CN102083645A - 车辆驱动系统 - Google Patents

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Abstract

驱动系统(2A)包括传动机构(7)，通过在变速齿轮系(41-44、46)中切换和将第一驱动轴(10A)联接到输出轴(5)，所述传动机构(7)设立包括第一速度变速档位至第六速度变速档位和反向驱动变速档位的多个变速档位，并且还包括锁定离合器(SL)，所述锁定离合器(SL)在锁定状态和释放状态之间切换动力分配机构(6)，在所述锁定状态中，环形齿轮(Rg)和架(Cr)彼此联接并抑制以差动形式进行的旋转，在所述释放状态中，取消对差动旋转的抑制。

Description

车辆驱动系统
技术领域
本发明涉及一种车辆驱动系统，在所述车辆驱动系统中设置内燃发动机和电动机作为驱动源。
背景技术
在传统的车辆驱动系统(如在日本专利申请公开No.2002-204504(JP-A-2002-204504)中所公开的那样)中，使用多个齿轮的双离合器型传动装置联接到内燃发动机，并且电动机设置在传动装置的两个离合器轴之间，使得电机的转子轴沿与离合器轴垂直的方向延伸。离合器轴中的一个离合器轴经由一对锥齿轮连接到电机的转子轴，并且另一个离合器轴经由另一对锥齿轮连接到电机的外壳。在运行中，利用两个离合器轴的转速差来驱动电机，从而产生电力。与本发明有关的另一现有技术文献包括，例如日本专利申请公开No.2004-293795(JP-A-2004-293795)。
在JP-A-2002-204504中的驱动系统中，内燃发动机和两个离合器轴经由介于它们之间的两个或多个联接齿轮彼此连接。因此，由于在发动机的动力传送期间的齿轮的接合，驱动系统不可避免地受到损耗。同样，由于电动机设置在两个离合器轴之间，所以难以减小驱动系统的尺寸。此外，彼此垂直的电机的转子轴和离合器轴中的每个经由锥齿轮彼此连接，并且该布置使驱动系统的构造复杂。
发明内容
本发明提供一种驱动系统，通过在不涉及内燃发动机与输出构件之间的任何变速齿轮系的情况下将内燃发动机与输出构件连接，来使得所述驱动系统可操作成将传动机构设置在直接驱动变速档位，从而减小由于齿轮的接合导致的损耗。
根据本发明的第一方面，提供一种车辆的驱动系统，所述车辆的驱动系统包括：内燃发动机；电动机；输出构件，所述输出构件将动力输送到车辆的驱动轮；差动机构，所述差动机构包括能够相对彼此差动旋转的第一元件、第二元件和第三元件，内燃发动机联接到第一元件，电动机连接到第二元件；传动机构，所述传动机构设立多个变速档位，通过在变速齿轮系中切换和在不涉及任何变速齿轮系的情况下将第一元件联接到输出构件，按从差动机构到输出构件的范围上的变速比减小的顺序逐级地设定所述多个变速档位，所述变速齿轮系介于差动机构的第一元件或第三元件与输出构件之间，用于将动力从第一元件或第三元件传送到输出构件；以及差动锁定机构，所述差动锁定机构在锁定状态和释放状态之间切换差动机构，在所述锁定状态中，差动机构的第一元件、第二元件和第三元件中选出的两个元件彼此联接以便抑制差动旋转，在所述释放状态中，取消对差动旋转的抑制。
根据如上所述的驱动系统，差动锁定机构在锁定状态和释放状态之间切换差动机构，同时电动机的运行被控制。利用该布置，在传动机构通过从介于第一元件与输出构件之间的变速齿轮系切换到介于第三构件与输出构件之间的变速齿轮系的换档(变速档位的改变)期间，例如，这些变速齿轮系能够容易地形成同步。因此，能够在减少换档冲击的情况下改变变速档位。除了使用变速齿轮系设立的变速档位之外，传动机构可操作成设立直接驱动变速档位，在所述直接驱动变速档位中，联接发动机的第一元件在没有变速齿轮系介于该第一元件和输出构件之间的情况下直接联接到输出构件。该布置导致由于齿轮接合导致的损耗的减少和燃料经济性或燃料效率的提高。
在如上所述的驱动系统中，传动机构的变速档位可以包括直接驱动变速档位和超速驱动变速档位，通过在不涉及任何变速齿轮系的情况下将第一元件联接到输出构件来设立所述直接驱动变速档位，所述超速驱动变速档位具有比直接驱动变速档位的变速比小的变速比，并且还可以设置换挡控制装置，用于控制传动机构以便当在设立超速驱动变速档位的同时车辆速度变成等于或高于指定值时，使传动机构从超速驱动变速档位切换到直接驱动变速档位。
例如，当车辆速度处于等于或高于160km/h的高车辆速度范围时，发动机最优运行线位于高发动机速度区域，因此最优变速比比适合用于大概120km/h的车辆速度的超速驱动变速档位的变速比稍大(低速档侧)。根据如上所述的驱动系统，当在设立超速驱动变速档位的同时车辆速度变为等于或高于指定值时，传动机构切换到具有比超速驱动变速档位大的变速比的直接驱动变速档位中。即，传动机构从超速驱动变速档位减档到直接驱动变速档位。结果，车辆被以适合用于等于或高于指定值的高车辆速度范围的变速比或速度比驱动，因此确保提高的燃料经济性。同时，传动机构在高车辆速度范围中切换到的变速档位是不涉及变速齿轮系的直接驱动变速档位；因此，能够减小由于齿轮接合导致的损耗。因为由于齿轮接合导致的损耗与扭矩成比例地增大，所以通过选择在高车辆速度范围中的直接驱动变速档位可以提供最大的优点。
在如上所述的驱动系统中，传动机构可以包括第一驱动轴、中空的第二驱动轴以及中间轴，所述第一驱动轴与第一元件一起旋转，所述第二驱动轴绕第一驱动轴同轴设置并且与第三元件一起旋转，所述中间轴设置成与第一驱动轴和第二驱动轴平行，并且设置有中间齿轮，用于将动力传送到输出构件，并且变速齿轮系中的提供变速档位中具有最大变速比的一个变速档位的一个变速齿轮系可以设置在第一驱动轴与中间轴之间。
在驱动轴与中间轴之间的距离固定时，在减小组成变速齿轮系的驱动齿轮的齿轮半径的情况下能够增大特定变速齿轮系的变速比。在如上所述的驱动系统中，变速齿轮系的具有最大变速比的驱动齿轮安装在作为同轴组装的驱动轴中的内轴的第一驱动轴上；因此，与驱动齿轮安装在作为外轴的第二驱动轴上的情况相比，能够减小齿轮半径。因此，与变速齿轮系设置在外面的第二驱动轴和中间轴之间以便提供所需的变速比的情况相比，能够减小驱动轴与中间轴之间的距离。因此，能够减小驱动系统的大小、特别是驱动系统的径向尺寸。
在如上所述的驱动系统中，传动机构可以包括第一驱动轴、中空的第二驱动轴、中间轴以及离合器，所述第一驱动轴与第一元件一起旋转，所述第二驱动轴绕第一驱动轴同轴设置并且与所述第三元件一起旋转，所述中间轴设置成与第一驱动轴平行并且设置有中间齿轮，用于将动力传送到输出构件，所述离合器径向地设置在第二驱动轴的外部并且将提供上面指出的多个变速档位的变速齿轮系可选择地联接到中间轴，并且差动锁定机构通过使第一驱动轴和第二驱动轴彼此联接可以将差动机构放置在锁定状态中，并且差动锁定机构可以设置在第一驱动轴与离合器中的一个离合器之间。
根据如上所述的驱动系统，差动锁定机构和离合器定位成在轴向方向上彼此重叠。因此，防止驱动系统的沿轴向方向测得的尺寸由于差动锁定机构的增加而增大。
在如上所述的驱动系统中，电动机可以包括定子和转子，所述转子与定子同轴设置并且具有径向形成在所述转子的内部的空间，并且差动机构可以放置在径向形成在转子的内部的空间中，而差动锁定机构可以位于在轴向方向上远离差动机构的位置处。
在这种情况下，由于差动机构放置在径向形成在转子的内部的空间中，所以差动机构和电机定位成在轴向方向上彼此重叠。如果差动锁定机构位于差动机构附近，则绕电机的布置将复杂化。在这种情况下，难以将电机和差动机构定位成彼此重叠，并且电机和/或差动机构将需要沿轴向方向移位。在驱动系统的轴向方向与车辆的行驶方向一致的FR车辆中采用所述驱动系统时，考虑到其内部空间朝着车辆的后部变窄的地板通道的形状，有利的是，尽可能最靠近车辆的前部地安装电动机。这是因为由电机产生的扭矩与电机的半径的二次方到三次方成比例地增大。如果减小电机的半径，则必须增大电机的沿轴向方向测得的尺寸，以便提供与当电机半径没有减小时提供的扭矩相同的扭矩。当在FR车辆中采用如上所述的驱动系统时，电动机可以放置在车辆的前部中，在所述驱动系统中，差动锁定机构定位成远离差动机构。因此，可以在减小的限制下增大电机的半径，并且可以减小电机的轴向尺寸。
在如上所述的驱动系统中，传动机构可以包括驱动轴以及第一中间轴和第二中间轴，动力从差动机构传送到所述驱动轴，所述第一中间轴和第二中间轴设置成与驱动轴平行并且将驱动轴的动力传送到输出构件，并且第一变速齿轮系与第二变速齿轮系在与驱动轴的轴向方向垂直的方向上彼此对齐，所述第一变速齿轮系设置在驱动轴和第二中间轴之间，用于设立具有最小变速比的变速档位，所述第二变速齿轮系设置在驱动轴与第一中间轴之间，用于设立具有比第一变速齿轮系的变速比大两级的变速比的变速档位。
在如上所述的驱动系统中，第一变速齿轮系和第二变速齿轮系定位成以便在轴向方向上彼此重叠。因此，能够减小驱动系统的沿轴向方向测得的尺寸。同时，第一齿轮系与第二齿轮系在径向方向上(即在与驱动轴的轴向方向垂直的方向上)彼此对齐，所述第一齿轮系提供具有最小变速比的变速档位，所述第二齿轮系提供具有比最小变速比大两级的变速比的变速档位；因此，对齐的齿轮系之间的变速比的差可以比在提供其它变速档位的齿轮系沿径向方向彼此对齐的情况下的变速比的差小。因此，可以减小第一中间轴与第二中间轴之间的距离。
在如上所述的驱动系统中，传动机构可以包括：驱动轴和中间轴，动力从差动机构传送到所述驱动轴，所述中间轴设置成与驱动轴平行并且将驱动轴的动力传送到输出构件，并且作为变速齿轮系中的一个的变速齿轮系可以位于最远离内燃发动机的位置处，作为变速齿轮系中的一个的上述变速齿轮系设置在驱动轴和中间轴之间并且提供具有最大变速比的变速档位。
施加到提供具有最大变速比的变速档位的变速齿轮系上的扭矩比施加到其它齿轮系上的扭矩大。在如上所述的驱动系统中，提供具有最大变速比的变速档位的变速齿轮系定位成比其它齿轮系更远离发动机，并且具有最大变速比的变速齿轮系支撑在靠近驱动轴的一端的位置处。因此，与具有最大变速比的变速齿轮系支撑在靠近驱动轴的中间的位置处的情况相比，能够抑制驱动轴的偏转。
如上所解释的，根据本发明，除了涉及各变速齿轮系的变速档位之外，传动机构通过在不涉及任何变速齿轮系的情况下将联接发动机的第一元件直接联接到输出构件来设立直接驱动变速档位；因此，能够降低由于齿轮接合导致的损耗。
附图说明
将参考附图在本发明的示例实施例的下面的详细描述中描述本发明的特征、优点以及技术意义和工业意义，在附图中相似的附图标记表示相似的元件，并且其中：
图1是概略地示出了采用根据本发明的第一实施例的驱动系统的车辆的视图；
图2是示出了指示驱动系统的运行模式与每个离合器的运行状态之间的对应的离合器接合表的视图；
图3是示出了设立在第一实施例中的第一档EV模式中的动力传送路径的视图；
图4是示出了列线图的一个示例的视图，所述列线图表示第一实施例的驱动系统在第一档EV模式中的运行；
图5是示出了设立在第一实施例中的第一档Eng模式中的动力传送路径的视图；
图6是示出了列线图的一个示例的视图，所述列线图表示第一实施例的驱动系统在第一档Eng模式中的运行；
图7是示出了设立在第一实施例中的第一档Eng+MG模式中的动力传送路径的视图；
图8是示出了列线图的一个示例的视图，所述列线图表示第一实施例的驱动系统在第一档Eng+MG模式中的运行；
图9是示出了设立在第一实施例中的第二档CVT模式中的动力传送路径的视图；
图10是示出了列线图的一个示例的视图，所述列线图表示第一实施例的驱动系统在第二档CVT模式中的运行；
图11A是示出了在Eng+MG模式中在从第一档切换到第二档期间的第一情形的列线图；
图11B是示出了在Eng+MG模式中在从第一档切换到第二档期间的第二情形的列线图；
图11C是示出了在Eng+MG模式中在从第一档切换到第二档期间的第三情形的列线图；
图11D是示出了在Eng+MG模式中在从第一档切换到第二档期间的第四情形的列线图；
图11E是示出了在Eng+MG模式中在从第一档切换到第二档期间的第五情形的列线图；
图12是示出了发动机最优运行线、最大扭矩和等功率线的说明性视图，其中竖直轴表示发动机扭矩，并且水平轴表示发动机速度；
图13是示出了列线图的一个示例的视图，所述列线图表示第一实施例的驱动系统在第六档CVT模式中的运行；
图14是示出了发动机最优运行线、在第六档中的发动机运行线(点)和在第五档中的发动机运行线(点)的说明性视图，其中竖直轴表示发动机扭矩，并且水平轴表示发动机速度；
图15是概略地示出了采用根据本发明的第二实施例的驱动系统的车辆的视图；
图16是示出了图15中所示的驱动系统的离合器接合表的视图；
图17是概略地示出了采用根据本发明的第三实施例的驱动系统的车辆的视图；以及
图18是示出了图17中所示的驱动系统的离合器接合表的视图。
具体实施方式
图1是概略地示出了采用根据本发明的第一实施例的驱动系统的车辆的视图。如图1所示，车辆1是所谓的具有FR(前发动机后驱动)型布局的混合动力车辆。车辆1设有用于使车辆行驶的驱动系统2A。驱动系统2A包括内燃发动机3；作为电动机的电动发电机(MG)4；作为输出构件的输出轴5，该输出轴5将动力输送到车辆1的驱动轮9；作为差动机构的动力分配机构6，发动机3和MG4联接到该动力分配机构6；以及传动机构7，所述传动机构7改变动力分配机构6的输出的速度并且将因而发生的动力输出传送到输出轴5。输出轴5的旋转经由推进轴12和差动齿轮13分别传送到左右驱动轮9。推进轴12经由设置在推进轴12的相对端处的万向接头(未示出)分别联接到输出轴5和差动齿轮13。
内燃发动机3具有火花点火类型的多气缸发动机的形式。发动机3经由发动机离合器SE连接到第一驱动轴10A，所述发动机离合器SE允许或抑制发动机3与第一驱动轴10A之间的动力传送。发动机离合器SE具有传统的爪式离合器的形式，并且可操作成在接合状态和释放状态之间切换，在所述接合状态中，动力从发动机3传送到第一驱动轴10A，在所述释放状态中，切断动力传送。第一驱动轴10A延伸经过MG4和动力分配机构6，并且设置在与驱动轴5相同的轴线上。中空的第二驱动轴10B围绕第一驱动轴10A、与第一驱动轴10A同轴设置。发动机3设有可操作以起动发动机3的起动发电机(SG)11，并在发动机3起动后使用发动机3的动力产生电力。由SG11产生的电力在车辆1的多个部件处消耗，并且还储存在设置为MG4的动力源的电池(未示出)中。
MG4布置成起电动机的作用，并且还起发电机的作用。电池经由逆变器(未示出)电连接到MG4，并且逆变器控制成以便适当地设定MG4的输出扭矩或再生扭矩。MG4包括：转子4a，所述转子4a与第一驱动轴10A可旋转地同轴设置；和定子4b，所述定子4b径向地位于转子4a的外部。定子4b固定到诸如外壳(未示出)的静止元件，以便不旋转。动力分配机构6放置在径向地形成在转子4a内部的空间中。即，MG4和动力分配机构6定位成以便沿第一驱动轴10A的轴线的方向观察时彼此重叠。
动力分配机构6具有行星齿轮组的形式。更具体地，动力分配机构6包括：作为外齿轮的太阳齿轮Sn；作为内齿轮的环形齿轮Rg，所述环形齿轮Rg与太阳齿轮Sn同轴设置；以及架Cr，所述架Cr保持与太阳齿轮Sn和环形齿轮Rg接合的小齿轮15使得小齿轮15可以绕它们自身并且绕第一驱动轴10A的轴线旋转。因此，动力分配机构6是传统的齿轮机构，其中，上述三个元件Sn、Rg和Cr可以沿彼此不同的方向以不同的速度旋转。在该实施例中，发动机3经由第一驱动轴10A连接到架Cr，并且MG4联接到太阳齿轮Sn，而第二驱动轴10B联接到环形齿轮Rg。通过该布置，第一驱动轴10A与架Cr一体地旋转，并且第二驱动轴10B与环形齿轮Rg一体地旋转。因此，架Cr是根据本发明的第一元件的一个示例，并且太阳齿轮Sn是根据本发明的第二元件的一个示例，而环形齿轮Rg是根据本发明的第三元件的一个示例。
通过选择介于驱动轴10A或10B与输出轴5之间的变速齿轮系中的一个变速齿轮系，或者通过在不涉及任何变速齿轮系的情况下将第一驱动轴10A联接到输出轴5，将传动机构7放置在多个变速档位中的一个变速档位中。传动机构7提供多个变速档位，包括六个向前驱动变速档位和一个向后驱动变速档位。六个向前驱动变速档位是第一速度变速档位、第二速度变速档位、第三速度变速档位、第四速度变速档位、第五速度变速档位和第六速度变速档位(其也可以称为“第一档”、“第二档”、“第三档”、“第四档”、“第五档”和“第六档”)，上述这些变速档位按从动力分配机构6到输出轴5的范围上的变速比或传动比减小的顺序逐级地设定。在这些变速档位中，第五速度变速档位是通过在不涉及任何变速齿轮系的情况下将第一驱动轴10A直接联接到输出轴5而设立的直接驱动档位，并且该档位的变速比等于1。
第一驱动轴10A从第二驱动轴10B的端部穿出，并且用于在第一档和倒档中共用的第一速度驱动齿轮/反向驱动齿轮16以及用于在第三档中使用的第三速度驱动齿轮17安装在第一驱动轴10A的从第二驱动轴10B伸出的部分上。同时，用于在第二档中使用的第二速度驱动齿轮18以及用于在第四档和第六档中共用的第四速度驱动齿轮/第六速度驱动齿轮19安装在第二驱动轴10B上。
传动机构7包括与驱动轴10A、10B平行设置的两个中间轴20A、20B。与相应的驱动齿轮16-19啮合的从动齿轮21-24可旋转地安装在第一中间轴20A上。与同输出轴5一起旋转的输出齿轮30啮合的第一中间齿轮31安装在第一中间轴20A的端部上，以便中间齿轮31能够与中间轴20A一体地旋转。同时，与安装在第二驱动轴10B上的驱动齿轮19啮合的从动齿轮26以及用于在倒档中使用的从动齿轮29安装在第二中间轴20B上。反向从动齿轮29经由介于反向从动齿轮29和驱动齿轮16之间的中间齿轮33与安装在第一驱动轴10A上的驱动齿轮16啮合。与输出齿轮30啮合的第二中间齿轮32安装在第二中间轴20B的端部上，以便中间齿轮32能够与中间轴20B一体地旋转。
安装在驱动轴10A、10B和中间轴20A、20B上的齿轮的适当组合彼此接合以便提供具有不同变速比的多个变速齿轮系。更具体地，提供第一速度变速档位的变速齿轮系41由设置在第一驱动轴10与第一中间轴20A之间的齿轮16、21组成，并且提供第二速度变速档位的变速齿轮系42由设置在第二驱动轴10B与第一中间轴20A之间的齿轮18、22组成，而提供第三速度变速档位的变速齿轮系43由设置在第一驱动轴10A与第一中间轴20A之间的齿轮17、23组成，并且提供第四速度变速档位的变速齿轮系44由设置在第二驱动轴10B与第一中间轴20A之间的齿轮19、24组成。提供第六速度变速档位的变速齿轮系46由设置在第二驱动轴10B与第二中间轴20B之间的齿轮19、26组成，并且提供反向驱动变速档位的变速齿轮系50由设置在第一驱动轴10A与第二中间轴20B之间的齿轮16、33、29组成。
在第一驱动轴10A和第二驱动轴10B彼此同轴地组装的同时，具有最大变速比的第一速度驱动齿轮16安装在作为内轴的第一驱动轴10A上。由于第一速度变速档位需要提供最大的变速比，所以第一速度驱动齿轮16需要形成有最小的齿轮半径。如果第一速度驱动齿轮16安装在作为外轴的第二驱动轴20B上，则驱动齿轮16的齿轮半径将自然是大的。在这种情况下，与驱动齿轮16啮合的从动齿轮21的齿轮半径也将增大以便提供所需的变速比，导致第一驱动轴10A和第一中间轴20A之间的距离增大的结果。在第一速度驱动齿轮16安装在内第一驱动轴10A上的该实施例中，与驱动齿轮16安装在第二驱动轴20B上的情况相比，第一驱动轴10A的轴线与第一中间轴20A的轴线之间的距离可以减小，因此实现了驱动系统2A的径向尺寸或大小的减小。因此，提高了驱动系统2A成功安装在车辆上的可能性，并且可以减小驱动系统2A的重量。在上述情况下，第一中间轴20A是根据本发明的中间轴的一个示例。
安装在第二驱动轴10B上的驱动齿轮19被共用以设立第四速度变速档位和第六速度变速档位，并且第四速度变速齿轮系44和第六速度变速齿轮系46在径向方向上彼此对齐。即，变速齿轮系44和变速齿轮系46定位成以便沿轴向方向观察时彼此重叠。因为驱动齿轮19用在第四速度变速档位和第六速度变速档位这两者中，所以可以降低驱动系统2A的沿轴向方向测得的尺寸。同时，由于驱动齿轮19是在具有最小变速比的第六速度变速档位与具有比第六速度变速档位的变速比大两级的变速比的第四速度变速档位之间共用的，所以与驱动齿轮在变速比彼此相差三级或更多级的变速档位之间共用的情况相比，能够减小第一中间轴20A的轴线与第二中间轴20B的轴线之间的距离。在这种情况下，第六速度变速齿轮系46是根据本发明的第一变速齿轮系的一个示例，并且第四速度变速齿轮系44是根据本发明的第二变速齿轮系的一个示例。同时，第二驱动轴10B是根据本发明的驱动轴的一个示例。
提供反向驱动变速档位的变速齿轮系50定位成以便在轴向方向上与提供第一速度变速档位的变速齿轮系41重叠，并且驱动齿轮16包括在变速齿轮系50和变速齿轮系41中。用于在第一档中使用的驱动齿轮16具有最小的齿轮半径。因此，用于在倒档中使用的从动齿轮29的齿轮半径可以制成相对大的。因此，可以在有限的空间内使得反向驱动变速档位的减速比是大的。
第二中间轴20B是在用于第六速度变速档位的变速齿轮系46与用于反向驱动变速档位的变速齿轮系50之间共用的，并形成为独立于第一中间轴20A或与第一中间轴20A分离的另一轴，用于其他变速档位的变速齿轮系41-44安装在所述第一中间轴20A上。通过该布置，可以为各中间轴单独设定变速比。对于反向驱动变速档位和第六速度变速档位来说，例如，鉴于可驾驶性考虑跨越多个变速比的连续性的必要性是低的。因此，这些变速档位的变速比可以与其它的变速档位的变速比独立地或无关地设定；因此，例如，具有最小变速比的第六速度变速档位的变速比可以更自由地、即在增大的范围内设定。因此，为了提高燃料经济性，能够容易地实现最优变速比的设定。对于跨越变速比的连续性被认为重要的变速档位来说，提供这些变速档位的变速齿轮系安装在相同的第一中间轴20A上，因此，考虑到可驾驶性，能够自由地设定各变速档位的变速比。
传动机构7包括第一离合器S1、第二离合器S2和第四离合器S4，用于将从动齿轮21-24、26、29选择性地联接到中间轴20A、20B中相应的一个中间轴，以便动力从动力分配机构6经由介于动力分配机构6与输出轴5之间的变速齿轮系41-46、50中选出的一个变速齿轮系传送到输出轴5。传动机构7还包括第三离合器S3，所述第三离合器S3适于将第一驱动轴10A与输出轴5连接，以便设立作为直接驱动档位的第五速度变速档位，或者将第一驱动轴10A与外轴5分开。离合器S1-S4中的每一个离合器采用传统的爪形离合器的形式。第一离合器S1设置在第一速度从动齿轮21与第三速度从动齿轮23之间，并且第二离合器S2设置在第二速度从动齿轮22与第四速度从动齿轮24之间，而第三离合器S3设置在第一驱动轴10A与输出轴5之间，并且第四离合器S4设置在第六速度从动齿轮26与反向驱动从动齿轮29之间。由于第四离合器S4是在第六速度变速档位和反向驱动变速档位之间共用的，所以驱动系统2A的轴向尺寸可以制成比另外地设置专用于倒档的离合器的情况下的轴向尺寸小。
第一离合器S1包括：毂51，所述毂51与第一中间轴51一体地形成；套筒52，所述套筒52经由在毂51上的花键配装成能够在轴向方向上移动；花键53，所述花键53与第一速度从动齿轮21一体地形成，并且能够与套筒52的花键接合；和花键54，所述花键54与第三速度从动齿轮23一体地形成，并且能够与套筒52的花键接合。通过该布置，套筒52可以移动到第一速度从动齿轮21，用于与花键53接合，使得从动齿轮21连接到第一中间轴20A以能够与中间轴20A一起旋转。因此，第一驱动轴10A的动力经由变速齿轮系41传送到输出轴5，以便设立具有最大变速比的第一速度变速档位。同时，第一离合器S1的套筒52可以移动到第三速度从动齿轮23，用于与花键54接合，使得从动齿轮23连接到第一中间轴20A以能够与中间轴20A一起旋转。因此，第一驱动轴10A的动力经由变速齿轮系43传送到输出轴5，以便设立第三速度变速档位。因此，第一离合器S1能够在运行位置P1、运行位置P3和空档位置N中选择性地运行，所述运行位置P1用于设立第一速度变速档位，所述运行位置P3用于设立第三速度变速档位，在所述空档位置N中从动齿轮21、23与第一中间轴20A断开。因此，第一离合器S1能够选择性地设立第一速度变速档位和第三速度变速档位。
类似地，用于选择性地设立第二速度变速档位和第四速度变速档位的第二离合器S2包括：毂55，所述毂55与第一中间轴20A一体地形成；套筒56，所述套筒56经由在毂55上的花键配装；花键57，所述花键57与第二速度从动齿轮22一体地形成；和花键58，所述花键58与第四速度从动齿轮24一体地形成。通过该布置，第二离合器S2能够在运行位置P2、运行位置P4和空档位置N中选择性地运行，所述运行位置P2用于设立第二速度变速档位，所述运行位置P4用于设立第四速度变速档位，在所述空档位置N中从动齿轮22、24与第一中间轴20A断开。用于选择性地设立第六速度变速档位和反向驱动变速档位的第四离合器S4包括：毂60，所述毂60与第二中间轴20B一体地形成；套筒61，所述套筒61经由在毂60上的花键配装；花键62，所述花键62与第六速度从动齿轮26一体地形成；和花键63，所述花键63与反向驱动从动齿轮29一体地形成。通过该布置，第四离合器S4能够在运行位置P6、运行位置PR和空档位置N中选择性地运行，所述运行位置P6用于设立第六速度变速档位，所述运行位置PR用于设立反向驱动变速档位，在所述空档位置N中从动齿轮26、29与第二中间轴20B分开。
用于设立作为直接驱动档位的第五速度变速档位的第三离合器S3包括：毂65，所述毂65与输出轴5一体地形成；套筒66，所述套筒66经由在毂65上的花键配装成能够相对于毂65沿轴向方向移动；和花键67，所述花键67与第一驱动轴10A一体地形成并且能够与套筒66的花键接合。通过该布置，套筒66可以朝着第一驱动轴10A移动以与花键67接合，使得第一驱动轴10A和输出轴5彼此联接成能够作为一个单元旋转。套筒66也可以移动到图1中所示的位置，使得第一驱动轴10A和输出轴5彼此分开。即，第三离合器S3能够在运行位置P5和空档位置N之间操作，所述运行位置P5用于设立第五速度变速档位，在所述空档位置N中第一驱动轴10A和输出轴5彼此分开。
驱动系统2A设有锁定离合器SL作为差动锁定机构，用于抑制动力分配机构6的元件的差动旋转。锁定离合器SL能够操作成在锁定状态和释放状态之间切换动力分配机构6，在所述锁定状态中，第一驱动轴10A和第二驱动轴10B彼此联接成能够作为一个单元旋转，以便抑制动力分配机构6的差动旋转，在所述释放状态中，允许动力分配机构6的差动旋转。当第一驱动轴10A和第二驱动轴10B通过锁定离合器SL彼此联接时，动力分配机构6的分别联接到第一驱动轴10A和第二驱动轴10B的架Cr和环形齿轮Rg以相同的速度旋转，因此，抑制了元件，即太阳齿轮Sn、环形齿轮Rg和架Cr的差动旋转。
锁定离合器SL采用传统的爪形离合器的形式，并且包括：毂70，所述毂70与第一驱动轴10A一体地形成；套筒71，所述套筒71经由在毂70上的花键配装成能够相对于毂70沿轴向方向移动；和花键72，所述花键72与第二驱动轴10B一体地形成并且能够与套筒71的花键接合。通过该布置，锁定离合器SL的套筒70可以朝着第二驱动轴10B移动以与花键72接合，使得第一驱动轴10A和第二驱动轴10B彼此联接成能够作为一个单元旋转，并且动力分配机构6切换到锁定状态。套筒71也可以移动到图1中所示的位置，使得第一驱动轴10A和第二驱动轴10B彼此分开，并且动力分配机构6切换到释放状态。即，锁定离合器SL能够在运行位置PL和空档位置N之间操作，所述运行位置PL用于将动力分配机构6放置在锁定状态中，所述空档位置N用于将动力分配机构6放置在释放状态中。
锁定离合器SL位于第二驱动轴10B的端部附近，并且设置在第一驱动轴10A和第四离合器S4之间作为切换离合器。即，锁定离合器SL和第四离合器S4定位成以便沿轴向方向观察时彼此重叠。因此，防止驱动系统2A的沿轴向方向测得的尺寸由于锁定离合器SL的增加而增大。如果锁定离合器SL位于动力分配机构6附近，则MG4周围的布置将复杂化。在这种情况下，将难以将MG4定位成与动力分配机构6重叠或围绕动力分配机构6，并且MG4将不得不定位在动力分配机构6的后面。通常，FR车辆的地板通道成形为使得其内部空间朝着车辆的后面变窄。考虑到地板通道的形状，有利的是，尽可能靠近车辆的前部地安装MG，这是因为由MG产生的扭矩与MG的半径的二次方到三次方成比例地增大。如果减小MG的半径，则必须增大MG的沿轴向方向测得的尺寸，以便提供与当MG的半径没有减小时提供的扭矩相同的扭矩。如从上面描述所理解的那样，锁定离合器SL位于远离动力分配机构6的向后的位置中，使得MG4可以安装在驱动系统2A的前面部分中(靠近车辆的前方)，由此能够减小MG4的轴向尺寸。
上述离合器SE、S1-S4、SL中的每个离合器均连接到一个致动器(未示出)，用于驱动相应的离合器。用于上面的离合器的致动器由电子控制单元(ECU)75操作，所述电子控制单元75设置为用于控制驱动系统2A的控制装置。致动器可以为电磁制动器或液压致动器的形式。ECU75操作致动器中的每个致动器以便根据特定逻辑控制离合器SE、S1-S4、SL中的每个离合器。ECU75根据离合器中的每个离合器的接合/脱离来控制MG4的运行，使得驱动系统2以许多不同的运行模式运行，通过使用不同驱动源的多个驱动模式和具有不同变速比的多个变速档位的组合提供该运行模式。
图2是指示了驱动系统2A的运行模式与各离合器的运行状态之间的对应的离合器接合表。在图2中，标记P1-P6、PR表示上述离合器S1-S4的运行位置，并且标记“X”表示S1-S4的空档位置或发动机离合器SE和锁定离合器SL的释放状态或脱离状态。标记“O”表示发动机离合器SE的接合状态或锁定离合器SL的锁定状态。标记“-”表示锁定离合器SL可以处于锁定状态或释放状态。在图2中以“第一-第二”、“第二-第三”等开头的行中，指示了在两个邻近的变速档位之间的转变或切换期间各离合器的运行状态。在特定的变速档位之间的转变期间的控制将稍后描述。
如图2所示，驱动系统2A布置成执行四个驱动模式，即EV模式、Eng模式、Eng+MG模式和CVT模式中选择的一个驱动模式。在EV模式中，驱动系统2A在不利用内燃发动机3的输出的情况下仅使用MG4作为驱动源来运行。在Eng模式中，驱动系统2A在不利用MG4的输出的情况下仅使用发动机3作为驱动源来运行。在Eng+MG模式中，使用发动机3和MG4这两者作为驱动源，同时动力分配机构6保持在锁定状态中。在CVT模式中，使用发动机3和MG4这两者作为驱动源，同时允许动力分配机构6的元件以差动形式(以不同速度和/或沿不同方向)旋转，并且MG4的运行控制在特定的变速档位中以便在从发动机3到输出轴5的范围上持续地改变变速比或传动比。在这些驱动模式中，EV模式、Eng模式和Eng+MG模式可以在变速档位(即第一速度变速档位到第六速度变速档位和反向驱动变速档位)中的每个变速档位中执行。在CVT模式中，通过控制动力分配机构6的环形齿轮Rg的输出来持续地改变传动比。因此，CVT模式可以在偶数标号的变速档位，即第二速度变速档位、第四速度变速档位和第六速度变速档位中执行，为此，驱动齿轮安装在与环形齿轮Rg一起旋转的第二驱动轴10B上。
参考图3到图10，将说明驱动模式中的每一个驱动模式。图3示出了一种动力传送路径，当驱动系统2A以第一档在EV模式中运行时通过该动力传送路径传送动力，并且图4是示出了驱动系统2A在第一档EV模式中的运行的列线图的一个示例。在图4的列线图中，“Eng”表示内燃发动机3，“MG”表示MG4，并且“Co”表示第一中间轴20A的中间齿轮31。同时，“驱动”表示与相关的变速档位(图4中的第一档)对应的驱动齿轮，并且“从动”表示与相关的变速档位(第一档)对应的从动齿轮。这些标记的含义适用于其他附图的列线图。
如图3所示，在仅使用MG4作为驱动源的EV模式中，发动机离合器SE放置在释放状态中，并且切断来自发动机3的动力传送。锁定离合器SL放置在锁定状态(运行位置PL)中，以便将MG4的动力经由动力分配机构6传送到第一驱动轴10A。因此，抑制了动力分配机构6的各元件(Sn、Rg、Cr)的差动旋转，并且这些元件作为一个单元以相同的速度旋转，如图4中所示。MG4的传送到第一驱动轴10A的动力被传送到第一速度驱动齿轮16。如图3中所示，将第一离合器S1操作到运行位置P1，使得与驱动齿轮16啮合的从动齿轮21联接到第一中间轴20A。因此，在通过由彼此啮合的驱动齿轮16和从动齿轮21组成的变速齿轮系41将转速减小之后，第一驱动轴10A的旋转传送到第一中间轴20A。第一中间轴20A的旋转输送到中间齿轮31，然后在输出轴5的速度被与中间齿轮31啮合的输出齿轮30改变之后传送到输出轴5。因此，在EV模式(第一档)中，MG4的动力经由通过图3中的粗线指示的动力传送路径传送到输出轴5。
图5示出了一种动力传送路径，当驱动系统2A以第一档在Eng模式中运行时通过该动力传送路径传送动力，并且图6是示出了驱动系统2A在第一档Eng模式中的运行的列线图的一个示例。如图5中所示，在仅使用发动机3作为驱动源的Eng模式中，发动机3的动力经由放置在接合状态中的发动机离合器SE传送到第一驱动轴10A。MG4停止，没有电力供应到MG4(参考图6)。在图5的情况中，锁定离合器SL放置在释放状态中以便减小发动机3的负载。然而，在电力将由MG4产生时，例如，锁定离合器SL可以放置在锁定状态中，使得发动机3的一部分动力用于驱动MG4。从第一驱动轴10A到输出轴5的动力传送以与EV模式中相同的方式实现。在Eng模式(第一档)中，发动机3的动力经由通过图5中的粗线指示的动力传送路径传送到输出轴5。
图7示出了一种动力传送路径，当驱动系统2A以第一档在Eng+MG模式中运行时通过该动力传送路径传送动力，并且图8是示出了驱动系统2A在第一档Eng+MG模式中的运行的列线图的一个示例。如图7中所示，在使用发动机3和MG4这两者作为驱动源同时动力分配机构6处于锁定状态的Eng+MG模式中，发动机离合器SE放置在接合状态中，并且锁定离合器SL放置在锁定状态中。因此，动力分配机构6的元件作为一个单元以相同的速度旋转，如图8中所示。由于第一驱动轴10A和第二驱动轴10B通过锁定离合器SL彼此联接，所以发动机3的动力和MG4的动力经由各驱动轴10A、10B组合并传送到第一速度驱动齿轮16。从第一驱动轴10A到输出轴5的动力传送以与EV模式中相同的方式实现。在Eng+MG模式(第一档)中，发动机3的动力和MG4的动力经由通过图5中的粗线指示的动力传送路径传送到输出轴5。
尽管参考图3至图8在上面已经说明了用于第一速度变速档位的EV模式、Eng模式和Eng+MG模式，但是除了从第一驱动轴10A或第二驱动轴10B到输出轴5的路径之外，用于其它变速档位的EV模式、Eng模式和Eng+MG模式与用于第一速度变速档位的EV模式、Eng模式和Eng+MG模式大致相同。在用于偶数标号的变速档位的Eng模式中，由于第二速度驱动齿轮、第四速度驱动齿轮和第六速度驱动齿轮安装在第二驱动轴10B上，所以锁定离合器SL需要放置在锁定状态中(参考图2和图5)。
下面，将说明在偶数标号的变速档位中执行的CVT模式。图9示出了一种动力传送路径，当驱动系统2A以第二档在CVT模式中运行时通过该动力传送路径传送动力，并且图8是示出了驱动系统2A在第二档CVT模式中的运行的列线图的一个示例。如图9中所示，在通过动力分配机构6将发动机3的动力和MG4的动力组合的CVT模式中，锁定离合器SL放置在释放状态或者脱离状态中，使得动力分配机构6的元件以差动形式旋转，并且发动机离合器SE放置在接合状态中，以便发动机3的动力引入到动力分配机构6中。因此，发动机3的动力和MG4的动力在CVT模式中经由通过图9中的粗线指示的动力传送路径传送到输出轴5。如图10中所示，作为输出元件的环形齿轮Rg的转速可以通过控制MG4来按需地控制，以便在从发动机3到中间齿轮31的范围上的传动比可以持续地改变，同时传动机构7保持在第二速度变速档位中(即传动装置的变速比固定为第二档)。在作为偶数标号变速档位的除第二档之外的第四档和第六档中，除了从第二驱动轴10B到输出轴5的路径之外，动力在CVT模式中经过与图9中示出的第二档的情况中的动力传送路径相同的动力传送路径传送。
下面，将参考图1和图11A至图11E描述驱动系统2A在档位切换期间的运行。图11A至图11E是图示了驱动系统2A在Eng+MG模式中在从第一档到第二档加档期间的运行情形的列线图。图11A图示了锁定离合器SL放置在释放状态或者脱离状态并且MG4停止的情形。在该情形中，发动机3的扭矩直接施加到第一驱动轴10A。在这种情况下，第二驱动轴10B与环形齿轮Rg一起旋转，并且第二离合器S2处于空挡位置N；因此，第二速度从动齿轮23的转速与第一速度从动齿轮21的转速不一致。
然后，执行用于使第二速度从动齿轮23和第一速度从动齿轮21的转速彼此相等的同步控制，如图11B中所示。在同步控制中，MG4的运行控制成使得第二速度从动齿轮22的转速变成等于联接到第一中间轴20A的第一速度从动齿轮21的转速。换句话说，第二离合器S2和第一离合器S1彼此形成同步。在同步控制的完成时，第二离合器S2的套筒56的转速变成等于花键57的转速；因此，将第二离合器S2操作到运行位置P2，用于设立第二速度变速档位，同时第一离合器S1保持在运行位置P1。图11C图示了所谓的扭矩阶段，其中第一离合器S1的传动扭矩从图11B的情形减小，并且扭矩的减小部分传递到第二离合器S2。在这种情况下，MG4承受发动机3的扭矩反作用力，以便快速完成扭矩从第一离合器S1到第二离合器S2的传递。
图11D图示了所谓的惯性阶段，其中在完成到第二离合器S2的扭矩传递之后将第一离合器S1操作到空挡位置N，从而减小发动机3和MG4的转速。在这种情况下，经过释放或脱离第一离合器S1来减小发动机3和MG4的转速直到动力分配机构6的元件的转速变成彼此相等。图11E图示了在动力分配机构6的元件的转速变成彼此相等的时刻锁定离合器SL从释放状态切换到锁定(接合)状态的情形。因此，实现了在Eng+MG模式中第一档到第二档的加档。上述运行适用于其他档的切换。对于减档来说，将上述过程颠倒。
驱动系统2A布置成以具有最小变速比的第六速度变速档位执行上述CVT模式。该布置的优点将参考图12和图13来说明。图12中，竖直轴表示发动机扭矩并且水平轴表示发动机速度，该图12是示出了发动机最优运行线、最大扭矩线和等功率线的说明性视图。
通常，当发动机3的运行点位于发动机最优运行线上时，内燃发动机3以最高效率运行。然而，由于运行点是由所选择的变速档位的变速比确定的，所以当变速比逐级变化(即变速比不是连续变化的)时，运行点不能够总是位于发动机最优运行线上。因此，将变速比设定成使得运行点变得与发动机最优运行线尽可能接近。例如，当车辆速度为大约120km/h时，发动机最优运行线位于低速侧，如图12所示。因此，如果将最高变速档位(具有最小变速比)的变速比设定为较小值(高速档的)以便在上面所表示的车辆速度处尽可能多地减小发动机速度，则提高了燃料效率(燃料经济性)。然而，应当注意，如果最高档的变速比简单地设定为较小值(高速档的)，则减小了由图12中所示的最大扭矩与运行点之间的宽度代表的过量驱动力Pt。因此，如果以上述方式设定变速比，则由于过量驱动力Pt的不足，需要频繁地发生减档，并因此难以通过减小最高档的变速比来实现减小发动机速度，并难以提高可驾驶性。
由于该实施例的驱动系统2A布置成在作为最高档的第六速度变速档位中执行CVT模式，所以能够实现减小发动机速度和提高可驾驶性这两者。图13是图示了驱动系统2A以第六档在CVT模式中的运行的列线图的一个示例。如图13所示，MG4的转速控制成大致为零，以便发动机速度可以减小到比在Eng模式中所提供的发动机速度Nc低Δ。即，能够得到与当第六档的变速比减小(高速档的)时所得到的效果大致相同的效果，同时保持与在Eng模式的情况中的车辆速度相同的车辆速度。同时，因为MG4的输出大致为零，所以与MG4相关联的损耗是小的。因此可能的是，在不减小(高速档化)第六档的传动比的情况下实现减小发动机速度，同时在同一时间实现提高可驾驶性。
根据驱动系统2A的基本换挡进度表，基于车辆速度和制动器踏板位置，以与已知技术大致相同的方式将驱动系统2A切换到适当的变速档位。然而，当在设立作为超速驱动变速档位的第六速度变速档位的同时车辆速度变成等于或高于指定值时，控制驱动系统2A减档到作为直接驱动变速档位的第五速度变速档位。用于以此方式控制驱动系统2A的控制程序储存在ECU75中，并且在适当的时刻被读取并重复执行。通过执行例行程序，基于从车辆速度传感器(未示出)接收到的信息，ECU75确定在以第六档行驶期间车辆速度是否变得等于或高于指定值，并且当车辆速度变成等于或高于指定值(例如160km/h)时操作适合的离合器和MG4将变速档位从第六档切换到第五档。因此，ECU75用作根据本发明的控制装置的一个示例。
将参考图14说明为什么实现如上所述的减档的原因。竖直轴表示发动机扭矩并且水平轴表示发动机速度的图14是示出了发动机最优运行线、第六档发动机运行线(点)和第五档发动机运行线(点)的说明性视图。如图14中所示，由于当车辆速度在等于或高于160km/h的高车辆速度范围中时发动机最优运行线位于高发动机速度区域中，所以最优变速比在比适用于大约120km/h车辆速度的变速比稍低的侧(即比适用于大约120km/h车辆速度的变速比稍大)。因此，当以第六档行驶期间车辆速度增大并进入高车辆速度范围时，对于驱动系统2A来说，更有效的是减档到第五速度变速档位，而不是保持在第六速度变速档位中。此外，由于第五速度变速档位是在不涉及任何变速齿轮系的情况下设立的直接驱动变速档位，所以能够减小由于齿轮的齿的接合导致的损耗，导致提高了燃料经济性。由于由齿轮接合导致的损耗与扭矩成比例地增大，所以通过在高车辆速度范围中选择第五速度变速档位作为直接驱动档位来提供最大的优势。
接着，将参考图15和图16描述根据本发明的第二实施例的驱动系统。在第二实施例中，将使用与第一实施例中使用的附图标记相同的附图标记用于标识相同的或相应的组成元件，将不提供该组成元件的任何另外的说明。图15概略地图示了采用第二实施例的驱动系统的车辆1。第二实施例的特征在于，驱动系统提供七个向前驱动变速档位，同时与第一实施例相比，避免沿轴向方向测得的系统尺寸的增大。
驱动系统2B包括传动机构77，所述传动机构77提供多个变速档位，包括七个向前驱动变速档位和一个反向驱动变速档位。由传动机构77设立的七个向前驱动变速档位是第一速度变速档位、第二速度变速档位、第三速度变速档位、第四速度变速档位、第五速度变速档位、第六速度变速档位和第七速度变速档位(其也可以称为“第一档”、“第二档”、“第三档”、“第四档”、“第五档”、“第六档”和“第七档”)，上述这些变速档位按从动力分配机构6到输出轴5的范围上的变速比或传动比减小的顺序逐级地设定。在这些变速档位中，第七速度变速档位是通过在不涉及任何变速齿轮系的情况下将第一驱动轴10A直接联接到输出轴5而设立的直接驱动档位，并且该档位的变速比等于1。
用于在第一档和倒档中共用的驱动齿轮16以及用于在第三档和第五档中共用的驱动齿轮17安装在第一驱动轴10A上。驱动齿轮16、17在传动机构77中的位置与第一实施例的位置相反。与第一实施例类似，用于在第二档中使用的驱动齿轮18以及用于在第四档和第六档中共用的驱动齿轮19安装在第二驱动轴10B上。
与相应的驱动齿轮16-19啮合的从动齿轮21-24可旋转地安装在第一中间轴20A上。与安装在第一驱动轴10A上的驱动齿轮17啮合的从动齿轮25、与安装在第二驱动轴10B上的驱动齿轮19啮合的从动齿轮26和用于在倒档中使用的从动齿轮29可旋转地安装在第二中间轴20B上。从动齿轮29经由中间齿轮33与安装在第一驱动轴10A上的驱动齿轮16啮合。
安装在驱动轴10A、10B和中间轴20A、20B上的齿轮的适当组合彼此接合，以便提供具有不同变速比的多个变速齿轮系。在第二实施例中，变速齿轮系如下地构造。提供第一速度变速档位的变速齿轮系41由设置在第一驱动轴10与第一中间轴20A之间的齿轮16、21组成，并且提供第二速度变速档位的变速齿轮系42由设置在第二驱动轴10B与第一中间轴20A之间的齿轮18、22组成，然而提供第三速度变速档位的变速齿轮系43由设置在第一驱动轴10A与第一中间轴20A之间的齿轮17、23组成，并且提供第四速度变速档位的变速齿轮系44由设置在第二驱动轴10B与第一中间轴20A之间的齿轮19、24组成。提供第五速度变速档位的变速齿轮系45由设置在第一驱动轴10A与第二中间轴20B之间的齿轮17、25组成，并且提供第六速度变速档位的变速齿轮系46由设置在第二驱动轴10B与第二中间轴20B之间的齿轮19、26组成。提供反向驱动变速档位的变速齿轮系50由设置在第一驱动轴10A与第二中间轴20B之间的齿轮16、33、29组成。第七速度变速档位是直接驱动变速档位，其中，在没有变速齿轮系介于第一驱动齿轮10A与输出轴5之间的情况下将第一驱动齿轮10A直接联接到输出轴5。
与其它的变速齿轮系相比，提供第一速度变速档位的变速齿轮系41位于最远离发动机3的位置处。由于第一速度变速档位具有最大的变速比，所以大扭矩施加到驱动齿轮16。当与其它的变速齿轮系相比位于最远离发动机3的变速齿轮系41支撑在第一驱动轴10A的远离发动机3的端部上。因此，与第一速度变速齿轮系支撑在靠近第一驱动轴10A的中间的位置处的情况相比，能够抑制第一驱动轴10A的偏转。在这种情况下，第一驱动轴10A是根据本发明的驱动轴的一个示例，并且第一中间轴20A是根据本发明的中间轴的一个示例。
传动机构77包括第一离合器T1、第二离合器T2、第三离合器T3和第四离合器T4，用于将从动齿轮21-26、29选择性地联接到相应的中间轴20A、20B，以便动力从动力分配机构6经由介于动力分配机构6与输出轴5之间的变速齿轮系41-46、50中选出的一个变速齿轮系传送到输出轴5。传动机构77还包括第五离合器T5，所述第五离合器T5适于将第一驱动轴10A与输出轴5连接，以便设立作为直接驱动档位的第七速度变速档位，或者将第一驱动轴10A与外部轴5分开。离合器T1-T5中的每一个离合器均采用传统的爪形离合器的形式，并且具有与第一实施例中的离合器S1和其它离合器中的组成元件类似的组成元件。虽然没有用附图标记在图中示出，但是作为离合器T1-T5中的每一个离合器的组成元件，离合器T1-T5中的每一个离合器均具有：毂，所述毂与中间轴或驱动轴一体地旋转；套筒，所述套筒经由在毂上的花键配装；和花键，所述花键与套筒的花键接合并且与相应的从动齿轮一体地旋转。
第一离合器T1设置在第一速度从动齿轮21与第三速度从动齿轮23之间，并且能够在运行位置P1、运行位置P3和空档位置N中选择性地运行，所述运行位置P1用于设立第一速度变速档位，所述运行位置P3用于设立第三速度变速档位，在所述空档位置N中从动齿轮21、23与第一中间轴20A分开。第二离合器T2设置在第二速度从动齿轮22与第四速度从动齿轮24之间，并且能够在运行位置P2、运行位置P4和空档位置N中选择性地运行，所述运行位置P2用于设立第二速度变速档位，所述运行位置P4用于设立第四速度变速档位，在所述空档位置N中从动齿轮22、24与第一中间轴20A分开。第三离合器T3设置在第五速度从动齿轮25与反向驱动从动齿轮29之间，并且能够在运行位置P5、运行位置PR和空档位置N中选择性地运行，所述运行位置P5用于设立第五速度变速档位，所述运行位置PR用于设立反向驱动变速档位，在所述空档位置N中从动齿轮25、29与第二中间轴20B分开。第四离合器T4定位成与第六速度从动齿轮26相邻，并且能够在运行位置P6和空档位置N中选择性地运行，所述运行位置P6用于设立第六速度变速档位，在所述空档位置N中从动齿轮26与第二中间轴20B分开。适于设立作为直接驱动变速档位的第七速度变速档位的第五离合器T5能够在运行位置P7和空档位置N中选择性地运行，所述运行位置P7用于将第一驱动轴10A联接到输出轴5以便设立第七速度变速档位，所述空档位置N用于将第一驱动轴10A与输出轴5分开。如第一实施例中的那样，离合器T1-T5由ECU75根据特定逻辑控制。同时，发动机离合器SE和锁定离合器SL由ECU75以与第一实施例中相同的方式控制。因此，与第一实施例相似，第二实施例的驱动系统2B能够以图16的离合器接合表中表示的许多不同的运行模式运行，并且产生与第一实施例中提供的效果大致相同的效果。图16的离合器接合表将以与第一实施例的图2中的离合器接合表相同的方式解释。
接着，将参考图17和图18描述根据本发明的第三实施例的驱动系统。在第三实施例中，将使用与第一实施例和第二实施例中使用的附图标记相同的附图标记用于标识相同的或相应的组成元件，将不提供该相同或相应的组成元件的另外的说明。图17概略地图示了采用第三实施例的驱动系统的车辆。第三实施例的特征在于，驱动系统提供八个向前驱动变速档位，同时与第一实施例的相比，避免系统沿轴向方向测得的尺寸的增大。
驱动系统2C包括传动机构87，所述传动机构87提供多个变速档位，包括八个向前驱动变速档位和一个反向驱动变速档位。由传动机构87设立的八个向前驱动变速档位是第一速度变速档位、第二速度变速档位、第三速度变速档位、第四速度变速档位、第五速度变速档位、第六速度变速档位、第七速度变速档位和第八速度变速档位(其也可以称为“第一档”、“第二档”、“第三档”、“第四档”、“第五档”、“第六档”、“第七档”和“第八档”)，上述这些变速档位按从动力分配机构6到输出轴5的范围上的变速比或传动比减小的顺序逐级地设定。在这些变速档位中，第七速度变速档位是通过在不涉及任何变速齿轮系的情况下将第一驱动轴10A直接联接到输出轴5而设立的直接驱动档位，并且该档位的变速比等于1。
用于在第一档和倒档中共用的驱动齿轮16以及用于在第三档和第五档中共用的驱动齿轮17安装在第一驱动轴10A上。用于在第二档和第四档中共用的驱动齿轮18以及用于在第六档和第八档中共用的驱动齿轮19安装在第二驱动轴10B上。
与相应的驱动齿轮16、18、17、19啮合的从动齿轮21、22、23、26可旋转地安装在第一中间轴20A上。同时，与相应的驱动齿轮16、18、17、19啮合的从动齿轮29、24、25、28可旋转地安装在第二中间轴20B上。
安装在驱动轴10A、10B和中间轴20A、20B上的齿轮的适当组合彼此接合，以便提供具有不同变速比的多个变速齿轮系。在第三实施例中，变速齿轮系如下地构造。提供第一速度变速档位的变速齿轮系41由设置在第一驱动轴10与第一中间轴20A之间的齿轮16、21组成，并且提供第二速度变速档位的变速齿轮系42由设置在第二驱动轴10B与第一中间轴20A之间的齿轮18、22组成，然而提供第三速度变速档位的变速齿轮系43由设置在第一驱动轴10A与第一中间轴20A之间的齿轮17、23组成，并且提供第四速度变速档位的变速齿轮系44由设置在第二驱动轴10B与第二中间轴20B之间的齿轮18、24组成。提供第五速度变速档位的变速齿轮系45由设置在第一驱动轴10A与第二中间轴20B之间的齿轮17、25组成，并且提供第六速度变速档位的变速齿轮系46由设置在第二驱动轴10B与第一中间轴20A之间的齿轮19、26组成，然而提供第八速度变速档位的变速齿轮系48由设置在第二驱动轴10B与第二中间轴20B之间的齿轮19、28组成。第七速度变速档位是直接驱动变速档位，其中在没有变速齿轮系介于第一驱动轴10A与输出轴5之间的情况下将第一驱动轴10A直接联接到输出轴5。提供反向驱动变速档位的变速齿轮系50由设置在第一驱动轴10A与第二中间轴20B之间的齿轮16、33、29组成。与其它的变速轮系相比，提供第一速度变速档位的变速齿轮系41定位成最远离发动机3，因此提供与第二实施例中提供的效果一样的效果。
传动机构87包括第一离合器U1、第二离合器U2、第三离合器U3和第四离合器U4，用于将从动齿轮21-26、28、29选择性地联接到相应的中间轴20A、20B，以便动力从动力分配机构6经由介于动力分配机构6与输出轴5之间的变速齿轮系41-46、50中选出的一个变速齿轮系传送到输出轴5。传动机构87还包括第五离合器U5，所述第五离合器U5适于将第一驱动轴10A与输出轴5连接，以便设立作为直接驱动档位的第七速度变速档位，或者将第一驱动轴10A与外部轴5分开。离合器T1-T5中的每一个离合器均采用传统的爪形离合器的形式，并且具有与第一实施例中的离合器S1和其它离合器的组成元件类似的组成元件。
第一离合器U1设置在第一速度从动齿轮21与第三速度从动齿轮23之间，并且能够在运行位置P1、运行位置P3和空档位置N中选择性地运行，所述运行位置P1用于设立第一速度变速档位，所述运行位置P3用于设立第三速度变速档位，在所述空档位置N中从动齿轮21、23与第一中间轴20A分开。第二离合器U2设置在第二速度从动齿轮22与第六速度从动齿轮26之间，并且能够在运行位置P2、运行位置P6和空档位置N中选择性地运行，所述运行位置P2用于设立第二速度变速档位，所述运行位置P6用于设立第六速度变速档位，在所述空档位置N中从动齿轮22、26与第一中间轴20A分开。第三离合器U3设置在第四速度从动齿轮24与第八速度从动齿轮28之间，并且能够在运行位置P4、运行位置P8和空档位置N中选择性地运行，所述运行位置P4用于设立第四速度变速档位，所述运行位置P8用于设立第八速度变速档位，在所述空档位置N中从动齿轮24、28与第二中间轴20B分开。第四离合器U4设置在第五速度从动齿轮25与反向驱动从动齿轮29之间，并且能够在运行位置P5、运行位置PR和空档位置N中选择性地运行，所述运行位置P5用于设立第五速度变速档位，所述运行位置PR用于设立反向驱动变速档位，在所述空档位置N中从动齿轮25、29与第二中间轴20B分开。适于设立作为直接驱动档位的第七速度变速档位的第五离合器U5能够在运行位置P7和空档位置N中运行，所述运行位置P7用于将第一驱动轴10A联接到输出轴5以便设立第七速度变速档位，所述空档位置N用于将第一驱动轴10A与输出轴5分开。
离合器U1-U5由ECU75根据特定逻辑控制，如第一实施例中的那样。同时，发动机离合器SE和锁定离合器SL由ECU75以与第一实施例中相同的方式控制。因此，与第一实施例相似，第三实施例的驱动系统2C能够以图18的离合器接合表中表示的许多不同的运行模式运行，并且产生与第一实施例中提供的效果大致相同的效果。将以与第一实施例的图2的离合器接合表相同的方式解释图18的离合器接合表。在第八速度变速档位对应于超速驱动变速档位的第三实施例中，当在以第八档行驶期间车辆速度变得等于或高于指定值时，ECU75可以控制驱动系统以便将传动装置从第八速度变速档位减档到作为直接驱动变速档位的第七速度变速档位。在这种情况下，ECU75起根据本发明的控制装置的一个示例的作用。
应当理解的是，本发明不限于上述实施例，而是可以在本发明的范围内以多种形式实施。上述的动力分配机构和传动机构的布置或构造仅是其示例，并且可以更改成其它的结构上等效的形式。同时，可以改变连接动力分配机构和传动机构的旋转元件的方式。

Claims (13)

1.一种车辆的驱动系统，其特征在于包括：
内燃发动机；
电动机；
输出构件，所述输出构件将动力输送到所述车辆的驱动轮；
差动机构，所述差动机构包括能够彼此相对差动旋转的第一元件、第二元件和第三元件，所述内燃发动机联接到所述第一元件，所述电动机连接到所述第二元件；
传动机构，所述传动机构设立多个变速档位，通过在变速齿轮系中切换和在不涉及任何所述变速齿轮系的情况下将所述第一元件联接到所述输出构件，按从所述差动机构到所述输出构件的范围上的变速比减小的顺序逐级地设定所述多个变速档位，所述变速齿轮系介于所述差动机构的所述第一元件或所述第三元件与所述输出构件之间，用于将动力从所述第一元件或所述第三元件传送到所述输出构件；以及
差动锁定机构，所述差动锁定机构在锁定状态和释放状态之间切换所述差动机构，在所述锁定状态中，所述差动机构的所述第一元件、所述第二元件和所述第三元件中选出的两个元件彼此联接以便抑制差动旋转，在所述释放状态中，取消对所述差动旋转的抑制。
2.根据权利要求1所述的驱动系统，其特征在于：
所述传动机构的所述多个变速档位包括直接驱动变速档位和超速驱动变速档位，通过在不涉及任何所述变速齿轮系的情况下将所述第一元件联接到所述输出构件来设立所述直接驱动变速档位，所述超速驱动变速档位具有比所述直接驱动变速档位的变速比小的变速比；并且
还设置换挡控制装置，用于当在设立所述超速驱动变速档位的同时车辆速度变成等于或高于指定值时，控制所述传动机构以便使所述传动机构从所述超速驱动变速档位换到所述直接驱动变速档位。
3.根据权利要求1或2所述的驱动系统，其特征在于：
所述传动机构包括：第一驱动轴，所述第一驱动轴与所述第一元件一起旋转；中空的第二驱动轴，所述第二驱动轴绕所述第一驱动轴同轴设置，并且与所述第三元件一起旋转；以及中间轴，所述中间轴设置成与所述第一驱动轴和所述第二驱动轴平行，并且设置有中间齿轮，用于将动力传送到所述输出构件；并且
所述变速齿轮系中的一个变速齿轮系设置在所述第一驱动轴与所述中间轴之间，上述一个变速齿轮系提供所述多个变速档位中具有最大变速比的一个变速档位。
4.根据权利要求1或2所述的驱动系统，其特征在于：
所述传动机构包括：第一驱动轴，所述第一驱动轴与所述第一元件一起旋转；中空的第二驱动轴，所述第二驱动轴绕所述第一驱动轴同轴设置，并且与所述第三元件一起旋转；中间轴，所述中间轴设置成与所述第一驱动轴平行，并且设置有中间齿轮，用于将动力传送到所述输出构件；以及离合器，所述离合器径向地设置在所述第二驱动轴的外部，并且将提供所述多个变速档位的所述变速齿轮系可选择地联接到所述中间轴；并且
所述差动锁定机构通过使所述第一驱动轴和所述第二驱动轴彼此联接而将所述差动机构放置在所述锁定状态中，并且所述差动锁定机构设置在所述第一驱动轴与所述离合器中的一个离合器之间。
5.根据权利要求4所述的驱动系统，其特征在于：
所述电动机包括定子和转子，所述转子与所述定子同轴设置并且具有径向形成在所述转子的内部的空间；
所述差动机构放置在径向形成在所述转子的内部的所述空间中；并且
所述差动锁定机构位于在轴向方向上远离所述差动机构的位置处。
6.根据权利要求1或2所述的驱动系统，其特征在于：
所述传动机构包括：驱动轴，动力从所述差动机构传送到所述驱动轴；以及第一中间轴和第二中间轴，所述第一中间轴和第二中间轴设置成与所述驱动轴平行，并且将所述驱动轴的动力传送到所述输出构件；并且
第一变速齿轮系与第二变速齿轮系在与所述驱动轴的轴向方向垂直的方向上彼此对齐，所述第一变速齿轮系设置在所述驱动轴和所述第二中间轴之间，用于设立具有最小变速比的变速档位，所述第二变速齿轮系设置在所述驱动轴与所述第一中间轴之间，用于设立具有比所述第一变速齿轮系的变速比大两级的变速比的变速档位。
7.根据权利要求1或2所述的驱动系统，其特征在于：
所述传动机构包括：驱动轴，动力从所述差动机构传送到所述驱动轴；和中间轴，所述中间轴设置成与所述驱动轴平行，并且将所述驱动轴的动力传送到所述输出构件；并且
作为所述变速齿轮系中的一个的变速齿轮系位于最远离所述内燃发动机的位置处，作为所述变速齿轮系中的一个的上述变速齿轮系设置在所述驱动轴和所述中间轴之间，并且提供具有最大变速比的变速档位。
8.根据权利要求1或权利要求2所述的驱动系统，其特征在于：
所述传动机构包括：驱动轴，动力从所述差动机构传送到所述驱动轴；以及第一中间轴和第二中间轴，所述第一中间轴和第二中间轴设置成与所述驱动轴平行，并且将所述驱动轴的动力传送到所述输出构件；并且
包括最大变速比的变速齿轮系设置在所述驱动轴和所述第一中间轴之间，并且提供反向驱动变速档位的变速齿轮系设置在所述驱动轴和所述第二中间轴之间，从而所述变速齿轮系定位成在与所述驱动轴的轴向方向垂直的方向上彼此对齐。
9.根据权利要求6或8所述的驱动系统，其特征在于：
所述传动机构包括变速齿轮系，所述变速齿轮系设置在所述驱动轴和所述第一中间轴之间，并且提供具有第二最大变速比的变速档位。
10.根据权利要求1所述的驱动系统，其特征在于：
所述传动机构的所述多个变速档位中具有最小变速比的一个变速档位是直接驱动变速档位，通过在不涉及任何所述变速齿轮系的情况下将所述第一元件联接到所述输出构件来设立所述直接驱动变速档位；
所述传动机构包括：驱动轴，动力从所述差动机构传送到所述驱动轴；以及第一中间轴和第二中间轴，所述第一中间轴和第二中间轴设置成与所述驱动轴平行，并且将所述驱动轴的动力传送到所述输出构件；并且
所述传动机构包括：具有最大变速比并且设置在所述驱动轴和所述第一中间轴之间的变速齿轮系；和设置在所述驱动轴和所述第二中间轴之间并且提供反向驱动变速档位的变速齿轮系，所述变速齿轮系在与所述驱动轴的轴向方向垂直的方向上彼此对齐。
11.根据权利要求10所述的驱动系统，其特征在于：
所述传动机构包括：变速齿轮系，所述变速齿轮系设置在所述驱动轴与所述第二中间轴之间，并且提供具有比所述直接驱动变速档位的变速比大一级的变速比的变速档位；和第二变速齿轮系，所述第二变速齿轮系设置在所述驱动轴与所述第一中间轴之间，并且提供具有比所述变速齿轮系的变速比大两级的变速比的变速档位，所述变速齿轮系在与所述驱动轴的轴向方向垂直的方向上彼此对齐。
12.根据权利要求11所述的驱动系统，其特征在于：
所述传动机构包括变速齿轮系，所述变速齿轮系设置在所述驱动轴和所述第一中间轴之间，并且提供具有第二最大变速比的变速档位。
13.根据权利要求1或2所述的驱动系统，其特征在于：
所述传动机构包括：驱动轴，动力从所述差动机构传送到所述驱动轴；以及第一中间轴和第二中间轴，所述第一中间轴和第二中间轴设置成与所述驱动轴平行，并且将所述驱动轴的动力传送到所述输出构件；并且
提供不同变速档位的所述变速齿轮系包括提供不同变速档位的至少一对变速齿轮系，所述至少一对变速齿轮系中的每对变速齿轮系在与所述驱动轴的轴向方向垂直的方向上彼此对齐，从而所述对变速齿轮系每对中的一个变速齿轮系设置在所述驱动轴和所述第一中间轴之间，并且所述对变速齿轮系每对中的另一个变速齿轮系设置在所述驱动轴和所述第二中间轴之间。
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