JP3991970B2 - Hybrid vehicle drive system - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a hybrid vehicle driving device having excellent on-vehicle property capable of setting a plurality of driving modes. <P>SOLUTION: In the hybrid vehicle driving device comprising an electrode power source 2 to convert the mechanical energy with the electric power and an internal combustion engine 1 as power sources and a plurality of sets of planetary gear mechanisms 21 and 22 to control the output torque of at least one of the power sources, the electric power source 2 and the internal combustion engine 1 are connected to each other via one planetary gear mechanism 21, an output member 13 is connected to the other planetary gear mechanism 22 in which the torque output from the planetary gear mechanism 21 is input, and a means is provided, which sets at least three kinds of operational modes different in the change of the number of rotation of the output member 13 to the change of the number of rotation of the electric power source 2. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&amp;NCIPI

Description

この発明は、車両の走行のための動力源として複数種類の動力装置を備えているハイブリッド車に関し、特に内燃機関とモータ・ジェネレータなどの電動動力源ならびに出力部材との間でのトルクの分配や合成あるいは伝達を、複数組の遊星歯車機構を介して行うように構成されたハイブリッド車の駆動装置に関するものである。   The present invention relates to a hybrid vehicle including a plurality of types of power units as a power source for traveling of the vehicle, and in particular, torque distribution between an internal combustion engine and an electric power source such as a motor / generator and an output member. The present invention relates to a hybrid vehicle drive device configured to perform composition or transmission via a plurality of planetary gear mechanisms.

この種の駆動装置の一例が特許文献１に記載されている。この特許文献１に記載された駆動装置では、エンジンの出力トルクが、二組の遊星歯車機構を組み合わせて構成された歯車機構もしくはラビニョ型遊星歯車機構を介して第１モータ／発電機とシャフトならびにスリーブシャフトとに分配されるとともに、第１モータ／発電機によって生じた電力で駆動される第２モータ／発電機がスリーブシャフトに連結されている。さらにそのスリーブシャフトと第３の遊星歯車機構におけるサンギヤとが連結されるとともに、その第３の遊星歯車機構におけるキャリヤが出力部材に連結され、その出力部材と前記シャフトとの間にクラッチが設けられ、かつ第３遊星歯車機構のリングギヤを選択的に固定するブレーキが設けられている。   An example of this type of driving device is described in Patent Document 1. In the drive device described in Patent Document 1, the output torque of the engine is such that the first motor / generator, the shaft, and the shaft are connected via a gear mechanism or a Ravigneaux planetary gear mechanism configured by combining two planetary gear mechanisms. A second motor / generator that is distributed to the sleeve shaft and driven by the power generated by the first motor / generator is coupled to the sleeve shaft. Further, the sleeve shaft and the sun gear in the third planetary gear mechanism are connected, the carrier in the third planetary gear mechanism is connected to the output member, and a clutch is provided between the output member and the shaft. And a brake for selectively fixing the ring gear of the third planetary gear mechanism.

この特許文献１に記載された装置では、第１モータ／発電機の回転数を制御することによりエンジンの回転数を燃費が最適となる回転数に設定することができ、その際に第１モータ／発電機が発電をおこない、その電力で第２モータ／発電機を駆動することにより、装置全体としての出力軸トルクを必要十分なトルクとすることができる。また、第１モータ／発電機もしくは第２モータ／発電機の回転数がゼロとなるメカニカルポイントでは、エンジンの動力の一部を電力に変換して出力側に伝達することがないので、動力の伝達効率が良好になる。   In the device described in Patent Document 1, the rotational speed of the first motor / generator can be controlled to set the rotational speed of the engine to a rotational speed at which the fuel efficiency is optimal. / By generating power and driving the second motor / generator with the electric power, the output shaft torque of the entire apparatus can be made necessary and sufficient. Also, at the mechanical point where the rotation speed of the first motor / generator or the second motor / generator is zero, part of the engine power is not converted into electric power and transmitted to the output side. Transmission efficiency is improved.

また、この特許文献１に記載された装置によれば、ブレーキやクラッチの係合の組み合わせを切り換えることにより遊星歯車機構の係合状態が変更され、作動モードが切り換えられる。これらの作動モードは２種類用意され、車両の走行状態に合わせて切り換えることで動力伝達効率が最適となるように作動モードを設定することができる。
特開２０００−６２４８３号公報 Further, according to the device described in Patent Document 1, the engagement state of the planetary gear mechanism is changed by switching the combination of engagement of the brake and the clutch, and the operation mode is switched. Two types of these operation modes are prepared, and the operation modes can be set so that the power transmission efficiency is optimized by switching according to the traveling state of the vehicle.
JP 2000-62483 A

上記特許文献１においては、車両が高速走行状態となった場合には、第１モータ／発電機の回転数が高回転数となる。したがって、作動モードを変更し、回転数を減少させるが、車両が更に高速になった場合にはそれ以外の作動モードの変更を行うことができないので、エンジンの回転数を上昇させる必要がある。そのため、エンジンを最適燃費線上から外れて運転させざるを得ず、燃費が悪化する問題点があった。   In Patent Document 1, when the vehicle is in a high-speed running state, the rotation speed of the first motor / generator is high. Therefore, the operating mode is changed and the rotational speed is decreased. However, when the speed of the vehicle becomes higher, the other operating modes cannot be changed, so that the rotational speed of the engine needs to be increased. Therefore, there is a problem that the engine is forced to deviate from the optimum fuel consumption line and the fuel consumption is deteriorated.

この発明は、上記の技術的課題に着目してなされたものであり、運転モードの多様化により高速走行時の燃費を向上させることのできるハイブリッド駆動装置を提供することを目的としている。   The present invention has been made paying attention to the above technical problem, and an object of the present invention is to provide a hybrid drive device that can improve fuel efficiency during high-speed traveling by diversifying operation modes.

上記の目標を達成するために、内燃機関を可及的に最適燃費線上で運転させるために、複数段の変速比を設定可能な変速装置を設けたものである。すなわち、請求項１の発明は、機械的エネルギと電力とを変換する電動動力源と内燃機関とを動力源として備えるとともに、これらの動力源の少なくとも一方の出力トルクを増減する複数組の遊星歯車機構を備えているハイブリッド車の駆動装置において、前記電動動力源と前記内燃機関とがいずれか一つの遊星歯車機構を介して連結されるとともに、その遊星歯車機構から出力されたトルクが入力される他の遊星歯車機構に出力部材が連結され、さらに前記電動動力源の回転数の変化に対する前記出力部材の回転数の変化の態様が異なる３種類以上の運転モードを設定する複数の係合機構を備え、前記複数組の遊星歯車機構は前記係合機構によって互いに選択的に連結される複数の回転要素を有し、前記３種類以上の運転モードは低速モードと中速モードと高速モードとを含むとともに、前記中速モードから前記いずれかの係合機構の係合・解放状態を切り換えて低速モードもしくは高速モードに運転モードを変更する際に、前記複数の回転要素のうち運転モードの変更前と変更後とにおいて前記係合機構の係合・解放の状態の変更に伴って連結されもしくは連結が解かれる回転要素の回転数が一致するシンクロポイントの状態で前記いずれかの係合機構の係合・解放状態を切り換える手段を備えていることを特徴とする駆動装置である。 In order to achieve the above target, a transmission capable of setting a plurality of speed ratios is provided in order to operate the internal combustion engine on the optimum fuel consumption line as much as possible. That is, the invention of claim 1 includes a plurality of sets of planetary gears that include an electric power source that converts mechanical energy and electric power and an internal combustion engine as power sources, and that increases or decreases the output torque of at least one of these power sources. In a hybrid vehicle drive device having a mechanism, the electric power source and the internal combustion engine are connected via any one planetary gear mechanism, and torque output from the planetary gear mechanism is input. A plurality of engagement mechanisms for setting three or more types of operation modes, in which an output member is connected to another planetary gear mechanism, and different modes of change in the rotation speed of the output member with respect to a change in the rotation speed of the electric power source. The plurality of planetary gear mechanisms include a plurality of rotating elements that are selectively connected to each other by the engagement mechanism, and the three or more types of operation modes are in a low-speed mode. And with and a medium-speed mode and the high-speed mode, from the medium speed mode when changing the operation mode to the low speed mode or high speed mode by switching the engagement and disengagement states of said one of the engagement mechanism, the plurality of synchro rotation speed of the rotary elements connected to or coupled with a change of the engagement and disengagement states of Oite the engagement mechanism and before and after the change of the OPERATION mode is released out of the rotary elements match A drive device comprising means for switching the engagement / release state of any of the engagement mechanisms in a point state.

さらに、請求項２の発明は、請求項１の構成に加えて、前記低速モードと高速モードとの間の切り換えを、前記中速モードを一旦設定して行うモード切換手段を更に備えていることを特徴とする駆動装置である。 Furthermore, the invention of claim 2 is further provided with mode switching means for performing switching between the low speed mode and the high speed mode by temporarily setting the medium speed mode in addition to the configuration of claim 1 . It is a drive device characterized by these.

一方、請求項３の発明は、請求項１の発明において、前記複数組の遊星歯車機構が、サンギヤとキャリヤとリングギヤとを三要素とするとともにこれらの要素が適宜に入力要素と反力要素と出力要素とされた第１遊星歯車機構と、二つのサンギヤとそれぞれ一つのキャリヤおよびリングギヤとを備えたラビニョ型遊星歯車機構である第２遊星歯車機構とによって構成され、第１遊星歯車機構の入力要素に前記内燃機関が連結されるとともに反力要素に第１電動動力源が連結され、かつ出力要素が第２遊星歯車機構におけるリングギヤとの間でシングルピニオン型遊星歯車機構を構成する一方のサンギヤと第２電動動力源とに連結され、さらに第２遊星歯車機構のリングギヤが前記出力部材に連結され、他方のサンギヤを選択的に固定する第１ブレーキ機構と前記第２遊星歯車機構の全体を選択的に一体化する第１クラッチ機構と第１遊星歯車機構のキャリヤと第２遊星歯車機構のキャリヤとを選択的に連結する第２クラッチ機構とを備えていることを特徴とする駆動装置である。 On the other hand, the invention of claim 3, Oite to the invention of claim 1, wherein the plurality of sets of planetary gear mechanism, an input element to these elements appropriately with the sun gear and the carrier and the ring gear with three elements reaction force A first planetary gear mechanism that is an element and an output element, and a second planetary gear mechanism that is a Ravigneaux type planetary gear mechanism having two sun gears and one carrier and a ring gear, respectively. The internal combustion engine is connected to the input element, the first electric power source is connected to the reaction force element, and the output element forms a single pinion type planetary gear mechanism with the ring gear in the second planetary gear mechanism. And a second planetary gear mechanism ring gear connected to the output member for selectively fixing the other sun gear. A first clutch mechanism that selectively integrates the rake mechanism and the entire second planetary gear mechanism; a second clutch mechanism that selectively connects a carrier of the first planetary gear mechanism and a carrier of the second planetary gear mechanism; It is provided with the following.

さらに、請求項４の発明は、請求項１の発明において、前記複数組の遊星歯車機構が、サンギヤとキャリヤとリングギヤとを三要素とするとともにこれらの要素が適宜に入力要素と反力要素と出力要素とされた第１遊星歯車機構と第２遊星歯車機構とから構成され、第１遊星歯車機構の入力要素に前記内燃機関が連結されるとともに反力要素に第１の電動動力源が連結され、かつ出力要素が第２遊星歯車機構のサンギヤと第２電動動力源とに連結され、第２遊星歯車機構におけるキャリヤを前記内燃機関に選択的に連結する第５クラッチ機構と、第２遊星歯車機構における前記キャリヤを前記出力部材に選択的に連結する第４クラッチ機構と、第２遊星歯車機構におけるリングギヤを前記出力部材に選択的に連結する第３クラッチ機構と、第２遊星歯車機構における前記リングギヤを選択的に固定する第２ブレーキ機構とを更に備えていることを特徴とする駆動装置である。 Further, the invention of claim 4, Oite to the invention of claim 1, wherein the plurality of sets of planetary gear mechanism, an input element to these elements appropriately with the sun gear and the carrier and the ring gear with three elements reaction force A first planetary gear mechanism and a second planetary gear mechanism, each of which is an element and an output element. The internal combustion engine is connected to an input element of the first planetary gear mechanism, and a first electric power source is connected to a reaction force element And a fifth clutch mechanism for selectively connecting a carrier in the second planetary gear mechanism to the internal combustion engine, wherein the output element is connected to the sun gear of the second planetary gear mechanism and the second electric power source. A fourth clutch mechanism that selectively connects the carrier in the two planetary gear mechanism to the output member; a third clutch mechanism that selectively connects the ring gear in the second planetary gear mechanism to the output member; It is a drive device according to claim, further comprising a second brake mechanism for selectively fixing the ring gear in the planetary gear mechanism.

また、請求項５の発明は、請求項１の発明において、前記複数組の遊星歯車機構が、サンギヤとキャリヤとリングギヤとを三要素とするとともにこれらの要素が適宜に入力要素と反力要素と出力要素とされた第１遊星歯車機構と、二つのサンギヤとこれらのサンギヤにそれぞれ噛み合っているピニオンを保持する一つのキャリヤといずれかのピニオンに噛み合っている一つのリングギヤとを備えた第２遊星歯車機構とによって構成され、第１遊星歯車機構の入力要素に前記内燃機関が連結されるとともに前記第１遊星歯車機構の入力要素が第６クラッチ機構を経由して第２遊星歯車機構の一方のサンギヤと第２電動動力源とに連結され、反力要素に第１電動動力源が連結され、かつ出力要素が第２遊星歯車機構における他方のサンギヤに連結され、さらに第２遊星歯車機構のキャリヤが前記出力部材に連結され、第２遊星歯車機構における少なくともいずれか二つの要素を選択的に連結して第２遊星歯車機構の全体を一体回転させる第７クラッチ機構と、第２遊星歯車機構におけるリングギヤを選択的に固定する第３ブレーキ機構とを更に備えていることを特徴とするハイブリッド車の駆動装置である。 According to a fifth aspect of the present invention, in the first aspect of the invention, the plurality of sets of planetary gear mechanisms include a sun gear, a carrier, and a ring gear as three elements, and these elements appropriately include an input element and a reaction force element. A second planetary gear mechanism including a first planetary gear mechanism as an output element, two sun gears, one carrier holding pinions meshed with these sun gears, and one ring gear meshed with any one of the pinions. The internal combustion engine is connected to an input element of the first planetary gear mechanism, and the input element of the first planetary gear mechanism is connected to one of the second planetary gear mechanisms via a sixth clutch mechanism. coupled with the sun gear and the second electric power source, the first conductive kinetic power source is connected to the reaction element and the output element is coupled to the other of the sun gear of the second planetary gear mechanism In addition, a carrier of the second planetary gear mechanism is connected to the output member, and at least any two elements in the second planetary gear mechanism are selectively connected to rotate the entire second planetary gear mechanism integrally. The hybrid vehicle drive device further includes a clutch mechanism and a third brake mechanism that selectively fixes a ring gear in the second planetary gear mechanism.

さらに、請求項６の発明は、請求項１の発明において、前記複数組の遊星歯車機構が、サンギヤとキャリヤとリングギヤとを三要素とするとともにこれらの要素が適宜に入力要素と反力要素と出力要素とされた第１遊星歯車機構と、二つのサンギヤとそれぞれ一つのキャリヤおよびリングギヤとを備えたラビニョ型遊星歯車機構である第３遊星歯車機構と、第２電動動力源の出力トルクを増減速して出力部材に加減する第２遊星歯車機構とによって構成され、第１遊星歯車機構の入力要素に前記内燃機関が連結されるとともに反力要素に第１電動動力源が連結され、かつ出力要素が第３遊星歯車機構におけるリングギヤとの間でシングルピニオン型遊星歯車機構を構成する一方のサンギヤに連結され、さらに第３遊星歯車機構のリングギヤが前記出力部材に連結され、第３遊星歯車機構における少なくともいずれか二つの要素を選択的に連結して第３遊星歯車機構の全体を一体回転させる第８クラッチ機構と、第３遊星歯車機構におけるキャリヤを前記内燃機関に選択的に連結させる第９クラッチ機構と、第３遊星歯車機構における他方のサンギヤを選択的に固定する第４ブレーキ機構とを更に備えていることを特徴とする駆動装置である。 Further, the invention of claim 6 is the invention of claim 1, wherein the plurality of planetary gear mechanisms include a sun gear, a carrier, and a ring gear as three elements, and these elements appropriately include an input element and a reaction force element. Increase or decrease the output torque of the first planetary gear mechanism as an output element, the third planetary gear mechanism which is a Ravigneaux planetary gear mechanism having two sun gears, one carrier and one ring gear, respectively, and the second electric power source Hayashi is constituted by the second planetary gear mechanism to moderate the output member, first conductive kinetic power source is connected to the reaction element with the internal combustion engine is coupled to the input element of the first planetary gear mechanism, and The output element is connected to one sun gear constituting a single pinion type planetary gear mechanism with the ring gear in the third planetary gear mechanism, and the ring gear of the third planetary gear mechanism further includes An eighth clutch mechanism connected to the output member and selectively connecting at least any two elements of the third planetary gear mechanism to integrally rotate the third planetary gear mechanism; and a carrier in the third planetary gear mechanism. And a fourth brake mechanism for selectively fixing the other sun gear in the third planetary gear mechanism. .

さらに、請求項７の発明は、請求項１の発明において、前記複数組の遊星歯車機構が、サンギヤとキャリヤとリングギヤとを三要素とするとともにこれらの要素が適宜に入力要素と反力要素と出力要素とされた第１遊星歯車機構と、サンギヤとキャリヤとリングギヤとを三要素とするとともにこれらの要素が適宜に入力要素と反力要素と出力要素とされた第３遊星歯車機構と、第２電動動力源の出力トルクを増減速して出力部材に加減する第２遊星歯車機構とによって構成され、第１遊星歯車機構の入力要素に前記内燃機関が連結されるとともに反力要素に第１電動動力源が連結され、かつ出力要素が第３遊星歯車機構におけるサンギヤに連結され、さらに第３遊星歯車機構のキャリヤが前記出力部材に連結され、第１遊星歯車機構の反力要素と第３遊星歯車機構のリングギヤとを選択的に連結する第１０クラッチ機構と、第３遊星歯車機構における少なくとも二つの回転要素を選択的に連結する第１１クラッチ機構と、第３遊星歯車機構におけるリングギヤを選択的に固定する第５ブレーキ機構とを更に備えていることを特徴とする駆動装置である。 Further, the invention of claim 7 is the invention of claim 1, wherein the plurality of sets of planetary gear mechanisms includes a sun gear, a carrier, and a ring gear as three elements, and these elements appropriately include an input element and a reaction force element. A first planetary gear mechanism as an output element, a third planetary gear mechanism in which the sun gear, the carrier, and the ring gear are three elements, and these elements are appropriately input elements, reaction force elements, and output elements; (2) a second planetary gear mechanism that increases / decreases the output torque of the electric power source and increases / decreases the output member. The internal combustion engine is connected to the input element of the first planetary gear mechanism, and the reaction force element includes the first electric dynamic power source is connected, and the output element is connected to the sun gear of the third planetary gear mechanism is further linked to the carrier is the output member of the third planetary gear mechanism, a reaction force is needed in the first planetary gear mechanism A tenth clutch mechanism that selectively connects the third planetary gear mechanism and the ring gear of the third planetary gear mechanism, an eleventh clutch mechanism that selectively connects at least two rotating elements in the third planetary gear mechanism, and a third planetary gear mechanism. And a fifth brake mechanism for selectively fixing the ring gear.

また、請求項８の発明は、請求項１の発明において、前記複数組の遊星歯車機構が、サンギヤとキャリヤとリングギヤとを三要素とするとともにこれらの要素が適宜に入力要素と反力要素と出力要素とされた二組のシングルピニオン型遊星歯車機構である第１遊星歯車機構と第３遊星歯車機構と、サンギヤとキャリヤとリングギヤとを三要素とするとともにこれらの要素が適宜に入力要素と反力要素と出力要素とされたダブルピニオン型遊星歯車機構である第２遊星歯車機構とによって構成され、第３遊星歯車機構の入力要素に第１遊星歯車機構の入力要素が連結されるとともに第１遊星歯車機構の反力要素と第３遊星歯車機構の反力要素とに第１電動動力源が連結され、かつ第１遊星歯車機構の出力要素が第２遊星歯車機構におけるサンギヤと第２電動動力源とに連結され、さらに第２遊星歯車機構のリングギヤが出力部材に連結され、第２遊星歯車機構における少なくともいずれか二つの要素を選択的に連結して第２遊星歯車機構の全体を一体回転させる第１２クラッチ機構と、第２遊星歯車機構のキャリヤを前記第３遊星歯車機構の出力要素に選択的に連結させる第１３クラッチ機構と、第２遊星歯車機構におけるキャリヤを選択的に固定する第６ブレーキ機構とを更に備えていることを特徴とする駆動装置である。 According to an eighth aspect of the present invention, in the first aspect of the invention, the plurality of sets of planetary gear mechanisms include a sun gear, a carrier, and a ring gear as three elements, and these elements appropriately include an input element and a reaction force element. The first planetary gear mechanism and the third planetary gear mechanism, which are two sets of single pinion type planetary gear mechanisms as output elements, and the sun gear, the carrier, and the ring gear have three elements, and these elements are appropriately input elements. A second planetary gear mechanism that is a double pinion type planetary gear mechanism that is a reaction force element and an output element, and the input element of the first planetary gear mechanism is coupled to the input element of the third planetary gear mechanism and the first conductive kinetic power source is connected to one and the reaction element of the planetary gear mechanism and the reaction element of the third planetary gear mechanism and the output element of the first planetary gear mechanism Sangi in the second planetary gear mechanism And the second planetary gear mechanism, the ring gear of the second planetary gear mechanism is coupled to the output member, and at least any two elements in the second planetary gear mechanism are selectively coupled. A 12th clutch mechanism that rotates the entire body integrally, a 13th clutch mechanism that selectively connects the carrier of the second planetary gear mechanism to the output element of the third planetary gear mechanism, and a carrier in the second planetary gear mechanism. And a sixth brake mechanism that is fixed in a stationary manner.

そして、請求項９の発明は、請求項１から８のいずれかの発明において、前記運転モードの切り換えを前記運転モードに切り換えのために係合もしくは解放させられる前記いずれかのクラッチ機構もしくはブレーキ機構によって連結されあるいは連結が解かれる部材同士の相対回転数が前記切り換えの前後で同一となる切換点で行う運転モード切換手段を有することを特徴とする駆動装置である。 The invention of claim 9, Oite to any Kano invention of claim 1 or et 8, wherein one of the clutch mechanism engaged or brought released for switching the switched to the operation mode of the operation mode Alternatively, the driving apparatus includes an operation mode switching unit that performs switching at a switching point where the relative rotational speeds of the members that are connected or released by the brake mechanism are the same before and after the switching.

また、請求項１０の発明は、請求項１から９のいずれかの発明において、前記運転モードの切り換え時において、動力伝達効率を評価するとともに、前記動力伝達効率が高くなる方の運転モードを選択する効率最適運転モード選択手段を有することを特徴とする駆動装置である。 The invention of claim 10, Oite to any Kano invention of claim 1 through 9, during switching of the operation mode, as well as evaluating the power transmission efficiency, the operation of the person who the power transmission efficiency is improved It is a drive device characterized by having an optimum efficiency operation mode selection means for selecting a mode.

さらに、請求項１１の発明は、請求項１から１０のいずれかの発明において、前記運転モードの切り換え時において、電動動力源の出力トルクを評価するとともに、前記出力トルクが小さくなる方の運転モードを選択するトルク最適運転モード選択手段を有することを特徴とする駆動装置である。 Further, the invention of Claim 11 is one Oite to Kano invention of claim 1 or et 10, at the time of switching of the operation mode, as well as evaluating the output torque of the electric power source, who said output torque is reduced The driving apparatus includes torque optimum operation mode selection means for selecting the operation mode.

そして、請求項１２の発明は、請求項１から１１のいずれかの発明において、前記運転モードの切り換え時において、前記運転モードの切り換え終了後に内燃機関の運転点を動力伝達効率と最適燃費から算出されるシステム効率最適運転点へ変更するシステム効率最適運転点設定手段を有することを特徴とする駆動装置である。 The invention of claim 12, Oite to any Kano invention of claim 1 or et 11, at the time of switching of the operation mode, the power transmitting efficiency operating point of the internal combustion engine after the changeover completion of the operation mode and optimum A drive device having system efficiency optimum operation point setting means for changing to a system efficiency optimum operation point calculated from fuel consumption.

また、請求項１３の発明は、請求項１から１２のいずれかの発明において、前記運転モードの切り換え時において、前記運転モードの切り換え終了後に内燃機関の運転点をトルク最小運転点に変更するトルク最小運転点設定手段を有することを特徴とする駆動装置である。 The invention of claim 13, one Oite to Kano invention of claim 1 or et 12, at the time of switching of the operation mode, the torque minimum operating point operating point of the internal combustion engine after the changeover completion of the operating mode A drive device characterized by having a minimum torque operating point setting means to be changed.

さらに、請求項１４の発明は、請求項１または２の発明において、前記係合機構は、前記内燃機関と電動動力源とが連結されているいずれか一つの遊星歯車機構における少なくとも一つの回転要素と出力部材が連結されている他の一つもしくは複数の遊星歯車機構における少なくとも一つの回転要素とを選択的に連結するクラッチ機構と、前記各いずれかの遊星歯車機構における回転要素を選択的に固定するブレーキ機構との少なくともいずれか一方の機構を含み、その係合機構の係合・解放の状態に応じて、各遊星歯車機構の回転要素を各遊星歯車機構のギヤ比に応じた間隔を空けて配列した線によって表す共線図における各回転要素の配置が入れ替わる少なくとも３種類の運転モードが設定されるように構成されていることを特徴とする駆動装置である。 Further, the invention of claim 14 is the invention of claim 1 or 2, wherein the engagement mechanism comprises at least one rotation in any one of the planetary gear mechanism before SL internal combustion engine and an electric power source is connected a clutch mechanism for selectively coupling the at least one rotating element in the other one or more of the planetary gear mechanism is output member and elements are connected, the rotating elements in each one of the planetary gear mechanism Including at least one of a selectively fixed brake mechanism and a rotating element of each planetary gear mechanism according to the gear ratio of each planetary gear mechanism according to the engagement / release state of the engagement mechanism At least three types of operation modes in which the arrangement of the rotating elements in the collinear diagram represented by lines arranged at intervals are switched are set. It is a dynamic system.

請求項１または請求項２あるいは請求項１４の発明によれば、電動動力源の回転数の変化に対する出力部材の回転数の変化の態様が異なる３種類以上の運転モードが設定可能である。そのため、車両が高速走行している際の電動動力源の回転数が高回転数となることがない。したがって、内燃機関を最適燃費線上で運転させることが可能となり、燃費を向上させることができる。また、電動動力源の出力トルクが低下することで、必要となる電力が低減でき、複数の電動動力源間での電力の授受が減少する。すなわち、電動動力源の低回転数化と低トルク化とを両立させることができるので、必要となる電力が低減できる。そのため、伝達効率を向上させることができる。 According to the invention of claim 1, claim 2, or claim 14, it is possible to set three or more types of operation modes in which the aspect of the change in the rotation speed of the output member with respect to the change in the rotation speed of the electric power source is different. Therefore, the rotational speed of the electric power source when the vehicle is traveling at a high speed does not become a high rotational speed. Therefore, the internal combustion engine can be operated on the optimum fuel consumption line, and the fuel consumption can be improved. Further, since the output torque of the electric power source is reduced, the required electric power can be reduced, and the exchange of electric power between the plurality of electric power sources is reduced. That is, since it is possible to achieve both a reduction in the number of revolutions and a reduction in torque of the electric power source, the required power can be reduced. Therefore, transmission efficiency can be improved.

また、中速モードにおいては、低速モードで連結される回転要素同士の回転数を同期させる運転状態と、高速モードで連結される回転要素同士の回転数を同期させる運転状態とを設定できるので、低速モードと中速モードとの間の切り換え、および中速モードと高速モードとの間の切り換えを、各回転要素同士の回転数が同期した状態で行うことにより、運転モードの切り換えに伴うショックを防止もしくは抑制することができる。特に、低速モードと高速モードとの間の切り換えの際には中速モードを経由して切り換えがおこなわれるので、ショックを防止もしくは抑制することができる。 Also, in the medium speed mode, the operating state to synchronize the rotational speed of the rotating elements with each other are connected by low-speed mode, it is possible to set the operating condition of synchronizing the rotational speed of the rotating elements with each other are connected by high-speed mode By switching between the low speed mode and the medium speed mode, and switching between the medium speed mode and the high speed mode with the rotational speeds of the respective rotating elements synchronized, the shock associated with the switching of the operation mode. Can be prevented or suppressed. In particular, when switching between the low speed mode and the high speed mode, switching is performed via the medium speed mode, so that a shock can be prevented or suppressed.

さらに、請求項３の発明によれば、複数の運転モードを設定するために使用される遊星歯車機構が二組であるから、装置の全体としての構成部品の点数を可及的に少なくすることができる。また、全体として小型化して車載性の良好なものとすることができ、併せて第２遊星歯車機構を第２電動動力源に対する変速機として機能させることができるために、第２電動動力源を出力トルクが相対的に小さい小型のものとすることが可能になる。 Furthermore, according to the invention of claim 3, since the planetary gear mechanism which is used to set a plurality of operating modes is two sets, the number of components as a whole of the apparatus as much as possible reduced can do. In addition, since the overall size can be reduced and the vehicle-mounted property can be improved, and the second planetary gear mechanism can function as a transmission for the second electric power source. output torque becomes possible to Rukoto preparative relatively small size of even the.

さらに、請求項４の発明によれば、複数の運転モードを設定するために使用される遊星歯車機構が二組であるから、装置の全体としての構成部品の点数を可及的に少なくすることができ、それに伴って全体としての外径のみならず軸長を小さくし、ひいては全体として小型化して車載性の良好なものとすることができ、併せて第２遊星歯車機構を内燃機関と第２電動動力源とに対する変速機として機能させることができるために、第２電動動力源を出力トルクが相対的に小さい小型のものとすることが可能になる。 Furthermore, according to the invention of claim 4, since the planetary gear mechanism which is used to set a plurality of operating modes is two sets, to reduce the number of component parts as a whole of the apparatus as much as possible Accordingly, not only the outer diameter as a whole but also the shaft length can be reduced, and as a result, the overall size can be reduced and the vehicle-mounted property can be improved, and the second planetary gear mechanism can be combined with the internal combustion engine. in order to be able to function as a transmission for a second electric power source, the output torque of the second electric power source becomes possible to Rukoto preparative relatively small size of even the.

そして、請求項５の発明によれば、必要とする遊星歯車機構が実質的に二組となり、その結果、複数の運転モードを設定できるハイブリッド駆動装置を全体として小型化し、車載性を向上させることができる。また、第２遊星歯車機構を内燃機関と第２電動動力源とに対する変速機として機能させることができるために、第２電動動力源を出力トルクが相対的に小さい小型のものとすることができる。 According to the invention of claim 5 , the required planetary gear mechanisms are substantially two sets, and as a result, the hybrid drive device capable of setting a plurality of operation modes is reduced in size as a whole, and the in-vehicle performance is improved. Can do. Further, since the second planetary gear mechanism can function as a transmission for the internal combustion engine and the second electric power source, the second electric power source can be made small in size with a relatively small output torque. .

また、請求項６の発明によれば、複数の遊星歯車機構のうちのいずれかをラビニョ型遊星歯車機構としたことにより、ハイブリッド駆動装置を全体として小型化し、車載性を向上させることができる。 According to the invention of claim 6 , any one of the plurality of planetary gear mechanisms is a Ravigneaux type planetary gear mechanism, so that the hybrid drive device can be downsized as a whole and the on-vehicle performance can be improved.

さらに、請求項７の発明によれば、複数の運転モードを設定するために使用される遊星歯車機構が二組であるから、装置の全体としての構成部品の点数を可及的に少なくすることができ、それに伴って全体としての外径のみならず軸長を小さくし、ひいては全体として小型化して車載性の良好なものとすることができる。 Further, according to the invention of claim 7, since the planetary gear mechanism used for setting a plurality of operation modes is two sets, the number of components as a whole of the apparatus can be reduced as much as possible. Accordingly, not only the overall outer diameter but also the axial length can be reduced, and as a result, the overall size can be reduced and the vehicle-mounted property can be improved.

そして、請求項８の発明によれば、第２遊星歯車機構を内燃機関と第２電動動力源とに対する変速機として機能させることができるために、第２電動動力源を出力トルクが相対的に小さい小型のものとすることが可能になる。
According to the invention of claim 8, since the second planetary gear mechanism can function as a transmission for the internal combustion engine and the second electric power source, the output torque of the second electric power source is relatively small's also in the door can be Rukoto small.

また、請求項９の発明によれば、運転モード切換前と切り換え後で回転数の一致する切換点で運転モードの切り換えが行われる。そのため、モード切換による回転数の変動が発生しないため、切換ショックが発生せず、スムーズな切り換えを行うことができる。また、クラッチ・トウ・クラッチ切り換えを行う場合でも、クラッチの滑りが発生しない。そのため摩擦熱が発生せず、クラッチの熱容量を小さくでき、クラッチの耐久性を向上させることができる。 According to the ninth aspect of the present invention, the operation mode is switched at a switching point where the rotational speed is the same before and after the operation mode is switched. For this reason, since the fluctuation of the rotation speed due to the mode switching does not occur, a switching shock does not occur and smooth switching can be performed. Even when clutch-to-clutch switching is performed, clutch slip does not occur. Therefore, no frictional heat is generated, the heat capacity of the clutch can be reduced, and the durability of the clutch can be improved.

さらに、請求項１０の発明によれば、運転モード切換時において、切り換え前の動力伝達効率の方が高い場合には運転モードの切り換えは行われない。また、切り換え後の動力伝達効率の方が高い場合には運転モードの切り換えが行われる。そのため、車両のどのような状態であっても常に最良の動力伝達効率で動力が伝達される。したがって、燃費の向上を図ることができる。 Further, according to the invention of claim 10, when the operation mode is switched, the operation mode is not switched if the power transmission efficiency before the switching is higher. When the power transmission efficiency after switching is higher, the operation mode is switched. Therefore, power is always transmitted with the best power transmission efficiency regardless of the state of the vehicle. Therefore, the fuel consumption can be improved.

そして、請求項１１の発明によれば、運転モードを切り換えるときに、切り換え前の電動動力源の出力トルクの方が低い場合には運転モードの切り換えは行われない。また、切り換え後の電動動力源の出力トルクの方が低い場合には、運転モードの切り換えが行われる。そのため、車両の走行状態がどのような状態であっても電動動力源の出力トルクを低く抑えることができ、電動動力源を小型化することができる。 Then, according to the invention of claim 11, when changing disconnect the operation mode, switching of the operation mode in the case toward the output torque of before switching of the electric power source is low is not performed. Further, when the output torque of the electric power source after switching is lower, the operation mode is switched. Therefore, the output torque of the electric power source can be kept low regardless of the traveling state of the vehicle, and the electric power source can be reduced in size.

さらに、請求項１２の発明によれば、運転モード切換時において、運転モード切換後の伝達効率が悪くなる場合には、内燃機関はその運転点すなわち回転数を変更し伝達効率の低下する領域では使用されない。そのため、内燃機関は最適燃費線上からはずれて運転されるが、駆動装置の伝達効率は低下しないので、内燃機関と駆動装置とからなる駆動システムの総合効率でみれば、その駆動システムの総合効率は向上する。そのため、燃費を向上させることができる。 According to the twelfth aspect of the present invention, when the transmission efficiency after switching the operation mode is deteriorated at the time of switching the operation mode, the internal combustion engine changes its operating point, that is, the rotation speed, and the transmission efficiency is reduced. Not used. For this reason, the internal combustion engine is driven off the optimum fuel consumption line, but the transmission efficiency of the drive device does not decrease. Therefore, when looking at the overall efficiency of the drive system composed of the internal combustion engine and the drive device, the overall efficiency of the drive system is improves. Therefore, fuel consumption can be improved.

また、請求項１３の発明によれば、運転モード切換時において、運転モード切換後に電動動力源の出力トルクが大きくなる場合には、内燃機関はその運転点すなわち回転数を変更し、電動動力源の出力トルクが大きくなる領域で使用されない。そのため、最適燃費線上からはずれて運転されるが、電動動力源の出力トルクが大きくなる領域では電動動力源は使用されないので、電動動力源に必要とされる出力トルクは小さくて済み、結果的に電動動力源を小型化することができる。 According to the thirteenth aspect of the present invention, when the output torque of the electric power source becomes large after the operation mode is changed during the operation mode change, the internal combustion engine changes its operating point, that is, the rotational speed, and the electric power source It is not used in the area where the output torque of becomes large. Therefore, the vehicle is driven off the optimum fuel consumption line, but the electric power source is not used in the region where the output torque of the electric power source is large, so that the output torque required for the electric power source is small, and as a result The electric power source can be reduced in size.

つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。図１ないし図４はこの発明の第１の具体例を示す図であって、ここに示す具体例では、内燃機関（エンジン：Ｅｎｇ）１と、電動動力源として二つのモータ・ジェネレータ（ＭＧ１、ＭＧ２）２，３とが動力源として設けられ、また、二組の遊星歯車機構２１，２２が用いられている。そのエンジン１は、ガソリンエンジンやディーゼルエンジン、あるいは天然ガスエンジンなどの燃料を燃焼して動力を出力する動力機関であり、好ましくはスロットル開度などの負荷を電気的に制御でき、また所定の負荷に対して回転数を制御することにより燃費が最も良好な最適運転点に設定できる内燃機関である。   Next, the present invention will be described based on specific examples. FIG. 1 to FIG. 4 are diagrams showing a first specific example of the present invention. In the specific example shown here, an internal combustion engine (Engine) 1 and two motor generators (MG1,. MG2) 2 and 3 are provided as power sources, and two sets of planetary gear mechanisms 21 and 22 are used. The engine 1 is a power engine that outputs power by burning fuel such as a gasoline engine, a diesel engine, or a natural gas engine. Preferably, a load such as a throttle opening degree can be electrically controlled, and a predetermined load On the other hand, it is an internal combustion engine that can be set to an optimum operating point with the best fuel efficiency by controlling the rotational speed.

このエンジン１が第１の遊星歯車機構２１に連結されている。第１遊星歯車機構２１は、図１に示すように、シングルピニオン型の遊星歯車機構であって、動力分配機構を構成しており、そのキャリヤ１５にエンジン１のクランクシャフトなどの出力部材が連結されている。なお、エンジン１とキャリヤ１５との間に、発進用のクラッチやトルクコンバータ（ロックアップクラッチ付のトルクコンバータ）などの動力伝達機構を適宜に設けてもよいことは勿論である。したがってキャリヤ１５が入力要素となっている。   The engine 1 is connected to a first planetary gear mechanism 21. As shown in FIG. 1, the first planetary gear mechanism 21 is a single pinion type planetary gear mechanism that constitutes a power distribution mechanism, and an output member such as a crankshaft of the engine 1 is connected to the carrier 15. Has been. Needless to say, a power transmission mechanism such as a starting clutch or a torque converter (a torque converter with a lock-up clutch) may be appropriately provided between the engine 1 and the carrier 15. Therefore, the carrier 15 is an input element.

また、第１遊星歯車機構２１のサンギヤ１４に第１モータ・ジェネレータ（ＭＧ１）２が連結されている。この第１モータ・ジェネレータ２は、一例として、ロータ５に永久磁石を備えた同期電動機によって構成されており、発電機および電動機として機能するように構成されている。そして、そのロータ５がサンギヤ１４に連結され、ステータがケーシング１１などに固定されている。したがってサンギヤ１４が反力要素となっている。   A first motor / generator (MG1) 2 is connected to the sun gear 14 of the first planetary gear mechanism 21. As an example, the first motor / generator 2 includes a synchronous motor including a permanent magnet in the rotor 5, and is configured to function as a generator and an electric motor. The rotor 5 is connected to the sun gear 14 and the stator is fixed to the casing 11 or the like. Therefore, the sun gear 14 is a reaction force element.

前記キャリヤ１５によって回転自在に保持しているピニオンがサンギヤ１４に噛み合っており、さらにそのサンギヤ１４と同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤ１６にそのピニオンが噛み合っている。したがって、リングギヤ１６が出力要素となっている。   A pinion rotatably held by the carrier 15 meshes with the sun gear 14, and the pinion meshes with a ring gear 16 that is an internal gear arranged concentrically with the sun gear 14. Therefore, the ring gear 16 is an output element.

このリングギヤ１６が第２遊星歯車機構２２のサンギヤ１８に連結されるとともに、第２モータ・ジェネレータ３にも連結されている。この第２モータ・ジェネレータ（ＭＧ２）３は前述した第１モータ・ジェネレータ２と同様に、発電機能と電動機としての機能とを備えた同期電動機が一例として使用される。そして、第２モータ・ジェネレータ３のロータが第１遊星歯車機構２１のリングギヤ１６と第２遊星歯車機構２２のサンギヤ１７に連結され、コイルを有するステータ６がケーシング１１などの固定部に固定されている。   The ring gear 16 is connected to the sun gear 18 of the second planetary gear mechanism 22 and also to the second motor / generator 3. As the second motor / generator (MG2) 3, as in the first motor / generator 2 described above, a synchronous motor having a power generation function and a function as an electric motor is used as an example. The rotor of the second motor / generator 3 is connected to the ring gear 16 of the first planetary gear mechanism 21 and the sun gear 17 of the second planetary gear mechanism 22, and the stator 6 having a coil is fixed to a fixing portion such as the casing 11. Yes.

第２遊星歯車機構２２はこの第２モータ・ジェネレータ３に隣接して、エンジン１とは反対側（図１での右側）に、同軸上に配置されている。これは、第２モータ・ジェネレータ３のロータ７の内周側に位置する構成部品を少なくしてその小径化に対する阻害要因をなくすためである。この第２遊星歯車機構２２は、ラビニョ型遊星歯車機構であって、実質上、変速機もしくは運転モード切換機構を構成している。   The second planetary gear mechanism 22 is coaxially disposed adjacent to the second motor / generator 3 on the opposite side (right side in FIG. 1) from the engine 1. This is because the number of components located on the inner peripheral side of the rotor 7 of the second motor / generator 3 is reduced, and the obstruction factor for reducing the diameter is eliminated. The second planetary gear mechanism 22 is a Ravigneaux type planetary gear mechanism, and substantially constitutes a transmission or an operation mode switching mechanism.

すなわち、この第２遊星歯車機構は第１サンギヤ（Ｓ１）１７と第２サンギヤ（Ｓ２）１８とが設けられており、その第１サンギヤ１７にショートピニオン７２が噛合するとともに、そのショートピニオン７２がこれより軸長の長いロングピニオン７３に噛合し、そのロングピニオン７３が前記各サンギヤ１７，１８と同心円上に配置されたリングギヤ（Ｒ）１９に噛合している。なお、各ピニオン７２，７３は、キャリヤ（Ｃ）２０によって自転かつ公転自在に保持されている。また、第２サンギヤ１８がロングピニオン７３に噛合している。したがって第１サンギヤ１７とリングギヤ１９とは、各ピニオン７２，７３と共にダブルピニオン型遊星歯車機構に相当する機構を構成し、また第２サンギヤ１８とリングギヤ１９とは、ロングピニオン７３と共にシングルピニオン型遊星歯車機構に相当する機構を構成している。   That is, the second planetary gear mechanism is provided with a first sun gear (S1) 17 and a second sun gear (S2) 18. The short pinion 72 meshes with the first sun gear 17, and the short pinion 72 is The long pinion 73 is engaged with a ring gear (R) 19 disposed concentrically with the sun gears 17 and 18. The pinions 72 and 73 are held by the carrier (C) 20 so as to rotate and revolve freely. Further, the second sun gear 18 meshes with the long pinion 73. Therefore, the first sun gear 17 and the ring gear 19 constitute a mechanism corresponding to a double pinion type planetary gear mechanism together with the respective pinions 72 and 73, and the second sun gear 18 and the ring gear 19 together with the long pinion 73 constitute a single pinion type planetary planet. A mechanism corresponding to the gear mechanism is configured.

そして、第１サンギヤ１７を選択的に固定する第１ブレーキＢ１と、キャリヤ２０とリングギヤ１９とを選択的に連結するクラッチＣ１とが設けられている。また、キャリヤ２０と伝達軸１２とはクラッチＣ２を介して接続されている。これらのブレーキＢ１、クラッチＣ１，Ｃ２は摩擦力によって係合力を生じるいわゆる摩擦係合装置であり、多板形式の係合装置あるいはバンド形式の係合装置を採用することができる。そして、これらのブレーキＢ１、クラッチＣ１，Ｃ２は、油圧や電磁力などによる係合力に応じてそのトルク容量が連続的に変化するように構成されている。   A first brake B1 that selectively fixes the first sun gear 17 and a clutch C1 that selectively connects the carrier 20 and the ring gear 19 are provided. The carrier 20 and the transmission shaft 12 are connected via a clutch C2. These brakes B1 and clutches C1 and C2 are so-called friction engagement devices that generate an engagement force by a friction force, and a multi-plate type engagement device or a band type engagement device can be adopted. The brake B1 and the clutches C1 and C2 are configured such that their torque capacities change continuously according to the engagement force such as hydraulic pressure or electromagnetic force.

さらに、第２サンギヤ１８に第１遊星歯車機構２１の出力要素であるリングギヤ１６が接続され、リングギヤ１９がディファレンシャル８を介してドライブシャフト９に接続され、さらにドライブシャフト９は車輪１０に接続されている。したがって、上記の第２遊星歯車機構は、第２サンギヤ１８がいわゆる入力要素であり、またリングギヤ１９が出力要素となっている。   Furthermore, the ring gear 16 that is the output element of the first planetary gear mechanism 21 is connected to the second sun gear 18, the ring gear 19 is connected to the drive shaft 9 via the differential 8, and the drive shaft 9 is connected to the wheel 10. Yes. Therefore, in the second planetary gear mechanism, the second sun gear 18 is a so-called input element, and the ring gear 19 is an output element.

この第２遊星歯車機構２２を二つの動作状態に切り換えて設定するために、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２とが設けられている。これらのクラッチＣ１，Ｃ２は、一例として、油圧によって係合・解放させられる湿式の摩擦クラッチであり、第１クラッチＣ１はキャリヤ２０とリングギヤ１９とを選択的に連結するように配置されている。また、第２クラッチＣ２はキャリヤ２０と前記伝達軸１２とを選択的に連結するように配置されている。すなわち、エンジン１および第１遊星歯車機構２１のキャリヤ１５が、第２遊星歯車機構２２におけるキャリヤ２０に、第２クラッチＣ２を介して選択的に連結されるように構成されている。   In order to switch and set the second planetary gear mechanism 22 between two operating states, a first clutch C1 and a second clutch C2 are provided. The clutches C1 and C2 are, for example, wet friction clutches that are engaged and released by hydraulic pressure, and the first clutch C1 is disposed so as to selectively connect the carrier 20 and the ring gear 19. The second clutch C2 is disposed so as to selectively connect the carrier 20 and the transmission shaft 12. That is, the carrier 15 of the engine 1 and the first planetary gear mechanism 21 is selectively connected to the carrier 20 of the second planetary gear mechanism 22 via the second clutch C2.

そして、電子制御装置１００が設けられ、各モータ・ジェネレータ２，３がバッテリなどの所定の蓄電装置およびインバータに接続され、そのインバータを制御することにより各モータ・ジェネレータ２，３のトルクや回転数あるいは発電量などを制御するように構成されている。さらに、各クラッチＣ１，Ｃ２を係合状態あるいは解放状態に制御できるようになっている。   An electronic control unit 100 is provided, and each motor / generator 2, 3 is connected to a predetermined power storage device such as a battery and an inverter. By controlling the inverter, the torque and the rotational speed of each motor / generator 2, 3 are controlled. Alternatively, the power generation amount is controlled. Further, the clutches C1 and C2 can be controlled to be engaged or disengaged.

上記の各クラッチＣ１，Ｃ２、およびブレーキＢ１を係合・解放させることにより三つの運転モードを設定することができる。その運転状態を設定するための各クラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ１の係合・解放状態を示す作動係合表を図２に示してある。なお、図２において「ｏｎ」は係合状態を示し、「ｏｆｆ」は解放状態を示す。また、モード切換は切り換え前の各要素の回転数と切り換え後の各要素の回転数が一致する時点でおこなわれ、これをシンクロポイントと称する。   Three operation modes can be set by engaging and releasing the clutches C1 and C2 and the brake B1. FIG. 2 shows an operation engagement table showing engagement / release states of the clutches C1 and C2 and the brake B1 for setting the operation state. In FIG. 2, “on” indicates the engaged state, and “off” indicates the released state. Mode switching is performed when the rotational speed of each element before switching coincides with the rotational speed of each element after switching, and this is called a sync point.

図２に示すように、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２を解放し、ブレーキＢ１を係合することにより、低速モードが設定される。この低速モードとは、図１に示す駆動装置を搭載したハイブリッド車が相対的に高負荷かつ低車速で走行する際に設定される運転モードである。したがってこの低速モードでは、ブレーキＢ１が係合することによりサンギヤ１７が固定され、第２遊星歯車機構の変速作用が行われる。   As shown in FIG. 2, the low speed mode is set by releasing the first clutch C1 and the second clutch C2 and engaging the brake B1. The low speed mode is an operation mode that is set when a hybrid vehicle equipped with the drive device shown in FIG. 1 travels at a relatively high load and a low vehicle speed. Therefore, in this low speed mode, the sun gear 17 is fixed by engaging the brake B1, and the speed change action of the second planetary gear mechanism is performed.

さらに具体的に説明すると、エンジン１の出力トルクが分配機構におけるキャリヤ１５に伝達され、ここからサンギヤ１４とリングギヤ１６、すなわち第１モータ・ジェネレータ２と第２遊星歯車機構２２とにトルクが分配される。この分配機構を構成している第１遊星歯車機構２１および第２遊星歯車機構２２についての共線図（遊星歯車機構の回転要素を各遊星歯車機構のギヤ比に応じた間隔を空けて配列した線によって表す図）を図３に示してあり、この図３から知られるように、第１モータ・ジェネレータ２によってサンギヤ１４に反力トルクを与えるとともに、その回転数を適宜に制御すると、エンジン回転数（キャリヤ１５の回転数）が連続的（無段階）に変化する。したがって、アクセル開度で表される要求駆動力とその時点の車速などとから目標出力を算出し、その目標出力とその時点の車速などとから目標トルクを算出してその目標トルクに基づいてエンジン負荷を制御する一方、目標出力での最適燃費となる運転点（エンジン回転数）をマップなどに基づいて求め、その運転点となるように第１モータ・ジェネレータ２の回転数が制御される。   More specifically, the output torque of the engine 1 is transmitted to the carrier 15 in the distribution mechanism, from which torque is distributed to the sun gear 14 and the ring gear 16, that is, the first motor / generator 2 and the second planetary gear mechanism 22. The A collinear diagram of the first planetary gear mechanism 21 and the second planetary gear mechanism 22 constituting the distribution mechanism (the rotating elements of the planetary gear mechanism are arranged at intervals according to the gear ratio of each planetary gear mechanism) As shown in FIG. 3, when the first motor / generator 2 applies a reaction torque to the sun gear 14 and the rotation speed is appropriately controlled, as shown in FIG. The number (the number of rotations of the carrier 15) changes continuously (steplessly). Therefore, the target output is calculated from the required driving force represented by the accelerator opening and the vehicle speed at that time, and the target torque is calculated from the target output and the vehicle speed at that time, and the engine is based on the target torque. While controlling the load, an operating point (engine speed) that provides optimum fuel consumption at the target output is obtained based on a map or the like, and the rotational speed of the first motor / generator 2 is controlled so as to be the operating point.

リングギヤ１６に分配されたトルクは、第２遊星歯車機構２２のサンギヤ１８に伝達される。その場合、第１モータ・ジェネレータ２が発電を行い、その電力が第２モータ・ジェネレータ３に供給されて第２モータ・ジェネレータ３が電動機として機能し、そのトルクが第２遊星歯車機構２２に加えられる。すなわち、第２モータ・ジェネレータ３が力行してトルクアシストを行う。こうして前記リングギヤ１６のトルクと第２モータ・ジェネレータ３のトルクとが合成されて第２遊星歯車機構２２に伝達される。そして第２遊星歯車機構２２によって変速作用およびトルク増幅作用が行われ、出力軸に出力される。   The torque distributed to the ring gear 16 is transmitted to the sun gear 18 of the second planetary gear mechanism 22. In this case, the first motor / generator 2 generates electric power, the electric power is supplied to the second motor / generator 3, the second motor / generator 3 functions as an electric motor, and the torque is applied to the second planetary gear mechanism 22. It is done. That is, the second motor / generator 3 performs power assist by performing power running. Thus, the torque of the ring gear 16 and the torque of the second motor / generator 3 are combined and transmitted to the second planetary gear mechanism 22. Then, the second planetary gear mechanism 22 performs a shifting action and a torque amplifying action and outputs them to the output shaft.

スロットル開度などのエンジン負荷や車速が、時々刻々変化するので、最適燃費状態となるように第１モータ・ジェネレータ２の回転数が常に制御され、その回転数が変化するが、図３に示すように、第１モータ・ジェネレータ２が反力トルクをサンギヤ１４に与えるものの回転数がゼロの状態では、エンジン１の出力した動力が、全て機械的手段によって出力軸１３にまで伝達され、その途中で電力に変換されることがない。したがってこのような運転状態での動力の伝達効率が最もよく、これをメカニカルポイントと称することがある。   Since the engine load such as the throttle opening and the vehicle speed change from moment to moment, the number of revolutions of the first motor / generator 2 is constantly controlled to change to the optimum fuel consumption state. As described above, when the first motor / generator 2 gives the reaction torque to the sun gear 14 but the rotational speed is zero, all the power output from the engine 1 is transmitted to the output shaft 13 by the mechanical means. Is not converted to electric power. Therefore, the power transmission efficiency in such an operating state is the best, and this is sometimes referred to as a mechanical point.

図３に示すように、低速モードで、第１モータ・ジェネレータ２の回転数がエンジン回転数より低回転数である場合、あるいは負回転数である場合、出力要素であるリングギヤ１６の回転数に対してエンジン１の回転数が低回転数となる。そして、第２遊星歯車機構２２により減速され、エンジン回転数よりも低速となる。すなわち、トルクが増幅される。この低速モードでは、エンジン負荷が大きくなっていてエンジントルクが相対的に大きいので、必要十分な駆動トルクあるいは加速性が得られる。   As shown in FIG. 3, in the low speed mode, when the rotational speed of the first motor / generator 2 is lower than the engine rotational speed, or when it is a negative rotational speed, the rotational speed of the ring gear 16 as the output element is set. On the other hand, the rotational speed of the engine 1 is low. Then, the speed is reduced by the second planetary gear mechanism 22 and becomes lower than the engine speed. That is, the torque is amplified. In this low speed mode, the engine load is large and the engine torque is relatively large, so that a necessary and sufficient driving torque or acceleration can be obtained.

つぎに、中速モードについて説明すると、中速モードは車速が所定値以上でアクセルペダル（図示せず）の踏み込み量が低速モードよりも少ない等の中負荷状態で設定される運転モードである。そして、この中速モードは、第１クラッチＣ１および第１ブレーキＢ１を解放し、かつ第２クラッチＣ２を係合させることにより設定される。この状態における第１遊星歯車機構２１および第２遊星歯車機構２２について共線図を図４に示してある。すなわち、この中速モードでは、エンジンの出力トルクを第２遊星歯車機構２２のキャリヤ２０に入力すると共に、第１遊星歯車機構２１のサンギヤ１４に第１モータ・ジェネレータ２から反力トルクを与えることになる。   Next, the medium speed mode will be described. The medium speed mode is an operation mode that is set in a medium load state such that the vehicle speed is equal to or higher than a predetermined value and the amount of depression of an accelerator pedal (not shown) is smaller than that in the low speed mode. The medium speed mode is set by releasing the first clutch C1 and the first brake B1 and engaging the second clutch C2. A collinear diagram of the first planetary gear mechanism 21 and the second planetary gear mechanism 22 in this state is shown in FIG. That is, in this medium speed mode, the engine output torque is input to the carrier 20 of the second planetary gear mechanism 22 and the reaction torque is applied from the first motor / generator 2 to the sun gear 14 of the first planetary gear mechanism 21. become.

なお、低速モードと中速モードでは出力軸の位置が変化している。すなわち、低速モードでは出力軸が第２モータ・ジェネレータ３とブレーキＢ１の間にあるのに対して、中速モードでは第１モータ・ジェネレータ２とエンジン１との間にある。すなわち、共線図上で出力位置や各回転要素の位置が入れ替わっている。   Note that the position of the output shaft changes between the low speed mode and the medium speed mode. That is, in the low speed mode, the output shaft is between the second motor / generator 3 and the brake B1, whereas in the medium speed mode, the output shaft is between the first motor / generator 2 and the engine 1. That is, the output position and the position of each rotation element are switched on the alignment chart.

エンジン１の回転数を、上述した低速モードの場合と同様に、第１モータ・ジェネレータ２によって制御することができる。また、エンジン１の出力トルクは、第１遊星歯車機構２１を介して第２遊星歯車機構２２のサンギヤ１８に伝達されるだけでなく、クラッチＣ２を介して第２遊星歯車機構２２のキャリヤ２０に伝達されるので、これらのトルクが第２遊星歯車機構２２によって合成された後、出力軸１３に出力される。   The rotation speed of the engine 1 can be controlled by the first motor / generator 2 in the same manner as in the low-speed mode described above. Further, the output torque of the engine 1 is not only transmitted to the sun gear 18 of the second planetary gear mechanism 22 via the first planetary gear mechanism 21, but also to the carrier 20 of the second planetary gear mechanism 22 via the clutch C2. Since these torques are transmitted, these torques are combined by the second planetary gear mechanism 22 and then output to the output shaft 13.

低速モードから、中速モードへ切り替わる時点では、図４（ａ）に示すように、第１モータ・ジェネレータ２、出力軸、第２モータ・ジェネレータ３の回転数は、変速前と変速後でそれぞれ一致している。すなわち、この運転状態が第１のシンクロポイントである。そして、車速の上昇に伴って第１モータ・ジェネレータ２の回転数を上昇させることにより、エンジン回転数を最適燃費運転点若しくはその付近に保ったまま、出力軸１３の回転数を上昇させる。そして、ついには図４（ｂ）に示すように、エンジン１、出力軸１３、第１モータ・ジェネレータ２、第２モータ・ジェネレータ３の回転数がすべて一致する。すなわち、この運転状態が第２のシンクロポイントである。そして、この第２のシンクロポイントに達すると、中速モードから高速モードへの切り換えが行われる。   At the time of switching from the low speed mode to the medium speed mode, as shown in FIG. 4A, the rotational speeds of the first motor / generator 2, the output shaft, and the second motor / generator 3 are respectively before and after the shift. Match. That is, this operating state is the first sync point. Then, by increasing the rotation speed of the first motor / generator 2 as the vehicle speed increases, the rotation speed of the output shaft 13 is increased while maintaining the engine rotation speed at or near the optimum fuel consumption operating point. Finally, as shown in FIG. 4B, the engine 1, the output shaft 13, the first motor / generator 2, and the second motor / generator 3 all coincide. That is, this operating state is the second sync point. When the second sync point is reached, switching from the medium speed mode to the high speed mode is performed.

つぎに、高速モードについて説明すると、高速モードは、車速が所定値以上でアクセルペダル（図示せず）の踏み込み量が少ないなどの低負荷状態で設定される運転モードである。そして、この高速モードは、第１クラッチＣ１を係合し、かつ第２クラッチＣ２およびブレーキＢ１を解放することにより設定される。この状態における第１遊星歯車機構２１および第２遊星歯車機構２２について共線図を図５に示してある。すなわち、この高速モードでは、第２遊星歯車機構２２のリングギヤ１９と第２遊星歯車機構２２のキャリヤ２０とを一体に連結した状態である。そして、第１遊星歯車機構２１のキャリヤにエンジン１のトルクを入力するとともに、第１遊星歯車機構２１のサンギヤ１４に第１モータ・ジェネレータ２から反力トルクを与えることになる。   Next, the high speed mode will be described. The high speed mode is an operation mode that is set in a low load state such that the vehicle speed is equal to or higher than a predetermined value and the amount of depression of an accelerator pedal (not shown) is small. The high speed mode is set by engaging the first clutch C1 and releasing the second clutch C2 and the brake B1. A collinear diagram of the first planetary gear mechanism 21 and the second planetary gear mechanism 22 in this state is shown in FIG. That is, in this high speed mode, the ring gear 19 of the second planetary gear mechanism 22 and the carrier 20 of the second planetary gear mechanism 22 are integrally connected. The torque of the engine 1 is input to the carrier of the first planetary gear mechanism 21 and the reaction torque is applied from the first motor / generator 2 to the sun gear 14 of the first planetary gear mechanism 21.

なお、高速モードと中速モードでは出力軸や他の回転要素の共線図上における位置が変化している。すなわち、高速モードでは出力軸が第２モータ・ジェネレータ３とブレーキＢ１の間にあるのに対して、中速モードでは第１モータ・ジェネレータ２とエンジン１との間にある。   In the high speed mode and the medium speed mode, the positions of the output shaft and other rotating elements on the alignment chart are changed. That is, in the high speed mode, the output shaft is between the second motor / generator 3 and the brake B1, whereas in the medium speed mode, the output shaft is between the first motor / generator 2 and the engine 1.

エンジン１の回転数を、上述した中速モードの場合と同様に、第１モータ・ジェネレータ２によって制御することができる。また、エンジン１の出力トルクは、第１遊星歯車機構２１を介して第２遊星歯車機構２２のサンギヤ１８に伝達される。この高速モードの動作状態を図５に示してある。   The number of revolutions of the engine 1 can be controlled by the first motor / generator 2 in the same manner as in the above-described medium speed mode. Further, the output torque of the engine 1 is transmitted to the sun gear 18 of the second planetary gear mechanism 22 via the first planetary gear mechanism 21. The operating state of this high speed mode is shown in FIG.

この図５から知られるように、第１モータ・ジェネレータ２の回転数を低下させることにより、エンジン回転数を一定に保ちつつ出力軸の回転数を上昇させることができる。さらに、相対的に高車速低負荷状態で設定され、エンジントルク自体が相対的に小さくなっているので、駆動トルクが過剰になるなどのことは生じない。   As can be seen from FIG. 5, by reducing the rotation speed of the first motor / generator 2, the rotation speed of the output shaft can be increased while keeping the engine rotation speed constant. Furthermore, since the engine torque is set to be relatively low and the engine torque itself is relatively small, the drive torque does not become excessive.

また、図３ないし図５から知られるように、シンクロポイントにおいては、図１に示す駆動装置の全体が一体となって回転しているので、クラッチやブレーキの係合・解放状態を変更しても、回転数の変化が生じない。そのため、運転モードの切り換えに伴うショックが生じることがない。すなわち、各運転モードは、第１モータ・ジェネレータ２の回転数の変化に対する出力軸１３の回転数の変化の態様が異なる駆動装置の動作状態であり、したがって上記のクラッチやブレーキなどの係合機構によって互いに連結される回転要素同士の回転数は、その係合機構が解放されていれば、通常は、各運転モード毎に異なっている。しかしながら中速モードでは、中速モードでは解放されているが低速モードでは係合される係合機構によって互いに連結される回転要素同士の回転数を同期させる運転状態を設定でき、また同様に、中速モードでは解放されているが高速モードでは係合される係合機構によって互いに連結される回転要素同士の回転数を同期させる運転状態を設定できる。その回転数の同期状態がシンクロポイントであり、各運転モードの間での切り換えはそのシンクロポイントにおいて実施され、また低速モードと高速モードとの間の切り換えは、中速モードを経由して実行される。   Further, as is known from FIGS. 3 to 5, at the sync point, the entire driving device shown in FIG. 1 is rotated integrally, so that the engagement / release state of the clutch or brake is changed. However, the rotation speed does not change. For this reason, there is no shock associated with the switching of the operation mode. That is, each operation mode is an operating state of the driving device in which the aspect of the change in the rotation speed of the output shaft 13 with respect to the change in the rotation speed of the first motor / generator 2 is different. If the engagement mechanism is released, the number of rotations of the rotating elements connected to each other usually differs for each operation mode. However, in the medium speed mode, it is possible to set an operation state that synchronizes the rotation speeds of the rotating elements that are released in the medium speed mode but are connected to each other by the engagement mechanism that is engaged in the low speed mode. An operating state can be set in which the rotational speeds of the rotating elements connected to each other by the engaging mechanism engaged in the high speed mode are synchronized in the high speed mode but are synchronized with each other. The synchronized state of the rotation speed is the sync point, switching between the operation modes is performed at the sync point, and switching between the low speed mode and the high speed mode is performed via the medium speed mode. The

上述した具体例における各構成要素の配列は、基本的には図１に示すとおりである。すなわち、エンジン１と出力軸１３とが同一軸線上に配置され、これらの間に、エンジン１側から第１モータ・ジェネレータ２、第１遊星歯車機構２１、第２モータ・ジェネレータ３、第２遊星歯車機構２２が、同一軸線上に互いに隣接して配置される。特に、第１モータ・ジェネレータ２と第１遊星歯車機構２１、および第２モータ・ジェネレータ３と第２遊星歯車機構２２とのそれぞれは、互いに軸線方向に並んで隣接して配置され、いずれかのモータ・ジェネレータ２，３の内周側にいずれかの遊星歯車機構２１，２２が侵入した状態とはされていない。そのため、図１に示す構成では、第１遊星歯車機構２１もしくは第２遊星歯車機構２２が、少なくとも出力側の第２モータ・ジェネレータ３の小径化を阻害する要因、あるいは大径化させる要因となっていないので、駆動装置の出力側の外径を小さくすることが可能である。そのため、いわゆる縦置きエンジンタイプの車両においては、上記の駆動装置が車室を圧迫することがなく、もしくは抑制されるので、車載性の良好なものとなる。さらに、第２遊星歯車機構２２を第２モータ・ジェネレータ３より出力側に軸線方向に並んで配置することにより、重量の大きい第２モータ・ジェネレータ３が相対的に車両前方側に配置されることになり、その結果、駆動装置全体としての共振周波数が高くなり、こもり音（ブーミングノイズ）の低減に有利になる。   The arrangement of each component in the specific example described above is basically as shown in FIG. That is, the engine 1 and the output shaft 13 are arranged on the same axis, and between them, the first motor / generator 2, the first planetary gear mechanism 21, the second motor / generator 3, and the second planet are arranged from the engine 1 side. The gear mechanisms 22 are arranged adjacent to each other on the same axis. In particular, the first motor / generator 2 and the first planetary gear mechanism 21, and the second motor / generator 3 and the second planetary gear mechanism 22 are arranged adjacent to each other in the axial direction. None of the planetary gear mechanisms 21 and 22 has entered the inner peripheral sides of the motor generators 2 and 3. Therefore, in the configuration shown in FIG. 1, the first planetary gear mechanism 21 or the second planetary gear mechanism 22 is a factor that inhibits at least the diameter reduction of the second motor generator 3 on the output side, or a factor that increases the diameter. Therefore, it is possible to reduce the outer diameter on the output side of the drive device. Therefore, in a so-called vertical engine type vehicle, the above drive device does not compress or suppress the passenger compartment, so that the vehicle-mounted property is good. Furthermore, by arranging the second planetary gear mechanism 22 side by side in the axial direction on the output side from the second motor / generator 3, the second motor / generator 3 having a large weight is relatively disposed on the front side of the vehicle. As a result, the resonance frequency of the entire drive device is increased, which is advantageous for reducing the booming noise.

また、高速モードを追加したことにより、モータ・ジェネレータ２，３の最高回転数を低下させることができる。そのため、全体の変速比の設定の自由度が高くなり、モータ・ジェネレータ２，３の出力トルクをさらに減少させたり、動力伝達効率が更に向上するようなギヤ設定とすることができる。   In addition, by adding the high speed mode, the maximum number of revolutions of the motor generators 2 and 3 can be reduced. Therefore, the degree of freedom in setting the overall gear ratio is increased, and the gear setting can be made such that the output torque of the motor / generators 2 and 3 is further reduced and the power transmission efficiency is further improved.

次にシンクロポイントについて説明する。図６から図８はシンクロポイントと伝達効率、モータ・ジェネレータの回転数、モータ・ジェネレータのトルクとの関係を示す図である。車速が低いうちは低速モードが選択される。そして、図６（ａ）に示すように、回転数が第１のシンクロポイントＸに達すると、動力伝達効率が高く、モータ・ジェネレータのトルクが小さく、モータ・ジェネレータの回転数の低い中速モードが選択される。そして、更に回転数が上昇し第２のシンクロポイントＹに達すると、高速モードに切り替わり、常に最小のモータ・ジェネレータトルクとモータ・ジェネレータ回転数となるように切り換えられる。しかし、図６（ｂ）に示すように、高速モードに切り替わることで伝達効率が低下するので、エンジンの運転点を変更し、動力伝達効率と最適燃費から算出した駆動装置のシステム効率が最良となる運転点でエンジンが運転される。 Next, the sync point will be described. 6 to 8 are diagrams showing the relationship between the sync point, the transmission efficiency, the rotation speed of the motor / generator, and the torque of the motor / generator. The low speed mode is selected while the vehicle speed is low. Then, as shown in FIG. 6 (a), the rotational speed reaches the first synchro point X, high power transmission efficiency, reduce the torque of the motor generator, medium low rotational speed of the motor generator speed A mode is selected. When the rotational speed further increases and reaches the second synchronization point Y, the mode is switched to the high-speed mode, and the motor / generator torque and the motor / generator rotational speed are always switched to the minimum. However, as shown in FIG. 6B, the transmission efficiency is reduced by switching to the high-speed mode. Therefore, the system efficiency of the drive device calculated from the power transmission efficiency and the optimum fuel efficiency is changed by changing the engine operating point. The engine is operated at the operating point.

また、第１モータ・ジェネレータ２に関しては、図７（ａ）および（ｂ）に示すように、中速モード選択時には、要求されるトルクが増大する。そこで、第１モータ・ジェネレータ２の出力トルクが小さくなるようにエンジンの運転点を変更する場合もある。 As for the first motor / generator 2, as shown in FIGS. 7A and 7B, the required torque increases when the medium speed mode is selected. Therefore, the operating point of the engine may be changed so that the output torque of the first motor / generator 2 is reduced.

次に、モード切換時における制御例について説明する。図９から図１３は、モード切換時における制御例を示すフローチャートである。なお、これらの制御は第１モータ・ジェネレータ２および第２モータジェネレータ３のそれぞれについて同時並行的におこなわれる。   Next, a control example at the time of mode switching will be described. 9 to 13 are flowcharts showing an example of control at the time of mode switching. These controls are performed simultaneously for each of the first motor / generator 2 and the second motor generator 3.

図９は、シンクロポイントでモード切換を行う制御例を示したフローチャートである。まず、モータ・ジェネレータのモード切換前の回転数Ｎ１が検出される（ステップＳ１）。そして、モード切換後の回転数Ｎ２が求められ（ステップＳ２）、モード切換前の回転数Ｎ１とモード切換後の回転数Ｎ２が等しいか否かの判断がおこなわれる（ステップＳ３）。   FIG. 9 is a flowchart illustrating a control example in which mode switching is performed at a sync point. First, the rotational speed N1 before the mode switching of the motor / generator is detected (step S1). Then, the rotational speed N2 after the mode switching is obtained (step S2), and it is determined whether the rotational speed N1 before the mode switching is equal to the rotational speed N2 after the mode switching (step S3).

ステップＳ３で肯定的に判断された場合、すなわち、シンクロポイントに達したと判断された場合、クラッチやブレーキの係合状態が変更され、モードが切り換えられる（ステップＳ４）。なお、ステップＳ３で否定的に判断された場合、すなわち、シンクロポイントに達していないと判断された場合には、このルーチンを抜け、シンクロポイントが検出されるまで、このルーチンが実行される。   If the determination in step S3 is affirmative, that is, if it is determined that the synchronization point has been reached, the engagement state of the clutch or brake is changed, and the mode is switched (step S4). If a negative determination is made in step S3, that is, if it is determined that the synchronization point has not been reached, this routine is executed until the synchronization point is detected.

図１０は伝達効率の高い方の運転モードを選択する制御例を示したフローチャートである。まず、モータ・ジェネレータのモード切換前の回転数Ｎ１が検出され、その時点での動力伝達効率η１が求められる（ステップＳ５）。そして、モータ・ジェネレータのモード切換後の回転数Ｎ２とその切り換え後の動力伝達効率η２が求められる（ステップＳ６）。   FIG. 10 is a flowchart showing an example of control for selecting an operation mode with higher transmission efficiency. First, the rotational speed N1 before the mode switching of the motor / generator is detected, and the power transmission efficiency η1 at that time is obtained (step S5). Then, the rotational speed N2 after the mode switching of the motor / generator and the power transmission efficiency η2 after the switching are obtained (step S6).

そして、モード切換前の回転数Ｎ１とモード切換後の回転数Ｎ２との差の絶対値が所定値より小さく、かつ、モード切換前の動力伝達効率η１とモード切換後の動力伝達効率η２との差の絶対値が所定値より小さいか否かが判断される（ステップＳ７）。   The absolute value of the difference between the rotational speed N1 before mode switching and the rotational speed N2 after mode switching is smaller than a predetermined value, and the power transmission efficiency η1 before mode switching and the power transmission efficiency η2 after mode switching are It is determined whether or not the absolute value of the difference is smaller than a predetermined value (step S7).

ステップＳ７で肯定的に判断された場合、すなわち、シンクロポイントに達しつつあると判断された場合はクラッチやブレーキの係合状態が変更され、モードが切り換えられる（ステップＳ８）。なお、ステップＳ７で否定的に判断された場合、すなわち、シンクロポイントに達していないと判断された場合には、このルーチンを抜け、シンクロポイントが検出されるまでこのルーチンが実行される。   If the determination in step S7 is affirmative, that is, if it is determined that the synchronization point is being reached, the engagement state of the clutch or brake is changed, and the mode is switched (step S8). If a negative determination is made in step S7, that is, if it is determined that the sync point has not been reached, this routine is exited and this routine is executed until a sync point is detected.

図１１はモータ・ジェネレータの出力トルクが低い方の運転モードを選択する制御例を示したフローチャートである。まず、モータ・ジェネレータのモード切換前の回転数Ｎ１が検出され、その時点での出力トルクＴ１が求められる（ステップＳ９）。そして、モータ・ジェネレータのモード切換後の回転数Ｎ２とその切り換え後のトルクＴ２が求められる（ステップＳ１０）。   FIG. 11 is a flowchart showing a control example for selecting an operation mode in which the output torque of the motor / generator is lower. First, the rotational speed N1 before the mode switching of the motor / generator is detected, and the output torque T1 at that time is obtained (step S9). Then, the rotational speed N2 after the mode switching of the motor / generator and the torque T2 after the switching are obtained (step S10).

そして、モード切換前の回転数Ｎ１とモード切換後の回転数Ｎ２との差の絶対値が所定値より小さく、かつ、モード切換前のトルクＴ１とモード切換後のトルクＴ２との差の絶対値が所定値より小さいか否かが判断される（ステップＳ１１）。   The absolute value of the difference between the rotational speed N1 before the mode switching and the rotational speed N2 after the mode switching is smaller than a predetermined value, and the absolute value of the difference between the torque T1 before the mode switching and the torque T2 after the mode switching. Is less than a predetermined value (step S11).

ステップＳ１１で肯定的に判断された場合、すなわち、シンクロポイントに達しつつあると判断された場合はクラッチやブレーキの係合状態が変更され、モードが切り換えられる（ステップＳ１２）。 なお、ステップＳ１１で否定的に判断された場合、すなわち、シンクロポイントに達していないと判断された場合には、このルーチンを抜け、シンクロポイントが検出されるまで、このルーチンが実行される。   If the determination in step S11 is affirmative, that is, if it is determined that the synchronization point is being reached, the engagement state of the clutch or brake is changed, and the mode is switched (step S12). If the determination in step S11 is negative, that is, if it is determined that the sync point has not been reached, this routine is executed until the sync point is detected.

図１２はモード切換後にエンジンの運転点ををシステム効率が最適となる運転点に変更する制御例を示したフローチャートである。まず、モータ・ジェネレータのモード切換前の回転数Ｎ１が検出される（ステップＳ１３）。そして、モータ・ジェネレータのモード切換後の回転数Ｎ２が求められる（ステップＳ１４）。   FIG. 12 is a flowchart showing a control example in which the engine operating point is changed to an operating point at which the system efficiency is optimal after the mode is switched. First, the rotational speed N1 before the mode switching of the motor / generator is detected (step S13). Then, the rotational speed N2 after the mode switching of the motor / generator is obtained (step S14).

そして、モード切換前の回転数Ｎ１とモード切換後の回転数Ｎ２とが等しいか否かが判断される（ステップＳ１５）。   Then, it is determined whether or not the rotational speed N1 before mode switching is equal to the rotational speed N2 after mode switching (step S15).

ステップＳ１５で肯定的に判断された場合、すなわち、シンクロポイントに達したと判断された場合にはクラッチやブレーキの係合状態が変更され、モードが切り換えられる（ステップＳ１６）。そして、システム効率の最適点が演算により求められ（ステップＳ１７）、その演算で求められたシステム効率最適点へエンジンの運転点を変更する（ステップＳ１８）。なお、ステップＳ１５で否定的に判断された場合、すなわち、シンクロポイントに達していないと判断された場合には、このルーチンを抜け、シンクロポイントが検出されるまで、このルーチンが実行される。   If the determination in step S15 is affirmative, that is, if it is determined that the sync point has been reached, the engagement state of the clutch or brake is changed, and the mode is switched (step S16). Then, the optimum point of system efficiency is obtained by calculation (step S17), and the engine operating point is changed to the optimum system efficiency point obtained by the calculation (step S18). If a negative determination is made in step S15, that is, if it is determined that the synchronization point has not been reached, this routine is executed until the synchronization point is detected.

図１３はモード切換後にエンジンの運転点ををモータ・ジェネレータの出力トルクが最小となる運転点に変更する制御例を示したフローチャートである。まず、モータ・ジェネレータのモード切換前の回転数Ｎ１が検出される（ステップＳ１９）。そして、モータ・ジェネレータのモード切換後の回転数Ｎ２が求められる（ステップＳ２０）。   FIG. 13 is a flowchart showing a control example in which the engine operating point is changed to an operating point at which the output torque of the motor / generator is minimized after the mode is switched. First, the rotational speed N1 before the mode change of the motor / generator is detected (step S19). Then, the rotation speed N2 after the mode switching of the motor / generator is obtained (step S20).

そして、モード切換前の回転数Ｎ１とモード切換後の回転数Ｎ２とが等しいか否かが判断される（ステップＳ２１）。   Then, it is determined whether or not the rotational speed N1 before mode switching is equal to the rotational speed N2 after mode switching (step S21).

ステップＳ２１で肯定的に判断された場合、すなわち、シンクロポイントに達したと判断された場合にはクラッチやブレーキの係合状態が変更され、モードが切り換えられる（ステップＳ２２）。そして、モーター・ジェネレータの出力トルクＴ２が演算により求められ（ステップＳ２３）、その演算で求められた出力トルクＴ２の絶対値が所定値より大きいか否かが判断される。（ステップＳ２４）。ステップ２４で肯定的に判断された場合、すなわち、出力トルクＴ２が所定値よりも大きい場合、出力トルクＴ２が所定値以下となるようにエンジンの運転点を変更する（ステップＳ２５）。なお、ステップＳ１５で否定的に判断された場合、すなわち、シンクロポイントに達していないと判断された場合には、このルーチンを抜け、シンクロポイントが検出されるまで、このルーチンが実行される。   If the determination in step S21 is affirmative, that is, if it is determined that the synchronization point has been reached, the engagement state of the clutch or brake is changed, and the mode is switched (step S22). Then, the output torque T2 of the motor / generator is obtained by calculation (step S23), and it is determined whether or not the absolute value of the output torque T2 obtained by the calculation is larger than a predetermined value. (Step S24). If the determination in step 24 is affirmative, that is, if the output torque T2 is greater than a predetermined value, the engine operating point is changed so that the output torque T2 is less than or equal to the predetermined value (step S25). If a negative determination is made in step S15, that is, if it is determined that the synchronization point has not been reached, this routine is executed until the synchronization point is detected.

運転モードは、従来の運転モードに加えて、高速走行時用の運転モードのすなわち３種類の運転モードが設定可能である。そのため、車両が高速走行している際のモータ・ジェネレータ２，３の回転数が高回転数となることがない。したがって、エンジン１を最適燃費線上で運転させることが可能となり、燃費を向上させることができる。また、モータ・ジェネレータ２，３の出力トルクが低下することで、必要となる電力が低減でき、モータ・ジェネレータ２，３間の電力のやりとりが減少する。そのため、動力伝達効率を向上させることができる。   As the operation mode, in addition to the conventional operation mode, an operation mode for high-speed traveling, that is, three types of operation modes can be set. Therefore, the rotation speed of the motor / generators 2 and 3 when the vehicle is traveling at a high speed does not become a high rotation speed. Therefore, the engine 1 can be operated on the optimum fuel consumption line, and the fuel consumption can be improved. Further, since the output torque of the motor / generators 2 and 3 is reduced, the required electric power can be reduced, and the exchange of electric power between the motor / generators 2 and 3 is reduced. Therefore, power transmission efficiency can be improved.

駆動装置の構成としては、第２遊星歯車機構２２をラビニョ型遊星歯車機構としたことにより、必要とする遊星歯車機構が実質的に二組となる。その結果、複数の運転モードを設定できるハイブリッド駆動装置を全体として小型化し、車載性を向上させることができる。また、第２遊星歯車機構２２をエンジン１と第２モータ・ジェネレータ３とに対する変速機として機能させることができる。そのため、第２モータ・ジェネレータ３を出力トルクが相対的に小さい小型のものとすることができる。   As a configuration of the driving device, the second planetary gear mechanism 22 is a Ravigneaux type planetary gear mechanism, so that the required planetary gear mechanisms are substantially two sets. As a result, the hybrid drive device that can set a plurality of operation modes can be downsized as a whole, and the in-vehicle performance can be improved. In addition, the second planetary gear mechanism 22 can function as a transmission for the engine 1 and the second motor / generator 3. Therefore, the second motor / generator 3 can be made small in size with a relatively small output torque.

運転モードの切り換えは、運転モード切換前と切り換え後で回転数の一致する切換点で運転モードの切り換えが行われる。そのため、モード切換による回転数の変動が発生しないため、切換ショックが発生せず、スムーズな切り換えを行うことができる。また、クラッチ・ツウ・クラッチ切換を行う場合でも、クラッチの滑りが発生しない。そのため摩擦熱が発生せず、クラッチの熱容量を小さくでき、クラッチを小型化することができる。   The operation mode is switched at a switching point where the rotational speeds coincide before and after the operation mode is switched. For this reason, since the fluctuation of the rotation speed due to the mode switching does not occur, a switching shock does not occur and smooth switching can be performed. Further, even when clutch-to-clutch switching is performed, clutch slip does not occur. Therefore, frictional heat is not generated, the heat capacity of the clutch can be reduced, and the clutch can be reduced in size.

また、運転モード切換時において、切り換え前の動力伝達効率の方が高い場合には運転モードの切り換えは行われない。また、切り換え後の動力伝達効率の方が高い場合には運転モードの切り換えが行われる。そのため、車両のどのような状態であっても高速状態であっても常に最良の動力伝達効率で動力が伝達される。そのため、燃費の向上を図ることもできる。   When the operation mode is switched, if the power transmission efficiency before switching is higher, the operation mode is not switched. When the power transmission efficiency after switching is higher, the operation mode is switched. Therefore, the power is always transmitted with the best power transmission efficiency regardless of the state of the vehicle and the high speed state. Therefore, fuel consumption can be improved.

さらに、運転モードの切り換えるときに、切り換え前のモータ・ジェネレータ２，３の出力トルクの方が低い場合には運転モードの切り換えは行われない。また、切り換え後のモータ・ジェネレータ２，３の出力トルクの方が低い場合には、運転モードの切り換えが行われる。そのため、車両の走行状態がどのような状態であってもモータ・ジェネレータの出力トルクを低く抑えることができ、モータ・ジェネレータを小型化することもできる。   Further, when the operation mode is switched, if the output torque of the motor generators 2 and 3 before switching is lower, the operation mode is not switched. When the output torque of the motor / generators 2 and 3 after switching is lower, the operation mode is switched. Therefore, the output torque of the motor / generator can be kept low regardless of the running state of the vehicle, and the motor / generator can be downsized.

そして、運転モード切換後の伝達効率が悪くなる場合には、エンジン１はその運転点すなわち回転数を変更し伝達効率の低下する領域で使用されない。そのため、エンジン１は最適燃費線上からはずれて運転されるが、駆動装置の伝達効率が低下しないので、エンジン１と駆動装置とのシステムの総合効率でみれば、そのシステム総合効率は向上する。そのため、燃費を向上させることもできる。   When the transmission efficiency after switching the operation mode is deteriorated, the engine 1 is not used in a region where the operation point, that is, the rotational speed is changed and the transmission efficiency is lowered. For this reason, the engine 1 is driven off the optimum fuel consumption line, but the transmission efficiency of the drive device does not decrease. Therefore, the overall system efficiency of the system of the engine 1 and the drive device is improved. Therefore, fuel consumption can be improved.

さらに、運転モード切換後にモータ・ジェネレータ２，３の出力トルクが大きくなる場合には、エンジン１はその運転点すなわち回転数を変更し、モータ・ジェネレータ２，３の出力トルクが大きくなる領域では使用されない。そのため、最適燃費線上からはずれて運転されるが、モータ・ジェネレータ２，３の出力トルクが大きくなる領域ではモータ・ジェネレータ２，３は使用されないので、モータ・ジェネレータ２，３に必要とされる出力トルクは小さくて済み、結果的にモータ・ジェネレータ２，３を小型化することができる。   Further, when the output torque of the motor / generators 2 and 3 increases after the operation mode is switched, the engine 1 changes its operating point, that is, the rotational speed, and is used in a region where the output torque of the motor / generators 2 and 3 increases. Not. Therefore, the engine is operated off the optimum fuel consumption line, but the motor generators 2 and 3 are not used in a region where the output torque of the motor generators 2 and 3 is large. The torque can be small, and as a result, the motor generators 2 and 3 can be miniaturized.

つぎに、この発明の第２の具体例を図１４ないし図１８を使用して説明する。図１４に示す例は、上述した図１に示す構成のうち、変速機もしくは運転モード設定のための遊星歯車機構の構成を変更したものであり、他の構成は図１に示す構成と同様である。したがって図１４に示す具体例については、図１に示す構成と異なる部分のみを説明し、図１に示す構成と同様の部分については、図１４に図１と同一の符号を付してその説明を省略する。   Next, a second specific example of the present invention will be described with reference to FIGS. In the example shown in FIG. 14, the configuration of the planetary gear mechanism for setting the transmission or the operation mode is changed from the configuration shown in FIG. 1 described above, and the other configurations are the same as those shown in FIG. is there. Therefore, only the parts different from the configuration shown in FIG. 1 will be described with respect to the specific example shown in FIG. 14, and the same parts as those shown in FIG. 1 will be described with the same reference numerals as those in FIG. Is omitted.

図１４に示す駆動装置は、変速機として機能し、また運転モードを切り換えて設定するための機構として機能する第２遊星歯車機構が設けられている。   The drive device shown in FIG. 14 is provided with a second planetary gear mechanism that functions as a transmission and functions as a mechanism for switching and setting an operation mode.

第２遊星歯車機構２７は、図１４に示すように、シングルピニオン型の遊星歯車機構であって、そのキャリヤ２４にエンジン１のクランクシャフトなどの出力軸がクラッチＣ５を介して連結されている。なお、エンジン１の出力側に、発進用のクラッチやトルクコンバータ（ロックアップクラッチ付のトルクコンバータ）などの動力伝達機構を適宜に設けてもよいことは勿論である。また、キャリヤ２４はクラッチＣ４を介して出力軸１３にも連結されている。   As shown in FIG. 14, the second planetary gear mechanism 27 is a single pinion type planetary gear mechanism, and an output shaft such as a crankshaft of the engine 1 is connected to the carrier 24 via a clutch C5. Of course, a power transmission mechanism such as a starting clutch or a torque converter (a torque converter with a lock-up clutch) may be appropriately provided on the output side of the engine 1. The carrier 24 is also connected to the output shaft 13 via the clutch C4.

また、第２遊星歯車機構２７のサンギヤ２３に第２モータ・ジェネレータ３（ＭＧ２）のロータ７が連結されているとともに、第１遊星歯車機構２６の出力要素であるリングギヤ１６にも連結されている。   The rotor 7 of the second motor / generator 3 (MG2) is connected to the sun gear 23 of the second planetary gear mechanism 27, and is also connected to the ring gear 16 that is an output element of the first planetary gear mechanism 26. .

さらに、前記キャリヤ２４によって回転自在に保持しているピニオンがサンギヤ２３に噛み合っており、さらにそのサンギヤ２３と同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤ２５にそのピニオンが噛み合っている。そして、前記リングギヤ２５を選択的に固定するブレーキＢ２が設けられているとともにリングギヤ２５はクラッチＣ３を介して出力軸１３に連結されている。   Further, a pinion rotatably held by the carrier 24 meshes with the sun gear 23, and further, the pinion meshes with a ring gear 25 which is an internal gear disposed concentrically with the sun gear 23. A brake B2 for selectively fixing the ring gear 25 is provided, and the ring gear 25 is connected to the output shaft 13 via a clutch C3.

この図１４に示す具体例における各構成要素の配列は、前述した第１の具体例と同様であって、第２遊星歯車機構２７が第２モータ・ジェネレータ３に対して出力軸１３側に隣接し、かつ軸線方向に並んで配置されている。言い換えれば、第２モータ・ジェネレータ３の内周側に第２遊星歯車機構２７が侵入した状態とはなっていない。そのため、出力軸１３側の外径を小さくすることが可能であり、車載性の良好なものとなる。また、全体としての軸長を短縮化できること、共振周波数を相対的に高くできることなどの上記の第１の具体例と同様の作用を生じる。   The arrangement of the components in the specific example shown in FIG. 14 is the same as that of the first specific example described above, and the second planetary gear mechanism 27 is adjacent to the second motor / generator 3 on the output shaft 13 side. And arranged side by side in the axial direction. In other words, the second planetary gear mechanism 27 does not enter the inner peripheral side of the second motor / generator 3. Therefore, the outer diameter on the output shaft 13 side can be reduced, and the vehicle-mounted property is good. In addition, the same effects as in the first specific example described above, such as shortening the overall axial length and relatively high resonance frequency, can be obtained.

上記の各クラッチＣ３，Ｃ４，Ｃ５およびブレーキＢ２を係合・解放させることにより三つの運転モードを設定することができる。その運転状態を設定するための各クラッチＣ３，Ｃ４，Ｃ５およびブレーキＢ２の係合・解放状態を示す作動係合表を図１５に示してある。   Three operation modes can be set by engaging and releasing the clutches C3, C4, C5 and the brake B2. FIG. 15 shows an operation engagement table showing engagement / release states of the clutches C3, C4, C5 and the brake B2 for setting the operation state.

図１６はクラッチＣ４およびブレーキＢ２を係合した場合、すなわち低速モードが選択された場合の共線図である。この場合、第１具体例と同様に、第２遊星歯車機構２７が減速機構として働き、エンジン回転数よりも出力軸回転数が低速となる。すなわち、トルクが増幅される。   FIG. 16 is an alignment chart when the clutch C4 and the brake B2 are engaged, that is, when the low speed mode is selected. In this case, as in the first specific example, the second planetary gear mechanism 27 functions as a speed reduction mechanism, and the output shaft speed is lower than the engine speed. That is, the torque is amplified.

図１７はクラッチＣ３とＣ５が係合された場合であり、すなわち中速モードが選択された場合の共線図である。すなわち、この中速モードでは、エンジン１の出力トルクを第２遊星歯車機構２７のキャリヤ２４に入力すると共に、第１遊星歯車機構２６のサンギヤ１４に第１モータ・ジェネレータ２から反力トルクを与えることになる。そして、第１具体例と同様、エンジン１の回転数を、上述した低速モードの場合と同様に、第１モータ・ジェネレータ２によって制御することができる。また、第１具体例と同様、低速モードから中速モードへの切り換えや中速モードから高速モードへの切り換えはシンクロポイントに達した場合に行われる。なお、シンクロポイントについての説明は第１具体例と同様であるので省略する。   FIG. 17 is a collinear diagram when the clutches C3 and C5 are engaged, that is, when the medium speed mode is selected. That is, in this medium speed mode, the output torque of the engine 1 is input to the carrier 24 of the second planetary gear mechanism 27 and the reaction torque is applied from the first motor / generator 2 to the sun gear 14 of the first planetary gear mechanism 26. It will be. As in the first specific example, the rotational speed of the engine 1 can be controlled by the first motor / generator 2 in the same manner as in the low-speed mode described above. Further, as in the first specific example, switching from the low speed mode to the medium speed mode and switching from the medium speed mode to the high speed mode are performed when the sync point is reached. The description of the sync point is the same as that in the first specific example, and will not be repeated.

図１８はクラッチＣ３とクラッチＣ４を係合した場合、すなわち、高速モードが選択された場合の共線図である。この高速モードについても、第１の具体例と同様、車速が所定値以上でアクセルペダル（図示せず）の踏み込み量が少ないなどの低負荷状態で設定される運転モードである。なお、図１６から図１８の共線図については第１具体例の場合と同様、共線図上の出力軸位置が低速モードおよび高速モードと中速モードとで異なって配置されている。   FIG. 18 is an alignment chart when the clutch C3 and the clutch C4 are engaged, that is, when the high speed mode is selected. This high-speed mode is also an operation mode that is set in a low-load state such that the vehicle speed is equal to or higher than a predetermined value and the amount of depression of an accelerator pedal (not shown) is small, as in the first specific example. 16 to 18, the output shaft positions on the nomograph are arranged differently in the low speed mode, the high speed mode, and the medium speed mode, as in the case of the first specific example.

複数の運転モードを設定するために使用される遊星歯車機構が二組であるから、装置の全体しての構成部品の点数を可及的に少なくすることができ、それに伴って全体としての外径のみならず軸長を小さくし、ひいては全体として小型化して車載性の良好なものとすることができ、併せて第２遊星歯車機構２７を第２モータ・ジェネレータ３に対する変速機として機能させることができるために、第２モータ・ジェネレータ３を出力トルクが相対的に小さい小型のものすることが可能になる。   Since two sets of planetary gear mechanisms are used for setting a plurality of operation modes, the total number of component parts of the device can be reduced as much as possible, and accordingly, the overall external gear mechanism can be reduced. Not only the diameter but also the shaft length can be reduced, and as a result, the overall size can be reduced and the vehicle can be easily mounted, and the second planetary gear mechanism 27 can also function as a transmission for the second motor / generator 3. Therefore, the second motor / generator 3 can be made small with a relatively small output torque.

つぎに、この発明の第３の具体例を図１９ないし図２３を使用して説明する。図１９に示す例は、上述した図１に示す構成のうち、第２遊星歯車機構３８を、外径（歯数）の異なる二つのピニオン３２，３５をキャリヤ３６によって同軸上に保持することにより、四要素からなるいわゆるステップドピニオン型の遊星歯車機構としたものであり、他の構成は図１に示す構成と同様である。したがって図１９に示す具体例については、図１に示す構成と異なる部分のみを説明し、図１に示す構成と同様の部分については、図１９に図１と同一の符号を付してその説明を省略する。   Next, a third specific example of the present invention will be described with reference to FIGS. In the example shown in FIG. 19, in the configuration shown in FIG. 1, the second planetary gear mechanism 38 is configured by holding two pinions 32 and 35 having different outer diameters (number of teeth) coaxially by the carrier 36. A so-called stepped pinion type planetary gear mechanism comprising four elements is used, and the other configuration is the same as that shown in FIG. Accordingly, in the specific example shown in FIG. 19, only the parts different from the structure shown in FIG. 1 will be described, and the same parts as those shown in FIG. Is omitted.

第２遊星歯車機構３８の二つのサンギヤ３１，３３と、それぞれ一つのキャリヤ３６およびリングギヤ３４とを備え、第１のサンギヤ３３とリングギヤ３４とにピニオンギヤ３５が噛み合うことによりシングルピニオン型の遊星歯車機構を形成している。また、上記のピニオンギヤ３５より小径の（歯数の少ない）他のピニオンギヤ３２が上記のピニオンギヤ３５と同軸上にキャリヤ３６によって保持され、当該他のピニオンギヤ３２に第２のサンギヤ３１が噛み合っている。したがって第２のサンギヤ３１とリングギヤ３４との間にシングルピニオン型遊星歯車機構が形成されている。   The second planetary gear mechanism 38 includes two sun gears 31, 33, a carrier 36 and a ring gear 34, respectively. Is forming. Further, another pinion gear 32 having a smaller diameter than the pinion gear 35 (having a smaller number of teeth) is held coaxially with the pinion gear 35 by a carrier 36, and the second sun gear 31 is engaged with the other pinion gear 32. Therefore, a single pinion type planetary gear mechanism is formed between the second sun gear 31 and the ring gear 34.

そして、第２のサンギヤ３１が第２モータ・ジェネレータ３に連結され、さらに第２モータ・ジェネレータ３と第１遊星歯車機構３７のキャリヤ２９とがクラッチＣ６を介して連結されている。また、第２のサンギヤ３１とリングギヤ３４を連結するクラッチＣ７が設けられており、リングギヤ３４を選択的に連結するブレーキＢ３が設けられている。さらに、第１のサンギヤ３３と前記第１遊星歯車機構３７のリングギヤ３０とが伝達軸１２を介して連結されている。他の構成は、図１に示す構成と同様であり、したがって図９に図１と同様の符号を付してその説明を省略する。なお、これらのクラッチＣ３，Ｃ４およびブレーキＢ３は油圧多板式の摩擦係合装置を採用でき、またブレーキＢ２はバンドブレーキであってもよい。また、エンジン１は第１遊星歯車機構３７のキャリヤ２９にのみ連結されている。   The second sun gear 31 is connected to the second motor / generator 3, and the second motor / generator 3 and the carrier 29 of the first planetary gear mechanism 37 are connected via the clutch C6. Further, a clutch C7 that connects the second sun gear 31 and the ring gear 34 is provided, and a brake B3 that selectively connects the ring gear 34 is provided. Further, the first sun gear 33 and the ring gear 30 of the first planetary gear mechanism 37 are connected via the transmission shaft 12. The other configuration is the same as the configuration shown in FIG. 1. Therefore, the same reference numerals as those in FIG. The clutches C3 and C4 and the brake B3 can employ a hydraulic multi-plate friction engagement device, and the brake B2 may be a band brake. Further, the engine 1 is connected only to the carrier 29 of the first planetary gear mechanism 37.

この図１９に示す具体例における各構成要素の配列は、前述した第１の具体例と同様であって、第２遊星歯車機構３８が第２モータ・ジェネレータ３に対して出力軸材１３側に隣接し、かつ軸線方向に並んで配置されている。言い換えれば、第２モータ・ジェネレータ３の内周側に第２遊星歯車機構３８が侵入した状態とはなっていない。そのため、出力軸１３側の外径を小さくすることが可能であり、車載性の良好なものとなる。また、全体としての軸長を短縮化できること、共振周波数を相対的に高くできることなどの上記の第１の具体例と同様の作用を生じる。   The arrangement of the components in the specific example shown in FIG. 19 is the same as that of the first specific example described above, and the second planetary gear mechanism 38 is located closer to the output shaft 13 with respect to the second motor / generator 3. Adjacent and arranged side by side in the axial direction. In other words, the second planetary gear mechanism 38 has not entered the inner peripheral side of the second motor / generator 3. Therefore, the outer diameter on the output shaft 13 side can be reduced, and the vehicle-mounted property is good. In addition, the same effects as in the first specific example described above, such as shortening the overall axial length and relatively high resonance frequency, can be obtained.

上記の各クラッチＣ６，Ｃ７およびブレーキＢ３を係合・解放させることにより三つの運転モードを設定することができる。その運転状態を設定するための各クラッチＣ６，Ｃ７およびブレーキＢ３の係合・解放状態を示す作動係合表を図２０に示してある。   Three operation modes can be set by engaging and releasing the clutches C6 and C7 and the brake B3. FIG. 20 shows an operation engagement table showing engagement / release states of the clutches C6 and C7 and the brake B3 for setting the operation state.

図２１はブレーキＢ３を係合した場合であり、すなわち低速モードが選択された場合の共線図である。この場合、第１具体例と同様に、第２遊星歯車機構３８が減速機構として働き、エンジン回転数よりも出力軸回転数が低速となる。すなわち、トルクが増幅される。   FIG. 21 is a collinear diagram when the brake B3 is engaged, that is, when the low speed mode is selected. In this case, as in the first specific example, the second planetary gear mechanism 38 functions as a speed reduction mechanism, and the output shaft speed is lower than the engine speed. That is, the torque is amplified.

図２２はクラッチＣ６が係合された場合であり、すなわち中速モードが選択された場合の共線図である。この中速モードでは、第１遊星歯車機構３７の出力トルクを第２遊星歯車機構３８のサンギヤ３１およびサンギヤ３３に入力すると共に、第１遊星歯車機構３７のサンギヤ２８に第１モータ・ジェネレータ２から反力トルクを与えることになる。そして、第１具体例と同様、エンジン１の回転数を、上述した低速モードの場合と同様に、第１モータ・ジェネレータ２によって制御することができる。また、第１具体例と同様、低速モードから中速モードへの切り換えや中速モードから高速モードへの切り換えはシンクロポイントに達した場合に行われる。なお、シンクロポイントについての説明は第１具体例と同様であるので省略する。   FIG. 22 is a collinear diagram when the clutch C6 is engaged, that is, when the medium speed mode is selected. In this medium speed mode, the output torque of the first planetary gear mechanism 37 is input to the sun gear 31 and the sun gear 33 of the second planetary gear mechanism 38, and from the first motor / generator 2 to the sun gear 28 of the first planetary gear mechanism 37. Reaction torque will be applied. As in the first specific example, the rotational speed of the engine 1 can be controlled by the first motor / generator 2 in the same manner as in the low-speed mode described above. Further, as in the first specific example, switching from the low speed mode to the medium speed mode and switching from the medium speed mode to the high speed mode are performed when the sync point is reached. The description of the sync point is the same as that in the first specific example, and will not be repeated.

図２３はクラッチＣ７を係合した場合、すなわち、高速モードが選択された場合の共線図である。この高速モードについても、第１の具体例と同様、車速が所定値以上でアクセルペダル（図示せず）の踏み込み量が少ないなどの低負荷状態で設定される運転モードである。なお、図２１から図２３の共線図については第１具体例の場合と同様、共線図上の出力軸位置が低速モードおよび高速モードと中速モードとでは異なって配置されている。   FIG. 23 is an alignment chart when the clutch C7 is engaged, that is, when the high speed mode is selected. This high-speed mode is also an operation mode that is set in a low-load state such that the vehicle speed is equal to or higher than a predetermined value and the amount of depression of an accelerator pedal (not shown) is small, as in the first specific example. In the nomographs of FIGS. 21 to 23, as in the case of the first specific example, the output shaft positions on the nomographs are arranged differently in the low speed mode and in the high speed mode and the medium speed mode.

上記第３の具体例によれば、必要とする遊星歯車機構が実質的に二組となり、その結果、複数の運転モードを設定できるハイブリッド駆動装置を全体として小型化し、車載性を向上させることができる。また、第２遊星歯車機構３８を第２モータ・ジェネレータ３に対する変速機として機能させることができるために、第２モータ・ジェネレータ３を出力トルクが相対的に小さい小型のものとすることができる。   According to the third specific example, the required planetary gear mechanisms are substantially two sets, and as a result, the hybrid drive device capable of setting a plurality of operation modes can be downsized as a whole, and the in-vehicle performance can be improved. it can. Further, since the second planetary gear mechanism 38 can function as a transmission for the second motor / generator 3, the second motor / generator 3 can be made small in size with a relatively small output torque.

つぎに、この発明の第４の具体例を図２４ないし図２８を使用して説明する。図２４に示す例は、上述した図１に示す構成のうち、第３遊星歯車機構４６としてラビニョ型遊星歯車機構を追加したものであり、他の構成は図１に示す構成と同様である。したがって図２４に示す具体例については、図１に示す構成と異なる部分のみを説明し、図１に示す構成と同様の部分については、図２４に図１と同一の符号を付してその説明を省略する。   Next, a fourth specific example of the present invention will be described with reference to FIGS. The example shown in FIG. 24 is obtained by adding a Ravigneaux type planetary gear mechanism as the third planetary gear mechanism 46 in the configuration shown in FIG. 1 described above, and the other configuration is the same as the configuration shown in FIG. Therefore, in the specific example shown in FIG. 24, only the parts different from the structure shown in FIG. 1 will be described, and the same parts as in the structure shown in FIG. Is omitted.

図２４に示す駆動装置は、変速機として機能し、また運転モードを切り換えて設定するための機構として機能する第３遊星歯車機構４６が設けられている。   The drive device shown in FIG. 24 is provided with a third planetary gear mechanism 46 that functions as a transmission and also functions as a mechanism for switching and setting an operation mode.

第３遊星歯車機構４６は、ラビニョ型遊星歯車機構により構成されている。すなわち、この第３遊星歯車機構４６は第１サンギヤ（Ｓ１）３９と第２サンギヤ（Ｓ２）４０とが設けられており、その第１サンギヤ３９にショートピニオン７０が噛合するとともに、そのショートピニオン７０がこれより軸長の長いロングピニオン７１に噛合し、そのロングピニオン７１が前記各サンギヤ３９，４０と同心円上に配置されたリングギヤ（Ｒ）４１に噛合している。なお、各ピニオン７０，７１は、キャリヤ（Ｃ）４２によって自転かつ公転自在に保持されている。また、第２サンギヤ４０がロングピニオン７１に噛合している。したがって第１サンギヤ３９とリングギヤ４１とは、各ピニオン７０，７１と共にダブルピニオン型遊星歯車機構に相当する機構を構成し、また第２サンギヤ４０とリングギヤ４１とは、ロングピニオン７１と共にシングルピニオン型遊星歯車機構に相当する機構を構成している。   The third planetary gear mechanism 46 is constituted by a Ravigneaux planetary gear mechanism. That is, the third planetary gear mechanism 46 is provided with a first sun gear (S1) 39 and a second sun gear (S2) 40, and a short pinion 70 meshes with the first sun gear 39, and the short pinion 70 Is engaged with a long pinion 71 having a longer shaft length, and the long pinion 71 is engaged with a ring gear (R) 41 arranged concentrically with the sun gears 39 and 40. Each pinion 70, 71 is held by a carrier (C) 42 so as to rotate and revolve freely. Further, the second sun gear 40 meshes with the long pinion 71. Accordingly, the first sun gear 39 and the ring gear 41 constitute a mechanism corresponding to a double pinion type planetary gear mechanism together with the respective pinions 70 and 71, and the second sun gear 40 and the ring gear 41 together with the long pinion 71 constitute a single pinion type planetary planet. A mechanism corresponding to the gear mechanism is configured.

そして、第１サンギヤ３９を選択的に固定する第４ブレーキＢ４と、キャリヤ４２とリングギヤ４１とを選択的に連結するクラッチＣ８とが設けられている。また、キャリヤ４２はエンジン１とクラッチＣ９とを介して連結されている。これらのブレーキＢ４、クラッチＣ８およびクラッチＣ９は摩擦力によって係合力を生じるいわゆる摩擦係合装置であり、多板形式の係合装置あるいはバンド形式の係合装置を採用することができる。そして、これらのブレーキＢ４、クラッチＣ８およびクラッチＣ９は、油圧や電磁力などによる係合力に応じてそのトルク容量が連続的に変化するように構成されている。さらに、第２サンギヤ４０に第１遊星歯車機構の出力要素であるリングギヤ１６が接続され、またリングギヤ４１が出力軸１３に接続されている。したがって、上記の第３遊星歯車機構４６は、第２サンギヤ４０がいわゆる入力要素であり、またリングギヤ４１が出力要素となっている。   A fourth brake B4 that selectively fixes the first sun gear 39 and a clutch C8 that selectively connects the carrier 42 and the ring gear 41 are provided. Further, the carrier 42 is connected via the engine 1 and the clutch C9. These brake B4, clutch C8 and clutch C9 are so-called friction engagement devices that generate an engagement force by a friction force, and a multi-plate type engagement device or a band type engagement device can be adopted. The brake B4, the clutch C8, and the clutch C9 are configured such that their torque capacities change continuously according to the engagement force such as hydraulic pressure or electromagnetic force. Further, the ring gear 16 that is the output element of the first planetary gear mechanism is connected to the second sun gear 40, and the ring gear 41 is connected to the output shaft 13. Therefore, in the third planetary gear mechanism 46, the second sun gear 40 is a so-called input element, and the ring gear 41 is an output element.

また、第２遊星歯車機構４７はシングルピニオン型遊星歯車機構から構成されている。すなわち、サンギヤ４３には第２モータ・ジェネレータ３が連結されている。また、キャリヤ４４には出力軸１３が連結されており、第２モータ・ジェネレータ３の出力を減速して出力軸１３に付加するようになっている。なお、リングギヤ４５は固定され、回転しないようになっている。   The second planetary gear mechanism 47 is composed of a single pinion type planetary gear mechanism. That is, the second motor / generator 3 is connected to the sun gear 43. The output shaft 13 is coupled to the carrier 44 so that the output of the second motor / generator 3 is decelerated and added to the output shaft 13. The ring gear 45 is fixed and does not rotate.

この図２４に示す具体例における各構成要素の配列は、前述した第１の具体例と同様であって、第２遊星歯車機構４７が第２モータ・ジェネレータ３に対して出力軸１３側に隣接し、かつ軸線方向に並んで配置されている。言い換えれば、第２モータ・ジェネレータ３の内周側に第２遊星歯車機構４７が侵入した状態とはなっていない。そのため、出力軸１３側の外径を小さくすることが可能であり、車載性の良好なものとなる。また、全体としての軸長を短縮化できること、共振周波数を相対的に高くできることなどの上記の第１の具体例と同様の作用を生じる。   The arrangement of the components in the specific example shown in FIG. 24 is the same as that of the first specific example described above, and the second planetary gear mechanism 47 is adjacent to the second motor / generator 3 on the output shaft 13 side. And arranged side by side in the axial direction. In other words, the second planetary gear mechanism 47 has not entered the inner peripheral side of the second motor / generator 3. Therefore, the outer diameter on the output shaft 13 side can be reduced, and the vehicle-mounted property is good. In addition, the same effects as in the first specific example described above, such as shortening the overall axial length and relatively high resonance frequency, can be obtained.

上記の各クラッチＣ８，Ｃ９，およびブレーキＢ４を係合・解放させることにより三つの運転モードを設定することができる。その運転状態を設定するための各クラッチＣ８，Ｃ９およびブレーキＢ４の係合・解放状態を示す作動係合表を図２５に示してある。   Three operation modes can be set by engaging and releasing the clutches C8 and C9 and the brake B4. FIG. 25 shows an operation engagement table showing engagement / release states of the clutches C8 and C9 and the brake B4 for setting the operation state.

図２６はブレーキＢ４を係合した場合であり、すなわち低速モードが選択された場合の共線図である。この場合、第１具体例と同様に、第２遊星歯車機構４７が減速機構として働き、エンジン回転数よりも出力軸回転数が低速となる。すなわち、トルクが増幅される。   FIG. 26 is a collinear diagram when the brake B4 is engaged, that is, when the low speed mode is selected. In this case, as in the first specific example, the second planetary gear mechanism 47 functions as a speed reduction mechanism, and the output shaft rotational speed is lower than the engine rotational speed. That is, the torque is amplified.

図２７はクラッチＣ９が係合された場合であり、すなわち中速モードが選択された場合の共線図である。すなわち、この中速モードでは、エンジンの出力トルクを第３遊星歯車機構４６のキャリヤ４２に入力すると共に、第１遊星歯車機構２６のサンギヤ１４に第１モータ・ジェネレータ２から反力トルクを与えることになる。そして、第１具体例と同様、エンジン１の回転数を、上述した低速モードの場合と同様に、第１モータ・ジェネレータ２によって制御することができる。また、第１具体例と同様、低速モードから中速モードへの切り換えや中速モードから高速モードへの切り換えはシンクロポイントに達した場合に行われる。なお、シンクロポイントについての説明は第１具体例と同様であるので省略する。   FIG. 27 is a collinear diagram when the clutch C9 is engaged, that is, when the medium speed mode is selected. That is, in this medium speed mode, the engine output torque is input to the carrier 42 of the third planetary gear mechanism 46 and the reaction torque is applied from the first motor / generator 2 to the sun gear 14 of the first planetary gear mechanism 26. become. As in the first specific example, the rotational speed of the engine 1 can be controlled by the first motor / generator 2 in the same manner as in the low-speed mode described above. Further, as in the first specific example, switching from the low speed mode to the medium speed mode and switching from the medium speed mode to the high speed mode are performed when the sync point is reached. The description of the sync point is the same as that in the first specific example, and will not be repeated.

図２８はクラッチＣ８を係合した場合、すなわち、高速モードが選択された場合の共線図である。この高速モードについても、第１の具体例と同様、車速が所定値以上でアクセルペダル（図示せず）の踏み込み量が少ないなどの低負荷状態で設定される運転モードである。なお、図２６から図２８の共線図については第１具体例の場合と同様、出力軸位置が低速モードおよび高速モードと中速モードとでは異なって配置されている。   FIG. 28 is an alignment chart when the clutch C8 is engaged, that is, when the high speed mode is selected. This high-speed mode is also an operation mode that is set in a low-load state such that the vehicle speed is equal to or higher than a predetermined value and the amount of depression of an accelerator pedal (not shown) is small, as in the first specific example. 26 to 28, the output shaft positions are arranged differently in the low speed mode and in the high speed mode and the medium speed mode, as in the case of the first specific example.

複数の遊星歯車機構のうちのいずれかをラビニョ型遊星歯車機構としたことにより、ハイブリッド駆動装置を全体として小型化し、車載性を向上させることができる。   By using any one of the plurality of planetary gear mechanisms as a Ravigneaux type planetary gear mechanism, the hybrid drive device can be downsized as a whole, and the in-vehicle performance can be improved.

つぎに、この発明の第５の具体例を図２９ないし図３３を使用して説明する。図２９に示す例は、上述した図２４に示す構成のうち、第３遊星歯車機構としてシングルピニオン型遊星歯車機構を追加したものであり、他の構成は図２４に示す構成と同様である。したがって図２９に示す具体例については、図１に示す構成と異なる部分のみを説明し、図１に示す構成と同様の部分については、図２９に図１と同一の符号を付してその説明を省略する。   Next, a fifth specific example of the present invention will be described with reference to FIGS. The example shown in FIG. 29 is obtained by adding a single pinion type planetary gear mechanism as the third planetary gear mechanism in the configuration shown in FIG. 24 described above, and the other configuration is the same as the configuration shown in FIG. Therefore, in the specific example shown in FIG. 29, only the parts different from the structure shown in FIG. 1 will be described, and the same parts as in the structure shown in FIG. Is omitted.

図２９に示す駆動装置は、変速機として機能し、また運転モードを切り換えて設定するための機構として機能する第３遊星歯車機構５５が設けられている。すなわち、第３遊星歯車機構５５は、シングルピニオン型遊星歯車機構により構成されている。   The drive device shown in FIG. 29 is provided with a third planetary gear mechanism 55 that functions as a transmission and functions as a mechanism for switching and setting an operation mode. That is, the third planetary gear mechanism 55 is configured by a single pinion type planetary gear mechanism.

サンギヤ５２には第１遊星歯車機構５１の出力要素であるリングギヤ５０が連結されている。また、キャリヤ５３には出力軸１３が連結されるとともに、クラッチＣ１１を介してリングギヤ５４が連結されている。またリングギヤ５４には第１遊星歯車機構５１の反力要素であるサンギヤ４８がクラッチＣ１０を介して連結されている。そして、このリングギヤ５４の回転を選択的に阻止するブレーキＢ５が設けられている。また、エンジン１は第１遊星歯車機構５１の入力要素であるキャリヤ４９にのみ連結されている。   A ring gear 50 that is an output element of the first planetary gear mechanism 51 is connected to the sun gear 52. The output shaft 13 is connected to the carrier 53, and a ring gear 54 is connected via the clutch C11. Further, a sun gear 48 that is a reaction force element of the first planetary gear mechanism 51 is connected to the ring gear 54 via a clutch C10. A brake B5 that selectively blocks the rotation of the ring gear 54 is provided. The engine 1 is connected only to a carrier 49 that is an input element of the first planetary gear mechanism 51.

この図２９に示す具体例における各構成要素の配列は、前述した第１の具体例と同様であって、第２遊星歯車機構４７が第２モータ・ジェネレータ３に対して出力軸１３側に隣接し、かつ軸線方向に並んで配置されている。言い換えれば、第２モータ・ジェネレータ３の内周側に第２遊星歯車機構４７が侵入した状態とはなっていない。そのため、出力軸１３側の外径を小さくすることが可能であり、車載性の良好なものとなる。また、全体としての軸長を短縮化できること、共振周波数を相対的に高くできることなどの上記の第１の具体例と同様の作用を生じる。   The arrangement of each component in the specific example shown in FIG. 29 is the same as that of the first specific example described above, and the second planetary gear mechanism 47 is adjacent to the second motor / generator 3 on the output shaft 13 side. And arranged side by side in the axial direction. In other words, the second planetary gear mechanism 47 has not entered the inner peripheral side of the second motor / generator 3. Therefore, the outer diameter on the output shaft 13 side can be reduced, and the vehicle-mounted property is good. In addition, the same effects as in the first specific example described above, such as shortening the overall axial length and relatively high resonance frequency, can be obtained.

上記の各クラッチＣ１０，Ｃ１１、およびブレーキＢ５を係合・解放させることにより三つの運転モードを設定することができる。その運転状態を設定するための各クラッチＣ１０，Ｃ１１およびブレーキＢ５の係合・解放状態を示す作動係合表を図３０に示してある。   Three operation modes can be set by engaging and releasing the clutches C10 and C11 and the brake B5. FIG. 30 shows an operation engagement table showing engagement / release states of the clutches C10 and C11 and the brake B5 for setting the operation state.

図３１はブレーキＢ５を係合した場合であり、すなわち低速モードが選択された場合の共線図である。この場合、第１具体例と同様に、第３遊星歯車機構４６が減速機構として働き、エンジン回転数よりも出力軸回転数が低速となる。すなわち、トルクが増幅される。   FIG. 31 is a collinear diagram when the brake B5 is engaged, that is, when the low speed mode is selected. In this case, as in the first specific example, the third planetary gear mechanism 46 functions as a speed reduction mechanism, and the output shaft rotational speed is lower than the engine rotational speed. That is, the torque is amplified.

図３２はクラッチＣ１０が係合された場合であり、すなわち中速モードが選択された場合の共線図である。すなわち、この中速モードでは、第１具体例と同様、エンジン１の回転数を、上述した低速モードの場合と同様に、第１モータ・ジェネレータ２によって制御することができる。また、第１具体例と同様、低速モードから中速モードへの切り換えや中速モードから高速モードへの切り換えはシンクロポイントに達した場合に行われる。なお、シンクロポイントについての説明は第１具体例と同様であるので省略する。   FIG. 32 is a collinear diagram when the clutch C10 is engaged, that is, when the medium speed mode is selected. That is, in this medium speed mode, the rotational speed of the engine 1 can be controlled by the first motor / generator 2 as in the above-described low speed mode, as in the first specific example. Further, as in the first specific example, switching from the low speed mode to the medium speed mode and switching from the medium speed mode to the high speed mode are performed when the sync point is reached. The description of the sync point is the same as that in the first specific example, and will not be repeated.

図３３はクラッチＣ１１を係合した場合、すなわち、高速モードが選択された場合の共線図である。この高速モードについても、第１の具体例と同様、車速が所定値以上でアクセルペダル（図示せず）の踏み込み量が少ないなどの低負荷状態で設定される運転モードである。なお、図３１から図３３の共線図については第１具体例の場合と同様、出力軸位置が低速モードおよび高速モードと中速モードとでは異なって配置されている。   FIG. 33 is an alignment chart when the clutch C11 is engaged, that is, when the high speed mode is selected. This high-speed mode is also an operation mode that is set in a low-load state such that the vehicle speed is equal to or higher than a predetermined value and the amount of depression of an accelerator pedal (not shown) is small, as in the first specific example. 31 to 33, the output shaft positions are arranged differently in the low speed mode and in the high speed mode and the medium speed mode, as in the case of the first specific example.

複数の運転モードを設定するために使用される遊星歯車機構が二組であるから、装置の全体しての構成部品の点数を可及的に少なくすることができ、それに伴って全体としての外径のみならず軸長を小さくし、ひいては全体として小型化して車載性の良好なものとすることができる。   Since two sets of planetary gear mechanisms are used for setting a plurality of operation modes, the total number of component parts of the device can be reduced as much as possible, and accordingly, the overall external gear mechanism can be reduced. Not only the diameter but also the shaft length can be reduced, and as a result, the overall size can be reduced to improve the on-board performance.

つぎに、この発明の第６の具体例を図３４ないし図３８を使用して説明する。図３４に示す例は、上述した図２９に示す構成のうち、第２遊星歯車機構６９をダブルピニオン型遊星歯車機構に変更し、第１遊星歯車機構５９と第３遊星歯車機構６３との連結を変更したものであり、他の構成は図２９に示す構成と同様である。したがって図３４に示す具体例については、図２９に示す構成と異なる部分のみを説明し、図２９に示す構成と同様の部分については、図３４に図２９と同一の符号を付してその説明を省略する。   Next, a sixth specific example of the present invention will be described with reference to FIGS. In the example shown in FIG. 34, in the configuration shown in FIG. 29 described above, the second planetary gear mechanism 69 is changed to a double pinion type planetary gear mechanism, and the first planetary gear mechanism 59 and the third planetary gear mechanism 63 are connected. The other configurations are the same as those shown in FIG. Therefore, in the specific example shown in FIG. 34, only the parts different from the configuration shown in FIG. 29 will be described, and the same parts as the configuration shown in FIG. 29 will be described with the same reference numerals as in FIG. Is omitted.

図３４に示す駆動装置は、変速機として機能し、また運転モードを切り換えて設定するための機構として機能する第２遊星歯車機構６９が設けられている。すなわち、第２遊星歯車機構６９は、ダブルピニオン型遊星歯車機構により構成されている。そのサンギヤ６４とリングギヤ６８とが同心円上に配置され、サンギヤ６４とリングギヤ６８との間には、互い噛み合った状態でキャリヤ６６によって保持されたピニオンギヤ６５，６７が配置されている。その一方のピニオンギヤ６５がサンギヤ６４に噛み合い、かつ他方のピニオンギヤ６７がリングギヤ６８に噛み合っている。 The drive device shown in FIG. 34 is provided with a second planetary gear mechanism 69 that functions as a transmission and functions as a mechanism for switching and setting an operation mode. That is, the second planetary gear mechanism 69 is configured by a double pinion type planetary gear mechanism . As a service Ngiya 64 and the ring gear 68 arranged concentrically, between the sun gear 64 and ring gear 68, pinion gear 65, 67 is arranged which is held by the carrier 66 in a state meshed each other. One pinion gear 65 meshes with the sun gear 64, and the other pinion gear 67 meshes with the ring gear 68.

そして、リングギヤ６８は出力軸１３に連結されるとともにクラッチＣ１２を介してキャリヤ６６に連結されている。またキャリヤ６６はクラッチＣ１３を介して第３遊星歯車機構６３のリングギヤ６２に連結されているとともに、ブレーキＢ６によって選択的に固定されるようになっている。またサンギヤ６４は第２モータ・ジェネレータ３のロータ７に連結されるとともに第１遊星歯車機構５９のキャリヤ５７に連結されている。   The ring gear 68 is coupled to the output shaft 13 and is coupled to the carrier 66 via the clutch C12. The carrier 66 is connected to the ring gear 62 of the third planetary gear mechanism 63 via the clutch C13 and is selectively fixed by the brake B6. The sun gear 64 is connected to the rotor 7 of the second motor / generator 3 and to the carrier 57 of the first planetary gear mechanism 59.

第１遊星歯車機構５９のリングギヤ５８は第３遊星歯車機構６３のキャリヤ６１に連結されている。そして第３遊星歯車機構６０のキャリヤ６１にはエンジン１が連結されている。そして、第１モータ・ジェネレータ２のロータ５は第１遊星歯車機構５９のサンギヤ５６に連結されるとともに、第３遊星歯車機構６３のサンギヤ６０にも連結されている。   The ring gear 58 of the first planetary gear mechanism 59 is connected to the carrier 61 of the third planetary gear mechanism 63. The engine 1 is connected to the carrier 61 of the third planetary gear mechanism 60. The rotor 5 of the first motor / generator 2 is connected to the sun gear 56 of the first planetary gear mechanism 59 and also to the sun gear 60 of the third planetary gear mechanism 63.

この図３４に示す具体例における各構成要素の配列は、前述した第１の具体例と同様であって、第２遊星歯車機構６９が第２モータ・ジェネレータ３に対して出力軸１３側に隣接し、かつ軸線方向に並んで配置されている。言い換えれば、第２モータ・ジェネレータ３の内周側に第２遊星歯車機構６９が侵入した状態とはなっていない。そのため、出力軸１３側の外径を小さくすることが可能であり、車載性の良好なものとなる。また、全体としての軸長を短縮化できること、共振周波数を相対的に高くできることなどの上記の第１の具体例と同様の作用を生じる。   The arrangement of each component in the specific example shown in FIG. 34 is the same as that of the first specific example described above, and the second planetary gear mechanism 69 is adjacent to the second motor / generator 3 on the output shaft 13 side. And arranged side by side in the axial direction. In other words, the second planetary gear mechanism 69 does not enter the inner peripheral side of the second motor / generator 3. Therefore, the outer diameter on the output shaft 13 side can be reduced, and the vehicle-mounted property is good. In addition, the same effects as in the first specific example described above, such as shortening the overall axial length and relatively high resonance frequency, can be obtained.

上記の各クラッチＣ１２，Ｃ１３、およびブレーキＢ６を係合・解放させることにより三つの運転モードを設定することができる。その運転状態を設定するための各クラッチＣ１２，Ｃ１３およびブレーキＢ６の係合・解放状態を示す作動係合表を図３５に示してある。   Three operation modes can be set by engaging and releasing the clutches C12 and C13 and the brake B6. FIG. 35 shows an operation engagement table showing engagement / release states of the clutches C12 and C13 and the brake B6 for setting the operation state.

図３６はブレーキＢ６を係合した場合であり、すなわち低速モードが選択された場合の共線図である。この場合、第１具体例と同様に、第３遊星歯車機構が減速機構として働き、エンジン回転数よりも出力軸回転数が低速となる。すなわち、トルクが増幅される。   FIG. 36 is a collinear diagram when the brake B6 is engaged, that is, when the low speed mode is selected. In this case, as in the first specific example, the third planetary gear mechanism functions as a speed reduction mechanism, and the output shaft speed is lower than the engine speed. That is, the torque is amplified.

図３７はクラッチＣ１３が係合された場合であり、すなわち中速モードが選択された場合の共線図である。すなわち、この中速モードでは、第１具体例と同様、エンジン１の回転数を、上述した低速モードの場合と同様に、第１モータ・ジェネレータ２によって制御することができる。また、第１具体例と同様、低速モードから中速モードへの切り換えや中速モードから高速モードへの切り換えはシンクロポイントに達した場合に行われる。なお、シンクロポイントについての説明は第１具体例と同様であるので省略する。   FIG. 37 is a collinear diagram when the clutch C13 is engaged, that is, when the medium speed mode is selected. That is, in this medium speed mode, the rotational speed of the engine 1 can be controlled by the first motor / generator 2 as in the above-described low speed mode, as in the first specific example. Further, as in the first specific example, switching from the low speed mode to the medium speed mode and switching from the medium speed mode to the high speed mode are performed when the sync point is reached. The description of the sync point is the same as that in the first specific example, and will not be repeated.

図３８はクラッチＣ１２を係合した場合、すなわち、高速モードが選択された場合の共線図である。この高速モードについても、第１の具体例と同様、車速が所定値以上でアクセルペダル（図示せず）の踏み込み量が少ないなどの低負荷状態で設定される運転モードである。なお、図３６から図３８の共線図については第１具体例の場合と同様、出力軸位置が低速モードおよび高速モードと中速モードとでは異なって配置されている。   FIG. 38 is an alignment chart when the clutch C12 is engaged, that is, when the high speed mode is selected. This high-speed mode is also an operation mode that is set in a low-load state such that the vehicle speed is equal to or higher than a predetermined value and the amount of depression of an accelerator pedal (not shown) is small, as in the first specific example. 36 to 38, the output shaft positions are arranged differently in the low speed mode and in the high speed mode and the medium speed mode, as in the case of the first specific example.

第２遊星歯車機構６９をエンジン４と第２モータ・ジェネレータ３とに対する変速機として機能させることができるために、第２モータ・ジェネレータ３を出力トルクが相対的に小さい小型のものすることが可能になる。   Since the second planetary gear mechanism 69 can function as a transmission for the engine 4 and the second motor / generator 3, the second motor / generator 3 can be made small in size with relatively small output torque. become.

ここで、上述した各具体例とこの発明との関係を簡単に説明すると、第１モータ・ジェネレータ２が「第１の電動動力源」に相当し、第２モータ・ジェネレータ３が「第２の電動動力源」に相当する。また、エンジン１が「内燃機関」に相当し、出力軸１３が「出力部材」に相当する。そして、第１遊星歯車機構２１，２６，３７，５１，５９が「第１遊星歯車機構」に相当し、第２遊星歯車機構２２，２７，３８，４７，６９が「第２遊星歯車機構」に相当し、第３遊星歯車機構４６，５５，６３が「第３遊星歯車機構」に相当する。さらに、ブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３，Ｂ４，Ｂ５，Ｂ６が各「ブレーキ機構」相当し、クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ４，Ｃ５，Ｃ６，Ｃ７，Ｃ８，Ｃ９，Ｃ１０，Ｃ１１，Ｃ１２，Ｃ１３が各「クラッチ機構」に相当する。   Here, the relationship between each of the above-described specific examples and the present invention will be briefly described. The first motor / generator 2 corresponds to the “first electric power source”, and the second motor / generator 3 corresponds to the “second electric power source”. It corresponds to “electric power source”. The engine 1 corresponds to an “internal combustion engine”, and the output shaft 13 corresponds to an “output member”. The first planetary gear mechanisms 21, 26, 37, 51, 59 correspond to “first planetary gear mechanisms”, and the second planetary gear mechanisms 22, 27, 38, 47, 69 are “second planetary gear mechanisms”. The third planetary gear mechanism 46, 55, 63 corresponds to the “third planetary gear mechanism”. Further, the brakes B1, B2, B3, B4, B5, and B6 correspond to “brake mechanisms”, and the clutches C1, C2, C3, C4, C5, C6, C7, C8, C9, C10, C11, C12, and C13 are included. It corresponds to each “clutch mechanism”.

また、ステップＳ４が「運転モード切換手段」に相当し、ステップＳ８が「効率最適運転モード選択手段」に相当する。さらに、ステップＳ１２が「トルク最適運転モード選択手段」に相当し、ステップＳ１８が「システム効率最適運転点設定手段」に相当する。また、ステップＳ２５が「トルク最小運転点設定手段」に相当する。   Step S4 corresponds to “operation mode switching means”, and step S8 corresponds to “efficiency optimum operation mode selection means”. Further, step S12 corresponds to “torque optimum operation mode selection means”, and step S18 corresponds to “system efficiency optimum operation point setting means”. Step S25 corresponds to “minimum torque operating point setting means”.

なお、上記の具体例では、シングルピニオン型の遊星歯車機構を使用した例を示したが、これに替えてダブルピニオン型の遊星歯車機構を使用してもよい。また、この発明におけるクラッチ機構やブレーキ機構は、多板式のものあるいはバンド式のものを単独で構成する以外に、一方向クラッチなどの他の係合機構を併用して構成してもよい。   In the above-described specific example, an example in which a single pinion type planetary gear mechanism is used has been described, but a double pinion type planetary gear mechanism may be used instead. In addition, the clutch mechanism and the brake mechanism in the present invention may be configured by using another engagement mechanism such as a one-way clutch in addition to a multi-plate type or a band type.

この発明に係る駆動装置の一例を模式的に示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows typically an example of the drive device concerning this invention. その駆動装置で低速モードと中速モードと高速モードとを設定するための各クラッチの係合・解放状態を示す図表である。It is a table | surface which shows the engagement / release state of each clutch for setting the low speed mode, medium speed mode, and high speed mode with the drive device. その低速モードにおける運転状態を示す共線図である。It is an alignment chart which shows the driving | running state in the low speed mode. その中速モードにおける運転状態を示す共線図である。It is an alignment chart which shows the driving | running state in the medium speed mode. その高速モードにおける運転状態を示す共線図である。It is an alignment chart which shows the driving | running state in the high speed mode. 伝達効率とエンジン回転数の関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between transmission efficiency and an engine speed. モータ・ジェネレータのトルクとエンジン回転数の関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the torque of a motor generator, and an engine speed. モータ・ジェネレータの回転数とエンジン回転数との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the rotation speed of a motor generator, and engine rotation speed. モード切換の制御例である。It is an example of control of mode switching. 伝達効率の高い方の運転モードを選択するモード切換の制御例である。It is a control example of mode switching for selecting an operation mode with higher transmission efficiency. モータ・ジェネレータのトルクの低い方の運転モードを選択するモード切換の制御例である。It is a control example of mode switching for selecting an operation mode with a lower torque of the motor / generator. システム効率が最適となるエンジンの運転点を設定する制御例である。It is the example of control which sets the operating point of the engine in which system efficiency becomes optimal. モータ・ジェネレータのトルクが最小となるエンジンの運転点を設定する制御例である。This is an example of control for setting the engine operating point at which the torque of the motor / generator is minimized. この発明に係る駆動装置の第２の例を模式的に示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows typically the 2nd example of the drive device which concerns on this invention. その駆動装置で低速モードと中速モードと高速モードとを設定するための各クラッチの係合・解放状態を示す図表である。It is a table | surface which shows the engagement / release state of each clutch for setting the low speed mode, medium speed mode, and high speed mode with the drive device. その低速モードにおける運転状態を示す共線図である。It is an alignment chart which shows the driving | running state in the low speed mode. その中速モードにおける運転状態を示す共線図である。It is an alignment chart which shows the driving | running state in the medium speed mode. その高速モードにおける運転状態を示す共線図である。It is an alignment chart which shows the driving | running state in the high speed mode. この発明に係る駆動装置の第３の例を模式的に示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows typically the 3rd example of the drive device which concerns on this invention. その駆動装置で低速モードと中速モードと高速モードとを設定するための各クラッチの係合・解放状態を示す図表である。It is a table | surface which shows the engagement / release state of each clutch for setting the low speed mode, medium speed mode, and high speed mode with the drive device. その低速モードにおける運転状態を示す共線図である。It is an alignment chart which shows the driving | running state in the low speed mode. その中速モードにおける運転状態を示す共線図である。It is an alignment chart which shows the driving | running state in the medium speed mode. その高速モードにおける運転状態を示す共線図である。It is an alignment chart which shows the driving | running state in the high speed mode. この発明に係る駆動装置の第４の例を模式的に示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows typically the 4th example of the drive device concerning this invention. その駆動装置で低速モードと中速モードと高速モードとを設定するための各クラッチの係合・解放状態を示す図表である。It is a table | surface which shows the engagement / release state of each clutch for setting the low speed mode, medium speed mode, and high speed mode with the drive device. その低速モードにおける運転状態を示す共線図である。It is an alignment chart which shows the driving | running state in the low speed mode. その中速モードにおける運転状態を示す共線図である。It is an alignment chart which shows the driving | running state in the medium speed mode. その高速モードにおける運転状態を示す共線図である。It is an alignment chart which shows the driving | running state in the high speed mode. この発明に係る駆動装置の第５の例を模式的に示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows typically the 5th example of the drive device which concerns on this invention. その駆動装置で低速モードと中速モードと高速モードとを設定するための各クラッチの係合・解放状態を示す図表である。It is a table | surface which shows the engagement / release state of each clutch for setting the low speed mode, medium speed mode, and high speed mode with the drive device. その低速モードにおける運転状態を示す共線図である。It is an alignment chart which shows the driving | running state in the low speed mode. その中速モードにおける運転状態を示す共線図である。It is an alignment chart which shows the driving | running state in the medium speed mode. その高速モードにおける運転状態を示す共線図である。It is an alignment chart which shows the driving | running state in the high speed mode. この発明に係る駆動装置の第６の例を模式的に示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows typically the 6th example of the drive device which concerns on this invention. その駆動装置で低速モードと中速モードと高速モードとを設定するための各クラッチの係合・解放状態を示す図表である。It is a table | surface which shows the engagement / release state of each clutch for setting the low speed mode, medium speed mode, and high speed mode with the drive device. その低速モードにおける運転状態を示す共線図である。It is an alignment chart which shows the driving | running state in the low speed mode. その中速モードにおける運転状態を示す共線図である。It is an alignment chart which shows the driving | running state in the medium speed mode. その高速モードにおける運転状態を示す共線図である。It is an alignment chart which shows the driving | running state in the high speed mode.

符号の説明Explanation of symbols

１…内燃機関（エンジン）、 ２…第１モータ・ジェネレータ、 ３…第２モータ・ジェネレータ、 １３…出力軸、 ２１，２６，３７，５１，５９…第１遊星歯車機構、 ２２，２７，３８，４７，６９…第２遊星歯車機構、 ４６，５５，６３…第３遊星歯車機構、 Ｂ１，Ｂ２，Ｂ３，Ｂ４，Ｂ５，Ｂ６…ブレーキ機構、 Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ４，Ｃ５，Ｃ６，Ｃ７，Ｃ８，Ｃ９，Ｃ１０，Ｃ１１，Ｃ１２，Ｃ１３…クラッチ機構。   DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Internal combustion engine (engine), 2 ... 1st motor generator, 3 ... 2nd motor generator, 13 ... Output shaft, 21, 26, 37, 51, 59 ... 1st planetary gear mechanism, 22, 27, 38 , 47, 69 ... second planetary gear mechanism, 46, 55, 63 ... third planetary gear mechanism, B1, B2, B3, B4, B5, B6 ... brake mechanism, C1, C2, C3, C4, C5, C6 C7, C8, C9, C10, C11, C12, C13... Clutch mechanism.

Claims (14)

機械的エネルギと電力とを変換する電動動力源と内燃機関とを動力源として備えるとともに、これらの動力源の少なくとも一方の出力トルクを増減する複数組の遊星歯車機構を備えているハイブリッド車の駆動装置において、
前記電動動力源と前記内燃機関とがいずれか一つの遊星歯車機構を介して連結されるとともに、その遊星歯車機構から出力されたトルクが入力される他の遊星歯車機構に出力部材が連結され、さらに前記電動動力源の回転数の変化に対する前記出力部材の回転数の変化の態様が異なる３種類以上の運転モードを設定する複数の係合機構を備え、
前記複数組の遊星歯車機構は前記係合機構によって互いに選択的に連結される複数の回転要素を有し、
前記３種類以上の運転モードは低速モードと中速モードと高速モードとを含むとともに、
前記中速モードから前記いずれかの係合機構の係合・解放状態を切り換えて低速モードもしくは高速モードに運転モードを変更する際に、前記複数の回転要素のうち運転モードの変更前と変更後とにおいて前記係合機構の係合・解放の状態の変更に伴って連結されもしくは連結が解かれる回転要素の回転数が一致するシンクロポイントの状態で前記いずれかの係合機構の係合・解放状態を切り換える手段を備えている
ことを特徴とするハイブリッド車の駆動装置。 Driving a hybrid vehicle including an electric power source that converts mechanical energy and electric power and an internal combustion engine as power sources, and a plurality of planetary gear mechanisms that increase or decrease the output torque of at least one of these power sources In the device
The electric power source and the internal combustion engine are connected via any one planetary gear mechanism, and an output member is connected to another planetary gear mechanism to which the torque output from the planetary gear mechanism is input, Furthermore, it comprises a plurality of engagement mechanisms for setting three or more types of operation modes with different modes of change in the rotation speed of the output member with respect to a change in the rotation speed of the electric power source
The plurality of sets of planetary gear mechanisms include a plurality of rotating elements that are selectively connected to each other by the engagement mechanism;
The three or more operation modes include a low speed mode, a medium speed mode, and a high speed mode,
When changing the operation mode to the low speed mode or high speed mode by switching the engagement and disengagement states of said one of the engagement mechanism from the medium speed mode, the before and the OPERATION mode among the plurality of rotating elements wherein one of the engagement mechanism in a state of synchronous points the number of revolutions of the rotating element linked or connected is solved with the change of the engagement and disengagement states of Oite the engagement mechanism and after matches A hybrid vehicle drive device comprising means for switching between an engaged state and a released state. 前記低速モードと高速モードとの間の切り換えを、前記中速モードを一旦設定して行うモード切換手段を更に備えていることを特徴とする請求項１に記載のハイブリッド車の駆動装置。   The hybrid vehicle drive device according to claim 1, further comprising mode switching means for switching between the low speed mode and the high speed mode by temporarily setting the medium speed mode. 前記複数組の遊星歯車機構が、サンギヤとキャリヤとリングギヤとを三要素とするとともにこれらの要素が適宜に入力要素と反力要素と出力要素とされた第１遊星歯車機構と、二つのサンギヤとそれぞれ一つのキャリヤおよびリングギヤとを備えたラビニョ型遊星歯車機構である第２遊星歯車機構とによって構成され、
第１遊星歯車機構の入力要素に前記内燃機関が連結されるとともに反力要素に第１電動動力源が連結され、かつ出力要素が第２遊星歯車機構におけるリングギヤとの間でシングルピ二オン型遊星歯車機構を構成する一方のサンギヤと第２電動動力源とに連結され、さらに第２遊星歯車機構のリングギヤが前記出力部材に連結され、他方のサンギヤを選択的に固定する第１ブレーキ機構と前記第２遊星歯車機構の全体を選択的に一体化する第１クラッチ機構と第１遊星歯車機構のキャリヤと第２遊星歯車機構のキャリヤとを選択的に連結する第２クラッチ機構とを備えていることを特徴とする請求項１に記載のハイブリッド車の駆動装置。 The plurality of sets of planetary gear mechanisms include a first planetary gear mechanism in which a sun gear, a carrier, and a ring gear are three elements, and these elements are appropriately input elements, reaction force elements, and output elements, and two sun gears, A second planetary gear mechanism which is a Ravigneaux planetary gear mechanism each having one carrier and a ring gear,
The internal combustion engine is connected to the input element of the first planetary gear mechanism, the first electric power source is connected to the reaction force element, and the output element is a single pinion planet with the ring gear in the second planetary gear mechanism. A first brake mechanism coupled to one sun gear constituting the gear mechanism and a second electric power source; and a ring gear of a second planetary gear mechanism coupled to the output member; and a first brake mechanism for selectively fixing the other sun gear; A first clutch mechanism for selectively integrating the entire second planetary gear mechanism; a carrier for the first planetary gear mechanism; and a second clutch mechanism for selectively connecting the carrier for the second planetary gear mechanism. The drive device for a hybrid vehicle according to claim 1. 前記複数組の遊星歯車機構が、サンギヤとキャリヤとリングギヤとを三要素とするとともにこれらの要素が適宜に入力要素と反力要素と出力要素とされた第１遊星歯車機構と第２遊星歯車機構とから構成され、
第１遊星歯車機構の入力要素に前記内燃機関が連結されるとともに反力要素に第１電動動力源が連結され、かつ出力要素が第２遊星歯車機構のサンギヤと第２電動動力源とに連結され、
第２遊星歯車機構におけるキャリヤを前記内燃機関に選択的に連結する第５クラッチ機構と、第２遊星歯車機構における前記キャリヤを前記出力部材に選択的に連結する第４クラッチ機構と、第２遊星歯車機構におけるリングギヤを前記出力部材に選択的に連結する第３クラッチ機構と、第２遊星歯車機構における前記リングギヤを選択的に固定する第２ブレーキ機構とを更に備えていることを特徴とする請求項１に記載のハイブリッド車の駆動装置。 The plurality of sets of planetary gear mechanisms include a first planetary gear mechanism and a second planetary gear mechanism in which a sun gear, a carrier, and a ring gear have three elements, and these elements are appropriately input elements, reaction force elements, and output elements. And consists of
The internal combustion engine is connected to the input element of the first planetary gear mechanism, the first electric power source is connected to the reaction force element, and the output element is connected to the sun gear and the second electric power source of the second planetary gear mechanism. And
A fifth clutch mechanism that selectively connects the carrier in the second planetary gear mechanism to the internal combustion engine; a fourth clutch mechanism that selectively connects the carrier in the second planetary gear mechanism to the output member; and a second planetary gear. A third clutch mechanism that selectively connects a ring gear in a gear mechanism to the output member, and a second brake mechanism that selectively fixes the ring gear in a second planetary gear mechanism. Item 2. A drive device for a hybrid vehicle according to Item 1. 前記複数組の遊星歯車機構が、サンギヤとキャリヤとリングギヤとを三要素とするとともにこれらの要素が適宜に入力要素と反力要素と出力要素とされた第１遊星歯車機構と、二つのサンギヤとこれらのサンギヤにそれぞれ噛み合っているピニオンを保持する一つのキャリヤといずれかのピニオンに噛み合っている一つのリングギヤとを備えた第２遊星歯車機構とによって構成され、
第１遊星歯車機構の入力要素に前記内燃機関が連結されるとともに前記第１遊星歯車機構の入力要素が第６クラッチ機構を経由して第２遊星歯車機構の一方のサンギヤと第２電動動力源とに連結され、反力要素に第１電動動力源が連結され、かつ出力要素が第２遊星歯車機構における他方のサンギヤに連結され、さらに第２遊星歯車機構のキャリヤが前記出力部材に連結され、
第２遊星歯車機構における少なくともいずれか二つの要素を選択的に連結して第２遊星歯車機構の全体を一体回転させる第７クラッチ機構と、第２遊星歯車機構におけるリングギヤを選択的に固定する第３ブレーキ機構とを更に備えていることを特徴とする請求項１に記載のハイブリッド車の駆動装置。 The plurality of sets of planetary gear mechanisms include a first planetary gear mechanism in which a sun gear, a carrier, and a ring gear have three elements, and these elements are appropriately input elements, reaction force elements, and output elements, two sun gears, A second planetary gear mechanism including one carrier holding a pinion meshed with each of these sun gears and one ring gear meshed with any one of the pinions;
The internal combustion engine is connected to the input element of the first planetary gear mechanism, and the input element of the first planetary gear mechanism is connected to the one sun gear of the second planetary gear mechanism and the second electric power source via the sixth clutch mechanism. is connected to the bets, the first conductive kinetic power source is connected to the reaction element and the output element is connected to the other of the sun gear of the second planetary gear mechanism, further carrier connected to the output member of the second planetary gear mechanism And
A seventh clutch mechanism that selectively connects at least two elements of the second planetary gear mechanism to rotate the entire second planetary gear mechanism integrally, and a ring gear that selectively fixes the ring gear in the second planetary gear mechanism. The hybrid vehicle drive device according to claim 1, further comprising a three-brake mechanism. 前記複数組の遊星歯車機構が、サンギヤとキャリヤとリングギヤとを三要素とするとともにこれらの要素が適宜に入力要素と反力要素と出力要素とされた第１遊星歯車機構と、二つのサンギヤとそれぞれ一つのキャリヤおよびリングギヤとを備えたラビニョ型遊星歯車機構である第３遊星歯車機構と、第２電動動力源の出力トルクを増減速して出力部材に加減する第２遊星歯車機構とによって構成され、
第１遊星歯車機構の入力要素に前記内燃機関が連結されるとともに反力要素に第１電動動力源が連結され、かつ出力要素が第３遊星歯車機構におけるリングギヤとの間でシングルピニオン型遊星歯車機構を構成する一方のサンギヤに連結され、さらに第３遊星歯車機構のリングギヤが前記出力部材に連結され、
第３遊星歯車機構における少なくともいずれか二つの要素を選択的に連結して第３遊星歯車機構の全体を一体回転させる第８クラッチ機構と、第３遊星歯車機構におけるキャリヤを前記内燃機関に選択的に連結させる第９クラッチ機構と、第３遊星歯車機構における他方のサンギヤを選択的に固定する第４ブレーキ機構とを更に備えていることを特徴とする請求項１に記載のハイブリッド車の駆動装置。 The plurality of sets of planetary gear mechanisms include a first planetary gear mechanism in which a sun gear, a carrier, and a ring gear have three elements, and these elements are appropriately input elements, reaction force elements, and output elements, two sun gears, Consists of a third planetary gear mechanism that is a Ravigneaux type planetary gear mechanism each having one carrier and a ring gear, and a second planetary gear mechanism that increases or decreases the output torque of the second electric power source to adjust the output member. And
The first conductive kinetic power source to the reaction element with the internal combustion engine is coupled to the input element of the first planetary gear mechanism is connected, and a single pinion type planetary output elements between the ring gear of the third planetary gear mechanism Connected to one sun gear constituting the gear mechanism, and further the ring gear of the third planetary gear mechanism is connected to the output member,
An eighth clutch mechanism for selectively rotating at least any two of the elements in the third planetary gear mechanism to integrally rotate the entire third planetary gear mechanism; and a carrier in the third planetary gear mechanism that is selective to the internal combustion engine. The hybrid vehicle drive device according to claim 1, further comprising: a ninth clutch mechanism coupled to the second planetary gear mechanism; and a fourth brake mechanism that selectively fixes the other sun gear in the third planetary gear mechanism. . 前記複数組の遊星歯車機構が、サンギヤとキャリヤとリングギヤとを三要素とするとともにこれらの要素が適宜に入力要素と反力要素と出力要素とされた第１遊星歯車機構と、サンギヤとキャリヤとリングギヤとを三要素とするとともにこれらの要素が適宜に入力要素と反力要素と出力要素とされた第３遊星歯車機構と、第２電動動力源の出力トルクを増減速して出力部材に加減する第２遊星歯車機構とによって構成され、
第１遊星歯車機構の入力要素に前記内燃機関が連結されるとともに反力要素に第１電動動力源が連結され、かつ出力要素が第３遊星歯車機構におけるサンギヤに連結され、さらに第３遊星歯車機構のキャリヤが前記出力部材に連結され、
第１遊星歯車機構の反力要素と第３遊星歯車機構のリングギヤとを選択的に連結する第１０クラッチ機構と、第３遊星歯車機構における少なくとも二つの回転要素を選択的に連結する第１１クラッチ機構と、第３遊星歯車機構におけるリングギヤを選択的に固定する第５ブレーキ機構とを更に備えていることを特徴とする請求項１に記載のハイブリッド車の駆動装置。 The plurality of sets of planetary gear mechanisms include a first planetary gear mechanism in which a sun gear, a carrier, and a ring gear are three elements, and these elements are appropriately input elements, reaction force elements, and output elements, a sun gear, and a carrier. The ring gear has three elements, and these elements are appropriately input elements, reaction force elements, and output elements, and the output torque of the second electric power source is increased / decreased to adjust the output member. And a second planetary gear mechanism that
The first conductive kinetic power source is connected to the reaction element with the internal combustion engine is coupled to the input element of the first planetary gear mechanism and the output element is connected to the sun gear of the third planetary gear mechanism further third planetary A gear mechanism carrier is coupled to the output member;
A tenth clutch mechanism that selectively connects the reaction force element of the first planetary gear mechanism and the ring gear of the third planetary gear mechanism; and an eleventh clutch that selectively connects at least two rotating elements of the third planetary gear mechanism. The hybrid vehicle drive device according to claim 1, further comprising a mechanism and a fifth brake mechanism that selectively fixes a ring gear in the third planetary gear mechanism. 前記複数組の遊星歯車機構が、サンギヤとキャリヤとリングギヤとを三要素とするとともにこれらの要素が適宜に入力要素と反力要素と出力要素とされた二組のシングルピニオン型遊星歯車機構である第１遊星歯車機構と第３遊星歯車機構と、サンギヤとキャリヤとリングギヤとを三要素とするとともにこれらの要素が適宜に入力要素と反力要素と出力要素とされたダブルピニオン型遊星歯車機構である第２遊星歯車機構とによって構成され、
第３遊星歯車機構の入力要素に第１遊星歯車機構の入力要素が連結されるとともに第１遊星歯車機構の反力要素と第３遊星歯車機構の反力要素とに第１電動動力源が連結され、かつ第１遊星歯車機構の出力要素が第２遊星歯車機構におけるサンギヤと第２電動動力源とに連結され、さらに第２遊星歯車機構のリングギヤが出力部材に連結され、
第２遊星歯車機構における少なくともいずれか二つの要素を選択的に連結して第２遊星歯車機構の全体を一体回転させる第１２クラッチ機構と、第２遊星歯車機構のキャリヤを前記第３遊星歯車機構の出力要素に選択的に連結させる第１３クラッチ機構と、第２遊星歯車機構におけるキャリヤを選択的に固定する第６ブレーキ機構とを更に備えていることを特徴とする請求項１に記載のハイブリッド車の駆動装置。 The plurality of sets of planetary gear mechanisms are two sets of single pinion type planetary gear mechanisms in which a sun gear, a carrier, and a ring gear have three elements, and these elements are appropriately input elements, reaction force elements, and output elements. A double pinion type planetary gear mechanism in which the first planetary gear mechanism, the third planetary gear mechanism, the sun gear, the carrier, and the ring gear have three elements, and these elements are appropriately input elements, reaction force elements, and output elements. A second planetary gear mechanism,
The first conductive kinetic power source to the reaction force element of the reaction element and the third planetary gear mechanism of the first planetary gear mechanism together with the input element of the first planetary gear mechanism is coupled to the input element of the third planetary gear mechanism And the output element of the first planetary gear mechanism is connected to the sun gear and the second electric power source in the second planetary gear mechanism, and the ring gear of the second planetary gear mechanism is connected to the output member,
A twelfth clutch mechanism for selectively rotating at least any two elements in the second planetary gear mechanism to integrally rotate the entire second planetary gear mechanism; and a carrier of the second planetary gear mechanism as the third planetary gear mechanism. The hybrid according to claim 1, further comprising: a thirteenth clutch mechanism that is selectively connected to the output element; and a sixth brake mechanism that selectively fixes a carrier in the second planetary gear mechanism. Car drive device. 前記運転モードの切り換えを前記運転モードに切り換えのために係合もしくは解放させられる前記いずれかのクラッチ機構もしくはブレーキ機構によって連結されあるいは連結が解かれる部材同士の相対回転数が前記切り換えの前後で同一となる切換点で行う運転モード切換手段を有することを特徴とする請求項１から８のいずれかに記載のハイブリッド車の駆動装置。   The relative rotational speeds of members connected or disengaged by any of the clutch mechanisms or brake mechanisms engaged or released for switching to the operation mode are the same before and after the switching. The driving device for a hybrid vehicle according to any one of claims 1 to 8, further comprising an operation mode switching means for performing switching at a switching point. 前記運転モードの切り換え時において、動力伝達効率を評価するとともに、前記動力伝達効率が高くなる方の運転モードを選択する効率最適運転モード選択手段を有することを特徴とする請求項１から９のいずれかに記載のハイブリッド車の駆動装置。   10. The system according to claim 1, further comprising an efficiency optimum operation mode selection unit that evaluates power transmission efficiency and selects an operation mode with higher power transmission efficiency when the operation mode is switched. A drive device for a hybrid vehicle according to claim 1. 前記運転モードの切り換え時において、電動動力源の出力トルクを評価するとともに、前記出力トルクが小さくなる方の運転モードを選択するトルク最適運転モード選択手段を有することを特徴とする請求項１から１０のいずれかに記載のハイブリッド車の駆動装置。   The torque optimum operation mode selection means for evaluating an output torque of the electric power source and selecting an operation mode with a smaller output torque at the time of switching the operation mode. The hybrid vehicle drive device according to any one of the above. 前記運転モードの切り換え時において、前記運転モードの切り換え終了後に内燃機関の運転点を動力伝達効率と最適燃費から算出されるシステム効率最適運転点へ変更するシステム効率最適運転点設定手段を有することを特徴とする請求項１から１１のいずれかに記載のハイブリッド車の駆動装置。   A system efficiency optimum operation point setting means for changing the operation point of the internal combustion engine to a system efficiency optimum operation point calculated from the power transmission efficiency and the optimum fuel consumption after the operation mode is changed at the time of the operation mode change; The drive device for a hybrid vehicle according to claim 1, wherein the drive device is a hybrid vehicle. 前記運転モードの切り換え時において、前記運転モードの切り換え終了後に内燃機関の運転点をトルク最小運転点に変更するトルク最小運転点設定手段を有することを特徴とする請求項１から１２のいずれかに記載のハイブリッド車の駆動装置。   13. The minimum torque operating point setting means for changing the operating point of the internal combustion engine to the minimum torque operating point after the switching of the operating mode is performed when the operating mode is switched. The hybrid vehicle drive device described. 前記係合機構は、前記内燃機関と電動動力源とが連結されているいずれか一つの遊星歯車機構における少なくとも一つの回転要素と出力部材が連結されている他の一つもしくは複数の遊星歯車機構における少なくとも一つの回転要素とを選択的に連結するクラッチ機構と、前記各いずれかの遊星歯車機構における回転要素を選択的に固定するブレーキ機構との少なくともいずれか一方の機構を含み、
その係合機構の係合・解放の状態に応じて、各遊星歯車機構の回転要素を各遊星歯車機構のギヤ比に応じた間隔を空けて配列した線によって表す共線図における各回転要素の配置が入れ替わる少なくとも３種類の運転モードが設定されるように構成されていることを特徴とする請求項１または２に記載のハイブリッド車の駆動装置。 The engaging mechanism includes one or more planetary gear mechanisms in which at least one rotating element and an output member are connected in any one planetary gear mechanism in which the internal combustion engine and the electric power source are connected. Including at least one of a clutch mechanism for selectively connecting at least one rotating element in the above and a brake mechanism for selectively fixing the rotating element in any one of the planetary gear mechanisms,
Depending on the engagement / release state of the engagement mechanism, the rotation elements of each planetary gear mechanism are represented by lines arranged at intervals according to the gear ratio of each planetary gear mechanism. The drive device for a hybrid vehicle according to claim 1 or 2, wherein at least three types of operation modes whose arrangement is switched are set.
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