JP2004100724A

JP2004100724A - Controller for hybrid vehicle

Info

Publication number: JP2004100724A
Application number: JP2002259515A
Authority: JP
Inventors: Tatsuhiko Ikeda; 池田　達彦
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2002-09-05
Filing date: 2002-09-05
Publication date: 2004-04-02

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To mechanically drive a hydraulic pump for a CVT by a moving motor generator upon moving by a motor and prevent the change of vehicle driving torque due to the change of pump driving torque. <P>SOLUTION: The hydraulic pump is connected to a rotating shaft of the moving motor generator and mechanically driven upon moving a vehicle even under a motor moving state in which an engine is stopped. The pump driving torque Top is estimated in accordance with pump rotating speed, hydraulic pressure and oil temperature. The pump driving torque is added to a desired value T of the vehicle driving torque as compensating torque to determine a vehicle driving torque command value T*. For instance, even when the pump driving torque Top is varied upon acceleration, the axial torque Tpri of a CVT primary pulley is maintained to a constant value. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、所定の運転状態のときにエンジンを停止して電動モータによる走行を行うハイブリッド車両の制御装置に関し、特に、変速機の変速作動に必要な油圧を供給する油圧供給装置に関連したトルク変動を補償する技術に関する。
【０００２】
【従来の技術】
車両の運転状態に応じて、エンジンの自動的な停止および再始動を行うハイブリッド車両においては、変速機で必要となる油圧を常時確保するために、一般に、エンジンにより駆動される機械駆動式油圧ポンプのほかに、電動モータにて駆動される電動式油圧ポンプを備える必要がある。特に、変速機として、ベルト式無段変速機（ＣＶＴ）を用いる場合には、ベルトを締め付けるピストンを作動させるために、高い油圧が要求されるので、その油圧の確保は、この種のハイブリッド車両の実用化の上で大きな課題となっている。
【０００３】
例えば、特開２００１−２００９２０号公報に開示されたベルト式無段変速機を用いたハイブリッド車両においては、エンジンと変速機との間で駆動力の伝達、遮断を行うクラッチよりもエンジン側に機械駆動式油圧ポンプが配設されており、エンジンの回転に連動する形で駆動されるようになっている。従って、エンジンを停止して走行用モータにて走行するときには、上記クラッチが断状態となることから、エンジン停止に伴って油圧ポンプも停止する。そのため、第２の油圧ポンプとして電動式油圧ポンプが設けられており、エンジン停止時には、この電動式油圧ポンプによって、変速機の変速作動部へ油圧が供給される。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上記公報に記載の構成においては、エンジン停止時には、常に、必要な油圧の全体を電動式油圧ポンプによって供給するようになっている。つまり、エンジンを停止して走行用モータにて走行するときに変速機に必要な油圧は、電動式油圧ポンプによって供給される。そのため、大型の電動式油圧ポンプが必要となり、一般に、インバータ方式による高電圧交流モータを用いた大型のシステムとなってしまう。
【０００５】
これに対し、本出願人は、機械式油圧ポンプをクラッチの出力軸側に配置することを検討している。この場合には、エンジン停止状態であっても、走行用モータによる走行時には、同時に機械式油圧ポンプが駆動されることになり、油圧供給が可能となる。しかし、その反面、車両駆動トルクが比較的小さい条件下でも油圧ポンプが機械的に駆動されることから、車両駆動トルクがポンプ駆動トルクの影響を受けやすい。特に、変速機に供給する作動油の油圧や油温さらにはポンプ回転数によってポンプ駆動トルクが変化すると、車両駆動トルクがその影響を受けて変動する懸念がある。
【０００６】
この発明は、モータ走行時にも油圧ポンプの機械的な駆動を可能とし、かつ同時に、この油圧ポンプの駆動トルクによる車両駆動トルクへの影響を回避することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
本発明は、請求項１のように、クラッチの入力軸にエンジンが接続されるとともに、該クラッチの出力軸に変速機の入力軸および走行用モータが接続され、かつ上記変速機の出力軸から駆動輪に駆動力が伝達されるように構成された車両推進機構と、上記走行用モータの回転によって駆動され、上記変速機の変速作動部に作動油を供給する機械駆動式の油圧ポンプと、を備えたハイブリッド車両を前提とする。従って、エンジンがクラッチを介して駆動輪を駆動している状態では、このエンジンの出力によって走行用モータとともに油圧ポンプが駆動され、また、エンジンが停止し、走行用モータによって走行しているときにも、油圧ポンプは同様に機械的に駆動される。
【０００８】
そして、本発明では、上記油圧ポンプの駆動トルクを運転状態から推定し、上記車両推進機構に、この油圧ポンプ駆動トルクを加えた車両駆動トルク指令値を与えるようになっている。
【０００９】
上記油圧ポンプ駆動トルクは、例えば、上記油圧ポンプの油圧、油温およびポンプ回転数に基づいて推定される。
【００１０】
また、エンジンのトルク制御に比較して走行用モータのトルク制御は応答性が高くかつ高精度であるので、上記油圧ポンプ駆動トルクに対応するトルク補償を、上記走行用モータへのトルク指令値の補正によって行うことが好ましい。
【００１１】
【発明の効果】
この発明によれば、モータ走行時においても油圧ポンプを走行用モータの回転によって機械的に駆動することが可能となり、補助的な油圧供給系統を簡素化することができる。
【００１２】
そして、例えば走行用モータによる走行中において、油圧ポンプ駆動トルクの変動による車両運転性への影響を回避することができる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、この発明の好ましい実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。
【００１４】
図１は、この発明に係る制御装置を備えたハイブリッド車両の車両推進機構の構成を示している。この推進機構は、例えばガソリンエンジンもしくはディーゼルエンジンなどからなるエンジン１と、このエンジン１の回転を変速するベルト式無段変速機（以下、ＣＶＴと略記する）２と、上記エンジン１と上記ＣＶＴ２との間で駆動力の伝達，遮断を行うクラッチ３と、エンジン１停止中をも含め、車両の走行を行うための走行用モータつまり走行用モータジェネレータ４と、から大略構成されている。また、この実施例では、主にエンジン走行中に発電を行うとともにエンジン１の再始動の際のクランキングを行う発電用モータジェネレータ５をさらに備えている。
【００１５】
上記クラッチ３は、例えば油圧多板式クラッチからなり、その入力軸３ａは、エンジン１のクランクシャフト１ａに実質的に直結されている。そして、この入力軸３ａに上記発電用モータジェネレータ５のロータ（図示せず）が固定されている。なお、上記発電用モータジェネレータ５および走行用モータジェネレータ４は、いずれも交流モータジェネレータであり、公知のインバータ回路によって、駆動側および発電側の双方で制御される。
【００１６】
上記ＣＶＴ２は、駆動側となるプライマリプーリ１１と従動側となるセカンダリプーリ１２と両者間に巻き掛けられた金属製ベルト１３とを備えるものであって、上記プライマリプーリ１１のプーリ幅が図示せぬ油圧機構によって調整可能となっており、かつこれに応じてセカンダリプーリ１２のプーリ幅が変化し、無段階に変速がなされるものである。上記プライマリプーリ１１を備えた変速機入力軸１１ａは、上記クラッチ３の出力軸３ｂに実質的に直結されている。また同時に、上記走行用モータジェネレータ４の回転軸４ａが上記変速機入力軸１１ａに接続されている。なお、この走行用モータジェネレータ４の回転軸４ａと変速機入力軸１１ａとの間には、図示せぬ減速歯車機構が介在している。上記セカンダリプーリ１２を備えた変速機出力軸１２ａは、例えばファイナルドライブギア１５およびファイナルドリブンギア１６からなるファイナルギア１４と、ディファレンシャルギア１７と、を介してアクスルシャフト１８に接続され、駆動輪１９へ動力を伝達するようになっている。
【００１７】
一方、油圧供給装置として、例えば内接歯車型ポンプからなる油圧ポンプ２１が設けられており、チェーン２２を介して上記走行用モータジェネレータ４の回転軸４ａによって機械的に駆動されるようになっている。また、この機械的な駆動によるポンプ回転数が不十分となるときに、油圧ポンプ２１を補助的に駆動するために、補機用の車載のバッテリで駆動可能な低電圧直流モータからなる補助電動モータ２０が油圧ポンプ２１と一体に取り付けられている。ここで、上記チェーン２２により駆動されるスプロケットと上記油圧ポンプ２１との間には、後述するように、走行用モータジェネレータ４の逆転時にも油圧ポンプ２１を正転方向へ駆動する逆転防止機構４０が介在しており、さらに、油圧ポンプ２１の駆動源を走行用モータジェネレータ４と補助電動モータ２０との間で自動的に切り換えるポンプ駆動切換機構６０が後述するように設けられている。なお、上記油圧ポンプ２１は、上記ＣＶＴ２の作動油溜まりから該ＣＶＴ２の変速作動部などへ作動油を圧送するものであって、上記変速作動部は、例えば調圧弁や油圧制御弁を含んで構成され、上記の油圧ポンプ２１から供給された油圧を利用して任意の制御油圧を生成し、ＣＶＴ２の変速比を可変制御している。また上記油圧ポンプ２１から上記ＣＶＴ２へ至る油圧回路中には、油温検出手段となる油温センサおよび油圧検出手段となる油圧センサ（いずれも図示せず）が設けられている。
【００１８】
図２は、上記ハイブリッド車両の制御システムの概要を示すブロック図である。図示するように、この制御システムは、オイルポンプＤＣモータつまり上記補助電動モータ２０を制御するオイルポンプＤＣモータ制御部３２と、エンジン１の種々の制御を行うエンジン制御部３３と、インバータ回路を介して走行用モータジェネレータ４および発電用モータジェネレータ５の制御を行うモータジェネレータ制御部３４と、油圧制御弁を介してクラッチ３の制御を行うクラッチ制御部３５と、ＣＶＴ２の変速比等の制御を行うＣＶＴ制御部３６と、を備えており、これらのシステム全体がハイブリッドシステム制御部３１によって統合的に制御されている。ここで、上記ＣＶＴ制御部３６には、前述した油温検出手段および油圧検出手段からの油温信号および油圧信号が入力されている。また、走行用モータジェネレータ４および発電用モータジェネレータ５は、それぞれ回転数センサを具備しており、モータジェネレータ制御部３４によって、それぞれの回転数が検出される。
【００１９】
このハイブリッド車両全体の制御を簡単に説明すると、例えば中車速以上での定常走行においては、エンジン１が燃焼運転しているとともにクラッチ３が接続状態となって、エンジン１の駆動力により車両が走行する。このとき、発電用モータジェネレータ５では発電が行われる。走行状態から車両が減速していくと、走行用モータジェネレータ４により減速エネルギの回生つまり発電が行われ、かつ車両停止前にクラッチ３が切断されてエンジン１が停止状態となる。そして、車両停止状態から発進する際には、クラッチ３が切断状態に保たれ、かつ走行用モータジェネレータ４が駆動されて、車両が発進し始める。その後、車速が所定の低車速以上になると、発電用モータジェネレータ５によるクランキングが行われてエンジン１が再始動される。このエンジン１の再始動に伴って、クラッチ３を徐々に接続し、かつ走行用モータジェネレータ４を制御して、エンジン１による走行へ移行する。
【００２０】
一方、この実施例の構成では、車両推進機構は、前後進切換機構を具備しておらず、エンジン１による走行としては、前進走行のみが可能となっている。従って、後退走行は、クラッチ３を切断状態として、走行用モータジェネレータ４を逆転させることによって実現される。つまり、後退走行のまま長時間走行することは一般に考えられないので、エンジン１は停止状態として、走行用モータジェネレータ４によって後進するようにし、変速機構の簡素化を図っている。
【００２１】
基本的に機械駆動される油圧ポンプ２１は、上記のようにクラッチ３よりも下流つまり変速機入力軸１１ａ側に設けられているので、エンジン１による走行であっても走行用モータジェネレータ４による走行であっても、車両が走行していれば、これに伴って機械的に駆動される。そして、後述する逆転防止機構４０の作用により、前進走行つまり走行用モータジェネレータ４の回転軸４ａが正転するときも、後退走行つまり走行用モータジェネレータ４の回転軸４ａが逆転するときも、油圧ポンプ２１のロータが同じ方向つまりポンプとして所期の回転方向に駆動されるようになっている。さらに、走行用モータジェネレータ４の回転軸４ａの回転数が低くなる低車速時ならびに車両停止時には、上記補助電動モータ２０によるポンプ駆動に切り換えられ、必要な油圧の確保が継続される。
【００２２】
次に、ポンプ駆動切換機構６０ならびに逆転防止機構４０の一実施例を図３に基づいて説明する。
【００２３】
この実施例では、ワンウェイクラッチを用いたポンプ駆動切換機構６０と遊星歯車機構を用いた逆転防止機構４０とが、一端部に油圧ポンプ２１を備えた同じケーシング４４内に収容されており、かつ、油圧ポンプ２１の背面側に、補助電動モータ２０が配置されている。つまり、油圧ポンプ２１のロータ２１ａの回転中心と、スプロケット４１を端部に備えた入力軸４２と、補助電動モータ２０の回転軸２０ａと、が互いに同軸上に配置されている。上記入力軸４２と上記回転軸２０ａとは、直列に並んで配置され、かつそれぞれの端部がブッシュ４３を介して互いに回転自在に嵌合している。また、上記入力軸４２のスプロケット４１側の端部は、ベアリング４５を介して上記ケーシング４４に回転自在に支持されている。
【００２４】
逆転防止機構４０を構成する遊星歯車機構は、上記入力軸４２の外周に同軸上に配置された円環状のサンギア５１と、このサンギア５１の外周に同軸上に配置されたリングギア５２と、これらのサンギア５１とリングギア５２との間に位置するとともに、それぞれと噛み合った複数個のプラネタリギア５３と、を備えている。上記サンギア５１は、段付状の略円筒形をなすサンギアサポート５４によって支持されており、このサンギアサポート５４がブッシュ５５を介して入力軸４２上に回転自在に支持されている。また、上記サンギアサポート５４と入力軸４２とは、サンギア用ワンウェイクラッチ５６によって接続されている。このサンギア用ワンウェイクラッチ５６は、上記入力軸４２が正転方向（前進走行時の回転方向）に回転した場合にのみ、その回転力がサンギア５１へ伝達され、入力軸４２の逆転方向（後退走行時の回転方向）の回転力はサンギア５１へ伝達されない方向に構成されている。
【００２５】
上記リングギア５２は、円板状をなすリングギアサポート５７の外周部に取り付けられており、かつこのリングギアサポート５７が上記入力軸４２に固定されている。つまり、リングギア５２は入力軸４２と一体に回転する。また、上記プラネタリギア５３は、断面略Ｌ字形の環状をなすキャリア５８にそれぞれ回転自在に支持されている。このキャリア５８は、サンギア５１およびリングギア５２と同軸上に回転可能なものであって、固定部となる上記ケーシング４４とこのキャリア５８の外周側の円筒部とが、キャリア用ワンウェイクラッチ５９によって接続されている。このキャリア用ワンウェイクラッチ５９は、キャリア５８が上記入力軸４２の正転方向と同方向に回転することを許容し、かつ逆方向の回転を阻止する構成となっている。
【００２６】
次に、ポンプ駆動切換機構６０について説明する。この実施例では、上記サンギアサポート５４が、走行用モータジェネレータ４の回転に伴って回転する第１入力回転部材に相当し、補助電動モータ２０の回転軸２０ａが、該補助電動モータ２０の回転に伴って回転する第２入力回転部材に相当する。ポンプ駆動切換機構６０は、第１入力回転部材から油圧ポンプ２１のロータ２１ａへ回転トルクを伝達する機械駆動用ワンウェイクラッチ６１と、第２入力回転部材から油圧ポンプ２１のロータ２１ａへ回転トルクを伝達する電動用ワンウェイクラッチ６２と、から構成されている。上記ロータ２１ａは、略円筒状をなすポンプ駆動部材６３に連結固定されており、このポンプ駆動部材６３の端部と上記サンギアサポート５４とが、上記機械駆動用ワンウェイクラッチ６１を介して接続されている。また、ポンプ駆動部材６３は、内周側に折れ曲がった延長部を有し、この延長部と上記回転軸２０ａとが、上記電動用ワンウェイクラッチ６２を介して接続されている。従って、これらの２つのワンウェイクラッチ６１，６２の作用により、第１入力回転部材となるサンギアサポート５４と第２入力回転部材となる補助電動モータ２０の回転軸２０ａとの中で、いずれか回転数が高い方からロータ２１ａへ回転トルクが伝達されることになる。
【００２７】
次に、上記逆転防止機構４０およびポンプ駆動切換機構６０の作用を、図４のスケルトン図を併せて説明する。なお、理解を容易にするために、以下の説明では、全ての部材について、車両前進走行時のスプロケット４１の回転方向と同じ回転方向を「正転方向」と呼び、逆の回転方向を「逆転方向」と呼ぶものとする。
【００２８】
図４の（ａ）は、車両が十分な速度で前進走行し、スプロケット４１を備えた入力軸４２が正転方向に回転しているときの状態を示す。この正転時には、サンギア用ワンウェイクラッチ５６は締結状態となり、入力軸４２の回転がサンギアサポート５４に伝達される。なお、このときリングギア５２も入力軸４２と一体に回転し、これに伴ってキャリア５８も正転方向に回転する。キャリア用ワンウェイクラッチ５９は、いわゆるフリー状態となり、キャリア５８の回転が許容される。また、補助電動モータ２０は停止しているので、機械駆動用ワンウェイクラッチ６１が締結状態となり、サンギアサポート５４の回転が油圧ポンプ２１のロータ２１ａに伝達される。つまり、ロータ２１ａは、正転方向に機械的に駆動される。なお、電動用ワンウェイクラッチ６２はフリー状態となり、補助電動モータ２０は停止状態を保つ。従って、車両の前進走行時は、エンジン１による走行であっても走行用モータジェネレータ４による走行であっても、油圧ポンプ２１は、所期の回転方向である正転方向に機械的に駆動される。このとき、ロータ２１ａの回転数は、入力軸４２の回転数と等しく、つまり車速とＣＶＴ２の変速比とで定まるポンプ回転数でもって駆動される。
【００２９】
図４の（ｂ）は、車両が十分な速度で後退走行し、走行用モータジェネレータ４の逆転に伴って入力軸４２が逆転方向に回転しているときの状態を示す。なお、補助電動モータ２０はやはり停止している。この逆転時には、サンギア用ワンウェイクラッチ５６はフリー状態となる。リングギア５２はリングギアサポート５７を介して入力軸４２と一体に逆転方向に回転するが、キャリア５８の逆転方向への回転は、キャリア用ワンウェイクラッチ５９が締結状態となって阻止されるため、プラネタリギア５３を介して、サンギア５１が正転方向に駆動される。これにより、サンギアサポート５４から機械駆動用ワンウェイクラッチ６１を介してロータ２１ａが正転方向に回転する。従って、走行用モータジェネレータ４による後退走行時に、油圧ポンプ２１は、前進走行時と同じく、所期の回転方向である正転方向に駆動されることになる。このとき、ロータ２１ａの回転数は、サンギア５１とリングギア５２との歯数の比に応じて、入力軸４２の回転数に対し増速される。つまり車速およびＣＶＴ２の変速比が同じであれば、前進走行時に比べて後退走行時の方が油圧ポンプ２１の回転数が高く得られる。後退走行は、一般に徐行運転として低い車速でなされ、走行用モータジェネレータ４の回転数が比較的低いものとなるが、このような増速作用によって、十分な油圧を確保することができる。
【００３０】
図４の（ｃ）は、車両が停止しているときの状態、ならびに、ごく低速で走行（前進もしくは後退）しているときの状態を示す。このときには、補助電動モータ２０がサンギアサポート５４の回転数よりも相対的に高い回転数で正転方向に回転しているので、電動用ワンウェイクラッチ６２が締結状態となって、補助電動モータ２０の回転軸２０ａによりロータ２１ａが正転方向に駆動される。このとき、機械駆動用ワンウェイクラッチ６１はフリー状態となり、サンギアサポート５４へのトルク伝達は阻止される。なお、サンギア用ワンウェイクラッチ５６およびキャリア用ワンウェイクラッチ５９は、いずれもいわゆる連れ回りを伴うものの、トルク伝達はなされずに実質的にフリー状態となる。
【００３１】
図５は、上記の実施例において、車両が前進走行から後退走行へ移行するときの油圧ポンプ２１の作動および油圧変化を説明する説明図である。具体的には、運転者が前進走行中に車両を減速して停車し、変速機（ＣＶＴ２）のシフトレバーを前進走行用のＤレンジから後退走行用のＲレンジに切り換えた後、後進を開始するまでの様子を示している。なお、破線がサンギア５１（サンギアサポート５４）の回転数、点線が補助電動モータ２０の回転数、細実線が入力軸４２の回転数、太実線が油圧、をそれぞれ示す。
【００３２】
前述したように、油圧ポンプ２１は、前進走行時には正転方向に機械的に駆動されているが、車速の低下に伴って回転数が低下し、これにより、発生油圧も低下していく。そして、この油圧が所定油圧（これは最低必要油圧よりも僅かに高く設定される）まで低下したとき（あるいは入力軸４２回転数が所定回転数未満となったとき）に、補助電動モータ２０が起動される。そして、補助電動モータ２０の回転数に対してサンギア５１の回転数が相対的に低くなると、前述したように、ワンウェイクラッチ６１，６２の作用により、入力軸４２による機械的な駆動から補助電動モータ２０による駆動に自動的に切り換えられる。これにより、変速作動部などへ圧送される作動油の油圧は、最低必要油圧以上に確保される。車両の停車中は、補助電動モータ２０による駆動が継続し、必要な油圧が与えられる。なお、この間の補助電動モータ２０の回転数は、一定値に制御される。そして、後退走行が開始すると、前述した逆転防止機構４０によってサンギア５１が正転方向に増速されつつ回転する。このサンギア５１の回転数が補助電動モータ２０の回転数を上回ると、ワンウェイクラッチ６１，６２の作用により、補助電動モータ２０による駆動から入力軸４２による機械的な駆動に自動的に切り換えられる。この切換により補助電動モータ２０が無負荷となったとき、あるいはサンギア５１の回転数が所定回転数以上となったときに、補助電動モータ２０が停止される。従って、瞬間的な油圧低下などを伴わずに、前進→停止→後退の切換の間も円滑に油圧供給を継続することができる。なお、補助電動モータ２０による駆動との切換が行われるような低車速領域では、エンジン１は停止しており、走行用モータジェネレータ４によって車両が走行している。
【００３３】
上記のように、油圧ポンプ２１は、車両停止直前、車両発進直後および車両停止中を除く広範な条件下で、車両推進機構（エンジン１および走行用モータジェネレータ４）によって機械的に駆動される。そのため、走行中に油圧ポンプ駆動トルクが変化することによる車両駆動トルクの変動が、特に低負荷領域などにおいて問題となりやすい。そこで、本発明では、油圧ポンプ２１が機械的に駆動されている間、ポンプ駆動トルクを推定し、その補償制御を実行する。
【００３４】
図６は、補助電動モータ２０によって油圧ポンプ２１が機械的に駆動されている状態で、かつ車両が加速状態にあるときのトルク補償制御を説明するもので、図の（ａ）は油圧ポンプ２１のポンプ駆動トルクＴｏｐ、（ｂ）はエンジン１および走行用モータジェネレータ４による車両駆動トルクＴ、（ｃ）はＣＶＴ２のプライマリプーリ１１の軸トルクＴｐｒｉ、をそれぞれ示している。
【００３５】
図（ｂ）の破線は、このときの車両駆動トルクＴの要求値（これは例えばアクセルペダル開度などから定まる）を示しており、車両の加速に必要なある一定値となっている。これに対し、加速に伴い、走行用モータジェネレータ４等の回転数の上昇に比例してポンプ回転数が上昇することから、ポンプ駆動トルクＴｏｐは、（ａ）のように徐々に大きくなる。本発明では、このポンプ駆動トルクＴｏｐを推定し、これと等しい補償トルクを車両駆動トルクＴの要求値に加算して、該車両駆動トルクの指令値Ｔ＊を決定する。従って、プライマリプーリ１１の軸トルクＴｐｒｉは、（ｃ）に示すように、要求値に沿った一定値となる。なお、（ｃ）の破線は、このようなトルク補償を行わない場合の軸トルクＴｐｒｉの特性を示しており、この場合、徐々に軸トルクＴｐｒｉが低下するので加速不良という現象となって現れる。
【００３６】
図７は、逆に車両が減速状態にあるときのトルク補償制御を説明するもので、やはり（ａ）は油圧ポンプ２１のポンプ駆動トルクＴｏｐ、（ｂ）はエンジン１および走行用モータジェネレータ４による車両駆動トルクＴ、（ｃ）はＣＶＴ２のプライマリプーリ１１の軸トルクＴｐｒｉ、をそれぞれ示している。
【００３７】
図（ｂ）の破線は、このときの車両駆動トルクＴの要求値（これは例えばアクセルペダル開度などから定まる）を示しているが、減速時には、走行用モータジェネレータ４が回生側で動作するので、車両駆動トルクＴは、負の一定値となっている。一方、減速に伴い、走行用モータジェネレータ４等の回転数の低下に比例してポンプ回転数が低下することから、ポンプ駆動トルクＴｏｐは、（ａ）のように徐々に小さくなる。本発明では、このポンプ駆動トルクＴｏｐを推定し、これと等しい補償トルクを車両駆動トルクＴの要求値に加算して、該車両駆動トルクの指令値Ｔ＊を決定する。従って、プライマリプーリ１１の軸トルクＴｐｒｉは、（ｃ）に示すように、要求値に沿った一定値となる。なお、（ｃ）の破線は、このようなトルク補償を行わない場合の軸トルクＴｐｒｉの特性を示しており、この場合、徐々に軸トルクＴｐｒｉが増加するので、制動力の低下という現象となって現れる。
【００３８】
上記の例では、ポンプ回転数の変化に伴うポンプ駆動トルクＴｏｐの変動について説明したが、ポンプ駆動トルクＴｏｐは、図８および図９に示すように、ポンプ回転数ｒｏｐの上昇に伴ってほぼ直線的に増加する。また、ポンプ駆動トルクＴｏｐは、作動油の油圧および油温によっても変化し、図８に示すように、油圧ｐｏが高いほどポンプ駆動トルクＴｏｐが大となり、また図９に示すように、油温ｔｏが低いほどポンプ駆動トルクＴｏｐが大となる。従って、これらのポンプ回転数ｒｏｐ、油圧ｐｏ、油温ｔｏに基づいて、ポンプ駆動トルクＴｏｐを精度よく推定できる。
【００３９】
次に、図１０のフローチャートに基づいて、上記トルク補償制御の処理の流れを説明する。なお、この制御の処理は、上記のハイブリッドシステム制御部３１、モータジェネレータ制御部３４およびＣＶＴ制御部３６において主に実行される。
【００４０】
図１０のステップ１では、油圧ポンプ２１が車両推進機構（エンジン１および走行用モータジェネレータ４）によって駆動されているか補助電動モータ２０で駆動されているかを判定する。補助電動モータ２０で駆動されている場合には、ステップ１２へ進み、通常の制御を継続する。
【００４１】
車両推進機構で駆動されている状態であれば、ステップ２以降へ進む。ステップ２では、ＣＶＴ制御部３６において、そのときの作動油の油圧ｐｏを検出する。ステップ３では、同様に、そのときの作動油の油温ｔｏを検出する。また、ステップ４では、モータジェネレータ制御部３４において走行用モータジェネレータ４の回転数ｒｍ１の検出を行い、ステップ５で、この検出した回転数ｒｍ１を、モータジェネレータ制御部３４からＣＶＴ制御部３６へ送信する。
【００４２】
次にステップ６で、回転数ｒｍ１の正負の判定つまり前進走行中であるか後退走行中であるかの判定を行う。前進走行中であれば、前述したように、逆転防止機構４０の遊星歯車機構のギア比が１となるから、走行用モータジェネレータ４の回転数ｒｍ１がポンプ回転数ｒｏｐに等しい。従って、ステップ７に進み、ＣＶＴ制御部３６において、走行用モータジェネレータ４の回転数ｒｍ１と油圧ｐｏと油温ｔｏとから、ポンプ駆動トルクＴｏｐを算出する。一方、後退走行中であれば、前述したように、逆転防止機構４０の遊星歯車機構が増速作用を果たす。従って、ステップ１０へ進み、ＣＶＴ制御部３６において、走行用モータジェネレータ４の回転数ｒｍ１（絶対値とする）に遊星歯車機構のギア比Ｎを乗じて、ポンプ回転数ｒｏｐを求めた後、ステップ１１で、このポンプ回転数ｒｏｐと油圧ｐｏと油温ｔｏとから、ポンプ駆動トルクＴｏｐを算出する。なお、いずれの場合も、チェーン２２からなる巻掛伝動機構による減速比もしくは増速比が存在する場合には、これを乗じる必要がある。
【００４３】
そしてステップ８で、ＣＶＴ制御部３６からハイブリッドシステム制御部３１へポンプ駆動トルクＴｏｐを送信する。ステップ９では、ハイブリッドシステム制御部３１において、このポンプ駆動トルクＴｏｐに対応した補償トルクを加えた車両駆動トルク指令値Ｔ＊を求め、エンジン制御部３３およびモータジェネレータ制御部３４を介して、エンジン１および走行用モータジェネレータ４を制御する。より具体的には、車両駆動トルク要求値Ｔが、エンジン１側のエンジントルク要求値Ｔｅと走行用モータジェネレータ４側のモータジェネレータトルク要求値Ｔｍ１とに分割され、エンジン制御部３３へは、エンジントルク指令値Ｔｅ＊が要求値Ｔｍ１のまま送信される。そして、モータジェネレータ制御部３４へは、モータジェネレータトルク指令値Ｔｍ１＊が、「Ｔｍ１＊＝Ｔｍ１＋Ｔｏｐ」として与えられる。つまり、この実施例では、走行用モータジェネレータ４側で応答性に優れたトルク補償が実行され、エンジン１は通常の制御となる。
【００４４】
なお、上記実施例では、単一の油圧ポンプ２１を用い、車両停止時には補助電動モータ２０によって補助的に駆動する構成となっているが、車両停止時に用いられる独立した補助電動ポンプを備えた構成とすることもできる。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明に係るハイブリッド車両の車両推進機構の構成説明図。
【図２】このハイブリッド車両の制御システムの概要を示すブロック図。
【図３】補助電動モータ等を一体に備えた油圧ポンプの構成を示す断面図。
【図４】逆転防止機構およびポンプ駆動切換機構の作用を示す説明図。
【図５】前進走行から後退走行へ移行するときの油圧変化等を示す説明図。
【図６】加速中の車両駆動トルク指令値Ｔ＊等の変化を示すタイムチャート。
【図７】減速中の車両駆動トルク指令値Ｔ＊等の変化を示すタイムチャート。
【図８】ポンプ回転数ｒｏｐと油圧ｐｏとポンプ駆動トルクＴｏｐとの関係を示す特性図。
【図９】ポンプ回転数ｒｏｐと油温ｔｏとポンプ駆動トルクＴｏｐとの関係を示す特性図。
【図１０】この発明のトルク補償制御の処理の流れを示すフローチャート。
【符号の説明】
１…エンジン
２…ＣＶＴ
３…クラッチ
４…走行用モータジェネレータ
２０…補助電動モータ
２１…油圧ポンプ
３１…ハイブリッドシステム制御部
３４…モータジェネレータ制御部
３６…ＣＶＴ制御部
４０…逆転防止機構[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for a hybrid vehicle in which the engine is stopped in a predetermined driving state and the vehicle is driven by an electric motor, and in particular, a torque related to a hydraulic pressure supply device for supplying a hydraulic pressure required for a shift operation of a transmission. The present invention relates to a technique for compensating fluctuation.
[0002]
[Prior art]
In a hybrid vehicle that automatically stops and restarts an engine in accordance with the driving state of the vehicle, a mechanically driven hydraulic pump driven by the engine is generally used in order to constantly maintain the hydraulic pressure required for the transmission. In addition, it is necessary to provide an electric hydraulic pump driven by an electric motor. In particular, when a belt-type continuously variable transmission (CVT) is used as a transmission, a high oil pressure is required to operate a piston for tightening the belt. This is a major issue in the practical application of.
[0003]
For example, in a hybrid vehicle using a belt-type continuously variable transmission disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-200920, a mechanical device is disposed closer to the engine than a clutch that transmits and disconnects driving force between the engine and the transmission. A drive type hydraulic pump is provided, and is driven in a form linked to the rotation of the engine. Accordingly, when the vehicle is driven by the traveling motor with the engine stopped, the clutch is disengaged, so that the hydraulic pump also stops with the stop of the engine. For this reason, an electric hydraulic pump is provided as the second hydraulic pump, and when the engine is stopped, the electric hydraulic pump supplies a hydraulic pressure to the shift operating portion of the transmission.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
In the configuration described in the above publication, the entire required hydraulic pressure is always supplied by the electric hydraulic pump when the engine is stopped. That is, the hydraulic pressure required for the transmission when the engine is stopped and the vehicle is traveled by the travel motor is supplied by the electric hydraulic pump. Therefore, a large-sized electric hydraulic pump is required, and a large-sized system generally uses an inverter-type high-voltage AC motor.
[0005]
On the other hand, the present applicant is studying disposing the mechanical hydraulic pump on the output shaft side of the clutch. In this case, even when the engine is stopped, the mechanical hydraulic pump is driven at the same time when the vehicle is traveling by the traveling motor, so that hydraulic pressure can be supplied. However, since the hydraulic pump is mechanically driven even under a condition where the vehicle driving torque is relatively small, the vehicle driving torque is easily affected by the pump driving torque. In particular, when the pump drive torque changes according to the hydraulic pressure and oil temperature of the hydraulic oil supplied to the transmission and the pump rotation speed, there is a concern that the vehicle drive torque is affected and fluctuates.
[0006]
SUMMARY OF THE INVENTION It is an object of the present invention to enable the hydraulic pump to be mechanically driven even when the motor is running, and at the same time to avoid the influence of the driving torque of the hydraulic pump on the vehicle driving torque.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
According to the present invention, the engine is connected to the input shaft of the clutch, the input shaft of the transmission and the traveling motor are connected to the output shaft of the clutch, and the output shaft of the transmission is connected to the output shaft of the clutch. A vehicle propulsion mechanism configured to transmit driving force to driving wheels, a mechanically driven hydraulic pump driven by rotation of the traveling motor, and supplying hydraulic oil to a shift operation unit of the transmission; It is assumed that the vehicle has a hybrid vehicle. Therefore, when the engine is driving the drive wheels via the clutch, the output of the engine drives the hydraulic pump together with the travel motor, and when the engine is stopped and the travel motor is running. The hydraulic pump is likewise driven mechanically.
[0008]
In the present invention, the drive torque of the hydraulic pump is estimated from the operating state, and a vehicle drive torque command value obtained by adding the hydraulic pump drive torque is given to the vehicle propulsion mechanism.
[0009]
The hydraulic pump drive torque is estimated based on, for example, the hydraulic pressure, oil temperature, and pump speed of the hydraulic pump.
[0010]
Further, since the torque control of the traveling motor has a higher response and higher accuracy than the torque control of the engine, the torque compensation corresponding to the hydraulic pump driving torque is performed by adjusting the torque command value to the traveling motor. It is preferable to perform the correction.
[0011]
【The invention's effect】
According to the present invention, the hydraulic pump can be mechanically driven by the rotation of the traveling motor even during the motor traveling, and the auxiliary hydraulic supply system can be simplified.
[0012]
Then, for example, during traveling by the traveling motor, it is possible to avoid the influence on the vehicle drivability due to the fluctuation of the hydraulic pump driving torque.
[0013]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0014]
FIG. 1 shows a configuration of a vehicle propulsion mechanism of a hybrid vehicle including a control device according to the present invention. The propulsion mechanism includes, for example, an engine 1 such as a gasoline engine or a diesel engine, a belt-type continuously variable transmission (hereinafter abbreviated as CVT) 2 for shifting the rotation of the engine 1, the engine 1 and the CVT 2, And a traveling motor generator 4 for traveling the vehicle, even when the engine 1 is stopped, that is, a traveling motor generator 4. Further, in this embodiment, there is further provided a motor generator 5 for power generation, which mainly generates power while the engine is running and performs cranking when the engine 1 is restarted.
[0015]
The clutch 3 is, for example, a hydraulic multi-plate clutch, and its input shaft 3a is substantially directly connected to the crankshaft 1a of the engine 1. The rotor (not shown) of the power generation motor generator 5 is fixed to the input shaft 3a. Each of the power generation motor generator 5 and the traveling motor generator 4 is an AC motor generator, and is controlled on both the driving side and the power generation side by a known inverter circuit.
[0016]
The CVT 2 includes a primary pulley 11 serving as a driving side, a secondary pulley 12 serving as a driven side, and a metal belt 13 wound between the two. The pulley width of the primary pulley 11 is not shown. The adjustment can be made by a hydraulic mechanism, and the pulley width of the secondary pulley 12 changes in accordance with the adjustment so that the speed can be changed steplessly. The transmission input shaft 11a provided with the primary pulley 11 is substantially directly connected to the output shaft 3b of the clutch 3. At the same time, the rotation shaft 4a of the traveling motor generator 4 is connected to the transmission input shaft 11a. Note that a reduction gear mechanism (not shown) is interposed between the rotation shaft 4a of the traveling motor generator 4 and the transmission input shaft 11a. The transmission output shaft 12a provided with the secondary pulley 12 is connected to an axle shaft 18 via a final gear 14 including a final drive gear 15 and a final driven gear 16 and a differential gear 17, for example. It is designed to transmit power.
[0017]
On the other hand, a hydraulic pump 21 composed of, for example, an internal gear pump is provided as a hydraulic supply device, and is mechanically driven by a rotation shaft 4 a of the traveling motor generator 4 via a chain 22. I have. When the pump rotation speed due to the mechanical drive becomes insufficient, an auxiliary electric motor composed of a low-voltage DC motor that can be driven by a vehicle-mounted battery for auxiliary equipment is used to auxiliaryly drive the hydraulic pump 21. A motor 20 is mounted integrally with the hydraulic pump 21. Here, between the sprocket driven by the chain 22 and the hydraulic pump 21, a reverse rotation preventing mechanism 40 for driving the hydraulic pump 21 in the forward direction even when the traveling motor generator 4 rotates in the reverse direction, as described later. Further, a pump drive switching mechanism 60 for automatically switching the drive source of the hydraulic pump 21 between the traveling motor generator 4 and the auxiliary electric motor 20 is provided as described later. The hydraulic pump 21 pumps hydraulic oil from a hydraulic oil reservoir of the CVT 2 to a shift operating unit of the CVT 2 and the like, and the shift operating unit includes, for example, a pressure regulating valve and a hydraulic control valve. Then, an arbitrary control oil pressure is generated using the oil pressure supplied from the hydraulic pump 21, and the speed ratio of the CVT 2 is variably controlled. In a hydraulic circuit from the hydraulic pump 21 to the CVT 2, an oil temperature sensor as oil temperature detecting means and a hydraulic sensor (both not shown) as oil pressure detecting means are provided.
[0018]
FIG. 2 is a block diagram showing an outline of the control system of the hybrid vehicle. As shown in the figure, the control system includes an oil pump DC motor, that is, an oil pump DC motor control unit 32 that controls the auxiliary electric motor 20, an engine control unit 33 that performs various controls of the engine 1, and an inverter circuit. A motor generator control unit 34 that controls the motor generator 4 for traveling and a motor generator 5 for power generation, a clutch control unit 35 that controls the clutch 3 via a hydraulic control valve, and controls the speed ratio of the CVT 2 and the like. And a CVT control unit 36, and the entire system is integrally controlled by the hybrid system control unit 31. Here, the oil temperature signal and the oil pressure signal from the oil temperature detecting means and the oil pressure detecting means described above are input to the CVT control unit 36. The traveling motor generator 4 and the power generating motor generator 5 each include a rotation speed sensor, and the motor generator control unit 34 detects each rotation speed.
[0019]
The control of the entire hybrid vehicle will be briefly described. For example, in a steady running at a middle vehicle speed or higher, the engine 1 is burning and the clutch 3 is connected, so that the vehicle is driven by the driving force of the engine 1. I do. At this time, the power generation motor generator 5 generates power. When the vehicle decelerates from the traveling state, regeneration of the deceleration energy, that is, power generation is performed by the traveling motor generator 4, and the clutch 3 is disconnected before the vehicle stops, and the engine 1 is stopped. Then, when starting from the vehicle stop state, the clutch 3 is kept in the disengaged state, and the traveling motor generator 4 is driven to start the vehicle. Thereafter, when the vehicle speed becomes equal to or higher than a predetermined low vehicle speed, cranking is performed by the motor generator 5 for power generation, and the engine 1 is restarted. With the restart of the engine 1, the clutch 3 is gradually connected, and the traveling motor generator 4 is controlled to shift to traveling by the engine 1.
[0020]
On the other hand, in the configuration of this embodiment, the vehicle propulsion mechanism does not include the forward / reverse switching mechanism, and only traveling forward can be performed by the engine 1. Therefore, the reverse running is realized by setting the clutch 3 to the disengaged state and reversing the running motor generator 4. That is, since it is generally not considered that the vehicle 1 travels backward for a long time, the engine 1 is stopped and the vehicle is driven backward by the traveling motor generator 4 to simplify the transmission mechanism.
[0021]
Basically, the mechanically driven hydraulic pump 21 is provided downstream of the clutch 3, that is, on the side of the transmission input shaft 11 a as described above. However, if the vehicle is running, it is mechanically driven accordingly. Due to the action of the reverse rotation prevention mechanism 40 described later, the hydraulic pressure is maintained both when the forward running, that is, when the rotating shaft 4a of the traveling motor generator 4 rotates forward, and when the backward running, that is, when the rotating shaft 4a of the traveling motor generator 4 rotates reverse. The rotor of the pump 21 is driven in the same direction, that is, in the desired rotation direction as the pump. Further, at low vehicle speed when the rotation speed of the rotating shaft 4a of the traveling motor generator 4 becomes low or when the vehicle is stopped, the driving is switched to the pump drive by the auxiliary electric motor 20, and the required oil pressure is maintained.
[0022]
Next, an embodiment of the pump drive switching mechanism 60 and the reverse rotation prevention mechanism 40 will be described with reference to FIG.
[0023]
In this embodiment, a pump drive switching mechanism 60 using a one-way clutch and a reverse rotation preventing mechanism 40 using a planetary gear mechanism are housed in the same casing 44 having the hydraulic pump 21 at one end, and On the back side of the hydraulic pump 21, an auxiliary electric motor 20 is arranged. That is, the rotation center of the rotor 21a of the hydraulic pump 21, the input shaft 42 having the sprocket 41 at the end, and the rotation shaft 20a of the auxiliary electric motor 20 are coaxially arranged. The input shaft 42 and the rotating shaft 20a are arranged in series and their ends are rotatably fitted to each other via a bush 43. An end of the input shaft 42 on the sprocket 41 side is rotatably supported by the casing 44 via a bearing 45.
[0024]
The planetary gear mechanism constituting the reverse rotation preventing mechanism 40 includes an annular sun gear 51 coaxially arranged on the outer periphery of the input shaft 42, a ring gear 52 coaxially arranged on the outer periphery of the sun gear 51, and And a plurality of planetary gears 53 which are located between the sun gear 51 and the ring gear 52 and mesh with each other. The sun gear 51 is supported by a stepped, substantially cylindrical sun gear support 54. The sun gear support 54 is rotatably supported on the input shaft 42 via a bush 55. The sun gear support 54 and the input shaft 42 are connected by a sun gear one-way clutch 56. Only when the input shaft 42 rotates in the forward direction (rotation direction during forward running), the rotational force of the one-way clutch 56 for sun gear is transmitted to the sun gear 51, and the rotation direction of the input shaft 42 is reversed (reverse running). The rotational force (the rotational direction at the time) is not transmitted to the sun gear 51.
[0025]
The ring gear 52 is attached to an outer periphery of a disk-shaped ring gear support 57, and the ring gear support 57 is fixed to the input shaft 42. That is, the ring gear 52 rotates integrally with the input shaft 42. The planetary gears 53 are rotatably supported by carriers 58 having an annular shape having a substantially L-shaped cross section. The carrier 58 is rotatable coaxially with the sun gear 51 and the ring gear 52, and the casing 44 serving as a fixed portion and the cylindrical portion on the outer peripheral side of the carrier 58 are connected by a one-way clutch 59 for a carrier. Have been. The carrier one-way clutch 59 is configured to allow the carrier 58 to rotate in the same direction as the normal rotation direction of the input shaft 42 and to prevent rotation in the reverse direction.
[0026]
Next, the pump drive switching mechanism 60 will be described. In this embodiment, the sun gear support 54 corresponds to a first input rotating member that rotates with the rotation of the traveling motor generator 4, and the rotation shaft 20 a of the auxiliary electric motor 20 controls the rotation of the auxiliary electric motor 20. It corresponds to a second input rotating member that rotates with it. The pump drive switching mechanism 60 transmits a mechanical drive one-way clutch 61 that transmits rotational torque from the first input rotary member to the rotor 21a of the hydraulic pump 21 and transmits a rotational torque from the second input rotary member to the rotor 21a of the hydraulic pump 21. And an electric one-way clutch 62. The rotor 21a is connected and fixed to a substantially cylindrical pump driving member 63, and the end of the pump driving member 63 and the sun gear support 54 are connected via the mechanical driving one-way clutch 61. I have. Further, the pump driving member 63 has an extended portion bent inwardly, and the extended portion and the rotating shaft 20 a are connected via the electric one-way clutch 62. Therefore, due to the action of these two one-way clutches 61 and 62, any one of the rotation speeds of the sun gear support 54 serving as the first input rotating member and the rotating shaft 20a of the auxiliary electric motor 20 serving as the second input rotating member is provided. The rotational torque is transmitted to the rotor 21a from the side with the higher torque.
[0027]
Next, the operation of the reverse rotation prevention mechanism 40 and the pump drive switching mechanism 60 will be described with reference to the skeleton diagram of FIG. In order to facilitate understanding, in the following description, for all members, the same rotation direction as the rotation direction of the sprocket 41 during forward running of the vehicle is referred to as “forward rotation direction”, and the opposite rotation direction is referred to as “reverse rotation direction”. Direction ”.
[0028]
FIG. 4A shows a state in which the vehicle is traveling forward at a sufficient speed and the input shaft 42 having the sprocket 41 is rotating in the normal rotation direction. During the forward rotation, the one-way clutch for sun gear 56 is engaged, and the rotation of the input shaft 42 is transmitted to the sun gear support 54. At this time, the ring gear 52 also rotates integrally with the input shaft 42, and accordingly, the carrier 58 also rotates in the normal rotation direction. The carrier one-way clutch 59 is in a so-called free state, and rotation of the carrier 58 is allowed. Further, since the auxiliary electric motor 20 is stopped, the mechanical drive one-way clutch 61 is engaged, and the rotation of the sun gear support 54 is transmitted to the rotor 21 a of the hydraulic pump 21. That is, the rotor 21a is mechanically driven in the normal rotation direction. Note that the electric one-way clutch 62 is in the free state, and the auxiliary electric motor 20 remains stopped. Therefore, when the vehicle is traveling forward, whether traveling by the engine 1 or by the traveling motor generator 4, the hydraulic pump 21 is mechanically driven in the normal rotation direction, which is the intended rotation direction. You. At this time, the rotation speed of the rotor 21a is equal to the rotation speed of the input shaft 42, that is, driven by the pump rotation speed determined by the vehicle speed and the gear ratio of the CVT2.
[0029]
FIG. 4B shows a state in which the vehicle is traveling backward at a sufficient speed and the input shaft 42 is rotating in the reverse direction with the reverse rotation of the traveling motor generator 4. Note that the auxiliary electric motor 20 is also stopped. At the time of the reverse rotation, the sun gear one-way clutch 56 is in a free state. The ring gear 52 rotates in the reverse direction integrally with the input shaft 42 via the ring gear support 57, but the rotation of the carrier 58 in the reverse direction is prevented by the engagement of the one-way clutch 59 for the carrier. The sun gear 51 is driven in the forward direction via the planetary gear 53. Accordingly, the rotor 21a rotates in the normal rotation direction from the sun gear support 54 via the mechanical drive one-way clutch 61. Therefore, when the vehicle is traveling backward by the traveling motor generator 4, the hydraulic pump 21 is driven in the normal rotation direction, which is the intended rotation direction, as in the case of traveling forward. At this time, the rotation speed of the rotor 21a is increased with respect to the rotation speed of the input shaft 42 according to the ratio of the number of teeth of the sun gear 51 and the number of teeth of the ring gear 52. That is, if the vehicle speed and the gear ratio of the CVT 2 are the same, the rotational speed of the hydraulic pump 21 can be higher during backward running than during forward running. The reverse traveling is generally performed at a low vehicle speed as a slow operation, and the rotational speed of the traveling motor generator 4 is relatively low. However, a sufficient hydraulic pressure can be secured by such a speed increasing action.
[0030]
FIG. 4C shows a state where the vehicle is stopped and a state where the vehicle is traveling (forward or backward) at a very low speed. At this time, since the auxiliary electric motor 20 is rotating in the forward direction at a rotational speed relatively higher than the rotational speed of the sun gear support 54, the electric one-way clutch 62 is in the engaged state, and the auxiliary electric motor 20 The rotor 21a is driven in the normal rotation direction by the rotation shaft 20a. At this time, the mechanical drive one-way clutch 61 is in a free state, and transmission of torque to the sun gear support 54 is prevented. The one-way clutch 56 for sun gear and the one-way clutch 59 for carrier both have a so-called swirl, but are in a substantially free state without transmitting torque.
[0031]
FIG. 5 is an explanatory diagram illustrating an operation of the hydraulic pump 21 and a change in hydraulic pressure when the vehicle shifts from forward running to reverse running in the above embodiment. Specifically, the driver decelerates and stops the vehicle during forward travel, switches the shift lever of the transmission (CVT2) from the D range for forward travel to the R range for reverse travel, and then starts reverse travel. This shows the situation up to now. The broken line indicates the rotation speed of the sun gear 51 (sun gear support 54), the dotted line indicates the rotation speed of the auxiliary electric motor 20, the thin solid line indicates the rotation speed of the input shaft 42, and the thick solid line indicates the oil pressure.
[0032]
As described above, the hydraulic pump 21 is mechanically driven in the forward rotation direction during forward running, but the number of rotations decreases as the vehicle speed decreases, and the generated hydraulic pressure also decreases. When this oil pressure decreases to a predetermined oil pressure (which is set slightly higher than the minimum necessary oil pressure) (or when the input shaft 42 rotation speed becomes less than the predetermined rotation speed), the auxiliary electric motor 20 Is activated. When the rotation speed of the sun gear 51 becomes relatively lower than the rotation speed of the auxiliary electric motor 20, as described above, the action of the one-way clutches 61 and 62 changes the mechanical drive by the input shaft 42 to the auxiliary electric motor. 20 automatically. As a result, the hydraulic pressure of the hydraulic oil that is pressure-fed to the shift operation unit or the like is secured to be equal to or higher than the minimum required hydraulic pressure. While the vehicle is stopped, driving by the auxiliary electric motor 20 is continued, and a required oil pressure is applied. The rotation speed of the auxiliary electric motor 20 during this time is controlled to a constant value. Then, when the backward running starts, the sun gear 51 is rotated while being accelerated in the normal rotation direction by the reverse rotation prevention mechanism 40 described above. When the rotation speed of the sun gear 51 exceeds the rotation speed of the auxiliary electric motor 20, the operation of the auxiliary electric motor 20 is automatically switched to the mechanical driving of the input shaft 42 by the actions of the one-way clutches 61 and 62. The auxiliary electric motor 20 is stopped when the load is not applied to the auxiliary electric motor 20 by this switching or when the rotation speed of the sun gear 51 becomes equal to or higher than a predetermined rotation speed. Therefore, the supply of the hydraulic pressure can be smoothly continued during the switching from the forward movement to the stoppage to the reverse movement without a momentary decrease in the hydraulic pressure. Note that in a low vehicle speed region in which switching with driving by the auxiliary electric motor 20 is performed, the engine 1 is stopped, and the vehicle is traveling by the traveling motor generator 4.
[0033]
As described above, the hydraulic pump 21 is mechanically driven by the vehicle propulsion mechanism (the engine 1 and the traveling motor generator 4) under a wide range of conditions except immediately before the vehicle stops, immediately after the vehicle starts, and during the vehicle stops. Therefore, a change in the vehicle drive torque due to a change in the hydraulic pump drive torque during traveling tends to be a problem, particularly in a low load region. Therefore, in the present invention, while the hydraulic pump 21 is mechanically driven, the pump drive torque is estimated and the compensation control is performed.
[0034]
FIG. 6 illustrates the torque compensation control when the hydraulic pump 21 is mechanically driven by the auxiliary electric motor 20 and the vehicle is in an acceleration state. (B) shows the vehicle driving torque T by the engine 1 and the traveling motor generator 4, and (c) shows the shaft torque Tpri of the primary pulley 11 of the CVT 2 respectively.
[0035]
The dashed line in FIG. 2B indicates the required value of the vehicle drive torque T at this time (this is determined, for example, from the accelerator pedal opening, etc.), and is a certain constant value required for vehicle acceleration. On the other hand, since the pump rotation speed increases in proportion to the increase in the rotation speed of the traveling motor generator 4 and the like with the acceleration, the pump drive torque Top gradually increases as shown in FIG. In the present invention, the pump driving torque Top is estimated, and a compensation torque equal thereto is added to the required value of the vehicle driving torque T to determine the command value T * of the vehicle driving torque. Therefore, the shaft torque Tpri of the primary pulley 11 becomes a constant value according to the required value as shown in FIG. The dashed line (c) shows the characteristics of the shaft torque Tpri when such torque compensation is not performed. In this case, the shaft torque Tpri gradually decreases, which appears as a phenomenon of poor acceleration.
[0036]
7A and 7B illustrate torque compensation control when the vehicle is in a deceleration state. FIG. 7A also shows the pump drive torque Top of the hydraulic pump 21, and FIG. 7B shows the torque obtained by the engine 1 and the traveling motor generator 4. The vehicle drive torque T and (c) indicate the shaft torque Tpri of the primary pulley 11 of the CVT 2 respectively.
[0037]
The dashed line in FIG. 2B indicates the required value of the vehicle drive torque T at this time (this is determined, for example, from the accelerator pedal opening), but at the time of deceleration, the traveling motor generator 4 operates on the regenerative side. Therefore, the vehicle driving torque T has a constant negative value. On the other hand, since the pump rotational speed decreases in proportion to the decrease in the rotational speed of the traveling motor generator 4 and the like as the vehicle decelerates, the pump drive torque Top gradually decreases as shown in FIG. In the present invention, the pump driving torque Top is estimated, and a compensation torque equal thereto is added to the required value of the vehicle driving torque T to determine the command value T * of the vehicle driving torque. Therefore, the shaft torque Tpri of the primary pulley 11 becomes a constant value according to the required value as shown in FIG. The dashed line (c) shows the characteristics of the shaft torque Tpri when such torque compensation is not performed. In this case, the shaft torque Tpri gradually increases, resulting in a phenomenon that the braking force decreases. Appear.
[0038]
In the above example, the fluctuation of the pump driving torque Top due to the change of the pump rotation speed has been described. However, as shown in FIGS. 8 and 9, the pump driving torque Top is substantially linearly increased with the increase of the pump rotation speed rop. Increase. Further, the pump driving torque Top also changes depending on the oil pressure and the oil temperature of the hydraulic oil. As shown in FIG. 8, the higher the oil pressure po, the larger the pump driving torque Top, and as shown in FIG. The lower the to is, the larger the pump drive torque Top is. Therefore, it is possible to accurately estimate the pump drive torque Top based on the pump speed rop, the hydraulic pressure po, and the oil temperature to.
[0039]
Next, the flow of the torque compensation control process will be described with reference to the flowchart of FIG. This control process is mainly executed by the hybrid system control unit 31, the motor generator control unit 34, and the CVT control unit 36.
[0040]
In step 1 of FIG. 10, it is determined whether the hydraulic pump 21 is driven by the vehicle propulsion mechanism (the engine 1 and the traveling motor generator 4) or the auxiliary electric motor 20. If it is driven by the auxiliary electric motor 20, the process proceeds to step 12, and normal control is continued.
[0041]
If the vehicle is being driven by the vehicle propulsion mechanism, the process proceeds to step 2 and subsequent steps. In step 2, the CVT control unit 36 detects the hydraulic pressure po of the working oil at that time. In step 3, similarly, the oil temperature to of the working oil at that time is detected. In step 4, the motor generator control unit 34 detects the rotation speed rm1 of the traveling motor generator 4, and in step 5, the detected rotation speed rm1 is transmitted from the motor generator control unit 34 to the CVT control unit 36. I do.
[0042]
Next, at step 6, it is determined whether the rotation speed rm1 is positive or negative, that is, whether the vehicle is traveling forward or backward. When the vehicle is traveling forward, as described above, the gear ratio of the planetary gear mechanism of the reverse rotation prevention mechanism 40 is 1, so the rotation speed rm1 of the traveling motor generator 4 is equal to the pump rotation speed rop. Therefore, the process proceeds to step 7, where the CVT control unit 36 calculates the pump driving torque Top from the rotation speed rm1 of the traveling motor generator 4, the hydraulic pressure po, and the oil temperature to. On the other hand, when the vehicle is traveling backward, the planetary gear mechanism of the reverse rotation prevention mechanism 40 performs the speed increasing operation as described above. Accordingly, the process proceeds to step 10, where the CVT control unit 36 multiplies the rotational speed rm1 (which is an absolute value) of the traveling motor generator 4 by the gear ratio N of the planetary gear mechanism to obtain the pump rotational speed rop. At 11, the pump drive torque Top is calculated from the pump rotational speed rop, the hydraulic pressure po, and the oil temperature to. In any case, if a reduction ratio or a speed increase ratio by the winding transmission mechanism including the chain 22 exists, it is necessary to multiply the reduction ratio or the speed increase ratio.
[0043]
Then, in step 8, the pump drive torque Top is transmitted from the CVT control unit 36 to the hybrid system control unit 31. In step 9, the hybrid system control unit 31 obtains a vehicle drive torque command value T * obtained by adding a compensation torque corresponding to the pump drive torque Top, and outputs the engine 1 via the engine control unit 33 and the motor generator control unit 34. And the traveling motor generator 4 is controlled. More specifically, the vehicle drive torque request value T is divided into an engine torque request value Te on the engine 1 side and a motor generator torque request value Tm1 on the traveling motor generator 4 side. The torque command value Te * is transmitted as the required value Tm1. Then, motor generator torque command value Tm1 * is given to motor generator control section 34 as “Tm1 * = Tm1 + Top”. That is, in this embodiment, torque compensation having excellent responsiveness is executed on the traveling motor generator 4 side, and the engine 1 is controlled normally.
[0044]
In the above-described embodiment, the single hydraulic pump 21 is used, and the auxiliary electric motor 20 is used for auxiliary driving when the vehicle stops. However, a configuration including an independent auxiliary electric pump used when the vehicle stops is used. It can also be.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a configuration explanatory view of a vehicle propulsion mechanism of a hybrid vehicle according to the present invention.
FIG. 2 is a block diagram showing an outline of a control system of the hybrid vehicle.
FIG. 3 is a cross-sectional view showing a configuration of a hydraulic pump integrally provided with an auxiliary electric motor and the like.
FIG. 4 is an explanatory view showing the operation of a reverse rotation prevention mechanism and a pump drive switching mechanism.
FIG. 5 is an explanatory diagram showing a change in hydraulic pressure and the like when shifting from forward running to reverse running.
FIG. 6 is a time chart showing changes in a vehicle drive torque command value T * and the like during acceleration.
FIG. 7 is a time chart showing changes in a vehicle drive torque command value T * and the like during deceleration.
FIG. 8 is a characteristic diagram showing a relationship among a pump rotation speed rop, a hydraulic pressure po, and a pump driving torque Top.
FIG. 9 is a characteristic diagram illustrating a relationship among a pump rotational speed rop, an oil temperature to, and a pump driving torque Top.
FIG. 10 is a flowchart showing the flow of a torque compensation control process according to the present invention.
[Explanation of symbols]
1 ... Engine 2 ... CVT
DESCRIPTION OF SYMBOLS 3 ... Clutch 4 ... Running motor generator 20 ... Auxiliary electric motor 21 ... Hydraulic pump 31 ... Hybrid system control part 34 ... Motor generator control part 36 ... CVT control part 40 ... Reverse rotation prevention mechanism

Claims

The engine is connected to the input shaft of the clutch, the input shaft of the transmission and the traveling motor are connected to the output shaft of the clutch, and the driving force is transmitted to the drive wheels from the output shaft of the transmission. A configured vehicle propulsion mechanism,
A mechanically driven hydraulic pump that is driven by the rotation of the traveling motor and supplies hydraulic oil to a shift operating portion of the transmission;
A hybrid vehicle control device comprising:
A control device for a hybrid vehicle, wherein a drive torque of the hydraulic pump is estimated from an operating state, and a vehicle drive torque command value obtained by adding the hydraulic pump drive torque is given to the vehicle propulsion mechanism.

The hybrid vehicle control device according to claim 1, wherein the torque compensation corresponding to the hydraulic pump drive torque is performed by correcting a torque command value to the traveling motor.

3. The control device for a hybrid vehicle according to claim 1, wherein a hydraulic pressure, an oil temperature, and a pump rotation speed of the hydraulic pump are detected, and a drive torque of the hydraulic pump is estimated from these values.

The hybrid vehicle is configured to perform reverse traveling by reverse rotation of the traveling motor in a disengaged state of the clutch,
A reverse rotation preventing mechanism including a planetary gear mechanism that transmits a rotational force in the same direction during both forward rotation and reverse rotation of the traveling motor is interposed between the hydraulic pump and the traveling motor. The control device for a hybrid vehicle according to any one of claims 1 to 3, wherein:

The pump rotation speed of the hydraulic pump is calculated from a rotation speed of the traveling motor and a gear ratio of the reverse rotation preventing mechanism during forward traveling and reverse traveling. Hybrid vehicle control device.

An auxiliary electric motor for driving the hydraulic pump when the vehicle is stopped and at low vehicle speed,
A pump for transmitting a rotational torque from a rotation member having a higher rotation speed, either a first input rotation member rotated by the traveling motor or a second input rotation member rotated by the auxiliary electric motor, to a rotor of the hydraulic pump. A drive switching mechanism,
The control device for a hybrid vehicle according to any one of claims 1 to 5, further comprising: