CN101018685B - 车辆驱动系统 - Google Patents

Abstract

车辆驱动装置10包括第一电动机(M1)、动力分配机构(第一齿轮装置)(16)、第二电动机(M2)和有级自动变速器(第二齿轮装置)(20)，其中第一电动机(M1)和动力分配机构(16)构成第一单元(70)，而第二电动机(M2)和自动变速器(20)构成第二单元(100)，并且动力分配机构(16)的输出轴(96)，和自动变速器(20)的输入轴(104)连接，由此能够在第一单元(70)和第二单元(100)之间传递动力。在以上构造中，首先单独组装第一单元(70)和第二单元(100)，然后通过连接动力分配机构(16)的输出轴(96)和自动变速器(20)的输入轴(104)来组装驱动装置(10)。由此提高了组装效率。

Description

车辆驱动系统

技术领域

本发明涉及车辆驱动系统，尤其是涉及用于改进包括电动机和齿轮装置的驱动系统的组装效率的技术和用于减轻驱动系统重量的技术，还涉及包括构造成将驱动力源的输出分配到电动机和传动部件的差动机构的驱动系统，还涉及包括差动机构的驱动系统的轴支撑构造。 

背景技术

公知的驱动系统包括第一电动机、第一齿轮装置、第二电动机和第二齿轮装置。专利文献1-3公开了这种用于混合动力车的驱动系统的示例。例如，在专利文献1中公开的驱动系统包括作为第一齿轮装置用作动力分配机构的行星齿轮装置。行星齿轮组构造成将由发动机产生的驱动力分配给第一电动机和第二齿轮装置。第二齿轮装置包括用作减速机构的的行星齿轮装置以减少旋转运动的速度，并且将旋转运动传递到驱动轮。第一电动机主要用作发电机，而第二电动机主要用作作为除了发动机之外的驱动力源使用的电动机，以产生用于驱动驱动轮的辅助驱动力。 

在专利文献1的驱动系统中，壳体结构由第一壳体、第二壳体和第三壳体组成。第一壳体容纳第一电动机和第二齿轮装置，第二壳体容纳第二电动机，而第三壳体容纳第二齿轮装置。在组装这样构成的驱动系统中，通过将第一电动机和第二齿轮装置容纳在第一壳体中设置第一单元，通过将第二电动机容纳在第二壳体中设置第二单元，通过将第二齿轮装置容纳在第三壳体中设置第三单元。然后将第一、第二和第三单元组装在一起，使得第一和第三单元设置在第二单元的相应的相对侧。 

专利文献1：JP-2003-191759A 

专利文献2：JP-2003-191761A 

专利文献3：JP-2004-336725A 

通过组装三个单独的单元使得第一和第三单元设置在中央第二单元的相对侧上，来制造专利文献1的驱动系统，该驱动系统由于具有较多驱动系统的结构部件而存在组装效率低的问题。 

鉴于上述背景技术，进行本发明的第一方面。因而，本发明的目的在于提供一种具有改进组装效率的车辆驱动系统。 

在专利文献1中公开的车辆驱动系统包括输出轴以及用于可旋转支撑输出轴的轴承。专利文献1的驱动系统作为用于混合动力车辆的驱动系统，包括第一电动机、用作动力分配机构以将发动机的输出分配给第一电动机和输出轴的行星齿轮装置、连接到动力分配机构的输出轴的第二电动机和连接第二电动机的转子支撑轴和驱动系统的输出轴的行星齿轮装置。驱动系统的输出轴由壳体借助于轴承可旋转地支撑。 

安装在车辆上的驱动系统优选地制造得尽可能轻。另一方面，用于支撑输出轴的诸如轴承的支撑部件必须用润滑油润滑。供应到支撑部件的润滑油必须通过适合的放油油路系统排出。设置专用部件来提供放油油路系统与上述减轻驱动系统的需求相抵触。即使放油油路系统在不设置专用部件的情况下形成，仍然存在使驱动系统的重量最小化的需要。 

鉴于上述背景技术，进行本发明的第二方面。因而，本发明的目的在于提供一种构造成具有减轻重量的车辆驱动系统。 

还公知一种车辆驱动系统，该车辆驱动系统包括以行星齿轮组为形式将诸如发动机的驱动力源的输出分配给电动机和传动部件的差动机构。在专利文献1和4中公开的混合动力车辆驱动系统是这种车辆驱动系统的示例。在专利文献1公开的混合车辆驱动系统中，在行星齿轮组的三个旋转元件中，一个旋转元件连接到电动机，另一个旋转元件连接到驱动力源，而剩余一个旋转元件连接到传动部件。通过控制作用在电动机上的电气负荷使传动部件的旋转速度连续可变。因而，车辆能够以发动机保持在最佳工况下行驶，使得车辆的燃料经济性得到提高。在除了连接到差动机构的电动机以外还设置第二电动机，使第二电动机布置在传动部件和驱动轮之间，使得第二电动机由连接到差动机构的电动机所产生的电力操作，以驱动驱动轮。 

专利文献4：JP-3454036B2 

在上述车辆驱动系统中，通过控制连接到差动机构的电动机的电气反作用力来控制传动部件的旋转速度。因而，在这种驱动系统中，电动机的尺寸必须随着发动机的输出能力增大而增大，车辆驱动系统的所需总尺寸随着电动机尺寸的增大而不期望地增大。 

鉴于上述问题，例如，考虑提供一种连接到用作差动机构的行星齿轮组的耦合装置或者差动限制装置，使得行星齿轮组可选择地置于非差动状态(即，在锁止状态)。当发动机在高输出范围中运转时，行星齿轮组被差动限制装置置于锁止状态，以减小由电动机产生的电气反作用力的最大值，由此，能够降低电动机的所需尺寸。 

然而，在提供上述差动限制装置的情况下，差动限制装置的一部分必须连接到行星齿轮组的太阳轮。在差动限制装置与太阳轮彼此用键槽连接的情况下，存在差动限制装置和太阳轮的径向相对定位精度低的危险。 

鉴于上述背景技术，进行本发明的第三方面。因而，本发明的目的在于提供一种车辆驱动系统，其中，针对差动机构设置的差动限制装置具有较高的支撑精确度。 

在专利文献2、5和6中公开的混合动力车辆驱动系统公知为一种包括将诸如发动机的驱动力源的输出分配给电动机和传动部件的差动机构的车辆驱动系统。在专利文献2中公开的驱动系统中，用作差动机构的行星齿轮组、接收驱动力源的输出的第一输入轴和通过行星齿轮组接收第一输入轴的输出的第二输入轴(中间轴)彼此同轴设置，使得行星齿轮组的太阳轮和电动机的转子作为一个单元旋转，行星齿轮组的齿圈通过以凸缘形式形成在第二输入轴一端处的传动部件而连接到第二输入轴，而行星齿轮组的行星轮架连接到第一输入轴，使得行星轮架和第一输入轴作为一个单元旋转。 

在上述的驱动系统中，通过控制作用在电动机上的电气负荷而使传动部件的转速连续可变，使得车辆能够在发动机保持在最佳工况下行驶，由此车辆的燃料经济性得到提高。 

专利文献5：JP-2004-161162A 

专利文献6：JP-2000-85387A 

在专利文献2公开的驱动系统中，第一和第二输入轴要求具有高的同轴相对定位精度。然而，在专利文献2的驱动系统中，第一输入轴由电动机的转子支撑，使得由转子支撑的第一输入轴的支撑轴长限制为转子的长度。在转子具有相对短的长度的情况下，由转子支撑第一输入轴的支撑精度趋于变低，并且存在第一和第二输入轴的同轴相对定位的精度较低的危险。 

鉴于上述背景技术，进行本发明的第四方面。因而，本发明的目的是提供车辆驱动系统，其中，以较高精度支撑接收驱动力源输出的输入轴。 

发明内容

根据本发明的第一方面实现上述第一目的，其提供一种车辆驱动系统，包括第一电动机、第一齿轮装置、第二电动机和第二齿轮装置，其特征在于：第一电动机和第一齿轮装置构成第一单元，而第二电动机和第二齿轮装置构成第二单元；并且其特征在于：第一齿轮装置具有输出轴，第二齿轮装置具有连接第一齿轮装置的输出轴的输入轴，由此能够在第一单元和第二单元之间传递驱动力。 

根据本发明的第二方面，提供一种车辆驱动系统，包括下述顺序布置的第一电动机、第一齿轮装置、第二电动机和第二齿轮装置，其特征在于：第二齿轮装置具有输入轴，输入轴由设置在第二电动机和第二齿轮装置之间的支撑壁可旋转地支撑，并且在输入轴延伸通过第二电动机的转子支撑轴的同时由转子支撑轴支撑，输入轴具有从第二电动机延伸进入第一单元的轴向延伸部，在延伸部，输入轴连接到第一齿轮装置的输出轴。 

根据本发明的第二方面的本发明的一个形式，第一齿轮装置的输出轴和第二齿轮装置输入轴彼此连接，由此能够在第一单元和第二单元之间传递驱动力。 

在根据本发明的第一方面的车辆驱动系统中，单独准备的第一和第二单元一起组装成车辆驱动系统，使得动力分配机构的输出轴和自动变速器的输入轴彼此连接。因而，驱动系统具有改进的组装效率。 

在根据本发明的第二方面的车辆驱动系统中，第二齿轮装置、支撑壁和第二电动机以此描述的顺序布置，使得第二齿轮装置的输入轴由支撑壁和第二电动机的转子支撑轴支撑，支撑壁和第二电动机的转子支撑轴以此顺序安装，使得组装效率得到提高。 

根据本发明的第二方面的一个形式的车辆驱动系统具有本发明第一方面的特征和本发明第二方面的特征，因而具有本发明第一方面的优点和本发明第二方面的优点。 

在根据本发明第一方面的车辆驱动系统的优选布置中，第一齿轮装置的输出轴和第二齿轮装置的输入轴通过彼此键槽连接而彼此连接。第一齿轮装置的输出轴和第二齿轮装置的输入轴的键槽连接允许输出和输入轴的容易连接，使得驱动系统的组装效率进一步得到提高。 

在车辆驱动系统的上述优选布置中，第一齿轮装置的输出轴具有形成在其内周表面上的键槽齿，并且第二齿轮装置的输入轴具有形成在其外周表面上的键槽齿，第一齿轮装置的输出轴的键槽齿和第二齿轮装置的输入轴的键槽齿彼此保持啮合。 

在根据本发明第二方面的车辆驱动系统的优选布置中，支撑壁具有与第二单元的壳体内周表面保持抵接接触的外周表面，并且第二电动机的转子支撑轴由支撑壁可旋转地支撑。由于支撑壁与壳体保持抵接接触，支撑壁精确地定位在径向方向上，使得由该支撑壁支撑的第二电动机的转子支撑轴精确地定位在轴向方向上。 

在根据车辆驱动系统的优选布置中，另一个支撑壁设置在第二电动机的远离上述支撑壁的一侧上，该另一个支撑壁具有与第二单元的壳体内周表面保持抵接接触的外周表面，第二电动机的转子支撑轴由上述另一个支撑壁可旋转地支撑。在这布置中，第二电动机的转子支撑轴由设置在第二电动机的相应相对侧上并且精确定位在径向方向上的两个支撑壁支撑，使得转子支撑轴以较高的精确度定位在径向方向上。 

在根据上述本发明第一或者第二方面的车辆驱动系统的一个形式中，第一电动机的转子支撑轴和第一齿轮装置的输入轴彼此连接，使得作为一个单元旋转，车辆驱动系统进一步包括输入轴，输入轴设置在第一电动机 的转子支撑轴和第一齿轮装置的输入轴的径向内侧，并且输入轴相对于第一电动机的转子支撑轴和第一齿轮装置的输入轴可旋转地支撑。 

在根据上述本发明第一或者第二方面的车辆驱动系统的另一个形式中，第一电动机具有转子支撑轴，转子支撑轴的一端由壳体的壁部分支撑，转子支撑轴的另一端由固定到壳体的盖板支撑，使得关闭壳体远离壁部分的开口端。 

根据本发明的第二方面实现上述第二目的，其提供一种车辆驱动系统，包括输出轴和用于可旋转地支撑输出轴的支撑部件，车辆驱动系统包括：具有部分限定容纳室的壁的壳体；和包括旋转元件和设置在容纳室中的活塞部件并且通过移动活塞部件以将旋转元件固定到壳体选择性防止旋转元件的旋转运动来改变车辆驱动系统的传动状态的液压操作摩擦连接装置，其中，部分限定容纳室的壳体的壁具有形成在其内周表面中的轴向槽，使得轴向槽的一端朝着支撑部件开口。 

在上述的车辆驱动系统中，形成在部分限定容纳室的壁的内周表面中的轴向槽的一端朝着支撑部件开口，使得已经润滑支撑部件的润滑油通过轴向槽排出。进一步，轴向槽形成在部分限定容纳活塞部件的容纳室的壁中，使得能够减轻壁的重量，因而能够减轻驱动系统重量。 

在上述车辆驱动系统的优选实施例中，输出轴具有油路，润滑油通过该油路供应到支撑部件。 

根据本发明的第三方面实现上述第三目的，其提供了一种车辆驱动系统包括：壳体；驱动力源；电动机；传动部件；差动机构，由包括输入轴的行星齿轮装置构成并且布置成将驱动力源的输出分配给电动机和传动部件，所述行星齿轮装置具有太阳轮；和具有可操作地限制差动机构的差动功能的差动限制装置的动力分配机构，并且其中，差动限制装置具有一体固定到行星齿轮装置的太阳轮的一部分，电动机包括具有由壳体可旋转地支撑的轮毂的转子，输入轴，驱动力源的输出通过该输入轴传递到差动机构，输入轴由转子的轮毂可旋转地支撑，和由输入轴支撑的太阳轮。 

在上述车辆驱动系统的一个优选布置中，电动机的转子和行星齿轮装置的太阳轮彼此连接以作为一个单元旋转。 

在上述车辆驱动系统的优选布置中，电动机的转子和行星齿轮装置的太阳轮彼此键槽连接。 

在上述车辆驱动系统的优选布置中，转子在其内周表面处键槽连接到太阳轮。 

在上述车辆驱动系统的进一步优选布置中，差动限制装置的一部分和太阳轮焊接在一起，由此差动限制装置的一部分和太阳轮彼此一体固定。 

根据本发明的第四方面实现上述第四目的，其提供了一种车辆驱动系统包括：驱动力源；具有转子的电动机；传动部件；接收驱动力源的输出的第一输入轴；布置成将驱动力源的输出分配给电动机和传动部件的差动机构；和第二输入轴，第二输入轴连接传动部件，并且将上述由传动部件接收的输出的一部分传递给可操作地连接到车辆的驱动轮的传递路径，并且其中，第一输入轴由设置在电动机转子上的第一支撑装置和设置第二输入轴上的第二支撑装置支撑。 

在上述车辆驱动系统中，第一轴由第一电动机的转子和作为不同于转子的部件的第二输入轴支撑，使得能够增大第一输入轴的支撑跨度。因而，第一输入轴以较高定位精度支撑。进一步，第一输入轴由第二输入轴经由第二支撑装置支撑，使得第一和第二输入轴以高精度径向彼此对齐。 

在上述车辆驱动系统的优选布置中，电动机的转子由设置在壳体上的第一支撑壁经由第三支撑装置支撑。 

在上述车辆驱动系统的另一个优选布置中，第二输入轴由设置在壳体上的第二支撑壁经由第一支撑装置支撑。 

附图说明

图1是示出根据本发明第一实施例构造的混合动力车辆的驱动系统布置的示意图； 

图2是表，表示在无级变速状态和有级变速状态中选定的一个状态下下工作的图1的实施例的混合动力车辆的驱动系统变速动作，和进行相应变速动作的液压操作摩擦连接装置操作状态的不同组合的关系； 

图3是共线图，表示在有级变速状态下工作的图1的实施例的混合动 力车辆的驱动系统旋转元件在驱动系统的不同变速位置中的相对旋转速度； 

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

图5是示出了通过啮合切换离合器C0置于有级变速状态的驱动系统的动力分配机构的操作状态的视图，该视图对应于图3共线图中示出了动力分配机构的部分的共线图； 

图6是表示设置在图1实施例的驱动系统中的电子控制装置的输入和输出信号的视图； 

图7是图示由图6的电子控制装置执行的主要控制功能的功能框图； 

图8是表示所存储的预定关系的视图，该关系由图7的切换控制装置使用来在无级变速区域与有级变速区域之间切换； 

图9是表示所存储的预定关系的视图，该关系由图7的切换控制装置使用并且不同于图8的关系； 

图10是图示包括变速杆的手动操作装置的视图，其中变速杆用于选择驱动系统的多个变速位置中的一个； 

图11是图1的驱动系统横截面视图； 

图12是图1的驱动系统的第一单元的横截面视图； 

图13是图11的驱动系统的第二单元的局部放大横截面视图； 

图14是根据本发明第二实施例的驱动系统的输出轴部分的横截面视图； 

图15是驱动系统的局部横截面视图，用于说明用于将润滑油引入到驱动系统的输出轴中的轴向孔中的通道； 

图16是根据本发明第三实施例的驱动系统的局部横截面视图； 

图17是图16的传动机构的放大视图； 

图18是根据本发明第四实施例的驱动系统的局部横截面视图； 

图19是图18的驱动系统的局部横截面视图；和 

图20是图18的传动机构的放大视图。 

具体实施方式

参照附图，将详细描述本发明的实施例。 

参照图1的示意图，图1示出根据本发明的第一实施例构造的用于混合动力车辆的驱动系统10。在图1中示出的驱动系统包括：作为差动机构输入轴14的输入旋转部件；直接或者间接地经由脉动吸收阻尼器(减振器)(未示出)连接到该差动机构输入轴14的动力分配机构16；作为设置在动力分配机构16和驱动系统输出轴22之间通过动力分配部件18串联连接到动力分配机构16的有级自动变速器20的传动装置；和作为连接到自动变速器20的驱动系统输出轴22的输出旋转部件。输入轴14、动力分配机构16、有级自动变速器20和输出轴22设置在变速箱12(以下缩写为“壳体12”)中公共的轴线上，壳体21用作附装于车体的静止部件或者非旋转部件。在本实施例中，动力分配机构16用作第一齿轮装置，而有级自动变速器用作第二齿轮装置。 

该驱动系统10适用于横置式FR车辆(前置发动机后轮驱动型车辆)，并且如图7所示，设置在作为驱动力源的发动机8和一对驱动轮38之间，以将车辆驱动力通过差动齿轮装置(终减速齿轮)36和一对驱动轴传递到该对驱动力38。注意，由于驱动系统10相对于其轴线对称构成，在图1中省略了驱动系统10的下半部。 

差动机构输入轴14的一端连接到发动机8，动力分配机构16是构造成以机械的方式合成从差动机构输入轴14接收的发动机8的输出，或者以机械的方式分配发动机8的输出的机构。即，动力分配机构16将发动机8的输出分配给第一电动机M1和传动部件18，或者合成发动机8的输出和第一电动机M1的输出，然后将这些输出之和传递到传动部件18。在本实施例中，第一电动机M1和第二电动机M2的每一个是用作发电机以及电动机的所谓的电动发电机。第一电动机M1应该至少用作可操作地产生电能同时产生反作用力的发电机，第二电动机M2应该至少用作可操作产生车辆驱动力的电动机。 

动力分配机构16包括用作差动机构的单小齿轮型第一行星齿轮组24 和切换离合器C0和切换制动器B0，该第一行星齿轮组24具有例如约0.418的传动比ρ1。第一行星齿轮组24具有由以下的组成的旋转元件：第一太阳轮S1、第一行星齿轮P1；支撑第一行星齿轮P1使得第一行星齿轮P1绕其轴线自转，并绕第一太阳轮S1轴线公转的第一行星轮架CA1；和通过第一行星齿轮P1与第一太阳轮S1啮合的第一齿圈R1。在第一太阳轮S1和第一齿圈R1的齿数分别表示为ZS1和ZR1的情况下，上述传动比ρ1表示为ZS1/ZR1。 

在动力分配机构16中，第一行星轮架CA1连接到差动机构输入轴14，即，连接到发动机8，并且第一太阳轮S1连接到第一电动机M1，而第一齿圈R1连接到传动部件18。切换制动器B0设置在第一太阳轮S1和壳体12之间，并且切换离合器C0设置在第一太阳轮S1和第一行星轮架CA1之间。当松开切换离合器C0和制动器B0两者时，动力分配机构16置于差动状态，其中第一太阳轮S1、第一行星轮架CA1和第一齿圈R1彼此相对旋转以执行差动功能，由此将发动机8的输出分配到第一电动机M1和传动部件18，由此利用发动机8的输出的分配到第一电动机M1的部分驱动第一电动机M1来产生电能，并存储该电能或者利用该电能驱动第二电动机M2。因而，动力分配机构16置于无级变速状态，其中不管发动机8的旋转速度如何，传动部件18的旋转速度连续可变。即，在差动状态或者其中动力分配机构16用作电控无级变速器的无级变速状态，其中该电控无级变速器的变速比γ0(差动机构输入轴14的旋转速度/传动部件18的旋转速度)从最小值γ0min连续变化至最大值γ0max)。 

当在发动机8的输出使车辆行驶过程中切换离合器C0啮合，同时动力分配机构16置于无级变速状态时，第一太阳轮S1和第一行星轮架CA1连接在一起，使得动力分配机构16置于锁止状态或者非差动状态(其中，由第一太阳轮S1、第一行星轮架CA1和第一齿圈R1组成的第一行星齿轮组24的三个旋转元件作为一个单元旋转)。在这种非差动状态(其中，发动机8的旋转速度和传动部件18的旋转速度彼此相等)下，动力分配机构置于固定变速比变速状态(其中，动力分配机构用作具有固定变速比γ0等于1的变速器)。当切换制动器B0代替切换离合器C0被啮合 时，动力分配机构16置于锁止状态或者非差动状态(其中，第一太阳轮R1不旋转)，使得第一齿圈R1的旋转速度高于第一行星轮架CA1的旋转速度，由此动力分配机构16置于固定变速比变速状态，其中，动力分配机构16用作具有固定变速比γ0小于1(例如0.7)的增速变速器。在上述本实施例中，切换离合器C0和制动器B0用作可操作地将第一行星齿轮组24选择性置于差动状态(无级变速状态)，其中，第一行星齿轮组24用作变速比是连续可变的电控无级变速器，和非差动状态(即，锁止状态)，其中，第一行星齿轮组24不用作具有无级变速功能的电控无级变速器，即在固定变速比变速状态，其中，第一行星齿轮组24用作具有一个变速比的一个变速位置或者具有相应变速比的多个变速位置的变速器。 

自动变速器20包括多个行星齿轮组，即单小型第二行星齿轮组26、单小型第三行星齿轮组28和单小型第四行星齿轮组30。第二行星齿轮组26具有：第二太阳轮S2；第二行星齿轮P2；支撑第二行星齿轮P2使得第二行星齿轮P2绕其轴线自转并且绕第二太阳轮S2公转的第二行星轮架CA2；和通过第二行星齿轮P2与第二太阳轮S2啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组26具有约0.562的传动比ρ2。第三行星齿轮组28具有：第三太阳轮S3；第三行星齿轮P3；支撑第三行星齿轮P3使得第三行星齿轮P3绕其轴线自转并且绕第三太阳轮S3公转的第三行星轮架CA3；和通过第三行星齿轮P3与第三太阳轮S3啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组28具有约0.425的传动比ρ3。第四行星齿轮组30具有：第四太阳轮S4；第四行星齿轮P4；支撑第四行星齿轮P4使得第四行星齿轮P4绕其轴线自转并且绕第四太阳轮S4公转的第四行星轮架CA4；和通过第四行星齿轮P4与第四太阳轮S4啮合的第四齿圈R4。例如，第四行星齿轮组30具有约0.421的传动比ρ4。在第二太阳轮S2、第二齿圈R2、第三太阳轮S3、第三齿圈R3、第四太阳轮S4和第四齿圈R4分别表示为ZS2、ZR2、ZS3、ZR3、ZS4和ZR4的情况下，上述传动比ρ2、ρ3和ρ4分别表示为ZS2/ZR2、ZS3/ZR3和ZS4/ZR4。 

在自动变速器20中，第二太阳轮S2和第三太阳轮S3彼此一体固定为一个单元，通过第二离合器C2选择性连接到传动部件18，并且通过第 一制动器B1选择性固定到壳体12。第四齿圈R4通过第三制动器B3选择性固定到壳体12，并且第二齿圈R2、第三行星轮架CA3和第四行星轮架CA4彼此一体固定，并且固定到输出轴22。第三齿圈R3和第四太阳轮S4彼此一体固定，并且通过第一离合器C1选择性连接到传动部件18。 

上述切换离合器C0、第一离合器C1、第二离合器C2、切换制动器B0、第一制动器B1、第二制动器B2和第三制动器B3是用在传统的车辆自动变速器中的液压操作摩擦连接装置。这些摩擦连接装置的每一个均由湿式多片离合器构成，该离合器包括多个摩擦片，摩擦片彼此重叠并且通过液压致动器彼此相抵受压，或者由带式制动器构成，该带式制动器包括转鼓和绕在转鼓的外周表面上并且一端被液压致动器拉紧的一条带或者两条带。选择性啮合离合器C0-C2和制动器B0-B3中的每一个，以连接每个离合器或者制动器置于之间的两个部件。 

在按照上述构造的驱动系统10中，通过选自上述切换离合器C0、第一离合器C1、第二离合器C2、切换制动器B0、第一制动器B1、第二制动器B2和第三制动器B3的摩擦连接装置的相应组合(如图2中的表所示)的啮合动作选择性地建立第一变速位置(第一变速档)至第五变速位置(第五变速档)、倒档变速位置(向后驱动变速档)和空档位置中的一个。这些变速位置具有等比变化的相应的变速比(输入轴速度NIN/输出轴速度NOUT)。尤其是，注意，动力分配机构16设置有切换离合器C0和制动器B0，使得动力分配机构16能够通过切换离合器C0或者切换制动器B0的啮合而选择性地置于固定变速比变速状态，其中动力分配机构16作为具有一个变速比的一个变速位置或者具有相应的变速比的多个变速位置的变速器工作，和无级变速状态，其中动力分配机构16作为如上所述的无级变速器工作。因而，在本驱动系统10中，有级变速器由自动变速器20和通过切换离合器C0或者切换制动器B0啮合置于固定变速比变速状态的动力分配机构16构成。进一步，无级变速器由自动变速器20和通过不啮合切换离合器C0和制动器B0而置于无级变速状态的动力分配机构16构成。 

例如，在驱动系统10用作有级变速器的情况下，如图2所示，通过 切换离合器C0、第一离合器C1和第三制动器B3的啮合动作建立具有例如约3.357的最高变速比γ1的第一变速位置，并且通过切换离合器C0、第一离合器C1和第二制动器B2的啮合动作建立具有例如约2.180的变速比γ2的第二变速位置。进一步，通过切换离合器C0、第一离合器C1和第一制动器B1的啮合动作建立具有例如约1.424的变速比γ3的第三变速位置，并且通过切换离合器C0、第一离合器C1和第二离合器C2的啮合动作建立例如约1.000的变速比γ4(小于变速比γ3)的第四变速位置。通过第一离合器C1、第二离合器C2和切换制动器B0的啮合动作建立例如约0.705的变速比γ5(小于变速比γ4)的第五变速位置。进一步，通过第二离合器C2和第三制动器B3的啮合动作建立具有例如约3.209的变速比γR(在变速比γ1和γ2之间的中间)的倒档变速位置。通过仅仅啮合切换离合器C0建立空档位置N。 

另一方面，在驱动系统10用作无级变速器的情况下，如图2所示，松开切换离合器C0和切换制动器B0两者，使得动力分配机构16用作无级变速器，而串联连接至动力分配机构16的自动变速器20用作有级变速器，由此，传递到置于第一变速位置、第二变速位置、第三变速位置和第四变速位置中的一个位置的自动变速器20的旋转运动的速度(即，传动部件18的旋转速度)连续变化，使得自动变速器20置于那些变速位置中一个位置时变速比在预定范围上连续可变。因而，自动变速器20的变速比在相邻的变速位置上连续可变，由此，驱动系统10的总速比γT连续可变。 

图3的共线图用直线表示旋转元件在驱动系统10的变速位置中的每个位置中的旋转速度之间的关系，该驱动系统10由用作无级变速部或者第一变速部的动力分配机构16、以及用作有级变速部或者第二变速部的自动变速器20构成。图3的共线图是二维坐标系统，其中横轴表示行星齿轮组24、26、28、30的传动比ρ，而纵轴表示旋转元件的相对转速。三个水平线X1、X2、XG中下面一个水平线(即，水平线X1)表示为0的旋转速度，而三个水平线的上面的一个水平线(即，水平线X2)表示为1.0的旋转速度，即，连接到输入轴14的发动机8的运转速度N_E。水平线 XG表示传动部件18的旋转速度。三个垂直线Y1、Y2和Y3对应于动力分配机构16的三个元件，并且分别表示作为第一太阳轮S1的第二旋转元件(第二元件)RE2、作为第一行星轮架CA1的第一旋转元件(第一元件)RE1、作为第一齿圈R1的第三旋转元件(第三元件)的相对旋转速度。垂直线Y1、Y2和Y3中的相邻垂直线之间的距离由第一行星齿轮组24的传动比ρ1确定。即，垂直线Y1和Y2之间的距离对应于“1”，而垂直线Y2和Y3之间的距离对应于传动比ρ1。进一步，对应于自动变速器20的五条垂直线Y4、Y5、Y6、Y7和Y8分别表示作为彼此一体固定的第二和第三太阳轮S2、S3的第四旋转元件(第四元件)RE4、作为第二行星轮架CA2的第五旋转元件(第五元件)RE5、作为第四齿圈R4的第六旋转元件(第六元件)RE6、作为彼此一体固定的第二齿圈R2和第三及第四行星轮架CA3、CA4的第七旋转元件(第七元件)RE7，和作为彼此一体固定的第三齿圈R3及第四太阳轮S4的第八旋转元件(第八元件)RE8。垂直线Y4-Y8中相邻的垂直线之间的距离由第二、第三和第四行星齿轮组26、28、30的传动比ρ2、ρ3和ρ4确定。因而，如在图3所示，对应于第二、第三和第四行星齿轮组26、28、30中每个的太阳轮和行星轮架的垂直线之间的距离对应于“1”，而对应于行星轮架和齿圈的垂直线之间的距离对应于传动比ρ。 

参照图3的共线图，驱动系统10的动力分配机构16(无级变速部)布置成第一行星齿轮组24的第一旋转元件RE1(第一行星轮架CA1)一体固定到输入轴14(即，固定到发动机8)，并且通过切换离合器C0选择性地连接到第二旋转元件RE2(第一太阳轮S1)，并且该旋转元件RE2连接到第一电动机M1，并且通过切换制动器B0选择性地固定到壳体12，而第三旋转元件RE3(第一齿圈R1)固定到传动部件18，并且连接到第二电动机M2，使得差动机构输入轴14的旋转运动通过传动部件18传递到自动变速器(有级变速部)20。第一太阳轮S1和第一齿圈R1的旋转速度之间的关系由通过线Y2和X2之间的交点的斜直线L0表示。 

图4和图5对应于图3的共线图中表示动力分配机构16的一部分。图4示出动力分配机构16置于无级变速状态而切换离合器C0和切换制动器 B0保持在松开状态的工作状态的示例。通过控制反作用力(由第一电动机发电操作而产生)，升高和降低由直线L0和垂直线Y1之间交点表示的第一太阳轮S1的旋转速度，使得由线L0和Y3之间的交点表示的第一齿圈R1的旋转速度得到降低或者升高。在图4所示的状态中，第一太阳轮S1具有负的旋转速度，即，第一电动机M1以所供给的电力运转。在其中第一太阳轮S1具有负的旋转速度的状态中，直线L0具有较大的倾斜角，使得第一齿圈R1和连接到第一齿圈R1的传动部件18具有较高的旋转速度，由此允许车辆在较高速度下行驶，但是将车辆的燃料经济性恶化对应于供给第一电动机M1并且由其消耗的电力量的程度。然而，在本驱动系统10中，自动变速器20布置成升高从传动部件18接收的输入旋转速度，使得第一太阳轮S1应该具有负旋转速度的机会较低。因而，本布置中的燃料经济性与在自动变速器20不能够升高传动部件18的旋转速度情况相比得到提高。 

图5示出动力分配机构16布置在有级变速状态而切换离合器C0保持在啮合状态的工作状态。当第一太阳轮S1和第一行星轮架CA1彼此连接时，上述三个旋转元件作为一个单元旋转，使得直线L0与水平线X2一致，由此传动部件18以等于发动机速度N_E的速度旋转。另一方面，当啮合切换制动器B0时，第一太阳轮S1停止旋转，使得直线L0在图3所示的状态中倾斜，由此由线L0和Y3之间的交点表示的第一齿圈R1的旋转速度(即，传动部件18的旋转速度)高于发动机速度N_E，并且传递到自动变速器20。 

在自动变速器20中，第四旋转元件RE4通过第二离合器C2选择性地连接到传动部件18，并且通过第一制动器B1选择性固定到壳体12，第五旋转元件RE5通过第二制动器B2选择性地固定到壳体12，而第六旋转元件RE6通过第三制动器B3选择性地固定到壳体12。第七旋转元件RE7一体固定到驱动系统输出轴22，而第八旋转元件RE8通过第一离合器C1选择性地连接到传动部件18。 

当啮合第一离合器C1和第三制动器B3时，自动变速器20置于第一档位。第一档位中的驱动系统输出轴22的旋转速度由表示固定到驱动系 统输出轴22的第七旋转元件RE7的旋转速度的垂直线Y7和斜直线L1之间的交点和来表示，其中斜直线L1通过表示第八旋转元件RE8的旋转速度的垂直线Y8与水平线X2之间的交点以及表示第六旋转元件RE6的旋转速度的垂直线Y6与水平线X1之间的交点。类似地，通过第一离合器C1和第二制动器B2的啮合动作建立的第二档位中驱动系统输出轴22的旋转速度由通过那些啮合动作确定的斜直线L2和表示固定到驱动系统输出轴22的第七旋转元件RE7的旋转速度的垂直线Y7之间的交点表示。通过第一离合器C1和第一制动器B1的啮合动作建立的第三档位中的驱动系统输出轴22的旋转速度由通过那些啮合动作确定的斜直线L3和表示固定到输出轴22的第七旋转元件RE7的旋转速度的垂直线Y7之间的交点表示。通过第一离合器C1和第二离合器C2的啮合动作建立的第四档位中的驱动系统输出轴22的旋转速度由通过那些啮合动作确定的水平线L4和表示固定到驱动系统输出轴22的第七旋转元件RE7的旋转速度的垂直线Y7之间的交点表示。在切换离合器C0置于啮合状态的第一档位到第四档位中，第八旋转元件RE8利用从动力分配机构16接收的(即，来自动力分配机构16)驱动力以与发动机速度N_E相同的速度旋转。当切换制动器B0代替切换离合器C0啮合时，第八旋转元件RE8利用从动力分配机构16接收的驱动力以比发动机速度N_E高的速度旋转。通过第一离合器C1、第二离合器C2和切换制动器B0的啮合动作建立的第五档位中的输出轴22的旋转速度由通过那些啮合动作确定的水平线L5和表示固定到输出轴22的第七旋转元件RE7旋转速度的垂直线Y7之间的交点表示。进一步，通过第二离合器C2和第三制动器B3的啮合动作建立的倒档档位R中的输出轴22的旋转速度由斜直线LR和表示固定到输出轴222的第七旋转元件RE7的旋转速度的垂直线Y7之间的交点表示。 

图6图示由设置来控制驱动系统10的电子控制装置40接收的信号，和由电子控制装置40产生的信号。该电子控制装置40包括结合了CPU、ROM、RAM和输入/输出接口的所谓的微型计算机，并且布置成在利用ROM的临时数据存储功能的同时，根据存储在ROM中的程序处理信号以实施发动机8和电动机M1和M2的混合动力驱动控制和自动变速器20的 诸如换档控制的驱动控制。 

电子控制装置40布置成从图6所示的各种传感器和开关接收各种信号，诸如：表示发动机冷却水温度的信号；表示变速杆所选择的操作位置的信号；表示发动机8的运转速度N_E的信号；表示所选择的一组变速机构的前进档档位的值的信号；表示M模式(电动机驱动模式)的信号；表示空气调节器的工作状态的信号；表示对应于驱动系统输出轴22的旋转速度的车辆速度的信号；表示自动变速器20的工作油的温度的信号；表示停车制动器的工作状态的信号；表示脚制动器的工作状态的信号；表示催化剂温度的信号；表示加速踏板的操作角度的信号；表示凸轮角的信号；表示选择雪地驱动模式的信号；表示选择自动巡航驱动模式的信号；表示车辆重量的信号；表示车辆驱动轮的速度的信号；表示有级变速开关(设置用来将动力分配机构16置于固定变速比变速状态，其中驱动系统10用作有级变速器)的操作状态的信号；表示无级变速开关(设置用来将动力分配机构16置于无级变速状态，其中驱动系统10用作无级变速器)的操作状态的信号；表示第一电动机M1的旋转速度N_M1的信号；和表示第二电动机M2的旋转速度N_M2的信号。电子控制装置40进一步布置成产生各种信号，诸如：驱动电子节流阀致动器以控制节流阀开度的信号；调整增压器的压力的信号；操作电气空气调节器的信号；用于控制发动机8的点火正时的信号；操作电动机M1和M2的信号；操作表示选定的变速杆的操作位置的档位指示器的信号；操作表示传动比的传动比指示器的信号；操作表示选择雪地驱动模式的雪地模式指示器的信号；操作用于表示选择M模式的M模式指示器的信号；操作包含在液压控制单元42中以控制动力分配机构16和自动变速器20的液压操作摩擦连接装置的液压制动器的电磁操作阀的信号；操作用作液压控制单元42的液压压力源的电动油泵的信号；驱动电加热器的信号；和施加到巡航控制计算机的信号。 

图7是图示由电子控制装置40执行的主要控制功能的功能方框图。切换控制装置50布置成判断车辆状态是在无级变速区域，其中驱动系统10应该置于无级变速状态，或者在有级变速状态，其中驱动系统10应该置于有级变速状态。该判断基于所存储的例如在图8或者图9中所示的预 定关系进行。在使用图8(切换数据映射图)所示关系情况下，判断是基于由实际发动机速度N_E和关于混合动力车辆的驱动力的驱动力相关值(例如，发动机输出扭矩T_E)表示的车辆状态进行的。 

根据图8所示的关系，有级变速区域设定成高扭矩区域(高输出行驶区域)，其中发动机8的输出扭矩T_E不低于预定值TE1，或者设定成发动机速度N_E不低于预定值NE1的高速区域，即高车速区域，其中作为其中一个车辆状态并且由发动机速度N_E和总变速比γT确定的车速不低于预定值，或者设定成高输出区域，其中根据发动机8的输出扭矩T_E和速度N_E计算的车辆输出不低于预定值。因而，当车辆以发动机8的相对较高的输出扭矩或者速度，或者以相对较高的车辆输出行驶时，进行有级变速控制。有级变速控制允许由于变速器的换高档动作而引起的发动机速度N_E的变化，即允许发动机8的速度有节奏变化。即，当车辆置于高输出行驶状态(其中，相较于提高燃料经济性的要求，车辆操作者增大车辆驱动力的要求应该得到满足)时，无级变速状态切换到有级变速状态(固定变速比变速状态)。因而，车辆操作者能够享受发动机速度N_E的有节奏的舒适变化。另一方面，当车辆以发动机8的相对较低的输出扭矩或者速度，或者以相对较低的车辆输出行驶时(即，当发动机8在通常的输出状态时)，进行无级变速控制。在图8中限定有级变速区域和无级变速区域的边界线对应于由一系列高车速上限值确定的高车速判断线，或者由一系列高输出上限值确定的高输出行驶判断线。 

当使用图9所示的关系时，上述判断是基于实际车速V和作为输出扭矩T_OUT的驱动力相关值进行的。在图9中，虚线表示限定用于从无级变速控制切换到有级变速控制的预定车辆条件的阈值车速V1和阈值输出扭矩T1，双点划线表示用于从有级变速控制切换到无级变速控制的预定车辆条件。因而，设置了用于判断变速状态是否应该在有级变速区域和无级变速区域之间切换的滞后。在图9中，实线51表示限定电动机驱动区域的边界线，其中，车辆以较低的车辆输出扭矩或者在较低的车速下由电动机产生的驱动力驱动。图9还示出使用以车速V和输出扭矩T_OUT为形式的控制参数的变速边界数据映射图。 

当切换控制装置50判断车辆的状态在有级变速区域时，切换控制装置50使混合动力控制装置52不能够进行混合控制或者无级变速控制，并且使有级变速控制装置54能够进行预定的有级变速控制。在有级变速控制装置54根据基于图8的关系所进行的判断进行有级变速控制的情况下，有级变速控制装置54根据所存储的预定变速边界数据映射图进行自动变速控制。在判断是基于图9的关系进行的情况下，根据图9所示的变速边界数据映射图进行自动变速控制。 

图2表示选择性啮合以进行有级变速控制的液压操作摩擦连接装置C0、C1、C2、B0、B1、B2和B3的操作状态的组合。在该自动有级变速控制模式中，通过切换离合器C0的啮合动作建立第一档位至第四档位，并且动力分配机构16用作具有等于“1”的固定变速比γ0的副变速器。另一方面，通过切换制动器B0而不是切换离合器C0的啮合动作建立第五档位，并且动力分配机构16用作具有例如等于约“0.7”的固定变速比γ0的副变速器。即，在自动有级变速控制模式中，包括用作副变速器的动力分配机构16和自动变速器20的驱动系统10作为整体用作所谓的“自动变速器”。 

上述驱动力相关值是对应于车辆驱动力的参数，该参数可以是自动变速器20的输出扭矩T_OUT、发动机输出扭矩T_E、或者车辆的加速度，以及驱动轮38的驱动扭矩或者驱动力。发动机输出扭矩T_E可以是基于加速踏板的操作角或者节流阀开度(或者进气量、空/燃比或者燃料喷射量)和发动机速度N_E计算的实际值，或者是基于车辆操作者对加速踏板的操作量或者节流阀的开度计算的所需车辆驱动力的估计值。车辆驱动扭矩不仅可以基于输出扭矩T_OUT等而且可以基于差动齿轮装置的传动比和驱动轮38的半径来计算，或者可以直接由扭矩传感器等检测。 

另一方面，当切换控制装置50判断车辆状态处于无级变速区域时，切换控制装置50指令液压控制单元42松开切换离合器C0和切换制动器B0以将动力分配机构16置于电气建立的无级变速状态。同时，切换控制装置50使混合动力控制装置52能够进行混合动力控制，并且指令有级变速控制装置54选择和保持档位中的预定一个，或者允许根据所存储的预 定变速边界数据映射图进行自动变速控制。在后者的情况下，有级变速控制装置54通过适合选择图2的表中表示的摩擦连接装置的操作状态的组合而进行自动变速控制，除了包括切换离合器C0和制动器B0啮合的组合。因而，在切换控制装置50的控制下置于无级变速状态中的动力分配机构16用作无级变速器，而串联连接到动力分配机构16的自动变速器20用作有级变速器，使得驱动系统提供足够的车辆驱动力，使得传递到置于第一档位、第二档位、第三档位和第四档位中的一个档位的自动变速器20的旋转运动的速度(即，传动部件18的旋转速度)是连续可变的，使得当自动变速器20置于那些档位中的一个档位时驱动系统的变速比是在预定范围上是连续可变的。因而，自动变速器20的变速比在相邻档位上是连续可变的，由此驱动系统10的总变速比γT作为整体是连续可变的。 

混合控制装置52控制发动机8高效运转，以建立由发动机8和第一电动机M1和/或第二电动机M2产生的驱动力的最佳比例。例如，混合动力控制装置52在车辆的当前行驶速度V的情况下，基于加速踏板的操作量和车辆行驶速度计算车辆操作者要求的输出，并且基于所计算的要求输出计算要求车辆驱动力和充电要求量。基于所计算的要求车辆驱动力，混合控制装置52计算所需发动机速度和所需总输出，并且根据所计算的所需总输出和发动机速度N_E，控制发动机8的实际输出和第一电动机M1的发电量。混合动力控制装置52布置成在考虑自动变速器20的当前选择的档位的同时，控制自动变速器20的变速动作，以提高发动机8的燃料经济性。在混合动力控制中，控制动力分配机构16来用作电控无级变速器以最佳协调针对发动机8的有效运转的发动机速度N_E和车辆速度V，和由自动变速器20的选定档位确定的传动部件18的旋转速度。即，混合动力控制装置52确定变速机构10的总变速比γT的目标值，使得发动机8根据所存储的最高燃料经济曲线运转，该最高燃料经济曲线满足发动机8的所需运转效率和最高燃料经济性。混合控制装置52控制差动部11的变速比γ0，使得获得总变速比γT的目标值，由此能够在预定范围(例如，13和0.5之间)内控制总变速比γT。 

混合动力控制装置52控制逆变器58，使得由第一电动机M1产生的 电能通过逆变器58供应到蓄电装置60和第二电动机M2。即，由发动机8产生的驱动力的主要部分以机械的方式传递到传动部件18，而驱动力的其余部分由第一电动机M1消耗以将该部分转换成电能，该电能由第一电动机M1通过逆变器58供应到第二电动机M2，并且由第二电动机M2消耗，或者从第一电动机M1通过逆变器58供应到蓄电装置60随后由第一电动机M1消耗。由第二电动机M2或者第一电动机M1用第一电动机M1的产生的电能运转而产生的驱动力传递到传动部件18。因而，变速机构10设置有电路，由发动机8的驱动力的一部分转换产生的电能通过该电路转换成机械能。该电路包括与该电能的产生和由第二电动机M2消耗所产生的电能相关的部件。无论发动机8在非工作状态还是在怠速状态，混合动力控制装置52都能够利用动力分配机构16的电气CVT功能建立电动机驱动模式以驱动车辆。 

在切换控制装置50、混合控制装置52和有级变速控制装置54的上述布置中，当车辆处于低或中等速度行驶状态或者处于低或者中等输出行驶状态，且发动机在正常输出状态下运转时，动力分配机构16置于无级变速状态，从而确保了高的车辆的燃料经济性。另一方面，当车辆在高速行驶状态或者在发动机8的高速运转情况下，动力分配机构16置于固定变速比变速状态，其中发动机8的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮38，使得由于减少了机械能转换成电能的转换损失而提高了燃料经济性。当发动机8在高输出状态时，动力分配机构16置于固定变速比变速状态。因而，仅仅当车速或者输出相对较低或者中等时，动力分配机构16置于无级变速状态，使得由第一电动机M1产生的电能要求量(即，必须从第一电动机M1传递的电能的最大量)能够得到降低，由此第一电动机M1的要求电气反作用力能够得到降低，使得可以减小第一和第二电动机M1和M2的要求尺寸和包括电动机的驱动系统10的要求尺寸。 

图10示出变速装置46形式的手动操作变速装置的示例。变速装置46包括变速杆48，变速杆48例如靠近操作者的座位横向设置，并且手动操作来选择由以下档位组成的多个档位中一个档位：用于将驱动系统10(即，自动变速器20)置于空档状态的停车档位P，在空档状态中，传动 路径断开，且切换离合器C0和制动器B0置于松开状态，同时自动变速器20的驱动系统输出轴22在锁止状态；用于在向后方向上驱动车辆的倒档档位R；用于将驱动系统10置于空档状态的空档档位N；自动前进变速档位D；和手动前进变速档位M。停车档位P和空档档位N是当车辆没有被驱动时选择的非驱动档位，而倒档档位R和自动和手动前进变速档位D、M是当车辆被驱动时选择的驱动档位。自动前进变速档位D提供最高速度的档位，在手动前进变速档位M中可选择的档位“4”至“L”是发动机制动器应用到车辆的发动机制动档位。 

手动前进变速档位M位于在车辆的纵向方向上与自动前进变速档位D相同的位置上，并且在车辆的横向方向上与自动前进变速档位D间隔开或者相邻。操作变速杆48到手动前进变速档位M以手动选择档位“D”至“L”的档位中一个档位。详细描述，变速杆48可从手动前进变速档位M移动到换高档档位“+”或者换低档档位“-”，换高档档位“+”和换低档档位“-”在车辆的纵向上彼此间隔开。每次变速杆92移动到换高档档位“+”或者换低档档位“-”时，当前选定的档位改变一个档位。“D”至“L”的五个档位具有驱动系统10的总变速比γT自动可变的范围的相应的不同下限值，即对应于驱动系统10的最高输出速度的总变速比γT的相应不同最低值。即，“D”至“L”的五个档位选择自动变速器20的可自动选择的速度位置或者变速位置的相应不同数字，使得可获得的最低总变速比γT由可选择的变速位置的选定数字确定。变速杆48由诸如弹簧的偏置装置偏置，使得变速杆48自动从换高档档位“+”和换低档档位“-”回位到手动前进变速档位M。变速装置46设置有档位传感器，以可操作地检测变速杆48当前选择的档位，使得表示变速杆48的当前选择操作位置和在手动前进变速档位中变速杆48的变速操作的数字的信号供应至电子控制装置40。 

例如，当操作变速杆46到自动前进变速档位D时，切换控制装置50进行驱动系统10的自动切换控制，并且混合动力控制装置52进行动力分配机构16的无级变速控制，而有级变速控制装置54进行自动变速器20的自动变速控制。例如当驱动系统10置于有级变速状态时，驱动系统10的 变速动作被自动地控制以选择图2中第一档位至第五档位中合适一个。当驱动系统10置于无级变速状态时，动力分配机构16的变速比连续变化，而自动变速器20的变速动作被自动地控制来选择第一档位至第四档位中适合的一个，使得驱动系统10的总变速比γT被控制以在预定范围内连续可变。自动前进档位D是选择建立其中驱动系统10自动变速的自动变速模式(自动模式)的档位。 

另一方面，当操作变速杆48到手动前进变速档位M时，驱动系统10的变速动作由切换控制装置50、混合动力控制装置52和有级变速控制装置54自动地控制，使总变速比γT在预定范围内连续可变，该范围的下限由具有最低变速比的变速位置确定，该变速位置由“D”至“L”的档位中手动选择的一个档位确定。例如，当驱动系统10置于有级变速状态时，驱动系统10的变速动作被自动控制在上述总变速比γT的预定范围内。当驱动系统10置于无级变速状态时，动力分配机构16的变速比是连续可变的，而自动变速器20的变速动作被自动控制以选择变速位置中的适合的一个，该变速位置的数字由档位“D”至“L”中手动选择的一个档位确定，使得控制驱动系统10的总变速比γT以在预定范围内连续可变。手动前进档位M是选择建立其中驱动系统10的可选择的变速位置是手动选择的手动变速模式(手动模式)的档位。 

图11是驱动系统10的横截面视图，图12是驱动系统10的第一单元(第一传动部)70的横截面视图，而图13是第二单元(第二传动部)100的放大横截面视图。 

如图11所示，壳体12由作为第一单元70的壳体的第一壳体12a和作为第二单元100的壳体的第二壳体12b组成。第一壳体12a容纳第一电动机M1和动力分配机构(第一齿轮装置)16，而第二壳体12b容纳第二电动机M2和自动变速器(第二齿轮装置)20。 

如在图12所示，第一壳体12a具有大致柱形外部形状。第一壳体12a的容纳动力分配机构16的一部分具有大致恒定的外部直径，而第一壳体12a的容纳第一电动机M1的一部分具有在朝着发动机8的轴向方向上(在如在图11中可见的左侧方向)增大的外部直径。第一壳体12a在相对 的轴向端开口，并且具有一体形成的用作壁部分的第一支撑壁72，第一支撑壁72位于动力分配机构16和第一电动机M1之间。第一支撑壁72大致垂直于输入轴14延伸，并且将第一壳体12a的内部空间分成位于发动机8一侧并且容纳第一电动机M1的第一容纳空间74，和位于远离发动机8并且容纳动力分配机构16的第二容纳室76。第一电动机M1在图11可见的右侧方向上安装到第一容纳室74中，而动力分配机构16在右侧方向上安装到第二容纳室76中。 

第一壳体12a具有在朝着发动机8的输入轴14的轴向上延伸的环形延伸部78，使得第一容纳室74具有大致恒定内部直径。盖板80的径向外端固定到环形延伸部78。 

第一电动机M1由第一定子82、第一转子84和与第一转子84一体形成的第一转子支撑轴86组成。第一转子支撑轴86的一端由第一支撑壁通过轴承88支撑，第一转子支撑轴86的另一端由盖板80通过轴承90支撑。第一太阳轮S1具有一体形成的太阳轮轴92，该太阳轮轴92延伸通过第一支撑壁72的中心孔进入第一转子支撑轴86的端部。在太阳轮轴92的第一转子支撑轴86一侧的端部上形成键槽93，并且太阳轮轴92的第一支撑壁72一侧的端部装配在第一转子支撑轴86的端部中，使得太阳轮轴92和第一转子支撑轴86作为一个单元旋转。 

输入轴14支撑在第一壳体12a的轴线处，并且通过衬套97、轴承98和衬套99相对于第一转子支撑轴86和太阳轮轴92可旋转，其中衬套97设置在太阳轮轴92在轴承88的轴向位置处，轴承98设置在第一转子支撑轴86在轴承90的轴向位置处，衬套99设置在第一太阳轮S1中。输入轴14具有连接到第一行星轮架CA1的端部，并且因而用作第一行星齿轮组24的输入轴。 

环形板94固定到第一行星齿轮组24的第一齿圈R1的轴向端部的内周表面，轴向端部位于第二单元100的一侧处。环形板394既不轴向移动也不相对于第一齿圈R1旋转。环形板394垂直于输入轴14的轴线，并且具有中心孔。第一行星齿轮组24具有输出轴96，输出轴96是动力分配机构16的输出轴。输出轴96具有以轴套的形式朝着第二单元100延伸的轴 部96a，和从轴部96a的第一行星齿轮组24一侧的一端径向延伸的凸缘部96b。凸缘部96b焊接到环形板94，使得输出轴96a和环形板94作为一个单元旋转。轴部96a具有形成在其内周表面中的键槽齿96c。切换离合器C0设置在第一支撑壁72和第一行星齿轮组24之间，而切换制动器B0在第一行星齿轮组24的径向向外的方向设置。 

接着，将描述第二单元100。如图11所示，第二壳体12b的一端在第一单元70一侧开口，并且具有在朝着输出轴22的轴向方向上逐级减小的直径(外径和内径)。第二壳体22b在其具有相对小的直径的部分中容纳自动变速器20，在其开口端一侧的部分中容纳第二电动机M2。与第二壳体12b同轴地设置有输出轴22、自动变速器20的中间轴102和输入轴104，并以此描述的顺序在轴向方向上从闭合端向开口端设置，使得输出轴、中间轴102和输入轴104可彼此相对旋转。输入轴104的第二壳体12b闭合端一侧的端部位于自动变速器20的第二电动机M2一侧的一端附近。输出轴22与第四行星齿轮组30的第四行星轮架CA4(在图11中未示出)一起旋转，中间轴102与第三行星齿轮组28的第三齿圈R3(在图11中未示出)和第四行星齿轮组30的第四太阳轮S4一起旋转。上述设置可参照图1。 

如图13所示，图13是第二单元100的放大图，第二支撑壁106位于自动变速器20和第二电动机102之间。第二支撑壁106具有与输入轴104同轴延伸的径向内柱形部分106a、从轴套部分106a的第二电动机M2一侧的一端径向延伸的连接部106b和从连接部106b的径向外端向第二电动机M2轴向延伸并且具有比较大的径向壁厚度的径向外柱形部分106c。第二支撑壁106具有与第二壳体12b的阶梯状部分保持抵接接触的肩部。即，第二支撑壁106的径向外柱形部分106c的外周表面与作为第二壳体12b的内周表面的第一抵接面108抵接，并且用螺钉118将径向外柱形部分106c固定到第二壳体12b。在用螺钉118径向外柱形部分106c固定到第二壳体12b之前，径向外柱形部分106c的外周表面在第一抵接面108上可滑动。因而，第二支撑壁106能够在不进行压配的情况下固定地装配在第二壳体12b中。 

径向外柱形部分106c的远离第二电动机M2的轴向端具有端面。该端面与第二壳体12b的第一径向面109保持抵接接触，第二壳体12b的第一径向面109从第一抵接面108的远离第二电动机M2的一端向内径向延伸。因而，第二支撑壁106以相对于第二壳体12b的高的轴向和径向定位精度装配在第二壳体12b中，且第二支撑壁106的外周表面和端面与第二壳体12b的第一抵接面108和第一径向面109保持抵接接触。由设置在第二支撑壁106的径向内柱形部分106a中的轴承111支撑输入轴104的自动变速器20一侧的端部，使得输入轴104相对于径向内柱形部分106a可旋转。 

第二电动机M2由第二定子112、第二转子114和第二转子支撑轴116组成，第二转子支撑轴116与第二转子114一起旋转。第二定子112用螺钉固定到第二壳体12b，螺钉沿着轴向方向延伸通过第二定子112和第二支撑壁106的径向外柱形部分106c，并且旋入第二壳体12b中。第二转子支撑轴116的端部由第二壳体12b经由轴承120支撑在自动变速器20的一侧上，轴承120的径向外周表面与第二支撑壁106的径向内柱形部分106a的内周表面保持抵接接触。 

用作另一个支撑壁的第三支撑壁122设置在第二壳体12b的第二电动机M2的一侧的开口端一侧上。该第三支撑壁122具有与第二壳体12b的阶梯状部分保持抵接接触的肩部。即，第三支撑壁122的外周表面与作为第二壳体12b的内周表面的第二抵接面123保持抵接接触，并且用螺钉124将第三支撑壁122固定到第二壳体12b。第二抵接面123比第一抵接面108靠近第二壳体12b的开口端并且径向向外。在用螺钉124将第三支撑壁122固定到第二壳体12b之前，第三支撑壁122的外周表面在第二抵接面123上可滑动。第三支撑壁122的第二电动机M2一侧的轴向端具有端面。该端面与第二壳体12b的第二径向面125保持抵接接触，第二壳体12b的第二电动机M2一侧的第二径向面125从第二抵接面123的一端径向向内延伸。因而，第三支撑壁122以相对于第二壳体12b的轴向和径向定位精度装配在第二壳体12b中，且第三支撑壁122的外周表面和端面与第二壳体12b的第二抵接面123和第二径向面125保持抵接接触。输入轴 104的端部由设置在第二支撑壁106的径向内柱形部分106a中的轴承111支撑在自动变速器20的一侧上，使得输入轴104相对于径向内柱形部分106a可旋转。 

第三支撑壁122用螺钉124固定到第二壳体12b，并且在径向中心部分具有轴向通孔126。输入轴104朝向第一单元70延伸，并且具有延伸通过第二转子支撑轴116和通孔126进入到第一单元70的轴向延伸部104a。轴向延伸部104a具有形成在对应于通孔126的轴向部分的外周表面上的键槽齿104b。 

第三支撑壁122具有突起部分122a，突起部分122a位于第二定子112的径向向内处，并且朝向第二转子114突起。轴承128的外周表面与突起部分122a的内周表面保持抵接接触。第二转子支撑轴116的远离第二支撑壁106的端部由第三支撑壁122经由轴承128支撑。第二转子支撑轴116的第三支撑壁122一侧的端部经由从轴承128径向向内设置的轴承130支撑输入轴104，并且第二转子支撑轴116通过在另一端部处形成的键槽132与输入轴104一起旋转。 

上述第二单元100的部件安装到第二壳体12b中，其安装顺序为部件沿着从第二壳体12b的闭合端朝着开口端的轴向方向布置。第一单元70和第二单元100组装在一起，使得第一单元70的输出轴96的键槽齿96c和第二单元100的输入轴104的键槽齿104b彼此保持啮合，由此构成图11所示的驱动系统10。注意，图1所示的传动部件18由彼此键槽连接并且作为一个单元旋转的输出轴96和输入轴104构成。 

在上述本实施例中，独立准备的第一和第二单元70、100一起组装成驱动系统10，使得动力分配机构16的输出轴96和自动变速器20的输入轴104彼此连接。因而，驱动系统10具有改进的组装效率。 

尤其是，动力分配机构16的输出轴96和自动变速器20的输入轴104能够通过相互键槽连接而容易地彼此连接，使得本驱动系统10的组装效率进一步得到提高。 

本实施例进一步布置成使得自动变速器20、第二支撑壁106和第二电动机M2以此描述的顺序布置，并且使得自动变速器的输入轴104由第二 支撑壁106和第二电动机M2的第二转子支撑轴116支撑，以此顺序安装使得组装效率得到提高。 

本实施例进一步布置成第二支撑壁106的外周表面与作为第二壳体12b的第一抵接面108的内周表面保持抵接接触，使得第二支撑壁106精确地定位在径向方向上。此外，第三支撑壁122还与作为第二壳体12b的第二抵接面123的另一个内周表面保持抵接接触，使得第三支撑壁122精确地定位在径向方向上。进一步，第二电动机M2的第二转子支撑轴116的相对端由第二支撑壁106和第三支撑壁122支撑，使得第二电动机M2的第二转子支撑轴116也精确地定位在径向方向上。进一步，自动变速器20的输入轴104由第二转子支撑轴116和第二支撑壁106支撑，使得输入轴104也精确地定位在径向方向上。因而，其中输入轴104和动力分配机构16必须彼此连接的驱动系统10能够容易地组装，并且输入轴104和输出轴96能够作为一个单元稳定地旋转。 

参照图14的横截面视图，图14示出根据本发明第二实施例构造的驱动系统10的输出轴22。在输出轴22的一端，设置包括第四太阳轮S4、第四行星齿轮P4、第四行星轮架CA4和第四齿圈R4的第四行星齿轮组30。输出轴22的一端形成有柱形端部22a，第四行星齿轮组30设置在输出轴22的一端处。柱形端部22a具有比输出轴22的其它部分大的外径，和在轴向方向上贯通形成的孔270。柱形端部22a的开口端设置有径向向外延伸的凸缘部分22b。第四行星轮架CA4固定地安装在凸缘部分22b的外周表面上，与第四太阳轮S4一起旋转的中间轴272可旋转地装配在柱形端部22a。推力轴承273置于第四太阳轮S4和凸缘部分22b之间。 

第三制动器B3的多个摩擦片274键槽连接到第四齿圈R4的外周表面。多个摩擦片274和压力片276交替布置，压力片276键槽连接到壳体12的内周表面。壳体12的容纳输出轴22的一部分具有压力片276与其键槽连接的第一柱形部分12a、从第一柱形部分12a的一端径向向内延伸的环形连接部分12b和从连接部分12b的径向内端沿着远离第一柱形部分12a的方向延伸的第二柱形部分12c。 

壳体12a具有沿着远离第二柱形部分12c的轴向方向与第二柱形部分 12c从第二柱形部分12c和连接部分12b的连接点平行延伸的滑动壁278。该滑动壁278与第一柱形部分12a和连接部分12b协调限定朝向摩擦片274开口的容纳室280。制动缸活塞(活塞部件)282容纳在容纳室280中，使得制动缸活塞282在滑动壁278和第一柱形部分12a上可滑动。弹簧保持板283装配在滑动壁的开口端部的外周表面(与第一柱形部分12a相对)上，使得弹簧保持板283不会朝向第四行星齿轮组30移动。在弹簧保持板283和制动缸活塞282之间，设置回位弹簧284。当制动缸活塞282逆着回位弹簧284的偏置力移动时，压力片276和摩擦片274被制动缸活塞282彼此相抵受压而彼此摩擦接触，由此阻止了第四齿圈R4的旋转运动。 

输出轴22具有与上述孔270同轴形成并且一端向孔270开口的轴向孔286，和形成在径向方向上并且与轴向孔286相通的第一径向孔288和第二径向孔290。第一径向孔288位于靠近连接部分12b的径向位置的径向部分处，而第二径向孔290位于第一径向孔288的一侧上，也即驱动轮38的一侧。轴向孔286和第一和第二径向孔288、290协调用作润滑通道，第一和第二径向孔288、290都在输出轴22的外周表面中开口。 

输出轴22进一步具有形成在第一和第二径向孔288、290之间的阶梯状部分22c，并且环形间隔部件292的一端面与阶梯状部分22c的侧面保持抵接接触。间隔部件292的外周表面和内周表面的轴向方向的中央部分具有凹部，第二径向孔290与间隔部件292的内周表面的凹部相对。 

用作支撑部件的轴承294设置在间隔部件292的远离阶梯状部分22c的一侧上。输出轴22可旋转地由壳体12经由轴承294支撑。壳体12的第二柱形部分12c和滑动壁278彼此靠近的部分具有径向突起厚壁部分296，该厚壁部分296设置有支撑输出轴22的轴承298。 

厚壁部分296的在其轴承294一侧的轴向端处于内周表面中形成环形槽300，使得环形槽300与轴承294相对。至少一个轴向槽302形成在限定容纳室280的内径的滑动壁278的内周表面中以及壁厚部分296中，使得轴向槽302在轴向方向上延伸，并且一个轴向端朝着轴承294开口，另一个轴向端朝着间隔件304开口，间隔件304装配在滑动壁278的内周表 面中使得间隔件304与在轴向槽302的上述其它轴向端处形成的滑动壁278的端面302a保持抵接接触。优选地，形成多个轴向槽302使得轴向槽302在滑动壁279的周向方向上彼此间隔开。 

推力轴承306置于间隔件304和输出轴22的凸缘部分22b之间。当在第四行星齿轮P4旋转过程中，推力在朝着推力轴承306的轴向方向上作用第四太阳轮S4时，该推力通过推力轴承273、输出轴22的凸缘部分22b、推力轴承306和间隔件304传递到轴向槽302的第四行星齿轮组30一侧的轴向端处的端面302a。因而，端面302a用作推力承受面。 

输出轴22具有在第二径向孔290的驱动轮38一侧的一侧的轴向部分的外周表面中形成的键槽齿308。键槽齿308在间隔部件292的轴向中间位置(凹部)处具有轴向端。在输出轴22的形成键槽齿308的轴部上，有压配的凸缘部件的柱形部分310，使得柱形部分310的端面与推力轴承294的一侧面保持抵接接触。通过柱形部分310的驱动轮38一侧的一侧的轴向位置处固定地安装在输出轴22上的锁止螺母312，阻止具有柱形部分310的凸缘部分在朝着驱动轮38的轴向方向上移动。 

唇形密封314置于输出轴22的外周表面和柱形部分310的内周表面之间，使得唇形密封314位于键槽齿308在驱动轮38一侧的轴向端附近。另一个唇形密封316置于柱形部分310的外周表面和壳体12的第二柱形部分12c的内周表面之间，使得唇形密封316位于轴承294的驱动轮28一侧的一侧处。防尘盖318装配在柱形部分310的外周表面上，使得防尘盖318位于唇形密封316的驱动轮38一侧的一侧处。 

在根据本发明第二实施例的如上所述构造的驱动系统10中，润滑油从输出轴22的轴向孔286通过第二径向孔290引入到由间隔部件292的内周表面的凹部限定的环形凹槽中，并且从凹槽通过键槽齿308供应到轴承294中以润滑轴承294。用来润滑轴承294的润滑油通过与轴承294相对的环形槽300和至少一个轴向槽302供给，并且从轴向槽302的第四行星齿轮组30一侧的轴向端排出。 

在图15的局部横截面视图中，润滑油通过图15所示的通道输送到驱动系统10的输出轴22的轴向孔286。如在图15中所示，中间轴272具有 远离输出轴22的端部，并且轴向端部可旋转地装配在自动变速器20的输入轴319的端部中。输入轴319可旋转地由壳体12经由支撑壁320支撑。支撑壁320具有第一润滑孔322和第二润滑孔324，润滑油从未示出的调节阀输送到这些润滑孔中。第二润滑孔324的远离第一润滑孔322的一端与在支撑壁320的内周表面中形成的油槽326保持相通。输入轴319具有向油槽326的第二润滑孔324一侧的端部开口的径向油孔328，和轴向油孔330，该轴向油孔330的一端与第一油孔328保持相通，并且轴向油孔330的另一端在输入轴319的中间轴272一侧上的端面上开口。 

在上述布置中，从二次调节阀(未示出)引入到支撑壁320的第一润滑孔322润滑油通过第二润滑孔324、油槽326、输入轴319的油孔328、330和中间轴272的通孔332供给到输出轴22的轴向孔286中。 

在本实施例中，在限定容纳室280的滑动壁278的内周表面中形成的轴向槽302的一端朝向支撑输出轴22的轴承294开口，使得润滑轴承294的润滑油通过轴向槽302排出。进一步，轴向槽302形成在限定容纳制动缸活塞28的容纳室280的滑动壁278中，使得滑动壁278的重量和因而驱动系统的重量能够得到减轻。 

本实施例进一步布置成与轴向槽302的第四行星齿轮组30一侧的一端附近的端面302a用作接收第四行星齿轮组30的第四太阳轮S4的推力，使得可以消除需要提供用于接收第四太阳轮S4的推力的附加部件，由此减轻了驱动系统10的重量。 

参照图16的局部横截面视图，图16示出驱动系统10。如在图16中所示，驱动系统10的壳体12由容纳第一电动机M1和动力分配机构16的第一壳体12a、和容纳第二电动机M2和未示出的自动变速器20的第二壳体12b组成。第一壳体12a和容纳在第一壳体12a中的第一电动机M1和动力分配机构16构成第一单元370，而第二壳体12b和容纳在第二壳体12b中的第二电动机M2和自动变速器20构成了第二单元400。 

第一壳体12a具有大致柱形外形。第一壳体12a的容纳动力分配机构16的一部分具有大致恒定外径，而第一壳体12a的容纳第一电动机M1的一部分具有在朝着发动机8的轴向方向(在如图16可见的左侧方向)上 增大的外径。第一壳体12a在其相对的轴向端处开口，并且具有一体形成的第一支撑壁372，支撑壁372位于动力分配机构16和第一电动机M1之间。第一支撑壁372具有以大致垂直于输入轴14的圆形盘为形式的径向壁部分372a、从径向壁部分372a的径向内端沿着朝向第一行星齿轮组324的轴向方向延伸的柱形部分372b、和从径向壁部分372a的第一电动机M1的一侧的侧面的径向内部部分沿着朝向第一电动机M1的轴向方向突起的突起部分372c。柱形部分372b具有在轴向方向上贯通延伸的中央通孔373。第一支撑壁373将第一壳体12a的内部空间分成位于发动机8的一侧上并且容纳第一电动机M1的第一容纳空间374，和容纳动力分配机构16的第二容纳室376。第一电动机M1在图16可见的右侧方向上安装到第一容纳室374中，而动力分配机构16在左侧方向上安装到第二容纳室376中。 

第一电动机M1由第一定子382、第一转子384和与第一转子384一体形成的第一转子支撑轴386(第一转子384的轮毂)组成。第一支撑壁372用作支撑部件，并且第一转子支撑轴386的一端由第一支撑壁372(第一壳体12a的一部分)的突起部分372c经由轴承388支撑，另一端由第一壳体21a经由轴承390和固定到第一壳体12a的盖板380支撑。 

太阳轮轴392与第一太阳轮S1一体形成，并且太阳轮轴392的端部延伸通过通孔373(即，通过第一支撑壁372的柱形部分372b)进入第一转子支撑轴386的第一支撑壁372的一侧的端部。输入轴14延伸通过与第一壳体12a同轴的第一转子支撑轴386和太阳轮轴392，使得输入轴14可相对于第一转子支撑轴386和太阳轮轴392旋转。输入轴14的一端固定到第一行星轮架CA1，使得发动机8(在图16中未示出)的输出通过输出轴14传递到第一行星轮架CA1。 

环形板394固定到第一行星齿轮组324的第一齿圈R1的轴向端部的内周表面，该轴向端部位于第二单元400的一侧上。环形板94既不可轴向移动也不可相对于第一齿圈R1旋转，而是垂直于输入轴14的轴线，并且具有中心孔。第一行星齿轮组324具有输出轴396，该输出轴396是动力分配机构16的输出轴。输出轴396具有朝着第二单元400延伸并且以轴 套为形式的轴部分396a、和从轴部分396a的第一行星齿轮组324一侧的一端径向延伸的凸缘部分396b。凸缘部分396b焊接到环形板394，使得输出轴396和环形板394作为一个单元旋转。切换离合器C0设置在第一支撑壁372和第一行星齿轮组324之间，而且切换制动器B0从第一行星齿轮组324径向向外设置。 

第二电动机M2包括第二定子402、第二转子404和与第二转子404一起旋转的第二转子支撑轴406。在第二壳体12b的第一壳体12a的一侧的开口端附近，设置第二支撑壁408，支撑壁408用螺钉410固定到第二壳体12b。第二支撑壁408具有在径向方向上延伸的径向中央通孔412。第二支撑壁408进一步具有在第二定子402的线圈402a的径向内侧并且朝向第二转子404突起的突起部分408a。轴承414与突起部分408a的内周表面保持抵接接触。 

第二转子轴406的一端由第二支撑壁408经由轴承414支撑。第二转子支撑轴406的第二支撑壁408的一侧的端部经由从轴承414径向向内设置轴承416支撑自动变速器20的输入轴418。输入轴418延伸通过通孔412进入第一单元370，并且在对应于通孔412的轴向部分处键槽连接到第一行星齿轮组324的输出轴396。注意，图1所示的传动部件18由彼此键槽连接以作为一个单元旋转的输入轴418和输出轴396构成。 

输入轴418的第一单元370一侧的端部延伸进入输入轴14的第二单元400一侧的端部，并且输入轴14的第二单元400的一侧的端部由输入轴418经由从第一太阳轮S1径向向外设置并且设置在输入轴44和输出轴418之间的轴承420支撑。该输入轴418由第二壳体12b经由轴承416、第二转子支撑轴406、轴承414和第二支撑壁408支撑，使得输入轴14的第二单元400一侧的端部由第二壳体12b经由上述部件420、418、416、406、414和408支撑。进一步，输入轴14由第一转子支撑轴386经由置于输入轴14和第一转子支撑轴386的盖板380一侧的端部的内周表面之间的轴承422支撑，并且第一转子支撑轴386由第一壳体12a经由轴承390和盖板380支撑，使得输入轴14由第一壳体12a经由上述部分422、386、390和380支撑。因而，输入轴14于彼此在轴向方向上间隔比较大 距离的两个轴向部分处由壳体12支撑，使得输入轴14精确地定位在径向方向上。 

图17是动力分配机构16的放大视图。第一太阳轮S1由输入轴14经由置于第一太阳轮S1和输入轴14之间的轴承424支撑。与第一太阳轮S1一起形成的太阳轮轴392的端部延伸进入第一转子支撑轴386，并且设置有与第一转子支撑轴386啮合的键槽(键槽连接部分)426，使得第一转子支撑轴386和太阳轮轴392作为一个单元旋转。轴承428置于太阳轮轴392的键槽连接部分426的内周表面和输入轴14之间，并且太阳轮轴392的键槽连接部分426由输入轴14经由轴承428支撑。因而，第一太阳轮S1和与第一太阳轮轴S1一体形成的太阳轮轴392在两个轴向位置处由输入轴14经由轴承424、428支撑。如之前所述，由于输入轴14精确地定位在径向方向上，第一太阳轮S1和太阳轮轴392也精确定位在径向方向上。 

切换离合器C0包括安装在第一支撑壁372的柱形部分372b处的离合器缸430、容纳在离合器缸430中的离合器活塞432和通过离合器活塞432而彼此相抵受压而彼此摩擦接触的多个压力片434和多个摩擦片346。离合器缸430包括平行于第一支撑壁372的径向壁部分372a的底部部分430a、从底部部分430a径向内端延伸并且安装在第一支撑壁372的柱形部分372b上的径向内柱形部分372b和从底部部分430a的径向外端延伸的径向外柱形部分430c。离合器缸430与容纳在其中的离合器活塞432协调限定离合器缸430的底部部分430a和离合器活塞432之间的油室432。 

太阳轮轴392包括朝着离合器缸430的径向内柱形部分430b径向延伸的径向突起部分392a。径向突起部分392a具有外周表面，外周表面在第一太阳轮S1径向内侧，并且用焊接部437焊接到切换离合器C0的离合器缸430的径向内柱形部分430b的内周表面。因而，与太阳轮轴392一体形成的第一太阳轮S1和离合器缸430彼此一体形成。如上所述由于第一太阳轮S1和太阳轮轴392精确地定位在径向方向上，离合器缸430也精确地定位在径向方向上。此外，由于离合器缸430和太阳轮轴392焊接在一 起，这两个部件的连接部分的所需轴向尺寸能够变短，同时与两个部件键槽连接的情况相比两个部件之间的径向间隙能够更小。 

推力轴承438设置在太阳轮轴392的径向突起部392a的侧面和第一支撑壁372的与径向突起部分392a相对的柱形部分372b的端面之间。在朝向第一电动机M1的轴向方向上作用在第一太阳轮S1上的推力由第一支撑壁372通过推力轴承438接收。由于太阳轮轴392和第一转子支撑轴386通过键槽连接部分426连接在一起，在朝向第一电动机M1的轴向方向上作用在第一太阳轮S1上的推力没有传递到第一转子支撑轴386。在相反轴向方向上作用在第一太阳轮S1上的推力由与第一行星轮架CA1一体形成的输入轴14通过置于第一太阳轮S1的侧面和第一行星轮架CA1的侧面之间的推力轴承439接收。 

多个压力片434键槽连接到离合器缸430的径向外柱形部分430c的内周表面。固定圈440在离合器气缸430的开口端和最靠近开口端的压力片434之间的轴向位置处固定地装配在径向外柱形部分430c的内周表面中。另一方面，相对于压力片434交替设置的多个摩擦片436键槽连接到离合器盘毂441的外周表面，离合器盘毂441从第一行星轮架CA1的径向外端在朝着离合器活塞432的轴向方向上延伸。径向延伸的弹簧保持板442在对应于在离合器盘毂441径向内侧的离合器缸430的开口端部分的轴向位置处装配在离合器缸430的径向内柱形部分430b的外周表面上。弹簧保持板442在朝向第一行星齿轮组24的轴向方向上不能移动。回位弹簧444置于弹簧保持架442和离合器活塞432之间。 

第一支撑壁372具有用于将工作油供应到如上所述构造的切换离合器C0的油室435的油路系统。即，第一支撑壁372的径向壁部分372a具有第一径向油路446，并且第一支撑壁372的柱形部分372b具有一端与第一径向油路446相通的轴向油路448、和一端与轴向油路448相通并且另一端在柱形部分372b的外周表面中开口的第二径向油路450。离合器缸430的径向内柱形部分430b具有在第二径向油路450和油室435之间相通的第三径向油路452。在本实施例中，太阳轮轴392延伸通过第一支撑壁372的柱形部分372b，并且从柱形部分372b在远离第一太阳轮S1的轴向方向 上突起，并且太阳轮轴392和第一转子支撑轴386通过键槽426连接在一起，键槽426在靠近柱形部分372b设置的轴承388径向内侧，使得柱形部分372b的所需的壁厚度(在径向方向上)能够比第一转子支撑轴386延伸进入柱形部分372b并且在柱形部分372b的径向内侧第一转子支撑轴386和太阳轮轴392连接在一起的情况小。因而，轴向油路448和第二径向油路450能够比较容易制造。 

制动器毂456由固定地装配到离合器缸430的径向外柱形部分430c的外周表面上的径向内柱形部分456a、从径向内柱形部分456a的远离第一支撑壁372的轴向端径向延伸的连接部分456b和从连接部分456b的径向外端在与径向内柱形部分456a从连接部分456b延伸方向相反的轴向方向延伸的径向外柱形部分456c构成。径向内柱形部分456a焊接到离合器缸430的径向外柱形部分430c，使得制动器毂456固定在适合的位置，并且与离合器缸430一起旋转。 

切换制动器B0包括上述制动器毂456、容纳在第一壳体12a的中的制动缸458、容纳在制动缸458中的制动缸活塞460和通过制动缸活塞而相抵受压彼此摩擦接触的多个压力片462和多个摩擦片464。 

第一支撑壁372的径向壁部分372a具有朝着切换制动器B0延伸的厚壁的径向外部分，并且第一壳体12a的内周表面具有形成在径向壁部分372a在切换制动器B0一侧的端面和制动缸458在第一支撑壁372一侧的端面之间的键槽齿466。多个压力片462键槽连接到键槽齿466。柱形间隔部件468置于最靠近第一支撑壁372的压力片462和第一支撑壁372之间。另一方面，多个摩擦片464键槽连接到制动器毂456的径向外柱形部分456c的外周表面。 

制动缸458与键槽齿466的端面保持抵接接触，因而防止制动缸458在相反轴向方向中的一个方向上移动，并且由固定到第一壳体12a的固定圈470防止其在其它轴向方向上移动。制动缸458的开口端设置有径向延伸的弹簧保持板472，该弹簧保持板472在朝着第一支撑壁372的轴向方向上不能移动。回位弹簧474置于弹簧保持架472和制动缸活塞460之间。 

在上述的本实施例中，布置成将发动机8的输出分配到第一电动机M1和传动部件18的动力分配机构16设置有切换离合器C0和切换制动器B0形式的差动限制装置，该差动限制装置布置成将动力分配机构16选择性置于以下状态中的一个状态：其中动力分配机构16作为差动装置工作的差动状态(例如，其中动力分配机构16作为电控无级变速器(其变速比是连续可变的)工作的无级变速状态)、和其中动力分配16不作为差动装置工作的非差动状态(例如，其中动力分配机构16作为具有固定变速比的变速器工作的固定变速比变速状态)。因而，动力分配机构16在所选择的其中一个传动状态中工作。此外，当发动机8在高输出区域中运转时，动力分配机构16置于固定变速比变速状态，并且仅当车辆在低中速行驶状态或者低中输出状态时，动力分配机构16作为无级变速器工作，使得由第一电动机M1应该产生的电能量(即，待从第一电动机M1传递的电能的最大量)能够最小化，换言之，第一电动机M1的电气反作用力能够最小化，由此能够减小第一和第二电动机M1、M2的要求尺寸。 

还注意，第一转子支撑轴386由壳体12支撑，输入轴14由第一转子支撑轴386支撑，而第一太阳轮S1由输入轴14支撑，并且注意，离合器缸430一体固定到第一太阳轮S1，使得切换离合器C0精确地定位和支撑在径向方向上。 

本实施例进一步布置成第一转子支撑轴386和太阳轮轴392彼此键槽连接以作为一个单元的旋转。第一转子支撑轴386和太阳轮轴392的键槽连接允许这两个部件容易地连接，并且减小了从太阳轮S1传递到第一转子384的推力。此外，第一转子支撑轴386和太阳轮轴392彼此连接在一起的键槽连接部分426位于第一转子支撑轴386的径向内侧，使得能够减小驱动系统10的要求轴向尺寸。 

参照图18和图19的局部横截面视图，图18和图19示出了驱动系统10。首先，将描述在图18示出的驱动系统10的一部分的布置。如在图18所示，驱动系统10的壳体12由容纳第一电动机M1和动力分配机构16的第一壳体12a、和容纳第二电动机M2和图18中未示出的自动变速器20的第二壳体12b组成。在第一壳体12a和第二壳体12b组装在一起之后， 第一电动机M1、动力分配机构16和第二电动机M2以此描述的顺序布置在如在图18中可见的左侧方向(在发动机一侧的方向)上。第一壳体12a、容纳在第一壳体12a中的第一电动机M1和动力分配机构16构成的第二单元570。与壳体12同轴布置，设置差动机构输出轴14和自动变速器20的输入轴572，在如图18中可见的右侧方向上以此描述的顺序布置。输入轴14是第一单元640的部件，而输入轴572是第二单元570的部件。 

在第一电动机M1和动力分配机构16之间，设置与第一壳体12a一体形成的第一支撑壁642。在动力分配机构16和第二电动机M2之间，设置固定到壳体12b的第二支撑壁576。 

接着，详细描述图19中所示的驱动系统10的一部分。如在图19中所示，第三支撑壁578设置在第二电动机M2远离第一电动机M1的一侧上，即，在如图中所见的第二电动机M2的右侧。自动变速器20设置在第三支撑壁578的远离第二电动机M2的一侧上。中间轴580的一端部与输入轴14和输入轴572同轴地装配在变速器输入轴572的远离差动机构输入轴14的一端部中。中间轴580的另一端部(未示出)连接到驱动系统输出轴22。 

第三支撑轴578由以下组成：与变速器输出轴572同轴的径向内柱形部分578a；从径向内柱形部分578a的第二电动机M2一侧上的一个轴向端向内延伸的连接部分578b；在朝向第二电动机M2的轴向方向上从连接部分578b的径向外端延伸并且具有比较大的径向壁厚度的径向外柱形部分578c；和在朝向第二电动机M2的轴向方向上从连接部分578b的径向内部延伸的突起部分578d。第三支撑壁578具有与第二壳体12b的阶梯状部分保持抵接接触的肩部。即，第三支撑壁578的径向外柱形部分578c的外周表面与作为第二壳体12b的内周表面的第一抵接面582保持抵接接触。在第三支撑壁578用螺钉584固定到第二壳体12b之前，径向外柱形部分578c的外周表面可在第一抵接面582上滑动。因而，第三支撑壁578能够在不进行压配的情况下固定地装配在第二壳体12b中。在中间轴580、自动变速器20的部件和输入轴572安装在第二壳体12b中之后，第 三支撑壁578插入第二壳体12b中。接着，第三支撑壁578和第二电动机M2的定子585用螺钉584固定到第二壳体12b。 

径向外柱形部分578c的远离第二电动机M2的端面与从第一抵接面582的远离第二电动机M2的一端径向延伸的第一径向面586保持抵接接触。因而，通过简单地插入第三支撑壁578使得径向外柱形部分578c的外周表面和端面分别与第一抵接面582和第一径向面586抵接接触，第三支撑壁578能够精确地定位在轴向和径向方向上。变速器输入轴572的端部由第三支撑壁578的径向内柱形部分578a经由轴承588可旋转地支撑在中间轴580的一侧(即，远离第二电动机M2)上，轴承588设置于输入轴572的上述端部，并且位于径向内柱形部分578a的径向内侧。内轴套589装配在径向内柱形部分578a的内周表面中。 

第二电动机M2的转子支撑轴590的端部由第三支撑壁578经由设置在突起部分578d的径向内侧的轴承593支撑在第三支撑壁578的一侧上。转子支撑轴590和变速器输入轴572通过键槽593彼此连接以作为一个单元旋转。第二电动机M2的定子585与第三支撑壁578的径向外柱形部分578c的端面保持抵接接触，即与第二壳体12b协调以将第三支撑壁578的径向外柱形部分578c夹在当中。因而，定子585定位在轴向方向上，并且径向外柱形部分578c用作定子585和第二壳体12b之间的间隔件。第三支撑壁578可以认为具有一体形成的间隔件。定子585和第三支撑壁578用螺钉584一起紧固到第二壳体12b，螺钉584沿着轴向方向延伸通过定子585和径向外柱形部分578c，并且旋入第二壳体12b中。与其中定子585和第三支撑壁578用相应的两组螺钉固定到第二壳体12b的布置相比，该布置允许较小数量的要求部件，较容易组装，并且驱动系统10的径向尺寸较小。 

第三支撑壁578具有1-1油路594、1-2油路596、1-3油路598和1-4油路600，以用于供应来自未示出的二次调节阀的润滑油。1-1油路594形成在连接部分578b中使得在径向方向上延伸，并且1-1油路594的一端与1-2油路596的一端保持相通，1-2油路596的另一端与1-3油路598的一端保持相通。1-3油路598形成在径向内柱形部分578a的内周表面中使得 在轴向方向上延伸，而1-4油路600的一端与1-3油路598的远离1-2油路596的端部保持相通，并且1-4油路600的另一端在径向内柱形部分578a的外周表面中开口。 

外轴套602压配在径向内柱形部分578a的外周表面上，第二离合器C2的离合器缸604装配在外轴套602的外周表面上。轴瓦606置于离合器缸604和外轴套602的远离连接部分578b的端部的外周表面之间。离合器活塞608容纳在离合器缸604中，并且与离合器缸608协调以在其间限定油室610。 

外轴套602具有油孔612，油孔612在径向方向上贯通形成并且与1-4油路600相通。润滑油通过1-1油路594、1-2油路596、1-3油路598和1-4油路600供给到油孔612，并且从油孔612供应润滑油通过贯通离合器缸604形成的油孔来润滑第二离合器C2的摩擦片(未示出)。外轴套602进一步具有用于将工作油供应到油室610的油槽614。油槽614与贯通第三支撑壁578形成的油路(作为除了上述油路594、596、598、600以外的工作油路)相通。离合器缸604具有与油槽614和油室610相通的油孔616。 

内轴套589装配在第三支撑壁578的径向内柱形部分578a中，以关闭1-3油路598，并且具有在径向方向上贯通形成的油孔617，使得油孔617的一端在1-3油路598的第二电动机M2一侧的端面上开口。 

变速器输入轴574具有由以下组成的润滑油路系统：2-1油路618、2-2油路620、2-3油路622、2-4油路623、2-5油路624(在图18示出)、2-6油路225。2-1油路618在输入轴574的径向方向上延伸，并且与1-3油路598通过贯通内轴套589形成的油孔617保持相通。2-2油路620在输入轴574的轴向方向上延伸，并且2-2油路620一端与2-1油路618保持相通，并且2-2油路620另一端在输入轴572的差动机构输入轴14一侧的端面中开口。利用通过1-1油路594、1-2油路596、1-3油路598、油孔617和2-1油路618的润滑油供应2-2油路620。2-3油路622在输入轴572的轴向方向上延伸，并且2-3油路622的一端与2-1油路618保持相通，而2-3油路622的另一端在输入轴572的中间轴580一侧的端面中开口。 2-4油路623在输入轴572的径向方向上延伸，并且2-4油路623的一端与2-2油路620保持相通，2-4油路623的另一端在输入轴572的形成键槽593的部分的外周表面中开口。通过2-2油路620供给到2-4油路623润滑油进一步供给通过键槽593以润滑径向设置在输入轴572的径向外侧的轴承592。在2-1油路618的轴向相对侧上，密封圈626装配在输入轴572的外周表面上。由于装配在输入轴572上的密封圈626具有比较小的直径，旋转时密封圈626产生相对于输入轴572的较小量的摩擦。 

除了由油路618、620、623、624和625组成的润滑油路以外，输入轴572具有第一工作油路627、第二工作油路628等。第一工作油路627在输入轴572的轴向方向上平行于2-3油路622延伸，并且如同2-3油路622，第一工作油路627一端在输入轴572的中间轴580的一侧的端面中开口。因而，2-3油路622和第一工作油路627能够同时形成。第一工作油路627的开口端用球628密封。第二工作油路628一端在第一离合器C1的离合器活塞630的后面形成的油室632中开口。 

可旋转地装配在变速器输入轴572中的中间轴580具有轴向润滑通道634，轴向润滑通道634的一端与2-3油路622相对，并且中间轴580进一步具有多个径向润滑通道636，径向润滑通道636与轴向润滑通道634相通，并且在中间轴580的外周表面中开口。润滑油通过1-1油路594、1-2油路596、1-3油路598、油孔617、2-1油路618、2-3油路622、轴向润滑通道634和多个径向润滑通道636供给到自动变速器20的部件。 

接着，将详细描述在图18中所示的驱动系统10的一部分。第一壳体12a具有大致柱形，第一壳体12a的容纳动力分配机构16的部分具有大致恒定外径，而第一壳体12a的容纳第一电动机M1的部分具有在朝向发动机8的轴向方向(在图8中可见的左侧方向)上增大的外径。第一壳体12a在相对的轴向端处开口，并且具有在动力分配机构16和第一电动机M1之间作为整体部件形成的上述第一支撑壁642。第一支撑壁642包括以圆形盘的形式大致垂直于差动机构输入轴14的径向壁部分642a、从径向壁部分642a的径向内端在朝向第一行星齿轮组24的轴向方向上延伸的柱形部分642b、和从径向壁部分642a的径向内端在朝向第一电动机M1的 轴向方向上延伸的突起部分642c。柱形部分642b具有在轴向方向上贯通形成的中央通孔643。第一支撑壁642将第一壳体12a的内部划分为位于发动机8一侧并且容纳第一电动机M1的第一容纳室644、和容纳动力分配机构16的第二容纳室646。第一电动机M1在图18可见的右侧方向上安装到第一容纳室644中，而动力分配机构16在左侧方向上安装到第二容纳室646中。 

第一壳体12a具有在差动机构的输入轴14的朝向发动机8的轴向方向上延伸的突起部分648，使得第一容纳室644具有大致恒定的直径。唇形板650固定到第一壳体12a，使得径向外端部的端面与突起部分648的端面保持抵接接触。 

第一电动机M1由定子652、转子654和与转子654一体形成的转子支撑轴(转子的轮毂)656组成。第一支撑壁642用作支撑部件。即，转子支撑轴656一端部由第一支撑壁642的突起部分642c(是第一壳体12a的一部分)经由轴承658可旋转地支撑着。转子支撑轴656的另一端由第一壳体12a经由用作第三支撑装置的轴承660和固定到第一壳体12a的盖板650可旋转地支撑。 

第一太阳轮S1具有一体形成的太阳轮轴662，太阳轮轴662具有的端部延伸通过上述通孔643进入到转子支撑轴656的第一支撑壁642一侧上的端部。变速器输入轴14与第一壳体12a同轴地延伸通过转子支撑轴656和太阳轮轴662，使得变速器输入轴14可相对于转子支撑轴656和太阳轮轴662旋转。输入轴14的一端固定到第一行星轮架CA1，使得发动机8(未示出)的输出通过输入轴14传递到第一行星轮架CA1。 

在第一行星齿轮组24的第一齿圈R1的第二单元570一侧上的轴向端部的内周表面上，有固定的环形板664，环形板664在轴向方向上不能移动，并且不能相对于齿圈R1旋转。该环形板664在差动机构输入轴14的径向方向上延伸。第一行星齿轮组24具有输出轴666(是动力分配机构16的输出轴)，输出轴666具有朝着第二单元570轴向延伸的轴部分666a、和从轴部分666a的第一行星齿轮组24一侧的端部径向延伸的凸缘部分666b。凸缘部分666b固定到环形板664，并且输出轴666和环形板 654作为一个单元旋转。输出轴666用作图1所示的传动部件18。切换离合器C0设置在第一支撑壁642和第一行星齿轮组24之间，而切换制动器B0设置在第一行星齿轮组24的径向外侧。 

第二电动机M2由上述的定子585、转子668和与转子668一起旋转的上述转子支撑轴590组成。设置在第二电动机M2和第二壳体12b(第一壳体12a)的开口端之间的上述第二支撑壁576具有中央通孔672。第二支撑壁576具有突起部分576a，突起部分576a位于定子585的线圈585a的径向内侧并且在朝着转子668的轴向方向上延伸。与突起部分576a的内周表面抵接接触设置轴承674。 

第二支撑壁576还具有与第二壳体12b的阶梯状部分保持抵接接触的肩部。即，第二支撑壁576具有与作为第二壳体12b的内周表面的轴向部分的第二抵接面676保持抵接接触的外周表面，该第二壳体12b的内周表面的轴向部分更靠近第二壳体12b的开口端并且在上述第一抵接面582的径向外侧。在第二支撑壁576用螺钉574固定到第二壳体12b之前，第二支撑壁576的外周表面可在第二抵接面676上滑动。第二支撑壁576的径向外柱形部分的第二电动机M2一侧上的轴向端具有端面。该端面与第二壳体12b的从第二抵接面676的第二电动机M2一侧的一端径向向内延伸的第二径向面678保持抵接接触。因而，第二支撑壁576以相对于第二壳体12b的较高的轴向和径向定位精度装配在第二壳体12b中，且第二支撑壁576的外周表面和端面与第二壳体12b的第二抵接面676和第二径向面678保持抵接接触。 

转子支撑轴590的一端部由第二支撑壁576经由上述轴承674支撑着。另一方面，转子支撑轴590的第二支撑壁576一侧的端部经由设置在轴承674的径向内侧并且用作第四支撑装置的轴承680支撑变速器输入轴572。即，变速器输入轴572的第二支撑壁576一侧的端部由第二支撑壁572经由轴承680、转子支撑轴590和轴承674支撑。由于第二支撑壁576精确地定位在径向方向上，输入轴572的第二支撑壁572一侧的端部也精确定位在径向方向上。进一步，输入轴的其它端部由精确定位在径向方向上的第三支撑壁578支撑，使得输入轴572的其它端部也精确定位在径向 方向上。因而，输入轴572精确定位在径向方向上。 

输入轴572延伸通过上述通孔672进入到第一单元640，并且在对应于通孔672的轴向位置处键槽连接到第一行星齿轮组24的输出轴666。由于输出轴666用作图1所示的传动部件，输入轴72用作第二输入轴。上述2-5油路624形成为在径向方向上延伸使得2-5油路625的一端与2-2油路620保持相通，而另一端开口到装配在输入轴572的外周表面上的轴承680。通过2-2油路620供给2-5油路624的润滑油供应到轴承680和位于轴承680的径向外侧的轴承674。 

变速器输入轴572的第一单元640一侧的端部延伸进入差动机构输入轴14的第二单元570一侧的端部，而差动机构输入轴14的第二单元570一侧的端部由变速器输入轴572经由设置第一太阳轮S1的径向内侧并且置于输入轴14和输入轴572之间的轴瓦681支撑。轴瓦681用作第二支撑支撑装置。由于输入轴572由第二壳体12b经由轴承680、转子支撑轴590、轴承674和第二支撑壁576支撑，输入轴14的第二单元570一侧的端部由第二壳体12b经由那些部件681、572、680、590、674和576支撑。此外，差动机构输入轴14由转子支撑轴656经由置于转子支撑轴656的盖板650一侧(即，远离变速器输入轴572)的端部内周表面与输入轴14之间的轴承682支撑。该轴承682用作第一支撑装置。由于转子支撑轴656由第一壳体12a经由轴承660和盖板650支撑，输入轴14由第一壳体12a经由上述部件682、656、660和650支撑。因而，差动机构输入轴14在彼此间隔开比较大的距离的两个轴向位置处由壳体12支撑，使得输入轴14精确地定位在径向方向上。进一步，如上所述，由于差动机构输入轴14的一端由变速器输入轴572支撑，差动机构输入轴14和变速器输入轴572彼此精确地同轴对齐。 

差动机构输入轴14具有同轴形成并且一端开口到在变速器输入轴572中形成的2-2油路620的3-1油路683、和一端与3-1油路684相通并且另一端在输入轴14的装配有轴承682的外周表面的部分中开口的3-2油路684。润滑油通过2-2油路620供给到3-1油路683以润滑轴承682、660。注意，轴瓦681也用作润滑密封，以在不提供专用密封的情况下确保润滑 油从2-2油路620供给到3-1油路683的足够供应量。 

图20是图18所示的动力分配机构16部分的放大视图。第一太阳轮S1由差动机构输入轴14经由置于第一太阳轮S1和输入轴14之间的轴瓦686支撑。如上所述，与第一太阳轮S1一体形成的太阳轮轴662的其它端部延伸进入转子支撑轴656，并且经由键槽(键槽连接部分)688键槽连接到转子支撑轴656，使得转子支撑轴656和太阳轮轴662作为一个单元旋转。轴瓦690置于输入轴14和太阳轮轴662的设置有键槽688的轴向部分的内周表面之间。太阳轮轴662的键槽688一侧的端部经由轴瓦690由差动机构输入轴14支撑。因而，第一太阳轮S1和与第一太阳轮S1一体形成的太阳轮轴662在两个轴向位置处经由轴瓦686、690由输入轴14支撑。如上所述由于输入轴14精确地定位在径向方向上，第一太阳轮S1和太阳轮轴662也精确地定位在径向方向上。 

切换离合器C0包括安装在第一支撑壁642的柱形部分642b上的离合器缸692、容纳在离合器缸692中的离合器活塞694和通过离合器活塞694而彼此相抵受压以彼此摩擦接触的多个压力片696和多个摩擦片698。离合器缸692包括平行于第一支撑壁642的径向壁部分642a延伸的底部部分692a、从底部部分692a的径向内端轴向延伸并且装配在第一支撑壁642的柱形部分642b上的径向内柱形部分692b、和从底部部分6892a的径向外端轴向延伸的径向外柱形部分642c。离合器缸692和容纳在离合器缸692中的离合器活塞694彼此协调限定之间的油室700。 

太阳轮轴662包括朝向离合器缸692的径向内柱形部分692b径向延伸的径向突起部分662a。径向突起部分662a具有位于第一太阳轮S1的径向外侧并且用焊接部702焊接到切换离合器C0的离合器缸692的径向内柱形部分692b的内周表面的外周表面。因而，与太阳轮轴662一体形成的第一太阳轮S1和离合器缸692彼此一体形成。如上所示，由于第一太阳轮S1和太阳轮轴692精确地定位在径向方向上，离合器缸692也精确地定位在径向方向上。 

推力轴承704设置在太阳轮轴662的径向突起部分662a的侧面和第一支撑壁642与径向突起部分662a相对的柱形部分642b的端面之间。在朝 向第一电动机M1的轴向方向上作用在第一太阳轮S1上的推力由第一支撑壁642通过推力轴承704承受。由于太阳轮轴662和转子支撑轴656通过键槽连接部分688连接在一起，在朝向第一电动机M1的轴向方向上作用在第一太阳轮S1上的推力没有传递到转子支撑轴656。在相反轴向方向上作用在第一太阳轮S1上的推力通过置于第一太阳轮S1的侧面和第一行星轮架CA1的侧面之间的推力轴承706由与第一行星轮架CA1一体的差动机构输入轴14承受。 

多个压力片696键槽连接到离合器缸692的径向外柱形部分6920c的内周表面。固定圈708在离合器缸692和最靠近开口端的压力片696之间的轴向位置处固定地装配在径向外柱形部分692c的内周表面中。另一方面，相对于压力片696交替设置的多个摩擦片698键槽连接到离合器盘毂710的外周表面，离合器盘毂710在朝向离合器活塞694的轴向方向上从第一行星轮架CA1的径向外端延伸。径向延伸弹簧保持板712在对应于离合器缸692开口端部分的轴向位置处装配在离合器缸692的径向内柱形部分692b的外周表面上，离合器缸692开口端部分位于离合器盘毂710的径向内侧。弹簧保持板712在朝向第一行星齿轮组24的轴向方向上不能移动。回位弹簧714置于弹簧保持板712和离合器活塞694之间。 

第一支撑壁642具有用于将工作油供应到如上述构造的切换离合器C0油室700的油路系统。即，第一支撑壁642的径向壁部分642a具有第一径向油孔716，并且第一支撑壁642的柱形部分642b具有一端与第一径向油孔716相通的轴向油孔718、和一端与轴向油孔718相通并且另一端在柱形部分642b的外周表面中开口的第二径向油路720。离合器缸692的径向内柱形部分692b具有用于第二径向油孔720450和油室700之间连通的第三径向油孔722。在本实施例中，太阳轮轴662延伸通过第一支撑壁642的柱形部分642b，并且在远离第一太阳轮S1的轴向方向上从柱形部分642b突起，并且太阳轮轴662和转子支撑轴656通过位于轴承658(靠近柱形部分642b设置)的径向内侧的键槽688连接在一起，使得与转子支撑轴656延伸进入柱形部分642b并且转子支撑轴656和太阳轮轴662在柱形部分642b的径向内侧连接在一起的情况相比，柱形部分642b的要求壁 厚(在径向方向上)能够变小。因而，能够比较容易地制造轴向油孔718和第二径向油孔720。 

制动器毂724由固定装配在离合器缸692的径向外柱形部分692c的外周表面上的径向内柱形部分724a、从径向内柱形部分724a的远离第一支撑壁642的轴向端径向延伸的连接部分724b、和在与径向内柱形部分724a从连接部分724b延伸的方向相反的轴向方向上从连接部分724b径向外端延伸的径向外柱形部分724c构成。径向内柱形部分724a焊接到离合器缸692的径向外柱形部分692c，使得制动器毂724固定在适合的位置，并且与离合器缸692一起旋转。 

切换制动器B0包括上述制动器毂724、容纳在第一壳体12a中的制动缸726、容纳在制动缸726中的制动缸活塞728和通过制动缸活塞728而受压相抵以彼此摩擦接触的多个压力片730和多个摩擦片732。 

第一支撑壁372的径向壁部分642a具有朝向切换制动器B0延伸的厚壁的径向外部分，并且第一壳体12a的内周表面具有形成在径向壁部分642a的切换制动器B0一侧的端面和制动缸726的第一支撑壁642一侧的端面之间的键槽齿734。多个压力片730键槽连接到键槽齿734。柱形间隔部件736置于最靠近第一支撑壁642的压力片730和第一支撑壁642之间。另一方面，多个摩擦片732键槽连接到制动器毂724的径向外柱形部分724c的外周表面。 

制动缸728与键槽齿734的端面保持抵接接触，并且因而防止其在相反轴向方向中一个方向上移动，并且由固定到第一壳体12a的固定圈738防止其在其它轴向方向上移动。制动缸728的开口端设置有径向延伸的弹簧保持板740，弹簧保持板740在朝着第一支撑壁642的轴向方向上不能移动。回位弹簧742置于弹簧保持板740和制动缸活塞728之间。 

形成在变速器输入轴572中的2-6油路625的一端在对应于输入轴14的固定到第一行星轮架CA1的一端的轴向位置处在变速器输入轴572的外周表面中开口，并且另一端与2-2油路620保持相通。3-3油路744形成为从输入轴14的固定到第一行星轮架CA1的端部到第一行星轮架CA1。该3-3油路744的一端与2-6油路625对齐地开口在输入轴14的内周表面 中。装配在第一行星轮架CA1的小齿轮轴746具有4-1油路748、4-2油路750和4-3油路752。4-1油路748形成为在小齿轮轴74的径向方向上延伸，并且一端与3-3油路744保持相通。4-2油路750贯通小齿轮轴746与其同轴形成，并且一端与4-1油路748保持相通。4-3油路752的一端与4-2油路750保持相通，而另一端在置于小齿轮轴746和第一行星齿轮P1之间的两个滚针轴承754、756之间开口。润滑油通过2-6油路625、4-1油路728、4-2油路750和4-3油路752供应到以第一行星齿轮组24为形式的差动机构。输入轴14在轴瓦681的相应轴向相对侧上的相应轴向位置处具有与其同轴形成的3-4油路758和3-5油路760。润滑油还通过3-4油路758、3-5油路760供应到第一行星齿轮组14。已经润滑第一行星齿轮组24的润滑油用来润滑设置在第一行星齿轮组24的径向外侧的切换制动器B0的压力片730和摩擦片732。 

在本实施例中，差动机构输入轴14由第一电动机M1的转子支撑轴656和作为不同于转子支撑轴656的部件的变速器输入轴572支撑，使得能够增大差动机构输入轴14的支撑的跨度。因而，输入轴14以较高的定位精度支撑着。进一步，差动机构输入轴14由变速器输入轴572经由轴瓦681支撑着，使得差动机构输入轴14和变速器输入轴572彼此以高精度径向对齐。 

尽管以上已经参照附图描述优选实施例，可以理解到本发明可以用各种变化和修改来体现。 

在上述的图示的实施例中，动力分配机构16选择性置于差动状态和非差动状态中的一个状态，使得驱动系统10在其中驱动系统作为电控无级变速器工作的无级变速状态和其中驱动系统作为有级变速器工作的有级变速状态之间切换。然而，无级变速状态和有级变速状态之间的切换是动力分配机构16的差动状态和非差动状态之间切换的一种形式。例如，即使动力分配机构16置于差动状态中，动力分配机构16也可以作为变速比有级变化的有级变速器工作。换言之，驱动系统10(动力分配机构16)的差动状态和非差动状态不必分别对应于无级变速状态和有级变速状态，并且驱动系统10不必在无级变速状态和有级变速状态之间切换。 

在所图示的实施例中的动力分配机构16中，第一行星轮架CA1固定到发动机8，并且第一太阳轮S1固定到第一电动机M2，而第一齿圈R1固定到传动部件18。然而，这种布置不是必须的。发动机8、第一电动机M1和传动部件18可以固定到从第一行星齿轮组24的三个元件CA1、S1和R1中选择的任何其它元件。 

尽管在图示的实施例中发动机8直接固定到差动机构输入轴14，但是发动机8可以可操作地通过诸如齿轮和带的任何适合部件连接到输入轴14，并且不必与输入轴14同轴设置。 

在图示的实施例中，第一电动机M1和第二电动机M2与输入轴14同轴设置，并且第一电动机M1连接第一太阳轮S1，而第二电动机M2连接传动部件18。然而，这种布置不是必须的。例如，第一和第二电动机M1和M2可以可操作地通过齿轮或者带分别连接到第一太阳轮S1和传动部件18。 

尽管在图示的实施例中动力分配机构16设置有以切换离合器C0和切换制动器B0为形式的差动限制装置，动力分配机构16可以设置有仅仅一个或者不设置切换离合器C0和制动器B0。尽管切换离合器C0设置来选择性将第一太阳轮S1和第一行星轮架CA1彼此连接，切换离合器C0也可以设置来选择性将第一太阳轮S1和第一齿圈R1彼此连接，或者选择性连接第一行星轮架CA1和第一齿圈R1。即，切换离合器C0可以布置成连接第一行星齿轮组24的三个元件中任何两个元件。 

尽管在图示实施例的驱动系统10中，啮合切换离合器C0来建立空档档位N，但不必一定啮合切换离合器C0来建立空档档位。 

在图示实施例中用作切换离合器C0、切换制动器B0等的摩擦连接装置可以用诸如磁粉离合器、电磁离合器和啮合型犬牙式离合器的磁粉式、电磁式或者机械式的耦合装置。在摩擦连接转子是湿式多片型时，可以提供用于取消离心液压压力的取消装置。 

根据图示实施例的驱动系统10是用于其中驱动轮38能够不仅由发动机8驱动而且由第一电动机或者第二电动机M2驱动的混合动力车辆的驱动系统。然而，本发明的原理可以应用到其中动力分配机构16在混合动 力控制模式不工作的并且仅仅用作无级变速器(所谓“电气CVT”)的车辆驱动系统中。 

在图示实施例中，动力分配机构16可以用具有小齿轮和一对锥形齿轮的差动齿轮装置代替，其中锥形齿轮啮合小齿轮，并且可操作地连接到第一和第二电动机M1、M2或者连接到传动部件18。 

尽管在图示的实施例中的动力分配机构16由一个行星齿轮组构成，动力分配机构16可以由协调用作当置于固定变速比变速状态时具有三个或者多个档位的变速器的两个或者多个行星齿轮组构成。 

在图示实施例中，具有三个行星齿轮组26、28、30的自动变速器20设置为第二齿轮装置或者传动装置。然而，第二齿轮装置可以是如在上述专利文献1中公开的具有一个行星齿轮组的减速机构，或者传动装置不必构造成执行变速动作。在第二齿轮装置是自动变速器的情况下，自动变速器的构造不限于图示实施例的细节，尤其不限于行星齿轮组的个数、变速位置的个数和离合器C和制动器B与行星齿轮组的元件的选择连接。 

在图示的实施例中，有级自动变速器20置于传递部件18(是动力分配机构16的输出部件)和驱动轮38之间的传动部中。然而，有级变速器20可以用诸如无级变速器(CVT)的其它类型的传动装置代替，并且不是必须提供的。在提供无级变速器(CVT)的情况下，当动力分配机构16置于固定变速比变速状态时，驱动系统作为整体置于有级变速状态。在有级变速状态下，驱动力主要通过机械传动路径，不使用电路来传递。无级变速器可以布置成执行变速动作以建立对应于有级变速器的变速位置并且存储在存储器中多个变速比中选定的一个。有级自动变速器的构造不限于图示实施例的细节，尤其是不限于行星齿轮组的个数、变速位置的个数和离合器C和制动器B与行星齿轮组的元件的选择连接。 

在图14和图15的图示第二实施例中，用作支撑部件的第一支撑壁372与壳体12一体形成。然而，也可以第一支撑壁372与壳体12分开形成，并且通过螺栓或者其它紧固装置固定到壳体12。 

图示实施例中的自动变速器20包括设置在传动部件18和输出轴22之间的三个行星齿轮组26、28和30。然而，自动变速器的构造不限于图示 实施例的细节，尤其是不限于不限于图示实施例的细节，尤其是不限于行星齿轮组的个数、变速位置的个数和离合器C和制动器B与行星齿轮组的元件的选择连接。进一步，自动变速器20可以用如在上述专利文献1中公开的包括一个行星齿轮组的减速机构代替。驱动系统不是必须设置有任何自动变速器或者减速机构。 

在图18-20的图示的第四实施例中，第一支撑壁642与壳体12一体形成，而第二支撑壁576和第三支撑壁578与壳体12分开形成，并且通过螺栓574、584固定到壳体21中。然而，也可以第一支撑壁642与壳体12分开形成，并且用螺栓或者其它紧固装置固定到壳体12，和/或者第二支撑壁576或者第三支撑壁578与壳体12一体形成。 

可以理解到，上述实施例是用于图示本发明，并且本发明可以体现在本技术领域的技术人员可以想到的各种其它变化和修改中。 

Claims (9)

1.一种车辆驱动系统(10)，包括第一电动机(M1)、第一齿轮装置(16)、第二电动机(M2)以及第二齿轮装置(20)，其特征在于：

所述第一电动机(M1)、所述第一齿轮装置(16)以及容纳所述第一电动机和所述第一齿轮装置的第一壳体(12a)构成第一单元(70)，而所述第二电动机(M2)、所述第二齿轮装置(20)以及容纳所述第二电动机和所述第二齿轮装置的第二壳体(12b)构成第二单元(100)；并且

所述第一齿轮装置(16)具有输出轴(96)，并且所述第二齿轮装置(20)具有与所述第一齿轮装置的所述输出轴连接的输入轴(104)，由此能够在所述第一单元与所述第二单元之间传递驱动力；

其中，所述第一单元和所述第二单元为独立准备的。

2.根据权利要求1所述的车辆驱动系统，其中，所述第一电动机(M1)、所述第一齿轮装置(16)、所述第二电动机(M2)以及所述第二齿轮装置(20)以上述顺序布置，

其中，所述第二齿轮装置(20)具有输入轴(104)，所述输入轴由设置在所述第二电动机(M2)与所述第二齿轮装置(20)之间的支撑壁(106)可旋转地支撑，并且所述输入轴在延伸通过所述第二电动机的转子支撑轴(116)的同时由所述转子支撑轴支撑，所述输入轴具有从所述第二电动机延伸进入所述第一齿轮装置(16)的轴向延伸部(104a)，在所述延伸部，所述输入轴连接到所述第一齿轮装置的输出轴(96)。

3.根据权利要求2所述的车辆驱动系统，其中，所述第一齿轮装置的所述输出轴和所述第二齿轮装置的所述输入轴彼此连接，由此能够在所述第一单元与所述第二单元之间传递驱动力。

4.根据权利要求1或3所述的车辆驱动系统，其特征在于：所述第一齿轮装置(16)的所述输出轴(96)和所述第二齿轮装置(20)的所述输入轴(104)通过相互键槽耦合而彼此连接。

5.根据权利要求4所述的车辆驱动系统，其特征在于：所述第一齿轮装置的所述输出轴具有形成在其内周表面上的键槽齿(96c)，并且所述第二齿轮装置的所述输入轴具有形成在其外周表面上的键槽齿(104b)，所述第一齿轮装置的所述输出轴的所述键槽齿与所述第二齿轮装置的所述输入轴的所述键槽齿彼此保持啮合配合。

6.根据权利要求3所述的车辆驱动系统，其特征在于：所述支撑壁(106)具有与所述第二单元(100)的壳体(12b)的内周表面(108)保持抵接接触的外周表面，并且所述第二电动机的所述转子支撑轴(116)由所述支撑壁可旋转地支撑。

7.根据权利要求6所述的车辆驱动系统，其特征在于：另一支撑壁(122)设置在所述第二电动机的远离所述支撑壁(106)的一侧上，并且所述另一支撑壁具有与所述第二单元(100)的所述壳体(12b)的内周表面(123)保持抵接接触的外周表面，所述第二电动机的所述转子支撑轴由所述另一支撑壁可旋转地支撑。

8.根据权利要求1至3中任一项所述的车辆驱动系统，其特征在于：

所述第一电动机的转子支撑轴(86)与所述第一齿轮装置(16)的输入轴(92)彼此连接以作为一个单元旋转，

所述车辆驱动系统进一步包括输入轴(14)，所述输入轴设置在所述第一电动机的所述转子支撑轴(86)以及所述第一齿轮装置的所述输入轴(92)的径向内侧，并且所述输入轴相对于所述第一电动机的所述转子支撑轴以及所述第一齿轮装置的所述输入轴可旋转地支撑。

9.根据权利要求1至3中任一项所述的车辆驱动系统，其特征在于：所述第一电动机具有转子支撑轴(86)，所述转子支撑轴的一端由所述车辆驱动系统的壳体(12a)的壁部分(72)支撑，所述转子支撑轴的另一端由固定到所述壳体的盖板(80)支撑，以便关闭所述壳体远离所述壁部分的开口端。

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