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车辆用驱动系统

阅读：447发布：2022-05-14

专利汇可以提供车辆用驱动系统专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且一种车辆用驱动系统，所述车辆用驱动系统容纳在壳体(12)中并包括第一输入轴 (14)和差动机构(16)，所述第一输入轴接收由车辆驱动力源(8)产生的车辆驱动力，所述差动机构可工作以将从所述第一输入轴接收的所述车辆驱动力分配至第一电动机 (M1)和第二输入轴(18)，所述第一和第二输入轴与第一轴线(CL1)同轴配置成使得所述第二输入轴配置在所述第一输入轴的下游，其中所述第一输入轴(14)由设置在所述壳体(12)上的第一支承部(12a)和所述第二输入轴(18)的轴向端部可旋转地支承，并且所述第二输入轴由设置在所述壳体(12)上的第三支承部(96)和第四支承部(98)可旋转地支承。，下面是车辆用驱动系统专利的具体信息内容。

权利要求

1.一种车辆用驱动系统，所述车辆用驱动系统容纳在壳体(12)中并包括第一输入轴(14)和差动机构(16)，所述第一输入轴接收由车辆驱动力源(8)产生的车辆驱动力，所述差动机构可工作以将从所述第一输入轴接收的所述车辆驱动力分配至第一电动机(M1)和第二输入轴(18)，所述第一和第二输入轴与第一轴线(CL1)同轴配置成使得所述第二输入轴配置在所述第一输入轴的下游，其特征在于：
所述第一输入轴(14)由设置在所述壳体(12)上的第一支承部(12a)和所述第二输入轴(18)的轴向端部可旋转地支承；
所述第二输入轴由设置在所述壳体(12)上的第三支承部(96)和第四支承部(98)可旋转地支承；
驱动齿轮(19)装配在所述第二输入轴(18)的与其支承所述第一输入轴(14)的轴向端部相反的轴向端部上；
在布置在与所述第一轴线平行的第二轴线(CL2)上的中间轴(40，42)上，布置有与所述驱动齿轮啮合的从动齿轮(21)和自动变速器(20)；并且
所述中间轴(40，42)具有第一中间轴(40)和第二中间轴(42)，所述第一中间轴(40)由所述第四支承部(98)可旋转地支承，所述第二中间轴(42)的两端分别由所述第一中间轴和输出部件(22)支承，所述输出部件(22)由所述壳体可旋转地支承。
2.根据权利要求1所述的车辆用驱动系统，其中所述自动变速器包括同轴布置的多个行星齿轮装置(26，28，30)。
3.根据权利要求1所述的车辆用驱动系统，其中除了所述第一电动机和所述差动机构以外，在所述第一输入轴上还设置有差动限制装置(C0，B0)，所述差动限制装置(C0，B0)用于将所述差动机构选择性地切换到可工作以执行差动功能的差动状态和可工作以禁止所述差动功能的锁止状态。
4.根据权利要求3所述的车辆用驱动系统，其中所述差动机构(16，24)在所述差动限制装置不限制其所述差动功能时作为电动无级变速器工作，并且在所述差动限制装置限制其所述差动功能时作为具有多个变速档位的有级变速器工作。
5.根据权利要求4所述的车辆用驱动系统，其中所述差动机构(16，24)包括连接至所述车辆驱动力源的第一旋转元件(CA1)，连接至所述第一电动机的第二旋转元件(S1)以及连接至第二电动机的第三旋转元件(R1)，并且
所述车辆用驱动系统还包括切换控制装置(60)，所述切换控制装置(60)用于基于将所述差动机构切换至无级变速状态和有级变速状态的车辆预定状态控制所述差动限制装置(C0，B0)。
6.根据权利要求5所述的车辆用驱动系统，其中所述差动限制装置(C0，B0)将所述差动机构(16，24)切换至所述无级变速状态或所述有级变速状态，并切换至所述有级变速状态的变速档位中的一个，并且
所述切换控制装置(60)将所述差动机构(16，24)从所述无级变速状态切换至所述有级变速状态，并通过基于所述车辆预定状态控制所述差动限制装置在所述有级变速状态中选择多个变速档位中的一个。
7.根据权利要求3所述的车辆用驱动系统，其中第二电动机(M2)配置在所述第二输入轴(18)上，并且所述驱动齿轮(19)布置在相对于所述第二电动机与所述车辆驱动力源相反的部位。
8.根据权利要求3所述的车辆用驱动系统，其中所述壳体的第二壳部(12b)和第三壳部(12c)两者构成第二容纳室(100)和第三容纳室(106)，所述差动机构(16，24)和第二电动机(M2)容纳在所述第二容纳室中，所述自动变速器(20)容纳在所述第三容纳室中。
9.根据权利要求1所述的车辆用驱动系统，其中所述第二输入轴(18)设置有圆盘形式的支承部件(116)，所述圆盘通过花键配合至所述第二输入轴(18)的外周面，使得所述支承部件支承所述差动机构(16)的旋转元件。
10.根据权利要求1所述的车辆用驱动系统，还包括配置在所述第二输入轴(18)和车辆的驱动轮(38)之间的动力传递路径中的第二电动机(M2)，所述第二电动机(M2)从所述第一电动机接收电力，以产生电驱动力，并且其中所述第二输入轴(18)支承所述第二电动机的转子(M2r)而与所述转子一起旋转，所述转子由所述第三和第四支承部(96，98)可旋转地支承。
11.根据权利要求1所述的车辆用驱动系统，其中所述第一电动机(M1)具有由设置在所述壳体(12)上的所述第一支承部(12a)和第二支承部(82)可旋转地支承的转子(M1r)。
12.根据权利要求1所述的车辆用驱动系统，其中所述壳体(12)包括形式为盖状的第一壳部(12a)、筒状的第二壳部(12b)和筒状的第三壳部(12c)的三个分离的轴向部，所述第一支承部(12a)与所述盖状的第一壳部一体形成，所述第三支承部(96)固定在所述筒状的第三壳部(12c)的位于所述车辆驱动力源(8)侧的轴向端部上，并且所述第四支承部(98)与所述筒状的第三壳部(12c)的远离所述车辆驱动力源的轴向端部一体形成。
13.根据权利要求11所述的车辆用驱动系统，其中所述第二支承部(82)与筒状的第二壳部(12b)一体形成。
14.根据权利要求13所述的车辆用驱动系统，其中所述差动机构(16)配置在所述第一输入轴(14)的径向外侧。
15.根据权利要求14所述的车辆用驱动系统，其中所述差动限制装置配置在所述第一输入轴(14)的径向外侧。
16.根据权利要求2所述的车辆用驱动系统，其中除了所述第一电动机和所述差动机构以外，在所述第一输入轴上还设置有差动限制装置(C0，B0)，所述差动限制装置(C0，B0)用于将所述差动机构选择性地切换到可工作以执行差动功能的差动状态和可工作以禁止所述差动功能的锁止状态。
17.根据权利要求4所述的车辆用驱动系统，其中第二电动机(M2)配置在所述第二输入轴(18)上，并且所述驱动齿轮(19)布置在相对于所述第二电动机与所述车辆驱动力源相反的部位。
18.根据权利要求4所述的车辆用驱动系统，其中所述壳体的第二壳部(12b)和第三壳部(12c)两者构成第二容纳室(100)和第三容纳室(106)，所述差动机构(16，24)和第二电动机(M2)容纳在所述第二容纳室中，所述自动变速器(20)容纳在所述第三容纳室中。
19.根据权利要求9所述的车辆用驱动系统，还包括配置在所述第二输入轴(18)和车辆的驱动轮(38)之间的动力传递路径中的第二电动机(M2)，所述第二电动机(M2)从所述第一电动机接收电力，以产生电驱动力，并且其中所述第二输入轴(18)支承所述第二电动机的转子(M2r)而与所述转子一起旋转，所述转子由所述第三和第四支承部(96，98)可旋转地支承。
20.根据权利要求9所述的车辆用驱动系统，其中所述第一电动机(M1)具有由设置在所述壳体(12)上的所述第一支承部(12a)和第二支承部(82)可旋转地支承的转子(M1r)。
21.根据权利要求10所述的车辆用驱动系统，其中所述第一电动机(M1)具有由设置在所述壳体(12)上的所述第一支承部(12a)和第二支承部(82)可旋转地支承的转子(M1r)。
22.根据权利要求9所述的车辆用驱动系统，其中所述壳体(12)包括形式为盖状的第一壳部(12a)、筒状的第二壳部(12b)和筒状的第三壳部(12c)的三个分离的轴向部，所述第一支承部(12a)与所述盖状的第一壳部一体形成，所述第三支承部(96)固定在所述筒状的第三壳部(12c)的位于所述车辆驱动力源(8)侧的轴向端部上，并且所述第四支承部(98)与所述筒状的第三壳部(12c)的远离所述车辆驱动力源的轴向端部一体形成。
23.根据权利要求10所述的车辆用驱动系统，其中所述壳体(12)包括形式为盖状的第一壳部(12a)、筒状的第二壳部(12b)和筒状的第三壳部(12c)的三个分离的轴向部，所述第一支承部(12a)与所述盖状的第一壳部一体形成，所述第三支承部(96)固定在所述筒状的第三壳部(12c)的位于所述车辆驱动力源(8)侧的轴向端部上，并且所述第四支承部(98)与所述筒状的第三壳部(12c)的远离所述车辆驱动力源的轴向端部一体形成。
24.根据权利要求11所述的车辆用驱动系统，其中所述壳体(12)包括形式为盖状的第一壳部(12a)、筒状的第二壳部(12b)和筒状的第三壳部(12c)的三个分离的轴向部，所述第一支承部(12a)与所述盖状的第一壳部一体形成，所述第三支承部(96)固定在所述筒状的第三壳部(12c)的位于所述车辆驱动力源(8)侧的轴向端部上，并且所述第四支承部(98)与所述筒状的第三壳部(12c)的远离所述车辆驱动力源的轴向端部一体形成。

说明书全文

车辆用驱动系统

技术领域

[0001] 本发明涉及一种包括第一电动机、差动部分、第二电动机和变速部分的车辆用驱动系统，并且更具体地涉及用于减小所述车辆用驱动系统的轴向尺寸并提高所述车辆用驱动系统的组装精度的技术。

背景技术

[0002] 已知包括第一电动机、差动部分、第二电动机和变速部分的车辆用驱动系统。JP-2003-301731A公开了这样一种驱动系统用于混合动力车辆的示例。在该文献所公开的混合动力车辆驱动系统中，第一电动机、差动部分、第二电动机和变速部分彼此同轴配置成以它们被提及的顺序布置在驱动系统的轴向上。因此，该车辆用驱动系统所需的轴向尺寸和宽度尺寸往往较大。特别地，在车辆用驱动系统横向安装在FF(前置发动机前(轮)驱动)车辆或RR(后置发动机后(轮)驱动)车辆上的情况下，由于可用于将驱动系统安装在FF或RR车辆上的空间有限，驱动系统的这种横向安装较困难。例如，要将包括如上所述的变速部分的驱动系统安装在已知为“PRIUS”(注册商标)的混合动力车辆上，需要对驱动系统的组成部件的布置进行大量分析，以使得能将驱动系统安装在混合动力车辆的有限宽度尺寸内。还应注意，在驱动系统的数量增加的组成部件之中，组装在一起的电动机和变速部分在组装上具有较大数量的限制，驱动系统的总体组装效率往往大大降低。这样，需要提供一种具有减小的轴向尺寸和提高的组装精度的车辆用驱动系统。

[0003] 考虑提供一种具有多个平行轴的车辆用驱动系统，在该车辆用驱动系统中第一电动机、差动部分、第二电动机和变速部分布置在相应平行轴上的多条动力传递路径中。但是，尚未出现可用于恰当地布置这种车辆用驱动系统的组成部件的技术，所述组成部件包括由分离的壳体部构成的壳体结构。所述组成部件在所述多个平行轴上的不恰当布置使得无法充分缩减驱动系统的轴向尺寸，并且具有使驱动系统的各种旋转部件的支承精度降低的风险。

发明内容

[0004] 本发明是鉴于上述背景技术而做出的。因此本发明的目的是提供一种具有减小的轴向尺寸并且其旋转部件的支承精度有所提高的车辆用驱动系统。

[0005] 上述目的可根据本发明的原理来实现，本发明提供了一种容纳在壳体中的车辆用驱动系统，所述车辆用驱动系统包括第一输入轴和差动机构，所述第一输入轴接收由车辆驱动力源产生的车辆驱动力，所述差动机构可工作以将从所述第一输入轴接收的所述车辆驱动力分配至第一电动机和第二输入轴，所述第一和第二输入轴与第一轴线同轴配置成使得所述第二输入轴配置在所述第一输入轴的下游，并且其中所述第一输入轴由设置在所述壳体上的第一支承部和所述第二输入轴的轴向端部可旋转地支承，所述第二输入轴由设置在所述壳体上的第三支承部和第四支承部支承。

[0006] 在本发明的车辆用驱动系统中，所述第一输入轴由设置在所述壳体上的所述第一支承部和所述第二输入轴的所述轴向端部可旋转地支承，所述第二输入轴由设置在所述壳体上的所述第三支承部和所述第四支承部可旋转地支承。因而，只有所述第一支承部、所述第二输入轴的所述轴向端部以及所述第三和第四支承部被用于以高度的径向支承精度和同心度可旋转地支承所述第一输入轴和所述第二输入轴，并且所述第二输入轴的所述轴向端部被用于在所述第一输入轴的轴向端部可旋转地支承所述第一输入轴，从而能有效地减小所述车辆用驱动系统所需的轴向尺寸。

[0007] 根据本发明的第一优选形式，所述第二输入轴设置有圆盘形式的支承部件，所述圆盘通过花键配合至外周面，使得所述支承部件支承所述差动机构的旋转元件。在本发明的这种形式中，所述差动机构和所述第二输入轴能容易地被组装。

[0008] 根据本发明的第二优选形式的车辆用驱动系统还包括配置在所述第二输入轴和车辆的驱动轮之间的动力传递路径中的第二电动机，并且其中所述第二输入轴支承所述第二电动机的转子而与所述转子一起旋转，所述转子由所述第三和第四支承部可旋转地支承。这样，所述第二电动机的具有较大负荷的所述转子由所述壳体的所述第三和第四支承部可旋转地支承。

[0009] 根据本发明的第三优选形式，所述第一电动机具有由设置在所述壳体上的所述第一支承部和第二支承部可旋转地支承的转子。在本发明的这种形式中，所述第一输入轴不接收所述第一电动机的转子的负荷，由此能简化用于支承所述第一输入轴的结构。

[0010] 根据本发明的第四优选形式的车辆用驱动系统还包括装配在所述第二输入轴的与其支承所述第一输入轴的所述轴向端部相反的轴向端部上的驱动齿轮。在本发明的这种形式中，具有较大直径和较大负荷的所述驱动齿轮主要由所述第四支承部可旋转地支承。

[0011] 根据本发明的第五优选形式，所述壳体包括形式为盖状的第一壳部、筒状的第二壳部和筒状的第三壳部的三个分离的轴向部，所述第一支承部与所述盖状的第一壳部一体形成，所述第三支承部固定在所述筒状的第三壳部的位于所述车辆驱动力源侧的轴向端部上，并且所述第四支承部与所述筒状的第三壳部的远离所述车辆驱动力源的轴向端部一体形成。在本驱动系统中，所述第一输入轴由形成在所述第一壳部上的所述第一支承部和所述第二输入轴的所述轴向端部可旋转地支承，而所述第二输入轴由固定在所述第三壳部12c的位于所述车辆驱动力源侧的轴向端部上的所述第三支承部和形成在所述第三壳部的远离所述车辆驱动力源的另一轴向端部上的所述第四支承部可旋转地支承。因而，所述第一输入轴和所述第二输入轴以高度的径向支承精度和同心度被支承。此外，在所述第一输入轴的远离所述车辆驱动力源的轴向端部没有任何支承壁来支承所述第一输入轴，并且利用所述第二输入轴的所述轴向端部来支承所述第一输入轴，使得能减小所述车辆用驱动系统所需的轴向尺寸。

[0012] 在本发明的所述第三优选形式的一种有利布置中，所述第二支承部与所述筒状的第二壳部一体形成。在该布置中，所述第一电动机的转子由所述第二支承部可旋转地支承，并且所述第二支承部优选地具有用于供应控制包含在所述差动机构中的差动限制装置的加压工作流体的通路。

[0013] 根据本发明的第六优选形式，所述差动机构配置在所述第一输入轴的径向外侧，从而能减小包括所述差动机构的车辆用驱动系统所需的轴向尺寸。

[0014] 根据本发明的第七优选形式，所述差动机构设置有差动限制装置，所述差动限制装置可工作以限制所述差动机构的差动功能，并且所述差动限制装置配置在所述第一输入轴的径向外侧，从而能减小包括设置有所述差动限制装置的所述差动机构的车辆用驱动系统所需的轴向尺寸。附图说明

[0015] 图1是示出根据本发明的一个实施例构造的用于混合动力车辆的驱动系统的示意图；

[0016] 图2是示出图1的实施例的混合动力车辆的驱动系统(其可在无级变速状态和有级变速状态中所选的一个状态下工作)的变速动作的表，所述变速动作与液压操作摩擦接合装置的操作状态的用以实施相应变速动作的不同组合相关；

[0017] 图3是示出在图1的实施例的混合动力车辆的驱动系统的不同档位下，在有级变速状态下进行操作的所述驱动系统的旋转元件的相对转速的共线图；

[0018] 图4是示出被置于无级变速状态下的驱动系统的动力分配机构的操作状态的示例的视图，该视图对应于图3的共线图中示出动力分配机构的部分；

[0019] 图5是示出通过切换离合器C0的接合而被置于有级变速状态下的动力分配机构的操作状态的视图，该视图对应于图3的共线图中示出动力分配机构的部分；

[0020] 图6是示出设置在图1的实施例的驱动系统中的电子控制装置的输入和输出信号的视图；

[0021] 图7是示出由图6的电子控制装置执行的主要控制功能的功能性框图；

[0022] 图8是示出由图7的切换控制装置所使用的用于在无级变速区域和有级变速区域之间进行切换的被存储预定关系的视图；

[0023] 图9是示出由图7的切换控制装置所使用的被储存预定关系的视图，所述预定关系不同于图8中的预定关系；

[0024] 图10是示出用于手动地使图1的车辆用驱动系统变速的手动操作变速装置的示例的视图；

[0025] 图11是图1的驱动系统的包括第一行星齿轮组和两个电动机的部分的局部剖视图；

[0026] 图12是图1的驱动系统的包括第二、第三和第四行星齿轮组以及最终减速齿轮装置的另一部分的局部剖视图；

[0027] 图13是用于说明图1的车辆用驱动系统的第一、第二和第三轴线的相对位置的横剖视图；

[0028] 图14是示出组装图1的车辆用驱动系统的过程的流程图；

[0029] 图15是示出第一电动机、第一行星齿轮组和靠近第一电动机、第一行星齿轮组的其它部件的局部放大剖视图；

[0030] 图16是示出差动驱动齿轮和靠近差动驱动齿轮的部件的局部放大剖视图；

[0031] 图17是示出第二电动机、驱动齿轮和靠近第二电动机、驱动齿轮的部件的局部放大剖视图；

[0032] 图18是示出从动齿轮、自动变速器的离合器C1和C2以及靠近从动齿轮和离合器的部件的局部放大剖视图；

[0033] 图19是示出在本发明的第二实施例中的驱动联动装置的布置的局部剖视图；

[0034] 图20是示出在本发明的第三实施例中差动驱动齿轮和最终减速齿轮装置之间的动力传递路径的布置的局部剖视图；

[0035] 图21是示出根据本发明的第四实施例构造的车辆用驱动系统的布置的示意图；

[0036] 图22是示出图21的实施例的自动变速器的档位的表，这些档位通过液压操作摩擦接合装置的各个不同组合的接合动作而建立；

[0037] 图23是示出根据本发明的第五实施例构造的车辆用驱动系统的布置的示意图；

[0038] 图24是示出图23的实施例的自动变速器的档位的表，这些档位通过液压操作摩擦接合装置的各个不同组合的接合动作而建立；以及

[0039] 图25是示出根据本发明的第六实施例构造的车辆用驱动系统的布置的示意图。

具体实施方式

[0040] 将参照附图详细说明本发明的优选实施例。

[0041] 实施例1

[0042] 首先参照图1的示意图，其示出根据本发明的一个实施例构造的用于混合动力车辆的驱动系统10。图1所示的驱动系统10包括：发动机8；变速驱动桥壳体12(下文中简称为“壳体12”)，其是附装在车身上的固定不动的部件；脉冲吸收阻尼器(减振装置)9；第一输入轴，其形式为通过脉冲吸收阻尼器9连接至发动机8并通过脉冲吸收阻尼器9接收发动机8的输出的输入旋转部件14；第一电动机M1；液压操作的差动限制装置，其形式为切换离合器C0和切换制动器B0；差动齿轮机构或差动部分，其形式为连接至输入旋转部件14的动力分配机构16；第二输入轴，其形式为配置在第一输入轴下游的动力传递部件18；
第二电动机M2；有级变速器，其形式为自动变速部分20；和输出轴，其形式为输出旋转部件
22。上述组成部件9、14、M1、C0、B0、16、18、M2、20、22都容纳在壳体12内，并且组成部件9、
14、M1、C0、B0、16、18和M2彼此同轴配置在第一轴线CL1上，而组成部件20和22彼此同轴配置在平行于第一轴线CL1的第二轴线CL2上。位于第一轴线CL1的一个轴向端的驱动齿轮19和位于第二轴线CL2的一个轴向端并与驱动齿轮19啮合的从动齿轮21协作而构成驱动联动装置23，驱动联动装置23是发动机8和输出旋转部件22之间的动力传递路径的一部分。自动变速部分20配置在动力分配机构16和输出旋转部件22之间的动力传递路径的一部分中，从而变速部分20通过动力传递部件18与动力分配机构16串联连接。

[0043] 车辆用驱动系统10适于横向安装在FF(前置发动机前轮驱动)混合动力车辆上，使得车辆用驱动系统10配置在其形式为发动机8的车辆驱动力源和一对驱动轮(前轮)38a、38b之间。发动机8的输出通过最终减速齿轮装置(差速齿轮单元/差速器单元)36和一对轴37a、37b传递至驱动轮38a、38b。最终减速齿轮装置36设置成将转矩均匀地分配至两个驱动轮38a、38b且同时允许它们以不同的转速旋转，并且包括：可绕平行于第一和第二轴线CL1、CL2的第三轴线CL3旋转的大直径齿轮31；可与大直径齿轮31一起旋转的差速器壳32；一对差速小齿轮34，所述一对差速小齿轮34由垂直于第三轴线CL3地固定在差速器壳32上的销33支承，从而差速小齿轮34可绕销33的轴线旋转；和固定在相应的轴37a、37b上并与相应的差速小齿轮34啮合的一对差速大齿轮35a、35b。

[0044] 动力分配机构16是设置成将发动机8的输出机械地分配至第一电动机M1和动力传递部件18并将发动机8的输出和第一电动机M1的输出机械地合成为将传递至动力传递部件18的驱动力的机构。在本实施例中，第一和第二电动机M1、M2具有各自的定子M1s、M2s和各自的转子M1r、M2r，并且这些电动机M1、M2每个都是也可作为发电机工作的所谓的电动/发电机。然而，第一电动机M1需要用作能够产生反作用力的发电机，但无需工作来产生车辆驱动力，而第二电动机M2需要用作可工作以产生车辆驱动力的车辆驱动电动机，但无需作为发电机工作。

[0045] 动力分配机构16包括具有例如约为0.418的齿数比ρ1的单小齿轮式的行星齿轮组24，并且可由切换离合器C0和切换制动器B0在差动状态和非差动状态中所选定的一个之间切换。第一行星齿轮组24具有旋转元件，所述旋转元件包括：第一太阳齿轮S1、第一行星齿轮P1；支承第一行星齿轮P1以使得第一行星齿轮P1可绕其轴线以及绕第一太阳齿轮S1的轴线旋转的第一行星架CA1；和通过第一行星齿轮P1与第一太阳齿轮S1啮合的第一齿圈R1。在第一太阳齿轮S1和第一齿圈R1的齿数分别用ZS1和ZR1表示的情况下，上述齿数比ρ1用ZS1/ZR1表示。

[0046] 在动力分配机构16中，第一行星架CA1连接至输入旋转轴14，即连接至发动机8，第一太阳齿轮S1连接至第一电动机M1的转子M1r，而第一齿圈R1和第二电动机M2的转子M2r连接至动力传递部件18。切换制动器B0配置在第一太阳齿轮S1和壳体12之间，切换离合器C0配置在第一太阳齿轮S1和第一行星架CA1之间。当切换离合器C0和切换制动器B0均被释放时，动力分配机构16被置于差动状态，在该差动状态下，第一太阳齿轮S1、第一行星架CA1和第一齿圈R1可相对彼此旋转，以执行差动功能，从而发动机8的输出被分配至第一电动机M1和动力传递部件18，由此发动机8的输出中被分配至第一电动机M1的部分被用于驱动第一电动机M1以产生电能，该电能被储存或用来驱动第二电动机M2。因此，动力分配机构16被置于这样的无级变速状态，其中动力传递部件18的转速可连续变化而不管发动机8的转速如何，也就是说，动力分配机构16被置于这样的差动状态或无级变速状态，其中动力分配机构16用作速比γ0(输入旋转部件14的转速/动力传递部件18的转速)可从最小值γ0min连续变化到最大值γ0max的电控无级变速器。

[0047] 当在动力分配机构16被置于无级变速状态下时在通过发动机8的输出使车辆运行期间使切换离合器C0接合时，第一太阳齿轮S1和第一行星架CA1连接在一起，从而动力分配机构16进入非差动状态即锁止状态，其中由第一太阳齿轮S1、第一行星架CA1和第一齿圈R1构成的第一行星齿轮组24的三个旋转元件可作为一个单元旋转。在发动机8的转速和动力传递部件18的转速彼此相等的该非差动状态下，动力分配机构被置于固定速比变速状态，其中动力分配机构16用作具有等于1的固定速比γ0的变速器。当切换制动器B0代替切换离合器C0被接合时，动力分配机构16被置于这样的非差动状态或锁止状态，其中第一太阳齿轮S1不可旋转，从而使得第一齿圈R1的转速高于第一行星架CA1的转速，由此动力分配机构16被置于这样的固定速比变速状态，其中动力分配机构16用作具有小于1、例如约为0.7的固定速比γ0的增速变速器。在上述的本实施例中，切换离合器C0和切换制动器B0用作差动状态切换(装置)，该差动状态切换装置可工作以将动力分配机构16选择性地置于其中动力分配机构16用作速比连续可变的电控无级变速器的差动状态(无级变速状态)和其中第一行星齿轮组24不用作具有无级变速功能的电控无级变速器的非差动状态即锁止状态、也就是其中第一行星齿轮组24用作带有具有一个速比的单一档位或具有各自相应速比的多个档位的变速器的固定速比变速状态。如上所述，切换离合器C0和切换制动器B0还用作液压操作的差动限制装置，该差动限制装置可工作以限制动力分配机构16的差动功能，即第一行星齿轮组24的差动功能。

[0048] 驱动齿轮19固定在动力传递部件18的相对的轴向端部中远离发动机8的一个轴向端部上，而与驱动齿轮19啮合的从动齿轮21固定在第一中间轴40的一个轴向端部上，从而动力传递部件18的旋转运动通过第一中间轴40传递至自动变速部分20。自动变速部分20设置有第一离合器C1和第二离合器C2，第一中间轴40的旋转运动可通过第一离合器C1传递至第二中间轴42，第一中间轴40的旋转运动可通过第二离合器C2传递至管状太阳齿轮轴114。

[0049] 自动变速部分20包括多个液压操作的摩擦接合装置和多个行星齿轮组，即单小齿轮式第二行星齿轮组26、单小齿轮式第三行星齿轮组28和单小齿轮式第四行星齿轮组30。第二行星齿轮组26具有：第二太阳齿轮S2；第二行星齿轮P2；第二行星架CA2，其支承第二行星齿轮P2使得第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线旋转；
和通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组26具有约为0.562的齿数比ρ2。第三行星齿轮组28具有：第三太阳齿轮S3；第三行星齿轮P3；第三行星架CA3，其支承第三行星齿轮P3使得第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线旋转；和通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3啮合的第三齿圈R3。
例如，第三行星齿轮组28具有约为0.425的齿数比ρ3。第四行星齿轮组30具有：第四太阳齿轮S4；第四行星齿轮P4；第四行星架CA4，其支承第四行星齿轮P4使得第四行星齿轮P4可绕其轴线以及绕第四太阳齿轮S4的轴线旋转；和通过第四行星齿轮P4与第四太阳齿轮S4啮合的第三齿圈R4。例如，第四行星齿轮组30具有约为0.424的齿数比ρ4。在第二太阳齿轮S2、第二齿圈R2、第三太阳齿轮S3、第三齿圈R3、第四太阳齿轮S4和第四齿圈R4的齿数分别用ZS2、ZR2、ZS3、ZR3、ZS4和ZR4表示的情况下，上述齿数比ρ2、ρ3和ρ4分别用ZS2/ZR2、ZS3/ZR3和ZS4/ZR4表示。太阳齿轮S、齿圈R和行星齿轮P均为斜齿轮。

[0050] 在自动变速部分20中，第二太阳齿轮S2和第三太阳齿轮S3作为一个单元一体地相互固定，通过上述第二离合器C2选择性地连接至动力传递部件18，并通过第一制动器B1选择性地固定至壳体12。第二行星架CA2通过第二制动器B2选择性地固定至壳体12，第四齿圈R4通过第三制动器B3选择性地固定至壳体12，而第二齿圈R2、第三行星架CA3和第四行星架CA4一体地相互固定并固定至输出旋转部件22。第三齿圈R3和第四太阳齿轮S4一体地相互固定，并通过上述第一离合器C1选择性地连接至动力传递部件18。

[0051] 上述切换离合器C0、第一离合器C1、第二离合器C2、切换制动器B0、第一制动器B1、第二制动器B2和第三制动器B3是传统车辆自动变速器中所使用的液压操作摩擦接合装置。除了第一制动器B1，这些摩擦接合装置中的每一个都由包括多个相互叠置并由液压致动器相互压紧的摩擦盘的湿式多盘接合装置构成。第一制动器B1是包括转鼓和缠绕在转鼓的外周面上并在一端由液压致动器张紧的一条带或两条带的带式制动器。

[0052] 在如上所述地构造的驱动系统10中，如图2的表中所示，通过从上述切换离合器C0、第一离合器C1、第二离合器C2、切换制动器B0、第一制动器B1、第二制动器B2和第三制动器B3中选择的摩擦接合装置的相应组合的接合动作，选择性地建立第一档位(第一速度位置)至第五档位(第五速度位置)、倒档档位(向后驱动位置)和空档位置之一。这些档位具有成几何级数变化的相应速比γ(输入轴转速NIN/输出轴转速NOUT)。特别地，应当指出，动力分配机构16设置有切换离合器C0和切换制动器B0，从而如上所述，可通过接合切换离合器C0或切换制动器B0将动力分配机构16选择性地置于其中动力分配机构16可作为带有具有一个速比的单一档位或具有各自相应速比的多个档位的变速器工作的固定速比变速状态，以及其中动力分配机构16可作为无级变速器工作的无级变速状态。因此，在本车辆用驱动系统10中，有级变速器由自动变速部分20以及通过接合切换离合器C0或切换制动器B0而被置于固定速比变速状态的动力分配机构16构成。另外，无级变速器由自动变速部分20以及由于切换离合器C0和切换制动器B0均未接合而被置于无级变速状态的动力分配机构16构成。

[0053] 在驱动系统10用作有级变速器的情况下，例如，如图2所示，通过切换离合器C0、第一离合器C1和第三制动器B3的接合动作来建立具有例如约为3.357的最高速比γ1的第一档位，并通过切换离合器C0、第一离合器C1和第二制动器B2的接合动作来建立具有小于速比γ1、例如约为2.180的速比γ2的第二档位。此外，通过切换离合器C0、第一离合器C1和第一制动器B1的接合动作来建立具有小于速比γ2、例如约为1.424的速比γ3的第三档位，并通过切换离合器C0、第一离合器C1和第二离合器C2的接合动作来建立具有小于速比γ3、例如约为1.000的速比γ4的第四档位。通过第一离合器C1、第二离合器C2和切换制动器B0的接合动作来建立具有小于速比γ4、例如约为0.705的速比γ5的第五档位。此外，通过第二离合器C2和第三制动器B3的接合动作来建立具有介于速比γ1和γ2之间、例如约为3.209的速比γR的倒档档位。通过仅接合切换离合器C0来建立空档位置N。

[0054] 另一方面，在驱动系统10用作无级变速器的情况下，如图2所示，切换离合器C0和切换制动器B0都被释放，从而动力分配机构16用作无级变速器，而串联连接至动力分配机构16的自动变速部分20用作有级变速器，由此被传递到置于第一、第二、第三和第四档位之一的自动变速部分20的旋转运动的速度、即动力传递部件18的转速被连续地改变，使得当自动变速部分20被置于这些档位之一时速比在预定范围上可连续变化。因此，自动变速部分20的速比可在相邻的档位间连续变化，由此驱动系统10的总速比γT可连续变化。

[0055] 图3的共线图用直线表示在驱动系统10的各档位下旋转元件的转速之间的关系，驱动系统10由用作无级变速部分或第一变速部分的动力分配机构16和用作有级变速部分或第二变速部分的自动变速部分20构成。图3的共线图是直角二维坐标系统，其中行星齿轮组24、26、28、30的齿数比ρ沿横轴取值，而旋转元件的相对转速沿纵轴取值。三条水平线X1、X2、XG中靠下的一条即水平线X1表示0的转速，而三条水平线中靠上的一条即水平线X2表示1.0的转速，即连接至输入轴14的发动机8的运行速度NE。水平线XG表示动力传递部件18的转速。三条竖直线Y1、Y2和Y3对应于动力分配机构16的三个元件，并分别表示第一太阳齿轮S1形式的第二旋转元件(第二元件)RE2、第一行星架CA1形式的第一旋转元件(第一元件)RE1和第一齿圈R1形式的第三旋转元件(第三元件)RE3的相对转速。竖直线Y1、Y2和Y3中相邻竖直线之间的距离由第一行星齿轮组24的齿数比ρ1确定。也就是说，竖直线Y1和Y2之间的距离对应于“1”，而竖直线Y2和Y3之间的距离对应于齿数比ρ1。此外，对应于变速部分20的五条竖直线Y4、Y5、Y6、Y7和Y8分别表示一体地相互固定的第二和第三太阳齿轮S2、S3形式的第四旋转元件(第四元件)RE4、第二行星架CA2形式的第五旋转元件(第五元件)RE5、第四齿圈R4形式的第六旋转元件(第六元件)RE6、一体地相互固定的第二齿圈R2和第三及第四行星架CA3、CA4形式的第七旋转元件(第七元件)RE7以及一体地相互固定的第三齿圈R3和第四太阳齿轮S4形式的第八旋转元件(第八元件)RE8的相对转速。竖直线Y4-Y8中相邻竖直线之间的距离由第二、第三和第四行星齿轮组26、28、30的齿数比ρ2、ρ3和ρ4确定。因此，如图3所示，与第一、第二和第三行星齿轮组26、28、30中每一个的太阳齿轮和行星架对应的竖直线之间的距离对应于“1”，而与行星架和齿圈对应的竖直线之间的距离对应于齿数比ρ。

[0056] 参照图3的共线图，驱动系统10的动力分配机构16(无级变速部分)被设置成使得：第一行星齿轮组24的第一旋转元件RE1(第一行星架CA1)一体地固定至输入旋转部件14即发动机8，并通过切换离合器C0选择性地连接至第二旋转元件RE2(第一太阳齿轮S1)，并且该旋转元件RE2连接至第一电动机M1并通过切换制动器B0选择性地固定至壳体12，而第三旋转元件RE3(第一齿圈R1)固定至动力传递部件18并连接至第二电动机M2，从而差动机构的输入旋转部件14的旋转运动通过动力传递部件18传递到自动变速器(有级变速部分)20。第一太阳齿轮S1和第一齿圈R1的转速之间的关系用经过线Y2和X2之间交点的倾斜直线L0表示。

[0057] 图4和5对应于图3的共线图的示出动力分配机构16的部分。图4示出在切换离合器C0和切换制动器B0保持为释放状态的情况下置于无级变速状态的动力分配机构16的工作状态的示例。通过控制由第一电动机M1的产生电能的工作所产生的反作用力而升高或降低由直线L0和竖直线Y1之间的交点所表示的第一太阳齿轮S1的转速，从而降低或升高由线L0和Y3之间的交点所表示的第一齿圈R1的转速。

[0058] 图5示出在切换离合器C0保持为接合状态的情况下置于有级变速状态的动力分配机构16的工作状态。当第一太阳齿轮S1和第一行星架CA1相互连接时，上述三个旋转元件作为一个单元旋转，从而直线L0与水平线X2对齐，由此动力传递部件18以与转速NE相等的速度旋转。另一方面，当切换制动器B0接合时，第一太阳齿轮S1的旋转停止，从而直线L0在图3所示的状态下倾斜，由此由线L0和Y3之间的交点所表示的第一齿圈R1的转速即动力传递部件18的转动(转速)高于发动机转速NE并被传递至自动变速部分20。

[0059] 在自动变速部分20中，第四旋转元件RE4通过第二离合器C2选择性地连接至动力传递部件18，并通过第一制动器B1选择性地固定至壳体12，第五旋转元件RE5通过第二制动器B2选择性地固定至壳体12，而第六旋转元件RE6通过第三制动器B3选择性地固定至壳体12。第七旋转元件RE7一体地固定至驱动系统输出旋转部件22，而第八旋转元件RE8通过第一离合器C1选择性地连接至动力传递部件18。

[0060] 当第一离合器C1和第三制动器B3接合时，自动变速部分20被置于第一档位。在第一档位下驱动系统输出旋转部件22的转速由竖直线Y7和倾斜直线L1之间的交点表示，竖直线Y7表示固定至驱动系统输出旋转部件22的第七旋转元件RE7的转速，倾斜直线L1经过表示第八旋转元件RE8的转速的竖直线Y8和水平线X2之间的交点以及表示第六旋转元件RE6的转速的竖直线Y6和水平线X1之间的交点。类似地，在通过第一离合器C1和第二制动器B2的接合动作所建立的第二档位下输出旋转部件22的转速由通过这些接合动作确定的倾斜直线L2和表示固定至输出旋转部件22的第七旋转元件RE7的转速的竖直线Y7之间的交点表示。在通过第一离合器C1和第一制动器B1的接合动作所建立的第三档位下输出旋转部件22的转速由通过这些接合动作确定的倾斜直线L3和表示固定至输出旋转部件22的第七旋转元件RE7的转速的竖直线Y7之间的交点表示。在通过第一离合器C1和第二离合器C2的接合动作所建立的第四档位下输出旋转部件22的转速由通过这些接合动作确定的水平线L4和表示固定至输出旋转部件22的第七旋转元件RE7的转速的竖直线Y7之间的交点表示。在切换离合器C0被置于接合状态的第一至第四档位下，通过从动力分配机构即从动力分配机构16接收的驱动力，第八旋转元件RE8以与发动机转速NE相同的速度旋转。当切换制动器B0代替切换离合器C0被接合时，通过从动力分配机构16接收的驱动力，第八旋转元件RE8以高于发动机转速NE的速度旋转。在通过第一离合器C1、第二离合器C2和切换制动器B0的接合动作所建立的第五档位下输出旋转部件22的转速由通过这些接合动作确定的水平线L5和表示固定至输出旋转部件22的第七旋转元件RE7的转速的竖直线Y7之间的交点表示。在通过第二离合器C2和第三制动器B3的接合动作所建立的倒档档位下输出旋转部件22的转速由倾斜直线LR和竖直线Y7之间的交点表示。

[0061] 图6示出由设置成控制驱动系统10的电子控制装置50所接收的信号，以及电子控制装置50所产生的信号。该电子控制装置50包括结合了CPU、ROM、RAM和输入/输出接口的所谓的微型计算机，并且被设置成在利用ROM的临时数据存储功能的同时根据存储在ROM中的程序来处理所述信号，以执行发动机8以及电动机M1和M2的混合动力驱动控制，以及诸如自动变速部分20的变速控制的驱动控制。

[0062] 电子控制装置50设置成从图6所示的各种传感器和开关接收各种信号，例如：表示发动机的冷却水温度的信号；表示变速杆58的所选操作位置的信号；表示发动机8的运行速度NE的信号；表示代表变速机构的向前驱动位置的所选组的值的信号；表示M模式(电动机驱动模式)的信号；表示空调工作状态的信号；表示与输出旋转部件22的转速相对应的车速的信号；表示自动变速部分20的工作油温度的信号；表示驻车制动器的操作状态的信号；表示脚制动器的操作状态的信号；表示催化剂温度的信号；表示加速踏板的操作量的信号；表示凸轮角度的信号；表示对雪地驱动模式的选择的信号；表示车辆的纵向加速度值的信号；表示对自动巡航驱动模式的选择的信号；表示车辆重量的信号；表示车辆的驱动轮速度的信号；表示有级变速开关操作状态的信号，该有级变速开关设置成将动力分配机构16置于其中驱动系统10用作有级变速器的固定速比变速状态；表示无级变速开关操作状态的信号，该无级变速开关设置成将动力分配机构16置于其中驱动系统10用作无级变速器的无级变速状态；表示第一电动机M1的转速NM1的信号；和表示第二电动机M2的转速NM2的信号。电子控制装置50还设置成产生各种信号，例如：驱动用于控制节气门的开启角的电子节气门致动器的信号；调节增压器压力的信号；操作电力空调的信号；用于控制发动机8的点火正时的信号；操作电动机M1和M2的信号；操作用于表示变速杆的所选操作位置的变速范围指示器的信号；操作用于表示齿数比的齿数比指示器的信号；操作用于表示对雪地驱动模式的选择的雪地模式指示器的信号；操作用于车轮的防抱死制动的ABS致动器的信号；操作用于表示对M模式的选择的M模式指示器的信号；操作在液压控制单元42中结合的电磁阀的信号，该液压控制单元42设置成控制动力分配机构16和自动变速部分20的液压操作摩擦接合装置的液压致动器；操作被用作液压控制单元42的液压源的电动油泵的信号；驱动电热器的信号；和施加给巡航控制计算机的信号。

[0063] 图7是示出由电子控制装置50执行的主要控制功能的功能框图。切换控制装置60设置成判定车辆状况是处在其中驱动系统10应当被置于无级变速状态的无级变速区域，还是处在其中驱动系统10应当被置于有级变速状态的有级变速区域。该判定基于例如在图8或9中示出的所存储的预定关系而作出。在使用图8(切换边界线图)所示关系的情况下，所述判定基于由实际发动机转速NE和与混合动力车辆的驱动力有关的驱动力相关值、例如发动机输出转矩TE所表示的车辆状况而作出。

[0064] 根据图8所示的关系，有级变速区域被设定为高转矩区域(其中发动机8的输出转矩TE不低于预定值TE1的高输出行驶区域)，或其中发动机转速NE不低于预定值NE1的高速区域，即其中作为车辆状况之一并由发动机转速NE和总速比γT确定的车速不低于预定值的高车速区域，或其中由发动机8的输出转矩TE和转速NE计算出的车辆输出不低于预定值的高输出区域。因此，当车辆以发动机8的较高的输出转矩或转速行驶或以较高的车辆输出行驶时，实施有级变速控制。有级变速控制允许发动机转速NE由于变速器的升档动作而变化，即发动机8的转速的节奏性变化(rhythmic change)。也就是说，当车辆被置于应当满足车辆驾驶员的增大车辆驱动力的要求而非提高燃料经济性的要求的高输出行驶状态时，无级变速状态被切换至有级变速状态(固定速比变速状态)。因此，车辆驾驶员可感受发动机转速NE的舒适的节奏性变化。另一方面，当车辆以发动机8的较低的输出转矩或转速行驶或以较低的车辆输出行驶、即当发动机8处于正常输出状态时，实施无级变速控制。在图8中限定有级变速区域和无级变速区域的边界线对应于由一系列高车速上限值所限定的高车速判定线，或由一系列高输出上限值所限定的高输出行驶判定线。

[0065] 当使用图9所示的关系时，上述判定基于实际车速V和输出转矩TOUT形式的驱动力相关值而作出。在图9中，虚线表示限定用于从无级变速控制切换到有级变速控制的预定车辆状况的临界车速V1和临界输出转矩T1，而双点划线表示用于从有级变速控制切换到无级变速控制的预定车辆状况。因而，在判定变速状态是否应当在有级变速区域和无级变速区域之间切换方面存在滞后。在图9中，实线51表示限定电动机驱动区域的边界线，在所述电动机驱动区域中车辆以较低的车辆输出转矩或较低的车速由电动机产生的驱动力来驱动。图9还示出使用车速V和输出转矩TOUT形式的控制参数的变速边界数据图。

[0066] 当切换控制装置60判定车辆状况处于有级变速区域时，切换控制装置60禁止混合动力控制装置62实施混合动力控制或无级变速控制，并使得有级变速控制装置64能够实施预定的有级变速控制。在有级变速控制装置64根据基于图8的关系所作出的判定而实施有级变速控制的情况下，有级变速控制装置64根据所存储的预定的变速边界数据图实施自动变速控制。在基于图9的关系作出判定的情况下，根据图9所示的变速边界数据图实施自动变速控制。

[0067] 图2示出选择性地被接合以实施有级变速控制的液压操作摩擦接合装置C0、C1、C2、B0、B1、B2和B3的操作状态的组合。在该自动有级变速控制模式下，通过切换离合器C0的接合动作来建立第一至第四档位，并且动力分配机构16用作具有等于“1”的固定速比γ0的副变速器。另一方面，代替切换离合器C0而通过切换制动器B0的接合动作来建立第五档位，并且动力分配机构16用作具有例如等于大约0.7的固定速比γ0的副变速器。也就是说，在自动有级变速控制模式下，总体上包括用作副变速器的动力分配机构16以及自动变速部分20的驱动系统10用作所谓的“自动变速器”。

[0068] 上述驱动力相关值是与车辆的驱动力相对应的参数，其可以是自动变速部分20的输出转矩TOUT、发动机8的输出转矩TE或车辆的加速度值以及驱动轮38的驱动力矩或驱动力。发动机输出转矩TE可以是基于加速踏板的操作角或节气门的开启角(或进气量、空燃比或燃料喷射量)和发动机转速NE计算出的实际值，或者是基于车辆驾驶员的加速踏板操作量或节气门的操作角计算出的需求车辆驱动力的估计值。所述车辆驱动力矩不仅可基于输出转矩TOUT等而且可基于差动齿轮装置36的速比和驱动轮38的半径进行计算，或者可由转矩传感器等直接检测。

[0069] 另一方面，当切换控制装置60判定车辆状况处于无级变速区域时，切换控制装置60命令液压控制单元42释放切换离合器C0和切换制动器B0两者，以将动力分配机构16置于电气地建立的无级变速状态。同时，切换控制装置60使得混合动力控制装置62能够实施混合动力控制，并命令有级变速控制装置64选择和保持一个预定档位或允许根据所存储的预定的变速边界数据图进行自动变速控制。在后一种情况下，有级变速控制装置64通过适当地选择图2的表中所示的摩擦接合装置的操作状态的组合——除了包括使切换离合器C0和切换制动器B0接合的组合以外——而实施自动变速控制。因而，在切换控制装置
60的控制下被置于无级变速状态的动力分配机构16用作无级变速器，而串联连接至动力分配机构16的自动变速部分20用作有级变速器，从而驱动系统提供充足的车辆驱动力，使得传递至被置于第一、第二、第三和第四档位之一的自动变速部分20的旋转运动的速度、即动力传递部件18的转速被连续地改变，从而当自动变速部分20被置于这些档位之一时驱动系统的速比在预定范围上可连续变化。因此，自动变速部分20的速比可在相邻的档位间连续变化，由此驱动系统10的总速比γT在整体上可连续变化。

[0070] 混合动力控制装置62控制发动机8以高效率运行，以便建立由发动机8和第一电动机M1和/或第二电动机M2所产生的驱动力的最佳比例。例如，混合动力控制装置62基于加速踏板操作量和车辆行驶速度计算在车辆的当前行驶速度V下车辆驾驶员所需的输出，并基于计算出的所需输出和待储存电能的所需产生量计算所需的车辆驱动力。基于计算出的所需车辆驱动力，混合动力控制装置62计算所需的发动机转速和所需的总输出，并根据计算出的所需总输出和发动机转速NE控制发动机8的实际输出和由第一电动机M1产生的电能的量。混合动力控制装置62设置成在考虑自动变速部分20的当前选定档位的同时控制自动变速部分20的变速动作，以便提高发动机8的燃料经济性。在混合动力控制中，动力分配机构16被控制成用作电控无级变速器，用于对使发动机8有效运行的发动机转速NE和车速V与由自动变速部分20的所选档位确定的动力传递部件18的转速进行最优的协调。也就是说，混合动力控制装置62确定变速机构10的总速比γT的目标值，使得发动机8根据所存储的满足发动机8的期望运行效率和最高燃料经济性两者的最高燃料经济性曲线而运行。混合动力控制装置62控制差动部分11的速比γ0，以获得总速比γT的目标值，使得总速比γT可被控制在预定范围内，例如在13和0.5之间。

[0071] 混合动力控制装置62控制逆变器68，使得由第一电动机M1产生的电能经逆变器68供应到蓄电装置70和第二电动机M2。也就是说，由发动机8产生的驱动力的主要部分被机械地传递到动力传递部件18，而驱动力的其余部分被第一电动机M1消耗以将该部分转换成电能，该电能从第一电动机M1经逆变器68供应到第二电动机M2并由第二电动机M2消耗，或者从第一电动机M1经逆变器68供应到蓄电装置70并随后由第一电动机M1消耗。
通过第二电动机M2或第一电动机M1的运行以由第一电动机M1产生的电能所产生的驱动力被传递至动力传递部件18。这样，驱动机构10设置有电气路径，由发动机8的驱动力的一部分的转换所产生的电能经此电气路径被转换成机械能。该电气路径包括与电能的产生有关以及与第二电动机M2对所产生电能的消耗有关的组成部件。不管发动机8是否处于非运行状态或怠速状态，混合动力控制装置62都可通过利用动力分配机构16的电气CVT功能来建立电动机驱动模式以驱动车辆。

[0072] 在切换控制装置60、混合动力控制装置62和有级变速控制装置64的上述布置中，当车辆处于发动机运行在正常输出状态下的低速或中速行驶状态或者低输出或中输出行驶状态时，动力分配机构16被置于无级变速状态，从而确保了车辆的高度的燃料经济性。另一方面，当车辆处于高速行驶状态或发动机8以高转速运行时，动力分配机构16被置于固定速比变速状态，其中发动机8的输出主要经由机械动力传递路径被传递至驱动轮38，从而由于减小了机械能转换成电能的损失而提高了燃料经济性。当发动机8处于高输出状态时，动力分配机构16被置于固定速比变速状态。这样，只有当车速或输出较低或中等时，动力分配机构16才被置于无级变速状态，从而可减小由第一电动机M1产生的电能的需求量、即必须从第一电动机M1传递的电能的最大量，由此可减小第一电动机M1的所需的电气反作用力，使得可最小化第一和第二电动机M1、M2所需的尺寸和包括所述电动机的驱动系统10所需的尺寸。

[0073] 图10示出变速装置56形式的手动操作变速装置的示例。变速装置56包括上述变速杆58，该变速杆例如配置成在侧向靠近驾驶员座椅，且被手动操作以选择多个位置中的一个，这些位置包括：用于将驱动系统10(即，自动变速部分20)置于空档状态的驻车位置P，在所述空档状态下，动力传递路径由于切换离合器C0和切换制动器B0均置于分离(释放)状态而断开，且同时自动变速部分20的输出旋转部件22处于锁止状态；用于沿倒退方向驱动车辆的倒退驱动位置R；用于将驱动系统10置于空档状态的空档位置N；自动前进驱动变速位置D；和手动前进驱动变速位置M。驻车位置P和空档位置N是在车辆未被驱动时选择的非驱动位置，而倒退驱动位置R以及自动和手动前进驱动变速位置D、M是在车辆被驱动时选择的驱动位置。自动前进驱动变速位置D提供最高速度位置，并且在手动前进驱动变速位置M中可选择的位置“4”至“L”是向车辆施加发动机制动的发动机制动位置。

[0074] 手动前进驱动变速位置M在车辆纵向上与自动前进驱动变速位置D处于相同的位置，在车辆横向上与自动前进驱动变速位置D隔开或邻近。变速杆58被操作到手动前进驱动变速位置M，用于手动选择位置“D”至“L”之一。详细地说，变速杆58可从手动前进驱动变速位置M向在车辆纵向上相互隔开的升档位置“+”和降档位置“-”移动。每次变速杆58向升档位置“+”或降档位置“-”移动，当前所选择的位置变化一个位置。

[0075] 五个位置“D”至“L”具有各自不同的范围下限——驱动系统10的总速比γT在所述范围中可自动变化，即，具有各自不同的与驱动系统10的最高输出速度相对应的总速比γT的最小值。也就是说，五个位置“D”至“L”选择各自不同的自动变速部分20的可自动选择的档位或速度位置的数量，从而可获得的最小总速比γT由所选择的可选档位数量来确定。变速杆58由偏压装置例如弹簧偏压，从而变速杆58从升档位置“+”和降档位置“-”自动返回到手动前进驱动变速位置M。变速装置46设置有可工作以检测变速杆58的当前所选操作位置的变速位置传感器，从而表示变速杆58的当前所选操作位置和在手动前进变速位置M中变速杆58的变速操作数量的信号被提供给电子控制装置50。

[0076] 当变速杆56被操作至自动前进驱动变速位置D时，切换控制装置60实施驱动系统10的自动切换控制，且混合动力控制装置62实施动力分配机构16的无级变速控制，同时有级变速控制装置64实施自动变速部分20的自动变速控制。例如，当驱动系统10被置于有级变速状态时，驱动系统10的变速动作被自动控制成选择图2所示的第一档位至第五档位中适当的一个档位。当驱动系统10被置于无级变速状态时，动力分配机构16的速比被连续地改变，而自动变速部分20的变速动作被自动控制成选择第一档位至第四档位中适当的一个档位，从而驱动系统10的总速比γT被控制成在预定范围内可连续变化。自动前进驱动位置D是被选择成建立其中驱动系统10可自动变速的自动变速模式(自动模式)的位置。

[0077] 另一方面，当变速杆68被操作至手动前进驱动变速位置M时，驱动系统10的变速动作由切换控制装置60、混合动力控制装置62和有级变速控制装置54自动控制，使得总速比γT可在预定范围内变化，所述预定范围的下限由具有最小速比的档位确定，所述具有最小速比的档位由位置“D”至“L”中被手动选定的一个位置确定。例如，当驱动系统10被置于有级变速状态时，驱动系统10的变速动作被自动控制在总速比γT的上述预定范围内。当驱动系统10被置于无级变速状态时，动力分配机构16的速比被连续地改变，而自动变速部分20的变速动作被自动控制成选择由位置“D”至“L”中被手动选定的一个位置来确定其数量的档位中适当的一个档位，从而驱动系统10的总速比γT被控制成在预定范围内可连续变化。手动前进驱动位置M是被选择成建立其中变速机构10的可选档位被手动选择的手动变速模式(手动模式)的位置。

[0078] 参照图11和12的剖视图，分别示出车辆用驱动系统10的包括第一行星齿轮组24和两个电动机M1、M2的部分，以及车辆用驱动系统10的包括第二、第三和第四行星齿轮组26、28、30和最终减速齿轮装置36的另一部分。在车辆用驱动系统10中，如图13所示，第一、第二和第三轴线CL1、CL2、CL3彼此相对地设置。图11的剖视图是沿包括第一轴线CL1的平面截取的，而图12的剖视图是沿包括第二和第三轴线CL2、CL3的平面截取的。从图
13中看的水平方向是车辆的纵向或行驶方向，从同一个图中看的竖直方向是车辆的竖直方向，而垂直于图13的平面的方向(即，平行于轴线CL1-CL3的方向)是车辆的横向或宽度方向。第一和第三轴线CL1、CL3在车辆的纵向上相互隔开一定距离并具有基本相同的竖直位置，所述距离确定为防止在驱动齿轮19和大直径齿轮31之间发生干涉。第二轴线CL2在纵向上位于第一和第三轴线CL1、CL3之间，并且具有比第一和第三轴线CL1、CL3高的竖直位置。

[0079] 如图11和12所示，壳体12包括四个布置在平行于轴线CL1-CL3的轴向上并由螺栓(未示出)紧固在一起而成为流体密封的壳体结构的分离部分，其形式为盖状的第一壳部12a、筒状的第二壳部12b、筒状的第三壳部12c和盖状的第四壳部12d。第一、第二、第三和第四壳部12a、12b、12c、12d是例如通过压铸由铝形成的轻合金铸件。

[0080] 第一壳部12a还用螺栓固定至发动机8，并固定至第二壳部12b，以便封闭相对的轴向开口中位于发动机8侧的开口。第二壳部12b包括将其内部空间划分为在第一轴线CL1侧的空间和在第二轴线CL2侧的空间的一体隔壁80。第二壳部12b还包括将其内部空间划分为在发动机8侧的空间和远离发动机8的空间的一体隔壁82。在由第一壳部12a和第二壳部12b的隔壁82所限定的空间内，容纳有与第一轴线CL1同轴的第一电动机M1、与第二轴线CL2同轴的差动驱动齿轮84和与第三轴线CL3同轴的最终减速齿轮装置36。第一电动机M1的转子M1r由第一壳部12a和第二壳部12b的隔壁82经由一对轴承86可旋转地支承，差动驱动齿轮84由第一壳部12a和隔壁82经由一对轴承88可旋转地支承，而最终减速齿轮装置36的差速器壳32由第一和第二壳部12a、12b经由一对轴承90可旋转地支承。差动驱动齿轮84包括与大直径齿轮31啮合的环形外齿轮部84a和通过花键配合至外齿轮部84a的内周表面并支承外齿轮部84a的轴部84b。大直径齿轮31和外齿轮部84a都是斜齿轮。

[0081] 第二壳部12b的隔壁80具有朝第一壳部12a伸出的轴向延伸部，并将第一和第二壳部12a、12b之间的内部空间划分成容纳差动驱动齿轮84的第五容纳室89和容纳第一电动机M1的第一容纳室91。隔壁80的延伸部的自由端或末端和第一壳部12a共同限定允许润滑剂从第五容纳室89流向第一容纳室91的间隙A。间隙A可被认为用作贯穿隔壁80而形成的孔，用于第五容纳室89和第一容纳室91之间的连通。

[0082] 动力分配机构16与第一轴线CL1同轴地容纳在设置于第二壳部12b中并由两个隔壁80、82限定的四个空间之一中，该空间位于第一轴线CL1侧，且位于远离发动机8的一侧。

[0083] 第三壳部12c包括在轴向上位于隔壁80附近的一体隔壁92，和一体支承壁98，并设置有由螺栓94可拆卸地固定在一体支承壁98上的分离的支承壁96。隔壁92和支承壁96、98共同限定在其中与第一轴线CL1同轴地容纳第二电动机M2的第二容纳室100形式的空间。支承壁96限定第二容纳室100的相对的轴向端中位于发动机8侧的轴向端，而支承壁98限定第二容纳室100的远离发动机8的另一个轴向端。第二电动机M2的转子M2r由支承壁96、98经由一对轴承102可旋转地支承。

[0084] 第三壳部12c还设置有形式为装配在其中并用螺栓固定在其上的圆盘的分离支承部件104，以限定设置在第三壳部12c中并位于第二轴线CL2侧的空间的相对的轴向端之一，该轴向端远离发动机8。该支承部件104用作可旋转地支承第一中间轴40和第二中间轴42的支承部件，并用螺栓(未示出)可拆卸地固定在第三壳部12c上。第三壳部12c的支承部件104和第二壳部12b的支承壁82共同限定在其中与第二轴线CL2同轴地容纳自动变速部分20的第三容纳室106的相对的轴向端。

[0085] 第三壳部12c的支承壁98和支承部件104与第四壳部12d共同限定在其中容纳由相互啮合的驱动齿轮和从动齿轮19、21构成的驱动联动装置23的第四容纳室108。支承壁98包括在轴向上离开第二电动机M2、即朝向第四壳部12d地延伸的筒状突出部99，而支承部件104包括在同一轴向上延伸的筒状突出部105。驱动齿轮19由筒状突出部99经由轴承110可旋转地支承，而从动齿轮21由筒状突出部105经由轴承112可旋转地支承。

[0086] 输入旋转部件14和动力传递部件18具有如此接合在一起的轴向端部，即动力传递部件18的轴向端部装配在形成于输入旋转部件14的轴向端部中的孔内，使得输入旋转部件14和动力传递部件18可相对彼此旋转。输入旋转部件14在其轴向中部由第一壳部12a、以及在其上述轴向端部由动力传递部件18的上述轴向端部间接地经由滚针轴承可旋转地支承。动力传递部件18由支承壁96经由滚针轴承间接地可旋转地支承，并由支承壁
98直接地可旋转地支承。在本实施例中，输入旋转部件14和动力传递部件18分别用作第一和第二输入轴。在第一输入轴14上同轴地配置有第一电动机M1、切换离合器C0和切换制动器B0形式的液压操作摩擦接合装置以及动力分配机构16。在第二输入轴18上同轴地配置有第二电动机M2。

[0087] 第一电动机M1的定子M1s装配在第二壳部12b中，与第二壳部12b的内周表面接触，而转子M1r通过花键配合至具有形成在一个轴向端部的第一太阳齿轮S1并延伸穿过支承壁82的管状太阳齿轮轴114。因此，转子M1r和第一太阳齿轮S1一起旋转。太阳齿轮轴114由输入旋转部件14的外周面可旋转地支承。输入旋转部件14的远离发动机8的轴向端部一体地固定至第一行星架CA1，从而第一行星架CA1与输入旋转部件14一起旋转。因此，输入旋转部件14也用作第一行星齿轮组24或动力分配机构16的输入轴。

[0088] 圆盘形式的支承部件116被设置成支承第一行星齿轮组24的筒状的第一齿圈R1，使得支承部件116通过花键配合至第一齿圈R1的内周表面以及通过花键配合至动力传递部件18的轴向端部的外周面，从而第一齿圈R1和动力传递部件18作为一个单元旋转。切换离合器C1配置在支承壁82和第一行星齿轮组24之间，以选择性地连接第一行星架CA1和太阳齿轮轴114，而切换制动器B0配置在第一行星齿轮组24的径向外侧，更确切地，配置在第一行星齿轮组24和第二壳部12b的内表面之间，以将太阳齿轮轴114选择性地固定至第二壳部12b。

[0089] 第二电动机M2的定子M2s用螺栓117固定至第三壳部12c的内表面，而第二电动机M2的转子M2r由支承壁96和支承壁98经由一对轴承102可旋转地支承。管状动力传递部件18具有阶梯轴向部，所述阶梯轴向部具有不同的在轴向上从支承壁98朝向发动机8减小的直径。动力传递部件18延伸穿过第二电动机M2的转子M2r，并通过花键配合至转子M2r的内周表面，从而动力传递部件18和转子M2r作为一个单元旋转。因此，在其中第二电动机M2固定就位的第三壳部12c相对于其中第一电动机M1和第一行星齿轮组24安设就位的第二壳部12b被组装后，动力传递部件18能插入穿过第二电动机M2、第一行星齿轮组24和第一电动机M1。在动力传递部件的远离发动机8的轴向端部的外周面上通过花键配合有固定至驱动齿轮19的内周表面的筒状连接部件118，从而驱动齿轮19经由连接部件118装配在动力传递部件18的上述轴向端部上，使得驱动齿轮19和动力传递部件18作为一个单元旋转。

[0090] 第一中间轴40、第二中间轴42、输出旋转部件22和差动驱动齿轮84在轴向上从从动齿轮21朝向发动机8侧以它们被提及的顺序与第二轴线CL2同轴布置。在第一中间轴40的远离第二中间轴42的轴向端部上通过花键配合有固定至从动齿轮21的内周表面的筒状连接部件120。形成在第二和第三壳部12b、12c中以及形成在支承部件104和支承壁82之间的容纳自动变速部分20的第三容纳室106具有阶梯轴向部，所述阶梯轴向部的内周表面具有不同的在轴向上从支承壁82朝向从动齿轮21减小的直径。因此，在没有支承部件104的情况下，自动变速部分20能通过第三容纳室106的开口121安装到室106中。支承部件104以在轴向和径向上的高度定位精度装配在第三壳部12c的台肩部中，并且用螺栓(未示出)可拆卸地固定在第三壳部12c上。

[0091] 容纳自动变速部分20的第三容纳室106未设置任何支承壁，从而第三容纳室106的轴向尺寸被减到最小。更具体而言，第一中间轴40由支承部件104经由滚针轴承122可旋转地支承，较长的第二中间轴42的位于第一中间轴40侧的轴向端部装配在形成于第一中间轴40的相邻轴向端部中的孔内并由第一中间轴40经由衬套122可旋转地支持，而第二中间轴42的位于差动驱动齿轮84侧的轴向端部装配在由支承壁82经由滚针轴承126可旋转地支承的管状输出旋转部件22中，并由输出旋转部件22经由衬套128可旋转地支承。这样，分别用作自动变速部分20的输入和输出轴的第一中间轴40和输出旋转部件22由支承部件104和支承壁82可旋转地支承，而配置在第一中间轴40和输出旋转部件22之间并用作自动变速部分20的中间轴的第二中间轴42在其相对的轴向端部由第一中间轴40和输出旋转部件22可旋转地支承，而没有任何支承第二中间轴42的中间支承壁，第二中间轴
42支承第二、第三和第四行星齿轮组26、28、30。因此，能减小自动变速部分20所需的轴向尺寸。

[0092] 太阳齿轮轴114由第二中间轴42可旋转地支承，第一离合器C1配置在第一和第二中间轴40、42之间，而第二离合器C2配置在第一中间轴40和太阳齿轮轴114之间。第二和第三太阳齿轮S2、S3与太阳齿轮轴114一体地形成。输出旋转部件22连接至第四行星架CA4，并通过花键配合至差动驱动齿轮84的轴部84b。第二和第三制动器B2、B3具有外径小于第三容纳室106的开口121的内径的摩擦盘和活塞，从而在没有支承部件104的情况下第二和第三制动器B2、B3能通过开口131安装到第三容纳室106中。类似地，安装在第一中间轴40的外周面上的第一和第二离合器C1、C2的子组件以及安装在第二中间轴42的外周面上的第二、第三和第四行星齿轮组26、28、30的子组件具有比开口121的内径小的外径，从而在没有支承部件104的情况下这些子组件能通过开口131在第三容纳室106中安装就位。

[0093] 如上所述地构造的车辆用驱动系统10如图14的流程图所示地被组装。在第一步骤K1中，将第一壳部12a和第二壳部12b组装在一起，并将第一电动机M1、差动驱动齿轮84和最终减速齿轮装置36容纳在第一壳部12a和第二壳部12b之间的空间内，使得第一电动机M1与第一轴线CL1同轴，而差动驱动齿轮84和最终减速齿轮装置36与相应的第二和第三轴线CL2、CL3同轴。独立于自动变速部分20的安装地且在自动变速部分20的安装之前安装差动驱动齿轮84。

[0094] 在第二步骤K2中，将输入旋转部件14插入以延伸穿过安装在第一和第二壳部12a、12b之间的空间内的第一电动机M1，并将切换离合器C0、切换制动器B0和第一行星齿轮装置24的子组件安装在第二壳部12b内的空间的一部分中，输入旋转部件14的远离发动机8的轴向端部延伸到该部分中。应当指出，可在下述的第四和第五步骤K4、K5之后执行第一和第二步骤K1和K2。在第三步骤K3中，将第二壳部12b(第一分离壳)和其中已安装有第二电动机M2的第三壳部(第二分离壳)组装在一起，并将动力传递部件18插入第二电动机M2和第一行星齿轮组24。

[0095] 在第四步骤K4中，将第三制动器B3的活塞和摩擦盘以及第二制动器B2的活塞和摩擦盘通过第三壳部12c的开口121安装到第三容纳室106中，使得第三制动器B3位于第二制动器B2的相对的轴向侧中远离开口121的一侧。然后，将安装在第二中间轴42上的第二、第三和第四行星齿轮组26、28、30的子组件安装到第三容纳室106中。在该第四步骤K4中，使自动变速部分20的连接到第四行星齿轮组30的第四行星架CA4的输出旋转部件22通过花键配合至差动驱动齿轮84的由已组装在一起的第一和第二壳部12a、12b支承的轴部84b，从而输出旋转部件22和差动驱动齿轮84作为一个单元旋转。在第五步骤K5中，将支承部件104装配在第三壳部12c中，并用螺栓(未示出)固定在第三壳部12c中。

[0096] 在第六步骤K6中，将驱动齿轮19和从动齿轮21分别经由轴承110、112分别安装到支承壁98和支承部件104上，使得驱动齿轮19由连接部件118连接至动力传递部件18的轴向端部，而从动齿轮21由连接部件120连接至第一中间轴40的轴向端部，并将第四壳部12d固定在第三壳部12c上，以便覆盖驱动齿轮19和从动齿轮21。

[0097] 在本车辆用驱动系统10中，第二壳部12b的支承壁82具有油路，加压工作油经该油路从变速控制阀(未示出)供应至切换离合器C0和切换制动器B0形式的液压操作差动限制装置以及自动变速部分20的制动器B2、B3等形式的摩擦接合装置。如在图15中放大示出，这些油路包括用于将工作油供应至油室132以推进切换离合器C0的活塞130的离合器接合油路134。如在图16中放大示出，所述油路还包括用于将工作油供应至油室138以推进制动器B3的第一和第二活塞136a、136b的制动器接合油路140。在油室138中，第一和第二活塞136a、136b可相互抵靠接触地移动。一固定不动的隔壁142设置成将将第一和第二活塞136a、136b之间的空间划分成两部分，从而液压力作用于第一活塞136a的背表面，而大气压力作用于第二活塞136b的前表面。因此，活塞136a、136b被基于是油室138截面积的两倍的压力接收表面的较大的力推进。

[0098] 第三壳部12c的支承壁98和装配在第三壳部12c中的支承部件104具有用于将润滑剂供应至车辆用驱动系统10的各个旋转部件的轴承部和啮合部的油路。例如，如图11、15和17所示，与第一轴线CL1同轴的输入旋转部件14和动力传递部件18具有形成为平行于第一轴线CL1延伸的轴向油路146和形成为沿径向延伸的多个径向油路148，用于将润滑剂引向预定润滑点。第三壳部12c的支承壁98具有接纳从调节阀(未示出)传送的润滑剂的润滑剂通路150，动力传递部件18在其与润滑剂通路150的开口端相反的轴向位置处具有沿其径向形成的与润滑剂通路150连通的润滑剂进入通路152。润滑剂通路150和润滑剂进入通路152位于驱动齿轮19的轴承110和第二电动机M2的转子M2r的两个轴承
102中位于转子M2r的远离发动机8的一侧的那个轴承之间。

[0099] 经润滑剂通路150和润滑剂进入通路152引入的润滑剂沿相反的轴向被传送通过贯穿动力传递部件18形式的第二输入轴形成的轴向通路146而到达第一行星齿轮组24和驱动齿轮19，从而轴承86、第一行星齿轮组24的行星架CA1、轴承110和滚针轴承被经由与轴向通路146连通的径向油路148传送的润滑剂所润滑。润滑剂不仅通过径向通路148，还通过贯穿连接部件118形成而沿径向延伸的径向油路154和贯穿筒状突出部99形成而沿径向延伸的径向油路156供应到支承驱动齿轮19的轴承110。

[0100] 构成差动机构的一部分的第一行星齿轮组24由动力传递部件18的轴向端部和输入旋转部件14的装配在动力传递部件18的上述轴向端部上的轴向端部支承，使得动力传递部件18和输入旋转部件14可相对彼此旋转。如图15所示，动力传递部件18和输入旋转部件14的这些轴向端部具有各自的形成为沿径向延伸的径向通路148a、148b，从而从轴向油路146供应的润滑剂经径向通路148a、148b被传送到第一行星齿轮组24，尤其是传送到行星架CA1和小齿轮P1之间的作用有较大负荷的部分。

[0101] 如图12、16和18所示，第一中间轴40、第二中间轴42和差动驱动齿轮84的轴部84b具有形成为平行于第二轴线CL2延伸的轴向油路160和形成为沿径向延伸的多个径向油路162，用于将工作流体引向预定润滑点。支承部件104具有润滑剂通路164，从调节阀(未示出)传送的工作流体经该润滑剂通路164作为润滑剂被供应。第一中间轴40在其与润滑剂通路164的开口端相反的轴向位置处具有与润滑剂通路164连通的多个润滑剂进入通路166。因此，经润滑剂通路164和润滑剂进入通路166供应到轴向通路160的加压工作油经径向油路162被传送到轴承112，自动变速部分20的第二、第三和第四行星齿轮组26、
28、30，自动变速部分20的摩擦接合装置C1、C2、B1、B2、B3，轴承88和衬套。润滑剂通过径向油路162、贯穿连接部件120形成而沿径向延伸的径向油路168和贯穿筒状突出部105形成而沿径向延伸的径向油路170供应到支承从动齿轮21的轴承112。

[0102] 如上所述，工作油从支承部件104的润滑剂通路164经形成在第一中间轴40的轴向中间位置处的润滑剂进入通路166供应到贯穿第一和第二中间轴40、42形成的轴向通路160中。因此，工作油沿相反的轴向被传送到从动齿轮21和自动变速部分20，到达设置在自动变速部分20的润滑点处的径向油路162的距离减小，并且能减小轴向通路160所需的横截面积。

[0103] 第一壳部12a还具有用于向轴向通路160供应工作油的润滑剂通路172，使得工作油经润滑剂通路172供应到轴向通路160的位于差动驱动齿轮84的轴部84b内的一部分，用于润滑一对轴承88。润滑剂经轴向通路160、通过轴部84b和第二中间轴42之间的间隙以及彼此通过花键配合的输出旋转部件22和轴部84b之间的间隙传送到差动驱动齿轮84的外齿轮部84a的齿，并传送到两个轴承88中位于从动齿轮21侧的那个。润滑剂还经轴向通路160、通过贯穿轴部84b形成在其与位于发动机8侧的另一个轴承88相对应的轴向位置处的径向油路174和形成在外齿轮部84a的端面中的径向槽176传送到所述另一个轴承88和外齿轮部84a的齿。这样，通过润滑剂通路172、径向通路174和径向槽176，以及通过贯穿支承部件104形成的润滑剂通路164，轴向通路160被供应以足量的润滑剂。

[0104] 如图16所示，差动驱动齿轮84的外齿轮部84a的内周表面在远离自动变速部分20的一侧具有花键轴向部Sda。该花键轴向部Sda通过花键配合到轴部84b的外周面的位于远离自动变速部分20的一侧的花键轴向部Sdb上。外齿轮部84a的内周表面的位于自动变速部分20侧的另一个轴向部紧密配合在轴部84b的外周面的位于自动变速部分20侧的另一个轴向部上。在外齿轮部84a和一对轴承88之间，在预定的轴向位置处安插有一对止推轴承178，用于接收作用在差动驱动齿轮84上的轴向负荷。

[0105] 在本车辆用驱动系统10中，离合器C1和C2形式的输入侧液压操作摩擦接合装置经贯穿装配在第三壳部12c中的支承部件104形成的油路被供应以工作流体。如在图18中放大示出，这些油路包括离合器接合油路184，其用于将工作油供应到的油室182中以推进离合器C1的活塞180。

[0106] 在根据本发明的本实施例构造的车辆用驱动系统10中，输入旋转部件14(第一输入轴)由设置在壳体12上的第一壳部12a(第一支承部)和动力传递部件18(第二输入轴)的轴向端部可旋转地支承，动力传递部件18由设置在壳体12上的支承壁96(第三支承部)和支承壁98(第四支承部)可旋转地支承。因而，只有第一壳部12a、动力传递部件18的轴向端部和支承壁96、98被用于以高度的径向支承精度和同心度可旋转地支承输入旋转部件14和动力传递部件18，并且动力传递部件18的轴向端部被用于在输入旋转部件
14的轴向端部可旋转地支承输入旋转部件14，从而能有效地减小车辆用驱动系统10所需的轴向尺寸。

[0107] 本车辆用驱动系统10还布置成使得动力传递部件18(第二输入轴)设置有圆盘形式的支承部件116，所述圆盘通过花键配合至动力传递部件18的外周面，使得支承部件116支承第一行星齿轮组24(差动机构)的齿圈R1形式的旋转元件，从而差动机构和动力传递部件18能容易地被组装。

[0108] 本车辆用驱动系统10还布置成使得动力传递部件18(第二输入轴)支承第二电动机M2的转子M2r而与转子M2r一起旋转，并且转子M2r由支承壁96(第三支承部)和支承壁98(第四支承壁)可旋转地支承。这样，第二电动机M2的具有较大负荷的转子M2r由两个支承壁96、98可旋转地支承。

[0109] 本车辆用驱动系统10还布置成使得第一电动机M1的转子M1r由第一壳部12a(第一支承部)和支承壁82(第二支承部)可旋转地支承，从而输入旋转部件14(第一输入轴)不接收第一电动机M1的转子M1r的负荷，由此能简化用于支承输入旋转部件14的结构。

[0110] 本车辆用驱动系统10还布置成使得驱动齿轮19装配在动力传递部件18(第二输入轴)的与其支承输入旋转部件14(第一输入轴)的轴向端部相反的轴向端部上，在该轴向端部处动力传递部件18由支承壁98(第四支承部)支承，从而具有较大直径和较大负荷的驱动齿轮19主要由支承壁98可旋转地支承。

[0111] 在本车辆用驱动系统10中，壳体12包括形式为盖状的第一壳部12a、筒状的第二壳部12b和筒状的第三壳部12c的三个分离的轴向部。上述第一支承部与所述盖状的第一壳部12a一体形成，支承壁82形式的上述第二支承部与筒状的第二壳部12b的轴向中间部一体形成。此外，支承壁96形式的上述第三支承部固定在筒状的第三壳部12c的位于发动机8(车辆驱动力源)侧的轴向端部上，并且支承壁98形式的上述第四支承部与筒状的第三壳部12c的远离发动机8(车辆驱动力源)的轴向端部一体形成。在本驱动系统10中，输入旋转部件14由形成在第一壳部12a上的第一支承部和动力传递部件18的轴向端部可旋转地支承，而动力传递部件18由固定在第三壳部12c的位于发动机8侧的轴向端部上的支承壁96和形成在第三壳部12c的远离发动机8的另一轴向端部上的支承壁98可旋转地支承。因而，输入旋转部件14和动力传递部件18以高度的径向支承精度和同心度被支承。此外，在输入旋转部件14的远离发动机8的轴向端部没有任何支承壁来支承输入旋转部件
14，并且利用动力传递部件18的轴向端部来支承输入旋转部件14，使得能减小车辆用驱动系统10所需的轴向尺寸。

[0112] 在本车辆用驱动系统10中，支承壁82形式的第二支承部与筒状的第二壳部12b一体形成，第一电动机M1的转子M1r由所述第二支承部可旋转地支承，并且所述第二支承部具有离合器接合油路134，该离合器接合油路用于供应加压的工作流体以使切换离合器C0接合，切换离合器C0是用于控制动力分配机构16的差动功能的差动限制装置的一部分。

[0113] 实施例2

[0114] 以下将说明本发明的其它实施例。在对其它实施例的以下说明中，与第一实施例中所用的相同的附图标记用来表示功能相同的元件，其冗余说明将省略。

[0115] 参照图19的局部剖视图，其示出根据本发明第二实施例的车辆用驱动系统186的一部分。该驱动系统186与第一实施例的驱动系统10的不同之处仅在于，代替驱动联动装置23而设置驱动联动装置188。如图19所示，驱动联动装置188包括主动链轮190、从动链轮192和连接带194，连接带194由金属或树脂制成并连接主动链轮190和从动链轮192。主动链轮190经连接部件118安装在动力传递部件18的轴向端部上，使得主动链轮190和动力传递部件18作为一个单元绕第一轴线CL1旋转。从动链轮192经连接部件120安装在第一中间轴40的轴向端部上，使得从动链轮192和第一中间轴40作为一个单元绕第二轴线CL2旋转。这样，驱动联动装置188布置成将驱动力从动力传递部件18传递到第一中间轴40，使得第一中间轴40与动力传递部件18以相同方向旋转。本第二实施例与前述实施例具有基本相同的优点。

[0116] 实施例3

[0117] 接下来参照图20的局部剖视图，其示出根据本发明第三实施例的车辆用驱动系统196的一部分。该驱动系统196与第一实施例的驱动系统10的不同之处在于，发动机8的轴向位置与在第一实施例中相反，并且在差动驱动齿轮84和最终减速齿轮装置36的大直径齿轮31之间设置有惰性齿轮200。惰性齿轮200由第一和第二壳部12a、12b经由轴承198可旋转地支承。在本第三实施例中，第四轴线CL4设置在第二和第三轴线CL2、CL3之间并与它们平行，惰性齿轮200绕第四轴线CL4被可旋转地支承，并与差动驱动齿轮84和最终减速齿轮装置36的大直径齿轮31啮合。惰性齿轮200将旋转运动从差动驱动齿轮84传递到大直径齿轮31，而无需改变旋转运动的速度。本第三实施例与前述实施例具有基本相同的优点。

[0118] 实施例4

[0119] 参照图21的示意图，其示出根据本发明第四实施例的车辆用驱动系统210的布置，与前述实施例一样，驱动系统210包括自动变速部分212并容纳在壳体12内。该驱动系统210与图1的第一实施例的驱动系统10的不同之处在于：如在第二实施例中那样，代替驱动联动装置23设置有驱动联动装置188；同时如在第三实施例中那样，在差动驱动齿轮84和最终减速齿轮装置36的大直径齿轮31之间设置有惰性齿轮200；以及代替自动变速部分20设置有包括两个行星齿轮组26、28的Ravigneaux式自动变速部分212。

[0120] 自动变速部分212包括单小齿轮式的第二行星齿轮组26和单小齿轮式的第三行星齿轮组28。第三行星齿轮组28具有：第三太阳齿轮S3；多个相互啮合的第三行星齿轮P3；第三行星架CA3，其支承第三行星齿轮P3，使得第三行星齿轮P3中的每一个能绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线旋转；和第三齿圈R3，其经第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3啮合。例如，第三行星齿轮组28具有约为0.315的齿数比ρ3。第二行星齿轮组26具有：第二太阳齿轮S2；与第三行星齿轮P3之一一体形成的第二行星齿轮P2；第二行星架CA2，其与第三行星架CA3一体形成；和第二齿圈R2，其与第三齿圈R3一体形成并经第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2啮合。例如，第二行星齿轮组26具有约为0.368的齿数比ρ2。自动变速部分212是Ravigneaux式的变速器，其中第二和第三行星架CA2、CA3彼此成一体，而第二和第三齿圈R2、R3彼此成一体。与第三行星齿轮P3之一成一体的第二行星齿轮P2的直径或齿数可不同于第三行星齿轮P3。第二行星齿轮P2可与第三行星齿轮P3分开形成。类似地，第二行星架CA2和第二齿圈R2可与相应的第三行星架CA3和齿圈R3分开形成。在第二太阳齿轮S2、第二齿圈R2、第三太阳齿轮S3和第三齿圈R3的齿数分别用ZS2、ZR2、ZS3和ZR3表示的情况下，上述齿数比ρ2和ρ3分别用ZS2/ZR2和ZS3/ZR3表示。

[0121] 在自动变速部分212中，第二太阳齿轮S2经第二离合器C2选择性地连接至第一中间轴40，并经第一制动器B1选择性地固定到壳体12上。第二行星架CA2和第三行星架CA3经第三离合器C3选择性地连接至第一中间轴40，并经第二制动器B2选择性地固定到壳体12上，而第二齿圈R2和第三齿圈R3固定到输出旋转部件22上。第三太阳齿轮S3经第一离合器C1选择性地连接至第一中间轴40。本第四实施例与前述实施例具有基本相同的优点。

[0122] 在如上所述地构造的车辆用驱动系统210中，如图22的表所示，通过从上述切换离合器C0、第一离合器C1、第二离合器C2、第三离合器C3、切换制动器B0、第一制动器B1和第二制动器B2中选择的摩擦接合装置的相应组合的接合动作来选择性地建立第一档位(第一速度位置)至第五档位(第五速度位置)、倒档档位(向后驱动位置)和空档位置中的一个。在本实施例中，动力分配机构16也设置有切换离合器C0和切换制动器B0，使得如上所述，通过切换离合器C0或切换制动器B0的接合，动力分配机构16能选择性地被置于其中动力分配机构16可作为带有具有一个速比的单一档位或具有各自相应速比的多个档位的变速器工作的固定速比变速状态，以及其中动力分配机构16可作为无级变速器工作的无级变速状态。因此，在本车辆用驱动系统210中，由自动变速部分212和通过切换离合器C0或切换制动器B0的接合被置于固定速比变速状态的动力分配机构16来构成有级变速器，并且由自动变速部分212和在切换离合器C0或切换制动器B0都未被接合的情况下被置于无级变速状态的动力分配机构16来构成无级变速器。

[0123] 实施例5

[0124] 参照图23的示意图，其示出根据本发明第五实施例的车辆用驱动系统216的布置，与前述实施例一样，驱动系统216包括自动变速部分214并容纳在壳体12内。该驱动系统216与第一实施例的驱动系统10的不同之处在于，发动机8的轴向位置与在第一实施例中相反，并且代替自动变速部分20设置自动变速部分214。

[0125] 自动变速部分214包括单小齿轮式的第二行星齿轮组26和单小齿轮式的第三行星齿轮组28，第二行星齿轮组26具有约为0.532的齿数比ρ2，第三行星齿轮组28具有约为0.418的齿数比ρ3。第二行星齿轮组26的第二太阳齿轮S2和第三行星齿轮组28的第三太阳齿轮S3彼此形成为一体，经第二离合器C2选择性地连接至第一中间轴40，并经第一制动器B1选择性地固定到壳体12上。第二行星齿轮组26的第二行星架CA2和第三行星齿轮组28的第三齿圈R3彼此形成为一体，并固定到输出旋转部件22上。第二齿圈R2经第一离合器C1选择性地连接至第一中间轴40，第三行星架CA3经第二制动器B2选择性地固定到壳体12上。

[0126] 在如上所述地构造的车辆用驱动系统216中，如图24的表所示，通过从上述切换离合器C0、第一离合器C1、第二离合器C2、切换制动器B0、第一制动器B1和第二制动器B2中选择的摩擦接合装置的相应组合的接合动作来选择性地建立第一档位(第一速度位置)至第四档位(第四速度位置)、倒档档位(向后驱动位置)和空档位置中的一个。这些档位具有各自的按几何级数改变的速比γ(输入轴转速NIN/输出轴转速NOUT)。在本实施例中，动力分配机构16也设置有切换离合器C0和切换制动器B0，使得如上所述，通过切换离合器C0或切换制动器B0的接合，动力分配机构16能选择性地被置于其中动力分配机构16可作为带有具有一个速比的单一档位或具有各自相应速比的多个档位的变速器工作的固定速比变速状态，以及其中动力分配机构16可作为无级变速器工作的无级变速状态。

[0127] 实施例6

[0128] 参照图25的示意图，其示出根据本发明第六实施例的车辆用驱动系统220的布置，与前述实施例一样，驱动系统220包括自动变速部分218并容纳在壳体12内。该驱动系统220与图21的第四实施例的驱动系统210的不同之处在于，代替自动变速部分212设置自动变速部分218，并且代替驱动联动装置188设置驱动联动装置23，同时未设置惰性齿轮200。

[0129] 自动变速部分218包括双小齿轮式的第二行星齿轮组26和单小齿轮式的第三行星齿轮组28。第二行星齿轮组26具有：第二太阳齿轮S2；多个相互啮合的第二行星齿轮P2；第二行星架CA2，其支承第二行星齿轮P2，使得第二行星齿轮P2的每一个可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线旋转；和第二齿圈R2，其经第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2啮合。例如，第二行星齿轮组26具有约为0.461的齿数比ρ2。第三行星齿轮组28具有：第三太阳齿轮S3；第三行星齿轮P3；第三行星架CA3，其支承第三行星齿轮P3，使得第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线旋转；和第三齿圈R3，其经第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3啮合。例如，第三行星齿轮组28具有约为0.368的齿数比ρ3。

[0130] 自动变速部分218设置有第一和第二制动器B1、B2以及第一、第二和第三离合器C1-C3。第二太阳齿轮S2经第一离合器C1选择性地连接至动力传递部件18，第二行星架CA2和第三太阳齿轮S3彼此形成为一体，经第二离合器C2选择性地连接至第一中间轴40，并经第一制动器B1选择性地固定到壳体12上。第二齿圈R2和第三行星架CA3彼此形成为一体，经第三离合器C3选择性地连接至第一中间轴40，并经第二制动器B2固定到壳体12上，而第三齿圈R3固定到输出旋转部件22上。在本第六实施例中，自动变速部分218的变速动作如在第四实施例中所用的图22的表中所示地执行。本第六实施例与前述实施例具有基本相同的优点。

[0131] 尽管上面已参照仅用于例示性目的的附图说明了本发明的优选实施例，但是应当理解，如下所述，本发明可进行各种变化和变型。

[0132] 在所示实施例的车辆用驱动系统10、210、216、220中，动力分配机构16选择性地被置于其差动状态和非差动状态之一，使得驱动系统10可在无级变速状态和有级变速状态之间切换，其中在无级变速状态驱动系统可作为电控无级变速器工作，而在有级变速状态驱动系统可作为有级变速器工作。但是，在无级变速状态和有级变速状态之间的切换只是动力分配机构16在差动状态和非差动状态之间切换的一种形式。例如，即使在动力分配机构16被置于差动状态时，动力分配机构16也可作为其速比可有级变化的有级变速器工作。换句话说，驱动系统10、210、216、220(动力分配机构16)的差动状态和非差动状态不必一定分别对应于无级变速状态和有级变速状态，并且驱动系统10不必在无级变速状态和有级变速状态之间切换。

[0133] 在所示实施例的动力分配机构16中，第一行星架CA1固定到发动机8上，第一太阳齿轮S1固定到第一电动机M1上，而第一齿圈R1固定到动力传递部件18上。但是，这种布置不是必需的。发动机8、第一电动机M1和动力传递部件18可固定到从第一行星齿轮组24的三个元件CA1、S1和R1中选择的任何其它元件上。

[0134] 尽管在所示实施例中发动机8直接固定到差动机构输入轴14上，但是发动机8也可通过诸如齿轮和带之类的任何合适的部件可操作地连接到输入轴14上，并且无需配置成与输入轴14同轴。

[0135] 尽管在所示实施例中动力分配机构16设置有切换离合器C0和切换制动器B0，但是动力分配机构16无需设置有切换离合器C0和切换制动器B0两者。尽管切换离合器C0设置成使第一太阳齿轮S1和第一行星架CA1选择性地相互连接，但是切换离合器C0也可设置成使第一太阳齿轮S1和第一齿圈R1选择性地相互连接，或者使第一行星架CA1和第一齿圈R1选择性地连接。也就是说，切换离合器C0可配置成连接第一行星齿轮组24的三个元件之中的任意两个。

[0136] 尽管在所示实施例的驱动系统10、210、216、220中使切换离合器C0接合来建立空档位置N，但是切换离合器C0无需进行接合以建立空档位置。

[0137] 在所示实施例中用作切换离合器C0、切换制动器B0等的摩擦接合装置可用诸如粉末离合器(磁粉离合器)、电磁离合器和啮合式牙嵌离合器之类的磁力式、电磁式或机械式的接合装置来代替。

[0138] 根据所示实施例的驱动系统10、210、216、220中的每一个是用于混合动力车辆的驱动系统，在该混合动力车辆中，驱动轮38不仅可由发动机8来驱动，而且可由第一电动机或第二电动机M2来驱动。但是，本发明的原理也可应用于这样的车辆用驱动系统，其中动力分配机构16不能以混合动力控制模式工作，而是仅用作所谓的“电气CVT”的无级变速器。

[0139] 尽管在所示实施例中动力分配机构16由一个行星齿轮组构成，但是动力分配机构16也可由两个或多个行星齿轮组构成。在这种情况下，动力分配机构16在固定速比变速状态下用作具有三个或多个档位的变速器。

[0140] 在所示实施例中，自动变速部分20包括三个行星齿轮组26、28和30。但是，如在JP-2003-301731A中所公开的那样，自动变速部分20也可由包括一个行星齿轮组的减速机构来代替，并且可包括四个或更多个行星齿轮组。也就是说，在行星齿轮组的数量、档位的数量以及离合器C和制动器B与行星齿轮组的元件的选择性连接方面，自动变速器的构造不限于所示实施例的细节。

[0141] 车辆用驱动系统10、210、216、220可修改成使得第二电动机M2配置在驱动齿轮19的远离第一行星齿轮组24的一个轴向侧，和/或使得第一离合器C1配置在从动齿轮21的远离第二行星齿轮组26的一个轴向侧。

[0142] 尽管在所示实施例中支承壁82、98与壳体12形成为一体，但是这些支承壁也可与壳体12分开形成并固定到壳体12上。相反，与壳体12分开形成并固定到壳体12上的支承壁96也可与壳体12形成为一体。

[0143] 第二电动机M2可配置在动力传递部件18和驱动轮38之间的动力传递路径中的任何位置，并且可以可操作地直接或者经由带、齿轮、减速装置等间接地连接到动力传递路径。

[0144] 应当理解，所给出的上述实施例仅用于例述本发明，本发明可用本领域技术人员能够想到的各种其它变化和变型来实施。

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锥盘式无级变速器及其调速机构	2020-05-11	447
无级变速器	2020-05-12	861
无级变速器	2020-05-12	468
无级变速器	2020-05-12	602
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一种锥盘式无级变速器	2020-05-11	978
锥盘式无级变速器	2020-05-11	982
锥盘式无级变速器及其调速机构	2020-05-11	551

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