动力输出装置、具有该动力输出装置的混合动力车辆、以及动力输出装置的控制方法

摘要

在混合动力车辆(20)中，控制发动机(22)、马达MG1和MG2、变速器(60)，使得当在通过变速器(60)设定为第n变速状态的期间作为发动机(22)与驱动轴(67)之间的变速比的要求值的要求变速比γr变为了小于等于下限变速比γlim(n)(该下限变速比γlim(n)为小于等于第n转换变速比γt(n)的值)时，伴随着使发动机(22)的转速Ne与基于上级侧转换变速比γtu(n)、即执行用转换变速比γt的转换转速(＝γt/k·V)相一致的内燃机转速调整处理和从第n变速状态向第n+1变速状态的转换，基于要求转矩Tr

说明书

技术领域

本发明涉及向驱动轴输出动力的动力输出装置、具有该动力输出装置的混合动力车辆、以及动力输出装置的控制方法。

背景技术

以往，作为这种动力输出装置而公知有以下动力输出装置，该动力输出装置包括内燃机、两个电动机、所谓拉维奈尔赫型的行星齿轮机构、以及能够选择性地将分别与电动机连接的行星齿轮机构的两个输出要素与输出轴连结的平行轴式变速器(例如参照专利文献1)。另外，以往还公知有包括行星齿轮机构和平行轴式变速器的动力输出装置，所述行星齿轮机构包括与内燃机连接的输入要素和分别与电动机连接的两个输出要素，所述平行轴式变速器包括分别与该行星齿轮机构的对应的输出要素连接并与输出轴连结的两个副轴(例如参照专利文献2)。在这些动力输出装置中，通过平行轴式变速器来切换与输出部件和输出轴连结的行星齿轮机构的输出要素，由此能够改变内燃机的输出转矩中的、传递给输出部件和输出轴的转矩的比例。

专利文献1：日本专利文献特开2005—155891号公报；

专利文献2：日本专利文献特开2003—106389号公报。

发明内容

在上述动力输出装置中，在将行星齿轮机构的一个输出要素与输出部件等连结的情况下，为了使不与驱动轴连结的另一个输出要素能够与输出部件等连结而使该另一个输出要素的转速与预定的同步转速相一致后，使该另一个输出要素与输出部件连结并解除所述一个输出要素与输出部件的连结，由此能够切换与输出轴连结的行星齿轮机构的输出要素。但是，上述各专利文献均未具体地公开与输出轴连结的行星齿轮机构的输出要素的切换顺序，因此在上述动力输出装置中难以进一步提高内燃机与输出部件之间的动力的传递效率。

因此，本发明的目的之一在于：在能够将动力分配统合机构的第一要素和第二要素选择性地与驱动轴连结的动力输出装置中，更恰当地切换动力分配统合机构的第一要素与驱动轴连结的状态和第二要素与驱动轴连结的状态。另外，本发明的动力输出装置、具有该动力输出装置的混合动力车辆、以及动力输出装置的控制方法的目的之一在于：在更宽的运行区域中提高动力的传递效率。

为了达到上述目的，本发明的动力输出装置、具有该动力输出装置的混合动力车辆、以及动力输出装置的控制方法采用了以下手段。

本发明的动力输出装置向驱动轴输出动力，并包括：内燃机；第一电动机，能够输入输出动力；第二电动机，能够输入输出动力；蓄电单元，能够与所述第一电动机和所述第二电动机分别进行电力的交换；动力分配统合机构，具有与所述第一电动机的旋转轴连接的第一要素、与所述第二电动机的旋转轴连接的第二要素、以及与所述内燃机的内燃机轴连接的第三要素，并且构成为所述三个要素能够互相进行差动旋转；变速传递单元，能够将所述动力分配统合机构的所述第一要素和所述第二要素选择性地与所述驱动轴连结并设定多个变速状态，并且当在所述第一要素和所述第二要素中的一者与所述驱动轴连结的第n变速状态下所述内燃机轴与所述驱动轴之间的变速比变为了预定的转换变速比时，能够使所述变速状态从所述第n变速状态转换为所述第一要素和所述第二要素中的另一者与所述驱动轴连结的第n+1变速状态并将所述内燃机轴与所述驱动轴之间的变速比设定得更小；要求动力设定单元，设定作为对所述驱动轴要求的动力的要求动力；要求变速比设定单元，基于所述被设定的要求动力和预定的制约来设定要求变速比，所述要求变速比是所述内燃机轴与所述驱动轴之间的变速比的要求值；以及变速时控制单元，控制所述内燃机、所述第一电动机、所述第二电动机、以及所述变速传递单元，使得当在所述变速传递单元设定为所述第n变速状态的期间所述被设定的要求变速比变为了小于等于预定的下限变速比时，伴随着使所述内燃机轴的转速与基于所述转换变速比的转换转速相一致的内燃机转速调整处理和从所述第n变速状态向所述第n+1变速状态的转换，基于所述被设定的要求动力的动力被输出给所述驱动轴，其中所述预定的下限变速比为小于等于所述转换变速比的值。

在该动力输出装置中，控制内燃机、第一电动机、第二电动机、以及变速传递单元，使得当在变速传递单元设定为第n变速状态的期间作为内燃机轴与驱动轴之间的变速比的要求值的要求变速比变为了小于等于预定的下限变速比(该预定的下限变速比为小于等于转换变速比的值)时，伴随着使内燃机轴的转速与基于转换变速比的转换转速相一致的内燃机转速调整处理和从第n变速状态向第n+1变速状态的转换，基于要求动力的动力被输出给驱动轴。即，在该动力输出装置中，能够代替在要求变速比变为了转换变速比的阶段切换变速传递单元的变速状态(与驱动轴连结的动力分配统合机构的要素)，而是在要求变速比变为了小于等于下限变速比(该下限变速比为小于等于转换变速比的值)的阶段切换变速状态。由于如果内燃机轴与驱动轴之间的变速比变得更小，则内燃机与驱动轴之间的动力的传递效率变得更大，因此由此能够进一步提高内燃机与驱动轴之间的动力的传递效率。并且，当在变速传递单元设定为第n变速状态的期间要求变速比变为了小于等于下限变速比时，如果执行内燃机转速调整处理和从第n变速状态到第n+1变速状态的转换，则能够抑制内燃机的转速变得过高并平稳地切换变速传递单元的变速状态。结果，在该混合动力车辆中，能够更恰当地切换动力分配统合机构的第一要素与驱动轴相连结的状态和第二要素与驱动轴相连结的状态，从而能够在更宽的运行区域中提高动力的传递效率。另外，“n”为大于等于1的正整数，其上限与通过变速传递单元设定的变速状态的数量相一致。

另外，可以采用以下方式：所述预定的制约规定了所述要求动力与用于使所述内燃机高效运行的该内燃机的运行点的关系。另外，本发明的动力输出装置还可以包括运行点设定单元，当所述变速传递单元设定为所述第n变速状态、并且所述要求变速比大于所述下限变速比时，所述运行点设定单元基于所述被设定的要求动力和所述预定的制约来设定所述内燃机的运行点。由此，在通过变速传递单元设定为第n变速状态的期间，能够在要求变速比变为小于等于下限变速比之前使内燃机高效运行而改善耗油率。

在该情况下，可以采用以下方式：在所述内燃机转速调整处理被执行时，所述运行点设定单元设定所述内燃机的目标转速以使所述内燃机轴的转速与所述转换转速相一致，并且根据所述目标转速和基于所述被设定的要求动力的要求功率来设定所述内燃机的目标转矩以从所述内燃机输出所述要求功率。由此，在执行内燃机转速调整处理时，能够抑制内燃机的输出功率的变动。

另外，可以按照以下方式来设定所述下限变速比：当在所述第n变速状态下所述内燃机轴与所述驱动轴之间的变速比变为了所述下限变速比时的所述内燃机与所述驱动轴之间的动力的传递效率不小于所述第n+1变速状态下的所述传递效率。由此，能够在通过变速传递单元实现的各变速状态下很好地确保内燃机与驱动轴之间的动力的传递效率。

另外，所述下限变速比可以基于所述内燃机轴的转速而被设定，所述下限变速比也可以基于所述内燃机的输出功率而被设定。由此，能够更加恰当地设定下限变速比。

另外，所述下限变速比可以针对通过所述变速传递单元实现的所述变速状态中的每一变速状态而被设定。由此，在通过变速传递单元实现的各变速状态下，在要求变速比变为小于等于下限变速比之前维持该要求变速状态，由此能够进一步提高内燃机与驱动轴之间的动力的传递效率。

另外，可以采用以下方式：所述变速时控制单元控制所述内燃机、所述第一电动机、以及所述第二电动机，使得在从所述第n变速状态转换到所述第n+1变速状态后，所述内燃机轴与所述驱动轴之间的变速比比所述第n变速状态下的所述下限变速比小预定的值，并且基于所述被设定的要求动力的动力被输出给所述驱动轴。即，在从第n变速状态向第n+1变速状态转换后，如果在与第n变速状态相比能够将内燃机轴与驱动轴之间的变速比设定得更小的第n+1变速状态下使内燃机轴与驱动轴之间的变速比与第n变速状态下的下限变速比相一致，则内燃机与驱动轴之间的动力的传递效率比在第n变速状态下将内燃机轴与驱动轴之间的变速比设定为该下限变速比时低，与此相伴输出给驱动轴的驱动力也下降。因此，如果控制内燃机、第一电动机、以及第二电动机，使得在从第n变速状态向第n+1变速状态转换后内燃机轴与驱动轴之间的变速比比第n变速状态下的下限变速比小预定的值，则能够抑制输出给驱动轴的驱动力下降。

另外，可以采用以下方式：当在所述变速传递单元设定为所述第n+1变速状态的期间所述内燃机轴与所述驱动轴之间的变速比变为了所述转换变速比时，所述变速传递单元能够使所述变速状态从所述第n+1变速状态转换为所述第n变速状态并将所述内燃机轴与所述驱动轴之间的变速比设定得更大，所述变速时控制单元控制所述内燃机、所述第一电动机、所述第二电动机、以及所述变速传递单元，使得当在所述变速传递单元设定为所述第n+1变速状态的期间所述被设定的要求变速比变为了大于等于所述转换变速比时，伴随着使所述内燃机轴的转速与所述转换转速相一致的内燃机转速调整处理和从所述第n+1变速状态向所述第n变速状态的转换，基于所述被设定的要求动力的动力被输出给所述驱动轴。由此，当要求变速比变大了时，使变速状态从第n+1变速状态转换到与该第n+1变速状态相比能够将内燃机轴与驱动轴之间的变速比设定得更大的第n变速状态，由此能够进一步提高内燃机与驱动轴之间的动力传递效率。

另外，可以采用以下方式：所述变速传递单元是包括第一变速机构和第二变速机构的平行轴式变速器，所述第一变速机构具有能够将所述动力分配统合机构的所述第一要素和所述第二要素中的一者与所述驱动轴连结的至少一组平行轴式齿轮系，所述第二变速机构具有能够将所述第一要素和所述第二要素中的另一者与所述驱动轴连结的至少一组平行轴式齿轮系。

另外，可以采用以下方式：所述变速传递单元是包括行星齿轮机构和连结机构的行星齿轮式变速器，所述行星齿轮机构能够将所述动力分配统合机构的所述第一要素和所述第二要素中的一者与所述驱动轴连结，所述连结机构能够将所述第一要素和所述第二要素中的另一者与所述驱动轴连结。在该情况下，连结机构既可以将第一要素和第二要素中的另一者直接与驱动轴连结，也可以伴随着变速比的变更而将第一要素和第二要素中的另一者与驱动轴连结。

本发明的混合动力车辆具有通过来自驱动轴的动力而被驱动的驱动轮并包括：内燃机；第一电动机，能够输入输出动力；第二电动机，能够输入输出动力；蓄电单元，能够与所述第一电动机和所述第二电动机分别进行电力的交换；动力分配统合机构，具有与所述第一电动机的旋转轴连接的第一要素、与所述第二电动机的旋转轴连接的第二要素、以及与所述内燃机的内燃机轴连接的第三要素，并且构成为所述三个要素能够互相进行差动旋转；变速传递单元，能够将所述动力分配统合机构的所述第一要素和所述第二要素选择性地与所述驱动轴连结并设定多个变速状态，并且当在所述第一要素和所述第二要素中的一者与所述驱动轴连结的第n变速状态下所述内燃机轴与所述驱动轴之间的变速比变为了预定的转换变速比时，能够使所述变速状态从所述第n变速状态转换为所述第一要素和所述第二要素中的另一者与所述驱动轴连结的第n+1变速状态并将所述内燃机轴与所述驱动轴之间的变速比设定得更小；要求动力设定单元，设定作为对所述驱动轴要求的动力的要求动力；要求变速比设定单元，基于所述被设定的要求动力和预定的制约来设定要求变速比，所述要求变速比是所述内燃机轴与所述驱动轴之间的变速比的要求值；以及变速时控制单元，控制所述内燃机、所述第一电动机、所述第二电动机、以及所述变速传递单元，使得当在所述变速传递单元设定为所述第n变速状态的期间所述被设定的要求变速比变为了小于等于预定的下限变速比时，伴随着使所述内燃机轴的转速与基于所述转换变速比的转换转速相一致的内燃机转速调整处理和从所述第n变速状态向所述第n+1变速状态的转换，基于所述被设定的要求动力的动力被输出给所述驱动轴，其中所述预定的下限变速比为小于等于所述转换变速比的值。

根据该混合动力车辆，能够在更宽的运行区域中提高动力的传递效率，因此能够很好地改善耗油率和行驶性能。

本发明提供一种动力输出装置的控制方法，所述动力输出装置包括：驱动轴；内燃机；第一电动机和第二电动机，分别能够输入输出动力；蓄电单元，能够与所述第一电动机和所述第二电动机分别进行电力的交换；动力分配统合机构，具有与所述第一电动机的旋转轴连接的第一要素、与所述第二电动机的旋转轴连接的第二要素、以及与所述内燃机的内燃机轴连接的第三要素，并且构成为所述三个要素能够互相进行差动旋转；以及变速传递单元，能够将所述动力分配统合机构的所述第一要素和所述第二要素选择性地与所述驱动轴连结并设定多个变速状态，并且当在所述第一要素和所述第二要素中的一者与所述驱动轴连结的第n变速状态下所述内燃机轴与所述驱动轴之间的变速比变为了预定的转换变速比时，能够使所述变速状态从所述第n变速状态转换为所述第一要素和所述第二要素中的另一者与所述驱动轴连结的第n+1变速状态并将所述内燃机轴与所述驱动轴之间的变速比设定得更小；所述动力输出装置的控制方法包括以下步骤：(a)在所述变速传递单元设定为所述第n变速状态的期间，判断要求变速比是否小于等于预定的下限变速比，所述要求变速比是基于作为对所述驱动轴要求的动力的要求动力和预定的制约并作为所述内燃机轴与所述驱动轴之间的变速比的要求值而被设定的，所述预定的下限变速比为小于等于所述转换变速比的值；(b)当在步骤(a)中判断为所述要求变速比小于等于所述下限变速比时，使所述内燃机轴的转速与基于所述转换变速比的转换转速相一致；以及(c)当所述内燃机轴的转速与所述转换转速一致了时，控制所述变速传递单元以使所述变速状态从所述第n变速状态转换到所述第n+1变速状态。

根据该方法，能够更恰当地切换动力分配统合机构的第一要素与驱动轴连结的状态和第二要素与驱动轴连结的状态，因此能够在更宽的运行区域中提高动力的传递效率、

在该情况下，可以采用以下方式：在执行步骤(b)和(c)的期间，控制所述内燃机、所述第一电动机、以及所述第二电动机以使基于所述要求动力的动力被输出。

附图说明

图1是本发明的实施例的混合动力车辆20的简要构成图；

图2是例示出在使实施例的混合动力车辆20伴随着发动机22的运行而行驶的情况下根据车速变化使变速器60的变速状态变化时的动力分配统合机构40和变速器60的主要要素的转速和转矩的关系的说明图；

图3是与图2相同的说明图；

图4是与图2相同的说明图；

图5是与图2相同的说明图；

图6是与图2相同的说明图；

图7是与图2相同的说明图；

图8是与图2相同的说明图；

图9是表示以下共线图的一个例子的说明图，该共线图表示马达MG1作为发电机而发挥功能、并且马达MG2作为电动机而发挥功能时的动力分配统合机构40的各要素和减速齿轮机构50的各要素的转速和转矩的关系；

图10是表示以下共线图的一个例子的说明图，该共线图表示马达MG2作为发电机而发挥功能、并且马达MG1作为电动机而发挥功能时的动力分配统合机构40的各要素和减速齿轮机构50的各要素的转速和转矩的关系；

图11是用于说明实施例的混合动力车辆20的马达行驶模式的说明图；

图12是表示在伴随着离合器C0的结合和发动机22的运行而使实施例的混合动力车辆20行驶时由混合动力ECU70执行的驱动控制例程的一个例子的流程图；

图13是表示在伴随着离合器C0的结合和发动机22的运行而使实施例的混合动力车辆20行驶时由混合动力ECU70执行的驱动控制例程的一个例子的流程图；

图14是表示发动机22的工作线(operation line)的一个例子和发动机转速Ne与发动机转矩Te的相关曲线(等功率线)的例子的说明图；

图15是表示下限变速比设定用映射图的一个例子的说明图；

图16是表示实施例的混合动力车辆20中的变速器60的变速状态与发动机22和驱动轴67之间的动力传递效率ηed的关系的说明图；

图17是表示在变速器60的变速状态被向升档侧切换后由混合动力ECU70执行的升档后驱动控制例程的一个例子的流程图；

图18是表示下限变速比设定用映射图的其他例子的说明图；

图19是表示能够应用于实施例的混合动力车辆20的其他变速器100的简要构成图；

图20是表示能够应用于实施例的混合动力车辆20的其他变速器200的简要构成图；

图21是变形例的混合动力车辆20A的简要构成图。

具体实施方式

以下，使用实施例来说明用于实施本发明的最佳方式。

图1是本发明的实施例的混合动力车辆20的简要构成图。该图所示的混合动力车辆20作为后轮驱动车辆而构成并包括以下等部件：发动机22，配置在车辆前部；动力分配统合机构40，与作为发动机22的曲轴(内燃机轴)26连接；马达MG1，与动力分配统合机构40连接，能够发电；马达MG2，与该马达MG1同轴配置并经由减速齿轮机构50与动力分配统合机构40连接，能够发电；变速器60，能够将来自动力分配统合机构40的动力变速后传递给驱动轴67；以及混合动力用电子控制单元(以下称为“混合动力ECU”)70，对整个混合动力车辆20进行控制。

发动机22是接受汽油或轻油等炭化氢系燃料的供应而输出动力的内燃机，从发动机用电子控制单元(以下称为“发动机ECU”)24接受燃料喷射量、点火正时、吸入空气量等的控制。向发动机ECU24输入来自对发动机22设置的、检测该发动机22的运行状态的各种传感器的信号，所述各种传感器例如为安装在曲轴26上的未图示的曲轴位置传感器。并且，发动机ECU24与混合动力ECU70进行通信，根据来自混合动力ECU70的控制信号和来自上述传感器的信号等来控制发动机22的运行，并根据需要将与发动机22的运行状态相关的数据输出给混合动力ECU70。

马达MG1和马达MG2均是能够作为发电机进行动作并能够作为电动机进行动作的相同规格的同步发电电动机，该马达MG1和马达MG2经由逆变器31、32与作为二次电池的蓄电池35进行电力的交换。连接逆变器31、32和蓄电池35的电线39作为各逆变器31、32共用的正极母线和负极母线而构成，由马达MG1、MG2中的一个发出的电力可以由另一个马达消耗。因此，蓄电池35基于从马达MG1、MG2中的一个发出的电力或不足的电力而进行充放电，并且如果通过马达MG1、MG2取得了电力收支的平衡，则不进行充放电。马达MG1、MG2的驱动均由马达用电子控制单元(以下称为“马达ECU”)30控制。控制马达MG1、MG2的驱动所需要的信号，例如来自检测马达MG1、MG2的转子的旋转位置的旋转位置检测传感器33、34的信号或通过未图示的电流传感器检测出的施加给马达MG1、MG2的相电流等输入到马达ECU30，从马达ECU30输出对逆变器31、32的开关控制信号等。马达ECU30根据从旋转位置检测传感器33、34输入的信号来执行未图示的转速计算例程，计算出马达MG1、MG2的转子的转速Nm1、Nm2。另外，马达ECU30与混合动力ECU70进行通信，根据来自混合动力ECU70的控制信号等来控制马达MG1、MG2的驱动，并且根据需要将与马达MG1、MG2的运行状态相关的数据输出给混合动力ECU70。

蓄电池35由蓄电池用电子控制单元(以下称为“蓄电池ECU”)36管理。管理蓄电池35所需要的信号，例如来自设置在蓄电池35的端子之间的未图示的电压传感器的端子间电压、来自安装在与蓄电池35的输出端子连接的电线39上的未图示的电流传感器的充放电电流、来自安装在蓄电池35上的温度传感器37的蓄电池温度Tb等输入到蓄电池ECU36。蓄电池ECU36根据需要将与蓄电池35的状态相关的数据通过通信输出给混合动力ECU70和发动机ECU24。另外，蓄电池ECU36为了管理蓄电池35还根据由电流传感器检测出的充放电电流的积分值计算出剩余容量SOC。

动力分配统合机构40与马达MG1、MG2、减速齿轮机构50、变速器60一起容纳在未图示的变速箱中，该动力分配统合机构40离开发动机22预定的距离而与曲轴26同轴配置。实施例的动力分配统合机构40是以下的双小齿轮式行星齿轮机构，该双小齿轮式行星齿轮机构包括：太阳齿轮41，为外齿齿轮；内啮合齿轮42，与该太阳齿轮41配置在同心圆上，为内齿齿轮；以及行星齿轮架45，可自由自转并可自由公转地保持至少一组的、由两个小齿轮43、44组成的组，所述两个小齿轮43、44互相啮合，并且其中的一个与太阳齿轮41啮合、另一个与内啮合齿轮42啮合。太阳齿轮41(第二要素)、内啮合齿轮42(第三要素)、以及行星齿轮架45(第一要素)能够互相进行差动旋转。另外，在实施例中，动力分配统合机构40被构成为其齿轮比ρ(太阳齿轮41的齿数除以内啮合齿轮42的齿数而得到的值)小于0.5。在该动力分配统合机构40的作为第二要素的太阳齿轮41上经由从该太阳齿轮41向与发动机22相反的一侧(车辆后方)延伸的中空的太阳齿轮轴41a和中空的第一马达轴46连接有作为第二电动机的马达MG1(中空的转子)。另外，在作为第一要素的行星齿轮架45上经由配置在动力分配统合机构40与发动机22之间的减速齿轮机构50和从该减速齿轮机构50(太阳齿轮51)向发动机22延伸的中空的第二马达轴55连接有作为第一电动机的马达MG2(中空的转子)。另外，在作为第三要素的内啮合齿轮42上经由通过第二马达轴55和马达MG2而延伸的内啮合齿轮轴42a和减振器28连接有发动机22的曲轴26。

另外，如图1所示，在太阳齿轮轴41a与第一马达轴46之间设置有进行两者的连接(驱动源要素连接)和该连接的解除的离合器C0(连接断开单元)。在实施例中，离合器C0例如作为能够使固定在太阳齿轮轴41a的顶端的卡爪(dog)与固定在第一马达轴46的顶端的卡爪以较少的损耗啮合并能够解除两者的啮合的犬牙式离合器而构成，该离合器C0由电气式、电磁式、或油压式执行器88驱动。当通过离合器C0解除了太阳齿轮轴41a与第一马达轴46的连接时，作为第二电动机的马达MG1与动力分配统合机构40的作为第二要素的太阳齿轮41的连接被解除，能够通过动力分配统合机构40的功能将发动机22实质上与马达MG1、MG2或变速器60断开。另外，能够如上所述那样地经由离合器C0与动力分配统合机构40的太阳齿轮41连结的第一马达轴46从马达MG1进一步向与发动机22相反的一侧(车辆后方)延伸而与变速器60连接。另外，行星齿轮架轴(连结轴)45a从动力分配统合机构40的行星齿轮架45通过中空的太阳齿轮轴41a和第一马达轴46向与发动机22相反的一侧(车辆后方)延伸，该行星齿轮架轴45a也与变速器60连接。由此，在实施例中，动力分配统合机构40与两个马达MG1、MG2同轴地配置在彼此同轴配置的马达MG1与马达MG2之间，发动机22与马达MG2同轴地并列设置，并且隔着动力分配统合机构40而与变速器60相对。即，在实施例中，发动机22、马达MG1、MG2、动力分配统合机构40、以及变速器60这些动力输出装置的构成要素从车辆前方开始按照发动机22、马达MG2、(减速齿轮机构50)、动力分配统合机构40、马达MG1、变速器60的顺序配置。由此，能够使动力输出装置小型化并使其安装性优良而适用于主要驱动后轮而行驶的混合动力车辆20。

减速齿轮机构50是以下的单小齿轮式行星齿轮机构，该单小齿轮式行星齿轮机构包括：太阳齿轮51，为外齿齿轮；内啮合齿轮52，与该太阳齿轮51配置在同心圆上，为内齿齿轮；多个小齿轮53，与太阳齿轮51和内啮合齿轮52这两者啮合；以及行星齿轮架54，可自由自转并可自由公转地保持多个小齿轮53。该减速齿轮机构50的太阳齿轮51经由上述第二马达轴55与马达MG2的转子连接。另外，减速齿轮机构50的内啮合齿轮52被固定在动力分配统合机构40的行星齿轮架45上，由此减速齿轮机构50与动力分配统合机构40实质上被一体化。另外，减速齿轮机构50的行星齿轮架54相对于变速箱被固定。因此，通过减速齿轮机构50的作用，来自马达MG2的动力被减速后被输入给动力分配统合机构40的行星齿轮架45，并且来自行星齿轮架45的动力被增速后被输入给马达MG2。当如上所述采用作为齿轮比ρ小于值0.5的双小齿轮式行星齿轮机构的动力分配统合机构40时，来自发动机22的转矩对于行星齿轮架45的分配比率比对于太阳齿轮41的分配比率大。因此，通过在动力分配统合机构40的行星齿轮架45与马达MG2之间配置减速齿轮机构50，能够实现马达MG2的小型化并降低其动力损失。另外，如果如实施例那样将减速齿轮机构50配置在马达MG2与动力分配统合机构40之间并使其与动力分配统合机构40一体化，则能够进一步使动力输出装置小型化。另外，在实施例中，减速齿轮机构50构成为：当动力分配统合机构40的齿轮比为ρ时，减速齿轮机构50的减速比(太阳齿轮51的齿数/内啮合齿轮52的齿数)为ρ/(1—ρ)附近的值。由此，能够使马达MG1和MG2的规格相同，因此能够提高混合动力车辆20和动力输出装置的生产率并降低成本。

变速器60作为能够多级地设定变速状态(变速比)的平行轴式自动变速器而构成并包括：构成一档齿轮系的第一副轴驱动齿轮61a和第一副轴从动齿轮61b、构成二档齿轮系的第二副轴驱动齿轮62a和第二副轴从动齿轮62b、构成三档齿轮系的第三副轴驱动齿轮63a和第三副轴从动齿轮63b、构成四档齿轮系的第四副轴驱动齿轮64a和第四副轴从动齿轮64b、固定有各副轴从动齿轮61b～64b和齿轮65b的副轴65、离合器C1、C2、安装在驱动轴67上的齿轮66a、以及未图示的倒档齿轮系等(以下，将“一档至四档齿轮系”称为“变速齿轮系”，将“副轴驱动齿轮”和“副轴从动齿轮”简称为“齿轮”)。在实施例的变速器60中，一档齿轮系的齿轮比G(1)最大，随着向二档齿轮系、三档齿轮系、四档齿轮系转换，齿轮比G(n)变小。

如图1所示，一档齿轮系的第一齿轮61a可自由旋转并在轴向上无法移动地被从动力分配统合机构40的作为第一要素的行星齿轮架45延伸出的行星齿轮架轴45a保持，并始终与固定在副轴65上的第一齿轮61b啮合。同样，三档齿轮系的第三齿轮63a也被行星齿轮架轴45a可自由旋转并在轴向上无法移动地保持，并始终与固定在副轴65上的第三齿轮63b啮合。并且，在实施例中，在行星齿轮架轴45a侧(副轴驱动齿轮侧)配置有离合器C1，该离合器C1能够将第一齿轮61a(一档齿轮系)和第三齿轮63a(三档齿轮系)中的一者相对于行星齿轮架轴45a选择性地固定，并且能够使第一齿轮61a和第三齿轮63a这两者可以相对于行星齿轮架轴45a自由地旋转(断开)。在实施例中，离合器C1例如作为以下的犬牙式离合器而构成，该犬牙式离合器能够使固定在第一齿轮61a上的卡爪和固定在第三齿轮63a上的卡爪中的一者以较少的损耗与被行星齿轮架轴45a无法旋转并可以在轴向上自由移动地保持的卡爪啮合，并且能够解除两者的啮合，该离合器C1由上述执行器88驱动。这些一档齿轮系的齿轮61a、61b、三档齿轮系的齿轮63a、63b、以及离合器C1构成了变速器60的第一变速机构。另外，二档齿轮系的第二齿轮62a被能够经由离合器C0与动力分配统合机构40的作为第二要素的太阳齿轮41连结的第一马达轴46可自由旋转并在轴向上无法移动地保持，并始终与固定在副轴65上的第二齿轮62b啮合。同样地，四档齿轮系的第四齿轮64a也被第一马达轴46可自由旋转并在轴向上无法移动地保持，并始终与固定在副轴65上的第四齿轮64b啮合。另外，在实施例中，在第一马达轴46侧(副轴驱动齿轮侧)配置有离合器C2，该离合器C2能够将第二齿轮62a(二档齿轮系)和第四齿轮64a(四档齿轮系)中的一者相对于第一马达轴46选择性地固定，并且能够使第二齿轮62a和第四齿轮64a这两者可以相对于第一马达轴46自由地旋转(断开)。在实施例中，离合器C2例如也作为以下的犬牙式离合器而构成，该犬牙式离合器能够使固定在第二齿轮62a上的卡爪和固定在第四齿轮64a上的卡爪中的一者以较少的损耗与被第一马达轴46无法旋转并可以在轴向上自由移动地保持的卡爪啮合，并且能够解除两者的啮合，该离合器C2由上述执行器88驱动。这些二档齿轮系的齿轮62a、62b、四档齿轮系的齿轮64a、64b、以及离合器C2构成了变速器60的第二变速机构。

并且，从行星齿轮架轴45a或第一马达轴46传递给副轴65的动力经由齿轮65b、66a被传递给驱动轴67，并经由差速齿轮68被最终输出给作为驱动轮的后轮69a、69b。通过如实施例的变速器60那样将离合器C1、C2设置在行星齿轮架轴45a、第一马达轴46侧，能够减少通过离合器C1、C2将齿轮61a～64a固定在行星齿轮架轴45a或第一马达轴46上时的损耗。即，虽然也与各齿轮系的齿数比相关，但特别是对于包括减速比小的四档齿轮系的第二变速机构来说，在通过离合器C2被固定在第一马达轴46上之前空转的齿轮64a的转速比对应的副轴65侧的齿轮64b的转速低，因此如果至少将离合器C2设置在第一马达轴46侧，则能够使齿轮64a的卡爪与第一马达轴46的卡爪以较少的损耗结合。另外，对于包括减速比大的一档齿轮系的第一变速机构来说，也可以将离合器C1设置在副轴65侧。

根据这样构成的变速器60，如果使离合器C2成为断开状态并通过离合器C1将第一齿轮61a(一档齿轮系)和第三齿轮63a(三档齿轮系)中的一者固定在行星齿轮架轴45a上，则能够将来自行星齿轮架轴45a的动力经由第一齿轮61a(一档齿轮系)或第三齿轮63a(三档齿轮系)和副轴65传递给驱动轴67。另外，如果在使离合器C0连接的同时使离合器C1成为断开状态并通过离合器C2将第二齿轮62a(二档齿轮系)和第四齿轮64a(四档齿轮系)中的一者固定在第一马达轴46上，则能够将来自第一马达轴46的动力经由第二齿轮62a(二档齿轮系)或第四齿轮64a(四档齿轮系)和副轴65传递给驱动轴67。以下，将使用一档齿轮系传递动力的状态称为“第一变速状态(一档)”，将使用二档齿轮系传递动力的状态称为“第二变速状态(二档)”，将使用三档齿轮系传递动力的状态称为“第三变速状态(三档)”，将使用四档齿轮系传递动力的状态称为“第四变速状态(四档)”。另外，在实施例的变速器60中，由于离合器C1、C2被设置在行星齿轮架轴45a、第一马达轴46侧，因此能够减少通过离合器C1、C2将齿轮61a～64a固定在行星齿轮架轴45a或第一马达轴46上时的损耗。即，虽然也与各齿轮系的齿数比有关，但特别是对于包括减速比小的四档齿轮系的第二变速机构来说，在通过离合器C2被固定在第一马达轴46上之前空转的齿轮64a的转速比对应的副轴65侧的齿轮64b的转速低，因此如果至少将离合器C2设置在第一马达轴46侧，则能够使齿轮64a的卡爪与第一马达轴46的卡爪以较少的损耗结合。另外，对于包括减速比大的一档齿轮系的第一变速机构来说，也可以将离合器C1设置在副轴65侧。

混合动力ECU70作为以CPU72为中心的微处理器而构成，除了CPU72以外，该混合动力ECU70还包括：存储处理程序的ROM74；暂时存储数据的RAM76；以及未图示的输入输出端口和通信端口。来自点火开关(启动开关)80的点火信号、来自检测作为换档杆81的操作位置的换档位置SP的换档位置传感器82的换档位置SP、来自检测加速踏板83的踩下量的加速踏板位置传感器84的加速器开度Acc、来自检测制动踏板85的踩下量的制动踏板位置传感器86的制动踏板位置BP、以及来自车速传感器87的车速V经由输入端口被输入给混合动力ECU70。如上所述，混合动力ECU70经由通信端口与发动机ECU24、马达ECU30、以及蓄电池ECU36连接，并与发动机ECU24、马达ECU30、以及蓄电池ECU36进行各种控制信号和数据的交换。另外，驱动离合器C0和变速器60的离合器C1和C2的执行器88也由混合动力ECU70控制。

下面，参照图2至图11来说明上述混合动力车辆20的动作的简要情况。在图2至图8中，S轴表示动力分配统合机构40的太阳齿轮41的转速(马达MG1、即第一马达轴46的转速Nm1)，R轴表示动力分配统合机构40的内啮合齿轮42的转速(发动机22的转速Ne)，C轴表示动力分配统合机构40的行星齿轮架45(行星齿轮架轴45a和减速齿轮机构50的内啮合齿轮52)的转速。另外，61a轴～64a轴、65轴、67轴分别表示变速器60的第一齿轮61a～第四齿轮64a、副轴65、以及驱动轴67的转速。

在上述混合动力车辆20中，当伴随着离合器C0的结合和发动机22的运行而行驶时，如果使离合器C2成为断开状态并通过离合器C1将第一齿轮61a(一档齿轮系)固定在行星齿轮架轴45a上，则如图2所示，能够在第一变速状态(一档)下将来自行星齿轮架轴45a的动力基于一档齿轮系(第一齿轮61a、61b)的齿轮比G(1)变速(减速)后输出给驱动轴67。另外，在第一变速状态下，如果根据车速V的变化而使第一马达轴46(太阳齿轮41)与第二齿轮62a的旋转同步(所述第二齿轮62a与固定在副轴65上的第二齿轮62b始终啮合)，则如图3所示，能够在通过离合器C1将第一齿轮61a(一档齿轮系)固定在行星齿轮架轴45a上的状态下通过离合器C2将第二齿轮62a(二档齿轮系)固定在第一马达轴46上。以下，将这样通过变速器60的一档齿轮系将动力分配统合机构40的作为第一要素的行星齿轮架45与驱动轴67连结、通过变速器60的二档齿轮系将作为第二要素的太阳齿轮41与驱动轴67连结的状态(图3)称为“一档—二档同时结合状态”。另外，将一档—二档同时结合状态下的发动机22的曲轴26(内啮合齿轮42)与驱动轴67之间的变速比称为第一转换变速比γt(1)，所述第一转换变速比γt(1)是在第一变速状态(一档齿轮系)下向上级侧的变速状态转换时的变速比。如果在该一档—二档同时结合状态下将对马达MG1和MG2的转矩指令设定为值0，则能够将来自发动机22的动力(转矩)在不转变为电能的情况下以第一转换变速比γt(1)机械地(直接地)传递给驱动轴67，所述第一转换变速比γt(1)是一档齿轮系的齿轮比G(1)与二档齿轮系的齿轮比G(2)之间的值。并且，如果在图3所示的一档—二档同时结合状态下使离合器C1成为断开状态，则如图4中的双点划线所示，通过离合器C2仅将第二齿轮62a(二档齿轮系)固定在第一马达轴46(太阳齿轮41)上，能够在第二变速状态(二档)下将来自第一马达轴46的动力基于二档齿轮系(第二齿轮62a、62b)的齿轮比G(2)变速后输出给驱动轴67。

同样，在第二变速状态下，如果根据车速V的变化而使行星齿轮架轴45a(行星齿轮架45)与第三齿轮63a的旋转同步(所述第三齿轮63a与固定在副轴65上的第三齿轮63b始终啮合)，则如图5所示，能够在通过离合器C2将第二齿轮62a(二档齿轮系)固定在第一马达轴46上的状态下通过离合器C1将第三齿轮63a(三档齿轮系)固定在行星齿轮架轴45a上。以下，将这样通过变速器60的二档齿轮系将动力分配统合机构40的作为第二要素的太阳齿轮41与驱动轴67连结、通过变速器60的三档齿轮系将作为第一要素的行星齿轮架45与驱动轴67连结的状态(图5)称为“二档—三档同时结合状态”。另外，将二档—档同时结合状态下的发动机22的曲轴26(内啮合齿轮42)与驱动轴67之间的变速比称为第二变速状态(二档齿轮系)下的第二转换变速比γt(2)。如果在该二档—三档同时结合状态下也将对马达MG1和MG2的转矩指令设定为值0，则能够将来自发动机22的动力(转矩)在不转变为电能的情况下以第二转换变速比γt(2)机械地(直接地)传递给驱动轴67，所述第二转换变速比γt(2)是二档齿轮系的齿轮比G(2)与三档齿轮系的齿轮比G(3)之间的值。并且，如果在图5所示的二档—三档同时结合状态下使离合器C2成为断开状态，则如图6中的单点划线所示，通过离合器C1仅将第三齿轮63a(三档齿轮系)固定在行星齿轮架轴45a(行星齿轮架45)上，能够在第三变速状态(三档)下将来自行星齿轮架轴45a的动力基于三档齿轮系(第三齿轮63a、63b)的齿轮比G(3)变速后输出给驱动轴67。

并且，在第三变速状态下，如果根据车速V的变化而使第一马达轴46(太阳齿轮41)与第四齿轮64a的旋转同步(所述第四齿轮64a与固定在副轴65上的第四齿轮64b始终啮合)，则如图7所示，能够在通过离合器C1将第三齿轮63a(三档齿轮系)固定在行星齿轮架轴45a上的状态下通过离合器C2将第四齿轮64a(四档齿轮系)固定在第一马达轴46上。以下，将这样通过变速器60的三档齿轮系将动力分配统合机构40的作为第一要素的行星齿轮架45与驱动轴67连结、通过变速器60的四档齿轮系将作为第二要素的太阳齿轮41与驱动轴67连结的状态(图7)称为“三档—四档同时结合状态”。另外，将三档—四档同时结合状态下的发动机22的曲轴26(内啮合齿轮42)与驱动轴67之间的变速比称为第三变速状态(三档齿轮系)下的第三转换变速比γt(3)。如果在该三档—四档同时结合状态下将对马达MG1和MG2的转矩指令设定为值0，则能够将来自发动机22的动力(转矩)在不转变为电能的情况下以第三转换变速比γt(3)机械地(直接地)传递给驱动轴67，所述第三转换变速比γt(3)是三档齿轮系的齿轮比G(3)与四档齿轮系的齿轮比G(4)之间的值。并且，如果在图7所示的三档—四档同时结合状态下使离合器C1成为断开状态，则如图8中的双点划线所示，通过离合器C2仅将第四齿轮64a(四档齿轮系)固定在第一马达轴46(太阳齿轮41)上，能够在第四变速状态(四档)下将来自第一马达轴46的动力基于四档齿轮系(第四齿轮64a、64b)的齿轮比G(4)变速后输出给驱动轴67。

在如上所述伴随着发动机22的运行而使混合动力车辆20行驶时，如果将变速器60设定为第一或第三变速状态，则能够控制马达MG1、MG2的驱动，使得动力分配统合机构40的行星齿轮架45成为输出要素，与该行星齿轮架45连接的马达MG2作为电动机而发挥功能，并且与作为反力要素的太阳齿轮41连接的马达MG1作为发电机而发挥功能。此时，动力分配统合机构40将经由内啮合齿轮42输入的来自发动机22的动力根据太阳齿轮41侧和行星齿轮架45侧的齿轮比ρ分配给太阳齿轮41侧和行星齿轮架45侧，并且将来自发动机22的动力和来自作为电动机发挥功能的马达MG2的动力合并而输出给行星齿轮架45侧。以下，将马达MG1作为发电机而发挥功能、并且马达MG2作为电动机而发挥功能的模式称为“第一转矩变换模式”。在该第一转矩变换模式下，来自发动机22的动力通过动力分配统合机构40、马达MG1和MG2进行转矩变换后被输出给行星齿轮架45，通过控制马达MG1的转速，能够使发动机22的转速Ne与作为输出要素的行星齿轮架45的转速之比无级且连续地变化。将表示第一转矩变换模式下的动力分配统合机构40的各要素和减速齿轮机构50的各要素的转速和转矩的关系的共线图的一个例子表示在图9中。在图9中，S轴、R轴、C轴表示与图2至图8相同的内容，54轴表示减速齿轮机构50的行星齿轮架54的转速，51轴表示减速齿轮机构50的太阳齿轮51的转速(马达MG2、即第二马达轴55的转速Nm2)，ρ表示动力分配统合机构40的齿轮比(太阳齿轮41的齿数/内啮合齿轮42的齿数)，ρr表示减速齿轮机构50的减速比(太阳齿轮51的齿数/内啮合齿轮52的齿数)，各轴上的粗线箭头表示作用在对应的要素上的转矩。另外，在图9中，S轴、R轴、C轴、51轴的转速在比0轴(水平轴)靠上侧时为正的值，在比0轴靠下侧时为负的值。并且，在图9中，粗线箭头表示作用在各要素上的转矩，当箭头在图中向上时转矩的值为正，当箭头在图中向下时转矩的值为负(图2至图8、图10、图11也相同)。

另外，在伴随着发动机22的运行而使混合动力车辆20行驶时，如果将变速器60设定为第二或第四变速状态，则能够控制马达MG1、MG2的驱动，使得动力分配统合机构40的太阳齿轮41成为输出要素，与该太阳齿轮41连接的马达MG1作为电动机而发挥功能，并且与作为反力要素的行星齿轮架轴45连接的马达MG2作为发电机而发挥功能。此时，动力分配统合机构40将经由内啮合齿轮42输入的来自发动机22的动力根据太阳齿轮41侧和行星齿轮架45侧的齿轮比ρ分配给太阳齿轮41侧和行星齿轮架45侧，并且将来自发动机22的动力和来自作为电动机发挥功能的马达MG1的动力合并而输出给太阳齿轮41侧。以下，将马达MG2作为发电机而发挥功能、并且马达MG1作为电动机而发挥功能的模式称为“第二转矩变换模式”。在该第二转矩变换模式下，来自发动机22的动力通过动力分配统合机构40、马达MG1和MG2进行转矩变换后被输出给太阳齿轮41，通过控制马达MG2的转速，能够使发动机22的转速Ne与作为输出要素的太阳齿轮41的转速之比无级且连续地变化。将表示第二转矩变换模式下的动力分配统合机构40的各要素和减速齿轮机构50的各要素的转速和转矩的关系的共线图的一个例子表示在图10中。

这样，在实施例的混合动力车辆20中，第一转矩变换模式和第二转矩变换模式伴随着变速器60的变速状态(变速比)的变更而交替地被切换，因此尤其当提高了作为电动机而发挥功能的马达MG2或MG1的转速Nm2或Nm1时，能够使作为发电机而发挥功能的马达MG1或MG2的转速Nm1或Nm2不变为负值。因此，在混合动力车辆20中，能够抑制以下的动力循环，从而能够在更宽的运行区域中提高动力的传递效率，所述动力循环是指：在第一转矩变换模式下，伴随着马达MG1的转速变负，马达MG2使用输出给行星齿轮架轴45a的动力的一部分而进行发电，并且由马达MG1消耗马达MG2发出的电力而输出动力；或者在第二转矩变换模式下，伴随着马达MG2的转速变负，马达MG1使用输出给第一马达轴46的动力的一部分而进行发电，并且由马达MG2消耗马达MG1发出的电力而输出动力。另外，由于伴随着这样的对动力循环的抑制而能够抑制马达MG1、MG2的最高转速，因而由此还能够使马达MG1、MG2小型化。另外，在混合动力车辆20中，能够以上述一档—二档同时结合状态、二档—三档同时结合状态、以及三档—四档同时结合状态各自所固有的变速比将来自发动机22的动力机械地(直接地)传递给驱动轴67，因此能够增加在不伴随着向电能转换的情况下从发动机22向驱动轴67机械地输出动力的机会，从而能够在更宽的运行区域中进一步提高动力的传递效率。一般来说，在使用了发动机、两个电动机、以及如行星齿轮机构这样的差动旋转机构的动力输出装置中，当发动机与驱动轴之间的减速比比较大时，发动机的动力被更多地转换为电能，因此动力的传递效率会恶化，并且存在着会导致马达MG1、MG2发热的倾向，因此上述同时结合模式尤其有利于发动机22与驱动轴之间的减速比比较大的情况。

接着，参照图11等来说明在使发动机22停止了的状态下使用来自蓄电池35的电力而使马达MG1和马达MG2输出动力、由此使混合动力车辆20行驶的马达行驶模式的简要情况。在实施例的混合动力车辆20中，马达行驶模式被大致分为离合器结合一马达行驶模式、离合器断开一马达行驶模式、以及两马达行驶模式。当执行离合器结合一马达行驶模式时，在使离合器C0连接后，将变速器60的一档齿轮系的第一齿轮61a或三档齿轮系的第三齿轮63a固定在行星齿轮架轴45a上，仅使马达MG2输出动力，或者将变速器60的二档齿轮系的第二齿轮62a或四档齿轮系的第四齿轮64a固定在第一马达轴46上，仅使马达MG1输出动力。在离合器结合一马达行驶模式下，通过离合器C0连接动力分配统合机构40的太阳齿轮41和第一马达轴46，因此不输出动力的马达MG1或MG2被输出动力的马达MG2或MG1带动而空转(参照图11中的虚线)。另外，当执行离合器断开一马达行驶模式时，在使离合器C0成为断开状态后，将变速器60的一档齿轮系的第一齿轮61a或三档齿轮系的第三齿轮63a固定在行星齿轮架轴45a上，仅使马达MG2输出动力，或者将变速器60的二档齿轮系的第二齿轮62a或四档齿轮系的第四齿轮64a固定在第一马达轴46上，仅使马达MG1输出动力。在离合器断开一马达行驶模式下，如图11中的点划线和双点划线所示，离合器C0为断开状态，太阳齿轮41与第一马达轴46的连接被解除，因此能够通过动力分配统合机构40的功能来避免被停止了的发动机22的曲轴26的随动旋转，并且能够通过使离合器C2或C1成为断开状态来避免停止了的马达MG1或MG2的随动旋转，由此能够抑制动力的传递效率降低。另外，当执行两马达行驶模式时，在使离合器C0成为断开状态并使用离合器C1和C2将变速器60设定为上述一档—二档同时结合状态、二档—三档同时结合状态、或三档—四档同时结合状态之后控制马达MG1和MG2中的至少一者的驱动。由此，能够在避免了发动机22的随动旋转的情况下从马达MG1和MG2这两者输出动力，从而能够在马达行驶模式下将大的动力传递给驱动轴67，因此能够很好地执行所谓的坡路起动，并很好地确保马达行驶时的牵引性能等。

并且，在实施例的混合动力车辆20中，如果选择了离合器断开一马达行驶模式，则能够容易地改变变速器60的变速状态(变速比)以将动力高效率地传递给驱动轴67。例如，当在离合器断开一马达行驶模式下将变速器60的一档齿轮系的第一齿轮61a或三档齿轮系的第三齿轮63a固定在行星齿轮架轴45a上并仅使马达MG2输出动力时，如果使停止了的马达MG1的转速与二档齿轮系的第二齿轮62a或四档齿轮系的第四齿轮64a的转速同步并通过离合器C2将第二齿轮62a或第四齿轮64a固定在第一马达轴46上，则能够转换到上述一档—二档同时结合状态、二档—三档同时结合状态、三档—四档同时结合状态中的一者，即两马达行驶模式。并且，如果在该状态下使变速器60的离合器C1成为断开状态并仅使马达MG1输出动力，则能够经由变速器60的二档齿轮系或四档齿轮系将由马达MG1输出的动力传递给驱动轴67。结果，在实施例的混合动力车辆20中，在马达行驶模式下也能够使用变速器60对行星齿轮架轴45a、第一马达轴46的转速进行变速并增大转矩等，因此能够降低对马达MG1、MG2要求的最大转矩，从而能够实现马达MG1、MG2的小型化。另外，当这样在马达行驶期间改变变速器60的变速比时也暂时地执行变速器60的同时结合状态、即两马达行驶模式，因此在改变变速比时不会产生所谓的转矩缺失，从而能够非常顺畅且无冲击地执行变速比的变更。另外，当在这些马达行驶模式下要求驱动力增大或者蓄电池35的剩余容量SOC降低了时，通过根据变速器60的变速比而不输出动力的马达MG1或MG2来带动(cranking)发动机22，由此使发动机22起动。

接下来，参照图12至图18来具体地说明在伴随着发动机22的运行而使混合动力车辆20行驶时改变变速器60的变速状态(变速比)时的动作。图12和图13是表示当伴随着离合器C0的结合和发动机22的运行而使混合动力车辆20行驶时由混合动力ECU70每隔预定的时间(例如数msec)执行的驱动控制例程的一个例子的流程图。

在图12和图13的驱动控制例程开始时，混合动力ECU70的CPU72首先输入来自加速踏板位置传感器84的加速器开度Acc、来自车速传感器87的车速V、发动机22(曲轴26)的转速Ne、马达MG1和MG2的转速Nm1和Nm2、变速器60的当前变速齿轮系的级数n(在本实施例中n＝1、2、3、4)和齿轮比G(n)、充放电要求功率Pb^*、蓄电池35的输入输出限制Win和Wout、升档标记Fu和降档标记Fd等控制所需要的数据(步骤S100)。这里，发动机22的转速Ne是通过通信从发动机ECU24输入的、根据来自未图示的曲轴位置传感器的信号计算出的数据，马达MG1、MG2的转速Nm1、Nm2是通过通信从马达ECU30输入的数据。另外，当前变速齿轮系的级数n表示一档至四档齿轮系中的被用于行星齿轮架轴45a或第一马达轴46与驱动轴67的连结的齿轮系，如果变速器60的当前变速齿轮系为一档齿轮系，则n＝1，如果为二档齿轮系，则n＝2。当前变速齿轮系的级数n和齿轮比G(n)是在行星齿轮架轴45a或第一马达轴46与驱动轴67经由一档至四档齿轮系中的某一档齿轮系被连结的时刻被存储在RAM76的预定区域中的数据。另外，充放电要求功率Pb^*(在实施例中，当放电时为正的值)是通过通信从蓄电池ECU36输入的、根据蓄电池35的剩余容量SOC等由蓄电池ECU36作为蓄电池35应进行充放电的功率而设定的数据。另外，作为蓄电池35的充电所允许的功率的充电允许功率、即输入限制Win和作为其放电所允许的功率的放电允许功率、即输出限制Wout是通过通信从蓄电池ECU36输入的、根据由温度传感器37检测出的蓄电池35的蓄电池温度Tb和蓄电池35的残余容量SOC而设定的数据。另外，可以通过以下方式来设定蓄电池35的输入输出限制Win、Wout：根据蓄电池温度Tb来设定输入输出限制Win、Wout的基本值并根据蓄电池35的剩余容量(SOC)来设定输出限制用修正系数和输入限制用修正系数，使设定了的输入输出限制Win、Wout的基本值乘以修正系数。另外，升档标记Fu在不将变速器60的变速状态(变速齿轮系)向升档侧(n→n+1)变更时被设定为值0，并且在将变速器60的变速状态向升档侧变更时被设定为值1。另外，降档标记Fd在不将变速器60的变速状态向降档侧(n→n—1)变更时被设定为值0，并且在将变速器60的变速状态向降档侧变更时被设定为值1。

在步骤S100的数据输入处理之后，根据输入的加速器开度Acc和车速V来设定应向驱动轴67输出的要求转矩Tr^*，并设定混合动力车辆20整体所要求的要求功率P^*(步骤S110)。在实施例中，预先确定了加速器开度Acc、车速V、要求转矩Tr^*的关系的未图示的要求转矩设定用映射图存储在ROM74中，从该映射图中导出、设定与给出的加速器开度Acc和车速V相对应的要求转矩Tr^*。另外，在实施例中，要求功率P*作为在步骤S110中设定了的要求转矩Tr^*乘以车速V与换算系数k之积而得到的值、充放电要求功率Pb^*、以及损耗Loss之和而被计算出来，所述车速V表示驱动轴67的转速。然后，将在步骤S110中设定了的要求功率P^*作为使发动机22输出的值，根据要求功率P^*来设定发动机22的假定目标转速Netmp和假定目标转矩Tetmp(步骤S120)。这里，根据工作线和要求功率P^*来设定假定目标转速Netmp和假定目标转矩Tetmp，所述工作线被预先设定为能够使发动机22高效动作而能够进一步改善耗油率。在图14中表示了发动机22的工作线的一个例子和发动机转速Ne与发动机转矩Te的相关曲线(等功率线)的例子。如该图所示，假定目标转速Netmp和假定目标转矩Tetmp可以根据工作线与表示要求功率P^*(Ne×Te)为恒定值的相关曲线的交点求出。

在这样设定了假定目标转速Netmp和假定目标转矩Tetmp后，设定作为发动机22(曲轴26)与驱动轴67之间的变速比的要求值的要求变速比γr、作为当前变速齿轮系(n档齿轮系)下的发动机22与驱动轴67之间的变速比的下限值的下限变速比γlim(n)、当前变速齿轮系下的上级侧转换变速比γtu(n)、当前变速齿轮系下的下级侧转换变速比γtd(n)(步骤S130)。这里，在实施例中，要求变速比γr是使用当前变速齿轮系并按照图14的工作线使发动机22高效运行时的发动机22与驱动轴67之间的变速比，被设定为在步骤S120中设定了的假定目标转速Netmp除以驱动轴67的转速(车速V与换算系数k的乘积)而得到的值。并且，下限变速比γlim(n)针对变速器60的第一至第四变速状态(一档至四档齿轮系)中的每一变速状态而被设定，在实施例中，规定发动机22的转速Ne与下限变速比γlim(n)的关系的下限变速比设定用映射图按照变速器60的每一变速状态(变速齿轮系)而被预先存储在ROM74中。在步骤S130中，从该下限变速比设定用映射图中导出、设定与在步骤S100中输入的发动机22的转速Ne相对应的下限变速比γlim(n)。图15表示了下限变速比设定用映射图的一个例子。在采用图15的下限变速比设定用映射图的情况下，如果发动机22的转速Ne处于预定的低转速区域，则下限变速比γlim(n)被设定为较小的值，使得在第n变速状态下发动机22与驱动轴67之间的变速比变为下限变速比γlim(n)时的发动机22与驱动轴67之间的动力传递效率ηed不小于第n+1变速状态下的传递效率ηed(变为值1附近)。另外，在采用图15的下限变速比设定用映射图的情况下，随着转速Ne脱离低转速区域而逐渐变大，使下限变速比γlim(n)逐渐变大，从转速Ne变大了某一程度的时刻开始，使下限变速比γlim(n)成为该变速齿轮系的第n转换变速比γt(n)。在任一情况下均使各变速齿轮系下的下限变速比γlim(n)为小于等于该变速齿轮系的转换变速比(如果为一档齿轮系，则为第一转换变速比γt(1)；如果为二档齿轮系，则为第二转换变速比γt(2)；如果为三档齿轮系，则为第三转换变速比γt(3))的值。关于最上级的四档齿轮系(第四变速状态)，由于不存在进一步转换为上级侧的变速齿轮系时的变速比，因此在实施例中四档齿轮系的下限变速比γlim(4)例如被设定为小于等于第三转换变速比γt(3)的值。另外，上级侧转换变速比γtu(n)是将变速器60的变速状态向升档侧变更时的发动机22与驱动轴67之间的变速比，如果变速器60的当前变速齿轮系为n档齿轮系，则与第n转换变速比γt(n)相一致。即，如果当前变速齿轮系为一档齿轮系，则上级侧转换变速比γtu(n)为第一转换变速比γt(1)；如果当前变速齿轮系为二档齿轮系，则上级侧转换变速比γtu(n)为第二转换变速比γt(2)；如果当前变速齿轮系为三档齿轮系，则上级侧转换变速比γtu(n)为第三转换变速比γt(3)。如上所述，关于最上级的四档齿轮系(第四变速状态)，由于不存在进一步转换为上级侧的变速齿轮系时的变速比，因此在实施例中使四档齿轮系的上级侧转换变速比γtu(4)为在控制上适当的预定值。另外，下级侧转换变速比γtd(n)是将变速器60的变速状态向降档侧变更时的发动机22与驱动轴67之间的变速比，如果变速器60的当前变速齿轮系为n档齿轮系，则与第n—1转换变速比γt(n—1)相一致。即，如果当前变速齿轮系为二档齿轮系，则下级侧转换变速比γtd(n)为第一转换变速比γt(1)；如果当前变速齿轮系为三档齿轮系，则下级侧转换变速比γtd(n)为第二转换变速比γt(2)；如果当前变速齿轮系为四档齿轮系，则下级侧转换变速比γtd(n)为第三转换变速比γt(3)。关于最下级的一档齿轮系(第一变速状态)，由于不存在进一步转换为下级侧的变速齿轮系时的变速比，因此在实施例中使一档齿轮系的下级侧转换变速比γtd(1)为在控制上适当的预定值。

然后，判断在步骤S100中输入的升档标记Fu是否为值0(步骤S140)，如果升档标记Fu为值0，则进一步判断在步骤S100中输入的降档标记Fd是否为值0(步骤S150)。如果降档标记Fd为值0，则判断在步骤S130中设定的要求变速比γr是否大于下限变速比γlim(n)(步骤S160)，如果要求变速比γr大于下限变速比γlim(n)，则进一步判断要求变速比γr是否小于下限侧转换变速比γtd(n)(步骤S170)。如果要求变速比γr大于下限变速比γlim(n)并小于下级侧转换变速比γtd(n)、在步骤S170中做出了肯定判断，则既不进行升档也不进行降档而维持变速器60的变速状态(当前变速齿轮系)，将在步骤S120中设定的假定目标转速Netmp设定为发动机22的目标转速Ne^*，并将在步骤S120中设定了的假定目标转矩Tetmp设定为发动机22的目标转矩Te^*(步骤S180)。然后，根据在步骤S100中输入的级数n来判断当前变速齿轮系是一档至四档齿轮系中的哪一档齿轮系(步骤S190)。

如果当前变速齿轮系为一档或三档齿轮系，则行星齿轮架轴45a通过变速器60与驱动轴67连结，因此使用在步骤S180中设定了的目标转速Ne^*、行星齿轮架轴45a的转速(Nm2·ρr)、动力分配统合机构40的齿轮比ρ，按照下式(1)计算出马达MG1的目标转速Nm1^*，并且基于计算出的目标转速Nm1^*和当前的转速Nm1进行式(2)的计算，设定马达MG1的转矩指令Tm1^*(步骤S200)。这里，式(1)是对于动力分配统合机构40的旋转要素的力学关系式，能够从图9的共线图容易地导出。另外，式(2)是用于使马达MG1以目标转速Nm1^*旋转的反馈控制的关系式，在式(2)中，右边第二项的“k11”为比例项的增益，右边第三项的“k12”为积分项的增益。然后，通过使蓄电池35的输入输出限制Win、Wout与马达MG1的消耗功率(发电功率)之间的偏差除以马达MG2的转速Nm2(马达MG1的消耗功率是在S200中设定了的马达MG1的转矩指令Tm1^*与当前的马达MG1的转速Nm1的积)，计算出作为可以从马达MG2输出的转矩的上下限的转矩限制Tmin、Tmax(步骤S210)。并且，使用要求转矩Tr^*、转矩指令Tm1^*、当前变速齿轮系的齿轮比G(n)、动力分配统合机构40的齿轮比ρ、减速齿轮机构50的减速比ρr并按照式(3)计算出作为应从马达MG2输出的转矩的假定马达转矩Tm2tmp(步骤220)。可以从上述图9的共线图容易地导出式(3)。然后，通过在步骤S210中计算出的转矩限制Tmax、Tmin限制计算出的假定马达转矩Tm2tmp，由此设定马达MG2的转矩指令Tm2^*(步骤S230)。通过这样来设定马达MG2的转矩指令Tm2^*，能够将输出给行星齿轮架轴45a的转矩设定为限制在了蓄电池35的输入输出限制Win、Wout的范围内的转矩。在这样设定了发动机22的目标转速Ne^*和目标转矩Te^*、马达MG1和MG2的转矩指令Tm1^*和Tm2^*后，将发动机22的目标转速Ne^*和目标转矩Te^*发送给发动机ECU24，将马达MG1和MG2的转矩指令Tm1^*和Tm2^*发送给马达ECU30(步骤S240)，然后再次执行步骤S100之后的处理。接收到目标转速Ne^*和目标转矩Te^*的发动机ECU24执行用于获得目标转速Ne^*和目标转矩Te^*的控制。另外，接收到转矩指令Tm1^*和Tm2^*的马达ECU30对逆变器31、32的开关元件进行开关控制以按照转矩指令Tm1^*来驱动马达MG1并按照转矩指令Tm2^*来驱动马达MG2。

Nm1^*＝1/ρ[Ne^*+(1—ρ)·Nm2·ρr]                    (1)

Tm1^*＝上次Tm1^*+k11(Nm1^*—Nm1)+k12∫(Nm1^*—Nm1)dt

                                                  (2)

Tm2tmp＝—ρr·[Tr^*/G(n)+(1—ρ)/ρ·Tm1^*]           (3)

另外，如果当前变速齿轮系为二档或四档齿轮系，则第一马达轴46通过变速器60与驱动轴67连结，因此使用在步骤S180中设定了的目标转速Ne^*、第一马达轴46(太阳齿轮41)的转速Nm1、动力分配统合机构40的齿轮比ρ，按照下式(4)计算出马达MG2的目标转速Nm2^*，并且基于计算出的目标转速Nm2^*和当前的转速Nm2进行式(5)的计算，设定马达MG2的转矩指令Tm2^*(步骤S250)。这里，式(4)也是对于动力分配统合机构40的旋转要素的力学关系式，能够从图10的共线图容易地导出。另外，式(5)是用于使马达MG2以目标转速Nm2^*旋转的反馈控制的关系式，在式(5)中，右边第二项的“k21”为比例项的增益，右边第三项的“k22”为积分项的增益。然后，通过使蓄电池35的输入输出限制Win、Wout与马达MG2的消耗功率(发电功率)之间的偏差除以马达MG1的转速Nm1(马达MG2的消耗功率是在S250中设定了的马达MG2的转矩指令Tm2^*与当前的马达MG2的转速Nm2的积)，计算出作为可以从马达MG1输出的转矩的上下限的转矩限制Tmin、Tmax(步骤S260)。并且，使用要求转矩Tr^*、转矩指令Tm2^*、当前变速齿轮系的齿轮比G(n)、动力分配统合机构40的齿轮比ρ、减速齿轮机构50的减速比ρr并按照式(6)计算出作为应从马达MG1输出的转矩的假定马达转矩Tm1tmp(步骤270)。可以从上述图10的共线图容易地导出式(6)。然后，通过在步骤S260中计算出的转矩限制Tmax、Tmin限制计算出的假定马达转矩Tm1tmp，由此设定马达MG1的转矩指令Tm1^*(步骤S280)。通过这样来设定马达MG1的转矩指令Tm1^*，能够将输出给第一马达轴46的转矩设定为限制在了蓄电池35的输入输出限制Win、Wout的范围内的转矩。在这样设定了发动机22的目标转速Ne^*和目标转矩Te^*、马达MG1和MG2的转矩指令Tm1^*和Tm2^*后，将发动机22的目标转速Ne^*和目标转矩Te^*发送给发动机ECU24，将马达MG1和MG2的转矩指令Tm1^*和Tm2^*发送给马达ECU30(步骤S240)，然后再次执行步骤S100之后的处理。

Nm2^*＝(ρ·Nm1—Ne^*)/(1—ρ)·ρr         (4)

Tm2^*＝上次Tm2^*+k21(Nm2^*—Nm2)+k22∫(Nm2^*—Nm2)dt

                                       (5)

Tm1tmp＝Tr^*/G(n)—ρ/(1—ρ)·Tm2^*/ρr   (6)

这里，例如在变速器60处于第一变速状态、经由一档齿轮系连结行星齿轮架轴45a和驱动轴67的情况下，在车速V增大、并且发动机22与驱动轴67之间的变速比变为了第一转换变速比γt(1)的时刻，如果将变速器60的变速状态(变速齿轮系)从第一变速状态(一档齿轮系)切换到第二变速状态(二档齿轮系)，则可以说在控制上是高效的。但是，根据图16可知，发动机22与驱动轴67之间的动力的传递效率ηed基本上来说在发动机22与驱动轴67之间的变速比比第n转换变速比γt(n)小时显示出更高的值。因此，在实施例的混合动力车辆20中，如上所述按照变速器60的每一变速状态来设定作为小于等于该n档齿轮系的第n转换变速比γt(n)的值的下限变速比γlim(n)，如果在选择了变速器60的某一变速状态时要求变速比γr大于下限变速比γlim(n)，则为了在更宽的运行区域中提高传递效率ηed，即使要求变速比γr变为了第n转换变速比γt(n)，也不将变速状态向升档侧切换而维持该变速齿轮系。另一方面，在选择了变速器60的某一变速状态的情况下，当要求变速比γr变为了大于等于下级侧转换变速比γtd(n)时，如果维持该变速齿轮系，则会导致发动机22与驱动轴67之间的动力的传递效率ηed恶化。因此，在实施例的混合动力车辆20中，当要求变速比γr具有增大倾向时，在该要求变速比γr变为大于等于下级侧转换变速比γtd(n)之前维持该变速齿轮系，在要求变速比γr变为了大于等于下级侧转换变速比γtd(n)的阶段将变速状态向降档侧切换。

因此，如果在步骤S160中判断为要求变速比γr小于等于下限变速比γlim(n)，则为了将变速器60的变速状态向升档侧切换，将升档标记Fu设定为值1(步骤S290)，然后如图13所示那样将在步骤S130中设定了的上级侧转换变速比γtu(n)设定为执行用转换变速比γt(步骤S310)。另外，如果在步骤S170中判断为要求变速比γr大于等于下限侧转换变速比γtd(n)，则为了将变速比60的变速状态向降档侧切换，将降档标记Fd设定为值1(步骤S300)，然后如图13所示将在步骤S130中设定的下级侧转换变速比γtd(n)设定为执行用转换变速比γ(步骤S320)。并且，在步骤S310或S320的处理之后，根据设定了的执行用转换变速比γt等来设定发动机22的目标转速Ne^*和目标转矩Te^*(步骤S330)。这里，为了将变速器60的变速齿轮系向升档侧或降档侧切换，需要使发动机22(曲轴26)与驱动轴67之间的变速比与执行用转换变速比γt相一致。因此，在步骤S330中，将基于执行用转换变速比γt和驱动轴67的转速而得到的发动机22的转速(转换转速)、即执行用转换变速比γt乘以车速V与换算系数k之积而得到的值设定为目标转速Ne^*，然后将在步骤S110中设定的要求功率P^*除以目标转速Ne^*而得到的值设定为目标转矩Te^*。即，在步骤S330中，代替将作为发动机22的运行点(operation point)的目标转速Ne^*和目标转矩Te^*设定为上述工作线与表示要求功率P^*为恒定值的相关曲线的交点，而是按照发动机22的转速Ne与基于执行用转换变速比γt得到的转换转速相一致的方式在关于通过步骤S110设定了的要求功率P^*的相关曲线(等功率线)上设定目标转速Ne^*和目标转矩Te^*(参照图14)。

然后，判断在步骤S100中输入的发动机22的转速Ne与在步骤S330中设定的目标转速Ne^*是否大致一致(步骤S340)，如果发动机22的转速Ne偏离了目标转速Ne^*，则执行图12的步骤S190之后的处理。在该情况下，一旦在步骤S240的处理之后再次执行步骤S100之后的处理，则由于在步骤S140或S150中判断出升档标记Fu或降档标记Fd为值1，因此重复执行步骤S310或S320之后的处理(图13)。如果在步骤S340中判断发动机22的转速Ne与在步骤S330中设定了的目标转速Ne^*大致一致，则判断升档标记Fu是否为值1(步骤S350)。如果升档标记Fu为值1，则将该升档标记Fu设定为值0，并使变速器60的当前变速齿轮系的级数n增加值1以使其变为与升档相对应的值，并且为了指示后述的升档后驱动控制例程的执行而将预定的标记Fuaft设定为值1(步骤S360)。另外，当在步骤S350中判断升档标记Fu为值0时，由于降档标记Fd为值1，因此在该情况下将降档标记Fd设定为值0，并使变速器60的当前变速齿轮系的级数n减小值1以使其变为与降档相对应的值(步骤S370)。在步骤S360或S370的处理后，将与新设定了的当前变速齿轮系的级数n相对应的升档指令或降档指令发送给变速器60(执行器88)，以使此前未与驱动轴67连结的行星齿轮架轴45a和第一马达轴46中的一者通过变速器60与驱动轴67连结，并且行星齿轮架轴45a和第一马达轴46中的另一者与驱动轴67的连结被解除(步骤S380)，然后执行上述步骤S190之后的处理。在如上所述将变速器60的当前变速齿轮系向升档侧切换的情况下，在步骤S360中标记Fuaft被设定为值1，由此在执行了S130、S190～S240的处理后执行图17所示的升档后驱动控制例程。另外，在如上所述将变速器60的当前变速齿轮系向降档侧切换的情况下，在执行了S310、S190～S240的处理后基本上来说再次执行步骤S100之后的处理。

图17是表示在变速器60的变速状态(变速齿轮系)被向升档侧切换后由混合动力ECU70每隔预定的时间(例如数msec)执行的升档后驱动控制例程的一个例子的流程图。在图17的例程开始时，混合动力ECU70的CPU72与图12的步骤S100同样地输入加速器开度Acc、车速V、发动机22的转速Ne、马达MG1和MG2的转速Nm1和Nm2、变速器60的当前变速齿轮系的级数n和齿轮比G(n)、充放电要求功率Pb^*、蓄电池35的输入输出限制Win和Wout等控制所需要的数据(步骤S400)。在步骤S400的数据输入处理之后，根据输入的加速器开度Acc和车速V来设定应向驱动轴67输出的要求转矩Tr^*，并设定混合动力车辆20整体所要求的要求功率P^*(步骤S410)。

然后，根据在步骤S400中输入的发动机22的转速Ne等来设定当前变速比γnow和目标变速比γtag(n)(步骤S420)。当前变速比γnow是发动机22(曲轴26)与驱动轴67之间的当前的变速比，可以通过使在步骤S400中输入的发动机22的转速Ne除以驱动轴67的转速(车速V与换算系数k的乘积)而得到。另外，目标变速比γtag(n)是在图12和图13的驱动控制例程中变速器60的变速状态被向升档侧切换后的第二至第四变速状态(二档～四档齿轮系)下的发动机22与驱动轴67之间的变速比的目标值。在实施例中，规定发动机22的转速Ne与目标变速比γtag(n)的关系的未图示的目标变速比设定用映射图预先被存储在ROM74中，从该映射图导出、设定与给出的转速Ne相对应的目标变速比γtag(n)。在实施例中，该目标变速比设定用映射图针对变速器60的第二至第四变速状态的每一变速状态而准备并按照以下方式生成：如果变速器60的变速状态切换后(升档后)的变速齿轮系的级数为x(x＝2、3、4)，则第x变速状态下的目标变速比γtag(x)为比第x—1变速状态下的下限变速比γlim(x—1)小预定值的值。即，在从第x—1变速状态向第x变速状态转换后，如果在与第x—1变速状态相比能够将发动机22与驱动轴67之间的变速比设定得更小的第x变速状态下使发动机22与驱动轴67之间的变速比与第x—1变速状态下的下限变速比γlim(x—1)相一致，则如图16所示，发动机22与驱动轴67之间的动力的传递效率ηed比在第x—1变速状态下将发动机22与驱动轴67之间的变速比设定为下限变速比γlim(x—1)时低，与此相伴输出给驱动轴67的驱动力也下降。据此，在实施例中，为了在变速器60的变速状态被向升档侧切换后抑制输出给驱动轴67的驱动力的下降，如上所述来设定目标变速比γtag(n)，并执行图17的升档后驱动控制例程以使发动机22与驱动轴67之间的变速比迅速地与目标变速比γtag(n)相一致。

在步骤S420中设定了当前变速比γnow和目标变速比γtag(n)之后，判断当前变速比γnow是否大于目标变速比γtag(n)(步骤S430)。如果当前变速比γnow大于目标变速比γtag(n)，则将基于目标变速比γtag(n)和驱动轴67的转速的发动机22的转速、即目标变速比γtag(n)乘以车速V与换算系数k之积而得到的值设定为目标转速Ne^*，然后将在步骤S410中设定的要求功率P^*除以目标转速Ne^*而得到的值设定为目标转矩Te^*(步骤S440)。这样，在步骤S440中，也是代替将作为发动机22的运行点的目标转速Ne^*和目标转矩Te^*设定为上述工作线与表示要求功率P^*为恒定值的相关曲线的交点，而是按照发动机22的转速Ne与基于目标变速比γtag(n)得到的转速相一致的方式在关于通过步骤S410设定了的要求功率P^*的相关曲线(等功率线)上设定目标转速Ne^*和目标转矩Te^*(参照图14中的虚线)。然后，根据在步骤S400中输入的级数n来判断当前变速齿轮系是一档至四档齿轮系中的哪一档齿轮系(步骤S450)。如果当前变速齿轮系为一档或三档齿轮系，则执行与图12的步骤S200～S230相同的步骤S460～S490的处理，并在发送了目标值后(步骤S500)再次执行步骤S400之后的处理。另外，如果当前变速齿轮系为二档或四档齿轮系，则执行与图12的步骤S250～S280相同的步骤S510～S540的处理，并在发送了目标值后(步骤S500)再次执行步骤S400之后的处理。并且，如果在步骤430中判断当前变速比γnow变为了小于等于目标变速比γtag(n)，则结束本例程，然后执行图12和图13的驱动控制例程。

如上所述，在实施例的混合动力车辆20中，当在变速器60设定为第n变速状态期间发动机22(曲轴26)与驱动轴67之间的要求变速比γr变为了作为小于等于第n转换变速比γt(n)的值的下限变速比γlim(n)时，控制发动机22、马达MG1和MG2、变速器60，使得伴随着内燃机转速调整处理(步骤S310、S330、S200～S240或S250～S280、S240)和从第n变速状态向第n+1变速状态的转换(步骤S380)，基于要求转矩Tr^*的动力被输出给驱动轴67，其中所述内燃机转速调整处理使发动机22的转速Ne与基于和第n转换变速比γt(n)相一致的上级侧转换变速比γtu(n)、即执行用转换变速比γt的转换转速(＝γt/k·V)相一致。即，在混合动力车辆20中，能够代替在要求变速比γt变为了与第n转换变速比γt(n)相一致的上级侧转换变速比γtu(n)的阶段切换变速器60的变速状态(与驱动轴67相连结的动力分配统合机构40的要素)，而是在要求变速比γr变为了小于等于下限变速比γlim(n)的阶段切换变速器60的变速状态，所述下限变速比γlim(n)小于等于第n转换变速比γt(n)。由于如果发动机22与驱动轴67之间的变速比变得更小，则发动机22与驱动轴67之间的动力的传递效率ηed变得更大(参照图16)，因此由此能够进一步提高该传递效率ηed。并且，当在变速器60设定为第n变速状态的期间要求变速比γr变为了小于等于下限变速比γlim(n)时，如果执行内燃机转速调整处理和从第n变速状态到第n+1变速状态的转换，则能够抑制发动机22的转速Ne变得过高并平稳地切换变速器60的变速状态。结果，在混合动力车辆20中，能够更恰当地切换动力分配统合机构40的行星齿轮架45(行星齿轮架轴45a)与驱动轴67相连结的状态和太阳齿轮41(第一马达轴46)与驱动轴67相连结的状态，从而能够在更宽的运行区域中提高动力的传递效率，大幅地改善耗油率和行驶性能。

另外，在实施例的混合动力车辆20中，当变速器60设定为第n变速状态、并且要求转速γr比下限变速比γlim(n)大时，根据基于要求转矩Tr^*的要求功率P^*和被预先设定为能够使发动机22高效动作并能够进一步改善耗油率的工作线来设定作为发动机22的运行点的目标转速Ne^*和目标转矩Te^*(步骤S120、S180)。由此，在通过变速器60设定为第n变速状态的期间，在要求变速比γr变为小于等于下限变速比γlim(n)之前，能够使发动机22高效运行并改善耗油率。另一方面，在实施例的混合动力车辆20中，当为了将变速器60的变速状态向升档侧或降档侧切换而执行使发动机22与驱动轴67之间的变速比与执行用转换变速比γt相一致的内燃机转速调整处理、用于在将变速器60的变速状态向升档侧切换后使发动机22与驱动轴67之间的变速比与目标变速比γtag(n)相一致的升档后驱动控制例程时，设定发动机22的目标转速Ne^*以使发动机22的转速Ne与基于执行用转换变速比γt、目标变速比γtag(n)的转速相一致，并且根据目标转速Ne^*和要求功率P^*来设定发动机22的目标转矩Te^*以从发动机22输出基于要求转矩Tr^*的要求功率P^*(步骤S330、S440)。由此，当执行内燃机转速调整处理、升档后驱动控制例程时，能够抑制发动机22的输出功率的变动。

并且，如果如实施例的混合动力车辆20那样根据发动机22(曲轴26)的转速Ne来设定下限变速比γlim(n)(步骤S130)，则能够更恰当地设定下限变速比γlim(n)。即，如果使用如图15所例示的下限变速比设定用映射图，则在发动机22的转速Ne处于低转速区域时，按照在第n变速状态下发动机22与驱动轴67之间的变速比变为下限变速比γlim(n)时的发动机22与驱动轴67之间的动力的传递效率ηed不会小于第n+1变速状态下的传递效率ηed的方式来设定关于第n变速状态的下限变速比γlim(n)。由此，能够在通过变速器60实现的各变速状态下很好地确保发动机22与驱动轴67之间的动力的传递效率ηed。另外，如果使用如图15所例示的下限变速比设定用映射图，则当发动机22的转速Ne较高时，下限变速比γlim(n)被设定得较大或者与第n转换变速比γt(n)相一致。由此，当在发动机22的转速Ne高至某一程度的状态下要求变速比γr变为小于等于下限变速比γlim(n)、将变速器60的变速状态向升档侧切换时，能够抑制伴随着内燃机转速调整处理的执行而出现的发动机22的转速Ne超过预定的上限值的情况、以及发动机22产生噪声或振动的情况。下限变速比γlim(n)既可以使用如图18所例示的下限变速比设定用映射图并根据作为发动机22的输出功率的要求功率P^*来设定，也可以根据发动机22的转速Ne和输出功率(要求功率P^*)这两者来设定。

另外，如果如实施例的混合动力车辆20那样针对变速器60的每一变速状态(变速齿轮系)来设定下限变速比γlim(n)，则能够通过在变速器60的各变速状态下在要求变速比γr变为小于等于下限变速比γlim(n)之前维持该变速状态来进一步提高发动机22与驱动轴67之间的动力的传递效率ηed。并且，如果控制发动机22、马达MG1、MG2，使得在要求变速比γr变为了小于等于下限变速比γlim(n)、将变速器60的变速状态向升档侧切换后执行图17的升档后驱动控制例程，在从第n变速状态转换到第n+1变速状态后发动机22(曲轴26)与驱动轴67之间的变速比变为比第n变速状态下的下限变速比γlim(n)小预定值，则能够抑制输出给驱动轴67的驱动力的下降。此外，在实施例的混合动力车辆20中，当在通过变速器60设定为第n+1变速状态的期间要求变速比γr变为了下级侧转换变速比γtd(n)时，控制发动机22、马达MG1和MG2、变速器60，使得伴随着内燃机转速调整处理(步骤S320、S330、S200～S240或S250～S280、S240)和从第n+1变速状态向第n变速状态的转换(步骤S380)，基于要求转矩Tr^*的动力被输出给驱动轴67，其中所述内燃机转速调整处理使发动机22的转速Ne与基于下级侧转换变速比γtd(n)、即执行用转换变速比γt的转换转速(＝γt/k·V)相一致。由此，当要求变速比γr变得更大时，使变速状态从第n+1变速状态转换到与该第n+1变速状态相比能够将发动机22与驱动轴67之间的变速比设定得更大的第n变速状态，从而能够进一步提高发动机22与驱动轴67之间的动力的传递效率ηed。

另外，本实施例的变速器60是包括以下部件的平行轴式变速器：第一变速机构，具有一档齿轮系和三档齿轮系，该一档齿轮系和三档齿轮系是能够将动力分配统合机构40的作为第一要素的行星齿轮架45与驱动轴67连结的平行轴式齿轮系；以及第二变速机构，具有二档齿轮系和四档齿轮系，该二档齿轮系和四档齿轮系是能够将马达MG1的第一马达轴46与驱动轴67连结的平行轴式齿轮系。但是，在实施例的混合动力车辆20中，也可以代替平行轴式的变速器60而采用行星齿轮式的变速器。

图19是表示能够应用于实施例的混合动力车辆20的行星齿轮式的变速器100的简要构成图。该图所示的变速器100也能够多级地设定变速状态(变速比)并包括：第一变速用行星齿轮机构110，能够将动力分配统合机构40的作为第一要素的行星齿轮架45(行星齿轮架轴45a)与驱动轴67连结；第二变速用行星齿轮机构120，能够将马达MG1的第一马达轴46与驱动轴67连接；制动器B1(第一固定机构)，相对于第一变速用行星齿轮机构110设置；制动器B2(第二固定机构)，相对于第二变速用行星齿轮机构120设置；以及制动器B3(第三固定机构)和离合器C1(变速用连接断开机构)等。第一变速用行星齿轮机构110和制动器B1构成了变速器100的第一变速机构，第二变速用行星齿轮机构120和制动器B2构成了变速器100的第二变速机构。如图19所示，第一变速用行星齿轮机构110是以下的单小齿轮式行星齿轮机构，该单小齿轮式行星齿轮机构包括：太阳齿轮111，与行星齿轮架轴45a连接；内啮合齿轮112，与该太阳齿轮111配置在同心圆上，为内齿齿轮；以及行星齿轮架114(输出要素)，保持多个与太阳齿轮(输入要素)111和内啮合齿轮(可固定要素)112这两者啮合的小齿轮113，并与驱动轴67连接。另外，第二变速用行星齿轮机构120是以下的单小齿轮式行星齿轮机构，该单小齿轮式行星齿轮机构包括：太阳齿轮121(输入要素)，与第一马达轴46连接；内啮合齿轮122(可固定要素)，与该太阳齿轮121配置在同心圆上，为内齿齿轮；以及与第一变速用行星齿轮机构110共用的行星齿轮架114(输出要素)，保持多个与太阳齿轮121和内啮合齿轮122这两者啮合的小齿轮123。在图19的例子中，第二变速用行星齿轮机构120与第一变速用行星齿轮机构110同轴地并列设置，并且比该第一变速用行星齿轮机构110靠近车辆前方，第二变速用行星齿轮机构120的齿轮比ρ2(太阳齿轮121的齿数/内啮合齿轮122的齿数)被设定成比第一变速用行星齿轮机构110的齿轮比(太阳齿轮111的齿数/内啮合齿轮112的齿数)ρ1大一些。

制动器B1能够将第一变速用行星齿轮机构110的内啮合齿轮112相对于变速箱无法旋转地固定，并且能够断开该内啮合齿轮112而使其可以自由旋转，该制动器B1由未图示的电气式、电磁式、或油压式的执行器驱动。另外，制动器B2能够将第二变速用行星齿轮机构120的内啮合齿轮122相对于变速箱无法旋转地固定，并且能够断开该内啮合齿轮122而使其可以自由旋转，该制动器B2由未图示的电气式、电磁式、或油压式的执行器驱动。另外，制动器B3能够经由固定在第一马达轴46上的定子130将第一马达轴46、即动力分配统合机构40的作为第二要素的太阳齿轮41相对于变速箱无法旋转地固定，并且能够断开定子130而使第一马达轴46可以自由地旋转，该制动器B3由未图示的电气式、电磁式、或油压式的执行器驱动。另外，离合器C1能够进行第一变速用行星齿轮机构110的作为输出要素的行星齿轮架114与作为可固定要素的内啮合齿轮112的连接和该连接的解除，并由未图示的电气式、电磁式、或油压式的执行器驱动。这样构成的变速器100与例如平行轴式的变速器相比能够减小轴向和径向上的尺寸。另外，第一变速用行星齿轮机构110和第二变速用行星齿轮机构120能够与发动机22、马达MG1、MG2、以及动力分配统合机构40同轴地配置在它们的下游侧，因此如果使用变速器100，则能够简化轴承并减少轴承的数量。

另外，在该变速器100中，能够如下地来多级地设定变速状态(变速比)。即，如果通过制动器B1将第一变速用行星齿轮机构110的内啮合齿轮112相对于变速箱无法旋转地固定，则能够以基于第一变速用行星齿轮机构110的齿轮比ρ1的变速比(ρ1/(1+ρ1))对来自行星齿轮架轴45a的动力进行变速后传递给驱动轴67(将该状态称为“第一变速状态(一档)”)。另外，如果通过制动器B2将第二变速用行星齿轮机构120的内啮合齿轮122相对于变速箱无法旋转地固定，则能够以基于第二变速用行星齿轮机构120的齿轮比ρ2的变速比(ρ2/(1+ρ2))对来自第一马达轴46的动力进行变速后传递给驱动轴67(将该状态称为“第二变速状态(二档)”)。另外，如果通过离合器C1连接第一变速用行星齿轮机构110的行星齿轮架114和内啮合齿轮112，则构成第一变速用行星齿轮机构110的太阳齿轮111、内啮合齿轮112、以及行星齿轮架114实质上被锁定而一体地旋转，因此能够将来自行星齿轮架轴45a的动力以变速比1传递给驱动轴67(将该状态称为“第三变速状态(三档)”)。并且，在变速器100中，如果在上述第一变速状态下通过构成第二变速机构的制动器B2来固定内啮合齿轮122，则将行星齿轮架轴45a和第一马达轴46这两者与驱动轴67连结，从而能够将来自发动机22的动力或来自马达MG1和MG2中的至少一者的动力以固定变速比(第一转换变速比)机械地(直接地)传递给驱动轴67(将该状态称为“一档—二档同时结合状态”)。另外，即使在上述第二变速状态下通过离合器C1连接与离合器C1相对应的第一变速用行星齿轮机构110的行星齿轮架114和内啮合齿轮112，也能够将第一马达轴46和行星齿轮架45这两者与驱动轴67连结，从而能够以与上述一档—二档同时结合状态不同的固定变速比(第二转换变速比)将来自发动机22的动力或来自马达MG1和MG2中的至少一者的动力机械地(直接地)传递给驱动轴67(将该状态称为“二档—三档同时结合状态”)。另外，如果在上述第三变速状态下通过制动器B3经由固定在第一马达轴46上的定子130将第一马达轴46、即动力分配统合机构40的作为第二要素的太阳齿轮41相对于变速箱无法旋转地固定，则能够以与上述一档—二档同时结合状态或二档—三档同时结合状态不同的固定变速比将来自发动机22或马达MG2的动力机械地(直接地)传递给驱动轴67(将该状态称为“三档固定状态”)。这样，即使采用行星齿轮式的变速器100，也能够获得与使用平行轴式的变速器60时相同的作用效果。

图20是表示能够应用于实施例的混合动力车辆20的其他行星齿轮式变速器200的简要构成图。该图所示的变速器200也能够多级地设定变速状态(变速比)并包括变速用差动旋转机构(减速单元)201、离合器C11和C12。变速用差动旋转机构201是以下的单小齿轮式行星齿轮机构，该单小齿轮式行星齿轮机构包括：太阳齿轮202，为输入要素；内啮合齿轮203，被相对于变速箱无法旋转地固定，与太阳齿轮202配置在同心圆上，并且为固定要素；以及行星齿轮架205，保持多个与太阳齿轮202和内啮合齿轮203这两者啮合的小齿轮204，并且为输出要素。离合器C11包括：第一结合部211，设置在第一马达轴46的顶端；第二结合部212，设置在行星齿轮架轴45a上；第三结合部213，设置在与变速用差动旋转机构201的太阳齿轮202连接的中空的太阳齿轮轴202a上；第一可动结合部件214，能够与第一结合部211和第三结合部213这两者结合，并且配置成能够在第一马达轴46和行星齿轮架轴45a等的轴向上移动；以及第二可动结合部件215，能够与第二结合部212和第三结合部213这两者结合，并且配置成能够在轴向上移动。第一可动结合部件214和第二可动结合部件215分别由未图示的电气式、电磁式、或油压式执行器驱动，通过适当地驱动第一可动结合部件214和第二可动结合部件215，能够将第一马达轴46和行星齿轮架轴45a中的一者或两者选择性地与变速用差动旋转机构201的太阳齿轮202连结。另外，离合器C12包括：第一结合部221，设置在与变速用差动旋转机构201的作为输出要素的行星齿轮架205连接并向车辆后方延伸的中空的行星齿轮架轴205a的顶端；第二结合部222，设置在通过太阳齿轮轴202a和行星齿轮架轴205a而延伸的行星齿轮架轴45a上；第三结合部223，设置在驱动轴67上；第一可动结合部件224，能够与第一结合部221和第三结合部223这两者结合，并且配置成能够在第一马达轴46和行星齿轮架轴45a等的轴向上移动；以及第二可动结合部件225，能够与第二结合部222和第三结合部223这两者结合，并且配置成能够在轴向上移动。第一可动结合部件224和第二可动结合部件225分别由未图示的电气式、电磁式、或油压式执行器驱动，通过适当地驱动第一可动结合部件224和第二可动结合部件225，能够将行星齿轮架轴205a和行星齿轮架轴45a中的一者或两者选择性地与驱动轴67连结。

另外，在该变速器200中，能够如下地来多级地设定变速状态(变速比)。即，如果通过离合器C11将行星齿轮架轴45a与变速用差动旋转机构201的太阳齿轮202连接并通过离合器C12将行星齿轮架轴205a与驱动轴67连结，则能够以基于变速用差动旋转机构201的齿轮比的变速比对来自行星齿轮架轴45a的动力进行变速后传递给驱动轴67(将该状态称为“第一变速状态(一档)”)。另外，如果通过离合器C11将第一马达轴46与变速用差动旋转机构201的太阳齿轮202连接并通过离合器C12将行星齿轮架轴205a与驱动轴67连结，则能够以基于变速用差动旋转机构201的齿轮比的变速比对来自第一马达轴46的动力进行变速后传递给驱动轴67(将该状态称为“第二变速状态(二档)”)。另外，如果使离合器C11成为断开状态而使行星齿轮架轴45a和第一马达轴46均不与太阳齿轮轴202a连结并通过离合器C12将行星齿轮架轴45a与驱动轴67连结，则能够以变速比1将来自行星齿轮架轴45a的动力传递给驱动轴67(将该状态称为“第三变速状态(三档)”)。并且，在变速器200中，如果通过离合器C11将行星齿轮架轴45a和第一马达轴46这两者与驱动轴67连结并通过离合器C12将行星齿轮架轴205a与驱动轴67连结，则能够将来自发动机22的动力或来自马达MG1和MG2中的至少一者的动力以固定变速比(第一转换变速比)机械地(直接地)传递给驱动轴67(将该状态称为“一档—二档同时结合状态”)。另外，如果通过离合器C11将行星齿轮架轴45a和第一马达轴46这两者与驱动轴67连结并通过离合器C12将行星齿轮架轴45a与驱动轴67连结，则能够以与上述一档—二档同时结合状态不同的固定变速比(第二转换变速比)将来自发动机22的动力或来自马达MG1和MG2中的至少一者的动力机械地(直接地)传递给驱动轴67(将该状态称为“二档—三档同时结合状态”)。另外，如果在上述第三变速状态下通过未图示的制动器将第一马达轴46、即动力分配统合机构40的作为第二要素的太阳齿轮41相对于变速箱无法旋转地固定，则能够以与上述一档—二档同时结合状态或二档—三档同时结合状态不同的固定变速比将来自发动机22的动力、来自马达MG2的动力机械地(直接地)传递给驱动轴67(将该状态称为“三档固定状态”)。这样，即使采用行星齿轮式的变速器200，也能够获得与使用平行轴式的变速器60时相同的作用效果。

图21是表示变形例的混合动力车辆20A的简要构成图。上述混合动力车辆20作为后轮驱动车辆而构成，与此相对变形例的混合动力车辆20A作为前轮驱动车辆而构成。如图21所示，混合动力车辆20A包括作为单小齿轮式行星齿轮机构的动力分配统合机构10，该动力分配统合机构10包括：太阳齿轮11；内啮合齿轮12，与该太阳齿轮11配置在同心圆上；以及行星齿轮架14，保持多个小齿轮13，该小齿轮13与太阳齿轮11和内啮合齿轮12这两者啮合。在该情况下，发动机22被横向配置，发动机22的曲轴26与动力分配统合机构10的作为第三要素的行星齿轮架14连接。另外，在动力分配统合机构10的作为第一要素的内啮合齿轮12上连接有中空的内啮合齿轮轴12a，在该内啮合齿轮轴12a上经由作为平行轴式齿轮系的减速齿轮机构50A和与第一马达轴46平行地延伸的第二马达轴55连接有马达MG2。并且，能够通过离合器C1将构成变速器60的第一变速机构的一档齿轮系(齿轮61a)和三档齿轮系(齿轮63a)中的一者选择性地固定在内啮合齿轮轴12a上。另外，在动力分配统合机构10的作为第二要素的太阳齿轮11上连接有太阳齿轮轴11a，该太阳齿轮轴11a通过中空的内啮合齿轮轴12a而与离合器C0连接，并能够通过该离合器C0与第一马达轴46、即马达MG1连接。并且，能够使用离合器C2将构成变速器60的第二变速机构的二档齿轮系(齿轮62a)和四档齿轮系(齿轮64a)中的一者选择性地固定在第一马达轴46上。这样，本发明的混合动力车辆也可以作为前轮驱动车辆而构成。

以上使用实施例说明了本发明的实施方式，但是勿庸置疑本发明不受上述实施例的任何限制，可以在不脱离本发明的主旨的范围内进行各种变更。

即，上述混合动力车辆20所具有的动力分配统合机构也可以是以下的行星齿轮机构，该行星齿轮机构包括：第一太阳齿轮和第二太阳齿轮，具有互不相同的齿数；以及行星齿轮架，保持至少一个阶梯齿轮，该阶梯齿轮通过连结与第一太阳齿轮啮合的第一小齿轮和与第二太阳齿轮啮合的第二小齿轮而构成。另外，在上述实施例中，离合器C0设置在动力分配统合机构40的作为第二要素的太阳齿轮41与作为第二电动机的马达MG1之间并执行两者的连接和该连接的解除，但是也可以设置在动力分配统合机构40的作为第一要素的行星齿轮架45与作为第一电动机的马达MG2之间并执行两者的连接和该连接的解除，或者还可以设置在动力分配统合机构40的作为第三要素的内啮合齿轮42与发动机22的曲轴26之间并执行两者的连接和该连接的解除。另外，上述混合动力车辆20、20A均可以作为基于后轮驱动或基于前轮驱动的四轮驱动车辆而构成。另外，在上述实施例中，对安装在混合动力车辆20、20A上的动力输出装置进行了说明，但是也可以将本发明的动力输出装置安装在除了汽车以外的车辆、船舶、航空器等移动体上，还可以将其组装到建设设备等固定设备中。

产业上的可利用性

本发明可以应用于动力输出装置或混合动力车辆的制造产业等。