CN103619681B - 车辆用驱动装置的控制装置 - Google Patents

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Abstract

在通过调节电动机的转矩来控制发动机动作点时谋求进一步降低车辆的油耗。在车辆用驱动装置（10）中具有通过控制导轮（16s）的旋转动作来变更变矩器（16）的容量系数（τ）的制动器（Bs），因此，可以在通过调节第一电动机转矩（TMG1）而任意地被控制时的发动机（12）的动作点，变更基于变矩器（16）的容量系数（τ）唯一地被确定的泵转矩（Tp）。因此，在此时的发动机（12）的动作点，可以变更机械路径的传动比率（RTOPMC）和电气路径的传动比率（RTOPEL）的比例，可以增大经由机械路径及电气路径中的传动比率（RTOPEL、RTOPMC）高的一方的路径的动力传递的比例。因此，在通过调节第一电动机转矩（TMG1）来控制发动机动作点时，可以谋求进一步降低车辆的油耗。

Description

车辆用驱动装置的控制装置
技术领域
本发明涉及车辆用驱动装置的控制装置，该车辆用驱动装置具有发动机、电动机和流体传动装置，可以通过多条传递路径来传递发动机的动力。
背景技术
如下的车辆用驱动装置是众所周知的，该车辆用驱动装置具备流体传动装置，该流体传动装置具有被输入来自发动机的动力的输入侧旋转构件和向驱动轮输出动力的输出侧旋转构件。例如，专利文献1中记载的车辆用驱动装置就是上述那样的车辆用驱动装置。在如上所述的车辆用驱动装置中，发动机转速（与流体传动装置的输入侧旋转构件的转速相当）根据车速（与流体传动装置的输出侧旋转构件的转速相当）、流体传动装置的流体特性、发动机输出，顺其自然地被确定。另外，将发动机输出经由流体传动装置进行流体传递的机械路径中的动力传递效率也顺其自然地被确定。
在先技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2009-220618号公报
发明内容
发明要解决的课题
但是，在考虑降低车辆的油耗时，期待例如在燃料消耗率尽可能低的发动机的动作点（称为发动机动作点）驱动发动机。另外，期待来自发动机的动力被传递时的动力传递效率也变好。针对上述情况，在能够向流体传动装置的输入侧旋转构件传递动力地配置有第一电动机、而且能够向驱动轮传递动力地配置有第二电动机的车辆用驱动装置中，可考虑通过该第一电动机任意地控制发动机动作点。在如上所述构成的情况下，作为将发动机输出向驱动轮侧传递的传递路径，一并使用经由流体传动装置的机械路径和依靠第一电动机和第二电动机之间的电力传递的电气路径。但是，即便能够任意地控制发动机动作点，也导致流体传动装置的流体特性由输入侧旋转构件等硬件结构唯一地确定。因此，在该控制时的发动机动作点，向机械路径侧传递的转矩（例如产生于输入侧旋转构件的转矩）由流体传动装置的流体特性唯一地确定，其结果导致向电气路径侧传递的转矩（例如第一电动机的转矩）也唯一地被确定。于是，在该控制时的发动机动作点，存在未充分使用传动效率好的一方的路径的可能性。例如，通过增大经由传动效率好的一方的路径的动力传递的比例，存在来自发动机的动力被传递时的动力传递效率提高的可能性，但也存在不能提高上述动力传递效率的可能性。另外，上述那样的课题还未公知，在能够通过第一电动机来控制发动机动作点的车辆用驱动装置中，对于通过增大经由传动效率好的一方的路径的动力传递的比例来谋求降低车辆的油耗这种情况还没有任何提案。
本发明是以上述情形为背景而作出的，其目的在于提供一种车辆用驱动装置的控制装置，在通过调节电动机的转矩来控制发动机动作点时，可以谋求进一步降低车辆的油耗。
用于解决课题的方案
用于实现上述目的的第一发明的主旨在于，（a）一种车辆用驱动装置的控制装置，该车辆用驱动装置具备流体传动装置、第一电动机及第二电动机，所述流体传动装置具有被输入来自发动机的动力的输入侧旋转构件和向驱动轮输出动力的输出侧旋转构件，所述第一电动机与所述输入侧旋转构件直接或间接地连结，所述第二电动机与驱动轮直接或间接地连结，所述车辆用驱动装置的控制装置的特征在于，（b）具有：通过所述第一电动机和所述第二电动机之间的电力授受而以电气方式进行动力传递的电气路径、以及经由所述流体传动装置而以机械方式进行动力传递的机械路径，所述车辆用驱动装置的控制装置能够通过调节所述第一电动机的转矩来控制所述发动机的动作点，（c）所述车辆用驱动装置还具备容量可变装置，该容量可变装置变更决定所述输入侧负载转矩的所述流体传动装置的流体特性、即该流体传动装置的容量系数（τ）相对于该流体传动装置的速度比的特性。
发明的效果
若如上所述构成，则所述车辆用驱动装置的控制装置具有：通过所述第一电动机和所述第二电动机之间的电力授受而以电气方式进行动力传递的电气路径、以及经由所述流体传动装置而以机械方式进行动力传递的机械路径，可以通过调节所述第一电动机的转矩而不受所述输出侧旋转构件的转速约束地控制所述发动机的动作点，因此，可以在例如最适合降低油耗的动作点驱动所述发动机，可以谋求降低车辆的油耗。此外，所述车辆用驱动装置还具备变更所述流体传动装置的容量的容量可变装置，因此，可以在通过调节所述第一电动机的转矩而任意地被控制时的发动机的动作点，变更基于流体传动装置的容量唯一地被确定的产生于输入侧旋转构件的转矩。因此，在此时的发动机的动作点，可以变更向机械路径侧被传递的转矩和向电气路径侧被传递的转矩的比例，可以增大经由机械路径及电气路径中的传动效率好的一方的路径的动力传递的比例。因此，在通过调节第一电动机的转矩来控制发动机动作点时，可以谋求进一步降低车辆的油耗。
在此，第二发明在上述第一发明所述的车辆用驱动装置的控制装置的基础上，其特征在于，在向相同的目标动作点控制所述发动机的动作点时，在来自所述发动机的动力在所述电气路径和所述机械路径中被传递时的动力传递效率提高的情况下，通过所述容量可变装置变更所述流体传动装置的容量。若如上所述构成，则在通过调节电动机的转矩来控制发动机动作点时，可以适当地谋求进一步降低车辆的油耗。
另外，第三发明在上述第一发明或第二发明所述的车辆用驱动装置的控制装置的基础上，其特征在于，在要求负载为规定值以下的情况下，允许通过所述容量可变装置向减小所述流体传动装置的容量的一侧变更所述流体传动装置的容量，该规定值作为通过经由所述电气路径的动力传递能够提供的范围而预先被设定。若如上所述构成，则在要求负载超过所述规定值的情况下，可以避免如下可能性：因向减小流体传动装置的容量的一侧进行变更而导致产生于输入侧旋转构件的转矩减小、第一电动机的转矩增大、进而造成不能通过第一电动机的额定输出来输出上述被增大的转矩这样的状态。
另外，第四发明在上述第一发明至第三发明中的任一发明所述的车辆用驱动装置的控制装置的基础上，其特征在于，在经由所述电气路径时的传动效率比经由所述机械路径时的传动效率好的情况下，通过所述容量可变装置减小所述流体传动装置的容量。若如上所述构成，则产生于输入侧旋转构件的转矩减小而第一电动机的转矩增大，从而可以增大经由传动效率好的一方的电气路径的动力传递的比例。因此，在通过调节第一电动机的转矩来控制发动机动作点时，可以谋求进一步降低车辆的油耗。
另外，第五发明在上述第一发明至第四发明中的任一发明所述的车辆用驱动装置的控制装置的基础上，其特征在于，在经由所述机械路径时的传动效率比经由所述电气路径时的传动效率好的情况下，通过所述容量可变装置增大所述流体传动装置的容量。若如上所述构成，则产生于输入侧旋转构件的转矩增大而第一电动机的转矩减小，从而可以增大经由传动效率好的一方的机械路径的动力传递的比例。因此，在通过调节第一电动机的转矩来控制发动机动作点时，可以谋求进一步降低车辆的油耗。
另外，第六发明在上述第一发明至第五发明中的任一发明所述的车辆用驱动装置的控制装置的基础上，其特征在于，调节所述第一电动机的转矩，以使发动机转矩和所述第一电动机的转矩之和，与对应于所述流体传动装置的速度比而产生于所述输入侧旋转构件的输入侧负载转矩平衡，基于目标发动机动作点所示的发动机转速来求出所述输入侧负载转矩，基于该输入侧负载转矩和该目标发动机动作点所示的发动机转矩来决定所述第一电动机的转矩。若如上所述构成，则可以基于该流体传动装置的流体特性容易地调节第一电动机的转矩。
另外，第七发明在上述第一发明至第六发明中的任一发明所述的车辆用驱动装置的控制装置的基础上，其特征在于，通过调节所述第一电动机的转矩来控制所述发动机的动作点，以使所述发动机的动作点沿着预先被确定的该发动机的动作曲线并实现发动机输出的目标值。若如上所述构成，则在发动机效率尽可能高的发动机动作点、即燃料消耗率尽可能低的发动机动作点使发动机工作。
另外，第八发明在上述第一发明至第七发明中的任一发明所述的车辆用驱动装置的控制装置的基础上，其特征在于，将所述发动机的动作点向综合效率增大的一侧移动，该综合效率由来自所述发动机的动力在所述电气路径和所述机械路径中被传递时的动力传递效率与该发动机的动作点处的发动机效率之积表示。若如上所述构成，则与发动机动作点未与综合效率相应地被变更的情况相比，作为车辆用驱动装置整体，可以提高效率，并可以降低车辆的油耗。
附图说明
图1是说明本发明一实施例的车辆用驱动装置的结构的主要结构图。
图2是在图1所示的自动变速器中用于使各变速挡成立的各液压式摩擦卡合装置的工作表。
图3是用于说明从各传感器等被输入到用于控制图1的车辆用驱动装置的电子控制装置中的输入信号的图，是用于说明该电子控制装置所具有的控制功能的主要部分的功能模块线图。
图4是用于说明在图1的车辆用驱动装置中、在第一电动机及第二电动机不工作的状态下发动机动作点如何确定的图。
图5是用于说明在图1的车辆用驱动装置中、通过控制第一电动机来使发动机动作点任意变化的图。
图6是用于说明在图1的车辆用驱动装置中、在某恒定的目标发动机输出下使发动机动作点变化的情况下、在电气路径和机械路径中分别被传递的动力的比例（传动比率）的概念图。
图7是表示在图1的车辆用驱动装置中、变矩器单体的传动效率即机械路径的传动效率和变矩器的速度比之间的关系的图。
图8是表示在图1的车辆用驱动装置中、合成传动效率和变矩器的速度比之间的关系的图。
图9是表示在与图5相同的坐标系中、在某恒定的涡轮转速下将发动机最小燃料消耗率线上的动作点作为目标发动机动作点时的第一电动机转矩及泵转矩的图。
图10是用于说明图3的电子控制装置的控制工作的主要部分、即利用无级变速器的无级变速动作来决定发动机动作点的控制工作的流程图。
图11是表示在与图8相同的坐标系中、与从变矩器的流体特性顺其自然地被确定的发动机动作点对应的点、以及与通过发动机动作点控制而移动到发动机最小燃料消耗率线上的目标发动机动作点的发动机动作点对应的点的图。
图12是表示在与图9相同的坐标系中、与图11的各点对应的各发动机动作点、以及移动到目标发动机动作点的发动机动作点处的第一电动机转矩及泵转矩的图。
图13是表示通过控制制动器的卡合动作而被变更的变矩器的流体特性（正向驱动容量系数）的图。
图14是对在与图11相同的坐标系中通过发动机动作点控制而移动到相同的目标发动机动作点时、由变矩器的容量系数的差异产生的合成传动效率的差异进行比较的图。
图15是表示在与图12相同的坐标系中、与图14的各点对应的各发动机动作点、以及移动到目标发动机动作点的发动机动作点处的各自的第一电动机转矩及泵转矩的图。
图16是说明在与图6相同的坐标系中、由与图14及图15对应的变矩器的容量系数的差异产生的各传动比率的比例的变化的图。
图17是表示与传动效率差或者传动效率比相应地变更的变矩器的容量系数的减小率的图。
图18用于说明图3的电子控制装置的控制工作的主要部分、即通过调节第一电动机转矩来控制发动机动作点时谋求进一步降低车辆的油耗的控制工作的流程图。
图19是说明与图1的车辆用驱动装置不同的车辆用驱动装置的结构的主要结构图，是说明不具有自动变速器的车辆用驱动装置的结构的主要结构图。
图20是说明与图1的车辆用驱动装置不同的车辆用驱动装置的结构的主要结构图，是说明除制动器之外、作为容量可变装置还具有第三电动机的车辆用驱动装置的结构的主要结构图。
图21是表示在与图13相同的坐标系中、通过控制第三电动机的工作而被变更的变矩器的正向驱动容量系数的图。
图22是表示为了说明与图10的流程图不同的另一流程图而从图10的SA3被替换的步骤的图。
图23是表示在图22所说明的流程图中、从图10的SA7、SA8被替换的步骤的图。
具体实施方式
在本发明中，优选为，所述流体传动装置是具有能够旋转地配设在作为所述输入侧旋转构件的泵轮和作为所述输出侧旋转构件的涡轮之间的导轮（statorimpeller）的变矩器。另外，所述容量可变装置是如下的装置：通过控制所述导轮的旋转动作、或者通过利用设置于所述涡轮的开闭机构将所述泵轮被旋转驱动而产生的流体流的一部分排出到该涡轮的外部等，从而变更所述变矩器的容量。
另外，优选为，燃料消耗指的是每单位燃料消耗量的行驶距离等，燃料消耗降低指的是上述每单位燃料消耗量的行驶距离变长，或者，指的是作为车辆整体的燃料消耗率（=燃料消耗量/驱动轮输出）变小。
另外，优选为，所述发动机的动作点指的是表示由该发动机的转速及输出转矩等表示的该发动机的动作状态的动作点。换言之，指的是由表示该发动机的转速的轴和表示该发动机的输出转矩的轴的二维坐标内的1点表示的发动机的动作状态。
另外，优选为，所述车辆用驱动装置具有能够授受电力地与所述第一电动机及所述第二电动机分别连接的蓄电装置，将从该第一电动机发出的电力中减去向该蓄电装置充电的电力而得到的剩余电力供给到该第二电动机来驱动该第二电动机。
另外，优选为，调节所述第一电动机的转矩指的是调节在所述电气路径中被传递的动力（电力），换言之，指的是调节所述电气路径或所述机械路径的动力传动比率。即，通过调节在该电气路径中被传递的动力来控制所述发动机的动作点。
另外，优选为，所述电气路径是如下的动力传递路径：通过将所述第一电动机发出的电力的全部或一部分供给到所述第二电动机而以电气方式进行动力传递。
以下，参照附图详细说明本发明的实施例。
实施例
图1是说明本发明一实施例的车辆用驱动装置10的结构的主要结构图。在图1中，车辆用驱动装置10是被FR（发动机前置后轮驱动）方式的车辆优选采用的车辆用驱动装置，该车辆用驱动装置10具有：由内燃机构成的发动机12、与该发动机12的曲轴14连结的变矩器（流体传动装置）16、配设在该变矩器16和驱动轮58之间并与变矩器16的输出侧连结的自动变速器18、配设在发动机12和变矩器16之间并与曲轴14连结的第一电动机MG1、以及配设在变矩器16和自动变速器18之间并与自动变速器18的输入轴20连结的第二电动机MG2。另外，变矩器16、自动变速器18、第一电动机MG1及第二电动机MG2等相对于它们共同的轴心对称地构成，因此在图1中该轴心的下半部分被省略图示。
变矩器16是经由工作油进行动力传递的流体传动装置，具有：被输入来自发动机12的动力的输入侧旋转构件即泵轮16p、向驱动轮58输出动力的输出侧旋转构件即涡轮16t、在泵轮16p和涡轮16t之间能够旋转地配设的导轮16s。该泵轮16p即泵叶轮与发动机12的曲轴14和第一电动机MG1连结，由该发动机12驱动而旋转，从而由变矩器16内的工作油的流动而产生流体流。涡轮16t即涡轮叶轮与自动变速器18的输入轴20连结，受到来自上述泵轮16p的流体流的作用而旋转。导轮16s配设在从上述泵轮16p向涡轮16t流动的流体流中，经由制动器Bs与作为非旋转部件的变速箱24能够断开地连结。该制动器Bs是具有液压缸和根据被供给到该液压缸的液压来进行摩擦卡合的多板式制动器的液压式摩擦卡合装置。上述自动变速器18的输入轴20也作为变矩器16的输出轴、即涡轮轴起作用。由图1可知，在本实施例中，发动机12、第一电动机MG1及泵轮16p串联连结，因此，泵轮16p的转速Np（以下称为泵转速Np）与第一电动机MG1的转速NMG1（以下称为第一电动机转速NMG1）及发动机转速Ne相同。另外，由于涡轮16t、第二电动机MG2及自动变速器18的输入轴20串联连结，因此，涡轮16t的转速Nt（以下称为涡轮转速Nt）与第二电动机MG2的转速NMG2（以下称为第二电动机转速NMG2）及输入轴20的转速NATIN相同。
另外，变矩器16具有能够将上述泵轮16p和涡轮16t之间直接连结的锁止离合器L/C。该锁止离合器L/C被控制在完全卡合状态、滑动状态及释放状态中的任一种状态。在锁止离合器L/C处于释放状态的情况下，如上所述，曲轴14和输入轴20之间的转矩传递经由变矩器16内的工作油来进行。而且，在锁止离合器L/C处于完全卡合状态的情况下，发动机12的曲轴14和自动变速器18的输入轴20相互一体地连结，这些曲轴14和输入轴20之间的转矩传递不经由变矩器16内的工作油而直接进行。
第一电动机MG1经由例如吸收振动的减振器等与发动机12的曲轴14串联连结，并与变矩器16的泵轮16p直接连结。另外，第二电动机MG2经由自动变速器18等间接地与驱动轮58连结。第一电动机MG1及第二电动机MG2是构成为可以选择性地获得作为产生驱动转矩的电动马达的功能和作为产生再生转矩的发电机的功能的旋转机械，例如由交流同步型电动发电机构成。另外，作为蓄电池的蓄电装置36和用于控制电动机MG1、MG2的变换器38设置于车辆用驱动装置10（参照图3），该蓄电装置36、第一电动机MG1及第二电动机MG2相互能够授受电力地连接。上述第一电动机MG1及第二电动机MG2分别可以通过其驱动来向曲轴14及输入轴20提供正转方向的驱动转矩，而且，可以通过其发电（再生）来向曲轴14及输入轴20提供反转方向的负载转矩即制动转矩，并且，可以经由变换器38对设置于车辆的蓄电装置36进行充电。另外，上述曲轴14及输入轴20的正转方向指的是发动机12驱动时的曲轴14的旋转方向，上述反转方向指的是与该正转方向相反的旋转方向。
自动变速器18被夹设在变矩器16和驱动轮58之间，是在作为非旋转部件的变速箱24内具有以第一行星齿轮装置30为主体的第一变速部26以及以第二行星齿轮装置32和第三行星齿轮装置34为主体的第二变速部28的公知的行星齿轮式多级变速器。而且，在该自动变速器18中，公知的各液压式摩擦卡合装置（离合器C1～C4、制动器B1、B2）按照图2所示的规定的工作表分别进行卡合或释放，从而使自动变速器18的变速比γAT（=输入轴20的转速NATIN/输出轴22的转速Nout）分别不同的多个变速挡成立。在图2中，“○”表示卡合状态，空白栏表示释放状态。另外，该自动变速器18的自动变速控制按照具有预先存储的升挡线及降挡线的公知的关系（变速线图、变速映射图）来执行。
在如上所述构成的车辆用驱动装置10中，根据车辆的行驶状态，利用发动机12的动力使车辆行驶的发动机行驶和利用第二电动机MG2的动力使车辆行驶的电动机行驶被切换地进行工作。上述发动机行驶和电动机行驶的切换基于下述情况来进行，即车辆的行驶状态属于在与所述变速线图相同的二维坐标内被设定的发动机行驶区域及电动机行驶区域中的哪一方。
另外，在车辆用驱动装置10中，适当进行例如下述控制等：在即便车辆的行驶状态属于电动机行驶区域、但蓄电装置36的充电剩余量SOC（stateofcharge：充电状态）在规定值以下的情况下，进行发动机行驶；在车辆的急起步时或急加速时等，使用发动机12及第二电动机MG2双方的输出使车辆行驶。
图3是用于说明从各传感器等被输入到用于控制车辆用驱动装置10的电子控制装置40中的输入信号的图，是用于说明该电子控制装置40所具有的控制功能的主要部分的功能模块线图。在图3中，电子控制装置40作为车辆用驱动装置10的控制装置起作用，包括具有CPU、RAM、ROM、输入输出接口等的所谓微型计算机而构成，CPU利用RAM的临时存储功能的同时按照预先存储在ROM中的程序来进行信号处理，从而执行发动机12的输出控制、自动变速器18的变速控制及电动机MG1、MG2的输出控制等。另外，向电子控制装置40提供由设置于车辆的图3所示的各传感器（例如各转速传感器42、44、46、48、50、油门开度传感器52、油温传感器54）检测到的各种输入信号（例如各转速Ne、NMG1、Nt、NMG2、Nout（车速V）、油门开度Acc、工作油温THOIL）。另外，从电子控制装置40向设置于车辆的各装置提供各种输出信号（例如发动机输出控制信号、电动机输出控制信号、液压控制信号）。
图4是用于说明在第一电动机MG1及第二电动机MG2不工作的状态下发动机12的动作点如何确定的图。如图4所示，对应于变矩器16的速度比e（=Nt/Np）而产生于泵轮（输入侧旋转构件）16p的输入侧负载转矩Tp即泵转矩Tp，在某恒定的涡轮转速Nt下，与发动机转速Ne成为例如虚线L01所示那样的关系。该虚线L01所示的泵转矩Tp和发动机转速Ne（=Np）的关系，若使用上述速度比e的函数即变矩器16的容量系数τ进行表示，则处于“Tp=τ×Ne2”这样的式子成立的关系。因此，如图4所示，发动机转速Ne越高、则变矩器16的速度比e越减小，发动机转速Ne越高、则泵转矩Tp越增大。另一方面，发动机12的输出转矩Te（以下称为发动机转矩Te），在发动机12的电子节气门的某恒定的节气门开度θTH下，与发动机转速Ne的关系例如如实线L02所示，该实线L02与上述虚线L01交差。而且，虚线L01和实线L02的交点P01表示发动机转矩Te和泵转矩Tp平衡的点，该交点P01成为发动机12的动作点。即，发动机12的动作点基于涡轮转速Nt和节气门开度θTH顺其自然地被确定。相比之下，在本实施例中，通过进行第一电动机MG1的输出控制，可以不受涡轮转速Nt约束地使发动机12的动作点任意变化。可以使用图5对该情况进行说明。
图5是用于对通过控制第一电动机MG1来使发动机12的动作点任意变化的情况进行说明的图。在图5中，与图4相同的附图标记相互表示相同的情形，以与图4相同的涡轮转速Nt为前提。图5的实线L03是表示使必要发动机功率Pe*即作为发动机输出Pe（单位例如为kW）的目标值的目标发动机输出Pe*为某恒定值并被控制成使得发动机输出Pe收敛在该目标发动机输出Pe*时的发动机转速Ne与发动机转矩Te之间的关系的等功率曲线。在图5中示出发动机12的动作点在该等功率曲线（实线L03）上任意被设定的例子。在图5中，在泵转矩Tp与发动机转速Ne的关系由虚线L01表示且发动机输出Pe成为由实线L03表示的目标发动机输出Pe*的情况下，若不产生第一电动机MG1的输出转矩TMG1（以下称为第一电动机转矩TMG1），则发动机12的动作点成为点P02，若使第一电动机MG1进行发电动作而使第一电动机转矩TMG1在反转方向产生TG03，则发动机12的动作点成为点P03，进而，若增大第一电动机转矩TMG1的绝对值而使第一电动机转矩TMG1在反转方向产生TG04，则发动机12的动作点成为点P04。总之，在本实施例的车辆用驱动装置10中，可以通过调节第一电动机转矩TMG1来不受涡轮转速Nt约束地使发动机12的动作点任意变化，以使发动机转矩Te和第一电动机转矩TMG1之和与泵转矩Tp平衡、即“Tp=Te+TMG1（图5的TMG1为负的值）”这样的关系成立。这样，在使第一电动机MG1进行发电动作的情况下，由该第一电动机MG1发出的电力虽然也可以被充电到蓄电装置36中，但基本上被供给到第二电动机MG2来驱动第二电动机MG2。即，车辆用驱动装置10在发动机12和驱动轮58之间具有电气路径和机械路径这样的相互并列的两条动力传递路径，所述电气路径通过第一电动机MG1和第二电动机MG2之间的电力授受而以电气方式传递动力（单位例如为kW）的电气路径，所述机械路径经由变矩器16以机械方式传递动力。而且，如上所述，由于可以通过第一电动机转矩TMG1的调节来不受涡轮转速Nt约束地连续变更发动机12的动作点，因此，第一电动机MG1、第二电动机MG2及变矩器16作为整体可以进行实质上使变速比（=Ne/Nt）无级变化的无级变速动作，可以说构成了无级变速器60。
图6是用于说明在某恒定的目标发动机输出Pe*下使发动机12的动作点变化的情况下、在所述电气路径和所述机械路径中分别被传递的动力的比例（传动比率）的概念图。在图6中，电气传递指的是，由于来自发动机12的动力以电气方式被传递，因此，意味着上述电气路径中的动力传递，流体传递指的是，由于来自发动机12的动力由变矩器16内的流体传递，因此，意味着上述机械路径中的动力传递。在前述图5中，进行第一电动机MG1的输出控制，使得发动机转速Ne越低、即变矩器16的速度比e越大，则第一电动机转矩TMG1向反转方向绝对值越增大，因此，如图6所示，速度比e朝向1越增大，则由所述电气传递来传递动力的传动比率RTOPEL越增大，而由所述流体传递来传递动力的传动比率RTOPMC越减小，具体来说，速度比e越接近1，则由所述电气传递来传递动力的传动比率RTOPEL越接近100%。上述传动比率RTOPEL、RTOPMC相对于该速度比e的变化趋势不论目标发动机输出Pe*或涡轮转速Nt如何都相同。
接着，对由第一电动机MG1、第二电动机MG2及变矩器16构成的无级变速器60中的动力传递效率（=被输出的动力/被输入的动力；在整个说明书中也有时简称为传动效率）进行说明。首先，使用图7说明变矩器16单体的传动效率ηMC即所述机械路径的传动效率ηMC。如图7所示，在速度比e较小的一侧的变矩器区域中，变矩器16的传动效率ηMC在规定的速度比e取极大值，在速度比e为零时，传动效率ηMC也为零。而且，在速度比e较大的一侧的联轴器区域中，速度比e越增大，则上述传动效率ηMC越增高，若从整个变矩器区域及联轴器区域来看，传动效率ηMC在速度比e接近1的地方变得最高。若在该变矩器16的传动效率ηMC中加入所述电气路径的传动效率ηEL和图6所示的传动比率RTOPEL、RTOPMC，则可以求出在所述电气路径和所述机械路径中来自发动机12的动力被传递时的合成传动效率ηCVT即无级变速器60整体的传动效率ηCVT。
图8是表示在假设所述电气路径的传动效率ηEL恒定的情况下、上述合成传动效率ηCVT与变矩器16的速度比e之间的关系的图。在图8中，表示所述机械路径（流体传递）的传动效率ηMC的单点划线与图7中的相同。如图8中实线所示，所述电气路径（电气传递）的传动效率ηEL与上述机械路径（流体传递）的传动效率ηMC相比，即便变矩器16的速度比e变化，所述电气路径（电气传递）的传动效率ηEL也几乎不变。而且，在来自发动机12的动力与速度比e相应地以图6所示那样的传动比率RTOPEL、RTOPMC在所述机械路径和所述电气路径中分别被传递的情况下，合成传动效率ηCVT相对于速度比e如虚线所示变化。图8中的点P02、P03、P04分别是将图5的点P02、P03、P04表示在图8的坐标系中而得到的点，根据图8，三个点P02、P03、P04处的合成传动效率ηCVT，在点P04所示的速度比e处最高。另外，在图8中，在比点P02所示的速度比e低的速度比e的范围，虚线所示的合成传动效率ηCVT低于机械路径的传动效率ηMC而显著降低，这是因为：第一电动机MG1和第二电动机MG2之间的电气的动力传递状态，成为第一电动机MG1消耗电力并且第二电动机MG2进行发电的动力循环状态、换言之从第二电动机MG2向第一电动机MG1以电气方式传递动力的动力循环状态。
如上所述，在车辆用驱动装置10中，由于可以通过第一电动机转矩TMG1的调节来不受涡轮转速Nt约束地连续变更发动机12的动作点，因此，在本实施例中，利用该功能、即无级变速器60的无级变速功能执行如下控制：效率良好地使发动机12工作，进而包括发动机12在内的车辆用驱动装置10整体进行效率良好的运转。以下对该控制功能的主要部分进行说明。
回到图3，如该图3所示，电子控制装置40具有：作为动作模式判断部的动作模式判断构件68、以及作为发动机动作点控制部的发动机动作点控制构件70。
动作模式判断构件68判断规定的系统最佳动作模式是否被选择。例如，在驾驶员选择系统最佳动作模式时被切换到接通的动作模式开关接通的情况下，动作模式判断构件68判断为系统最佳动作模式被选择。该系统最佳动作模式所指的是如下的动作模式：并非仅使发动机12效率良好地工作，而是使发动机12和无级变速器60的整体实现效率提高，例如在想要使降低油耗极其优先的情况下被选择。该系统最佳动作模式也可以构成为并非通过上述动作模式开关的切换而被选择，而是例如在油门开度Acc几乎不变动的情况下自动被选择。
发动机动作点控制构件70在所述发动机行驶中执行通过调节第一电动机转矩TMG1来控制发动机12的动作点的发动机动作点控制。在调节该第一电动机转矩TMG1时，详细来说，如前述图5所示，调节第一电动机转矩TMG1，以使发动机转矩Te和第一电动机转矩TMG1之和与变矩器16的输入侧负载转矩即泵转矩Tp平衡。发动机动作点控制构件70在所述发动机动作点控制中基本上使第一电动机MG1进行发电工作，因此，除所述动力循环状态之外，第一电动机转矩TMG1是负的值。对上述发动机动作点控制进行具体说明，首先，发动机动作点控制构件70将在图9所示的预先被确定的发动机最小燃料消耗率线LFL上实现目标发动机输出Pe*的发动机12的动作点P05依次决定为作为目标发动机动作点。在此，图9是表示在某恒定的涡轮转速Nt下在与图5相同的坐标系中、将发动机最小燃料消耗率线LFL上的动作点作为目标发动机动作点时的第一电动机转矩TMG1及泵转矩Tp的图，图9中的虚线L01及实线L03与图5中的相同。另外，所述发动机最小燃料消耗率线LFL是表示以发动机12的燃料消耗率成为最小的方式预先通过实验确定的发动机转速Ne与发动机转矩Te之间的关系的发动机12的动作曲线，换言之，是最适合于发动机12降低油耗的动作点即燃料消耗最佳点的连线。另外，目标发动机输出（必要发动机功率）Pe*是驾驶员对车辆要求的输出，从预先通过实验确定的关系基于油门开度Acc和车速V由发动机动作点控制构件70依次决定，以便能够应对驾驶员的输出要求，例如油门开度Acc越大，则该目标发动机输出Pe*越大地被决定。而且，在蓄电装置36的充电剩余量SOC降低到规定的下限值以下的情况下，为了向蓄电装置36充电，充电要求被提出，而且优选为，对于目标发动机输出Pe*而言，基于该充电要求的电力（要求充电电力）被加在基于所述油门开度Acc和车速V的计算值上。
发动机动作点控制构件70如上所述在发动机最小燃料消耗率线LFL上确定目标发动机动作点（点P05）时，如图9所示，基于该点P05所示的发动机转速Ne计算泵转矩Tp，并基于该泵转矩Tp和点P05所示的发动机转矩Te计算第一电动机转矩TMG1。接着，根据点P05所示的发动机转速Ne和涡轮转速Nt，计算变矩器16的速度比e。
发动机动作点控制构件70，在基于所述发动机最小燃料消耗率线LFL上的目标发动机动作点（点P05）计算泵转矩Tp和第一电动机转矩TMG1时，从被所述机械路径传递的机械路径输出及被所述电气路径传递的电气路径输出，分别求出所述机械路径的传动比率RTOPMC及所述电气路径的传动比率RTOPEL，因此，如前述图8所示，可以从预先通过实验被求出而被设定的速度比e与所述机械路径的传动效率ηMC之间的关系、以及预先通过实验被求出而被设定的速度比e与所述电气路径的传动效率ηEL之间的关系，基于速度比e和上述传动比率RTOPEL、RTOPMC，计算合成传动效率ηCVT。即，发动机动作点控制构件70依次计算合成传动效率ηCVT。
而且，与该合成传动效率ηCVT的计算一同，发动机动作点控制构件70，从由发动机转速Ne及发动机转矩Te表示的发动机12的动作点与发动机效率ηENG之间的、预先通过实验被求出而被确定的关系（发动机效率映射图），基于所述发动机最小燃料消耗率线LFL上的目标发动机动作点（点P05）所示的发动机转速Ne和发动机转矩Te，依次计算发动机效率ηENG。进而，发动机动作点控制构件70依次计算作为该计算出的合成传动效率ηCVT与发动机效率ηENG之积而得到的合成效率ηTOTAL即综合效率ηTOTAL。发动机效率ηENG指的是向发动机12供给的燃料完全燃烧的情况下的低位发热量中被转换为功的热量的比例。
在此，发动机动作点控制构件70在所述发动机动作点控制中，根据动作模式判断构件68的判断来切换其控制内容。具体来说，在由动作模式判断构件68判断为系统最佳动作模式被选择的情况下，发动机动作点控制构件70将发动机12的动作点向作为合成传动效率ηCVT与发动机效率ηENG之积的综合效率ηTOTAL增大的一侧移动。
例如发动机动作点控制构件70在如上所述将目标发动机动作点向综合效率ηTOTAL增大的一侧移动的情况下，在表示目标发动机输出Pe*的等功率曲线（例如图9的实线L03）上使目标发动机动作点逐渐移动的同时，在每次移动该目标发动机动作点时基于该目标发动机动作点依次计算第一电动机转矩TMG1以及综合效率ηTOTAL。而且，将该综合效率ηTOTAL成为极大（优选为最大）的目标发动机动作点决定为最终的目标发动机动作点。
另一方面，在由动作模式判断构件68判断为系统最佳动作模式未被选择的情况下，发动机动作点控制构件70不会如上所述将目标发动机动作点从发动机最小燃料消耗率线LFL上向综合效率ηTOTAL增大的一侧移动，而将发动机最小燃料消耗率线LFL上的目标发动机动作点（图9的点P05）决定为最终的目标发动机动作点。
无论是在由动作模式判断构件68判断为系统最佳动作模式被选择的情况下、还是在判断为系统最佳动作模式未被选择的情况下，在发动机动作点控制构件70决定所述最终的目标发动机动作点时，将该最终的目标发动机动作点所示的发动机转速Ne和发动机转矩Te分别作为目标值即目标发动机转速Ne*和目标发动机转矩Te*依次设定，并且，将与该最终的目标发动机动作点对应的第一电动机转矩TMG1和第一电动机转速NMG1（=发动机转速Ne）分别作为目标值即目标第一电动机转矩TMG1*和目标第一电动机转速NMG1*依次设定。而且，发动机动作点控制构件70调节节气门开度θTH来进行发动机12的输出控制，以使实际的发动机转矩Te与目标发动机转矩Te*一致、例如追随目标发动机转矩Te*，并且，控制第一电动机MG1，以使实际的第一电动机转矩TMG1与目标第一电动机转矩TMG1*一致（追随目标第一电动机转矩TMG1*）且实际的第一电动机转速NMG1与目标第一电动机转速NMG1*一致（追随目标第一电动机转速NMG1*）。通过如上所述进行处理，发动机动作点控制构件70执行所述发动机动作点控制。
另外，使实际的第一电动机转速NMG1与目标第一电动机转速NMG1*一致指的是使实际的发动机转速Ne与目标发动机转速Ne*一致。
另外，发动机动作点控制构件70在所述发动机动作点控制中将第二电动机MG2的输出转矩TMG2（以下称为第二电动机转矩TMG2）传递到驱动轮58。此时，发动机动作点控制构件70基本上将第一电动机MG1发出的电力直接供给到第二电动机MG2来驱动第二电动机MG2，但在上述充电要求被提出的情况下，与根据该充电要求将被充电到蓄电装置36中的要求充电电量相应地增大目标发动机输出Pe*进行计算，并将从第一电动机MG1发出的电力减去向蓄电装置36充电的电力而得到的剩余电力供给到第二电动机MG2来驱动第二电动机MG2。这样，在所述发动机动作点控制中，第一电动机MG1发出的电力的全部或一部分被第二电动机MG2消耗，因此，第二电动机转矩TMG2是与第一电动机转矩TMG1相应的转矩，存在如下关系：若第二电动机MG2中的消耗电力被抑制，则第一电动机转矩TMG1间接地被抑制。因此，在上述发动机动作点控制中，调节第一电动机转矩TMG1指的是调节在上述电气路径中被传递的动力，也可以说是调节第二电动机转矩TMG2。
图10是用于说明电子控制装置40的控制工作的主要部分、即利用无级变速器60的无级变速动作来决定发动机12的动作点的控制工作的流程图，以例如数msec至数十msec左右的极短的循环时间反复被执行。该图10所示的控制工作单独或与其他的控制工作并列地被执行。另外，步骤（以下省略“步骤”）SA1～SA3及SA5～SA11对应于发动机动作点控制构件70，SA4对应于动作模式判断构件68。
首先，在SA1中，根据预先被确定的关系，基于油门开度Acc和车速V，计算目标发动机输出（必要发动机功率）Pe*。在向蓄电装置36充电的情况下，可以与该充电电量相应地增大该目标发动机输出Pe*进行计算，而且，在从蓄电装置36放电的情况下，可以与该放电电量相应地减小该目标发动机输出Pe*进行计算。而且，在SA1中，在图9所示那样的所述发动机最小燃料消耗率线LFL上实现上述计算出的目标发动机输出Pe*的发动机12的动作点（例如图9的点P05），被决定为目标发动机动作点。SA1之后转到SA2。
在SA2中，如图9所例示的那样，基于在SA1中被决定的目标发动机动作点（例如点P05），计算并决定第一电动机转矩TMG1。即，基于第一电动机转矩TMG1和第一电动机转速NMG1（=发动机转速Ne），计算在与该目标发动机动作点对应的所述电气路径中被传递的电气路径输出（单位例如为kW）。而且，基于泵转矩Tp和泵转速Np（=发动机转速Ne），计算在与该目标发动机动作点对应的所述机械路径中被传递的机械路径输出（单位例如为kW）。SA2之后转到SA3。
在SA3中，根据图8所示那样的所述机械路径的传动效率ηMC及所述电气路径的传动效率ηEL各自与速度比e之间的关系，基于由涡轮转速传感器52检测到的涡轮转速Nt、上述目标发动机动作点所示的发动机转速Ne、以及在上述SA2中计算出的所述电气路径输出及所述机械路径输出，计算基于在上述SA1中被决定的目标发动机动作点的合成传动效率ηCVT。并且，计算基于在上述SA1中被决定的目标发动机动作点的发动机效率ηENG。而且，该合成传动效率ηCVT与该发动机效率ηENG之积作为综合效率（合成效率）ηTOTAL被计算。SA3之后转到SA4。
在SA4中，判断所述系统最佳动作模式是否被选择。在该SA4的判断为是的情况下，即在所述系统最佳动作模式被选择的情况下，转到SA5。另一方面，在该SA4的判断为否的情况下，转到SA11。
在SA5中，目标发动机动作点所示的发动机转速Ne增加规定的变化量ΔNe，来决定新的目标发动机动作点。进行该目标发动机动作点的阶段性的变更，以使在上述SA1中计算出的目标发动机输出Pe*不变化。因此，目标发动机动作点所示的发动机转矩Te也与目标发动机动作点所示的发动机转速Ne的变更一同被变更。另外，将SA5中的变更前的目标发动机动作点称为前一次的目标发动机动作点，将变更后的目标发动机动作点称为本次的目标发动机动作点。SA5之后转到SA6。
在SA6中，与上述SA2同样地，基于本次的目标发动机动作点，计算第一电动机转矩TMG1，并计算与上述本次的目标发动机动作点对应的所述电气路径输出及所述机械路径输出。SA6之后转到SA7。
在SA7中，与上述SA3同样地，计算基于本次的目标发动机动作点的合成传动效率ηCVT，并且，计算基于上述本次的目标发动机动作点的发动机效率ηENG。接着，该合成传动效率ηCVT与该发动机效率ηENG之积作为综合效率（合成效率）ηTOTAL（称为本次合成效率）被计算。另外，基于前一次的目标发动机动作点的综合效率（合成效率）ηTOTAL即前一次合成效率为了进行SA8中的判断而预先被存储。SA7之后转到SA8。
在SA8中，判断前一次合成效率是否比本次合成效率大。在该SA8的判断为是的情况下、即前一次合成效率比本次合成效率大的情况下，转到SA9。另一方面，在该SA8的判断为否的情况下，转到SA5。
在SA9中，目标发动机动作点返回到前一次的目标发动机动作点。即，在上述SA5中被决定的本次的目标发动机动作点所示的发动机转速Ne减小所述规定的变化量ΔNe，来决定新的目标发动机动作点。此时，与SA5同样地，目标发动机动作点所示的发动机转矩Te也被变更、即返回到前一次的发动机转矩，以使目标发动机输出Pe*不变化。SA9之后转到SA10。
在SA10中，与上述SA2同样地，基于在上述SA9中重新被决定的目标发动机动作点，计算第一电动机转矩TMG1，并计算与在该SA9中重新被决定的目标发动机动作点对应的所述电气路径输出及所述机械路径输出。SA10之后转到SA11。
在SA11中，进行发动机12及第一电动机MG1的输出控制，以使实际的发动机转速Ne及发动机转矩Te表示发动机12的实际的动作点，与最终被决定的目标发动机动作点一致、例如追随最终被决定的目标发动机动作点。而且，第二电动机转矩TMG2被传递到驱动轮58。此时，第一电动机MG1发出的电力直接被供给到第二电动机MG2来驱动第二电动机MG2，但在向蓄电装置36充电的情况下，从该第一电动机MG1发出的电力减去向蓄电装置36充电的电力而得到的剩余电力，被供给到第二电动机MG2来驱动第二电动机MG2。
在本实施例中，具有如下所述的效果（A1）至（A4）。（A1）根据本实施例，第一电动机MG1、第二电动机MG2以及变矩器16整体上构成无级变速器60，发动机动作点控制构件70在上述发动机行驶中执行通过调节第一电动机转矩TMG1来控制发动机12的动作点的上述发动机动作点控制。而且，在该发动机动作点控制中，将第二电动机转矩TMG2传递到驱动轮58。因此，可以通过调节第一电动机转矩TMG1（基本上是再生转矩）来进行无级变速器60的无级变速动作，通过该无级变速器60的无级变速动作，可以不受涡轮转速Nt约束地控制发动机12的动作点，因此，例如能够在最适合于降低油耗的动作点（燃料消耗最佳点）驱动发动机12，可以谋求降低车辆的油耗。
（A2）另外，根据本实施例，如图5所示，发动机动作点控制构件70调节第一电动机转矩TMG1，以使发动机转矩Te和第一电动机转矩TMG1之和与变矩器16的输入侧负载转矩即泵转矩Tp平衡。因此，可以基于变矩器16的特性容易地调节第一电动机转矩TMG1。
（A3）另外，根据本实施例，在由动作模式判断构件68判断为系统最佳动作模式被选择的情况下，发动机动作点控制构件70将发动机12的动作点向合成传动效率ηCVT与发动机效率ηENG之积即综合效率ηTOTAL增大的一侧移动。因此，与该发动机12的动作点未与上述综合效率ηTOTAL相应地被变更的情况相比，作为车辆用驱动装置10整体，可以提高效率，并可以降低车辆的油耗。
（A4）另外，根据本实施例，在由动作模式判断构件68判断为系统最佳动作模式未被选择的情况下，发动机动作点控制构件70控制发动机12的动作点，以使发动机12的动作点沿着发动机最小燃料消耗率线LFL并实现目标发动机输出Pe*。因此，通过所述无级变速器60的无级变速动作，可以抑制发动机12的燃料消耗率上升。
此外，在执行了所述发动机动作点控制的情况下，可以任意控制发动机12的动作点，但由于变矩器16的流体特性由泵轮16p等硬件结构唯一地确定，所以，在发动机动作点控制时的发动机动作点，所述电气路径和所述机械路径各自的传动比率RTOPEL、RTOPMC也唯一地被确定。图11是表示在与图8相同的坐标系中假设所述电气路径的传动效率ηEL恒定的情况下、与从变矩器16的流体特性顺其自然地被确定的发动机动作点对应的点P01以及与通过发动机动作点控制而移动到发动机最小燃料消耗率线LFL上的目标发动机动作点的发动机动作点对应的点P05的图。另外，图12是表示在与图9相同的坐标系中、与图11的各点P01、P05对应的各发动机动作点P01、P05以及移动到目标发动机动作点的发动机动作点P05处的第一电动机转矩TMG1及泵转矩Tp的图。在图11及图12中，在此处的发动机动作点P05处的变矩器16的速度比e区域中，电气路径的传动效率ηEL比机械路径的传动效率ηMC高，因此，可认为通过提高电气路径的传动比率RTOPEL，合成传动效率ηCVT进一步提高。但是，发动机动作点P05处的泵转矩Tp由变矩器16的流体特性唯一地确定，结果导致发动机动作点P05处的第一电动机转矩TMG1也唯一地被确定。因此，存在未充分使用传动效率好的电气路径的可能性。
在此，本实施例的车辆用驱动装置10具有制动器Bs，电子控制装置40可以通过控制制动器Bs的卡合动作来控制导轮16s的旋转动作（即转速）。由此，可以使作为变矩器16的流体特性的容量系数τ（与容量的意思相同）变化。图13是表示通过控制制动器Bs的卡合动作（即通过控制导轮16s的转速）而被变更的变矩器16的流体特性（正向驱动容量系数τ）的图。在图13中，实线表示制动器Bs被释放时的容量系数τ，虚线表示制动器Bs被卡合时的容量系数τ，双点划线表示制动器Bs被滑动卡合时的容量系数τ。在制动器Bs被释放时，导轮16s成为自由旋转的导轮自由状态，容量系数τ在相同的速度比e如实线所示增大。另一方面，在制动器Bs被卡合时，导轮16s成为使旋转停止的导轮固定状态，容量系数τ在相同的速度比e如虚线所示减小。另一方面，在制动器Bs被滑动卡合时，导轮16s成为根据制动器Bs的转矩容量而一定程度上允许导轮16s的旋转的导轮半固定状态，容量系数τ在相同的速度比e如双点划线所示能够在导轮自由状态和导轮固定状态之间变更。这样，制动器Bs作为通过控制导轮16s的旋转动作来变更变矩器16的容量系数τ的容量可变装置起作用。
因此，虽然泵转矩Tp由变矩器16的流体特性唯一地确定，但通过变更变矩器16的容量系数τ，可以变更到与容量系数τ的变更相应的泵转矩Tp。图14是对在与图11相同的坐标系中假设所述电气路径的传动效率ηEL恒定的情况下、通过发动机动作点控制而移动到发动机最小燃料消耗率线LFL上的相同的目标发动机动作点时由变矩器16的容量系数τ的差异产生的合成传动效率ηCVT的差异进行比较的图。另外，图15是表示在与图12相同的坐标系中、与图14的各点P01、P05、P02、P06对应的各发动机动作点P01、P05、P02、P06以及移动到目标发动机动作点的发动机动作点P05、P06处的各自的第一电动机转矩TMG1及泵转矩Tp的图。另外，图16是说明在与图6相同的坐标系中、由与图14及图15对应的变矩器16的容量系数τ的差异产生的各传动比率RTOPEL、RTOPMC的比例的变化的图。
在图14、图15及图16中，长虚线L01对应于制动器Bs释放时，短虚线L02对应于制动器Bs卡合时。虽然通过发动机动作点控制而移动到发动机最小燃料消耗率线LFL上的相同的目标发动机动作点P05、P06，但由于变矩器16的流体特性不同，因此，各传动比率RTOPEL、RTOPMC的比例变化，合成传动效率ηCVT也变化。即，在此处的发动机动作点P05、P06处的速度比e区域中，电气路径的传动效率ηEL比机械路径的传动效率ηMC高，因此，通过制动器Bs的卡合来减小变矩器16的容量系数τ并降低泵转矩Tp，由此，在处于相同的目标发动机动作点P05、P06的情况下，机械路径的传动比率RTOPMC降低、即电气路径的传动比率RTOPEL增高，合成传动效率ηCVT提高。
因此，电子控制装置40在向相同的目标发动机动作点控制发动机12的动作点时，在合成传动效率ηCVT提高的情况下，通过控制制动器Bs的卡合动作来变更变矩器16的容量系数τ。具体来说，由图14也可知，在速度比e较小的区域中，具有电气路径的传动效率ηEL比机械路径的传动效率ηMC高的趋势，相反，在速度比e较大的区域中，具有机械路径的传动效率ηMC比电气路径的传动效率ηEL高的趋势。因此，即便将制动器Bs卡合以减小变矩器16的容量系数τ，合成传动效率ηCVT也不一定提高。于是，在电气路径的传动效率ηEL比机械路径的传动效率ηMC高（好）的情况下，电子控制装置40通过将制动器Bs卡合来减小变矩器16的容量系数τ。另一方面，在机械路径的传动效率ηMC比电气路径的传动效率ηEL高（好）的情况下，电子控制装置40通过将制动器Bs释放来增大变矩器16的容量系数τ。
另外，如上所述，制动器Bs也可以进行滑动卡合，可以使变矩器16的容量系数τ为制动器Bs卡合时和释放时之间的值。因此，电气路径的传动效率ηEL与机械路径的传动效率ηMC相比越高，通过进一步提高制动器Bs的转矩容量，可以减小变矩器16的容量系数τ、提高电气路径的传动比率RTOPEL。即，由提高电气路径的传动比率RTOPEL而得到的合成传动效率ηCVT的提高效果越大，也可以实施从机械路径向电气路径的动力传递的替换。图17是表示与电气路径的传动效率ηEL和机械路径的传动效率ηMC的差值即传动效率差Δη（=ηEL-ηMC）或者传动效率ηEL和传动效率ηMC的比即传动效率比ηratio（=ηEL/ηMC）相应地变更的变矩器16的容量系数τ的减小率的图。在图17中，传动效率差Δη或者传动效率比ηratio越大，使制动器Bs向卡合侧变化（即越增大制动器Bs的转矩容量）以使变矩器16的容量系数τ的减小率越大。
但是，在减小变矩器16的容量系数τ来提高电气路径的传动比率RTOPEL的情况下，与此相应地提高第一电动机MG1的输出。于是，在第一电动机MG1的额定输出中，存在不能提供上述被提高的第一电动机MG1的输出的可能性。尤其是，当在要求负载（即要求输出转矩、油门开度Acc等）提高且第一电动机MG1原本处于高输出状态时将制动器Bs卡合的情况下，不能提供被提高的第一电动机MG1的输出的可能性增高。于是，在要求负载为作为通过经由电气路径的动力传递能够提供的范围而预先被设定的规定值以下的情况下，电子控制装置40可以允许通过将制动器Bs卡合（或者滑动卡合）来向减小变矩器16的容量系数τ的一侧变更。
更具体地说，回到图3，行驶状态判定部即行驶状态判定构件72例如基于油门开度Acc是否为规定开度Acc'以下来判定要求负载是否为所述规定值以下。该规定开度Acc'是作为即便经由电气路径的动力传递增大仍能够由第一电动机MG1提供的范围内的油门开度Acc而预先求出并被存储的低开度判定值。另外，行驶状态判定构件72基于不是在爬坡路上行驶中这种状况，判定为例如不是要求负载超过规定值那样的高负载状态这种情况或者不是向该高负载状态推移之前这种情况。这样，行驶状态判定构件72判定是否处于低负载行驶中。
另外，行驶状态判定构件72判定是否处于例如电气路径的传动效率ηEL比机械路径的传动效率ηMC高的区域。例如，由图14也可知，电气路径的传动效率ηEL比机械路径的传动效率ηMC高的区域是变矩器16的速度比e较小的区域。而且，该速度比e较小的区域是发动机转速Ne（泵转速Np也具有相同意思）相比涡轮转速Nt较高的区域（例如迅速上升的区域），例如假设车辆起步时。因此，行驶状态判定构件72基于例如是否处于车辆起步时，来判定是否处于电气路径的传动效率ηEL比机械路径的传动效率ηMC高的区域。另外，行驶状态判定构件72也可以判定例如变矩器16的速度比e是否比规定速度比e'小。该规定速度比e'是例如用于判断电气路径的传动效率ηEL变得比机械路径的传动效率ηMC高的低速度比区域的、预先求出并被存储的低速度比上限值。
例如在由行驶状态判定构件72判定为要求负载为所述规定值以下并且处于电气路径的传动效率ηEL比机械路径的传动效率ηMC高的区域的情况下，容量可变控制部即容量可变控制构件74输出用于将制动器Bs卡合（或者滑动卡合）的指令信号，来减小变矩器16的容量系数τ。另一方面，例如在由行驶状态判定构件72判定为要求负载超过所述规定值或者判定为处于电气路径的传动效率ηEL比机械路径的传动效率ηMC低的区域的情况下，容量可变控制构件74输出用于将制动器Bs释放的指令信号，来增大变矩器16的容量系数τ。
图18是用于说明电子控制装置40的控制工作的主要部分、即通过调节第一电动机转矩TMG1来控制发动机动作点时谋求进一步降低车辆的油耗的控制工作的流程图，以例如数msec至数十msec左右的极短的循环时间反复被执行。该图18所示的控制工作单独或与其他的控制工作并列地被执行。另外，步骤（以下省略“步骤”）SB1及SB2对应于行驶状态判定构件72，SB3、SB4对应于容量可变控制构件74。
首先，在SB1中，判定要求负载是否为所述规定值以下。例如，判定油门开度Acc是否为规定开度Acc'以下。或者，判定是否不是在爬坡路上行驶中。即，判定是否不是高负载状态或者是否不是向该高负载状态推移之前。在该SB1的判断为是的情况下、即是低负载状态的情况下，转到SB2。另一方面，在该SB1的判断为否的情况下、即是高负载状态的情况或是向该高负载状态推移之前的情况下，转到SB4。
在SB2中，判定是否处于电气路径的传动效率ηEL比机械路径的传动效率ηMC高的区域。例如，判定是否处于车辆起步时。或者，判定变矩器16的速度比e是否比规定速度比e'小。在该SB2的判断为是的情况下、例如在处于车辆起步时的情况下，转到SB3。另一方面，在该SB2的判断为否的情况下、例如在不处于车辆起步时的情况下，转到SB4。
在SB3中，用于将制动器Bs卡合（或者滑动卡合）的指令信号被输出，以使变矩器16的容量系数τ减小。由此，经由机械路径的动力传递减少，与此相应地，经由电气路径的动力传递增加。由于处于电气路径的传动效率ηEL比机械路径的传动效率ηMC高的区域，因此，合成传动效率ηCVT提高。
在SB4中，用于将制动器Bs释放的指令信号被输出，以使变矩器16的容量系数τ增大。或者，变矩器16的容量系数τ成为正常值。由此，经由电气路径的动力传递增加的情况被避免，因此，造成第一电动机MG1的输出增大的情况被避免。
如上所述，根据本实施例，在车辆用驱动装置10中具有通过控制导轮16s的旋转动作来变更变矩器16的容量系数τ的制动器Bs，因此，可以在通过调节第一电动机转矩TMG1而任意地被控制时的发动机12的动作点，变更基于变矩器16的容量系数τ唯一地被确定的泵转矩Tp。因此，可以在此时的发动机12的动作点变更机械路径的传动比率RTOPMC与电气路径的传动比率RTOPEL的比例，可以增大经由机械路径及电气路径中的传动比率RTOPEL、RTOPMC高的一方的路径的动力传递的比例。因此，在通过调节第一电动机转矩TMG1来控制发动机动作点时，可以谋求进一步降低车辆的油耗。
另外，根据本实施例，在向相同的目标发动机动作点控制发动机12的动作点时，在合成传动效率ηCVT提高的情况下，通过控制制动器Bs的卡合动作来变更变矩器16的容量系数τ，因此，在通过调节第一电动机转矩TMG1来控制发动机动作点时，可以适当地谋求进一步降低车辆的油耗。
另外，根据本实施例，在要求负载为所述规定值以下的情况下，允许通过将制动器Bs卡合（或者滑动卡合）来向减小变矩器16的容量系数τ的一侧变更，因此，在要求负载超过所述规定值的情况下，可以避免如下可能性：因向减小变矩器16的容量系数τ的一侧进行变更而导致泵转矩Tp减小、第一电动机转矩TMG1增大、进而造成不能通过第一电动机MG1的额定输出来输出上述被增大的转矩这样的状态。
另外，根据本实施例，在电气路径的传动效率ηEL比机械路径的传动效率ηMC高的情况下，通过将制动器Bs卡合（或者滑动卡合）来减小变矩器16的容量系数τ，因此，泵转矩Tp减小、第一电动机转矩TMG1增大，可以增大经由传动效率ηEL好的一方的电气路径的动力传递的比例。因此，在通过调节第一电动机转矩TMG1来控制发动机动作点时，可以谋求进一步降低车辆的油耗。
另外，根据本实施例，在机械路径的传动效率ηMC比电气路径的传动效率ηEL高的情况下，通过将制动器Bs释放来增大变矩器16的容量系数τ，因此，泵转矩Tp增大、第一电动机转矩TMG1减小，可以增大经由传动效率ηMC好的一方的机械路径的动力传递的比例。因此，在通过调节第一电动机转矩TMG1来控制发动机动作点时，可以谋求进一步降低车辆的油耗。
以上，参照附图详细说明了本发明的一实施例，但本发明并不限于该实施例，也能够以其他形态来实施。
例如，在前述实施例中，自动变速器18是有级变速器，但也可以是能够使变速比γAT连续地变化的无级变速器（CVT）。
另外，在前述实施例中，车辆用驱动装置10具有实施自动变速控制的自动变速器18，但例如如图19所示的车辆用驱动装置310那样，也可以考虑不具有自动变速器18的结构。
另外，在前述实施例中，在车辆用驱动装置10中，作为通过控制变矩器16的导轮16s的旋转动作来变更变矩器16的容量系数τ的容量可变装置，具有制动器Bs，但不一定必须具有上述制动器Bs。例如，车辆用驱动装置10也可以构成为，代替制动器Bs或除此之外，作为容量可变装置而具有用于驱动导轮16s旋转的第三电动机MG3。
图20是说明除制动器Bs之外、作为容量可变装置还具有第三电动机MG3的车辆用驱动装置320的结构的主要结构图。在图20中，第三电动机MG3经由离合器Cs与变矩器16的导轮16s连结。另外，第三电动机MG3与第一电动机MG1等同样地，由电动发电机构成，在该第三电动机MG3与蓄电装置36之间相互能够授受电力地连接。而且，电子控制装置40可以在将离合器Cs卡合的状态下通过控制第三电动机MG3的工作来控制导轮16s的转速。由此，可以改变变矩器16的容量系数τ。图21是表示在与图13相同的坐标系中通过控制第三电动机MG3的工作而被变更的变矩器16的正向驱动容量系数τ的图。在图21中，实线表示制动器Bs及离合器Cs被释放时的容量系数τ，虚线表示离合器Cs被释放且制动器Bs被卡合时的容量系数τ，单点划线表示在离合器Cs被卡合且制动器Bs被释放的状态下通过第三电动机MG3的正向驱动使得导轮16s处于以与泵轮16p相同的旋转方向旋转的导轮正转状态时的容量系数τ，双点划线表示离合器Cs被释放且制动器Bs被滑动卡合时的容量系数τ。另外，通过实现如下的导轮反转状态，即在离合器Cs被卡合且制动器Bs被释放的状态下通过第三电动机MG3的反向驱动使导轮16s按照与泵轮16p相反的反转方向旋转，从而可以形成与上述双点划线同等的状态。通过如上所述构成车辆用驱动装置320，与车辆用驱动装置10相比，可以进一步减小变矩器16的容量系数τ，容量可变的幅度扩展。例如，电子控制装置40也可以构成为，在正常行驶时实现虚线所示的导轮固定状态，在通过调节第一电动机转矩TMG1来控制发动机动作点时，若电气路径的传动效率ηEL比机械路径的传动效率ηMC高，则通过使第三电动机MG3正向驱动来实现导轮正转状态以减小变矩器16的容量系数τ，若机械路径的传动效率ηMC比电气路径的传动效率ηEL高，则通过将制动器Bs滑动卡合或释放（或者通过使第三电动机MG3反向驱动）来实现导轮反转状态或导轮自由状态以增大变矩器16的容量系数τ。由此，与前述实施例同样地，在通过调节第一电动机转矩TMG1来控制发动机动作点时，可以谋求进一步降低车辆的油耗。另外，在该车辆用驱动装置320中，也可以不具有制动器Bs，另外，第三电动机MG3也可以与导轮16s直接连结。
另外，在前述实施例中，作为流体传动装置而使用了变矩器16，但也可以代替该变矩器16而使用不具有担负转矩放大作用的导轮16s的液力联轴器（液力联轴节）。在使用该液力联轴器的情况下，虽然不能应用通过控制导轮的旋转动作来变更容量的容量可变装置的结构，但例如可以通过以下所示的各种容量可变装置来变更液力联轴器的容量。例如，容量可变装置具有如下结构：将液力联轴器的泵轮分割为内周侧泵半体和外周侧泵半体，该外周侧泵半体包围该内周侧泵半体的同时与该内周侧泵半体能够相对旋转，而且，具有将两个泵半体之间连结或切断的离合器，通过使该离合器处于切断状态而使两个泵半体中的一个停止来使泵功能减半，从而减小液力联轴器的容量，另一方面，通过使该离合器处于连结状态而将两个泵半体之间连结来发挥全部泵功能，从而增大液力联轴器的容量。或者，容量可变装置具有如下结构：在涡轮的外周部形成用于将该涡轮的内外连通的开口部，而且，具有对该开口部进行开闭的开闭机构，由开闭机构打开开口部以便将来自泵轮的流体流的一部分排出到涡轮的外部，从而减小液力联轴器的容量，另一方面，由开闭机构关闭开口部来防止该流体流排出到涡轮的外部，从而增大液力联轴器的容量。另外，能够应用于如上所述的液力联轴器的容量可变装置的结构不言而喻也可以应用于变矩器16。
另外，在前述实施例中，在所述发动机动作点控制中，第一电动机MG1进行再生工作、第一电动机转矩TMG1产生于反转方向，但也可以存在如下情况：第一电动机MG1消耗电力并且第二电动机MG2进行发电的动力循环状态被允许、即第一电动机转矩TMG1产生于正转方向。
另外，在前述实施例中，如图1所示，第二电动机MG2与自动变速器18的输入轴20连结，因此，第二电动机MG2经由自动变速器18与驱动轮58间接地连结，但也可以构成为并非与该输入轴20连结，而是与输出轴22连结。若如上所述第二电动机MG2与输出轴22连结，则第二电动机MG2和驱动轮58以一对一的关系旋转而不会被切断动力传递，因此，可以说第二电动机MG2与驱动轮58直接连结。另外，第二电动机MG2也可以是被装在驱动轮58上的轮毂电机。在该情况下，与左右驱动轮58相匹配地设置有合计两台第二电动机MG2。
另外，在前述实施例中，如图1所示，第二电动机MG2与间接地连结有发动机12的后轮即驱动轮58连结，但也可以构成为，发动机12及第一电动机MG1如图1所示与上述后轮连结，而第二电动机MG2并非与上述后轮而是与前轮直接或间接地连结。若如上所述第二电动机MG2与前轮连结，则该前轮也被包含在驱动轮中。总之，利用来自发动机12的动力被驱动的驱动轮和利用来自第二电动机MG2的动力被驱动的驱动轮可以是不同的车轮。
另外，在前述实施例中已说明的上述发动机动作点控制即无级变速器60的无级变速动作中，第一电动机转矩TMG1被调节，但该第一电动机转矩TMG1既可以直接被调节，也可以作为通过第二电动机转矩TMG2的调节即第二电动机MG2的输出的调节的结果被调节、换言之间接地被调节。
另外，在前述实施例中，在所述电气路径中，通过第一电动机MG1与第二电动机MG2之间的电力授受而以电气方式进行动力传递，但例如也可以构成为，第一电动机MG1发出的电力不经由蓄电装置36而直接被供给到第二电动机MG2，此外，也可以构成为，第一电动机MG1发出的电力暂时充电到蓄电装置36中并从该蓄电装置36向第二电动机MG2供给等，从而使得该第一电动机MG1发出的电力间接地被供给到第二电动机MG2。在所述动力循环时也一样。
另外，在前述实施例中，在所述发动机动作点控制中，在所述电气路径中通过第一电动机MG1和第二电动机MG2之间的电力授受以电气方式进行动力传递，但例如第二电动机MG2也可以接收来自蓄电装置36的电力供给、或者接收来自该蓄电装置36的电力供给并且接收第一电动机MG1发出的电力的供给而被驱动。另外，关于在所述动力循环时第一电动机MG1进行牵引的情况下向第一电动机MG1的电力供给也一样。
另外，在前述实施例中，如图1所示，第一电动机MG1与变矩器16的泵轮16p直接连结，但也可以经由变速器、离合器或电动带等与泵轮16p间接地连结。
另外，在前述实施例中，车辆用驱动装置10具有蓄电装置36，但也可以不具有该蓄电装置36。
另外，在前述实施例中，在图10的流程图中，在SA3之后转到SA4，但这两个步骤的执行顺序无论哪个先执行都可以，例如，该流程图也可以如下所示：在SA2之后转到SA4，在SA4的判断为是的情况下转到SA3，接着在SA3之后转到SA5。
另外，在前述实施例中，在图10的流程图的SA5中，目标发动机动作点所示的发动机转速Ne增加规定的变化量ΔNe来决定新的目标发动机动作点，但该发动机转速Ne也可以减少规定的变化量ΔNe来决定新的目标发动机动作点。在如上所述构成的情况下，在图10的SA9中，在该SA5中被决定的本次的目标发动机动作点所示的发动机转速Ne增加所述规定的变化量ΔNe，来决定新的目标发动机动作点。
另外，在前述实施例的图10所示的流程图中，也可以考虑不具有从SA3到SA10的步骤而在SA2之后执行SA11的流程图。
另外，在前述实施例中，例如，如在图9中作为点P05所示那样，目标发动机动作点被设定在发动机最小燃料消耗率线LFL上，但也可以考虑从发动机最小燃料消耗率线LFL离开地设定目标发动机动作点。
另外，在前述实施例中，车辆能够进行所述电动机行驶，但车辆行驶也可以始终以所述发动机行驶进行行驶。
另外，在前述实施例中，变矩器16具有锁止离合器L/C，但由于在无级变速器60的无级变速动作中该锁止离合器L/C被释放，因此，也可以不具有锁止离合器L/C。
另外，在前述实施例中，在使车辆后退的情况下，使自动变速器18变速到图2所示的Rev1或Rev2并使自动变速器18的输入轴20向正转方向旋转，但也可以使自动变速器18变速到图2所示的1st～8th中的任一个并使第二电动机MG2向反转方向驱动来使车辆后退。
另外，在前述实施例中，车辆用驱动装置10、310、320并不限于在FR（发动机前置后轮驱动）方式的车辆中使用，也可以在其他驱动方式的车辆中使用。
另外，在前述实施例中，在无级变速器60的无级变速动作中，如图6所示，所述电气路径及所述机械路径的传动比率RTOPEL、RTOPMC并未阶段性地被变更，但如图8所示，以单点划线和实线的交点所示的速度比为分界，在低速度比区域中，所述电气路径的传动效率ηEL比所述机械路径的传动效率ηMC高，而在高速度比区域中，所述机械路径的传动效率ηMC比所述电气路径的传动效率ηEL高，因此，例如，也可以构成为在上述低速度比区域中仅以所述电气路径进行动力传递而在上述高速度比区域中仅以所述机械路径进行动力传递。
另外，在前述实施例中，在由动作模式判断构件68判断为系统最佳动作模式被选择的情况下，发动机动作点控制构件70将发动机12的动作点向综合效率ηTOTAL增大的一侧移动，但也可以构成为，代替该综合效率ηTOTAL，基于将在所述电气路径和所述机械路径中来自发动机12的动力被传递时的动力传递损失LSSCVT和发动机12的损失LSSENG（以下称为发动机损失LSSENG）加在一起而得到的合计损失LSSTOTAL，移动发动机12的动作点。具体来说，也可以将发动机12的动作点向该合计损失LSSTOTAL减小的一侧移动。若如上所述构成，则与发动机12的动作点未与上述合计损失LSSTOTAL相应地被变更的情况相比，作为车辆用驱动装置10整体，可以提高效率、即降低该合计损失LSSTOTAL，可以降低车辆的油耗。上述动力传递损失LSSCVT可以基于被输入到无级变速器60的动力即发动机输出Pe和所述合成传动效率ηCVT进行计算，上述发动机损失LSSENG可以基于向发动机12供给的燃料完全燃烧的情况下的每单位时间的低位发热量即完全燃烧时发动机输出PeCMP和所述发动机效率ηENG进行计算。
如上所述，若发动机12的动作点被向合计损失LSSTOTAL减小的一侧移动，则在图10的流程图中，SA3被替换为图22的SD3，SA7和SA8分别被替换为图23的SD7和SD8。该SD3、SD7及SD8对应于发动机动作点控制构件70。
若具体说明将该图10的SA3、SA7、SA8分别替换为SD3、SD7、SD8而得到的流程图，则在该流程图中，图10的SA2之后转到图22的SD3，在该SD3之后转到图10的SA4。在该SD3中，与上述SA3同样地，计算合成传动效率ηCVT和发动机效率ηENG。进而，随着时间的经过而依次检测发动机12中的燃料消耗量，并基于每单位时间的上述燃料消耗量，计算所述完全燃烧时发动机输出PeCMP。该完全燃烧时发动机输出PeCMP和上述每单位时间的燃料消耗量的关系例如预先通过实验求出。接着，基于该计算出的合成传动效率ηCVT、发动机效率ηENG、以及完全燃烧时发动机输出PeCMP，计算所述合计损失LSSTOTAL。
另外，在图10的SA6之后转到图23的SD7。在该SD7中，与上述SD3同样地，计算基于本次的目标发动机动作点的合计损失LSSTOTAL（称为本次合计损失）。另外，基于前一次的目标发动机动作点的合计损失LSSTOTAL即前一次合计损失为了进行图23的SD8中的判断而预先被存储。SD7之后转到SD8。
在SD8中，判断前一次合计损失是否比本次合计损失小。在该SD8的判断为是的情况下、即前一次合计损失比本次合计损失小的情况下，转到图10的SA9。另一方面，在该SD8的判断为否的情况下，转到图10的SA5。在图10的流程图中，由于将SA3、SA7、SA8分别替换为SD3、SD7、SD8，因此以上方面不同，但在其他方面与图10的流程图相同。
另外，在前述实施例中，在向相同的目标发动机动作点控制发动机12的动作点时变更变矩器16的容量系数τ，此时，确定目标发动机动作点以便在发动机最小燃料消耗率线LFL上实现目标发动机输出Pe*，但也可以是在系统最佳动作模式被选择时确定目标发动机动作点的情况。
另外，上述说明仅是一实施方式，除此之外未一一例示，但本发明能够以在不脱离其主旨的范围内基于本领域技术人员的知识进行各种变更、改良的形态进行实施。
附图标记说明
10、310、320：车辆用驱动装置
12：发动机
16：变矩器（流体传动装置）
16p：泵轮（输入侧旋转构件）
16t：涡轮（输出侧旋转构件）
40：电子控制装置（控制装置）
58：驱动轮
Bs：制动器（容量可变装置）
MG1：第一电动机
MG2：第二电动机
MG3：第三电动机（容量可变装置）

Claims (7)

1.一种车辆用驱动装置的控制装置，该车辆用驱动装置(10、310、320)具备流体传动装置(16)、第一电动机(MG1)及第二电动机(MG2)，所述流体传动装置具有被输入来自发动机(12)的动力的输入侧旋转构件(16p)和向驱动轮(58)输出动力的输出侧旋转构件(16t)，所述第一电动机与所述输入侧旋转构件直接或间接地连结，所述第二电动机与驱动轮直接或间接地连结，所述车辆用驱动装置的控制装置(40)的特征在于，
具有：通过所述第一电动机和所述第二电动机之间的电力授受而以电气方式进行动力传递的电气路径、以及经由所述流体传动装置而以机械方式进行动力传递的机械路径，所述车辆用驱动装置的控制装置能够通过调节所述第一电动机的转矩来控制所述发动机的动作点，
在控制所述发动机的动作点时，调节所述第一电动机的转矩，以使发动机转矩(Te)和所述第一电动机的转矩之和，与对应于所述流体传动装置的速度比(e)而产生于所述输入侧旋转构件的输入侧负载转矩(Tp)平衡，
基于目标发动机动作点所示的发动机转速(Ne)来求出所述输入侧负载转矩，基于该输入侧负载转矩和该目标发动机动作点所示的发动机转矩来决定所述第一电动机的转矩，
所述车辆用驱动装置还具备容量可变装置(Bs、MG3)，该容量可变装置变更决定所述输入侧负载转矩的所述流体传动装置的流体特性、即该流体传动装置的容量系数(τ)相对于该流体传动装置的速度比的特性。
2.如权利要求1所述的车辆用驱动装置的控制装置，其特征在于，
在向相同的目标动作点控制所述发动机的动作点时，在来自所述发动机的动力在所述电气路径和所述机械路径中被传递时的动力传递效率提高的情况下，通过所述容量可变装置变更所述流体传动装置的容量。
3.如权利要求1或2所述的车辆用驱动装置的控制装置，其特征在于，
在要求负载为规定值以下的情况下，允许通过所述容量可变装置向减小所述流体传动装置的容量的一侧变更所述流体传动装置的容量，该规定值作为通过经由所述电气路径的动力传递能够提供的范围而预先被设定。
4.如权利要求1或2所述的车辆用驱动装置的控制装置，其特征在于，
在经由所述电气路径时的传动效率(ηEL)比经由所述机械路径时的传动效率(ηMC)好的情况下，通过所述容量可变装置减小所述流体传动装置的容量。
5.如权利要求1或2所述的车辆用驱动装置的控制装置，其特征在于，
在经由所述机械路径时的传动效率比经由所述电气路径时的传动效率好的情况下，通过所述容量可变装置增大所述流体传动装置的容量。
6.如权利要求1或2所述的车辆用驱动装置的控制装置，其特征在于，
通过调节所述第一电动机的转矩来控制所述发动机的动作点，以使所述发动机的动作点沿着预先被确定的该发动机的动作曲线(LFL)并实现发动机输出(Pe)的目标值。
7.如权利要求1或2所述的车辆用驱动装置的控制装置，其特征在于，
将所述发动机的动作点向综合效率(ηTOTAL)增大的一侧移动，该综合效率由来自所述发动机的动力在所述电气路径和所述机械路径中被传递时的动力传递效率与该发动机的动作点处的发动机效率(ηENG)之积表示。
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