CN101595023B - 车辆用驱动装置的控制装置 - Google Patents

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    • B60W30/19—Improvement of gear change, e.g. by synchronisation or smoothing gear shift
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Abstract

本发明提供当执行第一变速部和第二变速部的同时变速时能够抑制变速冲击的车辆用驱动装置的控制装置。在同时期执行差动部(11)(第一变速部)和自动变速部(20)(第二变速部)的一方的降档和另一方的升档的同时变速的情况下，由于利用第一电动机(M1)控制第二旋转元件(RE2)(太阳轮S0)的旋转速度从而控制该同时变速中的变速进行状况，所以能够使变速机构(10)的变速中的变速方向成为一定方向，例如能够使变速机构(10)的变速中的发动机旋转速度(NE)的变化成为同样的方向，能够抑制变速冲击。

Description

车辆用驱动装置的控制装置
技术领域
本发明涉及具备在多个变速级(变速档)之间分别能够有级变速的第一变速部和第二变速部的车辆用驱动装置的控制装置，尤其涉及控制在同时期执行第一变速部的变速和第二变速部的变速的同时变速中的变速进行情况的技术。 
背景技术
已知具有在多个变速级之间分别能够有级变速的第一变速部和第二变速部的车辆用驱动装置。例如，在专利文献1所记载的混合动力车辆用驱动装置。 
在上述专利文献1的车辆用驱动装置中，在从发动机至驱动轮的动力传递路径中，第一变速部构成为能够有选择地在能够作为电动无级变速器动作的无级变速状态和能够作为二级(二档)的有级变速器动作的有级变速状态之间切换，并且第二变速部由能够将第一变速部的输出旋转部件的旋转即被输入来自发动机的动力的输入旋转部件的旋转多级地变速并传递的有级式自动变速机构成，当第一变速部为无级变速状态时能够使车辆用驱动装置作为无级变速器动作，另一方面在第一变速部为有级变速状态时能够将车辆用驱动装置作为比第二变速部级数(档数)更多的有级变速器动作。 
专利文献1：日本特开2005-206136号公报 
发明内容
另外，在使上述专利文献1所示的车辆用驱动装置作为有级变速器动作的情况下，优选形成为变速比变化幅度大(宽范围)、变速比相互接近的交叉比率(cross ratio)的多级(多档)的变速器。这种情况下，考虑如上述专利文献1所示增加传递旋转的动力传递路径而构成更多级的变速器，但是有可能增加构成部件而使车辆用驱动装置的全体尺寸大型化。相反，考虑抑制构成部件的增加而构成更多级的变速器，但是需要复杂且高精度的变速控制，当无法适当地进行该变速控制时有可能增大变速冲击。 
例如，为了形成更多级，在特定的变速级间的变速控制中，有可能产生同时期执行第一变速部和第二变速部中一方的降档和另一方的升档的同时变速的必要。这样的情况下，因为基于一方的降档的发动机旋转速度的变化方向和基于另一方的升档的发动机旋转速度的变化方向为相反的方向，所以需要进行复杂且高精度的变速控制，如果不适当地进行该变速控制，则有增大变速冲击的可能性。 
本发明以上述状况为背景完成，其目的为提供在执行第一变速部和第二变速部的同时变速时能够抑制变速冲击的车辆用驱动装置的控制装置。 
为了达到这样的目的的权利要求1的发明的主旨是，(a)在具有在多个变速级间分别能够进行有级变速的第一变速部和第二变速部、通过发动机的输出对驱动轮进行驱动的车辆用驱动装置的控制装置中，(b)具有与上述第一变速部和第二变速部中的至少一方的旋转元件连结的电动机，(c)在同时执行所述第一变速部和第二变速部中一方的降档和另一方的升档的同时变速的情况下，通过以使得发动机旋转速度在相同方向变化的方式由上述电动机控制上述旋转元件的旋转速度，控制上述同时变速中的变速进行状况。 
另外，关于权利要求2的发明，在权利要求1记载的车辆用驱动装置的控制装置中，通过所述电动机的旋转速度控制，控制相对于所述同时变速中的所述第一变速部和第二变速部的一方的变速进行状况的另一方的变速进行状况。 
另外，关于权利要求3的发明，在权利要求1或2记载的车辆用驱动装置的控制装置中，在所述第二变速部的变速中的惯性阶段期间，控制所述电动机使得所述第一变速部的变速开始并且结束。 
另外，关于权利要求4的发明，在权利要求1至3中任一项所记载的车辆用驱动装置的控制装置中，作为所述电动机具备与所述第一变速部的旋转元件连结的第一电动机， 
通过该第一电动机控制所述第一变速部的旋转元件的旋转速度。 
另外，关于权利要求5的发明，在权利要求4记载的车辆用驱动装置的控制装置中，在所述同时变速期间，根据所述第二变速部的输入转速的变化控制所述第一电动机。 
另外，关于权利要求6的发明，在权利要求1至5中任一项所记载的车辆用驱动装置的控制装置中，所述第一变速部和第二变速部配置于从发动机至驱动轮的动力传递路径，控制所述电动机使得在所述同时变速期间所述发动机的旋转速度在相同的方向变化。 
另外，关于权利要求7的发明，在权利要求4或5中记载的车辆用驱动装置的控制装置中，所述第一变速部和第二变速部配置于从发动机至驱动轮的动力传递路径，所述第一变速部具备将所述发动机的输出向所述第一电动机和所述第二变速部的输入旋转部件分配的差动机构，控制所述第一电动机使得在所述同时变速期间所述发动机的旋转速度在相同的方向变化。 
另外，关于权利要求8的发明，在权利要求6或7中记载的车辆用驱动装置的控制装置中，在所述第二变速部的变速中的惯性阶段期间，使所述发动机的输出转矩暂时降低。 
另外，关于权利要求9的发明，在权利要求1至8中任一项所记载的车辆用驱动装置的控制装置中，所述第二变速部的变速，是通过松开侧接合元件的松开和接合侧接合元件的接合达成的双离合器变速。 
另外，关于权利要求10的发明，在权利要求1至9中任一项所记载的车辆用驱动装置的控制装置中，所述第一变速部，是通过与该第一变速部连结的电动机的运行状态被控制，从而控制输入旋转速度和输出旋转速度的差动状态的电气式(电动)无级变速器。 
另外，关于权利要求11的发明，在权利要求10记载的车辆用驱动装置的控制装置中，使用与所述第一变速部连结的电动机控制所述同时变速中的变速进行状况。 
根据关于权利要求1的发明的车辆用驱动装置的控制装置，在同时期 执行上述第一变速部和第二变速部的一方的降档和另一方的升档的同时变速的情况下，通过与上述第一变速部和第二变速部中至少一方的旋转元件连结的电动机，以使得发动机旋转速度在相同方向变化的方式控制该旋转元件的旋转速度，能够控制该同时变速中的变速进行状况，所以能够使车辆用驱动装置的变速期间的变速方向为一定方向，从而抑制变速冲击。例如，在同时变速的情况下，通过由电动机控制该旋转元件的旋转速度，控制相对于同时变速中的一方的变速进行状况的另一方的变速进行状况，所以能够配合一方的变速进行而执行另一方的变速，从而能够抑制变速冲击。 
在此，由于优选在上述车辆用驱动装置的控制装置中，通过上述电动机的旋转速度控制，控制相对于上述同时变速中的上述第一变速部和第二变速部的一方的变速进行状况的另一方的变速进行状况，所以能够适当地抑制变速冲击。 
另外，由于优选在上述车辆用驱动装置的控制装置中，在上述第二变速部的变速中的惯性阶级期间，以使上述第一变速部的变速开始并且结束的方式控制所述电动机，所以能够将伴随第一变速部的变速的转速的变化隐藏在伴随第二变速部的变速的转速的变化内，从而能够适当地抑制变速冲击。 
另外，由于优选在上述车辆用驱动装置的控制装置中，具备作为上述电动机与上述第一变速部的旋转元件连结的第1电动机，并通过该第1电动机控制该第一变速部的旋转元件的旋转速度，所以能够适当地控制同时变速中的变速进行状况。 
另外，由于优选在上述车辆用驱动装置的控制装置中，在上述同时变速中，根据上述第二变速部的输入转速的变化控制上述第一电动机，所以能够进行与第二变速部的变速的进行相适的第一变速部的变速。即，当第二变速部的变速开始时因为第二变速部的输入旋转速度的开始变化，与其相应地通过第1电动机控制第一变速部的旋转元件的旋转速度，由此能够进行与第二变速部的变速的进行相适的第一变速部的变速。 
另外，由于优选在上述车辆用驱动装置的控制装置中，上述第一变速部和第二变速部配置于从发动机至驱动轮的动力传递路径，以使得在上述同时变速期间发动机旋转速度在相同的方向变化的方式控制上述电动机，所以在同时变速期间发动机旋转速度不会上下波动，而作为车辆用驱动装置全体被认为是一个变速从而防止驾驶员感到不适。 
另外，由于优选在上述车辆用驱动装置的控制装置中，上述第一变速部和第二变速部配置于从发动机至驱动轮的动力传递路径，上述第一变速部具备将上述发动机的输出向上述第一电动机和上述第二变速部的输入旋转部件分配的差动机构，以使得在上述同时变速期间发动机的旋转速度在相同的方向变化的方式控制上述第一电动机，所以在同时变速期间发动机旋转速度不会上下波动，而作为车辆用驱动装置全体被认为是一个变速，从而防止驾驶员感到不适感。另外，具有利用差动机构的差动作用而能够易于通过第1电动机进行控制使得发动机旋转速度在相同方向变化的优点。 
另外，由于优选在上述车辆用驱动装置的控制装置中，在上述第二变速部的变速中的惯性阶级期间，使上述发动机的输出转矩暂时降低，所以能够降低同时变速期间的传递转矩，进一步抑制变速冲击。 
另外，由于优选在上述车辆用驱动装置的控制装置中，上述第二变速部的变速，是通过松开侧接合元件的松开和接合侧接合元件的接合达成的双离合器(clutch to clutch)变速，所以需要松开和接合的精确的定时控制，在与第一变速部的变速同时执行容易产生变速冲击的双离合器变速的情况下，适当地抑制变速冲击。 
另外，由于优选在上述车辆用驱动装置的控制装置中，上述第一变速部，是通过与该第一变速部连结的电动机的运行状态被控制从而控制输入旋转速度和输出旋转速度的差动状态的电气式(电动)无级变速器，所以由第一变速部和第二变速部构成无级变速器，可以使驱动转矩平滑地变化。 
另外，由于优选在上述车辆用驱动装置的控制装置中，使用与上述第一变速部连结的电动机控制上述同时变速中的变速进行状况，所以容易地使车辆用驱动装置的变速期间的变速方向为一定方向，从而能够适当地抑 制变速冲击。 
另外，由于优选所述第一变速部是具有差动机构的差动部，该差动机构具备与发动机连结的第一元件、与第一电动机连结的第二元件和与传递部件连结的第三元件，并将该发动机的输出向该第一电动机和该传递部件分配。另外，上述第二变速部是设置于从该传递部件至驱动轮的动力传递路径、作为有级自动变速器发挥作用的自动变速部。 
另外，优选上述差动部通过上述第一电动机的运行状态被控制而作为无级变速器动作。这样一来，由差动部和上述自动变速部构成无级变速器，可以使驱动转矩平滑地变化。另外，在以使得差动部的变速比为一定的方式进行控制的状态下由差动部和自动变速部构成与有级变速器等同的状态，使车辆用驱动装置的综合变速比阶段性变化从而迅速地得到驱动转矩。此外，差动部除使变速比连续地变化以外还能够使变速比阶段性变化从而作为有级变速器动作。 
另外，优选上述差动机构，由具有能够相对旋转的三个旋转元件的行星齿轮装置构成，上述第一变速部包括接合装置，该接合装置选择性地将该三个旋转元件中的一个与非旋转部件连结，并且选择性地将该三个旋转元件中的两个相互连结。 
另外，优选上述差动机构，由1组行星齿轮装置构成，上述第一元件为该行星齿轮装置的行星架，上述第二元件为该行星齿轮装置的太阳轮，上述第三元件为该行星齿轮装置的齿圈。由此，缩小上述差动机构的轴向尺寸。 
另外，优选在上述差动机构中，具备用于将该差动机构选择性地切换为差动状态和非差动状态的摩擦接合装置。由此，能够选择性地得到能够发挥差动作用的非锁止状态即第一变速部的无级变速状态，和作为限制上述差动作用的锁止状态而使第一变速部为定变速比的有级变速状态。另外，上述摩擦接合装置，形成通过选择性地使差动机构的旋转元件的任意两个接合并使旋转元件相互一体地旋转而使第一变速部的变速比为1的状态，和通过使差动机构的旋转元件的任一个与非旋转部件接合而使第一变速部 作为变速比小于1的增速器工作的状态。由此，因为差动机构作为二级(二档)的副变速器工作，所以能够不增加轴心方向尺寸而增加变速级(变速档)。 
另外，优选基于上述差动部的变速比和自动变速部的变速比形成驱动装置的综合变速比，通过利用该变速部的变速比大幅度地得到驱动力，所以能够进一步提高作为差动机构中的电动差动装置的控制的效率。或者，当第2电动机被连结于上述传递部件、并且使自动变速部为形成的变速比大于1的减速变速器时，因为第2电动机的输出转矩为比自动变速部的输出旋转部件低转矩的输出即可，所以能够使第2电动机小型化。 
另外，优选设置同时变速判定单元，其判定上述第一变速部和第二变速部的一方的降档变速和另一方的升档变速同时期执行的同时变速是否已被判断出；在由该同时变速判定单元判定为同时变速时，执行上述第二变速部的变速的第二变速控制单元；判定是否是上述第二变速部的变速中的惯性阶段期间的惯性阶段判定单元；和在该惯性阶段期间使上述第一变速部的变速开始并结束的第一变速部控制单元。由此，在第二变速部的变速期间内与该变速同时期地重复执行第一变速部的变速从而防止变速冲击。 
另外，在本说明书中，“转速”表示“单位时间的转数”即“旋转速度(rpm)”。 
附图说明
图1是说明作为本发明的一个实施例的混合动力车辆的驱动装置的结构的概要图。 
图2是说明图1的实施例的混合动力车辆的变速机构进行有级变速动作的情况下的变速动作和其使用的液压式摩擦接合装置的动作组合之间的关系的动作图表。 
图3是说明图1的实施例的混合动力车辆的变速机构进行有级变速动作的情况下的各档位段(gear position)的相对旋转速度的共线图。 
图4是说明设置在图1的实施例的驱动装置的电子控制装置的输入输 出信号的图。 
图5是关于控制液压控制电路中离合器C和制动器B的各液压执行器的工作的线性电磁阀的电路图的一例。 
图6是具备换档杆的用于选择多个档位而被操作的换挡操作装置的一例。 
图7是说明图4的电子控制装置的控制功能的主要部分的功能框线图。 
图8是例示以车速和输出转矩作为参数的同一二维坐标系中构成的、用于变速判断的被预先存储的变速线图的一例、用于变速机构的变速状态的切换判断而被预先存储的切换线图的一例、和具有用于判断发动机行驶和电动机行驶的切换的边界线而被预先存储的驱动力源切换线图的一例的图。 
图9是说明图4的电子控制装置的控制动作的要部即在有级变速状态下用于控制同时变速的变速控制动作的流程图。 
图10是说明图9所示的控制动作的时序图，是发生了变速机构的2→3升档情况下的一例。 
图11是说明在本发明的其他实施例中的混合动力车辆的变速机构的构成的概要图，与图1相当。 
图12是说明在图11的实施例的变速机构的有级变速状态下的变速级(变速档)和为了形成该变速级的液压式摩擦接合装置动作的组合之间的关系的动作图表，与图2相当。 
图13是说明在使图11的实施例的混合动力车辆的变速机构进行有级变速动作的情况下各档位段的相对旋转速度的共线图，与图3相当。 
符号说明 
8：发动机 
10、110：变速机构(车辆用驱动装置) 
11：差动部(第一变速部) 
16：动力分配机构(差动机构) 
20、114：自动变速部(第二变速部) 
32：驱动轮 
80：电子控制装置(控制装置) 
M1：第1电动机 
具体实施方式
以下，参照附图对本发明的实施例进行详细说明。 
实施例1 
图1是说明构成适用作为本发明一个实施例的控制装置的混合动力车辆的驱动装置的一部分的变速机构(动力传递装置)10的概要图。在图1中，变速机构10在作为安装于车体上的非旋转部件的变速箱(以下简称箱)12内串联地具有：被设置在共同的轴心上、与发动机8直接或通过未图示的脉动吸收阻尼器(振动衰减装置)等间接地连结的输入旋转部件即输入轴14；被连结在该输入轴14上的作为第一变速部或无级变速部的差动部11；在该差动部11和驱动轮32(参照图7)之间的动力传递路径上经由传递部件(传递轴)18串联连结的作为有级式变速器发挥作用的第二变速部即自动变速部20；和将该自动变速部20的输出传递至后段的输出旋转部件即输出轴22。在该变速机构10中，由于差动部11和自动变速部20为同心结构且轴向的尺寸比较大，所以适用于例如被纵置在车辆长度方向上的FR(前置发动机后置驱动)型车辆。该变速机构10设置于从发动机8至一对驱动轮32的动力传递路径，将来自发动机8的动力依次经由构成该动力传递路径的一部分的差动齿轮装置(最终减速器)30和一对车轴等被传递至一对驱动轮32。上述发动机8为车辆用驱动力源，例如由汽油发动机、柴油发动机等内燃机或外燃机构成。 
像这样，在本实施例的变速机构10中，发动机8和差动部11直接连结。该直接连结即不经由变矩器(torque converter)、流体耦合器(fluidcoupling device)等流体式传动装置而连结，例如经由上述脉动吸收阻尼器等的连结包括在该直接连结中。另外，传递部件18为差动部11的输出旋转部件，也是自动变速部20的输入旋转部件。并且，因为变速机构10 是相对于其轴心对称的结构，在图1的概要图中省略其下侧。 
差动部11具备：第一电动机M1；机械地分配输入至输入轴14的发动机8的输出的机械机构、即作为将发动机8的输出分配至第1电动机M1和传递部件18的差动部件的动力分配机构16；和以与传递部件18一体旋转的方式设置的第2电动机M2。另外，该第2电动机M2可以设置在构成从传递部件18至驱动轮32之间的动力传递路径的任何部分。本实施例的第1电动机M1和第2电动机M2是也具有发电功能的电动发电机，但第1电动机M1是至少具备用于产生反力的发电机(发电)功能的电动机，第2电动机M2是至少具备用于作为行驶用驱动力源而输出驱动力的马达(电动机)功能的电动机。 
动力分配机构16主要具备：例如具有“0.380”左右的预定的传动比(齿数比)ρ0的单小齿轮型的行星齿轮装置24、切换离合器C0和切换制动器B0。该行星齿轮装置24作为旋转元件(要素)具备太阳轮S0、行星齿轮P0、可自转和公转地支持该行星齿轮P0的行星架CA0、经由行星齿轮P0与太阳轮S0啮合的齿圈R0。太阳轮S0的齿数为ZS0、齿圈R0的齿数为ZR0、上述传动比ρ0为ZS0/ZR0。 
在该动力分配机构16中，行星架CA0被连结在输入轴14即发动机8上，太阳轮S0被连结在第1电动机M1上，齿圈R0被连结在传递部件18上。另外，切换制动器B0被设置在太阳轮S0和箱12之间，切换离合器C0被设置在太阳轮S0和行星架CA0之间。在将切换离合器C0和切换制动器B0被松开即切换为松开状态时，动力分配机构16成为：作为行星齿轮装置24的三元件的太阳轮S0、行星架CA0、齿圈R0分别相互能够相对旋转而差动作用能够工作即差动作用发挥功效的差动状态，所以将发动机8的输出分配至第1电动机M1和传递部件18，并且通过由被分配的发动机8的输出的一部分从第1电动机M1产生的电能进行蓄电或者旋转驱动第2电动机M2，所以差动部11(动力分配机构16)成为无级变速状态(电动CVT状态)，与发动机8的预定旋转无关地使传递部件18的旋转连续变化。即，当动力分配机构16为差动状态时，差动部11成为作为其 变速比γ0(＝输入轴14的旋转速度NIN/传递部件18的旋转速度N18)从最小值γ0min连续变化至最大值γ0max的电动无级变速器发挥作用的无级变速状态。 
在该状态下，当上述的切换离合器C0或切换制动器B0被切换至接合状态时，动力分配机构16成为无法进行上述差动作用的非差动状态。具体而言，当上述的切换离合器C0被接合而使太阳轮S0和行星架CA0被连结为一体时，动力分配机构16成为使作为行星齿轮装置24的三元件的太阳轮S0、行星架CA0、齿圈R0一同旋转即一体旋转的连结状态即锁止状态而使上述差动作用不起作用的非差动状态，差动部11也为非差动状态。此时，因为是发动机8的旋转速度和传递部件18的旋转速度一致的状态，所以差动部11(动力分配机构16)成为作为变速比γ0被固定为“1”的变速器发挥作用的非无级变速状态、例如定变速状态即有级变速状态。 
另外，代替上述的切换离合器C0当切换制动器B0被接合而使太阳轮S0和箱12连结时，动力分配机构16成为太阳轮S0为非旋转状态的非差动状态，差动部11也为非差动状态。此时，因为齿圈R0比行星架CA0增速旋转，因此动力分配机构16成为作为变速比γ0被固定为比“1”小的值例如0.7左右的增速变速器发挥作用的非无级变速状态、例如定变速状态即有级变速状态。 
上述切换离合器C0和切换制动器B0作为将差动部11(动力分配机构16)的变速状态有选择地切换为差动状态即非锁止状态(非连结状态)和非差动状态即锁止状态(连结状态)的差动状态切换装置发挥作用。上述的差动状态中，差动部11(动力分配机构16)成为能够作为电动差动装置动作的差动状态、例如作为变速比可连续变化的电动无级变速器动作的可无级变速的无级变速状态。另外，在上述的非差动状态中，成为无法进行电动无级变速动作的非无级变速状态，即例如将变速比变化锁止为一定的锁止状态即作为1或2种以上的固定变速比的单级或多级变速器动作的定变速状态(非差动状态)。 
其结果是，切换离合器C0和切换制动器B0通过将动力分配机构16 作为非差动状态限制动力分配机构16的差动作用，从而使差动部11成为非无级变速状态而作为限制差动部11的作为电动差动装置或无级变速器的动作的差动限制装置发挥作用。 
自动变速部20具有单小齿轮型第1行星齿轮装置26、单小齿轮型第2行星齿轮装置28，并作为4速(4档)有级式自动变速器发挥作用。第1行星齿轮装置26具有第1太阳轮S1、第1行星齿轮P1、可自转和公转地支持该第1行星齿轮P1的第1行星架CA1、经由第1行星齿轮P1与第1太阳轮啮合的第1齿圈R1，并具有例如“0.529”左右的预定传动比ρ1。第2行星齿轮装置28具有第2太阳轮S2、第2行星齿轮P2、可自转和公转地支持该第2行星齿轮P2的第2行星架CA2、经由第2行星齿轮P2与第2太阳轮啮合的第2齿圈R2，并具有例如“0.372”左右的预定传动比ρ2。第1太阳轮S1的齿数为ZS1、第1齿圈R1的齿数为ZR1、第2太阳轮S2的齿数为ZS2、第2齿圈R2的齿数为ZR2，则上述的传动比ρ1为ZS1/ZR1、上述的传动比ρ2为ZS2/ZR2。 
在自动变速部20中，第1太阳轮S1和第2太阳轮S2被相互连结为一体并经由第1离合器C1选择性地连结在传递部件18上，第1行星架CA1和第2齿圈R2被相互连结为一体并经由第2制动器B2选择性地连结在箱12且经由第3离合器C3选择性连结在传递部件18上，第1齿圈R1经由第1制动器B1选择性连结在箱12并经由第2离合器C2选择性连结在传递部件18上，第2行星架CA2连结在输出轴22上。如此一来，自动变速部20和传递部件18经由用于使自动变速部20的变速级(变速档)成立的第1离合器C1、第2离合器C2、和第3离合器C3被选择性连结。换而言之，第1离合器C1、第2离合器C2、第3离合器C3为自动变速部20的输入离合器，作为选择性地切换为使传递部件18和自动变速部20之间即差动部11(传递部件18)和驱动轮32之间的动力传递路径能够传递动力的可传递动力状态、和将该动力传递路径的动力传递阻断的动力传递阻断状态的动力传递阻断用接合装置发挥功能。通过第1离合器C1、第2离合器C2、第3离合器C3中至少一个接合，使上述动力传递路径为可传 递动力状态，通过同时松开第1离合器C1、第2离合器C2和第3离合器C3，使上述动力传递路径为动力传递阻断状态。 
上述切换离合器C0、第1离合器C1、第2离合器C2、第3离合器C3、切换制动器B0、第1制动器B1、和第2制动器B2(以下，不做特别区分的情况下表示为离合器C、制动器B)，是现有的车辆用自动变速器中经常采用的液压式摩擦接合装置，由相互重叠的多个摩擦板由液压执行器按压的湿式多板型、在旋转的鼓(drum)的外周面卷绕的1根或2根带的一端由液压执行器拉紧的带式制动器构成，是有选择地连结其所插置处的两侧的装置。 
如上所述构成的变速机构10的动力分配机构16中具有切换离合器C0和切换制动器B0，通过使这些切换离合器C0和切换制动器B0中任一个进行接合动作，由定变速状态的差动部11和作为有级变速器工作的自动变速部20构成有级变速状态，通过使这些切换离合器C0和切换制动器B0都不进行接合动作，由无级变速状态的差动部11和自动变速部20构成作为电动无级变速器进行工作的无级变速状态。 
在差动部11为非无级变速状态且变速机构10作为有级变速器发挥作用的情况下，使切换离合器C0和切换制动器B0中任意一个接合，并且通过使第1离合器C1、第2离合器C2、第3离合器C3、第1制动器B1、和第2制动器B2以如图2所示的组合选择性进行接合动作，从而选择性建立使第1速档位段(第1变速档)至第7速档位段(第7变速档)中任一个的前进档位段或后退档位段(后退变速档)或空档。在前进档位段中，按各档位段阶段性地得到相邻档位段的变速比间大致等比地变化的变速机构10的综合变速比γT(＝输入轴14的旋转速度NIN/输出轴22的旋转速度NOUT)，并且使该总变速比幅度(＝第1速档位段的变速比γT1/第7速档位段的变速比γT7)可以在广范围得到。该变速机构10的综合变速比γT为基于差动部11的变速比γ0和自动变速部20的变速比γA(＝传递部件18的旋转速度N18/输出轴22的旋转速度NOUT)形成的作为变速机构10全体的总变速比γT(＝变速比γ0×变速比γA)。 
如图2的接合动作表详细所示，通过切换离合器C0、第1离合器C1、和第2制动器B2的接合，使变速比γT1为最大值例如“3.683”左右的第1速档位段成立。通过切换制动器B0、第1离合器C1和第2制动器B2的接合，使变速比γT2为比第1速档位段小的值如“2.669”左右的第2速档位段成立，通过切换离合器C0、第1离合器C1和第1制动器B1的接合，使变速比γT3为比第2速档位段小的值如“1.909”左右的第3速档位段成立，通过切换制动器B0、第1离合器C1和第1制动器B1的接合，使变速比γT4为比第3速档位段小的值如“1.383”左右的第4速档位段成立，通过切换离合器C0、第1离合器C1和第3离合器C3的接合，使变速比γT5为比第4速档位段小的值如“1.000”左右的第5速档位段成立；通过切换离合器C0、第3离合器C3和制动器B1的接合，使变速比γT6为比第5速档位段小的值如“0.661”左右的第6速档位段成立；通过切换器B0、第3离合器C3和第1制动器B1的接合，使变速比γT7为比第6速档位段小的值如“0.479”左右的第7速档位段成立。另外，在由发动机8驱动时通过第2离合器C2和第2制动器B2的接合，在由第2电动机M2驱动时通过第1离合器C1和第2制动器B2的接合，使变速比γR为第2速档位段和第3速档位段之间的值如“1.951”左右的后退档位段成立。并且，该后退档位段通常在差动部11的无级变速状态下成立。另外，在为空档“N”状态的情况下，例如只有制动器B2接合。 
通过上述说明和图2可知，在本实施例的变速机构10中，基于通过切换离合器C0和切换制动器B0中的一个松开和另一个接合而达成的双离合器变速的2级(2档)变速和基于通过第1离合器C1、第2离合器C2、第3离合器C3、第1制动器B1、第2制动器B2中的一个松开和其他一个接合而达成的双离合器变速的4级(4档)变速进行组合，由此进行前进7级(7档)的变速。 
即是说，在第1速档位段和第2速档位段之间、第3速档位段和第4速档位段之间、第6速档位段和第7速档位段之间专门通过第一变速部(差动部11)的双离合器变速进行切换，在第5速档位段和第6速档位段之间 专门通过第二变速部(自动变速部20)的双离合器变速进行切换，在第2速档位段和第3速档位段之间、第4速档位段和第5速档位段之间通过第一变速部的变速和第二变速部的变速在相同的变速期间内同时被执行而进行切换。 
另外，在使差动部11为无级变速状态而使变速机构10作为无级变速器发挥作用的情况下，切换离合器C0和切换制动器B0都被松开，差动部11作为无级变速器发挥作用，并且与差动部11串联的自动变速部20作为前进4档的有级变速器发挥作用，由此按照通过从自动变速部20的前进4档中自动选择档位段与自动变速部20的变速比γA阶段地变化无关地使全体的总变速比γT为连续变化的方式，使被输入至自动变速部20的旋转速度即传递部件18的旋转速度无级地变化并在该变速档(变速级)M得到无级变速比幅。因此，可以无级地得到变速机构10的总变速比γT。 
即是说，在变速机构10作为无级变速器发挥作用的情况下，在切换离合器C0和切换制动器B0都松开的状态下，对于自动变速部20的第1速、第2速、第3速、第4速的各档位段，以成为在该各档位段之间无级地连续变化的总变速比为γT的方式，控制差动部11的变速比γ0，无级地得到作为变速机构10全体的总变速比γT。 
图3示出了在由作为无级变速部或第一变速部发挥作用的差动部11和作为有级变速部或第二变速部发挥作用的自动变速部20构成的变速机构10中能够将在每个档位段连结状态不同的各旋转元件的旋转速度的相对关系在直线上表示的共线图。该图3的共线图是由表示各行星齿轮装置24、26、28的传动比ρ的关系的横轴，和表示相对旋转速度的纵轴构成的二维坐标，横线中的下侧的横线X1表示旋转速度为零，上侧的横线X2表示旋转速度“1.0”即被连结在输入轴14上的发动机8的旋转速度NE，点划线表示的横线XG表示传递部件18的旋转速度。 
另外，与构成差动部11的动力分配机构16的3元件对应的三根纵线Y1、Y2、Y3，从左侧开始依次表示对应于第2旋转元件(第2元件)RE2的太阳轮S0、对应于第1旋转元件(第1元件)RE1的行星架CA0、对 应于第3旋转元件(第3元件)RE3的齿圈R0的相对旋转速度，这些纵线之间的间隔根据行星齿轮装置24的传动比ρ0决定。此外，自动变速部20的4根纵线Y4、Y5、Y6、Y7，从左侧开始依次分别表示对应于第4旋转元件(第4元件)RE4的第1齿圈R1、对应于第5旋转元件(第5元件)RE5并相互连结的第1行星架CA1和第2齿圈R2、对应于第6旋转元件(第6元件)RE6的第2行星架CA2、对应于第7旋转元件(第7元件)RE7并相互连结的第1太阳轮S1和第2太阳轮S2，它们之间的间隔分别根据第1行星齿轮装置26的传动比ρ1和第2行星齿轮装置28的传动比ρ2决定。在共线图的纵轴之间的关系中，如果太阳轮和行星架之间间隔设为与“1”对应的间隔，则行星架和齿圈之间为与行星齿轮装置的传动比ρ对应的间隔。即是说，在差动部11中纵线Y1和Y2的纵线间设定为与“1”对应的间隔，纵线Y2和Y3之间的间隔设定为与传动比ρ0对应的间隔。另外，在自动变速部20中，按各第1、第2行星齿轮装置26、28将其太阳轮和行星架之间设定为与“1”对应的间隔，行星架和齿圈之间设定为与ρ对应的间隔。 
如果用上述图3的共线图表示，则本实施例的变速机构10按照以下方式构成，在动力分配机构16(差动部11)中，行星齿轮装置24的第1旋转元件RE1(行星架CA0)被连结在输入轴14即发动机8上，并且通过切换离合器C0有选择地与第2旋转元件RE2(太阳轮S0)连结，第2旋转元件RE2被连结在第1电动机M1上，并且通过切换制动器B0有选择地与箱12连结，第3旋转元件RE3(齿圈R0)被连结在传递部件18和第2电动机M2上，输入轴14的旋转通过传递部件18传递(输入)至自动变速部20。此时，由通过Y2和X2的交点的倾斜的直线L0表示太阳轮S0的旋转速度和齿圈R0的旋转速度的相对关系。 
例如，在通过松开上述的切换离合器C0和切换制动器B0切换为使第1旋转元件RE1至第3旋转元件RE3能够相互地相对旋转的无级变速状态(差动状态)，例如使至少第2旋转元件RE2和第3旋转元件RE3能够以相互不同的速度旋转的无级变速状态(差动状态)时，通过控制第1电 动机M1的旋转速度使由直线L0和纵线Y1的交点表示的太阳轮S0的旋转上升或下降，则在由直线L0和纵线Y3的交点表示的限制为车速V的齿圈R0的旋转速度大致一定的情况下，使由直线L0和纵线Y2的交点表示的行星架CA0的旋转速度即发动机旋转速度NE上升或下降。 
另外，在太阳轮S0和行星架CA0通过切换离合器C0的接合被连结时，因为动力分配机构16为上述3个旋转元件RE1、RE2、RE3一体旋转、第2旋转元件RE2和第3旋转元件RE3不能够以相互不同的速度旋转的非差动状态，因此直线L0和横线X2一致，使传递部件18以与发动机旋转速度NE相同的旋转而进行旋转。另外，在通过切换制动器B0的接合使太阳轮S0被连结在箱体12时，因为动力分配机构16由于第2旋转元件RE2的旋转停止而成为非差动状态，所以直线L0成为如图3所示的状态，差动部11作为增速机构发挥作用，由直线L0和纵线Y3的交点表示的齿圈R0的旋转速度即传递部件18的旋转速度以与发动机旋转速度NE相比有所增速的旋转而被输入至自动变速部20。 
另外，在自动变速部20中第4旋转元件RE4通过第2离合器C2选择性地连结于传递部件18并且通过第1制动器B1选择性地连结于箱体12，第5旋转元件RE5通过第3离合器C3选择性地连结于传递部件18并且通过第2制动器B2选择性地连结于箱体12，第6旋转元件RE6连结于输出轴22，第7旋转元件RE7通过第1离合器C1选择性地连结于传递部件18。 
如图3所示，在自动变速部20中通过切换离合器C0、第1离合器C1和第2制动器B2接合，由倾斜直线L1与表示与输出轴22连结的第6旋转元件RE6的旋转速度的纵线Y6的交点表示第1档(第1速)的输出轴22的旋转速度，上述直线L1通过表示第7旋转元件RE7的旋转速度的纵线Y7和横线X2的交点和表示第5旋转元件RE5的旋转速度的纵线Y5和横线X1的交点。同样地，通过切换制动器B0和第1离合器C1、第2制动器B2接合而决定的倾斜直线L2与表示与输出轴22连结的第6旋转元件RE6的旋转速度的纵线Y6的交点表示第2档的输出轴22的旋转速 度；通过切换离合器C0和第1离合器C1、第1制动器B1接合而决定的倾斜直线L3与表示和输出轴22连结的第6旋转元件RE6的旋转速度的纵线Y6的交点表示第3档的输出轴22的旋转速度；通过切换制动器B0和第1离合器C1、第1制动器B1接合而决定的直线L4与表示和输出轴22连结的第6旋转元件RE6的旋转速度的纵线Y6的交点表示第4档的输出轴22的旋转速度；通过切换离合器C0和第1离合器C1、第3离合器C3接合而决定的水平直线L5与表示和输出轴22连结的第6旋转元件RE6的旋转速度的纵线Y6的交点表示第5档的输出轴22的旋转速度；通过切换离合器C0和第3离合器C3、第1制动器B1接合而决定的倾斜直线L6与表示和输出轴22连结的第6旋转元件RE6的旋转速度的纵线Y6的交点表示第6档的输出轴22的旋转速度；通过切换制动器B0和第3离合器C3、第1制动器B1接合而决定的倾斜直线L7与表示和输出轴22连结的第6旋转元件RE6的旋转速度的纵线Y6的交点表示第7档的输出轴22的旋转速度。上述第1档、第3档、第5档、第6档，使切换离合器C0接合的结果，以与发动机旋转速度NE相同的旋转速度使来自差动部11即动力分配机构16的动力输入至第4旋转元件RE4、第5旋转元件RE5、或第7旋转元件RE7。但是，第2档、第4档、第7档，取代切换离合器C0使切换制动器B0接合的结果，以比发动机旋转速度NE高的旋转速度将来自差动部11的动力输入至第5旋转元件RE5或第7旋转元件RE7。 
图4例示输入到用于控制本实施例的变速机构10的电子控制装置80的信号和从该电子控制装置80输出的信号。该电子控制装置80被构成为包括由CPU、ROM、RAM、和输入输出接口等构成的所谓微型计算机，通过利用RAM的临时存储功能并根据预先存储在ROM中的程序进行信号处理，从而执行与发动机8、第1、第2电动机M1、M2相关的混合动力驱动控制、自动变速部20的变速控制等的驱动控制。 
从如图4所示的各传感器、开关等分别向电子控制装置80供给：表示发动机水温TEMPw的信号，表示换档杆52(参照图6)的档位PSH，“M”位置的操作次数等的信号，表示作为发动机8的旋转速度的发动机旋转速 度NE的信号，表示传动比列(ギヤ比列)设定值的信号，指令M模式(手动变速行驶模式)的信号，表示空调的工作的信号，表示对应于输出轴22的旋转速度(以下称为输出轴旋转速度)NOUT的车速V的信号，表示自动变速部20的工作油温THOIL的信号，表示驻车制动器(side brake)操作的信号，表示脚制动器操作的信号，表示催化剂温度的信号，表示对应于驾驶者的输出要求量的作为加速踏板的操作量的加速踏板开度θACC的信号，表示凸轮转角(cam angle)的信号，表示设定雪地模式(snow mode)的信号，表示车辆前后加速度G的信号，表示自动巡航(auto cruise)行驶的信号，表示车辆重量(车重)的信号，表示各车轮的车轮速度的信号，表示为了使变速机构10作为有级变速器发挥作用而将差动部11(动力分配机构16)切换至有级变速状态(锁止状态)的有级开关操作有无的信号，表示为了使变速机构10作为无级变速器作用而将差动部11(动力分配机构16)切换至无级变速状态(差动状态)的无级开关操作有无的信号，表示第1电动机M1的旋转速度NM1(以下称为第1电动机旋转速度NM1)的信号，表示第2电动机M2的旋转速度NM2(以下称为第2电动机旋转速度NM2)的信号，表示蓄电装置56(参照图7)的充电容量(充电状态)SOC的信号等。 
另外，从上述的电子装置80分别输出：对控制发动机输出的发动机输出控制装置58(参照图7)的控制信号例如对操作发动机8的进气管60中具备的电子节气门的节气门开度θTH的节气门执行器64的驱动信号、控制基于燃料喷射装置66的向进气管60或发动机8的缸内供给的燃料供给量的燃料供给量信号、指示基于点火装置68的发动机8的点火时刻的点火信号；用于调整增压的增压调整信号；用于使电动空调工作的电动空调驱动信号；指示电动机M1和M2的工作的指令信号；用于使换档指示器(shiftindicator)工作的档位(操作位置)显示信号；用于显示传动比的传动比显示信号；用于显示为雪地模式的雪地模式信号；用于防止制动时车轮打滑的ABS执行器工作的ABS工作信号；显示选择了M模式的M模式显示信号；为了控制差动部11、自动变速部20的液压式摩擦接合装置的液 压执行器而使液压控制电路70(参照图5，图7)中包含的电磁阀(linersolenoid valve)工作的阀指令信号；用于通过设置在该液压控制电路70的调节阀(regulator valve，调压阀)对管道液压PL进行调压的信号；用于使作为对该管道液压PL调压的源压的液压源的电动油泵工作的驱动指令信号；用于驱动电动加热器的信号；和对巡航控制用计算机发送的信号等。 
图5是液压控制电路70中控制离合器C和制动器B的各液压执行器(液压缸)AC0、AC1、AC2、AC3、AB0、AB1、AB2的工作的线性电磁阀SL1～SL7的电路图。 
在图5中，管道液压PL分别由线性电磁阀SL1～SL7调压为与来自电子控制装置80的指令信号相应的接合压PC0、PC1、PC2、PC3、PB0、PB1、PB2，而被分别直接供给至各液压执行器AC0、AC1、AC2、AC3、AB0、AB1、AB2。该管道液压PL，将由电动油泵、由发动机30所旋转驱动的机械式油泵所产生的液压作为源压，例如通过安全型调压阀(regulator valve)而被调压成为与由加速踏板开度Acc或节气门开度θTH表示的发动机负荷等相应的值。 
线性电磁阀SL1～SL7，基本上都相同地构成，由电子控制装置80独立地励磁、非励磁，使得各液压执行器AC0、AC1、AC2、AC3、AB0、AB1、AB2的液压被独立地调压控制，从而控制离合器C以及制动器B的接合压PC0、PC1、PC2、PC3、PB0、PB1、PB2。而且，变速机构10，例如图2的接合工作表所示那样，通过使预定的接合装置接合，而建立各变速档。而且，在变速机构10的变速控制中，例如执行与变速相关的离合器C、制动器B的松开与接合同时被控制的所谓双离合器(clutch to clutch)变速。 
图6为作为通过人为操作切换多种档位PSH的切换装置的换挡操作装置50的一例的示意图。该变速操作装置50例如被设置在驾驶席的旁边，具备有用于选择多种档位PSH而被操作的换档杆52。 
该换档杆52被设置为可以手动操作到：离合器C1～C3中任一接合装 置都不接合的变速机构10内即自动变速部20内的动力传递路径被切断的中立状态且锁止自动变速部20的输出轴22的驻车位置“P(parking，停车)”；用于后退行驶的后退行驶位置“R(reverse，倒车)”，用于设定成变速机构10内的动力传递路径被切断的中立状态的空档位置“N(netural，空档)”，前进自动变速行驶位置“D(drive，驱动)”，和前进手动变速行驶位置“M(manual，手动)”。 
为了与上述换档杆52向各档位PSH的手动操作相连动地建立图2的接合工作表所示的后退档位段“R”、空档“N”、前进档位段“D”中的各变速档，例如液压控制回路70被电切换。 
例如，通过换档杆52的操作选择“D”位置的情况下，基于预先存储的变速映射图(map)、切换映射图(参照图8)执行变速机构10的变速状态的自动切换控制，或者执行动力分配机构16的无级变速控制，或者执行自动变速部20的自动变速控制。该“D”位置为选择执行变速机构10的自动变速控制的控制方式的自动变速行驶模式(自动模式)的档位。 
通过换档杆52的操作选择“M”位置的情况下，在指定的上限档位段的范围的变速范围内变速机构10有级地自动变速控制，或者以得到指定的档位段的方式自动变速控制。该“M”位置为选择作为执行变速机构10的手动变速控制的控制方式的手动变速行驶模式(手动模式)的档位。 
图7是说明基于电子控制装置80的控制功能主要部件的功能框图。在图7中，有级变速控制单元82，例如从预先存储在存储单元100中的图8的实线和点划线表示的变速线图(关系、变速映射)中基于由车速V和自动变速部20的要求输出转矩TOUT表示的车辆状态，判断是否应该进行变速机构10的变速，以得到该判断的变速档(变速级)的方式执行自动变速部20的自动变速控制。此时，有级变速控制单元82，以根据如图2所示的接合表达到变速档的方式，直接或间接地向液压控制电路70输出：使包括切换离合器C0和切换制动器B0的与变速相关的液压式摩擦接合装置接合和/或松开的指令(变速输出指令，液压指令)。液压控制电路70根据该指令，例如以松开与变速相关的松开侧的液压式摩擦接合装置并接合与变 速相关的接合侧的液压式摩擦接合装置来执行自动变速部20的变速的方式，使液压控制电路70内的电磁阀工作而使与该变速有关的液压式摩擦接合装置的液压执行器工作。 
混合动力控制单元84，在选择了作为在差动部11的差动状态下执行变速机构10的变速控制的控制方式的无级变速模式的情况下，作为无级变速控制单元发挥功能，在变速机构10的无级变速状态即差动部11的差动状态下使发动机8在高效的工作区域工作，另一方面使发动机8和第2电动机M2的驱动力分配、第1电动机M1的发电的反力以最适的方式变化，控制差动部11的作为电动无级变速器的变速比γ0，无级地控制总变速比γT。例如，在此时的行驶车速中，根据作为驾驶者的输出要求量的加速踏板开度θACC、车速V算出车辆的目标(要求)输出，根据该车辆的目标输出和充电要求值算出必要的总目标输出，以得到该总目标输出的方式考虑传递损失、辅机负荷、第2电动机M2的辅助转矩等算出目标发动机输出，以使得成为能够得到该目标发动机输出的发动机旋转速度NE和发动机转矩TE的方式控制总变速比γT和发动机8的输出并控制第1电动机M1的发电量。 
混合动力控制单元84，为了使动力性能、燃料经济性等提高，在上述的无级变速控制中考虑自动变速部20的变速档(变速级)而执行其控制。在这样的混合动力控制中，为了调配发动机8在效率高的工作区域工作所决定的发动机旋转速度NE和由车速V以及自动变速部20的变速档所决定的传递部件18的旋转速度，使差动部11作为电动无级变速器工作。即，混合动力控制单元84，确定变速机构10的总变速比γT的目标值，考虑自动变速部20的变速档来控制差动部11的变速比γ0以获得上述目标值，并对总变速比γT在能够变速的变化范围内例如13～0.5的范围内进行控制，使得发动机8沿未图示的发动机8的最佳燃料经济性曲线(燃料经济性映射图，关系)工作，例如以获得用于产生为使目标输出(总目标输出，要求驱动力)充足所必要的发动机输出的发动机转矩TE和发动机旋转速度NE，其中该最佳燃料经济性曲线是在由发动机旋转速度NE和发动机8的 输出转矩(发动机转矩)TE构成的二维坐标内为了无级变速行驶时的驾驶性能和燃料经济性同时兼顾而预先实验性地求出而存储于例如存储单元100。 
此时，混合动力控制单元84，因为将由第1电动机M1发电的电能通过变换器(inverter，逆变器)54供给至蓄电装置56和第2电动机M2，所以发动机8的动力的主要部分被机械地传递至传递部件18，但发动机8的动力的一部分因为第1电动机M1的发电消耗而转换为电能，通过变换器54将该电能供给至第2电动机M2，驱动该第2电动机M2从而从第2电动机M2传递至传递部件18。通过与从该电能的产生直到由第2电动机M2消耗为止有关联的设备，构成将发动机8的动力的一部分转换为电能、直到该电能转换为机械能为止的电路径。 
另外，混合动力控制单元84功能性地具备发动机输出控制单元，其将为了节气门控制而通过节气门执行器64控制电子节气门62的开闭；还为了燃料喷射控制而控制基于燃料喷射装置66的燃料喷射量、喷射时刻；为了点火时刻的控制而控制基于点火器等的点火装置68的点火时刻的指令单独地或组合地输出至发动机输出控制装置58，以使得产生必要的发动机输出的方式执行发动机8的输出控制。发动机输出控制单元58，根据基于混合动力控制单元84的指令，为了节气门控制通过节气门执行器64控制电子节气门62的开关，此外为了燃料喷射的控制而控制基于燃料喷射装置66的燃料喷射，为了点火时刻的控制而控制基于点火器等点火装置68的点火时刻等，产生必要的发动机输出。 
另外，混合动力控制单元84与发动机8的停止或怠速状态无关，可以通过差动部11的电动CVT功能(差动作用)使车辆进行电动机行驶。图8的实线E是用于将车辆开动/行驶用(以下称为行驶用)的驱动力源在发动机8和电动机例如第2电动机M2之间切换的、换而言之就是用于切换所谓发动机行驶和所谓电动机行驶的发动机行驶区域和电动机行驶区域的边界线，该发动机行驶以发动机8作为行驶用的驱动力源使车辆开动/行驶(以下称为行驶)，该电动机行驶以第2电动机M2作为行驶用的驱动力源 使车辆行驶。该图8的边界线(实线E)所表示的关系是由车速V和作为驱动力关联值的输出转矩TOUT作为参数的二维坐标所构成的驱动力源切换线图(驱动力源映射图)的一例。该驱动力源切换线图，例如与同样的图8中的实线和点划线所示的变速线图(变速映射图)一起都预先存储在存储单元100中。 
并且，混合动力控制单元84，例如根据图8的驱动力源切换线图，基于车速V和要求输出转矩TOUT所表示的车辆状态，判断是电动机行驶区域和发动机行驶区域中的哪一个并执行电动机行驶或发动机行驶。像这样，基于混合动力控制单元84的电动机行驶，例如从图8可知，一般在发动机效率为比高转矩区域低的较低输出转矩TOUT区域、即低发动机转矩TE区域，或者车速V比较低的低车速区域、即低负荷区域执行。因此，通常电动机开动优先于发动机开动而执行，但是在例如车辆开动时踩踏加速踏板操作加大到超过图8的驱动力源切换线图的电动机行驶区域的要求输出转矩TOUT即要求发动机转矩TE的程度的车辆状态下，通常也执行发动机开动。 
混合动力控制单元84在上述的电动机行驶时，为了抑制停止的发动机8的拖曳(阻力)而提高燃料经济性，例如也可以通过使第1电动机M1为无负荷状态而使其空转，通过差动部11的电动CVT机能(差动作用)，根据需要维持发动机旋转速度NE为0或大致为0。 
另外，混合动力控制单元84，即使在发动机行驶领域，也可以将通过上述电路径的来自第1电动机M1的电能和/或来自蓄电装置56的电能供给至第2电动机M2，驱动该第2电动机M2而对驱动轮34赋予转矩，从而能够实现用于辅助发动机8的动力的所谓转矩辅助。由此，在本实施例的发动机行驶中，也包括发动机行驶+电动机行驶。 
另外，混合动力控制单元84，无论在车辆停止中或行驶中，都可以通过差动部11的电动CVT功能控制例如第1电动机的旋转速度NM1，将发动机旋转速度NE维持为大致一定或者旋转控制为任意旋转速度。换而言之，混合动力控制单元84，能够将发动机旋转速度NE维持为大致一定或 者控制为任意的旋转速度，并且将第1发电机旋转速度NM1旋转控制为任意的旋转速度。例如，通过图3的共线图也可知，混合动力控制单元84，在车辆行驶中提高发动机旋转速度NE的情况下，将受限于车速V(驱动轮32)的第2电动机旋转速度NM2维持为大致一定，同时执行第1电动机旋转速度NM1的提高。 
切换控制单元86，基于车辆状态对切换用接合装置(切换离合器C0或切换制动器B0)的接合/松开进行切换，由此在上述无级变速状态即上述差动状态和上述有级变速状态即上述锁止状态之间选择性地切换变速状态。例如，切换控制单元86，基于由要求输出转矩TOUT和车速V所示的车辆状态，判断是处于预先存储在存储单元100中的上述图8所示的使变速机构10为无级变速状态的无级区域内还是处于使变速机构10为有级变速状态的有级区域内，通过对切换离合器C0或切换制动器B0的接合和这些切换离合器C0和切换制动器B0的松开进行切换，选择性地将变速机构10切换为上述无级变速状态和上述有级变速状态之一。 
即，切换控制单元86，在判定为处于有级变速控制区域内的情况下，对混合动力控制单元84输出不允许即禁止混合动力控制或无级变速控制的信号，并且对有级变速控制单元82允许预先设定的有级变速时的变速，根据该有级变速单元82的变速判断使切换离合器C0或切换制动器B0接合。此时的有级变速控制单元82，根据预先存储在存储单元100中的例如图8所示的变速线图执行自动变速部20的前进7档的自动变速控制。例如，预先存储在存储单元100中的图2，示出了在此时的变速中选择的液压式摩擦接合装置即C0、C1、C2、C3、B0、B1、B2的工作的组合。即，变速机构10全体即差动部11和自动变速部20作为所谓有级式自动变速器发挥功能，根据图2所示的接合表实现变速档。 
另一方面，切换控制单元86，在判断为由要求输出转矩TOUT和车速V所示的车辆状态处于图8的无级区域内的情况下，作为变速机构10全体为了得到无级变速状态，以使差动部11能够作为无级变速状态而实现无级变速的方式将松开切换离合器C0和切换制动器B0的指令输出至液压控制电 路70。同时，对混合动力控制单元84输出允许混合动力控制的信号，并对有级变速控制单元82输出固定为预先设定的无级变速时的变速档的信号，或者输出允许根据预先存储在存储单元100中的例如图8所示的变速线图使自动变速部20自动变速的信号。在这种情况下，通过有级变速控制单元82，自动变速部20以在图2的接合表中除去切换离合器C0和切换制动器B0的接合以外的前进4档的变速档，即通过第1离合器C1和第2制动器B2的接合达成的第1档位段(变速比γA＝3.683)、通过第1离合器C1和第1制动器B1的接合达成的第2档位段(变速比γA＝1.909)、通过第1离合器C1和第3离合器C3的接合达成的第3档位段(变速比γA＝1.000)、和通过第3离合器C3和第1制动器B1的接合达成的第4档位段(变速比γA＝0.661)进行自动变速。这样，通过切换控制单元86，被切换为无级变速状态的差动部11作为无级变速器发挥功能，与其串联的自动变速部20作为有级变速器发挥功能，从而在得到适当大小的驱动力的同时，对于自动变速部20的上述第1、第2、第3、第4的各档位段，使被输入至自动变速部20的旋转速度即传递部件18的旋转速度N18无级地变化，各档位段得到无级的变速比幅度。因此，该各档位段之间成为能够无级地连续变化的变速比，作为变速机构10全体成为无级变速状态，能够无级地得到总变速比γT。 
另外，图8是作为自动变速部20的变速判断的基础的预先存储在存储单元100中的变速线图(关系，变速映射图)，并且是由以车速V和作为驱动力关联值的要求输出转矩TOUT为参数的二维坐标构成的变速线图的一例。图8的实线是升档线，点划线是降档线。图8的虚线示出用于由切换控制单元86进行的无级控制区域和有级控制区域的切换判定的判定车速V1和判定输出转矩TOUT1。即，图8的虚线示出了作为为了判定混合动力车辆的高速行驶区域的预先设定的高速行驶判定值的判定车速V1的连线即高车速判定线；和作为用于判定与混合动力车辆的要求驱动力相关的驱动力关联值例如自动变速部20的输出转矩TOUT为高输出的高输出行驶区域、高转矩行驶区域的预先设定的高输出行驶判定值的判定输出转矩 TOUT1的连线即高输出行驶判定线。此外，对于图8的虚线，如两点划线所示在有级控制区域和无级控制区域的判定中设置有滞后。即，该图8是包括判定车速V1、V2和判定输出转矩TOUT1、TOUT2的、用于以车速V和要求输出转矩TOUT作为参数而通过切换控制单元86判定是有级控制区域和无级控制区域中的哪一区域的预先存储的切换线图(切换映射图，关系)。另外，包括该切换线图，也可以作为变速映射图预先存储在存储单元100中。并且，该切换线图可以是包括判定车速V1和判定输出转矩TOUT1的至少其中之一的图，也可以是以车速V和要求输出转矩TOUT中的任意一个作为参数的被预先存储的切换线。 
上述的变速线图、切换线图、或驱动力源切换线图等，也可以不作为映射图，而是作为比较实际车速V和判定车速V1、V2的判定式，比较要求输出转矩TOUT和判定输出转矩TOUT1、TOUT2的判定式等被存储。这种情况下，例如，切换控制单元86判断实际的车速V是否超过了判定车速V1，在超过了判定车速V1时接合切换离合器C0或切换制动器B0而使变速机构10为有级变速状态。另外，切换控制单元86判断自动变速部20的要求输出转矩TOUT是否超过了判定输出转矩TOUT1，在超过了判断输出转矩TOUT1时使切换离合器C0或切换制动器B0接合而使变速机构10为有级变速状态。 
图8的纵轴虽然表示要求输出转矩TOUT，但也可以是要求驱动力关联值。要求驱动力关联值是与车辆的要求驱动力一对一地对应的参数，不仅是驱动轮32的要求驱动转矩或驱动力，也包括例如自动变速部20的要求输出转矩TOUT，要求发动机转矩TE、要求车辆加速度G、例如基于加速踏板开度θACC或节气门开度θTH(或者是吸入空气量、空燃比、燃料喷射量)和发动机旋转速度NE计算出的发动机转矩TE等的要求值。另外，上述的驱动转矩也可以根据输出转矩TOUT等考虑差动比、驱动轮32的半径等计算，例如也可以由转矩传感器等直接检测。上述其他各转矩等也同样。 
另外，例如，为了抑制在高速行驶中使变速机构10为无级变速状态反而使燃料经济性恶化，以在该高速行驶中使变速机构10为有级变速状态的 方式设定上述判定车速V1。另外，例如为了在车辆的高输出行驶中使第1电动机M1的反力转矩无法对应到发动机8的高输出区域而使第1电动机M1小型化，根据能够以减小来自第1电动机M1的电能的最大输出的方式配置的第1电动机M1的特性来设定上述判定转矩TOUT1。 
如图8的关系所示，由于输出转矩TOUT为预先设定的判定输出转矩TOUT1以上的高转矩区域、或者车速V为预先设定的判定车速V1以上的高车速区域作为有级控制区域被设定，所以有级变速行驶在发动机8成为比较高转矩的高驱动转矩时、或者车速比较高的高车速时执行，无级变速行驶在发动机8成为比较低转矩的低驱动转矩时、或者车速比较低的低车速时即发动机8的常用输出区域执行。 
由此，例如，车辆在低中速行驶和低中输出行驶中，使变速机构10为无级变速状态而确保车辆的燃料经济性能，因为自动变速部20作为4级变速档发挥功能，因而第1电动机M1应该产生的电能即第1电动机M1传送的电能的最大值能够减小，从而使第1电动机M1或包含它的车辆的驱动装置更加小型化。相反，在车速V超过上述判定车速V1的高速行驶、输出转矩TOUT超过判定转矩TOUT1的高输出行驶中，使变速机构10成为作为有级变速器工作的有级变速状态，专门在机械动力传递路径上将发动机8的输出传递至驱动轮32而作为电动无级变速器工作的情况下产生的动力和电能之间的变换损失受到抑制，提高燃料经济性。 
另外，本实施例的变速机构10在有级变速状态下，如图2所示以交叉比率(cross ratio)且宽变速比幅度为目的，通过在自动变速部20的4档变速中组合差动部11的2档变速而进行前进7档的变速，因此如上所述，在第2速档位段和第3速档位段之间、以及第4速档位段和第5速档位段之间，通过差动部11的变速和自动变速部20的变速在相同变速期间内同时被执行而进行切换。例如在图8的A点和B点之间因车辆状态发生变化导致的第2速档位段和第3速档位段之间的变速、和例如在图8的C点和D点之间因车辆状态发生变化导致的第4速档位段和第5速档位段之间的变速中，差动部11和自动变速部20中的一方的降档和另一方的升档同时 期被执行。另外，在本实施例中，将差动部11和自动变速部20中的一方的降档和另一方的升档同时期被执行的变速定义为同时变速。 
通过这样，在上述同时变速中，例如以通过一方的降档使发动机旋转速度NE上升的同时通过另一方的升档使发动机旋转速度NE下降的方式使发动机旋转速度NE反方向变化，因此由于差动部11和自动变速部20的变速定时即变速进行情况，换而言之由于微小的定时偏差，发动机旋转速度NE上下波动，其作为变速冲击有可能给搭乘者带来不适感。 
例如，虽然使变速机构10全体升档时发动机旋转速度NE下降，但是由于差动部11和自动变速部20中的一方的降档和另一方的升档的定时，有可能使变速机构10全体的变速进行状况暂时摆向降档侧的方向，存在使发动机旋转速度NE上升的可能性，变速中发动机旋转速度NE上下波动，有变速冲击增大的可能性。另外，在此，虽然以作为变速机构10全体升档的情况为例，但是在降档的情况下仅仅是各变速方向和发动机旋转速度NE的变化方向相反，无疑也会产生上述同样的问题。 
于是，在本实施例中，在上述同时变速的情况下，通过由第1电动机M1控制第2旋转元件RE2(太阳轮S0)的旋转速度，控制该同时变速中的变速进行状况。例如，通过第1电动机M1的旋转速度控制来控制相对于同时变速中的差动部11和自动变速部20中的一方的变速进行情况的另一方的变速进行情况。此时，也可以按照在自动变速部20的有级变速中的惯性阶段区间内使差动部11的有级变速开始并结束的方式控制第1电动机M1。 
具体而言，有级变速控制单元82具有：例如根据图8所示的关系基于车速V和要求输出转矩TOUT所表示的车辆状态判断是否判断出同时变速的同时变速判定单元88；在由该同时变速判定单元88判断为同时变速时先执行为了达成该同时变速的自动变速部20的双离合器变速的第二变速控制单元90；例如基于发动机旋转速度NE的变化或传递部件18的旋转速度N18的变化判断该自动变速部20的双离合器变速中的惯性阶段开始的惯性阶段判断单元92；和在通过该惯性阶段判断单元92判定出惯性阶段时 在惯性阶段区间内即发动机旋转速度NE的变化区间内直接地或通过切换控制单元86向液压控制电路70指令来使为了达成上述同时变速的差动部11的双离合器变速开始并完成的第1变速控制单元94，以执行在自动变速部20的双离合器变速中差动部11的双离合器变速开始并完成的所谓隐藏控制的方式，控制由第2变速控制单元90进行的双离合器变速和由第1变速控制单元94进行的双离合器变速的定时和摩擦接合装置的接合压。 
第1电动机旋转速度控制单元96，为了抑制上述同时变速导致的变速冲击，通过与基于上述第1变速控制单元94的差动部11的双离合器变速中的接合侧接合装置的接合液压的上升并行地利用第1电动机M1控制太阳轮S0的旋转速度，从而控制上述同时变速中的变速进行状况。例如，第1电动机旋转速度控制单元96，以适当地进行上述隐藏控制的方式朝向差动部11的双离合器变速后的太阳轮S0的旋转速度控制第1电动机M1。 
此时，上述第1电动机旋转速度控制单元96，在上述同时变速中，与自动变速部20的输入旋转速度(传递部件18的旋转速度N18)的变化相应地(同步地)控制第1电动机M1。例如，第1电动机旋转速度控制单元96，以使得在同时变速中发动机旋转速度NE在相同方向上变化的方式，即以发动机旋转速度NE在与惯性阶段中伴随自动变速部20的双离合器变速的发动机旋转速度NE的变化方向相同的方向上变化的方式，通过混合动力控制单元84控制第1电动机旋转速度NM1。总结来说，原本在同时变速中伴随差动部11的双离合器变速的发动机旋转速度NE的变化方向和伴随自动变速部20的双离合器变速的旋转速度NE的变化方向是相反的，但是以在惯性阶段中使发动机旋转速度NE绝对不向伴随差动部11的双离合器变速的原本的变化方向变化的方式，控制第1电动机旋转速度NM1即太阳轮S0的旋转速度。 
更具体而言，上述第1电动机旋转速度控制单元96，在上述的同时变速中，以使得发动机旋转速度NE向同时变速后的旋转速度(＝同时变速后的变速机构10的总变速器γT×输出轴旋转速度TOUT)以目标变化速度进行变化的方式反馈控制第1电动机旋转速度NM1，控制同时变速中的变速 进行状况。该目标变化速度为，为了以抑制变速冲击的方式根据自动变速部20的输入转速的变化使惯性阶段中的发动机旋转速度NE向一定方向(即伴随自动变速部20的双离合器变速的变化方向)变化的预先通过实验求得并按每个同时变速确定的目标值(预定的变化速度)。 
发动机输出减低单元98，在通过上述惯性阶段判断单元92判定出惯性阶段时，为了进一步抑制由上述同时变速导致的变速冲击，优选在与惯性阶段区间同等的区间内通过混合动力控制单元84由发动机输出控制装置58将发动机8的输出暂时降低。 
图9是说明电子控制装置80的控制动作的主要部分，即在有级变速状态下用于控制同时变速的变速控制动作的流程图，以预定的周期反复执行。另外，图10是说明图9的流程图所示的控制动作的时序图，是发生变速机构10的2→3升档的情况下的一例。 
在图9中，首先，在对应于上述同时变速判定单元88的步骤(以下略去步骤)S1中，判断是否发生了同时变速。例如，在踩下了加速踏板的状态下车速V上升，如图8的点A→点B所示，车辆状态发生变化，判断在有级变速状态下的行驶中是否已判断出从第2速档位段向第3速档位段的变速，或者是否从第2速档位段已切换到第3速档位段。 
在上述S1的判断为否定的情况下，在S9中执行与同时变速相关的控制以外的其他控制，或者就此结束本程序。 
上述S1的判断为肯定的情况下，在对应于上述第二变速控制单元90的S2中，为了达成上述同时变速的自动变速部20的双离合器变速先于差动部11的双离合器变速被执行。该流程图中，以2→3升档的实施例进行说明。因此，首先输出使制动器B2的接合压下降的指令，松开该制动器B2。 
接下来，在对应于上述第二变速控制单元90的S3中。输出使制动器B1的接合压上升的指令，开始该制动器B1的接合。 
伴随上述S3的动作，自动变速部20的输入旋转速度下降，发动机旋转速度NE也开始下降，惯性阶段开始，因此在接着上述S3与上述惯性阶 段判定单元92对应的S4中，基于制动器B1的接合导致的发动机旋转速度NE降低来判定惯性阶段的开始。 
上述S4的判定为否定时反复执行该S4，肯定的情况下在与上述发动机减低输出单元98对应的S5中，例如节气门执行器64关闭电子节气门62，或者减少基于燃料喷射装置66的燃料喷射，或者使基于点火装置68的点火时刻延迟等，从而暂时降低发动机8的输出(例如发动机转矩)。没有必要一定执行在该S5中的发动机8输出的暂时降低。 
接下来，在与上述第1变速控制单元94对应的S6中，执行为了达成上述同时变速的差动部11的双离合器变速。在此，输出使切换制动器B0的接合压下降的指令，松开该切换制动器B0。 
接下来，在与上述第1变速控制单元94对应的S7中，输出使切换离合器C0的接合压上升的指令，开始该切换离合器C0的接合。 
在与上述的S7的动作并行地，在与上述第1电动机旋转速度控制单元96对应的S8中，以控制上述同时变速中的变速状况的方式，通过第1电动机M1控制太阳轮S0的旋转速度，抑制同时变速导致的变速冲击。此时，以惯性阶段中的发动机旋转速度NE的变化在相同的方向达到预定的变化速度的方式，根据伴随自动变速部20的双离合器变速的传递部件18的转速的变化来控制第1电动机旋转速度NM1，以适当地执行上述隐藏控制的方式，朝向差动部11的双离合器变速后的太阳轮S0的旋转速度控制第1电动机旋转速度NM1。 
例如，在2→3升档中，与降低传递部件18的旋转速度同步地通过第1电动机M1使太阳轮S0的旋转速度上升。该2→3升档，原本伴随自动变速部20的升档使发动机旋转速度NE降低，如果以使得差动部11进行降档的方式使第1电动机旋转速度NM1(太阳轮S0的旋转速度)上升，则使发动机旋转速度NE向上升方向变化，但在2→3升档的同时变速中当发动机旋转速度NE上下波动时会成为产生变速冲击的原因。于是，以使得发动机旋转速度NE决不上升的方式朝向差动部11的双离合器变速后的太阳轮S0的旋转速度通过第1电动机M1使太阳轮S0的旋转速度上升，发动 机旋转速度NE的变化是同样的降低方向。 
在该S8中，以适当地进行上述同时变速中的上述隐藏控制的方式，利用第1电动机M1的定时控制(变速进行状况控制)也在如上所述的同步控制中执行。在同时变速结束时，结束S5中开始执行的发动机8的输出降低(例如发动机转矩下降)。并且，在不执行隐藏控制、例如差动部11和自动变速部20大约同时在相反方向变速的情况下，第1电动机M1以使得差动部11和自动变速部20的变速同时结束的方式执行同步控制。 
在图10中，t1时刻表示判定出成为同时变速的2→3升档。由此，在t2时刻为了达成该2→3升档的作为一方的自动变速部20的双离合器变速指令先于作为另一方的差动部11的双离合器变速指令被输出。即，在该t2时刻，首先输出降低制动器B2的接合压的指令，输出使制动器B1的接合压上升的指令。其结果是，在t3时刻，自动变速部(有级部)20的输入旋转速度降低，发动机旋转速度NE也开始降低，开始惯性阶段。 
伴随惯性阶段的开始，例如从t3时刻开始至变速结束的t7时刻的惯性阶段中发动机转矩暂时降低。另外，在惯性阶段开始后的t4时刻输出差动部11的双离合器变速指令。即，在该t4时刻，输出降低切换制动器B0的接合压的指令，输出使切换离合器C0的接合压上升的指令。此外，在惯性阶段中以适当地进行开始并结束差动部11的双离合器变速的隐藏控制的方式，与切换离合器C0的接合压的上升并行地通过第1电动机M1使太阳轮S0的旋转速度上升。其与自动变速部20的输入旋转速度降低同步地进行，如t5时刻至t6时刻所示，以使得发动机旋转速度NE决不上升的方式使第1电动机旋转速度NM1朝向切换离合器C0的接合后的太阳轮S0的旋转速度上升。此时的第1电动机旋转速度NM1，以使得发动机旋转速度NE朝向同时变速后的旋转速度且以目标变化速度变化的方式被反馈控制。由此，如t3时刻至t7时刻所示，发动机旋转速度NE的变化为同样的降低方向，变速冲击被抑制。 
如上所述，依据本实施例的电子控制装置80，差动部11(第一变速部)和自动变速部20(第二变速部)的一方降档和另一方升档被同时期执行的 同时变速的情况下，通过由第1电动机M1控制第2旋转元件RE2(太阳轮S0)的旋转速度来适当地控制该同时变速中的变速进行状况，所以能够使变速机构10的变速中的变速方向为一定方向，例如能够使变速机构10的变速中的发动机旋转速度NE的变化为同一方向，从而能够抑制变速冲击。例如，在同时变速的情况下，通过由第1电动机M1控制第2旋转元件RE2(太阳轮S0)的旋转速度，控制同时变速中相对于一方的变速状况的另一方的变速进行状况，所以能够结合一方的变速的进行而执行另一方的变速，能够抑制变速冲击。 
另外，依据本实施例的电子控制装置80，因为通过第1电动机M1的旋转速度控制，控制相对于同时变速中差动部11和自动变速部20中一方的变速进行状况的另一方的变速进行状况，所以可以适当地抑制变速冲击。 
另外，依据本实施例的电子控制装置80，因为以在自动变速部20的变速中的惯性阶段使差动部11的有级变速开始并完成的方式控制第1电动机M1，所以能够将伴随差动部11的变速的转速的变化隐藏在伴随自动变速部20的变速的转速的变化内，能够适当地抑制变速冲击。 
另外，依据本实施例的电子控制装置80，在同时变速中，因为根据自动变速部20的输入转速的变化控制第1电动机M1的旋转速度，所以能够进行与自动变速部20的变速的进行相适合的差动部11的变速。即，由于当自动变速部20的变速开始时自动变速部20的输入旋转速度开始变化，与其相应地由第1电动机M1控制第2旋转元件RE2(太阳轮S0)的旋转速度，从而能够进行与自动变速部20的变速的进行相适合的差动部11的变速。 
另外，依据本实施例的电子控制装置80，因为在同时变速中以使得发动机旋转速度NE在同方向变化的方式控制第1电动机M1，所以在同时变速中发动机旋转速度NE不会上下波动，作为变速机构10全体使搭乘者(驾驶者)认为是一个变速，防止驾驶者感觉到不适。 
另外，依据本实施例的电子控制装置80，在自动变速部20的变速中的惯性阶段由于暂时将发动机8的输出转矩降低，所以使同时变速中的传 递转矩降低，进一步抑制变速冲击。 
另外，依据本实施例的电子控制装置80，因为自动变速部20的变速是，通过松开侧接合元件的松开和接合侧接合元件的接合达成的双离合器变速，所以松开和接合的精确的定时控制成为必要，在容易产生变速冲击的双离合器变速与差动部11的变速同时执行的情况下，适当地抑制变速冲击。 
另外，在本实施例的变速机构10中，差动部11和自动变速部20插置于从发动机8至驱动轮32的动力传递路径，该差动部11具有：作为将发动机8的输出分配至第1电动机M1和自动变速部20的输入旋转部件的差动机构的动力分配机构16，因为在上述同时变速中以使得发动机旋转速度NE在相同方向变化的方式控制第1电动机M1，所以具有能够容易地控制成在同时变速中使发动机的旋转速度NE不上下波动的优点。即，具有利用差动机构的差动作用通过第1电动机M1容易地控制使得发动机旋转速度NE向相同方向变化的优点。 
接下来，说明本发明的其他实施例。另外，在以下的说明中与上述的实施例相同的部分标注同一符号并略去说明。 
实施例2 
图11是说明本发明的其他实施例中变速机构110的结构的概要图，图12是表示该变速机构110的变速级(变速档)与液压式摩擦接合装置的接合的组合之间的关系的接合表，图13是说明该变速机构110的变速动作的共线图。 
变速机构110，优选考虑到收纳在搭载于FF(前置发动机前置驱动)型车辆上的变速驱动桥(transaxle)箱体(以下，称为箱体)112内而为了缩短轴方向的尺寸，具备与上述实施例相同的第1电动机M1、动力分配机构16、和将第2电动机M2配置在第1轴心RC1上的差动部11、设置在与该第1轴心RC1平行的第2轴心RC2上的前进4档自动变速部114。 
动力分配机构16，包括具有例如“0.300”左右预定的传动比ρ0的单小齿轮型的行星齿轮装置24、切换离合器C0和切换制动器B0。 
自动变速部114包括：具有例如“0.522”左右的预定传动比ρ1的单小齿轮型第1行星齿轮装置26和具有例如“0.309”左右的预定传动比ρ2的单小齿轮型第2行星齿轮装置28。第1行星齿轮装置26的第1太阳轮S1和第2行星齿轮装置28的第2太阳轮S2被相互连结为一体，并通过第1离合器C1、互相啮合的一对副轴主动齿轮(counter drive gear)116和副轴从动齿轮(counter driven gear)118(以下简称为副轴齿轮对CG)选择性连结在传递部件18上并通过第2制动器B2选择性连结在箱体112上，第1行星齿轮装置26的第1行星架CA1通过第2离合器C2、副轴齿轮对CG选择性连结在传递部件18上并通过第3制动器B3选择性连结在箱体112上，第1行星齿轮装置26的第1齿圈R1和第2行星齿轮装置28的第2行星架CA2被相互连结为一体并被连结在作为自动变速部20的输出旋转部件的输出齿轮120上，第2行星齿轮装置28的第2齿圈R2通过第1制动器B1选择性连结在箱体112上。通过差动齿轮装置(最终减速器)30和差动驱动齿轮(differential drive gear)122啮合，上述输出齿轮120将动力依次通过一对车轴等传递至一对驱动轮32。上述副轴主动齿轮116和副轴从动齿轮118，分别设置在第1轴心RC1和第2轴心RC2上，起到工作性地连结传递部件18与第1离合器C1和第2离合器C2的连结装置的作用。 
如上所述构成的变速机构110中，例如，如图12的接合动作表所示，通过选择性使切换离合器C0、第1离合器C1、第2离合器C2、切换制动器B0、第1制动器B1、第2制动器B2和第3制动器B3进行接合动作，选择性地使第1速档位段(第1变速档)至第7速档位段(第7变速档)中的任一档或后退档位段(后退变速档)或空档形成，能够按每个档位段得到大致等比变化的总变速比γT(＝输入轴14的旋转速度NIN/输出齿轮120的旋转速度NOUT)。尤其，在本实施例中动力分配机构16具有切换离合器C0和切换制动器B0，通过使切换离合器C0和切换制动器B0中的任意一个进行接合动作，差动部11除了作为上述无级变速器动作的无级变速状态，还能够构成作为变速比一定的多级变速器动作的定变速状态。因 此，在变速机构110中，由通过使切换离合器C0和切换制动器B0中的任意一个进行接合动作而成为定变速状态的差动部11和自动变速部114构成作为有级变速器动作的有级变速状态，由通过使切换离合器C0和切换制动器B0中任意一个都不进行接合动作而成为无级变速状态的差动部11和自动变速部114构成作为电动无级变速器动作的无级变速状态。 
变速机构110作为有级变速器动作的情况下，如图12所示，通过切换离合器C0、第1离合器C1、和第1制动器B1的接合形成变速比γT1为最大值如“4.241”左右的第1速档位段，通过切换制动器B0、第1离合器C1、和第1制动器B1的接合形成变速比γT2为比第1速档位段小的值如“2.986”左右的第2速档位段，通过切换离合器C0、第2离合器C2、和第1制动器B1的接合形成变速比γT3为比第2速档位段小的值如“2.111”左右的第3速档位段，通过切换制动器B0、第2离合器C2、和第1制动器B1的接合形成变速比γT4为比第3速档位段小的值如“1.482”左右的第4速档位段，通过切换离合器C0、第1离合器C1、和第2离合器C2的接合形成变速比γT5为比第4速档位段小的值如“1.000”左右的第5速档位段，通过切换离合器C0、第2离合器C2、和第2制动器B2的接合形成变速比γT6为比第5速档位段小的值如“0.657”左右的第6速档位段，通过切换制动器B0、第2离合器C2、和第2制动器B2的接合形成变速比γT7为比第6速档位段小的值如“0.463”左右的第7速档位段。另外，在发动机8进行驱动时通过第1离合器C1和第3制动器B3的接合，在第2电动机M2进行驱动时通过第1离合器C1和第1制动器B1的接合，形成变速比γR为位于第3速档位段和第4速档位段之间的值如“1.917”左右的后退档位段。另外，在为空档“N”状态的情况下，例如仅仅接合第1离合器C1。 
另外，变速机构110作为无级变速器发挥作用的情况下，图12所示的接合表的切换离合器C0和切换制动器B0都松开。由此，差动部11作为无级变速器动作，与其串联连结的自动变速部114作为4档的有级变速器动作，从而对于自动变速部114的第1速、第2速、第3速、第4速的各 档位段，使被输入到该自动变速部114的旋转速度即传递部件18的旋转速度无级地变化，使各档位段得到无级的变速比幅度。因此，成为该各档位段之间能够无级地连续变化的变速比，无级地得到作为变速机构10整体的总变速比γT。 
图13示出在由作为无级变速部或第一变速部发挥功能的差动部11和作为有级变速部或第二变速部发挥功能的自动变速部114构成的变速机构110中，能够按每个档位段在直线上表示连结状态不同的各旋转元件的旋转速度的相对关系的共线图。在松开切换离合器C0和切换制动器B0的情况下，以及在使切换离合器C0或切换制动器B0接合的情况下的动力分配机构16的各元件的旋转速度与上述情况相同。 
图13中的自动变速部114的4根纵线Y4、Y5、Y6、Y7从左开始依次分别表示：对应于第4旋转元件(第4元件)RE4并且互相连结的第1太阳轮和第2太阳轮、对应于第5旋转元件(第5元件)RE5的第1行星架CA1、对应于第6旋转元件(第6元件)RE6并且互相连结的第2行星架CA2和第1齿圈R1、和对应于第7旋转元件(第7元件)RE7的第2齿圈R2。另外，在自动变速部114中第4旋转元件RE4通过第1离合器C1被选择性的连结在传递部件18上并通过第2制动器B2被选择性的连结在箱体112，第5旋转元件RE5通过第2离合器C2被选择性的连结在传递部件18上并通过第3制动器B3被选择性的连结在箱体112上，第6旋转元件RE6被连结在自动变速部114的输出齿轮120上，第7旋转元件RE7通过第1制动器B1被选择性的连结在箱体112上。 
在自动变速部114中，如图13所示，通过使切换离合器C0、第1离合器C1、第1制动器B1接合，以通过表示第7旋转元件RE7的旋转速度的纵线Y7与横线X1的交点和表示第4旋转元件RE4的旋转速度的纵线Y4与横线X2的交点的倾斜直线L1、与表示被连结在输出齿轮120上的第6旋转元件RE6的旋转速度的纵线Y6的交点，表示第1速的输出齿轮120的旋转速度。同样，以通过使切换制动器B0、第1离合器C1、第1制动器B1接合而决定的倾斜直线L2和表示被连结在输出齿轮120上的 第6旋转元件RE6的旋转速度的纵线Y6的交点表示第2速的输出齿轮120的旋转速度，以通过使切换离合器C0、第2离合器C2、第1制动器B1接合而决定的倾斜直线L3和表示被连结在输出齿轮120上的第6旋转元件RE6的旋转速度的纵线Y6的交点表示第3速的输出齿轮120的旋转速度，以通过使切换制动器B0、第2离合器C2、第1制动器B1接合而决定的倾斜直线L4和表示被连结在输出齿轮120上的第6旋转元件RE6的旋转速度的纵线Y6的交点表示第4速的输出齿轮120的旋转速度，以通过使切换离合器C0、第1离合器C1、第2离合器C2接合而决定的倾斜直线L5和表示被连结在输出齿轮120上的第6旋转元件RE6的旋转速度的纵线Y6的交点表示第5速的输出齿轮120的旋转速度，以通过使切换离合器C0、第2离合器C2、第2制动器B2接合而决定的倾斜直线L6和表示被连结在输出齿轮120上的第6旋转元件RE6的旋转速度的纵线Y6的交点表示第6速的输出齿轮120的旋转速度，以通过使切换制动器B0、第2离合器C2、第2制动器B2接合而决定的倾斜直线L7和表示被连结在输出齿轮120上的第6旋转元件RE6的旋转速度的纵线Y7的交点表示第7速的输出齿轮120的旋转速度。 
在本实施例的变速机构110中，如上所述，第2速档位段与第3速档位段之间的变速，和第4速档位段与第5速档位段之间的变速，由于是同时执行差动部11和自动变速部114中的一方的降档变速和另一方的升档变速，所以在本实施例中被定义为同时变速，因为通过一方的降档变速使发动机的旋转速度上升的同时通过另一方的升档变速使发动机的旋转速度下降，因此由微小的定时偏差会引起旋转速度上下波动，其有可能作为变速冲击给搭乘者带来不适应感。 
但是，在本实施例的变速机构110中，也由差动部11和自动变速部114构成，在同时期执行差动部11和自动变速部114中的一方的降档变速和另一方的升档变速的同时变速中，因为通过由第1电动机M1控制第2旋转元件RE2(太阳轮S0)的旋转速度而适当控制该同时变速中的变速进行状况，所以能够得到与上述实施例相同的效果。 
另外，通过本实施例，与图1的变速机构10相比，因为没有在同一轴心上设置动力分配机构16和自动变速机构114，所以缩短变速机构110的轴心方向的长度。由此，一般作为在变速机构的轴心方向的尺寸受车宽度制约的FF车辆和RR车辆中横置即第1轴心RC1和第2轴心RC2能够与车宽方向平行地搭载的变速机构得到更好的应用性。另外，因为差动部11和自动变速部114被设置在发动机8(差动驱动齿轮122)和副轴齿轮对CG之间，所以可以进一步缩短变速机构110的轴心方向的尺寸。此外，因为第2电动机M2被设置在第1轴心RC1上，所以可以缩短第2轴心RC2的轴心方向的尺寸。 
以上，虽然基于本发明的实施例的附图进行了详细说明，但本发明也可以适用于其他的形态。 
例如，在上述的实施例中，虽然以作为自动变速部20的升档和差动部11的降档同时变速的2→3升档为例，详细说明了图9和图10，但其他的同时变速如4→5升档，或者也可以是作为自动变速部20的降档和差动部11的升档的同时变速的3→2降档、5→4降档。即，只要是成为同时变速的变速，都可适用于本发明。另外，即使不是变速机构10、110的结构，只要是具备第一变速部和第二变速部、进行同时变速的车辆用驱动装置，都可适用于本发明。例如，差动部11没有必要必须构成为能够在有级变速状态和无级变速状态切换，只要是至少作为有级变速器发挥功能的变速器即可。另外，例如，差动部11、自动变速部20、114至少是前进2档的有级式变速器即可。此外，虽然自动变速部20通过传递部件18被串联连结在差动部11上，但例如也可以与输入轴14平行地设置副轴(counter shaft)并在该副轴上同心地设置自动变速部20。这种情况下，差动部11和自动变速部20，例如由作为传递部件18的副轴齿轮对、链轮(sprocket)和链锁(chain)构成的1组传递部件等以能够传递动力的方式连结。 
另外，在上述的实施例的动力分配机构16中，虽然行星架CA0被连结在发动机8上，太阳轮S0被连结在第1电动机M1上，齿圈R0被连结在传递部件18上，这些连结关系，并不是一定限定于此，发动机8、第1 电动机M1、传递部件18与行星齿轮装置的3元件CA0、S0、R0中的任意一个相连结也无妨。 
另外，上述的实施例中，发动机8与输入轴14直接连结，例如可以通过齿轮、传动链、传动带等动作性地连结，也没有必要设置在共同的轴心上。另外，在图11的实施例中，也可以替代副轴主动齿轮116和副轴从动齿轮118，设置卷绕有传动链的一对链轮。 
另外，在上述的实施例中，切换离合器C0和切换制动器B0的液压式摩擦接合装置可以由粉末(磁粉)离合器、电磁离合器、啮合型的爪形离合器(dog clutch)等的磁粉式、电磁式、机械式接合装置构成。 
另外，上述的实施例中，虽然第2电动机M2被连结在传递部件18上，但也可以被连结在输出轴22上，也可以被连结在自动变速部20、114内的旋转部件上。 
另外，作为上述实施例的差动结构的动力分配机构16，例如可以是将由发动机旋转驱动的小齿轮、和与该小齿轮啮合的一对伞形齿轮动作性地连结在第1电动机M1和第2电动机M2上的差动齿轮装置。 
另外，上述实施例的动力分配机构16，虽然由1组行星齿轮装置构成，但也可以由2个以上的行星齿轮装置构成，在非差动状态(定变速状态)下作为3档以上的变速器发挥作用。 
并且，以上所述仅是一种实施方式，本发明可以以基于从业者的知识加进了各种改变、改良的形态实施。 

Claims (19)

1.一种车辆用驱动装置的控制装置，该车辆用驱动装置具备在多个变速级间分别能够进行有级变速的第一变速部(11)和第二变速部(20)、通过发动机(8)的输出对驱动轮(32)进行驱动，所述车辆用驱动装置的控制装置的特征在于：
具备与所述第一变速部和第二变速部的至少一方的旋转元件(RE2)连结的电动机(M1)，
在所述第一变速部和第二变速部的一方的降档和另一方的升档同时期执行的同时变速的情况下，通过所述电动机控制所述旋转元件的旋转速度使得发动机旋转速度(NE)在相同的方向变化，由此控制所述同时变速中的变速进行状况。
2.根据权利要求1所述的车辆用驱动装置的控制装置，其中，
通过所述电动机(M1)的旋转速度控制，控制相对于所述同时变速中的所述第一变速部(11)和第二变速部(20)的一方的变速进行状况的另一方的变速进行状况。
3.根据权利要求1或2所述的车辆用驱动装置的控制装置，其中，
在所述第二变速部(20)的变速中的惯性阶段期间，控制所述电动机(M1)使得所述第一变速部(11)的变速开始并且结束。
4.根据权利要求1或2所述的车辆用驱动装置的控制装置，其中，
作为所述电动机(M1)具备与所述第一变速部(11)的旋转元件(S0)连结的第一电动机，
通过该第一电动机控制所述第一变速部的旋转元件的旋转速度。
5.根据权利要求4所述的车辆用驱动装置的控制装置，其中，
在所述同时变速期间，根据所述第二变速部(20)的输入转速的变化控制所述第一电动机(M1)。
6.根据权利要求1或2或5所述的车辆用驱动装置的控制装置，其中，
所述第一变速部(11)和第二变速部(20)配置于从所述车辆的发动机(8)至驱动轮(32)的动力传递路径，
控制所述电动机(M1)使得在所述同时变速期间所述发动机的旋转速度在相同的方向变化。
7.根据权利要求4所述的车辆用驱动装置的控制装置，其中，
所述第一变速部(11)和第二变速部(20)配置于从发动机(8)至驱动轮(32)的动力传递路径，
所述第一变速部具备将所述发动机的输出向所述第一电动机(M1)和所述第二变速部的输入旋转部件(18)分配的差动机构(16)，
控制所述第一电动机使得在所述同时变速期间所述发动机的旋转速度在相同的方向变化。
8.根据权利要求6所述的车辆用驱动装置的控制装置，其中，
在所述第二变速部(20)的变速中的惯性阶段期间，使所述发动机(8)的输出转矩(TE)暂时降低。
9.根据权利要求1或2或5或7或8所述的车辆用驱动装置的控制装置，其中，
所述第二变速部(20)的变速，是通过松开侧接合元件和接合侧接合元件达成的双离合器变速。
10.根据权利要求1或2或5或7或8所述的车辆用驱动装置的控制装置，其中，
所述第一变速部(11)，是通过与该第一变速部连结的电动机(M1)的运行状态被控制，从而控制输入旋转速度和输出旋转速度的差动状态的电气式无级变速器。
11.根据权利要求10所述的车辆用驱动装置的控制装置，其中，
使用与所述第一变速部(11)连结的电动机控制所述同时变速中的变速进行状况。
12.根据权利要求1或2或5或7或8或11所述的车辆用驱动装置的控制装置，其中，
所述车辆具备：发动机(8)和连结所述第一变速部(11)和第二变速部(20)的传递部件(18)，
所述第一变速部是具有差动机构(16)的差动部(11)，该差动机构具备与所述发动机连结的第一元件(RE1)、与所述电动机连结的第二元件(RE2)和与所述传递部件连结的第三元件(RE3)，将该发动机的输出向该电动机和传递部件分配。
13.根据权利要求12所述的车辆用驱动装置的控制装置，其中，
通过所述电动机(M1)的运行状态被控制，所述差动部(11)作为无级变速器工作。
14.根据权利要求12所述的车辆用驱动装置的控制装置，其中，
所述差动机构(16)，由具有作为所述第一元件的行星架(CA0)、作为所述第二元件的太阳轮(S0)以及作为所述第三元件的齿圈(R0)的行星齿轮装置(24)构成，所述第一变速部(11)包括切换制动器(B0)和切换离合器(C0)，所述切换制动器(B0)设置在所述太阳轮(S0)和非旋转部件(12)之间，对所述太阳轮(S0)与所述非旋转部件(12)的连结和非连结进行切换，所述切换离合器(C0)设置在所述太阳轮(S0)和所述行星架(CA0)之间，对所述太阳轮(S0)与所述行星架(CA0)的连结和非连结进行切换。
15.根据权利要求12所述的车辆用驱动装置的控制装置，其中，
在所述差动机构(16)中，具备用于将该差动机构选择性地切换为差动状态和非差动状态的摩擦接合装置(C0～C3、B0～B2、C0～C2、B0～B3)。
16.根据权利要求12所述的车辆用驱动装置的控制装置，其中，
所述第二变速部(20)由被自动变速控制的自动变速部构成，
基于所述差动部(11)的变速比和所述自动变速部的变速比，形成所述驱动装置的综合变速比。
17.根据权利要求1所述的车辆用驱动装置的控制装置，其特征在于，包括：
同时变速判定单元(88)，其判定所述第一变速部(11)和第二变速部(20)的一方的降档变速和另一方的升档变速同时期执行的同时变速是否已执行；
第二变速部控制单元(90)，其在由该同时变速判定单元判定为所述同时变速时，使所述第二变速部的变速执行；
惯性阶段判定单元(92)，其判定是否是所述第二变速部的变速的惯性阶段；和
第一变速部控制单元(94)，其在由该惯性阶段判定单元判定为是所述第二变速部的变速的惯性阶段的期间内，使所述第一变速部的变速结束。
18.根据权利要求17所述的车辆用驱动装置的控制装置，其中，
用于所述第一变速部(11)的所述同时变速的接合元件(C0、B0)与用于该第一变速部的差动限制的接合元件(C0、B0)共用。
19.根据权利要求17或18所述的车辆用驱动装置的控制装置，其中，
所述同时变速，在所述第二变速部(20)的输出转矩(TOUT)超过预先设定的高输出行驶判定值(TOUT1)的高转矩运行区域执行。
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