JP2006082761A - Hybrid transmission - Google Patents

Hybrid transmission Download PDF

Info

Publication number
JP2006082761A
JP2006082761A JP2004271570A JP2004271570A JP2006082761A JP 2006082761 A JP2006082761 A JP 2006082761A JP 2004271570 A JP2004271570 A JP 2004271570A JP 2004271570 A JP2004271570 A JP 2004271570A JP 2006082761 A JP2006082761 A JP 2006082761A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
motor
hybrid transmission
coupled
gear
generator
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
JP2004271570A
Other languages
Japanese (ja)
Inventor
Yusuke Minagawa
裕介 皆川
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Nissan Motor Co Ltd
Original Assignee
Nissan Motor Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Nissan Motor Co Ltd filed Critical Nissan Motor Co Ltd
Priority to JP2004271570A priority Critical patent/JP2006082761A/en
Publication of JP2006082761A publication Critical patent/JP2006082761A/en
Withdrawn legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/60—Other road transportation technologies with climate change mitigation effect
    • Y02T10/64—Electric machine technologies in electromobility

Landscapes

  • Arrangement Of Transmissions (AREA)
  • Arrangement And Driving Of Transmission Devices (AREA)
  • Hybrid Electric Vehicles (AREA)
  • Electric Propulsion And Braking For Vehicles (AREA)

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To prevent the generation of bending resonance near the maximum speed even if four-wheel driving using a hybrid transmission is materialized without adding a motor outside of the hybrid transmission. <P>SOLUTION: A hybrid transmission front part 1a is made to be a unit including a first planetary gear set G1 and a forth planetary gear set G4 in a front case 11a, parallel shaft gear sets G4, 13, 14, 15, 16 and a first output shaft Out1, an input element clutch Cin, and a first motor/generator MG1. A hybrid transmission rear part 1b is made to a unit including a second planetary gear set Gs and a third planetary gear set G3 in a rear case 11b, a second output shaft Out2, a second motor/generator MG2, a low brake L/B, and a high clutch H/C. These front part 1a and the rear part 1b are separably united by a hollow center shaft 19 uniting a first carrier C1 and a third sun gear S3, and an input shaft 12 positioned in the hollow center shaft and uniting a forth ring gear R4 and a second ring gear R2. <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

Description

本発明は、エンジンとモータ／ジェネレータとを搭載したハイブリッド車両に有用なハイブリッド変速機、特に、これらエンジンとモータ／ジェネレータとの間を結合する差動装置により無段変速を行わせることが可能なハイブリッド変速機を、車両の４輪駆動が可能なように構成する技術に関するものである。   INDUSTRIAL APPLICABILITY The present invention allows a continuously variable transmission to be performed by a hybrid transmission useful for a hybrid vehicle equipped with an engine and a motor / generator, in particular, a differential device that couples between the engine and the motor / generator. The present invention relates to a technique for configuring a hybrid transmission so that four-wheel drive of a vehicle is possible.

ハイブリッド変速機を、車両の４輪駆動が可能となるよう構成するに際しては従来、例えば特許文献１に記載のごとく、
ハイブリッド変速機に具えられたモータの他にモータを１個追加し、これを、ハイブリッド変速機により駆動しない側の車輪に対し関連して配置する技術が提案されている。
特開平１１−３３２０１９号公報 In configuring a hybrid transmission to enable four-wheel drive of a vehicle, conventionally, as described in Patent Document 1, for example,
There has been proposed a technique in which one motor is added in addition to the motor provided in the hybrid transmission, and this is arranged in relation to the wheel on the side not driven by the hybrid transmission.
Japanese Patent Laid-Open No. 11-332019

しかし上記した従来の技術では、ハイブリッド変速機とは別にモータを設けて対応する車輪の動力源系に結合するため、コスト上不利になるほかに以下の問題もあった。
つまり、車体フロアにハイブリッド変速機の設置スペースとは別にモータおよびインバータの設置スペースを確保する必要があり、そのため、車体フロアを当該モータおよびインバータの設置が可能になるよう設計し直す面倒があった。 However, in the above-described conventional technology, a motor is provided separately from the hybrid transmission and coupled to the corresponding power source system of the wheel, which is disadvantageous in terms of cost and has the following problems.
In other words, it is necessary to secure the installation space for the motor and the inverter separately from the installation space for the hybrid transmission on the vehicle body floor. Therefore, it has been troublesome to redesign the vehicle body floor so that the motor and the inverter can be installed. .

また、上記別に設けたモータにより駆動される車輪（後輪）の駆動パワーが当該モータのパワーにより決定され、主たる駆動輪にはない得ないため、必然的に、エンジンを結合されたハイブリッド変速機により駆動される車輪（前輪）が主たる駆動輪となり、前輪駆動車に対してしか有効でない４輪駆動化技術であると共に、前後輪駆動力配分の自由度が低いという問題も懸念される。   In addition, since the driving power of the wheel (rear wheel) driven by the motor provided separately is determined by the power of the motor and cannot be found in the main driving wheel, the hybrid transmission inevitably coupled with the engine This is a four-wheel drive technology that is effective only for the front-wheel drive vehicle, and there is a concern that the degree of freedom of front-rear wheel drive force distribution is low.

本発明は、上記の問題がとりもなおさずハイブリッド変速機とは別にモータを設けて、前後輪の一方をハイブリッド変速機により駆動し、他方をモータにより駆動することに起因するとの事実認識に基づき、
ハイブリッド変速機自身から２つの駆動力を、共線図上のバランスがとれた状態で、つまり、任意の変速状態が維持可能な状態で取り出し得るようなハイブリッド変速機を提案して上記の諸問題を一気に解消することを目的とする。 The present invention is based on the fact that the above problem is caused and the motor is provided separately from the hybrid transmission, and one of the front and rear wheels is driven by the hybrid transmission and the other is driven by the motor. ,
The above-mentioned problems have been proposed by proposing a hybrid transmission that can extract two driving forces from the hybrid transmission itself in a collinearly balanced state, that is, in a state where an arbitrary shift state can be maintained. The purpose is to solve the problem at once.

ところでこの場合、ハイブリッド変速機に内蔵させるモータ／ジェネレータが1個増加することとなり、その分ハイブリッド変速機の全長が長くなる。
かようにハイブリッド変速機の全長が長くなると、これを搭載する車両の前後重量配分が前輪荷重増により不適切になったり、最高速度近辺でハイブリッド変速機の曲げ共振が発生するという問題を生ずる。
本発明は、これらの問題をも併せて解消したハイブリッド変速機を提案することを目的とする。 In this case, the number of motors / generators incorporated in the hybrid transmission is increased by one, and the total length of the hybrid transmission is increased accordingly.
Thus, when the overall length of the hybrid transmission becomes long, there arises a problem that the front and rear weight distribution of the vehicle on which the hybrid transmission is mounted becomes inappropriate due to an increase in front wheel load, and bending resonance of the hybrid transmission occurs near the maximum speed.
An object of the present invention is to propose a hybrid transmission that solves these problems.

この目的のため本発明によるハイブリッド変速機は、請求項１に記載のごとくに構成する。
つまり、２要素の回転状態を決定すると他の要素の回転状態が決まる第1および第2差動装置の１要素同士を入力要素クラッチにより相互に結合可能にすると共に、これら相互に結合可能にされた要素のうち第2差動装置の要素にエンジンを結合する。
そして、これら相互に結合可能にされた要素のうちの一方に平行軸歯車組を介して第１出力軸を、また、前記相互に結合可能にされた要素以外の要素であって第2差動装置における1要素に同軸に第２出力軸を結合する。 For this purpose, the hybrid transmission according to the invention is constructed as described in claim 1.
In other words, when the rotational state of the two elements is determined, one element of the first and second differential gears that determines the rotational state of the other elements can be coupled to each other by the input element clutch, and can be coupled to each other. The engine is coupled to the second differential element among the other elements.
The first output shaft is connected to one of these mutually connectable elements via a parallel shaft gear set, and the second differential element is an element other than the mutually connectable elements. A second output shaft is coupled coaxially to one element in the apparatus.

また、前記相互に結合可能にされた要素以外の要素であって第1差動装置における2要素にそれぞれ第１および第2モータ／ジェネレータを結合する。
更に、第2モータ／ジェネレータを結合した第1差動装置の要素と、前記相互に結合可能にされた要素および第2出力軸を結合された第2差動装置の要素以外の要素であって第2差動装置における要素との間を、非連結状態と、逆転変速可能状態と、一体回転可能状態との3種の連結状態のうちの任意の状態に連結可能とし、
前記第１および第２モータ／ジェネレータをモータとして動作させたり、発電機として動作させることにより、前記連結状態と入力要素クラッチの締結・解放との組み合わせごとに任意の変速状態を維持し得るよう構成する。 In addition, the first and second motor / generators are coupled to two elements in the first differential device other than the elements that can be coupled to each other.
And an element of the first differential unit coupled to the second motor / generator, and an element other than the element capable of being coupled to each other and the element of the second differential unit coupled to the second output shaft. Between the elements in the second differential device, it can be connected to any state of three types of connection states of a non-connected state, a reverse shiftable state, and an integrally rotatable state,
The first and second motors / generators can be operated as motors or operated as generators so that an arbitrary shift state can be maintained for each combination of the connected state and the engagement / release of the input element clutch. To do.

また、ハイブリッド変速機構成回転体間を相互に連結した中心軸部の周辺に該ハイブリッド変速機構成回転体を配置する必要がない軸線方向箇所において、前記平行軸歯車組および第1出力軸を含むフロント部分と、第2出力軸を含むリヤ部分との2ユニットに分割する。   In addition, the parallel transmission gear set and the first output shaft are included at an axial position where it is not necessary to dispose the hybrid transmission configuration rotating body around the central shaft portion interconnecting the hybrid transmission configuration rotating bodies. Divided into two units: a front part and a rear part including the second output shaft.

かかる本発明のハイブリッド変速機によれば、第１および第２出力軸を結合した要素から２つの駆動力を取り出すことができ、従って、従来のようにハイブリッド変速機とは別にモータを設ける必要がなく、新たな車体フロアを用意しなくても一般的な車体フロアのままで４輪駆動化を実現することができる。   According to such a hybrid transmission of the present invention, two driving forces can be taken out from an element in which the first and second output shafts are coupled. Therefore, it is necessary to provide a motor separately from the hybrid transmission as in the prior art. In addition, four-wheel drive can be realized with a general vehicle body floor without preparing a new vehicle body floor.

また、第１モータ／ジェネレータおよび第２モータ／ジェネレータをモータとして動作させたり、発電機として動作させることにより、エンジンの運転状態と相まって任意の変速状態を維持し得ることから、
第１および第２出力軸からの駆動力の配分を自由に決定することができ、従って、主たる駆動輪、従たる駆動輪の区別もなく、極めて自由度の高い４輪駆動化技術である得る。 In addition, by operating the first motor / generator and the second motor / generator as motors or operating as a generator, an arbitrary speed change state can be maintained in combination with the operation state of the engine.
The distribution of the driving force from the first and second output shafts can be determined freely, and therefore there is no distinction between the main driving wheel and the subordinate driving wheel, and it can be a four-wheel driving technology with a very high degree of freedom. .

更に、上記のごとく第１および第２モータ／ジェネレータをモータとして動作させたり、発電機として動作させることにより得られる任意の変速状態が、上記３種の連結状態と入力要素クラッチの締結・解放との組み合わせごとのものであることから、
当該組み合わせの選択により変速比の選択幅を大きくすることができて実用上大いに有利である。 Further, as described above, the arbitrary speed change state obtained by operating the first and second motors / generators as motors or operating as generators includes the above three types of connection states and the engagement / release of the input element clutch. Because it is for each combination,
The selection of the combination can increase the selection range of the gear ratio, which is very advantageous in practice.

そして、上記相互に結合可能にされた要素のうちの一方に平行軸歯車組を介して第１出力軸を結合し、また、上記相互に結合可能にされた要素以外の要素であって第2差動装置における1要素に同軸に第２出力軸を結合したから、
第2出力軸に係わる変速機出力は変速機の後方から変速機主軸線方向に取り出して、例えば左右後輪に向かわせるが、第1出力軸に係わる変速機出力は、ハイブリッド変速機の上下、左右、いずれかから横方向に取り出して、変速機主軸線に対し平行に延在する第1出力軸により、例えば左右前輪に向かわせることができ、このような変速機出力の取り出し態様が要求される車両において有利に適用可能である。 The first output shaft is coupled to one of the mutually connectable elements through a parallel shaft gear set, and the second output element is an element other than the mutually connectable elements. Since the second output shaft is coaxially coupled to one element in the differential device,
The transmission output related to the second output shaft is taken out from the rear of the transmission in the direction of the main shaft of the transmission and directed to the left and right rear wheels, for example, but the transmission output related to the first output shaft is the upper and lower of the hybrid transmission, The first output shaft that is taken out laterally from either the left or right side and extends parallel to the transmission main axis can be directed, for example, to the left and right front wheels. The present invention can be advantageously applied to a certain vehicle.

また、ハイブリッド変速機構成回転体間を相互に連結した中心軸部の周辺に該ハイブリッド変速機構成回転体を配置する必要がない軸線方向箇所において、前記平行軸歯車組および第1出力軸を含むフロント部分と、第2出力軸を含むリヤ部分との2ユニットにハイブリッド変速機を分割したから、
上記の作用効果を得るためハイブリッド変速機に内蔵させるモータ／ジェネレータが1個増加することとなっても、ハイブリッド変速機を搭載する車両の前後重量配分が不適切になったり、最高速度近辺でハイブリッド変速機の曲げ共振が発生するという問題を回避、若しくは、少なくとも緩和することができる。 In addition, the parallel transmission gear set and the first output shaft are included at an axial position where it is not necessary to dispose the hybrid transmission configuration rotating body around the central shaft portion interconnecting the hybrid transmission configuration rotating bodies. Since the hybrid transmission was divided into two units, the front part and the rear part including the second output shaft,
Even if the number of motors / generators built into the hybrid transmission is increased by one in order to obtain the above effects, the front / rear weight distribution of the vehicle equipped with the hybrid transmission becomes inadequate, or the hybrid near the maximum speed The problem of transmission bending resonance can be avoided or at least mitigated.

以下本発明の実施の形態を、図面に示す実施例に基づき詳細に説明する。
図１は、本発明の一実施例になるハイブリッド変速機１の制御システムを例示し、ハイブリッド変速機１をフロント部分1aおよびリヤ部分1bにより構成し、本実施例においてはハイブリッド変速機１を後輪駆動車（ＦＲ車）用のトランスミッションとして用いるのに有用な、図２に示す以下のごときものとする。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail based on examples shown in the drawings.
FIG. 1 illustrates a control system for a hybrid transmission 1 according to an embodiment of the present invention. The hybrid transmission 1 is composed of a front portion 1a and a rear portion 1b. Suppose that it is useful as a transmission for a wheel drive vehicle (FR vehicle) as shown in FIG.

図２において11aは、ハイブリッド変速機フロント部分1a用のフロントケース、11bは、ハイブリッド変速機リヤ部分1b用のリヤケースをそれぞれ示す。
フロントケース11a内には、エンジンENGに近い前側より順次、軸線方向（図の左右方向）に同軸に配して第4遊星歯車組G4および第1遊星歯車組G1を設け、リヤケース11b内には、エンジンENGに近い前側より順次、軸線方向（図の左右方向）に同軸に配して第3遊星歯車組G3および第2遊星歯車組G2を設ける。 2, 11a indicates a front case for the hybrid transmission front portion 1a, and 11b indicates a rear case for the hybrid transmission rear portion 1b.
In the front case 11a, a fourth planetary gear set G4 and a first planetary gear set G1 are arranged coaxially in the axial direction (left-right direction in the figure) sequentially from the front side near the engine ENG, and in the rear case 11b A third planetary gear set G3 and a second planetary gear set G2 are provided in order from the front side close to the engine ENG, coaxially in the axial direction (left-right direction in the figure).

第1遊星歯車組G1、第2遊星歯車組G2、第3遊星歯車組G3、および第4遊星歯車組G4はそれぞれ、第1〜第4サンギヤS1〜S4と、第1〜第4リングギヤR1〜R4と、対応するサンギヤおよびリングギヤ間に噛合して介在させたピニオンP1〜P4を回転自在に支持する第1〜第4キャリアC1〜C4との回転要素よりなる単純遊星歯車組とする。
従って、第1遊星歯車組G1、第2遊星歯車組G2、第3遊星歯車組G3、および第4遊星歯車組G4はそれぞれ、2個の要素の回転状態を決定すると他の要素の回転状態が決まる２自由度の第１差動装置G1、第2差動装置G2、第3差動装置G3、および第4差動装置G4を構成する。 The first planetary gear set G1, the second planetary gear set G2, the third planetary gear set G3, and the fourth planetary gear set G4 are respectively the first to fourth sun gears S1 to S4 and the first to fourth ring gears R1 to R4. A simple planetary gear set is composed of rotating elements of R4 and first to fourth carriers C1 to C4 that rotatably support pinions P1 to P4 that are meshed between corresponding sun gears and ring gears.
Therefore, each of the first planetary gear set G1, the second planetary gear set G2, the third planetary gear set G3, and the fourth planetary gear set G4 determines the rotational state of the two elements, and the rotational state of the other elements The first differential device G1, the second differential device G2, the third differential device G3, and the fourth differential device G4 having two degrees of freedom determined are configured.

エンジンENGの回転を入力される入力軸（中心軸）12（図３の共線図では入力Inとして示す）をフロントケース1aに貫通して設け、この入力軸12をエンジンENGから遠ざかる後方へ延在させてリヤケース1b内へ進入させる。
そしてこの入力軸12を、フロントケース1aおよびリヤケース1b間に延在する箇所において、フロント入力軸部分12aおよびリヤ入力軸部分12bに分割するが、これらフロント入力軸部分12aおよびリヤ入力軸部分12bを相互にジョイント12cにより結合する。 An input shaft (center shaft) 12 (shown as input In in the collinear diagram of FIG. 3) through which rotation of the engine ENG is input is provided through the front case 1a, and the input shaft 12 extends rearward away from the engine ENG. Let it enter and enter the rear case 1b.
The input shaft 12 is divided into a front input shaft portion 12a and a rear input shaft portion 12b at a portion extending between the front case 1a and the rear case 1b. The front input shaft portion 12a and the rear input shaft portion 12b are separated from each other. They are connected to each other by a joint 12c.

第１遊星歯車組G1のサンギヤS1および第２遊星歯車組G2のリングギヤR2間を、入力軸12を介して入力要素クラッチCinにより相互に適宜結合可能にする。
これらサンギヤS1およびリングギヤR2のうち、第２遊星歯車組G2を構成するリングギヤR2に、エンジンENGの回転を入力される入力軸13を結合するよう上記の入力要素クラッチCinを配置する。 The sun gear S1 of the first planetary gear set G1 and the ring gear R2 of the second planetary gear set G2 can be appropriately coupled to each other by the input element clutch Cin via the input shaft 12.
Among the sun gear S1 and the ring gear R2, the input element clutch Cin is arranged so that the input shaft 13 to which the rotation of the engine ENG is input is coupled to the ring gear R2 constituting the second planetary gear set G2.

そして、第2遊星歯車組G2のリングギヤR2に第4遊星歯車組G4を介して第１出力軸Out1を結合するために、リングギヤR2を第4遊星歯車組G4のリングギヤR4に入力軸12経由で結合し、同じく第4遊星歯車組G4を構成するキャリアC4に出力歯車13を設けると共に、カウンターシャフト14上の歯車15を噛合させ、この歯車15に第1出力軸Out1の歯車16を噛合させる。
かくして、第1出力軸Out1に係わる変速機出力はフロントケース11aの横方向から取り出され、変速機主軸線に対し平行に延在するようフロントケース11aに並置した第1出力軸Out1より出力することができる。
ここで、第4遊星歯車組G4および歯車15,16並びにカウンターシャフト14は、本発明における平行軸歯車組を構成し、これをフロントケース11a内に内蔵させる。
なお、第4遊星歯車組G4を介して第１出力軸Out1を結合する相手方は、図示例のようなリングギヤR2に限らず、これに入力要素クラッチCinを介して結合可能にしたサンギヤS1でもよい。
また、第２遊星歯車組G2のキャリアC2に第２出力軸Out2を結合し、この第2出力軸Out2を、入力軸12に同軸に配置してリヤケース11bの後端から突出させる。 Then, in order to couple the first output shaft Out1 to the ring gear R2 of the second planetary gear set G2 via the fourth planetary gear set G4, the ring gear R2 is connected to the ring gear R4 of the fourth planetary gear set G4 via the input shaft 12. In addition, the output gear 13 is provided on the carrier C4 that also constitutes the fourth planetary gear set G4, and the gear 15 on the counter shaft 14 is engaged, and the gear 16 of the first output shaft Out1 is engaged with the gear 15.
Thus, the transmission output related to the first output shaft Out1 is taken from the lateral direction of the front case 11a and output from the first output shaft Out1 juxtaposed to the front case 11a so as to extend parallel to the transmission main axis. Can do.
Here, the fourth planetary gear set G4, the gears 15 and 16, and the counter shaft 14 constitute a parallel shaft gear set according to the present invention, and this is incorporated in the front case 11a.
The counterpart to which the first output shaft Out1 is coupled via the fourth planetary gear set G4 is not limited to the ring gear R2 as shown in the illustrated example, but may be the sun gear S1 that can be coupled thereto via the input element clutch Cin. .
Further, the second output shaft Out2 is coupled to the carrier C2 of the second planetary gear set G2, and the second output shaft Out2 is disposed coaxially with the input shaft 12 and protrudes from the rear end of the rear case 11b.

リヤケース11bに近いフロントケース11aの後端部内に、環状ステータ17sと、その内部に配置したロータ17rとよりなる第1モータ／ジェネレータMG1を配置する。
かかる第１モータ／ジェネレータMG1（ロータ17r）を第１遊星歯車組G1のリングギヤR1に結合し、第1遊星歯車組G1のキャリアC1に、第4遊星歯車組G4のサンギヤSを結合する。 A first motor / generator MG1 including an annular stator 17s and a rotor 17r disposed therein is disposed in the rear end portion of the front case 11a close to the rear case 11b.
The first motor / generator MG1 (rotor 17r) is coupled to the ring gear R1 of the first planetary gear set G1, and the sun gear S of the fourth planetary gear set G4 is coupled to the carrier C1 of the first planetary gear set G1.

フロントケース11aに近いリヤケース11bの前端部内に、環状ステータ18sと、その内部に配置したロータ18rとよりなる第2モータ／ジェネレータMG2を配置する。
かかる第2モータ／ジェネレータMG2（ロータ18r）は、入力軸12を包套してフロントケース11aおよびリヤケース11b間に延在する中空中心軸19を介し第1遊星歯車組G1のキャリアC1に接合する。
ここで中空中心軸19は、フロントケース1aおよびリヤケース1b間に延在する箇所において、フロント中空軸部分19aおよびリヤ中空軸部分19bに分割するが、これらフロント中空軸部分19aおよびリヤ中空軸部分19bを相互にジョイント19cにより結合する。 A second motor / generator MG2 including an annular stator 18s and a rotor 18r disposed therein is disposed in the front end portion of the rear case 11b close to the front case 11a.
The second motor / generator MG2 (rotor 18r) is joined to the carrier C1 of the first planetary gear set G1 through a hollow center shaft 19 that covers the input shaft 12 and extends between the front case 11a and the rear case 11b. .
Here, the hollow central shaft 19 is divided into a front hollow shaft portion 19a and a rear hollow shaft portion 19b at a portion extending between the front case 1a and the rear case 1b. The front hollow shaft portion 19a and the rear hollow shaft portion 19b Are connected to each other by a joint 19c.

第３遊星歯車組G3は、第１遊星歯車組G1におけるキャリアC1と、第２遊星歯車組G2におけるサンギヤS2との間を、非連結状態と、逆転変速可能状態と、一体回転可能状態との３種の連結状態のうちの任意の状態に連結可能にするためのもので、これがため、キャリアC1と共に回転する中空中心軸19を第3遊星歯車組G3のサンギヤS3の結合すると共に、第2遊星歯車組G2のサンギヤS2を第３遊星歯車組G3のリングギヤR3に結合し、第3遊星歯車組G3のキャリアC3を固定して上記の逆転変速可能状態を実現可能にするローブレーキL/Bを設けると共に、第３遊星歯車組G3のキャリアC3およびサンギヤS3間を直結して上記の一体回転可能状態を実現可能にするハイクラッチH/Cを設ける。
なお上記の非連結状態は、ローブレーキL/BおよびハイクラッチH/Cを共に解放させることで実現可能である。 The third planetary gear set G3 includes a non-connected state, a reverse speed changeable state, and an integrally rotatable state between the carrier C1 in the first planetary gear set G1 and the sun gear S2 in the second planetary gear set G2. This is to enable connection to any of the three types of connection states. For this reason, the hollow center shaft 19 that rotates together with the carrier C1 is coupled to the sun gear S3 of the third planetary gear set G3, and the second Low brake L / B that connects the sun gear S2 of the planetary gear set G2 to the ring gear R3 of the third planetary gear set G3 and fixes the carrier C3 of the third planetary gear set G3 to realize the above-described reverse shift possible state. And a high clutch H / C that directly connects the carrier C3 and the sun gear S3 of the third planetary gear set G3 to realize the above-described integrally rotatable state.
Note that the above non-connected state can be realized by releasing both the low brake L / B and the high clutch H / C.

本実施例のハイブリッド変速機１は、図１に示すようにフロント部分1aをエンジンENGの後方に同軸に配して車両のエンジンルーム内へ縦置きに搭載し、リヤ部分1bを車両の後部に配置して搭載し、これらフロント部分1aおよびリヤ部分1b間に延在するフロント入力軸部分12aおよびリヤ入力軸部分12bを図2のごとくジョイント12cで相互に連結すると共に、フロント部分1aおよびリヤ部分1b間に延在するフロント中空軸部分19aおよびリヤ中空軸部分19bを図1および図2のごとくジョイント19cで相互に連結する。
する。
そして、フロント部分1aの第１出力軸Out1（図2参照）は図1に示すように傘歯車組31およびディファレンシャルギヤ装置32を介して左右前輪33L,33Rに駆動結合し、リヤ部分1bの第２出力軸Out2は図1のごとくディファレンシャルギヤ装置35を介して左右後輪36L,36Rに駆動結合する。 As shown in FIG. 1, the hybrid transmission 1 of the present embodiment has a front portion 1a coaxially arranged behind the engine ENG and mounted vertically in the engine room of the vehicle, and a rear portion 1b at the rear of the vehicle. The front input shaft portion 12a and the rear input shaft portion 12b extending between the front portion 1a and the rear portion 1b are connected to each other by a joint 12c as shown in FIG. A front hollow shaft portion 19a and a rear hollow shaft portion 19b extending between 1b are connected to each other by a joint 19c as shown in FIGS.
To do.
The first output shaft Out1 (see FIG. 2) of the front portion 1a is drivingly coupled to the left and right front wheels 33L and 33R via the bevel gear set 31 and the differential gear device 32 as shown in FIG. The two output shafts Out2 are drivingly coupled to the left and right rear wheels 36L and 36R via a differential gear device 35 as shown in FIG.

エンジンENGおよびハイブリッド変速機１の制御システムは、図1に示すような以下のごときものとする。
21は、エンジンENGおよびハイブリッド変速機１（モータ／ジェネレータMG1,MG2）の統合制御を司るハイブリッドコントローラで、このハイブリッドコントローラ21は後述するエンジンENGのトルクTeに関する指令をエンジンコントローラ22に供給し、エンジンコントローラ22はエンジンENGを当該指令値Teが達成されるよう運転させる。 The control system of the engine ENG and the hybrid transmission 1 is as follows as shown in FIG.
A hybrid controller 21 manages integrated control of the engine ENG and the hybrid transmission 1 (motor / generator MG1, MG2). The hybrid controller 21 supplies a command related to the torque Te of the engine ENG, which will be described later, to the engine controller 22. The controller 22 operates the engine ENG so that the command value Te is achieved.

ハイブリッドコントローラ21は更に、後述するモータ／ジェネレータMG1,MG2のトルクTm1，Tm2に関する指令をモータコントローラ23に供給し、モータコントローラ23はインバータ24およびバッテリ25によりモータ／ジェネレータMG1,MG2をそれぞれ、上記したトルク指令値Tm1，Tm2が達成されるよう制御する。
更にハイブリッドコントローラ21は、ハイブリッド変速機１内におけるクラッチCin,H/CおよびブレーキL/Bを締結、解放制御するための信号Scbをハイブリッド変速機１に供給し、ハイブリッド変速機１は油圧源28からの油圧を用いて、この信号Scbを基に対応するクラッチCin,H/CおよびブレーキL/Bを締結、解放制御する。 The hybrid controller 21 further supplies a command related to torques Tm1 and Tm2 of the motor / generators MG1 and MG2, which will be described later, to the motor controller 23. Control is performed so that the torque command values Tm1 and Tm2 are achieved.
Further, the hybrid controller 21 supplies a signal Scb for engaging and releasing the clutches Cin, H / C and brake L / B in the hybrid transmission 1 to the hybrid transmission 1, and the hybrid transmission 1 supplies the hydraulic power source 28. Based on this signal Scb, the corresponding clutches Cin, H / C and brake L / B are engaged and released using the hydraulic pressure from.

上記の各種制御のためハイブリッドコントローラ21には、アクセルペダル踏み込み量（アクセル開度）APOを検出するアクセル開度センサ26からの信号と、車速VSP（出力回転数Noに比例）を検出する車速センサ27からの信号とを入力する。   For the various controls described above, the hybrid controller 21 includes a signal from the accelerator opening sensor 26 that detects the accelerator pedal depression amount (accelerator opening) APO and a vehicle speed sensor that detects the vehicle speed VSP (proportional to the output speed No). Input the signal from 27.

図２の構成になるハイブリッド変速機１は、共線図により表すと図３のごとくになり、
第１遊星歯車組G1における要素の回転速度順は、リングギヤR1、サンギヤS1、キャリアC1であり、
第２遊星歯車組G2における要素の回転速度順はリングギヤR2、キャリアC2、サンギヤS2であり、
第３遊星歯車組G3における要素の回転速度順は、サンギヤS3、キャリアC3、リングギヤR3であり、
第4遊星歯車組G4における要素の回転速度順は、リングギヤR4、キャリアC4、サンギヤS4である。 The hybrid transmission 1 configured as shown in FIG. 2 is like that shown in FIG.
The order of rotation speed of the elements in the first planetary gear set G1 is ring gear R1, sun gear S1, and carrier C1,
The order of rotational speed of the elements in the second planetary gear set G2 is ring gear R2, carrier C2, and sun gear S2.
The order of rotation speed of the elements in the third planetary gear set G3 is sun gear S3, carrier C3, and ring gear R3.
The order of rotation speed of the elements in the fourth planetary gear set G4 is the ring gear R4, the carrier C4, and the sun gear S4.

第1サンギヤS1と第2リングギヤR2とを相互に、入力要素クラッチCinの締結により適宜結合可能とし、後者の第2リングギヤR2にエンジンENG（図１および図２参照）からの入力Inを結合すると共に第4リングギヤR4を結合する。
第4キャリアC4に第１出力軸Out1を、図2につき前述したようにして結合し、第2キャリアC2に第２出力軸Out2を、図2につき前述したようにして結合する。 The first sun gear S1 and the second ring gear R2 can be appropriately coupled to each other by fastening the input element clutch Cin, and the input In from the engine ENG (see FIGS. 1 and 2) is coupled to the latter second ring gear R2. Together with the fourth ring gear R4.
The first output shaft Out1 is coupled to the fourth carrier C4 as described above with reference to FIG. 2, and the second output shaft Out2 is coupled to the second carrier C2 as described above with reference to FIG.

第１リングギヤR1に第１モータ／ジェネレータMG1（ロータ17r）を結合し、第１キャリアC1に第4サンギヤS4を結合すると共に第２モータ／ジェネレータMG2（ロータ18r）を結合する。
そして、第1キャリアC1および第2サンギヤS2間の連結状態を、第３遊星歯車組G3により、非連結状態にしたり、または、逆転変速可能状態（回転数が相互に接近するよう、若しくは、逆に離反するよう変速可能な状態）にしたり、一体回転可能状態にするため、
これら第1キャリアC1および第2サンギヤS2にそれぞれ第３リングギヤR3および第3リングギヤR3を結合すると共に、第3キャリアC3をローブレーキL/Bにより固定可能にしたり、第3キャリアC3および第3サンギヤS3間をハイクラッチH/Cにより直結可能にする。
上記非連結状態は、ローブレーキL/BおよびハイクラッチH/Cの解放により実現可能で、また、逆転変速可能状態は、ローブレーキL/Bの締結およびハイクラッチH/Cの解放により実現可能で、一体回転可能状態は、ローブレーキL/Bの解放およびハイクラッチH/Cの締結により実現可能である。 The first motor / generator MG1 (rotor 17r) is coupled to the first ring gear R1, the fourth sun gear S4 is coupled to the first carrier C1, and the second motor / generator MG2 (rotor 18r) is coupled.
Then, the connected state between the first carrier C1 and the second sun gear S2 is set to a non-connected state by the third planetary gear set G3, or a reverse speed changeable state (the rotational speed approaches each other or reverse) In a state where the gears can be shifted so as to be separated from each other)
A third ring gear R3 and a third ring gear R3 are coupled to the first carrier C1 and the second sun gear S2, respectively, and the third carrier C3 can be fixed by the low brake L / B, or the third carrier C3 and the third sun gear. S3 can be directly connected by high clutch H / C.
The above disengaged state can be realized by releasing the low brake L / B and the high clutch H / C, and the reverse shift possible state can be realized by engaging the low brake L / B and releasing the high clutch H / C. Thus, the integrally rotatable state can be realized by releasing the low brake L / B and engaging the high clutch H / C.

なお図３の横軸は、遊星歯車組G1,G2,G4のギヤ比により決まる回転要素間の距離比、つまりサンギヤS1（リングギヤR2、リングギヤR4）およびキャリアC2（キャリアC4）間の距離を１とした時のサンギヤS1（リングギヤR2、リングギヤR4）およびリングギヤR1間の距離の比をαで、また、キャリアC2（キャリアC4）およびキャリアC1（サンギヤS2、サンギヤS4）間の距離の比をβで示し、
遊星歯車組G3のギヤ比により決まる回転要素間の距離比、つまりサンギヤS3およびキャリアC3間の距離を１とした時のキャリアC3およびリングギヤR3間の距離の比をδで示す。
図３の縦軸は、０を基準として上方が前進回転（正回転）数、また、下方が後進回転（逆回転）数を示し、Nm1,Nm2が第１および第２モータ／ジェネレータMG1,MG2の回転数、Neがエンジン回転数、Noが第１および第２出力軸Out1,Out2の回転数である。
図３の縦軸には更に、第１および第２モータ／ジェネレータMG1,MG2のトルクTm1,Tm2と、エンジントルクTeと、第１および第２出力軸Out1,Out2のトルクTo1,To2とを、それぞれベクトルとして併記した。 The horizontal axis in FIG. 3 indicates the distance ratio between the rotating elements determined by the gear ratio of the planetary gear sets G1, G2, G4, that is, the distance between the sun gear S1 (ring gear R2, ring gear R4) and the carrier C2 (carrier C4). The distance ratio between the sun gear S1 (ring gear R2, ring gear R4) and ring gear R1 is α, and the distance ratio between the carrier C2 (carrier C4) and carrier C1 (sun gear S2, sun gear S4) is β. Indicated by
The distance ratio between the rotating elements determined by the gear ratio of the planetary gear set G3, that is, the distance ratio between the carrier C3 and the ring gear R3 when the distance between the sun gear S3 and the carrier C3 is 1, is denoted by δ.
The vertical axis of FIG. 3 indicates the number of forward rotations (forward rotation) with respect to 0, and the lower side indicates the number of reverse rotations (reverse rotation). Nm1 and Nm2 are the first and second motor / generators MG1 and MG2. , Ne is the engine speed, and No is the speed of the first and second output shafts Out1 and Out2.
3 further includes torques Tm1, Tm2 of the first and second motor / generators MG1, MG2, engine torque Te, and torques To1, To2 of the first and second output shafts Out1, Out2. Each is shown as a vector.

上記した図３の共線図により表されるハイブリッド変速機においては、第1遊星歯車組G1が図３におけるレバーG1により表され、第2遊星歯車組G2が図３におけるレバーG2により表され、第3遊星歯車組G3が図３におけるレバーG3により表され、第4遊星歯車組G4が図３におけるレバーG4により表される。   In the hybrid transmission represented by the collinear diagram of FIG. 3 described above, the first planetary gear set G1 is represented by the lever G1 in FIG. 3, and the second planetary gear set G2 is represented by the lever G2 in FIG. The third planetary gear set G3 is represented by the lever G3 in FIG. 3, and the fourth planetary gear set G4 is represented by the lever G4 in FIG.

ここで、ハイクラッチH/CおよびローブレーキL/Bを共に解放することにより第1キャリアC1および第2サンギヤS2間を非連結状態にし、且つ、入力要素クラッチCinの締結により第1サンギヤS1および第2リングギヤR2へエンジン回転Neが共に等しく入力される場合、図３の一点鎖線で囲まれた四角内における要素は、図3の縦方向に整列して対応する要素同士が一体的に回転し、構成としては第3遊星歯車組G3が存在しない場合と同様なものとなる。
そして車輪が同じ周速をもって路面上を転動しているため、第１および第２出力軸Out1,Out2の回転数も同じ値Noであることから、図３の共線図は、レバーG1,G2,G4が図４に例示するように一直線上に相互に重なり、図3のレバーG3が存在しなくなった共線図に等価なものとなる。 Here, by releasing both the high clutch H / C and the low brake L / B, the first carrier C1 and the second sun gear S2 are disconnected from each other, and the first sun gear S1 and the second sun gear S1 are engaged by engaging the input element clutch Cin. When the engine rotation Ne is equally input to the second ring gear R2, the elements within the square surrounded by the one-dot chain line in FIG. 3 are aligned in the vertical direction in FIG. The configuration is the same as that in the case where the third planetary gear set G3 does not exist.
Since the wheels are rolling on the road surface with the same peripheral speed, the rotation speeds of the first and second output shafts Out1 and Out2 are also the same value No. Therefore, the alignment chart of FIG. As shown in FIG. 4, G2 and G4 overlap each other in a straight line, and this is equivalent to the collinear diagram in which the lever G3 in FIG. 3 no longer exists.

図４に示す変速状態（変速比）では、エンジントルクTeがプラス（正）トルクであり、第１および第２出力軸Out1,Out2の出力トルクTo1,To2が共に走行抵抗であるが故に負荷（マイナス）トルクである。
図４の共線図におけるレバーG1およびG2(G4)が、エンジントルクTeおよび出力トルクTo1,To2によってもバランスしているためには、リングギヤR1に結合した第１モータ／ジェネレータMG1のトルクTm1は、回転数を０に向かわせる発電（マイナス）トルクである必要があり、一方で、サンギヤS1に結合した第２モータ／ジェネレータMG2のトルクTm2は、逆に回転数を０から遠ざけるモータ（プラス）トルクである必要がある。 In the speed change state (speed ratio) shown in FIG. 4, the engine torque Te is a positive (positive) torque, and the output torques To1 and To2 of the first and second output shafts Out1 and Out2 are both running resistances. Minus) Torque.
In order for the levers G1 and G2 (G4) in the alignment chart of FIG. 4 to be balanced by the engine torque Te and the output torques To1 and To2, the torque Tm1 of the first motor / generator MG1 coupled to the ring gear R1 is The torque (Tm2) of the second motor / generator MG2 coupled to the sun gear S1 is, on the other hand, the motor (plus) that keeps the rotational speed away from 0. It needs to be torque.

この時第１および第２モータ／ジェネレータMG1,MG2は、発電動作とモータ動作とを行うことから、バッテリ２５（図１参照）の電力が０であっても、発電側モータ／ジェネレータMG1からの電力でモータ側モータ／ジェネレータMG2をモータ動作させて、図4のレバーG1およびG2(G4)で表される変速状態（変速比）を維持することができる。
なお維持できない場合は、モータ／ジェネレータMG1,MG2の上記電力バランスを崩して、図４のレバーG1およびG2(G4)で表される変速状態（変速比）を維持することも可能である。 At this time, since the first and second motor / generators MG1, MG2 perform the power generation operation and the motor operation, even if the power of the battery 25 (see FIG. 1) is 0, the power from the power generation side motor / generator MG1. The motor-side motor / generator MG2 can be motor-operated with electric power to maintain the speed change state (speed ratio) represented by the levers G1 and G2 (G4) in FIG.
If it cannot be maintained, the power balance of the motor / generators MG1 and MG2 can be lost, and the speed change state (speed ratio) represented by the levers G1 and G2 (G4) in FIG. 4 can be maintained.

図５のレバーG1およびG2(G4)により示す変速状態（変速比）は、エンジントルクTeがプラス（正）トルクであり、第１および第２出力軸Out1,Out2の出力トルクTo1,To2が共に負荷（マイナス）トルクであるも、第２モータ／ジェネレータMG2の回転数Nm2が負値となって出力軸回転数Noを図４の場合よりも低くするロー側変速状態を示す。
図５の共線図におけるレバーG1およびG2(G4)が、エンジントルクTeおよび出力トルクTo1,To2によってもバランスしているためには、第１モータ／ジェネレータトルクTm1が図４の場合と同じく、回転数を０に向かわせる発電（マイナス）トルクである必要があるが、第２モータ／ジェネレータトルクTm2が、図４の場合と逆に、回転数を０に向かわせる発電（マイナス）トルクである必要がある。
この時は、第１および第２モータ／ジェネレータMG1,MG2が共に発電動作を行うことによって、バッテリ２５（図１参照）への充電を行いつつ、図５のレバーG1およびG2(G4)で表されるロー側変速状態（ロー側変速比）を維持することができる。 In the shift state (speed ratio) indicated by levers G1 and G2 (G4) in FIG. 5, the engine torque Te is a positive (positive) torque, and the output torques To1 and To2 of the first and second output shafts Out1 and Out2 are both. Although it is a load (minus) torque, the low side shift state in which the rotation speed Nm2 of the second motor / generator MG2 is a negative value and the output shaft rotation speed No is lower than in the case of FIG.
Since the levers G1 and G2 (G4) in the alignment chart of FIG. 5 are also balanced by the engine torque Te and the output torques To1 and To2, the first motor / generator torque Tm1 is the same as in FIG. Although the power generation (minus) torque needs to turn the rotation speed to 0, the second motor / generator torque Tm2 is a power generation (minus) torque that turns the rotation speed to 0, contrary to the case of FIG. There is a need.
At this time, the first and second motors / generators MG1 and MG2 perform the power generation operation to charge the battery 25 (see FIG. 1), and are expressed by levers G1 and G2 (G4) in FIG. The low-side gear shift state (low-side gear ratio) can be maintained.

図６のレバーG1およびG2(G4)により示す変速状態（変速比）は、エンジントルクTeがプラス（正）トルクであり、第１および第２出力軸Out1,Out2の出力トルクTo1,To2が共に負荷（マイナス）トルクであるも、第１モータ／ジェネレータMG1の回転数Nm1が負値となって図４の場合よりもハイ側変速状態を示す。
図６の共線図におけるレバーG1およびG2(G4)が、エンジントルクTeおよび出力トルクTo1,To2によってもバランスしているためには、第２モータ／ジェネレータトルクTm2は図４の場合と同じく、回転数を０から遠ざけるモータ（プラス）トルクである必要があるが、第１モータ／ジェネレータトルクTm1は、図４の場合と逆に、回転数を０から遠ざけるモータ（プラス）トルクである必要がある。
この時は、第１および第２モータ／ジェネレータMG1,MG2が共に、バッテリ２５（図１参照）からの電力を消費しつつモータ動作を行うことによって、図６のレバーG1およびG2(G4)で表される、図４の場合よりもハイ側変速状態を維持することができる。 In the speed change state (speed ratio) indicated by levers G1 and G2 (G4) in FIG. 6, the engine torque Te is a positive (positive) torque, and the output torques To1 and To2 of the first and second output shafts Out1 and Out2 are both. Even in the case of load (minus) torque, the rotational speed Nm1 of the first motor / generator MG1 is a negative value, indicating a higher-side shift state than in the case of FIG.
Since the levers G1 and G2 (G4) in the alignment chart of FIG. 6 are also balanced by the engine torque Te and the output torques To1 and To2, the second motor / generator torque Tm2 is the same as in FIG. Although the motor (plus) torque needs to keep the rotational speed away from 0, the first motor / generator torque Tm1 needs to be the motor (plus) torque that keeps the rotational speed away from 0, contrary to the case of FIG. is there.
At this time, both the first and second motor / generators MG1 and MG2 perform motor operation while consuming electric power from the battery 25 (see FIG. 1), so that the levers G1 and G2 (G4) in FIG. As shown, it is possible to maintain the higher speed shift state than in the case of FIG.

図７は、上記した変速作用時において、変速比ｉ（Ne/No）に対する第１および第２モータ／ジェネレータMG1,MG2の回転数Nm1,Nm2およびトルクTm1,Tm2の変化傾向を、モータ／ジェネレータMG1,MG2の通過パワーＰと共に示し、この通過パワーＰは、モータ／ジェネレータMG2の回転数Nm2が０で、且つ、モータ／ジェネレータMG1のトルクTm1が０である時の変速比ｉＭ において、また、モータ／ジェネレータMG2のトルクTm2が０で、且つ、モータ／ジェネレータMG1の回転数Nm1が０である時の変速比ｉＨ においてそれぞれ０になる。 FIG. 7 shows changes in the rotational speeds Nm1, Nm2 and torques Tm1, Tm2 of the first and second motor / generators MG1, MG2 with respect to the speed ratio i (Ne / No) during the above-described speed change action. This is shown together with the passing power P of MG1 and MG2, and this passing power P is obtained at the gear ratio i M when the rotational speed Nm2 of the motor / generator MG2 is 0 and the torque Tm1 of the motor / generator MG1 is 0. , a torque Tm2 of the motor / generator MG2 is zero, and each becomes 0 in the transmission ratio i H when rotation speed Nm1 of the motor / generator MG1 is zero.

従って、図４の変速状態は、モータ／ジェネレータMG1,MG2の通過パワーＰが０になる変速比ｉＭ およびｉＨ 間の変速比領域での変速状態に相当し、この変速比領域では、発電側モータ／ジェネレータMG1が発電した電力でモータ側モータ／ジェネレータMG2をモータ動作させて、バッテリ電力２５（図１参照）の電力に頼ることなく変速状態（変速比）を維持することができる。 Accordingly, the shifting state of FIG. 4 corresponds to shifting state in gear ratio region between the gear ratio i M and i H passing power P of the motor / generators MG1, MG2 becomes zero, in this speed ratio region, generating The motor-side motor / generator MG2 is motor-operated with the electric power generated by the side motor / generator MG1, and the shift state (speed ratio) can be maintained without depending on the power of the battery power 25 (see FIG. 1).

また図５の変速状態は、図７の変速比ｉＭ よりもロー側の変速比領域での変速状態に相当し、この変速比領域では、両モータ／ジェネレータMG1,MG2を共に発電機として動作させることにより、バッテリ電力２５（図１参照）への充電を行いながら変速状態（変速比）を維持することとなる。
しかしこの変速比領域では、第２モータ／ジェネレータトルクTm2または第１モータ／ジェネレータ回転数Nm1が大きくなることから、モータ／ジェネレータMG1,MG2の大型化を避けられない。 The shift state of FIG. 5 corresponds to the speed change state in the transmission ratio region of low side than the gear ratio i M of FIG. 7, in this speed ratio region, the operation of the motors / generators MG1, MG2 as both a generator By doing so, the speed change state (speed ratio) is maintained while charging the battery power 25 (see FIG. 1).
However, in this speed ratio region, the second motor / generator torque Tm2 or the first motor / generator rotation speed Nm1 becomes large, so that the motor / generators MG1 and MG2 cannot be increased in size.

更に図６の変速状態は、図７の変速比ｉＨ よりもハイ側の変速比領域での変速状態に相当し、この変速比領域では、両モータ／ジェネレータMG1,MG2を共にモータとして動作させることにより、バッテリ電力２５（図１参照）からの電力を消費しながら変速状態（変速比）を維持することとなる。
しかしこの変速比領域では、第１モータ／ジェネレータトルクTm1または第２モータ／ジェネレータ回転数Nm2が大きくなることから、この場合もモータ／ジェネレータMG1,MG2の大型化を避けられない。 Further shifting state in FIG. 6 corresponds to the speed change state in the transmission ratio region of high side than the gear ratio i H in FIG. 7, in this speed ratio region, to operate the two motors / generators MG1, MG2 as both a motor As a result, the shift state (speed ratio) is maintained while consuming power from the battery power 25 (see FIG. 1).
However, in this speed ratio region, the first motor / generator torque Tm1 or the second motor / generator rotation speed Nm2 becomes large. In this case, too, the motor / generators MG1 and MG2 cannot be increased in size.

ところで、変速比ｉＭ およびｉＨ 間の変速比領域においては、バッテリ電力２５（図１参照）の電力に頼ることなく変速状態（変速比）を維持し得てバッテリ２５の小型化が可能であることの他に、図７から明らかなごとくモータ／ジェネレータMG1,MG2の回転数Nm1,Nm2およびトルクTm1,Tm2が共に小さくてモータ／ジェネレータMG1,MG2の小型化も可能であることから、上記したハイブリッド変速機１の動作状態では変速比ｉＭ およびｉＨ 間におけるハイ側変速比領域を実用変速範囲として用いることとし、これによりバッテリ２５の小型化およびモータ／ジェネレータMG1,MG2の小型化を実現する。 Incidentally, in the speed ratio region between the gear ratio i M and i H, and obtained maintains the shifting state (speed ratio) without relying on the power of the battery power 25 (see FIG. 1) is possible to reduce the size of the battery 25 In addition to the above, the motor / generators MG1 and MG2 can be miniaturized because the rotational speeds Nm1 and Nm2 and torques Tm1 and Tm2 of the motor / generators MG1 and MG2 are both small as apparent from FIG. was in the operating state of the hybrid transmission 1 and the use of high-speed side transmission ratio region between the speed ratio i M and i H as a practical transmission range, thereby downsizing the size and motor / generators MG1, MG2 of the battery 25 Realize.

図４〜図６の共線図におけるレバーG1およびG2(G4)に関する回転のバランス式およびトルクのバランス式を示すと、以下の（１）式〜（１３）式のごときものなる。
Ne+α（Ne-No）＝Nm1・・・（1）
No+β（No-Ne）＝Nm2・・・（２）
Te・i＝To・・・（３）
i＝Ne／No・・・（４）
To＝To1+To2・・・（５）
Te＝Te1+Te2・・・（６）
Tm1+Te1+To1＝0・・・（７）
Tm2+Te2+To2＝0・・・（８）
Nm2・Tm2+Nm1・Tm1＝0・・・（９）
α・Tm1＝To1・・・（１０）
Te2＝α・Tm2・・・（１１）
Tm2＝-（Nm1・Te・i）／｛Nm1（1+β）+α・Nm2｝・・・（１２）
Tm1＝-（Nm2・Te）／｛Nm2（1+α）+β・Nm1｝・・・（１３） The rotation balance formula and torque balance formula for the levers G1 and G2 (G4) in the collinear charts of FIGS.
Ne + α (Ne-No) = Nm1 (1)
No + β (No-Ne) = Nm2 (2)
Te ・ i ＝ To ・ ・ ・ （３）
i = Ne / No (4)
To = To1 + To2 (5)
Te = Te1 + Te2 (6)
Tm1 + Te1 + To1 = 0 (7)
Tm2 + Te2 + To2 = 0 (8)
Nm2 / Tm2 + Nm1 / Tm1 = 0 (9)
α ・ Tm1 ＝ To1 ・ ・ ・ （10）
Te2 = α · Tm2 (11)
Tm2 =-(Nm1 · Te · i) / {Nm1 (1 + β) + α · Nm2} (12)
Tm1 =-(Nm2 · Te) / {Nm2 (1 + α) + β · Nm1} (13)

（１）式〜（１１）式を解いて得られる（１２）式および（１３）式からモータ／ジェネレータトルクTm2,Tm1を求めることができ、これらモータ／ジェネレータトルクTm2,Tm1をエンジントルクTeと共にそれぞれ、対応するモータコントローラ２３およびエンジンコントローラ２２に指令することで所定の変速制御を実現することができる。
同様に（１）式〜（１１）式を、第１および第２出力軸Out1,Out2の駆動トルク（前後輪駆動トルク）To1,To2について解くと、これら前後輪駆動トルクTo1,To2は図８に示すごとくに求めることができ、変速比ｉＭ およびｉＨ 間の変速比領域において、比較的大きな駆動力を要求されるロー側では後輪駆動、若しくは４輪駆動となし、比較的小さな駆動力でよいハイ側では前輪駆動となすことができ、車両の車輪駆動方式として変速比ごとに優れた前後輪駆動トルク配分を実現することができる。 The motor / generator torques Tm2 and Tm1 can be obtained from the expressions (12) and (13) obtained by solving the expressions (1) to (11), and these motor / generator torques Tm2 and Tm1 together with the engine torque Te are obtained. Predetermined shift control can be realized by commanding the corresponding motor controller 23 and engine controller 22, respectively.
Similarly, when the equations (1) to (11) are solved for the drive torques (front and rear wheel drive torques) To1 and To2 of the first and second output shafts Out1 and Out2, these front and rear wheel drive torques To1 and To2 are shown in FIG. can be obtained in as shown in, the speed ratio region between the gear ratio i M and i H, no rear wheel drive, or four-wheel drive in the low side which requires relatively large driving force, relatively small driving On the high side where force is sufficient, front wheel drive can be performed, and excellent front and rear wheel drive torque distribution can be realized for each gear ratio as a vehicle wheel drive system.

本実施例の、図３の共線図により表されるハイブリッド変速機において、ハイクラッチH/Cを解放すると共にローブレーキL/Bを締結することにより第3遊星歯車組G3がキャリアC1およびサンギヤS2間を前記した逆転変速可能状態にし、且つ、入力要素クラッチCinの解放によりサンギヤS1にエンジン回転Neが入力されず、このエンジン回転がリングギヤR2のみに入力されるようにした場合、
これらサンギヤS1およびリングギヤR2の回転数を異ならせることが可能になると共に、第3遊星歯車組G3がキャリアC1およびサンギヤS2間の連結状態を逆転変速可能状態にするため、そして、第１および第２出力軸Out1,Out2の回転数が同じ値Noであることから、図3の共線図は、図9に示すような共線図で表されるものとなる。
なおこの場合、実際は図10に例示するごとくレバーG4がレバーG1上に乗ってこれら1本と見なし得るレバーとレバーG2とが相互に交差した共線図として表されるが、図９では個々のレバーが見えやすくなるよう便宜上レバーG4をレバーG1から平行にオフセットさせて示した。 In the hybrid transmission represented by the collinear diagram of FIG. 3 of the present embodiment, the third planetary gear set G3 is released from the carrier C1 and the sun gear by releasing the high clutch H / C and engaging the low brake L / B. When the state between S2 is set to the above-described reverse shift possible state, and the engine rotation Ne is not input to the sun gear S1 due to the release of the input element clutch Cin, and this engine rotation is input only to the ring gear R2,
The rotational speeds of the sun gear S1 and the ring gear R2 can be made different, and the third planetary gear set G3 makes the connection state between the carrier C1 and the sun gear S2 in a reverse shiftable state, and the first and first gears. Since the rotation speeds of the two output shafts Out1 and Out2 are the same value No, the alignment chart of FIG. 3 is represented by the alignment chart as shown in FIG.
In this case, as shown in FIG. 10, the lever G4 is actually placed on the lever G1 and is represented as a collinear diagram in which the lever G2 and the lever G2 intersect each other. The lever G4 is shown offset from the lever G1 in parallel so that the lever can be easily seen.

図10に示す変速状態（変速比）では、エンジントルクTeがプラス（正）トルクであり、第１および第２出力軸Out1,Out2の出力トルクTo1,To2が共に走行抵抗であるが故に負荷（マイナス）トルクである。
図10の共線図におけるレバーG1(G4)およびG2が、エンジントルクTeおよび出力トルクTo1,To2によってもバランスしているためには、リングギヤR1に結合した第１モータ／ジェネレータMG1のトルクTm1は、回転数を０に向かわせる発電（マイナス）トルクである必要があり、サンギヤS1に結合した第２モータ／ジェネレータMG2のトルクTm2は、逆に回転数を０から遠ざけるモータ（プラス）トルクである必要がある。 In the speed change state (speed ratio) shown in FIG. 10, the engine torque Te is a positive (positive) torque, and the output torques To1 and To2 of the first and second output shafts Out1 and Out2 are both travel resistances. Minus) Torque.
In order for the levers G1 (G4) and G2 in the alignment chart of FIG. 10 to be balanced by the engine torque Te and the output torques To1 and To2, the torque Tm1 of the first motor / generator MG1 coupled to the ring gear R1 is Therefore, the torque Tm2 of the second motor / generator MG2 coupled to the sun gear S1 is a motor (plus) torque that moves the rotational speed away from 0. There is a need.

この時第１および第２モータ／ジェネレータMG1,MG2は、発電動作とモータ動作とを行うことから、バッテリ電力２５（図１参照）が０であっても、発電側モータ／ジェネレータMG1からの電力でモータ側モータ／ジェネレータMG2をモータ動作させて、図10のレバーG1(G4)およびG2で表される変速状態（最ロー側変速比）を維持することができる。
なお維持できない場合は、モータ／ジェネレータMG1,MG2の上記電力バランスを崩して、図10のレバーG1(G4)およびG2で表される変速状態（変速比）を維持することも可能である。 At this time, since the first and second motor / generators MG1 and MG2 perform the power generation operation and the motor operation, even if the battery power 25 (see FIG. 1) is 0, the power from the power generation side motor / generator MG1. Thus, the motor-side motor / generator MG2 can be operated to maintain the speed change state (lowest speed ratio) represented by the levers G1 (G4) and G2 in FIG.
If it cannot be maintained, the power balance of the motor / generators MG1 and MG2 can be broken to maintain the speed change state (speed ratio) represented by the levers G1 (G4) and G2 in FIG.

図11のレバーG1(G4)およびG2により示す変速状態（変速比）は、これらレバーG1(G4)およびG2の交差状態をレバーG3により、第１モータ／ジェネレータMG1の回転数Nm1が図10の負値から正値に切り替わるよう変化させた場合の変速状態（変速比）を示す。
この場合、エンジントルクTeがプラス（正）トルクであり、第１および第２出力軸Out1,Out2の出力トルクTo1,To2が共に負荷（マイナス）トルクであるも、第１モータ／ジェネレータMG1の回転数Nm1が正値であることから、エンジン回転数Neを図10の場合よりも低くするハイ側変速状態となる。
図11の共線図におけるレバーG1(G4)およびG2が、エンジントルクTeおよび出力トルクTo1,To2によってもバランスしているためには、第１モータ／ジェネレータトルクTm1が図10の場合と逆に、回転数を０から遠ざける負荷（プラス）トルクである必要があり、第２モータ／ジェネレータトルクTm2が、図10の場合と逆に、回転数を０に向かわせる発電（マイナス）トルクである必要がある。 The speed change state (speed ratio) indicated by levers G1 (G4) and G2 in FIG. 11 is such that the intersecting state of these levers G1 (G4) and G2 is determined by lever G3, and the rotational speed Nm1 of first motor / generator MG1 is as shown in FIG. A shift state (gear ratio) when changing from a negative value to a positive value is shown.
In this case, the engine torque Te is a positive (positive) torque and the output torques To1 and To2 of the first and second output shafts Out1 and Out2 are both load (minus) torques, but the rotation of the first motor / generator MG1 Since the number Nm1 is a positive value, a high-side shift state is set in which the engine speed Ne is lower than in the case of FIG.
Since the levers G1 (G4) and G2 in the alignment chart of FIG. 11 are also balanced by the engine torque Te and the output torques To1 and To2, the first motor / generator torque Tm1 is opposite to the case of FIG. The load (plus) torque that keeps the rotational speed away from 0 is required, and the second motor / generator torque Tm2 needs to be the power generation (negative) torque that turns the rotational speed toward 0, contrary to the case of FIG. There is.

この時第１および第２モータ／ジェネレータMG1,MG2は、モータ動作と発電動作とを行うことから、バッテリ電力２５（図１参照）が０であっても、発電側モータ／ジェネレータMG2からの電力でモータ側モータ／ジェネレータMG1をモータ動作させて、図11のレバーG1(G4)およびG2で表される変速状態（ハイ側変速比）を維持することができる。
なお維持できない場合は、モータ／ジェネレータMG1,MG2の上記電力バランスを崩して、図11のレバーG1(G4)およびG2で表される変速状態（変速比）を維持することも可能である。 At this time, since the first and second motor / generators MG1, MG2 perform motor operation and power generation operation, even if the battery power 25 (see FIG. 1) is 0, the power from the power generation side motor / generator MG2 Thus, the motor-side motor / generator MG1 can be operated to maintain the speed change state (high-side speed ratio) represented by the levers G1 (G4) and G2 in FIG.
If the power cannot be maintained, the power balance of the motor / generators MG1 and MG2 can be lost, and the speed change state (speed ratio) represented by the levers G1 (G4) and G2 in FIG. 11 can be maintained.

図12のレバーG1(G4)およびG2により示す変速状態（変速比）は、これらレバーG1(G4)およびG2の交差状態をレバーG3により、第２モータ／ジェネレータMG2の回転数Nm2が図11の正値から負値に切り替わるよう変化させた場合の変速状態（変速比）を示す。
この場合、エンジントルクTeがプラス（正）トルクであり、第１および第２出力軸Out1,Out2の出力トルクTo1,To2が共に負荷（マイナス）トルクであるも、第２モータ／ジェネレータMG2の回転数Nm2が負値であることから、エンジン回転数Neを図11の場合よりも更に低くする更にハイ側の変速状態となる。
図12の共線図におけるレバーG1(G4)およびG2が、エンジントルクTeおよび出力トルクTo1,To2によってもバランスしているためには、第１モータ／ジェネレータトルクTm1が図11の場合と逆に、回転数を０に向かわせる発電（マイナス）トルクである必要があり、第２モータ／ジェネレータトルクTm2が、図11の場合と逆に、回転数を０から遠ざける負荷（プラス）トルクである必要がある。 The speed change state (gear ratio) indicated by the levers G1 (G4) and G2 in FIG. 12 is such that the rotation state Nm2 of the second motor / generator MG2 is as shown in FIG. The shift state (gear ratio) when changing from a positive value to a negative value is shown.
In this case, the engine torque Te is a positive (positive) torque, and the output torques To1 and To2 of the first and second output shafts Out1 and Out2 are both load (minus) torques. Since the number Nm2 is a negative value, the engine speed Ne is further lowered than in the case of FIG.
Since the levers G1 (G4) and G2 in the alignment chart of FIG. 12 are also balanced by the engine torque Te and the output torques To1 and To2, the first motor / generator torque Tm1 is opposite to the case of FIG. , The power generation (minus) torque that turns the rotation speed to 0 is necessary, and the second motor / generator torque Tm2 is a load (plus) torque that moves the rotation speed away from 0, contrary to the case of FIG. There is.

この時第１および第２モータ／ジェネレータMG1,MG2は、発電動作とモータ動作とを行うことから、バッテリ電力２５（図１参照）が０であっても、発電側モータ／ジェネレータMG1からの電力でモータ側モータ／ジェネレータMG2をモータ動作させて、図12のレバーG1(G4)およびG2で表される変速状態（更にハイ側の変速比）を維持することができる。
なお維持できない場合は、モータ／ジェネレータMG1,MG2の上記電力バランスを崩して、図12のレバーG1(G4)およびG2で表される変速状態（変速比）を維持することも可能である。 At this time, since the first and second motor / generators MG1 and MG2 perform the power generation operation and the motor operation, even if the battery power 25 (see FIG. 1) is 0, the power from the power generation side motor / generator MG1. Thus, the motor-side motor / generator MG2 can be operated to maintain the speed change state (further high side gear ratio) represented by the levers G1 (G4) and G2 in FIG.
If it cannot be maintained, the power balance of the motor / generators MG1 and MG2 can be lost, and the speed change state (speed ratio) represented by the levers G1 (G4) and G2 in FIG. 12 can be maintained.

図13は、本実施例の構成とした場合において、変速比ｉ（Ne/No）に対する第１および第２モータ／ジェネレータMG1,MG2の回転数Nm1,Nm2およびトルクTm1,Tm2の変化傾向を、モータ／ジェネレータMG1,MG2の通過パワーＰと共に示し、この通過パワーＰは、モータ／ジェネレータMG2の回転数Nm2が０で、且つ、モータ／ジェネレータMG1のトルクTm1が０である時の変速比ｉＭ において、また、モータ／ジェネレータMG2のトルクTm2が０で、且つ、モータ／ジェネレータMG1の回転数Nm1が０である時の変速比ｉＬ においてそれぞれ０になる。 FIG. 13 shows changes in the rotational speeds Nm1, Nm2 and torques Tm1, Tm2 of the first and second motor / generators MG1, MG2 with respect to the transmission ratio i (Ne / No) in the case of the configuration of the present embodiment. This is shown together with the passing power P of the motor / generators MG1 and MG2, and this passing power P is the gear ratio i M when the rotational speed Nm2 of the motor / generator MG2 is 0 and the torque Tm1 of the motor / generator MG1 is 0. in, addition, in the torque Tm2 of the motor / generator MG2 is zero, and become respectively 0 in the transmission ratio i L when the rotation speed Nm1 of the motor / generator MG1 is zero.

従って、図10の変速状態は、モータ／ジェネレータMG1,MG2の通過パワーＰが０になるロー側変速比ｉＬ よりもロー側変速比領域での変速状態に相当し、また図11の変速状態は、モータ／ジェネレータMG1,MG2の通過パワーＰが０になるロー側変速比ｉＬ およびハイ側変速比ｉＭ 間の中間変速比領域での変速状態に相当し、更に図12の変速状態は、モータ／ジェネレータMG1,MG2の通過パワーＰが０になるハイ側変速比ｉＭ よりもハイ側変速比領域での変速状態に相当する。
ところで本実施例においては、図10〜図12の何れの変速状態でも（全ての変速比領域で）、発電側モータ／ジェネレータMG1またはMG2が発電した電力でモータ側モータ／ジェネレータMG2またはMG1をモータ動作させて、バッテリ電力２５（図１参照）の電力に頼ることなく変速状態（変速比）を維持し得てバッテリ２５の小型化が可能である。 Accordingly, the shifting state of FIG. 10, the shift state of the motor / generators MG1, than MG2 passing power P is low-side shift ratio i L becomes zero corresponds to the shifting state in a low side gear ratio area, and FIG. 11 Corresponds to a shift state in the intermediate gear ratio region between the low-side gear ratio i L and the high-side gear ratio i M at which the passing power P of the motor / generators MG1 and MG2 is 0, and the shift state of FIG. , corresponding to the shifting state of the motor / generators MG1, MG2 high side speed ratio range than passing power P is high side speed ratio i M becomes zero.
By the way, in this embodiment, the motor side motor / generator MG2 or MG1 is driven by the electric power generated by the power generation side motor / generator MG1 or MG2 in any of the speed changing states of FIGS. It is possible to reduce the size of the battery 25 by operating and maintaining the speed change state (speed ratio) without depending on the power of the battery power 25 (see FIG. 1).

とりわけ変速比ｉＬ およびｉＭ 間の変速比領域においては、上記の通りバッテリ２５の小型化が可能であることの他に、図13から明らかなごとくモータ／ジェネレータMG1,MG2の回転数Nm1,Nm2およびトルクTm1,Tm2が共に小さくてモータ／ジェネレータMG1,MG2の小型化も可能であることから、本動作形態では図14に示すように、主に変速比ｉＬ およびｉＭ 間のロー側変速比領域を実用変速範囲として用いるが、ここでは、図８に示すハイ側実用変速範囲との間での切り替え（モード切り替え）制御を行い易くするために変速比ｉＬ およびｉＭ 間の変速比領域よりも広い領域を実用変速範囲として用いることとする。 Especially in the speed ratio region between the speed ratio i L and i M, in addition to that it is possible to miniaturize the above as a battery 25, a motor / generator MG1 as is evident from FIG. 13, MG2 rotation speed Nm1, since Nm2 and torque Tm1, Tm2 is possible both small size of the motor / generators MG1, MG2, in this mode of operation as shown in FIG. 14, the low side between the main gear shift ratio i L and i M uses a gear ratio area as a practical speed range, where the shift between the speed ratio i L and i M to facilitate the switching (mode switching) control between the high-side practical speed range shown in FIG. 8 A region wider than the specific region is used as the practical shift range.

図10〜図12の共線図におけるレバーG1(G4)、およびG2、並びにG3に関する回転のバランス式およびトルクのバランス式を示すと、以下の（１４）式〜（３１）式のごときものなる。
Nm1=｛（α+1）/β｝Nm2+｛1+（α+1）/β｝No・・・（１４）
Nm2=-（1/δ）N3・・・（１５）
N3=-β・Ne+（1+β）No・・・（１６）
Te・i=To・・・（１７）
i=Ne/No・・・（１８）
To=To1+To2・・・（１９）
T1+T3A=Tm2・・・（２０）
Tm1+T1+To1=0・・・（２１）
Te+T2+To1=0・・・（２２）
δ・T3B+T3A=0・・・（２３）
T3B=T2・・・（２４）
Nm1・Tm1+Nm2・Tm2＝Pb・・・（２５）
β・T2=Te・・・（２６）
Tm1(α+1)=β・T1・・・（２７）
Tm1＝-｛(1+β-i・β)/ (1+α+β)｝・Te・・・（２８）
Tm2＝-（Pb-Nm1・Te）／Nm2・・・（２９）
To2=[｛(1+β)/β｝-i]・Te・・・（３０）
To1=｛(1+β)/β｝・Te・・・（３１）
ただし上記の式における各符号は、図10〜図12の共線図においてレバーG3をレバーG1(G4)およびG2から切り離したものに相当する図15に示した各部の回転数およびトルクを意味する。
なお、図15に示されていない上式におけるPbはバッテリ電力を意味するものとする。 The rotation balance formula and the torque balance formula for the levers G1 (G4), G2, and G3 in the collinear charts of FIGS. 10 to 12 are expressed by the following formulas (14) to (31). .
Nm1 = {(α + 1) / β} Nm2 + {1+ (α + 1) / β} No (14)
Nm2 =-(1 / δ) N3 (15)
N3 = -β ・ Ne + (1 + β) No ... (16)
Te ・ i = To ・ ・ ・ （17）
i = Ne / No (18)
To = To1 + To2 (19)
T1 + T3A = Tm2 (20)
Tm1 + T1 + To1 = 0 (21)
Te + T2 + To1 = 0 (22)
δ · T3B + T3A = 0 (23)
T3B = T2 (24)
Nm1 ・ Tm1 + Nm2 ・ Tm2 ＝ Pb ・ ・ ・ （25）
β · T2 = Te (26)
Tm1 (α + 1) = β · T1 (27)
Tm1 =-{(1 + β-i · β) / (1 + α + β)} · Te (28)
Tm2 =-(Pb-Nm1 · Te) / Nm2 (29)
To2 = [{(1 + β) / β} -i] · Te (30)
To1 = {(1 + β) / β} · Te (31)
However, each symbol in the above equation means the rotation speed and torque of each part shown in FIG. 15 corresponding to the lever G3 separated from the levers G1 (G4) and G2 in the collinear charts of FIGS. .
Note that Pb in the above equation not shown in FIG. 15 means battery power.

（１４）式〜（２７）式を解いて（２８）式〜（３１）式を得ることができ、（２８）式および（２９）式から求めたモータ／ジェネレータトルクTm2,Tm1ををエンジントルクTeと共にそれぞれ、対応するモータコントローラ２３およびエンジンコントローラ２２に指令することで所定の変速制御を実現することができる。
第１および第２出力軸Out1,Out2の駆動トルク（前後輪駆動トルク）To1,To2は（３１）式および（３０）式から求めることができ、これら前後輪駆動トルクTo1,To2は本実施の例では図16に示すごときものとなる。
従って本動作形態では、大きな駆動力を必要とするロー側変速比領域において４輪駆動となし、ハイ側変速比になるにつれて前後輪駆動トルクTo1を低下させて徐々に後２輪駆動へ移行させることができ、車両の車輪駆動方式として変速比ごとに優れた前後輪駆動トルク配分を実現することができる。 Equations (14) to (27) can be solved to obtain equations (28) to (31). The motor / generator torques Tm2 and Tm1 obtained from equations (28) and (29) can be used as the engine torque. A predetermined shift control can be realized by instructing the corresponding motor controller 23 and engine controller 22 together with Te.
The driving torques (front and rear wheel driving torque) To1, To2 of the first and second output shafts Out1, Out2 can be obtained from the equations (31) and (30). These front and rear wheel driving torques To1, To2 An example is as shown in FIG.
Therefore, in this operation mode, four-wheel drive is performed in the low gear ratio region requiring a large driving force, and the front and rear wheel drive torque To1 is decreased and gradually shifted to the rear two-wheel drive as the high gear ratio is achieved. As a vehicle wheel drive system, it is possible to achieve excellent front and rear wheel drive torque distribution for each gear ratio.

本実施例の、図３の共線図により表されるハイブリッド変速機において、ハイクラッチH/Cを締結すると共にローブレーキL/Bを解放することにより第3遊星歯車組G3がキャリアC1およびサンギヤS2間を前記した一体回転可能状態にし、且つ、入力要素クラッチCinの解放によりサンギヤS1にエンジン回転Neが入力されず、このエンジン回転がリングギヤR2のみに入力されるようにした場合、
これらサンギヤS1およびリングギヤR2の回転数を異ならせることが可能になるも、第3遊星歯車組G3がキャリアCおよびサンギヤS2間の連結状態を一体回転可能状態にするため、そして、第１および第２出力軸Out1,Out2の回転数が同じ値Noであることから、図３の共線図は、レバーG1,G2,G4が図17に例示するように一直線上に相互に重なり、図3のレバーG3がキャリアC1、サンギヤS2およびサンギヤS4を一体回転させ得る共線図に等価なものとなる。 In the hybrid transmission represented by the collinear diagram of FIG. 3 of the present embodiment, the third planetary gear set G3 is engaged with the carrier C1 and the sun gear by engaging the high clutch H / C and releasing the low brake L / B. When the integral rotation is enabled between S2, and the engine rotation Ne is not input to the sun gear S1 by releasing the input element clutch Cin, and this engine rotation is input only to the ring gear R2,
Although the rotation speeds of the sun gear S1 and the ring gear R2 can be made different, the third planetary gear set G3 makes the connection state between the carrier C and the sun gear S2 integrally rotatable, and the first and first gears. Since the rotational speeds of the two output shafts Out1 and Out2 are the same value No, the alignment chart of FIG. 3 is such that the levers G1, G2, and G4 overlap each other in a straight line as illustrated in FIG. The lever G3 is equivalent to a collinear diagram in which the carrier C1, the sun gear S2, and the sun gear S4 can rotate together.

図17に示す変速状態（変速比）では、エンジンENGからのエンジントルクTeがプラス（正）トルクであり、第１および第２出力軸Out1,Out2の出力トルクTo1,To2が共に走行抵抗であるが故に負荷（マイナス）トルクである。
図17の共線図におけるレバーG1,G2,G4が、エンジントルクTeおよび出力トルクTo1,To2によってもバランスしているためには、リングギヤR1に結合した第１モータ／ジェネレータMG1のトルクTm1は、回転数を０から遠ざけるモータ（プラス）トルクである必要があり、サンギヤS1に結合した第２モータ／ジェネレータMG2のトルクTm2は、逆に回転数を０に向かわせる発電（マイナス）トルクである必要がある。 In the shift state (speed ratio) shown in FIG. 17, the engine torque Te from the engine ENG is a positive (positive) torque, and the output torques To1 and To2 of the first and second output shafts Out1 and Out2 are both running resistances. Therefore, it is a load (minus) torque.
In order for the levers G1, G2, and G4 in the alignment chart of FIG. 17 to be balanced by the engine torque Te and the output torques To1 and To2, the torque Tm1 of the first motor / generator MG1 coupled to the ring gear R1 is The motor (plus) torque needs to keep the rotational speed away from 0, and the torque Tm2 of the second motor / generator MG2 coupled to the sun gear S1 needs to be a power generation (minus) torque that reverses the rotational speed to zero. There is.

この時第１および第２モータ／ジェネレータMG1,MG2は、モータ動作と発電動作とを行うことから、バッテリ電力２５（図１参照）が０であっても、発電側モータ／ジェネレータMG2からの電力でモータ側モータ／ジェネレータMG1をモータ動作させて、図17のレバーG1およびG2(G4)で表される変速状態（出力回転数Noがエンジン回転数Neよりも低くなるロー側変速比）を維持することができる。
なお維持できない場合は、モータ／ジェネレータMG1,MG2の上記電力バランスを崩して、図17のレバーG1およびG2(G4)で表される変速状態（変速比）を維持することも可能である。 At this time, since the first and second motor / generators MG1, MG2 perform motor operation and power generation operation, even if the battery power 25 (see FIG. 1) is 0, the power from the power generation side motor / generator MG2 To operate the motor side motor / generator MG1 to maintain the speed change state represented by levers G1 and G2 (G4) in FIG. 17 (low side speed ratio where the output speed No is lower than the engine speed Ne). can do.
If it cannot be maintained, the power balance of the motor / generators MG1 and MG2 can be lost, and the speed change state (speed ratio) represented by the levers G1 and G2 (G4) in FIG. 17 can be maintained.

図18のレバーG1およびG2(G4)により示す変速状態（変速比）は、第１モータ／ジェネレータMG1の回転数Nm1が図17の正値から負値に切り替わるよう変化させ、第２モータ／ジェネレータMG2の回転数Nm2が図17の負値から正値に切り替わるよう変化させた場合の変速状態（変速比）を示す。
この場合、エンジントルクTeがプラス（正）トルクであり、第１および第２出力軸Out1,Out2の出力トルクTo1,To2が共に負荷（マイナス）トルクであるも、第１モータ／ジェネレータMG1の回転数Nm1が負値であり、第２モータ／ジェネレータMG2の回転数Nm2が正値であることから、出力回転数Noをエンジン回転数Neよりも高くするオーバードライブ変速比選択状態となる。
図18の共線図におけるレバーG1およびG2(G4)が、エンジントルクTeおよび出力トルクTo1,To2によってもバランスしているためには、第１モータ／ジェネレータトルクTm1が図17の場合と逆に、回転数を０に向かわせる発電（マイナス）トルクである必要があり、第２モータ／ジェネレータトルクTm2が、図17の場合と逆に、回転数を０から遠ざける負荷（プラス）トルクである必要がある。 The speed change state (speed ratio) indicated by the levers G1 and G2 (G4) in FIG. 18 is changed so that the rotation speed Nm1 of the first motor / generator MG1 is switched from the positive value to the negative value in FIG. FIG. 18 shows a shift state (speed ratio) when the rotation speed Nm2 of MG2 is changed so as to switch from the negative value to the positive value in FIG.
In this case, the engine torque Te is a positive (positive) torque and the output torques To1 and To2 of the first and second output shafts Out1 and Out2 are both load (minus) torques, but the rotation of the first motor / generator MG1 Since the number Nm1 is a negative value and the rotational speed Nm2 of the second motor / generator MG2 is a positive value, an overdrive speed ratio selection state is set in which the output rotational speed No is made higher than the engine rotational speed Ne.
Since the levers G1 and G2 (G4) in the alignment chart of FIG. 18 are also balanced by the engine torque Te and the output torques To1 and To2, the first motor / generator torque Tm1 is opposite to the case of FIG. The power generation (minus) torque that makes the rotation speed 0 is necessary, and the second motor / generator torque Tm2 is the load (plus) torque that keeps the rotation speed away from 0, contrary to the case of FIG. There is.

この時第１および第２モータ／ジェネレータMG1,MG2は、発電動作とモータ動作とを行うことから、バッテリ電力２５（図１参照）が０であっても、発電側モータ／ジェネレータMG1からの電力でモータ側モータ／ジェネレータMG2をモータ動作させて、図18のレバーG1およびG2(G4)で表される変速状態（オーバードライブ変速比）を維持することができる。
なお維持できない場合は、モータ／ジェネレータMG1,MG2の上記電力バランスを崩して、図18のレバーG1およびG2(G4)で表される変速状態（ハイ側変速比）を維持することも可能である。 At this time, since the first and second motor / generators MG1 and MG2 perform the power generation operation and the motor operation, even if the battery power 25 (see FIG. 1) is 0, the power from the power generation side motor / generator MG1. Thus, the motor-side motor / generator MG2 can be operated to maintain the speed change state (overdrive speed ratio) represented by the levers G1 and G2 (G4) in FIG.
If it cannot be maintained, the power balance of the motor / generators MG1 and MG2 can be broken to maintain the gear shift state (high gear ratio) represented by the levers G1 and G2 (G4) in FIG. .

図19のレバーG1およびG2(G4)により示す変速状態（変速比）は、第２モータ／ジェネレータMG2の回転数Nm2が図17の負値から正値に切り替わるよう変化させた場合の変速状態（変速比）を示す。
この場合、エンジントルクTeがプラス（正）トルクであり、第１および第２出力軸Out1,Out2の出力トルクTo1,To2が共に負荷（マイナス）トルクであるも、第２モータ／ジェネレータMG2の回転数Nm2も正値であることから、図17および図18の中間の変速比が選択された中間変速比状態となる。
図19の共線図におけるレバーG1およびG2(G4)が、エンジントルクTeおよび出力トルクTo1,To2によってもバランスしているためには、第１モータ／ジェネレータトルクTm1が図17の場合と同じく、回転数を０から遠ざける負荷（プラス）トルクである必要があり、第２モータ／ジェネレータトルクTm2が、図17の場合と逆に、回転数を０から遠ざける負荷（プラス）トルクである必要がある。
この時は、第１および第２モータ／ジェネレータMG1,MG2が共に、バッテリ２５（図１参照）からの電力を消費しつつモータ動作を行うことによって、図19のレバーG1およびG2(G4)で表される変速状態（中間変速比）を維持することができる。 The speed change state (speed ratio) indicated by levers G1 and G2 (G4) in FIG. 19 is the speed change state when the rotation speed Nm2 of the second motor / generator MG2 is changed from the negative value to the positive value in FIG. Gear ratio).
In this case, the engine torque Te is a positive (positive) torque, and the output torques To1 and To2 of the first and second output shafts Out1 and Out2 are both load (minus) torques. Since the number Nm2 is also a positive value, the intermediate gear ratio state in which the intermediate gear ratio in FIGS. 17 and 18 is selected is obtained.
Since the levers G1 and G2 (G4) in the alignment chart of FIG. 19 are also balanced by the engine torque Te and the output torques To1 and To2, the first motor / generator torque Tm1 is the same as in FIG. The load (plus) torque needs to keep the rotational speed away from 0, and the second motor / generator torque Tm2 needs to be the load (plus) torque that keeps the rotational speed away from 0, contrary to the case of FIG. .
At this time, the first and second motors / generators MG1 and MG2 perform motor operation while consuming electric power from the battery 25 (see FIG. 1), so that the levers G1 and G2 (G4) in FIG. The shift state (intermediate transmission ratio) represented can be maintained.

図20は、本動作形態において、変速比ｉ（Ne/No）に対する第１および第２モータ／ジェネレータMG1,MG2の回転数Nm1,Nm2およびトルクTm1,Tm2の変化傾向を、モータ／ジェネレータMG1,MG2の通過パワーＰと共に示し、この通過パワーＰは、モータ／ジェネレータMG2の回転数Nm2が０で、且つ、モータ／ジェネレータMG1のトルクTm1が０である時の変速比ｉＭ において、また、モータ／ジェネレータMG2のトルクTm2が０で、且つ、モータ／ジェネレータMG1の回転数Nm1が０である時の変速比ｉＨ においてそれぞれ０になる。 FIG. 20 shows changes in the rotational speeds Nm1, Nm2 and torques Tm1, Tm2 of the first and second motor / generators MG1, MG2 with respect to the gear ratio i (Ne / No) in this operation mode. It is shown together with the passing power P of MG2, and this passing power P is obtained at the speed ratio i M when the rotational speed Nm2 of the motor / generator MG2 is 0 and the torque Tm1 of the motor / generator MG1 is 0, and the motor / torque Tm2 generator MG2 is zero, and each becomes 0 in the transmission ratio i H when rotation speed Nm1 of the motor / generator MG1 is zero.

従って、図17の変速状態は、モータ／ジェネレータMG1,MG2の通過パワーＰが０になるロー側変速比ｉＭ よりもロー側変速比領域での変速状態に相当し、また図19の変速状態は、モータ／ジェネレータMG1,MG2の通過パワーＰが０になるロー側変速比ｉＭ およびハイ側変速比ｉＨ 間の中間変速比領域での変速状態に相当し、更に図18の変速状態は、モータ／ジェネレータMG1,MG2の通過パワーＰが０になるハイ側変速比ｉＨ よりもハイ側のオーバードライブ変速比領域での変速状態に相当する。 Accordingly, the speed change state of FIG. 17 corresponds to the speed change state in the low side speed ratio region rather than the low side speed ratio i M at which the passing power P of the motor / generators MG1, MG2 becomes 0, and the speed change state of FIG. Corresponds to a shift state in an intermediate gear ratio region between the low-side gear ratio i M and the high-side gear ratio i H at which the passing power P of the motor / generators MG1 and MG2 is 0, and the shift state of FIG. , corresponding to the shifting state of the overdrive gear ratio range of the motor / generators MG1, MG2 passing power P becomes 0 at the high side speed ratio i the high side of the H.

ところで、変速比ｉＭ よりもロー側の変速比領域、および変速比ｉＨ よりもハイ側のオーバードライブ変速比領域においては上記したごとく、バッテリ電力２５（図１参照）の電力に頼ることなく変速状態（変速比）を維持し得てバッテリ２５の小型化が可能である。
一方で変速比ｉＭ，ｉＨ 間の中間変速比領域においては上記したごとく、バッテリ電力２５（図１参照）からの電力の持ち出しによって変速状態（変速比）を維持するが、この中間変速比領域では、図20から明らかなごとくモータ／ジェネレータMG1,MG2の回転数Nm1,Nm2およびトルクTm1,Tm2が共に小さくてモータ／ジェネレータMG1,MG2の小型化が可能である。 Incidentally, the speed ratio region of low side than the gear ratio i M, and as the speed ratio i overdrive gear ratio area of high side than H have been described above, without relying on the power of the battery power 25 (see FIG. 1) The speed change state (speed change ratio) can be maintained and the battery 25 can be downsized.
On the other hand, as described above, in the intermediate gear ratio region between the gear ratios i M and i H , the gear shift state (speed ratio) is maintained by taking out the electric power from the battery power 25 (see FIG. 1). As is clear from FIG. 20, the motor / generators MG1 and MG2 can be downsized because both the rotational speeds Nm1 and Nm2 and the torques Tm1 and Tm2 of the motor / generators MG1 and MG2 are small.

ここで、どの変速比領域を用いるかは、バッテリ２５の小型化を優先させるべきか、モータ／ジェネレータMG1,MG2の小型化を優先させるべきかによって決まり、余裕があればバッテリ２５およびモータ／ジェネレータMG1,MG2の実用可能な範囲においてできるだけ広い変速比領域を用い得ること勿論である。
しかし本実施例においては、図４〜図７につき前述した動作形態で実用変速範囲を図８に示すごとくハイ側変速比領域に設定し、図10〜図12につき前述した動作形態で実用変速範囲を図14に示すごとくロー側変速比領域に設定したから、図17〜図19につき上述した動作形態ではオーバードライブ変速比領域に実用変速範囲を設定することとする。 Here, which speed ratio region is used depends on whether to give priority to downsizing of the battery 25 or downsizing of the motor / generators MG1 and MG2, and if there is a margin, the battery 25 and the motor / generator. Of course, the widest possible gear ratio range can be used within the practical range of MG1 and MG2.
However, in this embodiment, the practical speed change range is set to the high gear ratio range as shown in FIG. 8 in the operation mode described above with reference to FIGS. 4 to 7, and the practical speed change range in the operation mode described above with reference to FIGS. 14 is set in the low-side gear ratio region as shown in FIG. 14, and in the operation mode described above with reference to FIGS. 17 to 19, the practical gear range is set in the overdrive gear ratio region.

以上説明した通り本実施例によれば、第１および第２出力軸Out1,Out2を結合した第2リングギヤR2および第2キャリアC2から前後輪駆動力を取り出すことから、従来のようにハイブリッド変速機とは別にモータを設けることなくハイブリッド変速機による４輪駆動化を実現することができ、従って、新たな車体フロアを用意しなくても一般的な車体フロアのままで４輪駆動化が可能である。   As described above, according to the present embodiment, since the front and rear wheel driving force is taken out from the second ring gear R2 and the second carrier C2 coupled to the first and second output shafts Out1 and Out2, a hybrid transmission is provided as in the prior art. Aside from this, it is possible to realize a four-wheel drive by a hybrid transmission without providing a motor, and therefore, a four-wheel drive can be achieved with a general body floor without a new body floor. is there.

また、第１モータ／ジェネレータMG1および第２モータ／ジェネレータMG2を前記した通りモータとして動作させたり、発電機として動作させることにより、エンジンの運転状態と相まって任意の変速状態を維持し得ることから、第１および第２出力軸Out1,Out2からの駆動力の配分を自由に決定することができ、従って、主たる駆動輪、従たる駆動輪の区別もなく、極めて自由度の高い４輪駆動化技術たり得る。   In addition, by operating the first motor / generator MG1 and the second motor / generator MG2 as a motor as described above or operating as a generator, an arbitrary speed change state can be maintained in combination with the operating state of the engine. It is possible to freely determine the distribution of the driving force from the first and second output shafts Out1 and Out2, and therefore there is no distinction between the main driving wheel and the subordinate driving wheel, and the four-wheel drive technology has a very high degree of freedom. It can be.

そして、図示例のように第1出力軸Out1を左右前輪に結合し、第2出力軸Out2を左右後輪に結合した場合における、前輪駆動力Frおよび後輪駆動力Rrと、これら前後輪駆動力間の比Ratio（＝Fr/Rr）とは、ダイレクト配電時（モータ／ジェネレータMG1,MG2の一方の発電力と他方のモータ消費電力とが同じ時）について示すと図21に示すごときものとなり、大駆動力が要求されるロー側では4輪駆動状態となり、ハイ側では前輪による2輪駆動傾向が強まるというような好適な前後輪駆動力配分にすることができるし、当該前後輪駆動力配分のためのトランスファー機能をハイブリッド変速機内に持たせることができて、ハイブリッド変速機のほかにトランスファー装置を必要とすることがなくて、コスト上も大いに有利である。   Then, when the first output shaft Out1 is coupled to the left and right front wheels and the second output shaft Out2 is coupled to the left and right rear wheels as in the illustrated example, the front wheel driving force Fr and the rear wheel driving force Rr, and these front and rear wheel driving Ratio between forces (= Fr / Rr) is as shown in Fig. 21 for direct power distribution (when the power generated by one motor / generator MG1 and MG2 is the same as the power consumed by the other motor). The front and rear wheel drive force distribution can be made such that the low side where a large drive force is required is in a four-wheel drive state and the high side is more likely to be driven by the front wheels. A transfer function for distribution can be provided in the hybrid transmission, and no transfer device is required in addition to the hybrid transmission, which is very advantageous in terms of cost.

なお前後輪間での差動を禁止したリジッド4輪駆動が要求される場合は、入力要素クラッチCinおよびハイクラッチH/Cを締結し、ローブレーキL/Bを解放することで、第1および第2出力軸Out1,Out2間で回転差を生じないリジッド4輪駆動状態を難なく実現することができ、差動制限機構をハイブリッド変速機に設ける必要もなくて、この点でもコスト上大いに有利である。   If rigid four-wheel drive that prohibits differential between the front and rear wheels is required, the first and second clutches Cin and high clutch H / C are engaged, and the low brake L / B is released. A rigid four-wheel drive state that does not cause a rotation difference between the second output shafts Out1 and Out2 can be realized without difficulty, and there is no need to provide a differential limiting mechanism in the hybrid transmission. is there.

更に、上記のごとく第１および第２モータ／ジェネレータMG1,MG2をモータとして動作させたり、発電機として動作させることにより得られる任意の変速状態が、第３差動装置（第3遊星歯車組）G3によるキャリアC1およびサンギヤS2間の連結状態（非連結状態、逆回転変速可能状態、一体回転可能状態）と、入力要素クラッチCinの締結・解放との組み合わせごとのものであることから、
当該組み合わせの選択により変速比の選択幅を大きくすることができて実用上大いに有利である。
しかも前記した通り、バッテリ電力２５（図１参照）の電力に頼ることなく変速状態（変速比）を維持し得てバッテリ２５の小型化が可能であると共に、モータ／ジェネレータMG1,MG2の回転数Nm1,Nm2およびトルクTm1,Tm2が共に小さくてモータ／ジェネレータMG1,MG2の小型化も可能である。 Furthermore, as described above, the arbitrary speed change state obtained by operating the first and second motors / generators MG1, MG2 as motors or as generators is the third differential (third planetary gear set). Because it is for each combination of the connection state between the carrier C1 and the sun gear S2 by G3 (not connected state, reverse rotation speed changeable state, integral rotation enabled state) and the engagement / release of the input element clutch Cin,
The selection of the combination can increase the selection range of the gear ratio, which is very advantageous in practice.
Moreover, as described above, the shift state (speed ratio) can be maintained without depending on the power of the battery power 25 (see FIG. 1), the battery 25 can be reduced in size, and the rotation speeds of the motor / generators MG1, MG2 can be reduced. Nm1, Nm2 and torques Tm1, Tm2 are both small, and the motor / generator MG1, MG2 can be downsized.

そして、図２に示すごとく第2遊星歯車組G2のリングギヤR2に、第4遊星歯車組G4および歯車15，16よりなる平行軸歯車組を介して第１出力軸Out1を結合し、また、第2遊星歯車組G2のキャリアC2に同軸に第２出力軸Out2を結合したから、
第2出力軸Out2に係わる変速機出力は変速機の後方から変速機主軸線方向に取り出して、例えば左右後輪に向かわせるが、第1出力軸Out1に係わる変速機出力は、ハイブリッド変速機フロント部分1aの上下、左右、いずれかから横方向に取り出して、変速機主軸線に対し平行に延在する第1出力軸Out1により、例えば左右前輪に向かわせることができ、このような変速機出力の取り出し態様が要求される車両において有利に適用し得る。 Then, as shown in FIG. 2, the first output shaft Out1 is coupled to the ring gear R2 of the second planetary gear set G2 via a parallel shaft gear set consisting of the fourth planetary gear set G4 and the gears 15 and 16, and Since the second output shaft Out2 is connected coaxially to the carrier C2 of the two planetary gear set G2,
The transmission output related to the second output shaft Out2 is taken out from the rear of the transmission in the main shaft direction of the transmission and directed to the left and right rear wheels, for example, but the transmission output related to the first output shaft Out1 is the front of the hybrid transmission The first output shaft Out1 that is taken out from the top, bottom, left, or right of the part 1a and extends parallel to the transmission main axis can be directed to the left and right front wheels, for example. Therefore, the present invention can be advantageously applied to a vehicle that requires the above-described take-out mode.

また図2に示すごとく、ハイブリッド変速機構成回転体間を相互に連結した中心軸部（入力軸12および中心中空軸19）の周辺に該ハイブリッド変速機構成回転体を配置する必要がない軸線方向箇所において、平行軸歯車組G4,14,15,16および第1出力軸Out1を含むフロント部分1aと、第2出力軸Out2を含むリヤ部分1bとの2ユニットにハイブリッド変速機1を分割したから、
上記の作用効果を得るためハイブリッド変速機に内蔵させるモータ／ジェネレータが1個増加することとなっても、ハイブリッド変速機を搭載する車両の前後重量配分が不適切になったり、最高速度近辺でハイブリッド変速機の曲げ共振が発生するという問題を回避、若しくは、少なくとも緩和することができる。 Further, as shown in FIG. 2, the axial direction in which it is not necessary to dispose the hybrid transmission constituting rotator around the central shaft portion (the input shaft 12 and the central hollow shaft 19) interconnecting the hybrid transmission constituting rotators. Since the hybrid transmission 1 is divided into two units, a front part 1a including the parallel shaft gear set G4, 14, 15, 16 and the first output shaft Out1, and a rear part 1b including the second output shaft Out2 ,
Even if the number of motors / generators built into the hybrid transmission is increased by one in order to obtain the above effects, the front / rear weight distribution of the vehicle equipped with the hybrid transmission becomes inadequate, or the hybrid near the maximum speed The problem of transmission bending resonance can be avoided or at least mitigated.

図22は、環状ステータ18sおよびロータ18rよりなる第2モータ／ジェネレータMG2を図2の場合とは逆に、フロントケース11aから遠いリヤケース1bの後端部内に配置し、第2モータ／ジェネレータMG2（ロータ18r）を第1キャリアC1の代わりに第2サンギヤS2に結合したものである。
この実施例においても、共線図が前記したと同じようなものになり、そして、前記した実施例と同様な構成を持つから、前記と同様の作用効果を達成することができる。 FIG. 22 shows that the second motor / generator MG2 composed of the annular stator 18s and the rotor 18r is disposed in the rear end portion of the rear case 1b far from the front case 11a, contrary to the case of FIG. The rotor 18r) is coupled to the second sun gear S2 instead of the first carrier C1.
Also in this embodiment, the alignment chart is the same as described above, and has the same configuration as that of the above-described embodiment, so that the same effect as described above can be achieved.

図23は本発明の更に他の実施例を示し、本実施例は、フロントケース11a内に第4遊星歯車組G4と、平行軸歯車組14〜16および第1出力軸Out1とを内包してなるハイブリッド変速機フロント部分1aと、リヤケース11b内に第1遊星歯車組G1、第2遊星歯車組G2および第3遊星歯車組G3と、入力要素クラッチCinと、第1および第2モータ／ジェネレータMG1,MG2と、第2出力軸Out2と、ローブレーキL/Bと、ハイクラッチH/Cとを内包してなるハイブリッド変速機リヤ部分1bとにハイブリッド変速機1を分割したものである。
これらフロント部分1aおよびリヤ部分1bは、第4リングギヤR4および第2リングギヤR2間を結合するようフロントケース11aおよびリヤケース11b間に延在する入力軸12の箇所において、また、この入力軸12を包套するようフロントケース11aおよびリヤケース11b間に延在して第1キャリアC1および第4サンギヤS4間を結合する中空中心軸29の箇所において分離可能に結合する。 FIG. 23 shows still another embodiment of the present invention, which includes the fourth planetary gear set G4, the parallel shaft gear sets 14 to 16 and the first output shaft Out1 in the front case 11a. The hybrid transmission front portion 1a, the first planetary gear set G1, the second planetary gear set G2, the third planetary gear set G3, the input element clutch Cin, the first and second motor / generator MG1 in the rear case 11b. The hybrid transmission 1 is divided into a hybrid transmission rear portion 1b including MG2, a second output shaft Out2, a low brake L / B, and a high clutch H / C.
The front portion 1a and the rear portion 1b are provided at the input shaft 12 extending between the front case 11a and the rear case 11b so as to connect the fourth ring gear R4 and the second ring gear R2, and also enclose the input shaft 12. As described above, it extends between the front case 11a and the rear case 11b so as to be separable at the location of the hollow center shaft 29 that connects the first carrier C1 and the fourth sun gear S4.

これがため、入力軸12はフロントケース11aおよびリヤケース11b間に延在する箇所においてフロント入力軸部分12aとリヤ入力軸部分12bとに分割し、これらをジョイント12cにより相互に結合し、また、中空中心軸29はフロントケース11aおよびリヤケース11b間に延在する箇所においてフロント中空軸部分29aとリヤ中空軸部分29bとに分割し、これらをジョイント29cにより相互に結合する。   For this reason, the input shaft 12 is divided into a front input shaft portion 12a and a rear input shaft portion 12b at a portion extending between the front case 11a and the rear case 11b, and these are coupled to each other by a joint 12c. The shaft 29 is divided into a front hollow shaft portion 29a and a rear hollow shaft portion 29b at a portion extending between the front case 11a and the rear case 11b, and these are coupled to each other by a joint 29c.

ところで本実施例においては、リヤケース11b内に配置して設けるべきモータ／ジェネレータMG1,MG2を、第1遊星歯車組G1および第3遊星歯車組G3間に同心に配置した複合電流２層モータ20により構成する。
この複合電流２層モータ20は、第1キャリアC1および第3サンギヤS3間を結合する中空中心軸19に結合した内側ロータ20riと、これを包囲するよう配置され第1リングギヤR1に結合された環状の外側ロータ20roと、これら内側ロータ20riおよび外側ロータ20ro間における環状空間に同軸に配置した環状ステ-タ20ｓとを具え、
環状ステータ20ｓと外側ロータ20roとで外側のモータ／ジェネレータである第１のモータ／ジェネレータMG1を構成し、環状ステータ20ｓと内側ロータ20riとで内側のモータ／ジェネレータである第２のモータ／ジェネレータMG2を構成する。
ここでモータ／ジェネレータMG1,MG2はそれぞれ、複合電流をモータ側が負荷として供給される時は供給電流に応じた個々の方向と速度（停止を含む）の回転を出力するモータとして機能し、複合電流を発電機側が負荷として印加された時は外力による回転に応じた電力を発生する発電機として機能する。 By the way, in the present embodiment, the motor / generators MG1, MG2 to be provided in the rear case 11b are provided by a composite current two-layer motor 20 arranged concentrically between the first planetary gear set G1 and the third planetary gear set G3. Constitute.
The composite current two-layer motor 20 includes an inner rotor 20ri coupled to a hollow central shaft 19 coupling between the first carrier C1 and the third sun gear S3, and an annular coupled to the first ring gear R1 disposed so as to surround the inner rotor 20ri. An outer rotor 20ro, and an annular stator 20s arranged coaxially in an annular space between the inner rotor 20ri and the outer rotor 20ro,
The annular motor 20s and the outer rotor 20ro constitute a first motor / generator MG1 that is an outer motor / generator, and the annular stator 20s and the inner rotor 20ri constitute a second motor / generator MG2 that is an inner motor / generator. Configure.
Here, each of the motor / generators MG1 and MG2 functions as a motor that outputs the rotation of each direction and speed (including stop) according to the supplied current when the combined current is supplied as a load on the motor side. When the generator side is applied as a load, it functions as a generator that generates electric power according to rotation by an external force.

本実施例においても、共線図が前記したと同じようなものになり、そして、前記した実施例と同様な構成を持つから、前記と同様の作用効果を達成することができる。
本実施例では更に、ハイブリッド変速機1の分割箇所がエンジンENGに近い側に位置することから、車両の前後輪荷重を等分に近づけることができて、車両の運転性能を向上させることができる。
更に、第１および第２モータ／ジェネレータMG1,MG2を同心一体構造の複合電流２層モータ20で構成したため、
リヤケース11b内に２個のモータ／ジェネレータMG1,MG2を内蔵するといえども、ハイブリッド変速機リヤ部分1bが径方向に大型化するのを回避することができ、ハイブリッド変速機１の径方向コンパクト化によりその車載性を向上させることができる。 Also in this embodiment, the alignment chart is the same as described above, and has the same configuration as that of the above-described embodiment, so that the same effect as described above can be achieved.
Further, in this embodiment, since the division part of the hybrid transmission 1 is located on the side closer to the engine ENG, the front and rear wheel loads of the vehicle can be made to be equally divided, and the driving performance of the vehicle can be improved. .
Furthermore, since the first and second motor / generators MG1 and MG2 are composed of a composite current two-layer motor 20 having a concentric integrated structure,
Even though two motor / generators MG1 and MG2 are built in the rear case 11b, it is possible to avoid the rear part 1b of the hybrid transmission from being enlarged in the radial direction. The in-vehicle property can be improved.

本発明によるハイブリッド変速機の車載状態を、その制御システムと共に示す概略平面図である。It is a schematic plan view which shows the vehicle-mounted state of the hybrid transmission by this invention with the control system. 本発明の一実施例になるハイブリッド変速機を示す線図的展開縦断側面図である。1 is a diagrammatic developed longitudinal side view showing a hybrid transmission according to an embodiment of the present invention. 同ハイブリッド変速機のハイモード選択時の共線図である。FIG. 6 is a collinear diagram when the high mode of the hybrid transmission is selected. 同ハイブリッド変速機がハイモードにおいて中間変速比を選択した時の共線図である。FIG. 6 is a nomograph when the hybrid transmission selects an intermediate gear ratio in a high mode. 同ハイブリッド変速機がハイモードにおいてロー側変速比を選択した時の共線図である。FIG. 5 is a nomograph when the hybrid transmission selects a low gear ratio in a high mode. 同ハイブリッド変速機がハイモードにおいてハイ側変速比を選択した時の共線図である。FIG. 6 is an alignment chart when the hybrid transmission selects a high gear ratio in a high mode. 同ハイブリッド変速機のハイモードでの変速比に対する第１および第２モータ／ジェネレータの回転数およびトルクの変化特性を、これらモータ／ジェネレータへの通過パワーと共に示す変化特性図である。It is a change characteristic figure which shows the change characteristic of the rotation speed of the 1st and 2nd motor / generator with respect to the gear ratio in the high mode of the hybrid transmission, and the torque with the passage power to these motor / generators. 同ハイブリッド変速機がハイモードで出力する前後輪駆動トルクの配分特性を変速比に関して示すと共に、同ハイブリッド変速機のハイモードにおける実用変速範囲を併せ示した特性図である。FIG. 5 is a characteristic diagram showing a distribution characteristic of front and rear wheel drive torques output by the hybrid transmission in a high mode with respect to a gear ratio and a practical transmission range in the high mode of the hybrid transmission. 同ハイブリッド変速機のローモード選択時の共線図である。FIG. 6 is a collinear diagram when the low mode is selected in the hybrid transmission. 同ハイブリッド変速機がローモードにおいてロー側変速比を選択した時の共線図である。FIG. 6 is an alignment chart when the hybrid transmission selects a low gear ratio in a low mode. 同ハイブリッド変速機がローモードにおいてハイ側変速比を選択した時の共線図である。FIG. 6 is an alignment chart when the hybrid transmission selects a high gear ratio in a low mode. 同ハイブリッド変速機がローモードにおいてオーバードライブ変速比を選択した時の共線図である。FIG. 6 is an alignment chart when the hybrid transmission selects an overdrive speed ratio in the low mode. 同ハイブリッド変速機のローモードでの、変速比に対する第１および第２モータ／ジェネレータの回転数およびトルクの変化特性を、これらモータ／ジェネレータへの通過パワーと共に示す変化特性図である。It is a change characteristic figure which shows the change characteristic of the rotation speed and torque of the 1st and 2nd motor / generator with respect to the gear ratio in low mode of the hybrid transmission with the passing power to these motor / generators. 同ハイブリッド変速機のローモードでの実用変速範囲を示す特性図である。FIG. 4 is a characteristic diagram showing a practical shift range in a low mode of the hybrid transmission. 図１０〜図１２の共線図における回転数のバランス式およびトルクのバランス式を求める時に用いた符号の説明図である。It is explanatory drawing of the code | symbol used when calculating | requiring the balance type of the rotation speed and the balance formula of a torque in the alignment chart of FIGS. 同ハイブリッド変速機がローモードにおいて出力する前後輪駆動トルクの配分特性を変速比に関して示した特性図である。It is the characteristic figure which showed the distribution characteristic of the front-and-rear wheel drive torque which the hybrid transmission outputs in low mode regarding the gear ratio. 同ハイブリッド変速機がオーバードライブモードにおいてロー側変速比を選択した時の共線図である。FIG. 6 is an alignment chart when the hybrid transmission selects a low gear ratio in an overdrive mode. 同ハイブリッド変速機がオーバードライブモードにおいてハイ側変速比を選択した時の共線図である。FIG. 6 is a nomographic chart when the hybrid transmission selects a high gear ratio in an overdrive mode. 同ハイブリッド変速機がオーバードライブモードにおいて中間変速比を選択した時の共線図である。FIG. 5 is a nomograph when the hybrid transmission selects an intermediate gear ratio in the overdrive mode. 同ハイブリッド変速機のオーバードライブモードでの変速比に対する第１および第２モータ／ジェネレータの回転数およびトルクの変化特性を、これらモータ／ジェネレータへの通過パワーと共に示す変化特性図である。It is a change characteristic figure which shows the change characteristic of the rotation speed of the 1st and 2nd motor / generator with respect to the gear ratio in the overdrive mode of the hybrid transmission, and the torque with the passage power to these motor / generators. 同ハイブリッド変速機の変速比の逆数で表される速度比に対する前輪駆動力および後輪駆動力の変化特性を、前後輪駆動力比の変化特性と共に示す線図である。FIG. 5 is a diagram showing change characteristics of front wheel driving force and rear wheel driving force with respect to a speed ratio represented by a reciprocal of a speed ratio of the hybrid transmission, together with change characteristics of front and rear wheel driving force ratios. 本発明の他の実施例になるハイブリッド変速機を示す線図的展開縦断側面図である。It is a diagrammatic development longitudinal side view showing a hybrid transmission which becomes other examples of the present invention. 本発明の更に他の実施例になるハイブリッド変速機を示す線図的展開縦断側面図である。It is a diagrammatic development longitudinal side view showing a hybrid transmission which becomes other examples of the present invention.

符号の説明Explanation of symbols

１ ハイブリッド変速機
1a 同フロント部分
1b 同リヤ部分
11a 変速機フロントケース
11b 変速機リヤケース
ENG エンジン
12 入力軸（中心軸）
13 出力歯車
14 カウンターシャフト
15 歯車
16 歯車
19,29 中空中心軸
Out1 第１出力軸
Out2 第２出力軸
G1 第１遊星歯車組（第1差動装置）
G2 第２遊星歯車組（第２差動装置）
G3 第３遊星歯車組（第３差動装置）
G4 第４遊星歯車組（第４差動装置）
S1,S2,S3,S4 サンギヤ
R1,R2,R3,R4 リングギヤ
C1,C2,C3,C4 キャリア
Cin 入力要素クラッチ
H/C ハイクラッチ
L/B ローブレーキ
20 複合電流２層モータ
MG1 第１モータ／ジェネレータ
MG2 第２モータ／ジェネレータ
21 ハイブリッドコントローラ
22 エンジンコントローラ
23 モータコントローラ
24 インバータ
25 バッテリ
26 アクセル開度センサ
27 車速センサ
28 油圧源
31 傘歯車組
32 前輪用ディファレンシャルギヤ装置
33L,33R 左右前輪
35 後輪用ディファレンシャルギヤ装置
36L,36R 左右後輪 1 Hybrid transmission
1a Front part
1b Same rear part
11a Transmission front case
11b Transmission rear case
ENG engine
12 Input shaft (center shaft)
13 Output gear
14 Counter shaft
15 gears
16 gears
19,29 hollow center shaft
Out1 1st output shaft
Out2 2nd output shaft
G1 First planetary gear set (first differential)
G2 Second planetary gear set (second differential)
G3 3rd planetary gear set (3rd differential)
G4 4th planetary gear set (4th differential)
S1, S2, S3, S4 Sun gear
R1, R2, R3, R4 Ring gear
C1, C2, C3, C4 carriers
Cin input element clutch
H / C high clutch
L / B Low brake
20 Composite current double layer motor
MG1 1st motor / generator
MG2 Second motor / generator
21 Hybrid controller
22 Engine controller
23 Motor controller
24 inverter
25 battery
26 Accelerator position sensor
27 Vehicle speed sensor
28 Hydraulic source
31 Bevel gear set
32 Differential gear unit for front wheels
33L, 33R Front left and right wheels
35 Differential gear unit for rear wheels
36L, 36R Left and right rear wheels

Claims (11)

２要素の回転状態を決定すると他の要素の回転状態が決まる第1および第2差動装置を具え、
これら差動装置の１要素同士を入力要素クラッチにより相互に結合可能にすると共に、これら相互に結合可能にされた要素のうち第2差動装置の要素にエンジンを結合し、
該相互に結合可能にされた要素のうちの一方に平行軸歯車組を介して第１出力軸を、また、前記相互に結合可能にされた要素以外の要素であって第2差動装置における1要素に同軸に第２出力軸を結合し、
前記相互に結合可能にされた要素以外の要素であって第1差動装置における2要素にそれぞれ第１および第2モータ／ジェネレータを結合し、
第2モータ／ジェネレータを結合した第1差動装置の要素と、前記相互に結合可能にされた要素および第2出力軸を結合された第2差動装置の要素以外の要素であって第2差動装置における要素との間を、非連結状態と、逆転変速可能状態と、一体回転可能状態との3種の連結状態のうちの任意の状態に連結可能とし、
前記第１および第２モータ／ジェネレータをモータとして動作させたり、発電機として動作させることにより、前記連結状態と入力要素クラッチの締結・解放との組み合わせごとに任意の変速状態を維持し得るよう構成し、
ハイブリッド変速機構成回転体間を相互に連結した中心軸部の周辺に該ハイブリッド変速機構成回転体を配置する必要がない軸線方向箇所において、前記平行軸歯車組および第1出力軸を含むフロント部分と、第2出力軸を含むリヤ部分との2ユニットに分割したことを特徴とするハイブリッド変速機。 The first and second differentials that determine the rotational state of the two elements when the rotational state of the two elements is determined;
One element of these differentials can be connected to each other by the input element clutch, and the engine is connected to the element of the second differential among the elements that can be connected to each other,
A first output shaft connected to one of the mutually connectable elements via a parallel shaft gear set, and an element other than the mutually connectable elements in a second differential device; The second output shaft is connected coaxially to one element,
A first motor / generator and a second motor / generator are coupled to two elements of the first differential device, respectively, other than the elements that can be coupled to each other;
A first differential element coupled to the second motor / generator, and an element other than the second differential element coupled to the mutually connectable element and the second output shaft. Between the elements in the differential device, it can be connected to any state of three types of connection states of a non-connected state, a reverse speed changeable state, and an integrally rotatable state,
The first and second motors / generators can be operated as motors or operated as generators so that an arbitrary shift state can be maintained for each combination of the connected state and the engagement / release of the input element clutch. And
A front portion including the parallel-shaft gear set and the first output shaft at an axial position where it is not necessary to dispose the hybrid transmission-constituting rotor around the central shaft portion that interconnects the hybrid-transmission-constituting rotors. And a hybrid transmission that is divided into two units including a rear portion including a second output shaft. 請求項1に記載のハイブリッド変速機において、
前記入力要素クラッチを締結すると共に前記3種の連結状態のうちの非連結状態を用いることでハイ側変速比選択モードとし、
前記入力要素クラッチを解放すると共に前記3種の連結状態のうちの逆転変速可能状態を用いることでロー側変速比選択モードとし、
前記入力要素クラッチを解放すると共に前記3種の連結状態のうちの一体回転可能状態を用いることでオーバードライブ選択モードとするよう構成したことを特徴とするハイブリッド変速機。 In the hybrid transmission according to claim 1,
By engaging the input element clutch and using a non-connected state among the three connected states, a high-side gear ratio selection mode is set.
By releasing the input element clutch and using the reverse shift possible state of the three connected states, the low side gear ratio selection mode is set,
A hybrid transmission configured to be in an overdrive selection mode by releasing the input element clutch and using an integrally rotatable state of the three types of connected states. 請求項1または2に記載のハイブリッド変速機において、
前記入力要素クラッチおよびハイクラッチを締結すると共に前記ローブレーキを解放することで、第1および第2出力軸間で回転差を生じないリジッド4輪駆動状態とするよう構成したことを特徴とするハイブリッド変速機。 In the hybrid transmission according to claim 1 or 2,
A hybrid that is configured to be in a rigid four-wheel drive state that does not cause a rotational difference between the first and second output shafts by engaging the input element clutch and the high clutch and releasing the low brake. transmission. 請求項1〜3のいずれか1項に記載のハイブリッド変速機において、
前記第1出力軸を左右前輪に結合し、前記第2出力軸を左右後輪に結合したことを特徴とするハイブリッド変速機。 In the hybrid transmission according to any one of claims 1 to 3,
A hybrid transmission, wherein the first output shaft is coupled to left and right front wheels, and the second output shaft is coupled to left and right rear wheels. 請求項１〜4のいずれか1項に記載のハイブリッド変速機において、
前記3種の連結状態を第3差動装置と、該第3差動装置の１要素を固定して前記逆転変速可能状態を提供するローブレーキおよび該第3差動装置の任意の２要素間を直結して前記一体回転可能状態を提供するハイクラッチとにより達成するよう構成したことを特徴とするハイブリッド変速機。 In the hybrid transmission according to any one of claims 1 to 4,
Between the three differential states, a third differential device, a low brake that fixes one element of the third differential device to provide the reverse shift possible state, and any two elements of the third differential device A hybrid transmission characterized in that it is achieved by a high clutch that directly connects to each other to provide the integrally rotatable state. 請求項１〜5のいずれか1項に記載のハイブリッド変速機において、
前記平行軸歯車組を、第1差動装置に同軸の第4差動装置と、これら差動装置に対して平行に並置したカウンターシャフト上の歯車とで構成し、
前記相互に結合可能にされた要素のうち第2差動装置の要素を第4差動装置の入力要素に結合し、第4差動装置の出力要素に前記カウンターシャフト上の歯車を噛合させ、第4差動装置の他の要素を第2モータ／ジェネレータおよびこれを結合すべき第1差動装置の要素に結合したことを特徴とするハイブリッド変速機。 In the hybrid transmission according to any one of claims 1 to 5,
The parallel shaft gear set is composed of a fourth differential device that is coaxial with the first differential device, and a gear on the countershaft juxtaposed in parallel with the differential device,
Of the elements that can be coupled to each other, the element of the second differential device is coupled to the input element of the fourth differential device, and the gear on the countershaft is meshed with the output element of the fourth differential device, A hybrid transmission characterized in that the other elements of the fourth differential gear are coupled to the second motor / generator and the elements of the first differential gear to be coupled thereto. 請求項6に記載のハイブリッド変速機において、
前記第1〜第4差動装置を同軸に、且つ、前記エンジンに近い側から第4差動装置、第1差動装置、第3差動装置、第2差動装置の順に配置したことを特徴とするハイブリッド変速機。 In the hybrid transmission according to claim 6,
The first to fourth differential devices are coaxially arranged in the order of the fourth differential device, the first differential device, the third differential device, and the second differential device from the side close to the engine. A featured hybrid transmission. 請求項7に記載のハイブリッド変速機において、
前記第1〜第4差動装置をそれぞれ第1〜第4遊星歯車組とし、これら第1〜第4遊星歯車組をそれぞれ、第1〜第4サンギヤと、第1〜第4リングギヤと、これらサンギヤおよびリングギヤ間に噛合したピニオンを回転自在に支持する第1〜第4キャリアとよりなる単純遊星歯車組で構成し、
第1サンギヤおよび第2リングギヤを入力要素クラッチにより相互に結合可能にすると共に第2リングギヤにエンジンを結合し、
第2リングギヤに第4リングギヤを結合すると共に、第4キャリアに前記カウンターシャフト上の歯車を噛合させて前記第１出力軸を結合し、第2キャリアに同軸に前記第２出力軸を結合し、
第1リングギヤに前記第1モータ／ジェネレータを結合し、また、第1キャリアを第4サンギヤに結合すると共に第2モータ／ジェネレータに結合し、
第1キャリアに第3サンギヤを結合すると共に第2サンギヤに第3リングギヤを結合し、前記ローブレーキは第3キャリアを固定可能にして第1キャリアおよび第2サンギヤ間を前記逆転変速可能状態にするよう配置し、前記ハイクラッチは第3サンギヤおよび第3キャリア間を直結可能にして第1キャリアおよび第2サンギヤ間を前記一体回転可能状態にするよう配置し、ローブレーキおよびハイクラッチを共に解放することで第1キャリアおよび第2サンギヤ間を前記非連結状態にし得るよう構成したことを特徴とするハイブリッド変速機。 The hybrid transmission according to claim 7,
The first to fourth differential gears are first to fourth planetary gear sets, respectively, and the first to fourth planetary gear sets are first to fourth sun gears, first to fourth ring gears, respectively. Consists of a simple planetary gear set consisting of first to fourth carriers that rotatably support a pinion meshed between a sun gear and a ring gear,
The first sun gear and the second ring gear can be connected to each other by the input element clutch and the engine is connected to the second ring gear.
The fourth ring gear is coupled to the second ring gear, the gear on the countershaft is meshed with the fourth carrier, the first output shaft is coupled, the second output shaft is coupled coaxially to the second carrier,
The first motor / generator is coupled to the first ring gear, and the first carrier is coupled to the fourth sun gear and the second motor / generator,
The third sun gear is coupled to the first carrier and the third ring gear is coupled to the second sun gear, and the low brake can fix the third carrier so as to enable the reverse shift between the first carrier and the second sun gear. The high clutch is arranged so that the third sun gear and the third carrier can be directly connected to each other so that the first carrier and the second sun gear can rotate integrally, and both the low brake and the high clutch are released. Thus, the hybrid transmission is configured such that the first carrier and the second sun gear can be in the non-connected state. 請求項８に記載のハイブリッド変速機において、
前記フロント部分を、第1遊星歯車組および第4遊星歯車組と、平行軸歯車組および第1出力軸と、入力要素クラッチと、第1モータ／ジェネレータとを内包するユニットとし、
前記リヤ部分を、第2遊星歯車組および第3遊星歯車組と、第2出力軸と、第2モータ／ジェネレータと、ローブレーキと、ハイクラッチとを内包するユニットとし、
これらフロント部分およびリヤ部分は、第1キャリアおよび第3サンギヤ間を結合する中空中心軸、および、該中空中心軸内にあって、第4リングギヤおよび第2リングギヤ間を結合する中心軸において分離可能に結合したことを特徴とするハイブリッド変速機。 The hybrid transmission according to claim 8, wherein
The front portion is a unit including a first planetary gear set and a fourth planetary gear set, a parallel shaft gear set and a first output shaft, an input element clutch, and a first motor / generator,
The rear portion is a unit including a second planetary gear set and a third planetary gear set, a second output shaft, a second motor / generator, a low brake, and a high clutch,
These front part and rear part can be separated at the hollow center shaft that connects between the first carrier and the third sun gear, and at the center shaft that connects the fourth ring gear and the second ring gear in the hollow center shaft. Hybrid transmission characterized by being coupled to 請求項８に記載のハイブリッド変速機において、
前記フロント部分を、第4遊星歯車組と、平行軸歯車組および第1出力軸とを内包するユニットとし、
前記リヤ部分を、第1遊星歯車組、第2遊星歯車組および第3遊星歯車組と、入力要素クラッチと、第1および第2モータ／ジェネレータと、第2出力軸と、ローブレーキと、ハイクラッチとを内包するユニットとし、
これらフロント部分およびリヤ部分は、第1キャリアおよび第4サンギヤ間を結合する中空中心軸、および、該中空中心軸内にあって、第4リングギヤおよび第2リングギヤ間を結合する中心軸において分離可能に結合したことを特徴とするハイブリッド変速機。 The hybrid transmission according to claim 8, wherein
The front portion is a unit including a fourth planetary gear set, a parallel shaft gear set and a first output shaft,
The rear portion includes a first planetary gear set, a second planetary gear set and a third planetary gear set, an input element clutch, first and second motor / generators, a second output shaft, a low brake, and a high A unit containing the clutch,
The front part and the rear part are separable at the hollow center shaft that connects between the first carrier and the fourth sun gear, and at the center shaft that is within the hollow center shaft and connects between the fourth ring gear and the second ring gear. Hybrid transmission characterized by being coupled to 請求項１０に記載のハイブリッド変速機において、
前記第1および第2モータ／ジェネレータが、両モータ／ジェネレータに共通な環状ステータと、該環状ステータの外周および内周に同心に配置した2個のロータとよりなる複合電流多層モータであることを特徴とするハイブリッド変速機。 The hybrid transmission according to claim 10, wherein
The first and second motors / generators are composite current multilayer motors composed of an annular stator common to both motors / generators and two rotors arranged concentrically on the outer periphery and inner periphery of the annular stator. A featured hybrid transmission.
JP2004271570A 2004-09-17 2004-09-17 Hybrid transmission Withdrawn JP2006082761A (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2004271570A JP2006082761A (en) 2004-09-17 2004-09-17 Hybrid transmission

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2004271570A JP2006082761A (en) 2004-09-17 2004-09-17 Hybrid transmission

Publications (1)

Publication Number Publication Date
JP2006082761A true JP2006082761A (en) 2006-03-30

Family

ID=36161605

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2004271570A Withdrawn JP2006082761A (en) 2004-09-17 2004-09-17 Hybrid transmission

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP2006082761A (en)

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2020059360A (en) * 2018-10-09 2020-04-16 株式会社Ｓｕｂａｒｕ Driving device for vehicle
CN111016613A (en) * 2019-12-24 2020-04-17 陕西法士特齿轮有限责任公司 Dual-output transmission hybrid power automatic transmission
CN114475207A (en) * 2022-01-18 2022-05-13 重庆工业职业技术学院 Power system of hybrid electric vehicle
CN115091938A (en) * 2022-06-23 2022-09-23 陕西法士特齿轮有限责任公司 Hybrid power driving system

Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2020059360A (en) * 2018-10-09 2020-04-16 株式会社Ｓｕｂａｒｕ Driving device for vehicle
JP7231373B2 (en) 2018-10-09 2023-03-01 株式会社Subaru Vehicle drive system
CN111016613A (en) * 2019-12-24 2020-04-17 陕西法士特齿轮有限责任公司 Dual-output transmission hybrid power automatic transmission
CN111016613B (en) * 2019-12-24 2020-12-11 陕西法士特齿轮有限责任公司 Dual-output transmission hybrid power automatic transmission
CN114475207A (en) * 2022-01-18 2022-05-13 重庆工业职业技术学院 Power system of hybrid electric vehicle
CN115091938A (en) * 2022-06-23 2022-09-23 陕西法士特齿轮有限责任公司 Hybrid power driving system

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP3864950B2 (en) Hybrid transmission
EP1637381B1 (en) Hybrid transmission
JP4720269B2 (en) Motor power transmission device
JP4228954B2 (en) Hybrid vehicle drive system
EP1707416B1 (en) Hybrid drive unit
CN110657218B (en) Drive device
US8308600B2 (en) Transmission device comprising at least two output shafts and at least two multi-shaft planetary gear sets
WO2008050684A1 (en) Power output device, and hybrid automobile
WO2008050683A1 (en) Power output device, and hybrid automobile
CN113165493A (en) A hybrid transmission unit having two planetary gear sets and a plurality of shift devices; and motor vehicle
US20070087886A1 (en) Vehicle with a drive engine arranged in the transverse direction of the vehicle
CN108367666B (en) Transmission for vehicle and vehicle with transmission
JP2007001445A (en) Driving device for vehicle
CN105636813A (en) Electrically variable transmission
CN113879104B (en) Power transmission system and vehicle with same
US20220136589A1 (en) Hybrid Transmission Unit and Motor Vehicle
US20220134864A1 (en) Hybrid Transmission Assembly and Motor Vehicle
CN113474198A (en) Hybrid transmission and motor vehicle
JP3823968B2 (en) Hybrid transmission
JP2008179356A (en) Driving device for hybrid vehicle
JP2022045146A (en) Vehicular driving device
US20220153123A1 (en) Transmission Assembly, Motor Vehicle Powertrain, and Method for Operating Same
JP2006082761A (en) Hybrid transmission
JP4396603B2 (en) Hybrid transmission
CN221137606U (en) Power transmission system, four-wheel drive system and vehicle

Legal Events

Date Code Title Description
RD04 Notification of resignation of power of attorney

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7424

Effective date: 20060606

A300 Application deemed to be withdrawn because no request for examination was validly filed

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A300

Effective date: 20071204