CN102245418A - 前后轮驱动车辆的动力传递装置 - Google Patents

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Abstract

构成前后轮动力分配装置(14)的分配用行星齿轮装置(24)的齿圈(CR)与差动输出部件(22)连接，行星齿轮架(CCA)连接于后轮侧，太阳齿轮(CS)连接于前轮侧，并且，在后轮侧的动力传递路径上配置有能够从减速侧变速比变速至增速侧变速比的自动变速器(30)。在高速行驶时，当设为增速侧变速比时，后轮侧的变速比γr小于前轮侧的变速比γf，通过使差动输出部件(22)的转速下降，驱动第一电动发电机(MG1)向反转方向旋转的能量循环得以抑制，能量转换效率提高。在加速行驶时，当设为减速侧变速比时，后轮侧的变速比γr大于前轮侧的变速比γf，通过使差动输出部件(22)的转速上升，容许发动机转速(NE)上升，动力性能提高。

Description

前后轮驱动车辆的动力传递装置
技术领域
本发明涉及具有电气式差动部的前后轮驱动车辆的动力传递装置，特别涉及改善高速行驶时的燃耗及加速行驶时的动力性能的技术。
背景技术
提出了具有如下装置的前后轮驱动车辆：(a)电气式差动部，通过对以能够传递动力的方式与差动机构的旋转要素连接的第一旋转机的运转状态进行控制，控制差动输入部件的转速和差动输出部件的转速之间的差动状态；(b)第二旋转机，以能够对前后轮的至少一方传递动力的方式配置；(c)前后轮动力分配装置，包括输入旋转要素、与前后轮的一方的第一车轮运转地连接的第一输出旋转要素、及与前后轮的另一方的第二车轮运转地连接的第二输出旋转要素这三个旋转要素，将从上述差动输出部件输入到该输入旋转要素的动力分配给那些第一输出旋转要素和第二输出旋转要素(参照专利文献1)。
图14(a)中表示概要构成(构架图)的混合动力车辆的动力传递装置100是其一个例子，具备电气式差动部102及前后轮动力分配装置104。电气式差动部102具备单小齿轮型差动用行星齿轮装置106作为差动机构，在该差动用行星齿轮装置106的行星齿轮架SCA上，经由作为差动输入部件的差动输入轴108等连接有用作主驱动力源的发动机110。另外，在太阳齿轮SS上连接有第一电动发电机MG1作为第一旋转机，在齿圈SR上一体地连接有差动输出部件112。前后轮动力分配装置104以双小齿轮型的分配用行星齿轮装置114为主体而构成，该分配用行星齿轮装置114的齿圈CR为输入旋转要素，一体地连接于上述差动输出部件112。另外，太阳齿轮CS为第一输出旋转要素，经由后轮侧输出轴116等，运转地连接于后轮，行星齿轮架CCA为第二输出旋转要素，经由前轮侧输出齿轮118等，运转地连接于前轮。在后轮侧输出轴116上，可传递动力地连接有第二电动发电机MG2作为第二旋转机。
而且，这种动力传递装置100如能够在直线上表示电气式差动部102的各部转速的图15的列线图所示，考虑燃耗等，控制发动机转速NE即差动输入轴108的转速，并且对第一电动发电机MG1进行再生控制，以达到根据差动输出部件112的转速即车速V而定的规定的转速NMG1。另外，通过用由该第一电动发电机MG1的再生控制得到的电能对第二电动发电机MG2进行动力运行控制，对后轮侧附加辅助转矩，发动机负荷相应地降低。图15的列线图中的各旋转要素(SS、SCA、SR)的间隔的比率根据差动用行星齿轮装置106的传动比(＝太阳齿轮的齿数/齿圈的齿数)ρS而定。图15还是也一并表示与前后轮动力分配装置104有关的列线图的图，“Rr”为后轮侧输出轴116的转速即太阳齿轮CS的转速，“Fr”为前轮侧输出齿轮118的转速即行星齿轮架CCA的转速，在该例中，从后轮侧输出轴116到后轮的变速比和从前轮侧输出齿轮118到前轮的变速比相同，表示了那些转速相等的情况。就该前后轮动力分配装置104而言，包含齿圈CR的三个旋转要素的间隔的比率也根据分配用行星齿轮装置114的传动比ρC而定。
专利文献1：日本特开2004-114944号公报
发明内容
但是，在这种现有动力传递装置中，在高速行驶时，会产生能量循环，能量转换效率(燃耗等)下降，或者在加速行驶时，差动输入部件的转速受限制而动力性能受制约等，尚有改善的余地。即，当对图14的动力传递装置100进行具体说明时，随着车速V上升，第一电动发电机MG1的转速NMG1下降，如图16(a)中实线所示，当使其反转时，需要对其第一电动发电机MG1进行动力运行控制，并且在通过第二电动发电机MG2的再生控制来回收此时的电能的情况下，从发动机110传递到第二电动发电机MG2的动力转换为电能，用其电能对位于上游侧的电气式差动部102的第一电动发电机MG1进行动力运行控制，因此在此期间会产生能量循环，能量转换效率变差。另外，在起步时等加速行驶时，如图16(b)中实线所示，第一电动发电机MG1的转速NMG1上升，但其转速NMG1有时因防止蓄电装置的过充电等而被限制到规定的容许最大转速NMG1max以下，由此，发动机转速NE的上升受制约，有可能得不到充分的输出。
另一方面，尚不是众所周知，例如图14(b)所示的动力传递装置120，考虑在上述动力传递装置100的后轮侧配置自动变速器122。而且，在能够从该自动变速器122的变速比大于1的减速侧变速比到小于1的增速侧变速比进行选择的情况下，在高速行驶时，当变速比小于1时，后轮用输出轴116的转速下降，另一方面，在加速行驶时，当变速比大于1时，后轮用输出轴116的转速上升。因此，该情况的列线图在图16(a)、(b)中分别用虚线表示，高速行驶时的能量循环降低，并且加速行驶时的发动机转速NE的上升制约得以缓和，但差动输出部件112的转速即齿圈SR的转速在高速行驶时比后轮用输出轴116(太阳齿轮CS)的转速高，且在加速行驶时比后轮用输出轴116(太阳齿轮CS)的转速低，因此不一定能够得到充分满足，希望进行进一步的改进。
本发明是以上述的情况为背景而开发的，其目的在于，在具有电气式差动部的前后轮驱动车辆的动力传递装置中，抑制高速行驶时的能量循环而使能量转换效率进一步提高，或者，进一步缓和加速行驶时的差动输入部件的转速制约而得到优异的动力性能。
为了实现这种目的，第一发明提供一种前后轮驱动车辆的动力传递装置，具有：(a)电气式差动部，通过对以能够传递动力的方式与差动机构的旋转要素连接的第一旋转机的运转状态进行控制，来控制差动输入部件的转速和差动输出部件的转速之间的差动状态；(b)第二旋转机，以能够对前后轮中的至少一方传递动力的方式配置；(c)前后轮动力分配装置，包括输入旋转要素、与前后轮的一方的第一车轮运转地连接的第一输出旋转要素、及与前后轮的另一方的第二车轮运转地连接的第二输出旋转要素这三个旋转要素，将从所述差动输出部件输入到该输入旋转要素的动力分配给该第一输出旋转要素和该第二输出旋转要素，所述前后轮驱动车辆的动力传递装置的特征在于，(d)所述前后轮动力分配装置构成为，在能够在直线上表示所述三个旋转要素的转速的列线图上，从一端朝向另一端依次为所述输入旋转要素、所述第一输出旋转要素、所述第二输出旋转要素，并且，(e)从所述第一输出旋转要素到所述第一车轮的变速比与从所述第二输出旋转要素到所述第二车轮的变速比不同。
第二发明的特征在于，在第一发明的前后轮驱动车辆的动力传递装置的基础上，从所述第一输出旋转要素到所述第一车轮的变速比小于从所述第二输出旋转要素到所述第二车轮的变速比。
第三发明的特征在于，在第一发明的前后轮驱动车辆的动力传递装置的基础上，从所述第一输出旋转要素到所述第一车轮的变速比大于从所述第二输出旋转要素到所述第二车轮的变速比。
第四发明的特征在于，在第一～第三发明中任一发明的前后轮驱动车辆的动力传递装置的基础上，(a)在从所述第一输出旋转要素到所述第一车轮的动力传递路径上具有变速部，所述变速部能够从变速比大于1的减速侧变速比到变速比小于1的增速侧变速比进行选择；(b)在高速行驶时，通过选择所述增速侧变速比使从所述第一输出旋转要素到所述第一车轮的变速比小于从所述第二输出旋转要素到所述第二车轮的变速比，在加速行驶时，通过选择所述减速侧变速比使从所述第一输出旋转要素到所述第一车轮的变速比大于从所述第二输出旋转要素到所述第二车轮的变速比。
第五发明的特征在于，在第二或第四发明的前后轮驱动车辆的动力传递装置的基础上，具备高速行驶时差动控制单元，所述高速行驶时差动控制单元在高速行驶时根据所述差动输出部件的转速对所述第一旋转机进行动力运行控制而驱动所述第一旋转机旋转，以将所述差动输入部件的转速保持为规定值，并且对所述第二旋转机进行再生控制而回收电能。
第六发明的特征在于，在第三或第四发明的前后轮驱动车辆的动力传递装置的基础上，具备加速行驶时差动控制单元，所述加速行驶时差动控制单元在加速行驶时对所述第一旋转机进行再生控制而回收电能，并且根据预定的再生条件限制该再生控制时的该第一旋转机的转速。
发明效果
在这种前后轮驱动车辆的动力传递装置中，构成为，在能够在直线上表示前后轮动力分配装置的三个旋转要素的转速的列线图上，从一端朝向另一端依次为输入旋转要素、第一输出旋转要素、第二输出旋转要素，因此，当使从第一输出旋转要素到第一车轮的变速比和从第二输出旋转要素到第二车轮的变速比因自动变速器的有无及前后轮的最终减速比不同等而不同时，在三个旋转要素中，位于列线图的端部的输入旋转要素的转速最大或最小。因此，在高速行驶时，当以该输入旋转要素的转速变小的方式确定上述变速比时，具体而言，当第一车轮侧的变速比小于第二车轮侧时，与电气式差动部连接的第一旋转机的向动力运行旋转方向的旋转变化被抑制该输入旋转要素的转速下降的量，因此相应地难以产生能量循环，或者，动力运行旋转方向的转速下降，能量循环造成的能量损失降低，能量转换效率提高。另外，在起步时等加速行驶时，当以输入旋转要素的转速变大的方式确定上述变速比时，具体而言，当第一车轮侧的变速比大于第二车轮侧时，容许差动输入部件的转速上升该输入旋转要素的转速上升的量，能够使与该差动输入部件连接的发动机等驱动力源的转速上升而提高动力性能(功率)。
第二发明在从第一输出旋转要素到第一车轮的变速比小于从第二输出旋转要素到第二车轮的变速比的情况下，输入旋转要素进而电气式差动部的差动输出部件的转速下降。因此，例如第五发明所述，在高速行驶时进行高速行驶时差动控制的情况下，与电气式差动部连接的第一旋转机的向动力运行旋转方向的旋转变化被抑制差动输出部件的转速下降的量，因此难以产生能量循环，或者，能量循环造成的能量损失降低，能量转换效率提高，所述高速行驶时差动控制为，以将差动输入部件的转速保持为规定值的方式，根据差动输出部件的转速并根据需要对第一旋转机进行动力运行控制而驱动第一旋转机旋转，并且对第二旋转机进行再生控制而回收电能。在不具备第五发明的高速行驶时差动控制单元、且以第一旋转机不会向动力运行旋转方向发生旋转变化且总是被进行再生控制的状态行驶的情况下，也能够将差动输入部件的旋转上升抑制差动输出部件的转速下降的量并使车速上升，能够避免能量循环造成的能量转换效率下降并提高最高车速。
第三发明在从第一输出旋转要素到第一车轮的变速比大于从第二输出旋转要素到第二车轮的变速比的情况下，输入旋转要素进而电气式差动部的差动输出部件的转速上升。因此，例如，如第六发明所述，在加速行驶时进行加速行驶时差动控制的情况下，可以使第一旋转机的转速限制造成的差动输入部件的转速上升的制约缓和差动输出部件的转速上升的量，使与该差动输入部件连接的发动机等驱动力源的转速上升，从而得到优异的动力性能，所述加速行驶时差动控制为，对第一旋转机进行再生控制而回收电能并且根据预定的再生条件限制该再生控制时的该第一旋转机的转速。在不具备第六发明的加速行驶时差动控制单元且在第一旋转机的再生控制时未限制其转速的情况下，也容许差动输入部件的转速上升差动输出部件的转速上升的量，因此能够使与该差动输入部件连接的发动机等驱动力源的转速上升，从而提高加速时等的动力性能。
第四发明在从第一输出旋转要素到第一车轮的动力传递路径上具有变速部，所述变速部能够从变速比大于1的减速侧变速比到小于1的增速侧变速比进行选择，在高速行驶时，通过选择增速侧变速比，使从第一输出旋转要素到第一车轮的变速比小于从第二输出旋转要素到第二车轮的变速比，在加速行驶时，通过选择减速侧变速比，使从第一输出旋转要素到第一车轮的变速比大于从第二输出旋转要素到第二车轮的变速比，在这种情况下，在高速行驶时，与所述第二发明同样，可以将第一旋转机的向动力运行旋转方向的旋转变化抑制差动输出部件的转速下降的量，从而提高能量转换效率，另一方面，在加速行驶时，与所述第三发明同样，容许差动输入部件的转速上升差动输出部件的转速上升的量，能够使与该差动输入部件连接的发动机等驱动力源的转速上升，从而提高动力性能。
附图说明
图1是对适用本发明的前后轮驱动车辆的动力传递装置进行说明的构架图；
图2是对设置于图1的动力传递装置的自动变速器的一个例子进行说明的图；(a)是自动变速器的构架图；(b)是对在使(a)的自动变速器的多个档位成立时配合的摩擦配合装置进行说明的工作表；
图3是对图1的动力传递装置具备的电子控制装置的输入输出信号的一个例子进行说明的图；
图4是对设置于图1的动力传递装置的换档操作装置的一个例子进行说明的图；
图5是对由图3的电子控制装置执行的控制功能的主要部分进行说明的功能块线图；
图6是将对发动机行驶和电动机行驶进行切换的驱动力源切换控制所使用的驱动力源映射的一个例子与自动变速器的变速控制所使用的变速映射的一个例子一并表示的图；
图7是图1的动力传递装置具备的发动机的燃耗映射的一个例子；
图8是在能够在直线上表示图1的动力传递装置的电气式差动部的三个旋转要素的转速关系的列线图，且是一并表示前后轮动力分配装置的列线图的图；(a)是高速稳定行驶时的一个例子；(b)是加速行驶时的一个例子；
图9(a)是对在高速行驶时因第一电动发电机MG1的动力运行控制而引起能量循环的发动机转速的一个例子进行说明的图；(b)是在加速行驶时因进行再生控制的第一电动发电机MG1的转速限制而被限制的发动机转速的一个例子进行说明的图；
图10是对本发明的另一实施例进行说明的构架图，都是不具备自动变速器的情况；(a)是后轮侧最终减速比(差速比)ir小于前轮侧最终减速比(差速比)if的情况；(b)是后轮侧最终减速比ir大于前轮侧最终减速比if的情况；
图11是对本发明的再另一实施例进行说明的构架图；(a)是适用于以横置式的前轮驱动车辆为基础的前后轮驱动车辆的情况；(b)是分配用行星齿轮装置的连接形态不同的情况；
图12是对本发明的再另一实施例进行说明的构架图，且是对使用双小齿轮型行星齿轮装置作为前后轮动力分配装置的差动机构的二种例子进行说明的构架图；
图13是对本发明的再另一实施例进行说明的图，且是对应于上述图8的图，是在电气式差动部的列线图的位于中间的行星齿轮架SCA上连接有差动输出部件的情况；
图14(a)是对现有的混合动力型前后轮驱动车辆的动力传递装置的一个例子进行说明的构架图，(b)是在(a)的动力传递装置的后轮侧设有自动变速器的情况；
图15是能够在直线上表示图14(a)的动力传递装置的电气式差动部的三个旋转要素的转速关系的列线图，且是一并表示前后轮动力分配装置的列线图的图，是通常的稳定行驶时的情况；
图16是将图14的(a)、(b)的动力传递装置的高速稳定行驶时及加速行驶时的列线图进行比较而表示的图。
标号说明
10、200、202  动力传递装置
12、250  电气式差动部
14、210、220、230、240  前后轮动力分配装置
16  差动用行星齿轮装置(差动机构)
18  差动输入轴(差动输入部件)
22  差动输出部件
30  自动变速器(变速部)
34  后轮(第一车轮)
44  前轮(第二车轮)
80  电子控制装置
92  高速行驶时差动控制单元
94  加速行驶时差动控制单元
MG1  第一电动发电机(第一旋转机)
MG2  第二电动发电机(第二旋转机)
具体实施方式
本发明优选适用于汽油发动机或柴油发动机等内燃机作为主驱动力源而与电气式差动部的差动输入部件连接的混合动力型前后轮驱动车辆，但作为该主驱动力源，也可以采用电动机及电动发电机等内燃机以外的驱动力源。
电气式差动部可以为如下等种种形态，即，作为差动机构，例如，具备单小齿轮型或双小齿轮型的单一行星齿轮装置构成，但也可以使用多个行星齿轮装置构成，也可以采用锥齿轮式差动装置。该电气式差动部构成为，例如，在可以在直线上表示分别与上述第一旋转机、差动输入部件、及差动输出部件连接的差动机构的三个旋转要素的转速的列线图上，与该差动输入部件连接的旋转要素位于中间，但也可以适用于以与差动输出部件连接的旋转要素位于中间的方式构成的情况。
上述高速行驶时差动控制单元及加速行驶时差动控制单元的控制形态因上述电气式差动部的连接形态而不同。即，在构成为与差动输入部件连接的旋转要素在列线图上位于中间的情况下，高速行驶时差动控制单元构成为，根据上述差动输出部件的转速，对上述第一旋转机进行动力运行控制，以使其向与该差动输出部件相反的旋转方向旋转，加速行驶时差动控制单元构成为，在驱动上述第一旋转机向与上述差动输入部件相同的旋转方向旋转时，对该第一旋转机进行再生控制而回收电能。另外，在构成为与差动输出部件连接的旋转要素位于中间的情况下，高速行驶时差动控制单元构成为，根据上述差动输出部件的转速，对上述第一旋转机进行动力运行控制，以使其向与该差动输出部件相同的旋转方向旋转，加速行驶时差动控制单元构成为，在驱动上述第一旋转机向与上述差动输入部件相反的旋转方向旋转时，对该第一旋转机进行再生控制而回收电能。
第一旋转机及第二旋转机的旋转机为旋转电气机械，优选使用电动机及选择性地得到发电机功能的电动发电机，但也可以如下等根据差动控制的形态使用电动机或发电机，例如，如第六发明所述，在加速行驶时进行差动控制的情况下，也可以采用发电机作为第一旋转机，所述差动控制为，对第一旋转机进行再生控制而回收电能并且根据预定的再生条件限制该再生控制时的该第一旋转机的转速。也可以使用电动机及发电机双方而构成第一旋转机及第二旋转机。
第二旋转机也可以与针对前后轮的动力传递路径连接为一体，但也可以为经由离合器等离合装置而连接，或经由进行增速或减速的变速器而连接等种种形态。也可以配置于前后轮双方，或配置于左右轮双方。另外，只要是以至少能够对前轮或后轮传递动力的方式连接即可，不一定需要与从前后轮动力分配装置到前后轮之间的动力传递路径连接。
前后轮动力分配装置与电气式差动部同样，例如具备由单小齿轮型或双小齿轮型的单一行星齿轮装置作为差动机构而构成，但可以为如下等种种形态，即也可以使用多个行星齿轮装置构成，也可以使用锥齿轮式的差动装置。在差动机构为单小齿轮型的单一行星齿轮装置的情况下，在列线图上位于中间的行星齿轮架为第一输出旋转要素，太阳齿轮及齿圈为输入旋转要素及第二输出旋转要素的一方及另一方。在差动机构为双小齿轮型的单一行星齿轮装置的情况下，在列线图上位于中间的齿圈为第一输出旋转要素，太阳齿轮及行星齿轮架为输入旋转要素及第二输出旋转要素的一方及另一方。
上述前后轮动力分配装置的输入旋转要素和上述差动输出部件也可以连接为一体，但也可以为经由离合器等离合装置而连接，或经由进行增速或减速的变速器而连接等种种形态。另外，第一输出旋转要素及第二输出旋转要素只要与前后轮中的一方及另一方连接即可，哪一个连接前轮侧还是后轮侧都可以。
在第四发明中，在从第一输出旋转要素到第一车轮的动力传递路径上设有变速部，但也可以在从第二输出旋转要素到第二车轮的动力传递路径上设置变速部，也可以在其双方设置变速部。该变速部既可以是行星齿轮式及平行轴式等有级变速器，也可以是皮带式等无级变速器。在第二发明及第三发明的实施时，不一定需要这种变速部，例如，也可以对前侧左右轮动力分配装置及后侧左右轮动力分配装置的最终减速比(差速比)进行变更等而形成不同的变速比。另外，变速部不一定需要从变速比大于1的减速侧变速比到小于1的增速侧变速比进行选择，也可以仅选择减速侧变速比或仅选择增速侧变速比。
在如第四发明所述在从第一输出旋转要素到第一车轮的动力传递路径上设有变速部的情况下，上述第二旋转机可传递动力地配置于例如第一输出旋转要素和变速部之间的动力传递路径，但也可以配置于变速部和第一车轮之间的动力传递路径，也可以配置于第二车轮侧的动力传递路径。
第一发明～第四发明优选适用于具备进行产生能量循环的差动控制的第五发明的高速行驶时差动控制单元、及限制第一旋转机的再生控制时的转速的第六发明的加速行驶时差动控制单元的情况，但也可以适用于不具备那些高速行驶时差动控制单元及加速行驶时差动控制单元的情况。在该情况下，也可以得到如下效果，即，当第一车轮侧的变速比小于第二车轮侧而差动输出部件的转速下降时，能够避免能量循环造成的能量转换效率的降低且能够提高最高车速，另一方面，当第一车轮侧的变速比大于第二车轮侧而差动输出部件的转速上升时，能够使与差动输入部件连接的发动机等驱动力源的转速上升而提高加速时等的动力性能。
实施例
下面，参照附图对本发明的实施例进行详细说明。
图1是对本发明之一实施例即混合动力型前后轮驱动车辆的动力传递装置10进行说明的构架图，具备电气式差动部12及前后轮动力分配装置14。电气式差动部12具备单小齿轮型的差动用行星齿轮装置16作为差动机构，在该差动用行星齿轮装置16的行星齿轮架SCA上，经由作为差动输入部件的差动输入轴18等，连接有用作主驱动力源的发动机20，并且在太阳齿轮SS上连接有第一电动发电机MG1作为第一旋转机，在齿圈SR上一体地连接有差动输出部件22。发动机20为汽油发动机或柴油发动机等内燃机，直接连接于差动输入轴18，或经由未图示的脉动吸收减振器等间接地连接于差动输入轴18。第一电动发电机MG1可以选择性地发挥电动机及发电机双方的功能，但在本实施例中，主要用作发电机。
这样构成的电气式差动部12，由于差动用行星齿轮装置16的三个旋转要素即太阳齿轮SS、行星齿轮架SCA、齿圈SR分别能够相互地相对旋转而成为发挥差动作用的差动状态，因此发动机20的输出分配给第一电动发电机MG1和差动输出部件22。通过用所分配的发动机20的输出的一部分来驱动第一电动发电机MG1旋转，而利用该第一电动发电机MG1的再生控制(发电控制)产生电能，利用该电能，对设置于后轮侧的动力传递路径的第二电动发电机MG2进行动力运行控制，并且剩余的电能给蓄电池即蓄电装置64(参照图5)充电。另外，电气式差动部12作为电气式的差动装置发挥功能，设为所谓的无级变速状态(电气的CVT状态)，不管发动机20的规定旋转如何，差动输出部件22的旋转根据第一电动发电机MG1的转速而连续变化。即，电气式差动部12作为其变速比γS(＝差动输入轴18的转速/差动输出部件22的转速)从最小值γSmin连续变化到最大值γSmax的电气式的无级变速器发挥功能。这样，通过对以能够传递动力的方式与电气式差动部12连接的第一电动发电机MG1的运转状态进行控制，来控制差动输入轴18的转速即发动机转速NE和差动输出部件22的转速之间的差动状态。
前后轮动力分配装置14以作为差动机构发挥功能的单小齿轮型的分配用行星齿轮装置24为主体而构成，该分配用行星齿轮装置24的齿圈CR为输入旋转要素，一体地连接于上述差动输出部件22。另外，行星齿轮架CCA一体地连接于后轮侧输出轴26，太阳齿轮CS一体地连接于前轮侧输出齿轮28。而且，后轮侧输出轴26经由自动变速器30及后侧左右轮动力分配装置32等而运转地连接于左右后轮34，并且在自动变速器30和行星齿轮架CCA之间的动力传递路径上，可传递动力地连接有第二电动发电机MG2。第二电动发电机MG2可以选择性地发挥电动机及发电机双方的功能，但在本实施例中，主要用作电动机，驱动后轮34旋转而进行电动机行驶，或在以上述发动机20为驱动力源的行驶时给予辅助转矩。另外，前轮侧输出齿轮28经由反转齿轮36、从动齿轮38、传动轴40、及前侧左右轮动力分配装置42等而运转地连接于左右前轮44。另外，上述电气式差动部12、前后轮动力分配装置14、第一电动发电机MG1、第二电动发电机MG2相对于其轴心大致对称地构成，因此在图1的构架图中，省略其下侧半部分。
即，本实施例的前后轮驱动车辆是以FR(前置发动机·后轮驱动)车为基础的四轮驱动车辆，通过在电气式差动部12和第二电动发电机MG2之间配置行星齿轮式的前后轮动力分配装置14，也从电气式差动部12向前轮44传递动力。
图8的(a)、(b)都是能够在直线上表示上述电气式差动部12的三个旋转要素(SS、SCA、SR)的转速的列线图，且是一并表示前后轮动力分配装置14的列线图的图。由单小齿轮型的差动用行星齿轮装置16得到差动作用的电气式差动部12的各旋转要素(SS、SCA、SR)的间隔的比率根据差动用行星齿轮装置16的传动比ρS而定，由单小齿轮型的分配用行星齿轮装置24得到差动作用的前后轮动力分配装置14的各旋转要素(CS、CCA、CR)的间隔的比率根据分配用行星齿轮装置24的传动比ρC而定。而且，在本实施例中，在电气式差动部12的三个旋转要素(SS、SCA、SR)中在列线图上位于中间的行星齿轮架SCA上连接有发动机20，在相对于该行星齿轮架SCA间隔小的一侧的齿圈SR上连接有差动输出部件22，在间隔大的一侧的太阳齿轮SS上连接有第一电动发电机MG1。另外，前后轮动力分配装置14的三个旋转要素(CS、CCA、CR)中在列线图上位于中间的行星齿轮架CCA为第一输出旋转要素，在本实施例中，经由后轮用输出轴26运转地连接于后轮34，间隔小的一侧的齿圈CR为输入旋转要素，一体地与上述电气式差动部12的齿圈SR连接，相反侧的太阳齿轮CS为第二输出旋转要素，经由前轮用输出齿轮28运转地连接于前轮44。后轮34相当于前后轮的一方的第一车轮，前轮44相当于前后轮的另一方的第二车轮。上述差动用行星齿轮装置16的传动比ρS、分配用行星齿轮装置24的传动比ρC分别考虑转矩分配比等而适当设定。
在此，在上述前轮侧输出齿轮28及从动齿轮38的齿数彼此相等，且向相同的方向等速旋转，并且后轮34侧的最终减速比(差速比)ir和前轮44侧的最终减速比(差速比)if彼此相等，且自动变速器30的变速比γT＝1的情况下，从前后轮动力分配装置14到后轮34、前轮44的变速比γr及γf彼此相等。由此，在直行行驶中，行星齿轮架CCA及太阳齿轮CS彼此以相同的转速旋转，前后轮动力分配装置14大致一体地旋转，并且在转弯时等在前后轮产生了转速差的情况下，容许那些行星齿轮架CCA及太阳齿轮CS的差动旋转。另一方面，在自动变速器30的变速比γT为小于1的增速侧变速比时，从前后轮动力分配装置14到后轮34的变速比γr小于到前轮44的变速比γf，因此在直行行驶中，如图8(a)所示，后轮34侧的行星齿轮架CCA与前轮44侧的太阳齿轮CS相比成为相对低速的旋转，作为输入旋转要素的齿圈CR即差动输出部件22及齿圈SR的转速根据传动比ρC成为比行星齿轮架CCA还低速的旋转。另外，在自动变速器30的变速比γT为大于1的减速侧变速比时，从前后轮动力分配装置14到后轮34的变速比γr大于到前轮44的变速比γf，因此在直行行驶中，如图8(b)所示，后轮34侧的行星齿轮架CCA与前轮44侧的太阳齿轮CS相比成为相对高速的旋转，作为输入旋转要素的齿圈CR即差动输出部件22及齿圈SR的转速根据传动比ρC成为比行星齿轮架CCA还高速的旋转。
自动变速器30相当于变速部，是从变速比γT大于1的减速侧变速比到小于1的增速侧变速比可进行选择的有级变速器。图2是对这种自动变速器30的一个例子进行说明的图，(a)是构架图，是具备单小齿轮型的第一行星齿轮装置50、单小齿轮型的第二行星齿轮装置52、及单小齿轮型的第三行星齿轮装置54的行星齿轮式变速器。第一行星齿轮装置50具备第一太阳齿轮S1、以可自转及公转的方式支承行星齿轮的第一行星齿轮架CA1、经由行星齿轮与第一太阳齿轮S1啮合的第一齿圈R1，第一行星齿轮架CA1一体地连接于上述后轮侧输出轴26。另外，第一太阳齿轮S1经由制动器B0选择性地连接于变速箱(以下简单地称为箱体)56而使旋转停止，并且经由离合器C0选择性地连接于第一行星齿轮架CA1。
第二行星齿轮装置52具备第二太阳齿轮S2、以可自转及公转的方式支承行星齿轮的第二行星齿轮架CA2、经由行星齿轮与第二太阳齿轮S2啮合的第二齿圈R2，第三行星齿轮装置54具备第三太阳齿轮S3、以可自转及公转的方式支承行星齿轮的第三行星齿轮架CA3、经由行星齿轮与第三太阳齿轮S3啮合的第三齿圈R3。而且，第二齿圈R2经由离合器C1而选择性地连接于上述第一齿圈R1。第二太阳齿轮S2及第三太阳齿轮S3彼此连接为一体，经由离合器C2选择性地连接于上述第一齿圈R1，并且经由制动器B1选择性地连接于箱体56而使旋转停止。第三行星齿轮架CA3经由制动器B2选择性地连接于箱体56而使旋转停止。另外，第二行星齿轮架CA2及第三齿圈R3彼此连接为一体，并且一体地连接于AT输出轴58，输出变速后的旋转。该自动变速器30也相对于轴心大致对称地构成，在图2(a)的构架图中，省略其下侧半部分。
上述离合器C0、C1、C2、制动器B0、B1、B2(以下，在不特别区别的情况下，简单地表示为离合器C、制动器B)为液压式摩擦配合装置，由通过液压致动器按压相互重叠的多片摩擦板的湿式多片型、及通过液压致动器将卷绕于旋转的筒的外周面的一根或二根带的一端张紧的带式制动器等构成，将介插有上述部件的两侧的部件连接为一体。而且，如图2(b)的工作表所示，通过使那些离合器C及制动器B选择性地配合、释放，使第一速档“1st”～O/D档“O/D”这四个前进档及断开动力传递的空档“N”等成立。第一速档“1st”及第二速档“2nd”为变速比γT(＝后轮侧输出轴26的转速/AT输出轴58的转速)大于1的减速侧变速比，O/D档“O/D”为变速比γT小于1的增速侧变速比。图2(b)记载的变速比γT是一个例子，是第一行星齿轮装置50的传动比ρ1＝0.418、第二行星齿轮装置52的传动比ρ2＝0.532、第三行星齿轮装置54的传动比ρ3＝0.418的情况。另外，后退行驶通过在将自动变速器30设为例如第一速档“1st”的状态下驱动第二电动发电机MG2向反转方向旋转来执行。
如上所述构成的动力传递装置10由作为无级变速器发挥功能的电气式差动部12和自动变速器30作为整体而构成无级变速器，但通过将电气式差动部12的变速比γS控制为恒定，也可以由电气式差动部12和自动变速器30构成与有级变速器等同的状态。具体而言，电气式差动部12作为无级变速器发挥功能，且与电气式差动部12串联的自动变速器30作为有级变速器发挥功能，由此相对于自动变速器30的至少一个档G，差动输出部件22、进而后轮侧输出轴26的转速进行无级变化，在该档位G可以得到无级的变速比范围。另外，通过将电气式差动部12的变速比γS控制为恒定，且使离合器C及制动器B选择性地进行配合动作而使第一速档“1st”～O/D档“O/D”中的某一档成立，来使每个档位都可以得到动力传递装置10的总变速比。例如，当以将电气式差动部12的变速比γS固定为“1”的方式控制第一电动发电机MG1的转速NMG1时，关于该电气式差动部12及自动变速器30的合计变速比，与自动变速器30的第一速档“1st”～O/D档“O/D”各档的变速比γT相同。
图3对输入到用于控制本实施例的动力传递装置10的电子控制装置80的信号及从该电子控制装置80输出的信号进行例示。该电子控制装置80包括由CPU、ROM、RAM、及输入输出接口等构成的所谓的微型计算机而构成，通过利用RAM的暂时存储功能且按照预先存储于ROM的程序进行信号处理，来执行与发动机20、第一电动发电机MG1、第二电动发电机MG2有关的混合动力驱动控制、自动变速器30的变速控制等。
从图3所示的各传感器及开关等向电子控制装置80分别供给：表示发动机水温TEMPw的信号、表示变速杆66(参照图4)的换档位置PSH及“M”位置的操作次数等的信号、表示发动机20的转速即发动机转速NE的信号、指示M模式(手动变速行驶模式)的信号、表示空调工作的信号、表示与AT输出轴58的转速NOUT对应的车速V的信号、表示自动变速器30的液压油温TOIL的信号、表示侧制动器操作的信号、表示脚踏制动器操作的信号、表示催化剂温度的信号、表示与驾驶员的输出要求量对应的油门踏板的操作量即油门操作量(开度)Acc的信号、表示凸轮角的信号、表示雪地模式设定的信号、表示车辆的前后加速度G的信号、表示自动巡航行驶的信号、表示车辆的重量(车重)的信号、表示各车轮的车轮速的信号、表示第一电动发电机MG1的转速NMG1的信号、表示第二电动发电机MG2的转速NMG2的信号、表示蓄电装置64的蓄电量(剩余量)SOC的信号等。
另外，从上述电子控制装置80输出：向控制发动机输出的发动机输出控制装置60(参照图5)的控制信号、向对例如发动机20的进气管所具备的电子节气门的节气门开度θTH进行操作的节气门致动器的驱动信号、及控制向基于燃料喷射装置的进气管或发动机20的汽缸内的燃料供给量的燃料供给量信号、对基于点火装置的发动机20的点火时期进行指示的点火信号、用于调节增压压力的增压压力调节信号等。另外，分别输出：用于使电动空调工作的电动空调驱动信号、分别对第一电动发电机MG1、第二电动发电机MG2的工作进行指示的指示信号、用于使换档指示器工作的换档位置(操作位置)显示信号、用于显示传动比的传动比显示信号、用于显示处于雪地模式的雪地模式显示信号、用于使防止制动时的车轮滑移的ABS致动器工作的ABS工作信号、显示选择了M模式的M模式显示信号、为控制电气式差动部12及自动变速器30的液压式摩擦配合装置的液压致动器而使液压控制电路70(参照图5)所含的电磁阀(线性电磁阀)工作的阀指示信号、用于通过设置于该液压控制电路70的调节阀(调压阀)调节管路液压PL的信号、用于使用于调节该管路液压PL的原始压力的液压源即电动液压泵工作的驱动指示信号、用于驱动电动加热器的信号、向巡航控制器控制用计算机的信号等。
图4是表示作为通过人为的操作来切换多种换档位置PSH的切换装置的换档操作装置68的一个例子的图。该换档操作装置68配置于例如驾驶座的旁边，具备为选择多种换档位置PSH而操作的变速杆66。变速杆66设置为向如下位置进行手动操作：用于设为动力传递装置10内的动力传递路径被断开后的空档状态即中立状态且锁定自动变速器30的AT输出轴58的停车用的“P(停车档)”位置、用于后退行驶的“R(倒档)”位置、用于设为动力传递装置10内的动力传递路径被断开后的中立状态的“N(空档)”位置、使自动变速模式(D档)成立而以电气式差动部12的无级变速比范围和自动变速器30的总的前进档“1st”～“O/D”执行自动变速控制的“D(驱动档)”位置、或用于使手动变速行驶模式(M模式)成立而设定限制自动变速器30的高速侧的变速级的所谓变速档的“M(手动档)”位置。
上述“M”位置例如在车辆的前后方向上与上述“D”位置相同的位置沿车辆的宽度方向邻接而设置，通过向“M”位置操作变速杆66，根据变速杆66的操作来选择D档至L档这四个变速档中的某一档。具体而言，在该“M”位置且在车辆的前后方向上设有升档位置“+”、及降档位置“-”，当向那些升档位置“+”或降档位置“-”操作变速杆66时，变速档就一个一个地升降。D档至L档这四个变速档是能够进行动力传递装置10的自动变速控制的变化范围内的高速侧(变速比小的一侧)的变速比不同的多种变速档，具体而言，自动变速器30的可变速的高速侧档一个一个地减小，D档的最高速档为O/D档“O/D”，但在3档设为第三速档“3rd”，在2档设为第二速档“2nd”，在L档设为第一速档“1st”。另外，变速杆66通过弹簧等施力单元会从上述升档位置“+”及降档位置“-”自动恢复到“M”位置。
图5是对基于电子控制装置80的控制功能的主要部分进行说明的功能块线图，功能上具备有级变速控制单元82及混合动力控制单元90。有级变速控制单元82按照预先存储的图6所示的变速线图、即以车速V和要求输出转矩TOUT(油门操作量Acc等)为参数而预先存储的具有升档线(实线)及降档线(点划线)的关系(变速线图、变速映射)，基于由实际的车速V及要求输出转矩TOUT表示的车辆状态，判断是否应执行自动变速器30的变速，即，判断自动变速器30的应变速的档，执行自动变速器30的自动变速控制，以得到该判断出的档。
这时，有级变速控制单元82按照例如图2所示的配合表，为了使规定的档成立，向液压控制电路70输出使参与自动变速器30的变速的液压式摩擦配合装置(离合器C、制动器B)配合及释放的指令(变速输出指令、液压指令)，即，通过使参与自动变速器30的变速的释放侧摩擦配合装置释放并且使配合侧摩擦配合装置配合来执行双离合器(clutch-to-clutch)变速的指令。液压控制电路70根据该指令，通过线性电磁阀等使参与变速的液压式摩擦配合装置的配合压按照规定的液压变化图谱变化，使释放侧摩擦配合装置释放并且使配合侧摩擦配合装置配合而执行自动变速器30的变速。
另一方面，混合动力控制单元90使发动机20在效率高的工作范围工作，并且既控制发动机20和第二电动发电机MG2的驱动力分配，又使第一电动发电机MG1的发电产生的反作用力变化为最优而控制电气式差动部12的作为电气式无级变速器的变速比γS。即，在此时的行驶车速V下，根据作为驾驶员的输出要求量的油门操作量Acc及车速V，计算出车辆的目标(要求)输出，并且根据该车辆的目标输出和充电要求值，计算出必要的总目标输出。然后，考虑传递损失、辅机负荷、第二电动发电机MG2的辅助转矩等，计算出目标发动机输出，以得到该总目标输出，控制发动机20并且控制第一电动发电机MG1的发电量，以成为得到该目标发动机输出的发动机转速NE和发动机转矩TE。
另外，为了使为使发动机20在效率高的工作范围工作而设定的发动机转速NE、和由车速V及自动变速器30的档确定的差动输出部件22的转速即齿圈SR的转速相匹配，使电气式差动部12作为电气式无级变速器发挥功能。即，混合动力控制单元90基于在由发动机转速NE和发动机20的输出转矩(发动机转矩)TE构成的二维坐标内、为了在无级变速行驶时兼顾驾驶性和燃耗两者而事先实验地求出并存储的图7中虚线所示的发动机20的最优燃耗曲线(燃耗映射、关系)，根据车速V确定动力传递装置10的总变速比的目标值，以使发动机20沿该最优燃耗曲线工作，然后考虑自动变速器30的档，控制电气式差动部12的变速比γS，以得到该目标值。
这时，混合动力控制单元90将由第一电动发电机MG1发出的电能经过逆变器62供给到蓄电装置64及第二电动发电机MG2，因此发动机20的动力的主要部分机械地传递向差动输出部件22，发动机20的动力的一部分为使第一电动发电机MG1发电而消耗，因此转换为电能。该电能经过逆变器62供给到第二电动发电机MG，驱动该第二电动发电机MG2，该转矩施加于后轮侧输出轴26。通过与从该电能的产生到由第二电动发电机MG2消耗相关的设备，将发动机20的动力的一部分转换为电能，构成直到将该电能转换为机械能的电气通路。在通常的稳定行驶时，如图8(a)中实线所示，第一电动发电机MG1的转速NMG1大致保持为0，或根据车速V向与发动机旋转方向相同的正转方向旋转，通过再生控制而产生电能，并且阻挡由发动机20驱动差动输出部件22(齿圈SR)向正转方向旋转时的反作用力。
另外，混合动力控制单元90不管是在车辆的停止中还是行驶中，都通过由电气式差动部12的电气的CVT功能控制第一电动发电机转速NMG1，来将发动机转速NE维持为大致恒定，或控制为任意的转速。
另外，混合动力控制单元90在功能上具备发动机输出控制单元，所述发动机输出控制单元，除为进行节气控制而通过节气门致动器对电子节气门进行开关控制以外，还为控制燃料喷射而控制燃料喷射装置的燃料喷射量及喷射时期，将为了控制点火时期而控制点火器等点火装置的点火时期的指令单独或组合地输出到发动机输出控制装置60，执行发动机20的输出控制，以使其产生必要的发动机输出。例如，基本上根据未图示的预先存储的关系，基于油门操作量Acc，驱动节气门致动器，以油门操作量Acc越增加则越使节气门开度θTH增加的方式执行节气控制。
另外，混合动力控制单元90不管是在发动机20的停止还是怠速状态，都能够通过电气式差动部12的电气的CVT功能(差动作用)进行电动机行驶。例如，一般在发动机效率比高转矩范围差的较低的输出转矩范围即低发动机转矩范围、或车速V较低的车速范围即低负荷范围中，将发动机20设为停止或怠速状态，执行仅使用第二电动发电机MG2作为驱动力源而行驶的电动机行驶。例如，在图6中，比实线A更靠原点侧、即低转矩侧或低车速侧为预定的电动机行驶范围。在该电动机行驶时，成为仅驱动后轮34而行驶的后轮驱动行驶。在发动机20正在停止时，为了抑制该发动机20的拖滞而提高燃耗，例如，优选通过将第一电动发电机MG1设为无负荷状态而使其空转，通过电气式差动部12的电气的CVT功能(差动作用)将发动机转速NE维持为0或大致0。即使在电动机行驶范围，在规定的加速时等，也根据需要使发动机20工作，以发动机20及第二电动发电机MG2双方为驱动力源而行驶。另外，为了进行蓄电装置64的充电及预热等，根据需要，将发动机20设为运转状态。
混合动力控制单元90即使在以发动机20为驱动力源而行驶的发动机行驶时，也可以通过将上述的电气通路的来自第一电动发电机MG1的电能及/或来自蓄电装置64的电能供给到第二电动发电机MG2，且驱动该第二电动发电机MG2而对后轮34赋予转矩，来实现用于辅助发动机20的动力的所谓转矩辅助。例如，在对油门踏板进行较大的踏入操作的加速行驶时及上坡路等中，对第二电动发电机MG2进行动力运行控制而进行转矩辅助。在图6中，比实线A更靠外侧、即高转矩侧或高车速侧为进行发动机行驶的发动机行驶范围，但根据需要，进行利用第二电动发电机MG2实现的转矩辅助。另外，也可以不设定图6的实线A所示的电动机行驶范围，将整个范围都设为发动机行驶范围，用对第一电动发电机MG1进行再生控制而得到的电能，通过第二电动发电机MG2进行转矩辅助。
另外，混合动力控制单元90通过将第一电动发电机MG1设为无负荷状态而使其自由旋转即空转，可以使电气式差动部12成为不能进行转矩传递的状态，即成为与电气式差动部12内的动力传递路径被断开后的状态等同的状态，且成为不产生来自电气式差动部12的输出的状态。即，混合动力控制单元90通过将第一电动发电机MG1设为无负荷状态，可以将电气式差动部12设为电气地断开该动力传递路径的中立状态(空档状态)。
另外，混合动力控制单元90具有作为再生控制单元的功能，所述再生控制单元，在油门关闭的惯性行驶时(滑行行驶时)及利用脚踏制动器实现的制动时等，在为了提高燃耗而通过车辆的动能即从后轮34输入的反驱动力来驱动第二电动发电机MG2旋转时，对该第二电动发电机MG2进行再生控制，使其作为发电机而工作，将该电能经由逆变器62充电到蓄电装置64。该再生控制以成为基于用于得到与蓄电装置64的蓄电容量SOC及制动器踏板操作量相应的制动力的液压制动器实现的制动力的制动力分配等而确定的再生量的方式进行控制。
如图5的功能块线图所示，混合动力控制单元90还在功能上具备高速行驶时差动控制单元92及加速行驶时差动控制单元94。高速行驶时差动控制单元92在随着车速V的上升而差动输出部件22即齿圈SR的转速上升的情况下，为了将发动机转速NE保持为规定值，根据需要，例如，如图8中虚线所示，对第一电动发电机MG1进行动力运行控制而驱动第一电动发电机MG1向反转方向旋转。在这种情况下，通过第二电动发电机MG2的再生控制来回收该第一电动发电机MG1的动力运行控制所需要的电能，但由于从发动机20传递到第二电动发电机MG2的动力被转换为电能，且用该电能对位于上游侧的电气式差动部12的第一电动发电机MG1进行动力运行控制，因此在此期间会产生能量循环，能量转换效率变差。发动机转速NE是对该能量循环造成的能量转换效率的恶化及发动机20的燃耗特性等进行综合判断而定，但当车速V为规定值以上时，对第一电动发电机MG1向反转方向进行动力运行控制的高速行驶时差动控制不可避免。
在该情况下，本实施例的前后轮动力分配装置14为，单小齿轮型的分配用行星齿轮装置24的齿圈CR作为输入旋转要素连接于差动输出部件22，向配置有自动变速器30的后轮侧输出的后轮侧输出轴26连接于行星齿轮架CCA。因此，当自动变速器30的档为变速比γT＜1的O/D档“O/D”，且从前后轮动力分配装置14到后轮34的变速比γr小于到前轮44的变速比γf时，如图8(a)所示，后轮34侧的行星齿轮架CCA与前轮44侧的太阳齿轮CS相比，成为相对低速的旋转，并且作为输入旋转要素的齿圈CR即差动输出部件22及齿圈SR的转速根据传动比ρC而变成比行星齿轮架CCA还低速的旋转。这样，当差动输出部件22的转速下降时，如果发动机转速NE相同，则第一电动发电机MG1的向反转方向的旋转变化会被抑制该下降的量，且实施高速行驶时差动控制的频率减少，所述高速行驶时差动控制，根据差动输出部件22的转速对第一电动发电机MG1进行动力运行控制而驱动第一电动发电机MG1向反转方向旋转，并且对第二电动发电机MG2进行再生控制而回收电能。或者，即使在实施高速行驶时差动控制的情况下，对第一电动发电机MG1进行动力运行控制的反转方向的转速也会降低。由此，难以产生能量循环，或者，能量循环造成的能量损失下降，能量转换效率提高。
图8(a)的实线为如下情况：通过使差动输出部件22即齿圈SR的转速下降，可以将发动机转速NE保持为规定值，且将第一电动发电机MG1的转速NMG1维持为大致0，能够避免能量循环。虚线为上述图14(a)所示的现有动力传递装置100的情况，仅发动机转速NE的上升不能对应，综合判断能量转换效率而实施对第一电动发电机MG1向反转方向进行动力运行控制的高速行驶时差动控制，能量转换效率因能量循环而变差。
图9(a)是就本实施例、图14(a)所示的现有混合动力车辆、及图14(b)所示的在现有混合动力车辆上搭载有自动变速器122(与本实施例的自动变速器30相同)的例子而言将引起能量循环的发动机转速NE进行比较而表示的图。上述三个例子都是在比直线所示的图形靠右侧即达到高车速时，会产生驱动第一电动发电机MG1向反转方向旋转的能量循环，但根据本实施例，与现有混合动力车辆及现有混合动力车辆+AT相比，引起能量循环的范围大大地减小，能量转换效率相应提高。
上述加速行驶时差动控制单元94实施加速行驶时差动控制，所述加速行驶时差动控制，在加速行驶时对第一电动发电机MG1进行再生控制而回收电能，并且根据预定的再生条件限制该再生控制时的第一电动发电机MG1的转速NMG1。关于再生条件，例如在由第一电动发电机MG1得到的电能比由第二电动发电机MG2消耗的电能大的情况下，为了避免蓄电装置64的过充电，或由蓄电装置64自身的容许最大充电量(功率)等来规定，基于蓄电装置64的蓄电量SOC等，预先设定容许最大转速NMG1max。而且，当这样由容许最大转速NMG1max限制第一电动发电机MG1的转速NMG1时，会根据车速V即差动输出部件22的转速限制发动机转速NE，有可能得不到所希望的输出。
在该情况下，本实施例的前后轮动力分配装置14中，单小齿轮型的分配用行星齿轮装置24的齿圈CR作为输入旋转要素连接于差动输出部件22，向配置有自动变速器30的后轮侧输出的后轮侧输出轴26连接于行星齿轮架CCA。因此，当自动变速器30的档为变速比γT＞1的第一速档“1st”或第二速档“2nd”，且从前后轮动力分配装置14到后轮34的变速比γr大于到前轮44的变速比γf时，如图8(b)所示，后轮34侧的行星齿轮架CCA与前轮44侧的太阳齿轮CS相比，成为相对高速的旋转，并且作为输入旋转要素的齿圈CR即差动输出部件22及齿圈SR的转速根据传动比ρC而成为比行星齿轮架CCA还高速的旋转。这样，当使差动输出部件22的转速上升时，可以将第一电动发电机MG1的转速限制造成的发动机转速NE的上升制约缓和该上升的量，可以使发动机转速NE上升而得到优异的动力性能(功率)。
图8(b)的实线为如下情况：在第一电动发电机转速NMG1被限制为容许最大转速NMG1max的情况下，通过使差动输出部件22即齿圈SR的转速上升，而使发动机转速NE对应于该上升而上升。虚线为上述图14(a)所示的现有动力传递装置100的情况，差动输出部件22的转速与前轮侧输出齿轮28的转速相同，通过该差动输出部件22的转速，将发动机转速NE限制为低旋转，不能得到所希望的输出。
图9(b)是在起步加速时为防止蓄电装置64的过充电而将第一电动发电机转速NMG1限制为预定的容许最大转速NMG1max的情况下，就本实施例、和图14(b)所示的在现有混合动力车辆上搭载有自动变速器122(与本实施例的自动变速器30相同)的例子而言将车速V和发动机转速NE的关系进行比较来表示的图。自动变速器30、122的档都固定为第一速档“1st”。在本实施例中，与现有混合动力车辆+AT相比，可以使发动机转速NE上升到高旋转，能够得到优异的动力性能(功率)。另外，在未搭载有自动变速器的图14(a)所示的现有混合动力车辆的情况下，差动输出部件22相对于车速V的转速为比现有混合动力车辆+AT还低的旋转(参照图16(b))，因此图9(b)所示的发动机转速NE也成为比现有混合动力车辆+AT还低的旋转，不能得到充分的动力性能(功率)。
这样，本实施例的前后轮驱动车辆的动力传递装置10构成为，在能够在直线上表示前后轮动力分配装置14的三个旋转要素(CS、CCA、CR)的转速的列线图上，从一端朝向另一端依次为输入旋转要素、第一输出旋转要素、第二输出旋转要素。具体而言，单小齿轮型的分配用行星齿轮装置24的齿圈CR为输入旋转要素，连接于差动输出部件22，行星齿轮架CCA为第一输出旋转要素，连接于后轮侧输出轴26，太阳齿轮CS为第二输出旋转要素，连接于前轮侧输出齿轮28。因此，在从第一输出旋转要素即行星齿轮架CCA到后轮34的变速比γr和从第二输出旋转要素即太阳齿轮CS到前轮44的变速比γf因自动变速器30的有无及前后轮的最终减速比if、ir不同等而不同的情况下，在三个旋转要素(CS、CCA、CR)中，位于端部的输入旋转要素即齿圈CR的转速为最大或最小。
因此，当高速行驶时以作为输入旋转要素的齿圈CR的转速变小的方式设定上述变速比γr及γf时，具体而言，当后轮侧的变速比γr小于前轮侧的变速比γf时，如图8(a)所示，会使该齿圈CR进而电气式差动部12的差动输出部件22(齿圈SR)的转速下降，会将与电气式差动部12连接的第一电动发电机MG1的向动力运行旋转方向的旋转变化抑制该转速下降的量。由此，难以产生能量循环，或者，动力运行旋转方向的转速下降而能量循环造成的能量损失降低，能量转换效率提高。在不具备上述高速行驶时差动控制单元92、且以第一电动发电机MG1不会发生被进行动力运行控制的向反转方向的旋转变化而总是被进行再生控制的状态行驶的情况下，也能够将差动输入轴18的旋转上升抑制差动输出部件22的转速下降的量，并能够使车速V上升，能够避免能量循环造成的能量转换效率的下降，并能够提高最高车速。
另外，在起步时等加速行驶时，当以作为输入旋转要素的齿圈CR的转速变大的方式设定上述变速比γr及γf时，具体而言，当后轮侧的变速比γr大于前轮侧的变速比γf时，如图8(b)所示，会使该齿圈CR进而电气式差动部12的差动输出部件22(齿圈SR)的转速上升，会将第一电动发电机MG1的转速限制造成的差动输入轴18即行星齿轮架SCA的转速上升的制约缓和该转速上升的量。由此，可容许使与该差动输入轴18连接的发动机20的转速NE上升，可提高加速时的动力性能(功率)。在不具备加速行驶时差动控制单元94且在第一电动发电机MG1的再生控制时不限制该转速的情况下，也容许差动输入轴18的转速上升差动输出部件22的转速上升的量，因此能够使与该差动输入轴18连接的发动机20的转速上升而提高加速时等的动力性能。
在本实施例中，在从前后轮动力分配装置14到后轮34的动力传递路径上，配置有能够从变速比大于1的减速侧变速比到小于1的增速侧变速比进行选择的自动变速器30，在高速行驶时，当选择增速侧变速比的O/D档“O/D”时，后轮侧的变速比γr小于前轮侧的变速比γf，电气式差动部12的差动输出部件22即齿圈SR的转速下降，另一方面，在加速行驶时，当选择减速侧变速比的第一速档“1st”或第二速档“2nd”时，后轮侧的变速比γr大于前轮侧的变速比γf，电气式差动部12的差动输出部件22即齿圈SR的转速上升。而且，在高速行驶时，根据需要，进行高速行驶时差动控制单元92执行的差动控制，但通过使电气式差动部12的差动输出部件22即齿圈SR的转速下降，来抑制第一电动发电机MG1的向反转方向的旋转变化，从而难以产生能量循环，或者，能量循环造成的能量损失下降，能量转换效率提高。另外，在加速行驶时，根据需要，进行加速行驶时差动控制单元94执行的差动控制，但通过电气式差动部12的差动输出部件22即齿圈SR的转速上升，来缓和第一电动发电机MG1的转速限制造成的差动输入轴18的转速上升的制约，可使与该差动输入轴18连接的发动机20的转速NE上升，从而得到优异的动力性能(功率)。
接着，对本发明的另一实施例进行说明。另外，在下面的实施例中，在与上述实施例共同的部分附带同一符号，省略详细的说明。
图10(a)、(b)都是对应于上述图1的构架图，是任一动力传递装置200、202都不具备上述自动变速器30的情况。(a)的动力传递装置200中，后轮34侧的最终减速比ir小于上述实施例，在上述实施例中，与自动变速器30的档被设为增速侧变速比的O/D档“O/D”的情况同样，后轮侧的变速比γr小于前轮侧的变速比γf，如图8(a)所示，电气式差动部12的差动输出部件22即齿圈SR的转速为低旋转。而且，通过这样将差动输出部件22即齿圈SR的转速设为低旋转，来抑制第一电动发电机MG1的向反转方向的旋转变化，从而难以产生能量循环，或者，能量循环造成的能量损失下降，能量转换效率提高。
图10(b)的动力传递装置202中，前轮44侧的最终减速比if小于上述实施例，在上述实施例中，与自动变速器30的档被设为减速侧变速比的第一速档“1st”或第二速档“2nd”的情况同样，后轮侧的变速比γr大于前轮侧的变速比γf，如图8(b)所示，电气式差动部12的差动输出部件22即齿圈SR的转速为高旋转。而且，通过这样将差动输出部件22即齿圈SR的转速设为高旋转，例如来缓和第一电动发电机MG1的转速限制造成的差动输入轴18的转速上升的制约，可使与该差动输入轴18连接的发动机20的转速NE上升，从而得到优异的动力性能(功率)。
图11(a)、(b)是对上述前后轮动力分配装置14的另一例进行说明的构架图。图11(a)的前后轮动力分配装置210为以横置式前轮驱动车辆为基础的前后轮驱动车辆的情况，差动用行星齿轮装置24的齿圈CR为输入旋转要素且连接于上述差动输出部件22这一点没有变化，但在作为第一输出旋转要素的行星齿轮架CCA上连接有前轮侧输出轴212，在该前轮侧输出轴212上设有上述第二电动发电机MG2及自动变速器30，另一方面，在作为第二输出旋转要素的太阳齿轮CS上连接有后轮侧输出齿轮214。作为后轮侧输出齿轮214，采用锥齿轮，也可以直接与传动轴等连接。在这种情况下，只有前后轮不同，实质上得到与上述实施例同样的作用效果。
图11(b)的前后轮动力分配装置220中，差动用行星齿轮装置24的太阳齿轮CS为输入旋转要素，连接于上述差动输出部件22，行星齿轮架CCA为第一输出旋转要素，连接于上述后轮侧输出轴26，齿圈CR为第二输出旋转要素，连接于上述前轮侧输出齿轮28。在这种情况下，也得到与上述实施例同样的作用效果。另外，该前后轮动力分配装置220也能够适用于如(a)所示以横置式前轮驱动车辆为基础的前后轮驱动车辆，如括号所示，只要将前轮侧输出轴212与作为第一输出旋转要素的行星齿轮架CCA连接，且将后轮侧输出齿轮214与作为第二输出旋转要素的齿圈CR连接即可。
图12(a)、(b)是对上述前后轮动力分配装置14的再另一例进行说明的构架图，使用双小齿轮型的分配用行星齿轮装置232代替上述分配用行星齿轮装置24。图12(a)的前后轮动力分配装置230中，分配用行星齿轮装置232的太阳齿轮CS为输入旋转要素，连接于上述差动输出部件22，齿圈CR为第一输出旋转要素，连接于上述后轮侧输出轴26，行星齿轮架CCA为第二输出旋转要素，连接于上述前轮侧输出齿轮28。在这种情况下，也得到与上述实施例同样的作用效果。另外，该前后轮动力分配装置230也能够适用于以横置式前轮驱动车辆为基础的前后轮驱动车辆，如括号所示，只要将前轮侧输出轴212与作为第一输出旋转要素的齿圈CR连接，且将后轮侧输出齿轮214与作为第二输出旋转要素的行星齿轮架CCA连接即可。
图12(b)的前后轮动力分配装置240中，分配用行星齿轮装置232的行星齿轮架CCA为输入旋转要素，连接于上述差动输出部件22，齿圈CR为第一输出旋转要素，连接于上述后轮侧输出轴26，太阳齿轮CS为第二输出旋转要素，连接于上述前轮侧输出齿轮28。在这种情况下，也得到与上述实施例同样的作用效果。另外，该前后轮动力分配装置240也能够适用于以横置式前轮驱动车辆为基础的前后轮驱动车辆，如括号所示，只要将前轮侧输出轴212与作为第一输出旋转要素的齿圈CR连接，且将后轮侧输出齿轮214与作为第二输出旋转要素的太阳齿轮CS连接即可。
图13是对上述电气式差动部12的另一例进行说明的列线图，该电气式差动部250在上述差动用行星齿轮装置16的太阳齿轮SS上连接有第一电动发电机MG1这一点没有变化，是在列线图上位于中间的行星齿轮架SCA上连接有上述差动输出部件22，且在齿圈SR上连接有上述差动输入轴18而连接有发动机20的情况。在这种情况下，在通常的稳定行驶时及加速行驶时，第一电动发电机MG1向反转方向旋转，并且被进行再生控制，另一方面，在高速行驶时，根据需要，第一电动发电机MG1以向与差动输出部件22相同的正转方向旋转的方式被进行动力运行控制。在该实施例中，与虚线所示的现有混合动力车辆相比，也是通过在(a)的高速行驶时使差动输出部件22即行星齿轮架SCA的转速下降，另一方面，在(b)的加速行驶时使差动输出部件22即行星齿轮架SCA的转速上升，来得到与上述实施例同样的作用效果。即，在高速行驶时，根据需要，进行高速行驶时差动控制单元92执行的差动控制，但通过使差动输出部件22即行星齿轮架SCA的转速下降，来抑制第一电动发电机MG1的向正转方向的旋转，从而难以产生能量循环，或者，能量循环造成的能量损失下降，能量转换效率提高。另外，在加速行驶时，根据需要，进行加速行驶时差动控制单元94执行的差动控制，但通过使差动输出部件22即行星齿轮架SCA的转速上升，来缓和第一电动发电机MG1的转速限制造成的差动输入轴18的转速上升的制约，可使与该差动输入轴18连接的发动机20的转速NE上升，可得到优异的动力性能(功率)。
另外，在上述实施例中，作为电气式差动部12或250的差动机构，使用单小齿轮型的差动用行星齿轮装置16，但也可采用双小齿轮型的行星齿轮装置。
以上基于附图对本发明的实施例进行了详细说明，但那些终究是一种实施方式，本发明可用基于本领域技术人员的知识加以种种变更、改进的方式来实施。
工业实用性
在本发明的前后轮驱动车辆的动力传递装置中，构成为，在能够在直线上表示前后轮动力分配装置的三个旋转要素的转速的列线图上，从一端朝向另一端依次为输入旋转要素、第一输出旋转要素、第二输出旋转要素，因此在从第一输出旋转要素到第一车轴的变速比和从第二输出旋转要素到第二车轴的变速比因自动变速器的有无及前后轮的最终减速比的不同等而不同的情况下，在三个旋转要素中，位于端部的输入旋转要素的转速为最大或最小。因此，在高速行驶时，当以该输入旋转要素的转速变小的方式设定上述变速比时，会将与电气式差动部连接的第一旋转机的向动力运行旋转方向的旋转变化抑制该输入旋转要素的转速下降的量，从而难以产生能量循环，能量转换效率提高，另一方面，在加速行驶时，当以输入旋转要素的转速变大的方式设定上述变速比时，容许差动输入部件的转速上升该输入旋转要素的转速上升的量，会使与该差动输入部件连接的发动机等驱动力源的转速上升从而得到优异的动力性能，优选应用于要求得到优异的能量转换效率及动力性能的各种前后轮驱动车辆。

Claims (6)

1.一种前后轮驱动车辆的动力传递装置，具有：
电气式差动部，通过对以能够传递动力的方式与差动机构的旋转要素连接的第一旋转机的运转状态进行控制，来控制差动输入部件的转速和差动输出部件的转速之间的差动状态；
第二旋转机，以能够对前后轮中的至少一方传递动力的方式配置；及
前后轮动力分配装置，包括输入旋转要素、与前后轮的一方的第一车轮运转地连接的第一输出旋转要素及与前后轮的另一方的第二车轮运转地连接的第二输出旋转要素这三个旋转要素，将从所述差动输出部件输入到该输入旋转要素的动力分配给该第一输出旋转要素和该第二输出旋转要素，
所述前后轮驱动车辆的动力传递装置的特征在于，
所述前后轮动力分配装置构成为，在能够在直线上表示所述三个旋转要素的转速的列线图上，从一端朝向另一端依次为所述输入旋转要素、所述第一输出旋转要素、所述第二输出旋转要素，
并且，从所述第一输出旋转要素到所述第一车轮的变速比与从所述第二输出旋转要素到所述第二车轮的变速比不同。
2.如权利要求1所述的前后轮驱动车辆的动力传递装置，其特征在于，
从所述第一输出旋转要素到所述第一车轮的变速比小于从所述第二输出旋转要素到所述第二车轮的变速比。
3.如权利要求1所述的前后轮驱动车辆的动力传递装置，其特征在于，
从所述第一输出旋转要素到所述第一车轮的变速比大于从所述第二输出旋转要素到所述第二车轮的变速比。
4.如权利要求1～3中任一项所述的前后轮驱动车辆的动力传递装置，其特征在于，
在从所述第一输出旋转要素到所述第一车轮的动力传递路径上具有变速部，所述变速部能够从变速比大于1的减速侧变速比到变速比小于1的增速侧变速比进行选择，
在高速行驶时，通过选择所述增速侧变速比使从所述第一输出旋转要素到所述第一车轮的变速比小于从所述第二输出旋转要素到所述第二车轮的变速比，在加速行驶时，通过选择所述减速侧变速比使从所述第一输出旋转要素到所述第一车轮的变速比大于从所述第二输出旋转要素到所述第二车轮的变速比。
5.如权利要求2或4所述的前后轮驱动车辆的动力传递装置，其特征在于，
具备高速行驶时差动控制单元，所述高速行驶时差动控制单元在高速行驶时根据所述差动输出部件的转速对所述第一旋转机进行动力运行控制而驱动所述第一旋转机旋转，以将所述差动输入部件的转速保持为规定值，并且对所述第二旋转机进行再生控制而回收电能。
6.如权利要求3或4所述的前后轮驱动车辆的动力传递装置，其特征在于，
具备加速行驶时差动控制单元，所述加速行驶时差动控制单元在加速行驶时对所述第一旋转机进行再生控制而回收电能，并且根据预定的再生条件限制该再生控制时的该第一旋转机的转速。
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