JP2008232199A - 自動車用駆動装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 複数の遊星歯車組と２個のモータを備えた駆動装置において、モータの必要とする出力を低くして、制御系を含めた製造コストを安くできる自動車用駆動装置を提供すること。
【解決手段】 ３組の遊星歯車組２０、３０、４０と、第１および第２モータ５２、５４とを備え、第１および第２遊星歯車組２０、３０の回転メンバーにて、入力メンバー、第１出力メンバー、中間メンバー、第１反力メンバー、第２反力メンバーを構成し、第３遊星歯車組４０の回転メンバーを駆動メンバー、第２出力メンバー、第３反力メンバーとし、入力軸１０と入力メンバーを、出力軸１２と第１出力メンバーを、第１モータ５２と第１反力メンバーを、第２モータ５４と駆動メンバーを、それぞれ連結し、第２反力メンバーと第３反力メンバーとを連結した上でケース５８に固定可能かつ第１モータ５２と連結可能とし、第２出力メンバーを中間メンバーまたは出力軸１２と連結した。
【選択図】図１

Description

本発明は、内燃機関と電気モータとの２種類の動力源を有する、いわゆるハイブリッド自動車の駆動装置に関し、特にエンジンより入力される駆動力を、複数のモータと複数の遊星歯車とを介して出力軸へ伝達し、低速モードと高速モードとの切り替えを行う自動車用駆動装置に関するものである。

従来、エンジンより入力される駆動力を、複数のモータと複数の遊星歯車とを介して出力軸へ伝達し、低速モードと高速モードとの切り替えを行う自動車用駆動装置としては、２セットの遊星歯車組と２個のモータとを用いたものがある（特許文献１を参照）。

しかし、上記従来の自動車用駆動装置は、モータが必要とするトルクを低くすることはできるが、モータの必要とする出力（パワー）を低くすることが困難であり、インバータなどの制御系を含めた電気容量が大きいので、製造コストが高いという問題があった。
すなわち、特許文献１中の参照番号を付しながら説明すると、エンジン１４からの入力トルクは一方の遊星歯車組４０によって減速されて出力軸１８を駆動して機械的に動力伝達を行い、その際の反力トルクにより発電して電気的に動力を伝達している。

このため、エンジンで駆動する低速モードにおける機械的に伝達する動力の比率が一方の遊星歯車組４０の歯数比でのみ決まるが、その値が特に低速度比域において低いので、その分、電気的な動力伝達比率が高くなり、発電および駆動を行う２個のモータ２６、２８の出力（パワー）を大きくせざるを得ず、これらを制御するインバータ等の電気容量も大きくなるので、製造コストが高くなる。
米国特許第６，４７８，７０５号

解決しようとする問題点は、モータの必要とする出力を低くすることが困難なため、制御系を含めた製造コストが高い点である。
本発明の目的は、複数の遊星歯車組と２個のモータを備えた駆動装置において、モータの必要とする出力を低くでき、併せて制御系を含めた製造コストを安くできる自動車用駆動装置を提供することにある。

本発明の自動車用駆動装置は、入力軸と出力軸との間に設けた、を備え、第１遊星歯車組および第２遊星歯車組の回転メンバー同士を連結して、入力メンバー、第１出力メンバー、中間メンバー、第１反力メンバー、第２反力メンバーを構成し、第３遊星歯車組の各回転メンバーを駆動メンバー、第２出力メンバー、第３反力メンバーとし、入力軸と入力メンバーとを連結し、出力軸と第１出力メンバーとを連結し、第１モータと第１反力メンバーとを連結し、第２モータと駆動メンバーとを連結し、第２反力メンバーと第３反力メンバーと連結した上で静止部に固定可能とするとともに第１モータと連結可能とし、第２出力メンバーを中間メンバーまたは出力軸と連結した。

本発明の自動車用駆動装置は、上記のように構成したため、特に低速度比域における機械的な動力伝達比率が高くなることによってモータの必要とする出力を下げることができ、制御系を含めた製造コストをも安くすることが可能になる。

以下、本発明の実施の形態に係る自動車用駆動装置を、各実施例に基づき図とともに説明する。

図１は、第１実施例の自動車用駆動装置のスケルトン図である。
図１に示した第１実施例の自動車用駆動装置は、エンジン１から駆動される入力軸１０と車輪側へ駆動力を出力する出力軸１２とが同じ軸心で配置されている。

入力軸１０と出力軸１２との間には、第１遊星歯車組２０、第２遊星歯車組３０、第３遊星歯車組４０の３つの遊星歯車組が配置してあり、第１遊星歯車組２０および第３遊星歯車組４０は一般的にシングルピニオン型と呼ばれるものであり、それぞれが同じ構成になっている。
すなわち、第１遊星歯車組２０は、第１サンギヤ２２と、第１リングギヤ２４と、第１サンギヤ２２および第１リングギヤ２４に噛み合った複数の第１ピニオン２６と、第１ピニオン２６を回転自在に軸支する第１キャリア２８とで構成されている。
同様に、第３遊星歯車組４０は、第３サンギヤ４２と、第３リングギヤ４４と、複数の第３ピニオン４６と、第３キャリア４８とで構成されている。

また、第２遊星歯車組３０はダブルピニオン型と呼ばれるものであり、第２サンギヤ３２と、第２リングギヤ３４と、該第２リングギヤ３４に噛み合った第２アウターピニオン３６ａと、該第２アウターピニオン３６ａおよび第２サンギヤ３２に噛み合った第２インナーピニオン３６ｂと、該第２インナーピニオン３６ｂおよび第２アウターピニオン３６ａを回転自在に軸支する第２キャリア３８とで構成されている。

ここで、第１リングギヤ２４は本発明の入力メンバーを、第２リングギヤ３４は本発明の第１出力メンバーを、第１キャリア２８と第２キャリア３８とが一体に連結されて本発明の中間メンバーを、第１サンギヤ２２は本発明の第１反力メンバーを、第２サンギヤ３２は本発明の第２反力メンバーを、第３サンギヤ４２は本発明の駆動メンバーを、第３キャリア４８は本発明の第２出力メンバーを、第３リングギヤ４４は本発明の第３反力メンバーを、それぞれ構成する。

次に、各メンバーの連結関係を説明する。
入力メンバーの第１リングギヤ２４は入力軸１０と連結され、第１出力メンバーの第２リングギヤ３４は出力軸１２と連結され、第１反力メンバーの第１サンギヤ２２は第１モータ５２と連結され、駆動メンバーの第３サンギヤ４２は第２モータ５４と、それぞれ連結されている。

第２反力メンバーの第２サンギヤ３２と第３反力メンバーの第３リングギヤ４４とは連結されるとともに、ブレーキ５６によりケース（静止部）５８に固定可能である一方、クラッチ６０により第１反力メンバーの第１サンギヤ２２および第１モータ５２と連結可能である。
第２出力メンバーの第３キャリア４８は、中間メンバーの第１キャリア２８および第２キャリア３８と連結されている。

次に、図１に示した第１の実施例の作動を説明する。
なお、以下の各実施例に共通するが、第１、第２モータ５２、５４は、いずれもモータとしての駆動機能と発電機としての２つの機能を有する。
また、第１、第２、第３の各遊星歯車組２０、３０、４０における、リングギヤの歯数Nｒに対するサンギヤの歯数Nｓの比（Ｎｓ／Ｎｒ）を、第１遊星歯車組２０はａ１、第２遊星歯車組３０はａ２、第３遊星歯車組４０はａ３、として、エンジン１の出力トルクをＴｅ、第１モータ５２、第２モータ５４の発電または駆動のトルクを、第１モータ５２はＴ１、第２モータ５４はＴ２、出力軸１２のトルクはＴｏと定義する。

図１に示した第１の実施例において、各歯数比を、ａ１は０．３５、ａ２は０．４５、ａ３は０．６０とした場合について説明する。

まず、低速モードにおける発進と加速について説明する。最初に、ブレーキ５６を締結して第２サンギヤ３２および第３リングギヤ４４をケース５８に固定する。
エンジン１が停止した状態にあっては、図示しないコントローラーを介して、図示しないバッテリーから供給される電力で、第２モータ５２が第３遊星歯車組４０および第２遊星歯車組３０を介して出力軸１２を駆動することにより、発進とそれに続く加速を行う。このとき、出力軸１２のトルクＴｏはＴ２（１＋ａ３）／ａ３（１−ａ２）になる。上記の歯数比においてＴｏはＴ２の４．８５倍である。
エンジン１が停止した状態での走行中は、第２モータ５２の回転速度に比例した回転速度で第１モータ５２も回転するが、空転するだけである。

この加速中にエンジン１を始動する場合は、空転している第１モータ５２に発電させることにより、その反力で第１遊星歯車組２０を介してエンジンを回転させる。
この際、第１キャリア３８にも反力が作用して、それが第２遊星歯車組３０で減速されて、前述の加速に反する方向のトルクで出力軸１２を駆動するので、その分だけ第２モータ５２のトルクを瞬間的に増やす制御を行い、加速感が損なわれないようにすることが望ましい。

エンジン１が始動したら、直ちに第１モータ５２に発電させる。これにより第１キャリア３８には加速する方向にトルクが作用し、それが第２遊星歯車組３０で減速されて出力軸１２を加速方向に駆動する。

入力軸１０が第１遊星歯車組３０および第２遊星歯車組３０を介して出力軸１２を駆動するトルクはエンジン１から機械的に動力伝達されるので、自動車は第２モータ５２による電気的な駆動に加えて機械的にも駆動される。
この際に第１モータ５２が発電した電力は、コントローラーを経由して第２モータ５２に供給するか、または、それに加えてバッテリーを充電することができる。

低速モードにおける出力軸１２のトルクＴｏは、Ｔｅ（１＋ａ１）／（１−ａ２）＋Ｔ２（１＋ａ３）／ａ３（１−ａ２）になる。
上記の歯数比においてＴｏはＴｅの２．４５倍とＴ２の４．８５倍の和になる。

自動車が速度を増していくと、やがて第１モータ５２の回転速度が０になって、エンジン１の動力は全て機械的に出力軸１２に伝達されるようになる。このときの変速比（入力軸１０の回転速度／出力軸１２の回転速度）は、（１＋ａ１）／（１−ａ２）になる。上記の歯数比においては２．４５である。

つまり、低速モードにおける前述の機械的に動力伝達する比率は、変速比とともに上昇して第１モータ５２の回転速度が０になった時点で１００％になる。
むろん、第１モータ５２が停止して発電しなくなっても、上記の機械的な駆動に加えて、バッテリーに蓄えた電力を第２モータ５４に供給して駆動することで、電気的に加勢することも可能である。

そして、第１モータ５２の回転速度が０になった時点で、クラッチ６０を接続するとともにブレーキ５６の締結を解除することで高速モードに切り替わる。
このとき、第１モータ５２の回転速度が０になっているので、クラッチ６０は回転していないもの同士を接続することになり、切り替えに伴うショックや摩擦による発熱および摩耗の恐れはない。

高速モードに切り替わると、エンジン１の動力は第１、第２、第３遊星歯車組２０、３０、４０を介して機械的に伝達される一方、第２モータ５４が発電して第１モータ５２に電力を供給し、第１モータ５２が電気的に駆動するように変化する。
高速モードにおける出力トルクＴｏは、Ｔｅ（１−ａ１・ａ３）／（１＋ａ２・ａ３）＋Ｔ１＋Ｔ２になる。
上記の歯数比においてはＴｅの０．６２倍とＴ１、Ｔ２の和である。

高速モードにおける、第１、第２、第３の各遊星歯車組２０、３０、４０を介して機械的に動力を伝達する比率は、上記の変速比（１＋ａ１）／（１−ａ２）での１００％をピークに、速度とともに徐々に低下するが、途中から上昇に転じて、やがて第２モータ５４が停止したときに再び１００％になるように変化する。
第２モータ５４が停止したときの変速比は、（１−ａ１・ａ３）／（１＋ａ２・ａ３）であり、上記の歯数比では０．６２になる。

むろん、第２モータ５４が停止して発電しなくなっても、上記の機械的な駆動に加えて、バッテリーに蓄えた電力を第１モータ５２に供給することにより電気的に加勢することも可能である。

以上で説明したように、バッテリーに蓄えた電力を供給した駆動を除いて、前進時におけるエンジン１が出力軸１２を駆動する動力のうち、機械的に伝達する比率は、図２に示すように変化する。図２の横軸は速度比（変速比の逆数：出力軸１２の回転速度／入力軸１０の回転速度）であり縦軸は機械的伝達率である。
図２において実線で示したのが第１実施例を、破線で示したのは従来例を表す。

すなわち、従来例は上述した一方の遊星歯車組４０の歯数比（第１の実施例におけるａ１に相当）を０．５とすると、低速モードから高速モードに切り替わる変速比は０．６７になる。
第１実施例と従来例を比較すると、低速モードから高速モードに切り替わる変速比が図２のように異なる。したがって図２に見るように、第１実施例は特に低速度比域において従来例より高い機械的伝達比率であることが分かる。

このため、例えば変速比４（速度比で０．２５）の点で動力を伝達するのに要する第１モータ５２および第２モータ５４の容量（パワー）Ｐ１ａは、エンジン１の出力を同等で比較した場合、破線に示した従来例のＰ１ｂより大幅に小さいことが分かる。

すなわち、低速モードから高速モードに切り替わる速度比が小さいほど、第１モータ５２および第２モータ５４の必要な容量は小さくて済むことになる。
なお、高速モードにおける第１モータ５２および第２モータ５４の必要な容量Ｐ２ａは、従来例のＰ２ｂより大きいが、前述のＰ１ａよりは小さいので、第１モータ５２および第２モータ５４の必要な容量はＰ１ａで決まる。

以上は自動車を加速する場合について説明したが、逆にいわゆるエンジンブレーキのように出力軸１２側から入力軸１０を駆動する場合には、第１、第２モータ５２、５４の発電と駆動の関係が加速の場合と逆になるが上記と同様に、低速モードまたは高速モードに切り替えて駆動することができる。

また、走行中にエンジン１を停止して、自動車の運動エネルギーで第１モータ５２または第２モータ５４に発電させ、この電力でバッテリーを充電し、次の加速の際にこの電力を用いて駆動する、いわゆるエネルギー回生により自動車の燃費を向上することもできる。

次に後進について説明する。
エンジン１が停止状態で後進する場合は、前進と同様にブレーキ５６を締結して動力伝達を行うが、第２モータ５４を逆転方向に駆動する。
このとき、出力軸１２のトルクは前進とは逆方向になるだけであり、Ｔ２に対する倍率は同じである。

エンジン１を回転させての後進も、同様にブレーキ５６を締結して第２モータ５４を逆転方向に駆動するので、出力軸１２のトルクＴｏは、Ｔｅ（１＋ａ１）／（１−ａ２）−Ｔ２（１＋ａ３）／ａ３（１−ａ２）になる。
上記の歯数比においてはＴｅの２．４５倍とＴ２の−４．８５倍の和になる。

したがって、後進時は前進時より駆動トルクが減ることになるが、極低速域にあっては動力を伝達するために要する発電のためのエンジン１のトルクＴｅが小さくて済むので、自動車を登坂させるに十分なトルクを得ることは容易である。
本発明の第１実施例によれば、図２に示したように従来例と比較して、特に低速度比域における機械的伝達比率が高いことが特徴である。

また、低速モードにおいて第１モータ５２に作用する発電トルクＴ１はＴｅ×ａ１であるので、上記の歯数比にあってはＴｅの０．３５倍である。上記の従来例ではＴｅの０．５倍になるので、本実施例は従来例より小さいことになる。
さらに、低速モードにおける出力トルクＴｏを同じとした場合、本実施例は第２遊星歯車組３０があり、Ｔ２の駆動トルクを第３遊星歯車組４０のみならず第２遊星歯車組３０でも減速するので、第２モータ５４のトルクを従来例より小さくすることができる。

すなわち、従来例における他方の遊星歯車組４２の歯数比ａ２は実施例１のａ３に相当する。低速モードにおける出力トルクは、従来例がＴｅ（１＋ａ１）＋Ｔ２（１＋ａ２）であるのに対してＴｅ（１＋ａ１）／（１−ａ２）＋Ｔ２（１＋ａ３）／ａ３（１−ａ２）になる。したがって、その差は大きく、その分だけ第２モータ５４の駆動トルクが小さくて済むことになる。

これらをエンジン１のトルクを同じとして従来例との比較で整理すると、本実施例の第１モータ５２および第２モータ５４は出力（パワー）、発電または駆動のトルク、ともに従来例より小さくなる。
このため、第１モータ５２、第２モータ５４はサイズを小さくできるので、所要スペースや重量を減らすことができるとともに製造コストを安くすることができる。

また、第１モータ５２、第２モータ５４ともに出力が小さいということは発電ならびに駆動の電力が減るので、コントローラーなどの電気容量が小さくなって、これらの製造コストを安くすることもできる。
さらに、一般に動力伝達効率は、電気的な伝達よりも機械的な伝達の方が高いので、機械的な動力伝達比率が高い低速度比域での動力伝達効率が高くなり、特に低速での加速の頻度が高い都市部での走行において燃費が向上するというメリットもある。

図３は、第２実施例の自動車用駆動装置を表すスケルトン図である。図３は図１に対応している。
ここでは、第１の実施例と異なる部分を中心に説明し、第１の実施例と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。

まず、第１遊星歯車組２０、第２遊星歯車組３０および第３遊星歯車組４０の構成と連結関係が第１の実施例と一部が異なる。
すなわち、第２遊星歯車組３０は第１遊星歯車組２０と同様にシングルピニオン型であり、第２サンギヤ３２、第２リングギヤ３４、該第２リングギヤ３４および第２サンギヤ３２に噛み合った複数の第２ピニオン３６、該ピニオン３６を回転自在に軸支する第２キャリア３８とで構成されている。

また、第３遊星歯車組４０はダブルピニオン型であり、第２サンギヤ４２、第３リングギヤ４４、該第３リングギヤ４４に噛み合った第３アウターピニオン４６ａ、該第３アウターピニオン４６ａおよび第３サンギヤ４２に噛み合った第３インナーピニオン４６ｂ、該第３インナーピニオン４６ｂおよび第３アウターピニオン４６ａを回転自在に軸支する第３キャリア４８とで構成されている。

さらに、第１リングギヤ２４が本発明の入力メンバーを、第１サンギヤ２２が本発明の第１反力メンバーを、第２サンギヤ３２が本発明の第２反力メンバーを、第３サンギヤ４２が本発明の駆動メンバーを、それぞれ構成する点は第１の実施例と同じであるが、第２キャリア３８が本発明の第１出力メンバーを、第１キャリア２８と第２リングギヤ３４が一体に連結されて本発明の中間メンバーを、第３リングギヤ４４が本発明の第２出力メンバーを、第３キャリア４８が本発明の第３反力メンバーを、それぞれ構成する点が異なる。
上記した本発明の各回転メンバーの連結関係は第１の実施例と同じであるので説明を省略する。

続いて第２の実施例の作動について説明する。ここでも第１の実施例と実質的に同じ部分については説明を省略する。
発進、加速、エンジン１の始動、低速モードと高速モードの切り替え、後進の各作動は基本的に第１の実施例と同じであるが、細部の作動と、各遊星歯車組２０、３０、４０の歯数比と出力トルクＴｏおよび変速比の関係が異なる。

以下、ａ１を０．３５に、ａ２を０．６０に、ａ３を０．４０に、それぞれ設定した場合について説明する。
はじめに、ブレーキ５６を締結して第２モータ５２が駆動する場合は、第３遊星歯車組４０と第２遊星歯車組３０とを介しての駆動であることは第１の実施例と同じであるが、出力軸１２のトルクＴｏはＴ２（１＋ａ２）／ａ３になる。上記の歯数比においては、Ｔ２の４倍である。

また、エンジン１が回転している低速モードにおける出力軸１２のトルクＴｏは、Ｔｅ｛１＋ａ２＋ａ１（１＋ａ２）｝＋Ｔ２（１＋ａ２）／ａ３になる。上記の歯数比においては、Ｔｅの２．１６倍とＴ２の４倍の和である。
第２の実施例においても第１モータ５２の回転速度が０になった時点で機械的な伝達率が１００％になり、高速モードに切り替えるが、このときの変速比は１／｛１＋ａ２＋ａ１（１＋ａ２）｝になる。上記の歯数比においては、２．１６である。

高速モードにおける駆動も第１の実施例と同様に、第１、第２、第３の各遊星歯車組、２０、３０、４０を介して機械的な動力伝達を行う一方、第２モータ５４が発電して第１モータ５２に電力を供給し、電気的に駆動する。
高速モードにおける出力トルクＴｏは、Ｔｅ（１＋ａ２−ａ３）／〔１＋ａ２−ａ３｛１＋ａ２＋ａ１（１＋ａ２）〕＋Ｔ１＋Ｔ２になる。上記の歯数比においてはＴｅの０．６１倍とＴ１およびＴ２の和である。

高速モードにおいて、第２モータ５４の回転速度が０になった時点で機械的な伝達率が１００％になる点も第１の実施例と同様であるが、その際の変速比は、（１＋ａ２−ａ３）／〔１＋ａ２−ａ３｛１＋ａ２＋ａ１（１＋ａ２）〕であり、上記の歯数比では０．６１になる。

エンジン１を停止した状態での後進は、出力軸１２のトルクが前進とは逆方向になるだけであり、Ｔ２に対する倍率は前進の低速モードと同じである。
エンジン１を回転して後進する場合も低速モードと同様に、第２モータ５２で逆方向に駆動するが、出力軸１２のトルクＴｏはＴｅ（１＋ａ１）（１＋ａ２）−Ｔ２（１＋ａ３）／ａ３になる。上記の歯数比においては、Ｔｅの２．２５倍とＴ２の−３．８６倍の和になる。

詳細の説明は省略するが、本実施例での低速モードにおける機械的な伝達率は第１の実施例と同様に変化し、低速モードから高速モードに切り替える変速比が大きい分、第１モータ５２、第２モータ５４および図示しないコントローラーなどの電気容量を従来例より小さく設定でき、製造コストを安くすることができる。
さらに、機械的な動力伝達比率が高い低速度比域を多用する加速モードでの動力伝達効率が高くなり、特に都市部の走行頻度が高い場合に燃費が向上するというメリットもある。

図４は、第３の実施例の自動車用駆動装置を表すスケルトン図である。図４は図１に対応している。
ここでは、第１の実施例と異なる部分を中心に説明し、第１の実施例と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。

まず、第１遊星歯車組２０および第２遊星歯車組３０の構成と連結関係が第１の実施例と異なる。
すなわち、第２遊星歯車組３０は第１遊星歯車組２０と同様にシングルピニオン型であり、第２サンギヤ３２、第２リングギヤ３４、該第２リングギヤ３４および第２サンギヤ３２に噛み合った複数の第２ピニオン３６、該ピニオン３６を回転自在に軸支する第２キャリア３８とで構成されている。

また、第１リングギヤ２４が本発明の入力メンバーを、第１サンギヤ２２が本発明の第１反力メンバーを、第２サンギヤ３２が本発明の第２反力メンバーを、第３サンギヤ４２は本発明の駆動メンバーを、第３キャリア４８は本発明の第２出力メンバーを、第３リングギヤ４４は本発明の第３反力メンバーを、それぞれ構成する点は第１の実施例と同じであるが、第２キャリア３８が本発明の第１出力メンバーを、第１キャリア２８と第２リングギヤ３４が一体に連結されて本発明の中間メンバーを、それぞれ構成する点が異なる。

上記した本実施例の各回転メンバーの連結関係は、第２出力メンバーの第３キャリアが第１出力メンバーの第２キャリア３８とともに出力軸１２と連結している点が第１の実施例と異なるが、他は同じであるので説明を省略する。

続いて第３の実施例の作動について説明する。ここでも第１の実施例と実質的に同じ部分については説明を省略する。
発進、加速、エンジン１の始動、低速モードと高速モードの切り替え、後進の各作動は基本的に第１の実施例と同じであるが、細部の作動と、各遊星歯車組２０、３０、４０の歯数比と出力トルクＴｏおよび変速比の関係は異なる。
以下、ａ１を０．４５に、ａ２を０．５５に、ａ３を０．３５に、それぞれ設定した場合について説明する。

はじめに、エンジン１が停止した状態でブレーキ５６を締結して第２モータ５２が駆動する場合は、第３遊星歯車組４０のみを介しての駆動になり、出力軸１２のトルクＴｏはＴ２（１＋ａ３）／ａ３になる。上記の歯数比においては、Ｔ２の３．８６倍である。
また、エンジン１を回転させた低速モードにおける出力軸１２のトルクＴｏは、Ｔｅ（１＋ａ１）（１＋ａ２）＋Ｔ２（１＋ａ３）／ａ３になる。上記の歯数比においては、Ｔｅの２．２５倍とＴ２の３．８６倍の和になる。

第３の実施例においても第１モータ５２の回転速度が０になった時点で機械的な伝達率が１００％になり、高速モードに切り替えるが、このときの変速比は（１＋ａ１）（１＋ａ２）になる。上記の歯数比においては、２．２５である。
高速モードにおける駆動も第１の実施例と同様に、第１、第２、第３の各遊星歯車組、２０、３０、４０を介して機械的な動力伝達を行う一方、第２モータ５４が発電して第１モータ５２に電力を供給し、電気的に駆動する。
高速モードにおける出力トルクＴｏは、Ｔｅ／〔１−ａ３｛ａ１（１＋ａ２）＋ａ２｝〕＋Ｔ１＋Ｔ２になる。
上記の歯数比においてはＴｅの０．５６倍とＴ１およびＴ２の和である。

高速モードにおいて、第２モータ５４の回転速度が０になった時点で機械的な伝達率が１００％になる点も第１の実施例と同様であるが、その際の変速比は、１／〔１−ａ３｛ａ１（１＋ａ２）＋ａ２｝〕であり、上記の歯数比では０．５６になる。

エンジン１を停止した状態での後進は、出力軸１２のトルクが前進とは逆方向になるだけであり、Ｔ２に対する倍率は前進の低速モードと同じである。
エンジン１を回転して後進する場合も同様に低速モードと同じで、第２モータ５２で逆方向に駆動し、出力軸１２のトルクＴｏはＴｅ（１＋ａ１）（１＋ａ２）−Ｔ２（１＋ａ３）／ａ３になる。上記の歯数比においては、Ｔｅの２．２５倍とＴ２の−３．８６倍の和になる。

詳細の説明は省略するが、第３の実施例においても低速モードにおける機械的な伝達率は第１の実施例と同様に変化し、低速モードから高速モードに切り替える変速比が大きい分、第１モータ５２、第２モータ５４および図示しないコントローラーなどの電気容量を従来例より小さく設定でき、製造コストを安くすることができる。
さらに、機械的な動力伝達比率が高い低速度比域を多用する加速モードでの動力伝達効率が高くなり、特に都市部の走行頻度が高い場合に燃費が向上するというメリットもある。

図５は、第４実施例の自動車用駆動装置を表すスケルトン図である。図５は図１に対応している。
ここでは、第１の実施例と異なる部分を中心に説明し、第１の実施例と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。

まず、第１遊星歯車組２０および第２遊星歯車組３０の構成と連結関係が第１の実施例と異なる。
すなわち、第３の実施例と同様に、第２遊星歯車組３０は第１遊星歯車組２０と同じシングルピニオン型であり、第２サンギヤ３２、第２リングギヤ３４、該第２リングギヤ３４および第２サンギヤ３２に噛み合った複数の第２ピニオン３６、該ピニオン３６を回転自在に軸支する第２キャリア３８とで構成されている。

また、第１サンギヤ２２が本発明の入力メンバーを、第２サンギヤ３２が本発明の第１反力メンバーを、第２リングギヤ３４が本発明の第２反力メンバーを、第１リングギヤ２４が第２キャリア３８と一体に連結されて本発明の中間メンバーを、それぞれ構成するのが第１の実施例と異なるが、第１キャリア２８が本発明の第１出力メンバーを、第３サンギヤ４２が本発明の駆動メンバーを、第３キャリア４８が本発明の第２出力メンバーを、第３リングギヤ４４が本発明の第３反力メンバーを、それぞれ構成するのは第１の実施例と同じである

上記した本実施例の各回転メンバーの連結関係は、第３の実施例と同様に、第２出力メンバーの第３キャリアが第１出力メンバーの第２キャリア３８とともに出力軸１２と連結している点が第１の実施例と異なるが、他は同じであるので説明を省略する。

続いて第４の実施例の作動について説明する。ここでも第１の実施例と実質的に同じ部分については説明を省略する。
発進、加速、エンジン１の始動、低速モードと高速モードの切り替え、後進の各作動は基本的に第１の実施例と同じであるが、細部の作動と、各遊星歯車組２０、３０、４０の歯数比と出力トルクＴｏおよび変速比の関係は異なる。
以下、ａ１を０．６０に、ａ２を０．６０に、ａ３を０．３０に、それぞれ設定した場合について説明する。

はじめに、ブレーキ５６を締結して第２モータ５２が駆動する場合は第３遊星歯車組４０のみを介しての駆動になり、出力軸１２のトルクＴｏはＴ２（１＋ａ３）／ａ３になる。上記の歯数比においては、Ｔ２の４．３３倍である。

また、エンジン１を回転させての低速モードにおける出力軸１２のトルクＴｏは、Ｔｅ（１＋ａ１）／ａ１＋Ｔ２（１＋ａ３）／ａ３になる。
上記の歯数比においては、Ｔｅの２．６７倍とＴ２の４．３３倍の和である。
第４の実施例においても第１モータ５２の回転速度が０になった時点で機械的な伝達率が１００％になり、高速モードに切り替えるが、このときの変速比は（１＋ａ１）／ａ１になる。上記の歯数比においては、２．６７である。

高速モードにおける駆動も第１の実施例と同様に、第１、第２、第３遊星歯車組、２０、３０、４０を介して機械的な動力伝達を行う一方、第２モータ５４が発電して第１モータ５２に電力を供給し、電気的に駆動する。
高速モードにおける出力トルクＴｏは、Ｔｅ×ａ３／ａ１＋Ｔ１＋Ｔ２になる。
上記の歯数比においてはＴｅの０．５倍とＴ１およびＴ２の和である。

高速モードにおいて、第２モータ５４の回転速度が０になった時点で機械的な伝達率が１００％になる点も第１の実施例と同様であるが、その際の変速比は、ａ３／ａ１であり、上記の歯数比では０．５になる。
エンジン１を停止した状態での後進は、出力軸１２のトルクが前進とは逆方向になるだけであり、Ｔ２に対する倍率は前進の低速モードと同じである。
エンジン１を回転して後進する場合も同様に低速モードと同じで、第２モータ５２で逆方向に駆動するが、出力軸１２のトルクＴｏはＴｅ（１＋ａ１）／ａ１−Ｔ２（１＋ａ３）／ａ３になる。上記の歯数比においては、Ｔｅの２．６７倍とＴ２の−４．３３倍の和である。

詳細の説明は省略するが、第４の実施例においても低速モードにおける機械的な伝達率は第１の実施例と同様に変化し、低速モードから高速モードに切り替える変速比が大きい分、第１モータ５２、第２モータ５４および図示しないコントローラーなどの電気容量を従来例より小さく設定でき、製造コストを安くすることができる。
さらに、機械的な動力伝達比率が高い低速度比域を多用する加速モードでの動力伝達効率が高くなり、特に都市部の走行頻度が高い場合に燃費が向上するというメリットもある。

図６は、第５の実施例の自動車用駆動装置を表すスケルトン図である。図６は図１に対応している。
ここでは、第１の実施例と異なる部分を中心に説明し、第１の実施例と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。

まず、入力軸１０と出力軸１２とは平行に配置されており、第１遊星歯車組２０は第１モータ５２とブレーキ５６およびクラッチ６０とともに入力軸１０と同じ軸心上に、第２遊星歯車組３０および第３遊星歯車組４０は第２モータ５４とともに出力軸１２と同じ軸心上に、それぞれ配置してある。

本実施例の各回転メンバーの名称と連結関係とは第１の実施例と同じであるが、入力軸１０側の回転メンバーと出力軸１２側の回転メンバーとが離れている関係で、両者を第１歯車対６２ａ、６２ｂと、第２歯車対６４ａ、６４ｂとで連結している。
すなわち、第１キャリア２８と第２キャリア３８とは第１歯車対６２ａ、６２ｂを介して連結し、第２サンギヤ３２および第３リングギヤ４２とブレーキ５６およびクラッチ６０とは第２歯車対６４ａ、６４ｂを介して連結してある。

第１の実施例と異なる点は以上であり、第１歯車対６２ａ、６２ｂおよび第２歯車対６４ａ、６４ｂの歯数比をともに１とすると変速比や出力軸１２のトルクの計算も含めて、作動は同じであるので説明は省略する。
無論、第１歯車対６２ａ、６２ｂおよび第２歯車対６４ａ、６４ｂの歯数比を１以外の値に設定することもできる。

第５の実施例においても低速モードにおける機械的な伝達率は第１の実施例と同様に変化し、低速モードから高速モードに切り替える変速比が大きい分、第１モータ５２、第２モータ５４および図示しないコントローラーなどの電気容量を従来例より小さく設定でき、製造コストを安くすることができる。
さらに、機械的な動力伝達比率が高い低速度比域を多用する加速モードでの動力伝達効率が高くなり、特に都市部の走行頻度が高い場合に燃費が向上するというメリットもある。

以上、説明したように、本発明の上記各実施例の自動車用駆動装置は、特に前進の低速モードにおける低速度比域おいて機械的な伝達率が高い。そのため、第１モータ５２、第２モータ５４のサイズを小さくできるので、所要スペースや重量を減らすことができるとともに製造コストを安くすることができる。
また、第１モータ５２、第２モータ５４の発電ならびに駆動電力が減るので、コントローラーなどの電気容量が小さくなって製造コストを安くすることができる。

さらに、電気的な伝達よりも機械的な伝達の方が一般に伝達効率が良いので、機械的な伝達比率が高い低速度比域を多用する加速での動力伝達効率が高くなり、前述のモータサイズ小型化による重量低減とあいまって、特に都市部の走行頻度が高い場合に燃費が向上するというメリットもある。

以上の各実施例は、単にブレーキ５６、クラッチ６０と説明したが、平板の摩擦板を用いた多板ブレーキまたはクラッチであってもいいことは無論のこと、円錐摩擦面を有する摩擦ブレーキまたはクラッチであってもいいし、ドグ歯を有する噛み合い式の固定または連結手段であっても構わない。

また、ブレーキ５６をスプリングの張力で締結しておいて、低速モードにおける少なくとも第２モータ５４のみで駆動する場合に、ブレーキ５６を締結するための油圧等を必要としない構造にすることもできる。その場合、高速モードに切り替える際に油圧等の力でブレーキ５６の締結を解除する。

さらに、入力軸１０と出力軸１２を平行に配置した応用例として、第１の実施例を応用した具体例を第５の実施例に示したが、第２乃至第４の実施例においても同様に応用が可能である。

本発明は、当業者の一般的な知識に基づいて、各遊星歯車組やブレーキ、クラッチ、モータなどの軸方向の配置を変更することや、エンジン１と入力軸１０との間にダンパーを設けるなどの改良を加えて実施することができる。

特に低速度比域における機械的な動力伝達比率がアップすることによって、モータの必要とする出力を下げられるので、制御系を含めた製造コストを安くすることができるとともに、重量の低減も可能になり、また、都市部などにおける加減速の頻度の高い走行における動力伝達効率が向上することで、燃費の向上も期待できるので、省エネルギや環境汚染防止に役立つことから、乗用車、トラック、バスを問わず幅広い車両に適用することができる。

本発明の自動車用駆動装置のスケルトン図である。（実施例１） 実施例１の機械的な伝達効率を示す図である。 本発明の実施例２のスケルトン図である。（実施例２） 本発明の実施例３のスケルトン図である。（実施例３） 本発明の実施例４のスケルトン図である。（実施例４） 本発明の実施例５のスケルトン図である。（実施例５）

符号の説明

１ エンジン
１０ 入力軸
１２ 出力軸
２０ 第１遊星歯車組
２２ 第１サンギヤ
２４ 第１リングギヤ
２６ 第１ピニオン
２８ 第１キャリア
３０ 第２遊星歯車組
３２ 第２サンギヤ
３４ 第２リングギヤ
３６ 第２ピニオン
３８ 第２キャリア
４０ 第３遊星歯車組
４２ 第３サンギヤ
４４ 第３リングギヤ
４６ 第３ピニオン
４８ 第３キャリア
５２ 第１モータ
５４ 第２モータ
５６ ブレーキ
５８ ケース
６０ クラッチ
６２ 第１歯車対
６４ 第２歯車対

Claims (6)

1. 入力軸と、
   出力軸と、
   前記入力軸と前記出力軸との間に設けられた第１遊星歯車組、第２遊星歯車組、第３遊星歯車組と、
   第１モータと、
   第２モータと、を備え、
   前記第１遊星歯車組および前記第２遊星歯車組の回転メンバー同士を連結して、入力メンバー、第１出力メンバー、中間メンバー、第１反力メンバー、第２反力メンバーを構成し、
   前記第３遊星歯車組の回転メンバーを、駆動メンバー、第２出力メンバー、第３反力メンバーとし、
   前記入力軸と前記入力メンバーとを連結し、前記出力軸と前記第１出力メンバーとを連結し、前記第１モータと前記第１反力メンバーとを連結し、前記第２モータと前記駆動メンバーとを連結し、
   前記第２反力メンバーと前記第３反力メンバーとを連結した上で静止部に固定可能とするとともに前記第１モータと連結可能とし、
   前記第２出力メンバーを前記中間メンバーまたは前記出力軸と連結したことを特徴とする自動車用駆動装置。
2. 前記第１遊星歯車組は第１サンギヤ、第１リングギヤ、該第１リングギヤおよび第１サンギヤに噛み合った第１ピニオン、該第１ピニオンを回転自在に軸支する第１キャリアを有し、前記第２遊星歯車組は第２サンギヤ、第２リングギヤ、該第２リングギヤに噛み合った第２アウターピニオン、該第２アウターピニオンおよび前記第２サンギヤに噛み合った第２インナーピニオン、該第２インナーピニオンおよび前記第２アウターピニオンを回転自在に軸支する第２キャリアを有し、前記第１リングギヤが前記入力メンバーを、前記第２リングギヤが前記第１出力メンバーを、前記第１キャリアと前記第２キャリアが連結して前記中間メンバーを、前記第１サンギヤが前記第１反力メンバーを、前記第２サンギヤが前記第２反力メンバーを、それぞれ構成し、
   前記第３遊星歯車組は第３サンギヤ、第３リングギヤ、該第３リングギヤおよび第３サンギヤに噛み合った第３ピニオン、該第３ピニオンを回転自在に軸支する第３キャリアを有し、前記第３サンギヤが前記駆動メンバーを、前記第３キャリアが前記第２出力メンバーを、前記第３リングギヤが前記第３反力メンバーを、それぞれ構成し、
   前記第２出力メンバーを前記中間メンバーと連結したことを特徴とする請求項１に記載の自動車用駆動装置。
3. 前記第１遊星歯車組は第１サンギヤ、第１リングギヤ、該第１リングギヤおよび第１サンギヤに噛み合った第１ピニオン、該第１ピニオンを回転自在に軸支する第１キャリアを有し、前記第２遊星歯車組は第２サンギヤ、第２リングギヤ、該第２リングギヤおよび第２サンギヤに噛み合った第２ピニオン、該第２ピニオンを回転自在に軸支する第２キャリアを有し、前記第１リングギヤが前記入力メンバーを、前記第２キャリアが前記第１出力メンバーを、前記第１キャリアと前記第２リングギヤが連結して前記中間メンバーを、前記第１サンギヤが前記第１反力メンバーを、前記第２サンギヤが前記第２反力メンバーを、それぞれ構成し、
   前記第３遊星歯車組は第３サンギヤ、第３リングギヤ、該第３リングギヤに噛み合った第３アウターピニオン、該第３アウターピニオンおよび前記第３サンギヤに噛み合った第３インナーピニオン、該第３インナーピニオンおよび前記第３アウターピニオンを回転自在に軸支する第３キャリアを有し、前記第３サンギヤが前記駆動メンバーを、前記第３リングギヤが前記第２出力メンバーを、前記第３キャリアが前記第３反力メンバーを、それぞれ構成し、
   前記第２出力メンバーを前記中間メンバーと連結したことを特徴とする請求項１に記載の自動車用駆動装置。
4. 前記第１遊星歯車組は第１サンギヤ、第１リングギヤ、該第１リングギヤおよび第１サンギヤに噛み合った第１ピニオン、該第１ピニオンを回転自在に軸支する第１キャリアを有し、前記第２遊星歯車組は第２サンギヤ、第２リングギヤ、該第２リングギヤおよび第２サンギヤに噛み合った第２ピニオン、該第２ピニオンを回転自在に軸支する第２キャリアを有し、前記第１リングギヤが前記入力メンバーを、前記第２キャリアが前記第１出力メンバーを、前記第１キャリアが前記第２リングギヤと連結して前記中間メンバーを、前記第１サンギヤが前記第１反力メンバーを、前記第２サンギヤが前記第２反力メンバーを、それぞれ構成し、
   前記第３遊星歯車組は第３サンギヤ、第３リングギヤ、該第３リングギヤおよび第３サンギヤに噛み合った第３ピニオン、該第３ピニオンを回転自在に軸支する第３キャリアを有し、前記第３サンギヤが前記駆動メンバーを、前記第３キャリアが前記第２出力メンバーを、前記第３リングギヤが前記第３反力メンバーを、それぞれ構成し、
   前記第２出力メンバーを前記出力軸と連結したことを特徴とする請求項１に記載の自動車用駆動装置。
5. 前記第１遊星歯車組は第１サンギヤ、第１リングギヤ、該第１リングギヤおよび第１サンギヤに噛み合った第１ピニオン、該第１ピニオンを回転自在に軸支する第１キャリアを有し、前記第２遊星歯車組は第２サンギヤ、第２リングギヤ、該第２リングギヤおよび第２サンギヤに噛み合った第２ピニオン、該第２ピニオンを回転自在に軸支する第２キャリアを有し、前記第１サンギヤが前記入力メンバーを、前記第１キャリアが前記第１出力メンバーを、前記第１リングギヤが前記第２キャリアと連結して前記中間メンバーを、前記第２サンギヤが前記第１反力メンバーを、前記第２リングギヤが前記第２反力メンバーを、それぞれ構成し、
   前記第３遊星歯車組は第３サンギヤ、第３リングギヤ、該第３リングギヤおよび第３サンギヤに噛み合った第３ピニオン、該第３ピニオンを回転自在に軸支する第３キャリアを有し、前記第３サンギヤが前記駆動メンバーを、前記第３キャリアが前記第２出力メンバーを、前記第３リングギヤが前記第３反力メンバーを、それぞれ構成し、
   前記第２出力メンバーを前記出力軸と連結したことを特徴とする請求項１に記載の自動車用駆動装置。
6. 前記入力軸と前記出力軸とを平行に配置し、
   前記入力軸と同軸上に、少なくとも前記第１遊星歯車組および前記第１モータを配置し、
   前記出力軸と同軸上に、少なくとも前記第２遊星歯車組および前記第２モータを配置したことを特徴とする請求項１乃至請求項５のいずれかに記載の自動車用駆動装置。

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