JP2009144575A - 車両用動力伝達装置の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】複数の作動方式に切換可能なエンジンと、そのエンジンに連結される変速部とを、備える車両用動力伝達装置において、作動方式の切換時に発生する切換ショックを抑制することができる車両用動力伝達装置の制御装置を提供する。
【解決手段】エンジン８のリッチ燃焼方式への切換判定を受けると、エンジン出力特性変更手段８０は、差動部１１の変速開始後にリッチ燃焼方式への切換を実行するため、エンジン８のリッチ燃焼方式への切換判定から少し遅れて切換が実行される。このとき、差動部１１の変速比をリッチ燃焼方式への切換後に対応する動作点となるように変速を予め実施することで、リッチ燃焼方式への切換時の切換ショックを低減させることができる。
【選択図】図６

Description

本発明は、複数の作動方式に切換可能なエンジンと、そのエンジンに連結される変速部とを、備える車両用動力伝達装置の制御装置に係り、特に、作動方式の切換時に発生する切換ショックを抑制することができる車両用動力伝達装置の制御装置に関するものである。

複数の作動方式に切換可能なエンジンと、そのエンジンに連結される変速部と、そのエンジンの作動方式を車両の状態に応じて切り換えるエンジン出力特性変更手段と、前記変速部の変速を制御する変速制御手段とを、備える車両用動力伝達装置の制御装置が知られている。例えば、特許文献１の車両の無段変速機制御装置がその一例である。特許文献１では、エンジンの作動方式が切り換えられるとエンジンから出力される出力トルクが変更されるが、その出力トルクの段差を吸収するように無段変速機の変速比を制御する技術が開示されている。

特開平１０−２８１２７５号公報 特開平１０−１７６５７６号公報 特開２００６−１３２４５３号公報

ところで、特許文献１の車両の無段変速機制御装置では、作動方式の切換に同期させて、エンジンの出力トルクの段差を吸収するように無段変速機の変速比を制御することで切換ショックを低減させているが、変速比の制御は、エンジンのトルクの急激な変化に対して緩やかな変化であるために十分な制御とは言えず、切換ショックが発生する可能性があった。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、複数の作動方式に切換可能なエンジンと、そのエンジンに連結される変速部とを、備える車両用動力伝達装置において、作動方式の切換時に発生する切換ショックを抑制することができる車両用動力伝達装置の制御装置を提供することにある。

上記目的を達成するための、請求項１にかかる発明の要旨とするところは、（ａ）複数の作動方式に切換可能なエンジンと、そのエンジンに連結される変速部と、そのエンジンの作動方式を切り換えるエンジン出力特性変更手段と、前記変速部の変速を制御する変速制御手段とを、備える車両用動力伝達装置の制御装置において、（ｂ）前記エンジンの作動方式の切換判定を受けると、前記エンジン出力特性変更手段は、前記変速部の変速開始後に前記作動方式の切換を実行することを特徴とする。

また、請求項２にかかる発明の要旨とするところは、請求項１の車両用動力伝達装置の制御装置において、（ａ）前記エンジン出力特性変更手段は、前記エンジンの空燃比をリーン燃焼方式とリッチ燃焼方式とに選択的に切り換えるものであり、（ｂ）前記空燃比がリーン燃焼方式からリッチ燃焼方式へ切り換えられる場合、前記変速制御手段は、前記変速部をアップシフトさせることを特徴とする。

また、請求項３にかかる発明の要旨とするところは、請求項１の車両用動力伝達装置の制御装置において、（ａ）前記エンジン出力特性変更手段は、前記エンジンの作動気筒数を切り換えるものであり、（ｂ）前記エンジンの作動気筒数が増加側に切り換えられる場合、前記変速制御手段は、前記変速部をアップシフトさせることを特徴とする。

また、請求項４にかかる発明の要旨とするところは、請求項１乃至３のいずれか１つの車両用動力伝達装置の制御装置において、前記変速部は、無段変速部であることを特徴とする。

また、請求項５にかかる発明の要旨とするところは、請求項４の車両用動力伝達装置の制御装置において、前記変速部は、差動機構の回転要素に連結された電動機の回転速度を制御することにより、変速比を無段階的に変更可能な電気式無段変速部であることを特徴とする。

また、請求項６にかかる発明の要旨とするところは、請求項４の車両用動力伝達装置の制御装置において、前記変速部は、ベルトの巻掛け径を制御することにより、変速比を無段階的に変更可能なベルト式無段変速部であることを特徴とする。

また、請求項７にかかる発明の要旨とするところは、請求項５または６の車両用動力伝達装置の制御装置において、前記エンジンの作動方式切換前に、電動機によるトルク変動吸収制御が実施されることを特徴とする。

また、請求項８にかかる発明の要旨とするところは、請求項５乃至７のいずれか１つの車両用動力伝達装置の制御装置において、前記エンジンの作動方式の切換後に、電動機によるトルク変動吸収制御が実施されることを特徴とする。

また、請求項９にかかる発明の要旨とするところは、請求項１乃至８のいずれか１つの車両用動力伝達装置の制御装置において、前記変速部の変速は、前記作動方式の切換による駆動力の変化を抑制するように変速を行うものであることを特徴とする。

請求項１にかかる発明の車両用動力伝達装置の制御装置によれば、前記エンジンの作動方式の切換判定を受けると、前記エンジン出力特性変更手段は、前記変速部の変速開始後に前記作動方式の切換を実行するため、エンジンの作動方式の切換判定から少し遅れて切換が実行される。このとき、変速部の変速比を作動方式の切換後に対応する動作点となるように変速を予め実施することで、作動方式の切換時の切換ショックを低減させることができる。

また、請求項２にかかる発明の車両用動力伝達装置の制御装置によれば、前記空燃比がリーン燃焼方式からリッチ燃焼方式へ切り換えられる場合、前記変速制御手段は前記変速部をアップシフトさせるため、エンジンのトルク増大に対して、変速部の変速比がそのトルク増大を相殺する方向に予め変更される。これにより、燃焼方式の切換時の切換ショックが好適に低減される。

また、請求項３にかかる発明の車両用動力伝達装置の制御装置によれば、前記エンジンの作動気筒数が増加側に切り換えられる場合、前記変速制御手段は、前記変速部をアップシフトさせるため、作動気筒数の増加によるエンジンのトルク増大に対して、変速部の変速比がそのトルク増大を相殺する方向に予め変更される。これにより、作動気筒数の切換時の切換ショックを好適に低減することができる。

また、請求項４にかかる発明の車両用動力伝達装置の制御装置によれば、前記変速部は、無段変速部であるため、変速比を無段階的に変更することができる。これにより、エンジンの作動方式の切換によるトルク増大に対して、好適な変速比に変更することができるので、切換ショックを好適に低減することができる。

また、請求項５にかかる発明の車両用動力伝達装置の制御装置によれば、前記変速部は、差動機構の回転要素に連結された電動機の回転速度を制御することにより、変速比を無段階的に変更可能な電気式無段変速部であるため、前記電動機によって変速比をエンジンの作動方式の変更に応じて好適な値に変更することができる。これにより、切換ショックを好適に低減することができる。

また、請求項６にかかる発明の車両用動力伝達装置の制御装置によれば、前記変速部は、ベルトの巻掛け径を制御することにより、変速比を無段階的に変更可能なベルト式無段変速部であるため、巻掛け径を制御することにより、変速比をエンジンの作動方式の変更に応じて好適な値に変更することができる。これにより、切換ショックを好適に低減することができる。

また、請求項７にかかる発明の車両用動力伝達装置の制御装置によれば、前記エンジンの作動方式切換前に、電動機によるトルク変動吸収制御が実施されるため、運転者のアクセルペダルの踏み込みなどによる要求出力トルクの変化を電動機によって調整することができる。すなわち、作動方式の切換を遅延させることによって生じるトルク不足による違和感を、電動機によって調整することができる。

また、請求項８にかかる発明の車両用動力伝達装置の制御装置によれば、前記エンジンの作動方式の切換後に、電動機によるトルク変動吸収制御が実施されるため、作動方式の切換時に発生するエンジンのトルク変動に対する出力トルクの変動を一層低減させることができる。また、電動機による制御であるため、エンジンの急激なトルク変動に対しても迅速な制御が可能となる。

また、請求項９にかかる発明の車両用動力伝達装置の制御装置によれば、前記変速部の変速は、前記作動方式の切換による駆動力の変化を抑制するように変速を行うものであるため、作動方式切換前後で同じ駆動力を発生させるように変速され、切換ショックを好適に低減することができる。

ここで、好適には、アクセル開度の変化率が所定値以上であれば、速やかにエンジンの作動方式が切り換えられるため、運転者の加速要求に応じて作動方式のタイミングを好適に切り換えることができる。すなわち、運転者の加速要求が強い場合、エンジンの作動方式の切換を優先させることで、速やかな加速が可能となる。

また、好適には、前記電気式差動部は、遊星歯車装置と２つの電動機で構成される電気的な無段変速部である。このようにすれば、電動機によって差動ギヤの回転要素の回転速度を制御することにより、電気式差動部の変速比が無段階的に得られると共に、幅広い変速比を得ることができる。

また、好適には、前記エンジンの燃焼方式がリーン燃焼方式からリッチ燃焼方式へ切り換えられる場合、或いはエンジンの作動気筒数が増加される場合において、エンジンの作動方式の切換判定から作動方式の切換実施までの間、前記電動機の出力トルクを増加させるものである。このようにすれば、作動方式の切換判定から作動方式の切換実施までの間に発生するトルク不足を補うことができる。

また、好適には、前記エンジンの燃焼方式がリーン燃焼方式からリッチ燃焼方式へ切り換えられる場合、或いは前記エンジンの作動気筒数が増加される場合において、作動方式の切換実施に伴って、前記電動機の出力トルクを低下させるものである。このようにすれば、エンジンのトルク増加によるトルク変動を相殺することができ、ショックを低減することができる。

以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。

図１は、本発明の制御装置が適用されるハイブリッド車両用動力伝達装置の一部を構成する変速機構１０を説明する骨子図である。図１において、変速機構１０は車体に取り付けられる非回転部材としてのトランスミッションケース１２（以下、「ケース１２」という）内において共通の軸心上に配設された入力回転部材として機能する入力軸１４と、この入力軸１４に直接に或いは図示しない脈動吸収ダンパー（振動減衰装置）を介して直接に連結された差動部１１と、その差動部１１と駆動輪３８（図６参照）との間の動力伝達経路で伝達部材（差動機構の出力軸）１８を介して直列に連結されている有段式の変速部として機能する自動変速部２０と、この自動変速部２０に連結されている出力回転部材として機能する出力軸２２とを直列に備えている。この変速機構１０は、車両において縦置きされるＦＲ（フロントエンジン・リヤドライブ）型車両に好適に用いられるものであり、入力軸１４に直接に或いは図示しない脈動吸収ダンパーを介して直接的に連結された走行用の駆動力源として例えばガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の駆動力発生源であるエンジン８と一対の駆動輪３８（図６参照）との間に設けられて、エンジン８からの動力を動力伝達経路の一部を構成する差動歯車装置（終減速機）３６および一対の車軸等を順次介して左右の駆動輪３８へ伝達する。なお、本実施例の変速機構１０が本発明の車両用動力伝達装置に対応しており、差動部１１が本発明の変速部および電気式差動部に対応している。

このように、本実施例の変速機構１０においてはエンジン８と差動部１１とは直結されている。この直結にはトルクコンバータやフルードカップリング等の流体式伝動装置を介することなく連結されているということであり、例えば上記脈動吸収ダンパーなどを介する連結はこの直結に含まれる。なお、変速機構１０はその軸心に対して対称的に構成されているため、図１の骨子図においてはその下側が省略されている。

第１電動機Ｍ１の運転状態が制御されることにより差動状態が制御されるという点で電気式差動部と言うことができる差動部１１は、第１電動機Ｍ１と、入力軸１４に入力されたエンジン８の出力を機械的に分配する機械的機構であってエンジン８の出力を第１電動機Ｍ１および伝達部材１８に分配する差動機構としての動力分配機構１６とを、備えている。また、伝達部材１８と一体的に回転するように第２電動機Ｍ２が接続されている。また、第１電動機Ｍ１および第２電動機Ｍ２は発電機能をも有する所謂モータジェネレータであるが、第１電動機Ｍ１は反力を発生させるためのジェネレータ（発電）機能を少なくとも備え、第２電動機Ｍ２は走行用の駆動力源として駆動力を出力するためのモータ（電動機）機能を少なくとも備える。なお、本実施例の第１電動機Ｍ１が本発明の差動機構の回転要素に連結された電動機に対応している。

本発明の差動機構に対応する動力分配機構１６は、例えば「０．４１８」程度の所定のギヤ比ρ０を有するシングルピニオン型の差動部遊星歯車装置２４と、切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０とを主体的に備えている。この差動部遊星歯車装置２４は、差動部サンギヤＳ０、差動部遊星歯車Ｐ０、その差動部遊星歯車Ｐ０を自転および公転可能に支持する差動部キャリヤＣＡ０、差動部遊星歯車Ｐ０を介して差動部サンギヤＳ０と噛み合う差動部リングギヤＲ０を回転要素（要素）として備えている。差動部サンギヤＳ０の歯数をＺＳ０、差動部リングギヤＲ０の歯数をＺＲ０とすると、上記ギヤ比ρ０はＺＳ０／ＺＲ０である。

この動力分配機構１６においては、差動部キャリヤＣＡ０は入力軸１４すなわちエンジン８に連結され、差動部サンギヤＳ０は第１電動機Ｍ１に連結され、差動部リングギヤＲ０は伝達部材１８に連結されている。また、切換ブレーキＢ０は差動部サンギヤＳ０とケース１２との間に設けられ、切換クラッチＣ０は差動部サンギヤＳ０と差動部キャリヤＣＡ０との間に設けられている。それら切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０が解放されると、動力分配機構１６は差動部遊星歯車装置２４の３要素である差動部サンギヤＳ０、差動部キャリヤＣＡ０、差動部リングギヤＲ０がそれぞれ相互に相対回転可能とされて差動作用が作動可能なすなわち差動作用が働く差動状態とされることから、エンジン８の出力が第１電動機Ｍ１と伝達部材１８とに分配されるとともに、分配されたエンジン８の出力の一部で第１電動機Ｍ１から発生させられた電気エネルギで蓄電されたり第２電動機Ｍ２が回転駆動されるので、差動部１１（動力分配機構１６）は電気的な差動装置として機能させられて例えば差動部１１は所謂無段変速状態（電気的ＣＶＴ状態）とされて、エンジン８の所定回転に拘わらず伝達部材１８の回転が連続的に変化させられる。すなわち、動力分配機構１６に動力伝達可能に連結された第１電動機Ｍ１および第２電動機Ｍ２の運転状態が制御されることによりエンジン８に連結された入力軸１４の回転速度と出力軸として機能する伝達部材１８の回転速度との差動状態が制御される。なお、伝達部材１８の回転速度Ｎ_１８は、第２電動機Ｍ２近傍に設けられている回転方向をも検出可能なレゾルバ１９によって検出される。

この状態で、上記切換クラッチＣ０或いは切換ブレーキＢ０が係合させられると動力分配機構１６は前記差動作用をしないすなわち差動作用が不能な非差動状態とされる。具体的には、上記切換クラッチＣ０が係合させられて差動部サンギヤＳ０と差動部キャリヤＣＡ０とが一体的に係合させられると、動力分配機構１６は差動部遊星歯車装置２４の３要素である差動部サンギヤＳ０、差動部キャリヤＣＡ０、差動部リングギヤＲ０が共に回転すなわち一体回転させられるロック状態とされて前記差動作用が不能な非差動状態とされることから、差動部１１も非差動状態とされる。また、エンジン８の回転と伝達部材１８の回転速度とが一致する状態となるので、差動部１１（動力分配機構１６）は変速比γ０が「１」に固定された変速機として機能する定変速状態すなわち有段変速状態とされる。次いで、上記切換クラッチＣ０に替えて切換ブレーキＢ０が係合させられて差動部サンギヤＳ０がケース１２に連結させられると、動力分配機構１６は差動部サンギヤＳ０が非回転状態とさせられるロック状態とされて前記差動作用が不能な非差動状態とされることから、差動部１１も非差動状態とされる。また、差動部リングギヤＲ０は差動部キャリヤＣＡ０よりも増速回転されるので、動力分配機構１６は増速機構として機能するものであり、差動部１１（動力分配機構１６）は変速比γ０が「１」より小さい値例えば０．７程度に固定された増速変速機として機能する定変速状態すなわち有段変速状態とされる。

このように、本実施例では、上記切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０は、差動部１１（動力分配機構１６）の変速状態を差動状態すなわち非ロック状態と非差動状態すなわちロック状態とに、すなわち差動部１１（動力分配機構１６）を電気的な差動装置として作動可能な差動状態例えば変速比が連続的変化可能な無段変速機として作動する電気的な無段変速作動可能な無段変速状態と、電気的な無段変速作動しない変速状態例えば無段変速機として作動させず無段変速作動を非作動として変速比変化を一定にロックするロック状態すなわち１または２種類以上の変速比の単段または複数段の変速機として作動する電気的な無段変速作動をしないすなわち電気的な無段変速作動不能な定変速状態（非差動状態）、換言すれば変速比が一定の１段または複数段の変速機として作動する定変速状態とに選択的に切換える差動状態切換装置として機能している。

差動部１１と駆動輪３８との間の動力伝達経路の一部を構成する自動変速部２０は、シングルピニオン型の第１遊星歯車装置２６、シングルピニオン型の第２遊星歯車装置２８、およびシングルピニオン型の第３遊星歯車装置３０を備えている。第１遊星歯車装置２６は、第１サンギヤＳ１、第１遊星歯車Ｐ１、その第１遊星歯車Ｐ１を自転および公転可能に支持する第１キャリヤＣＡ１、第１遊星歯車Ｐ１を介して第１サンギヤＳ１と噛み合う第１リングギヤＲ１を備えており、例えば「０．５６２」程度の所定のギヤ比ρ１を有している。第２遊星歯車装置２８は、第２サンギヤＳ２、第２遊星歯車Ｐ２、その第２遊星歯車Ｐ２を自転および公転可能に支持する第２キャリヤＣＡ２、第２遊星歯車Ｐ２を介して第２サンギヤＳ２と噛み合う第２リングギヤＲ２を備えており、例えば「０．４２５」程度の所定のギヤ比ρ２を有している。第３遊星歯車装置３０は、第３サンギヤＳ３、第３遊星歯車Ｐ３、その第３遊星歯車Ｐ３を自転および公転可能に支持する第３キャリヤＣＡ３、第３遊星歯車Ｐ３を介して第３サンギヤＳ３と噛み合う第３リングギヤＲ３を備えており、例えば「０．４２１」程度の所定のギヤ比ρ３を有している。第１サンギヤＳ１の歯数をＺＳ１、第１リングギヤＲ１の歯数をＺＲ１、第２サンギヤＳ２の歯数をＺＳ２、第２リングギヤＲ２の歯数をＺＲ２、第３サンギヤＳ３の歯数をＺＳ３、第３リングギヤＲ３の歯数をＺＲ３とすると、上記ギヤ比ρ１はＺＳ１／ＺＲ１、上記ギヤ比ρ２はＺＳ２／ＺＲ２、上記ギヤ比ρ３はＺＳ３／ＺＲ３である。

自動変速部２０では、第１サンギヤＳ１と第２サンギヤＳ２とが一体的に連結されて第２クラッチＣ２を介して伝達部材１８に選択的に連結されるとともに第１ブレーキＢ１を介してケース１２に選択的に連結され、第１キャリヤＣＡ１は第２ブレーキＢ２を介してケース１２に選択的に連結され、第３リングギヤＲ３は第３ブレーキＢ３を介してケース１２に選択的に連結され、第１リングギヤＲ１と第２キャリヤＣＡ２と第３キャリヤＣＡ３とが一体的に連結されて出力軸２２に連結され、第２リングギヤＲ２と第３サンギヤＳ３とが一体的に連結されて第１クラッチＣ１を介して伝達部材１８に選択的に連結されている。

このように、自動変速部２０と伝達部材１８とは自動変速部２０の変速段を成立させるために用いられる第１クラッチＣ１または第２クラッチＣ２を介して選択的に連結されている。言い換えれば、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２は、差動部１１の出力軸として機能する伝達部材１８と自動変速部２０との間すなわち差動部１１（伝達部材１８）と駆動輪３８との間の動力伝達経路を、その動力伝達経路の動力伝達を可能とする動力伝達可能状態と、その動力伝達経路の動力伝達を遮断する動力伝達遮断状態とに選択的に切り換える係合装置として機能している。つまり、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の少なくとも一方が係合されることで上記動力伝達経路が動力伝達可能状態とされ、或いは第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２が解放されることで上記動力伝達経路が動力伝達遮断状態とされる。

前記切換クラッチＣ０、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、切換ブレーキＢ０、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２、および第３ブレーキＢ３は従来の車両用有段式自動変速機においてよく用いられている油圧式摩擦係合装置であって、互いに重ねられた複数枚の摩擦板が油圧アクチュエータにより押圧される湿式多板型や、回転するドラムの外周面に巻き付けられた１本または２本のバンドの一端が油圧アクチュエータによって引き締められるバンドブレーキなどにより構成され、それが介装されている両側の部材を選択的に連結するためのものである。

以上のように構成された変速機構１０では、例えば、図２の係合作動表に示されるように、前記切換クラッチＣ０、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、切換ブレーキＢ０、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２、および第３ブレーキＢ３が選択的に係合作動させられることにより、第１速ギヤ段（第１変速段）乃至第５速ギヤ段（第５変速段）のいずれか或いは後進ギヤ段（後進変速段）或いはニュートラルが選択的に成立させられ、略等比的に変化する変速比γ（＝入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ／出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ）が各ギヤ段毎に得られるようになっている。特に、本実施例では動力分配機構１６に切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０が備えられており、切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０の何れかが係合作動させられることによって、差動部１１は前述した無段変速機として作動する無段変速状態に加え、変速比が一定の変速機として作動する定変速状態を構成することが可能とされている。したがって、変速機構１０では、切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０の何れかを係合作動させることで定変速状態とされた差動部１１と自動変速部２０とで有段変速機として作動する有段変速状態が構成され、切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０の何れも係合作動させないことで無段変速状態とされた差動部１１と自動変速部２０とで電気的な無段変速機として作動する無段変速状態が構成される。言い換えれば、変速機構１０は、切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０の何れかを係合作動させることで有段変速状態に切り換えられ、切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０の何れも係合作動させないことで無段変速状態に切り換えられる。また、差動部１１も有段変速状態と無段変速状態とに切り換え可能な変速機であると言える。なお、出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴは、出力軸２２に設けられている回転速度センサ２３によって検出される。この回転速度センサ２３は、出力軸２２の回転速度Ｎ_ＯＵＴを検出するとともに出力軸２２の回転方向をも検出可能となっており、車両の進行方向を検知することができる。

例えば、変速機構１０が有段変速機として機能する場合には、図２に示すように、切換クラッチＣ０、第１クラッチＣ１および第３ブレーキＢ３の係合により、変速比γ１が最大値例えば「３．３５７」程度である第１速ギヤ段が成立させられ、切換クラッチＣ０、第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の係合により、変速比γ２が第１速ギヤ段よりも小さい値例えば「２．１８０」程度である第２速ギヤ段が成立させられ、切換クラッチＣ０、第１クラッチＣ１および第１ブレーキＢ１の係合により、変速比γ３が第２速ギヤ段よりも小さい値例えば「１．４２４」程度である第３速ギヤ段が成立させられ、切換クラッチＣ０、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の係合により、変速比γ４が第３速ギヤ段よりも小さい値例えば「１．０００」程度である第４速ギヤ段が成立させられ、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、および切換ブレーキＢ０の係合により、変速比γ５が第４速ギヤ段よりも小さい値例えば「０．７０５」程度である第５速ギヤ段が成立させられる。また、第２クラッチＣ２および第３ブレーキＢ３の係合により、変速比γＲが第１速ギヤ段と第２速ギヤ段との間の値例えば「３．２０９」程度である後進ギヤ段が成立させられる。なお、ニュートラル「Ｎ」状態とする場合には、例えば全てのクラッチ及びブレーキＣ０、Ｃ１、Ｃ２、Ｂ０、Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３が解放される。

しかし、変速機構１０が無段変速機として機能する場合には、図２に示される係合表の切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０が共に解放される。これにより、差動部１１が無段変速機として機能し、それに直列の自動変速部２０が有段変速機として機能することにより、自動変速部２０の第１速、第２速、第３速、第４速の各ギヤ段に対しその自動変速部２０に入力される回転速度すなわち伝達部材１８の回転速度が無段的に変化させられて各ギヤ段は無段的な変速比幅が得られる。したがって、その各ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な変速比となって変速機構１０全体としてのトータル変速比（総合変速比）γＴが無段階に得られるようになる。

図３は、無段変速部として機能する差動部１１と有段変速部として機能する自動変速部２０とから構成される変速機構１０において、ギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図を示している。この図３の共線図は、各遊星歯車装置２４、２６、２８、３０のギヤ比ρの関係を示す横軸と、相対的回転速度を示す縦軸とから成る二次元座標であり、３本の横線のうちの下側の横線Ｘ１が回転速度零を示し、上側の横線Ｘ２が回転速度「１．０」すなわち入力軸１４に連結されたエンジン８の回転速度ＮＥを示し、横線ＸＧが伝達部材１８の回転速度を示している。

また、差動部１１を構成する動力分配機構１６の３つの要素に対応する３本の縦線Ｙ１、Ｙ２、Ｙ３は、左側から順に第２回転要素（第２要素）ＲＥ２に対応する差動部サンギヤＳ０、第１回転要素（第１要素）ＲＥ１に対応する差動部キャリヤＣＡ０、第３回転要素（第３要素）ＲＥ３に対応する差動部リングギヤＲ０の相対回転速度を示すものであり、それらの間隔は差動部遊星歯車装置２４のギヤ比ρ０に応じて定められている。さらに、自動変速部２０の５本の縦線Ｙ４、Ｙ５、Ｙ６、Ｙ７、Ｙ８は、左から順に、第４回転要素（第４要素）ＲＥ４に対応し且つ相互に連結された第１サンギヤＳ１および第２サンギヤＳ２を、第５回転要素（第５要素）ＲＥ５に対応する第１キャリヤＣＡ１を、第６回転要素（第６要素）ＲＥ６に対応する第３リングギヤＲ３を、第７回転要素（第７要素）ＲＥ７に対応し且つ相互に連結された第１リングギヤＲ１、第２キャリヤＣＡ２、第３キャリヤＣＡ３を、第８回転要素（第８要素）ＲＥ８に対応し且つ相互に連結された第２リングギヤＲ２、第３サンギヤＳ３をそれぞれ表し、それらの間隔は第１、第２、第３遊星歯車装置２６、２８、３０のギヤ比ρ１、ρ２、ρ３に応じてそれぞれ定められている。共線図の縦軸間の関係においてサンギヤとキャリヤとの間が「１」に対応する間隔とされるとキャリヤとリングギヤとの間が遊星歯車装置のギヤ比ρに対応する間隔とされる。すなわち、差動部１１では縦線Ｙ１とＹ２との縦線間が「１」に対応する間隔に設定され、縦線Ｙ２とＹ３との間隔はギヤ比ρ０に対応する間隔に設定される。また、自動変速部２０では各第１、第２、第３遊星歯車装置２６、２８、３０毎にそのサンギヤとキャリヤとの間が「１」に対応する間隔に設定され、キャリヤとリングギヤとの間がρに対応する間隔に設定される。

上記図３の共線図を用いて表現すれば、本実施例の変速機構１０は、動力分配機構１６（差動部１１）において、差動部遊星歯車装置２４の第１回転要素ＲＥ１（差動部キャリヤＣＡ０）が入力軸１４すなわちエンジン８に連結されるとともに切換クラッチＣ０を介して第２回転要素（差動部サンギヤＳ０）ＲＥ２と選択的に連結され、第２回転要素ＲＥ２が第１電動機Ｍ１に連結されるとともに切換ブレーキＢ０を介してケース１２に選択的に連結され、第３回転要素（差動部リングギヤＲ０）ＲＥ３が伝達部材１８および第２電動機Ｍ２に連結されて、入力軸１４の回転を伝達部材１８を介して自動変速部（有段変速部）２０へ伝達する（入力させる）ように構成されている。このとき、Ｙ２とＸ２の交点を通る斜めの直線Ｌ０により差動部サンギヤＳ０の回転速度と差動部リングギヤＲ０の回転速度との関係が示される。

例えば、上記切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０の解放により無段変速状態（差動状態）に切換えられたときは、第１電動機Ｍ１の回転速度を制御することによって直線Ｌ０と縦線Ｙ１との交点で示される差動部サンギヤＳ０の回転が上昇或いは下降させられると、車速Ｖに拘束される差動部リングギヤＲ０の回転速度が略一定である場合には、直線Ｌ０と縦線Ｙ２との交点で示される差動部キャリヤＣＡ０の回転速度が上昇或いは下降させられる。また、切換クラッチＣ０の係合により差動部サンギヤＳ０と差動部キャリヤＣＡ０とが連結されると、動力分配機構１６は上記３回転要素が一体回転する非差動状態とされるので、直線Ｌ０は横線Ｘ２と一致させられ、エンジン回転速度ＮＥと同じ回転で伝達部材１８が回転させられる。或いは、切換ブレーキＢ０の係合によって差動部サンギヤＳ０の回転が停止させられると動力分配機構１６は増速機構として機能する非差動状態とされるので、直線Ｌ０は図３に示す状態となり、その直線Ｌ０と縦線Ｙ３との交点で示される差動部リングギヤＲ０すなわち伝達部材１８の回転速度は、エンジン回転速度ＮＥよりも増速された回転で自動変速部２０へ入力される。

また、自動変速部２０において第４回転要素ＲＥ４は第２クラッチＣ２を介して伝達部材１８に選択的に連結されるとともに第１ブレーキＢ１を介してケース１２に選択的に連結され、第５回転要素ＲＥ５は第２ブレーキＢ２を介してケース１２に選択的に連結され、第６回転要素ＲＥ６は第３ブレーキＢ３を介してケース１２に選択的に連結され、第７回転要素ＲＥ７は出力軸２２に連結され、第８回転要素ＲＥ８は第１クラッチＣ１を介して伝達部材１８に選択的に連結されている。

自動変速部２０では、図３に示すように、第１クラッチＣ１と第３ブレーキＢ３とが係合させられることにより、第８回転要素ＲＥ８の回転速度を示す縦線Ｙ８と横線Ｘ２との交点と第６回転要素ＲＥ６の回転速度を示す縦線Ｙ６と横線Ｘ１との交点とを通る斜めの直線Ｌ１と、出力軸２２と連結された第７回転要素ＲＥ７の回転速度を示す縦線Ｙ７との交点で第１速の出力軸２２の回転速度が示される。同様に、第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２とが係合させられることにより決まる斜めの直線Ｌ２と出力軸２２と連結された第７回転要素ＲＥ７の回転速度を示す縦線Ｙ７との交点で第２速の出力軸２２の回転速度が示され、第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１とが係合させられることにより決まる斜めの直線Ｌ３と出力軸２２と連結された第７回転要素ＲＥ７の回転速度を示す縦線Ｙ７との交点で第３速の出力軸２２の回転速度が示され、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２とが係合させられることにより決まる水平な直線Ｌ４と出力軸２２と連結された第７回転要素ＲＥ７の回転速度を示す縦線Ｙ７との交点で第４速の出力軸２２の回転速度が示される。上記第１速乃至第４速では、切換クラッチＣ０が係合させられている結果、エンジン回転速度ＮＥと同じ回転速度で第８回転要素ＲＥ８に差動部１１すなわち動力分配機構１６からの動力が入力される。しかし、切換クラッチＣ０に替えて切換ブレーキＢ０が係合させられると、差動部１１からの動力がエンジン回転速度ＮＥよりも高い回転速度で入力されることから、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、および切換ブレーキＢ０が係合させられることにより決まる水平な直線Ｌ５と出力軸２２と連結された第７回転要素ＲＥ７の回転速度を示す縦線Ｙ７との交点で第５速の出力軸２２の回転速度が示される。

前記エンジン８は、燃料が気筒内噴射される筒内噴射式エンジンであり、エンジン８の運転空燃比（以下、空燃比という）Ａ／Ｆ（吸入空気量／燃料噴射量）が制御可能なエンジンでもある。例えば、軽負荷走行時においては、空燃比Ａ／Ｆが理論空燃比（ストイキ）よりも大きいすなわち混合気の燃料の割合が少ない希薄状態（リーン燃焼方式）でエンジンを作動させる希薄燃料運転（リーンバーン運転）が行われて燃料消費量が減少させられる。また、発進時や急加速時、中・高負荷走行時においては、理論空燃比付近例えば空燃比Ａ／Ｆが理論空燃比よりも小さいすなわち混合気の燃料の割合が多いリッチ燃焼方式でエンジンを作動させて所望の出力が得られる。

図４は、本発明に係るハイブリッド車両用駆動装置の一部を構成する変速機構１０を制御するための制御装置である電子制御装置４０に入力される信号及びその電子制御装置４０から出力される信号を例示している。この電子制御装置４０は、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、及び入出力インターフェースなどから成る所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつＲＯＭに予め記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことによりエンジン８、第１電動機Ｍ１、第２電動機Ｍ２に関するハイブリッド駆動制御、自動変速部２０の変速制御等の駆動制御を実行するものである。

電子制御装置４０には、図４に示す各センサやスイッチなどから、エンジン水温ＴＥＭＰ_Ｗを示す信号、シフトポジションＳＰを表す信号、第１電動機Ｍ１の回転速度Ｎ_Ｍ１を表す信号、第２電動機Ｍ２の回転速度Ｎ_Ｍ２を表す信号、エンジン８の回転速度であるエンジン回転速度ＮＥを表す信号、ギヤ比列設定値を示す信号、Ｍモード（手動変速走行モード）を指令する信号、エアコンの作動を示すエアコン信号、出力軸２２の回転速度Ｎ_ＯＵＴに対応する車速Ｖ並びに回転方向を表す信号、自動変速部２０の作動油温を示す油温信号、サイドブレーキ操作を示す信号、フットブレーキ操作を示す信号、触媒温度を示す触媒温度信号、運転者の出力要求量に対応するアクセルペダルの操作量Ａccを示すアクセル開度信号、カム角信号、スノーモード設定を示すスノーモード設定信号、車両の前後加速度を示す加速度信号、オートクルーズ走行を示すオートクルーズ信号、車両の重量を示す車重信号、各車輪の車輪速を示す車輪速信号、エンジン８の空燃比Ａ／Ｆを示す信号、スロットル弁開度θ_ＴＨを示す信号などが、それぞれ供給される。

また、上記電子制御装置４０からは、エンジン出力を制御するエンジン出力制御装置４３（図６参照）への制御信号例えばエンジン８の吸気管９５に備えられた電子スロットル弁９６の開度θ_ＴＨを操作するスロットルアクチュエータ９７への駆動信号や燃料噴射装置９８によるエンジン８の各気筒内への燃料供給量を制御する燃料供給量信号や点火装置９９によるエンジン８の点火時期を指令する点火信号、過給圧を調整するための過給圧調整信号、電動エアコンを作動させるための電動エアコン駆動信号、電動機Ｍ１およびＭ２の作動を指令する指令信号、シフトインジケータを作動させるためのシフトポジション（操作位置）表示信号、ギヤ比を表示させるためのギヤ比表示信号、スノーモードであることを表示させるためのスノーモード表示信号、制動時の車輪のスリップを防止するＡＢＳアクチュエータを作動させるためのＡＢＳ作動信号、Ｍモードが選択されていることを表示させるＭモード表示信号、差動部１１や自動変速部２０の油圧式摩擦係合装置の油圧アクチュエータを制御するために油圧制御回路４２（図６参照）に含まれる電磁弁を作動させるバルブ指令信号、この油圧制御回路４２の油圧源である電動油圧ポンプを作動させるための駆動指令信号、電動ヒータを駆動するための信号、クルーズコントロール制御用コンピュータへの信号等が、それぞれ出力される。

図５は複数種類のシフトポジションＳＰを人為的操作により切り換える切換装置としてのシフト操作装置４８の一例を示す図である。このシフト操作装置４８は、例えば運転席の横に配設され、複数種類のシフトポジションＳＰを選択するために操作されるシフトレバー４９を備えている。

そのシフトレバー４９は、変速機構１０内つまり自動変速部２０内の動力伝達経路が遮断されたニュートラル状態すなわち中立状態とし且つ自動変速部２０の出力軸２２をロックするための駐車ポジション「Ｐ（パーキング）」、後進走行のための後進走行ポジション「Ｒ（リバース）」、変速機構１０内の動力伝達経路が遮断された中立状態とするための中立ポジション「Ｎ（ニュートラル）」、変速機構１０の変速可能なトータル変速比γＴの変化範囲内で自動変速制御を実行させる前進自動変速走行ポジション「Ｄ（ドライブ）」、または手動変速走行モード（手動モード）を成立させて上記自動変速制御における高速側の変速段を制限する所謂変速レンジを設定するための前進手動変速走行ポジション「Ｍ（マニュアル）」へ手動操作されるように設けられている。

上記シフトレバー４９の各シフトポジションＳＰへの手動操作に連動して図２の係合作動表に示す後進ギヤ段「Ｒ」、ニュートラル「Ｎ」、前進ギヤ段「Ｄ」における各変速段等が成立するように、例えば油圧制御回路４２が電気的に切り換えられる。

上記「Ｐ」乃至「Ｍ」ポジションに示す各シフトポジションＳＰにおいて、「Ｐ」ポジションおよび「Ｎ」ポジションは、車両を走行させないときに選択される非走行ポジションであって、例えば図２の係合作動表に示されるように第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２のいずれもが解放されるような自動変速部２０内の動力伝達経路が遮断された車両を駆動不能とする第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２による動力伝達経路の動力伝達遮断状態へ切換えを選択するための非駆動ポジションである。また、「Ｒ」ポジション、「Ｄ」ポジションおよび「Ｍ」ポジションは、車両を走行させるときに選択される走行ポジションであって、例えば図２の係合作動表に示されるように第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の少なくとも一方が係合されるような自動変速部２０内の動力伝達経路が連結された車両を駆動可能とする第１クラッチＣ１および／または第２クラッチＣ２による動力伝達経路の動力伝達可能状態への切換えを選択するための駆動ポジションでもある。

具体的には、シフトレバー４９が「Ｐ」ポジション或いは「Ｎ」ポジションから「Ｒ」ポジションへ手動操作されることで、第２クラッチＣ２が係合されて自動変速部２０内の動力伝達経路が動力伝達遮断状態から動力伝達可能状態とされ、シフトレバー４９が運転者によって「Ｎ」ポジションから「Ｄ」ポジションへ手動操作されることで、少なくとも第１クラッチＣ１が非係合状態から係合状態へ切り換えられて自動変速部２０内の動力伝達経路が動力伝達遮断状態から動力伝達可能状態とされる。また、シフトレバー４９が「Ｒ」ポジションから「Ｐ」ポジション或いは「Ｎ」ポジションへ手動操作されることで、第２クラッチＣ２が解放されて自動変速部２０内の動力伝達経路が動力伝達可能状態から動力伝達遮断状態とされ、シフトレバー４９が運転者によって「Ｄ」ポジションから「Ｎ」ポジションへ手動操作されることで、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２が係合状態から非係合状態へ切り換えられて自動変速部２０内の動力伝達経路が動力伝達可能状態から動力伝達遮断状態とされる。

図６は、電子制御装置４０による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。図６において、有段変速制御手段５４は、自動変速部２０の変速を行う変速制御手段として機能するものである。例えば、有段変速制御手段５４は、記憶手段５６に予め記憶された図７の実線および一点鎖線に示す関係（変速線図、変速マップ）から車速Ｖおよび自動変速部２０の要求出力トルクＴ_ＯＵＴで示される車両状態に基づいて、自動変速部２０の変速を実行すべきか否かを判断し、すなわち自動変速部２０の変速すべき変速段を判断し、その判断した変速段が得られるように自動変速部２０の変速を実行する。このとき、有段変速制御手段５４は、例えば図２に示す係合表に従って変速段が達成されるように切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０を除いた油圧式摩擦係合装置を係合および／または解放させる指令（変速出力指令）を油圧制御回路４２へ出力する。

ハイブリッド制御手段５２は、変速機構１０の前記無段変速状態すなわち差動部１１の差動状態においてエンジン８を効率のよい作動域で作動させる一方で、エンジン８と第２電動機Ｍ２との駆動力の配分や第１電動機Ｍ１の発電による反力を最適になるように変化させて差動部１１の電気的な無段変速機としての変速比γ０を制御する。例えば、そのときの走行車速において、運転者の出力要求量としてのアクセルペダル操作量Ａccや車速Ｖから車両の目標（要求）出力を算出し、車両の目標出力と充電要求値から必要なトータル目標出力を算出し、そのトータル目標出力が得られるように伝達損失、補機負荷、第２電動機Ｍ２のアシストトルク等を考慮して目標エンジン出力を算出し、その目標エンジン出力が得られるエンジン回転速度ＮＥとエンジントルクＴＥとなるようにエンジン８を制御するとともに第１電動機Ｍ１の発電量を制御する。

ハイブリッド制御手段５２は、その制御を動力性能や燃費向上などのために自動変速部２０の変速段を考慮して実行する。このようなハイブリッド制御では、エンジン８を効率のよい作動域で作動させるために定まるエンジン回転速度ＮＥと車速Ｖおよび自動変速部２０の変速段で定まる伝達部材１８の回転速度とを整合させるために、差動部１１が電気的な無段変速機として機能させられる。すなわち、ハイブリッド制御手段５２は例えばエンジン回転速度ＮＥとエンジン８の出力トルク（エンジントルク）ＴＥとをパラメータとする二次元座標内において無段変速走行の時に運転性と燃費性とを両立するように予め実験的に定められたエンジン８の最適燃費率曲線（燃費マップ、関係）を予め記憶しており、その最適燃費率曲線に沿ってエンジン８が作動させられるように、例えば目標出力（トータル目標出力、要求駆動力）を充足するために必要なエンジン出力を発生するためのエンジントルクＴＥとエンジン回転速度ＮＥとなるように変速機構１０のトータル変速比γＴの目標値を定め、その目標値が得られるように差動部１１の変速比γ０を制御し、トータル変速比γＴをその変速可能な変化範囲内例えば１３〜０．５の範囲内で制御する。

このとき、ハイブリッド制御手段５２は、第１電動機Ｍ１により発電された電気エネルギをインバータ５８を通して蓄電装置６０や第２電動機Ｍ２へ供給するので、エンジン８の動力の主要部は機械的に伝達部材１８へ伝達されるが、エンジン８の動力の一部は第１電動機Ｍ１の発電のために消費されてそこで電気エネルギに変換され、インバータ５８を通してその電気エネルギが第２電動機Ｍ２へ供給され、その第２電動機Ｍ２が駆動されて第２電動機Ｍ２から伝達部材１８へ伝達される。この電気エネルギの発生から第２電動機Ｍ２で消費されるまでに関連する機器により、エンジン８の動力の一部を電気エネルギに変換し、その電気エネルギを機械的エネルギに変換するまでの電気パスが構成される。

ハイブリッド制御手段５２は、スロットル制御のためにスロットルアクチュエータ９７により電子スロットル弁９６を開閉制御させる他、燃料噴射制御のために燃料噴射装置９８による燃料噴射量や噴射時期を制御させ、点火時期制御のためにイグナイタ等の点火装置９９による点火時期を制御させる指令を単独で或いは組み合わせてエンジン出力制御装置４３に出力して必要なエンジン出力を発生するようにエンジン８の出力制御を実行するエンジン出力制御手段を機能的に備えている。例えば、ハイブリッド制御手段５２は、基本的には図示しない予め記憶された関係からアクセル開度信号Ａccに基づいてスロットルアクチュエータ９７を駆動し、アクセル開度Ａccが増加するほどスロットル弁開度θ_ＴＨを増加させるようにスロットル制御を実行する。

ここで、前述したように本実施例のエンジン８は、燃焼方式がリッチ燃焼方式或いはリーン燃焼方式へ切り換えられることで、同じエンジンであっても燃費マップが変更される。図８に示すように、例えばエンジン８の燃焼方式がリッチ燃焼方式である場合、リッチ燃焼時の燃費マップが適用される。すなわち、リッチ燃焼方式では、エンジン８の運転状態が破線に示すリッチ燃焼時の最適燃費率曲線上を通るように差動部１１の変速比γ０が制御される。一方、エンジン８の燃焼方式がリーン燃焼方式である場合、リーン燃焼時の燃費マップが適用される。すなわち、リーン燃焼方式では、エンジン８の運転状態が一点鎖線に示すリーン燃焼時の最適燃費率曲線上を通るように差動部１１の変速比γ０が制御される。

前記エンジン８の燃焼方式の切換は、エンジン出力特性変更手段８０によって実施される。エンジン出力特性変更手段８０は、エンジン８の出力制御のためにエンジン８の空燃比Ａ／Ｆをリーン燃焼方式とリッチ燃焼方式との間で切換制御を実行する。また、エンジン出力特性変更手段８０は、車速Ｖ、アクセル開度Ａcc、アクセル開度Ａccの変化率θ、暖機完了前後、変速機構１０の総合変速比γＴなどで表される車両の運転状態基づいて、リーン燃焼方式もしくはリッチ燃焼方式への切換を実施する。具体的には、例えば低速走行のような軽負荷走行時では、エンジン出力特性変更手段８０は、エンジン８の空燃比Ａ／Ｆをリーン燃焼方式に切り換える。また、例えば急加速時などの中・高負荷走行時では、エンジン出力特性変更手段８０は、エンジン８の空燃比Ａ／Ｆをリッチ燃焼方式に切り換える。具体的には、エンジン出力特性変更手段８０は、同じスロットル弁開度θ_ＴＨに対して理論空燃比よりも燃料噴射量を減少させてリーン燃焼方式とし、理論空燃比より燃料噴射量を増加させてリッチ燃焼方式とする。また、エンジン出力特性変更手段８０は、排気管６１に設けられたＡ／Ｆセンサにより検出された排気ガス中の空燃比Ａ／Ｆの状態に基づいて目標の空燃比Ａ／Ｆとなるようにエンジン８の空燃比Ａ／Ｆをフィードバック制御する。

前記図７の実線Ｙは、車両の発進／走行用（以下、走行用という）の駆動力源をエンジン８と電動機例えば第２電動機Ｍ２とで切り換えるための、言い換えればエンジン８を走行用の駆動力源として車両を発進／走行（以下、走行という）させる所謂エンジン走行と第２電動機Ｍ２を走行用の駆動力源として車両を走行させる所謂モータ走行とを切り換えるための、エンジン走行領域とモータ走行領域との境界線である。この図７に示すエンジン走行とモータ走行とを切り換えるための境界線（実線Ｙ）を有する予め記憶された関係は、車速Ｖと駆動力関連値である出力トルクＴ_ＯＵＴとをパラメータとする二次元座標で構成された駆動力源切換線図（駆動力源マップ）の一例である。この駆動力源切換線図は、例えば同じ図７中の実線および一点鎖線に示す変速線図（変速マップ）と共に記憶手段５６に予め記憶されている。

そして、ハイブリッド制御手段５２は、例えば図７の駆動力源切換線図から車速Ｖと要求出力トルクＴ_ＯＵＴとで示される車両状態に基づいてモータ走行領域とエンジン走行領域との何れであるかを判断してモータ走行或いはエンジン走行を実行する。このように、ハイブリッド制御手段５２によるモータ走行は、図７から明らかなように一般的にエンジン効率が高トルク域に比較して悪いとされる比較的低出力トルクＴ_ＯＵＴ時すなわち低エンジントルクＴＥ時、或いは車速Ｖの比較的低車速時すなわち低負荷域で実行される。

ハイブリッド制御手段５２は、このモータ走行時には、停止しているエンジン８の引き摺りを抑制して燃費を向上させるために、差動部１１の電気的ＣＶＴ機能（差動作用）によって、第１電動機の回転速度Ｎ_Ｍ１を負の回転速度で制御例えば空転させて、差動部１１の差動作用によりエンジン回転速度ＮＥを零乃至略零に維持する。

また、ハイブリッド制御手段５２は、エンジン走行領域であっても、上述した電気パスによる第１電動機Ｍ１からの電気エネルギおよび／または蓄電装置６０からの電気エネルギを第２電動機Ｍ２へ供給し、その第２電動機Ｍ２を駆動してエンジン８の動力を補助するトルクアシストが可能である。よって、本実施例のエンジン走行には、エンジン走行＋モータ走行も含むものとする。

また、ハイブリッド制御手段５２は、車両の停止状態又は低車速状態に拘わらず、差動部１１の電気的ＣＶＴ機能によってエンジン８の運転状態を維持させることができる。例えば、車両停止時に蓄電装置６０の充電容量ＳＯＣが低下して第１電動機Ｍ１による発電が必要となった場合には、エンジン８の動力により第１電動機Ｍ１が発電させられてその第１電動機Ｍ１の回転速度が引き上げられ、車速Ｖで一意的に決められる第２電動機の回転速度Ｎ_Ｍ２が車両停止状態により零（略零）となっても動力分配機構１６の差動作用によってエンジン回転速度ＮＥが自律回転可能な回転速度以上に維持される。

また、ハイブリッド制御手段５２は、車両の停止中又は走行中に拘わらず、差動部１１の電気的ＣＶＴ機能によって第１電動機Ｍ１の回転速度Ｎ_Ｍ１および／または第２電動機Ｍ２の回転速度Ｎ_Ｍ２を制御してエンジン回転速度ＮＥを任意の回転速度に維持させられる。例えば、図３の共線図からもわかるようにハイブリッド制御手段５２はエンジン回転速度ＮＥを引き上げる場合には、車速Ｖに拘束される第２電動機Ｍ２の回転速度Ｎ_Ｍ２を略一定に維持しつつ第１電動機Ｍ１の回転速度Ｎ_Ｍ１の引き上げを実行する。

増速側ギヤ段判定手段６２は、変速機構１０を有段変速状態とする際に切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０のいずれを係合させるかを判定するために、例えば車両状態に基づいて記憶手段５６に予め記憶された前記図７に示す変速線図に従って変速機構１０の変速されるべき変速段が増速側ギヤ段例えば第５速ギヤ段であるか否かを判定する。

切換制御手段５０は、車両状態に基づいて前記差動状態切換装置（切換クラッチＣ０、切換ブレーキＢ０）の係合／解放を切り換えることにより、前記無段変速状態と前記有段変速状態とを、すなわち前記差動状態と前記ロック状態とを選択的に切り換える。例えば、切換制御手段５０は、記憶手段５６に予め記憶された前記図７の破線および二点鎖線に示す関係（切換線図、切換マップ）から車速Ｖおよび要求出力トルクＴ_ＯＵＴで示される車両状態に基づいて、変速機構１０（差動部１１）の変速状態を切り換えるべきか否かを判断して、すなわち変速機構１０を無段変速状態とする無段制御領域内であるか或いは変速機構１０を有段変速状態とする有段制御領域内であるかを判定することにより変速機構１０の切り換えるべき変速状態を判断して、変速機構１０を前記無段変速状態と前記有段変速状態とのいずれかに選択的に切り換える変速状態の切換えを実行する。

具体的には、切換制御手段５０は有段変速制御領域内であると判定した場合は、ハイブリッド制御手段５２に対してハイブリッド制御或いは無段変速制御を不許可すなわち禁止とする信号を出力するとともに、有段変速制御手段５４に対しては、予め設定された有段変速時の変速を許可する。このときの有段変速制御手段５４は、記憶手段５６に予め記憶された例えば図７に示す変速線図に従って自動変速部２０の自動変速を実行する。例えば記憶手段５６に予め記憶された図２は、このときの変速において選択される油圧式摩擦係合装置すなわちＣ０、Ｃ１、Ｃ２、Ｂ０、Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３の作動の組み合わせを示している。すなわち、変速機構１０全体すなわち差動部１１および自動変速部２０が所謂有段式自動変速機として機能し、図２に示す係合表に従って変速段が達成される。

例えば、増速側ギヤ段判定手段６２により第５速ギヤ段が判定される場合には、変速機構１０全体として変速比が１．０より小さな増速側ギヤ段所謂オーバードライブギヤ段が得られるために切換制御手段５０は差動部１１が固定の変速比γ０例えば変速比γ０が０．７の副変速機として機能させられるように切換クラッチＣ０を解放させ且つ切換ブレーキＢ０を係合させる指令を油圧制御回路４２へ出力する。また、増速側ギヤ段判定手段６２により第５速ギヤ段でないと判定される場合には、変速機構１０全体として変速比が１．０以上の減速側ギヤ段が得られるために切換制御手段５０は差動部１１が固定の変速比γ０例えば変速比γ０が１の副変速機として機能させられるように切換クラッチＣ０を係合させ且つ切換ブレーキＢ０を解放させる指令を油圧制御回路４２へ出力する。このように、切換制御手段５０によって変速機構１０が有段変速状態に切り換えられるとともに、その有段変速状態における２種類の変速段のいずれかとなるように選択的に切り換えられて、差動部１１が副変速機として機能させられ、それに直列の自動変速部２０が有段変速機として機能することにより、変速機構１０全体が所謂有段式自動変速機として機能させられる。

しかし、切換制御手段５０は、変速機構１０を無段変速状態に切り換える無段変速制御領域内であると判定した場合は、変速機構１０全体として無段変速状態が得られるために差動部１１を無段変速状態として無段変速可能とするように切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０を解放させる指令を油圧制御回路４２へ出力する。同時に、ハイブリッド制御手段５２に対してハイブリッド制御を許可する信号を出力するとともに、有段変速制御手段５４には、予め設定された無段変速時の変速段に固定する信号を出力するか、或いは記憶手段５６に予め記憶された例えば図７に示す変速線図に従って自動変速部２０を自動変速することを許可する信号を出力する。この場合、有段変速制御手段５４により、図２の係合表内において切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０の係合を除いた作動により自動変速が行われる。このように、切換制御手段５０により無段変速状態に切り換えられた差動部１１が無段変速機として機能し、それに直列の自動変速部２０が有段変速機として機能することにより、適切な大きさの駆動力が得られると同時に、自動変速部２０の第１速、第２速、第３速、第４速の各ギヤ段に対しその自動変速部２０に入力される回転速度すなわち伝達部材１８の回転速度が無段的に変化させられて各ギヤ段は無段的な変速比幅が得られる。したがって、その各ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な変速比となって変速機構１０全体として無段変速状態となりトータル変速比γＴが無段階に得られるようになる。

ここで前記図７について詳述すると、図７は自動変速部２０の変速判断の基となる記憶手段５６に予め記憶された関係（変速線図、変速マップ）であり、車速Ｖと駆動力関連値である要求出力トルクＴ_ＯＵＴとをパラメータとする二次元座標で構成された変速線図の一例である。図７の実線はアップシフト線であり一点鎖線はダウンシフト線である。

また、図７の破線は切換制御手段５０による有段制御領域と無段制御領域との判定のための判定車速Ｖ１および判定出力トルクＴ１を示している。つまり、図７の破線はハイブリッド車両の高速走行を判定するための予め設定された高速走行判定値である判定車速Ｖ１の連なりである高車速判定線と、ハイブリッド車両の駆動力に関連する駆動力関連値例えば自動変速部２０の出力トルクＴ_ＯＵＴが高出力となる高出力走行を判定するための予め設定された高出力走行判定値である判定出力トルクＴ１の連なりである高出力走行判定線とを示している。さらに、図７の破線に対して二点鎖線に示すように有段制御領域と無段制御領域との判定にヒステリシスが設けられている。つまり、この図７は判定車速Ｖ１および判定出力トルクＴ１を含む、車速Ｖと出力トルクＴ_ＯＵＴとをパラメータとして切換制御手段５０により有段制御領域と無段制御領域とのいずれであるかを領域判定するための予め記憶された切換線図（切換マップ、関係）である。なお、この切換線図を含めて変速マップとして記憶手段５６に予め記憶されてもよい。また、この切換線図は判定車速Ｖ１および判定出力トルクＴ１の少なくとも１つを含むものであってもよいし、車速Ｖおよび出力トルクＴ_ＯＵＴの何れかをパラメータとする予め記憶された切換線であってもよい。

上記変速線図、切換線図、或いは駆動力源切換線図等は、マップとしてではなく実際の車速Ｖと判定車速Ｖ１とを比較する判定式、出力トルクＴ_ＯＵＴと判定出力トルクＴ１とを比較する判定式等として記憶されてもよい。この場合には、切換制御手段５０は、車両状態例えば実際の車速が判定車速Ｖ１を越えたときに変速機構１０を有段変速状態とする。また、切換制御手段５０は、車両状態例えば自動変速部２０の出力トルクＴ_ＯＵＴが判定出力トルクＴ１を越えたときに変速機構１０を有段変速状態とする。

また、差動部１１を電気的な無段変速機として作動させるための電動機等の電気系の制御機器の故障や機能低下時、例えば第１電動機Ｍ１における電気エネルギの発生からその電気エネルギが機械的エネルギに変換されるまでの電気パスに関連する機器の機能低下すなわち第１電動機Ｍ１、第２電動機Ｍ２、インバータ５８、蓄電装置６０、それらを接続する伝送路などの故障（フェイル）や、故障とか低温による機能低下が発生したような車両状態となる場合には、無段制御領域であっても車両走行を確保するために切換制御手段５０は変速機構１０を優先的に有段変速状態としてもよい。

前記駆動力関連値とは、車両の駆動力に１対１に対応するパラメータであって、駆動輪３８での駆動トルク或いは駆動力のみならず、例えば自動変速部２０の出力トルクＴ_ＯＵＴ、エンジントルクＴＥ、車両加速度や、例えばアクセル開度或いはスロットル弁開度θ_ＴＨ（或いは吸入空気量、空燃比、燃料噴射量）とエンジン回転速度ＮＥとに基づいて算出されるエンジントルクＴＥなどの実際値や、運転者のアクセルペダル操作量或いはスロットル開度等に基づいて算出される要求（目標）エンジントルクＴＥ、自動変速部２０の要求（目標）出力トルクＴ_ＯＵＴ、要求駆動力等の推定値であってもよい。また、上記駆動トルクは出力トルクＴ_ＯＵＴ等からデフ比、駆動輪３８の半径等を考慮して算出されてもよいし、例えばトルクセンサ等によって直接検出されてもよい。上記他の各トルク等も同様である。

また、例えば判定車速Ｖ１は、高速走行において変速機構１０が無段変速状態とされるとかえって燃費が悪化するのを抑制するように、その高速走行において変速機構１０が有段変速状態とされるように設定されている。また、判定トルクＴ１は、車両の高出力走行において第１電動機Ｍ１の反力トルクをエンジンの高出力域まで対応させないで第１電動機Ｍ１を小型化するために、例えば第１電動機Ｍ１からの電気エネルギの最大出力を小さくして配設可能とされた第１電動機Ｍ１の特性に応じて設定されている。

図７の関係に示されるように、出力トルクＴ_ＯＵＴが予め設定された判定出力トルクＴ１以上の高トルク領域、或いは車速Ｖが予め設定された判定車速Ｖ１以上の高車速領域が有段制御領域として設定されているので、有段変速走行がエンジン８の比較的高トルクとなる高駆動トルク時、或いは車速の比較的高車速時において実行され、無段変速走行がエンジン８の比較的低トルクとなる低駆動トルク時、或いは車速の比較的低車速時すなわちエンジン８の常用出力域において実行されるようになっている。

これによって、例えば、車両の低中速走行および低中出力走行では、変速機構１０が無段変速状態とされて車両の燃費性能が確保されるが、実際の車速Ｖが前記判定車速Ｖ１を越えるような高速走行では変速機構１０が有段の変速機として作動する有段変速状態とされ専ら機械的な動力伝達経路でエンジン８の出力が駆動輪３８へ伝達されて電気的な無段変速機として作動させる場合に発生する動力と電気エネルギとの間の変換損失が抑制されて燃費が向上する。また、出力トルクＴ_ＯＵＴなどの前記駆動力関連値が判定トルクＴ１を越えるような高出力走行では変速機構１０が有段の変速機として作動する有段変速状態とされ専ら機械的な動力伝達経路でエンジン８の出力が駆動輪３８へ伝達されて電気的な無段変速機として作動させる領域が車両の低中速走行および低中出力走行となって、第１電動機Ｍ１が発生すべき電気的エネルギ換言すれば第１電動機Ｍ１が伝える電気的エネルギの最大値を小さくできて第１電動機Ｍ１或いはそれを含む車両の駆動装置が一層小型化される。また、他の考え方として、この高出力走行においては燃費に対する要求より運転者の駆動力に対する要求が重視されるので、無段変速状態より有段変速状態（定変速状態）に切り換えられるのである。これによって、ユーザは、有段自動変速走行におけるアップシフトに伴うエンジン回転速度ＮＥの変化すなわち変速に伴うリズミカルなエンジン回転速度ＮＥの変化が楽しめる。

ところで、本実施例のエンジン８は、燃焼方式がリーン燃焼方式とリッチ燃焼方式とに選択的に切換可能であって、車両の状態に基づいて変更される。これより、図８に示すようにリーン燃焼方式とリッチ燃焼方式とで燃費マップが変更されるが、燃費マップが変更されるときは、太実線で示す等パワー線上を遷移するのではなく、ＮＯx、ＨＣ、ＣＯ等の排出ガスが多い領域を通過することを避けるため、エンジンパワーが急変される。このとき、エンジン回転速度ＮＥが慣性力（イナーシャ）により急変できないために、エンジントルクが図８の太矢印で示すように急変されることになる。これに対して、エンジン８のエンジントルクＴＥの段差を吸収するように差動部１１の変速比を制御することで切換ショックを低減させる方法が考えられるが、変速比の制御は、エンジントルクＴＥの急激な変化に対して緩やかな変化であるために十分な制御とは言えず、切換ショックが発生する可能性があった。

そこで、エンジン出力特性変更手段８０によってエンジン８の燃焼方式が切り換えられる際に発生するショックを抑制するように制御を実行する。以下に、その制御作動について説明する。

図７に戻り、アクセル開度変化率判定手段８４は、運転者によるアクセルペダル７０の操作量（踏み込み量）であるアクセル開度Ａccの変化率θを検出し、その変化率θが所定の変化率θ１以上であるか否かを判定する。例えば、アクセルペダル７０の急踏み込み時は、変化率θが大きくなる。急踏み込み時では運転者による加速要求が大きいものと考えらえれるため、エンジン８をリッチ燃焼方式に即時に切り換える必要があると予測される。このようなときは、エンジン出力特性変更手段９０は、速やかにリッチ燃焼方式へ変更する。なお、所定の変化率θ１は、予め実験的に設定され、エンジン８のリッチ燃焼方式への切換によるショック低減よりもリッチ燃焼方式の応答性が優先されるような変化率に設定される。そして、アクセル開度変化率判定手段８４が肯定されると、エンジン８のリッチ燃焼方式への切換を即座に実行する指令をエンジン出力特性変更手段８０へ出力する。なお、燃焼方式の即座の切換は、アクセル開度Ａccの変化率θだけでなく、アクセル開度Ａccの絶対値、車速Ｖなど他のパラメータによって判定されても構わない。

切換条件成立判定手段８２は、エンジン８の燃焼方式がリーン燃焼方式からリッチ燃焼方式へ切り換える条件が成立したか否かを判定する。切換条件成立判定手段８２は、例えば車速Ｖ、アクセル開度Ａcc、暖機完了前後、変速機構１０の総合変速比γＴなどで表される車両の運転状態に基づいて、エンジン８の燃焼状態の切換を判定する。例えば、低速走行時や軽負荷走行時においては、空燃比Ａ／Ｆをリーン燃焼状態へ切り換えるべきと判定し、車両発進時や急加速時のような中・高負荷走行時や高車速時においては、空燃比Ａ／Ｆをリッチ燃焼方式へ切り換えるべきと判定する。

変速制御手段８６は、エンジン８の燃焼方式の切換時おいて、エンジン８が切換後の燃焼方式に対応する動作点で作動されるように、差動部１１の変速比を制御する。例えば燃焼方式がリッチ燃焼方式へ切り換えられる場合、変速制御手段８６は、差動部１１の変速比をアップシフト側に変速する。言い換えれば、エンジン８がリッチ燃焼方式側へ切り換えられる、すなわちエンジントルクＴＥが増大するのに対して、差動部１１をアップシフト側すなわちトルク低下側に変速させることで、エンジン８のトルク増加の影響を相殺し、差動部１１の出力トルク変動を低減させる。なお、本制御は、車両の状態が無段変速領域において実施される。

ここで、上記差動部１１の変速は、作動方式切換前後で同駆動力を発生させるように変速を行う等パワー変速である。なお、運転者の要求する駆動力が同じであれば同じパワー（駆動力）を発生させることとなるが、常に等パワーとなるわけではなく、作動方式切換および変速の間に運転者の要求する駆動力が変化すれば、その変化分に対応してパワーが変化することとなる。言い換えると、同じ要求駆動力としたときに作動方式切換前後で同じ駆動力を発生するように変速を行う変速である。

ここで、本実施例では、例えば切換条件成立判定手段８２による燃焼方式の切換判定を受けると、エンジン出力特性変更手段８０は、変速制御手段８６による差動部１１の変速開始後に、燃焼方式の切換を実行する。言い換えれば、切換条件成立判定手段８２による切換判定からエンジン出力特性変更手段８０による燃焼方式の切換を遅延させることで、所定の遅延時間ＴＤを形成する。この遅延時間ＴＤの間に変速制御手段８６は、差動部１１の変速を実行する、すなわちリッチ燃焼方式への動作点変更を予め開始する。遅延時間ＴＤは、例えば予め実験的に求められており、燃焼方式の切換判定から遅延時間経過すると、直ちに燃焼方式の切換を実行する指令がエンジン出力特性変更手段８０から出力される。或いは、例えば現在の差動部１１の変速比が、リーン燃焼方式での差動部１１の変速比とリッチ燃焼方式へ切換後に設定される差動部１１の変速比との中間値に達するまでリッチ燃焼方式への切換を遅延させることで遅延時間ＴＤが形成される。

電動機トルク制御手段８８は、リッチ燃焼方式への切換実施前およびリッチ燃焼方式への切換実施後に第２電動機Ｍ２によるトルク変動吸収制御を実施する。なお、本実施例の第２電動機Ｍ２が本発明の電動機に対応している。

先ず、リッチ燃焼方式への切換判定からリッチ燃焼方式の切換実施までの間の第２電動機Ｍ２のトルク制御について説明する。リッチ燃焼方式への切換の際、遅延時間が設定されるため、運転者の要求出力トルクに対して一時的（遅延時間ＴＤの間）にトルク不足が発生する。このトルク不足を補うため、電動機トルク制御手段８８は、第２電動機Ｍ２の出力トルクを漸増させて前記トルク不足を解消させている。

次に、リッチ燃焼方式への切換実施後から差動部１１の変速完了までの間の第２電動機Ｍ２のトルク制御について説明する。燃焼方式がリッチ燃焼方式へ切り換えられると、エンジントルクＴＥが急激に増大される。これに対して、電動機トルク制御手段８８は、第２電動機Ｍ２によるトルクダウン制御を実施することで、エンジントルクＴＥの増大の影響を相殺して、差動部１１の出力トルクの変動を抑制する。

図９は、電子制御装置４０の制御作動の要部すなわちエンジン８の燃焼方式がリッチ燃焼方式へ切り換えられる場合の制御作動を説明するフローチャートであって、例えば数ｍｓｅｃ乃至数十ｍｓｅｃ程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行される。また、図１０は、図９のフローチャートに示す制御作動を説明するタイムチャートであり、エンジン８の燃焼方式がリーン燃焼方式からリッチ燃焼方式へ切り換えられた場合を示している。

先ず、アクセル開度変化率判定手段８４に対応するステップＳＡ１（以下、ステップを省略する）において、アクセル開度Ａccの変化率θが所定の変化率θ１以上であるか否かが判定される。ＳＡ１が肯定されると、即座のリッチ燃焼方式への切換が要求されるものと判定され、エンジン出力特性変更手段８０に対応するＳＡ８において、エンジン８の燃焼方式がリッチ燃焼方式へ即座に切り換えられる。ＳＡ１が否定されると、切換条件成立判定手段８２に対応するＳＡ２において、エンジン８の燃焼方式がリッチ燃焼方式へ切り換えられるか否かが判定される。ＳＡ２が否定されると、エンジン出力特性変更手段８０に対応するＳＡ３においてリーン燃焼方式が継続されると判定され、ハイブリッド制御手段８４に対応するＳＡ４において、エンジン８の運転状態が図８の一点鎖線で示すリーン燃焼方式での最適燃費曲線上を動くように動作点（変速比）が制御される。

ＳＡ２が肯定されると、電動機トルク制御手段８８に対応するＳＡ５において、第２電動機Ｍ２によるモータトルク増大制御が実行される。そして、エンジン出力特性変更手段８０および変速制御手段８６に対応するＳＡ６において、エンジン８のリッチ燃焼方式への切換が遅延され、その間に差動部１１の変速が予めリッチ燃焼方式の動作点側に変更され始める。なお、この間に、例えばアクセルペダル７０が戻されて再びリーン燃焼方式が選択された場合、リッチ燃焼方式への切換を実行せずに、そのままリーン燃焼方式での動作点を継続させる。次いで、電動機トルク制御手段８８に対応するＳＡ７において、第２電動機Ｍ２によるモータトルク減少制御が実行される。このＳＡ７と略同時にエンジン出力特性変更手段８０に対応するＳＡ８において、エンジン８の空燃比Ａ／Ｆがリーン燃焼方式からリッチ燃焼方式へ切り換えられる。そして、変速制御手段８６に対応するＳＡ９において、図８に示すリッチ燃焼方式での燃費マップが選択され、エンジン８が破線で示す最適燃費曲線上を動くように動作点（変速比）が制御される。このとき、エンジン８のリッチ燃焼方式への切換と差動部１１の動作点（変速比）の変更とは同期して実行される。

ここで、上記ＳＡ２、ＳＡ５およびＳＡ６が、図１０においてｔ２時点乃至ｔ３時点に対応している。ｔ２時点においてＳＡ２によるリッチ燃焼方式への切換判定が肯定されると、電動機トルク制御手段８８による第２電動機Ｍ２のトルクダウン制御および変速制御手段８６による差動部１１の動作点（変速比）の変更が開始される。図１０に示すように、ｔ２時点乃至ｔ３時点では、運転者のアクセルペダルの踏み込み量に応じて、第２電動機Ｍ２のトルクが漸増される。これにより、エンジン８の燃焼方式の遅延によるトルク不足が解消される。また、リッチ燃焼方式への動作点（変速比）の切換に先立って、差動部１１の変速比がアップシフト側に変速される。なお、ｔ２時点乃至ｔ３時点が遅延時間ＴＤに対応している。

前記ＳＡ７乃至ＳＡ９は、図１０に示すｔ３時点乃至ｔ４時点に対応している。ｔ３時点において、第２電動機によってモータトルク減少制御が実行されると略同時にエンジン８がリッチ燃焼方式へ切り換えられる。具体的には、例えば図１０に示すように、第２電動機Ｍ２による回生制御が実行されることで、エンジン８のリッチ燃焼方式への切換によって生じるエンジントルクＴＥの増大に伴う影響が好適に相殺され、差動部１１から出力されるトルクの変動が好適に低減される。なお、本実施例では、第２電動機Ｍ２によってトルクダウン制御が実施されるため、エンジントルクＴＥの急激な上昇に対して、迅速にトルクダウンを実施することが可能となっている。また、ｔ３時点乃至ｔ４時点においては、差動部１１のアップシフト側への変速を継続させてリッチ燃焼方式に対応した動作点（変速比）に変更するに伴い、第２電動機Ｍ２によるトルクダウン量（回生トルク量）を漸減させ、差動部１１の変速が完了すると、第２電動機Ｍ２によるトルクダウン制御が終了されるように制御される。

なお、図１０において、破線で示す状態は、従来の燃焼方式の切換制御による状態を示したものである。ｔ２時点において、リーン燃焼方式からリッチ燃焼方式への切換判定が為された直後に燃焼方式の切換が実行されるが、リッチ燃焼方式の動作点（変速比）に全く変更されていないため、第２電動機Ｍ２によるトルクダウン量（回生トルク量）を大幅に大きくする必要がある。このような従来の制御の場合、第２電動機Ｍ２の出力制限やトルク応答遅れ等で、リッチ燃焼方式の切換によるエンジントルク増大の影響を十分に相殺できない可能性がある。そこでエンジン８のリッチ燃焼方式への切換を遅延させることで、差動部１１の動作点（変速比）の変更を燃焼方式の切換に先立って実施することができる。これによって切換時に第２電動機Ｍ２によるトルクダウンの最大値（ピーク値）を小さくすることができ、応答遅れが発生しにくくなる。

上述のように、本実施例によれば、エンジン８のリッチ燃焼方式への切換判定を受けると、エンジン出力特性変更手段８０は、差動部１１の変速開始後にリッチ燃焼方式への切換を実行するため、エンジン８のリッチ燃焼方式への切換判定から少し遅れて切換が実行される。このとき、差動部１１の変速比をリッチ燃焼方式への切換後に対応する動作点となるように変速を予め実施することで、リッチ燃焼方式への切換時の切換ショックを低減させることができる。

また、本実施例によれば、空燃比Ａ／Ｆがリーン燃焼方式からリッチ燃焼方式へ切り換えられる場合、変速制御手段８６は差動部１１をアップシフトさせるため、エンジン８のトルク増大に対して、差動部１１の変速比がそのトルク増大を相殺する方向に予め変更される。これにより、リッチ燃焼方式への切換時の切換ショックが好適に低減される。

また、本実施例によれば、差動部１１は、無段変速部であるため、変速比を無段階的に変更することができる。これにより、エンジン８のリッチ燃焼方式への切換によるトルク増大に対して、好適な変速比に変更することができるので、切換ショックを好適に低減することができる。

また、本実施例によれば、差動部１１は、第１電動機Ｍ１の回転速度を制御することにより、変速比を無段階的に変更可能な電気式無段変速部であるため、第１電動機Ｍ１によって変速比をエンジン８の燃焼方式の変更に応じて好適な値に変更することができる。これにより、切換ショックを好適に低減することができる。

また、本実施例によれば、燃焼方式の切換判定から燃焼方式の切換実施までの間、第２電動機Ｍ２によるトルク制御が実施されるため、運転者のアクセルペダルの踏み込みなどによる要求出力トルクの変化を第２電動機Ｍ２によって調整することができる。すなわち、燃焼方式の切換を遅延させることによって生じるトルク不足による違和感を、第２電動機Ｍ２によって補うことができる。

また、本実施例によれば、前記燃焼方式の切換実施後から差動部１１の変速完了前までの間、第２電動機Ｍ２によるトルク制御が実施されるため、燃焼方式の切換時に発生するエンジン８のトルク変動に対する差動部１１の出力トルクの変動を一層低減させることができる。また、電動機による制御であるので、エンジン８の急激なトルク変動に対しても迅速な制御が可能となる。

また、本実施例によれば、アクセル開度Ａccの変化率が所定値以上であれば、速やかにエンジン８の燃焼方式がリッチ燃焼方式に切り換えられるため、運転者の加速要求に応じて燃焼方式のタイミングを好適に切り換えることができる。

また、本実施例によれば、エンジン８のリーン燃焼方式とリッチ燃焼方式との燃焼方式の相違により、エンジン８の燃費特性が相違するものである。このようにすれば、例えば軽負荷走行時においては、空燃比Ａ／Ｆが理論空燃比よりも大きいリーン燃焼方式でエンジン８を作動させることで、燃料消費量を減少させることができる。また、例えば中・高負荷走行時においては、空燃比Ａ／Ｆが理論空燃比よりも小さいリッチ燃焼方式でエンジン８を作動させることで、運転者が所望する出力を得ることができる。

また、本実施例によれば、差動部１１は、第１遊星歯車装置２４と第１電動機Ｍ１および第２電動機Ｍ２で構成される電気的な無段変速部である。このようにすれば、第１電動機Ｍ１および第２電動機Ｍ２によって差動ギヤの回転要素の回転速度を制御することにより、差動部１１の変速比が無段階的に得られると共に、幅広い変速比を得ることができる。

また、本実施例によれば、エンジン８の燃焼方式がリーン燃焼方式からリッチ燃焼方式へ切り換えられる場合において、燃焼方式の切換判定から燃焼方式の切換実施までの間、第２電動機Ｍ２の出力トルクを増加させるものである。このようにすれば、燃焼方式の切換判定から燃焼方式の切換実施までの間に発生するトルク不足を補うことができる。

また、本実施例によれば、エンジン８の燃焼方式がリーン燃焼方式からリッチ燃焼方式へ切り換えられる場合において、燃焼方式の切換実施に伴って、第２電動機Ｍ２の出力トルクを低下させるものである。このようにすれば、エンジン８のトルク増加によるトルク変動を相殺することができ、ショックを低減することができる。

また、本実施例によれば、差動部１１の変速は、前記燃焼方式の切換による駆動力の変化を抑制するように変速を行うものであるため、燃焼方式切換前後で同じ駆動力を発生させるように変速され、切換ショックを好適に低減することができる。

つぎに、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説明において前述の実施例と共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。

前記エンジン８は、エンジン８の空燃比Ａ／Ｆが制御可能なエンジンであったが、それに替えて或いは加えて、エンジン８の負荷状態に応じて燃料供給を停止させて気筒を選択的に休止させることによりエンジン８の作動気筒数が制御可能な可変気筒エンジンである。例えば、軽負荷走行時においては、一部の気筒への燃料供給を停止して作動気筒数を減少させる部分気筒運転（減筒運転或いは休筒運転）が行われて燃料消費量が減少させられる。また、発進時や急加速時、中・高負荷走行時においては、全ての気筒を運転する全気筒運転が行われて所望の出力が得られる。

本実施例では、エンジン出力特性変更手段８０は、エンジン８の出力制御のためにエンジン８の作動気筒数を切り換える。具体的には、エンジン出力特性変更手段８０は、例えば車速Ｖやアクセル開度Ａccなどに基づいて、予め実験的に求められた低速走行のような軽負荷走行時においては、エンジン８の一部の気筒への燃料供給を停止して作動気筒数を減少させる一方、車両発進時や急加速時のような中・高負荷走行時においては、全ての気筒を作動させる。

ところで、本実施例においても車両の走行状態に応じてエンジン８の作動気筒数が増加されると、エンジントルクＴＥが急激に増大し、作動気筒数の切換時にショックが発生する可能性があった。そこで、エンジン出力特性変更手段８０は、エンジン８の作動気筒数を増加させる、例えば全ての気筒を作動させるように切り換える際、差動部１１の変速開始後に作動気筒数の切換を実行する。なお、エンジン８の作動気筒数が増加側に切り換えられる場合、変速制御手段８６は、差動部１１をエンジン８のトルク増加を相殺する方向、すなわちアップシフト側に変速させる。

図１１は、電子制御装置８０の制御作動の要部すなわちエンジン８の作動気筒数を増加させる場合の制御作動を説明するフローチャートであり、例えば数ｍｓｅｃ乃至数十ｍｓｅｃ程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行される。なお、本実施例においては、エンジン８の全気筒が作動状態へ切り換えられる場合を一例に説明する。

先ず、アクセル開度変化率判定手段８４に対応するステップＳＢ１（以下、ステップを省略する）において、アクセル開度Ａccの変化率θが所定の変化率θ１以上であるか否かが判定される。ＳＢ１が肯定されると、即座の作動気筒数増加の切換が要求されるものと判定され、エンジン出力特性変更手段８０に対応するＳＢ８において、エンジン８の作動気筒数が全気筒作動状態へ即座に切り換えられる。ＳＢ１が否定されると、切換条件成立判定手段８２に対応するＳＢ２において、エンジン８の作動気筒数が全気筒作動状態へ切り換えられるか否かが判定される。ＳＢ２が否定されると、エンジン出力特性変更手段８０に対応するＳＢ３において、エンジン８の気筒数一部停止状態が継続されると判定され、ハイブリッド制御手段８４に対応するＳＢ４において、エンジン８の運転状態が気筒数一部停止状態での動作点となるように差動部１１の変速比が制御される。

ＳＢ２が肯定されると、電動機トルク制御手段８８に対応するＳＢ５において、第２電動機Ｍ２によるモータトルク増大制御が実行される。そして、エンジン出力特性変更手段８０および変速制御手段８６に対応するＳＢ６において、エンジン８の全気筒作動への切換が遅延され、その間に差動部１１の変速比が予め全気筒作動状態での動作点側に変更され始める。次いで、電動機トルク制御手段８８に対応に対応するＳＢ７において、第２電動機Ｍ２によるモータトルク減少制御が実行される。このＳＢ７と略同時にエンジン出力特性変更手段８０に対応するＳＢ８において、エンジン８の作動気筒数が全気筒作動状態に切り換えられる。そして、変速制御手段８６に対応するＳＢ９において、エンジン８が全気筒差動状態での動作点に切換られる。なお、図１１のフローチャートに基づくタイムチャートは図１０のタイムチャートと略同様であるため、その説明を省略する。

上述のように、本実施例によれば、エンジン８の作動気筒数の切換判定を受けると、エンジン出力特性変更手段８０は、差動部１１の変速開始後に作動気筒数の切換を実行するため、エンジン８の作動気筒数の切換判定から少し遅れて切換が実行される。このとき、差動部１１の変速比を作動気筒数の切換後に対応する変速比となるように変速を予め実施することで、作動気筒数の切換時の切換ショックを低減させることができる。

また、本実施例によれば、エンジン８の作動気筒数が増加側に切り換えられる場合、変速制御手段８６は、差動部１１をアップシフトさせるため、作動気筒数の増加によるエンジン８のトルク増大に対して、差動部１１の変速比がそのトルク増大を相殺する方向に予め変更される。これにより、作動気筒数の切換時の切換ショックを好適に低減することができる。

前記差動部１１は、第１電動機Ｍ１の回転速度を制御することにより変速比を無段階的に制御可能な無段変速部であったが、図１２の骨子図に示すように、変速部がベルトの巻掛け径を制御することにより、変速比を無段階的に変更可能なベルト式無段変速部１１８であっても、本発明を好適に適用することができる。

図１２は、本発明の他の実施例である変速機構１１０の骨子図である。この変速機構１１０は、横置き型の自動変速機であって、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型車両に好適に採用されるものであり、走行用の動力源として機能するエンジン８を備えている。内燃機関にて構成されているエンジン８の出力は、エンジン８のクランク軸、流体伝動装置としてのトルクコンバータ１１４から前後進切換機構１１６、入力軸１３６、ベルト式無段変速部１１８、および減速歯車装置１２０を介して終減速機１２２に伝達され、左右の駆動輪３４に分配される。なお、本実施例の変速機構１１０が本発明の車両用動力伝達装置に対応しており、ベルト式無段変速部１１８が本発明の変速部に対応している。

トルクコンバータ１１４は、エンジン８のクランク軸に連結されたポンプ翼車１１４ｐ、およびタービン軸１３４を介して前後進切換機構１１６に連結されたタービン翼車１１４ｔを備えており、流体を介して動力伝達を行うようになっている。また、それらのポンプ翼車１１４ｐおよびタービン翼車１１４ｔの間には、ロックアップクラッチ１２６が設けられており、図示しない油圧制御装置の切換弁などよって係合側油室および解放側油室に対する油圧供給が切り換えられることにより、係合または解放されるようになっており、完全係合されることによってポンプ翼車１１４ｐおよびタービン翼車１１４ｔは一体回転させられる。上記ポンプ翼車１１４ｐには、ベルト式無段変速機１１８を変速制御したりベルト挟圧力を発生させたり、或いは各部に潤滑油を供給したりするための油圧を発生させる機械式のオイルポンプ１２８が設けられている。

前後進切換機構１１６は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置を主体として構成されており、トルクコンバータ１１４のタービン軸１３４はサンギヤ１１６ｓに一体的に連結され、ベルト式無段変速機１１８の入力軸１３６は、キャリヤ１１６ｃに一体的に連結されている一方、キャリヤ１１６ｃとサンギヤ１１６ｓは前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結され、リングギヤ１１６ｒは後進用ブレーキＢ１を介してミッションケースに選択的に固定されるようになっている。前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１は、何れも油圧シリンダによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置であり、図１３に示されるように、前進用クラッチＣ１が係合させられると共に後進用ブレーキＢ１が解放されることにより、前後進切換機構１１６は一体回転状態とされることにより前進用動力伝達経路が成立させられて、前進方向の回転が減速されることなくベルト式無段変速機１１８側へ伝達される一方、後進用ブレーキＢ１が係合させられると共に前進用クラッチＣ１が解放されることにより、前後進切換機構１１６は後進用動力伝達経路が成立させられて、入力軸１３６はタービン軸１３４に対して逆方向に回転させられるようになり、後進方向の回転がベルト式無段変速機１１８側へ伝達される。また、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１が共に解放されると、前後進切換機構１１６は動力伝達を遮断するニュートラル（遮断状態）状態になる。

ベルト式無段変速機１１８は、入力軸１３６に設けられている入力側部材である有効径が可変の入力側可変プーリ１４２と、出力軸１４４に設けられている出力側部材である有効径が可変の出力側可変プーリ１４６と、それらの可変プーリ１４２、１４６に巻き掛けられた摩擦接触する動力伝達部材として機能する伝動ベルト１４８と、入力軸１３６および出力軸１４４の回転方向を切り換える前後進切換機構１１６とを、備えており、可変プーリ１４２、１４６と伝動ベルト１４８との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。可変プーリ１４２および１４６は、入力軸１３６および出力軸１４４にそれぞれ固定された固定シーブ１４２ａおよび１４６ａと、入力軸１３６および出力軸１４４に対して軸心まわりの相対回転不能且つ、軸心方向の移動可能に設けられた可動シーブ１４２ｂおよび１４６ｂと、それらの間のＶ溝幅が可変とする推力を付与する入力側油圧シリンダ１４２ｃおよび出力側油圧シリンダ１４６ｃとを備えて構成されており、入力側可変プーリ１４２の入力側油圧シリンダ１４２ｃの油圧が制御されることにより、両可変プーリ１４２、１４６のＶ溝幅が変化して伝動ベルト１４８の巻掛け径（有効径、掛かり径）が変更され、変速比γ（＝入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ／出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ）が連続的（無段階的）に変化させられる。一方、出力側可変プーリ１４６の出力側油圧シリンダ１４６ｃの油圧が制御されることにより、伝動ベルト１４８を挟圧する挟圧力が変更される。伝動ベルト１４８は、例えば多数の金属製の駒に、左右に複数枚に重ねられたスチールバンドをはめた構造となっている。

上述のように構成される変速機構１１０においても本発明を好適に適用することができる。例えば、エンジン８の燃焼方式の変更や作動気筒数の変更などによって作動方式の切換が可能であるとき、エンジン出力特性変更手段８０は、エンジン８の作動方式の変更判定、具体的にはエンジントルクを増大させる側の切換判定を受けると、ベルト式無段変速部１１８の変速開始後に作動方式の切換を実行する。これにより、エンジン８の作動方式の切換判定から実際の切換までの間に所定の遅延時間ＴＤが形成されることとなる。このとき、変速制御手段８６は、ベルト式無段変速部の変速比を予めアップシフトさせる方向に変更することで、エンジン８の作動方式切換時の切換ショックが好適に低減される。なお、図１２において記載されていないが、例えば出力軸１４４に電動機を連結することで、電動機トルク制御手段８６によるトルク制御が可能となり、一層切換ショックを低減することができる。

上述のように、本実施例によれば、エンジン８の作動方式の切換判定を受けると、エンジン出力特性変更手段８０は、ベルト式無段変速部１１８の変速開始後に作動方式の切換を実行するため、エンジン８の作動方式の切換判定から少し遅れて切換が実行される。このとき、ベルト式無段変速部１１８の変速比を作動方式の切換後に対応する変速比となるように変速を予め実施することで、作動方式の切換時の切換ショックを低減させることができる。

また、本実施例によれば、変速部は、ベルトの巻掛け径を制御することにより、変速比を無段階的に変更可能なベルト式無段変速部１１８であるため、巻掛け径を制御することにより、変速比をエンジン８の作動方式の変更に応じて好適な値に変更することができる。これにより、切換ショックを好適に低減することができる。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

例えば、前述の実施例では、エンジン８の即座の燃焼方式の切換判定は、アクセル開度Ａccの変化率θに基づいて実施されるが、即座の燃焼方式の切換判定は、例えばアクセル開度Ａccの絶対値、車速Ｖなど他のパラメータに基づいて判定を実施しても構わない。

また、前述の実施例では、差動部１１には、切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０が設けられているが、これらは必ずしも必要なく、これらの一方或いは両方を省略した形式の差動部であっても本発明を適用することができる。

また、前述の実施例では、変速部として第１電動機Ｍ１によって変速比が制御される差動部１１および巻掛け径によって変速比が制御されるベルト式無段変速部１１８が採用されているが、例えばトロイダル式無段変速部など変速部が無段階的に変更可能な構成であれば他の変速部を適用することができる。

また、前述の実施例では、変速制御手段８６は、車両の状態が無段変速領域において実施されるものであるが、有段変速領域にあっても、例えば切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０を一時的に解放して無段変速状態とする制御を追加することで、変速制御手段８６を実施しても構わない。

また、前述の実施例では、第２電動機Ｍ２は、伝達部材１８に直接連結されているが、第２電動機Ｍ２の連結位置はそれに限定されず、差動部１１から駆動輪３４の間の動力伝達経路に直接的或いは変速機等を介して間接的に連結されていてもよい。

また、前述の実施例の動力分配機構１６では、差動部キャリヤＣＡ０がエンジン８に連結され、差動部サンギヤＳ０が第１電動機Ｍ１に連結され、差動部リングギヤＲ０が伝達部材１８に連結されていたが、それらの連結関係は、必ずしもそれに限定されるものではなく、エンジン８、第１電動機Ｍ１、伝達部材１８は、差動部遊星歯車装置２４の３要素ＣＡ０、Ｓ０、Ｒ０のうちのいずれと連結されていても差し支えない。

また、前述の実施例では、エンジン８は入力軸１４と直結されていたが、たとえばギヤ、ベルト等を介して作動的に連結されておればよく、共通の軸心上に配置される必要もない。

また、前述の実施例では、第１電動機Ｍ１および第２電動機Ｍ２は、入力軸１４に同心に配置されて第１電動機Ｍ１は差動部サンギヤＳ０に連結され第２電動機Ｍ２は伝達部材１８に連結されていたが、必ずしもそのように配置される必要はなく、たとえばギヤ、ベルト、減速機等を介して作動的に第１電動機Ｍ１は差動部サンギヤＳ０に連結され、第２電動機Ｍ２は伝達部材１８に連結されていてもよい。

また、前述の実施例では、第１クラッチＣ１や第２クラッチＣ２などの油圧式摩擦係合装置は、パウダー（磁紛）クラッチ、電磁クラッチ、噛合型のドグクラッチなどの磁紛式、電磁式、機械式係合装置から構成されていてもよい。たとえば電磁クラッチであるような場合には、油圧制御回路４２は油路を切り換える弁装置ではなく電磁クラッチへの電気的な指令信号回路を切り換えるスイッチング装置や電磁切換装置等により構成される。

また、前述の実施例では、自動変速部２０は伝達部材１８を介して差動部１１と直列に連結されていたが、入力軸１４と平行にカウンタ軸が設けられてそのカウンタ軸上に同心に自動変速部２０が配列されていてもよい。この場合には、差動部１１と自動変速部２０とは、たとえば伝達部材１８としてカウンタギヤ対、スプロケットおよびチェーンで構成される１組の伝達部材などを介して動力伝達可能に連結される。

また、前述の実施例の差動機構としての動力分配機構１６は、たとえばエンジンによって回転駆動されるピニオンと、そのピニオンに噛み合う一対のかさ歯車が第１電動機Ｍ１および伝達部材１８（第２電動機Ｍ２）に作動的に連結された差動歯車装置であってもよい。

また、前述の実施例の動力分配機構１６は、１組の遊星歯車装置から構成されていたが２以上の遊星歯車装置から構成されて、非差動状態（定変速状態）では３段以上の変速機として機能するものであってもよい。また、その遊星歯車装置はシングルピニオン型に限られたものではなくダブルピニオン型の遊星歯車装置であってもよい。また、このような２以上の遊星歯車装置から構成された場合においても、これらの遊星歯車装置の各回転要素にエンジン８、第１および第２電動機Ｍ１、Ｍ２、伝達部材１８が動力伝達可能に連結され、さらに遊星歯車装置の各回転要素に接続されたクラッチＣおよびブレーキＢの制御により有段変速と無段変速とが切り換えられるような構成であっても構わない。

また、前述の実施例ではエンジン８と差動部１１とが直接連結されているが、必ずしも直接連結される必要はなく、エンジン８と差動部１１との間にクラッチを介して連結されていてもよい。

また、前述の実施例では、差動部１１と自動変速部２０とが直列接続されたような構成となっているが、特にこのような構成に限定されず、変速機構１０全体として電気式差動を行う機能と、変速機構１０全体として電気式差動による変速とは異なる原理で変速を行う機能と、を備えた構成であれば本発明は適用可能であり、機械的に独立している必要はない。また、これらの配設位置や配設順序も特に限定されず、自由に配設することができる。また、変速機構において、電気式差動を行う機能と変速を行う機能とを有するものであれば、その構成が一部重複する、或いは全てが共通するものであっても、本発明を適用することができる。

また、前述の実施例では、自動変速部２０は４段の変速を可能とする有段変速機が適用されているが、自動変速部２０の変速段は４段に限定されず例えば５段変速など自由に変更することができる。また、自動変速部２０の連結関係は、特に本実施例に限定されるものではなく、自由に変更することができる。

また、前述の実施例では、切換クラッチＣ０は、差動部サンギヤＳ０と差動部キャリヤＣＡ０との間を選択的に連結するものであったが、切換クラッチＣ０はこれに限定されず、例えば差動部サンギヤＳ０と差動部リングギヤＲ０との間など、差動部サンギヤＳ０、差動部キャリヤＣＡ０、および差動部リングギヤＲ０のうち２回転要素が選択的に連結される構造であれば本発明を適用することができる。

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

本発明の一実施例であるハイブリッド車両の駆動装置の構成を説明する骨子図である。 図１の駆動装置の変速作動に用いられる油圧式摩擦係合要素の作動の組み合わせを説明する作動図表である。 図１の駆動装置における各ギヤ段の相対回転速度を説明する共線図である。 図１の駆動装置に設けられた電子制御装置の入出力信号を説明する図である。 シフトレバーを備えた複数種類のシフトポジションを選択するために操作されるシフト操作装置の一例である。 図４の電子制御装置の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。 駆動装置の変速制御において用いられる変速マップの一例と、エンジン走行とモータ走行とを切り換える駆動力源切換制御において用いられる駆動力源マップの一例を示す図であって、それぞれの関係を示す図でもある。 リッチ燃焼方式およびリーン燃焼方式のエンジンの最適燃費率曲線であって燃費マップの一例である。 電子制御装置の制御作動の要部すなわちエンジンの燃焼方式が切り換えられる場合の制御作動を説明するフローチャートである。 図１０のフローチャートに示す制御作動を説明するタイムチャートの一例である。 電子制御装置の制御作動の要部すなわちエンジンの作動気筒数を増加させる場合の制御作動を説明するフローチャートである。 本発明の他の実施例である変速機構の骨子図である。 図１２の車両用動力伝達装置の作動状態を表す係合作動表である。

符号の説明

８：エンジン １０：変速機構（動力伝達装置） １１：差動部（変速部、電気式差動部） １６：動力分配機構（差動機構） ８０：エンジン出力特性変更手段 ８６：変速制御手段 １１０：変速機構（動力伝達装置） １１８：ベルト式無段変速部（変速部） Ｍ１：第１電動機（差動機構の回転要素に連結された電動機） Ｍ２：第２電動機（電動機）

Claims (9)

1. 複数の作動方式に切換可能なエンジンと、該エンジンに連結される変速部と、該エンジンの作動方式を切り換えるエンジン出力特性変更手段と、前記変速部の変速を制御する変速制御手段とを、備える車両用動力伝達装置の制御装置であって、
   前記エンジンの作動方式の切換判定を受けると、前記エンジン出力特性変更手段は、前記変速部の変速開始後に前記作動方式の切換を実行することを特徴とする車両用動力伝達装置の制御装置。
2. 前記エンジン出力特性変更手段は、前記エンジンの空燃比をリーン燃焼方式とリッチ燃焼方式とに選択的に切り換えるものであり、
   前記空燃比がリーン燃焼方式からリッチ燃焼方式へ切り換えられる場合、前記変速制御手段は、前記変速部をアップシフトさせることを特徴とする請求項１の車両用動力伝達装置の制御装置。
3. 前記エンジン出力特性変更手段は、前記エンジンの作動気筒数を切り換えるものであり、
   前記エンジンの作動気筒数が増加側に切り換えられる場合、前記変速制御手段は、前記変速部をアップシフトさせることを特徴とする請求項１の車両用動力伝達装置の制御装置。
4. 前記変速部は、無段変速部であることを特徴とする請求項１乃至３のいずれか１つの車両用動力伝達装置の制御装置。
5. 前記変速部は、差動機構の回転要素に連結された電動機の回転速度を制御することにより、変速比を無段階的に変更可能な電気式無段変速部であることを特徴とする請求項４の車両用動力伝達装置の制御装置。
6. 前記変速部は、ベルトの巻掛け径を制御することにより、変速比を無段階的に変更可能なベルト式無段変速部であることを特徴とする請求項４の車両用動力伝達装置の制御装置。
7. 前記エンジンの作動方式切換前に、電動機によるトルク変動吸収制御が実施されることを特徴とする請求項５または６の車両用動力伝達装置の制御装置。
8. 前記エンジンの作動方式の切換後に、電動機によるトルク変動吸収制御が実施されることを特徴とする請求項５乃至７のいずれか１つの車両用動力伝達装置の制御装置。
9. 前記変速部の変速は、前記作動方式の切換による駆動力の変化を抑制するように変速を行うものであることを特徴とする請求項１乃至８のいずれか１つの車両用動力伝達装置の制御装置。

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