CN101178123A - 用于车辆驱动系统的控制设备 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及用于车辆驱动系统的控制设备。车辆驱动系统(10)包括串联配置在车辆的发动机(8)和驱动轮(34)之间的动力传递路径中的电动差速部分(11)和机械动力传递部分(20)，控制设备(80)构造成根据机械动力传递部分(20)的输入旋转部件(18)的实际转速与从机械动力传递部分的当前建立速比计算的理论转速之间的差异来限制发动机的输出，由此设置在机械动力传递部分中的输入离合器(C1、C2)的转矩传递承载能力的降低不会使位于输入离合器的更靠近发动机一侧的旋转部件的转速过度升高，也不会使连接到输入旋转部件(18)的电动机(M2)的转速过度升高。

Description

用于车辆驱动系统的控制设备
相关申请的交叉参考
本申请要求2006年11月9日提交的日本专利申请No.2006-304615的优先权，其公开内容全部引用在此作为参考。
技术领域
本申请涉及一种用于车辆驱动系统的控制设备，其包括彼此串联配置在车辆的发动机和驱动轮之间的动力传递路径中的电动差速部分和机械动力传递部分，并更具体地涉及在车辆行驶期间机械动力传递部分的接合装置出现故障时限制机械动力传递部分的输入部件的转速并由此确保这些输入部件的高耐用性的技术。
背景技术
 已知一种车辆用驱动系统，其包括彼此串联配置在动力传递路径中的电动差速部分和机械动力传递部分，该动力传递路径布置成将发动机的输出传递到车辆的驱动轮。JP-2005-264762A公开了一种这样的混合动力车辆用驱动系统。这种车辆驱动系统包括用于将车辆驱动力从发动机通过电动差速部分传递到机械动力传递部分的动力传递部件、以及布置在动力传递部件和驱动轮之间的动力传递路径中的第二电动机。机械动力传递部分是布置成在其输入旋转部件通过动力传递部件从发动机接收驱动力的同时有级改变输入旋转部件的转速的有级自动变速机构。
上述公开文献中公开的车辆驱动系统使用设有诸如输入离合器之类的接合装置的机械动力传递部分，通过该接合装置将从电动差速部分接收到的车辆驱动力从机械动力传递部分传递到驱动轮。
当在车辆以相对较高速度行驶期间诸如输入离合器之类的接合装置或设置来控制接合装置的任何部件出现故障的情况下，减小接合装置的转矩传递承载能力时，有可能布置在接合装置的更靠近发动机一侧上的机械动力传递部分的输入旋转部件以过分高的速度旋转。
发明内容
考虑到上述背景技术作出本发明。从而本发明的目的是提供一种用于上述车辆驱动系统的控制设备，该控制设备构造成当车辆行驶期间接合装置出现故障的情况下减小动力传递部分的接合装置的转矩传递承载能力时，限制布置在接合装置的更靠近发动机一侧上的机械动力传递部分的输入旋转部件的转速。
上述目的可以根据本发明的以下模式中的任一种实现。
(1)一种用于车辆驱动系统的控制设备，所述车辆驱动系统包括串联配置在车辆的发动机和驱动轮之间的动力传递路径中的电动差速部分和机械动力传递部分，所述控制设备构造成根据所述机械动力传递部分的实际转速与从所述机械动力传递部分的当前建立速比推定的理论转速之间的差异来限制所述发动机的输出。
根据本发明上述模式(1)构造的控制设备构造成根据所述机械动力传递部分的实际转速与上述理论转速之间的差异来限制所述发动机的输出，即使在由于接合装置的某种异常导致接合装置的转矩传递承载能力减小的情况下，也有效减小或防止布置在接合装置的更靠近发动机一侧的机械动力传递部分的旋转部件的转速过度升高，以及随旋转部件旋转的轴承和连接到旋转部件的电动机的转速过度升高，从而使得可以确保这些旋转部件、轴承和电动机的高耐久性。
(2)根据上述模式(1)的控制设备包括发动机输出限制装置，所述发动机输出限制装置构造成限制所述发动机的输出，使得所述输出的上限值在所述差异大于预定阈值时比所述差异不大于所述预定阈值时小。
根据其中控制设备包括发动机输出限制装置的上述模式(2)，此发动机输出限制装置有效减小或防止布置在接合装置的更靠近发动机一侧的机械动力传递部分的旋转部件的转速过度升高，以及随旋转部件旋转的轴承和连接到旋转部件的电动机的转速过度升高，从而使得可以确保这些旋转部件、轴承和电动机的高耐久性。
(3)一种用于车辆驱动系统的控制设备，所述车辆驱动系统包括串联配置在车辆的发动机和驱动轮之间的动力传递路径中的电动差速部分和机械动力传递部分，所述控制设备构造成根据所述机械动力传递部分的实际转速与从所述机械动力传递部分的当前建立速比推定的理论转速的比值来限制所述发动机的输出。
根据本发明上述模式(3)构造的控制设备构造成根据所述机械动力传递部分的实际转速与上述理论转速的比值来限制所述发动机的输出，即使在由于接合装置的某种异常导致接合装置的转矩传递承载能力减小的情况下，也有效减小或防止布置在接合装置的更靠近发动机一侧的机械动力传递部分的旋转部件的转速过度升高，以及随旋转部件旋转的轴承和连接到旋转部件的电动机的转速过度升高，从而使得可以确保这些旋转部件、轴承和电动机的高耐久性。
(4)根据上述模式(3)的控制设备包括发动机输出限制装置，所述发动机输出限制装置构造成限制所述发动机的输出，使得所述输出的上限值在所述比值高于预定阈值时比在所述比值不高于所述预定阈值时小。
根据其中控制设备包括发动机输出限制装置的上述模式(4)，此发动机输出限制装置有效减小或防止布置在接合装置的更靠近发动机一侧的机械动力传递部分的旋转部件的转速过度升高，以及随旋转部件旋转的轴承和连接到旋转部件的电动机的转速过度升高，从而使得可以确保这些旋转部件、轴承和电动机的高耐久性。
(5)一种用于车辆驱动系统的控制设备，所述车辆驱动系统包括串联配置在车辆的发动机和驱动轮之间的动力传递路径中的电动差速部分和机械动力传递部分，所述控制设备构造成根据所述机械动力传递部分的实际速比与所述机械动力传递部分的理论速比之间的差异来限制所述发动机的输出。
根据本发明上述模式(5)构造的控制设备构造成根据所述机械动力传递部分的实际速比与理论速比之间的差异来限制所述发动机的输出，即使在由于接合装置的某种异常导致接合装置的转矩传递承载能力减小的情况下，也有效减小或防止布置在接合装置的更靠近发动机一侧的机械动力传递部分的旋转部件的转速过度升高，以及随旋转部件旋转的轴承和连接到旋转部件的电动机的转速过度升高，从而使得可以确保这些旋转部件、轴承和电动机的高耐久性。
(6)根据上述模式(5)的控制设备包括发动机输出限制装置，所述发动机输出限制装置构造成限制所述发动机的输出，使得所述输出的上限值在所述差异大于预定阈值时比在所述差异不大于所述预定阈值时小。
根据其中控制设备包括发动机输出限制装置的上述模式(6)，此发动机输出限制装置有效减小或防止布置在接合装置的更靠近发动机一侧的机械动力传递部分的旋转部件的转速过度升高，以及随旋转部件旋转的轴承和连接到旋转部件的电动机的转速过度升高，从而使得可以确保这些旋转部件、轴承和电动机的高耐久性。
(7)根据上述模式(1)-(6)中任一项所述的控制设备，其中所述电动差速部分包括电动机，并且当所述电动机的运行状态受到控制时可用作电控无级变速器。
根据上述模式(7)，电动差速部分的速比连续可变，从而车辆驱动系统的速比整体上连续可变。
(8)根据上述模式(1)-(7)中任一项所述的控制设备，其中所述电动差速部分包括可工作以将所述发动机的输出分配到第一电动机和所述机械动力传递部分的输入轴的差速机构，以及连接到所述输入轴的第二电动机，所述控制设备包括第一电动机速度控制装置，该第一电动机速度控制装置构造成控制所述第一电动机的转速，使得所述第二电动机的转速不超过预定上限。
根据上述模式(8)，包括第一电动机速度控制装置的控制设备更加有效减小或防止布置在接合装置的更靠近发动机一侧的机械动力传递部分的旋转部件的转速过度升高，以及随旋转部件旋转的轴承和连接到旋转部件的电动机的转速过度升高，从而使得可以确保这些旋转部件、轴承和电动机的高耐久性。
(9)根据上述模式(1)-(8)中任一项所述的控制设备，其中所述机械动力传递部分是包括接合装置的有级或无级变速装置，所述接合装置选择性地允许和禁止通过所述变速装置的动力传递。
根据上述模式(9)，即使在由于变速装置的接合装置的某种异常导致接合装置的转矩传递承载能力减小的情况下，发动机输出限制装置也有效减小或防止布置在接合装置的更靠近发动机一侧的有级或无级变速装置的旋转部件的转速过度升高，以及随旋转部件旋转的轴承和连接到旋转部件的电动机的转速过度升高，从而使得可以确保这些旋转部件、轴承和电动机的高耐久性。
(10)根据上述模式(1)、(3)或(5)所述的控制设备，其中，所述机械动力传递部分依照使用输出转矩和车速作为参数的变速线自动变速。
(11)根据上述模式(2)、(4)或(6)所述的控制设备，其中，所述上限值的通常上限值被设定成不小于发动机输出转矩的最大值。
(12)根据上述模式(2)、(4)或(6)所述的控制设备，其中，预先将减小的上限值设定为一上限，在该上限之下，即使在所述机械动力传递部分中由于异常发生离合器的过度打滑作用时，也能防止第二电动机的过度转动。
(13)根据上述模式(8)所述的控制设备，其中，将转速差异的预定阈值设定为一上限，在该上限之上，启动限制所述发动机的输出转矩的控制，以防止所述第二电动机的过度转动。
机械动力传递部分可以是包括摩擦接合装置的动力传递装置，或者是速比固定的摩擦式动力传递装置。但是，优选地，机械动力传递部分是从以下选择的自动变速器：包括至少一个行星齿轮组和多个摩擦接合装置的有级自动变速器，每个行星齿轮组具有多个旋转元件，这些摩擦接合装置可工作来将旋转元件连接到彼此或静止部件；带-轮式无级变速器，包括一对可变直径滑轮和连接滑轮以摩擦传递车辆驱动力的带；以及包括一对锥体和多个辊的环形无级变速器，这些辊具有各自轴线并保持在两个锥体之间以摩擦传递车辆驱动力。上述这对可变直径滑轮和传动带、以及上述这对锥体和辊被认为是一种摩擦接合装置。
优选地，可以通过控制燃料喷射阀实现切断对发动机燃料供应的燃料切断，或者控制节气门减小对发动机的空气燃料混合物的供应量，来限制发动机的输出。
优选地，控制设备还包括构造成判定车辆的变速杆是否置于任一车辆驱动位置中的驱动位置选择判定装置，并且还包括以下装置之一：构造成判定机械动力传递部分的实际转速与理论转速之间的上述差异是否大于预定阈值的转速差异判定装置；构造成判定机械动力传递部分的实际转速与理论转速的上述比值是否高于预定阈值的转速比判定装置；以及构造成判定机械动力传递部分的实际速比与理论速比之间的上述差异是否大于预定阈值的速比差异判定装置。在此情况下，在驱动位置选择判定装置获得肯定判定的时候，上述三个判定装置之一获得肯定判定时，上述发动机输出限制装置限制发动机的输出。在控制设备包括第一电动机速度控制装置的情况下，在驱动位置选择判定装置获得肯定判定的时候，上述三个判定装置之一获得肯定判定时，第一电动机速度控制装置控制第一电动机的转速。
附图说明
通过结合附图阅读本发明优选实施例的以下详细描述，将更好地理解本发明的上述和其它目的、特征、优点以及技术和工业重要性，附图中：
图1是表示可适用本发明的混合动力车辆的变速机构形式的车辆驱动系统布置的示意图；
图2是一工作表，表示与实现各个变速动作的液压操作摩擦接合装置的作动状态的不同组合相关的、设置在图1的变速机构中的有级自动变速部分的变速动作；
图3是表示在差速部分的无级变速状态和有级自动变速部分的有级变速状态下，图1的变速机构的差速部分和有级自动变速部分的旋转元件的相对转速的共线图；
图4是表示根据本发明一个实施例的用于控制图1变速机构的电子控制装置的输入和输出信号的视图；
图5是示出液压控制单元主要部分的视图，该液压控制单元设置来实现图1的变速机构的有级自动变速部分的有级变速动作；
图6是表示包括变速杆和可操作成选择多个变速位置之一的手动操作变速装置示例的视图；
图7是表示图4电子控制装置的主要控制功能的功能框图；
图8是这样的视图，其在由以车辆的行驶速度和输出转矩形式的控制参数限定的同一个二维坐标系统中，示出用于确定有级自动变速部分的变速动作的所存储变速边界线图的示例、和所存储驱动力源切换边界线图的示例，以使得这些图彼此相关，其中驱动力源切换边界线图限定了用于在发动机驱动模式和电动机驱动模式之间切换的发动机驱动区域和电动机驱动区域之间的边界线；
图9是示出限定由图7所示混合动力控制装置控制的发动机的最高燃料经济性曲线的燃料消耗图的示例的视图；
图10是示出由图7所示发动机输出限制装置使用的发动机输出转矩的上限值与转速差异之间关系的视图；
图11是示出由图4所示电子控制装置执行的速度限制控制例程的流程图；
图12是表示在本发明的另一实施例中由发动机输出限制装置使用的发动机输出转矩的上限值与转速差异之间关系的视图；
图13是对应于图7的功能框图，示出根据本发明的另一实施例的电子控制装置的主要控制功能；
图14是示出由图13所示电子控制装置执行的速度限制控制例程的流程图；
图15是这样的视图，其在车速沿着横轴取得且第二电动机的转速沿着纵轴取得的二维坐标系统中，与由图7的实施例中的转速差异判定装置所使用的阈值相比，示出由图13的实施例中的转速比判定装置所使用的阈值和由图16的另一实施例中的速比差异判定装置所使用的阈值；
图16是对应于图7的功能框图，示出根据本发明的上述另一实施例的电子控制装置的主要控制功能；
图17是示出由图16所示电子控制装置执行的速度限制控制例程的流程图；
图18是对应于图15的视图，示出本发明的另一实施例。
具体实施方式
<第一实施例>
参照图1的示意图，示出了构成用于混合动力车辆的驱动系统一部分的变速机构10，该驱动系统由根据本发明构造的控制设备控制。如图1中所示，变速机构10包括：输入轴14形式的输入旋转部件；直接或通过未示出的脉冲吸收阻尼器(减振装置)间接连接至输入轴14的电动差速部分11形式的无级变速器部分；自动变速部分20形式的机械动力传递部分，其配置在电动差速部分11和车辆驱动轮34(在图7中示出)之间并经由动力传递部件(动力传递轴)18串联连接至差速部分11和驱动轮34；以及连接至自动变速部分20的输出轴22形式的输出旋转部件。输入轴12、差速部分11、自动变速部分20和输出轴22同轴地配置在变速器壳体12(下文简称为壳体12)中的共同轴线上，并彼此串联连接，变速器壳体12用作附装至车身的静止部件。该变速机构10适合用于横置FR车辆(发动机前置后轮驱动车辆)，并且配置在内燃机8形式的驱动力源和一对驱动轮34之间，以通过差速齿轮装置32(末级减速齿轮)和一对驱动车轴将车辆驱动力从发动机8传递至该对驱动轮34，如图7所示。发动机8可以是汽油发动机或柴油发动机，并用作直接或通过脉冲吸收阻尼器间接连接至输入轴14的车辆驱动力源。
在本变速机构10中，发动机8和差速部分11彼此直接连接。这种直接连接意味着发动机8和变速部分11彼此连接，其间没有布置诸如变矩器或流体耦合器之类的流体操作动力传递装置，但可以如上所述通过脉冲吸收阻尼器彼此连接。注意，图1中省略了相对于其轴线对称构造的变速机构10的下半部。这对于下述本发明的其它实施例也是如此。
差速部分11具有：第一电动机M1；用作差速机构的动力分配机构16，其可工作以将由输入轴14接收的发动机8的输出机械地分配至第一电动机M1和动力传递部件18形式的自动变速部分20的输入轴；以及与输出轴22可操作连接并一起旋转的第二电动机M2。在本实施例中使用的第一电动机M1和第二电动机M2每个都是具有电动机功能和发电机功能的所谓电动/发电机。但是，第一电动机M1应当至少用作可工作以产生电能和反作用力的发电机，而第二电动机M2应当至少用作可工作以产生车辆驱动力的驱动力源。
作为主要部件，动力分配机构16包括具有例如约0.418的传动比ρ1的单个小齿轮类型的第一行星齿轮组24。第一行星齿轮组24具有以下旋转元件：第一太阳齿轮S1；第一行星齿轮P1；支承第一行星齿轮P1使得第一行星齿轮P1可以绕其轴线旋转并且可绕第一太阳齿轮S1的轴线旋转的第一行星架CA1；和通过第一行星齿轮P1与第一太阳齿轮S1啮合的第一齿圈R1。在第一太阳齿轮S1和第一齿圈R1的齿数分别由ZS1和ZR1表示的情况下，上述传动比ρ1由ZS1/ZR1表示。
在动力分配机构16中，第一行星架CA1连接至输入轴14，即连接至发动机8，第一太阳齿轮S1连接至第一电动机M1，而第一齿圈R1连接至动力传递部件18。动力分配机构16在差速状态下工作，在该差速状态下，第一行星齿轮组24的由第一太阳齿轮S1、第一行星架CA1和第一齿圈R1组成的三个元件相对于彼此可旋转，以执行差速功能。在差速状态下，发动机8的输出被分配到第一电动机M1和动力传递部件18，由此发动机8的一部分输出被用来驱动第一电动机M1以产生电能，此电能被存储或者用来驱动第二电动机M2。因此，差速部分11(动力分配机构16)用作电动差速装置，其可在无级变速状态(电控建立的CVT状态)下工作，其中动力传递部件18的转速可连续变化而无论发动机8的转速如何，即置于这样的差速状态，其中动力分配机构16的速比γ0(输入轴14的转速/动力传递部件18的转速)从最小值γ0min连续变化到最大值γ0max。也就是说，在无级变速状态中差速部分11用作速比γ0可以从最小值γ0min到最大值γ0max连续可变的电控无级变速器。
自动变速部分20包括单个小齿轮式第二行星齿轮组26、单个小齿轮式第三行星齿轮组28和单个小齿轮式第四行星齿轮组30。自动变速部分20是可用作有级自动变速器、机械变速部分或机械动力传递部分的多级变速器。第二行星齿轮组26具有：第二太阳齿轮S2；第二行星齿轮P2；第二行星架CA2，其支承第二行星齿轮P2使得第二行星齿轮P2可以绕其轴线旋转并且可绕第二太阳齿轮S2的轴线旋转；和通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮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：第三太阳齿轮S3；第三行星齿轮P3；第三行星架CA3，其支承第三行星齿轮P3使得第三行星齿轮P3可以绕其轴线旋转并且可绕第三太阳齿轮S3的轴线旋转；和通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮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：第四太阳齿轮S4；第四行星齿轮P4；第四行星架CA4，其支承第四行星齿轮P4使得第四行星齿轮P4可以绕其轴线旋转并且可绕第四太阳齿轮S4的轴线旋转；和通过第四行星齿轮P4与第四太阳齿轮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。在第二太阳齿轮S2、第二齿圈R2、第三太阳齿轮S3、第三齿圈R3、第四太阳齿轮S4和第四齿圈R4的齿数分别由ZS2、ZR2、ZS3、ZR3、ZS4和ZR4表示的情况下，上述传动比ρ2、ρ3和ρ4分别由ZS2/ZR2、ZS3/ZR3和ZS4/ZR4表示。
在自动变速部分20中，第二太阳齿轮S2和第三太阳齿轮S3作为一个单元一体地彼此固定，并通过第二离合器C2选择性地连接至动力传递部件18，通过第一制动器B1选择性地固定到壳体12。第二行星架CA2通过第二制动器B2选择性地固定到壳体12，并通过第三制动器B3选择性地固定到壳体12。第二齿圈R2、第三行星架CA3和第四行星架CA4一体地彼此固定并固定到输出轴22。第三齿圈R3和第四太阳齿轮S4一体地彼此固定并通过第一离合器C1选择性地连接到动力传递部件18。
因而，自动变速部分20和差速部分(动力传递部件18)通过第一离合器C1或第二离合器C2而选择性地彼此连接，所述离合器提供成使自动变速部分20变速。所以，发动机8的输出通过差速部分11以及第一离合器C1和/或第二离合器C2传递到自动变速部分20。第一离合器C1和第二离合器C2用作自动变速部分20的输入离合器。当第一离合器C1和第二离合器C2中的至少一个置于接合状态时，动力传递部件18和自动变速部分20之间的动力传递路径被置于动力传递状态，在此状态中可以通过动力传递路径传递车辆驱动力。当第一离合器C1和第二离合器C2两者都置于分离状态时，该动力传递路径被置于动力切断状态，在此状态中无法通过动力传递路径传递车辆驱动力。因此，第一离合器C1和第二离合器C2用作接合装置，其可操作成将动力传递部件18和自动变速部分20之间，即差速部分11(动力传递部件18)和驱动轮34之间的动力传递路径选择性地置于动力传递状态和动力切断状态之一，在动力传递状态下车辆驱动力可以通过动力传递路径传递，在动力切断状态下车辆驱动力不能通过动力传递路径传递。
自动变速部分20是有级变速器，其可操作来执行所谓的“离合器至离合器”变速动作，以通过接合装置之一的接合动作和接合装置中另一个的分离动作来建立所选择的一个档位。上述档位具有作为几何级数变化的相应速比γ(动力传递部件18的转速N18/输出轴22的转速NOUT)。如图2中的表所示，通过第一离合器C1和第三制动器B3的接合动作建立具有例如约3.357的最高速比γ1的一档，并通过第一离合器C1和第二制动器B2的接合动作来建立具有小于速比γ1的、例如约2.180的速比γ2的二档。此外，通过第一离合器C1和第一制动器B1的接合动作来建立具有小于速比γ2的、例如约1.424的速比γ3的三档，并通过第一离合器C1和第二离合器C2的接合动作来建立具有小于速比γ3的、例如约1.000的速比γ4的四档。通过第二离合器C2和第三制动器B3的接合动作来建立具有在速比γ1和γ2之间的、例如约3.209的速比γR的倒档，而当第一离合器C1、第二离合器C2、第一制动器B1、第二制动器B2和第三制动器B3全都置于分离状态时，建立空档位置N。
上述第一离合器C1、第二离合器C2、第一制动器B1、第二制动器B2和第三制动器B3(下文中统称为离合器C和制动器B，除非另外说明)是传统车辆自动变速器中使用的液压操作摩擦接合装置。这些摩擦接合装置中的每一个都由包括多个由液压致动器彼此压紧的摩擦盘的湿式多片离合器构成，或者由包括转鼓和缠绕在转鼓的外周表面上并且在一端由液压致动器张紧的一条带或两条带的带式制动器构成。离合器C1、C2和制动器B1-B3中的各个被选择性地接合，用于连接各离合器或制动器置于其间的两个部件。
在如上所述构造的变速机构10中，用作无级变速器的差速部分11和用作有级变速器的自动变速部分20协作来构成速比无级变化的无级变速器。当控制差速部分11保持其速比不变时，差速部分11和自动变速部分20协作构成速比有级变化的有级变速器。
当差速部分11用作有级变速器而串联连接到差速部分11的自动变速部分20用作有级变速器时，传递到置于所选档位之一M的自动变速部分20的旋转运动的速度(以下称为“自动变速部分20的输入速度”)即动力传递部件18的转速(以下称为“传递部件速度N18”)连续改变，使得当自动变速部分20置于所选档位M时驱动系统的速比在预定范围上无级变化。所以，变速机构10的总速比γT(输入轴14的转速NIN/输出轴22的转速NOUT)无级变化。于是，变速机构10总体上可操作为无级变速器。总速比γT由差速部分11的速比γ0和自动变速部分20的速比γ确定。
例如，当差速部分11用作有级变速器，而自动变速部分20置于如图2的表所示的一至四档和倒档中所选择的一个时，传递部件速度N18在预定范围上无级变化。所以，变速机构10的总速比γT跨越相邻档位无级变化。
当差速部分11的速比γ0保持不变，而离合器C和制动器B选择性接合以建立一至四档和倒档中所选择的一个时，变速机构10的总速比γT按几何级数有级变化。于是，变速机构10可类似于有级变速器操作。
当差速部分11的速比γ0保持不变为例如1时，变速机构10的总速比γT随着自动变速部分20从如图2的表所示的一至四档和倒档中的一个变到另一个而变化。当差速部分11的速比γ0保持不变为小于1的值例如约0.7，而自动变速部分20置于四档时，变速机构10的总速比γT控制为约0.7。
图3的共线图用直线表示在变速机构10的各档位下旋转元件的转速之间的关系，变速机构10由差速部分11和自动变速部分20构成。不同的档位对应于旋转元件的相应的不同连接状态。图3的共线图是直角二维坐标系统，其中行星齿轮组24、26、28、30的传动比ρ被取为沿着横轴，而旋转元件的相对转速被取为沿着纵轴。水平线X1表示0的转速，而水平线X2表示1.0的转速，即连接至输入轴14的发动机8的运行速度NE。水平线XG表示动力传递部件18的转速。
与差速部分11的动力分配机构16对应的三条竖直线Y1、Y2和Y3分别表示第一太阳齿轮S1形式的第二旋转元件(第二元件)RE2、第一行星架CA1形式的第一旋转元件(第一元件)RE1、和第一齿圈R1形式的第三旋转元件(第三元件)RE3的相对转速。竖直线Y1、Y2和Y3中相邻竖直线之间的距离由第一行星齿轮组24的传动比ρ1确定。就是说，竖直线Y1和Y2之间的距离对应于“1”，而竖直线Y2和Y3之间的距离对应于传动比ρ1。此外，与变速部分20对应的五条竖直线Y4、Y5、Y6、Y7和Y8分别表示彼此一体固定的第二太阳齿轮S2和第三太阳齿轮S3形式的第四旋转元件(第四元件)RE4、第二行星架CA2形式的第五旋转元件(第五元件)RE5、第四齿圈R4形式的第六旋转元件(第六元件)RE6、彼此一体固定的第二齿圈R2与第三行星架CA3和第四行星架CA4形式的第七旋转元件(第七元件)RE7、以及彼此一体固定的第三齿圈R3与第四太阳齿轮S4形式的第八旋转元件(第八元件)RE8的相对转速。这些竖直线中相邻竖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。在共线图的竖直线之间的关系中，各个行星齿轮组中太阳齿轮和行星架之间的距离对应于“1”，而各个行星齿轮组中行星架和齿圈之间的距离对应于传动比ρ。在差速部分11中，竖直线Y1和Y2之间的距离对应于“1”，而竖直线Y2和Y3之间的距离对应于传动比ρ。在自动变速部分20中，与第二、第三和第四行星齿轮组26、28、30中每一个的太阳齿轮和行星架之间的距离对应于“1”，而行星齿轮组26、28、30中每一个的行星架和齿圈之间的距离对应于传动比ρ。
参照图3的共线图，变速机构10的动力分配机构16(差速部分11)被构造成使得：第一行星齿轮组24的第一旋转元件RE1(第一行星架CA1)被一体地固定到输入轴14(发动机8)，并且第二旋转元件RE2固定到第一电动机M1，而第三旋转元件RE3(第一齿圈R1)被固定到动力传递部件18和第二电动机M2，从而输入轴14的旋转运动通过动力传递部件18传递(输入)到自动变速部分20。第一太阳齿轮S1和第一齿圈R1转速之间的关系由经过线Y2和X2之间交点的倾斜直线L0表示。
在其中第一至第三旋转元件RE1-RE3相对于彼此可旋转的差速部分11的差速状态下，例如由直线L0和竖直线Y1之间交点表示的第一太阳齿轮S1的转速即第一电动机M1的转速通过控制发动机速度NE而升高或降低，从而如果由直线L0和竖直线Y3之间交点表示的第一齿圈R1的转速基本保持恒定，则由直线L0和竖直线Y2表示的第一行星架CA1的转速升高或降低。
当控制第一电动机M1的转速使得差速部分11的速比γ0保持为1，从而使第一太阳齿轮S1的转速等于发动机速度NE时，直线L0与水平线X2对准，由此第一齿圈R1即动力传递部件18以发动机转速NE旋转。另一方面，当控制第一电动机M1的转速使得差速部分11的速比γ0保持为小于1的值例如0.7，使得第一太阳齿轮S1的转速为零时，动力传递部件18以高于发动机转速NE的转速N18旋转。
在自动变速部分20中，第四旋转元件RE4通过第二离合器C2选择性地连接至动力传递部件18，并且通过第二制动器B2选择性地固定到壳体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固定到输出轴22，而第八旋转元件RE8通过第一离合器C1选择性地连接至动力传递部件18。
当在差速部分11的以下状态下第一离合器C1和第三制动器B3被接合时，自动变速部分20被置于一档，在所述状态中差速部分11在等于发动机速度NE的速度下的旋转运动输入到自动变速部分20的第八旋转元件RE8。如图3中所示，一档中输出轴22的转速由表示固定到输出轴22的第七旋转元件RE7转速的竖直线Y7和倾斜直线L1之间的交点表示，倾斜直线L1经过表示第八旋转元件RE8转速的竖直线Y8和水平线X2之间的交点以及表示第六旋转元件RE6转速的竖直线Y6和水平线X1之间的交点。类似地，通过第一离合器C1和第二制动器B2的接合动作建立的二档中输出轴22的转速，由通过这些接合动作所确定的倾斜直线L2和表示固定到输出轴22的第七旋转元件RE7转速的竖直线Y7之间的交点表示。通过第一离合器C1和第一制动器B1的接合动作建立的三档中输出轴22的转速，由通过这些接合动作所确定的倾斜直线L3和表示固定到输出轴22的第七旋转元件RE7转速的竖直线Y7之间的交点表示。通过第一离合器C1和第二离合器C2的接合动作建立的四档中输出轴22的转速，由通过这些接合动作所确定的直线L4和表示固定到输出轴22的第七旋转元件RE7转速的竖直线Y7之间的交点表示。
图4表示由构造成控制变速机构10的电子控制装置80所接收的信号，以及电子控制装置80所产生的信号。此电子控制装置80包括结合了CPU、ROM、RAM和输入/输出接口的所谓微型计算机，并且被构造成在利用RAM的临时数据存储功能的同时根据存储在ROM中的程序来处理这些信号，以实现发动机8以及第一和第二电动机M1和M2的混合动力驱动控制，以及诸如自动变速部分20的变速控制之类的驱动控制。
电子控制装置80被构造成从图4所示的各种传感器和开关接收各种信号，例如：表示发动机8的冷却水温度TEMPw的信号；表示变速杆52(图7所示)所选一个操作位置PSH的信号；表示发动机8的运行速度NE的信号；表示代表变速机构10向前驱动位置的所选组的值的信号；表示M模式(手动变速模式)的信号；表示空调操作状态的信号；表示与输出轴22转速NOUT(以下称为“输出轴速度”)相对应的车速V的信号；表示自动变速部分20工作油温度TOIL的信号；表示驻车制动器操作状态的信号；表示脚踏制动器操作状态的信号；表示催化剂温度的信号；表示加速踏板形式的可手动操作车辆加速部件的操作量(开度角)Acc的信号；表示凸轮角度的信号；表示对雪地驱动模式的选择的信号；表示车辆的纵向加速度值G的信号；表示对自动巡航驱动模式的选择的信号；表示车辆重量的信号；表示车辆的驱动轮速度的信号；表示第一电动机M1的转速NM1(下文称作“第一电动机速度NM1”)的信号；表示第二电动机M2的转速NM2(下文称作“第二电动机速度NM2”)的信号；以及表示存储在蓄电装置60(图7中所示)中的电能量SOC的信号。
电子控制装置80还被构造成产生各种信号，例如：施加到发动机输出控制装置58(图7中示出)以控制发动机8的输出的控制信号，例如驱动节气门致动器64以控制配置在发动机8进气管60中的电子节气门62的开度θTH的驱动信号、控制由燃料喷射装置66喷射到发动机8的进气管60或气缸中的燃料喷射量的信号、施加到点火装置68以控制发动机8的点火正时的信号、和调节发动机8的增压器压力的信号；操作电力空调的信号；操作第一和第二电动机M1和M2的信号；操作用于表示变速杆52的所选择或变速位置的变速范围指示器的信号；操作表示传动比的传动比指示器的信号；操作表示对雪地驱动模式的选择的雪地模式指示器的信号；操作用于车轮的防抱死制动的ABS致动器的信号；操作用于表示对M模式的选择的M模式指示器的信号；操作液压控制单元70(图7中示出)中结合的线性电磁阀SL1-SL5(图5中示出)形式的电磁操作阀的信号，该液压控制单元70被设置来控制差速部分11和自动变速部分20的液压操作摩擦接合装置的液压致动器；操作被用作液压控制单元70中所结合的用于调节管路压力PL的调节阀的信号；驱动电热器的信号；以及被施加到巡航控制计算机的信号。
图5示出构造成控制线性电磁阀SL1-SL5的液压控制单元70的液压回路，线性电磁阀SL1-SL5用于控制致动离合器C1、C2和制动器B1-B3的液压致动器(液压缸)AC1、AC2、AB1、AB2和AB3。
如图5所示，液压致动器AC1、AC2、AB1、AB2和AB3连接到相应线性电磁阀SL1-SL5，其中根据来自电子控制装置80的控制命令进行控制，以将管路压力PL调节成相应的接合压力PC1、PC2、PB1、PB2和PB3以直接施加到相应的液压致动器AC1、AC2、AB1、AB2和AB3。管路压力PL是由电动液压油泵(未示出)或发动机8所驱动的机械油泵产生的压力，该压力由泄压式压力调节阀根据例如加速踏板的操作量Acc或电子节气门62的开度所表示的发动机8的负荷来调节。
线性电磁阀SL1-SL5具有基本上相同的构造，并彼此独立地由电子控制装置80控制，以彼此独立地调节液压致动器AC1、AC2、AB1、AB2和AB3的液压，用于控制接合压力PC1、PC2、PB1、PB2和PB3，从而使合适的两个接合装置(C1、C2、B1、B2、B3)接合来将自动变速部分20换到所选操作位置或档位。自动变速部分20的从一个位置到另一个位置的变速动作是包括同时发生的接合装置(C、B)的接合动作和另一接合装置的分离动作的所谓“离合器至离合器”变速动作。
图10示出变速装置46形式的可手动操作的变速装置的示例。变速装置50包括上述变速杆52，该变速杆例如配置成横向地临近操作者的座椅，并且被手动地操作以选择多个操作位置PSH中的一个。
变速杆52的操作位置PSH包括：驻车位置P，该驻车位置P用于将驱动系统10(即，自动变速部分20)置于空档状态下，在该空档状态下，通过自动变速部分20的动力传递路径断开，并且同时输出轴22处于锁止状态；反向驱动位置R，该反向驱动位置R用于沿向后的方向驱动车辆；空档位置N，该空档位置N用于将驱动系统10置于空档状态；自动向前驱动变速位置D，用于建立自动变速模式；和手动向前驱动变速位置M，用于建立手动变速模式。在自动变速模式中，总速比γT由差速部分11的无级变化速比和自动变速部分20的速比确定，该自动变速部分20的速比由于自动变速部分20从一至四档中的一档到另一档的自动变速动作而有级变化。在手动变速模式中，通过禁止自动变速部分20变速到相对较高的档位而使可用档位的数量受到限制。
当操作变速杆52到所选择的一个档位PSH时，电气控制液压控制单元70以切换液压回路来建立图2的表中所示的反向驱动位置R、空档N、和一到四档位中的一个。
上述驻车位置P和空档位置N是当不驱动车辆时选择的非驱动位置，而上述反向驱动位置R以及自动向前驱动档位D和手动向前驱动档位M是当驱动车辆时选择的驱动位置。在非驱动位置P、N中，如图2的表中所示，自动变速部分20中的动力传递路径处于通过松开离合器C1和C2建立的动力中断状态。在驱动位置R、D、M中，如图2的表中所示，自动变速部分20中的动力传递路径处于通过接合离合器C1和C2中至少一个建立的动力传递状态。
具体而言，从驻车位置P或空档位置N到反向驱动位置R的变速杆52的手动操作导致第二离合器C2接合，用于将自动变速部分20中的动力传递路径从动力中断状态切换到动力传递状态。从空档位置N到自动向前驱动位置D的变速杆52的手动操作导致至少第一离合器C1接合，用于将自动变速部分20中的动力传递路径从动力中断状态切换到动力传递状态。从反向驱动位置R到驻车位置P或空档位置N的变速杆52的手动操作导致第二离合器C2分离，用于将自动变速部分20中的动力传递路径从动力传递状态切换到动力中断状态。从自动向前驱动位置D到空档位置N的变速杆52的手动操作导致第一离合器C1和第二离合器C2分离，用于将自动变速部分20中的动力传递路径从动力传递状态切换到动力中断状态。
参照图7的功能框图，电子控制装置80包括有级变速控制装置82、混合动力控制装置84、驱动位置选择判定装置86、转速差异判定装置88和发动机输出限制装置90。有级变速控制装置82被构造成判定自动变速部分20的变速动作是否应当发生，即，判定自动变速部分20应该换至哪个档位。基于车速V和自动变速部分20的需要输出转矩TOUT所表示的车辆状况，并根据表示由图8中实线所表示的升档边界线和由图8中的单点划线表示的降档边界线的所存储的变速边界线图(变速控制图或关系)，来做出此判定。基于加速踏板的实际操作量Acc(％)和车速V并根据这些参数TOUT、Acc和V之间的公知存储关系来计算需要输出转矩TOUT。
有级变速控制装置82产生施加到液压控制单元70的变速命令(液压控制命令)，以接合和分离合适的两个液压操作摩擦接合装置(C1、C2、B1、B2、B3)，用于根据图2的表建立自动变速部分20的所确定的档位。详细而言，有级变速控制装置82命令液压控制单元70以控制液压控制单元70中结合的合适的两个线性电磁阀SL，用于激励合适的两个摩擦接合装置(C、B)的合适的液压致动器来并行地接合这两个摩擦接合装置中的一个并分离另一个摩擦接合装置，以实现自动变速部分20到确定档位的离合器对离合器变速动作。
混合动力控制装置84控制发动机8以高效率运行，并且控制第一和第二电动机M1、M2以最优化由发动机8和第二电动机M2产生的驱动力的比例，并最优化在第一电动机M1作为发电机运行期间产生的反作用力，由此控制作为电控无级变速器工作的差速部分11的速比γ0。例如，混合动力控制装置84基于用作操作者所需车辆输出的加速踏板操作量Acc和车辆行驶速度V计算在当前车辆行驶速度V下的目标(需求)车辆输出，并且基于计算出的目标车辆输出和由第一电动机M1产生的电能需求量来计算目标总车辆输出。混合动力控制装置84在考虑动力传递损失、作用在车辆的各种装置上的负荷、由第二电动机M2产生的辅助转矩等的同时，计算发动机8的目标输出以获得计算出的目标总车辆输出。混合动力控制装置84控制发动机8的速度NE和转矩TE，以获得计算出的目标发动机输出和由第一电动机M1的电能产生量。
混合动力控制装置84被构造成在考虑自动变速部分20的当前所选择档位的同时实施混合动力控制，以提高车辆的驱动性和发动机8的燃料经济性。在混合动力控制中，差速部分11被控制成用作电控无级变速器，以使得为发动机高效工作的发动机转速NE与由车速V和自动变速部分20的所选择档位确定的动力传递部件18的转速具有最优化协作。也就是说，混合动力控制装置84确定变速机构10的总速比γT的目标值，使得发动机8根据所存储的并由图9中虚线所示的最高燃料经济性曲线(燃料经济性图或关系)而运行。变速机构10的总速比γT的目标值允许发动机转矩TE和转速NE被控制成，使得发动机8提供为获得目标车辆输出(目标总车辆输出或需求车辆驱动力)所需的输出。最高燃料经济性曲线通过实验而获得，以满足发动机8的期望运行效率和最高燃料经济性两者，并限定在由发动机转速NE的轴线和发动机转矩TE的轴线限定的二维坐标系统中。混合动力控制装置84控制差速部分11的速比γ0，以获得总速比γT的目标值，使得总速比γT可以被控制在预定范围内。
在混合动力控制中，混合动力控制装置84控制逆变器54，使得由第一电动机M1产生的电能经逆变器54供应到蓄电装置56和第二电动机M2。也就是说，由发动机8产生的驱动力的主要部分被机械地传递到动力传递部件18，而驱动力的其余部分被第一电动机M1消耗以将此部分转换成电能，该电能经逆变器54供应到第二电动机M2，从而第二电动机M2用所供应的电能运行，以产生将要传递到动力传递部件18的机械能。这样，驱动系统设置有电气路径，由发动机8的驱动力的一部分转换所生成的电能经此电气路径被转换成机械能。
混合动力控制装置84还构造成，无论车辆是静止还是行驶，通过由于差速部分11的电控CVT功能来控制第一电动机速度NM1和/或第二电动机速度NM2，使得发动机转速NE保持基本恒定或保持在期望值。换言之，混合动力控制装置84能够根据期望控制第一电动机速度NM1和/或第二电动机速度NM2，同时使发动机转速NE保持基本恒定或保持在期望值。
例如，如图3的共线图清楚可见，为了在车辆行驶期间提高发动机转速NE，由于动力传递部件速度N18是由车速V(驱动轮34的速度)确定的，因此混合动力控制装置84提高第一电动机M1的运行速度NM1。为了在自动变速部分20的变速操作期间使发动机转速NE保持基本恒定，混合动力控制装置84以与由自动变速部分20的变速操作引起的第二电动机速度NM2的改变方向相反的方向改变第一电动机速度NM1，同时保持发动机转速NE基本恒定。
混合动力控制装置84包括发动机输出控制装置，其用于通过单独地或组合地控制节气门致动器64以打开和关闭电子节气门62，控制由燃料喷射装置66喷射到发动机8中的燃料喷射量和正时、和/或由点火装置68进行的点火器的点火正时，命令用于控制发动机8的发动机输出控制装置58，从而提供需求输出。
例如，混合动力控制装置84基本构造成，基于加速踏板操作量Acc并根据操作量Acc和电子节气门62的开度角θTH之间的预定存储的关系(未示出)控制节气门致动器64，使得开度角θTH随着操作量Acc的增大而增大。发动机输出控制装置58根据从混合动力控制装置84接收的命令，控制节气门致动器64以打开和关闭电子节气门62，控制燃料喷射装置66以控制燃料喷射，并控制点火装置68以控制点火器的点火正时，由此控制发动机8的转矩。
不论发动机8处于非运行状态还是怠速状态，混合动力控制装置84都能够通过利用差速部分11的电控无级变速功能(差速功能)来建立电动机驱动模式以由电动机驱动车辆。图8中的实线A表示限定出发动机驱动区域和电动机驱动区域的边界线的示例，该边界线用于在发动机8和第二电动机M2之间切换用于启动并驱动车辆的车辆驱动力源(以下称为“驱动力源”)。换言之，车辆驱动模式可以在所谓“发动机驱动模式”和所谓“电动机驱动模式”之间切换，发动机驱动模式对应于其中以发动机8用作驱动力源来启动并驱动车辆的发动机驱动区域，电动机驱动模式对应于其中以第二电动机M2用作驱动力源来驱动车辆的电动机驱动区域。表示用于在发动机驱动模式和电动机驱动模式之间切换的图8的边界线(实线A)的预先存储的关系是二维坐标系统中的驱动力源切换线图(驱动力源图)的示例，该二维坐标系统由车速V形式的控制参数和输出转矩TOUT形式的驱动力相关值限定。此驱动力源切换线图与由图8中的实线和单点划线表示的变速边界线图(变速图)一起存储在存储器中。
当由车速V和需求输出转矩TOUT所表示的车辆状态处于由图8中的实线A包围的电动机驱动区域中时，不论发动机8处于非运行状态还是怠速状态，混合动力控制装置84都能够通过利用差速部分11的电控CVT功能(差速功能)来建立电动机驱动模式。当输出转矩TOUT处于其中发动机效率较低的较低范围时，即当发动机转矩TE处于较低的范围时，或当车速V处于较低的范围时，即当车辆负载较低时，通常由混合动力控制装置84建立电动机驱动模式。为了减少发动机8在其非运行状态下的拖滞(dragging)并提高电动机驱动模式下的燃料经济性，混合动力控制装置84被构造成，由于差速部分11的电控CVT功能(差速功能)，即，通过控制差速部分11执行其电控CVT功能(差速功能)，来根据需要将发动机转速NE保持为零或基本为零，使得第一电动机速度1被控制为处于非加载状态，从而自由旋转而具有负速度NM1。
即使在车辆状态的发动机驱动区域中，混合动力控制装置84还能够通过将来自第一电动机M1或蓄电装置60的电能施加到第二电动机M2来执行所谓“驱动力辅助”操作(转矩辅助操作)以辅助发动机8，从而第二电动机M2运行以将驱动转矩传递到驱动轮34。
混合动力控制装置84还构造成将第一电动机M1置于其中第一电动机M1自由旋转的非加载状态中，从而将差速部分11置于类似于其中无法通过差速部分11内的动力传递路径传递动力的动力切断状态的状态中，并且从差速部分11无法产生输出。即，混合动力控制装置84构造成将第一电动机M1置于非加载状态中，以由此将差速部分11置于其中动力传递路径电气切断的空档状态中。
驱动位置选择判定装置86构造成判定变速杆52是否置于驱动位置D、M和R中的任一个中。此判定基于表示变速杆52的当前所选操作位置PSH的信号作出。
当变速杆52置于任一驱动位置中时操作转速差异判定装置88，并且该转速差异判定装置88构造成判定转速差异ΔNIN是否大于预定阈值ΔNINA。转速差异ΔNIN是动力传递部件18(差速部分或电动无级变速部分11的输出部件)的实际转速即自动变速部分(机械动力传递部分)20的输入旋转部件的实际转速NIN1与理论输入部件转速NIN2(＝γ×NOUT)之间的差异，该实际转速基于结合在第二电动机M2中的回转器的输出信号计算出来，该理论输入部件转速基于实际车速V(输出轴22的速度NOUT)和自动变速部分20的当前建立档位的速比γ计算出来。自动变速部分20的输入旋转部件是第一和第二离合器C1、C2以及连接到离合器C1、C2的旋转部件中的一个。
当转速差异判定装置88判定转速差异ΔNIN大于预定阈值ΔNINA(rpm)时，操作发动机输出限制装置90，该发动机输出限制装置90构造成将发动机8的输出转矩TE限制为上限值TEmax2(N·m)，该上限值TEmax2小于当转速差异ΔNIN不大于预定阈值ΔNINA时所使用的上限值TEmax1(N·m)，如图10所示，从而发动机输出控制装置58命令燃料喷射装置66实现发动机8的燃料切断，即阻止燃料供应到发动机8，或者命令节气门致动器64减小节气门62的开度以减小对发动机8的空气燃料混合物的供应量。当转速差异ΔNIN不大于预定阈值ΔNINA时所使用的发动机输出转矩TE的上限值TEmax1是发动机输出转矩TE的最大值，从而当转速差异ΔNIN不大于预定阈值ΔNINA时不限制发动机输出转矩TE。
当转速差异判定装置88判定转速差异ΔNIN大于预定阈值ΔNINA时，操作第一电动机速度控制装置92，并且第一电动机速度控制装置92构造成控制第一电动机M1的运行速度NM1，使得转速NM2不超过预定上限NM2max。例如，第一电动机速度控制装置92增大第一电动机M1的转速NM1，以防止第二电动机M2的转速NM2过分升高。第一电动机M1的转速NM1的控制比通过上述燃料切断控制发动机8的输出转矩TE有更高的控制响应。
图11是示出电子控制装置80的控制操作主要部分的流程图，即由电子控制装置80执行的速度限制控制例程，用于防止由于形式为第一和第二离合器C1、C2的输入离合器中至少一个的异常而导致第二电动机M2的运行速度的过度升高。此速度限制控制例程以例如约几毫秒到约几十毫秒的极短循环时间重复执行。
图11的速度限制控制例程以对应于驱动位置选择判定装置86的步骤S1开始，以判定变速杆52是否置于任一驱动位置。如果在步骤S1得到否定判定，则控制流进行到步骤S6以实现除限制第二电动机M2的转速的控制之外的其它控制，并终止当前速度限制控制例程。如果在步骤S1得到肯定判定，则控制流进行到对应于转速差异判定装置88的步骤S2，以判定转速差异ΔNIN是否大于预定阈值ΔNINA(例如500rpm)。如上所述，转速差异ΔNIN是动力传递部件18(差速部分11的输出部件)的实际转速即自动变速部分20的输入旋转部件的实际转速NIN1与理论输入部件转速NIN2(＝γ×NOUT)之间的差异，该实际转速基于结合在第二电动机M2中的回转器的输出信号计算出来，该理论输入部件转速基于实际车速V(输出轴22的速度NOUT)和自动变速部分20的当前建立档位的速比γ计算出来。预定阈值ΔNINA是通过实验作为一个上限值获得的，在该上限值之上启动限制发动机8的输出转矩的控制以防止第二电动机M2的转速的过度升高。此预定阈值ΔNINA对应于当启动对发动机8的输出转矩的限制时第一离合器C1和/或第二离合器C2的滑动量。
如果在步骤S2得到否定判定，则控制流进行到步骤S5，其中将发动机转矩TE的上限值TEmax保持在通常值TEmax1。所以，发动机8的输出转矩TE由发动机输出控制装置58控制，以保持不大于正常上限值TEmax1。此正常上限值TEmax1等于发动机输出转矩TE的最大值。因此，当转速差异ΔNIN不大于预定阈值ΔNINA时，发动机8的输出转矩TE基本不受限制。
如果在步骤S2得到肯定判定，则控制流进行到对应于发动机输出限制装置90的步骤S3，其中将发动机8的输出转矩TE的上限值TEmax减小为减小值TEmax2，该减小值TEmax2小于通常值TEmax1，如图10所示。结果，发动机8的输出转矩TE由发动机输出控制装置58限制到减小的上限值TEmax2。此减小的上限值TEmax2通过实验作为一个上限值获得的，在该上限值之下即使在由于与离合器C1、C2相关的异常而出现第一离合器C1和/或第二离合器C2的过度滑动作用时，也可以防止第二电动机M2的转速的过度升高，所述异常例如是线性电磁阀SL1和/或线性电磁阀SL2的电磁线圈失效或者线性电磁阀SL1、SL2的线轴的粘着。
在步骤S3之后是对应于第一电动机速度控制装置92的步骤S4，用于控制第一电动机M1的转速NM1，以防止第二电动机M2的转速NM2超过预定上限NM2max。例如，第一电动机速度控制装置92增大第一电动机M1的转速NM1来增大太阳齿轮S1的转矩，由此防止第二电动机M2的转速NM2升高到预定上限NM2max例如10000rpm之上。
如上所述，根据本发明实施例的电子控制装置80设置用于控制车辆变速机构或驱动系统10，该驱动系统包括彼此串联配置在发动机8和驱动轮34之间的动力传递路径中的差速部分11形式的电动无级变速部分和自动变速部分20形式的机械动力传递部分。电子控制装置80构造成根据自动变速部分20的输入旋转部件的实际转速NIN1与理论输入部件转速NIN2(＝γ×NOUT)之间的差异ΔNIN来限制发动机8的输出转矩，该理论输入部件转速基于实际车速V(输出轴22的速度NOUT)和自动变速部分20的当前建立档位的速比γ计算出来。所以，在车辆行驶期间由于输入离合器C1、C2的某种异常导致的输入离合器C1、C2的转矩传递承载能力的降低不会使布置在输入离合器C1、C2的更靠近发动机8一侧的自动变速部分20的旋转部件的转速过度升高，也不会使随旋转部件旋转的轴承和连接到旋转部件的第二电动机M2的转速过度升高，即使由于接合装置的某种异常导致接合装置的转矩传递承载能力降低，从而使得可以确保这些旋转部件、轴承和电动机的高耐久性。本实施例的电子控制装置80的此功能对于以下车辆变速机构或驱动系统10特别有利，该驱动系统具有减小的轴向尺寸和多个档位，这些档位具有相应的速比(彼此接近并在宽范围上变化)并由形式为第一和第二离合器C1、C2的多个输入离合器建立。
另外，本实施例的电子控制装置80包括发动机输出限制装置90，该发动机输出限制装置90构造成限制发动机8的输出转矩，以使得当转速差异ΔNIN大于预定阈值ΔNINA时，输出转矩的上限TEmax小于当转速差异ΔNIN不大于预定阈值ΔNINA时的上限。此发动机输出限制装置90有效减小或防止布置在输入离合器C1、C2的更靠近发动机8一侧的自动变速部分20的旋转部件的转速过度升高，以及随旋转部件旋转的轴承和第二电动机M2的转速过度升高，从而使得可以确保这些旋转部件、轴承和电动机的高耐久性。
另外，差速部分11形式的电动无级变速部分包括：动力分配机构16形式的差速机构，其可工作以将发动机8的输出分配至第一电动机M1和动力传递部件18形式的自动变速部分20的输入轴；以及连接到输入轴的第二电动机M2。本实施例的电子控制装置80还包括第一电动机速度控制装置92，该第一电动机速度控制装置92构造成控制第一电动机M1的转速NM1，使得第二电动机M2的转速NM2不超过预定上限NM2max。包括此第一电动机速度控制装置92的电子控制装置80更加有效地减小或防止布置在输入离合器C1、C2的更靠近发动机8一侧的自动变速部分20的旋转部件的转速过度升高，以及随旋转部件旋转的轴承和第二电动机M2的转速过度升高，从而使得可以确保这些旋转部件、轴承和电动机的高耐久性。
下面将说明本发明的其它实施例。在以下说明中，与第一实施例中所用附图标记相同的附图标记将被用于标识相同元件。
<第二实施例>
在第一实施例中，发动机输出转矩TE的上限值TEmax2保持不变。但是，上限值TEmax2可以随着自动变速部分20的当前建立速比γ变化，以使得上限值TEmax2随着速比γ的增大而减小。图10中的单点划线表示对应于自动变速部分20的不同速比值γ的上限值TEmax2。或者，上限值TEmax2可以随着第二电动机M2的转速NM2变化，以使得上限值TEmax2随着转速NM2的增大而减小。另外，上限值TEmax2或者可以随着速比γ的增大和转速NM2的增大而减小。
<第三实施例>
在上述第一和第二实施例中，如图10所示，当转速差异ΔNIN大于阈值ΔNINA时，发动机8的输出转矩TE的上限值TEmax从通常值TEmax1突然减小到减小值TEmax2。但是，在本第三实施例中，上限值TEmax随着转速差异ΔNIN的增大而连续或逐渐减小，如图12中的单点划线所示。或者，上限值TEmax可以随着自动变速部分20的速比γ的增大而连续或逐渐减小。另外，上限值TEmax或者可以随着转速NM2的增大和速比γ的增大而减小。此实施例允许更高程度的稳定性，以防止第二电动机M2的转速NM2的过度升高。
<第四实施例>
参照图13和14，将描述本发明的第四实施例。图13是示出根据第四实施例的电子控制装置80的主要控制功能的框图，其构造成防止由于输入离合器C1和/或输入离合器C2的转矩传递承载能力的异常减小而导致第二电动机M2的转速的过度升高。图14是示出由图13所示电子控制装置80执行的速度限制控制例程的流程图。根据第四实施例的图13的电子控制装置80与根据第一、第二和第三实施例的图7的电子控制装置相同，除了设置转速比判定装置88′来代替转速差异判定装置88。图14的速度限制控制例程与图11的相同，除了设置对应于转速比判定装置88′的步骤S2′来代替对应于转速差异判定装置88的步骤S2。因此，将仅仅描述转速比判定装置88′和步骤S2′。
当变速杆52置于任一驱动位置时操作转速比判定装置88′，该转速比判定装置88′构造成判定转速比RN是否高于预定阈值RNA。转速比RN是动力传递部件18(差速部分或电动无级变速部分11的输出部件)的实际转速即自动变速部分(机械动力传递部分)20的输入旋转部件的实际转速NIN1相对于理论输入部件转速NIN2(＝γ×NOUT)的比值NIN1/NIN2，该实际转速基于结合在第二电动机M2中的回转器的输出信号计算出来，该理论输入部件转速基于实际车速V(输出轴22的速度NOUT)和自动变速部分20的当前建立档位的速比γ计算出来。类似于转速差异ΔNIN的预定阈值ΔNINA，转速比RN的预定阈值RNA是作为一个上限值确定的，在该上限值之上启动限制发动机8的输出转矩的控制以防止第二电动机M2的转速的过度升高。例如，预定阈值RNA确定为约1.3。
当转速比判定装置88′判定转速比RN(NIN1/NIN2)高于预定阈值RNA时，发动机输出限制装置90将发动机8的输出转矩TE限定到减小的上限值TEmax2(N·m)，该减小的上限值TEmax2小于当转速比RN不高于预定阈值RNA时所使用的正常上限值TEmax1(N·m)，如图10所示的情况，从而发动机输出控制装置58命令燃料喷射装置66实现发动机8的燃料切断，即阻止燃料供应到发动机8，或者命令节气门致动器64减小节气门62的开度以减小对发动机8的空气燃料混合物的供应量。此外，第一电动机速度控制装置92控制第一电动机M1的运行速度NM1，使得转速NM2不超过预定上限NM2max。
在图14的流程图所示的速度限制控制例程中，设置步骤S2′来判定转速比RN(NIN1/NIN2)是否高于预定阈值RNA。如果在步骤S2′得到肯定判定，则控制流进行到对应于发动机输出限制装置90的步骤S3和对应于第一电动机速度控制装置92的步骤S4，如同第一、第二和第三实施例中一样，从而发动机输出限制装置90和第一电动机速度控制装置92有效减小或防止布置在输入离合器C1、C2的更靠近发动机8一侧的自动变速部分20的旋转部件的转速过度升高，以及随旋转部件旋转的轴承和第二电动机M2的转速过度升高，从而使得可以确保这些旋转部件、轴承和电动机的高耐久性。本第四实施例的电子控制装置80的这些功能对于以下车辆变速机构或驱动系统10特别有利，该驱动系统具有减小的轴向尺寸和多个档位，这些档位具有相应的速比(彼此接近并在宽范围上变化)并由形式为第一和第二离合器C1、C2的多个输入离合器建立。
在本第四实施例中，转速比判定装置88′构造成判定自动变速部分20的输入旋转部件的实际转速NIN1对理论输入部件转速NIN2(＝γ×NOUT)的转速比RN是否高于预定阈值RNA。图15是在二维坐标系统中示出第二电动机M2的转速NM2(等于上述转速NIN1)、第一、第二和第三实施例中转速差异ΔNIN的阈值ΔNINA、以及本第四实施例的转速比RN的阈值RNA的视图，在该二维坐标系统中当自动变速部分20置于给定档位时第一和第二输入离合器C1、C2正常的时候的第二电动机M2的转速NM2和车速V被取为分别沿着纵轴和横轴。实线表示转速NM2，虚线表示阈值ΔNINA，而单点划线表示阈值RNA。
<第五实施例>
参照图16和17，将描述本发明的第五实施例。图16是示出根据第五实施例的电子控制装置80的主要控制功能的框图，其构造成防止由于输入离合器C1和/或输入离合器C2的转矩传递承载能力的异常减小而导致第二电动机M2的转速的过度升高。图17是示出由图16所示电子控制装置80执行的速度限制控制例程的流程图。根据第五实施例的图16的电子控制装置80与根据第一、第二和第三实施例的图7的电子控制装置相同，除了设置速比差异判定装置88″来代替转速差异判定装置88。图17的速度限制控制例程与图11的相同，除了设置对应于速比差异判定装置88″的步骤S2″来代替对应于转速差异判定装置88的步骤S2。因此，将仅仅描述速比差异判定装置88″和步骤S2″。
当变速杆52置于任一驱动位置时操作速比差异判定装置88″，该速比差异判定装置88″构造成判定速比差异Δγ(＝γ1·γ02)是否大于预定阈值ΔγA。速比差异Δγ是实际速比γ1(NIN1/NOUT)与对应于自动变速部分20的当前建立档位的理论速比(名义速比)γ2之间的差异。实际速比γ1基于动力传递部件18(差速部分或电动无级变速部分11的输出部件)的实际转速即自动变速部分(机械动力传递部分)20的输入旋转部件的实际转速NIN1，并基于实际车速V(输出轴22的速度NOUT)获得，该实际转速基于结合在第二电动机M2中的回转器的输出信号计算出来。类似于转速差异ΔNIN的预定阈值ΔNINA，速比差异Δγ的预定阈值ΔγA是作为一个上限值确定的，在该上限值之上启动限制发动机8的输出转矩的控制以防止第二电动机M2的转速的过度升高。
当速比差异判定装置88″判定速比差异Δγ(＝γ1/γ2)大于预定阈值ΔγA时，发动机输出限制装置90将发动机8的输出转矩TE限定到减小的上限值TEmax2(N·m)，该减小的上限值TEmax2小于当速比差异Δγ不大于预定阈值ΔγA时所使用的正常上限值TEmax1(N·m)，如图10所示的情况，从而发动机输出控制装置58命令燃料喷射装置66实现发动机8的燃料切断，即阻止燃料供应到发动机8，或者命令节气门致动器64减小节气门62的开度以减小对发动机8的空气燃料混合物的供应量。此外，第一电动机速度控制装置92控制第一电动机M1的运行速度NM1，使得转速NM2不超过预定上限NM2max。
在图17的流程图所示的速度限制控制例程中，设置步骤S2″来判定速比差异Δγ(＝γ1-γ2)是否大于预定阈值ΔγA。如果在步骤S2″得到肯定判定，则控制流进行到对应于发动机输出限制装置90的步骤S3和对应于第一电动机速度控制装置92的步骤S4，如同前面的实施例中一样，从而发动机输出限制装置90和第一电动机速度控制装置92有效减小或防止布置在输入离合器C1、C2的更靠近发动机8一侧的自动变速部分20的旋转部件的转速过度升高，以及随旋转部件旋转的轴承和第二电动机M2的转速过度升高，从而使得可以确保这些旋转部件、轴承和电动机的高耐久性。本第五实施例的电子控制装置80的这些功能对于以下车辆变速机构或驱动系统10特别有利，该驱动系统具有减小的轴向尺寸和多个档位，这些档位具有相应的速比(彼此接近并在宽范围上变化)并由形式为第一和第二离合器C1、C2的多个输入离合器建立。
在本第五实施例中，速比差异判定装置88″构造成判定实际速比γ1(＝NIN1/NOUT)与对应于自动变速部分20当前建立档位的理论速比(名义速比)γ2之间的速比差异Δγ(＝γ1-γ2)是否大于预定阈值ΔγA。图15中的单点划线在二维坐标系统中示出当自动变速部分20置于给定档位时第一和第二输入离合器C1、C2正常的时候的第二电动机M2的转速NM2(等于上述转速NIN1)和车速V。
<第六实施例>
在本第六实施例中，当车速V低于预定阈值时，在图11的速度限制控制例程中的步骤S2由转速差异判定装置88获得肯定判定的时候，操作发动机输出限制装置90和第一电动机速度控制装置92来限制第一电动机M1和发动机8的输出转矩TE。当车速V不低于阈值V1时，在图14的速度限制控制例程中的步骤S2′由转速比判定装置88′或者在图17的速度限制控制例程中的步骤S2″由速比差异判定装置88″获得肯定判定的时候，操作发动机输出限制装置90和第一电动机速度控制装置92来限制第一电动机M1和发动机8的输出转矩TE。在图18的二维坐标系统中，当自动变速部分20置于给定档位时第一和第二输入离合器C1、C2正常的时候的第二电动机M2的转速NM2和车速V(km/h)被取为分别沿着纵轴和横轴。实线表示转速NIN1，虚线表示转速差异ΔNIN的阈值ΔNINA(在该阈值之上当车速V低于阈值V1时限制发动机8的输出转矩TE)，而单点划线表示转速比RN的阈值RNA或者速比差异Δγ的阈值ΔγA(在该阈值之上当车速V不低于阈值V1时限制发动机输出转矩TE)。在此实施例中，发动机输出限制装置90较少可能受到车辆以较低速度行驶期间噪声的影响，并且可以在合适的时间启动发动机8的输出转矩TE的减小以防止或减小由于在车辆以较高速度行驶期间输入离合器C1和/或C2的滑动作用而导致的第二电动机M2的速度的过度升高。
虽然已经通过参照覆土详细描述了本发明的优选实施例，但是应该理解本发明也可以以其它方式实现。
在所示实施例中，变速机构10的自动变速部分20是具有四个向前驱动档位的有级杯赛起。但是，自动变速部分20可以具有任意数量的向前驱动档位。另外，自动变速部分20可以由带-轮式无级变速器代替，该带-轮式无级变速器具有通过带彼此连接的一对可变直径滑轮并且其速比可无级变化。在此带-轮式无级变速器中，通过这对可变直径的滑轮与带的摩擦接触来传递动力，从而可以防止由于滑轮和带的摩擦接合部分的动力传递能力的异常减小而导致的第二电动机M2的过度高的运行速度。在此情况下，滑轮和带用作接合装置。
在所示实施例中，第一离合器C1和第二离合器C2中的至少一个用作自动变速部分20形式的机械动力传递部分的接合装置。但是，机械动力传递部分中设置的接合装置可以是例如电磁粒子式、电磁式和机械啮合式的任何其它类型，如电磁粒子式离合器、电磁式离合器和啮合式牙嵌离合器。
在所示实施例的动力分配机构16中，第一行星架CA1固定到发动机8，第一太阳齿轮S1固定到第一电动机M1，而第一齿圈R1固定到动力传递部件18。但是，此布置并非必要。发动机8、第一电动机M1和动力传递部件18可以固定到从第一行星齿轮组24的三个元件CA1、S1和R1中选择的任意一个其它元件。
虽然在所示实施例中发动机8直接固定到输入轴14，但是发动机8可以操作性地通过注入齿轮和带之类的任何合适部件连接到输入轴14，而无需与输入轴14共轴布置。
虽然在所示实施例中第二电动机M2连接到动力传递部件18，但是第二电动机M2可以连接到布置在动力传递部件18和驱动轮34之间的动力传递路径中的旋转部件，例如连接到输出轴22。
虽然所示实施例中的动力分配机构16由一个行星齿轮组24构成，但动力分配机构可以由两个或多个行星齿轮组构成，使得动力分配机构16可用作在非差速状态(固定速比变速状态)下具有三个或更多档位的变速器。
在所示实施例中用作无级变速部分的电动差速部分11可以通过控制第一电动机M1作为有级变速部分。
应当理解，仅出于举例说明的目的描述了本发明的实施例，并且本发明可以用本领域技术人员可以想到的各种改变和修改来实施。

Claims (12)

1.一种用于车辆驱动系统(10)的控制设备，所述车辆驱动系统(10)包括串联配置在车辆的发动机(8)和驱动轮(34)之间的动力传递路径中的电动差速部分(11)和机械动力传递部分(20)，所述控制设备构造成根据所述机械动力传递部分(20)的实际转速与从所述机械动力传递部分的当前建立速比推定的理论转速之间的差异来限制所述发动机(8)的输出。
2.根据权利要求1所述的控制设备，包括发动机输出限制装置(90)，该发动机输出限制装置(90)构造成限制所述发动机的输出，使得所述输出的上限值在所述差异大于预定阈值时比在所述差异不大于所述预定阈值时小。
3.一种用于车辆驱动系统(10)的控制设备，所述车辆驱动系统(10)包括串联配置在车辆的发动机(8)和驱动轮(34)之间的动力传递路径中的电动差速部分(11)和机械动力传递部分(20)，所述控制设备构造成根据所述机械动力传递部分(20)的实际转速与从所述机械动力传递部分的当前建立速比推定的理论转速的比值来限制所述发动机(8)的输出。
4.根据权利要求3所述的控制设备，包括发动机输出限制装置(90)，该发动机输出限制装置(90)构造成限制所述发动机的输出，使得所述输出的上限值在所述比值高于预定阈值时比在所述比值不高于所述预定阈值时小。
5.一种用于车辆驱动系统(10)的控制设备，所述车辆驱动系统(10)包括串联配置在车辆的发动机(8)和驱动轮(34)之间的动力传递路径中的电动差速部分(11)和机械动力传递部分(20)，所述控制设备构造成根据所述机械动力传递部分(20)的实际速比与所述机械动力传递部分的理论速比之间的差异来限制所述发动机(8)的输出。
6.根据权利要求5所述的控制设备，包括发动机输出限制装置(90)，该发动机输出限制装置(90)构造成限制所述发动机的输出，使得所述输出的上限值在所述差异大于预定阈值时比在所述差异不大于所述预定阈值时小。
7.根据权利要求1-6中任一项所述的控制设备，其中，所述电动差速部分(11)包括电动机(M1)并且可在该电动机的运行状态受到控制的同时用作电控无级变速器。
8.根据权利要求1-6中任一项所述的控制设备，其中，所述电动差速部分(11)包括可工作以将所述发动机(8)的输出分配到第一电动机(M1)和所述机械动力传递部分(20)的输入轴(18)的差速机构(16)，以及连接到所述输入轴的第二电动机(M2)，所述控制设备包括第一电动机速度控制装置(92)，该第一电动机速度控制装置构造成控制所述第一电动机的转速，使得所述第二电动机的转速不超过预定上限。
9.根据权利要求1-6中任一项所述的控制设备，其中，所述机械动力传递部分(20)是包括接合装置(C1、C2)的有级或无级变速装置，所述接合装置(C1、C2)选择性地允许和禁止经由所述变速装置的动力传递。
10.根据权利要求1、3或5所述的控制设备，其中，所述机械动力传递部分(20)依照使用输出转矩和车速作为参数的变速线自动变速。
11.根据权利要求2、4或6所述的控制设备，其中，所述上限值的通常上限值(TEMAX1)被设定成不小于发动机输出转矩的最大值。
12.根据权利要求2、4或6所述的控制设备，其中，预先将减小的上限值(TEMAX2)设定为一上限，在该上限之下，即使在所述机械动力传递部分中由于异常发生离合器的过度打滑作用时，也能防止第二电动机的过度转动。
13.根据权利要求8所述的控制设备，其中，将转速差异的预定阈值(ΔNINA)设定为一上限，在该上限之上，启动限制所述发动机的输出转矩的控制，以防止所述第二电动机的过度转动。
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