已知一种车辆用动力传递系统，包括：(a)变速部，所述变速部构成 动力传递路径的一部分；和(b)电控差动部，所述电控差动部连接到电动 机，并具有在其输入轴和输出轴的转速之间的差动状态，所述差动状态可 根据所述电动机的工作速度的变化进行控制。已提出一些用于减小这种车 辆用动力传递系统的尺寸的技术。JP-2006-94680A公开了这种车辆用动力 传递系统的一个示例，其中电动机的定子经由间隔件安装在壳体上，并且 电动机的旋转装置的旋转轴由固定在壳体上的支承壁可旋转地支承。间隔 件和支承壁一体形成，从而能通过将支承壁固定在壳体上而将间隔件固定 在壳体上。这样，所述车辆用动力传递系统不需要用于与支承壁分离地将 间隔件固定在壳体上的结构，从而系统能小型化。
尽管上述现有技术允许一定程度地减小车辆用动力传递系统的尺寸， 但尺寸的减小有限。特别地，现有技术难以有效地减小动力传递系统的总 长，即其输入轴和输出轴的轴向上的尺寸。就此方面，有必要研究一种构 造成在其总长上尽量减小的车辆用动力传递系统。

本发明是鉴于上述背景技术而作出的。因此本发明的目的是提供一种 构造成在其总长上尽量减小的车辆用动力传递系统。
上述目的可根据本发明的以下模式中的任一种得以实现，每种模式都 如所附权利要求那样编号并适当地从属于其它模式，以便更易于理解本申 请所公开的技术特征，以及这些特征的可能组合。
(1)一种车辆用动力传递系统，包括：
变速部，所述变速部构成动力传递路径的一部分，并包括摩擦接合装 置；
电动机，所述电动机连接到所述动力传递路径，并包括转子和具有卷 绕部的定子；
电控差动部，所述电控差动部连接到所述电动机，并具有在其输入轴 和输出轴的转速之间的差动状态，所述差动状态可根据所述电动机的工作 速度的变化进行控制；
壳体，所述壳体容纳所述变速部、所述电动机和所述电控差动部；以 及
支承部件，所述支承部件用于支承所述电动机的所述转子，并包括支 承部和锥形部，所述支承部形成于所述支承部件的一个轴向端部，在所述 一个轴向端部处所述转子被绕其轴线可旋转地支承，所述锥形部的直径从 上述一个轴向端部沿轴向朝另一个轴向端部增大，在所述另一个轴向端部 处所述支承部件固定在所述壳体上，
并且其中所述电动机的所述定子的所述卷绕部配置在形成于所述锥形 部的径向外侧的空间内，而在形成于所述锥形部的径向内侧的空间内配置 有用于向所述变速部的所述摩擦接合装置供给工作流体的流体通路部。
在根据作为本发明第一方面的上述模式(1)构造的车辆用动力传递系 统中，用于支承电动机的转子的所述支承部件包括支承部和锥形部，所述 支承部形成于支承部件的一个轴向端部，在所述一个轴向端部处转子被绕 其轴线可旋转地支承，所述锥形部的直径从上述一个轴向端部沿轴向朝另 一个轴向端部增大，在所述另一个轴向端部处支承部件固定在壳体上。电 动机的定子的所述卷绕部配置在形成于所述锥形部的径向外侧的空间内， 而在形成于所述锥形部的径向内侧的空间内配置有用于向变速部的摩擦接 合装置供给工作流体的流体通路部。与支承部件不包括锥形部的现有技术 的车辆用动力传递系统的情况相比，设置包括锥形部的支承部件可减小车 辆用动力传递系统的轴向尺寸。这样，本发明的当前模式(1)提供了一种 能有效地将轴向总尺寸减到最小的车辆用动力传递系统。
(2)根据上述模式(1)所述的车辆用动力传递系统，其中，所述锥 形部具有流体通路，所述流体通路贯穿所述锥形部而形成为从上述另一个 轴向端部朝所述支承部件的径向内部延伸，每个所述流体通路的横截面均 为圆形，并且具有开口端，所述开口端在相对于所述流体通路的延伸方向 倾斜的平面上截取的截面为椭圆形，每个所述流体通路在所述开口端与形 成于所述壳体内的流体通路保持连通。
在根据上述模式(2)的车辆用动力传递系统中，能使轴向尺寸比在支 承部件不包括锥形部的现有技术的车辆用动力传递系统中更小。
(3)根据上述模式(1)或(2)所述的车辆用动力传递系统，其中， 所述变速部的所述摩擦接合装置包括在所述变速部的轴向上彼此相邻配置 的离合器和制动器，并且所述车辆用动力传递系统还包括保持部件，所述 保持部件保持所述离合器的毂和所述制动器的毂，使得所述离合器和制动 器的所述毂配置在所述保持部件的相应的轴向相对侧。
在根据上述模式(3)的车辆用动力传递系统中，能使轴向尺寸比在支 承部件不包括锥形部的现有技术的车辆用动力传递系统中更小。
(4)根据上述模式(1)至(3)中任一种所述的车辆用动力传递系统， 其中，所述支承部件还包括贯穿所述锥形部而形成为从所述另一个轴向端 部朝所述支承部件的径向内部延伸的多个流体通路，以及从所述一个轴向 端部沿所述支承部件的轴向延伸到形成于所述锥形部的径向内侧的所述空 间内的内筒形部，所述内筒形部具有在所述内筒形部的外周面上开口并具 有在所述内筒形部的轴向上彼此间隔开的相应开口端的多个流体通路。
在根据上述模式(4)的车辆用动力传递系统中，贯穿内筒形部而形成 的流体通路的开口端位于动力传递系统的径向内部，从而系统能有效地小 型化。
(5)根据上述模式(1)至(4)中任一种所述的车辆用动力传递系统， 还包括液压控制单元，所述液压控制单元被设置成产生用于控制所述车辆 用动力传递系统的工作的液压，并与所述壳体一体形成。
根据上述模式(5)，能有效地将设有液压控制单元的动力传递系统的 轴向总尺寸减到最小。
(6)根据上述模式(1)至(5)中任一种所述的车辆用动力传递系统， 其中，所述变速部是具有被选择性地建立的多个档位的有级变速器。
根据上述模式(6)，能有效地将设有有级变速器的动力传递系统的轴 向总尺寸减到最小。
(7)根据上述模式(1)至(6)中任一种所述的车辆用动力传递系统， 其中，所述电控差动部包括具有旋转元件的行星齿轮组，以及固定在所述 行星齿轮组的所述旋转元件中的至少一个上的至少一个电动机。
根据上述模式(7)，能有效地将设有包括行星齿轮组和电动机的差动 部的动力传递系统的轴向总尺寸减到最小。
(8)根据上述模式(1)至(7)中任一种所述的车辆用动力传递系统， 其中，所述电控差动部根据所述电动机的工作速度的变化而用作无级变速 器。
根据上述模式(8)，能有效地将设有可作为无级变速器工作的电控差 动部的动力传递系统的轴向总尺寸减到最小。
(9)一种车辆用动力传递系统，包括：
变速部，所述变速部构成动力传递路径的一部分；
电动机，所述电动机连接到所述动力传递路径，并包括转子；
电控差动部，所述电控差动部连接到所述电动机，并具有在其输入轴 和输出轴的转速之间的差动状态，所述差动状态可根据所述电动机的工作 速度的变化进行控制；
壳体，所述壳体容纳所述变速部、所述电动机和所述电控差动部；以 及
支承部件，所述支承部件用于支承所述电动机的所述转子，并包括支 承部和锥形部，所述支承部形成于所述支承部件的一个轴向端部，在所述 一个轴向端部处所述转子被绕其轴线可旋转地支承，所述锥形部的直径从 上述一个轴向端部沿轴向朝另一个轴向端部增大，在所述另一个轴向端部 处所述支承部件固定在所述壳体上，
并且其中所述支承部件具有流体通路，所述流体通路贯穿所述锥形部 而形成为从上述另一个轴向端部朝所述支承部件的径向内部延伸，每个所 述流体通路在垂直于其延伸方向的平面上截取的横截面均为圆形，
每个所述流体通路均具有开口端，所述开口端对应于所述另一个轴向 端部，并且在相对于所述流体通路的延伸方向倾斜的平面上截取的截面为 椭圆形，所述流体通路在所述开口端与贯通所述壳体形成的流体通路连通。
在根据作为本发明第二方面的上述模式(9)构造的车辆用动力传递系 统中，用于支承电动机的转子的所述支承部件包括支承部和锥形部，所述 支承部形成于支承部件的一个轴向端部，在所述一个轴向端部处转子被绕 其轴线可旋转地支承，所述锥形部的直径从上述一个轴向端部沿轴向朝另 一个轴向端部增大，在所述另一个轴向端部处支承部件固定在壳体上。所 述支承部件具有流体通路，所述流体通路贯穿所述锥形部而形成为从上述 另一个轴向端部朝所述支承部件的径向内部延伸。具有圆形横截面的每个 所述流体通路均具有开口端，所述开口端对应于上述另一个轴向端部，并 且在相对于所述流体通路的延伸方向倾斜的平面上截取的截面为椭圆形， 且每个所述流体通路在所述开口端与贯通所述壳体形成的流体通路连通。 与支承部件不包括锥形部的现有技术的车辆用动力传递系统的情况相比， 设置包括锥形部的支承部件可减小车辆用动力传递系统的轴向尺寸。这样， 本发明的当前模式(9)提供了一种能有效地将轴向总尺寸减到最小的车辆 用动力传递系统。
(10)根据上述模式(9)所述的车辆用动力传递系统，其中，所述支 承部件还包括内筒形部，所述内筒形部从上述一个轴向端部沿所述支承部 件的轴向延伸到形成于所述锥形部的径向内侧的空间内，所述内筒形部具 有多个流体通路，所述多个流体通路在所述内筒形部的外周面上开口，并 具有在所述内筒形部的轴向上彼此间隔开的相应开口端。
根据上述模式(10)的车辆用动力传递系统具有与关于上述模式(4) 所述相同的优点。
(11)根据上述模式(9)或(10)所述的车辆用动力传递系统，还包 括液压控制单元，所述液压控制单元被设置成产生用于控制所述车辆用动 力传递系统的工作的液压，并与所述壳体一体形成。
根据上述模式(11)的车辆用动力传递系统具有与关于上述模式(5) 所述相同的优点。
(12)根据上述模式(9)至(11)中任一种所述的车辆用动力传递系 统，其中，所述变速部是具有被选择性地建立的多个档位的有级变速器。
根据上述模式(12)的车辆用动力传递系统具有与关于上述模式(6) 所述相同的优点。
(13)根据上述模式(9)至(12)中任一种所述的车辆用动力传递系 统，其中，所述电控差动部包括具有旋转元件的行星齿轮组，以及固定在 所述行星齿轮组的所述旋转元件中的至少一个上的至少一个电动机。
根据上述模式(13)的车辆用动力传递系统具有与关于上述模式(7) 所述相同的优点。
(14)根据上述模式(9)至(13)中任一种所述的车辆用动力传递系 统，其中，所述电控差动部根据所述电动机的工作速度的变化而用作无级 变速器。
根据上述模式(14)的车辆用动力传递系统具有与关于上述模式(8) 所述相同的优点。
(15)一种车辆用动力传递系统，包括：
变速部，所述变速部构成动力传递路径的一部分，并包括在所述变速 部的轴向上彼此相邻配置的离合器和制动器；
电动机，所述电动机连接到所述动力传递路径，并包括转子；
电控差动部，所述电控差动部连接到所述电动机，并具有在其输入轴 和输出轴的转速之间的差动状态，所述差动状态可根据所述电动机的工作 速度的变化进行控制；
壳体，所述壳体容纳所述变速部、所述电动机和所述电控差动部；
支承部件，所述支承部件用于支承所述电动机的所述转子，并包括支 承部和锥形部，所述支承部形成于所述支承部件的一个轴向端部，在所述 一个轴向端部处所述转子被绕其轴线可旋转地支承，所述锥形部的直径从 上述一个轴向端部沿轴向朝另一个轴向端部增大，在所述另一个轴向端部 处所述支承部件固定在所述壳体上；以及
保持部件，所述保持部件用于保持所述离合器的毂和所述制动器的毂， 使得所述离合器和制动器的所述毂配置在所述保持部件的相应的轴向相对 侧。
在根据作为本发明第三方面的上述模式(15)构造的车辆用动力传递 系统中，用于支承电动机的转子的所述支承部件包括支承部和锥形部，所 述支承部形成于支承部件的一个轴向端部，在所述一个轴向端部处转子被 绕其轴线可旋转地支承，所述锥形部的直径从上述一个轴向端部沿轴向朝 另一个轴向端部增大，在所述另一个轴向端部处支承部件固定在壳体上。 设在本动力传递系统中的所述保持部件保持变速部的离合器和制动器的 毂，使得离合器和制动器的毂配置在所述保持部件的相应的轴向相对侧。 与支承部件不包括锥形部的现有技术的车辆用动力传递系统的情况相比， 设置包括锥形部的支承部件可减小车辆用动力传递系统的轴向尺寸。这样， 本发明的当前模式(15)提供了一种能有效地将轴向总尺寸减到最小的车 辆用动力传递系统。
(16)根据上述模式(15)所述的车辆用动力传递系统，其中，所述 变速部具有输入旋转部件，并且所述电动机和所述离合器两者都固定在所 述输入旋转部件上。
根据上述模式(16)，能有效地将电动机和离合器固定在电动机上的 动力传递系统的轴向总尺寸减到最小。
(17)根据上述模式(15)或(16)所述的车辆用动力传递系统，其 中，所述变速部是具有被选择性地建立的多个档位的有级变速器。
根据上述模式(17)的车辆用动力传递系统具有与关于上述模式(6) 所述相同的优点。
(18)根据上述模式(15)至(17)中任一种所述的车辆用动力传递 系统，其中，所述电控差动部包括具有旋转元件的行星齿轮组，以及固定 在所述行星齿轮组的所述旋转元件中的至少一个上的至少一个电动机。
根据上述模式(18)的车辆用动力传递系统具有与关于上述模式(7) 所述相同的优点。
(19)根据上述模式(15)至(18)中任一种所述的车辆用动力传递 系统，其中，所述电控差动部根据所述电动机的工作速度的变化而用作无 级变速器。
根据上述模式(19)的车辆用动力传递系统具有与关于上述模式(8) 所述相同的优点。
附图说明
图1是示出根据本发明一个实施例构造的混合动力车辆动力传递系统 的结构的示意图；
图2的表与液压操作摩擦接合装置用以建立相应工作位置的不同的操 作状态组合相关地示出置于无级或有级变速状态的图1的动力传递系统的 工作位置；
图3的共线图示出置于有级变速状态的图1的动力传递系统在系统的 不同档位下的相对转速；
图4的视图示出置于无级变速状态的动力传递系统的动力分配机构的 工作状态的示例，该视图对应于图3的共线图中示出动力分配机构的那部 分；
图5的视图示出通过切换离合器的接合动作而置于有级变速状态的动 力分配机构的工作状态，该视图对应于图3的共线图中示出动力分配机构 的那部分；
图6的视图示出被设置成控制图1的动力传递系统的电子控制装置形 式的控制设备的输入和输出信号；
图7的视图示出存储在图6的电子控制装置中的脉谱图，其用于动力 传递系统的变速部的变速动作，以在无级变速状态和有级变速状态之间切 换，以及在发动机驱动模式和电机驱动模式之间切换；
图8的视图示出包括变速杆并可工作以选择多个变速位置之一的手动 操作变速装置的示例；
图9是图1的动力传递系统沿包括系统轴线的平面截取的剖视图，以 详细示出系统一部分的结构；
图10是从用图9中的箭头线X表示的方向看去的、示出设在图1的 动力传递系统中的支承部件的正视图；以及
图11是从与在图10中相同的方向看去的、示出设在现有技术的车辆 用动力传递系统中且不包括锥形部的支承部件的正视图。

首先参照图1的示意图，示出根据本发明一个实施例构造的车辆用动 力传递系统10。该动力传递系统10构成混合动力车辆用驱动系统的一部 分，该驱动系统包括发动机8形式的驱动力源，发动机8是内燃机，例如 汽油机或柴油机。如图1所示，动力传递系统10包括：变速器壳体12(以 下简称为“壳体12”)形式的静止部件，其附装在混合动力车辆的车身上 且与图9所示的液压控制单元36的结构一体形成；输入轴14形式的输入 旋转部件，其直接连接到或者经脉冲吸收阻尼器或减振装置(未示出)间 接连接到发动机8；动力分配机构16形式的差动装置，其连接到输入轴14； 变速部20形式的有级变速器，其串联连接到动力分配机构16和动力传递 部件(动力传递轴)18并配置在两者之间；和输出轴22形式的输出旋转 部件，其连接到变速部20。输入轴12、动力分配机构16、变速部20和输 出轴22在壳体12中同轴配置在公共轴线上，并彼此串联连接。该车辆用 动力传递系统10适用于纵向FR车辆(发动机前置、后轮驱动车辆)，并 且配置在发动机8形式的驱动力源和一对驱动轮(未示出)之间，以将车 辆驱动力从发动机8经差动齿轮装置(最终减速齿轮装置)和一对驱动轴 (未示出)传递到一对驱动轮。应注意，在图1中省去了关于其轴线对称 构造的动力传递系统10的下半部分。
动力分配机构16是可工作以将经输入轴14接收的发动机8的输出机 械地分配到第一电动机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的输出机械地合成的差动装置。如图1所示，动力传递系统10 还包括与动力传递部件18一起旋转的第二电动机M2。第二电动机M2可 配置在动力传递部件18和输出轴22之间的动力传递路径的任意部分。本 实施例的动力传递系统10中所用的第一电动机M1和第二电动机M2的每 一个均为具有电动机功能和发电机功能的所谓电动/发电机。但是，第一电 动机M1应当至少用作可工作以产生电能和反作用力的发电机，而第二电 动机M2应当至少用作可工作以产生车辆驱动力的驱动力源。
动力分配机构16包括作为主要组成部件的单小齿轮式的行星齿轮组 24、切换离合器C0和切换制动器B0，行星齿轮组24具有例如约0.428的 传动比ρ0。行星齿轮组24具有以下旋转元件：太阳齿轮S0；行星齿轮P0； 支承行星齿轮P0以使行星齿轮P0可绕其轴线及太阳齿轮S0的轴线旋转 的行星架CA0；和经行星齿轮P0与太阳齿轮S0啮合的齿圈R0。在太阳 齿轮S0和齿圈R0的齿数分别用ZS0和ZR0表示的情况下，上述传动比 ρ0用ZS0/ZR0表示。
在动力分配机构16中，行星架CA0连接到输入轴14，即连接到发动 机8，太阳齿轮S0连接到第一电动机M1，而齿圈R0连接到动力传递部 件18。切换制动器B0配置在太阳齿轮S0和壳体12之间，切换离合器C0 配置在太阳齿轮S0和行星架CA0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被置于行星齿轮组24的三个元件太阳齿 轮S0、行星架CA0和齿圈R0可相对于彼此旋转的差动状态，以执行差动 功能，从而发动机8的输出被分配到第一电动机M1和动力传递部件18， 由此发动机8输出的一部分被用于驱动第一电动机M1产生电能，该电能 被储存或用于驱动第二电动机M2。因此，动力分配机构16被置于无级变 速状态，其中动力传递部件18的转速可连续变化而与发动机8的工作速度 无关，即，动力分配机构16被置于差动状态，其中动力分配机构16的速 比γ0(输入轴14的转速/动力传递部件18的转速)从最小值γ0min到最 大值γ0max连续变化。也就是说，动力分配机构16被置于其中动力分配 机构16用作速比γ0可从最小值γ0min到最大值γ0max连续变化的电控无 级变速器的无级变速状态。即，动力分配机构16连接到第二电动机M2， 且用作电控差动部，该电控差动部的输入轴和输出轴的转速之间的差动状 态可根据第二电动机M2的工作速度的变化进行控制。
当在混合动力车辆以发动机8的输出行驶期间在切换离合器C0的接 合动作下太阳齿轮S0和行星架CA0彼此连接时，动力分配机构16被置于 锁止或非差动状态，其中行星齿轮组24的三个旋转元件太阳齿轮S0、行 星架CA0和齿圈R0可作为一个单元旋转，即，动力分配机构16被置于 其中发动机8的工作速度和动力传递部件18的转速彼此相等的第一非差动 状态，从而动力分配机构16被置于其中动力分配机构16用作具有等于1 的固定速比γ0的变速器的固定速比变速状态或有级变速状态。当切换制动 器B0代替切换离合器C0被接合时，太阳齿轮S0被固定在壳体12上，从 而动力分配机构16被置于其中太阳齿轮S0不能旋转的锁止或非差动状态， 即，被置于其中齿圈R0的转速高于行星架CA0的转速的第二非差动状态， 从而动力分配机构16被置于其中动力分配机构16用作具有小于1如约0.7 的固定速比γ0的增速变速器的固定速比变速状态或有级变速状态。
变速部20是机械变速装置，其可工作以改变经动力传递部件18形式 的输入旋转部件接收的旋转运动的速度，并将速度改变的旋转运动传递到 输出轴22形式的输出部件。变速部20包括单小齿轮式的第一行星齿轮组 26和单小齿轮式的第二行星齿轮组28。第一行星齿轮组26具有：第一太 阳齿轮S1；第一行星齿轮P1；支承第一行星齿轮P1以使第一行星齿轮 P1可绕其轴线及第一太阳齿轮S1的轴线旋转的第一行星架CA1；和经第 一行星齿轮P1与第一太阳齿轮S1啮合的第一齿圈R1。例如，第一行星 齿轮组26具有约0.500的传动比ρ1。第二行星齿轮组28具有：第二太阳 齿轮S2；第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2以使第二行星齿轮P2 可绕其轴线及第二太阳齿轮S2的轴线旋转的第二行星架CA2；和经第二 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28具有约0.308的传动比ρ2。在第一太阳齿轮S1、第一齿圈R1、第 二太阳齿轮S2和第二齿圈R2的齿数分别用ZS1、ZR1、ZS2和ZR2表示 的情况下，上述传动比ρ1和ρ1分别用ZS1/ZR1和ZS2/ZR2表示。
在变速部20中，第一太阳齿轮S1经第二离合器C2选择性地连接到 动力传递部件18，并经第一制动器B1选择性地固定在壳体12形式的静止 部件上。此外，一体地相互固定成一个单元的第一行星架CA1和第二齿圈 R2经第三离合器C3选择性连接到动力传递部件18，并经第二制动器B2 选择性地固定在壳体12上。一体地相互固定成一个单元的第一齿圈R1和 第二行星架CA2固定在输出轴22上。此外，第二太阳齿轮S2经第一离合 器C1选择性地连接到动力传递部件18。
上述切换离合器C0、第一离合器C1、第二离合器C2和第三离合器 C3(除非另外指明，以下统称为“离合器”)以及切换制动器B0、第一 制动器B1和第二制动器B2(除非另外指明，以下统称为“制动器”)是 本领域公知的液压操作摩擦接合装置。这些摩擦接合装置的每一个都优选 地由湿式多片离合器构成，其包括由液压致动器相互压紧的多个摩擦片， 并且每个制动器都优选地由带式制动器构成，其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拉紧的一条带或两条带。各个所述离合器 和制动器选择性地被接合，以用于连接各离合器或制动器置于其间的两个 部件。
在如上所述地构造的动力传递系统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、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中选出的摩擦接合装置 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)至第七 档位(第七速度位置)、倒档位置(向后驱动位置)和空档位置。作为向 前驱动位置的所述七个档位具有作为几何级数变化的相应速比γ(输入轴 14的速度NIN/输出轴22的速度NOUT)。当设在动力分配机构16中的切 换离合器C0和制动器B0均被释放时，动力分配机构16被置于其中动力 分配机构16可作为无级变速器工作的无级变速状态。当切换离合器C0和 制动器B0之一被接合时，动力分配机构16被置于其中动力分配机构16 可作为包括具有一个固定速比的单一档位或具有相应固定速比的多个档位 的变速器工作的固定速比变速状态。因此，在切换离合器C0和制动器B0 之一被置于接合状态的情况下变速部20和置于固定速比变速状态的动力 分配机构16构成有级变速器，而在切换离合器C0和制动器B0均被置于 释放状态的情况下变速部20和置于无级变速状态的动力分配机构16构成 无级变速器。
当动力传递系统10用作有级变速器时，如图2所示，通过切换离合器 C0、第一离合器C1和第二制动器B2的接合动作建立具有例如约4.250的 最高速比γ1的第一档位，并且通过切换制动器B0、第一离合器C1和第 二制动器B2的接合动作建立具有小于速比γ1、例如约2.976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 的接合动作建立具有小于速比γ2、例如约2.083的速比γ3的第三档位，并 通过切换制动器B0、第一离合器C1和第一制动器B1的接合动作建立具 有小于速比γ3、例如约1.459的速比γ4的第四档位。通过切换离合器C0、 第一离合器C1和第三离合器C3的接合动作建立具有小于速比γ4、例如 约1.000的速比γ5的第五档位。此外，通过切换离合器C0、第三离合器 C3和第一制动器B1的接合动作建立具有小于速比γ5、例如约0.667的速 比γ6的第六档位，并且通过切换制动器B0、第三离合器C3和第一制动 器B1的接合动作建立具有小于速比γ6、例如约0.467的速比γ7的第七档 位。在使用发动机8作为驱动力源对车辆进行反向驱动时通过第二离合器 C2和第二制动器B2的接合动作，以及在使用第二电动机M2作为驱动力 源进行反向驱动时通过第一离合器C1和第二制动器B2的接合动作，建立 具有介于速比γ3和γ4之间、例如约2.000的速比γR的倒档位置。通过只 接合第二制动器B2建立空档位置N。
应注意，用作有级变速器的动力传递系统10的相邻两个档位的速比按 照对于有级变速器的有级变速而言理想的几何级数变化。也就是说，相邻 档位之间的步进比基本上恒定。更具体而言，第一和第二档位之间的步进 比(γ1/γ2)为1.428，第二和第三档位之间的步进比(γ2/γ3)为1.429，而 第三和第四档位之间的步进比(γ3/γ4)为1.428。第四和第五档位之间的 步进比(γ4/γ5)为1.459，第五和第六档位之间的步进比(γ5/γ6)为1.499， 而第六和第七档位之间的步进比(γ6/γ7)为1.428。第一和第七档位之间 的速比总幅(γ1/γ7)，即所述七个档位的速比的总幅高达或宽达9.104。
另一方面，在动力传递系统10用作无级变速器的情况下，切换离合器 C0和切换制动器B0均被释放，从而动力分配机构16用作无级变速器， 而与动力分配机构16串联连接的变速部20用作具有四个向前驱动档位的 有级变速器，由此传递到变速部20的旋转运动的速度被自动切换至所述四 个向前驱动档位(图2的表中所示的第一、第三、第五和第六档位)中被 选定的一个，即，动力传递部件18的转速连续变化，使得当变速部20被 置于所述四个档位中被选定的一个时动力传递系统10的速比在预定范围 内连续可变。因此，即使在变速部20的速比有级变化时，动力传递系统 10的总速比γT也连续可变。
图3的共线图用直线示出在由动力分配机构16和变速部20构成的动 力传递系统10的各个档位下旋转元件的转速之间的关系。图3的共线图是 二维直角坐标系，其中行星齿轮组24、26、28的传动比ρ沿横轴取值，而 旋转元件的相对转速沿纵轴取值。三条水平线中较低的一条即水平线X1 表示为0的转速，而三条水平线中较高的一条即水平线X2表示为1.0的转 速，即连接到输入轴14的发动机8的工作速度NE。此外，对应于动力分 配机构16的三条竖直线Y1、Y2和Y3分别表示太阳齿轮S0形式的第一 旋转元件RE1、行星架CA0形式的第二旋转元件RE2和齿圈R0形式的 第三旋转元件RE3的相对转速。竖直线Y1、Y2和Y3中相邻两者之间的 距离由行星齿轮组24的传动比ρ0来确定。此外，对应于变速部20的四条 竖直线Y4、Y5、Y6和Y7分别表示第一太阳齿轮S1形式的第四旋转元件 RE4、一体地相互固定的第一行星架CA1和第二齿圈R2形式的第五旋转 元件RE5、一体地相互固定的第一齿圈R1和第二行星架CA2形式的第六 旋转元件RE6及第二太阳齿轮S2形式的第七旋转元件RE7的相对转速。 所述竖直线中相邻两者之间的距离由第一和第二行星齿轮组26、28的传动 比ρ1和ρ2来确定。也就是说，竖直线Y2和Y3之间的距离对应于传动比 ρ0。在变速部20中，与第一和第二行星齿轮组26、28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”，而与行星齿轮组26、 28的行星架和齿圈对应的竖直线之间的距离对应于传动比ρ。
参照图3的共线图，动力传递系统10的动力分配机构16布置成使得 行星齿轮组24的第二旋转元件RE2(行星架CA0)一体地固定在输入轴 14上并经切换离合器C0选择性地连接到第一旋转元件RE1(太阳齿轮 S0)，且该第一旋转元件RE1固定在第一电动机M1上并经切换制动器 B0选择性地固定在壳体12上，而第三旋转元件RE3(齿圈R0)固定在动 力传递部件18和第二电动机M2上，从而输入轴14的旋转运动经动力传 递部件18传递(输入)到变速部20。太阳齿轮S0和齿圈R0的转速之间 的关系由经过线Y2和X2之间交点的倾斜直线L0来表示。
在图3的共线图左侧示出的对应于动力分配机构16的三条竖直线Y1、 Y2和Y3表示通过切换制动器B0的接合动作建立的固定速比变速状态， 其中动力分配机构16用作增速变速器。在该固定速比变速状态，第一太阳 齿轮S0在切换制动器B0的接合状态下保持静止，从而如图3所示，直线 L0倾斜。由倾斜直线L0和竖直线Y3之间的交点表示的并输入到变速部 20的齿圈R0的转速(即动力传递部件18的转速)高于发动机速度NE。
与图3的共线图中示出动力分配机构16的那部分对应的图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被置于无级变速状 态的动力分配机构16的工作状态。由直线L0和竖直线Y1之间交点表示 的太阳齿轮S0的转速通过控制由作为发电机的第一电动机M1的工作产生 的反作用力而连续升高或降低，从而由直线L0和竖直线Y3之间交点表示 的齿圈R0的转速连续降低或升高。速度如上所述地连续变化的旋转运动 被传递到变速部20。
同样与图3的共线图中示出自动变速器的那部分对应的图5示出在切 换离合器C0被置于接合状态的情况下被置于速比等于“1”的固定速比变 速状态的动力分配机构16的工作状态。当太阳齿轮S0和行星架CA0通过 切换离合器C0的接合动作而相互连接时，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对准，由此动力传递部件18以与发动 机速度NE相等的速度旋转。这样，速度与发动机速度NE相等的旋转运动 被传递到变速部20。
在变速部20中，第四旋转元件RE4(第一太阳齿轮S1)经第二离合 器C2选择性地连接到动力传递部件18，并经第一制动器B1选择性地固 定在壳体12上，且第五旋转元件RE5(第一行星架CA1和第一齿圈R1) 经第二制动器B2选择性地固定在壳体12上，而第六旋转元件RE6(第一 齿圈R1和第二行星架CA2)固定在输出轴22上。第七旋转元件RE7(第 二太阳齿轮S2)经第一离合器C1选择性地连接到动力传递部件18。
当第一离合器C1和第二制动器B2在切换离合器C0的接合状态下接 合时，变速部20被置于第一档位。如图3所示，在第一档位下输出轴22 的转速由表示固定到输出轴22的第六旋转元件RE6的转速的竖直线Y7 和倾斜直线L1之间的交点表示，倾斜直线L1经过表示第七旋转元件RE7 转速的竖直线Y7和水平线X2之间的交点以及表示第五旋转元件RE5转 速的竖直线Y5和水平线X1之间的交点。类似地，在切换制动器B0的接 合状态下通过第一离合器C1和第二制动器B2的接合动作建立的第二档位 下输出轴22的转速由通过这些接合动作确定的倾斜直线L2和表示固定到 输出轴22的第六旋转元件RE6转速的竖直线Y6之间的交点表示。在切 换离合器C0的接合状态下通过第一离合器C1和第一制动器B1的接合动 作建立的第三档位下输出轴22的转速由通过这些接合动作确定的倾斜直 线L3和表示固定到输出轴22的第六旋转元件RE6转速的竖直线Y6之间 的交点表示。在切换制动器B0的接合状态下通过第一离合器C1和第一制 动器B1的接合动作建立的第四档位下输出轴22的转速由通过这些接合动 作确定的直线L4和表示固定到输出轴22的第六旋转元件RE6转速的竖直 线Y6之间的交点表示。在切换离合器C0的接合状态下通过第一离合器 C1和第三离合器C3的接合动作建立的第五档位下输出轴22的转速由水 平线L5(水平线X2)和表示固定到输出轴22的第六旋转元件RE6转速 的竖直线Y6之间的交点表示。在切换离合器C0的接合状态下通过第三离 合器C3和第一制动器B1的接合动作建立的第六档位下输出轴22的转速 由通过这些接合动作确定的倾斜直线L6和表示固定到输出轴22的第六旋 转元件RE6转速的竖直线Y6之间的交点表示。在切换制动器B0的接合 状态下通过第三离合器C3和第一制动器B1的接合动作建立的第七档位下 输出轴22的转速由通过这些接合动作确定的倾斜直线L7和表示固定到输 出轴22的第六旋转元件RE6转速的竖直线Y6之间的交点表示。
图6示出由设置成控制动力传递系统10的电子控制装置30接收的信 号，以及由电子控制装置30产生的信号。该电子控制装置30包括具有 CPU、ROM、RAM和输入/输出接口的所谓微计算机，并配置成根据存储 在ROM中的程序同时利用RAM的临时数据存储功能处理信号，以执行 发动机8及电动机M1和M2的混合动力驱动控制，以及诸如变速部20的 变速控制之类的驱动控制。
电子控制装置30配置成从图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8的冷却水温度的信号；表示可手动操作的变速装 置32的变速杆34的所选操作位置(如图8所示)的信号；表示发动机8 的工作速度NE的信号；表示动力传递系统10的所选向前驱动位置组的值 的信号；表示M模式(电机驱动模式)的信号；表示空调的工作状态的信 号；表示与输出轴22的转速NOUT对应的车速V的信号；表示变速部20 的工作油或工作流体的温度的信号；表示驻车制动器的工作状态的信号； 表示脚踏制动器的工作状态的信号；表示催化剂温度的信号；表示加速踏 板(未示出)形式的可手动操作的车辆加速部件的操作量(操作角度)的 信号；表示凸轮角度的信号；表示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；表示自动巡航驱动模式的选择的信号；表示车重 的信号；表示车辆的驱动轮速度的信号；表示设置成将动力分配机构16 置于其中动力传递系统10用作有级变速器的有级变速状态(固定速比变速 状态)的有级变速开关的工作状态的信号；表示设置成将动力分配机构16 置于其中动力传递系统10用作无级变速器的无级变速状态(差动状态)的 无级变速开关的工作状态的信号；表示第一电动机M1的转速NM1的信号； 以及表示第二电动机M2的转速NM2的信号。
电子控制装置30还配置成产生各种信号，例如：驱动节气门致动器(未 示出)以控制发动机8的电子节气门(未示出)的开度角的驱动信号；调 节发动机8的增压器压力的信号；操作电动空调的信号；施加到点火装置 以控制发动机8的点火正时的信号；操作电动机M1和M2的信号；操作 用于指示变速杆34的所选位置的变速范围指示器的信号；操作用于指示传 动比的传动比指示器的信号；操作用于指示雪地驱动模式的选择的雪地模 式指示器的信号；操作用于车轮的防滑制动的ABS致动器的信号；操作用 于指示M模式(电机驱动模式)的选择的M模式指示器的信号；操作电 磁阀的信号，该电磁阀包含在液压控制单元36(如图9所示)中，用于控 制动力分配机构16和变速部20的液压操作摩擦接合装置的液压致动器； 操作用作液压控制单元36的液压源的电动油泵的信号；驱动电加热器的信 号；以及被施加到巡航控制计算机的信号。
电子控制装置30构造成判定动力传递系统10应当被置于无级变速状 态还是有级变速状态。该判定根据所存储的切换边界线图并基于由实际行 驶速度V和表示车辆驱动力的驱动力相关值如变速部20的输出转矩TOUT 所表示的车辆状况来进行。由切换边界线图所限定的切换边界线的示例在 图7中用虚线和双点划线示出。切换边界线限定了用于选择无级变速状态 的无级变速区域和用于选择有级变速状态的有级变速区域。详细说来，电 子控制装置30判定由用车速V和输出转矩TOUT表示的车辆状况所确定的 车辆状况点是处于无级变速区域还是有级变速区域。当判定为由车速V和 输出转矩TOUT确定的车辆状况点处于有级变速区域时，电子控制装置30 禁止混合动力控制或动力传递系统10的无级变速动作，并执行动力传递系 统10的有级变速操作。当判定为车辆状况点处于无级变速区域时，电子控 制装置30命令液压控制单元36释放切换离合器C0和制动器B0以允许动 力分配机构16的无级变速动作，并允许进行混合动力控制。电子控制装置 30还构造成判定变速部20是否应当进行变速动作。该判定根据所存储的 变速边界线图并基于上述车辆状况来进行。变速边界线图示出了由图7中 的细实线表示的升档边界线和由图7中的单点划线表示的降档边界线。即， 如图2的表所示，变速部20基于车辆状况并根据升档和降档边界线通过摩 擦接合装置(除切换离合器C0和制动器B0以外)的适当接合和释放而自 动变速。当串联连接到动力分配机构16的变速部20在动力分配机构16 用作无级变速器时被置于第一至第四档位之一时，从动力传递部件18传递 到变速部20的旋转运动的转速连续可变。也就是说，由于动力分配机构 16的差动功能，动力传递系统10的总速比γT在变速部20的第一至第四 档位中的每一个中以及在这些档位的相邻两者之间连续可变。
电子控制装置30还构造成判定车辆是否应当以电机驱动模式被驱动， 在所述电机驱动模式中车辆例如在动力分配机构16的电CVT功能或差动 功能下由第二电动机M2驱动，而发动机8保持停止或处于其怠速状态。 该判定根据所存储的驱动力源切换边界图并基于由车速V和输出转矩 TOUT表示的车辆状况来进行。驱动力源切换边界图示出限定了车辆应当以 电机驱动模式被驱动的电机驱动区域和车辆应当以发动机驱动模式被驱动 的发动机驱动区域的边界线。该边界线的示例由图7中的粗实线表示。
接下来参照图9的剖视图，详细示出了图1的动力传递系统10的一部 分在沿包括系统10轴线的平面截取的截面中的结构。如图9所示，动力传 递系统10具有支承第二电动机M2的转子44的支承部件(中央支承件) 40。该支承部件40包括轴向相对的端部40a、40b，和锥形部40t形式的 主要部分，该锥形部40t的直径从一个轴向端部40a沿轴向朝另一个轴向 端部40b增大。支承部件40还包括位于轴向端部40a处的支承部40s，在 该支承部40s处第二电动机M2的转子44经轴承42被绕其轴线可旋转地 支承。支承部件40在另一个轴向端部40b处固定在壳体12形式的静止部 件上。第二电动机M2具有配置在转子44的径向外侧并固定在壳体12上 的定子46。定子46具有卷绕部46w，该卷绕部46w容纳在形成于壳体12 的内周面和锥形部40t的锥形外周面之间的空间内。
壳体12与液压控制单元36的结构一体形成为使得液压控制单元36 位于壳体12之下(当系统10安装在车身上时)，液压控制单元36可工作 以产生用于控制动力传递系统10的工作的加压工作流体。支承部件40具 有贯穿该支承部件而形成的多个流体通路48(在图9中仅示出了其中之 一)，以从液压控制单元36向包含在动力传递系统10内的离合器C和制 动器B供给加压工作流体。这些流体通路48从支承部件40的轴向端部40b 穿过锥形部40t朝支承部件40的径向内部延伸。每个流体通路48的沿垂 直于其延伸方向的平面截取的横截面均为圆形，并具有与轴向端部40b对 应的开口端48m。开口端48m具有通过在相对于具有圆形截面形状的流体 通路48的延伸方向倾斜的平面(图9所示的竖直平面)内锪孔或开孔而形 成的椭圆形截面形状。每个流体通路48都在开口端48m与流体通路50保 持连通，流体通路50贯通壳体12形成并与液压控制单元36的流体出口保 持连通。即，开口端48m形成为与贯通壳体12形成的相应流体通路50直 接连通。
支承部件40还包括从轴向端部40a(转子44被支承于此)沿轴向延 伸到形成于锥形部40t的内部或径向内侧的空间的径向中央部内的内筒形 部40c。内筒形部40c具有形成于其中的流体通路部52。流体通路部52具 有用于向变速部20的摩擦接合装置如离合器C和制动器B供给加压工作 流体的多个流体通路。形成于流体通路部52内的流体通路包括多个流体通 路54(在图9中仅示出其中的两个)，所述多个流体通路54在内筒形部 40c的外周面上开口，并具有在内筒形部40c的轴向上彼此间隔开且在内 筒形部40c的外周面上开口的相应开口端。
如图9所示，变速部20的第三离合器C3和第一制动器B1在变速部 20的轴向上彼此相邻配置。这些第三离合器C3和第一制动器B1具有彼 此一体形成的各自的毂56、58，并由固定在第一行星齿轮组26的太阳齿 轮S1上的公共保持部件60支承。如图9所示，第三离合器C3的毂56和 第一制动器B1的毂58配置在保持部件60的轴向相对侧。
在如上所述地构造的动力传递系统10中，与现有技术的动力传递系统 的情况相比，设置包括锥形部40t作为其主要部分的支承部件40可减小动 力传递系统10的轴向尺寸。也就是说，定子46的卷绕部46w配置在形成 于锥形部40t的径向外侧即形成于锥形部40t的外周面和壳体12的内周面 之间的空间内，而流体通路部52配置在形成于锥形部40t的径向内侧的空 间内。与不包括锥形部40t的现有技术的动力传递系统的结构相比，该结 构可减小定子46的卷绕部46w和流体通路部52之间的轴向距离。此外， 与不包括锥形部40t的现有技术的动力传递系统的情况相比，形成在锥形 部40t的径向内侧的空间可减小第一离合器C1和支承部件40之间的轴向 距离，从而第三离合器C3的毂56和第一制动器B1的毂58能配置在公共 保持部件60的相应的轴向相对侧。动力传递系统10的本结构不仅可减小 第三离合器C3的毂56和第一制动器B1的毂58的轴向尺寸，还可有效防 止毂56、58由于离心力而弯折，从而可减轻可能在较高速度下工作的第三 离合器C3的应力问题。
图10是从用图9中的箭头线X表示的方向看去的、示出支承部件40 的正视图，而图11是从与在图10中相同的方向看去的、示出设在现有技 术的动力传递系统中且不包括锥形部的支承部件64的正视图。形成在图 10所示的根据本发明实施例的支承部件40的锥形部40t中的流体通路48 在开口端48m与形成在壳体12中的相应流体通路50保持连通，开口端48m 形成于支承部件40的端部40b中并且每个开口端48m在相对于具有圆形 截面形状的流体通路48的中心线倾斜的平面上截取的截面均为椭圆形。如 此形成的流体通路48在开口端48m不需要加盖。另一方面，形成在图11 所示的现有技术的动力传递系统的支承部件64内的流体通路48需要在支 承部件64的轴向上延伸，以提供与液压控制单元36连通的开口端。就此 而言，根据本实施例的包括锥形部40t的支承部件40可减小动力传递系统 10的必要轴向尺寸。此外，如从图10和11的平面看去，与图11的支承 部件64相比，根据本实施例的支承部件40允许流体通路48的开口端48m 更靠近系统10轴线正下方的位置，即更靠近液压控制单元36的手动阀62 的位置，从而与现有技术的结构中的流体通路的情况相比，能有效地减小 贯通支承部件40和壳体12形成的流体通路48、50的必要长度。
在根据本发明的本实施例构造的车辆用动力传递系统10中，用于支承 第二电动机M2的转子44的支承部件40包括支承部40s和锥形部40t，支 承部40s形成于支承部件40的一个轴向端部40a，在轴向端部40a处转子 44被绕其轴线可旋转地支承，锥形部40t的直径从上述一个轴向端部40a 沿轴向朝另一个轴向端部40b增大，在轴向端部40b处支承部件40固定 在壳体12上。第二电动机M2的定子46的卷绕部46w配置在形成于锥形 部40t的径向外侧的空间内，而用于向变速部20的摩擦接合装置C、B供 给工作流体的流体通路部52配置在形成于锥形部40t的径向内侧的空间 内。与支承部件64不包括锥形部40t的现有技术的车辆用动力传递系统的 情况相比，设置包括锥形部40t的支承部件40可减小车辆用动力传递系统 10的轴向尺寸。这样，本实施例提供了能有效地将轴向总长减到最小的车 辆用动力传递系统10。
本实施例还设置成使得锥形部40t具有流体通路48，流体通路48贯穿 锥形部40t而形成为从上述另一个轴向端部40b朝支承部件40的径向内部 延伸。这些流体通路48的每一个的横截面均为圆形，并且具有开口端48m， 开口端48m在相对于流体通路48的延伸方向倾斜的平面上截取的截面为 椭圆形，每个流体通路48在开口端48m与形成于壳体12内的流体通路50 保持连通。在根据本实施例的本车辆用动力传递系统10中，能使轴向尺寸 比在支承部件64不包括锥形部40t的现有技术的车辆用动力传递系统中 小。这样，本实施例提供了能有效地将轴向总长减到最小的车辆用动力传 递系统10。
本实施例还设置成使得支承部件40的内筒形部40c从上述一个轴向端 部40a沿支承部件40的轴向延伸到形成于锥形部40t的径向内侧的空间内， 并且具有多个流体通路54，所述多个流体通路54在锥形部40t的外周面上 开口并具有在其轴向上彼此间隔开的相应开口端。这样，贯穿内筒形部40c 形成的流体通路54的开口端位于动力传递系统10的径向内部，从而根据 所示实施例能使系统10有效地小型化。
本实施例还设置成，用于产生控制车辆用动力传递系统10工作的液压 的液压控制单元36与壳体12一体形成为使得液压控制单元36位于壳体 12之下，从而根据所示实施例能有效地将动力传递系统10的轴向总尺寸 减到最小。
本实施例还设置成使得变速部20包括在变速部20的轴向上彼此相邻 配置的第三离合器C3和第一制动器B1，且还包括公共保持部件60，保持 部件60将第三离合器C3的毂56和第一制动器B1的毂58保持为使得第 三离合器C3的毂56和第一制动器B1的毂58配置在保持部件60的相应 的轴向相对侧。因此，能使动力传递系统10的轴向尺寸比在支承部件64 不包括锥形部40t的现有技术的车辆用动力传递系统中小。这样，本实施 例提供了能有效地将轴向总尺寸减到最小的车辆用动力传递系统10。
在所示的动力传递系统10中，第二电动机M2和第三离合器C3均固 定在作为变速部20的输入旋转部件的动力传递部件18上。根据所示实施 例，能有效地将设有固定在动力传递部件18上的电动机M2和离合器C3 的系统10的轴向总尺寸减到最小。
在所示的动力传递系统10中，变速部20是具有被选择性地建立的多 个档位的有级变速器。根据所示实施例，能有效地将设有有级变速器的该 系统10的轴向总尺寸减到最小。
在所示的动力传递系统10中，动力分配机构16形式的电控差动部包 括行星齿轮组24，以及固定在行星齿轮组24的太阳齿轮S0上的第一电动 机M1。根据所示实施例，能有效地将设有行星齿轮组24和第一电动机 M1的该系统10的轴向总尺寸减到最小。
在所示的动力传递系统10中，电控差动部根据第二电动机M2的工作 速度的变化而用作无级变速器。能有效地将设有可作为无级变速器工作的 电控差动部16的该系统10的轴向总尺寸减到最小。
尽管已参照附图详细说明了本发明的优选实施例，但应当理解，本发 明不限于所示实施例，而是能以其它方式实施。
根据所示实施例的动力传递系统10设置成使得动力分配机构16可在 差动状态和非差动状态之间切换，以使动力传递系统10在该系统10用作 电控无级变速器的无级变速状态和该系统10用作有级变速器的有级变速 状态之间切换。系统10在无级变速状态和有级变速状态之间的这种切换是 与动力分配机构16在差动状态和非差动状态之间的切换对应的一种切换 形式。但是，通过不连续地或有级地改变动力分配机构16的速比，即使在 动力分配机构16的差动状态下，动力传递系统10也可用作有级变速器。 换言之，动力分配机构16的差动状态和非差动状态不总是对应于动力传递 系统10的无级变速状态和有级变速状态，并且只要动力分配机构16可在 差动状态和非差动状态之间切换，则系统10不必在无级变速状态和有级变 速状态之间切换。
根据所示实施例的动力传递系统10设置有被控制成将动力分配机构 16置于该动力分配机构16用作有级变速器的有级变速状态或该机构16用 作无级变速器的无级变速状态的切换离合器C0和切换制动器B0。但是， 本发明可同样应用于未设有切换离合器C0和制动器B0且不能使动力分配 机构16在有级变速状态和无级变速状态之间切换的动力传递系统。该变型 不需要如图7所示限定出有级变速区域和无级变速区域的切换边界线图。
在所示实施例的动力分配机构16中，行星架CA0固定在发动机8上， 太阳齿轮S0固定在第一电动机M1上，而齿圈R0固定在动力传递部件18 上。但是，该结构不是必要的。发动机8、第一电动机M1和动力传递部 件18可固定在从第一行星齿轮组24的三个元件CA0、S0和R0中选出的 任意其它元件上。
尽管在所示实施例中发动机8直接固定在输入轴14上，但发动机8 也可经任意适当的部件如齿轮和带可操作地连接到输入轴14，并且不必与 输入轴14同轴配置。此外，发动机8和输入轴14不必彼此同轴配置。
在所示实施例中，第一电动机M1和第二电动机M2与输入轴14同轴 配置，并且第一电动机M1固定在太阳齿轮S0上，而第二电动机M2固定 在动力传递部件18上。但是，该结构不是必要的。例如，第一电动机M1 和第二电动机M2也可经例如齿轮或带分别可操作地连接到太阳齿轮S0 和动力传递部件18。
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，但动力分配机构16不必设有这些切换离合器C0和制动器B0两 者，而是可仅设有切换离合器C0和制动器B0之一。尽管切换离合器C0 被设置成选择性地连接太阳齿轮S0和行星架CA0，但切换离合器C0也可 设置成选择性地连接太阳齿轮S0和齿圈R0，或行星架CA0和齿圈R0。 也就是说，切换离合器C0需要选择性地连接行星齿轮组24的三个旋转元 件中的两个元件。
在所示实施例中设置的液压操作摩擦接合装置如切换离合器C0和切 换制动器B0可由任意其它磁的、电磁的和机械的接合装置如磁粉离合器、 电磁离合器和啮合式爪形离合器来代替。
在所示实施例中设置的动力分配机构16可由差动齿轮装置来代替，所 述差动齿轮装置具有由发动机驱动的小齿轮以及与该小齿轮啮合且可操作 地连接到第一电动机M1和第二电动机M2的一对锥齿轮。
尽管在所示实施例中设置的动力分配机构16由一个行星齿轮组构成， 但动力分配机构也可由两个或更多个行星齿轮组构成，并且可用作在动力 分配机构被置于非差动状态(固定速比变速状态)时具有三个或更多个档 位的有级变速器。
所示的动力传递系统10具有总共七个向前驱动档位，其中包括当动力 分配机构16在切换制动器B0被置于接合状态的情况下变速至高速位置时 建立的第二和第四档位形式的两个中间档位。但是，动力传递系统也可具 有总共六个向前驱动档位，其中仅包括第二或第四档位形式的一个中间位 置；或者具有总共八个档位，其中包括由第二和第四档位以及位于第五和 第六档位之间的一个档位构成的三个中间档位。
应当理解，本发明能以本领域技术人员可想到的各种其它变型加以实 施，而不会背离在所附权利要求中限定的本发明的精神和范围。
本申请要求于2007年7月6日提交的日本专利申请No.2007-179082 的权益，该专利申请的公开内容整体结合于此作为参考。