用于車輛的功率傳輸設備的制作方法

專利名稱：用于車輛的功率傳輸設備的制作方法
技術領域：
本發明涉及一種用于車輛并且適于用于混合動力車輛的功率傳輸設備。
背景技術：
傳統上，作為用于混合動力車輛的功率傳輸設備，已知一種在專利文獻 KJP-A-H09-123773)中描述的裝置。如專利文獻1的圖1所示，功率傳輸設備具有輸入由發動機51生成的功率的發動機輸入軸32和裝接了第二和第四齒輪的圓柱形第一輸出軸 33。功率傳輸設備構造成發動機輸入軸32和圓柱形第一輸出軸33可以由第一離合器36 接合和分離。而且功率傳輸設備具有其上裝接了第一和第三齒輪的圓柱形第二輸出軸34。 功率傳輸設備構造成發動機輸入軸32和圓柱形第二輸出軸34可以由第二離合器37接合和分離。由電動機53生成的功率也輸入第二輸出軸34。通過應用這種結構，通過接合第二離合器37，發動機51不僅可以使用第一輸出軸 33的第二和第四齒輪而且可以使用電動機53側上的第一和第三齒輪。通過接合第一離合器36和第二離合器37，電動機53不僅可以使用電動機53側上的第一和第三齒輪而且可以使用第二和第四齒輪。如上所述，作為用于增大齒輪選擇的差異，功率傳輸設備構造成功率可以分別通過第一離合器36和第二離合器37從發動機輸入軸32傳輸到第二和第四齒輪以及第一和第三齒輪。即，第一至第四齒輪可以由發動機51和電動機53共同地使用。然而，在專利文獻1的功率傳輸設備中，需要單獨地提供專用于從發動機輸入軸 32到第一輸出軸33 (第二和第四齒輪)的功率傳輸路徑的離合器36和專用于從發動機輸入軸32到第二輸出軸34 (第一和第三齒輪)的功率傳輸路徑的離合器37。因此，離合器的數目增大，并且功率傳輸設備的整體尺寸增大。

發明內容
本發明的一個目的是盡可能減少車輛功率傳輸設備中向車軸傳輸發動機的功率和電動機的功率的離合器的數目并且能夠使齒輪機構由發動機和電動機共同地使用。依照本發明的第一實施例的方面，車輛功率傳輸設備將由發動機和電動機生成的功率傳輸給車輛的車軸。功率傳輸設備具有輸入由發動機生成的功率并且傳輸發動機的輸入功率的發動機輸入軸、輸入電動機生成的功率并且傳輸電動機的輸入功率的電動機輸入軸、用于輸出將傳輸至車軸的功率的輸出軸、設置給發動機輸入軸用于不通過電動機輸入軸將發動機輸入軸的功率傳輸至輸出軸的發動機側齒輪機構、設置給電動機輸入軸用于不通過發動機輸入軸將電動機輸入軸的功率傳輸至輸出軸發動機側齒輪機構和用于接合和分離發動機輸入軸和電動機輸入軸的輸入側離合器。當輸入側離合器接合時，能夠在發動機輸入軸上的發動機側齒輪機構和電動機輸入軸上的第一電動機側齒輪機構之間進行功率傳輸。使用這種結構，通過接合輸入側離合器，發動機和電動機可以共同地使用發動機側齒輪機構或第一電動機側齒輪機構。如果輸入側離合器分離，電動機可以使用第一電動機側齒輪機構而發動機使用發動機側齒輪機構。當輸入側離合器接合時，功率可以總是在其中布置了發動機側齒輪機構的位置和其中布置了第一電動機側齒輪機構的位置之間傳輸。這意味著除輸入側離合器之外沒有離合器布置在從其中發動機側齒輪機構布置成第一電動機側齒輪機構的位置的功率傳輸路徑上。使用這種結構，可以減少傳統技術中離合器的數目，這樣就可以減小車輛功率傳輸設備的尺寸。依照本發明的第二實例方面，當輸入側離合器分離時，發動機輸入軸的功率和電動機輸入軸能夠同時在不同的減速比下傳輸至輸出軸。在這種情形下，因為輸出軸的旋轉數是相同的，所以電動機的旋轉數就會大于或小于發動機的旋轉數。依照本發明的第三實例方面，發動機側齒輪機構的減速比小于第一電動機側齒輪機構的減速比。使用這種結構，具有比電動機更小減速比的齒輪機構設置在發動機側上。因此，發動機可以使用通常在混合動力車輛中由發動機頻繁地使用的具有小減速比的齒輪機構而不管輸入側離合器的接合/分離。電動機可以使用通常在混合動力車輛中由電動機頻繁地使用的具有大減速比的齒輪機構而不管輸入側離合器的接合/分離。依照本發明的第四實例方面，發動機側齒輪機構的減速比是向車輛功率傳輸設備設置的齒輪機構的減速比中最小的。第一電動機側齒輪機構的減速比在提供給車輛功率傳輸設備的齒輪機構的減速比中是最大的。使用這種結構，具有最小減速比的齒輪機構設置在發動機側上，并且具有最大減速比的齒輪機構設置在電動機側上。因此，發動機可以使用通常在混合動力車輛中由發動機頻繁地使用的齒輪機構而不管輸入側離合器的接合/分離。電動機可以使用通常在混合動力車輛中由電動機頻繁地使用的齒輪機構而不管輸入側離合器的接合/分離。依照本發明的第五實例方面，車輛功率傳輸設備還具有設置給電動機輸入軸用于不通過發動機輸入軸將電動機輸入軸的功率傳輸給輸出軸的第二電動機側齒輪機構。第一電動機側齒輪機構的減速比和第二電動機側齒輪機構的減速比大于發動機側齒輪機構的減速比。使用這種結構，發動機可以使用通常在混合動力車輛中由發動機頻繁地使用的齒輪機構而不管輸入側離合器的接合/分離。電動機可以使用通常在混合動力車輛中由電動機頻繁地使用的第一或第二電動機側齒輪機構而不管輸入側離合器的接合/分離。依照本發明的第六實例方面，發動機側齒輪機構布置在第一電動機側齒輪機構和發動機之間。在專利文獻1的圖1中所示的功率傳輸設備中，第一輸出軸33在離合器36處朝發動機51側向后折疊，并且第二輸出軸34在離合器37處朝發動機51側向后折疊。因此， 發動機輸入軸32、第一輸出軸33和第二輸出軸34形成為同軸的三層結構。然而，為了形成在離合器36、37處這樣向后折疊的三層結構，需要延長傳輸發動機51的功率的發動機輸入軸32。因此，需要過大的安裝空間并且降低了輸入軸32對扭轉振動的抵抗力。
因此，依照本發明的上述第六實例方面，發動機側齒輪機構布置在第一電動機側齒輪機構和發動機之間。因此，可以縮短從發動機到發動機側齒輪機構的距離。因此，安裝空間可以減小并且發動機輸入軸對扭轉振動的抵抗力可以維持得很高。依照本發明的第七實例方面，在本發明的第六實例方面的車輛功率傳輸設備中， 輸入側離合器布置在發動機側齒輪機構和第一電動機側齒輪機構之間。依照本發明的第八實例方面，在本發明的第六實例方面的車輛功率傳輸設備中， 輸入側離合器布置在電動機和第一電動機側齒輪機構之間。電動機輸入軸包括固定至由電動機輸入軸旋轉的輸入側離合器的一部分上的圓柱形電動機輸入軸。圓柱形發動機輸入軸同軸地圍繞由發動機輸入軸旋轉并且發動機延伸以同軸地圍繞發動機輸入軸的輸入側離合器的另一部分。圓柱形電動機輸入軸構造成由電動機輸入軸的另一部分旋轉。第一電動機側齒輪機構固定至圓柱形電動機輸入軸中在圓柱形電動機輸入軸的兩個端部之間更靠近發動機的端部。使用這種結構，發動機輸入軸由圓柱形電動機輸入軸旋轉地支撐，并且圓柱形電動機輸入軸由發動機輸入軸旋轉地支撐。因此，單獨地提供用于支撐發動機輸入軸和電動機輸入軸的軸承構件的數目就可以很小。而且，因為在發動機側齒輪機構和第一電動機側齒輪機構之間未布置輸入側離合器，所以由發動機側齒輪機構和第一電動機側齒輪機構構成的元件可以很緊湊。依照本發明的第九實例方面，在本發明的第六實例方面的車輛功率傳輸設備中， 輸入側離合器布置在發動機和發動機側齒輪機構之間。發動機輸入軸包括固定至由發動機輸入軸旋轉的輸入側離合器的一部分上的圓柱形發動機輸入軸。圓柱形發動機輸入軸同軸地圍繞由電動機輸入軸旋轉并且朝電動機延伸以同軸地圍繞電動機輸入軸的輸入側離合器的另一部分。圓柱形發動機輸入軸構造成由發動機輸入軸的另一部分旋轉。發動機側齒輪機構固定至圓柱形發動機輸入軸的在圓柱形發動機輸入軸的兩個端部之間更靠近發動機的端部。使用這種結構，電動機輸入軸由圓柱形發動機輸入軸旋轉地支撐，并且圓柱形發動機輸入軸由電動機輸入軸旋轉地支撐。因此，單獨地提供用于支撐發動機輸入軸和電動機輸入軸的軸承構件的數目就可以很小。而且，因為在發動機側齒輪機構和第一電動機側齒輪機構之間未布置輸入側離合器，所以由發動機側齒輪機構和第一電動機側齒輪機構構成的元件可以很緊湊。依照本發明的第十實例方面，電動機布置在發動機和第一電動機側齒輪機構之間。發動機側齒輪機構布置在第一電動機側齒輪機構的遠離發動機的側上。使用這種結構，電動機可以布置在其中在傳統車輛中已經放入了離合器、變矩器等的空間中。因此，可以有效地使用空間。依照本發明的第十一實例方面，在本發明的第十實例方面的車輛功率傳輸設備中，輸入側離合器布置在電動機和發動機之間。依照本發明的第十二實例方面，在本發明的第十實例方面的車輛功率傳輸設備中，輸入側離合器布置在發動機側齒輪機構和第一電動機側齒輪機構之間。依照本發明的第十三實例方面，輸入側離合器是僅僅從發動機輸入軸側向電動機輸入軸側傳輸驅動轉矩的離合器。電動機側齒輪機構的減速比大于發動機側齒輪機構的減速比。通過采用這種單向離合器，就不需要使用致動器來控制輸入側離合器的接合/分離。因此，就不需要提供致動器。這是因為電動機側齒輪機構的減速比大于發動機側齒輪機構的減速比。依照本發明的第十四實例方面，車輛功率傳輸設備還具有一個控制器，該控制器用于通過基于車輛內獲得的物理量控制輸入側離合器、電動機側齒輪機構和發動機側齒輪機構的接合/分離而控制由發動機和電動機生成的功率的傳輸路徑和減速比。控制器基于將操作模式分配給物理量值的預定轉換圖選擇分配給所獲得物理量的發動機和電動機的操作模式。控制器通過控制輸入側離合器、電動機側齒輪機構和發動機側齒輪機構的接合 /分離實現所選的操作模式。這樣，當輸入側離合器、電動機側齒輪機構和發動機側齒輪機構的接合/分離被控制成實現決定的操作模式時會使用轉換圖。因此，可以實現提供很好效率的預定行駛。依照本發明的第十五實例，在本發明的第十四實例方面的車輛功率傳輸設備中， 電動機使用安裝至車輛用于驅動車輛的電池的電功率旋轉。控制器預先存儲多種轉換圖。 控制器獲得車輛驅動電池的SOC或充電狀態。控制器基于所獲得的SOC選擇多種轉換圖之
ο使用這種結構，可以實現對應于車輛驅動電池的SOC的高效行駛。


通過研究均形成本申請的一部分的下面的詳細說明、所附權利要求書和附圖，可以理解實施例以及所涉及零件的操作方法和功能的特征和優點。附圖中圖1是顯示依照本發明的第一實施例的車輛功率傳輸設備的結構的概略圖；圖2是顯示依照第一實施例的控制器的輸入輸出關系的圖形；圖3是顯示在依照第一實施例的MGl (L)模式期間功率傳輸路徑的圖形；圖4是顯示在依照第一實施例的MGl (H)模式期間功率傳輸路徑的圖形；圖5是顯示在依照第一實施例的ENG(L)模式期間功率傳輸路徑的圖形；圖6是顯示在依照第一實施例的ENG(H)模式期間功率傳輸路徑的圖形；圖7是顯示在依照第一實施例的發電模式期間的功率傳輸路徑的圖形；圖8是顯示依照第一實施例的電動機和發動機的特性的曲線圖；圖9是EV主模式中轉換圖的圖形；圖10是顯示在依照第一實施例的發動機主模式中轉換圖的圖形；圖11是顯示由依照第一實施例的控制器執行的處理的流程圖；圖12是顯示用于選擇依照第一實施例的操作模式的處理的框圖；圖13是顯示依照本發明的第二實施例的車輛功率傳輸設備的結構的概略圖；圖14是顯示依照本發明的第三實施例的車輛功率傳輸設備的結構的概略圖；圖15是顯示依照本發明的第四實施例的車輛功率傳輸設備的結構的概略圖；圖16是顯示依照第四實施例的操作模式和離合器的控制之間關系的圖形；圖17是顯示依照第四實施例的電動機和發動機的特性的曲線圖；圖18是顯示在依照第四實施例的EV主模式中轉換圖的圖形；
圖19是顯示在依照第四實施例的發動機主模式中轉換圖的圖形；圖20是顯示依照本發明的第五實施例的車輛功率傳輸設備的結構的概略圖；圖21是顯示依照本發明的第六實施例的車輛功率傳輸設備的結構的概略圖；圖22是顯示依照本發明的第七實施例的車輛功率傳輸設備的結構的概略圖；圖23是顯示依照本發明的第八實施例的車輛功率傳輸設備的結構的概略圖；圖M是顯示依照本發明的第九實施例的車輛功率傳輸設備的結構的概略圖；圖25是顯示依照本發明的第十實施例的車輛功率傳輸設備的結構的概略圖；圖沈是顯示在依照本發明的第十一實施例的發動機主模式中轉換圖的圖形；并且圖27是顯示在依照本發明的第十二實施例的發動機主模式中轉換圖的圖形。
具體實施例方式(第一實施例)下文中，將參照附圖描述本發明的第一實施例。圖1是顯示依照第一實施例的車輛功率傳輸設備的結構的概略圖。依照本實施例的車輛功率傳輸設備安裝到混合動力車輛上。車輛功率傳輸設備具有發動機1、電動機MG1、MG2、第一發動機輸入軸2、阻尼器3、第二發動機輸入軸4、第一主動齒輪5、第一電動機輸入軸6、第二主動齒輪7、輸入側離合器8、輸出軸9、第一從動齒輪10、第一輸出側離合器11、第二從動齒輪12、第二輸出側離合器13和差動齒輪14。車輛功率傳輸設備將由發動機1和電動機MG1、MG2生成的功率(即驅動轉矩)傳輸至車軸15，因此在驅動輪16、17中生成驅動力。發動機1是內燃機。電動機MG1、MG2是由安裝到車輛上用于驅動車輛的電池(即車輛驅動電池(未顯示))的電功率旋轉的電動機。同時，電動機MGl、MG2是通過使用從車輛功率傳輸設備(更具體地，用于電動機MGl的第一電動機輸入軸6和用于電動機MG2的輸出軸9)傳輸的軸向轉矩生成電功率并且對車輛驅動電池充電的發電機。發動機1生成的功率輸入從發動機1延伸的第一發動機輸入軸2。第一發動機輸入軸2充當用于傳輸從發動機1輸入的功率的軸。眾所周知的扭振阻尼器3在與發動機1 相對的側上固定到第一發動機輸入軸2的尾部。第二發動機輸入軸4與第一發動機輸入軸2同軸地被固定到阻尼器3中與第一發動機輸入軸2相對的一側。因此，第二發動機輸入軸4構造成通過阻尼器3傳輸第一發動機輸入軸2的功率。第一主動齒輪5樞轉地固定至第二發動機輸入軸4這樣可以用第二發動機輸入軸 4旋轉第一主動齒輪5。電動機MGl生成的功率輸入從電動機MGl延伸的第一電動機輸入軸6。第一電動機輸入軸6充當用于傳輸從電動機MGl輸入的功率的軸。第二主動齒輪7樞轉地固定至第一電動機輸入軸6這樣就可以用第一電動機輸入軸6旋轉第二主動齒輪7。第二發動機輸入軸4和第一電動機輸入軸6布置成彼此平行和同軸。輸入側離合器8是布置在第二發動機輸入軸4和第一電動機輸入軸6之間用于同軸地接合/分離第二發動機輸入軸4和第一電動機輸入軸6的離合器機構。濕式離合器或干式離合器可以用作輸入側離合器8。電動機MG2生成的功率輸入從電動機MG2延伸的輸出軸9。輸出軸9布置成橫向且平行于第一發動機輸入軸2、第二發動機輸入軸4和第一電動機輸入軸6。輸出軸9輸出功率以傳輸至差動齒輪14、車軸15等。第一從動齒輪10與第一主動齒輪5嚙合并且由輸出軸9旋轉地支撐。第一輸出側離合器11是固定至輸出軸9用于接合/分離輸出軸9和第一從動齒輪10的離合器機構。 濕式離合器或干式離合器可以用作第一輸出側離合器11。或者，嚙合離合器例如同步機構可以用作第一輸出側離合器11。第二從動齒輪12與第二主動齒輪7嚙合并且由輸出軸9旋轉地支撐。第二輸出側離合器13固定至輸出軸9用于接合/分離輸出軸9和第二從動齒輪12。濕式離合器或干式離合器可以用作第二輸出側離合器13。或者，嚙合離合器例如同步機構可以用作第二輸出側離合器13。輸出軸9的功率通過末端齒輪(未顯示)、差動齒輪14和車軸15傳輸給驅動輪 16、17。在具有上述結構的車輛功率傳輸設備中，如果第一輸出側離合器11接合，就會在輸出軸9和第一從動齒輪10之間執行功率傳輸。因此就會通過第一主動齒輪5、第一從動齒輪10和第一輸出側離合器11 (未通過第一電動機輸入軸6)在第二發動機輸入軸4和輸出軸9之間執行功率傳輸。如果第一輸出側離合器11分離，則不會執行第二發動機輸入軸 4和輸出軸9之間通過第一主動齒輪5、第一從動齒輪10和第一輸出側離合器11的功率傳輸。第一主動齒輪5、第一從動齒輪10和第一輸出側離合器11構成(對應于發動機側齒輪機構的實例的)高速齒輪機構。高速齒輪機構的減速比在提供給車輛功率傳輸設備的齒輪機構的減速比中是最小的。如果第二輸出側離合器13接合，就會在輸出軸9和第二從動齒輪12之間執行功率傳輸。因此就會通過第二主動齒輪7、第二從動齒輪12和第二輸出側離合器13 (未通過發動機輸入軸2、4)在第一電動機輸入軸4和輸出軸9之間執行功率傳輸。如果第二輸出側離合器13分離，則不會執行第一電動機輸入軸6和輸出軸9之間通過第二主動齒輪7、第二從動齒輪12和第二輸出側離合器13的功率傳輸。第二主動齒輪7、第二從動齒輪12和第二輸出側離合器13構成(對應于第一電動機側齒輪機構的)低速齒輪機構。低速齒輪機構的減速比在提供給車輛功率傳輸設備的齒輪機構的減速比中是最大的。因此，低速齒輪機構的減速比大于高速齒輪機構的減速比。這樣，在車輛功率傳輸設備中，按照功率傳輸路徑和配置這兩方面來說，更靠近發動機1的齒輪機構是高速齒輪機構并且更靠近電動機MGl的齒輪機構是低速齒輪機構。
如果輸入側離合器8接合，功率就會在第二發動機輸入軸4和第一電動機輸入軸6 之間通過輸入側離合器8傳輸。如果輸入側離合器8分離，則不會執行第二發動機輸入軸 4和第一電動機輸入軸6之間通過輸入側離合器8的功率傳輸。 如果輸入側離合器8接合，則從其中第一主動齒輪5布置在第二發動機輸入軸4 上的位置向其中第二主動齒輪7布置在第一電動機輸入軸6上的位置的功率傳輸總是可能的。換句話說，在從其中第一主動齒輪5提供給第二主動齒輪7的位置的輸入軸2、4、6上的功率傳輸路徑上，除輸入側離合器8之外沒有別的離合器。使用這種結構，可以減少傳統技術中離合器的數目，這樣就可以減小車輛功率傳輸設備的尺寸。通過在第二主動齒輪7和發動機1之間的位置中布置輸入側離合器8和第一主動齒輪5，可以減小從發動機1到第一主動齒輪5的距離。因此，發動機輸入軸2、4對扭轉振動的抵抗力可以維持得很高。通過在第一主動齒輪5和電動機MGl之間的位置中布置輸入側離合器8和第二主動齒輪7，可以減小從電動機MGl到第二主動齒輪7的距離。因此，第一電動機輸入軸6對扭轉振動的抵抗力可以維持得很高。發動機側齒輪機構5、10、11構造成從沿著發動機輸入軸2、4從發動機1延伸至輸入側離合器8的功率傳輸路徑上的特定位置將功率傳輸至輸出軸9。因此，不需要如專利文獻1中那樣將發動機1的功率傳輸路徑分成從發動機1到第一主動齒輪5的路徑和從發動機1到第二主動齒輪7的路徑這兩條路徑。因此，結構得到簡化。車輛功率傳輸設備具有控制器20 (傳輸控制器)。控制器20基于在車輛內獲得的各個物理量控制上述電動機MGl、MG2的驅動/非驅動和輸入側離合器8、第一輸出側離合器11和第二輸出側離合器13的接合/分離。因此，控制器20控制由發動機1和電動機 MGl生成的功率的傳輸路徑和減速比。具有執行程序的微控制器的電子控制器用作例如控制器20。更具體地，如圖2所示，控制器20接收表示車輛行駛速度的車輛速度信號、表示加速器位置的加速器位置信號、表示顯示車輛驅動電池充電率的SOC (充電狀態)的SOC信號等的輸入。從安裝到每個輪上的輪速度傳感器輸出的信號例如用作車輛速度信號。從加速器位置傳感器輸出的信號例如用作加速器位置信號。從檢測和輸出車輛驅動電池的SOC的電池監視裝置輸出的信號用作SOC信號。控制器20基于上述輸入信號將上述輸入側離合器8、第一輸出側離合器11和第二輸出側離合器13在接合和分離之間轉換。更具體地，控制器20通過控制分別為離合器8、 11、13提供的用于實現相應的接合和分離的致動器(例如，用于生成用于接合/分離離合器的油壓的致動器)的操作而在離合器8、11、13的接合和分離之間轉換。這樣控制器20對離合器8、11、13的控制能夠使電動機MGl生成的功率通過低速齒輪機構傳輸至驅動輪16、17并且能夠使電動機MGl生成的電力通過高速齒輪機構傳輸至驅動輪16、17。而且由發動機1生成的功率能夠通過低速齒輪機構傳輸至驅動輪16、17并且能夠通過高速齒輪機構傳輸至驅動輪16、17。例如，在圖3中所示的MGl (L)模式中，電動機MGl的功率通過低速齒輪機構沿著由箭頭標記23顯示的路徑傳輸至驅動輪16、17。在該模式中，第二輸出側離合器13接合并且其它離合器8、11的接合/分離是任意的。然而，所有離合器8、11、13并不會同時接合。在圖4中所示的MGl (H)模式中，電動機MGl的功率通過高速齒輪機構沿著由箭頭標記M顯示的路徑傳輸至驅動輪16、17。在該模式中，輸入側離合器8和第一輸出側離合器11分別地接合，并且第二輸出側離合器13分離。在圖5中所示的ENG(L)模式中，發動機1的功率通過低速齒輪機構沿著由箭頭標記25顯示的路徑傳輸至驅動輪16、17。在該模式中，輸入側離合器8和第二輸出側離合器 13分別地接合，并且第一輸出側離合器11分離。在圖6中所示的ENG(H)模式中，發動機1的功率通過高速齒輪機構沿著由箭頭標記沈顯示的路徑傳輸至驅動輪16、17。在該模式中，第一輸出側離合器11接合并且其它離合器8、13的接合/分離是任意的。然而，所有離合器8、11、13并不會同時接合。在圖7中所示的發電模式中，發動機1的功率通過輸入側離合器8沿著由箭頭標記27顯示的路徑傳輸至電動機MGl。在該模式中，輸入側離合器8接合并且其它離合器11、 13分離。在發電模式中，電動機MGl通過使用發動機1的功率而生成電功率并且可以對驅動電池充電。這種模式可以在車輛停止時實現。同樣當車輛在使用由電動機MG2生成的功率低速行駛時也可以實現這種模式。而且，通過使用電動機MGl生成的電功率可以實現利用電動機MG2行駛車輛的串聯操作。上述電動機MGl的驅動模式(MGl (L)模式、MGl (H)模式)和發動機1的驅動模式 (ENG(L)模式、ENG(H)模式)可以進行結合。例如，當電動機MGl和發動機1均使用低速齒輪機構時，上述MGl (L)模式和 ENG (L)模式可以結合這樣輸入側離合器8和第二輸出側離合器13就會分別地接合，并且第一輸出側離合器11分離。例如，當電動機MGl和發動機1均使用高速齒輪機構時，上述MGl (H)模式和 ENG(H)模式可以結合這樣輸入側離合器8和第一輸出側離合器11就會分別地接合，并且第二輸出側離合器13分離。當電動機MGl使用低速齒輪機構并且發動機1使用高速齒輪機構時，上述MGl (L) 模式和ENG(H)模式可以結合，這樣第一輸出側離合器11和第二輸出側離合器13就會分別地接合，并且輸入側離合器8分離。這樣，就可以在發動機1和電動機MGl之間同時實現不同的減速比。在這種情形下，因為輸出軸9的轉速是相同的，所以電動機MGl的轉速就會大于發動機1的轉速。因此，就可以選擇分別提供高效率的各個驅動源的操作的點。然而，離合器8、11、13不能分別地控制成電動機MGl使用高速齒輪機構并且發動機1使用低速齒輪機構。如參照圖8詳細地解釋的那樣，其中電動機MGl通過使用高速齒輪機構提供高效率的情形完全不同于其中發動機1通過使用低速齒輪機構提供高效率的情形。因此，即使這兩個情形不能同時實現，對車輛的汽油消耗定額的不利效果很小。除了離合器8、11、13的接合和分離的結合之外，通過控制電動機MG1、MG2的驅動和非驅動，控制器20配置成實現適于車輛狀態的行駛。通過結合離合器8、11、13的接合和分離和電動機MG1、MG2的驅動和非驅動的組合，電動機MGl的操作模式包括不向輸出軸9傳輸功率的非驅動模式、MGl (L)模式和 MGl(H)模式。電動機MG2的操作模式包括用于不生成功率的非驅動模式和用于生成功率并且將功率輸入輸出軸9的驅動模式。發動機1的操作模式包括用于不向輸出軸9傳輸功率的非驅動模式、ENG(L)模式和ENG(H)模式。電動機MG1、MG2和發動機1的操作模式除了它們之間的特定組合之外還可以結合。為了說明適于車輛狀態的行駛，電動機MG1、MG2和發動機1的特性的實例以曲線圖顯示在圖8中。在圖8中，橫軸是車輛速度并且縱軸是車軸15的驅動轉矩。實線30顯示了在平面區域上恒速行駛時的平面區域恒速行駛期間各個車輛速度下的所需驅動轉矩。實線31 顯示了電動機MGl可以在MGl (L)模式中各個車輛速度下輸出(生成)的驅動轉矩的上限。 實線32顯示了電動機MGl可以在MGl (H)模式中各個車輛速度下輸出(生成)的驅動轉矩的上限。實線33顯示了電動機MG2可以在各個車輛速度下輸出(生成)的驅動轉矩的上限。由虛線圍繞的區域34顯示了其中MGl (L)模式中的效率(相當于汽油消耗定額) 假定為等于或高于預定基準的區域。由虛線圍繞的區域35顯示了其中MGl (H)模式中的效率(相當于汽油消耗定額)假定為等于或高于預定基準的區域。由虛線圍繞的區域36顯示了其中電動機MG2的驅動模式中的效率假定為等于或高于預定基準的區域。實線37顯示了其中效率假定在ENG(L)模式最大的范圍(最高效率線)。實線38顯示了其中效率假定在ENG(H)模式最大的范圍(最高效率線)。電動機MGl、MG2和發動機1的操作模式的選擇的基本概念如下。即，當所需驅動轉矩可以僅僅由電動機MG2實現時，車輛就僅僅由電動機MG2驅動。在其它情形下，最高效的組合是在車輛速度和所需驅動轉矩之間的關系選擇的。通常，在從開始到其中車輛速度從Okm/h到大約60km/h的低速或中速加速的區域 39a中，會肯定地使用在區域39a中具有高效率區域34和范圍37的MGl (L)模式和ENG(L) 模式。在車輛速度從大約60km/h到大約150km/h的高速加速或爬山的區域39b中，會肯定到使用在區域39b中或附近具有高效率區域35、36和范圍38的MGl (H)模式、電動機MG2 的驅動模式和ENG (H)模式。接下來，將一個實例說明在主要地使用電動機MG1、MG2驅動車輛的EV主模式中的平面區域恒速行駛。EV主模式是當車輛驅動電池的SOC具有余量時使用的行駛模式。在EV主模式中，當在平面區域恒速行駛期間車輛速度低于130km/h時，所需驅動轉矩低于電動機MG2的最大驅動轉矩。因此，可以僅僅使用電動機MG2的功率實現行駛。 即，電動機MGl和發動機1被帶入非驅動模式，并且電動機MG2被帶入驅動模式。為了這樣做，控制器20分離所有的離合器8、11、13并且停止電動機MGl。此時，因為電動機MGl可以完全地停止，所以可以減小由于電動機MGl的牽引旋轉造成的損失。甚至在平面區域恒速行駛期間當車輛速度超過130km/h時，所需驅動轉矩不能僅僅由電動機MG2的功率覆蓋。因此，會在用于結合ENG(H)模式和MGl (H)模式并且也用于驅動電動機MG2的模式中執行行駛。接下來，作為另一個實例，將說明在主要地使用發動機1驅動車輛的發動機主模式中的平面區域恒速行駛。發動機主模式是當車輛驅動電池的SOC不具有余量時使用的行駛模式。在發動機主模式，在平面區域恒速行駛期間，為了保存車輛驅動電池的電功率，電動機MG2的驅動模式和ENG (H)模式被結合，并且另外，電動機MGl的非驅動模式被結合。為了這樣做，控制器20接合第一輸出側離合器11，分別地分離離合器8、13并且停止電動機 MGl0此時，因為電動機MGl可以完全地停止，所以可以減小由于電動機MGl的牽引旋轉造成的損失。為了以這種方式高效地利用如圖8中所示的電動機MGl、MG2和發動機1的特性， 如圖9中所示的EV主模式中的轉換圖和如圖10中所示的發動機主模式中的轉換圖提前 (例如，在工廠裝運中)存儲在控制器20的存儲介質(例如ROM或閃存)中。圖9中所示的轉換圖是將由車輛速度和驅動轉矩界定的兩維平面分成多個塊 41-47并且將電動機MG1、MG2和發動機1的操作模式的一套組合分別分配給塊41-47中的每一個的數據。圖10中所示的轉換圖是將由車輛速度和驅動轉矩界定的兩維平面分成多個塊51巧4并且將電動機MG1、MG2和發動機1的操作模式的一套組合分別分配給塊51巧4 中的每一個的數據。簡而言之，每個轉換圖是將一套操作模式的結合分配給車輛速度和驅動轉矩的結合的數據。控制器20讀取和執行預定程序來在每個預定的控制循環中執行如圖11中所示的行駛模式轉換處理。因此，控制器20交替地轉換EV主模式和發動機主模式。更具體地，在每個控制循環中，首先在S105 (S意味著"步驟")，通過讀取存儲介質例如RAM中的行駛模式變量獲得當前行駛模式。然后，在SllO中，獲得車輛驅動電池的當前S0C。在后面的S115中，確定是否在S105中獲得的行駛模式是EV主模式。如果當前行駛模式是EV主模式，隨后就執行S120。如果行駛模式不是EV主模式(S卩，如果行駛模式是發動機主模式)，隨后就會執行S140。在S120中，確定當前SOC是否低于預定的EV行駛下限值。如果當前SOC低于EV 行駛下限值，流程隨后就進行至S125。在S125中，行駛模式通過不重寫上述行駛模式變量而維持在EV主模式中。然后，當前行駛模式轉換處理結束。如果在S120中確定當前SOC 低于EV行駛下限值，行駛模式就會隨后在S130中轉換為發動機主模式。在這種情形下，表示發動機主模式的值分配給行駛模式變量，并且當前行駛模式轉換處理結束。在S140中，確定當前SOC是否低于預定的發動機行駛上限值。如果當前SOC低于發動機行駛上限值，流程隨后就會進行至S145。為了設置滯后，發動機行駛上限值設置為大于EV行駛下限值的值。在S145中，行駛模式通過不重寫上述行駛模式變量而維持在發動機主模式中。然后，當前行駛模式轉換處理結束。如果在S140中確定SOC不低于發動機行駛上限值，行駛模式就會隨后在S150中轉換為EV主模式。在這種情形下，表示EV主模式的值分配給上述行駛模式變量，并且當前行駛模式轉換處理結束。通過由控制器20重復這種處理，同時行駛模式是EV主模式并且SOC不會降到EV 行駛下限值之下，處理會按S105、S110、S115、S120和S125的次序執行。因此，行駛模式維持在EV主模式中。如果SOC由于電動機MG1、MG2的使用而逐漸減小并且降到EV行駛下限值之下，處理就會以S105、S110、S115、S120和S130的次序執行。因此，行駛模式從EV主模式轉換為發動機主模式。當行駛模式是發動機主模式并且SOC低于發動機行駛上限值時，處理就會以 S105、S110、S115、S140和S145的次序執行，這樣行駛模式就維持在發動機主模式中。如果SOC由于發電等而逐漸增大并且變得等于或高于發動機行駛上限值，處理就會以S105、 S110、S115、S140和S150的次序執行，這樣行駛模式就會從發動機主模式轉換為EV主模式。控制器20執行預定程序以獲得在如圖12中所示的每個預定控制循環中的當前加速器位置和當前車輛速度。控制器20基于所獲得的加速器位置和車輛速度選擇電動機 MGU MG2和發動機1的操作模式。更具體地，控制器20從依照預先存儲在控制器20的存儲介質(例如ROM或閃存)中的加速器位置轉矩圖21獲得的加速器位置計算所需驅動轉矩。加速器位置轉矩圖21是顯示加速器位置和該加速器位置所需驅動轉矩之間相應關系的數據。控制器20選擇對應于基于圖9或10中所示的轉換圖22所計算的驅動轉矩和所獲得的車輛速度的電動機MG1、MG2和發動機1的操作模式的結合。
更具體地，使用對應于當前行駛模式的轉換圖，并且從轉換圖讀取包括所計算的驅動轉矩和所獲得的車輛速度的組合的位置的塊。然后，選擇分配給塊的電動機MG1、MG2 和發動機1的操作模式的組合。接下來，將說明圖9和10中所示的轉換圖的塊劃分和分配的具體內容。在圖9的 EV主模式的轉換圖中，等于或低于大約200Nm的驅動轉矩的范圍在整個車輛速度范圍內提供了單個塊41。MG2的驅動模式、電動機MGl的非驅動模式和發動機1的非驅動模式的組合分配給塊41。該組合是通過分別分離輸入側離合器8、第一輸出側離合器11和第二輸出側離合器13實現的。覆蓋就在塊41上方的驅動轉矩范圍的塊42界定在范圍為從Okm/h到大約60km/ h的從開始到低速或中速加速的范圍內。MGl(L)模式、電動機MG2的非驅動模式和發動機 1的非驅動模式的組合被分配給塊42。該組合是通過分別分離輸入側離合器8和第一輸出側離合器11、接合第二輸出側離合器13并且空轉電動機MG2即輸出軸9的旋轉不驅動電動機MG2而實現的。通過這樣做，效率可以提高，因為塊42包括圖8中所示的MGl (L)模式的高效率區域34。覆蓋就在塊42上方的驅動轉矩范圍的塊43界定在范圍為從Okm/h到大約60km/h 的從開始到低速或中速加速的范圍內。MGl(L)模式、電動機MG2的驅動模式和發動機1的非驅動模式的組合被分配給塊43。該組合是通過分別分離輸入側離合器8和第一輸出側離合器11并且通過接合第二輸出側離合器13實現的。通過以此方式一起使用電動機MG1、 MG2，當由電動機MGl生成的功率是在圖8中所示的MGl (L)模式的高效率區域34中或附近的驅動轉矩時，可以實現大于高效率區域34的車軸15的驅動轉矩。覆蓋就在塊43上方的驅動轉矩范圍的塊44界定在從20km/h到大約60km/h的車輛速度范圍中。MGl(L)模式、電動機MG2的驅動模式和ENG(H)的組合被分配給塊44。該組合是通過分別分離輸入側離合器8并且接合第一輸出側離合器11與第二輸出側離合器 13實現的。通過以此方式一起使用電動機MG1、MG2和發動機1，當由電動機MGl生成的功率是在圖8中所示的MGl (L)模式的高效率區域34中或附近的驅動轉矩并且由發動機1生成的功率是在圖8中所示的ENG(H)模式的高效率范圍38中或附近的驅動轉矩時，可以實現大于高效率區域34或范圍38的車軸15的驅動轉矩。因為由電動機MGl和發動機1使用的齒輪機構可以以此方式彼此區分，所以可以拓寬操作模式的選擇范圍。特別地，如圖8中所示，MGl (L)模式的高效率區域34和ENG(H) 模式的高效率范圍38都包括在其中車輛速度大約為60km/h或更低的從開始到低速或中速加速的范圍39a中。因此，高效率區域34和范圍38可以結合使用。覆蓋就在塊43、44上方的驅動轉矩范圍的塊45界定在從大約20km/h到大約 60km/h的車輛速度范圍中。MGl(L)模式、電動機MG2的驅動模式和ENG(L)模式的組合被分配給塊45。該組合是通過分別接合輸入側離合器8和第二輸出側離合器13并且分離第一輸出側離合器11實現的。通過以此方式一起使用電動機MG1、MG2，當由電動機MGl生成的功率是在圖8中所示的MGl (L)模式的高效率區域34中或附近的驅動轉矩并且由發動機 1生成的功率是在圖8中所示的ENG(L)模式的高效率范圍37中或附近的驅動轉矩時，可以實現大于高效率區域34或范圍37的車軸15的驅動轉矩。因為ENG(L)模式不同于區域 44被使用，所以可以高效地實現更大的驅動轉矩。
覆蓋就在塊41上方的驅動轉矩范圍的塊46界定在超過大約60km/h的范圍中。 MGl非驅動模式、電動機MG2的驅動模式和ENG(H)模式的組合被分配給塊46。該組合是通過分別分離輸入側離合器8和第二輸出側離合器13并且接合第一輸出側離合器11實現的。通過以此方式一起使用電動機MG2和發動機1，當由電動機MG2生成的功率是在圖8中所示的MG2驅動模式的高效率區域36中或附近的驅動轉矩并且由發動機1生成的功率是在圖8中所示的ENG(H)模式的高效率范圍38中或附近的驅動轉矩時，可以實現大于高效率區域36或范圍38的車軸15的驅動轉矩。覆蓋就在塊46上方的驅動轉矩范圍的塊47界定在從大約60km/h到大約150km/ h的范圍中。MGl(H)模式、電動機MG2的驅動模式和ENG(H)模式的組合被分配給塊47。該組合是通過分別分離第二輸出側離合器13并且接合輸入側離合器8和第一輸出側離合器 11實現的。通過以此方式一起使用電動機MG1、MG2和發動機1，當由電動機MGl生成的功率是在圖8中所示的MGl (H)模式的高效率區域35中或附近的驅動轉矩并且由發動機1生成的功率是在圖8中所示的ENG(H)模式的高效率范圍38中或附近的驅動轉矩時，可以實現大于高效率區域35或范圍38的車軸15的驅動轉矩。這樣，在EV主模式中，在從開始到低速或中速度加速的范圍39a中，控制器20 在塊41的MG2單模式、塊42的MGl (L)單模式、塊43的MG 1 (L) +MG2模式、塊44的 MG1(L)+MG2+ENG(H)模式和塊45的MGl (L)+MG2+ENG (L)模式中隨著所需驅動轉矩增大而以按此次序選擇驅動源。同樣在EV主模式中，在高速加速或爬山范圍39b中，控制器20在塊41的MG2單模式、塊46的MG2+ENG(H)模式和塊47的MGl (H)+MG2+ENG(H)中隨著請求轉矩增大而按此次序選擇驅動源。在EV主模式中，輸入側離合器8僅僅在其中發動機1和電動機MGl使用相同的齒輪機構的塊45、47中接合。因此，除非所需的驅動轉矩變得非常大，否則輸入側離合器8不會操作。因此，可以顯著地降低輸入側離合器8和輸入側離合器8的摩擦板的磨損。同時， 可以顯著地降低致動器的驅動能量。接下來將說明用于圖10中所示發動機主模式的轉換圖的內容。不同于EV主模式， 發動機1在發動機主模式中總是可用的以抑制車輛驅動電池的SOC的突然下降。在用于圖10中所示發動機主模式的轉換圖中，其上邊界驅動轉矩在大約從200到 300Nm的區域除超低速范圍(速度范圍低于大約15km/h)之外的整個車輛速度范圍中界定了單個塊51。MG2的驅動模式、電動機MGl的非驅動模式和ENG (H)的組合被分配給塊51。 該組合是通過分別地分離輸入側離合器8和第二輸出側離合器13、接合第一輸出側離合器 11并且停止電動機MGl實現的。此時，因為電動機MGl可以完全地停止，所以可以減小由于電動機MGl的牽引旋轉造成的損失。塊52設置成覆蓋從Okm/h到大約15km/h的超低速和大約400Nm或更低的驅動轉矩的區域并且覆蓋就在從大約15km/h到大約60km/h的范圍從開始到低速或中速加速的范圍內的塊51上方的驅動轉矩范圍。MGl非驅動模式、電動機MG2的驅動模式和ENG(L)模式的組合被分配給塊52。該組合是通過分離第一輸出側離合器11、分別接合輸入側離合器8 和第二輸出側離合器13和空轉電動機MGl即第一電動機輸入軸6的旋轉不驅動電動機MGl 實現的。通過這樣做，效率可以得到提高，因為塊52包括圖8中所示的ENG(L)模式的高效率范圍37。
覆蓋就在塊52上方的驅動轉矩范圍的塊53界定在范圍為從Okm/h到大約60km/ h的從開始到低速或中速加速的范圍內。MGl(L)模式、電動機MG2的驅動模式和ENG (L)模式的組合被分配給塊53。該組合是通過分別分離第一輸出側離合器11并且接合輸入側離合器8和第二輸出側離合器13實現的。通過以此方式一起使用電動機MGl、MG2和發動機1，當由電動機MGl生成的功率是在圖8中所示的MGl (L)模式的高效率區域34中或附近的驅動轉矩，由電動機MG2生成的功率是在圖8中所示的MG2的驅動模式的高效率區域36中或附近的驅動轉矩時，并且當由發動機1生成的功率是在圖8中所示的ENG(L)模式的高效率范圍37中或附近的驅動轉矩時，可以實現大于高效率區域34、36或范圍37的車軸15的驅動轉矩。因為MGl (L)模式也與塊52不同地使用，所以可以高效地實現更大的驅動轉矩。覆蓋就在塊51緊上方的驅動轉矩范圍的塊M界定在從大約60km/h到大約 150km/h的范圍中。MGl(H)模式、電動機MG2的驅動模式和ENG (H)模式的組合被分配給塊 M。該組合是分別通過分離第二輸出側離合器13并且接合輸入側離合器8和第一輸出側離合器11實現的。通過以此方式一起使用電動機MGl、MG2和發動機1，當由電動機MGl生成的功率是在圖8中所示的MGl (H)模式的高效率區域35中或附近的驅動轉矩，由電動機MG2生成的功率是在圖8中所示的MG2的驅動模式的高效率區域36中或附近的驅動轉矩時，并且當由發動機1生成的功率是在圖8中所示的ENG(H)模式的高效率范圍38中或附近的驅動轉矩時，可以實現大于高效率區域35、36或范圍38的車軸15的驅動轉矩。這樣，在發動機主模式中，在低于大約15km/h的超低速范圍中，控制器20在塊 52的ENG(L)+MG2模式和塊53的MGl (L)+MG2+ENG (L)中隨著所需驅動轉矩增大而按此次序選擇驅動源。同樣在發動機主模式中，在低速或中速加速范圍39a中大約15km/h或更高的范圍中，控制器20在塊51的ENG(H)+MG2模式、塊52的ENG(L)+MG2模式和塊53的 MG1(L)+MG2+ENG(L)模式中隨著所需驅動轉矩增大而按此次序選擇驅動源。同樣在發動機主模式中，在高速加速或爬山范圍39b中，控制器20在塊51的ENG(H)+MG2模式和塊M的 MGl (H)+MG2+ENG(H)模式中隨著請求轉矩增大而按此次序選擇驅動源。如上文所述，控制器20依照車輛驅動電池的SOC可選擇地使用EV主模式用于主要地使用電動機MG1、MG2，或使用發動機主模式用于主要地使用發動機1。在每個模式中， 控制器20選擇依照所需驅動轉矩和車輛速度從電動機MG1、MG2和發動機1的驅動/非驅動和減速比的組合中選擇有效組合。為了實現所選組合，控制器20控制輸入側離合器8、第一輸出側離合器11和第二輸出側離合器13的接合/分離和電動機MG1、MG2的驅動/非驅動。如圖9和10的轉換圖中所示，在正常區域中實現的區域(即車輛速度從0到 60km/h并且驅動轉矩從0到300Nm的區域)中，ENG(H)模式比ENG(L)模式使用得更多并且MGl (L)模式比MGl (H)模式使用得更多。這樣，為了能夠在其中電動機MGl的效率在其中行駛速度高或中并且不能僅僅使用電動機MGl的公路實現行駛的范圍中很高的區域34、35中實現操作，控制器20轉換輸入側離合器8、第一輸出側離合器11和第二輸出側離合器13的接合/分離這樣電動機MGl的功率傳輸路徑就可以在具有低減速比的高速齒輪機構和具有高減速比的低速齒輪機構之間選擇。當行駛速度高并且可以僅僅使用發動機1的功率執行行駛時，控制器20通過設置在發動機1側上并且具有低減速比而不接合輸入側離合器8的高速齒輪機構而將發動機1 和電動機MG2的功率傳輸至驅動輪。當行駛速度低并且可以僅僅使用電動機MGl的功率執行行駛時，控制器20通過設置在電動機MGl側上并且具有高減速比的低速齒輪機構而將電動機MGl的功率傳輸至驅動輪。當行駛速度低并且不能僅僅使用電動機MGl的功率執行行駛時，通過接合輸入側離合器8，控制器20通過設置在電動機MGl側上并且具有高減速比的低速齒輪機構而將發動機1和電動機MGl的功率傳輸至車軸15。因為車輛功率傳輸設備是如上文所述構造的，所以如果輸入側離合器8接合，在發動機側上的高速齒輪機構5、10、11或電動機側上的低速齒輪機構7、12、13就可以由發動機1和電動機MGl共同地使用。如果輸入側離合器8被分離，發動機1可以使用高速齒輪機構5、10、11而電動機MGl可以使用低速齒輪機構7、12、13。具有最低減速比的高速齒輪機構設置在發動機1側上，并且具有最高減速比的低速齒輪機構設置在電動機MGl側上。因此，發動機1可以使用由發動機1通常在混合動力車輛中頻繁地使用的齒輪機構而不管輸入側離合器8的接合/分離。電動機MGl可以使用通常在混合動力車輛中由電動機MGl頻繁地使用的齒輪機構而不管輸入側離合器8的接合
/分離。(第二實施例)接下來將描述本發明的第二實施例，且聚焦于與第一實施例的區別。如圖13所示，不同于第一實施例，在依照本實施例的車輛功率傳輸設備中，與第一電動機輸入軸6和第二發動機輸入軸4接合和分離的輸入側離合器8布置在電動機MGl和第二主動齒輪7之間而不是第一主動齒輪5和第二主動齒輪7之間。為了實現這種配置，圓柱形電動機輸入軸18裝接到由第一電動機輸入軸6旋轉的輸入側離合器8的一部分上。圓柱形電動機輸入軸18同軸地圍繞由第二發動機輸入軸4 旋轉的輸入側離合器8的另一部分。圓柱形電動機輸入軸18同軸地圍繞第二發動機輸入軸4并且朝發動機1延伸。圓柱形電動機輸入軸18由第一電動機輸入軸6旋轉。第二主動齒輪7不固定至第一電動機輸入軸6而是固定到圓柱形電動機輸入軸18中在兩個端部之間更靠近發動機1的端部。第二主動齒輪7由圓柱形電動機輸入軸18旋轉。在本實施例中，第二發動機輸入軸4由圓柱形電動機輸入軸18旋轉地支撐，并且圓柱形電動機輸入軸18由第二發動機輸入軸4旋轉地支撐。因此，與第一實施例的車輛功率傳輸設備相比，可以減少單獨地提供用于支撐輸入軸4、6、18的軸承的數目。因為輸入側離合器8不是布置在低速齒輪機構和高速齒輪機構之間，所以由低速齒輪機構和高速齒輪機構構成的元件會更緊湊。在本實施例中，發動機1、發動機輸入軸2、4、第一主動齒輪5、第二主動齒輪7、輸入側離合器8、第一電動機輸入軸6和電動機MGl按此次序布置在同一個軸線上。使用這種配置，可以縮短第一電動機輸入軸6的軸長度，因此增大對扭轉振動的抵抗力。本實施例的控制器20的其它結構和操作與第一實施例的相同。因此，與第一實施例類似，從發動機1向第一主動齒輪5傳輸功率的第二發動機輸入軸4和從電動機MGl向第二主動齒輪7傳輸功率的第一電動機輸入軸6可以由輸入側離合器8接合和分離。因此， 類似于第一實施例的操作模式的組合的選擇是可能的。(第三實施例)接下來將描述本發明的第三實施例，且聚焦于它與第一實施例的區別。不同于第一實施例，在依照本實施例的車輛功率傳輸設備中，與第一電動機輸入軸6和第二發動機輸入軸4接合和分離的輸入側離合器8布置在如圖14中所示的發動機1和第一主動齒輪 5之間而不是第一主動齒輪5和第二主動齒輪7之間。為了實現這種配置，圓柱形發動機輸入軸19裝接到由第二發動機輸入軸4旋轉的輸入側離合器8的一部分上。圓柱形電動機輸入軸18同軸地圍繞由第一電動機輸入軸6 旋轉的輸入側離合器8的另一部分。圓柱形發動機輸入軸19同軸地圍繞第一電動機輸入軸6并且朝電動機MGl延伸。圓柱形發動機輸入軸19由第二發動機輸入軸4旋轉。第一主動齒輪5不固定至第二發動機輸入軸4而是固定至圓柱形發動機輸入軸19中在兩個端部之間更靠近電動機MGl的端部。第一主動齒輪5由圓柱形發動機輸入軸19旋轉。在本實施例中，第一電動機輸入軸6由圓柱形發動機輸入軸19旋轉地支撐，并且圓柱形發動機輸入軸19由第一電動機輸入軸6旋轉地支撐。因此，與第一實施例的車輛功率傳輸設備相比，可以減少單獨地提供用于支撐輸入軸4、6、19的軸承構件的數目。因為輸入側離合器8不是布置在低速齒輪機構和高速齒輪機構之間，所以由低速齒輪機構和高速齒輪機構構成的元件會更緊湊。在本實施例中，發動機1、發動機輸入軸2、4、輸入側離合器8、第一主動齒輪5、第二主動齒輪7、第一電動機輸入軸6和電動機MGl按此次序布置在同一個軸線上。使用這種配置，可以縮短發動機輸入軸2、4的軸長度，因此增大對扭轉振動的抵抗力。本實施例的控制器20的其它結構和操作與第一實施例的相同。因此，與第一實施例類似，從發動機1向第一主動齒輪5傳輸功率的第二發動機輸入軸4和從電動機MGl向第二主動齒輪7傳輸功率的第一電動機輸入軸6可以由輸入側離合器8接合和分離。因此， 類似于第一實施例的操作模式的組合的選擇是可能的。(第四實施例)接下來將描述本發明的第四實施例，且聚焦于它與第一實施例的區別。依照本實施例的車輛功率傳輸設備的結構顯示于圖15中(但是未顯示控制器20)。與第一實施例相同的零件與第一實施例使用相同的參考標記表示并且在下文中并未說明或僅僅簡要地說明。本實施例與第一實施例的主要區別是除了兩級低速齒輪機構和高速齒輪機構之外還設置了中速齒輪機構(對應于第二電動機側齒輪機構的實例)。中速齒輪機構的減速比小于低速齒輪機構并且大于高速齒輪機構。更具體地，兩級低速和中速齒輪機構相對于功率傳輸路徑設置在輸入側離合器8 的電動機MGl側上。因此，發動機1可以使用由發動機1通常在混合動力車輛中頻繁地使用的齒輪機構而不管輸入側離合器8的接合/分離。電動機MGl可以使用通常在混合動力車輛中由電動機MGl頻繁地使用的第一和第二電動機側齒輪機構而不管輸入側離合器8的
接合/分離。
更具體地，在本實施例中，從電動機MGl延伸并且接收由電動機MGl生成的功率的輸入的第一電動機輸入軸6a形成為圓柱形軸。第一電動機輸入軸6a從輸入側離合器8向發動機1延伸并且同軸地圍繞第二發動機輸入軸4。因此，第一電動機輸入軸6布置在比輸入側離合器8更靠近發動機1的一側上。電動機MGl的轉子同軸地固定到第一電動機輸入軸6a上。因此，如果電動機MGl 被驅動以生成功率并且電動機MGl的轉子相對于電動機MGl的定子旋轉，則第一電動機輸入軸6a也隨著轉子的旋轉而旋轉。第二主動齒輪7a和第三主動齒輪7b在比電動機MGl更靠近發動機1的一側上樞轉地固定到第一電動機輸入軸6a的一部分上。第二主動齒輪7a和第三主動齒輪7b由第一電動機輸入軸6a的旋轉而旋轉。第二主動齒輪7a與第二從動齒輪12a嚙合。第二從動齒輪12a由輸出軸9旋轉地支撐。第二輸出側離合器13a固定到輸出軸9上并且與輸出軸9和第二從動齒輪1 接合和分離。第三主動齒輪7b與第三從動齒輪12b嚙合。第三從動齒輪12b由輸出軸9旋轉地支撐。第三輸出側離合器13b固定到輸出軸9上并且與輸出軸9和第三從動齒輪12b接合和分離。第一主動齒輪5設置在發動機1和第二主動齒輪7a(和第三主動齒輪7b)之間。 使用這種結構，可以縮短從發動機1到發動機側齒輪機構5、10、11的距離。因此，發動機輸入軸2、4對扭轉振動的抵抗力可以維持得很高。在本實施例中，電動機MG2可以如圖15中的虛線所示固定到輸出軸9上或者電動機MG2可以去除。在下面的解釋中，假定未設置電動機MG2。在具有上述結構的車輛功率傳輸設備中，第一主動齒輪5、第一從動齒輪10和第一輸出側離合器11構成類似于第一實施例的高速齒輪機構。如果第二輸出側離合器13a接合，就會在輸出軸9和第二從動齒輪1 之間執行功率傳輸。因此就會通過第二主動齒輪7a、第二從動齒輪1 和第二輸出側離合器13a (未通過發動機輸入軸2、4)在第一電動機輸入軸6a和輸出軸9之間執行功率傳輸。如果第二輸出側離合器13a分離，就不會通過第二主動齒輪7a、第二從動齒輪1 和第二輸出側離合器13a在第一電動機輸入軸6a和輸出軸9之間執行功率傳輸。第二主動齒輪7a、第二從動齒輪1 和第二輸出側離合器13a構成(對應于第一電動機側齒輪機構的)低速齒輪機構。如果第三輸出側離合器1 接合，就會在輸出軸9和第三從動齒輪12b之間執行功率傳輸。因此，就會通過第三主動齒輪7b、第三從動齒輪12b和第三輸出側離合器1 在第一電動機輸入軸6a和輸出軸9之間執行功率傳輸。如果第三輸出側離合器1 分離，就不會通過第三主動齒輪7b、第三從動齒輪12b和第三輸出側離合器1 在第一電動機輸入軸6a和輸出軸9之間執行功率傳輸。第三主動齒輪7b、第三從動齒輪12b和第二輸出側離合器13a構成(對應于第二電動機側齒輪機構的)中速齒輪機構。低速齒輪機構的減速比大于中速齒輪機構，并且中速齒輪機構的減速比是大于高速齒輪機構。因此，在車輛功率傳輸設備中，按照功率傳輸路徑和配置這兩方面來說，更靠近發動機1的齒輪機構是高速齒輪機構并且更靠近電動機MGl的齒輪機構是低速齒輪機構。在這種結構中，控制器20基于在車輛內獲得并且類似于第一實施例的各個物理量通過控制電動機MGl的驅動/非驅動和輸入側離合器8、第一輸出側離合器11、第二輸出側離合器13a和第三輸出側離合器13b的接合/分離而控制由發動機1和電動機MGl生成的功率的傳輸路徑和減速比。通過由控制器20執行的離合器8、11、13a、1 的這種控制，由電動機MGl生成的功率可以通過低速齒輪機構、中速齒輪機構和高速齒輪機構中的任一個傳輸至驅動輪16、 17。而且，由發動機1生成的功率可以通過低速齒輪機構、中速齒輪機構和高速齒輪機構中的任一個傳輸至驅動輪16、17。圖16顯示了控制器20對離合器8、ll、13a、13b的控制內容和由電動機MGl和發動機1使用的齒輪機構之間的相應關系。在圖16中，每個圓圈標記意味著離合器的接合并且每個空白意味著離合器的分離。例如，作為其中發動機1通過中速齒輪機構傳輸功率的ENG(M)模式和其中電動機 MGl通過中速齒輪機構傳輸功率的MGl (M)模式的組合的ENG (M) +MGl (M)模式是通過分別接合輸入側離合器8和第三輸出側離合器13b并且分離第一輸出側離合器11和第二輸出側離合器13a實現的。這樣，發動機1和電動機MGl就可以共同使用相同的齒輪機構。另外，例如，作為其中發動機1通過高速齒輪機構傳輸功率的ENG(H)模式和其中電動機MGl通過中速齒輪機構傳輸功率的MGl (M)模式的組合的ENG (H)+MGl (M)模式是通過分別接合第一輸出側離合器11和第三輸出側離合器Hb并且分離輸入側離合器8和第二輸出側離合器13a實現的。這樣，發動機1和電動機MGl就可以分別使用不同的齒輪機構。然而，在這種情形下，因為車輛功率傳輸設備的結構，由發動機1使用的齒輪機構被限于高速齒輪機構，并且由電動機MGl使用的齒輪機構被限于低速齒輪機構或中速齒輪機構。另外，例如，其中發動機1通過高速齒輪機構傳輸功率的僅僅使用ENG(H)模式的 ENG(H)單模式是通過分別接合第一輸出側離合器11并且分離輸入側離合器8、第二輸出側離合器13a和第三輸出側離合器1 實現的。電動機MGl和發動機1的特性的實例以與圖8中相同的方式顯示在圖17中。圖 17中的實線60顯示了在平面區域恒速行駛期間各個車輛速度下的所需驅動轉矩。實線61、 62、63分別顯示了可以由電動機MGl分別在MGl (L)模式、MGl (M)模式和MGl (H)模式中的各個車輛速度下生成的驅動轉矩的上限。由虛線圍繞的區域64、65、66顯示了其中效率(相當于汽油消耗定額)假定分別等于或高于MGl (L)模式、MGl (M)模式和MGl (H)模式中的預定基準。實線67、68、69顯示了其中效率假定分別在ENG(L)模式、ENG(M)模式和ENG(H)模式中為最大值的范圍(最高效率線)。同樣在本實施例中，為了實現適于車輛狀態的行駛，電動機MGl和發動機1的操作模式是考慮電動機MGl和發動機1的上述特性選取的。電動機MGl和發動機1的操作模式的選取的基本概念是在車輛速度和所需驅動轉矩之間的關系中選取最高效的組合。更具體地，控制器20由類似于第一實施例中方法的方法基于SOC在EV主模式和發動機主模式之間轉換行駛模式。控制器20通過使用相應的轉
20換圖選擇分別對應于每個EV主模式和發動機主模式中的所需驅動轉矩和所獲得的車輛速度的電動機MGl和發動機1的操作模式的組合。在本實施例中，圖18中所示的轉換圖用作用于EV主模式的轉換圖，并且圖19中所示的轉換圖用作用于發動機主模式的轉換圖。接下來，將說明圖18和19的轉換圖的劃分和分配的具體內容。在用于圖18的 EV主模式的轉換圖上，等于或低于大約400Nm的驅動轉矩的范圍在整個車輛速度范圍內界定了單個塊71。發動機1的非驅動模式和MGl (M)模式的組合被分配給塊71。這是因為 MGl(M)模式中的高效率的區域65出現在塊71的中心。該組合是通過分別分離輸入側離合器8、第一輸出側離合器11和第二輸出側離合器13a并且接合第三輸出側離合器1 實現的。覆蓋就在塊71緊上方的驅動轉矩范圍的塊72界定在范圍為從Okm/h到大約 70km/h的從開始到低速或中速加速的范圍內。發動機1的非驅動模式和MGl (L)模式的組合被分配給塊72。這是因為MGl (L)模式中的高效率的區域64出現在塊72的中心。該組合是通過分別分離輸入側離合器8、第一輸出側離合器11和第二輸出側離合器13a并且接合第二輸出側離合器13a實現的。覆蓋就在塊72緊上方的驅動轉矩范圍的塊73界定在范圍為從Okm/h到大約 70km/h的從開始到低速或中速加速的范圍內。MGl(L)模式和ENG(L)模式的組合被分配給塊73。通過以此方式一起使用電動機MGl和發動機1，當由電動機MGl生成的功率是在圖 17中所示的MGl (L)模式的高效率區域64中或附近的驅動轉矩并且由發動機1生成的功率是在圖17中所示的ENG(L)模式的高效率范圍67中或附近的驅動轉矩時，可以實現大于高效率區域64或范圍67的車軸15的驅動轉矩。該組合是通過分別分離第一輸出側離合器 11和第三輸出側離合器Hb并且接合輸入側離合器8和第二輸出側離合器13a實現的。覆蓋就在塊71緊上方的驅動轉矩范圍的塊74界定在超過70km/h的高速范圍中。 MGl(M)模式和ENG(H)模式的組合被分配給塊74。通過以此方式一起使用電動機MGl和發動機1，當由電動機MGl生成的功率是在圖17中所示的MGl (M)模式的高效率區域65中或附近的驅動轉矩并且由發動機1生成的功率是在圖17中所示的ENG(H)模式的高效率范圍 69中或附近的驅動轉矩時，可以實現大于高效率區域65或范圍69的車軸15的驅動轉矩。 該組合是通過分別分離輸入側離合器8和第二輸出側離合器13a并且接合第一輸出側離合器11和第三輸出側離合器1 實現的。覆蓋就在塊74緊上方的驅動轉矩范圍的塊75界定在超過60km/h的高速范圍中。 MGl(M)模式和ENG(M)模式的組合被分配給塊75。通過以此方式一起使用電動機MGl和發動機1，當由電動機MGl生成的功率是在圖17中MGl(M)模式的高效率區域65中或附近的驅動轉矩并且由發動機1生成的功率是在圖17中ENG(M)模式的高效率范圍68中或附近的驅動轉矩時，可以實現大于高效率區域65或范圍68的車軸15的驅動轉矩。可以實現更高的驅動轉矩，因為驅動轉矩的值在ENG (M)模式的高效率范圍68中比在ENG (H)模式的高效率范圍69中更高。該組合是通過分別分離第一輸出側離合器11和第二輸出側離合器13a 并且接合輸入側離合器8和第三輸出側離合器1 實現的。在EV主模式中，輸入側離合器8僅僅在其中發動機1和電動機MGl使用相同的齒輪機構的塊73、75中接合。因此，除非所需的驅動轉矩變得非常大，否則輸入側離合器8不會操作。因此，可以顯著地降低輸入側離合器8和輸入側離合器8的摩擦板的磨損。同時， 可以顯著地降低致動器的驅動能量。在用于圖19的發動機主模式的轉換圖上，在從Okm/h到20km/h的超低車輛速度范圍中，用于僅僅在MGl (M)模式中駕駛車輛的MGl (M)單模式分配給其中所需驅動轉矩等于或低于大約400Nm的塊81。這樣，同樣在主要地使用發動機1的發動機主模式中，車輛僅僅由電動機MGl在其中電功率消耗不是很大的超低速范圍中驅動。該組合是通過分別分離輸入側離合器8、第一輸出側離合器11和第二輸出側離合器13a并且接合第三輸出側離合器13b實現的。覆蓋就在塊81緊上方的驅動轉矩范圍的塊82界定在超低速范圍中。用于僅僅在 MGl(L)模式中驅動車輛的MGl (L)單模式被分配給塊82。這樣，同樣在主要地使用發動機1 的發動機主模式中，車輛僅僅由電動機MGl在其中電功率消耗不是很大的超低速范圍中驅動。驅動轉矩比在塊81更大。因此，代替MGl (M)模式，使用在高驅動轉矩范圍中具有高效率區域64的MGl (L)模式。該組合是通過分別分離輸入側離合器8、第一輸出側離合器11 和第二輸出側離合器13a并且接合第二輸出側離合器13a實現的。MGl (M)模式和ENG(H)模式的組合分配給在其中心具有MGl (M)模式的高效率區域 65的塊83。MGl(H)模式和ENG(H)模式的組合分配給在其中心具有MGl (H)模式的高效率區域66的塊84。分配給塊84的該組合是通過分別分離第二輸出側離合器13a和第三輸出側離合器13b并且接合輸入側離合器8和第一輸出側離合器11實現的。覆蓋就在塊83、84緊上方的驅動轉矩范圍的塊85界定在從大約20km/h到大約 150km/h的中速到高速范圍中。MGl(M)模式和ENG(M)的組合被分配給塊85。通過以此方式一起使用電動機MGl和發動機1，當由電動機MGl生成的功率是在圖17中MGl (M)模式的高效率區域65中或附近的驅動轉矩并且由發動機1生成的功率是在圖17中ENG(M)模式的高效率范圍68中或附近的驅動轉矩時，可以實現大于高效率區域65或范圍68的車軸 15的驅動轉矩。覆蓋就在塊82、85緊上方的驅動轉矩范圍的塊86界定在從大約20km/h到大約 60km/h的中速范圍中。MGl(L)模式和ENG(L)模式的組合被分配給塊86。通過以此方式一起使用電動機MGl和發動機1，當由電動機MGl生成的功率是在圖17中所示的MGl (L) 模式的高效率區域64中或附近的驅動轉矩并且由發動機1生成的功率是在圖17中所示的 ENG(L)模式的高效率范圍67中或附近的驅動轉矩時，可以實現大于高效率區域64或范圍 67的車軸15的驅動轉矩。在發動機主模式中，輸入側離合器8僅僅在其中發動機1和電動機MGl使用相同的齒輪機構的塊84、85、86中接合。因此，除非所需的驅動轉矩變得非常大或者車輛速度變得非常高，否則輸入側離合器8不會操作。因此，可以顯著地降低輸入側離合器8和輸入側離合器8的摩擦板的磨損。同時，可以顯著地降低致動器的驅動能量。如上文所述，控制器20依照車輛驅動電池的SOC可選擇地使用EV主模式用于主要地使用電動機MGl，或使用發動機主模式用于主要地使用發動機1。控制器20在EV主模式和發動機主模式中的每一個中分別依照所需驅動轉矩和車輛速度選擇電動機MGl和發動機1的驅動/非驅動和減速比的有效組合。為了實現所選組合，控制器20控制輸入側離合器8、第一輸出側離合器11、第二輸出側離合器13a和第三輸出側離合器13b的接合/分離和電動機MGl的驅動/非驅動。如圖18和19的轉換圖中所示，在正常區域中實現的(即由從0到60km/h的車輛速度和從0到300Nm的驅動轉矩界定的)區域中，ENG (H)模式比ENG(L)模式和MGl (M)模式使用得更多并且MGl (L)模式比MGl (H)模式使用得更多。這樣，同樣在使用三級或更多級的多級齒輪機構時，可以獲得類似于第一實施例的效果。(第五實施例)接下來將描述本發明的第五實施例，且聚焦于它與第一實施例的區別。依照本實施例的車輛功率傳輸設備的結構顯示于圖20中(但是未顯示控制器20)。與第一實施例相同的零件與第一實施例使用相同的參考標記表示并且在下文中并未說明或僅僅簡要地說明。本實施例與第一實施例的主要區別是除了類似于第四實施例的兩級低速齒輪機構和高速齒輪機構之外還設置了中速齒輪機構。兩級的低速齒輪機構和中速齒輪機構相對于功率傳輸路徑和配置設置在輸入側離合器8的電動機MGl側上。更具體地，第二主動齒輪7c和第三主動齒輪7d樞轉地固定到第一電動機輸入軸 6上，這樣第二主動齒輪7c和第三主動齒輪7d就由第一電動機輸入軸6的旋轉而旋轉。第二主動齒輪7c與由輸出軸9旋轉地支撐的第二從動齒輪12c嚙合。第二輸出側離合器13c固定到輸出軸9上并且與輸出軸9和第二從動齒輪12c接合和分離。第三主動齒輪7d與由輸出軸9旋轉地支撐的第三從動齒輪12d嚙合。第三輸出側離合器13d固定到輸出軸9上并且與輸出軸9和第三從動齒輪12d接合和分離。在本實施例中未設置電動機MG2。在具有上述結構的車輛功率傳輸設備中的控制器20的操作與第四實施例中的相同。這樣，同樣在使用三級或更多級的多級齒輪機構時，可以獲得類似于第一實施例的效果。(第六實施例)接下來將描述本發明的第六實施例，且聚焦于它與第一實施例的區別。如圖21所示，在依照本實施例的車輛功率傳輸設備中，與第一實施例不同，電動機MGl和第二主動齒輪7(構成低速齒輪機構)布置在第一主動齒輪5 (構成高速齒輪機構)和發動機1之間。更具體地，輸入側離合器8裝接在第二發動機輸入軸4上的阻尼器3和第一主動齒輪5之間。與第一實施例不同地形成圓柱形的第一電動機輸入軸6固定到輸入側離合器 8上。輸入側離合器8與第二發動機輸入軸4和第一電動機輸入軸6接合和分離的功能與第一實施例中相同。第一電動機輸入軸6同軸地圍繞第二發動機輸入軸4并且從輸入側離合器8向第一主動齒輪5延伸。電動機MGl和第二主動齒輪7按該次序從更靠近輸入側離合器8的一側固定到第一電動機輸入軸6上。因此，輸入側離合器8布置在電動機MGl和發動機1之間。同樣第二從動齒輪12和第二輸出側離合器13依照第二主動齒輪7的配置而布置在第一從動齒輪10和第一輸出側離合器11的差動齒輪14側上。因此，不同于第一實施例，高速齒輪機構5、10、11布置在低速齒輪機構7、12、13的遠離發動機1的側上。這樣，電動機MGl就比第一主動齒輪5 (高速齒輪機構)和第二主動齒輪7 (低速齒輪機構)放置得更靠近發動機1。因此，電動機MGl可以布置在其中離合器、變矩器等已經放入傳統車輛中的位置中。因此，可以有效地使用空間。通過延伸電動機MGl、MG2之間的距離，可以增大電動機MG2的安裝尺寸的自由度而又避免干涉電動機MG1。本實施例的控制器20的其它結構和操作與第一實施例的相同。因此，類似于第一實施例的操作模式的組合的選擇是可能的。在圖1和圖21之間使用相同的符號表示相同的零件。(第七實施例)接下來將描述本發明的第七實施例，且聚焦于它與第一實施例的區別。如圖22所示，在依照本實施例的車輛功率傳輸設備中，與第一實施例不同，電動機MGl和第二主動齒輪7(構成低速齒輪機構)布置在第一主動齒輪5 (構成高速齒輪機構)和發動機1之間。更具體地，輸入側離合器8裝接在第二發動機輸入軸4上的阻尼器3和第一主動齒輪5之間。與第一實施例不同地形成圓柱形的第一電動機輸入軸6固定到輸入側離合器 8上。輸入側離合器8與第二發動機輸入軸4和第一電動機輸入軸6接合和分離的功能與第一實施例中相同。第一電動機輸入軸6同軸地圍繞第二發動機輸入軸4并且從輸入側離合器8向發動機1延伸。第二主動齒輪7和電動機MGl按該次序從更靠近輸入側離合器8的一側固定到第一電動機輸入軸6上。因此，輸入側離合器8布置在第一主動齒輪5 (高速齒輪機構) 和第二主動齒輪7 (低速齒輪機構)之間。同樣第二從動齒輪12和第二輸出側離合器13依照第二主動齒輪7的配置而布置在第一從動齒輪10和第一輸出側離合器11的差動齒輪14側上。因此，不同于第一實施例， 高速齒輪機構5、10、11布置在低速齒輪機構7、12、13的遠離發動機1的側上。這樣，電動機MGl就比第一主動齒輪5 (高速低速齒輪機構)和第二主動齒輪7 (低速齒輪機構)放置得更靠近發動機1。因此，電動機MGl可以布置在其中離合器、變矩器等已經放入傳統車輛中的位置中。因此，可以有效地使用空間。通過延伸電動機MG1、MG2之間的距離，可以增大電動機MG2的安裝尺寸的自由度而又避免干涉電動機MG1。本實施例的控制器20的其它結構和操作與第一實施例的相同。因此，類似于第一實施例的操作模式的組合的選擇是可能的。在圖1和圖22之間使用相同的符號表示相同的零件。(第八實施例)接下來將描述本發明的第八實施例，且聚焦于它與第一實施例的區別。依照本實施例的車輛功率傳輸設備的結構顯示于圖23中(但是未顯示控制器20)。與第一實施例相同的零件與第一實施例使用相同的參考標記表示并且在下文中并未說明或僅僅簡要地說明。本實施例與第一實施例的區別是高速齒輪機構(對應于發動機側齒輪機構的實例)、低速齒輪機構(對應于第一電動機側齒輪機構的實例)和輸出軸的結構。首先將具體地說明高速齒輪機構。第一實施例的高速齒輪機構(參見圖1)由第一主動齒輪5、第一從動齒輪10和第一輸出側離合器11構成。本實施例的高速齒輪機構由發動機側行星齒輪機構Pe和離合器21構成。在發動機側行星齒輪機構Pe中，中心齒輪％連接至第一發動機輸入軸2，并且環形齒輪Re固定(至例如車輛的主體)。離合器21依照控制器20的控制接合和分離發動機側行星齒輪機構Pe的托架Ce和第一輸出軸9a的端部(發動機1側端)。使用這種結構，(從發動機1或輸入側離合器8)傳輸至第一發動機輸入軸2的功率就在對應于發動機側行星齒輪機構Pe的結構的減速比下從中心齒輪％傳輸至托架Ce。 如果離合器21在此時接合，則功率還會從托架Ce傳輸至第一輸出軸9a。接下來將具體地說明低速齒輪機構。第一實施例的低速齒輪機構(參見圖1)由第二主動齒輪7、第二從動齒輪12和第二輸出側離合器13構成。本實施例的低速齒輪機構由發動機側行星齒輪機構Pm和離合器23構成。在電動機側行星齒輪機構Rn中，中心齒輪Sm連接至第一電動機輸入軸6，并且環形齒輪Rm固定(至例如車輛的主體)。離合器23依照控制器20的控制接合和分離電動機側行星齒輪機構Rn的托架Cm和第一輸出軸9a的另一個端部(電動機1側端)。使用這種結構，(從電動機MGl或輸入側離合器8)傳輸至第一電動機輸入軸6的功率就在對應于發動機側行星齒輪機構Rn的結構的減速比下從中心齒輪Sm傳輸至托架 Cm，且該減速比大于對應于發動機側行星齒輪機構Pe的結構的減速比。如果離合器23在此時接合，則功率還會從托架Cm傳輸至第一輸出軸9a。在本實施例中，高速齒輪機構和低速齒輪機構的減速比都大于1。低速齒輪機構的減速比大于高速齒輪機構的減速比。接下來將具體地說明輸出軸。在本實施例中，設置了第一輸出軸9a、齒輪％、齒輪 9c和第二輸出軸9d來代替第一實施例的輸出軸9 (參見圖1)。第一輸出軸9a是圍繞第一發動機輸入軸2、第一電動機輸入軸6和輸入側離合器 8的圓柱形功率傳輸軸。第一輸出軸9a與第一發動機輸入軸2和第一電動機輸入軸6同軸地布置。電動機MG2生成的功率輸入從電動機MG2延伸的第二輸出軸9d。第二輸出軸9d 布置成平行和橫向于第一發動機輸入軸2、第一電動機輸入軸6和第一輸出軸9a。第二輸出軸9d輸出功率以傳輸至差動齒輪14、車軸15等。齒輪9b固定至第一輸出軸9a并且由第一輸出軸9a旋轉。齒輪9c固定至第二輸出軸9d并且由第二輸出軸9d旋轉。齒輪9b、9c彼此嚙合并且以對應于它們的齒之比的轉數比一起旋轉。同樣通過使用這種結構，當輸入側離合器8接合時，類似于第一實施例，功率可以在第一發動機輸入軸2上的高速齒輪機構Pe、ll和第一電動機輸入軸6上的低速齒輪機構 Rn、13之間傳輸。當輸入側離合器8分離時，第一發動機輸入軸2的功率和第一電動機輸入軸6的功率可以同時在不同的減速比下傳輸至第一輸出軸9a、齒輪％、齒輪9c和第二輸出軸9d。本實施例的控制器20的操作與第一實施例的相同。然而，與第一輸出側離合器11 的接合/分離控制相同的控制應用于離合器21而代替第一輸出側離合器11。與第二輸出側離合器13的接合/分離控制相同的控制應用于離合器23而代替第二輸出側離合器13。(第九實施例)
接下來將描述本發明的第九實施例，且聚焦于它與第八實施例的區別。依照本實施例的車輛功率傳輸設備的結構顯示于圖M中(但是未顯示控制器20)。與第一實施例相同的零件與第一實施例使用相同的參考標記表示并且在下文中并未說明或僅僅簡要地說明。本實施例的控制器20的操作與第八實施例的相同。本實施例的車輛功率傳輸設備的結構與第一實施例的差異是高速齒輪機構(發動機側行星齒輪機構Pe和離合器21) 的結構。更具體地，在發動機側行星齒輪機構Pe中，托架Ce連接至第一發動機輸入軸2，并且環形齒輪Re固定(至例如車輛的主體)。離合器21依照控制器20的控制接合和分離發動機側行星齒輪機構Pe的中心齒輪％和第一輸出軸9a的端部(發動機1側端)。使用這種結構，(從發動機1或輸入側離合器8)傳輸至第一發動機輸入軸2的功率就在對應于發動機側行星齒輪機構Pe的結構的減速比下從托架Ce傳輸至中心齒輪％。 如果離合器21在此時接合，則功率還會從中心齒輪k傳輸至第一輸出軸9a。同樣在使用這種結構時，可以獲得類似于第八實施例的效果。依照本實施例，中心齒輪％和托架Ce之間的連接關系與第八實施例中的相反。因此，可以實現小于1的高速齒輪機構的減速比下的超速傳動。(第十實施例)接下來將描述本發明的第十實施例，且聚焦于它與第八實施例的區別。依照本實施例的車輛功率傳輸設備的結構顯示于圖25中(但是未顯示控制器20)。與第一實施例相同的零件與第一實施例使用相同的參考標記表示并且在下文中并未說明或僅僅簡要地說明。本實施例的控制器20的操作與第八實施例的相同。本實施例的車輛功率傳輸設備的結構與第一實施例的主要區別是高速齒輪機構(發動機側行星齒輪機構Pe和離合器 21)和低速齒輪機構(電動機側行星齒輪機構Rii和離合器23)的結構。首先將具體地說明高速齒輪機構。在發動機側行星齒輪機構Pe中，中心齒輪％ 連接至第一發動機輸入軸2，并且托架Ce固定(至例如車輛的主體)。離合器21依照控制器20的控制接合和分離發動機側行星齒輪機構Pe的環形齒輪Re和第一輸出軸9a的端部 (發動機1側端)。使用這種結構，(從發動機1或輸入側離合器8)傳輸至第一發動機輸入軸2的功率就在對應于發動機側行星齒輪機構Pe的結構的減速比下從中心齒輪％傳輸至環形齒輪 Re。如果離合器21在此時接合，則功率還會從環形齒輪Re傳輸至第一輸出軸9a。接下來將具體地說明低速齒輪機構。在電動機側行星齒輪機構Rii中，中心齒輪Sm 連接至第一電動機輸入軸6，并且托架Cm固定(至例如車輛的主體)。離合器23依照控制器20的控制接合和分離電動機側行星齒輪機構Rii的環形齒輪Rm和第一輸出軸9a的另一個端部(電動機1側端)。使用這種結構，(從電動機MGl或輸入側離合器8)傳輸至第一電動機輸入軸6的功率就在對應于電動機側行星齒輪機構Rii的結構的減速比下從中心齒輪Sm傳輸至環形齒輪Rm，且該減速比大于對應于發動機側行星齒輪機構Pe的結構的減速比。如果離合器23 在此時接合，則功率還會從環形齒輪Rm傳輸至第一輸出軸9a。
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同樣通過使用這種結構，當輸入側離合器8接合時，類似于第八實施例，功率可以在第一發動機輸入軸2上的高速齒輪機構Pe、ll和第一電動機輸入軸6上的低速齒輪機構 Rn、13之間傳輸。當輸入側離合器8分離時，第一發動機輸入軸2的功率和第一電動機輸入軸6的功率可以同時在不同的減速比下傳輸至第一輸出軸9a、齒輪％、齒輪9c和第二輸出軸9d。(第^^一實施例)接下來將描述本發明的第十一實施例。本實施例與第一實施例的區別僅僅是圖沈中所示轉換圖代替圖10中所示的轉換圖用作發動機主模式的轉換圖。圖沈的轉換圖與圖 10的轉換圖的不同在于圖10的塊51、52部分地替換為塊55用于執行發電模式。圖10的塊51中的替換部分是最低速(在本實施例中為從Okm/h到大約30km/h的車輛速度范圍) 的區域55和最低負載(在本實施例中從ONm到大約200Nm的驅動轉矩范圍)。因此，在低速和低負載區域內，會通過使用發動機1中生成的功率在電動機MGl中生成電功率。因此，可以不通過齒輪機構(5，7，78，7c，10，11，12，128，12c，13，138，13c)對車輛驅動電池充電，因此可以提高效率并且抑制SOC的降低。(第十二實施例)接下來將描述本發明的第十二實施例。本實施例與第十一實施例的區別僅僅是圖 27中所示轉換圖代替圖沈中所示的轉換圖用作發動機主模式的轉換圖。圖27的轉換圖與圖26的轉換圖的區別是被分配了 MGl (H)模式、電動機MG2的驅動模式和ENG(H)模式的組合的塊M膨脹至整個塊52和其中在圖10中轉矩很低的塊53的一部分并且變為塊56。圖27中的虛線箭頭標記91表示做出從低速低負載行駛過渡到低速中負載行駛的行駛并且通常發生在城市地區中行駛的過程中。使用上述結構，當發生點線91所示的行駛時，在行駛從塊55進入塊52之后，通過主要地在如上文所述的ENG(H)模式中執行行駛可以減少齒輪換擋的次數。實際上，當使用圖26中所示的轉換圖時，齒輪的換擋發生在由χ 標記92顯示的狀態中。相反，在本實施例中不會發生齒輪的換檔。圖27中的虛線箭頭標記93表示超車(即從中速低負載行駛過渡到中速中負載行駛)的加速。當發生虛線箭頭標記93所示的這種行駛時，通過已經主要地在上文所述的 ENG(H)模式中執行行駛可以減少齒輪換擋的次數。實際上，當使用圖沈中所示的轉換圖時，齒輪的換擋發生在由χ標記94顯示的狀態中。相反，在本實施例中不會發生齒輪的換檔。另外，當進行從塊51到塊56的過渡時，僅僅電動機MGl被操作，因此不會發生齒輪的換檔。這樣，在本實施例中，通過使用圖27的轉換圖可以減少齒輪的換擋次數，這樣就可以提高駕駛舒適性。(其它實施例)本發明的范圍并不限于上述說明的實施例。而是本發明的范圍包括能夠實現詳細說明本發明的零件的功能的各種形式。(1)例如，輸入側離合器8的接合/分離在上述實施例中是由致動器控制的。當輸入側離合器8接合時，驅動轉矩從第二發動機輸入軸4傳輸至第一電動機輸入軸6 (或第一電動機輸入軸6a)并且驅動轉矩從第一電動機輸入軸6 (或第一電動機輸入軸6a)傳輸至第二發動機輸入軸4。即，當輸入側離合器8接合時可以進行驅動轉矩的雙向傳輸。
然而，本發明并沒有限于此。例如，代替具有上述結構的每個實施例的輸入側離合器8，可以采用眾所周知的單向離合器或雙向離合器。單向離合器或雙向離合器被固定成驅動轉矩僅僅從第二發動機輸入軸4側傳輸至第一電動機輸入軸6側(或第一電動機輸入軸 6a 側)。通過采用這種單向離合器或雙向離合器，就不需要使用致動器來控制輸入側離合器8的接合/分離。因此，就不需要提供致動器。這是因為設置在第一電動機輸入軸6側 (或第一電動機輸入軸6a側)上的齒輪機構(低速齒輪機構或中速齒輪機構)比設置在第二發動機輸入軸4側上的高速齒輪機構具有更大的減速比。SP，例如當在第五實施例中選擇MGl (M)+ENG (H)模式時，第一電動機輸入軸6的轉速高于第二發動機輸入軸4的轉速。因此，單向離合器空轉并且提供了與其中輸入側離合器8分離的情形相同的情形。因此，實現了 MG1(M)+ENG(H)模式。即，可以在電動機MGl和發動機1之間選擇不同的減速比。當選擇MGl (L)+ENG (L)模式時，驅動轉矩從第二發動機輸入軸4傳輸至第一電動機輸入軸6。因此，實現了 MG1(L)+ENG(L)模式。因為驅動轉矩沒有從第一電動機輸入軸6 傳輸至第二發動機輸入軸4，所以就可以實現MGl (H)模式的操作模式和結合MGl (H)模式的操作模式。然而，即使不像第五實施例的EV主模式中那樣選擇MGl (H)模式的操作模式或結合MGl (H)模式的操作模式也可以執行高效行駛。這樣，通過采用單向離合器或雙向離合器作為輸入側離合器8，就不能實現 MGl(H)模式和結合MGl (H)模式的操作模式。然而，可以取消用于輸入側離合器8的致動器而不會極大地降低汽油消耗定額，這樣就可以相應地簡化車輛功率傳輸設備的結構和控制。(2)在每個上述的實施例中，阻尼器3設置在發動機1和第一主動齒輪5之間。或者，可以取消阻尼器，并且第一發動機輸入軸2和第二發動機輸入軸4可以集成。C3)在每個上述的實施例中，可以向在阻尼器3和第一主動齒輪5之間的第二發動機輸入軸4提供離合器。(4)在上述第四實施例中，第二輸出側離合器13a和第三輸出側離合器1 可以彼此形成一體。在上述第五實施例中，第二輸出側離合器13c和第三輸出側離合器13d可以彼此形成一體。(5)離合器ll、13、13a_13d可以裝接至輸入軸4、6、6a、18、19側而不是輸出軸 9側。在這種情形下，主動齒輪5、7、7a-7d可以旋轉地裝接至輸入軸，從動齒輪10、12、 12a-12d可以樞轉地裝接至輸出軸9，并且離合器ll、13、13a-13d可以構造成接合和分離輸入軸 4、6、6a、18、19 和從動齒輪 5、7、7a-7d。(6)由控制器20通過執行每個上述實施例中的程序實現的每個功能可以通過使用具有這種功能的硬件(例如，能夠進行電路配置的編程的FPGA)實現。本發明不應限于所公開的實施例，而是可以使用許多其他方式實現而不脫離由所附權利要求書界定的本發明的范圍。
權利要求
1.一種用于將發動機和電動機生成的功率傳輸至車輛的車軸的車輛功率傳輸設備，該功率傳輸設備包括輸入發動機生成的功率并且傳輸發動機的輸入功率的發動機輸入軸； 輸入電動機生成的功率并且傳輸電動機的輸入功率的電動機輸入軸； 用于輸出待傳輸至車軸的功率的輸出軸；設置到發動機輸入軸用于將發動機輸入軸的功率不通過電動機輸入軸傳輸至輸出軸的發動機側齒輪機構；設置到電動機輸入軸用于將電動機輸入軸的功率不通過發動機輸入軸傳輸至輸出軸的第一電動機側齒輪機構；和用于接合和分離發動機輸入軸和電動機輸入軸的輸入側離合器，其中， 當輸入側離合器接合時，能夠在發動機輸入軸上的發動機側齒輪機構和電動機輸入軸上的第一電動機側齒輪機構之間進行功率傳輸。
2.如權利要求1所述的車輛功率傳輸設備，其特征在于當輸入側離合器分離時，發動機輸入軸的功率和電動機輸入軸的功率能夠同時在不同的減速比下傳輸至輸出軸。
3.如權利要求1所述的車輛功率傳輸設備，其特征在于發動機側齒輪機構的減速比小于第一電動機側齒輪機構的減速比。
4.如權利要求1所述的車輛功率傳輸設備，其特征在于發動機側齒輪機構的減速比在提供給車輛功率傳輸設備的齒輪機構的減速比中是最較小的，并且第一電動機側齒輪機構的減速比在提供給車輛功率傳輸設備的齒輪機構的減速比中是最較大的。
5.如權利要求1所述的車輛功率傳輸設備，其特征在于，還包括設置到電動機輸入軸用于將電動機輸入軸的功率不通過發動機輸入軸傳輸至輸出軸的第二電動機側齒輪機構，其中，第一電動機側齒輪機構的減速比和第二電動機側齒輪機構的減速比大于發動機側齒輪機構的減速比。
6.如權利要求1所述的車輛功率傳輸設備，其特征在于發動機側齒輪機構布置在第一電動機側齒輪機構和發動機之間。
7.如權利要求6所述的車輛功率傳輸設備，其特征在于輸入側離合器布置在發動機側齒輪機構和第一電動機側齒輪機構之間。
8.如權利要求6所述的車輛功率傳輸設備，其特征在于輸入側離合器布置在電動機和第一電動機側齒輪機構之間；電動機輸入軸包括固定至由電動機輸入軸旋轉的輸入側離合器的一部分上的圓柱形電動機輸入軸。圓柱形電動機輸入軸圍繞著由發動機輸入軸旋轉并且朝發動機延伸以圍繞發動機輸入軸的輸入側離合器的另一部分，圓柱形電動機輸入軸構造成由電動機輸入軸的另外部分旋轉，并且第一電動機側齒輪機構固定至圓柱形電動機輸入軸的在圓柱形電動機輸入軸的兩個端部之間更靠近發動機的端部。
9.如權利要求6所述的車輛功率傳輸設備，其特征在于， 輸入側離合器布置在發動機和發動機側齒輪機構之間，發動機輸入軸包括固定至由發動機輸入軸旋轉的輸入側離合器的一部分上的圓柱形發動機輸入軸，圓柱形發動機輸入軸圍繞著由電動機輸入軸旋轉并且朝電動機延伸以圍繞電動機輸入軸的輸入側離合器的另一部份，圓柱形發動機輸入軸構造成由發動機輸入軸的另外部分旋轉，并且發動機側齒輪機構固定至圓柱形發動機輸入軸的在圓柱形發動機輸入軸的兩個端部之間更靠近電動機的端部。
10.如權利要求1所述的車輛功率傳輸設備，其特征在于電動機布置在發動機和第一電動機側齒輪機構之間，并且發動機側齒輪機構布置在第一電動機側齒輪機構的遠離發動機的一側上。
11.如權利要求10所述的車輛功率傳輸設備，其特征在于輸入側離合器布置在電動機和發動機之間。
12.如權利要求10所述的車輛功率傳輸設備，其特征在于輸入側離合器布置在發動機側齒輪機構和第一電動機側齒輪機構之間。
13.如權利要求1所述的車輛功率傳輸設備，其特征在于輸入側離合器是僅僅從發動機輸入軸側向電動機輸入軸側傳輸驅動轉矩的離合器，并且電動機側齒輪機構的減速比大于發動機側齒輪機構的減速比。
14.如權利要求1至13中的任一項所述的車輛功率傳輸設備，其特征在于，還包括 用于通過基于車輛內獲得的物理量控制輸入側離合器、電動機側齒輪機構和發動機側齒輪機構的接合/分離而控制由發動機和電動機生成的功率的傳輸路徑和減速比的控制器，其中，該控制器基于預定的轉換圖選擇分配給所獲得的物理量的發動機和電動機的操作模式，其中預定的轉換圖將操作模式分配給物理量值并且通過控制輸入側離合器、電動機側齒輪機構和發動機側齒輪機構的接合/分離實現所選操作模式。
15.如權利要求14所述的車輛功率傳輸設備，其特征在于電動機使用安裝至車輛用于驅動車輛的電池的電功率旋轉， 控制器預先存儲多種轉換圖，控制器獲得車輛驅動電池的SOC或充電狀態，并且控制器基于所獲得的SOC選擇多種轉換圖之一。
全文摘要
本發明涉及用于車輛的功率傳輸設備。輸出軸(9)布置成橫向和平行于發動機輸入軸(2，4)和電動機輸入軸(6)。設置了用于將發動機輸入軸(2，4)的功率傳輸至輸出軸(9)的發動機側齒輪機構(5，10，11)。設置了用于將電動機輸入軸(6)的功率傳輸至輸出軸(9)的電動機側齒輪機構(7，12，13)。輸入側離合器(8)接合和分離發動機輸入軸(2，4)和電動機輸入軸(6)。當輸入側離合器(8)接合時，在其中發動機側齒輪機構(5，10，11)布置在發動機輸入軸(2，4)的位置和其中電動機側齒輪機構(7，12，13)布置在電動機輸入軸(6)上的位置之間的功率傳輸總是可能的。
文檔編號B60K6/46GK102343801SQ201110193979
公開日2012年2月8日 申請日期2011年7月7日 優先權日2010年7月8日
發明者今村朋范, 岡田弘, 齋藤友宏, 越本振一郎 申請人:株式會社電裝