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CN103534158A - 混合动力车辆的控制装置 - Google Patents

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CN103534158A
CN103534158A CN201180070854.1A CN201180070854A CN103534158A CN 103534158 A CN103534158 A CN 103534158A CN 201180070854 A CN201180070854 A CN 201180070854A CN 103534158 A CN103534158 A CN 103534158A
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CN
China
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speed
torque
power
change
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Application number
CN201180070854.1A
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English (en)
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大坪秀显
石川直毅
野原英治
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Toyota Motor Corp
Original Assignee
Toyota Motor Corp
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Abstract

在机械式变速机构的同一种类的变速中，抑制变速振动实现恰当的变速。由于在自动变速器（18）的同一种类的变速中，与发动机旋转速度NE的变化大的变速时相比，发动机旋转速度NE的变化小的变速时，在同轴上的发动机转矩TE和参与自动变速器18的变速的啮合装置的啮合转矩的差分转矩（变速时惯性转矩Tina）小，所以，可以基于包含发动机（12）在内的整个动力传递系统中惯性最大的发动机（12）的惯性变化量，设定参与自动变速器（18）的变速的啮合装置的啮合转矩。即，能够设定考虑到与发动机转矩TE相应的转矩传递部分以及与惯性变化部分相应的变速时惯性转矩Tina的恰当的啮合转矩。

Description

混合动力车辆的控制装置
技术领域
本发明涉及串列地配备有具有差动机构的电气式变速机构和机械式变速机构的混合动力车辆的控制装置，特别是，涉及对机械式变速机构进行变速控制时的技术。
背景技术
通过使摩擦啮合装置啮合、分离而形成规定的变速级的车辆用的有级式自动变速器是众所周知的。例如，专利文献1中记载的自动变速器就是这种有级式自动变速器。一般地，在这种有级式自动变速器中，例如，如果进行变速的旋转条件（例如，车速、变速器输入旋转速度、发动机旋转速度等中的任一种）和转矩条件（例如，变速器输入转矩、发动机转矩、控制发动机转矩的节气门开度或加速踏板开度或吸入空气量等中的任一种）被确定，则通过伴随着有级式自动变速器中的同一种类的变速（即，有级式自动变速器的变速种类（例如1→2升档等）相同的变速）的变速器输入旋转速度的变化或发动机旋转速度的变化、即在同一种类的变速时发动机的旋转变化、或者通过构成有级式自动变速器的旋转构件的旋转变化而产生的惯性变化量被唯一地确定。从而，如专利文献1所述，在上述有级式自动变速器中，基于发动机转矩，设定在变速时负责发动机转矩和伴随着变速的惯性变化的啮合装置的离合器压（或者成为离合器压的初压的油压回路的管路压），并以相对于变速器输入转矩而言在该离合器压中不会产生超过或不足的方式进行控制。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开平6－280988号公报
发明内容
发明所要解决的课题
另外，如下所述的混合动力车辆也是众所周知的，该混合动力车辆配备有电气式变速机构和机械式变速机构（即，有级式自动变速器），其中，所述电气式变速机构配备有差动机构，该差动机构具有三个旋转构件：能够进行动力传递地与发动机连接的第一旋转构件、和能够进行动力传递地与差动用电动机连接的第二旋转构件和作为能够进行动力传递地与行驶用电动机连接的输出旋转构件的第三旋转构件，通过所述差动用电动机的运转状态受到控制，从而所述差动机构的差动状态受到控制，所述机械式变速机构构成所述电气式变速机构的输出旋转构件与驱动轮之间的动力传递路径的一部分，并且，通过啮合装置的啮合来形成变速级。在这种混合动力车辆中，例如，可以不被机械式变速机构的输入旋转构件（下面，称之为AT输入轴）的状态所约束地任意（自由地）控制发动机旋转速度或差动用电动机的旋转速度。从而，无论伴随着机械式变速机构的变速的AT输入轴旋转速度的变化如何，都使发动机旋转速度自由地变化。例如，在机械式变速机构的同一种类的变速中，可以通过在变速前后将发动机的工作点（例如，由发动机旋转速度和发动机转矩决定的发动机的运行点）固定不变，进行不使发动机功率变化地而使机械式变速机构变速的等功率变速，或者在变速前后使发动机的工作点移动，进行一边使发动机功率变化一边使机械式变速机构变速的非等功率变速。
因此，存在着如下的可能性：在机械式变速机构的变速中产生的动力传递装置整体（电气式变速机构＋机械式变速机构）的惯性变化量不能被唯一地确定，即使基于发动机转矩设定变速过渡中的啮合装置的离合器压，相对于啮合装置所应当承担的转矩而言，该离合器压也会发生超过或不足。这样一来，存在着不能恰当地进行机械式变速机构的变速而发生变速振动的可能性。另外，这种课题不是公知的，以前未提出过对于着眼于在机械式变速机构的同一种类的变速中动力传递装置整体（电气式变速机构＋机械式变速机构）的惯性变化的不同而设定啮合装置的离合器压的方案。
本发明是以上述情况为背景做出的，其目的是，提供一种在机械式变速机构的同一种类的变速中，可以抑制变速振动而实现恰当的变速的混合动力车辆的控制装置。
解决课题的手段
为了达到所述目的的第一个发明的主旨是，（a）一种混合动力车辆控制装置，配备有电气式变速机构和机械式变速机构，所述电气式变速机构配备有差动机构，该差动机构具有三个旋转构件：能够进行动力传递地与发动机连接的第一旋转构件、能够进行动力传递地与差动用电动机连接的第二旋转构件、和能够进行动力传递地与行驶用电动机连接的作为输出旋转构件的第三旋转构件，通过该差动用电动机的运转状态受到，从而该差动机构的差动状态受到控制，所述机械式变速机构构成该电气式变速机构的输出旋转构件与驱动轮之间的动力传递路径的一部分，并且，通过啮合装置的啮合来形成变速级，（b）在所述机械式变速机构中的同一种类的变速中，与所述发动机的旋转速度变化大的变速时相比，在所述发动机的旋转速度变化小的变速时，减小同轴上的、所述发动机的输出转矩与参与所述机械式变速机构的变速的啮合装置的啮合转矩的差值转矩。
发明的效果
这样，由于在所述机械式变速机构的同一种类的变速中，与所述发动机的旋转速度变化大的变速时相比，在所述发动机的旋转速度变化小的变速时，减小在同轴上的所述发动机的输出转矩与参与所述机械式变速机构的变速的啮合装置的啮合转矩的差值转矩，所以，可以基于在包含发动机在内的整个动力传递系统中惯性最大的发动机的惯性变化量，设定参与机械式变速机构的变速的啮合装置的啮合转矩。即，能够设定考虑到与发动机的输出转矩相应的转矩传递部分及与惯性变化部分相应的差值转矩的恰当的啮合转矩。因而，在机械式变速机构的同一种类的变速中，可以抑制变速振动而实现恰当的变速。
这里，第二个发明，在所述第一个发明记载的混合动力车辆的控制装置中，在所述发动机的旋转速度变化小的变速时和该发动机的旋转速度变化大的变速时，所述差值转矩分别为预先设定的值。这样，可以基于差值转矩恰当地设定参与机械式变速机构的变速的啮合装置的啮合转矩。
另外，第三个发明，在所述第一个发明或者第二个发明记载的混合动力车辆的控制装置中，所述发动机的旋转速度变化小的变速，是在变速前后不使所述发动机的输出功率变化而使所述机械式变速机构变速的等功率变速，所述发动机的旋转速度变化大的变速，是在变速前后一边使所述发动机的输出功率变化一边使所述机械式变速机构变速的非等功率变速。这样，在机械式变速机构的同一种类的变速中，在等功率变速时和非等功率变速时，能够分别设定恰当的啮合转矩。
另外，第四个发明，在第三个发明记载的混合动力车辆的控制装置中，在所述非等功率变速时，在变速前后的所述发动机的输出功率的变化量越大，所述差值转矩越被增大。这样，在机械式变速机构的同一种类的变速中，可以实现更恰当的变速。
另外，第五个发明，在所述第三个发明或者第四个发明记载的混合动力车辆的控制装置中，所述等功率变速和非等功率变速是通过使用者的操作来选择的。这样，即使在通过使用者的操作选择等功率变速时和非等功率变速时中的任何一个时，在机械式变速机构的同一种类的变速中，也能够设定恰当的啮合转矩。
附图说明
图1是说明应用本发明的混合动力车辆的图。
图2是表示配备在车辆用动力传递装置上的动力分配机构中的各个旋转构件的旋转速度的相对关系的共线图。
图3是表示对于构成配备在车辆用动力传递装置上的自动变速器的行星齿轮装置的各个旋转构件的相互关系的共线图。
图4是说明电子控制装置的控制功能的主要部分的功能框图。
图5是以自动变速器的升档作为例子，利用共线图说明等功率变速和非等功率变速的图。
图6是等功率变速时惯性转矩映象的一个例子。
图7是非等功率变速时惯性转矩映象的一个例子。
图8是说明在电子控制装置的控制动作的主要部分、即自动变速器的同一种类的变速中，抑制变速振动实现恰当的变速用的控制动作的流程图。
图9是表示进行图8的流程图所示的控制动作的情况下的一个例子的时间图，是等功率变速时的实施例。
图10是表示进行图8的流程图所示的控制动作的情况下的一个例子的时间图，是非等功率变速时的实施例。
图11是表示进行图8的流程图所示的控制动作的情况下的一个例子的时间图，是非等功率变速时的另外一个实施例。
具体实施方式
在本发明中，优选地，所述机械式变速机构，由例如具有通过啮合装置选择性地连接一组或者多组行星齿轮装置的旋转构件来择一地达到的多个齿轮级（变速级）、例如前进两级、前进三级、进而三级以上的变速级等的各种行星齿轮式多级变速器（即，有级式自动变速器）构成。作为这种啮合装置，广泛采用通过油压促动器啮合的多板式、单板式的离合器或制动器、或者带式的制动器等油压式摩擦啮合装置。供应用于使该油压式摩擦啮合装置啮合动作用的工作油的油泵，例如，可以是由作为行驶用驱动力动力源的发动机旋转驱动而排出工作油的油泵，也可以是由独立于发动机配置的专用的电动机等旋转驱动的油泵。
另外，优选地，包含上述油压式摩擦啮合装置在内的油压控制回路，例如，在响应性这一点上，希望分别直接向油压式摩擦啮合装置的油压促动器（油压缸）供应电磁阀的输出油压，但是，也可以以通过利用该电磁阀的输出油压作为先导油压控制换档控制阀，从该换档控制阀向油压促动器供应工作油的方式构成。
另外，优选地，所述车辆用动力传递装置相对于车辆的搭载姿势，可以是驱动装置的轴线成为车辆的宽度方向的FF（前置发动机·前轮驱动）车辆等的卧式型的，也可以是驱动装置的轴线成为车辆的前后方向的FR（前置发动机·后轮驱动）车辆等的立式型的。
另外，优选地，所述发动机和所述差动机构只要是在操作上被连接即可，例如，可以是在发动机与差动机构之间设置脉动吸收减震器（振动衰减装置）、直接耦合离合器、带有减震器的直接耦合离合器或者流体传动装置等的结构，也可以发动机和差动机构始终连接的结构。另外，作为流体传动装置，使用带有锁止离合器的变矩器或液力偶合器等。
另外，在本说明书中，在说到“供应油压”的情况下，意味着“使油压作用”或者“供应被该油压控制的工作油”。另外，在本说明书中，所谓“转速”意味着“单位时间的转数”即“旋转速度（rpm）”。例如，发动机的转速意味着发动机的旋转速度，转速时间变化率意味着旋转速度时间变化率。
下面，参照附图说明本发明的实施例。
实施例
图1是说明适合于应用本发明的混合动力车辆（下面，称之为车辆）10的图。该图1所示的车辆10配备有车辆用动力传递装置（下面，称之为动力传递装置）11，所述动力传递装置11包括：动力分配机构16，该动力分配机构16将从发动机12输出的动力分配给作为差动用电动机的第一电动机MG1和作为输出旋转构件的传动构件14；第二电动机MG2，所述第二电动机MG2作为在操作上（能够传递动力地）连接到传动构件14上的行驶用电动机；以及构成动力分配机构16（传动构件14）和驱动轮22之间的动力传递路径的一部分的作为机械式变速机构的自动变速器18。该动力传递装置11适合于用于FR（前置发动机·后轮驱动）车辆等，从发动机12或第二电动机MG2输出的转矩被传递给传动构件14，从该传动构件14经由自动变速器18或差动齿轮装置20将转矩传递给左右一对后轮（驱动轮）22。另外，由于动力传递装置11是相对于其中心线对称地构成的，所以，在图1中，省略地表示出它的一半。
另外，在车辆10上例如配备有电子控制装置50，所述电子控制装置50包含进行动力传递装置11的各种控制的控制装置。该电子控制装置50例如包含有配备了CPU、RAM、ROM、输入输出接口等的所谓的微型计算机而构成，CPU通过一边利用RAM的暂时存储功能一边根据预先存储在ROM中的程序进行信号处理，进行车辆10的各种控制。例如，电子控制装置50进行发动机12的输出控制、自动变速器18的变速控制等，根据需要，分成发动机控制用电子控制装置（E－ECU）、电动发电机控制用电子控制装置（MG－ECU）、变速控制用电子控制装置（T-ECU）等构成。
发动机12是车辆10的主动力源，例如，是汽油发动机或柴油发动机等使规定的燃料燃烧以输出动力的公知的内燃机。该发动机12例如通过由所述发动机控制用电子控制装置（E－ECU）电气地控制节气门开度或者吸入空气量、燃料供应量、点火正时等运转状态，控制发动机12的输出转矩（发动机转矩）TE。
第一电动机MG1和第二电动机MG2例如是具备产生驱动转矩的电动机（motor）的功能及发电机（generator）的功能中的至少一种功能的同步电动机，例如，是使之作为发动机或发电机选择性地动作的电动发电机。这些第一电动机MG1及第二电动机MG2，例如，经由逆变器24被连接到蓄电池或电容器等蓄电装置26上，通过利用所述电动发电机控制用电子控制装置（MG－ECU）控制该逆变器24，控制第一电动机MG1及第二电动机MG2各自的输出转矩或者再生转矩（MG1转矩TMG1、MG2转矩TMG2）。
动力分配机构16由公知的单小齿轮型型的行星齿轮装置构成，作为三个旋转构件（旋转部件），所述行星齿轮装置配备有太阳齿轮S0、相对于该太阳齿轮S0配置在同心圆上的内齿轮R0、可自由地自转且公转地支承啮合到这些太阳齿轮S0及内齿轮R0上的小齿轮P0的行星齿轮架CA0，该动力分配机构具有产生差动作用的差动机构的功能。该行星齿轮装置与发动机12及自动变速器18同心地设置。另外，在动力传递装置11中，发动机12的曲轴28经由减震器30连接到动力分配机构16的行星齿轮架CA0上。与此相对，第一电动机MG1连接到太阳齿轮S0上，传动构件14连接到内齿轮R0上。在动力分配机构16中，行星齿轮架CA0作为输入构件起作用，太阳齿轮S0作为反作用力构件起作用，内齿轮R0作为输出构件起作用。
动力分配机构16中的各个旋转构件的旋转速度的相对关系，用图2的共线图表示。在该共线图中，纵轴S（g轴）、纵轴CA（e轴）及纵轴R（m轴）是分别表示太阳齿轮S0的旋转速度、行星齿轮架CA0的旋转速度及内齿轮R0的旋转速度的轴，纵轴S、纵轴CA以及纵轴R的相互间隔，当纵轴S和纵轴CA的间隔为1时，被以纵轴CA和纵轴R的间隔成为ρ（即，动力分配机构16的齿轮比ρ＝太阳齿轮S0的齿数Zs/内齿轮R0的齿数Zr）的方式设定。在该动力分配机构16中，当相对于输入到行星齿轮架CA0的发动机转矩TE，在正旋转中将作为由第一电动机MG1产生的负转矩的反作用力转矩输入到太阳齿轮S0时，在成为输出构件的内齿轮R0上，在正旋转中出现成为正转矩的输出转矩。这时，在正旋转中产生负转矩的第一电动机MG1起着发电机的作用。即，构成作为电气式变速机构（电气式差动机构）的电气式无级变速器17（参照图1），所述电气式变速机构配备有动力分配机构16，该动力分配机构16具有三个旋转构件：作为能够进行动力传递地连接有发动机12的第一旋转构件RE1的行星齿轮架CA0、作为能够进行动力传递地连接有第一电动机MG1的第二旋转构件RE2的太阳齿轮S0、和作为能够进行动力传递地连接有第二电动机MG2的输出旋转构件（即第三旋转构件RE3）的内齿轮R0，对于该电气式变速机构，通过控制该第一电动机MG1的运转状态，控制动力分配机构16的差动状态。即，构成电气式无级变速器17，所述电气式无级变速器17具有作为能够进行动力传递地连接有发动机12的差动机构的动力分配机构16和作为能够进行动力传递地连接有动力分配机构16的差动用电动机的第一电动机MG1，通过第一电动机MG1的运转状态受到控制，动力分配机构16的差动状态受到控制。从而，电气式无级变速器17，使其变速比γ0（＝发动机12的旋转速度NE/传动构件14的旋转速度N14）连续地变化，作为电气式的无级变速器进行动作。并且，发动机12的动力经由该电气式无级变速器17传递给传动构件14。
另外，在该电气式无级变速器17中，通过控制动力分配机构16的差动状态，无论内齿轮R0的旋转速度如何，通过使第一电动机MG1的旋转速度、即第一电动机旋转速度NMG1上升或者下降，可以连续地使发动机12的旋转速度、即发动机旋转速度NE连续地（无级地）变化。图2的虚线表示在内齿轮R0的旋转速度恒定时，通过使第一电动机旋转速度NMG1从实线所示的值降低，发动机旋转速度NE降低的状态。另外，通过控制第一电动机MG1，使动力分配机构16起到无级变速器的作用，借此，例如，可以按照发动机12的油耗性能最好的工作点（例如，由发动机旋转速度NE和发动机转矩TE确定的发动机12的运转点；下面，称为发动机工作点）使发动机12工作。这种混合动力形式被称为机械分配式或者拼合式。
回到图1，自动变速器18，串列地设置在电气式无级变速器17（作为电气式无级变速器17的输出旋转构件的传动构件14）与驱动轮22之间的动力传递路径上，例如，以旋转构件相互连接的两个行星齿轮装置31、32为主体构成。即，配备有单小齿轮型的行星齿轮装置31和单小齿轮型的行星齿轮装置32，所述单小齿轮型的行星齿轮装置31配备有三个旋转构件：太阳齿轮S1、内齿轮R1以及能够自由地自转并且公转地支承行星齿轮P1的行星齿轮架CA1，并产生公知的差动作用，所述单小齿轮型的行星齿轮装置32配备有三个旋转构件：太阳齿轮S2、内齿轮R2以及能够自由地自转并且公转地支承行星齿轮P2的行星齿轮架CA2，并产生公知的差动作用，行星齿轮架CA1和内齿轮R2相互连接，并且，内齿轮R1和行星齿轮架CA2相互连接。另外，太阳齿轮S2连接到传动构件14上，并且，内齿轮R1及行星齿轮架CA2连接到作为自动变速器18的输出旋转构件的变速器输出轴（AT输出轴）19上。另外，传动构件14起着作为自动变速器18的输入旋转构件的变速器输入轴（AT输入轴）的作用。
另外，在自动变速器18中，设置有用于在自动变速器18中选择性地使变速比分别不同的多个变速级成立的多个啮合装置（啮合构件）。即，在自动变速器18中，设置有第一制动器B1和第二制动器B2，所述第一制动器B1为了选择性地固定太阳齿轮S1，设置在该太阳齿轮S1与作为非旋转构件的外壳33之间，所述第二制动器B2为了选择性地固定相互连接的行星齿轮架CA1及内齿轮R2，设置在所述行星齿轮架CA1及内齿轮R2与外壳33之间。所述第一制动器B1及第二制动器B2是利用摩擦力产生制动力的所谓摩擦啮合装置，例如，由利用油压促动器推压相互重叠的多个摩擦片的湿式多板型的油压式摩擦啮合装置等构成，是用于选择性地将中间夹着该装置的两侧的构件连接起来的装置。并且，以根据从用于使这些第一制动器B1及第二制动器B2动作的油压控制回路40供应的工作油的油压（啮合压，离合器压），第一制动器B1及第二制动器B2的各个转矩容量、即离合器转矩（啮合转矩）Tb1及Tb2连续地变化的方式构成。
在如上所述构成的自动变速器18中，当使第一制动器B1啮合时，达到自动变速器18的变速比γAT（＝AT输入轴的旋转速度NAT/AT输出轴19的旋转速度NOUT）比“1”大的变速比γATh的高速级H。另外，当代替第一制动器B1使第二制动器B2啮合时，达到自动变速器18的变速比γAT比该高速级H的变速比γATh大的变速比γATl的低速级L。这样，自动变速器18是通过控制工作油向油压式摩擦啮合装置的供应和排出而使变速级成立的机构，即，是通过油压式摩擦啮合装置的啮合和释放来切换变速级的机械式变速机构。在上述变速级H及L之间的变速基于车速或要求驱动力关联值（目标驱动力关联值）等行驶状态来进行。更具体地说，借助所述变速控制用电子控制装置（T－ECU），从具有选择变速级用的变速曲线的预先求出并存储的公知的关系（变速线图、变速映射），基于实际的行驶状态，使某一个变速级成立。另外，所述要求驱动力关联值中的驱动力关联值，是与车辆的驱动力一对一地对应的，不仅是驱动轮22的驱动转矩或者驱动力，例如，也可以是自动变速器18的输出转矩、即作为AT输出轴19上的转矩的AT输出轴转矩TOUT、发动机转矩TE、车辆的加速度。另外，要求驱动力关联值，例如，是基于加速踏板开度（或者，节气门开度、吸入空气量、空燃比、燃料喷射量）而确定的驱动力关联值的要求值（目标值），但是，也可以直接使用加速踏板开度等。
图3表示共线图，为了表示对于构成自动变速器18的行星齿轮装置31、32的各个旋转构件的相互关系，该共线图具有四个纵轴，即，纵轴S2、纵轴R1、CA2、纵轴CA1、R2、及纵轴S1。这些纵轴S2、纵轴R1、CA2、纵轴CA1、R2及纵轴S1分别表示太阳齿轮S2的旋转速度、相互连接的内齿轮R1及行星齿轮架CA2的旋转速度、相互连接的行星齿轮架CA1及内齿轮R2的旋转速度、及太阳齿轮S1的旋转速度。如该共线图所示，在自动变速器18中，当行星齿轮架CA1及内齿轮R2被第二制动器B2固定时，形成低速级L，传动构件14中的转矩、即作为AT输入轴上的转矩的AT输入轴转矩TAT，对应于这时的变速比γATl而增大，被传递到AT输出轴19。当代替上述方式而使第一太阳齿轮S1被第一制动器B1固定时，形成具有比低速级L的变速比γATl小的变速比γATh的高速级H。由于在该高速级H的变速比也比“1”大，所以，AT输入轴转矩TAT与该变速比γATl相对应地增大，被传递到AT输出轴19。另外，在稳定地形成各个变速级L、H的状态下，被传递到AT输出轴19上的转矩（即，AT输出轴转矩TOUT）变成根据各个变速比使AT输入轴转矩TAT增大的转矩，但是，在自动变速器18的变速过渡状态，变成受到伴随着各个制动器B1、B2的转矩容量或旋转速度变化的惯性转矩等的影响的转矩。
回到图1，向电子控制装置50提供例如来自于下面所述的各个传感器的检测信号：检测作为加速踏板34的操作量的加速踏板操作量（加速踏板开度）Acc用的加速踏板开度传感器AS；检测制动踏板36的操作用的制动器传感器BS；检测变速杆38的操作位置（变速位置）PSH用的操作位置传感器SS；检测工作油的温度（工作油温度）THOIL用的油温传感器TS；检测作为对应于车速V的AT输出轴19的旋转速度的At输出轴旋转速度NOUT用的输出旋转速度传感器NOS；检测发动机旋转速度NE用的发动机旋转速度传感器NES；检测第一电动机旋转速度NMG1用的第一电动机旋转速度传感器NM1S；检测作为第二电动机MG2的旋转速度的第二电动机旋转速度NMG2（即，作为传动构件14的旋转速度N14的AT输入轴的旋转速度NAT、即AT输入轴旋转速度NAT）用的第二电动机旋转速度传感器NM2S、检测蓄电装置26的温度（蓄电装置温度）THbat、充电电流或放电电流（充放电电流或输入输出电流）Icd、或电压（蓄电装置电压）Vbat用的蓄电池状态检测传感器BATS等。另外，基于上述蓄电装置温度THbat、充放电电流Icd及蓄电装置电压Vbat，计算出蓄电装置26的充电容量（充电状态、充电电平）SOC。
图4是说明电子控制装置50的控制功能的主要部分的功能框图。在图4中，有级变速控制部、即有级变速控制机构52进行自动变速器18的变速控制，有级变速控制机构52，例如，从预定的公知的关系（变速曲线图、变速映射）基于车辆10的行驶状态、例如车速V及加速踏板操作量Acc（或者AT输出轴转矩TOUT等）进行变速判断，向油压控制回路40输出在自动变速器18中选择性地使高速级H或低速级L成立用的指令（变速输出指令、油压指令）。油压控制回路40使参与自动变速器18的变速的啮合装置啮合和/或释放，以根据该指令使变速级成立。例如，在所述指令是从低速级L向高速级H的升档指令的情况下，油压控制回路40，以将成为释放侧啮合装置的第二制动器B2释放并且将成为啮合侧啮合装置的第一制动器B1啮合的方式使这些制动器B1、B2的油压促动器动作。
混合动力控制部、即混合动力控制机构54，例如，根据行驶状态，选择性地使例如下述模式成立：停止发动机，专门将第二电动机MG2作为驱动源的电动机行驶模式；通过借助第一电动机MG1的发电承担对于发动机12的动力的反作用力，将发动机直达转矩传递给传动构件14，并且通过借助第一电动机MG1发电电力驱动第二电动机MG2，将转矩传递给传动构件14以进行行驶的发动机行驶模式（稳定行驶模式）；在该发动机行驶模式中，进一步附加利用来自于蓄电装置26的电力的第二电动机MG2的驱动力进行行驶的辅助行驶模式（加速行驶模式）等。
下面，以上述发动机行驶模式中的控制作为一个例子具体地进行说明。混合动力控制机构54，为了动力性能及改善油耗等，考虑到自动变速器18的变速级，进行发动机12及各个电动机MG的控制。在这种混合动力控制中，为了整合为使发动机12在效率高的工作区域工作而确定的发动机旋转速度NE与利用车速V及自动变速器18的变速级确定的AT输入轴旋转速度NTA，使电气式无级变速器17作为电气式的无级变速器起作用。例如，混合动力控制机构54从加速踏板开度Acc或车速V计算出车辆10的要求功率，从该要求功率和充电要求值计算出必要的转矩目标功率。进而，混合动力控制机构54考虑到传动损失、辅机负荷、第二电动机MG2的辅助转矩等的情况下计算出作为发动机12的输出功率（发动机功率）PE的目标值的目标发动机功率PE *，以便获得该转矩目标功率。并且，混合动力控制机构54，例如，按照预先存储的公知的发动机油耗最佳线（参照图5），以一边使发动机12动作、一边成为获得目标发动机功率PE *的发动机工作点的方式控制发动机12，并且，控制第一电动机MG1的发电量，以便兼顾运转性能和油耗性能。另外，在本实施例中，所谓油耗性能，例如，是单位燃料消耗量的行驶距离，或者是作为整个车辆的燃料消耗率（＝燃料消耗量/驱动轮输出）等。
在这种混合动力控制中，发动机12的动力的主要部分被机械地向传动构件14传递，但是，发动机12的动力的一部分通过第一电动机MG1的发电而被变换成电能，该电能通过逆变器24被供应给第二电动机MG2或蓄电装置26。并且，通过第二电动机MG2被来自于第一电动机MG1、蓄电装置26的电力驱动，来自于第二电动机MG2动力被赋予传动构件14。借助与从牵涉到该发电的由第一电动机MG1引起的电能的产生到牵涉到驱动的由第二电动机MG2引起的电能的消耗相关联的设备，发动机12的动力的一部分被变换成电能，构成直到该电能被变换成机械能为止的电通路。
这里，在本实施例的车辆用动力传递装置11中，电气式无级变速器17和自动变速器18能够分别进行变速。因此，在同时（并行地）进行电气式无级变速器17的变速控制和自动变速器18的变速控制的同时变速中，希望预先估计由电气式无级变速器17及自动变速器18构成的整个变速机构（整个车辆用动力传递装置11）中的能量收支等，进行考虑到整体的平衡的变速控制。具体地说，与整个车辆用动力传递装置11的变速时的能量收支相关的主要因素是例如发动机12的产生动力（发动机功率PE）、从AT输出轴19作为驱动力输出的动力（由制动器B1、B2进行的驱动传递功率）、伴随着旋转构件的旋转变化的惯性能量、以及蓄电装置26的电力收支（蓄电装置26的充发电收支、即充放电量）四个因素。从而，可以借助发动机功率PE、由制动器B1、B2进行的驱动传动功率、以及惯性能量，将蓄电装置26的充放电收支控制到目标值。
另外，例如，基于车辆10的行驶状态及蓄电装置26的充电容量SOC等计算蓄电装置26的充放电收支的目标值。例如，根据系统的充放电状况适当地设定，在不存在对蓄电装置26的充放电要求的情况下，该充放电收支的目标值为零（±0[kw]），但是，在有充电要求的情况下该充放电收支目标值为5[kw]左右，在有放电要求的情况下该充放电收支目标值为－5[kw]左右。另外，由制动器B1、B2进行的驱动传递功率是由制动器B1、B2的离合器转矩Tb1、Tb2（例如，换算到m轴上的变速过渡中的第一制动器B1和第二制动器B2的合计转矩）在自动变速器18中向驱动轮22侧传递的离合器功率，是相当于经由自动变速器18向驱动轮22侧传递的功率的自动变速器18中的驱动传递功率。另外，在整个车辆用动力传递装置11的能量收支这一点上，由于涉及到第一电动机MG1及第二电动机MG2的功率收支被表示成与蓄电装置26的电力收支的形式，所以，这里也可以不加以考虑。
另外，作为电气式无级变速器17和自动变速器18的同时变速的形式，例如，在抑制了发动机工作点的移动的状态下（例如，保持将发动机工作点固定不变），可以进行在变速前后不使发动机功率PE变化而使自动变速器变速的等功率变速。另外，作为同时变速的另外的形式，可以使发动机工作点移动，进行在变化前后一边使发动机功率PE变化一边使自动变速器18变速的非等功率变速。上述等功率变速，例如，可以设想为在伴随着在加速踏板开度Acc大致恒定的状态下车速V的上升的自动变速器18的升档时、以及伴随着在加速踏板关闭（不踩油门）的减速行驶中的车速V的降低的自动变速器18的降档。另外，上述非等功率变速，例如，可以设想为伴随着加速踏板34的复位操作的自动变速器18的升档时、以及伴随着加速踏板34踩下量增加操作的自动变速器18的降档。另外，例如，可以设想为配备有能够通过使用者的操作选择所述等功率变速和所述非等功率变速的变速形式选择开关70（参照图1），通过使用者的操作经由该变速形式选择开关70选择等功率变速和非等功率变速中的任一种变速时的自动变速器18的变速时。
图5是以自动变速器18的升档作为例子，利用共线图说明等功率变速和非功率变速的图。在图5中，在等功率变速中，如实线所示，进行自动变速器18的升档和用于不使发动机工作点移动的电气式无级变速器17的变速。另外，在非等功率变速中，如虚线所示，进行自动变速器18的升档和用于一边使发动机工作点沿着油耗性能最佳线移动一边使发动机功率PE变化的电气式无级变速器17的变速。
这样，在本实施例的车辆用动力传递装置11中，在自动变速器18的同一种类的变速中，可以进行像等功率变速那样在变速前后发动机旋转速度NE的变化比较小的变速、和像非等功率变速那样在变速前后发动机旋转速度NE的变化比较大的变速。因此，若考虑到与电动机MG1、MG2及自动变速器18的惯性相比、发动机12的惯性格外大，则发动机旋转速度NE的变化尽可能受到抑制的等功率变速，与非等功率变速相比，应当由整个车辆用动力传递装置11吸收的惯性动力变得相当小。从而，在自动变速器18的同一种类的变速中，存在着如下可能性：在自动变速器18的变速中产生的整个车辆用动力传递装置11的惯性变化量不能被唯一地决定，仅仅只通过基于发动机转矩TE设定变速过渡中的啮合装置的离合器压，对于各个啮合装置应当承担的分担转矩，该离合器压产生超过或不足。这样，存在着不能使自动变速器18的变速恰当地进行、发生变速振动的可能性。另外，所谓在自动变速器18中的同一种类的变速，是自动变速器18的变速的种类变为相同的变速。另外，这种变速的种类是由变速方向及变速级确定的种类，例如，1→2升档或2→1降档等。
因此，在本实施例中，在自动变速器18中的同一种类的变速中，与发动机旋转速度NE的变化大的变速时相比，在发动机旋转速度NE的变化小的变速时，减小在同轴上的发动机转矩TE和参与自动变速器18的变速的啮合装置的啮合转矩的差值转矩Tina。例如，作为第一制动器B1及第二制动器B2的各离合器转矩Tb1、Tb2的合计值，换算到m轴（AT输入轴）上的啮合装置的离合器转矩值Tb是在AT输入轴转矩TAT上加上作为AT输入轴上的差值转矩Tina的变速时惯性转矩Tina的合计转矩。即，该合计转矩是啮合侧啮合装置及释放侧啮合装置相对于该合计转矩分别应当承担的换算到AT输入轴上的各个分担转矩Tb1、Tb2的合计转矩。另外，在自动变速器18中的同一种类的变速中，与非等功率变速时相比，在等功率变速时，减小该变速时的惯性转矩Tina。
更具体地说，各种信息取得部，即各种信息取得机构56，例如，取得由有级变速控制机构52进行的自动变速器18的变速的种类。另外，各种信息取得机构56例如取得车速V。另外，各种信息取得机构56，例如，取得AT输入轴转矩TAT。该AT输入轴转矩TAT是被机械地传递的发动机直达转矩TD（＝TE/（1＋ρ））的部分和由经由电通路传递的电力来驱动的MG2转矩TMG2的部分的合计转矩。另外，在蓄电装置26的充放电收支为零的情况下，由于实质上第一电动机MG1的发电电力全部被传递给第二电动机MG2，只借助该发电电力驱动第二电动机MG2，所以，AT输入轴转矩TAT相当于被传递给AT输入轴的发动机转矩TE的部分，即，相当于成为发动机直达转矩TD并被机械地传递的分配转矩和经由电通路从第一电动机MG1向第二电动机MG2电气地传递的分配转矩的合计转矩的部分。另外，各种信息取得机构56，例如，基于来自于变速形式选择开关70的信号，取得由使用者进行的等功率变速的指示或者非等功率变速的指示。
变速形式判定部、即变速形式判定机构58，判定由有级变速控制机构52进行的自动变速器18的变速时的整个车辆用动力传递装置11的变速形式、即所述同时变速的形式是等功率变速还是非等功率变速。例如，变速形式判定机构58基于加速踏板开度Acc的变化或对变速形式选择开关70的使用者的操作，判定是等功率变速还是非等功率变速。
离合器压设定部、即离合器压设定机构60，在由变速形式判定机构58判定为等功率变速的情况下，选择等功率变速时使用的变速时惯性转矩Tina的值被预先通过实验求出并存储起来的关系（等功率变速时惯性转矩映射）。另外，离合器压设定机构60，在由变速形式判定机构58判定为非等功率变速的情况下，选择在非等功率变速时使用的变速时惯性转矩Tina的值被预先通过实验求出并存储起来的关系（非等功率变速时惯性转矩映射）。例如，对于自动变速器18的每一种类的变速分别设定该等功率变速时惯性转矩映射或非等功率变速时惯性转矩映射。
图6是1→2升档时的等功率变速时惯性转矩映射的一个例子，车速V越高，AT输入轴上的变速时惯性转矩Tina变得越大。另外，图7是1→2升档时的非等功率变速时惯性转矩映射的一个例子，在同一车速V下，对于AT输入轴上的变速时惯性转矩Tina，取比等功率变速时惯性转矩映射中的变速时惯性转矩Tina大的值，并且，对于车速V越高则变得越大的变速时惯性转矩Tina的变化梯度，取比等功率变速时惯性转矩映射中的变速时惯性转矩Tina的变化梯度大的值。这样，在等功率变速时和非等功率变速时，变速时惯性转矩Tina分别是被预先设定的值。特别是，在非等功率变速时，在变速前后的发动机功率PE的变化量越大（例如，加速踏板开度Acc的变化量越大），则发动机工作点的移动量变得越大。另外，在非等功率变速时的发动机工作点的移动伴随有发动机旋转速度NE的变化的情况下，变速前后的发动机功率PE的变化量越大，则变速前后的发动机旋转速度NE的变化也变得越大。另外，变速前后的发动机旋转速度NE的变化越大，则变速时惯性转矩Tina变得越大。因此，在伴随着发动机旋转速度NE的变化的非等功率变速时，如图7所示，变速前后的发动机功率PE的变化量越大，变速时惯性转矩Tina也越大。
另外，离合器压设定机构60基于自动变速器18的变速的种类或车速V等，从所选择的等功率变速时惯性转矩映射或非等功率变速时惯性转矩映射计算出AT输入轴上的变速时惯性转矩Tina。并且，离合器压设定机构60计算出在由各种信息取得机构56取得的AT输入轴转矩TAT上加上上述计算出的变速时惯性转矩Tina的合计转矩，作为换算到AT输入轴上的啮合装置的离合器转矩值Tb。进而，离合器压设定机构60计算出啮合侧啮合装置及释放侧啮合装置对该合计转矩分别应当承担的各个分担转矩Tb1、Tb2，设定第一制动器B1及第二制动器B2的各个油压指令值。
图8是说明电子控制装置50的控制动作的主要部分、即在自动变速器18的同一种类的变速中抑制变速振动而实现恰当的变速用的控制动作的流程图，例如，以几个msec至几十个msec左右的极短的周期反复地进行。另外，图9－图11分别是在进行图8的流程图所示的情况下的时间图。图9是在自动变速器18的升档中的等功率变速时的实施例，图10、图11分别是在自动变速器18的升档中的非等功率变速时的实施例。另外，该图8中的流程图中的开始时刻，例如，以自动变速器18的变速控制的开始为前提。
在图8中，首先，在对应于各种信息取得机构56的步骤（下面，省略步骤）S10－S40中，例如，取得自动变速器18的变速的种类或车速V。另外，例如，从预定的公知的关系（发动机转矩映射）基于实际的发动机旋转速度NE及节气门开度θTH等计算出发动机转矩TE。另外，基于从逆变器24供应的对第二电动机MG2的通电量计算MG2转矩TMG2。另外，发动机直达转矩TD（＝TE/（1＋ρ））和MG2转矩TMG2，取得AT输入轴转矩TAT（＝TD＋TMG2）。另外，例如，基于来自于变速形式选择开关70的信号，取得由使用者进行的等功率变速的指示或者非等功率变速的指示。其次，在对应于变速形式判定机构58的S50中，基于加速踏板开度Acc的变化或在变速形式选择开关70中由使用者进行的指示，判定是否是等功率变速。在该S50的判断为肯定的情况下，在对应于离合器压设定机构60的S60中，选择等功率变速时惯性转矩映射。另一方面，在上述S50的判断为否定的情况下，在对应于离合器压设定机构60的S70中，选择非等功率变速时惯性转矩映射。接着上述S60或上述S70，在对应于离合器压设定机构60的S80中，基于自动变速器18的变速的种类、车速V等，从上述选择的等功率变速时惯性转矩映射或者非等功率变速时惯性转矩映射计算出AT输入轴上的变速时惯性转矩Tina。并且，作为换算到AT输入轴上的啮合装置的离合器转矩值Tb，计算在上述S30取得的AT输入轴转矩TAT上加上上述计算出的变速时惯性转矩Tina的合计转矩。进而，计算出啮合侧啮合装置及释放侧啮合装置对于该计算出的合计转矩分别应当承担的各个分担转矩Tb1、Tb2，设定第一制动器B1及第二制动器B2的各个油压指令值。
在图9和图10的比较中，图9中的等功率变速时的AT输出轴转矩TOUT与图10的非等功率变速时的AT输出轴转矩TOUT相比，由惯性变化部分（实线和虚线包围的部分）产生的影响小。因此，在啮合侧离合器压的设定中，图9中对应于惯性变化部分的AT输入轴上的变速时惯性转矩Tina小。另外，在图10和图11的比较中，在图11中，主要在利用点火滞后角等进行发动机转矩TE的降低控制这一点上不同。即使在进行这种发动机转矩TE的降低控制的情况下，如图11所示，基于将变速时惯性转矩Tina加到AT输入轴转矩TAT上的合计转矩来设定各个油压指令值的方法，即，基于等功率变速或者非等功率变速设定变速时惯性转矩Tina的方法，和不进行发动机转矩TE的降低控制的情况是一样的。
如上所述，根据本实施例，在自动变速器18的同一种类的变速中，由于与发动机旋转速度NE的变化大的变速时相比，在发动机旋转速度NE的变化小的变速时，在同轴上的发动机转矩TE和参与自动变速器18的变速的啮合装置的啮合转矩的差值转矩（变速时惯性转矩Tina）小，所以，可以根据包含发动机在内的整个动力传递系统中惯性最大的发动机12的惯性变化量，设定参与自动变速器18的变速的啮合装置的啮合转矩。即，能够设定考虑到与发动机转矩TE相应的转矩传动部分及与惯性变化部分相应的变速时惯性转矩Tina的恰当的啮合转矩。因而，在自动变速器18的同一种类的变速中，可以抑制变速振动，实现恰当的变速。例如，可以既将功率收支控制到所希望的值，又抑制变速振动等的发生。
另外，根据本实施例，由于在发动机旋转速度NE的变化小的变速时和发动机旋转速度NE的变化大的变速时，变速时惯性转矩Tina分别是预先设定的值，所以，可以基于变速时惯性转矩来恰当地设定参与自动变速器18的变速的啮合装置的啮合转矩。
另外，根据本实施例，由于发动机旋转速度NE的变化小的变速是在变速前后不使发动机功率PE变化而使自动变速器18变速的等功率变速，发动机旋转速度NE的变化大的变速是在变速前后一边使发动机功率PE变化一边使自动变速器18变速的非等功率变速，所以，在自动变速器18的同一种类的变速中，在等功率变速时和非等功率变速时，能够分别设定成恰当的配置转矩。
另外，根据本实施例，由于所述非等功率变速时，在变速前后的发动机功率PE的变化量越大，变速时惯性转矩Tina变得越大，所以，在自动变速器18的同一种类的变速中，能够实现更加恰当的变速。
另外，根据本实施例，由于所述等功率变速和所述非等功率变速是通过使用者操作来选择的，所以，即使在通过使用者的操作选择了等功率变速时和非等功率变速时中的任一种变速时，在自动变速器18的同一种类的变速中，都能够设定恰当的啮合转矩。
上面，基于附图详细说明了本发明的实施例，但是，本发明也可以在其它形式中应用。
例如，在所述实施例中，以升档作为例子说明了本发明，但是，对于降档，本发明也能够适用。
另外，在所述实施例中，自动变速器18是具有低速级L和高速级H的两级自动变速器（减速器），但是并不局限于该自动变速器18，只要是以将传动构件14上的转矩传递给驱动轮22的方式配备在传动构件14与驱动轮22之间的机械式变速机构，都可以应用本发明。例如，也可以是具有三级以上的变速级的行星齿轮式多级变速器、在一部分或者全部的变速级中使变速器输入转矩增大以向驱动轮22侧传递的有级式自动变速器等。
另外，在所述实施例中，动力分配机构16是单级行星齿轮，但是，也可以是双级行星齿轮。另外，动力分配机构16，例如，也可以是被发动机12旋转驱动的小齿轮、和啮合到该小齿轮上的一对锥齿轮动作地连接到第一电动机M1及传动构件14上的差动齿轮装置。
另外，上面所述终究是一种实施方式，本发明可以基于本领域人员的知识，以加以各种变更、改进的形式进行实施。
附图标记说明
10：混合动力车辆
12：发动机
14：传动构件（输出旋转构件）
16：动力分配机构（差动机构）
17：电气式无级变速器（电气式变速器）
18：自动变速器（机械式变速机构）
22：驱动轮
50：电子控制装置（控制装置）
B1、B2：第一制动器，第二制动器（啮合装置）
MG1：第一电动机（差动用电动机）
MG2：第二电动机（行驶用电动机）
RE1－RE3：第一旋转构件－第三旋转构件

Claims (5)

1.一种混合动力车辆的控制装置，配备有电气式变速机构和机械式变速机构，所述电气式变速机构配备有差动机构，所述差动机构具有三个旋转构件：能够进行动力传递地与发动机连接的第一旋转构件、能够进行动力传递地与差动用电动机连接的第二旋转构件、和能够进行动力传递地与行驶用电动机连接的作为输出旋转构件的第三旋转构件，通过所述差动用电动机的运转状态受到控制，从而所述差动机构的差动状态受到控制，所述机械式变速机构构成所述电气式变速机构的输出旋转构件与驱动轮之间的动力传递路径的一部分，并且，通过啮合装置的啮合来形成变速级，所述混合动力车辆的控制装置的特征在于，
在所述机械式变速机构中的同一种类的变速中，与所述发动机的旋转速度变化大的变速时相比，在所述发动机的旋转速度变化小的变速时，减小同轴上的、所述发动机的输出转矩与参与所述机械式变速机构的变速的啮合装置的啮合转矩的差值转矩。
2.如权利要求1所述的混合动力车辆的控制装置，其特征在于，在所述发动机的旋转速度变化小的变速时和所述发动机的旋转速度变化大的变速时，所述差值转矩分别为预先设定的值。
3.如权利要求1或2所述的混合动力车辆的控制装置，其特征在于，所述发动机的旋转速度变化小的变速，是在变速前后不使所述发动机的输出功率变化而使所述机械式变速机构变速的等功率变速，
所述发动机的旋转速度变化大的变速，是在变速前后一边使所述发动机的输出功率变化一边使所述机械式变速机构变速的非等功率变速。
4.如权利要求3所述的混合动力车辆的控制装置，其特征在于，在所述非等功率变速时，在变速前后的所述发动机的输出功率的变化量越大，所述差值转矩越被增大。
5.如权利要求3或4所述的混合动力车辆的控制装置，其特征在于，所述等功率变速和所述非等功率变速是通过使用者的操作来选择的。
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