CN102062190B - 车辆功率传送设备及功率传送的控制系统 - Google Patents

Abstract

本发明涉及车辆功率传送设备及功率传送的控制系统。提供了一种用于车辆的功率传送装置，该功率传送装置包括第一和第二行星齿轮组来将功率传送到从动轮。第一行星齿轮组的环形齿轮与从动轮耦接。第一行星齿轮组的托架与第二行星齿轮组的环形齿轮耦接。第二行星齿轮组中的托架和太阳齿轮被链接为使得所具有的功率的符号彼此相反。在电动发电机的速度的符号固定的情况下，第二行星齿轮组的环形齿轮的速度的符号反转，由此反转第一行星齿轮组的托架的速度的符号，这样就消除了功率在第一行星齿轮组的太阳齿轮和托架之间循环。

Description

车辆功率传送设备及功率传送的控制系统

技术领域

本发明通常涉及车辆的功率传送设备以及这种功率传送设备的功率传送控制系统，该车辆在比如旋转电机(例如电动发电机)或内燃机的功率源和该车辆的从动轮之间配备有多个用来分支(split)输出功率或力矩的功率分支转子，并且该多个功率分支转子被设计为彼此结合转动。

背景技术

日本专利首次公开No.2006-308039公开了一种安装在机动车辆中的功率传送设备。该功率传送设备配备有第一和第二行星齿轮组以及连续可变变速器(CVT)。该功率传送设备还包括低速离合器和高速离合器，该低速离合器和高速离合器改变第一和第二行星齿轮组之间的机械连接。当车辆低速行驶时，低速离合器被啮合，而高速离合器被断开来建立中档(gearedneutral)，在输入轴转动时，中档通常使得行星齿轮组的输出轴的速度为零(0)。中档在该行星齿轮组的转子中除了与输出轴机械连接的一个转子之外的两个转子的功率的符号彼此相反的条件下实现。然而，这种条件将导致功率在该两个转子之间循环，由此导致该功率传送设备中的转动能量使用效率降低。当车辆高速行驶时，低速离合器被断开，而高速离合器被啮合来将作用于CVT上的力矩的振幅降低为小于作用于输入轴的力矩的振幅，由此提高CVT中的功率传送效率。

然而，功率传送设备的上述结构需要切换高速离合器和低速离合器的操作状态，以便改变发生功率循环的功率循环模式以及不发生功率循环的非功率循环模式。

发明内容

因此，本发明的一个主要目的是避免现有技术的上述缺点。

本发明的另一目的是提供一种用于车辆的功率传送装置，该功率传送装置配备有多个用于控制从功率源到车辆的从动轮的转动能量传送的功率分支转子，并且该功率传送装置被设计为在功率循环模式和非功率循环模式之间切换，在所述功率循环模式中，功率在两个功率分支转子之间循环，以及在所述非功率循环模式中，在不使用离合器机构的情况下，功率不在该两个功率分支转子之间循环。

根据本发明的一个方面，提供了一种用于机动车辆的功率传送装置。该功率传送装置包括：(a)第一行星齿轮组，该第一行星齿轮组包括第一、第二和第三转子，该第一行星齿轮组中的该第一、第二和第三转子被机械连接，从而使得它们的转动速度在列线图(nomographic chart)上沿直线排列；以及(b)第二行星齿轮组，该第二行星齿轮组包括第一、第二和第三转子，该第二行星齿轮组中的该第一、第二和第三转子被机械连接，从而使得它们的转动速度在列线图上沿直线排列。第一和第二行星齿轮组作为功率分支设备工作，用来将功率源所产生的转动能量传送到车辆的从动轮。第一行星齿轮组中的第一转子与该从动轮机械连接。第一行星齿轮组中的第二转子与第二转子组中的第一转子机械连接。第二行星齿轮组中的第二和第三转子被连接为使得所具有的功率的符号彼此不同，其中所述功率源被机械连接至所述第二行星齿轮组中的所述第二转子和所述第三转子中的至少一个，其中当所述第一行星齿轮组中的所述第二转子与所述第二行星齿轮组中的所述第一转子连接且所述第一行星齿轮组中的所述第三转子与所述第二行星齿轮组中的所述第二转子和所述第三转子分别连接时，第一操作模式被选择地建立，其中所述第一行星齿轮组中的所述第二转子和所述第三转子具有彼此不同的功率符号，从而功率源输出的功率在所述第一行星齿轮组中的所述第二转子和所述第三转子之间循环，且通过反转所述第二行星齿轮组中的所述第一转子的功率符号以反转所述第一行星齿轮组中的所述第二转子的功率符号来选择地建立第二操作模式，其中所述第一行星齿轮组中的所述第二转子和所述第三转子具有彼此相同的功率符号，从而所述功率不在所述第一行星齿轮组中的所述第二转子和所述第三转子之间循环。

具体地，第二转子组中的第二和第三转子的功率的符号彼此不同，从而使得即使在第二行星齿轮组中的第二和第三转子的速度的符号保持不变时，也能够使得第二行星齿轮组中的第一转子的速度的符号反转。这允许通过对第二行星齿轮组中的第一转子的功率的符号进行反转，来对第一行星齿轮组中的第二转子的功率的符号进行反转，从而实现从第一行星齿轮组中的第二和第三转子的功率的符号彼此相同的条件切换到第一行星齿轮组中的第二和第三转子的功率的符号彼此不同的条件，换言之，将功率在第一行星齿轮组中的第二和第三转子之间循环的功率循环模式改变为功率不在第一行星齿轮组中的第二和第三转子之间循环的非功率循环模式。

注意，当第二行星齿轮组工作来输出转动能量时，第二行星齿轮组中的第一到第三转子中的各个转子的功率的符号具有正值(即，+值)。

在本发明的优选模式中，第一行星齿轮组中的第二转子和第二行星齿轮组中的第一转子机械耦接在一起，而无需通过第一行星齿轮组中的第一和第三转子以及第二行星齿轮组中的第二和第三转子。第二行星齿轮组与功率源机械接合。功率分支设备具有操作模式，在该操作模式中，仅仅通过第二行星齿轮组中的第二和第三转子，将功率源所产生的转动能量传送到第二行星齿轮组中的第一转子。

所述功率传送装置还可以包括连接机构，该连接机构布置在第二行星齿轮组的外部，并且机械连接在第二行星齿轮组的第二和第三转子之间。具体地，该连接机构建立环形旁路功率传送路径，该环形旁路功率传送路径在第二行星齿轮组中的第二和第三转子之间延伸到第二行星齿轮组的外部。第二行星齿轮组中的第二和第三转子通过该环形旁路功率传送路径耦接在一起，从而实现第二行星齿轮组中的第二和第三转子的功率的符号彼此不同的条件，并且与传统的混合动力车辆不同，仅仅允许单个旋转电机与功率传送装置机械连接使用。

第二行星齿轮组中的第二和第三转子通过布置有连接机构的所述旁路功率传送路径机械连接。所述功率传送装置还可以包括变速器，该变速器布置在所述旁路功率传送路径中，并且工作来以可变的输出/输入速度比，将该变速器的输入的转动速度变换为该变速器的输出的转动速度。当第二行星齿轮组中的第一转子f的速度的符号被反转时，即，当该第一转子的转动方向被反转时，通过控制变速器的操作能够改变第二行星齿轮组中的第二和第三转子的速度。

所述功率传送装置还可以包括第一支路和第二支路，该第一支路和第二支路被机械地连接到连接机构。第一支路通向功率源。第二支路延伸到第一行星齿轮组。当第二行星齿轮组中的第二和第三转子的功率的符号彼此相反时，它将使得转动能量在旁路功率传送路径中循环，从而导致转动能量的使用效率降低。然而，第二支路用来在第二支路中创建来自所述旁路功率传送路径的转动能量的流动，从而最小化转动能量的损失。

所述功率传送装置还可以包括变速器，该变速器连接第一和第二行星齿轮组中的第一到第三转子中的两个转子，并且以可变的输出/输入速度比，将该变速器的输入的转动速度变换为该变速器的输出的转动速度。第二行星齿轮组中的第二和第三转子通过旁路功率传送路径机械连接。在允许改变变速器的输出/输入速度比的可变范围内，能够使得在所述旁路功率传送路径的一部分中的转动能量的流动方向反转。这种结构使得能够调整变速器的输出/输入速度比，从而将转动能量在旁路功率传送路径中循环的条件改变为转动能量流出所述旁路功率传送路径到达第二支路从而消除转动能量的循环的条件。

当第二行星齿轮组中的第一转子的转动速度的符号被反转时，所述变速器还工作来可变地改变第二行星齿轮组中的第二和第三转子的速度。

第一行星齿轮组中的第一、第二和第三转子中的两个转子机械连接到第二行星齿轮组中的第一、第二和第三转子中的两个转子。

所述功率传送装置还可以包括第一切换机构和第二切换机构。所述第一切换机构被选择性地置为处于啮合状态和断开状态中之一中，该啮合状态建立第一行星齿轮组中的第二转子和第二行星齿轮组中的第一转子之间的机械连接，该断开状态阻止第一行星齿轮组中的第二转子和第二行星齿轮组中的第一转子之间的机械连接。所述第二切换机构被选择性地置为处于啮合状态和断开状态中之一中，该啮合状态建立第一行星齿轮组中的第二转子和第二行星齿轮组中的第二和第三转子之一间的机械连接，该断开状态阻止第一行星齿轮组中的第二转子和第二行星齿轮组中的第二和第三转子之一间的机械连接。这种结构允许根据功率源或从动轮的驱动状态，改变第一行星齿轮组中的第二转子到第二行星齿轮组的接合。

所述功率传送装置还可以包括变速器，该变速器布置在机械连接功率源和第二行星齿轮组的功率传送路径以及机械连接第一行星齿轮组和第二行星齿轮组的功率传送路径中至少之一中，并且工作来以可变的输出/输入速度比，将该变速器的输入的转动速度变换为该变速器的输出的转动速度。当第一切换机构被置为处于啮合状态、并且第二切换机构处于断开状态时，进入第一操作模式，而当第一切换机构被置为处于断开状态、并且第二切换机构处于啮合状态时，进入第二操作模式。功率传送路径设置在功率源和从动轮之间。关于自变量的函数在第一操作模式下与在第二操作模式下的导数值(derivative value)的符号相反，在该函数中，变速器的输出/输入速度比由自变量表示，以及功率传送路径的总输出/输入速度比由因变量表示。这种结构使得能够在从第一操作模式切换到第二操作模式时，将变速器的输出/输入速度比的改变方向反转，从而进一步按照与第一操作模式相同的方向来改变总输出/输入速度比。这允许通过选择变速器的输出/输入速度比，扩展总输出/输入速度比的改变范围。这还允许减小变速器的尺寸。

所述功率传送装置还可以包括模式切换变速器，该模式切换变速器布置在第一功率传送路径和第二功率传送路径中至少之一中，该第一功率传送路径在第一操作模式下建立，并且在第二行星齿轮组的第一转子和第一行星齿轮组的第二转子之间延伸，该第二功率传送路径在第二操作模式下建立，并且在第二行星齿轮组的第二和第三转子之一和第一行星齿轮组的第二转子之间延伸。所述模式切换变速器用于当在第一和第二操作模式之间切换后，补偿第二行星齿轮组中的第一转子和第一行星齿轮组中的第二转子之间的速度差，或者补偿第二行星齿轮组中的第二和第三转子之一和第一行星齿轮组中的第二转子之间的速度差。这种结构使得能够当在消除第一和第二操作模式之间的切换后，省去功率或力矩的传送。

所述功率源包括旋转电机和内燃机。所述功率传送装置还可以包括力矩传送控制机构，该力矩传送控制机构选择性地建立和阻止第二行星齿轮组中的第一转子和内燃机之间的功率传送。

换言之，所述功率传送装置被设计为，当通过力矩传送控制机构将力矩从第二行星齿轮组中的第一转子传送到内燃机时，第二行星齿轮组中的第二和第三转子的功率的符号彼此相反。因此，功率在第二行星齿轮组中的第二和第三转子之间循环，从而实现将第二行星齿轮组中的第一转子的速度设置为零(0)或非常低的速度，或者容易地将第二行星齿轮组中的第一转子的功率降低为非常低的电平。因此，例如，当内燃机停止工作，并且要求将初始力矩通过第二行星齿轮组中的第一转子施加到内燃机从而启动内燃机时，可以缓慢地改变施加到内燃机的力矩的增加速率，从而最小化当转动曲柄以启动内燃机时发生的机械变化，并且该机械变化被传送到功率传送装置、车辆的从动轮以及车辆操作者。在完成通过第一转子将初始力矩施加到内燃机上后，内燃机所产生的力矩可以被输出到功率传送装置(即，第一转子或其它转子)。

所述力矩传送控制机构可以包括电子控制的断路器，该电子控制的断路器阻止第二行星齿轮组中的第一转子和内燃机之间的功率传送，从而避免在启动内燃机之前，将功率从第二行星齿轮组中的第一转子传送到内燃机，这消除了由于在启动之前立即将力矩施加到内燃机的转动轴所产生的转动能量损失。

所述力矩传送控制机构还可以包括单向功率传送机构，在该单向功率传送机构的通向第二行星齿轮组中的第一转子的输入的速度大于或等于该单向功率传送机构的通向内燃机的输出的速度时，该单向功率传送机构建立第二转子中的第一转子和内燃机之间的功率传送，从而避免当在内燃机的燃烧室中的燃料开始燃烧后产生力矩时，将该力矩从内燃机传送到第二行星齿轮组中的第一转子。通常，当由于内燃机中的燃料燃烧而产生力矩时，内燃机的转动轴(即，输出轴)的速度快速升高。转动轴的速度快速升高将在较短的时间内发生。因此，非常难以或不可能在检测到燃料开始燃烧后断开内燃机和第二行星齿轮组中的第一转子之间的连接。当速度的快速升高被传送到第二行星齿轮组中的第一转子时，将导致功率传送装置中的力矩脉动(pulsation)。为了避免这个问题，在内燃机的速度升高时，所述单向功率传送机构不用来将力矩从内燃机传送到第一转子，从而单向功率传送机构的输出的速度高于该单向功率传送机构的输入的速度，由此消除将力矩脉动传送到车辆操作者。

所述功率传送装置还可以包括第二力矩传送控制机构，该第二力矩传送控制机构选择性地建立和阻止所述第二行星齿轮组中的第一到第三转子中除了第一转子之外的一个转子和内燃机之间的功率传送。具体地，第二行星齿轮组中的第一转子用作在启动内燃机时与内燃机耦接的内燃机启动转子。所述第二行星齿轮组中的第一到第三转子中除了第一转子之外的一个转子用作要与内燃机耦接的功率传送转子，并且力矩要从内燃机传送到该转子。内燃机启动转子与功率传送转子不同，从而实现将内燃机的速度快速地变到有效速度范围。

第一和第二行星齿轮组的每个转子组中的第一、第二和第三转子中的每个可以是行星齿轮组中的太阳齿轮(sun gear)、托架(carrier)和环形齿轮中之一。

根据本发明的第二方面，提供了一种用于车辆的功率传送控制系统，该功率传送控制系统包括：(a)第一行星齿轮组，该第一行星齿轮组包括第一、第二和第三转子，该第一行星齿轮组的该第一、第二和第三转子被机械连接，从而使得它们的转动速度在列线图上沿直线排列；(b)第二行星齿轮组，该第二行星齿轮组包括第一、第二和第三转子，该第二行星齿轮组的该第一、第二和第三转子被机械连接，从而使得它们的转动速度在列线图上沿直线排列；(c)第一和第二切换机构；(d)变速器，该变速器布置在机械连接功率源和第二行星齿轮组的功率传送路径以及机械连接第一行星齿轮组和第二行星齿轮组的功率传送路径中至少之一中，并且工作来以可变的输出/输入速度比，将该变速器的输入的转动速度变换为该变速器的输出的转动速度；以及(e)控制器。第一和第二行星齿轮组作为功率分支设备工作，用来将功率源所产生的转动能量传送到车辆的从动轮。第一行星齿轮组中的第一转子与该从动轮机械连接。第一行星齿轮组中的第二转子与第二行星齿轮组中的第一转子机械连接。第二行星齿轮组中的第二和第三转子被连接为使得所具有的功率的符号彼此不同。所述第一切换机构被选择性地置为处于啮合状态和断开状态中之一中，该啮合状态建立第一行星齿轮组中的第二转子和第二行星齿轮组中的第一转子之间的机械连接，该断开状态阻止第一行星齿轮组中的第二转子和第二行星齿轮组中的第一转子之间的机械连接。所述第二切换机构被选择性地置为处于啮合状态和断开状态中之一中，该啮合状态建立第一行星齿轮组中的第二转子和第二行星齿轮组中的第二转子之间的机械连接，该断开状态阻止第一行星齿轮组中的第二转子和第二行星齿轮组中的第二转子之间的机械连接。当第一切换机构被置为处于啮合状态、且第二切换结构处于断开状态时，进入第一操作模式，而当第一切换机构被置为处于断开状态，并且第二切换机构处于啮合状态时，进入第二操作模式。功率传送路径设置在功率源和从动轮之间。关于自变量的函数在第一操作模式下与在第二操作模式下的导数值符号相反，在该函数中，变速器的输出/输入速度比由自变量表示，以及设置在所述功率源和所述从动轮之间的所述功率传送路径的总输出/输入速度比由因变量表示。控制器控制变速器的输出/输入速度比，从而使得总输出/输出速度比在第一和第二操作模式下具有不同的值，并且当车辆的行进允许开关处于关断状态时，控制器将第一和第二切换机构都置于它们的啮合状态。这使得能够锁定从动轮。

附图说明

根据下面给出的本发明的优选实施例的详细描述和附图，将更为全面地理解本发明，然而这些详细描述和附图不应该被认为是将本发明限制为具体实施例，而是仅仅用于说明和理解。

在附图中：

图1(a)是例示在车辆的混合系统中安装的本发明的第一实施例的功率传送设备的方框图；

图1(b)是图1(a)中的功率传送设备的功率传送路径的示图；

图2(a)是示出当在图1(a)中的功率传送设备的第一操作模式下建立中档时的功率传送路径的示意方框图；

图2(b)是表示图1(a)中的功率传送设备的功率分支设备的操作的列线图；

图2(c)是列出图2(a)和图2(b)的功率分支设备的第一行星齿轮组中的太阳齿轮、托架和环形齿轮之间的转动方向、力矩和功率的符号之间的关系的表格；

图3(a)是示出当图1(a)中的功率传送设备处于第一操作模式下的功率分支模式时的功率传送路径的示意方框图；

图3(b)是表示图3(a)中的功率传送设备的功率分支设备的操作的列线图；

图3(c)是列出图3(a)和图3(b)的功率分支设备的太阳齿轮、托架和环形齿轮之间的转动方向、力矩和功率的符号之间的关系的表格；

图4(a)是示出当在图1(a)中的功率传送设备处于第一操作模式下时的功率传送路径的示意方框图；

图4(b)是表示图4(a)中的功率传送设备的功率分支设备的操作的列线图；

图5(a)是示出当在图1(a)中的功率传送设备处于第二操作模式下时的功率传送路径的示意方框图；

图5(b)是表示图5(a)中的功率传送设备的功率分支设备的操作的列线图；

图6(a)是示出当在图1(a)中的功率传送设备的第二操作模式下启动内燃机时的功率传送路径的示意方框图；

图6(b)是表示图6(a)中的功率传送设备的功率分支设备的操作的列线图；

图6(c)是列出图6(a)和图6(b)的功率分支设备的第二行星齿轮组中的太阳齿轮、托架和环形齿轮之间的转动方向、力矩和功率的符号之间的关系的表格；

图7(a)是当图1(a)中的功率传送设备工作来在第二操作模式下通过内燃机驱动车辆时的功率传送路径的示意方框图；

图7(b)是表示图7(a)中的功率传送设备的功率分支设备的操作的列线图；

图8(a)是示出第一实施例中的功率传送设备的总齿轮比和CVT的齿轮比之间的关系的曲线图；

图8(b)是示出第一实施例中的功率传送设备的总齿轮比和功率传送效率之间的关系的曲线图；

图9是例示根据本发明的第二实施例的功率传送设备的方框图；

图10是例示根据本发明的第三实施例的功率传送设备的方框图；

图11是例示可以在第一、第二和第三实施例的每个的结构中使用的功率传送设备的修改的方框图；

图12(a)、12(b)、12(c)和12(d)是例示可以在第一、第二和第三实施例的每个的结构中使用的功率传送设备的修改的方框图；

图13(a)、13(b)和13(c)是例示可以在第一、第二和第三实施例的每个的结构中使用的功率传送设备的修改的方框图；

图14是例示可以在第一实施例中使用的功率传送设备的修改的略图；

图15是例示使用双小齿轮行星齿轮组的功率传送设备的修改的方框图；

图16是例示可以在第一、第二和第三实施例的每个的结构中使用的功率传送设备的修改的方框图；

图17是示出用于说明如何确定总齿轮比的图1(a)的功率传送设备的等效结构的示图；

图18是当车辆停止时可以由第一实施例的功率传送设备执行的程序的流程图；和

图19是当车辆停止时可以由第一实施例的功率传送设备执行的修改后的程序的流程图。

具体实施方式

参见附图，特别是参见图1(a)和图1(b)，示出了配备有根据本发明第一实施例的功率传送控制系统的混合动力系统，其中，在若干示图中相似的参考标记指代相似的部件。所述功率传送控制系统配备有功率传送设备和用于控制功率传送设备的操作的控制器。

图1(a)例示了混合动力系统的结构。图1(b)是功率传送路径的略图。

所述混合动力系统包括电动发电机10、内燃机12(例如，汽油机)以及功率传送设备20。电动发电机10由三相交流电动发电机机构成，并且作为车载功率产生设备与内燃机12一起工作来运转机动车辆。功率传送设备20配备有第一行星齿轮组22和第二行星齿轮组24，该第一行星齿轮组22和第二行星齿轮组24作为功率分支设备工作，以在车辆的电动发电机10、内燃机12和从动轮14之间分支功率或力矩。

第一和第二行星齿轮组22和24中的每个由三个功率分支转子构成，该三个功率分支转子是太阳齿轮S、托架C和环形齿轮R。因此，功率传送设备20使用总共六个功率分支转子，来在电动发电机10、内燃机12和从动轮14之间分支功率。

电动发电机10与第一行星齿轮组22中的太阳齿轮S机械耦接，并且还通过齿轮G3与第二行星齿轮组24中的托架C机械耦接。电动发电机10还通过连续可变变速器(CVT)30与第二行星齿轮组24中的太阳齿轮S机械耦接。换言之，电动发电机10与第二行星齿轮组24中的托架C和太阳齿轮S通过机械互锁路径连接在一起，从而它们彼此结合地转动，而无需通过功率传送设备20的其他功率分支转子。如在本实施例中所使用的，CVT 36是使用金属或橡胶传送带的机械类型。齿轮G3工作来以固定齿轮比将齿轮G3的输入的速度变换为齿轮G3的输出的速度，并且齿轮G3由前进齿轮实现，在前进齿轮中，输入和输出的速度的符号彼此相同，换言之，输入和输出的转动方向彼此相同。注意，在本文中所指的输入和输出是指能量进入的输入端和能量输出的输出端。

从动轮14通过齿轮G7与第一行星齿轮组22中的环形齿轮R机械耦接。齿轮G7由反转齿轮实现，该反转齿轮工作来以固定因子改变反转齿轮的输入的转动速度与它的输出的转动速度之比，并且反转输入的转动方向。

第一行星齿轮组22的托架C和第二行星齿轮组24中的环形齿轮R通过齿轮G5和离合器C1机械接合在一起。第一行星齿轮组22中的托架C和第二行星齿轮组24中的太阳齿轮S通过齿轮G4和离合器C2机械接合在一起。离合器C1和离合器C2中每个作为电子控制的切换机构工作，以在啮合状态和断开状态之间切换，在啮合状态中，离合器C1和离合器C2的输入和输出啮合，而在断开状态中，离合器C1和离合器C2的输入和输出断开。齿轮G4和G5中的每个由反转齿轮实现，该反转齿轮工作来以固定因子改变反转齿轮的输入的转动速度与它的输出的转动速度之比，并且反转输入的转动方向。

内燃机12的曲轴(即，转动轴12a)通过单向轴承32和离合器C3来与第二行星齿轮组24中的环形齿轮R机械耦接。转动轴12a还通过单向轴承34与第二行星齿轮组24中的托架C机械接合。离合器C3用作电子控制的切换机构，以在啮合状态和断开状态之间切换，在啮合状态中，离合器C3的输入和输出啮合，以通过它们传送功率，而在断开状态中，离合器C3的输入和输出断开，以阻止功率传送。离合器C3是常开型。单向轴承32用作单向功率传送机构，以在单向轴承32的通向环形齿轮R的输入的速度不小于单向轴承32的通向转动轴12a的输出的速度时，建立通过它的功率传送。换言之，单向轴承32允许它的输出跟随输入的转动，除非输出的速度大于输入的速度。类似地，单向轴承34用作单向功率传送机构，以在单向轴承34的通向内燃机12的输入的速度不小于单向轴承34的通向托架C的输出的速度时，建立通过它的功率传送。换言之，单向轴承34允许它的输出跟随输入的转动，除非输出的速度大于输入的速度。

图1(b)是功率传送设备20的略图。如图中所见，齿轮G3是由三个齿轮构成的齿轮组件或齿轮组。

混合动力系统还包括控制器40，用于控制功率传送设备20的操作。具体地，控制器40控制离合器C1、C2和C3的操作以调整功率传送的模式，并且确定内燃机12的受控变量。控制器40还控制功率变换器36的操作，以确定电动发电机10的受控变量。

功率传送设备20被设计为选择性地在第一操作模式或第二操作模式下操作。控制器40在第一和第二操作模式之间切换功率传送设备的操作。在第一操作模式下，离合器C1处于啮合状态，而离合器C2处于断开状态。在第二操作模式下，离合器C1处于断开状态，而离合器C2处于啮合状态。下面将分别描述功率传送设备20在第一和第二操作模式下的操作以及当从第一操作模式切换到第二操作模式时车辆的运转状态序列。

第一操作模式

图2(a)到2(c)示出了第一操作模式中的中档。图2(a)例示了功率传送设备20在第一操作模式下的功率传送路径。图2(b)是表示第一行星齿轮组22和第二行星齿轮组24中的太阳齿轮S、托架C和环形齿轮R的速度以及内燃机12的速度的列线图。在图2(b)中，因为齿轮G5由反转齿轮构成，所以第一行星齿轮组22(也被表示为“P1”)中的环形齿轮R的负向转动方向被定义为“前进”。

当进入第一操作模式时，控制器40断开离合器C3并且停止内燃机12。功率传送设备20的功率分支转子的转动速度取决于电动发电机10的速度以及CVT 30的齿轮比(也称作输出/输入速度比，可变速度比、滑轮比或CVT比)。具体地，第二行星齿轮组24中的太阳齿轮S和托架C的转速调整将确定其它功率分支转子的速度，因为第一行星齿轮组22中的太阳齿轮S、托架C和环形齿轮S的速度在列线图中位于一条直线上，以及第二行星齿轮组24中的太阳齿轮S、托架C和环形齿轮S的速度在列线图中也位于一条直线上。换言之，第一行星齿轮组22和第二行星齿轮组24的每个中的太阳齿轮S、托架C和环形齿轮R被链接来提供它们的在列线图中直线排列的输出转动能量。

如图中显而易见的是，在第一操作模式下，允许实现所谓的中档，在中档中，即使功率源(即，电动发电机10)正在运行，从动轮14的速度也保持为零(0)。这是因为功率传送设备20被设计为作为第一行星齿轮组22中的除了它的环形齿轮R之外的功率分支转子的太阳齿轮S和托架C的输出转动能量(即，功率)的量的符号彼此相反，如图2(c)中所示，从而功率通过环形机械路径在太阳齿轮S和托架C之间循环，换言之，输入到太阳齿轮S的转动能量从托架C输出，并且随后再次输入到太阳齿轮S。因此，当功率传送设备20处于中档时，输出到从动轮14的转动能量(即，功率)的数量将为零(0)。当功率没有通过延伸通过太阳齿轮S和托架C的环形机械路径循环时，根据能量守恒定律，将造成功率传送设备20中的电动发电机10的输出能量作为热能全部消耗。这将导致功率传送设备20的无用结构，该功率传送设备20不会作为功率分支设备工作来分支功率。因此，中档的实现要求功率在功率传送设备20中的循环。注意，在图2(c)中，太阳齿轮S、托架C和环形齿轮R的转动方向(或速度)的正符号(+)和负符号(-)表示相反方向：它的正常方向和反转方向，转动能量(即，功率)的正符号(+)指示此时转动能量从功率传送设备20输出，以及力矩的正符号(+)和负符号(-)被定义为满足下述条件：转动方向的符号和力矩的符号的乘积将是转动能量(即，功率)的符号。

本实施例中的功率传送设备20的结构被设计为使得电动发电机10在启动车辆时能够产生更大的力矩，而无需增加电动发电机10的尺寸。这还将稍后在“第一操作模式下的无限力矩”部分中进行描述。

图3(a)到3(b)例示了被置于功率分支模式下的功率传送设备20的操作状态，在该操作状态下，第一行星齿轮组22(也被表示为“P1”)中的托架C和太阳齿轮S的功率的符号彼此相同，从而功率不在第一行星齿轮组22中的托架C和太阳齿轮S之间循环。这个模式由下述结构实现：第二行星齿轮组24(也被表示为“P2”)中的环形齿轮R的功率的符号反转将导致第一行星齿轮组22中的托架C的功率的符号反转。能够改变或反转第二行星齿轮组24中的环形齿轮R的功率的符号的理由是因为第二行星齿轮组24中的太阳齿轮S和托架C的功率的符号彼此相反，如图3(c)中所示。因此，第二行星齿轮组24中的环形齿轮R的转动速度的符号被允许为负、正或零(0)。

可以利用CVT 30的齿轮比和电动发电机10的速度中的变化，改变第一行星齿轮组22中的功率循环消失的条件。第一行星齿轮组22中的功率循环消失将导致功率传送设备20中的能量使用效率提高。

图4(a)到4(b)例示了功率传送设备20的操作状态，在该操作状态下，通过在第二行星齿轮组24中的太阳齿轮S和托架C之间延伸且旁路其他功率分支转子的环形机械路径的转动能量(即功率)循环消失。因为环形机械路径连接通向功率源(即，电动发电机10)的第一支路和通向第一行星齿轮组22中的太阳齿轮S的第二支路，从而流出环形机械路径的转动能量将流入第二支路，由此使得流过齿轮G3的转动能量的方向被反转，从而消除通过该环形机械路径的功率循环，所以将发生上述转动能量循环消失。功率循环消失使得该环形机械路径中每单位时间的转动能量(即，功率)的量小于功率源(即，电动发电机10)的输出，从而导致功率传送设备20中的能量使用效率提高。

当转动能量的流动方向在齿轮G3处反转时，存在输入到齿轮G3或从齿轮G输出的转动能量的量消失的时刻。当利用从控制器40输出的齿轮比控制信号来将产生这种时刻的CVT 30的齿轮比保持原封不动时，可能导致不期望的机械噪声。因此，建议当遇到这种情况时，控制器40应该有意地改变CVT 30的齿轮比。

第二操作模式

图5(a)例示了当功率传送设备20被置于EV(电动车辆)行进模式时在第二操作模式下的功率传送路径，在EV行进模式中，车辆仅仅由电动发电机10驱动。图5(b)示出了在EV行进模式下的列线图。在这种模式下，离合器C3断开。

如图中所见，第二行星齿轮组24根本不用来传送功率。这是因为力矩未被施加到第二行星齿轮组24中的环形齿轮R上，从而该力矩还被作用于第二行星齿轮组24中的太阳齿轮S和托架C上，如下面等式(c1)和(c2)中明显看出的。

Tr＝-Tc/(1+ρ)       (c1)

Ts＝-ρTc/(1+ρ)        (c2)

其中，ρ是太阳齿轮S的齿数Zs与环形齿轮R的齿数Zr之比(即，Zs/Zr)，以及Tr、Ts和Tc分别是环形齿轮R、太阳齿轮S和托架C的力矩。

电动发电机10所产生的功率被输入到第一行星齿轮组22中的太阳齿轮S，并且还通过CVT 30、离合器C2和齿轮G4输入到第一行星齿轮组22中的托架C。这使得第一行星齿轮组22中除了连接到从动轮14的环形齿轮R之外的太阳齿轮S和托架C的功率的符号彼此相同，由此允许从动轮14以高转动能量效率运行。存在两条功率传送路径：一条功率传送路径从电动发电机10直接延伸到第一行星齿轮组22，以及第二条功率传送路径通过CVT 30从电动发电机10延伸到第一行星齿轮组22，这进一步提高了转动能量的使用效率。这是因为通过CVT 30进行的功率传送的效率通常低于例如通过齿轮比固定的齿轮进行的功率传送的效率。

图6(a)例示了当在第二操作模式下启动内燃机12时的功率传送路径。图6(b)例示了图6(a)中的功率传送设备20的操作状态中的列线图。

当要求启动内燃机12时，控制器40啮合离合器C3，以允许通过功率传输设备20将电动发电机10所产生的力矩传送到内燃机12。具体地，通过单向轴承32，将内燃机启动转子(即，第二行星齿轮组24中的环形齿轮R)的转动能量传送到内燃机12的转动轴12a。图6(c)是表示第二行星齿轮组24中的太阳齿轮S、托架C和环形齿轮R的转动方向、力矩和转动能量(即功率)的符号的表格。该表格示出第二行星齿轮组24中的太阳齿轮S和托架C的功率的符号彼此相反，从而功率将在太阳齿轮S和托架C之间循环。这使得能够将第二行星齿轮组24中的环形齿轮R的速度变为非常低的值或零(0)，并且即使在电动发电机10的输出或从动轮14的输入的绝对值不为零(0)，环形齿轮R的功率的绝对值也可以变为非常低的值，从而允许当离合器C3啮合同时内燃机12的转动轴12a停止时，大大地降低单向轴承32的输出和输入之间的速度差(即，输入的速度与输出的速度之比)。这最小化由于在啮合离合器C3后转动曲柄以启动内燃机12而作用于功率传送设备20上的机械变化。

优选地，当内燃机12的速度小于或等于确保内燃机12的稳定运转所要求的最小值时，啮合离合器C3。当内燃机12的速度大于最小值时，控制器40开始在正在运转的内燃机12中燃烧燃料，并且在燃烧控制模式下控制燃料的燃烧。

图7(a)例示了当在第二操作模式下利用内燃机12的功率运转车辆时的功率传送路径。图7(b)例示了图7(a)中的功率传送设备20的操作状态中的列线图。

当要求通过内燃机12运转车辆时，控制器40断开离合器C3，以允许仅仅通过第一行星齿轮组22，将功率从电动发电机10和内燃机传送到从动轮14。具体地，通过两条功率传送路径将内燃机12所产生的功率传送到从动轮14：一条功率传送路径延伸通过单向轴承34、齿轮G3和第一行星齿轮组22中的太阳齿轮S，另一条功率传送路径延伸通过单向轴承34、齿轮G3、CVT 30、离合器C2、齿轮G4和第一行星齿轮组22中的托架C。类似地，通过两条功率传送路径将电动发电机10所产生的功率传送到从动轮14：一条功率传送路径直接延伸到第一行星齿轮组22中的太阳齿轮S，另一条功率传送路径延伸通过CVT 30、离合器C2、齿轮G4和第一行星齿轮组22中的托架C。在这种内燃机供给能量的行进模式中，第一行星齿轮组22中的托架C和太阳齿轮S的功率的符号都为负，从而功率不在它们之间循环。

在内燃机供给能量的行进模式中，电动发电机10不必作为电机操作，而是可以仅仅用作发电机。或者，电动发电机10也可以置于关断状态。

从第一操作模式到第二操作模式的切换

图8(a)例示了当从动轮14由电动发电机10或内燃机12运转时，从电动发电机10或内燃机12延伸到从动轮14的功率传送路径的总齿轮比(即，总输出/输入速度比)和CVT 30的齿轮比之间的关系。取决于输入速度和输出速度中的哪个被考虑作为基准，本文中所指的齿轮比也可以利用输出/输入速度比或输入/输出速度比表示。当进入第一操作模式时，控制器40可以连续地改变CVT 30的齿轮比，以将车辆的行进方向从后退方向改变到前进方向。当达到CVT 30的给定齿轮比时，功率传送设备20的操作切换到第二操作模式，由此增加总齿轮比的允许改变范围。

具体地，功率传送设备20能够在第一操作模式下改变CVT 30的齿轮比，如图8(a)中所示，从而在从动轮14的速度为零的时刻，连续地将从动轮14的转动方向从后退方向改变到前进方向，并且随后能够进一步改变CVT 30的齿轮比来增加从电动发电机10到从动轮14的功率传送路径中的总齿轮比。当达到将不会发生省略力矩传送的时刻时，换言之，当到达模式切换点P时，功率传送设备20可以从第一操作模式切换到第二操作模式，并且随后沿相反的方向转动CVT 30(这在下面也称作CVT反转操作)，以进一步增加总齿轮比。

上述操作是通过将第二操作模式下总齿轮比随CVT 30的齿轮比的变化而变化的方向选择为与第一操作模式下相反来实现。这是在关于CVT 30的齿轮比的函数在第二操作模式下与在第一操作模式下的导数值符号相反的条件下建立的，在该函数中，CVT 30的齿轮比由自变量表示，以及总齿轮比由因变量表示。这个条件通过齿轮G4和G5实现。具体地，CVT反转操作的可能性取决于齿轮G4和G5的齿轮比的乘积的符号。CVT反转操作是可行的条件将由将在本申请的最后部分中讨论的部分“CVT反转操作”中给出。

在总齿轮比(即，作为从动轮14的速度的输出速度与作为电动发电机10或内燃机12的速度的输入速度之比)不变的条件下，控制器40执行上述第一到第二操作模式切换。当离合器C1的输入和输出的速度彼此相同，并且离合器C2的输入和输出的速度彼此相同时，满足上述条件。因此，可以在同时啮合离合器C1和C2时，进行第一到第二操作模式切换，由此避免省略向从动轮14传送力矩。

利用图1(a)中的齿轮G4和G5，避免省略向从动轮14传送力矩。如上所述，第二行星齿轮组24被构造为太阳齿轮S、托架C和环形齿轮R的速度彼此都相同或彼此都不同。换言之，除了当太阳齿轮S、托架C和环形齿轮R的速度都为零(0)时之外，太阳齿轮S、托架C和环形齿轮R的速度彼此不同。因此，仅仅CVT 30不可能实现离合器C1的输入和输出的速度彼此相同，并且离合器C2的输入和输出的速度彼此相同的条件。因此，功率传送设备20具有齿轮G4和G5来确保离合器C1和C2的啮合稳定性，而不省略向从动轮14传送力矩。具体地，布置在第二行星齿轮组24的太阳齿轮S和第一行星齿轮组22中的托架22之间的齿轮G4，用作操作模式切换变速器来在第一操作模式和第二操作模式之间切换后，补偿第二行星齿轮组24的太阳齿轮S和第一行星齿轮组22中的托架C之间的速度差。类似地，布置在第二行星齿轮组24的环形齿轮R和第一行星齿轮组22中的托架C之间的齿轮G5，用作操作模式切换变速器来当在第一操作模式和第二操作模式之间切换后，补偿第二行星齿轮组24的环形齿轮R和第一行星齿轮组22中的托架C之间的速度差。功率传送设备20可以具有齿轮G4和G5中的至少之一，以消除当在第一操作模式和第二操作模式之间切换后省略力矩传送。如稍后将详细描述的，第一行星齿轮组22和第二行星齿轮组24的每个中的太阳齿轮S、托架C和环形齿轮S可以彼此互换。例如，第二行星齿轮组24中的太阳齿轮S和托架C可以彼此互换。在这种情况下，齿轮G4与第二行星齿轮组24中的托架C机械接合。避免省略向从动轮14传送力矩所要求的齿轮G4、G5和CVT 30的齿轮比将稍后在部分“模式切换条件”中讨论。

无需省略力矩传送

如上述讨论中显而易见，从第一操作模式到第二操作模式的切换导致总齿轮的允许改变范围增加。这允许减小CVT 30的尺寸。在第二操作模式中，功率不循环，由此与第一操作模式相比，能够增加功率传送效率，该功率传送效率是功率传送设备20中的输入能量与输出能量之比。图8(b)是表示功率传送效率和总齿轮比之间的关系的曲线图。该曲线图示出在第一操作模式下存在非常低的功率传送效率范围，而在第二操作模式下，不存在非常低的功率传送效率范围。在图8(b)的曲线图中，紧接切换到第二操作模式之前的第一操作模式下的功率传送效率被例示为高于第二操作模式下的功率传送效率，但并不意味着当功率传送设备20被设计为仅仅在第一操作模式下操作的功率传送效率高于当功率传送设备20被设计为在第一和第二操作模式之间切换时的功率传送效率。

控制器40在第一操作模式下致动功率传送设备20，以允许沿前进和后退方向转动从动轮14，并且根据需要停止从动轮14，而即使功率传送效率低，也不必改变电动发电机10的速度的符号(即，转动方向)。控制器40还可以在从动轮14在第一操作模式下沿前进方向转动的速度范围内消除功率在第一行星齿轮组22中的循环，从而提高第一操作模式下的功率传送效率。控制器40还可以在从动轮14的速度高于给定值的范围内从第一操作模式切换到第二操作模式，从而提高功率传送效率，并且增加总齿轮比的允许改变范围。

如稍后将详细描述的，第一行星齿轮组22和第二行星齿轮组24的每个中的太阳齿轮S、托架C和环形齿轮S可以彼此互换。例如，第二行星齿轮组24中的太阳齿轮S和托架C可以彼此互换。在这种情况下，离合器C2与第二行星齿轮组24中的托架C机械接合。

本实施例的混合动力系统(即，功率传送设备20)的结构提供了下述优点。

1)功率传送设备20被设计为具有下述结构：第二行星齿轮组24中的第一转子(即，环形齿轮R)与作为第一行星齿轮组22的三个功率分支转子中除了与从动轮14机械耦合的第一转子(即，环形齿轮R)之外的一个转子(即，托架C)的第二转子机械耦合，并且第二行星齿轮组24中的剩余两个功率分支转子(即，太阳齿轮S和托架C)的功率的符号彼此不同。这实现将功率正在第一行星齿轮组22中的第二和第三转子(即，托架C和太阳齿轮S)之间循环的条件改变为功率不在第一行星齿轮组22中的第二和第三转子之间循环的条件。

2)第二行星齿轮组24的三个功率分支转子中的两个功率分支转子(即，太阳齿轮S和托架C)通过环形功率传送路径(其在下面也称作旁路功率传送路径)机械耦接在一起，该环形功率传送路径通过CVT 30和齿轮G3，从上述两个功率分支转子中的一个(即，太阳齿轮S)延伸到该两个功率分支转子中的另一个(即，托架C)，并且旁路第二行星齿轮组24中的其他功率分支转子(即，环形齿轮R)，由此实现上述两个功率分支转子的功率的符号彼此不同的条件，并且与传统混合动力车辆不同，允许仅仅单个旋转电机(即，电动发电机)与功率传送设备20机械结合使用。

3)CVT 30布置在旁路功率传送路径中，该旁路功率传送路径连接在第二行星齿轮组24的太阳齿轮S和托架C之间，并且旁路第二行星齿轮组24中的环形齿轮R，从而允许在第二行星齿轮组24中的环形齿轮R的转动方向反转时，改变第二行星齿轮组24中的太阳齿轮S和托架C的速度。

4)第一支路和第二支路机械连接到旁路功率传送路径，从而实现转动能量从该旁路功率传送路径流到第二支路，以最小化功率传送设备20中的能量使用效率降低，其中该第一支路与电动发电机10机械接合，第二支路与第一行星齿轮组22中的功率分支转子中的一个(即，太阳齿轮S)机械接合，该旁路功率传送路径连接在第二行星齿轮组24的太阳齿轮S和托架C之间，并且旁路第二行星齿轮组24中的环形齿轮R。

5)转动能量在该旁路功率传送路径的至少一部分中的流动方向可以在CVT 30的齿轮比的允许改变范围内反转，从而使得能够消除功率在该旁路功率传送路径中的循环。

6)功率传送设备20配备有离合器C1和C2，该离合器C1和C2分别将第一行星齿轮组22中的托架C连接到第二行星齿轮组24中的环形齿轮R和太阳齿轮S。这使得控制器40能够根据电动发电机10、内燃机12或从动轮14的受控状态，选择第一行星齿轮组22和第二行星齿轮组24中的功率分支转子连接在一起。

7)其中CVT 30的齿轮比由自变量表示以及功率源(即，电动发电机10或内燃机12)和从动轮14之间的功率传送路径中的总齿轮比由因变量表示的函数在第二操作模式下的导数值如上所述被设置为与第一操作模式下的导数值符号相反。这使得CVT反转操作能够扩展总齿轮比的允许修改范围，并且还允许CVT 30减小它的尺寸。

8)功率传送设备配备有机械机构(即，齿轮G4和G5)，该机械机构补偿在第一操作模式下第二行星齿轮组24中的环形齿轮R和第二操作模式下第二行星齿轮组24中的太阳齿轮S之间的速度差，从而消除当在第一操作模式和第二操作模式之间切换后，即时省略向从动轮14传送力矩。

9)功率传送设备20配备有功率传送控制机构(即，离合器C3和单向轴承32)，该功率传送控制机构控制第二行星齿轮组24中的环形齿轮R和内燃机12之间的功率传送。如上所述，第二行星齿轮组24中的太阳齿轮S和托架C的功率的符号被设置为彼此相反，从而功率将在该太阳齿轮S和该托架C之间循环。这使得即使电动发电机10的输出或从动轮14的输入的绝对值不为零(0)，也能够使得第二行星齿轮组24的环形齿轮R的速度变为非常低的值或零(0)，以及该环形齿轮R的功率的绝对值变为非常低的值，从而允许在停止内燃机12的转动轴12a时，大大降低功率传送控制机构的输出和输入间的速度差。这最小化了通过使用通过功率传送控制机构传送的力矩来转动曲柄启动内燃机12而作用于功率传送设备20上的机械变化。

10)所述功率传送控制机构配备有电子控制的断路器(即，离合器C3)，该电子控制的断路器用于建立或阻止第二行星齿轮组24中的内燃机启动转子(即，环形齿轮R)和内燃机12的转动轴12a之间的力矩传送，从而避免在启动内燃机之前，从内燃机启动转子到内燃机12的力矩传送中的错误，这最小化了功率传送设备20中的能量或功率的不期望消耗。

11)所述功率传送控制机构还配备有单向轴承32，在该单向轴承32的通向内燃机启动转子(即，第二行星齿轮组24中的环形齿轮R)的输入的速度不小于该单向轴承32的通向内燃机12的转动轴12a的输出的速度时，该单向轴承32建立从第二行星齿轮组24到内燃机12的转动轴12a的力矩传送，从而避免当在内燃机12的燃烧室中的燃料开始燃烧后产生力矩时，将该力矩从内燃机12传送到内燃机启动转子，从而快速地升高内燃机12的转动轴12a的速度。这是因为当单向轴承32的输出的速度(即，转动轴12a的速度)被升高到大于该单向轴承32的输入的速度时，该单向轴承32阻止从它的输出到输入的力矩传送。这避免了将力矩脉动传送到车辆的操作者。

12)功率传送设备20还配备有功率传送控制机构(即，单向轴承34)，该功率传送控制机构选择性地建立或阻止内燃机12和第二行星齿轮组24的功率分支转子中除了它的环形齿轮R之外的两个功率分支转子之间的功率传送，从而实现在启动内燃机12后将内燃机12的操作快速地带到高效率速度范围。

图9例示了根据本发明第二实施例的安装在混合动力车辆中的功率传送设备20。与第一实施例中相同的参考标记指代相同或相似的部件，并且在这里将省略对其的详细说明。

空调A/C(即，车辆附件)安装在该混合动力车辆中，并且由功率传送设备20供电。该空调A/C配备有压缩机50，该压缩机50具有与第一行星齿轮组22中的托架C机械耦接的驱动轴，从而将力矩从该托架C提供给压缩机50的驱动轴。如上所述，功率传送设备能够在从动轮14停止工作时以非零(0)的速度转动第一行星齿轮组22中的托架C，并且由此当车辆停车时驱动该空调A/C。

本实施例的功率传送设备20能够在车辆停止的同时启动压缩机50时，将电动发电机10的操作效率保持为高。这是通过在不必增加电动发电机10的尺寸的情况下确保启动车辆所需要的力矩的结构实现的。换言之，本实施例的功率传送设备20的结构消除了对增加电动发电机10的尺寸来启动空调A/C的需求。在本实施例中，需要从电动发电机10输出到压缩机50的最大功率量是要从电动发电机10输出的最大功率量的25％到50％。在电动发电机10的输出的范围降到小于电动发电机10的最大输出的特定输出时，电动发电机10的效率通常降低。因此，当电动发电机10被运转来仅仅用于驱动压缩机50时，能够将电动发电机10的效率保持为高。比如安装在传统混合动力车辆中的电动发电机之类的电动发电机的最大输出通常为50kW或更多，其是压缩机50的最大要求输出(例如，几kW)的10倍或多于12倍。这使得当车辆停止时，电动发电机10被运转来以低效率驱动压缩机50。

当电动发电机10的所需输出随着车辆的所需行进性能增加而增加时，可以通过限制用于驱动压缩机50的能量的量，将电动发电机10的输出主要用来驱动车辆。电动发电机10的输出的这种增加通常是在车辆加速时增强车辆的驾驶性能所需的。为了满足这种要求而增加电动发电机10的尺寸，导致在相当程度上顾虑电动发电机10的生产成本增加。与之形成对比，本实施例的功率传送设备20的结构可以工作来限制驱动压缩机50所需的能量或功率，从而确保加速车辆的能力，而不必增加电动发电机10的尺寸，从而导致车辆的驾驶性能提高。

压缩机50与第一行星齿轮组22中的托架C的接合根本不会影响功率循环，如第一实施例中所述。因此，本实施例的功率传送设备20的结构具有与第一实施例中的第一和第二操作模式下的优点相同的优点。

本实施例还提供下面的其它有益效果。

13)将功率传送设备20用作压缩机50的功率源，消除了对驱动压缩机50的附加电机的需求。

图10例示了根据本发明的第三实施例的功率传送设备20，该功率传送设备20安装在仅仅由作为主要引擎工作的内燃机12供给功率的机动车辆中。与第一实施例中使用的参考标记相同的参考标记指代相同或相似的部件，并且这里将省略对其的详细说明。

所述功率传送设备20能够实现中档，该中档在第一操作模式下将驱动轴14的速度保持为零(0)，从而消除了对力矩变换器的需求。功率传送设备20还能够沿着前进方向运转驱动轴，或者在即使内燃机12仅仅沿一个方向运转时也能够反转驱动轴14的转动方向，从而消除了对反转驱动轴14的转动方向的齿轮组的需求。可以通过反转第一行星齿轮组22中的托架C的转动方向，消除实现上述状态所需的在第一行星齿轮组22中的太阳齿轮S和托架C之间的功率循环。当进入第二操作模式时，增加了功率传送设备20中的功率传送效率，并且允许扩充总齿轮比可以改变的范围。

当要求启动内燃机12时，控制器40致动起动机52来向内燃机12提供初始力矩。

其它实施例

上述实施例可以如下进行修改。

功率传送设备20的结构

功率传送设备20可以具有如下示出的结构。图11例示了该功率传送设备20中的功率传送路径的略图。“IN”指示从电动发电机10和内燃机12中的至少一个将功率发送到的输入端。“OUT”指示从其将功率传送到驱动轴14的输出端。“P1”指示第一行星齿轮组22。“P2”指示第二行星齿轮组24。第一行星齿轮组P1配备有三个功率分支转子U、V和W，该三个功率分支转子U、V和W是太阳齿轮S、托架C和环形齿轮R的所有六个可能组合中之一。类似地，第二行星齿轮组P2配备有三个功率分支转子X、Y和Z，该三个功率分支转子X、Y和Z是太阳齿轮S、托架C和环形齿轮R的所有六个可能组合中之一。因此，六个功率分子转子U、V、W、X、Y和Z的可能组合是下述三十六(36)个组合中之一：(S,C,R,S,C,R)，(S,C,R,S,R,C)，(S,C,R,C,S,R)，(S,C,R,C,R,S)，(S,C,R,R,S,C)，(S,C,R,R,C,S)，(S,R,C,S,C,R)，(S,R,C,S,R,C)，(S,R,C,C,S,R)，(S,R,C,C,R,S)，(S,R,C,R,S,C)，(S,R,C,R,C,S)，(C,S,R,S,C,R)，(C,S,R,S,R,C)，(C,S,R,C,S,R)，(C,S,R,C,R,S)，(C,S,R,R,S,C)，(C,S,R,R,C,S)，(C,R,S,S,C,R)，(C,R,S,S,R,C)，(C,R,S,C,S,R)，(C,R,S,C,R,S)，(C,R,S,R,S,C)，(C,R,S,R,C,S)，(R,S,C,S,C,R)，(R,S,C,S,R,C)，(R,S,C,C,S,R)，(R,S,C,C,R,S)，(R,S,C,R,S,C)，(R,S,C,R,C,S)，(R,C,S,S,C,R)，(R,C,S,S,R,C)，(R,C,S,C,S,R)，(R,C,S,C,R,S)，(R,C,S,R,S,C)，(R,C,S,R,C,S)。

在第一行星齿轮组P1的功率分支转子U、V、W、X之间进行机械接合的功率传送路径、在第二行星齿轮组P2的功率分支转子X、Y和Z之间进行机械接合的功率传送路径以及在功率分支转子U、V、W、X、Y和Z之间进行机械接合的功率传送路径中可以布置比如齿轮或齿轮组的机构，该机构被设计为以固定比率将输入速度变换为输出速度。通过选择齿轮在功率传送路径中的位置或齿轮的结构，可以将第一行星齿轮组P1的功率分支转子V和W的功率的符号或第二行星齿轮组P2的功率分支转子Y和Z的功率的符号设置为彼此相反。通过选择CVT 30的齿轮比，可以反转转动能量在连接第二行星齿轮组P2的功率分支转子Y和Z的机械路径的一部分中的流动方向。此外，该功率传送路径中可以布置离合器C1和C2来建立第二操作模式。该功率传送路径还可以具有离合器C3，以将功率分支转子X用作内燃机启动转子。

或者，功率传送设备20可以被设计为具有图12(a)到12(d)或图13(a)到13(c)中所例示的结构中之一。与图11中的结构类似，第一行星齿轮组P1配备有三个功率分支转子U、V和W，该三个功率分支转子U、V和W是太阳齿轮S、托架C和环形齿轮R的所有六个可能组合中之一。类似地，第二行星齿轮组P2配备有三个功率分支转子X、Y和Z，该三个功率分支转子X、Y和Z是太阳齿轮S、托架C和环形齿轮R的所有六个可能组合中之一。因此，六个功率分子转子U、V、W、X、Y和Z的可能组合是下述三十六(36)个组合中之一：(S,C,R,S,C,R)，(S,C,R,S,R,C)，(S,C,R,C,S,R)，(S,C,R,C,R,S)，(S,C,R,R,S,C)，(S,C,R,R,C,S)，(S,R,C,S,C,R)，(S,R,C,S,R,C)，(S,R,C,C,S,R)，(S,R,C,C,R,S)，(S,R,C,R,S,C)，(S,R,C,R,C,S)，(C,S,R,S,C,R)，(C,S,R,S,R,C)，(C,S,R,C,S,R)，(C,S,R,C,R,S)，(C,S,R,R,S,C)，(C,S,R,R,C,S)，(C,R,S,S,C,R)，(C,R,S,S,R,C)，(C,R,S,C,S,R)，(C,R,S,C,R,S)，(C,R,S,R,S,C)，(C,R,S,R,C,S)，(R,S,C,S,C,R)，(R,S,C,S,R,C)，(R,S,C,C,S,R)，(R,S,C,C,R,S)，(R,S,C,R,S,C)，(R,S,C,R,C,S)，(R,C,S,S,C,R)，(R,C,S,S,R,C)，(R,C,S,C,S,R)，(R,C,S,C,R,S)，(R,C,S,R,S,C)，以及(R,C,S,R,C,S)。

在第一行星齿轮组P1的功率分支转子U、V、W、X之间进行机械接合的功率传送路径、在第二行星齿轮组P2的功率分支转子X、Y和Z之间进行机械接合的功率传送路径以及在功率分支转子U、V、W、X、Y和Z之间进行机械接合的功率传送路径中可以布置比如齿轮或齿轮组的机构，该机构被设计为以固定比率将输入速度变换为输出速度。通过选择齿轮在功率传送路径中的位置或齿轮的结构，可以将第一行星齿轮组P1的功率分支转子V和W的功率的符号和第二行星齿轮组P2的功率分支转子Y和Z的功率的符号设置为相反。此外，该功率传送路径中可以布置离合器C1和C2来建立第二操作模式。该功率传送路径还可以具有离合器C3，以将功率分支转子X用作内燃机启动转子。通过选择CVT 30的齿轮比，可以反转转动能量在连接第二行星齿轮组P2的功率分支转子Y和Z的机械路径的一部分中的流动方向。

然而，图13(a)和13(b)中的每个结构不会具有与第一行星齿轮组P1相连且从旁路功率传送路径分出的支路，该旁路功率传送路径连接在第二行星齿轮组P2的功率分支转子Y和Z之间，并且旁路第二行星齿轮组P2中的功率分支转子X。因此，不可能选择CVT 30的齿轮比来反转转动能量在旁路功率传送路径中的流动。

图12(d)中的结构与图11中的结构的不同之处在于输入“IN”的位置。图14是例示图1中的功率传送设备20的修改的略图，该修改使用图12(d)中的结构。图13(b)中的结构具有布置在功率传送路径中的CVT30，该功率传送路径连接在第一行星齿轮组P1和第二行星齿轮组P2之间，并且该图13(b)中的结构可以与图1(a)中的结构一起使用。具体地，功率传送设备20可以配备有两个CVT：一个布置在第二行星齿轮组24中的太阳齿轮S和电动发电机10之间，与图1(a)中类似，而另一个布置在第一行星齿轮组22和第二行星齿轮组24之间，与图13(b)中类似。

行星齿轮组

当环形齿轮R和太阳齿轮S的速度不为零(0)时将托架C的速度置为零(0)所需的条件不必限制为其中环形齿轮R和太阳齿轮S的速度的符号(既转动方向)彼此相反的条件。例如，可替换地，功率传送设备20可以被设计为当太阳齿轮S和环形齿轮R的转动速度的符号彼此相同时，托架C的速度为零(0)。这例如通过双小齿轮齿轮组实现，比如日本专利首次公开No.2001-108073中公开的双小齿轮行星齿轮组。

图15例示了功率传送设备20配备有双小齿轮行星齿轮组的示例。如上述实施例中使用的参考标记相同的参考标记指代相同或相似的部件。齿轮G2、G3、G4、G5、G6和G7分别是反转齿轮、前进齿轮、反转齿轮、前进齿轮(也称作正常转动齿轮)、前进齿轮和反转齿轮。所例示的结构能够实现中档，该中档将第二行星齿轮组24中的托架C的速度置为零(0)，并且所例示的结构还可以在从第一操作模式切换到第二操作模式后建立CVT反转操作。

功率传送设备的转子

或者，取代第一和第二组转子(即，第一行星齿轮组22和第二行星齿轮组24)中之一或这两者，功率传送设备20可以配备有一组三个转子，比如作为功率分支转子工作的差分齿轮组，该组三个转子的速度在列线图中沿直线排列。

变速器(CVT 30)

取代机械传送带型的CVT 30，可以使用牵引驱动型连续可变变速器或液压控制式连续可变变速器。还可以使用非连续可变变速器。

内燃机启动操作

或者，可以在第一操作模式下启动内燃机12。例如，控制器40可以在车辆停止时启动内燃机12，并且随后使用该功率来移动车辆。

控制器40还可以将功率传送设备20置于除了第一和第二操作模式之外的操作模式，并且随后启动内燃机12。例如，控制器40可以断开离合器C1和C2，并且随后启动内燃机12。这可以通过在车辆停止时利用断路器来锁定从动轮14、啮合离合器C3以及致动电动发电机10来通过第二行星齿轮组24、单向轴承32和离合器C3将功率从电动发电机10提供给内燃机12的转动轴12a，而在控制器40中实现。

当要求启动内燃机12时，控制器40可以在将第二行星齿轮组24的环形齿轮R和内燃机12的转动轴12a之间的速度差置为低于给定值后，将环形齿轮R的力矩提供给转动轴12a。然而，不必满足这个条件。例如，当该环形齿轮R和转动轴12a之间的速度差非常大时，控制器40可以逐渐地增加离合器C3的啮合度来创建它的部分啮合状态，并且随后开始将力矩从环形齿轮R提供给内燃机12的转动轴12a。

啮合离合器C3的条件

当内燃机12的速度低于确保内燃机12的操作稳定性所需的最小值，并且发出内燃机启动请求时，控制器40啮合上述实施例中的离合器C3，但是可替换地，可以在要求制动车辆时进行这种啮合。这在被设计为即使电动发电机10的尺寸减小也确保内燃机启动力矩的第一和第二实施例的结构中实现。电动发电机10的尺寸减小到生成多达几十kW的程度，可能导致难以将要由电动发电机10的再生操作产生的制动力增加到需要的水平。然而，第一或第二实施例的功率传送设备20能够啮合离合器C3，并且将内燃机12的阻力负载作用于功率传送设备20，以产生内燃机制动。

第一力矩传送控制机构

离合器C3和单向轴承32作为第一力矩传送控制机构工作，以在要求启动内燃机12时，选择性地阻止或建立内燃机12的转动轴12a和功率传送设备20的内燃机启动转子(即，第二行星齿轮组24中的托架C)之间的力矩传送。然而，第一功率传送控制机构可以被设计为仅仅包括离合器C3。在这种情况下，通过在将初始转动给予内燃机12的转动轴12后，在开始燃烧内燃机12中的燃料之前断开离合器C3，避免在开始燃烧内燃机12的燃料后将突然增加的去往功率传送设备20的不想要的力矩传送。第一力矩传送控制机构还可以利用仅仅单向轴承32制成。

或者，离合器C3可以与单向轴承32的输出接合。

取代在单向轴承32的输入(即，第二行星齿轮组24中的用作内燃机启动转子的环形齿轮R)的速度不小于单向轴承32的输出(即，内燃机12的转动轴12a)的速度的条件下将建立向内燃机12的力矩传送的单向轴承32，可以使用单向离合器或另一类似类型的单向功率传送机构，该单向离合器或另一类似类型的单向功率传送机构工作来使得转动轴12a有差错或没有差错地跟随内燃机启动转子的转动。

选择性地阻止将力矩从功率传送设备20传送到转动轴12a以及启动内燃机12的离合器C3是常开型的，但是也可以是常闭型的。

第二力矩传送控制机构

单向轴承34作为第二力矩传送控制机构工作，以在要求运转从动轮14时，选择性地建立内燃机12和功率传送设备20的功率传送转子(即，第二行星齿轮组24中的太阳齿轮S)之间的机械连接，以将力矩从内燃机12传送到从动轮14。然而，可替换地，第二功率传送控制机构可以由单向离合器制成。

取代在单向轴承34的输入的速度(即，内燃机12的速度)不小于单向轴承34的输出的速度(即，功率传送设备20的输入的速度)的条件下将建立从内燃机12到从动轮14的力矩传送的单向轴承34，可以使用单向离合器或另一类似类型的单向功率传送机构，该单向离合器或另一类似类型的单向功率传送机构工作来使得它的输出有差错或没有差错地跟随它的输入的转动。

取代单向功率传送机构，可以使用离合器。在这种情况下，通过控制内燃机12的速度或功率传送转子的速率来将离合器的输入和输出的速度变为彼此一致，并且随后啮合该离合器，来避免由于离合器的啮合而产生并且作用于功率传送设备20的不想要的机械变化。

由功率分支转子的力矩供给能量的附件

除了空调的压缩机50之外，功率传送设备20可以被连接以向制动泵、内燃机12的冷却剂的水泵、或内燃机12的冷却扇提供功率，该制动泵产生用于将制动力施加到从动轮14的液压。

与附件耦接的功率分支转子

功率分支转子中除了图9中所例示的哪些功率分支转子之外的一个或多个可以与安装在车辆中的比如压缩机50之类的附件(也称作附属设备)机械耦接。该附件可以机械连接在图9中的第二行星齿轮组24的环形齿轮和离合器C1之间。这个连接将导致即使在不是启动内燃机12的时刻，在第二操作模式下也发生功率循环，从而导致功率传送效率降低，但是提供了下述优点：在车辆行驶时环形齿轮R的速度被允许调整为零(0)或另一值，以及即使当车辆停止时，在第一和第二操作模式下都允许将功率提供给附件。

停止或牵引车辆

当需要停止或牵引车辆时，优选地，控制器40断开离合器C1和C2。这避免了在牵引车辆之后CVT 30的转动，从而最小化甚至配备有金属传送带的CVT 30的劣化。例如，在图1的结构中，当控制器40断开离合器C1和C2时，它使得电动发电机10防止CVT 30转动，并且允许离合器C1和C2空闲。基本地，在CVT 30布置在环形路径(该环形路径在功率传送设备20的两个功率分支转子之间延伸)中且电动发电机10与CVT 30的一个末端机械接合的功率传送设备20的结构中，在第一和第二操作模式下都实现这个操作。图18示出了当车辆停止时可以由第一实施例的控制器40以固定间隔执行的逻辑步骤序列。

在进入该程序后，例程进行到步骤10，在步骤10中，确定如图1中例示的行进允许开关95是否关断。行进允许开关95是要被车辆操作者接通或关断来允许车辆行进的开关。行进允许开关95可以被设计为当车辆操作者所携带的便携式无线设备接近配备有控制器40的车辆控制系统时，以无线方式接通或关断。例如，当行进允许开关95接通时，反转器42与安装在车辆中的蓄电池电连接。如果获得意味着行进允许开关95处于关断状态的为“是”的回答时，则例程进行到步骤12，在步骤12中，控制器断开离合器C1和C2。如果在步骤10中或在步骤12后获得为“否”的回答时，例程终止。

控制器40可以啮合离合器C1和C2，并且随后将功率传送设备的总齿轮比设置为给定的高速齿轮比，或者可替换地，将CVT 30的齿轮比改变为具有在第一和第二操作模式之间不同的值，并且随后啮合离合器C1和C2，由此锁定从动轮14。图19示出了当车辆停止时可以由第一实施例的控制器40以固定间隔执行的逻辑步骤序列的修改。与图18中所使用的步骤编号相同的步骤编号指代相同的操作，并且在这里将省略对其的详细说明。

如在步骤10中获得意味行进允许开关95被关断的为“是”的回答时，则例程进行到步骤14，在步骤14中，控制器40调整CVT 30的齿轮比，以将总齿轮比设置为给定的高速齿轮比，或者可替换地，将CVT 30的齿轮比改变为具有在第一和第二操作模式之间不同的值。然后，例程进行到步骤16，在步骤16中，控制器40啮合离合器C1和C2。如果在步骤10中或者在步骤16后获得为“否”的回答，则例程结束。

其它修改

功率传送设备20可以被设计为当在第一和第二操作模式之间切换后，允许省略将力矩传送到从动轮14。这也提供了如第一实施例中描述相同的优点1)。具体地，控制器40逐渐地增加要从断开状态切换到啮合状态的离合器C1和C2中的一个的啮合度，以建立离合器C1和C2中的该一个离合器的部分啮合。然而，当进入要求在第一和第二操作模式之间快速切换而不考虑由此产生的机械存料(mechanica l stock)如何的故障安全模式时，控制器40可以以CVT 30的齿轮比，强制在第一和第二操作模式之间切换，该CVT 30的齿轮比将增加在第一和第二操作模式之间不同的总齿轮比值，而不产生离合器C1和C2中之一的部分啮合。

功率传送设备20可以具有如图16例示的结构。具体地，齿轮或齿轮箱布置在离合器C3和内燃机12的转动轴12a之间，由此允许离合器C3的尺寸减小。

控制器40不必将功率传送设备20置为第二操作模式。

安装有功率传送设备20的机动车辆可以是由内燃机供能的仅仅配备有内燃机12的车辆或仅仅配备有电动发电机10的电动车辆，以及如上所述的配备有内燃机12和电动发电机10两者的混合动力车辆。机动车辆还可以配备有多个供在运转从动轮14时使用的旋转电机。所述旋转电机可以全部或部分由电动发电机实现。例如，一些所述旋转电机可以仅仅用作电机，而一些所述旋转电机可以仅仅用作发电机，该发电机还工作来对车辆中安装的高压电池进行充电，以将电能提供给电机。

总齿轮比

第一实施例的功率传送设备20中的总齿轮比可以使用图17中例示的等效结构确定。所例示的结构具有齿轮G1、G2、G3、G4、G5、G6和G7。齿轮G1对应于CVT 30。第一实施例的结构与图17中的结构的不同之处在于齿轮G2和G6。如果齿轮G2和G6的齿轮比r2和r5都被选择为一(1)，则图17中的结构将与第一实施例相同。齿轮G2到G7中的每个齿轮是变速器机构，该变速器机构以固定比率将输入速度变换为输出速度，并且由单个齿轮或一组多个齿轮构成，该一组多个齿轮还可以配备有链条或传送带。

齿轮Gn(n＝1到7)的齿轮比rn在本文中被定义为速度b与速度a之比。注意，图17的各个块中的“a”和“b”中的每个指示各个齿轮的输入和输出中之一。第一行星齿轮组P1中的太阳齿轮S的齿数与环形齿轮R的齿数之比被定义为齿轮比ρ1。第二行星齿轮组P2中的太阳齿轮S的齿数与环形齿轮R的齿数之比被定义为齿轮比ρ2。第一行星齿轮组P1的太阳齿轮S、环形齿轮R和托架C的转动速度分别被定义为ωS1、ωR1和ωC1。第二行星齿轮组P2的太阳齿轮S、环形齿轮R和托架C的转动速度分别被定义为ωS2、ωR2和ωC2。内燃机12或电动发电机10的输出所输入的功率传送路径的输入“IN”的速度被定义为ωIN。“OUT”指示从其将功率传送到从动轮14的功率传送路径的输出。满足等式(c3)和(c4)。

P1ωS1-(1+ρ1)ωC1+ωR1＝0    (c3)

P2ωS2-(1+ρ2)ωC2+ωR2＝0      (c4)。

1第一操作模式下的总齿轮比

在第一操作模式中，第二行星齿轮组P2中的太阳齿轮S的速度ωS2和托架C的速度ωC2由下面的关系式给出。

ωC2＝r2·ωIN     (c5)

ωS2＝r3·r1·ωIN  (c6)。

因此，第二行星齿轮组P2中的环形齿轮R的速度ωR2为

ωR2＝{(1+ρ2)·r2-ρ2·r1·r3}ωIN  (c7)。

使用等式(c7)从等式(c3)中消除速度ωS1、ωC1和ωR1，则获得

ρ1·r6·r3·ωIN-(1+ρ1)·r5·{(1+ρ2)·r2-ρ2·r1·r3}ωIN+ωR2＝0   (c8)。

相应地，第一操作模式下的总齿轮比为

总齿轮比＝-r7[ρ1·r6·r3-(1+ρ1)·r5·{(1+ρ2)·r2-ρ2·r1·r3}]   (c9)。

2第二操作模式下的总齿轮比

在等式(3c)中考虑延伸通过齿轮G3、G1和G4的功率传送路径和延伸通过齿轮G3和G6的功率传送路径，获得

ρ1·r3·r6·ωIN-(1+ρ1)·r3·r1·r4·ωIN+ωR2＝0     (c10)。

因此，第二操作模式下的总齿轮比为

总齿轮比＝-r7{ρ1·r3·r6-(1+ρ1)·r3·r1·r4}    (c11)。

不省略力矩传送的模式切换条件

在第一和第二操作模式下的总齿轮比彼此相同的条件下，实现不省略力矩传送。该条件如下表示：

-r7[ρ1·r6·r3-(1+ρ1)·r5·{(1+ρ2)·r2-ρ2·r1·r3}]

＝-r7{ρ1·r3·r6-(1+ρ1)·r3·r1·r4}    。

重写上述等式，得到

r1＝{r2·r5·(ρ2+1)}/{r3·(r5+ρ2+r4)}    (c12)。

因此，通过选择CVT 30(即，齿轮G1)的齿轮比r1具有等式(c12)右侧的值，实现在不省略向从动轮14的力矩传送的情况下的第一和第二操作模式之间的切换。

CVT反转操作

CVT反转操作在通过第一操作模式和第二操作模式下通过对关于齿轮比r1的函数求导而得出的值的乘积为负的条件下实现，在该关于齿轮比r1的函数中，总齿轮比由因变量表示，以及齿轮比r1由自变量表示。

使用等式(c9)和(c11)，上述条件由下式给出。

{-(1+ρ1)·r7·r5·ρ2·r3}·{r7·(1+ρ1)·r3·r4}<0。

重写上述关系，获得-r5·r4·<0。

在第一实施例的结构中，r4<0且r5<0。

图11的结构中的总齿轮比也可以按照如上述相同的方式确定。

第一操作模式下的无限力矩

为了简化的目的，下面的讨论将参照图17中的结构。

如果第一行星齿轮组22中的太阳齿轮S的齿数Zs与环形齿轮R的齿数Zr之比(即，Zs/Zr)被定义为ρ1，以及第一行星齿轮组22中的环形齿轮R、太阳齿轮S和托架C的力矩分别被定义为Tr1、Ts1和Tc1，则满足下述等式(c14)和(c15)。

Ts1＝ρ1·Tr1    (c14)

Tc1＝-(1+ρ1)·Tr1     (c15)。

齿轮Gn具有输入Gna和输出Gnb。如果输入Gna和输出Gnb的力矩被分别定义为Tna和Tnb(n＝1到7)，则满足下述等式。

T5a＝-r5·T5b＝r5·Tc1＝-r5·(1+ρ1)·Tr1     (c16)

T6a＝-r6·T6b＝r6·Ts1＝r6·ρ1·Tr1      (c17)。

如果第二行星齿轮组24中的太阳齿轮S的齿数Zs与环形齿轮R的齿数Zr之比(即，Zs/Zr)被定义为ρ2、以及第二行星齿轮组24中的环形齿轮R、太阳齿轮S和托架C的力矩分别被定义为Tr2、Ts2和Tc2，则根据等式(c1)和(c2)，满足下述等式(c18)和(c19)。

Ts2＝ρ2·Tr2     (c18)

Tc2＝-(1+ρ2)·Tr2  (c19)。

力矩Tr2由下述等式给出。

Tr2＝-T5a＝r5·T5b＝-r5·T1c     (c20)。

       ＝r5·(1+ρ1)·Tr1

因此，满足下述关系式。

T1a＝-r1·T1b＝r1·Ts2

＝r1·ρ2·Tr2

＝r1·ρ2·r5·(1+ρ1)·Tr1    (c21)

T2a＝-r2·T2b＝r2·Tc2

＝-r2·(1+ρ2)·Tr2

＝-r2·r5·(1+ρ2)·(1+ρ1)·Tr1    (c22)

根据等式(c17)和(c20)，满足下述关系式。

T3b＝-(T1a+T6a)

＝-{r1·ρ2·r5·(1+ρ1)+r6·ρ1}·Tr1   (c23)

作为力矩传送到图17中输入“IN”的输入力矩TIN由下述等式(c24)给出。

TIN＝-(T3a+T2a)

＝-(-r3·Tb3+T2a)

＝-{r3·r1·ρ2·r5·(1+ρ1)+r3·r6·ρ1-r2·r5·(1+ρ2)·(1+ρ1)}·Tr1   (c24)

等式(c24)示出当齿轮比r1被调整为使得力矩Tr1的系数(即，公式(c24)右侧的第一项)接近于零(0)时，力矩Tr1相对于有限的输入力矩TIN将具有非常大的值。第一实施例中的结构具有连接在齿轮G3和CVT 30之间的电动发电机10，从而电动发电机10的速度利用齿轮比r3变换。因此，在第一实施例的结构中，齿轮比r2由r3和r2的乘积表示。因此，通过将齿轮比r3设置为一(1)以及选择齿轮比r1(即，CVT 30的齿轮比)，可以大大地增加第一实施例的结构中的从动轮14的力矩(即，力矩Tr1)。

第一操作模式下的能量反转

为了简化的目的，下面的讨论将参照图17中的结构。

只要输入“IN”的转动速度不变，第二行星齿轮组24中的太阳齿轮S和托架C的速度的符号(即，转动方向)就保持不变。输入“IN”的速度不变但转动能量的流动方向在齿轮G3处反转的事实等价于齿轮G3的力矩的符号反转的事实。根据等式(c23)，通过选择齿轮比r1来使得齿轮G3的力矩的符号反转所需的条件是包括齿轮比r1的系数(即，等式(c23)的右侧第一项)和常数项(即，等式(c23)的右侧第二项)的符号彼此相反，因为等式(c23)是齿轮比r1的线性函数，并且齿轮比r1>0。换言之，上述所需条件要满足下述等式(c25)。

{ρ2·r5·(1+ρ1)}·{r6·ρ1}<0

在第一实施例中，由于齿轮比r5<0且齿轮比r6＝1，所以满足等式(c25)。等式(c25)所表示的条件示出齿轮G6是必不可少的，换言之，要求将第二行星齿轮组24中的太阳齿轮S和托架C机械连接在一起的旁路功率传送路径具有与第一行星齿轮组22连接的支路。具体地，因为等式(c23)是齿轮比r1的线性函数，所以当力矩T3为零(0)时的齿轮比r1(即下面的等式(c26))的值优选地被要求为位于可调齿轮比范围内，在该可调齿轮比范围内，允许通过控制CVT 30来改变齿轮比r1。

r1＝(-1)·(r6·ρ1)/{ρ2·r5·(1+ρ1)}   (c26)

当齿轮比r1位于可调齿轮比范围的中间位置时，通过调整公式(c26)中的每个齿轮(或每个齿轮箱)的齿轮比的绝对值来实现对齿轮G3的转动能量的符号的反转。然而，在上述实施例中，满足等式(c26)的齿轮比r1被要求落在车辆的向前行进范围内。

当要求通过将旁路功率传送路径中的转动能量的符号反转来将旁路功率传送路径中的转动能量降到低于输入“IN”的转动能量时，在不通过与功率源连接的如上所述的支路的情况下与T形路径接合的第二行星齿轮组P2中的功率分支转子(即，图1(a)中的太阳齿轮S)的功率为正。该T形路径是在与第一行星齿轮组P1连接的支路和旁路功率传送路径之间进行接合的路径。

尽管为了便于更好地理解本发明，已经针对优选实施例描述了本发明，但是应该明白的是，本发明可以按照各种方式实现，而不会背离本发明的原理。因此，本发明应该被理解为包括所有可能的实施例和对所示出的实施例的修改，这些可能的实施例和对所示出的实施例的修改可以在不背离如所附权利要求中所阐述的本发明的原理的情况下实现。

Claims (17)

1.一种用于车辆的功率传送装置，所述装置包括：

第一行星齿轮组，所述第一行星齿轮组包括第一、第二和第三转子，所述第一行星齿轮组中的所述第一、第二和第三转子被机械连接，从而使得它们的转动速度在列线图中沿直线排列；以及

第二行星齿轮组，所述第二行星齿轮组包括第一、第二和第三转子，所述第二行星齿轮组中的所述第一、第二和第三转子被机械连接，从而使得它们的转动速度在列线图上沿直线排列，

其中，所述第一和第二行星齿轮组用作功率分支设备，用来将由功率源所产生的转动能量传送到车辆的从动轮，

其中，所述第一行星齿轮组中的第一转子与所述从动轮机械连接，并且所述第一行星齿轮组中的第二转子与所述第二行星齿轮组中的第一转子机械连接，以及

其中，所述第二行星齿轮组中的第二和第三转子被连接为使得所具有的功率的符号彼此不同，

其中所述功率源被机械连接至所述第二行星齿轮组中的所述第二转子和所述第三转子中的至少一个，

其中当所述第一行星齿轮组中的所述第二转子与所述第二行星齿轮组中的所述第一转子连接且所述第一行星齿轮组中的所述第三转子与所述第二行星齿轮组中的所述第二转子和所述第三转子分别连接时，第一操作模式被选择地建立，其中所述第一行星齿轮组中的所述第二转子和所述第三转子具有彼此不同的功率符号，从而功率源输出的功率在所述第一行星齿轮组中的所述第二转子和所述第三转子之间循环，且通过反转所述第二行星齿轮组中的所述第一转子的功率符号以反转所述第一行星齿轮组中的所述第二转子的功率符号来选择地建立第二操作模式，其中所述第一行星齿轮组中的所述第二转子和所述第三转子具有彼此相同的功率符号，从而所述功率不在所述第一行星齿轮组中的所述第二转子和所述第三转子之间循环。

2.如权利要求1所述的功率传送装置，其中，所述第一行星齿轮组中的第二转子和所述第二行星齿轮组中的第一转子被机械耦接在一起，而没有通过所述第一行星齿轮组中的第一和第三转子以及所述第二行星齿轮组中的第二和第三转子，其中所述第二行星齿轮组与所述功率源机械接合，并且其中所述功率分支设备具有第三操作模式，在所述第三操作模式中，仅仅通过所述第二行星齿轮组中的第二和第三转子，将由所述功率源所产生的转动能量传送到所述第二行星齿轮组中的第一转子。

3.如权利要求1所述的功率传送装置，还包括连接机构，所述连接机构布置在所述第二行星齿轮组的外部，并且机械连接在所述第二行星齿轮组的第二和第三转子之间。

4.如权利要求3所述的功率传送装置，其中，所述第二行星齿轮组中的第二和第三转子被通过其中布置有所述连接机构的旁路功率传送路径机械连接，并且还包括一变速器，所述变速器被布置在所述旁路功率传送路径中，并且用来以可变的输出/输入速度比，将所述变速器的输入的转动速度变换为所述变速器的输出的转动速度。

5.如权利要求3所述的功率传送装置，还包括与所述连接机构机械连接的第一支路和第二支路，所述第一支路通向所述功率源，所述第二支路延伸到所述第一行星齿轮组。

6.如权利要求5所述的功率传送装置，还包括一变速器，所述变速器连接所述第一和第二行星齿轮组中的第一到第三转子中的两个转子，所述变速器用来以可变的输出/输入速度比，将所述变速器的输入的转动速度变换为所述变速器的输出的转动速度，其中所述第二行星齿轮组中的第二和第三转子通过布置有所述连接机构的旁路功率传送路径机械连接，并且其中在允许改变所述变速器的输出/输入速度比的可变范围内，能够反转在所述旁路功率传送路径的一部分中的转动能量的流动方向。

7.如权利要求1所述的功率传送装置，还包括一变速器，所述变速器连接所述第一和第二行星齿轮组中的第一到第三转子中的两个转子，所述变速器用来以可变的输出/输入速度比，将所述变速器的输入的转动速度变换为所述变速器的输出的转动速度。

8.如权利要求1所述的功率传送装置，其中，所述第一行星齿轮组中的第一、第二和第三转子中的两个转子与所述第二行星齿轮组中的第一、第二和第三转子中的两个转子机械连接。

9.如权利要求8所述的功率传送装置，还包括第一切换机构和第二切换机构，所述第一切换机构被选择性地置为处于啮合状态和断开状态之一中，该啮合状态建立所述第一行星齿轮组中的第二转子和所述第二行星齿轮组中的第一转子之间的机械连接，该断开状态阻止所述第一行星齿轮组中的第二转子和所述第二行星齿轮组中的第一转子之间的机械连接，所述第二切换机构被选择性地置为处于啮合状态和断开状态之一中，该啮合状态建立所述第二行星齿轮组中的第二转子和第三转子之一和所述第一行星齿轮组中的第二转子之间的机械连接，该断开状态阻止所述第二行星齿轮组中的第二转子和第三转子之一和所述第一行星齿轮组中的第二转子之间的机械连接。

10.如权利要求9所述的功率传送装置，还包括一变速器，所述变速器被布置在将所述功率源和所述第二行星齿轮组机械连接在一起的功率传送路径、和将所述第一行星齿轮组和所述第二行星齿轮组机械连接在一起的功率传送路径中的至少之一中，并且所述变速器用来以可变的输出/输入速度比，将所述变速器的输入的转动速度变换为所述变速器的输出的转动速度，其中当所述第一切换机构被置为处于所述啮合状态、并且所述第二切换机构处于所述断开状态时，进入第一操作模式，而当所述第一切换机构被置为处于所述断开状态、并且所述第二切换机构处于所述啮合状态时，进入第二操作模式，其中在所述功率源和所述从动轮之间设置功率传送路径，其中关于自变量的函数在所述第一操作模式下的导数值与在所述第二操作模式下的导数值的符号相反，在所述函数中，所述变速器的输出/输入速度比由所述自变量表示，并且设置在所述功率源和所述从动轮之间的所述功率传送路径的总输出/输入速度比由因变量表示。

11.如权利要求10所述的功率传送装置，还包括模式切换变速器，所述模式切换变速器被布置在第一功率传送路径和第二功率传送路径的至少之一中，所述第一功率传送路径在所述第一操作模式下建立，并且在所述第二行星齿轮组中的第一转子和所述第一行星齿轮组中的第二转子之间延伸，所述第二功率传送路径在所述第二操作模式下建立，并且在所述第二行星齿轮组的第二转子和第三转子之一和所述第一行星齿轮组中的第二转子之间延伸，所述模式切换变速器用于当在所述第一和第二操作模式之间切换时，补偿所述第二行星齿轮组中的第一转子和所述第一行星齿轮组中的第二转子之间的速度差，或者补偿所述第二行星齿轮组中的第二转子和第三转子之一和所述第一行星齿轮组中的第二转子之间的速度差。

12.如权利要求1所述的功率传送装置，其中，所述功率源包括旋转电机和内燃机，所述功率传送装置还包括力矩传送控制机构，所述力矩传送控制机构选择性地建立和阻止所述第二行星齿轮组中的第一转子和所述内燃机之间的功率传送。

13.如权利要求12所述的功率传送装置，其中，所述力矩传送控制机构包括电子控制的断路器，所述电子控制的断路器阻止所述第二行星齿轮组中的第一转子和所述内燃机之间的功率传送。

14.如权利要求13所述的功率传送装置，其中，所述力矩传送控制机构还包括单向功率传送机构，在所述单向功率传送机构的通向所述第二行星齿轮组中的第一转子的输入的速度大于或等于所述单向功率传送机构的通向所述内燃机的输出的速度时，所述单向功率传送机构建立所述第一转子和所述内燃机之间的功率传送。

15.如权利要求12所述的功率传送装置，还包括第二力矩传送控制机构，所述第二力矩传送控制机构选择性地建立和阻止所述第二行星齿轮组中的第一到第三转子中除了所述第一转子之外的一个转子和所述内燃机之间的功率传送。

16.如权利要求1所述的功率传送装置，其中，所述第一和第二行星齿轮组内的每个行星齿轮组中的第一、第二和第三转子中的每个是行星齿轮组中的太阳齿轮、托架和环形齿轮中之一。

17.一种用于车辆的功率传送控制系统，所述功率传送控制系统包括：

第一行星齿轮组，所述第一行星齿轮组包括第一、第二和第三转子，所述第一行星齿轮组中的所述第一、第二和第三转子被机械连接，从而使得它们的转动速度在列线图上沿直线排列；

第二行星齿轮组，所述第二行星齿轮组包括第一、第二和第三转子，所述第二行星齿轮组中的所述第一、第二和第三转子被机械连接，从而使得它们的转动速度在列线图上沿直线排列；

第一和第二切换机构；

变速器，所述变速器被布置在机械连接所述功率源和所述第二行星齿轮组的功率传送路径、和机械连接所述第一行星齿轮组和所述第二行星齿轮组的功率传送路径的至少之一中，并且用来以可变的输出/输入速度比，将所述变速器的输入的转动速度变换为所述变速器的输出的转动速度；以及

控制器，

其中，所述第一和第二行星齿轮组用作功率分支设备，用来将由功率源所产生的转动能量传送到车辆的从动轮，

其中，所述第一行星齿轮组中的第一转子与所述从动轮机械连接，并且所述第一行星齿轮组中的第二转子与所述第二行星齿轮组中的第一转子机械连接，

其中，所述第二行星齿轮组中的第二和第三转子被连接为使得所具有的功率的符号彼此不同，

其中，所述第一切换机构被选择性地置为处于啮合状态和断开状态之一中，该啮合状态建立所述第一行星齿轮组中的第二转子和所述第二行星齿轮组中的第一转子之间的机械连接，该断开状态阻止所述第一行星齿轮组中的第二转子和所述第二行星齿轮组中的第一转子之间的机械连接，并且所述第二切换机构被选择性地置为处于啮合状态和断开状态之一中，该啮合状态建立所述第一行星齿轮组中的第二转子和所述第二行星齿轮组中的第二转子之间的机械连接，该断开状态阻止所述第一行星齿轮组中的第二转子和所述第二行星齿轮组中的第二转子之间的机械连接，以及

其中，当所述第一切换机构被置为处于啮合状态、并且所述第二切换机构处于断开状态时，进入第一操作模式，而当所述第一切换机构被置为处于断开状态、并且所述第二切换机构处于啮合状态时，进入第二操作模式，其中功率传送路径被设置在所述功率源和所述从动轮之间，并且其中关于自变量的函数在所述第一操作模式下的导数值与在所述第二操作模式下的导数值的符号相反，在所述函数中，所述变速器的输出/输入速度比由所述自变量表示，并且设置在所述功率源和所述从动轮之间的所述功率传送路径的总输出/输入速度比由因变量表示，以及

其中，所述控制器控制所述变速器的输出/输入速度比，从而使得所述总输出/输入速度比在所述第一和第二操作模式下具有不同的值，并且当所述车辆的行进允许开关处于关断状态时，所述控制器将所述第一和第二切换机构都置为处于它们的啮合状态中。