的エネルギの最大値を小さくできてその電動機或いはそれを含む車 両用制御装置が一層小型ィ匕される。 ここで、 上記'駆動力関連値は、 エンジンの出 力トルク、変速機の出力トルク、 駆動輪の駆動トルク等の動力伝達経路における 伝達トルクや回転力、 それを要求するスロットル開度など、 車両の駆動力に直接 或いは間接的に関連するパラメ一夕である。 また、 上記高出力走行判定値は、 車 両の高出力走行を判定するために予め設定された値である。
また、 請求項 4 7にかかる発明の要旨とするところは、 前記車両の所定条件は 、 予め設定された高出力走行判定値に基づいて定められたものであり、 前記切換 制御手段は、 車両の駆動力関連値が前記高出力走行判定値を越えたときに前記変 速状態切換型変速機構の無段変速状態を禁止するものである。 このようにすれば 、 例えば要求駆動力或いは実際の駆動力などの駆動力関連値が比較的高出力側に 設定された高出力走行判定値を越えると、 変速状態切換型変速機構の無段変速状 態が禁止されて、 電気的な無段変速機として作動させる場合の電動機が伝える電 気的エネルギの最大値が小さくされるので、専ら機械的な動力伝達経路でェンジ ンの出力が駆動輪へ伝達されて、 その電動機或いはそれを含む車両用制御装置が 一層小型化される。
また、 請求項 4 8にかかる発明の要旨とするところは、 前記車両の所定条件は 、 高速走行判定線および高出力走行判定線を含む、 車速と車両の駆動力とをパラ メータとする予め記憶された切換線図から実際の車速と車両の駆動力関連値とに 基づいて定められるものである。 このようにすれば、 高車速判定または高トルク 判定が簡単に判定される。
また、請求項 4 9にかかる発明の要旨とするところは、 前記車両の所定条件は 、 前記変速状態切換型変速機構を前記電気的な無段変速状態とするための制御機 器の機能低下を判定する故障判定条件であり、 前言.己切換制御手段は前記故障判定 条件が成立した場合に前記変速状態切換型変速機構を前記有段変速状態とするも のである。 このようにすれば、前記変速状態切換型変速機構が通常は無段変速状 態とされる場合であっても優先的に有段変速状態とされることで、有段走行では あるが無段走行と略同様の車雨走行が確保される。
また、請求項 5 0にかかる発明の要旨とするところは、 前記車両の所定条件は 、 予め設定された前記故障判定条件に基づいて定められたものであり、前記切換 制御手段は、前記故障判定条件が成立した場合に前記変速状態切換型変速機構の 無段変速状態を禁止するものである。 このようにすれば、 例えば電気的な無段変 速状舞、とするための制御機器の機能低下が判定されると、 変速状態切換型変速機 構の無段変速状態が禁止されるので、前記変速状態切換型変速機構が無段変速状 態とされない場合でも有段変速状態とされることで、 有段走行ではあるが無段走 行と略同様の車両走行が確保される。
また、請求項 5 1にかかる発明の要旨とするところは、 前記動力分配機構は、 前記ェンジンに連結された第' 1要素と前記第 1電動機に連結された第 2要素と前 記伝達部材に連結された第 3要素とを有するものであり、 前記差動状態切換装置 は、前記第 1要素乃至第 3要素のうちのいずれか 2つを相互におよび/またはそ の第 2要素を非回転部材に連結する係合装置例えば摩擦係合装置であり、 前記切 換制御手段は、 前記係合装置を解放してその第 1要素、 第 2要素、 および第 3要 素を相互に相対回転可能とすることにより前記無段変速状態とし、 前記係合装置 を係合してその第 1要素、 第 2要素、 および第 3要素のうちの少なくとも 2つを 相互に連結するか或いはその第 2要素を非回転状態とすることにより前記有段変 速状態とするものである。 このようにすれば、 動力分配機構が簡単に構成される とともに切換制御手段により無段変速状態と有段変速状態とが簡単に制御される また、 請求項 5 2にかかる発明の要旨とするところは、 前記車両の所定条件は 、 予め設定された高速走行判定値に基づいて定められたものであり、 前記切換制 御手段は、前記実際の車速が前記高速走行判定値を越えたときに前記第 2要素を 非回転状態とするように前記係合装置を制御するも.のである。 このようにすれば 、 例えば実際の車速が高車速側に設定された高速走行判定値を越えると、 専ら機 械的な動力伝達経路でェンジンの出力が駆動輪へ伝達されて電気的な無段変速機 として作動させる場合に発生する動力と電気との間の変換損失が抑制されるので 燃費が向上させられる。
また、 請求項 5 3にかかる発明の要旨とするところは、 前記車両の所定条件は 、 予め設定された高出力走行判定値に基づいて定められたものであり、前記切換 制御手段は、 前記駆動力関連値が前記高出力走行判定値を越えたときに前記第 1 要素、 第 2要素、 および第 3要素のうちの少なくとも 2つを相互に連結するよう に前記係合装置を制御するものである。 このようにすれば、 例えば要求駆動力或 いは実際の駆動力のような駆動力関連値が高出力側に設定された高出力走行判定 値を越えると、 動力分配機構の 3要素のうちの少なくとも 2つが相互に連結され るので、 専ら機械的な動力伝達経路でェンジンの出力が駆動輪へ伝達されて電気 的な無段変速機として作動させる場合の電動機が伝える電気的エネルギの最大値 を小さくできてその電動機或いはそれを含む車両用制御装置が一層小型化される また、 請求項 5 4にかかる発明の要旨とするところは、 前記動力分配機構は遊 星歯車装置であり、前記第 1要素はその遊星歯車装置のキャリャであり、 前記第 2要素はその遊星歯車装置のサンギヤであり、 前記第 3要素はその遊星歯車装置 のリングギヤであり、前記係合装置は、 前記キヤリャ、 サンギヤ、 リングギヤの うちのいずれか 2つを相互に連結するクラッチおよび/またはそのサンギヤを非 回転部材に連結するブレーキを備えたものである。 このようにすれば、 動力分配 機構の軸方向寸法が小さくなるとともに、 1つの遊星歯車装置によつて簡単に構 成される。
また、 請求項 5 5にかかる発明の要旨とするところは、 前記遊星歯車装置はシ ングルビユオン型遊星歯車装置である。 このようにすれば、 動力分配機構の軸方 向寸法が小さくなるとともに、 動力分配機構が 1つのシングルピニォン型遊星歯 車装置によつて簡単に構成される。
また、請求項 5 6にかかる発明の要旨とするとこ 5は、 前記切換制御手段は、 前記シングルピニオン型遊星歯車装置を変速比が 1である変速機とするために前 記キヤリャとサンギヤを相互に連結するか、 或いは前記シングルピニオン型遊星 歯車装置を変速比が 1より小さい増速変速機とするために前記サンギヤを非回転 状態とするように前記係合装置を制御するものである。 このようにすれば、動力 分配機構が 1つのシングルピニォン型遊星歯車装置による単段または複数段の定 変速比を有する変速機として前記切換制御手段によって簡単に制御される。 また、請求項 5 7にかかる発明の要旨とするところは、前記遊星歯車装置はダ ブルピニオン型遊星歯車装置である。 このようにすれば、 動力分配機構の軸方向 寸法が小さくなるとともに、 動力分配機構が 1つのダブルピニオン型遊星歯車装 置によって簡単に構成される。
また、請求項 5 8にかかる発明の要旨とするところは、 前記切換制御手段は、 前記ダブルピニオン型遊星歯車装置を変速比が 1である変速機とするために前記 キヤリャとサンギヤを相互に連結するか、 或いは前記ダブルピニオン型遊星歯車 装置を変速比が 1より大きい減速変速機とするために前記サンギヤを非回転状態 とするように前記係合装置を制御するものである。 このようにすれば、 動力分配 機構が 1つのダブルピニオン型遊星歯車装置による単段または複数段の定変速比 を有する変速機として前記切換制御手段によつて簡単に制御される。
また、請求項 5 9にかかる発明の要旨とするところは、前記変速状態切換型変 速機構は、 前記伝達部材と前記駆動輪との間におしヽて前記動力分配機構と直列に 設けられた自動変速機を含み、 その自動変速機の変速比に基づいて前記変速状態 切換型変速機構の変速比が形成されるものである。 このようにすれば、 自動変速 機の変速比を利用することによつて駆動力が幅広く得られるようになる。
また、 請求項 6 0にかかる発明の要旨とするところは、前記動力分配機構の変 速比と前記自動変速機の変速比とに基づいて前記変速状態切換型変速機構の総合 変速比が形成されるものである。 このようにすれば、 自動変速機の変速比を利用 することによって駆動力が幅広く得られるようになるので、 動力分配機構におけ る無段変速制御の効率が一層高められる。 また、好適には、 前記自動変速機は有 段式自動変速機である。 このようにすれば、 前記変速状態切換型変速機構におい て動力分配機構と有段式自動変速機とで無段変速状態としての無段変速機が構成 され、 動力分配機構と有段式自動変速機とで有段変速状態としての有段式自動変 速機が構成される。
また、 請求項 6 1にかかる発明の要旨とするところは、 前記有段式自動変速機 の変速は、 予め記憶された変速線図に基づいて実行されるものである。 このよう にすれば、 有段式自動変速機の変速が容易に実行される。
また、 請求項 6 2に係る発明の要旨とするところは、 前記切換制御手段は、 前 記変速状態切換型変速機構の前記無段変速状態を車雨状態の一部の領域すなわち 車両走行中の一部の走行領域においてのみ使用し、 他の走行領域には使用しない ものである。 このようにすれば、 車両の走行領域において、 例えば無段変速走行 に適した一部の走行領域におレヽて変速状態切換型変速機構が電気的な無段変速状 態とされるので、 車両の燃費が向上させられる。
また、 好適には、前記変速状態切換型変速機構において、 第 2電動機が前記伝 達部材に直接に連結される。 このようにすれば、 前記自動変速機の出力軸に対し て低トルクの出力でよいので、 第 2電動機が一層/ J、型化される。
また、 前記目的を達成するための請求項 6 3に係る発明の要旨とするところは 、 複数の駆動源からの出力を駆動輪へ伝達する車両用駆動装置の制御装置であつ て、 （a) 前記複数の駆動源から駆動輪までの動力伝達経路に介挿され、 ロック状 態と非ロック状態とに切り換え可能な切換型差動歯車装置と、 （b) 車両の所定条 件に基づいて該切換型差動歯車装置を前記口ック状態と前記非口ック状態とのい ずれかに選択的に切り換える切換制御手段とを、 含むことにある。 このようにす れば、 切換型差動歯車装置が、 切換制御手段により上記非ロック状態とロック状 態とのいずれかに車両の所定条件に基づいて選択的に切り換 られることから、 一方の駆動源で走行するロック状態における高い伝達効率と他方の駆動源で走行 非口ック状態における燃費改善効果との両長所を兼ね備えた駆動装置が得られる ので、 燃費が向上させられる。 また、 高出力走行では上記切換型差動歯車装置が ロック状態とされることにより、 非ロック状態として作動させる領域が車両の低 中速走行および低中出力走行となり、 非口ック状態で他の駆動源として電動機が 用いられる場合には、 その電動機が発生すべき電気的エネルギの最大値を小さく できてその電動機或いはそれを含む車両用制御装置が一層小型化される。
また、好適には、 前記切換型差動歯車装置は、 第 1電動機と、 前記エンジンの 出力をその第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材 と前記駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備える。 好適には、 前記動力分 配機構は、前記エンジンに連結された第 1要素と、 第 1電動機に連結された第 2 要素と、 第 2電動機および伝達部材に連結された第 3要素とを有する。 その動力 分配機構は、 前記切換型差動歯車装置を電気的な差動装置として作動可能な前記 非口ック状態および電気的な差動装置として作動しない前記口ック状態のいずれ かの状態に切換可能とするための差動状態切換装置を有し、 前記切換制御手段は 、 その差動状態切換装置を制御することで前記非口ック状態と前記口ック状態と を選択的に切り換えるものである。 このようにすれば、 切換制御手段により差動 状態切換装置が制御されることにより、 車両用制御装置内の切換型差動歯車装置 が電気的な差動装置として作動可能な非口ック状態と、 電気的な差動装置として 作動しないロック状態とに簡単に切り換えられる。
また、 好適には、 前記差動状態切換装置は、 前記切換型差動歯車装置を前記非 ロック状態および前記ロック状態のいずれかに切換え、 且つそのロック状態にお ける複数変速段のいずれかへ切換えるものであり、 前記切換制御手段は、 前記非 口ック状態から前記口ック状態へ切り換えるとともに、 車両の所定条件に応じて 前記差動状態切換装置を制御することで口ック状態での複数段のいずれかを変更 するものでもある。 このようにすれば、 切換制御手段により差動状態切換装置が 制御されることにより、 車両用制御装置内の切換型差動歯車装置が電気的な差動 装置として作動可能な非口ック状態からロック状態に切り換えられるとともに、 車両の所定条件に応じて前記差動状態切換装置が制御されることでロック状態で の複数段のいずれかが変更される。 例えば、 車両の低中速走行および低中出力走 行では、 切換型差動歯車装置が非ロック状態とされて車両の燃費性能が確保され 、 高速走行では切換型差動歯車装置が電気的な差動装置として作動しない高速走 行に応じたロック状態とされ専ら機械的な動力伝達経路でェンジンの出力が駆動 輪へ伝達されて電気的な差動装置として作動させる場合に発生する動力と電気と の間の変換損失が抑制されるので、 燃費が向上させられる。 また、 高出力走行で は上記切換型差動歯車装置が高出力走行に応じたロック状態とされて電気的な差 動装置として作動させる領域が車両の低中速走行および低中出力走行となるので 、 電動機が伝える電気的エネルギの最大値を小さくできてその電動機或いはそれ を含む車両用制御装置が一層小型化される。 よって、 切換制御手段により非ロッ ク状態からロック状態へ切り換えられるとともに、 車両の所定条件に応じて前記 差動状態切換装置が制御されることでロック状態での複数段のいずれかが変更さ れるので、 高速走行や高出力走行等の車両走行状況に合わせた適切なロック状態 が得られる。
また、 好適には、前記車両の所定条件は、 予め設定された高速走行判定値に基 づいて定められたものであり、前記切換制御手段は、 実際の車速が前記高速走行 判定値を越えたときに前記切換型差動歯車装置を前記口ック状態とするものであ る。 このようにすれば、 例えば実際の車速が高車速側に設定された高速走行判定 値を越えると、 専ら機械的な動力伝達経路でェンジンの出力が駆動輪へ伝達され て、 電気的な差動装置として作動させる場合に発生する動力と電気との間の変換 損失が抑制されるので燃費が向上させられる。 また、上記高速走行判定値は、 車 両の高速走行を判定するために予め設定された値である。
また、 好適には、前記車両の所定条件は、 予め設定された高速走行判定値に基 づいて定められたものであり、 前記切換制御手段は、 実際の車速が前記高速走行 判定値を越えたときに前記切換型差動歯車装置の非口ック状態を禁止するもので ある。 このようにすれば、 例えば実際の車速が高車速側に設定された高速走行判 定値を越えると、 切換型差動歯車装置の非口ック状態が禁止されて、 電気的な差 動装置として作動させる場合に発生する動力と電気との間の変換損失が抑制され るので、 専ら機械的な動力伝達経路でエンジンの出力が駆動輪へ伝達されて、 車 両の燃費が向上させられる。 また、 好適には、前記車両の所定条件は、 予め設定された高出力走行判定値に 基づいて定められたものであり、前記切換制御手段は、 車両の駆動力関連値が前 記高出力走行判定値を越えたときに前記切換型差動歯車装置を前記口ック状態と するものである。 このようにすれば、 例えば要求駆動力或いは実際の駆動力など の駆動力関連値が比較的高出力側に設定された高出力走行判定値を越えると、 専 ら機械的な動力伝達経路でェンジンの出力が駆動輪へ伝達されて電気的な差動装 置として作動させる場合の電動機が伝える電気的エネルギの最大値を小さくでき てその電動機或い (まそれを含む車両用制御装置が一層小型化される。 ここで、 上 記駆動力関連値は、 エンジンの出力トルク、 変速機の出力トルク、駆動輪の駆動 トルク等の動力伝達経路における伝達トルクや回転力、 それを要求するスロット ル開度など、 車両の駆動力に直接或いは間接的に関連するパラメータである。 ま た、 上記高出力走行判定値は、 車両の高出力走行を判定するために予め設定され た値である。 '
また、 好適には、 前記車両の所定条件は、 予め設定された高出力走行判定値に 基づいて定められたものであり、前記切換制御手段は、 車両の駆動力関連値が前 記高出力走行判定値を越えたときに前記切換型差動歯車装置の非口ック状態を禁 止するものである。 このようにすれば、 例えば要求駆動力或いは実際の駆動力な どの駆動力関連値が比較的高出力側に設定された高出力走行判定値を越えると、 切換型差動歯車装置の非ロック状態が禁止されて、 電気的な差動装置として作動 させ—る場合の電動機が伝える電気的エネルギの最大値が小さくされるので、 専ら 機械的な動力伝達経路でエンジンの出力が駆動輪へ伝達されて、 その電動機或い はそれを含む車両用制御装置が一層小型化される。
また、 好適には、前記車両の所定条件は、 高速走行判定線および高出力走行判 定線を含む、 車速と車両の駆動力とをパラメータとする予め記憶された切換線図 力、ら実際の車速と車両の駆動力関連値とに基づいて定められるものである。 この ようにすれば、 高車速判定または高トルク判定が簡単に判定される。
また、 好適には、前記車両の所定条件は、 前記切換型差動歯車装置を前記電気 的な非口ック状態とするための制御機器の機能低下を判定する故障判定条件であ り、前記切換制御手段は前記故障判定条件が成立した場合に前記切換型差動歯車 装置を前記口ック状態とするものである。 このようにすれば、 前記切換型差動歯 車装置が通常は非ロック状態とされる場合であっても優先的にロック状態とされ ることで、 ロック状態における走行ではあ.るが非口ック状態における走行と略同 様の車両走行が確保され'る。
また、好適には、 前記車両の所定条件は、 予め設定された前記故障判定条件に 基づいて定められたものであり、前記切換制御手段は、前記故障判定条件が成立 した場合に前記切換型差動歯車装置の非口ック状態を禁止するものである。 この ようにすれば、 例えば電気的に差動状態とするための制御機器の機能低下が判定 されると、 切換型差動歯車装置の非口ック状態が禁止されるので、前記切換型差 動歯車装置が非ロック状態とされない場合でもロック状態とされることで、 ロッ ク状態における走^ 1ではあるが非口ック状態における走行と略同様の車両走 fi1が 確保される。 '
また、 好適には、前記動力分配機構は、 前記エンジンに連結された第 1要素と 前記第 1電動機に連結された第 2要素と前記伝達部材に連結された第 3要素とを 有するものであり、 前記差動状態切換装置は、 前記第 1要素乃至第 3要素のうち のいずれか 2つを相互におよび/またはその第 1要素を非回転部材に連結する係 合装置例えば摩擦係合装置であり、 前記切換制御手段は、 前記係合装置を解放し てその第 1要素、 第 2要素、 および第 3要素を相互に相対回転可能.とすることに より前記非ロック状態とし、 前記係合装置を係合してその第 1要素、 第 2要素、 および第 3要素のうちの少なくとも 2つを相互に連結するか或いはその第 1要素 を非回転状態とすることにより前記ロック状態とするものである。 このようにす れば、 動力分配機構が簡単に構成されるとともに切換制御手段により非口ック状 態と口ック状態とが簡単に制御される。
また、 好適には、前記車両の所定条件は、 予め設定された高速走行判定値に基 づいて定められたものであり、前記切換制御手段は、 前記実際の車速が前記高速 走行判定値を越えたときに前記第 1要素を非回転状態とするように前記係合装置 を制御するものである。 このようにすれば、 例えば実際の車速が高車速側に設定 された高速走行判定値を越えると、 専ら機械的な動力伝達経路でェンジンの出力 が駆動輪へ伝達されて電気的な差動装置として作動させる場合に発生する動力と 電気との間の変換損失が抑制されるので燃費が向上させられる。
また、 好適には、前記車両の所定条件は、予め設定された高出力走行判定値に 基づいて定められたものであり、前記切換制御手段は、 前記駆動力関連値が前記 高出力走行判定値を越えたときに前記第 1要素、 第 2要素、 および第 3要素のう ちの少なくとも 2つを相互に連結するように前記係合装置を制御するものである 。 このようにすれば、 例えば要求駆動力或いは実際の駆動力のような駆動力関連 値が高出力側に設定された高出力走行判定値を越えると、 動力分配機構の 3要素 のうちの少なくとも 2つが相互に連結されるので、 専ら機械的な動力伝達経路で ェンジンの出力が駆動輪へ伝達されて電気的な差動装置として作動させる場合の 電動機が伝える電気的エネルギの最大値を小さくできてその電動機或いはそれを 含む車両用制御装置が一層小型化される。
また、 好適には、 前記動力分配機構は遊星歯車装置であり、前記第 1要素はそ の遊星歯車装置のキヤリャであり、 前記第 2要素はその遊星歯車装置のサンギヤ であり、前記第 3要素はその遊星歯車装置のリングギヤであり、前記係合装置は 、前記キャリャ、 サンギヤ、 リングギヤのうちのいずれか 1つを相互に連結する クラッチおよび/またはそのサンギヤを非回転部材に連結するブレーキを備えた ものである。 このようにすれば、 動力分配機構の軸方向寸法が小さくなるととも に、 1つの遊星歯車装置によって簡単に構成される。
また、 好適には、前記遊星歯車装置はシングルピニオン型遊星歯車装置である 。 このようにすれば、 動力分配機構の軸方向寸法が小さくなるとともに、 動力分 配機構が 1つのシングルピニオン型遊星歯車装置によって簡単に構成される。 また、 好適には、前記切換制御手段は、 前記シングルピニオン型遊星歯車装置 を変速比が 1である変速機とするために前記キヤリャとサンギヤを相互に連結す るか、 或いは前記シングルピニオン型遊星歯車装置を変速比が 1より小さい増速 変速機とするために前記サンギヤを非回転状態とするように前記係合装置を制御 するものである。 このようにすれば、 動力分配機構が 1つのシングルピニオン型 遊星歯車装置による単段または複数段の定変速比を有する変速機として前記切換 制御手段によつて簡単に制御される。 .
また、 好適には、前記遊星歯車装置はダブルピニオン型遊星歯車装置である。 このようにすれば、 動力分配機構の軸方向寸法が小さくなるとともに、 動力分配 機構が 1つのダブルピニオン型遊星歯車装置によって簡単に構成される。
また、 好適には、 前記切換制御手段は、前記ダブルピニオン型遊星歯車装置を 変速比が 1である変速機とするために前記キヤリャとサンギヤを相互に連結する か、 或いは前記ダブルピユオン型遊星歯車装置を変速比が 1より大きい減速変速 機とするために前記サンギヤを非回転状態とするように前記係合装置を制御する ものである。 このようにすれば、 動力分配機構が 1つのダブルピニォン型遊星歯 車装置による単段または複数段の定変速比を有する変速機として前記切換制御手 段によつて簡単に制御される。
また、 好適には、 前記切換型差動歯車装置を備えた前記車両用駆動装置は、 前 記伝達部材と前記駆動輪との間において自動変速機をさらに含み、 その自動変速 機の変速比に基づいて前記車両用駆動装置の変速比が形成されるものである。 こ のようにすれば、 その自動変速機の変速比を利用することによって駆動力が幅広 く得られるようになる。
また、 好適には、前記動力分配機構の変速比すなわち前記切換型差動歯車装置 の変速比と前記自動変速機の変速比とに基づいて前記車両用駆動装置の総合変速 比が形成されるものである。 このようにすれば、 自動変速機の変速比を利用する ことによつて駆動力が幅広く得られるようになるので、前記切換型差動歯車装置 における電気的な差動装置としての制御の効率が一層高められる。 また、 好適に は、 前記自動変速機は有段式自動変速機である。 このようにすれば、 前記車両用 駆動装置において非口ック状態とされた前記切換型差動歯車装置とその有段式自 動変速機と無段変速機が構成され、 ロック状態とされた切換型差動歯車装置と有 段式自動変速機とで有段式自動変速機が構成される。
また、 好適には、前記有段式自動変速機の変速は、 予め記憶された変速線図に 基づいて実行されるものである。 このようにすれば、 有段式自動変速機の変速が 容易に実行される。
また、請求項 6 4に係る発明では、 上記切換制推 .P手段は、前記切換型差動歯車 装置の非口ック状態すなわち差動状態を車両状態の一部の領域すなわち車両走行 中の一部の走行領域においてのみ使用し、 他の走行領域には使用しないものであ る。 このようにすれば、 車雨の走行領域において、 電気的な差動装置として作動 可能な差動状態での走行例えば無段変速走行に適した一部の走行領域において差 動歯車装置が差動状態とされるので、 車両の燃費が向上させられる。
また、 好適には、 前記切換型差動歯車装置において、 第 2電動機が前記伝達部 材に直接に連結される。 このようにすれば、前記自動変速機の出力軸に対して低 トルクの出力でよいので、 第 2電動機が一層小型化される。
また、 前記目的を達成するための請求項 6 5に係る発明の要旨とするところは 、 エンジンの出力を駆動輪へ伝達する車両用駆動装置の制御装置であって、 （a) 電気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と定変速比状態とに切り換え 可能な変速状態切換型変速機構と、 （b)予め定められた関係から車速及び車両負 荷乃至車両用駆動装置の出力トルクに基づいて前記変速状態切換型変速機構を前 記無段変速状態及び定変速比状態のうち何れかに選択的に切り換える切換制御手 段とを、 含むことを特徴とするものである。
このようにすれば、 上記変速状態切換型変速機構と上記切換制御手段とを含む ことから、 電気的な無段変速機として作動可能な変速機構における変速制御を好 適に行う制御装置を提供することができる。
また、前記目的を達成するための請求項 6 6に係る発明の要旨とするところは 、 エンジンの出力を駆動輪へ伝達する車両用駆動装置の制御装置であって、 （a) 電気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と有段変速機として作動可能 な有段変速状態とに切り換え可能な変速状態切換型変速機構と、 （b)予め定めら れた関係から車速及び車両負荷乃至車両用駆動装置の出力トルクに基づいて前記 変速状態切換型変速機構を前記無段変速状態及び有段変速状態のうち何れかに選 択的に切り換える切換制御手段とを、 含むことを特徴とするものである。
このようにすれば、 上記変速状態切換型変速機構と上記切換制御手段とを含む ことから、電気的な無段変速機として作動可能な変速機構における変速制御を好 適に行う制御装置を提供することができる。 .
また、 前記目的を達成するための請求項 6 7に係る発明の要旨とするところは 、 エンジンの出力を駆動輪へ伝達する車両用駆動装置の制御装置であって、 （a) 電気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と定変速状態とに切り換え可 能な変速状態切換型変速機構と、 （b)車速及び車両負荷乃至車両用駆動装置の出 力トルクを制御パラメ一夕とし、 前記変速状態切換型変速機構を前記無段変速状 態とする第 1の領域と、 前記変速状態切換型変速機構を前記定変速状態とする第 2の領域とが、 規定された制御マップと、 （c)その制御マップに基づいて前記変 速状態切換型変速機構を前記無段変速状態及び定変速状態のうち何れかに選択的 に切り換える切換制御手段とを、 含むことを特徴とするものである。
このようにすれば、 上記変速状態切換型変速機構と、 上記第 1の領域と上記第 2の領域とが規定された制御マップと、 上記切換制御手段とを、 含むことから、 電気的な無段変速機として作動可能な変速機構における変速制御を簡単なプログ ラムにより好適に行う制御装置を提供することができる。
また、 前記目的を達成するための請求項 6 8に係る発明の要旨とするところは 、 エンジンの出力を駆動輪へ伝達する車両用駆動装置の制御装置であって、 （a) 電気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と有段変速機として作動可能 な有段変速状態とに切り換え可能な変速状態切換型変速機構と、 （b)車速及び車 両負荷乃至車両用駆動装置の出力トルクを制御パラメータとし、 前記変速状態切 換型変速機構を前記無段変速状態とする第 1の領域と、 前記変速状態切換型変速 機構を前記有段変速状態とする第 2の領域とが、 規定された制御マップと、 （c) その制御マップに基づいて前記変速状態切換型変速機構を前記無段変速状態及び 有段変速状態のうち何れかに選択的に切り換える切換制御手段とを、 含むことを 特徴とするものである。
このようにすれば、 上記変速状態切換型変速機構と、 上記第 1の領域と上記第 2の領域とが規定された制御マップと、 上記切換制御手段とを含むことから、 電 気的な無段変速機及び有段式の変速機として選択的に作動可能な変速機構におけ る変速制御を簡単なプログラムにより好適に行う制御装置を提供することができ る。 .
また、 前記目的を達成するための請求項 6 9に係る発明の要旨とするところは 、 エンジンの出力を第 1電動機及び伝達部材へ分配する差動機構とその伝達部材 と駆動輪との間の動力伝達経路に設けられた第 2電動機とを有して電気的な無段 変速機として機能する無段変速部と、 前記動力伝達経路の一部を構成して有段式 自動変速機として機能する有段変速部とを、 備えた車両用駆動装置の制御装置で あって、 （a)前記差動機構に備えられ、前記無段変速部を電気的な無段変速機と して差動可能とする差動状態と非差動とするロック状態とにその差動機構を選択 的に切り換える差動状態切換装置と、 （b)所定の制御パラメータにより変速段の 切り換えを行う変速線が規定されて前記有段式自動変速機の変速制御に用いられ る第 1の制御マップと、 （c)その第 1の制御マップと同じ制御ノ、。ラメ一タにより 前記差動状態とする差動領域と前記非差動状態とする非差動領域とが規定されて 前記差動状態切換装置による前記差動状態と非差動状態との切換制御に用いられ る第 2の制御マップとを、 含むことを特徴とするものである。
このようにすれば、 上記差動状態切換装置と上記第 1の制御マップと上記第 2 の制御マップとを含むことから、 有段式自動変速機の変速制御及び電気的な無段 変速機及び有段式の変速機として選択的に作動可能な変速機構における変速制御 を簡単なプログラムにより好適に行う制御装置を提供することができる。
また、 前記目的を達成するための請求項 7 0に係る発明の要旨とするところは 、 エンジンの出力を第 1電動機及び伝達部材へ分配する差動機構と、 その伝達部 材と駆動輪との間の動力伝達経路に設けられた第 2電動機とを、 備えた車両用駆 動装置の制御装置であって、 （a)前記差動機構を、 電気的な無段変速機として差 動可能とする差動状態と、 非差動とするロック状態とに選択的に切り換える差動 状態切換装置と、 （b)所定の制御ノ、"ラメ一夕により前記ェンジン、 第 1電動機、 及び第 2電動機のうち駆動力を発生させる少なくとも 1つの駆動力源を決定する 領域が、 決定される駆動力源に応じて複数規定されてその駆動力源の選択制御に 用いられる第 1の制御マップと、 （c)その第 1の制御マッフ。と同じ制御 、"ラメ一 夕により前記差動状態とする差動領域と前記非差動状態とする非差動領域とが規 定されて前記差動状態切換装置による前記差動状態と非差動状態との切換制御に 用いられる第 2の制御マップとを、 含むことを特徴とするものである。
このようにすれば、 上記差動状態切換装置と上記第 1の制御マップと上記第 の制御マップとを、含むことから、 電気的な無段変速機として作動可能な変速機 構における変速制御及び駆動力源の選択制御を簡単なプログラムにより好適に行 う制御装置を提供することができる。
また、前記目的を達成するための請求項 7 1に係る発明の要旨とするところは 、 エンジンの出力を第 1電動機及び伝達部材へ分配する差動機構と、 その伝達部 材と駆動輪との間の動力伝達経路に設けられた第 2電動機とを、 備えた車両用駆 動装置の制御装置であって、 （a)電気的な無段変速機として作動可能な無段変速 状態と有段変速機として作動可能な有段変速状態とに切り換え可能な変速状態切 換型変速機構と、 （b)所定の制御/、。ラメ一夕により前記ェンジン、 第 1電動機、 及び第 2電動機のうち駆動力を発生させる少なくとも 1つの駆動力源を決定する 領域が、 決定される駆動力源に応じて規定されてその駆動力源の選択制御に用い られる第 1の制御マップと、 （c)その第 1の制御マッフ。と同じ制御ノ、"ラメ一夕に より前記無段変速状態とする無段変速領域と前記有段変速状態とする有 K変速領 域とが規定されて前記変速状態切換型変速機構による前記無段変速状態と有段変 速状態との切換制御に用いられる第 2の制御マップとを、 含むことを特徴とする ものである。
このようにすれば、 上記変速状態切換型変速機構と上記第 1の制御マップと上 記第 2の制御マップとを含むことから、 電気的な無段変速機及び有段式の変速機 として選択的に作動可能な変速機構における変速制御及び駆動力源の選択制御を 簡単なプログラムにより好適に行う制御装置を提供することができる。
ここで、請求項 6 9乃至 7 1に係る発明において、 好適には、前記制御パラメ 一夕は、 車速及び車両負荷乃至車両用駆動装置の出力トルクである。 このように すれば、電気的な無段変速機として作動可能な変速機構における変速制等を簡単 なプログラムにより実用的な態様で行うことができる。 また、前記他の目的を達成するための請求項 7 3にかかる発明の要旨とすると ころは、 ェンジンの出力を駆動輪へ伝達する車両用駆動装置の制御装置であつて 、 (a) 電気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と有段の変速機として 作動可能な有段変速状態とに切り換え可能な変速状態切換型変速機構と、 （b) 前 記無段変速状態および前記有段変速状態の何れの走行での車両の燃料消費率が良 いかに基づいて前記変速状態切換型変速機構を前記無段変速状態と前記有段変速 状態とのいずれかに選択的に切り換える切換制御手段とを、 含むことにある。 このようにすれば、 電気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と有段 の変速機として作動可能な有段変速状態とに切り換え可能な変速状態切換型変速 機構が、前記無段変速状態および前記有段変速状態の何れの走行での車両の燃料 消費率が良いかに基づいて切換制御手段により無段変速状態と有段変速状態との いずれかに選択的に切り換えられること力、ら、 一層燃費が向上する適切な走行が 得られる。 ·
また、請求項 7 4にかかる発明の要旨とするところは、 前記請求項 7 3に係る 発明の燃料消費率は、 車両状態から逐次算出されるものである。 このようにすれ ば、 前記無段変速状態および前記有段変速状態での燃料消費率が逐次算出されて 変速状態切換型変速機構の変速状態が燃費の良い走行状態とされる。 また、 好適 には、前記燃料消費率を車両状態から逐次算出する燃料消費率算出手段を備える ものである。 このようにすれば、 燃料消費率算出手段により前記無段変速状態お よび前記有段変速状態での燃料消費率が逐次算出されて変速状態切換型変速機構 の変速状態が常に燃費の良い走行状態とされる。
また、 請求項 7 5にかかる発明の要旨とするところは、 前記請求項 7 4に係る 発明において、前記車両状態から逐次算出される燃料消費率は、 予め記憶された · 関係から求められるエンジンの燃料消費率に基づいて算出されることにある。 こ のようにすれば、 車両の燃料消費率が適切に算出される。
また、請求項 7 6にかかる発明の要旨とするところは、 前記請求項 7 4 . 7 5 に係る発明において、前記車両状態から算出される燃料消費率は、 エンジンから 駆動輪への伝達効率が考慮されるものである。 このようにすれば、 燃料消費率が 適切に算出されることにある。 また、 好適には、 エンジンから駆動輪への伝達効 率を算出する伝達効率算出手段を備えるものである.。 このようにすれば、伝達効 率算出手段により算出された伝達効率が考慮されて車両の燃料消費率が適切に算 出される。 .
また、 請求項 7 7にかかる発明の要旨とするところは、 請求項 7 6にかかる発 明における伝達効率は車両の走行抵抗によつて変化するものである。 このように すれば、 燃料消費率が適切に算出される。
また、 請求項 7 8に係る発明の要旨とするところは、 前記請求項 7 6、 7 7に 係る発明において、前記前記伝達効率は車速によって変化するものである。 この ようにすれば、 燃料消費率が適切に算出される。
また、 請求項 7 9にかかる発明の要旨とするところは、前記請求項 7 6乃至 7 8に係る発明において、 前記伝達効率は車両の駆動力関連値によって変化するも のである。 このようにすれば、 燃料消費率が適切に算出される。 ここで、 上記駆 動力関連値は、 エンジンの出力トルク、 変速機の出力トルク、 駆動輪の駆動トル ク等の動力伝達経路における伝達トルクや回転力、 それを要求するスロットル開 度、 アクセル操作量など、 車両の駆動力に直接或いは間接的に関連するパラメ一 夕である。
また、 請求項 8 0にかかる発明の要旨とするところは、 前記請求項 7 3に係る 発明において、 前記無段変速状態および前記有段変速状態の何れでの走行が燃料 消費率が良いかにより該無段変速状態或いは該有段変速状態とするための領域が 設定された予め記憶された関係から現在の車両状態に基づいて前記変速状態切換 型変速機構が前記無段変速状態と前記有段変速状態とのいずれかに選択的に切り 換えられるものである。 このようにすれば、 変速状態切換型変速機構の変速状態 が簡単に燃費の良い走行状態に切り替えられる。
また、 請求項 8 1にかかる発明の要旨とするところは、 前記請求項 7 3乃至 8
0に係る発明において、 前記切換制御手段は、 実際の車速が予め設定された高速 走行判定値を越えたときに前記変速状態切換型変速機構を前記有段変速状態とす るものである。 このようにすれば、 例えば実際の車速が高車速側に設定された高 速走行判定値を越えると、 専ら機械的な動力伝達経路でエンジンの出力が駆動輪 へ伝達されて、 電気的な無段変速機として作動させる場合に発生する動力と電気 との間の変換損失が抑制されるので燃費が向上させられる。 また、 上記高速走行 判定値は、 燃料消費率に基づくことなく前記変速状態切換型変速機構を有段変速 状態に切り換える方が明らかに燃費上有利となる車両の高速走行を判定するため に予め実験等で求められて設定された値である。
また、好適には、 前記切換制御手段は、 実際の車速が予め設定された高速走行 判定値を越えたときに前記変速状態切換型変速機構の無段変速状態を禁止するも のである。 このようにすれば、 例えば実際の車速が高車速側に設定された高速走 行判定値を越えると、 変速状態切換型変速機構の無段変速状態が禁止されて、 電 気的な無段変速機として作動させる場合に発生する動力と電気との間の変換損失 が抑制されるので、専ら機械的な動力伝達経路でェンジンの出力が駆動輪へ伝達 されて、 車両の燃費が向上させられる。
また、請求項 8 2にかかる発明の要旨とするところは、 前記請求項 7 3乃至 8 1に係る発明において、前記切換制御手段は、 車両の駆動力関連値が予め設定さ れた高出力走行判定値を越えたときに前記変速状態切換型変速機構を前記有段変 速状態とするものである。 このようにすれば、 例えば要'求駆動力或いは実際の駆 動力などの駆動力関連値が比較的高出力側に設定された高出力走行判定値を越え ると、 専ら機械的な動力伝達経路でエンジンの出力が駆動輪へ伝達されて電気的 な無段変速機として作動させる場合の電動機が伝える電気的エネルギの最大値を 小さくできてその電動機或いはそれを含む車両用制御装置が一層小型化される。 また、上記高出力走行判定値は、 燃料消費率に基づくことなく前記変速状態切換 型変速機構を有段変速状態に切り換える必要がある車両の高出力走行すなわち前 記変速状態切換型変速機構を電気的な無段変速機として作動させられない電動機 の定格出力に基づいて定められたエンジン出力の制限値を越えるよ 'うな車両の高 出力走行を判定するために予め設定された値である。
また、 好適には、 前記切換制御手段は、 車両の駆動力関連値が予め設定された 高出力走行判定値を越えたときに前記変速状態切換型変速機構の無段変速状態を 禁止するものである。 このようにすれば、 例えば要求駆動力或いは実際の駆動力 などの駆動力関連値が比較的高出力側に設定された高出力走行判定値を越えると 、 変速状態切換型変速機構の無段変速状態が禁止されて、 電気的な無段変速機と して作動させる場合の電動機が伝える電気的エネルギの最大値が小さくされるの で、 専ら機械的な動力伝達経路でエンジンの出力が駆動輪へ伝達されて、 その電 動機或いはそれを含む車両用制御装置が一層小型化される。
また、 請求項 8 3にかかる発明の要旨とするところは、前記請求項 7 3乃至 8 2に係る発明において、前記切換制御手段は、 前記変速状態切換型変速機構を前 記電気的な無段変速状態とするための制御機器の機能低下を判定する故障判定条 件が成立した場合に前記変速状態切換型変速機構を前記有段変速状態とするもの である。 このようにすれば、前記変速状態切換型変速機構が通常は無段変速状態 とされる場合であつても優先的に有段変速状態とされることで、 有段走行ではあ るが無段走行と略同様の車両走行が確保される。
また、 好適には、 前記切換制御手段は、 前記変速状態切換型変速機構を前記電 気的な無段変速状態とするための制御機器の機能低下を判定する故障判定条件^ 成立した場合に前記変速状態切換型変速機構の無段変速状態を禁止するものであ る。 このようにすれば、 例えば電気的な無駄変速状態するための制御機器の機能 低下が判定されると、 変速状態切換型変速機構の無段変速状態が禁止されるので 、前記変速状態切換型変速機構が無段変速状態とされない場合でも有段変速状態 とされることで、 有段走行ではあるが無段走行と略同様の車両走行が確保される また、 請求項 8 4にかかる発明の要旨とするところは、 前記請求項 7 3乃至 8 3に係る発明において、前記変速状態切換型変速機構は、 第 1電動機と、 前記ェ ンジンの出力をその第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その 伝達部材と前記駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備える。 '好適には、前 記動力分配機構は、前記エンジンに連結された第 1要素と、'第 1電動機に連結さ れた第 2要素と、 第 2電動機および伝達部材に連結された第 3要素とを有するこ とにある。 その動力分配機構は、前記変速状態切換型変速機構を前記無段変速状 態および前記有段変速状態のいずれかの状態に切換可能とするための作動状態切 換装置を有し、 前記切換制御手段は、 その作動状態切換装置を制御することで前 記無段変速状態と前記有段変速状態とを選択的に切り換えるものである。 このよ うにすれば、 切換制御手段により作動状態切換装置が制御されることにより、 車 雨用制御装置内の変速状態切換型変速機構が無段変速機として作動可能な無段変 速状態と有段変速機として作動可能な有段変速状態とに簡単に切り換えられる。 また、請求項 8 5にかかる発明の要旨とするところは、前記請求項 8 4に係る 発明において、 前記動力分配機構は、前記エンジンに連結された第 1要素と前記 第 1電動機に連結'された第 2要素と前記伝達部材に連結された第 3要素とを有す るものであり、 前記作動状態切換装置は、 前記第 1要素乃至第 3要素のうちのい ずれか 2つを相互におよび/またはその第 2要素を非回転部材に連結する係合装 置例えば摩擦係合装置であり、前記切換制御手段は、前記係合装置を解放してそ の第 1要素、 第 2要素、 およ'び第 3要素を相互に相対回転可能とすることにより 前記無段変速状態とし、前記係合装置を係合してその第 1要素、 第 2要素、 およ び第 3要素のうちの少なくとも 2つを相互に連結するか或いはその第 2要素を非 回転状態とすることにより前記有段変速状態とするものである。 このようにすれ ば、 動力分配機構が簡単に構成されるとともに切換制御手段により無段変速状態 と有段変速状態とが簡単に制御される。
また、 好適には、請求項 8 6にかかる発明の要旨とするところは、 前記請求項 8 5に係る発明において、 前記動力分配機構は遊星歯車装置であり、前記第 1要 素はその遊星齒車装置のキャリャであり、 前記第 2要素はその遊星歯車装置のサ ンギヤであり、 前記第 3要素はその遊星歯車装置のリングギヤであり、 前記係合 装置は、前記キャリャ、 サンギヤ、 リングギヤのうちのいずれか 1つを相互に連 結するクラッチおよび/またはそのサンギヤを非回転部材に連結するブレーキを 備えたものである。 このようにすれば、 動力分配機構の軸方向寸法が小さくなる とともに、 1つの遊星歯車装置によって簡単に構成される。
また、請求項 8 7にかかる発明の要旨とするところは、 前記請求項 8 6に係る 発明において、 前記遊星歯車装置はシングルピニオン型遊星歯車装置である。 こ のようにすれば、 動力分配機構の軸方向寸法が小さくなるとともに、 動力分配機 構が 1つのシングルピニォン型遊星歯車装置によつて簡単に構成される。
また、 請求項 8 8にかかる発明の要旨とするところは、 前記請求項 8 7に係る 発明において、 前記切換制御手段は、前記シングルピニオン型遊星歯車装置を変 速比が 1である変速機とするために前記キヤリャとサンギヤを相互に連結するか 、 或いは前記シングルピニオン型遊星歯車装置を変速比が 1より小さい増速変速 機とするために前記サンギヤを非回転状態とするように前記係合装置を制御する ものである。 このようにすれば、 動力分配機構が 1つのシングルピニオン型遊星 歯車装置による単段または複数段の定変速比を有する変速機として前記切換制御 手段によって簡単
に制御される。
また、 請求項 8 9にかかる発明の要旨とするところは、 前記請求項 8 8に係る 発明において、 前記変速状態切換型変速機構は、 前記伝達部材と前記駆動輪との 間において前記動力分配機構と直列に設けられた自動変速機を含み、 その自動変 速機の変速比に基づいて前記変速状態切換型変速機構の変速比が形成されるもの である。 このようにすれば、 自動変速機の変速比を利用することによって駆動力 が幅広く得られるようになる。
また、 請求項 9 0にかかる発明の要旨とするところは、 前記請求項 8 9に係る 発明において、 前記動力分配機構の変速比と前記自動変速機の変速比とに基づい て前記変速状態切換型変速機構の総合変速比が形成されるものである。 このよう にすれば、 自動変速機の変速比を利用することによつて駆動力が幅広く得られる ようになるので、 動力分配機構における無段変速制御の効率が一層高められる。 また、 好適には、前記自動変速機は有段式自動変速機である。 このようにすれば 、前記変速状態切換型変速機構におしヽて動力分配機構と有段式自動変速機とで無 段変速状態としての無段変速機が構成され、 動力分配機構と有段式自動変速機と で有段変速状態としての有段式自動変速機が構成される。
また、 請求項 9 1にかかる発明の要旨'とするところは、 前記請求項 8 9、 9 0 に係る発明において、前記自動変速機は有段式自動変速機であり、前記有段式自 勳変速機の変速は、 予め記憶された変速線図に基づいて実行されるものである。 このようにすれば、有段式自動変速機の変速が容易に実行される。
また、好適には、前記変速状態切換型変速機構において、 第 2電動機が前記伝 達部材に直接に連結される。 このようにす ば、前記自動変速機の出力軸に対し て低トルクの出力でよいので、 第 2電動機が一層小型化される。
また、請求項 9 2にかかる発明の要旨とするところは、 （a) 3つの要素のうち の第 1要素は第 1電動機に連結され、 第 2要素は原動機に連結され、 第 3要素は 出力軸に連結された差動歯車装置と、 その出力軸と駆動輪との間の動力伝達経路 に作動的に連結された第 2電動機とを備えて電気的に無段変速作動させられる無 段変速部と、 （b) 前記動力伝達経路内に設けられて有段変速させられる有段変速 部とを、 備える車両用駆動装置の制御装置であって、 （c) 前記無段変速部が無段 変速作動させられる無段変速走行状態で、 前記有段変速部の変速比と無段変速部 の変速比とを、 最適燃費が られるように制御する変速比制御手段を、 含むこと にある。
この請求項 9 2にかかる発明の車両用駆動装置の制御装置では、 無段変速部が 無段変速作動させられる無段変速走行状態では、 変速比制御手段により、 有段変 速部の変速比と無段変速部の変速比とが、最適燃費が得られるように制御される ことから、 個別に変速比が制御される場合に比較して車両の最適燃費が得られる 。 たとえば比較的高速な定常走行において無段変速部の第 1電動機の逆転カ行が 発生しないように有段変速部の変速比が制御されることにより、 車両全体として 最適燃費が得られるようになる。
また、 請求項 9 3に係る発明の要旨とするところは、 （a) 3つの要素のうちの 第 1要素は第 1電動機に連結され、 第 2要素は原動機に連結され、 第 3要素は出 力軸に連結された差動歯車装置と、 その出力軸と駆動輪との間の動力伝達経路に 作動的に連結された第 2電動機とを備えて電気的に無段変速作動させられる無段 変速部と、 （b) 前記動力伝達経路内に設けられて有段変速させられる有段変速部 とを、備える車両用駆動装置の制御装 gであって、 （c) 前記無段変速部が無段変 速作動させられる無段変速制御モードで、前記有段変速部の変速比に応じて無段 変速部の変速比を変更する変速比制御手段を、 含むことにある。
この請求項 9 3にかかる発明の車両用駆動装置の制御装置では、前記無段変速 部が無段変速作動させられる無段変速制御モードでは、 変速比制御手段により前 記有段変速部の変速比に応じて無段変速部の変速比が変更されることから、 車両 全体として高伝達効率となるように有段変速部および無段変速部の変速比が制御 される。
また、 請求項 9 4に係る発明の要旨とするところは、 上記請求項 1或いは請求 項 2の発明において、 前記変速比制御手段は、前記無段変速部の第 1電動機の効 率および第 2電動'機の効率に基づいて前記有段変速部の変速比と無段変速部の変 速比とを制御することにある。
この請求項 9 4に係る発明の車両用駆動装置の制御装置では、 上記請求項 9 2 または請求項 9 3に係る発明において、前記変速比制御手段は、前記無段変速部 の第 1電動機の効率および第 1電動機の効率に基づいて前記有段変速部の変速比 と無段変速部の変速比とを制御するものであることから、 それら第 1電動機の効 率および第 電動機の効率が考慮された上で、 有段変速部の変速比と無段変速部 の変速比とが制御されるので、一層高しヽ伝達効率や最適燃費が得られる。
また、.請求項 9 5に係る発明の要旨とするところは、 上記請求項 9 2或いは請 求項 9 3に係る発明において、前記変速比制御手段は、 前記有段変速部の変速比 を調整することにより前記無段変速部の出力軸回転速度を変更することにある。 この請求項 9 5にかかる発明の車両用駆動装置の制御装置では、 上記請求項 9
2または請求項 9 3に係る発明において、前記変速比制御手段は、前記有段変速 部の変速比を調整して前記無段変速部の出力軸回転速度を変更するものであるこ と力、ら、 車両全体として高い伝達効率や最適燃費が得られるようになる。
また、 請求項 9 6に係る発明の要旨とするところは、 前記無段変速部を変速比 が連続的に変化させられる無段変速状態と変速比が固定の有段変速状態とに切り 換えるための切換装置と、 その切換装置により前記無段変速部が前記無段変速状 態に切換えられたことを判定する無段変速走行判定手段とを備え、 前記変速比制 御手段は、 その無段変速走行判定手段によつて無段変速状態に切換えられたこと が判定されると、前記有段変速部の変速比と前記無段変速部の変速比とを最適燃 費が得られるように制御することにある。
この請求項 9 6に係る発明の車両用駆動装置の制御装置では、上記請求項 9 2 または請求項 9 3に係る発明において、前記無段変速部を変速比が連続的に変化 させられる無段変速状態と変速比が固定の有段変速状態とに切り換えるための切 換装置と、 その切換装置により前記無段変速部が前記無段変速状態に切換えられ · たことを判定する無段変速走行判定手段とが備えられ、 前記変速比制御手段によ り、 その無段変速走行判定手段によつて無段変速状態に切換えられたことが判定 されると、 前記有段変速部の変速比と前記無段変速部の変速比とを最適燃費が得 られるように制御されるので、 車両全体として高い伝達効率や最適燃費が得られ るようになる。
ここで、 好適には、 上記請求項 9 2乃至 9 6に係る発明において、 エンジン燃 費マップを予め記憶するェン'ジン燃費マップ記憶手段が設けられ、前記変速比制 御手段は、 そのエンジン燃費マップから実際のアクセル開度に基づいてエンジン の目標エンジン回転速度を決定する目標エンジン回転速度算出手段と、 実際の車 速に基づいてその目標エンジン回転速度を得るための有段変速部の変速比と無段 変速部の変速比とを決定する両変速比決定手段とを備えている。
また、 好適には、 上記目標エンジン回転速度算出手段は、 上記エンジン燃費マ ップから実際のアクセル開度 Accに基づいて運転者の要求駆動力を満たすための エンジン出力に対応する等馬力曲線を決定し、 決定された等馬力曲線と最適燃費 曲線との交点に対応するェンジン回転速度を目標ェンジン回転速度として決定す るものである。
また、 好適には、上記両変速比決定手段は、 上記目標エンジン回転速度と実際 の車速とに基づいてその目標ェンジン回転速度を得るための変速機構のトータル 変速比を決定し、 その変速機構のトータル変速比を得るための有段変速部の変速 比と無段変速部の変速比を、 その変速機構全体の伝達効率が最大となるように決 定する。 '
また、 好適には、 上記両変速比決定手段は、 上記目標エンジン回転速度よりも 大きいエンジン回転速度を発生させ得る有段変速部の変速比候補値を、 エンジン 回転速度と車速との関係から実際の車速 Vに基づいて複数種類設定し、 予め記憶 された燃料消費量算出式から前記目標ェンジン回転速度 N E Mを得るため,のトー夕 ル変速比とその変速比候補値とに基づいてそれら変速比候補値毎に車両消費量を 算出し、 車両消費量が最小となる変速比候補値を有段変速部の変速比として決定 し、 その変速比と上記目標エンジン回転速度を得るためのトータル変速比とから 無段変速部の変速比を決定する。
また、 好適には、 上記燃料消費量算出式は、 第 1電動機の効率および第 2電動 機の効率に基づいて車両の燃料消費量を算出するものである。
また、 好適には、 前記出力軸と駆動輪との間に設けられた変速機は、 たとえば 複数組の遊星歯車装置から構成される遊星歯車型有段変速機や、 同期嚙合装置に よつて択一的に動力伝達可能とされるギヤ比が異なる複数組のギヤ対が平行な 2 軸間に設けられた常時嚙み合い型平行 1軸型有段変速機から成る。
また、 好適には、 前記差動歯車装置は、 その第 1要素に連結された第 1電動機 の回転速度を電気的に制御することによって、 入力軸回転速度と出力軸回転速度 との比である変速比が連続的に変化させられる電気的無段変速機として作動させ られるものである。
また、 好適には、前記差動歯車装置を有する有段変速部を差勳状態とロック状 態とに切り換えるための切換装置が設けられる。 この切換装置は、 その差動歯車 装置の第 1要素と第 2要素との間に設けられたクラッチを備え、 そのクラッチの 係合によってその差動歯車装置の 3要素を一体的に回転させるものである。 また、 好適には、 前記差動歯車装置は、 サンギヤと、 リングギヤと、 それらサ ンギヤおょぴリングギヤと嚙み合う遊星歯車を回転可能に支持するキヤリャとを 備えた遊星歯車装置から好適に構成されるが、 入力軸および出力軸に連結された 一対の笠歯車と、 それら一対の笠歯車と嚙み合うピニオンを回転可能に支持する 回転要素とからなるものであってもよい。
また、 好適には、前記有段変速部は、 '遊星歯車型有段式変速機や、 段階的に変 速比が変化させられる有段作動の無段変速機であつてもよい。 また、好適には、 差動歯車装置を差動状態とロック状態とに切り換えるための 切換装置は、 差動歯車装置の構成要素の一部を相互に或いは非回転部材に選択的 に連結する油圧式摩擦係合装置、 パウダー （磁粉） クラッチ、 電磁クラッチ、 嚙 み合い型のドグクラッチなどの磁粉式、 電磁式、 機械式係合装置から構成される また、 好適には、 前記第 2電動機は、 差動歯車装置の出力軸から駆動輪までの 間の動力伝達経路のうちのいずれかの部位に作動的に連結された状態で設けられ る。 たとえば、 第 2電動機は、 差動歯車装置の出力軸、 上記動力伝達経路に設け られた自動変速機内の回転部材、 その自動変速機の出力軸等のいずれかの回転部 材に連結されていてもよい。
また、 前記目的を達成するための請求項 9 7にかかる発明は、 （a)エンジンの 出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆 動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との 間に設けられた第 電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 （b)前記動力分 配機構は、 サンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤによって 3つの要素が構成さ れ、 その 3つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上においてそ の 3つの要素を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 1要素、 および第 3 要素としたとき、 その第 1要素は前記エンジンに連結され、 その第 2要素は前記 第 1電動機に連結され、 その第 3要素は前記伝達部材に連結される第 1遊星歯車 装置と、 その第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態 と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを 備えたものであり、 （c)前記自動変速機は、 第 2遊星歯車装置および第 3遊星歯 車装置を備え、 その第 2遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置のサンギヤ、 キヤ リャ、 およぴリングギヤの一部が互いに連結されることによって 4つの要素が構 成されるとともに、 その 4つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線 図上においてその 4つの回転要素を一端から他端へ向かって順番に第 4要素、 第 5要素、 第 6要素、 および第 7要素としたとき、 その第 4要素は第 2クラッチを 介して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転 部材に選択的に連結され、 その第 5要素は第 3クラッチを介して前記伝達部材に 選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結さ れ、 その第 6要素は前記自動変速機の出力回転部材に連結され、 その第 要素は 第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結され、 その第 1クラッチ、 第 2クラッチ、 第 3クラッチ、 第 1ブレーキ、 第 2ブレーキの係合作動の組み合わ せに応じて多段に変速されるものであることを特徴とする。
また、 請求項 9 8にかかる発明は、 請求項 9 7の車雨用駆動装置において、 前 記差動状態切換装置は、前記第 2要素を前記第 1要素に連結するための切換クラ ッチおよび/またはその第 1要素を非回転部材に連結する切換ブレーキとを含み 、 その切換クラッチおよび/または切換ブレーキの解放により、前記第 1遊星歯 車装置が前記差動状態に切換えられ、 その切換クラッチまたは切換ブレーキの係 合により前記第 1遊星歯車装置が前記口ック状態に切換えられるものであること を特徴とする。
また、 請求項 9 9にかかる発明は、 請求項 9 8の車両用駆動装置において、 前 記切換クラッチ、 前記第 1クラッチ、 および前記第 2ブレーキが係合されること で最も大きい変速比の第 1変速段が形成され、 前記切換クラッチ、前記第 1クラ ツチ、 および前記第 1ブレーキが係合されることで前記第 1変速段よりも変速比 が小さい第 2変速段が形成され、 前記切換クラッチ、 前記第 1クラッチ、 および 前記第 3クラッチが係合されることで前記第 2変速段よりも変速比が小さい第 3 変速段が形成され、前記切換クラッチ、前記第 3クラッチ、 および前記第 1ブレ 一キが係合されることで前記第 3変速段よりも変速比が小さい第 4変速段が形成 され、前記第 3クラッチ、 前記切換ブレーキ、 および前記第 1ブレーキが係合さ れることで前記第 4変速段よりも変速比が小さい第 5変速段が形成されることを 特徴とする。 . また、 請求項 1 0 0にかかる発明は、 請求項 9 7乃至請求項 9 9の何れかの車 両用駆動装置において、前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 およ び第 リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 1遊星歯車装置と、 第 3サン ギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 3遊 星歯車装置とを有し、前記第 4要素はその第 2サンギヤであり、前記第 5要素は その第 2キヤリャおよびその第 3キヤリャであり、 前 ΐ己 6要素はその第 2リング ギヤおよびその第 3リングギヤであり、 前記第 7要素はその第 3サンギヤである ことを特 ί敷とする。 .
また、 請求項 1 0 1にかかる発明は、 請求項 9 7乃至請求項 9 9の何れかの車 両用駆動装置において、 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、. およ び第 2リングギヤを備えるダブルピニォン型の第 遊星歯車装置と、 第 3サンギ ャ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊 星歯車装置とを有し、前記第 4要素はその第 2キヤリャおよび第 3サンギヤであ り、前記第 5要素はその第 2リングギヤおよびその第 3キヤリャであり、 前記 6 要素はその第 3 リングギヤであり、 前記第 7要素はその第 2サンギヤであること を特徴とする。
また、 請求項 1 0 2にかかる発明は、 請求項 9 7乃至請求項 9 9の何れかの車 両用駆動装置において、 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 およ ぴ第 2リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギ ャ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊 星歯車装置とを有し、 前記第 4要素はその第 2サンギヤおよび第 3サンギヤであ り、前記第 5要素はその第 1リングギヤであり、 前記 6要素はその第 3キヤリャ であり、 前記第 7要素はその第 2キヤリャおよびその第 3リ .ングギヤであること を特徴とする。
また、請求項 1 0 3にかかる発明は、 請求項 9 7乃至請求項 9 9の何れかの車 両用駆動装置において、 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 およ び第 2リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギ ャ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊 星歯車装置とを有し、 前記第 4要素はその第 2サンギヤであり、前記第 5要素は その第 2リングギヤおよびその第 3リングギヤであり、 前記 6要素はその第 3キ ャリャであり、 前記第 7要素はその第 2キヤリャおよびその第 3サンギヤである ことを特徴とする。 また、請求項 1 0 4にかかる発明は、請求項 9 7乃至請求項 9 9の何れかの車 雨用駆動装置において、前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 およ び第 2リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サン ギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるダブルピユオン型の第 3遊 星歯車装置とを有し、 前記第 4要素はその第 3サンギヤであり、前記第 5要素は その第 1リングギヤであり、前記 6要素はその第 2キヤリャおよびその第 3リン グギヤであり、前記第 7要素はその第 2サンギヤおよびその第 3キヤリャである ことを特徴とする。
また、請求項 1 0 5にかかる発明は、 請求項 9 7乃至請求項 9 9の何れかの車 両用駆動装置において、 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 およ び第 リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 遊星歯車装置と、 第 3サン ギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3 遊星歯車装置とを有し、 前記第 4要素はその第 2サンギヤであり、 前記第 5要素 はその第 2キヤリャおよびその第 3リングギヤであり、 前記 6要素はその第 2リ ングギヤおよびその第 3キヤリャであり、前記第 7要素はその第 3サンギヤであ ることを特徴とする。
また、請求項 1 0 6にかかる発明は、 請求項 9 7乃至請求項 9 9の何れかの車 両用駆動装置において、 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 およ び第 2リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サン ギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピユオン型の第 3 遊星歯車装置とを有し、前記第 4要素はその第 3サンギヤであり、前記第 5要素 はその第 1リングギヤであり、 前記 6要素はその第 2キヤリャおよびその第 3キ ャリャであり、 前記第 7要素はその第 2サンギヤおよびその第 3リングギヤであ ることを特徴とする。
また、 請求項 1 0 7にかかる発明は、請求項 9 7乃至請求項 9 9の何れかの車 両用駆動装置において、 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 およ び第 2リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サン ギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3 遊星歯車装置とを有し、 前記第 4要素はその第 2サンギヤおよびその第 3サンギ ャであり、前記第 5要素はその第 3キヤリャであ.り、前記 6要素はその第 2キヤ リャおよびその第 3リングギヤであり、前記第 Ί要素はその第 2リングギヤであ ることを特徴とする。 .
また、請求項 1 0 8にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 2電動 機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニオン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを 非作動とする口ック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、 （c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リン グギヤを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3 キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 3遊星歯車装置 とを有し、 その第 2サンギヤは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連 結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 2キヤリャおよびその第 3キヤリャは第 3クラツチを介して前記伝達部材に選択 的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 2リングギヤおよびその第 3リングギヤは前記自動変速機の出力回転部材 に連結され、 その第 3サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に 連結されたものであることを特徴とする。
また、 請求項 1 0 9にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 2電動 機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを 非作動とする口ック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、 （c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リン グギヤを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キ ャリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 とを有し、 その第 2サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連 結され、 その第 2キヤリャおよ'びその第 3サンギヤは第 2クラッチを介して前記 伝達咅材に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択 的に連結され、 その第 2リングギヤおよびその第 3キヤリャは第 3クラッチを介 して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部 材に選択的に連結され、 その第 3リングギヤは前記自動変速機の出力回転部材に 連結されたものであることを特徴とする。
また、 請求項 1 1 0にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 1電動 機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連,結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを 非作動とする口ック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、 （c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リン グギヤを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キ ャリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 とを有し、 その第 2サンギヤおよびその第 3サンギヤは第 2クラッチを介して前 記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選 択的に連結され、 その第 2キヤリャおよびその第 3 リングギヤは第 1クラッチを 介して前記伝達部材に選択的に連結され、 その第 2リングギヤは第 3クラッチを 介して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転 部材に選択的に連結され、 その第 3キヤリャは前記自動変速機の出力回転部材に 連結されたものであることを特徴とする。
また、 請求項 1 1 1にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 2電動 機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニオン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、.これを 非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、 （c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リン グギヤを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キ ャリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 とを有し、 その第 2サンギヤは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連 結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 2キヤリャおよびその第 3サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択 的に連結され、 その第 2リングギヤおよびその第 3リングギヤは第 3クラッチを 介して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転 部材に選択的に連結され、 その第 3キヤリャは前記自動変速機の出力回転部材に 連結されたものであることを特徴とする。
また、請求項 1 1 2にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 2電動 機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニオン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを 非作動とする口ック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、 （c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2·リン グギヤを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3 キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 3遊星歯車装置 とを有し、 その第 2サンギヤおよび第 3キヤリャは第 1クラツチを介して前記伝 達部材に選択的に連結され、 その第 2キヤリャおよびその第 3リングギヤとがー 体回転可能に連結されて前記自動変速機の出力回転部材に連結され、 その第 2リ ングギヤは第 3クラツチを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 3サンギヤは第 2ク ラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキを介し て非回転部材に選択的に連結されたものであることを特徴とする。
また、 請求項 1 1 3にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 2電動 機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを 非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、 （c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 リン グギヤを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3 キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装 置とを有し、 その第 2サンギヤは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に 連結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その 第 2キヤリャおよびその第 3リングギヤは第 3クラッチを介して前記伝達部材に 選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結さ れ、 その第 2リングギヤおよびその第 3キヤリャは前記自動変速機の出力回転部 材に連結され、 その第 3サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的 に連結されたものであることを特徴とする。
また、請求項 1 1 4にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 2電動 機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1キヤリャ、 および第 1リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニオン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを 非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、 （c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リン グギヤを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3 キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装 置とを有し、 その第 2サンギヤおよびその第 3リングギヤは第 1クラッチを介し て前記伝達部材に選択的に連結され、 その第 2キヤリャおよびその第 3キヤリャ は前記自動変速機の出力回転部材に連結され、 その第 2リングギヤは第 3クラッ チを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非 回転部材に選択的に連結され、 その第 3サンギヤは第 2クラッチを介して前記伝 達部材に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的 に連^^吉されたものであることを特徴とする。
また、請求項 1 1 5にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 2電動 機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを 非作動とする口ック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、 （c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リン グギヤを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3 キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装 置とを有し、 その第 2サンギヤおよびその第 3サンギヤは第 1ブレーキを介して 非回転部材に選択的に連結され、 その第 2キヤリャおよびその第 3リングギヤは 前記自動変速機の出力回転部材に連結され、 その第 2リングギヤは第 1クラッチ を介して前記伝達部材に選択的に連結され、 その第 3キヤリャは第 3クラッチを 介して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転 部材に選択的に連結されたものであることを特徴とする。
また、請求項 1 1 6にかかる発明は、請求項 1 0 8乃至請求項 1 1 5の何れか の車雨用駆動装置において、 前記差動状態切換装置は、 前記第 1キヤリャと前記 第 1サンギヤとを連結する切換クラッチおよび/またはその第 1サンギヤを非回 転部材に連結する切換ブレーキとを備えたものであることを特徴とする。
また、 請求項 1 1 7にかかる発明は、 エンジンの出力を第 1電動機および伝達 部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた自動 変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた 車両用駆動装置であって、 前記自動変速機は、 前記動力分配機構の出力軸に選択 的に連結される複数の入力クラツチを備えており、 その複数の入力クラッチの係 合解放状態を切り換えることにより複数の変速段が成立させられるものであるこ とを特徴とする。
また、請求項 1 1 8にかかる発明は、 請求項 1 1 7の車両用駆動装置において 、 前記動力分配機構は、 サンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤによって 3つの 要素が構成され、 その 3つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図 上においてその 3つの要素を一端から他端へ向かって順番に第 1要素、 第 1要素 、 および第 3要素としたとき、 その第 1要素は前記エンジンに連結され、 その第 2要素は前記第 1電動機に連結され、 その第 3要素は前記伝達部材に連結される 第 1遊星歯車装置を含むものであることを特徴とする。
また、請求項 1 1 9にかかる発明は、 請求項 1 1 8の車両用駆動装置において 、 前記動力分配機構は、前記第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動 可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動状 態切換装置をさらに備えたものであることを特徴とする。
また、請求項 1 2 0にかかる発明は、 請求項 1 1 7乃至請求項 1 1 9の何れか の車両用駆動装置において、 前記自動変速機が有段式の自動変速機であることを 特徴とする。
前記請求項 9 7乃至請求項 1 1 '6、 請求項 1 1 7乃至請求項 1 2 0にかかる発 明によれば、 '差動状態切換装置により、 動力分配機構が、 電気的な無段変速機と して作動可能な差動状態と、 これを非差動とするロック状態とに選択的に切り換 えられることから、 電気的に変速比が変更させられる変速機の燃費改善効果と機 械的に動力を伝達する歯車式伝動装置の高い伝達効率との両長所を兼ね備えた駆 動装置が得られる。 例えば、 車両の低中速走行および低中出力走行となるような ェンジンの常用出力域で上記動力分配機構が差動状態とされれば、 車両の燃費性 能が確保され、 高速走行で動力分配機構が口ック状態とされて専ら機械的な動力 伝達経路でエンジンの出力が駆動輪へ伝達されるようにすれば、 電気的に変速比 が変更させられる変速機として作動させる場合に発生する動力と電気工ネルギと の間の変換損失が抑制されるので、 燃費が向上させられる。 また、 高出力走行で は上記動力分配機構がロック状態とされ、 電気的に変速比が変更させられる変速 機として作動させる領域が車両の低中速走行および低中出力走行とされれば、 電 動機が発生すべき電気的エネルギ換言すれば電動機が伝える電気的ェネルギの最 大値を小さくできてその電動機或いはそれを含む車両用駆動装置が一層小型化さ れる。 さらに、前記自動変速機は 2つの遊星歯車装置を主体として構成されてい ることから、 比較的軸方向寸法が短いので、 それを含む駆動装置の軸方向寸法が さらに短縮化できる。
また、 請求項 9 9にかかる発明によれば、 動力分配機構をロック状態とした場 合の前進 5段の変速段が達成できる小型であつて特に軸方向寸法が短い駆動装置 が得られる。
また、 請求項 1 1 7にかかる発明によれば、 伝達部材から自動変速機へ、 複数 の入力クラッチを介して動力が伝達されるので、 自動変速機、 ひいてはその自動 変速機を含む駆動装置全体を小型化できる。 ■
また、 前記目的を達成するための請求項 1 2 1にかかる発明は、 （a)エンジン の出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と 駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪と の間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力 分配機構は、 サンギヤ、 キヤ'リャ、 およびリングギヤによって 3つの要素が構成 され、 その 3つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において その 3つの要素を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 1要素、 および第 3要素としたとき、 その第 1要素は前記エンジンに連結され、 その第 2要素は前 記第 1電動機に連結され、 その第 3要素は前記伝達部材に連結される第 1遊星歯 車装置と、 その第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状 態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置と を備えたものであり、 （c)前記自動変速機は、 第 2遊星歯車装置および第 3遊星 歯車装置を備え、 その第 2遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置のサンギヤ、 キ ャリャ、 およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって 4つの要素が 構成されるとともに、 その 4つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共 線図上においてその 4つの回転要素を一端から他端へ向かって順番に第 4要素、 第 5要素、 第 6要素、 および第 7要素としたとき、 その第 4要素は第 1クラッチ を介して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回 転部材に選択的に連結され、 その第 5 ¾素は第 2クラッチを介して前記伝達部材 に選択的に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結 され、 その第 6要素は前記自動変速機の出力回転部材に連結され、 その第 7要素 は第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 1 クラッチ、 第 2クラッチ、 第 1ブレーキ、 第 2ブレーキ、 第 3ブレーキの係合作動の組み合わ せに応じて多段に変速されるものであることを特徴とする。
また、 請求項 1 2 2にかかる発明は、 請求 l 1 1の車両用駆動装置において
、 前記差動状態切換装置は、 前記第 2要素を前記第 1要素に連結するための切換 クラッチおよび/またはその第 2要素を非回転部材に連結する切換ブレーキとを 含み、 その切換クラッチおよび/または切換ブレーキの解放により、 前記第 1遊 星歯車装置が前記差動状態に切換えられ、 その切換クラツチまたは切換ブレーキ の係合により前記第 1遊星歯車装置が前記口ック状態に切換えられるものである ことを特徴とする。
また、 請求項 1 2 3にかかる発明は、 請求項 1 2の車両用駆動装置において 、 前記切換クラッチ、 前記第' 1クラッチ、 および前記第 1ブレーキが係合される ことで最も大きい変速比の第 1変速段が形成され、 前記切換クラッチ、 前記第 2 クラッチ、 および前記第 1ブレーキが係合されることで前記第 1変速段よりも変 速比が小さい第 2変速段が形成され、 前記切換クラッチ、 前記第 1クラッチ、 お よび前記第 2クラッチが係合されることで前記第 2変速段よりも変速比が小さい 第 3変速段が形成され、 前記切換クラッチ、 前記第 2クラッチ、 および前記第 2 ブレーキが係合されることで前記第 3変速段よりも変速比が小さい第 4変速段が 形成され、 前記第 2クラッチ、 前記切換ブレーキ、 および前記第 1ブレーキが係 合されることで前記第 4変速段よりも変速比が小さい第 5変速段が形成されるこ とを特徴とする。
また、 請求項 1 2 4にかかる発明は、 請求項 1 2 1乃至請求項 1 2 3の何れか の車両用駆動装置において、 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サ ンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3 リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 前記第 4要素はその第 2キヤリャおよびその第 3サン ギヤであり、.前記第 5要素はその第 2リングギヤであり、 前記 6要素はその第 3 キヤリャであり、前記第 7要素はその第 2サンギヤおよびその第 3リングギヤで あることを特徴とする。
また、 請求項 1 2 5にかかる発明は、 請求項 1 2 1乃至請求項 1 2 3の何れか の車両用駆動装置において、前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備えるダブルピニォン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サ ンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置とを有し、前記第 4要素はその第 2キヤリャおよびその第 3サン ギヤであり、 前記第 5要素はその第 2リングギヤおよびその第 3キヤリャであり 、前記 6要素はその第 3リングギヤであり、 前記第 Ί要素はその第 2サンギヤで あることを特徴とする。
また、 請求項 1 2 6にかかる発明は、 請求項 1 2 1乃至請求項 1 2 3の何れか の車両用駆動装置において、 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 2.遊星歯車装置と、 第 3サ ンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 前記第 4要素はその第 2サンギヤおよびその第 3サン ギヤであり、 前記第 5要素はその第 1リングギヤおよびその第 3キヤリャであり 、前記 6'要素はその第 3リングギヤであり、 前記第 7要素はその第 2キヤリャで あることを特徴とする。
また、 請求項 1 2 7にかかる発明は、 請求項 1 1乃至請求項 1 2 3の何れか の車両用駆動装置において、 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サ ンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有し、前記第 4要素はその第 2サンギヤおよびその第 3サン ギヤであり、 前記第 5要素はその第 2リングギヤであり、前記 6要素はその第 3 キヤリャであり、前記第 7要素はその第 2キヤリャおよびその第 3リングギヤで あることを特徴とする。
また、請求項 1 2 8にかかる発明は、 '請求項 1 2 1乃至請求項 1 2 3の何れか の車両用駆動装置において、前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サ ンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置とを有し、前記第 4要素はその第 3サンギヤであり、前記第 5要 素はその第 2キヤリャであり、前記 6要素 その第 2リングギヤおよびその第 3 キヤリャであり、 前記第 7要素はその第 2サンギヤおよびその第 3リングギヤで あることを特徴とする。
また、請求項 1 2 9にかかる発明は、請求項 1 2 1乃至請求項 1 2 3の何れか の車両用駆動装置において、 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3 サンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 前記第 4要素はその第 2サンギヤおよびその第 3サン ギヤであり、前記第 5要素はその第 2キヤリャであり、 前記 6要素はその第 2リ ングギヤおよびその第 3リングギヤであり、 前記第 7要素はその第 3キヤリャで あることを特徴とする。
また、請求項 1 3 0にかかる発明は、請求項 1 2 1乃至請求項 1 2 3の何れか の車両用駆動装置において、 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3 サンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 前記第 4要素はその第 2サンギヤであり、 前記第 5要 素はその第 2キヤリャおよびその第 3キヤリャであり、 前記 6要素はその第 2リ ングギヤおよびその第 3リングギヤであり、 前記第 7要素はその第 3サンギヤで あることを特徴とする。
また、請求項 1 3 1にかかる発明は、 請求項 1 1 1乃至請求項 1 2 3の何れか の車両用駆動装置において、 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備えるダブルピユオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サ ンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 前記第 4要素はその第 2サンギヤであり、 前記第 5要 素はその第 2リングギヤおよびその第 3リングギヤであり、 前記 6要素はその第 3キヤリャであり、前記第 7要素はその第 2キヤリャおよびその第 3サンギヤで あることを特徴とする。
また、請求項 1 3 2にかかる発明は、請求項 1 2 1乃至請求項 1 2 3の何れか の車両用駆動装置において、 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備えるダブルピニォン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サ ンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3 リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 前記第 4要素はその第 2キヤリャであり、 前記第 5要 素はその第 2リングギヤおよびその第 3リングギヤであり、 前記 6要素はその第 3キヤリャであり、前記第 7要素はその第 2サンギヤおよびその第 3サンギヤで あることを特徴とする。
また、 請求項 1 3 3にかかる発明は、 請求項 1 2 1乃至請求項 1 3の何れか の車両用駆動装置において、 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備え'るダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サ ンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 前記第 4要素はその第 2サンギヤであり、 前記第 5要 素はその第 3リングギヤであり、 前記 6要素はその第 2リングギヤおよびその第 3キャリヤであり、前記第 7要素はその第 2キヤリャおよびその第 3サンギヤで あることを特徴とする。
また、請求項 1 3 4にかかる発明は、 請求項 1 2 1乃至請求項 1 2 3の何れか の車両用駆動装置において、 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3 サンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の 第 3遊星歯車装置とを有し、 前記第 4要素はその第 2サンギヤおよびその第 3サ ンギヤであり、前記第 5要素はその第 2キヤリャであり、 前記 6要素はその第 2 リングギヤおよびその第 3キヤリャであり、前記第 7要素はその第 3リングギヤ であることを特徴とする。
また、請求項 1 3 5にかかる発明は、請求項 1 2 1乃至請求項 1 2 3の何れか の車両用駆動装置において、 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3 サンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の 第 3遊星歯車装置とを有し、 前記第 4要素はその第 2サンギヤであり、 前記第 5 要素はその第 2キヤリ'ャおよびその第 3 リングギヤであり、 前記 6要素はその第 2リングギヤおよびその第 3キヤリャであり、前記第 7要素はその第 3サンギヤ であることを特徴とする。 - また、請求項 1 3 6にかかる発明は、 請求項 1 2 1乃至請求項 1 2 3の何れか の車両用駆動装置において、 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 1リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3 サンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の 第 3遊星歯車装置とを有し、 前記第 4要素はその第 3サンギヤであり、前記第 5 要素はその第 2リングギヤであり、 前記 6要素はその第 2キヤリャおよびその第 3キヤリャであり、前記第 7要素はその第 2サンギヤおよびその第 3 リングギヤ であることを特徴とする。
また、請求項 1 3 7にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 2電動 機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを 非作動とする口ック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、 （c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リン グギヤを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キ ャリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 とを有し、 その第 2サンギヤおよびその第 3リングギヤは第 1ブレーキを介して 非回転部材に選択的に連結され、 その第 2キヤリャおよびその第 3サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを 介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 2 ,リングギヤは第 2クラッチを介 して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回転部 材に選択的に連結され、 その第 3キヤリャは前記自動変速機の出力回転部材に連 結されたものであることを特徴とする。
また、 請求項 1 3 8にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 2電動 機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1キヤリャ、 および第 1リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニオン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを 非作動とする口ック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、 （c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 リン グギヤを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キ ャリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置 とを有し、 その第 2サンギヤは第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結 され、 その第 2キヤリャおよびその第 3サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝 達部材に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的 に連結され、 その第 2リングギヤおよびその第 3キヤリャは第 2クラッチを介し て前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回転部材 に選択的に連結され、 その第 3 リングギヤは前記自動変速機の出力回転部材に連 結されたものであることを特徴とする。
また、 請求項 1 3 9にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 2電動 機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニオン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機.として作動可能な差動状態と、 これを 非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、 （c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リン グギヤを備えるダブルピユオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キ ャリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 とを有し、 その第 2サンギヤおよびその第 3サンギヤは第 1クラッチを介して前 記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選 択的に連結され、 その第 2キヤリャは第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的 に連結され、 その第 2リングギヤおよびその第 3キヤリャは第 2クラッチを介し て前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回転部材 に選択的に連結され、 その第 3リングギヤは前記自動変速機の出力回転部材に連 結されたものであることを特徴とする。
また、請求項 1 4 0にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 2電動 機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1ま リャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニオン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを 非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、 （c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リン グギヤを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キ ャリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 とを有し、 その第 2サンギヤおよびその第 3サンギヤは第 1クラッチを介して前 記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選 択的に連結され、 その第 2キヤリャおよびその第 3リングギヤは第 1ブレーキを 介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 2リングギヤは第 2クラッチを介 して前記伝達部材に選択的に連結されるとと.もに第 3ブレーキを介して非回転部 材に選択的に連結され、 その第 3キヤリャは前記自動変速機の出力回転部材に連 結されたものであることを特徴とする。
また、 請求項 1 4 1にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 2電動 機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連糸吉され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを 非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、 （c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リン グギヤを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キ ャリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 とを有し、 その第 2サンギヤおよびその第 3リングギヤは第 1ブレーキを介して 非回転部材に選択的に連結され、 その第 2キヤリャは第 2クラッチを介して前記 伝達部材に選択的に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回転部材に選択 的に連結され、 その第 2リングギヤおよびその第 3キヤリャは前記自動変速機の 出力回転部材に連結され、 その第 3サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部 材に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連 結されたものであることを特徴とする。
また、 請求項 1 4 2にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 2電動 機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングル^二オン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを 非作動とする口ック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、 （c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リン グギヤを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3 キヤリャ、 および第 3 リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 3遊星歯車装置 とを有し、 その第 2サンギヤおよびその第 3サンギヤは第 1クラッチを介して前 記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選 択的に連結され、 その第 2キヤリャは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択 的に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 2リングギヤおよびその第 3リングギヤは前記自動変速機の出力回転部材 に連結され、 その第 3キヤリャは第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連 結されたものであることを特徴とする。
また、請求項 1 4 3にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1·電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 1電動 機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピユオン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを 非作動とする口ック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、 （c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リン グギヤを備えるシングルピニオン型の 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3 キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 3遊星歯車装置 とを有し、 その第 2サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連 結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 2キヤリャおよびその第 3キヤリャは第 2クラツチを介して前記伝達部材に選択 的に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 2リングギヤおよびその第 3リングギヤは前記自動変速機の出力回転部材 に連結され、 その第 3サンギヤは第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連 結されたものであることを特徴とする。
また、 請求項 1 4 4にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 2電動 機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1キヤリャ、 および第 1リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを 非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、'（c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リン グギヤを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キ ャリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置 とを有し、 その第 2サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連 結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 2キヤリャおよびその第 3サンギヤは第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的 に連結され、 その第 2リングギヤおよびその第 3リングギヤは第 2クラッチを介 して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回転部 材に選択的に連結され、 その第 3キヤリャは前記自動変速機の出力回転部材に連 結されたものであることを特徴とする。
また、 請求項 1 4 5にかかる発明は、 '（a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 2電動 機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニオン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを 非作動とする口ック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、 （c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リン グギヤを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キ ャリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置 とを有し、 その第 2サンギヤおよびその第 3サンギヤは第 1ブレーキを介して非 回転部材に選択的に連結され、 その第 2キヤリャは第 1クラッチを介して前記伝 達部材に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的 に連結され、 その第 2リングギヤおよびその第 3リングギヤは第 2クラッチを介 して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回転部 材に選択的に連結され、 その第 3キヤリャは前記自動変速機の出力回転部材に連 結されたものであることを特徴とする。
また、請求項 1 4 6にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 2電動 機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニオン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを 非作動とする口ック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、 （c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リン グギヤを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キ ャリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピユオン型の第 3遊星歯車装置 とを有し、 その第 2サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連 結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その第 2キヤリャおよびその第 3サンギヤは第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的 に連結され、 その第 2リングギヤおよびその第 3キヤリャは前記自動変速機の出 力回転部材に連結され、 その第 3リングギヤは第 2クラッチを介して前記伝達部 材に選択的に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回転部材に選択的に連 結されたものであることを特徴とする。
また、 請求項 1 4 7にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 1電動 機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニオン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを 非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、 （c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リン グギヤを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3 キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装 置とを有し、 その第 2サンギヤおよびその第 3サンギヤは第 1クラッチを介して 前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に 選択的に連結され、 その第 2キヤリャは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選 択的に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され 、 その第 2リングギヤおよびその第 3キヤリャは前記自動変速機の出力回転部材 に連結され、 その第 3リングギヤは第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に 連結されたものであることを特徴とする。
また、請求項 1 4 8にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 2電動 機とを備えた車雨用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを 非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、 （c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リン グギヤを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3 キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装 置とを有し、 その第 2サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に 連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 その 第 2キヤリャおよびその第 3リングギヤは第 2クラツチを介して前記伝達部材に 選択的に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結さ れ、 その第 2 リングギヤおよびその第 3キヤリャは前記自動変速機の出力回転部 材に連結され、 その第 3サンギヤは第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に 連結されたものであることを特徴とする。
また、 請求項 1 4 9にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 有段式の自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 2電動 機とを備えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ 、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを備え、 その第 1キヤリャは前記ェンジ ンに連結され、 その第 1サンギヤは前記第 1電動機に連結され、 その第 1 リング ギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニオン型の第 1遊星歯車装置と、 そ の第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これを 非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを備えたもの であり、 （c)前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リン グギヤを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3 キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装 置とを有し、 その第 2サンギヤおよびその第 3リングギヤは第 1ブレーキを介し て非回転部材に選択的に連,結され、 その第 2キヤリャおよびその第 3キヤリャは 前記自動変速機の出力回転部材に連結され、 その第 2リングギヤは第 2クラッチ を介して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回 転部材に選択的に連結され、 その第 3サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達 部材に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に 連結されたものであることを特徴とする。
また、請求項 1 5 0にかかる発明は、 請求項 1 3 7乃至請求項 1 4 9の何れか の車両用駆動装置において、 前記差動状態切換装置は、 前記第 1キヤリャと前記 第 1サンギヤとを連結する切換クラッチおよび/またはその第 1サンギヤを非回 転部材に連結する切換ブレーキとを備えたものであることを特徴とする。
また、請求項 1 5 1にかかる発明は、 （a)エンジンの出力を第 1電動機および 伝達部材へ分配する動力分配機構と、 その伝達部材と駆動輪との間に設けられた 自動変速機と、 その伝達部材とその駆動輪との間に設けられた第 1電動機とを備 えた車両用駆動装置であって、 （b)前記動力分配機構は、 サンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤによって 3つの要素が構成され、 その 3つの要素の回転速度を 直線上で表すことができる共線図上においてその 3つの要素を一端から他端へ向 かって順番に第 2要素、 第 1要素、 および第 3要素としたとき、 その第 1要素は 前記エンジンに連結され、 その第 2要素は前記第 1電動機に連結され、 その第 3 要素は前記伝達部材に連結される遊星歯車装置を備え、 （c)前記自動変速機は、 前記伝達部材の回転速度を増速出力可能に構成されていることを特徴とする。 また、 請求項 1 5 2にかかる発明は、請求項 1 5 1の車両用駆動装置において 、 前記動力分配機構は、前記第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動 可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動状 態切換装置をさらに備えたものであることを特徴とする。
前記請求項 1 1乃至請求項 1 5 0にかかる発明によれば、 差動状態切換装置 により、 動力分配機構が、 電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 こ れを非差動とするロック状態とに選択的に切り換えられることから、 電気的に変 速比が変更させられる変速機の燃費改善効果と機械的に動力を伝達する歯車式伝 動装置の高い伝達効率との両長所を兼ね備えた駆動装置が得られる。 例えば、 車 両の低中速走行および低中出力走行となるようなエンジンの常用出力域で上記動 力分配機構が差動状態とされれば、 車両の燃費性能が確保され、 高速走行で動力 分配機構が口ック状態とされて専ら機械的な動力伝達経路でェンジンの出力が駆 動輪へ伝達されるようにすれば、 電気的に変速比が変更させられる変速機として 作動させる場合に発生する動力と電気エネルギとの間の変換損失が抑制されるの で、 燃費が向上させられる。 また、 高出力走行では上記動力分配機構がロック状 態とされ、 電気的に変速比が変更させられる変速機として作動させる領域が車両 の低中速走行および低中出力走行とされれば、 電動機が発生すべき電気的ェネル ギ換言すれば電動機が伝える電気的エネルギの最大値を小さくできてその電動機 或いはそれを含む車両用駆動装置が一層小型化される。 さらに、前記自動変速機 は 2つの遊星歯車装置を主体として構成されていることから、 比較的軸方向寸法 が短いので、 それを含む駆動装置の軸方向寸法がさらに短縮化できる。
また、 前記請求項 1 2 3にかかる発明によれば、 動力分配機構をロック状態と した場合の前進 5段の変速段が達成できる小型であつて特に軸方向寸法が短い駆 動装置が得られる。
また、 前記請求項 1 5 1にかかる発明によれば、 自動変速機により伝達部材の 回転速度が増速可能とされているので、 車両の高速走行時にも、 伝達部材および それと一体的に回転させられる遊星歯車装置の第 3要素の回転速度を比較的低速 回転とすることができるので、 第 1要素に連結されている第 1電動機を負回転さ せる状況、 すなわち電力を供給して第 1電動機を回転させる状況が少なくなる。 そのため、 燃費の向上を図ることができる。 · 図面の簡単な説明
図 1は、本発明の一実施例であるハイプリッド車両の駆動装置の構成を説明す る骨子図である。
図 2は、 図 1の実施例のハイプリッド車雨の駆動装置が無段或いは有段変速作 動させられる場合における変速作動とそれに用いられる油圧式摩擦係合装置の作 動の組み合わせとの関係を説明する作動図表である。
図 3は、 図 1の実施例のハイブリッド車雨の駆動装置が有段変速作動させられ る場合における各ギヤ段の相対的回転速度を説明する共線図である。
図 4は、 無段変速状態に切換えられたときの動力分配機構の状態の一例を表し ている図であって、 図 3の共線図の動力分配機構部分に相当する図である。 . 図 5は、 切換クラッチ C 0の係合により有段変速状態に切換えられたときの動 力分配機構 1 6の状態を表している図であって、 図 3の共線図の動力分配機構部 分に相当する図である。
図 6は、 図 1の実施例の駆動装置に設けられた電子制御装置の入出力信号を説 明する図である。
図 7は、 図 6の電子制御装置の制御作動の要部を説明する機能プロック線図で ある。
図 8は、 図 7の切換制御手段において、 無段制御領域と有段制御領域との切換 制御に用いられる予め記憶された関係を示す図である。
図 9は、 シフトレバ一を備えた複数種類のシフトポジションを選択するために 操作されるシフト操作装置の一例である。
図 1 0は、 有段式変速機におけるアップシフトに伴うエンジン回転速度の変化 の一例である。
図 1 1は、本発明の他の実施例における電子制御装置の制御作動の要部を説明 する機能ブロック線図であって、 図 7に相当する図である。
図 1 2は、 図 1 1の実施例の電子制御装置において、 切換制御手段の切換作動 を説明する図である。
図 1 3は、 図 1 1の実施例における電子制御装置の制御作動の要部を説明する フローチヤ一トである。
図 1 4は、 本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両の駆動装置の構成を 説明する骨子図であって、 図 1に相当する図である。
闻 1 5は、 図 1 4の実施例のハイブリッド車両の駆動装置が無段或いは有段変 速作動させられる場合における変速作動とそれに用いられる油圧式摩擦係合装置 の作動の組み合わせとの関係を説明する作動図表であって、 図 2に相当する図で ある。
図 1 6は、 図 1 4の実施例のハイプリッド車両の駆動装置が有段変速作動させ られる場合における各ギヤ段の相対的回転速度を説明する共線図であって、 図 3 に相当する図である。
図 1 7は、 本発明の他の実施例におけるハイブリツド車両の駆動装置の構成を 説明する骨子図であって、 図 1に相当する図である。
図 1 8は、 図 1 7の実施例のハイブリツド車両の駆動装置が有段変速作動させ られる場合における変速作動とそれに用いられる油圧式摩擦係合装置の作動の組 み合わせとの関係を説明する作動図表であって、 図 2に相当する図である。 図 1 9は、 図 1 7の実施例のハイプリッド車両の駆動装置が有段変速作動させ られる場合における各ギヤ段の相対的回転速度を説明する共線図であって、 図 3 に相当する図である。
図 2 0は、 図 1 7の実施例のハイブリッド車両の駆動装置が無段変速作動させ られる場合における変速作動とそれに用いられる油圧式摩擦係合装置の作動の組 み合わせとの関係を説明する作動図表である。
図 2 1は、 図 1 7の実施例のハイブリッド車両の駆動装置が無段変速作動させ られる場合における各ギヤ段の相対的回転速度を説明する共線図である。
図 2 2は、 本発明の他の実施例におけるハイブリツド車雨の駆動装置の構成を 説明する骨子図であって、 図 1に相当する図である。
図 2 3は、 図 2 2の実施例のハイブリツド車両の駆動装置が有段変速作動させ られる場合における変速作動とそれに用いられる油圧式摩擦係合装置の作動の組 み合わせとの関係を説明する作動図表であって、 図 2に相当する図である。 図 2 4は、 図 2 2の実施例のハイプリッド車両の駆動装置が有段変速作動させ られる場合における各ギヤ段の相対的回転速度を説明する共線図であって、 図 3 に相当する図である。
図 2 5は、 図 2 2の実施例のハイプリッド車両の駆動装置が無段変速作動させ られる場合における変速作動とそれに用いられる油圧式摩擦係合装置の作動の組 み合わせとの関係を説明する作動図表である。
図 2 6は、 図 2 2の実施例のハイブリッド車両の駆動装置が無段変速作動させ られる場合における各ギヤ段の相対的回転速度を説明する共線図である。 · 図 2 7は、本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両の駆動装置の構成を 説明する骨子図であって、 図 1に相当する図である。
図 2 8は、 図 2 '7の実施例のハイブリツド車両の駆動装置が無段或いは有段変 速作動させられる場合における変速作動とそれに用いられる油圧式摩擦係合装置 の作動の組み合わせとの関係を説明する作動図表であって、 図 2に相当する図で ある。 '
図 2 9は、 図 2 7の実施例のハイプリッド車雨の駆動装置が有段変速作動させ られる場合における各ギヤ段の相対的回転速度を説明する共線図であって、 図 3 に相当する図である。
図 3 0は、本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両の駆動装置の構成を 説明する骨子図であって、 図 1に相当する図である。
図 3 1は、 図 3 0の実施例のハイプリッド車両の駆動装置が無段或いは有段変 速作動させられる場合における変速作動とそれに用いられる油圧式摩擦係合装置 の作動の組み合わせとの関係を説明する作動図表であって、 図 2に相当する図で め 。
図 3 2は、 図 3 0の実施例のハイブリツド車両の駆動装置が有段変速作動させ られる場合における各ギヤ段の相対的回転速度を説明する共線図であって、 図 3 に相当する図である。
図 3 3は、 本発明の他の実施例におけるハイブリッド車両の駆動装置の構成を 説明する骨子図であって、 図 3 0に相当する図である。
図 3 4は、本発明の他の実施例におけるハイブリツド車両の駆動装置の構成を 説明する骨子図であって、 図 3 0に相当する図である。 図 3 5は、 本発明の他の実施例におけるハイブリツド車両の駆動装置の構成を 説明する骨子図であって、 図 2 7に相当する図である。
図 3 6は、 図 3 5の実施例のハイブリツド車両の駆動装置が無段或いは有段変 速作動させられる場合における変速作動とそれに用いられる油圧式摩擦係合装置 の作動の組み合わせとの関係を説明する作動図表であって、 図 2 8に相当する図 である。
図 3 7は、 図 3 5の実施例のハイブリツド車両の駆動装置が有段変速作動させ られる場合における各ギヤ段の相対的回転速度を説明する共線図であって、 図 2 9に相当する図である。
図 3 8は、 本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両の駆動装置の構成を 説明する骨子図であって、 図 3 5に相当する図である。
図 3 9は、 本発明の他の実施例におけるハイブリツド車両の駆動装置の構成を 説明する骨子図であって、 図 1 4に相当する図である。'
図 4 0は、 図 3 9の実施例のハイプリッド車雨の駆動装置が無段或いは有段変 速作動させられる場合における変速作動とそれに用いられる油圧式摩擦係合装置 の作動の組み合わせとの関係を説明する作動図表であって、 図 1 5に相当する図 である。'
図 4 1は、 図 3 9の実施例のハイプリッド車両の駆動装置が有段変速作動させ られる場合における各ギヤ段の相対的回転速度を説明する共線図であって、 図 1 6に相当する図である。
図 4 2は、 本発明の他の実施例におけるハイブリツド車両の駆動装置の構成を 説明する骨子図であって、 図 1 4に相当する図である。
図 4 3は、 図 4 2の実施例のハイブリッド車両の駆動装置が無段或いは有段変 速作動させられる場合における変速作動とそれに用いられる油圧式摩擦係合装置 の作動の組み合わせとの関係を説明する作動図表であって、 図 1 5に相当する図 である。
図 4 4は、 図 4 2の実施例のハイブリツド車両の駆動装置が有段変速作動させ られる場合における各ギヤ段の相対的回転速度を説明する共線図であって、 図 1 6に相当する図である。
図 4 5は、本発明の他の実施例におけるハイブリツド車両の駆動装置の構成を 説明する骨子図であって、 図 4 2に相当する図である。
図 4 6は、本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両の駆動装置の構成を 説明する骨子図であって、 図 4 2に相当する図である。
図 4 7は、本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両の駆動装置の構成を 説明する骨子図であって、 図 3 9に相当する図である。
図 4 8は、 図 4 7の実施例のハイプリッド車両の駆動装置が無段或いは有段変 速作動させられる場合における変速作動とそれに用いられる油圧式摩擦係合装置 の作動の組み合わせとの関係を説明する作動図表であって、 図 4 0に相当する図 であ 。
図 4 9は、 図 4 7の実施例のハイプリッド車両の駆動装置が有段変速作動させ られる場合における各ギヤ段の相対的回転速度を説明する共線図であって、 図 4 1に相当する図である。
図 5 0は、 本発明の他の実施例におけるハイブリッド車両の駆動装置の構成を 説明する骨子図であって、 図 4 7に相当する図である。
図 5 1は、 切換装置としてのシーソー型スィッチであって変速状態を選択する ためにユーザによつて操作される変速状態手動選択装置の一例である。
図 5 2は、 図 6の電子制御装置の他の制御作動の要部を説明する機能プロック 線図である。
図 5 3は、 自動変速部の変速判断のために、 車速軸と出力トルク軸との二次元 座標上に表される予め記憶された有段変速制御マップを例示する図である。 有段 変速制御マップは、 アップ変速線およびダウン変速線に対応するものである。 図 5 4は、 ェンジン走行とモー夕走行とを切り換えるために、 上記と同じ二次 元座標上に表される予め記憶された駆動力源選択制御マップの一例を例示する図 である。 この駆動力源選択制御マップは、 エンジン走行領域とモー夕走行領域と の境界線に対応するものである。
図 5 5は、 差動部が無段変速状態となっているモータ走行時にエンジン回転速 度が略零に維持されている作動状態を説明する図であって、 図 3の共線図の差動 部に相当する図である。
図 5 6は、 車速軸と出力トルク軸との二次元座標に表される予め記憶された切 換制御マップの一例を示している。 この切換制御マップは、 無段制御領域と有段 制御領域との境界線に対応するものである。
図 5 7は、 図 5 3の有段変速制御マップ、 図 5 4の駆動力源選択制御マップ、 及び図 5 6の切換制御マップを包括して示す総合制御マップである。
図 5 8は、 車速軸と出力トルク軸との二次元座標に表された予め記憶されたパ ヮ一モード用の有段変速制御マップを例示する図であり、 図 5 3に対応する図で ある。
図 5 9は、 車速軸と出力トルク軸との二次元座標に表された予め記憶されたパ ヮ一モード用の駆動力源選択制御マップの一例を例示する図であり、 図 5 4に対 応する図である。 .
図 6 0は、 図 5 8の有段変速制御マップ、 図 5 9の駆動力源選択制御マップ、 及び図 5 6の切換制御マップを包括して示すノ、。ヮ一モード用の総合制御マップで あり、 図 5 7に対応する図である。
図 6 iは、 ェンジン回転速度軸とエンジントルク軸との二次元座標に示された で構成された予め記憶されたエンジン燃費マップの一例を、等トルク曲線 （ 1点 鎖線） および等燃費曲線 （実線） と共に示す図である。 このエンジン燃費マップ は、 目標エンジン回転速度を与える自動変速部の変速比と差動部の変速比を決定 するために用いられる。
図 6 2は、 図 5 2の実施例における電子制御装置によるハイブリツド駆動制御 作動を説明するフローチャートである。
図 6 3は、 図 6の電子制御装置の他の実施例の制御作動の要部を説明する機能 ブロック線図である。
図 6 4は、燃料消費率の算出に用いられる燃費マップの一例である。
図 6 5は、 車速に対して変化する無段変速状態および有段変速状態のそれぞれ の伝達効率を示した一例である。 図 6 6は、 図 6 3の実施例における電子制御装置の制御作動の要部を説明する フローチャートである。
図 6 7は、 図 6の電子制御装置の他の実施例の制御作動の要部を説明する機能 プロック線図であって、 図 6 3の実施例の別の実施例である。
図 6 8は、 図 6 7の実施例の切換制御手段の切換作動に用いられる関係を示す 図である。
図 6 9は、 図 6の電子制御装置の他の実施例の制御作動の要部を説明する機能 ブロック線図であって、 図 6 3の実施例の別の実施例である。
図 7 0は、 図 6 9の実施例の切換制御手段の切換作動に用いられる関係を示す 図である。
図 7 1は、 図 6の電子制御装置の他の実施例の制御作動の要部を説明する機能 ブロック線図である。
図 7 2は、 車両の燃料消費量を算出するに際して第 1·電動機 M 1の効率 τ? Μ 1 を算出するために用いられる予め記憶された最適燃費マップの一例を示す図であ る。
図 7 3は、 車両の燃料消費量を算出するに際して第 2電動機 M 2の効率？ 7 M 2 を算出するために用いられる予め記憶された最適燃費マップの一例を示す図であ る。
図 7 4は、 差動部 （無段変速部） が無段変速状態ではないときに有段変速制御 に用いられる変速線図を示す図である。
図 7 5は、 図 7 1の実施例の電子制御装置の制御作動の要部すなわち減速走行 時の有段変速部の変速比変更制御作動を説明するフローチャートである。
図 7 6は、 図 7 5の変速比算出ルーチンの制御作動を詳しく説明するフローチ ヤートである。
図 7 7は、本発明の一実施例であるハイブリッド車両用駆動装置の構成を説明 する骨子図である。
図 7 8は、 図 7 7の実施例のハイプリッド車両用駆動装置が無段或いは有段変 速作動させられる場合における変速作動とそれに用いられる油圧式摩擦係合装置 の作動の組み合わせとの関係を説明する作動図表である。
図 7 9は、 図 7 7の実施例のハイプリッド車両用駆動装置が有段変速作動させ られる場合における各ギヤ段の相対的回転速度を説明する共線図である。
図 8 0は、本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両用駆動装置の構成を 説明する骨子図である。
図 8 1は、 本発明の他の実施例におけるハイプリッド車雨用駆動装置の構成を 説明する骨子図である。
図 8 2は、 本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両用駆動装置の構成を 説明する骨子図である。
図 8 3は、本発明の他の実施例におけるハイブリッド車両用駆動装置の構成を 説明する骨子図である。
図 8 4は、 本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両用駆動装置の構成を 説明する骨子図である。
図 8 5は、本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両用駆動装置の構成を 説明する骨子図である。
図 8 6は、 本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両用駆動装置の構成を 説明する骨子図である。
図 8 7は、本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両用駆動装置の構成を 説明する骨子図である。
図 8 8は、本発明の他の実施例におけるハイブリッド車両用駆動装置の構成を 説明する骨子図である。
図 8 9は、 図 8 8の実施例の駆動装置の変速作動を説明する共線図の一例であ る。
図 9 0は、 図 8 8の実施例の駆動装置の変速段と油圧式摩擦係合装置の係合の 組み合わせとの関係を示す係合表である。
図 9 1は、本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両用駆動装置の構成を 説明する骨子図である。
図 9 2は、 本発明の一実施例であるハイプリッド車雨用駆動装置の構成を説明 する骨子図である。
図 9 3は、 図 9 2の実施例のハイブリツド車両用駆動装置が無段或いは有段変 速作動させられる場合における変速作動とそれに用いられる油圧式摩擦係合装置 の作動の組み合わせとの関係を説明する作動図表である。
図 9 4は、 図 9 2の実施例のハイプリッド車両用駆動装置が有段変速作動させ られる場合における各ギヤ段の相対的回転速度を説明する共線図である。
図 9 5は、本発明の他の実施例におけるハイブリツド車両用駆動装置の構成を 説明する骨子図である。
図 9 6は、本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両用駆動装置の構成を 説明する骨子図である。
図.9 7は、本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両用駆動装置の構成を 説明する骨子図である。
図 9 8は、本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両用駆動装置の構成を 説明する骨子図である。
図 9 9は、 本発明の他の実施例におけるハイブリッド車両用駆動装置の構成を 説明する骨子図である。
図 1 0 0は、 本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両用駆動装置の構成 を説明する骨子図である。
図 1 0 1は、 本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両用駆動装置の構成 を説明する骨子図である。
図 1 0 2は、 本発明の他の実施例におけるハイブリツド車両用駆動装置の構成 を説明する骨子図である。
図 1 0 3は、 本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両用駆動装置の構成 を説明する骨子図である。
図 1 0 4は、 本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両用駆動装置の構成 を説明する骨子図である。
図 1 0 5は、本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両用駆動装置の構成 を説明する骨子図である。 図 1 06は、本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両用駆動装置の構成 を説明する骨子図である。 ，
図 1 07は、本発明の他の実施例におけるハイプリヅド車両用駆動装置の構成 を説明する骨子図である。 .
図 1 08は、 本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両用駆動装置の構成 を説明する骨子図である。
図 1 09は、本発明の他の実施例におけるハイプリッド車両用駆動装置の構成 を説明する骨子図である。 符号の説明
8 ：エンジン
1 0、 70、 80、 9 2、 1 1 0、 1 20、 1 30、 1 40、 1 50、 1 60、
1 70、 1 80、 1 90、 200、 2 1 0、 2 20 :車両用駆動装置 （変速状態 切換型変速機構）
1 1、 8 1、 93 ：差動部 （切換型変速部）
1 2 ： トランスミッションケース （非回転部材）
1 4 ：入力軸
1 6、 84、 94 :動力分配機構 （差動歯車装置）
1 8 ：伝達部材（出力軸）
20、 72、 86、 96、 1 1 2、 1 72 ：有段式自動変速機 （有段式自動変速 部、 有段変速部、 自動変速部）
2 2 ：出力軸 （出力回転部材）
24 ：第 1遊星歯車装置 （シングルピニオン型遊星歯車装置）
2 6 ：第 2遊星歯車装置
2 8 ：第 3遊星歯車装置
30 ：第 4遊星歯車装置
3 2 ：デフドライブギヤ （出力回転部材）
34 ：デフリングギヤ 3 6 ：差動歯車装置
3 7 ：車軸
3 8 ：駆動輪
4 0 ：電子制御装置 .
4 2 ：油圧制御回路
4 4 ： シーソー型スィッチ
4 6 ：シフト操作装置
4 8 ：シフトレバー
5 0 ：切換制御手段
5 ： H B制御手段
5 4 ：有段変速制御手段
5 6 ：変速線図記憶手段
5 8 ：ィンバ—夕 - . 6 0 ：蓄電装置
6 ：高車速判定手段
6 4 ：高出力判定手段
6 6 ：電気パス機能判定手段
6 7 ：変速断判断手段
6 8 ：増速側ギヤ断判定手段
8 2 ：第 1遊星歯車装置 （ダブルピニオン型遊星歯車装置)
8 8 ：第 2遊星歯車装置
9 0 ：第 3遊星歯車装置
9 8 ：第 2遊星歯車装置
1 0 0 ：第 3遊星歯車装置
M l ：第 1電動機
M ：第 2電動機
C 0 ：切換クッラッチ （差動状態切換装置）
B 0 ：切換ブレーキ （差動状態切換装置） C G：カウンタギヤ対 （伝達部材）
1 52 :有段変速制御手段
1 56 :ハイプリッド制御手段 （駆動力源選択制御手段)
1 59 切換制御手段
1 6 2 1 7 1 ：有段変速制御マップ
1 64 1 72 ：駆動力源選択制御マップ
1 66 1 76 :切換制御マップ
280 燃費曲線選択手段
282 燃費曲線記憶手段
284 伝達効率算出手段
286 燃料消費率算出手段
288 変速状態燃費判定手段
2 90 tセンサ .
380 無段変速走行判定手段
386 無段変速走行時変速比制御手段
388 目標ェンジン回転速度算出手段
390 両変速比決定手段
4 1 0 480、 4 90、 500、 5 1 0、 5 20、 530、 540、 5 50、 560 570 :車両用駆動装置
420 49 2、 5 1 2、 522、 53 2、 542、 5 5 2、 56 2 :有段式自
426 , 494、 5 1 4、 524、 534、 544、 5 54、 564
42 8、 496、 5 1 6、 526、 5 36、 546、 5 56、 566 :第 3遊星
6 1 0、 680、 6 9 0、 700、 7 1 0、 7 20 73 0、 740、 750、
760、 770、 780、 790、 800、 8 1 0 82 0 :車両用駆動装置 620、 69 2、 7 1 2、 732、 742、 7 52 76 2, 772、 782、 7 9 2、 8 0 2、 8 1 2、 8 2 2 :有段式自動変速機
6 2 6、 6 9 4、 7 1 4、 7 3 4、 7 4 4、 7 5 4、 7 6 4、 7 7 4、 7 8 4、
7 9 4、 8 0 4、 8 1 4、 8 2 4 : 2遊星困車装 ίί
6 2 8、 6 9 6、 7 1 6、 7 3 6、 7 4 6、. 7 5 6、 7 6 6、 7 7 6、 7 8 6、
7 9 6 . 8 0 6、 8 1 6、 8 2 6 :第 3遊星歯車装置
発明を実施するための最良の形態
以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。 · 実施例 1
図 1は、本発明の一実施例である制御装置が適用されるハイプリッド車両の駆 動装置 1 0を説明する骨子図である。 図 1において、 駆動装置 1 0は車体に取り 付けられる非回転部材としてのトランスミッションケース 1 2 (以下、 ケース 1 2と表す） 内において共通の軸心上に配設された入力回転部材としての入力軸 1 4と、 この入力軸 1 4に直接に或いは図示しない脈動吸収ダンパー （振動減衰装 置） などを介して間接に連結された差動機構としての動力分配機構 1 6と、 その 動力分配機構 1 6と出力軸 2 2との間で伝達部材 （伝動軸） 1 8を介して直列に 連結されている有段式の自動変速機 2 0と、 この自動変速機 2 0に連結されてい る出力回転部材としての出力軸 2 2とを直列に備えている。 この駆動装置 1 0は 、 車両において縦置きされる F R (フロントエンジン · リヤドライブ）型車両に 好適に用いられるものであり、 走行用の駆動力源としてのエンジン 8と一対の駆 動輪 3 8との間に設けられて、 図 7に示すように動力を差動歯車装置 （終減速機 ) 3 6および一対の車軸等を順次介して一対の駆動輪 3 8へ伝達する。 なお、 駆 動装置 1 0はその軸心に対して対称的に構成されているため、 図 1の駆動装置 1 0を表す部分においてはその下側が省略されている。 以下の各実施例についても 同様である。
差動部 1 1は、 切換型変速部としても機能し、 2段の有段変速と電気的な無段 変速を可能とする部分である。 この差動部 1 1は、 上記第 1電動機 M 1と、 上記 入力軸 1 4に入力されたエンジン 8の出力を機械 に分配する機械的機構であつ てェンジン 8の出力を第 1電動機 M 1及び伝達部材 1 8に分配する差動機構とし ての動力分配機構 1 6と、 上記伝達部材 1 8.と一体的に回転するように設けられ ている第 2電動機 M 2とを備えた部分である。
動力分配機構 1 6は、 入力軸 1 4に入力されたエンジン 8の出力を機械的に合 成し或いは分配する機械的機構であって、 エンジン 8の出力を第 1電動機 M 1お よび伝達部材 1 8に分配し、 或いはエンジン 8の出力とその第 1電動機 M lの出 力とを合成して伝達部材 1 8へ出力させる。 第 2電動機 M 2は伝達部材 1 8と一 体的に回転するように設けられているが、 伝達部材 1 8から出力軸 2 2までの間 のいずれの部分に設けられてもよい。 本実施例の第 1電動機 M 1および第 電動 機 M 2は発電機能をも有する所謂モータジヱネレータであるが、 第 1電動機 M 1 は反力を発生させるためのジヱネレ一夕 （発電） 機能を少なくとも備え、 第 2電 動機 M 2は駆動力を出力するためのモータ （電動機） 機能を少なくとも備える。 第 1電動機 M 1及び第 2電動機 M 2の何れもェンジン 8と同様に走行用の駆動力 源としても機能する。
動力分配機構 1 6は、 例えば 「0 . 4 1 8」 程度の所定のギヤ比 1を有する シングルピニォン型の第 1遊星歯車装置 2 4と、 切換クラッチ C 0および切換ブ レーキ B 0とを主体的に備えている。 この第 1遊星歯車装置 2 4は、 第 1サンギ ャ S 1、 第 1遊星歯車 P 1、 その第 1遊星歯車 P 1を自転および公転可能に支持 する第 1キヤリャ C A 1、 第 1遊星歯車 P 1を介して第 1サンギヤ S 1と嚙み合 う第 1 リングギヤ R 1を回転要素 （要素） として備えている。 第 1サンギヤ S 1 の歯数を Z S 1、 第 1 リングギヤ R 1の歯数を Z R 1とすると、 上記ギヤ比 p 1 は Z S 1 / Z R 1である。
この動力分配機構 1 6においては、 第 1キヤリャ C A 1は入力軸 1 4すなわち エンジン 8に連結され、 第 1サンギヤ S 1は第 1電動機 M lに連結され、 第 1 リ ングギヤ R 1は伝達部材 1 8に連結されている。 また、 切換ブレーキ B 0は第 1 サンギヤ S 1とトランスミッションケース 1 2との間に設けられ、 切換クラッチ C Oは第 1サンギヤ S 1と第 1キヤリャ C A lとの間に設けられている。 それら 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0が解放きれると、 第 1サンギヤ S 1、 第 1キヤリャ C A 1、 第.1サンギヤ S 1がそれぞれ相互に相対回転可能な差動作 用が働く差動状態とされることから、 エンジン 8の出力が第 1電動機 M 1と伝達 部材 1 8とに分配されるとともに、 分配されたエンジン 8の出力の一部で第 1電 動機 M 1から発生させられた電気工ネルギで蓄電されたり第 2電動機 M 2が回転 駆動されるので、 例えば無段変速状態 （電気的 C V T状態） とされて、 エンジン 8の所定回転に拘わらず伝達部材 1 8の回転が連続的に変ィ匕させられる。 すなわ ち、 動力分配機構 1 6が電気的にその変速比ァ 0 (入力軸 1 4の回転速度/伝達 部材 1 8の回転速度） が最小値ァ O minから最大値ァ O raax まで変化させられる 差勳状態例えば変速比ァ 0が最小値ァ O min から最大値ァ O max まで連続的に変 化させられる電気的な無段変速機として機能する差動状態例えば無段変速状態と される。 '
この状態で、 エンジン 8の出力で車雨走行中に上記切換クラッチ C 0或いは切 換ブレーキ B 0が係合させられると動力分配機構 1 6は前記差動作用をしない被 差動状態すなわちロック状態とされる。 具体的には、 上記切換クラッチ C Oが係 合させられて第 1サンギヤ S 1と第 1キヤリャ C A 1とが一体的に係合させられ ると、 動力分配機構 1 6は第 1遊星歯車装置 2 4の 3要素である第 1サンギヤ S 1、 第 1キヤリャ C A 1、 第 1 リングギヤ R 1が相互に一 #；回転させられるロッ ク状態すなわち前記差動作用をしない被差動状態とされて、 切換型変速部 1 1も 非差動状態とされる。 また、 エンジン 8の回転と伝達部材 1 8の回転速度とが一 致する状態となるので、 動力分配機構 1 6は変速比ァ 0が 「1」 に固定された変 速機として機能する定変速状態すなわち有段変速状態とされる。 次いで、 上記切 換クラッチ C 0に替えて切換ブレーキ B 0が係合させられて第 1サンギヤ S 1が トランスミッションケース 1 に連結させられると、 動力分配機構 1 6は第 1サ ンギヤ S 1が非回転状態とさせられるロック状態すなわち前記差動作用をしない 非差動状態とされて、 切換型変速部 1 1も非差動状態とされる。 また、 第 1 リン グギヤ R 1は第 1キヤリャ C A 1よりも増速回転されるので、 動力分配機構 1 6 は変速比ァ 0が 「1」 より小さい値例えば 0 . 7程度に固定された増速変速機と して機能する定変速状態すなわち有段変速状態ときれる。
このように、 本実施例では、上記切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0は 、 動力分配機構 1 6を、 差動状態例えば変速比が連続的変化可能な電気的な無段 変速機として作動可能な差動状態 （無段変速状態、 非ロック状態） と、 非差動状 態例えば電気的な無段変速機として作動させず無段変速作動を非作動として変速 比変化をロックするロック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置として機 能している。 換言すれば、 切換クラッチ C Oおよび切換ブレーキ B 0は、 切換型 変速部 1 1を、 電気的な差動装置として作動可能な非口ック状態 （差動状態） 例 えば変速比が連続的変化可能な無段変速機として作動可能な非口ック状態すなわ ち電気的な無段変速作動可能な無段変速状態と、 電気的な差動装置として作動し ないロック状態 （非差勳状態） 例えば無段変速機として作動させず無段変速作動 を非作動として変速比変ィ匕を一定にロックするロック状態すなわち 1または 2種 類以上の変速比の単段または複数段の変速機として作動可能な定変速状態 （非差 動状態）換言すれば変速比が一定の 1段または複数段の変速機として作動可能な 定変速状態とに選択的に切換える差動状態切換装置、 変速状態切換型変速部 （機 構） 、 差動状態切換装置として機能している。 また、 上記動力分配機構 1 6は、 ロック状態と非ロック状態とに切換可能な切換型差動 （遊星） 歯車装置に対応し ている。
自動変速機 2 0は、 シングルピニォン型の第 2遊星歯車装置 2 6、 シングルピ ニォン型の第 3遊星歯車装置 2 8、 およびシングルピニォン型の第 4遊星歯車装 置 3 0を備えている。 第 2遊星歯車装置 2 6は、 第 2サンギヤ S 1 第 2遊星歯 車 P 2、 その第 2遊星歯車 P を自転および公転可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2遊星歯車 P を介して第 2サンギヤ S 2と嚙み合う第 2リングギヤ R 2を備えており、例えば 「 0 . 5 6 2」 程度の所定のギヤ比 p 2を有している。 第 3遊星歯車装置 2 8は、 第 3サンギヤ S 3、 第 3遊星歯車 P 3、 その第 3遊星 歯車 P 3を自転および公転可能に支持する第 3キヤリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を介して第 3サンギヤ S 3と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えており、 例え ば 「 0. 4 2 5」 程度の所定のギヤ比 p 3を有している。 第 4遊星歯車装置 3 0 は、 第 4サンギヤ S 4、 第 4遊星歯車 P 4、 その第 4遊星歯車 P 4を自転および 公転可能に支持する第 4キヤリャ CA4、 第 4遊星歯車 P 4を介して第 4サンギ ャ S 4と嚙み合う第 4リングギヤ R 4を備えており、 例えば 「0. 4 2 1」 程度 の所定のギヤ比 4を有している。 第 2サンギヤ S 2の歯数を Z S 2、 第 2リン グギヤ R 2の歯数を ZR 2、 第 3サンギヤ S 3の歯数を Z S 3、 第 3リングギヤ R 3の歯数を ZR 3、 第 4サンギヤ S 4の歯数を Z S 4、 第 4リングギヤ R 4の 歯数を ZR 4とすると、 上記ギヤ比 p 2は Z S 2/ZR 2、 上記ギヤ比 p 3は Z S 3/ZR 3、 上記ギヤ比 p 4は Z S 4/ZR4である。
自動変速機 2 0では、 第 2サンギヤ S 2と第 3サンギヤ S 3とが一体的に連糸吉 されて第 2クラッチ C 2を介して伝達部材 1 8に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 2キヤリャ CA 2は 第 2ブレーキ B 2を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 4リングギヤ R4 は第 3ブレーキ B 3を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 2 リングギヤ R 2と第 3キヤリャ CA3と第 4キヤリャ CA4とが一体的に連結されて出力軸 2 2に連^;吉され、 第 3リングギヤ R 3と第 4サンギヤ S 4とが一体的に連結されて 第 1クラッチ C 1を介して伝達部材 1 8に選択的に連結されている。
前記切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1、 第 2クラッチ C 2、 切換ブレーキ B 0、 第 1ブレーキ Bし 第 2ブレーキ B 2、 および第 3ブレーキ B 3は従来の 車両用自動変速機においてよく用いられている油圧式摩擦係合装置であって、 互 Iヽに重ねられた複数枚の摩擦板が油圧ァクチユエ一夕により押圧される湿式多板 型や、 回転するドラムの外周面に巻き付けられた 1本または 2本のバンドの一端 が油圧ァクチユエ一夕によって引き締められるバンドブレ一キなどにより構成さ れ、 それが介装されている両側の部材を選択的に連結するためのものである。 以上のように構成された駆動装置 1 0では、 例えば、 図 2の係合作動表に示さ れるように、前記切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1、 第 2クラッチ C 2、 切 換ブレーキ B 0、 第 1ブレーキ B 1、 第 2ブレーキ B 2、 および第 3ブレーキ B 3が選択的に係合作動させられることにより、 第 1速ギヤ段 （第 1変速段）乃至 第 5速ギヤ段 （第 5変速段） のいずれか或いは後進ギヤ段 （後進変速段） 或いは ニュートラルが選択的に成立させられ、 略等比的に変化する変速比ァ （=入力軸 回転速度 N i N/出力軸回転速度 N。υτ) が各ギヤ段毎に得られるようになつてい る。 特に、 本実施例では動力分配機構 1 6に切換クラッチ C 0および切換ブレー キ B 0が備えられており、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0の何れかが 係合作動させられることによって、 動力分配機構 1 6は前述した無段変速機とし て作動可能な無段変速状態に加え、 1または 2種類以上の変速比の単段または複 数段の変速機として作動可能な定変速状態を構成することが可能とされている。 したがって、 駆動装置 1 0では、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0の何 れかを係合作動させることで定変速状態とされた動力分配機構 1 6と自動変速機 2 0とで有段変速機が構成され、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0の何 れも係合作動させないことで無段変速状態とされた動力分配機構 1 6と自動変速 機 2 0とで無段変速機が構成される。 換言すれば、 変速機 （駆動装置） 1 0は、 切換クラッチ C 0及び切換ブレーキ B 0の何れかを係合作動させることで有段変 速状態に切り換えられ、 切換クラッチ C 0及び切換ブレーキ B 0の何れも係合作 動させないことで無段変速状態に切り換えられる。 すなわち、 電気的な無段変速 機として作動可能な無段変速状態と、 有段変速機として作動可能な有段変速状態 とに切り換え可能な変速状態切換型変速機構として機能する。 また、 差動部 （切 換型変速部） 1 1も有段変速状態と無段変速状態とに切り換え可能な変速機であ ると言える。
例えば、 駆動装置 1 0が有段変速機として機能する場合には、 図 2に示すよう に、 切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1および第 3ブレーキ B 3の係合により 、 変速比ァ 1が最大値例えば 「 3 . 3 5 7」 程度である第 1速ギヤ段が成立させ られ、 切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1および第 2ブレーキ B 2の係合によ り、 変速比ァ 2が第 1速ギヤ段よりも小さい値例えば 「2 . 1 8 0」 程度である 2速ギヤ段が成立させられ、 切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1および第 1 ブレーキ B 1の係合により、 変速比ァ 3が第 2速ギヤ段よりも小さい値例えば 「 1 . 4 2 4」 程度である第 3速ギヤ段が成立させられ、 切換クラッチ C O、 第 1 クラッチ C 1および第 2クラッチ C 2の係合により、 変速比ァ 4が第 3速ギヤ段 よりも小さい値例えば 「1 . 0 0 0」 程度である第 4速ギヤ段が成立させられ、 第 1クラッチ C 1、 第 2クラッチ C 2、 および切換ブレーキ B 0の係合により、 変速比ァ 5が第 4速ギヤ段よりも小さい値例えば 「 0 . 7 0 5」 程度である第 5 速ギヤ段が成立させられる。 また、 第 2クラッチ C 2および第 3ブレーキ B 3の 係合により、 変速比ァ Rが第 1速ギヤ段と第 2速ギヤ段との間の値例えば 「3 . 2 0 9」 程度である後進ギヤ段が成立させられる。 なお、 ニュートラル 「N」 状 態とする場合には、 例えば切換クラッチ C 0のみが係合される。
し力、し、 駆動装置 1 0が無段変速機として機能する場合には、 図 2に示される 係合表の切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0が共に解放される。 これによ り、 動力分配機構 1 6が無段変速機として機能し、 それに直列の自動変速機 2 0 が有段変速機として機能することにより、 自動変速機 2 0の第 1速、 第 2速、 第 3速、 第 4速の各ギヤ段に対しその自動変速機 2 0に入力される回転速度すなわ ち伝達部材 1 8の回転速度が無段的に変化させられて各ギヤ段は無段的な変速比 幅が得られる。 したがって、 その各ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な変速比 となって駆動装置 1 0全体としてのトータル変速比ァ Tが無段階に得られるよう になる。
図 3は、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する差動部 1 1或いは動力分 配機構 1 6と有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 2 0とから 構成される駆動装置 1 0において、 ギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回 転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図を示している。 この図 3の 共線図は、 横軸方向において各遊星歯車装置 2 4、 2 6、 2 8、 3 0のギヤ比 p の相対関係を示し、 縦軸方向において相対的回転速度を示す直交二次元座標であ り、 3本の横軸のうちの下側の横線 X 1が回転速度零を示し、 上側の横線 X が 回転速度 「 1 . 0」 すなわち入力軸 1 4に連結されたエンジン 8の回転速度 N E を示し、 横軸 X Gが伝達部材 1 8の回転速度を示している。
また、 差動部 1 1を基本的に構成する動力分配機構 1 6の 3本の縦線 Y 1、 Y 1、 Y 3は、'左側から順に第 2回転要素 （第 2要素） R E 2に対応する第 1サン ギヤ S 1、 第 1回転要素 （第 1要素） R E 1に対応する第 1キヤリャ C A 1、 第 3回転要素 （第 3要素） R E 3に対応する第 1 リン ギヤ R 1の相対回転速度を 示すものであり、 それらの間隔は第 1遊星歯車装置 2 4のギヤ比 1に応じて定 められている。 すなわち、 縦線 Y 1と Y 2との間隔を 1に対応するとすると、 縦 線 Y 2と Y 3との間隔はギヤ比 P 1に対応するものとされる。 さらに、 自動変速 機 2 0の 5本の縦線 Y 4、 Υ 5、 Υ 6、 Ύ Ί Υ 8は、 左から順に、 第 4回転要 素 （第 4要素） R E 4に対応し且つ相互に連結された第 2サンギヤ S 2および第 3サンギヤ S 3を、 第 5回転要素 （第 5要素） R E 5に対応する第 2キヤリャ C Α 2を、 第 6回転要素 （第 6要素） R E 6に対応する第 4リングギヤ R 4を、 第 7回転要素 （第 7要素） R E 7に対応し且つ相互に連結された第 2リングギヤ R 2、 第 3キヤリャ C A 3、 第 4キヤリャ C A 4を、 第 8回転要素 （第 8要素） R Ε 8に対応し且つ相互に連結された第 3リングギヤ R 3、 第 4サンギヤ S 4をそ れぞれ表し、 それらの間隔は第 2、 第 3、 第 4遊星歯車装置 2 6 . 2 8 . 3 0の ギヤ比 ρ 2、 ρ 3、 ρ 4に応じてそれぞれ定められている。 すなわち、 図 3に示 すように、各第 2、 第 3、 第 4遊星歯車装置 2 6、 2 8、 3 0毎にそのサンギヤ とキヤリャとの間が 1に対応する間隔に設定され、 キヤリャとリングギヤとの間 が ρに対応する間隔に設定される。
上記図 3の共線図を用いて表現すれば、 本実施例の駆動装置 （変速機構） 1 0 は、，動力分配機構 （無段変速部） 1 6或いは差動部 1 1において、 第 1遊星歯車 装置 2 4の 3回転要素 （要素） の 1つである第 1回転要素 R E 1 (第 1キヤリャ C A 1 ) が入力軸 1 4に連結されるとともに切換クラッチ C 0を介して他の回転 要素の 1つである第 1サンギヤ S 1と選択的に連結され、 その他の回転要素の 1 つである第 2回転要素 R E 2 (第 1サンギヤ S 1 ) が第 1電動機 Μ 1に連結され るとともに切換ブレーキ Β 0を介してトランスミツションケース 1 2に選択的に 連結され、 残りの回転要素である第 3回転要素 R E 3 (第 1 リングギヤ R 1 ) が 伝達部材 1 8および第 2電動機 Μ 2に連結されて、 入力軸 1 4の回転を前記伝達 部材 1 8を介して自動変速機 （有段変速部） 2 0へ伝達する （入力させる） よう に構成されている。 このとき、 Υ 2と X 2の交点を通る斜めの直線 L 0により第 1サンギヤ S 1の回転速度と第 1 リングギヤ R 1の回転速度との関係が示される 。 例えば、 上記切換クラッチ C 0および切換ブレーキ； B 0の解放により無段変速 状態に切換えられたときは、 第 1電動機 M 1の発電による反力を制御することに よって直線 L 0と縦線 Y 1 との交点で示される第 1サンギヤ S 1の回転が上昇或 いは下降させられると、 直線し 0と縦線 Y 3との交点で示される第 1 リングギヤ R 1の回転速度が下降或いは上昇させられる。 また、 切換クラッチ C Oの係合に より第 1サンギヤ S 1と第 1キヤリャ C A 1とが連結されると、 上記 3回転要素 がー体回転するので、 直線し 0は横線 X 2と一致させられ、 エンジン回転速度 N Eと同じ回転で伝達部材 1 8が回転させられる。 また、 切換ブレーキ B 0の係合 によって第 1サンギヤ S 1の回転が停止させられると、 直線 L 0は図 3に示す状 態となり、 その直線 L 0と縦線 Y 3との交点で示される第 1 リングギヤ R 1すな わち伝達部材 1 8の回転速度は、 エンジン回転速度 N Eよりも増速された回転で 自動変速部 2 0へ入力される。 '
図 4および図 5は上記図 3の共線図の動力分配機構 1 6部分に相当する図であ る。 図 4は上記切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0の解放により無段変速 状態に切換えられたときの動力分配機構 1 6の状態の一例を表している。 例えば 、 第 1電動機 M 1の発電による反力を制御することによって直線 L 0と縦線 Y 1 との交点で示される第 1サンギヤ S 1の回転が上昇或いは下降させられると、 直 線し 0と縦線 Y 3との交点で示される第 1 リングギヤ R 1の回転速度が下降或い は上昇させられる。
また、 図 5は切換クラッチ C 0の係合により定変速状態 （有段変速状態） に切 換えられたときの動力分配機構 1 6の状態を表している。 つまり、 第 1サンギヤ S 1と第 1キヤリャ C A 1とが連結されると、 上記 3回転要素が一体回転するの で、 直線 L 0は横線 X 2と一致させられ、 エンジン回転速度 N Eと同じ回転で伝 達部材 1 8が回転させられる。 或いは、 切換ブレーキ B 0の係合によって第 1サ ンギヤ S 1の回転が停止させられると、 動力分配機構 1 6は増速機構として機能 する非差動状態とされるので、 直線し 0は図 3に示す状態となり、 その直線 L 0 と縦線 Y 3との交点で示される第 1 リングギヤ R 1すなわち伝達部材 1 8の回転 速度は、 エンジン回転速度 N Eよりも増速された回転で自動変速機 2 0へ入力さ れる。
また、 自動変速機 2 0において第 4回転要素 R E 4は第 2クラッチ C 2を介し て伝達部材 1 8に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 5回転要素 R E 5は第 2ブレーキ B 2を介してケー ス 1 1に選択的に連結され、 第 6回転要素 R E 6は第 3ブレーキ B 3を介してケ —ス 1 2に選択的に連結され、 第 7回転要素 R E 7は出力軸 2 2に連結され、 第 8回転要素 R E 8は第 1クラッチ C 1を介して伝達部材 1 8に選択的に連結され ている。
自動変速機 2 0では、 図 3に示すように、 第 1クラッチ C 1と第 3ブレ一キ B
3とが係合させられることにより、 第 8回転要素 R E 8の回転速度を示す縦線 Y 8と横線 X 2との交点と第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6と横線 X 1との交点とを通る斜めの直線 L 1と、 出力軸 2 2と連結された第 7回転要素 R E 7の回転速度を示す縦線 Y 7との交点で第 1速の出力軸 2 2の回転速度が示さ れる。 同様に、 第 1クラッチ C 1と第 2ブレーキ B 2とが係合させられることに より決まる斜めの直線 L 2と出力軸 2 2と連結された第 7回転要素 R E 7の回転 速度を示す縦線 Y 7との交点で第 2速の出力軸 2 の回転速度が示され、 第 1ク ラッチ C 1と第 1ブレーキ B 1とが係合させられることにより決まる斜めの直線 L 3と出力軸 2 2と連結された第 7回転要素 R E 7の回転速度を示す縦線 Y 7と の交点で第 3速の出力軸 2 2の回転速度が示され、 第 1クラッチ C 1と第 2クラ ツチ C 2とが係合させられることにより決まる水平な直線 L 4と出力軸 2 2と連 結された第 7回転要素 R E 7の回転速度を示す縦線 Y 7との交点で第 4速の出力 軸 2 2の回転速度が示される。 上記第 1速乃至第 4速では、 切換クラッチ C Oが 係合させられている結果、 ェンジン回転速度 N Eと同じ回転速度で第 8回転要素 R E 8に動力分配機構 1 6からの動力が入力される。 しかし、 切換クラッチ C O に替えて切換ブレーキ B 0が係合させられると、 動力分配機構 1 6からの動力が エンジン回転速度 N Eよりも高い回転速度で入力されることから、 第 1クラッチ C 1、 第 2クラッチ C 2、 および切換ブレーキ B 0が係合させられることにより 決まる水平な直線 L 5と出力軸 2 2と連結された第 7回転要素 R E 7の回転速度 を示す縦線 Y 7との交点で第 5速の出力軸 2 2の回転速度が示される。 また、 第 2クラッチ C 2と第 3ブレーキ B 3とが係合させられることにより決まる斜めの 直線 L Rと出力軸 2 2と連結された第 7回転要素 R E 7の回転速度を示す縦線 Y 7との交点で後進 Rの出力軸 2 の回転速度が示される。
図 6〖ま、本実施例の駆動装置 1 0を制御するための電子制御装置 4 0に入力さ れる信号及びその電子制御装置 4 0から出力される信号を例示している。 この電 子制御装置 4 0は、 C P U、 R O M, R AM. 及び入出力インタ一フヱ一スなど から成る所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、 R AMの一時記憶 機能を利用しつつ R 0 Mに予め記憶されたプログラムに従つて信号処理を行うこ とによりエンジン 8、 電動機 M l、 M 2に関するハイブリツ ド駆動制御、前記自 動変速機 2 0の変速制御等の駆動制御を実行するものである。
上記電子制御装置 4 0には、 図 6に示す各センサやスィッチから、 エンジン水 温を示す信号、 シフトポジションを表す信号、 ェンジン 8の回転速度であるェン ジン回転速度 N Eを表す信号、 ギヤ比列設定値を示す信号、 M (モー夕走行） モ ードを指令する信号、 エアコンの作動を示すエアコン信号、 出力軸 2 2の回転速 度に対応する車速信号、 自動変速機 2 0の作動油温を示す油温信号、 サイドブレ —キ操作を示す信号、 フットブレーキ操作を示す信号、 触媒温度を示す触媒温度 信号、 アクセルペダルの操作量を示すアクセル開度信号、 カム角信号、 スノーモ 一ド設定を示すスノ一モード設定信号、 車両の前後加速度を示す加速度信号、 ォ 一トクルーズ走行を示すォートクルーズ信号、 車両の重量を示す車重信号、 各駆 動輪の車輪速を示す車輪速信号、 駆動装置 1 0を有段変速機として機能させるた めに動力分配機構 1 6を定変速状態に切り換えるための有段スィツチ操作の有無 を示す信号、 駆動装置 1 0を無段変速機として機能させるために動力分配機構 1 6を無段変速状態に切り換えるための無段スィツチ操作の有無を示す信号、 第 1 電動機 M 1の回転速度 N M 1を表す信号、 第 2電動機 M 2の回転速度 N M 2を表す信 号などが、 それぞれ供給される。 また、上記電子制御装置 4 0からは、 スロット ル弁の開度を操作するスロットルァクチユエ一夕への駆動信号、 過給圧を調整す るための過給圧調整信号、 電動エアコンを作動させるための電動エアコン駆動信 号、 エンジン 8の点火時期を指令する点火信号、 電動機 M 1および M の作動を 指令する指令信号、 シフトインジケ一夕を作動させるためのシフトポジション （ 操作位置）表示信号、 ギヤ比を表示させるためのギヤ比表示信号、 スノーモード であることを表示させるためのスノーモード表示信号、 制動時の車輪のスリップ を防止する A B Sァクチユエ一夕を作動させるための A B S作動信号、 Mモード が選択されていることを表示させる Mモード表示信号、 動力分配機構 1 6や自動 変速機 2 0の油圧式摩擦係合装置の油圧ァクチユエ一夕を制御するために油圧制 御回路 4 2に含まれる電磁弁を作動させるバルブ指令信号、 上記油圧制御回路 4 の油圧源である電動油圧ポンプを作動させるための駆動指令信号、 電動ヒー夕 を駆動するための信号、 クルーズコント口ール制御用コンピュータへの信号等が 、 それぞれ出力される。
図 7は、 駆動装置 1 0の制御方法すなわち電子制御装置 4 0による制御機能の 要部を説明する機能ブロック線図である。 切換制御手段 5 0は、 例えば図 8に示 す予め記憶された関係 （切換マップ） から実際のエンジン回転速度 N Eとハイブ リッド車両の駆動力に関連する駆動力関連値例えばエンジン出力トルク TEとに 基づいて、 それらのェンジン回転速度 N Eとエンジン出力トルク T Eとで表される 車両状態が駆動装置 1 0を無段変速状態とする無段制御領域内であるか或いは駆 動装置 1 0を有段変速状態とする有段制御領域内であるかを判定する。 そして、 切換制御手段 5 0は、 有段変速制御領域であると判定した場合は、 ハイプリッド 制御手段 5 2に対してハイプリッド制御或いは無段変速制御を不許可 （禁止） と する信号を出力するとともに、 有段変速制御手段 5 4に対しては、 予め設定され た有段変速時の変速制御を許可する。 このときの有段変速制御手段 5 4は、 変速 線図記憶手段 5 6に予め記憶された図示しない変速線図に従って自動変速制御を 実行する。 図 2は、 このときの変速制御において選択される油圧式摩擦係合装置 すなわち C 0、 C l、 C 2、 B 0、 B l、 B 2、 B 3の作動の組み合わせを示し ている。 この有段自動変速制御モードの第 1速乃至第 4速では、 切換クラッチ C 0が係合させられることにより動力分配機構 1 6が固定の変速比ァ 0が 1の副変 速機として機能しているが、 第 5速では、 その切換クラッチ C 0の係合に替えて 切換ブレーキ B 0が係合させられることにより動力 配機構 1 6が固定の変速比 ァ 0が例えば 0 . 7程度の副変速機として機能している。 すなわち、 この有段自 動変速制御モードでは、 副変速機として機能する動力分配機構 1 6と自動変速機 2 0とを含む駆動装置 1 0全体が所謂自動変速機として機能している。
上記駆動力関連値とは、 車両の駆動力に 1対 1に対応するパラメータであって 、 駆動輪 3 8での駆動トルク或いは駆動力のみならず、 例えば自動変速機 2 0の 出力トルク Τ。υ τ、 エンジン出力トルク ΤΕ、 車両加速度や、 例えばアクセル開度 或いはスロットル開度 （或いは吸入空気量、 空燃比、 燃料噴射量） とエンジン回 転速度 ΝΕとによって算出されるエンジン出力トルク ΤΕなどの実際値や、 運転者 のアクセルべダル操作量或いはスロットル開度に基づいて算出されるエンジン出 力トルク ΤΕや要求駆動力等の推定値であってもよい。 また、 上記駆動トルクは 出力トルク Τ。υτ等からデフ比、 駆動輪 3 8の半径等を考慮して算出されてもよ いし、 例えばトルクセンサ等によって直接検出されてもよい。 上記他の各トルク 等も同様である。
し力、し、 上記切換制御手段 5 0において、 エンジン回転速度 ΝΕとエンジン出 力トルク Τ Εとで表される車両状態が無段制御領域内であると判定した場合は、 前記動力分配機構 1 6を電気的な無段変速可能とするように切換クラッチ C 0お よび切換ブレーキ Β 0を解放させる指令を油圧制御回路 4 2へ出力する。 同時に 、 ハイプリッド制御手段 5 2に対してハイプリッド制御を許可する信号を出力す るとともに、 有段変速制御手段 5 4には、 予め設定された無段変速時の変速段に 固定する信号を出力するか、 或いは変速線図記憶手段 5 6に予め記憶された変速 線図に従って自動変速することを許可する信号を出力する。 後者の場合、 有段変 速制御手段 5 4により、 図 2の係合表内において切換クラツチ C 0および切換ブ レーキ Β 0の係合を除いた作動により自動変速が行われる。 このように、 動力分 配機構 1 6が無段変速機として機能し、 それに直列の自動変速機 2 0が有段変速 機として機能することにより、 適切な大きさの駆動力が得られると同時に、 前述 のように、 自動変速機 2 0の第 1速、 第 2速、 第 3速、 第 4速の各ギヤ段に対し その自動変速機 2 0に入力される回転速度すなわち伝達部材 1 8の回転速度が無 段的に変化させられて各ギヤ段は無段的な変速比幅が得られる。 したがって、 そ の各ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な変速比となつて駆動装置 1 0全体とし てのトータル変速比ァ Tが無段階に得られるようになる。
上記ハイブリッド制御手段 5 2は、 ェンジン 8を効率のよい作動域で作動させ る一方で、 エンジン 8と第 1電動機 M 1および/または第 2電動機 M 2との駆動 力の配分を最適になるように変ィ匕させる。 例えば、 そのときの走行車速において 、 アクセルペダル操作量や車速から運転者の要求出力を算出し、 運転者の要求出 力と充電要求値から必要な駆動力を算出し、 エンジンの回転速度とトータル出力 とを算出し、 そのトータル出力とエンジン回転速度 N Eとに基づいて、 エンジン 出力を得るようにェンジン 8を制御するとともに第 1電動機 M 1の発電量を制御 する。 ハイブリツド制御手段 5 2は、 その制御を自動変速機 2 0の変速段を考慮 して実行したり、 或いは燃費向上などのために自動変速機 2 0に変速指令を行う 。 このようなハイプリッド制御では、 エンジン 8を効率のよい作動域で作動させ るために定まるエンジン回転速度 N Eと車速および自動変速機 2 0の変速段で定 まる伝達部材 1 8の回転速度とを整合させるために、 動力分配機構 1 6が電気的 な無段変速機として機能させられる。 すなわち、 ハイブリツド制御手段 5 2は無 段変速走行の時に運転性と燃費性とを両立した予め記憶された最適燃費率曲線に 沿ってェンジン 8が作動させられるように駆動装置 1 0のトー夕ル変速比ァ Tの 目標値を定め、 その目標値が得られるように動力分配機構 1 6の変速比ァ 0を制 御し、 トータル変速比ァ Tをその変速可能な変化範囲内例えば 1 3〜0 . 5の範 囲内で制御することになる。
このとき、 ハイブリツド制御手段 5 2は、 第 1電動機 M lにより発電された電 気エネルギをインバータ 5 8を通して蓄電装置 6 0や第 2電動機 M 2へ供給する ので、 エンジン 8の動力の主要部は機械的に伝達部材 1 8へ伝達されるが、 ェン ジン 8の動力の一部は第 1電動機 M 1の発電のために消費されてそこで電気エネ ルギに変換され、 インバー夕 5 8を通して電気工ネルギが第 2電動機 M 2或いは 第 1電動機 M 1へ供給され、 その第 1電動機 M 2或いは第 1電動機 M 1から伝達 部材 1 8へ伝達される。 この電気工ネルギの発生から第 2電動機 M 2で消費され るまでに関連する機器により、 エンジン 8の動力の一部を電気工ネルギに変換し 、 その電気エネルギを機械的エネルギに変換するまでの電気ノ、°スが構成される。 また、 ハイプリッド制御手段 5 2は、 エンジン 8の停止又はアイドル状態に拘 わらず、 切換型変速部 1 1の電気的 C V T機能 （差動作用） によって電動機のみ 例えば第 2電動機 M 2のみを走行用の駆動力源として車両を発進および走行させ る所謂モー夕発進およびモータ走行させることができる。 このモータ発進および モータ走行は、 一般的にェンジン効率が高トルク域に比較して悪いとされる比較 的低出力トルク Τ。υτ域すなわち低エンジントルク T E域、 或いは車速 Vの比較的 低車速域すなわち低負荷域で実行される （図 1 2の実線 Aによる領域区分参照） 。 よって、 通常はモータ発進がエンジン発進に優先して実行される。
- 前記図 8の関係に示されるように、 エンジン 8の出力トルク T Eが予め設定さ れた所定値 T E 1以上の高トルク領域 （高出力走行領域'）、エンジン回転速度 N Eが予め設定された所定値 N E 1以上の高回転領域すなわちエンジン回転速度 N E とト一タル変速比ァ Tとで一意的に決められる車両状態の 1つである車速が所定 値以上の高車速領域、 或いはそれらエンジン 8の出力トルク T Eおよび回転速度 N Eから算出される出力が所定以上の高出力領域が、 有段制御領域として設定さ れているので、 前記有段変速制御がエンジン 8の比較的高出力トルク、 比較的高 回転速度、 或いは比較的高出力時において実行され、前記無段変速制御がェンジ ン 8の比較的低出力トルク、 比較的低回転速度、 或いは比較的低出力時すなわち エンジン 8の常用出力域において実行されるようになっている。 図 1 2における 有段制御領域と無段制御領域との間の境界線は、 例えば高車速判定値の連なりで ある高車速判定線および高出力走行判定値の連なりである高出力走行判定線に対 応している。 .
図 9は手動変速操作装置であるシフト操作装置 4 6の一例を示す図である。 シ フト操作装置 4 6は、 例えば運転席の横に配設され、 複数種類のシフトポジショ ンを選択するために操作されるシフトレバー 4 8を備えている。 そのシフトレバ 一 4 8は、 例えば図 2の係合作動表に示されるようにクラッチ C 1およびクラッ チ C 2のいずれもが係合されないような駆動装置 1 0内つまり自動変速機 2 0内 の動力伝達経路が遮断されたニュートラル状態すなわち中立状態とし且つ自動変 速機 2 0の出力軸 2 2をロックするための駐車ポジション 「P (パーキング） 」 、 後進走行のための後進走行ポジション 「R (リバース） 」 、 駆動装置 1 0内の 動力伝達経路が遮断された中立状態とする.中立ポジション 「N (ニュートラル） 」 、前進自動変速走行ポジション 「D (ドライブ） 」 、 または前進手動変速走行 ポジション 「M (マニュアル) 」 へ手動操作されるように設けられている。 上記 「 P」 乃至 「M」 ポジシ aンに示す各シフトポジシヨンは、 「 P」 ポジションお よび 「N」 ポジションは車両を走行させないときに選択される非走行ポジション であり、 「R」 ポジション、 「D」 ポジションおよび 「M」 ポジションは車両を 走 fi1させるときに選択される走 fi1ポジションである。 また、 「D」 ポジションは 最高速走 fi1ポジションでもあり、 「M」 ポジションにおける例えば 「4」 レンジ 乃至 「L」 レンジはエンジンブレーキ効果が得られるエンジンブレーキレンジで める。
上記 「M」 ポジションは、 例えば車両の前後方向において上記 「D」 ポジショ ンと同じ位置において車両の幅方向に隣接して設けられており、 シフトレバ一 4 8が 「M」 ポジションへ操作されることにより、 「D」 レンジ乃至 「L」 レンジ の何れかがシフトレバ一 4 8の操作に応じて変更される。 具体的には、 この 「M 」 .ポジションには、 車両の前後方向にアップシフト位置 「十」 、 およびダウンシ フト位置 「―」 が設けられており、 シフトレバー 4 8がそれ等のアップシフト位 置 「 +」 またはダウンシフト位置 「一」 へ操作されると、 「D」 レンジ乃至 「L 」 レンジの何れかへ切り換えられる。 例えば、 「M」 ポジションにおける 「D」 レンジ乃至 「L」 レンジの 5つの変速レンジは、 駆動装置 1 0の自動変速制御が 可能なトータル変速比ァ Tの変化範囲における高速側 （変速比が最小側） のトー タル変速比ァ Tが異なる複数種類の変速レンジであり、 また自動変速機 2 0の変 速が可能な最高速側変速段が異なるように変速段 （ギヤ段） の変速範囲を制限す るものである。 また、 シフトレバー 4 8はスプリング等の付勢手段により上記ァ ップシフト位置 「十」 およびダウンシフト位置 「一」 から、 「M」 ポジションへ 自動的に戻されるようになつている。 また、 シフト操作装置 4 6にはシフトレバ 一 4 8の各シフトポジションを検出するための図示しないシフトポジションセン ザが備えられており、 そのシフトレバー 4 8のシフトポジションや 「M」 ポジシ ョンにおける操作回数等を電子制御装置 4ひへ出力する。
例えば、 「D」 ポジションがシフトレバー 4 8の操作により選択された場合に は、 図 8に示す予め記憶された切換マップに基づいて切換制御手段 5 0により駆 動装置 1 0の変速状態の自動切換制御が実行され、 ハイブリツド制御手段 5 2に より動力分配機構 1 6の無段変速制御が実行され、 有段変速制御手段 5 4により 自動変速機 2 0の自動変速制御が実行される。 例えば、 駆動装置 1 0が有段変速 状態に切り換えられる有段変速走行時には駆動装置 1 0力列えば図 2に示すよう な第 1速ギヤ段乃至第 5速ギヤ段の範囲で自動変速制御され、 或いは駆動装置 1 0が無段変速状態に切り換えられる無段変速走行時には駆動装置 1 0が動力分配 機構 1 6の無段的な変速比幅と自動変速機 2 0の第 1速ギヤ段乃至第 4速ギヤ段 の範囲で自動変速制御される各ギヤ段とで得られる駆動装置 1 0の変速可能なト 一タル変速比ァ Tの変化範囲内で自動変速制御される。 この 「D」 ポジションは 駆動装置 1 0の自動変速制御が実行される制御様式である自動変速走行モード （ 自動モード） を選択するシフトポジシヨンでもある。
或いは、 「M」 ポジションがシフトレバー 4 8の操作により選択された場合に は、 変速レンジの最高速側変速段或いは変速比を越えないように、 切換制御手段 5 0、 ハイプリッド制御手段 5 、 および有段変速制御手段 5 4により駆動装置 1 0の各変速レンジで変速可能なトータル変速比ァ Tの範囲で自動変速制御され る。 例えば、 駆動装置 1 0が有段変速状態に切り換えられる有段変速走行時には 駆動装置 1 0が各変速レンジで駆動装置 1 0が変速可能なト一夕ル変速比ァ Tの 範囲で自動変速制御され、 .或いは駆動装置 1 0が無段変速状態に切り換えられる 無段変速走行時には駆動装置 1 0が動力分配機構 1 6の無段的な変速比幅と各変 速レンジに応じた自動変速機 2 0の変速可能な変速段の範囲で自動変速制御され る各ギヤ段とで得られる駆動装置 1 0の各変速レンジで変速可能なトータル変速 比ァ Tの範囲で自動変速制御される。 この 「M」 ポジションは駆動装置 1 0の手 動変速制御が実行される制御様式である手動変速走行モード （手動モード） を選 択するシフトポジシヨンでもある。
上述のように、本実施例によれば、 エンジン 8の出力を第 1電動機 M lおよび 伝達部材 1 8へ分配する動力分配機構 1 6には、 その動力分配機構 1 6を差動作 用が作動可能な差動状態例えば変速比が連続的変化可能な電気的な無段変速機と して作動可能な無段変速状態と、 差動作用が不能な非差動状態例えば定変速比を 有する変速機として作動可能な定変速状態とに選択的に切換える差動状態切換装 置としての切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0が設けられていることから 、 車両の低中速走行および低中出力走行となるようなエンジンの常用出力域では 動力分配機構 1 6が無段変速状態とされてハイプリッド車両の燃費性能が確保さ れるが、 高速走行或いはエンジン 8の高回転域では動力分配機構 1 6が定変速状 態とされ専ら機械的な動力伝達経路でェンジン 8の出力が駆動輪 3 8へ伝達され て動力と電気との間の変換損失が抑制されて燃費が向上させられる。 また、 ェン ジン 8の高出力域では動力分配機構 1 6が定変速状態とされて無段変速状態とし て作動させる領域が車両の低中速走行および低中出力走行となるので、 第 1電動 機 M 1が発生すべき電気的エネルギすなわちが第 1電動機 M 1が伝える電気的ェ ネルギの最大値を小さくできて、換言すれば第 1電動機 M 1の保障すべき電気的 反力を小さくできてその第 1電動機 M lや第 2電動機 M 2、 或いはそれを含む車 両の駆動装置が一層小型化される。 或いは、 エンジン 8の高出力 （トルク） 域で 動力分配機構 1 6が定変速状態とされると同時に自動変速機 2 0の変速が行われ るので、 例えば図 1 0に示すようなアップシフトに伴うエンジン回転速度 N Eの 変化すなわち変速に伴うリズミカルなエンジン 8の回転速度の変化が発生する。 或いは、 他の考え方として、 この高出力走行においては燃費に対する要求より運 転者の駆動力に対する要求が重視されるので、 無段変速状態より有段変速状態 （ 定変速状態） に切り換えられるのである。 これによつて、 ユーザは、 例えば図 1 0に示すリズミカルなエンジン回転速度 N Eの変ィ匕を楽しむことができる。
また、 本実施例によれば、 動力分配機構 1 6力、 第 1キヤリャ C A 1、 第 1サ ンギヤ S 1、 第 1 リングギヤ R 1を 3要素とするシングルピニオン型の第 1遊星 歯車装置 2 4によって簡単に構成される利点がある。
また、本実施例によれば、 動力分配機構 1 6と駆動輪 3 8との間に自動変速機 2 0が直列に介装されており、 その動力分配機構 1 6の変速比とその自動変速機 2 0の変速比とに基づいて総合変速比が形成されることから、 その自動変速機 2 0の変速比を利用することによって駆動力が幅広く得られるようになるので、 動 力分配機構 1 6における無段変速制御すなわちハイブリツド制御の効率が一層高 められる。
また、本実施例によれば、 動力分配機構 1 6が定変速状態とされるとき、 その 動力分配機構 1 6が自動変速機 2 0の一部であるかの如く機能して変速比が 1よ り小さいオーバドライブギヤ段である第 5速が得られる利点がある。
また、 本実施例によれば、 第 2電動機 M 2が自動変速機 2 0の入力回転部材で ある伝達部材 1 8に連結されていることから、 その自動変速機 2 0の出力軸 2 2 に対して低トルクの出力でよくなるので、 第 2電動機 M 2がー層小型化される利 点がある。 ·
次に、 本発明の他の実施例を説明する。 なお、 以下の説明において前述の実施 例と共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。 実施例 2
図 1 1は、 他の例の電子制御装置 4 0の制御作動の要部を示す機能プロック線 図であり、 切換制御手段 5 0が、 高車速判定手段 6 2、 高出力走行判定手段 6 4 、 電気パス機能判定手段 6 6を備えて図 1 2に示す関係に基づいて切換制御する 点において、 図 7の実施例と相違している。
図 1 1において、 高車速判定手段 6 2は、 ハイプリッド車両の車両状態の 1つ を表す実際の車速 Vが高速走行を判定するための予め設定された高速走行判定値 である判定車速 V 1以上の高車速となったか否かを判定する。 高出力走行判定手 段 6 4は、 ハイプリッド車両の車両状態の 1つを表す駆動力に関連する駆動力関 連値例えば自動変速機 2 0の出力トルク Τ。υτが高出力走行を判定するための予 め設定された高出力走行判定値である判定出力トルク Τ 1以上の高トルク （高駆 動力） 走行となったか否かを判定する。 つまり、 高出力走行判定手段 6 4では車 両の駆動力を直接或いは間接的に示す駆動力関連パラメ一夕に基づいて車両の高 出力走行が判定される。 電気パス機能判定手段 6 6は、 駆動装置 1 0を無段変速 状態とするための制御機器の機能低下が判定される故障判定条件の判定を、 第 1 電動機 M 1における電気工ネルギの発生からその電気工ネルギが機械的エネルギ に変換されるまでの電気パスに関連する機器の機能低下に基づいて、 例えば第 1 電動機 M l、 第 2電動機 M 2、 インバ一タ 5 8、蓄電装置 6 0、 それらを接続す る伝送路などの故障（フェイル） や故障とか低温による機能低下或いは不全の発 生に基づいて判定する。
変速段判断手段 6 7は、 駆動装置 1 0が有段変速状態に切り換えられて動力分 配機構 1 6と自動変速機 2 0とで駆動装置 1 0全体が有段式自動変速機として機 能させられる場合に駆動装置 1 0がいずれの変速段とされるかを、 例えば変速線 図記憶手段 5 6に予め記憶された図 1 2に示す変速線図から車速 Vおよび出力ト ルク Τ。υτで示される車両状態に基づいて駆動装置 1 0の変速すべき変速段を判 断する。 また、 変速段判断手段 6 7により判断された変速段は駆動装置 1 0の有 段/無段の変速状態に拘わらず有段変速制御手段 5 4による自動変速機 2 0の変 速制御の基になるものでもあり、 また増速側ギヤ段判定手段 6 8による増速側ギ ャ段判定の基になるものでもある。
増速側ギヤ段判定手段 6 8は、 駆動装置 1 0を有段変速状態とする際に切換ク ラッチ C 0および切換ブレーキ Β 0のいずれを係合させるかを判定するために、 変速段判断手段 6 7により判断された駆動装置 1 0の変速されるべき変速段が増 速側ギヤ段例えば第 5速ギヤ段であるか否かを判定する。 これは、 駆動装置 1 0 全体が有段式自動変速機として機能させられる場合に、 第 1速乃至第 4速では切 換クラッチ C 0が係合させられ、 或いは第 5速では切換ブレーキ Β 0が係合させ られるようにするためである。
切換制御手段 5 0は、 所定条件としての高車速判定手段 6 2による高車速判定 、 高出力走行判定手段 6 4による高出力走行判定、 電気パス機能判定手段 6 6に よる電気パス機能不全の判定の少なくとも 1つが発生した場合は、 有段変速制御 領域であると判定して、 ハイプリッド制御手段 5 2に対してハイプリッド制御或 いは無段変速制御を不許可 （禁止） とする信号を出力するとともに、 有段変速制 御手段 5 4に対して予め設定された有段変速時の変速制御例えば変速段判断手段 6 7により判断された変速段に従って実行される自動変速機 2 0の変速制御を許 可し、増速側ギヤ段判定手段 6 8による第 5速ギヤ段判定に基づいて切換クラッ チ C 0および切換ブレーキ B 0のいずれか係合させる指令を油圧制御回路 .4 1へ 出力する。 よって、 駆動装置 1 0全体すなわち動力分配機構 1 6および自動変速 機 2 0が所謂有段式自動変速機として機能し、 図 2に示す係合表に従って変速段 が達成される。
例えば、 高車速判定手段 6 2による高車速判定、 増速側ギヤ段判定手段 6 8に よる第 5速ギヤ段判定、 或いは高出力走行判定手段 6 4による高出力走行判定で あっても増速側ギヤ段判定手段 6 8により第 5速ギヤ段が判定される場合には、 駆動装置 1 0全体として変速せが 1 . 0より小さな増速側ギヤ段所謂オーバード ライブギヤ段が得られるために切換制御手段 5 0は動力分配機構 1 6が固定の変 速比ァ 0例えば変速比 y 0が 0 . 7の副変速機として機能させられるように切換 クラッチ C 0を解放させ且つ切換ブレーキ B 0を係合させる指令を油圧制御回路 4 2へ出力する。 また、 高出力走行判定手段 6 4による高出力走行判定或いは増 速側ギヤ段判定手段 6 8により第 5速ギヤ段でないと判定される場合には、 駆動 装置 1 0全体として変速比が 1 . 0以上の減速側ギヤ段が得られるために切換制 御手段 5 0は動力分配機構 1 6が固定の変速比 Ύ 0例えば変速比ァ 0が 1の副変 速機として機能させられるように切換クラッチ C 0を係合させ且つ切換ブレーキ B 0を解放させる指令を油圧制御回路 4 2へ出力する。 このように、 切換制御手 段 5 0によって所定条件に基づいて駆動装置 1 0が有段変速状態に切り換えられ るとともに、 その有段変速状態における 2種類の変速段のいずれかとなるように 選択的に切り換えられて、 動力分配機構 1 6が副変速機として機能させられ、 そ れに直列の自動変速機 2 0が有段変速機として機能することにより、 駆動装置 1 0全体が所謂有段式自動変速機として機能させられる。
例えば、 判定車速 V 1は、 高速走行において駆動装置 1 0が無段変速状態とさ れるとかえって燃費が悪化するのを抑制するように、 その高速走行において駆動 装置 1 0が有段変速状態とされるように設定されている。 また、 判定トルク T 1 は、 車両の高出力走行において第 1電動機 M 1の反力トルクをエンジンの高出力 域まで対応させないで第 1電動機 M 1を小型ィ匕するために、 例えば第 1電動機 M 1からの電気工ネルギの最大出力を小さくして配設可能とされた第 1電動機 M 1 の特性に応じて設定されることになる。
しかし、上記高車速判定手段 6 2による高車速判定、 高出力走行判定手段 6 4 による高出力走行判定、 電気パス機能判定手段 6 6による電気パス機能不全の判 定のいずれも発生しないときは、 駆動装置 1 0全体として無段変速状態が得られ るために切換制御手段 5 0は、 動力分配機構 1 6を無段変速状態として無段変速 可能とするように切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0を解放させる指令を 油圧制御回路 4 2へ出力する。 同時に、 ハイブリツド制御手段 5 2に対してハイ プリッド制御を許可する信号を出力するとともに、 有段変速制御手段 5 4には予 め設定された無段変速時の変速段に固定する信号を出力するか或いは変速段判断 手段 6 7により判断された変速段に従って自動変速機 2 0を自動変速することを 許可する信号を出力する。 このように、切換制御手段 5 0により所定条件に基づ いて無段変速状態に切り換えられた動力分配機構 1 6が無段変速機として機能し 、 それに直列の自動変速機 2 0が有段変速機として機能することにより、 適切な— 大きさの駆動力が得られると同時に、 自動変速機 2 0の第 1速、 第 2速、 第 3速 、 第 4速の各ギヤ段に対しその自動変速機 2 0に入力される回転速度すなわち伝 達部材 1 8の回転速度が無段的に変化させられて各ギヤ段は無段的な変速比幅が 得られる。 したがって、 その各ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な変速比とな つて駆動装置 1 0全体として無段変速状態となりトー夕ル変速比ァ Tが無段階に 得られるようになる。
図 1 2は、 自動変速機 2 0の変速判断の基となる変速線図記憶手段 5 6に予め 記憶された変速線図 （関係） であり、 車速 Vを示す軸と駆動力関連値である出力 トルク T 0UTを示す軸との直交二次元座標で構成された変速線図 （変速マップ） の一例である。 図 1 の実線はアップシフト線であり一点鎖線はダウンシフト線 である。 また、 図 1 2の破線は切換制御手段 5 0による有段制御領域と無段制御 領域との判定のための所定条件を定める判定車速 V 1および判定出力トルク T 1 を示しており、 高車速判定値である判定車速 V 1の連なりと高出力走行判定値で ある判定出力トルク T 1の連なりである高車速判定線と高出力走行判定線を示し ている。 さらに、 図 1 2の破線に対して二点鎖線に示すように有段制御領域と無 段制御領域との判定にヒステリシスが設けられている。 この図 1 2は判定車速 V
1および判定出力トルク T 1を含む、 車速 Vと出力トルク Το υτとをパラメ一夕 として切換制御手段 5 0により有段制御領域と無段制御領域とのいずれであるか を領域判定するための予め記憶された切換線図 （切換マップ、 関係） でもある。 よって車両の所定条件は、 この切換線図から実際の車速 Vと出力トルク T。UTと に基づいて定められてもよい。 すなわち、 この図 1 2は変速マップと所定条件と の関係を示す図であるともいえる。 なお、 この切換線図を含めて変速マップとし て変速線図記憶手段 5 6に予め記憶されてもよい。 また、 この切換線図は判定車 速 V 1および判定出力トルク T 1の少なくとも 1つを含むものであってもよいし 、 車速 Vおよび出力トルク Τ。υτの何れかをパラメータとする予め記憶された切 換線であってもよい。 上記変速線図や切換線図等は、 実際の車速 Vと判定車速 V
1とを比較する判定式、 出力トルク T0 UTと判定出力トルク Τ 1とを比較する判 定式等として記憶されてもよい。
また、 上記図 1 2に示す有段制御領域と無段制御領域とは前記図 8に示すよう にエンジン 8の出力トルク T Eとエンジン回転速度 N Eとで設定される有段制御領 域と無段制御領域との別の実施例でもあり、 出力トルク Τουτが予め設定された 判定出力トルク Τ 1以上の高トルク領域、 或いは車速 Vが予め設定された判定車 速 V 1以上の高車速領域が有段制御領域として設定されているので、 有段変速走 行がエンジン 8の比較的高出力トルクとなる高駆動トルク時、 或いはエンジン 8 の比較的高回転速度となる高車速時において実行され、無段変速走行がェンジン 8の比較的低出力トルクとなる低駆動トルク時、 或いはエンジン 8の比較的低回 転速度となる低車速時すなわちエンジン 8の常用出力域におレヽて実行されるよう になっている。 図 1 3は、 電子制御装置 4 0の制御作動の要部すなわち図 1 1の実施例におけ る駆動装置 1 0の切換制御作動を示すフローチャートであり、 例えば数 m s e c 乃至数十 m s e c程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行されるもので める。 .
先ず、 高車速判定手段 6 2に対応するステップ （以下、 ステップを省略する）
S 1において、 ハイプリッド車両の実際の車速 Vが予め設定された判定車速 V 1 以上の高車速となったか否かが判定される。 この S 1の判断が否定される場合は 高出力走行判定手段 6 4に対応する S 2において、 ハイブリッド車両の実際の駆 動トルク或いは自動変速機 2 0の出力トルク Τ ο υ τが予め設定された判定トルク T 1以上の高トルク （高駆動力） となったか否かが判定される。 この S 2の判断 が否定される場合は電気パス機能判定手段 6 6に対応する S 3において、 第 1電 動機 M 1における電気工ネルギの発生からその電気工ネルギが機械的エネルギに 変換されるまでの電気パス （電気工ネルギ伝達経路） に関連する機器の機能低下 が、 例えば第 1電動機 M 1、 第 2電動機 M 2、 ィンバ一夕 5 8、蓄電装置 6 0、 それらを接続する伝送路などの機能低下、 例えば故障 （フヱイル） とか低温によ る機能不全が発生したか否かで判定される。
上記 S 3の判断が否定される場合は切換制御手段 5 0に対応する S 4において 、 動力分配機構 1 6が無段変速可能とされるように切換クラッチ C 0および切換 ブレーキ B 0を解放させる指令が油圧制御回路 4 2へ出力される。 同時に、 ハイ ブリッド制御手段 5 2に対してハイブリッド制御を許可する信号が出力されると ともに、有段変速制御手段 5 4には、 変速段判断手段 6 7により判断された変速 段に従って自動変速機 2 0を自動変速することを許可する信号が出力される。 し たがって、 動力分配機構 1 6が無段変速機として機能させられ、 それに直列の自 動変速機 2 0が有段変速機として機能することにより、 適切な大きさの駆動力が 得られると同時に、 自動変速機 2 0の第 1速、 第 2速、 第 3速、 第 4速の各ギヤ 段に対しその自動変速機 2 0に入力される回転速度すなわち伝達部材 1 8の回転 速度が無段的に変化させられて各ギヤ段は無段的な変速比幅が得られる。 したが つて、 その各ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な変速比となって駆動装置 1 0 全体としてトー夕ル変速比 7 Tが無段階となる無段変速状態が得られるようにな る。
上記 S l、 S 2、 S 3の判断のうちで少なくとも 1つが肯定される場合は変速 段判断手段 6 7に対応する S 5において、 駆動装置 1 0がいずれの変速段とされ るかが例えば車両状態に基づいて変速線図記憶手段 5 6に予め記憶された図 1 2 に示す変速線図に従って判断される。 そして、 増速側ギヤ段判定手段 6 8に対応 する S 6において、 上記 S 5において判断された駆動装置 1 0の変速されるべき 変速段が増速側ギヤ段例えば第 5速ギヤ段であるか否かが判定される。
上記 S 6の判断が肯定される場合には切換制御手段 5 0に対応する S 8におい て、 動力分配機構 1 6が固定の変速比 y 0例えば変速比ァ 0が 0 . 7の副変速機 として機能させられるように切換クラッチ C 0を解放させ且つ切換ブレーキ B 0 を係合させる指令が油圧制御回路 4 2へ出力される。 同時に、 ハイブリツド制御 手段 5 2に対してハイプリッド制御或いは無段変速制御が不許可すなわち禁止と する信号が出力されるとともに、 有段変速制御手段 5 4には、 S 5において判断 された変速段に従って駆動装置 1 0全体として第 5速ギヤ段とされるように自動 変速機 2 0を第 4速ギヤ段に自動変速することを許可する信号が出力される。 ま た、 上記 S 6の判断が否定される場合には切換制御手段 5 0に対応する S 7にお いて、 動力分配機構 1 6が固定の変速比ァ 0例えば変速比ァ 0が 1の副変速機と して機能させられるように切換クラッチ C 0を係合させ且つ切換ブレーキ B 0を 解放させる指令が油圧制御回路 4 2へ出力される。 同時に、 ハイプリッド制御手 段 5 2に対してハイブリツド制御或いは無段変速制御が不許可すなわち禁止とす る信号が出力されるとともに、有段変速制御手段 5 4には、 S 5において判断さ れた変速段に従つて第 1速ギヤ段乃至第 4速ギヤ段の範囲で自動変速機 2 0を自 動変速することを言午可する信号が出力される。 したがって、 S 7および S 8にお いて動力分配機構 1 6が副変速機として機能させられ、 それに直列の自動変速機 2 0が有段変速機として機能することにより、 駆動装置 1 0全体が有段変速状態 となり所謂有段自動変速機として機能させられる。
このように、 本実施例によれば、 前述の実施例と同様にエンジン 8の出力を第 1電動機 M lおよび伝達部材 1 8へ分配する動力分配機構 1 6に加えて、 その動 力分配機構 1 6には駆動装置 1 0を変速比が連続 ή勺変化可能な電気的な無段変速 機として作動可能な無段変速状態と有段の変速機として作動可能な有段変速状態 とに選択的に切換えるための差動状態切換装置としての切換クラッチ C 0および 切換ブレーキ Β 0が設けられ、 切換制御手段 5 0によって所定条件に基づいて駆 動装置 1 0が無段変速状態および有段変速状態のいずれかに自動的に切り替えら れることから、 電気的な無段変速機の燃費改善効果と機械的に動力を伝達する有 段変速機の高い伝達効率との両長所を兼ね備えた駆動装置が得られる。 すなわち
、 エンジンの常用出力域例えば図 1 2に示す車速 Vが判定車速 V 1以下且つ出力 トルク Τ。υτが判定出力トルク Τ 1以下となる無段制御領域では駆動装置 1 0が 無段変速状態とされてハイプリッド車両の通常の市街地走行すなわち車両の低中 速走行および低中出力走行での燃費性能が確保されると同時に、 高速走行例えば 図 1 2に示す車速 Vが判定車速 V 1以上となる有段制御領域では駆動装置 1 0が 有段変速状態とされ専ら機械的な動力伝達経路でェンジン 8の出力が駆動輪 3 8 へ伝達されて無段変速状態とされた場合の動力と電気エネルギとの間の変換損失 が抑制されるので、 燃費が向上させられる。 また、 高出力走行例えば図 1 2に示 す実際の出力トルク T O UTが判定出力トルク T 1以上となる有段制御領域では駆 動装置 1 0が有段変速状態とされ専ら機械的な動力伝達経路でェンジン 8の出力 が駆動輪 3 8へ伝達されて無段変速状態として作動させる領域が車両の低中速走 行および低中出力走行となるので、 第 1電動機 M 1が発生すべき電気的エネルギ すなわちが第 1電動機 M 1が伝える電気的エネルギの最大値を小さくできてその 第 1電動機 M 1や第 2電動機 M 2、 或いはそれを含む車雨の駆動装置が一層小型 化される。
また、前述の実施例の効果に加えて、本実施例によれば、 切換制御手段 5 0に より車両の所定条件に基づいて駆動装置 1 0が無段変速状態から有段変速状態へ 切り換えられるとき、 その車両の所定条件に応じて切換制御手段 5 0により差動 状態切換装置として機能するブレーキ B 0或いはクラッチ C 0が制御されること で有段変速状態での複数段のいずれかへの切換先が変更されるので、 高速走行や 高出力走行等の車両走行状況に合わせた適切な変速段が得られる。
また、 本実施例によれば、 車両の所定条件は、 め設定された高速走行判定値 である判定車速 V 1に基づいて定められたものであり、 切換制御手段 5 0は実際 の車速 Vがその判定車速 V 1を越えたときに変速機構 1 0を有段変速状態とする ものであるので、 例えば実際の車速 Vが高車速側に設定された判定車速 V 1を越 えるような高速走行となると、 専ら機械的な動力伝達経路でェンジン 8の出力が 駆動輪 3 8へ伝達されて変速機構 1 0が電気的な無段変速機として作動させられ る場合に発生する動力と電気エネルギとの間の変換損失が抑制されるので燃費が 向上させられる。
また、 本実施例によれば、 車両の所定条件は、 予め設定された高出力走行判定 値である判定出力トルク T 1に基づいて定められたものであり、 切換制御手段 5 0は実際の出力トルク Tout がその判定出力トルク T 1を越えたときに変速機構 1 0を有段変速状態とするものであるので、 例えば実際の出力トルク Tout が高 出力側に設定された判定出力トルク T 1を越えるような高出力走行となると、 専 ら機械的な動力伝達経路でェンジン 8の出力が駆動輪 3 8へ伝達されて変速機構 1 0が電気的な無段変速機として作動させられる場合は専ら低中出力走行となる ので、 第 1電動機 M 1が発生すべき電気的エネルギの最大値を小さくできてすな わち第 1電動機 M 1の保障すべき出力容量を小さくできてその第 1電動機 M 1や 第 電動機 M 、 或いはそれを含む車両の駆動装置が一層小型化される。
また、 本実施例によれば、 車両の所定条件は、 判定車速 V 1および判定出力ト ルク T 1を含む、 車速 Vと出力トルク Τ。υτとをパラメ一夕とする予め記憶され た切換線図から実際の車速 Vと出力トルク Τουτとに基づいて定められるもので あるので、 切換制御手段 5 0による高車速判定または高出力走行判定が簡単に判 定される。
また、 本実施例によれば、 車両の所定条件は、 駆動装置 1 0を無段変速状態と するための制御機器の機能低下を判定する故障判定条件であり、 切換制御手段 5 0はその故障判定条件が成立した場合に駆動装置 1 0を有段変速状態とするもの であるので、'駆動装置 1 0が無段変速状態とされない場合でも有段変速状態とさ れることで、 有段走行ではあるが無段走行と略同様の車両走行が確保される。 また、 本実施例によれば、切換制御手段 5 0は 際の車速 Vが前記判定車速 V 1を越えたときに前記第 2要素 （第 1サンギヤ S 1 ) を非回転状態とするように 前記差動状態切換装置としての油圧式摩擦係合装置である切換ブレーキ B 0を係 合するものであるので、 例えば実際の車速 Vが高車速側に設定されたその判定車 速 V 1を越えると、 専ら機械的な動力伝達経路でエンジン 8の出力が駆動輪 3 8 へ伝達されて変速機構 1 0が電気的な無段変速機として作動させられる場合に発 生する動力と電気との間の変換損失が抑制されるので燃費が向上させられる。 また、本実施例によれば、 切換制御手段 5 0は実際の出力トルク Tout が前記 判定出力トルク T 1を越えたときに第 1サンギヤ S 1と第 1キヤリャ C A 1とを 相互に連結するように前記差動状態切換装置としての油圧式摩擦係合装置である 切換クラッチ C 0を係合するものであるので、 例えば実際の出力トルク Tout が 高出力側に設定された判定出力トルク T 1を越えると、'専ら機械的な動力伝達経 路でエンジン 8の出力が駆動輪 3 8へ伝達されて変速機構 1 0が電気的な無段変 速機として作動させる場合の第 1電動機 M 1が伝える電気的エネルギの最大値を 小さくできてその第 1電動機 M 1や第 電動機 M 2、 或いはそれを含む車両の駆 動装置が一層小型化される。
また、 本実施例によれば、 動力分配機構 1 6が、 第 1キヤリャ C A 1、 第 1サ ンギヤ S 1、 第 1 リングギヤ R 1を 3要素とするシングルピニオン型の第 1遊星 歯車装置 2 4によつて簡単に且つ動力分配機構 1 6の軸方向寸法が小さく構成さ れる利点がある。 さらに、 動力分配機構 1 6には油圧式摩擦係合装置すなわち第 1サンギヤ S 1 と第 1キヤリャ C A 1とを相互に連結する切換クラッチ C 0およ び第 1サンギヤ S 1をトランスミツションケース 1 1に連結する切換ブレーキ B 0が設けられているので、 切換制御手段 5 0により駆動装置 1 0の無段変速状態 と有段変速状態とが簡単に制御される。
また、 本実施例によれば、 動力分配機構 1 6と駆動輪 3 8との間に自動変速部 2 0が直列に介装されており、 その動力分配機構 1 6の変速比すなわち切換型変 速部 1 1の変速比とその自動変速部 2 0の変速比とに基づいて変速機構 1 0の総 合変速比が形成されることから、 その自動変速部 2 0の変速比を利用することに よって駆動力が幅広く得られるようになるので、 切換型変速部 1 1における無段 変速制御すなわちハイプリッド制御の効率が一層高められる。
また、本実施例によれば、 変速機構 1 0が有段変速状態とされるとき、 切換型 変速部 1 1が自動変速部 2 0の一部であるかの如く機能して変速比が 1より小さ いオーバドライブギヤ段である第 5速が得られる利点がある。
また、 本実施例によれば、 第 2電動機 M 2が自動変速部 2 0の入力回転部材で ある伝達部材 1 8に連結されていることから、 その自動変速部 2 0の出力軸 2 2 に対して低トルクの出力でよくなるので、 第 I電動機 M がー層小型化される利 点がある。 実施例 3
図 1 4は本発明の他の実施例における駆動装置 7 0の構成を説明する骨子図、 図 1 5はその駆動装置 7 0の変速段と油圧式摩擦係合装置の係合の組み合わせと の関係を示す係合表、 図 1 6はその駆動装置 7 0の変速作動を説明する共線図で ある。
駆動装置 7 0は、 前述の実施例と同様に例えば 「0 . 4 1 8」 程度の所定のギ ャ比 1を有するシングルピニオン型の第 1遊星歯車装置 2 4と切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0とを有する動力分配機構 1 6と、 その動力分配機構 1 6と出力軸 2 2との間で伝達部材 1 8を介して直列に連結されている前進 3段の 自動変速機 7 2とを備えている。 自動変速機 7 2は、 例えば 「 0 . 5 3 2」 程度 の所定のギヤ比 P 2を有するシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置 2 6と例え ば 「0 . 4 1 8」 程度の所定のギヤ比 p 3を有するシングルピユオン型の第 3遊 星歯車装置 2 8とを備えている。 第 2遊星歯車装置 2 6の第 2サンギヤ S と第 3遊星歯車装置 2 8の第 3サンギヤ S 3とが一体的に連結されて第 2クラッチ C 2を介して伝達部材 1 8に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキ B 1を介し てケース 1 2に選択的に連結され、 第 2遊星歯車装置 2 6の第 2キヤリャ C A 2 と第 3遊星歯車装置 2 8の第 3リングギヤ R 3とが一体的に連結されて出力軸 2 2に連結され、 第 2リングギヤ R 2は第 1クラッチ C 1を介して伝達部材 1 8に 選択的に連結され、 第 3キヤリャ C A 3は第 2ブレーキ B 2を介してケース 1 に選択的に連結されている。
以上のように構成された駆動装置 7 0では、 例えば、 図 1 5の係合作動表に示 されるように、前記切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1、 第 2クラッチ C 2、 切換ブレーキ B 0、 第 1ブレーキ B l、 および第 2ブレーキ B 2が選択的に係合 作動させられることにより、 第 1速ギヤ段 （第 1変速段） 乃至第 4速ギヤ段 （第 4変速段） のいずれか或いは後進ギヤ段 （後進変速段） 或いはニュートラルが選 択的に成立させられ、 略等比的に変化する変速比ァ （=入力軸回転速度 N I N /出 力軸回転速度 Ν。υτ) が各ギヤ段毎に得られるようになつている。 特に、 本実施 例では動力分配機構 1 6に切換クラッチ C 0および切換ブレーキ Β 0が備えられ ており、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ Β 0の何れかが係合作動させられ ることによって、 動力分配機構 1 6は前述した無段変速機として作動可能な無段 変速状態に加え、 1または 2種類以上の変速比の単段または複数段の変速機とし て作動可能な定変速状態を構成することが可能とされている。 したがって、 駆動 装置 7 0では、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ Β 0の何れかを係合作動さ せることで定変速状態とされた動力分配機構 1 6と自動変速機 7 2とで有段変速 機が構成され、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ Β 0の何れも係合作動させ ないことで無段変速状態とされた動力分配機構 1 6と自動変速機 7 2とで無段変 速機が構成される。
例えば、 駆動装置 7 0が有段変速機として機能する場合には、 図 1 5に示すよ うに、 切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1および第 2ブレーキ Β 2の係合によ り、 変速比ァ 1が最大値例えば 「 2 . 8 0 4」 程度である第 1速ギヤ段が成立さ せられ、 切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1および第 1ブレーキ B 1の係合に より、 変速比ァ 2が第 1速ギヤ段よりも小さい値例えば 「 1 . 5 3 1」 程度であ る第 2速ギヤ段が成立させられ、 切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1および第 2クラッチ C 2の係合により、 変速比ァ 3が第 1速ギヤ段よりも小さい値例えば 「1 . 0 0 0」 程度である第 3速ギヤ段が成立させられ、 第 1クラッチ C 1、 第 2クラッチ C 2、 および切換ブレーキ B 0の係合により、 変速比ァ 4が第 3速ギ ャ段よりも小さい値例えば 「 0 . 7 0 5」 程度である第 4速ギヤ段が成立させら れる。 また、 第 2クラッチ C 2および第 2ブレーキ B 2の係合により、 変速比 7 Rが第 1速ギヤ段と第 2速ギヤ段との間の値例えば 「 2 . 3 9 3」 程度である後 進ギヤ段が成立させられる。 なお、 ニュートラル 「N」 状態とする場合には、 例 えば切換クラッチ C 0のみが係合される。
し力、し、 駆動装置 7 0が無段変速機として機能する場合には、 図 1 5に示され る係合表の切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0が共に解放される。 これに より、 動力分配機構 1 6が無段変速機として機能し、 それに直列の自動変速機 7 2が有段変速機として機能することにより、 自動変速機 7 2の第 1速、 第 2速、 第 3速の各ギヤ段に対しその自動変速機 7 2に入力される回転速度すなわち伝達 部材 1 8の回転速度が無段的に変化させられて各ギヤ段は無段的な変速比幅が得 られる。 したがって、 その各ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な変速比となつ て駆動装置 7 0全体としてのトー夕ル変速比 Ύ Tが無段階に得られるようになる 。 '
図 1 6は、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する動力分配機構 1 6と有 段変速部或いは第 1変速部として機能する自動変速機 7 2から構成される駆動装 置 7 0において、 ギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係 を直線上で表すことができる共線図を示している。 切換クラッチ C 0および切換 ブレーキ B 0が解放される場合、 および切換クラッチ C 0または切換ブレーキ B 0が係合させられる場合の動力分配機構 1 6の各要素の回転速度は前述の場合と 同様である。
図 1 6における自動変速機 7 2の 4本の縦線 Y 4、 Y 5、 Y 6、 Y 7は、 左か ら順に、 第 4回転要素 （第 4要素） R E 4に対応し且つ相互に連結された第 2サ ンギヤ S 2および第 3サンギヤ S 3を、 第 5回転要素 （第 5要素） R E 5に対応 する第 3キヤリャ C A 3を、 第 6回転要素 （第 6要素） R E 6に対応し且つ相互 に連結された第 2キヤリャ C A 2および第 3リングギヤ R 3を、 第 7回転要素 （ 第 7要素） R E 7に対応する第 2リングギヤ R 2をそれぞれ表している。 また、 自動変速機 7 2において第 4回転要素 RE 4は第 2クラッチ C 2を介して伝達部 材 1 8に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 2に選 択的に連結され、 第 5回転要素 RE 5は第 2ブレーキ B を介してケース 1 2に 選択的に連結され、 第 6回転要素 RE 6は自動変速機 7 2の出力軸 2 2に連結さ れ、 第 7回転要素 RE 7は第 1クラッチ C 1を介して伝達部材 1 8に選択的に連- 結されている。
自動変速機 7 2では、 図 1 6に示すように、 第 1クラッチ C 1と第 2ブレーキ B 2とが係合させられることにより、 第 7回転要素 RE 7 (R 2) の回転速度を 示す縦線 Y7と横線 X 2との交点と第 5回転要素 RE 5 (CA3) の回転速度を 示す縦線 Y 5と横線 X 1との交点とを通る斜めの直線 L 1と、 出力軸 2 2と連結 された第 6回転要素 RE 6 (CA2, R 3) の回転速度を示す縦線 Y 6との交点 で第 1速の出力軸 2 2の回転速度が示される。 同様に、 第 1クラッチ C 1と第 1 ブレーキ B 1とが係合させられることにより決まる斜めの直線 L 2と出力軸 2 2 と連結された第 6回転要素 RE 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 2速の 出力軸 2 2の回転速度が示され、 第 1クラッチ C 1と第 2クラッチ C 2とが係合 させられることにより決まる水平な直線 L 3と出力軸 2 2と連結された第 6回転 要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 3速の出力軸 1 2の回転速度 が示される。 上記第 1速乃至第 3速では、 切換クラッチ C 0が係合させられてい る結果、 エンジン回転速度 NEと同じ回転速度で第 7回転要素 RE 7に動力分配 機構 1 6からの動力が入力される。 し力、し、 切換クラッチ C 0に替えて切換ブレ —キ B 0が係合させられると、 動力分配機構 1 6からの動力がエンジン回転速度 NEよりも高い回転速度で入力されることから、 第 1クラッチ C 1、 第 2クラッ チ C 1 および切換ブレーキ B 0が係合させられることにより決まる水平な直線 L 4と出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6と の交点で第 4速の出力軸 2 2の回転速度が示される。 また、 第 2クラッチ C 2と 第 2ブレーキ B 2とが係合させられることにより決まる斜めの直線 LRと出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 RE 6の回転速度を示す縦線 Y6との交点で後進 Rの出力軸 2 2の回転速度が示される。 本実施例の駆動装置 7 0においても、 無段変速部或いは第 1変速部として機能 する動力分配機構 1 6と有段変速部或いは第 2変 部として機能する自動変速機 7 2とから構成されるので、前述の実施例と同様の効果が得られる。 実施例 4
図 1 7は本発明の他の実施例における駆動装置 8 0の構成を説明する骨子図、 図 1 8はその駆動装置 8 0の有段変速作動のために変速段と油圧式摩擦係合装置 の係合の組み合わせとの関係を示す係合表、 図 1 9はその駆動装置 8 0の有段変 速作動を説明する共線図、 図 2 0はその駆動装置 8 0の無段変速作動のために変 速段と油圧式摩擦係合装置の係合の組み合わせとの関係を示す係合表、 図 2 1は その駆動装置 8 0の無段変速作動を説明する共線図である。
駆動装置 8 0は、 ダブルピニォン型の第 1遊星歯車装置 8 2と切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0とを有する動力分配機構 8 4と、 その動力分配機構 8 4と出力軸 2 2との間で伝達部材 1 8を介して直列に連結されている前進 7段の 自動変速機 8 6とを備えている。 本実施例の動力分配機構 8 4のダブルピニオン 型の第 1遊星歯車装置 8 2は、 第 1サンギヤ S 1、 互いに嚙み合う第 1遊星歯車 P 1および第 2遊星歯車 P 2、 それら第 1遊星歯車 P 1および第 2遊星歯車 P 2 を自転および公転可能に支持する第 1キヤリャ C Aし 第 1遊星歯車 P 1および 第 2遊星歯車 P 2を介して第 1サンギヤ S 1と嚙み合う第 1 リングギヤ R 1を回 転要素として備えており、 例えば 「 0 . 4 2 5」 程度の所定のギヤ比0 1を有し ている。 この動力分配機構 8 4においては、前記動力分配機構 1 6と同様に、 第 1キヤリャ C A 1は入力軸 1 4すなわちエンジン 8に連結され、 第 1サンギヤ S 1は第 1電動機 M 1に連結され、 第 1 リングギヤ R 1は伝達部材 1 8に連結され ている。 また、 切換ブレーキ B 0は第 1サンギヤ S 1 とトランスミッションケー ス 1 2との間に設けられ、 切換クラッチ C 0は第 1サンギヤ S 1と第 1キヤリャ C A 1との間に設けられており、 それら切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0が解放されると、 変速比ァ 0が連続的に変化させられる無段変速機として機能 する無段変速状態とされる一方、 切換クラッチ C 0が係合させられると、 変速比 ァ 0が 「1」 に固定された変速機として機能する定変速状態とされ、 切換クラッ チ C 0に替えて切換ブレーキ B 0が係合させられると、 変速比ァ 0が 「1」 より 大きい例えば 1 . 7程度に固定された減速変速機として機能する定変速状態とさ れる。 このように、 本実施例でも、 上記切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0は、 動力分配機構 8 4を、 変速比が連続的変化可能な無段変速機として作動可 能な無段変速状態と、 1または 2種類以上の変速比の単段または複数段の変速機 として作動可能な定変速状態とに選択的に切換える差動状態切換装置として機能 している。
自動変速機 8 6は、例えば 「 0 . 5 5 0」 程度の所定のギヤ比 p 2を有するシ ングルビユオン型の第 2遊星歯車装置 8 8と例えば 「 0 . 4 6 2」 程度の所定の ギヤ比 /0 3を有するダブルピユオン型の第 3遊星歯車装置 2 8とを備えている。 ダブルピニォン型の第 3遊星歯車装置 9 0において、 第 3キヤリャ C A 3によつ て回転可能に支持された互いに嚙み合う一対のピニオン P 1および P 2を備えて おり、 外周側のピニォン P 2が第 2遊星歯車装置 8 8のピニォンと共通の部材で 構成されるとともに、 そのピニォン P 2と嚙み合う第 3リングギヤ R 3および第 3キヤリャ C A 3は第 2遊星歯車装置 8 8の第 2リングギヤ R 2および第 2キャ リャ C A 2と共通ィヒされている。 第 3遊星歯車装置 9 0の第 3サンギヤ S 3は第 1クラッチ C 1を介して伝達部材 1 8に選択的に連結され、 第 2遊星歯車装置 8 8の第 2サンギヤ S 2は第 1ブレーキ B 1を介してトランスミッションケース 1 2に選択的に連結されるとともに第 3クラッチ C 3を介して伝達部材 1 8に選択 的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2および第 3キヤリャ C A 3は第 2ブレーキ B 2を介してトランスミッションケース 1 と選択的に連結されるとともに第 2ク ラッチ C 2を介して入力軸 1 4と選択的に連結され、 第 2 リングギヤ R 2および 第 3 リングギヤ R 3は出力軸 2 2と一体的に連結されている。
以上のように構成された駆動装置 8 0では、 例えば、 図 1 8の係合作動表に示 すように、前記切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1、 第 2クラッチ C 2、 第 3 クラッチ C 3、 切換ブレーキ B 0、 第 1ブレーキ B 1、 および第 2ブレーキ B 2 が選択的に係合作動させられることにより、 第 1速ギヤ段 （第 1変速段） 乃至第 7速ギヤ段 （第 7変速段） のいずれか或いは後進ギヤ段 （後進変速段） 或いは二 ユートラルが選択的に成立させられ、 略等比的に変化する変速比ァが各ギヤ段毎 に得られるようになつている。 特に、本実施例では動力分配機構 8 4に切換クラ ツチ C 0および切換ブレーキ B 0が備えられており、 切換クラッチ C 0および切 換ブレーキ B 0の何れかが係合作動させられることによって、 動力分配機構 8 4 は前述した無段変速機として作動可能な無段変速状態に加え、 1または 2種類以 上の変速比の単段または複数段の変速機として作動可能な定変速状態を構成する ことが可能とされている。 したがって、 駆動装置 8 0では、 切換クラッチ C Oお よび切換ブレーキ B 0の何れかを係合作動させることで定変速状態とされた動力 分配機構 8 4と自動変速機 8 6とで有段変速機が構成され、 切換クラッチ C 0お よび切換ブレーキ B 0の何れも係合作動させないことで無段変速状態とされた動 力分配機構 8 4と自動変速機 8 6とで無段変速機が構成される。
例えば、 駆動装置 8 0が有段変速機として機能する場合には、 図 1 8に示すよ うに、 第 1クラッチ C 1、 第 2ブレーキ B 2、 および切換ブレーキ B 0の係合に より、 変速比 Ύ 1が最大値例えば 「 3 . 7 6 3」 程度である第 1速ギヤ段が成立 させられ、 第 1クラッチ C 1、切換ブレーキ B 0、 および第 1ブレーキ B 1の係 合により、 変速比ァ 2が第 1速ギヤ段よりも小さい値例えば 「 2 . 4 5 7」 程度 である第 2速ギヤ段が成立させられ、 第 1クラッチ C 1、 第 3クラッチ C 3、 お よび切換ブレーキ B 0の係合により、変速比ァ 3が第 2速ギヤ段よりも小さい値 例えば 「1 . 7 3 9」 程度である第 3速ギヤ段が成立させられ、 第 1クラッチ C 1、 第 2クラッチ C 1 および切換ブレーキ B 0の係合により、 変速比ァ 4が第 3速ギヤ段よりも小さい値例えば 「 1 . 2 4 4」 程度である第 4速ギヤ段が成立 させられ、 切換クラッチ C 0および第 2クラッチ C 2の係合により、 変速比 7 5 が 「1 . 0 0 0」 である第 5速ギヤ段が成立させられ、 第 2クラッチ C 2、 第 3 クラッチ C 3、 および切換ブレーキ B 0の係合により、 変速比ァ 6が第 5速ギヤ 段よりも小さい値例えば 「0 . 8 1 1」 程度である第 6速ギヤ段が成立させられ 、 第 2クラッチ C 2、 切換ブレーキ B 0、 および第 1ブレーキ B 1の係合により 、 変速比ァ 7が第 6速ギヤ段よりも小さい値例えば 「 0 . 6 4 5」 程度である第 7速ギヤ段が成立させられる。 また、 第 3クラッチ C 3、 切換ブレーキ B 0、 お よび第 2ブレーキ B 2の係合により、 変速比ァ Rが第 1速ギヤ段と第 2速ギヤ段 との間の値例えば 「3 . 1 6 2」 程度である後進ギヤ段が成立させられる。 しカヽし、駆動装置 8 0が無段変速機として機能する場合には、 例えば図 2 0に 示されるように、 係合表の切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0が常時解放 されることにより、 動力分配機構 8 4が無段変速機として機能し、 それに直列の 自動変速機 8 6が前進 3速の有段変速機として機能することにより、 自動変速機 8 6の第 1速、 第 2速、 第 3速の各ギヤ段に対しその自動変速機 8 6に入力され る回転速度すなわち伝達部材 1 8の回転速度が無段的に変化させられて各ギヤ段 は無段的な変速比幅が得られる。 'したがって、 その各ギヤ段の間が無段的に連続 変化可能な変速比となつて駆動装置 8 0全体としてのト一タル変速比ァ Tが無段 階に得られるようになる。
図 1 9は、 動力分配機構 8 4と自動変速機 8 6から構成される駆動装置 8 0に おいて、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0のいずれかが係合させられる ことによつて達成される有段変速時の各ギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素 の回転速度の相対関係を直線上で表す共線図を示している。
図 1 9において、 動力分配機構 8 4では、 第 1遊星歯車装置 8 2の第 1サンギ ャ S 1 (第 2回転要素 R E 2 ) の回転を示す縦軸 Y 1、 第 1 リングギヤ R 1 (第 3回転要素 R E 3 ) の回転を示す縦軸 Y 2、 第 1キヤリャ C A 1 (第 1回転要素 R E 1 ) の回転を示す縦軸 Y 3によって相対回転速度の関係が示される。 第 1速 ギヤ段乃至第 4速ギヤ段、 および第 6速ギヤ段乃至第 7速ギヤ段において切換ブ レーキ B 0が係合させられると、 第 1サンギヤ S 1の回転速度が零とされ且つ第 1キヤリャ C A 1の回転速度がエンジン回転速度 N Eとされるので、 横軸 X 1と 縦軸 Y 1との交点と、 エンジン回転速度 N Eを示す横軸 X 2と縦軸 Y 3との交点 とを結ぶ直線 L 0と、 縦軸 Y 2との交点が、 第 1 リングギヤ R 1の相対回転速度 すなわち伝達部材 1 8の相対回転速度を示す。 このときの伝達部材 1 8の相対回 転速度はエンジン回転速度 N Eを示す横軸 X 2よりも低いので、 動力分配機構 8 4が減速機として機肯 している。 縦線 Y 4乃至縦線 Y 7では横線 X 3によってそ の減速回転速度が示される。 また、 第 5速ギヤ段において切換ブレーキ B 0に替 えて切換クラッチ C 0が係合させられると、 第 1遊星歯車装置 8 2の第 1サンギ ャ S 1、第 1リングギヤ R 1、 および第 1キヤリャ CA 1がエンジン回転速度 N Eと同じ回転速度で一体回転するので、 横軸. X 2と縦軸 Y 2との交点が、 第 1 リ ングギヤ R 1の相対回転速度すなわち伝達部材 1 8の相対回転速度を示す。 この ときの伝達部材 1 8の相対回 速度はェンジン回転速度 N Eと同じであるので、 動力分配機構 84が変速比が 1の固定変速機として機能している。 縦線 Y4乃至 縦線 Y 7では横線 X 2によつて回転速度が示される。
図 1 9の共線図において、 自動変速機 8 6では、 第 1クラッチ C 1、 切換ブレ —キ B 0、 および第 2ブレーキ B 2が係合させられることにより、 第 7回転要素 RE 7 (S 3) の回転速度を示す縦線 Y 7と横線 X 3との交点と第 5回転要素 R E 5 (CA2, CA3) の回転速度を示す縦線 Y 5と横線 X 1との交点とを通る 斜めの直線 L 1と、 出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 RE 6 (R 2 , R 3) の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 1速の出力軸 2 2の回転速度が示される 。 同様に、 第 1クラッチ C 1、 切換ブレーキ B 0、 および第 1ブレーキ B 1が係 合させられることにより決まる斜めの直線 L 2と出力軸 2 2と連結された第 6回 転要素 RE 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 2速の出力軸 2 2の回転速 度が示され、 第 1クラッチ C 1、 第 3クラッチ C 3、 および切換ブレーキ B 0が 係合させられることにより決まる水平な直線 L 3と出力軸 2 2と連結された第 6 回転要素 RE 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 3速の出力軸 2 2の回転 速度が示される。 第 1クラッチ C 1、 第 2クラッチ C 2、 および切換ブレーキ B 0が係合させられることにより、 入力軸 1 4の回転を示す横線 X 2と第 5回転要 素 RE 5の回転を示す縦線 Y 5との交点と第 7回転要素 RE 7の回転速度を示す 縦線 Y 7と横線 X 3との交点とを結ぶ斜めの直線 L 4と出力軸 2 と連結された 第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 4速の出力軸 2 2の 回転速度が示される。 また、 切換クラッチ C 0および第 2クラッチ C 2が係合さ せられることにより、横軸 X 2と重なる直線 L 5と出力軸 2 2と連結された第 6 回転要素 RE 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 5速の出力軸 2 2の回転 速度が示される。 第 2クラッチ C 2、 第 3クラッチ C 3、 および切換ブレーキ B 0が係合させられることにより決まる斜めの直線し.6と出力軸 2 と連結された 第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 6速の出力軸 2 2の 回転速度が示される。 第 2クラッチ C 2、 切換ブレーキ B 0、 および第 1ブレー キ B 1が係合させられることにより決まる斜めの直線 L 7と出力軸 2 2と連結さ れた第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 7速の出力軸 2 2の回転速度が示される。 また、 第 3クラッチ C 3、 切換ブレーキ B 0、 および 第 2ブレーキ B 2が係合させられることにより決まる斜めの直線 L Rと出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で後進 R の出力軸 2 2の回転速度が示される。 なお、 図 1 8或いは図 1 9に示す第 7速に おいて、 必ずしも切換ブレーキ B 0が係合させられる必要はない。 また、 同様に 第 5速において、 第 1クラッチ C 1または第 3クラッチ C 3がさらに係合させら れてもよい。 ·
図 2 0は駆動装置 8 0において動力分配機構 8 4が無段変速状態とされたとき において自動変速機 8 6の変速制御作動を示す係合表であり、 図 2 1はそのとき の作動を説明する共線図である。 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0が共 に解放される動力分配機構 8 4の無段変速状態では、 第 1電動機 M 1の反力を制 御することによってその回転速度は広範囲に制御され得ることから、 直線し 0は 横線 X 2と縦線 Y 3との交点を回動中心として矢印に示す範囲で回動させられる ので、 その直線 L 0と縦線 Y 2との交点で示される第 1 リングギヤ R 1すなわち 伝達部材 1 8の回転速度はエンジン回転速度 N Eを挟んで上下の範囲で変化させ られる。 このときの自動変速機 8 6は、 図 2 1に示されるように、 第 1クラッチ C 1と第 2ブレーキ B 2とが係合させられることにより、 第 7回転要素 R E 7 ( S 3 ) の回転速度を示す縦線 Y 7と横線 X 3との交点と第 5回転要素 R E 5 ( C A 2、 C A 3 ) の回転速度を示す縦線 Y 5と横線 X 1との交点とを通る斜めの直 線 L 1と、 出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 R E 6 ( C A 2 , R 3 ) の回転 速度を示す縦線 Y 6との交点で第 1速の出力軸 2 2の回転速度が示される。 同様 に、 第 1クラッチ C 1と第 1ブレーキ B 1とが係合させられることにより決まる 斜めの直線 L 2と出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す 縦線 Y 6との交点で第 2速の出力軸 2 2の回転速度が示され、 第 1クラッチ C 1 と第 3クラッチ C 3とが係合させられることにより決まる水平な直線 L 3と出力 軸 2 2と連結された第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 3速の出力軸 2 2の回転速度が示される。 この結果、 動力分配機構 8 4が無段変 速機として機能し、 それに直列の自動変速機 8 6が有段変速機として機能するこ とにより、 自動変速機 8 6の第 1速、 第 2速、 第 3速の各ギヤ段に対しその自動 変速機 8 6に入力される回転速度すなわち伝達部材 1 8の回転速度が無段的に変 化させられて各ギヤ段は無段的な変速比幅が得られる。 したがって、 その各ギヤ 段の間が無段的に連続変化可能な変速比となって駆動装置 8 0全体としてのトー 夕ル変速比 Ύ Tが無段階に得られるようになる。
本実施例の駆動装置 8 0においても、 無段変速部或いは第 1変速部として機能 する動力分配機構 1 6と有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 7 2とから構成されるので、前述の実施例と同様の効果が得られる。 実施例 5
図 2 2は本発明の他の実施例における駆動装置 9 2の構成を説明する骨子図、 図 2 3はその駆動装置 9 2の有段変速作動のために変速段と油圧式摩擦係合装置 の係合の組み合わせとの関係を示す係合表、 図 2 4はその駆動装置 9 2の有段変 速作動を説明する共線図、 図 1 5はその駆動装置 9 2の無段変速作動のために変 速段と油圧式摩擦係合装置の係合の組み合わせとの関係を示す係合表、 図 2 6は その駆動装置 9 2の無段変速作動を説明する共線図である。
駆動装置 9 2は、 図 1、 図 1 4と同様の、 例えば 「 0 . 5 9 0」 程度の所定の ギヤ比0 1を有するシングルピユオン型の第 1遊星歯車装置 2 4と切換ブレーキ B 0とを有する動力分配機構 9 4と、 その動力分配機構 9 4と出力軸 2との間 で伝達部材 1 8を介して直列に連結されている前進 8段の自動変速機 9 6とを備 えている。 本実施例の動力分配機構 9 4では、 第 1遊星歯車装置 2 4の第 1サン ギヤ S 1をトランスミッションケース 1 2に選択的に連結するための切換ブレ一 キ B 0が設けられているが、 第 1サンギヤ S 1と第 1キヤリャ C A 1とを選択的 に連結するための切換クラッチ C 0は設けられていない。 動力分配機構 9 4は、 切換ブレーキ B 0が係合されているときには、 第 1 リングギヤ R 1が第 1キヤリ ャ C A 1に対して増速回転させられるので、 変速比ァ 0が 「1」 より小さい例え ば 0 . 6 3程度に固定された増速変速機として機能する定変速状態とされる。 こ のように、本実施例では、 上記切換ブレーキ B 0は、 動力分配機構 8 4を、変速 比ァ 0が連続的変化可能な無段変速機として作動可能な無段変速状態と、 変速比 ァ 0が 1より小さい単段の変速機として作動可能な定変速状態とに選択的に切換 える差動状態切換装置として機能している。
自動変速機 9 6は、 例えば 「 0 . 4 3 5」 程度の所定のギヤ比 p 2を有するダ ブルピニオン型の第 2遊星歯車装置 9 8と例えば 「 0 . 4 3 5」 程度の所定のギ ャ比 p 3を有するシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 1 0 0とを備えている 。 ダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置 9 8において、'第 2キヤリャ C A 2によ つて回転可能に支持された互いに嚙み合う一対のピニオン P 1および P 2を備え ており、 外周側のピニォン P 2が第 3遊星歯車装置 1 0 0のピニォンと共通の部 材で構成されるとともに、 そのピニオン P 2と嚙み合う第 2リングギヤ R 2およ び第 2キヤリャ C A 2は第 3遊星歯車装置 1 0 0の第 3リングギヤ R 3および第 3キヤリャ C A 3とそれぞれ共通化されている。 第 2遊星歯車装置 9 8の第 2サ ンギヤ S 2は第 1クラッチ C 1を介して伝達部材 1 8に選択的に連結されるとと もに第 1ブレーキ B 1を介してトランスミッションケース 1 2に選択的に連結さ れ、 第 3遊星歯車装置 1 0 0の第 3サンギヤ S 3は第 2クラッチ C 2を介して伝 達部材 1 8に選択的に連結されるとともに第 4クラッチ C 4を介して入力軸 1 4 と選択的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2および第 3キヤリャ C A 3は第 3クラ ツチ C 3を介して入力軸 1 4と選択的に連結されるとともに第 2ブレーキ B 2を 介してトランスミッションケース 1 2に選択的に連結され、 第 2リングギヤ R 2 および第 3リングギヤ R 3は出力軸 2 2と一体的に連結されている。
以上のように構成された駆動装置 9 2では、 例えば、 図 2 3の係合作動表に示 すように、 第 1クラッチ C 1、 第 2クラッチ C 2、 第 3クラッチ C 3、 第 4クラ ツチ C 4、切換ブレーキ B 0、 第 1ブレーキ B 1、 および第 2ブレーキ B 2が選 択的に係合作動させられることにより、 第 1速ギヤ段 （第 1変速段） 乃至第 8速 ギヤ段 （第 8変速段） のいずれか或いは後進ギヤ段 （後進変速段） 或いはニュー トラルが選択的に成立させられ、 略等比的に変化する変速比 Ύが各ギヤ段毎に得 られるようになっている。 特に、 本実施例では動力分配機構 9 4に切換ブレーキ B 0が備えられており、 切換ブレーキ B 0が係合作動させられることによって、 動力分配機構 9 4は前述した無段変速機として作動可能な無段変速状態に加え、 一種類の変速比の単段の増速変速機として作動可能な定変速状態を構成すること が可能とされている。 したがって、 駆動装置 9 2では、 切換ブレーキ B 0を係合 作動させることで定変速状態とされた動力分配機構 9 4と自動変速機 9 6とで有 段変速機が構成され、 切換ブレーキ B 0を係合作動させないことで無段変速状態 とされた動力分配機構 9 4と自動変速機 9 6とで無段変速機が構成される。 例えば、 駆動装置 9 2が有段変速機として機能する場合には、 図 2 3に示すよ うに、 第 4クラッチ C 4、 切換ブレーキ B 0、 および第 1ブレーキ B 1の係合に より、 変速比ァ 1が最大値例えば 「 3 . 5 3 8」 程度である第 1速ギヤ段が成立 させられ、 第 2クラッチ C 2、 切換ブレーキ B 0、 および第 1ブレーキ B 1の係 合により、 変速比ァ 2が第 1速ギヤ段よりも小さい値例えば 「 2 . 2 2 6」 程度 である第 2速ギヤ段が成立させられ、 第 3クラッチ C 3、 切換ブレーキ B 0、 お よび第 1ブレーキ B 1の係合により、変速比ァ 3が第 2速ギヤ段よりも小さい値 例えば 「1 . 7 6 9」 程度である第 3速ギヤ段が成立させられ、 第 2クラッチ C 2、 第 3クラッチ C 3、 および切換ブレーキ B 0の係合により、 変速比ァ 4が第 3速ギヤ段よりも小さい値例えば 「 1 . 3 4 5」 程度である第 4速ギヤ段が成立 させられ、 第 3クラッチ C 3、.第 4クラッチ C 4、 および切換ブレーキ B 0の係 合により、 変速比ァ 5が第 4速ギヤ段よりも小さい値 「1 . 0 0 0」 である第 5 速ギヤ段が成立させられ、 第 1クラッチ C l、 第 3クラッチ C 3、 および切換ブ レーキ B 0の係合により、 変速比ァ 6が第 5速ギヤ段よりも小さい値例えば 「0 . 7 9 6」 程度である第 6速ギヤ段が成立させられ、 第 1クラッチ C 1、 第 4ク ラッチ C 4、 および切換ブレーキ B 0の係合により、 変速比ァ 7が第 6速ギヤ段 よりも小さい値例えば 「 0 . 7 0 3」 程度である第 7速ギヤ段が成立させられ、 第 1クラッチ C 1、 第 2クラッチ C 2、 および切 ブレーキ B 0の係合により、 変速比ァ 8が第 7速ギヤ段よりも小さい値例えば 「 0 . 6 2 9」 程度である第 8 速ギヤ段が成立させられる。 また、 第 4クラッチ C 4、 切換ブレーキ B 0、 およ び第 2ブレーキ B 2の係合により、 変速比ァ Rが第 1速ギヤ段と第 2速ギヤ段と の間の値例えば 「2 . 3 0 0」 程度である後進ギヤ段が成立させられる。 ■ しかし、 駆動装置 9 2が無段変速機として機能する場合には、 例えば図 2 5に 示されるように、 係合表の切換ブレーキ Β 0が常時解放されることにより、 動力 分配機構 9 4が無段変速機として機能し、 それに直列の自動変速機 9 6が前進 2 速の有段変速機として機能することにより、 自動変速機 9 6の第 2速、 第 8速の 各ギヤ段に対しその自動変速機 9 6に入力される回転速度すなわち伝達部材 1 8 の回転速度が無段的に変化させられて各ギヤ段は無段的な変速比幅が得られる。 したがって、 その各ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な変速比となって駆動装 置 9 2全体としてのトー夕ル変速比 r Τが無段階に得られるようになる。
図 2 4は、 動力分配機構 9 4と自動変速機 9 6から構成される駆動装置 9 に おいて、 切換ブレーキ Β 0が係合させられることによって達成される有段変速時 の各ギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表 す共線図を示している。
図 2 4において、 動力分配機構 9 4では、 図 3および図 1 6と同様に、 第 1遊 星歯車装置 2 4の第 1サンギヤ S 1 (第 2回転要素 R Ε 2 ) の回転を示す縦軸 Υ 1、 第 1キヤリャ C A 1 (第 1回転要素 R E 1 ) の回転を示す縦軸 Υ 2、 第 1 リ ングギヤ R 1 (第 3回転要素 R E 3 ) の回転を示す縦軸 Υ 3によって相対回転速 度の蘭係が示される。 有段変速時には切換ブレーキ Β 0が各ギヤ段において係合 させられて第 1サンギヤ S 1の回転速度が零とされ、 且つ第 1キヤリャ C A 1の 回転速度がエンジン回転速度 Ν Εとされるので、 横軸 X 1と縦軸 Υ 1との交点と エンジン回転速度 Ν Εを示す横軸 X 2と縦軸 Υ との交点とを結ぶ直線 L 0と、 縦軸 Υ 3との交点が、 第 1 リングギヤ R 1の相対回転速度すなわち伝達部材 1 8 の相対回転速度を示す。 このときの伝達部材 1 8の相対回転速度はエンジン回転 速度 NEを示す横軸 X よりも高いので、 動力分配機構 9 4が増速機として機能 する。 縦線 Y 4乃至縦線 Y 7では横線 X 3によつてその増速回転速度が示される 図 24の共線図において、 自動変速機 9 6では、 第 4クラッチ C 4、 切換ブレ ーキ B 0、 および第 1ブレーキ B 1が係合させられることにより、 第 4回転要素 RE 4 (S 3) の回転速度を示す縦線 Y 4と横線 X 2との交点と第 7回転要素 R E 7 (S 2) の回転速度を示す縦線 Y 7と横線 X 1 との交点とを通る斜めの直線 L 1と、 出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 RE 6 (R 2, R 3 ) の回転速度 を示す縦線 Y 6との交点で第 1速の出力軸 1 2の回転速度が示される。 同様に、 第 2クラッチ C 2、 切換ブレーキ B 0、 および第 1ブレーキ B 1が係合させられ ることにより決まる斜めの直線 L 2と出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 RE 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 2速の出力軸 2 2の回転速度が示され 、 第 3クラッチ C 3、 切換ブレーキ B 0、 および第 1ブレーキ B 1が係合させら れることにより決まる斜めの直線 L 3と出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 3速の出力軸 2 2の回転速度が示さ れ、 第 2クラッチ C 2、 第 3クラッチ C 3、 および切換ブレーキ B 0が係合させ られることにより決まる斜めの直線 L 4と、 出力軸 2 2と連結された第 6回転要 素 RE 6 (R 2 , R 3) の回転速度を示す縦線 Y6との交点で第 4速の出力軸 2 2の回転速度が示される。 第 3クラッチ C 3、 第 4クラッチ C 4、 および切換ブ レーキ B 0が係合させられることにより決まる水平な直線 L 5と、 出力軸 2 2と 連結された第 6回転要素 R E 6 (R 2, R 3 ) の回転速度を示す縦線 Y 6との交 点で第 5速の出力軸 2 2の回転速度が示される。 第 1クラッチ C 1、 第 3クラッ チ C 3、 および切換ブレーキ B 0が係合させられることにより決まる斜めの直線 L 6と、 出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 RE 6 (R 2, R 3 ) の回転速度 を示す縦線 Y 6との交点で第 6速の出力軸 2 2の回転速度が示される。 第 1クラ ツチ C 1、 第 4クラッチ C 4、 および切換ブレーキ B 0が係合させられることに より決まる斜めの直線 L 7と、 出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 RE 6 (R 2 , R 3) の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 7速の出力軸 2 2の回転速度 が示される。 第 1クラッチ C 1、 第 2クラッチ C および切換ブレーキ B 0が 係合させられることにより決まる斜めの直線 L 8と、 出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 RE 6 (R 2、 R 3) の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 8速の 出力軸 2 2の回転速度が示される。 また、 第 4クラッチ C 4、 切換ブレーキ B 0 、 および第 2ブレーキ B 2が係合させられることにより決まる斜めの直線 LRと 、.出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 RE 6 (R 2、 R 3) の回転速度を示す 縦線 Y 6との交点で後進 Rの出力軸 2 2の回転速度が示される。 なお、 図 2 3或 いは図 24に示す第 1速、 第 3速、 第 5速、 後進 Rにおいては、 必ずしも切換ブ レーキ B 0が係合させられる必要はない。
図 2 5は駆動装置 9 2において動力分配機構 9 4が無段変速状態とされたとき において自動変速機 9 6の変速制御作動を示す係合表であり、 図 2 6はそのとき の作動を説明する共線図である。 切換ブレーキ B 0が解放される動力分配機構 9 4の無段変速状態では、 第 1電動機 M 1の反力を制御することによつてその回転 速度は広範囲に制御され得ることから、 直線 L 0は横線 X 2と縦線 Y 2との交点 を回動中心として矢印に例示する範囲で回動させられるので、 その直線 L 0と縦 線 Y 3との交点で示される第 1 リングギヤ R 1すなわち伝達部材 1 8の回転速度 はエンジン回転速度 NEを挟んで上下の範囲で変化させられる。 このときの自動 変速機 9 6は、 図 2 6に示されるように、 第 2クラッチ C 2と第 1ブレーキ B 1 とが係合させられる低速段により、 第 7回転要素 RE 7 (S 2) の回転速度を示 す縦線 Y 7と横線 X 1 との交点と第 4回転要素 RE 5 (S 3) の回転速度を示す 縦線 Y 4と横線 X 3との交点とを通る斜めの直線 L 2と、 出力軸 2 2と連結され た第 6回転要素 RE 6 (R 2、 R 3) の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 2 速の出力軸 2 2の回転速度が示される。 同様に、 第 1クラッチ C 1と第 2クラッ チ C 2とが係合させられる高速段により、 7平な直線 L 8と出力軸 2 2と連結さ れた第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 8速の出力軸 2 2の回転速度が示される。 このとき、 上記低速段では、 例えば直線 L 0が破線に 示す位置に回動させられると、 直線し 2が破線に示す位置まで回動させられて縦 線 Y 6との交点も移動し、 出力軸 2 2の回転速度が無段階に変化させられる。 同 様に、 高速段では、例えば直線 L 0が破線に示す位置に回動させられると、 直線 L 8が破線に示す位置まで平行移動 （下降） させられて縦線 Y 6との交点も移動 し、 出力軸 2 2の回転速度が無段階に変化させられる。 この結果、 動力分配機構 9 4が無段変速機として機能し、 それに直列の自動変速機 9 6が高速段および低 速段の 1段の有段変速機として機能することにより、 自動変速機 9 6の第 2速、 第 8速の各ギヤ段に対しその自動変速機 9 6に入力される回転速度すなわち伝達 部材 1 8の回転速度が無段的に変化させられて各ギヤ段は無段的な変速比幅が得 られる。 したがって、 その各ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な変速比となつ て駆動装置 9 2全体としてのトー夕ル変速比 Ύ Tが無段階に得られるようになる 。
本実施例の駆動装置 9 2においても、 無段変速部或いは第 1変速部として機能 する動力分配機構 9 4と固定段の変速部或いは第 2変速部として機能する自動変 速機 9 6とから構成されるので、 前述の実施例と同様の効果が得られる。 実施例 6
図 2 7は本発明の他の実施例における駆動装置 1 1 0の構成を説明する骨子図 、 図 2 8はその駆動装置 1 1 0の変速段と油圧式摩擦係合装置の係合の組み合わ せとの関係を示す係合表、 図 2 9はその駆動装置 1 1 0の変速作動を説明する共 線図である。 本実施例は、 図 1乃至図 3に示す実施例と比較して第 1クラッチ C 1が省かれている点および後進ギヤ段の成立方法が相違する。 以下に、 駆動装置 1 1 0と駆動装置 1 0との相違する部分について主に説明する。
駆動装置 1 1 0は、 駆動装置 1 0と同様に例えば 「0 . 4 1 8」 程度の所定の ギヤ比 1を有するシングルピニオン型の第 1遊星歯車装置 2 4と切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0とを有する動力分配機構 1 6と、 例えば 「0 . 5 6 2」 程度の所定のギヤ比0 を有するシングルピユオン型の第 2遊星歯車装置 2 6、 例えば 「 0 . 4 2 5」 程度の所定のギヤ比 P 3を有するシングルピニオン型 の第 3遊星歯車装置 2 8、 および例えば 「0 · 4 2 1」 程度の所定のギヤ比 p 4 を有するシングルピニオン型の第 4遊星歯車装置 3 0を有して動力分配機構 1 6 と出力軸 2 2との間で伝達部材 1 8を介して直列に連結されている前進 4段の自 動変速機 1 1 2とを備えている。 .
自動変速機 Γ 1 2では、 駆動装置 1 0と比較して第 1クラッチ C 1が省かれて いるため駆動装置 1 0において第 1クラッチ C 1を介して伝達部材 1 8に選択的 に連結されている第 3 リングギヤ R 3および第 4サンギヤ S 4が常時伝達咅材 1 8に連結されている。 すなわち、 自動変速機 1 1 2では、 第 2サンギヤ S 2と第 3サンギヤ S 3とがー体的に連結されて第 2クラッチ C 2を介して伝達部材 1 8 に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 2に選択的に 連結され、 第 2キヤリャ C A 2は第 2ブレーキ B 2を介してケース 1 1に選択的 に連結され、 第 4リングギヤ R 4は第 3ブレーキ B 3を介してケース 1 2に選択 的に連結され、 第 2リングギヤ R 2と第 3キヤリャ C A 3と第 4キヤリャ C A 4 とが一体的に連結されて出力軸 2 に連結され、 第 3リングギヤ R 3と第 4サン ギヤ S 4とが一体的に連結されて伝達部材 1 8に連結されている。
以上のように構成された駆動装置 1 1 0では、 例えば、 図 2 8の係合作動表に 示されるように、前記切換クラッチ C 0、 第 2クラッチ C 2、 切換ブレーキ B 0 、 第 1ブレーキ B 1、 第 2ブレーキ B 2、 および第 3ブレーキ B 3が選択的に係 合作動させられることにより、 第 1速ギヤ段 （第 1変速段） 乃至第 5速ギヤ段 ( 第 5変速段） のいずれか或いは後進ギヤ段 （後進変速段） 或いはニュートラルが 選択的に成立させられ、 略等比的に変化する変速比ァ （=入力軸回転速度 N 1 N/ 出力軸回転速度 N0 UT) が各ギヤ段毎に得られるようになつている。 特に、 本実 施例では駆動装置 1 0と比較して第 1クラッチ C 1が省かれているが、 駆動装置 1 0と同様の第 1速ギヤ段乃至第 5速ギヤ段が得られている。 これは、 図 2の係 合作動表からも明らかなように駆動装置 1 0において第 1速ギヤ段乃至第 5速ギ ャ段の各ギヤ段を成立させるための第 1クラッチ C 1の係合による連結に替えて 、 駆動装置 1 1 0では第 3リングギヤ R 3と第 4サンギヤ S 4とを伝達部材 1 8 に常時連結させているためである。
また、 駆動装置 1 0と同様に動力分配機構 1 6に切換クラッチ C 0および切換 ブレーキ B 0が備えられており、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0の何 れかが係合作動させられることによって、 動力分配機構 1 6は前述した無段変速 機として作動可能な無段変速状態に加え、 1または 1種類以上の変速比の単段ま たは複数段の変速機として作動可能な定変速状態を構成することが可能とされて いる。 したがって、 駆動装置 1 1 0では、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0の何れかを係合作動させることで定変速状態とされた動力分配機構 1 6と自 動変速機 1 1 2とで有段変速機が構成され、 切換クラッチ C 0および切換ブレー キ B 0の何れも係合作動させないことで無段変速状態とされた動力分配機構 1 6 と自動変速機 1 1 2とで無段変速機が構成される。
例えば、 駆動装置 1 1 0が有段変速機として機能する場合には、 図 2 8に示す ように、 切換クラッチ C 0および第 3ブレーキ B 3の係合により、 変速比ァ 1が 最大値例えば 「 3 . 3 5 7」 程度である第 1速ギヤ段が成立させられ、 切換クラ ツチ C 0および第 2ブレーキ B 2の係合により、 変速比ァ 2が第 1速ギヤ段より も小さい値例えば 「2 . 1 8 '0」 程度である第 2速ギヤ段が成立させられ、 切換 クラッチ C Oおよび第 1ブレーキ B 1の係合により、 変速比ァ 3が第 2速ギヤ段 よりも小さい値例えば 「1 . 4 2 4」 程度である第 3速ギヤ段が成立させられ、 切換クラッチ C 0および第 2クラッチ C 2の係合により、 変速比ァ 4が第 3速ギ ャ段よりも小さい値例えば 「 1 . 0 0 0」 程度である第 4速ギヤ段が成立させら れ、 第 2クラッチ C 2および切換ブレーキ B 0の係合により、 変速比ァ 5が第 4 速ギヤ段よりも小さい値例えば 「0 . '7 0 5」 程度である第 5速ギヤ段が成立さ せられる。 ニュートラル 「N」 状態とする場合には、 例えば切換クラッチ C O、 第 2クラッチ C 2、 切換ブレーキ B 0、 第 1ブレーキ B 1、 第 2ブレーキ B 2、 および第 3ブレーキ B 3の全てが解放される。
しかし、 駆動装置 1 1 0が無段変速機として機能する場合には、 図 2 8に示さ れる係合表の切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0が共に解放される。 これ により、 動力分配機構 1 6が無段変速機として機能し、 それに直列の自動変速機 1 1 2が有段変速機として機能することにより、 自動変速機 1 1 2の第 1速、 第 2速、 第 3速、 第 4速の各ギヤ段に対し^の自動変速機 1 1 2に入力される回転 速度すなわち伝達部材 1 8の回転速度が無段的に変化させられて各ギヤ段は無段 的な変速比幅が得られる。 したがって、 その各ギヤ段の間が無段的に連続変化可 能な変速比となつて駆動装置 1 1 0全体としてのトー夕ル変速比 γ Τが無段階に 得られるようになる。
ところで、 例えば図 1乃至図 3に示す実施例では第 2クラッチ C 2および第 3 ブレーキ Β 3を係合すると共に、 第 4速ギヤ段または第 5速ギヤ段で示す様に第 2クラッチ C 2の係合により自動変速機 2 0の各回転要素が一体回転させられて. 伝達部材 1 8の回転速度がそのまま出力軸 2 2から出力されないために第 1クラ ツチ C 1が解放されて後進ギヤ段が成立させられた。 しかし、 本実施例では、 伝 達部材 1 8の回転方向を第 1速乃至第 5速ギヤ段に対して反転させて自動変速機 1 1 2へ出力することで、 自動変速機 1 1 2内では伝達部材 1 8の回転方向を反 転することなく後進ギヤ段に相当する後進走行用のギヤ比が達成される。 つまり 、 本実施例では自動変速機 1 1 2に第 1クラッチ C 1が備えられなくとも後進ギ ャ段に相当する後進走行用のギヤ比が達成される。 '
具体的には、 例えばエンジン作動中において、 動力分配機構 1 6の無段変速機 としての機能により動力分配機構 1 6で入力回転方向すなわちェンジン 8の回転 方向が反転されて伝達部材 1 8が負の回転速度とされる。 そして伝達部材 1 8の 負の回転速度が自動変速機 1 1 2に入力されると共に第 3ブレーキ Β 3が係合さ れることにより変速比ァ R 1が任意の値である第 1後進ギヤ段に相当する後進走 行用のギヤ比が成立させられる。 変速比ァ R 1は、 通常は図 1乃至図 3に示す駆 動装置 1 0の場合と同様に 「 3 . 2 0 9」 程度とされてよいが、 例えば平坦路、 坂路、悪路等の車両走行条件に基づいて伝達部材 1 8の負の回転速度を変化させ ることで変更させてもよい。 例えば、 伝達部材 1 8の負の回転速度の絶対値を低 回転側へ変化させれば後進走行用の変速比ァ R 1として第 1速ギヤ段の変速比ァ 1よりも大きな値を得ることも可能である。
また、 上記第 1後進ギヤ段に替えて或いは加えて以下に示す様に第 後進ギヤ 段が成立させられてもよい。 その第 2後進ギヤ段は第 1後進ギヤ段と同様に伝達 部材 1 8の負の回転速度が自動変速機 1 1 2に入力されると共に、 第 2クラッチ C 2が係合されることにより自動変速機 1 1 2の各回転要素が一体回転させられ その伝達部材 1 8の負の回転速度がそのまま出力軸 2 2から出力されることで、 変速比ァ R が任意の値である後進走行用のギヤ比が成立させられる。
図 9は.、 無段変速部或いは第 1 速部として機能する動力分配機構 1 6と有 変速部或いは第 2変速部として機能する.自動変速機 1 1 2とから構成される駆 動装置 1 1 0において、 ギヤ段每に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相 対関係を直線上で表すことができる共線図を示している。 切換クラッチ C Oおよ . び切換ブレーキ B 0が解放される場合、 および切換クラッチ C 0または切換ブレ ーキ B 0が係合させられる場合の動力分配機構 1 6の各要素の回転速度は前述の 場合と同様である。 また、 自動変速機 1 1 2の第 4回転要素 R E 4乃至第 8回転 要素 R E 8の各回転要素の構成も自動変速機 2 0と同様である。
自動変速機 1 1 2において第 4回転要素 R E 4は第 2クラッチ C 2を介して伝 達部材 1 8に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 2 に選択的に連結され、 第 5回転要素 R E 5は第 2ブレ キ B を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 6回転要素 R E 6は第 3ブレーキ B 3を介してケース . 1 2に選択的に連結され、 第 7回転要素 R E 7は出力軸 2 2に連結され、 第 8回 転要素 R E 8は伝達部材 1 8に連結されている。
自動変速機 1 1 2では、 図 2 9に示すように、 第 3ブレーキ B 3が係合させら れることにより、 伝達部材 1 8に連結されて常時その伝達部材 1 8の回転速度と されている第 8回転要素 R E 8の回転速度を示す縦線 Y 8と横線 X 2との交点と 第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6と横線 X 1との交点とを通る斜め の直線 L 1と、 出力軸 2 2と連結された第 7回転要素 R E 7の回転速度を示す縦 線 Y 7との交点で第 1速の出力軸 2 2の回転速度が示される。 同様に、 第 2ブレ —キ B 2が係合させられることにより決まる斜めの直線 L 2と出力軸 2 2と連結 された第 7回転要素 R E 7の回転速度を示す縦線 Y 7との交点で第 2速の出力軸 2 2の回転速度が示され、 第 1ブレーキ B 1が係合させられることにより決まる 斜めの直線 L 3と出力軸 2 2と連結された第 7回転要素 R E 7の回転速度を示す 縦線 Y 7との交点で第 3速の出力軸 1 2の回転速度が示され、 第 2クラッチ C 2 が係合させられることにより決まる水平な直線 L 4と出力軸 2 2と連結された第 7回転要素 R E 7の回転速度を示す縦線 Y 7との交点で第 4速の出力軸 2 2の回 転速度が示される。 上記第 1速乃至第 4速では、 切換クラッチ C 0が係合させら れている結果、 エンジン回転速度 Ν Εと同じ回転速度で第 8回転要素 R E 8に動 力分配機構 1 6からの動力が入力される。 し力、し、 切換クラッチ C 0に替えて切 換ブレーキ Β 0が係合させられると、 動力分配機構 1 6からの動力がエンジン回 転速度 Ν Εよりも高い回転速度で入力されることから、 第 2クラッチ C 2および 切換ブレーキ Β 0が係合させられることにより決まる水平な直線 L 5と出力軸 2 2と連結された第 7回転要素 R E 7の回転速度を示す縦線 Υ 7との交点で第 5速 の出力軸 2 2の回転速度が示される。
また、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ Β 0がともに解放させられるとェ ンジン回転速度 Ν Εに対して無段的に変化させられる回転速度で第 8回転要素 R Ε 8に動力分配機構 1 6からの動力が入力される。 この状態で、 動力分配機構 1 6の状態がエンジン 8の回転方向を反転するように直線 L 0 R 1とされると第 8 回転要素 R E 8に負の回転速度が入力され且つ第 3ブレーキ Β 3が係合させられ ること【こより決まる斜めの直線 L R 1と出力軸 2 2と連結された第 7回転要素 R Ε 7の回転速度を示す縦線 Υ 7との交点で第 1後進ギヤ比 Rev 1の出力軸 1 1の 回転速度が示される。 また、 同様に動力分配機構 1 6の無段変速状態で、 動力分 配機構 1 6の状態がェンジン 8の回転方向を反転するように直線 L 0 R 2とされ ると第 8回転要素 R E 8に負の回転速度が入力され且つ第 2クラッチ C 2が係合 させられることにより決まる水平な直線 L R 2と出力軸 2 2と連結された第 7回 転要素 R E 7の回転速度を示す縦線 Y 7との交点で第 2後進ギヤ比 Rev 2の出力 軸 2 の回転速度が示される。
本実施例の駆動装置 1 1 0においても、 無段変速部或いは第 1変速部として機 能する動力分配機構 1 6と有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速 機 1 1 2とから構成されるので、 前述の実施例と同様の効果が得られる。 また、 図 1乃至図 3に示す実施例と比較して第 1クラッチ C 1が省かれているので、 駆 動装置 1 1 0がより小型化されたり、 軸方向の寸法がより短縮される。
また、 本実施例の駆動装置 1 1 0は、 後進走行時には、 伝達部材 1 8の回転方 向が第 1速乃至第 5速ギヤ段に対して反転させて自動変速機 1 1 2へ出力される ので、 自動変速機 1 1 2内で自動変速機 1 1 2への入力回転を反転させるための 後進走行用のギヤ段を達成するための係合装置や歯車装置を備えなくても、 自動 変速機 1 1 2の出力軸 2 2から後進走行用に前進走行時に対して反転された回転 が出力され得る。 例えば駆動装置の小型化を目的として自動変速機に第 1クラッ チ C 1が備えられなくとも後進ギヤ段に相当する後進走行用のギヤ比が達成され る。 また、 第 3ブレーキ B 3の係合或いは第 2クラッチ C 2の係合により無段変 速さサられる動力分配機構 1 6の出力である自動変速機 1 1 2への入力回転が減 速されて或いはそのまま自動変速機 1 1 2からの出力回転となるので、 変速比ァ Rが任意の値である後進走行用のギヤ比が達成される。 例えば第 1速ギヤ比より も大きな後進走行用のギヤ比が得られる。 実施例 Ί , .
図 3 0は本発明の他の実施例における駆動装置 1 2 0の構成を説明する骨子図 、 図 3 1はその駆動装置 1 0の変速段と油圧式摩擦係合装置の係合の組み合わ せとの関係を示す係合表、 図 3 2はその駆動装置 1 1 0の変速作動を説明する共 線図である。 本実施例は、 図 1乃至図 3に示す実施例と比較して動力分配機構 1 6と自動変速機 2 0とが同じ軸心上に配設されていない点が主に相違する。 以下 に、 駆動装置 1 2 0と駆動装置 1 0との相違する部分について主に説明する。 図 3 0において、 駆動装置 1 2 0は車体に取り付けられるケース 1 2内におい て第 1軸心 1 4 c上に同心に回転可能に配設された入力軸 1 4およびこの入力軸 1 4に直接に或いは図示しない脈動吸収ダンバ一 （振動減衰装置） などを介して 間接に連結された動力分配機構 1 6と、 第 1軸心 1 4 cに平行に配置される第 軸心 3 2 c上に同心に回転可能に配設される自動変速機 2 0およびこの自動変速 機 2 0に連結されている出力回転部材としてのデフドライブギヤ 3 2と、 動力分 配機構 1 6と自動変速機 2 0との間を動力伝達可能に連結する伝達部材としての カウンタギヤ対 C Gを備えている。 この駆動装置 1 0は、 車両において横置き される F F (フロントエンジン ' フロントドライブ）型車両や R R (リヤエンジ ン . リヤドライブ) 型車両に好適に用いられるものであり、 走行用の駆動力源と してのエンジン 8と一対の駆動輪 3 8との間に設 られて、 動力をデフドライブ ギヤ 3 2に嚙み合わされるデフリングギヤ 3 4、 差動歯車装置 3 6および一対の 車軸 3 7等を順次介して一対の駆動輪 3 8へ伝達する。
上記カウンタギヤ対 C Gは、 第 1軸心 1 4 c上に動力分配機構 1 6と同心に回 転可能に酉己設されて第 1 リングギヤ R 1に連糸吉されるカウンタドライブギヤ C G 1と、 第 2軸心 3 c上に自動変速機 2 0と同心に回転可能に配設されて第 1ク ラッチ C 1および第 2クラッチ C 2を介して自動変速機 2 0に連結されるカウン 夕ドリブンギヤ C G 2とを備え、 カウンタドライブギヤ C G 1とカウンタドリブ ンギヤ C G 2とが常時嚙み合わされた一対の部材としてのギヤ対によって構成さ れている。 例えば、 このカウンタギヤ対 C Gの減速比 ( =カウンタドライブギヤ C G 1の回転速度/カウンタドリブンギヤ C G 2の回転速度） を 「 1 . 0 0 0」 程度とすれば、 力ゥン夕ギヤ対 C Gは図 1乃至図 3に示す実施例における動力分 配機構 1 6と自動変速機 2 0とを連結する伝達部材 1 8に相当することになる。 つまり、 カウンタドライブギヤ C G 1は第 1軸心 1 4 c側で伝達部材 1 8の一部 を構成する伝達部材に相当するものであり、 カウン夕ドリブンギヤ C G 2は第 2 軸心 3 2 c側で伝達部材 1 8の一部を構成する伝達部材に相当するものである。 ここで、 図 3 0を参照して駆動装置 1 2 0を構成する各装置の配置 （レイァゥ ト） を説明する。 カウンタギヤ対 C Gは、 動力分配機構 1 6に対してエンジン 8 の反対側の位置に動力分配機構 1 6に隣接して配設されている。 言い換えれば、 動力分配機構 1 6は、 エンジン 8とカウンタギヤ対 C Gとの間に位置するように カウンタギヤ対 C Gに隣接して配設されている。 第 2電動機 M 2は、 第 1遊星歯 車装置 2 4とカウン夕ギヤ対 C Gとの間に位置するようにカウン夕ギヤ対 C Gに 隣接して第 1軸心 1 4 c上に配設され、 カウンタドライブギヤ C G 1に連結され ている。 デフドライブギヤ 3 2は自動変速機 2 0に対してカウンタギヤ対 C Gの 反対側すなわちエンジン側の位置に配設されている。 言い換えれば、 自動変速機 2 0は、 カウンタギヤ対 C Gとデフドライブギヤ 3 2 (エンジン 8 ) との間に位 置するようにカウンタギヤ対 C Gに隣接して配設されている。 カウンタギヤ対 C Gからデフドライブギヤ 3 2に向かって順に、 第 2遊星歯車装置 2 6、 第 3遊星 歯車装置 2 8、 および第 4遊星歯車装置 3 0が配 されている。 第 1クラッチ C 1および第 2クラッチ C 2は、 カウン夕ギヤ対 C Gと第 2遊星歯車装置 2 6との 間に位置するように配設されている。 .
本実施例では、 動力分配機構 1 6と自動変速機 2 0とを連結する伝達部材が伝 達部材 1 8からカウンタギヤ対 C Gに替えられただけであり、 動力分配機構 1 6 および自動変速機 2 0の構成やそれらの連結関係は図 1乃至図 3に示す実施例と 同様である。 従って、 図 3 1の係合表および図 3 2の共線図は、 それぞれ図 2の 係合表および図 3の共線図と同様である。
本実施例の駆動装置 1 2 0においても、 無段変速部或いは第 1変速部として機 能する動力分配機構 1 6と有段変速部或いは第 1変速部として機能する自動変速 機 2 0とから構成されるので、 前述の実施例と同様の効果が得られる。 また、 図 1乃至図 3に示す実施例と比較して同一の軸心上に動力分配機構 1 6と自動変速 機 2 0とが配設されていないので、 駆動装置 1 2 0の軸心方向の寸法がより短縮 される。 よって、 一般的に駆動装置の軸心方向の寸法が車幅で制約される F F車 両用や R R車両用に横置き可能すなわち第 1軸心 1 4 cおよび第 2軸心 3 2。が 車幅方向と平行に搭載可能な駆動装置として好適に用いられ得る。 また、 動力分 配機構 1 6および自動変速機 2 0は、 エンジン 8 (デフドライブギヤ 3 2 ) と力 ゥンタギヤ対 C Gとの間に配設されているので、 駆動装置 1 2 0の軸心方向の寸 法が一層短縮される。 さらに、 第 2電動機 M 2は第 1軸心 1 4 c上に配設されて いるので、 第 2軸心 3 2 cの軸心方向の寸法が短縮される。 実施例 8
図 3 3は本発明の他の実施例における駆動装置 1 3 0の構成を説明する骨子図 である。 本実施例は、 図 3 0乃至図 3 2に示す実施例と比較して第 2電動機 M 2 の配置が相違する。 図 3 3を参照して第 2電動機 M 2の配置 (レイアウト) を説 明する。 第 2電動機 M 2は、 第 1クラッチ C 1および第 2クラッチ C 2とカウン 夕ギヤ対 C Gとの間に位置するようにカウン夕ギヤ対 C Gに隣接して第 2軸心 3 2 c上に配設され、 第 2軸心 3 2 c側の伝達部材であるカウンタドリブンギヤ C G 2に連結されている。 また、 動力分配機構 1 6および自動変速機 2 0の構成や それらの連結関係は図 3 0乃至図 3 2に示す実施例と同様であり、 図 3 3の実施 例に対する係合表および共線図は図示はしていないがそれぞれ図 3 1の係合表お よび図 3 2の共線図と同様である。
本寒施例の駆動装置 1 3 0においても、 無段変速部或いは第 1変速部として機 能する動力分配機構 1 6と有段変速部或いは第 変速部として機能する自動変速 機 2 0とから構成されるので、前述の実施例と同様の効果が得られる。 また、 図 1乃至図 3に示す実施例と比較して同一の軸心上に動力分配機構 1 6と自動変速 機 2 0とが配設されていないので、 駆動装置 1 3 0の軸心方向の寸法がより短縮 される。 よって、 一般的に駆動装置の軸心方向の寸法が車幅で制約される F F車 両用や R R車両用に横置き可能すなわち第 1軸心 1 4 cおよび第 2軸心 3 2 が 車幅方向と平行に搭載可能な駆動装置として好適に用いられ得る。 また、 動力分 配機構 1 6および自動変速機 2 0は、 エンジン 8 (デフドライブギヤ 3 2 ) と力 ゥン夕ギヤ対 C Gとの間に配設されてし）るので、 駆動装置 1 3 0の軸心方向の寸 法が一層短縮される。 さらに、 第 2電動機 M 2は第 2軸心 3 2 c上に配設されて いるので、 第 1軸心 1 4 cの軸心方向の寸法が短縮される。 実施例 9
図 3 4は本発明の他の実施例における駆動装置 1 4 0の構成を説明する骨子図 である。 本実施例は、 図 3 0乃至図 3 2に示す実施例と比較して第 2電動機 M 2 の配置、 第 1クラッチ C 1および第 2クラッチ C 2の配置が相違する。 図 3 4を 参照してそれらの配置（レイアウト） を説明する。 第 2電動機 M 2は、 カウンタ ギヤ対 C Gに対して第 1遊星歯車装置 2 4の反対側の位置に力ゥンタギヤ対 C G に隣接して第 1軸心 1 4 c上に配設され、 第 1軸心 1 4 c側の伝達部材である力 ゥン夕ドライブギヤ C G 1に連結されている。 第 1クラッチ C 1および第 2クラ ツチ C 2は、 カウンタギヤ対 C Gに対して第 2遊星歯車装置 2 6の反対側の位置 にカウンタギヤ対 C Gに隣接して第 2軸心 3 2 c上に配設されている。.また、 動 力分配機構 1 6および自動変速機 2 0の構成やそれらの連結関係は図 3 0乃至図 3 2に示す実施例と同様であり、 図 3 4の実施例に対する係合表および共線図は 図示はしていないがそれぞれ図 3 1の係合表および図 3 2の共線図と同様である 本実施例の駆動装置 1 4 0においても、 無段変速部或いは第 1変速部として機 能する動力分配機構 1 6と有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速 機 2 0とから構成されるので、前述の実施例と同様の効果が得られる。 また、 図 1乃至図 3に示す実施例と比較して同一の軸心上に動力分配機構 1 6と自動変速 機 2 0とが配設されていないので、 駆動装置 1 4 0の軸心方向の寸法がより短縮 される。 よって、 一般的に駆動装置の軸心方向の寸法が車幅で制約される F F車 両用や R R車両用に横置き可能すなわち第 1軸心 1 4 cおよび第 2軸心 3 2 cが 車幅方向と平行に搭載可能な駆動装置として好適に用いられ得る。 さらに、 第 2 電動機 M 2は第 1軸心 1 4 c上に配設されているので、 第 2軸心 3 cの軸心方 向の寸法が短縮される。 実施例 1 0
図 3 5は本発明の他の実施例における駆動装置 1 5 0の構成を説明する骨子図 、 図 3 6はその駆動装置 1 5 0の変速段と油圧式摩擦係合装置の係合の組み合わ せとの関係を示す係合表、 図 3 7はその駆動装置 1 5 0の変速作動を説明する共 線図である。 本実施例は、 図 1 7乃至図 2 9に示す実施例と比較して動力分配機 構 1 6と自動変速機 1 1 2とが同じ軸心上に配設されていない点が主に相違する 。 また、 図 3 0乃至図 3 2に示す実施例と比較して第 1クラッチ C 1が省かれて いる点および後進ギヤ段の成立方法が相違する。
従って、 本実施例では、 動力分配機構 1 6および自動変速機 1 1 2の構成やそ れらの連結関係については、 動力分配機構 1 6と自動変速機 1 1 2とを連結する 伝達部材が伝達部材 1 8からカウンタギヤ対 C Gに替えられただけでその他は後 進ギヤ段の成立方法を含めて図 2 7乃至図 2 9に示す実施例と同様であり、 図 3 6の係合表および図 3 7の共線図はそれぞれ図 2 8の係合表および図 1 9の共線 図と同様である。 また、 図 3 5に示すように駆動装置 1 5 0を構成する各装置の 配置（レイアウト） および図 2 7の伝達部材 1 8に相当するカウン夕ギヤ対 C G の構成は、第 1クラッチ C 1が省かれている点が相違するだけで図 3 0に示す実 施例と同様である。 .
本実施例の駆動装置 1 5 0においても、 無段変速部或いは第 1変速部として機 能する動力分配機構 1 6と有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速 機 1 1 2とから構成されるので、前述の実施例と同様の効果が得られる。 また、 図 2 7乃至図 2 9に示す実施例と比較して同一の軸心上に動力分配機構 1 6と自 動変速機 1 1 2とが配設されていないので、 駆動装置 1 5 0の軸心方向の寸法が より短縮される。 よって、 一般的に駆動装置の軸心方向の寸法が車幅で制約され る F F車両用や R R車両用に横置き可能すなわち第 1軸心 1 4 cおよび第 2軸心 3 2 cが車幅方向と平行に搭載可能な駆動装置として好適に用いられ得る。 また 、 動力分配機構 1 6および自動変速機 1 1 2は、 エンジン 8 (デフドライブギヤ 3 2 ) とカウンタギヤ対 C Gとの間に配設されているので、 駆動装置 1 5 0の軸 心方向の寸法が一層短縮される。 さらに、 第 2電動機 M 2は第 1軸心 1 4 c上に 酉己設されているので、 第 2軸心 3 2 cの軸心方向の寸法が短縮される。 実施例 1 1
図 3 8は本発明の他の実施例における駆動装置 1 6 0の構成を説明する骨子図 である。 本実施例は、 図 3 5乃至図 3 7に示す実施例と比較して第 2電動機 M 2 の配置、 第 2クラッチ C 2の配置が相違する。 図 3 8を参照してそれらの配置 （ レイアウト） を説明する。 第 2電動機 M 2は、 カウンタギヤ対 C Gに対して第 1 遊星歯車装置 2 4の反対側の位置にカウンタギヤ対 C Gに隣接して第 1軸心 1 4 c上に配設され、 第 1軸心 1 4 c側の伝達部材であるカウンタドライブギヤ C G 1に連結されている。 第 2クラッチ C 2は、 カウンタギヤ対 C Gに対して第 2遊 星歯車装置 2 6の反対側の位置にカウンタギヤ対 C Gに隣接して第 2軸心 3 2 c 上に配設されている。 また、 動力分配機構 1 6および自動変速機 1 1 2の構成や それらの連結関係は図 3 5乃至図 3 7に示す実施例と同様であり、 図 3 8の実施 例に対する係合表および共線図は図示はしていないがそれぞれ図 3 6の係合表お よび図 3 7の共線図と同様である。 ，
本実施例の駆動装置 1 6 0においても、 無段変速部或いは第 1変速部として機 能する動力分配機構 1 6と有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速 機 1 1 2とから構成されるので、前述の実施例と同様の効果が得られる。 また、 図 2 7乃至図 2 9に示す実施例と比較して同一の軸心上に動力分配機構 1 6と自 動変速機 1 1 2とが配設されていないので、 駆動装置 1 6 0の軸心方向の寸法が より短縮される。 よって、 一般的に駆動装置の軸心方向の寸法が車幅で制約され る F F車両用や R R車両用に横置き可能すなわち第 1軸心 1 4 cおよび第 2軸心 3 2 cが車幅方向と平行に搭載可能な駆動装置として好適に用いられ得る。 さら に、 第 2電動機 M 2は第 1軸心 1 4 c上に配設されているので、 第 2軸心 3 2 c の軸心方向の寸法が短縮される。 実施例 1 2
図 3 9は本発明の他の実施例における駆動装置 1 7 0の構成を説明する骨子図
、 図 4 0はその駆動装置 1 7 0の変速段と油圧式摩擦係合装置の係合の組み合わ せとの関係を示す係合表、 図 4 1はその駆動装置 1 7 0の変速作動を説明する共 線図である。 本実施例は、 図 1 4乃至図 1 6に示す実施例と比較して第 1クラッ チ C 1が省かれている点および後進ギヤ段の成立方法が相違する。 以下に、 駆動 装置 1 7 0と駆動装置 7 0との相違する部分について主に説明する。
駆動装置 1 7 0は、 駆動装置 Ί 0と同様に例えば 「 0 . 4 1 8」 程度の所定の ギヤ比 p 1を有するシングルピニォン型の第 1遊星歯車装置 2 4と切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0とを有する動力分配機構 1 6と、 例えば 「0 . 5 3 2」 程度の所定のギヤ比 p 2を有するシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置 2 6および例えば 「0 . 4 1 8」 程度の所定のギヤ比 p 3を有するシングルピニォ ン型の第 3遊星歯車装置 2 8を有して動力分配機構 1 6と出力軸 2 2との間で伝 達部材 1 8を介して直列に連結されている前進 3段の自動変速機 1 7 2とを備え ている。 自動変速機 1 7 では、 駆動装置 7 0と比較して第 1クラッチ C 1が省かれて いるだめ駆動装置 7 0において第 1クラッチ C 1を介して伝達部材 1 8に選択的 に連結されている第 2リングギヤ R 2が常時伝達部材 1 8に連結されている。 す なわち、 自動変速機 1 7 2では、 第 1遊星.歯車装置 2 6の第 2サンギヤ S 2と第 3遊星歯車装置 2 8の第 3サンギヤ S 3とがー体的に連結されて第 2クラッチ C 2を介して伝達部材 1 8に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキ B 1·を介し. てケース 1 2に選択的に連結され、 第 2遊星歯車装置 2 6の第 2キヤリャ C A 2 と第 3遊星歯車装置 2 8の第 3リングギヤ R 3とが一体的に連結されて出力軸 2 2に連結され、 第 2リングギヤ R 2は伝達部材 1 8に連結され、 第 3キヤリャ C A 3は第 2ブレーキ B 2を介してケース 1 2に選択的に連結されている。
以上のように構成された駆動装置 1 7 0では、 例えば、 図 4 0の係合作動表に 示されるように、 前記切換クラッチ C 0、 第 2クラッチ C 2、 切換ブレーキ B 0 、 第 1ブレーキ B 1、 および第 2ブレーキ B 2が選択的に係合作動させられるこ とにより、 第 1速ギヤ段 （第 1変速段） 乃至第 4速ギヤ段 （第 4変速段） のいず れか或いは後進ギヤ段 （後進変速段） 或いはニュートラルが選択的に成立させら れ、 略等比的に変化する変速比ァ （=入力軸回転速度 N I N /出力軸回転速度 N o u τ) が各ギヤ段毎に得られるようになつている。 特に、 本実施例では駆動装置 7 0と比較して第 1クラッチ C 1が省かれているが、 駆動装置 7 0と同様の第 1速 ギヤ段乃至第 4速ギヤ段が得られている。 これは、 図 1 5の係合作動表からも明 らかなように駆動装置 7 0において第 1速ギヤ段乃至第 4速ギヤ段の各ギヤ段を 成立させるための第 1クラッチ C 1の係合による連結に替えて、 駆動装置 1 7 0 では第 リングギヤ R 2を伝達部材 1 8に常時連結させているためである。
また、 駆動装置 7 0と同様に動力分配機構 1 6に切換クラッチ C 0および切換 ブレーキ Β 0カ備えられており、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ Β 0の何 れかが係合作動させられることによって、 動力分配機構 1 6は前述した無段変速 機として作動可能な無段変速状態に加え、 1または 2種類以上の変速比の単段ま たは複数段の変速機として作動可能な定変速状態を構成することが可能とされて いる。 したがって、 駆動装置 1 7 0では、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0の何れかを係合作動させることで定変速状態とされた動力分配機構 1 6と自 動変速機 1 7 2とで有段変速機が構成され、 切換クラッチ C 0および切換ブレー キ B 0の何れも係合作動させないことで無段変速状態とされた動力分配機構 1 6 と自動変速機 1 T 2とで無段変速機が構成される。
例えば、 駆動装置 1 7 0が有段変速機として機能する場合には、 図 3 9に示す ように、 切換クラッチ C 0および第 2ブレーキ B 2の係合により、 変速比 7 1が 最大値例えば 「 2 . 8 0 4」 程度である第 1速ギヤ段が成立させられ、 切換クラ ツチ C 0および第 1ブレーキ B 1の係合により、 変速比ァ が第 1速ギヤ段より も小さい値例えば 「1 . 5 3 1」 程度である第 2速ギヤ段が成立させられ、 切換 クラッチ C 0および第 2クラッチ C 2の係合により、 変速比ァ 3が第 2速ギヤ段 よりも小さい値例えば 「1 . 0 0 0」 程度である第 3速ギヤ段が成立させられ、 第 2クラッチ C 2および切換ブレーキ B 0の係合により、 変速比ァ 4が第 3速ギ ャ段よりも小さい値例えば 「 0 . 7 0 5」 程度である第 4速ギヤ段が成立させら れる。 ニュートラル 「N」 状態とする場合には、 例えば切換クラッチ C 0、 第 2 クラッチ C 2、 切換ブレーキ B 0、 第 1ブレーキ B 1、 および第 2ブレーキ B 2 の全てが解放される。
しかし、 駆動装置 1 7 0が無段変速機として機能する場合には、 図 4 0に示さ れる係合表の切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0が共に解放される。 これ により、 動力分配機構 1 6が無段変速機として機能し、 それに直列の自動変速機 1 7 2が有段変速機として機能することにより、 自動変速機 1 7 2の第 1速、 第 2速、 第 3速の各ギヤ段に対しその自動変速機 1 7 2に入力される回転速度すな わち伝達部材 1 8の回転速度が無段的に変化させられて各ギヤ段は無段的な変速 比幅が得られる。 したがって、 その各ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な変速 比となって駆動装置 1 7 0全体としてのトータル変速比ァ Tが無段階に得られる ようになる。
ところで、 例えば図 1 4乃至図 1 6に示す実施例では第 2クラッチ C 2および 第 2ブレーキ B 2を係合すると共に、 第 3速ギヤ段または第 4速ギヤ段で示す様 に第 2クラッチ C 2の係合により自動変速機 7 2の各回転要素が一体回転させら れて伝達部材 1 8の回転速度がそのまま出力軸 2 2から出力されないために第 1 クラッチ C 1が解放されて後進ギヤ段が成立させられた。 し力、し、本実施例では 、 伝達部材 1 8の回転方向を第 1速乃至第 4速ギヤ段に対して反転させて自動変 速機 1 7 2へ出力することで、 自動変速機 1 7 2内では伝達部材 1 8の回転方向 を反転することなく後進ギヤ段に相当する後進走行用のギヤ比が達成される。 つ まり、.本実施例では自動変速機 1 7 2に第 1クラッチ C 1が備えられなくとも後 進ギヤ段に相当する後進走行用のギヤ比が達成される。
具体的には、 例えばエンジン作動中において、'動力分配機構 1 6の無段変速機 としての機能により動力分配機構 1 6で入力回転方向すなわちエンジン 8の回転 方向が反転されて伝達部材 1 8が負の回転速度とされる。 そして伝達部材 1 8の 負の回転速度が自動変速機 1 7 2に入力されると共に第 2ブレーキ B 2が係合さ れることにより変速比ァ R 1が任意の値である第 1後進ギヤ段に相当する後進走 行用のギヤ比が成立させられる。 変速比ァ R 1は、 通常は図 1 4乃至図 1 6に示 す駆動装置 7 0の場合と同様に 「 2 . 3 9 3」 程度とされてよいが、 例えば平坦 路、 坂路、 悪路等の車両走行条件に基づいて伝達部材 1 8の負の回転速度を変化 させることで変更させてもよい。 例えば、伝達部材 1 8の負の回転速度の絶対値 を低回転側へ変化させれば後進走行用の変速比ァ R 1として第 1速ギヤ段の変速 比ァ 1よりも大きな値を得ることも可能である。
また、上記第 1後進ギヤ段に替えて或いは加えて以下に示す様に第 2後進ギヤ 段が成立させられてもよい。 その第 2後進ギヤ段は第 1後進ギヤ段と同様に伝達 部材 1 8の負の回転速度が自動変速機 1 7 2に入力されると共に、 第 2クラッチ C 2が係合されることにより自動変速機 1 7 2の各回転要素が一体回転させられ その伝達部材 1 8の負の回転速度がそのまま出力軸 2 2から出力されることで、 変速比ァ R 2が任意の値である後進走行用のギヤ比が成立させられる。
図 4 1は、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する動力分配機構 1 6と有 段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 1 7 2とから構成される駆 動装置 1 7 0において、 ギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相 対関係を直線上で表すことができる共線図を示している。 切換クラッチ C 0およ び切換ブレーキ B 0が解放される場合、 および切換クラッチ C 0または切換ブレ —キ B 0が係合させられる場合の動力分配機構 1 6の各要素の回転速度は前述の 場合と同様である。 また、 自動変速機 1 7 2の第 4回転要素 R E 4乃至第 7回転 要素 R E 7の各回転要素の構成も自動変速機 7 2と同様である。
自動変速機 1 7 2において第 4回転要素 R E 4は第 2クラッチ C 2を介して伝 達部材 1 8に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 2 に選択的に連結され、 第 5回転要素 R E 5は第 2ブレーキ B を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 6回転要素 R E 6は自動変速機 1 7 2の出力軸 2 2に 連結され、 第 7回転要素 R E 7は伝達部材 1 8に連結されている。
自動変速機 1 7 2では、 図 4 1に示すように、 第 2ブレーキ B 2が係合させら れることにより、 伝達部材 1 8に連結されて常時その伝達部材 1 8の回転速度と されている第 7回転要素 R E 7の回転速度を示す縦線 Y 7と横線 X 2との交点と 第 5回転要素 R E 5の回転速度を示す縦線 Y 5と横線 X 1との交点とを通る斜め の直線 L 1と、 出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦. 線 Y 6との交点で第 1速の出力軸 2 2の回転速度が示される。 同様に、 第 1ブレ —キ B 1が係合させられることにより決まる斜めの直線 L 2と出力軸 2 2と連結 された第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 2速の出力軸 2 2の回転速度が示され、 第 2クラッチ C 2が係合させられることにより決まる 7平な直線 L 3と出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す 縦線 Y 6との交点で第 3速の出力軸 2 2の回転速度が示される。 上記第 1速乃至 第 3速では、 切換クラッチ C 0が係合させられている,結果、 エンジン回転速度 N Eと同じ回転速度で第 7回転要素 R E 7に動力分配機構 1 6からの動力が入力さ れる。 し力、し、 切換クラッチ C 0に替えて切換ブレーキ B 0が係合させられると 、 動力分配機構 1 6からの動力がエンジン回転速度 N Eよりも高い回転速度で入 力されることから、 第 2クラッチ C 2および切換ブレーキ B 0が係合させられる ことにより決まる水平な直線 L 4と出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 R E 6 の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 4速の出力軸 2 2の回転速度が示される また、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0がともに解放させられるとェ ンジン回転速度 N Eに対して無段的に変化させら る回転速度で第 7回転要素 R E 7に動力分配機構 1 6からの動力が入力される。 この^態で、 動力分配機構 1 6の状態がエンジン 8の回転方向を反転するように直線 L O R 1とされると第 7 回転要素 R E 7に負の回転速度が入力され且つ第 2ブレーキ B 2が係合させられ ることにより決まる斜めの直線 L R 1と出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 R . E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 1後進ギヤ比 Rev 1の出力軸 1 2の 回転速度が示される。 また、 同様に動力分配機構 1 6の無段変速状態で、 動力分 配機構 1 6の状態がェンジン 8の回転方向を反転するように直線 L 0 R 2とされ ると第 7回転要素 R E 7に負の回転速度が入力され且つ第 2クラッチ C 2が係合 させられることにより決まる水平な直線 L R 2と出力軸 2 2と連結された第 6回 転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 2後進ギヤ比 Rev 2の出力 軸 2 2の回転速度が示される。
本実施例の駆動装置 1 7 0においても、 無段変速部或いは第 1変速部として機. 能する動力分配機構 1 6と有段変速部或いは第 変速部として機能する自動変速 機 1 7 2とから構成されるので、 前述の実施例と同様の効果が得られる。 また、 図 1 4乃至図 1 6に示す実施例と比較して第 1クラッチ C 1が省かれているので 、 駆動装置 1 7 0がより小型化されたり、 軸方向の寸法がより短縮される。
また、 本実施例の駆動装置 1 7 0は、 後進走行時には、 伝達部材 1 8の回転方 向が第 1速乃至第 4速ギヤ段に対して反転させて自動変速機 1 7 2へ出力される ので、 自動変速機 1 7 2内で自動変速機 1 7 2への入力回転を反転させるための 後進走行用のギヤ段を達成するための係合装置や歯車装置を備えなくても、 自動 変速機 1 7 2の出力軸 2 2から後進走行用に前進走行時に対して反転された回転 が出力され得る。 例えば駆動装置の小型化を目的として自動変速機に第 1クラッ チ C 1が備えられなくとも後進ギヤ段に相当する後進走行用のギヤ比が達成され る。 また、 第 2ブレーキ B 2の係合或いは第 2クラッチ C 2の係合により無段変 速させられる動力分配機構 1 6の出力である自動変速機 1 7 2への入力回転が減 速されて或いはそのまま自動変速機 1 7 2からの出力回転となるので、 変速比ァ Rが任意の値である後進走行用のギヤ比が達成される。 例えば第 1速ギヤ比より も大きな後進走行用のギヤ比が得られる。 ， 実施例 1 3
図 4 2は本発明の他の実施例における駆動装置 1 8 0の構成を説明する骨子図
、 図 4 3はその駆動装置 1 8 0の変速段と油圧式摩擦係合装置の係合の組み合わ せとの関係を示す係合表、 図 4 4はその駆動装置 1 8 0の変速作動を説明する共 線図である。 本実施例は、 図 1 4乃至図 1 6に示す実施例と比較して動力分配機 構 1 6と自動変速機 7 2とが同じ軸心上に配設されていない点が主に相違する。 以下に、 駆動装置 1 8 0と駆動装置 7 0との相違する部分について主に説明する 図 4 2において、 駆動装置 1 8 0は車体に取り付けられるケース 1 2内におい て第 1軸心 1 4 c上に同心に回転可能に配設された入力軸 1 4およびこの入力軸 1 4に直接に或いは図示しない脈動吸収ダンパー （振動減衰装置） などを介して 間接に連結された動力分配機構 1 6と、 第 1軸心 1 4 cに平行に配置される第 1 軸心 3 2 c上に同心に回転可能に配設される自動変速機 7 2およびこの自動変速 機 7 2に連結されている出力回転部材としてのデフドライブギヤ 3 2と、 第 1軸 心 1 4 cと第 2軸心 3 2 cとの間を動力伝達可能に連結する伝達部材としての力 ゥンタギヤ対 C Gを備えている。 この駆動装置 1 8 0は、 車両において横置きさ れる F F (フロントエンジン .フロントドライブ） 型車両や R R (リャエンジン - リヤドライブ） 型車両に好適に用いられる.ものであり、 走行用の駆動力源とし てのエンジン 8と一対の駆動輪 3 8との間に設けられて、 動力をデフドライブギ ャ 3 2に嚙み合わされるデフリングギヤ 3 4、 差動歯車装置 3 6および一対の車 軸 3 7等を順次介して一対の駆動輪 3 8へ伝達する。
上記力ゥンタギヤ対 C Gは、 第 1軸心 1 4 .C上に動力分配機構 1 6と同心に回 転可能に配設されて第 1 リングギヤ R 1に連結されるカウンタドライブギヤ C G 1と、 第 2軸心 3 2 c上に自動変速機 7 2と同心に回転可能に配設されて第 1ク ラッチ C 1および第 2クラッチ C を介して自動変速機 7 2に連結されるカウン 夕ドリブンギヤ C G 2とを備え、 カウンタドライブギヤ C G 1とカウンタドリブ ンギヤ C G 2とが常時嚙み合わされた一対の部材としてのギヤ対によって構成さ れている。 例えば、 このカウンタギヤ対 C Gの減速比 ( =カウンタドライブギヤ C G 1の回転速度/カウン夕ドリブンギヤ C G 2の回転速度） を 「 1 . 0 0 0」 程度とすれば、 カウンタギヤ対 C Gは図 1 4乃至図 1 6に示す実施例における動 力分配機構 1 6と自動変速機 7 2とを連結する伝達部材 1 8に相当することにな る。 つまり、 カウンタドライブギヤ C G 1は伝達部材 1 8を構成する第 1軸心 1 4 c側の伝達部材に相当するものであり、 カウンタドリブンギヤ C G 2は伝達部 材 1 8を構成する第 2軸心 3 c側の伝達部材に相当するものである。
ここで、 図 4 2を参照して駆動装置 1 8 0を構成する各装置の配置 （レイァゥ ト） を説明する。 カウンタギヤ対 C Gは、 動力分配機構 1 6に対してエンジン 8 の反対側の位置に動力分配機構 1 6に隣接して配設されている。 言い換えれば、 動力分配機構 1 6は、 エンジン 8とカウンタギヤ対 C Gとの間に位置するように カウンタギヤ対 C Gに隣接して配設されている。 第 2電動機 M 2は、 第 1遊星歯. 車装置 2 4とカウンタギヤ対 C Gとの間に位置するようにカウンタギヤ対 C Gに 隣接して第 1軸心 1 4 c上に配設され、 カウンタドライブギヤ C G 1に連結され ている。 デフドライブギヤ 3 2は自動変速機 7 2に対してカウンタギヤ対 C Gの 反対側すなわちエンジン側の位置に配設されている。 言い換えれば、 自動変速機 7 2は、 カウンタギヤ対 C Gとデフドライブギヤ 3 2 (ェンジン 8 ) との間に位 置するようにカウンタギヤ対 C Gに隣接して配設されている。 カウンタギヤ対 C Gからデフドライブギヤ 3 2に向かって順に、 第 2遊星歯車装置 2 6および第 3 遊星歯車装置 2 8が配置されている。 第 1クラッチ C 1および第 2クラッチ C 2 は、 カウンタギヤ対 C Gと第 2遊星歯車装置 2 6との間に位置するように配設さ れている。
本実施例では、 動力分配機構 1 6と自動変速機 7 2とを連結する伝達部材が伝 達部材 1 8からカウンタギヤ対 C Gに替えられただけであり、 動力分配機構 1 6 および自動変速機 7 2の構成やそれらの連結関係は図 1 4乃至図 1 6に示す実施 例と同様である。 従って、 図 4 3の係合表および図 4 4の共線図は、 それぞれ図 1 5の係合表および図 1 6の共線図と同様である。
本実施例の駆動装置 1 8 0においても、 無段変速部或いは第 1変速部として機 會^する動力分配機構 1 6と有段変速部或いは第 1変速部として機能する自動変速 機 7 2とから構成されるので、前述の実施例と同様の効果が得られる。 また、 図 1 4乃至図 1 6に示す実施例と比較して同一の軸心上に動力分配機構 1 6と自動 変速機 7 2とが配設されていないので、 駆動装置 1 8 0の軸心方向の寸法がより . 短縮される。 よって、一般的に駆動装置の軸心方向の寸法が車幅で制約される F F車両用や R R車両用に横置き可能すなわち第 1軸心 1 4 cおよび第 2軸心 3 2 cが車幅方向と平行に搭載可能な駆動装置として好適に用いられ得る。 また、 動 力分配機構 1 6および自動変速機 7 2は、 エンジン 8 (デフドライブギヤ 3 2 )
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されているので、 駆動装置 1 8 0の軸心方向 の寸法が一層短縮される。 さらに、 第 2電動機 M 2は第 1軸心 1 4 c上に配設さ れているので、 第 2軸心 3 2 cの軸心方向の寸法が短縮される。 実施例 1 4
図 4 5は本発明の他の実施例における駆動装置 1 9 0の構成を説明する骨子図 である。 本実施例は、 図 4 2乃至図 4 4に示す実施例と比較して第 2電動機 M 2 の配置が相違する。 図 4 5を参照して第 2電動機 M 2の配置 （レイアウト） を説 明する。 第 2電動機 M 2は、 第 1クラッチ C 1および第 2グラッチ C 2とカウン 夕ギヤ対 C Gとの間に位置するようにカウン夕ギヤ対 C Gに隣接して第 2軸心 3 2 c上に配設され、 第 2軸心 3 2 c側の伝達部材であるカウンタドリブンギヤ C G 2に連結されている。 また、 動力分配機構 1 6および自動変速機 7 2の構成や それらの連結関係は図 4 2乃至図 4 4に示す実施例と同様であり、 図 4 5の実施 例に対する係合表および共線図は図示はしていないがそれぞれ図 4 3の係合表お よび図 4 4の共線図と同様である。
本実施例の駆動装置 1 9 0においても、 無段変速部或いは第 1変速部として機 能する動力分配機構 1 6と有段変速部或いは第 1変速部として機能する自動変速 機 7 2とから構成されるので、前述の実施例と同様の効果が得られる。 また、 図 1 4乃至図 1 6に示す実施例と比較して同一の軸心上に動力分配機構 1 6と自動 変速機 7 2とが配設されていないので、 駆動装置, 1 9 0の軸心方向の寸法がより 短縮される。 よって、 一般的に駆動装置の軸心方向の寸法が車幅で制約される F F車両用や R R車両用に横置き可能すなわち第 1軸心 1 4 cおよび第 2軸心 3 2 cが車幅方向と平行に搭載可能な駆動装置として好適に用いられ得る。 また、 動 力分配機構 1 6および自動変速機 7 2は、 エンジン 8 (デフドライブギヤ. 3 2 ) とカウンタギヤ対 C Gとの間に配設されているので、 駆動装置 1 9 0の軸心方向 の寸法が一層短縮される。 さらに、 第 2電動機 M 2は第 軸心 3 2 c上に配設さ れているので、 第 1軸心 1 4 cの軸心方向の寸法が短縮される。 実施例 1 5
図 4 6は本発明の他の実施例における駆動装置 2 0 0の構成を説明する骨子図 である。 本実施例は、 図 4 2乃至図 4 4に示す実施例と比較して第 1電動機 M 2 の配置、 第 1クラッチ C 1および第 2遊星歯車装置 2 6の配置が相違する。 図 4 6を参照してそれらの配置 （レイアウト） を説明する。 第 2電動機 M 2は、 カウ ンタギヤ対 C Gに対して第 1遊星歯車装置 4の反対側の位置に力ゥン夕ギヤ対 C Gに隣接して第 1軸心 1 4 c上に配設され、 第 1軸心 1 4 c側の伝達部材であ るカウンタドライブギヤ C G 1に連結されている。 第 1クラッチ C 1および第 2 遊星歯車装置 2 6は、 カウンタギヤ対 C Gに対して第 2クラッチ C 2および第 3 遊星歯車装置 2 8の反対側の位置に、 第 1クラッチ C 1力第 2遊星歯車装置 2 6 よりもカウンタギヤ対 C Gに隣接するように第 2軸心 3 2 c上に配設されている 。 また、 動力分配機構 1 6および自動変速機 7 2の構成やそれらの連結関係は図 4 2乃至図 4 4に示す実施例と同様であり、 図 4 6の実施例に対する係合表およ び共線図は図示はしていないがそれぞれ図 4 3の係合表および図 4 4の共線図と 同様である。
本実施例の駆動装置 2 0 0においても、 無段変速部或いは第 1変速部として機 能する動力分配機構 1 6と有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速 機 7 2とから構成されるので、前述の実施例と同様の効果が得られる。 また、 図 1 4乃至図 1 6に示す実施例と比較して同一の軸心上に動力分配機構 1 6と自動 変速機 7 2とが配設されていないので、駆動装置 2 0 0の軸心方向の寸法がより 短縮される。 よって、 一般的に駆動装置の軸心方向の寸法が車幅で制約される F F車両用や R R車両用に横置き可能すなわち第 1軸心 1 4 cおよび第 2軸心 3 2 cが車幅方向と平行に搭載可能な駆動装置として好適に用いられ得る。 さらに、 第 2電動機 M 2は第 1軸心 1 4 c上に配設されているので、 第 2軸心 3 2· cの軸 心方向の寸法が短縮される。 実施例 1 6
図 4 7は本発明の他の実施例における駆動装置 2 1 0の構成を説明する骨子図
、 図 4 8はその駆動装置 2 1 0の変速段と油圧式摩擦係合装置の係合の組み合わ せとの関係を示す係合表、 図 4 9はその駆動装置 2 1 0の変速作動を説明する共 線図である。 本実施例は、 図 3 9乃至図 4 1に示す実施例と比較して動力分配機 構 1 6と自動変速機 1 7 2とが同じ軸心上に配設されていない点が主に相違する. 。 また、 図 4 2乃至図 4 4に示す実施例と比較して第 1クラッチ C 1が省かれて しヽる点および後進ギヤ段の成立方法が相違する。
従って、本実施例では、 動力分配機構 1 6および自動変速機 1 7 2の構成やそ れらの連結関係については、 動力分配機構 1 6と自動変速機 1 7 2とを連結する 伝達部材が伝達部材 1 8からカウンタギヤ対 C Gに替えられただけでその他は後 進ギヤ段の成立方法を含めて図 3 9乃至図 4 1に示す実施例と同様であり、 図 4 8の係合表および図 4 9の共線図はそれぞれ図 4 0の係合表および図 4 1の共線 図と同様である。 また、 図 4 7に示すように駆動装置 2 1 0を構成する各装置の 配置 （レイアウト） および図 3 9の伝達部材 1 8に相当するカウンタギヤ対 C G の構成は、 第 1クラッチ C 1が省かれている点が相違するだけで図 4 2に示す実 施例と同様である。
本実施例の駆動装置 2 1 0においても、無段変速部或いは第 1変速部として機 能する動力分配機構 1 6と有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速 機 1 7 2とから構成されるので、前述の実施例と同様の効果が得られる。 また、 図 3 9乃至図 4 1に示す実施例と比較して同一の軸心上に動力分配機構 1 6と自 動変速機 1 7 2とが配設されていないので、駆動 ¾置 2 1 0の軸心方向の寸法が より矢豆縮される。 よって、 一般的に駆動装置の軸心方向の寸法が車幅で制約され る F F車両用や R R車両用に横置き可能すなわち第 1軸心 1 4 cおよび第 2軸心 3 2 cが車幅方向と平行に搭載可能な駆動装蘆として好適に用いられ得る。 また 、 動力分配機構 1 6および自動変速機 1 7 2は、 エンジン 8 (デフドライブギヤ . 3 2 ) とカウンタギヤ対 C Gとの間に配設されているので、 駆動装置 2 1 0の軸 心方向の寸法が一層短縮される。 さらに、 第 2電動機 M 2は第 1軸心 1 4 c上に 配設されているので、 第 2軸心 3 2 cの軸心方向の寸法が短縮される。 実施例 1 7
図 5 0は本発明の他の実施例における駆動装置 2 2 0の構成を説明する骨子図 である。 本実施例は、 図 4 7乃至図 4 9に示す実施例と比較して第 2電動機 M 2 の配置および第 2遊星歯車装置 2 6の配置が相違する。 図 5 0を参照してそれら の配置 （レイアウト） を説明する。 第 2電動機 M 2は、 カウンタギヤ対 C Gに対 して第 1遊星歯車装置 2 4の反対側の位置に力ゥンタギヤ対 C Gに隣接して第 1 軸心 1 4 c上に配設され、 第 1軸心 1 4 c側の伝達部材であるカウンタドライブ ギヤ C G 1に連結されている。 第 2遊星歯車装置 2 6は、 カウンタギヤ対 C Gに 対して第 2クラッチ C 2および第 3遊星歯車装置 2 8の反対側の位置にカウン夕 ギヤ対 C Gに隣接するように配設されている。 また、 動力分配機構 1 6および自 動変速機 1 7 2の構成やそれらの連結関係は図 4 7乃至図 4 9に示す実施例と同 様であり、 図 5 0の実施例に対する係合表および共線図は図示はしていないがそ れぞれ図 4 8の係合表および図 4 9の共線図と同様である。
本実施例の駆動装置 2 2 0においても、 無段変速部或いは第 1変速部として機 能する動力分配機構 1 6と有段変速部或いは第 1変速部として機能する自動変速 機 1 7 2とから構成されるので、 前述の実施例と同様の効果が得られる。 また、 図 3 9乃至図 4 1に示す実施例と比較して同一の軸心上に動力分配機構 1 6と自 動変速機 1 7 2とが配設されていないので、駆動装置 2 2 0の軸心方向の寸法が より短縮される。 よって、 一般的に駆動装置の軸心方向の寸法が車幅で制約され る F F車両用や R R車両用に横置き可能すなわち 1軸心 1 4 cおよび第 2軸心 3 2 cが車幅方向と平行に搭載可能な駆動装置として好適に用いられ得る。 さら に、 第 2電動機 M 2は第 1軸心 1 4 c上に配設されているので、 第 2軸心 3 2 c の軸心方向の寸法が短縮される。 実施例 1 8
図 5 1は、 手動操作によって駆動装置 1 0の変速状態を切り換えるための変速 状態手動選択装置としてのシーソー型スィツチ 4 4である。 前述の実施例では、 例えば図 8或いは図 1 2の関係図から車両状態の変化に基づく駆動装置 1 0の変 速状態の自動切換制御作動を説明したが、 例えばシーソー型スィッチ 4 4が手動 操作されたことにより駆動装置 1 0の変速状態が手動切換制御されてもよい。 つ まり、 切換制御手段 5 0は、 スィッチ 4 4の無段変速状態とするか或いは有段変 速状態とするかの選択操作に従って優先的に変速機構 1 0を無段変速状態と有段. 変速状態とに切り換える。 例えば、 ユーザは無段変速機のフィーリングや燃費改 善効果が得られる走行を所望すれば駆動装置 1 0が無段変速状態とされるように 手動操作により選択すればよいし、 また有段変速機の変速に伴うエンジン回転速 度の変化によるフィーリング向上を所望すれば駆動装置 1 0が有段変速状態とさ れるように手動操作により選択すればよい。 また、 スィッチ 4 4に無段変速走行 或いは有段変速走行の何れも選択されない状態である中立位置が設けられる場合 には、 スィッチ 4 4がその中立位置の状態であるときすなわちユーザによって所 望する変速状態が選択されていないときや所望する変速状態が自動切換のときに は、 駆動装置 1 0の変速状態の自動切換制御作動が実行されればよい。 実施例 1 9
図 5 2は、 電子制御装置 4 0の他の実施例の制御機能の要部を説明する機能ブ ロック線図である。 図 5 2において、 有段変速制御手段 5 2は、 予め記憶された 関係から所定の制御変数に基づいて変速機構 1 0による変速動作を制御する。 図 5 3は、斯かる制御に用いられる関係の一例である有段変速制御マップ （変速線 図） 1 6 2を例示する図であり、 有段変速制御手殳 1 5 2は、 前述の有段変速制 御手段 5 4と同様に、 例えば関係記憶手段 1 5 4に記憶された図 5 3の実線及び 一点鎖線に示す有段変速制御マップ 1 6 2から車速 V及び車両負荷すなわち自動 変速部 2 0の出力トルク （アウトプットトルク） T。 で示される車両状態に基 づいて自動変速部 2 0の変速を実行すべきか否かを判断してその自動変速部 2 0 の自動変速制御を実行する。 換言すれば、 自動変速部 2 0の変速すべき変速段を 判断してその自動変速部 2 0の自動変速制御を実行する。 このように、 本実施例 では車速 Vと自動変速部 2 0の出力トルク T。UT乃至は車両負荷の関数として有 段変速機の変速制御が定義されている。 そして無段変速部の無段 ·口ック領域と 同じ制御関数として図 5 3に示すようにマップ化されている。
ハイプリッド制御手段 1 5 6は、前述のハイプリッド制御手段 5 2と同様に、 変速機構 1 0の前記無段変速状態すなわち差動部 1 1の差動状態においてェンジ ン 8を効率のよい作動域で作動させる一方で、 ェンジン 8と第 2電動機 M 2との 駆動力の配分や、 第 1電動機 M l及び/又は第 2電動機 M 2の発電による反力を 最適になるように変化させて差動部 1 1の電気的な無段変速機としての変速比ァ 0を制御する。 例えば、 そ ときの走行車速において、 アクセルペダル操作量 A ccや車速 Vから運転者の要求出力を算出し、 運転者の要求出力と充電要求値から 必要な駆動力を算出し、 エンジン回転速度 N Eとトータル出力とを算出し、 その トータル出力とエンジン回転速度 N Eとに基づいて、 エンジン出力を得るように ェンジン 8を制御するとともに第 1電動機 M 1及び/又は第 1電動機 M 2の発電 量を制御する。
また、 ハイブリツド制御手段 1 5 6は、 その制御を燃費向上などのために自動 変速部 2 0の変速段を考慮して実行する。 斯かるハイプリッド制御では、 ェンジ ン 8を効率のよい作動域で作動させるために定まるエンジン回転速度 N Eと車速 V及び自動変速部 2 0の変速段で定まる伝達部材 1 8の回転速度とを整合させる ために、 差動部 1 1が電気的な無段変速機として機能させられる。 すなわち、 ハ イブリツド制御手段 1 5 6は無段変速走行の時に運転性と燃費性とを両立した予 め記憶されたエンジン 8の最適燃費率曲線に沿ってエンジン 8が作動させられる ように変速機構 1 0のトータル変速比ァ Tの目標傳を定め、 その目標値が得られ るように差動部 1 1の変速比 Ύ 0を制御し、 トー夕ル変速比ァ Tをその変速可能 な変化範囲内例えば 1 3〜0 . 5の範囲内で制御する。
このとき、 ハイブリツド制御手段 1 5 6は、 第 1電動機 M lにより発電された 電気工ネルギをインバー夕 5 8を介して蓄電装置 6 0や第 2電動機 M 2へ供給す . るので、 エンジン 8の駆動力の主要部は機械的に伝達部材 1 8へ伝達されるが、 エンジン 8の駆動力の一部は第 1電動機 M 1の発電のために消費されてそこで電 気エネルギに変換され、 インバータ 5 8を介して第 2電動機 M 2或いは第 1電動 機 M lへ供給され、 その第 2電動機 M 2或いは第 1電動機 M lから伝達部材 1 8 へ伝達される。 この電気工ネルギの発生から第 電動機 M 2で消費されるまでに 関連する機器により、 エンジン 8の駆動力の一部を電気工ネルギに変換し、 その 電気工ネルギを機械的エネルギに変換するまでの電気パスが構成される。 また、 ハイブリツド制御手段 1 5 6は、 エンジン 8の停止又はアイドル状態に拘わらず. 、 差動部 1 1の電気的 C V T機能 （差動作用） によって電動機のみ例えば第 2電 動機 M 2のみを駆動力源としてモータ走行させることができる。 さらに、 ハイブ リッド制御手段 1 5 6は、 エンジン 8の停止状態で差動部 1 1が有段変速状態 （ 定変速状態） であっても第 1電動機 M 1及び/又は第 1電動機 M 2を作動させて モータ走行させることもできる。
また、 ハイプリッド制御手段 1 5 6は、 予め定められた関係から所定の制御変 数に基づいて複数の駆動力源すなわちェンジン 8、 第 1電動機 M 1、 及び第 1電 動機 M 2のうち駆動力を発生させる少なくとも 1つの駆動力源を選択する駆動力 源選択制御手段として機能するものである。 図 5 4は、 車両走行のための駆動力 源をエンジン 8と電動機 M 1、 M 2とで切り換えるため （換言すればエンジン走 行とモータ走行とを切り換えるため） のェンジン走行領域とモ一ダ走行領域との 境界線を有する予め言 S憶された関係の一例であり、 車速 Vを示す軸と駆動力関連 値である出力トルク Το υτを示す軸との直交二次元座標で構成された駆動力源選 択制御マップ （駆動力源切換線図） 1 6 4の一例である。 また、 図 5 4の実線に 対して内側の一点鎖線に示すようにヒステリシスが設けられている。 この図 5 4 の駆^力源選択制御マップ 6 4は、 例えば関係記†意手段 1 5 4に予め記憶された ものであり、 ハイブリツド制御手段 1 5 6は、 この図 5 4に示すような駆動力源 選択制御マップ 1 6 4から車速 Vと出力トルク Τ。υτとで示される車両状態に基 づいてモータ走行領域を判断してモータ走行を実行する。 このように、 ハイプリ ッド制御手段 1 5 6による前記モータ走行は、 図 5 4から明らかなように一般的 にエンジン効率が高トルク域に比較して悪いとされる比較的低出力トルク Τ ο υ τ 時或いは車速の比較的低車速時すなわち低負荷域で実行される。 このように、 本 実施例では車速 Vと自動変速部 2 0の出力トルク Το υτ乃至は車両負荷の関数と して駆動量源選択制御が定義されている。 そして無段変速部の無段 'ロック領域 と同じ制御関数として図 5 4に示すようにマップ化されている。
また、 ハイブリツド制御手段 1 5 6は、 上記モータ走行時においては、 作動し ていないエンジン 8の引き摺りを抑制して燃費を向上させるために、 差動部 1 1 の差動作用によりエンジン回転速度 Ν Εを略零すなわちエンジン回転速度 Ν Εを零 或いは零に近い値例えば零と判定される値に維持する。 図 5 5は前記図 3の共線 図の差動部 1 1部分に相当する図である。 図 5 5は無段変速状態となっている差 動部 1 1における上記モー夕走行時の状態の一例を表している。 例えば、 第 2電 動機 Μ 2の回転トルクで車両走行中には車速 Vに対応する第 電動機 Μ の回転 速度に対してエンジン回転速度 Ν Ε (第 1キヤリャ C A 1の回転速度） が略零に 維持されるように第 1電動機 M 1が負の回転速度で制御例えば空転させられる。 図 5 2に戻り、 増速側ギヤ段判定手段 1 5 8は、 変速機構 1 0を有段変速状態 とする際に切換クラッチ C 0及び切換ブレーキ B 0のいずれを係合させるかを判 定するために、 例えば車両状態に基づいて関係記憶手段 1 5 4に予め記憶された 図 5 3に示すような有段変速制御マッフ Ί 6 2に従って変速機構 1 0の変速され るべき変速段が増速側ギヤ段例えば第 5速ギヤ段であるか否かを判定する。 切換制御手段 1 5 9は、 予め定められた関係から所定の制御変数に基づいて差 動部 1 1を無段変速状態及び定変速比状態のうち何れかに選択的に切り換える。 換言すれば、■変速機構 1 0を無段変速状態及び有段変速状態のうち何れかに選択 的に切り換える。 図 5 6は、 差動部 1 1を無段変速状態及び定変速比状態のうち 何れかに選択的に切り換えるため （変速機構 1 0 .を無段変速状態及び有段変速状 態のうち何れかに選択的に切り換えるため） の無段制御領域と有段制御領域との 境界線を有する予め記憶された関係の一例であり、 車速 Vを示す軸と駆動力関連 値である出力トルク T。 υτを示す軸との直交二次元座標で構成された切換制御マ ップ （切換線図） 1 6 6の一例である。 この図 5 6の切換制御マップ 1 6· 6は、 例えば関係記憶手段 1 5 4に予め記憶されたものであり、 切換制御手段 1 5 9は 、 この図 5 3に示すような切換制御マップ 1 6 6から車速 V及び出力トルク Τ ο υ τで示される車 状態に基づいて差動部 1 1の切り換えるべき状態を判定してす なわち差動部 1 1を無段変速状態とする無段制御領域内である或いは定変速比状 態とする有段制御領域内であるかを判定して、 差動部 1 1を無段変速状態及ぴ定 変速比状態のうち何れかに選択的に切り換える。 換言すれば、 変速機構 1 0の切 り換えるべき変速状態を判定してすなわち変速機構 1 0を無段変速状態とする無 段制御領域内であるか或いは変速機構 1 0を有段変速状態とする有段制御領域内 であるかを判定して、 変速機構 1 0を前記無段変速状態と前記有段変速状態との いずれかに選択的に切り換える。 このように、 本実施例では車速 Vと自動変速部 2 0の出力トルク Τ。υτ乃至は車両負荷の関数として無段変速機の無段 ·ロック 領域が定義されている。 また、 車速 Vと自動変速部 2 0の出力トルク Τ。υτ乃至 は車両負荷の関数として無段変速機の無段 ·有段領域が定義されている。 そして それらの関数が図 5 6に示すようにマップ化されている。
具体的には、 切換制御手段 1 5 9は有段変速制御領域内であると判定した場合 は、 ハイプリッド制御手段 1 5 6に対してハイプリッド制御或いは無段変速制御 を不許可すなわち禁止とする信号を出力するとともに、 有段変速制御手段 1 5 2 に対して予め設定された有段変速時の変速制御を許可する。 このときの有段変速 制御手段 1 5 2は、 関係記憶手段 1 5 4に予め記憶された例えば図 5 3に示す有 段変速制御マップ 6 2に従って自動変速部 2 0の自動変速制御を実行する。 図 2 は、 このときの変速制御において選択される油圧式摩擦係合装置すなわち C 0、 C l、 C 2、' B 0、 B l、 B 2、 B 3の作動の組み合わせを示している。 すなわ ち、 変速機構 1 0全体すなわち差動部 1 1及び自動変速部 2 0が所謂有段式自動 変速機として機能し、 図 2に示す係合表に従って 速段が達成される。
例えば、増速側ギヤ段判定手段 1 5 8により第 5速ギヤ段が判定される場合に は、 変速機構 1 0全体として変速比が 1 . .0より小さな增速側ギヤ段所謂オーバ 一ドライブギヤ段が得られるために切換制御手段 1 5 9は差動部 1 1が固定の変 速比ァ 0例えば変速比ァ 0が 0 . 7の副変速機として機能させられるように切換 . クラッチ C 0を解放させ且つ切換ブレーキ B 0を係合させる指令を油圧制御回路 4 2へ出力する。 また、 増速側ギヤ段判定手段 1 5 8により第 5速ギヤ段でない と判定される場合には、 変速機構 1 0全体として変速比が 1 . 0以上の減速側ギ ャ段が得られるために切換制御手段 1 5 9は差動部 1 1が固定の変速比ァ 0例え ば変速比ァ 0が 1の副変速機として機能させられるように切換クラッチ C 0を係 合させ且つ切換ブレーキ B 0を解放させる指令を油圧制御回路 4 2へ出力する。 このように、 切換制御手段 6 0によって変速機構 1 0が有段変速状態に切り換え られるとともに、 その有段変速状態における 2種類の変速段のいずれかとなるよ. うに選択的に切り換えられて、 差動部 1 1が副変速機として機能させられ、 それ に直列の自動変速部 2 0が有段変速機として機能することにより、 変速機構 1 0 全体が所謂有段式自動変速機として機能させられる。
し力、し、切換制御手段 1 5 9は、 変速機構 1 0を無段変速状態に切り換える無 段変速制御領域内であると判定した場合は、 変速機構 1 0全体として無段変速状 態を成立させるために差動部 1 1を無段変速状態として無段変速可能とするよう に切換クラッチ C 0及び切換ブレーキ B 0を解放させる指令を油圧制御回路 4 2 へ出力する。 同時に、 ハイプリッド制御手段 1 5 6に対してハイプリッド制御を 許可する信号を出力するとともに、 有段変速制御手段 1 5 2には、 予め設定され た無段変速時の変速段に固定する信号を出力するか、 或いは関係記憶手段 5 4に 予め記憶された例えば図 5 3に示すような有段変速制御マップ 1 6 2に従って自 動変速部 2 0を自動変速することを許可する信号を出力する。 この場合、 有段変 速制御手段 1 5 2により、 図 2の係合表内において切換クラッチ C 0及び切換ブ レーキ B 0の係合を除いた作動により自動変速が行われる。 このように、 切換制 御手段 1 5 9により無段変速状態に切り換えられた差動部 1 1が無段変速機とし て機能し、 それに直列の自動変速部 2 0が有段変肆機として機能することにより 、 適切な大きさの駆動力が得られると同時に、 自動変速部 2 0の第 1速、 第 2速 、 第 3速、 第 4速の各ギヤ段に対しその自動変速部 2 0に入力される回転速度す なわち伝達部材 1 8の回転速度が無段的に変化させられて各ギヤ段は無段的な変 速比幅が得られる。 したがって、 その各ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な変 速比となつて変速機構 1 0全体として無段変速状態となりトー夕ル変速比 Ύ Tが 無段階に得られるようになる。 すなわち、 換言すれば切換制御手段 1 5 9は、 差 動状態切換装置としての切換ブレーキ B 0、 切換クラッチ C 0を制御して係合或 いは解放させることにより動力分配機構 1 6を差動状態及び非差動状態の何れか に切り換える。
図 5 7は、 有段変速制御マップ 1 6 1 駆動力源選択制御マップ 1 6 4、 及び 切換制御マップ 1 6 6を包括して示す総合制御マッフ ° 1 6 8である。 この図 5 7 に示すように、 有段変速制御マップ 1 6 2、 駆動力源選択制御マップ 1 6 4、 及. び切 制御マップ 1 6 6は、 好適には、 何れも車速 V及び車両負荷すなわち自動 変速部 2 0の出力トルク Τ。υτを共通の制御変数 （パラメータ） とするものであ る。 換言すれば、 有段変速制御手段 1 5 2、 ハイプリッド制御手段 1 5 6、 増速 側ギヤ段判定手段 1 5 8、 及び切換制御手段 1 5 9は、 予め関係記憶手段 1 5 4 に記憶された関係である総合制御マッフ Ί 6 8力、ら共通の制御変数である車速 V 及び自動変速部 2 0の出力トルク Τ。υτに基づいて総合変速制御及び駆動力源選 択制御を行うものである。 このように共通の制御変数を用いることで、 無段変速 制御及び有段変速制御を選択的に実行するトータル変速制御や、 それらに駆動力 源選拆制御を含めたトータル駆動制御を好適に行うことができる。 このように、 関係記憶手段 1 5 4には、 車速 V及び自動変速部 2 0の出力トルク Τ。υ τの 1変 数関数として無段変速状態及び有段変速状態 （ロック状態） 等の切換領域が可及 的シンプルに規定されている。 また、 無段変速の有利不利、 及び電動機の体格に 影響を及ぼすパワー領域による規定と無段変速の伝達効率上有利不利といった判 定に影響を及ぼす車速 Vによる関数マップとしたことで、 各種制御が実行し易い 構成となっている。 なお、 図 5 7では説明の便宜上、 有段変速制御マップ 1 6 2 、 駆動力源選択制御マップ 1 6 4、 及び切換制御ヌップ 1 6 6を包括して 1つの 総合制御マップ 1 6 8として示しているが、 これらのマップは具体的には図 5 3 、 図 5 4、 及び図 5 6に示すようにそれぞれ異なるマツプとして関係記憶手段 1 5 4に記憶されている。
図 5 8は、 有段変速制御手段 1 5 2による有段変速制御に用いられるパワー乇 —ド用の関係の一例である有段変速制御マップ （変速線図） 1 7 1を例示する図 であり、 図 5 9は、 ハイプリッド制御手段 1 5 6による駆動力源選択制御に用い られるパワーモード用の関係の一例である駆動力源選択制 マップ （駆動力源切 換線図） 1 7 2を例示する図である。 また、 図 6 0は、 有段変速制御マップ 1 7 1、 駆動力源選択制御マップ L7 2、 及び切換制御マップ 1 6 6を包括して示す パワーモード用の総合制御マップ 1 7 4である。 これらの図に示すように、 有段 変速制御手段 1 5 2、 ハイプリッド制御手段 1 5 6、 増速側ギヤ段判定手段 1 5 8、 及び切換制御手段 1 5 9は、 E T Cスィッチの切り換え等によりパワーモー ドの選択操作が行われた場合には、 その選択操作に従って、 関係記憶手段 1 5 4 に言己憶されたパワーモード用の関係から車速 V及び自動変速部 2 0の出力トルク T0UTに基づいて前述の制御を行う。 前記図 5 3、 図 5 4、 図 5 6、 及び図 5 7 に示す関係はノ一マルモード用のマップであり、 図 5 6に示す切換制御マップ 1 6 6は、 ノーマルモード及びパワーモードに共通して用いられる。 すなわち有段 変速線図と駆動力源切換線図とは別マップに規定されており、 ノーマルモード / パワーモード選択切換時に組み合わせて選択される。 このように、 関係記憶手段 1 5 4は、 前述した有段変速制御、 駆動力源選択制御、 及び切換制御に用いる関 係としてそれぞれ複数のマップを記憶するものであっても構わない。
ここで前記図 5 3、 図 5 8について詳述すると、 これらの図は自動変速部 2 0 の変速判断の基となる関係記憶手段 1 5 4に予め記憶された変速線図 （関係） で あり、 車速 Vを示す軸と車両負荷である出力トルク T。UTを示す軸との直交二次 元座標で構成された変速線図 （変速マップ） の一例である。 図 5 3、 図 5 8の実 線はアップシフト線であり一点鎖線はダウンシフト線である。 また、 図 5 3、 図 5 8の破線は切換制御手段 1 5 9による有段制御領域と無段制御領域との判定の ための判定車速 V 1及び判定出力トルク T 1を示,している。 つまり、 図 5 3、 図 5 8の破線はハイプリッド車両の高速走行を判定するための予め設定された高速 走行判定値である判定車速 V 1の連なりである高車速判定線と、 ハイプリッド車 雨の駆動力に関連する駆動力関連値例えば自動変速部 2 0の出力トルク Το υτが 高出力となる高出力走行を判定するための予め設定された高出力走行判定値であ る判定出力トルク T 1の連なりである高出力走行判定線とを示している。 さらに 、 図 5 3、 図 5 8の破線に対して二点鎖線に示すように有段制御領域と無段制御 領域との判定にヒステリシスが設けられている。 つまり、 この図 5 3、 図 5 8は 判定車速 V 1及び判定出力トルク T 1を含む、 車速 Vと出力トルク Τ ο υ τとをパ ラメ一夕として切換制御手段 6 0により有段制御領域と無段制御領域とのいずれ であるかを領域判定するための予め記憶された切換線図 （切換マップ、 関係） で ある。 なお、 この切換線図を含めて変速マップとして関係記憶手段 1 5 4に予め 記憶されてもよい。 また、 この切換線図は判定車速 V 1及び判定出力トルク T 1 の少なくとも 1つを含むものであってもよいし、 車速 V及び出力トルク Τ ο υτの 何れかをパラメ一夕とする予め記憶された切換線であつてもよい。 上記変速線図 や切換線図等は、 マップとしてではなく実際の車速 Vと判定車速 V 1とを比較す る判定式、 出力トルク Τ ο υτと判定出力トルク T 1とを比較する判定式等として 記憶されてもよい。'
上記車両負荷とは、 車両の駆動力に 1対 1に対応するパラメータであって、 駆 動輪 3 8での駆動トルク或いは駆動力のみならず、 例えば自動変速部 2 0の出力 トルク T 0 UT、 エンジントルク T E、 車両加速度や、 例えばアクセル開度或いはス ロットル開度 （或いは吸入空気量、 空燃比、 燃料噴射量） とエンジン回転速度 N Eとによって算出されるエンジントルク T Eなどの実際値や、 運転者のアクセルべ ダル操作量或いはス.ロットル開度に基づいて算出される要求駆動力等の推定値で あってもよい。 また、上記駆動トルクは出力トルク T。UT等からデフ比、 駆動輪 3 8の半径等を考慮して算出されてもよいし、 例えばトルクセンサ等によって直 接検出されてもよい。 上記他の各トルク等も同様である。 また、 例えば判定車速 V 1は、 高速走行において変速機構 1 0が無段変速状態 とされるとかえつて燃費が悪化するのを抑制する うに、 その高速走行において 変速機構 1 0が有段変速状態とされるように設定されている。 また、 判定トルク T 1は、 車両の高出力走行において第 1電動機 M 1の反力トルクをエンジンの高 出力域まで対応させないで第 1電動機 M 1を小型化するために、 例えば第 1電動 機 M 1からの電気工ネルギの最大出力を小さくして配設可能とされた第 1電動機 M 1の特 に応じて設定されることになる。
図 5 3、 図 5 8の関係に示されるように、 出力トルク Τουτが予め設定された 判定出力トルク T 1以上の高トルク領域、 或いは車速 Vが予め設定された判定車 速 V 1以上の高車速領域が、 有段制御領域として設定されているので有段変速走 行がエンジン 8の比較的高トルクとなる高駆動トルク時、 或いは車速の比較的高 車速時において実行され、 無段変速走行がエンジン 8の比較的低トルクとなる低 駆動トルク時、 或いは車速の比較的低車速時すなわちエンジン 8の常用出力域に おいて実行されるようになっている。 同様に、 図 5 6の関係に示されるように、 エンジントルク TEが予め設定された所定値 T E 1以上の高トルク領域、 ェンジ ン回転速度 N Eが予め設定された所定値 N E 1以上の高回転領域、 或いはそれら エンジントルク TE及びエンジン回転速度 N Eから算出されるエンジン出力が所定 以上の高出力領域が、 有段制御領域として設定されているので、 有段変速走行が エンジン 8の比較的高トルク、 比較的高回転速度、 或いは比較的高出力時におい て実行され、 無段変速走行がェンジン 8の比較的低トルク、 比較的低回転速度、 或いは比較的低出力時すなわちエンジン 8の常用出力域において実行されるよう になっている。 図 5 6における有段制御領域と無段制御領域との間の境界線は、 高車速判定値の連なりである高車速判定線及び高出力走行判定値の連なりである 高出力走行判定線に対応している。
これによつて、 例えば、 車両の低中速走行及び低中出力走行では、 変速機構 1
0が無段変速状態とされて車両の燃費性能が確保されるが、 実際の車速 Vが前記 判定車速 V 1を越えるような高速走行では変速機構 1 0が有段の変速機として作 動する有段変速状態とされ専ら機械的な動力伝達経路でエンジン 8の出力が駆動 輪 3 8へ伝達されて電気的な無段変速機として作動させる場合に発生する駆動力 と電気工ネルギとの間の変換損失が抑制されて燃費が向上させられる。 また、 出 力トルク Τ。υτなどの前記駆動力関連値が判定トルク T 1を越えるような高出力 走行では変速機構 1 0が有段の変速機として作動する有段変速状態とされ専ら機 械的な動力伝達経路でエンジン 8の出力が駆動輪 3 8へ伝達されて電気的な無段 変速棒として作動させる領域が車両の低中速走行及び低中出力走行となって、 第. 1電動機 Μ 1が発生すべき電気的エネルギ換言すれば第 1電動機 Μ 1が伝える電 気的エネルギの最大値を小さくできて第 1電動機 Μ 1或いはそれを含む車両の駆 動装置が一層小型化される。 また、 他の考え方として、 この高出力走行において は燃費に対する要求より運転者の駆動力に対する要求が重視されるので、 無段変 速状態より有段変速状態 （定変速状態） に切り換えられるのである。 これによつ て、 ユーザは、 例えば図 1 0に示すような有段自動変速走行におけるアップシフ 卜に伴うエンジン回転速度 Ν Εの変化すなわち変速に伴うリズミカルなエンジン 回転速度 Ν Εの変化が楽しめる。
本実施例においても、 図 5 6に示す有段制御領域と無段制御領域との切り換え 制御に用いる切換制御マップ 1 6 6に代えて、 図 8に示す関係が用いられ得る。 この場合、 切換制御手段 1 5 9は、 図 5 6の切換線図に替えてこの図 8の切換線 図からェンジン回転速度 Ν Εとエンジントルク Τ Εとに基づいて、 それらのェンジ ン回転速度 Ν Εとエンジントルク Τ Εとで表される車両状態が無段制御領域内であ るか或いは有段制御領域内であるかを判定する。 この図 8は図 5 6の破線を作る ための概念図でもある。 換言すれば図 5 6の破線は、 図 8の関係図 （マップ） に 基づいて車速 Vを示す軸と出力トルク Τ ο υτを示す軸とから成る直交二次元座標 上に置き直された切換線でもある。
ここで差動部 1 1の電気的 C V T機能 （差動作用） によって電動機のみ例えば 第 2電動機 Μ 2のみを駆動力源としてモータ走行させるモ一タ走行モードにおけ る前記切換制御手段 1 5 9の制御作動について詳述する。 切換制御手段 1 5 9は 、 モータ走行中が判定されると、 作動していないエンジン 8の引き摺りを抑制し て燃費を向上させるために例えば図 5 5に示すようにハイブリツド制御手段 1 5 6によりェンジン回転 N Eを略零に維持することが可能とされるように動力分酉己 機構 1 6を差動状態へ切り換える。
また、 切換制御手段 1 5 9は、 モータ走行時にはスィッチ 4 8において有段変 速走行すなわち動力分配機構 1 6の非差動状態が選択されている場合であっても 動力分配機構 1 6を差動状態へ切り換える。 これは図 5 4の駆動力源選択制御マ ップ 1 6 4でも分かるように、 モータ走行は元々低負荷域で実行されるので、 高 駆動トルク時ほど有段変速機の変速に伴うェンジン回転速度の変化によるフィー リング向上等が得られないしユーザもその期待度が低いと考えられる。 従って、 切換制御手段 1 5 9は、 モータ走行では燃費向上のためにスィッチ 4 4において 非差動状態が選択されている場合であつても敢えて動力分配機構 1 6を差動状態 へ切り換える。
また、 切換制御手段 1 5 9は、 モータ走行中にエンジン始動の可能性が高い場 合には速やかなェンジン点火が可能なようにェンジン回転速度 N Eを引き上げる ためにモ一夕走行中であっても動力分配機構 1 6を非差動状態へ切り換える。 前 述したようにモー夕走行中はエンジン回転 N Eが略零に維持されているので、 切 換制御手段 1 5 9は例えば図 3又は図 5に示すように動力分配機構 1 6を切換ブ レーキ B 0の係合又は切換クラッチ C 0の係合により非差動状態とすることで、 動力分配機構 1 6の差動状態で第 1電動機 M 1を用いて第 1サンギヤ S 1の回転 速度が引き上げられることに比較してより速やかに第 1サンギヤ S 1の回転速度 を引き上げてエンジン回転速度 N Eを引き上げる。
図 5 2に戻って、 無段変速走行時変速比制御手段 （以下、 変速比制御手段とい う） 1 6 1は、 無段変速部である差動部 1 1が無段変速作動させられる車両の無 段変速走行状態であると判定される場合には、 第 1電動機 M 1の効率？? M 1およ び第 2電動機 M 2の効率 M 2と自動変速部 2 0の効率とに基づいて最適燃費が 得られるように、 自動変速部 2 0の変速比ァとその差動部 1 1の変速比ァ 0とを 制御する。 たとえば、 比較的高速の定常走行時でも第 1電動機 M lの逆転カ行を 発生させないことを目的として差動部 1 1の出力軸回転速度 （自動変速部 2 0の 入力軸回転速度） Ν , Νが抑制されるように、 有段変速部としての自動変速部 2 0 の変速比ァを調整することによりその変速比ァに応じて無段変速部としての差動 部 1 1の変速比ァ 0を変更する。 ，
また、 変速比制御手段 1 6 1は、 関係記憶手段 1 54に予め記憶された図 6 1 に示すようなエンジン燃費マップ 1 67か.ら実際のアクセル開度 Accに基づいて エンジン 8の目標エンジン回転速度 NEMを決定すると共に、 実際の車速 Vに基づ いてその目標エンジン回転速度 NEMを得るための自動変速部 20の変速比ァと差. 動部 1 1の変速比ァ 0を決定する制御を行う。 すなわち図 6 1に示すように、 実 際のアクセル開度 Accに基づいて運転者の要求駆動力を満たすためのエンジン 8 の出力に対応するいずれかの等馬力曲線 L 3 aがよく知られた関係から決定され 、 決定された等馬力曲線 L 3 aと最適燃費曲線 L 2との交点 C aに対応するェン ジン回転速度が目標エンジン回転速度 NEMとして決定される。 また、 上記目標ェ ンジン回転速度 NEMと実際の車速 Vとに基づいてその目標エンジン回転速度 NEM を得るための変速機構 1 0のトータル変速比： 丁が、 たとえば式 （ 1 ) に示す関 係から決定される。 なお、 自動変速部 20の出力軸 2 2の回転速度 N0UT (r p . m) と車速 V (km/h) との関係は、 終減速機の変速比をァ f とし、 駆動輪 3 8の半径を rとすると、 式 （2) に示される関係にある。 次いで、 その変速機構 1 0のトータル変速比ァ T (= 7 X 70) を得るための自動変速部 2 0の変速比 rと差動部 1 1の変速比ァ 0力 式 （ 1 ) 、 （ 2 ) 、 （ 3 ) 、 および （ 4 ) から 、 変速機構 1 0全体の伝達効率が最大となるように決定される。
すなわち、 先ず、 差動部 1 1の変速比ァ 0の変化範囲は零乃至 1であるので、 その変速比ァ 0が 1であると仮定したときにおける上記目標エンジン回転速度 N E Mより大きいエンジン回転速度 N Eを発生させ得る自動変速部 20の変速比候補 値ァ a、 rb等が、 たとえば式 （ 1 ) および （2) に示すようなエンジン回転速 度 N Eと車速 Vとの関係から実際の車速 Vに基づいて複数種類設定される。 次に 、 たとえば式 （3) に示す関係から目標エンジン回転速度 NEMを得るためのト一 タル変速比ァ Tと変速比候補値ァ a、 ァ bとに基づいてそれら変速比候補値ァ a 、 ァ b毎に車両燃料消費量 Mfceが算出され、 その車両燃料消費量が最低となる 変速比候補値を自動変速部 20の変速比ァとして決定し、 その変速比ァと上記目 標ェンジン回転速度 NEMを得るためのトー夕ル変速比ァ Tとから差動部 1 1の変 速比ァ 0が決定される。
式 （3) において、 Feeは燃料消費率、 PLは瞬時必要動力、 7?eleは電気系 の効率、 77CVTは差動部 1 1の伝達効率、 klは差動部 1 1の電気的パスの伝達割 合、 k2は差動部 1 1の機械的パスの伝達割合、 ？?giは自動変速部 20の伝達効率 である。 式 （3) の第 1電動機 M lの効率 7? M lおよび第 2電動機 M 2の効率 ? M2は、 各変速比候補値 7a、 ァ b毎に上記目標エンジン回転速度 NEMを得るため のトータル変速比ァ Tを得るための差動部 1 1め変速比候補ァ Oa、 r Ob毎に 決まる回転速度と、 必要駆動力を発生させるために各電動機に求められる出力ト ルクとに基づいて求められる。 また、 上記 klは通常は 0. 1付近の値であり、 k2 は通常は 0. 9付近の値であるが、 要求出力の関数であるためその要求出力に従 つて変化させられる。 また、 自動変速部 20の伝達効率?? giは、 たとえば式 （4 ) に示されるように、 ギヤ段 i毎に異なる伝達トルク Tiおよび回転部材の回転 速度 Niと油温 Hとの関数である。 なお、 燃料消費率 Fce、 瞬時必要動力 PL、 電気系効率 ??ele、 差動部 1 1の伝達効率 77CVTは、 便宜的に一定値が用いられる 。 また、上記自動変速部 20の伝達効率 7gi等も実用上の精度に影響が出ない範 囲で一定値が用いられてもよい。 ΤΧΝουτ · · · ( 1 )
Figure imgf000174_0001
Mfce=FceXPL/ ( (??M 1 X ??M 2 X ??eleXkl '
+ ?7CVTXk2) x ??gi) · · · ( 3 ) vgi= f (Ti、 Ni、 H) . · · (4) 変速比制御手段 1 6 1は、 以上のようにして決定された自動変速部 0の変速 比ァと差動部 1 1の変速比ァ 0とが無段変速走行における変速比としてそれぞれ 実現されるように、 有段変速制御手段 1 52及びハイブリツド制御手段 1 56に 指令する。 · 図 6 2は、電子制御装置 4 0の制御作動の要部すなわち図 5 2の実施例におけ る変速機構 1 0の切換制御作動を示すフローチヤ一トであり、 例えば数 m s e c 乃至数十 m s e c程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行されるもので ある。
先ず、 ステップ （以下、 ステップを省略する） S A 1において、 図 5 4に示す ような駆動力源選択制御マップ 1 6 4から車速 Vと出力トルク Τ ο υ τとで示され る車両状態に基づいてモータ走行領域であるか否かが判断される。 この S A 1の 判断が肯定される場合には、 S A 1 0において、 第 1電動機 M 1及び/又は第 2 電動機 M 2を駆動力源とするモータ走行が実行された後、 本ルーチンが終了させ られるが、 S A 1の判断が否定される場合には、 S A 2において、 ハイプリヅド 車両の実際の車速 Vが予め設定された判定車速 V 1以上の高車速となったか否か が判定される。 この S A 2の判断が肯定される場合には、 S A 6以下の処理が実 行されるが、 S A 2の判断が否定される場合には、 S A 3において、 ハイブリツ ド車両の実際の駆動トルク或いは自動変速部 2 0の出力トルク Τ ο υ τが予め設定 された判定トルク T 1以上の高トルク （高駆動力） となったか否かが判定される 。 この S A 3の判断が肯定される場合には、 S A 6以下の処理が実行されるが、 S 3の判断が否定される場合には、 S A 4において、 第 1電動機 M 1における電 気エネルギの発生からその電気エネルギが機械的エネルギに変換されるまでの電 気パス （電気工ネルギ伝達経路） に関連する機器の機能低下が、 例えば第 1電動 機 M l、 第 2電動機 M 2、 インバー夕 5 8、蓄電装置 6 0、 それらを接続する伝 送路などの機能低下、 例えば故障 （フヱイル） とか低温による機能不全が発生し たか否かで判定される。
S A 4の判断が肯定される場合には、 S A 6以下の処理が実行されるが、 S A 4の判断が否定される場合には、 変速比制御手段 1 6 1の動作に対応する S A 5 において、 差動部 1 1が無段変速可能とされるように切換クラッチ C 0および切 換ブレーキ B 0を解放させる指令が油圧制御回路 4 2へ出力される。 同時に、 ハ イブリッド制御手段 1 5 6に対してハイプリッド制御を許可する信号が出力され るとともに、 有段変速制御手段 1 5 2に対して自動変速部 2 0を自動変速するこ とを許可する信号が出力される。 したがって、 差動部 1 1が無段変速機として機 能させられると共に、 それに直列の自動変速部 2 ,0が有段変速機として機能する ことにより、 適切な大きさの駆動力が得られると同時に、 自動変速部 2 0の第 1 速、 第 2速、 第 3速、 第 4速の各ギヤ段に対しその自動変速部 2 0に入力される 回転速度すなわち伝達部材 1 8の回転速度が無段的に変化させられて各ギヤ段は 無段的な変速比幅が得られる。 したがって、 その各ギヤ段の間が無段的に連続変. 化可能な変速比となつて変速機構 1 0全体としてト一夕ル変速比 Ύ Tが無段階と なる無段変速状態が得られるようになる。
上記 S A 2、 S A 3、 S A 4の判断のうちで少なくとも 1つが肯定される場合 には、 S A 5において、 変速機構 1 0がいずれの変速段とされるかが、 関係記憶 手段 1 5 4に記憶された図 5 3に示すような有段変速制御マップ 1 6 2に従つて 判断される。 そして、 増速側ギヤ段判定手段 1 5 8に対応する S 7において、 上 記 S 6において判断された変速機構 1 0の変速されるべき変速段が増速側ギヤ段 例えば第 5速ギヤ段であるか否かが判定される。
上記 S A 7の判断が肯定される場合には、 S 8において、 差動部 1 1.が固定の 変速比ァ 0例えば変速比ァ 0が 0 . 7の副変速機として機能させられるように切 換クラッチ C 0を解放させ且つ切換ブレーキ B 0を係合させる指令が油圧制御回 路 4 2へ出力される。 同時に、 ハイブリツド制御手段 1 5 6に対してハイブリツ ド制御或いは無段変速制御が不許可すなわち禁止とする信号が出力されるととも に、 有段変速制御手段 1 5 2には、 S 6において判断された変速段に従って変速 機構 1 0全体として第 5速ギヤ段とされるように自動変速部 2 0を第 4速ギヤ段 に自動変速することを許可する信号が出力される。 また、 上記 S A 7の判断が否 定される場合には、 S A 9において、 差動部 1 1が固定の変速比ァ 0例えば変速 比ァ 0が 1の副変速機として機能させられるように切換クラッチ C 0を係合させ 且つ切換ブレーキ B 0を解放させる指令が油圧制御回路 4 2へ出力される。 同時 に、 ハイプリッド制御手段 1 5 6に対してハイプリッド制御或いは無段変速制御 が不許可すなわち禁止とする信号が出力されるとともに、 有段変速制御手段 1 5 2には、 S A 6において判断された変速段に従って第 1速ギヤ段乃至第 4速ギヤ 段の範囲で自動変速部 2 0を自動変速することを許可する信号が出力される。 し たがって、 SA8および SA9において差動部 1 1が副変速機として機能させら れ、 それに直列の自動変速部 2 0が有段変速機として機能することにより、変速 機構 1 0全体が有段変速状態となり所謂有段自動変速機として機能させられる。 以上の制御において、 S A 6、 S A 8、 及び S A 9が有段変速制御手段 1 5 2の 動作に、 SA 1、 SA5、 SA8、 及び SA9がハイブリッド制御手段 1·5 6の 動作に、 SA5、 SA8、 及び S A 9が切換制御手段 1 5 9の動作にそれぞれ対 応する。
このように、 本'実施例によれば、 電気的な無段変速機として作動可能な無段変 速状態と定変速比状態とに切り換え可能な差動部 1 1と、 予め定められた関係か ら車速及び車両負荷乃至車両用駆動装置の出力トルクに基づいて差動部 1 1を前 記無段変速状態及び定変速比状態のうち何れかに選択的に切り換える切換制御手 段 1 5 9 (SA5、 SA8、 ¾び SA9) とを、 含むことから、 電気的な無段変 速機として作動可能な変速機構 1 0における変速制御を好適に行う制御装置を提 供することができる。
また、 電気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と有段変速機として 作動可能な有段変速状態とに切り換え可能な変速機構 1 0と、 予め定められた関 係から車速及び車両負荷乃至車両用駆動装置の出力トルクに基づいて変速機構 1 0を前記無段変速状態及び有段変速状態のうち何れかに選択的に切り換える切換 制御手段 1 5 9とを、 含むことから、 電気的な無段変速機として作動可能な変速 機構 1 0における変速制御を好適に行う制御装置を提供することができる。 また、 電気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と定変速状態とに切 り換え可能な変速機構 1 0と、 車速及び車雨負荷乃至車両用駆動装置の出力トル クを制御パラメ一夕とし、 前記変速機構 1 0を前記無段変速状態とする第 1の領 域と、 前記変速機構 1 0を前記定変速状態とする第 の領域とが、 規定された切 換制御マップ 1 6 6と、 その切換制御マップ 1 6 6に基づいて前記変速機構 1 0 を前記無段変速状態及び定変速状態のうち何れかに選択的に切り換える切換制御 手段 1 5 9とを、 含むことから、 電気的な無段変速機として作動可能な変速機構 1 0における変速制御を簡単なプログラムにより好適に行う制御装置を提供する ことができる。 ，
また、 電気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と有段変速機として 作動可能な有段変速状態とに切り換え可能な変速機構 1 0と、 車速及び車両負荷 乃至車両用駆動装置の出力トルクを制御パラメータとし、 前記変速機構 1 0を前 記無段変速状態とする第 1の領域と、前記変速機構 1 0を前記有段変速状態とす る第 2の領域とが、 規定された切換制御マップ 1 6 6と、 その切換制御マップ 1 6 6に基づいて前記変速機構 1 0を前記無段変速状態及び有段変速状態のうち何 れかに選択的に切り換える切換制御手段 1 5 9とを、 含むことから、 電気的な無 段変速機及び有段式の変速機として選択的に作動可能な変速機構 1 0における変 速制御を簡単なプログラムにより好適に行う制御装置を提供することができる。 また、前記差動機構 1 6に備えられ、前記無段変速部を電気的な無段変速機と して差動可能とする差動状態と非差動とするロック状態とにその差動機構 1 6を 選択的に切り換える差動状態切換装置すなわち切換ブレーキ B 0及び切換クラッ チ C 0と、 所定の制御パラメ一タにより変速段の切り換えを行う変速線が規定さ れて前記有段式自動変速部 2 0の変速制御に用いられる有段変速制御マップ 1 6 2と、 その有段変速制御マップ 1 6 2と同じ制御パラメータにより前記差動状態 とする差動領域と前記非差動状態とする非差動領域とが規定されて前記差動状態 切換装置による前記差動状態と非差動状態との切換制御に用いられる切換制御マ ッフ ° 1 6 6とを、 含むことから、有段式自動変速部 2 0の変速制御及び電気的な 無段変速機及び有段式の変速機として選択的に作動可能な変速機構 1 0における 変速制御を簡単なプログラムにより好適に行う制御装置を提供することができる また、前記差動機構 1 6を、 電気的な無段変速機として差動可能とする差動状 態と、 非差動とするロック状態とに選択的に切り換える差動状態切換装置すなわ ち切換ブレーキ B 0及び切換クラッチ C 0と、 所定の制御パラメ一夕により前記 エンジン 8、 第 1電動機 M l、 及び第 2電動機 M 2のうち駆動力を発生させる少 なくとも 1つの駆動力源を決定する領域が、 決定される駆動力源に応じて複数規 定されてその駆動力源の選択制御に用いられる駆動力源選択制御マップ 1 6 7と 、 その駆動力源選択制御マップ 6 7と同じ制御/、"ラメ一夕により前記差動状態と する差動領域と前記非差動状態とする非差動領域とが規定されて前記差動状態切 換装置による前記差動状態と非差動状態との切換制御に用いられる切換制御マッ プ 1 6 6とを、含むことから、 電気的な無段変速機として作動可能な変速機構 1 0における変速制御及び駆動力源の選択制御を簡単なプログラムにより好適に行 う制御装置を提供することができる。
また、 電気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と有段変速機として 作動可能な有段変速状態とに切り換え可能な変速機構 1 0と、 所定の制御パラメ 一夕により前記ェンジン 8、 第 1電動機 M 1、 及び第 1電動機 M 2のうち駆動力 を発生させる少なくとも 1つの駆動力源を決定する領域が、 決定される駆動力源 に応じて複数規定されてその駆動力源の選択制御に用いられる駆動力源選択制御 マップ 1 6 4と、 その駆動力源選択制御マップ 6 4と同じ制御パラメータにより 前記無段変速状態とする無段変速領域と前記有段変速状態とする有段変速領域と が規定されて前記変速機構 1 0による前記無段変速状態と有段変速状態との切換 制御に用いられる切換制御マップ 1 6 6とを、 含むことから、 電気的な無段変速 機及び有段式の変速機として選択的に作動可能な変速機構 1 0における変速制御 及び駆動力源の選択制御を簡単なプログラムにより好適に行う制御装置を提供す ることができる。
また、 前記制御パラメータは、 車速 V及び車両負荷すなわち自動変速部 2 0の 出力トルク Τουτであるため、 電気的な無段変速機として作動可能な変速機構 1
0における変速制等を簡単なプログラムにより実用的な態様で行うことができる
実施例 2 0
図 6 3は、電子制御装置 4 0の他の実施例の制御機能の要部を説明する機能ブ ロック線図である。
燃費曲線選択手段 2 8 0は、 燃費或いはエネルギ効率と運転性とが考慮される ことにより車両にとつて最適なェンジン 1 0の作動となるように燃費曲線記憶手 段 2 8 2に予め記憶されているエンジン 8の燃料 f肖費マップ （以下、 燃費マップ と表す） すなわち燃費曲線を選択する。 この燃費マップはリアルタイムで変ィ匕す るものでもよいが、 予め実験的に求められ且つ記憶されたものをマツプ化して記 憶したものでもよい。 図 6 4の破線に示すエンジン 8の最適燃費曲線はその燃費 マップの一例であって、例えばェンジン回転速度 N Eを示す軸とエンジントルク Teを示す軸 との直交二次元座標において等高線のように実線で表される等燃費 率曲線のうちの最も低い燃費領域をェンジン回転速度 N Eの上昇に伴って通過す るように形成された予め実験的に求められた最適燃費点を結ぶ曲線である。 この 最適燃費曲線は最低燃費動作点を表す点の連なりでもある。 図 6 4において、 上 記等燃費率曲線は等しいェンジン燃料消費率 f e の点を結んだものを示している 。 また、 この等燃費率曲線は内周側ほどエンジン燃料消費率 f e が小さいすなわ ち良い燃費を表している。 つまり、 この等燃費率曲線はエンジン 8の中速高負荷 域に蕞良燃費領域が形成される。
上記燃費マップは、基本的にはエンジン 8の仕様に基づいて決定されるが、 車 両状態例えばエンジン 1 0の内部的要因或いは外部的要因に影響される。 このた め、 こめ燃費マップはエンジン水温、 触媒温度、 エンジン作動油温、 或いは燃焼 状態すなわちリーンゃストイキで示される空燃比等の内外的要因で変化させられ る。 従って、 燃費曲線記憶手段 2 8 2は複数種類の燃費マップを記憶するか、 或 Iヽは記憶した 1種類の燃費マップを上記内外的要因に基づいてリアルタイムで燃 費マップを変化させる。 結果として、 燃費曲線選択手段 2 8 0は上記内外的要因 に基づいて複数種類の燃費マップから.1つを選択することになる。
以下に、 燃料消費率 f とエンジン 8から駆動輪 3 8への動力伝達効率 77 (以下 、 伝達効率 77と表す） との関係を簡単に述べる。
一般にェンジン単体の燃費性能はェンジン燃料消費率 f eすなわち単位出力 X 時間 （=単位仕事） 当たりの燃料消費質量で表され、 例えば単位出力当たり 1時 間に使用される燃料をグラムで表した g/ps · h または g/kW ' hが用いられる。 つ まり、 概念的には エンジン燃料消費率 f e =燃料消費量 F /エンジン出力 P e で表される。 従って、 燃料消費量 Fが少ない程またエンジン出力 P e が大きい程 エンジン燃料消費率 f e が小さくなるすなわち良い燃費を示すことになる。 言い 換えれば、 燃費の良し悪しは燃料消費量 Fが同じであれば得られるエンジン出力 P e の大きさで比較することができるので、 最適燃費曲線に沿ってエンジン 8が 作動させられる場合がそうでない場合に比較して高いエンジン出力 P e が得られ ていることになる。 前記図 6 4には変速機構 1 0の無段変速状態での燃費マップ が前記最適燃費曲線として示した破線で、 および有段変速状態での燃費マップが 実線で例示してある。 無段変速状態の場合は車速 Vに対してエンジン回転速度 N Eが最適燃費曲線に沿うように連続的に変速比が変化させられる。 一方、 有段変 速状態の場合は段階的に変速比が変化するため車速 Vに対してエンジン回転速度 N Eが固定される。 よって、 図 6 4のようにそれぞれの燃費マップが示される。 本実施例では無段変速状態の場合の燃費マップを破線に示す最適燃費曲線と同じ としたが、無段変速状態の場合と有段変速状態の場合との違いを明確にするため の例示であり必ずしも一致したものでなくてもよい。
上述した燃費マップより無段変速状態での車両走行となる無段変速走行で得ら れるエンジン出力 P ecvtと有段変速状態での車雨走行となる有段変速走行で得ら れるエンジン出力 P euとを例えば同一ェンジン回転速度 N Eで比較すると、 最適 燃費曲線により近い無段変速走行の場合がより大きくなる。 すなわち、 一律に無 段エンジン出力 p ecvt >有段エンジン出力 P euとなる。 また、 駆動輪 3 8で得ら れる駆動輪出力 Pw はエンジン出力 Pe の駆動輪 3 8への伝達効率 および変速 機構 1 0のシステム効率 7? sysを考慮すると一般的には 駆動輪出力 Pw =ェン ジン出力 Pe X伝達効率?？ Xシステム効率?? sys で表され、 無段変速走行で得 られる駆動輪出力 Pwcvtと有段変速走行で得られる駆動輪出力 Pwuとを比較する と伝達効率 7? Xシステム効率? 7 sys (以下、 伝達効率 7? Xシステム効率 7? sysを走 行効率 7? t とする） が同じであれば一律に無段駆動輪出力 Pwcvt >有段駆動輪出 力 P TOとなる。 よって車両としての燃費を 燃料消費率 f s =燃料消費量 F /駆 動輪出力 Pw とすれば同一の車両状態すなわち同一車速 V、 同一燃料消費量 Fで の比較では常に無段変速走行が有段変速走行より燃費が良いことになる。 しかしながら、 実際には上記伝達効率 77は電気的な無段変速状態に比較して専 ら機械的な伝達経路が構成される有段変速状態の 合の方が高くなるので、 無段 ェンジン出力 P ecvtと有段ェンジン出力 P euとの差、 電気的な無段変速状態の伝 達効率 77 CVt とシステム効率 ? sysc、 および有段変速状態の伝達効率 77 u とシス テム効率 7? sysuによっては無段駆動輪出力 P wcvt ( =無段ェンジン出力 P ecvt X 無段伝達効率 w cvt X無段システム効率?? sysc) が有段駆動輪出力 Pwu (·=有段 エンジン出力 P eu X有段伝達効率 V u X有段システム効率? 7 sysu) より必ずしも 大きくなるとは限らない。 従って、 車両としてめ燃費は無段変速走行が有段変速 走行より必ずしも燃費が良いとは限らない。 見方を換えれば、 伝達効率 ?の高い 有段変速走行の方が燃費上有利であるが、 ェンジン単体で見れば特に中低速で燃 費の良い領域を使うことができる無段変速走行の方が燃費上有利となる。 よって 、本実施例では無段伝達効率 ? cvt X無段システム効率 7? syscおよび有段伝達効 率?? u X有段システム効率?? sysuを算出し、 それら走行効率 主に伝達効率 を考慮してすなわち走行効率 77 1 の違いによる燃費に与える影響を加味して無段. エンジン出力 P ecvtおよび有段ェンジン出力 P euから無段駆動輪出力 P wcvtおよ び有段駆動輪出力 P wuを算出して無段変速状走行と有段変速走行との燃費を比較 する。 '
上記無段システム効率 77 syscは変速機構 1 0を電気的な無段変速機とした場合 での蓄電装置 6 0の充放電効率、 電線の効率、 インバー夕 5 8の消費電力等の電 気系の効率と、 オイルポンプによる損失や補機の消費エネルギ等で求められ、 ま た、 有段システム効率 7? sysuはオイルポンプの損失や補機の消費エネルギ等で求 められるが、 本実施例では無段システム効率? 7 syscおよび有段システム効率刀 sy suは予め実験等で求められて記憶されている一定値が用いられる。
燃費曲線選択手段 2 8 0は、 上述した燃費曲線記憶手段 8 2に予め記憶されて いる前記無段変速走行および前記有段変速走行におけるェンジン 8の燃費マップ をそれぞれ選択すること加え、 それら燃費マップ例えば上記図 6 4に示す燃費マ ップから現在の車両状態すなわち車速 Vでの無段ェンジン出力 P ecvtおよぴ有段 エンジン出力 P euを読み込む。 言い換えれば、 燃費マップからエンジン出力 Pが 求められることでェンジン 8の燃料消費率 f e に基づいて車両の燃料消費率 f s が算出されることになる。
伝達効率算出手段 2 8 4は、 変速機構 1 0の無段変速状態および有段変速状態 での車両の燃料消費率 f s を算出するために無段変速状態および有段変速状態で のェンジン 8から駆動輪 3 8への無段走行効率 V tcvt 無段伝達効率？7 cvt X 無段システム効率? 7 sysc) および有段走行効率 7? tu ( =有段伝達効率 X有段 . システム効率 7? sysu) とを算出する。
図 6 5は車速 Vや車両の駆動力に関連する駆動力関連値をパラメータとして伝 達効率 7?が設定される予め記憶された関係 （マップ） であり、 車速 Vの変化に応 じて変化するすなわち車速 Vが高車速となる程高くなる無段伝達効率 7? cvt を破 線 Aに、 有段伝達効率 を実線 Aに示した一例である。 また、 それぞれの線 A に対して前記駆動力関連値例えば出力トルクが Tout が高くなる場合での伝達効 率 77を線 Bに示した。 図 6 5において伝達効率？?は出力トルク Tout の変化に応 じて変化するすなわち高トルク時程高くなることがわかる。 高車速、 高トルク時 程伝達効率 77が高くなるのは大きくなる駆動輪出力 Pwに対して伝達損失が相対 的に低くなる為である。 よって、 例えば伝達効率算出手段 2 8 4は、 上記予め記 憶された関係から実際の車両状態例えば車速 Vや前記駆動力関連値に基づいて無 段伝達効率 ? CVt および有段伝達効率 7 U を定めることになる。 一般的には、 無 段伝達効率?? cvt は第 1電動機 M 1および第 1電動機 M 2の効率を含み主に電気 パスによる損失を考慮した電気的な無段変速機としての伝達効率例えば 0 . 8程 度、 有段伝達効率 7 U は機械的な伝達経路が構成される有段変速機としての伝達 効率例えば 0 . 9 2程度とされるが、 本実施例では車両状態によって変化するす なわち車両状態に基づいて変化する関数として予め記憶されている。
前記駆動力関連値とは、 前述のように、 駆動輪 3 8での駆動トルク或いは駆動 力のみならず、 例えば自動変速部 2 0の出力トルク Tout 、 エンジントルク Te 、 車両加速度や、 例えばアクセル開度或いはスロットル開度 （或いは吸入空気量 、 空燃比、 燃料噴射量） とエンジン回転速度 N Eとによって算出されるエンジン トルク Te などの実際値や、 運転者のアクセルペダル操作量或いはスロットル開 度に基づいて算出される要求駆動力等の推定値、 トルクセンサ等による検出値な どの車両の駆動力に 1対 1に対応するパラメータ.であるので、 前記図 6 5に示す 高トルク時は出力トルク Tout が高くなる場合以外にアクセル開度、 スロットル 開度等の前記駆動力関連値が高くなるときである。 また、 燃料噴射量、 吸入空気 量、 負圧等も高トルク時に関連するパラメ一夕である。 さらに、登坂路走行のよ うに車両の走行抵抗が大きくなる場合も高トルク時に相当する。 この車両の走行 . 抵抗は他にころがり抵抗、空気抵抗、 加速抵抗等であり、 ころがり抵抗や空気抵 抗は車速に関連し、 加速抵抗は前記駆動力関連値に関連しているので、 車両の走 行抵抗は前記駆動力関連値であるとも言える。
燃料消費率算出手段 2 8 6は、 無段変速走行および有段変速走行でのそれぞれ の車両の燃料消費率 f s を逐次算出する。 例えば、 燃料消費率算出手段 2 8 6は 最適燃費曲線選択手段 8 0により読み込まれた無段エンジン出力 P ecvtおよび有 段エンジン出力 Peuと、 伝達効率算出手段 2 8 4により算出された無段走行効率 7? tcvtおよび有段走行効率 7? tuと、 燃料消費量センサ 2 9 0によって検出された 燃料消費量 Fとに基づいて、 無段変速走行の車両の燃料消費率 f scvt 燃料消 費量 F / (無段エンジン出力 Pecvt x無段走行効率 ?? tcvt) } および有段変速走 行の車両の燃料消費率 f su { =燃料消費量 F / (有段エンジン出力 P eux有段走 行効率 W tu) } を算出する。 結果として、 この燃料消費率算出手段 2 8 6は、 車 両状態例えば車速 V、 前記駆動力関連値等に基づいて車両の燃料消費率 f s を算 出することになる。
上述した無段変速走行と有段変速走行との車両の燃料消費率 f sの算出におい て同一の車両状態において実行されるすなわち燃料消費量センサ 2 9 0によって 検出される燃料消費量 Fは同じであるので、 車両の燃料消費率 f s の比較の上で は燃料消費率算出手段 2 8 6は燃料消費量 Fを一定値すなわち予め記憶された定 数とし車両の燃料消費率 f s を算出してもよい。 この場合には、 車両の燃料消費 率 f s は必ずしも正確なものではなく 「燃料消費率関連値」 とも言うべきもので あり、 燃料消費量センサ 2 9 0は燃料消費量 Fを検出する必要はないか或いは車 両に備えられる必要はない利点がある。 本実施例での切換制御手段 5 0は、前記無段変速状態および前記有段変速状態 の何れの走行での燃料消費率が良いかを逐次判断.し、 それに基づいて変速機構 1 0を無段変速状態と有段変速状態とのいずれかに選択的に切り換える。 また、 切 換制御手段 5 0は変速状態燃費判定手段 2.8 8を備え、 変速状態燃費判定手段 2 8 8により逐次出力される判定結果に基づいて変速機構 1 0を前記無段変速状態 と前記有段変速状態とのいずれかに選択的に切り換える。 その変速状態燃費判定 . 手段 2 8 8は、 無段変速走行および有段変速走行の何れが燃料消費率すなわち燃 費が良いかを、 たとえば燃料消費率算出手段 2 8 6により算出された無段変速走 行の車雨の燃料消費率 f scvtおよび有段変速走行の車両の燃料消費率 f suを逐次 比較して判断する。
上述した無段変速走行と有段変速走行との車両の燃料消費率 f s の比較におい て燃料消費率算出手段 2 8 6により車両の燃料消費率 f s が燃料消費量 Fを一定 値として算出される場合には、 変速状態燃費判定手段 2 8 8は無段駆動輪出力 P wcvtと有段駆動輪出力 P wuとを比較して大きい方を燃費が良いと判断してもよい 。 この場合には、 燃料消費率算出手段 2 8 6により車両の燃料消費率 f s に関連 する値として無段駆動輪出力 P wcvtおよび有段駆動輪出力 Pwuが算出されるだけ でよい。
図 6 6は、 本実施例の電子制御装置 4 0の制御作動の要部すなわち車両の燃費 に基づく変速機構 1 0の変速状態の切換制御作動を示すフローチヤ一トであり、 例えば数 m s e c乃至数十 m s e c程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し 実行されるものである。
先ず、 最適燃費曲線選択手段 2 8 0に対応するステップ （以下、 ステップを省 略する） S B 1において、 燃費曲線記憶手段 8 2に予め記憶されているエンジン 8の燃費マップが選択され、 その燃費マップから車両状態すなわち車速 Vに基づ く無段ェンジン出力 P ecvtおよび有段ェンジン出力 P euが読み込まれる。 この燃 費マップはエンジン水温、 エンジン作動油温、 或いは燃焼状態すなわちリーンや ストィキで示される空燃比等のエンジン 8の内外的要因で変化させられる。
続く、 伝達効率算出手段 2 8 4に対応する S B 2において、 変速機構 1 0の無 段変速状態での無段伝達効率 7? cvt が例えば図 6 5に示す予め記憶された関係か ら車両状態例えば実際の車速 Vや駆動力関連値に葶づいて求められる。 好適には
、 その無段伝達効率 7? cvt と一定値として記憶されている無段システム効率 7? sy scとで無段走行効率? ? tcvt 無段伝達効率 " cvt X無段システム効率 77 sysc ) が算出される。 そして、 燃料消費率算出手段 8 6に対応する S B 3において、 上記 S B 1で読み込まれた無段エンジン出力 P ecvtと上記 S B 2で求められた無 段走行効率 tcvtから無段変速走行での車両の燃料消費率 f scvt { =燃料消費量 F / (無段エンジン出力 P ecvt x無段走行効率?? tcvt) } が算出される。
続いて、 伝達効率算出手段 2 8 4に対応する S B 4において、変速機構 1 0の 有段変速状態での有段伝達効率 77 uが例えば図 6 5に示す予め記憶された関係か ら車両状態例えば実際の車速 Vや駆動力関連値に基づいて求められる。 好適には 、 その有段伝達効率 77 U と一定値として記憶されている有段システム効率 7? sysu とで有段走行効率 77 tu ( =有段伝達効率? 7 U X有段システム効率 w sysu) が算出 される。 そして、 燃料消費率算出手段 2 8 6に対応する S B 5において、 上記 S B 1で読み込まれた有段エンジン出力 P euと上記 S B 4で求められた有段走行効 率 7? tuから有段変速走行での車両の燃料消費率 f su { =燃料消費量 F / (有段ェ ンジン出力 P eu X有段走行効率? 7 tu) } が算出される。
さらに、 変速状態燃費判定手段 8 8に対応する S B 6において、 無段変速走 行および有段変速走行の何れが車両の燃料消費率 f sすなわち燃費が良いかが、 例えば上記 S B 3および S B 5において算出された無段変速走行の車両の燃料消 費率 f scvtおよび有段変速走行の車両の燃料消費率 f SUを比較して判断される。 好適には、 この S B 6において有段変速走行での燃費が良いか否かすなわち変速 機構 1 0の変速状態を有段変速状態に切り換える方が燃費上有利であるか否かが 判定される。
この S B 6の判断が否定される言い換えれば S B 6において無段変速走行での 燃費が良いと判断される場合は切換制御手段 5 0に対応する S B 7において、 変 速機構 1 0が無段変速状態とされるように切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0を解放させる指令が油圧制御回路 4 2へ出力される。 同時に、 ハイプリッド 制御手段 5 2に対してハイプリッド制御を許可する信号が出力されるとともに、 有段変速制御手段 5 4には、 予め設定された無段,変速時 変速段に固定する信号 が出力されるか、 或いは変速線図記憶手段 5 6に予め記憶された例えば図 1 2に 示す変速線図における自動変速部 2 0の変速判断の基となる変速線に従って自動 変速することを許可する信号が出力される。 したがって、 この無段変速走行では 、 切換型変速部 1 1が無段変速機として機能させられ、 それに直列の自動変速部. 2 0が有段変速機として機能することにより、 適切な大きさの駆動力が得られる と同時に、 自動変速部 2 0の第 1速、 第 2速、 第 3速、 第 4速の各ギヤ段に対し その自動変速部 2 0に入力される回転速度すなわち伝達部材 1 8の回転速度が無 段的に変化させられて各ギヤ段は無段的な変速比幅が得られる。 したがって、 そ の各ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な変速比となって変速機構 1 0全体とし てのトータル変速比 γ Τが無段階に得られるようになる。
この S Β 6の判断が肯定される言い換えれば S Β 6において有段変速走行での 燃費が良いと判断される場合は切換制御手段 5 0に対応する S Β 8において、 変. 速機構 1 0が有段変速状態とされるようにハイプリッド制御手段 5 に対してハ イブリツド制御或いは無段変速制御を不許可（禁止） とする信号を出力するとと もに、 有段変速制御手段 5 4に対しては、 予め設定された有段変速時の変速制御 を許可する。 このときの有段変速制御手段 5 4は、 変速線図記憶手段 5 6に予め 記憶された例えば図 1 2に示す変速線図に従って自動変速制御を実行する。 図 2 は、 このときの変速制御において選択される油圧式摩擦係合装置すなわち C 0、 C l、 C 2、 B 0、 B l、 B 2、 B 3の作動の組み合わせを示している。 この有 段自動変速制御モードの第 1速乃至第 4速では、 切換クラッチ C 0が係合させら れることにより切換型変速部 1 1が固定の変速比ァ 0が 1の副変速機として機能 しているが、 第 5速では、 その切換クラッチ C 0の係合に替えて切換ブレーキ B 0が係合させられることにより切換型変速部 1 1が固定の変速比ァ 0が 0 . 7の 副変速機として機能している。 すなわち、 この有段自動変速走行では、 副変速機 として機能する切換型変速部 1 1と自動変速部 2 0とを含む変速機構 1 0全体が 所謂有段式自動変速機として機能している。 この結果、 一般的に燃費が良いとされる電気的な無段変速機が構成される変速 機構 1 0が車両の燃費上有利な走行となる変速状態に切り替えられるので、 一層 燃費が向上する。
上述のように、 本実施例によれば、 電気的な無段変速機として作動可能な無段 変速状態と有段の変速機として作動可能な有段変速状態とに切り換え可能な変速 状態切換型変速機構 1 0が、前記無段変速状態および前記有段変速状態の何れの. 走行での車両の燃料消費率 fが良いかに基づいて切換制御手段 5 0 ( S B 6、 S B 7、 S B 8 ) により無段変速状態と有段変速状態とのいずれかに選択的に切り 換えられることから、 一層燃費が向上する適切な走行が得られる。
また、 本実施例によれば、 燃料消費率算出手段 2 8 6 ( S B 3 . S B 5 ) によ り前記燃料消費率 fが車両状態例えば車速 Vや前記駆動力関連値から逐次算出さ れるので、 リアルタイムで前記無段変速状態および前記有段変速状態での燃料消 費率 fが算出されて変速機構 1 0の変速状態が燃費の良い走行状態とされる。 また、 本実施例によれば、前記燃料消費率 f は、 例えば図 6 4に示す予め記憶. された関係から求められるエンジン 8の燃料消費率 f e に基づいて算出されるの で、 燃料消費率算出手段 2 8 6により車両の燃料消費率 f s が適切に算出される また、 本実施例によれば、前記車両状態から算出される燃料消費率 f は、 伝達 効率算出手段 2 8 4 ( S B 2、 S B 4 ) により算出されたエンジンから駆動輪 3 8への伝達効率? 7が考慮されるので、 燃料消費率算出手段 2 8 6により燃料消費 率 fが適切に算出される。
また、 本実施例によれば、前記伝達効率 7?は車両の走行抵抗例えば登坂路走行 等の高トルク走行によつて変化するものであり、 その伝達効率 7?に基づいて燃料 消費率算出手段 2 8 6により燃料消費率 fが適切に算出される。
また、 本実施例によれば、 前記伝達効率 77は車速 Vによって変化するものであ り、 その伝達効率 に基づいて燃料消費率算出手段 2 8 6により燃料消費率 fが 適切に算出される。
また、 本実施例によれば、前記伝達効率? 7は前記車両の駆動力関連値によって 変化するものであり、 その伝達効率？?に基づいて燃料消費率算出手段 2 8 6によ り燃料消費率 fが適切に算出される。
また、本実施例によれば、 動力分配機構 1 6が、 第 1キヤリャ C A 1、 第 1サ ンギヤ S 1、 第 1リングギヤ R 1を 3要素とするシングルピニオン型の第 1遊星 歯車装置 2 4によつて簡単に且つ動力分配機構 1 6の軸方向寸法が小さく構成さ れる利点がある。 さらに、 動力分配機構 1 6には油圧式摩擦係合装置すなわち第. 1サンギヤ S 1と第 1キヤリャ C A 1とを相互に連結する切換クラッチ C 0およ び第 1サンギヤ S 1をトランスミツションケース 1 2に連結する切換ブレーキ B 0が設けられているので、 切換制御手段 5 0により変速機構 1 0の無段変速状態 と有段変速状態とが簡単に制御される。
また、本実施例によれば、 動力分配機構 1 6と駆動輪 3 8との間に自動変速部 2 0が直列に介装されており、 その動力分配機構 1 6の変速比すなわち切換型変 速部 1 1の変速比とその自動変速部 2 0の変速比とに基づいて変速機構 1 0の総 合変速比が形成されることから、 その自動変速部 2 0の変速比を利用することに よって駆動力が幅広く得られるようになるので、 切換型変速部 1 1における無段 変速制御すなわちハイプリッド制御の効率が一層高められる。
また、 本実施例によれば、 変速機構 1 0が有段変速状態とされるとき、 切換型 変速部 1 1が自動変速部 2 0の一部であるかの如く機能して変速比が 1より小さ いオーバドライブギヤ段である第 5速が得られる利点がある。
また、本実施例によれば、 第 1電動機 M 2が自動変速部 2 0の入力回転部材で ある伝達部材 1 8に連結されていることから、 その自動変速部 2 0の出力軸 2 2 に対して低トルクの出力でよくなるので、 第 2電動機 M がー層小型化される利 点がある。 実施例 2 1
図 6 7は、電子制御装置 4 0による制御機能の要部を説明する機能ブロック線 図であって、 図 6 3の別の実施例である。
図 6 8は、 自動変速部 2 0の変速判断の基となる変速線図記憶手段 5 6に予め 言己憶された変速線図 （変速マップ或いは関係） であり、 車速 Vと駆動力関連値で ある出力トルク Tout とをパラメータとするニ 元座標で構成された変速線図の 一例である。 図 6 8の実線はアップシフト線であり一点鎖線はダウンシフト線で ある。 この図 6 8は、 図 1 2に示すものと同様であるが、 変速機構 1 0を前記無 変速状態とするための無段制御領域と前記有段変速状態とするための有段制御 領域とが、 何れでの走行が車両の燃料消費率 f s が良いかを考慮して設定されて. いる点において相違する。
すなわち、 図 6 8は車速 Vと駆動力関連値例えば出力トルク Tout とをパラメ 一夕として前記無段変速状態および前記有段変速状態の何れでの走行が車両の燃 料消費率 f s が良いかによつて変速機構 1 0を前記無段変速状態とするための無 段制御領域と前記有段変速状態とするための有段制御領域が設定された予め記憶 された切換線図 （切換マップ或いは関係） の一例でもある。 例えば、 それらの領 域の設定すなわち図 6 8の破線およびその破線に対してヒステリシスが設けられ ている二点鎖線に示す無段制御領域と有段制御領域との境界線は、 変速機構 1 0 が前記無段変速状態および前記有段変速状態の何れでの走行が車両の燃料消費率 f s が良いかに基づいて予め実験等で求められたものである。 すなわち、 この図 6 8は変速マップと切換マップとが同一の二次元座標で構成された場合の関係を 示す図でもあり、 この切換マップは変速マップとともに変速線図記憶手段 5 6に 予め記憶されていることになる。 なお、 変速マップと切換マップとが異なる二次 元座標で構成されるのはもちろんのこと、 その切換マップが変速線図記憶手段 5 6以外の別の記憶手段例えば図示しない切換線図記憶手段に予め記憶されてもい てもよい。
本実施例の切換制御手段 5 0は、 前述の実施例での車両の燃料消費率 f に基づ いく変速機構 1 0の変速状態の切換えに替えて、 例えば図 6 8に示すような変速 線図記憶手段 5 6に予め記憶された切換マップから現在の車両状態すなわち実際 の車速 Vと出力トルク Tout とに基づいて変速機構 1 0を前記無段変速状態およ び前記有段変速状態の何れかに選択的に切り換える。
この結果、一般的に燃費が良いとされる電気的な無段変速機が構成される変速' 機構 1 0が車両の燃費上有利な走行となる変速状態に切り替えられるので、 一層 燃費が向上する。 また、 前述の実施例のように燃^斗消費率 f が逐次算出される場 合に比較して制御が簡単で電子制御装置 4 0の計算負荷も少なくて済むことにな る。 .
上述のように、 本実施例によれば、前記無段変速状態および前記有段変速状態 の何れでの走行が燃料消費率 fが良いかによりその無段変速状態或いはその有段 . 変速状態とするための領域が設定された例えば図 6 8に示す予め記憶された関係 から車両状態例えば実際の車速 Vと出力トルク Tout に基づいて変速機構 1 0が 前記無段変速状態と前記有段変速状態とのいずれかに選択的に切り換えられるの で、 変速機構 1 0の変速状態が簡単に燃費の良い走行状態に切り替えられて一層 燃費が向上する。 実施例 2 2 - 図 6 9は、 電子制御装置 4 0による制御機能の要部を説明する機能ブロック線 図であって、 図 6 3の別の実施例である。
図 6 9において、 切換制御手段 5 0は、 高車速判定手段 6 2、高出力走行判定 手段 6 4、 および電気パス機能判定手段 6 6をさらに備えており、 車両の所定条 件に基づいて変速機構 1 0の変速状態の切換えが前述の実施例での車両の燃料消 費率 f に基づくことなく変速機構 1 0を前記有段変速状態に切り換える。
高車速判定手段 6 2は、 ハイブリツド車両の実際の車速 Vが高速走行を判定す るための予め設定された高速走行判定値である判定車速 V 1以上の高車速となつ たか否かを判定する。 高出力走行判定手段 6 4は、 ハイブリツド車雨の駆動力に 関連する駆動力関連値例えば自動変速部 2 0の出力トルク Tout が高出力走行を 判定するための予め設定された高出力走行判定値である判定出力トルク T 1以上 の高トルク （高駆動力） 走行となったか否かを判定する。 つまり、 高出力走行判 定手段 6 4では車両の駆動力を直接或いは間接的に示す駆動力関連ノ、"ラメ一夕に 基づいて車両の高出力走行が判定される。 電気パス機能判定手段 6 6は、 変速機 構 1 0を無段変速状態とするための制御機器の機能低下が判定される故障判定条 件の判定を、 例えば第 1電動機 M 1における電気工ネルギの発生からその電気工 ネルギが機械的エネルギに変換されるまでの電気パスに関連する機器の機能低下 すなわち第 1電動機 M l、 第 2電動機 M 2、 インバー夕 5 8、 蓄電装置 6 0、 そ れらを接続する伝送路などの故障や、 故障（フヱイル） とか低温による機能低下 或しヽは機能不全の発生に基づいて判定する。
例えば、 判定車速 V 1は、 高速走行において変速機構 1 0が無段変速状態とさ . れるとかえって燃費が悪化するのを抑制するように、 変速機構 1 0の変速状態の 切換えが前述の実施例での車両の燃料消費率 f に基づくことなく変速機構 1 0を 有段変速状態に切り換える方が明らかに燃費上有利となる車両の高速走行を判定 するために予め実験等で求められて記憶された値である。
また、 例えば、 判定トルク T 1は、 車両の高出力走行において第 1電動機 M 1 の反力トルクをエンジンの高出力域まで対応させないで第 1電動機 M 1を小型化 するために、 例えば第 1電動機 M 1からの電気工ネルギの最大出力を小さくして 配設可能とされた第 1電動機 M 1の特性に応じて設定されることになる。 つまり， 、判定トルク T 1は、 変速機構 1 0の変速状態の切換えが前述の実施例での車両 の燃料消費率 f に基づくことなく変速機構 1 0を有段変速状態に切り換える必要 がある車両の高出力走行すなわち変速機構 1 0を電気的な無段変速機として作動 させられない電動機の定格出力に基づいて定められたエンジン出力の制限値を越 えるような車両の高出力走行を判定するために予め記憶された値である。 .
切換制御手段 5 0は、 所定条件としての上記高車速判定手段 6 2による高車速 判定、 高出力走行判定手段 6 4による高出力走行判定すなわち高トルク判定、 電 気パス機能判定手段 6 6による電気パス機能不全の判定の少なくとも 1つが発生 した場合は、 変速機構 1 0を有段変速状態に切り換える有段変速制御領域である と判定して、 前述の実施例と同様にハイブリツド制御手段 5 2に対してハイプリ ッド制御或いは無段変速制御を不許可すなわち禁止とする信号を出力するととも に、 有段変速制御手段 5 4に対しては、 予め設定された有段変速時の変速制御を 許可する。 このように、 切換制御手段 5 0によって所定条件に基づいて変速機構 1 0が有段変速状態に切り換えられるとともに、 その有段変速状態における 2種 類の変速段のいずれかとなるように選択的に切り換えられて、 切換型変速部 1 1 が副変速機として機能させられ、 それに直列の自雲カ変速部 2 0が有段変速機とし て機能することにより、 変速機構 1 0全体が所謂有段式自動変速機として機能さ せられる。 .
また、 切換制御手段 5 0は切換クラッチ C Oおよび切換ブレーキ B 0のいずれ を係合させるかを、 例えば高出力走行判定手段 6 4による高出力走行判定により . 切換クラッチ C 0の係合が、 或いは高車速判定手段 6 2による高速走行判定によ り切換ブレーキ B 0の係合を判断してもよい。 但し、 高出力走行時であっても第 5速ギヤ段が選択された場合には切換ブレーキ B 0の係合が判断される。
図 7 0は、 無段変速走行と有段変速走行とのいずれが良い燃費かを判断するた めの、変速線図記憶手段 5 6に予め記憶された切換マップを示している。 この切 換マップは、 ェンジン回転速度 N Eを示す軸とエンジントルク T Eを示す軸との 直交二次元座標において、 無段制御領域と有段制御領域との境界線に対応する関 係を備えている。 前記切換制御手段 5 0は、 前述した車両の所定条件に基づく変. 速機構 1 0の前記有段変速状態への切換えに替えて、 この図 7 0の切換マップか ら実際のエンジン回転速度 N Eとエンジントルク T Eとに基づいて、 それらのェ ンジン回転速度 N Eとエンジントルク T Eとで表される車両状態が有段制御領域 内すなわち燃費判定に拘わらず強制的に有段変速状態に切り換えるべき領域内で あるかを判定して変速機構 1 0を前記有段変速状態に切り換える場合もある。 つまり図 7 0の関係は、 判定車速 V 1および判定トルク T 1以上となる領域に 相当するエンジントルク T Eが予め設定された所定値 T E 1以上の高トルク領域 、 エンジン回転速度 N Eが予め設定された所定値 N E 1以上の高回転領域、 或い はそれらエンジントルク T Eおよびエンジン回転速度 N Eから算出されるェンジ ン出力が所定以上の高出力領域、 すなわち前述の実施例での車両の燃料消費率 f に基づくことなく変速機構 1 0を明らかに有段変速状態とする必要がある領域が 予め実験等により求められて記憶されている。
上述のように、 本実施例によれば、 切換制御手段 5 0は、 実際の車速が予め設 定された判定車速 V 1を越えたときに変速機構 1 0を前記有段変速状態とするも のであるので、例えば実際の車速 Vが変速機構 1 0を有段変速状態に切り換える 方が明らかに燃費上有利となる車両の高速走行 判定するための判定車速 V 1を 越えると、 専ら機械的な動力伝達経路でェンジンの出力が駆動輪へ伝達されて、 電気的な無段変速機として作動させる場合に発生する動力と電気との間の変換損 失が抑制されるので燃費が向上させられる。
また、 本実施例によれば、 切換制御手段 5 0は実際の出力トルク Tout'が予め. 設定された判定出力トルク T 1を越えたときに変速機構 1 0を有段変速状態とす るものであるので、 例えば実際の出力トルク Tout が変速機構 1 0を電気的な無 段変速機として作動させられない第 1電動機 M 1の定格出力に基づいて定められ たエンジン出力の制限値を越えるような車両の高出力走行を判定するための判定 出力トルク T 1を越えるような高出力走行となると、 専ら機械的な動力伝達経路 でエンジン 8の出力が駆動輪 3 8へ伝達されて変速機構 1 0が電気的な無段変速 機として作動させられる場合は専ら低中出力走行とな'るので、 第 1電動機 M 1が 生すべき電気的エネルギの最大値を小さくできてすなわち第 1電動機 M 1の保 障すべき出力容量を小さくできてその第 1電動機 M lや第 2電動機 M 2、 或いは それを含む車両の駆動装置が一層小型化される。
また、 本実施例によれば、 切換制御手段 5 0は変速機構 1 0を電気的な無段変 速状態とするための制御機器の機能低下を判定する故障判定条件が成立した場合 に変速機構 1 0を有段変速状態とするものであるので、 変速機構 1 0が無段変速 状態とされない場合でも有段変速状態とされることで、 有段走行ではあるが無段 走行と略同様の車両走行が確保される。 実施例 2 3
図 7 1は、電子制御装置 4 0の他の実施例による制御機能の要部を説明する機 能プロック線図である。 図 7 1において、 有段変速制御手段 5 4は、 例えば変速 線図記憶手段 5 6に予め記憶された図 1 2の実線および一点鎖線に示す変速線図
(変速マップ） から車速 Vおよび有段変速部 2 0の出力トルク Τ。υτで示される 車両状態に基づいて有段変速部 2 0の変速を実行すべきか否かを判断してすなわ ち有段変速部 2 0の変速すべき変速段を判断して有段変速部 2 0の自動変速制御 を実行する。 ，
本実施例では、 ハイプリッド制御手段 5 2は、 変速機構 1 0の前記無段変速状 態すなわち差動部 1 1の差動状態においてエンジン 8を効率のよい作動域で作動 させる一方で、 エンジン 8と第 2電動機 M 2との駆動力の配分や第 1電動機 M 1 発電による反力を最適になるように変化させて差動部 1 1の電気的な無段変速. 機としての変速比ァ 0を制御する。 例えば、 そのときの走行車速において、 ァク セルペダル操作量 Accや車速 Vから運転者の要求出力を算出し、 運転者の要求出 力と充電要求値から必要な駆動力を算出し、 エンジン回転速度 N Eとトータル出 力とを算出し、 そのトータル出力とエンジン回転速度 N Eとに基づいて、 ェンジ ン出力を得るようにエンジン 8を制御するとともに第 1電動機 M 1の発電量を制 御する。
また、 上記ハイブリツド制御手段 5 2は、 その制御を燃費向上などのために有 段変速部 2 0の変速段を考慮して実行する。 このようなハイブリツド制御では、 エンジン 8を効率のよい作動域で作動させるために定まるエンジン回転速度 N E と車速 Vおよび有段変速部 2 0の変速段で定まる伝達部材 1 8の回転速度とを整 合させるために、 差動部 1 1が電気的な無段変速機として機能させられる。 すな わち、 ハイブリツド制御手段 5 2は無段変速走行の時に運転性と燃費性とを両立 した予め言 3憶されたエンジン 8の最適燃費率曲線に沿ってエンジン 8が作動させ られるように変速機構 1 0のトータル変速比ァ Tの目標値を定め、 その目標値が 得られるように差動部 1 1の変速比ァ 0を制御し、 トータル変速比ァ Tをその変 速可能な変化範囲内例えば 1 3〜0 . 5の範囲内で制御する。
このとき、 上記ハイブリツド制御手段 5 2は、 第 1電動機 M lにより発電され た電気工ネルギをインバータ 5 8を通して蓄電装置 6 0や第 2電動機 M 2へ供給 するので、 エンジン 8の動力の主要部は機械的に伝達部材 1 8へ伝達されるが、 エンジン 8の動力の一部は第 1電動機 M 1の発電のために消費されてそこで電気 エネルギに変換され、 インバータ 5 8を通して電気工ネルギが第 2電動機 M 2或 いは第 1電動機 M 1へ供給され、 その第 電動機 M 2或いは第 1電動機 M 1から 伝達部材 1 8へ伝達される。 この電気工ネルギの発生から第 2電動機 M 2で消費 されるまでに関連する機器により、 エンジン 8の動力の一部を電気工ネルギに変 換し、 その電気エネルギを機械的ェネルギに変換するまでの電気ノ、°スが構成され る。 また、 ハイブリツド制御手段 5 2は、 エンジン 8の停止又はアイドル状態に 拘わらず、 差動部 1 1の電気的 C V T機能によって電動機のみ例えば第 2電動機 M 2のみを駆動力源としてモ一夕走行させることができる。 さらに、 ハイフ"リツ - ド制御手段 5 2は、 エンジン 8の停止状態で差動部 1 1が有段変速状態 （定変速 状態） であっても第 1電動機 M 1および/または第 2電動機 M 2を作動させてモ 一夕走行させることもできる。
そして、 上記ハイプリッド制御手段 5 2は、 減速走行時或いは制動操作時にお いて、 たとえば車速および/または制動操作量等に基づいて電動機 M 1および/ または M 2における発電量を調節する回生制動制御を実行する。 このときに電動 機 M 1および/または M から発生させられた電気工ネルギはィンバ一夕 5 8を 通して蓄電装置 6 0において蓄電される。
図 5 4は、 車両走行のための駆動力源をェンジン 8と電動機 M 1、 M 2とで切 り換えるための言い換えればェンジン走行とモー夕走行とを切り換えるためのェ ンジン走行領域とモータ走行領域との境界線を有する予め記憶された関係であり
、 車速 Vと駆動力関連値である出力トルク T OUTとをパラメータとする二次元座 標で構成された駆動力源切換線図 （駆動力源マップ） の一例である。 また、 図 5 4の実線に対して一点鎖線に示すようにヒステリシスが設けられている。 この図 5 4の駆動力源切換線図は例えば変速線図記憶手段 5 6に予め記憶されている。 このように、 ハイブリツド制御手段 5 2による前記モータ走行は、 図 5 4から明 らかなように一般的にェンジン効率が高トルク域に比較して低 、とされる比較的 低出力トルク Τ。υτ時或いは車速の比較的低車速時すなわち低負荷域で実行され る。
また、 ハイプリッド制御手段 5 2は上記モータ走行時には、 フユ一エルカツト されることにより作動していないエンジン 8の引き摺りを抑制して燃費を向上さ せるために、'差動部 1 1の差動作用によりエンジン回転速度 Ν Εを略零すなわち エンジン回転速度 N Eを零或いは零に近い値例えば零と判定される値に維持する 。 例えば、 第 2電動機 M 2の回転トルクで車雨走行中には車速 Vに対応する第 2 電動機 M 2の回転速度に対してエンジン回転速度 N E (第 1キヤリャ C A 1の回 転速度） が略零に維持されるように第 1電動機 M 1が負の回転速度で制御例えば 空転させられる。
増速側ギヤ段判定手段 6 2は、 変速機構 1 0を有段変速状態とする際に切換ク. ラッチ C 0および切換ブレーキ B 0のいずれを係合させるかを判定するために、 例えば車両状態に基づいて変速線図記憶手段 5 6に予め記憶された図 1 1に示す 変速線図に従って変速機構 1 0の変速されるべき変速段が増速側ギヤ段例えば第 5速ギヤ段であるか否かを判定する。
切換制御手段 5 0は、 例えば変速線図記憶手段 5 6に予め記憶された前記図 1 2の破線および二点鎖線に示す切換線図 （切換マップ、 関係） から車速 Vおよび 出力トルク Τ ο υ τで示される車両状態に基づいて変速機構 1 0の切り換えるべき 変速状態を判断してすなわち変速機構 1 0を無段変速状態とする無段制御領域内. であるか或いは変速機構 1 0を有段変速状態とする有段制御領域内であるかを判 定して、 変速機構 1 0を前記無段変速状態と前記有段変速状態とのいずれかに選 択的に切り換える。
具体的には、 切換制御手段 5 0は有段変速制御領域内であると判定した場合は 、 ハイプリッド制御手段 5 2に対してハイプリッド制御或いは無段変速制御を不 許可すなわち禁止とする信号を出力するとともに、 有段変速制御手段 5 4に対し ては、 予め設定された有段変速時の変速制御を許可する。 このときの有段変速制 御手段 5 4は、 変速線図記憶手段 5 6に予め記憶された例えば図 1 2に示す変速 線図に従って有段変速部 2 0の自動変速制御を実行する。 図 2は、 このときの変 速制御において選択される油圧式摩擦係合装置すなわち C 0、 C 1、 C 2、 B 0 、 B l、 B 2、 B 3の作動の組み合わせを示している。 すなわち、'変速機構 1 0 全体すなわち差動部 1 1および有段変速部 2 0が所謂有段式自動変速機として機 能し、 図 2に示す係合表に従って変速段が達成される。
例えば、 増速側ギヤ段判定手段 6 2により第 5速ギヤ段が判定される場合には 、 変速機構 1 0全体として変速比が 1 . 0より小さな増速側ギヤ段所謂オーバ一 ドライブギヤ段が得られるために切換制御手段 5. 0は差動部 1 1が固定の変速比 r 0例えば変速比ァ 0が 0 . 7の副変速機として機能させられるように切換クラ ツチ C 0を解放させ且つ切換ブレーキ B 0.を係合させる指令を油圧制御回路 4 2 へ出力する。 また、 増速側ギヤ段判定手段 6 2により第 5速ギヤ段でないと判定 される場合には、 変速機構 1 0全体として変速比が 1 . 0以上の減速側ギヤ段が. 得られるために切換制御手段 5 0は差動部 1 1が固定の変速比ァ 0例えば変速比 ァ 0が 1の副変速機として機能させられるように切換クラッチ C 0を係合させ且 つ切換ブレーキ B 0を解放させる指令を油圧制御回路 4 2へ出力する。 このよう に、 切換制御手段 5 0によって変速機構 1 0が有段変速状態に切り換えられると ともに、 その有段変速状態における 2種類の変速段のいずれかとなるように選択 的に切り換えられて、 差動部 1 1が副変速機として機能させられ、 それに直列の 有段変速部 2 0が有段変速機として機能することにより、 変速機構 1 0全体が所 謂有段式自動変速機として機能させられる。
しかし、 切換制御手段 5 0は、 変速機構 1 0を無段変速状態に切り換える無段 変速制御領域内であると判定した場合は、 変速機構 1 0全体として無段変速状態 が得られるために差動部 1 1を無段変速状態として無段変速可能とするように切 換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0を解放させる指令を油圧制御回路 4 2へ 出力する。 同時に、 ハイプリッド制御手段 5 2に対してハイプリッド制御を許可 する信号を出力するとともに、 有段変速制御手段 5 4には、 予め設定された無段 変速時の変速段に固定する信号を出力する力、、 或いは変速線図記憶手段 5 6に予 め記憶された例えば図 1 2に示す変速線図に従って有段変速部 2 0を自動変速す ることを許可する信号を出力する。 この場合、 有段変速制御手段 5 4により、 図 2の係合表内において切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0の係合を除いた 作動により自動変速が行われる。 このように、 切換制御手段 5 0により無段変速 状態に切り換えられた差動部 1 1が無段変速機として機能し、 それに直列の有段 変速部 2 0が有段変速機として機能することにより、 適切な大きさの駆動力が得 られると同時に、 有段変速部 2 0の第 1速、 第 2速、 第 3速、 第 4速の各ギヤ段 に対しその有段変速部 2 0に入力される回転速度すなわち伝達部材 1 8の回転速 度が無段的に変化させられて各ギヤ段は無段的な.変速比幅が得られる。 したがつ て、 その各ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な変速比となって変速機構 1 0全 体として無段変速状態となりト一タル変速比 r Tが無段階に得られるようになる ここで前記図 1 2について詳述すると、 実線はアップシフト線であり一点鎖線- はダウンシフト線である。 また、 図 1 2の破線は切換制御手段 5 0による有段制 御領域と無段制御領域との判定のための判定車速 V 1および判定出力トルク T 1 を示している。 つまり、 図 1 2の破線はハイブリツド車両の高速走行を判定する ための予め設定された高速走行判定値である判定車速 V 1の連なりである高車速 判定線と、 ハイブリツド車両の駆動力に関連する駆動力関連値例えば有段変速部
2 0の出力トルク Τ。υτが高出力となる高出力走行を判定するための予め設定さ れた高出力走行判定値である判定出力トルク Τ 1の連なりである高出力走行判定 線とを示している。 さらに、 図 1 2の破線に対して二点鎖線に示すように有段制 御領域と無段制御領域との判定にヒステリシスが設けられている。 つまり、 この 図 1 2は判定車速 V Iおよび判定出力トルク T 1を含む、 車速 Vと出力トルク Τ OUTとをパラメ一夕として切換制御手段 5 0により有段制御領域と無段制御領域 とのいずれであるかを領域判定するための予め記憶された切換線図 （切換マップ 、 関係） である。 なお、 この切換線図を含めて変速マップとして変速線図記憶手 段 5 6に予め記憶されてもよい。 また、 この切換線図は判定車速 V 1および判定 出力トルク T 1の少なくとも 1つを含むものであってもよいし、 車速 Vおよび出 力トルク Τ ουτの何れかをパラメータとする予め記憶された切換線であってもよ い。 上記変速線図や切換線図等は、 マップとしてではなく実際の車速 Vと判定車 速 V Iとを比較する判定式、 出力トルク TOUTと判定出力トルク T 1とを比較す る判定式等として記憶されてもよい。
上記判定車速 V 1は、 例えば高速走行において変速機構 1 0が無段変速状態と されるとかえつて燃費が悪化するのを抑制するように、 その高速走行において変 速機構 1 0が有段変速状態とされるように設定されている。 また、 判定トルク T 1は、 車両の高出力走行において第 1電動機 M 1の反力トルクをエンジンの高出 力域まで対応させないで第 1電動機 M 1を小犁化するために、 例えば第 1電動機 M 1からの電気工ネルギの最大出力を小さくして配設可能とされた第 1電動機 M
1の特性に応じて設定されることになる。
図 8は、 エンジン回転速度 N Eとエンジントルク T Eとをパラメータとして切換 制御手段 5 0により有段制御領域と無段制御領域とのいずれであるかを領域判定 するための境界線としてのエンジン出力線を有する例えば変速線図記憶手段 5 6 に予め記憶された切換線図 （切換マップ、 関係） である。 切換制御手段 5 0は、 図 1 1の切換線図に替えてこの図 8の切換線図からエンジン回転速度 N Eとェン ジントルク T Eとに基づいて、 それらのエンジン回転速度 N Eとエンジントルク T
Eとで表される車両状態が無段制御領域内であるか或いは有段制御領域内である かを判定してもよい。 また、 この図 8は図 1 2の破線を作るための概念図でもあ る。 言い換えれば、 図 1 2の破線は図 8の関係図 （マップ） に基づいて車速 Vと 出力トルク Τουτとをパラメータとする二次元座標上に置き直された切換線でも ある。
図 1 2の関係に示されるように、 出力トルク T。UTが予め設定された判定出力 トルク T 1以上の高トルク領域、或いは車速 Vが予め設定された判定車速 V 1以 上の高車速領域が、 有段制御領域として設定されているので有段変速走行がェン ジン 8の比較的高トルクとなる高駆動トルク時、 或いは車速の比較的高車速時に おいて実行され、 無段変速走行がェンジン 8の比較的低トルクとなる低駆動トル ク時、 或いは車速の比較的低車速時すなわちエンジン 8の常用出力域において実 行されるようになっている。 同様に、 図 8の関係に示されるように、 エンジン卜 ルク T Eが予め設定された所定値 T E 1以上の高トルク領域、 エンジン回転速度 N Eが予め設定された所定値 N E 1以上の高回転領域、 或いはそれらエンジント ルク T Eおよびェンジン回転速度 N Eから算出されるェンジン出力が所定以上の高 出力領域が、 有段制御領域として設定されているので、 有段変速走行がエンジン 8の比較的高トルク、 比較的高回転速度、 或いは比較的高出力時において実行さ れ、 無段変速走行がエンジン 8の比較的低トルク、 比較的低回転速度、 或いは比 較的低出力時すなわちエンジン 8の常用出力域において実行されるようになって いる。 図 8における有段制御領域と無段制御領域との間の境界線は、 高車速判定 値の連なりである高車速判定線および高出力走行判定値の連なりである高出力走 行判定線に対応している。 .
これによつて、 例えば、 車両の低中速走行および低中出力走行では、 変速機構
1 0が無段変速状態とされて車両の燃費性能が確保されるが、 実際の車速 Vが前. 記判定車速 V 1を越えるような高速走行では変速機構 1 0が有段の変速機として 作動する有段変速状態とされ専ら機械的な動力伝達経路でエンジン 8の出力が駆 動輪 3 8へ伝達されて電気的な無段変速機として作動させる場合に発生する動力 と電気工ネルギとの間の変換損失が抑制されて燃費が向上させられる。 また、 出 力トルク Τ。υτなどの前記駆動力関連値が判定トルク Τ 1を越えるような高出力 走行では変速機構 1 0が有段の変速機として作動する有段変速状態とされ専ら機 械的な動力伝達経路でェンジン 8の出力が駆動輪 3 8へ伝達されて電気的な無段 変速機として作動させる領域が車両の低中速走行および低中出力走行となって、 第 1電動機 Μ 1が発生すべき電気的エネルギ換言すれば第 1電動機 Μ 1.が伝える 電気的エネルギの最大値を小さくできて第 1電動機 Μ 1或いはそれを含む車両の 駆動装置が一層小型化される。 また、 他の考え方として、 この高出力走行におい ては燃費に対する要求より運転者の駆動力に対する要求が重視されるので、 無段 変速状態より有段変速状態 （定変速状態） に切り換えられるのである。 これによ つて、 ユーザは、 例えば図 1 0に示すような有段自動変速走行におけるアップシ フトに伴うエンジン回転速度 Ν Εの変化すなわち変速に伴うリズミカルなェンジ ン回転速度 Ν Εの変ィ匕が楽しめる。
図 7 1に戻り、 フユ一エルカツト制御手段 3 7 8は、 たとえば車両走行中にァ クセル開度 Acc、 スロッ トル開度 6 t h、 燃料噴射量などのいずれかが要求駆動力 関連値が零とされた減速走行が所定時間以上継続する等のフュ一エル力ット条件 が成立したときにエンジン 8に対する燃料供給を遮断する。 このエンジン 8は、 前記ハイプリッド制御手段 5 によって始動制御される。
無段変速走行判定手段 3 8 0は、 車両の無段変速走行が選択されたか否かを、 切換制御手段 5 0の出力、 或いはスィッチ 4 4による無段変速状態の選択操作な どに基づいて判定する。 エンジン燃費マップ記憶手段 3 8 2は、 たとえば図 6 1 に示すエンジン燃費マップを予め記憶する。 このエンジン燃費マップは、 予め実 験的に求められた関係であって、 エンジン回転速度軸 AX 1とエンジン出力トル グ軸 AX 2との二次元座標内において設定された、 実線により等高線状に示す等 燃費曲線 L 1と、破線に示す最適燃費曲線 L 2と、 1点鎖線の曲線により示す等 馬力曲線 L 3とを備えている。 最適燃費曲線 L 2は、 中央ほどよい燃費を示し、 等馬力曲線 L 3は高エンジン回転側ほど高い馬力を示している。 また、 電動機効 率マップ記憶手段 3 8 4は、 たとえば図 7 2に示す第 1電動機 M 1の効率マップ と、 たとえば図 7 3に示す第 2電動機 M 2の効率マップとを予め記憶している。 この第 1電動機 M 1の効率マップぉよび第 2電動機 M 2の効率マップは、 回転速 度軸と出力トルク軸との二次元座標内において、 実線の等高線状に示される効率 曲線 L 4を備えている。 この効率曲線 L 4は、 中央ほど高い効率を示している。 無段変速走行時変速比制御手段 （以下、 変速比制御手段という） 3 8 6は、 無 段変速走行判定手段 3 8 0により差動部 （無段変速部） 1 1が無段変速作動させ られる車両の無段変速走行状態であると判定されると、 第 1電動機 M 1の効率 M 1および第 2電動機 M 2の効率 M 2と有段変速部 0の効率とに基づいて最 適燃費が得られるように、 有段変速部 2 0の変速比ァとその差動部 （無段変速部 ) 1 1の変速比ァ 0とを制御する。 たとえば、 比較的高速の定常走行時でも第 1 電動機 M lの逆転カ行を発生させないことを目的として差動部 （無段変速部） 1 1の出力軸回転速度 （有段変速部 2 0の入力軸回転速度） N I Nが抑制されるよう に、 有段変速部 2 0の変速比ァを調整することによりその変速比ァに応じて差動 部 （無段変速部） 1 1の変速比ァ 0を変更する。
上記変速比制御手段 3 8 6は、 エンジン燃費マップ記憶手段 3 8 2において記 憶された図 6 1に示すエンジン燃費マップから実際のアクセル開度 Accに基づい てェンジン 8の目標ェンジン回転速度 N E Mを決定する目標ェンジン回転速度算出 手段 3 8 8と、実際の車速 Vに基づいてその目標エンジン回転速度 N E Mを得るた めの有段変速部 2 0の変速比ァと差動部 （無段変速部） 1 1の変速比ァ 0を決定 する両変速比決定手段 3 9 0とを備えている。
上記目標エンジン回転速度算出手段 3 88で 、 図 6 1に示すように、 実際の アクセル開度 Accに基づいて運転者の要求駆動力を満たすためのエンジン 8の出 力に対応するいずれかの等馬力曲線 L 3 a.がよく知られた関係から決定され、 決 定された等馬力曲線 L 3 aと最適燃費曲線 L 2との交点 C aに対応するエンジン 回転速度が目標エンジン回転速度 NEMとして決定される。
上記両変速比決定手段 3 90では、 上記目標エンジン回転速度 NEMと実際の車 速 Vとに基づいてその目標エンジン回転速度 NEMを得るための変速機構 1 0のト 一タル変速比: 丁が、 たとえば式（1) に示す関係から決定される。 なお、 有段変 速部 20の出力軸 2 2の回転速度 N0UT (r pm) と車速 V (km/h) との関 係は、終減速機 36の変速比をァ f とし、 車輪 38の半径を rとすると、 式 2に 示される関係にある。 次いで、 その変速機構 1 0のトータル変速比ァ T (=7 r 0 ) を得るための有段変速部 20の変速比ァと差動部 （無段変速部） 1 1の変 速比ァ 0が、前記式 （ 1 ) 、 （2) 、 (3) 、 および （4) から、 変速機構. 1 0全体の伝達効率が最大となるように決定される。
すなわち、 先ず、 差動部 （無段変速部） 1 1の変速比ァ 0の変化範囲は零〜 1 であるので、 その変速比ァ 0が 1であると仮定したときにおける上記目標ェンジ ン回転速度 NEMより大きいエンジン回転速度 NE を発生させ得る有段変速部 20 の変速比候補値ァ a、 rb等が、 たとえば式 ( 1 ) および （ 1 ) に示すような エンジン回転速度 NE と車速 Vとの関係から実際の車速 Vに基づいて複数種類設 定される。 次に、 たとえば式 （3) に示す関係から目標エンジン回転速度 NEM を得るためのトータル変速比ァ Tと変速比候補値 7a、 rb とに基づいてそれら 変速比候補値ァ a、 ァ b毎に車両燃料消費量 Mfce が算出され、 その車両燃料消 費量が最低となる変速比候補値を有段変速部 2 0の変速比ァとして決定し、 その 変速比 Ύと上記目標ェンジン回転速度 Ν ΕΜを得るためのト一夕ル変速比ァ Τとか ら差動部 （無段変速部） 1 1の変速比ァ 0が決定される。
式 （3) において、 Feeは燃料消費率、 PLは瞬時必要動力、 ？?ele は電気 系の効率、 77CVT は差動部 1 1の伝達効率、 klは差動部 1 1の電気的パスの伝達 割合、 k2は差動部 1 1の機械的パスの伝達割合、 ?giは有段変速部 2 0の伝達効 率である。 式 （3 ) の第 1電動機 M lの効率 7? M lおよび第 2電動機 M 2の効 率 77 M 2は、 各変速比候補値ァ a、 r b每に上記目標エンジン回転速度 NEMを得 るためのトータル変速比ァ Tを得るための差動部 1 1の変速比候補ァ O a . r O b毎に決まる回転速度と、 必要駆動力を発生させるために各電動機に求められる 出力トルクとに基づいて、 前記図 7 2および図 7 3に示す関係から求められる。 また、 上記 klは通常は 0 . 1付近の値であり、 k2は通常は 0 . 9付近の値である が、 要求出力の関数であるためその要求出力に従って変化させられる。 また、 有 段変速部 2 0の伝達効率 ?7 giは、 たとえば式 （4 ) に示されるように、 ギヤ段 i每に異なる伝達トルク T i および回転部材の回転速度 N i と油温 Hとの関数で ある。 なお、燃料消費率 F ce、 瞬時必要動力 P L、 電気系効率 7? ele 、 差動部 1 1の伝達効率 r? CW は、 便宜的に一定値が用いられる。 また、 上記有段変速部 2 0の伝達効率 7? gi等も実用上の精度に影響が出ない範囲で一定値が用いられても よい。
変速比制御手段 3 8 6は、 以上のようにして決定された有段変速部 2 0の変速 比ァと差動部 （無段変速部） 1 1の変速比ァ 0とが無段変速走行における変速比 としてそれぞれ実現されるように、 有段変速制御手段 5 4およびハイブリツド制 御手段 5 2に指令する。
しカヽし、 無段変速走行判定手段 3 8 0によって無段変速走行ではないと判定さ れる場合、 すなわち有段変速走行であると判定される場合は、 変速比制御手段 3 8 6は、 変速線図記憶手段 5 6に記憶されたたとえば図 7 4に示す全域有段の変 速線図を用いて有段変速制御手段 5 4に変速制御させる。 この図 7 4に示す全域 有段の変速線図では、 ェンジンの作動点が燃費最適点に近くなるように換言すれ ばエンジン回転速度 NE が前記目標エンジン回転速度 N EMに近くなるように変速 線が設定されており、 結果的に差動部 （無段変速部） 1 1が非差動であるときは 早めにアップシフ卜するように変速線が図 1 2に比較して低車速側に設定されて いる。 なお、 この図 7 4の変速線図を用いる替わりに、 図 6 1のエンジン燃費マ ップから求められた目標ェンジン回転速度 N EMに最もェンジン回転速度 N E を近 くすることができる有段変速部 2 0の変速段すなわち変速比ァが求められてもよ い。
図 7 5は、本実施例の電子制御装置 4 0の制御作動の要部すなわち無段変速走 行時の変速比制御作動を説明するフローチャートであって、 例えば数 m s e c乃 至数十 m s e c程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行される。 図 7 6 は図 7 5の変速比算出ルーチンを説明するフローチャートである。
図 7 5において、前記無段変速走行判定手段 3 8 0に対応するステップ （以下 、 ステップを省略する） S C 1において、 車両の無段変速走行状態であるか否か が、 切換制御手段 5 0の出力或いはスィッチ 4 4の選択操作に基づいて判断され る。 この S C 1の判断が肯定される場合は、 S C 2においてエンジン燃費マップ 記憶手段 8 2に予め記憶されている図 6 1のエンジン燃費マップが読み込まれ、 S C 3において電動機効率マップ記憶手段 3 8 4に予め記憶された図 7 2の第 1 電動機 M 1の効率マップが読み込まれ、 S C 4において電動機効率マップ記憶手 段 3 8 4に予め記憶された図 7 3の第 2電動機 M 2の効率マップが読み込まれる 。 次いで、 前記無段変速走行時変速比制御手段 3 8 6に対応する S C 5の変速比 算出ルーチンおよび S C 6の変速比制御出力が実行される。 、 上記 S C 5の変速比算出ルーチンを示す図 7 6において、 S C 5 1 において実 際の車速 Vおよびスロッ トル開度 Accが読み込まれた後、 前記目標エンジン回転 速度算出手段 3 8 8に対応する S C 5 2および S C 5 3が実行される。 S C 5 2 では、 図 6 1に示す等馬力曲線 L 3から実際のアクセル開度 Accに基づいて運転 者の要求駆動力を満たすためのエンジン 8の出力に対応するいずれかの等馬力曲 線し 3 aが決定される。 決定された等馬力曲線 L 3 aが運転者の要求駆動力を満 たすための目標エンジン出力を示している。 次いで、 S C 5 3では、 図 6 1に示 す関係において、上記決定された等馬力曲線 L 3 aと最適燃費曲線 L との交点 C aに対応するエンジン回転速度が目標エンジン回転速度 N E Mとして決定される 。 次いで、前記両変速比決定手段 3 9 0に対応する S C 5 4では、 上記目標ェン ジン回転速度 N EMと実際の車速 Vとに基づいてその目標エンジン回転速度 N E Mを 得るための変速機構 1 0のトータル変速比ァ丁が、 たとえば式 （ 1 ) に示す関 係から決定され、 その変速機構 1 0のトータル変速比ァ T ( = 7 7 0 ) を得る ための有段変速部 2 0の変速比ァと差動部 （無段変速部） 1 1の変速比ァ 0が、 式 （ 1 ) 、 （2 ) 、 ( 3 ) 、 および （4 ) から、 変速機構 1 0全体の伝達効 率が最大となるように決定される。 .
図 1 8に戻って、 S C 6では、 上記のようにして決定された有段変速部 2 0の 変速比ァと差動部 （無段変速部） 1 1の変速比ァ 0が得られるように、 有段変速. 制御手段 5 4およびハイプリッド制御手段 5 2に対して指令が出され、 変速比が 制御される。
前記 S C 1の判断が否定される場合は、 S C 7において、 S C 2と同様にして エンジン燃費マップ記憶手段 3 8 2に予め記憶されている図 6 1のエンジン燃費 マップが読み込まれる。 次いで、 S C 8において、 そのエンジン燃費マップから から求められた目標エンジン回転速度 N E Mに最もエンジン回転速度 N E を近くす ることができる有段変速部 2 0の変速段すなわち変速比ァが、燃費最適有段変速 段或いは燃費最適有段変速比として決定される。 そして、 S C 6において、 上記 燃費最適有段変速比として決定された有段変速部 2 0の変速比ァが得られるよう に有段変速制御手段 5 4が変速制御する。
上述のように、 本実施例によれば、 差動部 （無段変速部） 1 1が無段変速作動 させられる無段変速走行状態では、 変速比制御手段 3 8 6により、,有段変速部 2 0の変速比ァと差動部（無段変速部） 1 1の変速比ァ 0とが、 最適燃費が得られ るように制御されることから、 個別に変速比が制御される場合に比較して車両の 最適燃費が得られる。 たとえば比較的高速な定常走行において図 4に示すような 差動部 （無段変速部） 1 1における第 1電動機 M lの逆転カ行が発生しないよう に有段変速部 0の変速比ァが制御されることにより、 車両全体として最適燃費 が得られるようになる。
また、 本実施例によれば、 差動部 （無段変速部） 1 1が無段変速作動させられ る無段変速制御モードでは、 変速比制御手段 3 8 6により有段変速部 2 0の変速 比ァに応じて差動部 （無段変速部） 1 1の変速比ァ 0が変更されることから、 車 両全体として高伝達効率となるように有段変速部 2 0および差動部 （無段変速部 ) 1 1の変速比が制御されるので、 たとえば比較的高速な定常走行において図 4 に示すような差動部 （無段変速部） 1 1におけ 第 1電動機 M lの逆転カ行が発 生しないように有段変速比 2 0の変速比ァが制御されると、 それに応答して、 ト 一夕ル変速比ァ Tが変化しないように差動部 （無段変速部） 1 1の変速比ァ 0が 変化させられることにより、 車両全体として最適燃費が得られるようになる。 まこ、本実施例によれば、 変速比制御手段 3 8 6は、 差勳部 （無段変速部） 1 . 1の第 1電動機 M 1の効率 7? M 1および第 2電動機 M 2の効率 M 2に基づいて 有段変速部 2 0の変速比ァと差動部 （無段変速部） 1 1の変速比ァ 0とを制御す るものであることから、 それら第 1電動機 M 1の効率 ?7 M 1および第 2電動機 M の効率 a M 2が考慮された上で、 有段変速部 1 0の変速比ァと差動部 （無段変 速部） 1 1の変速比ァ 0とが制御されるので、 一層高い伝達効率が得られる。 また、 本実施例によれば、 変速比制御手段 3 8 6は、 有段変速部 2 0の変速比 ァを調整して差動部 （無段変速部） 1 1の出力軸回転速度 Ν , Νを変更するもので あることから、 たとえば比較的高速な定常走行において図 4に示すような差動部 (無段変速部） 1 1における第 1電動機 Μ 1の逆転カ行が発生しないように有段 変速部 2 0の変速比 Ύが制御されることにより、 車両全体として最適燃費が得ら れるようになる。 実施例 2 4
図 7 7は、 本発明の一実施例であるハイブリッド車両用駆動装置 4 1 0を説明 する骨子図である。 図 7 7において、 駆動装置 4 1 0は車体に取り付けられる非 回転部材としてのトランスミツションケ一ス 1 (以下、 ケース 1 2と表す） 内 において共通の軸心上に配設された入力回転部材としての入力軸 1 4と、 この入 力軸 1 4に直接に或いは図示しない脈動吸収ダンバ一 （振動減衰装置） などを介 して間接に連結された差動機構としての動力分配機構 1 6と、 その動力分配機構 1 6と出力軸 2 2との間で伝達部材 （伝動軸） 1 8を介して直列に連結されてい る有段式の自動変速機 2 0と、 この自動変速機 2 0に連結されている出力回転部 材としての出力軸 2 2とを直列に備えている。 この駆動装置 4 1 0は、 車両にお いて縦置きされる F R (フロントエンジン ' リヤドライブ） 型車両に好適に用い られるものであり、 走行用の駆動力源としてのェ.ンジン 8と一対の駆動輪 3 8と の間に設けられて、 図 7に示すように動力を差動歯車装置 （終減速機） 3 6およ び一対の車軸等を順次介して一対の駆動輪 3 8へ伝達する。 なお、 駆動装置 4 1 0はその軸心に対して対称的に構成されているため、 図 7 7の駆動装置 4 1 0を 表す部分においてはその下側が省略されている。
動力分配機構 1 6は、 入力軸 1 4に入力されたエンジン 8の出力を機械的に合 成し或いは分配する機械的機構であって、 エンジン 8の出力を第 1電動機 M 1お よび自動変速機 4 2 0へ動力を伝達 （入力） する伝達部材 1 8に分酉己し、 或いは エンジン 8の出力とその第 1電動機 M 1の出力とを合成して伝達部材 1 8へ出力 させる。 第 2電動機 M 2は伝達部材 1 8と一体的に回転するように設けられてい るが、伝達部材 1 8から出力軸 2 2までの間のいずれの部分に設けられてもよい 。 本実施例の第 1電動機 M 1および第 2電動機 M 2は発電機能をも有する所謂モ 一夕ジェネレータであるが、 第 1電動機 M 1は反力を発生させるためのジヱネレ 一夕 （発電） 機能を少なくとも備え、 第 2電動機 M 2は駆動力を出力するための モー夕 （電動機）機能を少なくとも備える。
動力分配機構 1 6は、 例えば 「 0 . 3 0 0」 程度の所定のギヤ比^) 1を有する シングルピニォン型の第 1遊星歯車装置 2 4と、 切換クラッチ C 0および切換ブ レーキ B 0とを主体的に備えている。 この第 1遊星歯車装置 2 4は、 第 1サンギ ャ S 1、 第 1遊星歯車 P 1、 その第 1遊星歯車 P 1を自転および公転可能に支持 する第 1キヤリャ C A 1、 第 1遊星歯車 P 1を介して第 1サンギヤ S 1と嚙み合 う第 1 リングギヤ R 1を回転要素 （要素） として備えている。 第 1サンギヤ S 1 の歯数を Z S 1、 第 1 リングギヤ R 1の歯数を Z R 1とすると、 上記ギヤ比 p 1 は Z S 1 / Z R 1である。
この動力分配機構 1 6においては、 第 1キヤリャ C A 1は入力軸 1 4すなわち エンジン 8に連結され、 第 1サンギヤ S 1は第 1電動機 M 1に連結され、 第 1 リ ングギヤ R 1は伝達部材 1 8に連結されている。 また、 切換ブレーキ B 0は第 1 サンギヤ S 1とケース 1 2との間に設けられ、 切換クラッチ C 0は第 1サンギヤ S 1と第 1キヤリャ C A 1との間に設けられている。 それら切換クラッチ C 0お よび切換ブレーキ B 0が解放されると、 第 1サン.ギヤ S 1、 第 1キヤリャ C A 1 、 第 1サンギヤ S 1がそれぞれ相互に相対回転可能な差動作用が働く差動状態と されることから、 エンジン 8の出力が第 1.電動機 M 1と伝達部材 1 8とに分配さ れるとともに、 分配されたエンジン 8の出力の一部で第 1電動機 M lから発生さ せら た電気エネルギで蓄電されたり第 2電動機 M 2が回転駆動されるので、 例 . えば無段変速状態とされて、 エンジン 8の所定回転に拘わらず伝達部材 1 8の回 転が連続的に変化させられる。 すなわち、 動力分配機構 1 6が電気的にその変速 比ァ 0 (入力軸 1 4の回転速度/伝達部材 1 8の回転速度） が最小値ァ O min か ら最大値ァ O max まで変化させられる差動状態例えば変速比ァ 0が最小値ァ O mi n から最大値ァ O raax まで連続的に変化させられる電気的な無段変速機として機 能する差動状態例えば無段変速状態とされる。
この状態で、 ェンジン 8の出力で車両走行中に上記切換クラツチ C 0が係合さ せられて第 1サンギヤ S 1と第 1キヤリャ C A 1とが一体的に係合させられると 、 第 1遊星歯車装置 2 4の 3要素 S 1、 C A K R 1がー体回転させられるロッ ク状態である非差動状態とされることから、 エンジン 8の回転と伝達部材 1 8の 回転速度とがー致する状態となるので、 動力分配機構 1 6は変速比ァ 0が 「1」 に固定された変速機として機能する定変速状態とされる。 また、 上記切換クラッ チ C 0に替えて切換ブレーキ B 0が係合させられて第 1サンギヤ S 1が非回転状 態とされるロック状態である非差動状態とされると、 第 1 リングギヤ R 1は第 1 キヤリャ C A 1よりも增速回転されるので、 動力分配機構 1 6は変速比ァ 0が 「 1」 より小さい値例えば 0 . 7 7程度に固定された増速変速機として機能する定 変速状態とされる。 このように、本実施例では、 上記切換クラッチ C 0および切 換ブレーキ B 0は、 動力分配機構 1 6を、 差動状態例えば変速比が連続的変化可 能な電気的な無段変速機として作動可能な差動状態 （無段変速状態） と、 非差動 状態例えば電気的な無段変速機として作動させず無段変速作動を非作動として変 速比変化をロックするロック状態、 すなわち 1または 2種類の変速比の単段また は複数段の変速機として作動可能な定変速状態とに選択的に切換える差動状態切 換装置として機能している。
自動変速機 4 2 0は、 シングルピニオン型の箄 2遊星歯車装置 4 2 6、 および ダブルピニオン型の第 3遊星歯車装置 4 2 8を備えている。 この第 3遊星歯車装 置 4 2 8は、 第 3サンギヤ S 3、 互いに嚙み合う複数対の第 3遊星歯車 P 3、 そ の第 3遊星歯車 P 3を自転および公転可能に支持する第 3キヤリャ CA3、 第 3 遊星歯車 P 3を介して第 3サンギヤ S 3と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えて. おり、 たとえば 「0. 3 1 5」 程度の所定のギヤ比 p 3を有している。 第 2遊星 歯車装置 4 2 6は、 第 2サンギヤ S 2、 第 3遊星歯車 P 3のいずれか一つと共通 の第 2遊星歯車 P 2、 第 3キヤリャ CA 3と共通の第 2キヤリャ CA 2、第 2遊 星歯車 P 2を介して第 2サンギヤ S 2と嚙み合う第 3リングギヤ R 3と共通の第 2リングギヤ R 2を備えており、 たとえば 「 0. 3 6 8」 程度の所定のギヤ比 2を有している。 この第 2遊星歯車装置 4 2 6と第 3遊星歯車装置 4 2 8とは、 キヤリャ同士、 リングギヤ同士が互いに連結されて共用化されている所謂ラビ二 ョ型となっている。 なお、 上記第 3遊星歯車 P 3のいずれか一つと共通の第 2遊 星歯車 F 2の径或いは歯数は第 2遊星歯車 F 2側と第 3遊星歯車 P 3側で異なる ものであってもよい。 また、 第 3遊星歯車 P 3と第 2遊星歯車 P 2、 第 3キヤリ ャ CA 3と第 2キヤリャ CA 2、 第 3リングギヤ R 3と第 2リングギヤ R 2とは それぞれ独立に備えられてもよい。 また、 第 2サンギヤ S 2の歯数を Z S 2、 第 2リングギヤ R 2の歯数を ZR 2、 第 3サンギヤ S 3の歯数を Z S 3、 第 3リン グギヤ R 3の歯数を ZR 3とすると、 上記ギヤ比/) 2は Z S 2/ZR 2、 上記ギ ャ比 3は Z S 3/ZR 3である。
自動変速機 4 2 0では、 第 2サンギヤ S 2は第 2クラッチ C 2を介して伝達部 材 1 8に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 2に選 択的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2および第 3キヤリャ C A 3は第 3クラッチ C 3を介して伝達部材 1 8に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキ B 2を介 してケース 1 1に選択的に連結され、 第 リングギヤ R 2および第 3リングギヤ R 3は出力軸 2 2に連結され、 第 3サンギヤ S 3は第 1クラッチ C 1を介して伝 達部材 1 8に選択的に連結されている。 前記切換クラッチ C 0、 第 1 クラッチ C I、 第 2クラッチ C 2、 第 3クラッチ C 3、 切換ブレーキ B 0、 第 1ブレーキ B 1、 お.よび第 2ブレーキ B 2は従来の 車両用自動変速機においてよく用いられでいる油圧式摩擦係合装置であって、互 しヽに重ねられた複数枚の摩擦板が油圧ァクチユエ一夕により押圧される湿式多板 型や、.回転するドラムの外周面に巻き付けられた 1本または 2本のバンドの一端 が油圧ァクチユエ一夕によって引き締められるバンドブレーキなどにより構成さ . れ、 それが介装されている両側の部材を選択的に連結するためのものである。 以上のように構成された駆動装置 4 1 0では、 例えば、 図 7 8の係合作動表に 示されるように、前記切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1、 第 2クラッチ C 2 、 第 3クラッチ C 3、切換ブレーキ B 0、 第 1ブレーキ B 1、 および第 2ブレー キ B 2が選択的に係合作動させられることにより、 第 1速ギヤ段 （第 1変速段） 乃至第 5速ギヤ段 （第 5変速段） のいずれか或いは後進ギヤ段（後進変速段） 或 いはニュートラルが選択的に成立させられるようになつている。 特に、 本実施例 では動力分配機構 1 6に切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0が備えられて おり、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0の何れかが係合作動させられる ことによって、 動力分配機構 1 6は前述した無段変速機として作動可能な無段変 速状態に加え、 1または 2種類以上の変速比の単段または複数段の変速機として 作動可能な定変速状態を構成することが可能とされている。 従って、 駆動装置 4 1 0では、切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0の何れかを係合作動させる ことで定変速状態とされた動力分配機構 1 6と自動変速機 4 2 0とで有段変速機 が構成され、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0の何れも係合作動させな いことで無段変速状態とされた動力分配機構 1 6と自動変速機 4 2 0とで無段変 速機が構成される。
例えば、 駆動装置 4 1 0が有段変速機として機能する場合には、 図 7 8に示す ように、切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1および第 2ブレーキ B 2の係合に より、 変速比ァ 1 (=入力軸回転速度 N 1 N /出力軸回転速度 Νουτ) が最大値例 えば 「3 . 1 7 4」 程度である第 1速ギヤ段が成立させられ、 切換クラッチ C O 、 第 1クラッチ C 1および第 1ブレーキ B 1の係合により、 変速比ァ 2が第 1速 ギヤ段よりも小さい値例えば 「 1 . 5 8 5」 程度である第 2速ギヤ段が成立させ られ、 切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1および第 3クラッチ C 3の係合によ り、 変速比ァ 3が第 2速ギヤ段よりも小さい値例えば 「1 . 0 0 0」 程度である 第 3速ギヤ段が成立させられ、 切換クラッチ C 0、 第 3クラッチ C 3および第 1 ブレーキ B 1の係合により、 変速比ァ 4が第 3速ギヤ段よりも小さい値例えば 「 0 . 7 3 1」 程度である第 4速ギヤ段が成立させられ、 第 3クラッチ C 3、 切換 ブレーキ B 0、 および第 1ブレーキ B 1の係合により、 変速比ァ 5が第 4速ギヤ 段よりも小さい値例えば 「 0 . 5 6 2」 程度である第 5速ギヤ段が成立させられ る。 また、 第 2クラッチ C 2および第 2ブレーキ B 2の係合により、 変速比ァ R が第 1速ギヤ段と第 2速ギヤ段との間の値例えば 「2 . 7 1 7」 程度である後進 ギヤ段が成立させられる。 なお、 ニュートラル 「N」 状態とする場合には、 例え ば第 2ブレーキ B 2のみが係合される。
しかし、 駆動装置 4 1 0が無段変速機として機能する場合には、 図 7 8に示さ れる係合表の切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0が共に解放される。 これ により、 動力分配機構 1 6が無段変速機として機能し、 それに直列の自動変速機 2 0が有段変速機として機能することにより、 自動変速機 2 0の第 1速、 第 2速 、 第 3速、 第 4速の各ギヤ段に対しその自動変速機 2 0に入力される回転速度す なわち伝達部材 1 8の回転速度が無段的に変化させられて各ギヤ段は無段的な変 速比幅が得られる。 従って、 その各ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な変速比 となつて駆動装置 1 0全体としてのト一タル変速比ァ Tが無段階に得られるよう になる。
図 7 9は、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する動力分配機構 1 6と有 段変速部或しヽは第 1変速部として機能する自動変速機 4 2 0とから構成される駆 動装置 4 1 0において、 ギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相 対関係を直線上で表すことができる共線図を示している。 この図 7 9の共線図は 、横軸方向において各遊星歯車装置 2 4、 4 2 6、 4 2 8のギヤ比 pの相対関係 を示し、 縦軸方向において相対的回転速度を示す二次元座標であり、 3本の横軸 のうちの最も下側の横線 X 1が回転速度零を示し、 横線 X 2が回転速度 「1 . 0 」 すなわち入力軸 ί 4に連結されたエンジン 8の回転速度 NEを示し、 横軸 XG が伝達部材 1 8の回転速度を示している。 また、.動力分配機構 1 6の 3本の縦線 Y K Y 2、 Y 3は、 左側から順に第 2回転要素 （第 2要素） R E 2に対応する 第 1サンギヤ S 1、 第 1回転要素 （第 1要素） RE 1に対応する第 1キヤリャ C A 1、 第 3回転要素 （第 3要素） RE 3に対応する第 1 リングギヤ R 1の相対回 転速度を示すものであり、 それらの間隔は第 1遊星歯車装置 24のギヤ比 p 1に. 応じて定められている。 すなわち、 縦線 Y 1と Y 2との間隔を 1に対応するとす ると、 縦線 Y 2と Y 3との間隔はギヤ比 p 1に対応するものとされる。 さらに、 自動変速機 2 0の 4本の縦線 Y 4、 Y 5、 Υ6、 Υ 7は、 左から順に、 第 4回転 要素 （第 4要素） RE 4に対応する第 2サンギヤ S 2、 第 5回転要素 （第 5要素 ) RE 5に対応し且つ相互に連結された第 2キヤリャ C A 2および第 3キヤリャ CA3、 第 6回転要素 （第 6要素） RE 6に対応し且つ相互に連結された第 2リ ングギヤ R 2および第 3リングギヤ R 3、 第 7回転要素 （第 7要素） RE 7に対 応する第 3サンギヤ S 3をそれぞれ表し、 それらの間隔は第 2、 第 3遊星歯車装 置 4 2 6、 4 2 8のギヤ比 2、 p 3に応じてそれぞれ定められている。
上記図 7 9の共線図を用いて表現すれば、 本実施例の駆動装置 4 1 0は、 動力 分配機構 （無段変速部） 1 6において、 第 1遊星歯車装置 2 4の 3回転要素 （要 素） の 1つである第 1回転要素 RE 1 (第 1キヤリャ CA 1 ) が入力軸 1 4に連 結されるとともに切換クラッチ C 0を介して第 2回転要素 RE 2である第 1サン ギヤ S 1と選択的に連結され、 その第 2回転要素 RE 2 (第 1サンギヤ S 1 ) が 第 1電動機 M 1に連結されるとともに切換ブレーキ B 0を介してケース 1 1に選 択的に連結され、 残りの回転要素である第 3回転要素 RE 3 (第 1 リングギヤ R 1 ) が伝達部材 1 8および第 2電動機 M に連結されて、 入力軸 1 4の回転を伝 達部材 1 8を介して自動変速機（有段変速部） 4 2 0へ伝達する （入力させる） ように構成されている。 このとき、 Y 2と X 2の交点を通る斜めの直線 L 0によ り第 1サンギヤ S 1の回転速度と第 1リングギヤ R 1の回転速度との関係が示さ れる。
図 4および図 5は上記図 7 9の共線図の動力分配機構 1 6部分にも相当する図 である。 図 4は上記切換クラツチ C 0および切換ブレーキ B 0の解放により無段 変速状態に切換えられたときの動力分配機構 1 6.の状態の一例を表している。 例 えば、 第 1電動機 M 1の発電による反力を制御することによって直線 L 0と縦線 Y 1との交点で示される第 1サンギヤ S 1.の回転速度が上昇或いは下降させられ ると、 直線し 0と縦線 Y 3との交点で示される第 1 リングギヤ R 1の回転速度が 下降或いは上昇させられる。 なお、 図 4に示す状態は、 第 1サンギヤ S 1の回転. が負、 すなわち、 電力を供給して第 1電動機 M lを回転させた状態であり、 この ように第 1サンギヤ S 1の回転が負である状態では、 直線し 0の傾きが大きくな るので、 第 1 リングギヤ R 1およびそれに連結された伝達部材 1 8が高速回転さ せられ、 その結果、 車両の高速走行が可能となる反面、 第 1電動機 M 1に電力を 供給しなければらないので、 それに消費される電力の分だけ燃費が悪化してしま う。 しかしながら、 本実施例の駆動装置 1 0は、 後述するように、 自動変速機 4 2 0が伝達部材 1 8から入力された回転速度を増速出力可能に構成されているの で、 第 1サンギヤ S 1を負回転とさせなければならない状況が少ない。 そのため 、 自動変速機 4 2 0において伝達部材 1 8の回転速度を増速できない装置に比べ て、燃費が向上する。
また、 図 5は切換クラッチ C 0の係合により有段変速状態に切換えられたとき の動力分配機構 1 6の状態を表している。 つまり、 第 1サンギヤ S 1と第 1キヤ リャ C A 1とが連結されると、 上記 3つの回転要素が一体回転するので、 直線 L 0は横線 X 2と一致させられ、 エンジン回転速度 N Eと同じ速度で伝達部材 1 8 が回転させられる。 或いは、 切換ブレーキ B 0の係合によって第 1サンギヤ S 1 の回転が停止させられると、 直線 L 0は図 7 9に示す状態となり、 その直線 L 0 と縦線 Y 3との交点で示される第 1 リングギヤ R 1の回転速度すなわち伝達部材 1 8の回転速度は、 エンジン回転速度 N Eよりも増速されて自動変速機 4 2 0へ 入力される。 .
また、 自動変速機 4 2 0において第 4回転要素 R E 4は第 2クラッチ C 2を介 して伝達部材 1 8に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキ B 1を介してケ一 ス 1 2に選択的に連結され、 第 5回転要素 R E 5は第 3クラッチ C 3を介して伝 達部材 1 8に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキ B 2を介してケース 1 2 に選択的に連結され、 第 6回転要素 R E 6は出 軸 2 に連結され、 第 7回転要 素 R E 7は第 1クラッチ C 1を介して伝達部材 1 8に選択的に連結されている。 この自動変速機 4 2 0では、 図 7 9に示すように、 第 1 クラッチ C 1と第 2ブ レーキ B 2とが係合させられることにより、 第 7回転要素 R E 7の回転速度を示 す縦線 Y 7と横線 X 2との交点と第 5回転要素 R E 5の回転速度を示す縦線 Y 5 . と横線 X 1との交点とを通る斜めの直線 L 1と、 出力軸 2 と連結された第 6回 転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 1速の出力軸 1 2の回転速 度が示される。 同様に、 第 1クラッチ C 1と第 1ブレーキ B 1とが係合させられ ることにより決まる斜めの直線 L と出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 2速の出力軸 2 2の回転速度が示され 、 第 1クラッチ C 1と第 3クラッチ C 3とが係合させられることにより決まる水 平な直線 L 3と出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦 線 Y 6との交点で第 3速の出力軸 2 2の回転速度が示され、 第 1ブレーキ B 1と 第 3クラッチ C 3とが係合させられることにより決まる斜めの直線 L 4と出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 4 速の出力軸 2 2の回転速度が示される。 上記第 1速乃至第 4速では、 切換クラッ チ C 0が係合させられている結果、 エンジン回転速度 N Eと同じ回転速度で、 第 5回転要素 R E 5に動力分配機構 1 6からの動力が入力される。 し力、し、 切換ク ラッチ C 0に替えて切換ブレーキ B 0が係合させられると、 動力分配機構 1 6か らの動力がエンジン回転速度 N Eよりも高い回転速度で入力されることから、 第 1ブレーキ B 1、 第 3クラッチ C 3、 および切換ブレーキ B 0が係合させられる ことにより決まる斜めの直線 L 5と出力軸 2 と連結された第 6回転要素 R E 6 の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 5速の出力軸 2 2の回転速度が示される 。 また、 第 2クラッチ C 2と第 2ブレーキ B 2とが係合させられることにより決 まる斜めの直線 L Rと出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 R E 6の回転速度を 示す縦線 Y 6との交点で後進 Rの出力軸 2 2の回転速度が示される。
以上のように構成された駆動装置 4 1 0は、 たとえば前述の図 6に示す電子制 W
御装置 4 0の図 7或いは図 1 1に示す制御機能や、 図 1 3に示す制御作動に従つ て、 エンジン 8、電動機 M l,、 M 2に関するハイブリツド駆動制御、前記自動変 速機 2 0の変速制御等の駆動制御が実行される。
上述のように、 本実施例によれば、 切換クラッチ C 0および/または切換ブレ —キ B 0の係合'解放により、 動力分配機構 1 6が、 電気的な無段変速機として作 動可能な無段変速状態と、 変速比固定の定変速状態とに選択的に切り換えられる. ことから、 車両の低中速走行および低中出力走行となるようなエンジンの常用出 力域では動力分配機構 1 6が無段変速状態とされてハイプリッド車両の燃費性能 が確保され、 高速走行或いはェンジン 8の高回転域では動力分配機構 1 6が定変 速状態とされ専ら機械的な動力伝達経路でェンジン 8の出力が駆動輪 3 8へ伝達 されて動力と電気との間の変換損失が抑制されて燃費が向上させられる。 また、 ェンジン 8の高出力域では動力分配機構 1 6が定変速状態とされて無段変速状態 として作動させる領域が車両の低中速走行および低中出力走行となるので、 第 1 電動機 M 1が発生すべき電気的エネルギすなわちが第 1電動機 M 1が伝える電気 的エネルギの最大値を小さくできて、 換言すれば第 1電動機 M 1の保障すべき電 気的反力を小さくできてその第 1電動機 M 1や第 2電動機 M 、 或いはそれを含 む駆動装置 1 0がー層小型化される。 或いは、 エンジン 8の高出力 （トルク） 域 で動力分配機構 1 6が定変速状態とされると同時に自動変速機 2 0の変速が行わ れるので、例えば図 1 0に示すようなアップシフ卜に伴うエンジン回転速度 N E の変化すなわち変速に伴うリズミカルなェンジン 8の回転速度の変化が発生する 。 或いは、他の考え方として、 この高出力走行においては燃費に対する要求より 運転者の駆動力に対する要求が重視されるので、 無段変速状態より有段変速状態 (定変速状態） に切り換えられるのである。 これによつて、 ュ一ザは、 例えば図 1 0に示すリズミカルなエンジン回転速度 N Eの変ィヒを楽しむことができる。 さ らに、 自動変速機 2 0は 2つの遊星歯車装置 2 6、 2 8を主体として構成されて いることから、 比較的軸方向寸法が短いので、 それを含む駆動装置 1 0の軸方向 寸法がさらに短縮化できる。 実施例 2 5
図 8 0は本発明の他の実施例における駆動装置.4 8 0の構成を説明する骨子図 である。 本実施例は、 図 7 7乃至図 7 9に示す実施例と比較して動力分配機構 1 6と自動変速機 4 2 0とが同じ軸心上に配設されていない点が主に相違する。 以 下に、駆動装置 4 8 0と駆動装置 4 1 0との相違する部分について主に説明する 図 8 0において、 駆動装置 4 8 0は車体に取り付けられるケース 1 2内におい て第 1軸心 1 4 c上に同心に回転可能に配設された入力軸 1 4およびこの入力軸 1 4に直接に或いは図示しない脈動吸収ダンパー （振動減衰装置） などを介して 間接に連結された動力分配機構 1 6と、 第 1軸心 1 4 cに平行に配置される第 1 軸心 3 2 c上に同心に回転可能に配設される自動変速機 4 2 0およびこの自動変 速機 4. 2 0に連結されている出力回転部材としてのデフドライブギヤ 3 2と、 動 力分配機構 1 6と自動変速機 4 2 0との間を動力伝達可能に連結する伝達部材と してのカウンタギヤ対 C Gとを備えている。 この駆動装置 4 8 0は、 車両におい. て横置きされる F F (フロントエンジン ' フロント ドライブ） 型車雨や R R (リ ャエンジン ' リヤドライブ）型車両に好適に用いられるものであり、 走行用の駆 動力源としてのエンジン 8と一対の駆動輪 3 8との間に設けられて、 動力をデフ ドライブギヤ 3 2に嚙み合わされるデフリ.ングギヤ 3 4、 差動歯車装置 3 6およ び一対の車軸 3 7等を順次介して一対の駆動輪 3 8へ伝達する。
上記カウンタギヤ対 C Gは、 第 1軸心 1 4 c上に動力分配機構 1 6と同心に回 転可能に配設されて第 1 リングギヤ R 1に連結される力ゥンタドライブギヤ C G 1と、 第 2軸心 3 2 c上に自動変速機 2 0と同心に回転可能に配設されて第 1ク ラッチ C 1および第 2クラッチ C 2を介して自動変速機 4 2 0に連結されるカウ ン夕ドリブンギヤ C G 2とを備え、 カウンタドライブギヤ C G 1とカウンタドリ ブンギヤ C G 2とが常時嚙み合わされた一対の部材としてのギヤ対によって構成 されている。 例えば、 このカウンタギヤ対 C Gの減速比 ( =カウンタドライブギ ャ C G 1の回転速度/カウン夕ドリブンギヤ C G 2の回転速度） を 「 1 . 0 0 0 」 程度とすれば、 カウンタギヤ対 C Gは図 7 7乃至図 7 9に示す実施例における 動力分配機構 1 6と自動変速機 4 2 0とを連結する伝達部材 1 8に相当すること になる。 つまり、 カウンタドライブギヤ C G 1は第 1軸心 1 4 c側で伝達部材 1 8の一部を構成する伝達部材に相当するものであり、 カウンタドリブンギヤ C G 2は第 2軸心 3 2 c側で伝達部材 1 8の 部を構成する伝達部材に相当するもの である。
ここで、 図 8 0を参照して駆動装置 4 8 0を構成する各装置の配置 （レイアウ- ト） を説明する。 カウンタギヤ対 C Gは、 動力分配機構 1 6に対してエンジン 8 の反対側の位置に動力分配機構 1 6に隣接して配設されている。 言い換えれば、 動力分配機構 1 6は、 エンジン 8とカウンタギヤ対 C Gとの間に位置するように カウンタギヤ対 C Gに隣接して配設されている。 第 2電動機 M 2は、 第 1遊星歯 車装置 2 4とカウンタギヤ対 C Gとの間に位置するようにカウンタギヤ対 C Gに 隣接して第 1軸心 1 4 c上に配設され、 カウンタドライブギヤ C G 1に連結され ている。 デフドライブギヤ 3 2は自動変速機 4 2 0に対してカウンタギヤ対 C G の反対側すなわちエンジン側の位置に配設されている。 言い換えれば、 自動変速 機 4 2 0は、 カウン夕ギヤ対 C Gとデフドライブギヤ 3 2 (エンジン 8 ) との間 に位置するようにカウンタギヤ対 C Gに隣接して配設されている。 力ゥン夕ギヤ 対 C Gからデフドライブギヤ 3 2に向かって順に、 第 2遊星歯車装置 4 2 6、 第 3遊星歯車装蘆 4 2 8が配置されている。 第 1クラッチ C 1および第 2クラッチ C 2は、 カウンタギヤ対 C Gと第 2遊星歯車装置 4 2 6との間に位置するように 酉己設され、 第 3クラッチ C 3は第 3遊星歯車装置 4 2 8とデフドライブギヤ 3 2 との間に位置するように配設されている。
本実施例では、 動力分配機構 1 6と自動変速機 4 2 0とを連結する伝達部材が 伝達部材 1 8からカウンタギヤ対 C Gに替えられただけであり、 動力分配機構 1 6および自動変速機 4 2 0の構成やそれらの連結関係は図 1乃至図 3に示す実施 例と同様である。 従って、 係合表および共線図は、 それぞれ図 7 8の係合表およ び図 7 9の共線図と同様となる。
本実施例の駆動装置 4 8 0においても、 無段変速部或いは第 1変速部として機 能する動力分配機構 1 6と有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速 機 4 2 0とから構成されるので、前述の実施例と同様の効果が得られる。 また、 図 7 7乃至図 7 9に示す実施例と比較して同一の軸心上に動力分配機構 1 6と自 勳変速機 4 2 0とが配 ΐ殳されていないので、 駆動装置 4 8 0の軸心方向の寸法が より短縮される。 よって、一般的に駆動装置の軸心方向の寸法が車幅で制約され る F F車両用や R R車両用に横置き可能すなわち第 1軸心 1 4 cおよび第 2軸心 3 2 cが車幅方向と平行に搭載可能な駆動装置として好適に用いられ得る。 また. 、 動力分配機構 1 6および自動変速機 4 2 0は、 エンジン 8 (デフドライブギヤ 3 2 ) とカウンタギヤ対 C Gとの間に配設されているので、 駆動装置 4 8 0の軸 心方向の寸法が一層短縮される。 さらに、 第 2電動機 M 2は第 1軸心 1 4 c上に 配設されているので、 第 2軸心 3 2 cの軸心方向の寸法が短縮される。 実施例 2 6
図 8 1は本発明の他の実施例における駆動装置 4 9 0の構成を説明する骨子図 である。 本実施例は、前述の第 1実施例と同様の動力分配機構 1 6、 第 1電動機 M 1および第 2電動機 M 2を備えており、 第 1電動機 M 1および第 2電動機 M 2 と動力分配機構 1 6との間の連結関係も第 1実施例と同様である。 また、本実施 例も、伝達部材 1 8と出力軸 2 2との間には、 有段式の自動変速機 9 2がその出 力軸 2 2や前記入力軸 1 4と同一の軸心上に配設されている。
上記自動変速機 4 9 2は、 ダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置 4 9 4、 およ びシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 4 9 6を備えている。 第 2遊星歯車装 置 4 9 4は、 第 2サンギヤ S 2、 互いに嚙み合う複数対の第 2遊星歯車 P 2、 そ の第 2遊星歯車 P を自転および公転可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2 遊星歯車 P 2を介して第 2サンギヤ S 2と嚙み合う第 2リングギヤ R 2を備えて おり、 たとえば 「0 . 4 6 1」 程度の所定のギヤ比 p 2を有している。 第 3遊星 歯車装置 4 9 6は、 第 3サンギヤ S 3、 第 3遊星歯車 P 3、 その第 3遊星歯車 P 3を自転および公転可能に支持する第 3キヤリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を介 して第 3サンギヤ S 3と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えており、 たとえば 「 0 . 3 6 8」 程度の所定のギヤ比 p 3を有している。 また、 自動変速機 4 9 2は、 図 7 7の自動変速機 2 0と同様に、 第 1、 第 2ブ レーキ B 1、 B 2、 および第 1乃至第 3クラッチ C 1〜C 3を備えており、 第 2 サンギヤ S 2は、 第 1クラッチ C 1を介して伝達部材 1 8に選択的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2と第 3サンギヤ S 3とが一体的に連結されて第 2クラッチ C 2を介して伝達部材 1 8に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキ B 1を介し てケース 1 2に選択的に連結され、 第 2リングギヤ R 2と第 3キヤリャ C A 3 t - がー体的に連結されて第 3クラッチ C 3を介して伝達部材 1 8に選択的に連結さ れるとともに第 2ブレーキ B 2を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 3リ ングギヤ R 3が出力軸 2 2に連結されている。
上記一体的に連結された第 2キヤリャ C A 2および第 3サンギヤ S 3を第 4回 転要素 R E 4とし、 一体的に連結された第 2リングギヤ R 2と第 3キヤリャ C A 3を第 5回転要素 R E 5とし、 第 3リングギヤ R 3を第 6回転要素 R E 6とし、 第 2サンギヤ S を第 7回転要素 R E 7とすると、 駆動装置 4 9 0の変速作動を 示す共線図は図 7 7の場合と同様となる。
本実施例の駆動装置 4 9 0も、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する動 力分配機構 1 6と、 有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 4 9 2とから構成されており、 また、 自動変速機 4 9 2は 2つの遊星歯車装置 4 9 4 、， 4 9 6を主体として構成されていることから、 図 7 7の実施例と同様の効果が 得られる。 実施例 7
図 8 2は本発明の他の実施例における駆動装置 5 0 0の構成を説明する骨子図 である。 本実施例が図 8 0に示した実施例と異なる点は、 その実施例の自動変速 機 4 2 0に代えて図 8 1の実施例の自動変速機 9 2が配設されている点のみであ る。 別の表現を用いれば、 本実施例と図 8 1の実施例との相違点は、 図 7 7の実 施例と図 8 0の実施例との相違点と同様に、 動力分配機構 1 6と自動変速機 4 9 2とを連結する伝達部材が伝達部材 1 8からカウンタギヤ対 C Gに替えられてい る点のみである。 従って、 本実施例の駆動装置 5 0 0は、 前述の図 8 0の実施例 と同様の効果が得られる。
実施例 8 .
図 8 3は本発明の他の実施例における駆動装置 5 1 0の構成を説明する骨子図 である。 本実施例の駆動装置 5 1 0も、 図 8 0に示した実施例、 或いは図 8 2に 示した実施例と同様の動力分配機構 1 6、 第 1電動機 Mし 第 2電動機 M 2、 お よびカウンタギヤ対 C Gを備えており、 本実施例と図 8 0の実施例或いは図 8 2. の実施例とが異なる点は、 第 2軸心 3 2 c上に配置された有段式の自動変速機 5 1 2の構成のみである。
上記自動変速機 5 1 2は、 ダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置 5 1 4、 およ びシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 5 1 6を備えている。 第 2遊星歯車装 置 5 1 4は、 第 2サンギヤ S 2、 互いに嚙み合う複数対の第 2遊星歯車 P 2、 そ の第 2遊星歯車 P 2を自転および公転可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2 遊星歯車 P 2を介して第 2サンギヤ S と嚙み合う第 2リングギヤ R 2を備えて おり、 たとえば 「 0 . 5 3 9」 程度の所定のギヤ比 p 2を有している。 第 3遊星 歯車装置 5 1 6は、 第 3サンギヤ S 3、 第 3遊星歯車 P 3、 その第 3遊星歯車 P 3を自転および公転可能に支 i する第 3キヤリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を介 して第 3サンギヤ S 3と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えており、 たとえば 「 0 . 5 8 5」 程度の所定のギヤ比 p 3を有している。
また、 自動変速機 5 1 2は、 図 8 0、 図 8 2の実施例の自動変速機 4 2 0、 4 9 2と同様に、 第 1、 第 2ブレーキ B 1、 B 2、 および第 1乃至第 3クラッチ C
1〜C 3を備えている。 ただし、 本実施例においては、 第 1ブレーキ B 1も湿式 多板型のものが用いられている。 そして、 第 2サンギヤ S 2と第 3サンギヤ S 3 とが一体的に連結されて第 2クラッチ C を介して伝達部材であるカウンタギヤ 対 C Gのカウン夕ドリブンギヤ C G 2に選択的に連結されるとともに第 1ブレー キ B 1を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2と第 3 リン グギヤ R 3とが一体的に連結されて第 1クラッチ C 1を介して上記カウンタドリ ブンギヤ C G 2に選択的に連結され、 第 2リングギヤ R 2が第 3クラッチ C 3を 介して上記力ゥン夕ドリブンギヤ C G 2に選択的に連結されるとともに第 2ブレ —キ B 2を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 3キヤリャ C A 3が出力回 転部材であるデフドライブギヤ 3 2に連結されている。
ここで、 駆動装置 5 1 0における自動変速機 5 1 2の各構成部材の配置を説明 する。 第 1乃至第 3クラッチ C 1〜C 3は.、 第 2遊星歯車装置 5 1 4とカウン夕 ドリブンギヤ C G 2との間に配設されており、 また、 第 3クラッチ C 3は、 第 1 、 第 2クラッチ C l、 C 2よりもカウンタドリブンギヤ C G 2側に配設されてい， る。 また、 第 1ブレーキ B 1は、 デフドライブギヤ 3 2に対して第 3遊星歯車装 置 5 1 6とは反対側に配設されている。 換言すれば、 デフドライブギヤ 3 2は、 第 3遊星歯車装置 5 1 6と第 1ブレーキ B 1との間に配設されている。
上記一体的に連結された第 2サンギヤ S 2および第 3サンギヤ S 3を第 4回転 要素 R E 4とし、 第 2リングギヤ R 2を第 5回転要素 R E 5とし、 第 3キヤリャ C A 3を第 6回転要素 R E 6とし、 一体的に連結された第 2キヤリャ C A 2およ び第 3リングギヤ R 3を第 7回転要素 R E 7とすると、 駆動装置 5 1 0の変速作 動を示す共線図は、 前述の図 7 7の実施例乃至図 8 2の実施例の場合と同様とな る。
本実施例の駆動装置 5 1 0.も、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する動 力分配機構 1 6と、 有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 5 1 2とから構成されており、 また、 自動変速機 5 1 2は 2つの遊星歯車装置 5 1 4 、 5 1 6を主体として構成されていることから、 図 7 7の実施例と同様の効果が 得られる。 また、 動力分配機構 1 6と自動変速機 5 1 2とが同一の軸心上に配設 されておらず、 また、 その動力分配機構 1 6および自動変速機 5 1 2がエンジン 8とカウンタギヤ対 C Gとの間に配設されており、 第 2電動機 M 2は第 1軸心 1 4 c上に配設されているので、 図 8 0の実施例と同様に、 軸方向寸法が短縮され るという効果も得られる。 実施例 2 9
図 8 4は本発明の他の実施例における駆動装置 5 2 0の構成を説明する骨子図 である。 本実施例の駆動装置 5 2 0も、 図 8 0に示した実施例等と同様の動力分 配機構 1 6、 第 1電動機 M 1、 第 2電動機 M 2、 およびカウンタギヤ対 C Gを備 えており、 本実施例と第 3実施例とが異なる点は、 第 2軸心 3 2 c上に配置され だ有段式の自動変速機 5 2 2の構成のみである。
上記自動変速機 5 2 2は、 ダブルピ二すン型の第 2遊星歯車装置 5 2 4、 およ びシングルビ二オン型の第 3遊星歯車装置 5 2 6を備えている。 第 2遊星歯車装 置 5 2 4は、 第 2サンギヤ S 2、互いに嚙み合う複数対の第 2遊星歯車 P. 2、 そ の第 2遊星歯車 P 2を自転および公転可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2 遊星歯車 P 2を介して第 2サンギヤ S 2と嚙み合う第 2リングギヤ R を備えて おり、 たとえば 「 0 . 5 3 9」 程度の所定のギヤ比 P 2を有している。 第 3遊星 歯車装置 5 2 6は、 第 3サンギヤ S 3、 第 3遊星歯車 P 3、 その第 3遊星歯車 P 3を自転および公転可能に支持する第 3キヤリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を介 して第 3サンギヤ S 3と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えており、 たとえば 「 0 . 4 6 0」 程度の所定のギヤ比 p 3を有している。 '
また、 自動変速機 5 2 2は、 第 7実施例の自動変速機 5 1 2と同様の第 1、 第 2ブレーキ B 1、 B 2、 および第 1乃至第 3クラッチ C 1〜C 3を備えている。 そして、 第 2サンギヤ S 2が第 2クラッチ C 2を介して伝達部材であるカウンタ ギヤ対 C Gの力ゥン夕ドリブンギヤ C G 2に選択的に連結されるとともに第 1ブ レーキ B 1を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2と第 3 サンギヤ S 3とが一体的に連結されて第 1クラッチ C 1を介して上記カウン夕ド リブンギヤ C G 2に選択的に連結され、 第 2リングギヤ R 2と第 3リングギヤ R 3とがー体的に連結されて第 3クラッチ C 3を介して上記カウンタドリブンギヤ C G 2に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキ B 2を介してケース 1 1に選 択的に連結され、 第 3キヤリャ C A 3が出力回転部材であるデフドライブギヤ 3 2に連結されている。
ここで、 駆動装置 5 2 0における自動変速機 5 2 の各構成部材の配置を説明 する。 第 1乃至第 3クラッチ C 1〜C 3は、 第 2遊星歯車装置 5 2 4とカウンタ ドリブンギヤ C G 2との間に配設されており、 また、 第 3クラッチ C 3は、 第 1 、 第 2クラ'ツチ C 1、 C 2よりもカウンタドリブンギヤ C G 2側に配設されてい る。 また、 第 1ブレーキ B 1は、 カウンタドリブンギヤ C G 2に対して第 3クラ ツチ C 3の反対側に配設され、 第 2遊星歯車装 5 2 4および第 3遊星歯車装置 5 2 6は、 第 1、 第 2クラッチ C 1、 C 2と、 デフドライブギヤ 3 2との間に配 設されている。
上記第 2サンギヤ S 2を第 4回転要素 R E 4とし、 一体的に連結された第 2リ ングギヤ R 2および第 3リングギヤ R 3を第 5回転要素 R E 5とし、 第 3キヤリ. ャ C A 3を第 6回転要素 R E 6とし、一体的に連結された第 2キヤリャ C A 2お よび第 3サンギヤ S 3を第 7回転要素 R E 7とすると、 駆動装置 5 2 0の変速作 動を示す共線図は、 前述の図 7 7の実施例乃至図 8 3の実施例の場合と同様とな る。
本実施例の駆動装置 5 2 0も、無段変速部或いは第 1変速部として機能する動 力分配機構 1 6と、 有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 5 2 2とから構成されており、 また、 自動変速機 5 2 2は 2つの遊星歯車装置 5 2 4 、 5 2 6を主体として構成されていることから、 図 7 7の実施例と同様の効果が 得られる。 また、 動力分配機構 1 6と自動変速機 5 2 2とが同一の軸心上に配設 されておらず、 第 2電動機 M 2は第 1軸心 1 4 c上に配設されているので、 軸方 向寸法が短縮されるという効果も得られる。 実施例 3 0
図 8 5は本発明の他の実施例における駆動装置 5 3 0の構成を説明する骨子図 である。 本実施例の駆動装置 5 3 0も、 図 8 0に示した実施例等と同様の動力分 配機樺 1 6、 第 1電動機 M l、 第 2電動機 M 2、 およびカウンタギヤ対 C Gを備 えており、本実施例と第 3実施例とが異なる点は、 第 1軸心 3 2 c上に配置され た有段式の自動変速機 5 3 2の構成のみである。
上記自動変速機 5 3 2は、 シングルピニオン型の第 2遊星歯車装置 5 3 4、 お よびダブルピニオン型の第 3遊星歯車装置 5 3 6を備えている。 第 2遊星歯車装 置 5 3 4は、 第 2サンギヤ S 2、 第 2遊星歯車 P 2、 その第 2遊星歯車 P 2を自 転および公転可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2遊星歯車 P 2を介して第 2サンギヤ S 2と嚙み合う第 2リングギヤ R 2を備えており、 たとえば 「0 . 4 6 0」 程度の所定のギヤ比 p 2を有している。 罕 3遊星歯車装置 5 3 6は、 第 3 サンギヤ S 3、 互いに嚙み合う複数対の第 3遊星歯車 P 3、 その第 3遊星歯車 P 3を自転および公転可能に支持する第 3キヤリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を介 して第 3サンギヤ S 3と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えており、 たとえば 「 0 . 3 6 9」 程度の所定のギヤ比 p 3を有している。 . また、 自動変速機 5 3 2は、 第 7、 8実施例の自動変速機 5 1 2、 5 2 2と同 様の第 1、 第 2ブレーキ B 1、 B 2、 および第 1乃至第 3クラッチ C 1〜C 3を 備えている。 そして、 第 2サンギヤ S と第 3キヤリャ C A 3とが一体的に連結 されて第 1クラッチ C 1を介して伝達部材であるカウンタギヤ対 C Gのカウン夕 ドリブンギヤ C G 2に選択的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2と第 3リングギヤ R 3とが一体的に連結されて出力回転部材であるデフドライブギヤ 3 に連結さ れ、 第 2リングギヤ R 2が第 3クラッチ C 3を介して上記カウン夕ドリブンギヤ C G 2に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキ B 2を介してケース 1 2に選 択的に連結され、 第 2サンギヤ S 3が第 2クラッチ C 2を介して上記カウン夕ド リブンギヤ C G 2に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキ B 1を介してケ一 ス 1 に選択的に連結されている。
ここで、 駆動装置 5 3 0における自動変速機 5 3 2の各構成部材の配置を説明 する。 第 1乃至第 3クラッチ C 1〜C 3は、 第 2遊星歯車装置 5 3 4とカウン夕 ドリブンギヤ C G 2との間に配設されており、 また、 第 3クラッチ C 3は、 第 1 、 第 2クラッチ C l、 C 2よりもカウンタドリブンギヤ C G 2側に配設されてい る。 また、 第 1ブレーキ B 1は、 デフドライブギヤ 3 2に対して第 3遊星歯車装 置 5 3 6とは反対側に配設されている。 換言すれば、 デフドライブギヤ 3 は、 第 1ブレーキ B 1と第 3遊星歯車装置 5 3 6との間に酉己設されている。
上記第 3サンギヤ S 3を第 4回転要素 R E 4とし、 第 2リングギヤ R 2を第 5 回転要素 R E 5とし、 一体的に連結された第 2キヤリャ C A 2および第 3リング ギヤ R 3を第 6回転要素 R E 6とし、一体的に連結された第 2サンギヤ S 2およ び第 3キヤリャ C A 3を第 7回転要素 R E 7とすると、 駆動装置 5 3 0の変速作 W 動を示す共線図は、 前述の図 7 7の実施例乃至図 8 4の実施例の場合と同様とな る。 ：
本実施例の駆動装置 5 3 0も、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する動 力分配機構 1 6と、 有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 5 3 2とから構成されており、 また、 自動変速機 5 3 2は 2つの遊星歯車装置 5 3 4
、 5 3 6を主体として構成されていることから、 図 7 7の実施例と同様の効果が 得られる。 また、動力分配機構 1 6と自動変速機 5 3 2とが同一の軸心上に配設 されておらず、 また、 動力分配機構 1 6および自動変速機 5 3 2は、 エンジン 8 とカウンタギヤ対 C Gとの間に配設されており、 第 2電動機 M 2は第 1軸心 1 4 c上に配設されているので、 図 8 0の実施例等と同様に、 軸方向寸法が短縮され るという効果も得られる。 実施例 3 1
図 8 6は本発明の他の実施例における駆動装置 5 4 0の構成を説明する骨子図 である。 本実施例の駆動装置 5 4 0も、 図 8 0に示した実施例等と同様の動力分 配機構 1 6、 第 1電動機 M 1、 第 2電動機 M 2、 および力ゥン夕ギヤ対 C Gを備 えており、本実施例と第 3実施例とが異なる点は、 第 2軸心 3 2 c上に配置され た有段式の自動変速機 5 4 2の構成のみである。
上記自動変速機 5 4 2は、 シングルピニオン型の第 2遊星歯車装置 5 4 4、 お よびシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 5 4 6を備えている。 第 2遊星歯車 置 5 4 4は、 第 2サンギヤ S 2、 第 2遊星歯車 P 2、 その第 2遊星歯車 P 2を 自転および公転可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2遊星歯車 P 2を介して 第 2サンギヤ S と嚙み合う第 2リングギヤ R 2を備えており、 たとえば 「0 . 3 6 8」 程度の所定のギヤ比； 0 2を有している。 第 3遊星歯車装置 1 4 6は、 第 3サンギヤ S 3、 第 3遊星歯車 P 3、 その第 3遊星歯車 P 3を自転および公転可 能に支持する第 3キヤリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を介して第 3サンギヤ S 3 と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えており、 たとえば 「 0 . 4 6 0」 程度の所 定のギヤ比 ^0 3を有している。 また、 自動変速機 5 4 2は、 図 8 4の実施例の自 動変速機 5 1 2等と同様の第 1、 第 2ブレーキ B 1、 B 2、 および第 1乃至第 3 クラッチ C 1〜C 3を備えている。 ，
そして、 第 2サンギヤ S 2が第 2クラッチ C 2を介して伝達部材であるカウン 夕ギヤ対 C Gのカウンタドリブンギヤ C G. 2に選択的に連結されるとともに第 1 ブレーキ B 1を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2と第 3 リングギヤ R 3とが一体的に連結されて第 3クラッチ C 3を介して上記カウン. 夕ドリブンギヤ C G 2に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキ B 2を介して ケース 1 1に選択的に連結され、 第 2リングギヤ R 2と第 3キヤリャ C A 3とが 一体的に連結されて出力回転部材であるデフドライブギヤ 3 2に連結され、 第 3 サンギヤ S 3が第 1クラッチ C 1を介して上記カウン夕ドリブンギヤ C G 2に選 択的に連結されている。
この駆動装置 5 4 0を構成する各装置の配置は、 図 8 0に示した実施例と同様 である。 すなわち、 動力分配機構 1 6はエンジン 8とカウン夕ギヤ対 C Gとの間 に位置するように力ゥンタギヤ対 C Gに隣接して配設され、 第 2電動機 M 2は第 1遊星歯車装置 2 4とカウンタギヤ対 C Gとの間に位置するようにカウンタギヤ 対 C Gに隣接して第 1軸心 1 4 c上に配設され、 自動変速機 5 4 2は、 カウン夕 ギヤ対 C Gとデフドライブギヤ 3 2 (エンジン 8 ) との間に位置するようにカウ ン夕ギヤ対 C Gに隣接して配設されている。
上記第 2サンギヤ S 2を第 4回転要素 R E 4とし、 一体的に連結された第 2キ ャリャ C A 2および第 3リングギヤ R 3を第 5回転要素 R E 5とし、 一体的に連 結された第 2リングギヤ R 2および第 3キヤリャ C A 3を第 6回転要素 R E 6と し、 第 3サンギヤ S 3を第 7回転要素 R E 7とすると、 駆動装置 5 4 0の変速作 動を示す共線図は、 前述の図 7 7の実施例乃至図 8 5の実施例の場合と同様とな る。
本実施例の駆動装置 5 4 0も、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する動 力分配機構 1 6と、 有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 5 4 2とから構成されており、 また、 自動変速機 5 4 2は 2つの遊星歯車装置 5 4 4 、 5 4 6を主体として構成されていることから、 図 7 7の実施例と同様の効果が 得られる。 また、 動力分配機構 1 6と自動変速機 5 4 2とが同一の軸心上に配設 されておらず、 また、 動力分配機構 1 6および自.動変速機 5 4 2は、 エンジン 8 とカウンタギヤ対 C Gとの間に配設されており、 第 2電動機 M 2は第 1軸心 1 4 c上に配設されているので、前述の図 8 0.の実施例等と同様に、軸方向寸法が短 縮されるという効果も得られる。 実施例 3 2
図 8 7は本発明の他の実施例における駆動装置 5 5 0の構成を説明する骨子図 である。 本実施例の駆動装置 5 5 0も、 図 8 0に示した実施例等と同様の動力分 配機構 1 6、 第 1電動機 M 1、 第 2電動機 M 2、 およびカウンタギヤ対 C Gを備 えており、本実施例と第 3実施例とが異なる点は、 第 2軸心 3 2 c上に配置され た有段式の自動変速機 5 5 2の構成のみである。
上記自動変速機 5 5 2は、 シングルピニオン型の第 2遊星歯車装置 5 5 4、 お よびシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 5 5 6を備えている。 第 2遊星歯車 装置 5 5 4は、 第 2サンギヤ S 2、 第 2遊星歯車 P 2、 その第 2遊星歯車 P 2を 自転および公転可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2遊星歯車 P 2を介して 第 2サンギヤ S 2と嚙み合う第 2リングギヤ R 2を備えており、 たとえば 「0 . 4 6 0」 程度の所定のギヤ比 2を有している。 第 3遊星歯車装置 5 5 6は、 第 3サンギヤ S 3、 互いに嚙み合う複数対の第 3遊星歯車 P 3、 その第 3遊星歯車 P 3を自転および公転可能に支持する第 3キヤリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を 介して第 3サンギヤ S 3と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えており、 たとえば 「 0 . 5 8 5」 程度の所定のギヤ比 p 3を有している。 また、 自動変速機 5 5 2 は、 第 7実施例の自動変速機 1 1 2等と同様の第 1、 第 2ブレーキ B 1、 B 2、 および第 1乃至第 3クラッチ C 1〜C 3を備えている。
そして、 第 2サンギヤ S 2と第 3リングギヤ R 3とが一体的に連結されて第 1 クラッチ C 1を介して伝達部材であるカウンタギヤ対 C Gのカウン夕ドリブンギ ャ C G 2に選択的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2と第 3キヤリャ C A 3とが一 体的に連結されて出力回転部材であるデフドライブギヤ 3 2に連結され、 第 2リ ングギヤ R 2が第 3クラッチ C 3を介して上記力ゥン夕ドリブンギヤ C G 2に選 択的に連結されるとともに第 2ブレーキ B 2を介してケース 1 2に選択的に連結 され、 第 3サンギヤ S 3が第 1クラッチ C 1を介して上記カウンタドリブンギヤ C G 2に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 1に選 的に連結されている。 また、 駆動装置 5 5 0における自動変速機 5 5 2の各構 成部材の配置は、前述の図 8 6の実施例と同様である。
上言己第 3サンギヤ S 3を第 4回転要素 R E 4とし、 第 2 リングギヤ R 2を第 5 回転要素 R E 5とし、 一体的に連結された第 2キヤリャ C A 2および第 3キヤリ ャ C A 3を第 6回転要素 R E 6とし、一体的に連結された第 2サンギヤ S 2およ び第 3リングギヤ R 3を第 7回転要素 R E 7とすると、 駆動装置 5 5 0の変速作 動を示す共線図は、前述の図 7 7の実施例乃至図 8 6の実施例の場合と同様とな る。.
本実施例の駆動装置 5 5 0も、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する動 力分配機構 1 6と、 有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 5 5 2とから構成されており、 また、 自動変速機 5 5 2は 2つの遊星歯車装置 5 5 4
、 5 5 6を主体として構成されていることから、 第 1実施例と同様の効果が得ら れる。 また、 動力分配機構 1 6と自動変速機 5 5 2とが同一の軸心上に配設され ておらず、 また、 動力分配機構 1 6および自動変速機 5 5 2は、 エンジン 8と力 ゥンタギヤ対 C Gとの間に配設されており、 第 2電動機 M 2は第 1軸心 1 4 c上 に配設されているので、前述の図 8 0の実施例等と同様に、 軸方向寸法が短縮さ れるという効果も得られる。 実施例 3 3
図 8 8は本発明の他の実施例における駆動装置 5 6 0の構成を説明する骨子図 である。 本実施例の駆動装置 5 6 0も、 図 8 0に示した実施例等と同様の動力分 配機構 1 6、 第 1電動機 M 1、 第 2電動機 M 2、 およびカウンタギヤ対 C Gを備 えており、 第 1電動機 M 1、 第 2電動機 M 2およびカウン夕ギヤ対 C Gのカウン 夕ドライブギヤ C G 1の動力分配機構 1 6に対する連結関係は、 その図 8 0の実 施例と同様である。
また、 第 1軸心 1 4 cに平行な第 2軸心 3 2 c.上には力ゥンタドリブンギヤ C G 2とデフドライブギヤ 3 2とが酉己設され、 その力ゥン夕ドリブンギヤ C G 2と デフドライブギヤ 3 2との間には、 第 2軸心 3 2 c上に同心に回転可能に自動変 速機 5 6 2が配設されている。
自動変速機 5 6 2は、 シングルピニオン型であって、 たとえば 「 0. 5 8 5」 程度の所定のギヤ比 P 2を有する第 2遊星歯車装置 1 6 4、 およびシングルピニ オン型であって、 たとえば 「 0. 3 6 8」 程度の所定のギヤ比 p 3を有する第 3 遊星歯車装置 1 6 6を備えている。 また、 自動変速機 5 6 2は、 第 1、 第 2ブレ —キ B 1、 B 2、 および第 1、 第 3クラッチ C 1、 C 3を備えている。 これら 2 つのブレーキ B 1、 B 2、 および 2つのクラッチ C 1、 C 3は、 いずれも、 互い に重ねられた複数枚の摩擦板が油圧ァクチユエ一夕により押圧される湿式多板型 である。
この自動変速機 5 6 2においては、 第 2サンギヤ S と第 3サンギヤ S 3とが 一体的に連結されて第 1ブレーキ B 1を介してケ一ス 1 1に選択的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2と第 3リングギヤ R 3とが一体的に連結されて出力回転部材 であるデフドライブギヤ 3 2に連結され、 第 2リングギヤ R 2が第 1クラッチ C 1を介して伝達部材であるカウンタギヤ対 C Gのカウンタドリブンギヤ C G 2に 選択的に連結され、 第 3キヤリャ CA3が第 3クラッチ C 3を介して上記カウン 夕ドリブンギヤ CG 2に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキ B 2を介して ケース 1 2に選択的に連結されている。
図 8 9は、 この駆動装置 5 6 0の変速作動を説明する共線図の一例である。 こ の図 8 9の共線図では、 上記一体的に連結された第 2サンギヤ S 2および第 3サ ンギヤ S 3が第 4回転要素 RE 4、 第 3キヤリャ C A 3が第 5回転要素 RE 5、 一体的に連結された第 2キヤリャ CA2および第 3リングギヤ R 3が第 6回転要 素 RE 6、 第 2リングギヤ R 2が第 7回転要素 RE 7とされており、 また、 第 1 遊星歯車装置 2 4の第 1サンギヤ S 1が第 2回転要素 RE 2、 第 1キヤリャ CA 1が第 1回転要素 RE 1、 第 1 リングギヤ R 1が第 3回転要素 RE 3とされてい る。
そして、 切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1.、 および第 2ブレーキ B 2が係 合させられることにより第 1速ギヤ段が成立させられ、 切換クラッチ C 0、 第 1 クラッチ C 1、 および第 1ブレーキ B 1が係合させられることにより第 2速ギヤ 段が成立させられ、 切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1、 および第 3クラッチ C 3が係合させられることにより第 3速ギヤ段が成立させられ、 切換クラッチ C - 0、 第 3クラッチ C 3、 および第 1ブレーキ B 1が係合させられることにより第 4速ギヤ段が成立させられ、 切換ブレーキ B 0、 第 3クラッチ C 3、 および第 1 ブレーキ B 1が係合させられることにより第 5速ギヤ段が成立させられる。 なお 、 これら第 1速ギヤ段乃至第 5速ギヤ段のギヤ比ァ 1〜ァ 5は、 たとえば、 前述 の実施例と同様とされる。
また、 後進ギヤ段は、 第 2電動機 M 2がエンジン 8の回転方向に対して逆回転 させられることにより第 3回転要素 R E 3 (第 1 リングギヤ R 1 ) が逆回転させ られるとともに、 第 1クラッチ C 1および第 3クラッチ C 3が係合させられるこ とにより、 その第 3回転要素 R E 3の回転がそのままデフドライブギヤ 3 2に伝 達されることにより成立させられる。 この後進ギヤ段のギヤ比は第 2電動機 M 2 の回転速度を制御することによつて無段階に制御することが可能である。 なお、 後進時は、 通常は直線 L 0 R 1で示されるように第 1回転要素 R E 1 (第 1キヤ リャ C A 1 ) の回転速度が 0、 すなわちエンジン停止の状態とされるが、 充電レ ベルが低下している場合には、 直線 L 0 R 2で示されるように、 エンジン 8が駆 動させられ、 それによつて第 1電動機 M 1で発電された電力で第 2電動機 M 2が 駆動させられる。
以上、説明した駆動装置 5 6 0の変速段と油圧式摩擦係合装置の係合の組み合 わせとの関係を示す係合表が図 9 0に示されている。 なお、 この図 9 0に示され るように、 ニュートラル 「NJ 状態とする場合には、 例えば第 2クラッチ C 2の みが係合される。
本実施例の駆動装置 5 6 0も、無段変速部或いは第 1変速部として機能する動 力分配機構 1 6と、 有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 5 6 2とから構成されており、 また、 自動変速機 5 6 2は 2つの遊星歯車装置 5 6 4 、 5 6 6を主体として構成されていることから、.図 7 7の実施例と同様の効果が 得られる。 また、 動力分配機構 1 6と自動変速機 5 6 2とが同一の軸心上に配設 されておらず、 また、 動力分配機構 1 6および自動変速機 5 6 2は、 エンジン 8 とカウンタギヤ対 C Gとの間に配設されており、 第 2電動機 M 2は第 1軸心 1 4 c上に配設されているので、前述の図 8 0の実施例等と同様に、軸方向寸法が短. 縮されるという効果も得られる。 また、 図 7 7乃至図 8 7の実施例と比較して第
2クラッチ C 2が省かれているので、 駆動装置 5 6 0がより小型化されたり、 軸 方向の寸法がより短縮される。 実施例 3 4 - 図 9 1は本発明の他の実施例における駆動装置 5 7 0の構成を説明する骨子図 である。 本実施例は、前述の図 8 8の実施例と比較して、 動力分配機構 1 6と自 動変速機 5 6 2とが同じ軸心上に配設されている点が主に相違する。 すなわち、. 本実施例の駆動装置 5 7 0は、 カウンタギヤ対 C Gに代えて伝達部材.1 8が設け られ、 自動変速機 5 6 2が、 伝達部材 1 8と出力軸 2 2との間において、 その出 力軸 2 2と同一の軸心上に配置されている点において、前述の図 8 8の実施例と 相違するのみである。
従って、 本実施例の駆動装置 5 7 0も、 無段変速部或いは第 1変速部として機 能する動力分配機構 1 6と、 有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変 速機 5 6 2とから構成されており、 また、 自動変速機 5 6 2は 2つの遊星歯車装 置 5 6 4、 5 6 6を主体として構成されていることから、 図 7 7の実施例と同様 の効果が得られる。 また、 図 7 7乃至図 8 7の実施例と比較して第 2クラッチ C 2が省かれているので、 駆動装置 5 7 0がより小型化されたり、 軸方向の寸法が より短縮される。 実施例 3 5
図 9 2は、 本発明の一実施例であるハイプリッド車両用駆動装置 6 1 0を説明 する骨子図である。 図 9 2において、 駆動装置 6 1 0は車体に取り付けられる非 回転部材としてのトランスミッションケース 1 2 (以下、 ケース 1 2と表す） 内 において共通の軸心上に配設された入力回転部材としての入力軸 1 4と、 この入 力軸 1 4に直接に或いは図示しない脈動吸収ダンパー （振動減衰装置） などを介 して間接に連結された差動機構としての動力分配機構 1 6と、 その動力分配機構 1 6と出力軸 2 2との間で伝達部材 （伝動軸） 1 8を介して直列に連結されてい る有段式の自動変速機 6 2 0と、 この自動変速機 2 0に連結されている出力回転 部材としての出力軸 2 2とを直列に備えている。 この駆動装置 6 1 0は、 車両に おいて縦置きされる F R (フロントエンジン ' リヤドライブ） 型車両に好適に用 いられるものであり、 走行用の駆動力源としてのエンジン 8と一対の駆動輪 3 8 との間に設けられて、 図 7に示すように動力を差動歯車装置 （終減速機） 3 6お よび一対の車軸等を順次介して一対の駆動輪 3 8へ伝達する。 なお、 駆動装置 6 1 0はその軸心に対して対称的に構成されているため、.図 9 2の駆動装置 6 1 0 を表す部分におレヽてはその下側が省略されている。
自動変速機 6 2 0は、 ダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置 6 2 6、 およびシ ングルビユオン型の第 3遊星歯車装置 6 2 8を備えている。 第 2遊星歯車装置 6 2 6は、 第 2サンギヤ. S 2、互いに嚙み合う複数対の第 2遊星歯車 P 2、 その第 2„遊星歯車 P 2を自転および公転可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2遊星 歯車 P 2を介して第 2サンギヤ S 2と嚙み合う第 2リングギヤ R 2 'を備えており 、例えば 「 0 . 5 2 9」 程度の所定のギヤ比 p 2を有している。 第 3遊星歯車装 置 6 2 8は、 第 3サンギヤ S 3、 第 3遊星歯車 P 3、 その第 3遊星歯車 P 3を自 転および公転可能に支持する第 3キヤリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を介して第 3サンギヤ S 3と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えており、 例えば 「0 . 4 1 7」 程度の所定のギヤ比 3を有している。 第 2サンギヤ S 2の歯数を Z S 2、 第 2リングギヤ R 2の歯数を Z R 2、 第 3サンギヤ S 3の歯数を Z S 3、 第 3リ ングギヤ R 3の歯数を Z R 3とすると、 上記ギヤ比 p 2は Z S 2 / Z R 2、 上記 ギヤ比 3は Z S 3 / Z R 3である。
自動変速機 6 2 0では、 第 2サンギヤ S 2および第 3リングギヤ R 3は第 1ブ レーキ B 1を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2および 第 3サンギヤ S 3は第 1クラッチ C 1を介して伝達部材 1 8に選択的に連結され るとともに第 2ブレーキ B 2を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 2リン グギヤ R 2は第 2クラッチ C 1を介して伝達部材 1 8に選択的に連結されるとと もに第 3ブレーキ B 3を介してケース 1 2に選択的に連結され、第 3キヤリャ C A 3は出力軸 2 2に連結されている。
前記切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C l、 第 2クラッチ C 2切換ブレーキ B 0、 第 1ブレーキ B 1、 第 2ブレーキ B 2、 および第 3ブレーキ B 3は従来の車 両用自動変速機においてよく用いられている油圧式摩擦係合装置であって、 互い に重ねられた複数枚の摩擦板が油圧ァクチユエ一夕により押圧される湿式多板型 などにより構成され、 それが介装されている両側の部材を選択的に連結するため のものである。
以上のように構成された駆動装置 6 1 0では、 例えば、 図 9 3の係合作動表に 示されるように、 前記切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1、 第 2クラッチ C 2 、 切換ブレーキ B 0、 第 1ブレーキ B 1、 第 2ブレーキ B 1、 および箄 3ブレー キ B 3が選択的に係合作動させられることにより、 第 1速ギヤ段 （第 1変速段） 乃至第 5速ギヤ段 （第 5変速段） のいずれか或いは後進ギヤ段 （後進変速段） 或 いはニュートラルが選択的に成立させられるようになつている。 特に、 本実施例 では動力分配機構 1 6に切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0が備えられて おり、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0の何れかが係合作動させられる ことによって、 動力分配機構 1 6は前述した無段変速機として作動可能な無段変 速状態に加え、 1または 2種類以上の変速比の単段または複数段の変速機として 作動可能な定変速状態を構成することが可能とされている。 従って、 駆動装置 6 1 0では、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0の何れかを係合作動させる ことで定変速状態とされた動力分配機構 1 6と自動変速機 6 2 0とで有段変速機 が構成され、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0の何れも係合作動させな いことで無段変速状態とされた動力分配機構 1 6と自動変速機 6 2 0とで無段変 速機が構成される。 例えば、 駆動装置 6 1 0が有段変速機として機能する場合には、 図 9 3に示す ように、 切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1および第 1ブレーキ B 1の係合に より、 変速比ァ 1 (=入力軸回転速度 N I N /出力軸回転速度 Ν。υτ) が最大値例 えば 「 3 . 5 0 0」 程度である第 1速ギヤ段が成立させられ、切換クラッチ C O 、 第 2クラッチ C 2および第 1ブレーキ B 1の係合により、 変速比ァ 2が第 1速 ギヤ段よりも小さい値例えば 「1 . 6 0 0」 程度である第 2速ギヤ段が成立させ- られ、切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1および第 2クラッチ C 2の係合によ り、 変速比 7 3が第 2速ギヤ段よりも小さい値例えば.「1 . 0 0 0」 程度である 第 3速ギヤ段が成立させられ、 切換クラッチ C 0、 第 2クラッチ C 2および第 2 ブレーキ B 2の係合により、 変速比ァ 4が第 3速ギヤ段よりも小さい値例えば 「 0 . 7 6 0」 程度である第 4速ギヤ段が成立させられ、 第 2クラッチ C 2、 切換 ブレーキ B 0、 および第 2ブレーキ B 2の係合により、 変速比ァ 5が第 4速ギヤ 段よりも小さい値例えば 「 0 . 5 8 5」 程度である第 5速ギヤ段が成立させられ る。 また、 第 1クラッチ C 1および第 3ブレーキ B 3の係合により、 変速比ァ R が第 1速ギヤ段と第 2速ギヤ段との間の値例えば 「2 . 7 1 7」 程度である後進 ギヤ段が成立させられる。 なお、 ニュートラル 「N」 状態とする場合には、 例え ば第 1クラッチ C 1のみが係合される。
しかし、 駆動装置 6 1 0が無段変速機として機能する場合には、 図 9 3に示さ れる係合表の切換クラッチ C 0および切換ブレ一キ B 0が共に解放される。 これ により、 動力分配機構 1 6が無段変速機として機能し、 それに直列の自動変速機 6 2 0が有段変速機として機能することにより、 自動変速機 6 2 0の第 1速、 第 2速、 第 3速、 第 4速の各ギヤ段に対しその自動変速機 6 2 0に入力される回転 速度すなわち伝達部材 1 8の回転速度が無段的に変化させられて各ギヤ段は無段 的な変速比幅が得られる。 従って、 その各ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な 変速比となって駆動装置 6 1 0全体としてのトータル変速比ァ Tが無段階に得ら れるようになる。
図 9 4は、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する動力分配機構 1 6と有 段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 6 2 0とから構成される駆 W
動装置 6 1 0において、 ギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相 対関係を直線上で表すことができる共線図を示している。 この図 9 4の共線図は 、横軸方向において各遊星歯車装置 24、 6 2 6、 6 2 8のギヤ比 pの相対関係 を示し、 縦軸方向において相対的回転速度を示す二次元座標であり、 3本の横軸 のうちの最も下側の横線 X 1が回転速度零を示し、 横線 X 2が回転速度 「1. 0 」 すなわち入力軸 1 4に連結されたエンジン 8の回転速度 NEを示し、 横軸 XG . が伝達部材 1 8の回転速度を示している。 また、 動力分配機構 1 6の 3本の縦線 Y l、 Y2、 Υ 3は、 左側から順に第 2回転要素 （第 2要素） RE 2に対応する 第 1サンギヤ S 1'、 第 1回転要素 （第 1要素） RE 1に対応する第 1キヤリャ C A 1、 第 3回転要素 （第 3要素） RE 3に対応する第 1 リングギヤ R 1の相対回 転速度を示すものであり、 それらの間隔は第 1遊星歯車装置 24のギヤ比 ί) 1に 応じて定められている。 すなわち、縦線 Υ 1と Υ 1との間隔を 1に対応するとす ると、縦線 Υ 2と Υ 3との間隔はギヤ比 ρ 1に対応するものとされる。 さらに、 自動変速機 6 2 0の 4本の縦線 Υ 4、 Υ 5、 Υ 6、 Υ 7は、 左から順に、 第 4回. 転要素 （第 4要素） RE 4に対応し且つ相互に連結された第 2キヤリャ CA 2お よび第 3サンギヤ S 3、 第 5回転要素 （第 5要素） RE 5に対応する第 2リング ギヤ R 2、 第 6回転要素 （第 6要素） RE 6に対応する第 3キヤリャ CA3、 第 7回転要素 （第 7要素） R E 7に対応すし且つ相互に連結された第 2サンギヤ S 2および第 3リングギヤ R 3をそれぞれ表し、 それらの間隔は第 2、 第 3遊星歯 車装置 6 2 6 , 6 2 8のギヤ比 2、 p 3に応じてそれぞれ定められている。 上記図 94の共線図を用いて表現すれば、 本実施例の駆動装置 6 1 0は、 動力 分配機構 （無段変速部） 1 6において、 第 1遊星歯車装置 2 4の 3回転要素 （要 素） の 1つである第 1回転要素 RE 1 (第 1キヤリャ CA 1 ) が入力軸 1 4に連 結されるとともに切換クラツチ C 0を介して第 1回転要素 R E 2である第 1サン ギヤ S 1と選択的に連結され、 その第 2回転要素 RE 2 (第 1サンギヤ S 1 ) が 第 1電動機 M 1に連結されるとともに切換ブレーキ B 0を介してケ一ス 1 2に選 . 択的に連結され、 残りの回転要素である第 3回転要素 RE 3 (第 1 リングギヤ R 1 ) が伝達部材 1 8および第 2電動機 M 2に連結されて、 入力軸 1 4の回転を伝 達部材 1 8を介して自動変速機 （有段変速部） 2 0へ伝達する （入力させる） よ うに構成されている。 このとき、 Y 2と X 2の 点を通る斜めの直線 L 0により 第 1サンギヤ S 1の回転速度と第 1 リングギヤ R 1の回転速度との関係が示され る。
図 4および図 5は上記図 9 4の共線図の動力分配機構 1 6部分にも相当する図 である。 図 4は上記切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0の解放により無段. 変速状態に切換えられたときの動力分配機構 1 6の状態の一例を表している。 例 えば、 第 1電動機 M 1の発電による反力を制御することによって直線 L 0と縦線 Y 1との交点で示される第 1サンギヤ S 1の回転が上昇或いは下降させられると 、 直線し 0と縦線 Y 3との交点で示される第 1 リングギヤ R 1の回転速度が下降 或いは上昇させられる。 なお、 図 4に示す状態は、 第 1サンギヤ S 1の回転が負 、 すなわち、 電力を供給して第 1電動機 M lを回転させた状態であり、 このよう に第 1サンギヤ S 1の回転が負である状態では、 直線し 0の頁きが大きくなるの で、 第 1 リングギヤ R 1およびそれに連結された伝達部材 1 8が高速回転させら れ、 その結果、 車両の高速走行が可能となる反面、 第 1電動機 M 1に電力を供給 しなければらないので、 それに消費される電力の分だけ燃費が悪化してしまう。 しかしながら、 本実施例の駆動装置 6 1 0は、 後述するように、 自動変速機 6 2 0が伝達部材 1 8から入力された回転速度を増速出力可能に構成されているので 、 第 1サンギヤ S 1を負回転とさせなければならない状況が少ない。 そのため、 自動変速機 6 2 0において伝達部材 1 8の回転速度を増速できない装置に比べて 、 燃費が向上する。
また、 図 5は切換クラッチ C 0の係合により有段変速状態に切換えられたとき の動力分配機構 1 6の状態を表している。 つまり、 第 1サンギヤ S 1と第 1キヤ リャ C A 1とが連結されると、 上記 3つの回転要素が一体回転するので、 直線し 0は横線 X 2と一致させられ、 エンジン回転速度 N Eと同じ速度で伝達部材 1 8 が回転させられる。 或いは、 切換ブレーキ B 0の係合によって第 1サンギヤ S 1 の回転が停止させられると、 直線 L 0は図 3に示す状態となり、 その直線 L 0と 縦線 Y 3との交点で示される第 1 リングギヤ R 1の回転速度すなわち伝達部材 1 8の回転速度は、 エンジン回転速度 N Eよりも増速されて自動変速機 2 0へ入力 される。 ，
また、，自動変速機 6 2 0において第 4回転要素 R E 4は第 1クラッチ C 1を介 して伝達部材 1 8に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキ B 2を介してケ一 ス 1 2に選択的に連結され、 第 5回転要素 R E 5は第 2クラッチ C を介して伝 達部材 1 8に選択的に連結されるとともに第 3ブレーキ B 3を介してケース 1 2 に選択的に連結され、 第 6回転要素 R E 6は出力軸 2 2に連結され、 第 7回転要 素 R E 7は第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 1に選択的に連5吉されている。 この自動変速機 6 2 0では、 図 9 4に示すように、 第 1クラッチ C 1と第 1ブ レーキ B 1とが係合させられることにより、 第 4回転要素 R E 4の回転速度を示 す縦線 Y 4と横線 X 2との交点と第 5回転要素 R E 7の回転速度を示す縦線 Y 7 と横線 X 1との交点とを通る斜めの直線 L 1と、 出力軸 2 2と連結された第 6回 転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 1速の出力軸 2 2の回転速 度が示される。 同様に、 第 2クラッチ C 2と第 1ブレーキ B 1とが係合させられ ることにより決まる斜めの直線 L 2と出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 2速の出力軸 2 2の回転速度が示され 、 第 1クラッチ C 1と第 2クラッチ C 2とが係合させられることにより決まる水 平な直線 L 3と出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦 線 Y 6との交点で第 3速の出力軸 2 2の回転速度が示され、 第 2ブレーキ B 2と 第 2クラッチ C 2とが係合させられることにより決まる斜めの直線 L 4と出力軸 2 と連結された第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 4 速の出力軸 2 2の回転速度が示され、 この第 4速では、 伝達部材 1 8の回転速度 が増速されて出力されている。 上記第 1速乃至第 4速では、 切換クラッチ C 0が 係合させられている結果、 エンジン回転速度 N Eと同じ回転速度で、 第 5回転要 素 R E 5に動力分配機構 1 6からの動力が入力される。 し力、し、 切換クラッチ C 0に替えて切換ブレーキ B 0が係合させられると、 動力分配機構 1 6からの動力 がェンジン回転速度 N Eよりも高い回転速度で入力されることから、 第 2ブレー キ B 2、 第 2クラッチ C 1、 および切換ブレーキ B 0が係合させられることによ り決まる斜めの直線 L 5と出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 R E 6の回転速 度を示す縦線 Y 6との交点で第 5速の出力軸 2 2の回転速度が示され、 この第 5 速も、 伝達咅材 1 8の回転速度が増速されて出力されている。 また、 第 1クラッ チ C 1と第 3ブレーキ B 3とが係合させられることにより決まる斜めの直線 L R と出力軸 2 と連結された第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交 点で後進 Rの出力軸 1 2の回転速度が示される。
以上のように構成された駆動装置 6 1 0は、 たとえば前述の図 6に示す電子制' 御装置 4 0の図 7或いは図 1 1に示す制御機能や、 図 1 3に示す制御作動に従つ て、 エンジン 8、 電動機 M 1 .、 M 2に関するハイプリッ ド駆動制御、前記自動変 速機 6 2 0の変速制御等の駆動制御が実行される。
本実施例の駆動装置 6 1 0によれば、前述の実施例と同様に、 切換クラッチ C 0および/または切換ブレーキ B 0の係合解放により、 動力分配機構 1 6が、 電 気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と、 変速比固定の定変速状態と に選択的に切り換え可能とされ、 切換制御手段 5 0によって所定条件に基づいて 駆動装置 1 0が無段変速状態および有段変速状態のいずれかに自動的に切り替え られることから、 電気的な無段変速機の燃費改善効果と機械的に動力を伝達する 有段変速機の高い伝達効率との両長所を兼ね備えた駆動装置が得られる。 すなわ ち、 エンジンの常用出力域例えば図 1 1に示す車速 Vが判定車速 V 1以下且つ出 力トルク T 0 UTが判定出力トルク T 1以下となる無段制御領域では駆動装置 1 0 が無段変速状態とされてハイプリッド車両の通常の市街地走行すなわち車両の低 中速走行および低中出力走行での燃費性能が確保されると同時に、 高速走行例え ば図 1 1に示す車速 Vが判定車速 V 1以上となる有段制御領域では駆動装置 1 0 が有段変速状態とされ専ら機械的な動力伝達経路でェンジン 8の出力が駆動輪 3 8へ伝達されて無段変速状態とされた場合の動力と電気エネルギとの間の変換損 失が抑制されるので、 燃費が向上させられる。 また、 高出力走行例えば図 1 2に 示す実際の出力トルク Το υ τが判定出力トルク T 1以上となる有段制御領域では 駆動装置 1 0が有段変速状態とされ専ら機械的な動力伝達経路でェンジン 8の出 力が駆動輪 3 8へ伝達されて無段変速状態として作動させる領域が車両の低中速 走行および低中出力走行となるので、 第 1電動機 M 1が発生すべき電気的ェネル ギすなわちが第 1電動機 M 1が伝える電気的エネルギの最大値を小さくできてそ の第 1電動機 M 1や第 1電動機 M 、 或いはそれを含む車両用駆動装置が一層小 型化される。 さらに、 自動変速機 6 2 0は 2つの遊星歯車装置 6 2 6、 6 2 8を 主体として構成されていることから、 比較的軸方向寸法が短レ、ので、 それを含む 駆動装置 1 0の軸方向寸法がさらに短縮化できる。
また、本実施例によれば、 自動変速機 6 2 0により伝達部材 1 8の回転速度が 増速可能とされているので、 車両の高速走行時にも、 伝達部材 1 8およびそれと 一体的に回転させられる第 1遊星歯車装置 2 4の第 1 リングギヤ R 1の回転速度 を比較的低速回転とすることができるので、 第 1サンギヤ S 1に連結されている 第 1電動機 M 1を負回転させる状況、 すなわち電力を供給して第 1電動機 M 1を 回転させる状況が少なくなる。 そのため、燃費の向上を図ることができる。 実施例 3 6 .
図 9 5は本発明の他の実施例における駆動装置 6 8 0の構成を説明する骨子図 である。 本実施例は、 図 9 2乃至図 9 4に示す実施例と比較して動力分配機構 1 6と自動変速機 6 2 0とが同じ軸心上に配設されていない点が主に相違する。 以 下に、駆動装富 6 8 0と駆動装置 6 1 0との相違する部分について主に説明する 図 9 5において、 駆動装置 6 8 0は車体に取り付けられるケース 1 2内におい て第 1軸心 1 4 c上に同心に回転可能に配設された入力軸 1 4およびこの入力軸 1 4に直接に或いは図示しない脈動吸収ダンパー （振動減衰装置） などを介して 間接に連結された動力分配機構 1 6と、 第 1軸心 1 4 cに平行に配置される第 1 軸心 3 c上に同心に回転可能に配設される自動変速機 6 2 0およびこの自動変 速機 6 2 0に連結されている出力回転部材としてのデフドライブギヤ 3 と、 動 力分配機構 1 6と自動変速機 6 2 0との間を動力伝達可能に連結する伝達部材と してのカウンタギヤ対 C Gとを備えている。 この駆動装置 6 8 0は、 車両におい て横置きされる F F (フロントエンジン ' フロントドライブ）型車両や R R (リ W ャエンジン · リヤドライブ）型車両に好適に用いられるものであり、 走行用の駆 動力源としてのエンジン 8と一対の駆動輪 3 8との間に設けられて、 動力をデフ ドライブギヤ 3 2に嚙み合わされるデフリングギヤ 3 4、 差動歯車装置 3 6およ び一対の車軸 3 7等を順次介して一対の駆動輪 3 8へ伝達する。
上記カウンタギヤ対 C Gは、 第 1軸心 1 4 c上に動力分配機構 1 6と同心に回 転可能に配設されて第 1リングギヤ R 1に連結される力ゥンタドライブギヤ C G. 1と、 第 2軸心 3 2 c上に自動変速機 6 2 0と同心に回転可能に配設されて第 1 クラッチ C 1および第 2クラッチ C 2を介して自動変速機 6 2 0に連結される力 ゥンタドリブンギヤ C G 2とを備え、 カウンタドライブギヤ C G 1とカウンタド リブンギヤ C G 2とが常時嚙み合わされた一対の部材としてのギヤ対によって構 成されている。 例えば、 このカウン夕ギヤ対 C Gの減速比 （=カウン夕ドライブ ギヤ C G 1の回転速度/力ゥンタドリブンギヤ C G 2の回転速度） を 「 1 . 0 0 0」 程度とすれば、 カウンタギヤ対 C Gは図 9 2乃至図 9 4に示す実施例におけ る動力分配機構 1 6と自動変速機 6 2 0とを連結する伝達部材 1 8に相当するこ とになる。 つまり、 カウンタドライブギヤ C G 1は第 1軸心 1 4 c側で伝達部材 1 8の一部を構成する伝達部材に相当するものであり、 カウン夕ドリブンギヤ C G 2は第 2軸心 3 2 c側で伝達部材 1 8の一部を構成する伝達部材に相当するも のである。
ここで、 図 9 5を参照して駆動装置 6 8 0を構成する各装置の配置 （レイァゥ ト） を説明する。 カウンタギヤ対 C Gは、 動力分配機構 1 6に対してエンジン 8 の反対側の位置に動力分配機構 1 6に隣接して配設されている。 言い換えれば、 動力分配機構 1 6は、 エンジン 8とカウンタギヤ対 C Gとの間に位置するように カウンタギヤ対 C Gに隣接して配設されている。 第 2電動機 M 2は、 第 1遊星歯 車装置 2 4とカウンタギヤ対 C Gとの間に位置するようにカウン夕ギヤ対 C Gに 隣接して第 1軸心 1 4 c上に配設され、 カウン夕ドライブギヤ C G 1に連結され ている。 デフドライブギヤ 3 2は自動変速機 6 2 0に対してカウンタギヤ対 C G の反対側すなわちエンジン側の位置に配設されている。 言い換えれば、 自動変速 機 6 2 0は、 カウンタギヤ対 C Gとデフドライブギヤ 3 2 (エンジン 8 ) との間 に位置するようにカウンタギヤ対 C Gに隣接して配設されている。 カウン夕ギヤ 対 C Gからデフドライブギヤ 3 2に向かって順に、 第 2遊星歯車装置 6 2 6、 第 3遊星歯車装置 6 2 8が配置されている。 第 1クラッチ C 1および第 2クラッチ C 2は、 カウンタギヤ対 C Gと第 2遊星歯車装置 6 2 6との間に位置するように 配設されている。
本実施例では、 動力分配機構 1 6と自動変速機 6 2 0とを連結する伝達部材が. 伝達部材 1 8からカウン夕ギヤ対 C Gに替えられただけであり、 動力分配機構 1 6および自動変速機 6 2 0の構成やそれらの連結関係は図 9 2乃至図 9 4に示す 実施例と同様である。 従って、 係合表および共線図は、 それぞれ図 9 3の係合表 および図 9 4の共線図と同様となる。
本実施例の駆動装置 6 8 0においても、 無段変速部或いは第 1変速部として機 能する動力分配機構 1 6と有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速 機 6 2 0とから構成されるので、前述の実施例と同様の効果が得られる。 また、 図 9 2乃至図 9 4に示す実施例と比較して同一の軸心上に動力分配機構 1 6と自 動変速機 6 2 0とが配設されていないので、 駆動装置 6 8 0の軸心方向の寸法が より短縮される。 よって、 一般的に駆動装置の軸心方向の寸法が車幅で制約され る F F車両用や R R車両用に横置き可能すなわち第 1軸心 1 4 cおよび第 2軸心 3 2 cが車幅方向と平行に搭載可能な駆動装置として好適に用いられ得る。 また 、 動力分配機構 1 6および自動変速機 6 2 0は、 エンジン 8 (デフドライブギヤ 3 2 ) とカウンタギヤ対 C Gとの間に配設されているので、 駆動装置 6 8 0の軸 心方向の寸法が一層短縮される。 さらに、 第 2電動機 M 2は第 1鈾心 1 4。上に 配設されているので、 第 2軸心 3 2 cの軸心方向の寸法が短縮される。 実施例 3 7
図 9 6は本発明の他の実施例における駆動装置 6 9 0の構成を説明する骨子図 である。 本実施例は、前述の図 9 2の実施例と同様の動力分配機構 1 6、 第 1電 動機 M 1および第 2電動機 M 2を備えており、 第 1電動機 M 1および第 1電動機 M 2と動力分配機構 1 6との間の連結関係も図 9 2の実施例と同様である。 また 、 本実施例も、 伝達部材 1 8と出力軸 2 2との間には、有段式の自動変速機 6 9 2がその出力軸 2 2や前記入力軸 1 4と同一の 由心上に配設されている。
上記自動変速機 6 9 2は、 ダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置 6 9 4、 およ びシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 6 9 6を備えている。 第 2遊星歯車装 置 6 9 4は、 第 2サンギヤ S 2、 互いに嚙み合う複数対の第 2遊星歯車 P 2、 そ の第 1遊星歯車 P 2を自転および公転可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2. 遊星歯車 P を介して第 2サンギヤ S 2と嚙み合う第 2リングギヤ R 2を備えて おり、 たとえば 「0 . 5 2 9」 程度の所定のギヤ比 p 2を有している。 第 3遊星 歯車装置 6 9 6は、 第 3サンギヤ S 3、 第 3遊星歯車 P 3、 その第 3遊星歯車 P 3を自転および公転可能に支持する第 3キヤリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を介 して第 3サンギヤ S 3と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えており、 たとえば 「 0 . 3 3 3」 程度の所定のギヤ比 p 3を有している。
また、 自動変速機 6 9 2は、 図 9 2実施例の自動変速機 6 2 0と同様に、 第 1 乃至第 3ブレーキ B 1〜B 3、 および第 1、 第 2クラッチ C 1、 C 2を備えてお り、 第 2サンギヤ S 2は第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 2に選択的に連結さ れ、 第 2キヤリャ C A 2と第 3サンギヤ S 3とが一体的に連結されて第 1クラッ チ C 1 'を介して伝達部材 1 8に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキ B 2を 介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 2リングギヤ R 2と第 3キヤリャ C A 3とがー体的に連結されて第 2クラッチ C 2を介して伝達部材 1 8に選択的に連 結されるとともに第 3ブレーキ B 3を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 3リングギヤ R 3が出力軸 2 2に連結されている。
上記一体的に連結された第 2キヤリャ C A 2および第 3サンギヤ S 3を第 4回 転要素 R E 4とし、 一体的に連結された第 2リングギヤ R 2と第 3キヤリャ C A 3を第 5回転要素 R E 5とし、 第 3リングギヤ R 3を第 6回転要素 R E 6とし、 第 2サンギヤ S 2を第 7回転要素 R E 7とすると、 駆動装置 6 9 0の変速作動を 示す共線図は図 9 2の実施例の場合と同様となる。
本実施例の駆動装置 6 9 0も、無段変速部或いは第 1変速部として機能する動 力分配機構.1 6と、 有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 6 9 2とから構成されており、 また、 自動変速機 6 9 2は 2つの遊星歯車装置 6 9 4 、 6 9 6を主体として構成されていることから、 図 9 2の実施例と同様の効果が 得られる。 実施例 3 8
図 9 7は本発明の他の実施例における駆動装置 7 0 0の構成を説明する骨子図. である。 本実施例が図 9 5に示した実施例と異なる点は、 その図 9 5の実施例の 自動変速機 6 2 0に代えて図 9 6の実施例の自動変速機 6 9 2が配設されている 点のみである。 別の表現を用いれば、本実施例と図 9 6の実施例との相違点は、 図 9 2の実施例と図 9 5の実施例との相違点と同様に、 動力分配機構 1 6と自動 変速機 6 9 2とを連結する伝達部材が伝達部材 1 8からカウンタギヤ対 C Gに替 えられている点のみである。 従って、 本実施例の駆動装置 7 0 0は、 前述の図 9 5の実施例と同様の効果が得られる。 ' 実施例 3 9
図 9 8は本発明の他の実施例における駆動装置 7 1 0の構成を説明する骨子図 である。 本実施例の駆動装置 7 1 0も、 図 9 2の実施例或いは図 9 6の実施例と 同様の動力分配機構 1 6、 第 1電動機 M 1および第 2電動機 M 2.を備えており、 第 1電動機 M 1および第 2電動機 M 2と動力分配機構 1 6との間の連結関係も図 9 2の実施例或いは図 9 6の実施例と同様である。 また、 本実施例も、 伝達部材
1 8と出力軸 2 との間には、 有段式の自動変速機 7 1 2がその出力軸 2 2や前 記入力軸 1 4と同一の軸心上に配設されている。
上記自動変速機 7 1 2は、 ダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置 7 1 4、 およ びシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 7 1 6を備えている。 第 2遊星歯車装 置 7 1 4は、 第 2サンギヤ S 2、互いに嚙み合う複数対の第 2遊星歯車 P 2、 そ の第 2遊星歯車 P 2を自転および公転可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2 遊星歯車 P 2を介して第 2サンギヤ S 2と嚙み合う第 2リングギヤ R 2を備えて おり、 たとえば 「0 . 4 7 1」 程度の所定のギヤ比 <ο 2を有 ている。 第 3遊星 歯車装置 7 1 6は、 第 3サンギヤ S 3、 第 3遊星歯車 P 3、 その第 3遊星歯車 P 3を自転および公転可能に支持する第 3キヤリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を介 して第 3サンギヤ S 3と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えており、 たとえば 「 0 . 3 3 3」 程度の所定のギヤ比 3を有している。
また、 自動変速機 7 1 2は、前述の自動変速機 6 2 0等と同様に、 第 1乃至第
3ブレーキ B 1〜B 3、 および第 1、 第 2クラッチ C 1、 C 2を備えている。 そ. して、 第 2サンギヤ S 2と第 3サンギヤ S 3とが一体的に連結されて第 1クラッ チ C 1を介して伝達部材 1 8に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキ B 2を 介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2が第 1ブレーキ B 1 を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 2リングギヤ R 2と第 3キヤリャ C A 3とがー体的に連結されて第 2クラッチ C 2を介して伝達部材 1 8に選択的に 連結されるとともに第 3ブレーキ B 3を介してケース 1 に選択的に連結され、 第 3リングギヤ R 3が出力軸 2 2に連結されている。 '
上記一体的に連結された第 2サンギヤ S 2および第 3サンギヤ S 3を第 4回転 要素 R E 4とし、一体的に連結された第 2リングギヤ R 2および第 3キヤリャ C A 3を第 5回転要素 R E 5とし、 第 3リングギヤ R 3を第 6回転要素 R E 6とし 、 第 2キヤリャ C A 2を第 7回転要素 R E 7とすると、 駆動装置 1 1 0の変速作 動を示す共線図は、 前述の図 9 2の実施例乃至図 9 7の実施例の場合と同様とな る。
本実施例の駆動装置 7 1 0も、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する動 力分配機構 1 6と、 有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 7 1 2とから構成されており、 また、 自動変速機 7 1 2は 2つの遊星歯車装置 7 1 4 、 7 1 6を主体として構成されていることから、 図 9 2の実施例と同様の効果が 得られる。 実施例 4 0
図 9 9は本発明の他の実施例における駆動装置 7 2 0の構成を説明する骨子図 である。 本実施例が図 9 5、 図 9 7の実施例と異なる点は、 その図 9 5、 図 9 7 の実施例の自動変速機 6 2 0 . 6 9 2に代えて図 9 8の実施例の自動変速機 7 1 2が配設されている点のみである。 別の表現を用いれば、 本実施例と第 6実施例 との相違点は、 図 9 2の実施例と図 9 5の実施例との相違点と同様に、 動力分配 機構 1 6と自動変速機 7 1 2とを連結する伝達部材が伝達部材 1 8からカウンタ ギヤ対 C Gに替えられている点のみである。 従って、 本実施例の駆動装置 7 2 0 は、前述の図 9 5、 図 9 7の実施例と同様の効果が得られる。 実施例 4 1
図 1 0 0は本発明の他の実施例における駆動装置 7 3 0の構成を説明する骨子 図である。 本実施例の駆動装置 7 3 0も、 図 9 5に示した実施例等と同様の動力 分配機構 1 6、 第 1電動機 M l、 第 2電動機 M 2、 およびカウンタギヤ対 C Gを 備えており、 本実施例と図 9 5の実施例とが異なる点は、 第 2軸心 3 2 c上に配 置された有段式の自動変速機 1 3 2の構成のみである。
上記自動変速機 7 3 2は、 ダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置 7 3 4、 およ びシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 7 3 6を備えている。 第 2遊星歯車装 置 7 3 4は、 第 2サンギヤ S 1、 互いに嚙み合う複数対の第 2遊星歯車 P 2、 そ の第 2遊星歯車 P 2を自転および公転可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2 遊星歯車 P 2を介して第 2サンギヤ S と嚙み合う第 2リングギヤ R 2を備えて おり、 たとえば 「0 . 4 7 1」 程度の所定のギヤ比 p 2を有している。 第 3遊星 歯車装置 7 3 6は、 第 3サンギヤ S 3、 第 3遊星歯車 P 3、 その第 3遊星歯車 P 3を自転および公転可能に支持する第 3キヤリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を介 して第 3サンギヤ S 3と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えており、 たとえば 「 0 . 3 3 3」 程度の所定のギヤ比 p 3を有している。
また、 自動変速機 7 3 2は、 前述の実施例の自動変速機 6 2 0等と同様の第 1 乃至第 3ブレーキ B 1〜B 3、 および第 1、 第 2クラッチ C 1、 C を備えてい る。 そして、 第 2サンギヤ S と第 3サンギヤ S 3とが一体的に連結されて第 1 クラッチ C 1を介して伝達部材であるカウンタギヤ対 C Gのカウンタドリブンギ ャ C G 2に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキ B 2を介してケース 1 2に 選択的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2と第 3リングギヤ R 3とが一体的に連結 されて第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 2リングギ ャ R 2が第 2クラッチ C 2を介して上記力ゥンタドリブンギヤ C G 2に選択的に 連結されるとともに第 3ブレーキ B 3を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 3キヤリャ C A 3が出力回.転部材であるデフドライブギヤ 3 2に連結されてい る。 このように構成された自動変速機 7 3 2は、 カウンタギヤ対 C Gに対して動 力分配機構 1 6やエンジン 8と同じ側に配置されている。 すなわち、 自動変速機 7 3 2は、 第 1軸心 1 4 c上に配置された動力分配機構 1 6やェンジン 8と並列 的に配置されている。
上記一体的に連結された第 2サンギヤ S 2および第 3サンギヤ S 3を第 4回転 要素 R E 4とし、 第 2リングギヤ R 2を第 5回転要素 R E 5とし、 第 3キヤリャ C A 3を第 6回転要素 R E 6とし、 一体的に連結された第 2キヤリャ C A 2およ び第 3リングギヤ R 3を第 7回転要素 R E 7とすると、 駆動装置 7 3 0の変速作 動を示す共線図は、前述の図 9 2の実施例乃至図 9 9の実施例の場合と同様とな る。
本実施例の駆動装置 7 3 0も、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する動 力分配機構 1 6と、有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 7 3 2とから構成されており、 また、 自動変速機 7 3 2は 2つの遊星歯車装置 7 3 4 、 7 3 6を主体として構成されていることから、 図 9 2の実施例と同様の効果が 得られる。 また、 動力分配機構 1 6および第 2電動機 M 2が第 1軸心 1 4 c上に おいてエンジン 8とカウンタギヤ対 C Gとの間に配設されるとともに、 自動変速 機 7 3 2がそれとは別の第 2軸心 3 2 c上において第 1軸心 1 4 c上のエンジン 8、 動力分配機構 1 6と並列的に配置されているので、 駆動装置 7 3 0の軸方向 寸法が特に短縮される。 実施例 4 2
図 1 0 1は本発明の他の実施例における駆動装置 7 4 0の構成を説明する骨子 図である。 本実施例の駆動装置 7 4 0も、 図 9 5に示した第 3実施例等と同様の 動力分配機構 1 6、 第 1電動機 M 1、 第 2電動機 M 2、 およびカウン夕ギヤ対 C Gを備えており、本実施例と第 3実施例とが異なる点は、 第 2軸心 3 2 c上に配 置された有段式の自動変速機 7 4 2の構成のみである。
上記自動変速機 7 4 2は、 ダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置 7 4 4、 およ びシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 7 4 6を備えている。 第 2遊星歯車装 置 7 4 4は、 第 2サンギヤ S 1、互いに嚙み合う複数対の第 2遊星歯車 P 2、 そ. の第 2遊星歯車 P 2を自転および公転可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2 遊星歯車 P 2を介して第 2サンギヤ S 2と嚙み合う第 2リングギヤ R 2を備えて おり、 たとえば 「 0 . 3 7 5」 程度の所定のギヤ比 2を有している。 第 3遊星 歯車装置 7 4 6は、 第 3サンギヤ S 3、 第 3遊星歯車 P 3、 その第 3遊星歯車 P 3を自転および公転可能に支持する第 3キヤリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を介 して第 3サンギヤ S 3と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えており、 たとえば 「 0 . 4 1 7」 程度の所定のギヤ比; 0 3を有している。 また、 自動変速機 1 4 2は 、前述の自動変速機 6 2 0等と同様の第 1乃至第 3ブレーキ B 1〜B 3、 および 第 1、 第 2クラッチ C 1、 C 2を備えている。
そして、 第 2サンギヤ S 2と第 3リングギヤ R 3がー体的に連結されて第 1ブ レーキ B 1を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2が第 2 クラッチ C 2を介して伝達部材であるカウンタギヤ対 C Gのカウン夕ドリブンギ ャ C G 2に選択的に連結されるとともに第 3ブレーキ B 3を介してケース 1 1に 選択的に連結され、 第 2リングギヤ R 2と第 3キヤリャ C A 3とが一体的に連結 されて出力回転部材であるデフドライブギヤ 3 2に連結され、 第 3サンギヤ S 3 が第 1クラッチ C 1を介して上記カウンタドリブンギヤ C G 2に選択的に連結さ れるとともに第 2ブレーキ B 2を介してケース 1 2に選択的に連結されている。 このように構成された自動変速機 7 4 2は、 カウンタギヤ対 C Gに対して動力分 配機構 1 6やエンジン 8と同じ側に配置されている。 すなわち、 自動変速機 7 4 2は、 第 1軸心 1 4 c上に配置された動力分配機構 1 6やエンジン 8と並列的に 配置されている。
上記第 3サンギヤ S 3を第 4回転要素 R E 4とし、 第 2キヤリャ C A 2を第 5 回転要素 R E 5とし、 一体的に連結された第 2リングギヤ R 2および第 3キヤリ ャ C A 3を第 6回転要素 R E 6とし、 一体的に連結された第 2サンギヤ S 2およ び第 3リングギヤ R 3を第 7回転要素 R E 7とすると、 駆動装置 7 4 0の変速作 動を示す共線図は、 前述の図 9 2の実施例乃至図 1 0 0の実施例の場合と同様と なる。
本実施例の駆動装置 7 4 0も、無段変速部或いは第 1変速部として機能する動 力分配機構 1 6と、 有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 7 4 2とから構成されており、 また、 その自動変速機 7 4 2は 2つの遊星歯車装置 7 4 4、 7 4 6を主体として構成されていることから、 図 9 2の実施例と同様の効 果が得られる。 また、 動力分配機構 1 6および第 2電動機 M 2が第 1軸心 1 4 c 上においてエンジン 8とカウンタギヤ対 C Gとの間に配設されるとともに、 自動 変速機 7 4 2がそれとは別の第 2軸心 3 2 c上において第 1軸心 1 4 c上のェン ジン 8、 動力分配機構 1 6と並列的に配置されているので、 駆動装置 7 4 0の軸 方向寸法が特に短縮される。 実施例 4 3
図 1 0 2は本発明の他の実施例における駆動装置 7 5 0の構成を説明する骨子 図である。 本実施例の駆動装置 7 5 0も、 図 9 5に示した第 3実施例等と同様の 動力分配機構 1 6、 第 1電動機 M 1、 第 2電動機 M 2、 および力ゥンタギヤ対 C Gを備えており、 本実施例と第 3実施例とが異なる点は、 第 I軸心 3 2 c上に配 置された有段式の自動変速機 7 5 2の構成のみである。
上記自動変速機 7 5 2は、 シングルピユオン型の第 2遊星歯車装置 7 5 4、 お よびダブルピニオン型の第 3遊星歯車装置 7 5 6を備えている。 第 2遊星歯車装 置 7 5 4は、 第 2サンギヤ S 2、 第 2遊星歯車 P 2、 その第 2遊星歯車 P 2を自 転および公転可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2遊星歯車 P 2を介して第 2サンギヤ S 2と嚙み合う第 2リングギヤ R 2を備えており、 たとえば 「0 . 3 3 3」 程度の所定のギヤ比 p 2を有している。 第 3遊星歯車装置 7 5 6は、 第 3 サンギヤ S 3、 互いに嚙み合う複数対の第 3遊星歯車 P 3、 その第 3遊星歯車 P 3を自転および公転可能に支持する第 3キヤリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を介 して第 3サンギヤ S 3と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えており、 たとえば 「 0 . 2 9 4」 程度の所定のギヤ比 p 3を有している。 また、 自動変速機 7 5 2は 、前述の実施例の自動変速機 6 2 0等と同様の第 1乃至第 3ブレーキ B 1〜B 3 、 および第 1、 第 2クラッチ C 1、 C 2を備えている。
そして、 第 2サンギヤ S 2と第 3サンギヤ S 3とが一体的に連結されて第 1.ク ラッチ C 1を介して伝達部材であるカウンタギヤ対 C Gのカウンタドリブンギヤ C G 2に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキ B 2を介してケース 1 1に選 択的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2が第 2クラッチ C 2を介して上記カウン夕 ドリブンギヤ C G 2に選択的に連結されるとともに第 3ブレーキ B 3を介してケ —ス 1 に選択的に連結され、第 2リングギヤ R 2と第 3リングギヤ R 3とが一 体的に連結されて出力回転部材であるデフドライブギヤ 3 2に連結され、 第 3キ ャリャ C A 3が第 1ブレ一キ B 1を介してケース 1 · 2に選択的に連結されている 。 このように構成された自動変速機 7 5 2は、 カウンタギヤ対 C Gに対して動力 分配機構 1 6やエンジン 8と同じ側に配置されている。 すなわち、 自動変速機 7 5 2は、 第 1軸心 1 4 c上に配置された動力分配機構 1 6やエンジン 8と並列的 に配置されている。
上記一体的に連結された第 2サンギヤ S 2および第 3サンギヤ S 3を第 4回転 要素 R E 4とし、 第 2キヤリャ C A 2を第 5回転要素 R E 5とし、 一体的に連結 された第 2リングギヤ R 2および第 3リングギヤ R 3を第 6回転要素 R E 6とし 、第 3キヤリャ C A 3を第 7回転要素 R E 7とすると、 駆動装置 7 5 0の変速作 動を示す共線図は、 前述の図 9 2の実施例乃至図 1 0 1の実施例の場合と同様と なる。
本実施例の駆動装置 7 5 0も、無段変速部或いは第 1変速部として機能する動 力分配機構 1 6と、 有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 7 5 2とから構成されており、 また、 その自動変速機 7 5 2は 2つの遊星歯車装置 7 5 4、 7 5 6を主体として構成されていることから、 図 9 2の実施例と同様の効 果が得られる。 また、 動力分配機構 1 6および第 2電動機 M 2が第 1軸心 1 4 c 上においてエンジン 8とカウン夕ギヤ対 C Gとの間に配設されるとともに、 自動 変速機 7 5 2がそれとは別の第 2軸心 3 2 c上において第 1軸心 1 4 c上のェン ジン 8、 動力分配機構 1 6と並列的に配置されているので、 駆動装置 7 5 0の軸 方向寸法が特に短縮される。 実施例 4 4
図 1 0 3は本発明の他の実施例における駆動装置 7 6 0の構成を説明する骨子 図である。 本実施例の駆動装置 7 6 0も、 図 9 5に示した実施例等と同様の動力 分配機構 1 6、 第 1電動機 M l、 第 2電動機 M 2、 およびカウンタギヤ対 C Gを 備えており、 本実施例と図 9 5の実施例とが異なる点は、 第 2軸心 3 2 c上に配 置された有段式の自動変速機 7 6 2の構成のみである。
上記自動変速機 7 6 2は、 シングルピニオン型の第 2遊星歯車装置 7 6 4、 お よびダブルピニオン型の第 3遊星歯車装置 7 6 6を備えている。 第 2遊星歯車装 置 7 6 4は、 第 2サンギヤ S 2、 第 2遊星歯車 P 2、 その第 2遊星歯車 P 2を自 転および公転可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2遊星歯車 P 2を介して第 2サンギヤ S 2と嚙み合う第 2リングギヤ R 2を備えており、 たとえば 「0 . 3 3 3」 程度の所定のギヤ比 p 2を有している。 第 3遊星歯車装置 7 6 6は、 第 3 サンギヤ S 3、互いに嚙み合う複数対の第 3遊星歯車 Ρ 3、 その第 3遊星歯車 Ρ 3を自転および公転可能に支持する第 3キヤリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を介 して第 3サンギヤ S 3と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えており、 たとえば 「 0 . 3 7 5」 程度の所定のギヤ比 p 3を有している。 また、 自動変速機 7 6 2は 、前述の実施例の自動変速機 6 2 0等と同様の第 1乃至第 3ブレーキ B 1〜B 3 、 および第 1、 第 2クラッチ C 1、 C 2を備えている。
そして、 第 2サンギヤ S 2が第 1クラッチ C 1を介して伝達部材であるカウン タギヤ対 C Gのカウンタドリブンギヤ C G 2に選択的に連結されるとともに第 2 ブレーキ B 2を介してケース 1 1に選択的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2と第 3キヤリャ C A 3とがー体的に連結されて第 2クラッチ C 2を介して上記力ゥン 夕ドリブンギヤ C G に選択的に連結されるとともに第 3ブレーキ B 3を介して ケース 1 2に選択的に連結され、 第 2リングギヤ R 2と第 3リングギヤ R 3とが 一体的に連結されて出力回転部材であるデフドライブギヤ 3 2に連結され、 第 3 サンギヤ S 3が第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 2に選択的に連結されている 。 このように構成された自動変速機 7 6 2.は、 カウンタギヤ対 C Gに対して動力 分配機構 1 6やエンジン 8と同じ側に配置されている。 すなわち、 自動変速機 7 6 2は、 第 1軸心 1 4 c上に配置された動力分配機構 1 6やエンジン 8と並列的 . に配置されている。
上記第 2サンギヤ S 2を第 4回転要素 R E 4とし、 一体的に連結された第 2キ ャリャ C A 2および第 3キヤリャ C A 3を第 5回転要素 R E 5とし、 一体的に連 結された第 2リングギヤ R 2および第 3リングギヤ R 3を第 6回転要素 R E 6と し、 第 3サンギヤ S 3を第 7回転要素 R E 7とすると、 駆動装置 7 6 0の変速作 動を示す共線図は、 前述の図 9 2の実施例乃至図 1 0 2の実施例の場合と同様と なる。 ·
本実施例の駆動装置 7 6 0も、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する動. 力分配機構 1 6と、 有段変速部或いは第 1変速部として機能する自動変速機 7 6 2とから構成されており、 また、 自動変速機 7 6 2は 2つの遊星歯車装置 7 6 4 、 7 6 6を主体として構成されていることから、 図 9 2の実施例と同様の効果が 得られる。 また、 動力分配機構 1 6および第 2電動機 M 2が第 1軸心 1 4。上に おいてェンジン 8とカウンタギヤ対 C Gとの間に配設されるとともに、 自動変速 機 1 6 2がそれとは別の第 2軸心 3 2 c上において第 1軸心 1 4 c上のエンジン 8、 動力分配機構 1 6と並列的に配置されているので、 駆動装置 7 6 0の軸方向 寸法が特に短縮される。 実施例 4 5
図 1 0 4は本発明の他の実施例における駆動装置 7 7 0の構成を説明する骨子 図である。 本実施例の駆動装置 7 7 0も、 図 9 5に示した実施例等と同様の動力 分配機構 1 6、 第 1電動機 M l、 第 2電動機 M 2、 およびカウンタギヤ対 C Gを 備えており、.本実施例と図 9 5の施例とが異なる点は、 第 2軸心 3 2 c上に配置 された有段式の自動変速機 7 7 2の構成のみである。
上記自動変速機 7 7 2は、 ダブルピニオン型の.第 2遊星齒車装置 7 7 4、 およ びシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 7 7 6を備えている。 第 2遊星歯車装 置 7 7 4は、 第 2サンギヤ S 2、 互いに嚙み合う複数対の第 2遊星歯車 P 2、 そ の第 2遊星歯車 P 2を自転および公転可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2 遊星歯車 P を介して第 2サンギヤ S 2と嚙み合う第 2リングギヤ R 2を備えて. おり、 たとえば 「0 . 4 7 1」 程度の所定のギヤ比 p 2を有している。 第 3遊星 歯車装置 7 7 6,は、 第 3サンギヤ S 3、 第 3遊星歯車 P 3、 その第 3遊星歯車 P 3を自転および公転可能に支持する第 3キヤリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を介 して第 3サンギヤ S 3と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えており、 たとえば 「 0 . 6 0 0」 程度の所定のギヤ比 p 3を有している。 また、 自動変速機 7 7 2は 、 前述の実施例の自動変速機 6 2 0等と同様の第 1乃至第 3ブレーキ B 1〜B 3 、 および第 1、 第 2クラッチ C 1、 C 2を備えている。'
そして、 第 2サンギヤ S 2が第 1クラッチ C 1を介して伝達部材であるカウン. 夕ギヤ対 C Gの力ゥン夕ドリブンギヤ C G に選択的に連結されるとともに第 2 ブレーキ B 2を介してケ一ス 1 2に選択的に連 ¾吉され、 第 2キヤリャ C A 2と第 3サンギヤ S 3とが一体的に連結されて第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 に 選択的に連結され、 第 2リングギヤ R 2と第 3リングギヤ R 3とが一体的に連結 されて第 2クラッチ C 2を介して上記力ゥン夕ドリブンギヤ C G 2に選択的に連 結されるとともに第 3ブレーキ B 3を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 3キヤリャ C A 3が出力回転部材であるデフドライブギヤ 3 2に連結されている 。 このように構成された自動変速機 7 7 2は、 カウンタギヤ対 C Gに対して動力 分配機構 1 6やエンジン 8と同じ側に配置されている。 すなわち、 自動変速機 7 7 2は、 第 1軸心 1 4 c上に配置された動力分配機構 1 6やエンジン 8と並列的 に配置されている。
上記第 2サンギヤ S 2を第 4回転要素 R E 4とし、 一体的に連結された第 2リ ングギヤ R 2および第 3リングギヤ R 3を第 5回転要素 R E 5とし、.第 3キヤリ ャ C A 3を第 6回転要素 R E 6とし、 一体的に連結された第 2キヤリャ C A 2お よび第 3サンギヤ S 3を第 7回転要素 R E 7とすると、 駆動装置 7 7 0の変速作 動を示す共線図は、前述の図 9 2の実施例乃至 Hj l 0 3の実施例の場合と同様と なる。
本実施例の駆動装置 7 7 0も、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する動 力分配機構 1 6と、 有段変速部或いは第 1変速部として機能する自動変速機 7 7 2とから構成されており、 また、 自動変速機 7 7 2は 2つの遊星歯車装置 7 7 4 . 、 7 7 6を主体として構成されていることから、 図 9 2の実施例と同様の効果が 得られる。 また、 動力分配機構 1 6および第 2電動機 M 2が第 1軸心 1 4 c上に おいてェンジン 8とカウンタギヤ対 C Gとの間に配設されるとともに、 自動変速 機 7 7 2がそれとは別の第 2軸心 3 2 c上において第 1軸心 1 4 c上のエンジン 8、 動力分配機構 1 6と並列的に配置されているので、 駆動装置 7 7 0の軸方向 寸法が特に短縮される。 - 実施例 4 6
図 1 0 5は本発明の他の実施例における駆動装置 7 8 0の構成を説明する骨子 図である。 本実施例の駆動装置 1 8 0も、 図 9 5に示した実施例等と同様の動力 分配機構 1 6、 第 1電動機 M 1、 第 2電動機 M 2、 およびカウンタギヤ対 C Gを 備えており、 本実施例と図 9 5の実施例とが異なる点は、 第 2軸心 3 2 c上に配 置された有段式の自動変速機 7 8 2の構成のみである。
上記自動変速機 7 8 2は、 ダブルピユオン型の第 2遊星齒車装置 7 8 4、 およ びシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 7 8 6を備えている。 第 2遊星歯車装 置 7 8 4は、 第 2サンギヤ S 2、互いに嚙み合う複数対の第 2遊星歯車 P 2、 そ の第 遊星歯車 P 2を自転および公転可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2 遊星歯車 P 2を介して第 2サンギヤ S 2と嚙み合う第 2リングギヤ R を備えて おり、 たとえば 「 0 . 5 2 9」 程度の所定のギヤ比 2を有している。 第 3遊星 歯車装置 7 8 6は、 第 3サンギヤ S 3、 第 3遊星歯車 P 3、 その第 3遊星歯車 P 3を自転および公転可能に支持する第 3キヤリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を介 して第 3サンギヤ S 3と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えており、 たとえば 「 0 . 6 0 0」 程度の所定のギヤ比 p 3を有している。 また、 自動変速機 7 8 2は 、前述の実施例の自動変速機 6 2 0等と同様の等 1乃至第 3ブレーキ B 1〜B 3 、 および第 1、 第 2クラッチ C 1、 C 2を備えている。
そして、 第 2サンギヤ S 2と第 3サンギヤ S 3とが一体的に連結されて第 1ブ レーキ B 1を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2が第 1 クラッチ C 1を介して伝達部材であるカウンタギヤ対 C Gのカウンタドリブンギ. ャ C G 2に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキ B 2を介してケース 1 2に 選択的に連結され、 第 2リングギヤ R 2と第 3 'リングギヤ R 3とが一体的に連結 されて第 2クラッチ C 2を介して上記カウン夕ドリブンギヤ C G 2に選択的に連 結されるとともに第 3ブレーキ B 3を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 3キヤリャ C A 3が出力回転部材であるデフドライブギヤ 3 2に連結されている 。 このように構成された自動変速機 7 8 2は、 カウンタギヤ対 C Gに対して動力 分配機構 1 6やエンジン 8と同じ側に配置されている。 すなわち、 自動変速機 7 8 2は、 第 1軸心 1 4 c上に配置された動力分配機構 1 6やエンジン 8と並列的 に配置されている。
上記第 2キヤリャ C A 2を第 4回転要素 R E 4とし、 一体的に連結された第 2 リングギヤ R 2および第 3リングギヤ R 3を第 5回転要素 R E 5とし、 第 3キヤ リャ C A 3を第 6回転要素 R E 6とし、一体的に連結された第 2サンギヤ S 2お よび第 3サンギヤ S 3を第 7回転要素 R E 7とすると、 駆動装置 7 8 0の変速作 動を示す共線図は、前述の図 9 2の実施例乃至図 1 0 4の実施例の場合と同様と なる。
本実施例の駆動装置 7 8 0も、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する動 力分配機構 1 6と、 有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 7 8 2とから構成されており、 その自動変速機 7 8 2は 2つの遊星歯車装置 7 8 4、 7 8 6を主体として構成されていることから、 図 9 2の実施例と同様の効果が得 られる。 また、 動力分配機構 1 6および第 2電動機 M 2が第 1軸心 1 4 c上にお いてェンジン 8とカウンタギヤ対 C Gとの間に配設されるとともに、 自動変速機 7 8 2がそれとは別の第 2軸心 3 c上において第 1軸心 1 4 c上のエンジン 8 、 動力分配機構 1 6と並列的に配置されているので、 駆動装置 7 8 0の軸方向寸 法が特に短縮される。 ， 実施例 4 7 .
図 1 0 6は本発明の他の実施例における駆動装置 7 9 0の構成を説明する骨子 図である。 本実施例の駆動装置 7 9 0も、 図 9 5に示した実施例等と同様の動力. 分配機構 1 6、 第 1電動機 M 1、 第 2電動機 M 2、 およびカウンタギヤ対 C Gを 備えており、 本実施例と図 9 5の実施例とが異なる点は、 第 2軸心 3 2 c上に配 置された有段式の自動変速機 7 9 2の構成のみである。
上記自動変速機 7 9 2は、 ダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置 7 9 4、 およ びシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 7 9 6を備えている。 第 2遊星歯車装 置 7 9 4は、 第 2サンギヤ S 2、 互いに嚙み合う複数対の第 2遊星歯車 P 2、 そ の第 2遊星歯車 P 2を自転および公転可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2 遊星歯車 P 2を介して第 2サンギヤ S 2と嚙み合う第 2リングギヤ R 2を備えて. おり、 たとえば 「 0 . 2 9 4」 程度の所定のギヤ比 2を有している。 第 3遊星 歯車装置 7 9 6は、 第 3サンギヤ S 3、 第 3遊星歯車 P 3、 その第 3遊星歯車 P 3を自転および公転可能に支持する第 3キヤリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を介 して第 3サンギヤ S 3と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えており、 たとえば 「 0 . 6 0 0」 程度の所定のギヤ比 p 3を有している。 また、 自動変速機 7 9 2は 、前述の実施例の自動変速機 6 2 0等と同様の第 1乃至第 3ブレーキ B 1〜B 3 、 および第 1、 第 2クラッチ C 1、 C 2を備えている。
そして、 第 2サンギヤ S 2が第 1クラッチ C 1を介して伝達部材であるカウン タギヤ対 C Gの力ゥンタドリブンギヤ C G 2に選択的に連結されるとともに第 2 ブレーキ B 2を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2と第 3サンギヤ S 3とが一体的に連結されて第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 2に 選択的に連結され、 第 2リングギヤ R 2と第 3キヤリャ C A 3とが一体的に連結 されて出力回転部材であるデフドライブギヤ 3 2に連,結され、 第 3リングギヤ R 3が第 2クラッチ C 2を介して上記カウン夕ドリブンギヤ C G 2に選択的に連結 されるとともに第 3ブレーキ B 3を介してケース 1 2に選択的に連結されている 。 このように構成された自動変速機 7 9 2は、 ウンタギヤ対 C Gに対して動力 分配機構 1 6やエンジン 8と同じ側に配置されている。 すなわち、 自動変速機 7 9 2は、 第 1軸心 1 4 c上に配置された動力分配機構 1 6やエンジン 8と並列的 に配置されている。
上言己第 2サンギヤ S 2を第 4回転要素 R E 4とし、 第 3リングギヤ R 3を第 5 . 回転要素 R E 5とし、 一体的に連結された第 2リングギヤ R 2および第 3キヤリ ャ C A 3を第 6回転要素 R E 6とし、 一体的に連結された第 2キヤリャ C A 2お よび第 3サンギヤ S 3を第 7回転要素 R E 7とすると、 駆動装置 7 9 0の変速作 動を示す共線図は、前述の図 9 の実施例乃至図 1 0 5の実施例の場合と同様と なる。，
本実施例の駆動装置 7 9 0も、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する動 力分配機構 1 6と、 有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 7 9 2とから構成されており、 また、 自動変速機 7 9 2は 2つの遊星歯車装置 7 9 4 、 7 9 6を主体として構成されていることから、 第 1実施例と同様の効果が得ら れる。 また、 動力分配機構 1 6および第 2電動機 M 2が第 1軸心 1 4 c上におい てエンジン 8とカウンタギヤ対 C Gとの間に配設されるとともに、 自動変速機 7 9 2がそれとは別の第 2軸心 3 2 c上において第 1軸心 1 4 c上のエンジン 8、 動力分配機構 1 6と並列的に配置されているので、 駆動装置 7 9 0の軸方向寸法 が特に短縮される。 実施例 4 8
図 1 0 7は本発明の他の実施例における駆動装置 8 0 0の構成を説明する骨子 図である。 本実施例の駆動装置 8 0 0も、 図 9 5に示した実施例等と同様の動力 分配機構 1 6、 第 1電動機 M l、 第 2電動機 M 2、 およびカウンタギヤ対 C Gを 備えており、本実施例と図 9 5の実施例とが異なる点は、 第 2軸心 3 2 c上に配 置された有段式の自動変速機 8 0 2の構成のみである。
上記自動変速機 8 0 2は、 シングルピニオン型の第 2遊星歯車装置 8 0 4、 お よびシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 8 0 6を備えている。 第 2遊星歯車 装置 8 0 4は、 第 2サンギヤ S 2、 第 2遊星歯車. P 2、 その第 I遊星歯車 P 2を 自転および公転可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2遊星歯車 P 2を介して 第 2サンギヤ S 2と嚙み合う第 2 リングギヤ R 2を備えており、 たとえば 「0 . 3 3 3」 程度の所定のギヤ比 p 2を有している。 第 3遊星歯車装置 8 0 6は、 第
3サンギヤ S 3、 第 3遊星歯車 P 3、 その第 3遊星歯車 P 3を自転および公転可 能に支持する第 3キヤリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を介して第 3サンギヤ S 3 と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えており、 たとえば 「0 . 4 1 7」 程度の所 定のギヤ比 p 3を有している。 また、 自動変速機 8 0 2は、 前述の実施例の自動 変速機 6 2 0等と同様の第 1乃至第 3ブレーキ B 1〜B 3、 および第 1、 第 2ク ラッチ C 1、 C 2を備えている。
そして、 第 2サンギヤ S 2と第 3サンギヤ S 3とが一体的に連結されて第 1ク ラッチ C 1を介して伝達部材であるカウンタギヤ対 C Gのカウンタドリブンギヤ C G 2に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキ B 2を介してケース 1 2に選. 択的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2が第 2クラッチ C 2を介して上記力ゥン夕 ドリブンギヤ C G 2に選択的に連結されるとともに第 3ブレーキ B 3を介してケ —ス 1 2に選択的に連結され、 第 2リングギヤ R 2と第 3キヤリャ C A 3とが一 体的に連結されて出力回転部材であるデフドライブギヤ 3 2に連結され、 第 3リ ングギヤ R 3が第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 2に選択的に連 ^^吉されている 。
上記一体的に連結された第 2サンギヤ S 2および第 3リングギヤ R 3を第 4回 転要素 R E 4とし、 第 2キヤリャ C A 2を第 5回転要素 R E 5とし、 一体的に連 糸吉された第 2リングギヤ R 2および第 3キヤリャ C A 3を第 6回転要素 R E 6と し、 第 3サンギヤ S 3を第 7回転要素 R E 7とすると、 駆動装置 8 0 0の変速作 動を示す共線図は、前述の図 9 2の実施例乃至図 1 0 6の実施例の場合と同様と なる。
本実施例の駆動装置 8 0 0も、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する動 力分配機構 1· 6と、 有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 8 0 2とから構成されており、 また、 自動変速機 8 0 2は 2つの遊星歯車装置 8 0 4 、 8 0 6を主体として構成されていることから、 図 9 5の実施例と同様の効果が 得られる。 また、 動力分配機構 1 6および第 2電動機 M 2が第 1軸心 1 4 c上に おいてェンジン 8とカウンタギヤ対 C Gと.の間に配設されるとともに、 自動変速 機 8 0 2がそれとは別の第 2軸心 3 2 c上において第 1軸心 1 4 c上のエンジン 8、 動力分配機構 1 6と並列的に配置されているので、 駆動装置 8 0 0の軸方向. 寸法が特に短縮される。 実施例 4 9
図 1 0 8は本発明の他の実施例における駆動装置 8 1 0の構成を説明する骨子 図である。 本実施例の駆動装置 8 1 0も、 図 9 5に示した実施例等と同様の動力 分配機構 1 6、 第 1電動機 M 1、 第 2電動機 M 2、 およびカウンタギヤ対 C Gを 備えており、 本実施例と図 9 5の実施例とが異なる点は、 第 2軸心 3 2 c上に配 置された有段式の自動変速機 8 1 2の構成のみである。
上記自動変速機 8 1 2は、 シングルピニオン型の第 2遊星歯車装置 8 1 4、 お よびシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置 8 1 6を備えている。 第 2遊星歯車 装置 8 1 4は、 第 2サンギヤ S 1 第 2遊星歯車 P 2、 その第 2遊星歯車 P 2を 自転および公転可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2遊星歯車 P 2を介して 第 2サンギヤ S 2と嚙み合う第 2リングギヤ R 2を備えており、 たとえば 「0 . 3 3 3」 程度の所定のギヤ比; 0 2を有している。 第 3遊星歯車装置 8 1 6は、 第 3サンギヤ S 3、 第 3遊星歯車 P 3、 その第 3遊星歯車 P 3を自転および公転可 能に支持する第 3キヤリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を介して第 3サンギヤ S 3 と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えており、 たとえば 「 0 . 6 0 0」 程度の所 定のギヤ比 3を有している。 また、 自動変速機 8 1 2は、前述の実施例の自動 変速機 6 2 0等と同様の第 1乃至第 3ブレーキ B 1〜B 3、 および第 1、 第 2ク ラッチ C 1、 C 2を備えている。
そして、 第 2サンギヤ S 2が第 1クラッチ C 1を介して伝達部材であるカウン 夕ギヤ対 C Gのカウンタドリブンギヤ C G 2に選択的に連結されるとともに第 2 . ブレーキ B 2を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2と第 3リングギヤ R 3とがー体的に連結されて第 2クラッチ C 2を介して上記力ゥン 夕ドリブンギヤ C G 2に選択的に連結されるとともに第 3ブレーキ B 3を介して ケース 1 Iに選択的に連結され、 第 2リン.グギヤ R 2と第 3キヤリャ C A 3とが 一体的に連結されて出力回転部材であるデフドライブギヤ 3 2に連結され、 第 3 サンギヤ S 3が第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 2に選択的に連結されている. 。 このように構成された自動変速機 8 1 2は、 カウン夕ギヤ対 C Gに対して動力 分配機構 1 6やエンジン 8と同じ側に配置されている。 すなわち、 自動変速機 8 1 2は、 第 1軸心 1 4 c上に配置された動力分配機構 1 6やエンジン 8と並列的 に配置されている。
上記第 2サンギヤ S 2を第 4回転要素 R E 4とし、 一体的に連結された第 2キ ャリャ C A 2および第 3リングギヤ R 3を第 5回転要素 R E 5とし、 一体的に連 結された第 2リングギヤ R 2および第 3キヤリャ C A 3を第 6回転要素 R E 6と し、 第 3リングギヤ R 3を第 7回転要素 R E 7とすると、 駆動装置 8 1 0の変速 作動を示す共線図は、前述の図 9 2の実施例乃至図 1 0 7の実施例の場合と同様 となる。
本実施例の駆動装置 8 1 0も、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する動 力分配機構 1 6と、 有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 8 1 2とから構成されており、 また、 自動変速機 8 1 2は 2つの遊星歯車装置 8 1 4 、 8 1 6を主体として構成されていることから、 第 1実施例と同様の効果が得ら れる。 また、 動力分配機構 1 6および第 2電動機 M 2が第 1軸心 1 4 c上におい てエンジン 8とカウン夕ギヤ対 C Gとの間に配設されるとともに、 自動変速機 8 1 2がそれとは別の第 2軸心 3 2 c上において第 1軸心 1 4 c上のエンジン 8、 動力分配機構 1 6と並列的に配置されているので、 駆動装置 8 1 0の軸方向寸法 が特に短縮される。 実施例 5 0
図 1 0 9は本発明の他の実施例における駆動装置 8 2 0の構成を説明する骨子 W 図である。 本実施例の駆動装置 8 2 0も、 図 9 5に示した実施例等と同様の動力 分配機構 1 6、 第 1電動機 M l、 第 2電動機 M 2、 およびカウンタギヤ対 C Gを 備えており、本実施例と第 3実施例とが異なる点は、 第 2軸心 3 2 c上に配置さ れた有段式の自動変速機 8 2 2の構成のみである。
上記自動変速機 8 2 2は、 シングルピニォン型の第 2遊星歯車装置 8 2 4、 お よぴシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置 8 2 6を備えている。 第 2遊星歯車 装置 8 2 4は、 第 2サンギヤ S 2、 第 2遊星歯車 P 2、 その第 2遊星歯車 P 2を 自転および公転可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2遊星歯車 P 2を介して 第 2サンギヤ S 2と嚙み合う第 2リングギヤ R 2を備えており、 たとえば 「0 . 6 0 0」 程度の所定のギヤ比 p 2を有している。 第 3遊星歯車装置 8 2 6は、 第 3サンギヤ S 3、 第 3遊星歯車 P 3、 その第 3遊星歯車 P 3を自転および公転可 能に支持する第 3キヤリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を介して第 3サンギヤ S 3 と嚙み合う第 3リングギヤ R 3を備えており、 たとえば 「0 . 4 1 7」 程度の所 定のギヤ比 p 3を有している。 また、 自動変速機 8 2 2は、 前述の実施例の自動 変速機 6 2 0等と同様の第 1乃至第 3ブレーキ B 1〜B 3、 および第 1、 第 2ク ラッチ C 1、 C 2を備えている。
そして、 第 2サンギヤ S 2が第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 1に選択的に 連結され、 第 2キヤリャ C A 2と第 3キヤリャ C A 3とが一体的に連結されて出 力回転部材であるデフドライブギヤ 3 2に連結され、 第 2リングギヤ R 2が第 2 クラッチ C 2を介して上記力ゥン夕ドリブンギヤ C G に選択的に連結されると ともに第 3ブレーキ B 3を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 3サンギヤ S 3が第 1クラッチ C 1を介して伝達部材であるカウンタギヤ対 C Gのカウン夕 ドリブンギヤ C G 2に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキ B 2を介してケ —ス 1 2に選択的に連結されている。 このように構成された自動変速機 8 2 2は 、 カウンタギヤ対 C Gに対して動力分配機構 1 6やエンジン 8と同じ卵に配置さ れている。 すなわち、 自動変速機 8 2 2は、 第 1軸心 1 4 c上に配置された動力 分配機構 1 6やエンジン 8と並列的に配置されている。
上記第 3サンギヤ S 3を第 4回転要素 R E 4とし、 第 2リングギヤ R 2を第 5 回転要素 RE 5とし、 一体的に連結された第 2キヤリャ CA2および第 3キヤリ ャ C A 3を第 6回転要素 RE 6とし、一体的に連結された第 2サンギヤ S 2およ び第 3リングギヤ R 3を第 Ί回転要素 R E 7とすると、 駆動装置 820の変速作 動を示す共線図は、前述の図 92の実施例乃至図 1 08の実施例の場合と同様と なる。
本実施例の駆動装置 820も、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する動 力分配機構 1 6と、有段変速部或いは第 2変速部として機能する自動変速機 82 2とから構成されており、 また、 自動変速機 82 2は 2つの遊星歯車装置 824 、 826を主体として構成されていることから、 図 9 2の実施例と同様の効果が 得られる。 また、 動力分配機構 1 6および第 2電動機 M 2が第 1軸心 1 4 c上に おいてエンジン 8とカウンタギヤ対 C Gとの間に配設されるとともに、 自動変速 機 822がそれとは別の第 2軸心 3 2 c上において第 1軸心 1 4 c上のエンジン 8、 動力分配機構 1 6と並列的に配置されているので、.駆動装置 82 0の軸方向 寸法が特に短縮される。 以上、 本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、 本発明はその他の 態様においても適用される。
例えば、前述の実施例の駆動装置 1 0、 70. 80 、 9 2、 1 1 0、 1 2 0、
1 3 0、 1 40、 1 50、 1 60、 1 70 、 1 80、 1 90、 200、 2 1 0、
2 2 0、 4 1 0、 480、 49 0、 500 、 5 1 0、 5 20、 530、 540、
5 50、 560、 570、 6 1 0、 680 、 6 90、 700、 7 1 0、 720、
73 0、 740、 750、 760、 770 、 780、 790、 800、 8 1 0、
820は、 動力分配機構 1 6が差動状態と非差動状態とに切り換えられることで 電気的な無段変速機としての機能する無段変速状態と有段変速機として機能する 有段変速状態とに切り換え可能に構成されていたが、 無段変速状態と有段変速状 態との切換えは動力分配機構 1 6の差動状態と非差動状態との切換えにおける一 態様であり、 例えば動力分配機構 1 6が差動状態であつても動力分配機構 1 6の 変速比を連続的ではなく段階的に変化させて有段変速機として機能させられても よい。 言い換えれば、 駆動装置 1 0、 70、 8 0、 9 2、 1 1 0、 1 2 0、 1 3 0、 1 4 0、 1 50、 1 6 0、 1 7 0、 1 80、 1 9 0、 2 0 0、 2 1 0、 2 2 0、 4 1 0、 4 8 0、 4 9 0、 5 0 0、 5 1 0、 5 2 0、 5 3 0、 5 4 0、 5 5 0、 5 6 0、 5 7 0、 6 1 0、 6 8 0、 6.9 0、 7 0 0、 7 1 0、 7 2 0、 7 3 0、 74 0、 7 5 0、 76 0、 77 0、 7 8 0、 7 9 0、 8 0 0、 8 1 0、 8 2 0. (動力分配機構 1 6) の差動状態/非差動状態と、 無段変速状態/有段変速状. 態とは必ずしも一対一の関係にある訳ではないので、 駆動装置 1 0、 7 0、 8 0 、 9 2、 1 1 0、 1 20、 1 3 0、 1 4 0、 1 50、 1 6 0、 1 7 0、 1 8 0、 1 9 0、 2 0 0、' 2 1 0、 2 2 0、 4 1 0、 4 8 0、 4 9 0、 5 0 0、 5 1 0、 5 2 0、 5 3 0、 54 0、 5 5 0、 5 6 0、 5 70、 6 1 0、 6 8 0、 6 9 0、 7 0 0、 7 1 0、 72 0、 7 3 0、 74 0、 7 5 0、 76 0、 770、 7 8 0、 7 9 0、 8 0 0、 8 1 0、 8 2 0は必ずしも無段変速状態と有段変速状態とに切 り換え可能に構成される必要はなく、 駆動装置 （変速機構） 1 0、 7 0、 8 0、 9 2、 1 1 0、 1 2 0、 1 3 0、 1 40、 1 5 0、 1 6 0、 1 7 0、 1 8 0、 1 9 0、 2 0 0、 2 1 0、 2 2 0、 4 1 0、 4 8 0、 4 9 0、 5 0 0、 5 1 0、 5 2 0、 5 3 0、 54 0、 5 5 0、 5 6 0、 5 7 0、 6 1 0、 6 8 0、 6 9 0、 7 0 0、 7 1 0、 7 2 0、 7 3 0、 74 0、 7 5 0、 76 0、 7 70、 78 0、 7 9 0、 8 0 0、 8 1 0、 8 2 0、 動力分配機構 1 6、 或いは差動部 （切換型変速 部 1.1、 8 1、 9 3、 或いは動力分配機構 1 6、 84、 9 4) 1 1が、 差動状態 と非差動状態 （口ック状態） とに切換え可能に構成されれば本発明は適用され得 る。
また、 前述の実施例の自動変速機 1 1 2は 5つの回転要素を有し、 第 8回転要 素 R E 8が伝達部材 1 8に動力伝達可能に直結され、 第 7回転要素 R E 7が出力 軸 2 2に連結され、 第 6回転要素 RE 6が第 3ブレーキ B 3を介してケース 1 1 に連結され、 動力分配機構 1 6で自動変速機 1 1 2への入力回転方向がエンジン 8の回転方向とは反転されて伝達部材 1 8が負の回転速度とされると共に、 第 3 ブレーキ B 3が係合されることで駆動装置 1 1 0は後進走行用のギヤ比が達成さ れたが、 自動変速機が少なくとも 3つの回転要素を有し、 少なくとも 3つの回転 要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上においてその少なくとも 3 つの回転要素を一端から他端へ向かって順番に少なくとも 3つの回転要素のうち の 1つ、他の 1つ、 および残りの一つとしたとき、 少なくとも 3つの回転要素の うちの 1つが伝達部材 1 8に動力伝達可能すなわち伝達部材に 1 8に直結或いは 伝達部材 1 8にクラッチを介して連結され、 他の 1つが自動変速機の出力部材に 動力伝達可能に連結され、 残りの一つがブレーキを介して非回転部材に連結され - るものであれば、 動力分配機構で自動変速機への入力回転方向が反転されると共 に、 ブレーキが係合されることで駆動装置は後進走行用のギヤ比が達成され得る 。 但し、 少なくとも 3つの回転要素のうちの 1つがクラッチを介して伝達部材 1 8に連結される場合にはブレーキと共にクラッチも係合される。
例えば、 自動変速機 1 1 2において第 3ブレーキ B 3の係合に替えて第 1ブレ ーキ B 1或いは第 1ブレーキ B 2の係合であっても駆動装置 1 1 0は後進走行用 のギヤ比が達成され得る。 また、例えば自動変速機 9 2において動力分配機構 9 4で自動変速機 9 2への入力回転方向が反転されると共に、 第 1クラッチ C 1お よび第 1ブレーキ B 2が係合されることで駆動装置は後進走行用のギヤ比が達成 され得る。
また、前述の実施例の自動変速機 1 1 2は 5つの回転要素を有し、 第 8回転要 素 R E 8が伝達部材 1 8に動力伝達可能に直結され、 第 7回転要素 R E 7が出力 軸 2 2に連結され、 さらに自動変速機 1 1 2の各回転要素を一体回転させるため の第 2クラッチ C 2を有して、 動力分配機構 1 6で自動変速機 1 1 2への入力回 転方向がェンジン 8の回転方向とは反転されて伝達部材 1 8が負の回転速度とさ れると共に、 第 2クラッチ C 2が係合されることで駆動装置 1 1 0は後進走行用 のギヤ比が達成されたが、 自動変速機が少なくとも 3つの回転要素を有し、 少な くとも 3つの回転要素のうちの 1つが伝達部材 1 8に動力伝達可能すなわち伝達 部材に 1 8に直結或いは伝達部材 1 8に動力伝達用クラッチを介して連結され、 他の 1つが自動変速機の出力部材に動力伝達可能に連結され、 さらに自動変速機 の各回転要素を一体回転させるためのクラッチを有するものであれば、 動力分配 機構で自動変速機への入力回転方向が反転されると共に、 クラツチが係合される ことで駆動装置は後進走行用のギヤ比が達成され得る。 但し、 少なくとも 3つの 回転要素のうちの 1つが動力伝達用クラッチを介して伝達部材 1 8に連結される 場合にはクラッチと共に動力伝達用クラツチも係合される。 例えば自動変速機 9 2において動力分配機構 9 4で自動変速機 9 2への入力回転方向が反転されると 共に、 第 1クラッチ C 1および第 2クラッチ C 2が係合されることで駆動装置は 後進走行用のギヤ比が達成され得る。
また、 前述の実施例の動力分配機構 1 6、 8 4、 9 4では、 第 1キヤリャ C A 1がエンジン 8に連結され、 第 1サンギヤ S 1が第 1電動機 M 1に連結され、 第 1リングギヤ R 1が伝達部材 1 8或いはカウン夕ギヤ対 C Gに連結されていたが 、 それらの連結関係は、 必ずしもそれに限定されるものではなく、 エンジン 8、 第 1電動機 Mし 伝達部材 1 8或いはカウン夕ギヤ対 C Gは、 第 1遊星歯車装置 2 4の3要素 1、 S l、 R 1のうちのいずれと連結されていても差し支えな い。
また、前述の実施例では、 エンジン 8は入力軸 1 4と直結されていたが、 例え ばギヤ、 ベルト等を介して作動的に連結されておればよく、 共通の軸心上に配置 される必要もない。
また、前述の実施例では、 第 1電動機 M 1および第 2電動機 M 2は、 入力軸 1 4の回転中心或いは第 1軸心 .1 4 c或いは第 2軸心 3 2 cを回転中心として配置 されて、 第 1電動機 M lは第 1サンギヤ S 1に連結され、 第 2電動機 M 2は伝達 部材 1 8或いはカウン夕ギヤ対 C Gに連結されていたが、 必ずしもそのように配 置される必要はなく、 例えばギヤ、 ベルト等を介して作動的に第 1電動機 M 1は 第 1サンギヤ S 1に連結され、 第 2電動機 M 2は伝達部材 1 8或いはカウン夕ギ ャ対 C Gに連結されてもよい。
また、前述の動力分配機構 1 6、 8 4には切換クラッチ C 0および切換ブレー キ B 0が備えられていたが、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0は必ずし も両方備えられる必要はなく、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0の一方 のみが備えられていてもよい。 また、 動力分配機構 9 4には、 切換ブレーキ B 0 が備えられていたが、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0の両方、 或いは 切換クラッチ C 0のみが備えられていてもよい。 また、 上言己切換クラッチ C Oは 、 サンギヤ S 1とキヤリャ C A 1とを選択的に連結するものであつたが、 サンギ ャ S 1とリングギヤ R 1との間や、 キヤリャ C A 1とリングギヤ R 1との間を選 択的に連結するものであってもよい。 要するに、 第 1遊星歯車装置 24の 3要素 のうちのいずれか 2つを相互に連結する切換装置であればよい。
また、前述の実施例の駆動装置 1 0、 70、 1 20、 1 3 0、 1 4 0、 1 80 、 1 90、 200、 2 1 0、 2 20、 4 1 0、 480、 490、 500、 5 1 0 、 520、 530、 540、 5 50、 560、 570、 6 1 0、 6 80、 6 90 ヽ 700、 7 1 0、 720、 730、 740、 750、 760、 770、 780 、 790、 800、 8 1 0、 820では、 二ユートラル 「N」 とする場合には切 換クラッチ C 0が係合されていたが、 必ずしも係合される必要はない。 反対に、 駆動装置 1 1 0、 1 50、 1 60、 1 70、 2 1 0、 2 20では、 ニュートラル 「N」 とする場合には切換クラッチ C 0が係合されてもよい。
また、 前述の実施例では、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0などの油 圧式摩擦係合装置は、 パウダー （磁粉） クラッチ、 電磁クラッチ、 嚙み合い型の ドグクラッチなどの磁粉式、 電磁式、 機械式係合装置から構成されていてもよい 。 また、 ブレーキとして、 回転するドラムの外周面に巻き付けられた 1本または 2本のゾ ンドの一端が油圧ァクチユエ一夕によって引き締められるバンドブレ一 キが用いられてもよい。
また、前述の実施例では、 第 2電動機 M 2が伝達部材 1 8或いは力ゥンタギヤ 対 CGに連結されていたが、 出力軸 2 2或いはデフドライブギヤ 3 2に連結され ていてもよいし、 自動変速機 2 0、 72、 86、 96、 1 1 2、 1 72、 420 、 492、 5 1 2、 52 2、 53 2、 542、 5 52、 56 2、 6 20、 6 9 2 ヽ 7 1 2、 7 3 2、 742、 7 52、 762、 772、 7 82、 79 2、 80 2 . 8 1 2 , 822内の回転部材に連結されていてもよい。
また、 前述の実施例では、 切換型変速部 (差動部） 1 1、 8 1、 9 3すなわち動 力分配機構 1 6、 84、 94の出力部材である伝達部材 1 8或いはカウン夕ドラ イブギヤ CG 1と駆動輪 3 8との間の動力伝達経路に、 有段式の自動変速機（自 動変速部） 20、 72、 86、 96、 1 1 2、 172が介揷ざれていたが、 例え ば自動変速機の一種である無段変速機 (CVT) 、 手動変速機としてよく知られ た常時嚙合式平行 2軸型ではあるがセレクトジリンダおよびシフトシリンダによ りギヤ段が自動的に切換られることが可能な自動変速機等の他の形式の動力伝達 装置が設けられていてもよいし、 必ずし'も設けられていなくてもよい。 その無段 変速機 (CVT) の場合には、 動力分配機構 16、 84、 94が定変速状態とさ れることで全体として有段変速状態とされる。 有段変速状態とは、 電気パスを用 いないで専ら機械的伝達経路で動力伝達することである。 或いは、 上記無段変速 機は有段変速機における変速段に対応するように予め複数の固定された変速比が 記憶され、 その複数の固定された変速比を用いて変速が実行されてもよい。 また、前述の実施例では、 駆動装置 10、 70、 80、 92、 1 10、 120 、 1 30、 140、 1 50、 160、 170、 180、 190、 200、 2 10 、 220、 410、 480、 490、 500、 510、 .520、 530、 540 ヽ 550、 560、 570、 6 10、 680、 690、 700、 710、 720 ヽ 730、 740、 750、 760、 770、 780、 790、 800、 810 、 820はエンジン 8以外に第 1電動機 Ml或いは第 2電動機 M 2のトルクによ つて駆動輪 38が駆動されるハイブリツド車両用の駆動装置であつたが、 例えば 駆動装置 10、 70、 80、 92、 1 10、 1 20、 1 30、 140、 1 50、 1 60、 170、 180、 1 90、 200、 2 10、 220、 4 10、 480、 490、 500、 5 10、 520、 530、 540、 550、 560、 570、 6 10、 680、 690、 700、 710、 720、 730、 740、 750、 760、 770、 780、 790、 800、 810、 820を構成する動力分配 機構 16、 84、 94がハイブリッド制御されない電気的 CVTと称される無段 変速機としての機能のみを有するような車両用の駆動装置であつても本発明は滴 用され得る。
また、前述の実施例の動力分配機構 16、 84、 94は、 例えばエンジンによ つて回転駆動されるピニォンと、 そのピニォン.に嚙み合う一対のかさ歯車が第 1 電動機 M 1および第 2電動機 M 2に作動的に連結された差動歯車装置であっても よい。
また、 前述の実施例の動力分配機構 1 6、 8 4、 9 4は、 1組の遊星歯車装置 から構成されていたが、 2以上の遊星歯車装置から構成されて、定変速状態では 3段以上の変速機として機能するものであってもよい。
また、前述の実施例での伝達部材としての力ゥン夕ギヤ対 C Gに替えて、 例え ば第 1軸心 1 4 c上に配設されたスプロケッ卜と第 2軸心 2 0 cに配設されたス プロケットとがそれらスプロケットに卷き掛けられたチヱ一ンにより作動的に連 結されることで 1組の伝達部材が構成されてもよい。 また、 スプロケットおよび それらスプロケッ卜に巻き掛けられたチヱーンに替えて、 例えばプーリおよびべ ルトなどで構成されてもよい。 これらの場合には、 エンジン 8の回転方向と駆動 輪 3 8の回転方向との関係が力ゥン夕ギヤ対 C Gを用いる場合と反対となるので 、 例えばカウンタ軸が 1軸追加される。
また、 前述の実施例ではシフトレバ一 4 8が 「M」 ポジションへ操作されるこ とにより、 変速レンジが設定されるものであったが変速段が設定されることすな わち各変速レンジの最高速変速段が変速段として設定されてもよい。 この場合に は、 「M」 ポジションにおけるアップシフト位置 「十」 またはダウンシフト位置 「一」 へのシフトレバー 4 8の操作に応じて、 例えば駆動装置 1 0では第 1速ギ ャ段乃至第 5速ギヤ段の何れかへ変速段が切り換えられて変速が実行される。 また、前述の実施例のスィッチ 4 4はシーソー型のスィッチであつたが、 例え ば押しボタン式のスィッチ、 択一的にのみ押した状態が保持可能な 2つの押しボ タン式のスィッチ、 レバ一式スィツチ、 スライド式スィツチ等の少なくとも無段 変速走行 （差動状態） と有段変速走行 （非差動状態） とが択一的に切り換えられ るスィッチであればよい。 また、 スィッチ 4 4に中立位置が設けられる場合にそ の中立位置に替えて、 スィッチ 4 4の選択状態を有効或いは無効すなわち中立位 置相当が選択可能なスィツチがスィツチ 4 4とは別に設けられてもよい。
また、前述の実施例では、 自動変速部 2 0、 7 2、 8 6、 9 6、 1 1 2、 1 7 2は伝達部材 1 8を介して差動部 1 1と直列に同心に連結されていたが、 入力軸 1 4と平行にカウンタ軸が設けられそのカウンタ軸上に同心に自動変速部 2 0、 8 2が配設されてもよい。 この場合には、 差動部 1 1と自動変速部 2 0、 8 2と は、 例えば伝達部材 1 8としてのカウンタギヤ対、 スプロケット及びチェーンで 構成される 1組の伝達部材などを介して動力伝達可能に連結される。 また、 前述の実施例において、 関係記憶手段 5 4には有段変速制御、 駆動力源 選択制御、 切換制御に用いられる関係としてそれぞれ 1種類乃至 2種類のマップ. が記憶されていたが、 それぞれ 3種類或いは必要に応じてそれ以上のマップを持 つものであっても構わない。
また、 前述の実施例の無段システム効率 Ύ] syscおよび有段システム効率 7? sysu は予め実験等で求められて、記憶されている一定値であつたが、 車両状態例えば 車速 Vや自動変速部 2 0の作動油温等によつて逐次変化させられる関数であつて もよい。 或いは、 無段システム効率？? syscおよび有段システム効率? 7 sysuはなく てもよい。 この場合には、 車両の燃料消費率 f s は必ずしも正確なものではない がおおよその燃費の比較は可能である。
また、 前述の実施例の式 （3 ) の右辺において、 ？？g iは必ずしも設けられて いなくてもよい。
また、 前述の実施例の切換制御手段 5 0に備えられた変速状態領域変更手段 8 6は、 スィッチ 4 4の選択状態に基づいて例えば図 1 2の切換線図に示すような 有段変速制御領域或いは無段変速制御領域において一方の領域の全てを他方の領 域に変更するものであつたが、 一方の領域の一部分を他方に変更するものであつ てもよい。 図 1 2を例にすれば、 スィッチ 4 4における選択状態に基づいて選択 された変速状態に切り替えるための領域が拡大されるように前記判定車速 V 1或 いは判定出力トルク T 1が変更され破線に示される境界線が移動させられる。 また、 前述の実施例の図 1 2では変速機構 1 0の変速状態を切り替えるために 無段変速制御領域および有段変速制御領域が記憶されているが、 基本は図 1 2の 全体が無段制御領域として記憶されてもよく、 この場合には変速状態領域変更手 段 8 6はユーザの操作による有段変速走行の選択時のみ図 1 2の全体または一部 を有段制御領域に変更する。 言い換えれば、 基本は無段変速状態すなわち無段変 速走行として予め記憶され、 ユーザの操作による有段変速走行の選択時のみ切換 制御手段 5 0は有段変速状態に切り替えるようにしてもよい。 これによつて、 ュ 一ザは有段変速走行のみを選択するだけで有段変速走行と無段変速走行とが選択 できることになる。 この場合には、 スィッチ 4 4は少なくとも有段変速走行が選 択可能であればよい。
また、 前述の図 8 8、 図 9 1の実施例では、 第 1クラッチ C 1および第 3クラ- ッチ C 3が係合させられることで後進ギヤ段が成立させられていたが、 第 1クラ ツチ C 1および第 1ブレ一キ B 1、 または第 1クラッチ C 1および第 2ブレーキ B が係合させられることで後進ギヤ段が成立させられてもよい。
なお、 上述したのはあくまでも本発明の一実施形態であり、 本発明は当業者の 知識に基づいて種々の変更， 改良を加えた態様で実施することができる。

Claims

請求の範囲
1 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 該 伝達部材と駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用制御装置であ つて、
前記動力分配機構を、 電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 これ . を非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置を、 含むこと を特徴とする車両用制御装置。
2 . 前記動力分配機構は、 前記ェンジンに連結された第 1要素と前記第 1電動機 に連結された第 1要素と前記伝達部材に連結された第 3要素とを有するものであ り、
前記差動状態切換装置は、 前記差動状態とするために該第 1要素、 第 2要素、 および第 3要素を相互に相 回転可能とするとともに、 前記口ック状態とするた めに該第 1要素、 第 2要素、 および第 3要素のうちの少なくとも 2つを相互に連 結するか或いは該第 2要素を非回転状態とするものである請求項 1の車両用制御 装置。
3 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、該 伝達部材と駆動輪との間に設けられた第 電動機とを備えた車両用制御装置であ つて、
前記動力分配機構を、 電気的な無段変速機として作動可能な差動状態と、 変速 比の単段または複数段の変速機として作動可能な定変速状態とに選択的に切換え る差動状態切換装置を、 含むことを特徴とする車両用制御装置。
4 . 前記動力分配機構は、 前記エンジンに連結された第 1要素と前記第 1電動機 に連結された第 要素と前記伝達部材に連結された第 3要素とを有するものであ り、
前記差動状態切換装置は、 前記差動状態とするために該第 1要素、 第 2要素、 および第 3要素を相互に相対回転可能とするとともに、 前記定変速状態とするた めに該第 1要素、 第 2要素、 および第 3要素のうちの少なくとも 2つを相互に連 結するか或いは該第 2要素を非回転状態とするものである請求項 3の車両用制御 装置。 ，
5 . 前記動力分配機構は遊星歯車装置であり、
前記第 1要素は該遊星歯車装置のキャリャであり、
前記第 2要素は該遊星歯車装置のサンギヤであり、
前記第 3要素は該遊星歯車装置のリングギヤであり、
前記差動状態切換装置は、 前記キヤリャ、 サンギヤ、 リングギヤのうちのいず れか 2つを相互に連結するクラッチおよび/または該サンギヤを非回転部材に連 結するブレーキ 備えたものである請求項 2または 4の車両用制御装置。
6 . 前記遊星歯車装置はシングルピニォン型遊星歯車装置である請求項 5の車両 用制御装置。
7 . 前記差動状態切換装置は、 前記シングルピニオン型遊星歯車装置を変速比が 1である変速機とするために前記キヤリャとサンギヤを相互に連結するか、 或い は前記シングルピニオン型遊星歯車装置を変速比が 1より小さい増速変速機とす るために前記サンギヤを非回転状態とするものである請求項 6の車両用制御装置
8 . 前記遊星歯車装置はダブルピニォン型遊星歯車装置である請求項 5の車両用 制御装置。
9 . 前記差動状態切換装置は、 前記ダブルピニオン型遊星歯車装置を変速比が 1 である変速機とするために前記キヤリャとサンギヤを相互に連結するか、 或いは 前記ダブルピニオン型遊星歯車装置を変速比が 1より大きい減速変速機とするた めに前記サンギヤを非回転状態とするものである請求項 8の車両用制御装置。
1 0 . 前記伝達部材と前記駆動輪との間に設けられた自動変速機をさらに含み、 該自動変速機の変速比に基づいて変速比が形成されるものである請求項 1乃至 9のいずれかの車両用制御装置。
1 1 . 前記伝達部材と前記駆動輪との間に設けられた自動変速機をさらに含み、 前記動力分配機構の変速比と該自動変速機の変速比とに基づいて総合変速比が 形成されるものである請求項 1乃至 9のいずれかの車両用制御装置。
1 2 . 前記自動変速機は有段式自動変速機である請求項 1 0または 1 1の車雨用 制御装置。
1 3 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、該伝達部材と該 駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用制御装置であつて、 前記動力分配機構は、 サンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤによって 3つの 要素が構成され、該 3つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上 において該 3つの要素を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 1要素、 お よび第 3要素としたとき、 該第 1要素は前記エンジンに連結され、該第 2要素は 前記第 1電動機に連結され、 該第 3要素は前記伝達部材に連結される第 1遊星歯 車装置と、該第 2要素を第 1要素に連結するための切換クラッチおよび/または 該第 2要素を非回転部材に連結する切換ブレーキとを含み、 該切換クラツチおよ び/または切換ブレーキの角 ί放により差動状態に切換えられ、 該切換クラッチま たは切換ブレーキの係合により変速比固定の定変速状態に切換えられるものであ り、
前記自動変速機は、 第 2遊星歯車装置、 第 3遊星歯車装置、 および第 4遊星歯 車装置を備え、 該第 2遊星歯車装置、 第 3遊星歯車装置、 および第 4遊星歯車装 置のサンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤの一部が互いに連結されることによ つて 5つの回転要素が構成されるとともに、 該 5つの回転要素の回転速度を直線 上で表すことができる共線図上において該 5つの回転要素を一端から他端へ向か つて順番に第 4要素、 第 5要素、 第 6要素、 第 7要素、 および第 8要素としたと き、 該第 4要素は第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとと もに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 5要素は第 1ブ レーキを介して非回転部材に選択的に連結され、該第 6要素は第 3ブレーキを介 して非回転部材に選択的に連結され、該第 7要素は前記自動変速機の出力回転部 材に連結され、 該第 8要素は第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結 され、該第 1クラッチ、 第 2クラッチ、'第 1ブレーキ、 第 2ブレーキ、 第 3ブレ 一キの係合作動の組み合わせに応じて多段に変速されるものである ことを特徴とする車両用制御装置。
1 4 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、該伝達部材と該 駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを.備えた車両用制御装置であつて、 前言己動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、 該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、該第 1サンギヤは前記第 1電. 動機に連結され、該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、該第 1キヤリャと第 1サンギヤとを連結する切換ク ラッチおよび/または該第 1サンギヤを非回転部材に連結する切換ブレーキとを 備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置と、 第 4 サンギヤ、 第 4キヤリャ、 および第 4 リングギヤを備えるシングルピニオン型の 第 4遊星歯車装置とを有し、 該第 2サンギヤおよび該第 3サンギヤは第 2クラッ チを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキを介して非 回転部材に選択的に連結され、 該第 2キヤリャは第 2ブレーキを介して非回転部 材に選択的に連結され、該第 4リングギヤは第 3ブレーキを介して非回転部材に 選択的に連結され、該第 2リングギヤ、該第 3キヤリャ、 および該第 4キヤリャ は前記自動変速機の出力回転部材に連結され、 該第 3リングギヤおよび該第 4サ ンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されたものである ことを特徴とする車両用制御装置。
1 5 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と該 駆動輪との間に設けられた第 1電動機とを備えた車両用制御装置であつて、 前記動力分配機構は、 サンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤによって 3つの 要素が構成され、該 3つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上 において該 3つの要素を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 1要素、 お よび第 3要素としたとき、 該第 1要素は前記ェンジンに連結され、 該第 2要素は 前記第 1電動機に連結され、該第 3要素は前記伝達部材に連結される第 1遊星歯 車装置と、 該第 2要素を第 1要素に連結するための切換クラッチおよび/または 該第 2要素を非回転部材に連結する切換ブレーキとを含み、 該切換クラッチおよ び/または切換ブレーキの解放により差動状態に切換えられ、 該切換クラツチま たは切換ブレーキの係合により変速比固定の定変速状態に切換えられるものであ り、
前記自動変速機は、 第 2遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置を備え、 該第 2 遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置のサンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤ の一部が互いに連結されることによって 4つの要素が構成されるとともに、 該 4 つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において該 4つの要素 を一端から他端へ向かって順番に第 4要素、 第 5要素、 第 6要素、 および第 7要 素としたとき、 該第 4要素は'第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結 されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 5要 素は第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 6要素は前記自 動変速機の出力回転部材に連結され、 該第 7要素は第 1クラッチを介して前記伝 達部材に選択的に連結され、 該第 1クラッチ、 第 2クラッチ、 第 1ブレーキ、 第 2ブレーキの係合作動の組み合わせに応じて多段に変速されるものである ことを特徴とする車両用制御装置。
1 6 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と該 駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車雨用制御装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、 該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、 該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、 該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、該第 1キヤリャと第 1サンギヤとを連結する切換ク ラッチおよび/または該第 1サンギヤを^回転部材に連結する切換ブレーキとを 備えたものであり、 2005/064199 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有し 、該第 2サンギヤおよび該第 3サンギヤは第 2クラッチを介して前記伝達部材に 選択的に連結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結さ れ、 該第 3キヤリャは第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該 第 2キヤリャおよび該第 3リングギヤは前記自動変速機の出力回転部材に連結さ れ、 該第 2リングギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結され たものである
ことを特徴とする車両用制御装置。
1 7 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と該 駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用制御装置であつて、 前記動力分配機構は、 サンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤによって 3つの 要素が構成され、 該 3つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上 において該 3つの要素を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 1要素、 お よび第 3要素としたとき、 該第 1要素は前記エンジンに連結され、 該第 2要素は 前記第 1電動機に連結され、 該第 3要素は前記伝達部材に連結される第 1遊星歯 車装置と、 該第 2要素を第 1要素に連結するための切換クラッチおよび/または 該第 2要素を非回転部材に連結する切換ブレーキとを含み、 該切換クラッチおよ び/または切換ブレーキの解放により差動状態に切換えられ、 該切換クラッチま たは切換ブレーキの係合により変速比固定の定変速状態に切換えられるものであ り、
前記自動変速機は、 第 2遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置を備え、 該第 2 遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置のサンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤ の一部が互いに連結されることによって 4つの要素が構成されるとともに、 該 4 つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において該 4つの要素 を一端から他端へ向かって順番に第 4要素、 第 5要素、 第 6要素、 および第 7要 素としたとき、該第 4要素は第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結 されるとともに第 4クラッチを介して前記ェンジンに選択的に連結され、 該第 5 要素は第 3クラッチを介して前記ェンジンに選択的に連結されるとともに第 2ブ レーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 6要素は前記自動変速機の 出力回転部材に連結され、 該第 7要素は第 1クラッチを介して前記伝達部材に選 択的に連結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され 、 該第 1クラッチ、 第 2クラッチ、 第 3クラッチ、 第 4クラッチ、 第 1ブレーキ 、 第 2ブレーキの係合作動の組み合わせに応じて多段に変速されるものである ことを特徴とする車両用制御装置。
1 8 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と該 駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用制御装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、 該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、 該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、 該第 1キヤリャと第 1サンギヤとを連結する切換ク ラッチおよび/または該第 1サンギヤを非回転部材に連結する切換ブレーキとを 備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リングギヤを備 えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 お よび第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 該第 3サンギヤは第 2クラツチを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとと もに第 4クラッチを介して前記ェンジンに選択的に連結され、 該第 2キヤリャお よび該第 3キヤリャは第 3クラッチを介して前記ェンジンに選択的に連結される とともに第 2プ'レーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 2リングギ ャおよび該第 3リングギヤは前記自動変速機の出力回転部材に連結され、 該第 2 サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結されたものである ことを特徴とする車両用制御装置。
1 9 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部 へ分配する動力分配機構と、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と該 駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用制御装置であつて、 前記動力分配機構は、 サンギヤ、 キヤリャ、 'およびリングギヤによって 3つの 要素が構成され、該 3つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上 において該 3つの要素を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 3要素、 お よび第 1要素としたとき、 該第 1要素は前記エンジンに連結され、 該第 2要素は 前記第 1電動機に連結され、 該第 3要素は前記伝達部材に連結される第 1遊星歯 車装置と、該第 2要素を第 1要素に連結するための切換クラッチおよび/または 該第 2要素を非回転部材に連結する切換ブレーキとを含み、該切換クラッチおよ び/または切換ブレーキの解放により差動状態に切換えられ、該切換クラッチま たは切換ブレーキの係合により変速比固定の定変速状態に切換えられるものであ り、
前記自動変速機は、 第 2遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置を備え、該第 2 遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置のサンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤ の一部が互いに連結されることによって 4つの要素が構成されるとともに、 該 4 つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において該 4つの要素 を一端から他端へ向かって順番に第 4要素、 第 5要素、 第 6要素、 および第 7要 素としたとき、 該第 4要素は第 3クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結 されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 5要 素は第 2クラッチを介して前記ェンジンに選択的に連結されるとともに第 2ブレ ーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 6要素は前記自動変速機の出 力回転部材に連結され、該第 7要素は第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択 的に連結され、'該第 1クラッチ、 第 2クラッチ、 第 3クラッチ、 第 1ブレーキ、 第 2ブレーキの係合作動の組み合わせに応じて多段に変速されるものである ことを特徴とする車両用制御装置。 '
2 0 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と該 駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車雨用制御装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1リングギヤを 備え、該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、 該第 1リングギヤは前記伝達部材に連結されたダブルピニオン 型の第 1遊星歯車装置と、 該第 1キヤリャと第 1サンギヤとを連結する切換クラ ツチおよび/または該第 1サンギヤを非回転部材に連結する切換ブレーキとを備 えたものであり、 '
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 該第 2サンギヤは第 3クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとと もに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 2キヤリャおよ び該第 3キヤリャは第 2クラッチを介して前記ェンジンに選択的に連結されると ともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 2リングギヤ および該第 3リングギヤは前記自動変速機の出力回転部材に連結され、該第 3サ ンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されたものである ことを特徴とする車両用制御装置。
2 1 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、該伝達部材と該 駆動輪との間に設けられた第 1電動機とを備えた車両用制御装置であつて、 前記動力分配機構は、 サンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤによって 3つの 要素が構成され、 該 3つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上 において該 3つの要素を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 1要素、 お よび第 3要素としたとき、 該第 1要素は前記エンジンに連結され、該第 2要素は 前記第 1電動機に連結され、 該第 3要素は前記伝達部材に連結される第 1遊星歯 車装置と、 該第 2要素を第 1要素に連結するための切換クラッチおよび/または 該第 2要素を非回転部材に連結する切換ブレーキとを含み、 該切換クラツチおよ び/または切換ブレーキの解放により差動状態に切換えられ、該切換クラッチま たは切換ブレーキの係合により変速比固定の定変速状態に切換えられるものであ 前記自動変速機は、 第 2遊星歯車装置、 第 3遊星歯車装置、 および第 4遊星歯 車装置を備え、 該第 2遊星歯車装置、 第 3遊星歯車装置、 および第 4遊星歯車装 置のサンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤの一部が互いに連結されることによ つて 5つの回転要素が構成されるとともに、 該 5つの回転要素の回転速度を直線 上で表すことができる共線図上において該 5つの回転要素を一端から他端へ向か つて順番に第 4 素、 第 5要素、 第 6要素、 第 7要素、 および第 8要素としたと き、 該第 4要素は第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとと もに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 5要素は第 1ブ レーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 6要素は第 3ブレーキを介 して非回転部材に選択的に連結され、 該第 7要素は前記自動変速機の出力回転部 材に連結され、 該第 8要素は前記伝達部材に連結され、 該第 2クラッチ、 第 1ブ レーキ、 第 2ブレーキ、 第 3ブレーキの係合作動の組み合わせに応じて多段に変 速されるものである
ことを特徴とする車両用制御装置。
2 2 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と該 駆動輪との間に設けられた第 1電動機とを備えた車両用制御装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、 該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、 該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、 該第 1キヤリャと第 1サンギヤとを連結する切換ク ラッチおよび/または該第 1サンギヤを非回転部材に連結する切換ブレーキとを 備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第' 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置と、 第 4 サンギヤ、 第 4キヤリャ、 および第 4リングギヤを備えるシングルピニォン型の 第 4遊星歯車装置とを有し、該第 2サンギヤおよび該第 3サンギヤは第 2クラッ チを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキを介して非 回転部材に選択的に連結され、 該第 2キヤリャは第 2ブレーキを介して非回転部 材に選択的に連結され、該第 4リングギヤは第 3ブレーキを介して非回転部材に 選択的に連結され、 該第 2リングギヤ、 該第 3キヤリャ、 および該第 4キヤリャ は前記自動変速機の出力回転部材に連結され、 該第 3リングギヤおよび該第 4サ ンギヤは前記伝達部材に連結されたものである
ことを特徴とする車両用制御装置。
2 3 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、該伝達部材と該 駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用制御装置であつて、 前記動力分配機構は、 サンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤによって 3つの 要素が構成され、 該 3つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上 において該 3つの要素を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 1要素、 お よび第 3要素としたとき、該第 1要素は前記エンジンに連結され、 該第 2要素は 前記第 1電動機に連結され、 該第 3要素は前記伝達部材に連結される第 1遊星歯 車装置と、該第 2要素を第 1要素に連結するための切換クラッチおよび/または 該第 2要素を非回転部材に連結する切換ブレーキとを含み、 該切換クラッチおよ び/または切換ブレーキの解放により差動状態に切換えられ、 該切換クラツチま たは切換ブレーキの係合により変速比固定の定変速状態に切換えられるものであ り、
前記自動変速機は、 第 2遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置を備え、 該第 2 遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置のサンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤ の一部が互いに連結されることによって 4つの要素が構成されるとともに、該 4 つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において該 4つの要素 を一端から他端へ向かって順番に第 4要素、 第 5要素、 第 6要素、 および第 7要 素としたとき、 該第 4要素は第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結 さ lるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、該第 5要 素は第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 6要素は前記自 動変速機の出力回転部材に連結され、該第 7要素は前記伝達部材に連結され、 該 第 2クラッチ、 第 1ブレーキ、 第 2ブレーキの係合作動の組み合わせに応じて多 段に変速されるものである
ことを特徴とする車雨用制御装置。
2 4 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と該 駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用制御装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、 該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、 該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、 該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、該第 1キヤリャと第 1サンギヤとを連結する切換ク ラッチおよび/または該第 1サンギヤを非回転部材に連結する切換ブレーキとを 備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるシングルピニォン型の第 1遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置とを有し 、 該第 2サンギヤおよび該第 3サンギヤは第 2クラッチを介して前記伝達部材に 選択的に連結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結さ れ、 該第 3キヤリャは第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該 第 2キヤリャおよび該第 3リングギヤは前記自動変速機の出力回転部材に連結さ れ、 該第 2リングギヤは前記伝達部材に連結されたものである
ことを特徴とする車両用制御装置。
2 5 . 前記動力分配機構は第 1軸心上に配設され、前記自動変速機は該第 1軸心 に平行な第 1軸心上に配設され、該動力分配機構と該自動変速機とは該第 1軸心 上と該第 2軸心上とに配設される一対の部材によつて構成される前記伝達部材を 介して動力伝達可能に連結されているものである請求項 1 0乃至 2 4のいずれか の車両用制御装置。 .
2 6 . 前記第 2電動機は、 前記第 1軸心上に配設されているものである請求項 2 5の車両用制御装置。 .
2 7 . 前記第 2電動機は、前記第 2軸心上に配設されているものである請求項 2 5の車両用制御装置。
2 8 . 前記伝達部材は、前記動力分配機構に対して前記エンジンの反対側に配設 されているものである請求項 2 5乃至 2 7のいずれかの車両用制御装置。
2 9 . 前記自動変速機の出力回転部材にデフドライブギヤを備え、
該デフドライブギヤは該自動変速機に対して前記伝達部材の反対側に配設され ているものである請求項 2 5乃至 2 8のいずれかの車両用制御装置。
3 0 . 前記動力分配機構で入力回転を反転して前記自動変速機に出力すると共に 前記第 3ブレーキの係合により後進走行用のギヤ比が達成されるものである請求 項 2 1または 2 2の車両用制御装置。
3 1 . 前記動力分配機構で入力回転を反転して前記自動変速機に出力すると共に 前記第 2ブレーキの係合により後進走行用のギヤ比が達成されるものである請求 項 2 3または 2 4の車雨用制御装置。
3 2 . 前記動力分配機構で入力回転を反転して前記自動変速機に出力すると共に 前記第 2クラッチの係合により後進走行用のギヤ比が達成されるものである請求 項 2 1乃至 2 4、 3 0、 3 1のいずれかの車両用制御装置。
3 3 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた第 1電動機とを備えた車両用駆動装置の 制御方法であって、
前記動力分配機構を、 車両状態に基づいて電気的な無段変速機として作動可能 な差動状態と、'これを非作動とするロック状態とに選択的に切換えることを特徴 とする車両用駆動装置の制御方法。
3 4 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた第 電動機とを備えた車両用駆動装置の 制御方法であって、
前記動力分配機構を、 車両状態に基づいて電気，的な無段変速機として作動可能 な差動状態と、 変速比の単段または複数段の変速機として作動可能な定変速状態 とに選択的に切換えることを特徴とする車両用駆動装置の制御方法。
3 5 . 前記伝達部材と前記駆動輪との間に設けられた自動変速機をさらに備え、 前記動力分配機構の変速比と該自動変速機の変速比とに基づいて総合変速比が . 形成され、 車両状態に基づいて前記動力分配機構の変速比と該自動変速機の変速 比とを制御して総合変速比が設定されるものである請求項 3 3または 3 4の車両 用駆動装置の制御方法。
3 6 . 前記車両状態は車両の駆動力関連値で表されるものである請求項 3 3乃至
3 5のいずれかの車両用駆動装置の制御方法。
3 7 . 前記車両状態は車速で表されるものである請求項 3 3乃至 3 6のいずれか の車両用駆動装置の制御方法。 ·
3 8 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 . 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、該伝達部材と該 駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用制御装置であつて、 前記動力分配機構は、 サンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤによって 3つの 要素が構成され、 該 3つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上 において該 3つの要素を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 1要素、 お よび第 3要素としたとき、 或いは該 3つの要素を一端から他端へ向かつて順番に 第 2要素、 第 3要素、 および第 1要素としたとき、 該第 1要素は前記エンジンに 連結され、 該第 2要素は前記第 1電動機に連結され、 該第 3要素は前記伝達部材 に連結される第 1遊星歯車装置と、 該第 2要素を第 1要素に連結するための切換 クラッチおよび/または該第 1要素を非回転部材に連結する切換ブレーキとを含 み、 該切換クラッチおよび/または切換ブレーキの解放により差動状態に切換え られ、該切換クラッチまたは切換ブレーキの係合により変速比固定の定変速状態 に切換えられるものであり、
後進走行時には、前記動力分配機構で前記伝達部材の回転が前進走行時に対し て反転され前記自動変速機に入力されるものである
ことを特徴とする車両用制御装置。 ，
3 9 . 前記自動変速機は、互いに嚙み合うサンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギ ャを有する遊星歯車装置を備え、該遊星歯車装置のサンギヤ、 キヤリャ、 および リングギヤによって少なくとも 3つの回転要素が構成されるとともに、 該少なく とも 3つの回転要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において該 少なくとも 3つの回転要素を一端から他端へ向かって順番に第 4要素、 第 5要素 、 および第 6要素としたとき、該第 4要素は前記伝達部材に動力伝達可能に連結 され、 該第 5要素は前記自動変速機の出力回転部材に動力伝達可能に連結され、 該第 6要素はブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、
前記ブレーキの係合により後進走行用のギヤ比が達成されるものである請求項
3 8の車両用制御装置。
4 0 . 前記自動変速機は、 互いに嚙み合うサンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギ ャを有する遊星歯車装置を備え、該遊星歯車装置のサンギヤ、 キヤリャ、 および リングギヤによって少なくとも 3つの回転要素が構成されるとともに、 該第 4要 素は前記伝達部材に動力伝達可能に連結され、 該第 5要素は前記自動変速機の出 力回転部材に動力伝達可能に連結され、
前記自動変速機は該遊星歯車装置の回転要素を一体回転させるためのグラッチ をさらに備え、
前記クラッチの係合により後進走行用のギヤ比が達成されるものである請求項
3 8または 3 9の車両用制御装置。
4 1 . エンジンの出力を駆動輪べ伝達する車両用駆動装置の制御装置であって、 電気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と有段の変速機として作動 可能な有段変速状態とに切り換え可能な変速状態切換型変速機構と、
車両の所定条件に基づいて該変速状態切換型変速機構を前記無段変速状態と前 記有段変速状態とのいずれかに選択的に切り換える切換制御手段と
を、 含むことを特徴とする車両用駆動装置の制御装置。
4 2. 前記変速状態切換型変速機構は、前記エンジンに連結された第 1要素と、 第 1電動機に連結された第 2要素と、 第 2電動機および伝達部材に連結された第 3要素とを有する動力分配機構を備え、 ，
該動力分配機構は、 前記変速状態切換型変速機構を前記無段変速状態および前 記有段変速状態のいずれかの状態に切換可能とするための差動状態切換装置を有 し、
前記切換制御手段は、 該差動状態切換装置を制御することで前記無段変速状態 と前記有段変速状態とを選択的に切り換えるものである請求項 4 1の車両用駆動 装置の制御装置。
4 3 . 前記差動状態切換装置は、前記変速状態切換型変速機構を前記無段変速状 態および前記有段変速状態のいずれかに切換え、 且つ該有段変速状態における複 数変速段のいずれかへ切換えるものであり、
前記切換制御手段は、 前記無段変速状態から前記有段変速状態へ切り換えると ともに、 車両の所定条件に応じて前記差動状態切換装置を制御することで該有段 変速状態の複数段のいずれかを変更するものでもある請求項 4 2の車両用駆動装 置の制御装置。
4 4 . 前記車両の所定条件は、 予め設定された高速走行判定値に基づいて定めら れたものであり、
前記切換制御手段は、 実際の車速が前記高速走行判定値を越えたときに前記変 速状態切換型変速機構を前記有段変速状態とするものである請求項 4 1乃至 4 3 のいずれかの車両用駆動装置の制御装置。
4 5 . 前記車両の所定条件は、 予め設定された高速走行判定値に基づいて定めら れたものであり、
前記切換制御手段は、 実際の車速が前記高速走行判定値を越えたときに前記変 速状態切換型変速機構の無段変速状態を禁止するものである請求項 4 1乃至 4 4 のいずれかの車両用駆動装置の制御装置。
4 6 . 前記車両の所定条件は、 予め設定された高出力走行判定値に基づいて定め られたものであり、
前記切換制御手段は、 車両の駆動力関連値が前記高出力走行判定値を越えたと きに前記変速状態切換型変速機構を前記有段変速状態とするものである請求項 4 1乃至 4 5のいずれかの車両用駆動装置の制御装置。
4 7 . 前記車両の所定条件は、 予め設定された高出力走行判定値に基づいて定め られたものであり、 .
前記切換制御手段は、 車両の駆動力関連値が前記高出力走行判定値を越えたと きに前記変速状態切換型変速機構の無段変速状態を禁止するものである請求項 4 1乃至 4 6のいずれかの車両用駆動装置の制御装置。
4 8 . 前記車両の所定条件は、 高速走行判定線および高出力走行判定線を含む、 車速と車両の駆動力関連値とをパラメータとする予め記憶された切換線図から実 際の車速と車雨の駆動力関連値とに基づいて定められるものである請求項 4 4乃 至 4 7のいずれかの車両用駆動装置の制御装置。
4 9 . 前記車両の所定条件は、前記変速状態切換型変速機構を前記電気的な無段 変速状態とするための制御 器の機能低下を判定する故障判定条件であり、 前記切換制御手段は、 前記故障判定条件が成立した場合に前記変速状態切換型 変速機構を前記有段変速状態とするものである請求項 4 1乃至 4 8のいずれかの 車両用駆動装置の制御装置。
5 0 . 前記車両の所定条件は、 予め設定された前記故障判定条件に基づいて定め られたものであり、
前記切換制御手段は、 前記故障判定条件が成立した場合に前記変速状態切換型 変速機構の無段変速状態を禁止するものである請求項 4 1乃至 4 9のいずれかの 車両用駆動装置の制御装置。
5 1 . 前記差動状態切換装置は、 前記第 1要素乃至第 3要素のうちのいずれか 2 つを相互におよび/または該第 2要素を非回転部材に連結する係合装置であり、 前記切換制御手段は、前記係合装置を解放して該第 1要素、 第 2要素、 および 第 3要素を相互に相対回転可能とすることにより前記無段変速状態とし、前記係 合装置を係合して該第 1要素、 第 2要素、 および第 3要素のうちの少なくとも 2 つを相互に連結するか或いは該第 2要素を非回転状態とすることにより前記有段 変速状態とするものである請求項 4 2または 4 3の車両用駆動装置の制御装置。
5 2 . 前記車雨の所定条件は、予め設定された高速走行判定値に基づいて定めら れたものであり、
前記切換制御手段は、実際の車速が前記高速走行判定値を越えたときに前記第 2要素を非回転状態とするように前記係合装置を制御するものである請求項 5 1 の車両用駆動装置の制御装置。
5 3 . 前記車両の所定条件は、予め設定された高出力走行判定値に基づいて定め られたものであり、
前記切換制御手段は、前記駆動力関連値が前記高出力走行判定値を越えたとき に前記第 1要素、 第 要素、 および第 3要素のうちの少なくとも 2つを相互に連 結するように前記係合装置を制御するものである請求項 5 1または 5 2の車両用 駆動装置の制御装置。
5 4 . 前記動力分配機構は遊星歯車装置であり、
前記第 1要素は該遊星歯 m装置のキャリャであり、 ·
前記第 1要素は該遊星歯車装置のサンギヤであり、
前記第 3要素は該遊星歯車装置のリングギヤであり、
前記係合装置は、前記キャリャ、 サンギヤ、 リングギヤのうちのいずれか 1つ を相互に連結するクラッチおよび/または該サンギヤを非回転部材に連結するブ レーキを備えたものである請求項 5 1乃至 5 3のいずれかの車両用駆動装置の制 御装置。
5 5 . 前記遊星歯車装置はシングルピニォン型遊星歯車装置である請求項 5 4の 車両用駆動装置の制御装置。
5 6 . 前記切換制御手段は、前記シングルピニオン型遊星歯車装置を変速比が 1 である変速機とするために前記キヤリャとサンギヤを相互に連結するか、 或いは 前記シングルピユオン型遊星歯車装置を変速比が 1より小さい増速変速機とする ために前記サンギヤを非回転状態とするように前記係合装置を制御するものであ る請求項 5 5の車両用駆動装置の制御装置。
5 7 . 前記遊星歯車装置はダブルピニオン型遊星歯車装置である請求項 5 4の車 両用駆動装置の制御装置。
5 8 . 前記切換制御手段は、 前記ダブルピニオン型遊星歯車装置を変速比が 1で ある変速機とするために前記キヤリャとサンギヤを相互に連結するか、 或いは前 記ダブルピニオン型遊星歯車装置を変速比が 1より大きい減速変速機とするため に前記サンギヤを非回転状態とするように前記係合装置を制御するものである請 求項 5 7の車両用駆動装置の制御装置。
5 9 . 前記変速状態切換型変速機構は、前記伝達部材と前記駆動輪との間におい . て前記動力分配機構と直列に設けられた自動変速機を含み、
該自動変速機の変速比に基づいて前記変速状態切換型変速機構の変速比が形成 されるものである請求項 4 2乃至 5 8のいずれかの車両用駆動装置の制御装置。
6 0 . 前記動力分配機構の変速比と前記自動変速機の変速比とに基づいて前記変 速状態切換型変速機構の総合変速比が形成されるものである請求項 5 9の車両用 駆動装置の制御装置。
6 1 . 前記自動変速機は有段式自動変速機であり、該有段式自動変速機の変速は 、 予め記憶された変速線図に基づいて実行されるものである請求項 5 9または 6 0の車両用駆動装置の制御装置。
6 2 . 前記切換制御手段は、 前記変速状態切換型変速機構の前記無段変速状態を 車両状態の一部の領域においてのみ使用し、他の走行領域には使用しないもので ある請求項 4 1乃至 6 1のいずれかの車両用駆動装置の制御装置。
6 3 . 複数の駆動源からの出力を駆動輪へ伝達する車両用駆動装置の制御装置で あって、
前記複数の駆動源から駆動輪までの動力伝達経路に介挿され、 ロック状態と非 ロック状態とに切り換え可能な切換型差動歯車装置と、
車両の所定条件に基づいて該切換型差動歯車装置を前記口ック状態と前記非口 ック状態とのいずれかに選択的に切り換える切換制御手段と
を、 含むことを特徴とする車両用駆動装置の制御装置。
6 4 . 前記切換制御手段は、前記切換型差動歯車装置の非ロック状態を車両状態 の一部の領域においてのみ使用し、 他の走行領域には使用しないものである請求 項 6 3の車両用駆動装置の制御装置。
6 5 . エンジンの出力を駆動輪へ伝達する車両用駆動装置の制御装置であって、 竃気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と定変速比状態とに切り換 え可能な変速状態切換型変速機構と、
予め定められた関係から車速及び車両負荷乃至車両用駆動装置の出力トルクに 5 基づいて前記変速状態切換型変速機構を前記無段変速状態及び定変速比状態のう ち何れかに選択的に切り換える切換制御手段と
を、 含むことを特徴とする車両用駆動装置の制御装置。
6 6 . エンジンの出力を駆動輪へ伝達する車両用駆動装置の制御装置であって、 電気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と有段変速機として作動可0 能な有段変速状態とに切り換え可能な変速状態切換型変速機構と、
予め定められた関係から車速及び車両負荷乃至車両用駆動装置の出力トルクに 基づいて前記変速状態切換型変速機構を前記無段変速状態及び有段変速状態のう ち何れかに選択的に切り換える切換制御手段と
を、 含むことを特徴とする車両用駆動装置の制御装置。
5 6 7 . エンジンの出力を駆動輪へ伝達する車両用駆動装置の制御装置であって、 電気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と定変速状態とに切り換え 可能な変速状態切換型変速機構と、
車速及び車両負荷乃至車両用駆動装置の出力トルクを制御パラメータとし、前 記変速状態切換型変速機構を前記無段変速状態とする第 1の領域と'、 前記変速状0 態切換型変速機構を前記定変速状態とする第 2の領域とが、 規定された制御マツ プと、
該制御マップに基づいて前記変速状態切換型変速機構を前記無段変速状態及び 定変速状態のうち何れかに選択的に切り換える切換制御手段と
■ を、 含むことを特徴とする車両用駆動装置の制御装置。
5 6 8 . エンジンの出力を駆動輪へ伝達する車両用駆動装置の制御装置であって、 電気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と有段変速機として作動可 能な有段変速状態とに切り換え可能な変速状態切換型変速機構と、
車速及び車両負荷乃至車雨用駆動装置の出力トルクを制御パラメータとし、 前 記変速状態切換型変速機構を前記無段変速状態とする第 1の領域と、 前記変速状 態切換型変速機構を前記有段変速状態とする第 2の領域とが、 規定された制御マ ッフ。と、
該制御マップに基づいて前記変速状態切換型変速機構を前記無段変速状態及び 有段変速状態のうち何れかに選択的に切り換える切換制御手段と
を、 含むことを特徴とする車両用駆動装置の制御装置。 ·
6 9 . エンジンの出力を第 1電動機及び伝達部材へ分配する差動機構と該伝達部 材と駆動輪との間の動力伝達経路に設けられた第 2電動機とを有して電気的な無 段変速機として機能する無段変速部と、前記動力伝達経路の一部を構成して有段 式自動変速機として機能する有段変速部とを、 備えた車両用駆動装置の制御装置 であって、
前記差動機構に備えられ、 前記無段変速部を電気的な無段変速機として差動可 能とする差動状態と非差動とする口ック状態とに該差動機構を選択的に切り換え る差動状態切換装置と、
所定の制御パラメータにより変速段の切り換えを行う変速線が規定されて前記 有段式自動変速機の変速制御に用いられる第 1の制御マップと、
該第 1の制御マップと同じ制御、'ラメ一夕により前記差動状態とする差動領域 と前記非差動状態とする非差動領域とが規定されて前記差動状態切換装置による 前記差動状態と非差動状態との切換制御に用いられる第 2の制御マップと を、 含むことを特徴とする車両用駆動装置の制御装置。
7 0 . エンジンの出力を第 1電動機及び伝達部材へ分配する差動機構と、 該伝達 部材と駆動輪との間の動力伝達経路に設けられた第 2電動機とを、 備えた車両用 駆動装置の制御装置であつて、
前記差動機構を、 電気的な無段変速機として差動可能とする差動状態と、 非差 動とするロック状態とに選択的に切り換える差動状態切換装置と、
所定の制御パラメ一夕により前記エンジン、 第 1電動機、 及び第 2電動機のう ち駆動力を発生させる少なくとも 1つの駆動力源を決定する領域が、 決定される 駆動力源に応じて複数規定されて該駆動力源の選択制御に用いられる第 1の制御 マツフ。と、
該第 1の制御マップと同じ制御ノ、。ラメ一夕により前記差動状態とする差動領域 と前記非差動状態とする非差動領域とが規定されて前記差動状態切換装置による 前記差動状態と非差動状態との切換制御に用いられる第 2の制御マップと
を、 含むことを特徴とする車両用駆動装置め制御装置。
7 1 . エンジンの出力を第 1電動機及び伝達部材へ分配する差動機構と、 該伝達 . 部材と駆動輪との間の動力伝達経路に設けられた第 2電動機とを、 備えた車両用 駆動装置の制御装置であつて、
電気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と有段変速機として作動可 能な有段変速状態とに切り換え可能な変速状態切換型変速機構と、
所定の制御パラメータにより前記エンジン、 第 1電動機、 及び第 2電動機のう ち駆動力を発生させる少なくとも 1つの駆動力源を決定する領域が、 決定される 駆動力源に応じて規定されて該駆動力源の選択制御に用いられる第 1の制御マツ プと、
該第 1の制御マップと同じ制御パラメータにより前記無段変速状態とする無段 変速領域と前記有段変速状態とする有段変速領域とが規定されて前記変速状態切 換型変速機構による前記無段変速状態と有段変速状態との切換制御に用いられる 第 2の制御マップと
を、 含むことを特徴とする車両用駆動装置の制御装置。
7 2 . 前記制御パラメ一夕は、 車速及び車両負荷乃至車両用駆動装置の出力トル クである請求項 6 9から 7 1の何れかの車両用駆動装置の制御装置。
7 3 . エンジンの出力を駆動輪へ伝達する車両用駆動装置の制御装置であって、 電気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と有段の変速機として作動 可能な有段変速状態とに切り換え可能な変速状態切換型変速機構と、
前記無段変速状態および前記有段変速状態の何れの走行での車両の燃料消費率 が良いかに基づいて前記変速状態切換型変速機構を前記無段変速状態と前記有段 変速状態とのいずれかに選択的に切り換える切換制御手段と
を、 含むことを特徴とする車両用駆動装置の制御装置。
7 4 . 前記燃料消費率は車両状態から逐次算出されるものである請求項 7 3の車 両用駆動装置の制御装置。 ,
7 5 . 前記車両状態から逐次算出される燃料消費率は、 予め記憶された関係から 求められるェンジンの燃料消費率に基づいて算出されるものである請求項 7 4の 車両用駆動装置の制御装置。
7 6 . 前記車両状態から逐次算出される燃料消費率は、 エンジンから駆動輪への . 伝達効率が考慮されるものである請求項 7 4または 7 5の車両用駆動装置の制御 装置。
7 7 . 前記伝達効率は車両の走行抵抗によって変化するものである請求項 7 6の 車雨用駆動装置の制御装置。
7 8 . 前記伝達効率は車速によって変化するものである請求項 7 6または 7 7の 車両用駆動装置の制御装置。
7 9 . 前記伝達効率は車両の駆動力関連値によつて変化するものである請求項 7 6乃至 7 8のいずれかの車両用駆動装置の制御装置。
8 0 . 前記無段変速状態および前記有段変速状態の何れでの走行が燃料消費率が 良いかにより該無段変速状態或いは該有段変速状態とするための領域が設定され た予め記憶された関係から現在の車両状態に基づいて前記変速状態切換型変速機 構が前記無段変速状態と前記有段変速状態とのレヽずれかに選択的に切り換えられ るものである請求項 7 3の車両用駆動装置の制御装置。
8 1 . 前記切換制御手段は、 実際の車速が予め設定された高速走行判定値を越え. たときに前記変速状態切換型変速機構を前記有段変速状態とするものである請求 項 7 3乃至 8 0のいずれかの車両用駆動装置の制御装置。
8 2 . 前記切換制御手段は、 車両の駆動力関連値が予め設定された高出力走行判 定値を越えたときに前記変速状態切換型変速機構を前記有段変速状態とするもの である請求項 7 3乃至 8 1のいずれかの車両用駆動装置の制御装置。
8 3 . 前記切換制御手段は、 前記変速状態切換型変速機構を前記電気的な無段変 速状態とするための制御機器の機能低下を判定する故障判定条件が成立した場合 に前記変速状態切換型変速機構を前記有段変速状態とするものである請求項 7 3 乃至 8 2のいずれかの車雨用駆動装置の制御装置。
8 4 . 前記変速状態切換型変速機構は、前記エンジンに連結された第 1要素と、 第 1電動機に連結された第 2要素と、 第 2電動機および伝達部材に連結された第 3要素とを有する動力分配機構を備え、 .
該動力分配機構は、 前記変速状態切換型変速機構を前記無段変速状態および前 記有段変速状態のいずれかの状態に切換可能とするための作動状態切換装置を有 . し、
前記切換制御手段は、 該作動状態切換装置を制御することで前記無段変速状態 と前記有段変速状態とを選択的に切り換えるものである請求項 7 3乃至 8 3のい ずれかの車両用駆動装置の制御装置。
8 5 . 前記作動状態切換装置は、前記第 1要素乃至第 3要素のうちのいずれか 2 つを相互におよび/または該第 2要素を非回転部材に連結する係合装置であり、 前記切換制御手段は、 前記係合装置を解放して該第 1要素、 第 2要素、 および 第 3要素を相互に相対回転可能とすることにより前記無段変速状態とし、前記係 合装置を係合して該第 1要素、 第 2要素、 および第 3要素のうちの少なくとも 2 つを相互に連結するか或いは該第 2要素を非回転状態とすることにより前記有段 変速状態とするものである請求項 8 4の車両用駆動装置の制御装置。
8 6 . 前記動力分配機構は遊星歯車装置であり、
前記第 1要素は該遊星歯車装置のキャリャであり、
前記第 2要素は該遊星歯車装置のサンギヤであり、
前記第 3要素は該遊星歯車装置のリングギヤであり、
前記係合装置は、 前記キヤリャ、 サンギヤ、 リングギヤのうちのいずれか 2つ を相互に連結するクラッチおよび/または該サンギヤを非回転部材に連結するブ レーキを備えたものである請求項 8 5の車両用駆動装置の制御装置。
8 7 . 前記遊星歯車装置はシングルピニォン型遊星歯車装置である請求項 8 6の 車両用駆動装置の制御装置。
8 8 . 前記切換制御手段は、 前記シングルピニオン型遊星歯車装置を変速比が 1 である変速機とするために前記キヤリャとサンギヤを相互に連結するか、 或いは 前記シングルピニオン型遊星歯車装置を変速比が 1より小さい増速変速機とする ために前記サンギヤを非回転状態とするように前記係合装置を制御するものであ る請求項 8 7の車両用駆動装置の制御装置。
8 9 . 前記変速状態切換型変速機構は、前記伝達部材と前記駆動輪との間におい て前記動力分配機構と直列に設けられた自動変速機を含み、
該自動変速機の変速比に基づいて前記変速状態切換型変速機構の変速比が形成 されるものである請求項 8 4乃至 8 8のいずれかの車両用駆動装置の制御装置。
9 0 . 前記動力分配機構の変速比と前記自動変速機の変速比とに基づいて前記変 速状態切換型変速機構の総合変速比が形成されるものである請求項 8 9の車両用 駆動装置の制御装置。
9 1 . 前記自動変速機は有段式自動変速機であり、 該有段式自動変速機の変速は 、 予め記憶された変速線図に基づいて実行されるものである請求項 8 9または 9 0の車両用駆動装置の制御 g置。 ·
9 2 . 3つの要素のうちの第 1要素は第 1電動機に連結され、 第 2要素は原動機 に連結され、 第 3要素は出力軸に連結された差動歯車装置と、 該出力軸と駆動輪 との間の動力伝達経路に作動的に連結された第 2電動機とを備えて電気的に無段 変速作動させられる無段変速部と、 前記動力伝達経路内に設けられて有段変速さ せられる有段変速部とを、 備える車両用駆動装置の制御装置であつて、
前記無段変速部が無段変速作動させられる無段変速走行状態で、 前記有段変速 部の変速比と前記無段変速部の変速比とを、 最適燃費が得られるように制御する 変速比制御手段を、 含むことを特徴とする車両用駆動装置の制御装置。
9 3 . 3つの要素のうちの第 1要素は第 1電動機に連結され、 第 2要素は原動機 に連結され、 第 3要素は出力軸に連結された差動歯車装置と、 該出力軸と駆動輪 との間の動力伝達経路に作動的に連結された第 2電動機とを備えて電気的に無段 変速作動させられる無段変速部と、 前記動力伝達経路内に設けられて有段変速さ せられる有段変速部とを、 備える車両用駆動装置の制御装置であつて、
前記無段変速部が無段変速作動させられる無段変速走行状態で、前記有段変速 部の変速比に応じて前記無段変速部の変速比を変更する変速比制御手段を、 含む ことを特徴とする車両用駆動装置の制御装置。
9 4 . 前記変速比制御手段は、前記無段変速部の第 1電動機の効率および第 1電 動機の効率に基づいて前記有段変速部の変速比と前記無段変速部の変速比とを制 御するものである請求項 9 2または 9 3 車雨用駆動装置の制御装置。
9 5 . 前記変速比制御手段は、前記有段変速部の変速比を調整することにより前 記無段変速部の出力軸回転速度を変更するものである請求項 9 2または 9 3の車. 両用駆動装置の制御装置。
9 6 . 前記無段変速部を変速比が連続的に変化させられる無段変速状態と変速比 が固定の有段変速状態とに切り換えるための切換装置と、
該切換装置により前記無段変速部が前記無段変速状態に切換えられたことを判 定する無段変速走行判定手段とを備え、
前記変速比制御手段は、該無段変速走行判定手段によつて無段変速状態に切換 えられたことが判定される ^、前記有段変速部の変速比と前記無段変速部の変速 比とを最適'燃費が得られるように制御するものである請求項 9 2または 9 3の車 両用駆動装置の制御装置。
9 7 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と該 駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用駆動装置であって、 前記動力分配機構は、 サンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤによって 3つの 要素が構成され、 該 3つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上 において該 3つの要素を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 1要素、 お よび第 3要素としたとき、 該第 1要素は前記エンジンに連結され、 該第 2要素は- 前記第 1電動機に連結され、該第 3要素は前記伝達部材に連結される第 1遊星歯 車装置と、該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態 と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを 備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置を備え、 該第 2 遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置のサンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤ の一部が互いに連結されることによって 4つの要素が構成されるとともに、該 4 つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において該 4つの回転 要素を一端から他端へ向かって順番に第 4要素、 第 5要素、 第 6要素、 および第 7要素としたとき、 該第 4要素は第 2クラ.ツチを介して前記伝達部材に選択的に 連結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 5要素は第 3クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 2 ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 6要素は前記自動変速機 ' の出力回転部材に連結され、該第 7要素は第 1クラッチを介して前記伝達部材に 選択的に連結され、 該第 1クラッチ、 第 2クラッチ、 第 3クラッチ、 第 1ブレ一 キ、 第 2ブレーキの係合作動の組み合わせに応じて多段に変速されるものである ことを特徴とする車両用駆動装置。
9 8 . 前記差動状態切換装置は、前記第 2要素を前記第 1要素に連結するための 切換クラッチおよび/または該第 1要素を非回転部材に連結する切換ブレーキと を含み、 該切換クラッチおよび/または切換ブレーキの解放により、前記第 1遊 星歯車装置が前記差動状態に切換えられ、 該切換クラツチまたは切換ブレーキの 係合により前記第 1遊星歯車装置が前記口ック状態に切換えられるものであるこ とを特徴とする請求項 9 7に記載の車両用駆動装置。
9 9 . 前記切換クラッチ、 前記第 1クラッチ、 および前記第 2ブレーキが係合さ れることで最も大きい変速比の第 1変速段が形成され、 . 前記切換クラッチ、 前記第 1クラッチ、 および前記第 1ブレーキが係合される ことで前記第 1変速段よりも変速比が小さい第 2変速段が形成され、
前記切換クラッチ、 前記第 1クラッチ、 および前記第 3クラッチが係合される ことで前記第 2変速段よりも変速比が小さい第 3変速段が形成され、
前記切換クラッチ、 前記第 3クラッチ、 および前記第 1ブレーキが係合される ことで前記第 3変速段よりも変速比が小さい第 4変速段が形成され、
前記第 3クラッチ、 前記切換ブレーキ、 および前記第 1ブレーキが係合される ことで前記第 4変速段よりも変速比が小さい第 5変速段が形成される
ことを特徴とする請求項 9 8に記載の車両用駆動装置。
1 0 0 . 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リングギ ャを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤ リャ、 および第 3リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを 有し、 .
前記第 4要素は該第 2サンギヤであり、前記第 5要素は該第 2キヤリャおよび 該第 3キヤリャであり、前記 6要素は該第 2リングギヤおよび該第 3リングギヤ であり、前記第 7要素は該第 3サンギヤであることを特徴とする請求項 9 7乃至 請求項 9 9の何れかに記載の車雨用駆動装置。 '
1 0 1 . 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リングギ ャを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリ ャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを 有し、
前記第 4要素は該第 2キヤリャおよび第 3サンギヤであり、前記第 5要素は該 第 2リングギヤおよび該第 3キヤリャであり、 前記 6要素は該第 3 リングギヤで あり、前記第 7要素は該第 2サンギヤであることを特徴とする請求項 9 7乃至請 求項 9 9の何れかに記載の車両用駆動装置。
1 0 2 . 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギ ャを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリ ャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを 有し、
前記第 4要素は該第 2サンギヤおよび第 3サンギヤであり、 前記第 5要素は該 第 2リングギヤであり、 前言己 6要素は該第 3キヤリャであり、 前記第 7要素は該 第 2キヤリャおよび該第 3リングギヤであることを特徴とする請求項 9 7乃至請 求項 9 9の何れかに記載の車雨用駆動装置。
1 0 3 . 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギ ャを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリ ャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを 有し、 前記第 4要素は該第 2サンギヤであり、前記第 5要素は該第 2リングギヤおよ び該第 3リングギヤであり、 前記 6要素は該第 3キヤリャであり、前記第 7要素 は該第 2キヤリャおよび該第 3サンギヤであることを特徴とする請求項 9 7乃至 請求項 9 9の何れかに記載の車両用駆動装置。
1 0 4 . 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギ ャを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤ リャ、 および第 3リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを 有し、
前記第 4要素は該 3サンギヤであり、 前記第 5要素は該第 2 リングギヤであり 、 前記 6要素は該第 2キヤリャおよび該第 3 リングギヤであり、前記第 7要素は 該第 2サンギヤおよび該第 3キヤリャであることを特徴とする請求項 9 7乃'至請 求項 9 9の何れかに記載の車両用駆動装置。
1 0 5 . 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リングギ ャを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤ リャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置と を有し、
前記第 4要素は該第 2サンギヤであり、前記第 5要素は該第 2キヤリャおよび 該第 3リングギヤであり、 前記 6要素は該第 2 リングギヤおよび該第 3キヤリャ であり、前記第 7要素は該第 3サンギヤであることを特徴とする請求項 9 7乃至 請求項 9 9の何れかに記載の車両用駆動装置。
1 0 6 . 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギ ャを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤ リャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置と を有し、
前記第 4要素は該 3サンギヤであり、 前記第 5要素は該第 1リングギヤであり
、 前記 6要素は該第 2キヤリャおよび該第 3キヤリャであり、 前記第 7要素は該 第 2サンギヤおよび該第 3 リングギヤであることを特徴とする請求項 9 7乃至 9 9の何れかに記載の車両用駆動装置。
1 0 7 . 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リングギ ャを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤ リャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置と を有し、 .
前記第 4要素は該第 2サンギヤおよび該第 3サンギヤであり、前記第 5要素は 該第 3キヤリャであり、前記 6要素は該第 2キヤリャおよび該第 3リングギヤで あり、前記第 7要素は該第 2リングギヤであることを特徴とする請求項 9 7乃至 請求項 9 9の何れかに記載の車両用駆動装置。 ·
1 0 8 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、 該第 1キヤリャは前記ェンジンに連結され、 該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、 該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動 状態切換装置とを備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 該第 1サンギヤは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとと もに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、該第 2キヤリャおよ び該第 3キヤリャは第 3クラツチを介して前記伝達部材に選択的に連結されると ともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 2リングギヤ および該第 3リングギヤは前記自動変速機の出力回転部材に連結され、 該第 3サ ンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されたものである ことを特徴とする車両用駆動装置。 '
1 0 9 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、 該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、 該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動 状態切換装置とを備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるダブルピユオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 お よび第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 該第 2サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結され、 該第 2キヤリャおよび該第 3サンギヤは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的 に連結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、該 第 2リングギヤおよび該第 3キヤリャは第 3クラッチを介して前記伝達部材に選 択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され 、該第 3リングギヤは前記自動変速機の出力回転部材に連結されたものである ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 1 0 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 1電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、 該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、 該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動 状態切換装置とを備えたものであり、 '
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるダブルピユオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 お よび第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 該第 2サンギヤおよび該第 3サンギヤは第 2クラツチを介して前記伝達部材に選 択的に連結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され 、 該第 2キヤリャおよび該第 3リングギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材 に選択的に連結され、該第 2リングギヤは第 3クラッチを介して前記伝達部材に 選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結さ れ、該第 3キヤリャは前記自動変速機の出力回転部材に連結されたものである ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 1 1 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と
、該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1 'サンギヤ、 第 1キヤリャ、.および第 1 リングギヤを 備え、該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、 該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、 該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動 状態切換装置とを備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 お よび第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 該第 サンギヤは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとと もに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 2キヤリャおよ び該第 3サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結され、 該 第 2リングギヤおよぴ該第 3リングギヤは第 3クラッチを介して前記伝達部材に 選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結さ れ、 該第 3キヤリャは前記自動変速機の出力回転部材に連結されたものである ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 1 2 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 1電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、 該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、 該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、 該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動 状態切換装置とを備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 該第 2サンギヤおよび第 3キヤリャは第 1クラツチを介して前記伝達部材に選択 的に連結され、該第 2キヤリャおよび該第 3リングギヤとがー体回転可能に連結 されて前記自動変速機の出力回転部材に連結され、 該第 2リングギヤは第 3クラ ツチを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して 非回転部材に選択的に連結され、 該第 3サンギヤは第 2クラッチを介して前記伝 達部材に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的 に連結されたものである
ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 1 3 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 1電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、該第 1キヤリャは前記ェンジンに連結され、該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、 該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、 該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動 状態切換装置とを備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるシングルピニォン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置とを有し 、該第 2サンギヤは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されると ともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 2キヤリャぉ よび該第 3リングギヤは第 3クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結され るとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 2リング ギヤおよび該第 3 'キヤリャは前記自動変速機の出力回転部材に連結され、 該第 3 サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達咅材に選択的に連結されたものである ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 1 4 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、 該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、 該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、 該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、 該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動 状態切換装置とを備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3 リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置とを有し 、 該第 2サンギヤおよび該第 3リングギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材 に選択的に連結され、 該第 2キヤリャおよび該第 3キヤリャは前記自動変速機の 出力回転部材に連結され、 該第 2リングギヤは第 3クラッチを介して前記伝達部 材に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連 結され、該第 3サンギヤは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結さ れるとともに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結されたものである ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 1 5 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車雨用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、 該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、 該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動 状態切換装置とを備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有し 、該第 2サンギヤおよび該第 3サンギヤは第 1ブレーキを介して非回転部材に選 択的に連結され、該第 2キヤリャおよび該第 3リングギヤは前記自動変速機の出 力回転部材に連結され、 該第 2リングギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材 に選択的に連結され、 該第 3キヤリャは第 3クラッチを介して前記伝達部材に選 択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択'的に連結され たものである
ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 1 6 . 前記差動状態切換装置は、 前記第 1キヤリャと前記第 1サンギヤとを連 結する切換クラッチおよび/または該第 1サンギヤを非回転部材に連結する切換 ブレーキとを備えたものであることを特徴とする請求項 1 0 8乃至請求項 1 1 5 の何れかに記載の車両用駆動装置。
1 1 7 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と
、 該伝達部材と駆動輪との間に設けら た自動変速機と、 該伝達部材と該駆動輪 との間に設けられた第 2電動機とを備えた車雨用駆動装置であつて、 前記自動変速機は、 前記動力分配機構の出力軸に選択的に連結される複数の入 カクラツチを備えており、
該複数の入力クラッチの係合解放状態を切り換えることにより複数の変速段が 成立させられるものである .
ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 1 8 . 前記動力分酉己機構は、 サンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤによって 3つの要素が構成され、該 3つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共 線図上において該 3つの要素を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 1要 素、 および第 3要素としたとき、該第 1要素は前記エンジンに連結され、該第 2 要素は前記第 1電動機に連結され、 該第 3要素は前記伝達部材に連結される第 1 遊星歯車装置を含むものであることを特徴とする請求項 1 1 7に記載の車両用駆 動装置。
1 1 9 . 前記動力分配機構は、前記第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機とし て作動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える 差動状態切換装置をさらに備えたものであることを特徴とする請求項 1 1 8に記 載の車両用駆動装置。
1 2 0 . 前記自動変速機が有段式の自動変速機であることを特徴とする請求項 1 1 7乃至請求項 1 1 9の何れかに記載の車両用駆動装置。
1 2 1 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 1電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 サンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤによって 3つの 要素が構成され、 該 3つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上 において該 3つの要素を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 1要素、 お よび第 3要素としたとき、 該第 1要素は前記エンジンに連結され、 該第 2要素は 前記第 1電動機に連結され、 該第 3要素は前記伝達部材に連結される第 1遊星歯 車装置と、 該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作動可能な差動状態 と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動状態切換装置とを 備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置を備え、 該第 2 遊星歯車装置および第 3遊星歯車装置のサンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤ の一部が互いに連結されることによって 4 の要素が構成されるとともに、 該 4 つの要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において該 4つの回転 要素を一端から他端へ向かって順番に第 4要素、 第 5要素、 第 6要素、 および第 7要素としたとき、該第 4要素は第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に 連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 5要素は第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 3 ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 6要素は前記自動変速機 の出力回転部材に連結され、 該第 7要素は第 1ブレーキを介して非回転部材に選 択的に連結され、 該第 1クラッチ、 第 2クラッチ、 第 1ブレーキ、 第 2ブレーキ 、 第 3ブレーキの係合作動の組み合わせに応じて多段に変速されるものである ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 2 2 . 前記差動状態切換装置は、 前記第 2要素を前記第 1要素に連結するため の切換クラッチおよび/または該第 2要素を非回転部材に連結する切換ブレーキ とを含み、該切換クラッチおよび/または切換ブレーキの解放により、前記第 1 遊星歯車装置が前記差動状態に切換えられ、 該切換クラツチまたは切換ブレーキ の係合により前記第 1遊星歯車装置が前記口ック状態に切換えられるものである ことを特徴とする請求項 1 2 1に記載の車両用駆動装置。
1 2 3 . 前記切換クラッチ、 前記第 1クラッチ、 および前記第 1ブレーキが係合 されることで最も大きい変速比の第 1変速段が形成され、
前記切換クラッチ、 前記第 2クラッチ、 および前記第 1ブレーキが係合される ことで前記第 1変速段よりも変速比が小さい第 1変速段が形成され、
前記切換クラッチ、 前記第 1クラッチ、 および前記第 2クラッチが係合される ことで前記第 2変速段よりも変速比が小さい第 3変速段が形成され、
前記切換クラッチ、 前記第 2クラッチ'、 および前記第 2ブレーキが係合される ことで前記第 3変速段よりも変速比が小さい第 4変速段が形成され、 前記第 2クラッチ、前記切換ブレーキ、 および前記第 2ブレーキが係合される ことで前記第 4変速段よりも変速比が小さい第 5変速段が形成される
ことを特徴とする請求項 1 2 2に記載の車両用駆動装置。
1 2 4 . 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギ ャを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリ ャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置とを 有し、
前記第 4要素は該第 2キヤリャおよび該第 3サンギヤであり、前記第 5要素は 該第 2リングギヤであり、 前記 6要素は該第 3キヤリャであり、 前記第 7要素は 該第 2サンギヤおよび該第 3リングギヤであることを特徴とする請求項 1 2 1乃 至請求項 1 2 3の何れかに記載の車雨用駆動装置。
1 2 5 . 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギ ャを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリ ャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを 有し、
前記第 4要素は該第 2キヤリャおよび該第 3サンギヤであり、前記第 5要素は 該第 2リングギヤおよび該第 3キヤリャであり、 前記 6要素は該第 3リングギヤ であり、 前記第 7要素は該第 2サンギヤであることを特徴とする請求項 1 1乃 至請求項 1 2 3の何れかに記載の車両用駆動装置。
1 2 6 . 前記自動変速機は、 第 1サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギ ャを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリ ャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを 有し、
前記第 4要素は該第 2サンギヤおよび該第 3サンギヤであり、前記第 5要素は 該第 2リングギヤおよび該第 3キヤリャであり、 前記 6要素は該第 3リングギヤ であり、 前記第 7要素は該第 2キヤリャであることを特徴とする請求項 1 2 1乃 至請求項 1 2 3の何れかに記載の車両用駆動装置。
1 2 7 . 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギ ャを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリ ャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを 有し、
前記第 4要素は該第 2サンギヤおよび該第 3サンギヤであり、前記第 5要素は 該第 1リングギヤであり、前記 6要素は該第 3キヤリャであり、前記第 Ί要素は 該第 2キヤリャおよび該第 3リングギヤであることを特徴とする請求項 1 2 1乃 至請求項 1 2 3の何れかに記載の車両用駆動装置。
1 2 8 . 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2'キヤリャ、 および第 2リングギ ャを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリ ャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを 有し、
前記第 4要素は該第 3サンギヤであり、 前記第 5要素は該第 2キヤリャであり 、 前記 6要素は該第 2リングギヤおよび該第 3キヤリャであり、 前記第 Ί要素は 該第 2サンギヤおよび該第 3リングギヤであることを特徴とする請求項 1 2 1乃 至請求項 1 2 3の何れかに記載の車両用駆動装置。
1 2 9 . 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リングギ ャを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤ リャ、 および第 3リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを 有し、
前記第 4要素は該第 2サンギヤおよび該第 3サンギヤであり、前記第 5要素は 該第 2キヤリャであり、前記 6要素は該第 2リングギヤおよび該第 3リングギヤ であり、前記第 7要素は該第 3ギヤリャであることを特徴とする請求項 1 1 1乃 至請求項 1 2 3の何れかに記載の車両用駆動装置。
1 3 0 . 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギ ャを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤ リャ、 および第 3リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを 有し、 '
前記第 4要素は該第 2サンギヤであり、前記第 5要素は該第 2キヤリャおよび 該第 3キヤリャであり、前記 6要素は該第 2リングギヤおよび該第 3リングギヤ であり、前記第 7要素は該第 3サンギヤであることを特徴とする請求項 1 2 1乃 至請求項 1 2 3の何れかに記載の車両用駆動装置。
1 3 1 . 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ.、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギ ャを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリ ャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを 有し、
前記第 4要素は該第 2サンギヤであり、前記第 5要素は該第 2 リングギヤおよ び該第 3 リングギヤであり、 前記 6要素は該第 3キヤリャであり、前記第 7要素 は該第 2キヤリャおよび該第 3サンギヤであることを特徴とする請求項 1 1 1乃 至請求項 1 2 3の何れかに記載の車両用駆動装置。
1 3 2 . 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギ ャを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリ ャ、 および第 3 リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを 有し、
前記第 4要素は該第 2キヤリャであり、 前記第 5要素は該第 2リングギヤおよ び該第 3 リングギヤであり、前記 6要素は該第 3キヤリャであり、前記第 Ί要素 は該第 2サンギヤおよび該第 3サンギヤであることを特徴とする請求項 1 1乃 至請求項 1 2 3の何れかに記載の車両用駆動装置。
1 3 3 . 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リングギ ャを備えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリ ャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを 有し、
前記第 4要素は該第 2サンギヤであり、 前記第 5要素は該第 3リングギヤであ り、 前記 6要素は該第 2リングギヤおよび該第 3キヤリャであり、 前記第 7要素 は該第 2キヤリャおよび該第 3サンギヤであることを特徴とする請求項 1 2 1乃 至請求項 1 2 3の何れかに記載の車両用駆動装置。
1 3 4 . 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギ ャを備えるシングルピユオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤ リャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置と を有し、
前記第 4要素は該第 2サンギヤおよび該荦 3サンギヤであり、前記第 5要素は 該第 2キヤリャであり、 前言己 6要素は該第 2リングギヤおよび該第 3キヤリャで あり、前記第 7要素は該第 3リングギヤであることを特徴とする請求項 1 2 1乃 至請求項 1 2 3の何れかに記載の車両用駆動装置。
1 3 5 . 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2·キヤリャ、 および第 2リングギ ャを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤ リャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置と を有し、
前記第 4要素は該第 2サンギヤであり、前記第 5要素は該第 2キヤリャおよび 該第 3リングギヤであり、前記 6要素は該第 2リングギヤおよび該第 3キヤリャ であり、 前記第 7要素は該第 3サンギヤであることを特徴とする請求項 1 2 1乃 至請求項 1 2 3の何れかに記載の車両用駆動装置。
1 3 6 . 前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギ ャを備えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤ リャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置と を有し、
前記第 4要素は該第 3サンギヤであり、前記第 5要素は該第 リングギヤであ り、 前記 6要素は該第 2キヤリャおよび該第 3キヤリャであり、 前記第 7要素は 該第 2サンギヤおよび該第 3リングギヤであることを特徴とする請求項 1 2 1乃 至請求項 1 2 3の何れかに記載の車両用駆動装置。
1 3 7 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、 該第 1.キヤリャは前記エンジンに連結され、該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、 該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動 状態切換装置とを備えたものであり、 .
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるダブルピニォン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 お よび第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 該第 2サンギヤおよび該第 3リングギヤは第 1ブレーキを介して非回転部材に選 択的に連結され、該第 2キヤリャおよび該第 3サンギヤは第 1クラッチを介して 前記伝達部材に選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に 選択的に連結され、該第 2リングギヤは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選 択的に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され 、該第 3キヤリャは前記自動'変速機の出力回転部材に連結されたものである ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 3 8 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、 該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、 該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、 該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動 状態切換装置とを備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 お よび第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 該第 2サンギヤは第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、該第 2 キヤリャおよぴ該第 3サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に 連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、該第 2リングギヤおよび該第 3キヤリャは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択 的に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 ' 該第 3リングギヤは前記自動変速機の出力回転部材に連結されたものである ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 3 9 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、 該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、 該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、 該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動 状態切換装置とを備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 お よび第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 該第 2サンギヤおよび該第 3サンギヤは第 1クラツチを介して前記伝達部材に選 択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され 、 該第 2キヤリャは第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 2リングギヤおよび該第 3キヤリャは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択 的に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 3リングギヤは前記自動変速機の出力回転咅 β材に連結されたものである ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 4 0 . ェンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、 該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、 該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動 状態切換装置とを備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるダブルピニォン型の第 遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 お よび第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 該第 2サンギヤおよび該第 3サンギヤは第 1クラツチを介して前記伝達部材に選 択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され 、 該第 2キヤリャおよび該第 3リングギヤは第 1ブレーキを介して非回転部材に 選択的に連結され、 該第 2リングギヤは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選 択的に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され 、該第 3キヤリャは前記自動変速機の出力回転部材に連結されたものである ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 4 1 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 'リングギヤを 備え、 該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、 該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、 該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星齒車装置と、 該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動 状態切換装置とを備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 お よび第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 該第 2サンギヤおよび該第 3リングギヤは第 1ブレーキを介して非回転部材に選 択的に連結され、該第 2キヤリャは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的 に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該 第 1リングギヤおよび該第 3キヤリャは前記自動変速機の出力回転部材に連結さ れ、 該第 3サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結される とともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結されたものである ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 4 2 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、 該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、'該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動 状態切換装置とを備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リングギヤを備 えるシングルピニオン型の第 2 星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 該第 2サンギヤおよび該第 3サンギヤは第 1クラツチを介して前記伝達部材に選 択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され 、 該第 2キヤリャは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されると ともに第 3ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、該第 2リングギヤ および該第 3リングギヤは前記自動変速機の出力回転部材に連結され、 該第 3キ ャリャは第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結されたものである ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 3 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 I電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、該第 1遊星歯事装置を電気的な無段変速機として作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動 状態切換装置とを備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リングギヤを備 えるシングルピニォン型の第 1遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるダブルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 該第 2サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとと もに第 ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、該第 2キヤリャおよ び該第 3キヤリャは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されると ともに第 3ブレーキを介して'非回転部材に選択的に連結され、 該第 2リングギヤ および該第 3リングギヤは前記自動変速機の出力回転部材に連結され、 該第 3サ ンギヤは第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結されたものである ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 4 4 . ·エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 零 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、 該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、 該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、 該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動 状態切換装置とを備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2 リングギヤを備 えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装 ¾と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 お よび第 3リ >グギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 該第 2サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとと もに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、該第 2キヤリャおよ び該第 3サンギヤは第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 2リングギヤおよび該第 3リングギヤは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選 択的に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され 、 該第 3キヤリャは前記自動変速機の出力回転部材に連結されたものである ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 4 5 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、 該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動 状態切換装置とを備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 リングギヤを備 えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 お よび第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 該第 2サンギヤおよび該第 3サンギヤは第 1ブレーキを介して非回転部材に選択 的に連結され、 該第 2キヤリャは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に 連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 2リングギヤおよび該第 3リングギヤは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選 択的に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され 、 該第 3キヤリャは前記自動変速機の出力回転部材に連結されたものである ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 4 6 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、 該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分酉己機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1リングギヤを 備え、該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、該第 1リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニ才 ン型の第 1遊星歯車装置と、該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動 状態切換装置とを備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるダブルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 お よび第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有し、 該第 2サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されるとと もに第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、該第 2キヤリャおよ び該第 3サンギヤは第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 2リングギヤおよび該第 3キヤリャは前記自動変速機の出力回転部材に連結され 、 該第 3リングギヤは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結される とともに第 3ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結されたものである ことを特徴とする車雨用駆動装置。
1 4 7 . エンジンの出力を第 1電! ¾機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、 該第 1キヤリャは前記ェンジンに連結され、該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、 該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動 状態切換装置とを備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニオン型の第 3遊星歯車装置とを有し 、該第 2サンギヤおよぴ該第 3サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に 選択的に連結されるとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結さ れ、 該第 2キヤリャは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結される とともに第 3ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、該第 2リングギ ャおよび該第 3キヤリャは前記自動変速機の出力回転部材に連結され、 該第 3リ ングギヤは第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結されたものである ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 4 8 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 1電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、 該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、 該第 1リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機として作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差勳 状態切換装置とを備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置とを有し 、該第 2サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結されると ともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、該第 2キヤリャぉ よび該第 3リングギヤは第 2クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結され るとともに第 3ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、 該第 1リング ギヤおよび該第 3キヤリャは前記自動変速機の出力回転部材に連結され、 該第 3 サンギヤは第 1ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結されたものである ことを特徴とする車両用駆動装置。 '
1 4 9 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた有段式の自動変速機と、該伝達部材と 該駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、 前記動力分配機構は、 第 1サンギヤ、 第 1キヤリャ、 および第 1 リングギヤを 備え、 該第 1キヤリャは前記エンジンに連結され、 該第 1サンギヤは前記第 1電 動機に連結され、 該第 1 リングギヤは前記伝達部材に連結されたシングルピニォ ン型の第 1遊星歯車装置と、 該第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機どして作 動可能な差動状態と、 これを非作動とするロック状態とに選択的に切換える差動 状態切換装置とを備えたものであり、
前記自動変速機は、 第 2サンギヤ、 第 2キヤリャ、 および第 2リングギヤを備 えるシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置と、 第 3サンギヤ、 第 3キヤリャ、 および第 3リングギヤを備えるシングルピニォン型の第 3遊星歯車装置とを有し 、 該第 2サンギヤおよび該第 3リングギヤは第 1ブレーキを介して非回転部材に 選択的に連結され、 該第 2キヤリャおよび該第 3キヤリャは前記自動変速機の出 力回転部材に連結され、該第 2リングギヤは第 2クラッチを介して前記伝達部材 に選択的に連結されるとともに第 3ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結 され、 該第 3サンギヤは第 1クラッチを介して前記伝達部材に選択的に連結され るとともに第 2ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結されたものである ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 5 0 . 前記差動状態切換装置は、 前記第 1キヤリャと前記第 1サンギヤとを連 結する切換クラッチおよび/または該第 1サンギヤを非回転部材に連結する切換 ブレーキとを備えたものであることを特徴とする請求項 1 3 7乃至請求項 1 4 9 の何れかに記載の車両用駆動装置。
1 5 1 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する動力分配機構と 、 該伝達部材と駆動輪との間に設けられた自動変速機と、 該伝達部材と該駆動輪 との間に設けられた第 2電動機とを備えた車両用駆動装置であつて、
前記動力分配機構は、 サンギヤ、 キヤリャ、 およびリングギヤによって 3つの 要素が構成され、該 3つの要素の回転 度を直線上で表すことができる共線図上 において該 3つの要素を一端から他端へ向かって順番に第 2要素、 第 1要素、 お よび第 3要素としたとき、 該第 1要素は前記エンジンに連結され、 該第 2要素は 前記第 1電動機に連結され、該第 3要素は前記伝達部材に連結される遊星歯車装 置を備え、
前記自動変速機は、前記伝達部材の回転速度を増速出力可能に構成されている ことを特徴とする車両用駆動装置。
1 5 2 . 前記動力分配機構は、 前記第 1遊星歯車装置を電気的な無段変速機とし て作動可能な差動状態と、 これを非作動とする口ック状態とに選択的に切換える 差動状態切換装置をさらに備えたものであることを特徴とする請求項 1 5 1に言さ 載の車両用駆動装置。
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