JP2017094780A - 車両の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】エンジン動作点を変更することなく、こもり音を抑制する。
【解決手段】車両１０が所定のこもり音発生領域にあると判定された場合には、直結クラッチＣＬがスリップされるので、流体継手６２の入出力回転部材が相対回転させられる。これにより、この流体継手６２において共振トルクを逃がし、エンジントルクＴeを伝達する駆動系の共振を抑えることができる。特に、エンジントルクＴeが動力伝達装置１４の出力回転部材へ伝達される動力伝達経路と第２回転機ＭＧ２との間の動力伝達経路に流体継手６２が設けられているので、流体継手６２の入出力回転部材が相対回転させられることで、流体継手６２や第２回転機ＭＧ２がダイナミックダンパとして機能させられて、こもり音を抑制することができる。よって、エンジン動作点を変更することなく、こもり音を抑制することができる。
【選択図】図１０

Description

本発明は、エンジンと、エンジンの動力を駆動輪へ伝達する動力伝達装置と、動力伝達装置の出力回転部材に動力伝達可能に連結された回転機とを備えた車両の制御装置に関するものである。

エンジンと、前記エンジンの動力を駆動輪へ伝達する動力伝達装置と、前記動力伝達装置の出力回転部材に動力伝達可能に連結された回転機とを備えた車両の制御装置が良く知られている。例えば、特許文献１に記載されたハイブリッド自動車がそれである。この特許文献１には、エンジンの運転効率を優先する燃費動作ラインのうちで、エンジンの運転に起因する騒音や振動が乗員に違和感を与え得る騒音振動領域内にある部分を、振動騒音領域外に移行させた移行動作ラインを設定することが開示されている。

特開２０１３−４４２９１号公報

ところで、振動騒音領域を回避した移行動作ラインに沿ってエンジン動作点を設定することで、こもり音は抑制される。しかしながら、エンジン動作点が燃費動作ラインから離れる為、燃費が悪化する可能性がある。

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、エンジン動作点を変更することなく、こもり音を抑制することができる車両の制御装置を提供することにある。

第１の発明の要旨とするところは、(a) エンジンと、前記エンジンの動力を駆動輪へ伝達する動力伝達装置と、前記動力伝達装置の出力回転部材に動力伝達可能に連結された回転機とを備えた車両の、制御装置であって、(b) 前記車両は、前記回転機と前記動力伝達装置の出力回転部材との間の動力伝達経路に設けられた流体式伝動装置と、前記流体式伝動装置の入出力回転部材を連結する直結クラッチとを備えており、(c) 前記車両が前記エンジンの運転に伴う所定のこもり音発生領域にあるか否かを判定するこもり音発生領域判定部と、(d) 前記車両が前記所定のこもり音発生領域にあると判定された場合には、前記直結クラッチをスリップ又は解放する直結クラッチ制御部とを、含むことにある。

前記第１の発明によれば、車両が所定のこもり音発生領域にあると判定された場合には、直結クラッチがスリップ又は解放されるので、流体式伝動装置の入出力回転部材が相対回転させられる。これにより、この流体式伝動装置において共振トルクを逃がし、エンジントルクを伝達する駆動系の共振を抑えることができる。例えば、エンジントルクが動力伝達装置の出力回転部材へ伝達される動力伝達経路と回転機との間の動力伝達経路に流体式伝動装置が設けられている場合、流体式伝動装置の入出力回転部材が相対回転させられることで、流体式伝動装置や回転機がダイナミックダンパとして機能させられて、こもり音を抑制することができる。又は、エンジントルクが動力伝達装置の出力回転部材へ伝達される動力伝達経路に流体式伝動装置が設けられている場合、流体式伝動装置の入出力回転部材が相対回転させられることで、駆動系の共振域をずらす効果が得られて、こもり音を抑制することができる。よって、エンジン動作点を変更することなく、こもり音を抑制することができる。

ここで、好適には、前記第１の発明に記載の車両の制御装置において、前記直結クラッチ制御部は、前記車両が前記所定のこもり音発生領域にないと判定された場合には、前記直結クラッチを係合することにある。このようにすれば、車両が所定のこもり音発生領域にない場合には、流体式伝動装置を介した動力伝達が為されず燃費性能の低下が抑制される。

また、好適には、前記第１の発明に記載の車両の制御装置において、前記流体式伝動装置は、前記回転機の双方向回転に対して、カップリング特性を有する流体継手である。このようにすれば、回転機の一方向の回転による車両前進走行、及び回転機の他方向の回転による車両後進走行の何れの走行も適切に行える。

また、好適には、前記第１の発明に記載の車両の制御装置において、前記直結クラッチ制御部は、エンジントルク振動が大きい程、前記直結クラッチのスリップ量を大きくすることにある。このようにすれば、エンジントルク振動の大きさに応じて流体式伝動装置の入出力回転部材が相対回転させられる。よって、こもり音を適切に抑制することができる。

また、好適には、前記第１の発明に記載の車両の制御装置において、前記直結クラッチ制御部は、こもり音が収束していない場合には、現在の前記直結クラッチのスリップ量を増加させることにある。このようにすれば、こもり音を適切に抑制することができる。

また、好適には、前記第１の発明に記載の車両の制御装置において、前記直結クラッチ制御部は、前記車両が前記所定のこもり音発生領域にあると判定された場合には、先ず、前記直結クラッチを解放し、その後、前記直結クラッチをスリップに移行することにある。このようにすれば、直結クラッチの解放によって共振トルクの増大をいち早く制限することができると共に、直結クラッチを解放からスリップへ移行することによって流体式伝動装置の入出力回転部材の相対回転による燃費性能低下を抑制することができる。

また、好適には、前記第１の発明に記載の車両の制御装置において、前記動力伝達装置は、前記エンジンに動力伝達可能に連結された差動機構と前記差動機構に動力伝達可能に連結された差動用回転機とを有し前記差動用回転機の運転状態が制御されることにより前記差動機構の差動状態が制御される電気式変速機構を備えており、前記流体式伝動装置は、前記電気式変速機構から出力されるエンジントルクが前記動力伝達装置の出力回転部材へ伝達される動力伝達経路と前記回転機との間の動力伝達経路に設けられていることにある。このようにすれば、流体式伝動装置の入出力回転部材が相対回転させられることで、流体式伝動装置や回転機がダイナミックダンパとして機能させられて、こもり音を抑制することができる。

また、好適には、前記第１の発明に記載の車両の制御装置において、前記動力伝達装置は、前記エンジンに動力伝達可能に連結された差動機構と前記差動機構に動力伝達可能に連結された差動用回転機とを有し前記差動用回転機の運転状態が制御されることにより前記差動機構の差動状態が制御される電気式変速機構を備えており、前記流体式伝動装置は、前記電気式変速機構から出力されるエンジントルクが前記動力伝達装置の出力回転部材へ伝達される動力伝達経路に設けられていることにある。このようにすれば、流体式伝動装置の入出力回転部材が相対回転させられることで、駆動系の共振域をずらす効果が得られて、こもり音を抑制することができる。

本発明が適用される車両の走行に関わる各部の概略構成を説明する図であると共に、その各部を制御する為の制御系統の要部を説明する図である。 油圧制御回路のうちで、クラッチＣ１、ブレーキＢ１、及びクラッチＣＳの作動状態の制御に関わる部分の一例を示す図である。 各走行モードにおける各係合装置の各係合作動を示す図表である。 単独駆動ＥＶモード時の共線図である。 両駆動ＥＶモード時の共線図である。 ＨＶ走行モードのロー状態でのパラレルモード時の共線図である。 ＨＶ走行モードのハイ状態でのパラレルモード時の共線図である。 ＨＶ走行モードのシリーズモード時の共線図である。 エンジントルク振動と直結クラッチのスリップ量との予め定められた関係(ＣＬスリップ量マップ)の一例を示す図である。 電子制御装置の制御作動の要部すなわちエンジン動作点を変更することなくこもり音を抑制する為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実行した場合のタイムチャートの一例である。 図１０のフローチャートに示す制御作動を実行した場合のタイムチャートの一例であって、流体継手に替えてトルクコンバータを用いた場合の実施例であり、図１１とは別の実施例である。 本発明が適用される車両の走行に関わる各部の概略構成を説明する図であり、図１とは別の実施例である。

以下、本発明の実施例を図面を参照して詳細に説明する。

図１は、本発明が適用される車両１０の走行に関わる各部の概略構成を説明する図であると共に、その各部を制御する為の制御系統の要部を説明する図である。図１において、車両１０は、走行用の駆動力源となり得る、エンジン１２、第１回転機ＭＧ１、及び第２回転機ＭＧ２と、動力伝達装置１４と、駆動輪１６とを備えるハイブリッド車両である。

エンジン１２は、例えばガソリンエンジンやディーゼルエンジン等、所定の燃料を燃焼させて動力を出力させる公知の内燃機関である。このエンジン１２は、後述する電子制御装置９０によってスロットル開度或いは吸入空気量、燃料供給量、点火時期等の運転状態が電気的に制御されることにより、エンジントルクＴeが制御される。

第１回転機ＭＧ１及び第２回転機ＭＧ２は、駆動トルクを発生させる電動機(モータ)としての機能及び発電機(ジェネレータ)としての機能を有する所謂モータジェネレータである。第１回転機ＭＧ１及び第２回転機ＭＧ２は、インバータ部や平滑コンデンサなどを有する電力制御ユニット１８を介してバッテリユニット２０に接続されており、後述する電子制御装置９０によって電力制御ユニット１８が制御されることにより、第１回転機ＭＧ１及び第２回転機ＭＧ２の各々の出力トルク(力行トルク又は回生トルク)であるＭＧ１トルクＴmg1及びＭＧ２トルクＴmg2が制御される。

動力伝達装置１４は、エンジン１２と駆動輪１６との間の動力伝達経路に備えられており、車体に取り付けられる非回転部材であるケース２２内に、第１回転機ＭＧ１及び第２回転機ＭＧ２と共に収容されている。動力伝達装置１４は、第１動力伝達部２４、第２動力伝達部２６、第１動力伝達部２４の出力回転部材であるドライブギヤ２８と噛み合うドリブンギヤ３０、ドリブンギヤ３０を相対回転不能に固設するドリブン軸３２、ドリブン軸３２に相対回転不能に固設されたファイナルギヤ３４(ドリブンギヤ３０よりも小径のファイナルギヤ３４)、デフリングギヤ３６を介してファイナルギヤ３４と噛み合うディファレンシャルギヤ３８、ディファレンシャルギヤ３８に連結された車軸４０等を備えている。

第１動力伝達部２４は、第１動力伝達部２４の入力回転部材である入力軸４２と同軸心に配置されており、変速部４４と差動部４６とを備えている。変速部４４は、第１遊星歯車機構４８、クラッチＣ１、及びブレーキＢ１を備えている。差動部４６は、第２遊星歯車機構５０及びクラッチＣＳを備えている。

第１遊星歯車機構４８は、第１サンギヤＳ１、第１ピニオンギヤＰ１、第１ピニオンギヤＰ１を自転及び公転可能に支持する第１キャリヤＣＡ１、第１ピニオンギヤ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を有する公知のシングルピニオン型の遊星歯車機構であり、差動作用を生じる差動機構として機能する。第１遊星歯車機構４８は、第２遊星歯車機構５０よりもエンジン１２側に配置された入力側差動機構である。第１キャリヤＣＡ１は、入力軸４２に一体的に連結され、その入力軸４２を介してエンジン１２に連結された回転要素(例えば第１回転要素ＲＥ１)である。第１サンギヤＳ１は、ブレーキＢ１を介してケース２２に選択的に連結される回転要素(例えば第２回転要素ＲＥ２)である。第１リングギヤＲ１は、差動部４６の入力回転部材(すなわち第２遊星歯車機構５０の第２キャリヤＣＡ２)に連結された回転要素(例えば第３回転要素ＲＥ３)であり、変速部４４の出力回転部材として機能する。又、第１キャリヤＣＡ１と第１サンギヤＳ１とは、クラッチＣ１を介して選択的に連結される。

クラッチＣ１及びブレーキＢ１は、好適には何れも湿式の摩擦係合装置であり、油圧アクチュエータによって係合制御される多板型の油圧式摩擦係合装置である。このクラッチＣ１及びブレーキＢ１は、後述する電子制御装置９０によって油圧制御回路５２が制御されることにより、油圧制御回路５２から各々供給されるＣ１油圧Ｐc1、Ｂ１油圧Ｐb1に応じて作動状態(係合や解放などの状態)が制御される。

クラッチＣ１及びブレーキＢ１が共に解放された状態においては、第１遊星歯車機構４８の差動が許容される。よって、この状態では、第１サンギヤＳ１にてエンジントルクＴeの反力トルクが取れない為、変速部４４は機械的な動力伝達が不能な中立状態(ニュートラル状態)とされる。又、クラッチＣ１が係合され且つブレーキＢ１が解放された状態においては、第１遊星歯車機構４８は各回転要素が一体回転させられる。よって、この状態では、エンジン１２の回転は等速で第１リングギヤＲ１から第２キャリヤＣＡ２へ伝達される。一方で、クラッチＣ１が解放され且つブレーキＢ１が係合された状態においては、第１遊星歯車機構４８は第１サンギヤＳ１の回転が止められ、第１リングギヤＲ１の回転が第１キャリヤＣＡ１の回転よりも増速される。よって、この状態では、エンジン１２の回転は増速されて第１リングギヤＲ１から出力される。このように、変速部４４は、直結状態(変速比＝１．０)となるローギヤと、オーバードライブ状態(例えば変速比＝０．７)となるハイギヤとに切り替えられる２段の有段変速機として機能する。又、クラッチＣ１及びブレーキＢ１が共に係合された状態においては、第１遊星歯車機構４８は各回転要素の回転が止められる。よって、この状態では、変速部４４の出力回転部材である第１リングギヤＲ１の回転が停止されることで、差動部４６の入力回転部材である第２キャリヤＣＡ２の回転が停止させられる。

第２遊星歯車機構５０は、第２サンギヤＳ２、第２ピニオンギヤＰ２、第２ピニオンギヤＰ２を自転及び公転可能に支持する第２キャリヤＣＡ２、第２ピニオンギヤ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を有する公知のシングルピニオン型の遊星歯車機構であり、差動作用を生じる差動機構として機能する。第２遊星歯車機構５０は、第１遊星歯車機構４８よりも駆動輪１６側に配置された出力側差動機構である。第２キャリヤＣＡ２は、変速部４４の出力回転部材(すなわち第１遊星歯車機構４８の第１リングギヤＲ１)に連結された回転要素(例えば第１回転要素ＲＥ１)であり、差動部４６の入力回転部材として機能する。第２サンギヤＳ２は、第１回転機ＭＧ１のロータ軸５４に一体的に連結され、そのロータ軸５４を介して第１回転機ＭＧ１に連結された回転要素(例えば第２回転要素ＲＥ２)である。第２リングギヤＲ２は、ドライブギヤ２８に一体的に連結された回転要素(例えば第３回転要素ＲＥ３)である。又、第２サンギヤＳ２は、クラッチＣＳを介して第１キャリヤＣＡ１と選択的に連結される。よって、クラッチＣＳは、第１キャリヤＣＡ１に連結されたエンジン１２と、第２サンギヤＳ２に連結された第１回転機ＭＧ１とを選択的に連結する係合装置である。

クラッチＣＳは、好適には湿式の摩擦係合装置であり、油圧アクチュエータによって係合制御される多板型の油圧式摩擦係合装置である。このクラッチＣＳは、後述する電子制御装置９０によって油圧制御回路５２が制御されることにより、油圧制御回路５２から供給されるＣＳ油圧Ｐcsに応じて作動状態が制御される。

クラッチＣＳが解放された状態においては、第２遊星歯車機構５０の差動が許容される。よって、この状態では、第２遊星歯車機構５０は、第２キャリヤＣＡ２に入力される動力を第１回転機ＭＧ１及び第２リングギヤＲ２へ分配する動力分配機構として機能することが可能である。すなわち、差動部４６において、第２リングギヤＲ２へ分配される機械的な動力伝達に加え、第１回転機ＭＧ１に分配された動力で第１回転機ＭＧ１が発電され、その発電された電力が蓄電されたりその電力で第２回転機ＭＧ２が駆動される。これにより、差動部４６は、後述する電子制御装置９０によって電力制御ユニット１８が制御されて第１回転機ＭＧ１の運転状態が制御されることにより変速比を制御する公知の電気式差動部(電気式無段変速機)として機能する。つまり、差動部４６は、エンジン１２に動力伝達可能に連結された差動機構としての第２遊星歯車機構５０と、第２遊星歯車機構５０に動力伝達可能に連結された差動用回転機としての第１回転機ＭＧ１とを有し、第１回転機ＭＧ１の運転状態が制御されることにより第２遊星歯車機構５０の差動状態が制御される電気式変速機構である。又、クラッチＣＳが係合された状態においては、エンジン１２と第１回転機ＭＧ１とが連結される為、エンジン１２の動力によって第１回転機ＭＧ１にて発電を行い、その発電した電力を蓄電したりその電力で第２回転機ＭＧ２を駆動することが可能である。

このように構成された第１動力伝達部２４においては、エンジン１２の動力や第１回転機ＭＧ１の動力はドライブギヤ２８からドリブンギヤ３０へ伝達される。従って、エンジン１２及び第１回転機ＭＧ１は、第１動力伝達部２４を介して駆動輪１６に動力伝達可能に連結される。又、変速部４４は、オーバードライブであるので、第１回転機ＭＧ１の高トルク化が抑制される。

第２動力伝達部２６は、入力軸４２とは別にその入力軸４２と平行に配置された副軸５６、ドリブンギヤ３０と噛み合うと共にその副軸５６に連結されたリダクションギヤ５８(ドリブンギヤ３０よりも小径のリダクションギヤ５８)、副軸５６と平行に配置された第２回転機ＭＧ２のロータ軸６０、副軸５６とロータ軸６０とを連結する流体継手(フルードカップリング)６２、及び流体継手６２の入出力回転部材(すなわちロータ軸６０に連結された入力回転部材であるポンプ羽根車６２ｐと、副軸５６に連結された出力回転部材であるタービン羽根車６２ｔとの間)を連結する直結クラッチ(すなわちロックアップクラッチ)ＣＬを備えている。これにより、第２動力伝達部２６においては、第２回転機ＭＧ２の動力は第１動力伝達部２４を介すことなくドリブンギヤ３０へ伝達される。従って、第２回転機ＭＧ２は、第１動力伝達部２４を介さずに駆動輪１６に動力伝達可能に連結される。つまり、第２回転機ＭＧ２は、第１動力伝達部２４を介さずに動力伝達装置１４の出力回転部材である車軸４０に動力伝達可能に連結された回転機である。流体継手６２は、第２回転機ＭＧ２と車軸４０との間の動力伝達経路に設けられた流体式伝動装置である。特には、流体継手６２は、差動部４６から出力されるエンジントルクＴeが車軸４０へ伝達される動力伝達経路と第２回転機ＭＧ２との間の動力伝達経路に設けられている。又、流体継手６２は、第２回転機ＭＧ２の双方向回転に対して、カップリング特性を有している。これにより、第２回転機ＭＧ２の一方向の回転による車両前進走行、及び第２回転機ＭＧ２の他方向の回転による車両後進走行の何れの走行も適切に行える。尚、動力伝達装置１４の出力回転部材としては、車軸４０の他に、ファイナルギヤ３４やデフリングギヤ３６も同意である。

直結クラッチＣＬは、好適には油圧アクチュエータによって係合制御される油圧式摩擦係合装置である。この直結クラッチＣＬは、後述する電子制御装置９０によって油圧制御回路５２が制御されることにより、油圧制御回路５２から供給されるＣＬ油圧ＰcLに応じて作動状態が制御される。

このように構成された動力伝達装置１４は、ＦＦ(フロントエンジン・フロントドライブ)方式の車両に好適に用いられる。又、動力伝達装置１４では、エンジン１２の動力や第１回転機ＭＧ１の動力や第２回転機ＭＧ２の動力は、ドリブンギヤ３０へ伝達され、そのドリブンギヤ３０から、ファイナルギヤ３４、ディファレンシャルギヤ３８、車軸４０等を順次介して駆動輪１６へ伝達される。又、動力伝達装置１４では、エンジン１２、第１動力伝達部２４、及び第１回転機ＭＧ１と、第２回転機ＭＧ２とが異なる軸心上に配置されることで、軸長が短縮化されている。又、第２回転機ＭＧ２の減速比を大きくとることができる。又、直結クラッチＣＬがスリップ又は解放されると流体継手６２がカップリング状態とされるので、車両停止状態でも第２回転機ＭＧ２の回転が許容される。従って、流体継手６２のカップリング状態では、例えば登坂路などにおいて第２回転機ＭＧ２の高トルクで車両停止状態となって第２回転機ＭＧ２が回転していない為に第２回転機ＭＧ２の１つの相に電流が流れ続けてしまうということを、回避することができる。又、流体継手６２のカップリング状態では、バッテリユニット２０における充電電力の制限時でも流体継手６２のスリップによって第２回転機ＭＧ２にて電力消費できるので、第１回転機ＭＧ１による追加発電が可能となり、エンジントルクＴeの反力受けとしてのＭＧ１トルクＴmg1を増加でき、エンジン出力を増加できる。又、流体継手６２は、流体継手６２に替えて単に摩擦係合装置が配置されてその摩擦係合装置をスリップさせることと比較して、熱的に余裕がある。

車両１０は、走行に関わる各部を制御する車両１０の制御装置を含む電子制御装置９０を備えている。電子制御装置９０は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに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車両１０の各種制御を実行する。例えば、電子制御装置９０は、エンジン１２、第１回転機ＭＧ１、及び第２回転機ＭＧ２の各出力制御、各油圧式摩擦係合装置の作動状態の制御等を実行するようになっており、必要に応じてエンジン制御用、回転機制御用、油圧制御用等に分けて構成される。

電子制御装置９０には、車両１０に設けられた各種センサ等(例えばエンジン回転速度センサ７０、出力回転速度センサ７２、レゾルバ等のＭＧ１回転速度センサ７４、レゾルバ等のＭＧ２回転速度センサ７６、アクセル開度センサ７８、バッテリセンサ８０など)による検出値に基づく各種信号(例えばエンジン回転速度Ｎe、車速Ｖに対応するファイナルギヤ３４の回転速度である出力回転速度Ｎout、ＭＧ１回転速度Ｎmg1、ＭＧ２回転速度Ｎmg2、アクセル開度θacc、バッテリユニット２０の充電状態(充電容量)ＳＯＣなど)が供給される。又、電子制御装置９０からは、車両１０に備えられた各装置(例えばエンジン１２、電力制御ユニット１８、油圧制御回路５２など)に各種指令信号(例えばエンジン制御指令信号Ｓe、回転機制御指令信号Ｓm、油圧制御指令信号Ｓpなど)が供給される。

図２は、油圧制御回路５２のうちで、クラッチＣ１、ブレーキＢ１、及びクラッチＣＳの作動状態の制御に関わる部分の一例を示す図である。図２において、油圧制御回路５２は、機械式のオイルポンプ(ＭＯＰ)１００、プライマリーレギュレータバルブ１０２、リニアソレノイドバルブＳＬ１、リニアソレノイドバルブＳＬ２、リニアソレノイドバルブＳＬ３、同時供給防止バルブ１０４、同時供給防止バルブ１０６、同時供給防止バルブ１０８、電磁切替えバルブ１１０、第２レギュレータバルブ１１２、電動式のオイルポンプ(ＥＯＰ)１１４、電動モータ１１６、逆止弁１１８を備えている。

機械式のオイルポンプ１００は、第２遊星歯車機構５０の第２キャリヤＣＡ２に連結されており(後述する図８中のＭＯＰ参照)、第２キャリヤＣＡ２の回転に伴って駆動される(すなわちエンジン１２により駆動される)。オイルポンプ１００から吐出された作動油(オイル)は、プライマリーレギュレータバルブ１０２によりライン圧ＰＬに調圧される。リニアソレノイドバルブＳＬ１、リニアソレノイドバルブＳＬ２、リニアソレノイドバルブＳＬ３は、各々、ライン圧ＰＬを元圧として、Ｃ１油圧Ｐc1、Ｂ１油圧Ｐb1、ＣＳ油圧Ｐcsを調圧する。同時供給防止バルブ１０４は、Ｃ１油圧Ｐc1の供給路に設けられており、クラッチＣ１の係合時でも、Ｂ１油圧Ｐb1が立ち上がると、同時供給防止バルブ１０４が作動してＣ１油圧Ｐc1の供給がカット(遮断)される。同時供給防止バルブ１０６は、Ｂ１油圧Ｐb1の供給路に設けられており、ブレーキＢ１の係合時でも、Ｃ１油圧Ｐc1が立ち上がると、同時供給防止バルブ１０６が作動してＢ１油圧Ｐb1の供給がカット(遮断)される。同時供給防止バルブ１０８は、クラッチＣ１にＣ１油圧Ｐc1が供給されている場合又はブレーキＢ１にＢ１油圧Ｐb1が供給されている場合には、クラッチＣＳにＣＳ油圧Ｐcsが供給されることを防止する。又、クラッチＣＳにＣＳ油圧Ｐcsが供給されている時は、クラッチＣ１にＣ１油圧Ｐc1が供給されること、及びブレーキＢ１にＢ１油圧Ｐb1が供給されることが回避される。クラッチＣ１及びブレーキＢ１を共に係合する後述する両駆動ＥＶモード時以外の例えばエンジン駆動状態では、同時供給防止バルブ１０４と同時供給防止バルブ１０６とが各々作動する。

電動式のオイルポンプ１１４は、電動モータ１１６で駆動される。よって、第２キャリヤＣＡ２が回転していないとき(例えば両駆動ＥＶモード時)には、意図的にオイルポンプ１１４を駆動しないと油圧が発生せず、電磁切替えバルブ１１０の作動に関係なく、同時供給防止バルブ１０４及び同時供給防止バルブ１０６への各信号油圧は発生しない。オイルポンプ１１４が意図的に駆動されることによってオイルポンプ１１４から吐出された作動油は、第２レギュレータバルブ１１２により所定油圧に調圧される。電磁切替えバルブ１１０が切り替えられて、上記所定油圧が電磁切替えバルブ１１０を介して、同時供給防止バルブ１０４及び同時供給防止バルブ１０６へ各信号油圧として供給されると、同時供給防止バルブ１０４及び同時供給防止バルブ１０６が固定されて、クラッチＣ１及びブレーキＢ１の同時係合が許容される。

電子制御装置９０は、ハイブリッド制御手段すなわちハイブリッド制御部９２、及び動力伝達切替手段すなわち動力伝達切替部９４を備えている。

ハイブリッド制御部９２は、電子スロットル弁を開閉制御し、燃料噴射量や噴射時期を制御し、点火時期を制御するエンジン制御指令信号Ｓeを出力して、エンジントルクＴeの目標値が得られるようにエンジン１２の出力制御を実行する。又、ハイブリッド制御部９２は、第１回転機ＭＧ１や第２回転機ＭＧ２の作動を制御する回転機制御指令信号Ｓmを電力制御ユニット１８へ出力して、ＭＧ１トルクＴmg1やＭＧ２トルクＴmg2の目標値が得られるように第１回転機ＭＧ１や第２回転機ＭＧ２の出力制御を実行する。

ハイブリッド制御部９２は、アクセル開度θaccからそのときの車速Ｖにて要求される駆動トルク(要求駆動トルク)を算出し、充電要求値(充電要求パワー)等を考慮して低燃費で排ガス量の少ない運転となるように、エンジン１２、第１回転機ＭＧ１、及び第２回転機ＭＧ２の少なくとも１つから要求駆動トルクを発生させる。ハイブリッド制御部９２は、走行モードとして、後述するＥＶ走行モード或いはＨＶ走行モードを走行状態に応じて選択的に成立させる。例えば、ハイブリッド制御部９２は、要求駆動トルクが予め実験的に或いは設計的に求められて記憶された(すなわち予め定められた)閾値よりも小さなモータ走行領域にある場合には、ＥＶ走行モードを成立させる一方、要求駆動トルクが予め定められた閾値以上となるエンジン走行領域にある場合には、ＨＶ走行モードを成立させる。又、ハイブリッド制御部９２は、要求駆動トルクがモータ走行領域にあるときであっても、充電容量ＳＯＣが予め定められた閾値未満となる場合には、ＨＶ走行モードを成立させる。

ハイブリッド制御部９２は、ＥＶ走行モードを成立させたときには、エンジン１２の運転を停止させると共に、第１回転機ＭＧ１及び第２回転機ＭＧ２のうちの少なくとも一方の回転機を走行用の駆動力源とするモータ走行(ＥＶ走行)を可能とする。ハイブリッド制御部９２は、ＥＶ走行モードを成立させたときに、第２回転機ＭＧ２のみで要求駆動トルクを賄える場合には、後述する単独駆動ＥＶモードを成立させる一方で、第２回転機ＭＧ２のみでは要求駆動トルクを賄えない場合には、後述する両駆動ＥＶモードを成立させる。ハイブリッド制御部９２は、単独駆動ＥＶモードを成立させた場合には、第２回転機ＭＧ２のみを走行用の駆動力源とするＥＶ走行を可能とする一方で、両駆動ＥＶモードを成立させた場合には、第１回転機ＭＧ１及び第２回転機ＭＧ２の両方を走行用の駆動力源とするＥＶ走行を可能とする。ハイブリッド制御部９２は、第２回転機ＭＧ２のみで要求駆動トルクを賄えるときであっても、ＭＧ２回転速度Ｎmg2及びＭＧ２トルクＴmg2で表される第２回転機ＭＧ２の動作点が第２回転機ＭＧ２の効率を悪化させる動作点として予め定められた領域内にある場合には(換言すれば第１回転機ＭＧ１及び第２回転機ＭＧ２を併用した方が効率が良い場合には)、両駆動ＥＶモードを成立させる。ハイブリッド制御部９２は、両駆動ＥＶモードを成立させた場合には、第１回転機ＭＧ１及び第２回転機ＭＧ２の運転効率に基づいて、第１回転機ＭＧ１及び第２回転機ＭＧ２にて要求駆動トルクを分担させる。

ハイブリッド制御部９２は、要求駆動トルクがエンジン走行領域にあることでＨＶ走行モードを成立させた場合には、後述するパラレルモードを成立させる。ハイブリッド制御部９２は、パラレルモードを成立させた場合には、エンジン１２の動力に対する反力を第１回転機ＭＧ１の発電により受け持つことでドライブギヤ２８にエンジン直達トルクを伝達すると共に第１回転機ＭＧ１の発電電力により第２回転機ＭＧ２を駆動することで駆動輪１６にトルクを伝達して少なくともエンジン１２を走行用の駆動力源とするエンジン走行を可能とする。すなわち、ハイブリッド制御部９２は、パラレルモードを成立させた場合には、第１回転機ＭＧ１の運転状態を制御することによりエンジン１２の動力を駆動輪１６へ伝達して走行するエンジン走行を可能とする。このエンジン走行では、ハイブリッド制御部９２は、公知のエンジン１２の最適燃費線を考慮したエンジン動作点(すなわちエンジン回転速度ＮeとエンジントルクＴeとで表されるエンジン動作点)にてエンジン１２を作動させる。このパラレルモードでは、バッテリユニット２０からの電力を用いた第２回転機ＭＧ２の駆動トルクを更に付加して走行することも可能である。ハイブリッド制御部９２は、充電容量ＳＯＣが予め定められた閾値未満にあることでＨＶ走行モードを成立させたときに、第２回転機ＭＧ２のみでは要求駆動トルクを賄えない場合にはパラレルモードを成立させる一方で、第２回転機ＭＧ２のみで要求駆動トルクを賄える場合には後述するシリーズモードを成立させる。ハイブリッド制御部９２は、シリーズモードを成立させた場合には、エンジン１２を作動させて第１回転機ＭＧ１を発電させ、第１回転機ＭＧ１の発電電力により第２回転機ＭＧ２を駆動することで駆動輪１６にＭＧ２トルクＴmg2を伝達して走行することができる。この走行では、エンジントルクＴeは機械的に駆動輪１６へ伝達されないが、第２回転機ＭＧ２を駆動する基の動力源はエンジン１２であるので、シリーズモードの走行もエンジン走行に含める。

動力伝達切替部９４は、ハイブリッド制御部９２により成立させられた走行モードに基づいて、クラッチＣ１、ブレーキＢ１、及びクラッチＣＳの各係合作動を制御する。動力伝達切替部９４は、ハイブリッド制御部９２により成立させられた走行モードにて走行する為の動力伝達が可能となるように、クラッチＣ１、ブレーキＢ１、及びクラッチＣＳを各々係合及び／又は解放させる油圧制御指令信号Ｓpを油圧制御回路５２へ出力する。

ここで、車両１０にて実行可能な走行モードについて図３、及び図４−図８を用いて説明する。図３は、各走行モードにおけるクラッチＣ１、ブレーキＢ１、及びクラッチＣＳの各係合作動を示す図表である。図３の図表中の○印は係合装置(Ｃ１，Ｂ１，ＣＳ)の係合を示し、空欄は解放を示し、△印は回転停止状態のエンジン１２を連れ回し状態とするエンジンブレーキの併用時に何れか一方を係合することを示している。又、「Ｇ」は回転機(ＭＧ１，ＭＧ２)を主にジェネレータとしての機能させることを示し、「Ｍ」は回転機(ＭＧ１，ＭＧ２)を駆動時には主にモータとしての機能させ、回生時には主にジェネレータとしての機能させることを示している。図３に示すように、車両１０は、走行モードとして、ＥＶ走行モード及びＨＶ走行モードを選択的に実現することができる。ＥＶ走行モードは、エンジン１２を運転停止して、第１回転機ＭＧ１及び第２回転機ＭＧ２のうちの少なくとも一方の回転機を駆動力源としてＥＶ走行することができる走行モードである。ＥＶ走行モードは、第２回転機ＭＧ２のみを駆動力源としてＥＶ走行することができる単独駆動ＥＶモードと、第１回転機ＭＧ１及び第２回転機ＭＧ２の両方を駆動力源としてＥＶ走行することができる両駆動ＥＶモードとの２つのモードを有している。ＨＶ走行モードは、少なくともエンジン１２を駆動力源としてエンジン走行することができる走行モードである。ＨＶ走行モードは、エンジントルクＴeを機械的に駆動輪１６へ伝達することでエンジン走行することができるパラレルモードと、エンジン１２の動力による第１回転機ＭＧ１の発電電力により駆動された第２回転機ＭＧ２のＭＧ２トルクＴmg2を機械的に駆動輪１６へ伝達することでエンジン走行することができるシリーズモードとの２つのモードを有している。パラレルモードでは、エンジン１２に加えて、第２回転機ＭＧ２を駆動力源として走行することができる。

図４−図８は、第１遊星歯車機構４８及び第２遊星歯車機構５０の各々における３つの回転要素ＲＥ１，ＲＥ２，ＲＥ３の回転速度を相対的に表すことができる共線図である。この共線図において、第１遊星歯車機構４８における各回転要素の回転速度を表す縦線Ｙ１−Ｙ３は紙面向かって左から順に、縦線Ｙ１がブレーキＢ１を介してケース２２に選択的に連結される第２回転要素ＲＥ２である第１サンギヤＳ１の回転速度を、縦線Ｙ２がエンジン１２に連結された第１回転要素ＲＥ１である第１キャリヤＣＡ１の回転速度を、縦線Ｙ３が第２キャリヤＣＡ２に連結された第３回転要素ＲＥ３である第１リングギヤＲ１の回転速度をそれぞれ示している。又、第２遊星歯車機構５０における各回転要素の回転速度を表す縦線Ｙ４−Ｙ６は紙面向かって左から順に、縦線Ｙ４が第１回転機ＭＧ１に連結された第２回転要素ＲＥ２である第２サンギヤＳ２の回転速度を、縦線Ｙ５が第１リングギヤＲ１に連結された第１回転要素ＲＥ１である第２キャリヤＣＡ２の回転速度を、縦線Ｙ６がドライブギヤ２８に連結された第３回転要素ＲＥ３である第２リングギヤＲ２の回転速度をそれぞれ示している。

図４は、単独駆動ＥＶモード時の共線図である。単独駆動ＥＶモードは、図３に示すように、クラッチＣ１、ブレーキＢ１、及びクラッチＣＳを共に解放した状態で実現される。単独駆動ＥＶモードでは、図４に示すように、クラッチＣ１及びブレーキＢ１が解放されることで、第１遊星歯車機構４８の差動が許容され、変速部４４は中立状態とされる。変速部４４が中立状態とされると、第１リングギヤＲ１に連結された第２キャリヤＣＡ２にてＭＧ１トルクＴmg1の反力トルクが取れない為、差動部４６は中立状態とされる。従って、クラッチＣ１及びブレーキＢ１が解放されることで、第１動力伝達部２４は中立状態とされる。動力伝達切替部９４は、クラッチＣ１及びブレーキＢ１を解放することで、第１動力伝達部２４を中立状態とする。ハイブリッド制御部９２は、第２回転機ＭＧ２から走行用のＭＧ２トルクＴmg2を出力させる。後進時は、前進時に対して第２回転機ＭＧ２を逆回転させる。車両走行中には、駆動輪１６の回転に連動してドライブギヤ２８に連結された第２リングギヤＲ２が回転させられる。単独駆動ＥＶモードでは、第１回転機ＭＧ１を空転させても良いが、第１回転機ＭＧ１における引き摺り損失等を低減する為に、ハイブリッド制御部９２は、ＭＧ１回転速度Ｎmg1を零回転に維持する。例えば、ハイブリッド制御部９２は、第１回転機ＭＧ１をジェネレータとしての機能させて、フィードバック制御によりＭＧ１回転速度Ｎmg1を零回転に維持する。或いは、ハイブリッド制御部９２は、第１回転機ＭＧ１の回転が固定されるように第１回転機ＭＧ１に電流を流す制御(ｄ軸ロック制御)を実行して、ＭＧ１回転速度Ｎmg1を零回転に維持する。或いは、ＭＧ１トルクＴmg1を零トルクとしても第１回転機ＭＧ１のコギングトルクによりＭＧ１回転速度Ｎmg1を零回転に維持できるときはＭＧ１トルクＴmg1を加える必要はない。尚、ＭＧ１回転速度Ｎmg1を零回転に維持する制御を行っても、第１動力伝達部２４は中立状態であるので、駆動トルクに影響を与えない。

単独駆動ＥＶモードでは、第１リングギヤＲ１は第２キャリヤＣＡ２に連れ回されるが、変速部４４は中立状態であるので、エンジン１２は連れ回されず零回転で停止状態とされる。よって、単独駆動ＥＶモードでの走行中に第２回転機ＭＧ２にて回生制御を行う場合、回生量を大きく取ることができる。単独駆動ＥＶモードでの走行時に、バッテリユニット２０の充電状態ＳＯＣが満充電状態となり回生エネルギーが取れない場合、エンジンブレーキを併用することが考えられる。エンジンブレーキを併用する場合は、図３に示すように、ブレーキＢ１又はクラッチＣ１が係合される。ブレーキＢ１又はクラッチＣ１が係合されると、エンジン１２は連れ回し状態とされて、エンジンブレーキが作用させられる。ＭＧ１回転速度Ｎmg1を上昇させることで、エンジン１２の連れ回し状態におけるエンジン回転速度Ｎeを上昇させることができる。ブレーキＢ１又はクラッチＣ１を係合することでエンジン回転速度Ｎeを上昇させることができるので、ＥＶ走行モードからエンジン１２を始動するときには、ブレーキＢ１又はクラッチＣ１を係合した状態として、必要に応じて第１回転機ＭＧ１によりエンジン回転速度Ｎeを引き上げて点火する。このとき、第２回転機ＭＧ２に反力キャンセルトルクを追加で出力させる。尚、車両停止時にエンジン１２を始動する際には、ブレーキＢ１又はクラッチＣ１を係合した状態で第１回転機ＭＧ１により第２キャリヤＣＡ２の回転を引き上げることでエンジン回転速度Ｎeを上昇させても良いし、又、第１回転機ＭＧ１により第２キャリヤＣＡ２の回転を引き上げてからブレーキＢ１又はクラッチＣ１を係合することでエンジン回転速度Ｎeを上昇させても良い。

図５は、両駆動ＥＶモード時の共線図である。両駆動ＥＶモードは、図３に示すように、クラッチＣ１及びブレーキＢ１を係合し、且つクラッチＣＳを解放した状態で実現される。両駆動ＥＶモードでは、図５に示すように、クラッチＣ１及びブレーキＢ１が係合されることで、第１遊星歯車機構４８の差動が規制され、第１サンギヤＳ１の回転が停止させられる。その為、第１遊星歯車機構４８は何れの回転要素も回転が停止させられる。これによって、エンジン１２は零回転で停止状態とされ、又、第１リングギヤＲ１に連結された第２キャリヤＣＡ２の回転も停止させられる。第２キャリヤＣＡ２の回転が停止させられると、第２キャリヤＣＡ２にてＭＧ１トルクＴmg1の反力トルクが取れる為、ＭＧ１トルクＴmg1を第２リングギヤＲ２から機械的に出力させて駆動輪１６へ伝達することができる。従って、クラッチＣ１及びブレーキＢ１が係合されることで、第１動力伝達部２４は機械的な動力伝達が可能な非中立状態とされる。動力伝達切替部９４は、クラッチＣ１及びブレーキＢ１を係合することで、第１動力伝達部２４を非中立状態とする。ハイブリッド制御部９２は、第１回転機ＭＧ１及び第２回転機ＭＧ２から各々走行用のＭＧ１トルクＴmg1及びＭＧ２トルクＴmg2を出力させる。両駆動ＥＶモードでは、前進時に対して第１回転機ＭＧ１及び第２回転機ＭＧ２を共に逆回転させて後進走行することも可能である。

図６は、ＨＶ走行モードのロー状態でのパラレルモード時の共線図である。ロー状態でのパラレルモード(以下、パラレルローモードという)は、図３に示すように、クラッチＣ１を係合し、且つブレーキＢ１及びクラッチＣＳを解放した状態で実現される。パラレルローモードでは、図６に示すように、クラッチＣ１が係合されることで、第１遊星歯車機構４８の差動が規制され、第１遊星歯車機構４８の回転要素が一体回転させられる。その為、エンジン１２の回転は等速で第１リングギヤＲ１から第２キャリヤＣＡ２へ伝達される。

図７は、ＨＶ走行モードのハイ状態でのパラレルモード時の共線図である。ハイ状態でのパラレルモード(以下、パラレルハイモードという)は、図３に示すように、ブレーキＢ１を係合し、且つクラッチＣ１及びクラッチＣＳを解放した状態で実現される。パラレルハイモードでは、図７に示すように、ブレーキＢ１が係合されることで、第１サンギヤＳ１の回転が停止させられる。その為、エンジン１２の回転は増速されて第１リングギヤＲ１から第２キャリヤＣＡ２へ伝達される。

パラレルローモード及びパラレルハイモードでは、エンジン１２の動力に対する反力を第１回転機ＭＧ１により受け持つことでエンジントルクＴeの一部(エンジン直達トルク)を第２リングギヤＲ２から機械的に出力させて駆動輪１６へ伝達することができる。従って、クラッチＣ１又はブレーキＢ１が係合されることで、第１動力伝達部２４は機械的な動力伝達が可能な非中立状態とされる。動力伝達切替部９４は、クラッチＣ１を係合することで変速部４４をローギヤに切り替える一方で、ブレーキＢ１を係合することで変速部４４をハイギヤに切り替える。動力伝達切替部９４は、クラッチＣ１又はブレーキＢ１を係合することで、第１動力伝達部２４を非中立状態とする。ハイブリッド制御部９２は、エンジントルクＴeに対する反力トルクとなるＭＧ１トルクＴmg1を第１回転機ＭＧ１の発電により出力させると共に、第１回転機ＭＧ１の発電電力により第２回転機ＭＧ２からＭＧ２トルクＴmg2を出力させる。パラレルローモードでは、前進時に対して第２回転機ＭＧ２を逆回転させて後進走行することも可能である。

ハイブリッド制御部９２は、車速Ｖが予め定められた閾値以上の高車速時には、パラレルハイモードを成立させる一方で、車速Ｖが予め定められた閾値未満の中低車速時には、パラレルローモードを成立させる。ここで、ＭＧ１回転速度Ｎmg1が零回転とされてエンジン１２の動力が電気パス(第１回転機ＭＧ１や第２回転機ＭＧ２の電力授受に関わる電気経路である電気的な動力伝達経路)を介することなく全て機械的にドライブギヤ２８へ伝達される状態となる所謂メカニカルポイントでは、理論伝達効率が最大の「１」となる。このメカニカルポイントは、図６，図７の共線図における差動部４６(縦線Ｙ４−Ｙ６参照)において、ＭＧ１回転速度Ｎmg1が零回転となる状態(すなわち第２サンギヤＳ２の回転速度が零回転となる状態)である。ＨＶ走行モードにおいてパラレルハイモードとパラレルローモードとが切り替えられることでこのメカニカルポイントが２つとなり、パラレルハイモードを有することでメカニカルポイントが高車速側に増えることになり、高速燃費が向上する。

第１動力伝達部２４において、変速部４４と差動部４６とは直列に接続されている。変速部４４を変速すれば第１動力伝達部２４の変速比も変化させられる。そこで、ハイブリッド制御部９２は、変速部４４の変速時に第１動力伝達部２４の変速比の変化が抑制されるように、動力伝達切替部９４による変速部４４の変速に合わせて、差動部４６の変速を実行する。例えば、ハイブリッド制御部９２は、変速部４４がローギヤからハイギヤへアップシフトされる場合、それと同時に、差動部４６をダウンシフトする。これによって、第１動力伝達部２４は、所謂電気的無段変速機として機能させられる。又、変速部４４と差動部４６とが直列に接続された第１動力伝達部２４は変速比幅がワイドになるので、差動部４６から駆動輪１６までの動力伝達経路における変速比を比較的大きくとることができる。

パラレルハイモードはパラレルローモードと比べて同じエンジン回転速度Ｎeに対して第２キャリヤＣＡ２の回転速度が高くされるので、ＨＶ走行モードのパラレルモードにおけるエンジン走行では、高車速時に第１回転機ＭＧ１が負回転且つ負トルクの力行状態となって第１回転機ＭＧ１に電力が供給される動力循環状態となることが抑制される。

図８は、ＨＶ走行モードのシリーズモード時の共線図である。シリーズモードは、図３に示すように、クラッチＣ１及びブレーキＢ１を共に解放し、且つクラッチＣＳを係合した状態で実現される。シリーズモードでは、図４に示すように、クラッチＣ１及びブレーキＢ１が解放されることで、第１遊星歯車機構４８の差動が許容され、変速部４４は中立状態とされる。従って、差動部４６は中立状態とされ、第１動力伝達部２４も中立状態とされる。加えて、シリーズモードでは、図４に示すように、クラッチＣＳが係合されることで、エンジン１２と第１回転機ＭＧ１とが連結される。その為、エンジン１２を作動させることで第１回転機ＭＧ１を回転駆動して発電をすることができる。この際、第１動力伝達部２４は中立状態であるので、エンジントルクＴeは機械的に駆動輪１６へ伝達されない。動力伝達切替部９４は、クラッチＣ１及びブレーキＢ１を解放することで、第１動力伝達部２４を中立状態とし、クラッチＣＳを係合することで、エンジン１２と第１回転機ＭＧ１とを連結する。ハイブリッド制御部９２は、エンジン１２を作動させ、エンジン１２の動力によって第１回転機ＭＧ１を発電させ、第１回転機ＭＧ１の発電電力により第２回転機ＭＧ２を駆動して第２回転機ＭＧ２から走行用のＭＧ２トルクＴmg2を出力させる。シリーズモードでは、前進時に対して第２回転機ＭＧ２を逆回転させて後進走行することも可能である。車両走行中には、駆動輪１６の回転に連動してドライブギヤ２８に連結された第２リングギヤＲ２が回転させられる。又、エンジン回転速度Ｎeに連動して第２サンギヤＳ２が回転させられる。このように回転させられる、第２リングギヤＲ２の回転速度と第２サンギヤＳ２の回転速度とにより、第２キャリヤＣＡ２の回転が決められる。

ＨＶ走行モードのシリーズモードからＥＶ走行モード(又はエンジン停止)への遷移(切替え)では、クラッチＣＳを係合したままでエンジン１２の運転を停止し、第１回転機ＭＧ１にてエンジン１２を回転停止させる。そして、単独駆動ＥＶモードの場合は、エンジン１２の回転停止後に、クラッチＣＳを解放して単独駆動ＥＶモードへ遷移する。両駆動ＥＶモードの場合は、エンジン１２の回転停止後に、クラッチＣ１及びブレーキＢ１を同時係合して両駆動ＥＶモードへ遷移する。

ＨＶ走行モードのシリーズモードからパラレルローモードへの遷移では、クラッチＣＳを解放した後、一旦、エンジン１２を自立運転状態とし、その後、クラッチＣ１を係合してパラレルローモードとする。

ＥＶ走行モード(又はエンジン停止)からＨＶ走行モードのシリーズモードへの遷移では、ＭＧ１回転速度Ｎmg1を零回転としてクラッチＣＳを係合し、第１回転機ＭＧ１にてエンジン１２を回転駆動してエンジン１２を始動する。エンジン１２の始動後、エンジン１２の動力で第１回転機ＭＧ１にて発電する。

動力伝達装置１４では、クラッチＣ１、ブレーキＢ１、及びクラッチＣＳの各係合作動や各部の潤滑や各部の冷却に用いられる作動油を供給する為の機械式のオイルポンプ１００が第２キャリヤＣＡ２に連結されており(図８のＭＯＰ参照)、第２キャリヤＣＡ２の回転に伴って駆動される。よって、ＨＶ走行モードのシリーズモードでの走行中には、潤滑等に必要な作動油がオイルポンプ１００から供給可能である。尚、両駆動ＥＶモードのように第２キャリヤＣＡ２の回転が停止される場合、電動式のオイルポンプ１１４により作動油が供給される。

ここで、前述した通り、動力伝達装置１４は、第２回転機ＭＧ２と車軸４０(ファイナルギヤ３４やデフリングギヤ３６も同意)との間の動力伝達経路に設けられた流体継手６２を備えている。又、動力伝達装置１４は、流体継手６２の入出力回転部材を連結する直結クラッチＣＬを備えている。流体継手６２を介した動力伝達よりも直結クラッチＣＬを介した動力伝達の方が伝達効率が良い。その為、燃費性能を考えれば、直結クラッチＣＬを係合した状態で走行する。

ところで、エンジン回転速度ＮeとエンジントルクＴeとで表されるエンジン動作点が特定の領域(例えば所定のこもり音発生領域)にあると、エンジントルク変動による回転変動が強制源(振動強制力)となり、特定のエンジン回転速度Ｎeで発生する駆動系(例えば入力軸４２から駆動輪１６までの、エンジントルクＴeを伝達する動力伝達系)の共振により振動が増幅されて、エンジン１２の運転に起因するこもり音が発生する。エンジン１２の最適燃費線から離れたこもり音回避動作ラインを考慮したエンジン動作点にてエンジン１２を作動させることで、こもり音を抑制することが考えられ。しかしながら、燃費性能が低下する可能性がある。

そこで、電子制御装置９０は、エンジン動作点を変更することなく、こもり音を抑制することができるように、車両１０が所定のこもり音発生領域にある場合には、直結クラッチＣＬをスリップする。これにより、流体継手６２の入出力回転部材が相対回転させられる。流体継手６２は、差動部４６から出力されるエンジントルクＴeが車軸４０へ伝達される動力伝達経路と第２回転機ＭＧ２との間の動力伝達経路に設けられている。従って、主運動系(大きなマス)としての、エンジントルクＴeが車軸４０へ伝達される動力伝達経路に対して、入出力回転部材が相対回転させられた流体継手６２と、その主運動系にぶら下がる小さなマスとしての、ポンプ羽根車６２ｐ及び第２回転機ＭＧ２とが、ダイナミックダンパとして機能させられる。これにより、共振トルクを逃がし、エンジントルクＴeを伝達する駆動系の共振を抑えることができるので、エンジン動作点を変更することなく、こもり音を抑制することができる。

以上説明したこもり音を抑制する制御を実現する為に、電子制御装置９０は、こもり音発生領域判定手段すなわちこもり音発生領域判定部９６、直結クラッチ制御手段すなわち直結クラッチ制御部９８、及びこもり音収束判定手段すなわちこもり音収束判定部９９を更に備えている。

こもり音発生領域判定部９６は、車両１０がエンジン１２の運転に伴う所定のこもり音発生領域にあるか否かを判定する。具体的には、こもり音発生領域判定部９６は、エンジン回転速度ＮeとエンジントルクＴeとで示される実際のエンジン動作点が所定のこもり音発生領域にあるか否かに基づいて、車両１０が所定のこもり音発生領域にあるか否かを判定する。この所定のこもり音発生領域は、例えば直結クラッチＣＬを係合した状態ではこもり音を抑制する必要がある程の大きなこもり音が発生するエンジン動作点の領域として予め定められたエンジン回転速度ＮeとエンジントルクＴeとの領域である。要は、こもり音発生領域判定部９６は、駆動系の共振域に対応するエンジン回転速度ＮeにてエンジントルクＴeが大きいか否かを判定するということである。

直結クラッチ制御部９８は、こもり音発生領域判定部９６により車両１０が所定のこもり音発生領域にあると判定された場合には、直結クラッチＣＬを所定量にてスリップ制御する指令を油圧制御回路５２に出力して、直結クラッチＣＬをスリップする。この所定量は、例えば図９に示すような、エンジントルク振動と直結クラッチＣＬのスリップ量(すなわち流体継手６２の入出力回転部材間の差回転速度)との予め定められた関係(ＣＬスリップ量マップ)に従って算出される直結クラッチＣＬのスリップ量である。エンジントルク振動が大きい程、こもり音が大きくなる為、図９のＣＬスリップ量マップでは、エンジントルク振動が大きい程、直結クラッチＣＬのスリップ量が大きくされている。直結クラッチ制御部９８は、エンジン回転速度ＮeとエンジントルクＴeとに応じて予め定められた関係(エンジントルク振動マップ)にエンジン回転速度ＮeとエンジントルクＴeとを適用することでエンジントルク振動を算出する。直結クラッチ制御部９８は、図９に示すようなＣＬスリップ量マップにエンジントルク振動を適用することでスリップ制御時の所定量としての直結クラッチＣＬのスリップ量を算出する。これにより、エンジントルク振動の大きさに応じて流体継手６２の入出力回転部材が相対回転させられて、こもり音を適切に抑制することができる。又、必要以上に流体継手６２の入出力回転部材が相対回転させられず、燃費性能の低下が抑制される。

こもり音収束判定部９９は、直結クラッチ制御部９８による直結クラッチＣＬのスリップ制御でこもり音が収束したか否かを判定する。こもり音収束判定部９９は、ＭＧ２回転速度Ｎmg2の変動に対応付けて予め定められた(例えばモデル化された)こもり音の大きさに、レゾルバ等のＭＧ２回転速度センサ７６の信号であるＭＧ２回転速度Ｎmg2の変動を適用することでこもり音の大きさを算出し、そのこもり音が一定値以下であるか否かに基づいて、こもり音が収束したか否かを判定する。

直結クラッチ制御部９８は、こもり音収束判定部９９によりこもり音が収束したと判定された場合には、現在の直結クラッチＣＬのスリップ制御におけるスリップ量をそのまま維持する。一方で、直結クラッチ制御部９８は、こもり音収束判定部９９によりこもり音が収束していないと判定された場合には、こもり音収束判定部９９によりこもり音が収束したと判定されるまで、現在の直結クラッチＣＬのスリップ制御におけるスリップ量を所定増加分だけ増加させる。つまり、直結クラッチ制御部９８は、こもり音の収束具合に応じてスリップ量を増加させる、所謂フィードバック制御を実施する。この所定増加分は、例えばこもり音が収束していないときに増加させるスリップ量として予め定められた値である。これにより、こもり音を適切に抑制することができる。

直結クラッチ制御部９８は、こもり音発生領域判定部９６により車両１０が所定のこもり音発生領域にないと判定された場合には、直結クラッチＣＬを係合する指令を油圧制御回路５２に出力して直結クラッチＣＬを係合し、ロックアップ状態とする。すなわち、既に直結クラッチＣＬが係合されているときは直結クラッチＣＬの係合を維持し、直結クラッチＣＬがスリップ又は解放されているときは直結クラッチＣＬの係合へ切り替える。これにより、車両１０が所定のこもり音発生領域にない場合には、流体継手６２を介した動力伝達が為されず燃費性能の低下が抑制される。

図１０は、電子制御装置９０の制御作動の要部すなわちエンジン動作点を変更することなくこもり音を抑制する為の制御作動を説明するフローチャートであり、エンジン走行中に繰り返し実行される。図１１は、図１０のフローチャートに示す制御作動を実行した場合のタイムチャートの一例である。

図１０において、先ず、こもり音発生領域判定部９６の機能に対応するステップ(以下、ステップを省略する)Ｓ１０において、車両１０が所定のこもり音発生領域にあるか否かが判定される。このＳ１０の判断が肯定される場合は直結クラッチ制御部９８の機能に対応するＳ２０において、直結クラッチＣＬが所定量にてスリップ制御される。次いで、こもり音収束判定部９９の機能に対応するＳ３０において、直結クラッチＣＬがスリップ制御させられることでこもり音が一定値以下となり、こもり音が収束したか否かが判定される。このＳ３０の判断が否定される場合は直結クラッチ制御部９８の機能に対応するＳ４０において、現在の直結クラッチＣＬのスリップ制御におけるスリップ量が所定増加分だけ増加させられる。このＳ４０に次いで、上記Ｓ３０が実行される。Ｓ３０の判断が肯定される場合は直結クラッチ制御部９８の機能に対応するＳ５０において、現在の直結クラッチＣＬのスリップ制御におけるスリップ量がそのまま維持される。一方で、上記Ｓ１０の判断が否定される場合は直結クラッチ制御部９８の機能に対応するＳ６０において、直結クラッチＣＬが完全係合されてロックアップ状態とされる。

図１１において、ｔ１時点は、パラレルローモードでのエンジン走行中に、エンジントルクＴeが増加して(強制力が増加して)、車両１０が所定のこもり音発生領域にあると判定された時点を示している。その後、ｔ２時点から、ＣＬ油圧ＰcLが低下されて、係合されていた直結クラッチＣＬがスリップ制御させられる。つまり、流体継手６２が滑り始める。その為、ＭＧ２回転速度Ｎmg2が車速Ｖに応じた回転速度増の傾き(破線参照)より大きな傾きで増加させられる(ｔ２時点からｔ３時点までの実線参照)。ｔ３時点以降は、直結クラッチＣＬが所望のスリップ量になったので、ＣＬ油圧ＰcLが一定とされている。

上述のように、本実施例によれば、車両１０が所定のこもり音発生領域にあると判定された場合には、直結クラッチＣＬがスリップされるので、流体継手６２の入出力回転部材が相対回転させられる。これにより、この流体継手６２において共振トルクを逃がし、エンジントルクＴeを伝達する駆動系の共振を抑えることができる。特に、エンジントルクＴeが動力伝達装置１４の出力回転部材へ伝達される動力伝達経路と第２回転機ＭＧ２との間の動力伝達経路に流体継手６２が設けられているので、流体継手６２の入出力回転部材が相対回転させられることで、流体継手６２や第２回転機ＭＧ２がダイナミックダンパとして機能させられて、こもり音を抑制することができる。よって、エンジン動作点を変更することなく、こもり音を抑制することができる。

次に、本発明の他の実施例を説明する。尚、以下の説明において実施例相互に共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。

前述の実施例１では、第２回転機ＭＧ２と車軸４０との間の動力伝達経路に設けられた流体式伝動装置として、トルク増幅作用のない流体継手６２を例示した。この流体式伝動装置としては、トルク増幅作用を有する公知のトルクコンバータであっても良い。流体継手６２に替えてトルクコンバータを用いる場合、直結クラッチＣＬがスリップされると、トルクコンバータのトルク増幅作用によりトルク比分だけ増大されたＭＧ２トルクＴmg2(＝本来要求されるＭＧ２トルクＴmg2×トルク比)がリダクションギヤ５８に入力される。アウトプットトルクＴout(例えばファイナルギヤ３４に入力されるトルク)は、エンジントルクＴeに基づくトルクとＭＧ２トルクＴmg2に基づくトルクとの合計トルクである。そうすると、直結クラッチＣＬのスリップ制御時には、要求駆動トルクよりも大きなトルクが発生させられる可能性がある。その為、電子制御装置９０は、直結クラッチＣＬのスリップ制御中には、トルクコンバータのトルク比が大きくなる程、ＭＧ２トルクＴmg2を小さくする。つまり、トルク比分だけ増大されたＭＧ２トルクＴmg2が本来要求されるＭＧ２トルクＴmg2となるようにＭＧ２トルクＴmg2を小さくする。

図１２は、図１０のフローチャートに示す制御作動を実行した場合のタイムチャートの一例であって、流体継手６２に替えてトルクコンバータを用いた場合の実施例であり、図１１とは別の実施例である。図１２において、ＭＧ２トルクＴmg2は、直結クラッチＣＬのスリップ制御時には、二点鎖線に示す流体継手６２の場合と比較して、トルクコンバータのトルク比による増大分だけＭＧ２トルクＴmg2が小さくされている。これにより、ＭＧ２トルクＴmgがトルク比分だけ増大されることに伴うアウトプットトルクＴoutの変動が抑制される。

上述のように、本実施例によれば、トルクコンバータのトルク比に応じてＭＧ２トルクＴmg2が制御されるので、アウトプットトルクＴout(駆動トルクも同意)の変動を抑制することができる。

前述の実施例１では、流体継手６２は、差動部４６から出力されるエンジントルクＴeが車軸４０へ伝達される動力伝達経路と第２回転機ＭＧ２との間の動力伝達経路に設けられることで、第２回転機ＭＧ２と車軸４０との間の動力伝達経路に設けられた。本実施例の車両２００では、このような実施例１での実施態様に替えて、流体継手６２は、差動部４６から出力されるエンジントルクＴeが車軸４０へ伝達される動力伝達経路に設けられている。従って、流体継手６２は、第２回転機ＭＧ２と車軸４０との間の動力伝達経路に設けられた流体式伝動装置である。

図１３は、本発明が適用される車両２００の走行に関わる各部の概略構成を説明する図であり、図１とは別の実施例である。図１３において、車両２００は、走行用の駆動力源となり得る、エンジン１２、第１回転機ＭＧ１、及び第２回転機ＭＧ２と、動力伝達装置２０２と、駆動輪１６とを備えるハイブリッド車両である。動力伝達装置２０２は、第１動力伝達部２４、第２動力伝達部２０４、ドライブギヤ２８と噛み合うドリブンギヤ３０、ドリブンギヤ３０を相対回転不能に固設するドリブン軸３２、入力回転部材であるポンプ羽根車６２ｐがドリブン軸３２に連結された流体継手６２、流体継手６２の出力回転部材であるタービン羽根車６２ｔに連結されたファイナル軸２０６、ファイナル軸２０６に相対回転不能に固設されたファイナルギヤ３４、デフリングギヤ３６を介してファイナルギヤ３４と噛み合うディファレンシャルギヤ３８、ディファレンシャルギヤ３８に連結された車軸４０、流体継手６２の入出力回転部材を連結する直結クラッチＣＬ等を備えている。

第２動力伝達部２０４は、入力軸４２とは別にその入力軸４２と平行に配置された、第２回転機ＭＧ２のロータ軸２０８、及びドリブンギヤ３０と噛み合うと共にそのロータ軸２０８に連結されたリダクションギヤ５８を備えている。これにより、第２動力伝達部２０４においては、第２回転機ＭＧ２の動力は第１動力伝達部２４を介すことなくドリブンギヤ３０へ伝達される。従って、第２回転機ＭＧ２は、第１動力伝達部２４を介さずに駆動輪１６に動力伝達可能に連結される。

流体継手６２は、ドリブン軸３２とファイナル軸２０６との間の動力伝達経路に設けられている。すなわち、本実施例では、流体継手６２は、図１の車両１０におけるドリブン軸３２上に配置されている。その為、流体継手６２の入出力回転部材が相対回転させられることで、図１の車両１０とは異なり、流体継手６２と第２回転機ＭＧ２とがダイナミックダンパとして機能させられないものの、エンジントルクＴeを伝達する駆動系の共振域をずらす効果が得られる。これにより、共振トルクを逃がし、駆動系の共振を抑えることができるので、エンジン動作点を変更することなく、こもり音を抑制することができる。この車両２００においても、電子制御装置９０は、エンジン動作点を変更することなく、こもり音を抑制することができるように、車両１０が所定のこもり音発生領域にある場合には、直結クラッチＣＬをスリップする。

上述のように、本実施例によれば、車両１０が所定のこもり音発生領域にあると判定された場合には、直結クラッチＣＬがスリップされるので、流体継手６２の入出力回転部材が相対回転させられる。これにより、この流体継手６２において共振トルクを逃がし、エンジントルクＴeを伝達する駆動系の共振を抑えることができる。特に、エンジントルクＴeが動力伝達装置１４の出力回転部材へ伝達される動力伝達経路に流体継手６２が設けられているので、流体継手６２の入出力回転部材が相対回転させられることで、駆動系の共振域をずらす効果が得られて、こもり音を抑制することができる。よって、エンジン動作点を変更することなく、こもり音を抑制することができる。

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、車両１０が所定のこもり音発生領域にあると判定された場合には、直結クラッチＣＬをスリップしたが、直結クラッチＣＬを解放しても良い。直結クラッチＣＬが解放されても、流体継手６２の入出力回転部材が相対回転させられるので、流体継手６２において共振トルクを逃がし、エンジントルクＴeを伝達する駆動系の共振を抑えることができる。よって、エンジン動作点を変更することなく、こもり音を抑制することができる。

直結クラッチＣＬを解放する場合には、直結クラッチＣＬをスリップする場合と異なり、エンジントルク振動の大きさに応じて流体継手６２の入出力回転部材を相対回転させることはできない。反面、直結クラッチＣＬを解放する場合には、直結クラッチＣＬをスリップする場合と比較して、流体継手６２の入出力回転部材を速やかに相対回転させることができて、共振トルクの増大をいち早く制限することができる。

従って、直結クラッチ制御部９８は、こもり音発生領域判定部９６により車両１０が所定のこもり音発生領域にあると判定された場合には(見方を換えれば、直結クラッチＣＬを所定量にてスリップ制御する場合には)、先ず、直結クラッチＣＬを解放し、その後、直結クラッチＣＬをスリップに移行しても良い。このようにすれば、直結クラッチＣＬの解放によって共振トルクの増大をいち早く制限することができると共に、直結クラッチＣＬを解放からスリップへ移行することによって流体継手６２の入出力回転部材の相対回転による燃費性能低下を抑制することができる。ところで、流体継手６２に替えて摩擦係合装置を用いた場合、スリップへ移行する際に摩擦係合装置のトルク容量を急減させると差回転速度(スリップ量)が急増する為、ある程度の時間をかけてトルク容量の低減を行う必要があり、その間にも駆動系の共振は続く。これに対して、流体継手６２を用いた場合、直結クラッチＣＬを解放状態に急に移行しても、流体継手６２の容量係数に応じて入出力回転部材間の差回転速度の増加に制限が掛かる。そして、この後に、直結クラッチＣＬをスリップに移行することで、共振トルクの増大をいち早く制限することと、流体継手６２の入出力回転部材の相対回転による燃費性能低下を抑制することとを両立することができる。

また、前述の実施例では、こもり音発生領域判定部９６は、車両１０が所定のこもり音発生領域にあるか否かを判定した。この所定のこもり音発生領域は、実際にこもり音が発生する領域以外に、実際にこもり音が発生する領域近傍の、こもり音の発生が予測される領域を含んでも良い。この予測される領域とは、例えばこのままエンジントルクが大きくなると、車両１０が実際にこもり音が発生する領域に入るような領域である。又、こもり音発生領域判定部９６は、車両１０(例えば車室内、特には運転席近傍)に備えられたマイクロホン等のセンサによって検出されたこもり音又はこもり音に関する指標が所定値以上であるか否かに基づいて、車両１０が所定のこもり音発生領域にあるか否かを判定しても良い。

また、前述の実施例において、こもり音収束判定部９９は、車両１０に備えられたマイクロホン等のセンサによって検出されたこもり音又はこもり音に関する指標が所定値以上であるか否かに基づいて、こもり音が収束したか否かを判定しても良い。

また、前述の実施例では、直結クラッチ制御部９８は、エンジントルク振動マップを用いてエンジントルク振動を算出したが、これに限らない。例えば、直結クラッチ制御部９８は、エンジン１２の気筒内に設けられた圧力センサによって検出された爆発の圧力に基づいてエンジントルク振動を算出(又は検出)しても良い。又、図９はエンジントルク振動と直結クラッチＣＬのスリップ量との予め定められた関係であったが、これに限らない。例えば、エンジントルク振動に替えて、動力伝達装置１４の出力回転部材における共振トルクの大きさを用いても良い。この場合、直結クラッチ制御部９８は、例えばセンサによって直接的に共振トルクを検出したり、又は、ＭＧ２回転速度Ｎmg2の変動に対応付けて予め定められた(例えばモデル化された)共振トルクの大きさに、レゾルバ等のＭＧ２回転速度センサ７６の信号であるＭＧ２回転速度Ｎmg2の変動を適用することで共振トルクの大きさを算出する。

また、前述の実施例では、第１動力伝達部２４は変速部４４と差動部４６とを備えており、差動部４６は第２遊星歯車機構５０及びクラッチＣＳを備えていたが、これに限らない。例えば、第１動力伝達部２４は変速部４４を備えず、エンジン１２が第２遊星歯車機構５０の第２キャリヤＣＡ２に直接的に連結されても良いし、差動部４６はクラッチＣＳを備えなくても良い。又、車両１０は、第２回転機ＭＧ２が第１動力伝達部２４の軸心とは別の軸心上に配置されるような連結関係のギヤトレーンであったが、例えば第２回転機ＭＧ２が第１動力伝達部２４の軸心と同じ軸心上に配置されるような連結関係のギヤトレーンなどであっても良い。そもそも、エンジン１２と、エンジン１２の動力を駆動輪１６へ伝達する動力伝達装置１４と、動力伝達装置１４の出力回転部材に動力伝達可能に連結された回転機(第２回転機ＭＧ２)とを備えた車両であれば、本発明を適用することができる。又、ＦＦ方式の車両１０に好適に用いられる動力伝達装置１４を用いて発明を説明したが、本発明は、例えばＲＲ方式など他の方式の車両に用いられる動力伝達装置においても適宜適用することができる。

尚、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。

１０：車両
１２：エンジン
１４：動力伝達装置
１６：駆動輪
４０：車軸(動力伝達装置の出力回転部材)
６２：流体継手(流体式伝動装置)
６２ｐ：ポンプ羽根車(流体式伝動装置の入力回転部材)
６２ｔ：タービン羽根車(流体式伝動装置の出力回転部材)
９０：電子制御装置(制御装置)
９６：こもり音発生領域判定部
９８：直結クラッチ制御部
ＣＬ：直結クラッチ
ＭＧ２：第２回転機(回転機)

Claims (1)

1. エンジンと、前記エンジンの動力を駆動輪へ伝達する動力伝達装置と、前記動力伝達装置の出力回転部材に動力伝達可能に連結された回転機とを備えた車両の、制御装置であって、
   前記車両は、前記回転機と前記動力伝達装置の出力回転部材との間の動力伝達経路に設けられた流体式伝動装置と、前記流体式伝動装置の入出力回転部材を連結する直結クラッチとを備えており、
   前記車両が前記エンジンの運転に伴う所定のこもり音発生領域にあるか否かを判定するこもり音発生領域判定部と、
   前記車両が前記所定のこもり音発生領域にあると判定された場合には、前記直結クラッチをスリップ又は解放する直結クラッチ制御部と
   を、含むことを特徴とする車両の制御装置。

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