CN109532457A - 车辆用动力传递装置的控制装置 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种在要求驱动力的变化相对较大的情况下可得到不同的分流模式间的响应性的车辆用动力传递装置的控制装置。在要求驱动力较小的情况下，经由直接连结固定级模式(第三行驶模式)而实施U/DHV模式(第一行驶模式)与O/DHV模式(第二行驶模式)之间的变速。另外，在要求驱动力较大的情况下，由于利用双离合器同步控制来进行切换，因此可得到切换响应性。由于在这些模式之间第一旋转机(MG1)及第二旋转机(MG2)的作用不发生变化，因此第一行驶模式与第二行驶模式的切换通过双离合器同步控制而被迅速地执行。

Description

车辆用动力传递装置的控制装置
技术领域
本发明涉及一种车辆的控制装置，尤其涉及一种对不同的行驶模式间的切换响应性进行改进的控制技术，所述车辆具备第一差动机构、第二差动机构、及第二旋转机，该第一差动机构以能够传递动力的方式而与发动机连结，所述第二差动机构通过对第一旋转机的运转状态进行控制从而对差动状态进行控制，所述第二旋转机以能够传递动力的方式而与输出旋转部件连结，且该输出旋转部件与驱动轮连结。
背景技术
例如专利文献1所示的那样，已知有如下的车辆用动力传递装置，该车辆用动力传递装置具备：动力传递机构，其对内燃机的旋转进行传递；差动机构，其对所述动力传递机构和驱动轮进行连接；以及切换装置，其使所述动力传递机构进行变速，所述差动机构包含：第一旋转要素，其与所述动力传递机构的输出要素连结；第二旋转要素，其与所述第一旋转要素连接；以及第三旋转要素，其与第二电动机及驱动轮连结。
在先技术文献
专利文献
专利文献1：美国专利申请公开第2009/0118936号说明书
发明内容
本发明所要解决的课题
然而，在上述车辆用动力传递装置中，通过对构成所述切换装置的离合器及制动器等卡合装置的卡合状态进行变更，从而形成多种行驶模式。并且，在作为其行驶模式而能够利用不同的动力分割比来对各种差动状态进行控制以进行行驶的动力传递装置中，有时会通过切换多个卡合装置的各自的工作状态从而使用作为多个行驶模式的多个分流模式。但是，在该分流模式的切换时，第一旋转机及第二旋转机的作用也被切换，因此，经由一度形成固定级并实施旋转要素的同步的操作，来对第一旋转机及第二旋转机的作用进行切换。如此，由于经由形成固定级而实施旋转要素的同步，因此无法充分地获得分流模式间的切换响应性。
本发明是以上述情况为背景而完成的，其目的在于，提供一种能够获得不同分流模式间的切换响应性的车辆用动力传递装置的控制装置。
用于解决课题的方法
第一发明的主旨在于，(a)一种车辆用动力传递装置的控制装置，所述车辆用动力传递装置具备：包括第一旋转要素、第二旋转要素和第三旋转要素在内的第一差动机构、包括第四旋转要素、第五旋转要素和第六旋转要素在内的第二差动机构、对所述第一旋转要素至所述第三旋转要素中的任意两个进行卡合的第一卡合要素、以及与所述第二旋转要素、第四卡合要素及第五旋转要素中的任意一个旋转要素进行卡合的第二卡合要素，并且所述第三旋转要素与所述第六旋转要素连结，所述第五旋转要素与输出轴连结，所述第一旋转要素与内燃机连结，所述第四旋转要素与第一旋转机连结，所述输出轴与第二旋转机连结，(b)能够选择性地对第一行驶模式、第二行驶模式、及第三行驶模式进行切换，所述第一行驶模式为，通过所述第一卡合要素及所述第二卡合要素中的任意一方的卡合要素的卡合而使所述内燃机的转速被减速并向所述输出轴输出的模式，所述第二行驶模式为，通过所述第一卡合要素及所述第二卡合要素中的另一方的卡合要素的卡合而使所述内燃机的转速被增速并向所述输出轴输出的模式，所述第三行驶模式为，由所述第一卡合要素及所述第二卡合要素的卡合所实现的模式，(c)在所述第一行驶模式与所述第二行驶模式之间进行切换时，使所述第三行驶模式介入而进行切换，并且在预定条件成立的情况下，通过所述第一卡合要素及所述第二卡合要素之间的双离合器同步控制，从而实施所述第一行驶模式与所述第二行驶模式之间的切换。
第二发明的主旨在于，所述预定条件为，加速操作变化量成为预先规定的加速操作变化量判断值以上。
第三发明的主旨在于，所述预定条件基于重视车辆的动力性能的运动模式被选择了的情况而成立。
第四发明的主旨在于，所述第一行驶模式为所述内燃机的转速被减速而从所述输出轴被输出的行驶模式，所述第二行驶模式是所述内燃机的转速被增速而从所述输出轴被输出的行驶模式，所述第三行驶模式是与所述内燃机的转速相同的转速从所述输出轴被输出的行驶模式。
第五发明的主旨在于，设有多级变速模式，所述多级变速模式针对所述第一行驶模式、所述第二行驶模式、及所述第三行驶模式而分别实施了齿轮级的分配，在包含所述第三行驶模式的变速级的分配被选择的情况下，经由第三行驶模式而对所述第一行驶模式和所述第二行驶模式进行切换，在不包含第三行驶模式的变速段的分配被选择的情况下，通过双离合器同步控制而对所述第一行驶模式和所述第二行驶模式进行切换。
第六发明的主旨在于，根据预先设定的关系，且基于依据加速器开度而获得的要求驱动力和车速来对所述第一行驶模式与所述第二行驶模式进行切换，并且在所述运动模式被选择的情况下，将对所述第一行驶模式与所述第二行驶模式进行切换的切换点向高车速侧及低负载侧中的至少一侧变更。
发明效果
根据第一发明的车辆用动力传递装置的控制装置，由于在所述第一行驶模式与所述第二行驶模式的切换时，使所述第一卡合要素及所述第二卡合要素被卡合的第三行驶模式介入而进行切换，从而通过仅释放所述第一卡合要素及所述第二卡合要素中的一方而从所述第三行驶模式向所述第一行驶模式或所述第二行驶模式被切换，因此，第一行驶模式与第二行驶模式的切换时的内燃机转速变化能够毫无不适感地顺利进行，由此抑制了变速冲击。另外，由于在所述预定条件成立的情况下，通过双离合器同步控制而对所述第一行驶模式与所述第二行驶模式之间进行切换，因此可获得切换响应性。由于在该所述第一行驶模式与所述第二行驶模式之间的切换中第一旋转机及第二旋转机的作用不发生变化，因此能够通过双离合器同步控制来进行切换。
根据第二发明的车辆用动力传递装置的控制装置，所述预定条件为，加速操作变化量成为预先规定的加速操作变化量判断值以上。根据该方式，由于在要求驱动力较高的高负载行驶中，通过双离合器同步控制而对所述第一行驶模式与所述第二行驶模式之间进行切换，因此可获得切换响应性。
根据第三发明的车辆用动力传递装置的控制装置，所述预定条件基于重视车辆的动力性能的运动模式被选择了的情况而成立。根据该方式，在运动行驶模式选择时，可获得所述第一行驶模式与所述第二行驶模式之间的切换响应性。
根据第四发明的车辆用动力传递装置的控制装置，所述第一行驶模式为所述内燃机的转速被减速而从所述输出轴被输出的行驶模式，所述第二行驶模式为所述内燃机的转速被增速而从所述输出轴被输出的行驶模式，所述第三行驶模式为与所述内燃机的转速相同的转速从所述输出轴被输出的行驶模式。据此，在内燃机的转速减速而被输出的第一行驶模式与内燃机的转速增速而被输出的第二行驶模式之间的切换时，由于通过使内燃机的转速保持不变而被输出的第三行驶模式介入而进行切换，从而仅通过释放第一卡合要素及所述第二卡合要素中的一方即可从所述第三行驶模式向所述第一行驶模式或所述第二行驶模式切换，因此，第一行驶模式与第二行驶模式的切换时的内燃机转速变化能够毫无不适感地顺利进行，由此抑制了变速冲击。另外，由于在所述预定条件成立的情况下，通过双离合器同步控制而实施内燃机的转速减速而被输出的第一行驶模式与内燃机的转速增速而被输出的第二行驶模式之间的切换，因此可获得切换响应性。另外，由于在所述预定条件成立的情况下，通过双离合器同步控制而对所述第一行驶模式与所述第二行驶模式之间进行切换，因此可获得切换响应性。
根据第五发明的车辆用动力传递装置的控制装置，设有多级变速模式，所述多级变速模式对所述第一行驶模式、所述第二行驶模式、及所述第三行驶模式分别实施了齿轮级的分配，在包含第三行驶模式的变速级的分配被选择的情况下，经由第三行驶模式而对所述第一行驶模式和所述第二行驶模式进行切换，在不包含第三行驶模式的变速段的分配被选择的情况下，通过双离合器同步控制而对所述第一行驶模式与所述第二行驶模式进行切换。根据该方式，在重视耗油率时，通过选择包含第三行驶模式的变速级的分配(模式一)，从而抑制了在第一行驶模式与第二行驶模式之间的有级变速中变速冲击的产生。另外，在重视加速响应性时，选择不包含第三行驶模式的变速级的分配(模式二)，因此通过双离合器同步控制而对所述第一行驶模式与所述第二行驶模式进行切换。由此，能够在第一行驶模式与第二行驶模式之间的有级变速中提高切换响应性。
根据第六发明的车辆用动力传递装置的控制装置，根据预先设定的关系，且基于依据加速器开度而获得的要求驱动力和车速而对所述第一行驶模式与所述第二行驶模式进行切换，并且在所述运动模式被选择的情况下，将对所述第一行驶模式与所述第二行驶模式进行切换的切换点向高车速侧及低负载侧中的至少一侧变更。根据该方式，使第一行驶模式与第二行驶模式的切换点向高车速侧及低负载侧、向高车速侧、或向低负载侧扩大，并且通过实施双离合器同步控制，从而提高车辆的动力性能。
附图说明
图1是表示构成应用了本发明的车辆的行驶所涉及的动力传递装置的齿轮系A3FR的框架图，并且是对用于控制其各个部分的控制系统的主要部分进行说明的图。
图2是表示对卡合要素的工作状态进行控制的液压控制电路的一个示例的图。
图3是表示各行驶模式中的各卡合要素的各工作状态的图表。
图4是单驱动EV模式(前进)时的列线图。
图5是单驱动EV模式(后退)时的列线图。
图6是双驱动EV模式(前进)时的列线图。
图7是双驱动EV模式(后退)时的列线图。
图8是在U/D输入分流的待机模式时的列线图。
图9是在O/D输入分流的待机模式时的列线图。
图10是在U/D输入分流的发动机制动并用模式时的列线图。
图11是在O/D输入分流的发动机制动并用模式时的列线图。
图12是HV行驶模式的U/DHV模式时的前进行驶时的列线图。
图13是HV行驶模式的O/DHV模式时的前进行驶时的列线图。
图14是表示在例如车速在200(km/h)以上的高车速及高负载下的行驶、即O/DHV模式下的行驶过程中行驶模式从O/DHV模式被切换为U/DHV模式的状态的列线图。
图15是HV行驶模式的U/DHV模式时的后退行驶时的列线图，且是发动机反转输入的情况的图。
图16是HV行驶模式的U/DHV模式时的后退行驶时的列线图，且是发动机正转输入的情况的图。
图17是HV行驶模式的O/DHV模式时的后退行驶时的列线图，且是发动机正转输入的情况的图。
图18是HV行驶模式的固定级模式时的列线图，且是直接连结的情况。
图19是HV行驶模式的固定级模式时的列线图，且是输出轴固定的情况。
图20是表示行驶模式切换映射图即工作卡合表的一个示例的图，且是以保持电池容量的状态而行驶的情况的图。
图21是表示行驶模式切换映射图的一个示例的图，且是在消耗电池容量的同时进行行驶的情况的图。
图22是对电子控制装置的控制动作的主要部分即U/DHV模式与O/DHV模式之间的切换方法根据要求驱动力Fr而变更的控制动作进行说明的流程图。
图23是对图22的控制动作中的通过同步切换控制而从O/DHV模式向U/DHV模式进行切换的变速动作的主要部分进行说明的时序图。
图24是表示为了确定加速操作变化率判断值而被预先存储的关系的图，其中，所述加速操作变化率判断值用于对加速操作变化率的大小进行判断判断。
图25是本发明的其他实施例即实施例2中所使用的、行驶模式切换映射图即动作卡合表，且是以保持电池容量的状态而进行行驶的情况的图。
图26是对本发明的其他实施例即实施例2的电子控制装置的控制工作的主要部分进行说明的流程图。
图27是对图26的电子控制装置的控制动作的主要部分进行说明的时序图。
图28是表示为了确定加速操作变化量判断值而被预先存储的关系的图，其中，所述加速操作变化量判断值用于对在图26的实施例中所使用的加速操作变化量的大小进行判断。
图29是本发明的其他实施例即实施例3中所使用的、行驶模式切换映射图，且是以保持电池容量的状态而进行行驶的情况的图。
图30是图29的实施例3所使用的行驶模式切换映射图，且是在消耗电池容量的同时进行行驶的情况的图。
图31是对图29的实施例3中的各变速级与模式的分配状态进行说明的图，且模式一表示包含重视响应性的直接连结固定级模式的变速级的分配，模式二表示不包含直接连结固定级模式的变速级的分配。
图32是对图29的实施例3中的电子控制装置的控制动作的主要部分进行说明的流程图。
图33是对图29的实施例3中的电子控制装置的控制动作中通过双离合器同步变速而从O/DHV模式向U/DHV模式的升档变速动作进行说明的时序图。
图34是表示构成本发明的其他实施例即实施例4的动力传递装置的齿轮系A3FF的框架图。
图35是表示构成本发明的其他实施例即实施例5的动力传递装置的齿轮系A1FR的框架图。
图36是表示图35的实施例5中的HV行驶模式的U/DHV模式的列线图，且是与图12对应的图。
图37是表示图35的实施例5中的HV行驶模式的O/DHV模式的列线图，且是与图13对应的图。
图38是表示构成本发明的其他实施例即实施例6的动力传递装置的齿轮系A1FF的框架图。
图39是表示构成本发明的其他实施例即实施例7的动力传递装置的齿轮系A2FR的框架图。
图40是表示图39的实施例7中的HV行驶模式的U/DHV模式的列线图，且是与图12对应的图。
图41是表示图39的实施例7中的HV行驶模式的O/DHV模式的列线图，且是与图13对应的图。
图42是表示构成本发明的其他实施例即实施例8的动力传递装置的齿轮系A2FF的框架图。
图43是表示构成本发明的其他实施例即实施例9的动力传递装置的齿轮系B1FR的框架图。
图44是示出图43的实施例9中的HV行驶模式的U/DHV模式的列线图，且是与图12对应的图。
图45是示出图43的实施例9中的HV行驶模式的O/DHV模式的列线图，且是与图13对应的图。
图46是表示图43的实施例9所使用的、各行驶模式下的各卡合要素的各工作状态的图表。
图47是表示构成本发明的其他实施例即实施例10的动力传递装置的齿轮系B1FF的框架图。
图48是表示构成本发明的其他实施例即实施例11的动力传递装置的齿轮系B2FF的框架图。
图49是表示构成本发明的其他实施例即实施例12的动力传递装置的齿轮系B3FF的框架图。
图50是表示构成本发明的另一个实施例即实施例13的动力传递装置的齿轮系C1FR的框架图。
图51是表示图50的实施例13中的HV行驶模式的U/DHV模式(高)的列线图。
图52是表示图50的实施例13中的HV行驶模式的U/DHV模式(低)的列线图。
图53是示出图50的实施例13中的HV行驶模式的O/DHV模式的列线图。
图54是图50的实施例13所使用的、各行驶模式下的各卡合要素的各工作状态的图表。
图55是表示构成本发明的其他实施例即实施例14的动力传递装置的齿轮系C1FF的框架图。
图56是表示构成本发明的其他实施例即实施例15的动力传递装置的齿轮系C2FR的框架图。
图57是表示构成本发明的其他实施例即实施例16的动力传递装置的齿轮系C2FF的框架图。
图58是表示构成本发明的另一个实施例即实施例17的动力传递装置的齿轮系D1FF的框架图。
图59是表示图58的实施例17中的HV行驶模式的U/DHV模式的列线图。
图60是表示图58的实施例17中的HV行驶模式的O/DHV模式(高)的列线图。
图61是表示图58的实施例17中的HV行驶模式的O/DHV模式(低)的列线图。
图62表示图58的本实施例17所使用的、各行驶模式下的各卡合要素的各工作状态的图表。
图63是表示构成本发明的其他实施例即实施例18的动力传递装置的齿轮系D2FF的框架图。
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是对应用了本发明的车辆10的行驶所涉及的各个部分的大致构成进行说明的图，且是对用于控制其各个部分的控制系统的主要部分进行说明的图。在图1中，车辆10为，具备可成为行驶用的动力源的、发动机(内燃机)12、第一旋转机MG1及第二旋转机MG2、动力传递装置(车辆用动力传递装置)14、驱动轮16的混合动力车辆。
发动机12为，例如汽油发动机、柴油发动机等使预定的燃料燃烧而输出动力的公知的内燃机。该发动机12通过由后述的电子控制装置90而对节气门开度θ或吸入空气量、燃料供给量、点火正时等运转状态进行控制，从而对发动机转矩Te进行控制。
第一旋转机MG1及第二旋转电机MG2为，具有作为产生驱动转矩的电动机(电机)的功能及作为发电机(generator)的功能的所谓的电动发电机。第一旋转机MG1及第二旋转电机MG2经由被设置于具有逆变器部、平滑电容器等的车辆10上的电力控制单元50而与作为授受各自的电力的蓄电装置的被设置于车辆10上的蓄电池单元52连接，并且通过由后述的电子控制装置90而对电力控制单元50进行控制，从而对作为第一旋转机MG1及第二旋转电机MG2的各自的输出转矩(动力运行转矩或再生转矩)的MG1转矩Tg和MG2转矩Tm进行控制。
在发动机12与驱动轮16之间的动力传递路径上设置有动力传递装置14。动力传递装置14在作为被安装于车身上的非旋转部件的壳体18内具备第一旋转机MG1、第二旋转机MG2、第一动力传递部20、第二动力传递部22等。另外，动力传递装置14具备与作为第一动力传递部20的输出旋转部件的输出轴24连结的汽车传动轴26、与汽车传动轴26连结的驱动小齿轮28、经由差速器内啮合齿轮30而与驱动小齿轮28相啮合的差速器齿轮32、与差速器齿轮32连结的驱动轴34等。
第一动力传递部20与输入轴36同轴心地被配置，所述输入轴36与发动机12的曲轴连接且作为第一动力传递部20的输入旋转部件，第一动力传递部20具备第一差动机构38、第二差动机构40、第一旋转机MG1、离合器(第一卡合要素)CL1、制动器(第三卡合要素)BR1、及离合器(第二卡合要素)CLc等。
第一差动机构38是公知的双小齿轮型的行星齿轮机构，并作为产生差动作用的差动机构而发挥作用，所述第一差动机构38具有第一太阳齿轮S1、相互啮合的多对第一小齿轮P1a、P1b、对第一小齿轮P1a、P1b以可自转及公转的方式进行支承的第一行星齿轮架C1、经由第一小齿轮P1a、P1b而与第一太阳齿轮S1啮合的第一内啮合齿轮R1。第一差动机构38例如考虑到适当地设置齿轮比ρ1(关于齿轮比ρ将在后文中叙述)而采用双小齿轮型的行星齿轮机构。另外，第二差动机构40是公知的单小齿轮型的行星齿轮机构，并作为产生差动作用的差动机构而发挥作用，所述第二差动机构40具有第二太阳齿轮S2、第二小齿轮P2、对第二小齿轮P2以可自转及公转的方式进行支承的第二行星齿轮架C2、经由第二小齿轮P2而与第二太阳齿轮S2啮合的第二内啮合齿轮R2。
在第一差动机构38中，第一行星齿轮架C1为，一体地与输入轴36连结，且经由该输入轴36而以能够传递动力的方式与发动机12连结的第一旋转要素RE1，并作为第一差动机构38的输入旋转部件而发挥作用。第一内啮合齿轮R1是经由制动器BR1与壳体18选择性地连结的第二旋转要素RE2。第一太阳齿轮S1是与第二差动机构40的输入旋转部件(即第二差动机构40的第二内啮合齿轮R2)连结的第三旋转要素RE3，并作为第一差动机构38的输出旋转部件而发挥作用。
在第二差动机构40中，第二太阳齿轮S2为，一体地与第一旋转机MG1的转子轴42连结，且以能够传递动力的方式与第一旋转机MG1连结的作为反作用力要素的第四旋转要素RE4。第二行星齿轮架C2为，与输出轴24连结(即以与输出轴24一体旋转的方式被设置)且与驱动轮16连结的作为输出要素的第五旋转要素RE5，并作为第二差动机构40的输出旋转部件而发挥作用。第二内啮合齿轮R2为与第一差动机构38的输出旋转部件(即第一差动机构38的第一太阳齿轮S1)连结的作为输入要素的第六旋转要素RE6，并作为第二差动机构40的输入旋转部件而发挥作用。
第1行星齿轮架C1与第一内啮合齿轮R1经由离合器CL1而选择性地被连结。另外，第一内啮合齿轮R1与第二行星齿轮架C2经由离合器CLc而选择性地被连接。因此，离合器CL1为选择性地对第一旋转要素RE1与第二旋转要素RE2进行连结的第一卡合要素。另外，离合器CLc为选择性地对第二旋转要素RE2与第五旋转要素RE5进行连结的第二卡合要素。另外，制动器BR1为选择性地将第二旋转要素RE2连结于壳体18的第三卡合要素。离合器CL1、制动器BR1、及离合器CLc优选为均是湿式的摩擦卡合装置，且为通过液压致动器而被卡合控制的多板型的液压式摩擦卡合装置。
图2是表示对各卡合要素(离合器CL1、制动器BR1、离合器CLc)的工作状态(卡合、释放等状态)进行控制的、车辆10所具备的液压控制电路60的主要部分的一个示例的图。在图2中，液压控制电路60具备主调节阀62及线性电磁阀SL1、SL2、SL3等。主调节阀62以车辆10所具备的机械式的机油泵64(也称为MOP64)所产生的液压作为原压，或者以车辆10所具备的电动式的机油泵66(也称为EOP66)所产生的液压作为原压，从而对线液压PL进行调压。MOP64与例如随着发动机12的旋转而进行旋转的、动力传递装置14的任意的旋转部件(也与旋转要素同义)连结，并通过发动机12来进行旋转驱动从而供给液压。EOP66在例如发动机12的旋转停止时(例如使发动机12的运转停止的电动机行驶时)，通过由后述的电子控制装置90所控制的未图示的专用的电动机而被旋转驱动，从而供给液压。线性电磁阀SL1以线液压PL作为原压，而对向离合器CL1供给的卡合液压(也称为CL1液压Pcl1)进行调压。线性电磁阀SL2以线液压PL作为原压，而对向制动器BR1供给的卡合液压(也称为BR1液压Pbr1)进行调压。线性电磁阀SL3以线液压PL作为原压，而对向离合器CLc供给的卡合液压(也称为CLc液压Pclc)进行调压。线性电磁阀SL1、SL2、SL3基本上均为相同的结构，并通过电子控制装置90而分别独立地实施激磁、非激磁及电流控制，从而独立地对各液压Pcl1、Pbr1、Pclc进行调压。各卡合要素(离合器CL1、制动器BR1、离合器CLc)根据从液压控制电路60分别被供给的各液压Pcl1、Pbr1、Pclc而切换工作状态。
回到图1，第一差动机构38通过对离合器CL1及制动器BR1的各工作状态进行切换，从而能够形成直接连结状态、发动机12的反转变速状态、空档状态(中立状态)、及内部锁定状态这四个状态。具体而言，第一差动机构38在离合器CL1的卡合状态下被设为，第一差动机构38的各旋转要素进行一体旋转的直接连结状态。另外，第一差动机构38在制动器BR1的卡合状态下被设为，第一内啮合齿轮R1的旋转被设为0[rpm]，且相对于发动机转速Ne的正旋转而使第一太阳齿轮S1(第一差动机构38的输出旋转部件)成为负旋转的发动机12的反转变速状态。另外，第一差动机构38在离合器CL1的释放状态且制动器BR1的释放状态下被设为，容许第一差动机构38的差动的空档状态。另外，第一差动机构38在离合器CL1的卡合状态且制动器BR1的卡合状态下被设为，第一差动机构38的各旋转要素旋转停止的内部锁定状态。
第二差动机构40在容许差动的状态下能够作为动力分割机构而发挥作用，该动力分割机构将被输入至第二内啮合齿轮R2的发动机12的动力向第一旋转机MG1及第二行星齿轮架C2分割(也与分配同义)。因此，在车辆10中，通过利用第一旋转机MG1而取得被输入至第二内啮合齿轮R2的发动机转矩Te的反作用力，从而能够以直接传递转矩和第二旋转机MG2的MG2转矩Tm进行发动机行驶，所述直接传递转矩(也称为发动机直接传递转矩)为向第二行星齿轮架G2机械性地传递的转矩，所述第二旋转机MG2通过由被分割于第一旋转机MG1的动力所产生的第一电动机MG1的发电电力而被驱动。由此，第二差动机构40作为公知的电气式差动部(电气式无级变速器)而发挥作用，所述电气式差动部通过利用后述的电子控制装置90来控制电子控制单元50而对第一旋转机MG1的运转状态进行控制，从而对齿数比(变速比)进行控制。即，第二差动机构40为通过控制第一旋转机MG1的运转状态从而对差动状态进行控制的电气式变速机构。
在第一动力传递部20中，能够构成通过与第二差动机构40中的动力分割比不同的动力分割比而进行动作的电气式无级变速器。即，在第一动力传递部20中，不仅第一太阳齿轮S1(第三旋转要素RE3)与第二内啮合齿轮R2(第六旋转要素RE6)被连结在一起，而且通过将离合器CLc设为卡合状态而使第一内啮合齿轮R1(第二旋转要素RE2)与第二行星齿轮架C2(第五旋转要素RE5)被连结，从而由第一差动机构38与第二差动机构40构成一个差动机构，由此能够使第一差动机构38和第二差动机构40整体作为通过与第二差动机构40单独的动力分割比不同的动力分割比而进行动作的电气式无级变速器而发挥作用。
在第一动力传递部20中，形成有上述的四个状态的第一差动机构38与第二差动机构40被连结，并且车辆10对应于离合器CLc的工作状态的切换，从而能够实现后述的多种行驶模式。
在以此方式构成的第一动力传递部20中，发动机12的动力、第一旋转机MG1的动力向输出轴24被传递。因此，发动机12及第一旋转机MG1经由第一动力传递部20而以能够传递动力的方式与驱动轮16连结。
第二动力传递部22具备减速机构44，所述减速机构44与输入轴36(或输出轴24)同轴心地被配置，且与第二旋转机MG2及输出轴24连结。减速机构44是公知的单小齿轮型的行星齿轮机构，并具有第三太阳齿轮S3、第三小齿轮P3、对第三小齿轮P3以能够自转及公转的方式进行支承的第三行星齿轮架C3、经由第三小齿轮P3而与第三太阳齿轮S3啮合的第三内啮合齿轮R3。第三太阳齿轮S3是与第二旋转机MG2的转子轴46连结的输入要素。第三内啮合齿轮R3是与壳体18连结的反作用力要素。第三行星齿轮架C3是与输出轴24连结的输出要素。以此方式构成的减速机构44使MG2转速Nm减速并向输出轴24传递。由此，在第二动力传递部22中，第二旋转机MG2的动力在不经由第一动力传递部20的条件下向输出轴24被传递。因此，第二旋转机MG2在不经由第一动力传递部20的条件下以能够传递动力的方式与驱动轮16连结。也就是说，第二旋转机MG2是在不经由第一动力传递部20的条件下以能够传递动力的方式与驱动轴34连结的旋转机，其中，所述驱动轴34为动力传递装置14的输出旋转要素。此外，动力传递装置14的输出旋转要素是与驱动轮16连结的输出旋转要素，除了驱动轴34之外，也与输出轴24、汽车传动轴26等同义。
以此方式构成的动力传递装置14优选为用于FR(front engine rear drive：前置后驱)方式的车辆中。另外，在动力传递装置14中，发动机12的动力、第一旋转机MG1的动力、第二旋转机MG2动力向输出轴24被传递，并从该输出轴24依次经由差速器齿轮32、驱动轴34等而向驱动轮16被传递。
车辆10具备作为控制器的电子控制装置90，所述电子控制装置90包含与发动机12、动力传递装置14等的控制相关的车辆10的控制装置。电子控制单元90例如被构成为包含所谓的微型计算机，所述微型计算机具备CPU(Control Processing Unit：中央处理器)、RAM(Random Access Memory：随机存取存储器)、ROM(Read Only Memory：只读存储器)、输入输出界面等，CPU在利用RAM的临时存储功能的同时，通过按照被预先存储于ROM中的程序而实施信号处理，从而执行车辆10的各种控制。例如，电子控制装置90执行发动机12、第一旋转机MG1、及第二旋转机MG2的各输出控制、后述的行驶模式的切换控制等，并根据需要而区分构成为发动机控制用、旋转机控制用、液压控制用等。
基于由车辆10所具备的各种开关、传感器等(例如模式选择开关68、发动机转速传感器70、输出转速传感器72、旋转变压器等的MG1转速传感器74、旋转变压器等的MG2转速传感器76、加速器开度传感器78、档位传感器80、蓄电池传感器82等)得到的检测值的各种信号等(例如，对节能行驶、正常行驶、动力行驶(例如，运动模式)中的任意一个进行指令的行驶模式选择信号、发动机转速Ne、与车速V对应的输出轴24的转速即输出转速No、MG1转速Ng、MG2转速Nm、加速器开度θacc、“P”、“R”、“N”、“D”等换档杆的操作位置(档位)POSsh、蓄电池单元52的电池温度THbat、电池充放电电流Ibat、电池电压Vbat等)被供给至电子控制装置90。另外，从电子控制装置90向车辆10所具备的各装置(例如，节气门作动器、燃料喷射装置、点火装置等发动机控制装置54、电力控制单元50、液压控制电路60、EOP66等)分别输出各种指令信号(例如用于控制发动机12的发动机控制指令信号Se、用于分别控制第一旋转机MG1及第二旋转机MG2的旋转机控制指令信号Smg、用于控制各卡合要素(离合器CL1、制动器BR1、离合器CLc)的工作状态的液压控制指令信号Sp、用于驱动EOP66的泵驱动控制指令信号Sop等)。此外，电子控制单元90例如基于电池充放电电流Ibat及电池电压Vbat等而对作为表示蓄电池单元52的充电状态的值的蓄电池单元52的充电容量SOC(也称为电池容量SOC)进行计算。
电子控制装置90为了实现用于车辆10中的各种控制的控制功能，而具备作为混合动力控制单元的混合动力控制部92、作为动力传递切换单元的动力传递切换部94、及加速要求判断部98。
混合动力控制部92输出发动机控制指令信号Se而执行发动机12的输出控制，以获得发动机转矩Te的目标转矩，所述发动机控制指令信号Se对电子节气门进行开闭控制，对燃料喷射量、喷射时期进行控制，并对点火正时进行控制。另外，混合动力控制部92向电力控制单元50输出旋转机控制指令信号Smg而执行第一旋转机MG1、第二旋转机MG2的输出控制，以获得MG1转矩Tg、MG2转矩Tm的目标转矩，所述旋转机控制指令信号Smg对第一旋转机MG1、第二旋转机MG2的动作进行控制。
混合动力控制部92基于加速器开度θacc及车速V而对要求驱动转矩进行计算，并考虑充电要求值(充电要求功率)等而由发动机12、第一旋转机MG1及第二旋转机MG2中的至少一个产生要求驱动转矩，以成为低耗油率且排气量少的运转。
作为行驶模式，混合动力控制部92根据行驶状态而选择性地使电动机行驶(EV行驶)模式、混合动力行驶(HV行驶)模式(也称为发动机行驶模式)成立。EV行驶模式是如下的控制方式，即，在发动机12的运转已停止的状态下，能够将第一旋转机MG1及第二旋转机MG2中的至少一个旋转机作为行驶用的动力源而进行行驶的电动机行驶。HV行驶模式是如下的控制方式，即，能够至少将发动机12作为行驶用的动力源而进行行驶(即将发动机12的动力向驱动轮16传递而进行行驶)的HV行驶(发动机行驶)。此外，即便采用如将发动机12的动力通过第一旋转机MG1的发电而转换为电力且专门将该电力向蓄电池单元52进行充电的模式那样的、不以车辆10的行驶为前提的模式，由于设为使发动机12运转的状态，因此也被包含在HV行驶模式中。
动力传递切换部94基于通过混合动力控制部92而成立的行驶模式，来对离合器CL1、制动器BR1、及离合器CLc各自的工作状态进行控制。动力传递切换部94向液压控制电路60输出使离合器CL1、制动器BR1及离合器CLc分别卡合和/或释放的液压控制指令信号Sp，以便能够实现用于在通过混合动力控制部92而成立的行驶模式下进行行驶的动力传递。
在此，用图3及图4至图19，对在车辆10中能够执行的行驶模式进行说明。图3是表示各行驶模式中的离合器CL1、制动器BR1、及离合器CLc的各工作状态的图表。图3的图表中的○标记表示卡合元件(离合器CL1、制动器BR1、离合器CLc)的卡合，空白栏表示释放，△标记表示在将运转停止状态的发动机12设为带动旋转状态的发动机制动器(也称为发动机制动)被一并使用时，根据状况而对任意一方进行卡合的情况，或者对双方进行卡合的情况。另外，“G”表示使旋转机(MG1、MG2)主要作为发电机而发挥功能，“M”表示使旋转机(MG1、MG2)在驱动时主要作为电动机而发挥功能。如图3所示，车辆10能够选择性地实现EV行驶模式及HV行驶模式以作为行驶模式。EV行驶模式具有单驱动EV模式与双驱动EV模式这两种模式，所述单驱动EV模式是能够进行以第二旋转机MG2作为单独的动力源的电动机行驶的控制方式，双驱动EV模式是能够进行以第一旋转机MG1及第二旋转机MG2作为动力源的电动机行驶的控制方式。HV行驶模式具有超速(O/D)输入分流模式(以下称为O/DHV模式)、低速(U/D)输入分流模式(以下称为U/DHV模式)、固定级模式这三种模式。
图4至图19是能够相对地表示第一差动机构38及第二差动机构40各自的各旋转要素RE1-RE6的转速的列线图。在该列线图中，表示各旋转要素的转速的纵线Y1-Y4朝向纸面而从左侧开始的顺序分别为，纵线Y1表示作为与第一旋转机MG1连结的第四旋转要素RE4的第二太阳齿轮S2的转速，纵线Y2表示作为与发动机12(参照图中的“ENG”)连结的第一旋转要素RE1的第一行星齿轮架C1的转速，纵线Y3表示作为经由制动器BR1而与壳体18选择性地连结的第二旋转要素RE2的第一内啮合齿轮R1的转速、及作为与输出轴24(参照图中的“OUT”)连结的第五旋转要素RE5的第二行星齿轮架C2的转速，纵线Y4表示相互连结的作为第三旋转要素RE3的第一太阳齿轮S1及作为第六旋转要素RE6的第二内啮合齿轮R2的转速。在输出轴24上经由减速机构44而连结有第二旋转机MG2。另外，白色四边形标记(□)中的箭头标记表示MG1转矩Tg，白色圆形标记(○)中的箭头标记表示发动机转矩Te，黑色圆形标记(●)中的箭头标记表示MG2转矩Tm。另外，由留白来表示选择性地对第一行星齿轮架C1与第一内啮合齿轮R1进行连结的离合器CL1示出了离合器CL1的释放状态，由影线(斜线)来表示离合器CL1示出了离合器CL1的卡合状态。另外，使第一内啮合齿轮R1选择性地与壳体18连结的制动器BR1中的白色菱形标记(◇)示出了制动器BR1的释放状态，黑色菱形标记(◆)示出了制动器BR1的卡合状态。另外，使第一内啮合齿轮R1选择性地与第二行星齿轮架C2连结的离合器CLc中的白色菱形标记(◇)示出了离合器CLc的释放状态，黑色菱形标记(◆)示出了离合器CLc的卡合状态。另外，相对地表示关于第一差动机构38的转速的直线由虚线来表示，相对地表示关于第二差动机构40的转速的直线由实线来表示。此外，黑色圆形标记(●)中的箭头标记为由被分割至第一旋转机MG1的发动机12的动力所产生的第一旋转机MG1的发电电力和/或通过从蓄电池单元52供给的电力而被驱动的第二旋转机MG2所产生的MG2转矩Tm，其中不包含发动机直接传递转矩的量。另外，由于离合器CLc中的黑色菱形标记(◆)与黑色圆形标记(●)重叠，因此在图中并未被表示。另外，纵线Y1、Y2、Y3、Y4的彼此的间隔根据差动机构38、40的各齿轮比ρ1、ρ2而被确定。在列线图的纵轴间的关系中，当太阳齿轮与行星齿轮架之间的间隔被设为与“1”对应的间隔时，行星齿轮架与内啮合齿轮之间的间隔被设为与齿轮比ρ(＝太阳齿轮的齿数/内啮合齿轮的齿数)对应的间隔。
图4及图5是单驱动EV模式时的列线图。如图3的“通常”所示，单驱动EV模式在将离合器CL1、制动器BR1、离合器CLc同时释放的状态下被实现。在单驱动EV模式中，离合器CL1及制动器BR1被释放，并容许第一差动机构38的差动，且第一差动机构38被设为空档状态。混合动力控制部92在使发动机12的运转停止的同时，使行驶用的MG2转矩Tm从第二旋转机MG2输出。图4是第二旋转机MG2以正旋转(即车辆10的前进时的第二行星齿轮架C2的旋转方向)的方式输出正转矩的前进时的情况。另外，图5是第二旋转机MG2以负旋转(即车辆10的后退时的第二行星齿轮架C2的旋转方向)的方式输出负转矩的后退时的情况。在车辆行驶过程中，以与第二旋转机MG2的旋转(此处也与驱动轮16的旋转同义)联动的方式，而使与输出轴24连结的第二行星齿轮架C2旋转。在单驱动EV模式中，进一步地由于离合器CLc被释放，因此发动机12及第一旋转机MG1并未分别被带动旋转，从而能够将发动机转速Ne及MG1转速Ng设为0。由此，能够减少发动机12及第一旋转机MG1中各自的拖曳损失以改善功耗(即抑制了电力消耗)。混合动力控制部92通过反馈控制而将MG1转速Ng维持为0。或者，混合动力控制部92以第一旋转机MG1的旋转被固定的方式而执行使电流流过第一旋转机MG1的控制(d轴锁定控制)，从而将MG1转速Ng维持为0。或者，在即便将MG1转矩Tg设为0也能够通过第一旋转机MG1的齿槽转矩而将MG1转速Ng维持为0时，无需添加MG1转矩Tg。此外，即便实施将MG1转速Ng维持为0的控制，由于第一动力传递部20为不获得MG1转矩Tg的反作用力的中立状态，因此也不会对驱动转矩造成影响。另外，在单驱动EV模式中，也可以将第一旋转机MG1设为无负载而使之空转。
图6及图7是双驱动EV模式时的列线图。如图3的“双驱动”所示，双驱动EV模式在离合器CL1及制动器BR1处于卡合的状态且离合器CLc处于释放的状态下被实现。在双驱动EV模式中，离合器CL1及制动器BR1被卡合，从而限制了第一差动机构38的差动，由此使第一内啮合齿轮R1的旋转停止。因此，第一差动机构38的任意的旋转要素也会停止旋转，从而第一差动机构38被设为内部锁定状态。由此，发动机12以零旋转而被设为停止状态，并且，与第一太阳齿轮S1连结的第二内啮合齿轮R2也以零旋转而被固定。当第二内啮合齿轮R2以无法旋转的方式而被固定时，由于利用第二内啮合齿轮R2而获取了MG1转矩Tg的反作用力转矩，因此能够从第二行星齿轮架C2机械地输出基于MG1转矩Tg的转矩从而向驱动轮16传递。混合动力控制部92使发动机12的运转停止，并且从第一旋转机MG1及第二旋转机MG2输出各自行驶用的MG1转矩Tg及MG2转矩Tm。图6是第一旋转机MG1及第二旋转机MG2同时以正旋转的方式输出正转矩的前进时的情况。另外，图7是第一旋转机MG1及第二旋转机MG2同时以负旋转的方式输出负转矩的后退时的情况。
如使用图4至图7的说明所示出的那样，单驱动EV模式能够仅利用第二旋转机MG2来对车辆10进行驱动，且双驱动EV模式能够利用第一旋转机MG1及第二旋转机MG2来对车辆10进行驱动。因此，在电动机行驶的情况下，在低负载时，单驱动EV模式成立，从而被设为由第二旋转机MG2实现的单独行驶，而在高负载时，双驱动EV模式成立，从而被设为由第一旋转机MG1及第二旋转机MG2实现的双驱动。此外，包含发动机行驶在内，车辆减速中的再生主要利用第二旋转机MG2而被执行。
在于单驱动EV模式下的行驶过程中利用第二旋转机MG2而实施再生控制的情况下，由于停止运转的发动机12不会被带动旋转而被设为以零旋转的停止状态，因此能够大量地获取再生量。另一方面，如果在单驱动EV模式下的行驶时蓄电池单元52处于充满电状态，则由于不获取再生能量，因此无法利用再生制动器来获得制动转矩。在单驱动EV模式的行驶时，在蓄电池单元52为充满电状态且不获取再生能量的情况下，利用发动机制动而得到制动转矩，或者在蓄电池单元52为接近充满电的状态下考虑一并使用发动机制动。另外，从另一个观点来看，如果在单驱动EV模式下的行驶时电池容量SOC下降而难以确保向第二旋转机MG2供给的电力，则无法对第二旋转机MG2进行驱动。在单驱动EV模式下的行驶时，在电池容量SOC下降的情况下，考虑向发动机行驶进行切换。根据以上内容，在EV行驶模式中具有待机模式以及并用了发动机制动的发动机制动并用模式，其中，所述待机模式是用于使发动机制动迅速地发挥作用或用于迅速地切换到发动机行驶而预先准备的模式。
图8、图9分别是EV行驶模式中的待机模式时的列线图。如图3的“待机模式”所示，该待机模式在使离合器CL1或离合器CLc卡合的状态下被实现。虽然当离合器CL1或离合器CLc被卡合时发动机12可以被设为带动旋转的状态，但是由于在该待机模式中第一旋转机MG1以无负载的形式而空转，因此运转停止过程中的发动机12以零旋转而被设为停止状态。因此，在该待机模式中，发动机制动不发挥作用，从而能够利用第二旋转机MG2而实施电动机行驶或再生控制。通过根据待机模式的状态而利用第一旋转机MG1来提高发动机转速Ne并利用第一旋转机MG1来获取发动机转矩Te(负值)的反作用力，从而能够使与发动机转速Ne相应的发动机制动发挥作用。另外，通过根据待机模式的状态而利用第一旋转机MG1来提高发动机转速Ne并进行点火，从而能够向发动机行驶进行转移。
如图8所示的离合器CL1被卡合的待机模式中的各卡合要素(离合器CL1、制动器BR1、离合器CLc)的工作状态为，与后述的HV行驶模式的U/DHV模式时的前进行驶中的各卡合要素的工作状态相同的状态。虽然在待机模式下发动机12不运转，但是为了便于说明而将离合器CL1被卡合的待机模式称为在U/D输入分流下的待机模式。
如图9所示的离合器CLc被卡合的待机模式中的各卡合要素的工作状态为，与后述的HV行驶模式的O/DHV模式时的前进行驶中的各卡合要素的工作状态相同的状态。虽然在待机模式中发动机12不运转，但是为了便于说明，将离合器CLc被卡合的待机模式称为在O/D输入分流下的待机模式。
图10、图11分别是EV行驶模式中的发动机制动并用模式时的列线图。如图3的“发动机制动并用”所示，该发动机并用模式在使离合器CL1或离合器CLc卡合的状态下被实现。由于当离合器CL1或离合器CLc被卡合时发动机12被设为带动旋转的状态，因此在该发动机制动并用模式中，通过在利用第一旋转机MG1来对发动机转速Ne进行控制的同时获取发动机转矩Te(负值)的反作用力，从而能够使与发动机转速Ne相应的发动机制动发挥作用。因此，在该发动机制动并用模式中，除了由第二旋转机MG2实现的再生制动之外，还使发动机制动发挥作用，或者代替由第二旋转机MG2实现的再生制动而使发动机制动发挥作用。此外，即便对离合器CL1及离合器CLc进行卡合，也能够使发动机制动发挥作用。在这种情况下，无需利用第一旋转机MG1来获取发动机转矩Te(负值)的反作用力。离合器CL1及离合器CLc被卡合的发动机制动并用模式中的各卡合要素(离合器CL1、制动器BR1、离合器CLc)的工作状态为，与后述的HV行驶模式的直接连结固定级模式中的各卡合要素的工作状态相同的状态。
如图10所示的离合器CL1被卡合的发动机制动并用模式中的各卡合要素(离合器CL1、制动器BR1、离合器CLc)的工作状态为，与后述的HV行驶模式的U/DHV模式时的前进行驶中的各卡合要素的工作状态相同的状态。虽然在发动机制动并用模式下发动机12不运转，但是为了便于说明，将离合器CL1被卡合的发动机制动并用模式称为在U/D输入分流下的发动机制动并用模式。
如图11所示的离合器CLc被卡合的发动机制动并用模式中的各卡合要素的工作状态为，与后述的HV行驶模式的O/DHV模式时的前进行驶中的各卡合要素的工作状态相同的状态。为了便于说明，将离合器CLc被卡合的发动机制动并用模式称为在O/D输入分流下的发动机制动并用模式。
图12是HV行驶模式的U/DHV模式时的前进行驶时的列线图。如图3的“U/D输入分流”的“前进”所示，U/DHV模式的前进行驶(以下称为U/DHV模式(前进))在将离合器CL1卡合的状态且将制动器BR1及离合器CLc释放的状态下被实现。由于在U/DHV模式(前进)中，离合器CL1被卡合且制动器BR1被释放，并且第一差动机构38被设为直接连结状态，因此向第一行星齿轮架C1输入的发动机12的动力直接地被传递至与第一太阳齿轮S1连结的第二内啮合齿轮R2。此外，在U/DHV模式(前进)中，离合器CLc被释放，并且利用第二差动机构40而单独构成电气式无级变速器。由此，在第一动力传递部20中，能够将向第二内啮合齿轮R2输入的发动机12的动力分割至第二太阳齿轮S2与第二行星齿轮架C2。即，在第一动力传递部20中，通过利用第一旋转机MG1来获取向第二内啮合齿轮R2输入的发动机转矩Te的反作用力，从而在发动机直接传递转矩向第二行星齿轮架C2机械性地传递的同时，由被分割至第一旋转机MG1的发动机12的动力所产生的第一旋转机MG1的发电电力经由预定的电气路径而向第二旋转机MG2传递。混合动力控制部92在使发动机12被驱动(启动)的同时，通过第一旋转机MG1的发电而使成为相对于发动机转矩Te的反作用力转矩的MG1转矩Tg输出，并通过第一旋转机MG1的发电电力而使MG2转矩Tm从第二旋转机MG2输出。混合动力控制部92在第一旋转机MG1的发电电力之上加上从蓄电池单元52被供给的电力，从而也能够对第二旋转机MG2进行驱动。图12是第二旋转机MG2以正旋转的方式输出正转矩的前进行驶时的情况。即，如图12所示，U/DHV模式(前进)是通过作为离合器CL1及离合器CLc中的任意一个卡合要素即第一卡合要素的离合器CL1的卡合而使发动机12的发动机转速(旋转)Ne减速从而向输出轴24输出的第一行驶模式。
图13是HV行驶模式的O/DHV模式时的前进行驶时的列线图。如图3的“O/D输入分流”的“前进”所示，O/DHV模式的前进行驶(以下称为O/DHV模式(前进))在将离合器CL1及制动器BR1释放的状态且将离合器CLc卡合的状态下被实现。在O/DHV模式(前进)中，离合器CLc被卡合，并通过第一差动机构38和第二差动机构40而构成了一个差动机构。此外，在O/DHV模式(前进)中，离合器CL1及制动器BR1被释放，且通过第一差动机构38和第二差动机构40而构成了电气式无级变速器，其中，所述电气式无级变速器以与第二差动机构40单独时的动力分割比有所不同的动力分割比来进行动作。由此，在第一动力传递部20中，能够将向第一行星齿轮架C1输入的发动机12的动力分割至第二太阳齿轮S2与第二行星齿轮架C2。即，在第一动力传递部20中，通过利用第一旋转机MG1来获取向第一行星齿轮架C1输入的发动机转矩Te的反作用力，从而发动机直接传递转矩向第二行星齿轮架C2机械性地传递，并且由被分割至第一旋转机MG1的发动机12的动力产生的第一旋转机MG1的发电电力经由预定的电气路径而被传递至第二旋转机MG2。混合动力控制部92在使发动机12被驱动(启动)的同时，通过第一旋转机MG1的发电而使成为相对于发动机转矩Te的反作用力转矩的MG1转矩Tg输出，并通过第一旋转机MG1的发电电力而使MG2转矩Tm从第二旋转机MG2被输出。图13是第二旋转机MG2以正旋转的方式输出正转矩的前进时的情况。即，如图13所示，O/DHV模式(前进)为，通过除了离合器CL1及离合器CLc中的任意一个卡合要素以外的卡合要素即离合器CLc的卡合而使发动机12的发动机转速(旋转)Ne被增速以向输出轴24输出的第二行驶模式。
图14是表示在O/DHV模式(前进)下，例如车速V在200(km/h)以上的高车速及高负载的行驶过程中，即在O/DHV模式(前进)下车速V为预先设定的高车速V1以上且要求驱动转矩Td为预先设定的高要求驱动转矩判断值Td1以上的高车速及高负载的行驶过程中，行驶模式从O/DHV模式(前进)被切换至U/DHV模式(前进)的状态的列线图。此外，图14的单点划线L1为被切换至U/DHV模式(前进)的状态。如图14所示，在O/DHV模式(前进)下，例如在车速V为200(km/h)以上的高车速及高负载的行驶过程中，当U/DHV模式(前进)被选择而从O/DHV模式(前进)向U/DHV模式(前进)切换时，第二太阳齿轮S2的转速即第一旋转机MG1的MG1转速Ng与O/DHV模式(前进)被选择的情况相比有所降低。此外，如图14所示，在所述高车速及高负载的行驶过程中，对于U/DHV模式(前进)被选择的情况和O/DHV模式(前进)被选择的情况而言，车速V及发动机工作点(发动机转速Ne及发动机转矩Te)各自相同。
图15是HV行驶模式的U/DHV模式时的后退行驶时的列线图，且相对于实现作为电气式无级变速器的功能的结构，其为发动机12的旋转与转矩被反转为负值而被输入的发动机反转输入的情况。如图3的“U/D输入分流”的“后退”的“发动机反转输入”所示，U/DHV模式的发动机反转输入时的后退行驶(以下称为U/DHV模式反转输入(后退))在将制动器BR1卡合的状态且将离合器CL1及离合器CLc释放的状态下被实现。由于在U/DHV模式反转输入(后退)中，离合器CL1被释放且制动器BR1被卡合，并且第一差动机构38被设为发动机12的反转变速状态，因此向第一行星齿轮架C1输入的发动机12的动力通过负旋转及负转矩而被传递至与第一太阳齿轮S1连结的第二内啮合齿轮R2。此外，在U/DHV模式反转输入(后退)中，离合器CLc被释放，且通过第二差动机构40而单独构成了电气式无级变速器。由此，在第一动力传递部20中，能够将向第二内啮合齿轮R2反转地输入的发动机12的动力分割至第二太阳齿轮S2与第二行星齿轮架C2。混合动力控制部92在使发动机12被驱动(启动)的同时，通过第一旋转机MG1的动力运行而使成为相对于发动机转矩Te的反作用力转矩的MG1转矩Tg输出，并通过从蓄电池单元52被供给的电力而使MG2转矩Tm从第二旋转机MG2输出。图15是第二旋转机MG2以负旋转的方式输出负转矩而正在后退行驶的情况。另外，在U/DHV模式反转输入(后退)中，由于发动机12的动力通过负旋转及负转矩而被传递至第二内啮合齿轮R2，因此能够与MG2转矩Tm相适应地输出后退行驶用的驱动转矩。另外，为了对第一旋转机MG1的动力运行所使用的电力进行发电，第二旋转机MG2也可以以负旋转的方式输出正转矩，即便在这种情况下，由于与MG2转矩Tm相比负转矩的发动机直接传递转矩的绝对值变大，因此也能够进行后退行驶。
图16是HV行驶模式的U/DHV模式时的后退行驶时的列线图，且是发动机正转输入的情况。如图3的“U/D输入分流”的“后退”的“发动机正转输入”所示，U/DHV模式的发动机正转输入时的后退行驶(以下称为U/DHV模式正转输入(后退))在将离合器CL1卡合的状态且将制动器BR1及离合器CLc释放的状态下被实现。由于在U/DHV模式正转输入(后退)中，离合器CL1被卡合且制动器BR1被释放，并且第一差动机构38被设为直接连结状态，因此向第一行星齿轮架C1输入的发动机12的动力向与第一太阳齿轮S1连结的第二内啮合齿轮R2直接地传递。此外，在U/DHV模式正转输入(后退)中，离合器CLc被释放，且通过第二差动机构40而单独构成了电气式无级变速器。由此，在第一动力传递部20中，能够将向第二内啮合齿轮R2输入的发动机12的动力分割至第二太阳齿轮S2与第二行星齿轮架C2。混合动力控制部92在使发动机12被运转(驱动)的同时，通过第一旋转机MG1的发电而使成为相对于发动机转矩Te的反作用力转矩的MG1转矩Tg输出，并通过第一旋转机MG1的发电电力而使MG2转矩Tm从第二旋转机MG2输出。图16是第二旋转机MG2以负旋转的方式输出负转矩而正在后退行驶的情况。另外，虽然发动机直接传递转矩成为正转矩，但是由于与发动机直接传递转矩相比，利用第一旋转机MG1的发电电力而被驱动的(或在第一旋转机MG1的发电电力之上加上从蓄电池单元52被供给的电力从而被驱动的)第二旋转机MG2的输出转矩(负值(负转矩))的绝对值变大，因此也能够进行后退行驶。
图17是HV行驶模式的O/DHV模式时的后退行驶时的列线图，且是发动机正转输入的情况。如图3的“O/D输入分流”的“后退”的“发动机正转输入”所示，O/DHV模式的发动机正转输入时的后退行驶(以下称为O/DHV模式正转输入(后退))在将离合器CL1及制动器BR1释放的状态且将离合器CLc卡合的状态下被实现。在O/DHV模式正转输入(后退)中，离合器CLc被卡合，并通过第一差动机构38和第二差动机构40而构成了一个差动机构。此外，在O/DHV模式正转输入(后退)中，离合器CL1及制动器BR1被释放，并通过第一差动机构38与第二差动机构40的整体而构成了电气式无级变速器，其中，所述电气式无级变速器以与第二差动机构40单独时的动力分割比有所不同的动力分割比来进行动作。由此，在第一动力传递部20中，能够将向第一行星齿轮架C1输入的发动机12的动力分割至第二太阳齿轮S2和第二行星齿轮架C2。混合动力控制部92在使发动机12被驱动(启动)的同时，通过第一旋转机MG1的发电而使成为相对于发动机转矩Te的反作用力转矩的MG1转矩Tg输出，并通过第一旋转机MG1的发电电力而使MG2转矩Tm从第二旋转机MG2输出。图17是第二旋转机MG2以负旋转的方式输出负转矩而正在后退行驶的情况。此外，虽然发动机直接传递转矩成为正转矩，但是与U/DHV模式正转输入(后退)的情况同样，也能够进行后退行驶。
如使用图13至图17进行的说明所示出的那样，在U/DHV模式和O/DHV模式中，相对于实现作为电气式无级变速器的功能的结构而言，被输入发动机12的动力的旋转要素有所不同，并且使第一动力传递部20作为电气式无级变速器而发挥功能时的动力分割比有所不同。即，在O/DHV模式和U/DHV模式中，相对于发动机12的、旋转机MG1、MG2的各输出转矩和各转速的比率被改变。离合器CLc为了对相对于发动机行驶中的发动机12的、旋转机MG1、MG2的各输出转矩和各转速的比率进行变更，而切换动作状态。
MG1转速Ng被设为0而成为发动机12的动力不经由电路总线(作为与第一旋转机MG1、第二旋转机MG2的电力授受相关的电气路径的电气式的动力传递路径)而全部向第二行星齿轮架C2机械性地传递的所谓的机械点状态时，成为发动机12的旋转被减速而从第二行星齿轮架C2被输出的低速状态的情况为U/DHV模式，此外，成为发动机12的旋转被增速而从第二行星齿轮架C2被输出的超速状态的情况为O/DHV模式。在U/DHV模式下的发动机直接传递转矩相对于发动机转矩Te而被增大。另一方面，在O/DHV模式下的发动机直接传递转矩相对于发动机转矩Te而被减少。
图18是HV行驶模式的固定级模式时的列线图，且是第一差动机构38及第二差动机构40的各旋转要素被一体地旋转的、直接连结的情况。如图3的“固定级”的“前进”的“直接传动”所示，固定级模式的直接传动(以下称为直接传动固定级模式)在将离合器CL1及离合器CLc卡合的状态且制动器BR1处于释放的状态来实现。在直接连结固定级模式中，离合器CL1被卡合且制动器BR1被释放，从而第一差动机构38被设为直接连结状态。此外，在直接连结固定级模式中，离合器CLc被卡合，并且第一差动机构38及第二差动机构40的各旋转要素被一体地旋转。由此，在第一动力传递部20中，发动机12的动力能够从第二行星齿轮架C2直接地输出。混合动力控制部92使发动机转矩Te从发动机12输出。在该直接连结固定级模式中，利用来自蓄电池单元52的电力而对第一旋转机MG1进行驱动，从而第一旋转机MG1的动力也能够从第二行星齿轮架C2直接地输出。另外，在该直接连结固定级模式中，利用来自蓄电池单元52的电力而对第二旋转机MG2进行驱动，从而也能够将第二旋转机MG2的动力向驱动轮16传递。因此，混合动力控制部92除了使发动机转矩Te输出以外，也能够使行驶用的转矩从第一旋转机MG1及第二旋转机MG2中的至少一个旋转机输出。也就是说，在直接连结固定级模式中，既可以仅利用发动机12来对车辆10进行驱动，或者，也可以利用第一旋转机MG1和/或第二旋转机MG2而进行转矩辅助。
图19是HV行驶模式的固定级模式时的列线图，且是第二行星齿轮架C2以无法旋转的方式被固定的、输出轴固定的情况。如图3的“固定级”的“前进”的“输出轴固定”所示，固定级模式的输出轴固定(以下称为输出轴固定级模式)在将制动器BR1及离合器CLc卡合的状态且将离合器CL1释放的状态下被实现。在输出轴固定级模式中，离合器CLc被卡合，并通过第一差动机构38与第二差动机构40构成了一个差动机构。此外，在输出轴固定级模式中，制动器BR1被卡合且离合器CL1被释放，并且第二行星齿轮架C2以无法旋转的方式被固定。由此，在第一动力传递部20中，能够利用第一旋转机MG1而获取向第一行星齿轮架C1输入的发动机12的动力的反作用力。因此，在输出轴固定级模式中，能够将由发动机12的动力产生的第一旋转机MG1的发电电力向蓄电池单元52进行充电。混合动力控制部92在使发动机12驱动(启动)的同时，通过第一旋转机的发电而获取相对于发动机12的动力的反作用力，从而将第一旋转机MG1的发电电力经由电力控制单元50而向蓄电池单元52进行充电。在该输出轴固定级模式为，由于第二行星齿轮架C2以无法旋转的方式被固定，因此在车辆10停止时专门对蓄电池单元52进行充电的模式。如使用图18、图19所说明的那样，在HV行驶模式的直接连结固定级模式、输出轴固定级模式时，离合器CLc被卡合。
在第一动力传递部20的减速比I(＝Ne/No)较大的区域中，对于MG1功率Pg相对于发动机功率Pe的输出比率(Pg/Pe)、及MG2功率Pm相对于发动机功率Pe的输出比率(Pm/Pe)的各绝对值而言，与O/DHV模式相比，U/DHV模式下的绝对值被减小。因此，在减速比I较大的区域中，通过使U/DHV模式成立，从而能够分别对MG1功率Pg的增大及MG2功率Pm的增大进行抑制。另一方面，在减速比I小于“1”的区域中，输出比率(Pm/Pe)成为负值(即输出比率(Pg/Pe)成为正值)，且对于输出比率(Pg/Pe)及输出比率(Pm/Pe)的各绝对值而言，与O/DHV模式相比，U/DHV模式下的绝对值进一步被增大。输出比率(Pm/Pe)成为负值的状态(输出比率(Pg/Pe)成为正值的状态)为，第二旋转机MG2进行发电且其发电电力被供给至第一旋转机MG1的动力循环状态。希望尽量避免或抑制成为该动力循环状态。因此，在减速比I较小的区域中，通过使O/DHV模式成立，从而降低动力循环功率。通过根据减速比I而对U/DHV模式与O/DHV模式进行切换，从而能够利用更低输出(低功率)的旋转机MG1、MG2来对发动机功率进行传递。
也就是说，通过以在使用较大的减速比I的发动机12的高负载时使U/DHV模式成立且在使用较小的减速比I的发动机12的低负载时或高车速时使O/DHV模式成立的方式而分别使用U/DHV模式与O/DHV模式，从而防止或抑制了旋转机MG1、MG2的各转矩、各转速的增加，从而在高车速时降低了动力循环功率。这与减少电路径中的能量转换损失以及耗油率改善相关联。或者，与旋转机MG1、MG2的小型化相关联。
图20及图21为分别表示发动机行驶与电动机行驶的切换控制所使用的行驶模式切换映射图的一个示例的图。这些行驶模式切换映射图为，分别以车速V与车辆10的行驶负载(以下，称为车辆负载)(例如要求驱动转矩)作为变量而具有发动机行驶区域与电动机行驶区域的分界线的被预先实验性地或设计性地求出且存储的(即预先规定的)关系。
图20示出了在保持电池容量SOC的状态下进行行驶的CS(charge sustain：电量保持)行驶时的动力传递装置14的状态迁移(即车辆10的行驶模式的切换)。该图20被用于车辆10例如是电池容量SOC原本被设定为较少的混合动力车辆等的情况。另外，该图20被用于车辆10例如是电池容量SOC原本被设定为较多的、在插电式混合动力车辆、距离延长车辆等中保持电池容量SOC的模式成立的情况。另一方面，图21示出了在消耗电池容量SOC的同时进行行驶的CD(charge depleting：电量消耗)行驶时的动力传递装置14的状态迁移(即车辆10的行驶模式的切换)。该图21被用于车辆10例如是电池容量SOC原本被设定为较多的、在插电式混合动力车辆、距离延长车辆等中消耗电池容量SOC的模式成立的情况。在车辆10例如是电池容量SOC原本被设定为较少的混合动力车辆等的情况下，优选为不使用该图21。
在图20中，以在高负载时U/DHV模式易于成立且在低负载或高车速时O/DHV模式易于成立的方式，而对与车速V及车辆负载等行驶状态相应的各行驶模式的区域进行设定。另外，在能够带出蓄电池单元52的电力的情况下(或者在发动机12的暖机、由发动机12的运转实现的各装置的暖机已完成的情况下)，在发动机12的运转效率变差的区域中，在电动机行驶中实施第二旋转机MG2的动力运行。因此，在如虚线所示那样的成为低车速且低负载的区域中，单驱动EV模式的区域被设定。另外，在车辆负载为负的情况下，在U/DHV模式或O/DHV模式中，实施令使用发动机12的负转矩的发动机制动发挥作用的减速行驶。在能够接受蓄电池单元52的电力的情况下，在电动机行驶过程中实施由第二旋转机MG2实现的再生控制。因此，在如单点划线所示的车辆负载为负的区域中，单驱动EV模式的区域被设定。在以此方式被设定的CS行驶时的行驶模式切换映射图中，例如在起动时U/DHV模式与前进/后退行驶同时成立。由此，由于更有效地使用发动机功率Pe，因此提高了起动加速性能。在前进行驶中，与车速V的上升同时，第一动力传递部20的减速比I变得接近于“1”。在这种状态下，也可以向直接连结固定级模式转移。在低速行驶中，由于发动机转速Ne变为极低旋转，因此从U/DHV模式直接向O/DHV模式转移。在直接连结固定级模式中，由于不存在经由旋转机MG1、MG2的动力传递，因此不存在伴随于机械能与电能的转换而产生的热损失。因此，有利于改善耗油率、避免发热。因此，在拖带等的高负载、高车速时，也可以积极地向直接连结固定级模式转移。此外，在通过驾驶员而操作了选择电动机行驶的开关并选择了电动机行驶时，在由虚线所示的区域中使单驱动EV模式成立。
在图21中，以在车辆负载较低的区域中单驱动EV模式成立且在车辆负载较高的区域中双驱动EV模式成立的方式，而对与车速V及车辆负载等行驶状态相应的各行驶模式的区域进行设定。在双驱动EV模式中，基于第一旋转机MG1及第二旋转机MG2的运转效率(例如以改善功耗、降低旋转机MG1、MG2的温度、降低电力控制单元50的温度等为目的)，而确定第一旋转机MG1与第二旋转机MG2的功率分担比例。另外，通过蓄电池单元52的最大输出、旋转机MG1、MG2的最大输出，或者在电动机行驶时的由车速V的上升所引起的动力传递装置14的任意的旋转要素的转速的上升通过发动机12的运转而被缓和的情况下，如图21所示，也可以在高负载区域、高车速区域中设定HV行驶模式的区域，从而向将发动机12作为行驶用的动力源的状态转移。另外，在车辆负载为负的区域中，设定了单驱动EV模式的区域，以使得在电动机行驶中实施由第二旋转机MG2实现的再生控制。在以此方式被设定的CD行驶时的行驶模式切换映射图中，例如，当车速V上升时，由于旋转机MG1、MG2、差动机构38/40等的各要素的转速增大，因此向在CS行驶时的行驶模式切换映射图中所设定的HV行驶模式转移，从而将以各要素的转速设在限制范围内的方式被控制。此外，在单驱动EV模式中，由于第一旋转机MG1与发动机12分离(即第一旋转机MG1与发动机12相互间的动力传递被切断)，因此也可以与双驱动EV模式相比使单驱动EV模式的高车速侧的区域在高车速侧扩大。车辆负载为负的区域中的再生控制也可以作为双驱动EV模式以代替单驱动EV模式。另外，也可以对驱动转矩、车速V设置上限，以使发动机12不启动从而不消耗燃料。
返回至图1，混合动力控制部92根据如图20或图21所示的行驶模式切换映射并基于实际的车速V及车辆负载(例如要求驱动转矩)，而对成立的行驶模式为哪个行驶模式进行判断。动力传递切换部94根据需要而对离合器CL1、制动器BR1、离合器Clc、第一旋转机MG1、第二旋转机MG2中的任意部件进行控制并执行变速控制，以便成为由混合动力控制部92所判断出的行驶模式。例如当在O/DHV模式(前进)中通过混合动力控制部92而选择了U/DHV模式(前进)时，为了从O/DHV模式(前进)向U/DHV模式(前进)进行切换，动力传递切换部94从O/DHV模式(前进)经由图18的固定级模式而向U/DHV模式(前进)切换，或者执行所谓的双离合器同步控制而向U/DHV模式(前进)切换，所述双离合器同步控制利用离合器CL1和离合器CLc来实施替换。混合动力控制部92在判断出的行驶模式是当前的行驶模式的情况下，使当前的行驶模式就此成立，另一方面，在判断出的行驶模式与当前的行驶模式不同的情况下，代替当前的形式模式而使该判断出的行驶模式成立。
混合动力控制部92在使单驱动EV模式成立的情况下，能够实现仅将第二旋转机MG2作为行驶用的动力源的电动机行驶。混合动力控制部92在使双驱动EV模式成立的情况下，能够实现将第一旋转机MG1及第二旋转机MG2作为行驶用的动力源的电动机行驶。
混合动力控制部92在使图12所示的U/DHV模式、或者图13所示的O/DHV模式成立的情况下，通过由第一旋转机MG1的发电负责相对于发动机12的动力的反作用力，从而向第二行星齿轮架C2传递发动机直接传递转矩，并且通过利用第一旋转机MG1的发电电力对第二旋转机MG2进行驱动，从而能够实现向驱动轮16传递转矩而进行行驶的发动机行驶。混合动力控制部92在U/DHV模式或O/DHV模式中，以考虑了公知的最佳耗油率线的发动机动作点(即由发动机旋转速度Ne与发动机转矩Te所表示的发动机动作点)而使发动机12驱动。此外，在该U/DHV模式或O/DHV模式中，也能够在第一旋转机MG1的发电电力之上加上来自蓄电池单元52的电力而对第二旋转机MG2进行驱动。
混合动力控制部92在使如图18所示的直接连结固定级模式成立的情况下，能够实现使发动机12的动力从第二行星齿轮架C2直接地输出而进行行驶的发动机行驶。混合动力控制部92在直接连结固定级模式中，除了发动机12的动力以外利用来自蓄电池单元52的电力而对第一旋转机MG1进行驱动从而将第一旋转机MG1的动力从第二行星齿轮架C2直接地输出，或者也能够利用来自蓄电池单元52的动力而对第二旋转机MG2进行驱动从而将第二旋转机MG2的动力向驱动轮16传递而进行行驶。
混合动力控制部92在车辆停止时，在电池容量SOC为被判断为需要蓄电池单元52的充电的预先规定的预定容量以下的情况下，使输出轴固定级模式成立。混合动力控制部92在使输出轴固定级模式成立的情况下，由第一旋转机MG1的发电负责相对于发动机12的动力的反作用力，并且使第一旋转机MG1的发电电力经由电力控制单元50而向蓄电池单元52进行充电。
图12所示的U/DHV模式及图13所示的O/DHV模式均使第一动力传递部20作为电气式无级变速器而发挥作用。另外，第一动力传动部20的减速比I成为“1”的状态为，与离合器CL1和离合器CLc同时被卡合的直接连结固定级模式的状态(参照图18)同等的状态。因此，动力传递切换部94在通过加速要求判断部98而被判断为不满足预先规定的预定条件的情况下，例如在由节气门开度θ、节气门开度变化率dθ/dt、节气门开度变化前后的差分(θ1-θ2)等所表示的与加速操作量相关的加速操作变化量成为加速操作变化量判断值θk1以下以及通过模式选择开关68而未选择重视车辆的动力性能的运动模式的情况下，通过在减速比I为“1”的同步状态时暂时经由使离合器CL1及离合器CLc双方均卡合的、与图18所示的直接连结固定级模式同等的状态，并使离合器CL1及离合器CLc中的一个被释放，从而执行离合器CL1被卡合的U/DHV模式和离合器CLc被卡合的O/DHV模式的切换。由此，由于在U/DHV模式与直接连结固定级模式之间、以及在直接连结固定级模式与O/DHV模式之间，第一旋转机MG1及第二旋转机MG2的作用不会发生变化，因此抑制了由U/DHV模式与O/DHV模式之间的切换所引起的转矩变化。由此，抑制了由模式切换所引起的冲击的产生。
然而，在通过加速要求判断部98而被判断为要求驱动力Fr的大小满足预先规定的预定条件的情况下，例如在由节气门开度θ、节气门开度变化率dθ/dt、节气门开度变化前后的差分(θ1-θ2)等所表示的加速操作变化量超过预先规定的加速操作变化量判断值θk1和/或如被判断为通过模式选择开关68而选择了重视车辆的动力性能的运动模式的情况那样的要求驱动力Fr较高的车辆的高负载行驶的情况下，动力传递切换部94通过利用离合器CL1与离合器CLc而实施替换的所谓的双离合器同步的变速控制而执行离合器CL1被卡合的U/DHV模式与离合器CLc被卡合的O/DHV模式之间的切换。由此，迅速地执行模式切换。此外，也可以代替上述节气门开度变化率dθ/dt而使用加速器开度θacc等反映了驾驶员的要求驱动力Fr的其他参数。上述预定条件即加速操作变化量判断值θk1是用于对是否为要求驱动力Fr较高的车辆的高负载行驶或是否实施供给进行判断的值，并预先实验性地被求出。另外，上述运动模式是包含所谓的手动保持的概念，所述手动保持包含齿轮级保持、距离保持。
尽管上述预定条件例如加速操作变化量判断值θk1可以是恒定值，但是优选为，根据以要求驱动力Fr越大则越低的方式而被预先设定的图24所示的关系并基于实际的要求驱动力Fr及节气门开度变化率dθacc/dt(要求驱动力变化量dθt)而被确定。在图24中，由实线来表示普通模式中的关系，由单点划线来表示运动模式中的关系。在上述运动模式中，加速操作变化量判断值θk1被设定为相对较低的值，与变速冲击的抑制相比，更容易实现发动机转速的上升、驱动转矩的上升。此外，在加速要求判断部98中，也可以采用如下方式，即，根据被预先存储的关系并基于节气门开度θ和车速V而对实际的要求驱动力进行计算，并对该实际的要求驱动力是否满足被预先设定的预定条件进行判断。
在单驱动EV模式中，通过将离合器CL1或离合器CLc卡合，从而使发动机12被设为带动旋转状态。因此，当混合动力控制部92在单驱动EV模式下的电动机行驶过程中使发动机12启动的情况下，对离合器CL1或离合器CLc进行卡合，并提高发动机旋转速度Ne以进行点火。此时，混合动力控制单元92也可以根据需要而利用第一旋转机MG1来提高发动机转速Ne。
或者，混合动力控制部92在单驱动EV模式下的电动机行驶过程中使发动机12启动的情况下，以发动机转速Ne为0[rpm]的状态而成为与将离合器CL1或离合器CLc卡合的状态相同的状态的方式，而在以第一旋转机MG1对差动机构38、40的各要素的转速进行了同步控制之后，动力传递切换部94在与将离合器CL1卡合的状态相同的状态下对离合器CL1进行卡合，或者在与将离合器CLc卡合的状态相同的状态下对离合器CLc进行卡合，并利用第一旋转机MG1来提高发动机旋转速度Ne从而进行点火。也就是说，混合动力控制部92在单驱动EV模式时的电动机行驶过程中使发动机12启动的情况下，虽然用于使待机模式成立的卡合要素(离合器CL1或离合器CLc)未被释放，但是以差动机构38、40的各要素的转速成为与其待机模式同等的状态的方式而利用第一旋转机MG1来进行了同步控制之后，对用于使其待机模式成立的卡合要素进行卡合而使待机模式暂时成立，并利用第一旋转机MG1从其待机模式的状态提高发动机转速Ne而进行点火。如此，在单驱动EV模式时的电动机行驶过程中使发动机12启动的情况下，也可以经由待机模式而向发动机行驶转移。在这种情况下，只需与发动机行驶时的行驶模式(U/DHV模式或O/DHV模式)相适应地，使所经由的待机模式(U/D输入分流或O/D输入分流)成立即可。
在发动机12启动时，由于向与驱动轮16连结的第二行星齿轮架C2传递作为用于使发动机旋转速度Ne上升的反作用力而伴随着停止运转中的发动机12的旋转的提高而产生的发动机12的负转矩(也称为发动机牵入转矩)，因此会发生驱动转矩的下降。混合动力控制部92在单驱动EV模式时的电动机行驶过程中使发动机12启动的情况下，为了抑制发动机启动时的冲击，通过第二旋转机MG2而追加并输出对驱动转矩的下降进行补偿的转矩(也称为反作用力抵消转矩)。
在离合器CL1及制动器BR1被卡合的状态即双驱动EV模式中，通过将制动器BR1释放，从而发动机12被设为带动旋转状态。因此，动力传递切换部94在双驱动EV模式时的电动机行驶过程中使发动机12启动的情况下，在将制动器BR1释放了之后对离合器CLc进行卡合，从而提高发动机转速Ne来进行点火。此时，混合动力控制单元92也可以根据需要而利用第一旋转机MG1来提高发动机转速Ne。或者，动力传递切换部94在双驱动EV模式时的电动机行驶过程中使发动机12进行启动的情况下，将制动器BR1释放，并利用第一旋转机MG1提高发动机转速Ne而进行点火。或者，由于在双驱动器EV模式中，通过将离合器CL1及制动器BR1释放而被设为与单驱动EV模式同等的状态，因此通过释放离合器CL1及制动器BR1，也能够实施上述单驱动EV模式下的发动机启动。混合动力控制部92在于双驱动EV模式下的电动机行驶过程中使发动机12启动的情况下，利用第二旋转机MG2来追加并输出反作用力抵消转矩。
图22是对电子控制装置90的控制动作的主要部分即根据要求驱动力Fr而改变U/DHV模式与O/DHV模式之间的切换方法的控制动作进行说明的流程图，图23是对该控制动作中的利用同步切换控制而从O/DHV模式向U/DHV模式进行切换的变速动作的主要部分进行说明的时序图，图24是表示该控制动作所使用的被预先设定的关系的图。
在图22中，首先，在与混合动力控制部92对应的S10中，对通过动力传递切换部94而被切换的行驶模式是否为O/DHV模式(发动机行驶的O/D输入分流模式)进行判断。在该S10的判断为否定的情况下结束本程序，而是在肯定的情况下，在与混合动力控制部92对应的S20中，对是否决定向U/DHV模式(发动机行驶的U/D输入分流模式)的切换进行判断。图23的t1时间点表示该状态，并表示加速操作开始点。在该S20的判断为否定的情况下，在与动力传递切换部94对应的S60中继续采用O/DHV模式。但是，在S20的判断为肯定的情况下，在与加速要求判断部98对应的S30中，对例如由节气门开度θ、节气门开度变化率dθ/dt、节气门开度变化前后的差分(θ1-θ2)等所表示的加速操作变化量是否超过预先设定的加速操作变化量判断值θk1进行判断。
在该S30的判断为否定的情况下，在与动力传递切换部94对应的S40中，通过同步切换控制，从而开始进行经由通过离合器CL1及离合器CLc的卡合而成立的图18的直接连结固定级模式而从通过离合器CLc的卡合而成立的图13的O/DHV模式向通过离合器CL1的卡合而成立的图12的U/DHV模式的切换。图23的t2时间点表示该状态。由此，离合器CL1及离合器CLc在不存在其旋转差的同步状态下进行卡合或释放。从图23的t3时间点至t4时间点表示图18的直接连结固定级模式，并且离合器CLc从该状态被释放。由此，不会产生变速冲击。如图23所示，在该直接连结固定级模式暂时介于其之间的从O/DHV模式向U/DHV模式的同步切换的变速期间内，虽然第二旋转机MG2的转速及转矩为恒定，但是第一旋转机MG1的转速及转矩如图23的t3时间点至t7时间点所示的那样被控制。
在S30的判断为肯定的情况下，在与动力传递切换部94对应的S50中，通过所谓的双离合器同步控制，从而迅速地从通过离合器CLc的卡合而成立的图13的O/DHV模式向通过离合器CL1的卡合而成立的图12的U/DHV模式进行切换，其中，所述双离合器同步控制同步地实施离合器CL1的卡合和离合器CLc的释放之间的替换。这是由于，在要求驱动力较大的情况下，与变速冲击的抑制相比，更期望由迅速的切换所实现的驱动力的增加。
如上文所述，根据本实施例的动力传递装置14的电子控制装置90，在要求驱动力变化(加速要求)比较小的情况下，在实施由离合器CL1(第一卡合要素)的卡合实现的U/DHV模式(第一行驶模式)与由离合器CLc(第二卡合要素)的卡合实现的O/DHV模式(第二行驶模式)之间的切换时，由于通过使离合器CL1及离合器CLc双方都被卡合的直接连结固定级模式(第三行驶模式)介于此二者之间而进行切换，从而仅通过释放离合器CL1及离合器CLc中的一个便能够从第三行驶模式向所述第一行驶模式或所述第二行驶模式切换，因此第一行驶模式与第二行驶模式的切换时的发动机转速变化能够毫无不适感地顺利进行，由此抑制了变速冲击。另外，在要求驱动力变化(加速要求)较大且所述预定条件成立时，由于利用双离合器同步控制来进行切换，因此能够得到切换响应性。由于在U/DHV模式(第一行驶模式)与O/DHV模式(第二行驶模式)之间，第一旋转机MG1及第二旋转机MG2的作用并未发生变化，因此能够通过双离合器同步控制而迅速地进行切换。
另外，根据本实施例的动力传递装置14的电子控制装置90，所述预定条件是指，与要求驱动力Fr相关联的加速操作变化量超过预先规定的加速操作变化量判断值的情况，例如加速器变化率dθ/dt超过加速操作变化量判断值θk1的情况。由此，在要求驱动力Fr较高的高负载行驶中，由于通过双离合器同步控制而对U/DHV模式(第一行驶模式)与O/DHV模式(第二行驶模式)之间进行切换，因此能够得到切换响应性。
另外，根据本实施例的动力传递装置14的电子控制装置90，所述预定条件基于重视车辆的动力性能的运动模式被选择的情况而成立。由此，在运动行驶模式选择时，能够得到U/DHV模式(第一行驶模式)与O/DHV模式(第二行驶模式)之间的切换响应性，从而能够实现舒适的运动行驶。
实施例2
接下来，对本发明的其他实施例进行说明。在以下的说明中，对实施例彼此之间所共用的部分标注相同的标号并省略说明。
图25是与图20同样的、以保持电池容量的状态下进行行驶的情况下的、发动机行驶与电动机行驶的切换控制所使用的行驶模式切换映射图即动作卡合表。在该图25所示的行驶模式切换映射图中，除了通过离合器CLc的卡合而成立的图13的O/DHV模式(O/D输入分流：第二行驶模式)与通过离合器CL1的卡合而成立的图12的U/DHV模式(U/D输入分流：第一行驶模式)之间的切换所使用的普通模式变速线(实线)以外，还设置有重视动力性能的切换点映射图1(双点划线)与重视动力性能的切换点映射图2(虚线)。图26是对本实施例的电子控制装置90的控制动作的主要部分进行说明的流程图，图27是对其控制动作的主要部分进行说明的时序图，并优选为，其控制动作与实施例1的控制动作一并进行。
图26是对本实施例的电子控制装置90的控制动作的主要部分进行说明的流程图，图27是对其控制动作中的以双离合器同步变速而从O/DHV模式向U/DHV模式切换的变速动作进行说明的时序图。在图26中，首先，在与混合动力控制部92对应的S110中，对通过动力传递切换部94而被切换的行驶模式是否为O/DHV模式(发动机行驶的O/D输入分流模式)进行判断。在该S110的判断为否定的情况下结束本程序，而在肯定的情况下，在与混合动力控制部92对应的S120中，对是否决定向U/DHV模式(发动机行驶的U/D输入分流模式)的切换进行判断。图27的t1时间点表示该状态，并表示加速操作开始点。在该S120的判断为否定的情况下，在与动力传递切换部94对应的S160中，根据基于图25的映射图1的判断，而执行从O/DHV模式向U/DHV模式的切换。但是，在S120的判断为肯定的情况下，在与加速要求判断部98对应的S130中，对例如由节气门开度θ、节气门开度变化率dθ/dt、节气门开度变化前后的差分(θ1-θ2)等所表示的加速操作变化量是否超过预先设定的加速操作变化量判断值θk2进行判断。加速操作变化量判断值θk2例如根据图28所示的关系并基于实际的要求驱动力Fr及加速操作变化量而被确定。
在该S130的判断为否定的情况下，在与动力传递切换部94对应的S140中，通过双离合器同步控制而开始进行从通过离合器CLc的卡合而成立的图13的O/DHV模式(第二行驶模式)向通过离合器CL1的卡合而成立的图12的U/DHV模式(第一行驶模式)的切换。图27的t2时间点至t3时间点表示该状态。通过执行所谓的双离合器同步控制，从而迅速地进行变速，其中，所述双离合器同步控制同步地实施离合器CLc的释放与离合器CL1的卡合的替换。图27的t4时间点表示上述双离合器同步控制的结束点。
在S130的判断为肯定的情况下，在与动力传递切换部94对应的S150中，根据基于图25的映射2的判断而执行从O/DHV模式向U/DHV模式的切换，从而从O/DHV模式切换到U/DHV模式。即，在运动模式未被选择的情况下，虽然在S160中通过双离合器同步控制而执行了从O/DHV模式向U/DHV模式的切换，但是在运动模式被选择且要求驱动力的大小较小的情况下，在S140中，基于普通模式变速线并根据基于映射图1的变速判断，从而执行从O/DHV模式向U/DHV模式的切换，而在运动模式被选择且要求驱动力的大小较大的情况下，在S150中根据基于映射图2的变速判断，而执行从O/DHV模式向U/DHV模式的切换。由于映射图2与映射图1相比而被设定在高车速侧且低车辆负载侧，因此可得到与驾驶员的加速意志相适应的车辆的驱动
根据本实施例的动力传递装置14的控制装置90，根据如图25所示的预先设定的关系，并根据基于加速器开度的要求驱动力Fr和车速V，而从O/DHV模式(第二行驶模式)向U/DHV模式(第一行驶模式)进行切换，并且运动模式被选择的情况下，从O/DHV模式(第二行驶模式)向U/DHV模式(第一行驶模式)切换的切换点(映射1)向高车速侧及低负载侧中的至少一侧变更。另外，当加速操作变化量成为超过加速操作变化量判断值θk2的高负载行驶时，将从O/DHV模式(第二行驶模式)向U/DHV模式(第一行驶模式)切换的切换点(映射图2)，向更高车速侧及低负载侧的至少一侧变更。由此，通过使从O/DHV模式(第二行驶模式)向U/DHV模式(第一行驶模式)切换的切换点向高车速侧和/或低负载侧扩大，从而提高了车辆的动力性能。
实施例3
图29是以保持电池容量的状态行驶的情况下的、发动机行驶与电动机行驶的切换控制所使用的行驶模式切换映射图，且对于U/DHV模式(第一行驶模式)、O/DHV模式(第二行驶模式)、及直接连结固定级模式(第三行驶模式)而分配从第一速至第八速的模拟变速级。图30是在消耗蓄电池容量的同时进行行驶的情况下的、发动机行驶与电动机行驶的切换控制所用的行驶模式切换映射，且对于U/DHV模式(第一行驶模式)、O/DHV模式(第二行驶模式)、及直接连结固定级模式(第三行驶模式)而分配从第五速至第八速为止的模拟变速级。图31示出了各变速级与模式的分配状态。模型1示出了包含重视响应性的直接连结固定级模式的变速级的分配，模型2示出了不包含直接连结固定级模式的变速级的分配。上述模拟变速级表示通过控制而将变速比维持为恒定的动力传递状态，且被称为模拟变速级。图29的箭头标记A、B、C例示了加速要求时的节气门开度的变化幅度即车辆负载的变化幅度。
图32是对本实施例的电子控制装置90的控制动作的主要部分进行说明的流程图。图33对其控制动作中以双离合器同步变速而从O/DHV模式向U/DHV模式的升档变速动作进行说明的时序图。
在图32中，首先，在与混合动力控制部92对应的S210中，对是否正在以多级变速而行驶进行判断。对于该多级变速而言，根据如图29所示的关系，在前进行驶过程中基于车速V及车辆负载(要求驱动力Fr)判断出预定的变速级，并对是否正在以该变速级而行驶进行判断。根据该方式，在另外设置有有级变速选择开关、且根据其有级变速选择开关的操作而多级变速行驶、且除此之外实施无级变速行驶的车辆中，根据该有级变速选择开关正在被操作的情况而对是否正在以多级变速而行驶进行判断。
在S210的判断为否定的情况下结束本程序，而在肯定的情况下，在与混合动力控制部92对应的S220中，例如根据如图29所示的关系，在前进行驶过程中基于车速V及车辆负载(要求驱动力Fr)而判断出预定的变速级，并对是否发生了有级变速进行判断。在该S220的判断为否定的情况下结束本程序，而在肯定的情况下，在与混合动力控制部92对应的S230中，例如基于加速操作变化量的大小或行驶性选择开关的选择状态而对重视加速响应性行驶、重视耗油率行驶等行驶状态进行判断。
在S230中，在判断为重视加速响应性行驶的情况下，在与混合动力控制部92对应的S240及S250中，在设定了重视加速响应性模式之后，选择图31的模型2所示的、不包含直接连结固定级模式的变速级的分配。并且，根据该不包含直接连结固定级模式的变速级的分配而迅速地实施有级变速。但是，在S230中，在判断为重视耗油率行驶的情况下，在与混合动力控制部92对应的S260及S270中，在设定了重视耗油率模式之后，选择图31的模型1所示的、包含直接连结固定级模式的变速级的分配。并且，根据该包含直接连结固定级模式的变速级的分配，从而有级变速通过同步控制而以不会发生变速冲击的方式平缓地被实施。
图33示出了在重视加速响应性模式被设定、图31的模型2所示的不包含直接连结固定级模式的变速级的分配被选择、且根据该不包含直接连结固定级模式的变速级的分配而实施3→4升档变速时的动作。在图33中，当在t1时间点处驾驶员开始实施进一步的加速操作时，在t2时间点至t3时间点之间，在不经由由离合器CL1及离合器CLc的卡合实现的图18的直接连结固定级模式的条件下，通过双离合器同步控制而迅速地执行从由离合器CL1卡合实现的图12的U/DHV模式向由离合器CLc的卡合实现的图13的O/DHV模式的3→4升档变速。在此期间，如图33所示的那样对第一旋转机MG1及第二旋转机MG2进行控制。并且，对应于由升档变速引起的变速比的下降，在与发动机转速为4速相对应的转速下降的t4时间点处结束上述升档变速。
根据本实施例的动力传递装置14的控制装置90，如图29及图31所示，设置有针对U/DHV模式(第一行驶模式)、O/DHV模式(第二行驶模式)、及直接连结固定级模式(第三行驶模式)而分别实施齿轮级的分配的多级变速模式，由于在重视耗油率行驶被选择的情况下，包含直接连结固定级模式的变速级的分配(图31的模型1)被选择，并且U/DHV模式与O/DHV模式经由直接连结固定级模式而被切换，因此在U/DHV模式与O/DHV模式之间的有级变速中抑制了变速冲击的产生。此外，在重视加速响应性行驶被选择的情况下，由于不包含直接连结固定级模式的变速级的分配(图31的模型2)被选择，且通过双离合器同步控制而使U/DHV模式与O/DHV模式被切换，因此能够在U/DHV模式与O/DHV模式之间的有级变速中提高切换响应性。
实施例4
图34示出了作为本发明的其他实施例的由齿轮系A3FF所构成的动力传递装置15。构成本实施例的动力传递装置15的齿轮系A3FF在被构成为适用于发动机前置前轮驱动型的车辆这一点上，与适用于发动机前置后轮驱动型的车辆的图1的齿轮系A3FR不同。图1的齿轮系A3FR同心地具备：第一旋转机MG1、第二旋转机MG2、第一动力传递部20、第二动力传递部22等。但是，图34的齿轮系A3FF相对于第一旋转轴线C1而同心地具备第一旋转机MG1及第一动力传递部20，且相对于与第一旋转轴线C1平行的第二旋转轴线C2而同心地具备第二旋转机MG2及第二动力传递部22。
在图34的齿轮系A3FF中，虽然在具备与第二差动机构40的第二行星齿轮架C2连结的转鼓齿轮DG、被固定设置在第二旋转机MG2的转子轴46上的第二旋转机输出齿轮P46、以及副轴104的这些点上，与图1的齿轮系A3FR不同，但是其他部分均为相同，其中，副轴104具备：与转鼓齿轮DG及第二旋转机输出齿轮P46相啮合的副轴从动齿轮100、以及与差速器齿轮32的差速器内啮合齿轮30相啮合的副轴驱动齿轮102。另外，根据本实施例的动力传递装置15，可得到与如图2至图24所示的前述的实施例1的动力传递装置14同样的动作及作用效果。
实施例5
图35示出了作为构成本发明的其他实施例的由齿轮系A1FR构成的动力传递装置114。构成本实施例的动力传递装置114的齿轮系A1FR在被构成为适用于发动机前置后轮驱动型的车辆这一点上，与构成图1的动力传递装置14的齿轮系A3FR是共同的。但是，在图35的齿轮系A1FR中，相对于在第一差动机构38中来自发动机12的输入是第一太阳齿轮S1的情况，在图1的齿轮系A3FR中来自发动机12的输入为第一行星齿轮架C1的这一点、以及第一差动机构38是单小齿轮型的行星齿轮机构的这一点是不同的。因此，在图35的齿轮系A1FR中，在离合器CL1被设置于第一太阳齿轮S1与第一行星齿轮架C1之间、制动器BR1被设置于作为非旋转部件的壳体18与第一行星齿轮架C1之间、离合器CLc被设置于第一行星齿轮架C1与第二行星齿轮架C2之间的这些点上与图1的齿轮系A3FR不同，除此以外，其他部分是相同的。
根据本实施例的动力传递装置114，可得到与如图3至图24所示的前述的实施例1的动力传递装置14同样的动作及作用效果。但是，在本实施例的齿轮系A1FR中，由于第一差动机构38的第一太阳齿轮S1、第一行星齿轮架C1及第一内啮合齿轮R1与第一旋转要素RE1、第二旋转要素RE2及第三旋转要素RE3相对应，因此在图4至图19的列线图中，与第一旋转要素RE1对应的纵线Y2示出了第一太阳齿轮S1的转速以代替第一行星齿轮架C1，与第二旋转要素RE2对应的纵线Y3示出了第一行星齿轮架C1的转速以代替第一内啮合齿轮R1，与第三旋转要素RE3对应的纵线Y4示出了第一内啮合齿轮R1的转速以代替第一太阳齿轮S1。图36及图37是表示本实施例中的HV行驶模式的U/DHV模式及O/DHV模式的列线图，并且是表示与实施例1的图12及图13相对应的模式的图。
实施例6
图38示出了作为构成本发明的其他实施例的由齿轮系A1FF构成的动力传递装置115。构成本实施例的动力传递装置115的齿轮系A1FF在被构成为适用于发动机前置前轮驱动型的车辆这一点上，与适用于发动机前置后轮驱动型的车辆的图35的齿轮系A1FR不同。图35的齿轮系A1FR同心地具备：第一旋转机MG1、第二旋转机MG2、第一动力传递部20、第二动力传递部22等。但是，图38的齿轮系A1FF相对于第一旋转轴线C1而同心地具备第一旋转机MG1及第一动力传递部20，且相对于与第一旋转轴线C1平行的第二旋转轴线C2而同心地具备第二旋转机MG2及第二动力传递部22。
在图38的齿轮系A1FF中，虽然在具备与第二差动机构40的第二行星齿轮架C2连结的转鼓齿轮DG、被固定在第二旋转机MG2的转子轴46上的第二旋转机输出齿轮P46、以及副轴104的这些点上，与图15的齿轮系A1FR不同，但是其他部分均为相同，其中，副轴104具备：与转鼓齿轮DG及第二旋转机输出齿轮P46相啮合的副轴从动齿轮100、以及与差速器齿轮32的差速器内啮合齿轮30相啮合的副轴驱动齿轮102。另外，根据本实施例的动力传递装置115，可得到与如图35所示的前述的实施例5的动力传递装置114同样的动作及作用效果。
实施例7
图39示出了作为构成本发明的其他实施例的由齿轮系A2FR构成的动力传递装置214。构成本实施例的动力传递装置214的齿轮系A2FR在被构成为适用于发动机前置后轮驱动型的车辆这一点上，与图1的齿轮系A3FR是共同的。但是，虽然在图39的齿轮系A2FR中相对于在第一差动机构38中来自发动机12的输入为第一太阳齿轮S1的这一点、以及在图1的齿轮系A3FR中来自发动机12的输入为第一行星齿轮架C1的这一点是不同的，但是其他部分均为相同。根据本实施例的动力传递装置214，可得到与如图2至图24所示的前述的实施例一的动力传递装置14同样的动作及作用效果。但是，在本实施例的齿轮系A2FR中，由于第一差动机构38的第一太阳齿轮S1、第一内啮合齿轮R1及第一行星齿轮架C1与第一旋转要素RE1、第二旋转要素RE2及第三旋转要素RE3相对应，因此在图4至图19的列线图中，与第一旋转要素RE1对应的纵线Y2示出了第一太阳齿轮S1的转速以代替第一行星齿轮架C1，与第三旋转要素RE3对应的纵线Y4示出了第一行星齿轮架C1的转速以代替第一太阳齿轮S1。图40及图41是表示本实施例中的HV行驶模式的U/DHV模式及O/DHV模式的列线图，并且是表示与图12及图13相对应的模式的图。
实施例8
图42示出了作为构成本发明的其他实施例的由齿轮系A2FF构成的动力传递装置215。构成本实施例的动力传递装置215的齿轮系A2FF在被构成为适用于发动机前置前轮驱动型的车辆这一点上，与适用于发动机前置后轮驱动型的车辆的图39的齿轮系A2FR不同。图39的齿轮系A2FR同心地具备：第一旋转机MG1、第二旋转机MG2、第一动力传递部20、第二动力传递部22等。但是，图42的齿轮系A2FF相对于第一旋转轴线C1而同心地具备第一旋转机MG1及第一动力传递部20，且对于与第一旋转轴线C1平行的第二旋转轴线C2而同心地具备第二旋转机MG2及第二动力传递部22。
在图42的齿轮系A2FF中，虽然在具备与第二差动机构40的第二行星齿轮架C2连结的转鼓齿轮DG、被固定设置在第二旋转机MG2的转子轴46上的第二旋转机输出齿轮P46、以及副轴104的这些点上，与图39的齿轮系A2FR不同，但是其他部分均为相同，其中，副轴104具备与转鼓齿轮DG及第二旋转机输出齿轮P46相啮合的副轴从动齿轮100、以及与差速器齿轮32的差速器内啮合齿轮30相啮合的副轴驱动齿轮102。另外，根据本实施例的动力传递装置215，可得到与如图39所示的前述的实施例7的动力传递装置214同样的动作及作用效果。
实施例9
图43示出了作为构成本发明的其他实施例的由齿轮系B1FR构成的动力传递装置314。构成本实施例的动力传递装置314的齿轮系B1FR在被构成为适用于发动机前置后轮驱动型的车辆这一点上，与构成图1的动力传递装置14的齿轮系A3FR是共同的。但是，在图43的齿轮系B1FR中，在第一差动机构38是单小齿轮型行星齿轮机构的这一点、以及在相对于第一差动机构38中来自发动机12的输入是太阳齿轮S1、在图1的齿轮系A3FR中来自发动机12的输入是第一行星齿轮架C1的这一点是不同的。因此，在图43的齿轮系B1FR中，在离合器CL1被设置于第一太阳齿轮S1与第一行星齿轮架C1之间、制动器BR1被设置于作为非旋转部件的壳体18与第一行星齿轮架C1之间、离合器CLc被设置于第一行星齿轮架C1与第二行星齿轮架C2之间、第二内啮合齿轮R2被设为输出旋转要素的这些点上，与图1的齿轮系A3FR不同。根据本实施例的动力传递装置314，可得到与如图3至图24所示的前述的实施例1的动力传递装置14同样的动作及作用效果。
在本实施例的齿轮系B1FR中，对应于第一旋转要素RE1的第一太阳齿轮S1与发动机12连结，对应于第二旋转要素RE2的第一行星齿轮架C1经由离合器CLc而与对应于第五旋转要素RE5的第二内啮合齿轮R2及输出轴24连结，对应于第四旋转要素RE4的第二太阳齿轮S2与第一旋转机MG1连结，输出轴24与第二旋转机MG2动作性地连结。图44及图45是示出了本实施例中的HV行驶模式的U/DHV模式及O/DHV模式的列线图，且是示出了与实施例一的图12及图13相对应的模式的图。虽然在实施例1中在将离合器CL1卡合的状态下使第一行驶模式(U/DHV模式(前进))成立、且在将离合器CLc卡合的状态下使第二行驶模式(O/DHV模式(前进))成立，但是在本实施例中，相反地，在将离合器CLc卡合的状态下使第一行驶模式成立，且在将离合器CL1卡合的状态下使第二行驶模式成立。另外，图46示出了本实施例所用的动作卡合表。
根据本实施例的动力传递装置314，在如图44及图45所示的列线图中，纵线Y1示出了与第四旋转要素RE4相对应的第二太阳齿轮S2的旋转，纵线Y2示出了与第三旋转要素RE3及第六旋转要素RE6相对应的第一内啮合齿轮R1及第二行星齿轮架C2的转速，纵线Y3示出了与第二旋转要素RE2及第五旋转要素RE5相对应的第一行星齿轮架C1及第二内啮合齿轮R2的转速，纵线Y4示出了与第一旋转要素RE1相对应的第一太阳齿轮S1及发动机转速。根据本实施例的动力传递装置314，由于可得到与如图22至图33所示的动作同样的动作，因此可得到与如图1所示的前述的实施例1的动力传递装置14同样的动作及作用效果。
实施例10
图47示出了作为构成本发明的其他实施例的由齿轮系B1FF构成的动力传递装置315。构成本实施例的动力传递装置315的齿轮系B1FF在被构成为适用于发动机前置前轮驱动型的车辆这一点上，与适用于发动机前置后轮驱动型的车辆的图43的齿轮系B1FR不同。图43的齿轮系B1FR同心地具备：第一旋转机MG1、第二旋转机MG2、第一动力传递部20、第二动力传递部22等。但是，图47的齿轮系B1FF相对于第一旋转轴线C1而同心地具备第一旋转机MG1及第一动力传递部20，且相对于第二旋转轴线C2而同心地具备与第一旋转轴线C1平行的第二旋转机MG2及第二动力传递部22。
在图47的齿轮系B1FF中，虽然在具备与第二差动机构40的第二行星齿轮架C2连结的转鼓齿轮DG、被固定设置在第二旋转机MG2的转子轴46上的第二旋转机输出齿轮P46、以及副轴104的这些点上，与图43的B1FR不同，但是其他部分均为相同，其中，副轴104具备与转鼓齿轮DG及第二旋转机输出齿轮P46相啮合的副轴从动齿轮100、以及与差速器齿轮32的差速器内啮合齿轮30相啮合的副轴驱动齿轮102。另外，根据本实施例的动力传递装置315，可得到与前述的实施例9的动力传递装置314同样的动作及作用效果。
实施例11
图48示出了作为构成本发明的其他实施例的由齿轮系B2FF构成的动力传递装置415。构成本实施例的动力传递装置415的齿轮系B2FF与被构成图47的动力传递装置315的齿轮系B1FF相比，虽然在第一差动机构38是双小齿轮型的行星齿轮机构、离合器CLc被设置于第一内啮合齿轮R1与第二内啮合齿轮R2之间、且第一太阳齿轮S1与第二行星齿轮架C2连结的这些点上有所不同，但是其他部分均为相同。本实施例的动力传递装置415可得到与构成图43的动力传递装置314的齿轮系B1FR同样的作用效果。
实施例12
图49示出了作为构成本发明的其他实施例的由齿轮系B3FF构成的动力传递装置515。构成本实施例的动力传递装置515的齿轮系B3FF与构成图47的动力传递装置315的齿轮系B1FF相比，虽然在第一差动机构38是双小齿轮型的行星齿轮机构、离合器CLc被设置于第一内啮合齿轮R1与转鼓齿轮DG之间、且第一行星齿轮架C1与第二行星齿轮架C2连结的这些点上有所不同，但是其他部分均为相同。本实施例的动力传递装置515可得到与构成图43的动力传递装置314的齿轮系B1FR同样的作用效果。
实施例13
图50示出了作为构成本发明的其他实施例的由齿轮系C1FR构成的动力传递装置614。构成本实施例的动力传递装置614的齿轮系C1FR在构成为适用于发动机前置后轮驱动型的车辆这一点上，在第一差动机构38中来自发动机12的输入为第一行星齿轮架C1的这一点上，与构成图1的动力传递装置14的齿轮系A3FR是共同的。但是，在图50的齿轮系C1FR中第一差动机构38是单小齿轮型的行星齿轮机构这一点上，与图1的齿轮系A3FR不同。因此，在图50的齿轮系C1FR中，在离合器CLc被设置于第一内啮合齿轮R1与第二内啮合齿轮R2之间、且第一旋转机MG1与第二内啮合齿轮R2连结这些点上，与图1的齿轮系A3FR不同。
根据本实施例的动力传递装置614，可得到与如图3至图24所示的前述的实施例1的动力传递装置14同样的动作及作用效果。在本实施例中，离合器CLc通过使第一内啮合齿轮R1(第二旋转要素RE2)与第二内啮合齿轮R2(第四旋转要素RE4)卡合，从而使第一差动机构38一体地旋转。在本实施例的齿轮系C1FR中，对应于第一旋转要素RE1的第一行星齿轮架C1与发动机12连结，对应于第二旋转要素RE2的第一内啮合齿轮R1经由离合器CLc而与对应于第四旋转要素RE4的第二内啮合齿轮R2连结，对应于第三旋转要素RE3的第一太阳齿轮S1与对应于第六旋转要素RE6的第二太阳齿轮S2连结，对应于第四旋转要素RE4的第二内啮合齿轮R2与第一旋转机MG1连结，输出轴24与第二旋转机MG2在动作上连结。
图51、图52、及图53是示出了本实施例中的HV行驶模式的U/DHV模式(高)、U/DHV模式(低)、及O/DHV模式的列线图。图51及图53是示出了与实施例一的图12及图13相对应的模式的图。虽然在实施例1中，在将离合器CL1卡合的状态下使第一行驶模式(U/DHV模式(前进))成立，且在将离合器CLc卡合的状态下使第二行驶模式(O/DHV模式(前进))成立，但是在本实施例中，相反地，在将离合器CLc卡合的状态下使第一行驶模式成立，且在将离合器CL1卡合的状态下使第二行驶模式成立。另外，图54示出了本实施例所用的动作卡合表。
根据本实施例的动力传递装置614，在如图51至图53所示的列线图中，分别地，纵线Y1示出了与第二旋转要素RE2以及第四旋转要素RE4相对应的第二太阳齿轮S2的旋转，纵线Y2示出了与第一旋转要素RE1相对应的第一行星齿轮架C1的旋转，纵线Y3示出了与第五旋转要素RE5相对应的第二行星齿轮架C2的转速，纵线Y4示出了与第三旋转要素RE3及第六旋转要素RE6相对应的第一太阳齿轮S1及第二太阳齿轮S2的转速。根据本实施例的动力传递装置614，由于可得到与如图22至图33所示的实施例1的动作同样的动作，因此可得到与如图1所示的前述的实施例1的动力传递装置14同样的动作及作用效果。在本实施例中，第一行驶模式使第一差动机构38一体地旋转。
实施例14
图55示出了作为构成本发明的其他实施例的由齿轮系C1FF构成的动力传递装置615。构成本实施例的动力传递装置615的齿轮系C1FF在被构成为适用于发动机前置前轮驱动型的车辆的这一点上，与适用于发动机前置后轮驱动型的车辆的图50的齿轮系C1FR有所不同。图50的齿轮系C1FR同心地具备：第一旋转机MG1、第二旋转机MG2、第一动力传递部20、第二动力传递部22等。但是，图55的齿轮系C1FF相对于第一旋转轴线C1而同心地具备第一旋转机MG1及第一动力传递部20，且相对于与第一旋转轴线C1平行的第二旋转轴线C2而同心地具备第二旋转机MG2及第二动力传递部22。
在图55的齿轮系C1FF中，虽然在具备与第二差动机构40的第二行星齿轮架C2连结的转鼓齿轮DG、被固定设置在第二旋转机MG2的转子轴46的第二旋转机输出齿轮P46、以及副轴104的这些点上，与图50的齿轮系C1FR不同，但是其他部分均为相同，其中，副轴104具备与转鼓齿轮DG及第二旋转机输出齿轮P46相啮合的副轴从动齿轮100、以及与差速器齿轮32的差速器内啮合齿轮30相啮合的副轴驱动齿轮102。另外，根据本实施例的动力传递装置615，可得到与前述的实施例13的动力传递装置614同样的动作及作用效果。
实施例15
图56示出作为构成本发明的其他实施例的由齿轮系C2FR构成的动力传递装置714。构成本实施例的动力传递装置714的齿轮系C2FR与构成图50的动力传递装置614的齿轮系C1FR相比，虽然在第二差动机构40是双小齿轮型的行星齿轮机构这一点上有所不同，但是其他部分均为相同。本实施例的动力传递装置714可得到与构成图50的动力传递装置614的齿轮系C1FR同样的作用效果。
实施例16
图57示出作为构成本发明的其他实施例的由齿轮系C2FF构成的动力传递装置715。构成本实施例的动力传递装置715的齿轮系C2FF与构成图55的动力传递装置615的齿轮系C1FF相比，虽然在第二差动机构40是双小齿轮型的行星齿轮机构的这一点上有所不同，但是其他部分均为相同。本实施例的动力传递装置715可得到与构成图55的动力传递装置615的齿轮系C1FF同样的作用效果。
实施例17
图58示出了作为构成本发明的另一个实施例的由齿轮系D1FF构成的动力传递装置815。构成本实施例的动力传递装置815的齿轮系D1FF在被构成为适用于发动机前置前轮驱动型的车辆的这一点上，与适用于发动机前置后轮驱动型的车辆的图1的齿轮系A3FR有所不同。图1的齿轮系A3FR同心地具备：第一旋转机MG1、第二旋转机MG2、第一动力传递部20、第二动力传递部22等。但是，图58的齿轮系D1FF相对于第一旋转轴线C1而同心地具备第一旋转机MG1及第一动力传递部20，且相对于与第一旋转轴线C1平行的第二旋转轴线C2而同心地具备第二旋转机MG2及第二动力传递部22。
另外，在第一差动机构38及第二差动机构40中，虽然图58的齿轮系D1FF在第一内啮合齿轮R1与第二行星齿轮架C2连结、离合器CL1被设置于第一行星齿轮架C1与第二行星齿轮架C2之间、且制动器BR1被设置于作为非旋转部件的壳体18与第一太阳齿轮S1之间、离合器CLc被设置于第一太阳齿轮S1与第二太阳齿轮S2之间、第二内啮合齿轮R2被设为输出旋转要素的这些点上，与图1的齿轮系A3FR有所不同，但是其他部分均为相同。根据本实施例的动力传递装置815，可得到与如图3至图24所示出的前述的实施例1的动力传递装置14同样的动作及作用效果。
在本实施例的齿轮系D1FR中，对应于第一旋转要素RE1的第一行星齿轮架C1与发动机12连结，对应于第二旋转要素RE2的第一太阳齿轮S1经由离合器CLc而与对应于第四旋转要素RE4的第二太阳齿轮S2及第一旋转机MG1连结，对应于第三旋转要素RE3的第一内啮合齿轮R1与对应于第六旋转要素RE6的第二行星齿轮架C2连结，对应于第五旋转要素RE5的第二内啮合齿轮R2与输出旋转部件动作地连结。图59、图60、及图61是示出了本实施例中的HV行驶模式的U/DHV模式、O/DHV模式(高)、及O/DHV模式(低)的列线图，且是示出了与实施例1的图12及图13相对应的模式的图。虽然在实施例一中，在将离合器CL1卡合的状态下使第一行驶模式(U/DHV模式(前进))成立，且在将离合器CLc卡合的状态下使第二行驶模式(O/DHV模式(前进))成立，但是在本实施例中，在将离合器CLc卡合的状态下使第一行驶模式(U/DHV模式(前进))成立，且在将离合器CL1卡合的状态下使第二行驶模式(O/DHV模式(高))成立。另外，图62示出了本实施例所用的动作卡合表。
根据本实施例的动力传递装置815，在如图4至图19所示的列线图中，纵线Y1示出了与第二旋转要素RE2及第四旋转要素RE4相对应的第一太阳齿轮S1及第二太阳齿轮S2的旋转，纵线Y2示出了与第三旋转要素RE3及第六旋转要素RE6相对应的第一内啮合齿轮R1及第二行星齿轮架C2的转速，纵线Y3示出了与第五旋转要素RE5相对应的第二内啮合齿轮R2的转速，纵线Y4示出了与第一旋转要素RE1相对应的第一行星齿轮架C1的转速。根据本实施例的动力传递装置815，由于可得到与如图22至图33所示的实施例1的动作同样的动作，因此可得到与如图1所示的前述的实施例1的动力传递装置14同样的动作及作用效果。
实施例十八
图63示出了作为构成本发明的另一个实施例的由齿轮系D2FF构成的动力传递装置915。构成本实施例的动力传递装置915的齿轮系D2FF与构成图58的动力传递装置815的齿轮系D1FF相比，虽然在第一内啮合齿轮R1与第二行星齿轮架C2连结、发动机12的输出向第一差动机构38的第一太阳齿轮S1输入、制动器BR1被设置于作为非旋转部件的壳体18与第一行星齿轮架C1之间、离合器CLc被设置于第一行星齿轮架C1与第二太阳齿轮S2之间的这些点上有所不同，但是其他部分均为相同。本实施例的动力传递装置915可得到与构成图58的动力传递装置815的齿轮系D1FF同样的作用效果。
以上，虽然基于附图而对本发明的实施例详细地进行了说明，但是本发明也可以被应用于其他的方式中。
例如，虽然在前述的实施例中例示了选择性地对第一旋转要素RE1和第二旋转要素RE2进行连结的离合器CL1以作为第一卡合装置，但是并不限于此。例如，第一卡合装置既可以是选择性地对第二旋转要素RE2和第三旋转要素RE3进行连结的离合器，也可以是选择性地对第一旋转要素RE1和第三旋转要素RE3进行连结的离合器。总之，第一卡合装置只需为对第一旋转要素RE1、第二旋转要素RE2、及第三旋转要素RE3中的任意两个旋转要素进行连结的离合器即可。
另外，虽然在前述的实施例中，离合器CL1、制动器BR1、及离合器CLc为湿式的液压式摩擦卡合装置，但是也可以是电磁离合器、磁粉式离合器等通过电力而对工作状态进行切换的电气式卡合要素。
另外，虽然在前述的实施例中，车辆10具备制动器BR1，但是并不需要必须具备制动器BR1。即便在不具备制动器BR1的车辆10中，在HV行驶模式中，也能够对U/DHV模式与O/DHV模式进行切换。
另外，虽然在前述的实施例的齿轮系中，旋转要素RE2通过制动器BR1而选择性地与非旋转部件连结，但是也可以采用与发动机12连结的旋转要素RE1通过制动器BR1而选择性地与非旋转部件连结的形式的齿轮系。
另外，车速V也可以根据由输出旋转速度传感器72所检测出的输出轴24的转速No而被求出，也可以基于与驱动轮16在动作上连结的其他旋转部件例如输入轴34的转速、该输入轴34与驱动轮16之间的变速比而被计算出。
此外，上述的方式只不过为一种实施方式，本发明能够根据本领域技术人员的知识，而以施加了各种各样的变更、改良的方式来实施。
符号说明
10：车辆
12：发动机
16：驱动轮
24：输出轴(输出旋转部件)
38：第一差动机构
C1：第一行星齿轮架(旋转要素)
R1：第一内啮合齿轮(旋转要素)
S1：第一太阳齿轮(旋转要素)
40：第二差动机构
S2：第二太阳齿轮(旋转要素)
C2：第二行星齿轮架(旋转要素)
R2：第二内啮合齿轮(旋转要素)
90：电子控制装置(控制装置)
92：混合动力控制部
BR1：制动器
CL1：离合器(第一卡合要素)
CLc：离合器(第二卡合要素)
MG1：第一旋转机
MG2：第二旋转机
92：混合动力控制部
94：动力传递切换部
98：加速要求判断部

Claims (6)

1.一种车辆用动力传递装置的控制装置(90)，所述车辆用动力传递装置(14、14、14、15、114、115、214、215、314、315、415、515、614、615、714、715、815、915)具备：包括第一旋转要素(C1、C1、C1、C1、S1、S1、S1、S1、S1、S1、S1、S1、C1、C1、C1、C1、C1、C1)、第二旋转要素(R1、R1、R1、R1、C1、C1、R1、R1、C1、C1、C1、C1、R1、R1、R1、R1、S1、S1)和第三旋转要素(S1、S1、S1、S1、R1、R1、C1、C1、R1、R1、R1、R1、S1、S1、S1、S1、R1、R1)在内的第一差动机构(38)、包括第四旋转要素(S2、S2、S2、S2、S2、S2、S2、S2、S2、S2、S2、S2、R2、R2、R2、R2、S2、S2)、第五旋转要素(C2、C2、C2、C2、C2、C2、C2、C2、R2、R2、R2、R2、C2、C2、C2、C2、R2、R2)和第六旋转要素(R2、R2、R2、R2、R2、R2、R2、R2、C2、C2、C2、C2、S2、S2、S2、S2、C2、C2)在内的第二差动机构(40)、对从所述第一旋转要素至所述第三旋转要素中的任意两个进行卡合的第一卡合要素(CL1)、对所述第二旋转要素、所述第四旋转要素及所述第五旋转要素中的任意一个旋转要素进行卡合的第二卡合要素(CLc)，并且，所述第三旋转要素与所述第六旋转要素连结，所述第五旋转要素与输出轴(24)连结，所述第一旋转要素与内燃机(12)连结，所述第四旋转要素与第一旋转机(MG1)连结，所述输出轴与第二旋转机(MG2)连结，
所述车辆用动力传递装置的控制装置的特征在于，
能够选择性地对第一行驶模式、第二行驶模式和第三行驶模式进行切换，所述第一行驶模式为，由所述第一卡合要素及所述第二卡合要素中的一方的卡合要素的卡合所实现的模式，所述第二行驶模式为，由所述第一卡合要素及所述第二卡合要素中的另一方的卡合要素的卡合所实现的模式，所述第三行驶模式为，由所述第一卡合要素及所述第二卡合要素的卡合所实现的模式，
在实施所述第一行驶模式与所述第二行驶模式之间的切换时，使所述第三行驶模式介入而进行切换，并且在预定条件成立的情况下，通过所述第一卡合要素及所述第二卡合要素之间的双离合器同步控制，来实施所述第一行驶模式与所述第二行驶模式之间的切换。
2.如权利要求1所述的车辆用动力传递装置(14)的控制装置，其特征在于，
所述预定条件基于加速操作变化量(θ、dθ/dt、(θ1·θ2))成为预先规定的加速操作变化量判断值(θk1)以上的情况而成立。
3.如权利要求1所述的车辆用动力传递装置(14)的控制装置，其特征在于，
所述预定条件基于重视车辆的动力性能的运动模式被选择了的情况而成立。
4.如权利要求1至3中任意一项所述的车辆用动力传递装置(14)的控制装置，其特征在于，
所述第一行驶模式为所述内燃机的转速(Ne)被减速而从所述输出轴被输出的行驶模式，
所述第二行驶模式为所述内燃机的转速被增速而从所述输出轴被输出的行驶模式，
所述第三行驶模式为与所述内燃机的转速相同的转速从所述输出轴被输出的行驶模式。
5.如权利要求1至4中任意一项所述的车辆用动力传递装置(14)的控制装置，其特征在于，
设有多级变速模式，所述多级变速模式针对所述第一行驶模式、所述第二行驶模式、及所述第三行驶模式而分别实施了齿轮级的分配，
在包含第三行驶模式的变速级的分配被选择的情况下，经由第三行驶模式而对所述第一行驶模式和所述第二行驶模式进行切换，在不包含第三行驶模式的变速段的分配被选择的情况下，通过双离合器同步控制而对所述第一行驶模式与所述第二行驶模式进行切换。
6.如权利要求3所述的车辆用动力传递装置(14)的控制装置，其特征在于，
根据预先设定的关系，并基于依据加速器开度(θacc)而获得的要求驱动力(Fr)和车速(V)而对所述第一行驶模式与所述第二行驶模式进行切换，并且在所述运动模式被选择的情况下，将对所述第一行驶模式与所述第二行驶模式进行切换的切换点向高车速侧及低负载侧中的至少一侧变更。
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