JP3744604B2

JP3744604B2 - Control device for hybrid vehicle

Info

Publication number: JP3744604B2
Application number: JP17798096A
Authority: JP
Inventors: 淳田端; 豊多賀; 隆次茨木; 祐志畑; 強三上
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 1996-07-08
Filing date: 1996-07-08
Publication date: 2006-02-15
Anticipated expiration: 2016-07-08
Also published as: JPH1024745A

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To reduce shock generated at the time of completion of speed change by providing a speed change completed time input torque increasing means for increasing input torque to a transmission by the specified quantity by an electric motor when the speed change of the transmission is completed. SOLUTION: A speed change completed time input torque increasing means of a control device is composed including a termination control judging means and a motor torque control means. Upon judging speed change to have reached the termination by the termination control judging means (SA8), speed change termination control is executed (SA9). This termination control temporarily lowers engaging oil pressure of an engaging means by increasing a duty ratio and increases input torque to an automatic transmission by a motor torque control means using a motor-generator. The slip of the engaging means is thereby increased temporarily, and transmission torque at the instant of termination of engagement of friction material of the engaging means is reduced to suppress speed change shock. This speed change termination control is continued until judging the completion of speed change (SA10).

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ハイブリッド車両の制御装置に係り、特に、変速終了時に発生するショックを低減する技術に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
燃料の燃焼によって作動するエンジンと、電気エネルギーで作動する電動モータとを車両走行時の動力源として備えており、その動力源と駆動輪との間に変速機が配設されているハイブリッド車両が、例えば特開平７−６７２０８号公報等に記載されている。
【０００３】
上記変速機としては、クラッチやブレーキなどの摩擦係合手段の係合、解放制御によって変速比が異なる複数の変速段が成立させられる遊星歯車式、平行２軸式などの有段の自動変速機が広く用いられている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、このようなハイブリッド車両においては、変速終了時に上記クラッチやブレーキなどの摩擦係合手段が急係合させられ、ショックが発生する可能性があった。
【０００５】
本発明は以上のような事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、動力源と駆動輪との間に有段の変速機が配設されているハイブリッド車両において、変速終了時に発生するショックを低減することにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
かかる目的を達成するために、第１発明は、(a) 燃料の燃焼によって作動するエンジンと、電気エネルギーで作動する電動モータとを車両走行時の動力源として備えており、(b) 摩擦係合手段の係合、解放制御で変速比が異なる複数の変速段が成立させられる有段の変速機が、前記動力源と駆動輪との間に配設されているハイブリッド車両の制御装置において、(c) 前記変速機の変速時に、イナーシャ相の開始後、変速が終了する直前の変速終期に至ったら、前記電動モータにより変速機への入力トルクを所定量だけ増大させるとともに、その変速時に係合させられる前記摩擦係合手段の係合圧を一時的に低下させ、その変速時に係合させられる前記摩擦係合手段の滑りを増大させるとともに、その変速が終了したらその入力トルクの増大制御および係合圧の低下制御を終了する変速終期制御手段を有することを特徴とする。
第２発明は、(a) 燃料の燃焼によって作動するエンジンと、電気エネルギーで作動する電動モータとを車両走行時の動力源として備えており、(b) 摩擦係合手段の係合、解放制御で変速比が異なる複数の変速段が成立させられる有段の変速機が、前記動力源と駆動輪との間に配設されているハイブリッド車両の制御装置において、(c) 前記変速機の変速時に、イナーシャ相の開始後、変速が終了する直前の変速終期に至ったら、前記電動モータによりその変速機への入力トルクを所定量だけ増大させるとともに、その変速時に係合させられる前記摩擦係合手段の係合圧を一時的に低下させ、その変速時に係合させられる前記摩擦係合手段の滑りを増大させるとともに、その電動モータによってその摩擦係合手段の滑りを増大できない場合には、その摩擦係合手段の係合圧を更に低下させることによってその摩擦係合手段の滑りを補う変速終期制御手段を有することを特徴とする。
【０００７】
【発明の効果】
第１発明によれば、変速機の変速終了時に、電動モータにより変速機への入力トルクが所定量だけ増大されるとともに摩擦係合手段の係合圧が一時的に低下させられるため、その摩擦係合手段がその入力トルクの増大量などに応じた若干の滑りを有しながら係合されるようになり、変速終了時に発生するショックが低減される。
第２発明では、変速機の変速終了時に、電動モータにより変速機への入力トルクが所定量だけ増大されるため、摩擦係合手段がその入力トルクの増大量に応じた若干の滑りを有しながら係合されるようになり、変速終了時に発生するショックが低減される。また、電動モータによって摩擦係合手段の滑りを増大できない場合には、その摩擦係合手段の係合圧を低下させることによってその摩擦係合手段の滑りが補われるため、変速終了時に発生するショックが同様に低減される。
【０００８】
【発明の実施の形態】
ここで、本発明は、例えばクラッチにより動力伝達を接続、遮断することによって動力源を切り換える切換タイプや、遊星歯車装置などの合成、分配機構によってエンジン及び電動モータの出力を合成したり分配したりするミックスタイプ、エンジンは専ら発電のために発電機を回転駆動するシリーズタイプなど、種々のタイプのハイブリッド車両に適用され得る。
【０００９】
また、前記変速機には、所定の変速条件に従って変速段を自動的に切り換える自動変速機の他、運転者のスイッチ操作などで変速段を切り換えるマニュアル式の変速機など種々の変速機が適用され得る。
【００１０】
また、前記摩擦係合手段には、油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる油圧式クラッチやブレーキなどの油圧式摩擦係合手段が好適に用いられる。
【００１１】
また、電動モータにより変速機への入力トルクを所定量だけ増大させるには、例えば、電動モータを動力源とする走行時にはその電動モータのトルクを増大させれば良く、エンジンのみを動力源としている走行時であって電動モータが無負荷状態でフリー回転させられている場合は、正方向のトルクを加えれば良く、電動モータが発電機として用いられ、回生制動によって発電している場合は、その回生制動トルクを減少させれば良い。
【００１２】
以下、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明する。図１は、本発明の一実施例である制御装置を備えているハイブリッド駆動装置１０の骨子図である。
【００１３】
図１において、このハイブリッド駆動装置１０はＦＲ（フロントエンジン・リヤドライブ）車両用のもので、燃料の燃焼によって作動する内燃機関等のエンジン１２と、電動モータおよび発電機としての機能を有するモータジェネレータ１４と、シングルピニオン型の遊星歯車装置１６と、自動変速機１８とを車両の前後方向に沿って備えており、出力軸１９から図示しないプロペラシャフトや差動装置などを介して左右の駆動輪（後輪）へ駆動力を伝達する。
【００１４】
遊星歯車装置１６は機械的に力を合成分配する合成分配機構で、モータジェネレータ１４と共に電気式トルコン２４を構成しており、そのリングギヤ１６ｒは第１クラッチＣＥ₁ を介してエンジン１２に連結され、サンギヤ１６ｓはモータジェネレータ１４のロータ軸１４ｒに連結され、キャリア１６ｃは自動変速機１８の入力軸２６に連結されている。また、サンギヤ１６ｓおよびキャリア１６ｃは第２クラッチＣＥ₂ によって連結されるようになっている。
【００１５】
なお、エンジン１２の出力は、回転変動やトルク変動を抑制するためのフライホイール２８およびスプリング、ゴム等の弾性部材によるダンパ装置３０を介して第１クラッチＣＥ₁ に伝達される。第１クラッチＣＥ₁ および第２クラッチＣＥ₂ は、何れも油圧アクチュエータによって係合、解放される摩擦式の多板クラッチである。
【００１６】
自動変速機１８は、前置式オーバードライブプラネタリギヤユニットから成る副変速機２０と、単純連結３プラネタリギヤトレインから成る前進４段、後進１段の主変速機２２とを組み合わせたものである。
【００１７】
具体的には、副変速機２０はシングルピニオン型の遊星歯車装置３２と、油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる油圧式のクラッチＣ₀ 、ブレーキＢ₀ と、一方向クラッチＦ₀ とを備えて構成されている。また、主変速機２２は、３組のシングルピニオン型の遊星歯車装置３４、３６、３８と、油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる油圧式のクラッチＣ₁ , Ｃ₂ 、ブレーキＢ₁ ，Ｂ₂ ，Ｂ₃ ，Ｂ₄ と、一方向クラッチＦ₁ ，Ｆ₂ とを備えて構成されている。
【００１８】
そして、図２に示されているソレノイドバルブＳＬ１〜ＳＬ４の励磁、非励磁により油圧回路４０が切り換えられたり、シフトレバーに連結されたマニュアルシフトバルブによって油圧回路４０が機械的に切り換えられたりすることにより、クラッチＣ₀ ，Ｃ₁ ，Ｃ₂ 、ブレーキＢ₀ ，Ｂ₁ ，Ｂ₂ ，Ｂ₃ ，Ｂ₄ がそれぞれ係合、解放制御され、図３に示されているようにニュートラル（Ｎ）と前進５段（１ｓｔ〜５ｔｈ）、後進１段（Ｒｅｖ）の各変速段が成立させられる。なお、上記自動変速機１８や前記電気式トルコン２４は、中心線に対して略対称的に構成されており、図１では中心線の下半分が省略されている。
【００１９】
図３のクラッチ、ブレーキ、一方向クラッチの欄の「○」は係合、「●」はシフトレバーがエンジンブレーキレンジ、たとえば「３」、「２」、及び「Ｌ」レンジ等の低速レンジへ操作された場合に係合、そして、空欄は非係合を表している。
【００２０】
その場合に、ニュートラルＮ、後進変速段Ｒｅｖ、及びエンジンブレーキレンジは、シフトレバーに機械的に連結されたマニュアルシフトバルブによって油圧回路４０が機械的に切り換えられることによって成立させられ、シフトレバーがＤ（前進）レンジへ操作された場合の１ｓｔ〜５ｔｈの相互間の変速はソレノイドバルブＳＬ１〜ＳＬ４によって電気的に制御される。
【００２１】
また、前進変速段の変速比は１ｓｔから５ｔｈとなるに従って段階的に小さくなり、４ｔｈの変速比ｉ₄ ＝１であり、５ｔｈの変速比ｉ₅ は、副変速機２０の遊星歯車装置３２のギヤ比をρ（＝サンギヤの歯数Ｚ_S／リングギヤの歯数Ｚ_R＜１）とすると１／（１＋ρ）となる。後進変速段Ｒｅｖの変速比ｉ_Rは、遊星歯車装置３６、３８のギヤ比をそれぞれρ₂ 、ρ₃ とすると１−１／ρ₂ ・ρ₃ である。図３は各変速段の変速比の一例を示したものである。
【００２２】
図３の作動表に示されているように、第２変速段（２ｎｄ）と第３変速段（３ｒｄ）との間の変速は、第２ブレーキＢ₂と第３ブレーキＢ₃との係合・解放状態を共に変えるクラッチツウクラッチ変速になる。この変速を円滑に行うために、上述した油圧回路４０には図４に示す回路が組み込まれている。
【００２３】
図４において符号７０は１−２シフトバルブを示し、また符号７１は２−３シフトバルブを示し、さらに符号７２は３−４シフトバルブを示している。これらのシフトバルブ７０、７１、７２の各ポートの各変速段での連通状態は、それぞれのシフトバルブ７０、７１、７２の下側に示している通りである。なお、その数字は各変速段を示す。
【００２４】
その２−３シフトバルブ７１のポートのうち第１変速段および第２変速段で入力ポート７３に連通するブレーキポート７４に、第３ブレーキＢ₃が油路７５を介して接続されている。この油路にはオリフィス７６が介装されており、そのオリフィス７６と第３ブレーキＢ₃との間にダンパーバルブ７７が接続されている。このダンパーバルブ７７は、第３ブレーキＢ₃にライン圧が急激に供給された場合に少量の油圧を吸入して緩衝作用を行うものである。
【００２５】
また符号７８はＢ−３コントロールバルブであって、第３ブレーキＢ₃の係合圧Ｐ_B3をこのＢ−３コントロールバルブ７８によって直接制御するようになっている。すなわち、このＢ−３コントロールバルブ７８は、スプール７９とプランジャ８０とこれらの間に介装したスプリング８１とを備えており、スプール７９によって開閉される入力ポート８２に油路７５が接続され、またこの入力ポート８２に選択的に連通させられる出力ポート８３が第３ブレーキＢ₃に接続されている。さらにこの出力ポート８３は、スプール７９の先端側に形成したフィードバックポート８４に接続されている。
【００２６】
一方、前記スプリング８１を配置した箇所に開口するポート８５には、２−３シフトバルブ７１のポートのうち第３変速段以上の変速段でＤレンジ圧を出力するポート８６が油路８７を介して連通させられている。また、プランジャ８０の端部側に形成した制御ポート８８には、リニアソレノイドバルブＳＬＵが接続され、信号圧Ｐ_SLUが作用させられるようになっている。
【００２７】
したがって、Ｂ−３コントロールバルブ７８は、スプリング８１の弾性力とポート８５に供給される油圧とによって調圧レベルが設定され、且つ制御ポート８８に供給される信号圧が高いほどスプリング８１による弾性力が大きくなるように構成されている。
【００２８】
さらに、図４における符号８９は、２−３タイミングバルブであって、この２−３タイミングバルブ８９は、小径のランドと２つの大径のランドとを形成したスプール９０と第１のプランジャ９１とこれらの間に配置したスプリング９２とスプール９０を挟んで第１のプランジャ９１とは反対側に配置された第２のプランジャ９３とを有している。
【００２９】
この２−３タイミングバルブ８９の中間部のポート９４に油路９５が接続され、また、この油路９５は２−３シフトバルブ７１のポートのうち第３変速段以上の変速段でブレーキポート７４に連通させられるポート９６に接続されている。
【００３０】
さらに、この油路９５は途中で分岐して、前記小径ランドと大径ランドとの間に開口するポート９７にオリフィスを介して接続されている。この中間部のポート９４に選択的に連通させられるポート９８は油路９９を介してソレノイドリレーバルブ１００に接続されている。
【００３１】
そして、第１のプランジャ９１の端部に開口しているポートにリニアソレノイドバルブＳＬＵが接続され、また第２のプランジャ９３の端部に開口するポートに第２ブレーキＢ₂がオリフィスを介して接続されている。
【００３２】
前記油路８７は第２ブレーキＢ₂に対して油圧を供給・排出するためのものであって、その途中には小径オリフィス１０１とチェックボール付きオリフィス１０２とが介装されている。また、この油路８７から分岐した油路１０３には、第２ブレーキＢ₂から排圧する場合に開くチェックボールを備えた大径オリフィス１０４が介装され、この油路１０３は以下に説明するオリフィスコントロールバルブ１０５に接続されている。
【００３３】
オリフィスコントロールバルブ１０５は第２ブレーキＢ₂からの排圧速度を制御するためのバルブであって、そのスプール１０６によって開閉されるように中間部に形成したポート１０７には第２ブレーキＢ₂が接続されており、このポート１０７より図での下側に形成したポート１０８に前記油路１０３が接続されている。
【００３４】
第２ブレーキＢ₂を接続してあるポート１０７より図での上側に形成したポート１０９は、ドレインポートに選択的に連通させられるポートであって、このポート１０９には、油路１１０を介して前記Ｂ−３コントロールバルブ７８のポート１１１が接続されている。尚、このポート１１１は、第３ブレーキＢ₃を接続してある出力ポート８３に選択的に連通させられるポートである。
【００３５】
オリフィスコントロールバルブ１０５のポートのうちスプール１０６を押圧するスプリングとは反対側の端部に形成した制御ポート１１２が油路１１３を介して、３−４シフトバルブ７２のポート１１４に接続されている。このポート１１４は、第３変速段以下の変速段で第３ソレノイドバルブＳＬ３の信号圧を出力し、また、第４変速段以上の変速段で第４ソレノイドバルブＳＬ４の信号圧を出力するポートである。
【００３６】
さらに、このオリフィスコントロールバルブ１０５には、前記油路９５から分岐した油路１１５が接続されており、この油路１１５を選択的にドレインポートに連通させるようになっている。
【００３７】
なお、前記２−３シフトバルブ７１において第２変速段以下の変速段でＤレンジ圧を出力するポート１１６が、前記２−３タイミングバルブ８９のうちスプリング９２を配置した箇所に開口するポート１１７に油路１１８を介して接続されている。また、３−４シフトバルブ７２のうち第３変速段以下の変速段で前記油路８７に連通させられるポート１１９が油路１２０を介してソレノイドリレーバルブ１００に接続されている。
【００３８】
そして、図４において、符号１２１は第２ブレーキＢ₂用のアキュムレータを示し、その背圧室にはリニアソレノイドバルブＳＬＮが出力する信号圧Ｐ_SLNに応じて調圧されたアキュムレータコントロール圧Ｐ_acが供給されるようになっている。
【００３９】
２→３変速時に前記２−３シフトバルブ７１が切り換えられると、第２ブレーキＢ₂には油路８７を介してＤレンジ圧（ライン圧ＰＬ）が供給されるが、このライン圧ＰＬによってアキュムレータ１２１のピストン１２１ｐが上昇を開始する。このピストン１２１ｐが上昇している間は、ブレーキＢ₂に供給される油圧（係合圧）Ｐ_B2は、スプリング１２１ｓの下向きの付勢力およびピストン１２１ｐを下向きに付勢する上記アキュムレータコントロール圧Ｐ_acと釣り合う略一定、厳密にはスプリング１２１ｓの圧縮変形に伴って漸増させられる値を示し、ピストン１２１ｐが上昇端に達するとライン圧ＰＬまで上昇させられる。すなわち、ピストン１２１ｐが移動する変速過渡時の係合圧Ｐ_B2は、アキュムレータコントロール圧Ｐ_acによって定まるのである。
【００４０】
リニアソレノイドバルブＳＬＮは、図５に示されているようにモジュレータバルブ１３０から供給されるモジュレータ圧Ｐ_Mに基づいて、励磁電流のデューティ比に応じた所定の信号圧Ｐ_SLNを発生するようになっており、アキュムレータコントロールバルブ１３２に出力する。アキュムレータコントロールバルブ１３２は、第１ライン圧ＰＬ₁および信号圧Ｐ_SLNに基づいて第２ライン圧ＰＬ₂を調圧し、アキュムレータコントロール圧Ｐ_acを出力する。リニアソレノイドバルブＳＬＮは、デューティ比が大きいほど信号圧Ｐ_SLNが高圧となるように構成されており、アキュムレータコントロールバルブ１３２は、リニアソレノイドバルブＳＬＮの信号圧Ｐ_SLNが低いほどアキュムレータコントロール圧Ｐ_acが高圧となるように構成されており、したがって第２ブレーキＢ₂の係合過渡時の係合圧（係合力）Ｐ_B2は、リニアソレノイドバルブＳＬＮの信号圧Ｐ_SLNが低いほど、言い換えればデューティ比が小さいほど高い圧力で推移する。
【００４１】
上記リニアソレノイドバルブＳＬＮおよびアキュムレータコントロールバルブ１３２によって調圧されるアキュムレータコントロール圧Ｐ_acは、第３変速段成立時に係合制御される前記第２ブレーキＢ₂用のアキュムレータ１２１の他、図示は省略するが第１変速段成立時に係合制御されるクラッチＣ₁用のアキュムレータ、第４変速段成立時に係合制御されるクラッチＣ₂用のアキュムレータ、第５変速段成立時に係合制御されるブレーキＢ₀用のアキュムレータにも供給され、それ等の係合・解放時の過渡油圧が制御される。
【００４２】
図４に戻って、符号１２２はＣ−０エキゾーストバルブを示し、さらに符号１２３はクラッチＣ₀用のアキュムレータを示している。Ｃ−０エキゾーストバルブ１２２は２速レンジでの第２変速段のみにおいてエンジンブレーキを効かせるためにクラッチＣ₀を係合させるように動作するものである。
【００４３】
このような油圧回路４０によれば、第２変速段から第３変速段への変速、すなわち第３ブレーキＢ₃を解放すると共に第２ブレーキＢ₂を係合する所謂クラッチツウクラッチ変速において、入力軸２６の入力トルクなどに基づいて第３ブレーキＢ₃の解放過渡油圧Ｐ_B3や第２ブレーキＢ₂の係合過渡油圧を制御することにより、変速ショックを好適に軽減することができる。その他の変速についても、リニアソレノイドバルブＳＬＮのデューティ制御によってアキュムレータコントロール圧Ｐ_acを調圧することにより、クラッチＣ₁、Ｃ₂やブレーキＢ₀の過渡油圧が制御される。
【００４４】
ハイブリッド駆動装置１０は、図２に示されるようにハイブリッド制御用コントローラ５０及び自動変速制御用コントローラ５２を備えている。これらのコントローラ５０、５２は、ＣＰＵやＲＡＭ、ＲＯＭ等を有するマイクロコンピュータを備えて構成され、アクセル操作量センサ６２、車速センサ６３、入力軸回転数センサ６４、入力軸トルクセンサ６５からそれぞれアクセル操作量θ_AC、車速Ｖ（自動変速機１８の出力軸１９の回転数Ｎ_Oに対応）、自動変速機１８の入力軸２６の回転数Ｎ_I、入力軸２６のトルクＴ_Iを表す信号が供給される他、エンジントルクＴ_E、モータトルクＴ_M、エンジン回転数Ｎ_E、モータ回転数Ｎ_M、蓄電装置５８の蓄電量ＳＯＣ、ブレーキのＯＮ、ＯＦＦ、シフトレバーの操作レンジなどに関する情報が、種々の検出手段などから供給されるようになっており、予め設定されたプログラムに従って信号処理を行う。
【００４５】
なお、エンジントルクＴ_Eはスロットル弁開度や燃料噴射量などから求められ、モータトルクＴ_Mはモータ電流などから求められ、蓄電量ＳＯＣはモータジェネレータ１４がジェネレータとして機能する充電時のモータ電流や充電効率などから求められる。また、入力トルクＴ_Iはアクセル操作量θ_ACやスロットル弁開度などから演算式などを用いて推定することもできる。
【００４６】
前記エンジン１２は、ハイブリッド制御用コントローラ５０によってスロットル弁開度や燃料噴射量、点火時期などが制御されることにより、運転状態に応じて出力が制御される。
【００４７】
前記モータジェネレータ１４は、図６に示すようにＭ／Ｇ制御器（インバータ）５６を介してバッテリー等の蓄電装置５８に接続されており、ハイブリッド制御用コントローラ５０により、その蓄電装置５８から電気エネルギーが供給されて所定のトルクで回転駆動される回転駆動状態と、回生制動（モータジェネレータ１４自体の電気的な制動トルク）によりジェネレータとして機能して蓄電装置５８に電気エネルギーを充電する充電状態と、ロータ軸１４ｒが自由回転することを許容する無負荷状態とに切り換えられる。
【００４８】
また、前記第１クラッチＣＥ₁ 及び第２クラッチＣＥ₂ は、ハイブリッド制御用コントローラ５０により電磁弁等を介して油圧回路４０が切り換えられることにより、係合或いは解放状態が切り換えられる。
【００４９】
前記自動変速機１８は、自動変速制御用コントローラ５２によって前記ソレノイドバルブＳＬ１〜ＳＬ４、リニアソレノイドバルブＳＬＵ、ＳＬＴ、ＳＬＮの励磁状態が制御され、油圧回路４０が切り換えられたり油圧制御が行われることにより、予め定められた変速条件に従って変速段が切り換えられる。変速条件は、例えばアクセル操作量θ_ACおよび車速Ｖなどの走行状態をパラメータとする変速マップ等により設定される。
【００５０】
上記ハイブリッド制御用コントローラ５０は、例えば本願出願人が先に出願した特願平７−２９４１４８号に記載されているように、図７に示すフローチャートに従って図８に示す９つの運転モードの１つを選択し、その選択したモードでエンジン１２及び電気式トルコン２４を作動させる。
【００５１】
図７において、ステップＳ１ではエンジン始動要求があったか否かを、例えばエンジン１２を動力源として走行したり、エンジン１２によりモータジェネレータ１４を回転駆動して蓄電装置５８を充電したりするために、エンジン１２を始動すべき旨の指令があったか否かを判断する。
【００５２】
ここで、始動要求があればステップＳ２でモード９を選択する。モード９は、図８から明らかなように第１クラッチＣＥ₁ を係合（ＯＮ）し、第２クラッチＣＥ₂ を係合（ＯＮ）し、モータジェネレータ１４により遊星歯車装置１６を介してエンジン１２を回転駆動すると共に、燃料噴射などのエンジン始動制御を行ってエンジン１２を始動する。
【００５３】
このモード９は、車両停止時には前記自動変速機１８をニュートラルにして行われ、モード１のように第１クラッチＣＥ₁ を解放したモータジェネレータ１４のみを動力源とする走行時には、第１クラッチＣＥ₁ を係合すると共に走行に必要な要求出力以上の出力でモータジェネレータ１４を作動させ、その要求出力以上の余裕出力でエンジン１２を回転駆動することによって行われる。
【００５４】
また、車両走行時であっても、一時的に自動変速機１８をニュートラルにしてモード９を実行することも可能である。このようにモータジェネレータ１４によってエンジン１２が始動させられることにより、始動専用のスタータ（電動モータなど）が不要となり、部品点数が少なくなって装置が安価となる。
【００５５】
一方、ステップＳ１の判断が否定された場合、すなわちエンジン始動要求がない場合には、ステップＳ３を実行することにより、制動力の要求があるか否かを、ブレーキがＯＮか否かによって判断する。
【００５６】
この判断が肯定された場合にはステップＳ４を実行する。ステップＳ４では、蓄電装置５８の蓄電量ＳＯＣが予め定められた最大蓄電量Ｂ以上か否かを判断し、ＳＯＣ≧ＢであればステップＳ５でモード８（エンジンブレーキモード）を選択し、ＳＯＣ＜ＢであればステップＳ６でモード６（回生制動モード）を選択する。最大蓄電量Ｂは、蓄電装置５８に電気エネルギーを充電することが許容される最大の蓄電量で、蓄電装置５８の充放電効率などに基づいて例えば８０％程度の値が設定される。
【００５７】
上記ステップＳ５で選択されるモード８は、図８に示されるように第１クラッチＣＥ₁ を係合（ＯＮ）し、第２クラッチＣＥ₂ を係合（ＯＮ）し、モータジェネレータ１４を無負荷状態とし、エンジン１２を停止状態すなわちスロットル弁を閉じると共に燃料噴射量を０とするものであり、これによりエンジン１２の引き擦り回転やポンプ作用による制動力、すなわちエンジンブレーキが車両に作用させられ、運転者によるブレーキ操作が軽減されて運転操作が容易になる。また、モータジェネレータ１４は無負荷状態とされ、自由回転させられるため、蓄電装置５８の蓄電量ＳＯＣが過大となって充放電効率等の性能を損なうことが回避される。
【００５８】
ステップＳ６で選択されるモード６は、図８から明らかなように第１クラッチＣＥ₁ を解放（ＯＦＦ）し、第２クラッチＣＥ₂ を係合（ＯＮ）し、エンジン１２を停止し、モータジェネレータ１４を充電状態とするもので、車両の運動エネルギーでモータジェネレータ１４が回転駆動されることにより、蓄電装置５８を充電するとともにその車両にエンジンブレーキのような回生制動力を作用させるため、運転者によるブレーキ操作が軽減されて運転操作が容易になる。
【００５９】
また、第１クラッチＣＥ₁ が開放されてエンジン１２が遮断されているため、そのエンジン１２の引き擦りによるエネルギー損失がないとともに、蓄電量ＳＯＣが最大蓄電量Ｂより少ない場合に実行されるため、蓄電装置５８の蓄電量ＳＯＣが過大となって充放電効率等の性能を損なうことがない。
【００６０】
一方、ステップＳ３の判断が否定された場合、すなわち制動力の要求がない場合にはステップＳ７を実行し、エンジン発進が要求されているか否かを、例えばモード３などエンジン１２を動力源とする走行中の車両停止時か否か、すなわち車速Ｖ＝０か否か等によって判断する。
【００６１】
この判断が肯定された場合には、ステップＳ８を実行する。ステップＳ８ではアクセルがＯＮか否か、すなわちアクセル操作量θ_ACが略零の所定値より大きいか否かを判断し、アクセルＯＮの場合にはステップＳ９でモード５を選択し、アクセルがＯＮでなければステップＳ１０でモード７を選択する。
【００６２】
上記ステップＳ９で選択されるモード５は、図８から明らかなように第１クラッチＣＥ₁ を係合（ＯＮ）し、第２クラッチＣＥ₂ を解放（ＯＦＦ）し、エンジン１２を運転状態とし、モータジェネレータ１４の回生制動トルクを制御することにより車両を発進させるものである。
【００６３】
具体的に説明すると、遊星歯車装置１６のギヤ比をρ_Eとすると、エンジントルクＴ_E：遊星歯車装置１６の出力トルク：モータトルクＴ_M＝１：（１＋ρ_E）：ρ_Eとなるため、例えばギヤ比ρ_Eを一般的な値である０．５程度とすると、エンジントルクＴ_Eの半分のトルクをモータジェネレータ１４が分担することにより、エンジントルクＴ_Eの約１．５倍のトルクがキャリア１６ｃから出力される。
【００６４】
すなわち、モータジェネレータ１４のトルクの（１＋ρ_E）／ρ_E倍の高トルク発進を行うことができるのである。また、モータ電流を遮断してモータジェネレータ１４を無負荷状態とすれば、ロータ軸１４ｒが逆回転させられるだけでキャリア１６ｃからの出力は０となり、車両停止状態となる。
【００６５】
すなわち、この場合の遊星歯車装置１６は発進クラッチおよびトルク増幅装置として機能するのであり、モータトルク（回生制動トルク）Ｔ_Mを０から徐々に増大させて反力を大きくすることにより、エンジントルクＴ_Eの（１＋ρ_E）倍の出力トルクで車両を滑らかに発進させることができるのである。
【００６６】
ここで、本実施例では、エンジン１２の最大トルクの略ρ_E倍のトルク容量のモータジェネレータ、すなわち必要なトルクを確保しつつできるだけ小型で小容量のモータジェネレータ１４が用いられており、装置が小型で且つ安価に構成される。
【００６７】
また、本実施例ではモータトルクＴ_Mの増大に対応して、スロットル弁開度や燃料噴射量を増大させてエンジン１２の出力を大きくするようになっており、反力の増大に伴うエンジン回転数Ｎ_Eの低下に起因するエンジンストール等を防止している。
【００６８】
ステップＳ１０で選択されるモード７は、図８から明らかなように第１クラッチＣＥ₁ を係合（ＯＮ）し、第２クラッチＣＥ₂ を解放（ＯＦＦ）し、エンジン１２を運転状態とし、モータジェネレータ１４を無負荷状態として電気的にニュートラルとするもので、モータジェネレータ１４のロータ軸１４ｒが逆方向へ自由回転させられることにより、自動変速機１８の入力軸２６に対する出力が零となる。これにより、モード３などエンジン１２を動力源とする走行中の車両停止時に一々エンジン１２を停止させる必要がないとともに、前記モード５のエンジン発進が実質的に可能となる。
【００６９】
一方、ステップＳ７の判断が否定された場合、すなわちエンジン発進の要求がない場合にはステップＳ１１を実行し、要求出力Ｐｄが予め設定された第１判定値Ｐ１以下か否かを判断する。要求出力Ｐｄは、走行抵抗を含む車両の走行に必要な出力で、アクセル操作量θ_ACやその変化速度、車速Ｖ（出力軸回転数Ｎ_O）、自動変速機１８の変速段などに基づいて、予め定められたデータマップや演算式などにより算出される。
【００７０】
また、第１判定値Ｐ１はエンジン１２のみを動力源として走行する中負荷領域とモータジェネレータ１４のみを動力源として走行する低負荷領域の境界値であり、エンジン１２による充電時を含めたエネルギー効率を考慮して、排出ガス量や燃料消費量などができるだけ少なくなるように実験等によって定められている。
【００７１】
ステップＳ１１の判断が肯定された場合、すなわち要求出力Ｐｄが第１判定値Ｐ１以下の場合には、ステップＳ１２で蓄電量ＳＯＣが予め設定された最低蓄電量Ａ以上か否かを判断し、ＳＯＣ≧ＡであればステップＳ１３でモード１を選択する。一方、ＳＯＣ＜ＡであればステップＳ１４でモード３を選択する。
【００７２】
最低蓄電量Ａはモータジェネレータ１４を動力源として走行する場合に蓄電装置５８から電気エネルギーを取り出すことが許容される最低の蓄電量であり、蓄電装置５８の充放電効率などに基づいて例えば７０％程度の値が設定される。
【００７３】
上記モード１は、前記図８から明らかなように第１クラッチＣＥ₁ を解放（ＯＦＦ）し、第２クラッチＣＥ₂ を係合（ＯＮ）し、エンジン１２を停止し、モータジェネレータ１４を要求出力Ｐｄで回転駆動させるもので、モータジェネレータ１４のみを動力源として車両を走行させる。
【００７４】
この場合も、第１クラッチＣＥ₁ が解放されてエンジン１２が遮断されるため、前記モード６と同様に引き擦り損失が少なく、自動変速機１８を適当に変速制御することにより効率の良いモータ駆動制御が可能である。
【００７５】
また、このモード１は、要求出力Ｐｄが第１判定値Ｐ１以下の低負荷領域で且つ蓄電装置５８の蓄電量ＳＯＣが最低蓄電量Ａ以上の場合に実行されるため、エンジン１２を動力源として走行する場合よりもエネルギー効率が優れていて燃費や排出ガスを低減できるとともに、蓄電装置５８の蓄電量ＳＯＣが最低蓄電量Ａより低下して充放電効率等の性能を損なうことがない。
【００７６】
ステップＳ１４で選択されるモード３は、図８から明らかなように第１クラッチＣＥ₁ および第２クラッチＣＥ₂ を共に係合（ＯＮ）し、エンジン１２を運転状態とし、モータジェネレータ１４を回生制動により充電状態とするもので、エンジン１２の出力で車両を走行させながら、モータジェネレータ１４によって発生した電気エネルギーを蓄電装置５８に充電する。エンジン１２は、要求出力Ｐｄ以上の出力で運転させられ、その要求出力Ｐｄより大きい余裕動力分だけモータジェネレータ１４で消費されるように、そのモータジェネレータ１４の電流制御が行われる。
【００７７】
一方、前記ステップＳ１１の判断が否定された場合、すなわち要求出力Ｐｄが第１判定値Ｐ１より大きい場合には、ステップＳ１５において、要求出力Ｐｄが第１判定値Ｐ１より大きく第２判定値Ｐ２より小さいか否か、すなわちＰ１＜Ｐｄ＜Ｐ２か否かを判断する。
【００７８】
第２判定値Ｐ２は、エンジン１２のみを動力源として走行する中負荷領域とエンジン１２およびモータジェネレータ１４の両方を動力源として走行する高負荷領域の境界値であり、エンジン１２による充電時を含めたエネルギー効率を考慮して、排出ガス量や燃料消費量などができるだけ少なくなるように実験等によって予め定められている。
【００７９】
そして、Ｐ１＜Ｐｄ＜Ｐ２であればステップＳ１６でＳＯＣ≧Ａか否かを判断し、ＳＯＣ≧Ａの場合にはステップＳ１７でモード２を選択し、ＳＯＣ＜Ａの場合には前記ステップＳ１４でモード３を選択する。
【００８０】
また、Ｐｄ≧Ｐ２であればステップＳ１８でＳＯＣ≧Ａか否かを判断し、ＳＯＣ≧Ａの場合にはステップＳ１９でモード４を選択し、ＳＯＣ＜Ａの場合にはステップＳ１７でモード２を選択する。
【００８１】
上記モード２は、前記図８から明らかなように第１クラッチＣＥ₁ および第２クラッチＣＥ₂ を共に係合（ＯＮ）し、エンジン１２を要求出力Ｐｄで運転し、モータジェネレータ１４を無負荷状態とするもので、エンジン１２のみを動力源として車両を走行させる。
【００８２】
また、モード４は、第１クラッチＣＥ₁ および第２クラッチＣＥ₂ を共に係合（ＯＮ）し、エンジン１２を運転状態とし、モータジェネレータ１４を回転駆動するもので、エンジン１２およびモータジェネレータ１４の両方を動力源として車両を高出力走行させる。
【００８３】
このモード４は、要求出力Ｐｄが第２判定値Ｐ２以上の高負荷領域で実行されるが、エンジン１２およびモータジェネレータ１４を併用しているため、エンジン１２およびモータジェネレータ１４の何れか一方のみを動力源として走行する場合に比較してエネルギー効率が著しく損なわれることがなく、燃費や排出ガスを低減できる。また、蓄電量ＳＯＣが最低蓄電量Ａ以上の場合に実行されるため、蓄電装置５８の蓄電量ＳＯＣが最低蓄電量Ａより低下して充放電効率等の性能を損なうことがない。
【００８４】
上記モード１〜４の運転条件についてまとめると、蓄電量ＳＯＣ≧Ａであれば、Ｐｄ≦Ｐ１の低負荷領域ではステップＳ１３でモード１を選択してモータジェネレータ１４のみを動力源として走行し、Ｐ１＜Ｐｄ＜Ｐ２の中負荷領域ではステップＳ１７でモード２を選択してエンジン１２のみを動力源として走行し、Ｐ２≦Ｐｄの高負荷領域ではステップＳ１９でモード４を選択してエンジン１２およびモータジェネレータ１４の両方を動力源として走行する。
【００８５】
また、ＳＯＣ＜Ａの場合には、要求出力Ｐｄが第２判定値Ｐ２より小さい中低負荷領域でステップＳ１４のモード３を実行することにより蓄電装置５８を充電するが、要求出力Ｐｄが第２判定値Ｐ２以上の高負荷領域ではステップＳ１７でモード２が選択され、充電を行うことなくエンジン１２により高出力走行が行われる。
【００８６】
ステップＳ１７のモード２は、Ｐ１＜Ｐｄ＜Ｐ２の中負荷領域で且つＳＯＣ≧Ａの場合、或いはＰｄ≧Ｐ２の高負荷領域で且つＳＯＣ＜Ａの場合に実行されるが、中負荷領域では一般にモータジェネレータ１４よりもエンジン１２の方がエネルギー効率が優れているため、モータジェネレータ１４を動力源として走行する場合に比較して燃費や排出ガスを低減できる。
【００８７】
また、高負荷領域では、モータジェネレータ１４およびエンジン１２を併用して走行するモード４が望ましいが、蓄電装置５８の蓄電量ＳＯＣが最低蓄電量Ａより小さい場合には、上記モード２によるエンジン１２のみを動力源とする運転が行われることにより、蓄電装置５８の蓄電量ＳＯＣが最低蓄電量Ａよりも少なくなって充放電効率等の性能を損なうことが回避される。
【００８８】
一方、本実施例の制御装置は、図９の機能ブロック線図に示されているように走行パラメータ検出手段１３０、係合圧制御手段１３２、変速終了時入力トルク増大手段１３４を備えており、図１０に示すフローチャートに従って変速時の制御を行うようになっている。走行パラメータ検出手段１３０は、例えば、変速の種類を検出するシフトポジションセンサ４２、およびスロットル弁開度θ_ACを検出するスロットル弁開度センサ４４を含んでいる。係合圧制御手段１３２は、自動変速機１８の変速時に係合または解放される摩擦係合手段、すなわちクラッチＣ₁、Ｃ₂、ブレーキＢ₀、Ｂ₂、Ｂ₃の初期特性である初期油圧を制御する前記リニアソレノイドバルブＳＬＵ、ＳＬＴ、ＳＬＮである。変速終了時入力トルク増大手段１３４は、終期制御判断手段１３６、モータトルク制御手段１３８を含んで構成されている。なお、上記係合圧制御手段１３２、終期制御判断手段１３６、モータトルク制御手段１３８は、ハイブリッド制御用コントローラ５０および自動変速制御用コントローラ５２によって構成されている。
【００８９】
図１０において、ステップＳＡ１では、アクセル操作量θ_ACおよび車速Ｖに基づいて変速判断を行い、変速する場合にはステップＳＡ２以下を実行する。本発明はアップシフトおよびダウンシフトの何れに対しても適用できるが、以下の説明では変速ショックが特に問題となるアップシフトの場合について説明する。
【００９０】
次にステップＳＡ２では、前記ソレノイドバルブＳＬ１〜ＳＬ４の励磁状態を切り換えて変速を行う。ステップＳＡ３では、運転モードや変速の種類、入力トルクＴ_I等をパラメータとして予め設定される学習マップからデューティ比Ｄ_snを読み込むとともに、イナーシャ相が開始されるまでの時間を計測するためにタイマＴをリセットする。
【００９１】
続いてステップＳＡ４では、係合圧制御手段１３２の励磁電流をデューティ比Ｄ_snに従って制御することにより摩擦係合手段の初期油圧を調圧し、ステップＳＡ５ではイナーシャ相が開始したか否かを判定する。この判定は、例えば変速前の変速段の変速比ｉ_Lを用いて次式(1) を満足するか否かによって行われる。αは、検出誤差などを考慮して定められた０に近い定数である。
Ｎ_I＜Ｎ_O×ｉ_L−α ・・・(1)
【００９２】
イナーシャ相が開始されるとステップＳＡ６を実行し、その時のタイマＴの計時内容を変速出力からイナーシャ相開始までの所要時間Ｔ_siとして記憶する。また、次のステップＳＡ７では、上記摩擦係合手段の係合圧のフィードバック制御が開始される。このフィードバック制御は、実際の入力軸回転数Ｎ_Iが入力軸目標回転数Ｎ_IOの軌跡に沿って変化するようにリニアソレノイドバルブＳＬＵ、ＳＬＴ、ＳＬＮのデューティ比Ｄ_snを電子制御することによって行われる。
【００９３】
なお、前記入力軸目標回転数Ｎ_IOは、変速開始時の入力軸回転数をＮ_I、目標変速時間（変速開始〜終了まで何秒で行うかの目標値）をＴ_S、変速後の入力軸同期回転数をＮ_ID（＝自動変速機１８の出力軸回転数Ｎ_O×変速後の変速比ｉ_H）、変速開始時の時間ｔを零とおくと、ｔ sec後での入力軸目標回転数Ｎ_IO（ｔ）は、次式(2) に従って求められる。このうち、目標変速時間Ｔ_Sはスロットル弁開度によってマップから値を呼んでくるようになっており、Ｎ_I、Ｎ_O、ｔはその時々の値を用いる。また、このフィードバック制御が行われている途中において、デューティ比の最大値Ｄ_max、最小値Ｄ_minの更新があった時にはその都度書換えが行われる。
Ｎ_IO（ｔ）＝−｛（Ｎ_I−Ｎ_ID）／Ｔ_S｝×ｔ＋Ｎ_I・・・(2)
【００９４】
次にステップＳＡ８では、終期制御判断手段１３６により変速が終期に至ったか否かを判定する。ステップＳＡ８は、次のステップＳＡ９の変速終期制御の開始を判定するためのもので、例えば変速後の変速段の変速比ｉ_H、所定値βを用いて次式(3) を満足するか否かによって行われ、所定値βは一定値でも良いが、変速の種類や入力トルクなどをパラメータとする演算式、データマップなどによって設定されるようにすることが望ましい。
Ｎ_I＜Ｎ_O×ｉ_H＋β ・・・(3)
【００９５】
ステップＳＡ９では、図１１に示されるように変速の終期制御を実行する。この終期制御は、デューティ比Ｄ_snを増大させることによって係合手段の係合油圧を一時的に低下させると共に、モータトルク制御手段１３８によりモータジェネレータ１４を用いて自動変速機１８への入力トルクＴ_Iを増大させることによって係合手段の滑りを一時的に増大し、係合手段の摩擦材が係合し終わる瞬間の伝達トルクを低減して変速ショックを抑制するためのものである。
【００９６】
このようにすれば、例えば蓄電装置５８の蓄電量ＳＯＣが少なくてモータジェネレータ１４により係合手段の滑りを増大できない場合には、デューティ比Ｄ_snを更に増大させて係合手段の係合油圧を更に低下させることにより補うことができる。尚、図１１は２→３変速時のタイムチャートの一例で、実線はモータジェネレータ１４が用いられた場合のデューティ比Ｄ_sn等の変化を示しており、破線はモータジェネレータ１４が用いられない場合のデューティ比Ｄ_sn等の変化を示している。また、図１２(A) 、(B) はそれぞれモータジェネレータ１４が用いられた場合と用いられない場合の摩擦係合手段の係合圧、すなわちアキュムレータコントロール圧Ｐ_acなどを示しており、(A) と比べて(B) の方が全体的に低い値に設定されている。上記(3) 式の所定値βは、このように係合終了時の変速ショック（トルク変動）が効果的に抑制されるように実験などによって定められる。なお、ステップＳＡ９は、請求項１、２の変速終期制御手段に相当する。
【００９７】
この変速終期制御は、ステップＳＡ１０で変速の終了判断が為されるまで続けられ、終了判断が為されるとステップＳＡ１１でデューティ比Ｄ_snは０とされると共に、モータジェネレータ１４による入力トルクＴ_Iの増大制御が終了させられる。変速の終了は、変速後の変速段の変速比ｉ_H、所定値γを用いて次式(4) を満足するか否かによって行われ、所定値γは、検出誤差などを考慮して定められた０に近い定数で、前記所定値βより小さい値である。
Ｎ_I＜Ｎ_O×ｉ_H＋γ ・・・(4)
【００９８】
次のステップＳＡ１２以下では初期係合圧の学習制御を行う。まず、ステップＳＡ１２において、フィードバック制御中に書換えられたＤ_maxが初期デューティ比Ｄ_sに等しいか否かが判定される。もし、図１３(A) に示されるように、Ｄ_max＝Ｄ_sであった場合には、ステップＳＡ１３において次回の初期係合圧を発生させるためのデューティ比Ｄ_snがＤ_s−（Ｄ_s−Ｄ_min）×０．５に補正される。一方、図１３(B) に示されるように、Ｄ_maxがＤ_sに等しくなかった時は、ステップＳＡ１４において次回の初期係合圧を発生させるためのデューティ比Ｄ_snがＤ_s＋（Ｄ_max−Ｄ_s）×０．５に補正される。
【００９９】
続くステップＳＡ１５では、変速指令が出されてからイナーシャ相が開始するまでの時間Ｔ_siがスロットル弁開度及び変速の種類に応じて予め設定された閾値Ｔ_limより小さかった時は、特に問題がないため、次回の初期デューティ比Ｄ_snはステップＳＡ１３又はＳＡ１４において求められたＤ_snに確定される（ステップＳＡ１７）。
【０１００】
しかしながら、もし時間Ｔ_siが閾値Ｔ_limより大きかった場合は、前回の初期デューティ比Ｄ_sが変速がアキュムレータの緩衝領域内で終了できない程に低めであったことを意味するため、ステップＳＡ１６において次回の初期デューティ比Ｄ_snは、ステップＳＡ１３又はＳＡ１４において求められたＤ_snよりも更に所定値Ｄ_STだけ少ない値とされ、それだけ高めの初期係合圧にて次回の変速が開始される。
【０１０１】
このようにして、以前の変速におけるデューティ比の変化態様（係合圧の補正量の変化態様）が次回の係合圧の初期値の補正に順次反映されるため、個々の車両の各種ばらつきの如何に拘らず油圧を供給する当初から良好な係合圧設定が行われることになる。
【０１０２】
図１４、図１５は図１０のフローチャートをより具体的なレベルまで書き直したフローチャートである。このフローチャートは、６つのPHASE を使用することによって図１０と実質的に同様な作用が得られるように構成したものである。各ステップに記載した内容を見れば図１０の流れ図がどのように具体化されているか容易に理解できると思われるため、図中で図１０と同様なステップに同一符号を付すに止め、重複した説明は省略する。
【０１０３】
このような本実施例によれば、変速終了時にモータジェネレータ１４により入力トルクＴ_Iが増大させられるため、クラッチＣ₂やブレーキＢ₂、Ｂ₃の係合時のショックが軽減される。
【０１０４】
以上、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。
【０１０５】
例えば、前述の実施例においては、後進１段および前進５段の変速段を有する自動変速機１８が用いられていたが、図１６に示されるように、前記副変速機２０を省略して前記主変速機２２のみから成る自動変速機６０を採用し、図１７に示されるように前進４段および後進１段で変速制御を行うようにすることも可能である。
【０１０６】
本発明は、その主旨を逸脱しない範囲において、その他種々の態様で適用され得るものである。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例である制御装置を備えているハイブリッド車両のハイブリッド駆動装置の構成を説明する骨子図である。
【図２】図１のハイブリッド駆動装置に備えられている制御系統を説明する図である。
【図３】図１の自動変速機の各変速段を成立させる係合要素の作動を説明する図である。
【図４】図１の自動変速機の油圧回路の一部を示す図である。
【図５】図４のアキュムレータコントロール圧Ｐ_acを発生する部分の油圧回路を示す図である。
【図６】図２のハイブリッド制御用コントローラと電気式トルコンとの接続関係を説明する図である。
【図７】図１のハイブリッド駆動装置の基本的な作動を説明するフローチャートである。
【図８】図７のフローチャートにおける各モード１〜９の作動状態を説明する図である。
【図９】本発明の特徴となる制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。
【図１０】本発明の特徴となる制御作動の要部を説明するフローチャートである。
【図１１】図１０に従って制御が行われた場合のタイムチャートの一例を示す図である。
【図１２】図１０の制御作動においてアキュムレータコントロール圧Ｐ_acなどを決定するために用いられる表であって、モータジェネレータが用いられた場合（Ａ）と、モータジェネレータが用いられない場合（Ｂ）をそれぞれ示している。
【図１３】図１０の制御作動によるデューティ比の変化を示す図であって、初期デューティ比Ｄ_sと最高デューティ比Ｄ_maxとが等しい場合（Ａ）と、初期デューティ比Ｄ_sと最高デューティ比Ｄ_maxとが等しくない場合をそれぞれ示している。
【図１４】図１０のフローチャートをより具体的なレベルまで書き直したフローチャートである。
【図１５】図１４のフローチャートに連続するフローチャートである。
【図１６】図１の実施例とは異なるハイブリッド駆動装置の構成を説明する骨子図である。
【図１７】図１６の自動変速機の各変速段を成立させる係合要素の作動を説明する図である。
【符号の説明】
１２：エンジン
１４：モータジェネレータ（電動モータ）
１８：自動変速機
５０：ハイブリッド制御用コントローラ
５２：自動変速制御用コントローラ
ステップＳＡ９：変速終期制御手段 [0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for a hybrid vehicle, and more particularly to a technique for reducing a shock that occurs at the end of shifting.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art A hybrid vehicle that includes an engine that operates by fuel combustion and an electric motor that operates by electric energy as a power source when the vehicle travels, and in which a transmission is disposed between the power source and driving wheels. For example, it is described in JP-A-7-67208.
[0003]
As the above-mentioned transmission, a stepped automatic transmission such as a planetary gear type or a parallel two-shaft type in which a plurality of speed stages having different speed ratios are established by engagement / release control of friction engagement means such as a clutch and a brake. Is widely used.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, in such a hybrid vehicle, there is a possibility that a shock may occur due to the sudden engagement of the friction engagement means such as the clutch and brake at the end of shifting.
[0005]
The present invention has been made against the background of the above circumstances, and the object of the present invention is to change the speed in a hybrid vehicle in which a stepped transmission is disposed between a power source and a drive wheel. It is to reduce the shock that occurs at the end.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
  In order to achieve such an object, the first invention comprises (a) an engine that operates by combustion of fuel and an electric motor that operates by electric energy as a power source during vehicle travel, and (b) a frictional engagement. In a hybrid vehicle control device in which a stepped transmission in which a plurality of shift stages having different gear ratios is established by engagement and release control of the coupling means is disposed between the power source and the drive wheels. (c) of the transmissionAt the time of shifting, after the start of the inertia phase,When the end of the shift immediately before the end of the shift is reached, the input torque to the transmission is increased by a predetermined amount by the electric motor, and the engagement pressure of the friction engagement means that is engaged during the shift is temporarily increased. Lower,While increasing the slip of the friction engagement means engaged at the time of the shift,A shift end control means for ending the increase control of the input torque and the decrease control of the engagement pressure when the shift is completed is characterized.
  The second invention comprises (a) an engine that operates by combustion of fuel and an electric motor that operates by electric energy as a power source when the vehicle travels, and (b) engagement / release control of friction engagement means. In a control device for a hybrid vehicle in which a stepped transmission in which a plurality of shift stages having different gear ratios is established is disposed between the power source and the drive wheels, (c)If shifting reaches the end of the shift immediately after the start of the inertia phase and immediately before the shift endsThe electric motor increases the input torque to the transmission by a predetermined amount.And temporarily lowering the engagement pressure of the friction engagement means engaged at the time of shifting.When the slip of the friction engagement means that is engaged at the time of the shift is increased and the slip of the friction engagement means cannot be increased by the electric motor, the engagement pressure of the friction engagement means is increased.MoreIt is characterized by having shift end control means for compensating for slippage of the friction engagement means by lowering.
[0007]
【The invention's effect】
  FirstAccording to the invention, at the end of the shift of the transmission, the input torque to the transmission is increased by a predetermined amount by the electric motor.At the same time, the engagement pressure of the friction engagement means is temporarily reduced.The friction engagement means increases the input torque.SuchEngaged with a slight slip depending onAndShock that occurs at the end of shifting is reduced.
  In the second aspect of the invention, the input torque to the transmission is increased by a predetermined amount by the electric motor at the end of the shift of the transmission, so that the friction engagement means has a slight slip according to the increase amount of the input torque. Thus, the shock generated at the end of the shift is reduced. Further, when the slip of the friction engagement means cannot be increased by the electric motor, the slip of the friction engagement means is compensated for by reducing the engagement pressure of the friction engagement means. Is similarly reduced.
[0008]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Here, the present invention combines or distributes the output of the engine and the electric motor by a switching type in which the power source is switched by connecting / disconnecting power transmission by a clutch, for example, or by combining or distributing a planetary gear device or the like. The mixed type engine and the engine can be applied to various types of hybrid vehicles such as a series type that exclusively drives a generator for power generation.
[0009]
In addition to the automatic transmission that automatically switches the shift speed according to predetermined shift conditions, various transmissions such as a manual transmission that switches the shift speed by a driver's switch operation and the like are applied to the transmission. obtain.
[0010]
The friction engagement means is preferably a hydraulic friction engagement means such as a hydraulic clutch or a brake that is frictionally engaged by a hydraulic actuator.
[0011]
Further, in order to increase the input torque to the transmission by the electric motor by a predetermined amount, for example, when traveling using the electric motor as a power source, the torque of the electric motor may be increased, and only the engine is used as the power source. When traveling and the electric motor is free-rotated in a no-load state, it is sufficient to apply a positive torque, and if the electric motor is used as a generator and is generating power by regenerative braking, The regenerative braking torque may be reduced.
[0012]
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 1 is a skeleton diagram of a hybrid drive apparatus 10 including a control apparatus according to an embodiment of the present invention.
[0013]
In FIG. 1, this hybrid drive device 10 is for an FR (front engine / rear drive) vehicle, and is an engine 12 such as an internal combustion engine that operates by combustion of fuel, and a motor generator that functions as an electric motor and a generator. 14, a single pinion type planetary gear device 16, and an automatic transmission 18 are provided along the longitudinal direction of the vehicle, and left and right drive wheels are connected from the output shaft 19 via a propeller shaft and a differential device (not shown). The driving force is transmitted to the (rear wheel).
[0014]
The planetary gear unit 16 is a synthesizing / distributing mechanism that mechanically synthesizes and distributes the force. The planetary gear device 16 constitutes an electric torque converter 24 together with the motor generator 14, and the ring gear 16r thereof is composed of the first clutch CE.₁ The sun gear 16 s is connected to the rotor shaft 14 r of the motor generator 14, and the carrier 16 c is connected to the input shaft 26 of the automatic transmission 18. Further, the sun gear 16s and the carrier 16c are connected to the second clutch CE.₂ It is to be connected by.
[0015]
The output of the engine 12 is supplied to the first clutch CE via a flywheel 28 for suppressing rotational fluctuation and torque fluctuation and a damper device 30 made of an elastic member such as a spring and rubber.₁ Is transmitted to. 1st clutch CE₁ And the second clutch CE₂ Are friction type multi-plate clutches that are engaged and released by a hydraulic actuator.
[0016]
The automatic transmission 18 is a combination of a sub-transmission 20 composed of a front-type overdrive planetary gear unit and a main transmission 22 of four forward speeds and one reverse speed composed of a simple connected three planetary gear train.
[0017]
Specifically, the sub-transmission 20 includes a single-pinion planetary gear unit 32 and a hydraulic clutch C that is frictionally engaged by a hydraulic actuator.₀ , Brake B₀ And one-way clutch F₀ And is configured. The main transmission 22 includes three sets of single-pinion type planetary gear units 34, 36, and 38 and a hydraulic clutch C that is frictionally engaged by a hydraulic actuator.₁ , C₂ , Brake B₁ , B₂ , B_Three , B_Four And one-way clutch F₁ , F₂ And is configured.
[0018]
Then, the hydraulic circuit 40 is switched by excitation or non-excitation of the solenoid valves SL1 to SL4 shown in FIG. 2, or the hydraulic circuit 40 is mechanically switched by a manual shift valve connected to the shift lever. Clutch C₀ , C₁ , C₂ , Brake B₀ , B₁ , B₂ , B_Three , B_Four Are respectively engaged and released, and as shown in FIG. 3, neutral (N), five forward speeds (1st to 5th), and one reverse speed (Rev) are established. The automatic transmission 18 and the electric torque converter 24 are substantially symmetrical with respect to the center line, and the lower half of the center line is omitted in FIG.
[0019]
“○” in the clutch, brake, and one-way clutch column in FIG. 3 indicates engagement, and “●” indicates that the shift lever is in the engine brake range, for example, the low speed range such as “3”, “2”, and “L” range. Engaged when operated and blank indicates disengaged.
[0020]
In this case, the neutral N, the reverse gear stage Rev, and the engine brake range are established by mechanically switching the hydraulic circuit 40 by a manual shift valve mechanically connected to the shift lever, and the shift lever is D The shift between 1st and 5th when operated to the (forward) range is electrically controlled by solenoid valves SL1 to SL4.
[0021]
Further, the gear ratio of the forward gear stage decreases stepwise as it goes from 1st to 5th, and the 4th gear ratio i_Four = 1, 5th transmission ratio i_Five Is the gear ratio of the planetary gear unit 32 of the auxiliary transmission 20 ρ (= the number of teeth of the sun gear Z_S/ Number of teeth on ring gear Z_RIf <1), 1 / (1 + ρ). Gear ratio i of reverse gear stage Rev_RRepresents the gear ratios of the planetary gear units 36 and 38 respectively.₂ , Ρ_Three Then 1-1 / ρ₂ ・ Ρ_Three It is. FIG. 3 shows an example of the gear ratio of each gear stage.
[0022]
As shown in the operation table of FIG. 3, the shift between the second shift speed (2nd) and the third shift speed (3rd) is the second brake B₂And third brake B_ThreeThe clutch-to-clutch shift changes both the engagement and disengagement state. In order to perform this speed change smoothly, the circuit shown in FIG. 4 is incorporated in the hydraulic circuit 40 described above.
[0023]
4, reference numeral 70 indicates a 1-2 shift valve, reference numeral 71 indicates a 2-3 shift valve, and reference numeral 72 indicates a 3-4 shift valve. The communication state of each port of these shift valves 70, 71, 72 at each gear position is as shown below the respective shift valves 70, 71, 72. In addition, the number shows each gear stage.
[0024]
Among the ports of the 2-3 shift valve 71, the third brake B is connected to the brake port 74 that communicates with the input port 73 at the first and second gears._ThreeAre connected via an oil passage 75. An orifice 76 is interposed in the oil passage, and the orifice 76 and the third brake B_ThreeA damper valve 77 is connected between the two. This damper valve 77 has a third brake B_ThreeWhen the line pressure is suddenly supplied, a small amount of oil pressure is sucked to perform a buffering action.
[0025]
Reference numeral 78 denotes a B-3 control valve, and the third brake B_ThreeEngagement pressure P_B3Is directly controlled by the B-3 control valve 78. That is, the B-3 control valve 78 includes a spool 79, a plunger 80, and a spring 81 interposed therebetween, and an oil passage 75 is connected to an input port 82 opened and closed by the spool 79. An output port 83 that is selectively communicated with the input port 82 is a third brake B._ThreeIt is connected to the. Further, the output port 83 is connected to a feedback port 84 formed on the front end side of the spool 79.
[0026]
On the other hand, in the port 85 opened at the place where the spring 81 is disposed, a port 86 for outputting the D range pressure at the third speed or higher among the ports of the 2-3 shift valve 71 is provided via the oil passage 87. Communicated. Further, a linear solenoid valve SLU is connected to the control port 88 formed on the end side of the plunger 80, and the signal pressure P_SLUCan be acted on.
[0027]
Therefore, the B-3 control valve 78 has its pressure regulation level set by the elastic force of the spring 81 and the hydraulic pressure supplied to the port 85, and the higher the signal pressure supplied to the control port 88, the higher the elastic force by the spring 81. Is configured to be large.
[0028]
Further, reference numeral 89 in FIG. 4 denotes a 2-3 timing valve. The 2-3 timing valve 89 includes a spool 90 and a first plunger 91 each having a small-diameter land and two large-diameter lands. A spring 92 disposed between them and a second plunger 93 disposed on the opposite side of the first plunger 91 across the spool 90 are provided.
[0029]
An oil passage 95 is connected to the intermediate port 94 of the 2-3 timing valve 89, and the oil passage 95 is the third or higher gear position of the 2-3 shift valve 71 and the brake port 74. Is connected to a port 96 which can be communicated with.
[0030]
Further, the oil passage 95 branches in the middle and is connected to a port 97 opened between the small diameter land and the large diameter land via an orifice. A port 98 selectively communicated with the intermediate port 94 is connected to the solenoid relay valve 100 through an oil passage 99.
[0031]
The linear solenoid valve SLU is connected to the port opened at the end of the first plunger 91, and the second brake B is connected to the port opened at the end of the second plunger 93.₂Are connected through an orifice.
[0032]
The oil passage 87 is the second brake B₂The small-diameter orifice 101 and the check ball-equipped orifice 102 are interposed in the middle. The oil passage 103 branched from the oil passage 87 has a second brake B₂A large-diameter orifice 104 having a check ball that is opened when the pressure is discharged from the cylinder is interposed, and the oil passage 103 is connected to an orifice control valve 105 described below.
[0033]
Orifice control valve 105 is the second brake B₂2 is a valve for controlling the exhaust pressure speed from the second brake B in the port 107 formed in the intermediate portion so as to be opened and closed by the spool 106.₂The oil passage 103 is connected to a port 108 formed below the port 107 in the figure.
[0034]
Second brake B₂A port 109 formed on the upper side in the drawing with respect to the port 107 connected to the port is a port that is selectively communicated with the drain port. The port 109 is connected to the B-3 control via the oil passage 110. The port 111 of the valve 78 is connected. This port 111 is connected to the third brake B_ThreeThis is a port that can be selectively communicated with the output port 83 to which is connected.
[0035]
A control port 112 formed at the end of the port of the orifice control valve 105 opposite to the spring that presses the spool 106 is connected to the port 114 of the 3-4 shift valve 72 via an oil passage 113. The port 114 is a port that outputs a signal pressure of the third solenoid valve SL3 at a speed lower than the third speed, and outputs a signal pressure of the fourth solenoid valve SL4 at a speed higher than the fourth speed. is there.
[0036]
Further, an oil passage 115 branched from the oil passage 95 is connected to the orifice control valve 105, and the oil passage 115 is selectively communicated with the drain port.
[0037]
In the 2-3 shift valve 71, the port 116 that outputs the D-range pressure at a speed lower than the second speed is a port 117 that opens at a position where the spring 92 is disposed in the 2-3 timing valve 89. It is connected via an oil passage 118. In addition, a port 119 communicated with the oil passage 87 at a gear position below the third gear position of the 3-4 shift valve 72 is connected to the solenoid relay valve 100 via the oil passage 120.
[0038]
In FIG. 4, reference numeral 121 denotes a second brake B.₂The back pressure chamber has a signal pressure P output from the linear solenoid valve SLN._SLNAccumulator control pressure P adjusted according to_acIs to be supplied.
[0039]
When the 2-3 shift valve 71 is switched during the 2 to 3 shift, the second brake B₂Is supplied with the D range pressure (line pressure PL) via the oil passage 87, and the piston 121p of the accumulator 121 starts to rise by the line pressure PL. While this piston 121p is raised, the brake B₂Hydraulic pressure (engagement pressure) P supplied to_B2Is the downward biasing force of the spring 121s and the accumulator control pressure P biasing the piston 121p downward._acThis value is substantially constant, and more precisely, a value that is gradually increased with the compression deformation of the spring 121s. When the piston 121p reaches the rising end, the pressure is raised to the line pressure PL. That is, the engagement pressure P at the time of shifting transition in which the piston 121p moves._B2Is the accumulator control pressure P_acIt is determined by.
[0040]
The linear solenoid valve SLN has a modulator pressure P supplied from the modulator valve 130 as shown in FIG._MOn the basis of the predetermined signal pressure P according to the duty ratio of the excitation current_SLNIs output to the accumulator control valve 132. The accumulator control valve 132 has a first line pressure PL₁And signal pressure P_SLNBased on the second line pressure PL₂The accumulator control pressure P_acIs output. In the linear solenoid valve SLN, the signal pressure P increases as the duty ratio increases._SLNThe accumulator control valve 132 is configured to have a signal pressure P of the linear solenoid valve SLN._SLNThe lower the value, the more accumulator control pressure P_acIs configured to be at a high pressure, and therefore the second brake B₂Engagement pressure (engagement force) P_B2Is the signal pressure P of the linear solenoid valve SLN_SLNThe lower the value, in other words, the smaller the duty ratio, the higher the pressure.
[0041]
Accumulator control pressure P regulated by the linear solenoid valve SLN and the accumulator control valve 132_acIs the second brake B that is controlled to be engaged when the third shift speed is established.₂In addition to the accumulator 121, the clutch C, which is not shown, is controlled to be engaged when the first gear is established.₁Accumulator, clutch C controlled to engage when fourth gear is established₂Accumulator, brake B engaged and controlled when fifth gear is established₀The accumulator is also supplied, and the transient hydraulic pressure at the time of engagement / release is controlled.
[0042]
Returning to FIG. 4, reference numeral 122 denotes a C-0 exhaust valve, and reference numeral 123 denotes a clutch C.₀An accumulator is shown. The C-0 exhaust valve 122 uses the clutch C to apply the engine brake only in the second speed range in the second speed range.₀Are operated so as to engage with each other.
[0043]
According to such a hydraulic circuit 40, the shift from the second gear to the third gear, that is, the third brake B_ThreeAnd the second brake B₂In so-called clutch-to-clutch shift, the third brake B is based on the input torque of the input shaft 26 and the like._ThreeRelease transient hydraulic pressure P_B3And second brake B₂By controlling the engagement transient oil pressure, the shift shock can be suitably reduced. For other speed changes, the accumulator control pressure P is controlled by the duty control of the linear solenoid valve SLN._acBy adjusting the pressure, the clutch C₁, C₂And brake B₀The transient hydraulic pressure is controlled.
[0044]
As shown in FIG. 2, the hybrid drive apparatus 10 includes a hybrid control controller 50 and an automatic transmission control controller 52. These controllers 50 and 52 are configured to include a microcomputer having a CPU, a RAM, a ROM, and the like. Amount θ_AC, Vehicle speed V (the rotational speed N of the output shaft 19 of the automatic transmission 18)_O), The rotational speed N of the input shaft 26 of the automatic transmission 18_I, Torque T of the input shaft 26_IIn addition to a signal indicating engine torque T_E, Motor torque T_M, Engine speed N_E, Motor speed N_MIn addition, information on the storage amount SOC of the power storage device 58, ON / OFF of the brake, operation range of the shift lever, and the like is supplied from various detection means and performs signal processing according to a preset program. .
[0045]
Engine torque T_EIs obtained from the throttle valve opening and the fuel injection amount, etc._MIs obtained from the motor current or the like, and the charged amount SOC is obtained from the motor current or the charging efficiency during charging when the motor generator 14 functions as a generator. Input torque T_IIs the accelerator operation amount θ_ACIt can also be estimated from the calculation formula or the like from the throttle valve opening.
[0046]
The output of the engine 12 is controlled according to the operating state by controlling the throttle valve opening, fuel injection amount, ignition timing, and the like by the hybrid control controller 50.
[0047]
The motor generator 14 is connected to a power storage device 58 such as a battery via an M / G controller (inverter) 56 as shown in FIG. 6, and the hybrid control controller 50 supplies electrical energy from the power storage device 58. , And a rotational driving state in which the motor is rotated at a predetermined torque, and a charging state in which the power storage device 58 is charged with electric energy by functioning as a generator by regenerative braking (electric braking torque of the motor generator 14 itself), The rotor shaft 14r is switched to a no-load state that allows the rotor shaft 14r to freely rotate.
[0048]
The first clutch CE₁ And the second clutch CE₂ The hydraulic control circuit 40 is switched by the hybrid control controller 50 via an electromagnetic valve or the like, so that the engaged or released state is switched.
[0049]
In the automatic transmission 18, the excitation state of the solenoid valves SL1 to SL4 and the linear solenoid valves SLU, SLT, and SLN is controlled by the automatic transmission control controller 52, and the hydraulic circuit 40 is switched or hydraulic control is performed. The gear position is switched in accordance with a predetermined shift condition. The speed change condition is, for example, an accelerator operation amount θ_ACAnd a shift map or the like using the running state such as the vehicle speed V as a parameter.
[0050]
For example, as described in Japanese Patent Application No. 7-294148 filed earlier by the applicant of the present application, the hybrid control controller 50 has one of nine operation modes shown in FIG. 8 according to the flowchart shown in FIG. The engine 12 and the electric torque converter 24 are operated in the selected mode.
[0051]
In FIG. 7, in step S <b> 1, whether or not an engine start request has been made is determined by, for example, running the engine 12 as a power source, or driving the motor generator 14 by the engine 12 to charge the power storage device 58. It is determined whether or not there is a command to start 12.
[0052]
If there is a start request, mode 9 is selected in step S2. As is apparent from FIG. 8, the mode 9 is the first clutch CE.₁ Is engaged (ON), and the second clutch CE₂ Is engaged (ON), and the engine 12 is rotated by the motor generator 14 via the planetary gear unit 16 and engine start control such as fuel injection is performed to start the engine 12.
[0053]
This mode 9 is performed with the automatic transmission 18 in neutral when the vehicle is stopped, and the first clutch CE as in mode 1 is performed.₁ When traveling using only the motor generator 14 that has released the power as the power source, the first clutch CE₁ And the motor generator 14 is operated with an output exceeding the required output required for traveling, and the engine 12 is driven to rotate with a surplus output exceeding the required output.
[0054]
Further, even when the vehicle is traveling, it is possible to temporarily execute the mode 9 with the automatic transmission 18 being neutral. As the engine 12 is started by the motor generator 14 in this way, a starter (such as an electric motor) dedicated to starting becomes unnecessary, the number of parts is reduced, and the apparatus is inexpensive.
[0055]
On the other hand, if the determination in step S1 is negative, that is, if there is no engine start request, step S3 is executed to determine whether or not there is a request for braking force based on whether or not the brake is on. .
[0056]
If this determination is affirmative, step S4 is executed. In step S4, it is determined whether or not the storage amount SOC of power storage device 58 is equal to or greater than a predetermined maximum storage amount B. If SOC ≧ B, mode 8 (engine brake mode) is selected in step S5, and SOC < If it is B, mode 6 (regenerative braking mode) is selected in step S6. The maximum power storage amount B is the maximum power storage amount allowed to charge the power storage device 58 with electrical energy, and is set to a value of about 80%, for example, based on the charge / discharge efficiency of the power storage device 58.
[0057]
The mode 8 selected in step S5 is the first clutch CE as shown in FIG.₁ Is engaged (ON), and the second clutch CE₂ Is engaged (ON), the motor generator 14 is brought into a no-load state, the engine 12 is stopped, that is, the throttle valve is closed and the fuel injection amount is set to 0, whereby the engine 12 is rubbed and pumped. Is applied to the vehicle, reducing the brake operation by the driver and facilitating the driving operation. Further, since motor generator 14 is in a no-load state and is freely rotated, it is avoided that the amount of charge SOC of power storage device 58 becomes excessive and impairs performance such as charge / discharge efficiency.
[0058]
As is apparent from FIG. 8, the mode 6 selected in step S6 is the first clutch CE.₁ Is released (OFF) and the second clutch CE is released.₂ Is engaged (ON), the engine 12 is stopped, and the motor generator 14 is charged. The motor generator 14 is rotationally driven by the kinetic energy of the vehicle to charge the power storage device 58 and the vehicle. Since a regenerative braking force such as an engine brake is applied to the vehicle, the braking operation by the driver is reduced and the driving operation is facilitated.
[0059]
The first clutch CE₁ Since the engine 12 is shut off and the engine 12 is shut off, there is no energy loss due to the rubbing of the engine 12 and the stored amount SOC is smaller than the maximum stored amount B. Therefore, the performance such as charge / discharge efficiency is not impaired.
[0060]
On the other hand, if the determination in step S3 is negative, that is, if there is no request for braking force, step S7 is executed to determine whether engine start is requested, for example, using engine 12 as a power source such as mode 3. Judgment is made based on whether or not the traveling vehicle is stopped, that is, whether or not the vehicle speed V = 0.
[0061]
If this determination is affirmative, step S8 is executed. In step S8, whether or not the accelerator is ON, that is, the accelerator operation amount θ_ACIs determined to be greater than a predetermined value of approximately zero. If the accelerator is ON, mode 5 is selected in step S9, and if the accelerator is not ON, mode 7 is selected in step S10.
[0062]
As is apparent from FIG. 8, the mode 5 selected in the step S9 is the first clutch CE.₁ Is engaged (ON), and the second clutch CE₂ Is released (OFF), the engine 12 is put into an operating state, and the regenerative braking torque of the motor generator 14 is controlled to start the vehicle.
[0063]
More specifically, the gear ratio of the planetary gear device 16 is expressed as ρ._EThen, engine torque T_E: Output torque of the planetary gear unit 16: Motor torque T_M= 1: (1 + ρ_E): Ρ_EFor example, the gear ratio ρ_EIs about 0.5, which is a general value, the engine torque T_EThe motor generator 14 shares half the torque of the engine torque T_EIs about 1.5 times the torque of the carrier 16c.
[0064]
That is, the torque of the motor generator 14 is (1 + ρ_E) / Ρ_EThe double high torque start can be performed. Further, if the motor current is cut off and the motor generator 14 is brought into a no-load state, the output from the carrier 16c becomes 0 only by the reverse rotation of the rotor shaft 14r, and the vehicle is stopped.
[0065]
That is, the planetary gear device 16 in this case functions as a starting clutch and a torque amplifying device, and a motor torque (regenerative braking torque) T_MBy gradually increasing the torque from 0 to increase the reaction force, the engine torque T_E(1 + ρ_E) The vehicle can start smoothly with double output torque.
[0066]
Here, in this embodiment, the approximate torque ρ of the engine 12 is approximately ρ._EA motor generator having a double torque capacity, that is, a motor generator 14 having a small capacity and a capacity as small as possible while ensuring a necessary torque is used, and the apparatus is small and inexpensive.
[0067]
In this embodiment, the motor torque T_MIn response to the increase in the engine speed, the throttle valve opening and the fuel injection amount are increased to increase the output of the engine 12, and the engine speed N accompanying the increase in the reaction force_EThis prevents engine stalls and the like due to a decrease in the engine.
[0068]
As is apparent from FIG. 8, the mode 7 selected in step S10 is the first clutch CE.₁ Is engaged (ON), and the second clutch CE₂ Is released (OFF), the engine 12 is in an operating state, the motor generator 14 is in a no-load state and is electrically neutral, and the rotor shaft 14r of the motor generator 14 is freely rotated in the reverse direction to automatically The output with respect to the input shaft 26 of the transmission 18 becomes zero. Accordingly, it is not necessary to stop the engine 12 at a time when the vehicle is stopped while traveling with the engine 12 as a power source, such as in the mode 3, and the engine start in the mode 5 is substantially possible.
[0069]
On the other hand, if the determination in step S7 is negative, that is, if there is no engine start request, step S11 is executed to determine whether or not the request output Pd is equal to or less than a first determination value P1 set in advance. The required output Pd is an output required for traveling of the vehicle including the traveling resistance, and the accelerator operation amount θ_ACAnd its change speed, vehicle speed V (output shaft speed N_O), Based on a shift stage of the automatic transmission 18 or the like, using a predetermined data map, arithmetic expression, or the like.
[0070]
The first determination value P1 is a boundary value between a middle load region that travels using only the engine 12 as a power source and a low load region that travels using only the motor generator 14 as a power source, and energy efficiency including when the engine 12 is charged. In consideration of the above, the amount of exhaust gas and the amount of fuel consumption is determined by experiments so as to be as small as possible.
[0071]
If the determination in step S11 is affirmative, that is, if the required output Pd is equal to or less than the first determination value P1, it is determined in step S12 whether or not the storage amount SOC is greater than or equal to a preset minimum storage amount A. If ≧ A, mode 1 is selected in step S13. On the other hand, if SOC <A, mode 3 is selected in step S14.
[0072]
The minimum storage amount A is the minimum storage amount allowed to take out electrical energy from the power storage device 58 when traveling using the motor generator 14 as a power source. For example, 70% based on the charge / discharge efficiency of the power storage device 58 A value of about is set.
[0073]
As is apparent from FIG. 8, the mode 1 is the first clutch CE.₁ Is released (OFF) and the second clutch CE is released.₂ Is engaged (ON), the engine 12 is stopped, and the motor generator 14 is driven to rotate at the required output Pd. The vehicle is driven using only the motor generator 14 as a power source.
[0074]
Also in this case, the first clutch CE₁ Since the engine 12 is released and the engine 12 is shut off, there is little rubbing loss as in the mode 6, and efficient motor drive control is possible by appropriately controlling the shift of the automatic transmission 18.
[0075]
Further, this mode 1 is executed when the required output Pd is in a low load region where the first determination value P1 or less and the power storage amount SOC of the power storage device 58 is greater than or equal to the minimum power storage amount A. Therefore, the engine 12 is used as a power source. The energy efficiency is superior to that of traveling and fuel consumption and exhaust gas can be reduced, and the storage amount SOC of the power storage device 58 does not decrease from the minimum storage amount A and the performance such as charge / discharge efficiency is not impaired.
[0076]
As is apparent from FIG. 8, the mode 3 selected in step S14 is the first clutch CE.₁ And the second clutch CE₂ Are engaged (ON), the engine 12 is in an operating state, and the motor generator 14 is charged by regenerative braking. Electric energy generated by the motor generator 14 is generated while the vehicle is running with the output of the engine 12. The power storage device 58 is charged. The engine 12 is operated with an output equal to or higher than the required output Pd, and current control of the motor generator 14 is performed such that the motor generator 14 consumes a surplus power larger than the required output Pd.
[0077]
On the other hand, if the determination in step S11 is negative, that is, if the request output Pd is greater than the first determination value P1, in step S15, the request output Pd is greater than the first determination value P1 and greater than the second determination value P2. It is determined whether or not it is small, that is, whether or not P1 <Pd <P2.
[0078]
The second determination value P2 is a boundary value between a medium load region that travels using only the engine 12 as a power source and a high load region that travels using both the engine 12 and the motor generator 14 as power sources, and includes when the engine 12 is charged. In consideration of the energy efficiency, the amount of exhaust gas and the amount of fuel consumption is determined in advance by experiments or the like so as to reduce as much as possible.
[0079]
If P1 <Pd <P2, it is determined in step S16 whether or not SOC ≧ A. If SOC ≧ A, mode 2 is selected in step S17, and if SOC <A, step S14. Select mode 3.
[0080]
If Pd ≧ P2, it is determined in step S18 whether or not SOC ≧ A. If SOC ≧ A, mode 4 is selected in step S19, and if SOC <A, mode 2 is selected in step S17. select.
[0081]
In the mode 2, the first clutch CE is clear as apparent from FIG.₁ And the second clutch CE₂ Are engaged (ON), the engine 12 is operated at the required output Pd, and the motor generator 14 is brought into a no-load state. The vehicle is driven using only the engine 12 as a power source.
[0082]
Further, mode 4 is the first clutch CE.₁ And the second clutch CE₂ Are engaged (ON), the engine 12 is put into an operating state, and the motor generator 14 is rotationally driven. The vehicle is driven at a high output by using both the engine 12 and the motor generator 14 as power sources.
[0083]
This mode 4 is executed in a high load region where the required output Pd is equal to or higher than the second determination value P2, but since the engine 12 and the motor generator 14 are used in combination, only one of the engine 12 and the motor generator 14 is used. Compared to traveling as a power source, energy efficiency is not significantly impaired, and fuel consumption and exhaust gas can be reduced. Further, since the storage amount SOC is executed when the storage amount SOC is equal to or greater than the minimum storage amount A, the storage amount SOC of the power storage device 58 does not drop below the minimum storage amount A and performance such as charge / discharge efficiency is not impaired.
[0084]
Summarizing the operating conditions of the above modes 1 to 4, if the storage amount SOC ≧ A, in the low load region where Pd ≦ P1, the mode 1 is selected in step S13, and only the motor generator 14 is driven as the power source. In the medium load region of <Pd <P2, mode 2 is selected in step S17 and the engine 12 is driven using only the engine 12 as a power source. In the high load region of P2 ≦ Pd, mode 4 is selected in step S19 and the engine 12 and the motor generator are driven. It travels using both of 14 as a power source.
[0085]
Further, when SOC <A, the power storage device 58 is charged by executing the mode 3 of step S14 in the medium and low load region where the required output Pd is smaller than the second determination value P2, but the required output Pd is the second In a high load region that is equal to or greater than the determination value P2, mode 2 is selected in step S17, and the engine 12 performs high output travel without charging.
[0086]
Mode 2 of step S17 is executed when P1 <Pd <P2 in the medium load region and SOC ≧ A, or when Pd ≧ P2 is high load region and SOC <A, but generally in the medium load region. Since the engine 12 is more energy efficient than the motor generator 14, fuel consumption and exhaust gas can be reduced as compared with the case where the motor generator 14 is used as a power source.
[0087]
In the high load region, mode 4 in which the motor generator 14 and the engine 12 are used together is desirable. However, when the storage amount SOC of the power storage device 58 is smaller than the minimum storage amount A, only the engine 12 in the above mode 2 is used. By performing the operation using as the power source, it is avoided that the storage amount SOC of the power storage device 58 is less than the minimum storage amount A and the performance such as charge / discharge efficiency is impaired.
[0088]
On the other hand, as shown in the functional block diagram of FIG. 9, the control device of this embodiment includes a travel parameter detection means 130, an engagement pressure control means 132, and a shift end input torque increase means 134. Control during shifting is performed according to the flowchart shown in FIG. The travel parameter detection means 130 includes, for example, a shift position sensor 42 that detects the type of shift, and a throttle valve opening θ._ACA throttle valve opening sensor 44 is detected. The engagement pressure control means 132 is a friction engagement means that is engaged or released when the automatic transmission 18 is shifted, that is, the clutch C.₁, C₂, Brake B₀, B₂, B_ThreeThe linear solenoid valves SLU, SLT, SLN for controlling the initial hydraulic pressure, which is the initial characteristic of the above. The end-of-shift input torque increasing means 134 includes an end-of-period control determining means 136 and a motor torque control means 138. The engagement pressure control means 132, the end control judgment means 136, and the motor torque control means 138 are constituted by a hybrid control controller 50 and an automatic transmission control controller 52.
[0089]
In FIG. 10, at step SA1, the accelerator operation amount θ_ACFurther, the shift determination is made based on the vehicle speed V, and when shifting, step SA2 and subsequent steps are executed. The present invention can be applied to both upshifts and downshifts, but in the following description, the case of upshifts in which shift shock is particularly problematic will be described.
[0090]
Next, in step SA2, the solenoid valves SL1 to SL4 are switched in the excitation state to change speed. In step SA3, the operation mode, the type of shift, the input torque T_IFrom the learning map that is set in advance using parameters such as_snAnd the timer T is reset to measure the time until the inertia phase is started.
[0091]
In step SA4, the excitation current of the engagement pressure control means 132 is changed to the duty ratio D._snIn step SA5, it is determined whether the inertia phase has started. This determination is made, for example, by the gear ratio i of the gear stage before the gear shift._LIs used depending on whether or not the following equation (1) is satisfied. α is a constant close to 0 determined in consideration of detection error and the like.
N_I<N_OXi_L-Α (1)
[0092]
When the inertia phase is started, step SA6 is executed, and the time measured by the timer T at that time is determined as the time T required from the shift output to the start of the inertia phase._siRemember as. In the next step SA7, feedback control of the engagement pressure of the friction engagement means is started. This feedback control is based on the actual input shaft speed N_IIs the input shaft target speed N_IODuty ratio D of linear solenoid valves SLU, SLT, SLN so as to change along the locus of_snThis is done by electronic control.
[0093]
The input shaft target rotational speed N_IOIs the input shaft rotation speed at the start of shifting_I, T is the target shift time (the target value for how many seconds it takes to start and end the shift)_S, The input shaft synchronous rotation speed after the shift is N_ID(= Output shaft rotation speed N of automatic transmission 18_OX Gear ratio after shifting i_H) If the time t at the start of shifting is set to zero, the input shaft target rotational speed N after t sec_IO(T) is obtained according to the following equation (2). Of these, the target shift time T_SIs called from the map by the throttle valve opening, N_I, N_O, T uses the value at that time. In addition, during this feedback control, the maximum duty ratio D_max, Minimum value D_minWhen there is an update, rewriting will be performed each time.
N_IO(T) =-{(N_I-N_ID) / T_S} × t + N_I... (2)
[0094]
Next, at step SA8, the end control determining means 136 determines whether or not the shift has reached the end. Step SA8 is for determining the start of the shift end control of the next step SA9. For example, the gear ratio i of the gear stage after the shift is determined._HThe predetermined value β may be a constant value depending on whether or not the following equation (3) is satisfied. It is desirable to be set.
N_I<N_OXi_H+ Β (3)
[0095]
In step SA9, the end-of-shift control is executed as shown in FIG. This final control is performed with the duty ratio D_sn, The engagement hydraulic pressure of the engagement means is temporarily reduced, and the motor torque control means 138 uses the motor generator 14 to input torque T to the automatic transmission 18._IIs to temporarily increase the slip of the engaging means, and to reduce the transmission torque at the moment when the friction material of the engaging means finishes engaging, thereby suppressing the shift shock.
[0096]
  In this way, for example, when the charged amount SOC of the power storage device 58 is small and the slip of the engaging means cannot be increased by the motor generator 14, the duty ratio D_snThis can be compensated by further increasing the engagement pressure and further reducing the engagement hydraulic pressure of the engagement means. FIG. 11 is an example of a time chart at the time of 2 → 3 shift, and the solid line indicates the duty ratio D when the motor generator 14 is used._snThe broken line indicates the duty ratio D when the motor generator 14 is not used._snEtc. are shown. 12 (A) and 12 (B) show the engagement pressure of the friction engagement means when the motor generator 14 is used and when it is not used, that is, the accumulator control pressure P._acThe value of (B) is generally set lower than that of (A). The predetermined value β in the above equation (3) is determined by experiments or the like so that the shift shock (torque fluctuation) at the end of engagement is effectively suppressed.Step SA9 corresponds to the shift end control means of claims 1 and 2.
[0097]
This shift end control is continued until a shift end determination is made in step SA10, and when the end determination is made, a duty ratio D is determined in step SA11._snIs set to 0, and the input torque T from the motor generator 14_IIncrease control is terminated. The end of the shift is the gear ratio i of the shift stage after the shift_HThe predetermined value γ is used to determine whether or not the following expression (4) is satisfied. The predetermined value γ is a constant close to 0 determined in consideration of detection error and the like, and is smaller than the predetermined value β It is.
N_I<N_OXi_H+ Γ (4)
[0098]
In the next step SA12 and thereafter, learning control of the initial engagement pressure is performed. First, in step SA12, D rewritten during feedback control._maxIs the initial duty ratio D_sWhether or not is equal is determined. If, as shown in FIG._max= D_sIf it is, the duty ratio D for generating the next initial engagement pressure in step SA13._snIs D_s-(D_s-D_min) × 0.5. On the other hand, as shown in FIG._maxIs D_sIs not equal to the duty ratio D for generating the next initial engagement pressure in step SA14._snIs D_s+ (D_max-D_s) × 0.5.
[0099]
In the subsequent step SA15, the time T from when the gear shift command is issued until the inertia phase starts._siIs a preset threshold value T according to the throttle valve opening and the type of speed change._limIf it is smaller, there is no particular problem, so the next initial duty ratio D_snIs the D obtained in step SA13 or SA14_sn(Step SA17).
[0100]
However, if time T_siIs the threshold T_limIf it is larger, the previous initial duty ratio D_sMeans that the gear shift was so low that it could not be completed within the buffer region of the accumulator, so in step SA16 the next initial duty ratio D_snIs obtained in step SA13 or SA14._snMore predetermined value D than_STThe next shift is started at a higher initial engagement pressure.
[0101]
In this manner, the duty ratio change mode (change mode of the correction amount of the engagement pressure) in the previous shift is sequentially reflected in the next correction of the initial value of the engagement pressure. Regardless of the case, good engagement pressure setting is performed from the beginning of supplying the hydraulic pressure.
[0102]
14 and 15 are flowcharts in which the flowchart of FIG. 10 is rewritten to a more specific level. This flowchart is configured so that substantially the same operation as in FIG. 10 can be obtained by using six PHASEs. Since it can be easily understood how the flow chart of FIG. 10 is embodied by looking at the contents described in each step, the same steps as in FIG. Description is omitted.
[0103]
According to this embodiment, the input torque T is applied by the motor generator 14 at the end of the shift._IThe clutch C₂And brake B₂, B_ThreeThe shock at the time of engagement is reduced.
[0104]
As mentioned above, although one Example of this invention was described in detail based on drawing, this invention is applied also in another aspect.
[0105]
For example, in the above-described embodiment, the automatic transmission 18 having the first reverse speed and the fifth forward speed is used. However, as shown in FIG. It is also possible to employ an automatic transmission 60 consisting only of the main transmission 22 and perform shift control at four forward speeds and one reverse speed as shown in FIG.
[0106]
The present invention can be applied in various other modes without departing from the spirit of the present invention.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a hybrid drive device of a hybrid vehicle including a control device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a diagram for explaining a control system provided in the hybrid drive device of FIG. 1;
3 is a diagram for explaining the operation of an engagement element that establishes each gear position of the automatic transmission of FIG. 1; FIG.
4 is a diagram showing a part of a hydraulic circuit of the automatic transmission of FIG. 1. FIG.
5 is an accumulator control pressure P in FIG._acIt is a figure which shows the hydraulic circuit of the part which generate | occur | produces.
6 is a diagram illustrating a connection relationship between the hybrid control controller of FIG. 2 and an electric torque converter. FIG.
FIG. 7 is a flowchart for explaining the basic operation of the hybrid drive device of FIG. 1;
FIG. 8 is a diagram for explaining operating states of modes 1 to 9 in the flowchart of FIG.
FIG. 9 is a functional block diagram illustrating a main part of a control function that is a feature of the present invention.
FIG. 10 is a flowchart illustrating a main part of a control operation that is a feature of the present invention.
FIG. 11 is a diagram illustrating an example of a time chart when control is performed according to FIG. 10;
12 shows an accumulator control pressure P in the control operation of FIG._acThese tables are used to determine the case where the motor generator is used (A) and the case where the motor generator is not used (B).
13 is a diagram showing a change in duty ratio due to the control operation of FIG._sAnd maximum duty ratio D_maxIs equal to (A) and the initial duty ratio D_sAnd maximum duty ratio D_maxThe cases where and are not equal are shown.
14 is a flowchart obtained by rewriting the flowchart of FIG. 10 to a more specific level.
15 is a flowchart continued from the flowchart of FIG. 14;
FIG. 16 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a hybrid drive apparatus different from the embodiment of FIG. 1;
17 is a diagram for explaining the operation of the engagement element that establishes each gear position of the automatic transmission of FIG. 16;
[Explanation of symbols]
  12: Engine
  14: Motor generator (electric motor)
  18: Automatic transmission
  50: Controller for hybrid control
  52: Controller for automatic transmission control
  TheStep SA9:Shift end control means

Claims

It is equipped with an engine that operates by combustion of fuel and an electric motor that operates by electric energy as a power source when the vehicle travels.
A control device for a hybrid vehicle, in which a stepped transmission in which a plurality of shift stages having different gear ratios is established by engagement / release control of friction engagement means is disposed between the power source and the drive wheels In
When the shift of the transmission reaches the end of the shift immediately after the start of the inertia phase after the start of the inertia phase , the electric motor increases the input torque to the transmission by a predetermined amount and engages at the shift. The frictional engagement means is temporarily lowered to increase the slip of the frictional engagement means engaged during the shift, and when the shift is completed, the input torque increase control and the engagement are increased. A hybrid vehicle control device comprising shift end control means for ending the combined pressure reduction control.

It is equipped with an engine that operates by combustion of fuel and an electric motor that operates by electric energy as a power source when the vehicle travels.
A control device for a hybrid vehicle, in which a stepped transmission in which a plurality of shift stages having different gear ratios is established by engagement / release control of friction engagement means is disposed between the power source and the drive wheels In
Engagement during a shift of the transmission, after the start of the inertia phase, when led to the shift end immediately before the shift is completed, Rutotomoni increase the input torque to the speed change unit by a predetermined amount by the electric motor, when the speed-change The frictional engagement means to be engaged is temporarily reduced to increase the slippage of the frictional engagement means that is engaged at the time of the shift, and the slippage of the frictional engagement means is increased by the electric motor. A hybrid vehicle control device comprising shift end control means for compensating for slippage of the friction engagement means by further reducing the engagement pressure of the friction engagement means when it is not possible.