JP2008155891A - Control unit of hybrid drive device - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a control unit of a hybrid drive device for preventing or suppressing deterioration in regenerating efficiency and for avoiding or suppressing occurrence of the excess and shortage of transfer torque of a speed change mechanism in decelerating and breaking a vehicle. <P>SOLUTION: A control unit of a hybrid drive device comprising an internal combustion engine; a speed change mechanism capable of changing a transfer torque capacity; a transfer mechanism having a friction engagement device; and a motor generator, includes a friction engagement device control means for releasing the engagement device in executing regenerating control (Steps S1, S2); a dragging torque calculation means for obtaining dragging torque of the friction engagement device (Step S3); a transmission transfer torque calculation means for calculating transfer torque at the speed change mechanism from the dragging torque of the friction engagement device (Step S5); and a transfer torque capacity control means for controlling a transfer torque capacity of the speed change mechanism on the basis of the transfer torque (Step S6). <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

この発明は、車両の走行のための動力源として２種類の動力源を備えているハイブリッド駆動装置に関し、特に、内燃機関と、その内燃機関に連結された変速機構と、発電機としての機能を有する電動機とを備えているハイブリッド駆動装置を対象とする制御装置に関するものである。   The present invention relates to a hybrid drive device having two types of power sources as power sources for running a vehicle, and more particularly, to an internal combustion engine, a transmission mechanism connected to the internal combustion engine, and a function as a generator. The present invention relates to a control device intended for a hybrid drive device including an electric motor.

車両用のハイブリッド駆動装置は、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの内燃機関と、モータもしくはモータ・ジェネレータなどの電動機を動力装置として備えており、内燃機関を可及的に効率の良い状態で運転する一方、出力トルクやエンジンブレーキ力の過不足を電動機で補い、さらには減速時にエネルギの回生を行うことにより、内燃機関による排ガスを低減し、同時に燃費の向上を図るように構成された駆動装置である。この種のハイブリッド駆動装置の一例が特許文献１に記載されている。   A hybrid drive device for a vehicle includes an internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine and an electric motor such as a motor or a motor / generator as a power device, and operates the internal combustion engine in a state as efficient as possible. This is a drive unit configured to reduce exhaust gas from the internal combustion engine and simultaneously improve fuel efficiency by compensating for excess or deficiency in output torque and engine braking force with an electric motor and further regenerating energy during deceleration. . An example of this type of hybrid drive apparatus is described in Patent Document 1.

この特許文献１に記載されているハイブリッド車両の動力伝達装置は、エンジン、第１モータ・ジェネレータ、前後進切換機構、金属Ｖベルト式無段変速機構、発進クラッチ、第２モータ・ジェネレータなどから構成されている。具体的には、エンジンの出力軸と金属Ｖベルト式無段変速機構の変速機入力軸との間に、第１モータ・ジェネレータおよび前後進切換機構が配置されていて、金属Ｖベルト式無段変速機構の変速機出力軸に、発進クラッチを介して、第２モータ・ジェネレータが連結されている。さらに、発進クラッチ、および、ファイナルドライブギヤ、ファイナルドリブンギヤ、ディファレンシャル機構、アクスルシャフト等を介して車輪（駆動輪）が連結されている。   The power transmission device for a hybrid vehicle described in Patent Document 1 includes an engine, a first motor / generator, a forward / reverse switching mechanism, a metal V-belt continuously variable transmission mechanism, a starting clutch, a second motor / generator, and the like. Has been. Specifically, the first motor / generator and the forward / reverse switching mechanism are disposed between the output shaft of the engine and the transmission input shaft of the metal V-belt continuously variable transmission mechanism. A second motor / generator is coupled to the transmission output shaft of the transmission mechanism via a starting clutch. Further, wheels (drive wheels) are connected via a starting clutch, a final drive gear, a final driven gear, a differential mechanism, an axle shaft, and the like.

そして、このハイブリッド車両の動力伝達装置は、エンジンの駆動力を前後進切換機構およびベルト式無段変速機構を介して変速するとともに、発進クラッチからファイナルドライブギヤおよびファイナルドリブンギヤ、ディファレンシャル機構、アクスルシャフト等を介して車輪に伝達して走行駆動を行うように構成されている。そして、発進時には第１モータ・ジェネレータにより駆動アシストを行うとともに、減速時には第１モータ・ジェネレータを発電機として作用させてエネルギ回生（バッテリの充電）を行うようになっている。   The power transmission device of the hybrid vehicle shifts the driving force of the engine via a forward / reverse switching mechanism and a belt type continuously variable transmission mechanism, and from the starting clutch to a final drive gear, a final driven gear, a differential mechanism, an axle shaft, etc. It is comprised so that driving | running | working drive may be transmitted to a wheel via. The first motor / generator assists driving at the time of start-up, and energy regeneration (battery charging) is performed by causing the first motor / generator to act as a generator during deceleration.

さらに、車両が停止している時や、車両が比較的高速で走行している状態においては、エンジンを一時的に停止させる制御が行われ、燃費の向上を図るようになっている。すなわち、車両走行中にエンジンを一時停止させるときには、第２モータ・ジェネレータの出力により車輪を駆動させて走行を継続する制御が行われる。このとき、前後進切換機構の前進クラッチおよび後進ブレーキが共に解放状態にされて、前後進切換機構よりもエンジン側における引き摺りトルクの発生を防止するようになっている。またこのとき、発進クラッチがベルト式無段変速機構を無負荷回転駆動させるに必要なだけのトルク伝達を行わせる弱い係合状態にされて、無負荷回転駆動するベルト式無段変速機構の変速比をその時点の運転状態に対応する値に設定する制御を行うように構成されている。   Further, when the vehicle is stopped or when the vehicle is traveling at a relatively high speed, control for temporarily stopping the engine is performed to improve fuel consumption. That is, when the engine is temporarily stopped while the vehicle is running, control is performed to continue running by driving the wheels by the output of the second motor / generator. At this time, the forward clutch and the reverse brake of the forward / reverse switching mechanism are both released to prevent the generation of drag torque on the engine side than the forward / reverse switching mechanism. Also, at this time, the shifting of the belt-type continuously variable transmission mechanism that performs the no-load rotation drive is performed with the start clutch being in a weak engagement state that transmits torque necessary to drive the belt-type continuously variable transmission mechanism without load. Control is performed to set the ratio to a value corresponding to the operation state at that time.

特開２００１−２０８１７７号公報JP 2001-208177 A

上記の特許文献１に記載されている発明のように、エンジンとモータ・ジェネレータとベルト式無段変速機とを備えたハイブリッド駆動装置においては、システム全体としての効率を向上させるために、車両の減速時や制動時における回生効率の低下を防止もしくは抑制することが重要となる。例えば、車両の減速時もしくは制動時に、駆動輪側からベルト式無段変速機およびエンジン側へ伝達されるトルクによりベルト式無段変速機やエンジンが駆動される場合、その場合にベルト式無段変速機あるいは前後進切換機構あるいはエンジンの内部で生じる引き摺りトルクなどによる動力の損失を低減する必要がある。   As in the invention described in Patent Document 1 above, in a hybrid drive device including an engine, a motor / generator, and a belt-type continuously variable transmission, in order to improve the efficiency of the entire system, It is important to prevent or suppress a decrease in regeneration efficiency during deceleration or braking. For example, if the belt type continuously variable transmission or engine is driven by torque transmitted from the drive wheel side to the belt type continuously variable transmission and the engine side when the vehicle is decelerated or braked, the belt type continuously variable in that case It is necessary to reduce power loss due to transmission torque, forward / reverse switching mechanism or drag torque generated inside the engine.

そこで、例えば特許文献１に記載されている発明では、ベルト式無段変速機の出力軸側にモータ・ジェネレータが連結された構成において、ベルト式無段変速機の出力軸とモータ・ジェネレータとの間に発進クラッチが設けられていて、車両の減速時もしくは制動時にベルト式無段変速機の出力軸に連結されたモータ・ジェネレータで回生が行われる場合は、その発進クラッチを解放することで、エンジンの引き摺りトルクによる損失を低減することができる。これに対して、上記のような構成において発進クラッチを廃止して装置を簡素化した場合には、車両の減速時もしくは制動時に、すなわちモータ・ジェネレータによる回生時に、前後進切換機構における前進クラッチおよび後進ブレーキを解放することで、上記の場合と同様に、エンジンの引き摺りトルクによる損失を低減することができる。   Therefore, in the invention described in Patent Document 1, for example, in a configuration in which a motor / generator is connected to the output shaft side of the belt-type continuously variable transmission, the output shaft of the belt-type continuously variable transmission and the motor / generator When a start clutch is provided between them and the motor generator connected to the output shaft of the belt type continuously variable transmission is decelerated or braked when the vehicle is decelerated or braked, by releasing the start clutch, Loss due to engine drag torque can be reduced. On the other hand, when the starting clutch is abolished and the device is simplified in the above-described configuration, the forward clutch and forward clutch in the forward / reverse switching mechanism and the vehicle during deceleration or braking of the vehicle, that is, during regeneration by the motor / generator, By releasing the reverse brake, the loss due to the drag torque of the engine can be reduced as in the above case.

しかしながら、この場合には、エンジンの引き摺りトルクによる損失を低減することはできるものの、前後進切換機構の前進クラッチおよび後進ブレーキでの引き摺りトルクによる損失が不可避的に発生してしまう。   However, in this case, although the loss due to the drag torque of the engine can be reduced, the loss due to the drag torque in the forward clutch and the reverse brake of the forward / reverse switching mechanism inevitably occurs.

また、ベルト式無段変速機のベルト挟圧力制御では、通常、例えばセカンダリ（従動）プーリ側のベルト挟圧力を基準にしてプライマリ（駆動）プーリ側で変速制御が行われる。しかしながら、モータ・ジェネレータによる回生時には、上記のようなプライマリプーリとセカンダリプーリとの関係が反対になる、すなわち、セカンダリプーリから入力されるトルクによってプライマリプーリが駆動されることになるため、通常のベルト挟圧力制御では最適にベルト挟圧力を制御できない場合がある。その結果、ベルト挟圧力により決まる変速機の伝達トルク容量に過不足が生じ、例えばベルト挟圧力が過剰になることによる燃費の低下や、あるいは、ベルト挟圧力が不足することによるベルト滑りが発生してしまうおそれがあった。   Further, in the belt clamping pressure control of the belt type continuously variable transmission, normally, for example, the transmission control is performed on the primary (drive) pulley side with reference to the belt clamping pressure on the secondary (driven) pulley side. However, at the time of regeneration by the motor / generator, the relationship between the primary pulley and the secondary pulley is reversed, that is, the primary pulley is driven by the torque input from the secondary pulley. There are cases where the belt clamping pressure cannot be optimally controlled by the clamping pressure control. As a result, the transmission torque capacity of the transmission determined by the belt clamping pressure becomes excessive and insufficient, for example, the fuel consumption decreases due to excessive belt clamping pressure, or the belt slip occurs due to insufficient belt clamping pressure. There was a risk of it.

この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、車両の減速時や制動時における回生制御の実行時に、回生効率の低下を防止もしくは抑制するとともに、変速機構の伝達トルク容量に過不足が生じてしまうことを回避もしくは抑制することのできるハイブリッド駆動装置の制御装置を提供することを目的とするものである。   The present invention has been made by paying attention to the above technical problem, and prevents or suppresses a decrease in regeneration efficiency when performing regenerative control when the vehicle is decelerated or braked, and reduces the transmission torque capacity of the transmission mechanism. An object of the present invention is to provide a control device for a hybrid drive device that can avoid or suppress the occurrence of excess or deficiency.

上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、伝達トルク容量を変更可能な変速機構の入力部材に、係合・解放状態を制御可能な摩擦係合装置を有する伝動機構を介して内燃機関が連結されるとともに、前記変速機構の出力部材に、発電機としての機能を有する電動機が連結されているハイブリッド駆動装置の制御装置において、前記電動機を発電機として駆動する回生制御が実行される場合に、前記摩擦係合装置を解放して前記内燃機関と前記入力部材との間の動力伝達経路を遮断する摩擦係合装置制御手段と、前記摩擦係合装置の引き摺りトルクを求める引き摺りトルク算出手段と、前記引き摺りトルク算出手段により求められた前記摩擦係合装置の引き摺りトルクから前記入力部材と出力部材との間で伝達される変速機伝達トルクを算出する変速機伝達トルク算出手段と、前記変速機伝達トルク算出手段により求められた前記変速機伝達トルクに基づいて前記変速機構の伝達トルク容量を制御する伝達トルク容量制御手段とを備えていることを特徴とする制御装置である。   In order to achieve the above-mentioned object, the invention according to claim 1 is directed to the input member of the transmission mechanism capable of changing the transmission torque capacity via the transmission mechanism having the friction engagement device capable of controlling the engagement / release state. In a control device for a hybrid drive device in which an internal combustion engine is connected and an electric motor having a function as a generator is connected to an output member of the transmission mechanism, regenerative control for driving the electric motor as a generator is executed. The friction engagement device control means for releasing the friction engagement device and blocking the power transmission path between the internal combustion engine and the input member, and the drag torque for determining the drag torque of the friction engagement device. Transmission transmission torque transmitted between the input member and the output member from the drag torque of the friction engagement device obtained by the calculation means and the drag torque calculation means Transmission transmission torque calculation means for calculating, and transmission torque capacity control means for controlling the transmission torque capacity of the transmission mechanism based on the transmission transmission torque obtained by the transmission transmission torque calculation means. Is a control device characterized by

また、請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記伝動機構が、第１の摩擦係合装置と第２の摩擦係合装置との少なくとも２つの摩擦係合装置を有し、それら第１および第２の摩擦係合装置の係合・解放状態を切り換えることにより前進状態と後進状態とを切り換える前後進切換機構であり、前記引き摺りトルク算出手段が、前記第１および第２の摩擦係合装置の引き摺りトルクを求める手段を含み、前記変速機伝達トルク算出手段が、前記引き摺りトルク算出手段により求められた前記第１および第２の摩擦係合装置の引き摺りトルクに基づいて前記変速機伝達トルクを算出する手段を含むことを特徴とする制御装置である。   According to a second aspect of the present invention, in the first aspect of the invention, the transmission mechanism includes at least two friction engagement devices, ie, a first friction engagement device and a second friction engagement device. A forward / reverse switching mechanism that switches between a forward state and a reverse state by switching the engagement / release state of the first and second friction engagement devices, wherein the drag torque calculating means includes the first and second frictional mechanisms. Means for determining drag torque of the engagement device, wherein the transmission transmission torque calculation means is based on the drag torques of the first and second friction engagement devices determined by the drag torque calculation means. A control device comprising means for calculating a transmission torque.

さらに、請求項３の発明は、請求項２の発明において、前記第１の摩擦係合装置が、前記前後進切換機構で前進状態を設定する際に係合される前進クラッチであり、前記第２の摩擦係合装置が、前記前後進切換機構で後進状態を設定する際に係合される後進ブレーキであることを特徴とする制御装置である。   Further, a third aspect of the invention is the forward clutch according to the second aspect of the invention, wherein the first friction engagement device is engaged when the forward movement state is set by the forward / reverse switching mechanism. The control device is characterized in that the second friction engagement device is a reverse brake that is engaged when a reverse state is set by the forward / reverse switching mechanism.

そして、請求項４の発明は、請求項１ないし３のいずれかの発明において、前記回生制御が実行される場合に、前記変速機構の入力側におけるイナーシャトルクを求めるイナーシャトルク算出手段を更に備え、前記変速機伝達トルク算出手段が、前記イナーシャトルク算出手段により求められた前記イナーシャトルクに基づいて前記変速機伝達トルクを算出する手段を含むことを特徴とする制御装置である。   The invention of claim 4 further comprises an inertia torque calculation means for obtaining an inertia torque on the input side of the transmission mechanism when the regeneration control is executed in the invention of any one of claims 1 to 3. The transmission apparatus according to claim 1, wherein the transmission transmission torque calculation means includes means for calculating the transmission transmission torque based on the inertia torque obtained by the inertia torque calculation means.

一方、請求項５の発明は、伝達トルク容量を変更可能な変速機構の入力部材に、係合・解放状態を制御可能な摩擦係合装置を有する伝動機構を介して内燃機関が連結されるとともに、前記変速機構の出力部材に第１の駆動輪が連結された第１の駆動系統と、発電機としての機能を有する電動機に第２の駆動輪が連結された第２の駆動系統とを備えているハイブリッド駆動装置の制御装置において、前記電動機を発電機として駆動する回生制御が実行される場合に、前記摩擦係合装置を解放して前記内燃機関と前記入力部材との間の動力伝達経路を遮断する摩擦係合装置制御手段と、前記摩擦係合装置の引き摺りトルクを求める引き摺りトルク算出手段と、前記引き摺りトルク算出手段により求められた前記摩擦係合装置の引き摺りトルクから前記入力部材と出力部材との間で伝達される変速機伝達トルクを算出する変速機伝達トルク算出手段と、前記変速機伝達トルク算出手段により求められた前記変速機伝達トルクに基づいて前記変速機構の伝達トルク容量を制御する伝達トルク容量制御手段とを備えていることを特徴とする制御装置である。   On the other hand, in the invention of claim 5, the internal combustion engine is connected to the input member of the transmission mechanism capable of changing the transmission torque capacity via the transmission mechanism having the friction engagement device capable of controlling the engagement / release state. A first drive system in which a first drive wheel is connected to an output member of the transmission mechanism; and a second drive system in which a second drive wheel is connected to an electric motor having a function as a generator. When the regenerative control for driving the electric motor as a generator is executed, the power transmission path between the internal combustion engine and the input member is released by releasing the friction engagement device. The friction engagement device control means for cutting off the friction, the drag torque calculation means for obtaining the drag torque of the friction engagement device, and the drag torque of the friction engagement device obtained by the drag torque calculation means. A transmission transmission torque calculation means for calculating a transmission transmission torque transmitted between the input member and the output member, and the transmission mechanism based on the transmission transmission torque obtained by the transmission transmission torque calculation means And a transmission torque capacity control means for controlling the transmission torque capacity of the control device.

また、請求項６の発明は、請求項５の発明において、前記伝動機構が、第１の摩擦係合装置と第２の摩擦係合装置との少なくとも２つの摩擦係合装置を有し、それら第１および第２の摩擦係合装置の係合・解放状態を切り換えることにより前進状態と後進状態とを切り換える前後進切換機構であり、前記引き摺りトルク算出手段が、前記第１および第２の摩擦係合装置の引き摺りトルクを求める手段を含み、前記変速機伝達トルク算出手段が、前記引き摺りトルク算出手段により求められた前記第１および第２の摩擦係合装置の引き摺りトルクに基づいて前記変速機伝達トルクを算出する手段を含むことを特徴とする制御装置である。   According to a sixth aspect of the present invention, in the fifth aspect of the invention, the transmission mechanism includes at least two friction engagement devices, a first friction engagement device and a second friction engagement device. A forward / reverse switching mechanism that switches between a forward state and a reverse state by switching the engagement / release state of the first and second friction engagement devices, wherein the drag torque calculating means includes the first and second frictional mechanisms. Means for determining drag torque of the engagement device, wherein the transmission transmission torque calculation means is based on the drag torques of the first and second friction engagement devices determined by the drag torque calculation means. A control device comprising means for calculating a transmission torque.

さらに、請求項７の発明は、請求項６の発明において、前記第１の摩擦係合装置が、前記前後進切換機構で前進状態を設定する際に係合される前進クラッチであり、前記第２の摩擦係合装置が、前記前後進切換機構で後進状態を設定する際に係合される後進ブレーキであることを特徴とする制御装置である。   Furthermore, the invention of claim 7 is the forward clutch that is engaged when the first friction engagement device sets the forward movement state by the forward / reverse switching mechanism in the invention of claim 6, The control device is characterized in that the second friction engagement device is a reverse brake that is engaged when a reverse state is set by the forward / reverse switching mechanism.

そして、請求項８の発明は、請求項５ないし７のいずれかの発明において、前記回生制御が実行される場合に、前記変速機構の入力側におけるイナーシャトルクを求めるイナーシャトルク算出手段を更に備え、前記変速機伝達トルク算出手段が、前記イナーシャトルク算出手段により求められた前記イナーシャトルクに基づいて前記変速機伝達トルクを算出する手段を含むことを特徴とする制御装置である。   The invention of claim 8 further comprises an inertia torque calculation means for obtaining an inertia torque on the input side of the transmission mechanism when the regeneration control is executed in the invention of any one of claims 5 to 7. The transmission apparatus according to claim 1, wherein the transmission transmission torque calculation means includes means for calculating the transmission transmission torque based on the inertia torque obtained by the inertia torque calculation means.

したがって、請求項１の発明によれば、車両の減速時や制動時に、変速機構の出力部材に連結された電動機の回生制御が実行される場合、内燃機関と変速機構の入力部材との間の動力伝達経路に設けられた摩擦係合装置が解放されて、内燃機関での引き摺りトルクによる損失の発生が回避される。また、摩擦係合装置で生じる引き摺りトルクが求められ、その摩擦係合装置での引き摺りトルクから変速機構の伝達トルクが求められる。そして、その変速機構の伝達トルクに基づいて変速機構の伝達トルク容量が制御される。そのため、電動機が回生制御される場合に、回生効率の低下を防止もしくは抑制することができるとともに、変速機構の伝達トルク容量に過不足が生じることを回避もしくは抑制することができる。   Therefore, according to the first aspect of the present invention, when regenerative control of the electric motor connected to the output member of the speed change mechanism is executed at the time of deceleration or braking of the vehicle, between the internal combustion engine and the input member of the speed change mechanism. The friction engagement device provided in the power transmission path is released, and the occurrence of loss due to drag torque in the internal combustion engine is avoided. Further, drag torque generated in the friction engagement device is obtained, and transmission torque of the transmission mechanism is obtained from the drag torque in the friction engagement device. The transmission torque capacity of the transmission mechanism is controlled based on the transmission torque of the transmission mechanism. Therefore, when the electric motor is regeneratively controlled, it is possible to prevent or suppress a decrease in regeneration efficiency and to avoid or suppress the occurrence of excess or deficiency in the transmission torque capacity of the transmission mechanism.

また、請求項２の発明によれば、電動機が回生制御される場合に、前後進切換機構の第１の摩擦係合装置と第２の摩擦係合装置との２つの摩擦係合装置で生じる引き摺りトルクが求められ、それら２つの摩擦係合装置での引き摺りトルクの両方に基づいて変速機構の伝達トルクが求められる。そのため、電動機が回生制御される場合の変速機構の伝達トルクを精度良く求めることができる。   According to the second aspect of the present invention, when the electric motor is regeneratively controlled, it is generated by the two friction engagement devices, ie, the first friction engagement device and the second friction engagement device of the forward / reverse switching mechanism. The drag torque is obtained, and the transmission torque of the speed change mechanism is obtained based on both of the drag torques in the two friction engagement devices. Therefore, the transmission torque of the speed change mechanism when the electric motor is regeneratively controlled can be obtained with high accuracy.

さらに、請求項３の発明によれば、電動機が回生制御される場合に、前後進切換機構の前進クラッチと後進ブレーキとで生じる引き摺りトルクが求められ、それら前進クラッチでの引き摺りトルクと後進ブレーキでの引き摺りトルクとの両方に基づいて変速機構の伝達トルクが求められる。そのため、電動機が回生制御される場合の変速機構の伝達トルクを精度良く求めることができる。   Further, according to the invention of claim 3, when the electric motor is regeneratively controlled, drag torque generated by the forward clutch and the reverse brake of the forward / reverse switching mechanism is obtained, and the drag torque and reverse brake in the forward clutch are determined. The transmission torque of the speed change mechanism is determined based on both of the drag torque. Therefore, the transmission torque of the speed change mechanism when the electric motor is regeneratively controlled can be obtained with high accuracy.

そして、請求項４の発明によれば、電動機が回生制御される場合に、変速機構の入力側におけるイナーシャトルクが更に求められ、そのイナーシャトルクに基づいて変速機構の伝達トルクが求められる。そのため、電動機が回生制御される場合の変速機構の伝達トルクをより精度良く求めることができる。   According to the invention of claim 4, when the electric motor is regeneratively controlled, an inertia torque on the input side of the transmission mechanism is further obtained, and a transmission torque of the transmission mechanism is obtained based on the inertia torque. Therefore, the transmission torque of the speed change mechanism when the electric motor is regeneratively controlled can be obtained with higher accuracy.

一方、請求項５の発明によれば、例えば、前輪に第１の駆動系統が配置され、後輪に第２の駆動系統が配置された四輪駆動車両の減速時や制動時に、第２の駆動輪に連結された電動機が回生制御される場合、内燃機関と変速機構の入力部材との間の動力伝達経路に設けられた摩擦係合装置が解放されて、内燃機関での引き摺りトルクによる損失の発生が回避される。また、摩擦係合装置で生じる引き摺りトルクが求められ、その摩擦係合装置での引き摺りトルクから変速機構の伝達トルクが求められる。そして、その変速機構の伝達トルクに基づいて変速機構の伝達トルク容量が制御される。そのため、電動機が回生制御される場合に、回生効率の低下を防止もしくは抑制することができるとともに、変速機構の伝達トルク容量に過不足が生じることを回避もしくは抑制することができる。   On the other hand, according to the invention of claim 5, for example, when the four-wheel drive vehicle in which the first drive system is disposed on the front wheels and the second drive system is disposed on the rear wheels, When the motor connected to the drive wheel is regeneratively controlled, the friction engagement device provided in the power transmission path between the internal combustion engine and the input member of the transmission mechanism is released, and the loss due to the drag torque in the internal combustion engine Is avoided. Further, drag torque generated in the friction engagement device is obtained, and transmission torque of the transmission mechanism is obtained from the drag torque in the friction engagement device. The transmission torque capacity of the transmission mechanism is controlled based on the transmission torque of the transmission mechanism. Therefore, when the electric motor is regeneratively controlled, it is possible to prevent or suppress a decrease in regeneration efficiency and to avoid or suppress the occurrence of excess or deficiency in the transmission torque capacity of the transmission mechanism.

また、請求項６の発明によれば、第２の駆動系統の電動機が回生制御される場合に、第１の駆動系統の前後進切換機構の第１の摩擦係合装置と第２の摩擦係合装置との２つの摩擦係合装置で生じる引き摺りトルクが求められ、それら２つの摩擦係合装置での引き摺りトルクの両方に基づいて、第１の駆動系統の変速機構の伝達トルクが求められる。そのため、電動機が回生制御される場合の変速機構の伝達トルクを精度良く求めることができる。   According to the sixth aspect of the present invention, when the electric motor of the second drive system is regeneratively controlled, the first friction engagement device and the second frictional engagement mechanism of the forward / reverse switching mechanism of the first drive system. The drag torque generated by the two friction engagement devices with the combined device is obtained, and the transmission torque of the transmission mechanism of the first drive system is obtained based on both of the drag torques by the two friction engagement devices. Therefore, the transmission torque of the speed change mechanism when the electric motor is regeneratively controlled can be obtained with high accuracy.

さらに、請求項７の発明によれば、第２の駆動系統の電動機が回生制御される場合に、第１の駆動系統の前後進切換機構の前進クラッチと後進ブレーキとで生じる引き摺りトルクが求められ、それら前進クラッチでの引き摺りトルクと後進ブレーキでの引き摺りトルクとの両方に基づいて、第１の駆動系統の変速機構の伝達トルクが求められる。そのため、電動機が回生制御される場合の変速機構の伝達トルクを精度良く求めることができる。   Further, according to the invention of claim 7, when the electric motor of the second drive system is regeneratively controlled, the drag torque generated by the forward clutch and the reverse brake of the forward / reverse switching mechanism of the first drive system is obtained. Based on both the drag torque at the forward clutch and the drag torque at the reverse brake, the transmission torque of the transmission mechanism of the first drive system is obtained. Therefore, the transmission torque of the speed change mechanism when the electric motor is regeneratively controlled can be obtained with high accuracy.

そして、請求項８の発明によれば、第２の駆動系統の電動機が回生制御される場合に、第１の駆動系統の変速機構の入力側におけるイナーシャトルクが更に求められ、そのイナーシャトルクに基づいて、第１の駆動系統の変速機構の伝達トルクが求められる。そのため、電動機が回生制御される場合の変速機構の伝達トルクをより精度良く求めることができる。   According to the eighth aspect of the present invention, when the electric motor of the second drive system is regeneratively controlled, the inertia torque on the input side of the transmission mechanism of the first drive system is further obtained, and based on the inertia torque Thus, the transmission torque of the transmission mechanism of the first drive system is obtained. Therefore, the transmission torque of the speed change mechanism when the electric motor is regeneratively controlled can be obtained with higher accuracy.

つぎに、この発明を具体例に基づいて説明する。先ず、この発明で対象とするハイブリッド駆動装置について説明すると、この発明で対象とするハイブリッド駆動装置は、一例として図２に示すように、車両Ｖｅ1に搭載されるものであって、主動力源としての内燃機関１のトルクが、摩擦係合装置２ｆ，２ｒを有する伝動機構２を介して変速機構３の入力部材３ｉに伝達され、変速機構３の出力部材３ｏからデファレンシャル４を介して駆動輪５に伝達される。したがって、内燃機関１と出力部材３ｏとの間で伝達トルクを変速機構３で設定する変速比に応じて増減するようになっている。一方、走行のための駆動力を出力する力行制御あるいはエネルギを回収する回生制御の可能な電動機６が、変速機構３の出力部材３ｏ側に設けられていて、その電動機６と駆動輪５との間で、出力部材３ｏおよびデファレンシャル４を介してトルクの伝達が行われるようになっている。   Next, the present invention will be described based on specific examples. First, the hybrid drive apparatus targeted by the present invention will be described. The hybrid drive apparatus targeted by the present invention is mounted on a vehicle Ve1, as shown in FIG. 2, as an example, and is used as a main power source. The torque of the internal combustion engine 1 is transmitted to the input member 3i of the transmission mechanism 3 through the transmission mechanism 2 having the friction engagement devices 2f and 2r, and the drive wheel 5 is transmitted from the output member 3o of the transmission mechanism 3 through the differential 4. Is transmitted to. Therefore, the transmission torque between the internal combustion engine 1 and the output member 3o is increased or decreased according to the speed ratio set by the speed change mechanism 3. On the other hand, an electric motor 6 capable of power running control that outputs driving force for traveling or regenerative control that recovers energy is provided on the output member 3 o side of the transmission mechanism 3, and the electric motor 6 and the drive wheels 5 In the meantime, torque is transmitted through the output member 3o and the differential 4.

具体的に説明すると、内燃機関（以下、エンジンと記す）１は、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの燃料を燃焼させて動力を出力する公知の動力装置であって、スロットル開度（吸気量）や燃料供給量、点火時期などの運転状態を電気的に制御できるように構成されている。   More specifically, an internal combustion engine (hereinafter referred to as an engine) 1 is a known power device that outputs power by burning fuel such as a gasoline engine or a diesel engine, and includes a throttle opening (intake amount), The operation state such as the fuel supply amount and the ignition timing can be electrically controlled.

また、伝動機構２は、この実施例では、摩擦係合装置２ｆ，２ｒの係合・解放状態を切り換えることにより、車両Ｖｅ1の前進状態と後進状態とを切り換える、後述する前後進切換機構１５に相当するものであり、したがって、摩擦係合装置２ｆ，２ｒは、それぞれ、前後進切換機構１５のフォワードクラッチ（前進クラッチ）３１およびリバースブレーキ（後進ブレーキ）３２に相当している。これら摩擦係合装置２ｆ，２ｒ（フォワードクラッチ３１，リバースブレーキ３２）としては、例えば、多板形式の係合装置あるいはバンド形式の係合装置などを採用することができる。   In this embodiment, the transmission mechanism 2 is switched to a forward / reverse switching mechanism 15 to be described later, which switches between a forward state and a reverse state of the vehicle Ve1 by switching the engagement / release state of the friction engagement devices 2f and 2r. Accordingly, the friction engagement devices 2f and 2r correspond to the forward clutch (forward clutch) 31 and the reverse brake (reverse brake) 32 of the forward / reverse switching mechanism 15, respectively. As these friction engagement devices 2f and 2r (forward clutch 31, reverse brake 32), for example, a multi-plate type engagement device or a band type engagement device can be adopted.

また、変速機構３は、この実施例では、ベルト式無段変速機３であり、ベルトを巻掛けたプーリの溝幅を変更することにより、プーリの有効径すなわちベルトが巻き掛かっている半径を変更して変速比を無段階に設定することのできる変速機である。したがって駆動側（あるいは入力側）すなわち入力部材３ｉ側のプーリ、および従動側（あるいは出力側）すなわち出力部材３ｏ側のプーリを、固定シーブとその固定シーブに対して軸線方向に前後動する可動シーブとによって構成し、その可動シーブを例えば油圧などの外力で移動させることにより、各プーリの溝幅を変化させ、ベルトの巻き掛け半径を連続的に変更できるように構成されている。   In this embodiment, the speed change mechanism 3 is a belt-type continuously variable transmission 3, and by changing the groove width of the pulley around which the belt is wound, the effective diameter of the pulley, that is, the radius around which the belt is wound is changed. It is a transmission that can be changed and the gear ratio can be set steplessly. Accordingly, the movable sheave that moves the drive side (or input side), that is, the pulley on the input member 3i side, and the driven side (or output side), that is, the pulley on the output member 3o side, in the axial direction relative to the fixed sheave and the fixed sheave. By moving the movable sheave with an external force such as hydraulic pressure, the groove width of each pulley is changed, and the belt winding radius can be continuously changed.

また、電動機６は、いわゆるモータ・ジェネレータ６であり、一例として同期電動機であって、モータとしての機能と発電機としての機能とを生じるように構成されている。そして、インバータ７を介してバッテリーなどの蓄電装置８に接続されていて、そのインバータ７を制御することにより、モータ・ジェネレータ６の出力トルクあるいは回生トルクを適宜に設定するようになっている。また、この実施例では、モータ・ジェネレータ６は、そのロータ６ａが、上記のベルト式無段変速機３の出力部材３ｏ側に、例えばベルト式無段変速機３の従動プーリの固定シーブに一体的に連結されている。   The electric motor 6 is a so-called motor / generator 6, which is a synchronous electric motor as an example, and is configured to generate a function as a motor and a function as a generator. The inverter 7 is connected to a power storage device 8 such as a battery, and by controlling the inverter 7, the output torque or regenerative torque of the motor / generator 6 is appropriately set. In this embodiment, the motor / generator 6 has a rotor 6a that is integrated with the fixed sheave of the driven pulley of the belt type continuously variable transmission 3, for example, on the output member 3o side of the belt type continuously variable transmission 3 described above. Connected.

そして、上記のエンジン１の運転状態の制御、あるいは摩擦係合装置２すなわち前後進切換機構１５のフォワードクラッチ３１の係合・解放状態の制御、あるいはベルト式無段変速機３の変速制御、あるいはモータ・ジェネレータ６の回転制御などを行うコントローラとして電子制御装置（ＥＣＵ）９が設けられている。   Then, the control of the operating state of the engine 1 described above, the control of the engagement / release state of the forward clutch 31 of the friction engagement device 2, that is, the forward / reverse switching mechanism 15, the shift control of the belt type continuously variable transmission 3, or An electronic control unit (ECU) 9 is provided as a controller for controlling the rotation of the motor / generator 6.

この電子制御装置９には、例えば、車速センサの信号、加速要求検知センサ（例えばアクセルペダルの踏み込み量もしくは踏み込み力を検知するセンサ）の信号、制動要求検知センサ（例えばブレーキペダルの踏み込み量もしくは踏み込み力を検知するセンサ）の信号、エンジン回転数センサの信号、蓄電装置８の充電量（Ｓ.Ｏ.Ｃ.）を検知するセンサの信号、モータ・ジェネレータ６の回転数を検知するセンサの信号、シフトポジションセンサの信号、ベルト式無段変速機３の入力回転数および出力回転数を検知するセンサの信号、エンジン１および前後進切換機構１５およびベルト式無段変速機３の油温を検知するセンサの信号などが入力される。これに対して、電子制御装置９からは、例えば、エンジン１を制御する信号、インバータ７を介してモータ・ジェネレータ６を制御する信号、前後進切換機構１５のフォワードクラッチ３１を制御する信号などが出力される。   The electronic control unit 9 includes, for example, a signal of a vehicle speed sensor, a signal of an acceleration request detection sensor (for example, a sensor for detecting the depression amount or depression force of an accelerator pedal), a braking request detection sensor (for example, a depression amount or depression of a brake pedal). Sensor for detecting the force), the signal for the engine speed sensor, the signal for the sensor for detecting the charge amount (SOC) of the power storage device 8, and the signal for the sensor for detecting the speed of the motor / generator 6. , A signal of a shift position sensor, a signal of a sensor for detecting an input rotation speed and an output rotation speed of the belt type continuously variable transmission 3, and an oil temperature of the engine 1, the forward / reverse switching mechanism 15 and the belt type continuously variable transmission 3 are detected. A sensor signal is input. On the other hand, from the electronic control unit 9, for example, a signal for controlling the engine 1, a signal for controlling the motor / generator 6 through the inverter 7, a signal for controlling the forward clutch 31 of the forward / reverse switching mechanism 15, and the like. Is output.

この実施例における上記のベルト式無段変速機３について、より具体的に説明する。図３は、上記のベルト式無段変速機３を適用したＦＦ車（フロントエンジンフロントドライブ；エンジン前置き前輪駆動車）のスケルトン図である。図３において、エンジン１のクランクシャフト１ａが車両Ｖｅ1の幅方向に配置されている。   The belt type continuously variable transmission 3 in this embodiment will be described more specifically. FIG. 3 is a skeleton diagram of an FF vehicle (front engine front drive; engine front front drive vehicle) to which the belt type continuously variable transmission 3 is applied. In FIG. 3, the crankshaft 1a of the engine 1 is arranged in the width direction of the vehicle Ve1.

エンジン１の出力側には、トランスアクスル１０が設けられている。このトランスアクスル１０は、エンジン１の後端側（図３での左側）に取り付けられたトランスアクスルハウジング１１と、トランスアクスルハウジング１１におけるエンジン１とは反対側（図３での左側）の開口端に取り付けられたトランスアクスルケース１２と、トランスアクスルケース１２におけるトランスアクスルハウジング１１とは反対側（図３での左側）の開口端に取り付けられたトランスアクスルリヤカバー１３とを有している。   A transaxle 10 is provided on the output side of the engine 1. The transaxle 10 includes a transaxle housing 11 attached to the rear end side (left side in FIG. 3) of the engine 1 and an open end of the transaxle housing 11 opposite to the engine 1 (left side in FIG. 3). And a transaxle rear cover 13 attached to the open end of the transaxle case 12 opposite to the transaxle housing 11 (left side in FIG. 3).

トランスアクスルハウジング１１の内部には、トルクコンバータ１４が設けられており、トランスアクスルケース１２およびトランスアクスルリヤカバー１３の内部には、前後進切換機構１５およびベルト式無段変速機構３ａおよびデファレンシャル４が設けられている。   A torque converter 14 is provided inside the transaxle housing 11, and a forward / reverse switching mechanism 15, a belt type continuously variable transmission mechanism 3 a, and a differential 4 are provided inside the transaxle case 12 and the transaxle rear cover 13. It has been.

トルクコンバータ１４は、クランクシャフト１ａと同一の軸線を中心として回転可能なインプットシャフト１６が設けられており、インプットシャフト１６におけるエンジン１側（図３での右側）の端部にはタービンランナ１７が取り付けられている。一方、クランクシャフト１ａの後端にはドライブプレート１８を介してフロントカバー１９が連結されており、フロントカバー１９にはポンプインペラ２０が接続されている。これらタービンランナ１７とポンプインペラ２０とは互いに対向して配置され、タービンランナ１７およびポンプインペラ２０の内側にはステータ２１が設けられている。このステータ２１には、一方向クラッチ２２を介して中空軸２３が接続されている。中空軸２３はトランスアクスルケース１２側に回転が不可能な状態で固定されていて、その中空軸２３の内部に前記のインプットシャフト１６が配置されている。   The torque converter 14 is provided with an input shaft 16 that can rotate about the same axis as the crankshaft 1a. A turbine runner 17 is provided at the end of the input shaft 16 on the engine 1 side (right side in FIG. 3). It is attached. On the other hand, a front cover 19 is connected to the rear end of the crankshaft 1 a via a drive plate 18, and a pump impeller 20 is connected to the front cover 19. The turbine runner 17 and the pump impeller 20 are arranged to face each other, and a stator 21 is provided inside the turbine runner 17 and the pump impeller 20. A hollow shaft 23 is connected to the stator 21 via a one-way clutch 22. The hollow shaft 23 is fixed to the transaxle case 12 so as not to rotate, and the input shaft 16 is disposed inside the hollow shaft 23.

インプットシャフト１６におけるフロントカバー１９側（図３での右側）の端部には、ダンパ機構２４を介してロックアップクラッチ２５が設けられている。上記のように構成されたフロントカバー１９およびポンプインペラ２０などにより形成されたケーシング（図示せず）内に、作動流体としてのオイルが供給されている。   A lockup clutch 25 is provided at the end of the input shaft 16 on the front cover 19 side (right side in FIG. 3) via a damper mechanism 24. Oil as a working fluid is supplied into a casing (not shown) formed by the front cover 19 and the pump impeller 20 configured as described above.

上記構成により、エンジン１の動力（トルク）がクランクシャフト１ａからフロントカバー１９に伝達される。この時、ロックアップクラッチ２５が解放されている場合は、ポンプインペラ２０のトルクが流体によりタービンランナ１７に伝達され、ついでインプットシャフト１６に伝達される。なお、ポンプインペラ２０からタービンランナ１７に伝達されるトルクを、ステータ２１により増幅することもできる。一方、ロックアップクラッチ２５が係合されている場合は、フロントカバー１９のトルクが機械的にインプットシャフト１６に伝達される。   With the above configuration, the power (torque) of the engine 1 is transmitted from the crankshaft 1 a to the front cover 19. At this time, when the lockup clutch 25 is released, the torque of the pump impeller 20 is transmitted to the turbine runner 17 by the fluid and then to the input shaft 16. The torque transmitted from the pump impeller 20 to the turbine runner 17 can be amplified by the stator 21. On the other hand, when the lockup clutch 25 is engaged, the torque of the front cover 19 is mechanically transmitted to the input shaft 16.

トルクコンバータ１４と前後進切換機構１５との間には、オイルポンプ２６が設けられている。このオイルポンプ２６のロータ２７と、前記ポンプインペラ２０とが円筒形状のハブ２８により接続されている。また、オイルポンプ２６のボデー２９は、トランスアクスルケース１２側に固定されている。この構成により、エンジン１の動力がポンプインペラ２０を介してロータ２７に伝達され、オイルポンプ２６を駆動することができる。   An oil pump 26 is provided between the torque converter 14 and the forward / reverse switching mechanism 15. The rotor 27 of the oil pump 26 and the pump impeller 20 are connected by a cylindrical hub 28. The body 29 of the oil pump 26 is fixed to the transaxle case 12 side. With this configuration, the power of the engine 1 is transmitted to the rotor 27 via the pump impeller 20, and the oil pump 26 can be driven.

前後進切換機構１５は、インプットシャフト１６とベルト式無段変速機構３ａとの間の動力伝達経路に設けられている。この前後進切換機構１５は、エンジン１の回転方向が一方向に限られていることに伴って採用されている機構であって、入力されたトルクをそのまま出力する、もしくは反転して出力するように構成されている。具体的には、この前後進切換機構１５は、主に、ダブルピニオン形式の遊星歯車装置３０およびフォワードクラッチ３１ならびにリバースブレーキ３２により構成されている。   The forward / reverse switching mechanism 15 is provided in a power transmission path between the input shaft 16 and the belt type continuously variable transmission mechanism 3a. This forward / reverse switching mechanism 15 is a mechanism that is employed when the rotational direction of the engine 1 is limited to one direction, and outputs the input torque as it is or reversely outputs it. It is configured. Specifically, the forward / reverse switching mechanism 15 is mainly composed of a double pinion type planetary gear unit 30, a forward clutch 31, and a reverse brake 32.

この前後進切換機構１５の構成の一例を説明すると、遊星歯車装置３０は、インプットシャフト１６のベルト式無段変速機構３ａ側（図３での左側）の端部に設けられたサンギヤ３３と、このサンギヤ３３の外周側に、サンギヤ３３と同心状に配置されたリングギヤ３４と、サンギヤ３３に噛み合わされたピニオンギヤ３５と、このピニオンギヤ３５およびリングギヤ３４に噛み合わされたピニオンギヤ３６と、ピニオンギヤ３５，３６を自転可能に保持し、かつ、ピニオンギヤ３５，３６を、サンギヤ３３の周囲で一体的に公転可能な状態で保持したキャリヤ３７とを有している。   An example of the configuration of the forward / reverse switching mechanism 15 will be described. The planetary gear device 30 includes a sun gear 33 provided at an end of the input shaft 16 on the belt-type continuously variable transmission mechanism 3a side (left side in FIG. 3), On the outer peripheral side of the sun gear 33, there are a ring gear 34 arranged concentrically with the sun gear 33, a pinion gear 35 meshed with the sun gear 33, a pinion gear 36 meshed with the pinion gear 35 and the ring gear 34, and pinion gears 35, 36. A carrier 37 that holds the pinion gears 35 and 36 so as to be rotatable and holds the pinion gears 35 and 36 integrally around the sun gear 33 is provided.

そして、このキャリヤ３７と、後述するベルト式無段変速機構３ａの入力軸であるプライマリシャフト３８とが連結され、サンギヤ３３と、ダンパ機構２４に連結されたインプットシャフト１６とが連結されている。また、リングギヤ３４の回転・固定を制御するリバースブレーキ３２が、トランスアクスルケース１２に設けられている。さらに、サンギヤ３３と、キャリヤ３７との間の動力伝達経路を接続・遮断するフォワードクラッチ３１が設けられている。   The carrier 37 is connected to a primary shaft 38 which is an input shaft of a belt-type continuously variable transmission mechanism 3a described later, and the sun gear 33 and the input shaft 16 connected to the damper mechanism 24 are connected. A reverse brake 32 that controls the rotation and fixation of the ring gear 34 is provided in the transaxle case 12. Further, a forward clutch 31 is provided that connects and disconnects the power transmission path between the sun gear 33 and the carrier 37.

この前後進切換機構１５においては、前進ポジションが選択された場合は、フォワードクラッチ３１が係合され、かつ、リバースブレーキ３２が解放されて、キャリヤ３７と、サンギヤ３３すなわちインプットシャフト１６とが一体回転する。キャリヤ３７とサンギヤ３３とが一体回転することによって、リングギヤ３４もそれらキャリヤ３７およびサンギヤ３３と一体回転する。すなわち、インプットシャフト１６とプライマリシャフト３８とが直結状態になる。そして、エンジン１のトルクが、後述するベルト式無段変速機構３ａのプライマリシャフト３８およびセカンダリシャフト３９などの回転部材を経由して駆動輪５に伝達され、車両Ｖｅ1が前進する。   In the forward / reverse switching mechanism 15, when the forward position is selected, the forward clutch 31 is engaged and the reverse brake 32 is released, so that the carrier 37 and the sun gear 33, that is, the input shaft 16 rotate integrally. To do. When the carrier 37 and the sun gear 33 rotate together, the ring gear 34 also rotates together with the carrier 37 and the sun gear 33. That is, the input shaft 16 and the primary shaft 38 are directly connected. Then, the torque of the engine 1 is transmitted to the drive wheels 5 via rotating members such as a primary shaft 38 and a secondary shaft 39 of the belt type continuously variable transmission mechanism 3a described later, and the vehicle Ve1 moves forward.

これに対して、後進ポジションが選択された場合は、フォワードクラッチ３１が解放され、かつ、リバースブレーキ３２が係合されて、リングギヤ３４が固定される。すると、インプットシャフト１６の回転に伴ってサンギヤ３３が回転し、リングギヤ３４を反力要素としてキャリヤ３７がインプットシャフト１６の回転方向とは逆の方向に回転する。その結果、後述するプライマリシャフト３８およびセカンダリシャフト３９などの回転部材が、前進ポジションの場合とは逆方向に回転して車両Ｖｅ1が後進する。   On the other hand, when the reverse position is selected, the forward clutch 31 is released, the reverse brake 32 is engaged, and the ring gear 34 is fixed. Then, as the input shaft 16 rotates, the sun gear 33 rotates, and the carrier 37 rotates in the direction opposite to the rotation direction of the input shaft 16 using the ring gear 34 as a reaction force element. As a result, rotating members such as a primary shaft 38 and a secondary shaft 39, which will be described later, rotate in the direction opposite to that in the forward position, and the vehicle Ve1 moves backward.

ベルト式無段変速機構３ａは、プライマリシャフト３８およびセカンダリシャフト３９を有している。すなわち、ベルト式無段変速機構３ａは、インプットシャフト１６と同心状に配置されたプライマリシャフト３８と、プライマリシャフト３８と相互に平行に配置されたセカンダリシャフト３９とを有している。プライマリシャフト３８側にはプライマリプーリ（すなわち駆動プーリ）４０が設けられており、セカンダリシャフト３９側にはセカンダリプーリ（すなわち従動プーリ）４１が設けられている。   The belt type continuously variable transmission mechanism 3 a has a primary shaft 38 and a secondary shaft 39. That is, the belt-type continuously variable transmission mechanism 3 a includes a primary shaft 38 disposed concentrically with the input shaft 16 and a secondary shaft 39 disposed parallel to the primary shaft 38. A primary pulley (ie, drive pulley) 40 is provided on the primary shaft 38 side, and a secondary pulley (ie, driven pulley) 41 is provided on the secondary shaft 39 side.

プライマリプーリ４０は、プライマリシャフト３８の外周に一体的に形成もしくは固定された固定シーブ４２と、プライマリシャフト３８の軸線方向に移動できるように構成された可動シーブ４３とを有している。また、これら固定シーブ４２と可動シーブ４３との対向面間に、すなわち固定シーブ４２のテーパ面４２ａと可動シーブ４３のテーパ面４３ａとの間に、Ｖ字形状の溝（ベルト巻き掛け溝）４４が形成されている。そして、可動シーブ４３をプライマリシャフト３８の軸線方向に動作させ、可動シーブ４３と固定シーブ４２とを接近・離隔させる油圧アクチュエータ４５が設けられている。   The primary pulley 40 includes a fixed sheave 42 that is integrally formed or fixed on the outer periphery of the primary shaft 38, and a movable sheave 43 that is configured to be movable in the axial direction of the primary shaft 38. A V-shaped groove (belt winding groove) 44 is provided between the opposed surfaces of the fixed sheave 42 and the movable sheave 43, that is, between the tapered surface 42 a of the fixed sheave 42 and the tapered surface 43 a of the movable sheave 43. Is formed. A hydraulic actuator 45 that moves the movable sheave 43 in the axial direction of the primary shaft 38 and moves the movable sheave 43 and the fixed sheave 42 closer to or away from each other is provided.

一方、セカンダリプーリ４１は、セカンダリシャフト３９の外周に一体的に形成もしくは固定された固定シーブ４６と、セカンダリシャフト３９の軸線方向に移動できるように構成された可動シーブ４７とを有している。また、これら固定シーブ４６と可動シーブ４７との対向面間に、すなわち固定シーブ４６のテーパ面４６ａと可動シーブ４７のテーパ面４７ａとの間に、Ｖ字形状の溝（ベルト巻き掛け溝）４８が形成されている。そして、可動シーブ４７をセカンダリシャフト３９の軸線方向に動作させ、可動シーブ４７と固定シーブ４６とを接近・離隔させる油圧アクチュエータ４９が設けられている。さらに、上記構成のプライマリプーリ４０のベルト巻き掛け溝４４およびセカンダリプーリ４１のベルト巻き掛け溝４８に対して、伝動ベルト５０が巻き掛けられている。   On the other hand, the secondary pulley 41 has a fixed sheave 46 integrally formed or fixed on the outer periphery of the secondary shaft 39, and a movable sheave 47 configured to be movable in the axial direction of the secondary shaft 39. Further, a V-shaped groove (belt winding groove) 48 between the opposed surfaces of the fixed sheave 46 and the movable sheave 47, that is, between the tapered surface 46 a of the fixed sheave 46 and the tapered surface 47 a of the movable sheave 47. Is formed. A hydraulic actuator 49 is provided for moving the movable sheave 47 in the axial direction of the secondary shaft 39 to move the movable sheave 47 and the fixed sheave 46 closer to or away from each other. Further, the transmission belt 50 is wound around the belt winding groove 44 of the primary pulley 40 and the belt winding groove 48 of the secondary pulley 41 configured as described above.

このように、ベルト式無段変速機構３ａは、互いに平行に配置されたプライマリプーリ（駆動プーリ）４０とセカンダリプーリ（従動プーリ）４１とのそれぞれが、固定シーブ３８，４６と、油圧アクチュエータ４４，４９によって軸線方向に前後動させられる可動シーブ４３，４７とによって構成されている。したがって各プーリ４０，４１のベルト巻き掛け溝４４，４８の幅が、可動シーブ４３，４７を軸線方向に移動させることにより変化し、それに伴って各プーリ４０，４１に巻掛けた伝動部材としての伝動ベルト５０の巻掛け半径（各プーリ４３，４７の有効径）が連続的に変化し、変速比が無段階に変化するようになっている。   In this way, the belt-type continuously variable transmission mechanism 3a includes a primary pulley (drive pulley) 40 and a secondary pulley (driven pulley) 41, which are arranged in parallel to each other, respectively, a fixed sheave 38, 46, a hydraulic actuator 44, 49 and movable sheaves 43 and 47 which are moved back and forth in the axial direction. Accordingly, the widths of the belt winding grooves 44 and 48 of the pulleys 40 and 41 are changed by moving the movable sheaves 43 and 47 in the axial direction, and accordingly the transmission members wound around the pulleys 40 and 41 are used. The winding radius of the transmission belt 50 (the effective diameter of each of the pulleys 43 and 47) is continuously changed, and the gear ratio is continuously changed.

なお、セカンダリプーリ４１における油圧アクチュエータ４９には、ベルト式無段変速機構３ａに入力されるトルクに応じた油圧（ライン圧もしくはその補正圧）が供給されている。したがって、セカンダリプーリ４１における各シーブ４６，４７が伝動ベルト５０を挟み付けることにより、伝動ベルト５０に張力が付与され、各プーリ４０，４１と伝動ベルト５０との挟圧力（接触圧力）が確保されるようになっている。言い換えれば、挟圧力に応じた伝達トルク容量が設定される。これに対してプライマリプーリ４０における油圧アクチュエータ４５には、設定するべき変速比に応じた圧油が供給され、目標とする変速比に応じた溝幅（有効径）に設定するようになっている。   The hydraulic actuator 49 in the secondary pulley 41 is supplied with hydraulic pressure (line pressure or its correction pressure) corresponding to the torque input to the belt type continuously variable transmission mechanism 3a. Therefore, when the sheaves 46 and 47 in the secondary pulley 41 sandwich the transmission belt 50, tension is applied to the transmission belt 50, and the clamping pressure (contact pressure) between the pulleys 40 and 41 and the transmission belt 50 is secured. It has become so. In other words, the transmission torque capacity corresponding to the clamping pressure is set. On the other hand, the hydraulic actuator 45 in the primary pulley 40 is supplied with pressure oil corresponding to the speed ratio to be set, and is set to a groove width (effective diameter) corresponding to the target speed ratio. .

ベルト式無段変速機構３ａの入力部材であるプライマリプーリ４０が、前後進切換機構１５における出力要素であるキャリヤ３７に連結され、ベルト式無段変速機構３ａの出力部材であるセカンダリプーリ４１が、ギヤ対５１およびデファレンシャル４に連結され、さらにそのデファレンシャル４が駆動輪５に連結されている。   A primary pulley 40, which is an input member of the belt-type continuously variable transmission mechanism 3a, is connected to a carrier 37, which is an output element in the forward / reverse switching mechanism 15, and a secondary pulley 41, which is an output member of the belt-type continuously variable transmission mechanism 3a, The gear pair 51 and the differential 4 are connected to each other, and the differential 4 is connected to the drive wheel 5.

そして、この実施例におけるベルト式無段変速機構３ａは、セカンダリプーリ４１の固定シーブ４６に、モータ・ジェネレータ６が連結されている。そして、その連結部分は、固定シーブ４６にモータ・ジェネレータ６を連結してユニット化するにあたり、ベルト式無段変速機構３ａのプーリ軸方向（図３での左右方向）の形状・寸法をコンパクト化して、車両搭載性を向上することができるように、固定シーブ４６とモータ・ジェネレータ６とが、半径方向（図３での上下方向）にオーバーラップして配置されて連結されている。   In the belt type continuously variable transmission mechanism 3a in this embodiment, the motor / generator 6 is connected to the fixed sheave 46 of the secondary pulley 41. The connecting portion reduces the shape and dimensions of the belt-type continuously variable transmission mechanism 3a in the pulley axis direction (left and right direction in FIG. 3) when connecting the motor / generator 6 to the fixed sheave 46 as a unit. Thus, the fixed sheave 46 and the motor / generator 6 are arranged so as to overlap each other in the radial direction (the vertical direction in FIG. 3) so that the vehicle mountability can be improved.

具体的には、固定シーブ４６の背面４６ｂとモータ・ジェネレータ６のロータ６ａとが一体的に固定されている。すなわち、セカンダリプーリ４１の固定シーブ４６と、モータ・ジェネレータ６のロータ６ａとが一体化されている。そのため、ベルト式無段変速機構３ａのプーリ軸方向の形状・寸法をコンパクト化して、車両搭載性を向上することができる。また、セカンダリプーリ４１の固定シーブ４６およびモータ・ジェネレータ６のロータ６ａの構成を簡素化し、また部品点数を削減して、低コスト化を図ることができる。   Specifically, the back surface 46b of the fixed sheave 46 and the rotor 6a of the motor / generator 6 are fixed integrally. That is, the fixed sheave 46 of the secondary pulley 41 and the rotor 6a of the motor / generator 6 are integrated. Therefore, the shape and dimension of the belt-type continuously variable transmission mechanism 3a in the pulley axial direction can be made compact, and the vehicle mountability can be improved. In addition, the configuration of the fixed sheave 46 of the secondary pulley 41 and the rotor 6a of the motor / generator 6 can be simplified, and the number of parts can be reduced to reduce the cost.

このように構成されたベルト式無段変速機３によれば、入力回転数であるエンジン回転数を無段階に（言い換えれば、連続的に）制御できるので、これを搭載した車両の燃費を向上できる。例えば、アクセル開度などによって表される要求駆動量と車速とに基づいて目標駆動力が求められ、その目標駆動力を得るために必要な目標出力が目標駆動力と車速とに基づいて求められ、その目標出力を最適燃費で得るためのエンジン回転数が予め用意したマップに基づいて求められ、そして、そのエンジン回転数となるように変速比が制御される。   According to the belt type continuously variable transmission 3 configured as described above, the engine speed that is the input speed can be controlled steplessly (in other words, continuously), so that the fuel efficiency of a vehicle equipped with this can be improved. it can. For example, the target driving force is obtained based on the required driving amount represented by the accelerator opening and the vehicle speed, and the target output necessary to obtain the target driving force is obtained based on the target driving force and the vehicle speed. The engine speed for obtaining the target output with the optimum fuel consumption is obtained based on a map prepared in advance, and the gear ratio is controlled so as to be the engine speed.

そのような燃費向上の利点を損なわないために、ベルト式無段変速機３における動力の伝達効率が良好な状態に制御される。具体的には、ベルト式無段変速機３の伝達トルク容量すなわち挟圧力が、エンジントルクに基づいて決まる目標トルクを伝達でき、かつ伝動ベルト５０の滑りが生じない範囲で可及的に低い挟圧力になるよう制御される。例えば、加減速が比較的頻繁に行われたり、路面の凹凸もしくは起伏がある悪路を走行している場合などのいわゆる非定常走行状態では、挟圧力が、前記制御状態に比べ相対的に高い挟圧力になるように制御される。   In order not to impair such an improvement in fuel consumption, the power transmission efficiency in the belt-type continuously variable transmission 3 is controlled to be good. Specifically, the transmission torque capacity of the belt-type continuously variable transmission 3, that is, the clamping pressure, is as low as possible within a range where the target torque determined based on the engine torque can be transmitted and the transmission belt 50 does not slip. Controlled to be pressure. For example, in a so-called unsteady driving state such as when acceleration / deceleration is performed relatively frequently or when driving on a rough road with uneven or uneven road surfaces, the clamping pressure is relatively higher than the control state. It is controlled so as to have a pinching pressure.

これに対して、平坦路をある程度以上の車速で定速走行しているなどの定常走行状態もしくはこれに準ずる準定常走行状態では、滑りを生じずに入力トルクを伝達できる最低の圧力すなわち限界挟圧力を検出するために、挟圧力が徐々に低下される。そしてその挟圧力が、検出された限界挟圧力に所定の安全率もしくは滑りに対する余裕伝達トルクを設定する圧力を加えた挟圧力に設定される。そして、このベルト式無段変速機３における挟圧力は、滑りを生じることなくトルクを伝達できる範囲で可及的に低い圧力であることが好ましい。   On the other hand, in steady running conditions such as running on a flat road at a vehicle speed of a certain level or a quasi-steady running condition equivalent thereto, the lowest pressure that can transmit input torque without slipping, that is, the limit In order to detect the pressure, the clamping pressure is gradually reduced. The clamping pressure is set to a clamping pressure obtained by adding a predetermined safety factor or a pressure for setting a margin transmission torque for slipping to the detected critical clamping pressure. The clamping pressure in the belt-type continuously variable transmission 3 is preferably as low as possible within a range where torque can be transmitted without causing slip.

上記のように、この実施例におけるハイブリッド駆動装置の制御装置は、エンジン１を可及的に効率の良い状態で運転されるように制御し、一方で、エンジン１の出力トルクやエンジンブレーキ力の過不足を補うため、さらには車両Ｖｅ1の減速時や制動時にエネルギの回生を行うために、モータ・ジェネレータ６を回生制御することで、ハイブリッド駆動装置の動力伝達効率を向上させ、燃費の向上を図ることができるように構成されている。   As described above, the control device of the hybrid drive device in this embodiment controls the engine 1 so as to be operated as efficiently as possible, while the output torque and engine braking force of the engine 1 are controlled. To compensate for excess and deficiency, and to regenerate energy when the vehicle Ve1 decelerates and brakes, the motor / generator 6 is regeneratively controlled to improve the power transmission efficiency of the hybrid drive device and improve fuel efficiency. It is comprised so that it can plan.

ハイブリッド駆動装置の動力伝達効率を向上させるためには、特に、減速時や制動時に、モータ・ジェネレータ６が発電機として駆動される回生制御をできるだけ効率よく実行することが重要となる。また、回生制御が実行される場合には、ベルト式無段変速機３では、セカンダリプーリ４１から入力されるトルクによってプライマリプーリ４０が駆動されることになる。そのため、その場合に通常と同様の挟圧力制御を一律に行うと、ベルト式無段変速機３の伝達トルク容量を適切に設定することができず、言い換えると、ベルト式無段変速機３の挟圧力に過不足が生じ、挟圧力が過剰になって燃費が低下してしまったり、あるいは、挟圧力が不足してベルト滑りが発生してしまったりする可能性がある。   In order to improve the power transmission efficiency of the hybrid drive device, it is important to perform regenerative control in which the motor / generator 6 is driven as a generator as efficiently as possible, particularly during deceleration or braking. Further, when the regeneration control is executed, in the belt type continuously variable transmission 3, the primary pulley 40 is driven by the torque input from the secondary pulley 41. Therefore, if the same clamping pressure control as usual is performed uniformly in that case, the transmission torque capacity of the belt-type continuously variable transmission 3 cannot be set appropriately. In other words, the belt-type continuously variable transmission 3 There is a possibility that the pinching pressure will be excessive or insufficient, and that the pinching pressure will be excessive and fuel consumption will be reduced, or that the pinching pressure will be insufficient and the belt will slip.

そこでこの発明における制御装置は、車両Ｖｅ1の減速時や制動時においてモータ・ジェネレータ６での回生制御が実行される場合に、回生効率の低下を防止もしくは抑制するとともに、変速機構の伝達トルク容量に過不足が生じてしまうことを回避もしくは抑制することができるように構成されている。その制御の具体例を以下に説明する。   In view of this, the control device according to the present invention prevents or suppresses the reduction in the regeneration efficiency and reduces the transmission torque capacity of the transmission mechanism when the regeneration control by the motor / generator 6 is executed during deceleration or braking of the vehicle Ve1. It is comprised so that it can avoid or suppress that excess or deficiency arises. A specific example of the control will be described below.

図１は、この発明におけるハイブリッド駆動装置の制御例を説明するためのフローチャートであって、このフローチャートで示されるルーチンは、所定の短時間毎に繰り返し実行される。図１において、先ず、モータ・ジェネレータ６の回生制御が実行されるか否かが判断される（ステップＳ１）。   FIG. 1 is a flowchart for explaining an example of control of the hybrid drive apparatus according to the present invention. The routine shown in this flowchart is repeatedly executed every predetermined short time. In FIG. 1, first, it is determined whether or not regenerative control of the motor / generator 6 is executed (step S1).

モータ・ジェネレータ６の回生制御が実行されないことにより、このステップＳ１で否定的に判断された場合は、以降の制御は行わず、このルーチンを一旦終了する。これに対して、モータ・ジェネレータ６の回生制御が実行されることにより、ステップＳ１で肯定的に判断された場合には、ステップＳ２へ進み、前後進切換機構１５のフォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２を解放状態に制御する指令が出力される。   If the regenerative control of the motor / generator 6 is not executed, and a negative determination is made in this step S1, the subsequent control is not performed and this routine is temporarily terminated. On the other hand, when the regenerative control of the motor / generator 6 is executed and the determination is affirmative in step S1, the process proceeds to step S2, and the forward clutch 31 and the reverse brake 32 of the forward / reverse switching mechanism 15 are processed. A command to control the to the released state is output.

モータ・ジェネレータ６で回生制御が実行される場合、すなわち車両Ｖｅ1の減速時や制動時に車両Ｖｅ1の慣性エネルギがモータ・ジェネレータ６で電気エネルギに変換される場合、駆動輪５とエンジン１との間が動力伝達可能な状態であると、駆動輪５からの制動トルク、あるいはモータ・ジェネレータ６の回生トルクが、エンジン１を逆転方向に駆動させるトルクとしてエンジン１へ伝達されてしまう。その結果、エンジン１においていわゆる引き摺りトルクによる損失が発生してしまう。そこで車両Ｖｅ1の減速時や制動時に、フォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２を解放状態に制御することで、モータ・ジェネレータ６が回生制御される場合の、エンジン１での損失による回生効率の低下を防止もしくは抑制することができる。   When regenerative control is executed by the motor / generator 6, that is, when inertial energy of the vehicle Ve 1 is converted into electric energy by the motor / generator 6 when the vehicle Ve 1 is decelerated or braked, between the drive wheels 5 and the engine 1. Is in a state where power can be transmitted, the braking torque from the drive wheels 5 or the regenerative torque of the motor / generator 6 is transmitted to the engine 1 as torque for driving the engine 1 in the reverse direction. As a result, a loss due to so-called drag torque occurs in the engine 1. Therefore, when the vehicle Ve1 is decelerated or braked, the forward clutch 31 and the reverse brake 32 are controlled to be in a released state, thereby preventing a reduction in regeneration efficiency due to loss in the engine 1 when the motor / generator 6 is regeneratively controlled. Or it can be suppressed.

ステップＳ２でフォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２を解放状態に制御する指令が出力されると、フォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２の解放時の引き摺りトルクＴclが算出される（ステップＳ３）。具体的には、フォワードクラッチ３１単体での引き摺りトルクをＴfwd、リバースブレーキ３２単体での引き摺りトルクをＴrevとし、前後進切換機構１５のサンギヤ３３とリングギヤ３４との歯数比をρとすると、前後進切換機構１５の遊星歯車装置３０の各回転要素と、フォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２の引き摺りトルクＴfwd，Ｔrevとの関係は、図４の共線図に示すことができる。そして、フォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２の引き摺りトルクＴfwd，Ｔrevを、油温に応じて粘性が変化するオイルの粘性抵抗を考慮して求めること、例えば、引き摺りトルクＴfwd，Ｔrevを油温をパラメータとして予め定めたマップから求めることで、引き摺りトルクＴclは、
Ｔcl ＝ Ｔfwd ＋ (１−ρ)・Ｔrev ・・・・・・・・・・（１）
として求めることができる。 When a command for controlling the forward clutch 31 and the reverse brake 32 to the released state is output in step S2, a drag torque Tcl when the forward clutch 31 and the reverse brake 32 are released is calculated (step S3). Specifically, if the drag torque of the forward clutch 31 alone is Tfwd, the drag torque of the reverse brake 32 alone is Trev, and the gear ratio between the sun gear 33 and the ring gear 34 of the forward / reverse switching mechanism 15 is ρ, The relationship between the rotating elements of the planetary gear unit 30 of the advance switching mechanism 15 and the drag torques Tfwd and Trev of the forward clutch 31 and the reverse brake 32 can be shown in the alignment chart of FIG. Then, the drag torques Tfwd and Trev of the forward clutch 31 and the reverse brake 32 are obtained in consideration of the viscosity resistance of the oil whose viscosity changes according to the oil temperature. For example, the drag torques Tfwd and Trev are determined using the oil temperature as a parameter. By obtaining from a predetermined map, the drag torque Tcl is
Tcl = Tfwd + (1-ρ) · Trev (1)
Can be obtained as

前述したように、フォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２は、例えば湿式多板式のクラッチおよびブレーキにより構成される場合、隣接するクラッチ板同士の間の摩擦、あるいはクラッチ板間のオイルの粘性抵抗などによって、解放状態にされた場合であっても不可避的に引き摺りトルクＴclが発生する。そこで、このステップＳ３の制御において、上記のように引き摺りトルクＴclを求め、後述するベルト式無段変速機３の挟圧力制御に反映させることで、回生制御の実行時におけるベルト式無段変速機３の挟圧力制御を適切に行うことができる。   As described above, when the forward clutch 31 and the reverse brake 32 are constituted by, for example, a wet multi-plate clutch and a brake, friction between adjacent clutch plates or viscous resistance of oil between clutch plates, Even in the released state, drag torque Tcl is inevitably generated. Therefore, in the control of step S3, the drag torque Tcl is obtained as described above, and reflected in the clamping pressure control of the belt-type continuously variable transmission 3 described later, so that the belt-type continuously variable transmission at the time of performing the regeneration control. 3 can be appropriately controlled.

続いて、プライマリプーリ４０のイナーシャトルクＴinerが算出される（ステップＳ４）。具体的には、まず、プライマリプーリ４０の回転速度をdθpri／dt、セカンダリプーリ４１の回転速度をdθsec／dtとすると、ベルト式無段変速機３での変速比ｉは、
ｉ ＝ (dθpri／dt)／(dθsec／dt) ・・・・・・・・・・（２）
として求められる。上記の（２）式より、プライマリプーリ４０の回転速度をdθpri／dtは、
dθpri／dt ＝ ｉ・(dθsec／dt) ・・・・・・・・・・（３）
として表され、ここで、プライマリプーリ４０の角速度をωpri（＝d２θpri／dt２）、セカンダリプーリ４１の角速度をωsec（＝d２θsec／dt２）とすると、プライマリプーリ４０の角速度をωpriは、
ωpri ＝ ｉ・ωsec ＋ (dｉ／dt)・(dθsec／dt) ・・・・・・・・・・（４）
として表すことができる。そして、プライマリプーリ４０のイナーシャトルクＴinerは、プライマリプーリ４０の慣性モーメントをＩpriとすると、
Ｔiner ＝ Ｉpri・ωpri ・・・・・・・・・・（５）
であるため、上記の（４），（５）式より、プライマリプーリ４０のイナーシャトルクＴinerは、
Ｔiner ＝ Ｉpri・{ｉ・ωsec ＋ (dｉ／dt)・(dθsec／dt)} ・・・・・・・（６）
として求めることができる。 Subsequently, an inertia torque Tiner of the primary pulley 40 is calculated (step S4). Specifically, first, assuming that the rotation speed of the primary pulley 40 is dθpri / dt and the rotation speed of the secondary pulley 41 is dθsec / dt, the gear ratio i in the belt-type continuously variable transmission 3 is
i = (dθpri / dt) / (dθsec / dt) (2)
As required. From the above equation (2), the rotational speed of the primary pulley 40 is dθpri / dt,
dθpri / dt = i · (dθsec / dt) (3)
Where the angular velocity of the primary pulley 40 is ωpri (= d 2 θpri / dt 2 ) and the angular velocity of the secondary pulley 41 is ωsec (= d 2 θsec / dt 2 ), the angular velocity of the primary pulley 40 is ωpri. Is
ωpri = i · ωsec + (di / dt) · (dθsec / dt) (4)
Can be expressed as Then, the inertia torque Tiner of the primary pulley 40 is given by Ipri as the moment of inertia of the primary pulley 40.
Tiner = Ipri ・ ωpri (5)
Therefore, from the above equations (4) and (5), the inertia torque Tiner of the primary pulley 40 is
Tiner = Ipri · {i · ωsec + (di / dt) · (dθsec / dt)} (6)
Can be obtained as

フォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２の解放時の引き摺りトルクＴcl、およびプライマリプーリ４０のイナーシャトルクＴinerが求められると、それら引き摺りトルクＴcl、およびイナーシャトルクＴiner、ならびにその時点のベルト式無段変速機３の変速比ｉに基づいて、回生制御実行時のベルト式無段変速機３におけるベルト伝達トルクＴbelt、言い換えると、変速機伝達トルクＴbeltが算出される（ステップＳ５）。   When the drag torque Tcl at the time of releasing the forward clutch 31 and the reverse brake 32 and the inertia torque Tiner of the primary pulley 40 are obtained, the drag torque Tcl, the inertia torque Tiner, and the belt type continuously variable transmission 3 at that time are determined. Based on the speed ratio i, the belt transmission torque Tbelt in the belt-type continuously variable transmission 3 at the time of regeneration control, in other words, the transmission transmission torque Tbelt is calculated (step S5).

前述したように、この実施例におけるハイブリッド駆動装置の制御装置において、ベルト式無段変速機３の挟圧力制御では、通常、例えばセカンダリ（従動）プーリ４１側のベルト挟圧力を基準にしてプライマリ（駆動）プーリ４０側で変速制御が行われる。言い換えると、セカンダリプーリ４１から出力されるトルクに基づいて挟圧力が設定される。しかしながら、モータ・ジェネレータ６による回生制御の実行時には、フォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２が解放状態に制御され、さらに、上記のようなプライマリプーリ４０とセカンダリプーリ４１との関係が反対になる、すなわち、セカンダリプーリ４１から入力されるトルクによってプライマリプーリ４０が駆動されることになる。そのため、例えば、駆動輪５側からセカンダリプーリ４１に入力されるトルクは、全てベルト５０に伝達されるとは限られなくなる。したがって、この場合に通常と同様の挟圧力制御を行うと、ベルト挟圧力が過剰になり、回生効率の低下ひいては燃費の低下を招いてしまう可能性がある。   As described above, in the control device of the hybrid drive device in this embodiment, in the clamping pressure control of the belt-type continuously variable transmission 3, usually, for example, the primary (based on the belt clamping pressure on the secondary (driven) pulley 41 side (reference) Driving) Shift control is performed on the pulley 40 side. In other words, the clamping pressure is set based on the torque output from the secondary pulley 41. However, when the regenerative control by the motor / generator 6 is executed, the forward clutch 31 and the reverse brake 32 are controlled to be in a released state, and the relationship between the primary pulley 40 and the secondary pulley 41 is reversed, that is, The primary pulley 40 is driven by the torque input from the secondary pulley 41. Therefore, for example, the torque input from the drive wheel 5 side to the secondary pulley 41 is not always transmitted to the belt 50. Therefore, if the same clamping pressure control as usual is performed in this case, the belt clamping pressure becomes excessive, and there is a possibility that the regeneration efficiency is lowered and the fuel consumption is lowered.

そこで、上記のように、回生制御の実行時におけるフォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２の引き摺りトルクＴcl、およびプライマリプーリ４０のイナーシャトルクＴinerに基づいてベルト式無段変速機３の変速機伝達トルクＴbeltを求め、次のベルト式無段変速機３の挟圧力制御に反映させることで、回生制御の実行時におけるベルト式無段変速機３の挟圧力制御を適切に行うことができる。   Therefore, as described above, the transmission torque Tbelt of the belt-type continuously variable transmission 3 is determined based on the drag torque Tcl of the forward clutch 31 and the reverse brake 32 and the inertia torque Tiner of the primary pulley 40 when the regenerative control is executed. By obtaining and reflecting it in the subsequent clamping pressure control of the belt-type continuously variable transmission 3, the clamping pressure control of the belt-type continuously variable transmission 3 at the time of executing the regeneration control can be appropriately performed.

すなわち、ステップＳ５で、引き摺りトルクＴclおよびイナーシャトルクＴinerから変速機伝達トルクＴbeltが求められると、その変速機伝達トルクＴbelt、およびその時点の車速、およびベルト式無段変速機３内の油温に基づいて、ベルト式無段変速機３での伝達トルク容量が設定される。言い換えると、ベルト式無段変速機３での伝達トルク容量すなわち挟圧力を制御するための挟圧力制御用トルクＴsecが算出される（ステップＳ６）。   That is, when the transmission transmission torque Tbelt is obtained from the drag torque Tcl and the inertia torque Tiner in step S5, the transmission transmission torque Tbelt, the vehicle speed at that time, and the oil temperature in the belt type continuously variable transmission 3 are set. Based on this, the transmission torque capacity in the belt type continuously variable transmission 3 is set. In other words, the transmission torque capacity in the belt type continuously variable transmission 3, that is, the clamping pressure control torque Tsec for controlling the clamping pressure is calculated (step S6).

そして、上記のように、挟圧力制御用トルクＴsecが算出されると、その挟圧力制御用トルクＴsecに基づいてベルト式無段変速機３の挟圧力制御、具体的には、セカンダリプーリ４１における挟圧力を設定する油圧アクチュエータ４９を駆動するための油圧制御が実行される（ステップＳ７）。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。   When the clamping pressure control torque Tsec is calculated as described above, the clamping pressure control of the belt-type continuously variable transmission 3 based on the clamping pressure control torque Tsec, specifically, the secondary pulley 41 Hydraulic control for driving the hydraulic actuator 49 for setting the clamping pressure is executed (step S7). Thereafter, this routine is once terminated.

このように、上記の図１に示す制御を実行するよう構成したこの発明の制御装置によれば、車両Ｖｅ1の減速時や制動時に、ベルト式無段変速機３のセカンダリプーリ４１に連結されたモータ・ジェネレータ６が回生制御される場合、エンジン１とベルト式無段変速機３の入力部材との間の動力伝達経路に設けられた前後進切換機構１５のフォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２が解放されて、エンジン１での引き摺りトルクによる損失の発生が回避される。また、フォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２の両方で生じる引き摺りトルクＴclが求められ、その引き摺りトルクＴclから変速機伝達トルク（ベルト伝達トルク）Ｔbeltが求められる。また、変速機伝達トルクＴbeltを算出する際には、ベルト式無段変速機３のプライマリプーリ４０側におけるイナーシャトルクＴinerが更に求められ、それら引き摺りトルクＴclおよびイナーシャトルクＴinerから変速機伝達トルクＴbeltが精度良く求められる。そして、その変速機伝達トルクＴbeltに基づいて、ベルト式無段変速機３の伝達トルク容量が制御される。そのため、モータ・ジェネレータ６が回生制御される場合に、回生効率の低下を防止もしくは抑制することができるとともに、ベルト式無段変速機３の伝達トルク容量に過不足が生じることを回避もしくは抑制することができる。   Thus, according to the control device of the present invention configured to execute the control shown in FIG. 1 described above, the vehicle Ve1 is coupled to the secondary pulley 41 of the belt-type continuously variable transmission 3 during deceleration or braking. When the motor / generator 6 is regeneratively controlled, the forward clutch 31 and the reverse brake 32 of the forward / reverse switching mechanism 15 provided in the power transmission path between the engine 1 and the input member of the belt-type continuously variable transmission 3 are released. Thus, generation of loss due to drag torque in the engine 1 is avoided. Further, a drag torque Tcl generated in both the forward clutch 31 and the reverse brake 32 is obtained, and a transmission transmission torque (belt transmission torque) Tbelt is obtained from the drag torque Tcl. Further, when calculating the transmission transmission torque Tbelt, an inertia torque Tiner on the primary pulley 40 side of the belt-type continuously variable transmission 3 is further obtained, and the transmission transmission torque Tbelt is obtained from the drag torque Tcl and the inertia torque Tiner. It is required with high accuracy. The transmission torque capacity of the belt type continuously variable transmission 3 is controlled based on the transmission transmission torque Tbelt. Therefore, when the motor / generator 6 is regeneratively controlled, it is possible to prevent or suppress a decrease in regeneration efficiency and to avoid or suppress the occurrence of excess or deficiency in the transmission torque capacity of the belt type continuously variable transmission 3. be able to.

つぎに、この発明を用いることの可能なハイブリッド駆動装置の他の実施例を、図４に基づいて説明する。図４に示す構成において、上記の図２に示された構成と同じ構成については、図２と同じ符号を付してある。図４に示す車両Ｖｅ2においては、主動力源としてのエンジン１のトルクが、摩擦係合装置２ｆ，２ｒを有する伝動機構２を介して変速機構３の入力部材３ｉに伝達され、変速機構３の出力部材３ｏから第１の駆動輪としての前輪５ｆに伝達される。したがって、エンジン１と出力部材３ｏとの間で伝達トルクを変速機構３で設定する変速比に応じて増減するようになっている。   Next, another embodiment of a hybrid drive apparatus in which the present invention can be used will be described with reference to FIG. In the configuration shown in FIG. 4, the same components as those shown in FIG. 2 are given the same reference numerals as those in FIG. In the vehicle Ve2 shown in FIG. 4, the torque of the engine 1 as the main power source is transmitted to the input member 3i of the transmission mechanism 3 via the transmission mechanism 2 having the friction engagement devices 2f and 2r. It is transmitted from the output member 3o to the front wheel 5f as the first drive wheel. Therefore, the transmission torque between the engine 1 and the output member 3o is increased or decreased according to the speed ratio set by the speed change mechanism 3.

なお、上記の伝動機構２は、前述の実施例と同様に、摩擦係合装置２ｆ，２ｒの係合・解放状態を切り換えることにより、車両Ｖｅ1の前進状態と後進状態とを切り換える前後進切換機構１５に相当するものであり、したがって、摩擦係合装置２ｆ，２ｒは、それぞれ、前後進切換機構１５のフォワードクラッチ（前進クラッチ）３１およびリバースブレーキ（後進ブレーキ）３２に相当している。また、上記の変速機構３は、例えば有段式の自動変速機や無段変速機などを採用することができ、ここでは、前述の実施例と同様に、ベルト式無段変速機３が用いられている。   The transmission mechanism 2 is a forward / reverse switching mechanism that switches between the forward and backward states of the vehicle Ve1 by switching the engagement / release state of the friction engagement devices 2f and 2r, as in the above-described embodiment. Accordingly, the friction engagement devices 2f and 2r correspond to the forward clutch (forward clutch) 31 and the reverse brake (reverse brake) 32 of the forward / reverse switching mechanism 15, respectively. The transmission mechanism 3 can employ, for example, a stepped automatic transmission or a continuously variable transmission. Here, the belt-type continuously variable transmission 3 is used as in the above-described embodiment. It has been.

一方、走行のための駆動力を出力する力行制御あるいはエネルギを回収する回生制御の可能なモータ・ジェネレータ６が、変速機構３ｒを介して第２の駆動輪としての後輪５ｒに連結されていて、したがって、そのモータ・ジェネレータ６と後輪５ｒとの間でトルクの伝達が行われるようになっている。すなわち、この車両Ｖｅ2は、エンジン１から前輪５ｆへ至る第１の駆動系統と、モータ・ジェネレータ６から後輪５ｒへ至る第２の駆動系統とを備え、エンジン１が出力するトルクにより前輪５ｆを駆動するとともに、モータ・ジェネレータ６が出力するトルクにより後輪５ｒを駆動することができる四輪駆動車両である。   On the other hand, a motor / generator 6 capable of power running control that outputs driving force for traveling or regenerative control that recovers energy is connected to a rear wheel 5r as a second driving wheel via a transmission mechanism 3r. Therefore, torque is transmitted between the motor / generator 6 and the rear wheel 5r. That is, the vehicle Ve2 includes a first drive system extending from the engine 1 to the front wheels 5f and a second drive system extending from the motor / generator 6 to the rear wheels 5r, and the front wheels 5f are driven by torque output from the engine 1. This is a four-wheel drive vehicle capable of driving and driving the rear wheels 5r with torque output from the motor / generator 6.

なお、上記の第２の駆動系統における変速機構３ｒは、例えば有段式の自動変速機や無段変速機などを採用するこことができる。あるいは、変速機構３ｒを廃止し、モータ・ジェネレータ６と後輪５ｒとを、直接連結するように構成することも可能である。   For example, a stepped automatic transmission or a continuously variable transmission can be employed as the speed change mechanism 3r in the second drive system. Alternatively, the speed change mechanism 3r may be eliminated, and the motor / generator 6 and the rear wheel 5r may be directly connected.

そして、上記のエンジン１の運転状態の制御、あるいは摩擦係合装置２の係合・解放状態の制御、あるいは変速機構３，３ｒの変速制御、あるいはモータ・ジェネレータ６の回転制御などを行うコントローラとして電子制御装置（ＥＣＵ）９が設けられている。   As a controller for controlling the operating state of the engine 1 or controlling the engagement / release state of the friction engagement device 2, shifting control of the transmission mechanisms 3 and 3 r, or controlling rotation of the motor / generator 6. An electronic control unit (ECU) 9 is provided.

この他の実施例におけるハイブリッド駆動装置の制御装置においても、前述の実施例と同様に、車両Ｖｅ2の減速時や制動時に、モータ・ジェネレータ６での回生制御における回生効率の低下を防止もしくは抑制するとともに、変速機構の伝達トルク容量に過不足が生じてしまうことを回避もしくは抑制することができるように構成されている。その制御内容は、前述の実施例におけるハイブリッド駆動装置の制御装置の場合と同様である。すなわち、この他の実施例における制御内容は、前述の図１のフローチャートチャートで示す制御内容の説明において、車両Ｖｅ1を車両Ｖｅ2に読み替えることで説明ができるため、ここでは詳細な説明を省略する。   Also in the control device of the hybrid drive apparatus in the other embodiment, similarly to the above-described embodiment, the reduction in the regeneration efficiency in the regeneration control by the motor / generator 6 is prevented or suppressed when the vehicle Ve2 is decelerated or braked. In addition, the transmission torque capacity of the speed change mechanism is configured to be avoided or suppressed from being excessive or insufficient. The content of the control is the same as that of the control device of the hybrid drive device in the above-described embodiment. That is, the control contents in this other embodiment can be explained by replacing the vehicle Ve1 with the vehicle Ve2 in the explanation of the control contents shown in the flowchart chart of FIG.

したがって、この他の実施例におけるハイブリッド駆動装置の制御装置によれば、前輪５ｆに第１の駆動系統が配置され、後輪５ｒに第２の駆動系統が配置された四輪駆動車両Ｖｅ2の減速時や制動時に、後輪５ｒに連結されたモータ・ジェネレータ６が回生制御される場合、エンジン１とベルト式無段変速機３の入力部材との間の動力伝達経路に設けられた前後進切換機構１５のフォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２が解放されて、エンジン１での引き摺りトルクによる損失の発生が回避される。また、フォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２の両方で生じる引き摺りトルクＴclが求められ、その引き摺りトルクＴclから変速機伝達トルク（ベルト伝達トルク）Ｔbeltが求められる。また、変速機伝達トルクＴbeltを算出する際には、ベルトしく無段変速機３のプライマリプーリ４０側におけるイナーシャトルクＴinerが更に求められ、それら引き摺りトルクＴclおよびイナーシャトルクＴinerから変速機伝達トルクＴbeltが精度良く求められる。そして、その変速機伝達トルクＴbeltに基づいて、ベルト式無段変速機３の伝達トルク容量が制御される。そのため、モータ・ジェネレータ６が回生制御される場合に、回生効率の低下を防止もしくは抑制することができるとともに、ベルト式無段変速機３の伝達トルク容量に過不足が生じることを回避もしくは抑制することができる。   Therefore, according to the control device of the hybrid drive apparatus in this other embodiment, the deceleration of the four-wheel drive vehicle Ve2 in which the first drive system is arranged on the front wheels 5f and the second drive system is arranged on the rear wheels 5r. When the motor / generator 6 connected to the rear wheel 5r is regeneratively controlled during braking or braking, the forward / reverse switching provided in the power transmission path between the engine 1 and the input member of the belt-type continuously variable transmission 3 is performed. The forward clutch 31 and the reverse brake 32 of the mechanism 15 are released, and the occurrence of loss due to the drag torque in the engine 1 is avoided. Further, a drag torque Tcl generated in both the forward clutch 31 and the reverse brake 32 is obtained, and a transmission transmission torque (belt transmission torque) Tbelt is obtained from the drag torque Tcl. Further, when calculating the transmission torque Tbelt, an inertia torque Tiner on the primary pulley 40 side of the belt or continuously variable transmission 3 is further obtained, and the transmission torque Tbelt is determined from the drag torque Tcl and the inertia torque Tiner. It is required with high accuracy. The transmission torque capacity of the belt type continuously variable transmission 3 is controlled based on the transmission transmission torque Tbelt. Therefore, when the motor / generator 6 is regeneratively controlled, it is possible to prevent or suppress a decrease in regeneration efficiency and to avoid or suppress the occurrence of excess or deficiency in the transmission torque capacity of the belt type continuously variable transmission 3. be able to.

ここで上述した具体例とこの発明との関係を簡単に説明すると、前述したステップＳ１，Ｓ２の機能的手段が、この発明の摩擦係合装置制御手段に相当し、ステップＳ３の機能的手段が、この発明の引き摺りトルク算出手段に相当する。また、ステップＳ５の機能的手段が、この発明の変速機伝達トルク算出手段に相当し、ステップＳ６の機能的手段が、この発明の伝達トルク容量制御手段に相当する。そして、ステップＳ４の機能的手段が、この発明のイナーシャトルク算出手段に相当する。   Here, the relationship between the above-described specific example and the present invention will be briefly described. The functional means in steps S1 and S2 described above correspond to the friction engagement device control means of the present invention, and the functional means in step S3. This corresponds to the drag torque calculating means of the present invention. The functional means in step S5 corresponds to the transmission transmission torque calculation means of the present invention, and the functional means in step S6 corresponds to the transmission torque capacity control means of the present invention. The functional means in step S4 corresponds to the inertia torque calculating means of the present invention.

なお、この発明は、上述した具体例に限定されないのであって、具体例では、入力部材に内燃機関が摩擦係合装置を有する伝動機構を介して連結されるとともに、出力部材に発電機能を有する電動機もしくは駆動輪が連結された変速機構として、ベルト式無段変速機を用いた例を示しているが、例えば、トロイダル式の無段変速機であってもよく、また、油圧により摩擦係合させられるクラッチやブレーキを備え、伝達トルク容量を変更可能な有段式の自動変速機などを採用することもできる。   The present invention is not limited to the specific example described above. In the specific example, the internal combustion engine is connected to the input member via a transmission mechanism having a friction engagement device, and the output member has a power generation function. Although an example using a belt type continuously variable transmission is shown as a speed change mechanism to which an electric motor or driving wheels are connected, for example, a toroidal type continuously variable transmission may be used, and frictional engagement by hydraulic pressure is also possible. It is also possible to employ a stepped automatic transmission that has a clutch and a brake that can be changed and that can change the transmission torque capacity.

この発明の制御装置による制御例を説明するためのフローチャートである。It is a flowchart for demonstrating the example of control by the control apparatus of this invention. この発明で対象とするハイブリッド駆動装置の一例を模式的に示すブロック図である。It is a block diagram which shows typically an example of the hybrid drive device made into object by this invention. そのハイブリッド駆動装置に用いられるベルト式無段変速機を具体的に示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the belt type continuously variable transmission used for the hybrid drive device concretely. 図３に示すベルト式無段変速機に用いられる前後進切換機構を構成する遊星歯車装置の各回転要素と、摩擦係合装置との関係を説明するための共線図である。FIG. 4 is a collinear diagram for explaining the relationship between each rotation element of a planetary gear device that constitutes a forward / reverse switching mechanism used in the belt-type continuously variable transmission shown in FIG. 3 and a friction engagement device. この発明で対象とするハイブリッド駆動装置の他の例を模式的に示すブロック図である。It is a block diagram which shows typically the other example of the hybrid drive device made into object by this invention.

符号の説明Explanation of symbols

１…内燃機関（エンジン）、 ２…伝動機構、 ２ｆ，３１…第１の摩擦係合装置（前進クラッチ，フォワードクラッチ）、 ２ｒ，３２…第２の摩擦係合装置（後進ブレーキ，リバースブレーキ）、 ３…変速機構（ベルト式無段変速機）、 ３ｉ…入力部材、 ３ｏ…出力部材、 ５…駆動輪、 ５ｆ…第１の駆動輪（前輪）、 ５ｒ…第２の駆動輪（後輪）、 ６…電動機（モータ・ジェネレータ）、 ９…電子制御装置（ＥＣＵ）、 Ｖｅ1，Ｖｅ2…車両。   DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Internal combustion engine (engine), 2 ... Transmission mechanism, 2f, 31 ... 1st friction engagement device (forward clutch, forward clutch), 2r, 32 ... 2nd friction engagement device (reverse brake, reverse brake) 3 ... Transmission mechanism (belt type continuously variable transmission), 3i ... Input member, 3o ... Output member, 5 ... Drive wheel, 5f ... First drive wheel (front wheel), 5r ... Second drive wheel (rear wheel) ), 6 ... Electric motor (motor / generator), 9 ... Electronic control unit (ECU), Ve1, Ve2 ... Vehicle.

Claims (8)

伝達トルク容量を変更可能な変速機構の入力部材に、係合・解放状態を制御可能な摩擦係合装置を有する伝動機構を介して内燃機関が連結されるとともに、前記変速機構の出力部材に、発電機としての機能を有する電動機が連結されているハイブリッド駆動装置の制御装置において、
前記電動機を発電機として駆動する回生制御が実行される場合に、
前記摩擦係合装置を解放して前記内燃機関と前記入力部材との間の動力伝達経路を遮断する摩擦係合装置制御手段と、
前記摩擦係合装置の引き摺りトルクを求める引き摺りトルク算出手段と、
前記引き摺りトルク算出手段により求められた前記摩擦係合装置の引き摺りトルクから前記入力部材と出力部材との間で伝達される変速機伝達トルクを算出する変速機伝達トルク算出手段と、
前記変速機伝達トルク算出手段により求められた前記変速機伝達トルクに基づいて前記変速機構の伝達トルク容量を制御する伝達トルク容量制御手段と
を備えていることを特徴とするハイブリッド駆動装置の制御装置。 An internal combustion engine is connected to the input member of the transmission mechanism capable of changing the transmission torque capacity via a transmission mechanism having a friction engagement device capable of controlling the engagement / release state, and to the output member of the transmission mechanism, In the control device of the hybrid drive device to which the electric motor having a function as a generator is connected,
When regenerative control for driving the electric motor as a generator is executed,
Friction engagement device control means for releasing the friction engagement device and blocking a power transmission path between the internal combustion engine and the input member;
Drag torque calculating means for determining drag torque of the friction engagement device;
Transmission transmission torque calculation means for calculating transmission transmission torque transmitted between the input member and the output member from the drag torque of the friction engagement device determined by the drag torque calculation means;
And a transmission torque capacity control means for controlling a transmission torque capacity of the transmission mechanism based on the transmission transmission torque obtained by the transmission transmission torque calculation means. . 前記伝動機構は、第１の摩擦係合装置と第２の摩擦係合装置との少なくとも２つの摩擦係合装置を有し、それら第１および第２の摩擦係合装置の係合・解放状態を切り換えることにより前進状態と後進状態とを切り換える前後進切換機構であり、
前記引き摺りトルク算出手段は、前記第１および第２の摩擦係合装置の引き摺りトルクを求める手段を含み、
前記変速機伝達トルク算出手段は、前記引き摺りトルク算出手段により求められた前記第１および第２の摩擦係合装置の引き摺りトルクに基づいて前記変速機伝達トルクを算出する手段を含むことを特徴とする請求項１に記載のハイブリッド駆動装置の制御装置。 The transmission mechanism has at least two friction engagement devices, ie, a first friction engagement device and a second friction engagement device, and the engagement and release states of the first and second friction engagement devices. A forward / reverse switching mechanism that switches between a forward state and a reverse state by switching
The drag torque calculating means includes means for determining drag torque of the first and second friction engagement devices,
The transmission transmission torque calculating means includes means for calculating the transmission transmission torque based on the drag torques of the first and second friction engagement devices determined by the drag torque calculation means. The control device of the hybrid drive device according to claim 1. 前記第１の摩擦係合装置は、前記前後進切換機構で前進状態を設定する際に係合される前進クラッチであり、前記第２の摩擦係合装置は、前記前後進切換機構で後進状態を設定する際に係合される後進ブレーキであることを特徴とする請求項２に記載のハイブリッド駆動装置の制御装置。   The first friction engagement device is a forward clutch that is engaged when a forward state is set by the forward / reverse switching mechanism, and the second friction engagement device is a reverse state by the forward / backward switching mechanism. The control device for a hybrid drive device according to claim 2, wherein the control device is a reverse brake that is engaged when setting the engine. 前記回生制御が実行される場合に、前記変速機構の入力側におけるイナーシャトルクを求めるイナーシャトルク算出手段を更に備え、
前記変速機伝達トルク算出手段は、前記イナーシャトルク算出手段により求められた前記イナーシャトルクに基づいて前記変速機伝達トルクを算出する手段を含むことを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載のハイブリッド駆動装置の制御装置。 An inertia torque calculation means for obtaining an inertia torque on the input side of the transmission mechanism when the regeneration control is executed;
4. The transmission transmission torque calculation means includes means for calculating the transmission transmission torque based on the inertia torque obtained by the inertia torque calculation means. Control device for hybrid drive system. 伝達トルク容量を変更可能な変速機構の入力部材に、係合・解放状態を制御可能な摩擦係合装置を有する伝動機構を介して内燃機関が連結されるとともに、前記変速機構の出力部材に第１の駆動輪が連結された第１の駆動系統と、発電機としての機能を有する電動機に第２の駆動輪が連結された第２の駆動系統とを備えているハイブリッド駆動装置の制御装置において、
前記電動機を発電機として駆動する回生制御が実行される場合に、
前記摩擦係合装置を解放して前記内燃機関と前記入力部材との間の動力伝達経路を遮断する摩擦係合装置制御手段と、
前記摩擦係合装置の引き摺りトルクを求める引き摺りトルク算出手段と、
前記引き摺りトルク算出手段により求められた前記摩擦係合装置の引き摺りトルクから前記入力部材と出力部材との間で伝達される変速機伝達トルクを算出する変速機伝達トルク算出手段と、
前記変速機伝達トルク算出手段により求められた前記変速機伝達トルクに基づいて前記変速機構の伝達トルク容量を制御する伝達トルク容量制御手段と
を備えていることを特徴とするハイブリッド駆動装置の制御装置。 An internal combustion engine is connected to the input member of the transmission mechanism capable of changing the transmission torque capacity via a transmission mechanism having a friction engagement device capable of controlling the engagement / release state, and the output member of the transmission mechanism is connected to the output member. In a control device for a hybrid drive device, comprising: a first drive system in which one drive wheel is connected; and a second drive system in which a second drive wheel is connected to an electric motor having a function as a generator. ,
When regenerative control for driving the electric motor as a generator is executed,
Friction engagement device control means for releasing the friction engagement device and blocking a power transmission path between the internal combustion engine and the input member;
Drag torque calculating means for determining drag torque of the friction engagement device;
Transmission transmission torque calculation means for calculating transmission transmission torque transmitted between the input member and the output member from the drag torque of the friction engagement device determined by the drag torque calculation means;
And a transmission torque capacity control means for controlling a transmission torque capacity of the transmission mechanism based on the transmission transmission torque obtained by the transmission transmission torque calculation means. . 前記伝動機構は、第１の摩擦係合装置と第２の摩擦係合装置との少なくとも２つの摩擦係合装置を有し、それら第１および第２の摩擦係合装置の係合・解放状態を切り換えることにより前進状態と後進状態とを切り換える前後進切換機構であり、
前記引き摺りトルク算出手段は、前記第１および第２の摩擦係合装置の引き摺りトルクを求める手段を含み、
前記変速機伝達トルク算出手段は、前記引き摺りトルク算出手段により求められた前記第１および第２の摩擦係合装置の引き摺りトルクに基づいて前記変速機伝達トルクを算出する手段を含むことを特徴とする請求項５に記載のハイブリッド駆動装置の制御装置。 The transmission mechanism has at least two friction engagement devices, ie, a first friction engagement device and a second friction engagement device, and the engagement and release states of the first and second friction engagement devices. A forward / reverse switching mechanism that switches between a forward state and a reverse state by switching
The drag torque calculating means includes means for determining drag torque of the first and second friction engagement devices,
The transmission transmission torque calculating means includes means for calculating the transmission transmission torque based on the drag torques of the first and second friction engagement devices determined by the drag torque calculation means. The control device for a hybrid drive device according to claim 5. 前記第１の摩擦係合装置は、前記前後進切換機構で前進状態を設定する際に係合される前進クラッチであり、前記第２の摩擦係合装置は、前記前後進切換機構で後進状態を設定する際に係合される後進ブレーキであることを特徴とする請求項６に記載のハイブリッド駆動装置の制御装置。   The first friction engagement device is a forward clutch that is engaged when a forward state is set by the forward / reverse switching mechanism, and the second friction engagement device is a reverse state by the forward / backward switching mechanism. The control device for a hybrid drive device according to claim 6, wherein the control device is a reverse brake that is engaged when setting the engine. 前記回生制御が実行される場合に、前記変速機構の入力側におけるイナーシャトルクを求めるイナーシャトルク算出手段を更に備え、
前記変速機伝達トルク算出手段は、前記イナーシャトルク算出手段により求められた前記イナーシャトルクに基づいて前記変速機伝達トルクを算出する手段を含むことを特徴とする請求項５ないし７のいずれかに記載のハイブリッド駆動装置の制御装置。 An inertia torque calculation means for obtaining an inertia torque on the input side of the transmission mechanism when the regeneration control is executed;
The transmission transmission torque calculating means includes means for calculating the transmission transmission torque based on the inertia torque obtained by the inertia torque calculation means. Control device for hybrid drive system.
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