JP2004262275A

JP2004262275A - Control device of hybrid vehicle

Info

Publication number: JP2004262275A
Application number: JP2003052355A
Authority: JP
Inventors: Tomoya Imazu; 知也今津
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2003-02-28
Filing date: 2003-02-28
Publication date: 2004-09-24
Anticipated expiration: 2023-02-28
Also published as: JP3613273B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a control device of a hybrid vehicle capable of reaching a speed ratio (gear ratio) and a drive torque to target values with a good response according to a drive torque change instruction and providing the effect of an improvement in fuel economy. <P>SOLUTION: In this hybrid vehicle, a plurality of motor generators MG1 and MG2 used as a main torque source and an auxiliary torque source are connected to a floating gear transmission mechanism with two degrees of freedom, and the speed ratio (gear ratio) of the main torque source and a load is determined by the motor speeds N1 and N2 of the plurality of motor generators MG1 and MG2. The hybrid vehicle comprises a first associated control means performing a transmission control for first varying the speed ratio (gear ratio) of the main torque source and the load against a drive torque variation instruction and varying an output drive torque later when the torque response of the main torque source is delayed relative to the torque response of the auxiliary torque source. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、エンジンと２つ以上のモータジェネレータをトルク源とするハイブリッド車両の制御装置の技術分野に属する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、オートマチックトランスミッションを搭載する車両では、変速段を変更する際のいわゆる段間においては駆動力と変速比とを独立に制御することが非常に困難であった。これは、変速段の段間においては油圧クラッチにより駆動トルクを制御しつつ、トルクコンバータの伝達トルクを制御すれば駆動力と変速とを独立に制御できるが、油圧クラッチの伝達トルクが特に過渡的に回転数差および押し付け圧力の複雑かつ不安定な関数であること、トルクコンバータの伝達トルクが入り側回転数および回転数差の関数であるため、これを制御するには大きな慣性をもつエンジン軸の回転数を高速で制御しなくてはならないこと、などの理由による（例えば、特許文献１参照）。
【０００３】
【特許文献１】
特開２００２−１８７４６０号公報。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、この種のオートマチックトランスミッションでは、油圧クラッチの伝達トルクの不確定性もさることながら、変速用のトルクと駆動力用のトルクの和がエンジントルクである、という制約により、変速の応答性を上げようとすると過渡駆動力応答は悪くなり、過渡駆動力の応答を速くすると変速の応答性が下がる、というトレードオフが存在した。すなわち、エンジントルクの応答性を超える高速応答の変速を行わせるときには、変速中エンジントルクは一定とみなせるために、そのトルクから変速機内の回転要素の速度を変化させる、すなわち、運動エネルギーを変化させるための加減速トルクを差し引くため、残差である出力駆動トルクは必ず変化してしまうことになり、これが運転手に著しい違和感を感じさせるという問題があった。
【０００５】
本発明は、上記問題に着目してなされたもので、駆動トルクの変動指令に対して速度比（変速比）と駆動トルクを短時間にて応答良く目標値に到達させることができ、併せて、燃費の向上効果を得ることができるハイブリッド車両の制御装置を提供することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するため、本発明では、
主たるトルク源と、補助的なトルク源である複数のモータが二自由度の浮遊歯車変速機構に接続されていて、主たるトルク源と負荷との速度比（変速比）が補助的な複数のモータの回転速度により決定されるハイブリッド車両において、
主たるトルク源のトルク応答が補助的なトルク源のトルク応答に対して遅い場合に、駆動トルクの変動指令に対して、主たるトルク源と負荷との速度比（変速比）を先に変化させ、遅れて出力駆動トルクを変化させる変速制御と駆動トルク制御との第１協調制御手段を設けた。
【０００７】
なお、第１協調制御手段に代え、主たるトルク源のトルク応答が補助的なトルク源のトルク応答に対して遅い場合に、駆動トルクの変動指令に対して、主たるトルク源と負荷との速度比（変速比）を大きく変化させ、出力駆動トルクを小さく変化させる変速制御と駆動トルク制御との第２協調制御手段を設けるようにしても良い。
【０００８】
【発明の効果】
よって、本発明のハイブリッド車両の制御装置にあっては、モータのトルク応答はエンジンのトルク応答および人間の知覚に対して十分速いことを利用し、エンジントルク応答遅れおよび人間の知覚に違和感を及ぼさない期間は出力駆動トルクを増加させず（または、出力駆動トルクの増加を抑え）、バッテリの出力をもっぱら変速に用いることにより、速い変速を可能とさせる。これにより出力駆動トルクの変化に対して適した変速比にあらかじめ近づけることによって、遅れて要求される出力駆動トルクの増加を容易とし、併せて、エンジン動作点の燃費最適線からのずれが小さくなるので燃費向上効果を得る。
【０００９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明のハイブリッド車両の制御装置を実現する実施の形態を、図示する第１実施例と第２実施例とに基づいて説明する。
【００１０】
（第１実施例）
まず、構成を説明する。
図１は第１実施例のハイブリッド車両の制御装置を示す全体システム図である。ハイブリッド駆動系を図１により説明すると、１はエンジン（主たるトルク源）、２は同軸多層モータ（補助的なトルク源である複数のモータ）、３はラビニョウ型複合遊星歯車列（二自由度の遊星歯車変速機構）、４は出力ギヤ（負荷）、５はカウンターギヤ、６はドライブギヤ、７はディファレンシャル、８、８はドライブシャフト、９はモータ＆ギヤケース、１０はエンジン出力軸、１１は第１モータジェネレータ出力軸、１２は第２モータジェネレータ出力軸、１３はモータ室、１４はギヤ室、１５はクラッチ、１６はハイブレーキ、１７はローブレーキである。
【００１１】
前記同軸多層モータ２は、モータ＆ギヤケース９に固定され、コイルを巻いた固定電機子としてのステータＳと、前記ステータＳの外側に配置し、図外の永久磁石を埋設したアウターロータＯＲと、前記ステータＳの内側に配置し、図外の永久磁石を埋設したインナーロータＩＲと、を同軸上に配置することで構成されている。以下、ステータＳ＋インナーロータＩＲを、第１モータジェネレータＭＧ１といい、ステータＳ＋アウターロータＯＲを、第２モータジェネレータＭＧ２という。
【００１２】
前記ラビニョウ型複合遊星歯車列３は、互いに噛み合う第１ピニオンＰ１と第２ピニオンＰ２を支持する共通キャリヤＣと、第１ピニオンＰ１に噛み合う第１サンギヤＳ１と、第２ピニオンＰ２に噛み合う第２サンギヤＳ２と、第１ピニオンＰ１に噛み合う第１リングギヤＲ１と、第２ピニオンＰ２に噛み合う第２リングギヤＲ２と、の５つの回転要素を有する。
【００１３】
そして、ハイブリッド駆動系は、前記第２リングギヤＲ２とエンジン出力軸１０とをクラッチ１５を介して連結し、前記第１サンギヤＳ１と第１モータジェネレータ出力軸１１とを連結し、前記第２サンギヤＳ２と第２モータジェネレータ出力軸１２とを連結し、前記共通キャリヤＣに出力ギヤ４を連結することにより構成されている。
【００１４】
そして、前記ラビニョウ型複合遊星歯車列３は、第１サンギヤＳ１と第１ピニオンＰ１と第２ピニオンＰ２と第２リングギヤＲ２によりダブルピニオン型遊星歯車が構成され、このダブルピニオン型遊星歯車は、共線図上で（Ｓ−Ｒ−ＣまたはＣ−Ｒ−Ｓ）配列となる。また、前記ラビニョウ型複合遊星歯車列３は、第２サンギヤＳ２と第２ピニオンＰ２と第２リングギヤＲ２によりシングルピニオン型遊星歯車が構成され、このシングルピニオン型遊星歯車は、共線図上で（Ｓ−Ｃ−ＲまたはＲ−Ｃ−Ｓ）配列となる。
【００１５】
このため、ラビニョウ型複合遊星歯車列３に連結されるエンジン１と第１モータジェネレータＭＧ１と第２モータジェネレータＭＧ２と出力ギヤ４との４つの回転要素は、図２に示すように、共線図上において、第１モータジェネレータＭＧ１、エンジン１、出力ギヤ４、第２モータジェネレータＭＧ２の回転速度順になるように連結される。
【００１６】
ここで、共線図（速度線図）とは、遊星歯車のギヤ比を考える場合、式により求める方法に代え、より簡単で分かりやすい作図により求める方法で用いられる速度線図であり、縦軸に各回転要素の回転数（回転速度）をとり、横軸にリングギヤ、キャリヤ、サンギヤを、間隔がサンギヤとリングギヤの歯数比になるように配置したものである。なお、シングルピニオン型遊星歯車の場合は、サンギヤとリングギヤとが逆回転するため、キャリヤの回転速度軸が真ん中になるように配置し、ダブルピニオン型遊星歯車の場合は、サンギヤとリングギヤとが同回転するため、キャリヤの回転速度軸が外になるように配置する。
【００１７】
前記ハイブレーキ１６は、共線図上で第１モータジェネレータＭＧ１の回転速度軸と一致する位置に配置され、締結により変速比をオーバードライブ側のハイ変速比に固定する（図２参照）。第１実施例のハイブレーキ１６は、第１サンギヤＳ１をモータ＆ギヤケース９に固定可能とする位置に配置している。
【００１８】
前記ローブレーキ１７は、共線図上で出力ギヤ４の回転速度軸と第２モータジェネレータＭＧ２の回転速度軸との間の位置に配置され、締結により変速比をアンダードライブ側のロー変速比に固定する（図２参照）。第１実施例のローブレーキ１７は、第１リングギヤＲ１をモータ＆ギヤケース９に固定可能とする位置に配置している。
【００１９】
前記出力ギヤ４からの出力回転及び出力トルクは、カウンターギヤ５→ドライブギヤ６→ディファレンシャル７を経過し、ドライブシャフト８、８から図外の駆動輪へ伝達される。
【００２０】
次に、ハイブリッド車両の制御系構成を図１により説明すると、２１はエンジンコントローラ、２２はスロットルバルブアクチュエータ、２３はモータコントローラ、２４はインバータ、２５はバッテリ、２６はハイブリッドコントローラ、２７はアクセル開度センサ、２８は車速センサ、２９はモータ温度センサ、３０はエンジン回転数センサである。
【００２１】
前記エンジンコントローラ２１は、ハイブリッドコントローラ２６からの指令に応じてエンジン回転数ＮｅとエンジントルクＴｅを制御する指令をスロットルバルブアクチュエータ２２へ出力する。すなわち、エンジン回転数センサ３０からのエンジン回転数検出値をフィードバック情報としてスロットルバルブを開閉制御する。
【００２２】
前記モータコントローラ２３は、第１モータジェネレータＭＧ１の回転数Ｎ１とトルクＴ１と第２モータジェネレータＭＧ２の回転数Ｎ２とトルクＴ２をそれぞれ独立に制御する指令をインバータ２４へ出力する。
【００２３】
前記インバータ２４は、前記同軸多層モータ３のステータＳのコイルに接続され、モータコントローラ２３からの指令により、インナーロータＩＲへの駆動電流とアウターロータＯＲへの駆動電流（一方が三相交流、他方が六相交流）とを複合させた複合電流を作り出す。このインバータ２４にはバッテリ２５が接続されている。
【００２４】
前記ハイブリッドコントローラ２６は、アクセル開度センサ２７、車速センサ２８、モータ温度センサ２９、エンジン回転数センサ３０等からのセンサ信号を入力して所定の演算処理を行う。このハイブリッドコントローラ２６には、前記エンジンコントローラ２１に対し演算処理結果にしたがって制御指令を出力すると共に、前記モータコントローラ２３に対し演算処理結果にしたがって制御指令を出力する変速制御と駆動トルクとの協調制御プログラムが組み込まれている。
【００２５】
なお、ハイブリッドコントローラ２６とエンジンコントローラ２１、および、ハイブリッドコントローラ２６とモータコントローラ２３とは、それぞれ双方向通信線により接続されている。
【００２６】
次に、第１実施例で採用したハイブリッド駆動系の特徴点について述べる。
（１）同軸多層モータの採用
モータジェネレータとして２ロータ・１ステータの同軸多層モータ２を採用したことで、アウターロータ磁力線とインナーロータ磁力線とに２つの磁力線が作られ、コイル及びインバータ２４を２つのインナーロータＩＲとアウターロータＯＲに対し共用できる。そして、インナーロータＩＲに対する電流とアウターロータＯＲに対する電流を重ね合わせた複合電流を１つのコイルに印加することにより、２つのロータＩＲ、ＯＲをそれぞれ独立に制御することができる。つまり、外観的には、１つの同軸多層モータ２であるが、モータ機能とジェネレータ機能の異種または同種の機能を組み合わせたものとして使える。
【００２７】
よって、例えば、それぞれにロータとステータを持つ２個の独立したモータジェネレータを設ける場合に比べ、コスト（部品点数低減、インバータ電流定格低減、磁石低減）・サイズ（同軸構造による小型化、インバータサイズ低減）・効率（鉄損低減・インバータ損失低減）の面で有利にすることができる。
【００２８】
また、複合電流制御のみで（モータ＋ジェネレータ）の使い方に限らず、（モータ＋モータ）や（ジェネレータ＋ジェネレータ）の使い方も可能であるというように、高い選択自由度を持つため、例えば、第１実施例のように、ハイブリッド車のトルク源に同軸多層モータ２を採用した場合、これら多数の選択肢の中から車両状態に応じて最も効果的、或いは、効率的な組み合わせを選択することができる。
【００２９】
（２）ラビニョウ型複合遊星歯車列の採用
第１実施例装置のように、エンジンと第１モータジェネレータと第２モータジェネレータと出力部材との４要素を有するハイブリッド駆動系には、４要素を連結するために少なくとも４つの回転要素を有するものであれば様々な遊星歯車機構を採用することができる。
【００３０】
しかし、多数の遊星歯車機構が考えられる中で、遊星歯車機構の動的な動作を簡易的に表せる剛体レバーモデルを導入でき、かつ、軸方向寸法が短くなりコンパクトな遊星歯車機構とすることができるという理由により、ラビニョウ型複合遊星歯車列３を採用した。
【００３１】
すなわち、ラビニョウ型複合遊星歯車列３は、２列の遊星歯車の幅寸法でありながら、４つの遊星歯車（２つの平行な縦方向遊星歯車と２つのクロスする前後方向遊星歯車）の組み合わせを実現しているため、例えば、４つの遊星歯車を軸方向に配列するのに比べて大幅に軸方向寸法が短縮される。
【００３２】
（３）同軸多層モータとラビニョウ型複合遊星歯車列の適合性
ハイブリッド駆動系に対し同軸多層モータ２とラビニョウ型複合遊星歯車列３を適用した場合、下記に列挙するメリットがある。
【００３３】
▲１▼互いに同軸構造であるため、同軸多層モータ２の出力軸１１、１２と、ラビニョウ型複合遊星歯車列３の両サンギヤＳ１、Ｓ２とを、例えば、スプライン嵌合にて簡単に連結できるというように、組み合わせ相性が非常に良く、スペース・コスト・重量の面で極めて有利である。
【００３４】
▲２▼同軸多層モータ２の一方を放電（モータ）として用い、他方を発電（ジェネレータ）として用いた場合、１つのインバータ２４を介してモータ電流を制御することも可能であり、バッテリ２５からの持ち出しを少なくすることができる。例えば、ダイレクト配電制御モードの場合、理論上、バッテリ２５からの持ち出しをゼロにすることができる。
【００３５】
▲３▼同軸多層モータ２の両方を放電（モータ）として用いた場合、駆動範囲を広くとることができる。すなわち、２つのモータパワーを掛け合わせた値がパワー最大値（一定値）以下の全ての領域を駆動可能範囲とし、一方のモータが小パワーで、他方のモータが大パワーという組み合わせで用いることもできる。
【００３６】
次に、作用を説明する。
【００３７】
［変速制御と駆動トルクとの協調制御処理］
図３は第１実施例のハイブリッドコントローラ２６の協調制御部にて実行される変速制御と駆動トルクとの協調制御処理の流れを示すフローチャートで、以下、各ステップについて説明する（第１協調制御手段）。
【００３８】
ステップＳ１では、アクセル開度センサ２７からアクセル開度ＡＰＳ、車速センサ２８から車速Ｖｓｐが読み込まれ、ステップＳ２へ移行する。
【００３９】
ステップＳ２では、後述するダイレクト配電モードにより、エンジン動作点Ｎｅ，Ｔｅと、モータ動作点Ｎ１，Ｔ１，Ｎ２，Ｔ２が決定され、ステップＳ２３へ移行する。
【００４０】
ステップＳ３では、今回演算された目標駆動トルクＴｏ^〜 _ｎと、前回演算された目標駆動トルクＴｏ^〜 _ｎ−１との差の絶対値が駆動トルク変動しきい値α以上であるか否かが判断され、ＹＥＳの場合はステップＳ６へ移行し、ＮＯの場合はステップＳ４へ移行する。
【００４１】
ステップＳ４では、ステップＳ３による駆動トルクの変動が小さいという判断に基づき、ステップＳ２で決定されたエンジン動作点Ｎｅ，Ｔｅを得る指令がエンジンコントローラ２１に対し出力され、ステップＳ５へ移行する。
【００４２】
ステップＳ５では、ステップＳ２で決定されたモータ動作点Ｎ１，Ｔ１，Ｎ２，Ｔ２を得る指令がモータコントローラ２３に対し出力され、ＲＥＴＵＲＮへ移行する。
【００４３】
ステップＳ６では、ステップＳ３による駆動トルクの変動が大きいという判断に基づき、ステップＳ２で決定されたエンジン動作点Ｎｅ，Ｔｅを得る指令がエンジンコントローラ２１に対し出力され、ステップＳ７へ移行する。
【００４４】
ステップＳ７では、ステップＳ２で決定されたモータ動作点Ｎ１，Ｔ１，Ｎ２，Ｔ２のうち、モータ回転数Ｎ１，Ｎ２を得る指令がモータコントローラ２３に対し出力され、ステップＳ８へ移行する。
【００４５】
ステップＳ８では、エンジン回転数センサ３０からの入力回転数と車速センサ２８からの出力回転数との比により演算にて求められる実変速比ｉが、ステップＳ２で求めたエンジン回転数Ｎｅと出力軸回転数Ｎｏとの比による目標変速比ｉ^＊に一致しているか否かが判断され、ＹＥＳの場合はステップＳ９へ移行し、ＮＯの場合はステップＳ７へ戻る。
【００４６】
ステップＳ９では、ステップＳ８による変速完了判断に基づいて、ステップＳ２で決定されたモータ動作点Ｎ１，Ｔ１，Ｎ２，Ｔ２のうち、モータトルクＴ１，Ｔ２を得る指令がモータコントローラ２３に対し出力され、ＲＥＴＵＲＮへ移行する。
【００４７】
［エンジン動作点及びモータ動作点の決定］
まず、「ダイレクト配電制御モード」とは、第１モータジェネレータＭＧ１と第２モータジェネレータＭＧ２の一方を放電とし他方を発電として用い、両者ＭＧ１、ＭＧ２の収支がゼロとなるようにそれぞれの回転数Ｎ１、Ｎ２とトルクＴ１、Ｔ２を決めて制御する制御モードをいう。
【００４８】
このダイレクト配電制御モードを説明すると、図４はダイレクト配電制御ブロック図であり、５０は目標駆動トルク決定部、５１は出力軸回転数算出部、５２は目標パワー算出部、５３は目標エンジンパワー算出部、５４は最適燃費エンジン回転数決定部、５５はエンジン動作点算出部、５６はモータ動作点算出部である。
【００４９】
前記目標駆動トルク決定部５０は、アクセル開度検出値ＡＰＳと車速検出値Ｖｓｐと図示するような目標駆動トルクマップとに基づいて、目標駆動トルクＴｏ^〜を決定する。
【００５０】
前記出力軸回転数算出部５１は、車速検出値Ｖｓｐと変換係数Ｋ１とを用いて出力軸回転数Ｎｏを算出する。
【００５１】
前記目標パワー算出部５２は、目標駆動トルク決定部５０からの目標駆動トルクＴｏ^〜と、出力軸回転数算出部５１からの出力軸回転数Ｎｏと、変換係数Ｋ２とを用いて目標パワーＰｏ^〜を算出する。
【００５２】
前記目標エンジンパワー算出部５３は、目標パワーＰｏ^〜と、メカ効率ηｍとを用いて、目標エンジンパワーＰｅ^〜を算出する。
【００５３】
前記最適燃費エンジン回転数決定部５４は、目標エンジンパワーＰｅ^〜と、最適燃費線と等パワー線によるエンジン出力マップを用いて、最適燃費エンジン回転数Ｎｅαを決定する。
【００５４】
前記エンジン動作点算出部５５は、最適燃費エンジン回転数Ｎｅαをエンジン回転数Ｎｅとし、目標エンジンパワーＰｅ^〜とエンジン回転数ＮｅによりエンジントルクＴｅを算出する。
【００５５】
前記モータ動作点算出部５６は、エンジン回転数Ｎｅ、出力軸回転数Ｎｏ、エンジントルクＴｅを入力し、
後述の（１）式〜（５）式のバランス式において、（４）式のバッテリパワーＰｂを、Ｐｂ＝０として、連立運動方程式を解くことにより、ダイレクト配電制御モードでのモータ動作点（Ｎ１、Ｔ１、Ｎ２、Ｔ２）を算出する。
【００５６】
まず、図１のハイブリッド駆動系において、エンジン１から出力ギヤ４までのギヤ比を１とし、エンジン１から第１モータジェネレータＭＧ１までのギヤ比をαとし、出力ギヤ４から第２モータジェネレータＭＧ２までのギヤ比をβと定義する（図２参照）。
タイヤ出力の目標とする出力トルクＴｏを指定すると、これを達成するように目標とする変速比ｉ、第１モータトルクＴ１、第２モータトルクＴ２、第１モータ回転数Ｎ１、第２モータ回転数Ｎ２、エンジントルクＴｅ、エンジン回転数Ｎｅが設定される。このとき、出力トルクＴｏ、エンジントルクＴｅ、エンジン回転数Ｎｅ、出力軸回転数Ｎｏ、変速比ｉ（＝Ｎｅ／Ｎｏ）は、図４に示すように、トルクマップ等により決定されるので、その時、
各モータ回転数Ｎ１、Ｎ２は、
Ｎ１＝Ｎｅ＋α（Ｎｅ−Ｎｏ）．．．（１）
Ｎ２＝Ｎｏ−β（Ｎｅ−Ｎｏ）．．．（２）
の式により表される。
また、共線図上のバランスは、各モータトルクＴ１、Ｔ２とすると、下記の式で表すことができる。
トルク上下方向のバランス
Ｔｏ＝Ｔ１＋Ｔ２＋Ｔｅ．．．（３）
モータパワーのバランス
Ｎ１・Ｔ１＋Ｎ２・Ｔ２＝Ｐｂ．．．（４）
エンジン回りのレバー回転方向のトルクバランス
αＴ１＋Ｔｏ＝（１＋β）Ｔ２．．．（５）
の式により表される。
これら（１）式〜（５）式（Ｅ−ＩＶＴバランス式）において、（４）式のバッテリパワーＰｂを、Ｐｂ＝０として、連立運動方程式を解くと、
Ｔ１＝｛Ｎ２・Ｔｅ｝／｛β・Ｎ１＋（α＋１）・Ｎ２｝．．．（６）
Ｔ２＝｛Ｎ１・Ｔｅ｝／｛β・Ｎ１＋（α＋１）・Ｎ２｝．．．（７）
となる。つまり、（１）、（２）、（６）、（７）式により、ダイレクト配電制御モードでのモータ動作点（Ｎ１、Ｔ１、Ｎ２、Ｔ２）が算出される。
【００５７】
よって、ダイレクト配電走行モードでの共線図は、図２に示すようになり、第１モータジェネレータＭＧ１の回転数Ｎ１と、第２モータジェネレータＭＧ２の回転数Ｎ２とを制御することにより、剛体レバーが移動し、アンダードライブからオーバードライブまでの広い変速比を達成することができる。そして、理論上はバッテリ負荷をゼロとし、良好な燃費性能を確保することができる。さらに、ダイレクト配電制御モードでは、下記に列挙するようなメリットを持つ。
▲１▼モータ動作点（第１モータジェネレータＭＧ１と第２モータジェネレータＭＧ２の回転数Ｎ１、Ｎ２とトルクＴ１、Ｔ２）をバランス式により簡単に計算できる。
▲２▼モータパワー（＝モータ通過パワー）が「ゼロ」となる変速比が２点（例えば、１／変速比＝約０．６の近傍と、１／変速比＝約１．５の近傍）ある。
▲３▼ロー側ほどモータトルクが大きくなる。つまり、電気的な最ロー側変速比は、モータトルクＴ１、Ｔ２によって決定される。
▲４▼エンジン１が低出力時には、モータトルクＴ１、Ｔ２及び回転数Ｎ１、Ｎ２の両面で制限を受けることがなく、変速レンジを非常にワイドにとることができる。
【００５８】
［変速制御と駆動トルクとの関係］
独立なトルク源を三つ、すなわち、エンジン１と第１モータジェネレータＭＧ１と第２モータジェネレータＭＧ２を持つ電気変速機付きのハイブリッド車両において、これら三つのトルクを制御することにより、駆動力の応答と変速の応答とを独立に制御調整できる。そのうち、エンジントルクの応答は相対的に低速であり、高速の変速を行わせるときには一定の出力トルクとみなせるので、残る二つのモータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２のトルクを制御する。このとき、
（１）変速による回転系の運動エネルギーの増減（パワー）、
（２）出力駆動力により系外に散逸するパワー（出力パワー）、
（３）一定のエンジントルクと変速の際のエンジン回転数の積（入力パワー）、
（４）複数のモータによりバッテリから消費されるパワー、
がバランスすることになる。
【００５９】
通常の運転手による出力駆動トルク指令の変化のうち、例えば、キックダウンと呼ばれる出力駆動トルク指令の急増についてみると、出力駆動トルクを大きくすることは上記（２）の系外に散逸するパワーを大きくすることになる。このとき、通常の変速機構では、キックダウン指令が発生した直後、エンジン回転数を大きくするような変速（ローシフト）と出力駆動トルクの増加が指令されることになる。エンジン回転数を高くする変速（ローシフト）では変速機構の回転エネルギーの総和は大きくなるので、このエネルギー増加分のパワーと、出力駆動トルクの増加による系外への散逸パワー増加分を、バッテリがモータを介して供給することになる。このとき、バッテリのパワー制約により、出力駆動トルクの増加を大きくすれば速い変速が不可能となる。
【００６０】
具体的に説明すると、目標駆動トルクが変化するとき、何らかの手段で適切な変速比を設定する過程で、適切な変速比が変化する。例えば、第１実施例のように主たるトルク源がエンジン１である場合、図４のエンジン出力マップに示すように、最適効率線がエンジン回転数−トルクカーブ上の線で決まっており、エンジン効率を最適に保つための変速比を決定する手段がある。つまり、図４において、運転者によるアクセル操作に表れる「駆動トルク要求」が変化すると、目標エンジンパワーＰｅ^〜が変化し、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの最適な組み合わせが算出され、エンジン回転数と車速（出力軸回転数）とで決まる「最適な変速比（目標変速比ｉ^＊）」が変化する。ところで、目標変速比ｉ^＊が変化すると、これに応じてモータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２のトルクＴ１，Ｔ２を増減して変速比を変更する。ここで、エンジントルクＴｅの応答は、モータトルクＴ１，Ｔ２に比べて遅いので、この期間では一定であるとする。このとき、駆動トルクも変化させると、エンジントルクＴｅの応答は遅く変化が無視できるとすれば、駆動トルクの変化もモータトルクＴ１，Ｔ２の増減でまかなわなくてはならず、変速比を変更するためのモータトルクＴ１，Ｔ２が不足し、速い変速が不可能となる。
【００６１】
［変速制御と駆動トルクとの協調制御作用］
これに対し、本発明の第１実施例においては、モータのトルク応答はエンジンのトルク応答および人間の知覚に対して十分速いことを利用し、エンジントルク応答遅れおよび人間の知覚に違和感を及ぼさない期間は出力駆動トルクを増加させず、バッテリ２５の出力をもっぱら変速に用いることにより、速い変速を可能とさせる。これにより出力駆動トルクの変化に対して適した変速比にあらかじめ近づけることによって、遅れて要求される出力駆動トルクの増加を容易とし、併せて、エンジン動作点Ｎｅ，Ｔｅの燃費最適線からのずれが小さくなるので燃費向上効果を得る。
【００６２】
すなわち、目標駆動トルクの変化幅が駆動トルク変動しきい値α以上である場合、図３のフローチャートにおいて、ステップＳ１→ステップＳ２→ステップＳ３→ステップＳ６→ステップＳ７へと進む流れとなり、モータトルクＴ１，Ｔ２を得る指令の出力に先行して、モータ回転数Ｎ１，Ｎ２を得る指令が出力され、先に変速比を目標変速比ｉ^＊に一致させる制御が実行される。そして、ステップＳ８にて実変速比ｉが目標変速比ｉ^＊に一致している、つまり、変速が完了であると判断されると、ステップＳ９へ進んでモータトルクＴ１，Ｔ２を得る指令が出力されることになる。
【００６３】
図５に、駆動トルクと変速比とを同時に変えようとしたときの挙動を示す。アクセルペダルが踏まれた直後、エンジントルクはゆっくりと応答する。これに対しモータ１トルクとモータ２トルクは即座に応答するが、それぞれ（あるいは一方が）リミットされる。このトルクが変速と駆動トルク補償とに用いられているため、変速速度は遅く駆動トルクも十分に補償できない。
【００６４】
これに対し、図６に、本発明の第１実施例による、変速比を先に変化させ、次に駆動トルクを変化させるようにした場合の挙動を示す。高速の変速を行う場合、図５の従来技術と同様、モータトルクはそれぞれ（あるいは一方が）リミットされる。このトルクがすべて変速にのみ用いられるため、変速比は図５の従来技術と比べて短時間に目標値に到達する。図６ではその後、駆動トルクを変化させている。変速が終了しているため、モータトルクＴ１，Ｔ２をすべてエンジントルクＴｅの応答遅れ補償に用いることができ、駆動トルクは出力される。その後エンジントルクＴｅが応答するので、モータトルクＴ１，Ｔ２による補償分は徐々に減っていく。このように、先に変速を完了したほうが、モータトルクＴ１，Ｔ２の即応性を生かした高速な変速をすることができる。
【００６５】
このように、第１実施例においては、目標駆動トルクＴｏ^〜が変化した場合に即座に変速比変更を開始するが、駆動トルクについてはしばらくの間据え置くため、駆動トルクの増加に伴う系外へのパワーの増加なしに、補助的なトルク源のモータトルクをすべて変速比変更に利用することができ、すばやい変速が可能となる。駆動トルクを即座に変化させた場合に比べて、その駆動トルクを出すのに適した変速比になるのが速いため、変速が終了するまでの期間が長くその期間駆動力が不足する、駆動トルクが出てもその期間燃費が悪くなる、などの課題を回避することができる。さらに、過渡的な状態が短く、エンジン状態がすぐに安定するので、従来技術に比べて燃費向上のメリットがある。
【００６６】
次に、効果を説明する。
第１実施例のハイブリッド車両の制御装置にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
【００６７】
（１）主たるトルク源と、補助的なトルク源である複数のモータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２が二自由度の浮遊歯車変速機構に接続されていて、主たるトルク源と負荷との速度比（変速比）が補助的な複数のモータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２のモータ回転数Ｎ１，Ｎ２により決定されるハイブリッド車両において、主たるトルク源のトルク応答が補助的なトルク源のトルク応答に対して遅い場合に、駆動トルクの変動指令に対して、主たるトルク源と負荷との速度比（変速比）を先に変化させる変速制御と、遅れて出力駆動トルクを変化させる駆動トルク制御との第１協調制御手段を設けたため、駆動トルクの変動指令に対して速度比（変速比）と駆動トルクを短時間にて応答良く目標値に到達させることができ、併せて、燃費の向上効果を得ることができる。
【００６８】
（２）前記第１協調制御手段は、先に行われる変速制御により実変速比ｉが目標変速比ｉ^＊に達するまでの時間を遅れ時間とし、遅れ時間経過後、速やかにモータトルクＴ１，Ｔ２を得る駆動トルク制御を実行するようにしたため、例えば、タイマー管理により変速制御から駆動トルク制御への移行を行う場合に比べ、早すぎることも遅すぎることもない最適なタイミングで行うことができ、変速比と駆動トルクを高応答性により極めて短時間にて目標値に到達させることができる。
【００６９】
（３）前記二自由度の浮遊歯車変速機構を、エンジン１と第１モータジェネレータＭＧ１と第２モータジェネレータＭＧ２と出力ギヤ４との４要素が、共線図上で第１モータジェネレータＭＧ１、エンジン１、出力ギヤ４、第２モータジェネレータＭＧ２の回転速度順になるように連結されたラビニョウ型複合遊星歯車列３とし、前記エンジン１と第１モータジェネレータＭＧ１と第２モータジェネレータＭＧ２のそれぞれの回転数Ｎｅ，Ｎ１，Ｎ２とトルクＴｅ，Ｔ１，Ｔ２であらわされる動作点は、前記ラビニョウ型複合遊星歯車列３の動的な動作を簡易的に表せる剛体レバーモデルを導入し、バッテリパワーＰｂをゼロとしたときに共線図上において剛体レバーのバランス式が成立するように決められるため、アンダードライブからオーバードライブまでの広い変速比を達成することができると共に、理論上はバッテリ負荷をゼロとし、良好な燃費性能を確保することができる。
【００７０】
（４）第１モータジェネレータＭＧ１と第２モータジェネレータＭＧ２を、コイルを巻いた固定電機子としてのステータＳと、ステータＳの外側に配置し、永久磁石を埋設したアウターロータＯＲと、ステータＳの内側に配置し、永久磁石を埋設したインナーロータＩＲと、ステータＳのコイルに接続され、インナーロータＩＲへの駆動電流とアウターロータＯＲへの駆動電流とを複合させた複合電流を作り出すインバータ２４と、該インバータ２４に接続されたバッテリ２５と、を備えた同軸多層モータ２としたため、それぞれにロータとステータを持つ２個の独立したモータジェネレータを設ける場合に比べ、コスト（部品点数低減、インバータ電流定格低減、磁石低減）・サイズ（同軸構造による小型化、インバータサイズ低減）・効率（鉄損低減・インバータ損失低減）の面で有利にすることができる。
【００７１】
（５）遊星歯車機構を、互いに噛み合う第１ピニオンＰ１と第２ピニオンＰ２を支持する共通キャリヤＣと、第１ピニオンＰ１に噛み合う第１サンギヤＳ１と、第２ピニオンＰ２に噛み合う第２サンギヤＳ２と、第１ピニオンＰ１に噛み合う第１リングギヤＲ１と、第２ピニオンＰ２に噛み合うリングギヤＲ２との５つの回転要素を有するラビニョウ型複合遊星歯車列３とし、第２リングギヤＲ２とエンジン出力軸１０とをクラッチ１５を介して連結し、第１サンギヤＳ１と第１モータジェネレータ出力軸１１とを連結し、第２サンギヤＳ２と第２モータジェネレータ出力軸１２とを連結し、共通キャリヤＣに出力ギヤ４（Ｏｕｔ）を連結することにより、共線図上で第１モータジェネレータＭＧ１、エンジン１、出力ギヤ４、第２モータジェネレータＭＧ２の回転速度順になるように連結したため、遊星歯車機構の動的な動作を簡易的に表せる剛体レバーモデルを導入でき、かつ、軸方向寸法が短くなりコンパクトな遊星歯車機構とすることができる。
【００７２】
（第２実施例）
この第２実施例は、駆動トルクの変動指令に対して、変速比を先に変化させ遅れて出力駆動トルクを変化させる第１協調制御手段に代え、駆動トルクの変動指令に対して、変速比を大きく変化させ、出力駆動トルクを小さく変化させる第２協調制御手段を採用した例である。なお、構成的には、第１実施例装置と同様であるので、図示並びに説明を省略する。
【００７３】
次に、作用を説明する。
【００７４】
［変速制御と駆動トルクとの協調制御処理］
図７は第２実施例のハイブリッドコントローラ２６の協調制御部にて実行される変速制御と駆動トルクとの協調制御処理の流れを示すフローチャートで、以下、各ステップについて説明する（第２協調制御手段）。
【００７５】
ステップＳ２１では、アクセル開度センサ２７からアクセル開度ＡＰＳ、車速センサ２８から車速Ｖｓｐが読み込まれ、ステップＳ２へ移行する。
【００７６】
ステップＳ２２では、上記ダイレクト配電モードにより、エンジン動作点Ｎｅ，Ｔｅと、モータ動作点Ｎ１，Ｔ１，Ｎ２，Ｔ２が決定され、ステップＳ２３へ移行する。
【００７７】
ステップＳ２３では、今回演算された目標駆動トルクＴｏ^〜 _ｎと、前回演算された目標駆動トルクＴｏ^〜 _ｎ−１との差の絶対値が駆動トルク変動しきい値α以上であるか否かが判断され、ＹＥＳの場合はステップＳ２６へ移行し、ＮＯの場合はステップＳ２４へ移行する。
【００７８】
ステップＳ２４では、ステップＳ２３による駆動トルクの変動が小さいという判断に基づき、ステップＳ２２で決定されたエンジン動作点Ｎｅ，Ｔｅを得る指令がエンジンコントローラ２１に対し出力され、ステップＳ２５へ移行する。
【００７９】
ステップＳ２５では、ステップＳ２２で決定されたモータ動作点Ｎ１，Ｔ１，Ｎ２，Ｔ２を得る指令がモータコントローラ２３に対し出力され、ＲＥＴＵＲＮへ移行する。
【００８０】
ステップＳ２６では、ステップＳ２３による駆動トルクの変動が大きいという判断に基づき、ステップＳ２２で決定されたエンジン動作点Ｎｅ，Ｔｅを得る指令がエンジンコントローラ２１に対し出力され、ステップＳ２７へ移行する。
【００８１】
ステップＳ２７では、ステップＳ２で決定されたモータ動作点Ｎ１，Ｔ１，Ｎ２，Ｔ２のうち、モータ回転数Ｎ１，Ｎ２を得る指令がモータコントローラ２３に対し出力され、ステップＳ２８へ移行する。
【００８２】
ステップＳ２８では、ステップＳ２で決定されたモータトルクＴ１，Ｔ２が現在値よりも大きい場合には、前回のモータトルクＴ１_ｎ−１，Ｔ２_ｎ−１に一定値△Ｔを加算した値、また、ステップＳ２で決定されたモータトルクＴ１，Ｔ２が現在値よりも小さい場合には、前回のモータトルクＴ１_ｎ−１，Ｔ２_ｎ−１から一定値△Ｔを減算した値が、今回のモータトルクＴ１_ｎ，Ｔ２_ｎとされ、今回のモータトルクＴ１_ｎ，Ｔ２_ｎを得る指令がモータコントローラ２３に対し出力され、ステップＳ２８へ移行する。
【００８３】
ステップＳ２９では、今回のモータトルクＴ１_ｎ，Ｔ２_ｎがそれぞれステップＳ２で決定されたモータトルクＴ１，Ｔ２以上であるか否かが判断され、ＮＯの場合はステップＳ３０へ移行し、ＹＥＳの場合はＲＥＴＵＲＮへ移行する。
【００８４】
ステップＳ３０では、今回のモータトルクＴ１_ｎ，Ｔ２_ｎがそれぞれ前回のモータトルクＴ１_ｎ−１，Ｔ２_ｎ−１と書き換えられる。
【００８５】
［変速制御と駆動トルクとの協調制御作用］
本発明の第２実施例においては、モータのトルク応答はエンジンのトルク応答および人間の知覚に対して十分速いことを利用し、エンジントルク応答遅れおよび人間の知覚に違和感を及ぼさない期間は出力駆動トルクの増加を小さく抑え、バッテリ２５の出力のほとんどを変速に用いることにより、速い変速を可能とさせる。これにより出力駆動トルクの変化に対して適した変速比にあらかじめ近づけることによって、遅れて要求される出力駆動トルクの増加を容易とし、併せて、エンジン動作点Ｎｅ，Ｔｅの燃費最適線からのずれが小さくなるので燃費向上効果を得る。
【００８６】
すなわち、目標駆動トルクの変化幅が駆動トルク変動しきい値α以上である場合、図７のフローチャートにおいて、ステップＳ２１→ステップＳ２２→ステップＳ２３→ステップＳ２６→ステップＳ２７へと進む流れとなり、エンジン動作点Ｎｅ，Ｔｅ及びモータ回転数Ｎ１，Ｎ２を得る指令が出力される。そして、ステップＳ２８→ステップＳ２９→ステップＳ３０にて、少しづつ指令値が変化しながら所定の時間を要して最終的にモータトルクＴ１，Ｔ２を得る指令が出力されることになる。
【００８７】
よって、この第２実施例においても、高速の変速を行う場合、図５の従来技術と同様、モータトルクはそれぞれ（あるいは一方が）リミットされる。このトルクがほとんど変速にのみ用いられるため、変速比は図５の従来技術と比べて短時間に目標値に到達する。そして、変速が終了すると、モータトルクＴ１，Ｔ２をすべてエンジントルクＴｅの応答遅れ補償に用いることができ、駆動トルクは出力される。その後エンジントルクＴｅが応答するので、モータトルクＴ１，Ｔ２による補償分は徐々に減っていく。このように、先に変速を完了したほうが、モータトルクＴ１，Ｔ２の即応性を生かした高速な変速をすることができる。
【００８８】
このように、第２実施例においては、目標駆動トルクＴｏ^〜が変化した場合に即座に変速比変更を開始するが、駆動トルクについては増減を緩やかにするため、駆動トルクの急激な増加に伴う系外へのパワーの増加を抑え、補助的なトルク源のモータトルクをほとんど変速比変更に利用することができ、すばやい変速が可能となる。駆動トルクを即座に変化させた場合に比べて、その駆動トルクを出すのに適した変速比になるのが速いため、変速が終了するまでの期間が長くその期間駆動力が不足する、駆動トルクが出てもその期間燃費が悪くなる、などの課題を回避することができる。さらに、過渡的な状態が短く、エンジン状態がすぐに安定するので、従来技術に比べて燃費向上のメリットがある。
【００８９】
加えて、第１実施例では駆動トルクの応答が通常より遅れ、感覚の鋭い運転者の場合は違和感を感じるが、第２実施例の適用においては、駆動トルクが目標駆動トルクの変更直後から変化しているので、まったく変化しない機関が存在する場合に比べ違和感が小さくなるという利点がある。
【００９０】
次に、効果を説明する。
第２実施例のハイブリッド車両の制御装置にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
【００９１】
（６）主たるトルク源と、補助的なトルク源である複数のモータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２が二自由度の浮遊歯車変速機構に接続されていて、主たるトルク源と負荷との速度比（変速比）が補助的な複数のモータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２のモータ回転数Ｎ１，Ｎ２により決定されるハイブリッド車両において、主たるトルク源のトルク応答が補助的なトルク源のトルク応答に対して遅い場合に、駆動トルクの変動指令に対して、主たるトルク源と負荷との速度比（変速比）を大きく変化させる変速制御と、出力駆動トルクを小さく変化させる駆動トルク制御との第２協調制御手段を設けたため、駆動トルクの変動指令に対して速度比（変速比）と駆動トルクを短時間にて応答良く目標値に到達させることができ、併せて、燃費の向上効果を得ることができる。
【００９２】
（７）前記第２協調制御手段は、駆動トルクの変動指令に対して、変速制御と駆動トルク制御を同時に実行するが、変速制御側では速度比（変速比）の最終目標値を指令値とし、駆動トルク制御側では一定時間毎の駆動トルク変化幅を小さい幅に抑えたトルク変化抑制値を指令値とするようにしたため、駆動トルクが目標駆動トルクの変更直後から変化しているので、感覚の鋭い運転者であっても違和感を感じることがない。
【００９３】
以上、本発明のハイブリッド車両の制御装置を第１実施例及び第２実施例に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。
【００９４】
第１実施例及び第２実施例では、第１モータジェネレータと第２モータジェネレータとして、共通ステータと２つのロータにより外観上は１つのモータジェネレータであるが、機能上は２つのモータジェネレータを達成する同軸多層モータ２の適用例を示したが、２つの独立した交流モータジェネレータや直流モータジェネレータを用いたものであっても良い。
【００９５】
第１実施例及び第２実施例では、遊星歯車機構として、ラビニョウ型複合遊星歯車列３の適用例を示したが、エンジンと第１モータジェネレータと第２モータジェネレータと出力部材との４要素を連結するため、少なくとも４つの回転要素を有する遊星歯車により構成される機構であれば、ラビニョウ型複合遊星歯車列３に限られることはない。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施例のハイブリッド車両の制御装置を示す全体システム図である。
【図２】第１実施例装置のダイレクト配電制御モードでの共線図である。
【図３】第１実施例装置におけるハイブリッドコントローラの協調制御部にて実行される変速制御と駆動トルクとの協調制御処理の流れを示すフローチャートである。
【図４】第１実施例装置のハイブリッドコントローラにおけるダイレクト配電制御モードでのモータ制御ブロック図である。
【図５】駆動トルクと変速比を同時に変えようとしたときのアクセルペダル、駆動力指令・実績、変速比指令・実績、エンジントルク、モータ１トルク、モータ２トルクを示すタイムチャートである。
【図６】変速比を先に変化させ次に駆動力を変えたときのアクセルペダル、駆動力指令・実績、変速比指令・実績、エンジントルク、モータ１トルク、モータ２トルクを示すタイムチャートである。
【図７】第２実施例装置におけるハイブリッドコントローラの協調制御部にて実行される変速制御と駆動トルクとの協調制御処理の流れを示すフローチャートである。
【符号の説明】
１エンジン（主たるトルク源）
２同軸多層モータ（補助的なトルク源である複数のモータ）
３ラビニョウ型複合遊星歯車列（二自由度の遊星歯車変速機構）
４出力ギヤ（負荷）
５カウンターギヤ
６ドライブギヤ
７ディファレンシャル
８，８ドライブシャフト
９モータ＆ギヤケース
１０エンジン出力軸
１１第１モータジェネレータ出力軸
１２第２モータジェネレータ出力軸
１３モータ室
１４ギヤ室
１５クラッチ
１６ハイブレーキ
１７ローブレーキ
２１エンジンコントローラ
２２スロットルバルブアクチュエータ
２３モータコントローラ
２４インバータ
２５バッテリ
２６ハイブリッドコントローラ
２７アクセル開度センサ
２８車速センサ
２９モータ温度センサ
３０エンジン回転数センサ[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention belongs to the technical field of a hybrid vehicle control device using an engine and two or more motor generators as torque sources.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, in a vehicle equipped with an automatic transmission, it has been extremely difficult to independently control the driving force and the gear ratio during a so-called gear change when changing gears. This is because, while controlling the drive torque by the hydraulic clutch between the shift speeds and controlling the transmission torque of the torque converter, the drive force and the shift can be controlled independently, but the transmission torque of the hydraulic clutch is particularly transient. In addition, since the transmission torque of the torque converter is a function of the inlet rotation speed and the rotation speed difference, it is a complicated and unstable function of the rotation speed difference and the pressing pressure. (For example, see Patent Document 1).
[0003]
[Patent Document 1]
JP-A-2002-187460.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, in this type of automatic transmission, not only the uncertainty of the transmission torque of the hydraulic clutch, but also the restriction that the sum of the torque for shifting and the torque for driving force is the engine torque, the response of shifting is reduced. There is a trade-off in that the response to the transient driving force is degraded when trying to increase, and the response of the shift is reduced when the response to the transient driving force is increased. That is, when a high-speed response shift exceeding the response of the engine torque is performed, the speed of the rotating element in the transmission is changed from the torque, that is, the kinetic energy is changed because the engine torque can be regarded as constant during the shift. Therefore, the output drive torque, which is the residual, always changes because the acceleration / deceleration torque is subtracted, which causes a problem that the driver feels a great sense of discomfort.
[0005]
The present invention has been made in view of the above problem, and enables a speed ratio (speed ratio) and a drive torque to reach a target value in a short time in response to a drive torque change command. It is an object of the present invention to provide a control device for a hybrid vehicle that can obtain an effect of improving fuel efficiency.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-mentioned problems, in the present invention,
A plurality of motors, which are a main torque source and a plurality of auxiliary torque sources, are connected to a two-degree-of-freedom floating gear transmission mechanism, and the plurality of motors have auxiliary speed ratios (speed ratios) between the main torque source and the load. In a hybrid vehicle determined by the rotation speed of
When the torque response of the main torque source is slower than the torque response of the auxiliary torque source, the speed ratio (speed ratio) between the main torque source and the load is changed first in response to the drive torque fluctuation command, A first cooperative control means for the shift control and the drive torque control for changing the output drive torque with a delay is provided.
[0007]
When the torque response of the main torque source is slower than the torque response of the auxiliary torque source instead of the first cooperative control means, the speed ratio between the main torque source and the load is changed in response to the drive torque fluctuation command. A second cooperative control means for controlling the shift torque and the drive torque to change the (gear ratio) largely and change the output drive torque to a small value may be provided.
[0008]
【The invention's effect】
Therefore, the hybrid vehicle control device of the present invention utilizes the fact that the torque response of the motor is sufficiently fast with respect to the engine torque response and human perception, so that the engine torque response delay and human perception are uncomfortable. During periods when there is no output, the output drive torque is not increased (or the increase of the output drive torque is suppressed), and the output of the battery is used exclusively for the shift, thereby enabling a fast shift. This makes it easier to increase the output drive torque required later by bringing the gear ratio closer to the gear ratio suitable for the change in the output drive torque in advance, and also reduces the deviation of the engine operating point from the optimal fuel consumption line. Therefore, an effect of improving fuel efficiency is obtained.
[0009]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment for realizing a control device for a hybrid vehicle according to the present invention will be described based on a first example and a second example shown in the drawings.
[0010]
(First embodiment)
First, the configuration will be described.
FIG. 1 is an overall system diagram showing a control device for a hybrid vehicle according to a first embodiment. The hybrid drive system will be described with reference to FIG. 1. 1 is an engine (main torque source), 2 is a coaxial multilayer motor (a plurality of motors as auxiliary torque sources), 3 is a Ravigneaux type compound planetary gear train (two degrees of freedom). Planetary gear transmission mechanism), 4 is an output gear (load), 5 is a counter gear, 6 is a drive gear, 7 is a differential, 8, 8 is a drive shaft, 9 is a motor and gear case, 10 is an engine output shaft, and 11 is an engine output shaft. 1 is a motor generator output shaft, 12 is a second motor generator output shaft, 13 is a motor room, 14 is a gear room, 15 is a clutch, 16 is a high brake, and 17 is a low brake.
[0011]
The coaxial multilayer motor 2 is fixed to a motor & gear case 9 and has a stator S as a fixed armature wound with a coil, an outer rotor OR arranged outside the stator S and having a permanent magnet (not shown) embedded therein. An inner rotor IR having a permanent magnet (not shown) embedded therein is arranged on the inner side of the stator S, and is arranged coaxially. Hereinafter, the stator S + the inner rotor IR is referred to as a first motor generator MG1, and the stator S + the outer rotor OR is referred to as a second motor generator MG2.
[0012]
The Ravigneaux type compound planetary gear train 3 includes a common carrier C that supports a first pinion P1 and a second pinion P2 that mesh with each other, a first sun gear S1 that meshes with the first pinion P1, and a second sun gear that meshes with the second pinion P2. S5, five rotating elements of a first ring gear R1 meshing with the first pinion P1 and a second ring gear R2 meshing with the second pinion P2.
[0013]
The hybrid drive system connects the second ring gear R2 to the engine output shaft 10 via a clutch 15, connects the first sun gear S1 to the first motor generator output shaft 11, and connects the second sun gear S2 to the second sun gear S2. And the second motor generator output shaft 12, and the common carrier C is connected to the output gear 4.
[0014]
In the Ravigneaux type compound planetary gear train 3, a double pinion type planetary gear is constituted by the first sun gear S1, the first pinion P1, the second pinion P2, and the second ring gear R2. It becomes (SRC or CRS) sequence on the diagram. In the Ravigneaux type compound planetary gear train 3, a single pinion type planetary gear is constituted by the second sun gear S2, the second pinion P2 and the second ring gear R2. S—C—R or R—C—S) sequence.
[0015]
Therefore, the four rotating elements of the engine 1, the first motor generator MG1, the second motor generator MG2, and the output gear 4, which are connected to the Ravigneaux compound planetary gear train 3, are collinear diagrams as shown in FIG. Above, the first motor generator MG1, the engine 1, the output gear 4, and the second motor generator MG2 are connected so as to be in the order of the rotation speed.
[0016]
Here, the collinear diagram (velocity diagram) is a velocity diagram used in a method of obtaining a simpler and easier-to-understand drawing instead of the method of obtaining the equation when considering the gear ratio of the planetary gear. The rotational speed (rotational speed) of each rotary element is taken, and a ring gear, a carrier, and a sun gear are arranged on a horizontal axis so that an interval is a ratio of the number of teeth of the sun gear to the ring gear. In the case of a single pinion type planetary gear, the sun gear and the ring gear rotate in reverse, so that the carrier rotation speed axis is located in the middle, and in the case of a double pinion type planetary gear, the sun gear and the ring gear are the same. To rotate, the carrier is arranged so that the rotational speed axis of the carrier is outside.
[0017]
The high brake 16 is arranged at a position coinciding with the rotational speed axis of the first motor generator MG1 on the alignment chart, and fixes the speed ratio to the overdrive-side high speed ratio by fastening (see FIG. 2). The high brake 16 of the first embodiment is arranged at a position where the first sun gear S1 can be fixed to the motor & gear case 9.
[0018]
The low brake 17 is disposed at a position between the rotational speed axis of the output gear 4 and the rotational speed axis of the second motor generator MG2 on a collinear chart, and when the low brake 17 is engaged, the speed ratio becomes the low speed ratio on the underdrive side. Fix (see Fig. 2). The low brake 17 of the first embodiment is arranged at a position where the first ring gear R1 can be fixed to the motor & gear case 9.
[0019]
The output rotation and output torque from the output gear 4 pass through the counter gear 5 → the drive gear 6 → the differential 7 and are transmitted from the drive shafts 8, 8 to drive wheels (not shown).
[0020]
Next, the control system configuration of the hybrid vehicle will be described with reference to FIG. 1. 21 is an engine controller, 22 is a throttle valve actuator, 23 is a motor controller, 24 is an inverter, 25 is a battery, 26 is a hybrid controller, and 27 is an accelerator opening. A sensor, 28 is a vehicle speed sensor, 29 is a motor temperature sensor, and 30 is an engine speed sensor.
[0021]
The engine controller 21 outputs a command for controlling the engine speed Ne and the engine torque Te to the throttle valve actuator 22 in response to a command from the hybrid controller 26. That is, the throttle valve is opened and closed using the detected value of the engine speed from the engine speed sensor 30 as feedback information.
[0022]
The motor controller 23 outputs to the inverter 24 a command to independently control the rotation speed N1 and torque T1 of the first motor generator MG1 and the rotation speed N2 and torque T2 of the second motor generator MG2.
[0023]
The inverter 24 is connected to the coil of the stator S of the coaxial multilayer motor 3, and receives a drive current to the inner rotor IR and a drive current to the outer rotor OR (one is a three-phase AC, the other is a Creates a composite current that combines with the six-phase alternating current. A battery 25 is connected to the inverter 24.
[0024]
The hybrid controller 26 performs predetermined arithmetic processing by inputting sensor signals from an accelerator opening sensor 27, a vehicle speed sensor 28, a motor temperature sensor 29, an engine speed sensor 30, and the like. The hybrid controller 26 outputs a control command to the engine controller 21 in accordance with the result of the calculation process, and outputs a control command to the motor controller 23 in accordance with the result of the calculation process. The program is embedded.
[0025]
Note that the hybrid controller 26 and the engine controller 21 and the hybrid controller 26 and the motor controller 23 are respectively connected by bidirectional communication lines.
[0026]
Next, features of the hybrid drive system employed in the first embodiment will be described.
(1) Adoption of coaxial multilayer motor
By adopting a two-rotor / one-stator coaxial multilayer motor 2 as the motor generator, two magnetic lines of force are created between the outer rotor magnetic lines and the inner rotor magnetic lines, and the coil and the inverter 24 are connected to the two inner rotors IR and the outer rotor OR. Can be shared. Then, by applying to the one coil a composite current obtained by superimposing the current for the inner rotor IR and the current for the outer rotor OR, the two rotors IR and OR can be controlled independently. That is, although it is one coaxial multilayer motor 2 in appearance, it can be used as a combination of different or similar functions of the motor function and the generator function.
[0027]
Therefore, for example, as compared with a case where two independent motor generators each having a rotor and a stator are provided, the cost (reduction of the number of parts, reduction of the inverter current rating, reduction of magnets) and size (small size, inverter size reduction by the coaxial structure) ). It can be advantageous in terms of efficiency (reduction of iron loss and reduction of inverter loss).
[0028]
In addition, since it is possible to use not only the (motor + generator) but also the (motor + motor) and the (generator + generator) using the composite current control alone, for example, When the coaxial multilayer motor 2 is adopted as the torque source of the hybrid vehicle as in the first embodiment, the most effective or efficient combination can be selected from these many options according to the vehicle condition. .
[0029]
(2) Adoption of Ravigneaux compound planetary gear train
As in the first embodiment, a hybrid drive system having four elements of an engine, a first motor generator, a second motor generator, and an output member has at least four rotating elements to connect the four elements. If so, various planetary gear mechanisms can be adopted.
[0030]
However, among many possible planetary gear mechanisms, a rigid lever model that can easily represent the dynamic operation of the planetary gear mechanism can be introduced, and a compact planetary gear mechanism with a reduced axial dimension can be used. For that reason, a Ravigneaux-type compound planetary gear train 3 was employed.
[0031]
That is, the Ravigneaux type compound planetary gear train 3 realizes a combination of four planetary gears (two parallel longitudinal planetary gears and two crossing front and rear planetary gears) while having a width of two rows of planetary gears. Therefore, for example, the axial dimension is greatly reduced as compared with the case where four planetary gears are arranged in the axial direction.
[0032]
(3) Suitability of coaxial multilayer motor and Ravigneaux compound planetary gear train
When the coaxial multilayer motor 2 and the Ravigneaux type compound planetary gear train 3 are applied to the hybrid drive system, there are the following merits.
[0033]
{Circle around (1)} Because of the coaxial structure, the output shafts 11 and 12 of the coaxial multilayer motor 2 and the two sun gears S1 and S2 of the Ravigneaux type compound planetary gear train 3 can be easily connected by, for example, spline fitting. Thus, the combination compatibility is very good, and it is extremely advantageous in terms of space, cost and weight.
[0034]
{Circle over (2)} When one of the coaxial multilayer motors 2 is used for discharging (motor) and the other is used for power generation (generator), the motor current can be controlled via one inverter 24, It is possible to reduce takeout. For example, in the case of the direct power distribution control mode, the takeout from the battery 25 can be reduced to zero theoretically.
[0035]
{Circle around (3)} When both the coaxial multilayer motors 2 are used as discharges (motors), the drive range can be widened. In other words, it is also possible to use all the regions where the value obtained by multiplying the two motor powers is equal to or less than the maximum power value (constant value) as a drivable range, and use one motor with a small power and the other motor with a large power. it can.
[0036]
Next, the operation will be described.
[0037]
[Cooperative control process between shift control and drive torque]
FIG. 3 is a flowchart showing a flow of a cooperative control process between the shift control and the driving torque executed by the cooperative control unit of the hybrid controller 26 according to the first embodiment. Each step will be described below (first cooperative control means). ).
[0038]
In step S1, the accelerator opening APS is read from the accelerator opening sensor 27 and the vehicle speed Vsp is read from the vehicle speed sensor 28, and the process proceeds to step S2.
[0039]
In step S2, the engine operating points Ne and Te and the motor operating points N1, T1, N2 and T2 are determined by a direct power distribution mode described later, and the process proceeds to step S23.
[0040]
In step S3, the target driving torque To calculated this time is^~ _nAnd the previously calculated target drive torque To^~ _n-1Then, it is determined whether or not the absolute value of the difference is equal to or greater than the drive torque fluctuation threshold value α. If YES, the process proceeds to step S6, and if NO, the process proceeds to step S4.
[0041]
In step S4, a command to obtain the engine operating points Ne and Te determined in step S2 is output to the engine controller 21 based on the determination that the change in the driving torque in step S3 is small, and the process proceeds to step S5.
[0042]
In step S5, a command for obtaining the motor operating points N1, T1, N2, and T2 determined in step S2 is output to the motor controller 23, and the process proceeds to RETURN.
[0043]
In step S6, a command to obtain the engine operating points Ne and Te determined in step S2 is output to the engine controller 21 based on the determination that the fluctuation of the driving torque is large in step S3, and the process proceeds to step S7.
[0044]
In step S7, a command for obtaining the motor rotation speeds N1 and N2 among the motor operating points N1, T1, N2 and T2 determined in step S2 is output to the motor controller 23, and the process proceeds to step S8.
[0045]
In step S8, the actual speed ratio i calculated by the ratio between the input speed from the engine speed sensor 30 and the output speed from the vehicle speed sensor 28 is determined by the engine speed Ne and the output shaft calculated in step S2. Target speed ratio i based on the ratio with rotation speed No^*Is determined, the process proceeds to step S9 if YES, and returns to step S7 if NO.
[0046]
In step S9, a command for obtaining the motor torques T1, T2 among the motor operating points N1, T1, N2, T2 determined in step S2 is output to the motor controller 23 based on the shift completion determination in step S8, Move to RETURN.
[0047]
[Determination of engine operating point and motor operating point]
First, the “direct power distribution control mode” means that one of the first motor generator MG1 and the second motor generator MG2 is discharged and the other is used for power generation, and the respective rotation speeds N1 and MG2 are set so that the balance of both MG1 and MG2 becomes zero. , N2 and the torques T1 and T2.
[0048]
This direct power distribution control mode will be described. FIG. 4 is a direct power distribution control block diagram, where 50 is a target drive torque determining unit, 51 is an output shaft rotation speed calculating unit, 52 is a target power calculating unit, and 53 is a target engine power calculating unit. , A reference numeral 54 denotes an optimum fuel consumption engine speed determination unit, 55 denotes an engine operating point calculating unit, and 56 denotes a motor operating point calculating unit.
[0049]
The target drive torque determination unit 50 determines the target drive torque To based on the accelerator opening detection value APS, the vehicle speed detection value Vsp, and a target drive torque map as shown.^~To determine.
[0050]
The output shaft rotation speed calculation unit 51 calculates the output shaft rotation speed No using the vehicle speed detection value Vsp and the conversion coefficient K1.
[0051]
The target power calculation unit 52 is configured to output the target drive torque To from the target drive torque determination unit 50.^~The target power Po is calculated using the output shaft speed No from the output shaft speed calculator 51 and the conversion coefficient K2.^~Is calculated.
[0052]
The target engine power calculator 53 calculates the target power Po^~And the mechanical efficiency ηm, the target engine power Pe^~Is calculated.
[0053]
The optimal fuel consumption engine speed determination unit 54 determines the target engine power Pe^~And an engine output map based on the optimal fuel efficiency line and the equal power line, to determine the optimal fuel efficiency engine speed Neα.
[0054]
The engine operating point calculation unit 55 sets the optimum fuel consumption engine speed Neα as the engine speed Ne, and sets the target engine power Pe.^~Then, the engine torque Te is calculated based on the engine speed Ne.
[0055]
The motor operating point calculation unit 56 inputs the engine speed Ne, the output shaft speed No, and the engine torque Te,
In the balance equations of the equations (1) to (5) described later, by setting the battery power Pb in the equation (4) to Pb = 0 and solving the simultaneous equations of motion, the motor operating point (N1) in the direct power distribution control mode is solved. , T1, N2, T2).
[0056]
First, in the hybrid drive system of FIG. 1, the gear ratio from the engine 1 to the output gear 4 is 1, the gear ratio from the engine 1 to the first motor generator MG1 is α, and the gear ratio from the output gear 4 to the second motor generator MG2 is Is defined as β (see FIG. 2).
When the target output torque To of the tire output is designated, the target gear ratio i, the first motor torque T1, the second motor torque T2, the first motor rotation speed N1, and the second motor rotation speed are set so as to achieve this. N2, engine torque Te, and engine speed Ne are set. At this time, the output torque To, the engine torque Te, the engine speed Ne, the output shaft speed No, and the speed ratio i (= Ne / No) are determined by a torque map or the like as shown in FIG. ,
Each motor rotation speed N1, N2 is
N1 = Ne + α (Ne−No). . . (1)
N2 = No-β (Ne-No). . . (2)
Is represented by the following equation.
In addition, the balance on the alignment chart can be expressed by the following equation, assuming that the motor torques are T1 and T2.
Vertical balance of torque
To = T1 + T2 + Te. . . (3)
Motor power balance
N1 · T1 + N2 · T2 = Pb. . . (4)
Torque balance in the direction of lever rotation around the engine
αT1 + To = (1 + β) T2. . . (5)
Is represented by the following equation.
In these equations (1) to (5) (E-IVT balance equation), when the battery power Pb in equation (4) is set to Pb = 0, the simultaneous equations of motion are solved.
T1 = {N2 · Te} / {β · N1 + (α + 1) · N2}. . . (6)
T2 = {N1 · Te} / {β · N1 + (α + 1) · N2}. . . (7)
Becomes That is, the motor operating points (N1, T1, N2, T2) in the direct power distribution control mode are calculated by the equations (1), (2), (6), and (7).
[0057]
Therefore, the alignment chart in the direct power distribution running mode is as shown in FIG. 2. By controlling the rotation speed N1 of the first motor generator MG1 and the rotation speed N2 of the second motor generator MG2, the rigid lever , And a wide speed ratio from underdrive to overdrive can be achieved. Then, theoretically, the battery load can be reduced to zero, and good fuel economy performance can be secured. Furthermore, the direct power distribution control mode has the following advantages.
(1) The motor operating point (the rotational speeds N1, N2 and the torques T1, T2 of the first motor generator MG1 and the second motor generator MG2) can be easily calculated by a balance equation.
(2) Two speed ratios where the motor power (= motor passing power) becomes "zero" (for example, 1 / speed ratio = approximately 0.6 and 1 / speed ratio = approximately 1.5) is there.
{Circle around (3)} The motor torque increases on the lower side. That is, the electric lowest gear ratio is determined by the motor torques T1 and T2.
{Circle around (4)} When the engine 1 has a low output, there is no restriction on both the motor torques T1 and T2 and the rotational speeds N1 and N2, and the shift range can be made very wide.
[0058]
[Relationship between shift control and drive torque]
In a hybrid vehicle with an electric transmission having three independent torque sources, that is, the engine 1, the first motor generator MG1, and the second motor generator MG2, by controlling these three torques, the response of driving force and The shift response can be controlled and adjusted independently. Among them, the response of the engine torque is relatively low and can be regarded as a constant output torque when a high-speed shift is performed, so that the torque of the remaining two motor generators MG1 and MG2 is controlled. At this time,
(1) increase / decrease (power) of the kinetic energy of the rotating system due to shifting;
(2) power dissipated outside the system due to output driving force (output power);
(3) The product (input power) of a constant engine torque and the engine speed during shifting,
(4) power consumed from the battery by the plurality of motors,
Will be balanced.
[0059]
Among the changes in the output drive torque command by a normal driver, for example, regarding a sudden increase in the output drive torque command called kick down, increasing the output drive torque reduces the power dissipated outside the system in the above (2). Will be larger. At this time, in the normal transmission mechanism, immediately after the kick down command is issued, a shift (low shift) for increasing the engine speed and an increase in the output drive torque are commanded. In a shift (low shift) in which the engine speed is increased, the total of the rotational energy of the transmission mechanism becomes large. Therefore, the battery uses the power corresponding to the increased energy and the increased power dissipated outside the system due to the increase in the output drive torque. Will be supplied via At this time, if the increase in the output driving torque is increased due to the power limitation of the battery, a fast shift becomes impossible.
[0060]
More specifically, when the target drive torque changes, an appropriate speed ratio changes in the process of setting an appropriate speed ratio by some means. For example, when the main torque source is the engine 1 as in the first embodiment, as shown in the engine output map of FIG. 4, the optimal efficiency line is determined by the line on the engine speed-torque curve, and the engine efficiency There is a means for determining a gear ratio for maintaining the optimum gear ratio. That is, in FIG. 4, when the “drive torque request” that appears in the accelerator operation by the driver changes, the target engine power Pe^~Is changed, the optimum combination of the engine torque Te and the engine speed Ne is calculated, and the “optimum speed ratio (target speed ratio i) determined by the engine speed and the vehicle speed (output shaft speed).^*) "Changes. By the way, the target gear ratio i^*Changes, the gear ratio is changed by increasing or decreasing the torques T1 and T2 of the motor generators MG1 and MG2. Here, since the response of the engine torque Te is slower than the motor torques T1 and T2, it is assumed that the response is constant during this period. At this time, if the drive torque is also changed, if the response of the engine torque Te is slow and the change can be ignored, the change in the drive torque must be covered by the increase and decrease of the motor torques T1 and T2, and the gear ratio is changed. Motor torques T1 and T2 are insufficient, and a fast shift is impossible.
[0061]
[Cooperative control action between shift control and drive torque]
On the other hand, in the first embodiment of the present invention, the fact that the torque response of the motor is sufficiently fast with respect to the engine torque response and human perception is used, and the engine torque response delay and human perception are not affected. During the period, the output drive torque is not increased, and the output of the battery 25 is used exclusively for the shift, thereby enabling a fast shift. This makes it possible to easily increase the output drive torque required later by bringing the gear ratio closer to an appropriate gear ratio in advance with respect to the change in the output drive torque, and at the same time, shifts the engine operating points Ne and Te from the optimal fuel consumption lines. Is reduced, so that an effect of improving fuel efficiency is obtained.
[0062]
That is, when the change width of the target drive torque is equal to or larger than the drive torque variation threshold α, the flow proceeds to step S1, step S2, step S3, step S6, and step S7 in the flowchart of FIG. , T2, a command for obtaining the motor speeds N1, N2 is output, and the speed ratio is first set to the target speed ratio i.^*Is performed so as to match. Then, in step S8, the actual speed ratio i becomes equal to the target speed ratio i.^*, That is, when it is determined that the shift is completed, the process proceeds to step S9, and a command to obtain the motor torques T1 and T2 is output.
[0063]
FIG. 5 shows the behavior when the drive torque and the gear ratio are simultaneously changed. Immediately after the accelerator pedal is depressed, the engine torque responds slowly. On the other hand, the motor 1 torque and the motor 2 torque respond immediately, but each (or one of them) is limited. Since this torque is used for shifting and driving torque compensation, the shifting speed is slow and the driving torque cannot be sufficiently compensated.
[0064]
On the other hand, FIG. 6 shows the behavior according to the first embodiment of the present invention when the gear ratio is changed first and then the drive torque is changed. When a high-speed shift is performed, the motor torque is limited (or one of them) as in the prior art of FIG. Since all of this torque is used only for shifting, the speed ratio reaches the target value in a shorter time than in the prior art of FIG. In FIG. 6, the driving torque is changed thereafter. Since the shift has been completed, all of the motor torques T1 and T2 can be used for the response delay compensation of the engine torque Te, and the drive torque is output. Thereafter, the engine torque Te responds, so that the compensation by the motor torques T1 and T2 gradually decreases. As described above, when the shift is completed first, a high-speed shift utilizing the responsiveness of the motor torques T1 and T2 can be performed.
[0065]
Thus, in the first embodiment, the target drive torque To^~When the gear ratio changes, the gear ratio change starts immediately.However, since the drive torque is kept for a while, the motor torque of the auxiliary torque source is reduced without increasing the power outside the system due to the increase in drive torque. All of them can be used to change the gear ratio, and a quick gear change is possible. Since the gear ratio suitable for producing the driving torque is faster than when the driving torque is changed immediately, the period until the shift is completed is long and the driving force is insufficient during that period. However, even if the vehicle comes out, it is possible to avoid problems such as poor fuel economy during that period. Further, since the transient state is short and the engine state is immediately stabilized, there is an advantage of improving fuel efficiency as compared with the related art.
[0066]
Next, effects will be described.
The control device for a hybrid vehicle according to the first embodiment has the following effects.
[0067]
(1) A main torque source and a plurality of motor generators MG1 and MG2 as auxiliary torque sources are connected to a two-degree-of-freedom floating gear transmission mechanism, and a speed ratio (speed ratio) between the main torque source and a load. Is determined by the motor speeds N1 and N2 of the plurality of auxiliary motor generators MG1 and MG2, when the torque response of the main torque source is slower than the torque response of the auxiliary torque source, the drive torque The first cooperative control means for the shift control for changing the speed ratio (gear ratio) between the main torque source and the load first and the drive torque control for changing the output drive torque with a delay in response to the fluctuation command is provided. In addition, the speed ratio (gear ratio) and the driving torque can reach the target values in a short time with good response to the driving torque fluctuation command, and at the same time, the effect of improving fuel efficiency It is possible to obtain.
[0068]
(2) The first cooperative control means sets the actual gear ratio i to the target gear ratio i by the gear shift control performed earlier.^*Is set as a delay time, and the drive torque control for obtaining the motor torques T1 and T2 is executed immediately after the delay time has elapsed. For example, the shift from the shift control to the drive torque control is performed by timer management. Compared to the case, the operation can be performed at an optimal timing that is neither too early nor too late, and the speed ratio and the driving torque can reach the target values in a very short time due to high responsiveness.
[0069]
(3) In the two-degree-of-freedom floating gear transmission mechanism, the four elements of the engine 1, the first motor generator MG1, the second motor generator MG2, and the output gear 4 are composed of the first motor generator MG1, the engine 1, an output gear 4, a Ravigneaux-type compound planetary gear train 3 connected in the order of the rotational speeds of the second motor generator MG2, and the respective rotational speeds of the engine 1, the first motor generator MG1, and the second motor generator MG2. The operating point represented by Ne, N1, N2 and the torques Te, T1, T2 is obtained by introducing a rigid lever model that can easily represent the dynamic operation of the Ravigneaux type compound planetary gear train 3, and setting the battery power Pb to zero. Is determined so that the balance formula of the rigid lever is established on the alignment chart when It is possible to achieve a wide gear ratio to overdrive, theoretically to zero the battery load, it is possible to ensure excellent fuel economy performance.
[0070]
(4) The first motor generator MG1 and the second motor generator MG2 are arranged on a stator S as a fixed armature wound with coils, an outer rotor OR having a permanent magnet embedded therein, and an outer rotor OR having a permanent magnet embedded therein. An inner rotor IR disposed inside and having a permanent magnet embedded therein, and an inverter 24 connected to a coil of the stator S and generating a composite current in which a drive current to the inner rotor IR and a drive current to the outer rotor OR are combined. And the battery 25 connected to the inverter 24, the cost (the number of parts is reduced, the inverter current is reduced) as compared with the case where two independent motor generators each having a rotor and a stator are provided. Reduced rating, reduced magnets), size (smaller due to coaxial structure, reduced inverter size), effect It can be advantageous in terms of (iron loss reducing inverter losses reduction).
[0071]
(5) The planetary gear mechanism includes a common carrier C that supports the first pinion P1 and the second pinion P2 that mesh with each other, a first sun gear S1 that meshes with the first pinion P1, and a second sun gear S2 that meshes with the second pinion P2. A Ravigneaux type compound planetary gear train 3 having five rotating elements, a first ring gear R1 meshing with the first pinion P1 and a ring gear R2 meshing with the second pinion P2, is used to clutch the second ring gear R2 and the engine output shaft 10. 15, the first sun gear S1 and the first motor generator output shaft 11 are connected, the second sun gear S2 and the second motor generator output shaft 12 are connected, and the output gear 4 (Out) is connected to the common carrier C. ), The first motor generator MG1, the engine 1, the output gear 4, the second motor Since the planetary gear mechanism is connected so as to be in the order of the rotational speed of the neerator MG2, it is possible to introduce a rigid body lever model that can easily represent the dynamic operation of the planetary gear mechanism, and to provide a compact planetary gear mechanism with a reduced axial dimension. .
[0072]
(Second embodiment)
The second embodiment is different from the first cooperative control means in which the gear ratio is changed first and the output drive torque is changed with a delay in response to the drive torque change command. This is an example in which the second cooperative control means for changing the output driving torque to a small value while changing the output driving torque to a small value is adopted. Since the configuration is the same as that of the first embodiment, illustration and description are omitted.
[0073]
Next, the operation will be described.
[0074]
[Cooperative control process between shift control and drive torque]
FIG. 7 is a flowchart illustrating a flow of a cooperative control process between the shift control and the driving torque executed by the cooperative control unit of the hybrid controller 26 according to the second embodiment. Each step will be described below (second cooperative control unit). ).
[0075]
In step S21, the accelerator opening APS is read from the accelerator opening sensor 27, and the vehicle speed Vsp is read from the vehicle speed sensor 28, and the process proceeds to step S2.
[0076]
In step S22, the engine operating points Ne and Te and the motor operating points N1, T1, N2 and T2 are determined in the direct power distribution mode, and the process proceeds to step S23.
[0077]
In step S23, the target driving torque To calculated this time is^~ _nAnd the previously calculated target drive torque To^~ _n-1Then, it is determined whether or not the absolute value of the difference is equal to or greater than the drive torque variation threshold value α. If YES, the process proceeds to step S26, and if NO, the process proceeds to step S24.
[0078]
In step S24, a command to obtain the engine operating points Ne and Te determined in step S22 is output to the engine controller 21 based on the determination that the fluctuation of the driving torque in step S23 is small, and the process proceeds to step S25.
[0079]
In step S25, a command for obtaining the motor operating points N1, T1, N2, and T2 determined in step S22 is output to the motor controller 23, and the process proceeds to RETURN.
[0080]
In step S26, a command to obtain the engine operating points Ne and Te determined in step S22 is output to the engine controller 21 based on the determination that the fluctuation of the driving torque is large in step S23, and the process proceeds to step S27.
[0081]
In step S27, of the motor operating points N1, T1, N2, and T2 determined in step S2, a command for obtaining the motor rotation speeds N1 and N2 is output to the motor controller 23, and the process proceeds to step S28.
[0082]
In step S28, if the motor torques T1 and T2 determined in step S2 are larger than the current value, the previous motor torque T1_n-1, T2_n-1If the motor torques T1 and T2 determined in step S2 are smaller than the current value, the motor torque T1_n-1, T2_n-1From the motor torque T1_n, T2_nAnd the current motor torque T1_n, T2_nIs output to the motor controller 23, and the routine goes to Step S28.
[0083]
In step S29, the current motor torque T1_n, T2_nAre determined to be equal to or greater than the motor torques T1 and T2 determined in step S2, respectively. If NO, the process proceeds to step S30, and if YES, the process proceeds to RETURN.
[0084]
In step S30, the current motor torque T1_n, T2_nAre the previous motor torque T1_n-1, T2_n-1Is rewritten as
[0085]
[Cooperative control action between shift control and drive torque]
In the second embodiment of the present invention, the fact that the torque response of the motor is sufficiently fast with respect to the engine torque response and human perception is used, and the output drive is performed during a period in which the engine torque response delay and the human perception are not uncomfortable. By suppressing the increase in torque to a small extent and using most of the output of the battery 25 for shifting, fast shifting is enabled. This makes it possible to easily increase the output drive torque required later by bringing the gear ratio closer to an appropriate gear ratio in advance with respect to the change in the output drive torque, and at the same time, shifts the engine operating points Ne and Te from the optimal fuel consumption lines. Is reduced, so that an effect of improving fuel efficiency is obtained.
[0086]
That is, when the change width of the target drive torque is equal to or larger than the drive torque variation threshold value α, the flow proceeds to step S21 → step S22 → step S23 → step S26 → step S27 in the flowchart of FIG. A command for obtaining Ne, Te and motor rotation speeds N1, N2 is output. Then, in step S28 → step S29 → step S30, while the command value changes little by little, a predetermined time is required and a command for finally obtaining the motor torques T1 and T2 is output.
[0087]
Therefore, also in the second embodiment, when a high-speed shift is performed, the motor torque is limited (or one of them), similarly to the prior art of FIG. Since this torque is used almost exclusively for shifting, the speed ratio reaches the target value in a shorter time than in the prior art of FIG. When the shift is completed, the motor torques T1 and T2 can all be used for the response delay compensation of the engine torque Te, and the drive torque is output. Thereafter, the engine torque Te responds, so that the compensation by the motor torques T1 and T2 gradually decreases. As described above, when the shift is completed first, a high-speed shift utilizing the responsiveness of the motor torques T1 and T2 can be performed.
[0088]
Thus, in the second embodiment, the target drive torque To^~When the gear ratio changes, the gear ratio change is started immediately.However, since the increase and decrease of the drive torque is gradual, the increase in power to the outside due to the sudden increase of the drive torque is suppressed, and the auxiliary torque source Most of the motor torque can be used to change the gear ratio, and a quick gear change is possible. Since the gear ratio suitable for producing the driving torque is faster than when the driving torque is changed immediately, the period until the shift is completed is long and the driving force is insufficient during that period. However, even if the vehicle comes out, it is possible to avoid problems such as poor fuel economy during that period. Further, since the transient state is short and the engine state is immediately stabilized, there is an advantage of improving fuel efficiency as compared with the related art.
[0089]
In addition, in the first embodiment, the response of the driving torque is later than usual, and in the case of a driver with a sharp sensation, the driver feels discomfort. However, in the application of the second embodiment, the driving torque changes immediately after the target driving torque is changed. Therefore, there is an advantage that a sense of incongruity is reduced as compared with a case where an institution that does not change at all exists.
[0090]
Next, effects will be described.
In the hybrid vehicle control device according to the second embodiment, the following effects can be obtained.
[0091]
(6) A main torque source and a plurality of motor generators MG1 and MG2 as auxiliary torque sources are connected to a two-degree-of-freedom floating gear transmission mechanism, and a speed ratio (speed ratio) between the main torque source and the load. Is determined by the motor speeds N1 and N2 of the plurality of auxiliary motor generators MG1 and MG2, when the torque response of the main torque source is slower than the torque response of the auxiliary torque source, the drive torque In response to the fluctuation command, a second cooperative control means is provided for a shift control for largely changing the speed ratio (gear ratio) between the main torque source and the load and a drive torque control for changing the output drive torque to a small value. Speed ratio (gear ratio) and drive torque can reach target values in a short time with good response to torque fluctuation commands, and at the same time improve fuel efficiency. It is possible to obtain.
[0092]
(7) The second cooperative control means simultaneously executes the shift control and the drive torque control in response to the drive torque change command, but the shift control side uses the final target value of the speed ratio (speed ratio) as the command value. On the drive torque control side, the torque change suppression value in which the drive torque change width at regular time intervals is kept small is used as the command value, so that the drive torque changes immediately after the target drive torque is changed. Even a sharp driver does not feel uncomfortable.
[0093]
As described above, the control device for a hybrid vehicle according to the present invention has been described based on the first embodiment and the second embodiment. However, the specific configuration is not limited to these embodiments. Changes and additions to the design are permitted without departing from the gist of the claimed invention.
[0094]
In the first and second embodiments, the first motor generator and the second motor generator are one motor generator in appearance due to the common stator and the two rotors, but achieve two motor generators in function. Although the application example of the coaxial multilayer motor 2 has been described, two independent AC motor generators or DC motor generators may be used.
[0095]
In the first embodiment and the second embodiment, an application example of the Ravigneaux type compound planetary gear train 3 is shown as the planetary gear mechanism. However, four elements of the engine, the first motor generator, the second motor generator, and the output member are used. The mechanism is not limited to the Ravigneaux-type compound planetary gear train 3 as long as the mechanism is constituted by a planetary gear having at least four rotating elements for connection.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall system diagram showing a control device for a hybrid vehicle according to a first embodiment.
FIG. 2 is an alignment chart in a direct power distribution control mode of the apparatus of the first embodiment.
FIG. 3 is a flowchart illustrating a flow of a cooperative control process between a shift control and a driving torque, which is executed by a cooperative control unit of the hybrid controller in the first embodiment.
FIG. 4 is a motor control block diagram in a direct power distribution control mode in the hybrid controller of the first embodiment.
FIG. 5 is a time chart showing an accelerator pedal, a driving force command / actual value, a gear ratio command / actual value, an engine torque, a motor 1 torque, and a motor 2 torque when the drive torque and the gear ratio are to be changed simultaneously.
FIG. 6 is a time chart showing an accelerator pedal, a driving force command / actual value, a gear ratio command / actual value, an engine torque, a motor 1 torque, and a motor 2 torque when the gear ratio is changed first and then the driving force is changed. is there.
FIG. 7 is a flowchart illustrating a flow of a cooperative control process between a shift control and a driving torque executed by a cooperative control unit of a hybrid controller in the device of the second embodiment.
[Explanation of symbols]
1 engine (main torque source)
2 Coaxial multilayer motor (multiple motors as auxiliary torque sources)
3 Ravigneaux type compound planetary gear train (planetary gear transmission with two degrees of freedom)
4 Output gear (load)
5 Counter gear
6 Drive gear
7 Differential
8,8 drive shaft
9 Motor & gear case
10 Engine output shaft
11 1st motor generator output shaft
12 2nd motor generator output shaft
13 Motor room
14 Gear chamber
15 clutch
16 High brake
17 Low brake
21 Engine Controller
22 Throttle valve actuator
23 Motor controller
24 Inverter
25 Battery
26 Hybrid Controller
27 Accelerator opening sensor
28 Vehicle speed sensor
29 Motor temperature sensor
30 Engine speed sensor

Claims

A plurality of motors, which are a main torque source and a plurality of auxiliary torque sources, are connected to a two-degree-of-freedom floating gear transmission mechanism, and the plurality of motors have auxiliary speed ratios (speed ratios) between the main torque source and the load. In a hybrid vehicle determined by the rotation speed of
In the case where the torque response of the main torque source is slower than the torque response of the auxiliary torque source, a speed change in which the speed ratio (speed ratio) between the main torque source and the load is changed first in response to a drive torque fluctuation command. A control device for a hybrid vehicle, comprising: first cooperative control means for performing control and driving torque control for changing output driving torque with a delay.

The control device for a hybrid vehicle according to claim 1,
The first cooperative control means may set a time required for the speed ratio (speed ratio) to reach a target value by the speed change control performed earlier as a delay time, and immediately execute the drive torque control after the delay time elapses. Control device for a hybrid vehicle.

The control device for a hybrid vehicle according to claim 1 or 2,
In the two-degree-of-freedom floating gear transmission mechanism, an engine, a first motor generator, a second motor generator, and an output member are composed of a first motor generator, an engine, an output member, and a second motor generator on a collinear diagram. Planetary gear mechanism connected so as to be in the order of the rotation speed,
The operating point represented by the rotational speed and torque of the engine, the first motor generator, and the second motor generator is based on a rigid lever model that can easily represent the dynamic operation of the planetary gear mechanism. A control system for a hybrid vehicle, characterized in that a rigid lever balance formula is determined on a collinear diagram when zero is established.

The control device for a hybrid vehicle according to claim 3,
The first motor generator and the second motor generator are provided with a stator as a fixed armature wound with a coil, an outer rotor disposed outside the stator and having a permanent magnet embedded therein, and an inner rotor disposed inside the stator. A buried inner rotor, an inverter connected to the coil of the stator to create a combined current combining the drive current to the inner rotor and the drive current to the outer rotor, and a battery connected to the inverter. A control device for a hybrid vehicle, which is a coaxial multilayer motor.

The control device for a hybrid vehicle according to claim 2 or 3,
A common carrier that supports a first pinion and a second pinion that mesh with each other, a first sun gear that meshes with the first pinion, a second sun gear that meshes with the second pinion, and a first ring gear that meshes with the first pinion And a Ravigneaux type compound planetary gear train having five rotating elements of a second ring gear meshing with the second pinion,
Connecting the second ring gear and the engine output shaft via a clutch, connecting the first sun gear and the first motor generator output shaft, connecting the second sun gear and the second motor generator output shaft, A control device for a hybrid vehicle, wherein an output member is connected to a common carrier so that the rotation speeds of a first motor generator, an engine, an output member, and a second motor generator are arranged in the order of a collinear chart.

A plurality of motors, which are a main torque source and a plurality of auxiliary torque sources, are connected to a two-degree-of-freedom floating gear transmission mechanism, and the plurality of motors have auxiliary speed ratios (speed ratios) between the main torque source and the load. In a hybrid vehicle determined by the rotation speed of
Shift control for greatly changing the speed ratio (speed ratio) between the main torque source and the load in response to a drive torque fluctuation command when the torque response of the main torque source is slower than the torque response of the auxiliary torque source And a drive torque control for changing the output drive torque to a small value.

The control device for a hybrid vehicle according to claim 6,
The second cooperative control means simultaneously executes the shift control and the drive torque control in response to the drive torque change command. On the shift control side, the final target value of the speed ratio (speed ratio) is set as the command value, and the drive torque is controlled. A control device for a hybrid vehicle, on the control side, wherein a command value is a torque change suppression value in which a drive torque change width for each predetermined time is suppressed to a small width.