车辆用动力传递装置的控制装置 技术领域 本发明涉及具有能够传递动力地与变速部的输入侧旋转部件连接的电动机的车 辆用动力传递装置的控制装置， 特别地， 是关于通过在滑行行驶时对电动机进行再生控制 来对车辆赋予制动力时的技术的发明。
背景技术
已周知具有能够传递动力地与变速部的输入侧旋转部件连接的电动机的车辆用 动力传递装置， 例如， 专利文献 1、 2 的车辆。此外， 在专利文献 1 中， 例如根据将输出要求量 ( 加速踏板开度和 / 或要求输出转矩 ) 以及车速作为变量而预先设定的预定的变速线来执 行变速部的变速。此外， 记载了从实现改善滑行行驶时的能量效率 ( 燃料经济性改善 ) 的 观点对电动机进行再生控制的内容。
现有技术文献
专利文献
专利文献 1 ： 特开 2008-207690 号公报
专利文献 2 ： 特开 2002-323070 号公报 发明内容 发明所要解决的课题
在此， 在如上述专利文献 1 所示的车辆用动力传递装置中， 在滑行行驶中若横穿 降档线则执行滑行降档。此时基于电动机的再生转矩输入变速部， 若在滑行行驶时赋予了 基于电动机的再生转矩的状态下进行变速， 则有可能会发生变速冲击。 对此， 通过周知的离 合器切换式 ( クラツチツウクラツチ， 离合器对离合器 ) 变速来执行变速部的变速以抑制 变速冲击。 此外， 也可考虑在变速部的变速过程中， 设为使变速部内的分离侧接合装置和接 合侧接合装置都成为分离状态的离合器分离 ( クラツチフリ一， 离合器自由 ) 状态， 在该离 合器分离状态期间通过电动机使变速部的输入侧旋转部件同步为变速后的转速来进行变 速的情况。在经由该离合器分离状态进行变速的情况下， 即使是在通过基于电动机的同步 控制在离合器分离状态中而使得变速部的输入转矩变化时， 在输出侧也不受其影响， 而且， 由于不进行像离合器切换式变速那样的转矩的传递而相应地不需要复杂的控制， 但是， 在 解除了离合器分离状态的变速结束时， 变速部的输入转矩被阶梯式地传递至输出侧， 由于 输入转矩的大小程度而有可能会增大变速冲击。因此， 鉴于是仅由降低的车速来对不踏加 速踏板 ( アクセルオフ ) 的滑行降档进行判断， 可以考虑以上述变速冲击受到抑制的车辆 状态设定滑行降档点车速。
此外， 对于滑行行驶中的车辆， 以实现根据例如滑行行驶时的车速和 / 或制动接 通时的操作力 ( 例如踏力 ) 而决定的目标减速度的方式， 赋予由再生转矩和 / 或基于车轮 制动器装置的车轮制动转矩所产生的制动力 ( 制动转矩 )。例如， 在制动断开时， 仅由再生 转矩产生制动力， 而且， 在制动接通时， 由再生转矩以及车轮制动转矩产生制动力。在该情
况下， 例如为了获得根据制动器操作量而增大的目标减速度， 使车轮制动转矩增大， 然而， 从改善燃料经济性的观点以及对目标减速度以预定比例的转矩进行转矩分担， 也使再生转 矩增大。如此， 存在由于制动器操作量的不同， 即使在同一车速下， 再生转矩的大小即变速 部的输入转矩的大小也发生变化的可能性。 因此， 若统一地设定上述滑行降档点车速， 则由 于制动器操作量的不同， 存在降档时的变速部的输入转矩的大小不同， 在降档结束时变速 部的输出侧所表现出的转矩变大， 变速冲击增大的可能性。而且， 上述的课题是尚未公知 的， 关于为了抑制变速冲击而在适当的正时 ( タイミング， 定时 ) 执行滑行降档尚未有提 案。
本发明是将以上的情况作为背景而作出的， 其目的在于提供一种控制装置， 在具 有阶段性地成立多个变速比的变速部和与变速部的输入侧旋转部件能够传递动力地连接 的电动机的车辆用动力传递装置中， 通过在适当的正时执行滑行降档来抑制滑行降档时的 变速部的输入转矩的变化， 以抑制变速冲击。
解决课题的方案
为了实现所述目的， 本发明的要旨在于， (a) 作为车辆用动力传递装置的控制装 置， 其中该车辆用动力传递装置具有使多个变速比阶段性地成立的变速部和能够传递动力 地与该变速部的输入侧旋转部件连接的电动机， 在减速行驶中被赋予基于所述电动机的再 生转矩， (b) 以减速行驶中判断为包含所述再生转矩的所述变速部的输入转矩大致为零作 为条件， 来执行所述变速部的变速。
发明的效果
如此， 以减速行驶中包含基于电动机的再生转矩的自动变速部的输入转矩判断为 大致为零作为条件， 执行变速部的变速， 所以， 例如在滑行降档时变速部的输入转矩成为判 断为大致为零的转矩值， 在滑行降档结束时表现于变速部的输出侧的转矩变化被尽可能地 抑制。 如此， 通过在输入转矩判断为大致为零时执行变速部的变速， 变速时的变速部的输入 转矩的变化受到抑制从而可以抑制变速冲击。 如此， 优选地， 预先设定用于使用所述再生转矩来判断所述变速部的输入转矩大 致为零的预定判定值， 基于所述再生转矩是否为所述预定判定值来判断所述变速部的输入 转矩是否大致为零。 如此， 可以适当地判断变速部的输入转矩是否大致为零， 在变速部的输 入转矩大致为零时适当地执行变速部的变速。
此外， 优选地， 预先设定用于在所述变速部的输入转矩大致成为零的车辆状态下 执行所述变速部的变速的变速点， 判断所述变速部的输入转矩是否大致为零是判断车辆状 态是否处于所述变速点。 如此， 可适当地判断变速部的输入转矩是否大致为零， 在变速部的 输入转矩大致为零时适当地执行变速部的变速。
此外， 优选地， 具有对车轮赋予车轮制动转矩的制动装置， 以实现目标减速度的方 式除了所述再生转矩以外还通过所述车轮制动转矩赋予车辆制动力， 通过使仅赋予所述再 在所述变速部的输入 生转矩时的所述变速点相应于目标减速度的增大量向低车速侧变更， 转矩大致成为零处设定所述变速点。如此， 在变速部的输入转矩大致为零时更适当地执行 变速部的变速。
此外， 优选地， 在所述变速部的变速过程中， 进行将所述变速部内的动力传递路径 设为分离状态， 由所述电动机使所述变速部的输入侧旋转部件与变速后的转速同步的变速
时同步控制。如此， 例如与离合器切换式 ( クラツチツウクラツチ ) 变速相比较， 基于变速 时同步控制 ( 用于同步的电动机转矩 ) 的变速过程中的变速部的输入转矩变化的影响不会 输出到输出侧， 并可以简单的控制进行变速部的变速。而且， 即使是如此进行变速部的变 速， 也可以尽可能地抑制滑行降档结束时表现于变速部的输出侧的转矩变化， 所以， 可尽可 能地抑制变速冲击的增大。
此外， 优选地， 在目标减速度为预定以上时， 相比所述变速部的输入转矩判断为大 致为零， 以燃料经济性的改善作为条件来执行所述变速部的变速。 如此， 在与小的减速度相 比较驾驶者难以感受到上述变速冲击的较大的减速度时， 相比变速冲击抑制更重视燃料经 济性而使燃料经济性改善。
此外， 优选地， 以所述电动机的再生效率尽可能地变高的方式执行所述变速部的 变速。如此， 可适当地执行以燃料经济性的改善为条件的变速部的变速。
此外， 优选地， 还具有能够传递动力地与发动机连接的差动部， 所述变速部构成从 所述发动机到驱动轮的动力传递路径的一部分。如此， 在具有发动机、 差动部、 变速部和电 动机的实用的车辆用动力传递装置中， 可提供一种通过在输入转矩判断为大致为零时执行 变速部的变速， 来抑制变速时的变速部的输入转矩的变化从而抑制变速冲击的控制装置。 此外， 优选地， 所述差动部具有能够传递动力地与所述发动机连接的差动机构和 能够传递动力地与该差动机构连接的差动用电动机， 通过控制该差动用电动机的运转状态 使该差动机构的差动状态被控制， 由此作为电无级变速器工作。 如此， 在具有作为电无级变 速器发挥功能的差动部的实用的车辆用动力传递装置中， 提供一种通过在输入转矩判断为 大致为零时执行变速部的变速， 抑制变速时的变速部的输入转矩的变化从而抑制变速冲击 的控制装置。而且， 可以使从差动部输出的驱动转矩平滑地变化。而且， 差动部， 除了通过 使变速比连续地变化而作为电无级变速器工作以外， 还可以作为使变速比阶段性地变化的 有级变速器工作。
此外， 优选地， 所述变速部为机械式地设定变速比的有级变速器。如此， 在具有使 多个变速段阶段性地成立的有级变速器 ( 变速部 ) 的实用的车辆用动力传递装置中， 提供 一种可通过在输入转矩判断为大致为零时执行变速部的变速， 抑制变速时的变速部的输入 转矩的变化从而抑制变速冲击的控制装置。
此外， 优选地， 所述有级变速器通过行星齿轮式多级变速器构成， 该多级变速器是 通过由摩擦接合装置选择性地连接多个组的行星齿轮装置的旋转元件而择一性地实现多 个档位 ( 变速段 ) 例如前进 4 档、 前进 5 档、 前进 6 档， 进而其以上的变速档等多种多级变 速器。作为该行星齿轮式多级变速器中的摩擦接合装置， 广泛使用由液压致动器接合的多 板式、 单板式的离合器和 / 或制动器， 或者带式的制动器等的液压式摩擦接合装置。供给用 于使该液压式摩擦接合装置接合的工作油的油泵， 例如由行驶用驱动力源 ( 发动机 ) 驱动 而排出工作油的泵， 但是也可以由与行驶用驱动力源不同地配设的专用的电动机等来驱动 的泵。 而且， 离合器或者制动器， 除了液压式摩擦接合装置以外还可以是电磁式接合装置例 如电磁离合器、 磁粉式离合器等。
此外， 优选地， 包含上述液压式摩擦接合装置的液压控制回路， 从响应性的观点希 望例如将线性电磁阀的输出液压分别供给到直接液压式摩擦接合装置的液压致动器 ( 液 压缸 )， 但是， 也可以构成为通过将线性电磁阀的输出液压作为控制 ( パイロツト， 先导 ) 液
压使用， 来控制换档控制阀， 从控制阀向液压致动器供给工作油。
而且， 优选地， 上述线性电磁阀， 例如与多个液压式摩擦接合装置的各个对应地逐 一地设置， 但是， 在存在不同时接合或者进行接合、 分离控制的多个液压式摩擦接合装置的 情况下， 可以设置对它们等共用的线性电磁阀等多种方式。而且， 不一定都是用线性电磁 阀来进行全部的液压式摩擦接合装置的液压控制， 也可以对一部或全部的液压控制进行 通 - 断 (ON-OFF) 电磁阀的占空 ( デユ一テイ ) 控制等线性电磁阀以外的调压手段。而且， 该说明书称作 “供给液压” 的情况， 意味着 “使液压作用” 或者 “供给由该液压控制的动作 油” 。
此外， 优选地， 所述差动机构是具有与所述发动机连接的第 1 旋转元件、 与所述差 动用电动机连接的第 2 旋转元件以及与所述行驶用电动机连接的第 3 旋转元件这 3 个旋转 元件的装置。如此， 所述差动机构可简单地构成。
此外， 优选地， 所述差动机构是单小齿轮型的行星齿轮装置， 所述第 1 旋转元件是 该行星齿轮装置的齿轮架 ( 行星齿轮架 )， 所述第 2 旋转元件是该行星齿轮装置的太阳齿 轮， 所述第 3 旋转元件是该行星齿轮装置的齿圈。如此， 所述差动机构的轴心方向尺寸变 小。而且， 差动机构由 1 个单小齿轮型行星齿轮装置简单地构成。 附图说明
图 1 是说明适用本发明的控制装置的车辆用动力传递装置的结构的示意图。
图 2 是说明图 1 的车辆用动力传递装置所具有的自动变速部的变速动作和其所使 用的液压式摩擦接合装置的工作的组合之间的关系的工作图表。
图 3 是说明图 1 的车辆用动力传递装置中的各档位的相对转速的共线 ( 列线 ) 图。
图 4 说明设置于图 1 的车辆用动力传递装置的电子控制装置的输入输出信号的 图。
图 5 是关于控制液压控制回路中的离合器以及制动器的各液压致动器的工作的 线性电磁阀的回路图。
图 6 是具有换档杆的为了选择多个种类的档位而操作的换档操作装置的一例。
图 7 是说明基于图 4 的电子控制装置的控制功能的主要部分的功能框线图。
图 8 是示出在图 1 的车辆用动力传递装置中， 成为自动变速部的变速判断的基础 的预先存储的变速线图的一例、 和为了切换发动机驱动行驶和电动机驱动行驶而预先存储 的驱动力源切换线图的一例的图， 也是示出了各自的关系的图。
图 9 是示出图 1 的发动机的最佳燃料经济性 ( 最適燃費率 ) 曲线的一例的图。
图 10 是示出减速行驶时根据车速而变化的经由自动变速部所传递的自动变速部 的输出转矩的一例的图。
图 11 是示出电子控制装置的控制动作的主要部分、 即用于抑制滑行降档时的自 动变速部的输入转矩的变化来抑制变速冲击的控制动作的流程图。
图 12 是说明基于图 4 的电子控制装置的控制功能的主要部分的功能框线图， 是相 当于图 7 的另一实施例。
图 13 是说明电子控制装置的控制动作的主要部分、 即用以抑制滑行降档时的自 动变速部的输入转矩的变化以抑制变速冲击的控制动作的流程图， 是相当于图 11 的另一实施例。 具体实施方式
以下， 参照附图详细说明本发明的实施例。
实施例 1
图 1 是说明本发明的控制装置所适用的车辆用动力传递装置 10( 以下， 记作动力 传递装置 10) 的示意图， 该动力传递装置 10 优选地用于混合动力车辆。 在图 1 中， 动力传递 装置 10 串联地配备在作为安装在车体上的非旋转部件的变速器箱 12( 以下称作箱 12) 内 被配置在公用轴线上的 ： 作为输入旋转部件的输入轴 14， ； 作为无级变速部的差动部 11， 其 直接或经由未图示的脉动吸收减震器 ( 振动衰减装置 ) 等间接地与该输入轴 14 连接 ； 作为 动力传递部的自动变速部 20， 其经由传递部件 18 串联地连接在差动部 11 与驱动轮 34( 参 照图 7) 之间的动力传递路径上 ； 与该自动变速部 20 连接的作为输出旋转部件的输出轴 22。该动力传递装置 10 优选用于例如在车辆中纵置的 FR( 前置发动机后轮驱动 ) 型车辆， 并设置在作为行驶用动力源的例如汽油发动机、 柴油发动机等内燃机即发动机 8 与一对驱 动轮 34 之间， 所述行驶用动力源直接地或经由未图示的脉动吸收减震器直接地与输入轴 14 连接， 来自发动机 8 的动力依次经由构成动力传递路径的一部分的差动齿轮装置 ( 主减 速机 )32( 参照图 7) 和一对车桥等， 向一对驱动轮 34 传递。 如此， 在本实施例的动力传递装置 10 中， 发动机 8 和差动部 11 直接连接。该直接 连接是指不经由变矩器、 液力偶合器等流体式传递装置而连接， 例如， 该直接连接包含经由 所述脉动吸收减震器等的连接。此外， 动力传递装置 10 构成为相对于其轴线对称， 所以在 图 1 的示意图中省略了其下侧。在以下的各实施例中也是同样。
差动部 11 是具有动力分配机构 16、 能够传递动力地与动力分配机构 16 连接以控 制动力分配机构 16 的差动状态的作为差动用电动机发挥功能的第 1 电动机 M1、 以及以与 传递部件 18 一体地旋转的方式能够传递动力地与其连接的第 2 电动机 M2 的电差动部。而 且， 传递部件 18 作为差动部 11 的输出侧旋转部件， 也相当于自动变速部 20 的输入侧旋转 部件。
第 1 电动机 M1 以及第 2 电动机 M2 是具有作为从电能量产生机械驱动力的发动机 的功能以及作为从机械驱动力产生电能量的发电机的功能的所谓电动发电机。换而言之， 在动力传递装置 10 中， 电动机 M 具有作为主动力源的发动机 8 的代替， 或者与该发动机 8 一起产生行驶用的驱动力的动力源 ( 副动力源 ) 的功能。而且， 利用由其他的动力源所发 生的驱动力通过再生而产生电能， 经由变换器 54( 参照图 7) 供给其他的电动机 M， 或将该电 能蓄积于蓄电装置 56( 参照图 7) 等工作。
第 1 电动机 M1 至少具备用于产生反力的发电机 ( 发电 ) 功能、 第 2 电动机 M2 至少 具备作为行驶用的第 2 驱动力源而输出驱动力的行驶用电机而发挥功能的电机 ( 电动机 ) 功能。而且， 优选地， 第 1 电动机 M1 以及第 2 电动机 M 都构成为能够连续地变更作为该发 电机的发电量。而且， 第 1 电动机 M1 以及第 2 电动机 M2 包含于作为动力传递装置 10 的框 体的壳体 12 内， 由动力传递装置 10 的工作流体即自动变速部 20 的工作油冷却。
动力分配机构 16， 是能够传递动力地与发动机 8 连接的差动机构， 例如， 以具有 0.416 左右的预定的齿数比 ρ0( 传动比 ) 的单小齿轮型的差动部行星齿轮装置 24 为主体
而构成， 是对输入到输入轴 14 的发动机 8 的输出进行机械地分配的机械式机构。该差动部 行星齿轮装置 24 作为旋转元件 ( 要素 ) 具有差动部太阳齿轮 S0、 差动部行星齿轮 P0、 能够 自转以及公转地支持该差动部行星齿轮 P0 的差动部齿轮架 CA0、 经由差动部行星齿轮 P0 与 差动部太阳齿轮 S0 啮合的差动部齿圈 R0。而且， 若设差动部太阳齿轮 S0 的齿数为 ZS0， 差 动部齿圈 R0 的齿数为 ZR0， 则上述齿数比 ρ0 为 ZS0/ZR0。
在该动力分配机构 16 中， 差动部齿轮架 CA0 与输入轴 14 即发动机 8 连接， 差动部 太阳齿轮 S0 与第 1 电动机 M1 连接， 差动部齿圈 R0 与传递部件 18 连接。如此构成的动力 分配机构 16 中， 作为差动部行星齿轮装置 24 的 3 元件的差动部太阳齿轮 S0、 差动部齿轮 架 CA0、 差动部齿圈 R0 能够分别相互相对旋转， 设为差动作用能够工作即差动作用发挥作 用的差动可能状态 ( 差动状态 )， 所以发动机 8 的输出被分配给第 1 电动机 M1 和传递部件 18， 同时利用所分配的发动机 8 的输出的一部分使第 1 电动机 M1 发电的电能蓄电， 或者第 2 电动机 M2 被旋转驱动， 所以差动部 11( 动力分配机构 16) 作为电差动装置发挥功能， 例 如差动部 11 处于所谓的无级变速状态 ( 电 CVT 状态 )， 与发动机 8 的规定旋转无关地， 使 传递部件 18 的旋转连续变化。也就是， 当动力分配机构 16 设为差动状态时， 差动部 11 也 设为差动状态， 差动部 11 被设为其变速比 γ0( 输入轴 14 的转速 NIN/ 传递部件 18 的转速 N18) 从最小值 γ0min 至最大值 γ0max 连续变化的电无级变速器来发挥功能的无级变速状 态。如此， 当动力分配机构 16 设为差动状态时， 能够传递动力地与动力分配机构 16( 差动 部 11) 连接的第 1 电动机 M1 以及第 2 电动机 M2 的一方或双方的运转状态 ( 动作点 ) 被控 制， 由此， 控制动力分配机构 16 的差动状态， 即输入轴 14 的转速和传递部件 18 的转速的差 动状态。
自动变速部 20( 变速部 ) 构成从发动机 8 到驱动轮 34 的动力传递路径的一部分， 具有单小齿轮型的第 1 行星齿轮装置 26 以及单小齿轮型的第 2 行星齿轮装置 28， 是作为阶 段性地设定机械式的多个变速比的有级式的自动变速器而发挥功能的行星齿轮式的多级 变速器。第 1 行星齿轮装置 26 具有第 1 太阳齿轮 S1、 第 1 行星齿轮 P1、 能够自转以及公转 地支持该第 1 行星齿轮 P1 的第 1 齿轮架 CA1、 经由第 1 行星齿轮 P1 与第 1 太阳齿轮 S1 啮 合的第 1 齿圈 R1， 例如具有 0.488 左右的预定的齿数比 ρ1。第 2 行星齿轮装置 28 具有第 2 太阳齿轮 S2、 第 2 行星齿轮 P2、 能够自转以及公转地支持该第 2 行星齿轮 P2 的第 2 齿轮 架 CA2、 经由第 2 行星齿轮 P2 与第 2 太阳齿轮 S2 啮合的第 2 齿圈 R2， 例如具有 0.455 左右 的预定的齿数比 ρ2。若设第 1 太阳齿轮 S1 的齿数为 ZS1， 第 1 齿圈 R1 的齿数为 ZR1， 第2 太阳齿轮 S2 的齿数为 ZS2， 第 2 齿圈 R2 的齿数为 ZR2， 则上述齿数比 ρ1 为 ZS1/ZR1， 上述 齿数比 ρ2 为 ZS2/ZR2。
在自动变速部 20 中， 第 1 太阳齿轮 S1 经由第 3 离合器 C3 与传递部件 18 连接， 并 选择性地经由第 1 制动器 B1 与箱 12 相连， 第 1 齿轮架 CA1 和第 2 齿圈 R2 连接为一体， 并 经由第 2 离合器 C2 与传递部件 18 连接， 且选择性地经由第 2 制动器 B2 与箱 12 相连， 第1 齿圈 R1 和第 2 齿轮架 CA2 连接为一体并与输出轴 22 连接， 第 2 太阳齿轮 S2 经由第 1 离合 器 C1 选择性地与传递部件 18 连接。此外， 第 1 齿轮架 CA1 和第 2 齿圈 R2 经由单向离合器 F1 与非旋转部件即箱 12 连接， 允许沿与发动机 8 相同方向的旋转， 禁止逆向旋转。 由此， 第 1 齿轮架 CA1 和第 2 齿圈 R2 作为不能逆旋转的旋转部件发挥功能。
在如以上构成的自动变速部 20 中， 通过分离侧接合装置的分离和接合侧接合装置的接合来执行例如离合器切换式变速， 使多个档位 ( 变速段 ) 选择性地成立， 由此在每 个档位能够获得大致等比变化的变速比 γ( ＝传递部件 18 的转速 N18/ 输出轴 22 的转速 NOUT)。例如， 如图 2 的接合工作表所示， 通过第 1 离合器 C1 的接合和单向离合器 F， 使变速 比成为 3.20 左右的第 1 速档位成立， 通过第 1 离合器 C1 及第 1 制动器 B1 的接合， 使变速 比成为 1.72 左右的第 2 速档位成立， 通过第 1 离合器 C1 和第 2 离合器 C2 的接合， 使变速 比成为 1.00 左右的第 3 速档位成立， 通过第 2 离合器 C2 及第 1 制动器 B1 的接合， 使变速 比成为 0.67 左右的第 4 速档位成立， 通过第 3 离合器 C3 及第 2 制动器 B2 的接合， 使变速 比成为 2.04 左右的倒车档位成立。此外， 利用第 1 离合器 C1、 第 2 离合器 C2、 第 3 离合器 C3、 第 1 制动器 B1 和第 2 制动器 B2 的分离， 设为空档 “N” 状态。此外， 在第 1 速档位的发 动机制动时， 使第 2 制动器 B2 接合。
这样， 自动变速部 20 内的动力传递路径， 通过第 1 离合器 C1、 第 2 离合器 C2、 第3 离合器 C3、 第 1 制动器 B1 和第 2 制动器 B2 的接合和分离的工作组合， 能够在该动力传递路 径可进行动力传递的动力能够传递状态及切断动力传递的动力传递切断状态之间进行切 换。即， 通过使第 1 速档位至第 4 速档位及倒车档位中任一个成立， 从而使所述动力传递路 径处于动力能够传递状态， 通过使所有档位都不成立， 例如使空档 “N” 状态成立， 从而使所 述动力传递路径处于动力传递切断状态。 所述第 1 离合器 C1、 第 2 离合器 C2、 第 3 离合器 C3、 第 1 制动器 B1 和第 2 制动器 B2( 在下面没有特别地区分的情况下表示为离合器 C、 制动器 B) 是作为现有车辆用自动变 速器中广泛使用的接合元件的液压式摩擦接合装置， 由通过液压致动器按压相互重叠的多 枚摩擦板的湿式多板型、 或通过液压致动器将卷绕在旋转鼓的外周面的一条或两条带的一 端拉紧的带式制动器等构成， 将把其夹在中间的两侧的部件选择性地连接。
在上述那样构成的动力传递装置 10 中， 由作为无级变速器发挥功能的差动部 11 和自动变速部 20 构成无级变速器。此外， 通过以差动部 11 的变速比变为恒定的方式进行 控制， 也能由差动部 11 和自动变速部 20 构成与有级变速器相同的状态。
具体而言， 通过差动部 11 作为无级变速器发挥功能， 而且与差动部 11 串联的自动 变速部 20 作为有级变速器发挥功能， 针对自动变速部 20 的至少一个档位 M， 使输入到自动 变速部 20 的转速 ( 以下， 称作自动变速部 20 的输入转速 ) 即传递部件 18 的转速 ( 以下， 称作传递部件转速 N18) 无级变化， 能够在该档位 M 获得无级的变速比宽度。因此， 动力传递 装置 10 的总变速比 γT( ＝输入轴 14 的转速 NIN/ 输出轴 22 的转速 NOUT) 被无级地获得， 在 动力传递装置 10 中构成无级变速器。该动力传递装置 10 的综合变速比 γT 是作为根据差 动部 11 的变速比 γ0 和自动变速部 20 的变速比 γ 而形成的动力传递装置 10 的整体的总 变速比 γT。例如， 通过针对图 2 的接合工作表表示的自动变速部 20 的第 1 速至第 4 速档 位和倒车档位的各个档位， 使传递部件转速 N18 无级变化， 在各个档位能够获得无级变速比 宽度。因此， 其各个档位之间成为能够无级连续变化的变速比， 作为动力传递装置 10 整体 的总变速比 γT 能够无级地获得。
此外， 通过以差动部 11 的变速比变为恒定的方式进行控制， 且使离合器 C 和制动 器 B 选择性地接合工作， 来使第 1 速档位至第 4 速档位中的任一个或倒车档位 ( 倒档 ) 选 择性成立， 由此在每个档位能够获得大致等比变化的动力传递装置 10 的总变速比 γT。因 此， 在动力传递装置 10 中， 构成与有级变速器相同的状态。
图 3 是表示在由作为无级变速部或者第 1 变速部而发挥功能的差动部 11 和作为 有级变速部或者第 2 变速部发挥功能的自动变速部 20 构成的动力传递装置 10 中， 能够用 直线表示连接状态在各个档位不同的各个旋转元件的转速的相对关系的共线图。该图 3 的 共线图是由横轴和表示相对转速的纵轴构成的二维座标， 横轴表示各个行星齿轮装置 24、 26、 28 的齿数比 ρ 的关系， 3 根横线中的下侧横线 X1 表示转速为 0， 上侧横线 X2 表示转速 “1.0” ， 即与输入轴 14 连接的发动机 8 的转速 NE， 横线 XG(X3) 表示传递部件 18 的转速 N18 即从差动部 11 输入到自动变速部 20 的后述第 3 旋转元件 RE3 的转速。
此外， 与构成差动部 11 的动力分配机构 16 的 3 个元件对应的 3 根纵线 Y1、 Y2、 Y3， 从左至右顺次表示与第 2 旋转元件 ( 第 2 元件 )RE2 对应的差动部太阳齿轮 S0 的相对 转速、 与第 1 旋转元件 ( 第 1 元件 )RE1 对应的差动部齿轮架 CA0 的相对转速、 与第 3 旋转 元件 ( 第 3 元件 )RE3 对应的差动部齿圈 R0 的相对转速， 它们的间距对应于差动部行星齿 轮装置 24 的齿数比 ρ1 来设定。此外， 自动变速部 20 的 4 根纵线 Y4、 Y5、 Y6、 Y7 从左顺次 分别表示与第 4 旋转元件 ( 第 4 元件 )RE4 对应的第 2 太阳齿轮 S2、 与第 5 旋转元件 ( 第 5 元件 )RE5 对应并相互连接的第 1 齿圈 R1 以及第 2 齿轮架 CA2、 与第 6 旋转元件 ( 第 6 元 件 )RE6 对应并相互连接的第 1 齿轮架 CA1 以及第 2 齿圈 R2、 与第 7 旋转元件 ( 第 7 元件 ) RE7 对应的第 1 太阳齿轮 S1， 它们的间距分别对应于第 1、 第 2 行星齿轮装置 26、 28 的齿数 比 ρ1、 ρ2 来设定。在共线图的纵轴之间的关系中， 太阳齿轮和齿轮架之间为对应于 “1” 的间距时， 齿轮架和齿圈之间为对应于行星齿轮装置的齿数比 ρ 的间距。也就是， 在差动 部 11 中， 纵线 Y1 和 Y2 的纵线间距设定为对应于 “1” 的间距， 纵线 Y2 和 Y3 的间距设定为 对应于齿数比 ρ0 的间距。此外， 在自动变速部 20 中， 对各第 1、 第 2 行星齿轮装置 26、 28， 其太阳齿轮和齿轮架之间设定为对应于 “1” 的间距， 齿轮架和齿圈之间设定为对应于 ρ 的 间距。
如果使用所述图 3 的共线图表示， 本实施例的动力传递装置 10 构成为， 在动力分 配机构 16( 差动部 11) 中， 差动部行星齿轮装置 24 的第 1 旋转元件 RE1( 差动部齿轮架 CA0) 与输入轴 14 也就是发动机 8 连接， 第 2 旋转元件 RE2 与第 1 电动机 M1 连接， 第 3 旋转元件 ( 差动部齿圈 R0)RE3 与传递部件 18 和第 2 电动机 M2 连接， 将输入轴 14 的旋转经由传递部 件 18 向自动变速部 20 传递 ( 输入 )。此时， 利用通过 Y2 和 X2 的交点的斜直线 L0 表示差 动部太阳齿轮 S0 的转速和差动部齿圈 R0 的转速的关系。
例如， 在差动部 11 中， 第 1 旋转元件 RE1 至第 3 旋转元件 RE3 设为相互能够相对 旋转的差动状态， 在由直线 L0 和纵线 Y3 的交点表示的差动部齿圈 R0 的转速受车速 V 的约 束而大致恒定的情况下， 通过控制第 1 电动机 M1 的转速来使由直线 L0 和纵线 Y1 的交点表 示的差动部太阳齿轮 S0 的旋转 ( 转速 ) 上升或下降时， 使由直线 L0 和纵线 Y2 的交点表示 的差动部齿轮架 CA0 的转速也就是发动机的转速 NE 上升或下降。此外， 通过以差动部 11 的变速比 γ0 固定为 “1” 的方式来控制第 1 电动机 M1 的转速， 差动部太阳齿轮 S0 与发动 机的转速 NE 相同地旋转时， 直线 L0 和横线 X2 一致， 使差动部齿圈 R0 的转速即传递部件 18 以与发动机的转速 NE 相同地旋转的方式旋转。或通过以差动部 11 的变速比 γ0 固定为比 “1” 小的值例如 0.7 左右的方式来控制第 1 电动机 M1 的转速， 使差动部太阳齿轮 S0 的转 速为 0 时， 直线 L0 变为图 3 所示状态， 以比发动机的转速 NE 增大的速度， 使传递部件 18 旋 转。此外， 在自动变速部 20 中， 第 4 旋转元件 RE4 经由第 1 离合器 C1 选择性地与传递 部件 18 连接， 第 5 旋转元件 RE5 与输出轴 22 连接， 第 6 旋转元件 RE6 经由第 2 离合器 C2 选择性地与传递部件 18 连接， 并经由第 2 制动器 B2 选择性地与箱 12 连接， 第 7 旋转元件 RE7 经由第 3 离合器 C3 选择性地与传递部件 18 连接， 并经由第 1 制动器 B1 选择性地与箱 12 连接。
在自动变速部 20 中， 如图 3 所示， 通过使第 1 离合器 C1 和第 2 制动器 B2 接合， 由 斜直线 L1 和纵线 Y5 的交点来表示第 1 档 ( 第 1) 的输出轴 22 的转速， 直线 L1 通过表示第 4 旋转元件 RE4 的转速的纵线 Y4 和横线 X3 的交点以及表示第 6 旋转元件 RE6 的转速的纵 线 Y6 和横线 X1 的交点， 纵线 Y5 表示与输出轴 22 连接的第 5 旋转元件 RE5 的转速。同样， 由斜直线 L2 和表示与输出轴 22 连接的第 5 旋转元件 RE5 的转速的纵线 Y5 的交点来表示 第 2 档 ( 第 2) 的输出轴 22 的转速， 其中通过第 1 离合器 C1 和第 1 制动器 B1 接合来确定 斜直线 L2， 由水平直线 L3 和表示与输出轴 22 连接的第 5 旋转元件 RE5 的转速的纵线 Y5 的 交点表示第 3 档 ( 第 3) 的输出轴 22 的转速， 其中通过第 1 离合器 C1 和第 2 离合器 C2 接 合来确定水平直线 L3 ； 由斜直线 L4 和表示与输出轴 22 连接的第 5 旋转元件 RE5 的转速的 纵线 Y5( 竖线 ) 的交点来表示第 4 档 ( 第 4) 的输出轴 22 的转速， 其中通过第 2 离合器 C2 和第 1 制动器 B1 接合来确定斜直线 L4。 图 4 例示输入到用于控制本实施例的动力传递装置 10 的控制装置即电子控制装 置 80 的信号以及从该电子控制装置 80 输出的信号。该电子控制装置 80 构成为包括 ： 由 CPU、 ROM、 RAM 以及输入输出接口等构成的所谓的微型计算机， 通过利用 RAM 的暂时存储功 能并且按照预先存储于 ROM 的程序进行信号处理， 来执行关于发动机 8、 各电动机 M 的混合 动力驱动控制、 自动变速部 20 的变速控制等各种控制。
对于电子控制装置 80， 从图 4 所示的各个传感器、 开关等分别供给表示发动机 8 的 冷却流体的温度即发动机水温 TEMPW 的信号、 表示换档杆 52( 参照图 6) 的档位 PSH 或 “M” 位置的操作次数等的信号、 表示作为发动机 8 的转速的发动机转速 NE 的信号、 指令 M 模式 ( 手动变速行驶模式 ) 的信号、 表示空调器的工作的信号、 表示与由车速传感器 72 检测的输 出轴 22 的转速 NOUT 对应的车速 V 以及车辆的行进方向的信号、 表示自动变速器 20 的工作 油温 TOIL 的信号、 表示驻车制动器操作的信号、 表示由脚制动器开关 44 检测出的表示作为 对车轮 ( 驱动轮 34， 未图示的从动轮 ) 赋予车轮制动转矩的制动装置所周知的脚制动器装 置 ( 车轮制动器装置 )40 的工作中 ( 即脚制动器操作中 ) 的制动器踏板 42( 参照图 7) 的 操作 ( 接通， オン )BON 的制动器操作信号， 表示由踏力检测开关 45 所检测的制动器踏板 42 的踏力即制动器踏板 42 的操作量即制动器操作量 Bra 的信号， 表示催化剂温度的信号、 表 示由加速踏板开度传感器 48 所检测的与驾驶者的输出要求量对应的加速踏板 46( 参照图 7) 的操作量即加速踏板开度 Acc 的加速踏板开度信号， 表示凸轮角的信号、 表示雪地模式 设定的信号、 表示车辆的前后加速度 G 的信号、 表示巡航行驶的信号、 表示车辆的重量 ( 车 重 ) 的信号、 表示各车轮的车轮转速的信号、 表示由分解器 ( レゾルバ ) 等构成的 M1 转速传 感器 74 检测的第 1 电动机 M1 的转速 NM1( 以下， 记作第 1 电动机转速 NM1) 及其旋转方向的 信号， 表示由分解器等构成的 M2 转速传感器 76 所检测的第 2 电动机 M2 的转速 NM2( 以下， 记作第 2 电动机转速 NM2) 及其旋转方向的信号， 表示各电动机 M1， M2 之间经由变换器 54 进 行充放电的蓄电装置 56( 参照图 7) 的充电容量 ( 充电状态 )SOC 的信号等。
此外， 从所述电子控制装置 80 分别输出 ： 对控制发动机 8 的输出 PE( 单位例如为 kW， 以下记作发动机输出 PE) 的发动机输出控制装置 58( 参照图 7) 的控制信号， 例如对发动 机 8 的进气管 60 所具有的电子节气门 62 的节气门开度 θTH 进行操作的节气门致动器 64 的 驱动信号、 控制由燃料喷射装置 66 向进气管 60 或发动机 8 的气缸内的燃料供给量的燃料 供给量信号、 和 / 或指令基于点火装置 68 的发动机 8 的点火正时的点火信号 ； 用于调整增 压的增压调整信号 ； 用于使电动空调器工作的电动空调器驱动信号 ； 指令电动机 M1、 M2 的 工作的指令信号 ； 用于使档位指示器工作的档位 ( 操作位置 ) 显示信号 ； 用于显示齿数比 ( 传动比 ) 的齿数比显示信号 ； 用于显示雪地模式的雪地模式显示信号 ； 用于使车轮制动器 装置 40 工作的车轮制动器工作信号 ； 显示选择了 M 模式的 M 模式显示信号 ； 用于为了控制 差动部 11 或自动变速部 20 的液压式摩擦接合装置的液压致动器而使包含在液压控制回路 70( 参照图 5、 7) 中的电磁阀 ( 线性电磁阀 ) 工作的阀指令信号 ； 用于通过设置于该液压控 制回路 70 的调节阀 ( 调压阀 ) 对管道液压 PL 进行调压的信号 ； 用于使用于对该管道液压 PL 调压的作为原来压力的液压源的电动液压泵工作的驱动指令信号 ； 用于驱动电加热器的 信号 ； 对巡航控制用计算机的信号等。
车轮制动器装置 40 与制动器踏板 42 的操作等关连， 向设置于车轮制动器的轮缸 供给制动液压。在该车轮制动器装置 40 中， 通常， 向轮缸直接供给与在主缸中发生的制动 器踏板 42 的踏力对应的大小的制动液压， 但是， 例如在减速行驶 ( 滑行行驶 ) 时的制动力 控制、 ABS 控制、 牵引控制、 VSC 控制或坡路停车 ( ヒルホ一ルド ) 控制时， 为了实现减速行 ＊ 驶中的目标减速度 G 而与再生转矩一起产生的车轮制动转矩的发生， 为了在低 μ 路上的 车辆的制动、 起步、 转弯行驶或者坡路途中的车辆停止的保持或者维持， 向车轮缸供给不与 上述踏力直接对应的制动液压。
图 5 是关于液压控制回路 70 之中控制离合器 C1、 C2、 C3 以及制动器 B1， B2 的各液 压致动器 ( 液压缸 )AC1、 AC2、 AC3、 AB1、 AB2 的工作的线性电磁阀 SL1 ～ SL5 的回路图。图 5 中， 管道液压 PL 分别通过线性电磁阀 SL1 ～ SL5 调压成与来自电子控制装置 80 的指令 信号相应的接合压 ( 接合液压 )PC1、 PC2、 PC3、 PB1、 PB2， 而直接供给到各液压致动器 AC1、 AC2、 AC3、 AB1、 AB2。该管道液压 PL， 利用从由未图示的电动油泵或由发动机 8 旋转驱动的 机械式油泵发生的液压作为源压 ( 元压 ) 而例如由安全 ( リリ一フ ) 型调压阀 ( レギユレ 一タバルブ ) 调压为与加速踏板开度 Acc 或者节气门开度 θTH 所表示的发动机负荷等相应 的值。
线性电磁阀 SL1 ～ SL5 基本上都具有相同的构成， 由电子控制装置 80 独立地励 磁、 非励磁， 独立调压控制各液压致动器 AC1、 AC2、 AC3、 AB1、 AB2 的液压， 从而控制离合器 C1 ～ C3、 制动器 B1、 B2 的接合压 PC1、 PC2、 PC3、 PB1、 PB2。从而， 自动变速部 20 例如如图 2 的接合工作所表示的那样， 通过预先确定的接合装置的接合而成立各变速档。而且， 在自 动变速部 20 的变速控制中， 进行例如与变速相关的离合器 C 和制动器 B 的分离和接合即分 离侧接合装置的分离和接合侧接合装置的接合同时被控制的所谓离合器切换式变速。
图 6 是表示作为通过人工操作而切换多种档位 PSH 的切换装置的换档操作装置 50 的一例的图。该换档操作装置 50 例如配设在驾驶席的侧方， 具有用于选择多种档位 PSH 而 操作的换档杆 52。
该换档杆 52 设置成向以下位置进行手动操作 ： 驻车位置 “P( 停车 )” ， 该位置为断开动力传递装置 10 内即自动变速部 20 内的动力传递路径的空档状态也就是中立状态， 并 且用于锁止自动变速器 20 的输出轴 22 ； 用于后退行驶的后退行驶位置 “R( 倒车 )” ； 中立 位置 “N( 空档 )” ， 该位置用于设为断开动力传递装置 10 内的动力传递路径的中立状态 ； 前 进自动变速行驶位置 “D( 驱动档 )” ， 该位置在动力传递装置 10 的能够变速的总变速比 γT 的变化范围内执行自动变速控制 ； 或者前进手动变速行驶位置 “M( 手动档 )” ， 该位置用于 使手动变速行驶模式 ( 手动模式 ) 成立， 并设定用于限定上述自动变速控制中的高速侧变 速档的所谓变速范围 ( レンジ )。
与所述换档杆 52 向各个档位 PSH 的手动操作连动， 利用例如通过电切换液压控制 回路 70， 使得图 2 的接合工作表所示的后退档位 “R” 、 空档 “N” 、 前进档位 “D” 中的各个变速 档位成立。
在所述 “P” 至 “M” 位置 ( 范围 ) 所示的各个档位 PSH 中， “P” 位置和 “N” 位置是不 使车辆行驶时选择的非行驶位置 ( 范围 )， 是用于选择向断开自动变速部 20 内的动力传递 路径、 不能驱动车辆的动力传递路径的动力传递切断状态切换的非驱动位置。此外， “R” 位 置、 “D” 位置和 “M” 位置是使车辆行驶时所选择的行驶位置 ( 范围 )， 也是用于选择向自动 变速部 20 内的动力传递路径被连接、 能驱动车辆的动力传递路径的能够动力传递状态切 换的驱动位置。 具体而言， 通过换档杆 52 向 “P” 位置手动操作， 离合器 C 和制动器 B 均被分离， 自 动变速部 20 内的动力传递路径处于动力传递切断状态， 同时自动变速部 20 的输出轴 22 被 锁止， 通过换档杆 52 向 “N” 位置手动操作， 离合器 C 和制动器 B 均被分离， 自动变速部 20 内的动力传递路径处于动力传递切断状态， 通过换档杆 52 向 “R” 、 “D” 、 和 “M” 位置中任一 个位置手动操作， 使与各个位置对应的任一个档位成立， 自动变速部 20 内的动力传递路径 设为能够动力传递状态。
图 7 是说明电子控制装置 80 执行的控制功能的要部的功能框线图。在图 7 中， 有 级变速控制部即有级变速控制单元 82 作为进行自动变速部 20 的变速的变速控制单元发挥 功能。例如， 有级变速控制单元 82， 根据具有图 8 所示那样的、 以车速 V 和自动变速器 20 的 输出转矩 TOUT( 或者加速踏板开度 Acc 等 ) 作为变量而预先存储于存储部即存储单元 84 的 升档线 ( 实线 ) 和降档线 ( 点划线 ) 的关系 ( 变速图、 变速映射 )， 并基于由实际车速 V 和 与加速踏板开度 Acc 等对应的自动变速器 20 的要求输出转矩 TOUT 表示的车辆状态， 判断是 否应执行自动变速器 20 的变速， 即判断动自动变速器 20 应变速的变速档， 执行自动变速器 20 的自动变速控制以获得该判断的变速档。
此时， 有级变速控制单元 82， 向液压控制回路 70 输出使与自动变速器 20 的变速相 关的液压式摩擦接合装置接合和 / 或分离的指令 ( 变速输出指令、 液压指令 )， 即， 以通过 分离与自动变速器 20 的变速相关的分离侧接合装置并且接合接合侧接合装置从而执行离 合器切换式变速的指令， 使得根据例如图 2 所示的接合工作表来实现变速档。液压控制回 路 70， 根据该指令， 例如以将分离侧接合装置分离且将接合侧接合装置接合而执行自动变 速部 20 的变速的方式， 使液压控制回路 70 内的线性电磁阀工作而使与该变速相关的液压 式摩擦接合装置的液压致动器工作。
混合动力控制部即混合动力控制单元 86 包含 ： 作为经由发动机输出控制装置 58 控制发动机 8 的驱动的发动机驱动控制单元的功能、 和作为经由变换器 54 控制基于第 1 电
动机 M1 以及第 2 电动机 M2 的作为驱动力源或发电机的工作的电动机工作控制单元的功 能， 通过这些控制功能执行基于发动机 8、 第 1 电动机 M1 以及第 2 电动机 M2 的混合动力驱 动控制等。
而且， 混合动力控制单元 86， 使发动机 8 在效率高的工作区域工作， 并且使发动机 8 和第 2 电动机 M2 的驱动力分配以及基于第 1 电动机 M1 的发电的反力以变为最佳的方式 发生变化， 来控制差动部 11 的作为电无级变速器的变速比 γ0。例如， 在此时的行驶车速 V 下， 根据作为驾驶员的输出要求量的加速踏板开度 Acc 以及车速 V 算出车辆的目标 ( 要求 ) 输出， 并且根据该车辆的目标输出和充电要求值算出需要的转矩目标输出， 从而， 考虑传递 损失、 辅机负荷， 第 2 电动机 M2 的辅助转矩等算出目标发动机输出 ( 要求发动机输出 )PER， 以便获得该总目标输出， 控制发动机 8 并且控制各电动机 M 的输出或发电， 以便变为获得该 目标发动机输出 PER 的发动机转速 NE 与发动机 8 的输出转矩 ( 发动机转矩 )TE。
如上所述， 作为动力传递装置 10 全体的变速比的综合变速比 γT， 由由有级变速 控制单元 82 控制的自动变速部 20 的变速比 γAT 和由混合动力控制单元 86 控制的差动部 11 的变速比 γ0 而决定。 即， 混合动力控制单元 86 以及有级变速控制单元 82， 在与档位 PSH 对应的换档范围的范围内， 作为经由液压控制回路 70、 发动机输出控制装置 58、 第 1 电动机 M1 以及第 2 电动机 M2 等控制作为动力传递装置 10 全体的变速比的综合变速比 γT 的变速 控制单元发挥功能。
例如， 混合动力控制单元 86 为了提高动力性能和改善燃料经济性等， 考虑自动变 速部 20 的变速档来进行发动机 8 和各电动机 M 的控制。在这样的混合动力控制中， 为了使 为使发动机 8 在效率好的工作区域工作而确定的发动机转速 NE、 与由车速 V 和自动变速器 20 的变速档所确定的传递部件 18 的转速匹配， 使差动部 11 作为电无级变速器起作用。 即， 混合动力控制单元 86， 在例如由发动机转速 NE 和发动机转矩 TE 构成的二维坐标内， 以一边 使发动机 8 的工作点 ( 以下称为 “发动机动作点” ) 沿着以无级变速行驶时驾驶性能和燃料 经济性能兼顾的方式而预先实验地求出并存储于存储单元 84 的例如图 9 的虚线所示的发 动机 8 的一种动作曲线即最佳燃料经济性曲线 ( 燃料经济性映射， 关系 ) 一边使发动机 8 工 作的方式， 确定动力传递装置 10 的总变速比 γT 的目标值， 以便变为用于产生为例如满足 目标输出 ( 总目标输出， 要求驱动力 ) 所需要的发动机输出 PE 的发动机转矩 TE 和发动机转 速 NE， 以获得该目标值的方式考虑自动变速器 20 的变速档来控制差动部 11 的变速比 γ0， 并在其能变速的变化范围内控制总变速比 γT。在此， 所谓上述发动机动作点， 是在以表示 由发动机转速 NE 以及发动机转矩 TE 等例示的发动机 8 的动作状态的状态量为坐标轴的二 维坐标中， 表示发动机 8 的动作状态的动作点。而且， 本实施例中， 所谓燃料经济性是例如 每单位燃料消耗量的行驶距离， 或作为车辆全体的燃料消耗率 ( ＝燃料消耗量 / 驱动轮输 出 ) 等。
此时， 混合动力控制单元 86， 由于由第 1 电动机 M1 发电产生的电能通过变换器 54 向蓄电装置 56 和第 2 电动机 M2 供给， 所以发动机 8 的动力的主要部分机械式地向传递部 件 18 传递， 但发动机 20 的动力的一部分由于电动机 M 的发电而被消耗并在此变换成电能， 该电能通过变换器 54 向其它的电动机 M 供给， 利用该电能而从其它的电动机 M 输出的驱动 力向传递部件 18 传递。通过从基于与该发电相关的电动机 M 的电能的产生至由与驱动相 关的电动机 M 的消耗为止所关连的设备， 构成将发动机 8 的动力的一部分变换成电能， 将该电能变换成机械能的电气路径。
在此， 在通过有级变速控制单元 82 执行自动变速部 20 的变速控制的情况下， 伴随 着使该自动变速部 20 的变速比阶段性地变化， 在变速前后使动力传递装置 10 的总变速比 γT 阶段性地变化。在如此控制中， 通过使总变速比 γT 阶段性地变化， 即变速比不是连续 地而是采取阶跃式的值， 由此与连续的总变速比 γT 的变化相比较能够迅速地使驱动转矩 变化。其反面， 可能会发生变速冲击、 不能沿着最佳燃料经济性曲线地控制发动机转速 NE、 燃料经济性恶化。于是， 混合动力控制单元 86， 以抑制总变速比 γT 的阶段性 ( 阶梯状态， 分级 ) 的变化的方式， 与自动变速部 20 的变速同步地执行差动部 11 的变速， 以获得与自动 变速部 20 的变速比的变化方向相反方向的变速比的变化。换而言之， 在自动变速部 20 的 变速前后， 以动力传递装置 10 的总变速比 γT 连续地变化的方式与自动变速部 20 的变速 控制同步地执行差动部 11 的变速控制。例如， 为了形成在自动变速部 20 的变速前后动力 传递装置 10 的总变速比 γT 不过渡性地发生变化的那样的预定的总变速比 γT， 与自动变 速部 20 的变速控制同步， 执行差动部 11 的变速控制， 使得以与该自动变速部 20 的变速比 的阶段性的变化相当的变化量沿与该变化方向相反的方向使变速比阶段性地变化。
而且， 混合动力控制单元 86， 与车辆的停止中或行驶中无关地， 由差动部 11 的电 CVT 功能对第 1 电动机转速 NM1 和 / 或第 2 电动机转速 NM2 进行控制， 以将发动机转速 NE 维 持为大致一定或者旋转控制为任意的转速。 换而言之， 混合动力控制单元 86， 可以一边将发 动机转速 NE 维持为大致一定或者控制为任意的转速， 一边将第 1 电动机转速 NM1 和 / 或第 2 电动机转速 NM2 旋转控制为任意的转速。
例如， 从图 3 的共线图可知， 混合动力控制单元 86 在车辆行驶中提高发动机转速 NE 时， 一边将受车速 V( 驱动轮 34) 约束的第 2 电动机的转速 NM2 维持为大致恒定， 一边提高 第 1 电动机的转速 NM1。此外， 混合动力控制单元 86 在自动变速部 20 的变速中将发动机转 速 NE 维持为大致恒定时， 一边将发动机转速 NE 维持为大致恒定， 一边在与伴随着自动变速 部 20 的变速的第 2 电动机的转速 NM2 的变化相反方向上， 使第 1 电动机的转速 NM1 变化。
此外， 混合动力控制单元 86 单独或组合地向发动机输出控制装置 58 输出以下控 制指令 ： 除了为了进行节气门控制而由节气门致动器 64 开闭控制电子节气门 62 之外， 还为 了进行燃料喷射控制而控制由燃料喷射装置 66 进行的燃料喷射量和 / 或喷射正时， 为了进 行点火正时控制而控制由点火器等的点火装置 68 进行的点火正时， 执行发动机 8 的输出控 制以产生需要的发动机输出 PE。即， 作为控制发动机 8 的驱动的发动机驱动控制单元而起 作用。
例如， 混合动力控制单元 86， 基本上根据未图示的预先存储的关系并基于加速踏 板开度 Acc 来驱动节气门致动器 64， 执行节气门控制以使得加速踏板开度 Acc 越增加则越 增加节气门开度 θTH。此外， 该发动机输出控制装置 58 根据混合动力控制单元 86 的指令， 除了为了节气门控制而由节气门致动器 64 开闭控制电子节气门 62 之外， 还为了进行燃料 喷射控制而控制由燃料喷射装置 66 进行的燃料喷射， 为了进行点火正时控制而控制由点 火器等的点火装置 68 进行的点火正时等， 以执行发动机转矩控制。
此外， 混合动力控制单元 86， 不管发动机 8 的停止或者怠速状态， 均可以通过差动 部 11 的电动 CVT 功能 ( 差动作用 )， 进行例如不使用发动机 8 而是将第 2 电动机 M2 作为行 驶用的驱动力源的电动机驱动行驶 (EV 模式行驶 )。 例如， 所述图 8 的实线 A， 是用于将车辆的起步 / 行驶用 ( 以下， 称为行驶用 ) 的驱动力源在发动机 8 与电动机例如第 2 电动机 M2 之间进行切换的、 换而言之在将发动机 8 作为行驶用的驱动力源而使车辆起步 / 行驶 ( 以 下， 称为行驶 ) 的所谓发动机驱动行驶和将第 2 电动机 M2 作为行驶用的驱动力源而使车辆 行驶的所谓电动机驱动行驶之间进行切换的、 发动机驱动行驶区域和电动机驱动行驶区域 的边界线。该图 8 所示的具有用于切换发动机驱动行驶和电动机驱动行驶的边界线 ( 实线 A) 的预先存储的关系， 是由将车速 V 和自动变速部 20 的输出转矩 TOUT 作为变量的二维坐标 构成的驱动力源切换线图 ( 驱动力源映射 ) 的一例。该驱动力源切换线图， 例如与该图 8 中的实线以及点划线所示的变速线图 ( 变速映射 ) 一起预先存储于存储单元 84。
从而， 混合动力控制单元 86， 例如从图 8 的驱动力源切换线图基于由实际的车速 V 以及自动变速部 20 的要求输出转矩 TOUT 所表示的车辆状态， 判断是处于电动机驱动行驶区 域和发动机驱动行驶区域中的哪一个而执行电动机驱动行驶或者发动机驱动行驶。如此， 基于混合动力控制单元 86 的电动机驱动行驶， 从图 8 可知， 一般地， 是在发动机效率相比高 转矩区域较差的较低输出转矩 TOUT( 比较低的加速踏板开度 Acc) 区域即低发动机转矩 TE 区 域， 或者车速 V 比较低的车速时即低负荷区域执行。
此外， 在该电动机驱动行驶时， 混合动力控制单元 86 为了抑制停止中的发动机 8 的拖曳而改善燃料经济性， 用负转速控制第 1 电动机转速 NM1， 例如通过将第 1 电动机 M1 设 为无负荷状态而使其空转， 通过差动部 11 的电 CVT 功能 ( 差动作用 )， 根据需要， 将发动机 转速 NE 维持为 0 或大致为 0。
而且， 混合动力控制单元 86， 即使是在进行将发动机 8 设为行驶用的驱动力源的 发动机驱动行驶的发动机驱动行驶区域， 也可以将基于前述的电路径的来自第 1 电动机 M1 的电能量和 / 或来自蓄电装置 56 的电能量向第 2 电动机 M2 供给， 驱动该第 2 电动机 M2 而 向驱动轮 34 赋予转矩， 由此实现对发动机 8 的动力进行辅助的所谓转矩辅助。由此， 在本 实施例的发动机驱动行驶时， 存在将发动机 8 作为行驶用的驱动力源的情况和将发动机 8 以及第 2 电动机 M2 的双方作为行驶用的驱动力源的情况。从而， 本实施例的电动机驱动行 驶是指发动机 8 停止而将第 2 电动机 M2 作为行驶用的驱动力源的行驶。
此外， 混合动力控制单元 86 通过将第 1 电动机 M1 设为无负荷状态而使其自由旋 转即空转， 可以设为差动部 11 不能传递转矩的状态， 即与差动部 11 内的动力传递路径被切 断的状态相同的状态、 而且不产生来自差动部 11 的输出的状态。即， 混合动力控制单元 86 通过将第 1 电动机 M1 设为无负荷状态， 可以将差动部 11 设为其动力传递路径被电切断的 中立状态 ( 空档状态 )。
此外， 混合动力控制单元 86 进行再生控制， 所述再生控制为在不踏加速踏板的减 速行驶时 ( 惰性 ( 滑行 ) 行驶时 )、 基于脚踏板 42 的操作的脚制动器的工作时等， 为了改善 燃料经济性 ( 降低燃料消费率 ) 而将发动机 8 设定为非驱动状态， 从驱动轮 34 传递的车辆 的动能在差动部 11 被转换为电能， 具体而言， 进行如下的再生控制 ： 通过从驱动轮 34 向发 动机 8 侧传递的逆驱动力， 使第 2 电动机 M2 旋转驱动， 以使其作为发电机工作， 将其电能即 第 2 电动机发出的电流经由变换器 54 向蓄电装置 56 充电。即， 混合动力控制单元 86 作为 执行所述再生控制的再生控制单元发挥功能。
在此， 在车辆的滑行行驶时设定目标减速度 G ＊， 以实现该目标减速度 G ＊的方式使 车辆产生制动转矩 ( 制动力 )。该制动转矩， 例如通过基于第 2 电动机 M2 的再生、 基于车轮制动器装置 40 的车轮制动器等而获得， 但是考虑能量一效率的关系而优先基于再生的 制动。例如， 在没有操作制动器踏板 42 的制动断开时 ( 非制动时 )， 为了实现目标减速度 G ＊ 的制动转矩主要通过再生转矩来产生。而且， 在操作制动器踏板 42 的制动接通时 ( 制动 ＊ 时 )， 为了实现目标减速度 G 的制动转矩通过再生转矩以及车轮制动转矩以预定比例进行 转矩分担而发生。此时， 与目标减速度 G ＊通过制动器踏板 42 的操作而增大的量相应的制 动转矩， 并非仅由车轮制动转矩来提供， 从改善燃料经济性的观点以及以预定比例对目标 ＊ 减速度 G 进行转矩分担的用意来讲也要使用再生转矩。此外， 在不踏加速踏板的减速行驶 ＊ 时实现目标减速度 G 时， 通过混合动力控制单元 52 由燃料切断使发动机 8 的工作停止而 且第 1 电动机 M1 进行空转， 由差动部 11 的差动作用使得不受车速 V 的拘束， 即， 与基于自 动变速部 20 的输出轴 22 的转速 NOUT 和变速比 γAT 而唯一确定的传递部件转速 N18 无关地， 将发动机转速 NE 维持为零或大致为零。由此， 与由发动机 8 的拖曳 ( 旋转阻力 ) 而造成的 泵气损失的发生所受到的抑制的量相应地， 基于发动机拖曳转矩的制动转矩 ( 减速度 ) 受 到抑制而增加再生量。
此外， 在滑行行驶中， 若横切降档线， 则执行自动变速部 20 的滑行降档。有级变速 控制单元 82 例如通过离合器分离来执行此时的滑行降档。即， 有级变速控制单元 82 向液 压控制回路 70 输出将分离侧接合装置的分离液压指令值在变速开始时刻设为零而且在变 速期间中将接合侧接合装置的接合液压指令值设为低压待机压的指令。而且， 混合动力控 制单元 86， 在基于有级变速控制单元 82 的该滑行降档中， 通过第 2 电动机 M2 使传递部件 18 向滑行降档后的同步转速上升。如此， 在自动变速部 20 的滑行降档过程中， 进行将自动 变速部 20 内的动力传递路径设为分离状态而通过第 2 电动机 M2 使自动变速部 20 的输入 侧旋转部件 ( 即传递部件 18) 与降档后的转速同步的变速时同步控制。 在经由基于有级变速控制单元 82 的离合器分离状态而进行自动变速部 20 的滑行 降档的情况下， 由基于第 2 电动机 M2 的旋转同步控制使得在离合器分离状态中即使是自动 变速部 20 的输入转矩 TIN 生变化， 而在输出侧也不会受影响， 而且， 与不进行离合器切换式 变速那样的转矩的授受的量相应地， 不需要复杂的控制。 但是， 在解除了离合器分离状态的 降档结束时， 自动变速部 20 的输入转矩 TIN( 例如基于第 2 电动机 M2 的再生转矩 ) 向输出 侧阶梯性的传递， 所以存在发生变速冲击的可能性。
以下， 对为了抑制变速冲击而在适当的正时执行上述滑行降档的情况进行详细说 明。图 10 是示出了在减速行驶时根据车速 V 而变化的经由自动变速部 20 而传递的自动变 速部 20 的输出转矩 TOUT 的一例的图。经由该自动变速部 20 而传递的自动变速部 20 的输 出转矩 TOUT， 若将自动变速部 20 内的拖曳转矩等视为零， 则意味着与自动变速部 20 的输入 转矩 TIN 相同， 在本实施例中作为自动变速部 20 的输入转矩 TIN 来处理。在图 10 中， 实线表 示制动断开时 ( 非制动时 ) 的情况， 虚线表示制动接通时 ( 制动时 ) 的情况。而且， 自动变 ＊ 速部 20 的输入转矩 TIN， 为成为主要为了实现目标减速度 G 的制动转矩的基于第 2 电动机 M2 的再生转矩， 但是在车速降低时将通过第 2 电动机 M2 代替再生转矩地产生爬行 ( クリ一 プ ) 转矩， 从而从负转矩变为正转矩。
另一方面， 在制动接通时， 与制动断开时比较， 以与目标减速度 G ＊增大的量相应 使再生转矩也增大， 所以， 如虚线所示， 在自动变速部 20 的输入转矩 TIN 中的负转矩也增大。 而且， 虽然图中未示出， 即使是在同一制动接通时， 如果目标减速度 G ＊变化， 则也使再生转
矩发生变化， 所以也使负转矩变化。如此， 由制动器操作或制动器操作量 Bra 的不同， 即使 是在同一车速 V 下， 再生转矩的大小即自动变速部 20 的输入转矩 TIN 也存在发生变化的可 能性。因此， 例如在制动断开时 ( 实线 )， 若在变速冲击被抑制的车辆状态例如自动变速部 20 的输入转矩 TIN 大致为零或零的车速 V0 下将滑行降档点车速统一地设定时， 在制动接通 时 ( 虚线 ) 滑行降档时与制动断开时将产生较大的负转矩， 在降档结束时表现于自动变速 部 20 的输出侧的转矩 ( 经由自动变速部 20 传递的自动变速部 20 的输出转矩 TOUT) 变大， 从而存在伴随着滑行降档的变速冲击增大的可能性。
于是， 在本实施例中， 为了抑制上述变速冲击， 以判断为在减速行驶中包含再生转 矩的自动变速部 20 的输入转矩 TIN 大致为零作为条件， 即以判断经由自动变速部 20 传递的 自动变速部 20 的输出转矩 TOUT 大致为零作为条件， 执行自动变速部 20 的滑行降档。 另一方 面， 在减速行驶时的减速度大的情况下， 变速冲击混 ( 藏 ) 入减速 ( 例如减速冲击 )， 所以与 减速度小的情况比较， 可以认为用户难以感受到上述变速冲击。 在该情况下， 在相比变速冲 击抑制更重视 ( 优先 ) 燃料经济性的观点出发， 执行自动变速部 20 的滑行降档即可。 于是， ＊ 在本实施例中， 在目标减速度 G 为预定以上时， 以相比变速冲击抑制更要改善燃料经济性 的方式， 与判断为自动变速部 20 的输入转矩 TIN 大致为零相比是以燃料经济性的改善作为 条件， 执行自动变速部 20 的滑行降档。
更具体的， 返回到图 7， 行驶状态判定部即行驶状态判定单元 88， 基于加速踏板开 度 Acc 判定车辆是否处于不踏加速踏板 ( アクセルオフ ) 的减速行驶中即惰性行驶 ( 滑行 行驶 ) 中。
目标减速度算出部即目标减速度算出单元 90， 在由行驶状态判定单元 88 判定为 车辆处于减速行驶中的情况下， 算出减速行驶中的目标减速度 G ＊。目标减速度算出单元 90， 例如在制动断开时， 基于以车速 V 越高则目标减速度 G ＊越大的方式预先实验地求出并 存储于存储单元 84 的车速 V 与目标减速度 G ＊的关系， 并基于实际的车速 V 算出减速行驶 ＊ 中的目标减速度 G 。 而且， 目标减速度算出单元 90， 例如在制动接通时， 基于以制动器操作 ＊ 量 Bra 越大则目标减速度 G 越大的方式预先实验地求出而存储于存储单元 84 的制动器操 作量 Bra 与目标减速度 G ＊的关系， 并基于实际的制动器操作量 Bra， 以与上述制动断开时的 ＊ ＊ 目标减速度 G 相加的方式算出减速行驶中的目标减速度 G
目标减速度控制部即目标减速度控制单元 92， 为了实现由目标减速度算出单元 ＊ 90 算出的目标减速度 G ， 产生车辆的制动转矩。目标减速度控制单元 92， 例如在制动断开 时， 从考虑能量一效率关系而通过再生转矩来获得用以实现该目标减速度 G ＊的制动力为 最优先的观点出发， 以用再生转矩获得用以实现目标减速度 G ＊的制动力的方式对混合动 力控制单元 86 输出指令。目标减速度控制单元 92， 例如在制动接通时， 以通过再生转矩以 ＊ 及车轮制动转矩获得用以实现目标减速度 G 的制动力的方式， 通过预先实验地求取而设 定的预定的转矩分担比例分别算出必要的再生转矩以及车轮制动转矩， 以获得该必要的再 生转矩的方式向混合动力控制单元 86 输出指令， 并以获得该必要的车轮制动转矩的方式 向车轮制动器装置 40 输出指令。
行驶状态判定单元 88， 进而判定由目标减速度算出单元 90 算出的目标减速度 G ＊ 是否为预定以上例如预定目标减速度 G ＊’ 以上。该预定目标减速度 G ＊’ ， 是用于判定为难 于感受到变速冲击程度的即相比变速冲击抑制可以更重视 ( 优先 ) 燃料经济性的程度的大小的目标减速度 G ＊的、 预先实验地求取而设定的判定值。
负转矩判定部即负转矩判定单元 94， 在由行驶状态判定单元 88 判定为目标减速 ＊ ＊ 度 G 小于预定目标减速度 G ’ 的情况下， 从抑制滑行降档时的变速冲击的观点出发， 为了 判断自动变速部 20 的输入转矩 TIN 是否为零， 例如判定减速行驶中的再生转矩是否为预定 判定值例如预定再生转矩。该预定再生转矩， 是用于使用再生转矩用来将自动变速部 20 的 输入转矩 TIN 判断为包含大致为零的基本 ( 实质上 ) 为零的、 预先实验的求取而设定的输入 转矩零判定值。
再生效率判定部即再生效率判定单元 96， 在由行驶状态判定单元 88 判定为目标 ＊ ＊ 减速度 G 为预定目标减速度 G ’ 以上的情况下， 从相比变速冲击抑制更重视 ( 优先 ) 燃料 经济性的观点出发， 判定车速 V( 或者由车速 V 与自动变速部 20 的变速比 γAT 而唯一地确 定的第 2 电动机转速 NM2) 是否为用以尽量使第 2 电动机 M2 的再生效率高的、 预先实验地求 取而设定的预定车速 V’ ( 或者预定第 2 电动机转速 NM2’ )。
有级变速控制单元 82， 进而， 在由负转矩判定单元 94 判定为减速行驶中的再生转 矩为预定再生转矩的情况下， 或者， 在由再生效率判定单元 96 判定为车速 V( 或者第 2 电动 机转速 NM2) 为预定车速 V’ ( 或者预定第 2 电动机转速 NM2’ ) 的情况下， 执行自动变速部 20 的滑行降档。 有级变速控制单元 82， 例如通过离合器分离来执行此时的滑行降档。 而且， 混 合动力控制单元 86， 在基于离合器分离的滑行降档中， 执行基于第 2 电动机 M2 的传递部件 转速 N18 的同步控制。
图 11 是说明电子控制装置 80 的控制动作的主要部分即用以抑制滑行降档时的自 动变速部 20 的输入转矩 TIN 的变化来抑制变速冲击的控制动作的流程图， 以例如数毫秒至 数十毫秒程度的极短的循环时间反复执行。
图 11 中， 首先， 在对应于行驶状态判定单元 88 的步骤 ( 以下， 省略步骤 )S10 中， 基于加速踏板开度 Acc 判定车辆是否处于不踏加速踏板的减速行驶中即惰性行驶 ( 滑行行 驶 ) 中。在该 S10 的判断为否定的情况下结束本例程， 而在肯定的情况下， 在同样对应于行 驶状态判定单元 88 的 S21 中， 判定由目标减速度算出单元 90 算出的目标减速度 G ＊是否为 预定以上例如预定目标减速度 G ＊’ 以上。在由于目标减速度 G ＊小于预定目标减速度 G ＊’ 而使得上述 S21 的判断为否定的情况下， 则在对应于负转矩判定单元 94 的 S22 中， 例如基 于减速行驶中的再生转矩是否成为了预定判定值例如预定再生转矩来判断自动变速部 20 的输入转矩 TIN 是否为零。另一方面， 在由于目标减速度 G ＊为预定目标减速度 G ＊’ 以上而 在上述 S21 的判断为肯定的情况下， 则在对应于再生效率判定单元 96 的 S23 中， 例如判定 车速 V( 或者第 2 电动机转速 NM2) 是否为为了使第 2 电动机 M2 的再生效率尽可能地高的、 预先实验地求取而设定的预定车速 V’ ( 或者预定第 2 电动机转速 NM2’ )。
在上述 S22 的判断为否定或者上述 S23 的判断为否定的情况下结束本例程， 而在 上述 S22 的判断为肯定或者上述 S23 的判断为肯定的情况下则在与有级变速控制单元 82 以及混合动力控制单元 86 对应的 S30 中， 例如通过离合器分离执行自动变速部 20 的滑行 降档。而且， 在基于离合器分离的滑行降档中， 执行基于第 2 电动机 M2 的传递部件转速 N18 ＊ 的同步控制。如此， 在目标减速度 G 较小时的自动变速部 20 的滑行降档， 在判断为自动变 ＊ 速部 20 的输入转矩 TIN 为零时被适当地执行。由此， 在目标减速度 G 较小时， 在自动变速 部 20 的滑行降档结束时表现于自动变速部 20 的输出侧的转矩变化被尽可能地抑制。 或者，在目标减速度 G ＊较大时的自动变速部 20 的滑行降档， 在基于第 2 电动机 M2 的再生效率尽 ＊ 可能地高时被适当地执行。由此， 在目标减速度 G 大时， 与在自动变速部 20 的滑行降档结 束时表现于自动变速部 20 的输出侧的转矩变化的抑制相比， 燃料经济性的改善得到优先。
如上述， 根据本实施例， 以判断为包含减速行驶中基于第 2 电动机 M2 的再生转矩 的自动变速部 20 的输入转矩 TIN 大致为零或零为条件而执行自动变速部 20 的滑行降档， 所 以， 在滑行降档时自动变速部 20 的输入转矩 TIN 成为判断为零的转矩值， 尽可能地抑制了滑 行降档结束时表现于自动变速部 20 的输出侧的转矩变化。 如此， 通过在判断为输入转矩 TIN 为零时执行自动变速部 20 的变速， 从而抑制变速时的自动变速部 20 的输入转矩 TIN 的变化 而抑制变速冲击。
此外， 根据本实施例， 预先设定用于使用基于第 2 电动机 M2 的再生转矩来将自动 变速部 20 的输入转矩 TIN 判断为零的预定判定值 ( 例如预定再生转矩 )， 基于该再生转矩 是否为预定再生转矩来判断自动变速部 20 的输入转矩 TIN 是否为零， 所以， 可以适当地判断 自动变速部 20 的输入转矩 TIN 是否为零。由此， 在自动变速部 20 的输入转矩 TIN 为零时适 当地执行自动变速部 20 的滑行降档。
而且， 根据本实施例， 在自动变速部 20 的变速过程中， 将自动变速部 20 内的动力 传递路径设为分离状态、 而通过第 2 电动机 M2 执行使自动变速部 20 的输入侧旋转部件 ( 传 递部件 18) 与变速后的转速同步的变速时同步控制， 因此， 与例如离合器切换式变速相比 较， 在基于变速时同步控制 ( 例如为了同步的第 2 电动机转矩 TM2) 的变速过程中的自动变 速部 20 的输入转矩 TIN 变化的影响不会出现在输出侧， 以简单的控制使自动变速部 20 进行 变速。而且， 即使如此进行自动变速部 20 的变速， 在滑行降档结束时表现于自动变速部 20 的输出侧的转矩变化也尽可能地得到抑制， 所以变速冲击的增大尽可能地得到抑制。
此外， 根据本实施例， 在目标减速度 G ＊为预定以上 ( 例如预定目标减速度 G ＊’ 以 上 ) 时， 相比自动变速部 20 的输入转矩 TIN 判断为零更以燃料经济性的改善作为条件来执 行自动变速部 20 的变速， 所以， 与较小的减速度相比较在认为驾驶者难以感受到变速冲击 的较大的减速度时， 相比变速冲击抑制更重视燃料经济性以使燃料经济性得到改善。
此外， 根据本实施例， 在目标减速度 G ＊为预定以上时， 以第 2 电动机 M2 的再生效 率尽可能地变高的方式执行自动变速部 20 的变速， 所以， 适当地执行以燃料经济性的改善 为条件的自动变速部 20 的变速。
其次， 说明本发明的其他的实施例。 而且， 在以下的说明中对于实施例相互共用的 部分赋予相同的符号而省略说明。
实施例 2
在前述的实施例中， 根据基于第 2 电动机 M2 的再生转矩是否为预定再生转矩来判 断自动变速部 20 的输入转矩 TIN 是否为零。在本实施例中， 代替地， 将判断自动变速部 20 的输入转矩 TIN 是否为零， 设成为 ： 判断实际的车辆状态是否处于用于在自动变速部 20 的 输入转矩 TIN 成为零的车辆状态执行自动变速部 20 的变速的预先设定的变速点。即， 预先 设定用于在自动变速部 20 的输入转矩 TIN 成为零的车辆状态执行自动变速部 20 的滑行降 档的滑行降档点车速， 以该滑行降档点车速来执行自动变速部 20 的滑行降档。其中， 如前 所述， 若在例如制动断开时自动变速部 20 的输入转矩 TIN 大致成为零的车速 V0 时统一地设 定滑行降档点车速 ( 图 10 参照 )， 则在制动接通时存在变速冲击增大的可能性。于是， 例如在仅赋予基于第 2 电动机 M2 的再生转矩时， 预先实验地求取自动变速部 20 的输入转矩 TIN 成为零的滑行降档点车速而设定为制动断开时的通常变速点 V0。从而， 在制动接通时， ＊ 根据目标减速度 G 的增大量而向低车速侧变更通常变速点 V0， 由此在自动变速部 20 的输 入转矩 TIN 成为零的车辆状态下预先设定滑行降档点车速。例如， 由于目标减速度 G ＊是由 再生转矩以及车轮制动转矩以预定比例进行转矩分担而发生， 所以， 在制动接通时以根据 ＊ 相对于制动断开时的目标减速度 G 的增大量的预定变更量使通常变速点 V0 向低车速侧变 更。即， 如果目标减速度 G ＊增大则再生转矩也增大， 所以， 可将滑行降档点车速设为低车速 侧， 尽量地在再生转矩较小处执行滑行降档。而且， 上述预定变更量， 是在目标减速度 G ＊越 大则通常变速点 V0 越向低车速侧变更时的变更量变大， 为了设成为自动变速部 20 的输入 转矩 TIN 成为零时的滑行降档点车速而预先实验地求取并设定的基于目标减速度 G ＊的变速 点变更量。
另一方面， 如前所述， 在减速行驶时的减速度较大的情况下， 从相比变速冲击抑制 更重视 ( 优先 ) 燃料经济性的观点出发， 执行自动变速部 20 的滑行降档即可。于是， 本实 ＊ 施例中， 在目标减速度 G 为预定以上时， 以相比变速冲击抑制更要使燃料经济性改善的方 式， 使滑行降档点车速向为了使第 2 电动机 M2 的再生效率尽可能地高而预先实验地求取并 设定的高效率用降档点变更。
具体的， 图 12 是说明基于电子控制装置 80 的控制功能的主要部分的功能框线图， 是与图 7 相当的图。行驶状态判定单元 88， 进而， 在判定为车辆处于减速行驶中的情况下， ＊ 判定目标减速度 G 是否相对于制动断开时增大了， 即判定自动变速部 20 的输入负转矩 TIN 是否相对于制动断开时增加了。 行驶状态判定单元 88， 例如通过基于制动器操作信号 BON 判 ＊ 定是否变成了制动接通来执行目标减速度 G 的增大判定。
变速点设定部即变速点设定单元 98， 在由行驶状态判定单元 88 判定为不是制动 接通的情况下， 将滑行降档点车速设定为制动断开时的通常变速点 V0。而且， 变速点设定 ＊ 单元 98， 在由行驶状态判定单元 88 判定为制动接通并且判定为目标减速度 G 小于预定目 标减速度 G ＊’ 的情况下， 设定以与对于制动断开时的目标减速度 G ＊的增大量相应的预定变 更量使通常变速点 V0 向低车速侧变更了的滑行降档点车速。进而， 变速点设定单元 98， 在 ＊ ＊ 由行驶状态判定单元 88 判定为制动接通并且判定为目标减速度 G 为预定目标减速度 G ’ 以上的情况下， 设定向用于使第 2 电动机 M2 的再生效率尽可能地高的高效率用降档点变更 了的滑行降档点车速。基于变速点设定单元 98 的滑行降档点车速的变更， 例如通过变更存 储于存储单元 84 的滑行降档点车速来执行。
有级变速控制单元 82， 进而， 在由行驶状态判定单元 88 判定车辆处于减速行驶中 的情况下， 使用由变速点设定单元 98 设定的滑行降档点车速， 基于实际的车辆状态 ( 例如 实际的车速 V) 来判断是否应执行自动变速部 20 的滑行降档， 并基于判断结果执行自动变 速部 20 的滑行降档。
图 13 是说明电子控制装置 80 的控制动作的主要部分、 即用于抑制滑行降档时的 自动变速部 20 的输入转矩 TIN 的变化以抑制变速冲击的控制动作的流程图， 例如以数毫秒 至数十毫秒程度的极短的循环时间反复执行。而且， 该图 13 的流程图， 是与图 11 的流程图 相当的， 主要区别在于图 11 的虚线所围的部分的控制动作置换成图 13 的虚线所围的部分 的控制动作。在图 13 中， 首先， 在与行驶状态判定单元 88 对应的步骤 S10 中， 基于加速踏板开 度 Acc 判定车辆是否处于不踏加速踏板的减速行驶中即惰性行驶 ( 滑行行驶 ) 中。在该 S10 的判断为否定的情况下结束本例程， 而在肯定的情况下在同样地与行驶状态判定单元 88 对应的 S24 中， 例如基于是否成为了制动接通来判定自动变速部 20 的输入负转矩 TIN 是 否相对于制动断开时增加了。在设为制动接通而在上述 S24 的判断为肯定的情况下在同样 地与驶状态判定单元 88 对应的 S25 中， 判定由目标减速度算出单元 90 算出的目标减速度 G ＊ 是否为预定以上例如为预定目标减速度 G ＊’ 以上。在由于目标减速度 G ＊为预定目标减速 度 G ＊’ 以上而在上述 S25 的判断为肯定的情况下， 在与变速点设定单元 98 对应的 S26 中， 例如设定向为了使第 2 电动机 M2 的再生效率尽可能地变高的高效率用降档点变更了滑行 降档点车速。另一方面， 在由于目标减速度 G ＊小于预定目标减速度 G ＊’ 而在上述 S25 的判 断为否定的情况下， 在同样地与变速点设定单元 98 对应的 S27 中， 设定以相对于制动断开 ＊ 时的目标减速度 G 的增大量相应的预定变更量使通常变速点 V0 向低车速侧变更了的滑行 降档点车速。对此， 在不设为制动接通而在上述 S24 的判断为否定的情况下， 在同样地与变 速点设定单元 98 对应的 S28 中， 将滑行降档点车速设定为制动断开时的通常变速点 V0。
接着上述 S26、 S27 或者 S28， 在与有级变速控制单元 82 对应的 S29 中， 使用例如 在上述 S26、 ， S27 或者 S28 中设定的滑行降档点车速， 基于实际的车速 V， 判断是否应执行 自动变速部 20 的滑行降档。在上述 S29 的判断为否定的情况下， 结束本例程， 而在肯定的 情况下， 在与有级变速控制单元 82 以及混合动力控制单元 86 对应的 S30 中， 例如通过离合 器分离执行自动变速部 20 的滑行降档。而且， 在基于离合器分离的滑行降档中， 执行基于 ＊ 第 2 电动机 M2 的传递部件转速 N18 的同步控制。如此， 在目标减速度 G 较小时， 通过预先 设定滑行降档点适当地判断车速自动变速部 20 的输入转矩 TIN 是否为零。从而， 在目标减 ＊ 速度 G 较小时的自动变速部 20 的滑行降档， 在自动变速部 20 的输入转矩 TIN 判断为零时 ＊ 得以适当地执行。由此， 目标减速度 G 较小时， 在自动变速部 20 的滑行降档结束时表现于 自动变速部 20 的输出侧的转矩变化尽可能地被抑制。或者， 目标减速度 G ＊较大时， 通过预 先设定的滑行降档点车速， 适当地判断基于第 2 电动机 M2 的再生效率是否尽可能地变高。 ＊ 从而， 目标减速度 G 较大时的自动变速部 20 的滑行降档， 在基于第 2 电动机 M2 的再生效 ＊ 率尽可能地变高时得以适当地执行。由此， 目标减速度 G 较大时， 自动变速部 20 的滑行降 档结束时与表现于自动变速部 20 的输出侧的转矩变化的抑制相比燃料经济性的改善被设 为优先。
如上所述， 根据本实施例， 在减速行驶中以包含基于第 2 电动机 M2 的再生转矩的 自动变速部 20 的输入转矩 TIN 被判断为零作为条件， 来执行自动变速部 20 的滑行降档， 所 以， 在滑行降档时， 设为自动变速部 20 的输入转矩 TIN 判断为零的转矩值， 尽可能地抑制滑 行降档结束时的自动变速部 20 的输出侧表现的转矩变化。如此， 通过在输入转矩 TIN 判断 为零时执行自动变速部 20 的变速， 抑制变速时的自动变速部 20 的输入转矩 TIN 的变化而抑 制变速冲击。
而且， 根据本实施例， 由于预先设定在自动变速部 20 的输入转矩 TIN 成为零的车辆 状态下用于执行自动变速部 20 的滑行降档的滑行降档点车速， 判断自动变速部 20 的输入 转矩 TIN 是否为零是判断车辆状态是否处于滑行降档点车速， 所以， 可适当地判断自动变速 部 20 的输入转矩 TIN 是否为零， 在自动变速部 20 的输入转矩 TIN 为零时适当地执行自动变速部 20 的滑行降档。
而且， 根据本实施例， 通过根据目标减速度 G ＊的增大量使仅赋予基于第 2 电动机 M2 的再生转矩时的通常变速点 V0 向低车速侧变更， 在自动变速部 20 的输入转矩 TIN 成为 零时设定滑行降档点车速， 所以， 在自动变速部 20 的输入转矩 TIN 为零时可更适当地执行自 动变速部 20 的滑行降档。
此外， 根据本实施例， 在目标减速度 G ＊为预定以上 ( 例如预定目标减速度 G ＊’ 以 上 ) 时， 相比自动变速部 20 的输入转矩 TIN 判断为零以燃料经济性的改善作为条件来执行 自动变速部 20 的变速， 所以， 与较小的减速度相比较在驾驶者难以感受到变速冲击的较大 的减速度时， 相比变速冲击抑制更重视燃料经济性而使燃料经济性得以改善。
而且， 根据本实施例， 在目标减速度 G ＊为预定以上时， 使用以第 2 电动机 M2 的再 生效率尽可能地变高的方式而变更的高效率用降档点， 来执行自动变速部 20 的滑行降档， 所以， 可适当地执行以燃料经济性的改善为条件的自动变速部 20 的变速。
以上， 基于附图详细说明了本发明的实施例， 但是本发明可以将实施例相互组合 来实施并且在其他的方式中也适用。
例如， 在前述的实施例中， 将自动变速部 20 内的拖曳转矩等设为零而将经由自动 变速部 20 传递的自动变速部 20 的输出转矩 TOUT 作为自动变速部 20 的输入转矩 TIN 来处理， 但是， 在自动变速部 20 内的拖曳转矩等不为零的情况下， 也可以考虑该拖曳转矩量等来判 断自动判断变速部 20 的输入转矩 TIN 的零值 ( 即经由自动变速部 20 传递的自动变速部 20 的输出转矩 TOUT 的零 )。
此外， 在前述的实施例中， 在减速行驶时执行的自动变速部 20 的滑行降档中， 进 行设为离合器分离的变速时同步控制， 但是， 也可以通过离合器切换式变速来执行自动变 速部 20 的滑行降档。
而且， 在前述的实施例中， 通过判定目标减速度 G ＊是否为预定目标减速度 G ＊’ 以 上， 来判定是否与变速冲击抑制相比更重视 ( 优先 ) 燃料经济性， 但是， 也可以通过判定制 动器操作量 Bra 是否为预定以上而判定。
而且， 在前述的实施例中， 减速行驶时的自动变速部 20 的输入转矩 TIN 主要为基于 第 2 电动机 M2 的再生转矩， 但是， 例如也可以根据蓄电装置 56 的输入制限 Win 的状态， 在 减速行驶时除了再生转矩以外还使发动机摩擦转矩发生。在该情况下， 发动机摩擦转矩基 本上为负转矩， 但是， 在低车速下从发动机摩擦转矩变为作为正转矩的爬行 ( クリ一プ ) 转 矩， 所以考虑发动机摩擦转矩来判断自动变速部 20 的输入转矩 TIN 是否成为零。
而且， 前述的实施例的车辆用动力传递装置 10， 具有作为驱动力源的发动机 8 以 及第 2 电动机 M2， 作为电变速功能的差动部 11， 作为机械式变速功能的自动变速部 20， 但是 若至少具有使多个变速比阶段性地成立的变速部和能够传递动力地与该变速部的输入侧 旋转部件连接的电动机， 就可以适用于本发明。 例如， 可以是电动机经由变速部与作为差动 部 11 的输出旋转部件的传递部件 18 连接的车辆用动力传递装置。而且， 变速部， 例如作为 手动变速器是周知的一直啮合式平行 2 轴型， 但也可以是能够通过选择缸 ( セレクトシリ ンダ ) 和换档缸来自动地切换档位的自动变速器等的其他形式的动力传递装置 ( 变速器 )。
此外， 在所述实施例中， 通过控制第 1 电动机 M1 的运行状态， 差动部 11( 动力分配 机构 16) 作为其变速比 γ0 从最小值 γ0min 至最大值 γ0max 连续变化的电无级变速机而发挥功能， 但例如也可以使差动部 11 的变速比 γ0 不连续变化， 特地利用差动作用使变速 比 γ0 阶段性变化。
此外， 在前述的实施例的动力传递装置 10 中， 虽然发动机 8 与差动部 11 直接连 接， 但也可以是发动机 8 经由离合器等的接合元件与差动部 11 连接。
此外， 在前述的实施例的动力传递装置 10 中， 第 1 电动机 M1 与第 2 旋转元件 RE2 直接连接， 第 2 电动机 M2 与第 3 旋转元件 RE3 直接连接， 但是， 也可以使第 1 电动机 M1 经 由离合器等的接合元件与第 2 旋转元件 RE2 连接， 第 2 电动机 M2 经由离合器等的接合元件 与第 3 旋转元件 RE3 连接。
而且， 在前述的实施例中， 在从发动机 8 到驱动轮 34 的动力传递路径中， 在差动部 11 之后连接着自动变速部 20， 但是也可以是在自动变速部 20 之后连接着差动部 11 的顺 序。总之， 自动变速部 20 只要设置为构成从发动机 8 到驱动轮 34 的动力传递路径的一部、 使电动机以及发动机 8 能够传递动力地与输入侧旋转部件连接即可。
而且， 根据前述的实施例的图 1， 差动部 11 与自动变速部 20 串联连接， 但是， 若动 力传递装置 10 作为全体具有能够电气式变更差动状态的电差动功能和通过与基于电差动 功能的变速不同的原理来进行变速的功能， 则差动部 11 和自动变速部 20 在机械上不独立 也可以适用本发明。
此外， 在前述的实施例中， 动力分配机构 16 是单行星齿轮装置， 也可以是双行星 齿轮装置。
而且， 作为前述的实施例的差动机构， 动力分配机构 16， 例如也可以是由发动机旋 转驱动的小齿轮和与该小齿轮啮合的一对锥齿轮与第 1 电动机 M1 以及传递部件 18( 第 2 电动机 M2) 工作性地连接的差动齿车装置。
而且， 在前述的实施例中， 构成差动部行星齿轮装置 24 的发动机 8 能够传递动力 地与第 1 旋转元件 RE1 连接， 第 1 电动机 M1 能够传递动力地与第 2 旋转元件 RE2 连接， 向 驱动轮 34 的动力传递路径与第 3 旋转元件 RE3 连接， 但是， 例如， 在 2 个以上的行星齿轮装 置通过构成其的一部分旋转元件而相互连接的构成中， 发动机、 电动机、 驱动轮分别能够传 递动力地与该行星齿轮装置的旋转元件连接， 能够通过与该行星齿轮装置的旋转元件连接 的离合器或制动器的控制来切换有级变速和无级变速的构成也适用本发明。
此外， 在前述的实施例中， 第 2 电动机 M2 与传递部件 18 直接连接， 但是， 第 2 电动 机 M2 的连接位置并不限定于此， 也可以直接地或者经由变速器、 行星齿轮装置、 接合装置 等间接地连接。
此外， 在前述的实施例的动力分配机构 16 中， 差动部齿轮架 CA0 与发动机 8 连接， 差动部太阳齿轮 S0 与第 1 电动机 M1 连接， 差动部齿圈 R0 与传递部件 18 连接， 但是， 它们 的连接关系也并不一定限定于此， 发动机 8、 第 1 电动机 M1、 传递部件 18 也可以与差动部行 星齿轮装置 24 的 3 元件 CA0、 S0、 R0 中的任一个连接。
此外， 在前述的实施例中， 发动机 8 与输入轴 14 直接连接， 但是也可以例如经由齿 轮、 带等工作地连接， 并不必要配置在共通的轴线上。
此外， 在前述的实施例中， 第 1 电动机 M1 以及第 2 电动机 M2 同心地配置于输入轴 14， 第 1 电动机 M1 与差动部太阳齿轮 S0 连接， 第 2 电动机 M2 与传递部件 18 连接， 但是， 并 不一定要如此配置， 也可以使第 1 电动机 M1 例如经由齿轮、 带、 减速机等工作地与差动部太阳齿轮 S0 连接， 第 2 电动机 M2 与传递部件 18 连接。
此外， 在前述的实施例中， 自动变速部 20 经由传递部件 18 与差动部 11 串联连接， 但也可以设置与输入轴 14 平行的中间轴， 并将自动变速部 20 同心地排列在该中间轴上。 此 时， 差动部 11 和自动变速部 20 例如通过由作为传递部件 18 的中间齿轮副、 链轮和链条构 成的 1 组传递部件等可动力传递地连接。
此外， 上述实施例的动力分配机构 16 由一组差动部行星齿轮装置 24 构成， 但也可 以由 2 组以上的行星齿轮装置构成， 在非差动状态 ( 定变速状态 ) 下作为 3 档以上的变速 器发挥功能。
此外， 前述的实施例的第 2 电动机 M2 与构成从发动机 8 到驱动轮 34 的动力传递 路径的一部分的传递部件 18 连接， 但是也可以是， 除了第 2 电动机 M2 与动力传递路径连接 以外， 还能够经由离合器等的接合元件与动力分配机构 16 连接， 代替第 1 电动机 M1 而能够 由第 2 电动机 M2 来控制动力分配机构 16 的差动状态的动力传递装置 10 的构成。
此外， 在前述的实施例中， 差动部 11 具有第 1 电动机 M1 以及第 2 电动机 M2， 但是， 第 1 电动机 M1 以及第 2 电动机 M2 也可以分别与差动部 11 独立地为动力传递装置 10 所具 有。
此外， 在前述的实施例中， 差动部 11 也可以具有设置于动力分配机构 16、 通过限 制差动作用而作为至少有前进两档的有级变速器来工作的差动限制装置。
此外， 在上述实施例中， 第一离合器 C1、 第 2 离合器 C2 等液压式摩擦接合装置也可 以由粉末 ( 磁粉 ) 离合器、 电磁离合器、 啮合型的牙嵌式离合器等的磁粉式、 电磁式、 机械式 接合装置构成。例如在为电磁离合器时， 液压控制回路 70 不是由进行油路切换的阀装置， 而是由切换向电磁离合器的电指令信号回路的开关装置、 电磁切换装置等构成。
此外， 前述的多个实施例可以分别例如设置优先顺序等， 相互组合地来实施。
而且， 上述的不过是一实施方式， 本发明可以基于本领域技术人员的知识以施加 了各种变更、 改良的方式来实施。
符号的说明
8： 发动机
10 ： 车辆用动力传递装置
11 ： 差动部
16 ： 动力分配机构 ( 差动机构 )
18 ： 传递部件 ( 变速部的输入侧旋转部件 )
20 ： 自动变速部 ( 变速部 )
34 ： 驱动轮 ( 车轮 )
40 ： 车轮制动器装置 ( 制动装置 )
80 ： 电子控制装置 ( 控制装置 )
M1 ： 第 1 电动机 ( 差动用电动机 )
M2 ： 第 2 电动机 ( 电动机 )