(57)【要約】【課題】変速装置およびハイブリッド車全体のコストの低減を可能とする変速装置を提供することを目的とする。【解決手段】変速装置１は平行軸式変速機１１と中間ギヤ列１２と遊星歯車３３を含んだ差動機構１３を備えている。平行軸式変速機１１は駆動ギヤ列１５と出力ギヤ列１６とを備えている。遊星歯車３３はＭＧ６と連結したサンギヤ３５とエンジン５及び駆動ギヤ列１５と連結したキャリア３７と中間ギヤ列１２と連結したリングギヤ３６とを備えている。中間ギヤ列１２の駆動軸２９と出力ギヤ列１６の出力軸２４との距離Ｌ２は駆動ギヤ列１５の駆動軸１７と出力軸２４との距離Ｌ１と同等である。遊星歯車３３のギヤ比が所定ギヤ間の変速時にＭＧ６の正側の最大回転数と負側の最大回転数とが同等となるように設定されている。【選択図】図１
2013180623.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
平行軸式変速機と、
前記平行軸式変速機の出力ギヤ列と噛み合う中間ギヤ列と、
第１回転要素が電動機と連結し、第２回転要素がエンジンと前記平行軸式変速機の駆動ギヤ列と連結し、第３回転要素が前記中間ギヤ列と連結する遊星歯車を含んだ差動機構と、を備え、
前記中間ギヤ列の駆動軸と前記出力ギヤ列の出力軸との距離を、前記駆動ギヤ列の駆動軸と前記平行軸式変速機の前記出力ギヤ列の前記出力軸との距離と、同等にし、かつ、
前記遊星歯車のギヤ比が、前記エンジンのスロットルバルブ全開時の前記平行軸式変速機の所定ギヤ間の変速時に、前記電動機の正側の最大回転数と負側の最大回転数とが同等となるように設定されている、ことを特徴とする変速装置。
【請求項２】
変速前の前記所定ギヤのギヤ比をＧｘとし、変速後の前記所定ギヤのギヤ比をＧｙとすると、
前記遊星歯車のギヤ比ρは、２／（１＋（Ｇｙ／Ｇｘ））−１を満たす、ことを特徴とする請求項１記載の変速装置。
【請求項３】
前記変速前の前記所定ギヤが１速ギヤであり、前記変速後の前記所定ギヤが２速ギヤである、ことを特徴とする請求項２記載の変速装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、変速装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、走行のための駆動源としてエンジン及びモータを備えたハイブリッド車は、エンジンの出力トルクを駆動輪に伝える平行軸式変速機と、前記平行軸式変速機の出力ギヤ列と噛み合う中間ギヤ列と、遊星歯車を含んだ差動機構とを備えた変速装置（例えば、特許文献１及び特許文献２参照）が用いられることがある。遊星歯車は、前記モータと連結した第１回転要素と、エンジンと平行軸式変速機の駆動ギヤ列との双方と連結した第２回転要素と、中間ギヤ列と連結した第３回転要素とを備えている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００２−２６２４０９号公報
【特許文献２】特開２００７−２３０３２０号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
前述したハイブリッド車に用いられる変速装置は、平行軸式変速機の変速時に、一旦中間ギヤ列を介してエンジンのトルクを駆動輪に伝えることで、変速ショックを低減可能なものである。しかしながら、前述した変速装置は、変速装置自体及びハイブリッド車の低コスト化を図ることが求められている。
【０００５】
本発明は、上記の事情に鑑みてなされたものであって、変速装置およびハイブリッド車全体のコストの低減を可能とする変速装置を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
上記目的を達成する為、本発明の変速装置は、平行軸式変速機と、前記平行軸式変速機の出力ギヤ列と噛み合う中間ギヤ列と、第１回転要素が電動機と連結し、第２回転要素がエンジンと前記平行軸式変速機の駆動ギヤ列と連結し、第３回転要素が前記中間ギヤ列と連結する遊星歯車を含んだ差動機構と、を備え、前記中間ギヤ列の駆動軸と前記出力ギヤ列の出力軸との距離を、前記駆動ギヤ列の駆動軸と前記出力ギヤ列の前記出力軸との距離と、同等にし、かつ、前記遊星歯車のギヤ比が、前記エンジンのスロットルバルブ全開時の前記平行軸式変速機の所定ギヤ間の変速時に、前記電動機の正側の最大回転数と負側の最大回転数とが同等となるように設定されている、ことを特徴としている。
【０００７】
前記変速装置では、変速前の前記所定ギヤのギヤ比をＧｘとし、変速後の前記所定ギヤのギヤ比をＧｙとすると、前記遊星歯車のギヤ比ρは、２／（１＋（Ｇｙ／Ｇｘ））−１を満たす、ことが望ましい。
【０００８】
また、前記変速装置では、前記変速前の前記所定ギヤが１速ギヤであり、前記変速後の前記所定ギヤが２速ギヤである、ことが望ましい。
【発明の効果】
【０００９】
本発明に係る変速装置は、中間ギヤ列の駆動軸と出力ギヤ列の出力軸との距離と、駆動ギヤ列の駆動軸と出力軸との距離と、を同等にしているので、出力ギヤ列の出力歯車に噛み合う中間ギヤ列の中間ギヤと、出力歯車に噛み合う駆動ギヤ列の駆動ギヤと、を同等の構成とすることができる。このために、中間ギヤ列と駆動ギヤ列の部品の共通化を図ることや同等の構成の部品を用いることができ、変速装置を構成する部品の種類を抑制できたり、形状などの若干の変更により変速装置を構成する複数種の部品を一種類の部品の中間製品で得ることができる。
【００１０】
また、本発明に係る変速装置は、変速時の電動機の正側の最大回転数と負側の最大回転数とを等しくなるように、遊星歯車のギヤ比が設定されている。このために、電動機の最大回転数と比例する電動機の出力が、前述した正側の最大回転数及び負側の最大回転数に対応する値よりも高くなることを抑制でき、電動機の最大出力を極力抑制することが可能となる。したがって、電動機自体に限らず、二次電池やインバータなどの容量を最小限に抑制することが可能となり、電動機自体に限らず、二次電池やインバータなどの低コスト化を図ることができる。
【００１１】
したがって、本発明の変速装置は、変速装置およびハイブリッド車全体のコストの低減を可能とすることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１２】
【図１】図１は、実施形態に係る変速装置を備えるハイブリッド車の概略構成図である。
【図２】図２は、実施形態に係る変速装置の差動機構の遊星歯車の共線図であって、変速前を示す図である。
【図３】図３は、実施形態の変速装置の変速前の動力伝達経路を示す図である。
【図４】図４は、実施形態の変速装置の変速前の差動機構の遊星歯車の共線図である。
【図５】図５は、実施形態の変速装置の反力をＭＧに受け持たせる状態の動力伝達経路を示す図である。
【図６】図６は、実施形態の変速装置の反力をＭＧに受け持たせる状態の差動機構の遊星歯車の共線図である。
【図７】図７は、実施形態の変速装置の平行軸式変速機の駆動ギヤ列のスリーブを解放した状態の動力伝達経路を示す図である。
【図８】図８は、実施形態の変速装置の平行軸式変速機の駆動ギヤ列のスリーブを解放した状態の差動機構の遊星歯車の共線図である。
【図９】図９は、実施形態の変速装置の変速後の動力伝達経路を示す図である。
【図１０】図１０は、実施形態の変速装置の変速後の差動機構の遊星歯車の共線図である。
【図１１】図１１は、実施形態の変速装置の平行軸式変速機のギヤ比の一例を示す図である。
【図１２】図１２は、実施形態の変速装置の平行軸式変速機の各ギヤにおける車速とエンジン回転数の一例を示す図である。
【図１３】図１３は、実施形態の変速装置の変速後のエンジン回転数、ＭＧの回転数及びＭＧの出力の一例を示す図である。
【図１４】図１４は、実施形態の変速装置の１速ギヤから２速ギヤに変速する際の差動機構の遊星歯車の共線図の一例を示す図である。
【図１５】図１５は、実施形態の変速装置の２速ギヤから３速ギヤに変速する際の差動機構の遊星歯車の共線図の一例を示す図である。
【図１６】図１６は、実施形態の変速装置の３速ギヤから４速ギヤに変速する際の差動機構の遊星歯車の共線図の一例を示す図である。
【図１７】図１７は、実施形態の変速装置の４速ギヤから５速ギヤに変速する際の差動機構の遊星歯車の共線図の一例を示す図である。
【図１８】図１８は、実施形態の変速装置の構成を模式的に示す図である。
【図１９】図１９は、図１８に示された変速装置のＭＧの正側の最大回転数とＭＧの負側の最大回転数とを等しくした時の差動機構の遊星歯車の共線図である。
【図２０】図２０は、図１９に示された変速装置の駆動ギヤと中間ギヤとを等しくした時の差動機構の遊星歯車の共線図である。
【図２１】図２１は、１速ギヤと２速ギヤのステップ比と遊星歯車のギヤ比との関係を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１３】
以下に、本発明に係る実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、この実施形態によりこの発明が限定されるものではない。また、下記実施形態における構成要素には、当業者が置換可能かつ容易なもの、或いは実質的に同一のものが含まれる。即ち、本発明の骨子を逸脱しない範囲で、実施形態などに示された構成要素を適宜組合わせるなどして種々変形して実施することができる。
【００１４】
［実施形態］
図１は、実施形態に係る変速装置を備えるハイブリッド車の概略構成図であり、図２は、実施形態に係る変速装置の差動機構の遊星歯車の共線図であって、変速（本発明ではアップシフトをいう）前を示す図である。本実施形態の変速装置１は、図１に示すように、エンジン５と、電動機としてのＭＧ６とを組み合わせて、駆動輪を回転駆動させるための走行用駆動源とする、いわゆるハイブリッド車２に搭載される。変速装置１は、状況に応じて図示しないＥＣＵ（Ｅｌｅｃｔｒｏｎｉｃ  Ｃｏｎｔｒｏｌ  Ｕｎｉｔ）により、制御されることで、ハイブリッド車２の走行モードを選択するものである。
【００１５】
本実施形態の変速装置１は、ＥＣＵにより制御されることで、ＭＧ６の走行駆動力のみにより走行するＥＶモードと、少なくともエンジン５の走行駆動力により走行するＨＶモードとを選択するものである。また、変速装置１は、各モードにおいて走行駆動力を駆動輪７に伝達する後述する駆動ギヤ１９ａ，１９ｂ，１９ｃ，１９ｄ，１９ｅを適宜選択するとともに、走行駆動力を駆動輪７に伝達する駆動ギヤ１９ａ，１９ｂ，１９ｃ，１９ｄ，１９ｅを切り換えるものである。変速装置１は、エンジン５の出力トルク（以下、エンジントルクという）が入力される自動クラッチ１０、入力されたトルクを駆動輪７側に伝える平行軸式変速機１１、中間ギヤ列１２並びに平行軸式変速機１１のトルク入力側とＭＧ６の回転軸６ａと自動クラッチ１０の出力側とが各々個別に接続される複数の回転要素を備えた差動機構１３を有し、平行軸式変速機１１の変速時には、エンジン５のエンジントルクの反力をＭＧ６に受け持たせることで、一旦差動機構１３と中間ギヤ列１２とを介してエンジン５の出力トルクを駆動輪７に伝え、変速前後には、平行軸式変速機１１を介して差動機構１３と中間ギヤ列１２とを介することなくエンジン５のエンジントルクを駆動輪７に伝えるものである。
【００１６】
具体的には、ハイブリッド車２は、図１に示すように、内燃機関としてのエンジン５と、電動機としてのＭＧ６と、駆動輪７と、変速装置１を備えている。
【００１７】
エンジン５は、出力軸（クランクシャフト）５ａから機械的な動力（走行駆動力に相当する）を出力する内燃機関や外燃機関等の機械的動力源である。このエンジン５は、その動作が図示しないエンジン制御用の電子制御装置（以下、「エンジンＥＣＵ（ＥＮＧＥＣＵ）」と云う。）によって制御される。
【００１８】
また、エンジン５の出力軸５ａには、走行駆動力としてのエンジントルクが入力される自動クラッチ１０が設けられている。この自動クラッチ１０は、トルク（エンジントルク）入力側の係合部材１０ａがエンジン５の出力軸５ａ側に連結され、トルク出力側の係合部材１０ｂが後述する変速装置１の平行軸式変速機１１の入力軸１４に連結される。この自動クラッチ１０は、トルク入力側とトルク出力側の夫々の係合部材１０ａ，１０ｂ間の隙間が制御されることで、解放状態、完全係合状態又は半係合状態が作り出される摩擦クラッチである。解放状態とは、夫々の係合部材１０ａ，１０ｂが互いに接しておらず、トルク入力側とトルク出力側との間でトルク伝達が行えない状態のことを云う。一方、完全係合状態と半係合状態は、夫々の係合部材１０ａ，１０ｂが互いに接しており、トルク入力側とトルク出力側との間でトルク伝達が行える状態のことを云う。その中でも完全係合状態は、夫々の係合部材１０ａ，１０ｂが一体になって同一回転数で回転している状態のことである。半係合状態は、夫々の係合部材１０ａ，１０ｂが互いに滑りながら回転している状態のことであり、解放状態と完全係合状態との間の移行期の係合状態を表している。ここで、この自動クラッチ１０は、完全係合状態又は半係合状態のときに、エンジントルクを平行軸式変速機１１の入力軸１４に伝えることができる。
【００１９】
なお、自動クラッチ１０の係合又は解放の制御は、図示しない変速制御用の電子制御装置（以下、「変速ＥＣＵ（ＴＭＥＣＵ）」と云う。）によって実行される。
【００２０】
ＭＧ６は、力行及び回生の双方の駆動が可能な電気動力源である。このＭＧ６は、力行駆動時にモータ（電動機）として機能して、図示しない二次電池から供給された電気エネルギを機械エネルギに変換し、回転軸６ａから機械的な動力（走行駆動力）を出力する。一方、回生駆動時には、ＭＧ６は、ジェネレータ（発電機）として機能して、後述する差動機構１３から回転軸６ａに機械的な動力が入力された際に機械エネルギを電気エネルギに変換し、これを電力として二次電池に蓄える。このＭＧ６は、図示しないモータ／ジェネレータ制御用の電子制御装置（以下、「ＭＧＥＣＵ」と云う。）によって制御される。
【００２１】
変速装置１は、図１に示すように、前述した入力軸１４と、所謂自動制御式の自動変速機である平行軸式変速機１１と、中間ギヤ列１２と、差動機構１３を備えている。平行軸式変速機１１は、例えば、一般的な手動変速機と同様の構成（変速段に応じた歯車対、複数のスリーブ等）を有するものであるが、そのスリーブ２３を動かす為の図示しないアクチュエータを備えている。平行軸式変速機１１は、変速ＥＣＵにより目標変速段を検知すると、その目標変速段に応じたいずれか一つのスリーブ２３をアクチュエータで適宜動かして、スリーブ２３を目標変速段に応じて完全係合又は解放させることで目標変速段へと変速させる。また、この変速ＥＣＵは、アクチュエータを制御し、全てを解放させるようにスリーブ２３を動かすことで、平行軸式変速機１１をニュートラル状態にする。ここで、変速段に応じた歯車対２２は、駆動軸１７に回転自在に取り付けられた一方の歯車と、出力軸２４に取り付けられかつ一方の歯車と噛み合う他方の歯車を有する。
【００２２】
本実施形態では、平行軸式変速機１１は、図１に示すように、駆動ギヤ列１５と、駆動ギヤ列１５と平行な出力ギヤ列１６を備えている。駆動ギヤ列１５は、入力軸１４に連結された駆動軸１７と、駆動軸１７に固定された入力歯車１８と、駆動軸１７に回転自在に設けられた複数の駆動ギヤ１９と、駆動軸１７に回転自在に設けられた一つの後進用ギヤ２０とを備えている。
【００２３】
駆動軸１７は、入力軸１４に固定された出力歯車２１に、入力歯車１８が噛み合うことで、入力軸１４に連結されている。駆動軸１７は、入力軸１４からのトルクにより軸心回りに回転駆動される。複数の駆動ギヤ１９及び後進用ギヤ２０は、前述した歯車対２２の一方の歯車に相当するものである。複数の駆動ギヤ１９は、１速ギヤ１９ａ、２速ギヤ１９ｂ、３速ギヤ１９ｃ、４速ギヤ１９ｄ、５速ギヤ１９ｅである。
【００２４】
また、駆動軸１７には、該駆動軸１７と一体に回転自在でかつ駆動軸１７の軸心に沿って移動可能な前述したスリーブ２３が複数設けられている。スリーブ２３は、前述したアクチュエータにより駆動軸１７の軸心に沿って移動されることで、１速ギヤ１９ａ、２速ギヤ１９ｂ、３速ギヤ１９ｃ、４速ギヤ１９ｄ、５速ギヤ１９ｅ、後進用ギヤ２０のいずれかに係合したり、全てを解放する。勿論、スリーブ２３が係合した１速ギヤ１９ａ、２速ギヤ１９ｂ、３速ギヤ１９ｃ、４速ギヤ１９ｄ、５速ギヤ１９ｅ、後進用ギヤ２０のいずれかは、駆動軸１７と一体に回転して、後述する１速用出力ギヤ２５ａ、２速用出力ギヤ２５ｂ、３速用出力ギヤ２５ｃ、４速用出力ギヤ２５ｄ、５速用出力ギヤ２５ｅ、後進用出力ギヤ２６のいずれかを介して、出力ギヤ列１６の出力軸２４にトルクを伝達する。
【００２５】
出力ギヤ列１６は、駆動軸１７と平行な出力軸２４と、この出力軸２４に固定された複数の出力ギヤ２５と、出力軸２４に固定された一つの後進用出力ギヤ２６を備えている。出力軸２４は、デフギヤ２８を介して駆動輪７に連結されている。複数の出力ギヤ２５及び後進用出力ギヤ２６は、前述した歯車対２２の他方の歯車に相当するものである。複数の出力ギヤ２５は、１速用出力ギヤ２５ａ、２速用出力ギヤ２５ｂ、３速用出力ギヤ２５ｃ、４速用出力ギヤ２５ｄ、５速用出力ギヤ２５ｅである。１速用出力ギヤ２５ａは１速ギヤ１９ａと噛み合い、２速用出力ギヤ２５ｂは２速ギヤ１９ｂと噛み合い、３速用出力ギヤ２５ｃは３速ギヤ１９ｃと噛み合い、４速用出力ギヤ２５ｄは４速ギヤ１９ｄと噛み合い、５速用出力ギヤ２５ｅは５速ギヤ１９ｅと噛み合っている。後進用出力ギヤ２６は、アイドラギヤ２７を介して後進用ギヤ２０と噛み合っている。
【００２６】
互いに噛み合うギヤ１９ａ，２５ａは、１速用歯車列２２ａを構成し、互いに噛み合うギヤ１９ｂ，２５ｂは、２速用歯車列２２ｂを構成し、互いに噛み合うギヤ１９ｃ，２５ｃは、３速用歯車列２２ｃを構成し、互いに噛み合うギヤ１９ｄ，２５ｄは、４速用歯車列２２ｄを構成し、互いに噛み合うギヤ１９ｅ，２５ｅは、５速用歯車列２２ｅを構成して、互いに噛み合うギヤ２０，２６は、後進用歯車列２２ｆを構成している。これらの歯車対２２ａ，２２ｂ，２２ｃ，２２ｄ，２２ｅ，２２ｆのギヤ比は、変速動作時に使用し得る変速段のギヤ比となっている。
【００２７】
また、各歯車対２２ａ，２２ｂ，２２ｃ，２２ｄ，２２ｅ，２２ｆの駆動ギヤ１９ａ，１９ｂ，１９ｃ，１９ｄ，１９ｅ及び後進用ギヤ２０と、出力ギヤ２５ａ，２５ｂ，２５ｃ，２５ｄ，２５ｅ及び後進用出力ギヤ２６とが噛み合うことで、駆動ギヤ列１５と出力ギヤ列１６とが、互いに噛み合っている。
【００２８】
中間ギヤ列１２は、平行軸式変速機１１の駆動ギヤ列１５と同等の構成を有するものであって、駆動軸２９と、駆動軸２９に固定された入力歯車３０と、駆動軸２９に回転自在に設けられた複数の中間ギヤ３１とを備えている。
【００２９】
駆動軸２９は、差動機構１３の後述する出力歯車３４に入力歯車３０が噛み合うことで、差動機構１３の後述するリングギヤ３６に連結されている。駆動軸２９は、リングギヤ３６からのトルクにより軸心回りに回転駆動される。駆動軸２９は、前述した駆動軸１７及び出力軸２４と平行に設けられている。本実施形態では、駆動軸１７と出力軸２４との距離Ｌ１は、駆動軸２９と出力軸２４との距離Ｌ２と等しくなっている。
【００３０】
中間ギヤ３１は、駆動ギヤ１９の数よりも一つ少なく設けられており、それぞれ駆動ギヤ１９と１対１で対応している。複数の中間ギヤ３１は、１速ギヤ１９ａに対応した１速用中間ギヤ３１ａ、２速ギヤ１９ｂに対応した２速用中間ギヤ３１ｂ、３速ギヤ１９ｃに対応した３速用中間ギヤ３１ｃ、４速ギヤ１９ｄに対応した４速用中間ギヤ３１ｄである。１速用中間ギヤ３１ａは、１速ギヤ１９ａと等しい構成（材質、形状等）であり、２速用中間ギヤ３１ｂは、２速ギヤ１９ｂと等しい構成（材質、形状等）であり、３速用中間ギヤ３１ｃは、３速ギヤ１９ｃと等しい構成（材質、形状等）であり、４速用中間ギヤ３１ｄは、４速ギヤ１９ｄと等しい構成（材質、形状等）である。こうして、中間ギヤ３１は、対応する駆動ギヤ１９と等しい構成である。
【００３１】
中間ギヤ３１は、対応する駆動ギヤ１９と同じ出力ギヤ２５に噛み合っている。１速用中間ギヤ３１ａは、１速用出力ギヤ２５ａと噛み合い、２速用中間ギヤ３１ｂは、２速用出力ギヤ２５ｂと噛み合い、３速用中間ギヤ３１ｃは、３速用出力ギヤ２５ｃと噛み合い、４速用中間ギヤ３１ｄは、４速用出力ギヤ２５ｄと噛み合っている。中間ギヤ３１が対応する駆動ギヤ１９と同じ出力ギヤ２５に噛み合うことで、中間ギヤ列１２と出力ギヤ列１６とが、互いに噛み合っている。また、駆動軸２９には、該駆動軸２９と一体に回転自在でかつ駆動軸２９の軸心に沿って移動可能なスリーブ３２が複数設けられている。スリーブ３２は、図示しないアクチュエータにより駆動軸２９の軸心に沿って移動されることで、１速用中間ギヤ３１ａ、２速用中間ギヤ３１ｂ、３速用中間ギヤ３１ｃ、４速用中間ギヤ３１ｄのいずれかに係合したり、全てを解放する。勿論、スリーブ３２が係合した中間ギヤ３１は、駆動軸２９と一体に回転して、噛み合う出力ギヤ２５を介して出力ギヤ列１６の出力軸２４にトルクを伝達する。
【００３２】
差動機構１３は、図１に示すように、互いに係合しあう複数の回転要素を備え、夫々の回転要素の間で差動作用が行われる遊星歯車３３と、出力歯車３４とを含んでいる。遊星歯車３３は、所謂、シングルピニオン式の遊星歯車である。遊星歯車３３は、ＭＧ６の回転軸６ａに連結された第１回転要素としてのサンギヤ３５と、自動クラッチ１０のトルク出力側（係合部材１０ｂ）即ちエンジン５と平行軸式変速機１１の駆動ギヤ列１５の駆動軸１７とに連結された第２回転要素としてのキャリア３７と、中間ギヤ列１２の駆動軸２９に連結された第３回転要素としてのリングギヤ３６と、を少なくとも備えている。キャリア３７は、サンギヤ３５の外周面とリングギヤ３６の内周面との双方に噛み合った複数のプラネタリギヤ３８を回転自在に支持している。出力歯車３４は、リングギヤ３６に固定され、リングギヤ３６と一体に回転する。出力歯車３４は、入力歯車３０と噛み合うことで、リングギヤ３６と駆動軸２９とを連結している。
【００３３】
ハイブリッド車２においては、エンジンＥＣＵ、ＭＧＥＣＵ及び変速ＥＣＵを統括制御する図示しない統合ＥＣＵ（以下、「ＨＶＥＣＵ」という。）が設けられており、これらによって制御装置が構成される。
【００３４】
本実施形態のハイブリッド車２の変速装置１においては、平行軸式変速機１１の駆動ギヤ列１５のスリーブ２３が係合して駆動軸１７と一体に回転している一つの駆動ギヤ１９を他の一つの駆動ギヤ１９への変更、即ち、平行軸式変速機１１の変速は、次の様に行う。まず、変速前では、図３の点線で示すように、自動クラッチ１０が完全係合状態として、エンジントルクを入力軸１４に伝え、駆動ギヤ列１５のスリーブ２３が変速前の駆動ギヤ１９に係合し、中間ギヤ列１２のスリーブ３２が変速前の駆動ギヤ１９に対応する中間ギヤ３１に係合している。そして、図４に示すように、エンジントルクの反力をＭＧ６に持たせることなく、差動機構１３の遊星歯車３３のキャリア３７をエンジン回転数で回転させ、平行軸式変速機１１の駆動ギヤ列１５及び出力ギヤ列１６を介して、出力軸２４にエンジントルクを伝える。このとき、中間ギヤ列１２のスリーブ３２が変速前の駆動ギヤ１９に対応する中間ギヤ３１に係合しているので、リングギヤ３６及びサンギヤ３５もエンジン回転数で回転している。
【００３５】
そして、図６に示すように、エンジントルクの反力をＭＧ６で持たせる。すると、エンジントルクが、中間ギヤ列１２のスリーブ３２が係合した中間ギヤ３１を介して出力ギヤ列１６に伝達される。そして、図５の点線で示すように、エンジントルクを、駆動ギヤ列１５を介すことなく、差動機構１３、中間ギヤ列１２、出力ギヤ列１６を介して、駆動輪７に伝達される。その後、駆動ギヤ列１５のスリーブ２３を一旦解放し、エンジントルクの反力をＭＧ６で持たせて、図７の点線で示すように、エンジントルクを駆動ギヤ列１５を介すことなく、中間ギヤ列１２等を介して、駆動輪７に伝達される。そして、図８に示すように、エンジン回転数を変速後の段数に応じた回転数に変更する。このとき、図８に示すように、ＭＧ６によるサンギヤ３５の回転数も変速後の段数に応じた回転数に変更される。
【００３６】
その後、エンジン回転数が変速後の段数に応じた回転数になると、駆動ギヤ列１５のスリーブ２３を変速後の駆動ギヤ１９に係合させ、図１０に示すように、エンジントルクの反力をＭＧ６で持たせなくする。すると、図９の点線で示すように、エンジントルクが差動機構１３を介すことなく、駆動ギヤ列１５を介して、駆動輪７に伝達される。
【００３７】
こうして、変速装置１は、平行軸式変速機１１の変速時に、差動機構１３のキャリア３７をエンジン回転数で回転させている状態で、エンジントルクの反力をＭＧ６に受け持たせることで、エンジントルクの全てを差動機構１３、中間ギヤ列１２を介して、出力軸２４に一旦伝達する。そして、エンジン５の回転数を、変速後の変速段の回転数に変更し、平行軸式変速機１１のスリーブ２３を駆動ギヤ列１５の変速後の駆動ギヤ１９に係合させる。その後、エンジントルクの反力をＭＧ６に持たせることを停止して、エンジントルクを平行軸式変速機１１の駆動ギヤ列１５を介して出力軸２４に伝達する。
【００３８】
本実施形態では、対応する駆動ギヤ列１５の駆動ギヤ１９の構成と中間ギヤ列１２の中間ギヤ３１の構成とを等しくし、変速前にスリーブ２３が係合した駆動ギヤ１９に対応する中間ギヤ３１にスリーブ３２が係合している。このために、遊星歯車３３をギヤ比ρ（＝サンギヤの歯数／リングギヤの歯数）とすると、図２に示すように、変速前には、キャリア３７とリングギヤ３６とサンギヤ３５の回転数は、エンジン回転数となっている。
【００３９】
また、前述した遊星歯車３３のギヤ比ρは、前述した１速ギヤ１９ａを含んだ１速用歯車対２２ａのギヤ比をＧ１とし、２速ギヤ１９ｂを含んだ２速用歯車対２２ｂのギヤ比をＧ２とすると、２／（１＋（Ｇ２／Ｇ１））−１を満たす値となっている。
【００４０】
この遊星歯車３３のギヤ比ρは、以下のように定められている。一般に、図１８に模式的な構成が示される前述したように変速動作を行なうハイブリッド車２における変速時のＭＧ６（二次電池、インバータ）の出力は、スロットルバルブ全開時の１速ギヤ１９ａから２速ギヤ１９ｂに変速する時に最も大きな値となる。これは、一般に各駆動ギヤ１９における車速とエンジン回転数の関係において、図１２に示すように、より低速の駆動ギヤ間の変速時のエンジン回転数の変化が大きいからである。図１２に示された場合では、エンジン回転数が５０００ｒｐｍの時に、１速ギヤ１９ａから２速ギヤ１９ｂに変速すると約２７００ｒｐｍまでエンジン回転数が低下し、２速ギヤ１９ｂから３速ギヤ１９ｃに変速すると、約３１００ｒｐｍまでエンジン回転数が低下し、３速ギヤ１９ｃから４速ギヤ１９ｄに変速すると約３７５０ｒｐｍまでエンジン回転数が低下し、４速ギヤ１９ｄから５速ギヤ１９ｅに変速すると、約３９００ｒｐｍまでエンジン回転数が低下する。
【００４１】
また、図３から図１０に示す変速動作において、ＭＧ６の出力が最大となるのは、図７に示すように、エンジントルクの反力をＭＧ６に持たせて、駆動ギヤ列１５を介すことなく、駆動輪７に伝達している状態で、エンジン回転数を変速後の回転数に変更する場合である。なお、ＭＧ６の出力（ｋｗ）は、以下の式１で表される。
【００４２】
ＭＧ６の出力（ｋｗ）＝ＭＧ６のトルク（Ｎｍ）×ＭＧ６の回転数（ｒｐｍ）×２π÷６０÷１０００・・・・・・式１
【００４３】
このために、ＭＧ６の出力が最大となるのは、図７に示された状態では、ＭＧ６のトルク一定であるために、図７に示された状態のＭＧ６の回転数（ｒｐｍ）が最大の時である。
【００４４】
図７に示された場合において、ｘ速ギヤからｙ速ギヤに変速する場合に、エンジン回転数をＮｘからＮｙまで変更すると、正・負を含めたＭＧ６の最大回転数を最小とするには、図１９に示すように、ＭＧ６の正側の最大回転数と、ＭＧ６の負側の最大回転数とを等しくすることである。サンギヤ３５の回転数０（ｒｐｍ）と、キャリア３７の回転数（Ｎｘ＋Ｎｙ）／２（ｒｐｍ）とを結んだ線Ｍ（以下、中間線と呼ぶ）上にリングギヤ３６の回転数Ｎｒ（ｒｐｍ）が位置すれば、ＭＧ６の正側の最大回転数と、ＭＧ６の負側の最大回転数とが等しくなる。
【００４５】
図１９の場合における、ＭＧ６の最大回転数Ｎmgmax（ｒｐｍ）は、以下の式２で示される。
【００４６】
Ｎmgmax（ｒｐｍ）＝（１＋ρ）／ρ×（Ｎｘ−（Ｎｘ＋Ｎｙ）／２）・・・式２
【００４７】
このとき、エンジントルクをＴａ（Ｎｍ）とすると、ＭＧ６のトルクＴmg（Ｎｍ）は、以下の式３で示される。
【００４８】
Ｔmg＝Ｔａ×ρ／（１＋ρ）・・・・・・式３
【００４９】
上記式１、式２及び式３を用いて、ＭＧ６の最大出力を算出すると、ＭＧ６の最大出力は、以下の式４で示される。
【００５０】
ＭＧ６の最大出力（ｋｗ）＝Ｔａ×（Ｎｘ−（Ｎｘ＋Ｎｙ）／２）×２π÷６０÷１０００・・・・・・式４
【００５１】
上記式４によれば、前記中間線Ｍ上にリングギヤ３６の回転数Ｎｒ（ｒｐｍ）が位置すれば、リングギヤ３６の回転数Ｎｒがいくつであっても、ＭＧ６の最大出力が最小になることが明らかとなった。
【００５２】
ここで、対応する駆動ギヤ１９と中間ギヤ３１との構成を等しく、駆動軸１７と出力軸２４との距離Ｌ１と、駆動軸２９と出力軸２４との距離Ｌ２とを等しくするために、平行軸式変速機１１がｘ速ギヤからｙ速ギヤに変速する時に、ｘ中間ギヤを用いるとすると、図２０に示すように、リングギヤ３６の回転数Ｎｒ（ｒｐｍ）＝変速前のエンジン回転数Ｎｘ（ｒｐｍ）となる。
【００５３】
図２０において、リングギヤ３６の回転数Ｎｒ（ｒｐｍ）は、以下の式５で示される。
【００５４】
Ｎｒ＝（Ｎｘ＋Ｎｙ）／２×（１＋ρ）・・・・・・式５
【００５５】
上記式５において、Ｎｒ（ｒｐｍ）＝Ｎｘ（ｒｐｍ）とすると、以下の式６が得られる。
【００５６】
（Ｎｘ＋Ｎｙ）／２×（１＋ρ）＝Ｎｘ・・・・・・式６
【００５７】
上記式６を変形すると、以下の式７が得られる。
【００５８】
ρ＝２Ｎｘ÷（Ｎｘ＋Ｎｙ）−１・・・・・・式７
【００５９】
ここで、ｘ速ギヤのギヤ比をＧｘとし、ｙ速ギヤのギヤ比をＧｙとすると、エンジン回転数Ｎｘ，Ｎｙと、ギヤ比Ｇｘ，Ｇｙとが比例するので、Ｎｙ＝Ｇｙ／Ｇｘ×Ｎｘを上記式７に代入すると、以下の式８が得られる。
【００６０】
ρ＝２／（１＋（Ｇｙ／Ｇｘ））−１・・・・・・式８
【００６１】
ここで、式８によると、１速ギヤ１９ａから２速ギヤ１９ｂへの変速時にＭＧ６の最大出力を最小とする遊星歯車３３のギヤ比ρ12と、２速ギヤ１９ｂから３速ギヤ１９ｃへの変速時にＭＧ６の最大出力を最小とする遊星歯車３３のギヤ比ρ23と、３速ギヤ１９ｃから４速ギヤ１９ｄへの変速時にＭＧ６の最大出力を最小とする遊星歯車３３のギヤ比ρ34と、４速ギヤ１９ｄから５速ギヤ１９ｅへの変速時にＭＧ６の最大出力を最小とする遊星歯車３３のギヤ比ρ45とは、全て異なる。しかしながら、前述したように、１速ギヤ１９ａから２速ギヤ１９ｂへの変速時のエンジン回転数の変化が最も大きいために、１速ギヤ１９ａから２速ギヤ１９ｂへの変速時にＭＧ６の最大出力を最小とする遊星歯車３３のギヤ比ρ12を用いれば、他の変速時に、ギヤ比ρ12を用いた時のＭＧ６の最大出力を超えることが無い。
【００６２】
以上により、１速ギヤのギヤ比をＧ１とし、２速ギヤのギヤ比をＧ２とすると、遊星歯車３３のギヤ比ρを以下の式９で求められる値とすることで、ＭＧ６の最大出力を最小としつつも、対応する平行軸式変速機１１の駆動ギヤ１９と、中間ギヤ列１２の中間ギヤ３１との構成を等しくして、これらを共通化できることができる。このように、本実施形態では、１速ギヤ１９ａが所定ギヤのうちの一方に相当し、２速ギヤ１９ｂが所定ギヤのうちの他方に相当する。また、遊星歯車３３のギヤ比ρが式９を満たすことで、遊星歯車３３のギヤ比ρは、勿論、上記式８を満たすこととなる。
【００６３】
ρ＝２／（１＋Ｇ１／Ｇ２）−１・・・・・・式９
【００６４】
また、本発明の発明者は、１速ギヤ１９ａから２速ギヤ１９ｂへの変速時にＭＧ６の最大出力を最小とする遊星歯車３３のギヤ比ρ12を用いれば、他の変速時に、ギヤ比ρ12を用いた時のＭＧ６の最大出力を超えることが無いことを実際に確認した。確認にあたっては、図１１に示されたギヤ比およびデフ比の各速ギヤ２２ａ，２２ｂ，２２ｃ，２２ｄ，２２ｅおよびデフギヤ２８を用い、変速時に図１２に示すようにエンジン回転数が変化する変速装置１を用い、外径が０．３ｍのタイヤを用いた。
【００６５】
まず、図１１及び式９に基づいて、遊星歯車３３のギヤ比ρを求める。
【００６６】
ρ＝（２／（１＋１．９／３．５））−１≒０．３
【００６７】
スロットルバルブ全開でかつエンジン回転数が５０００ｒｐｍにて変速した結果を図１３〜図１７に示す。ｘ速からｙ速への変速後のエンジン回転数は、以下の式１０に得られる。
【００６８】
変速後のエンジン回転数（ｒｐｍ）＝Ｇｙ／Ｇｘ×５０００・・・式１０
【００６９】
また、変速後のＭＧ６の回転数は、以下の式１１に得られる。
【００７０】
変速後のＭＧ６の回転数（ｒｐｍ）＝５０００×（１／ρ×（１−Ｇｙ／Ｇｘ）−Ｇｙ／Ｇｘ）・・・式１１
【００７１】
また、エンジントルクＴａが２００Ｎｍの時に、各変速時のＭＧ６の出力の変化（ｋｗ）は、前記式１及び式３に得られる。なお、図１３中の−は回生、＋は力行を示している。各変速時の共線図を図１４〜図１７に示す。
【００７２】
このように、図１３〜図１７によれば、１速ギヤから２速ギヤへの変速時にＭＧ６の正の回転数と負の回転数とが等しくなり、ＭＧ６の最大出力を最小とすることができ、対応する駆動ギヤ１９と中間ギヤ３１を共通化することができることが明らかとなった。
【００７３】
本実施形態の変速装置１は、中間ギヤ列１２の駆動軸２９と出力ギヤ列１６の出力軸２４との距離Ｌ２と、駆動ギヤ列１５の駆動軸１７と出力軸２４との距離Ｌ１とを等しくしているので、出力歯車２１に噛み合う中間ギヤ列１２の中間ギヤ３１と、出力歯車２１に噛み合う駆動ギヤ列１５の駆動ギヤ１９と、を同等の構成とすることができる。このために、中間ギヤ列１２と駆動ギヤ列１５の部品の共通化を図ることや同等の構成の部品を用いることができ、変速装置１を構成する部品の種類を抑制できたり、形状などの若干の変更により変速装置１を構成する複数種の部品を一種類の部品の中間製品で得ることができる。
【００７４】
また、本実施形態に係る変速装置１は、特に、１速から２速への変速時のＭＧ６の正側の最大回転数と負側の最大回転数とを等しくなるように、遊星歯車３３のギヤ比ρが設定されている。このために、ＭＧ６の最大回転数と比例するＭＧ６の最大出力が、前述した正側の最大回転数及び負側の最大回転数に対応する値よりも高くなることを抑制でき、ＭＧ６の最大出力を極力抑制することが可能となる。したがって、ＭＧ６自体に限らず、二次電池やインバータなどの容量を最小限に抑制することが可能となり、ＭＧ６自体に限らず、二次電池やインバータなどを含んだハイブリッド車２全体の低コスト化を図ることができる。したがって、本実施形態に係る変速装置１は、変速装置１およびハイブリッド車２全体のコストの低減を可能とすることができる。
【００７５】
また、本実施形態では、遊星歯車３３のギヤ比ρが、１速ギヤのギヤ比Ｇ１と２速ギヤのギヤ比Ｇ２とにより規定されている。即ち、遊星歯車３３のギヤ比ρが、エンジン回転数の変化が大きな１速ギヤ１９ａから２速ギヤ１９ｂに変速する時に、ＭＧ６の正側の最大回転数と負側の最大回転数とが等しくなるように定められている。このために、他の変速時のＭＧ６の最大出力が、１速ギヤ１９ａから２速ギヤ１９ｂへの変速時のＭＧ６の最大出力を超えることがないので、ＭＧ６自体に限らず、二次電池やインバータなどの容量を最小限に確実に抑制することが可能となる。
【００７６】
前述した実施形態では、遊星歯車３３のギヤ比ρを式９により定めている。なお、式９において、Ｇ２／Ｇ１は、１速ギヤ１９ａと２速ギヤ１９ｂのステップ比の逆数である。一般的に、１速ギヤ１９ａと２速ギヤ１９ｂのステップ比は、１．６〜１．８５程度である。また、前述したシングルプラネタリの遊星歯車３３のギヤ比ρは、サンギヤ３５の歯数／リングギヤ３６の歯数により算出され、径などの制約により、０．２９程度が一般的である。このために、前述した実施形態に係る変速装置１は、図２１に示す１速ギヤ１９ａと２速ギヤ１９ｂのステップ比と遊星歯車３３のギヤ比ρとの関係により、１．８２≦Ｇ１／Ｇ２≦１．８５、０．２９≦ρ≦０．３と非常に狭い範囲でのみ成立する。このために、変速装置１は、その他の様々な制約にもより定められるために、上記式９を満たすことができない場合がある。
【００７７】
ここで、本発明は、変速時のＭＧ６の最大出力を最小とする発明であり、最終的なＭＧ６（インバータ、二次電池）の出力は、燃費を最大化するＥＶ・回生領域という観点からも定められる。この燃費から定められる、ＭＧ６の最大出力が、前述した実施形態の変速により定められるＭＧ６の最大出力を上回っている場合には、必ずしも上記式９を満たす必要がなく、本発明では、燃費から定められるＭＧ６の最大出力を超えない範囲で、遊星歯車３３のギヤ比ρを定めれば良い。要するに、本発明では、前述した距離Ｌ１，Ｌ２を必ずしも等しくしなくても、これらの距離Ｌ１，Ｌ２を同等にして、遊星歯車３３のギヤ比ρが、エンジン５のスロットルバルブ全開時の平行軸式変速機１１の所定ギヤ間の変速時に、前記ＭＧ６の正側の最大回転数と負側の最大回転数とが同等となるように設定されていれば良い。即ち、本発明では、対応する駆動ギヤ１９の構成と中間ギヤ３１の構成とが必ずしも等しく無くても良く、これらの中間製品を共通化できる程度に、駆動ギヤ１９の構成と中間ギヤ３１の構成とが、同等であれば良い。
【００７８】
また、前述した実施形態では、変速前の所定ギヤとしての１速ギヤ１９ａから変速後の所定ギヤとしての２速ギヤ１９ｂに変速する際のＭＧ６の出力を最小とする遊星歯車３３のギヤ比ρを定めている。本発明では、変速前の任意の所定ギヤから変速後の任意の所定ギヤに変速する際のＭＧ６の出力を最小とする遊星歯車３３のギヤ比ρを定めても良い。のぞましくは、本発明では、変速時のエンジン回転数の変化が最も大きな所定ギヤのうち一方のギヤ比を前記Ｇｘとし、他方のギヤ比を前記Ｇｙとして、遊星歯車３３のギヤ比ρが、式８により設定されれば良い。
【符号の説明】
【００７９】
１  変速装置
５  エンジン
６  ＭＧ（電動機）
１１  平行軸式変速機
１２  中間ギヤ列
１３  差動機構
１５  駆動ギヤ列
１６  出力ギヤ列
１７  駆動軸
１９ａ  １速ギヤ（所定ギヤ）
１９ｂ  ２速ギヤ（所定ギヤ）
２４  出力軸
２９  駆動軸
３３  遊星歯車
３５  サンギヤ（第１回転要素）
３６  リングギヤ（第３回転要素）
３７  キャリア（第２回転要素）
Ｌ１  距離
Ｌ２  距離
【図１】
2013180623.tif 000003
【図２】
2013180623.tif 000004
【図３】
2013180623.tif 000005
【図４】
2013180623.tif 000006
【図５】
2013180623.tif 000007
【図６】
2013180623.tif 000008
【図７】
2013180623.tif 000009
【図８】
2013180623.tif 000010
【図９】
2013180623.tif 000011
【図１０】
2013180623.tif 000012
【図１１】
2013180623.tif 000013
【図１２】
2013180623.tif 000014
【図１３】
2013180623.tif 000015
【図１４】
2013180623.tif 000016
【図１５】
2013180623.tif 000017
【図１６】
2013180623.tif 000018
【図１７】
2013180623.tif 000019
【図１８】
2013180623.tif 000020
【図１９】
2013180623.tif 000021
【図２０】
2013180623.tif 000022
【図２１】
2013180623.tif 000023