JP2010179860A - Control device for hybrid vehicle - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、エンジン及びモータを有する駆動源と、ベルトプーリ式の無段変速機とを備えると共に、モータのクランキングによってエンジン始動するハイブリッド車両の制御装置に関するものである。 The present invention relates to a control apparatus for a hybrid vehicle that includes a drive source having an engine and a motor and a belt pulley type continuously variable transmission and that starts the engine by cranking the motor.
従来、エンジンとモータ/ジェネレータとを有する駆動源の下流位置に変速機を配置し、このモータ/ジェネレータのクランキングによってエンジン始動するハイブリッド車両において、エンジン停止時のクランク角度からエンジンの再始動に必要な時間を求め、その時間内で変速機に必要な油圧を確保できるようにエンジン停止中の保持油圧を設定するハイブリッド車両の制御装置が知られている(例えば、特許文献1参照)。 Conventionally, it is necessary to restart the engine from the crank angle when the engine is stopped in a hybrid vehicle in which the transmission is arranged downstream of the drive source having the engine and the motor / generator and the engine is started by cranking of the motor / generator. 2. Description of the Related Art There is known a hybrid vehicle control device that obtains a sufficient time and sets a holding hydraulic pressure while the engine is stopped so that a hydraulic pressure required for the transmission can be secured within that time (see, for example, Patent Document 1).
ところで、従来のハイブリッド車両の制御装置において、変速機としてベルトプーリ式の無段変速機を適用し、低温下においてPレンジでエンジン始動を行う場合、低温のためにCVTオイル(作動油)の粘度が高くなり、無段変速機の変速機入力軸に入力されるトルクが大きくなって、プライマリプーリに入力されるトルクも大きくなる。 By the way, in the conventional hybrid vehicle control device, when a belt pulley type continuously variable transmission is applied as a transmission and the engine is started in the P range at a low temperature, the viscosity of CVT oil (hydraulic oil) is low due to the low temperature. Increases, the torque input to the transmission input shaft of the continuously variable transmission increases, and the torque input to the primary pulley also increases.
また、CVTオイル粘度が高いことにより、エンジン始動後にエンジン回転数が上昇する時間よりも、無段変速機の油圧が規定値に達するまでの時間の方が長くなる。この状態では、プライマリプーリ油圧及びセカンダリプーリ油圧を十分に確保することができず、変速機入力トルクがベルト狭圧トルクよりも大きくなり、プーリとプーリベルトとの間に大きな滑りが生じる。そして、この滑りによって発生した摩擦熱によりプーリベルトが凝着するという問題が生じていた。 Further, since the CVT oil viscosity is high, the time until the hydraulic pressure of the continuously variable transmission reaches the specified value becomes longer than the time when the engine speed increases after the engine is started. In this state, the primary pulley hydraulic pressure and the secondary pulley hydraulic pressure cannot be sufficiently secured, the transmission input torque becomes larger than the belt narrow pressure torque, and a large slip occurs between the pulley and the pulley belt. And the problem that the pulley belt adheres by the frictional heat which generate | occur | produced by this slip has arisen.
本発明は、上記問題に着目してなされたもので、プーリベルトの滑りを抑制し、プーリベルトのプーリへの凝着を防ぎながらエンジン始動を行うことができるハイブリッド車両の制御装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made paying attention to the above problems, and provides a control device for a hybrid vehicle that can start the engine while suppressing slippage of the pulley belt and preventing adhesion of the pulley belt to the pulley. With the goal.
上記目的を達成するため、本発明では、エンジンとその下流側に配置されたモータとを有する駆動源の下流側に配置されると共に、一対のプーリと該一対のプーリ間に掛け渡されたプーリベルトとを有し、作動油圧力により制御される無段変速機と、エンジンとモータとの間の動力伝達を断接する第1クラッチを締結し、モータによるクランキングでエンジン始動を行うエンジン始動制御手段と、を備えたハイブリッド車両の制御装置であって、無段変速機におけるベルト狭圧トルクを演算する狭圧トルク演算手段と、無段変速機に入力する変速機入力トルクを演算する入力トルク演算手段と、を備えている。そして、エンジン始動制御手段は、ベルト狭圧トルクと変速機入力トルクとに基づいてモータの回転数制御を実行し、モータ回転数がエンジン始動可能回転数に達したらエンジン始動を行う。 In order to achieve the above object, according to the present invention, a pulley disposed on the downstream side of a drive source having an engine and a motor disposed on the downstream side thereof, and a pulley spanned between the pair of pulleys and the pair of pulleys. An engine start control that has a belt and that is controlled by hydraulic oil pressure and a first clutch that connects and disconnects power transmission between the engine and the motor, and starts the engine by cranking by the motor Means for calculating a belt narrow pressure torque in a continuously variable transmission, and an input torque for calculating a transmission input torque to be input to the continuously variable transmission. And an arithmetic means. The engine start control means executes motor speed control based on the belt narrowing torque and the transmission input torque, and starts the engine when the motor speed reaches the engine startable speed.
よって、本発明のハイブリッド車両の制御装置にあっては、エンジン始動制御手段において、ベルト狭圧トルクと変速機入力トルクとに基づいてモータの回転数制御を実行しつつ、モータ回転数がエンジン始動可能回転数に達したらエンジン始動がなされる。
これにより、例えば低温下において作動油粘度が高くなっている場合等、エンジン始動時における作動油によって確保できるベルト狭圧トルクに対応して変速機入力トルクを調整することができ、プーリベルトの滑りを抑制し、プーリベルトのプーリへの凝着を防ぎながらエンジン始動を行うことができる。
Therefore, in the hybrid vehicle control apparatus of the present invention, the engine start control means executes the motor speed control based on the belt narrow pressure torque and the transmission input torque, while the motor speed is the engine start. When the possible number of revolutions is reached, the engine is started.
As a result, the transmission input torque can be adjusted in accordance with the belt narrow pressure torque that can be secured by the hydraulic oil when starting the engine, for example, when the hydraulic oil viscosity is high at low temperatures, and the slip of the pulley belt can be adjusted. The engine can be started while preventing the pulley belt from sticking to the pulley.
以下、本発明のハイブリッド車両の制御装置を実現する最良の形態を、図面に示す実施例1に基づいて説明する。 Hereinafter, the best mode for realizing a control device for a hybrid vehicle of the present invention will be described based on a first embodiment shown in the drawings.
まず、構成を説明する。
図1は、実施例1のハイブリッド車両の制御装置が適用されたFFハイブリッド車両(ハイブリッド車両の一例)を示す全体システム図である。以下、図1に基づいて、駆動系および制御系の構成を説明する。
First, the configuration will be described.
FIG. 1 is an overall system diagram illustrating an FF hybrid vehicle (an example of a hybrid vehicle) to which the hybrid vehicle control device of the first embodiment is applied. Hereinafter, based on FIG. 1, the structure of a drive system and a control system is demonstrated.
実施例1のFFハイブリッド車両の駆動系は、図1に示すように、エンジンEngと、第1クラッチCL1と、モータ/ジェネレータMGと、機械式オイルポンプO/Pと、第2クラッチCL2と、無段変速機CVTと、ファイナルギアFGと、ディファレンシャルDFと、左ホイールシャフトWSLと、右ホイールシャフトWSRと、左前輪FL(駆動輪)と、右前輪FR(駆動輪)と、を有する。なお、M/O/Pは電動オイルポンプであり、S/Mは電動オイルポンプM/O/Pを駆動するサブモータである。 As shown in FIG. 1, the drive system of the FF hybrid vehicle of the first embodiment includes an engine Eng, a first clutch CL1, a motor / generator MG, a mechanical oil pump O / P, a second clutch CL2, The continuously variable transmission CVT, the final gear FG, the differential DF, the left wheel shaft WSL, the right wheel shaft WSR, the left front wheel FL (drive wheel), and the right front wheel FR (drive wheel). M / O / P is an electric oil pump, and S / M is a sub motor that drives the electric oil pump M / O / P.
実施例1のFFハイブリッド車両の駆動系は、電気自動車走行モード(以下、「EVモード」という。)と、ハイブリッド車走行モード(以下、「HEVモード」という。)と、準電気自動車走行モード(以下、「準EVモード」という。)と、駆動トルクコントロール発進モード(以下、「WSCモード」という。)等の走行モードを有する。 The driving system of the FF hybrid vehicle of the first embodiment includes an electric vehicle travel mode (hereinafter referred to as “EV mode”), a hybrid vehicle travel mode (hereinafter referred to as “HEV mode”), and a semi-electric vehicle travel mode ( Hereinafter, it has traveling modes such as “quasi-EV mode”) and driving torque control start mode (hereinafter referred to as “WSC mode”).
前記「EVモード」は、第1クラッチCL1を開放状態とし、モータ/ジェネレータMGの動力のみで走行するモードである。前記「HEVモード」は、第1クラッチCL1を締結状態とし、モータアシスト走行モード・走行発電モード・エンジン走行モードの何れかにより走行するモードである。前記「準EVモード」は、第1クラッチCL1が締結状態であるがエンジンEngをOFFとし、モータ/ジェネレータMGの動力のみで走行するモードである。前記「WSCモード」は、「HEVモード」からのP,N→Dセレクト発進時、または、「EVモード」や「HEVモード」からのDレンジ発進時等において、モータ/ジェネレータMGを回転数制御させることで第2クラッチCL2のスリップ締結状態を維持し、第2クラッチCL2を経過するクラッチ伝達トルクが、車両状態やドライバー操作に応じて決まる要求駆動トルクとなるようにクラッチトルク容量をコントロールしながら発進するモードである。なお、「WSC」とは「Wet Start clutch」の略である。 The “EV mode” is a mode in which the first clutch CL1 is opened and the vehicle travels only with the power of the motor / generator MG. The “HEV mode” is a mode in which the first clutch CL1 is engaged and the vehicle travels in any of the motor assist travel mode, travel power generation mode, and engine travel mode. The “quasi-EV mode” is a mode in which the first clutch CL1 is engaged but the engine Eng is turned off and the vehicle travels only with the power of the motor / generator MG. The "WSC mode" controls the number of revolutions of the motor / generator MG when P, N-> D select starts from the "HEV mode" or when the D range starts from the "EV mode" or "HEV mode". While maintaining the slip engagement state of the second clutch CL2, the clutch torque capacity is controlled so that the clutch transmission torque passing through the second clutch CL2 becomes the required driving torque determined according to the vehicle state and driver operation. It is a mode to start. “WSC” is an abbreviation for “Wet Start clutch”.
前記エンジンEngは、希薄燃焼可能であり、スロットルアクチュエータによる吸入空気量とインジェクタによる燃料噴射量と、点火プラグによる点火時期の制御により、エンジントルクが指令値と一致するように制御される。 The engine Eng is capable of lean combustion, and the engine torque is controlled to match the command value by controlling the intake air amount by the throttle actuator, the fuel injection amount by the injector, and the ignition timing by the spark plug.
前記第1クラッチCL1は、エンジンEngとモータ/ジェネレータMGとの間の位置に介装される。この第1クラッチCL1としては、例えば、ダイアフラムスプリングによる付勢力にて常時締結(ノーマルクローズ)の乾式クラッチが用いられ、エンジンEng〜モータ/ジェネレータMG間の締結/半締結/開放を行なう。この第1クラッチCL1が完全締結状態ならモータトルク+エンジントルクが第2クラッチCL2へと伝達され、開放状態ならモータトルクのみが、第2クラッチCL2へと伝達される。なお、半締結/開放の制御は、油圧アクチュエータに対するストローク制御にて行われる。 The first clutch CL1 is interposed at a position between the engine Eng and the motor / generator MG. As this first clutch CL1, for example, a dry clutch that is normally engaged (normally closed) with an urging force of a diaphragm spring is used, and engagement / semi-engagement / release between the engine Eng and the motor / generator MG is performed. If the first clutch CL1 is in the fully engaged state, motor torque + engine torque is transmitted to the second clutch CL2, and if it is in the released state, only motor torque is transmitted to the second clutch CL2. The half-engagement / release control is performed by stroke control with respect to the hydraulic actuator.
前記モータ/ジェネレータMGは、交流同期モータ構造であり、発進時や走行時に駆動トルク制御や回転数制御を行うと共に、制動時や減速時に回生ブレーキ制御による車両運動エネルギーのバッテリー(図示せず)への回収を行なうものである。 The motor / generator MG has an AC synchronous motor structure, and performs drive torque control and rotation speed control when starting and running, and also to a vehicle kinetic energy battery (not shown) by regenerative brake control during braking and deceleration. Is to be collected.
前記第2クラッチCL2は、モータ/ジェネレータMGと無段変速機CVTとの間の位置に介装される。この第2クラッチCL2としては、ノーマルオープンの湿式多板クラッチが用いられ、クラッチ油圧(押付力)に応じて伝達トルク(クラッチトルク容量)が発生する。この第2クラッチCL2は、エンジンEngおよびモータ/ジェネレータMG(第1クラッチCL1が締結されている場合)から出力されたトルクを、無段変速機CVTおよびファイナルギアFGを介して左右前動輪(左右駆動輪)FL,FRへと伝達する。
なお、第2クラッチCL2としては、図1に示すように、モータ/ジェネレータMGと無段変速機CVTの間の位置に設定する以外に、無段変速機CVTと左右前動輪FL,FRの間の位置に設定しても良い。
The second clutch CL2 is interposed at a position between the motor / generator MG and the continuously variable transmission CVT. As the second clutch CL2, a normally open wet multi-plate clutch is used, and a transmission torque (clutch torque capacity) is generated according to the clutch hydraulic pressure (pressing force). The second clutch CL2 transmits torque output from the engine Eng and the motor / generator MG (when the first clutch CL1 is engaged) to the left and right front wheels (left and right) via the continuously variable transmission CVT and the final gear FG. Drive wheel) Transmits to FL, FR.
As shown in FIG. 1, the second clutch CL2 is set between the continuously variable transmission CVT and the left and right front driving wheels FL, FR in addition to being set at a position between the motor / generator MG and the continuously variable transmission CVT. You may set to the position of.
前記無段変速機CVTは、変速機入力軸inputに接続したプライマリプーリPrPと、変速機出力軸outputに接続したセカンダリプーリSePと、プライマリプーリPrPとセカンダリプーリSePとの間に架け渡されたプーリベルトBEと、を有するベルト式無段変速機である。 The continuously variable transmission CVT includes a primary pulley PrP connected to the transmission input shaft input, a secondary pulley SeP connected to the transmission output shaft output, and a pulley bridged between the primary pulley PrP and the secondary pulley SeP. A belt type continuously variable transmission having a belt BE.
プライマリプーリPrPは、変速機入力軸inputに固定された固定シーブと、変速機入力軸inputに摺動自在に支持された可動シーブと、を有している。セカンダリプーリSePは、変速機出力軸outputに固定された固定シーブと、変速機出力軸outputに摺動自在に支持された可動シーブと、を有している。 The primary pulley PrP has a fixed sheave fixed to the transmission input shaft input and a movable sheave slidably supported on the transmission input shaft input. The secondary pulley SeP has a fixed sheave fixed to the transmission output shaft output and a movable sheave supported slidably on the transmission output shaft output.
プーリベルトBEは、プライマリプーリPrPとセカンダリプーリSePとの間に巻き掛けられた金属ベルトであり、それぞれの固定シーブと可動シーブとの間に狭持される。ここでは、固定シーブと可動シーブとのそれぞれに接する傾斜面を両側にもった多数のエレメントを重ね、薄板を層状に重ねると共に円環状に形成したリング2組を、エレメントの両側に挟み込ませることで構成された、いわゆるVDT型ベルトを使用している。 The pulley belt BE is a metal belt wound between the primary pulley PrP and the secondary pulley SeP, and is sandwiched between the respective fixed sheaves and movable sheaves. Here, a large number of elements with inclined surfaces in contact with both the fixed sheave and the movable sheave are stacked on both sides, and two sets of rings formed in a ring shape and sandwiched between layers are sandwiched between both sides of the element. A so-called VDT belt is used.
そして、プライマリプーリPrPの可動シーブの背面、及びセカンダリプーリSePの可動シーブの背面には油圧アクチュエータがそれぞれ配置されており、オイルコントローラ10からの油圧指令値を受けた油圧調整回路11から作動油が供給されて各可動シーブを摺動させることにより両プーリPrP,SePのプーリ幅を変更し、プーリベルトBEの挟持面の径を変更して変速比(プーリ比)を自在に制御する。
Hydraulic actuators are respectively disposed on the back surface of the movable sheave of the primary pulley PrP and the back surface of the movable sheave of the secondary pulley SeP, and hydraulic fluid is received from the hydraulic pressure adjustment circuit 11 that receives the hydraulic pressure command value from the
ここで、プライマリプーリPrPのプーリ幅が広くなると共に、セカンダリプーリSePのプーリ幅が狭くなると変速比がLow側に変化する。また、プライマリプーリPrPのプーリ幅が狭くなると共に、セカンダリプーリSePのプーリ幅が広くなると変速比がHigh側に変化する。 Here, as the pulley width of the primary pulley PrP increases and the pulley width of the secondary pulley SeP decreases, the gear ratio changes to the low side. Further, as the pulley width of the primary pulley PrP becomes narrower and the pulley width of the secondary pulley SeP becomes wider, the gear ratio changes to the high side.
前記機械式オイルポンプO/Pは、前記モータ/ジェネレータMGの出力軸の回転駆動力により作動するポンプであり、例えば、ギアポンプやベーンポンプ等が用いられる。ここでは、モータ/ジェネレータMGの出力軸に取り付けられたポンプギアPGにチェーンChを介してポンプ入力ギアPGinが接続している。また、オイルポンプとしては、機械式オイルポンプO/P以外にサブモータS/Mの回転駆動力によって作動する電動オイルポンプM/O/Pが設けられている。 The mechanical oil pump O / P is a pump that is operated by the rotational driving force of the output shaft of the motor / generator MG. For example, a gear pump or a vane pump is used. Here, pump input gear PGin is connected to pump gear PG attached to the output shaft of motor / generator MG via chain Ch. In addition to the mechanical oil pump O / P, an electric oil pump M / O / P that is operated by the rotational driving force of the sub motor S / M is provided as the oil pump.
そして、この機械式オイルポンプO/Pと電動オイルポンプM/O/Pは、第1,第2クラッチCL1,CL2への制御圧及び無段変速機CVTへの制御圧を作り出す油圧源となっている。この油圧源では、機械式オイルポンプO/Pからの吐出油量が十分であるときはサブモータS/Mを停止して電動オイルポンプM/O/Pを停止させ、機械式オイルポンプO/Pからの吐出油圧が低下すると、サブモータS/Mを駆動して電動オイルポンプM/O/Pのモータを作動させて電動オイルポンプM/O/Pからも作動油吐出するように切り替えられる。 実施例1のFFハイブリッド車両の制御系は、図1に示すように、モータ回転数センサ(第2クラッチ入力回転数センサ)1と、プライマリ回転数センサ(第2クラッチ出力回転数センサ=変速機入力軸回転数センサ)2と、セカンダリ回転数センサ(変速機出力軸回転数センサ)3と、プーリストロークセンサ4と、CVT油温センサ5と、機械式オイルポンプ油圧センサ6と、電動オイルポンプ油圧センサ7と、プライマリ油圧センサ8と、セカンダリ油圧センサ9と、オイルコントローラ10と、油圧調整回路11と、を備えている。
The mechanical oil pump O / P and the electric oil pump M / O / P serve as a hydraulic pressure source that generates the control pressure for the first and second clutches CL1 and CL2 and the control pressure for the continuously variable transmission CVT. ing. With this hydraulic power source, when the amount of oil discharged from the mechanical oil pump O / P is sufficient, the sub motor S / M is stopped to stop the electric oil pump M / O / P, and the mechanical oil pump O / P When the discharge hydraulic pressure from the engine oil decreases, the sub-motor S / M is driven to operate the motor of the electric oil pump M / O / P so that the hydraulic oil is also discharged from the electric oil pump M / O / P. As shown in FIG. 1, the control system of the FF hybrid vehicle according to the first embodiment includes a motor rotational speed sensor (second clutch input rotational speed sensor) 1 and a primary rotational speed sensor (second clutch output rotational speed sensor = transmission). (Input shaft speed sensor) 2, secondary speed sensor (transmission output shaft speed sensor) 3, pulley stroke sensor 4, CVT oil temperature sensor 5, mechanical oil pump hydraulic sensor 6, and electric oil pump A hydraulic sensor 7, a primary hydraulic sensor 8, a secondary hydraulic sensor 9, an
なお、実施例1のFFハイブリッド車両の制御系は、図示しないが、直流/交流の変換を行い、モータ/ジェネレータMGの駆動電流を生成する高電圧インバータ、モータ/ジェネレータMGからの回生エネルギーを、上記高電圧インバータを介して蓄積する高電圧バッテリ、車両全体の消費エネルギーを管理し、最高効率で車両を走らせるための機能を担う統合コントローラ等、をも備えている。 Although not shown, the control system of the FF hybrid vehicle of the first embodiment converts DC / AC and generates regenerative energy from the motor / generator MG, a high-voltage inverter that generates a drive current for the motor / generator MG. It also includes a high voltage battery that accumulates via the high voltage inverter, an integrated controller that manages the energy consumption of the entire vehicle and has a function for running the vehicle with maximum efficiency.
前記モータ回転数センサ1は、モータ/ジェネレータMGの出力回転数(以下、モータ回転数という)Nmを検出する回転数センサである。前記プライマリ回転数センサ2は、第2クラッチCL2を介して出力されて無段変速機CVTのプライマリプーリPrPに入力する変速機入力軸inputの回転数(以下、プライマリ回転数という)Nminを検出する回転数センサである。前記セカンダリ回転数センサ3は、無段変速機CVTのセカンダリプーリSePから出力する変速機出力軸outputの回転数(以下、セカンダリ回転数という)Nmoutを検出する回転数センサである。 The motor rotation speed sensor 1 is a rotation speed sensor that detects an output rotation speed (hereinafter referred to as motor rotation speed) Nm of the motor / generator MG. The primary rotational speed sensor 2 detects the rotational speed (hereinafter referred to as primary rotational speed) Nmin of the transmission input shaft input that is output via the second clutch CL2 and input to the primary pulley PrP of the continuously variable transmission CVT. It is a rotation speed sensor. The secondary rotational speed sensor 3 is a rotational speed sensor that detects the rotational speed (hereinafter referred to as secondary rotational speed) Nmout of the transmission output shaft output that is output from the secondary pulley SeP of the continuously variable transmission CVT.
前記プーリストロークセンサ4は、プライマリプーリPrPの可動シーブの位置(以下、プーリストロークという)を検出するセンサである。前記CVT油温センサ5は、無段変速機CVTに供給される油温、すなわちプライマリプーリPrPの可動シーブの背面、及びセカンダリプーリSePの可動シーブの背面に配置された油圧アクチュエータに供給される作動油温度(以下、CVT油温という)を検出する温度センサである。 The pulley stroke sensor 4 is a sensor that detects the position of the movable sheave of the primary pulley PrP (hereinafter referred to as pulley stroke). The CVT oil temperature sensor 5 is an oil temperature supplied to the continuously variable transmission CVT, that is, an operation supplied to a hydraulic actuator disposed on the back of the movable sheave of the primary pulley PrP and the back of the movable sheave of the secondary pulley SeP. It is a temperature sensor that detects an oil temperature (hereinafter referred to as CVT oil temperature).
前記機械式オイルポンプ油圧センサ6は、機械式オイルポンプO/Pから出力される作動油圧力(以下、機械式オイルポンプ油圧という)を検出する油圧センサである。前記電動オイルポンプ油圧センサ7は、電動オイルポンプM/O/Pから出力される作動油圧力(以下、電動オイルポンプ油圧という)を検出する油圧センサである。前記プライマリ油圧センサ8は、プライマリプーリPrPに供給される作動油圧力(以下、プライマリ油圧という)を検出する油圧センサである。前記セカンダリ油圧センサ9は、セカンダリプーリSePに供給される作動油圧力(以下、セカンダリ油圧という)を検出する油圧センサである。 The mechanical oil pump hydraulic sensor 6 is a hydraulic sensor that detects hydraulic oil pressure (hereinafter referred to as mechanical oil pump hydraulic pressure) output from the mechanical oil pump O / P. The electric oil pump hydraulic pressure sensor 7 is a hydraulic pressure sensor that detects hydraulic oil pressure (hereinafter referred to as electric oil pump hydraulic pressure) output from the electric oil pump M / O / P. The primary hydraulic sensor 8 is a hydraulic sensor that detects hydraulic oil pressure (hereinafter referred to as primary hydraulic pressure) supplied to the primary pulley PrP. The secondary hydraulic sensor 9 is a hydraulic sensor that detects hydraulic oil pressure (hereinafter referred to as secondary hydraulic pressure) supplied to the secondary pulley SeP.
そして、前記オイルコントローラ10は、上記各センサ1〜9からの情報を入力すると共に、油圧調整回路11へ第1クラッチ油圧指令値、第2クラッチ油圧指令値、プライマリ油圧指令値、セカンダリ油圧指令値を出力し、モータ/ジェネレータMGへモータ/ジェネレータ回転数指令値を出力し、サブモータS/Mへサブモータ回転数指令値を出力する。
The
油圧調整回路11は、機械式オイルポンプO/P又は電動オイルポンプM/O/Pから高圧の作動油が供給されると共に、供給された作動油の圧力を元圧(ライン圧)としてオイルコントローラ10からの油圧指令値に基づいて、第1クラッチCL1、第2クラッチCL2、プライマリプーリPrP、セカンダリプーリSePのそれぞれに適切な油圧と油量のオイルを供給する。 The hydraulic pressure adjusting circuit 11 is supplied with high-pressure hydraulic oil from a mechanical oil pump O / P or an electric oil pump M / O / P, and an oil controller using the supplied hydraulic oil pressure as a source pressure (line pressure). On the basis of the hydraulic pressure command value from 10, an appropriate hydraulic pressure and an oil amount of oil are supplied to each of the first clutch CL 1, the second clutch CL 2, the primary pulley PrP, and the secondary pulley SeP.
図2は、実施例1の制御装置が適用されたFFハイブリッド車両のオイルコントローラにおいて、エンジン始動時に実行されるエンジン始動時演算処理を示す制御ブロック図である。図3は、オイルコントローラにおいて設定されるプライマリプーリ入力トルク特性と、プライマリ狭圧トルク特性と、ベルト凝着限界パワー特性との関係を示すマップである。以下、図2及び図3に基づき、実施例1のオイルコントローラ10にて実行されるエンジン始動時演算処理を説明する。
FIG. 2 is a control block diagram illustrating an engine start time calculation process executed when the engine is started in the oil controller of the FF hybrid vehicle to which the control device of the first embodiment is applied. FIG. 3 is a map showing the relationship among primary pulley input torque characteristics, primary narrow pressure torque characteristics, and belt adhesion limit power characteristics set in the oil controller. Hereinafter, based on FIG.2 and FIG.3, the calculation process at the time of engine starting performed by the
前記オイルコントローラ10は、図2に示すように、狭圧トルク演算部(狭圧トルク演算手段)100と、プーリ入力トルク演算部(変速機入力トルク演算手段)200と、実狭圧トルク演算部(狭圧トルク演算手段)300と、動作点指令部(エンジン始動制御手段)400とを有する。
As shown in FIG. 2, the
前記狭圧トルク演算部100では、以下の演算を実行する。
・プライマリ回転数Nminとセカンダリ回転数Nmoutとから、プーリベルトBEの巻付半径比を算出する。
・上記巻付半径比からプライマリプーリ巻付半径を算出し、このプライマリプーリ巻付半径及びモータ回転数Nmから、プライマリ狭圧トルク特性を設定する。なお、このプライマリ狭圧トルク特性は、例えば、図3においてIで示す特性図となる。
・上記巻付半径比からセカンダリプーリ巻付半径を算出し、このセカンダリプーリ巻付半径及びモータ回転数Nmから、セカンダリ狭圧トルク特性を設定する。
In the narrow pressure
-The winding radius ratio of the pulley belt BE is calculated from the primary rotational speed Nmin and the secondary rotational speed Nmout.
The primary pulley winding radius is calculated from the winding radius ratio, and the primary narrow pressure torque characteristic is set from the primary pulley winding radius and the motor rotation speed Nm. The primary narrow pressure torque characteristic is, for example, a characteristic diagram indicated by I in FIG.
The secondary pulley winding radius is calculated from the winding radius ratio, and the secondary narrow pressure torque characteristic is set from the secondary pulley winding radius and the motor rotation speed Nm.
前記プーリ入力トルク演算部200では、以下の演算を実行する。
・第2クラッチから出力されたトルクとCVT油温との相関を予め計測し、記憶しておき、現在のCVT油温に応じた第2クラッチCL2を介して出力されたトルク特性(以下、第2クラッチせん断トルク特性という)を設定する。
・無段変速機CVTの変速機入力軸inputのフリクショントルクとCVT油温との相関を予め計測し、記憶しておき、現在のCVT油温に応じた無段変速機CVTの変速機入力軸inputのフリクショントルク特性(以下、入力軸フリクショントルク特性という)を設定する。
・第2クラッチせん断トルク特性から入力軸フリクショントルク特性を減算してプライマリプーリ入力トルク(変速機入力トルク)特性を設定する。なお、このプライマリプーリ入力トルク特性は、例えば、図3においIIで示す特性図となる。また、このプライマリプーリ入力トルク特性は、CVT油温が高い場合には図3においてIVで示す特性図となる。
・プーリベルトBEの巻付半径比から演算した無段変速機CVTの実変速比と、上記プライマリプーリ入力トルク特性とを乗算して、セカンダリプーリ入力トルク特性を設定する。
The pulley input
The correlation between the torque output from the second clutch and the CVT oil temperature is measured and stored in advance, and the torque characteristic output through the second clutch CL2 corresponding to the current CVT oil temperature (hereinafter referred to as the first) 2 clutch shear torque characteristics).
The correlation between the friction torque of the transmission input shaft input of the continuously variable transmission CVT and the CVT oil temperature is measured and stored in advance, and the transmission input shaft of the continuously variable transmission CVT corresponding to the current CVT oil temperature Sets input friction torque characteristics (hereinafter referred to as input shaft friction torque characteristics).
Subtract the input shaft friction torque characteristic from the second clutch shear torque characteristic to set the primary pulley input torque (transmission input torque) characteristic. The primary pulley input torque characteristic is, for example, a characteristic diagram indicated by II in FIG. Further, this primary pulley input torque characteristic is a characteristic diagram indicated by IV in FIG. 3 when the CVT oil temperature is high.
The secondary pulley input torque characteristic is set by multiplying the actual transmission ratio of the continuously variable transmission CVT calculated from the winding radius ratio of the pulley belt BE and the primary pulley input torque characteristic.
前記実狭圧トルク演算部300では、以下の演算を実行する。
・プライマリ油圧から、プライマリプーリPrPにおける実狭圧トルク(以下、プライマリ実狭圧トルクという)を算出する。
・セカンダリ油圧から、セカンダリプーリSePにおける実狭圧トルク(以下、セカンダリ実狭圧トルクという)を算出する。
In the actual narrow pressure
The actual narrow pressure torque at the primary pulley PrP (hereinafter referred to as the primary actual narrow pressure torque) is calculated from the primary hydraulic pressure.
The actual narrow pressure torque (hereinafter referred to as secondary actual narrow pressure torque) in the secondary pulley SeP is calculated from the secondary hydraulic pressure.
前記動作点指令部400では、以下の演算を実行し、第1クラッチ油圧指令値、モータ/ジェネレータ回転数指令値、プライマリ油圧指令値、セカンダリ油圧指令値、サブモータ回転数指令値、第2クラッチ油圧指令値をそれぞれ出力する。
The operating
(1)第1クラッチ油圧指令値
・プライマリプーリ入力トルク特性(図3におけるII)と、プライマリ狭圧トルク特性(図3におけるI)との交点Pにおけるモータ/ジェネレータ回転数Nmを演算し、これをプーリベルトBEが滑らないプライマリプーリPrPにおけるモータ回転数上限値NmPmax1として設定する。
・セカンダリプーリ入力トルク特性と、セカンダリ狭圧トルク特性との交点におけるモータ/ジェネレータ回転数Nmを演算し、これをプーリベルトBEが滑らないセカンダリプーリSePにおけるモータ回転数上限値NmSmax1として設定する。
・上記プライマリプーリPrPにおけるモータ回転数上限値NmPmax1と、上記セカンダリプーリSePにおけるモータ回転数上限値NmSmax1とのうち小さい方を選択して、クランキング回転数Aとする。
・プーリベルトBEの潤滑等による放熱パワー又は熱容量に応じて、プーリベルトBEが凝着しないモータ回転数上限値を示すベルト凝着限界パワー特性を設定する。なお、このベルト凝着限界パワー特性は、例えば、図3においてIIIで示す特性図となる。
・プライマリ狭圧トルク特性(図3におけるI)と、上記ベルト凝着限界パワー特性(図3におけるIII)との交点Qにおけるモータ/ジェネレータ回転数Nmを演算し、これをプーリベルトBEの凝着限界まで滑りを許容できるプライマリプーリPrPにおけるモータ回転数上限値NmPmax2として設定する。
・上記プライマリプーリPrPにおけるモータ回転数上限値NmPmax2に、プーリベルトBEの巻付半径比から演算した無段変速機CVTの実変速比を乗算し、これをプーリベルトBEの凝着限界まで滑りを許容できるセカンダリプーリSePにおけるモータ回転数上限値NmPmax2として設定する。
・上記プライマリプーリPrPにおけるモータ回転数上限値NmPmax2と、上記セカンダリプーリSePにおけるモータ回転数上限値NmPmax2のうち小さい方を選択して、クランキング回転数Bとする。
・エンジン始動に必要なモータ/ジェネレータMGの回転数Nm(以下、エンジン始動可能下限回転数NmEngという)を演算し、通常時目標クランキング回転数Cとする。
・クランキングモードを次の手順により設定する。
1)上記エンジン始動可能下限回転数NmEng≦クランキング回転数Aの場合は、クランキングモードAとする。
2)クランキング回転数A<上記エンジン始動可能下限回転数NmEng≦クランキング回転数Bの場合は、クランキングモードBとする。
3)クランキング回転数B<上記エンジン始動可能下限回転数NmEngの場合は、クランニングモードCとする。
・クランキング開始指令を次の手順により出力する。
1)クランキングモードAのときは、モータ/ジェネレータ回転数Nm≧クランキング回転数Aになったらクランキング開始指令を出力する。
2)クランキングモードBのときは、モータ/ジェネレータ回転数Nm≧クランキング回転数Bになったらクランキング開始指令を出力する。
3)クランキングモードCのときは、モータ/ジェネレータ回転数Nm≧通常時目標クランキング回転数Cになったらクランキング開始指令を出力する。
・クランキング開始指令が出力されたら、クランキング時における第1クラッチCL1の締結油圧を演算し、第1クラッチ油圧指令値を出力する。
(1) Calculate the motor / generator rotation speed Nm at the intersection P between the first clutch hydraulic pressure command value / primary pulley input torque characteristic (II in FIG. 3) and the primary narrow pressure torque characteristic (I in FIG. 3) Is set as the motor rotational speed upper limit value NmPmax1 in the primary pulley PrP where the pulley belt BE does not slip.
The motor / generator rotation speed Nm at the intersection of the secondary pulley input torque characteristic and the secondary narrow pressure torque characteristic is calculated and set as the motor rotation speed upper limit NmSmax1 in the secondary pulley SeP where the pulley belt BE does not slip.
The smaller one of the motor rotation speed upper limit value NmPmax1 in the primary pulley PrP and the motor rotation speed upper limit value NmSmax1 in the secondary pulley SeP is selected as the cranking rotation speed A.
-Set the belt adhesion limit power characteristic that indicates the upper limit value of the motor rotation speed at which the pulley belt BE does not adhere, according to the heat radiation power or heat capacity of the pulley belt BE lubricated. The belt adhesion limit power characteristic is, for example, a characteristic diagram indicated by III in FIG.
・ Calculate the motor / generator speed Nm at the intersection Q between the primary narrow pressure torque characteristic (I in FIG. 3) and the belt adhesion limit power characteristic (III in FIG. 3), and use this to determine the adhesion of the pulley belt BE. It is set as the motor rotational speed upper limit value NmPmax2 in the primary pulley PrP that can allow slipping to the limit.
-Multiply the motor rotation speed upper limit NmPmax2 in the primary pulley PrP by the actual transmission ratio of the continuously variable transmission CVT calculated from the winding radius ratio of the pulley belt BE, and slide it to the adhesion limit of the pulley belt BE. It is set as the motor rotation speed upper limit NmPmax2 in the allowable secondary pulley SeP.
The smaller one of the motor rotation speed upper limit value NmPmax2 in the primary pulley PrP and the motor rotation speed upper limit value NmPmax2 in the secondary pulley SeP is selected as the cranking rotation speed B.
Calculate the motor / generator MG speed Nm (hereinafter referred to as engine startable lower limit speed NmEng) required for engine start and set it as the normal target cranking speed C.
・ Set the cranking mode according to the following procedure.
1) When the engine startable lower limit rotational speed NmEng ≦ cranking rotational speed A, the cranking mode A is set.
2) When the cranking speed A <the engine startable lower limit speed NmEng ≦ the cranking speed B, the cranking mode B is set.
3) When the cranking speed B <the lower limit engine speed NmEng where the engine can be started, the cranking mode C is set.
• Output a cranking start command according to the following procedure.
1) In the cranking mode A, when the motor / generator rotational speed Nm ≧ cranking rotational speed A, the cranking start command is output.
2) In the cranking mode B, when the motor / generator rotational speed Nm ≧ cranking rotational speed B, the cranking start command is output.
3) In the cranking mode C, when the motor / generator rotational speed Nm ≧ normal target cranking rotational speed C, the cranking start command is output.
When the cranking start command is output, the engagement hydraulic pressure of the first clutch CL1 at the time of cranking is calculated, and the first clutch hydraulic command value is output.
(2)モータ/ジェネレータ回転数指令値
・クランキング時におけるモータ/ジェネレータ回転数Nmを次の手順により設定する。
1)クランキングモードAのときは、クランキング回転数Aに設定する。
2)クランキングモードBのときは、クランキング回転数Bに設定する。
3)クランキングモードCのときは、通常時目標クランキング回転数Cに設定する。
・プライマリプーリ入力トルク特性と、プライマリ実狭圧トルクとから、プライマリプーリPrPの現在の狭圧トルクで、プーリベルトBEが滑らないプライマリプーリPrPにおけるモータ回転数上限値NmPmax3を設定する。
・セカンダリプーリ入力トルク特性と、セカンダリ実狭圧トルクとから、セカンダリプーリSePの現在の狭圧トルクで、プーリベルトBEが滑らないセカンダリプーリSePにおけるモータ回転数上限値NmSmax3を設定する。
・上記プライマリプーリPrPにおけるモータ回転数上限値NmPmax3と、上記セカンダリプーリSePにおけるモータ回転数上限値NmSmax3とのうち小さい方を選択して、クランキング回転数Dとする。
・モータ/ジェネレータ回転数指令値を次の手順により設定して出力する。
1)クランキングモードAのときは、クランキング回転数A又はクランキング回転数Dのうち小さい方をモータ/ジェネレータ回転数指令値として出力する。これにより、クランキング回転数が、プライマリ実狭圧トルク及びセカンダリ実狭圧トルクにより制限される。
2)クランキングモードBのときは、クランキング回転数Bをモータ/ジェネレータ回転数指令値として出力する。なお、クランキングモードBでは、プライマリ実狭圧トルク及びセカンダリ実狭圧トルクが低くてもベルト凝着が発生しないので、クランキング回転数を制限する必要がない。
3)クランキングモードCのときは、通常時目標クランキング回転数C又はクランキング回転数Dのうち小さい方をモータ/ジェネレータ回転数指令値として出力する。これにより、クランキング回転数が、プライマリ実狭圧トルク及びセカンダリ実狭圧トルクにより制限される。
(2) Set the motor / generator speed command value and motor / generator speed Nm during cranking according to the following procedure.
1) In cranking mode A, set cranking speed A.
2) In cranking mode B, set cranking speed B.
3) When in cranking mode C, set to normal target cranking speed C.
From the primary pulley input torque characteristic and the primary actual narrow pressure torque, the motor rotational speed upper limit value NmPmax3 in the primary pulley PrP in which the pulley belt BE does not slip with the current narrow pressure torque of the primary pulley PrP is set.
From the secondary pulley input torque characteristics and the secondary actual narrow pressure torque, the motor rotational speed upper limit value NmSmax3 in the secondary pulley SeP where the pulley belt BE does not slip with the current narrow pressure torque of the secondary pulley SeP is set.
The smaller one of the motor rotation speed upper limit value NmPmax3 in the primary pulley PrP and the motor rotation speed upper limit value NmSmax3 in the secondary pulley SeP is selected as the cranking rotation speed D.
• Set and output the motor / generator rotation speed command value according to the following procedure.
1) In the cranking mode A, the smaller one of the cranking rotational speed A and the cranking rotational speed D is output as the motor / generator rotational speed command value. As a result, the cranking rotation speed is limited by the primary actual narrow pressure torque and the secondary actual narrow pressure torque.
2) In the cranking mode B, the cranking rotational speed B is output as the motor / generator rotational speed command value. In the cranking mode B, belt adhesion does not occur even if the primary actual narrow pressure torque and the secondary actual narrow pressure torque are low, and therefore it is not necessary to limit the cranking rotational speed.
3) In the cranking mode C, the smaller one of the normal target cranking speed C or the cranking speed D is output as the motor / generator speed command value. As a result, the cranking rotation speed is limited by the primary actual narrow pressure torque and the secondary actual narrow pressure torque.
(3)プライマリ油圧指令値
・モータ/ジェネレータ回転数指令値として出力されたクランキング回転数でモータ/ジェネレータMGが回転制御されたときのプライマリプーリ入力トルクを算出する。
・上記プライマリプーリ入力トルクがプライマリプーリPrPに入力された際に、プーリベルトBEが滑らないようにするために必要なプライマリ狭圧トルクを算出する。
・上記プライマリ狭圧トルクを実現するためのプライマリ油圧(以下、目標プライマリ油圧という)を算出し、プライマリ油圧指令として出力する。
(3) The primary pulley input torque when the rotation of the motor / generator MG is controlled at the cranking rotation speed output as the primary hydraulic pressure command value / motor / generator rotation speed command value is calculated.
When the primary pulley input torque is input to the primary pulley PrP, the primary narrow pressure torque necessary to prevent the pulley belt BE from slipping is calculated.
A primary hydraulic pressure (hereinafter referred to as a target primary hydraulic pressure) for realizing the primary narrow pressure torque is calculated and output as a primary hydraulic pressure command.
(4)セカンダリ油圧指令
・モータ/ジェネレータ回転数指令値として出力されたクランキング回転数でモータ/ジェネレータMGが回転制御されたときのセカンダリプーリ入力トルクを算出する。
・上記セカンダリプーリ入力トルクがセカンダリプーリSePに入力された際に、プーリベルトBEが滑らないようにするために必要なセカンダリ狭圧トルクを算出する。
・上記セカンダリ狭圧トルクを実現するためのセカンダリ油圧(以下、目標セカンダリ油圧という)を算出し、セカンダリ油圧指令として出力する。
(4) Secondary pulley input torque when the rotation of the motor / generator MG is controlled at the cranking rotation speed output as the secondary hydraulic pressure command / motor / generator rotation speed command value is calculated.
When the secondary pulley input torque is input to the secondary pulley SeP, a secondary narrow pressure torque necessary to prevent the pulley belt BE from slipping is calculated.
A secondary hydraulic pressure (hereinafter referred to as a target secondary hydraulic pressure) for realizing the secondary narrow pressure torque is calculated and output as a secondary hydraulic pressure command.
(5)サブモータ回転数指令値
・上記目標プライマリ油圧及び上記目標セカンダリ油圧を得るために必要なサブモータS/Mの必要回転数を算出する。
・クランキングモードCのときは、上記サブモータS/Mの必要回転数をサブモータ回転数指令値として出力する。
・機械式オイルポンプ油圧>電動オイルポンプ油圧となったら、サブモータS/Mを停止して電動オイルポンプM/O/Pを停止する。
・クランキングモードA及びクランキングモードBのときは、サブモータS/Mを停止しておき、電動オイルポンプM/O/Pを作動させない。
(5) Sub motor rotation speed command value / The required rotation speed of the sub motor S / M necessary for obtaining the target primary hydraulic pressure and the target secondary hydraulic pressure is calculated.
-In cranking mode C, the necessary rotation speed of the sub motor S / M is output as a sub motor rotation speed command value.
・ When the mechanical oil pump hydraulic pressure> electric oil pump hydraulic pressure, stop the sub motor S / M and stop the electric oil pump M / O / P.
・ In cranking mode A and cranking mode B, the sub motor S / M is stopped and the electric oil pump M / O / P is not operated.
(6)第2クラッチ油圧指令値
モータ/ジェネレータMGから無段変速機CVTへのトルク伝達を十分に行うために必要な第2クラッチCL2の締結油圧を演算し、第2クラッチ油圧指令値を出力する。
(6) Second clutch hydraulic pressure command value Calculates the engagement hydraulic pressure of the second clutch CL2 required to sufficiently transmit torque from the motor / generator MG to the continuously variable transmission CVT, and outputs the second clutch hydraulic pressure command value. To do.
図4A〜図4Dは、実施例1のオイルコントローラにて実行されるエンジン始動制御処理の流れを示すフローチャートである。以下、図4A〜図4Dに示すフローチャートの各ステップについて説明する。 4A to 4D are flowcharts showing a flow of an engine start control process executed by the oil controller according to the first embodiment. Hereinafter, each step of the flowchart illustrated in FIGS. 4A to 4D will be described.
ステップS1では、プライマリ回転数Nminとセカンダリ回転数Nmoutとの回転数比(=変速比)からプーリベルトBEの巻付半径比を算出し、ステップS2へ進む。なお、無段変速機CVTが停止している場合には、停止直前の回転数比を保持して巻付半径比を算出する。 In step S1, the winding radius ratio of the pulley belt BE is calculated from the rotation speed ratio (= transmission ratio) between the primary rotation speed Nmin and the secondary rotation speed Nmout, and the process proceeds to step S2. When the continuously variable transmission CVT is stopped, the winding radius ratio is calculated while maintaining the rotation speed ratio immediately before the stop.
ステップS2では、プライマリ狭圧トルク特性を設定し、ステップS3へ進む。ここで、プライマリ狭圧トルク特性は、以下の手順により設定する。
1)プーリベルト巻付半径比からプライマリプーリ巻付半径を算出する。
2)モータ回転数Nmから機械式オイルポンプO/Pにて発生可能な油圧を演算する。
3)機械式オイルポンプO/Pにて発生可能な油圧から、プライマリ油圧の最大値を算出する。
4)プライマリ最大油圧値とプライマリプーリPrPのシリンダ面積とを乗算し、プライマリ狭圧力を算出する。
5)プライマリ狭圧力とプライマリプーリ巻付半径とを乗算し、プライマリ狭圧トルク特性を設定する。
In step S2, the primary narrow pressure torque characteristic is set, and the process proceeds to step S3. Here, the primary narrow pressure torque characteristic is set by the following procedure.
1) Calculate the primary pulley winding radius from the pulley belt winding radius ratio.
2) Calculate the hydraulic pressure that can be generated by the mechanical oil pump O / P from the motor speed Nm.
3) Calculate the maximum primary hydraulic pressure from the hydraulic pressure that can be generated by the mechanical oil pump O / P.
4) Multiply the primary maximum hydraulic pressure value by the cylinder area of the primary pulley PrP to calculate the primary narrow pressure.
5) Multiply the primary narrow pressure by the primary pulley winding radius to set the primary narrow pressure torque characteristics.
ステップS3では、セカンダリ狭圧トルク特性を設定し、ステップS4へ進む。ここで、セカンダリ狭圧トルク特性は、以下の手順により設定する。
1)プーリベルト巻付半径比からセカンダリプーリ巻付半径を算出する。
2)モータ回転数Nmから機械式オイルポンプO/Pにて発生可能な油圧を演算する。
3)機械式オイルポンプO/Pにて発生可能な油圧から、セカンダリ油圧の最大値を算出する。
4)セカンダリ最大油圧値とセカンダリプーリSePのシリンダ面積とを乗算し、セカンダリ狭圧力を算出する。
5)セカンダリ狭圧力とセカンダリプーリ巻付半径とを乗算し、セカンダリ狭圧トルク特性を設定する。
In step S3, the secondary narrow pressure torque characteristic is set, and the process proceeds to step S4. Here, the secondary narrow pressure torque characteristic is set by the following procedure.
1) Calculate the secondary pulley winding radius from the pulley belt winding radius ratio.
2) Calculate the hydraulic pressure that can be generated by the mechanical oil pump O / P from the motor speed Nm.
3) Calculate the maximum value of the secondary hydraulic pressure from the hydraulic pressure that can be generated by the mechanical oil pump O / P.
4) Multiply the secondary maximum hydraulic pressure value by the cylinder area of the secondary pulley SeP to calculate the secondary narrow pressure.
5) Multiply the secondary narrow pressure by the secondary pulley winding radius to set the secondary narrow pressure torque characteristics.
ステップS4では、プライマリプーリ入力トルク特性を設定し、ステップS5へ進む。ここで、プライマリプーリ入力トルク特性は、以下の手順により設定する。
1)CVT油温に応じて変化する第2クラッチせん断トルク特性及び入力軸フリクショントルク特性を事前に計測し、オイルコントローラ10に記憶する。
2)現在のCVT油温に応じた第2クラッチせん断トルク特性及び入力軸フリクショントルク特性を設定する。
3)第2クラッチせん断トルク特性から入力軸フリクショントルク特性を減算し、プライマリプーリ入力トルク特性を設定する。
In step S4, a primary pulley input torque characteristic is set, and the process proceeds to step S5. Here, the primary pulley input torque characteristic is set by the following procedure.
1) The second clutch shear torque characteristic and the input shaft friction torque characteristic that change according to the CVT oil temperature are measured in advance and stored in the
2) Set the second clutch shear torque characteristic and the input shaft friction torque characteristic according to the current CVT oil temperature.
3) Subtract the input shaft friction torque characteristic from the second clutch shear torque characteristic to set the primary pulley input torque characteristic.
ステップS5では、セカンダリプーリ入力トルク特性を設定し、ステップS6へ進む。ここで、セカンダリプーリ入力トルク特性は、プーリベルトBEの巻付半径比から演算した無段変速機CVTの実変速比と、ステップS4にて設定したプライマリプーリ入力トルク特性とを乗算することで設定する。 In step S5, a secondary pulley input torque characteristic is set, and the process proceeds to step S6. Here, the secondary pulley input torque characteristic is set by multiplying the actual transmission ratio of the continuously variable transmission CVT calculated from the winding radius ratio of the pulley belt BE and the primary pulley input torque characteristic set in step S4. To do.
ステップS6では、プライマリプーリPrPにおいて、プーリベルトBEが滑らないモータ回転数上限値NmPmax1を設定し、ステップS7へ進む。ここで、モータ回転数上限値NmPmax1は、プライマリプーリ入力トルク特性と、プライマリ狭圧トルク特性との交点におけるモータ/ジェネレータ回転数Nmとする。なお、CVT油温が高く、プライマリプーリ入力トルク特性とプライマリ狭圧トルク特性との交点が生じない場合には、モータ回転数Nmに拘らずプーリベルトBEの滑りが発生しないことを意味する。この場合、モータ回転数上限値NmPmax1として、エンジン始動可能下限回転数NmEngを設定する。 In step S6, a motor rotation speed upper limit value NmPmax1 at which the pulley belt BE does not slip in the primary pulley PrP is set, and the process proceeds to step S7. Here, the motor rotation speed upper limit value NmPmax1 is the motor / generator rotation speed Nm at the intersection of the primary pulley input torque characteristic and the primary narrow pressure torque characteristic. In addition, when the CVT oil temperature is high and the intersection between the primary pulley input torque characteristic and the primary narrow pressure torque characteristic does not occur, this means that the pulley belt BE does not slip regardless of the motor rotational speed Nm. In this case, the engine startable lower limit rotational speed NmEng is set as the motor rotational speed upper limit value NmPmax1.
ステップS7では、セカンダリプーリSePにおいて、プーリベルトBEが滑らないモータ回転数上限値NmSmax1を設定し、ステップS8へ進む。ここで、モータ回転数上限値NmSmax1は、セカンダリプーリ入力トルク特性と、セカンダリ狭圧トルク特性との交点におけるモータ/ジェネレータ回転数Nmとする。なお、CVT油温が高く、セカンダリプーリ入力トルク特性とセカンダリ狭圧トルク特性との交点が生じない場合には、モータ回転数Nmに拘らずプーリベルトBEの滑りが発生しないことを意味する。この場合、モータ回転数上限値NmSmax1として、エンジン始動可能下限回転数NmEngを設定する。 In step S7, a motor rotation speed upper limit value NmSmax1 at which the pulley belt BE does not slip in the secondary pulley SeP is set, and the process proceeds to step S8. Here, the motor rotation speed upper limit NmSmax1 is the motor / generator rotation speed Nm at the intersection of the secondary pulley input torque characteristic and the secondary narrow pressure torque characteristic. In addition, when the CVT oil temperature is high and the intersection between the secondary pulley input torque characteristic and the secondary narrow pressure torque characteristic does not occur, it means that the pulley belt BE does not slip regardless of the motor rotation speed Nm. In this case, the engine startable lower limit rotational speed NmEng is set as the motor rotational speed upper limit value NmSmax1.
ステップS8では、プライマリプーリPrP及びセカンダリプーリSePのいずれにおいても、プーリベルトBEが滑らないモータ回転数Nmを設定し、設定されたモータ回転数Nmをクランキング回転数Aとし、ステップS9へ進む。このクランキング回転数Aは、ステップS6で設定したモータ回転数上限値NmPmax1と、ステップS7で設定したモータ回転数上限値NmSmax1とのうち、小さい方を選択することで設定する。 In step S8, the motor rotation speed Nm at which the pulley belt BE does not slip is set in either the primary pulley PrP or the secondary pulley SeP, the set motor rotation speed Nm is set as the cranking rotation speed A, and the process proceeds to step S9. This cranking rotation speed A is set by selecting the smaller one of the motor rotation speed upper limit value NmPmax1 set in step S6 and the motor rotation speed upper limit value NmSmax1 set in step S7.
ステップS9では、プライマリプーリPrPにおいて、プーリベルトBEの凝着限界まで滑りを許容できるモータ回転数上限値NmPmax2を設定し、ステップS10へ進む。ここで、モータ回転数上限値NmPmax2は、以下の手順により設定する。
1)プーリベルトBEの放熱パワー又は熱容量に応じてプーリベルトBEが凝着しない凝着限界パワーを算出する。
2)凝着限界パワーをプライマリ狭圧トルクにより除算してベルト凝着限界パワー特性を設定する。
3)プライマリ狭圧トルク特性と、ベルト凝着限界パワー特性との交点におけるモータ/ジェネレータ回転数Nmをモータ回転数上限値NmPmax2とする。
In step S9, a motor rotation speed upper limit value NmPmax2 that allows the slip to the adhesion limit of the pulley belt BE in the primary pulley PrP is set, and the process proceeds to step S10. Here, the motor rotation speed upper limit NmPmax2 is set by the following procedure.
1) Calculate the adhesion limit power at which the pulley belt BE does not adhere according to the heat dissipation power or heat capacity of the pulley belt BE.
2) Set the belt adhesion limit power characteristics by dividing the adhesion limit power by the primary narrow pressure torque.
3) The motor / generator rotation speed Nm at the intersection of the primary narrow pressure torque characteristic and the belt adhesion limit power characteristic is set to the motor rotation speed upper limit value NmPmax2.
ステップS10では、セカンダリプーリSePにおいて、プーリベルトBEの凝着限界まで滑りを許容できるモータ回転数上限値NmSmax2を設定し、ステップS11へ進む。ここで、モータ回転数上限値NmSmax2は、モータ回転数上限値NmPmax2に、プーリベルトBEの巻付半径比から演算した無段変速機CVTの実変速比を乗算して設定する。 In step S10, a motor rotation speed upper limit value NmSmax2 that allows the slip to the adhesion limit of the pulley belt BE in the secondary pulley SeP is set, and the process proceeds to step S11. Here, the motor rotational speed upper limit value NmSmax2 is set by multiplying the motor rotational speed upper limit value NmPmax2 by the actual speed ratio of the continuously variable transmission CVT calculated from the winding radius ratio of the pulley belt BE.
ステップS11では、プライマリプーリPrP及びセカンダリプーリSePのいずれにおいても、プーリベルトBEの凝着限界まで滑りを許容できるモータ回転数Nmを設定し、設定されたモータ回転数Nmをクランキング回転数Bとし、ステップS12へ進む。このクランキング回転数Bは、ステップS9で設定したモータ回転数上限値NmPmax2と、ステップS10で設定したモータ回転数上限値NmSmax2とのうち、小さい方を選択することで設定する。 In step S11, in both the primary pulley PrP and the secondary pulley SeP, a motor rotation speed Nm that allows slipping to the adhesion limit of the pulley belt BE is set, and the set motor rotation speed Nm is set as the cranking rotation speed B. The process proceeds to step S12. The cranking rotational speed B is set by selecting the smaller one of the motor rotational speed upper limit value NmPmax2 set in step S9 and the motor rotational speed upper limit value NmSmax2 set in step S10.
ステップS12では、エンジン始動可能下限回転数NmEngがクランキング回転数A以下であるか否かを判断し、YES(クランキング回転数A以下)の場合はステップS13へ進み、NO(クランキング回転数Aより大きい)の場合はステップS15へ進む。 In step S12, it is determined whether the engine startable lower limit rotational speed NmEng is equal to or lower than the cranking rotational speed A. If YES (cranking rotational speed A or lower), the process proceeds to step S13, and NO (cranking rotational speed). If greater than A), the process proceeds to step S15.
ステップS13では、クランキングモードAを設定し、ステップS14へ進む。なお、クランキングモードAは、プーリベルトBEを滑らせることなくエンジン始動できるモードである。設定されたクランキングモードはオイルコントローラ10にて記憶される。
In step S13, the cranking mode A is set, and the process proceeds to step S14. The cranking mode A is a mode in which the engine can be started without sliding the pulley belt BE. The set cranking mode is stored in the
ステップS14では、クランキング回転数としてクランキング回転数Aを設定し、ステップS20へ進む。 In step S14, the cranking rotational speed A is set as the cranking rotational speed, and the process proceeds to step S20.
ステップS15では、エンジン始動可能下限回転数NmEngがクランキング回転数B以下であるか否かを判断し、YES(クランキング回転数B以下)の場合はステップS16へ進み、NO(クランキング回転数Bより大きい)の場合はステップS18へ進む。 In step S15, it is determined whether the engine startable lower limit rotational speed NmEng is equal to or lower than the cranking rotational speed B. If YES (cranking rotational speed B or lower), the process proceeds to step S16, and NO (cranking rotational speed). If greater than B), the process proceeds to step S18.
ステップS16では、クランキングモードBを設定し、ステップS17へ進む。なお、クランキングモードBは、プーリベルトBEの凝着限界まで滑りを許容することでエンジン始動できるモードである。設定されたクランキングモードはオイルコントローラ10にて記憶される。
In step S16, the cranking mode B is set, and the process proceeds to step S17. The cranking mode B is a mode in which the engine can be started by allowing the slip to the adhesion limit of the pulley belt BE. The set cranking mode is stored in the
ステップS17では、クランキング回転数としてクランキング回転数Bを設定し、ステップS20へ進む。 In step S17, the cranking speed B is set as the cranking speed, and the process proceeds to step S20.
ステップS18では、クランキングモードCを設定し、ステップS19へ進む。なお、クランニングモードCは、電動オイルポンプM/O/Pにより油圧を確保しなければ、エンジン始動することができないモードである。設定されたクランキングモードはオイルコントローラ10にて記憶される。
In step S18, the cranking mode C is set, and the process proceeds to step S19. The planning mode C is a mode in which the engine cannot be started unless hydraulic pressure is secured by the electric oil pump M / O / P. The set cranking mode is stored in the
ステップS19では、クランキング回転数として通常目標クランキング回転数Cを設定し、ステップS20へ進む。なお、通常目標クランキング回転数Cは、エンジン始動可能下限回転数NmEngである。 In step S19, the normal target cranking speed C is set as the cranking speed, and the process proceeds to step S20. The normal target cranking rotational speed C is the engine startable lower limit rotational speed NmEng.
ステップS20では、モータ/ジェネレータMGの回転数(モータ回転数Nm)がステップS14、ステップS17、ステップS19のいずれかで設定されたクランキング回転数に達したか否かを判断し、YES(クランキング回転数に達した)の場合はステップS21へ進み、NO(クランキング回転数に達しない)の場合はステップS24へ進む。 In step S20, it is determined whether or not the rotational speed of the motor / generator MG (motor rotational speed Nm) has reached the cranking rotational speed set in any of step S14, step S17, and step S19. If it has reached the ranking speed, the process proceeds to step S21. If NO (the cranking speed has not been reached), the process proceeds to step S24.
ステップS21では、第1クラッチCL1の締結に必要な油圧を算出し、ステップS22へ進む。 In step S21, the hydraulic pressure required for engaging the first clutch CL1 is calculated, and the process proceeds to step S22.
ステップS22では、ステップS21にて算出した必要油圧を満足する第1クラッチ油圧指令値を出力し、ステップS23へ進む。 In step S22, a first clutch hydraulic pressure command value that satisfies the required hydraulic pressure calculated in step S21 is output, and the process proceeds to step S23.
ステップS23では、第1クラッチ油圧指令値が入力した油圧調整回路11より第1クラッチCL1を締結する油圧を供給し、第1クラッチCL1を締結してステップS24へ進む。なお、第1クラッチCL1が締結することでモータ/ジェネレータMGのトルクがエンジンEngへ伝達され、エンジンEngをモータ/ジェネレータMGを用いてクランキングする。ステップS20〜ステップS23により、モータ回転数Nmがクランキング可能な回転数に到達してから第1クラッチCL1を締結してクランキングすることとなる。 In step S23, the hydraulic pressure for engaging the first clutch CL1 is supplied from the hydraulic pressure adjusting circuit 11 to which the first clutch hydraulic pressure command value has been input, the first clutch CL1 is engaged, and the process proceeds to step S24. When the first clutch CL1 is engaged, the torque of the motor / generator MG is transmitted to the engine Eng, and the engine Eng is cranked using the motor / generator MG. From step S20 to step S23, the first clutch CL1 is engaged and cranked after the motor speed Nm reaches the crankable speed.
ステップS24では、プライマリ実狭圧トルクを算出し、ステップS25へ進む。ここで、プライマリ実狭圧トルクは、現在のプライマリ油圧をもとに算出する。 In step S24, the primary actual narrow pressure torque is calculated, and the process proceeds to step S25. Here, the primary actual narrow pressure torque is calculated based on the current primary hydraulic pressure.
ステップS25では、セカンダリ実狭圧トルクを算出し、ステップS26へ進む。ここで、セカンダリ実狭圧トルクは、現在のセカンダリ油圧をもとに算出する。 In step S25, the secondary actual narrow pressure torque is calculated, and the process proceeds to step S26. Here, the secondary actual narrow pressure torque is calculated based on the current secondary hydraulic pressure.
ステップS26では、プライマリプーリPrPにおいて、現在の狭圧トルクでプーリベルトBEが滑らないモータ回転数上限値NmPmax3を設定し、ステップS27へ進む。なお、現在の狭圧トルクとは、ステップS24にて算出したプライマリ実狭圧トルクである。 In step S26, a motor rotation speed upper limit value NmPmax3 is set for the primary pulley PrP so that the pulley belt BE does not slip with the current narrow pressure torque, and the process proceeds to step S27. The current narrow pressure torque is the primary actual narrow pressure torque calculated in step S24.
ステップS27では、セカンダリプーリSePにおいて、現在の狭圧トルクでプーリベルトBEが滑らないモータ回転数上限値NmSmax3を設定し、ステップS28へ進む。なお、現在の狭圧トルクとは、ステップS25にて算出したプライマリ実狭圧トルクである。 In step S27, in the secondary pulley SeP, a motor rotation speed upper limit value NmSmax3 at which the pulley belt BE does not slip with the current narrow pressure torque is set, and the process proceeds to step S28. The current narrow pressure torque is the primary actual narrow pressure torque calculated in step S25.
ステップS28では、現在の狭圧トルクで、プライマリプーリPrP及びセカンダリプーリSePのいずれにおいても、プーリベルトBEが滑らないモータ回転数Nmを設定し、設定されたモータ回転数Nmをクランキング回転数Dとし、ステップS29へ進む。このクランキング回転数Dは、ステップS26で設定したモータ回転数上限値NmPmax3と、ステップS27で設定したモータ回転数上限値NmSmax3とのうち、小さい方を選択することで設定する。 In step S28, the motor speed Nm at which the pulley belt BE does not slip is set for the primary pulley PrP and the secondary pulley SeP with the current narrow pressure torque, and the set motor speed Nm is set to the cranking speed D. And go to step S29. The cranking rotational speed D is set by selecting the smaller one of the motor rotational speed upper limit value NmPmax3 set in step S26 and the motor rotational speed upper limit value NmSmax3 set in step S27.
ステップS29では、ステップS13、ステップS16、ステップS18のいずれかで設定されたクランキングモードに応じたモータ/ジェネレータ回転数指令値を出力し、ステップS30へ進む。ここで、モータ/ジェネレータ回転数指令値は以下の手順により設定する。
1)クランキングモードAの場合:クランキング回転数A又はクランキング回転数Dのうち小さい方をモータ/ジェネレータ回転数指令値とする。
2)クランキングモードBの場合:クランキング回転数Bをモータ/ジェネレータ回転数指令値とする。
3)クランキングモードCの場合:クランキング回転数C又はクランキング回転数Dのうち小さい方をモータ/ジェネレータ回転数指令値とする。
In step S29, the motor / generator rotation speed command value corresponding to the cranking mode set in any of step S13, step S16, and step S18 is output, and the process proceeds to step S30. Here, the motor / generator rotation speed command value is set according to the following procedure.
1) In the cranking mode A: The smaller one of the cranking rotational speed A and the cranking rotational speed D is set as the motor / generator rotational speed command value.
2) In cranking mode B: Cranking rotation speed B is set as the motor / generator rotation speed command value.
3) In the case of the cranking mode C: The smaller one of the cranking rotational speed C and the cranking rotational speed D is set as the motor / generator rotational speed command value.
ステップS30では、ステップS29において指令されたクランキング回転数におけるプライマリプーリ入力トルクを算出し、ステップS31へ進む。 In step S30, the primary pulley input torque at the cranking rotational speed commanded in step S29 is calculated, and the process proceeds to step S31.
ステップS31では、ステップS30において算出されたプライマリプーリ入力トルクが、プライマリプーリPrPに入力した時に、プーリベルトBEを滑らせないために必要なプライマリ狭圧トルクを算出し、ステップS32へ進む。 In step S31, when the primary pulley input torque calculated in step S30 is input to the primary pulley PrP, a primary narrow pressure torque necessary for preventing the pulley belt BE from slipping is calculated, and the process proceeds to step S32.
ステップS32では、ステップS31において算出されたプライマリ狭圧トルクを実現するための目標プライマリ油圧を算出してプライマリ油圧指令として出力し、ステップS33へ進む。 In step S32, the target primary hydraulic pressure for realizing the primary narrow pressure torque calculated in step S31 is calculated and output as a primary hydraulic pressure command, and the process proceeds to step S33.
ステップS33では、ステップS29において指令されたクランキング回転数におけるセカンダリプーリ入力トルクを算出し、ステップS34へ進む。ここで、セカンダリプーリ入力トルクは、ステップS30にて算出されたプライマリプーリ入力トルクにプーリベルトBEの巻付半径比から算出した無段変速機CVTの実変速比を乗算することで算出できる。 In step S33, the secondary pulley input torque at the cranking rotational speed commanded in step S29 is calculated, and the process proceeds to step S34. Here, the secondary pulley input torque can be calculated by multiplying the primary pulley input torque calculated in step S30 by the actual transmission ratio of the continuously variable transmission CVT calculated from the winding radius ratio of the pulley belt BE.
ステップS34では、ステップS33において算出されたセカンダリプーリ入力トルクが、セカンダリプーリSePに入力した時に、プーリベルトBEを滑らせないために必要なセカンダリ狭圧トルクを算出し、ステップS35へ進む。 In step S34, when the secondary pulley input torque calculated in step S33 is input to the secondary pulley SeP, a secondary narrow pressure torque necessary for preventing the pulley belt BE from sliding is calculated, and the process proceeds to step S35.
ステップS35では、ステップS34において算出されたセカンダリ狭圧トルクを実現するための目標セカンダリ油圧を算出してセカンダリ油圧指令として出力し、ステップS36へ進む。 In step S35, the target secondary hydraulic pressure for realizing the secondary narrow pressure torque calculated in step S34 is calculated and output as a secondary hydraulic pressure command, and the process proceeds to step S36.
ステップS36では、クランキングモードCであるか否かを判断し、YES(クランキングモードC)の場合にはステップS37へ進み、NO(クランキングモードC以外)の場合にはステップS42へ進む。 In step S36, it is determined whether or not the cranking mode C is selected. If YES (cranking mode C), the process proceeds to step S37. If NO (other than the cranking mode C), the process proceeds to step S42.
ステップS37では、ステップS32にて算出した目標プライマリ油圧及びステップS35にて算出した目標セカンダリ油圧を得られるサブモータS/Mの必要回転数を算出し、ステップS38へ進む。 In step S37, the necessary rotation speed of the sub motor S / M that can obtain the target primary hydraulic pressure calculated in step S32 and the target secondary hydraulic pressure calculated in step S35 is calculated, and the process proceeds to step S38.
ステップS38では、ステップS37にて算出したサブモータS/Mの必要回転数をサブモータ回転数指令値として出力し、ステップS39へ進む。 In step S38, the necessary rotational speed of the sub motor S / M calculated in step S37 is output as a sub motor rotational speed command value, and the process proceeds to step S39.
ステップS39では、ステップS38にて出力されたサブモータ回転数指令値に基づいてサブモータS/Mを回転させ、電動オイルポンプM/O/Pを作動してステップS40へ進む。 In step S39, the sub motor S / M is rotated based on the sub motor rotation speed command value output in step S38, the electric oil pump M / O / P is operated, and the process proceeds to step S40.
ステップS40では、機械式オイルポンプO/Pの吐出油圧の方が電動オイルポンプM/O/Pの吐出油圧よりも大きいか否かを判断し、YES(機械式オイルポンプ油圧の方が大きい)の場合にはステップS41へ進み、NO(電動オイルポンプ油圧の方が大きい)の場合にはステップS39を繰り返す。 In step S40, it is determined whether or not the discharge hydraulic pressure of the mechanical oil pump O / P is larger than the discharge hydraulic pressure of the electric oil pump M / O / P, and YES (the mechanical oil pump hydraulic pressure is larger) In this case, the process proceeds to step S41. If NO (the electric oil pump hydraulic pressure is larger), step S39 is repeated.
ステップS41では、機械式オイルポンプ油圧が十分上昇したと判断し、電動オイルポンプM/O/Pを停止してステップS42へ進む。 In step S41, it is determined that the mechanical oil pump hydraulic pressure has increased sufficiently, the electric oil pump M / O / P is stopped, and the process proceeds to step S42.
ステップS42では、エンジンEngが始動したか否かを判断し、YES(エンジン始動)の場合には、エンドへ進んでエンジン始動制御処理を終了し、NO(エンジン未始動)の場合には、1(ステップS20)へ進む。 In step S42, it is determined whether or not the engine Eng has been started. If YES (engine start), the process proceeds to the end to end the engine start control process. If NO (engine not started), 1 is determined. Go to (Step S20).
次に、作用を説明する。
実施例1のFFハイブリッド車両の制御装置における作用を、「ベルト滑り防止時エンジン始動制御作用」、「ベルト凝着防止時エンジン始動制御作用」、「油圧確保時エンジン始動制御作用」に分けて説明する。
Next, the operation will be described.
The operation of the control device for the FF hybrid vehicle according to the first embodiment is divided into “engine start control operation when preventing belt slippage”, “engine start control operation when preventing belt adhesion”, and “engine start control operation when securing hydraulic pressure”. To do.
[ベルト滑り防止時エンジン始動制御作用]
図1に示すFFハイブリッド車両においてエンジン始動するには、まず、図4A〜図4Dに示すフローチャートにおいて(以下同様)、ステップS1→ステップS2→ステップS3へと進み、プーリベルトBEの狭圧トルク特性を設定する。
[Engine start control when preventing belt slippage]
In order to start the engine in the FF hybrid vehicle shown in FIG. 1, first, in the flowcharts shown in FIGS. 4A to 4D (the same applies hereinafter), the process proceeds from step S1 to step S2 to step S3, and the narrow pressure torque characteristic of the pulley belt BE. Set.
次に、ステップS4→ステップS5へと進み、第2クラッチCL2を介して無段変速機CVTに入力されるプーリ入力トルク特性を設定する。このとき、プライマリプーリ入力トルク特性は、第2クラッチせん断トルク特性から入力軸フリクショントルク特性を減算して設定する。 Next, the process proceeds from step S4 to step S5, and the pulley input torque characteristic input to the continuously variable transmission CVT via the second clutch CL2 is set. At this time, the primary pulley input torque characteristic is set by subtracting the input shaft friction torque characteristic from the second clutch shear torque characteristic.
そして、ステップS6→ステップS7→ステップS8へと進み、無段変速機CVTにおいてプーリベルトBEが滑らないモータ回転数(クランキング回転数A)を設定し、エンジン始動に必要なモータ/ジェネレータMGの回転数が、クランキング回転数Aよりも小さければ、すなわちステップS12においてYESであれば、ステップS13→ステップS14→ステップS20→ステップS21→ステップS22→ステップS23へと進む。 Then, the process proceeds from step S6 to step S7 to step S8, the motor speed (cranking speed A) at which the pulley belt BE does not slip in the continuously variable transmission CVT is set, and the motor / generator MG required for starting the engine is set. If the rotational speed is smaller than the cranking rotational speed A, that is, if YES in step S12, the process proceeds to step S13 → step S14 → step S20 → step S21 → step S22 → step S23.
これにより、第2クラッチCL2を介して無段変速機CVTに入力されるプーリ入力トルクよりも、無段変速機CVTにおける狭圧トルクが大きい状態を維持するようにモータ/ジェネレータMGの回転数制御を実行した状態でクランキングし、エンジン始動することができる。そのため、プーリベルトBEの滑りを抑制し、プーリベルトBEのプライマリプーリPrP及びセカンダリプーリSePへの凝着を防ぎながらエンジン始動を行うことができる。 As a result, the rotational speed control of the motor / generator MG is maintained so that the narrow pressure torque in the continuously variable transmission CVT is maintained larger than the pulley input torque input to the continuously variable transmission CVT via the second clutch CL2. Cranking can be performed with the engine executed, and the engine can be started. Therefore, it is possible to start the engine while suppressing slippage of the pulley belt BE and preventing adhesion of the pulley belt BE to the primary pulley PrP and the secondary pulley SeP.
なお、実施例1のFFハイブリッド車両の制御装置では、プーリ入力トルク演算部において、プライマリプーリ入力トルクは、CVT油温及びモータ/ジェネレータ回転数Nmに基づいて演算される。そのため、CVT油温に応じた適切なプライマリプーリ入力トルクの演算を行うことができ、エンジン始動制御を精度良く実行することができる。 In the control apparatus for the FF hybrid vehicle of the first embodiment, the pulley input torque calculation unit calculates the primary pulley input torque based on the CVT oil temperature and the motor / generator rotation speed Nm. Therefore, an appropriate primary pulley input torque can be calculated according to the CVT oil temperature, and the engine start control can be executed with high accuracy.
また、実施例1のFFハイブリッド車両の制御装置では、第2クラッチせん断トルク特性から入力軸フリクショントルク特性を減算することにより、プライマリプーリ入力トルク特性を設定し、このプライマリプーリ入力トルク特性に実変速比を乗算してセカンダリプーリ入力トルク特性を設定している。すなわち、入力軸フリクションを加味してプーリ入力トルクを設定することとなる。一方、入力軸フリクションを加味しないでプーリ入力トルクを設定する場合では、実入力トルク(実際に無段変速機CVTに入力されるトルク)よりも高いトルクが入力されたとし、そのときにプーリベルトBEが滑るモータ回転数が演算される。そのため、プーリベルトBEが滑らないモータ回転数上限値が低く設定されることになる。 Further, in the control apparatus for the FF hybrid vehicle of the first embodiment, the primary pulley input torque characteristic is set by subtracting the input shaft friction torque characteristic from the second clutch shear torque characteristic, and the actual transmission is changed to the primary pulley input torque characteristic. The secondary pulley input torque characteristic is set by multiplying the ratio. That is, the pulley input torque is set in consideration of the input shaft friction. On the other hand, when setting the pulley input torque without taking the input shaft friction into account, it is assumed that a torque higher than the actual input torque (the torque actually input to the continuously variable transmission CVT) is input. The motor speed at which the BE slides is calculated. For this reason, the motor rotation speed upper limit value at which the pulley belt BE does not slip is set low.
これにより、エンジン始動に必要なクランキング回転数が得られない場合や、エンジン始動に時間がかかることが懸念されるが、入力軸フリクションを加味してプーリ入力トルクを設定することで、モータ/ジェネレータMGの回転数制御の目標値を高め、エンジンEngのクランキング回転数を高くして、エンジン始動時間の短縮を図ることができる。 As a result, there is a concern that the cranking speed required for engine start cannot be obtained or that it takes time to start the engine, but by setting the pulley input torque with the input shaft friction taken into account, the motor / It is possible to shorten the engine start time by increasing the target value for the rotational speed control of the generator MG and increasing the cranking rotational speed of the engine Eng.
[ベルト凝着防止時エンジン始動作用]
図1に示すFFハイブリッド車両において、プーリベルトBEが凝着しない程度にプーリベルトBEの滑りを許容した状態でエンジン始動するには、まず、ステップS1→ステップS2→ステップS3へと進み、プーリベルトBEの狭圧トルク特性を設定する。
[Engine starting action when preventing belt adhesion]
In the FF hybrid vehicle shown in FIG. 1, in order to start the engine in a state where the pulley belt BE is allowed to slip to such an extent that the pulley belt BE does not adhere, first, the process proceeds from step S1 to step S2 to step S3. Set the narrow pressure torque characteristics of BE.
次に、ステップS4→ステップS5へと進み、第2クラッチCL2を介して無段変速機CVTに入力されるプーリ入力トルク特性を設定する。このとき、プライマリプーリ入力トルク特性は、第2クラッチせん断トルク特性から入力軸フリクショントルク特性を減算して設定する。 Next, the process proceeds from step S4 to step S5, and the pulley input torque characteristic input to the continuously variable transmission CVT via the second clutch CL2 is set. At this time, the primary pulley input torque characteristic is set by subtracting the input shaft friction torque characteristic from the second clutch shear torque characteristic.
そして、ステップS9→ステップS10→ステップS11へと進み、無段変速機CVTにおいてプーリベルトBEの凝着限界まで滑りを許容できるモータ回転数(クランキング回転数B)を設定し、エンジン始動に必要なモータ/ジェネレータMGの回転数が、クランキング回転数Bよりも小さければ、すなわちステップS15においてYESであれば、ステップS16→ステップS17→ステップS20→ステップS21→ステップS22→ステップS23へと進む。 Then, the process proceeds from step S9 to step S10 to step S11, and the motor speed (cranking speed B) that allows the slip to the adhesion limit of the pulley belt BE in the continuously variable transmission CVT is set, which is necessary for starting the engine. If the rotation speed of the motor / generator MG is smaller than the cranking rotation speed B, that is, if YES in step S15, the process proceeds to step S16 → step S17 → step S20 → step S21 → step S22 → step S23.
これにより、無段変速機CVTにおけるベルト凝着パワーよりも、無段変速機CVTにおける狭圧トルクが大きい状態を維持するようにモータ/ジェネレータMGの回転数制御を実行した状態でクランキングし、エンジン始動することができる。そのため、プーリベルトBEの滑りを許容しつつ、ベルト凝着を防止するので、プーリベルトBEのプライマリプーリPrP及びセカンダリプーリSePへの凝着を防ぎながら、エンジン始動時間の短縮を図りつつエンジン始動することができる。 As a result, cranking is performed in a state where the rotational speed control of the motor / generator MG is executed so as to maintain a state in which the narrow pressure torque in the continuously variable transmission CVT is larger than the belt adhesion power in the continuously variable transmission CVT, The engine can be started. Therefore, the belt is prevented from sticking while allowing the pulley belt BE to slide, and the engine is started while shortening the engine start time while preventing the pulley belt BE from sticking to the primary pulley PrP and the secondary pulley SeP. be able to.
[油圧確保時エンジン始動制御作用]
図1に示すFFハイブリッド車両において、プーリベルトBEの滑りを防止できる油圧を確実に確保した状態でエンジン始動するには、モータ/ジェネレータMGのクランキング回転数がエンジン始動可能下限回転数NmEngのとき(ステップS36においてYESのとき)、ステップS37→ステップS38→ステップS39へと進む。
[Engine start control when oil pressure is secured]
In the FF hybrid vehicle shown in FIG. 1, in order to start the engine with the oil pressure that can prevent the slippage of the pulley belt BE reliably secured, when the cranking rotational speed of the motor / generator MG is the engine startable lower limit rotational speed NmEng If YES in step S36, the process proceeds from step S37 to step S38 to step S39.
これにより、エンジン始動に必要な回転数でモータ/ジェネレータMGを回転制御したときに生じるプーリ入力トルクと、その時にプーリベルトBEが滑らないための必要狭圧トルクとから、必要な油圧を求め、その必要油圧を確保するためにサブモータS/Mを回転制御することで、プーリベルトBEが滑らないベルト狭圧力を確保した状態でエンジン始動することができる。そのため、プーリベルトBEの凝着を防止しながら、エンジン始動時間の短縮を図りつつエンジン始動することができる。 Thus, the required hydraulic pressure is obtained from the pulley input torque generated when the rotation of the motor / generator MG is controlled at the number of rotations necessary for starting the engine, and the necessary narrow pressure torque so that the pulley belt BE does not slip at that time, By controlling the rotation of the sub motor S / M in order to ensure the required hydraulic pressure, the engine can be started in a state in which the belt narrow pressure that prevents the pulley belt BE from slipping is ensured. Therefore, it is possible to start the engine while shortening the engine start time while preventing the pulley belt BE from sticking.
また、図1に示すFFハイブリッド車両の制御装置のエンジン始動制御では、ステップS40において、機械式オイルポンプO/Pの吐出油圧と電動オイルポンプM/O/Pと吐出油圧との大きさを比較し、機械式オイルポンプ油圧が大きければステップS41へと進んで、サブモータS/Mの駆動を停止して電動オイルポンプM/O/Pを停止する。 Further, in the engine start control of the control device for the FF hybrid vehicle shown in FIG. 1, in step S40, the discharge oil pressure of the mechanical oil pump O / P is compared with the discharge oil pressure of the electric oil pump M / O / P. If the mechanical oil pump hydraulic pressure is high, the process proceeds to step S41, where the drive of the sub motor S / M is stopped and the electric oil pump M / O / P is stopped.
そのため、機械式オイルポンプO/Pにより必要油圧を確保できる状態になれば、速やかに電動オイルポンプM/O/Pを停止することができ、消費電力の低減を図ることができる。 Therefore, if the required oil pressure can be secured by the mechanical oil pump O / P, the electric oil pump M / O / P can be quickly stopped, and power consumption can be reduced.
さらに、図1に示すFFハイブリッド車両の制御装置のエンジン始動制御では、ステップS24→ステップS25→ステップS26→ステップS27→ステップS28→ステップS29へと進み、実際に無段変速機CVTに供給されている油圧から実狭圧トルクを算出し、この実狭圧トルクに応じてプーリベルトBEが滑らないモータ回転数を求め、最終的に出力されるモータ/ジェネレータ回転数指令値を上記実狭圧トルクに応じて求められたモータ回転数によって制限して出力する。 Further, in the engine start control of the control device for the FF hybrid vehicle shown in FIG. 1, the process proceeds from step S24 → step S25 → step S26 → step S27 → step S28 → step S29 and is actually supplied to the continuously variable transmission CVT. The actual narrow pressure torque is calculated from the hydraulic pressure, the motor rotation speed at which the pulley belt BE does not slip is calculated according to this actual narrow pressure torque, and the motor / generator rotation speed command value that is finally output is calculated as the actual narrow pressure torque. The output is limited by the motor speed determined according to
この結果、CVT油温が低くて実油圧の応答性が悪い場合であっても、実際に発生した油圧に応じてモータ回転数を制限することで、プーリ入力トルクが制限され、プーリベルトBEの滑りを抑制しつつ、エンジン始動することができる。 As a result, even if the CVT oil temperature is low and the actual hydraulic pressure response is poor, the pulley input torque is limited by limiting the motor rotation speed according to the actually generated hydraulic pressure, and the pulley belt BE The engine can be started while slipping is suppressed.
次に、効果を説明する。
実施例1のハイブリッド車両の制御装置にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
Next, the effect will be described.
In the hybrid vehicle control device of the first embodiment, the following effects can be obtained.
(1) エンジンEngとその下流側に配置されたモータ(モータ/ジェネレータ)MGとを有する駆動源と、前記エンジンEngと前記モータMGとの間の動力伝達を断接する第1クラッチCL1と、前記駆動源の下流側に配置されると共に、一対のプーリ(プライマリプーリPrP,セカンダリプーリSeP)と該一対のプーリPrP,SeP間に掛け渡されたプーリベルトBEとを有し、作動油圧力により制御される無段変速機CVTと、前記駆動源と前記無段変速機CVTとの間の動力伝達を断接する第2クラッチCL2と、前記第1クラッチCL1を締結し、前記モータMGによるクランキングでエンジン始動を行うエンジン始動制御手段(動作点指令部)400と、を備えたハイブリッド車両の制御装置において、前記無段変速機CVTにおけるベルト狭圧トルクを演算する狭圧トルク演算手段(狭圧トルク演算部,実狭圧トルク演算部)100,300と、前記無段変速機CVTに入力する変速機入力トルクを演算する入力トルク演算手段(プーリ入力トルク演算部)200と、を備え、前記エンジン始動制御手段400は、前記ベルト狭圧トルクと前記変速機入力トルクとに基づいて前記モータMGの回転数制御を実行し、モータ回転数がエンジン始動可能回転数に達したら、前記モータMGによるクランキングでエンジン始動を行う構成とした。このため、プーリベルトBEの滑りを抑制し、プーリベルトBEのプライマリプーリPrP及びセカンダリプーリSePへの凝着を防ぎながらエンジン始動を行うことができる。 (1) a drive source having an engine Eng and a motor (motor / generator) MG disposed downstream thereof, a first clutch CL1 for connecting and disconnecting power transmission between the engine Eng and the motor MG, Located on the downstream side of the drive source, it has a pair of pulleys (primary pulley PrP, secondary pulley SeP) and a pulley belt BE spanned between the pair of pulleys PrP, SeP, and is controlled by hydraulic oil pressure A continuously variable transmission CVT, a second clutch CL2 for connecting / disconnecting power transmission between the drive source and the continuously variable transmission CVT, and the first clutch CL1 are fastened and cranked by the motor MG. In a hybrid vehicle control device having an engine start control means (operation point command section) 400 for starting an engine, a narrow pressure torque calculation means (narrow pressure torque) for calculating a belt narrow pressure torque in the continuously variable transmission CVT. Calculation section, actual narrow pressure torque calculation section) 100 and 300, and input torque calculation means (pulley input torque calculation section) 200 for calculating the transmission input torque input to the continuously variable transmission CVT, the engine start control The means 400 executes the rotational speed control of the motor MG based on the belt narrow pressure torque and the transmission input torque. When the motor rotational speed reaches the engine startable rotational speed, the motor MG performs cranking. The engine is started. For this reason, it is possible to start the engine while suppressing slippage of the pulley belt BE and preventing adhesion of the pulley belt BE to the primary pulley PrP and the secondary pulley SeP.
(2) 前記入力トルク演算手段200は、作動油温度(CVT油温)及び前記モータMGの回転数に基づいて前記変速機入力トルクを演算する構成とした。このため、作動油温に応じた適切な変速機入力トルクの演算を行うことができ、エンジン始動制御を精度良く実行することができる。 (2) The input torque calculation means 200 is configured to calculate the transmission input torque based on the hydraulic oil temperature (CVT oil temperature) and the rotation speed of the motor MG. Therefore, an appropriate transmission input torque can be calculated according to the hydraulic oil temperature, and the engine start control can be executed with high accuracy.
(3) 前記入力トルク演算手段200は、前記第2クラッチCL2を介して出力されたトルクから前記無段変速機CVTの入力軸フリクショントルクを減算することにより、前記変速機入力トルクを演算する構成とした。このため、モータMGの回転数制御の目標値を高め、エンジンEngのクランキング回数を高くして、エンジン始動時間の短縮を図ることができる。 (3) The input torque calculation means 200 calculates the transmission input torque by subtracting the input shaft friction torque of the continuously variable transmission CVT from the torque output via the second clutch CL2. It was. For this reason, it is possible to increase the target value of the rotational speed control of the motor MG and increase the number of crankings of the engine Eng, thereby shortening the engine start time.
(4) 前記狭圧トルク演算手段100は、前記モータMGの回転数及び前記一対のプーリPrP,SePの回転数に基づいて前記ベルト狭圧トルクを演算し、前記エンジン始動制御手段400は、前記変速機入力トルクよりも前記ベルト狭圧トルクが大きい状態を維持するように前記モータMGの回転数制御を実行する構成とした。このため、プーリベルトBEが滑らないようにし、このプーリベルトBEのプライマリプーリPrP及びセカンダリプーリSePへの凝着を防ぎながらエンジン始動を行うことができる。 (4) The narrow pressure torque calculating means 100 calculates the belt narrow pressure torque based on the rotation speed of the motor MG and the rotation speed of the pair of pulleys PrP, SeP, and the engine start control means 400 The configuration is such that the rotational speed control of the motor MG is executed so as to maintain the state where the belt narrow pressure torque is larger than the transmission input torque. For this reason, it is possible to start the engine while preventing the pulley belt BE from slipping and preventing the pulley belt BE from adhering to the primary pulley PrP and the secondary pulley SeP.
(5) 前記狭圧トルク演算手段100は、前記モータMGの回転数及び前記一対のプーリPrP,SePの回転数に基づいて前記ベルト狭圧トルクを演算し、前記エンジン始動制御手段400は、前記変速機入力トルクよりも前記ベルト狭圧トルクが小さい状態であって、前記プーリベルトBEが凝着限界になるときのモータMGの回転数を維持するように前記モータMGの回転数制御を実行する構成とした。このため、ベルト凝着限界までプーリベルトBEの滑りを許容しつつ、エンジン始動を行うことができ、プーリベルトBEの滑りを抑制して、プーリベルトBEのプライマリプーリPrP及びセカンダリプーリSePへの凝着を防ぎながらエンジン始動を行うことができる。また、エンジン始動時間の短縮を図ることができる。 (5) The narrow pressure torque calculating means 100 calculates the belt narrow pressure torque based on the rotation speed of the motor MG and the rotation speed of the pair of pulleys PrP, SeP, and the engine start control means 400 The rotational speed control of the motor MG is executed so that the rotational speed of the motor MG is maintained when the belt narrow pressure torque is smaller than the transmission input torque and the pulley belt BE reaches the adhesion limit. The configuration. For this reason, the engine can be started while allowing the pulley belt BE to slip to the belt adhesion limit, and the pulley belt BE is prevented from slipping and the pulley belt BE adheres to the primary pulley PrP and the secondary pulley SeP. The engine can be started while preventing wearing. Further, the engine start time can be shortened.
(6) 前記モータMGによって作動されて油圧供給を行う機械式オイルポンプO/Pと、サブモータS/Mによって作動されて油圧供給を行う電動オイルポンプM/O/Pと、を備え、前記狭圧トルク演算手段100は、前記モータMGの回転数及び前記一対のプーリPrP,SePの回転数に基づいて前記ベルト狭圧トルクを演算し、前記エンジン始動制御手段400は、前記サブモータS/Mによって前記電動オイルポンプM/O/Pを駆動して前記ベルト狭圧トルクを上げると共に、前記プーリ入力トルクよりも前記狭圧トルクが大きい状態を維持するように前記モータの回転数制御を実行する構成とした。このため、プーリベルトがBEが滑らないベルト狭圧力を確保した状態でエンジン始動することができ、プーリベルトBEの凝着を防止しながら、エンジン始動時間の短縮を図ることができる。 (6) a mechanical oil pump O / P that is operated by the motor MG to supply hydraulic pressure, and an electric oil pump M / O / P that is operated by the sub motor S / M to supply hydraulic pressure, The pressure torque calculating means 100 calculates the belt narrow pressure torque based on the rotation speed of the motor MG and the rotation speed of the pair of pulleys PrP, SeP, and the engine start control means 400 is operated by the sub motor S / M. A configuration in which the electric oil pump M / O / P is driven to increase the belt narrow pressure torque, and the motor rotational speed control is performed so that the narrow pressure torque is maintained larger than the pulley input torque. It was. For this reason, the engine can be started in a state where the pulley belt is secured with a belt narrow pressure that prevents BE from slipping, and the engine starting time can be shortened while preventing the pulley belt BE from sticking.
(7) 前記エンジン始動制御手段400は、前記機械式オイルポンプO/Pの吐出油圧が前記電動オイルポンプM/O/Pの吐出油圧よりも大きくなったら、前記サブモータS/Mの駆動を停止して前記電動オイルポンプM/O/Pを停止する構成とした。このため、機械式オイルポンプO/Pにより必要油圧を確保できる状態になれば、速やかに電動オイルポンプM/O/Pを停止することができ、消費電力の低減を図ることができる。
(7) The engine
(8) 前記狭圧トルク演算手段300は、前記一対のプーリPrP,SePへの供給油圧に基づいて前記ベルト狭圧トルク(実狭圧トルク)を演算し、前記エンジン始動制御手段400は、前記変速機入力トルクよりも前記ベルト狭圧トルク(実狭圧トルク)が大きい状態を維持するように前記モータMGの回転数制御を実行する構成とした。このため、作動油温度が低くて実油圧の応答性が低い場合であっても、実際に発生した油圧に応じてモータ回転数の制限を行うことで変速機入力トルクを制限でき、プーリベルトBEの滑りを抑制して凝着を防止しながらエンジン始動することができる。 (8) The narrow pressure torque calculating means 300 calculates the belt narrow pressure torque (actual narrow pressure torque) based on the hydraulic pressure supplied to the pair of pulleys PrP, SeP, and the engine start control means 400 The configuration is such that the rotational speed control of the motor MG is executed so that the belt narrow pressure torque (actual narrow pressure torque) is larger than the transmission input torque. For this reason, even when the hydraulic oil temperature is low and the actual hydraulic pressure response is low, the transmission input torque can be limited by limiting the motor rotation speed according to the actually generated hydraulic pressure, and the pulley belt BE The engine can be started while preventing sticking and preventing adhesion.
以上、本発明のハイブリッド車両の制御装置を実施例1に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。 As mentioned above, although the control apparatus of the hybrid vehicle of this invention was demonstrated based on Example 1, it is not restricted to these Examples about a concrete structure, The invention which concerns on each claim of a claim Design changes and additions are permitted without departing from the gist of the present invention.
実施例1では、無段変速機CVTとしていわゆるVDT型ベルトを使用しているが、チェーン式ベルトやゴムベルトであってもよい。 In the first embodiment, a so-called VDT belt is used as the continuously variable transmission CVT, but a chain belt or a rubber belt may be used.
また、モータとして発電をも行うことができるモータ/ジェネレータMGとしたが、発電機(ジェネレータ)と電動機(モータ)とを別々に搭載してもよい。 In addition, although the motor / generator MG that can also generate power as a motor is used, a generator (generator) and an electric motor (motor) may be separately mounted.
実施例1では、本発明のハイブリッド車両の制御装置を、FFハイブリッド車両用に適用する例を示したが、FRハイブリッド車両や四輪駆動ハイブリッド車両に適用することもできる。要するに、モータ及びエンジンを有する駆動源の下流位置にベルト式無段変速機を搭載し、モータによるクランキングでエンジン始動するハイブリッド車両であれば適用することができる。 In the first embodiment, the hybrid vehicle control device of the present invention is applied to an FF hybrid vehicle. However, the hybrid vehicle control device can also be applied to an FR hybrid vehicle or a four-wheel drive hybrid vehicle. In short, it can be applied to a hybrid vehicle in which a belt type continuously variable transmission is mounted at a downstream position of a drive source having a motor and an engine and the engine is started by cranking by the motor.
Eng エンジン
MG モータ/ジェネレータ(モータ)
CL1 第1クラッチ
CL2 第2クラッチ
CVT 無段変速機
PrP プライマリプーリ
SeP セカンダリプーリ
100 狭圧トルク演算部(狭圧トルク演算手段)
200 プーリ入力トルク演算部(入力トルク演算手段)
300 実狭圧トルク演算部(狭圧トルク演算手段)
400 動作点指令部(エンジン始動制御手段)
Eng engine
MG motor / generator (motor)
CL1 1st clutch
CL2 2nd clutch
CVT continuously variable transmission
PrP primary pulley
SeP secondary pulley
100 Narrow pressure torque calculation unit (Narrow pressure torque calculation means)
200 Pulley input torque calculator (input torque calculator)
300 Actual narrow pressure torque calculation unit (Narrow pressure torque calculation means)
400 Operating point command section (engine start control means)
Claims (8)
前記無段変速機におけるベルト狭圧トルクを演算する狭圧トルク演算手段と、前記無段変速機に入力する変速機入力トルクを演算する入力トルク演算手段と、を備え、
前記エンジン始動制御手段は、前記ベルト狭圧トルクと前記変速機入力トルクとに基づいて前記モータの回転数制御を実行し、モータ回転数がエンジン始動可能回転数に達したら、前記モータによるクランキングでエンジン始動を行うことを特徴とするハイブリッド車両の制御装置。 A drive source having an engine and a motor disposed on the downstream side of the engine, a first clutch for connecting / disconnecting power transmission between the engine and the motor, a downstream of the drive source, and a pair of A continuously variable transmission having a pulley and a pulley belt spanned between the pair of pulleys, and connected to and connected to a continuously variable transmission controlled by hydraulic oil pressure, and between the drive source and the continuously variable transmission In a control apparatus for a hybrid vehicle, comprising: a second clutch; and an engine start control unit that engages the first clutch and starts the engine by cranking by the motor.
Narrow pressure torque calculating means for calculating belt narrow pressure torque in the continuously variable transmission; and input torque calculating means for calculating transmission input torque to be input to the continuously variable transmission;
The engine start control means executes rotation speed control of the motor based on the belt narrow pressure torque and the transmission input torque, and when the motor rotation speed reaches the engine startable rotation speed, cranking by the motor is performed. A control device for a hybrid vehicle characterized in that the engine is started at
前記入力トルク演算手段は、作動油温度及び前記モータの回転数に基づいて前記変速機入力トルクを演算することを特徴とするハイブリッド車両の制御装置。 In the hybrid vehicle control device according to claim 1,
The control apparatus for a hybrid vehicle, wherein the input torque calculation means calculates the transmission input torque based on a hydraulic oil temperature and a rotation speed of the motor.
前記入力トルク演算手段は、前記第2クラッチを介して出力されたトルクから前記無段変速機の入力軸フリクショントルクを減算することにより、前記変速機入力トルクを演算することを特徴とするハイブリッド車両の制御装置。 In the hybrid vehicle control device according to claim 2,
The hybrid vehicle characterized in that the input torque calculation means calculates the transmission input torque by subtracting the input shaft friction torque of the continuously variable transmission from the torque output via the second clutch. Control device.
前記狭圧トルク演算手段は、前記モータの回転数及び前記一対のプーリの回転数に基づいて前記ベルト狭圧トルクを演算し、
前記エンジン始動制御手段は、前記変速機入力トルクよりも前記ベルト狭圧トルクが大きい状態を維持するように前記モータの回転数制御を実行することを特徴とするハイブリッド車両の制御装置。 In the control apparatus of the hybrid vehicle as described in any one of Claims 1-3,
The narrow pressure torque calculating means calculates the belt narrow pressure torque based on the rotation speed of the motor and the rotation speed of the pair of pulleys,
The control apparatus for a hybrid vehicle, wherein the engine start control means executes a rotation speed control of the motor so as to maintain a state in which the belt narrow pressure torque is larger than the transmission input torque.
前記狭圧トルク演算手段は、前記モータの回転数及び前記一対のプーリの回転数に基づいて前記ベルト狭圧トルクを演算し、
前記エンジン始動制御手段は、前記変速機入力トルクよりも前記ベルト狭圧トルクが小さい状態であって、前記プーリベルトが凝着限界になるときのモータの回転数を維持するように前記モータの回転数制御を実行することを特徴とするハイブリッド車両の制御装置。 In the control apparatus of the hybrid vehicle as described in any one of Claims 1-3,
The narrow pressure torque calculating means calculates the belt narrow pressure torque based on the rotation speed of the motor and the rotation speed of the pair of pulleys,
The engine start control means rotates the motor so as to maintain the rotational speed of the motor when the belt narrow pressure torque is smaller than the transmission input torque and the pulley belt reaches an adhesion limit. A control apparatus for a hybrid vehicle, characterized in that number control is executed.
前記モータによって作動されて油圧供給を行う機械式オイルポンプと、サブモータによって作動されて油圧供給を行う電動オイルポンプと、を備え、
前記狭圧トルク演算手段は、前記モータの回転数及び前記一対のプーリの回転数に基づいて前記ベルト狭圧トルクを演算し、
前記エンジン始動制御手段は、前記サブモータによって前記電動オイルポンプを駆動して前記ベルト狭圧トルクを上げると共に、前記プーリ入力トルクよりも前記狭圧トルクが大きい状態を維持するように前記モータの回転数制御を実行することを特徴とするハイブリッド車両の制御装置。 In the control apparatus of the hybrid vehicle as described in any one of Claims 1-3,
A mechanical oil pump operated by the motor to supply hydraulic pressure, and an electric oil pump operated by a sub motor to supply hydraulic pressure,
The narrow pressure torque calculating means calculates the belt narrow pressure torque based on the rotation speed of the motor and the rotation speed of the pair of pulleys,
The engine start control means drives the electric oil pump by the sub motor to increase the belt narrow pressure torque, and at the same time the rotation speed of the motor is maintained so that the narrow pressure torque is larger than the pulley input torque. A control apparatus for a hybrid vehicle, characterized by executing control.
前記エンジン始動制御手段は、前記機械式オイルポンプの吐出油圧が前記電動オイルポンプの吐出油圧よりも大きくなったら、前記サブモータの駆動を停止して前記電動オイルポンプを停止することを特徴とするハイブリッド車両の制御装置。 In the hybrid vehicle control device according to claim 6,
The engine start control means stops the driving of the sub motor and stops the electric oil pump when the discharge hydraulic pressure of the mechanical oil pump becomes larger than the discharge hydraulic pressure of the electric oil pump. Vehicle control device.
前記狭圧トルク演算手段は、前記一対のプーリへの供給油圧に基づいて前記ベルト狭圧トルクを演算し、
前記エンジン始動制御手段は、前記変速機入力トルクよりも前記ベルト狭圧トルクが大きい状態を維持するように前記モータの回転数制御を実行することを特徴とするハイブリッド車両の制御装置。 In the control apparatus of the hybrid vehicle as described in any one of Claims 1-3,
The narrow pressure torque calculating means calculates the belt narrow pressure torque based on the hydraulic pressure supplied to the pair of pulleys,
The control apparatus for a hybrid vehicle, wherein the engine start control means executes a rotation speed control of the motor so as to maintain a state in which the belt narrow pressure torque is larger than the transmission input torque.
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