JP6322819B2

JP6322819B2 - Drive device for hybrid vehicle

Info

Publication number: JP6322819B2
Application number: JP2013263794A
Authority: JP
Inventors: 真二郎大木; 隆之奥田
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd; JATCO Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd; JATCO Ltd
Priority date: 2013-12-20
Filing date: 2013-12-20
Publication date: 2018-05-16
Anticipated expiration: 2033-12-20
Also published as: JP2015120361A

Description

本発明は、ハイブリッド車両の駆動装置に関する。 The present invention relates to a drive device for a hybrid vehicle.

従来、特許文献１には、ベルト式無段変速機の駆動輪側に副変速機を配置し、ベルト式無段変速機と駆動輪との間にクラッチを備えた駆動装置が開示されている。また、特許文献２には、エンジンが無段変速機およびクラッチを介して駆動輪に切り離し可能に結合されたハイブリッド駆動装置が開示されている。このハイブリッド駆動装置は、電動モータが駆動輪に常時結合され、クラッチを解放することで電動モータのみにより走行するEVモードと、エンジンを始動させると共にクラッチを締結することにより電動モータおよびエンジンによる走行するHEVモードとを備えている。なお、EV走行中にクラッチを解放することで、停止状態のエンジンや無段変速機が駆動輪から切り離されるため、EV走行中におけるエンジンや無段変速機のフリクションを低減することができ、その分のエネルギー損失を回避することでエネルギー効率を高めることができる。 Conventionally, Patent Document 1 discloses a drive device in which a sub-transmission is disposed on the drive wheel side of a belt-type continuously variable transmission and a clutch is provided between the belt-type continuously variable transmission and the drive wheel. . Patent Document 2 discloses a hybrid drive device in which an engine is detachably coupled to drive wheels via a continuously variable transmission and a clutch. In this hybrid drive device, the electric motor is always coupled to the drive wheels, and the EV mode is driven only by the electric motor by releasing the clutch, and the electric motor and the engine are driven by starting the engine and fastening the clutch. With HEV mode. By releasing the clutch during EV travel, the engine and continuously variable transmission in the stopped state are disconnected from the drive wheels, so the friction of the engine and continuously variable transmission during EV travel can be reduced. Energy efficiency can be increased by avoiding energy loss in minutes.

特許文献１に記載された駆動装置は、ベルト式無段変速機の駆動輪側にクラッチを備えていることから、特許文献２に記載されたハイブリッド駆動装置のように電動モータを駆動輪に常時結合することでハイブリッド化することが可能である。 Since the drive device described in Patent Document 1 includes a clutch on the drive wheel side of the belt-type continuously variable transmission, an electric motor is always used as a drive wheel as in the hybrid drive device described in Patent Document 2. Hybridization is possible by bonding.

特開２０１１−１８５３７９号公報JP 2011-185379 A 特開２０００−１９９４４２号公報JP 2000-199442 A

しかし、実際の車両をハイブリッド化する際にはレイアウト上の制約があり、駆動装置の軸長が長くならないように電動モータを配置する必要がある。よって、軸長が長くならないように電動モータを配置する方法として、仮に、特許文献１の駆動装置の終減速歯車の外周に電動モータのギヤ列を噛み合わせると、終減速歯車には二つのギヤが噛み合うこととなり、音振性能の悪化や、組み立て性の悪化が生じるという問題があった。 However, when an actual vehicle is hybridized, there are layout restrictions, and it is necessary to arrange an electric motor so that the shaft length of the drive device does not become long. Therefore, as a method of arranging the electric motor so that the shaft length does not become long, if the gear train of the electric motor is meshed with the outer periphery of the final reduction gear of the drive device of Patent Document 1, two gears are included in the final reduction gear. Meshing with each other, there was a problem that sound vibration performance and assembly performance deteriorated.

本発明は上記課題に着目してなされたものであり、軸長が増大することなく、かつ、音振性能の悪化や組み立て性の悪化を招くことのないハイブリッド車両の駆動装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made paying attention to the above-mentioned problems, and provides a drive device for a hybrid vehicle that does not increase the axial length and does not cause deterioration in sound vibration performance or assembly. Objective.

この目的のため、本第1の発明によるハイブリッド車両の駆動装置は、無段変速機と駆動輪との間に配置され複数の変速段を達成可能な副変速機構を以下のように構成した。すなわち、エンジンと接続された入力回転要素と、駆動輪と接続された出力回転要素と、電動機と接続された電動機回転要素と、第1及び第2遊星歯車組と、第1，第2及び第3締結要素と、を有し、第1遊星歯車組を第1締結要素の締結による遊星直結機能と第2締結要素の締結による逆転機能とを達成可能な遊星歯車組とし、第2遊星歯車組を、固定要素を有し減速機能を達成可能な遊星歯車組とし、第1遊星歯車組のある回転要素と第2遊星歯車組のある回転要素とを常時前記出力回転要素と接続し、第3締結要素によって入力回転要素と電動機回転要素とを断接するするハイブリッド車両の駆動装置であって、第1遊星歯車組はシングルピニオン型遊星歯車組であり、第2遊星歯車組はダブルピニオン型遊星歯車組であり、第1遊星歯車組のリングギヤと第2遊星歯車組のリングギヤとが常時前記出力回転要素と接続され、第2締結要素はブレーキであって第1遊星歯車組のピニオンキャリヤが固定可能とされ、第1遊星歯車組のサンギヤが入力回転要素と接続され、第2遊星歯車組のサンギヤが電動機回転要素と接続され、固定要素は、第2遊星歯車組のピニオンキャリヤとした。
また、本第2の発明によるハイブリッド車両の駆動装置は、無段変速機と駆動輪との間に配置され複数の変速段を達成可能な副変速機構を以下のように構成した。すなわち、エンジンと接続された入力回転要素と、駆動輪と接続された出力回転要素と、電動機と接続された電動機回転要素と、第1及び第2遊星歯車組と、第1，第2及び第3締結要素と、を有し、第1遊星歯車組を第1締結要素の締結による遊星直結機能と第2締結要素の締結による逆転機能とを達成可能な遊星歯車組とし、第2遊星歯車組を、固定要素を有し減速機能を達成可能な遊星歯車組とし、第1遊星歯車組のある回転要素と第2遊星歯車組のある回転要素とを常時前記出力回転要素と接続し、第3締結要素によって入力回転要素と電動機回転要素とを断接するするハイブリッド車両の駆動装置であって、第1遊星歯車組はシングルピニオン型遊星歯車組であり、第2遊星歯車組はダブルピニオン型遊星歯車組であり、第1遊星歯車組のリングギヤと第2遊星歯車組のリングギヤとが常時出力回転要素と接続され、第2締結要素はブレーキであって第1遊星歯車組のピニオンキャリヤが固定可能とされ、第1遊星歯車組のサンギヤが入力回転要素と接続され、第2遊星歯車組のピニオンキャリヤが電動機回転要素と接続され、固定要素は、第2遊星歯車組のサンギヤとした。 For this purpose, the hybrid vehicle drive device according to the first aspect of the present invention is configured as follows with an auxiliary transmission mechanism that is disposed between the continuously variable transmission and the drive wheels and that can achieve a plurality of shift stages. That is, an input rotating element connected to the engine, an output rotating element connected to the drive wheel, an electric motor rotating element connected to the electric motor, the first and second planetary gear sets, the first, second and second A second planetary gear set, wherein the first planetary gear set is a planetary gear set capable of achieving a planetary direct connection function by fastening the first fastening element and a reverse rotation function by fastening the second fastening element. Is a planetary gear set having a fixed element and capable of achieving a reduction function, and a rotating element having a first planetary gear set and a rotating element having a second planetary gear set are always connected to the output rotating element, A driving device for a hybrid vehicle in which an input rotating element and an electric motor rotating element are connected and disconnected by a fastening element , wherein the first planetary gear set is a single pinion type planetary gear set, and the second planetary gear set is a double pinion type planetary gear set. A ring gear of the first planetary gear set The ring gear of 2 planetary gear sets is always connected to the output rotation element, the second fastening element is a brake, the pinion carrier of the first planetary gear set can be fixed, and the sun gear of the first planetary gear set is input rotated The sun gear of the second planetary gear set is connected to the motor rotating element, and the fixed element is a pinion carrier of the second planetary gear set .
In addition, the hybrid vehicle drive apparatus according to the second aspect of the present invention is configured as follows with a sub-transmission mechanism that is disposed between the continuously variable transmission and the drive wheels and that can achieve a plurality of shift stages. That is, an input rotating element connected to the engine, an output rotating element connected to the drive wheel, an electric motor rotating element connected to the electric motor, the first and second planetary gear sets, the first, second and second A second planetary gear set, wherein the first planetary gear set is a planetary gear set capable of achieving a planetary direct connection function by fastening the first fastening element and a reverse rotation function by fastening the second fastening element. Is a planetary gear set having a fixed element and capable of achieving a reduction function, and a rotating element having a first planetary gear set and a rotating element having a second planetary gear set are always connected to the output rotating element, A driving device for a hybrid vehicle in which an input rotating element and an electric motor rotating element are connected and disconnected by a fastening element, wherein the first planetary gear set is a single pinion type planetary gear set, and the second planetary gear set is a double pinion type planetary gear set. A ring gear of the first planetary gear set 2 planetary gear set ring gear is always connected to the output rotating element, the second fastening element is a brake, the first planetary gear set pinion carrier can be fixed, and the first planetary gear set sun gear is the input rotating element The pinion carrier of the second planetary gear set is connected to the motor rotating element, and the fixed element is the sun gear of the second planetary gear set.

よって、軸長が長くなることなく、一つのギヤに二つのギヤが噛み合う二重噛み合いを回避でき、音振性能の悪化や組み立て性の悪化を回避できる。また、電動機回転要素と駆動輪との間に遊星歯車組を設けたため、遊星歯車組による減速比が得られつつ、出力回転要素と駆動輪との間での減速比を得ることができ、大きな減速比を確保できる。 Therefore, double engagement in which two gears mesh with one gear can be avoided without increasing the shaft length, and deterioration in sound vibration performance and assembly can be avoided. In addition, since the planetary gear set is provided between the motor rotating element and the drive wheel, the reduction ratio between the output rotating element and the drive wheel can be obtained while the reduction ratio by the planetary gear set is obtained. A reduction ratio can be secured.

実施例１のハイブリッド車両の駆動装置を示す概略系統図である。1 is a schematic system diagram illustrating a drive device for a hybrid vehicle according to a first embodiment. 実施例１の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。FIG. 3 is an enlarged skeleton diagram illustrating a configuration of a sub-transmission portion according to the first embodiment. 実施例１の1速時エンジン走行における共線図である。FIG. 3 is a nomographic chart in the first-speed engine running of the first embodiment. 実施例１の2速時エンジン走行における共線図である。FIG. 3 is a collinear chart for engine speed traveling in second speed according to the first embodiment. 実施例１の後退速時エンジン走行における共線図である。FIG. 3 is a nomographic chart in engine traveling at a reverse speed according to the first embodiment. 実施例１の1速時HEV走行における共線図である。FIG. 3 is a collinear diagram for the first-speed HEV running of the first embodiment. 実施例１の2速時HEV走行における共線図である。FIG. 3 is a collinear diagram for the second-speed HEV running of the first embodiment. 実施例１の後退速時HEV走行における共線図である。FIG. 3 is a nomographic chart in HEV traveling at a reverse speed according to the first embodiment. 実施例１のEV前進走行における共線図である。FIG. 3 is a nomographic chart in EV forward traveling according to the first embodiment. 実施例１のEV後退走行における共線図である。FIG. 3 is a nomographic chart in EV reverse traveling according to the first embodiment. 実施例２の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。FIG. 6 is a skeleton diagram in which a configuration of a sub-transmission portion of Example 2 is enlarged. 実施例３の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。FIG. 10 is an enlarged skeleton diagram illustrating a configuration of a sub-transmission portion according to a third embodiment. 実施例４の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。FIG. 10 is an enlarged skeleton diagram of a configuration of a sub-transmission portion according to a fourth embodiment. 実施例５の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。FIG. 10 is an enlarged skeleton diagram illustrating a configuration of a sub-transmission portion according to a fifth embodiment. 実施例６の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。FIG. 10 is a skeleton diagram in which a configuration of a sub-transmission portion of Example 6 is enlarged. 実施例７の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。FIG. 10 is a skeleton diagram in which a configuration of a sub-transmission portion of Example 7 is enlarged. 実施例８の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。FIG. 10 is a skeleton diagram in which a configuration of a sub-transmission portion of Example 8 is enlarged. 実施例９の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。FIG. 10 is an enlarged skeleton diagram of a configuration of a sub-transmission portion according to a ninth embodiment. 実施例１０の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。FIG. 10 is an enlarged skeleton diagram illustrating a configuration of a sub-transmission portion according to a tenth embodiment. 実施例１１の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。FIG. 18 is a skeleton diagram in which a configuration of a sub-transmission portion of Example 11 is enlarged. 実施例１２の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。FIG. 20 is an enlarged skeleton diagram illustrating a configuration of a sub-transmission portion according to a twelfth embodiment. 実施例１３の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。FIG. 18 is a skeleton diagram in which the configuration of a sub-transmission portion of Example 13 is enlarged. 実施例１４の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。FIG. 20 is an enlarged skeleton diagram illustrating a configuration of a sub-transmission portion according to a fourteenth embodiment. 実施例１５の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。FIG. 20 is an enlarged skeleton diagram illustrating a configuration of a sub-transmission portion according to a fifteenth embodiment. 実施例１６の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。FIG. 22 is an enlarged skeleton diagram illustrating a configuration of a sub-transmission portion according to a sixteenth embodiment.

〔実施例１〕
図１は、実施例１のハイブリッド車両の駆動装置を示す概略系統図である。図１のハイブリッド車両は、エンジン1および電動モータ2を動力源として搭載し、エンジン1は、Vベルト式の無段変速機4を介して駆動輪5に適宜切り離し可能に駆動結合する。 [Example 1]
FIG. 1 is a schematic system diagram illustrating a drive device for a hybrid vehicle according to a first embodiment. The hybrid vehicle of FIG. 1 is equipped with an engine 1 and an electric motor 2 as power sources, and the engine 1 is drive-coupled to the drive wheels 5 through a V-belt type continuously variable transmission 4 so as to be appropriately separated.

無段変速機4のバリエータCVTは、プライマリプーリ6と、セカンダリプーリ7と、これらプーリ間に掛け渡したVベルト8とからなるVベルト式無段変速機構である。プライマリプーリ6はトルクコンバータT/Cを介してエンジン1のクランクシャフトに結合し、セカンダリプーリ7は副変速機40およびファイナルギヤ組404，FGを順次介して駆動輪5に結合する。 The variator CVT of the continuously variable transmission 4 is a V-belt continuously variable transmission mechanism including a primary pulley 6, a secondary pulley 7, and a V-belt 8 spanned between these pulleys. The primary pulley 6 is coupled to the crankshaft of the engine 1 via the torque converter T / C, and the secondary pulley 7 is coupled to the drive wheel 5 via the auxiliary transmission 40 and the final gear sets 404 and FG in sequence.

バリエータCVTは、プライマリプーリ6の回転数を検出するプライマリ回転数センサと、セカンダリプーリ7の回転数を検出するセカンダリ回転数センサとを有し、これら両回転数センサにより検出された回転数に基づいて実変速比を算出し、この実変速比が目標変速比となるように各プーリの油圧制御等が行われる。 The variator CVT has a primary rotational speed sensor that detects the rotational speed of the primary pulley 6 and a secondary rotational speed sensor that detects the rotational speed of the secondary pulley 7, and is based on the rotational speeds detected by these rotational speed sensors. Thus, the actual gear ratio is calculated, and the hydraulic control of each pulley is performed so that the actual gear ratio becomes the target gear ratio.

副変速機40は、2組の遊星歯車組SG1，WG2とロークラッチL/C，ハイクラッチH/C及びリバースブレーキR/Bの3つの締結要素から構成されている。ロークラッチL/Cは、前進1速を達成するときに締結される締結要素であり、ハイクラッチH/Cは、前進2速を達成するときに締結される締結要素であり、リバースブレーキR/Bは、後退速を達成するときに締結される締結要素である。本願明細書では、これら締結要素を総称してクラッチとも記載する。尚、副変速機40における遊星歯車組の各回転要素とバリエータCVTとの接続関係、各回転要素と電動モータ2との接続関係、及び各回転要素と駆動輪5との接続関係等については後述する。 The auxiliary transmission 40 includes two planetary gear sets SG1 and WG2 and three engagement elements, a low clutch L / C, a high clutch H / C, and a reverse brake R / B. The low clutch L / C is an engagement element that is engaged when the first forward speed is achieved, and the high clutch H / C is an engagement element that is engaged when the second forward speed is achieved, and the reverse brake R / C B is a fastening element that is fastened when the reverse speed is achieved. In the present specification, these fastening elements are collectively referred to as a clutch. The connection relationship between each rotating element of the planetary gear set and the variator CVT in the auxiliary transmission 40, the connection relationship between each rotating element and the electric motor 2, and the connection relationship between each rotating element and the drive wheel 5 will be described later. To do.

電動モータ2は減速機406，407を介して副変速機40に常時結合され、この電動モータ2は、バッテリ12の電力によりインバータ13を介して駆動される。インバータ13は、バッテリ12の直流電力を交流電力に変換して電動モータ2へ供給すると共に、電動モータ2への供給電力を加減することにより、電動モータ2を駆動力制御および回転方向制御する。尚、電動モータ2は、上記のモータ駆動のほかに発電機としても機能し、回生制動の用にも供する。この回生制動時はインバータ13が、電動モータ2に回生制動力分の発電負荷をかけることにより、電動モータ2を発電機として作用させ、電動モータ2の発電電力をバッテリ12に蓄電する。 The electric motor 2 is always coupled to the auxiliary transmission 40 via reduction gears 406 and 407, and the electric motor 2 is driven via the inverter 13 by the power of the battery 12. The inverter 13 converts the DC power of the battery 12 into AC power and supplies it to the electric motor 2, and controls the driving force and the rotation direction of the electric motor 2 by adjusting the power supplied to the electric motor 2. The electric motor 2 functions as a generator in addition to the motor drive described above, and is also used for regenerative braking. During this regenerative braking, the inverter 13 applies a power generation load corresponding to the regenerative braking force to the electric motor 2 so that the electric motor 2 acts as a generator, and the generated power of the electric motor 2 is stored in the battery 12.

実施例１のハイブリッド車両は、副変速機40内のクラッチを解放すると共にエンジン1を停止させた状態で電動モータ2を駆動することで、電動モータ2の動力のみが減速機406，407を経て駆動輪5に達し、電動モータ2のみによる電気走行モード（EVモード）で走行を行う。この間、クラッチを解放することで、停止状態のエンジン1及びバリエータCVTのフリクションを低減し、EV走行中の無駄な電力消費を抑制する。 The hybrid vehicle of the first embodiment releases the clutch in the sub-transmission 40 and drives the electric motor 2 with the engine 1 stopped, so that only the power of the electric motor 2 passes through the speed reducers 406 and 407. The vehicle reaches the drive wheel 5 and travels in an electric travel mode (EV mode) using only the electric motor 2. During this time, by releasing the clutch, the friction of the stopped engine 1 and the variator CVT is reduced, and wasteful power consumption during EV traveling is suppressed.

上記のEVモードによる走行状態において、エンジン1をスタータモータにより始動させると共にクラッチを締結させると、エンジン1からの動力がトルクコンバータT/C、プライマリプーリ6、Vベルト8、セカンダリプーリ7、クラッチおよびファイナルギヤ組404，FGを順次経て駆動輪5に達するようになり、ハイブリッド車両はエンジン1および電動モータ2によるハイブリッド走行モード（HEVモード）で走行する。 When the engine 1 is started by the starter motor and the clutch is engaged in the running state in the EV mode, the power from the engine 1 is converted to the torque converter T / C, the primary pulley 6, the V belt 8, the secondary pulley 7, the clutch, The final gear set 404 and FG are sequentially passed to reach the drive wheel 5, and the hybrid vehicle travels in a hybrid travel mode (HEV mode) using the engine 1 and the electric motor 2.

ここで、副変速機40として2つの遊星歯車組と3つのクラッチを備えた構成を採用した理由について説明する。背景技術でも説明したように、特許文献１には、ベルト式無段変速機の駆動輪側に副変速機を配置し、ベルト式無段変速機と駆動輪との間にクラッチを備えた駆動装置が開示されている。また、特許文献２には、エンジンが無段変速機およびクラッチを順次介して駆動輪に切り離し可能に結合されたハイブリッド駆動装置が開示されている。 Here, the reason why the sub-transmission 40 is configured to include two planetary gear sets and three clutches will be described. As described in the background art, Patent Document 1 discloses a drive in which a sub-transmission is disposed on the drive wheel side of a belt-type continuously variable transmission and a clutch is provided between the belt-type continuously variable transmission and the drive wheel. An apparatus is disclosed. Patent Document 2 discloses a hybrid drive device in which an engine is detachably coupled to drive wheels via a continuously variable transmission and a clutch in sequence.

特許文献１に記載された駆動装置をハイブリッドシステムとして構成する場合、ベルト式無段変速機の駆動輪側にクラッチを備えていることから、特許文献２に記載されたハイブリッド駆動装置のように電動モータを駆動輪に常時結合することで、新たなハイブリッド車両の駆動装置を提供できる。しかし、実際の車両として構成する場合にはレイアウト上の制約があり、駆動装置の軸長が長くならないように電動モータを配置する必要がある。よって、軸長が長くならないように電動モータを配置する方法として、仮に、特許文献１の駆動装置の終減速歯車の外周に電動モータのギヤ列を噛み合わせることが考えられる。しかし、この構成では、終減速歯車には二つのギヤが噛み合うこととなり、音振性能の悪化や、組み立て性の悪化が生じるという問題があった。 When the drive device described in Patent Document 1 is configured as a hybrid system, since the clutch is provided on the drive wheel side of the belt-type continuously variable transmission, it is electrically driven like the hybrid drive device described in Patent Document 2. A new hybrid vehicle drive device can be provided by always coupling the motor to the drive wheels. However, when configured as an actual vehicle, there are restrictions on the layout, and it is necessary to arrange the electric motor so that the shaft length of the drive device does not become long. Therefore, as a method of arranging the electric motor so that the shaft length does not become longer, it is conceivable that the gear train of the electric motor is meshed with the outer periphery of the final reduction gear of the drive device of Patent Document 1. However, in this configuration, there are problems that two gears mesh with the final reduction gear, resulting in deterioration in sound vibration performance and deterioration in assemblability.

すなわち、終減速歯車に二つのギヤを噛み合わせた場合、二つの噛合い箇所で振動音の発生源となる噛合いが起こり、かつ、二つのギヤの噛み合い反力の合計力が歯車軸を加振するため、一つのギヤが噛み合っている場合と比べて加振力が大きくなり、音振性能が悪化する。また、一方のギヤの噛合い箇所において振動が生じ、他方のギヤの噛合い箇所でその振動とは逆位相で反力が生じるような場合には、両方のギヤの噛合いが振動を助長しあう関係となり、音振性能が悪化する。 That is, when two gears are meshed with the final reduction gear, meshing that generates vibration noise occurs at the two meshing locations, and the total force of the meshing reaction force of the two gears adds to the gear shaft. As a result, the vibration force becomes larger and the sound vibration performance is deteriorated as compared with the case where one gear is engaged. Also, if vibration occurs at the meshing location of one gear and a reaction force is generated in the opposite phase to the vibration at the meshing location of the other gear, the meshing of both gears promotes the vibration. The sound vibration performance is deteriorated.

また、ハスバのギヤを備えた車軸を組み立てる際には、歯を噛み合わせた状態で軸位置を合わせながら略円筒状のハウジングケース内に挿入する必要がある。しかし、一つの終減速歯車に二つのギヤを噛み合わせている場合、終減速歯車を含めた三つのギヤを噛み合わせた状態で、3軸を同時に挿入しなければならず、組み立て性が悪化する。また、電動モータを終減速歯車に噛み合わせる場合、この噛合い時に得られる減速比しか確保できない。しかし、終減速歯車の外径には制限があるため、この外径に対して設定しうる減速比には限界があり、十分な減速比を確保できないことも想定される。よって、以上の問題点をすべて解決するべく、新たな副変速機40を構成することとした。以下、副変速機40の詳細について説明する。 Further, when assembling an axle equipped with a helical gear, it is necessary to insert it into a substantially cylindrical housing case while aligning the shaft position with the teeth engaged. However, when two gears are meshed with one final reduction gear, three axes must be inserted simultaneously with three gears including the final reduction gear meshed, resulting in poor assembly. . Further, when the electric motor is meshed with the final reduction gear, only the reduction ratio obtained at the time of meshing can be ensured. However, since the outer diameter of the final reduction gear is limited, there is a limit to the reduction ratio that can be set for the outer diameter, and it is assumed that a sufficient reduction ratio cannot be ensured. Therefore, in order to solve all of the above problems, a new auxiliary transmission 40 is configured. Hereinafter, details of the auxiliary transmission 40 will be described.

図２は実施例１の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。副変速機40は、第1遊星歯車組としてのシングルピニオン型遊星歯車組SG1と、第2遊星歯車組としてのダブルピニオン型遊星歯車組WG2と、ロークラッチL/C（第3締結要素に相当）と、ハイクラッチH/C（第1締結要素に相当）と、リバースブレーキR/B（第2締結要素に相当）とから構成されている。シングルピニオン型遊星歯車組SG1は、第1サンギヤS1と、第1サンギヤS1と噛合う第1ピニオンP1を支持する第1ピニオンキャリヤPC1と、第1ピニオンP1と内接する第1リングギヤR1とを有する。ダブルピニオン型遊星歯車組WG2は、第2サンギヤS2と、第2サンギヤS2と噛合う第2ダブルピニオンDP2を支持する第2ピニオンキャリヤPC2と、第2ダブルピニオンDP2の外周側ピニオンと内接する第2リングギヤR2とを有する。 FIG. 2 is a skeleton diagram in which the configuration of the sub-transmission portion of the first embodiment is enlarged. The auxiliary transmission 40 includes a single pinion type planetary gear set SG1 as a first planetary gear set, a double pinion type planetary gear set WG2 as a second planetary gear set, and a low clutch L / C (corresponding to a third engagement element). ), High clutch H / C (corresponding to the first engagement element), and reverse brake R / B (corresponding to the second engagement element). The single pinion type planetary gear set SG1 includes a first sun gear S1, a first pinion carrier PC1 that supports the first pinion P1 that meshes with the first sun gear S1, and a first ring gear R1 that is inscribed in the first pinion P1. . The double pinion type planetary gear set WG2 includes a second sun gear S2, a second pinion carrier PC2 supporting the second double pinion DP2 meshing with the second sun gear S2, and a second pinion carrier PC2 inscribed in the outer peripheral side pinion of the second double pinion DP2. 2 ring gear R2.

入力回転要素401は、バリエータCVTのセカンダリプーリ7と接続され、エンジン側からの駆動力が入力される。
出力回転要素402は、出力ギヤ404と接続され、この出力ギヤ404とディファレンシャルギヤDEFの外周に設けられたファイナルギヤFGとから構成されるファイナルギヤ組を介して駆動輪5と接続される。
モータ回転要素403（電動機回転要素に相当）は、減速機407と接続され、減速機407と噛合う減速機406及び減速機406を支持するモータシャフト405を介して電動モータ2と接続される。 The input rotation element 401 is connected to the secondary pulley 7 of the variator CVT, and receives driving force from the engine side.
The output rotation element 402 is connected to the output gear 404, and is connected to the drive wheel 5 via a final gear set including the output gear 404 and a final gear FG provided on the outer periphery of the differential gear DEF.
A motor rotating element 403 (corresponding to an electric motor rotating element) is connected to a speed reducer 407, and is connected to the electric motor 2 via a speed reducer 406 that meshes with the speed reducer 407 and a motor shaft 405 that supports the speed reducer 406.

シングルピニオン型遊星歯車組SG1は、ハイクラッチH/Cの締結によりシングルピニオン型遊星歯車組SG1の各回転要素が一体に回転する遊星直結機能と、リバースブレーキR/Bの締結によりシングルピニオン型遊星歯車組SG1の第1サンギヤS1（ある回転要素）が第1リングギヤR1（他の回転要素）と逆方向に回転する逆転機能とを達成可能な遊星歯車組である。
ダブルピニオン型遊星歯車組WG2は、第2ピニオンキャリヤPC2がハウジングHSに対して常時固定（固定要素）され、ダブルピニオン型遊星歯車組WG2の第2サンギヤS2（ある回転要素）の回転数を減速して第2リングギヤR2（他の回転要素）に出力する減速機能を達成可能な遊星歯車組である。 Single pinion type planetary gear set SG1 is a single pinion type planetary gear set by rotating planetary gear set SG1 in a single pinion type planetary gear set SG1 by fastening high clutch H / C and reverse brake R / B. This is a planetary gear set in which the first sun gear S1 (a certain rotating element) of the gear set SG1 can achieve the reverse function of rotating in the reverse direction to the first ring gear R1 (other rotating element).
In the double pinion type planetary gear set WG2, the second pinion carrier PC2 is always fixed (fixed element) to the housing HS, and the rotation speed of the second sun gear S2 (a rotating element) of the double pinion type planetary gear set WG2 is reduced. Thus, the planetary gear set is capable of achieving a reduction function that is output to the second ring gear R2 (another rotating element).

シングルピニオン型遊星歯車組SG1の第1リングギヤR1（ある回転要素）とダブルピニオン型遊星歯車組WG2の第2リングギヤR2（ある回転要素）とは、常時出力回転要素402と接続されて一体に回転する回転メンバを構成している。
ローブレーキR/Bは、シングルピニオン型遊星歯車組SG1の第1ピニオンキャリヤPC1とハウジングHSとを断接することで固定可能とされ、第1サンギヤS1が入力回転要素401と接続され、第2サンギヤS2がモータ回転要素403と接続されている。
ハイクラッチH/Cは、入力回転要素401（第1サンギヤS1）と出力回転要素402（第1リングギヤR1，第2リングギヤR2）とを断接する。
ロークラッチL/Cは、入力回転要素401とモータ回転要素403とを断接する。 The first ring gear R1 (a certain rotating element) of the single pinion type planetary gear set SG1 and the second ring gear R2 (a certain rotating element) of the double pinion type planetary gear set WG2 are always connected to the output rotating element 402 and rotate together. The rotating member is configured.
The low brake R / B can be fixed by connecting and disconnecting the first pinion carrier PC1 and the housing HS of the single pinion type planetary gear set SG1, the first sun gear S1 is connected to the input rotating element 401, and the second sun gear S2 is connected to the motor rotation element 403.
The high clutch H / C connects and disconnects the input rotation element 401 (first sun gear S1) and the output rotation element 402 (first ring gear R1, second ring gear R2).
The low clutch L / C connects and disconnects the input rotation element 401 and the motor rotation element 403.

一般に、遊星歯車組を複数使った減速機構は減速比の自由度が少なく、遊星歯車組の回転要素の接続の仕方が減速比を決定する支配的な要因となる。1速時のギヤ比は発進駆動力に影響するため、減速比はロー側が望ましく、2速時のギヤ比は燃費を重視して減速が生じない直結状態（減速比=1.0）が望ましい。
次に、1速時のギヤ比と2速時のギヤ比との段間比（1速ギヤ比／2速ギヤ比）に着目すると、この段間比が大きくなると、1速から2速へのアップシフト時に変速ショックを招きやすく運転者に違和感を与えるため、段間比は小さいことが望ましい。一方で、段間比が小さすぎると、全体のレシオカバレッジ（最低段の減速比／最高段の減速比をいい、この値は、大きい値であるほど各前進段でのギヤ比設定自由度が高くなる）が小さくなり、燃費効果が得られなくなる。よって、適切な段間比が望まれる。
また、1速から後退速へ切り替えた際の駆動力差が小さいことが望ましいため、1速のギヤ比と後退速のギヤ比の絶対値は同程度のギヤ比であることが望まれる（１−Ｒレシオが1.0）。前進時と後退時とでアクセルペダルの踏み加減に対する車両の加速感が大きく異なることもなく、運転性が悪化するという問題を回避することができるからである。 In general, a reduction mechanism using a plurality of planetary gear sets has a low degree of freedom in the reduction ratio, and the manner in which the rotating elements of the planetary gear set are connected is a dominant factor that determines the reduction ratio. Since the gear ratio at the first speed affects the starting drive force, the reduction ratio is preferably low, and the gear ratio at the second speed is preferably a direct connection state (reduction ratio = 1.0) in which reduction of fuel consumption is emphasized.
Next, focusing on the gear ratio between the gear ratio at the 1st speed and the gear ratio at the 2nd speed (1st gear ratio / 2nd gear ratio), if this interstage ratio increases, the 1st gear shifts to the 2nd gear. It is desirable that the step ratio is small in order to easily cause a shift shock during upshifting and to give the driver a sense of incongruity. On the other hand, if the gear ratio is too small, the overall ratio coverage (lowest gear ratio / highest gear ratio), the greater the value, the greater the gear ratio setting freedom at each forward gear. (Higher) becomes smaller and the fuel efficiency effect cannot be obtained. Therefore, an appropriate interstage ratio is desired.
In addition, since it is desirable that the difference in driving force when switching from the first speed to the reverse speed is small, it is desirable that the absolute value of the gear ratio of the first speed and the gear ratio of the reverse speed be comparable. -R ratio is 1.0). This is because the feeling of acceleration of the vehicle with respect to the depression and depression of the accelerator pedal does not differ greatly between forward and backward, and the problem that the drivability deteriorates can be avoided.

これら各種条件により、例えば最終減速比が3.9の場合、理想のギヤ比は1速が1.6〜2.0程度、2速が1.0、後退速が -1.6〜-2.0となる。実施例１の副変速機40の構成にあっては、減速比の設定自由度が高く、1速時の減速比＝1.8、2速時の減速比＝1.0、後退速時の減速比＝-1.8として設定することができるため、上記の副変速機に求められるギヤ比性能を全て満足できる。 Under these various conditions, for example, when the final reduction ratio is 3.9, the ideal gear ratio is about 1.6 to 2.0 for the first speed, 1.0 for the second speed, and -1.6 to -2.0 for the reverse speed. In the configuration of the sub-transmission 40 of the first embodiment, the degree of freedom in setting the reduction ratio is high, the reduction ratio at the first speed = 1.8, the reduction ratio at the second speed = 1.0, the reduction ratio at the reverse speed = − Since it can be set as 1.8, all of the gear ratio performances required for the auxiliary transmission can be satisfied.

次に、上記スケルトン図に基づく共線図について説明する。共線図とは、各回転要素のギヤ比を横軸に取ることで各回転要素を配置し、縦軸に各回転要素の回転数を取ることで各回転要素の関係性を直線で表記したものである。以降、図３から図１０に示す共線図は、実施例１のハイブリッド車両の副変速機の共線図であり、ダブルピニオン型遊星歯車組WG2を図中の左側の共線図に示し、シングルピニオン型遊星歯車組SG1を図中の右側の共線図に示す。また、図中の太い線（点線を含む）はトルク伝達に寄与する回転要素を示し、細い線はトルク伝達に寄与しない回転要素を示す。 Next, an alignment chart based on the skeleton diagram will be described. The collinear diagram is a linear representation of the relationship between each rotating element by arranging the rotating elements by taking the gear ratio of each rotating element on the horizontal axis and taking the number of rotations of each rotating element on the vertical axis. Is. Hereinafter, the collinear charts shown in FIG. 3 to FIG. 10 are collinear charts of the sub-transmission of the hybrid vehicle of the first embodiment, and the double pinion type planetary gear set WG2 is shown in the collinear chart on the left side in the figure. The single pinion type planetary gear set SG1 is shown in the alignment chart on the right side of the figure. In addition, a thick line (including a dotted line) in the figure indicates a rotating element that contributes to torque transmission, and a thin line indicates a rotating element that does not contribute to torque transmission.

図３は実施例１の1速時エンジン走行における共線図である。1速時はロークラッチL/Cの締結により入力回転要素401とモータ回転要素403とが一体回転するため、エンジン側からの入力はダブルピニオン型遊星歯車組WG2により減速されて出力回転要素402に出力される。このとき、シングルピニオン型遊星歯車組SG1の各回転要素はトルク伝達に寄与しない。
図４は実施例１の2速時エンジン走行における共線図である。2速時はハイクラッチH/Cの締結により直結機能が働き、入力回転要素401と出力回転要素402とが直結状態とされるため、エンジン側からの入力はシングルピニオン型遊星歯車組SG1からそのまま出力回転要素402に出力される。このとき、ダブルピニオン型遊星歯車組WG2の各回転要素はトルク伝達に寄与しない。
図５は実施例１の後退速時エンジン走行における共線図である。後退速時はリバースブレーキR/Bの締結により第1ピニオンキャリヤPC1がハウジングHSに固定される。これにより、逆転機能が働き、エンジン側からの入力はシングルピニオン型遊星歯車組SG1により逆転して出力回転要素402に出力される。このとき、ダブルピニオン型遊星歯車組WG2の各回転要素はトルク伝達に寄与しない。 FIG. 3 is an alignment chart in the first-speed engine running of the first embodiment. At the first speed, the input rotation element 401 and the motor rotation element 403 rotate integrally by engaging the low clutch L / C, so the input from the engine side is decelerated by the double pinion type planetary gear set WG2 to the output rotation element 402. Is output. At this time, each rotating element of the single pinion type planetary gear set SG1 does not contribute to torque transmission.
FIG. 4 is a collinear diagram in the second-speed engine running of the first embodiment. At the second speed, the direct coupling function works by engaging the high clutch H / C, and the input rotation element 401 and the output rotation element 402 are directly coupled, so the input from the engine side is directly from the single pinion planetary gear set SG1 Output to the output rotation element 402. At this time, each rotating element of the double pinion type planetary gear set WG2 does not contribute to torque transmission.
FIG. 5 is a collinear diagram for engine travel at reverse speed according to the first embodiment. At the reverse speed, the first pinion carrier PC1 is fixed to the housing HS by fastening the reverse brake R / B. Thereby, the reverse rotation function works, and the input from the engine side is reversely rotated by the single pinion type planetary gear set SG1 and output to the output rotation element 402. At this time, each rotating element of the double pinion type planetary gear set WG2 does not contribute to torque transmission.

図６は実施例１の1速時HEV走行における共線図である。基本的な共線図は図３と同じであるが、エンジン1のトルクに加えて電動モータ2のトルクが付加される点で図３と異なる。具体的には、ダブルピニオン型遊星歯車組WG2により減速されて出力回転要素402に出力される際、エンジントルクに加えてモータトルクが付加される。
図７は実施例１の2速時HEV走行における共線図である。基本的な共線図は図４と同じであるが、エンジン1のトルクに加えて電動モータ2のトルクが付加されるため、ダブルピニオン型遊星歯車組WG2もトルク伝達に寄与して出力回転要素402にエンジントルクとモータトルクが付加される。
図８は実施例１の後退速時HEV走行における共線図である。基本的な共線図は図５と同じであるが、エンジン1のトルクに加えて電動モータ2のトルクが付加されるため、ダブルピニオン型遊星歯車組WG2もトルク伝達に寄与して出力回転要素402にエンジントルクとモータトルクが付加される。 FIG. 6 is a nomographic chart in the first-speed HEV running of the first embodiment. The basic alignment chart is the same as FIG. 3, but differs from FIG. 3 in that the torque of the electric motor 2 is added in addition to the torque of the engine 1. Specifically, when the motor is decelerated by the double pinion planetary gear set WG2 and output to the output rotating element 402, motor torque is added in addition to engine torque.
FIG. 7 is a collinear diagram for the second-speed HEV running of the first embodiment. The basic alignment chart is the same as in FIG. 4, but since the torque of the electric motor 2 is added in addition to the torque of the engine 1, the double pinion type planetary gear set WG2 also contributes to the torque transmission and outputs the rotation element. Engine torque and motor torque are added to 402.
FIG. 8 is an alignment chart in HEV traveling at reverse speed in the first embodiment. The basic alignment chart is the same as in FIG. 5, but since the torque of the electric motor 2 is added in addition to the torque of the engine 1, the double pinion type planetary gear set WG2 also contributes to the torque transmission and outputs the rotation element. Engine torque and motor torque are added to 402.

図９は実施例１のEV前進走行における共線図である。EV走行時は全てのクラッチを解放するため、電動モータ側からの入力はダブルピニオン型遊星歯車組WG2の減速機能により減速されて出力回転要素402にモータトルクが出力される。このとき、シングルピニオン型遊星歯車組SG1では、出力回転要素402の回転に連れまわって第1リングギヤR1や第1ピニオンキャリヤPC1が回転するものの、エンジン側の入力回転要素401の回転は０であり、バリエータCVTやエンジン1が連れまわされることがない。
図１０は実施例１のEV後退走行における共線図である。EV走行時は全てのクラッチを解放するため、電動モータ側からの逆回転入力はダブルピニオン型遊星歯車組WG2の減速機能により減速されて出力回転要素402にモータトルクが出力される。このとき、シングルピニオン型遊星歯車組SG1では、出力回転要素402の回転に連れまわって第1リングギヤR1や第1ピニオンキャリヤPC1が回転するものの、エンジン側の入力回転要素401の回転は０であり、バリエータCVTやエンジン1が連れまわることがない。 FIG. 9 is an alignment chart in EV forward traveling of the first embodiment. Since all clutches are released during EV travel, the input from the electric motor side is decelerated by the reduction function of the double pinion planetary gear set WG2, and motor torque is output to the output rotating element 402. At this time, in the single pinion type planetary gear set SG1, the first ring gear R1 and the first pinion carrier PC1 rotate along with the rotation of the output rotation element 402, but the rotation of the input rotation element 401 on the engine side is zero. , The variator CVT and the engine 1 are not brought along.
FIG. 10 is an alignment chart in EV reverse traveling according to the first embodiment. In order to release all the clutches during EV travel, the reverse rotation input from the electric motor side is decelerated by the deceleration function of the double pinion planetary gear set WG2, and the motor torque is output to the output rotation element 402. At this time, in the single pinion type planetary gear set SG1, the first ring gear R1 and the first pinion carrier PC1 rotate along with the rotation of the output rotation element 402, but the rotation of the input rotation element 401 on the engine side is zero. , Variator CVT and engine 1 are not accompanied.

以上説明したように、実施例１にあっては下記に列挙する作用効果が得られる。
（１）エンジン1の出力軸に結合されたバリエータCVTと、バリエータCVTと駆動輪5との間に配置され複数の変速段を達成可能な副変速機40と、電動モータ2と、を備えたハイブリッド車両の駆動装置であって、副変速機40は、エンジン1と接続された入力回転要素401と、駆動輪5と接続された出力回転要素402と、電動モータ2と接続されたモータ回転要素403と、シングルピニオン型遊星歯車組SG1及びダブルピニオン型遊星歯車組WG2と、ハイクラッチH/C（第1締結要素），ローブレーキL/B（第2締結要素）及びロークラッチL/C（第3締結要素）と、を有し、シングルピニオン型遊星歯車組SG1は、ハイクラッチH/Cの締結によりシングルピニオン型遊星歯車組SG1の各回転要素が一体に回転する遊星直結機能と、ローブレーキL/Bの締結によりシングルピニオン型遊星歯車組SG1のある回転要素が他の回転要素と逆方向に回転する逆転機能とを達成可能な遊星歯車組であり、ダブルピニオン型遊星歯車組WG2は、固定要素を有し、ダブルピニオン型遊星歯車組WG2のある回転要素の回転数を減速して他の回転要素に出力する減速機能を達成可能な遊星歯車組であり、ロークラッチL/Cは、入力回転要素401とモータ回転要素403とを断接することを特徴とするハイブリッド車両の駆動装置。
すなわち、副変速機40を上記のように構成することで、軸長が長くなることなく、終減速歯車FGの外周に二つのギヤが噛み合うような構成を回避することが可能となり、音振性能の悪化や組み立て性の悪化を回避できる。また、電動モータ2と出力回転要素402とはダブルピニオン型遊星歯車組WG2の減速機能を介して接続されているため、十分な減速比を確保できる。 As described above, the effects listed below are obtained in the first embodiment.
(1) A variator CVT coupled to the output shaft of the engine 1, a sub-transmission 40 that is disposed between the variator CVT and the drive wheel 5 and that can achieve a plurality of shift stages, and the electric motor 2 are provided. The sub-transmission 40 is a hybrid vehicle drive device, and includes an input rotation element 401 connected to the engine 1, an output rotation element 402 connected to the drive wheels 5, and a motor rotation element connected to the electric motor 2. 403, single pinion type planetary gear set SG1 and double pinion type planetary gear set WG2, high clutch H / C (first engagement element), low brake L / B (second engagement element) and low clutch L / C ( The single pinion type planetary gear set SG1 has a planetary direct connection function in which the rotating elements of the single pinion type planetary gear set SG1 rotate integrally by fastening the high clutch H / C, Single pinion planet with brake L / B A planetary gear set in which a rotating element of the gear set SG1 can achieve a reverse rotation function in which the rotating element rotates in the opposite direction to the other rotating elements. The double pinion type planetary gear set WG2 has a fixed element and is a double pinion type planetary planet. It is a planetary gear set that can achieve a speed reduction function that reduces the rotational speed of a rotating element of the gear set WG2 and outputs it to other rotating elements, and the low clutch L / C includes an input rotating element 401, a motor rotating element 403, A drive device for a hybrid vehicle characterized by connecting and disconnecting.
That is, by configuring the auxiliary transmission 40 as described above, it is possible to avoid a configuration in which two gears mesh with the outer periphery of the final reduction gear FG without increasing the axial length, and sound vibration performance Can be avoided. In addition, since the electric motor 2 and the output rotation element 402 are connected via the reduction function of the double pinion type planetary gear set WG2, a sufficient reduction ratio can be ensured.

（２）第1遊星歯車組はシングルピニオン型遊星歯車組SG1であり、第2遊星歯車組はダブルピニオン型遊星歯車組WG2であり、シングルピニオン型遊星歯車組SG1の第1リングギヤR1（ある回転要素）とダブルピニオン型遊星歯車組WG2の第2リングギヤR2（ある回転要素）とが常時出力回転要素402と接続され、第2締結要素はブレーキであって第1ピニオンキャリヤPC1が固定可能とされ、第1サンギヤS1が入力回転要素401と接続され、第2サンギヤS2がモータ回転要素403と接続され、固定要素は、第2ピニオンキャリヤPC2である。
この構成により、減速比の設定自由度が高く、1速時の減速比＝1.8、2速時の減速比＝1.0、後退速時の減速比＝-1.8として設定することができるため、副変速機に求められるギヤ比性能（ハイ側を1.0、レシオカバレッジが1.6〜2.0の間、１−Ｒレシオが1.0）を全て満足できる。 (2) The first planetary gear set is a single pinion type planetary gear set SG1, the second planetary gear set is a double pinion type planetary gear set WG2, and the first ring gear R1 of the single pinion type planetary gear set SG1 (some rotation) Element) and the second ring gear R2 (a certain rotating element) of the double pinion type planetary gear set WG2 are always connected to the output rotating element 402, the second fastening element is a brake, and the first pinion carrier PC1 can be fixed. The first sun gear S1 is connected to the input rotation element 401, the second sun gear S2 is connected to the motor rotation element 403, and the fixed element is the second pinion carrier PC2.
With this configuration, there is a high degree of freedom in setting the reduction ratio, and it is possible to set the reduction ratio at the first speed = 1.8, the reduction ratio at the second speed = 1.0, and the reduction ratio at the reverse speed = -1.8. The gear ratio performance required for the machine (high side 1.0, ratio coverage 1.6-2.0, 1-R ratio 1.0) can be all satisfied.

〔実施例２〕
次に実施例２について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため、異なる点についてのみ説明する。図１１は実施例２の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。実施例１では、ダブルピニオン型遊星歯車組WG2の第2サンギヤS2がモータ回転要素403と接続され、第2ピニオンキャリヤPC2が固定されていた。これに対し、実施例２では第2ピニオンキャリヤPC2がモータ回転要素403と接続され、第2サンギヤS2が固定されている点が異なる。尚、この変更により図３〜図１０に示す共線図にあっては、S2（403）と記載されたモータ回転要素403の位置がS2（固定）で０となり、PC2（固定）と記載された第2ピニオンキャリヤPC2の位置がPC2（403）となり、モータ回転要素403の回転数が入力されることとなる。ここで、ダブルピニオン型遊星歯車組WG2の場合、上記のように固定要素とモータ回転要素403の位置を入れ替えたとしても、入れ替え前と同じギヤ比を達成できる。よって、実施例１と同様のギヤ比と作用効果が得られる。 [Example 2]
Next, Example 2 will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, only different points will be described. FIG. 11 is an enlarged skeleton diagram of the configuration of the sub-transmission portion of the second embodiment. In the first embodiment, the second sun gear S2 of the double pinion type planetary gear set WG2 is connected to the motor rotating element 403, and the second pinion carrier PC2 is fixed. On the other hand, the second embodiment is different in that the second pinion carrier PC2 is connected to the motor rotating element 403 and the second sun gear S2 is fixed. As a result of this change, in the collinear charts shown in FIGS. 3 to 10, the position of the motor rotating element 403 described as S2 (403) is 0 at S2 (fixed), and is described as PC2 (fixed). The position of the second pinion carrier PC2 is PC2 (403), and the rotation speed of the motor rotation element 403 is input. Here, in the case of the double pinion type planetary gear set WG2, even if the positions of the fixed element and the motor rotating element 403 are exchanged as described above, the same gear ratio as before the exchange can be achieved. Therefore, the same gear ratio and operational effect as in the first embodiment can be obtained.

（３）第1遊星歯車組はシングルピニオン型遊星歯車組SG1であり、第2遊星歯車組はダブルピニオン型遊星歯車組WG2であり、シングルピニオン型遊星歯車組SG1の第1リングギヤR1（ある回転要素）とダブルピニオン型遊星歯車組WG2の第2リングギヤR2（ある回転要素）とが常時出力回転要素402と接続され、第2締結要素はブレーキであって第1ピニオンキャリヤPC1が固定可能とされ、第1サンギヤS1が入力回転要素401と接続され、第2ピニオンキャリヤPC2がモータ回転要素403と接続され、固定要素は、第2サンギヤS2である。
この構成により、減速比の設定自由度が高く、1速時の減速比＝1.8、2速時の減速比＝1.0、後退速時の減速比＝-1.8として設定することができるため、副変速機に求められるギヤ比性能（ハイ側を1.0、レシオカバレッジが1.6〜2.0の間、１−Ｒレシオが1.0）を全て満足できる。 (3) The first planetary gear set is a single pinion type planetary gear set SG1, the second planetary gear set is a double pinion type planetary gear set WG2, and the first ring gear R1 of the single pinion type planetary gear set SG1 (some rotation) Element) and the second ring gear R2 (a certain rotating element) of the double pinion type planetary gear set WG2 are always connected to the output rotating element 402, the second fastening element is a brake, and the first pinion carrier PC1 can be fixed. The first sun gear S1 is connected to the input rotation element 401, the second pinion carrier PC2 is connected to the motor rotation element 403, and the fixed element is the second sun gear S2.
With this configuration, there is a high degree of freedom in setting the reduction ratio, and it is possible to set the reduction ratio at the first speed = 1.8, the reduction ratio at the second speed = 1.0, and the reduction ratio at the reverse speed = -1.8. The gear ratio performance required for the machine (high side 1.0, ratio coverage 1.6-2.0, 1-R ratio 1.0) can be all satisfied.

〔実施例３〕
次に、実施例３について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため異なる点についてのみ説明する。図１２は実施例３の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。実施例３では、第1遊星歯車組としてダブルピニオン型遊星歯車組WG1を採用している。また、リバースブレーキR/Bにより第1リングギヤR1を固定可能とし、出力回転要素402に第1ピニオンキャリヤPC1と第2リングギヤR2とを常時接続する。また、第2サンギヤS2をハウジングHSに固定するにあたり、モータ回転要素403の中空シャフト内を貫通して固定している点が異なる。これにより、実施例１と同様、1速時の減速比＝1.8、2速時の減速比＝1.0、後退速時の減速比＝-1.8として設定することができる。 Example 3
Next, Example 3 will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, only different points will be described. FIG. 12 is a skeleton diagram in which the configuration of the sub-transmission portion of the third embodiment is enlarged. In the third embodiment, the double pinion type planetary gear set WG1 is adopted as the first planetary gear set. Further, the first ring gear R1 can be fixed by the reverse brake R / B, and the first pinion carrier PC1 and the second ring gear R2 are always connected to the output rotation element 402. Further, when the second sun gear S2 is fixed to the housing HS, it is different in that the second sun gear S2 is fixed through the hollow shaft of the motor rotating element 403. Accordingly, as in the first embodiment, the reduction ratio at the first speed = 1.8, the reduction ratio at the second speed = 1.0, and the reduction ratio at the reverse speed = −1.8 can be set.

〔実施例４〕
次に、実施例４について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため異なる点についてのみ説明する。図１３は実施例４の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。実施例４では、第1遊星歯車組としてダブルピニオン型遊星歯車組WG1を採用している。また、リバースブレーキR/Bにより第1リングギヤR1を固定可能とし、出力回転要素402に第1ピニオンキャリヤPC1と第2リングギヤR2とを常時接続する。また、第2サンギヤS2をモータ回転要素403と接続し、第2ピニオンキャリヤPC2をハウジングHSに固定する。これにより、実施例１と同様、1速時の減速比＝1.8、2速時の減速比＝1.0、後退速時の減速比＝-1.8として設定することができる。 Example 4
Next, Example 4 will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, only different points will be described. FIG. 13 is an enlarged skeleton diagram of the configuration of the sub-transmission portion of the fourth embodiment. In Example 4, the double pinion type planetary gear set WG1 is adopted as the first planetary gear set. Further, the first ring gear R1 can be fixed by the reverse brake R / B, and the first pinion carrier PC1 and the second ring gear R2 are always connected to the output rotation element 402. Further, the second sun gear S2 is connected to the motor rotating element 403, and the second pinion carrier PC2 is fixed to the housing HS. Accordingly, as in the first embodiment, the reduction ratio at the first speed = 1.8, the reduction ratio at the second speed = 1.0, and the reduction ratio at the reverse speed = −1.8 can be set.

〔実施例５〕
次に、実施例５について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため異なる点についてのみ説明する。図１４は実施例５の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。実施例５では、第1遊星歯車組としてダブルピニオン型遊星歯車組WG1を採用している。また、リバースブレーキR/Bにより第1リングギヤR1を固定可能とし、入力回転要素401を第1ピニオンキャリヤPC1に接続すると共に、出力回転要素402に第1サンギヤS1と第2リングギヤR2とを常時接続する。また、第2ピニオンキャリヤPC2をモータ回転要素403と接続し、第2サンギヤS2をハウジングHSに固定する。これにより、実施例１と同様、1速時の減速比＝1.8、2速時の減速比＝1.0、後退速時の減速比＝-1.5として設定することができる。 Example 5
Next, Example 5 will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, only different points will be described. FIG. 14 is a skeleton diagram in which the configuration of the sub-transmission portion of the fifth embodiment is enlarged. In the fifth embodiment, the double pinion type planetary gear set WG1 is adopted as the first planetary gear set. Also, the first ring gear R1 can be fixed by the reverse brake R / B, the input rotating element 401 is connected to the first pinion carrier PC1, and the first sun gear S1 and the second ring gear R2 are always connected to the output rotating element 402. To do. Further, the second pinion carrier PC2 is connected to the motor rotating element 403, and the second sun gear S2 is fixed to the housing HS. Thus, as in the first embodiment, the reduction ratio at the first speed = 1.8, the reduction ratio at the second speed = 1.0, and the reduction ratio at the reverse speed = −1.5 can be set.

〔実施例６〕
次に、実施例６について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため異なる点についてのみ説明する。図１５は実施例６の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。実施例６では、第1遊星歯車組としてダブルピニオン型遊星歯車組WG1を採用している。また、リバースブレーキR/Bにより第1リングギヤR1を固定可能とし、入力回転要素401を第1ピニオンキャリヤPC1に接続すると共に、出力回転要素402に第1サンギヤS1と第2リングギヤR2とを常時接続する。また、第2サンギヤS2をモータ回転要素403と接続し、第2ピニオンキャリヤPC2をハウジングHSに固定する。これにより、実施例１と同様、1速時の減速比＝1.8、2速時の減速比＝1.0、後退速時の減速比＝-1.5として設定することができる。 Example 6
Next, Example 6 will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, only different points will be described. FIG. 15 is an enlarged skeleton diagram of the configuration of the sub-transmission portion of the sixth embodiment. In the sixth embodiment, the double pinion type planetary gear set WG1 is adopted as the first planetary gear set. Also, the first ring gear R1 can be fixed by the reverse brake R / B, the input rotating element 401 is connected to the first pinion carrier PC1, and the first sun gear S1 and the second ring gear R2 are always connected to the output rotating element 402. To do. Further, the second sun gear S2 is connected to the motor rotating element 403, and the second pinion carrier PC2 is fixed to the housing HS. Thus, as in the first embodiment, the reduction ratio at the first speed = 1.8, the reduction ratio at the second speed = 1.0, and the reduction ratio at the reverse speed = −1.5 can be set.

〔実施例７〕
次に、実施例７について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため異なる点についてのみ説明する。図１６は実施例７の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。実施例７では、第1遊星歯車組としてシングルピニオン型遊星歯車組SG1を採用し、第2遊星歯車組もシングルピニオン型遊星歯車組SG2を採用している。また、リバースブレーキR/Bにより第1ピニオンキャリヤPC1を固定可能とし、入力回転要素401を第1リングギヤR1に接続すると共に、出力回転要素402に第1サンギヤS1と第2ピニオンキャリヤPC2とを常時接続する。また、第2サンギヤS2をモータ回転要素403と接続し、第2リングギヤR2をハウジングHSに固定する。これにより、実施例１と同様、1速時の減速比＝2.6、2速時の減速比＝1.0、後退速時の減速比＝-0.6として設定することができる。 Example 7
Next, Example 7 will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, only different points will be described. FIG. 16 is an enlarged skeleton diagram of the configuration of the sub-transmission portion of the seventh embodiment. In the seventh embodiment, a single pinion type planetary gear set SG1 is used as the first planetary gear set, and a single pinion type planetary gear set SG2 is also used as the second planetary gear set. Further, the first pinion carrier PC1 can be fixed by the reverse brake R / B, the input rotation element 401 is connected to the first ring gear R1, and the first sun gear S1 and the second pinion carrier PC2 are always connected to the output rotation element 402. Connecting. Further, the second sun gear S2 is connected to the motor rotating element 403, and the second ring gear R2 is fixed to the housing HS. Accordingly, as in the first embodiment, the reduction ratio at the first speed = 2.6, the reduction ratio at the second speed = 1.0, and the reduction ratio at the reverse speed = −0.6 can be set.

〔実施例８〕
次に、実施例８について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため異なる点についてのみ説明する。図１７は実施例８の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。実施例８では、第1遊星歯車組としてシングルピニオン型遊星歯車組SG1を採用し、第2遊星歯車組もシングルピニオン型遊星歯車組SG2を採用している。また、リバースブレーキR/Bにより第1ピニオンキャリヤPC1を固定可能とし、入力回転要素401を第1サンギヤS1に接続すると共に、出力回転要素402に第1リングギヤR1と第2ピニオンキャリヤPC2とを常時接続する。また、第2サンギヤS2をモータ回転要素403と接続し、第2リングギヤR2をハウジングHSに固定する。これにより、実施例１と同様、1速時の減速比＝2.6、2速時の減速比＝1.0、後退速時の減速比＝-2.6として設定することができる。 Example 8
Next, Example 8 will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, only different points will be described. FIG. 17 is a skeleton diagram in which the configuration of the sub-transmission portion of the eighth embodiment is enlarged. In the eighth embodiment, a single pinion type planetary gear set SG1 is adopted as the first planetary gear set, and a single pinion type planetary gear set SG2 is also adopted as the second planetary gear set. Also, the first pinion carrier PC1 can be fixed by the reverse brake R / B, the input rotation element 401 is connected to the first sun gear S1, and the first ring gear R1 and the second pinion carrier PC2 are always connected to the output rotation element 402. Connecting. Further, the second sun gear S2 is connected to the motor rotating element 403, and the second ring gear R2 is fixed to the housing HS. Thus, as in the first embodiment, the reduction ratio at the first speed = 2.6, the reduction ratio at the second speed = 1.0, and the reduction ratio at the reverse speed = −2.6 can be set.

〔実施例９〕
次に、実施例９について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため異なる点についてのみ説明する。図１８は実施例９の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。実施例９では、第1遊星歯車組としてシングルピニオン型遊星歯車組SG1を採用し、第2遊星歯車組もシングルピニオン型遊星歯車組SG2を採用している。また、リバースブレーキR/Bにより第1ピニオンキャリヤPC1を固定可能とし、入力回転要素401を第1リングギヤR1に接続すると共に、出力回転要素402に第1サンギヤS1と第2ピニオンキャリヤPC2とを常時接続する。また、第2リングギヤR2をモータ回転要素403と接続し、第2サンギヤS2をハウジングHSに固定する。これにより、実施例１と同様、1速時の減速比＝1.6、2速時の減速比＝1.0、後退速時の減速比＝-0.6として設定することができる。 Example 9
Next, Example 9 will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, only different points will be described. FIG. 18 is a skeleton diagram in which the configuration of the sub-transmission portion of the ninth embodiment is enlarged. In the ninth embodiment, a single pinion type planetary gear set SG1 is adopted as the first planetary gear set, and a single pinion type planetary gear set SG2 is also adopted as the second planetary gear set. Further, the first pinion carrier PC1 can be fixed by the reverse brake R / B, the input rotation element 401 is connected to the first ring gear R1, and the first sun gear S1 and the second pinion carrier PC2 are always connected to the output rotation element 402. Connecting. Further, the second ring gear R2 is connected to the motor rotating element 403, and the second sun gear S2 is fixed to the housing HS. Thus, similarly to the first embodiment, the reduction ratio at the first speed = 1.6, the reduction ratio at the second speed = 1.0, and the reduction ratio at the reverse speed = −0.6 can be set.

〔実施例１０〕
次に、実施例１０について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため異なる点についてのみ説明する。図１９は実施例１０の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。実施例１０では、第1遊星歯車組としてシングルピニオン型遊星歯車組SG1を採用し、第2遊星歯車組もシングルピニオン型遊星歯車組SG2を採用している。また、リバースブレーキR/Bにより第1ピニオンキャリヤPC1を固定可能とし、入力回転要素401を第1サンギヤS1に接続すると共に、出力回転要素402に第1リングギヤR1と第2ピニオンキャリヤPC2とを常時接続する。また、第2リングギヤR2をモータ回転要素403と接続し、第2サンギヤS2をハウジングHSに固定する。これにより、実施例１と同様、1速時の減速比＝1.6、2速時の減速比＝1.0、後退速時の減速比＝-1.6として設定することができる。 Example 10
Next, Example 10 will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, only different points will be described. FIG. 19 is an enlarged skeleton diagram of the configuration of the sub-transmission portion of the tenth embodiment. In the tenth embodiment, a single pinion type planetary gear set SG1 is adopted as the first planetary gear set, and a single pinion type planetary gear set SG2 is adopted as the second planetary gear set. Also, the first pinion carrier PC1 can be fixed by the reverse brake R / B, the input rotation element 401 is connected to the first sun gear S1, and the first ring gear R1 and the second pinion carrier PC2 are always connected to the output rotation element 402. Connecting. Further, the second ring gear R2 is connected to the motor rotating element 403, and the second sun gear S2 is fixed to the housing HS. Thus, as in the first embodiment, the reduction ratio at the first speed = 1.6, the reduction ratio at the second speed = 1.0, and the reduction ratio at the reverse speed = −1.6 can be set.

〔実施例１１〕
次に、実施例１１について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため異なる点についてのみ説明する。図２０は実施例１１の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。実施例１１では、第1遊星歯車組としてダブルピニオン型遊星歯車組WG1を採用し、第2遊星歯車組はシングルピニオン型遊星歯車組SG2を採用している。また、リバースブレーキR/Bにより第1リングギヤR1を固定可能とし、入力回転要素401を第1ピニオンキャリヤPC1に接続すると共に、出力回転要素402に第1サンギヤS1と第2ピニオンキャリヤPC2とを常時接続する。また、第2サンギヤS2をモータ回転要素403と接続し、第2リングギヤR2をハウジングHSに固定する。これにより、実施例１と同様、1速時の減速比＝2.6、2速時の減速比＝1.0、後退速時の減速比＝-1.6として設定することができる。 Example 11
Next, Example 11 will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, only different points will be described. FIG. 20 is an enlarged skeleton diagram showing the configuration of the sub-transmission portion of the eleventh embodiment. In the eleventh embodiment, a double pinion type planetary gear set WG1 is adopted as the first planetary gear set, and a single pinion type planetary gear set SG2 is adopted as the second planetary gear set. Also, the first ring gear R1 can be fixed by the reverse brake R / B, the input rotating element 401 is connected to the first pinion carrier PC1, and the first sun gear S1 and the second pinion carrier PC2 are always connected to the output rotating element 402. Connecting. Further, the second sun gear S2 is connected to the motor rotating element 403, and the second ring gear R2 is fixed to the housing HS. Thus, as in the first embodiment, the reduction ratio at the first speed = 2.6, the reduction ratio at the second speed = 1.0, and the reduction ratio at the reverse speed = −1.6 can be set.

〔実施例１２〕
次に、実施例１２について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため異なる点についてのみ説明する。図２１は実施例１２の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。実施例１２では、第1遊星歯車組としてダブルピニオン型遊星歯車組WG1を採用し、第2遊星歯車組はシングルピニオン型遊星歯車組SG2を採用している。また、リバースブレーキR/Bにより第1リングギヤR1を固定可能とし、入力回転要素401を第1サンギヤS1に接続すると共に、出力回転要素402に第1ピニオンキャリヤPC1と第2ピニオンキャリヤPC2とを常時接続する。また、第2サンギヤS2をモータ回転要素403と接続し、第2リングギヤR2をハウジングHSに固定する。これにより、実施例１と同様、1速時の減速比＝2.6、2速時の減速比＝1.0、後退速時の減速比＝-0.8として設定することができる。 Example 12
Next, Example 12 will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, only different points will be described. FIG. 21 is a skeleton diagram in which the configuration of the sub-transmission portion of the twelfth embodiment is enlarged. In the twelfth embodiment, a double pinion type planetary gear set WG1 is adopted as the first planetary gear set, and a single pinion type planetary gear set SG2 is adopted as the second planetary gear set. Also, the first ring gear R1 can be fixed by the reverse brake R / B, the input rotation element 401 is connected to the first sun gear S1, and the first pinion carrier PC1 and the second pinion carrier PC2 are always connected to the output rotation element 402. Connecting. Further, the second sun gear S2 is connected to the motor rotating element 403, and the second ring gear R2 is fixed to the housing HS. Thus, as in the first embodiment, the reduction ratio at the first speed = 2.6, the reduction ratio at the second speed = 1.0, and the reduction ratio at the reverse speed = −0.8 can be set.

〔実施例１３〕
次に、実施例１３について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため異なる点についてのみ説明する。図２２は実施例１３の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。実施例１３では、第1遊星歯車組としてダブルピニオン型遊星歯車組WG1を採用し、第2遊星歯車組はシングルピニオン型遊星歯車組SG2を採用している。また、リバースブレーキR/Bにより第1リングギヤR1を固定可能とし、入力回転要素401を第1サンギヤS1に接続すると共に、出力回転要素402に第1ピニオンキャリヤPC1と第2ピニオンキャリヤPC2とを常時接続する。また、第2リングギヤR2をモータ回転要素403と接続し、第2サンギヤS2をハウジングHSに固定する。これにより、実施例１と同様、1速時の減速比＝1.6、2速時の減速比＝1.0、後退速時の減速比＝-1.6として設定することができる。 Example 13
Next, Example 13 will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, only different points will be described. FIG. 22 is a skeleton diagram in which the configuration of the sub-transmission portion of the thirteenth embodiment is enlarged. In the thirteenth embodiment, a double pinion type planetary gear set WG1 is adopted as the first planetary gear set, and a single pinion type planetary gear set SG2 is adopted as the second planetary gear set. Also, the first ring gear R1 can be fixed by the reverse brake R / B, the input rotation element 401 is connected to the first sun gear S1, and the first pinion carrier PC1 and the second pinion carrier PC2 are always connected to the output rotation element 402. Connecting. Further, the second ring gear R2 is connected to the motor rotating element 403, and the second sun gear S2 is fixed to the housing HS. Thus, as in the first embodiment, the reduction ratio at the first speed = 1.6, the reduction ratio at the second speed = 1.0, and the reduction ratio at the reverse speed = −1.6 can be set.

〔実施例１４〕
次に、実施例１４について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため異なる点についてのみ説明する。図２３は実施例１４の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。実施例１４では、第1遊星歯車組としてダブルピニオン型遊星歯車組WG1を採用し、第2遊星歯車組はシングルピニオン型遊星歯車組SG2を採用している。また、リバースブレーキR/Bにより第1リングギヤR1を固定可能とし、入力回転要素401を第1ピニオンキャリヤPC1に接続すると共に、出力回転要素402に第1サンギヤS1と第2ピニオンキャリヤPC2とを常時接続する。また、第2リングギヤR2をモータ回転要素403と接続し、第2サンギヤS2をハウジングHSに固定する。これにより、実施例１と同様、1速時の減速比＝1.6、2速時の減速比＝1.0、後退速時の減速比＝-1.6として設定することができる。 Example 14
Next, Example 14 will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, only different points will be described. FIG. 23 is an enlarged skeleton diagram showing the configuration of the sub-transmission portion of the fourteenth embodiment. In the fourteenth embodiment, a double pinion type planetary gear set WG1 is adopted as the first planetary gear set, and a single pinion type planetary gear set SG2 is adopted as the second planetary gear set. Also, the first ring gear R1 can be fixed by the reverse brake R / B, the input rotating element 401 is connected to the first pinion carrier PC1, and the first sun gear S1 and the second pinion carrier PC2 are always connected to the output rotating element 402. Connecting. Further, the second ring gear R2 is connected to the motor rotating element 403, and the second sun gear S2 is fixed to the housing HS. Thus, as in the first embodiment, the reduction ratio at the first speed = 1.6, the reduction ratio at the second speed = 1.0, and the reduction ratio at the reverse speed = −1.6 can be set.

〔実施例１５〕
次に、実施例１５について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため異なる点についてのみ説明する。図２４は実施例１５の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。実施例１５では、第1遊星歯車組としてシングルピニオン型遊星歯車組SG1を採用し、第2遊星歯車組はダブルピニオン型遊星歯車組WG2を採用している。また、リバースブレーキR/Bにより第1ピニオンキャリヤPC1を固定可能とし、入力回転要素401を第1リングギヤR1に接続すると共に、出力回転要素402に第1サンギヤS1と第2リングギヤR2とを常時接続する。また、第2サンギヤS2をモータ回転要素403と接続し、第第2ピニオンキャリヤPC2をハウジングHSに固定する。これにより、実施例１と同様、1速時の減速比＝1.8、2速時の減速比＝1.0、後退速時の減速比＝-0.6として設定することができる。 Example 15
Next, Example 15 will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, only different points will be described. FIG. 24 is a skeleton diagram in which the configuration of the sub-transmission portion of the fifteenth embodiment is enlarged. In the fifteenth embodiment, a single pinion type planetary gear set SG1 is adopted as the first planetary gear set, and a double pinion type planetary gear set WG2 is adopted as the second planetary gear set. In addition, the first pinion carrier PC1 can be fixed by the reverse brake R / B, the input rotating element 401 is connected to the first ring gear R1, and the first sun gear S1 and the second ring gear R2 are always connected to the output rotating element 402. To do. Further, the second sun gear S2 is connected to the motor rotating element 403, and the second pinion carrier PC2 is fixed to the housing HS. Thus, as in the first embodiment, the reduction ratio at the first speed = 1.8, the reduction ratio at the second speed = 1.0, and the reduction ratio at the reverse speed = −0.6 can be set.

〔実施例１６〕
次に、実施例１６について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため異なる点についてのみ説明する。図２５は実施例１６の副変速機部分の構成を拡大したスケルトン図である。実施例１６では、第1遊星歯車組としてシングルピニオン型遊星歯車組SG1を採用し、第2遊星歯車組はダブルピニオン型遊星歯車組WG2を採用している。また、リバースブレーキR/Bにより第1ピニオンキャリヤPC1を固定可能とし、入力回転要素401を第1リングギヤR1に接続すると共に、出力回転要素402に第1サンギヤS1と第2リングギヤR2とを常時接続する。また、第2ピニオンキャリヤPC2をモータ回転要素403と接続し、第2サンギヤS2をハウジングHSに固定する。これにより、実施例１と同様、1速時の減速比＝1.8、2速時の減速比＝1.0、後退速時の減速比＝-0.6として設定することができる。 Example 16
Next, Example 16 will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, only different points will be described. FIG. 25 is an enlarged skeleton diagram showing the configuration of the sub-transmission portion of the sixteenth embodiment. In the sixteenth embodiment, a single pinion type planetary gear set SG1 is adopted as the first planetary gear set, and a double pinion type planetary gear set WG2 is adopted as the second planetary gear set. In addition, the first pinion carrier PC1 can be fixed by the reverse brake R / B, the input rotating element 401 is connected to the first ring gear R1, and the first sun gear S1 and the second ring gear R2 are always connected to the output rotating element 402. To do. Further, the second pinion carrier PC2 is connected to the motor rotating element 403, and the second sun gear S2 is fixed to the housing HS. Thus, as in the first embodiment, the reduction ratio at the first speed = 1.8, the reduction ratio at the second speed = 1.0, and the reduction ratio at the reverse speed = −0.6 can be set.

（他の実施例）
以上、本願発明を各実施例に基づいて説明したが、上記構成に限られず、他の構成であっても本願発明に含まれる。実施例ではスタータモータによりエンジン再始動を行う構成を示したが、他の構成であっても構わない。具体的には、近年、アイドリングストップ機能付き車両であって、オルタネータをモータ・ジェネレータに置き換え、このモータ・ジェネレータにオルタネータ機能を加えてエンジン始動機能を付加することにより、アイドリングストップからのエンジン再始動時に、スタータモータではなく、このモータ・ジェネレータによりエンジン再始動を行う技術が実用化されている。本願発明も上記のようなモータ・ジェネレータによりエンジン再始動を行う構成としてもよい。
また、上述した全ての実施例において、ハイクラッチH/Cを設けるにあたり、一つの遊星歯車組内のサンギヤとリングギヤとを断接する位置に限らず、一つの遊星歯車組内のサンギヤ、リングギヤ、ピニオンキャリヤのいずれか二つを断接する位置に設ければよい。 (Other examples)
As mentioned above, although this invention was demonstrated based on each Example, it is not restricted to the said structure, Even if it is another structure, it is contained in this invention. In the embodiment, the configuration in which the engine is restarted by the starter motor is shown, but other configurations may be used. Specifically, in recent years, a vehicle with an idling stop function has been replaced by replacing the alternator with a motor / generator, adding an alternator function to the motor / generator and adding an engine start function to restart the engine from an idling stop. At times, a technique for restarting the engine with this motor / generator instead of the starter motor has been put into practical use. The present invention may also be configured to restart the engine by the motor / generator as described above.
Further, in all of the above-described embodiments, the high clutch H / C is not limited to the position where the sun gear and the ring gear in one planetary gear set are connected or disconnected, but the sun gear, the ring gear, and the pinion in one planetary gear set. What is necessary is just to provide in the position which connects / disconnects any two of a carrier.

1 エンジン
2 電動モータ
4 無段変速機
5 駆動輪
6 プライマリプーリ
7 セカンダリプーリ
8 Vベルト
CVT バリエータ
T/C トルクコンバータ
12 バッテリ
13 インバータ
40 副変速機
H/C ハイクラッチ
R/B リバースブレーキ
L/C ローブレーキ 1 engine
2 Electric motor
4 Continuously variable transmission
5 Drive wheels
6 Primary pulley
7 Secondary pulley
8 V belt
CVT variator
T / C torque converter
12 battery
13 Inverter
40 Sub-transmission
H / C high clutch
R / B reverse brake
L / C low brake

Claims

A hybrid vehicle comprising: a continuously variable transmission coupled to an output shaft of an engine; a sub-transmission mechanism that is disposed between the continuously variable transmission and drive wheels and that can achieve a plurality of shift speeds; and an electric motor. A driving device comprising:
The auxiliary transmission mechanism is
An input rotating element connected to the engine;
An output rotating element connected to the drive wheel;
A motor rotating element connected to the motor;
First and second planetary gear sets;
First, second and third fastening elements;
Have
The first planetary gear set includes a planetary direct connection function in which the rotating elements of the first planetary gear set rotate integrally by fastening the first fastening element, and the first planetary gear set by fastening the second fastening element. A planetary gear set capable of achieving a reverse rotation function in which a rotating element with a rotating direction opposite to that of another rotating element,
The second planetary gear set is a planetary gear set that has a fixed element and is capable of achieving a reduction function of reducing the rotational speed of a rotating element with the second planetary gear set and outputting it to another rotating element;
The rotating element with the first planetary gear set and the rotating element with the second planetary gear set are always connected to the output rotating element,
The third engagement element is a drive apparatus for a hybrid vehicle that disengaging the said motor rotating element and the input rotation element,
The first planetary gear set is a single pinion type planetary gear set;
The second planetary gear set is a double pinion type planetary gear set;
The ring gear of the first planetary gear set and the ring gear of the second planetary gear set are always connected to the output rotating element,
The second fastening element is a brake, and the pinion carrier of the first planetary gear set can be fixed;
A sun gear of the first planetary gear set is connected to the input rotating element;
A sun gear of the second planetary gear set is connected to the motor rotating element;
The drive device for a hybrid vehicle , wherein the fixing element is a pinion carrier of the second planetary gear set .

A hybrid vehicle comprising: a continuously variable transmission coupled to an output shaft of an engine; a sub-transmission mechanism that is disposed between the continuously variable transmission and drive wheels and that can achieve a plurality of shift speeds; and an electric motor. A driving device comprising:
The auxiliary transmission mechanism is
An input rotating element connected to the engine;
An output rotating element connected to the drive wheel;
A motor rotating element connected to the motor;
First and second planetary gear sets;
First, second and third fastening elements;
Have
The first planetary gear set includes a planetary direct connection function in which the rotating elements of the first planetary gear set rotate integrally by fastening the first fastening element, and the first planetary gear set by fastening the second fastening element. A planetary gear set capable of achieving a reverse rotation function in which a rotating element with a rotating direction opposite to that of another rotating element,
The second planetary gear set is a planetary gear set that has a fixed element and is capable of achieving a reduction function of reducing the rotational speed of a rotating element with the second planetary gear set and outputting it to another rotating element;
The rotating element with the first planetary gear set and the rotating element with the second planetary gear set are always connected to the output rotating element,
The third fastening element is a drive device for a hybrid vehicle that connects and disconnects the input rotation element and the motor rotation element,
The first planetary gear set is a single pinion type planetary gear set;
The second planetary gear set is a double pinion type planetary gear set;
The ring gear of the first planetary gear set and the ring gear of the second planetary gear set are always connected to the output rotating element,
The second fastening element is a brake, and the pinion carrier of the first planetary gear set can be fixed;
A sun gear of the first planetary gear set is connected to the input rotating element;
The pinion carrier of the second planetary gear set is connected to the motor rotating element;
The drive device for a hybrid vehicle , wherein the fixed element is a sun gear of the second planetary gear set .