CN104220315B - 车辆用驱动装置 - Google Patents

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Abstract

车辆用驱动装置具有：将发动机(1)和驱动轴连接且能够与发动机连接或切断的第一轴(20)；将发动机和驱动轴连接且能够与发动机连接或切断的第二轴(30)；以及将第一轴、第二轴及旋转电机(3)连接的差动机构(10)。在从第一轴和发动机被连接且发动机和驱动轴经由第一轴的变速挡被连接的状态升挡到第二轴的变速挡的情况下，切断经由第二轴向驱动轴的动力传递，将第二轴和发动机连接，通过旋转电机的输出控制将发动机的动力传递到第二轴，将第一轴和发动机切断，经由第二轴的变速挡将发动机和驱动轴连接。

Description

车辆用驱动装置
技术领域
本发明涉及车辆用驱动装置。
背景技术
以往，具有旋转电机和多个变速机构的车辆是公知的。例如，在专利文献1中公开有变速器的控制装置的技术，该变速器具有：设置于第一输入轴的第一变速齿轮系、设置于第二输入轴的第二变速齿轮系、以及在第一输入轴和第二输入轴之间相对地施加转矩的电机。上述专利文献1的变速器的控制装置在主动(active)变速方式中，在发动机输出降低的期间控制电机的转矩和转速以使发动机输出转移到次级齿轮，若该转移结束，则使发动机输出恢复到原来的值。
在先技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2005-14797号公报
发明内容
发明要解决的课题
在此，当在变速中对旋转电机要求较大的输出时，存在牵涉到旋转电机的大型化等这样的问题。希望能够降低变速中的旋转电机的输出。
本发明的目的在于提供一种能够降低变速中的旋转电机的输出的车辆用驱动装置。
用于解决课题的方案
本发明的车辆用驱动装置具有：将发动机和驱动轴连接且能够与所述发动机连接或切断的第一轴；将所述发动机和所述驱动轴连接且能够与所述发动机连接或切断的第二轴；以及将所述第一轴、所述第二轴及旋转电机连接的差动机构，在从所述第一轴和所述发动机被连接且所述发动机和所述驱动轴经由所述第一轴的变速挡被连接的状态升挡到所述第二轴的变速挡的情况下，切断经由所述第二轴向所述驱动轴的动力传递，将所述第二轴和所述发动机连接，通过所述旋转电机的输出控制将所述发动机的动力传递到所述第二轴，将所述第一轴和所述发动机切断，经由所述第二轴的变速挡将所述发动机和所述驱动轴连接。
在上述车辆用驱动装置中，优选为，还具有：配置于所述第一轴和所述第二轴中的任一方的轴上的连续的两个变速挡、以及配置于另一方的轴上的中间变速挡，所述中间变速挡的变速比是所述连续的两个变速挡的变速比之间的变速比，当在所述连续的两个变速挡之间进行升挡的情况下，经由所述中间变速挡进行。
在上述车辆用驱动装置中，优选为，所述中间变速挡针对所述连续的两个变速挡的齿轮传动比之比为规定值以上的变速挡的组设置。
在上述车辆用驱动装置中，优选为，在从所述第一轴的变速挡向所述第二轴的变速挡的升挡被预测的情况下，预先切断经由所述第二轴向所述驱动轴的动力传递。
在上述车辆用驱动装置中，优选为，在自所述第一轴的变速挡升挡到所述第二轴的变速挡时，所述旋转电机进行动力运行。
发明的效果
本发明的车辆用驱动装置具有：将发动机和驱动轴连接且能够与发动机连接或切断的第一轴；将发动机和驱动轴连接且能够与发动机连接或切断的第二轴；以及将第一轴、第二轴及旋转电机连接的差动机构。在从第一轴和发动机被连接且发动机和驱动轴经由第一轴的变速挡被连接的状态升挡到第二轴的变速挡的情况下，切断经由第二轴向驱动轴的动力传递，将第二轴和发动机连接，通过旋转电机的输出控制将发动机的动力传递到第二轴，将第一轴和发动机切断，经由第二轴的变速挡将发动机和驱动轴连接。根据本发明的车辆用驱动装置，起到能够降低变速中的旋转电机的输出这样的效果。
附图说明
图1是实施方式的车辆的概略结构图。
图2是表示具有双个小齿轮式的行星齿轮机构的情况下的结构例的图。
图3是本实施方式的车辆的示意图。
图4是表示变速时的差动机构的共线图的一例的图。
图5是表示第一挡变速挡下的行驶的图。
图6是表示第二变速控制的步骤的第一个图。
图7是表示第二变速控制的步骤的第二个图。
图8是表示第二变速控制的转速控制的图。
图9是表示第二变速控制的步骤的第三个图。
图10是表示第二挡变速挡下的行驶的图。
图11是表示第一挡变速挡下的行驶的图。
图12是表示第一变速控制的步骤的第一个图。
图13是表示第一变速控制的步骤的第二个图。
图14是表示第一变速控制的转速控制的图。
图15是表示第一变速控制的步骤的第三个图。
图16是表示第二挡变速挡下的行驶的图。
图17是表示齿轮传动比之比和总传动比的图。
图18是表示车速与发动机转速之间的关系的图。
图19是表示本实施方式的变速映射的图。
图20是表示传动比的一例的图。
图21是表示各挡变速挡的总传动比的图。
图22是表示车速与发动机转速之间的关系的图。
图23是表示与第一变速控制相关的计算结果的图。
图24是与第一变速控制相关的时序图。
图25是表示与第一变速控制相关的轮胎转矩的变化的图。
图26是表示与第一变速控制相关的发动机动作点的转移的图。
图27是表示第一挡变速挡下的发动机行驶状态的图。
图28是与第一挡变速挡下的发动机行驶相关的共线图。
图29是表示第一变速控制的第一阶段的步骤的图。
图30是与第一变速控制的第一阶段的步骤相关的共线图。
图31是表示第一变速控制的第二阶段的步骤的图。
图32是与第一变速控制的第二阶段的步骤相关的共线图。
图33是表示第一变速控制的第三阶段的步骤的图。
图34是与第一变速控制的第三阶段的步骤相关的共线图。
图35是表示第二挡变速挡下的发动机行驶状态的图。
图36是与第二挡变速挡下的发动机行驶状态相关的共线图。
图37是与第二变速控制相关的时序图。
图38是表示与第二变速控制相关的计算结果的图。
图39是表示与第二变速控制相关的轮胎转矩的变化的图。
图40是表示与第二变速控制相关的发动机动作点的转移的图。
图41是表示第二变速控制的第一阶段的步骤的图。
图42是与第二变速控制的第一阶段的步骤相关的共线图。
图43是表示第二变速控制的第二阶段的步骤的图。
图44是与第二变速控制的第二阶段的步骤相关的共线图。
图45是表示第二变速控制的第三阶段的步骤的图。
图46是与第二变速控制的第三阶段的步骤相关的共线图。
图47是表示第二变速控制的第四阶段的步骤的图。
图48是与第二变速控制的第四阶段的步骤相关的共线图。
图49是表示第二挡变速挡下的发动机行驶状态的图。
图50是与第二挡变速挡下的发动机行驶状态相关的共线图。
图51是表示前进六挡的有级变速器的传动比的一例的图。
图52是表示前进八挡的有级变速器的传动比的一例的图。
图53是表示在六挡的有级变速器中追加了中间传动比的变速挡而形成的八挡的有级变速器的总传动比的一例的图。
图54是与实施方式的变形例相关的车辆的概略结构图。
图55是表示与实施方式的变形例相关的车辆用驱动装置的总传动比的图。
图56是表示与使用了中间变速挡的变速相关的计算结果的图。
具体实施方式
以下，参照附图详细说明本发明的实施方式的车辆用驱动装置。需要说明的是，本发明并非由该实施方式限定。另外，下述实施方式中的结构要素包括本领域技术人员容易设想的结构要素或实质上相同的结构要素。
[实施方式]
参照图1至图50对实施方式进行说明。本实施方式与车辆用驱动装置相关。图1是本发明的实施方式的车辆100的概略结构图、图2是表示具有双个小齿轮式的行星齿轮机构的情况下的结构例的图、图3是本实施方式的车辆100的示意图。
本实施方式的车辆100具有通过在DCT(Dual Clutch Transmission：双离合变速器)追加差动机构以及旋转电机以使变速冲击降低的混合动力结构。该混合动力结构通过在变速时在由旋转电机取得发动机的反作用力的同时进行变速等，从而可以降低变速冲击。另一方面，通过取得发动机反作用力，恐怕会导致变速时的旋转电机的输出变大。本实施方式的车辆用驱动装置1-1可以通过后述的第二变速控制使变速时的旋转电机的输出降低。
如图1所示，车辆100构成为包括：发动机1、离合器2、旋转电机3、差动机构10、第一变速部20、第二变速部30、第一离合器C1、第二离合器C2以及驱动轮47。另外，本实施方式的车辆用驱动装置1-1构成为包括：第一变速部20、第二变速部30以及差动机构10。另外，车辆用驱动装置1-1也可以构成为还包括：发动机1、旋转电机3、第一离合器C1、第二离合器C2以及后述的ECU50等。
作为旋转电机3、第一变速部20的输入轴6以及第二变速部30的输入轴17与差动机构10的连接结构，例如可以应用使用了图2所示的双个小齿轮式的行星齿轮机构的连接结构。如图3所示，本实施方式的车辆用驱动装置1-1的差动机构10是双个小齿轮式的行星齿轮机构。
发动机1将燃料的燃烧能量转换为旋转轴1a的旋转运动并输出。另外，作为车辆100的内燃机，也可以代替发动机1而搭载其他的公知的内燃机。发动机1的旋转轴1a经由离合器2与旋转轴4连接。旋转轴4与发动机1的旋转轴1a配置在同轴上且配置在旋转轴1a的延长线上。
离合器2是自动式的离合器装置。离合器2具有：与旋转轴1a连结的输入侧卡合部件、以及与旋转轴4连结的输出侧卡合部件。离合器2由利用液压等进行工作的促动器卡合或断开。离合器2能够根据被供给的液压而控制在完全卡合状态、半卡合状态或断开状态。
旋转电机3与旋转轴4配置在同轴上且配置在旋转轴4的径向外侧。旋转电机3的旋转轴3a能够相对旋转地支承于旋转轴4。在旋转轴4上设置有驱动齿轮5以及驱动齿轮7。驱动齿轮5、7配置在旋转轴4上的与发动机1侧相反的一侧的端部。驱动齿轮5与从动齿轮43啮合。从动齿轮43配置在第一变速部20的输入轴6上。另外，驱动齿轮7与从动齿轮46啮合。从动齿轮46配置在第二变速部30的输入轴17上。旋转轴4、第一变速部20的输入轴6、第二变速部30的输入轴17、以及输出轴19相互平行地配置。驱动齿轮5和从动齿轮43的传动比，与驱动齿轮7和从动齿轮46的传动比相等。
在输入轴6上，自发动机1侧依次配置有差动机构10、驱动齿轮16、第一离合器C1、驱动齿轮21、套筒24、驱动齿轮22、23、以及套筒25。
差动机构10将第一变速部20、第二变速部30以及旋转电机3连接起来。差动机构10具有太阳齿轮11、第一行星齿轮12a、第二行星齿轮12b、内齿轮13以及行星齿轮架14。内齿轮13与太阳齿轮11配置在同轴上且配置在太阳齿轮11的径向外侧。第一行星齿轮12a以及第二行星齿轮12b配置在太阳齿轮11与内齿轮13之间。第一行星齿轮12a与太阳齿轮11以及第二行星齿轮12b分别啮合。第二行星齿轮12b与第一行星齿轮12a以及内齿轮13分别啮合。第一行星齿轮12a以及第二行星齿轮12b由行星齿轮架14旋转自如地支承。
太阳齿轮11与输入轴6配置在同轴上且相对旋转自如地支承于输入轴6。在太阳齿轮11的旋转轴上设置有驱动齿轮16。驱动齿轮16与配置在第二变速部30的输入轴17上的从动齿轮18啮合。驱动齿轮16和从动齿轮18的传动比为1。输入轴17以与太阳齿轮11相同的旋转速度绕与太阳齿轮11的旋转方向相反的方向旋转。
行星齿轮架14与输入轴6连结而与输入轴6一体旋转。因此，第一行星齿轮12a能够与行星齿轮架14一同绕输入轴6的中心轴线旋转(公转)，并且由行星齿轮架14支承而能够绕第一行星齿轮12a的中心轴线旋转(自转)。另外，第二行星齿轮12b能够与行星齿轮架14一同绕输入轴6的中心轴线旋转(公转)，并且由行星齿轮架14支承而能够绕第二行星齿轮12b的中心轴线旋转(自转)。
在内齿轮13的外周面上设置有输入齿轮15。输入齿轮15与设置在旋转电机3的旋转轴3a上的输出齿轮3b啮合。旋转电机3具有作为电机(电动机)的功能和作为发电机的功能。旋转电机3经由变换器与蓄电池连接。旋转电机3能够将自蓄电池供给的电力转换为机械动力并输出，并且，能够由输入的动力驱动而将机械动力转换为电力。由旋转电机3发出的电力能够蓄积在蓄电池中。作为旋转电机3，例如可以使用交流同步型的电动发电机。
在动力运行时，旋转电机3可以消耗电力而输出转矩并利用输出转矩驱动输入齿轮15旋转。另外，在再生时，旋转电机3可以利用自输入齿轮15传递到输出齿轮3b的转矩被旋转驱动而进行发电，并使与发电负荷相应的负荷转矩作用于输入齿轮15。
第一离合器C1是将旋转轴4与第一变速部20的输入轴6连接或切断的离合器装置。第一变速部20是形成奇数挡的变速挡的变速部。第二离合器C2是将旋转轴4与第二变速部30的输入轴17连接或切断的离合器装置。第二变速部30是形成偶数挡的变速挡的变速部。旋转电机3、第一变速部20的输入轴6、以及第二变速部30的输入轴17经由差动机构10相互连接起来。另外，第一变速部20和第二变速部30经由共用的输出轴19与驱动轮47连接。另外，输出轴19经由差动装置、左右的驱动轴与驱动轮47连接。
第一离合器C1具有套筒41、固定卡合构件42以及从动齿轮43。固定卡合构件42是与输入轴6连结而与输入轴6一体旋转的卡合构件。从动齿轮43与输入轴6配置在同轴上，相对旋转自如地支承于输入轴6。从动齿轮43具有卡合构件43a。套筒41被促动器驱动而在轴向上移动，从而将固定卡合构件42与从动齿轮43的卡合构件43a卡合或断开。
在固定卡合构件42与从动齿轮43的卡合构件43a卡合了的情况下，从动齿轮43和输入轴6连结而使得从动齿轮43与输入轴6一体旋转。因此，在该情况下，在旋转轴4与输入轴6之间传递动力。另一方面，在固定卡合构件42与卡合构件43a的卡合被断开了的情况下，从动齿轮43与输入轴6的连结被解除。在该情况下，旋转轴4与输入轴6之间的经由第一离合器C1的动力传递被切断。
第一变速部20构成为包括：输入轴6、各挡变速挡的驱动齿轮21、22、23、套筒24、25、从动齿轮51、53、55、以及输出轴19。第一变速部20也可以构成为还包括第一离合器C1。第一变速部20是将发动机1和驱动轴连接且能够与发动机1连接或切断的轴。在本实施方式中，第一离合器C1将发动机1与第一变速部20连接或切断。
驱动齿轮21、22、23分别相对旋转自如地支承于输入轴6。从动齿轮51、53、55分别与输出轴19连结而与输出轴19一体旋转。
驱动齿轮21和从动齿轮51是相互啮合的第一挡变速挡的齿轮副，驱动齿轮22和从动齿轮53是相互啮合的第三挡变速挡的齿轮副，驱动齿轮23和从动齿轮55是相互啮合的第五挡变速挡的齿轮副。
第一变速部20通过由促动器驱动套筒24、25使其在轴向上移动，从而可以将驱动齿轮21、22、23中的任一个和输入轴6连结。由此，可以经由第一挡变速挡、第三挡变速挡、第五挡变速挡中的任一个奇数变速挡的齿轮副将输入轴6与输出轴19连接并以该齿轮副的变速比传递旋转。另外，第一变速部20通过使套筒24、25在轴向上移动，可以断开所有的驱动齿轮21、22、23而成为中立状态。中立状态的第一变速部20将输入轴6与输出轴19的动力的传递切断。
第二离合器C2具有套筒44、固定卡合构件45以及从动齿轮46。固定卡合构件45是与输入轴17连结而与输入轴17一体旋转的卡合构件。从动齿轮46与输入轴17配置在同轴上，相对旋转自如地支承于输入轴17。从动齿轮46具有卡合构件46a。套筒44被促动器驱动而在轴向上移动，从而可以将固定卡合构件45与从动齿轮46的卡合构件46a卡合或断开。
在固定卡合构件45与从动齿轮46的卡合构件46a卡合了的情况下，从动齿轮46和输入轴17连结而使得从动齿轮46和输入轴17一体旋转。因此，在该情况下，在旋转轴4与输入轴17之间传递动力。另一方面，在固定卡合构件45与卡合构件46a的卡合被断开了的情况下，从动齿轮46与输入轴17的连结被解除。在该情况下，旋转轴4与输入轴17之间的经由第二离合器C2的动力传递被切断。
第二变速部30构成为包括：输入轴17、各挡变速挡的驱动齿轮31、32、33、套筒34、35、从动齿轮52、54、56、以及输出轴19。第二变速部30也可以构成为还包括第二离合器C2。在第二变速部30的输入轴17上，自发动机1侧依次配置有从动齿轮18、第二离合器C2、驱动齿轮31、套筒34、驱动齿轮32、33、以及套筒35。第二变速部30是将发动机1和驱动轴连接且能够与发动机1连接或切断的轴。在本实施方式中，第二离合器C2将发动机1与第二变速部30连接或切断。
驱动齿轮31、32、33分别相对旋转自如地支承于输入轴17。从动齿轮52、54、56分别与输出轴19连结而与输出轴19一体旋转。
驱动齿轮31和从动齿轮52是相互啮合的第二挡变速挡的齿轮副，驱动齿轮32和从动齿轮54是相互啮合的第四挡变速挡的齿轮副，驱动齿轮33和从动齿轮56是相互啮合的第六挡变速挡的齿轮副。
第二变速部30通过由促动器驱动套筒34、35使其在轴向上移动，从而可以将驱动齿轮31、32、33中的任一个与输入轴17连结。由此，可以经由第二挡变速挡、第四挡变速挡、第六挡变速挡中的任一个偶数变速挡的齿轮副将输入轴17与输出轴19连接并以该齿轮副的变速比传递旋转。另外，第二变速部30通过使套筒34、35在轴向上移动，从而可以将所有的驱动齿轮31、32、33断开而成为中立状态。中立状态的第二变速部30将输入轴17与输出轴19的动力的传递切断。
在车辆100上搭载有ECU50。ECU50是具有计算机的电子控制单元。ECU50具有作为控制车辆100的各部分的控制装置的功能。ECU50与发动机1、离合器2、旋转电机3、第一离合器C1、第二离合器C2、第一变速部20以及第二变速部30电连接，可以控制发动机1、离合器2、旋转电机3、第一离合器C1、第二离合器C2、第一变速部20以及第二变速部30。
在本实施方式的车辆100中，可以执行发动机行驶以及EV行驶。发动机行驶是将离合器2卡合并将发动机1作为动力源以使车辆100行驶的行驶模式。对于发动机行驶而言，可以经由第一变速部20和第二变速部30的任一方将发动机转矩传递到驱动轮47以使车辆100行驶。
EV行驶是将旋转电机3作为动力源以使车辆100行驶的行驶模式。对于EV行驶而言，可以将离合器2断开并使发动机1停止而使车辆100行驶。对于EV行驶而言，旋转电机3可以进行动力运行而输出转矩并驱动驱动轮47旋转以使车辆100行驶，而且旋转电机3可以进行利用自驱动轮47传递的转矩被旋转驱动而发电的再生。
ECU50可以根据要求驱动力、车速、蓄电池的充电状态等适当切换发动机行驶和EV行驶。另外，也可以基于使用者的要求进行发动机行驶和EV行驶的切换。另外，ECU50可以在车辆100减速时由旋转电机3进行再生。例如，可以在制动踏板被踩踏的情况下执行再生并产生再生制动力。
另外，ECU50可以进行第一变速部20以及第二变速部30的变速控制。ECU50在检测目标变速挡时，控制第一变速部20以及第二变速部30以执行向该目标变速挡的变速。目标变速挡既可以是基于使用者的换挡操作的变速挡，也可以是基于行驶状态自动被选择的变速挡。本实施方式的车辆100具有形成奇数挡的第一变速部20和形成偶数挡的第二变速部30，从而可以响应性好地执行升挡或降挡。例如，当在以第一挡变速挡进行行驶的过程中升挡到第二挡变速挡时，ECU50预先在第二变速部30形成第二挡变速挡，将从动力源向驱动轮47传递动力的动力传递路径从第一变速部20切换到第二变速部30。由此，相比在同一变速部执行变速挡的切换的情况，可以在短时间内完成变速。
在此，在变速时，可以在由旋转电机3取得发动机1的反作用力的同时进行变速。图4是表示变速时的差动机构10的共线图的一例的图。在图4中，S轴表示太阳齿轮11的转速，R轴表示内齿轮13的转速，C轴表示行星齿轮架14以及第一变速部20的输入轴6的转速NA。另外，最左侧的轴表示第二变速部30的输入轴17的转速NB。在图4中，示出第一离合器C1被卡合而使得发动机1与第一变速部20的输入轴6连结时的共线图。旋转电机3取得发动机1的反作用力，从而将发动机转矩自太阳齿轮11传递到第二变速部30。旋转电机3取得反作用力而变更动力的传递路径，从而抑制变速时的冲击。
如上所述在变速时旋转电机3取得发动机1的反作用力，由此，在以下说明的第一变速控制中，存在旋转电机3的输出(变换器、蓄电池的输出)变大这样的问题。图11是表示第一挡变速挡下的行驶的图、图12是表示第一变速控制的步骤的第一个图、图13是表示第一变速控制的步骤的第二个图、图14是表示第一变速控制的转速控制的图、图15是表示第一变速控制的步骤的第三个图、图16是表示第二挡变速挡下的行驶的图。
奇数变速挡的发动机行驶是第一变速部20与发动机1连接且发动机1和驱动轴经由第一变速部20的变速挡连接的状态。具体而言，例如，如图11所示，在第一挡变速挡中，离合器2以及第一离合器C1卡合，在第一变速部20中形成有第一挡变速挡。第二离合器C2断开，旋转电机3成为自由状态。由此，发动机转矩自旋转轴4经由第一离合器C1被传递到输入轴6，并经由第一变速部20被传递到驱动轮47。在第二变速部30中，准备升挡而形成有第二挡变速挡。
若进行向第二挡变速挡升挡的升挡判断，则发动机转矩变更为变速后的目标发动机转矩。另外，如图12所示，旋转电机3取得发动机1的反作用力，从而变更动力传递路径。动力经由差动机构10自第一变速部20的输入轴6被传递到第二变速部30的输入轴17。因此，发动机转矩经由第一变速部20以及第二变速部30被传递到驱动轮47。
接着，如图13所示，第一变速部20成为中立状态。由此，发动机转矩经由输入轴6、差动机构10、第二变速部30被传递到驱动轮47。另外，如图14中箭头Y1所示，发动机转速(输入轴6的转速NA)被调节到变速后的目标转速、在此为与第二变速部30的输入轴17的转速NB相同的转速。若发动机转速被调节，则如图15所示，第二离合器C2被卡合。
接着，停止由旋转电机3受到反作用力，并变更动力传递路径。旋转电机3成为自由状态，由此，输入轴6与输入轴17的经由差动机构10的动力传递被切断，如图16所示，转移到由第二挡变速挡进行的行驶。如图16所示，发动机转矩自旋转轴4经由第二离合器C2被传递到输入轴17，并经由第二变速部30被传递到驱动轮47。
在按照如上所述的步骤进行变速的第一变速控制中，如图14所示，在变速中，旋转电机3成为输出负转矩而正转的状态、即再生状态。在此，正转指的是在车辆100前进时第一离合器C1卡合的情况下的行星齿轮架14的旋转方向的旋转。由于旋转电机3进行再生，所以，相比自发动机1输出的能量，由驱动轮47输出的能量减少。因此，需要使变速中的发动机转矩增大，与此相应地，导致旋转电机3的输出也增大。
本实施方式的车辆用驱动装置1-1如以下说明所述，在变速控制中可以在变速中使旋转电机3进行动力运行。由此，相比自发动机1输出的能量，由驱动轮47输出的能量增多。因此，可以减小发动机转矩，与此相应地可以降低旋转电机3的输出。在本说明书中，也将以下说明的本实施方式的变速控制记为“第二变速控制”。
在本实施方式中，在自奇数变速挡向偶数变速挡的升挡中，第一变速部20对应于第一轴，第二变速部30对应于第二轴。另一方面，在自偶数变速挡向奇数变速挡的升挡中，第二变速部30对应于第一轴，第一变速部20对应于第二轴。
图5是表示第一挡变速挡下的行驶的图、图6是表示第二变速控制的步骤的第一个图、图7是表示第二变速控制的步骤的第二个图、图8是表示第二变速控制的转速控制的图、图9是表示第二变速控制的步骤的第三个图、图10是表示第二挡变速挡下的行驶的图。
若在以第一挡变速挡进行行驶的过程中(图5)进行向第二挡变速挡升挡的升挡判断，则如图6所示，ECU50使第二变速部30成为中立状态，使第二变速部30的输入轴17的转速NB与第一变速部20的输入轴6的转速NA相匹配以使第二离合器C2卡合。转速的调节由旋转电机3进行。第二变速部30成为中立状态，由此，经由第二变速部30向驱动轴的动力传递被切断。另外，第二离合器C2被卡合，由此，第二变速部30和发动机1连接。
而且，ECU50使发动机转矩降低，使旋转电机3取得发动机1的反作用力。由此，动力传递路径被变更。即，ECU50通过旋转电机3的输出控制，将发动机1的动力传递到第二变速部30的输入轴17。具体而言，如图6所示，发动机转矩不仅自旋转轴4经由第一离合器C1被传递到输入轴6，而且自旋转轴4经由第二离合器C2被传递到输入轴17。被输入到了输入轴17的动力，经由差动机构10被传递到输入轴6。被传递到输入轴17的动力的大小根据旋转电机3的输出而变化。旋转电机3作为电动机输出的转矩越大，则自旋转轴4被传递到输入轴17的动力越增大。另外，也可以说是ECU50通过发动机1以及旋转电机3的输出控制而将发动机1的动力传递到第二变速部30的输入轴17。
接着，ECU50使第一离合器C1成为中立状态，并使发动机转速变化。如图7所示，第一离合器C1成为中立状态，由此，第一变速部20和发动机1被切断，经由第一离合器C1的动力传递被切断。由此，发动机转矩自旋转轴4向第二离合器C2、输入轴17、差动机构10、输入轴6传递，并经由第一变速部20被输出到驱动轮47。如图8中箭头Y2所示，ECU50使第二变速部30的输入轴17的转速NB变化到与第二挡变速挡相应的转速。
接着，ECU50将第二变速部30的变速挡切换到第二挡变速挡。由此，如图9所示，经由第二离合器C2被传递到了输入轴17的发动机转矩，不仅经由差动机构10以及第一变速部20被传递到驱动轮47，而且经由第二变速部30被传递到驱动轮47。即，经由第二变速部30的变速挡连接发动机1和驱动轴。ECU50进而停止由旋转电机3受到反作用力，并变更动力传递路径。旋转电机3成为自由状态，由此，输入轴6和输入轴17的经由差动机构10的动力传递被切断，如图10所示，转移到由第二挡变速挡进行的行驶。如图10所示，发动机转矩自旋转轴4被传递到输入轴17，并经由第二变速部30被传递到驱动轮47。
如图8所示，在本实施方式的变速控制(第二变速控制)中，在变速中旋转电机3成为输出正转矩而正转的状态、即动力运行状态。因此，相比进行第一变速控制而使得旋转电机3成为再生状态的情况，可以使变速时的发动机转矩降低，其结果是，也可以使旋转电机3的输出降低。
在此，第二变速控制虽然具有旋转电机3的输出也可以小这样的优点，但相比第一变速控制，变速步骤多。在第二变速控制中，在变速开始时，进行使第二变速部30成为中立状态、使第二变速部30的输入轴17的转速NB与输入轴6的转速NA相匹配以使第二离合器C2卡合这样的步骤(以下也记载为“规定步骤”)。通过执行规定步骤，在第二变速控制中，相比第一变速控制，变速时间延长，恐怕会牵涉到驾驶性能的降低。
于是，例如，也可以构成为，在第一变速控制中，当变速时的旋转电机3的输出超过规定的输出W0时，执行第二变速控制，若为规定的输出W0以下，则执行第一变速控制。规定的输出W0优选从燃料消耗的成本效率方面来确定。例如，若为了实现由第一变速控制进行变速时的大输出而使旋转电机3大型化，则导致成本增加，所以不优选。因此，优选从成本效率方面来确定旋转电机3的容许最大输出。规定的输出W0可以被确定为该容许最大输出以下的值。
在此，变速时的旋转电机3的输出根据变速挡、油门开度ACC而变化。图17是表示齿轮传动比之比(gear step ratio)和总传动比的图、图18是表示车速与发动机转速之间的关系的图、图19是表示本实施方式的变速映射的图。
如图17所示，相比高速齿轮挡，低速齿轮挡的齿轮传动比之比增大，变速时的发动机转速变化量增大。齿轮传动比之比是两个变速挡的传动比的比率。例如，第一挡变速挡(传动比G1st)和第二挡变速挡(传动比G2nd)的齿轮传动比之比通过G1st/G2nd计算。在图18中示出第一挡变速挡下的车速与发动机转速之间的关系201、第二挡变速挡下的车速与发动机转速之间的关系202、第三挡变速挡下的车速与发动机转速之间的关系203、第四挡变速挡下的车速与发动机转速之间的关系204、第五挡变速挡下的车速与发动机转速之间的关系205。由图18可知，在油门开度ACC大的情况下的变速所涉及的发动机转速变化量，比在油门开度ACC小的情况下的变速所涉及的发动机转速变化量大。另外，在油门开度ACC大的情况下，自发动机1传递到驱动轮47的转矩也增大，与此相应地发动机转矩也增大。
即，对于在低齿轮挡油门开度ACC大时的变速而言，旋转电机3的输出增大，对于在高齿轮挡油门开度ACC小时的变速而言，旋转电机3的输出减小。因此，可以基于变速前后的齿轮挡、油门开度ACC来预测变速时的旋转电机3的输出W。是执行第一变速控制还是执行第二变速控制，这可以预先作为变速映射而生成。
在图19所示的变速映射中，各变速线211、212、213、214被确定。在第一挡变速挡和第二挡变速挡的变速线211、第二挡变速挡和第三挡变速挡的变速线212、以及第三挡变速挡和第四挡变速挡的变速线213上，分别确定有进行第二变速控制的范围(以下称为“规定变速范围”)211a、212a、213a。规定变速范围211a、212a、213a是变速线211、212、213中的高油门开度的区域。在车辆100的动作点的轨迹与规定变速范围211a、212a、213a交叉的情况下，进行第二变速控制。另一方面，在车辆100的动作点的轨迹与变速线211、212、213上的规定变速范围211a、212a、213a以外的范围交叉的情况下，进行第一变速控制。
随着成为低齿轮挡，规定变速范围211a、212a、213a在油门开度轴方向上的宽度增大。在各规定变速范围211a、212a、213a，分别确定有变速准备区域221、222、223。变速准备区域221、222、223与规定变速范围211a、212a、213a在低车速侧邻接地设置。变速准备区域221、222、223在车速轴方向的宽度例如可以设为恒定。变速准备区域221、222、223是被预测为执行第二变速控制的区域、是执行第二变速控制的可能性高的区域。
若车辆100的动作点成为变速准备区域221、222、223内的动作点，则ECU50执行上述的规定步骤。例如，在以第一挡变速挡进行行驶的过程中，若动作点进入变速准备区域221内，则执行规定步骤。由此，可以在进行升挡的变速判断之前预先使第二变速部30成为中立状态，使第二变速部30的输入轴17的转速NB与输入轴6的转速NA相匹配以使第二离合器C2卡合。因此，从进行变速判断起直至变速完成为止所需的时间缩短。例如，能够以与第一变速控制同等的时间进行升挡。
另外，在车辆100的动作点成为了变速准备区域221、222、223内的动作点的情况下，也可以存在不执行一部分规定步骤的情况下或在进行变速判断之前不能执行一部分规定步骤的情况。例如，既可以仅执行规定步骤中的、使第二变速部30成为中立状态以切断经由第二轴向驱动轴的动力传递的步骤，也可以省略第二离合器C2的卡合。
另外，升挡的预测并不限定于使用变速准备区域221、222、223。也可以利用其它方法来预测升挡。另外，不仅在由第二变速控制进行的升挡被预测的情况下，而且在隔着中间变速挡的两个连续的变速挡之间升挡被预测的情况下，也可以执行规定步骤。
另外，蓄电池的充电放电能力等根据充电状态SOC、温度环境等参数时时刻刻变化，因此，实施本实施方式的变速控制的条件也可以基于这些参数而变化。
接着，参照具体的数字的一例，说明由第二变速控制得到的效果。图20是表示传动比的一例的图、图21是表示各挡变速挡的总传动比的图、图22是表示车速与发动机转速之间的关系的图、图23是表示与第一变速控制相关的计算结果的图、图24是与第一变速控制相关的时序图、图25是表示与第一变速控制相关的轮胎转矩的变化的图、图26是表示与第一变速控制相关的发动机动作点的转移的图。
图23所示的计算结果以旋转电机3跟随内齿轮13而使得旋转电机3和内齿轮13一体旋转的情况为前提被计算出。实际上在旋转电机3与内齿轮13之间存在传动比，因此，计算结果根据该传动比而变化。
如图20所示，在各挡变速挡的传动比以及差动装置的减速比(差速比)被确定的情况下，总传动比(各挡变速挡的传动比×差速比)如图21所示。第一变速控制中的油门开度ACC＝100％时(以下称为“WOT时”)的升挡时的旋转电机3的输出可以如下所述进行计算。在WOT时，在5000rpm进行升挡。若将变速前的变速挡设为第X挡变速挡、将变速后的变速挡设为第Y挡变速挡，则第一变速控制中的计算结果如图23所示。需要说明的是，在各变量中，下标1st表示第一挡变速挡、2nd表示第二挡变速挡、3rd表示第三挡变速挡、4th表示第四挡变速挡、5th表示第五挡变速挡、6th表示第六挡变速挡。
变速后的发动机转速Ne_Y由下述式(1)计算。在此，GX是第X挡变速挡的传动比、GY是第Y挡变速挡的传动比。
Ne_Y＝5000×GY/GX (1)
变速前的旋转电机3的转速Ng_X由下述式(2)计算。这是因为第二轴的转速是与变速后的变速挡对应的转速。例如，在从第一挡变速挡向第二挡变速挡的变速中，在第二变速部30形成有第二挡变速挡，输入轴17的转速NB是与第二挡变速挡对应的转速Ne_Y。另外，差动机构10的传动比(太阳齿轮11的齿数/内齿轮13的齿数)为1/2。在以下的说明中，也将旋转电机3的转速简单记为“MG转速”、将旋转电机3的输出转矩简单记为“MG转矩”。
Ng_X＝(5000-Ne_Y)/2 (2)
如图14所示，变速后的MG转速是0rpm。发动机转速变更前的发动机转矩Te_X是图26中的WOT保护线与5000rpm的交点。WOT保护线是确定发动机转矩的上限保护值的线。在图25中示出针对WOT时的各车速的各变速挡1st、2nd、3rd、4th、5th下的轮胎转矩To。表示各变速挡下的轮胎转矩To的曲线可以通过将各变速挡的传动比与图26的WOT保护线相乘来计算。
例如，变速前的第一挡变速挡下的发动机转矩Te_1st如图26所示是发动机转速Ne＝5000rpm与WOT保护线的交点的转矩值，变速后的第二挡变速挡下的发动机转矩Te_2nd成为发动机转速Ne＝2714rpm与WOT保护线的交点的转矩值。另外，第一挡变速挡下的轮胎转矩To_1st由(发动机转矩Te_1st)×(传动比G1st)计算，第二挡变速挡下的轮胎转矩To_2nd由(发动机转矩Te_2nd)×(传动比G2nd)计算。在自WOT时的第一挡变速挡向第二挡变速挡的升挡中，如图25中箭头所示轮胎转矩To产生变化。
发动机转速变更时发动机转矩Te_h是与变速后的发动机转矩Te_Y相同的值。变速后的发动机转矩Te_Y是图26所示的变速后的发动机转速Ne_Y与WOT保护线的交点。
发动机转速变更时MG转矩Tg_h由下述式(3)计算。
Tg_h＝Te_h×2 (3)
另外，最大MG输出Wg_max由下述式(4)计算。
Wg_max＝Ng_X×Tg_h×2π÷60÷1000 (4)
以自第一挡变速挡升挡到第二挡变速挡的情况为例，参照图24的时序图，说明第一变速控制中的旋转电机3的输出。在图24中，To是轮胎转矩、No是轮胎转速、Te是发动机转矩、Ne是发动机转速、Tg是MG转矩、Ng是MG转速、Wg是MG输出。图27是表示第一挡变速挡下的发动机行驶状态的图、图28是与第一挡变速挡下的发动机行驶相关的共线图。在图24中，在第一挡变速挡下的发动机行驶中，在时刻t1进行向第二挡变速挡变速的变速判断。
如图23所示，在第一挡变速挡下的发动机行驶中，变速前的发动机转矩Te_X是230Nm、发动机转速是5000rpm。如图28所示，第二变速部30的输入轴17的转速NA是与第二挡变速挡对应的2714rpm。
若从该状态在时刻t1进行向第二挡变速挡升挡的升挡判断，则发动机转矩从变速前的发动机转矩Te_X即230Nm变更为变速后的发动机转矩Te_Y即219Nm。图29是表示第一变速控制的第一阶段的步骤的图、图30是与第一变速控制的第一阶段的步骤相关的共线图。
如图29所示，发动机转矩被变更，并且，旋转电机3受到发动机反作用力。如图24所示，受到发动机反作用力的旋转电机3的MG转矩Tg的大小，自变速开始前的0Nm变化到发动机转速变更时MG转矩Tg_h即439Nm。如图30所示，旋转电机3在正转而产生负转矩的再生状态下受到发动机反作用力。
图31是表示第一变速控制的第二阶段的步骤的图、图32是与第一变速控制的第二阶段的步骤相关的共线图。ECU50接着第一阶段的步骤使第一变速部20成为中立状态，变更发动机转速，并使第二离合器C2卡合。通过使第一变速部20成为中立状态，如图31所示，经由第一变速部20的动力传递被切断。发动机转速Ne从变速前的发动机转速Ne_X即5000rpm变更到变速后的发动机转速Ne_Y即2714rpm。在图24中，在时刻t2发动机转速开始变化，在时刻t3发动机转速的变更完成而使第二离合器C2卡合。
图33是表示第一变速控制的第三阶段的步骤的图、图34是与第一变速控制的第三阶段的步骤相关的共线图。在第二阶段的步骤第二离合器C2被卡合，从而使得动力传递路径变化。一部分发动机转矩经由第二离合器C2被传递到第二变速部30。ECU50接着第二阶段的步骤，停止由旋转电机3受到反作用力并进一步变更动力传递路径。由此，完成向第二挡变速挡下的行驶的转移。在图24中，从时刻t3到时刻t4，MG转矩Tg的大小降低而进行动力传递路径的切换。
图35是表示第二挡变速挡下的发动机行驶状态的图、图36是与第二挡变速挡下的发动机行驶状态相关的共线图。使旋转电机3的输出为0并停止受到反作用力，从而切断经由差动机构10的动力传递。由此，发动机转矩自旋转轴4经由第二离合器C2、第二变速部30被传递到驱动轮47。
在以上说明的第一变速控制中，在变速中受到发动机反作用力时的MG转矩成为439Nm的大转矩。另外，在图24的时序图中，示出变速前(第一挡变速挡)的发动机转矩Te_1st比变速后(第二挡变速挡)的发动机转矩Te_2nd大的情况。与此相反，在变速前的发动机转矩Te_1st比变速后的发动机转矩Te_2nd小的情况下，在从时刻t1到t2的传递路径变更时使发动机转矩Te不变更，而在从时刻t3到t4的传递路径变更时变更发动机转矩Te即可。
另外，在图24所示的时序图中未考虑惯性，但实际上在从时刻t2到t3的发动机转速变更时轮胎转矩To增加。因此，也可以通过使发动机转矩Te减少来进行使轮胎转矩To恒定的控制。
接着，参照图37的时序图，对在第二变速控制中自第一挡变速挡升挡到第二挡变速挡的情况下的旋转电机3的输出进行说明。图37是与第二变速控制相关的时序图。图38是表示与第二变速控制相关的计算结果的图、图39是表示与第二变速控制相关的轮胎转矩的变化的图、图40是表示与第二变速控制相关的发动机动作点的转移的图。
图41是表示第二变速控制的第一阶段的步骤的图、图42是与第二变速控制的第一阶段的步骤相关的共线图。在以第一挡变速挡进行行驶的过程中(图27、图28)，若在时刻t11进行变速判断，则ECU50使第二变速部30成为中立状态，使输入轴17的转速NB与输入轴6的转速NA相匹配以使第二离合器C2卡合。ECU50使第二变速部30成为中立状态而切断驱动轮47与输入轴17的动力传递，并通过旋转电机3的转速控制使输入轴17的转速NB上升至与输入轴6的转速NA相同的5000rpm。ECU50在转速控制完成时使第二离合器C2卡合。
图43是表示第二变速控制的第二阶段的步骤的图、图44是与第二变速控制的第二阶段的步骤相关的共线图。ECU50在第二阶段降低发动机转矩Te并变更动力传递路径。发动机转矩Te自图38所示的变速前的发动机转矩Te_X即230Nm降低到发动机转速变更时的发动机转矩Te_h即119Nm。另一方面，受到发动机反作用力的旋转电机3的MG转矩Tg的大小，从变速开始前的0Nm增加到发动机转速变更时MG转矩Tg_h的238Nm。在图37的时序图中，从时刻t12到时刻t13，发动机转矩Te降低且MG转矩Tg增加。
在第一阶段的步骤第二离合器C2被卡合，在第二阶段旋转电机3取得发动机反作用力，由此，如图43所示，发动机转矩的一部分自旋转轴4经由第二离合器C2以及差动机构10被传递到输入轴6。
图45是表示第二变速控制的第三阶段的步骤的图、图46是与第二变速控制的第三阶段的步骤相关的共线图。ECU50在第三阶段使第一离合器C1断开并变更发动机转速Ne，将第二变速部30切换到第二挡变速挡。通过断开第一离合器C1，经由第一离合器C1的旋转轴4与输入轴6的动力传递被切断。ECU50使发动机转速Ne从变速前的发动机转速Ne_X即5000rpm降低至变速后的发动机转速Ne_Y即2714rpm。在图37的时序图中，从时刻t13到时刻t14，发动机转速Ne降低，在时刻t14处，第二挡变速挡的齿轮副被卡合。
图47是表示第二变速控制的第四阶段的步骤的图、图48是与第二变速控制的第四阶段的步骤相关的共线图。ECU50在第四阶段中停止由旋转电机3受到发动机反作用力并变更动力传递路径。ECU50使发动机转矩Te从发动机转速变更时的发动机转矩Te_h即119Nm增加到变速后的发动机转矩Te_Y即219Nm，而使MG转矩Tg从发动机转速变更时MG转矩Tg_h即238Nm减小到0。当在时刻t15完成动力传递路径的变更时，第二挡变速挡下的发动机行驶状态得以实现。
图49是表示第二挡变速挡下的发动机行驶状态的图、图50是与第二挡变速挡下的发动机行驶状态相关的共线图。使旋转电机3的输出为0并停止受到反作用力，从而切断经由差动机构10的动力传递。由此，发动机转矩自旋转轴4经由第二离合器C2、第二变速部30被传递到驱动轮47。
如以上说明所述，在从第一挡变速挡升挡到第二挡变速挡的情况下，在第一变速控制中，变速中的发动机转矩Te为219Nm、MG转矩Tg为439Nm，相比之下，在第二变速控制中，变速中的发动机转矩Te大幅降低到119Nm、MG转矩Tg大幅降低到238Nm。
第二变速控制和第一变速控制的差异在于发动机转速变更时发动机转矩Te_h。相对于第二挡变速挡的轮胎转矩To_2nd，在第一变速控制中，使发动机转速变更时发动机转矩Te_h为Te_2nd，相比之下，在第二变速控制中，使发动机转速变更时发动机转矩Te_h为Te_2nd×G2nd/G1st，在这方面不同。即，在发动机转速变更时，在第一变速控制中，相比差动机构10更靠驱动轮47侧的是第二挡变速挡，相比之下，在第二变速控制中，相比差动机构10更靠驱动轮47侧的成为第一挡变速挡，在这方面不同。
为了由驱动轮47输出相同的转矩而需要的发动机转矩Te，与第一挡变速挡的传动比G1st和第二挡变速挡的传动比G2nd的量相应地不同。在第二变速控制中，与经由第一挡变速挡与驱动轴连接相应地，相比第一变速控制，需要的发动机转矩Te以及MG转矩Tg减小。在从能量方面的观点看上述情况时，可以进行如下说明：在第一变速控制中，旋转电机3处于再生，在第二变速控制中，旋转电机3处于动力运行，因此，产生上述差。
相对于第一变速控制的发动机转速变更时发动机转矩Te_h，第二变速控制的发动机转速变更时发动机转矩Te_h降低到G2nd/G1st＝1/1.84倍。MG转矩Tg由发动机转矩Te_h×2计算，因此，MG转矩Tg也成为1/1.84倍。在从第一挡变速挡向第二挡变速挡升挡时的最大MG输出Wg_max，相对于第一变速控制的52.5kW在第二变速控制中成为28.5kW、即成为1/1.84倍，MG输出Wg被大幅削减。
另外，以上针对从第一挡变速挡向第二挡变速挡的升挡进行了说明，但从奇数变速挡向偶数变速挡的升挡可以按照与其相同的步骤执行。
另外，从偶数变速挡向奇数变速挡的升挡，相对于从奇数变速挡向偶数变速挡的升挡步骤，使第一变速部20与第二变速部30调换并使第一离合器C1与第二离合器C2调换。
[实施方式的变形例]
对实施方式的变形例进行说明。如在上述实施方式中已说明的那样，变速时的旋转电机3的输出根据齿轮传动比之比而变化。通常，随着从低齿轮挡侧趋向高齿轮挡侧，齿轮传动比之比成为越小的值。这种情况例如由驾驶性能方面的制约等确定。由图38也可知，低齿轮挡下的变速时的旋转电机3的输出Wg成为比高齿轮挡下的变速时的旋转电机3的输出Wg大的值。
作为降低低齿轮挡下的旋转电机3的输出Wg方法，可考虑使齿轮挡数增加以减小各挡的齿轮传动比之比。图51是表示前进六挡的有级变速器的传动比的一例的图、图52是表示前进八挡的有级变速器的传动比的一例的图。对于图51所示的有级变速器和图52所示的有级变速器而言，最低齿轮挡的总传动比以及最高齿轮挡的总传动比分别相同。
在各个有级变速器中，各变速挡的传动比被确定为满足如下制约：随着从低齿轮挡趋向高齿轮挡，齿轮传动比之比成为小的值。在图51、图52所示的例子中，第一挡变速挡和第二挡变速挡的齿轮传动比之比分别是1.8和1.55。因此，在使齿轮挡数从六挡增加到了八挡的情况下，具有使变速时的MG输出Wg降低到1.55/1.8倍的效果。该方法的问题在于：即便增加齿轮挡数，低齿轮挡的齿轮传动比之比也不怎么变化，虽然使齿轮挡数增加，但MG输出Wg的降低效果却较小。
为了针对齿轮挡的追加使MG输出Wg的降低效果最大，例如存在如下方法：在齿轮传动比之比大的第一挡变速挡与第二挡变速挡之间、第二挡变速挡与第三挡变速挡之间追加其中间值的传动比的齿轮挡。图53是表示在六挡的有级变速器追加了中间传动比的变速挡而形成的八挡的有级变速器的总传动比的一例的图。如图53所示，在六挡的有级变速器的第一挡变速挡与第二挡变速挡之间、以及第二挡变速挡与第三挡变速挡之间，分别追加有中间值的传动比的齿轮挡而形成八挡的有级变速器。若这样追加齿轮挡，虽然可以降低低齿轮挡下的齿轮传动比之比，但导致产生低齿轮挡侧的齿轮传动比之比变得比高齿轮挡侧的齿轮传动比之比小这样的逆转，有时在驾驶性能方面不优选。
作为能够降低变速时的MG输出Wg的别的方法，在变速时使用变速专用的齿轮这种方法正在被研究。例如，在具有第一变速部和第二变速部的车辆中，在第一变速部配置有从行驶用的第一挡变速挡起到第五挡变速挡为止的五个齿轮挡，在第二变速部，作为变速专用的中间齿轮挡而配置有第1.5挡变速挡、第2.5挡变速挡、第3.5挡变速挡、第4.5挡变速挡这四个齿轮挡。中间变速挡的传动比是前后的行驶用的变速挡的传动比的中间值。例如，第1.5挡变速挡的传动比是第一挡变速挡的传动比G1st与第二挡变速挡的传动比G2nd的中间值。
第一变速部的变速挡的切换经由第二变速部的中间变速挡进行。例如，当在第一变速部自第一挡变速挡升挡到第二挡变速挡时，自第一挡变速挡经由第1.5挡变速挡变速到第二挡变速挡。通过如上所述经过中间齿轮挡进行变速，可以降低MG输出Wg。在此，若想要针对所有的变速经由中间齿轮挡进行变速，则恐怕会导致高成本。这是因为需要针对行驶用的各齿轮挡分别设定中间齿轮挡。例如，若经由第1.5挡变速挡进行第四挡变速挡与第五挡变速挡之间的变速，则发动机转速Ne的变化增大，使得MG输出Wg增加。因此，若第一变速部是五级变速，则需要设置四个中间齿轮挡。
在本变形例的车辆用驱动装置1-2中，针对齿轮传动比之比大的齿轮挡，设置有变速用的中间齿轮挡，针对齿轮传动比之比小的齿轮挡，未设置有变速用的中间齿轮挡。由此，可以兼顾变速中的MG输出Wg的降低和齿轮挡数的降低。图54是实施方式的变形例的车辆200的概略结构图、图55是表示本变形例的车辆用驱动装置1-2的总传动比的图。关于变形例的车辆200，对与实施方式的车辆100的不同之处进行说明。
本变形例的车辆200的第一变速部70具有第一挡变速挡、第二挡变速挡、第三挡变速挡以及第五挡变速挡。这样，在第一变速部70，作为连续的两个变速挡而配置有第一挡变速挡和第二挡变速挡、以及第二挡变速挡和第三挡变速挡。在此，连续的变速挡可以是例如驾驶员通过换挡操作能够选择的两个变速挡并且是在变速比的顺序方面相互邻接的变速挡。或者，连续的变速挡也可以是行驶用的变速挡并且是在变速比的顺序方面相互邻接的变速挡。
车辆200的第二变速部80具有第1.5挡变速挡、第2.5挡变速挡、第四挡变速挡以及第六挡变速挡。第一变速部70的变速挡以及第二变速部80的变速挡中的行驶用的变速挡是第一挡变速挡、第二挡变速挡、第三挡变速挡、第四挡变速挡、第五挡变速挡以及第六挡变速挡。另外，变速用的变速挡、换言之中间变速挡是第1.5挡变速挡以及第2.5挡变速挡。第1.5挡变速挡是与第一挡变速挡以及第二挡变速挡对应的中间变速挡。第1.5挡变速挡的传动比是第一挡变速挡的传动比和第二挡变速挡的传动比之间的传动比、例如中间的传动比。
第2.5挡变速挡是与第二挡变速挡以及第三挡变速挡对应的中间变速挡。第2.5挡变速挡的传动比是第二挡变速挡的传动比和第三挡变速挡的传动比之间的传动比、例如中间的传动比。连续的两个变速挡和与其对应的中间变速挡配置在相互不同的变速部。例如，第一挡变速挡以及第二挡变速挡与第1.5挡变速挡配置在相互不同的变速部。当在连续的两个变速挡之间设置有中间变速挡时，若在该两个变速挡之间进行升挡，则经由对应的中间变速挡进行。例如在自第一挡变速挡升挡到第二挡变速挡的情况下，ECU150自第一挡变速挡升挡到第1.5挡变速挡、进而自第1.5挡变速挡升挡到第二挡变速挡。
在连续的两个变速挡的齿轮传动比之比大的、第一挡变速挡与第二挡变速挡之间以及第二挡变速挡与第三挡变速挡之间，分别设置有中间变速挡。从第三挡变速挡起到第六挡变速挡为止的齿轮挡交替地配置于第一变速部70和第二变速部80。是否设置变速用的中间变速挡，可以根据变速中的最大MG输出Wg_max是否超过基于燃料消耗而确定的输出的阈值来确定。
例如，针对图38的计算结果，使基于燃料消耗被确定的MG输出的阈值为25kW。在该情况下，在自第一挡变速挡向第二挡变速挡的变速(Wg_max＝28.5kW)、以及自第二挡变速挡向第三挡变速挡的变速(Wg_max＝27.8kW)中，最大MG输出Wg_max分别超过阈值25kW，因此，判断为需要中间变速挡。最大MG输出Wg_max根据变速前后的变速挡的齿轮传动比之比而变化。因此，在本实施方式中，针对连续的两个变速挡的齿轮传动比之比为规定值以上的变速挡的组，设置有中间变速挡。
图56是表示与使用了中间变速挡的变速相关的计算结果的图。从行驶用的变速挡向中间变速挡的变速(例如，1挡→1.5挡)、以及从中间变速挡向行驶用的变速挡的变速(例如，1.5挡→2挡)可以分别基于上述第二变速控制的步骤进行。
如图56所示，在变速前后，MG转速的正负调换。在本变形例的经由中间变速挡的升挡中，与在不具有中间变速挡的车辆100中执行了第一变速控制的情况(图23)相比，发动机转速变更时的发动机转矩Te_h降低。具体而言，在本变形例中经由中间变速挡进行升挡的情况下的发动机转速变更时的发动机转矩Te_h，相对于在上述实施方式中执行了第一变速控制的情况下的发动机转速变更时的发动机转矩Te_h，成为GY/[(GX+GY)/2]倍。
另外，最大MG输出Wg_max降低。在本变形例中经由中间变速挡升挡的情况下的最大MG输出Wg_max，相比不经由中间变速挡地进行了第二变速控制的情况下(图38)的最大MG输出Wg_max大幅降低。因此，根据本变形例的车辆用驱动装置1-2，针对齿轮的追加的MG输出Wg的降低效果大且可以将追加齿轮数抑制在最低限度。另外，变速比的转速变化量减小，从而可以缩短变速花费的时间。
另外，中间变速挡是变速用的变速挡，与行驶用的变速挡不同，但在满足不存在驾驶性能方面的问题等条件的情况下，中间变速挡下的车辆200的行驶也可以被允许。例如，在通过以中间变速挡进行行驶而能够谋求降低燃料消耗的情况下且不存在驾驶性能方面的问题时，中间变速挡下的行驶也可以被允许。
上述实施方式以及变形例中公开的内容可以适当组合来执行。
附图标记说明
1-1、1-2 车辆用驱动装置
1 发动机
3 旋转电机
10 差动机构
20 第一变速部
30 第二变速部
47 驱动轮
50 ECU
100 车辆
C1 第一离合器
C2 第二离合器

Claims (5)

1.一种车辆用驱动装置，其特征在于，具有：
第一轴，所述第一轴将发动机和驱动轴连接且能够与所述发动机连接或切断；
第二轴，所述第二轴将所述发动机和所述驱动轴连接且能够与所述发动机连接或切断；以及
差动机构，所述差动机构将所述第一轴、所述第二轴及旋转电机连接，
在从所述第一轴和所述发动机被连接且所述发动机和所述驱动轴经由所述第一轴的变速挡被连接的状态升挡到所述第二轴的变速挡的情况下，
切断经由所述第二轴向所述驱动轴的动力传递，
将所述第二轴和所述发动机连接，
通过所述旋转电机的输出控制将所述发动机的动力传递到所述第二轴，
将所述第一轴和所述发动机切断，
经由所述第二轴的变速挡将所述发动机和所述驱动轴连接。
2.如权利要求1所述的车辆用驱动装置，其特征在于，
还具有：配置于所述第一轴和所述第二轴中的任一方的轴上的连续的两个变速挡、以及配置于另一方的轴上的中间变速挡，
所述中间变速挡的变速比是所述连续的两个变速挡的变速比之间的变速比，
当在所述连续的两个变速挡之间进行升挡的情况下，经由所述中间变速挡进行。
3.如权利要求2所述的车辆用驱动装置，其特征在于，
所述中间变速挡针对所述连续的两个变速挡的齿轮传动比之比为规定值以上的变速挡的组设置。
4.如权利要求1所述的车辆用驱动装置，其特征在于，
在从所述第一轴的变速挡向所述第二轴的变速挡的升挡被预测的情况下，预先切断经由所述第二轴向所述驱动轴的动力传递。
5.如权利要求1所述的车辆用驱动装置，其特征在于，
在自所述第一轴的变速挡升挡到所述第二轴的变速挡时，所述旋转电机进行动力运行。
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