JP4151648B2

JP4151648B2 - 車両用駆動装置

Info

Publication number: JP4151648B2
Application number: JP2004370039A
Authority: JP
Inventors: 淳田端; 豊多賀; 光史宮崎
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2004-12-21
Filing date: 2004-12-21
Publication date: 2008-09-17
Anticipated expiration: 2024-12-21
Also published as: JP2006177419A

Description

本発明は車両用の駆動装置に係り、特に、駆動力源の出力を電動機と伝達部材とへ分配する差動機構を備えた駆動装置に関する。

遊星歯車装置からなり、エンジンなどの駆動力源の出力を電動機と伝達部材とに分配する差動機構を備えた車両用駆動装置が知られている。たとえば、特許文献１に記載されたハイブリッド車両用駆動装置がそれである。このような駆動装置では、遊星歯車装置の３つの回転要素のうちの１要素が電動機に連結され、他の１要素が駆動力源に連結され、残りの１要素が伝達部材に連結されており、電動機に与える電気的な負荷を制御することによって伝達部材の回転速度を無段階に制御することが可能となる。従って、エンジンを最適な状態に維持しつつ車両を走行させることが可能となり、燃費が向上する。また、上記電動機とは別に伝達部材と駆動輪との間に第２の電動機を設けるとともに、差動機構に連結された前記電動機によって発電された電力で第２の電動機を回転させ、その第２の電動機の回転駆動力によっても駆動輪を駆動させれば、一層、燃費が向上する。
特開２００３−１９１７５９号公報特許第３４５４０３６号公報特開２００３−３３６７２５号公報

上記のような従来の車両の駆動装置では、差動機構に連結された電動機の電気的な反力を制御することによって伝達部材の回転速度を制御するため、エンジンの高出力化に伴って電動機を大型化しなければならず、電動機の大型化によって駆動装置全体が大きくなってしまうという問題がある。

そこで、差動機構である遊星歯車装置に、例えば、その遊星歯車装置の差動作用を選択的に非作動とする（すなわちロック状態とする）ための係合装置すなわち差動制限装置を連結することが考えられる。そして、エンジンの高出力域においてこの差動制限装置により遊星歯車装置をロック状態とすれば、電動機が発生すべき電気的反力の最大値が小さくなるので、電動機を小型化できる。

しかし、上記差動制限装置を設ける場合、差動制限装置の一部を遊星歯車装置のサンギヤに連結させる必要があるが、その連結のためにスプライン嵌合を採用すると、その径方向の位置精度が不十分となる恐れがあった。

本発明は以上の事情を背景として為されたもので、その目的とするところは、差動機構に設けられた差動制限装置の支持精度がよい車両用駆動装置を提供することにある。

上記目的を達成するための請求項１に係る発明の要旨とするところは、(a-1)駆動力源の出力を電動機および伝達部材へ分配する遊星歯車装置からなる差動機構と、(a-2)その差動機構の差動を制限する差動制限装置とを有する動力分配機構を備える車両用駆動装置であって、(b)前記差動制限装置の一部であるクラッチシリンダが前記遊星歯車装置のサンギヤに一体的に構成され、(c)前記電動機のロータのハブがケースに回転可能に支持され、(d)前記駆動力源からの出力を前記差動機構に入力するための入力軸が前記ロータのハブの内径側においてそのハブに回転可能に支持され、(e)前記遊星歯車装置のサンギヤがその入力軸に回転可能に支持され、(f)前記クラッチシリンダの油室に作動油を供給する油路が、前記クラッチシリンダに設けられていることにある。

また、請求項２に係る発明は、請求項１の車両用駆動装置において、前記電動機のロータと前記遊星歯車装置のサンギヤとが嵌合により一体回転するように構成されることを特徴とする。

また、請求項３に係る発明は、請求項２の車両用駆動装置において、前記電動機のロータと前記サンギヤとの嵌合がスプライン嵌合であることを特徴とする。

また、請求項４に係る発明は、請求項３の車両用駆動装置において、前記スプライン嵌合部は、前記ロータのハブ部の内径側であることを特徴とする。

また、請求項５に係る発明は、請求項１乃至請求項４のいずれかの車両用駆動装置において、前記差動制限装置の一部と前記サンギヤとが溶接により一体的に構成されていることを特徴とする。

請求項１に係る発明によれば、電動機のロータのハブがケースに支持され、そのロータのハブに入力軸が支持され、その入力軸に遊星歯車装置のサンギヤが支持され、そのサンギヤに差動制限装置の一部であるクラッチシリンダが一体的に構成されているので、差動制限装置の径方向の位置が定まって、差動制限装置の支持精度が向上する。

また、請求項３に係る発明によれば、電動機のロータとサンギヤとの結合が容易となるとともに、サンギヤからのスラスト力がロータに伝達されることを抑制でき、請求項４に係る発明によれば、駆動装置の軸方向寸法が短くなる。

以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。
図１は、本発明の一実施例であるハイブリッド車両用の駆動装置１０を説明する骨子図である。図１において、駆動装置１０は車体に取り付けられる非回転部材としてのトランスミッションケース１２（以下、ケース１２と表す）内において共通の軸心上に配設された入力回転部材としての入力軸１４と、この入力軸１４に直接に或いは図示しない脈動吸収ダンパー（振動減衰装置）などを介して間接に連結された動力分配機構１６と、その動力分配機構１６と駆動装置出力軸２２との間において伝達部材１８を介して動力分配機構１６に直列に連結されている有段式の自動変速機２０と、この自動変速機２０に連結されている出力回転部材としての駆動装置出力軸２２とを備えている。

この駆動装置１０は、車両において縦置きされるＦＲ（フロントエンジン・リヤドライブ）型車両に好適に用いられるものであり、図７に示すように、走行用の駆動力源としてのエンジン８と一対の駆動輪３８との間に設けられて、動力を差動歯車装置（終減速機）３６および一対の車軸等を順次介して一対の駆動輪３８へ伝達する。なお、駆動装置１０はその軸心に対して対称的に構成されているため、図１の駆動装置１０を表す部分においてはその下側が省略されている。

動力分配機構１６は、入力軸１４に入力されたエンジン８の出力を機械的に合成し或いは分配する機械的機構であって、エンジン８の出力を第１電動機Ｍ１および伝達部材１８に分配し、或いはエンジン８の出力とその第１電動機Ｍ１の出力とを合成して伝達部材１８へ出力する。本実施例の第１電動機Ｍ１および第２電動機Ｍ２は、発電機能をも有する所謂モータジェネレータであるが、第１電動機Ｍ１は反力を発生させるためのジェネレータ（発電）機能を少なくとも備え、第２電動機Ｍ２は駆動力を出力するためのモータ（電動機）機能を少なくとも備える。

動力分配機構１６は、差動機構として機能するシングルピニオン型の第１遊星歯車装置２４と、切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０とを備えている。この第１遊星歯車装置２４は、第１サンギヤＳ１、第１遊星歯車Ｐ１、その第１遊星歯車Ｐ１を自転および公転可能に支持する第１キャリヤＣＡ１、第１遊星歯車Ｐ１を介して第１サンギヤＳ１と噛み合う第１リングギヤＲ１を回転要素（要素）として備えており、例えば「０．４１８」程度の所定のギヤ比ρ１を有する。第１サンギヤＳ１の歯数をＺＳ１、第１リングギヤＲ１の歯数をＺＲ１とすると、上記ギヤ比ρ１はＺＳ１／ＺＲ１である。

この動力分配機構１６においては、第１キャリヤＣＡ１は入力軸１４すなわちエンジン８に連結され、第１サンギヤＳ１は第１電動機Ｍ１に連結され、第１リングギヤＲ１は伝達部材１８に連結されている。また、切換ブレーキＢ０は第１サンギヤＳ１とケース１２との間に設けられ、切換クラッチＣ０は第１サンギヤＳ１と第１キャリヤＣＡ１との間に設けられている。それら切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０が解放されると、第１サンギヤＳ１、第１キャリヤＣＡ１、第１サンギヤＳ１がそれぞれ相互に相対回転可能な差動作用が働く差動状態とされることから、エンジン８の出力が第１電動機Ｍ１と伝達部材１８とに分配され、第１電動機Ｍ１に分配されたエンジン８の出力で第１電動機Ｍ１が発電され、その発電された電気エネルギや、蓄電されていた電気エネルギで第２電動機Ｍ２が回転駆動されるので、例えば無段変速状態とされて、エンジン８の所定回転に拘わらず伝達部材１８の回転が連続的に変化させられる。すなわち、動力分配機構１６が、電気的にその変速比γ０（入力軸１４の回転速度／伝達部材１８の回転速度）が最小値γ０minから最大値γ０maxまで変化させられる差動状態例えば変速比γ０が最小値γ０minから最大値γ０maxまで連続的に変化させられる電気的な無段変速機として機能する差動状態例えば無段変速状態とされる。

この状態で、エンジン８の出力で車両走行中に上記切換クラッチＣ０が係合させられて第１サンギヤＳ１と第１キャリヤＣＡ１とが一体的に係合させられると、第１遊星歯車装置２４の３要素Ｓ１、ＣＡ１、Ｒ１が一体回転させられるロック状態である非差動状態とされることから、エンジン８の回転と伝達部材１８の回転速度とが一致する状態となるので、第１遊星歯車装置２４は変速比γ０が「１」に固定された変速機として機能する定変速状態とされる。また、上記切換クラッチＣ０に替えて切換ブレーキＢ０が係合させられると、第１サンギヤＳ１が非回転状態とされるロック状態である非差動状態となって、第１リングギヤＲ１は第１キャリヤＣＡ１よりも増速回転させられるので、第１遊星歯車装置２４は変速比γ０が「１」より小さい値例えば０．７程度に固定された増速変速機として機能する定変速状態となる。このように、本実施例では、上記切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０は、第１遊星歯車装置２４を、差動状態例えば変速比が連続的変化可能な電気的な無段変速機として作動可能な差動状態（無段変速状態）と、非差動状態例えば電気的な無段変速機として作動させず無段変速作動を非作動として変速比変化をロックするロック状態、すなわち１または２種類の変速比の単段または複数段の変速機として作動可能な定変速状態とに選択的に切換える差動状態切換装置或いは差動制限装置として機能している。

自動変速機２０は、複数の遊星歯車装置、すなわち、シングルピニオン型の第２遊星歯車装置２６、シングルピニオン型の第３遊星歯車装置２８、およびシングルピニオン型の第４遊星歯車装置３０を備えている。第２遊星歯車装置２６は、第２サンギヤＳ２、第２遊星歯車Ｐ２、その第２遊星歯車Ｐ２を自転および公転可能に支持する第２キャリヤＣＡ２、第２遊星歯車Ｐ２を介して第２サンギヤＳ２と噛み合う第２リングギヤＲ２を備えており、例えば「０．５６２」程度の所定のギヤ比ρ２を有している。第３遊星歯車装置２８は、第３サンギヤＳ３、第３遊星歯車Ｐ３、その第３遊星歯車Ｐ３を自転および公転可能に支持する第３キャリヤＣＡ３、第３遊星歯車Ｐ３を介して第３サンギヤＳ３と噛み合う第３リングギヤＲ３を備えており、例えば「０．４２５」程度の所定のギヤ比ρ３を有している。第４遊星歯車装置３０は、第４サンギヤＳ４、第４遊星歯車Ｐ４、その第４遊星歯車Ｐ４を自転および公転可能に支持する第４キャリヤＣＡ４、第４遊星歯車Ｐ４を介して第４サンギヤＳ４と噛み合う第４リングギヤＲ４を備えており、例えば「０．４２１」程度の所定のギヤ比ρ４を有している。第２サンギヤＳ２の歯数をＺＳ２、第２リングギヤＲ２の歯数をＺＲ２、第３サンギヤＳ３の歯数をＺＳ３、第３リングギヤＲ３の歯数をＺＲ３、第４サンギヤＳ４の歯数をＺＳ４、第４リングギヤＲ４の歯数をＺＲ４とすると、上記ギヤ比ρ２はＺＳ２／ＺＲ２、上記ギヤ比ρ３はＺＳ３／ＺＲ３、上記ギヤ比ρ４はＺＳ４／ＺＲ４である。

自動変速機２０では、第２サンギヤＳ２と第３サンギヤＳ３とが一体的に連結されて第２クラッチＣ２を介して伝達部材１８に選択的に連結されるとともに第１ブレーキＢ１を介してケース１２に選択的に連結され、第２キャリヤＣＡ２は第２ブレーキＢ２を介してケース１２に選択的に連結され、第４リングギヤＲ４は第３ブレーキＢ３を介してケース１２に選択的に連結され、第２リングギヤＲ２と第３キャリヤＣＡ３と第４キャリヤＣＡ４とが一体的に連結されて駆動装置出力軸２２に連結され、第３リングギヤＲ３と第４サンギヤＳ４とが一体的に連結されて第１クラッチＣ１を介して伝達部材１８に選択的に連結されている。

前記切換クラッチＣ０、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、切換ブレーキＢ０、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２、および第３ブレーキＢ３は従来の車両用自動変速機においてよく用いられている油圧式摩擦係合装置であって、互いに重ねられた複数枚の摩擦板が油圧アクチュエータにより押圧される湿式多板型や、回転するドラムの外周面に巻き付けられた１本または２本のバンドの一端が油圧アクチュエータによって引き締められるバンドブレーキなどにより構成され、それが介装されている両側の部材を選択的に連結するためのものである。

以上のように構成された駆動装置１０では、例えば、図２の係合作動表に示されるように、前記切換クラッチＣ０、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、切換ブレーキＢ０、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２、および第３ブレーキＢ３が選択的に係合作動させられることにより、第１速ギヤ段（第１変速段）乃至第５速ギヤ段（第５変速段）のいずれか或いは後進ギヤ段（後進変速段）或いはニュートラルが選択的に成立させられ、略等比的に変化する変速比γ（＝入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ／出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ）が各ギヤ段毎に得られるようになっている。特に、本実施例では動力分配機構１６に切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０が備えられており、切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０の何れかが係合作動させられることによって、動力分配機構１６は前述した無段変速機として作動可能な無段変速状態に加え、１または２種類以上の変速比の単段または複数段の変速機として作動可能な定変速状態を構成することが可能とされている。従って、駆動装置１０では、切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０の何れかを係合作動させることで定変速状態とされた動力分配機構１６と自動変速機２０とで有段変速機が構成され、切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０の何れも係合作動させないことで無段変速状態とされた動力分配機構１６と自動変速機２０とで無段変速機が構成される。

例えば、駆動装置１０が有段変速機として機能する場合には、図２に示すように、切換クラッチＣ０、第１クラッチＣ１および第３ブレーキＢ３の係合により、変速比γ１が最大値例えば「３．３５７」程度である第１速ギヤ段が成立させられ、切換クラッチＣ０、第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の係合により、変速比γ２が第１速ギヤ段よりも小さい値例えば「２．１８０」程度である第２速ギヤ段が成立させられ、切換クラッチＣ０、第１クラッチＣ１および第１ブレーキＢ１の係合により、変速比γ３が第２速ギヤ段よりも小さい値例えば「１．４２４」程度である第３速ギヤ段が成立させられ、切換クラッチＣ０、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の係合により、変速比γ４が第３速ギヤ段よりも小さい値例えば「１．０００」程度である第４速ギヤ段が成立させられ、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、および切換ブレーキＢ０の係合により、変速比γ５が第４速ギヤ段よりも小さい値例えば「０．７０５」程度である第５速ギヤ段が成立させられる。また、第２クラッチＣ２および第３ブレーキＢ３の係合により、変速比γＲが第１速ギヤ段と第２速ギヤ段との間の値例えば「３．２０９」程度である後進ギヤ段が成立させられる。なお、ニュートラル「Ｎ」状態とする場合には、例えば切換クラッチＣ０のみが係合される。

しかし、駆動装置１０が無段変速機として機能する場合には、図２に示される係合表の切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０が共に解放される。これにより、動力分配機構１６が無段変速機として機能し、それに直列の自動変速機２０が有段変速機として機能することにより、自動変速機２０の第１速、第２速、第３速、第４速の各ギヤ段に対しその自動変速機２０に入力される回転速度すなわち伝達部材１８の回転速度が無段的に変化させられて各ギヤ段は無段的な変速比幅が得られる。従って、その各ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な変速比となって駆動装置１０全体としてのトータル変速比γＴが無段階に得られるようになる。

図３は、無段変速部或いは第１変速部として機能する動力分配機構１６と有段変速部或いは第２変速部として機能する自動変速機２０とから構成される駆動装置１０において、ギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図を示している。この図３の共線図は、横軸方向において各遊星歯車装置２４、２６、２８、３０のギヤ比ρの相対関係を示し、縦軸方向において相対的回転速度を示す二次元座標であり、３本の横軸のうちの下側の横線Ｘ１が回転速度零を示し、上側の横線Ｘ２が回転速度「１．０」すなわち入力軸１４に連結されたエンジン８の回転速度Ｎ_Ｅを示し、横軸ＸＧが伝達部材１８の回転速度を示している。また、動力分配機構１６の３本の縦線Ｙ１、Ｙ２、Ｙ３は、左側から順に第２回転要素（第２要素）ＲＥ２に対応する第１サンギヤＳ１、第１回転要素（第１要素）ＲＥ１に対応する第１キャリヤＣＡ１、第３回転要素（第３要素）ＲＥ３に対応する第１リングギヤＲ１の相対回転速度を示すものであり、それらの間隔は第１遊星歯車装置２４のギヤ比ρ１に応じて定められている。すなわち、縦線Ｙ１とＹ２との間隔を１に対応するとすると、縦線Ｙ２とＹ３との間隔はギヤ比ρ１に対応するものとされる。さらに、自動変速機２０の５本の縦線Ｙ４、Ｙ５、Ｙ６、Ｙ７、Ｙ８は、左から順に、第４回転要素（第４要素）ＲＥ４に対応し且つ相互に連結された第２サンギヤＳ２および第３サンギヤＳ３を、第５回転要素（第５要素）ＲＥ５に対応する第２キャリヤＣＡ２を、第６回転要素（第６要素）ＲＥ６に対応する第４リングギヤＲ４を、第７回転要素（第７要素）ＲＥ７に対応し且つ相互に連結された第２リングギヤＲ２、第３キャリヤＣＡ３、第４キャリヤＣＡ４を、第８回転要素（第８要素）ＲＥ８に対応し且つ相互に連結された第３リングギヤＲ３、第４サンギヤＳ４をそれぞれ表し、それらの間隔は第２、第３、第４遊星歯車装置２６、２８、３０のギヤ比ρ２、ρ３、ρ４に応じてそれぞれ定められている。すなわち、図３に示すように、各第２、第３、第４遊星歯車装置２６、２８、３０毎にそのサンギヤとキャリヤとの間が１に対応するものとされ、キャリヤとリングギヤとの間がρに対応するものとされる。

上記図３の共線図を用いて表現すれば、本実施例の駆動装置１０は、動力分配機構（無段変速部）１６において、第１遊星歯車装置２４の３回転要素（要素）の１つである第１回転要素ＲＥ１（第１キャリヤＣＡ１）が入力軸１４に連結されるとともに切換クラッチＣ０を介して他の回転要素の１つである第１サンギヤＳ１と選択的に連結され、その他の回転要素の１つである第２回転要素ＲＥ２（第１サンギヤＳ１）が第１電動機Ｍ１に連結されるとともに切換ブレーキＢ０を介してトランスミッションケース１２に選択的に連結され、残りの回転要素である第３回転要素ＲＥ３（第１リングギヤＲ１）が伝達部材１８および第２電動機Ｍ２に連結されて、入力軸１４の回転を前記伝達部材１８を介して自動変速機（有段変速部）２０へ伝達する（入力させる）ように構成されている。このとき、Ｙ２とＸ２の交点を通る斜めの直線Ｌ０により第１サンギヤＳ１の回転速度と第１リングギヤＲ１の回転速度との関係が示される。

図４および図５は上記図３の共線図の動力分配機構１６部分に相当する図である。図４は上記切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０の解放により無段変速状態に切換えられたときの動力分配機構１６の状態の一例を表している。例えば、第１電動機Ｍ１の発電による反力を制御することによって直線Ｌ０と縦線Ｙ１との交点で示される第１サンギヤＳ１の回転が上昇或いは下降させられると、直線Ｌ０と縦線Ｙ３との交点で示される第１リングギヤＲ１の回転速度が下降或いは上昇させられる。

また、図５は切換クラッチＣ０の係合により有段変速状態に切換えられたときの動力分配機構１６の状態を表している。つまり、第１サンギヤＳ１と第１キャリヤＣＡ１とが連結されると、上記３回転要素が一体回転するので、直線Ｌ０は横線Ｘ２と一致させられ、エンジン回転速度Ｎ_Ｅと同じ回転で伝達部材１８が回転させられる。或いは、切換ブレーキＢ０の係合によって第１サンギヤＳ１の回転が停止させられると、直線Ｌ０は図３に示す状態となり、その直線Ｌ０と縦線Ｙ３との交点で示される第１リングギヤＲ１すなわち伝達部材１８の回転速度は、エンジン回転速度Ｎ_Ｅよりも増速された回転で自動変速機２０へ入力される。

また、自動変速機２０において第４回転要素ＲＥ４は第２クラッチＣ２を介して伝達部材１８に選択的に連結されるとともに第１ブレーキＢ１を介してケース１２に選択的に連結され、第５回転要素ＲＥ５は第２ブレーキＢ２を介してケース１２に選択的に連結され、第６回転要素ＲＥ６は第３ブレーキＢ３を介してケース１２に選択的に連結され、第７回転要素ＲＥ７は駆動装置出力軸２２に連結され、第８回転要素ＲＥ８は第１クラッチＣ１を介して伝達部材１８に選択的に連結されている。

自動変速機２０では、図３に示すように、第１クラッチＣ１と第３ブレーキＢ３とが係合させられることにより、第８回転要素ＲＥ８の回転速度を示す縦線Ｙ８と横線Ｘ２との交点と第６回転要素ＲＥ６の回転速度を示す縦線Ｙ６と横線Ｘ１との交点とを通る斜めの直線Ｌ１と、駆動装置出力軸２２と連結された第７回転要素ＲＥ７の回転速度を示す縦線Ｙ７との交点で第１速の駆動装置出力軸２２の回転速度が示される。同様に、第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２とが係合させられることにより決まる斜めの直線Ｌ２と駆動装置出力軸２２と連結された第７回転要素ＲＥ７の回転速度を示す縦線Ｙ７との交点で第２速の駆動装置出力軸２２の回転速度が示され、第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１とが係合させられることにより決まる斜めの直線Ｌ３と駆動装置出力軸２２と連結された第７回転要素ＲＥ７の回転速度を示す縦線Ｙ７との交点で第３速の駆動装置出力軸２２の回転速度が示され、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２とが係合させられることにより決まる水平な直線Ｌ４と駆動装置出力軸２２と連結された第７回転要素ＲＥ７の回転速度を示す縦線Ｙ７との交点で第４速の駆動装置出力軸２２の回転速度が示される。上記第１速乃至第４速では、切換クラッチＣ０が係合させられている結果、エンジン回転速度Ｎ_Ｅと同じ回転速度で第８回転要素ＲＥ８に動力分配機構１６からの動力が入力される。しかし、切換クラッチＣ０に替えて切換ブレーキＢ０が係合させられると、動力分配機構１６からの動力がエンジン回転速度Ｎ_Ｅよりも高い回転速度で入力されることから、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、および切換ブレーキＢ０が係合させられることにより決まる水平な直線Ｌ５と駆動装置出力軸２２と連結された第７回転要素ＲＥ７の回転速度を示す縦線Ｙ７との交点で第５速の駆動装置出力軸２２の回転速度が示される。また、第２クラッチＣ２と第３ブレーキＢ３とが係合させられることにより決まる斜めの直線ＬＲと駆動装置出力軸２２と連結された第７回転要素ＲＥ７の回転速度を示す縦線Ｙ７との交点で後進Ｒの駆動装置出力軸２２の回転速度が示される。

図６は、本実施例の駆動装置１０を制御するための電子制御装置４０に入力される信号及びその電子制御装置４０から出力される信号を例示している。この電子制御装置４０は、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、及び入出力インターフェースなどから成る所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつＲＯＭに予め記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことによりエンジン８、電動機Ｍ１、Ｍ２に関するハイブリッド駆動制御、前記自動変速機２０の変速制御等の駆動制御を実行するものである。

上記電子制御装置４０には、図６に示す各センサやスイッチから、エンジン水温を示す信号、シフトポジションを表す信号、エンジン８の回転速度であるエンジン回転速度Ｎ_Ｅを表す信号、ギヤ比列設定値を示す信号、Ｍ（モータ走行）モードを指令する信号、エアコンの作動を示すエアコン信号、駆動装置出力軸２２の回転速度に対応する車速信号、自動変速機２０の作動油温を示す油温信号、サイドブレーキ操作を示す信号、フットブレーキ操作を示す信号、触媒温度を示す触媒温度信号、アクセルペダルの操作量を示すアクセル開度信号、カム角信号、スノーモード設定を示すスノーモード設定信号、車両の前後加速度を示す加速度信号、オートクルーズ走行を示すオートクルーズ信号、車両の重量を示す車重信号、各駆動輪の車輪速を示す車輪速信号、駆動装置１０を有段変速機として機能させるために動力分配機構１６を定変速状態に切り換えるための有段スイッチ操作の有無を示す信号、駆動装置１０を無段変速機として機能させるために動力分配機構１６を無段変速状態に切り換えるための無段スイッチ操作の有無を示す信号、第１電動機Ｍ１の回転速度Ｎ_Ｍ１を表す信号、第２電動機Ｍ２の回転速度Ｎ_Ｍ２を表す信号などが、それぞれ供給される。また、上記電子制御装置４０からは、スロットル弁の開度を操作するスロットルアクチュエータへの駆動信号、過給圧を調整するための過給圧調整信号、電動エアコンを作動させるための電動エアコン駆動信号、エンジン８の点火時期を指令する点火信号、電動機Ｍ１およびＭ２の作動を指令する指令信号、シフトインジケータを作動させるためのシフトポジション（操作位置）表示信号、ギヤ比を表示させるためのギヤ比表示信号、スノーモードであることを表示させるためのスノーモード表示信号、制動時の車輪のスリップを防止するＡＢＳアクチュエータを作動させるためのＡＢＳ作動信号、Ｍモードが選択されていることを表示させるＭモード表示信号、動力分配機構１６や自動変速機２０の油圧式摩擦係合装置の油圧アクチュエータを制御するために油圧制御回路４２に含まれる電磁弁を作動させるバルブ指令信号、上記油圧制御回路４２の油圧源である電動油圧ポンプを作動させるための駆動指令信号、電動ヒータを駆動するための信号、クルーズコントロール制御用コンピュータへの信号等が、それぞれ出力される。

図７は、駆動装置１０の制御方法すなわち電子制御装置４０による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。切換制御手段５０は、例えば図８或いは図９に示す予め記憶された関係に基づいて、駆動装置１０を無段変速状態とする無段制御領域内であるか或いは駆動装置１０を有段変速状態とする有段制御領域内であるかを判定する。図８に示す関係（切換マップ）を用いる場合には、実際のエンジン回転速度Ｎ_Ｅとハイブリッド車両の駆動力に関連する駆動力関連値、例えばエンジン出力トルクＴ_Ｅとで表される車両状態に基づいて上記判定を行う。

図８に示される関係では、エンジン８の出力トルクＴ_Ｅが予め設定された所定値ＴＥ１以上の高トルク領域（高出力走行領域）、エンジン回転速度Ｎ_Ｅが予め設定された所定値ＮＥ１以上の高回転領域すなわちエンジン回転速度Ｎ_Ｅとトータル変速比γＴとで一意的に決められる車両状態の１つである車速が所定値以上の高車速領域、或いはそれらエンジン８の出力トルクＴ_Ｅおよび回転速度Ｎ_Ｅから算出される出力が所定以上の高出力領域が、有段制御領域として設定されている。従って、エンジン８の比較的高出力トルク、比較的高回転速度、或いは比較的高出力時には有段変速制御が実行され、アップシフトに伴うエンジン回転速度Ｎ_Ｅの変化すなわち変速に伴うリズミカルなエンジン８の回転速度の変化が発生する。或いは、他の考え方として、この高出力走行においては燃費に対する要求より運転者の駆動力に対する要求が重視されるので、無段変速状態より有段変速状態（定変速状態）に切り換えられるのである。これによって、ユーザは、リズミカルなエンジン回転速度Ｎ_Ｅの変化を楽しむことができる。一方、エンジン８の比較的低出力トルク、比較的低回転速度、或いは比較的低出力時すなわちエンジン８の常用出力域では無段変速制御が実行されるようになっている。図８における有段制御領域と無段制御領域との間の境界線は、例えば高車速判定値の連なりである高車速判定線および高出力走行判定値の連なりである高出力走行判定線に対応している。

一方、図９に示す関係を用いる場合には、実際の車速Ｖと駆動力関連値である出力トルクＴ_ＯＵＴとに基づいて上記判定を行う。図９では、破線が、無段変速を有段変速に切り換える所定条件を定める判定車速Ｖ１および判定出力トルクＴ１を示し、二点差線が、有段変速を無段変速に切り換える際の条件を示している。このように、有段制御領域と無段制御領域と切換の判定にヒステリシスが設けられている。なお、図９において、太線５１で示す境界よりも低出力トルク側および低車速側は電動機の駆動力で走行するモータ走行領域である。また、図９には、車速Ｖと出力トルクＴ_ＯＵＴとをパラーメタとする変速線図も示されている。

そして、切換制御手段５０は、有段変速制御領域であると判定した場合は、ハイブリッド制御手段５２に対してハイブリッド制御或いは無段変速制御を不許可（禁止）とする信号を出力するとともに、有段変速制御手段５４に対しては、予め設定された有段変速時の変速制御を許可する。このときの有段変速制御手段５４は、前記判定が図８に基づいて行われた場合には、予め記憶された図示しない変速線図に従って自動変速制御を実行し、前記判定が図９に基づいて行われた場合には、その図９に示される変速線図に従って自動変速制御を実行する。

図２は、このときの変速制御において選択される油圧式摩擦係合装置すなわちＣ０、Ｃ１、Ｃ２、Ｂ０、Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３の作動の組み合わせを示している。この有段自動変速制御モードの第１速乃至第４速では、切換クラッチＣ０が係合させられることにより動力分配機構１６が固定の変速比γ０が１の副変速機として機能しているが、第５速では、その切換クラッチＣ０の係合に替えて切換ブレーキＢ０が係合させられることにより動力分配機構１６が固定の変速比γ０が例えば０．７程度の副変速機として機能している。すなわち、この有段自動変速制御モードでは、副変速機として機能する動力分配機構１６と自動変速機２０とを含む駆動装置１０全体が所謂自動変速機として機能している。

なお、前記駆動力関連値とは、車両の駆動力に１対１に対応するパラメータであって、駆動輪３８での駆動トルク或いは駆動力のみならず、例えば自動変速機２０の出力トルクＴ_ＯＵＴ、エンジン出力トルクＴ_Ｅ、車両加速度や、例えばアクセル開度或いはスロットル開度（或いは吸入空気量、空燃比、燃料噴射量）とエンジン回転速度Ｎ_Ｅとによって算出されるエンジン出力トルクＴ_Ｅなどの実際値や、運転者のアクセルペダル操作量或いはスロットル開度に基づいて算出されるエンジン出力トルクＴ_Ｅや要求駆動力等の推定値であってもよい。また、上記駆動トルクは出力トルクＴ_ＯＵＴ等からデフ比、駆動輪３８の半径等を考慮して算出されてもよいし、例えばトルクセンサ等によって直接検出されてもよい。上記他の各トルク等も同様である。

一方、上記切換制御手段５０において無段制御領域内であると判定した場合は、前記動力分配機構１６を電気的な無段変速可能とするように切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０を解放させる指令を油圧制御回路４２へ出力する。同時に、ハイブリッド制御手段５２に対してハイブリッド制御を許可する信号を出力するとともに、有段変速制御手段５４には、予め設定された無段変速時の変速段に固定する信号を出力するか、或いは予め記憶された変速線図に従って自動変速することを許可する信号を出力する。後者の場合、有段変速制御手段５４により、図２の係合表内において切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０の係合を除いた作動により自動変速が行われる。このように、動力分配機構１６が無段変速機として機能し、それに直列の自動変速機２０が有段変速機として機能することにより、適切な大きさの駆動力が得られると同時に、前述のように、自動変速機２０の第１速、第２速、第３速、第４速の各ギヤ段に対しその自動変速機２０に入力される回転速度すなわち伝達部材１８の回転速度が無段的に変化させられて各ギヤ段は無段的な変速比幅が得られる。従って、その各ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な変速比となって駆動装置１０全体としてのトータル変速比γＴが無段階に得られるようになる。

上記ハイブリッド制御手段５２は、エンジン８を効率のよい作動域で作動させる一方で、エンジン８と第１電動機Ｍ１および／または第２電動機Ｍ２との駆動力の配分を最適になるように変化させる。例えば、そのときの走行車速において、アクセルペダル操作量や車速から運転者の要求出力を算出し、運転者の要求出力と充電要求値から必要な駆動力を算出し、エンジンの回転速度とトータル出力とを算出し、そのトータル出力とエンジン回転速度Ｎ_Ｅとに基づいて、エンジン出力を得るようにエンジン８を制御するとともに第１電動機Ｍ１の発電量を制御する。ハイブリッド制御手段５２は、その制御を自動変速機２０の変速段を考慮して実行したり、或いは燃費向上などのために自動変速機２０に変速指令を行う。このようなハイブリッド制御では、エンジン８を効率のよい作動域で作動させるために定まるエンジン回転速度Ｎ_Ｅと車速および自動変速機２０の変速段で定まる伝達部材１８の回転速度とを整合させるために、動力分配機構１６が電気的な無段変速機として機能させられる。すなわち、ハイブリッド制御手段５２は無段変速走行の時に運転性と燃費性とを両立した予め記憶された最適燃費率曲線に沿ってエンジン８が作動させられるように駆動装置１０のトータル変速比γＴの目標値を定め、その目標値が得られるように動力分配機構１６の変速比γ０を制御し、トータル変速比γＴをその変速可能な変化範囲内例えば１３〜０．５の範囲内で制御することになる。

このとき、ハイブリッド制御手段５２は、第１電動機Ｍ１により発電された電気エネルギをインバータ５８を通して蓄電装置６０や第２電動機Ｍ２へ供給するので、エンジン８の動力の主要部は機械的に伝達部材１８へ伝達されるが、エンジン８の動力の一部は第１電動機Ｍ１の発電のために消費されてそこで電気エネルギに変換され、インバータ５８を通して電気エネルギが第２電動機Ｍ２或いは第１電動機Ｍ１へ供給され、その第２電動機Ｍ２或いは第１電動機Ｍ１から伝達部材１８へ伝達される。この電気エネルギの発生から第２電動機Ｍ２で消費されるまでに関連する機器により、エンジン８の動力の一部を電気エネルギに変換し、その電気エネルギを機械的エネルギに変換するまでの電気パスが構成される。また、ハイブリッド制御手段５２は、エンジン８の停止又はアイドル状態に拘わらず、動力分配機構１６の電気的ＣＶＴ機能によってモータ走行させることができる。

上記切換制御手段５０、ハイブリッド制御手段５２、有段変速制御手段５４により、車両の低中速走行および低中出力走行となるようなエンジンの常用出力域では動力分配機構１６が無段変速状態とされてハイブリッド車両の燃費性能が確保されるが、高速走行或いはエンジン８の高回転域では動力分配機構１６が定変速状態とされ専ら機械的な動力伝達経路でエンジン８の出力が駆動輪３８へ伝達されて動力と電気との間の変換損失が抑制されて燃費が向上させられる。また、エンジン８の高出力域では動力分配機構１６が定変速状態とされて無段変速状態として作動させる領域が車両の低中速走行および低中出力走行となるので、第１電動機Ｍ１が発生すべき電気的エネルギすなわちが第１電動機Ｍ１が伝える電気的エネルギの最大値を小さくできて、換言すれば第１電動機Ｍ１の保障すべき電気的反力を小さくできてその第１電動機Ｍ１や第２電動機Ｍ２、或いはそれを含む駆動装置１０が一層小型化される。

図１０は手動変速操作装置であるシフト操作装置４６の一例を示す図である。シフト操作装置４６は、例えば運転席の横に配設され、複数種類のシフトポジションを選択するために操作されるシフトレバー４８を備えている。そのシフトレバー４８は、例えば図２の係合作動表に示されるようにクラッチＣ１およびクラッチＣ２のいずれもが係合されないような駆動装置１０内つまり自動変速機２０内の動力伝達経路が遮断されたニュートラル状態すなわち中立状態とし且つ自動変速機２０の駆動装置出力軸２２をロックするための駐車ポジション「Ｐ（パーキング）」、後進走行のための後進走行ポジション「Ｒ（リバース）」、駆動装置１０内の動力伝達経路が遮断された中立状態とする中立ポジション「Ｎ（ニュートラル）」、前進自動変速走行ポジション「Ｄ（ドライブ）」、または前進手動変速走行ポジション「Ｍ（マニュアル）」へ手動操作されるように設けられている。上記「Ｐ」乃至「Ｍ」ポジションに示す各シフトポジションは、「Ｐ」ポジションおよび「Ｎ」ポジションは車両を走行させないときに選択される非走行ポジションであり、「Ｒ」ポジション、「Ｄ」ポジションおよび「Ｍ」ポジションは車両を走行させるときに選択される走行ポジションである。また、「Ｄ」ポジションは最高速走行ポジションでもあり、「Ｍ」ポジションにおける例えば「４」レンジ乃至「Ｌ」レンジはエンジンブレーキ効果が得られるエンジンブレーキレンジでもある。

上記「Ｍ」ポジションは、例えば車両の前後方向において上記「Ｄ」ポジションと同じ位置において車両の幅方向に隣接して設けられており、シフトレバー４８が「Ｍ」ポジションへ操作されることにより、「Ｄ」レンジ乃至「Ｌ」レンジの何れかがシフトレバー４８の操作に応じて変更される。具体的には、この「Ｍ」ポジションには、車両の前後方向にアップシフト位置「＋」、およびダウンシフト位置「−」が設けられており、シフトレバー４８がそれ等のアップシフト位置「＋」またはダウンシフト位置「−」へ操作されると、「Ｄ」レンジ乃至「Ｌ」レンジの何れかへ切り換えられる。例えば、「Ｍ」ポジションにおける「Ｄ」レンジ乃至「Ｌ」レンジの５つの変速レンジは、駆動装置１０の自動変速制御が可能なトータル変速比γＴの変化範囲における高速側（変速比が最小側）のトータル変速比γＴが異なる複数種類の変速レンジであり、また自動変速機２０の変速が可能な最高速側変速段が異なるように変速段（ギヤ段）の変速範囲を制限するものである。また、シフトレバー４８はスプリング等の付勢手段により上記アップシフト位置「＋」およびダウンシフト位置「−」から、「Ｍ」ポジションへ自動的に戻されるようになっている。また、シフト操作装置４６にはシフトレバー４８の各シフトポジションを検出するための図示しないシフトポジションセンサが備えられており、そのシフトレバー４８のシフトポジションや「Ｍ」ポジションにおける操作回数等を電子制御装置４０へ出力する。

例えば、「Ｄ」ポジションがシフトレバー４８の操作により選択された場合には、前記切換制御手段５０により駆動装置１０の変速状態の自動切換制御が実行され、ハイブリッド制御手段５２により動力分配機構１６の無段変速制御が実行され、有段変速制御手段５４により自動変速機２０の自動変速制御が実行される。例えば、駆動装置１０が有段変速状態に切り換えられる有段変速走行時には駆動装置１０が例えば図２に示すような第１速ギヤ段乃至第５速ギヤ段の範囲で自動変速制御され、或いは駆動装置１０が無段変速状態に切り換えられる無段変速走行時には駆動装置１０が動力分配機構１６の無段的な変速比幅と自動変速機２０の第１速ギヤ段乃至第４速ギヤ段の範囲で自動変速制御される各ギヤ段とで得られる駆動装置１０の変速可能なトータル変速比γＴの変化範囲内で自動変速制御される。この「Ｄ」ポジションは駆動装置１０の自動変速制御が実行される制御様式である自動変速走行モード（自動モード）を選択するシフトポジションでもある。

或いは、「Ｍ」ポジションがシフトレバー４８の操作により選択された場合には、変速レンジの最高速側変速段或いは変速比を越えないように、切換制御手段５０、ハイブリッド制御手段５２、および有段変速制御手段５４により駆動装置１０の各変速レンジで変速可能なトータル変速比γＴの範囲で自動変速制御される。例えば、駆動装置１０が有段変速状態に切り換えられる有段変速走行時には駆動装置１０が各変速レンジで駆動装置１０が変速可能なトータル変速比γＴの範囲で自動変速制御され、或いは駆動装置１０が無段変速状態に切り換えられる無段変速走行時には駆動装置１０が動力分配機構１６の無段的な変速比幅と各変速レンジに応じた自動変速機２０の変速可能な変速段の範囲で自動変速制御される各ギヤ段とで得られる駆動装置１０の各変速レンジで変速可能なトータル変速比γＴの範囲で自動変速制御される。この「Ｍ」ポジションは駆動装置１０の手動変速制御が実行される制御様式である手動変速走行モード（手動モード）を選択するシフトポジションでもある。

図１１は上記駆動装置１０の要部断面図である。図１１に示すように、駆動装置１０のケース１２は、第１電動機Ｍ１および動力分配機構１６を収容する第１ケース１２ａと、第２電動機Ｍ２および図１１には図示しない自動変速機２０を収容する第２ケース１２ｂとからなる。なお、第１ケース１２ａと、それに収容される第１電動機Ｍ１および動力分配機構１６により第１ユニット７０が構成され、第２ケース１２ｂと、それに収容される第２電動機Ｍ２および自動変速機２０により第２ユニット１００が構成される。

第１ケース１２ａは、略筒状の外形形状をしており、動力分配機構１６を収容している部分の外径は略一定とされている一方、第１電動機Ｍ１を収容している部分の外径は、エンジン８側（図左側）へ向かうほど大きくなっている。また、第１ケース１２ａは、軸方向の両側が開口しており、動力分配機構１６と第１電動機Ｍ１との間に、第１ケース１２ａと一体化された第１支持壁７２が形成されている。この第１支持壁７２は、入力軸１４に対して略垂直な円盤状の垂直部７２ａと、その垂直部７２ａの内周端に軸方向の一端が連結され第１遊星歯車装置２４側へ延びる筒部７２ｂと、上記垂直部７２ａの第１電動機Ｍ１側の側面の内周部から第１電動機Ｍ１方向へ軸方向に突き出す凸部７２ｃとを有しており、筒部７２ｂの軸心には、軸方向に貫通する貫通孔７３が形成されている。この第１支持壁７２によって仕切られることにより、第１ケース１２ａ内は、第１電動機Ｍ１を収容するエンジン８側の第１収容空間７４と、動力分配機構１６を収容する第２収容空間７６とに分割されている。そして、第１電動機Ｍ１は、図左側から第１収容空間７４に収容され、動力分配機構１６は図右側から第２収容空間７６に収容される。

また、第１ケース１２ａに、入力軸１４と平行に軸方向のエンジン８側に突き出す環状の突部７８が形成されることにより、第１収容空間７４は径が略一定とされており、その突部７８に側面の外周縁が当接するように、蓋板８０が第１ケース１２ａに固定されている。

第１電動機Ｍ１は、第１ステータ（固定子）８２と、第１ロータ（回転子）８４と、その第１ロータ８４と一体的に構成された第１ロータ支持軸（すなわちロータのハブ）８６とからなる。前記第１支持壁７２は支持部材として機能し、第１ロータ支持軸８６の一方の端は、ベアリング８８を介して第１ケース１２ａの一部である第１支持壁７２の凸部７２ｃの内周面に回転可能に支持されている。また、第１ロータ支持軸８６の他方の端は、ベアリング９０および第１ケース１２ａに固定されている蓋板８０を介して第１ケース１２ａに回転可能に支持されている。

第１サンギヤＳ１と一体的に構成されたサンギヤ軸９２の一端は、貫通孔７３を貫通して、すなわち第１支持壁７２の筒部７２ｂを貫通して、上記第１ロータ支持軸８６の第１支持壁７２側の端の内周まで延びている。前記入力軸１４は、上記第１ロータ支持軸８６およびサンギヤ軸９２の内周側となる第１ケース１２ａの軸心において、それら第１ロータ支持軸８６およびサンギヤ軸９２に対して相対回転可能とされ、また、一方の端は、第１キャリヤＣＡ１と一体的に連結されているので、図１１には図示しないエンジン８の出力はこの入力軸１４を介して第１キャリヤＣＡ１に入力される。

第１遊星歯車装置２４の第１リングギヤＲ１には、第２ユニット１００側の端部の内周面に、環状板９４が軸方向および周方向に相対移動不能に固定されている。この環状板９４は、入力軸１４の軸心に垂直であり、また、その軸心に穴が設けられている。第１遊星歯車装置２４の出力軸（すなわち動力分配機構１６の出力軸）９６は、第２ユニット１００側に突き出す筒状の軸部９６ａと、その軸部９６ａの第１遊星歯車装置２４側において径方向に突き出すフランジ部９６ｂとを有している。このフランジ部９６ｂが上記環状板９４に接合しており、出力軸９６と環状板９４とは一体回転させられるようになっている。また、切換クラッチＣ０は、第１支持壁７２と第１遊星歯車装置２４との間に配置され、切換ブレーキＢ０は、第１遊星歯車装置２４の外周側に配置されている。

第２電動機Ｍ２は、第２ステータ１０２と、第２ロータ１０４と、その第２ロータ１０４と一体回転する第２ロータ支持軸１０６とを備えている。この第２電動機Ｍ２よりも第２ケース１２ｂの開口側（第１ケース１２ａ側）には、第２支持壁１０８が配置されている。この第２支持壁１０８は、ボルト１１０により第２ケース１２ｂに固定されており、また、その径方向の中心に軸方向に貫通する貫通孔１１２が形成されている。また、第２支持壁１０８には、第２ステータ１０２のステータコイル１０２ａよりも内径側にて軸方向の第２ロータ１０４側に突き出す凸部１０８ａが形成されており、この凸部１０８ａの内周面にはベアリング１１４が当接させられている。

第２ロータ支持軸１０６の一方の端は、上記ベアリング１１４を介して第２支持壁１０８に支持されている。また、第２ロータ支持軸１０６は、第２支持壁１０８側の端部において、上記ベアリング１１４の内周側に設けられたベアリング１１６を介して自動変速機２０の入力軸すなわち変速機入力軸１１８を支持している。この変速機入力軸１１８は、貫通孔１１２を貫通して第１ユニット７０側へ突き出しており、変速機入力軸１１８は、貫通孔１１２と対向する部分において第１遊星歯車装置２４の出力軸９６とスプライン嵌合されている。なお、図１の伝達部材１８は、スプライン結合されることにより一体回転させられる変速機入力軸１１８および出力軸９６から構成される。

また、この変速機入力軸１１８の第１ユニット７０側の先端部は、前記入力軸１４の第２ユニット１００側の端部の内周まで延設されており、入力軸１４の第２ユニット１００側の端部は、第１サンギヤＳ１の内径側において入力軸１４と変速機入力軸１１８との間に介装された軸受１２０を介して変速機入力軸１１８に支持されている。そして、この変速機入力軸１１８は、ベアリング１１６、第２ロータ支持軸１０６、ベアリング１１４および第２支持壁１０８を介して第２ケース１２ｂに支持されていることから、入力軸１４の第２ユニット１００側の端部は、それらの部材１２０、１１８、１１６、１０６、１１４、１０８を介して第２ケース１２ｂに支持されていることになる。また、入力軸１４は、第１ロータ支持軸８６の蓋板８０側の端部の内周面と入力軸１４との間に介装された軸受１２２を介して第１ロータ支持軸８６に支持されており、その第１ロータ支持軸８６は、ベアリング９０および蓋板８０を介して第１ケース１２ａに支持されていることから、入力軸１４は、それらの部材１２２、８６、９０、８０を介して第１ケース１２ａにも支持されている。このように入力軸１４は２箇所においてケース１２に支持されており、また、その２箇所は比較的軸方向に離れていることから、入力軸１４の軸心精度が高精度となっている。

図１２は、図１１の動力分配機構１６部分を拡大した図である。第１サンギヤＳ１は、その第１サンギヤＳ１と入力軸１４との間に介装された軸受１２４を介してその入力軸１４に支持されている。また、第１サンギヤＳ１と一体とされたサンギヤ軸９２の他方の端部は、前述のように、第１ロータ支持軸８６の内周まで延設されており、スプライン（スプライン嵌合部）１２６により、第１ロータ支持軸８６とサンギヤ軸９２とは一体回転させられるようになっている。また、サンギヤ軸９２の上記スプライン嵌合部１２６における内周面と入力軸１４との間には軸受１２８が介装されており、その軸受１２８を介してサンギヤ軸９２のスプライン嵌合部１２６側の端部は入力軸１４に支持されている。従って、第１サンギヤＳ１およびそれと一体的に構成されたサンギヤ軸９２は、軸受１２４、１２８を介して入力軸１４に二箇所で支持されており、前述のように入力軸１４の軸心精度は高精度であることから、第１サンギヤＳ１およびサンギヤ軸９２の軸心精度も高精度に定まる。

切換クラッチＣ０は、前記第１支持壁７２の筒部７２ｂに外嵌されれるクラッチシリンダ１３０と、そのクラッチシリンダ１３０に収容されるクラッチピストン１３２と、そのクラッチピストン１３２に押圧されることにより互いに係合させられる複数のプレッシャープレート１３４および複数の摩擦板ディスク１３６を有している。上記クラッチシリンダ１３０は、第１支持壁７２の垂直部７２ａに平行な底部１３０ａと、その底部１３０ａの内周端に連結されるとともに、第１支持壁７２の筒部７２ｂに外嵌される内周側筒部１３０ｂと、底部１３０ａの外周端に連結された外周側筒部１３０ｃとを有している。そして、このクラッチシリンダ１３０にクラッチピストン１３２が収容されることにより、クラッチシリンダ１３０の底部１３０ａとクラッチピストン１３２との間に油室１３５が形成されている。

サンギヤ軸９２には、上記クラッチシリンダ１３０の内周側筒部１３０ｂに向けて径方向に突き出し、その外周端が第１サンギヤＳ１よりも径方向外側となるように径方向突起部９２ａが形成されており、切換クラッチＣ０の一部であるクラッチシリンダ１３０の内周側筒部１３０ｂの内周端とサンギヤ軸９２の径方向突起部９２ａの外周端とは溶接部１３７において互いに接合（連結）されている。これにより、サンギヤ軸９２に一体的に構成された第１サンギヤＳ１とクラッチシリンダ１３０とが一体的に構成されており、前述のように、第１サンギヤＳ１およびサンギヤ軸９２の軸心精度は高精度に定まっていることから、クラッチシリンダ１３０の軸心精度も高精度に定まる。また、溶接によりクラッチシリンダ１３０とサンギヤ軸９２とが連結されていることから、スプライン嵌合により両部材を連結する場合よりも連結部分の軸方向寸法が短くなるとともに、スプライン嵌合により連結される場合のような径方向のがたつきもない。

また、上記サンギヤ軸９２の径方向突起部９２ａの側面と、それに対向する第１支持壁７２の筒部７２ｂの端面との間にはスラストベアリング１３８が設けられており、第１サンギヤＳ１の第１電動機Ｍ１方向のスラスト力がこのスラストベアリング１３８を介して第１支持壁７２によって受けられ、また、サンギヤ軸９２と第１ロータ支持軸８６との間はスプライン１２６によって嵌合されているので、第１サンギヤＳ１の第１電動機Ｍ１方向のスラスト力は、第１ロータ支持軸８６に伝達されることはない。また、これとは反対方向の第１サンギヤＳ１のスラスト力は、第１サンギヤＳ１の側面と第１キャリヤＣＡ１の側面との間に設けられたスラストベアリング１３９を介して、第１キャリヤＣＡ１と一体化された入力軸１４によって受けられる。

前記複数のプレッシャープレート１３４は、クラッチシリンダ１３０の外周側筒部１３０ｃの内周面にスプライン嵌合させられている。また、外周側筒部１３０ｃの内周面には、最もクラッチシリンダ１３０の開口側のプレッシャープレート１３４よりもさらにその開口側に、スナップリング１４０が固定されている。一方、複数のプレッシャープレート１３４の間に介装されている複数の摩擦板ディスク１３６は、第１キャリヤＣＡ１の外周端に連結されてクラッチピストン１３２側へ軸方向に平行に突き出すクラッチハブ１４１の外周面にスプライン嵌合されている。さらに、クラッチシリンダ１３０の内周側筒部１３０ｂの外周面であって、上記クラッチハブ１４１の内径側となるクラッチシリンダ１３０の開口側端部には、径方向に延出するスプリング係止板１４２が軸方向の第１遊星歯車装置２４側へ移動不能に設けられており、そのスプリング係止板１４２とクラッチピストン１３２との間にリターンスプリング１４４が介装されている。

上記のように構成された切換クラッチＣ０の油室１３５へ作動油を供給するための油路が前記第１支持壁７２に形成されている。すなわち、第１支持壁７２の垂直部７２ａには第１径方向油路１４６が形成されており、第１支持壁７２の筒部７２ｂには、その第１径方向油路１４６に一方の端が連通する軸方向油路１４８およびその軸方向油路１４８に一方の端が連通するとともに他方の端が筒部７２ｂの外周面に開口する第２径方向油路１５０が形成されている。また、クラッチシリンダ１３０の内周側筒部１３０ｂには、上記第２径方向油路１５０と油室１３５とを連通する第３径方向油路１５２が形成されている。なお、本実施例では、サンギヤ軸９２を、第１支持壁７２の筒部７２ｂを貫通してその筒部７２ｂから第１サンギヤＳ１と反対側に突き出すように構成し、その筒部７２ｂに隣接して配置されているベアリング８８の内径側においてサンギヤ軸９２と第１ロータ支持軸８６とがスプライン１２６により嵌合されるようにしたことから、第１ロータ支持軸８６を筒部７２ｂの内径側まで延設し、筒部７２ｂの内径側で第１ロータ支持軸８６とサンギヤ軸９２とを嵌合する場合に比較して、筒部７２ｂの肉厚（径方向厚み）を比較的厚く設定することが可能となるので、上記軸方向油路１４８および第２径方向油路１５０の形成が比較的容易となる。

ブレーキハブ１５６は、上記クラッチシリンダ１３０の外周側筒部１３０ｃの外周に嵌合された内周側筒部１５６ａと、その内周側筒部１５６ａの第１支持壁７２とは反対側の端に内周端が連結されて径方向外側へ延びる連結部１５６ｂと、その連結部１５６ｂの外周端に一方の端が連結されて軸方向の内周側筒部１５６ａとは反対側へ延びる外周側筒部１５６ｃとからなり、内周側筒部１５６ａがクラッチシリンダ１３０の外周側筒部１３０ｃに溶接されることにより、ブレーキハブ１５６はその位置が定まるとともにクラッチシリンダ１３０と一体回転させられる。

切換ブレーキＢ０は、上記ブレーキハブ１５６と、第１ケース１２ａに内嵌めされるブレーキシリンダ１５８と、そのブレーキシリンダ１５８に収容されるブレーキピストン１６０と、そのブレーキピストン１６０に押圧されることにより互いに係合させられる複数のプレッシャープレート１６２および摩擦板ディスク１６４とを有している。

第１支持壁７２の垂直部７２ａの外周端部は、切換ブレーキＢ０側へ延びる肉厚形状となっており、第１ケース１２ａの内周面には、第１支持壁７２の垂直部７２ａの切換ブレーキＢ０側の端面からブレーキシリンダ１５８の第１支持壁７２側の端面にかけてスプライン歯１６６が形成されている。このスプライン歯１６６に、複数のプレッシャープレート１６２がスプライン嵌合されている。また、その複数のプレッシャープレート１６２のうちの最も第１支持壁７２側の内向プレッシャープレート１６２と、第１支持壁７２との間には、筒状のスペーサ部材１６８が介装されている。一方、複数の摩擦板ディスク１６４は、ブレーキハブ１５６の外周側筒部１５６ｃの外周面にスプライン嵌合されている。

前記ブレーキシリンダ１５８は、スプライン歯１６６の側面に当接させられることにより軸方向の一方への移動が禁止され、また、軸方向の他方への移動は、第１ケース１２ａに固定されたスナップリング１７０により禁止されている。ブレーキシリンダ１５８の開口端には、その開口側へ突き出すスプリング係止板１７２が軸方向の第１支持壁７２側へ移動不能に設けられており、そのスプリング係止板１７２とブレーキピストン１６０との間にリターンスプリング１７４が介装されている。

上述のように、本実施例によれば、エンジン８の出力を第１電動機Ｍ１および伝達部材１８へ分配する動力分配機構１６には、その動力分配機構１６を差動作用が作動可能な差動状態例えば変速比が連続的変化可能な電気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態と、差動作用が不能な非差動状態例えば定変速比を有する変速機として作動可能な定変速状態とに選択的に切換える差動制限装置としての切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０が設けられていることから、多様な動力伝達状態が可能となる。加えて、エンジン８の高出力域では動力分配機構１６が定変速状態とされて無段変速状態として作動させる領域が車両の低中速走行および低中出力走行となるので、第１電動機Ｍ１が発生すべき電気的エネルギすなわちが第１電動機Ｍ１が伝える電気的エネルギの最大値を小さくできて、換言すれば第１電動機Ｍ１の保障すべき電気的反力を小さくできてその第１電動機Ｍ１や第２電動機Ｍ２が小型化される。

また、第１ロータ支持軸８６がケース１２に支持され、その第１ロータ支持軸８６に入力軸１４が支持され、その入力軸１４に第１サンギヤＳ１が支持され、その第１サンギヤＳ１にクラッチシリンダ１３０が一体的に構成されているので、切換クラッチＣ０の径方向の位置が定まって、その切換クラッチＣ０の支持精度が向上する。

また、本実施例によれば、第１ロータ支持軸８６とサンギヤ軸９２とがスプライン嵌合により一体回転するように構成されていることから、その第１ロータ支持軸８６とサンギヤ軸９２との結合が容易となるとともに、第１サンギヤＳ１からのスラスト力が第１ロータ８４に伝達されることを抑制でき、また、第１ロータ支持軸８６とサンギヤ軸９２とのスプライン嵌合部１２６が、第１ロータ支持軸８６の内径側に位置されていることから、駆動装置１０の軸方向寸法が短くなる。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

例えば、前述の実施例の駆動装置１０は、動力分配機構１６が差動状態と非差動状態とに切り換えられることで電気的な無段変速機としての機能する無段変速状態と有段変速機として機能する有段変速状態とに切り換え可能に構成されていたが、無段変速状態と有段変速状態との切換えは動力分配機構１６の差動状態と非差動状態との切換えにおける一態様であり、例えば動力分配機構１６が差動状態であっても動力分配機構１６の変速比を連続的ではなく段階的に変化させて有段変速機として機能させられてもよい。言い換えれば、駆動装置１０（動力分配機構１６）の差動状態／非差動状態と、無段変速状態／有段変速状態とは必ずしも一対一の関係にある訳ではないので、駆動装置１０は必ずしも無段変速状態と有段変速状態とに切り換え可能に構成される必要はない。

また、前述の実施例の動力分配機構１６では、第１キャリヤＣＡ１がエンジン８に連結され、第１サンギヤＳ１が第１電動機Ｍ１に連結され、第１リングギヤＲ１が伝達部材１８に連結されていたが、それらの連結関係は、必ずしもそれに限定されるものではなく、エンジン８、第１電動機Ｍ１、伝達部材１８は、第１遊星歯車装置２４の３要素ＣＡ１、Ｓ１、Ｒ１のうちのいずれと連結されていても差し支えない。

また、前述の実施例では、エンジン８は入力軸１４と直結されていたが、例えばギヤ、ベルト等を介して作動的に連結されておればよく、共通の軸心上に配置される必要もない。

また、前述の実施例では、第１電動機Ｍ１および第２電動機Ｍ２は、入力軸１４の回転中心を回転中心として配置されて、第１電動機Ｍ１は第１サンギヤＳ１に連結され、第２電動機Ｍ２は伝達部材１８に連結されていたが、必ずしもそのように配置される必要はなく、例えばギヤ、ベルト等を介して作動的に第１電動機Ｍ１は第１サンギヤＳ１に連結され、第２電動機Ｍ２は伝達部材１８に連結されてもよい。

また、前述の動力分配機構１６には、差動制限装置として、切換クラッチＣ０に加えて切換ブレーキＢ０が備えられていたが、切換ブレーキＢ０が備えられていなくてもよい。また、上記切換クラッチＣ０は、サンギヤＳ１とキャリヤＣＡ１とを選択的に連結するものであったが、サンギヤＳ１とリングギヤＲ１との間や、キャリヤＣＡ１とリングギヤＲ１との間を選択的に連結するものであってもよい。要するに、第１遊星歯車装置２４の３要素のうちのいずれか２つを相互に連結するものであればよい。

また、前述の実施例の駆動装置１０では、ニュートラル「Ｎ」とする場合には切換クラッチＣ０が係合されていたが、必ずしも係合される必要はない。

また、前述の実施例の切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０などの油圧式摩擦係合装置が、パウダー（磁粉）クラッチ、電磁クラッチ、噛み合い型のドグクラッチなどの磁粉式、電磁式、機械式係合装置から構成されていてもよい。

また、前述の実施例では、駆動装置１０はエンジン８以外に第１電動機Ｍ１或いは第２電動機Ｍ２のトルクによって駆動輪３８が駆動されるハイブリッド車両用の駆動装置であったが、例えば、動力分配機構１６がハイブリッド制御されない電気的ＣＶＴと称される無段変速機としての機能のみを有するような車両用の駆動装置であっても本発明は適用され得る。

また、前述の実施例では、支持部材として機能する第１支持壁７２は、ケース１２と一体的に形成されていたが、第１支持壁７２がケース１２と別体とされ、ボルト等によりケース１２に固定されていてもよい。

また、前述の実施例の動力分配機構１６は、１組の遊星歯車装置から構成されていたが、２以上の遊星歯車装置から構成されて、定変速状態では３段以上の変速機として機能するものであってもよい。

また、前述の実施例では、伝達部材１８と駆動装置出力軸２２との間に、３つの遊星歯車装置２６、２８、３０を有する自動変速機２０が備えられていたが、自動変速機の構造は前述の実施例のものに限定されず、遊星歯車装置の数や、変速段数、およびクラッチＣ、ブレーキＢが遊星歯車装置のどの要素と選択的に連結されているかなどに特に限定はない。また、自動変速機２０に代えて、前記特許文献１のように、１つの遊星歯車装置を有する減速機構が備えられていてもよいし、それら、自動変速機や減速機構が備えられていなくてもよい。

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

本発明の一実施例であるハイブリッド車両用の駆動装置を説明する骨子図である。図１の実施例のハイブリッド車両の駆動装置が無段或いは有段変速作動させられる場合における変速作動と、それに用いられる油圧式摩擦係合装置の作動の組み合わせとの関係を説明する作動図表である。図１の実施例のハイブリッド車両の駆動装置が有段変速作動させられる場合における各ギヤ段の相対的回転速度を説明する共線図である。無段変速状態に切換えられたときの動力分配機構の状態の一例を表している図であって、図３の共線図の動力分配機構部分に相当する図である。切換クラッチＣ０の係合により有段変速状態に切換えられたときの動力分配機構の状態を表している図であって、図３の共線図の動力分配機構部分に相当する図である。図１の実施例の駆動装置に設けられた電子制御装置の入出力信号を説明する図である。図６の電子制御装置の制御作動の要部を説明する機能ブロック線図である。図７の切換制御手段において、無段制御領域と有段制御領域との切換制御に用いられる予め記憶された関係を示す図である。図７の切換制御手段において用いられる予め記憶された関係を示す図であって、図８とは別の関係を示す図である。有段式変速機におけるアップシフトに伴うエンジン回転速度の変化の一例である。図１の駆動装置の要部断面図である。図１１の動力分配機構部分を拡大した図である。

符号の説明

８：エンジン（駆動力源）、１０：車両用駆動装置、１２：ケース、１４：入力軸、１６：動力分配機構、１８：伝達部材、２４：第１遊星歯車装置（差動機構）、８６：第１ロータ支持軸（ロータのハブ）、Ｃ０：切換クラッチ（差動制限装置）、Ｓ１：第１サンギヤ、Ｍ１：第１電動機

Claims

駆動力源の出力を電動機および伝達部材へ分配する遊星歯車装置からなる差動機構と、該差動機構の差動を制限する差動制限装置とを有する動力分配機構
を備える車両用駆動装置であって，
前記差動制限装置の一部であるクラッチシリンダが前記遊星歯車装置のサンギヤに一体的に構成され、
前記電動機のロータのハブがケースに回転可能に支持され、
前記駆動力源からの出力を前記差動機構に入力するための入力軸が前記ロータのハブの内径側において該ハブに回転可能に支持され、
前記遊星歯車装置のサンギヤが該入力軸に回転可能に支持され、
前記クラッチシリンダの油室に作動油を供給する油路が、前記クラッチシリンダに設けられている
ことを特徴とする車両用駆動装置。
前記電動機のロータと前記遊星歯車装置のサンギヤとが嵌合により一体回転するように構成されることを特徴とする請求項１に記載の車両用駆動装置。
前記電動機のロータと前記サンギヤとの嵌合がスプライン嵌合であることを特徴とする請求項２に記載の車両用駆動装置。
前記スプライン嵌合部は、前記ロータのハブ部の内径側であることを特徴とする請求項３に記載の車両用駆動装置。
前記差動制限装置の一部と前記サンギヤとが溶接により一体的に構成されていることを特徴とする請求項１乃至請求項４のいずれか１に記載の車両用駆動装置。
前記電動機と前記差動機構は前記ケース内に支持壁を介して配置され、前記ロータと前記サンギヤとのスプライン嵌合は該支持壁の前記電動機側にあることを特徴とする請求項３に記載の車両用駆動装置。
前記電動機と前記差動機構は前記ケース内に支持壁を介して配置され、該支持壁には前記クラッチシリンダに油圧を供給する油路が設けられていることを特徴とする請求項１に記載の車両用駆動装置。
前記ロータと前記サンギヤとのスプライン嵌合は、前記支持壁の前記電動機側に位置していることを特徴とする請求項７に記載の車両用駆動装置。