車輛用驅動系統的製作方法

2023-06-14 15:39:06 2

專利名稱：車輛用驅動系統的製作方法
技術領域：
本發明涉及一種包括第一電動機、差動部分、第二電動機和變速部分 的車輛用驅動系統，並且更具體地涉及用於減小所述車輛用驅動系統的軸 向尺寸並提高所述車輛用驅動系統的組裝精度的技術。
背景技術：
已知包括第一電動機、差動部分、第二電動機和變速部分的車輛用驅動系統。jp-2003-301731a公開了這樣一種驅動系統用於混合動力車輛的 示例。在該文獻所公開的混合動力車輛驅動系統中，第一電動機、差動部 分、第二電動^l和變速部分彼此同軸配置成以它們祐^提及的順序布置在驅 動系統的軸向上。因此，該車輛用驅動系統所需的軸向尺寸和寬度尺寸往 往較大。特別地，在車輛用驅動系統橫向安裝在ff (前置發動機前(輪) 驅動)車輛或rr (後置發動機後(輪)驅動)車輛上的情況下，由於可 用於將驅動系統安裝在ff或rr車輛上的空間有限，驅動系統的這種橫 向安裝較困難。例如，要將包括如上所述的變速部分的驅動系統安裝在已 知為"prius"(註冊商標)的混合動力車輛上，需要對驅動系統的組成 部件的布置進行大量分析，以使得能將驅動系統安裝在混合動力車輛的有 限寬度尺寸內。還應注意，在驅動系統的數量增加的組成部件之中，組裝 在一起的電動機和變速部分在組裝上具有較大數量的限制，驅動系統的總 體組裝效率往往大大降低。這樣，需要提供一種具有減小的軸向尺寸和提 高的組裝精度的車輛用驅動系統。考慮提供一種具有多個平行軸的車輛用驅動系統，在該車輛用驅動系 統中第一電動機、差動部分、第二電動機和變速部分布置在相應平行軸上的多條動力傳遞路徑中。但是，尚未出現可用於恰當地布置這種車輛用驅 動系統的組成部件的技術，所述組成部件包括由分離的殼體部構成的殼體 結構。所述組成部件在所述多個平行軸上的不恰當布置4吏得無法充分縮減 驅動系統的軸向尺寸，並且具有使驅動系統的各種旋轉部件的支承精度降 低的風險。發明內容本發明是鑑於上述背景技術而做出的。因此本發明的目的是提供一種 具有減小的軸向尺寸並且其旋轉部件的支承精度有所提高的車輛用驅動系 統。上述目的可根據本發明的原理來實現，本發明提供了一種容納在殼體 中的車輛用驅動系統，所述車輛用驅動系統包括第 一輸入軸和差動機構， 所述第一輸入軸接收由車輛驅動力源產生的車輛驅動力，所述差動機構可 工作以將從所述第一輸入軸接收的所述車輛驅動力分配至第一電動機和第 二輸入軸，所述第 一和第二輸入軸與第 一軸線同軸配置成使得所述第二輸 入軸配置在所述第 一輸入軸的下遊，並且其中所述第 一輸入軸由設置在所述殼體上的第一支承部和所述第二輸入軸的軸向端部可旋轉地支承，所述 第二輸入軸由設置在所述殼體上的第三支承部和第四支承部支承。在本發明的車輛用驅動系統中，所述第 一輸入軸由設置在所述殼體上 的所述第一支承部和所述第二輸入軸的所述軸向端部可旋轉地支承，所述 第二輸入軸由設置在所述殼體上的所述第三支承部和所述第四支承部可旋轉地支承。因而，只有所述第一支承部、所述第二輸入軸的所述軸向端部以及所述第三和笫四支承部^:用於以高度的徑向支承精度和同心度可旋轉 地支承所述第 一輸入軸和所述第二輸入軸，並且所述第二輸入軸的所述軸 向端部被用於在所述第一輸入軸的軸向端部可旋轉地支承所述第一輸入 軸，從而能有效地減小所述車輛用驅動系統所需的軸向尺寸。根據本發明的第 一優選形式，所述第二輸入軸設置有圓盤形式的支承 部件，所述圓盤通過花鍵配合至外周面，使得所述支承部件支承所述差動機構的S走轉元件。在本發明的這種形式中，所述差動機構和所述第二輸入 軸能容易地被組裝。根據本發明的第二優選形式的車輛用驅動系統還包括配置在所述第二 輸入軸和車輛的驅動輪之間的動力傳遞路徑中的第二電動機，並且其中所 述第二輸入軸支承所述第二電動機的轉子而與所述轉子一起旋轉，所述轉 子由所述第三和第四支承部可旋轉地支承。這樣，所述第二電動機的具有 較大負荷的所述轉子由所述殼體的所述第三和第四支承部可旋轉地支承。根據本發明的第三優選形式，所述第 一電動機具有由設置在所述殼體 上的所述第一支承部和第二支承部可旋轉地支承的轉子。在本發明的這種 形式中，所述第一輸入軸不接收所述第一電動機的轉子的負荷，由此能簡 化用於支承所述第一輸入軸的結構。根據本發明的第四優選形式的車輛用驅動系統還包括裝配在所述第二 輸入軸的與其支承所述第一輸入軸的所述軸向端部相反的軸向端部上的驅 動齒輪。在本發明的這種形式中，具有較大直徑和較大負荷的所述驅動齒 輪主要由所述第四支承部可旋轉地支承。根據本發明的第五優選形式，所述殼體包括形式為蓋狀的第 一 殼部、 筒狀的第二殼部和筒狀的第三殼部的三個分離的軸向部，所述第一支承部 與所述蓋狀的第一殼部一體形成，所述第三支承部固定在所述筒狀的第三 殼部的位於所述車輛驅動力源側的軸向端部上，並且所述第四支承部與所 述筒狀的第三殼部的遠離所述車輛驅動力源的軸向端部一體形成。在本驅 動系統中，所述第 一輸入軸由形成在所述第 一 殼部上的所述第 一支承部和 所述第二輸入軸的所述軸向端部可旋轉地支承，而所述第二輸入軸由固定在所述第三殼部12c的位於所述車輛驅動力源側的軸向端部上的所述第三 支承部和形成在所述第三殼部的遠離所述車輛驅動力源的另一軸向端部上 的所述第四支承部可旋轉地支承。因而，所述第一輸入軸和所述第二輸入 軸以高度的徑向支承精度和同心度被支承。此外，在所述第一輸入軸的遠 離所述車輛驅動力源的軸向端部沒有任何支承壁來支承所述第一輸入軸， 並且利用所述第二輸入軸的所述軸向端部來支承所述第一輸入軸，使得能減小所述車輛用驅動系統所需的軸向尺寸。在本發明的所述第三優選形式的 一種有利布置中，所述第二支承部與 所述筒狀的第二殼部一體形成。在該布置中，所述第一電動機的轉子由所 述第二支承部可旋轉地支承，並且所述第二支承部優選地具有用於供應控制包含在所述差動機構中的差動限制裝置的加壓工作流體的通路。根據本發明的第六優選形式，所述差動機構配置在所述第一輸入軸的 徑向外側，從而能減小包括所述差動機構的車輛用驅動系統所需的軸向尺 寸。根據本發明的第七優選形式，所述差動機構設置有差動限制裝置，所 述差動限制裝置可工作以限制所述差動機構的差動功能，並且所述差動限 制裝置配置在所述第一輸入軸的徑向外側，從而能減小包括設置有所述差 動限制裝置的所述差動機構的車輛用驅動系統所需的軸向尺寸。


圖1是示出根據本發明的一個實施例構造的用於混合動力車輛的驅動系統的示意圖；圖2是示出圖1的實施例的混合動力車輛的驅動系統(其可在無級變速狀態和有級變速狀態中所選的一個狀態下工作)的變速動作的表，所述 變速動作與液壓操作摩擦接合裝置的操作狀態的用以實施相應變速動作的不同組合相關；圖3是示出在圖l的實施例的混合動力車輛的驅動系統的不同檔位下， 在有級變速狀態下進行操作的所述驅動系統的旋轉元件的相對轉速的共線 圖；圖4是示出被置於無級變速狀態下的驅動系統的動力分配機構的操作 狀態的示例的視圖，該視圖對應於圖3的共線圖中示出動力分配機構的部分；圖5是示出通過切換離合器C0的接合而被置於有級變速狀態下的動 力分配機構的操作狀態的視圖，該視圖對應於圖3的共線圖中示出動力分配才幾構的部分；圖6是示出設置在圖1的實施例的驅動系統中的電子控制裝置的輸入 和輸出信號的視圖；圖7是示出由圖6的電子控制裝置執行的主要控制功能的功能性框圖；圖8是示出由圖7的切換控制裝置所使用的用於在無級變速區域和有 級變速區域之間進行切換的被存儲預定關係的視圖；圖9是示出由圖7的切換控制裝置所使用的被儲存預定關係的視圖， 所述預定關係不同於圖8中的預定關係；圖10是示出用於手動地使圖1的車輛用驅動系統變速的手動操作變速 裝置的示例的視圖；圖ll是圖l的驅動系統的包括第一行星齒輪組和兩個電動機的部分的 局部剖視圖；圖12是圖1的驅動系統的包括第二、第三和第四行星齒輪組以及最終 減速齒輪裝置的另一部分的局部剖視圖；圖13是用於說明圖1的車輛用驅動系統的第一、第二和第三軸線的相 對位置的橫剖視圖；圖14是示出組裝圖1的車輛用驅動系統的過程的流程圖；圖15是示出第一電動機、第一行星齒輪組和靠近第一電動機、第一行 星齒輪組的其它部件的局部放大剖視圖；圖16是示出差動驅動齒輪和靠近差動驅動齒輪的部件的局部放大剖 視圖；圖17是示出第二電動機、驅動齒輪和靠近第二電動機、驅動齒輪的部 件的局部放大剖視圖；圖18是示出從動齒輪、自動變速器的離合器C1和C2以及靠近從動 齒輪和離合器的部件的局部放大剖視圖；圖19是示出在本發明的第二實施例中的驅動聯動裝置的布置的局部 剖視圖；圖20是示出在本發明的第三實施例中差動驅動齒輪和最終減速齒輪裝置之間的動力傳遞路徑的布置的局部剖視圖；圖21是示出根據本發明的第四實施例構造的車輛用驅動系統的布置 的示意圖；圖22是示出圖21的實施例的自動變速器的檔位的表，這些檔位通過 液壓操作摩擦接合裝置的各個不同組合的接合動作而建立；圖23是示出根據本發明的第五實施例構造的車輛用驅動系統的布置 的示意圖；圖24是示出圖23的實施例的自動變速器的檔位的表，這些檔位通過 液壓操作摩擦接合裝置的各個不同組合的接合動作而建立；以及圖25是示出根據本發明的第六實施例構造的車輛用驅動系統的布置 的示意圖。
具體實施方式
將參照附圖詳細說明本發明的優選實施例。實施例1首先參照圖1的示意圖，其示出根據本發明的一個實施例構造的用於 混合動力車輛的驅動系統IO。圖1所示的驅動系統10包括發動機8;變 速驅動橋殼體12 (下文中簡稱為"殼體12")，其是附裝在車身上的固定 不動的部件；脈衝吸收阻尼器(減振裝置)9;第一輸入軸，其形式為通過 脈沖吸收阻尼器9連接至發動機8並通過脈衝吸收阻尼器9接收發動機8 的輸出的輸入旋轉部件14;第一電動機M1;液壓操作的差動限制裝置， 其形式為切換離合器CO和切換制動器BO;差動齒輪機構或差動部分，其 形式為連接至輸入旋轉部件14的動力分配機構16;第二輸入軸，其形式 為配置在第一輸入軸下遊的動力傳遞部件18;第二電動機M2;有級變速 器，其形式為自動變速部分20;和輸出軸，其形式為輸出旋轉部件22。上 述組成部件9、 14、 Ml、 C0、 B0、 16、 18、 M2、 20、 22都容納在殼體12 內，並且組成部件9、 14、 Ml、 C0、 B0、 16、 18和M2彼此同軸配置在第一軸線CLl上，而組成部件20和22彼此同軸配置在平行於第一軸線 CLl的第二軸線CL2上。位於第一軸線CLl的一個軸向端的驅動齒輪19 和位於第二軸線CL2的一個軸向端並與驅動齒輪19嚙合的從動齒輪21協 作而構成驅動聯動裝置23，驅動聯動裝置23是發動機8和輸出旋轉部件 22之間的動力傳遞路徑的一部分。自動變速部分20配置在動力分配機構 16和輸出旋轉部件22之間的動力傳遞路徑的一部分中，從而變速部分20 通過動力傳遞部件18與動力分配機構16串聯連接。
車輛用驅動系統10適於橫向安裝在FF (前置發動機前輪驅動)混合 動力車輛上，使得車輛用驅動系統10配置在其形式為發動機8的車輛驅動 力源和一對驅動輪(前輪)38a、 38b之間。發動機8的輸出通過最終減速 齒輪裝置(差速齒輪單元/差速器單元)36和一對軸37a、 37b傳遞至驅動 輪38a、 38b。最終減速齒輪裝置36設置成將轉矩均勻地分配至兩個驅動 輪38a、 38b且同時允許它們以不同的轉速旋轉，並且包括可繞平行於第 一和第二軸線CL1、 CL2的第三軸線CL3旋轉的大直徑齒輪31;可與大 直徑齒輪31—起旋轉的差速器殼32; —對差速小齒輪34，所述一對差速 小齒輪34由垂直於第三軸線CL3地固定在差速器殼32上的銷33支承， 從而差速小齒輪34可繞銷33的軸線旋轉；和固定在相應的軸37a、 37b 上並與相應的差速小齒輪34嚙合的一對差速大齒輪35a、 35b。
動力分配機構16是設置成將發動機8的輸出機械地分配至第 一 電動機 Ml和動力傳遞部件18並將發動機8的輸出和第一電動機M1的輸出機械 地合成為將傳遞至動力傳遞部件18的驅動力的機構。在本實施例中，第一 和第二電動機M1、 M2具有各自的定子Mls、 M2s和各自的轉子Mlr、 M2r，並且這些電動機M1、 M2每個都是也可作為發電機工作的所謂的電 動/發電機。然而，第一電動機M1需要用作能夠產生反作用力的發電機， 但無需工作來產生車輛驅動力，而第二電動機M2需要用作可工作以產生 車輛驅動力的車輛驅動電動機，但無需作為發電機工作。
動力分配機構16包括具有例如約為0.418的齒數比pl的單小齒輪式 的行星齒輪組24，並且可由切換離合器C0和切換制動器B0在差動狀態和非差動狀態中所選定的一個之間切換。第一行星齒輪組24具有旋轉元 件，所述旋轉元件包括第一太陽齒輪Sl、第一行星齒輪Pl;支承第一 行星齒輪Pl以使得第一行星齒輪PI可繞其軸線以及繞第一太陽齒輪SI 的軸線旋轉的第一行星架CA1;和通過第一行星齒輪P1與第一太陽齒輪 SI嚙合的第一齒圏Rl。在第一太陽齒輪SI和第一齒圏Rl的齒數分別用 ZS1和ZR1表示的情況下，上述齒數比pl用ZS1/ZR1表示。
在動力分配機構16中，第一行星架CA1連接至輸入旋轉軸14，即連 接至發動機8，第一太陽齒輪S1連接至第一電動機M1的轉子Mlr，而第 一齒圏Rl和第二電動機M2的轉子M2r連接至動力傳遞部件18。切換制 動器BO配置在第一太陽齒輪SI和殼體12之間，切換離合器CO配置在第 一太陽齒輪SI和第一行星架CA1之間。當切換離合器CO和切換制動器 BO均被釋放時，動力分配機構16被置於差動狀態，在該差動狀態下，笫 一太陽齒輪S1、第一行星架CA1和第一齒圏R1可相對彼此旋轉，以執行 差動功能，從而發動機8的輸出被分配至第一電動機Ml和動力傳遞部件 18，由此發動機8的輸出中被分配至第一電動機Ml的部分被用於驅動第 一電動機M1以產生電能，該電能4皮儲存或用來驅動第二電動機M2。因 此，動力分配機構16被置於這樣的無級變速狀態，其中動力傳遞部件18 的轉速可連續變化而不管發動機8的轉速如何，也就是說，動力分配機構 16被置於這樣的差動狀態或無級變速狀態，其中動力分配機構16用作速 比y0(輸入旋轉部件14的轉速/動力傳遞部件18的轉速)可從最小值Y0min 連續變化到最大值YOmax的電控無級變速器。
當在動力分配機構16被置於無級變速狀態下時在通過發動機8的輸出 使車輛運行期間使切換離合器CO接合時，第一太陽齒輪S1和第一行星架 CA1連接在一起，從而動力分配機構16進入非差動狀態即鎖止狀態，其 中由第一太陽齒輪Sl、第一行星架CA1和第一齒圏Rl構成的第一行星齒 輪組24的三個旋轉元件可作為一個單元旋轉。在發動機8的轉速和動力傳 遞部件18的轉速彼此相等的該非差動狀態下，動力分配機構被置於固定速 比變速狀態，其中動力分配機構16用作具有等於1的固定速比的變速器。當切換制動器BO代替切換離合器CO被接合時，動力分配機構16被 置於這樣的非差動狀態或鎖止狀態，其中第一太陽齒輪S1不可旋轉，從而 使得第一齒圏Rl的轉速高於第一行星架CA1的轉速，由此動力分配機構 16被置於這樣的固定速比變速狀態，其中動力分配機構16用作具有小於1 、 例如約為0.7的固定速比y0的增速變速器。在上述的本實施例中，切換離 合器CO和切換制動器別用作差動狀態切換(裝置)，該差動狀態切換裝 置可工作以將動力分配機構16選擇性地置於其中動力分配機構16用作速 比連續可變的電控無級變速器的差動狀態(無級變速狀態)和其中第一行 星齒輪組24不用作具有無級變速功能的電控無級變速器的非差動狀態即 鎖止狀態、也就是其中第 一行星齒輪組24用作帶有具有 一個速比的單一檔 位或具有各自相應速比的多個檔位的變速器的固定速比變速狀態。如上所 述，切換離合器CO和切換制動器BO還用作液壓操作的差動限制裝置，該 差動限制裝置可工作以限制動力分配機構16的差動功能，即第一行星齒輪 組24的差動功能。
驅動齒輪19固定在動力傳遞部件18的相對的軸向端部中遠離發動機 8的一個軸向端部上，而與驅動齒輪19嚙合的從動齒輪21固定在第一中 間軸40的一個軸向端部上，從而動力傳遞部件18的旋轉運動通過第一中 間軸40傳遞至自動變速部分20。自動變速部分20設置有第一離合器Cl 和第二離合器C2，第一中間軸40的旋轉運動可通過第一離合器Cl傳遞 至第二中間軸42，第一中間軸40的旋轉運動可通過第二離合器C2傳遞至 管狀太陽齒輪軸114。
自動變速部分20包括多個液壓操作的摩擦接合裝置和多個行星齒輪 組，即單小齒輪式第二行星齒輪組26、單小齒輪式第三行星齒輪組28和 單小齒輪式第四行星齒輪組30。第二行星齒輪組26具有第二太陽齒輪 S2;第二行星齒輪P2;第二行星架CA2，其支承第二行星齒輪P2使得第 二^f亍星齒輪P2可繞其軸線以及繞第二太陽齒輪S2的軸線旋轉；和通過第 二行星齒輪P2與第二太陽齒輪S2嚙合的第二齒圏R2。例如，第二行星 齒輪組26具有約為0.562的齒數比p2。第三行星齒輪組28具有第三太陽齒輪S3;第三行星齒輪P3;第三行星架CA3，其支承第三行星齒輪P3 使得第三行星齒輪P3可繞其軸線以及繞第三太陽齒輪S3的軸線旋轉；和 通過第三行星齒輪P3與第三太陽齒輪S3嚙合的第三齒圏R3。例如，第 三行星齒輪組28具有約為0.425的齒數比p3。第四行星齒輪組30具有 第四太陽齒輪S4;第四行星齒輪P4;第四行星架CA4，其支承第四行星 齒輪P4使得第四行星齒輪P4可繞其軸線以及繞第四太陽齒輪S4的軸線 旋轉；和通過第四行星齒輪P4與第四太陽齒輪S4嚙合的第三齒圏R4。 例如，第四行星齒輪組30具有約為0.424的齒數比p4。在第二太陽齒輪 S2、第二齒圏R2、第三太陽齒輪S3、第三齒圏R3、第四太陽齒輪S4和 第四齒圏R4的齒數分別用ZS2、 ZR2、 ZS3、 ZR3、 ZS4和ZR4表示的情 況下，上述齒數比p2、 p3和p4分別用ZS2/ZR2、 ZS3/ZR3和ZS4/ZR4 表示。太陽齒輪S、齒圏R和行星齒輪P均為斜齒輪。
在自動變速部分20中，第二太陽齒輪S2和第三太陽齒輪S3作為一個 單元一體地相互固定，通過上述第二離合器C2選擇性地連接至動力傳遞 部件18,並通過第一制動器B1選擇性地固定至殼體12。第二行星架CA2 通過第二制動器B2選擇性地固定至殼體12，第四齒圏R4通過第三制動 器B3選擇性地固定至殼體12，而第二齒圏R2、第三行星架CA3和第四 行星架CA4 —體地相互固定並固定至輸出旋轉部件22。第三齒圏R3和第 四太陽齒輪S4 —體地相互固定，並通過上述第一離合器Cl選擇性地連接 至動力傳遞部件18。
上述切換離合器CO、第一離合器Cl、第二離合器C2、切換制動器 BO、第一制動器B1、第二制動器B2和第三制動器B3是傳統車輛自動變 速器中所使用的液壓操作摩擦接合裝置。除了第一制動器Bl,這些摩擦接 合裝置中的每一個都由包括多個相互疊置並由液壓致動器相互壓緊的摩擦 盤的溼式多盤接合裝置構成。第一制動器Bl是包括轉鼓和纏繞在轉鼓的 外周面上並在一端由液壓致動器張緊的一條帶或兩條帶的帶式制動器。
在如上所述地構造的驅動系統10中，如圖2的表中所示，通過從上述 切換離合器CO、第一離合器C1、第二離合器C2、切換制動器BO、第一制動器Bl、第二制動器B2和第三制動器B3中選擇的摩擦接合裝置的相 應組合的接合動作，選擇性地建立第一檔位(第一速度位置)至第五檔位 (第五速度位置)、倒檔檔位(向後驅動位置)和空檔位置之一。這些檔 位具有成幾何級數變化的相應速比y(輸入軸轉速nw輸出軸轉速nout)。 特別地，應當指出，動力分配機構16設置有切換離合器C0和切換制動器 BO,從而如上所述，可通過接合切換離合器CO或切換制動器BO將動力分 配機構16選擇性地置於其中動力分配機構16可作為帶有具有一個速比的 單一檔位或具有各自相應速比的多個檔位的變速器工作的固定速比變速狀 態，以及其中動力分配機構16可作為無級變速器工作的無級變速狀態。因 此，在本車輛用驅動系統10中，有級變速器由自動變速部分20以及通過 接合切換離合器CO或切換制動器BO而被置於固定速比變速狀態的動力分 配機構16構成。另外，無級變速器由自動變速部分20以及由於切換離合 器CO和切換制動器BO均未接合而被置於無級變速狀態的動力分配機構 16構成。在驅動系統10用作有級變速器的情況下，例如，如圖2所示，通過切 換離合器CO、第一離合器Cl和第三制動器B3的接合動作來建立具有例 如約為3.357的最高速比的第一檔位，並通過切換離合器CO、第一離 合器Cl和第二制動器B2的接合動作來建立具有小於速比Yl、例如約為 2.180的速比y2的第二檔位。此外，通過切換離合器CO、第一離合器C1 和第一制動器Bl的接合動作來建立具有小於速比y2、例如約為1.424的 速比-的第三檔位，並通過切換離合器C0、第一離合器Cl和第二離合 器C2的接合動作來建立具有小於速比W、例如約為1.000的速比"的第 四檔位。通過第一離合器C1、第二離合器C2和切換制動器B0的接合動 作來建立具有小於速比y4、例如約為0.705的速比的第五檔位。此外， 通過第二離合器C2和第三制動器B3的接合動作來建立具有介於速比yl 和之間、例如約為3.209的速比yR的倒檔檔位。通過僅接合切換離合 器CO來建立空檔位置N。另一方面，在驅動系統10用作無級變速器的情況下，如圖2所示，切換離合器CO和切換制動器B0都被釋放，從而動力分配機構16用作無級 變速器，而串聯連接至動力分配機構16的自動變速部分20用作有級變速 器，由此被傳遞到置於第一、第二、第三和第四檔位之一的自動變速部分 20的旋轉運動的速度、即動力傳遞部件18的轉速被連續地改變，使得當 自動變速部分20被置於這些檔位之一時速比在預定範圍上可連續變化。因 此，自動變速部分20的速比可在相鄰的檔位間連續變化，由此驅動系統
io的總速比yr可連續變化。
圖3的共線圖用直線表示在驅動系統10的各檔位下旋轉元件的轉速之 間的關係，驅動系統10由用作無級變速部分或第一變速部分的動力分配機 構16和用作有級變速部分或第二變速部分的自動變速部分20構成。圖3 的共線圖是直角二維坐標系統，其中行星齒輪組24、 26、 28、 30的齒數比 p沿橫軸取值，而旋轉元件的相對轉速沿縱軸取值。三條水平線X1、 X2、 XG中靠下的一條即水平線XI表示0的轉速，而三條水平線中靠上的一條 即水平線X2表示1.0的轉速，即連接至輸入軸14的發動機8的運行速度 NE。水平線XG表示動力傳遞部件18的轉速。三條豎直線Y1、 Y2和Y3 對應於動力分配機構16的三個元件，並分別表示第一太陽齒輪S1形式的 第二旋轉元件(第二元件)RE2、第一行星架CA1形式的第一旋轉元件(第 一元件)RE1和第一齒圏Rl形式的第三旋轉元件(第三元件)RE3的相 對轉速。豎直線Yl、 Y2和Y3中相鄰豎直線之間的距離由第一行星齒輪 組24的齒數比pl確定。也就是說，豎直線Yl和Y2之間的距離對應於"l", 而豎直線Y2和Y3之間的距離對應於齒數比pl。此外，對應於變速部分 20的五條豎直線Y4、 Y5、 Y6、 Y7和Y8分別表示一體地相互固定的第二 和第三太陽齒輪S2、 S3形式的第四旋轉元件(第四元件)RE4、第二行星 架CA2形式的第五旋轉元件(第五元件)RE5、第四齒圏R4形式的第六 旋轉元件(第六元件)RE6、 一體地相互固定的第二齒圏R2和第三及第 四行星架CA3、 CA4形式的第七旋轉元件(第七元件)RE7以及一體地相 互固定的第三齒圏R3和第四太陽齒輪S4形式的第八旋轉元件(第八元件) RE8的相對轉速。豎直線Y4-Y8中相鄰豎直線之間的距離由第二、第三和第四行星齒輪組26、 28、 30的齒數比p2、 p3和p4確定。因此，如圖3 所示，與第一、第二和第三行星齒輪組26、 28、 30中每一個的太陽齒輪和 行星架對應的豎直線之間的距離對應於'T，，而與行星架和齒圏對應的豎 直線之間的距離對應於齒數比p。參照圖3的共線圖，驅動系統10的動力分配機構16 (無級變速部分) 被設置成使得:第一行星齒輪組24的第一旋轉元件REl(第一行星架CA1) 一體地固定至輸入旋轉部件14即發動機8，並通過切換離合器CO選擇性 地連接至第二旋轉元件RE2 (第一太陽齒輪Sl)，並且該旋轉元件RE2 連接至第一電動機Ml並通過切換制動器B0選擇性地固定至殼體12，而 第三旋轉元件RE3 (第一齒圏Rl)固定至動力傳遞部件18並連接至第二 電動機M2，從而差動才幾構的輸入旋轉部件14的旋轉運動通過動力傳遞部 件18傳遞到自動變速器(有級變速部分)20。第一太陽齒輪S1和第一齒 圏Rl的轉速之間的關係用經過線Y2和X2之間交點的傾斜直線L0表示。圖4和5對應於圖3的共線圖的示出動力分配才幾構16的部分。圖4示 出在切換離合器CO和切換制動器B0保持為釋放狀態的情況下置於無級變 速狀態的動力分配機構16的工作狀態的示例。通過控制由第一電動機M1 的產生電能的工作所產生的反作用力而升高或降低由直線L0和豎直線Yl 之間的交點所表示的第一太陽齒輪S1的轉速，從而降低或升高由線LO和 Y3之間的交點所表示的第一齒圏Rl的轉速。圖5示出在切換離合器CO保持為接合狀態的情況下置於有級變速狀 態的動力分配機構16的工作狀態。當第一太陽齒輪Sl和第一行星架CA1 相互連接時，上述三個旋轉元件作為一個單元旋轉，從而直線L0與水平 線X2對齊，由此動力傳遞部件18以與轉速NE相等的速度旋轉。另一方 面，當切換制動器B0接合時，第一太陽齒輪Sl的旋轉停止，從而直線 L0在圖3所示的狀態下傾斜，由此由線L0和Y3之間的交點所表示的第 一齒圏Rl的轉速即動力傳遞部件18的轉動(轉速)高於發動機轉速NE 並被傳遞至自動變速部分20。在自動變速部分20中，第四旋轉元件RE4通過第二離合器C2選擇性地連接至動力傳遞部件18，並通過第一制動器Bl選擇性地固定至殼體12， 第五旋轉元件RE5通過第二制動器B2選擇性地固定至殼體12 ，而第六旋 轉元件RE6通過第三制動器B3選擇性地固定至殼體12。第七旋轉元件 RE7 —體地固定至驅動系統輸出旋轉部件22 ，而第八旋轉元件RE8通過 第一離合器Cl選擇性地連接至動力傳遞部件18。當第一離合器Cl和第三制動器B3接合時，自動變速部分20被置於 第一檔位。在第一檔位下驅動系統輸出旋轉部件22的轉速由豎直線Y7和 傾斜直線Ll之間的交點表示，豎直線Y7表示固定至驅動系統輸出旋轉部 件22的第七旋轉元件RE7的轉速，傾斜直線Ll經過表示第八旋轉元件 RE8的轉速的豎直線Y8和水平線X2之間的交點以a示第六旋轉元件 RE6的轉速的豎直線Y6和水平線XI之間的交點。類似地，在通過第一離 合器Cl和第二制動器B2的接合動作所建立的第二檔位下輸出旋轉部件 22的轉速由通過這些接合動作確定的傾斜直線L2和表示固定至輸出旋轉 部件22的第七旋轉元件RE7的轉速的豎直線Y7之間的交點表示。在通 過第一 離合器Cl和第一制動器Bl的接合動作所建立的第三檔位下輸出旋 轉部件22的轉速由通過這些接合動作確定的傾斜直線L3和表示固定至輸 出4t轉部件22的第七旋轉元件RE7的轉速的豎直線Y7之間的交點表示。 在通過第一離合器C1和第二離合器C2的接合動作所建立的第四檔位下輸 出^:轉部件22的轉速由通過這些接合動作確定的水平線L4和表示固定至 輸出旋轉部件22的第七旋轉元件RE7的轉速的豎直線Y7之間的交點表 示。在切換離合器C0被置於接合狀態的第一至第四檔位下，通過從動力 分配機構即從動力分配機構16接收的驅動力，第八旋轉元件RE8以與發 動機轉速NE相同的速度旋轉。當切換制動器B0代替切換離合器C0被接 合時，通過從動力分配機構16接收的驅動力，第八旋轉元件RE8以高於 發動機轉速Ne的速度旋特。在通過第一離合器Cl、第二離合器C2和切 換制動器B0的接合動作所建立的第五檔位下輸出旋轉部件22的轉速由通 過這些接合動作確定的水平線L5和表示固定至輸出旋轉部件22的第七旋 轉元件RE7的轉速的豎直線Y7之間的交點表示。在通過第二離合器C2和第三制動器B3的接合動作所建立的倒檔檔位下輸出旋轉部件22的轉速 由傾斜直線LR和豎直線Y7之間的交點表示。圖6示出由設置成控制驅動系統10的電子控制裝置50所接收的信號， 以及電子控制裝置50所產生的信號。該電子控制裝置50包括結合了 CPU、 ROM、 RAM和輸入/輸出接口的所謂的微型計算機，並且被設置成在利用 ROM的臨時數據存儲功能的同時根據存儲在ROM中的程序來處理所述 信號，以執行發動機8以及電動機Ml和M2的混合動力驅動控制，以及 諸如自動變速部分20的變速控制的驅動控制。電子控制裝置50設置成從圖6所示的各種傳感器和開關接收各種信 號，例如表示發動機的冷卻水溫度的信號；表示變速杆58的所選操作位 置的信號；表示發動機8的運行速度NE的信號；表示代表變速機構的向前 驅動位置的所選組的值的信號；表示M模式(電動機驅動模式)的信號； 表示空調工作狀態的信號；表示與輸出旋轉部件22的轉速相對應的車速的 信號；表示自動變速部分20的工作油溫度的信號；表示駐車制動器的操作 狀態的信號；表示腳制動器的操作狀態的信號；表示催化劑溫度的信號； 表示加速踏板的操作量的信號；表示凸輪角度的信號；表示對雪地驅動模 式的選擇的信號；表示車輛的縱向加速度值的信號；表示對自動巡航驅動 模式的選擇的信號；表示車輛重量的信號；表示車輛的驅動輪速度的信號； 表示有級變速開關操作狀態的信號，該有級變速開關設置成將動力分配機 構16置於其中驅動系統10用作有級變速器的固定速比變速狀態；表示無 級變速開關操作狀態的信號，該無級變速開關設置成將動力分配機構16 置於其中驅動系統10用作無級變速器的無級變速狀態；表示第一電動機 Ml的轉速NM1的信號；和表示第二電動機M2的轉速NM2的信號。電子 控制裝置50還設置成產生各種信號，例如驅動用於控制節氣門的開啟角 的電子節氣門致動器的信號；調節增壓器壓力的信號；操作電力空調的信 號；用於控制發動機8的點火正時的信號；操作電動機M1和M2的信號； 操作用於表示變速杆的所選操作位置的變速範圍指示器的信號；操作用於 表示齒數比的齒數比指示器的信號；操作用於表示對雪地驅動模式的選擇的雪地模式指示器的信號；操作用於車輪的防抱死制動的ABS致動器的信 號；操作用於表示對M模式的選擇的M模式指示器的信號；操作在液壓 控制單元42中結合的電磁閥的信號，該液壓控制單元42設置成控制動力 分配機構16和自動變速部分20的液壓操作摩擦接合裝置的液壓致動器； 操作被用作液壓控制單元42的液壓源的電動油泵的信號；驅動電熱器的信 號；和施加給巡航控制計算機的信號。圖7是示出由電子控制裝置50執行的主要控制功能的功能框圖。切換 控制裝置60設置成判定車輛狀況是處在其中驅動系統IO應當被置於無級 變速狀態的無級變速區域，還是處在其中驅動系統10應當被置於有級變速 狀態的有級變速區域。該判定基於例如在圖8或9中示出的所存儲的預定 關係而作出。在使用圖8 (切換邊界線圖)所示關係的情況下，所述判定 基於由實際發動機轉速NE和與混合動力車輛的驅動力有關的驅動力相關值、例如發動機輸出轉矩te所表示的車輛狀況而作出。根據圖8所示的關係，有級變速區域被設定為高轉矩區域(其中發動 機8的輸出轉矩te不低於預定值TE1的高輸出行駛區域)，或其中發動 機轉速NE不低於預定值NE1的高速區域，即其中作為車輛狀況之一併由 發動機轉速ne和總速比yT確定的車速不低於預定值的高車速區域，或其 中由發動機8的輸出轉矩Te和梓速NE計算出的車輛輸出不低於預定值的 高輸出區域。因此，當車輛以發動機8的較高的輸出轉矩或轉速行駛或以 較高的車輛輸出行駛時，實施有級變速控制。有級變速控制允許發動機轉 速NE由於變速器的升檔動作而變化，即發動機8的轉速的節奏性變化(rhythmic change)。也就是說，當車輛被置於應當滿足車輛駕駛員的增 大車輛驅動力的要求而非提高燃料經濟性的要求的高輸出行駛狀態時，無級變速狀態被切換至有級變速狀態(固定速比變速狀態)。因此，車輛駕駛員可感受發動機轉速ne的舒適的節奏性變化。另一方面，當車輛以發動機8的較低的輸出轉矩或轉速行駛或以較低的車輛輸出行駛、即當發動機 8處於正常輸出狀態時，實施無級變速控制。在圖8中限定有級變速區域 和無級變速區域的邊界線對應於由一系列高車速上限值所限定的高車速判定線，或由 一 系列高輸出上限值所限定的高輸出行駛判定線。當使用圖9所示的關係時，上述判定基於實際車速V和輸出轉矩TOUT 形式的驅動力相關值而作出。在圖9中，虛線表示限定用於從無級變速控 制切換到有級變速控制的預定車輛狀況的臨界車速VI和臨界輸出轉矩狀況。因而，在判定變速狀態是否應當在有級變速區域和無級變速區域之 間切換方面存在滯後。在圖9中，實線51表示限定電動機驅動區域的邊界電動機產生的驅動力來驅動。圖9還示出使用車速V和輸出轉矩Tout形 式的控制參數的變速邊界數據圖。當切換控制裝置60判定車輛狀況處於有級變速區域時，切換控制裝置 60禁止混合動力控制裝置62實施混合動力控制或無級變速控制，並使得 有級變速控制裝置64能夠實施預定的有級變速控制。在有級變速控制裝置 64根據基於圖8的關系所作出的判定而實施有級變速控制的情況下，有級 變速控制裝置64根據所存儲的預定的變速邊界數據圖實施自動變速控制。 在基於圖9的關係作出判定的情況下，根據圖9所示的變速邊界數據圖實 施自動變速控制。圖2示出選擇性地被接合以實施有級變速控制的液壓操作摩擦接合裝 置C0、 Cl、 C2、 B0、 Bl、 B2和B3的操作狀態的組合。在該自動有級變 速控制模式下，通過切換離合器C0的接合動作來建立第一至第四檔位， 並且動力分配機構16用作具有等於'T，的固定速比yO的副變速器。另一 方面，代替切換離合器C0而通過切換制動器B0的接合動作來建立第五檔 位，並且動力分配機構16用作具有例如等於大約0.7的固定速比的副 變速器。也就是說，在自動有級變速控制模式下，總體上包括用作副變速 器的動力分配機構16以及自動變速部分20的驅動系統10用作所謂的"自 動變速器"。上述驅動力相關值是與車輛的驅動力相對應的參數，其可以是自動變 速部分20的輸出轉矩Tout、發動機8的輸出轉矩TE或車輛的加速度值以及驅動輪38的驅動力矩或驅動力。發動機輸出轉矩TE可以是基於加速踏 板的操作角或節氣門的開啟角(或進氣量、空燃比或燃料噴射量)和發動 機轉速NE計算出的實際值，或者U於車輛駕駛員的加速踏板操作量或節 氣門的操作角計算出的需求車輛驅動力的估計值。所述車輛驅動力矩不僅 可基於輸出轉矩TouT等而且可基於差動齒輪裝置36的速比和驅動輪38 的半徑進行計算，或者可由轉矩傳感器等直接檢測。另一方面，當切換控制裝置60判定車輛狀況處於無級變速區域時，切 換控制裝置60命令液壓控制單元42釋放切換離合器C0和切換制動器B0 兩者，以將動力分配機構16置於電氣地建立的無級變速狀態。同時，切換 控制裝置60使得混合動力控制裝置62能夠實施混合動力控制，並命令有 級變速控制裝置64選擇和保持一個預定檔位或允許根據所存儲的預定的 變速邊界數據圖進行自動變速控制。在後一種情況下，有級變速控制裝置 64通過適當地選擇圖2的表中所示的摩擦接合裝置的操作狀態的組合一一 除了包括使切換離合器C0和切換制動器B0接合的組合以外一一而實施自 動變速控制。因而，在切換控制裝置60的控制下^:置於無級變速狀態的動 力分配機構16用作無級變速器，而串聯連接至動力分配機構16的自動變 速部分20用作有級變速器，從而驅動系統提供充足的車輛驅動力，使得傳 遞至被置於第一、第二、第三和第四檔位之一的自動變速部分20的旋轉運 動的速度、即動力傳遞部件18的轉速被連續地改變，從而當自動變速部分 20被置於這些檔位之一時驅動系統的速比在預定範圍上可連續變化。因 此，自動變速部分20的速比可在相鄰的檔位間連續變化，由此驅動系統 10的總速比YT在整體上可連續變化。混合動力控制裝置62控制發動機8以高效率運行，以便建立由發動機 8和第一電動機M1和/或第二電動機M2所產生的驅動力的最佳比例。例 如，混合動力控制裝置62基於加速踏板操作量和車輛行駛速度計算在車輛 的當前行駛速度V下車輛駕駛員所需的輸出，並基於計算出的所需輸出和 待儲存電能的所需產生量計算所需的車輛驅動力。基於計算出的所需車輛 驅動力，混合動力控制裝置62計算所需的發動機轉速和所需的總輸出，並根據計算出的所需總輸出和發動機轉速 控制發動機8的實際輸出和由第一電動機M1產生的電能的量。混合動力控制裝置62設置成在考慮自動變速部分20的當前選定檔位的同時控制自動變速部分20的變速動作，以便提高發動機8的燃料經濟性。在混合動力控制中，動力分配機構16被控制成用作電控無級變速器，用於對使發動機8有效運行的發動機轉速NE和車速V與由自動變速部分20的所選檔位確定的動力傳遞部件18的轉速進行最優的協調。也就是說，混合動力控制裝置62確定變速機構IO的總速比yT的目標值，使得發動機8根據所存儲的滿足發動機8的期望運行 效率和最高燃料經濟性兩者的最高燃料經濟性曲線而運行。混合動力控制裝置62控制差動部分11的速比y0,以獲得總速比yT的目標值，使得總 速比yT可被控制在預定範圍內，例如在13和0.5之間。混合動力控制裝置62控制逆變器68,使得由第一電動機M1產生的電 能經逆變器68供應到蓄電裝置70和第二電動機M2。也就是說，由發動 機8產生的驅動力的主要部分被機械地傳遞到動力傳遞部件18，而驅動力 的其餘部分^:第一電動機M1消耗以將該部分轉換成電能，該電能從第一 電動機M1經逆變器68供應到第二電動機M2並由第二電動機M2消耗， 或者從第一電動才/L Ml經逆變器68供應到蓄電裝置70並隨後由第一電動 機M1消耗。通過第二電動機M2或第一電動機M1的運行以由第一電動 機M1產生的電能所產生的驅動力被傳遞至動力傳遞部件18。這樣，驅動 機構IO設置有電氣路徑，由發動機8的驅動力的一部分的轉換所產生的電 能經此電氣路徑被轉換成機械能。該電氣路徑包括與電能的產生有關以及 與第二電動機M2對所產生電能的消耗有關的組成部件。不管發動機8是 否處於非運行狀態或怠速狀態，混合動力控制裝置62都可通過利用動力分 配機構16的電氣CVT功能來建立電動機驅動模式以驅動車輛。在切換控制裝置60、混合動力控制裝置62和有級變速控制裝置64的 上述布置中，當車輛處於發動機運行在正常輸出狀態下的低速或中速行駛 狀態或者低輸出或中輸出行駛狀態時，動力分配機構16被置於無級變速狀 態，從而確保了車輛的高度的燃料經濟性。另一方面，當車輛處於高速行駛狀態或發動機8以高轉速運行時，動力分配機構16被置於固定速比變速從而由於減小了機械能轉換成電能的損失而提高了燃料經濟性。當發動機 8處於高輸出狀態時，動力分配機構16被置於固定速比變速狀態。這樣， 只有當車速或輸出較低或中等時，動力分配機構16才被置於無級變速狀態，從而可減小由第一電動機M1產生的電能的需求量、即必須從第一電 動機M1傳遞的電能的最大量，由此可減小第一電動機M1的所需的電氣 反作用力，4吏得可最小化第一和第二電動機M1、 M2所需的尺寸和包括所 述電動機的驅動系統IO所需的尺寸。圖10示出變速裝置56形式的手動操作變速裝置的示例。變速裝置56 包括上述變速杆58，該變速杆例如配置成在側向靠近駕駛員座椅，且被手 動操作以選擇多個位置中的一個，這些位置包括用於將驅動系統10(即， 自動變速部分20)置於空檔狀態的駐車位置P,在所述空檔狀態下，動力 傳遞路徑由於切換離合器CO和切換制動器B0均置於分離(釋放)狀態而 斷開，且同時自動變速部分20的輸出旋轉部件22處於鎖止狀態；用於沿 倒退方向驅動車輛的倒退驅動位置R;用於將驅動系統10置於空檔狀態的 空檔位置N;自動前進驅動變速位置D;和手動前進驅動變速位置M。駐 車位置P和空檔位置N是在車輛未被驅動時選擇的非驅動位置，而倒退驅 動位置R以及自動和手動前進驅動變速位置D、 M是在車輛被驅動時選擇 的驅動位置。自動前進驅動變速位置D提供最高速度位置，並且在手動前 進驅動變速位置M中可選擇的位置"4"至"L，，是向車輛施加發動機制 動的發動機制動位置。手動前進驅動變速位置M在車輛縱向上與自動前進驅動變速位置D 處於相同的位置，在車輛橫向上與自動前進驅動變速位置D隔開或鄰近。 變速杆58,皮操作到手動前進驅動變速位置M，用於手動選擇位置"D"至 "L"之一。詳細地說，變速杆58可從手動前進驅動變速位置M向在車 輛縱向上相互隔開的升檔位置"+"和降檔位置"-"移動。每次變速杆58 向升檔位置"+"或降檔位置"-"移動，當前所選擇的位置變化一個位置。五個位置"D"至"L"具有各自不同的範圍下限一一驅動系統10的總速 比YT在所述範圍中可自動變化，即，具有各自不同的與驅動系統10的最 高輸出速度相對應的總速比yT的最小值。也就是說，五個位置"D"至"L，， 選捧各自不同的自動變速部分20的可自動選擇的檔位或速度位置的數量， 從而可獲得的最小總速比yT由所選擇的可選檔位數量來確定。變速杆58 由偏壓裝置例如彈簧偏壓，從而變速杆58從升檔位置"+"和降檔位置"-" 自動返回到手動前進驅動變速位置M。變速裝置46設置有可工作以檢測 變速杆58的當前所選操作位置的變速位置傳感器，從而表示變速杆58的 當前所選操作位置和在手動前進變速位置M中變速杆58的變速操作數量 的信號被提供給電子控制裝置50。當變速杆56被操作至自動前進驅動變速位置D時，切換控制裝置60 實施驅動系統10的自動切換控制，且混合動力控制裝置62實施動力分配 機構16的無級變速控制，同時有級變速控制裝置64實施自動變速部分20 的自動變速控制。例如，當驅動系統10被置於有級變速狀態時，驅動系統 IO的變速動作被自動控制成選擇圖2所示的第一檔位至第五檔位中適當的 一個檔位。當驅動系統10被置於無級變速狀態時，動力分配機構16的速 比被連續地改變，而自動變速部分20的變速動作被自動控制成選擇第一檔 位至第四檔位中適當的一個檔位，從而驅動系統10的總速比yT被控制成 在預定範圍內可連續變化。自動前進驅動位置D是被選擇成建立其中驅動 系統10可自動變速的自動變速模式(自動模式)的位置。另一方面，當變速杆68被操作至手動前進驅動變速位置M時，驅動 系統10的變速動作由切換控制裝置60、混合動力控制裝置62和有級變速 控制裝置54自動控制，使得總速比YT可在預定範圍內變化，所述預定範 圍的下限由具有最小速比的檔位確定，所述具有最小速比的檔位由位置 "D"至"L"中被手動選定的一個位置確定。例如，當驅動系統10被置 於有級變速狀態時，驅動系統10的變速動作^f皮自動控制在總速比的上 述預定範圍內。當驅動系統10被置於無級變速狀態時，動力分配機構16 的速比被連續地改變，而自動變速部分20的變速動作被自動控制成選擇由位置"D"至"L"中被手動選定的一個位置來確定其數量的檔位中適當的 一個檔位，從而驅動系統10的總速比yT被控制成在預定範圍內可連續變 化。手動前進驅動位置M是被選擇成建立其中變速機構10的可選檔位,皮手動選擇的手動變速模式(手動模式)的位置。參照圖11和12的剖視圖，分別示出車輛用驅動系統10的包括第一行 星齒輪組24和兩個電動機M1、 M2的部分，以及車輛用驅動系統10的包 括第二、第三和第四行星齒輪組26、 28、 30和最終減速齒輪裝置36的另 一部分。在車輛用驅動系統10中，如圖13所示，笫一、第二和第三軸線 CL1、 CL2、 CL3彼此相對地設置。圖11的剖視圖是沿包括第一軸線CL1 的平面截取的，而圖12的剖視圖是沿包括第二和第三軸線CL2、 CL3的 平面截取的。從圖13中看的水平方向是車輛的縱向或行駛方向，從同一個 圖中看的豎直方向是車輛的豎直方向，而垂直於圖13的平面的方向(即， 平行於軸線CL1-CL3的方向)是車輛的橫向或寬度方向。第一和第三軸 線CL1、 CL3在車輛的縱向上相互隔開一定距離並具有基^目同的豎直位 置，所述距離確定為防止在驅動齒輪19和大直徑齒輪31之間發生幹涉。 第二軸線CL2在縱向上位於第一和第三軸線CL1、 CL3之間，並且具有 比第一和第三軸線CL1、 CL3高的豎直位置。如圖11和12所示，殼體12包括四個布置在平行於軸線CL1-CL3的 軸向上並由螺栓(未示出)緊固在一起而成為流體密封的殼體結構的分離 部分，其形式為蓋狀的第一殼部12a、筒狀的第二殼部12b、筒狀的第三殼 部12c和蓋狀的第四殼部12d。第一、第二、第三和第四殼部12a、 12b、 12c、 12d是例如通過壓鑄由鋁形成的輕合金鑄件。第一殼部12a還用螺栓固定至發動機8，並固定至第二殼部12b，以便 封閉相對的軸向開口中位於發動機8側的開口。第二殼部12b包括將其內 部空間劃分為在第一軸線CL1側的空間和在第二軸線CL2側的空間的一 體隔壁80。第二殼部12b還包括將其內部空間劃分為在發動機8側的空間 和遠離發動機8的空間的一體隔壁82。在由第一殼部12a和第二殼部12b 的隔壁82所限定的空間內，容納有與第一軸線CL1同軸的第一電動機M1、與第二軸線CL2同軸的差動驅動齒輪84和與第三軸線CL3同軸的最終減 速齒輪裝置36。第一電動機Ml的轉子Mlr由第一殼部12a和第二殼部 12b的隔壁82經由一對軸承86可旋轉地支承，差動驅動齒輪84由第一殼 部12a和隔壁82經由一對軸承88可旋轉地支承，而最終減速齒輪裝置36 的差速器殼32由第 一和第二殼部12a、 12b經由一對軸承卯可旋轉地支承。 差動驅動齒輪84包括與大直徑齒輪31嚙合的環形外齒輪部84a和通過花 鍵配合至外齒輪部84a的內周表面並支承外齒輪部84a的軸部84b。大直 徑齒輪31和外齒輪部84a都是斜齒輪。第二殼部12b的隔壁80具有朝第一殼部12a伸出的軸向延伸部，並將 第一和第二殼部12a、 12b之間的內部空間劃分成容納差動驅動齒輪84的 第五容納室89和容納第一電動機M1的第一容納室91。隔壁80的延伸部 的自由端或末端和第一殼部12a共同限定允許潤滑劑從第五容納室89流向 第一容納室91的間隙A。間隙A可被認為用作貫穿隔壁80而形成的孔， 用於第五容納室89和第一容納室91之間的連通。動力分配機構16與第一軸線CL1同軸地容納在設置於第二殼部12b 中並由兩個隔壁80、 82限定的四個空間之一中，該空間位於第一軸線CL1 側，且位於遠離發動機8的一側。第三殼部12c包括在軸向上位於隔壁80附近的一體隔壁92，和一體支 承壁98,並設置有由螺栓94可拆卸地固定在一體支承壁98上的分離的支 承壁96。隔壁92和支承壁96、 98共同限定在其中與第一軸線CL1同軸 地容納第二電動機M2的第二容納室100形式的空間。支承壁96限定第二 容納室100的相對的軸向端中位於發動機8側的軸向端，而支承壁98限定 第二容納室100的遠離發動機8的另一個軸向端。第二電動機M2的轉子 M2r由支承壁96、 98經由一對軸承102可旋轉地支承。第三殼部12c還設置有形式為裝配在其中並用螺栓固定在其上的圓盤 的分離支承部件104，以限定設置在第三殼部12c中並位於第二軸線CL2 側的空間的相對的軸向端之一，該軸向端遠離發動機8。該支承部件104 用作可旋轉地支承第 一 中間軸40和第二中間軸42的支承部件，並用螺栓(未示出)可拆卸地固定在第三殼部12c上。第三殼部12c的支承部件104 和第二殼部12b的支承壁82共同限定在其中與第二軸線CL2同軸地容納 自動變速部分20的第三容納室106的相對的軸向端。第三殼部12c的支承壁98和支承部件104與第四殼部12d共同限定在 其中容納由相互嚙合的驅動齒輪和從動齒輪19、 21構成的驅動聯動裝置 23的第四容納室108。支承壁98包括在軸向上離開第二電動機M2、即朝 向第四殼部12d地延伸的筒狀突出部99，而支承部件104包括在同一軸向 上延伸的筒狀突出部105。驅動齒輪19由筒狀突出部99經由軸承110可 旋轉地支承，而從動齒輪21由筒狀突出部105經由軸承112可旋轉地支承。輸入旋轉部件14和動力傳遞部件18具有如此接合在一起的軸向端部， 即動力傳遞部件18的軸向端部裝配在形成於輸入旋轉部件14的軸向端部 中的孔內，4吏得輸入旋轉部件14和動力傳遞部件18可相對彼此旋轉。輸 入旋轉部件14在其軸向中部由第一殼部12a、以及在其上述軸向端部由動 力傳遞部件18的上述軸向端部間接地經由滾針軸承可旋轉地支承。動力傳 遞部件18由支承壁96經由滾針軸承間接地可旋轉地支承，並由支承壁98 直接地可旋轉地支承。在本實施例中，輸入旋轉部件14和動力傳遞部件 18分別用作第一和第二輸入軸。在第一輸入軸14上同軸地配置有第一電 動機Ml、切換離合器CO和切換制動器BO形式的液壓操作摩擦接合裝置 以及動力分配機構16。在第二輸入軸18上同軸地配置有第二電動機M2。第一電動機M1的定子Mls裝配在第二殼部12b中，與第二殼部12b 的內周表面接觸，而轉子Mlr通過花鍵配合至具有形成在一個軸向端部的 第一太陽齒輪S1並延伸穿過支承壁82的管狀太陽齒輪軸114。因此，轉 子Mlr和第一太陽齒輪Sl —起旋轉。太陽齒輪軸114由輸入旋轉部件14 的外周面可旋轉地支承。輸入旋轉部件14的遠離發動機8的軸向端部一體 地固定至第一行星架CA1,從而第一行星架CA1與輸入旋轉部件14 一起 旋轉。因此，輸入旋轉部件14也用作第一行星齒輪組24或動力分配機構 16的輸入軸。圓盤形式的支承部件116被設置成支承第一行星齒輪組24的筒狀的第一齒圈Rl，使得支承部件116通過花鍵配合至笫一齒圏Rl的內周表面以 及通過花鍵配合至動力傳遞部件18的軸向端部的外周面，從而第一齒圏 Rl和動力傳遞部件18作為一個單元旋轉。切換離合器Cl配置在支承壁 82和第一行星齒輪組24之間，以選擇性地連接第一行星架CA1和太陽齒 輪軸114,而切換制動器B0配置在第一行星齒輪組24的徑向外側，更確 切地，配置在第一行星齒輪組24和第二殼部12b的內表面之間，以將太陽 齒輪軸114選擇性地固定至第二殼部12b。第二電動機M2的定子M2s用螺栓117固定至第三殼部12c的內表面， 而第二電動機M2的轉子M2r由支承壁96和支承壁98經由一對軸承102 可旋轉地支承。管狀動力傳遞部件18具有階梯軸向部，所述階梯軸向部具 有不同的在軸向上從支承壁98朝向發動機8減小的直徑。動力傳遞部件 18延伸穿過第二電動機M2的轉子M2r，並通過花鍵配合至轉子M2r的 內周表面，從而動力傳遞部件18和轉子M2r作為一個單元旋轉。因此， 在其中第二電動機M2固定就位的第三殼部12c相對於其中第一電動機Ml 和第一行星齒輪組24安設就位的第二殼部12b被組裝後，動力傳遞部件 18能插入穿過第二電動機M2、第一行星齒輪組24和第一電動機M1。在 動力傳遞部件的遠離發動機8的軸向端部的外周面上通過花鍵配合有固定 至驅動齒輪19的內周表面的筒狀連接部件118,從而驅動齒輪19經由連 接部件118裝配在動力傳遞部件18的上述軸向端部上，使得驅動齒輪19 和動力傳遞部件18作為一個單元旋轉。第一中間軸40、第二中間軸42、輸出旋轉部件22和差動驅動齒輪84 在軸向上從從動齒輪21朝向發動機8側以它們被提及的順序與第二軸線 CL2同軸布置。在第一中間軸40的遠離第二中間軸42的軸向端部上通過 花鍵配合有固定至從動齒輪21的內周表面的筒狀連接部件120。形成在第 二和第三殼部12b、 12c中以及形成在支承部件104和支承壁82之間的容 納自動變速部分20的第三容納室106具有階梯軸向部，所述階梯軸向部的 內周表面具有不同的在軸向上從支承壁82朝向從動齒輪21減小的直徑。 因此，在沒有支承部件104的情況下，自動變速部分20能通過第三容納室106的開口 121安裝到室106中。支承部件104以在軸向和徑向上的高度 定位精度裝配在第三殼部12c的臺肩部中，並且用螺栓(未示出)可拆卸 地固定在第三殼部12c上。容納自動變速部分20的第三容納室106未設置任何支承壁，從而第三 容納室106的軸向尺寸被減到最小。更具體而言，第一中間軸40由支承部 件104經由滾針軸承122可旋轉地支承，較長的第二中間軸42的位於第一 中間軸40側的軸向端部裝配在形成於第一中間軸40的相鄰軸向端部中的 孔內並由第一中間軸40經由襯套122可旋轉地支持，而第二中間軸42的 位於差動驅動齒輪84側的軸向端部裝配在由支承壁82經由滾針軸承126 可旋轉地支承的管狀輸出旋轉部件22中，並由輸出旋轉部件22經由襯套 128可旋轉地支承。這樣，分別用作自動變速部分20的輸入和輸出軸的第 一中間軸40和輸出旋轉部件22由支承部件104和支承壁82可旋轉地支承， 而配置在第一中間軸40和輸出旋轉部件22之間並用作自動變速部分20 的中間軸的第二中間軸42在其相對的軸向端部由第一中間軸40和輸出旋 轉部件22可4t轉地支承，而沒有任何支承第二中間軸42的中間支承壁， 第二中間軸42支承第二、第三和第四行星齒輪組26、 28、 30。因此，能 減小自動變速部分20所需的軸向尺寸。太陽齒輪軸114由第二中間軸42可旋轉地支承，第一離合器Cl配置 在第一和第二中間軸40、 42之間，而第二離合器C2配置在第一中間軸40 和太陽齒輪軸114之間。第二和第三太陽齒輪S2、 S3與太陽齒輪軸114 一體地形成。輸出旋轉部件22連接至第四行星架CA4，並通過花鍵配合 至差動驅動齒輪84的軸部84b。第二和第三制動器B2、 B3具有外徑小於 第三容納室106的開口 121的內徑的摩擦盤和活塞，從而在沒有支承部件 104的情況下第二和第三制動器B2、B3能通過開口 131安裝到第三容納室 106中。類似地，安裝在第一中間軸40的外周面上的第一和第二離合器 Cl、 C2的子組件以及安裝在第二中間軸42的外周面上的第二、第三和第 四行星齒輪組26、 28、 30的子組件具有比開口 121的內徑小的外徑，從而 在沒有支承部件104的情況下這些子組件能通過開口 131在第三容納室106中安裝就位。如上所述地構造的車輛用驅動系統IO如圖14的流程圖所示地被組裝。 在第一步驟Kl中，將第一殼部12a和第二殼部12b組裝在一起，並將第 一電動機Ml、差動驅動齒輪84和最終減速齒輪裝置36容納在第一殼部 12a和第二殼部12b之間的空間內，使得第一電動機Ml與第一軸線CL1 同軸，而差動驅動齒輪84和最終減速齒輪裝置36與相應的第二和第三軸 線CL2、 CL3同軸。獨立於自動變速部分20的安裝地且在自動變速部分 20的安裝之前安裝差動驅動齒輪84。在第二步驟K2中，將輸入旋轉部件14插入以延伸穿過安裝在第一和 第二殼部12a、 12b之間的空間內的第一電動機Ml，並將切換離合器CO、 切換制動器BO和第一行星齒輪裝置24的子組件安裝在第二殼部12b內的 空間的一部分中，輸入旋轉部件14的遠離發動機8的軸向端部延伸到該部 分中。應當指出，可在下述的第四和第五步驟K4、 K5之後執行第一和第 二步驟K1和K2。在第三步驟K3中，將第二殼部12b (第一分離殼)和 其中已安裝有第二電動機M2的第三殼部(第二分離殼)組裝在一起，並 將動力傳遞部件18插入第二電動機M2和第一行星齒輪組24。在第四步驟K4中，將第三制動器B3的活塞和摩擦盤以及第二制動器 B2的活塞和摩擦盤通過第三殼部12c的開口 121安裝到第三容納室106中， 使得第三制動器B3位於第二制動器B2的相對的軸向側中遠離開口 121的 一側。然後，將安裝在第二中間軸42上的第二、第三和第四行星齒輪組 26、 28、 30的子組件安裝到第三容納室106中。在該第四步驟K4中，使 自動變速部分20的連接到第四行星齒輪組30的第四行星架CA4的輸出旋 轉部件22通過花鍵配合至差動驅動齒輪84的由已組裝在一起的第一和第 二殼部12a、 12b支承的軸部84b，從而輸出旋轉部件22和差動驅動齒輪 84作為一個單元旋轉。在第五步驟K5中，將支承部件104裝配在第三殼 部12c中，並用螺栓(未示出)固定在第三殼部12c中。在第六步驟K6中，將驅動齒輪19和從動齒輪21分別經由軸承110、 112分別安裝到支承壁98和支承部件104上，使得驅動齒輪19由連接部件118連接至動力傳遞部件18的軸向端部，而從動齒輪21由連接部件120 連接至第一中間軸40的軸向端部，並將第四殼部12d固定在第三殼部12c 上，以便覆蓋驅動齒輪19和從動齒輪21。在本車輛用驅動系統10中，第二殼部12b的支承壁82具有油路，加 壓工作油經該油路從變速控制閥(未示出)供應至切換離合器CO和切換 制動器B0形式的液壓操作差動限制裝置以及自動變速部分20的制動器 B2、 B3等形式的摩擦接合裝置。如在圖15中放大示出，這些油路包括用 於將工作油供應至油室132以推進切換離合器CO的活塞130的離合器接 合油路134。如在圖16中放大示出，所述油路還包括用於將工作油供應至 油室138以推進位動器B3的第一和第二活塞136a、 136b的制動器接合油 路140。在油室138中，第一和第二活塞136a、 136b可相互抵靠接觸地移 動。 一固定不動的隔壁142設置成將將第一和第二活塞136a、 136b之間的 空間劃分成兩部分，從而液壓力作用於第一活塞136a的背表面，而大氣壓 力作用於第二活塞136b的前表面。因此，活塞136a、 136b被基於是油室 138截面積的兩倍的壓力接收表面的較大的力推進。第三殼部12c的支承壁98和裝配在第三殼部12c中的支承部件104具 有用於將潤滑劑供應至車輛用驅動系統10的各個旋轉部件的軸承部和齧 合部的油路。例如，如圖11、 15和17所示，與第一軸線CL1同軸的輸入 旋轉部件14和動力傳遞部件18具有形成為平行於第一軸線CL1延伸的軸 向油路146和形成為沿徑向延伸的多個徑向油路148，用於將潤滑劑引向 預定潤滑點。第三殼部12c的支承壁98具有接納從調節閥(未示出)傳送 的潤滑劑的潤滑劑通路150，動力傳遞部件18在其與潤滑劑通路150的開 口端相反的軸向位置處具有沿其徑向形成的與潤滑劑通路150連通的潤滑 劑進入通路152。潤滑劑通路150和潤滑劑進入通路152位於驅動齒輪19 的軸承110和第二電動機M2的轉子M2r的兩個軸承102中位於轉子M2r 的遠離發動機8的一側的那個軸承之間。經潤滑劑通路150和潤滑劑iiA通路152引入的潤滑劑沿相反的軸向 被傳送通過貫穿動力傳遞部件18形式的第二輸入軸形成的軸向通路146而到達第一行星齒輪組24和驅動齒輪19，從而軸承86、第一行星齒輪組 24的行星架CA1、軸承110和滾針軸承被經由與軸向通路146連通的徑向 油路148傳送的潤滑劑所潤滑。潤滑劑不僅通過徑向通路148，還通過貫 穿連接部件118形成而沿徑向延伸的徑向油路154和貫穿筒狀突出部99 形成而沿徑向延伸的徑向油路156供應到支承驅動齒輪19的軸承110。構成差動機構的一部分的第一行星齒輪組24由動力傳遞部件18的軸 向端部和輸入旋轉部件14的裝配在動力傳遞部件18的上述軸向端部上的 軸向端部支承，使得動力傳遞部件18和輸入旋轉部件14可相對彼此旋轉。 如圖15所示，動力傳遞部件18和輸入旋轉部件14的這些軸向端部具有各 自的形成為沿徑向延伸的徑向通路148a、 148b,從而從軸向油路146供應 的潤滑劑經徑向通路148a、 148b被傳送到第一行星齒輪組24,尤其是傳 送到行星架CA1和小齒輪Pl之間的作用有較大負荷的部分。如圖12、 16和18所示，第一中間軸40、第二中間軸42和差動驅動 齒輪84的軸部84b具有形成為平行於第二軸線CL2延伸的軸向油路160 和形成為沿徑向延伸的多個徑向油路162,用於將工作流體引向預定潤滑 點。支承部件104具有潤滑劑通路164，從調節閥(未示出)傳送的工作 流體經該潤滑劑通路164作為潤滑劑被供應。第一中間軸40在其與潤滑劑 通路164的開口端相反的軸向位置處具有與潤滑劑通路164連通的多個潤 滑劑進入通路166。因此，經潤滑劑通路164和潤滑劑進入通路166供應 到軸向通路160的加壓工作油經徑向油路162淨皮傳送到軸承112，自動變 速部分20的第二、第三和第四行星齒輪組26、 28、 30，自動變速部分20 的摩擦接合裝置Cl、 C2、 Bl、 B2、 B3，軸承88和襯套。潤滑劑通過徑 向油路162、貫穿連接部件120形成而沿徑向延伸的徑向油路168和貫穿 筒狀突出部105形成而沿徑向延伸的徑向油路170供應到支承從動齒輪21 的軸承112。如上所述，工作油從支承部件104的潤滑劑通路164經形成在第一中 間軸40的軸向中間位置處的潤滑劑進入通路166供應到貫穿第 一和第二中 間軸40、 42形成的軸向通路160中。因此，工作油沿相反的軸向被傳送到從動齒輪21和自動變速部分20，到達設置在自動變速部分20的潤滑點處 的徑向油路162的距離減小，並且能減小軸向通路160所需的橫截面積。第一殼部12a還具有用於向軸向通路160供應工作油的潤滑劑通路 172，使得工作油經潤滑劑通路172供應到軸向通路160的位於差動驅動齒 輪84的軸部84b內的一部分，用於潤滑一對軸承88。潤滑劑經軸向通路 160、通過軸部84b和第二中間軸42之間的間隙以及彼此通過花鍵配合的 輸出旋轉部件22和軸部84b之間的間隙傳送到差動驅動齒輪84的外齒輪 部84a的齒，並傳送到兩個軸承88中位於從動齒輪21側的那個。潤滑劑 還經軸向通路160、通過貫穿軸部84b形成在其與位於發動機8側的另一 個軸承88相對應的軸向位置處的徑向油路174和形成在外齒輪部84a的端 面中的徑向槽176傳送到所述另一個軸承88和外齒輪部84a的齒。這樣， 通過潤滑劑通路172、徑向通路174和徑向槽176，以及通過貫穿支承部件 104形成的潤滑劑通路164,軸向通路160被供應以足量的潤滑劑。如圖16所示，差動驅動齒輪84的外齒輪部84a的內周表面在遠離自 動變速部分20的一側具有花鍵軸向部Sda。該花鍵軸向部Sda通過花鍵配 合到軸部84b的外周面的位於遠離自動變速部分20的一側的花鍵軸向部 Sdb上。外齒輪部84a的內周表面的位於自動變速部分20側的另一個軸向 部緊密配合在軸部84b的外周面的位於自動變速部分20側的另 一個軸向部 上。在外齒輪部84a和一對軸承88之間，在預定的軸向位置處安插有一對 止推軸承178，用於接收作用在差動驅動齒輪84上的軸向負荷。在本車輛用驅動系統10中，離合器Cl和C2形式的輸入側液壓操作摩擦接合裝置經貫穿裝配在第三殼部12c中的支承部件104形成的油路被 供應以工作流體。如在圖18中放大示出，這些油路包括離合器接合油路 184，其用於將工作油供應到的油室182中以推進離合器C1的活塞180。在根據本發明的本實施例構造的車輛用驅動系統10中，輸入旋轉部件 14 (第一輸入軸)由設置在殼體12上的第一殼部12a (第一支承部)和動 力傳遞部件18 (第二輸入軸)的軸向端部可旋轉地支承，動力傳遞部件18 由設置在殼體12上的支承壁96 (第三支承部)和支承壁98 (第四支承部)可旋轉地支承。因而，只有第一殼部12a、動力傳遞部件18的軸向端部和 支承壁96、 98被用於以高度的徑向支承精度和同心度可旋轉地支承輸入旋 轉部件14和動力傳遞部件18，並且動力傳遞部件18的軸向端部被用於在 輸入旋轉部件14的軸向端部可旋轉地支承輸入旋轉部件14,從而能有效 地減小車輛用驅動系統10所需的軸向尺寸。本車輛用驅動系統10還布置成使得動力傳遞部件18 (第二輸入軸) 設置有圓盤形式的支承部件116,所述圓盤通過花鍵配合至動力傳遞部件 18的外周面，使得支承部件116支承第一行星齒輪組24 (差動機構)的齒 圏Rl形式的4t轉元件，從而差動機構和動力傳遞部件18能容易地被組裝。本車輛用驅動系統10還布置成使得動力傳遞部件18 (第二輸入軸) 支承第二電動才幾M2的轉子M2r而與轉子M2r —起^走轉，並且轉子M2r 由支承壁96 (第三支承部)和支承壁98 (第四支承壁)可旋轉地支承。這 樣，第二電動機M2的具有較大負荷的轉子M2r由兩個支承壁96、 98可 旋轉地支承。本車輛用驅動系統10還布置成使得第一電動機M1的轉子Mlr由第 一殼部12a (第一支承部)和支承壁82 (第二支承部)可旋轉地支承，從 而輸入旋轉部件14 (第一輸入軸)不接收第一電動機Ml的轉子Mlr的負 荷，由此能簡化用於支承輸入旋轉部件14的結構。本車輛用驅動系統10還布置成使得驅動齒輪19裝配在動力傳遞部件 18 (第二輸入軸)的與其支承輸入旋轉部件14 (第一輸入軸)的軸向端部 相反的軸向端部上，在該軸向端部處動力傳遞部件18由支承壁98 (第四 支承部)支承，從而具有較大直徑和較大負荷的驅動齒輪19主要由支承壁 98可旋轉地支承。在本車輛用驅動系統IO中，殼體12包括形式為蓋狀的第一殼部12a、 筒狀的第二殼部12b和筒狀的第三殼部12c的三個分離的軸向部。上述第 一支承部與所述蓋狀的第一殼部12a —體形成，支承壁82形式的上述笫二 支承部與筒狀的第二殼部12b的軸向中間部一體形成。此外，支承壁96 形式的上述第三支承部固定在筒狀的第三殼部12c的位於發動機8 (車輛驅動力源)側的軸向端部上，並且支承壁98形式的上述第四支承部與筒狀 的第三殼部12c的遠離發動機8 (車輛驅動力源)的軸向端部一體形成。 在本驅動系統10中，輸入旋轉部件14由形成在第一殼部12a上的第一支 承部和動力傳遞部件18的軸向端部可旋轉地支承，而動力傳遞部件18由 固定在第三殼部12c的位於發動機8側的軸向端部上的支承壁96和形成在 第三殼部12c的遠離發動機8的另一軸向端部上的支承壁98可旋轉地支 承。因而，輸入旋轉部件14和動力傳遞部件18以高度的徑向支承精度和 同心度被支承。此外，在輸入旋轉部件14的遠離發動機8的軸向端部沒有 任何支承壁來支承輸入旋轉部件14,並且利用動力傳遞部件18的軸向端 部來支承輸入旋轉部件14，使得能減小車輛用驅動系統10所需的軸向尺 寸。在本車輛用驅動系統10中，支承壁82形式的第二支承部與筒狀的第 二殼部12b —體形成，第一電動機M1的轉子Mlr由所述第二支承部可旋 轉地支承，並且所述第二支承部具有離合器接合油路134，該離合器接合 油路用於供應加壓的工作流體以使切換離合器C0接合，切換離合器C0是 用於控制動力分配機構16的差動功能的差動限制裝置的一部分。實施例2以下將說明本發明的其它實施例。在對其它實施例的以下說明中，與 笫 一 實施例中所用的相同的附圖標記用來表示功能相同的元件，其冗餘說 明將省略。參照圖19的局部剖視圖，其示出根據本發明第二實施例的車輛用驅動 系統186的一部分。該驅動系統186與第一實施例的驅動系統10的不同之 處僅在於，代替驅動聯動裝置23而設置驅動聯動裝置188。如圖19所示， 驅動聯動裝置188包括主動鏈輪l卯、從動鏈輪192和連接帶194，連接帶 194由金屬或樹脂製成並連接主動鏈輪l卯和從動鏈輪192。主動鏈輪l卯 經連接部件118安裝在動力傳遞部件18的軸向端部上，使得主動鏈輪190 和動力傳遞部件18作為一個單元繞第一軸線CL1旋轉。從動鏈輪192經連接部件120安裝在第一中間軸40的軸向端部上，使得從動鏈輪192和第 一中間軸40作為一個單元繞第二軸線CL2旋轉。這樣，驅動聯動裝置188 布置成將驅動力從動力傳遞部件18傳遞到第一中間軸40，使得第一中間 軸40與動力傳遞部件18以相同方向旋轉。本第二實施例與前述實施例具 有基本相同的優點。實施例3接下來參照圖20的局部剖視圖，其示出根據本發明第三實施例的車輛 用驅動系統196的一部分。該驅動系統196與第一實施例的驅動系統10 的不同之處在於，發動機8的軸向位置與在第一實施例中相反，並且在差 動驅動齒輪84和最終減速齒輪裝置36的大直徑齒輪31之間設置有惰性齒 輪200。惰性齒輪200由第一和第二殼部12a、 12b經由軸承198可旋轉地 支承。在本第三實施例中，第四軸線CL4設置在第二和第三軸線CL2、 CL3之間並與它們平行，惰性齒輪200繞第四軸線CL4被可旋轉地支承， 並與差動驅動齒輪84和最終減速齒輪裝置36的大直徑齒輪31嚙合。惰性 齒輪200將旋轉運動從差動驅動齒輪84傳遞到大直徑齒輪31,而無需改 變旋轉運動的速度。本第三實施例與前述實施例具有基本相同的優點。實施例4參照圖21的示意圖，其示出根據本發明第四實施例的車輛用驅動系統 210的布置，與前述實施例一樣，驅動系統210包括自動變速部分212並 容納在殼體12內。該驅動系統210與圖1的第一實施例的驅動系統10的 不同之處在於如在第二實施例中那樣，代替驅動聯動裝置23設置有驅動 聯動裝置188;同時如在第三實施例中那樣，在差動驅動齒輪84和最終減 速齒輪裝置36的大直徑齒輪31之間設置有惰性齒輪200;以及代替自動 變速部分20設置有包括兩個行星齒輪組26、28的Ravigneaux式自動變速 部分212。自動變速部分212包括單小齒輪式的第二行星齒輪組26和單小齒輪式的第三行星齒輪組28。第三行星齒輪組28具有第三太陽齒輪S3;多個 相互嚙合的第三行星齒輪P3;第三行星架CA3，其支承第三行星齒輪P3， 使得第三行星齒輪P3中的每一個能繞其軸線以及繞第三太陽齒輪S3的軸 線旋轉；和第三齒圏R3，其經第三行星齒輪P3與第三太陽齒輪S3嚙合。 例如，第三行星齒輪組28具有約為0.315的齒數比p3。第二行星齒輪組 26具有第二太陽齒輪S2;與第三行星齒輪P3之一一體形成的第二行星 齒輪P2;第二行星架CA2，其與第三行星架CA3—體形成；和第二齒圏 R2，其與第三齒圏R3 —體形成並經第二行星齒輪P2與第二太陽齒輪S2 嚙合。例如，第二行星齒輪組26具有約為0.368的齒數比p2。自動變速部 分212是Ravigneaux式的變速器，其中第二和第三行星架CA2、 CA3彼 此成一體，而第二和第三齒圏R2、 R3彼此成一體。與第三行星齒輪P3 之一成一體的第二行星齒輪P2的直徑或齒數可不同於第三行星齒輪P3。 第二行星齒輪P2可與第三行星齒輪P3分開形成。類似地，第二行星架 CA2和第二齒圏R2可與相應的第三行星架CA3和齒圏R3分開形成。在 第二太陽齒輪S2、第二齒圏R2、第三太陽齒輪S3和第三齒圏R3的齒數 分別用ZS2、 ZR2、 ZS3和ZR3表示的情況下，上述齒數比p2和p3分別 用ZS2/ZR2和ZS3/ZR3表示。在自動變速部分212中，第二太陽齒輪S2經第二離合器C2選擇性地 連接至第一中間軸40，並經第一制動器B1選擇性地固定到殼體12上。第 二行星架CA2和第三行星架CA3經第三離合器C3選擇性地連接至第一 中間軸40,並經第二制動器B2選擇性地固定到殼體12上，而第二齒團 R2和第三齒圏R3固定到輸出旋轉部件22上。第三太陽齒輪S3經第一離 合器Cl選擇性地連接至第一中間軸40。本第四實施例與前述實施例具有 基本相同的優點。在如上所述地構造的車輛用驅動系統210中，如圖22的表所示，通過 從上述切換離合器CO、第一離合器C1、第二離合器C2、第三離合器C3、 切換制動器BO、第一制動器Bl和第二制動器B2中選擇的摩擦接合裝置 的相應組合的接合動作來選擇性地建立第一檔位(第一速度位置)至第五檔位(第五速度位置)、倒檔檔位(向後驅動位置)和空檔位置中的一個。在本實施例中，動力分配機構16也設置有切換離合器C0和切換制動器 BO,使得如上所述，通過切換離合器CO或切換制動器BO的接合，動力分 配機構16能選擇性地被置於其中動力分配機構16可作為帶有具有一個速 比的單一檔位或具有各自相應速比的多個檔位的變速器工作的固定速比變 速狀態，以及其中動力分配機構16可作為無級變速器工作的無級變速狀 態。因此，在本車輛用驅動系統210中，由自動變速部分212和通過切換 離合器CO或切換制動器B0的接合被置於固定速比變速狀態的動力分配機 構16來構成有級變速器，並且由自動變速部分212和在切換離合器CO或 切換制動器B0都未被接合的情況下被置於無級變速狀態的動力分配4幾構 16來構成無級變速器。實施例5參照圖23的示意圖，其示出根據本發明第五實施例的車輛用驅動系統 216的布置，與前述實施例一樣，驅動系統216包括自動變速部分214並 容納在殼體12內。該驅動系統216與第一實施例的驅動系統10的不同之 處在於，發動機8的軸向位置與在第一實施例中相反，並且代替自動變速 部分20設置自動變速部分214。自動變速部分214包括單小齒輪式的第二行星齒輪組26和單小齒輪式 的第三行星齒輪組28,第二行星齒輪組26具有約為0.532的齒數比p2， 第三行星齒輪組28具有約為0.418的齒數比p3。第二行星齒輪組26的第 二太陽齒輪S2和第三行星齒輪組28的第三太陽齒輪S3彼此形成為一體， 經第二離合器C2選擇性地連接至笫一中間軸40，並經第一制動器Bl選 擇性地固定到殼體12上。第二行星齒輪組26的第二行星架CA2和第三行 星齒輪組28的第三齒圏R3彼此形成為一體，並固定到輸出旋轉部件22 上。第二齒圏R2經第一離合器C1選擇性地連接至第一中間軸40,笫三 行星架CA3經第二制動器B2選擇性地固定到殼體12上。在如上所述地構造的車輛用驅動系統216中，如圖24的表所示，通過從上述切換離合器CO、第一離合器C1、第二離合器C2、切換制動器B0、 第一制動器B1和第二制動器B2中選擇的摩擦接合裝置的相應組合的接合 動作來選擇性地建立第一檔位(第一速度位置)至第四檔位(第四速度位 置)、倒檔檔位(向後驅動位置)和空檔位置中的一個。這些檔位具有各 自的按幾何級數改變的速比Y (輸入軸轉速Nm/輸出軸轉速NouT)。在本 實施例中，動力分配機構16也設置有切換離合器C0和切換制動器B0， 使得如上所述，通過切換離合器CO或切換制動器BO的接合，動力分配機 構16能選擇性地被置於其中動力分配機構16可作為帶有具有一個速比的 單一檔位或具有各自相應速比的多個檔位的變速器工作的固定速比變速狀 態，以及其中動力分配機構16可作為無級變速器工作的無級變速狀態。實施例6參照圖25的示意圖，其示出根據本發明第六實施例的車輛用驅動系統 220的布置，與前述實施例一樣，驅動系統220包括自動變速部分218並 容納在殼體12內。該驅動系統220與圖21的第四實施例的驅動系統210 的不同之處在於，代替自動變速部分212設置自動變速部分218,並且代 替驅動聯動裝置188設置驅動聯動裝置23，同時未設置情性齒輪200。自動變速部分218包括雙小齒輪式的第二行星齒輪組26和單小齒輪式 的第三行星齒輪組28。第二行星齒輪組26具有第二太陽齒輪S2;多個 相互嚙合的第二行星齒輪P2;第二行星架CA2，其支承第二行星齒輪P2， 使得第二行星齒輪P2的每一個可繞其軸線以及繞第二太陽齒輪S2的軸線 旋轉；和第二齒圏R2，其經第二行星齒輪P2與第二太陽齒輪S2嚙合。 例如，第二行星齒輪組26具有約為0.461的齒數比p2。第三行星齒輪組 28具有第三太陽齒輪S3;第三行星齒輪P3;第三行星架CA3，其支承 第三行星齒輪P3，使得第三行星齒輪P3可繞其軸線以及繞第三太陽齒輪 S3的軸線4t轉；和第三齒圏R3，其經第三行星齒輪P3與第三太陽齒輪 S3嚙合。例如，第三行星齒輪組28具有約為0.368的齒數比p3。自動變速部分218設置有第一和第二制動器B1、 B2以及第一、第二和第三離合器Cl-C3。第二太陽齒輪S2經第一離合器Cl選擇性地連接至 動力傳遞部件18，第二行星架CA2和第三太陽齒輪S3彼此形成為一體， 經第二離合器C2選擇性地連接至第一中間軸40,並經第一制動器Bl選 擇性地固定到殼體12上。第二齒圏R2和第三行星架CA3彼此形成為一 體，經第三離合器C3選擇性地連接至第一中間軸40，並經第二制動器B2 固定到殼體12上，而第三齒圏R3固定到輸出旋轉部件22上。在本第六 實施例中，自動變速部分218的變速動作如在第四實施例中所用的圖22 的表中所示地執行。本第六實施例與前述實施例具有基本相同的優點。儘管上面已參照僅用於例示性目的的

了本發明的優選實施 例，但是應當理解，如下所述，本發明可進行各種變化和變型。在所示實施例的車輛用驅動系統10、 210、 216、 220中，動力分配機 構16選擇性地被置於其差動狀態和非差動狀態之一，使得驅動系統10可 在無級變速狀態和有級變速狀態之間切換，其中在無級變速狀態驅動系統 可作為電控無級變速器工作，而在有級變速狀態驅動系統可作為有級變速 器工作。但是，在無級變速狀態和有級變速狀態之間的切換隻是動力分配 機構16在差動狀態和非差動狀態之間切換的一種形式。例如，即使在動力 分配機構16被置於差動狀態時，動力分配機構16也可作為其速比可有級 變化的有級變速器工作。換句話說，驅動系統10、 210、 216、 220 (動力 分配機構16)的差動狀態和非差動狀態不必一定分別對應於無級變速狀態 和有級變速狀態，並且驅動系統10不必在無級變速狀態和有級變速狀態之 間切換。在所示實施例的動力分配機構16中，第一行星架CA1固定到發動機 8上，第一太陽齒輪S1固定到第一電動機M1上，而第一齒圏R1固定到 動力傳遞部件18上。但是，這種布置不是必需的。發動機8、第一電動機 Ml和動力傳遞部件18可固定到從第一行星齒輪組24的三個元件CA1、 Sl和Rl中選擇的任何其它元件上。儘管在所示實施例中發動機8直接固定到差動機構輸入軸14上，但是 發動機8也可通過諸如齒輪和帶之類的任何合適的部件可操作地連接到輸入軸14上，並且無需配置成與輸入軸14同軸。儘管在所示實施例中動力分配機構16設置有切換離合器C0和切換制 動器B0，但是動力分配機構16無需設置有切換離合器CO和切換制動器 B0兩者。儘管切換離合器CO設置成使第 一太陽齒輪Sl和第 一行星架CA1 選擇性地相互連接，但是切換離合器CO也可設置成使第一太陽齒輪SI和 第一齒圏Rl選擇性地相互連接，或者使第一行星架CA1和第一齒圏Rl 選擇性地連接。也就是說，切換離合器CO可配置成連接第一行星齒輪組 24的三個元件之中的任意兩個。儘管在所示實施例的驅動系統IO、 210、 216、 220中使切換離合器C0 接合來建立空檔位置N，但是切換離合器CO無需進行接合以建立空檔位 置。在所示實施例中用作切換離合器CO、切換制動器BO等的摩擦接合裝 置可用諸如粉末離合器(磁粉離合器)、電磁離合器和嚙合式牙嵌離合器 之類的磁力式、電磁式或機械式的接合裝置來代替。根據所示實施例的驅動系統10、 210、 216、 220中的每一個是用於混 合動力車輛的驅動系統，在該混合動力車輛中，驅動輪38不僅可由發動機 8來驅動，而且可由第一電動機或第二電動機M2來驅動。但是，本發明 的原理也可應用於這樣的車輛用驅動系統，其中動力分配才幾構16不能以混 合動力控制模式工作，而是僅用作所謂的"電氣CVT"的無級變速器。儘管在所示實施例中動力分配機構16由一個行星齒輪組構成，但是動 力分配機構16也可由兩個或多個行星齒輪組構成。在這種情況下，動力分 配機構16在固定速比變速狀態下用作具有三個或多個檔位的變速器。在所示實施例中，自動變速部分20包括三個行星齒輪組26、28和30。 但是，如在JP-2003-301731A中所公開的那樣，自動變速部分20也可由包 括一個行星齒輪組的減速機構來代替，並且可包括四個或更多個行星齒輪 組。也就是說，在行星齒輪組的數量、檔位的數量以及離合器C和制動器 B與行星齒輪組的元件的選擇性連接方面，自動變速器的構造不限於所示 實施例的細節。車輛用驅動系統IO、 210、 216、 220可修改成使得第二電動機M2配 置在驅動齒輪19的遠離第一行星齒輪組24的一個軸向側，和/或使得第一 離合器Cl配置在從動齒輪21的遠離第二行星齒輪組26的一個軸向側。儘管在所示實施例中支承壁82、 98與殼體12形成為一體，但是這些 支承壁也可與殼體12分開形成並固定到殼體12上。相反，與殼體12分開 形成並固定到殼體12上的支承壁96也可與殼體12形成為一體。第二電動機M2可配置在動力傳遞部件18和驅動輪38之間的動力傳 遞路徑中的任何位置，並且可以可操作地直接或者經由帶、齒輪、減速裝 置等間接地連接到動力傳遞路徑。應當理解，所給出的上述實施例僅用於例述本發明，本發明可用本領 域技術人員能夠想到的各種其它變化和變型來實施。
權利要求
1、一種車輛用驅動系統，所述車輛用驅動系統容納在殼體(12)中並包括第一輸入軸(14)和差動機構(16)，所述第一輸入軸接收由車輛驅動力源(8)產生的車輛驅動力，所述差動機構可工作以將從所述第一輸入軸接收的所述車輛驅動力分配至第一電動機(M1)和第二輸入軸(18)，所述第一和第二輸入軸與第一軸線(CL1)同軸配置成使得所述第二輸入軸配置在所述第一輸入軸的下遊，所述車輛用驅動系統的特徵在於所述第一輸入軸(14)由設置在所述殼體(12)上的第一支承部(12a)和所述第二輸入軸(18)的軸向端部可旋轉地支承；並且所述第二輸入軸由設置在所述殼體(12)上的第三支承部(96)和第四支承部(98)可旋轉地支承。
2、 根據權利要求1所述的車輛用驅動系統，其中所述第二輸入軸(18 ) 設置有圓盤形式的支承部件(116),所述圓盤通過花鍵配合至所述第二輸 入軸(18)的外周面，使得所述支承部件支承所述差動機構(16)的旋轉 元件。
3、 根據權利要求1或2所述的車輛用驅動系統，還包括配置在所述第 二輸入軸(18)和車輛的驅動輪(38)之間的動力傳遞路徑中的第二電動 機(M2 ),並且其中所述第二輸入軸(18 )支承所述第二電動機的轉子(M2r) 而與所述轉子一起旋轉，所述轉子由所述第三和第四支承部(96， 98)可旋轉地支承。
4、 根據權利要求l至3中任一項所述的車輛用驅動系統，其中所述第 一電動機(Ml)具有由設置在所述殼體(12)上的所述第一支承部(12a) 和第二支承部(82)可旋轉地支承的轉子(Mir)。
5、 根據權利要求1至4中任一項所述的車輛用驅動系統，還包括裝配 在所述第二輸入軸(18)的與其支承所述第一輸入軸(")的軸向端部相 反的軸向端部上的驅動齒輪(19 )，在與所述的支承所述第一輸入軸(14 ) 的軸向端部相反的軸向端部，所述第二輸入軸由所述第四支承部(98)支承。
6、 根據權利要求1至5中任一項所述的車輛用驅動系統，其中所述殼 體(12)包括形式為蓋狀的第一殼部(12a)、筒狀的第二殼部(12b)和 筒狀的第三殼部(12c)的三個分離的軸向部，所述第一支承部(12a)與 所述蓋狀的第一殼部一體形成，所述第三支承部(96)固定在所述筒狀的 第三殼部(12c)的位於所述車輛驅動力源(8)側的軸向端部上，並且所 述第四支承部(98)與所述筒狀的第三殼部(12c)的遠離所述車輛驅動力 源的軸向端部一體形成。
7、 根據權利要求4所述的車輛用驅動系統，其中所述第二支承部(82 ) 與所述筒狀的第二殼部(12b) —體形成。
8、 根據權利要求1至7中任一項所述的車輛用驅動系統，其中所述差 動機構(16)配置在所述第一輸入軸(14)的徑向外側。
9、 根據權利要求1至8中任一項所述的車輛用驅動系統，其中所述差 動機構(16)設置有差動限制裝置(CO, BO)，所述差動限制裝置可工作 以限制所述差動機構的差動功能，並且所述差動限制裝置配置在所述第一 輸入軸(14)的徑向外側。
全文摘要
一種車輛用驅動系統，所述車輛用驅動系統容納在殼體(12)中並包括第一輸入軸(14)和差動機構(16)，所述第一輸入軸接收由車輛驅動力源(8)產生的車輛驅動力，所述差動機構可工作以將從所述第一輸入軸接收的所述車輛驅動力分配至第一電動機(M1)和第二輸入軸(18)，所述第一和第二輸入軸與第一軸線(CL1)同軸配置成使得所述第二輸入軸配置在所述第一輸入軸的下遊，其中所述第一輸入軸(14)由設置在所述殼體(12)上的第一支承部(12a)和所述第二輸入軸(18)的軸向端部可旋轉地支承，並且所述第二輸入軸由設置在所述殼體(12)上的第三支承部(96)和第四支承部(98)可旋轉地支承。
文檔編號F16H48/32GK101247967SQ20068003068
公開日2008年8月20日 申請日期2006年6月22日 優先權日2005年6月24日
發明者多賀豐, 宮崎光史, 田端淳, 鐮田淳史 申請人:豐田自動車株式會社