CN104349957B - 混合动力车辆用驱动装置 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种混合动力车辆用驱动装置，所述混合动力车辆用驱动装置具备：与动力机连接并对动力机的旋转进行传递的第一差动机构、对第一差动机构与驱动轮进行连接的第二差动机构、和使第一差动机构变速的切换装置，第二差动机构具有与第一差动机构的输出元件连接的第一旋转元件、与第一旋转机连接的第二旋转元件、和与第二旋转机以及驱动轮连接的第三旋转元件，在将动力机设为动力源的行驶中，在由切换装置而实施的第一差动机构的变速被开始实施之后的转矩相位(S2‑Y)处，对第一旋转机的反作用力转矩进行补正(S3)。

Description

混合动力车辆用驱动装置
技术领域
本发明涉及一种混合动力车辆用驱动装置。
背景技术
一直以来，公知一种具备对动力机的旋转进行变速而进行传递的变速器的混合动力车辆。例如，在专利文献1中公开了一种混合动力车的驱动装置的技术，该混合动力车具备：对内燃机的旋转进行变速并向动力分配机构传递的变速机构、将来自内燃机的动力传递至变速机构的第一传递轴、和将从变速机构被输出的动力向动力分配机构传递的第二传递轴。
在先技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2009-190694号公报
发明内容
发明所要解决的课题
在具备对动力机的旋转进行变速而进行传递的变速器的混合动力车辆中，对于变速时的变速控制一直以来未实施充分的讨论。例如，在对由变速时的动力机的转速的变动和输出转矩的变动而导致的变速冲击进行抑制的方面，尚存在改良的余地。
本发明的目的在于，提供一种能够对变速时的输出转矩的变动进行抑制的混合动力车辆用驱动装置。本发明的其他目的在于，提供一种能够对变速时的转速的变动进行抑制的混合动力车辆用驱动装置。
用于解决课题的方法
本发明的混合动力车辆用驱动装置的特征在于，具备：第一差动机构，其与动力机连接，并对所述动力机的旋转进行传递；第二差动机构，其对所述第一差动机构与驱动轮进行连接；切换装置，其使所述第一差动机构变速；所述第二差动机构具有：与所述第一差动机构的输出元件连接的第一旋转元件、与第一旋转机连接的第二旋转元件、与第二旋转机以及所述驱动轮连接的第三旋转元件，在将所述动力机设为动力源的行驶中，在由所述切换装置而实施的所述第一差动机构的变速被开始实施后的转矩相位位中，对所述第一旋转机的反作用力转矩进行补正。
在上述混合动力车辆用驱动装置中，优选为，通过所述切换装置而使所述第一差动机构变速时的所述动力机的输出转矩为固定或所述输出转矩的变化率小于预定值。
在上述混合动力车辆用驱动装置中，优选为，以能够对所述转矩相位中的所述第一旋转机的转速的下冲进行抑制的方式而对所述反作用力转矩进行补正。
在上述混合动力车辆用驱动装置中，优选为，所述变速为升档，所述反作用力转矩的补正为使所述反作用力转矩降低的补正。
在上述混合动力车辆用驱动装置中，优选为，所述变速为降档，所述反作用力转矩的补正为使所述反作用力转矩增加的补正。
发明的效果
本发明所涉及的混合动力车辆用驱动装置在将动力机设为动力源的行驶中，在由切换装置实施的第一差动机构的变速被开始实施之后的转矩相位中，对第一旋转机的反作用力转矩进行补正。本发明所涉及的混合动力车辆用驱动装置取得对变速时的输出转矩的变动进行抑制的效果。
附图说明
图1为第一实施方式所涉及的车辆的框架图。
图2为第一实施方式所涉及的车辆的输入输出关系图。
图3为表示第一实施方式所涉及的混合动力车辆用驱动装置的工作卡合表的图。
图4为单独电机EV模式所涉及的列线图。
图5为双电机EV模式所涉及的列线图。
图6为HV低模式所涉及的列线图。
图7为HV高模式所涉及的列线图。
图8为表示第一实施方式所涉及的理论传递效率线的图。
图9为HV行驶中的升档所涉及的列线图。
图10为表示HV行驶中的升档时的转速变动的列线图。
图11为升档时的下冲以及变速冲击的说明图。
图12为第一实施方式的升档控制所涉及的时序图。
图13为表示升档的转矩相位中的下冲的抑制的图。
图14为升档的转矩相位中的MG1转矩控制所涉及的时序图。
图15为升档的惯性相位中的MG1转矩控制所涉及的时序图。
图16为表示第一实施方式所涉及的升档控制的动作的流程图。
图17为HV行驶中的降档所涉及的列线图。
图18为表示HV行驶中的降档时的转速变动的列线图。
图19为降档时的下冲以及变速冲击的说明图。
图20为第二实施方式的降档控制所涉及的时序图。
图21为表示降档的转矩相位中的下冲的抑制的图。
图22为降档的转矩相位中的MG1转矩控制所涉及的时序图。
图23为降档的惯性相位中的MG1转矩控制所涉及的时序图。
图24为表示第二实施方式所涉及的降档控制的动作的流程图。
具体实施方式
以下，参照附图对本发明的实施方式所涉及的混合动力车辆用驱动装置进行详细说明。此外，并不表示通过该实施方式而使本发明受到限定的含义。另外，在下述的实施方式中的构成要素中包括本领域技术人员能够容易预测到的要素或者实质上相同的要素。
第一实施方式
参照图1至图16，对第一实施方式进行说明。本实施方式涉及一种混合动力车辆用驱动装置。图1为本发明的第一实施方式所涉及的车辆的框架图，图2为第一实施方式所涉及的车辆的输入输出关系图。
本实施方式所涉及的车辆100为，具有作为动力源的发动机1、第一旋转机MG1以及第二旋转机MG2的混合动力车辆。车辆100也可以为能够通过外部电源进行充电的插电式混合动力车辆。如图1以及图2所示，车辆100以包括发动机1、第一行星齿轮机构10、第二行星齿轮机构20、第一旋转机MG1、第二旋转机MG2、离合器CL1、制动器BK1、HV_ECU50、MG_ECU60、发动机_ECU70以及变速器ECU80的方式而构成。
另外，本实施方式所涉及的混合动力车辆用驱动装置1-1以包括第一行星齿轮机构10、第二行星齿轮机构20、离合器CL1以及制动器BK1的方式而构成。混合动力车辆用驱动装置1-1还可以以包括各ECU50、60、70、80等的控制装置的方式而构成。混合动力车辆用驱动装置1-1能够适用于FF(前置发动机前轮驱动)车辆或者RR(后置发动机后轮驱动)车辆等。混合动力车辆用驱动装置1-1以例如使轴向成为车辆宽度方向的方式而被搭载于车辆100上。
在本实施方式所涉及的混合动力车辆用驱动装置1-1中，以包括第一行星齿轮机构10、离合器CL1以及制动器BK1的方式而构成了变速部。另外，以包括第二行星齿轮机构20的方式而构成了差动部。另外，以包括离合器CL1以及制动器BK1的方式而构成了使第一行星齿轮机构10变速的切换装置。
作为动力机的发动机1将燃料的燃烧能量转换为输出轴的旋转运动并进行输出。发动机1的输出轴与输入轴2连接。输入轴2为动力传递装置的输入轴。动力传递装置以包括第一旋转机MG1、第二旋转机MG2、离合器CL1、制动器BK1、差动装置30等的方式而构成。输入轴2被配置在发动机1的输出轴的同轴上且在输出轴的延长线上。输入轴2与第一行星齿轮机构10的第一行星齿轮架14连接。
本实施方式的第一行星齿轮机构10与发动机1连接，并与对发动机1的旋转进行传递的第一差动机构对应。第一行星齿轮机构10为，与第二行星齿轮机构20相比被配置于靠发动机1一侧的输入侧差动机构。第一行星齿轮机构10能够对发动机1的旋转进行变速而输出。第一行星齿轮机构10为单小齿轮式，具有第一太阳齿轮11、第一小齿轮12、第一内啮合齿轮13以及第一行星齿轮架14。
第一内啮合齿轮13被配置于与第一太阳齿轮11同轴上且第一太阳齿轮11的直径方向外侧。第一小齿轮12被配置于第一太阳齿轮11与第一内啮合齿轮13之间，并分别与第一太阳齿轮11以及第一内啮合齿轮13啮合。第一小齿轮12通过第一行星齿轮架14而以旋转自如的方式被支承。第一行星齿轮架14与输入轴2连结，并与输入轴2一体旋转。因此，第一小齿轮12能够与输入轴2同时围绕输入轴2的中心线旋转(公转)，并且能够通过第一行星齿轮架14而被支承并围绕第一小齿轮12的中心线旋转(自转)。
离合器CL1为，能够对第一太阳齿轮11和第一行星齿轮架14进行连结的离合器装置。虽然离合器CL1例如能够设为摩擦卡合式的离合器，但是并不限定于此，也可以采用啮合式的离合器等的离合器装置来作为离合器CL1。离合器CL1例如通过油压而被驱动并进行卡合或者释放。完全卡合状态的离合器CL1能够使第一太阳齿轮11和第一行星齿轮架14连结，并使第一太阳齿轮11和第一行星齿轮架14一体旋转。完全卡合状态的离合器CL1对第一行星齿轮机构10的差动进行限制。另一方面，释放状态的离合器CL1将第一太阳齿轮11和第一行星齿轮架14断开，并容许第一太阳齿轮11和第一行星齿轮架14的相对旋转。也就是说，释放状态的离合器CL1容许第一行星齿轮机构10的差动。此外，离合器CL1能够被控制为半卡合状态。
制动器BK1为，能够对第一太阳齿轮11的旋转进行限制的制动器装置。制动器BK1具有与第一太阳齿轮11连接的卡合元件和与车身侧例如动力传递装置的外壳连接的卡合元件。虽然制动器BK1能够设为与离合器CL1同样的摩擦卡合式的离合器装置，但是并不限定于此，也可以采用啮合式的离合器等的离合器装置来作为制动器BK1。制动器BK1例如通过油压而被驱动并进行卡合或者释放。完全卡合状态的制动器BK1能够将第一太阳齿轮11与车身侧连结，并对第一太阳齿轮11的旋转进行限制。另一方面，释放状态的制动器BK1使第一太阳齿轮11与车身侧断开，并容许第一太阳齿轮11的旋转。此外，制动器BK1能够被控制为半卡合状态。
本实施方式的第二行星齿轮机构20与对第一行星齿轮机构10和驱动轮32进行连接的第二差动机构对应。第二行星齿轮机构20为与第一行星齿轮机构10相比被配置在靠驱动轮32侧的输出侧差动机构。第二行星齿轮机构20为单小齿轮式，并具有第二太阳齿轮21、第二小齿轮22、第二内啮合齿轮23以及第二行星齿轮架24。第二行星齿轮机构20被配置于与第一行星齿轮机构10同轴上，并隔着第一行星齿轮机构10而与发动机1相互对置。
第二内啮合齿轮23被配置于与第二太阳齿轮21同轴上且第二太阳齿轮21的直径方向外侧。第二小齿轮22被配置于第二太阳齿轮21与第二内啮合齿轮23之间，并分别与第二太阳齿轮21以及第二内啮合齿轮23啮合。第二小齿轮22通过第二行星齿轮架24而以旋转自如的方式被支承。第二行星齿轮架24与第一内啮合齿轮13连接，并与第一内啮合齿轮13一体旋转。第二小齿轮22能够与第二行星齿轮架24同时围绕输入轴2的中心线旋转(公转)，并且能够通过第二行星齿轮架24而被支承并围绕第二小齿轮22的中心线旋转(自转)。第一内啮合齿轮13为第一行星齿轮机构10的输出元件，其能够将从发动机1被输入至第一行星齿轮机构10的旋转输出至第二行星齿轮架24。第二行星齿轮架24与被连接于第一行星齿轮机构10的输出元件的第一旋转元件对应。
在第二太阳齿轮21上连接有第一旋转机MG1的旋转轴33。第一旋转机MG1的旋转轴33被配置于与输入轴2同轴上，并与第二太阳齿轮21一体旋转。第二太阳齿轮21与被连接于第一旋转机MG1的第二旋转元件对应。在第二内啮合齿轮23上连接有反转驱动齿轮25。反转驱动齿轮25为与第二内啮合齿轮23一体旋转的输出齿轮。第二内啮合齿轮23与被连接于第二旋转机MG2以及驱动轮32的第三旋转元件对应。第二内啮合齿轮23为，能够将从第一旋转机MG1或者第一行星齿轮机构10被输入的旋转输出至驱动轮32的输出元件。
反转驱动齿轮25与反转从动轮26啮合。反转从动轮26经由反转轴27而与驱动小齿轮28连接。反转从动轮26与驱动小齿轮28一体旋转。另外，在反转从动轮26上啮合有减速齿轮35。减速齿轮35与第二旋转机MG2的旋转轴34连接。也就是说，第二旋转机MG2的旋转经由减速齿轮35而被传递至反转从动轮26。减速齿轮35与反转从动轮26相比直径较小，其对第二旋转机MG2的旋转进行减速而传递至反转从动轮26。
驱动小齿轮28与差动装置30的差动内啮合齿轮29啮合。差动装置30经由左右的驱动轴31与驱动轮32连接。第二内啮合齿轮23经由反转驱动齿轮25、反转从动轮26、驱动小齿轮28、差动装置30以及驱动轴31而与驱动轮32连接。另外，第二旋转机MG2相对于第二内啮合齿轮23和驱动轮32的动力传递路径而被连接，并能够分别对第二内啮合齿轮23以及驱动轮32传递动力。
第一旋转机MG1以及第二旋转机MG2分别具备作为电机(电动机)的功能和作为发电机的功能。在第一旋转机MG1以及第二旋转机MG2上经由逆变器与蓄电池连接。第一旋转机MG1以及第二旋转机MG2能够将从蓄电池供给的电力转换机械动力并进行输出，并且，能够通过被输入的动力而被驱动并将机械动力转换为电力。由旋转机MG1、MG2产生的电力能够积蓄在蓄电池中。作为第一旋转机MG1以及第二旋转机MG2能够采用例如交流同步型的电动发电机。
在本实施方式的车辆100上，在与发动机1同轴上，从距离发动机1较近的一侧起依次配置有制动器BK1、离合器CL1、第一行星齿轮机构10、反转驱动齿轮25、第二行星齿轮机构20、第一旋转机MG1。另外，本实施方式的混合动力车辆用驱动装置1-1被设为，输入轴2和第二旋转机MG2的旋转轴34被配置于不同的轴上的复轴式。
如图2所示，车辆100具有HV_ECU50、MG_ECU60、发动机_ECU70以及变速器ECU80。各ECU50、60、70、80为具有计算机的电子控制单元。HV_ECU50具有对车辆100整体进行综合控制的功能。MG_ECU60、发动机_ECU70以及变速器ECU80与HV_ECU50电连接。
MG_ECU60能够对第一旋转机MG1以及第二旋转机MG2进行控制。MG_ECU60例如能够对供给至第一旋转机MG1的电流值和第一旋转机MG1的发电量进行调节，从而对第一旋转机MG1的输出转矩进行控制，以及能够对供给至第二旋转机MG2的电流值和第二旋转机MG2的发电量进行调节，从而对第二旋转机MG2的输出转矩进行控制。
发动机_ECU70能够对发动机1进行控制。发动机_ECU70例如能够对发动机1的电子节气门的开度进行控制，并能够输出点火信号而实施发动机的点火控制，且实施对发动机1的燃料的喷射控制等。发动机_ECU70能够通过电子节气门的开度控制、喷射控制、点火控制等来对发动机1的输出转矩进行控制。
变速器ECU80能够对变速部进行控制。变速器ECU80通过对供给至离合器CL1的离合器油压以及供给至制动器BK1的制动器油压进行控制，从而对变速部进行控制。变速器ECU80根据从HV_ECU50被输出的变速比指令，通过使离合器CL1以及制动器BK1卡合或者释放，从而使第一行星齿轮机构10变速。
在HV_ECU50上连接有车速传感器、加速器开度传感器、MG1转速传感器、MG2转速传感器、输出轴转速传感器等。通过从这些传感器被输入的信号，HV_ECU50能够获取车速、加速器开度、第一旋转机MG1的转速(以下，简单记载为“MG1转速”)、第二旋转机MG2的转速(以下，简单记载为“MG2转速”)、动力传递装置的输出轴转速等。除了这些信号以外，在HV_ECU50中还被输入有表示上坡信号、蓄电池状态SOC的信号等。
HV_ECU50根据所取得的信息，能够计算出对于车辆100的要求驱动力、要求动力和要求转矩等。HV_ECU50根据计算出的要求值来决定第一旋转机MG1的输出转矩(以下，也记载为“MG1转矩”)、第二旋转机MG2的输出转矩(以下也记载为“MG2转矩”)以及发动机1的输出转矩(以下也记载为“发动机转矩”)。HV_ECU50向MG_ECU60输出MG1转矩的指令值以及MG2转矩的指令值。另外，HV_ECU50向发动机_ECU70输出发动机转矩的指令值。
HV_ECU50根据后文所述的行驶模式等经由变速器ECU80来分别对离合器CL1以及制动器BK1进行控制。HV_ECU50分别输出离合器CL1的供给油压(卡合油压)的指令值以及制动器BK1的供给油压(卡合油压)的指令值。未图示的油压控制装置根据各指令值来对离合器CL1以及制动器BK1的供给油压进行控制。
图3为表示本实施方式所涉及的混合动力车辆用驱动装置1-1的工作卡合表的图。在车辆100中能够选择性地执行混合动力(HV)行驶或者EV行驶。HV行驶为以发动机1作为动力源而使车辆100行驶的行驶模式。在HV行驶中，除了发动机1以外还可以将第二旋转机MG2作为动力源。
EV行驶为以第一旋转机MG1或者第二旋转机MG2中的至少任意一方作为动力源而行驶的行驶模式。在EV行驶中能够停止发动机1而进行行驶。本实施方式所涉及的混合动力车辆用驱动装置1-1作为EV行驶模式，具有以第二旋转机MG2作为单独的动力源而使车辆100行驶的单独电机EV模式和以第一旋转机MG1以及第二旋转机MG2作为动力源而使车辆100行驶的双电机EV模式。
在图3的卡合表中，离合器CL1一栏以及制动器BK1一栏的圆形记号表示卡合，空栏表示释放。另外，三角记号表示使离合器CL1或者制动器BK1的任意一方卡合，而使另一方释放。单独电机EV模式例如以使离合器CL1以及制动器BK1同时释放的方式而被执行。图4为单独电机EV模式所涉及的列线图。在列线图中，符号S1、C1、R1分别表示第一太阳齿轮11、第一行星齿轮架14和第一内啮合齿轮13，符号S2、C2、R2分别表示第二太阳齿轮21、第二行星齿轮架24和第二内啮合齿轮23。
在单独电机EV模式下，使离合器CL1以及制动器BK1释放。通过使制动器BK1释放，从而容许第一太阳齿轮11的旋转，通过使离合器CL1释放，从而能够使第一行星齿轮机10差动。HV_ECU50经由MG_ECU60而使正转矩输出至第二旋转机MG2并使车辆100产生前进方向的驱动力。第二内啮合齿轮23与驱动轮32的旋转连动而进行正旋转。在此，正旋转设为车辆100的前进时的第二内啮合齿轮23的旋转方向。HV_ECU50以使第一旋转机MG1作为发电机工作的方式来降低拖拽损失。具体而言，HV_ECU50耗费较少的转矩来使第一旋转机MG1发电，并将第一旋转机MG1的转速设为0旋转。由此，能够降低第一旋转机MG1的拖拽损失。另外，在即使将MG1转矩设为0但也能够利用齿槽效应转矩来将MG1转速维持为0时，也可以不增加MG1转矩。或者，也可以通过第一旋转机MG1的d轴锁定来将MG1转速设为0。
第一内啮合齿轮13被第二行星齿轮架24连带旋转而进行正旋转。由于在第一行星齿轮机构10中，离合器CL1以及制动器BK1为被释放的空档状态，因此发动机1未被连带旋转，第一行星齿轮架14停止旋转。因此能够较大地获得再生量。太阳齿轮11进行空转并进行负旋转。此外，第一行星齿轮机构10的空档(中立)状态为，动力在第一内啮合齿轮13与第一行星齿轮架14之间未被传递的状态，即发动机1与第二行星齿轮机构20之间被断开，动力的传递被截断的状态。当变速部离合器CL1或者变速部制动器BK1中的至少任意一方卡合时，第一行星齿轮机构10成为将发动机1与第二行星齿轮机构20进行连接的连接状态。
在单独电机EV模式下行驶时，可能会产生蓄电池的充电状态为充满，从而不能获取再生能量的情况。在这种情况下，考虑到并用发动机制动器。通过使离合器CL1或者制动器BK1卡合，从而能够将发动机1与驱动轮32连接，并使发动机制动器作用于驱动轮32。如图3的三角标记所示，当在单独电机EV模式下使离合器CL1或者制动器BK1卡合时，将发动机1设为连带旋转状态，能够通过第一旋转机MG1而提高发动机转速并设为发动机制动状态。
在双电机EV模式下，HV_ECU50使离合器CL1以及制动器BK1卡合。图5为双电机EV模式所涉及的列线图。通过使离合器CL1卡合，从而限制了第一行星齿轮机构10的差动，通过使制动器BK1卡合，从而限制了第一太阳齿轮11的旋转。因此，第一行星齿轮机构10的全部旋转元件的旋转停止。通过对作为输出元件的第一内啮合齿轮13的旋转进行限制，从而将与其连接的第二行星齿轮架24锁定为0旋转。
HV_ECU50使第一旋转机MG1以及第二旋转机MG2分别输出行驶驱动用的转矩。第二行星齿轮架24由于旋转被限制，从而相对于第一旋转机MG1的转矩而取得反作用力，并能够使第一旋转机MG1的转矩从第二内啮合齿轮23输出。通过第一旋转机MG1在前进时输出负转矩并进行负旋转，从而能够使正转矩从第二内啮合齿轮23输出。另一方面，在后退时，通过使第一旋转机MG1输出正转矩并进行正旋转，从而能够使负转矩从第二内啮合齿轮23输出。
在HV行驶中，作为差动部的第二行星齿轮机构20将差动状态设为基本状态，变速部的第一行星齿轮机构10被实施低/高的切换。图6为低状态的HV行驶模式(以下也记载为“HV低模式”)所涉及的列线图，图7为高状态的HV行驶模式(以下也记载为“HV高模式”)所涉及的列线图。
在HV低模式下，HV_ECU50使离合器CL1卡合，并使制动器BK1释放。由于离合器CL1卡合，因而第一行星齿轮机构10被限制差动，从而各旋转元件11、13、14一体旋转。因此，发动机1的旋转在既未增速也未减速的条件下，以等速而从第一内啮合齿轮13传递至第二行星齿轮架24。
另一方面，在HV高模式下，HV_ECU50使离合器CL1释放，并使制动器BK1卡合。由于制动器BK1卡合，因此第一太阳齿轮11的旋转被限制。因此，第一行星齿轮机构10成为被输入至第一行星齿轮架14的发动机1的旋转被增速且从第一内啮合齿轮13输出的超速传动(OD)状态。如此，第一行星齿轮机构10能够对发动机1的旋转进行增速而输出。超速传动时的第一行星齿轮机构10的变速比例如可以设为0.7。
如此，由离合器CL1以及制动器BK1组成的切换装置对限制第一行星齿轮机构10的差动状态和容许第一行星齿轮机构10的差动状态进行切换从而使第一行星齿轮机构10变速。
HV_ECU50例如在高车速下选择HV高模式，在中低车速下选择HV低模式。在本实施方式中，通过利用HV高模式与HV低模式的切换来对发动机1的旋转进行变速而输出，从而能够使后文所述的机械点成为两个，并改善耗油率。图8为表示本实施方式所涉及的理论传递效率线的图。
在图8中，横轴表示变速比，纵轴表示理论传递效率。在此，变速比是指，输入侧转速相对于行星齿轮机构10、20的输出侧转速的比(减速比)，例如表示第一行星齿轮架14的转速相对于第二内啮合齿轮23的转速的比。在横轴上，左侧为变速比较小的高齿轮侧，右侧为变速比较大的低齿轮侧。理论传递效率为，在被输入至行星齿轮机构10、20的动力未经由电传递而是通过机械传递从而全部被传递至反转驱动齿轮25的情况下成为最大效率1.0。
图8所示的曲线为，适当切换HV高模式和HV低模式的情况下的HV行驶模式的理论传递效率线。例如，在相同的变速比下选择HV高模式与HV低模式中的某个高效率的模式。相对而言，右侧为HV低模式时的理论传递效率线，左侧为HV高模式时的理论传递效率线。HV低模式的传递效率在变速比γ1处为最大效率。在变速比γ1处，第一旋转机MG1(第二太阳齿轮21)的转速为0。因此，在变速比γ1处，由第一旋转机MG1接受反作用力产生的电传递为0，从而能够仅通过机械动力的传递来将动力从发动机1传递至反转驱动齿轮25。该变速比γ1为超速传动侧的变速比，即小于1的变速比。在本说明书中，该变速比γ1也记载为“第一机械传递变速比γ1”。
HV高模式的理论传递效率在变速比γ2处为最大效率。在HV高模式下，在变速比γ2处第一旋转机MG1(第二太阳齿轮21)的转速为0，从而能够仅通过机械动力的传递来将动力从发动机1传递至反转驱动齿轮25。该变速比γ2为，与第一机械传递变速比γ1相比靠高齿轮侧的变速比。在本说明书中，该变速比γ2也记载为“第一机械传递变速比γ2”。
HV行驶模式的理论传递效率随着变速比成为与第一机械传递变速比γ1相比靠低齿轮侧的值而下降。另外，HV行驶模式的理论传递效率随着变速比成为与第二机械传递变速比γ2相比靠高齿轮侧的值而下降。HV行驶模式的理论传递效率在第一机械传递变速比γ1与第二机械传递变速比γ2之间的变速比的区域中向低效率侧弯曲。
如此，本实施方式所涉及的混合动力车辆用驱动装置1-1在与变速比γ1相比靠高齿轮侧具有两个机械点。混合动力车辆用驱动装置1-1通过具有包括第一行星齿轮机构10、离合器CL1和制动器BK1的变速部，从而能够在与发动机1被直接连结于第二行星齿轮架24的情况下的机械点(第一机械传递变速比γ1)相比靠高齿轮侧产生第二机械点(第二机械传递变速比γ2)。因此，能够提高高齿轮工作时的传递效率。也就是说，能够实现一种混合动力系统，该系统能够实现由高速行驶时的传递效率提高而获得的耗油率的改善。
(后退行驶)
在进行后退行驶的情况下，在发动机行驶中，第一旋转机MG1作为发电机而实施发电，第二旋转机MG2作为电机而实施电动机驱动，负旋转输出负转矩并进行行驶。在蓄电池的充电状态充分时，在单独驱动EV模式下，第二旋转机MG2可以以单独的方式逆旋转并进行电机行驶。另外，也可以固定第二行星齿轮架24并在双驱动EV模式下进行后退行驶。
(协调变速控制)
接下来，对混合动力车辆用驱动装置1-1的变速控制进行说明。HV_ECU50在实施HV高模式与HV低模式的切换时，执行使第一行星齿轮机构10和第二行星齿轮机构20同时变速的协调变速控制。HV_ECU50在协调变速控制中，使第一行星齿轮机构10以及第二行星齿轮机构20的一方的变速比增加，另一方的变速比减小。
HV_ECU50在从HV高模式切换为HV低模式时，使第二行星齿轮机构20的变速比与模式的切换同步变化至高齿轮侧。由此，能够抑制或减小从车辆100的发动机1起到驱动轮32为止的整体的变速比的不连续变化，并减小变速比变化的程度。通过抑制从车辆100的发动机1起到驱动轮32为止的变速比的变化，从而能够减小随着变速的发动机转速的调节量，或者设为无需发动机转速的调节。HV_ECU50例如以使车辆100整体的变速比在低侧连续地变化的方式来对第一行星齿轮机构10以及第二行星齿轮机构20进行协调并使其变速。
另一方面，HV_ECU50在从HV低模式切换为HV高模式时，使第二行星齿轮机构20的变速比与模式的切换同步变化至低齿轮侧。由此，能够抑制或减小车辆100整体的变速比的不连续变化，并减小变速比的变化程度。HV_ECU50例如以使车辆100整体的变速比在高侧连续变化的方式来对第一行星齿轮机构10以及第二行星齿轮机构20进行协调并使其变速。
第二行星齿轮机构20的变速比的调节例如通过第一旋转机MG1的转速的控制而被实施。HV_ECU50例如以使输入轴2与反转驱动齿轮25之间的变速比无级地变化的方式来控制第一旋转机MG1。由此，以包括行星齿轮机构10、20、第一旋转机MG1、离合器CL1以及制动器BK1的整体，即包括差动部和变速部的变速装置作为电无级变速器而进行工作。
如果加速器开度为固定(包括加速器OFF)，则混合动力车辆用驱动装置1-1执行变速前/变速中/变速后的发动机转速以及发动机转矩均未发生变化的等动力变速。在等动力变速中，以将通过制动器BK1以及离合器CL1来使第一行星齿轮机构10变速时的发动机1的输出转矩以及发动机转速设为固定的方式来控制发动机1。在此，将发动机1的输出转矩设为固定的方式包括，将发动机1的输出转矩维持在预定的范围内的转矩的方式，也包括相对于作为一个示例的某个转矩而维持在几个百分比的范围内的转矩的方式。关于将发动机转速设为固定的情况也是同样的。另外，在等动力变速中，也可以使发动机1的输出转矩和发动机转速以小于预定值的变化率而变化。通过执行等动力变速，从而能够始终将例如发动机1的工作点设在耗油率最佳线上。当假设车速固定且在HV低模式与HV高模式下损失相同时，在等动力变速中变速前后的输出轴转矩均未发生变化。
在此，在通过包括离合器CL1以及制动器BK1的切换装置来使第一行星齿轮机构10变速时，存在变速部的输出产生转矩变动并发生变速冲击、或者发动机转速发生变动的可能性。例如，以下如参照图9以及图10所说明的那样，在升档时将会产生发动机转速和MG1转速降低的下冲、或者发生变速冲击。此外，下冲表示实际转速相对于目标转速和期望转速成为负侧的转速，和转速的变化率在负侧发生变化。
图9表示HV行驶中的升档所涉及的列线图，图10表示HV行驶中的升档时的转速变动的列线图，图11为升档时的下冲以及变速冲击的说明图，图12为本实施方式的升档控制所涉及的时序图。在图9至图12中图示了通过加速器开度而实施的固定行驶中的升档。
在图11以及图12中，横轴表示时间。另外，卡合离合器转矩表示制动器BK1的卡合转矩，释放离合器转矩表示离合器CL1的卡合转矩。输出轴转矩表示第二内啮合齿轮23的输出转矩。车辆100的前后G与输出轴转矩成比例。此外，为了实现等动力变速，MG2转矩以使动力收支成为零附近的方式而被控制。具体而言，MG2转矩以MG1动力+MG2动力大致为0的方式而被决定。时刻t1至t2(在图12中时刻t11至t12)为转矩相位，转矩相位结束后的时刻t3至t4(在图12中时刻t13至t14)为惯性相位。转矩相位表示从卡合离合器转矩开始传递起到惯性相位开始为止的期间。惯性相位表示从在第一太阳齿轮11与第一行星齿轮架14上产生差转速起到第一太阳齿轮11的转速为0为止的期间。
在图9中，虚线表示HV低模式(变速前)的旋转状态，实线表示HV高模式(变速后)的旋转状态。作用于第一行星齿轮架14的发动机转矩为正转矩，发动机1为通过发动机转矩来驱动车辆100的驱动状态。通过变速前离合器CL1卡合、或者变速后制动器BK1卡合，从而使发动机转矩(正转矩)从第一内啮合齿轮13被传递至第二行星齿轮架24。第一旋转机MG1输出相对于发动机转矩的反作用力转矩(负转矩)，并使发动机转矩从第二内啮合齿轮23输出。
在使第一行星齿轮机构10升档时，HV_ECU50使离合器CL1释放，并使制动器BK1卡合。由此，容许第一行星齿轮机构10的差动，并且对第一太阳齿轮11的旋转进行限制。因此，如图9所示第一内啮合齿轮13的转速上升(参照箭头Y1),与第一内啮合齿轮13连结的第二行星齿轮架24的转速上升。另外，对应于第二行星齿轮架24的转速的上升，第二太阳齿轮21的转速(MG1转速)也上升(参照箭头Y2)。第二太阳齿轮21的转速的上升量大于第一内啮合齿轮13的转速的上升量。
在此，在升档变速被开始实施之后的转矩相位中，如图10所示，存在产生发动机转速和MG1转速的下冲的问题。在图10中，虚线表示作为制动器BK1的卡合转矩的卡合离合器转矩为0Nm(卡合开始前)的旋转状态，实线表示卡合离合器转矩大于0Nm(卡合开始后)的旋转状态。当制动器BK1的卡合开始时，卡合离合器转矩作用于第一太阳齿轮11。由此，AT输出轴转矩，即从第一内啮合齿轮13被传递至第二行星齿轮架24的转矩减小。
如图11所示，当卡合离合器转矩增加并且释放离合器转矩(离合器CL1的卡合转矩)减小从而转矩相位前进时，AT输出轴转矩与变速开始前相比成为高齿轮侧的转矩，从而AT输出轴转矩的大小下降。与之相反当MG1转矩(反作用力转矩)为固定时，由于AT输出轴转矩的下降而导致AT输出轴(第二行星齿轮架24)的转速下降，从而会产生MG1转速以及发动机转速下降的下冲。当发动机转速以这种方式变动时，存在等动力变速不成立的可能性。
另外，当未实施第一旋转机MG1的反作用力转矩的调整时，将会在惯性相位上发生变速冲击。如图11所示，当MG1转矩在惯性相位中被保持为固定时，发动机转速将会下降。另外，由第一旋转机MG1的转速变化产生的惯性转矩传递至输出轴(第二内啮合齿轮23)，从而发生由输出轴转矩的变动所导致的变速冲击。
本实施方式所涉及的混合动力车辆用驱动装置1-1在HV行驶中的变速被开始实施之后的转矩相位(图12的时刻t11至t12)中对MG1转矩进行补正。由此，转矩相位中的发动机转速的变动被抑制。具体而言，HV_ECU50在将发动机1设为动力源的行驶中，在由制动器BK1以及离合器CL1产生的第一行星齿轮机构10的升档变速被开始实施之后的转矩相位中，对第一旋转机MG1的反作用力转矩进行补正以便能够对MG1转速的变动进行抑制。
如在图12中用符号R1所示，在转矩相位中，实施减小MG1转矩的大小的补正、即减小反作用力转矩的补正。HV_ECU50在转矩相位中，对应于AT输出轴转矩的减小程度而减小第一旋转机MG1的反作用力转矩。图13表示升档的转矩相位中的下冲的抑制的图。如图13所示，通过转矩相位中的第一旋转机MG1的反作用力转矩的减小，从而抑制MG1转速以及发动机转速的下降。另外，相对于转矩相位的AT输出轴转矩的减小，通过减小第一旋转机MG1的反作用力转矩，从而抑制输出轴转矩的变动，并减小变速冲击。
图14为升档的转矩相位中的MG1转矩控制所涉及的时序图。转矩相位的开始根据MG1转速的下冲量ΔNg而被检测出。下冲量ΔNg为目标MG1转速与实MG1转速的转速差。在此，目标MG1转速能够设为例如变速开始时的MG1转速。
当下冲量ΔNg成为预定值以上时，HV_ECU50判断为处于转矩相位中已开始。该预定值被预先设定为驾驶员不会感觉到不适感的程度的值，例如为数十rpm。作为一个示例，能够将预定值设为50rpm。HV_ECU50例如根据以下的式(1)乃至式(3)来对转矩相位的MG1转矩进行补正。
MG1转矩＝F/F项+F/B项…(1)
F/F项＝基础MG1转矩
+卡合离合器转矩推断值×系数…(2)
F/B项＝Kp×ΔNg+Kd×d/dt(ΔNg)
+Ki×∫(ΔNg)dt…(3)
在此，基础MG1转矩例如为变速前的MG1转矩。另外，Kp、Kd、Ki分别为PDI控制的系数。
HV_ECU50在转矩相位中以零化下冲量ΔNg的方式来对MG1转矩进行反馈(F/B)控制(PID控制)。
另外，HV_ECU50以前馈(F/F)的方式来使MG1转矩减小。转矩相位已开始表示卡合离合器转矩已开始传递。由于使制动器BK1的卡合油压以预定的速度增加，因此能够在某种程度上推断出卡合离合器转矩以何种程度传递。因此，HV_ECU50对应于被推断出的卡合离合器转矩的程度，以前馈的方式来使第一旋转机MG1的反作用力转矩减小。将卡合离合器转矩的推断值乘以与各行星齿轮机构10、20的齿轮比相对应的系数从而计算出F/F项。和与F/B项相比不存在转速运算延迟相对应，转矩相位初期的响应性较为良好。
由于卡合离合器转矩的推断值与实际值偏离的部分作为下冲量ΔNg的变化而进行表示，因此能够通过F/B项来进行补正。此外，卡合离合器转矩也可以通过从变速开始起的经过时间而被推断出。经过时间越长，则卡合离合器转矩越被推断在增加。另外，卡合离合器转矩也可以通过卡合油压指令值而被推断出。卡合油压指令值越增加，则卡合离合器转矩越被推断为在增加。
另外，在图12中如符号R2所示，混合动力车辆用驱动装置1-1在惯性相位(时刻t13至t14)中，根据由转速变化产生的惯性转矩来减小第一旋转机MG1的反作用力转矩。由此，抑制了输出轴转矩的变动。
图15为升档的惯性相位中的MG1转矩控制所涉及的时序图。惯性相位的开始根据MG1转速的上升量而被检测出。HV_ECU50例如在相对于变速开始前的MG1的转速的上升量成为预定值以上的时间点判断为惯性相位已开始。ECU50根据例如以下的式(4)至式(6)来对惯性相位的MG1转矩进行补正。
MG1转矩＝F/F项+F/B项…(4)
F/F项＝目标dNg×系数…(5)
F/B项＝Kp×ΔdNg+Kd×d/dt(ΔdNg)
+Ki∫(ΔdNg)dt…(6)
在此，dNg为MG1转速的变化率(以下，简单称作“转速变化率”)。转速变化率dNg的目标值(目标dNg)被预先规定。ΔdNg为通过下述式(7)而被计算出的值，且为实际转速变化率(实际dNg)相对于目标dNg的偏离量。此外，上述式(6)的PDI控制的系数Kp、Kd、Ki也可以为与上述式(3)的系数Kp、Kd、Ki不同的值。
ΔdNg＝目标dNg-实际dNg…(7)
在惯性相位中，以将转速变化率dNg控制为目标量的方式来控制MG1转矩。在F/F项中，作为超过目标dNg的惯性转矩，输出有将目标dNg乘以系数所得的值。根据F/F控制，转速运算未延迟的部分，惯性相位初期的响应性良好。在目标dNg与实际dNg之间出现背离的部分通过F/B项而被补正。此外，在惯性相位的最后阶段中，为了对卡合震荡进行抑制，目标dNg的大小作为小于在此之前的目标dNg的大小的值而被设定。也就是说，HV_ECU50使制动器BK1完全卡合时的转速变化率dNg降低。由此，由对制动器BK1完全卡合时的惯性转矩的变化产生的震荡进行抑制。此外，当通过MG2转矩来吸收惯性相位中的第一旋转机MG1的动力变化量时，将会产生输出轴转矩的变动。因此，优选为通过第一旋转机MG1与蓄电池的电力的授受来吸收惯性相位中的第一旋转机MG1的动力变化量。
接下来，参照图16对本实施方式的升档控制的动作进行说明。图16为表示第一实施方式所涉及的升档控制的动作的流程图。图16所示的控制程序例如在行驶中以预定的间隔而被执行。
在步骤S1中，通过HV_ECU50来判断是否处于上升变速中。HV_ECU50在将发动机1设为动力源的HV行驶中对是否已发生升档变速进行判断。在步骤S1的判断结果被判断为处于上升变速中的情况下进入(步骤S1-Y)步骤S2，否则(步骤S1-N)进入步骤S6。
在步骤S2中，通过HV_ECU50来判断是否处于转矩相位中。HV_ECU50对是否发生卡合离合器转矩的传递、即是否产生转矩相位进行判断。HV_ECU50例如参照图14所说明的那样，HV_ECU50能够根据下冲量ΔNg来判断是否处于转矩相位中。另外，取而代之，也可以根据从变速开始起的经过时间来判断是否处于转矩相位中。在步骤S2的判断结果被判断为处于转矩相位中的情况下(步骤S2-Y)进入步骤S3，否则(步骤S2-N)进入步骤S6。
在步骤S3中，实施通过HV_ECU50来减小第一旋转机MG1的反作用力转矩的控制。当MG1转矩相对于卡合离合器转矩的增加未发生变化时，MG1转速将会降低。此为与由变速的进行产生的转速变化相反的方向。也就是说，存在通过下冲容易使升档的变速时间增加的问题。另外，当MG1转速降低时，发动机转速也将降低，从而使等动力变速变得比较困难。HV_ECU50以在转矩相位中对MG1转速的降低进行检测，并将下冲量ΔNg设为零的方式来使MG1反作用力转矩减小。HV_ECU50能够通过在转矩相位中，根据下冲量ΔNg的F/B控制或者根据卡合离合器转矩的推断值的F/F控制中的至少任意一方来使MG1反作用力转矩减小。在步骤S3被执行后，进入步骤S4。
在步骤S4中，通过HV_ECU50来判断是否处于惯性相位中。在步骤S4中，HV_ECU50对变速部的输出轴转速是否发生变化、即惯性相位是否发生进行判断。在本实施方式中，在MG1转速的上升量成为预定值以上的时间点判断为已开始惯性相位。在步骤S4的判断结果被判断为处于惯性相位中的情况下(步骤S4-Y)进入步骤S5，否则移至(步骤S4-N)步骤S3执行减小转矩相位的MG1反作用力转矩的控制。
在步骤S5中，实施通过HV_ECU50来减小第一旋转机MG1的反作用力转矩的控制。HV_ECU50在惯性相位中，以减小惯性转矩的方式来减小第一旋转机MG1的反作用力转矩。由此，在惯性相位中，对由MG1转速变化产生的惯性转矩被传递至输出轴从而导致的变速冲击进行抑制。为了减小冲击，HV_ECU50例如能够将惯性相位中的卡合离合器转矩设为固定，并通过MG1转矩的F/B控制来对AT输入轴转速(发动机转速)进行控制。在步骤S5被执行后，本控制程序结束。
在步骤S6中，实施通过HV_ECU50来减小通常的反作用力的控制。HV_ECU50执行预先规定的MG1转矩控制。在步骤S6被执行后，本控制程序结束。
如以上所说明的那样，本实施方式所涉及的混合动力车辆用驱动装置1-1的变速控制能够取得对升档时的发动机转速的变动进行抑制的效果和对由升档时的输出转矩(输出轴转矩)的变动产生的变速冲击进行抑制的效果。另外，混合动力车辆用驱动装置1-1通过对升档时的MG1转速等的下冲进行抑制，从而能够取得对变速时间变长进行抑制的效果。
此外，混合动力车辆用驱动装置1-1在转矩相位中除了对MG1转速的下冲进行抑制以外，还可以使MG1转速上升。例如，也可以在未给驾驶员带来不适感的范围内，在转矩相位中使MG1转速上升。由此，能够实现升档的变速时间的缩短。作为一个示例，也可以相对于变速开始时的MG1转速而使转矩相位的MG1转速上升至预定值。该预定值的大小例如也可以被设为，与根据下冲量ΔNg来对转矩相位的开始进行判断时的预定值的大小同样的值。
混合动力车辆用驱动装置1-1能够通过包括第一行星齿轮机构10、离合器CL1以及制动器BK1的变速部来实施HV高模式与HV低模式的切换，从而提高车辆100的传递效率。另外，在变速部的后段直列连接有作为差动部的第二行星齿轮机构20。由于第一行星齿轮机构10为超速传动，因此具有无需对第一旋转机MG1较大程度地进行高转矩化的优点。
另外，通过对变速部的离合器CL1以及制动器BK1进行卡合，从而能够对第二行星齿轮机构20的输入元件的旋转进行限制，并进行双电机EV模式的行驶。因此，无需为了实现双电机EV模式而另行设置离合器等，从而简化了结构。在本实施方式的设计中，能够取得较大的第二旋转机MG2的减速比。另外，能够通过FF或者RR设计来实现紧凑的配置。
第二实施方式
参照图17至图24对第二实施方式进行说明。关于第二实施方式，在具有与上述第一实施方式所说明的功能相同的功能的构成要素上标注相同符号并省略重复说明。本实施方式所涉及的车辆100的机械结构能够设为与上述第一实施方式的车辆100的结构相同。
在第二实施方式中，与上述第一实施方式不同的点在于，在降档变速时对MG1转矩进行补正这一点。通过在降档变速时对MG1转矩进行补正，从而能够对变速时的输出轴转矩的变动和发动机转速等的下冲进行抑制。
如以下参照图17以及图18所说明的那样，在变速部的降档时将会产生发动机转速和MG1转速降低的下冲，或者发生由输出轴转矩的变动所导致的变速冲击。
图17为HV行驶中的降档所涉及的列线图，图18为表示HV行驶中的降档时的转速变动的列线图，图19为降档时的下冲以及变速冲击的说明图，图20为本实施方式的降档控制所涉及的时序图。在图17至图20中图示了通过加速度开度固定而实施的降档。
在图19以及图20中，横轴表示时间。另外，卡合离合器转矩表示离合器CL1的卡合转矩，释放离合器转矩表示制动器BK1的卡合转矩。输出轴转矩表示第二内啮合齿轮23的输出转矩。车辆100的前后G与输出轴转矩成比例。此外，为了等动力变速，MG2转矩以使动力收支成为零附近的方式而被控制。具体而言，MG2转矩以MG1动力+MG2动力大致为0的方式而被决定。时刻t21至t22(在图20中为时刻t31至t32)为转矩相位，转矩相位结束后的时刻t23至t24(在图20中为时刻t33至t34)为惯性相位。
在图17中，虚线表示HV高模式(变速前)的旋转状态，实线表示HV低模式(变速后)的旋转状态。作用于第一行星齿轮架14的发动机转矩为负转矩，发动机1为，通过从驱动轮32被传递的转矩而被驱动的被驱动状态。通过变速前制动器BK1卡合、或者变速后离合器CL1卡合，从而使发动机转矩(负转矩)从第一内啮合齿轮13被传递至第二行星齿轮架24。第一旋转机MG1输出相对于发动机转矩的反作用力转矩(正转矩)，并使发动机转矩从第二内啮合齿轮23输出。
在使第一行星齿轮机构10降档时，HV_ECU50使制动器BK1释放，并使离合器CL1卡合。由此，容许第一太阳齿轮11的旋转，并对第一行星齿轮机构10的差动进行限制。因此，如图17所示第一内啮合齿轮13的转速降低(参照箭头Y3)，与第一内啮合齿轮13连结的第二行星齿轮架24的转速降低。另外，对应于第二行星齿轮架24的转速的降低，第二太阳齿轮21的转速(MG1转速)也降低(参照箭头Y4)。第二太阳齿轮21的转速的下降量大于第一内啮合齿轮13的转速的下降量。
在此，在降档变速被开始实施之后的转矩相位中，如图18所示存在产生发动机转速和MG1转速的下冲的问题。在图18中，虚线表示作为离合器CL1的卡合转矩的卡合离合器转矩为0Nm(卡合开始前)的旋转状态，实线表示卡合离合器转矩大于0Nm(卡合开始后)的旋转状态。当离合器CL1的卡合开始时，卡合离合器转矩作用于第一太阳齿轮11与第一行星齿轮架14。由此，AT输出轴转矩、即从第一内啮合齿轮13被传递至第二行星齿轮架24的转矩增加。
如图19所示，当卡合离合器转矩增加且释放离合器转矩(制动器BK1的卡合转矩)减小，从而转矩相位前进时，AT输出轴转矩与变速开始前相比成为低齿轮侧的转矩(较大的负转矩)从而AT输出轴转矩的大小减小。与之相反，当MG1转矩(反作用力转矩)为固定时，将会产生由于AT输出轴转矩的减小而导致AT输出轴(第二行星齿轮架24)的转速下降，且MG1转速以及发动机转速下降的下冲。当发动机转速以这种方式变动时，将会存在等动力变速不成立的可能性。
另外，当未实施第一旋转机MG1的反作用力转矩的调整时，将会在惯性相位中发生变速冲击。如图19所示，当MG1转矩在惯性相位中被保持为固定时，发动机转速将会上升。另外，由第一旋转机MG1的转速变化产生的惯性转矩传递至输出轴(第二内啮合齿轮23)，从而发生由输出轴转矩的变动所导致的变速冲击。
本实施方式所涉及的混合动力车辆用驱动装置1-1在HV行驶中的变速被开始实施之后的转矩相位(图20的时刻t31至t32)中对MG1转矩进行补正。由此，转矩相位中的发动机转速的变动被抑制。具体而言，HV_ECU50在将发动机1设为动力源的行驶中，在由制动器BK1以及离合器CL1产生的第一行星齿轮机构10的降档变速被开始实施之后的转矩相位上，对第一旋转机MG1的反作用力转矩进行补正以便能够对MG1转速的变动进行抑制。
如在图20中用符号R11所示，在转矩相位中，实施增加MG1转矩的大小的补正、即增加反作用力转矩的补正。HV_ECU50在转矩相位中，对应于AT输出轴转矩的减小程度而增加第一旋转机MG1的反作用力转矩。图21为表示降档的转矩相位中的下冲的抑制的图。如图21所示，通过转矩相位中的第一旋转机MG1的反作用力转矩的增加，从而抑制MG1转速以及发动机转速的下降。另外，相对于转矩相位的AT输出轴转矩的减小，通过增加第一旋转机MG1的反作用力转矩，从而抑制输出轴转矩的变动，并减小变速冲击。
图22为降档的转矩相位中的MG1转矩控制所涉及的时序图。转矩相位的开始根据MG1转速的下冲量ΔNg而被检测出。下冲量ΔNg为目标MG1转速与实MG1转速的转速差。在此，目标MG1转速例如能够设为变速开始时的MG1转速。
当下冲量ΔNg成为预定值以上时，HV_ECU50判断为转矩相位已开始。该预定值被预先设定为驾驶员不会感觉到不适感的程度的值，例如为数十rpm。作为一个示例，能够将预定值设为50rpm。HV_ECU50例如根据上述式(1)至式(3)来对转矩相位的MG1转矩进行补正。HV_ECU50在转矩相位中以零化下冲量ΔNg的方式来对MG1转矩进行反馈(F/B)控制(PID控制)。
另外，HV_ECU50以前馈(F/F)的方式来使MG1转矩增加。转矩相位已开始表示卡合离合器转矩已开始传递。由于使离合器CL1的卡合油压以预定的速度增加，因此能够在某种程度上推断出卡合离合器转矩以何种程度传递。因此，HV_ECU50对应于所推断出的卡合离合器转矩的程度，以前馈的方式来使第一旋转机MG1的反作用力转矩增加。将卡合离合器转矩的推断值乘以与各行星齿轮机构10、20的齿轮比相对应的系数从而计算出F/F项。与F/B项相比转速运算未延迟相对应地，转矩相位初期的响应性较为良好。
由于卡合离合器转矩的推断值与实际值偏离的部分作为下冲量ΔNg的变化而进行表示，因此能够通过F/B项来进行补正。此外，卡合离合器转矩的推断方法能够采用与上述第一实施方式同样的方法。
另外，在图12中如符号R2所示，混合动力车辆用驱动装置1-1在惯性相位(时刻t33至t34)中，根据由转速变化产生的惯性转矩来减小第一旋转机MG1的反作用力转矩。由此，对输出轴转矩的变动进行抑制。
图23为降档的惯性相位中的MG1转矩控制所涉及的时序图。惯性相位的开始根据MG1转速的下降量而被检测出。HV_ECU50在例如相对于变速开始前的MG1转速的下降量成为预定值以上的时间点，判断为惯性相位已开始。HV_ECU50根据例如上述式(4)至式(6)来对惯性相位的MG1转矩进行补正。
在惯性相位中，以根据目标控制转速变化率dNg的方式来控制MG1转矩。在F/F项中，作为超过目标dNg的惯性转矩，输出有将目标dNg乘以系数所得的值。根据F/F控制，与转速运算未延迟相对应地，惯性相位初期的响应性较为良好。在目标dNg与实际dNg之间出现背离的部分通过F/B项而被补正。此外，在惯性相位的最后阶段中，为了对卡合冲击进行抑制，目标dNg的大小作为小于在此之前的目标dNg的大小的值而被设定。也就是说，HV_ECU50使离合器CL1完全卡合时的转速变化率dNg减小。由此，对由离合器CL1完全卡合时的惯性转矩的变化所导致的冲击进行抑制。
接下来，参照图24对本实施方式的降档控制的动作进行说明。图24为表示第二实施方式所涉及的降档控制的动作的流程图。图24所示的控制程序例如在行驶中以预定的间隔而被执行。
在步骤S11中，通过HV_ECU50来判断是否处于下降变速中。HV_ECU50在将发动机1设为动力源的HV行驶中对是否已发生降档变速进行判断。在步骤S11的判断结果被判断为处于下降变速中的情况下进入(步骤S11-Y)步骤S12，否则(步骤S11-N)进入步骤S16。
在步骤S12中，通过HV_ECU50来判断是否处于转矩相位中。HV_ECU50对是否发生了卡合离合器转矩的传递、即是否产生了转矩相位进行判断。HV_ECU50例如参照图22所说明的那样，HV_ECU50能够根据下冲量ΔNg来判断是否处于转矩相位中。另外，取而代之，也可以根据从变速开始起的经过时间来判断是否处于转矩相位中。在步骤S12的判断结果被判断为处于转矩相位中的情况下(步骤S12-Y)进入步骤S13，否则(步骤S12-N)进入步骤S16。
在步骤S13中，实施通过HV_ECU50来增加第一旋转机MG1的反作用力转矩的控制。当MG1转矩相对于卡合离合器转矩的增加未发生变化时，MG1转速将会降低。另外，当MG1转速降低时，发动机转速也将降低，从而使等动力变速变得比较困难。HV_ECU50以在转矩相位中对MG1转速的下降进行检测，并将下冲量ΔNg设为零的方式来使MG1反作用力转矩增加。HV_ECU50能够通过在转矩相位中，根据下冲量ΔNg的F/B控制或者根据卡合离合器转矩的推断值的F/F控制中的至少任意一方来使MG1反作用力转矩增加。在步骤S13被执行后，进入步骤S14。
在步骤S14中，通过HV_ECU50来判断是否处于惯性相位中。在步骤S14中，HV_ECU50对变速部的输出轴转速是否发生了变化、即是否产生了惯性相位进行判断。在本实施方式中，在MG1转速的下降量成为预定值以上的时间点判断为已开始惯性相位。在步骤S14的判断结果被判断为处于惯性相位中的情况下(步骤S14-Y)进入步骤S15，否则转移至(步骤S14-N)步骤S13并执行增加转矩相位的MG1反作用力转矩的控制。
在步骤S15中，实施通过HV_ECU50来减小第一旋转机MG1的反作用力转矩的控制。HV_ECU50以在惯性相位中减小惯性转矩的方式来减小第一旋转机MG1的反作用力转矩。由此，在惯性相位中，对通过MG1转速变化产生的惯性转矩被传递至输出轴从而导致的变速冲击进行抑制。为了减小冲击，HV_ECU50例如能够将惯性相位中的卡合离合器转矩设为固定，并通过MG1转矩的F/B控制来对AT输入轴转速(发动机转速)进行控制。在步骤S15被执行后，本控制程序结束。
在步骤S16中，通过HV_ECU50来实施通常的反作用力的控制。HV_ECU50执行预先规定的MG1转矩控制。在步骤S16被执行后，本控制程序结束。
如以上所说明的那样，本实施方式所涉及的混合动力车辆用驱动装置1-1的变速控制能够取得对降档时的发动机转速的变动进行抑制的效果、和对由降档时的输出转矩(输出轴转矩)的变动产生的变速冲击进行抑制的效果。
上述各实施方式的第一改变例
虽然在上述第一实施方式以及第二实施方式中，以在惯性相位中零化与目标dNg相对应的第一旋转机MG1的惯性转矩的方式，来对第一旋转机MG1的反作用力转矩进行补正(参照上述式(5))，但是取而代之，也可以以通过实际转速变化率dNg来计算出第一旋转机MG1的惯性转矩并零化该惯性转矩的方式，来对第一旋转机MG1的反作用力转矩进行补正。另外，也可以以通过利用推断出的转速变化率dNg来代替目标dNg从而计算出惯性转矩并零化该惯性转矩的方式，来对第一旋转机MG1的反作用力转矩进行补正。
转速变化率dNg例如根据目标变速时间而被推断出。目标变速时间越长，则转速变化率dNg越被推断为较小。或者转速变化率dNg也可以根据车速而被计算出。由于车速越高则变速时的差转速越大，因此转速变化率dNg也越被推断为较大。
上述各实施方式的第二改变例
在上述第一实施方式以及第二实施方式中，也可以根据MG1转速的下冲的发生时刻来对卡合油压的学习值进行补正。卡合油压为制动器BK1或离合器CL1开始卡合的油压。MG1转速的下冲发生时刻越早则越将卡合油压学习值向减小侧进行补正，越晚则越将卡合油压学习值向增加侧进行补正。利用在转矩相位的开始时发生MG1转速的下冲这一点，能够精度良好地对卡合油压的转矩传递开始时刻进行检测，并能够进行高精度的学习控制。
上述各实施方式的第三改变例
在上述第一实施方式以及第二实施方式中，也可以用根据MG1转速的变化率来对转矩相位或惯性相位的开始进行检测的方式，来代替根据MG1转速的变动量来对转矩相位或惯性相位的开始进行检测的方式。例如，也可以在MG1转速的变化率的大小为预定值以上时，判断为处于转矩相位中或惯性相位已开始。该预定值也可以被设为驾驶员不会感觉到不适感的程度的值，例如未带来不适感的上限值。
上述各实施方式的第四改变例
虽然在上述第一实施方式以及第二实施方式中，动力机为发动机1，但是也可以在车辆100上搭载其他的动力机来代替发动机1。另外，第一行星齿轮机构10以及第二行星齿轮机构20也可以为双小齿轮式。另外，第一差动机构以及第二差动机构也可以为其他的差动机构来代替行星齿轮机构10、20。
第一行星齿轮机构10的各旋转元件与发动机1、制动器BK1、离合器CL1、第二行星齿轮机构20的连接并不限定于所例示的方式。例如，离合器CL1也可以用将其他的旋转元件彼此进行连接来代替将第一太阳齿轮11与第一行星齿轮架14进行连接。另外，也可以使发动机1、制动器BK1、第二行星齿轮机构20相对于第一行星齿轮机构10被连接，以使第一行星齿轮机构10能够对发动机1的旋转进行减速并输出至第二行星齿轮机构20。
第二行星齿轮机构20的各旋转元件与第一行星齿轮机构10、第一旋转机MG1、驱动轮32的连接并不限定于所例示的方式，还能够采用各种各样组合的连接方式。
使第一行星齿轮机构10变速的切换装置并不限定于所例示的离合器CL1与制动器BK1的组合。
上述的各实施方式以及改变例所公开的内容能够进行适当组合而执行。
符号说明
1-1…混合动力车辆用驱动装置；
1…发动机；
10…第一行星齿轮机构；
20…第二行星齿轮机构；
21…第二太阳齿轮；
22…第二小齿轮；
23…第二内啮合齿轮；
24…第二行星齿轮架；
32…驱动轮；
50…HV_ECU；
100…车辆；
BK1…制动器；
CL1…离合器；
MG1…第一旋转机；
MG2…第二旋转机；
ΔNg…下冲量；
dNg…转速变化率。

Claims (4)

1.一种混合动力车辆用驱动装置，其特征在于，具备：
第一差动机构，其与动力机连接，并对所述动力机的旋转进行传递；
第二差动机构，其对所述第一差动机构与驱动轮进行连接；
切换装置，其使所述第一差动机构变速；
所述切换装置具有制动器以及离合器，
所述第一差动机构具有第一太阳齿轮、第一小齿轮、与所述第二差动机构连接的第一内啮合齿轮以及与所述动力机连接的第一行星齿轮架，
所述制动器为，能够对所述第一太阳齿轮的旋转进行限制的制动器装置，
所述离合器为，能够对所述第一太阳齿轮和所述第一行星齿轮架进行连结的离合器装置，
所述第二差动机构具有：与所述第一差动机构的所述第一内啮合齿轮连接的第一旋转元件、与第一旋转机连接的第二旋转元件、与第二旋转机以及所述驱动轮连接的第三旋转元件，
在将所述动力机设为动力源的行驶中，在由所述切换装置而实施的所述第一差动机构的变速被开始实施之后的转矩相位中，根据在使所述第一差动机构变速时被卡合的所述制动器的卡合转矩的推断值来对所述第一旋转机的反作用力转矩进行补正，
在所述变速中，在升档时，以使所述第一旋转机的转速上升的方式而对所述第一旋转机的反作用力转矩进行补正。
2.如权利要求1所述的混合动力车辆用驱动装置，其中，
通过所述切换装置而使所述第一差动机构变速时的所述动力机的输出转矩为固定或所述输出转矩的变化率小于预定值。
3.如权利要求1所述的混合动力车辆用驱动装置，其中，
以能够对所述转矩相位中的所述第一旋转机的转速的下冲进行抑制的方式而对所述反作用力转矩进行补正。
4.如权利要求1所述的混合动力车辆用驱动装置，其中，
所述变速为升档，所述反作用力转矩的补正为使所述反作用力转矩降低的补正。
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