CN101031445B - 用于车辆的驱动装置 - Google Patents

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Abstract

本发明提供了一种可获得最小化的车辆驱动装置。通过第一行星齿轮组(差速装置)(24)将驱动动力源的输出分配到第一电动机(M1)和传动部件(18)，并且开关离合器(C0)和开关制动器(B0)可操作用来选择性地将第一行星齿轮组(24)置于用作电力无级变速器的差速状态和锁定状态，所述第一行星齿轮组(24)及所述开关离合器(C0)和开关制动器(B0)被布置在第一电动机(M1)和第二电动机(M2)之间。这使得动力传动状态在宽档区内执行。另外，因为第一行星齿轮组(24)在发动机的高输出区域下被设定为锁定状态，以将发动机的输出主要通过机械动力传输路径传送到驱动轮，所以可以减少由第一电动机(M1)承担的电动反作用力，使得第一电动机(M1)最小化。进一步，两个电动机(M1)和(M2)之间的空隙被用来作为容纳第一行星齿轮组(24)、开关离合器(C0)和开关制动器(B0)的空间，从而使驱动装置(10)最小化。

Description

用于车辆的驱动装置
技术领域
本发明涉及用于车辆的驱动装置，更具体地，涉及使得驱动装置最小化的技术。
背景技术
用于车辆的驱动装置迄今已知为包括：差速装置，通过所述差速装置，例如发动机等的驱动动力源的输出被分配到第一电动机和传动部件，通过该传动部件，其输出被机械地传送到驱动装置的输出轴；和第二电动机，所述第二电动机位于传动部件和驱动轮之间。专利文献1公开的一种驱动装置包括具有差速作用、作为差速装置的行星齿轮组，通过该差速装置，发动机输送的动力的大部分被机械地传送到驱动轮，同时使得来自发动机的动力的剩余部分利用电气路径从第一电动机用电力传送到第二电动机。从而，车辆可以在发动机保持最佳运行状态下运转，使得油耗改善。[专利文献1]公开号为2003-191759的未审查的日本专利申请[专利文献2]公开号为2003-191761的未审查的日本专利申请[专利文献3]公开号为2003-336725的未审查的日本专利申请
该常规的用于车辆的驱动装置包括电气路径，用于将电能从第一电动机输送到第二电动机，即，传动路径，车辆的驱动力的一部分通过该传动路径以电能形式传送。因此，随着在高输出下运转的发动机的发展，第一电动机在结构上需要有大尺寸。另外，产生了增大以第一电动机输出的电能驱动的第二电动机的尺寸的需求。因此，驱动装置在结构上具有大尺寸产生了问题。
本发明以如上所述的情况为理由做出，并且其目的为提供一种可以在结构上最小化的用于车辆的驱动装置。
发明内容
作为致力于解决上述问题的多方面研究的结果，本发明人发现了各种各样的问题。即，在发动机输出相对较小的通常使用的输出区域中，第一电动机和第二电动机不需要具有增加得很多的尺寸。在像高输出运转区域的发动机的高输出区域中，即，例如，发动机保持在最大输出区域下，第一电动机和第二电动机需要具有增加的尺寸及容量或输出，以适应所需的输出。因此，结果是，在发动机在如此高输出区域中运转的情形下，如果发动机的输出主要通过机械动力传输路径传送到驱动轮，第一电动机和第二电动机的结构可以最小化，而且用于车辆的驱动装置的结构可以紧凑。本发明基于上述发现完成。
根据本发明的用于车辆的驱动装置包括：用于车辆的驱动装置具有差速装置，驱动动力源的输出通过该差速装置被分配到第一电动机和传动部件；以及布置于该传动部件和驱动轮之间的第二电动机，该驱动装置还包括(i)差速作用限制装置，其用于选择性地将差速装置在差速状态和锁定状态之间切换；(ii)以及所述差速装置和所述差速作用限制装置被布置在第一电动机和第二电动机之间；(iii)所述差速作用限制装置包括制动器，该制动器包括多个摩擦盘和用于压迫该多个摩擦盘彼此连接的活塞，该制动器用来将形成所述差速装置的旋转部件连接到非旋转部件；及(iv)箱体，其包括用于容纳所述第一电动机和所述差速装置的第一箱体和用于容纳所述第二电动机的第二箱体，以及支撑壁，所述支撑壁设置在箱体中以将该箱体内部分隔为多个腔室，所述支撑壁包括基本垂直于驱动装置输入轴的垂直部分，并且在所述支撑壁的垂直部分的外圆周周缘端部具有朝着制动器延伸的厚壁。其中当所述活塞朝着所述支撑壁的厚壁移动时，所述活塞和所述厚壁对所述多个摩擦盘施压到连接状态中。
根据本发明，差速作用限制装置使得用于车辆的驱动装置的差速装置选择性地置于差速状态以用作电动无级变速器和使得差速装置变得不运转的锁定状态。这使得动力传动状态能在宽档区内执行。另外，如果差速装置置于锁定状态，例如，高输出运转，差速装置被运转以用作动力传输装置，以在位于车辆的低/中速度运转和低/中输出运转区域下电动地改变变速比。这使得第一电动机产生电能的最大值，即，换句话说，从第一电动机传送的电能，要随着电动机的总体最小化而最小化。而且，两个发动机之间的空隙有效地利用为用于容纳差速装置和差速作用限制装置的空间。从而，驱动装置可以在结构上最小化。
在这样的布置下，制动器允许用于车辆的驱动装置中的差速装置被选择性地放置在差速状态以用作电动无级变速器，和致使差速装置不起作用的锁定状态。这使得动力传动状态可以在宽档区内执行。另外，如果差速装置被置于高输出运转的锁定状态，差速装置操作作为动力传输装置，以在位于车辆的低/中速度运转和低/中输出运转区域下电动地改变变速比。这使得电动机产生的电能达到最大值，即，换句话说，从电动机传送的电能达到最小化，带来的结果是电动机或包含这样的电动机的驱动装置得到最小化。
箱体被分隔为多个腔室的所述分隔壁，还被用作压迫制动器的多个摩擦盘的部件。因此，无需为压迫多个摩擦盘而设置单独的部件，因此使驱动装置在轴向尺寸上缩短。
优选地，上述的用于车辆的驱动装置通过下述特征限定：(i)其中所述支撑壁可旋转地支撑第一电动机转子，(ii)所述差速装置包括三个旋转部件，该三个旋转部件具有连接到所述驱动动力源的第一旋转部件，连接到所述第一电动机的第二旋转部件，以及连接到所述传动部件的第三旋转部件，(iii)所述差速作用限制装置包括离合器，通过该离合器，三个旋转部件中的两个旋转部件彼此连接，及(iv)所述离合器被放置在所述支撑壁的与第一电动机相对的一侧。
优选地，上述的用于车辆的驱动装置还可以通过下述特征限定：(i)所述差速装置包括三个旋转部件，该三个旋转部件具有连接到所述驱动动力源的第一旋转部件，连接到所述第一电动机的第二旋转部件，以及连接到所述传动部件的第三旋转部件；(ii)所述差速作用限制装置为制动器，通过该制动器，所述第二旋转部件连接到非旋转部件，及(iii)所述制动器被放置在所述差速装置的径向朝外区域中。
优选地，上述的用于车辆的驱动装置还可以通过下述特征限定：(i)所述差速装置包括三个旋转部件，该三个旋转部件具有连接到所述驱动动力源的第一旋转部件，连接到所述第一电动机的第二旋转部件，以及连接到所述传动部件的第三旋转部件，(ii)所述差速作用限制装置包括离合器，通过该离合器，三个旋转部件中的两个旋转部件彼此连接；以及制动器，通过该制动器，第二旋转部件连接到非旋转部件；及(iii)所述离合器和制动器都为液压型摩擦连接装置。
因此，在离合器和制动器为液压型摩擦连接装置的情况下，提供液压通道的需求产生，该液压通道用于将致动油从液压控制回路供给到离合器和制动器。在该情况下，如果离合器和制动器彼此分离放置，至少它们其中一个变得远离液压控制回路，因为担心在布置液压通道时遇到困难。根据本发明，离合器和制动器都被布置在两个电动机之间，提供了完成液压通道布置的容易性。
优选地，上述的用于车辆的驱动装置通过下述特征限定：进一步包括齿轮装置，该齿轮装置包括布置在第二电动机和驱动轮之间的液压型摩擦连接装置。在该情况下，该齿轮装置包括离合器和制动器，液压型摩擦连接装置用作差速装置，并且液压型摩擦连接装置放置在与第二发动机相比更靠近驱动轮的区域。因此，在布置从液压控制回路延伸到多个液压型摩擦连接装置的液压通道时，产生了特殊问题。然而，在图解的实施例中，离合器和制动器都放置在两个电动机之间，它们可以放置在离齿轮装置的液压型摩擦连接装置相对近的距离处，提供了完成液压通道的布置的容易性。
优选地，上述的用于车辆的驱动装置通过下述特征限定：所述制动器被放置在差速装置的径向朝外区域中。由于该布置，该差速装置的径向朝外区域可以利用为用于放置制动器的空间，使得所述驱动装置在轴向尺寸上缩短。
优选地，上述的用于车辆的驱动装置通过下述特征限定：所述支撑壁用于可旋转地支撑所述电动机。
优选地，上述的用于车辆的驱动装置的特征为，该制动器具有彼此啮合的多个摩擦盘和支撑所述多个摩擦盘的部分以使所述多个摩擦盘的部分彼此不相对旋转的毂部件，该制动器将形成差速装置的旋转部件连接到非旋转部件；(ii)离合器包括彼此啮合的多个摩擦盘，对多个摩擦盘施压的活塞，以及用于容纳所述活塞的缸部件，该缸部件可操作以使形成差速装置的旋转部件的至少两个旋转部件彼此连接，该至少两个旋转部件包括与制动器一起连接到非旋转部件的旋转部件；及(iii)离合器的缸部件和制动器的毂部件通过结合彼此成为一体。
由此，离合器和制动器使用于车辆的驱动装置中的差速装置能够选择性地置于运转用作电动无级变速器的差速状态，和致使差速装置不起作用的锁定状态。这使得动力传动状态可以在宽档区中执行。另外，如果差速装置被置于例如高输出运行的锁定状态，差速装置运转作为动力传输装置，以在位于车辆的低/中速度运转和低/中输出运转区域下电动地改变变速比。这使得电动机产生的电能达到最大值，即，换句话说，从电动机传送的电能达到最小化，带来的结果是电动机或包括这样的电动机的驱动装置的最小化。
进一步，离合器的缸部件和制动器的毂部件通过结合彼此成为一体。这使得组件的个数与常规技术中通常采用的情况相比减少，在常规技术中，为了阻止毂部件的轴向移动，推力轴承或者垫圈沿着毂部件的轴向放置在毂部件的两侧，并且布置一部件以防止毂部件与推力轴承或者垫圈发生相对地轴向移动。
优选地，上述的用于车辆的驱动装置通过下述特征限定：所述支撑壁包括油道，致动油通过该油道被供给到离合器的活塞。
优选地，上述的用于车辆的驱动装置通过下述特征限定：所述制动器被放置在差速装置的径向朝外区域中。由此，差速装置的径向朝外空间可以利用为用于放置制动器的空间，使得驱动装置在轴向的尺寸缩短。进一步，由于制动器放置在差速装置的径向朝外区域中，在利用推力轴承或垫圈将制动器的毂部件固定在轴向位置的情况下，推力轴承或垫圈被布置在具有高圆周速度的相对大的直径区域中。这引起产生耐久力的问题。然而，即使制动器放置在差速装置的径向朝外区域中，在上述制动器的毂部件被结合到离合器的缸部件的情况下，该耐久力问题没有出现。
优选地，上述的用于车辆的驱动装置通过下述特征限定：第二电动机被可操作连接到传动部件和驱动轮之间的动力传输路径；形成用作电动无级变速器的无级变速传动部分的差速装置和制动器，并且当制动器松开，该无级变速传动部分被置于可运转为电动无级变速器的差速状态，并且当制动器啮合，该无级变速传动部分的差速作用被置于锁定状态。
图1为根据本发明的第一实施例说明用于混合动力车辆的驱动装置的架构图。图2为操作表，其表示了图1中所示的实施例的可在无级换档状态或分级换档状态下运转的混合动力车辆的驱动装置的换档操作，与因之使用的液压型摩擦连接装置的操作组合之间的关系。图3为共线图，表示当图1中所示的实施例的用于混合动力车辆的驱动装置在分级换档状态下运转时，在每一个差速齿轮位置的旋转部件的相对转速。图4为表示切换到无级换档状态的动力分配机构的一个例子的图，该图与图3中所示的共线图中的动力分配机构部分对应。图5为表示通过开关离合器C0的啮合切换到分级换档状态的动力分配机构的状态图，该图与图3中所示的共线图的动力分配机构部分对应。图6为说明设置在图1中所示的实施例的驱动装置中的电子控制装置的输入和输出信号的图。图7为说明由图4中所示的电子控制装置执行的主要控制操作的功能框图。图8图示了一种预先存储的、由图7中所示的开关控制装置使用的关系图，该开关控制装置用于切换到无级控制区域或分级控制区域。图9表示一种预先存储的、由图7中所示的开关控制装置使用的关系图，其表示的关系不同于图8中所示的关系。图10为图示了作为手动可操作换档装置的换档操作装置46的例子的图。图11为图1中所示的驱动装置的局部截面图。图12为图11中所示的动力分配机构部分的放大图。
附图标记说明
8：发动机(驱动动力源)10：用于车辆的驱动装置18：传动部件20：自动变速器(齿轮装置)24：第一行星齿轮组(差速装置)38：驱动轮72：第一支撑壁(支撑部件)12：变速箱(非旋转部件)120：离合器缸(缸部件)136：制动器毂(毂部件)140：液压制动缸活塞142：压力盘(摩擦盘)144：从动盘S1：第一太阳轮(旋转部件)CA1：第一轮架(旋转部件)R1：第一齿圈(旋转部件)M1：第一电动机M2：第二电动机C0：开关离合器(液压型摩擦连接装置，差速作用限制装置)B0：开关制动器(液压型摩擦连接装置，差速作用限制装置)C1，C2，B1，B2，B3：液压型摩擦连接装置
具体实施方式
此后，将参照附图说明本发明的实施例。图1为说明根据本发明的一个实施例的用于混合动力车辆的驱动装置10的架构图。驱动装置10包括驱动装置输入轴14、动力分配机构16、自动变速器20和驱动装置输出轴22，上述四个部件都共轴地布置在作为固定到车体的非旋转部件的变速箱12(此后简称为“箱体12”)中。驱动装置输入轴14作为输入旋转部件被固定到箱体12上。动力分配机构16被直接地或通过未示出的脉动吸收减振器(振动减振装置)间接地连接到输入轴14。分级类型的自动变速器20被布置在动力分配机构16和驱动装置输出轴22之间以串联连接到那里。驱动装置输出轴22作为输出旋转部件被连接到自动变速器20。
该驱动装置10适用于横置FR车辆(发动机前置，后驱动车辆)，并且如图7中所示被布置在形式为发动机8的驱动动力源和一对驱动轮38之间，以通过差速齿轮装置36(最终速度减速器)和一对驱动轴将车辆驱动力传送到该一对驱动轮38。要注意的是，相对于其轴对称构造的驱动装置10的下半部分在图1中省略。
动力分配机构16为合成或分配输入到驱动装置输入轴14的发动机8的输出的机械机构。即，该动力分配机构将发动机8的输出分配到第一电动机M1和传动部件18，并且将发动机8和第一电动机M1的输出合成后输出到传动部件18。第二电动机M2可与传动部件18一体地旋转。第二电动机M2可以布置在从传动部件18延伸到驱动轮38的动力分配路径的任何位置。在本实施例中，第一电动机M1和第二电动机M2的每个都是也用作发电机的所谓电动机/发电机。第一电动机M1在产生作用力的同时至少应该作为发电机来产生电能，并且第二电动机M2至少应该作为电动机来产生车辆的驱动力。
动力分配机构16包括用作差速装置的第一行星齿轮组24、开关离合器C0和开关制动器B1。单级行星式的第一行星齿轮组24具有例如大约0.418的传动比ρ1。该第一行星齿轮组具有作为旋转部件的第一太阳轮S1、第一行星齿轮P1、第一轮架CA1，该第一轮架支撑第一行星齿轮P1以绕着该第一轮架的轴和第一太阳轮S1的轴旋转、以及第一齿圈R1，该第一齿圈通过第一行星齿轮P1与第一太阳轮S1啮合。用ZS1和ZR1分别表示第一太阳轮S 1和第一齿圈R1的齿数，用ZS1/ZR1表示上述传动比ρ1。
在动力分配机构16中，第一轮架CA1连接到驱动装置输入轴14，即，连接到发动机8，第一太阳轮S1连接到第一电动机M1，并且第一齿圈R1连接到传动部件18。开关制动器B0布置在第一太阳轮S1和箱体12之间，并且开关离合器C0布置在第一太阳轮S1和第一轮架CA1之间。在开关离合器C0和制动器B0都松开时，第一太阳轮S1、第一轮架CA1和第一齿圈R1被置于彼此相对可旋转的差速状态，来执行差速功能。因此，发动机8的输出被分配到第一电动机M1和传动部件18，分配到第一电动机M1的部分的输出用来产生动力，即，在那里产生电流。第二电动机M2被第一电动机M1产生的电能或存储的电能驱动旋转。从而，动力分配机构16被置于例如无级换档状态，在该状态中传动部件18的转速连续变化，与发动机8的转速无关。
即，动力分配机构16被置于差速状态，在该状态中速比γ0(驱动装置输入轴14的转速/传动部件18的转速)从最小值γ0min电动改变到最大值γ0max。例如该动力分配机构被置于差速状态，例如无级换档状态，以用作速比γ0从最小值γ0min连续变化到最大值γ0max的电动无级变速器。
在该状态中，在车辆通过发动机8的输出来运行的过程中，当第一太阳轮S1和第一轮架CA1通过开关离合器C0的啮合被一体啮合时，包括第一太阳轮S1、第一轮架CA1和第一齿圈R1的第一行星齿轮组24的旋转部件被置于锁定状态或非差速状态以作为整体单元来旋转。因此，发动机8和传动部件18的转速彼此一致，使得动力分配机构16被置于固定换档状态，用作具有固定速比γ0等于1的变速器。
然后，通过开关制动器B0而不是开关离合器C0的啮合，动力分配机构16被置于锁定状态或非差速状态，在该状态中第一太阳轮S1被置于非旋转状态，第一齿圈R1的转速高于第一轮架CA1的转速，所以动力分配机构16被置于固定换档状态，用作具有固定速比γ0小于1，例如大约0.7的增速变速器。
在如上所述的本实施例中，开关离合器C0和开关制动器B0选择性地将第一行星齿轮组24置于差速状态和锁定状态，用作限制或约束旋转部件的差速运转的差速作用限制装置。即，在差速状态(无级变速状态)中，第一行星齿轮组24用作电动控制的无级变速器，其换档比可以连续地变换。在锁定状态或固定换档状态，第一行星齿轮组24的无级换档操作被禁止并且其不可能用作电动控制的无级变速器，其换档比变化被锁定。因此，在锁定状态中，第一行星齿轮组24作为具有单档位或多档位的变速器运行。
自动变速器20包括多个行星齿轮组，即单级行星式第二行星齿轮组26、单级行星式第三行星齿轮组28和单级行星式第四行星齿轮组30。第二行星齿轮组26包括第二太阳轮S2、第二行星齿轮P2、第二轮架CA2，该第二轮架支撑第二行星齿轮P2以绕着该第二轮架的轴和第二太阳轮S2的轴旋转，以及第二齿圈R2，该第二齿圈通过第二行星齿轮P2与第二太阳轮S2啮合，并具有例如大约0.562的传动比ρ2。
第三行星齿轮组28包括第三太阳轮S3、第三行星齿轮P3、第三轮架CA3，该第三轮架支撑第三行星齿轮P3以绕着该第三轮架的轴和第三太阳轮S3的轴旋转，以及第三齿圈R3，该第三齿圈通过第三行星齿轮P3与第三太阳轮S3啮合，并具有例如大约0.425的传动比ρ3。第四行星齿轮组30包括第四太阳轮S4、第四行星齿轮P4、第四轮架CA4，该第四轮架支撑第四行星齿轮P4以绕着该第四轮架的轴和第四太阳轮S4的轴旋转，以及第四齿圈R4，该第四齿圈通过第四行星齿轮P4与第四太阳轮S4啮合，并具有例如大约0.421的传动比ρ4。
用ZS2、ZR2、ZS3、ZR3、ZS4和ZR4分别表示第二太阳轮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的齿数，用ZS2/ZR2、ZS3/ZR3和ZS4/ZR4分别表示上述传动比ρ2、ρ3和ρ4。
在自动变速器20中，彼此一体地固定为整体单元的第二太阳轮S2和第三太阳轮S3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选择性地固定到箱体12上。第二轮架CA2通过第二制动器B2选择性地连接到箱体12，并且第四齿圈R4通过第三制动器B3选择性地固定到变速箱体12。彼此一体地固定的第二齿圈R2、第三轮架CA3和第四轮架CA4被固定到输出轴22。彼此一体地固定的第三齿圈R3和第四太阳轮S4通过第一离合器C 1选择性地连接到传动部件18。
开关离合器C0、第一离合器C1、第二离合器C2、开关制动器B0、第一制动器B 1、第二制动器B2和第三制动器B3为在常规的车用自动变速器中使用的液压型摩擦连接装置。该摩擦连接装置包括湿式多片式离合器，在该湿式多片式离合器中，彼此叠置的多个摩擦盘通过液压致动器彼此挤压，或者包括带式制动器，在该带式制动器中，转鼓和缠绕在该转鼓外圆周表面的一条带或两条带由液压致动器在一端拉紧。离合器C0到C2和制动器B0到B3的每一个被选择性地啮合来连接在它们两侧布置的两个部件。因此，在第一实施例中，设置有第一离合器C1等的自动变速器20作为液压型摩擦连接装置与所需要的齿轮装置对应。
在因此构造的驱动装置10中，如图2的操作表中所示，通过开关离合器C0、第一离合器C1、第二离合器C2、开关制动器B0、第一制动器B1、第二制动器B2和第三制动器B3的啮合，选择性地确定第一档位(第一速度位置)到第五档位(第五速度位置)、倒车档位(向后驱动位置)和空档位之一。这些档位具有各自的呈几何级数变化的速比γ(输入轴速度NIN/输出轴速度NOUT)。
特别地，在该实施例中，由于开关离合器C0和制动器B0的构造，动力分配装置16可以选择性地置于，除了可运行为无级变速器的无级换档状态外，还可运行为具有一种或至少两种换档比的单级或多级变速器的固定换档状态。在驱动装置10中，分级变速器由自动变速器20和由于开关离合器C0或开关制动器B0的啮合而被置于固定换档状态的动力分配机构16构造而成。进一步，无级变速器由自动变速器20和由于没有开关离合器C0或开关制动器B0被啮合而被置于无级换档状态的动力分配机构16构造而成。
例如，当驱动装置10用作分级变速器时，例如，如图2中所示，开关离合器C0、第一离合器C1和第三制动器B3的啮合确定了具有例如大约3.357的最高速比γ1的第一档位，并且开关离合器C0、第一离合器C1和第二制动器B2的啮合确定了具有比速比γ1低的例如大约2.180的速比γ2的第二档位。进一步，开关离合器C0、第一离合器C1和第一制动器B1的啮合确定了具有比速比γ2低的例如大约1.424的速比γ3的第三档位，并且开关离合器C0、第一离合器C1和第二离合器C2的啮合确定了具有比速比γ3低的例如大约1.000的速比γ4的第四档位。
第一离合器C1、第二离合器C2和开关制动器B0的啮合确定了具有比速比γ4低的例如大约0.705的速比γ5的第五档位。进一步，第二离合器C2和第三制动器B3的啮合确定了位于速比γ1和γ2之间的例如大约3.209的速比γ5的倒车档位。空档位N通过仅啮合开关离合器C0来确定。
然而，当驱动装置10用作无级变速器时，如图2中所示，开关离合器C0和开关制动器B0均被松开。具此，动力分配装置16用作无级变速器，而串联到那里的自动变速器20用作分级变速器。输入到被置于第一档位、第二档位、第三档位和第四档位之一的自动变速器20的转速，即传动部件18的转速连续地变化，所以可以获得用于每一个档位的连续的换档比宽度。从而，因为自动变速器20的速比越过相邻的档位连续地变化，驱动装置10的总速比γT连续地变化。
图3图示了共线图，该共线图用直线表示在驱动装置10的每一个档位中不同的的旋转部件的转速之间的关系。驱动装置10由用作无级换档部分或第一换档部分的动力分配机构16，以及用作分级换档部分或第二换档部分的自动变速器20构建而成。图3的共线图是矩形二维坐标系，在该坐标系中行星齿轮组24、26、28和30的传动比ρ沿着水平轴取得，而旋转部件的相对转速沿着垂直轴取得。三个水平线较低的一条X1表示转速为0，较高的一条X2表示转速为1.0，即，连接到驱动装置输入轴14的发动机8的运转速度NE。水平线XG表示传动部件18的转速。
在与动力分配机构16的三个部件对应的三条垂直线Y1、Y2和Y3中，从左分别表示以第一太阳轮S 1为形式的第二旋转部件(第二部件)RE2、以第一轮架CA1为形式的第一旋转部件(第一部件)RE1和以第一齿圈R1为形式的第三旋转部件(第三部件)RE3的相对转速。垂直线Y1、Y2和Y3中的相邻两条之间的距离由第一行星齿轮组24的传动比ρ1相应确定。即，当垂直线Y1和Y2之间的距离设定为“1”时，垂直线Y2和Y3之间的距离对应于传动比ρ1。
进一步，与自动变速器20对应的五条垂直线Y4、Y5、Y6、Y7和Y8从左分别表示第四旋转部件(第四部件)RE4、第五旋转部件(第五部件)RE5、第六旋转部件(第六部件)RE6、第七旋转部件(第七部件)RE7和第八旋转部件(第八部件)RE8的相对转速。第四旋转部件RE4具有第二和第三太阳轮S2、S3彼此一体地固定的形式，第五旋转部件RE5具有第二轮架CA2的形式，并且第六旋转部件RE6具有第四齿圈R4的形式。第七旋转部件RE7具有第二齿圈R2以及第三和第四轮架CA3、CA4彼此一体地固定的形式，并且第八旋转部件RE8具有第三齿圈R3和第四太阳轮S4彼此一体地固定的形式。
垂直线Y4到Y8中的相邻两条的距离由第二、第三和第四行星齿轮组26、28和30的传动比ρ2、ρ3和ρ4确定。即，如图3中所示，对于每一个第二、第三和第四行星齿轮组26、28和30，太阳轮和轮架之间的距离对应于“1”，并且轮架和齿圈之间的距离对应于传动比ρ。
通过图3的共线图表示的本实施例的驱动装置10为，动力分配机构(无级换档部分)16以如下方式布置：第一行星齿轮组24的三个旋转部件之一的第一旋转部件RE1(第一轮架CA1)被固定到驱动装置输入轴14，并且作为另一个旋转部件通过开关离合器C0选择性地连接到第一太阳轮S1。第二旋转部件RE2(第一太阳轮S1)作为另一个旋转部件被固定到第一电动机M1并且通过开关制动器B0选择性地固定到箱体12。第三旋转部件RE3(第一齿圈R1)仍作为另一个旋转部件被固定到传动部件18和第二电动机M2。
因此，驱动装置输入轴14的旋转通过传动部件18被传送(输入)到自动变速器(分级变速器部分)20。穿过线Y2和X2之间的交叉点的斜线L0表示第一太阳轮S1和第一齿圈R1的转速之间的关系。
图4和图5对应于图3的共线图的动力分配机构16的一部分。图4示出了随着开关离合器C0和开关制动器B0保持在松开状态中，被置于无级换档状态中的动力分配机构16的运转状态的一个例子。通过控制从第一电动机M1产生的动力导致的反作用力，由直线L0和垂直线Y1之间的交叉点表示的第一太阳轮S1的转速升高或降低，所以由线L0和Y3之间的交叉点表示的第一齿圈R1的转速降低或升高。
图5示出了随着开关离合器C0保持在啮合状态，被置于固定换档状态的动力分配机构16的状态的一个例子。通过第一太阳轮S1和第一轮架CA1的连接，三个旋转部件作为一个整体单元旋转，线L0与水平线X2排成直线，其结果是传动部件18以与发动机速度NE相同的速度旋转。当传动部件18的旋转被开关制动器B0的啮合停止时，用斜线L0和垂直线Y3之间的交叉点表示的第一齿圈R1的转速，即传动部件18的旋转变得高于发动机速度NE并且被传送到自动变速器20。
在自动变速器20中，第四旋转部件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选择性地固定到箱体12，第五旋转部件RE5通过第二制动器B2选择性地固定到箱体12，并且第六旋转部件RE6通过第三制动器B3选择性地固定到箱体12。第七旋转部件RE7被固定到驱动装置输出轴22，并且第八旋转部件RE8通过第一离合器C1选择性地连接到传动部件18。
如图3中所示，在自动变速器20中，基于第一离合器C1和第三制动器B3的啮合，在第一速度位置的驱动装置输出轴22的转速由斜线L1和垂直线Y7之间的交叉点表示。这里，斜线L1穿过表示第八旋转部件RE8的转速的垂直线Y8和水平线X2之间的交叉点，以及表示第六旋转部件RE6的转速的垂直线Y6和水线线X1的交叉点。
相似地，由第一离合器C1和第二制动器B2的啮合确定的斜线L2和表示固定到驱动装置输出轴22的第七旋转部件RE7的转速的垂直线Y7之间的交叉点，表示了在第二速度位置的驱动装置输出轴22的转速。由第一离合器C1和第一制动器B1的啮合确定的斜线L3和表示固定到驱动装置输出轴22的第七旋转部件RE7的转速的垂直线Y7之间的交叉点，表示了在第三速度位置的驱动装置输出轴22的转速。由第一离合器C1和第二离合器C2的啮合确定的水平线L4和表示固定到驱动装置输出轴22的第七旋转部件RE7的转速的垂直线Y7之间的交叉点，表示了在第四速度位置的驱动装置输出轴22的转速。
在第一速度位置到第四速度位置，作为开关离合器C0啮合的结果，来自动力分配机构16的动力被输入到具有和发动机速度NE相同的转速的第八旋转部件RE8。然而，当开关制动器B0啮合而不是开关离合器C0啮合时，由于来自动力分配机构16的动力被输入到具有高于发动机速度NE的转速的第八旋转部件RE8，用水平线L5和垂直线Y7之间的交叉点表示在第五速度位置的驱动装置输出轴22的转速。这里，水平线L5由第一离合器C1、第二离合器C2和开关制动器B0的啮合确定，并且垂直线Y7表示固定到输出轴22的第七旋转部件RE7的转速。由第二离合器C2和第三制动器B3的啮合确定的直线LR，与表示固定到驱动装置输出轴22的第七旋转部件RE7的转速的垂直线Y7之间的交叉点，表示了在倒车档位R的驱动装置输出轴22的转速。
图6举例说明了输入到电子控制装置40的信号和从那里输出的用来控制驱动装置10的信号。该电子控制装置40包括所谓的包含CPU、ROM、RAM和输入/输出接口的微型计算机。通过根据利用ROM的临时数据存储功能而存储在ROM中的程序来执行信号处理，可以实现发动机8与电动机M1和M2的混合驱动控制，以及例如自动变速器20的换档控制的驱动控制。
对于电子控制装置40，从图6中所示的各种传感器和开关，输入各种信号，这些信号包括：表示发动机的冷却水温度的信号，表示变速杆的所选择的运转位置的信号，表示发动机8的运转速度NE的信号，表示传动比排(row)的设定值的信号，表示M模式(电动机驱动模式)命令的信号，表示空调运转状态的信号，表示与驱动装置输出轴22的转速相对应的车速的信号，表示自动变速器20的工作油温度的信号，表示侧制动器的运转状态的信号，表示脚制动器运转状态的信号，表示催化剂温度的信号，表示加速踏板的打开量的信号，表示凸轮角度的信号，表示雪地驱动模式的信号，表示车辆的纵向加速值的信号，表示自动巡行(auto-cruising)驱动模式的信号。
而且，表示车辆重量的信号，表示每一个驱动轮的轮速的信号，表示用于将动力分配机构16改变到固定换档状态，以使驱动装置10用作分级变速器的分级开关的操作的信号，表示用于将动力分配机构16改变到无级换档状态，以使驱动装置10用作无级变速器的无级开关的操作的信号，表示第一电动机M1的转速NM1的信号，以及表示第二电动机M2的转速NM2的信号。
从电子控制装置40，各种信号被输出，这些信号包括：驱动用于控制节气门开度的驱动加速踏板致动器的信号，用以调节进气增压器的压力的信号；用以操作电力空调的信号，用来控制发动机8的点火时刻的信号，操作电动机M1和M2的信号，操作用于指示变速杆选择的工作位置的档区指示器的信号，操作用于显示传动比的传动比指示器的信号，操作用于显示选择雪地驱动模式的雪地模式指示器的信号，操作用于轮子的防抱死制动的ABS致动器的信号，操作用于显示M模式选择的M模式指示器的信号。
此外，输出的用来操作包含在液压控制单元42中的电磁阀的信号，该液压控制单元被设置用于控制动力分配机构16和自动变速器20的液压操作摩擦连接装置的液压致动器；操作用作液压控制单元42的液压源的电动油泵的信号，驱动电加热器的信号，以及施加到巡行控制计算机的信号。
图7为说明由电子控制装置40执行的主要控制功能的功能框图。开关控制装置50基于图8或图9中所示的并提前存储的关系判断车辆状况是处于将驱动装置10置于无级换档状态的无级换档区域，或者处于将驱动装置10置于分级换档状态的分级换档区域。在利用图8中所示的关系(换档对应关系图)时，基于发动机8的实际运转速度NE，以及与例如发动机的输出扭矩TE的混合动力车辆的驱动力相关的驱动力相关值(drive-force-related value)来确定车辆状况。
在图8所示的关系图中，高扭矩区域、高旋转区域和高输出区域这三个区域被设定为分级控制区域。在高扭矩区域(高输出运转区域)中发动机8的输出扭矩TE不小于预定值TE1，在高旋转区域(高车速区域)中发动机速度NE不低于预定值NE1，即由发动机的转速和总换档比γT确定的车辆状况之一的车速不小于预定值，并且在高输出区域中由发动机8的输出扭矩TE和速度NE确定的发动机输出不小于预定值。
从而，实现了用于发动机8的相对的高扭矩、相对的高速或相对的高输出的分级换档控制，所以发动机8的转速响应该发动机的转速NE的变化而有节奏地变化，即基于升档而换档。换句话说，在高输出运转中，由于驾驶者更倾向需求驱动力而不是节油，驱动装置10被切换到分级换档状态(固定换档状态)而不是无级换档状态。随此，驾驶者可以享受发动机的转速NE的改变。
相反地，在发动机的正常输出区域中，即在发动机8的相对的低扭矩、相对的低速和相对的低输出中，实现无级换档控制。图8中的分级控制区域和无级控制区域之间的边界线，对应于是一系列高车速确定点的高车速确定线，和是一系列低车速确定点的低车速确定线。
另一方面，在利用图9中所示的关系图中，基于实际的车速V和为驱动力相关值的输出扭矩TOUT来执行上述确定。在图9中，虚线表示用来确定从无级控制切换到分级控制的预定条件的确定车速V1和确定输出扭矩T1。双点划线表示用来将分级控制改变到无级控制的条件。明显地，在分级控制区域和无级控制区域之间有滞后作用。在图9中，位于比由粗线表示的边界线低的输出扭矩侧和车速侧的区域为用于车辆通过电动机的驱动力运转的电动机运转区域。在图9中，还示出了以车速V和输出扭矩Tout作为参数的换档线。
确定分级换档区域的开关控制装置50将命令输出到混合动力控制装置52而因此禁止混合动力控制或无级换档控制，并且将命令输出到分级换档控制装置54来执行预定的换档操作。分级换档控制装置54基于图8的确定，依照预先存储的换档图表(未示出)执行自动换档控制。分级换档控制装置54基于图9的确定，依照那里示出的换档图表执行自动换档控制。
图2示出了液压操作摩擦连接装置的操作组合，即在换档控制中选择的离合器C0、C1、C2和制动器B0、B1、B2和B3。在该分级自动换档控制模式中的第一速度位置到第四速度位置之一中，由于开关离合器C0的啮合，动力分配机构16用作具有固定速比γ0为1的辅助变速器。在第五速度位置中，通过开关制动器B0而不是开关离合器C0的啮合，动力分配机构16用作具有固定速比γ0大约为0.7的辅助变速器。因此，在分级自动换档控制模式中，包括用作辅助变速器的动力分配机构16和自动变速器20的驱动装置10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的驱动力的参数，该驱动力相关值可以是在驱动轮上的驱动扭矩或驱动力。另外，该驱动力相关值可以是自动变速器20的输出扭矩TOUT、发动机输出扭矩TE、车辆的加速值；例如基于加速踏板的工作角度或者节气门的开度(或者进气量、空燃比或燃料注入量)以及发动机速度NE计算出的发动机输出扭矩TE的实际值；或者例如发动机输出扭矩TE、或基于车辆操作者对加速踏板的操作量或节气门的工作角度计算出的所需的车辆驱动力的估计值。可以不仅基于输出扭矩TOUT等，而且基于差速齿轮装置的比和驱动轮38的半径计算车辆驱动扭矩，或者可以通过扭矩传感器等直接检测。这对上述的每一个扭矩都正确。
一方面，当确定无级控制区域时，开关控制装置50输出命令到布置在例如自动变速器20的下部的液压控制回路42，以释放开关离合器C0和开关制动器B0来将动力分配机构16置于无级换档状态。另外，开关控制装置50将上述命令输出到液压控制回路42，来释放开关离合器C0和开关制动器B0的同时，输出信号到混合动力控制装置52以允许混合动力控制，并将下述两个信号之一输出到分级换档控制装置54。
一个为将自动变速器20保持在预先设置的无级换档上的档位的信号，另一个为根据预先存储的换档图表允许自动换档的信号。在后面的例子中，分级换档控制装置54通过合适地选择图2的操作表中所示的除了开关离合器C0和开关制动器B0都啮合的组合以外的离合器和制动器的组合来实现自动换档。
因此，通过作为无级变速器的动力分配机构16，以及串联连接到那里的作为分级变速器的自动变速器的作用，可以获得合适大小的驱动力。另外，如上所述，将输入到被置于第一档位、第二档位、第三档位和第四档位之一的自动变速器20的转速，即传动部件18的转速被连续地改变，所以每一个档位可以获得连续的换档比宽度。从而，因为自动变速器20的速比越过相邻档位连续地变化，所以驱动装置10的总速比γT连续地变化。
混合动力控制装置52将发动机8控制到在高效区域运转，并控制第一电动机M1和第二电动机M2以确定发动机8的驱动力的最优比例。例如，混合动力控制装置52基于加速踏板的打开量和车辆运转速度计算在车辆的当前运转速度下驾驶者所需的输出，并基于计算出的所需输出和第一电动机M1所需的电量计算出所需的驱动力。基于计算出的所需的驱动力，混合动力控制装置52计算所希望的发动机8的转速NE和总输出，并根据计算出的所希望的发动机的转速和总输出来控制发动机8的实际输出和第一电动机M1产生的电量。根据自动变速器20当前选择的档位，混合动力控制装置52实现上述混合动力控制，或者指挥自动变速器20的换档以改进发动机的节油。
在该混合动力控制中，动力分配机构16被控制用作电控无级变速器，用来最优化使发动机8有效运转的转速NE，和由车速和自动变速器20所选择的档位共同确定的传动部件18的转速的配合。即，混合动力控制装置52确定驱动装置10的总速比γT的目标值，所以根据预先存储的最高节油曲线运转发动机8，该最高节油曲线满足运转在无级换档的发动机8的驾驶性能和最高节油。混合动力控制装置52控制动力分配机构16的换档比γ0以获得总速比γT的目标值，所以总速比γT可以被控制在预定范围内，例如，在13和0.5之间。
在混合动力控制中，混合动力控制装置52控制逆变器58，从而第一电动机M1产生的电能通过该逆变器被供给到电能存储装置60和第二电动机M2。因此，在发动机8处产生的驱动力的主要部分被机械地传送到传动部件18，而驱动力的剩余部分被第一电动机消耗以转化为电能，该电能通过逆变器58供给到第二电动机M2，或者随后被第一电动机M1消耗。由第二电动机M2或具有电能的第一电动机M1的运转产生的驱动力被传送到传动部件18。
与第二电动机M2从产生到消耗电能关联的组件构建了电气通路，用于将在发动机8产生的动力转换为电能，然后将该电能转化为机械能。进一步，无论发动机8是停止状态或空转状态，混合动力控制装置52执行车辆由动力分配机构16的电动CVT功能来启动和驱动的电动机的运转。
在发动机的正常输出区域中，车辆在低/中速度和低/中输出中运转，动力分配机构16通过开关控制装置50、混合动力控制装置52和分级换档控制装置54被置于无级换档状态，以保证车辆的节油质量。在高速运转或在发动机8的高转速区域中，动力分配机构16通过上述相同的装置被置于固定换档状态，以将发动机8的输出主要通过机械动力传输路径传送到驱动轮38。因此，由于动力和电之间的转换发生的损失被抑制以提高节油。
图10示出了为手动换档装置的换档装置46的例子。它例如布置在邻近驾驶座的侧向，并使手动操作变速杆48来选择包括停车档位P、倒车档位R、空档档位N、自动前驶档位D和手动前驶档位M的多个档位之一。在停车档位P上，驱动装置10，即自动变速器20被置于由于开关离合器C0和制动器B0的松开从而动力传输路径被断开的空档状态，并且自动变速器20的驱动装置输出轴22同时被置于锁定状态中。在倒车档位R，车辆在向后方向被驱动，在空档档位N，驱动装置10被置于空档状态。
停车档位P和空档档位N为基于车辆的非运转选择的非运转位置，而倒车档位R和自动和手动前驶档位D和M为基于车辆的运转选择的驱动位置。自动前驶档位D提供了最高速档位，并且可在那里选择的档位“4”到“L”为获得发动机制动的发动机制动档位。
手动前驶档位M在车辆纵向方向上和自动前驶档位D位于相同的位置，并且在车辆横向方向上与自动前驶档位D隔开或相邻。变速杆48被操作到手动前驶档位M，来手动选择档位“D”到“L”之一。详细来描述，变速杆48可以从手动前驶档位M移动到在纵向方向上彼此隔开的升档位置“+”和降档位置“-”。变速杆48每次移动到升档位置“+”或降档位置“-”，当前选择的档位改变到档位“D”到“L”的任意一个。
在“M”档位中的五个档位“D”到“L”为多种档位，它们在高速侧(换档比的最小侧)的总速比γT在总速比γT档区内是不同的，该总速比γT依据自动换档控制通过自动变速器20获得。它们限制了换档位置(档位)的可换档档区，所以在可由自动变速器20的换档获得的在最大速度侧的档位是不同的。变速杆48被例如弹簧的偏置装置偏置，以自动从升档位置“+”和降档位置“-”返回到手动前驶档位M。换档装置46设置有档位传感器(未示出)以检测变速杆48的每一个档位，变速杆48的档位和变速杆48在手动前驶档位“M”的换档操作次数被输出到电子控制装置40。
例如，当变速杆48被操作到自动前驶档位“D”时，开关控制装置50实现驱动装置10的自动开关控制，混合动力控制装置52实现动力分配机构16的无级换档控制，并且分级换档控制装置54实现自动变速器20的自动换档控制。例如，当置于用于分级换档运转的分级换档状态时，驱动装置10的换档被自动控制以选择图2中所示的第一档位到第五档位中合适的一个。
当置于用于无级换档运转的无级换档状态时，驱动装置10的总速比γT被控制在预定档区内无级变化，该预定档区通过无级变化的动力分配机构16的换档比宽度，和自动控制的自动变速器20的第一档位到第四档位之中的一个档位获得。自动前驶档位“D”是选择用来确定驱动装置10自动换档的自动换档模式(自动模式)的位置。
当变速杆48被操作到自动前驶档位“M”时，驱动装置10的换档由开关控制装置50、混合动力控制装置52和分级换档控制装置54自动控制，从而总速比γT在预定档区内变化，该预定档区可以通过驱动装置10不超出换档档区最大值侧的档位或换档比的每一档位获得。例如，当驱动装置10被置于分级换档状态时，驱动装置10的换档在总速比γT的预定档区内自动控制。在用于无级换档运转的无级换档状态中，驱动装置10的总速比γT被控制在每一个档位的预定档区内无级变化，该预定档区可以由无级变化的动力分配机构16的换档比宽度，和自动控制的自动变速器20的第一档位到第四档位之一获得。手动前驶档位“M”为选择用来确定驱动装置10手动换档的手动换档模式(手动模式)的档位。
图11为驱动装置10的基本部分的横截面图。如图11中所示，驱动装置10包括：箱体12，该箱体包括用于容纳第一电动机M1和动力分配机构16的第一箱体12a，和用于容纳未示出的第二电动机M2和自动动力传输装置20的第二箱体12b。另外，第一箱体12a与容纳在第一箱体里的第一电动机M1和动力分配机构16形成第一单元70。第二箱体12b与容纳在第二箱体里的第二电动机M2和自动动力传输装置20形成第二单元100。
具有形成为基本为圆柱形的外直径轮廓的第一箱体12a，具有近似固定的外直径部分以容纳动力分配机构16，以及另一个直径朝着发动机8(在图中向左)增加的外直径部分以容纳第一电动机M1。而且，第一箱体12a的两侧在轴向上开口，并和第一支撑壁72一体形成。第一支撑壁72也用作隔离壁72。
第一支撑壁72包括基本垂直于驱动装置输入轴14的垂直部分72a，以及管状部分72b，该管状部分的轴向一端连接到垂直部分72a的内周缘端，并朝着第一行星齿轮组24延伸。管状部分72b具有中心轴，沿着该中心轴形成有在轴向延伸的通孔73。由于第一箱体12a被第一支撑壁72分隔，第一箱体12a被分隔为容纳第一电动机M1的面向发动机8的第一容纳室74，和容纳动力分配机构16的第二容纳室76。另外，第一电动机M1被容纳在图中左侧的第一容纳室74中，动力分配机构16被容纳在图中右侧的第二容纳室76中。
进一步，第一箱体12a具有环形凸起78，该环形凸起平行于驱动装置输入轴14朝着发动机8轴向凸出，使得第一容纳室74具有近乎固定的直径。盖板80的外圆周周缘与环形凸起78通过邻接啮合而固定到该环形凸起78。
第一电动机M1包括第一定子(固定部分)，第一转子(旋转器)84和与第一转子84整体形成的第一转子支撑轴(旋转轴)86。第一支撑壁72用作支撑部件，并且第一支撑壁72的内周缘壁通过轴承88支撑第一转子支撑轴86的一端，即，面向该支撑壁的一端。另外，第一转子支撑轴86的另一端通过轴承90支撑盖板80。
太阳轮轴92用作动力传动轴，通过该轴第一电动机M1和第一行星齿轮组24彼此连接而具有动力传输能力。太阳轮轴92和第一太阳轮S1制成为一体，并通过形成在分隔壁72上的通孔73朝着第一转子支撑轴86的内周缘区域延伸。太阳轮轴92面朝第一转子支撑轴86的一端，通过用于一体地旋转太阳轮轴92和第一转子支撑轴86的花键158，在靠近分隔壁72的区域中，连接到第一转子支撑轴86的一端。
驱动装置输入轴14被构造为相对于第一转子支撑轴86和太阳轮轴92可旋转，第一箱体12a的中心轴在该第一转子支撑轴86和太阳轮轴92内。另外，驱动装置输入轴14的一端被一体地连接到第一轮架CA1。因此，一体地连接到第一轮架CA1的驱动装置输入轴14也用作第一行星齿轮组24的输入轴。
环形板94在其面对第二单元100的一端，被固定到第一行星齿轮组24的第一齿圈R1的内周缘壁上，即，位于与第一支撑壁72相反的区域以在轴向和圆周方向可移动。环形板94在垂直于驱动装置输入轴14的中心轴方向上延伸并具有形成有钻孔的轴。第一行星齿轮组24具有输出轴(即，动力分配机构16的输出轴)96，该输出轴包括朝着第二单元100延伸的管状轴部分96a，即，在与第一支撑壁72相反的方向上；以及凸缘部分96b，该凸缘部分在靠近第一行星齿轮组24的位置从轴部分96a径向向外凸出。凸缘部分96b被连接到环形板94来一体地旋转输出轴14和环形板94。开关离合器C0被插入在第一支撑壁72和第一行星齿轮组24之间，并且开关制动器B0被插入到第一行星齿轮组24的外圆周区域中。
电动机M2包括第二定子102，第二转子104和与第二转子104一体旋转的第二转子支撑轴106。第二支撑壁108被放置在第二箱体12b上，位于比第二电动机M2更靠近第二箱体12b的开口(面向第一箱体12a)的区域中。第二支撑壁108通过螺钉110固定到第二箱体12b，并且在径向中心形成有在径向延伸的通孔112。另外，第二支撑壁108具有凸起部分108a，该凸起部分形成在第二定子102的定子线圈102a的径向朝内区域中。凸起部分108a具有内周缘，轴承114被保持与该内周缘邻接啮合。
第二转子支撑轴106的一端通过轴承114支撑第二支撑壁108。进一步，通过布置在位于第二支撑壁108的一端的轴承114内的轴承116，第二转子支撑轴106支撑自动动力传输装置20的输入轴118。输入轴118通过通孔112延伸并朝着第一单元70凸出。输入轴118在面向通孔112的区域中被花键接合到第一行星齿轮组24的输出轴96。另外，图1中所示的传动部件18包括用花键彼此接合以一体地旋转的输入轴118和输出轴96。
图12为图示了图11中所示的动力分配机构16的放大图。开关离合器C0包括离合器缸120，该离合器缸在第一支撑壁72的外部安装到第一支撑壁72的管状部分72b；容纳在离合器缸120中的离合器活塞122；以及多个摩擦盘，该多个摩擦盘包括压力盘124和摩擦盘126，当该摩擦盘和离合器活塞122一起受压时彼此啮合。
离合器缸120包括底部部分120a，该底部部分平行于第一支撑壁72的垂直部分72a延伸；径向朝内管状部分120b，该径向朝内管状部分连接到底部部分120a的径向朝内端，并在第一支撑壁72的外周缘安装到第一支撑壁72的管状部分72b；以及径向朝外管状部分120c，该径向朝外管状部分在底部部分120a的周缘一端上连接到底部部分120a。离合器缸120的径向朝内管状部分120b在焊接部分160处被连接到形成在太阳轮轴92上的径向凸出部分92a。因此，使得离合器缸120一体地与太阳轮轴92旋转。
多个摩擦盘124用花键连接到离合器缸120的径向朝外管状部分120c的内周缘壁上。进一步，卡环128被固定在径向朝外管状部分120c的内周缘壁上，该卡环在离合器缸120的开口部分内，位于从最接近离合器缸120的开口部分的摩擦盘124的轴向朝外的位置。
同时，插入在多个摩擦盘124之间的多个摩擦盘126被用花键连接到离合器毂130的外圆周周缘，该离合器毂连接到第一轮架CA1的外周缘端，并且平行地朝着离合器活塞122轴向延伸到那里。径向凸出弹簧啮合板132被布置在离合器缸120的径向朝内管状部分120b在离合器缸120的开口端部的外周缘壁上，位于离合器毂130不能朝着第一行星组24轴向移动的径向朝内区域中。回位弹簧134被插入在弹簧啮合板132和离合器活塞122之间。
储油器162被限定在离合器活塞122和离合器缸120的底部部分120a之间。分隔壁72内部形成有油道164，致动油通过该油道被导入到储油器162内。即，第一油道164a在分隔壁72的径向上形成在分隔壁72的垂直部分72a内，使得致动油从箱体12的外部区域被供给。管状部分72b形成有轴向延伸的与第一油道164a相通的第二油道164b，以及朝着离合器缸120的径向朝内管状部分120b开口的径向延伸的第三油道164c。另外，离合器缸120的径向朝内管状部分120b还形成有与第三油道164c相通的油道166和到储油器162的开口。
制动器毂(即，毂部件)136包括径向朝内管状部分136a，该径向朝内管状部分安装到离合器缸120的径向朝外管状部分120c的外周缘上；连接部分136b，该连接部分的内周缘端在与第一支撑壁72相对的区域中连接到径向朝内管状部分136a的一端，并且径向朝外延伸；径向朝外管状部分136c，该径向朝外管状部分具有一端部，该端部连接到连接部分136b的外周缘端，并且在与径向朝内管状部分136a相反的方向上径向延伸。径向朝内管状部分136a在焊接部分168处被连接到离合器缸120的径向朝外管状部分120c，以与离合器缸120和制动器毂136一体地旋转。
开关制动器B0包括上述制动器毂136、安装到第一箱体12a内的制动器缸138、容纳在制动器缸138中的液压制动缸活塞140和当与液压制动缸活塞140一起受力时彼此啮合的多个朝内定向的摩擦盘142和朝外定向的摩擦盘144。
第一支撑壁72的垂直部分72a的外圆周周缘端部(箱体12的端部)具有朝着开关制动器B0延伸的厚壁。第一箱体12a具有形成有花键齿146的内圆周壁，该花键齿从靠近第一支撑壁72的垂直部分72a的开关制动器B0的端面延伸到制动器缸138面向第一支撑壁72的一侧的端面。多个朝内定向的摩擦盘142被用花键连接到花键齿146。另外，管状间隔部件148被插入在多个朝内定向的摩擦盘142中最内的摩擦盘142和第一支撑壁72之间。同时，多个朝外定向的摩擦盘144被用花键连接到制动器毂136的径向朝外管状部分136c的外圆周周缘上。
制动器缸138与花键齿146的侧面邻接啮合并被禁止在一个方向轴向移动。另外，固定到第一箱体12a的卡环150禁止制动器踏板138在另一方向轴向移动。制动器缸138具有开口端，弹簧啮合板152朝着该开口端凸出以使得该制动器缸朝着第一支撑壁72轴向不可移动。回位弹簧154被插入在弹簧啮合板152和液压制动缸活塞140之间。
在本实施例中，如前所述，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设置有开关离合器C0和开关制动器B0，可操作为用作差速作用限制装置。即，开关离合器C0和开关制动器B0选择性地将动力分配机构16置于用来运转差速作用的差速状态，即，例如，用来使得电控无级变速器可在无级速比下操作的无级换档状态，以及使得差速作用不工作的非差速状态，即，例如，用于在固定速比下运转的动力传输的固定换档状态，因此，在宽档区内实现动力传动状态。
此外，当发动机8在高输出区域运转时，动力分配机构16被置于固定换档状态，这意味着无级换档状态在车辆在低/中状态和在低/中输出中运转的区域中实现。这将最小化由第一电动机M1产生的电能的最大值，即，由第一电动机M1传送的电能。换句话说，由第一电动机M1承担的电动反作用力可以减到最小，实现了第一电动机M1和第二电动机M2的小型化。
进一步，两个电动机M1和M2之间的空隙可以有效地利用为用于容纳第一行星齿轮组24(即，差速单元)、开关离合器C0和开关制动器B0的空间。从而，驱动装置10可以在结构上最小化。特别地，在第一行星齿轮组24的外直径侧的空间可以利用为放置开关制动器B0的空间，使得驱动装置10在轴向的尺寸减小。
进一步，因为开关离合器C0和开关制动器B0由液压型摩擦连接装置组成，需要设置液压通道以将致动油从液压控制回路42供给到开关离合器C0和开关制动器B0。在该情况下，如果开关离合器C0和开关制动器B0彼此分开放置，由于综合考虑到布置液压通道的困难，至少开关离合器C0和开关制动器B0的其中一个变得远离液压控制回路42。
另外，图解的实施例设置有自动动力传输装置20，该自动动力传输装置由第一离合器C1或包括液压型摩擦连接装置的同类物组成，这在执行在液压控制回路42和液压型摩擦连接装置C0、B0、C1等之间部署液压通道时引起问题。在本图解的实施例中，然而，因为开关离合器C0和开关制动器B0都布置在两个电动机M1、M2之间，使得自动动力传输装置20的开关离合器C0、开关制动器B0和液压型摩擦连接装置放置得彼此相对靠近，以提供容易完成的液压通道的布置。
相反地，在液压制动缸活塞140对抗回位弹簧154的推进力来压迫摩擦盘142、144的情况下，面向间隔部件148的分隔壁72的表面用作邻接面，用该面摩擦盘142、144通过间隔部件148进入邻接啮合。因此，具有插入在它们之间的间隔部件148的分隔壁72和液压制动缸活塞140将多个摩擦盘142、144压迫进入互相啮合状态。这中断了通过离合器汽缸120连接到开关离合器B0的第一太阳轮S1的旋转。第一太阳轮S1的此停止旋转产生的反作用力被压力盘142用花键连接的箱体12承受，并且不传送到制动器缸138。
相反，如果制动器缸138朝着分隔壁72轴向延长，以支持压力盘142成为彼此不可旋转，随同第一太阳轮S1的停止旋转产生的反作用力也被传送到制动器缸138。因此，制动器缸138的外周缘需要形成有防转凹口(antirotation recess)，箱体12也需要形成有可与该防转凹口啮合的凸起。然而，在图解的实施例中，随同第一太阳轮S1的停止旋转产生的反作用力没有被传送到制动器缸138。因此，没有产生形成该防转凹口和与该防转凹口啮合的凸起的需求。
在图解的实施例中，如上所述，开关制动器B0选择性地将驱动装置10的第一行星齿轮组24置于可操作用为电动无级变速器的差速状态，和致使差速状态不可操作的锁定状态，使得动力传动状态在宽档区内执行。另外，如果第一行星齿轮组24在高输出运转中被置于锁定状态，差速装置被操作为用作动力传输装置，以在位于车辆的低/中速度运转和低/中输出运转的区域中电动地改变换档速比。这使得第一电动机M1产生的电能的最大值最小化，即，将从第一电动机M1传送的电能。这使得第一电动机或包括这种电动机的驱动装置10最小化。而且，支撑第一电动机M1的分隔壁72被利用为一部件，该部件使得开关制动器B0的多个摩擦盘142、144彼此受力。因此，不需要设置单独的部件用来夹入到多个摩擦盘142、144之间，结果驱动装置在轴向的尺寸减小。
在图解的实施例中，进一步，因为第一行星齿轮组24的外直径区域中的空间被利用为放置开关制动器B0的空间，驱动装置10在轴向的尺寸可以进一步减小。
在图解的实施例中，更进一步，因为开关离合器C0的离合器汽缸120和制动器毂136通过焊接彼此成为一体，不需要应用于制动器毂136使得其被置于轴向固定位置的推力轴承或垫圈等。这减少了组件的个数。同样，当推力轴承或垫圈位于具有高圆周速度的相对大的直径区域时，没有耐久力问题出现。
虽然本发明是参照附图中所示的图解实施例描述的，本发明可以实现为其他模式。
例如，在图解的实施例中，驱动装置10构造为，使得动力分配机构16能够在差速状态和非差速状态之间切换，用于用作电动无级变速器的无级换档状态和用作分级变速器的分级换档状态。然而，在无级换档状态和分级换档状态之间的切换实现为将动力分配机构16置于差速状态和非差速状态之中的一种模式。即使，例如，当被置于差速状态，动力分配机构16可以安排为换档速比可变化的分级变速器，不是连续模式而是分级模式。换句话说，驱动装置10(动力分配机构16)的差速状态/非差速状态和无级换档状态/分级换档状态不需要一一对应。驱动装置10不必要形成能够在分级换档状态和无级换档状态之间切换的结构。
在图解的实施例中的动力分配机构16中，第一轮架CA1被固定到发动机8，第一太阳轮S1被固定到第一电动机M1，第一齿圈R1被固定到传动部件18。然而，该连接布置不是必须的，发动机8、第一电动机M1和传动部件18被分别固定到第一行星齿轮组24的三个部件CA1、S1和R1中的一个。
在图解的实施例中，尽管发动机8被直接连接到驱动装置的输入轴14，它也可以通过齿轮、带子等被操作连接到驱动装置的输入轴14，并不需要同轴地布置到那里。
在图解的实施例中，第一电动机M1和第二电动机M2与驱动装置的输入轴14同轴地布置，第一电动机M1被固定到第一太阳轮S1，第二电动机M2被固定到传动部件18。然而，该布置不是必须的。例如，第一电动机M1可以通过齿轮、带子等被固定到第一太阳轮S1，并且第二电动机M2被固定到传动部件18。
尽管动力分配机构16设置有开关离合器C0和开关制动器B0，动力分配机构16并不需要两个都设置，可以仅设置开关离合器C0和开关制动器B0中的一个。尽管开关离合器C0选择性地将太阳轮S1和轮架CA1彼此连接，它可以选择性地将太阳轮S1和齿圈R1彼此连接，或将轮架CA1和齿圈R1彼此连接。本质上，开关离合器C0大体连接第一行星齿轮组24的三个部件中的任意两个。
在本实施例中的开关离合器C0被啮合以在驱动装置10中确定空档位“N”，但是空档位不需要通过开关离合器的啮合来确定。
例如开关离合器C0和开关制动器B0的液压型摩擦连接装置可以是磁粉(magnetic-power)型、电磁型或机械型连接装置，例如磁粉(磁粉)离合器、电磁离合器和啮合型牙嵌式离合器(dog clutch)。同样，当利用湿式和多盘型摩擦连接装置时，可以设置用于消减离心油压力的消减室(cancel chamber)。
在图解的实施例中，进一步，当分级型自动动力传输装置20被布置在动力传输路径中时，该动力传输路径位于用作动力分配机构16的输出部件的传动部件18和驱动轮38之间，其他类型的动力传送装置，例如，无级变速器(CVT)可以设置或可以不必设置。在该无级变速器(CVT)的情况下，动力分配机构16被置于固定速度换档状态并且总体上在分级切换状态下作用。这里使用的术语“分级切换状态”指的是动力传送主要通过机械传输路径而不是利用电气路径实现的状态。
在可选的实施例中，无级变速器可以配置为预先存储对应于无级变速器的档位的多个固定速比，以能利用该多个固定的速比来执行齿轮换档。而且，在设置有分级型自动动力传输装置的情况下，该分级型自动动力传输装置的结构不特别限制于图解实施例中的结构，并且对行星齿轮组的个数、档位的个数以及是否离合器C和制动器B选择性地连接到例如行星齿轮组的组成部件没有特殊的限制。
在图解的实施例中，尽管驱动装置10包括用于混合车辆的驱动装置，在该驱动装置中，驱动轮38除了由发动机8驱动外，还由第一电动机M1或第二电动机M2的扭矩驱动。本发明甚至还可以应用于一种车辆的驱动装置，在该驱动装置中，动力分配机构16仅具有称为电动CVT的无级变速器的功能，在该电动CVT中没有执行混合动力控制。
更进一步，图解的实施例中的动力分配机构16可以包括差速齿轮组，其中，例如，可和电动机一起驱动旋转的小齿轮和与该小齿轮啮合的一对锥齿轮可操作连接到第一电动机M1和第二电动机M2。
而且，虽然图解的实施例中的动力分配机构16由一组行星齿轮组构成时，该动力分配机构可以包括多于两个的行星齿轮组，所述行星齿轮组用作在固定换档状态中具有多于三个阶段的动力传输装置。
进一步，虽然图解的实施例设置有自动动力传输装置20，该自动动力传输装置20包括三个行星齿轮组26、28、30。代替这些组件，可以设置专利文献1中公开的包括一个行星齿轮组的减速机构。更进一步，即使在设置了自动动力传输装置的情况下，自动动力传输装置的结构不限于图解的实施例中的所述结构，并且对行星齿轮组的个数、档位个数和以及离合器C和制动器B是否选择性地连接到例如行星齿轮组的组成部件没有特殊的限制。
同样，所描述的具体的布置完全表示了一个图解的实施例，并且根据本技术领域技术人员的知识，本发明可以进行多种修改和改进。

Claims (13)

1.一种用于车辆的驱动装置(10)，该驱动装置具有：差速装置(16)，通过该差速装置驱动动力源(8)的输出被分配到第一电动机(M1)和传动部件(18)；以及第二电动机(M2)，其布置在所述传动部件和驱动轮(38)之间，所述驱动装置特征在于：
差速作用限制装置(C0，B0)，该差速作用限制装置选择性地将所述差速装置切换到差速状态和锁定状态；
所述差速装置(16)和所述差速作用限制装置(C0，B0)被布置在所述第一电动机(M1)和所述第二电动机(M2)之间，
所述差速作用限制装置包括制动器(B0)，该制动器(B0)包括多个摩擦盘(142，144)和用于压迫所述多个摩擦盘彼此连接的活塞，该制动器用来将形成所述差速装置的旋转部件连接到非旋转部件；及
箱体(12)，其包括用于容纳所述第一电动机(M1)和所述差速装置(16)的第一箱体(12a)和用于容纳所述第二电动机(M2)的第二箱体(12b)，以及支撑壁(72)，所述支撑壁(72)设置在所述箱体中以将所述箱体内部分隔为多个腔室，所述支撑壁(72)包括基本垂直于驱动装置输入轴(14)的垂直部分(72a)，并且在所述支撑壁的垂直部分(72a)的外圆周周缘端部具有朝着制动器(B0)延伸的厚壁，
其中当所述活塞朝着所述支撑壁(72)的厚壁移动时，所述活塞和所述厚壁对所述多个摩擦盘施压到连接状态中。
2.根据权利要求1所述的用于车辆的驱动装置，其中所述支撑壁(72)可旋转地支撑第一电动机转子；
所述差速装置包括三个旋转部件，该三个旋转部件具有连接到所述驱动动力源的第一旋转部件(CA1)、连接到所述第一电动机的第二旋转部件(S1)和连接到传动部件的第三旋转部件(R1)；
所述差速作用限制装置包括离合器，所述三个旋转部件中的两个旋转部件通过该离合器彼此连接；及
所述离合器被放置在所述支撑壁的与第一电动机相对的一侧。
3.根据权利要求1所述的用于车辆的驱动装置，其中，所述差速装置包括三个旋转部件，该三个旋转部件具有连接到所述驱动动力源的第一旋转部件、连接到所述第一电动机的第二旋转部件和连接到所述传动部件的第三旋转部件，
所述差速作用限制装置为制动器，所述第二旋转部件通过该制动器被连接到非旋转部件；及
所述制动器被放置在所述差速装置的径向朝外区域中。
4.根据权利要求1所述的用于车辆的驱动装置，其中，所述差速装置包括三个旋转部件，该三个旋转部件具有连接到所述驱动动力源的第一旋转部件、连接到所述第一电动机的第二旋转部件和连接到所述传动部件的第三旋转部件；
所述差速作用限制装置包括：离合器，所述三个旋转部件中的两个旋转部件通过该离合器彼此连接；以及制动器，所述第二旋转部件通过该制动器被连接到非旋转部件；及
离合器和制动器都为液压型摩擦连接装置。
5.根据权利要求4所述的用于车辆的驱动装置，进一步包括齿轮装置(20)，该齿轮装置包括布置在所述第二电动机和所述驱动轮之间的液压型摩擦连接装置。
6.根据权利要求1所述的用于车辆的驱动装置，其中，所述制动器放置在所述差速装置的径向朝外区域中。
7.根据权利要求1所述的用于车辆的驱动装置，其中，所述支撑壁用作旋转地支撑所述第一电动机。
8.根据权利要求2所述的用于车辆的驱动装置，其中，该制动器(B0)具有彼此可啮合的多个摩擦盘(142，144)和支撑所述多个摩擦盘的部分以使所述多个摩擦盘的部分彼此不相对旋转的毂部件，并且该制动器(B0)可操作地用来将形成所述差速装置的旋转部件连接到非旋转部件；
该离合器(C0)具有：彼此可啮合的多个摩擦盘；对该多个摩擦盘施压的活塞；和缸部件，该缸部件用于容纳所述活塞，并且可操作地用来使形成所述差速装置的旋转部件中的至少两个旋转部件彼此连接，所述至少两个旋转部件包括和所述制动器一起连接到非旋转部件的旋转部件；及
所述离合器的所述缸部件和所述制动器的所述毂部件通过结合成为一体。
9.根据权利要求8所述的用于车辆的驱动装置，其中，所述支撑壁包括油道，用于将致动油供给到所述离合器的活塞。
10.根据权利要求8所述的用于车辆的驱动装置，其中，所述制动器放置在所述差速装置的径向朝外区域中。
11.根据权利要求1所述的用于车辆的驱动装置，其中，所述第二电动机被可操作地连接到位于所述传动部件和所述驱动轮之间的动力传输路径；
所述差速装置和所述制动器形成无级换档部分，用作电动无级变速器；及
当松开所述制动器，所述无级换档部分被置于差速状态以被操作为电动无级变速器，并且当啮合所述制动器，无级换档部分的差速作用被锁定。
12.根据权利要求1所述的用于车辆的驱动装置，其中，所述差速作用限制装置(C0，B0)设置在所述差速装置上，并且用作差速状态切换装置来将所述差速装置切换到差速状态，在所述差速状态中，所述差速装置可操作为由于其差速运转而电动地改变换档比的变速器，或者切换到非差速状态，由于所述差速装置的锁定状态而机械地传送动力。
13.根据权利要求2所述的用于车辆的驱动装置，其中，所述支撑壁设置有油道(164a)，以将油供给构成差速作用限制装置的液压型摩擦连接装置。
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