JP2022063803A - Hybrid vehicle control device - Google Patents

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Toru Matsubara
晋一 笹出
Shinichi Sasaide
宏真 達城
Hiromasa Tatsushiro
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Abstract

To provide a control device capable of curbing a transmission shock even when a driver operates an accelerator pedal during a torque phase in an upshift of a transmission in a hybrid vehicle having an engine and a rotary machine as drive power sources.SOLUTION: Because a torque compensation section 88 maintains compensation torque at a constant value even when an accelerator pedal 67 is operated in a transition period when a torque phase compensation control section 86 causes a second rotary machine MG2 to output compensation torque (torque-up amount Tcon) during a torque phase in an upshift of a stepped transmission 20, a hybrid vehicle control device can curb a shock due to a change in the compensation torque during the torque phase. In this instance, an acceleration or deceleration demand of a driver can be fulfilled because an input torque change section 90 changes AT input shaft torque Ti input into the stepped transmission 20 on the basis of an operation amount of the accelerator pedal 67. Thus, the hybrid vehicle control device can both curb a transmission shock during the torque phase and fulfill the acceleration or deceleration demand of the driver.SELECTED DRAWING: Figure 1

Description

本発明は、エンジンおよび回転電機を駆動力源とするハイブリッド車両の変速ショック抑制に関する。 The present invention relates to a shift shock suppression of a hybrid vehicle using an engine and a rotary electric machine as a driving force source.

特許文献１には、エンジンおよび回転電機と、エンジンおよび回転電機と駆動輪との間の動力伝達経路上に設けられている変速機と、を備えるハイブリッド車両において、変速機の変速過渡期のイナーシャ相における駆動トルクの低下分を補償するように、回転電機のトルクを設定する技術が開示されている。また、特許文献１に記載されているような摩擦係合装置の掴み替えにより変速が進行させられる変速機において、アップシフト時のトルク相中で出力軸トルク（駆動トルク）の落ち込みが発生することが知られている。このようなトルク相での出力軸トルクの落ち込みは、変速ショック等の変速フィーリングの悪化に繋がるため、このトルク相での出力軸トルクの落ち込みを抑制するために回転電機から補償トルクを出力するトルク相補償制御が考えられる。 Patent Document 1 describes an inertia of a transmission in a shift transition period in a hybrid vehicle including an engine and a rotary electric machine and a transmission provided on a power transmission path between the engine and the rotary electric machine and a drive wheel. A technique for setting the torque of a rotary electric machine is disclosed so as to compensate for a decrease in drive torque in a phase. Further, in a transmission in which shifting is advanced by re-grabbing the friction engaging device as described in Patent Document 1, a drop in output shaft torque (driving torque) occurs in the torque phase during upshifting. It has been known. Since such a drop in the output shaft torque in the torque phase leads to deterioration of the shift feeling such as a shift shock, compensation torque is output from the rotary electric machine in order to suppress the drop in the output shaft torque in this torque phase. Torque phase compensation control can be considered.

特開２０１７－２０２８０５号公報Japanese Unexamined Patent Publication No. 2017-20205

ところで、アップシフト時のトルク相で上記トルク相補償制御を行っている過渡期に、運転者がアクセルペダルの踏み増しまたは踏み戻しなどのアクセルペダル操作を行った場合において、そのアクセルペダル操作に応じて回転電機からの補償トルクを変更すると、変速ショックが発生する虞がある。例えば、トルク相中にアクセルペダルが踏み増しされたとき、それに応じて補償トルクを変更すると、補償トルクの変化に対して係合装置の指示圧が変更されるが、係合装置の指示圧に対して実油圧に追従遅れが生じることを考慮して係合装置の指示圧を予め高くすると、係合装置の実油圧が高くなり過ぎ、その結果、変速ショックが発生する虞がある。 By the way, when the driver operates the accelerator pedal such as stepping on or off the accelerator pedal during the transitional period in which the torque phase compensation control is performed in the torque phase at the time of upshift, the accelerator pedal operation is performed. If the compensation torque from the rotary electric machine is changed, a shift shock may occur. For example, when the accelerator pedal is stepped on during the torque phase, if the compensation torque is changed accordingly, the instruction pressure of the engaging device is changed in response to the change in the compensation torque, but the instruction pressure of the engagement device is changed. On the other hand, if the indicated pressure of the engaging device is increased in advance in consideration of the fact that the follow-up delay occurs in the actual hydraulic pressure, the actual hydraulic pressure of the engaging device becomes too high, and as a result, a shift shock may occur.

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、エンジンおよび回転電機を駆動力源とするハイブリッド車両において、変速機のアップシフト時におけるトルク相中に、運転者によるアクセルペダル操作があった場合であっても、変速ショックを抑制できる制御装置を提供することにある。 The present invention has been made in the background of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a torque phase during an upshift of a transmission in a hybrid vehicle using an engine and a rotary electric machine as a driving force source. It is an object of the present invention to provide a control device capable of suppressing a shift shock even when the accelerator pedal is operated by the driver.

本発明の要旨とするところは、（ａ）エンジンと、回転電機と、前記エンジンおよび前記回転電機と駆動輪との間に設けられている変速機と、を備えるハイブリッド車両の制御装置であって、（ｂ）前記変速機のアップシフト時のトルク相中に、前記回転電機から補償トルクを出力させるトルク相補償制御部と、（ｃ）前記トルク相補償制御部が前記回転電機から前記補償トルクを出力させる過渡期において、アクセルペダルが踏み増し、または、踏み戻しされたとき、前記回転電機の前記補償トルクを同じ値に保持するトルク保持部と、（ｄ）前記変速機のアップシフト時のトルク相中における前記アクセルペダルの操作量に基づいて、前記変速機に入力されるトルクを変更する入力トルク変更部と、を備えることを特徴とする。 The gist of the present invention is a control device for a hybrid vehicle including (a) an engine, a rotary electric machine, and a transmission provided between the engine and the rotary electric machine and a drive wheel. , (B) The torque phase compensation control unit that outputs compensation torque from the rotary electric machine during the torque phase during the upshift of the transmission, and (c) the torque phase compensation control unit from the rotary electric machine to the compensation torque. When the accelerator pedal is stepped on or off in the transitional period in which It is characterized by including an input torque changing unit that changes the torque input to the transmission based on the operation amount of the accelerator pedal in the torque phase.

本発明のハイブリッド車両の制御装置によれば、変速機のアップシフト時のトルク相中に、トルク相補償制御部が回転電機から補償トルクを出力させる過渡期において、アクセルペダルの操作があっても、トルク保持部が補償トルクを同じ値に保持するため、トルク相中に補償トルクが変更されることによるショックを抑制できる。このとき、入力トルク変更部がアクセルペダルの操作量に基づいて変速機に入力されるトルクを変更するため、運転者の加減速要求を実現できる。このように、トルク相中の変速ショックの抑制と運転者の加減速要求とを両立することができる。 According to the control device of the hybrid vehicle of the present invention, even if the accelerator pedal is operated in the transitional period in which the torque phase compensation control unit outputs the compensation torque from the rotary electric machine during the torque phase during the upshift of the transmission. Since the torque holding portion keeps the compensating torque at the same value, it is possible to suppress a shock caused by changing the compensating torque during the torque phase. At this time, since the input torque changing unit changes the torque input to the transmission based on the operation amount of the accelerator pedal, the driver's acceleration / deceleration request can be realized. In this way, it is possible to achieve both suppression of shift shock during the torque phase and driver's request for acceleration / deceleration.

本発明が適用される車両に備えられた車両用駆動装置の概略構成を説明する図であると共に、車両における各種制御の為の制御機能および制御系統の要部を説明する図である。It is a figure explaining the schematic structure of the drive device for a vehicle provided in the vehicle to which this invention is applied, and is also a figure explaining the main part of the control function and the control system for various control in a vehicle. 図１で例示した機械式有段変速機の変速作動とそれに用いられる係合装置の作動の組み合わせとの関係を説明する作動図表である。FIG. 3 is an operation chart illustrating the relationship between the shift operation of the mechanical stepped transmission illustrated in FIG. 1 and the operation of the engaging device used therein. 図１の電気式無段変速機と機械式有段変速機とにおける各回転要素の回転速度の相対的関係を表す共線図である。It is a collinear diagram which shows the relative relationship of the rotation speed of each rotating element in an electric continuously variable transmission and a mechanical continuously variable transmission of FIG. 図１の有段変速機の変速制御に用いられるＡＴギヤ段変速マップと、走行モードの切替制御に用いられる走行モード切替マップと、の一例を示す図であって、それぞれの関係を示す図でもある。It is a figure which shows an example of the AT gear gear shift map used for the shift control of a stepped transmission of FIG. be. 電子制御装置の制御作動の要部、すなわちアクセルペダルが踏み込まれた状態での有段変速機のアップシフト時に実行されるトルク相補償制御の制御作動を説明するためのフローチャートである。It is a flowchart for demonstrating the main part of the control operation of an electronic control device, that is, the control operation of torque phase compensation control executed at the time of upshift of a stepped transmission with the accelerator pedal depressed. アクセルペダルが踏み込まれた状態で有段変速機のアップシフトが実施されたときの制御状態を説明するタイムチャートであり、トルク相中にアクセルペダルが踏み増しされたときの制御状態を示している。It is a time chart explaining the control state when the upshift of the stepped transmission is carried out with the accelerator pedal depressed, and shows the control state when the accelerator pedal is further depressed during the torque phase. .. アクセルペダルが踏み込まれた状態で有段変速機のアップシフトがされたときの制御状態を説明するタイムチャートであり、トルク相中にアクセルペダルが踏み戻されたときの制御状態を示している。It is a time chart explaining the control state when the stepped transmission is upshifted with the accelerator pedal depressed, and shows the control state when the accelerator pedal is depressed back during the torque phase. 本発明が適用されるハイブリッド車両の他の態様を示す骨子図である。It is a skeleton diagram which shows the other aspect of the hybrid vehicle to which this invention is applied.

以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In the following examples, the drawings are appropriately simplified or modified, and the dimensional ratios and shapes of each part are not always drawn accurately.

図１は、本発明が適用されたハイブリッド車両１０（以下、車両１０）に備えられた車両用駆動装置１２の概略構成を説明する図であると共に、車両１０における各種制御の為の制御系統の要部を説明する図である。図１において、車両用駆動装置１２は、エンジン１４と、車体に取り付けられる非回転部材としてのトランスミッションケース１６(以下、ケース１６という)内において共通の軸心上に配設された、エンジン１４に直接或いは図示しないダンパーなどを介して間接的に連結された電気式無段変速機１８(以下、無段変速機１８という)と、無段変速機１８の出力側に連結された有段変速機２０とを直列に備えている。また、車両用駆動装置１２は、有段変速機２０の出力回転部材である出力軸２２に連結された差動歯車装置２４、差動歯車装置２４に連結された一対の車軸２６等を備えている。車両用駆動装置１２において、エンジン１４や後述する第２回転電機ＭＧ２から出力される動力(特に区別しない場合にはトルクや力も同義)は、有段変速機２０へ伝達され、その有段変速機２０から差動歯車装置２４等を介して車両１０が備える駆動輪２８へ伝達される。車両用駆動装置１２は、例えば車両１０において縦置きされるＦＲ(フロントエンジン・リヤドライブ)型車両に好適に用いられるものである。なお、無段変速機１８や有段変速機２０等はエンジン１４などの回転軸心(上記共通の軸心)に対して略対称的に構成されており、図１ではその回転軸心の下半分が省略されている。 FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of a vehicle drive device 12 provided in a hybrid vehicle 10 (hereinafter referred to as a vehicle 10) to which the present invention is applied, and also shows a control system for various controls in the vehicle 10. It is a figure explaining the main part. In FIG. 1, the vehicle drive device 12 is attached to an engine 14 and an engine 14 arranged on a common axis in a transmission case 16 (hereinafter referred to as a case 16) as a non-rotating member attached to a vehicle body. An electric continuously variable transmission 18 (hereinafter referred to as a continuously variable transmission 18) directly or indirectly connected via a damper (not shown) and a continuously variable transmission connected to the output side of the continuously variable transmission 18. 20 and 20 are provided in series. Further, the vehicle drive device 12 includes a differential gear device 24 connected to an output shaft 22 which is an output rotating member of the stepped transmission 20, a pair of axles 26 connected to the differential gear device 24, and the like. There is. In the vehicle drive device 12, the power output from the engine 14 and the second rotary electric machine MG2 described later (torque and force are also synonymous unless otherwise specified) is transmitted to the stepped transmission 20 and the stepped transmission. It is transmitted from 20 to the drive wheels 28 included in the vehicle 10 via the differential gear device 24 and the like. The vehicle drive device 12 is suitably used for, for example, an FR (front engine / rear drive) type vehicle that is vertically installed in a vehicle 10. The continuously variable transmission 18 and the stepped transmission 20 and the like are configured substantially symmetrically with respect to the rotation axis (the above-mentioned common axis) of the engine 14 and the like, and in FIG. 1, below the rotation axis. Half is omitted.

エンジン１４は、車両１０の走行用の動力源であり、ガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の公知の内燃機関である。このエンジン１４は、後述する電子制御装置８０によってスロットル弁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制御されることによりエンジントルクＴeが制御される。本実施例では、エンジン１４は、トルクコンバータやフルードカップリング等の流体式伝動装置を介することなく無段変速機１８に連結されている。 The engine 14 is a power source for traveling the vehicle 10, and is a known internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine. The engine torque Te of the engine 14 is controlled by controlling the throttle valve opening degree or the operating state such as the intake air amount, the fuel supply amount, and the ignition timing by the electronic control device 80 described later. In this embodiment, the engine 14 is connected to the continuously variable transmission 18 without a fluid transmission device such as a torque converter or a fluid coupling.

無段変速機１８は、第１回転電機ＭＧ１と、エンジン１４の動力を第１回転電機ＭＧ１および無段変速機１８の出力回転部材である中間伝達部材３０に機械的に分割する動力分割機構としての差動機構３２と、中間伝達部材３０に動力伝達可能に連結された第２回転電機ＭＧ２とを備えている。無段変速機１８は、第１回転電機ＭＧ１の運転状態が制御されることにより差動機構３２の差動状態が制御される電気式無段変速機である。第１回転電機ＭＧ１は、差動用回転電機に相当し、また、第２回転電機ＭＧ２は、走行用の駆動力源として機能する回転電機であって、走行用回転電機に相当する。車両１０は、走行用の駆動力源として、エンジン１４および第２回転電機ＭＧ２を備えたハイブリッド車両である。 The continuously variable transmission 18 is a power splitting mechanism that mechanically divides the power of the first rotary electric machine MG1 and the engine 14 into the first rotary electric machine MG1 and the intermediate transmission member 30 which is an output rotation member of the continuously variable transmission 18. The differential mechanism 32 of the above and the second rotary electric machine MG2 connected to the intermediate transmission member 30 so as to be able to transmit power are provided. The continuously variable transmission 18 is an electric continuously variable transmission in which the differential state of the differential mechanism 32 is controlled by controlling the operating state of the first rotary electric machine MG1. The first rotary electric machine MG1 corresponds to a differential rotary electric machine, and the second rotary electric machine MG2 is a rotary electric machine that functions as a driving force source for traveling and corresponds to a traveling rotary electric machine. The vehicle 10 is a hybrid vehicle equipped with an engine 14 and a second rotary electric machine MG2 as a driving force source for traveling.

第１回転電機ＭＧ１および第２回転電機ＭＧ２は、電動機(モータ)としての機能および発電機(ジェネレータ)としての機能を有する回転電気機械であって、所謂モータジェネレータである。第１回転電機ＭＧ１および第２回転電機ＭＧ２は、各々、車両１０に備えられたインバータ５０を介して、車両１０に備えられた蓄電装置としてのバッテリ５２に接続されており、電子制御装置８０によってインバータ５０が制御されることにより、第１回転電機ＭＧ１および第２回転電機ＭＧ２の各々の出力トルク(力行トルクまたは回生トルク)であるＭＧ１トルクＴgおよびＭＧ２トルクＴmが制御される。バッテリ５２は、第１回転電機ＭＧ１および第２回転電機ＭＧ２の各々に対して電力を授受する蓄電装置である。なお、第２回転電機ＭＧ２が、本発明の回転電機に対応している。 The first rotary electric machine MG1 and the second rotary electric machine MG2 are rotary electric machines having a function as an electric machine (motor) and a function as a generator (generator), and are so-called motor generators. The first rotary electric machine MG1 and the second rotary electric machine MG2 are each connected to a battery 52 as a power storage device provided in the vehicle 10 via an inverter 50 provided in the vehicle 10, and are connected by an electronic control device 80. By controlling the inverter 50, MG1 torque Tg and MG2 torque Tm, which are output torques (power running torque or regenerative torque) of the first rotary electric machine MG1 and the second rotary electric machine MG2, are controlled. The battery 52 is a power storage device that transfers and receives electric power to each of the first rotary electric machine MG1 and the second rotary electric machine MG2. The second rotary electric machine MG2 corresponds to the rotary electric machine of the present invention.

差動機構３２は、シングルピニオン型の遊星歯車装置にて構成されており、サンギヤＳ０、キャリアＣＡ０、およびリングギヤＲ０を備えている。キャリアＣＡ０には連結軸３４を介してエンジン１４が動力伝達可能に連結され、サンギヤＳ０には第１回転電機ＭＧ１が動力伝達可能に連結され、リングギヤＲ０には第２回転電機ＭＧ２が動力伝達可能に連結されている。差動機構３２において、キャリアＣＡ０は入力要素として機能し、サンギヤＳ０は反力要素として機能し、リングギヤＲ０は出力要素として機能する。 The differential mechanism 32 is composed of a single pinion type planetary gear device, and includes a sun gear S0, a carrier CA0, and a ring gear R0. The engine 14 is connected to the carrier CA0 so as to be able to transmit power via the connecting shaft 34, the first rotary electric machine MG1 is connected to the sun gear S0 so that power can be transmitted, and the second rotary electric machine MG2 can be transmitted to the ring gear R0. Is linked to. In the differential mechanism 32, the carrier CA0 functions as an input element, the sun gear S0 functions as a reaction force element, and the ring gear R0 functions as an output element.

有段変速機２０は、エンジン１４および第２回転電機ＭＧ２と駆動輪２８との間の動力伝達経路に設けられ、その動力伝達経路の一部を構成する有段変速機である。中間伝達部材３０は、有段変速機２０の入力軸としても機能する。中間伝達部材３０には第２回転電機ＭＧ２が一体回転するように連結されているので、有段変速機２０は、第２回転電機ＭＧ２と駆動輪２８との間の動力伝達経路の一部を構成する有段変速機である。有段変速機２０は、例えば第１遊星歯車装置３６および第２遊星歯車装置３８の複数組の遊星歯車装置と、クラッチＣ１、クラッチＣ２、ブレーキＢ１、ブレーキＢ２の複数の係合装置(以下、特に区別しない場合は単に係合装置ＣＢという)とを備えている、公知の遊星歯車式の自動変速機である。なお、有段変速機２０が、本発明の変速機に対応している。 The stepped transmission 20 is a stepped transmission provided in the power transmission path between the engine 14 and the second rotary electric machine MG2 and the drive wheel 28, and constitutes a part of the power transmission path. The intermediate transmission member 30 also functions as an input shaft of the stepped transmission 20. Since the second rotary electric machine MG2 is connected to the intermediate transmission member 30 so as to rotate integrally, the stepped transmission 20 provides a part of the power transmission path between the second rotary electric machine MG2 and the drive wheels 28. It is a stepped transmission that constitutes. The stepped transmission 20 includes, for example, a plurality of sets of planetary gear devices of the first planetary gear device 36 and the second planetary gear device 38, and a plurality of engaging devices of the clutch C1, the clutch C2, the brake B1, and the brake B2 (hereinafter,). It is a known planetary gear type automatic transmission equipped with an engaging device (CB) unless otherwise specified. The stepped transmission 20 corresponds to the transmission of the present invention.

係合装置ＣＢは、油圧アクチュエータにより押圧される多板式或いは単板式のクラッチやブレーキ、油圧アクチュエータによって引き締められるバンドブレーキなどにより構成される、油圧式の摩擦係合装置である。係合装置ＣＢは、車両１０に備えられた油圧制御回路５４内のソレノイドバルブＳＬ１－ＳＬ４等から各々出力される調圧された各係合圧Ｐcbによりそれぞれのトルク容量(係合トルク、クラッチトルク)Ｔcbが変化させられることで、それぞれ作動状態(係合や解放などの状態)が切り替えられる。係合装置ＣＢを滑らすことなく(すなわち係合装置ＣＢに差回転速度を生じさせることなく)中間伝達部材３０と出力軸２２との間でトルク(例えば有段変速機２０に入力される入力トルクであるＡＴ入力軸トルクＴi)を伝達する為には、そのトルクに対して係合装置ＣＢの各々にて受け持つ必要がある伝達トルク分(すなわち係合装置ＣＢの分担トルク)が得られる係合トルクＴcbが必要になる。但し、伝達トルク分が得られる係合トルクＴcbにおいては、係合トルクＴcbを増加させても伝達トルクは増加しない。つまり、係合トルクＴcbは、係合装置ＣＢが伝達できる最大のトルクに相当し、伝達トルクは、係合装置ＣＢが実際に伝達するトルクに相当する。なお、係合トルクＴcb(或いは伝達トルク)と係合圧Ｐcbとは、例えば係合装置ＣＢのパック詰めに必要な係合圧Ｐcbを供給する領域を除けば、略比例関係にある。 The engagement device CB is a hydraulic friction engagement device composed of a multi-plate or single-plate clutch or brake pressed by a hydraulic actuator, a band brake tightened by the hydraulic actuator, or the like. The engagement device CB has its own torque capacity (engagement torque, clutch torque) due to each pressure-adjusted engagement pressure Pcb output from the solenoid valves SL1-SL4 and the like in the hydraulic control circuit 54 provided in the vehicle 10. ) By changing Tcb, the operating state (state such as engagement and disengagement) can be switched. Torque (eg, input torque input to the stepped transmission 20) between the intermediate transmission member 30 and the output shaft 22 without slipping the engaging device CB (ie, without causing a differential rotational speed in the engaging device CB). In order to transmit the AT input shaft torque Ti), the transmission torque that must be handled by each of the engaging device CB (that is, the shared torque of the engaging device CB) is obtained. Torque Tcb is required. However, in the engagement torque Tcb from which the transmission torque is obtained, the transmission torque does not increase even if the engagement torque Tcb is increased. That is, the engagement torque Tcb corresponds to the maximum torque that can be transmitted by the engagement device CB, and the transmission torque corresponds to the torque that the engagement device CB actually transmits. The engagement torque Tcb (or transmission torque) and the engagement pressure Pcb are in a substantially proportional relationship except for a region for supplying the engagement pressure Pcb required for packing the engaging device CB, for example.

有段変速機２０は、第１遊星歯車装置３６および第２遊星歯車装置３８の各回転要素(サンギヤＳ１，Ｓ２、キャリアＣＡ１，ＣＡ２、リングギヤＲ１，Ｒ２)が、直接的に或いは係合装置ＣＢやワンウェイクラッチＦ１を介して間接的(或いは選択的)に、一部が互いに連結されたり、中間伝達部材３０、ケース１６、或いは出力軸２２に連結されている。 In the stepped transmission 20, each rotating element (sun gear S1, S2, carriers CA1, CA2, ring gear R1, R2) of the first planetary gear device 36 and the second planetary gear device 38 is directly or engaged with the engaging device CB. And indirectly (or selectively) via the one-way clutch F1, some of them are connected to each other, or are connected to the intermediate transmission member 30, the case 16, or the output shaft 22.

有段変速機２０は、係合装置ＣＢのうちの所定の係合装置の係合によって、変速比(ギヤ比)γat(＝ＡＴ入力軸回転速度ωi／ＡＴ出力軸回転速度ωo)が異なる複数のギヤ段（ギヤ段）のうちの何れかのギヤ段が形成される。本実施例では、有段変速機２０にて形成されるギヤ段をＡＴギヤ段と称す。ＡＴ入力軸回転速度ωiは、有段変速機２０の入力回転部材の回転速度(角速度)である有段変速機２０の入力軸回転速度であって、中間伝達部材３０の回転速度と同値であり、また、第２回転電機ＭＧ２の回転速度であるＭＧ２回転速度ωmと同値である。ＡＴ入力軸回転速度ωiは、ＭＧ２回転速度ωmで表すことができる。出力軸回転速度ωoは、有段変速機２０の出力回転部材である出力軸２２の回転速度であって、無段変速機１８と有段変速機２０とを合わせた全体の変速機構４０の出力軸回転速度でもある。 The stepped transmission 20 has a plurality of gear ratios (gear ratios) γat (= AT input shaft rotation speed ωi / AT output shaft rotation speed ωo) that differ depending on the engagement of a predetermined engagement device among the engagement devices CB. Any of the gear stages (gear stages) of the above is formed. In this embodiment, the gear stage formed by the stepped transmission 20 is referred to as an AT gear stage. The AT input shaft rotation speed ωi is the input shaft rotation speed of the stepped transmission 20 which is the rotation speed (square speed) of the input rotation member of the stepped transmission 20, and is the same value as the rotation speed of the intermediate transmission member 30. Further, it is the same value as the MG2 rotation speed ωm, which is the rotation speed of the second rotary electric machine MG2. The AT input shaft rotation speed ωi can be expressed by the MG2 rotation speed ωm. The output shaft rotation speed ωo is the rotation speed of the output shaft 22 which is an output rotation member of the stepped transmission 20, and is the output of the entire transmission mechanism 40 including the stepless transmission 18 and the stepped transmission 20. It is also the shaft rotation speed.

有段変速機２０は、例えば図２の係合作動表に示すように、複数のＡＴギヤ段として、ＡＴ１速ギヤ段(図中の「１ｓｔ」)－ＡＴ４速ギヤ段(図中の「４ｔｈ」)の４段の前進用のＡＴギヤ段が形成される。ＡＴ１速ギヤ段の変速比γatが最も大きく、高車速側(ハイ側のＡＴ４速ギヤ段側)程、変速比γatが小さくなる。図２の係合作動表は、各ＡＴギヤ段と係合装置ＣＢの各作動状態(各ＡＴギヤ段において各々係合される係合装置である所定の係合装置)との関係をまとめたものであり、「○」は係合、「△」はエンジンブレーキ時や有段変速機２０のコーストダウン変速時に係合、空欄は解放をそれぞれ表している。ＡＴ１速ギヤ段を成立させるブレーキＢ２には並列にワンウェイクラッチＦ１が設けられているので、発進時(加速時)にはブレーキＢ２を係合させる必要は無い。有段変速機２０のコーストダウン変速は、駆動要求量(例えばアクセル開度θacc)の減少やアクセルオフ(アクセル開度θaccがゼロまたは略ゼロ)による減速走行中の車速関連値(例えば車速Ｖ)の低下によってダウン変速が判断(要求)されたパワーオフダウン変速のうちで、アクセルオフの減速走行状態のままで要求されたダウン変速である。なお、係合装置ＣＢが何れも解放されることにより、有段変速機２０は、何れのギヤ段も形成されないニュートラル状態(すなわち動力伝達を遮断するニュートラル状態)とされる。 As shown in the engagement operation table of FIG. 2, for example, the stepped transmission 20 has AT 1st speed gear stages (“1st” in the figure) -AT 4th speed gear stages (“4th” in the figure) as a plurality of AT gear stages. ”) 4 stages of forward AT gear stages are formed. The gear ratio γat of the AT1 speed gear stage is the largest, and the gear ratio γat becomes smaller toward the higher vehicle speed side (AT4 speed gear stage side on the high side). The engagement operation table of FIG. 2 summarizes the relationship between each AT gear stage and each operation state of the engagement device CB (a predetermined engagement device that is an engagement device that is engaged in each AT gear stage). “○” indicates engagement, “Δ” indicates engagement during engine braking or coast-down shifting of the stepped transmission 20, and blank indicates release. Since the one-way clutch F1 is provided in parallel with the brake B2 that establishes the AT1 speed gear stage, it is not necessary to engage the brake B2 at the time of starting (acceleration). The coast-down shifting of the stepped transmission 20 is a vehicle speed-related value (for example, vehicle speed V) during deceleration due to a decrease in the drive request amount (for example, accelerator opening θacc) or accelerator off (accelerator opening θacc is zero or substantially zero). Of the power-off down-shifts for which downshifts have been determined (required) due to the decrease in speed, this is the downshifts requested while the accelerator is off in the decelerated running state. When any of the engaging devices CB is released, the stepped transmission 20 is in a neutral state in which no gear stage is formed (that is, a neutral state in which power transmission is cut off).

有段変速機２０は、後述する電子制御装置８０によって、運転者のアクセル操作や車速Ｖ等に応じて、係合装置ＣＢのうち解放側係合装置の解放と、係合装置ＣＢのうち係合側係合装置の係合とが制御されることで、形成されるＡＴギヤ段が切り替えられる(すなわち複数のＡＴギヤ段が選択的に形成される)。つまり、有段変速機２０の変速制御においては、例えば係合装置ＣＢの何れかの掴み替えにより(すなわち係合装置ＣＢの係合および解放の切替えにより)変速が実行される、所謂クラッチツゥクラッチ変速が実行される。なお、係合側係合装置は、変速過渡期に係合される係合装置ＣＢであり、解放側係合装置は、変速過渡期に解放される係合装置ＣＢである。例えば、ＡＴ２速ギヤ段からＡＴ１速ギヤ段へのダウン変速(２→１ダウン変速と表す)では、図２の係合作動表に示すように、解放側係合装置となるブレーキＢ１が解放されると共に、ＡＴ１速ギヤ段にて係合される所定の係合装置(クラッチＣ１およびブレーキＢ２)のうちで２→１ダウン変速前には解放されていた係合側係合装置となるブレーキＢ２が係合させられる。この際、ブレーキＢ１の解放過渡油圧やブレーキＢ２の係合過渡油圧が予め定められた変化パターンなどに従って調圧制御される。 The stepped transmission 20 is engaged with the release side engagement device of the engagement device CB and the engagement device CB according to the accelerator operation of the driver, the vehicle speed V, etc. by the electronic control device 80 described later. By controlling the engagement of the side engagement device, the AT gear stage to be formed is switched (that is, a plurality of AT gear stages are selectively formed). That is, in the shift control of the stepped transmission 20, for example, the shift is executed by gripping any one of the engaging devices CB (that is, by switching the engagement and disengagement of the engaging device CB), so-called clutch-to-clutch. Shifting is performed. The engaging side engaging device is an engaging device CB that is engaged in the shift transition period, and the release side engaging device is an engaging device CB that is released in the shift transition period. For example, in the downshift from the AT2nd gear to the AT1st gear (represented as 2 → 1 downshift), as shown in the engagement operation table of FIG. 2, the brake B1 serving as the release side engagement device is released. At the same time, among the predetermined engaging devices (clutch C1 and brake B2) engaged in the AT1 speed gear stage, the brake B2 is the engaging side engaging device that was released before the 2 → 1 down shift. Is engaged. At this time, the release transient hydraulic pressure of the brake B1 and the engagement transient hydraulic pressure of the brake B2 are pressure-adjusted and controlled according to a predetermined change pattern or the like.

図３は、無段変速機１８と有段変速機２０とにおける各回転要素の回転速度の相対的関係を表す共線図である。図３において、無段変速機１８を構成する差動機構３２の３つの回転要素に対応する３本の縦線Ｙ１、Ｙ２、Ｙ３は、左側から順に第２回転要素ＲＥ２に対応するサンギヤＳ０の回転速度を表すｇ軸であり、第１回転要素ＲＥ１に対応するキャリアＣＡ０の回転速度を表すｅ軸であり、第３回転要素ＲＥ３に対応するリングギヤＲ０の回転速度(すなわち有段変速機２０の入力軸回転速度)を表すｍ軸である。また、有段変速機２０の４本の縦線Ｙ４、Ｙ５、Ｙ６、Ｙ７は、左から順に、第４回転要素ＲＥ４に対応するサンギヤＳ２の回転速度、第５回転要素ＲＥ５に対応する相互に連結されたリングギヤＲ１およびキャリアＣＡ２の回転速度(すなわち出力軸２２の回転速度)、第６回転要素ＲＥ６に対応する相互に連結されたキャリアＣＡ１およびリングギヤＲ２の回転速度、第７回転要素ＲＥ７に対応するサンギヤＳ１の回転速度をそれぞれ表す軸である。縦線Ｙ１、Ｙ２、Ｙ３の相互の間隔は、差動機構３２のギヤ比(歯車比)ρ０に応じて定められている。また、縦線Ｙ４、Ｙ５、Ｙ６、Ｙ７の相互の間隔は、第１、第２遊星歯車装置３６，３８の各歯車比ρ１，ρ２に応じて定められている。共線図の縦軸間の関係においてサンギヤとキャリアとの間が「１」に対応する間隔とされるとキャリアとリングギヤとの間が遊星歯車装置の歯車比ρ(＝サンギヤの歯数Ｚs／リングギヤの歯数Ｚr)に対応する間隔とされる。 FIG. 3 is a collinear diagram showing the relative relationship between the rotation speeds of the rotating elements in the continuously variable transmission 18 and the stepped transmission 20. In FIG. 3, the three vertical lines Y1, Y2, and Y3 corresponding to the three rotating elements of the differential mechanism 32 constituting the stepless transmission 18 are the sun gear S0 corresponding to the second rotating element RE2 in order from the left side. The g-axis representing the rotation speed, the e-axis representing the rotation speed of the carrier CA0 corresponding to the first rotation element RE1, and the rotation speed of the ring gear R0 corresponding to the third rotation element RE3 (that is, the stepped transmission 20). It is an m-axis representing the input axis rotation speed). Further, the four vertical lines Y4, Y5, Y6, and Y7 of the stepped transmission 20 correspond to the rotation speed of the sun gear S2 corresponding to the fourth rotation element RE4 and the rotation speed of the sun gear S2 corresponding to the fifth rotation element RE5 in order from the left. Corresponds to the rotational speed of the connected ring gear R1 and carrier CA2 (that is, the rotational speed of the output shaft 22), the rotational speed of the interconnected carrier CA1 and ring gear R2 corresponding to the sixth rotational element RE6, and the seventh rotational element RE7. It is a shaft which represents the rotation speed of the sun gear S1 to be carried. The distance between the vertical lines Y1, Y2, and Y3 is determined according to the gear ratio (gear ratio) ρ0 of the differential mechanism 32. Further, the distance between the vertical lines Y4, Y5, Y6, and Y7 is determined according to the gear ratios ρ1 and ρ2 of the first and second planetary gear devices 36 and 38. When the distance between the sun gear and the carrier is set to correspond to "1" in the relationship between the vertical axes of the co-line diagram, the gear ratio ρ (= number of teeth of the sun gear Zs /) of the planetary gear device is between the carrier and the ring gear. The interval corresponds to the number of teeth Zr) of the ring gear.

図３の共線図を用いて表現すれば、無段変速機１８の差動機構３２において、第１回転要素ＲＥ１にエンジン１４(図中の「ＥＮＧ」参照)が連結され、第２回転要素ＲＥ２に第１回転電機ＭＧ１(図中の「ＭＧ１」参照)が連結され、中間伝達部材３０と一体回転する第３回転要素ＲＥ３に第２回転電機ＭＧ２(図中の「ＭＧ２」参照)が連結されて、エンジン１４の回転を中間伝達部材３０を介して有段変速機２０へ伝達するように構成されている。無段変速機１８では、縦線Ｙ２を横切る各直線Ｌ０，Ｌ０Ｒにより、サンギヤＳ０の回転速度とリングギヤＲ０の回転速度との関係が示される。 Expressed using the co-line diagram of FIG. 3, in the differential mechanism 32 of the continuously variable transmission 18, the engine 14 (see “ENG” in the figure) is connected to the first rotating element RE1 and the second rotating element is connected. The first rotary electric machine MG1 (see "MG1" in the figure) is connected to RE2, and the second rotary electric machine MG2 (see "MG2" in the figure) is connected to the third rotary element RE3 which rotates integrally with the intermediate transmission member 30. The rotation of the engine 14 is transmitted to the stepped transmission 20 via the intermediate transmission member 30. In the continuously variable transmission 18, the relationship between the rotation speed of the sun gear S0 and the rotation speed of the ring gear R0 is shown by the straight lines L0 and L0R crossing the vertical line Y2.

また、有段変速機２０において、第４回転要素ＲＥ４はクラッチＣ１を介して中間伝達部材３０に選択的に連結され、第５回転要素ＲＥ５は出力軸２２に連結され、第６回転要素ＲＥ６はクラッチＣ２を介して中間伝達部材３０に選択的に連結されると共にブレーキＢ２を介してケース１６に選択的に連結され、第７回転要素ＲＥ７はブレーキＢ１を介してケース１６に選択的に連結されている。有段変速機２０では、係合装置ＣＢの係合解放制御によって縦線Ｙ５を横切る各直線Ｌ１，Ｌ２，Ｌ３，Ｌ４，ＬＲにより、出力軸２２における「１ｓｔ」，「２ｎｄ」，「３ｒｄ」，「４ｔｈ」，「Ｒｅｖ」の各回転速度が示される。 Further, in the stepped transmission 20, the fourth rotation element RE4 is selectively connected to the intermediate transmission member 30 via the clutch C1, the fifth rotation element RE5 is connected to the output shaft 22, and the sixth rotation element RE6 is. It is selectively coupled to the intermediate transmission member 30 via the clutch C2 and selectively coupled to the case 16 via the brake B2, and the seventh rotating element RE7 is selectively coupled to the case 16 via the brake B1. ing. In the stepped transmission 20, the "1st", "2nd", and "3rd" on the output shaft 22 are formed by the straight lines L1, L2, L3, L4, and LR crossing the vertical line Y5 by the engagement release control of the engagement device CB. , "4th", "Rev" rotation speeds are shown.

図３中の実線で示す、直線Ｌ０および直線Ｌ１，Ｌ２，Ｌ３，Ｌ４は、少なくともエンジン１４を動力源として走行するエンジン走行が可能なハイブリッド走行モードでの前進走行における各回転要素の相対速度を示している。このハイブリッド走行モードでは、差動機構３２において、キャリアＣＡ０に入力されるエンジントルクＴeに対して、第１回転電機ＭＧ１による負トルクである反力トルクが正回転にてサンギヤＳ０に入力されると、リングギヤＲ０には正回転にて正トルクとなるエンジン直達トルクＴd(＝Ｔe／(１＋ρ)＝－(１／ρ)×Ｔg)が現れる。そして、要求駆動力に応じて、エンジン直達トルクＴdとＭＧ２トルクＴmとの合算トルクが車両１０の前進方向の駆動トルクとして、ＡＴ１速ギヤ段－ＡＴ４速ギヤ段のうちの何れかのＡＴギヤ段が形成された有段変速機２０を介して駆動輪２８へ伝達される。このとき、第１回転電機ＭＧ１は正回転にて負トルクを発生する発電機として機能する。第１回転電機ＭＧ１の発電電力Ｗgは、バッテリ５２に充電されたり、第２回転電機ＭＧ２にて消費される。第２回転電機ＭＧ２は、発電電力Ｗgの全部または一部を用いて、或いは発電電力Ｗgに加えてバッテリ５２からの電力を用いて、ＭＧ２トルクＴmを出力する。 The straight lines L0 and the straight lines L1, L2, L3, and L4 shown by the solid lines in FIG. Shows. In this hybrid travel mode, in the differential mechanism 32, when the reaction force torque, which is a negative torque of the first rotary electric machine MG1, is input to the sun gear S0 in the forward rotation with respect to the engine torque Te input to the carrier CA0. , The engine direct torque Td (= Te / (1 + ρ) = − (1 / ρ) × Tg) that becomes a positive torque in the forward rotation appears in the ring gear R0. Then, according to the required driving force, the total torque of the engine direct torque Td and the MG2 torque Tm is the driving torque in the forward direction of the vehicle 10, and the AT gear stage is one of the AT 1st speed gear stage and the AT 4th speed gear stage. Is transmitted to the drive wheels 28 via the stepped transmission 20 in which the is formed. At this time, the first rotary electric machine MG1 functions as a generator that generates negative torque in the forward rotation. The generated power Wg of the first rotary electric machine MG1 is charged in the battery 52 or consumed by the second rotary electric machine MG2. The second rotary electric machine MG2 outputs MG2 torque Tm by using all or a part of the generated power Wg, or by using the power from the battery 52 in addition to the generated power Wg.

図３に図示はしていないが、エンジン１４を停止させると共に第２回転電機ＭＧ２を動力源として走行するモータ走行が可能なモータ走行モードでの共線図では、差動機構３２において、キャリアＣＡ０はゼロ回転とされ、リングギヤＲ０には正回転にて正トルクとなるＭＧ２トルクＴmが入力される。このとき、サンギヤＳ０に連結された第１回転電機ＭＧ１は、無負荷状態とされて負回転にて空転させられる。つまり、モータ走行モードでは、エンジン１４は駆動されず、エンジン１４の回転速度であるエンジン回転速度ωeはゼロとされ、ＭＧ２トルクＴm(ここでは正回転の力行トルク)が車両１０の前進方向の駆動トルクとして、ＡＴ１速ギヤ段－ＡＴ４速ギヤ段のうちの何れかのＡＴギヤ段が形成された有段変速機２０を介して駆動輪２８へ伝達される。 Although not shown in FIG. 3, in the common line diagram in the motor running mode in which the motor running mode in which the engine 14 is stopped and the motor running using the second rotary electric machine MG2 as a power source is possible, the carrier CA0 is used in the differential mechanism 32. Is set to zero rotation, and MG2 torque Tm, which becomes a positive torque in normal rotation, is input to the ring gear R0. At this time, the first rotary electric machine MG1 connected to the sun gear S0 is put into a no-load state and is idled by negative rotation. That is, in the motor running mode, the engine 14 is not driven, the engine rotation speed ωe, which is the rotation speed of the engine 14, is set to zero, and the MG2 torque Tm (here, the force running torque of forward rotation) drives the vehicle 10 in the forward direction. The torque is transmitted to the drive wheels 28 via the stepped transmission 20 in which any one of the AT 1st speed gear stage and the AT 4th speed gear stage is formed.

図３中の破線で示す、直線Ｌ０Ｒおよび直線ＬＲは、モータ走行モードでの後進走行における各回転要素の相対速度を示している。このモータ走行モードでの後進走行では、リングギヤＲ０には負回転にて負トルクとなるＭＧ２トルクＴmが入力され、そのＭＧ２トルクＴmが車両１０の後進方向の駆動トルクとして、ＡＴ１速ギヤ段が形成された有段変速機２０を介して駆動輪２８へ伝達される。電子制御装置８０は、ＡＴ１速ギヤ段－ＡＴ４速ギヤ段のうちの前進用の低車速側(ロー側)ギヤ段としてのＡＴ１速ギヤ段を形成した状態で、前進用のトルクである前進用のＭＧ２トルクＴmとは正負が反対となる後進用のトルクである後進用のＭＧ２トルクＴmを第２回転電機ＭＧ２から出力させることで後進走行を行うことができる。このように、本実施例の車両１０では、前進用のＡＴギヤ段(つまり前進走行を行うときと同じＡＴギヤ段)を用いて、ＭＧ２トルクＴmの正負を反転させることで後進走行を行う。有段変速機２０では、有段変速機２０内で入力軸回転を反転して出力する、後進走行専用のＡＴギヤ段は形成されない。なお、ハイブリッド走行モードにおいても、直線Ｌ０Ｒのように第２回転電機ＭＧ２を負回転とすることが可能であるので、モータ走行モードと同様に後進走行を行うことが可能である。 The straight line L0R and the straight line LR shown by the broken line in FIG. 3 indicate the relative speed of each rotating element in the reverse running in the motor running mode. In reverse travel in this motor drive mode, MG2 torque Tm, which becomes negative torque due to negative rotation, is input to the ring gear R0, and the MG2 torque Tm is used as the drive torque in the reverse direction of the vehicle 10 to form the AT1 speed gear stage. It is transmitted to the drive wheels 28 via the stepped transmission 20. The electronic control device 80 is for forward torque, which is torque for forward movement, in a state where the AT 1st speed gear stage is formed as the low vehicle speed side (low side) gear stage for forward movement among the AT 1st speed gear stage and the AT 4th speed gear stage. The reverse running can be performed by outputting the reverse MG2 torque Tm, which is the reverse torque whose positive and negative directions are opposite to those of the MG2 torque Tm, from the second rotary electric machine MG2. As described above, in the vehicle 10 of the present embodiment, the forward traveling is performed by reversing the positive and negative of the MG2 torque Tm by using the forward AT gear stage (that is, the same AT gear stage as when the forward traveling is performed). In the stepped transmission 20, an AT gear stage dedicated to reverse traveling, which reverses and outputs the input shaft rotation in the stepped transmission 20, is not formed. Even in the hybrid travel mode, since the second rotary electric machine MG2 can be negatively rotated as in the straight line L0R, it is possible to perform reverse travel in the same manner as in the motor travel mode.

車両用駆動装置１２では、エンジン１４が動力伝達可能に連結された第１回転要素ＲＥ１としてのキャリアＣＡ０と、差動用回転電機としての第１回転電機ＭＧ１が動力伝達可能に連結された第２回転要素ＲＥ２としてのサンギヤＳ０と、走行駆動用回転電機としての第２回転電機ＭＧ２が動力伝達可能に連結された第３回転要素ＲＥ３としてのリングギヤＲ０と、の３つの回転要素を有する差動機構３２を備えて、第１回転電機ＭＧ１の運転状態が制御されることにより差動機構３２の差動状態が制御される電気式変速機構(電気式差動機構)としての無段変速機１８が構成される。つまり、エンジン１４が動力伝達可能に連結された差動機構３２と差動機構３２に動力伝達可能に連結された第１回転電機ＭＧ１とを有して、第１回転電機ＭＧ１の運転状態が制御されることにより差動機構３２の差動状態が制御される無段変速機１８が構成される。無段変速機１８は、中間伝達部材３０の回転速度であるＭＧ２回転速度ωmに対する連結軸３４の回転速度(すなわちエンジン回転速度ωe)の変速比γ０(＝ωe／ωm)が変化させられる電気的な無段変速機として作動させられる。 In the vehicle drive device 12, the carrier CA0 as the first rotating element RE1 to which the engine 14 is connected so as to be able to transmit power, and the second rotating electric machine MG1 as the differential rotating electric machine to be connected so as to be able to transmit power. A differential mechanism having three rotating elements: a sun gear S0 as a rotating element RE2 and a ring gear R0 as a third rotating element RE3 in which a second rotating electric machine MG2 as a traveling drive rotating electric machine is connected so as to be able to transmit power. 32 is provided, and the continuously variable transmission 18 as an electric transmission mechanism (electric differential mechanism) in which the differential state of the differential mechanism 32 is controlled by controlling the operating state of the first rotary electric machine MG1 is provided. It is composed. That is, the engine 14 has a differential mechanism 32 connected so as to be able to transmit power and a first rotary electric machine MG1 connected to the differential mechanism 32 so as to be able to transmit power, and the operating state of the first rotary electric machine MG1 is controlled. The continuously variable transmission 18 in which the differential state of the differential mechanism 32 is controlled is configured. In the continuously variable transmission 18, the gear ratio γ0 (= ωe / ωm) of the rotation speed of the connecting shaft 34 (that is, the engine rotation speed ωe) with respect to the MG2 rotation speed ωm, which is the rotation speed of the intermediate transmission member 30, is changed electrically. It can be operated as a continuously variable transmission.

例えば、ハイブリッド走行モードにおいては、有段変速機２０にてＡＴギヤ段が形成されたことで駆動輪２８の回転に拘束されるリングギヤＲ０の回転速度に対して、第１回転電機ＭＧ１の回転速度を制御することによってサンギヤＳ０の回転速度が上昇或いは下降させられると、キャリアＣＡ０の回転速度(すなわちエンジン回転速度ωe)が上昇或いは下降させられる。従って、エンジン走行では、エンジン１４を効率の良い運転点にて作動させることが可能である。つまり、ＡＴギヤ段が形成された有段変速機２０と無段変速機として作動させられる無段変速機１８とで、変速機構４０全体として無段変速機を構成することができる。 For example, in the hybrid travel mode, the rotation speed of the first rotary electric machine MG1 is relative to the rotation speed of the ring gear R0, which is constrained by the rotation of the drive wheels 28 due to the formation of the AT gear stage in the stepped transmission 20. When the rotation speed of the sun gear S0 is increased or decreased by controlling the above, the rotation speed of the carrier CA0 (that is, the engine rotation speed ωe) is increased or decreased. Therefore, in engine running, it is possible to operate the engine 14 at an efficient operating point. That is, the continuously variable transmission 20 in which the AT gear stage is formed and the continuously variable transmission 18 operated as the continuously variable transmission can form the continuously variable transmission as a whole of the transmission mechanism 40.

または、無段変速機１８を有段変速機のように変速させることも可能であるので、ＡＴギヤ段が形成される有段変速機２０と有段変速機のように変速させる無段変速機１８とで、変速機構４０全体として有段変速機のように変速させることができる。つまり、変速機構４０において、出力軸回転速度ωoに対するエンジン回転速度ωeの変速比γｔ(＝ωe／ωo)が異なる複数のギヤ段(模擬ギヤ段と称する)を選択的に成立させるように、有段変速機２０と無段変速機１８とを制御することが可能である。変速比γｔは、直列に配置された、無段変速機１８と有段変速機２０とで形成されるトータル変速比であって、無段変速機１８の変速比γ０と有段変速機２０の変速比γatとを乗算した値(γｔ＝γ０×γat)となる。模擬ギヤ段は、例えば有段変速機２０の各ＡＴギヤ段と１または複数種類の無段変速機１８の変速比γ０との組合せによって、有段変速機２０の各ＡＴギヤ段に対してそれぞれ１または複数種類を成立させるように割り当てられる。 Alternatively, since the stepless transmission 18 can be changed like a stepped transmission, the stepped transmission 20 on which the AT gear stage is formed and the stepless transmission like the stepped transmission can be changed. With 18, the speed change mechanism 40 as a whole can be changed like a stepped transmission. That is, in the transmission mechanism 40, a plurality of gear stages (referred to as simulated gear stages) having different gear ratios γt (= ωe / ωo) of the engine rotation speed ωe with respect to the output shaft rotation speed ωo are selectively established. It is possible to control the step transmission 20 and the stepless transmission 18. The gear ratio γt is a total gear ratio formed by the continuously variable transmission 18 and the stepped transmission 20 arranged in series, and is the gear ratio γ0 of the continuously variable transmission 18 and the stepped transmission 20. The value is obtained by multiplying the gear ratio γat by (γt = γ0 × γat). The simulated gear stage is, for example, a combination of each AT gear stage of the stepped transmission 20 and a gear ratio γ0 of one or a plurality of types of continuously variable transmission 18 for each AT gear stage of the stepped transmission 20. Assigned to establish one or more types.

図１に戻り、車両１０は、さらに、エンジン１４、無段変速機１８、および有段変速機２０などの制御に関連する車両１０の制御装置を含むコントローラとしての電子制御装置８０を備えている。よって、図１は、電子制御装置８０の入出力系統を示す図であり、また、電子制御装置８０による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。電子制御装置８０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。電子制御装置８０は、必要に応じてエンジン制御用、変速制御用等に分けて構成される。 Returning to FIG. 1, the vehicle 10 further includes an electronic control device 80 as a controller including a control device for the vehicle 10 related to control such as an engine 14, a continuously variable transmission 18, and a stepped transmission 20. .. Therefore, FIG. 1 is a diagram showing an input / output system of the electronic control device 80, and is a functional block diagram illustrating a main part of a control function by the electronic control device 80. The electronic control device 80 includes, for example, a so-called microcomputer provided with a CPU, RAM, ROM, an input / output interface, etc., and the CPU uses a temporary storage function of the RAM and follows a program stored in the ROM in advance. Various controls of the vehicle 10 are executed by performing signal processing. The electronic control device 80 is separately configured for engine control, shift control, and the like, if necessary.

電子制御装置８０には、車両１０に備えられた各種センサ等(例えばエンジン回転速度センサ６０、ＭＧ１回転速度センサ６２、ＭＧ２回転速度センサ６４、出力軸回転速度センサ６６、アクセル開度センサ６８、スロットル弁開度センサ７０、Ｇセンサ７２、シフトポジションセンサ７４、バッテリセンサ７６、ＡＴ油温センサ７８など)による検出値に基づく各種信号等(例えばエンジン回転速度ωe、第１回転電機ＭＧ１の回転速度であるＭＧ１回転速度ωg、ＡＴ入力軸回転速度ωiであるＭＧ２回転速度ωm、車速Ｖに対応する出力軸回転速度ωo、運転者の加速操作の大きさを表す運転者の加速操作量(すなわちアクセルペダル６７の操作量)であるアクセル開度θacc、電子スロットル弁の開度であるスロットル弁開度θth、車両１０の前後加速度Ｇ、車両１０に備えられたシフト操作部材としてのシフトレバー５６の操作位置(操作ポジション)POSsh、バッテリ５２のバッテリ温度ＴＨbatやバッテリ充放電電流Ｉbatやバッテリ電圧Ｖbat、係合装置ＣＢに供給される作動油の油温Ｔoilなど)が、それぞれ供給される。 The electronic control device 80 includes various sensors provided in the vehicle 10 (for example, engine rotation speed sensor 60, MG1 rotation speed sensor 62, MG2 rotation speed sensor 64, output shaft rotation speed sensor 66, accelerator opening sensor 68, throttle). Various signals based on the values detected by the valve opening sensor 70, G sensor 72, shift position sensor 74, battery sensor 76, AT oil temperature sensor 78, etc. (for example, engine rotation speed ωe, rotation speed of the first rotary electric machine MG1) A certain MG1 rotation speed ωg, an MG2 rotation speed ωm which is an AT input shaft rotation speed ωi, an output shaft rotation speed ωo corresponding to a vehicle speed V, and a driver's acceleration operation amount (that is, an accelerator pedal) indicating the magnitude of the driver's acceleration operation. The accelerator opening θacc, which is the operation amount of 67), the throttle valve opening θth, which is the opening of the electronic throttle valve, the front-rear acceleration G of the vehicle 10, and the operation position of the shift lever 56 as a shift operation member provided in the vehicle 10. (Operating position) POSsh, the battery temperature THbat of the battery 52, the battery charge / discharge current Ibat, the battery voltage Vbat, the oil temperature Toil of the hydraulic oil supplied to the engaging device CB, etc.) are supplied respectively.

また、電子制御装置８０からは、車両１０に備えられた各装置(例えばスロットルアクチュエータや燃料噴射装置や点火装置等のエンジン制御装置５８、インバータ５０、油圧制御回路５４など)に各種指令信号(例えばエンジン１４を制御する為のエンジン制御指令信号Ｓe、第１回転電機ＭＧ１および第２回転電機ＭＧ２を制御する為の回転電機制御指令信号Ｓmg、係合装置ＣＢの作動状態を制御する為の(すなわち有段変速機２０の変速を制御する為の)油圧制御指令信号Ｓatなど)が、それぞれ出力される。この油圧制御指令信号Ｓatは、例えば係合装置ＣＢの各々の油圧アクチュエータへ供給される各係合圧Ｐcbを調圧する各ソレノイドバルブＳＬ１－ＳＬ４等を駆動する為の指令信号(駆動電流)であり、油圧制御回路５４へ出力される。なお、電子制御装置８０は、各油圧アクチュエータへ供給される各係合圧Ｐcbの値に対応する油圧指令値(指示圧)を設定し、その油圧指令値に応じた駆動電流を出力する。 Further, from the electronic control device 80, various command signals (for example, an engine control device 58 such as a throttle actuator, a fuel injection device, an ignition device, an inverter 50, a hydraulic control circuit 54, etc.) provided in the vehicle 10 are transmitted. The engine control command signal Se for controlling the engine 14, the rotary electric machine control command signal Smg for controlling the first rotary electric machine MG1 and the second rotary electric machine MG2, and the operating state of the engaging device CB (that is,). The hydraulic control command signal (Sat, etc.) for controlling the shift of the stepped transmission 20) is output, respectively. This hydraulic control command signal Sat is, for example, a command signal (driving current) for driving each solenoid valve SL1-SL4 or the like that regulates each engagement pressure Pcb supplied to each hydraulic actuator of the engagement device CB. , Is output to the hydraulic control circuit 54. The electronic control device 80 sets a hydraulic pressure command value (instructed pressure) corresponding to the value of each engagement pressure Pcb supplied to each hydraulic actuator, and outputs a drive current corresponding to the hydraulic pressure command value.

シフトレバー５６の操作ポジションPOSshは、例えばＰ，Ｒ，Ｎ，Ｄ操作ポジションである。Ｐ操作ポジションは、変速機構４０がニュートラル状態とされ(例えば係合装置ＣＢの何れもの解放によって有段変速機２０が動力伝達不能なニュートラル状態とされ)且つ機械的に出力軸２２の回転が阻止(ロック)された、変速機構４０のパーキングポジション(Ｐポジション)を選択するパーキング操作ポジションである。Ｒ操作ポジションは、有段変速機２０のＡＴ１速ギヤ段が形成された状態で第２回転電機ＭＧ２による車両１０の後進走行を可能とする、変速機構４０の後進走行ポジション(Ｒポジション)を選択する後進走行操作ポジションである。Ｎ操作ポジションは、変速機構４０がニュートラル状態とされた、変速機構４０のニュートラルポジション(Ｎポジション)を選択するニュートラル操作ポジションである。Ｄ操作ポジションは、有段変速機２０のＡＴ１速ギヤ段－ＡＴ４速ギヤ段の総てのＡＴギヤ段を用いて自動変速制御を実行して前進走行を可能とする、変速機構４０の前進走行ポジション(Ｄポジション)を選択する前進走行操作ポジションである。 The operation position POSsh of the shift lever 56 is, for example, a P, R, N, D operation position. In the P operation position, the transmission mechanism 40 is set to the neutral state (for example, the stepped transmission 20 is set to the neutral state in which power cannot be transmitted by releasing any of the engaging devices CB), and the rotation of the output shaft 22 is mechanically blocked. This is a parking operation position for selecting the (locked) parking position (P position) of the transmission mechanism 40. For the R operation position, select the reverse travel position (R position) of the transmission mechanism 40, which enables the vehicle 10 to travel backward by the second rotary electric machine MG2 in the state where the AT1 speed gear stage of the stepped transmission 20 is formed. This is the reverse running operation position. The N operation position is a neutral operation position for selecting the neutral position (N position) of the transmission mechanism 40 in which the transmission mechanism 40 is in the neutral state. The D operation position is the forward travel of the transmission mechanism 40, which enables forward travel by executing automatic shift control using all AT gear stages of the AT 1st speed gear stage-AT 4th gear stage of the stepped transmission 20. It is a forward running operation position for selecting a position (D position).

電子制御装置８０は、例えばバッテリ充放電電流Ｉbatおよびバッテリ電圧Ｖbatなどに基づいてバッテリ５２の充電状態(充電容量)ＳＯＣを算出する。また、電子制御装置８０は、例えばバッテリ温度ＴＨbatおよびバッテリ５２の充電容量ＳＯＣに基づいて、バッテリ５２の入力電力の制限を規定する充電可能電力(入力可能電力)Ｗin、およびバッテリ５２の出力電力の制限を規定する放電可能電力(出力可能電力)Ｗoutを算出する。充放電可能電力Ｗin，Ｗoutは、例えばバッテリ温度ＴＨbatが常用域より低い低温域ではバッテリ温度ＴＨbatが低い程低くされ、また、バッテリ温度ＴＨbatが常用域より高い高温域ではバッテリ温度ＴＨbatが高い程低くされる。また、充電可能電力Ｗinは、例えば充電容量ＳＯＣが大きな領域では充電容量ＳＯＣが大きい程小さくされる。また、放電可能電力Ｗoutは、例えば充電容量ＳＯＣが小さな領域では充電容量ＳＯＣが小さい程小さくされる。 The electronic control device 80 calculates the charge state (charge capacity) SOC of the battery 52 based on, for example, the battery charge / discharge current Ibat and the battery voltage Vbat. Further, the electronic control device 80 determines the limit of the input power of the battery 52 based on, for example, the battery temperature THbat and the charge capacity SOC of the battery 52. Calculate the dischargeable power (outputtable power) Wout that specifies the limit. The chargeable and dischargeable power Win and Wout are lowered as the battery temperature THbat is lower in the low temperature range where the battery temperature THbat is lower than the normal range, and are lower as the battery temperature THbat is higher in the high temperature range where the battery temperature THbat is higher than the normal range. Be sick. Further, the rechargeable power Win is reduced as the charge capacity SOC is large, for example, in a region where the charge capacity SOC is large. Further, the dischargeable power Wout is reduced as the charge capacity SOC is small, for example, in a region where the charge capacity SOC is small.

電子制御装置８０は、車両１０における各種制御を実現する為に、ＡＴ変速制御手段すなわちＡＴ変速制御部８２、ハイブリッド制御手段すなわちハイブリッド制御部８４、トルク相補償制御手段すなわちトルク相補償制御部８６、トルク保持手段すなわちトルク保持部８８、および入力トルク変更手段すなわち入力トルク変更部９０を、機能的に備えている。 In order to realize various controls in the vehicle 10, the electronic control device 80 includes an AT shift control means, that is, an AT shift control unit 82, a hybrid control means, that is, a hybrid control unit 84, and a torque phase compensation control means, that is, a torque phase compensation control unit 86. A torque holding means, that is, a torque holding unit 88, and an input torque changing means, that is, an input torque changing unit 90 are functionally provided.

ＡＴ変速制御部８２は、予め実験的に或いは設計的に求められて記憶された関係すなわち予め定められた関係である例えば図４に示すようなＡＴギヤ段変速マップを用いて有段変速機２０の変速判断を行い、必要に応じて有段変速機２０の変速制御を実行する為の油圧制御指令信号Ｓatを油圧制御回路５４へ出力する。 The AT shift control unit 82 uses an AT gear shift map as shown in FIG. 4, for example, a stepped transmission 20 which is a relationship obtained and stored experimentally or experimentally in advance, that is, a predetermined relationship. The hydraulic pressure control command signal Sat for executing the shift control of the stepped transmission 20 is output to the hydraulic pressure control circuit 54 as necessary.

図４において、ＡＴギヤ段変速マップは、例えば車速Ｖ及び要求駆動力Ｆrdemを変数とする二次元座標上に、有段変速機２０の変速が判断される為の予め定められた複数種類の変速線ＳＨを有する所定の関係である。ここでは、車速Ｖに替えて出力回転速度ωoなどを用いても良い。又、要求駆動力Ｆrdemに替えて要求駆動トルクＴrdemやアクセル開度θaccやスロットル弁開度θthなどを用いても良い。複数種類の変速線ＳＨは、例えば実線に示すようなアップシフトが判断される為のアップシフト線ＳＨｕａ、ＳＨｕｂ、ＳＨｕｃ、及び破線に示すようなダウンシフトが判断される為のダウンシフト線ＳＨｄａ、ＳＨｄｂ、ＳＨｄｃを含んでいる。 In FIG. 4, the AT gear gear shifting map has a plurality of predetermined types of shifting for determining the shifting of the stepped transmission 20 on two-dimensional coordinates having, for example, the vehicle speed V and the required driving force Fridem as variables. It is a predetermined relationship having a line SH. Here, the output rotation speed ωo or the like may be used instead of the vehicle speed V. Further, instead of the required driving force Frdem, the required driving torque Trdem, the accelerator opening degree θacc, the throttle valve opening degree θth, or the like may be used. The plurality of types of shift line SH are, for example, the upshift line SHua, SHub, SHuc for determining the upshift as shown by the solid line, and the downshift line SHda for determining the downshift as shown by the broken line. Includes SHdb and SHdc.

ハイブリッド制御部８４は、エンジン１４の作動を制御するエンジン制御手段すなわちエンジン制御部としての機能と、インバータ５０を介して第１回転電機ＭＧ１および第２回転電機ＭＧ２の作動を制御する回転電機制御手段すなわち回転電機制御部としての機能を含んでおり、それら制御機能によりエンジン１４、第１回転電機ＭＧ１、および第２回転電機ＭＧ２によるハイブリッド駆動制御等を実行する。 The hybrid control unit 84 has a function as an engine control means for controlling the operation of the engine 14, that is, an engine control unit, and a rotary electric machine control means for controlling the operation of the first rotary electric machine MG1 and the second rotary electric machine MG2 via the inverter 50. That is, it includes a function as a rotary electric machine control unit, and by these control functions, hybrid drive control by the engine 14, the first rotary electric machine MG1, and the second rotary electric machine MG2 is executed.

ハイブリッド制御部８４は、予め定められた関係(例えば駆動力マップ)にアクセル開度θaccおよび車速Ｖを適用することで要求駆動パワーＰdem(見方を換えれば、そのときの車速Ｖにおける要求駆動トルクＴdem)を算出する。ハイブリッド制御部８４は、バッテリ５２の充放電可能電力Ｗin，Ｗout等を考慮して、要求駆動パワーＰdemを実現するように、エンジン１４、第１回転電機ＭＧ１、および第２回転電機ＭＧ２を制御する指令信号(エンジン制御指令信号Ｓeおよび回転電機制御指令信号Ｓmg)を出力する。エンジン制御指令信号Ｓeは、例えばそのときのエンジン回転速度ωeにおけるエンジントルクＴeを出力するエンジンパワーＰeの指令値である。回転電機制御指令信号Ｓmgは、例えばエンジントルクＴeの反力トルク(そのときのＭＧ１回転速度ωgにおけるＭＧ１トルクＴg)を出力する第１回転電機ＭＧ１の発電電力Ｗgの指令値であり、また、そのときのＭＧ２回転速度ωmにおけるＭＧ２トルクＴmを出力する第２回転電機ＭＧ２の消費電力Ｗmの指令値である。 The hybrid control unit 84 applies the accelerator opening θacc and the vehicle speed V to a predetermined relationship (for example, a driving force map) to obtain the required drive power Pdem (in other words, the required drive torque Tdem at the vehicle speed V at that time). ) Is calculated. The hybrid control unit 84 controls the engine 14, the first rotary electric machine MG1, and the second rotary electric machine MG2 so as to realize the required drive power Pdem in consideration of the chargeable and dischargeable power Win, Wout, etc. of the battery 52. The command signal (engine control command signal Se and rotary electric machine control command signal Smg) is output. The engine control command signal Se is, for example, a command value of the engine power Pe that outputs the engine torque Te at the engine rotation speed ωe at that time. The rotary electric machine control command signal Smg is, for example, a command value of the generated power Wg of the first rotary electric machine MG1 that outputs the reaction force torque of the engine torque Te (MG1 torque Tg at the MG1 rotation speed ωg at that time). It is a command value of the power consumption Wm of the second rotary electric machine MG2 that outputs the MG2 torque Tm at the MG2 rotation speed ωm at that time.

バッテリ５２の充電可能電力Ｗinは、バッテリ５２の入力電力の制限を規定する入力可能電力であり、バッテリ５２の放電可能電力Ｗoutは、バッテリ５２の出力電力の制限を規定する出力可能電力である。バッテリ５２の充電可能電力Ｗinや放電可能電力Ｗoutは、例えばバッテリ温度ＴＨbat及びバッテリ５２の充電量に相当する充電状態値ＳＯＣ［％］に基づいて電子制御装置８０により算出される。バッテリ５２の充電状態値ＳＯＣは、バッテリ５２の充電状態を示す値であり、例えばバッテリ充放電電流Ｉbat及びバッテリ電圧Ｖbatなどに基づいて電子制御装置８０により算出される。 The rechargeable power Win of the battery 52 is the input power that defines the limit of the input power of the battery 52, and the dischargeable power Wout of the battery 52 is the output power that defines the limit of the output power of the battery 52. The rechargeable power Win and the dischargeable power Wout of the battery 52 are calculated by the electronic control device 80, for example, based on the battery temperature THbat and the charge state value SOC [%] corresponding to the charge amount of the battery 52. The charge state value SOC of the battery 52 is a value indicating the charge state of the battery 52, and is calculated by the electronic control device 80 based on, for example, the battery charge / discharge current Ibat and the battery voltage Vbat.

ハイブリッド制御部８４は、例えば無段変速機１８を無段変速機として作動させて変速機構４０全体として無段変速機として作動させる場合、最適エンジン動作点等を考慮して、要求駆動パワーＰrdemを実現するエンジンパワーＰeが得られるエンジン回転速度ωeとエンジントルクＴeとなるように、エンジン１４を制御すると共に第１回転電機ＭＧ１の発電電力Ｗgを制御することで、無段変速機１８の無段変速制御を実行して無段変速機１８の変速比γ０を変化させる。この制御の結果として、無段変速機として作動させる場合の変速機構４０の変速比γｔ（＝ωe／ωo）が制御される。最適エンジン動作点は、例えば要求エンジンパワーＰedemを実現するときに、エンジン１４単体の燃費にバッテリ５２における充放電効率等を考慮した車両１０におけるトータル燃費が最も良くなるエンジン動作点として予め定められている。このエンジン動作点は、エンジン回転速度ωeとエンジントルクＴeとで表されるエンジン１４の運転点である。 When the hybrid control unit 84 operates the continuously variable transmission 18 as a continuously variable transmission and operates the continuously variable transmission 40 as a continuously variable transmission as a continuously variable transmission, the hybrid control unit 84 sets the required drive power Prdem in consideration of the optimum engine operating point and the like. By controlling the engine 14 and controlling the generated power Wg of the first rotary electric machine MG1 so that the engine rotation speed ωe and the engine torque Te that can obtain the realized engine power Pe are obtained, the continuously variable transmission 18 is continuously variable. The shift control is executed to change the gear ratio γ0 of the continuously variable transmission 18. As a result of this control, the gear ratio γt (= ωe / ωo) of the transmission mechanism 40 when operating as a continuously variable transmission is controlled. The optimum engine operating point is predetermined as an engine operating point that gives the best total fuel efficiency in the vehicle 10 in consideration of the fuel efficiency of the engine 14 alone and the charge / discharge efficiency of the battery 52, for example, when the required engine power Pedem is realized. There is. This engine operating point is the operating point of the engine 14 represented by the engine rotation speed ωe and the engine torque Te.

また、無段変速機１８を有段変速機のように変速させることも可能であるので、ＡＴギヤ段が形成される有段変速機２０と有段変速機のように変速させる無段変速機１８とで、変速機構４０全体として有段変速機のように変速させることができる。つまり、変速機構４０では、エンジン回転速度ωeの出力回転速度ωoに対する比の値を表す変速比γｔが異なる複数のギヤ段を選択的に成立させるように、有段変速機２０と無段変速機１８とを制御することが可能である。本実施例では、変速機構４０にて成立させられるギヤ段を模擬ギヤ段と称する。変速比γｔは、直列に配置された、無段変速機１８と有段変速機２０とで形成されるトータル変速比であって、無段変速機１８の変速比γ０と有段変速機２０の変速比γatとを乗算した値（γｔ＝γ０×γat）となる。 Further, since the stepless transmission 18 can be changed like a stepped transmission, the stepped transmission 20 on which the AT gear stage is formed and the stepless transmission like the stepped transmission can be changed. With 18, the speed change mechanism 40 as a whole can be changed like a stepped transmission. That is, in the transmission mechanism 40, the stepped transmission 20 and the continuously variable transmission so as to selectively establish a plurality of gear stages having different gear ratios γt, which represent the value of the ratio of the engine rotation speed ωe to the output rotation speed ωo. It is possible to control with 18. In this embodiment, the gear stage established by the speed change mechanism 40 is referred to as a simulated gear stage. The gear ratio γt is a total gear ratio formed by the continuously variable transmission 18 and the stepped transmission 20 arranged in series, and is the gear ratio γ0 of the continuously variable transmission 18 and the stepped transmission 20. The value is obtained by multiplying the gear ratio γat by (γt = γ0 × γat).

模擬ギヤ段は、例えば有段変速機２０の各ＡＴギヤ段と１又は複数種類の無段変速機１８の変速比γ０との組合せによって、有段変速機２０の各ＡＴギヤ段に対してそれぞれ１又は複数種類を成立させるように割り当てられる。例えば、ＡＴ１速ギヤ段に対して模擬１速ギヤ段－模擬３速ギヤ段が成立させられ、ＡＴ２速ギヤ段に対して模擬４速ギヤ段－模擬６速ギヤ段が成立させられ、ＡＴ３速ギヤ段に対して模擬７速ギヤ段－模擬９速ギヤ段が成立させられ、ＡＴ４速ギヤ段に対して模擬１０速ギヤ段が成立させられるように予め定められている。変速機構４０では、出力回転速度ωoに対して所定の変速比γｔを実現するエンジン回転速度ωeとなるように無段変速機１８が制御されることによって、あるＡＴギヤ段において異なる模擬ギヤ段が成立させられる。又、変速機構４０では、ＡＴギヤ段の切替えに合わせて無段変速機１８が制御されることによって、模擬ギヤ段が切り替えられる。 The simulated gear stage is, for example, a combination of each AT gear stage of the stepped transmission 20 and a gear ratio γ0 of one or a plurality of types of continuously variable transmission 18 for each AT gear stage of the stepped transmission 20. Assigned to establish one or more types. For example, a simulated 1st gear stage-a simulated 3rd gear stage is established for the AT 1st speed gear stage, a simulated 4th gear stage-a simulated 6th speed gear stage is established for the AT 2nd speed gear stage, and an AT 3rd speed gear stage is established. It is predetermined that a simulated 7-speed gear stage-a simulated 9-speed gear stage is established for the gear stage, and a simulated 10-speed gear stage is established for the AT4 speed gear stage. In the transmission mechanism 40, the continuously variable transmission 18 is controlled so that the engine rotation speed ωe realizes a predetermined gear ratio γt with respect to the output rotation speed ωo, so that different simulated gear stages are generated in a certain AT gear stage. It is established. Further, in the speed change mechanism 40, the simulated gear stage is switched by controlling the continuously variable transmission 18 in accordance with the switching of the AT gear stage.

ハイブリッド制御部８４は、例えば無段変速機１８を有段変速機のように変速させて変速機構４０全体として有段変速機のように変速させる場合、予め定められた関係である例えば模擬ギヤ段変速マップを用いて変速機構４０の変速判断を行い、ＡＴ変速制御部８２による有段変速機２０のＡＴギヤ段の変速制御と協調して、複数の模擬ギヤ段を選択的に成立させるように無段変速機１８の変速制御を実行する。複数の模擬ギヤ段は、それぞれの変速比γｔを維持できるように出力回転速度ωoに応じて第１回転電機ＭＧ１によりエンジン回転速度ωeを制御することによって成立させることができる。各模擬ギヤ段の変速比γｔは、出力回転速度ωoの全域に亘って必ずしも一定値である必要はなく、所定領域で変化させても良いし、各部の回転速度の上限や下限等によって制限が加えられても良い。このように、ハイブリッド制御部８４は、エンジン回転速度ωeを有段変速のように変化させる変速制御が可能である。変速機構４０全体として有段変速機のように変速させる模擬有段変速制御は、例えば運転者によってスポーツ走行モード等の走行性能重視の走行モードが選択された場合や要求駆動トルクＴrdemが比較的大きい場合に、変速機構４０全体として無段変速機として作動させる無段変速制御に優先して実行するだけでも良いが、所定の実行制限時を除いて基本的に模擬有段変速制御が実行されても良い。 When, for example, the stepless transmission 18 is changed like a stepped transmission and the speed change mechanism 40 as a whole is changed like a stepped transmission, the hybrid control unit 84 has a predetermined relationship, for example, a simulated gear stage. The shift determination of the shift mechanism 40 is performed using the shift map, and a plurality of simulated gear stages are selectively established in cooperation with the shift control of the AT gear stage of the stepped transmission 20 by the AT shift control unit 82. The shift control of the stepless transmission 18 is executed. A plurality of simulated gear stages can be established by controlling the engine rotation speed ωe by the first rotary electric machine MG1 according to the output rotation speed ωo so that the respective gear ratios γt can be maintained. The gear ratio γt of each simulated gear stage does not necessarily have to be a constant value over the entire range of the output rotation speed ωo, and may be changed in a predetermined region, and is limited by the upper limit or the lower limit of the rotation speed of each part. May be added. In this way, the hybrid control unit 84 can perform shift control that changes the engine rotation speed ωe like a stepped shift. In the simulated stepped speed change control in which the speed change mechanism 40 as a whole shifts like a stepped transmission, for example, when a driving mode that emphasizes driving performance such as a sports driving mode is selected by the driver, or the required drive torque Trdem is relatively large. In this case, it is sufficient to give priority to the continuously variable transmission control that operates the transmission mechanism 40 as a whole as a continuously variable transmission, but basically, the simulated stepped speed change control is executed except when a predetermined execution is restricted. Is also good.

ハイブリッド制御部８４は、走行モードとして、ＥＶ走行モード又は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８４は、予め定められた関係である例えば図４に示すような走行モード切替マップを用いて、要求駆動パワーＰrdemが比較的小さなＥＶ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で、要求駆動パワーＰrdemが比較的大きなＨＶ走行領域にある場合には、ＨＶ走行モードを成立させる。 The hybrid control unit 84 selectively establishes the EV traveling mode or the HV traveling mode as the traveling mode according to the traveling state. For example, the hybrid control unit 84 uses a driving mode switching map as shown in FIG. 4, for example, which has a predetermined relationship, and when the required drive power Prdem is in a relatively small EV driving region, the EV driving mode On the other hand, when the required drive power Prdem is in a relatively large HV traveling region, the HV traveling mode is established.

図４において、走行モード切替マップは、例えば車速Ｖ及び要求駆動力Ｆrdemを変数とする二次元座標上に、ＨＶ走行モードとＥＶ走行モードとを切り替える為のＨＶ走行領域とＥＶ走行領域との境界線を有する所定の関係である。上記境界線は、例えば一点鎖線に示すような、ＥＶ走行とＨＶ走行との切替えが判断される為の予め定められた走行領域切替線ＣＦである。走行モードの切替えでは走行に用いられる駆動力源が切り替えられることから、走行領域切替線ＣＦは駆動力源切替線でもある。なお、図４では、便宜上、この走行モード切替マップをＡＴギヤ段変速マップと共に示している。 In FIG. 4, the traveling mode switching map is a boundary between the HV traveling region and the EV traveling region for switching between the HV traveling mode and the EV traveling mode on the two-dimensional coordinates having the vehicle speed V and the required driving force Frid as variables. It is a predetermined relationship having a line. The boundary line is a predetermined traveling area switching line CF for determining switching between EV traveling and HV traveling, as shown in the alternate long and short dash line, for example. Since the driving force source used for traveling is switched by switching the traveling mode, the traveling area switching line CF is also a driving force source switching line. In FIG. 4, for convenience, this travel mode switching map is shown together with the AT gear shift map.

ハイブリッド制御部８４は、要求駆動パワーＰrdemがＥＶ走行領域にあるときであっても、バッテリ５２の充電状態値ＳＯＣが予め定められたエンジン始動閾値未満となる場合やエンジン１４の暖機が必要な場合などには、ＨＶ走行モードを成立させる。前記エンジン始動閾値は、エンジン１４を強制的に始動してバッテリ５２を充電する必要がある充電状態値ＳＯＣであることを判断する為の予め定められた閾値である。 The hybrid control unit 84 needs to warm up the engine 14 or when the charge state value SOC of the battery 52 is less than a predetermined engine start threshold value even when the required drive power Prdem is in the EV traveling region. In some cases, the HV driving mode is established. The engine start threshold value is a predetermined threshold value for determining that the charge state value SOC needs to forcibly start the engine 14 to charge the battery 52.

ハイブリッド制御部８４は、エンジン１４の運転停止時にＨＶ走行モードを成立させた場合には、エンジン１４を始動するエンジン始動制御を行う。ハイブリッド制御部８４は、エンジン１４を始動するときには、例えば第１回転電機ＭＧ１によりエンジン回転速度ωeを上昇させつつ、エンジン回転速度ωeが点火可能な所定点火可能回転速度以上となったときに点火することでエンジン１４を始動する。すなわち、ハイブリッド制御部９４は、第１回転電機ＭＧ１によりエンジン１４をクランキングすることでエンジン１４を始動する。 The hybrid control unit 84 performs engine start control for starting the engine 14 when the HV driving mode is established when the operation of the engine 14 is stopped. When the engine 14 is started, the hybrid control unit 84 ignites when the engine rotation speed ωe becomes equal to or higher than a predetermined ignitable rotation speed that can be ignited while increasing the engine rotation speed ωe by, for example, the first rotary electric machine MG1. This starts the engine 14. That is, the hybrid control unit 94 starts the engine 14 by cranking the engine 14 by the first rotary electric machine MG1.

ところで、運転者がアクセルペダル６７を踏み込んだ状態での有段変速機２０のアップシフトにおいて、ＡＴ変速制御部８２が係合装置ＣＢの掴み替えを行うトルク相では、有段変速機２０から出力されるＡＴ出力軸トルクＴoの落ち込みが発生し、変速ショック等の変速フィーリングの悪化を招く虞がある。そのため、ハイブリッド制御部８４は、有段変速機２０のアップシフト時のトルク相中において、補償トルクとして第２回転電機ＭＧ２のＭＧ２トルクＴmを増大し、トルク相中のＡＴ出力軸トルクＴoの落ち込みを抑制するトルク相補償制御を実行する、トルク相補償制御手段すなわちトルク相補償制御部８６を機能的に備えている。 By the way, in the upshift of the stepped transmission 20 with the driver depressing the accelerator pedal 67, the AT shift control unit 82 outputs from the stepped transmission 20 in the torque phase in which the engaging device CB is re-grasped. There is a risk that the AT output shaft torque To will drop, resulting in deterioration of the shifting feeling such as shifting shock. Therefore, the hybrid control unit 84 increases the MG2 torque Tm of the second rotary electric machine MG2 as a compensation torque in the torque phase during the upshift of the stepped transmission 20, and the AT output shaft torque To drops in the torque phase. It is functionally provided with a torque phase compensation control means, that is, a torque phase compensation control unit 86, which executes torque phase compensation control to suppress the above.

トルク相補償制御部８６は、例えば前後加速度Ｇの変化などに基づいてトルク相への切り替わりを判断すると、第２回転電機ＭＧ２のＭＧ２トルクＴmを、補償トルクとして予め設定されているトルクアップ量Ｔconだけ増加させることで、トルク相におけるＡＴ出力軸トルクＴoの落ち込み（減少）分をＭＧ２トルクＴmによって補償する。上記トルク相補償制御が実行されることで、有段変速機２０に入力されるＡＴ入力軸トルクＴiが増加するに伴い、トルク相中でのＡＴ出力軸トルクＴoの落ち込みが抑制される。トルク相補償制御によるＭＧ２トルクＴmのトルクアップ量Ｔconは、トルク相開始時点でのＡＴ入力軸トルクＴi、作動油の油温Ｔoil、車速Ｖ、ＡＴギヤ段等に基づいて決定される。また、トルク相補償制御は、有段変速機２０のアップシフトにおいて一律に実施される訳ではなく、予め設定されている条件が成立した場合に実施される。なお、トルク相補償制御によるＭＧ２トルクＴmのトルクアップ量Ｔconが、本発明の回転電機の補償トルクに対応している。 When the torque phase compensation control unit 86 determines that the torque phase is switched to, for example, based on a change in the front-rear acceleration G, the MG2 torque Tm of the second rotary electric machine MG2 is set as a compensation torque, and the torque increase amount Tcon is preset. By increasing only the amount, the drop (decrease) of the AT output shaft torque To in the torque phase is compensated by the MG2 torque Tm. By executing the torque phase compensation control, as the AT input shaft torque Ti input to the stepped transmission 20 increases, the drop of the AT output shaft torque To in the torque phase is suppressed. The torque increase amount Tcon of MG2 torque Tm by the torque phase compensation control is determined based on the AT input shaft torque Ti at the start of the torque phase, the oil temperature Toil of the hydraulic oil, the vehicle speed V, the AT gear stage, and the like. Further, the torque phase compensation control is not uniformly carried out in the upshift of the stepped transmission 20, but is carried out when a preset condition is satisfied. The torque increase amount Tcon of the MG2 torque Tm by the torque phase compensation control corresponds to the compensation torque of the rotary electric machine of the present invention.

上記トルク相補償制御が実行されることで、ＡＴ入力軸トルクＴiが増加するに伴い、トルク相中でのＡＴ出力軸トルクＴoの落ち込みが抑制される。ここで、トルク相補償制御の実行中に、さらにアクセルペダル６７が踏み増しされることが考えられる。このとき、アクセルペダル６７の踏み増しに合わせて第２回転電機ＭＧ２によるトルク相補償制御のトルクアップ量Ｔconを増加させると、第２回転電機ＭＧ２によるトルク変化に対して係合装置ＣＢの係合圧Ｐcb（実油圧）は追従遅れが生じるため、係合圧Ｐcb（実油圧）の追従遅れを予め考慮して係合装置ＣＢの係合圧Ｐcbを高指示圧に設定すると実油圧が高くなり過ぎ、その結果、実油圧過多になって変速ショックが悪化する虞があった。 By executing the torque phase compensation control, as the AT input shaft torque Ti increases, the drop of the AT output shaft torque To in the torque phase is suppressed. Here, it is conceivable that the accelerator pedal 67 is further depressed while the torque phase compensation control is being executed. At this time, if the torque increase amount Tcon of the hydraulic pressure phase compensation control by the second rotary electric machine MG2 is increased in accordance with the stepping on of the accelerator pedal 67, the engagement device CB is engaged with the torque change by the second rotary electric machine MG2. Since the follow-up delay occurs in the pressure Pcb (actual hydraulic pressure), the actual hydraulic pressure becomes higher when the engagement pressure Pcb of the engagement device CB is set to a high indicated pressure in consideration of the follow-up delay of the engagement pressure Pcb (actual hydraulic pressure) in advance. As a result, there is a risk that the actual hydraulic pressure will be excessive and the shift shock will worsen.

このようなトルク相中での運転者によるアクセルペダル操作に伴う変速ショックを抑制するため、トルク保持部８８は、トルク相補償制御部８６が第２回転電機ＭＧ２から補償トルクを出力させる過渡期において、トルク相中にアクセルペダル６７のペダル操作（アクセルペダル６７の踏み増しまたは踏み戻し）があったとき、第２回転電機ＭＧ２のトルクアップ量Ｔconを同じ値に保持する。すなわち、トルク保持部８８は、トルク相中においてアクセルペダル６７のペダル操作があっても、第２回転電機ＭＧ２から出力されるトルクアップ量Ｔconを変更しない。一方で、入力トルク変更部９０は、有段変速機２０のダウンシフト時のトルク相中にアクセルペダル６７が操作されると、アクセルペダル６７の操作量であるアクセル開度θaccおよび車速Ｖに基づいて有段変速機２０に入力される目標ＡＴ入力軸トルクＴi*を算出する。ハイブリッド制御部８４は、算出された目標ＡＴ入力軸トルクＴi*となるように、エンジン１４、第１回転電機ＭＧ１、および第２回転電機ＭＧ２の出力を制御する。 In order to suppress a shift shock caused by an accelerator pedal operation by the driver in such a torque phase, the torque holding unit 88 is used in a transitional period in which the torque phase compensation control unit 86 outputs compensation torque from the second rotary electric machine MG2. When there is a pedal operation of the accelerator pedal 67 (additional stepping or depressing of the accelerator pedal 67) during the torque phase, the torque increase amount Tcon of the second rotary electric machine MG2 is maintained at the same value. That is, the torque holding unit 88 does not change the torque increase amount Tcon output from the second rotary electric machine MG2 even if the accelerator pedal 67 is operated during the torque phase. On the other hand, when the accelerator pedal 67 is operated during the torque phase during the downshift of the stepped transmission 20, the input torque changing unit 90 is based on the accelerator opening θacc and the vehicle speed V, which are the operating amounts of the accelerator pedal 67. The target AT input shaft torque Ti * input to the stepped transmission 20 is calculated. The hybrid control unit 84 controls the outputs of the engine 14, the first rotary electric machine MG1, and the second rotary electric machine MG2 so as to obtain the calculated target AT input shaft torque Ti *.

また、ＡＴ変速制御部８２は、トルク相中においてアクセルペダル操作があってもトルク相補償制御によるトルクアップ量Ｔconが変化しないことから、トルクアップ量Ｔconの変化に伴う係合装置ＣＢの係合圧Ｐcbの油圧補正を実施しない。これより、トルクアップ量Ｔconの変化に伴う係合圧Ｐcbの油圧補正が不要になり、係合圧Ｐcbの実油圧の追従遅れに起因する変速ショックが抑制される。また、トルクアップ量Ｔconの変化に伴う油圧補正用のマップ（油圧補正マップ）を新たに追加する必要もなくなることから制御性が向上する。一方で、ＡＴ変速制御部８２は、アクセルペダル操作に伴う目標ＡＴ入力軸トルクＴi*の変化に応じて、係合装置ＣＢの係合圧Ｐcbの油圧（指示圧）を補正する油圧補正を実行する。 Further, since the AT shift control unit 82 does not change the torque increase amount Tcon due to the torque phase compensation control even if the accelerator pedal is operated during the torque phase, the engagement device CB is engaged with the change of the torque increase amount Tcon. The hydraulic pressure correction of the pressure Pcb is not performed. As a result, the hydraulic pressure correction of the engaging pressure Pcb due to the change of the torque increase amount Tcon becomes unnecessary, and the shift shock caused by the follow-up delay of the actual hydraulic pressure of the engaging pressure Pcb is suppressed. Further, the controllability is improved because it is not necessary to newly add a map for hydraulic pressure correction (hydraulic pressure correction map) according to the change of the torque increase amount Tcon. On the other hand, the AT shift control unit 82 executes hydraulic pressure correction for correcting the hydraulic pressure (instructed pressure) of the engagement pressure Pcb of the engagement device CB according to the change in the target AT input shaft torque Ti * due to the accelerator pedal operation. do.

例えば、有段変速機２０のアップシフト時のトルク相中、すなわちトルク相中でのトルク相補償制御によって第２回転電機ＭＧ２から補償トルクとしてトルクアップ量Ｔconを出力している過渡期において、運転者によるアクセルペダル６７の踏み増しが実行された場合であっても、トルク保持部８８は、トルク相補償制御によるトルクアップ量Ｔconを変更せずに同じ値で保持する。一方で、入力トルク変更部９０は、アクセルペダル６７の踏み増しに伴うアクセル開度θaccの増加に基づいて目標ＡＴ入力軸トルクＴi*を算出し、目標ＡＴ入力軸トルクＴi*を変更する。ハイブリッド制御部８４は、変更された目標ＡＴ入力軸トルクＴi*が実現される、エンジン１４のエンジントルクＴe、第１回転電機ＭＧ１のＭＧ１トルクＴg、第２回転電機ＭＧ２のＭＧ２トルクＴmを算出し、算出された各トルクが出力されるように、エンジン１４、第１回転電機ＭＧ１、および第２回転電機ＭＧ２を各々制御する。また、アクセルペダル６７が踏み増しされた場合には、アクセル開度θaccの増加に伴って目標ＡＴ入力軸トルクＴi*が増加するため、ＡＴ変速制御部８２は、アクセルペダル６７の踏み増しによって増加した目標ＡＴ入力軸トルクＴi*に合わせて、係合装置ＣＢの係合圧Ｐcb（指示圧）を増圧側に補正する油圧補正を実施する。 For example, during the torque phase during the upshift of the stepped transmission 20, that is, in the transitional period in which the torque increase amount Tcon is output as the compensation torque from the second rotary electric machine MG2 by the torque phase compensation control in the torque phase. Even when the accelerator pedal 67 is stepped on by a person, the torque holding unit 88 holds the torque-up amount Tcon by the torque phase compensation control at the same value without changing it. On the other hand, the input torque changing unit 90 calculates the target AT input shaft torque Ti * based on the increase in the accelerator opening degree θacc due to the stepping on the accelerator pedal 67, and changes the target AT input shaft torque Ti *. The hybrid control unit 84 calculates the engine torque Te of the engine 14, the MG1 torque Tg of the first rotary electric machine MG1, and the MG2 torque Tm of the second rotary electric machine MG2, which realize the changed target AT input shaft torque Ti *. , The engine 14, the first rotary electric machine MG1, and the second rotary electric machine MG2 are controlled so that each calculated torque is output. Further, when the accelerator pedal 67 is stepped on, the target AT input shaft torque Ti * increases as the accelerator opening degree θacc increases, so that the AT shift control unit 82 increases by stepping on the accelerator pedal 67. A hydraulic pressure correction is performed to correct the engagement pressure Pcb (instructed pressure) of the engagement device CB to the boosting side according to the target AT input shaft torque Ti *.

また、有段変速機２０のアップシフト時のトルク相中、すなわちトルク相中でのトルク相補償制御によって第２回転電機ＭＧ２から補償トルクとしてトルクアップ量Ｔconを出力している過渡期において、運転者によるアクセルペダル６７の踏み戻しが実行された場合であっても、トルク保持部８８は、トルク相補償制御によるトルクアップ量Ｔconを変更せずに同じ値で保持する。一方で、入力トルク変更部９０は、アクセルペダル６７の踏み戻しに伴うアクセル開度θaccの減少に基づいて目標ＡＴ入力軸トルクＴi*を算出し、目標ＡＴ入力軸トルクＴi*を変更する。ハイブリッド制御部８４は、変更されたＡＴ入力軸トルクＴi*が実現される、エンジン１４のエンジントルクＴe、第１回転電機ＭＧ１のＭＧ１トルクＴg、および第２回転電機ＭＧ２のＭＧ２トルクＴmを算出し、算出された各トルクが出力されるように、エンジン１４、第１回転電機ＭＧ１、および第２回転電機ＭＧ２を各々制御する。また、アクセルペダル６７が踏み戻された場合には、アクセル開度θaccの減少に伴って目標ＡＴ入力軸トルクＴi*が減少するため、ＡＴ変速制御部８２は、アクセルペダル６７の踏み戻しによって減少した目標ＡＴ入力軸トルクＴi*に合わせて、係合装置ＣＢの係合圧Ｐcb（指示圧）を減圧側に補正する油圧補正を実施する。 Further, during the torque phase during the upshift of the stepped transmission 20, that is, in the transitional period in which the torque increase amount Tcon is output as the compensation torque from the second rotary electric machine MG2 by the torque phase compensation control in the torque phase. Even when the accelerator pedal 67 is stepped back by a person, the torque holding unit 88 holds the torque-up amount Tcon by the torque phase compensation control at the same value without changing it. On the other hand, the input torque changing unit 90 calculates the target AT input shaft torque Ti * based on the decrease in the accelerator opening degree θacc due to the depression of the accelerator pedal 67, and changes the target AT input shaft torque Ti *. The hybrid control unit 84 calculates the engine torque Te of the engine 14, the MG1 torque Tg of the first rotary electric machine MG1, and the MG2 torque Tm of the second rotary electric machine MG2, which realize the changed AT input shaft torque Ti *. , The engine 14, the first rotary electric machine MG1, and the second rotary electric machine MG2 are controlled so that each calculated torque is output. Further, when the accelerator pedal 67 is depressed, the target AT input shaft torque Ti * decreases as the accelerator opening degree θacc decreases, so that the AT shift control unit 82 decreases due to the depressing of the accelerator pedal 67. A hydraulic pressure correction is performed to correct the engagement pressure Pcb (instructed pressure) of the engagement device CB to the decompression side according to the target AT input shaft torque Ti *.

トルク相補償制御部８６は、トルク相の終了すなわちイナーシャ相の開始を判断するとトルク相補償制御を終了し、第２回転電機ＭＧ２のＭＧ２トルクＴmをトルクアップ量Ｔcon分だけ減少させる。また、ＡＴ変速制御部８２は、トルク相補償制御が終了すると、トルク相補償制御の終了による第２回転電機ＭＧ２のＭＧ２トルクＴmの減少に合わせて、係合装置ＣＢの係合圧Ｐcb（指示圧）を減少側に補正する。 When the torque phase compensation control unit 86 determines the end of the torque phase, that is, the start of the inertia phase, the torque phase compensation control is terminated, and the MG2 torque Tm of the second rotary electric machine MG2 is reduced by the torque increase amount Tcon. Further, when the torque phase compensation control is completed, the AT shift control unit 82 receives an engagement pressure Pcb (instruction) of the engagement device CB in accordance with a decrease in the MG2 torque Tm of the second rotary electric machine MG2 due to the end of the torque phase compensation control. Pressure) is corrected to the decreasing side.

有段変速機２０のアップシフト過渡期のイナーシャ相では、以下に説明するように制御される。ハイブリッド制御部８４は、予め定められた次式（１）を用いて、ＭＧ２角加速度dωm/dtとエンジン角加速度dωe/dtとの各々の目標値、エンジントルクＴe、及びＡＴ伝達トルクＴatに基づいて、ＭＧ１トルクＴgおよびＭＧ２トルクＴmを算出する。ハイブリッド制御部８４は、算出したＭＧ１トルクＴgとＭＧ２トルクＴmとが各々得られる為の各回転電機制御指令信号Ｓmgをインバータ５０へ出力する。次式（１）は、例えば無段変速機１８におけるｇ軸、ｅ軸、及びｍ軸（図３参照）の各軸毎において成立する、慣性（イナーシャ）、角加速度、及び軸上のトルクで示される運動方程式と、無段変速機１８が２自由度（すなわち各軸のうちの２つの軸の各回転速度が決まると残りの１つの軸の回転速度が決まるという２自由度）であることで規定される相互間の関係式とに基づいて、導き出された式である。従って、次式（１）中の２×２の各行列における各値ａ１１、・・・、ｂ１１、・・・、ｃ２２は、各々、無段変速機１８を構成する各回転部材の慣性や差動機構３２の歯車比ρ０等の組み合わせで構成された値となっている。 The inertia phase of the stepped transmission 20 in the upshift transition period is controlled as described below. The hybrid control unit 84 uses the following predetermined equation (1) and is based on the respective target values of MG angular acceleration dωm / dt and engine angular acceleration dωe / dt, engine torque Te, and AT transmission torque Tat. Then, MG1 torque Tg and MG2 torque Tm are calculated. The hybrid control unit 84 outputs each rotary electric machine control command signal Smg for obtaining the calculated MG1 torque Tg and MG2 torque Tm to the inverter 50. The following equation (1) is, for example, the inertia (inertia), the angular acceleration, and the torque on the axis established for each of the g-axis, the e-axis, and the m-axis (see FIG. 3) in the stepless transmission 18. The equation of motion shown and the stepless transmission 18 have two degrees of freedom (that is, two degrees of freedom that when the rotation speed of two axes of each axis is determined, the rotation speed of the remaining one axis is determined). It is an equation derived based on the relational equation between each other specified in. Therefore, the values a 11 , ..., b 11 , ..., C 22 in each of the 2 × 2 matrices in the following equation (1) are each of the rotating members constituting the continuously variable transmission 18. The value is composed of a combination of inertia and the gear ratio ρ0 of the differential mechanism 32.

Figure 2022063803000002
Figure 2022063803000002

前記式（１）中のＭＧ２角加速度dωm/dtとエンジン角加速度dωe/dtとの各々の目標値は、例えば有段変速機２０の変速が様々な変速パターンのうちのどの変速パターンであるか、どのＡＴギヤ段間での変速であるかなどによって予め定められている。また、前記式（１）中のエンジントルクＴeは、例えば要求駆動パワーＰdemを実現するエンジンパワーＰe（要求エンジンパワーＰedemともいう）が得られる、そのときのエンジン回転速度ωeにおけるエンジントルクＴe（要求エンジントルクＴedemともいう）である。 The target values of the MG 2-angle acceleration dωm / dt and the engine angular acceleration dωe / dt in the above equation (1) are, for example, which of the various shift patterns the shift of the stepped transmission 20 is. , Which AT gear stage is used for shifting, etc., is predetermined. Further, the engine torque Te in the above equation (1) is, for example, an engine torque Te (also referred to as a required engine power Pedem) that realizes the required drive power Pdem, and the engine torque Te (required) at the engine rotation speed ωe at that time. Engine torque (also called Tedem).

また、前記式（１）中のＡＴ伝達トルクＴatは、有段変速機２０の変速時に係合装置ＣＢの各々にて受け持つ必要がある各伝達トルクを中間伝達部材３０（すなわちｍ軸上）に換算した各換算値の合算値（すなわち有段変速機２０が伝達する伝達トルクを中間伝達部材３０上に換算した値）である。前記式（１）は有段変速機２０の変速を進行させるときのモデル式であるので、本実施例では、前記式（１）中のＡＴ伝達トルクＴatを便宜上、変速を進行させる主体となる変速進行側係合装置の伝達トルクＴcbとする。前記式（１）において、変速進行側係合装置の伝達トルクＴcbの値としてはフィードフォワード値が与えられる。そのため、ＡＴ変速制御部８２は、変速進行側係合装置の伝達トルクＴcbを設定する。ＡＴ変速制御部８２による変速進行側係合装置の伝達トルクＴcbの設定では、有段変速機２０の変速ショックや変速時間等のバランスを取るように、有段変速機２０の変速パターンやどのＡＴギヤ段間での変速であるかなどの異なる変速の種類毎に予め定められた関係を用いて、要求駆動パワーＰdemを実現する要求エンジンパワーＰedemに基づく（すなわちアクセル開度θacc及び車速Ｖに基づく）目標ＡＴ入力軸トルクＴi*に応じた変速進行側係合装置の伝達トルクＴcbの値が設定される。 Further, the AT transmission torque Tat in the formula (1) transfers each transmission torque that needs to be handled by each of the engaging devices CB at the time of shifting the stepped transmission 20 to the intermediate transmission member 30 (that is, on the m-axis). It is the total value of each converted value (that is, the value obtained by converting the transmission torque transmitted by the stepped transmission 20 onto the intermediate transmission member 30). Since the formula (1) is a model formula for advancing the shift of the stepped transmission 20, in the present embodiment, the AT transmission torque Tat in the equation (1) is mainly used for advancing the shift for convenience. The transmission torque Tcb of the gear shifting progress side engaging device is used. In the above equation (1), a feed forward value is given as the value of the transmission torque Tcb of the gear shifting traveling side engaging device. Therefore, the AT shift control unit 82 sets the transmission torque Tcb of the shift progress side engaging device. In the setting of the transmission torque Tcb of the shift progress side engaging device by the AT shift control unit 82, the shift pattern of the stepped transmission 20 and which AT are used so as to balance the shift shock and shift time of the stepped transmission 20. Based on the required engine power Pedem (that is, based on the accelerator opening θacc and the vehicle speed V) that realizes the required drive power Pdem using a predetermined relationship for each type of shift such as whether the gear is a shift between gears. ) The value of the transmission torque Tcb of the gear shifting traveling side engaging device according to the target AT input shaft torque Ti * is set.

図５は、電子制御装置の制御作動の要部、すなわちアクセルペダル６７が踏み込まれた状態での有段変速機２０のアップシフト時に実行されるトルク相補償制御の制御作動を説明するためのフローチャートである。このフローチャートは、アクセルペダル６７が踏み込まれた状態で有段変速機２０のアップシフトが判断される毎に実行される。 FIG. 5 is a flowchart for explaining a main part of the control operation of the electronic control device, that is, the control operation of the torque phase compensation control executed at the time of upshifting the stepped transmission 20 with the accelerator pedal 67 depressed. Is. This flowchart is executed every time the upshift of the stepped transmission 20 is determined with the accelerator pedal 67 depressed.

まず、トルク相補償制御部８６の制御機能に対応するステップＳＴ１（以下、ステップを省略）において、トルク相中であるかが判定される。トルク相の判定は、例えば前後加速度Ｇの変化に基づいて判断される。ＳＴ１が否定された場合、ＳＴ１の判定が肯定されるまで、ＳＴ１が繰り返し実行される。ＳＴ１が肯定された場合、トルク相補償制御部８６の制御機能に対応するＳＴ２において、第２回転電機ＭＧ２のＭＧ２トルクＴmをトルクアップ量Ｔconだけ増大するトルク相補償制御が実施される。ハイブリッド制御部８４の制御機能に対応するＳＴ３では、トルク相中に運転者によるアクセルペダル６７の操作が為されたかが判定される。ＳＴ３が否定された場合、後述するＳＴ６に進む。ＳＴ３が肯定された場合、トルク保持部８８および入力トルク変更部９０の制御機能に対応するＳＴ４において、第２回転電機ＭＧ２から出力されるトルクアップ量Ｔconを同じ値に保持しつつ、有段変速機２０の目標ＡＴ入力軸トルクＴi*がアクセル開度θaccの変化に応じて変更され、実際のＡＴ入力軸トルクＴi（以下、区別のため実ＡＴ入力軸トルクＴi）が目標ＡＴ入力軸トルクＴi*に追従するように、エンジン１４、第１回転電機ＭＧ１、および第２回転電機ＭＧ２が制御される。このように、トルク相補償制御によるトルクアップ量Ｔconが同じ値で保持される一方で、アクセル開度θaccの変化に応じて目標ＡＴ入力軸トルクＴi*が変更されることで、トルクアップ量Ｔconの変更に伴うショックを防止しつつ、運転者の要求駆動力が確保される。次いで、ＡＴ変速制御部８２の制御機能に対応するＳＴ５では、ＳＴ４で変更された目標ＡＴ入力軸トルクＴi*に応じて、係合側係合装置ＣＢの係合圧Ｐcb（指示圧）が補正される。トルク相補償制御部８６の制御機能に対応するＳＴ６では、トルク相が終了したかが判定される。トルク相の終了は、例えば、ＡＴ入力軸回転速度ωiの変化に基づいて判定される。ＳＴ６が否定される場合、ＳＴ２に戻ってトルク相補償制御が継続して実施される。ＳＴ６が肯定される場合、トルク相補償制御部８６の制御機能に対応するＳＴ７において、トルク相補償制御が終了させられる。 First, in step ST1 (hereinafter, the step is omitted) corresponding to the control function of the torque phase compensation control unit 86, it is determined whether or not the torque phase is in progress. The torque phase is determined based on, for example, a change in the front-rear acceleration G. If ST1 is denied, ST1 is repeatedly executed until the determination of ST1 is affirmed. When ST1 is affirmed, torque phase compensation control is performed in ST2 corresponding to the control function of the torque phase compensation control unit 86 to increase the MG2 torque Tm of the second rotary electric machine MG2 by the torque increase amount Tcon. In ST3 corresponding to the control function of the hybrid control unit 84, it is determined whether the accelerator pedal 67 is operated by the driver during the torque phase. If ST3 is denied, the process proceeds to ST6, which will be described later. When ST3 is affirmed, in ST4 corresponding to the control functions of the torque holding unit 88 and the input torque changing unit 90, the stepped speed change is performed while maintaining the torque increase amount Tcon output from the second rotary electric machine MG2 at the same value. The target AT input shaft torque Ti * of the machine 20 is changed according to the change of the accelerator opening θacc, and the actual AT input shaft torque Ti (hereinafter, the actual AT input shaft torque Ti for distinction) is the target AT input shaft torque Ti. The engine 14, the first rotary electric machine MG1, and the second rotary electric machine MG2 are controlled so as to follow *. In this way, while the torque increase amount Tcon due to the torque phase compensation control is maintained at the same value, the target AT input shaft torque Ti * is changed according to the change in the accelerator opening θacc, so that the torque increase amount Tcon The driving force required by the driver is secured while preventing the shock caused by the change. Next, in ST5 corresponding to the control function of the AT shift control unit 82, the engagement pressure Pcb (instruction pressure) of the engagement side engagement device CB is corrected according to the target AT input shaft torque Ti * changed in ST4. Will be done. In ST6 corresponding to the control function of the torque phase compensation control unit 86, it is determined whether or not the torque phase has ended. The end of the torque phase is determined, for example, based on a change in the AT input shaft rotation speed ωi. If ST6 is denied, the torque phase compensation control is continuously performed by returning to ST2. If ST6 is affirmed, the torque phase compensation control is terminated in ST7 corresponding to the control function of the torque phase compensation control unit 86.

図６は、アクセルペダル６７が踏み込まれた状態で有段変速機２０のアップシフトが実施されたときの制御状態を説明するタイムチャートであり、トルク相中にアクセルペダル６７が踏み増しされたときの制御状態を示している。図６において、縦軸は、上から順番に、ＡＴギヤ段、ＡＴ入力軸回転速度ωi、アクセル開度θacc、第２回転電機ＭＧ２によるトルク相補償制御のトルクアップ量Ｔcon、ＡＴ入力軸トルクＴi（目標ＡＴ入力軸トルクＴi*、実ＡＴ入力軸トルクＴi）、および係合側係合装置ＣＢの係合圧Ｐcbを、それぞれ示している。 FIG. 6 is a time chart illustrating a control state when the stepped transmission 20 is upshifted while the accelerator pedal 67 is depressed, and is a time chart when the accelerator pedal 67 is stepped on during the torque phase. Shows the control status of. In FIG. 6, the vertical axis is, in order from the top, the AT gear stage, the AT input shaft rotation speed ωi, the accelerator opening θacc, the torque increase amount Tcon of the torque phase compensation control by the second rotary electric machine MG2, and the AT input shaft torque Ti. (Target AT input shaft torque Ti *, actual AT input shaft torque Ti), and the engaging pressure Pcb of the engaging side engaging device CB are shown, respectively.

有段変速機２０のアップシフトが判断されると、ｔ１時点において有段変速機２０のアップシフトが開始され、アップシフト過渡期に係合される係合側係合装置ＣＢの係合圧Ｐcbが、一時的に引き上げられた後（ファーストフィル）、所定の待機圧で保持される。ｔ２時点においてトルク相が開始されるとトルク相補償制御が開始され、第２回転電機ＭＧ２のＭＧ２トルクＴmが所定のトルクアップ量Ｔconだけ増加させられる。これに併せて、ｔ２時点において、係合側係合装置ＣＢの係合圧Ｐcb（指示圧）が、トルク相補償制御のトルクアップ量Ｔconに応じた分だけ引き上げられている。 When the upshift of the stepped transmission 20 is determined, the upshift of the stepped transmission 20 is started at t1 and the engaging pressure Pcb of the engaging side engaging device CB engaged in the upshift transition period. However, after being temporarily pulled up (first fill), it is held at a predetermined standby pressure. When the torque phase is started at the time t2, the torque phase compensation control is started, and the MG2 torque Tm of the second rotary electric machine MG2 is increased by a predetermined torque increase amount Tcon. At the same time, at the time of t2, the engaging pressure Pcb (instructed pressure) of the engaging side engaging device CB is increased by the amount corresponding to the torque increase amount Tcon of the torque phase compensation control.

ｔ２時点以降において、実線がアクセルペダル操作のない場合の制御状態を示しており、破線がアクセルペダル６７が踏み増しされた場合の制御状態を示している。まず、アクセルペダル６７が踏み増しされなかった場合について説明する。なお、図６において、アクセルペダル６７の踏み増し操作があった場合および踏み増し操作がなかった場合の目標ＡＴ入力軸トルクＴi*を区別するため、アクセルペダル６７が踏み増しされない場合を、実線で示す目標ＡＴ入力軸トルクＴi1*と記載し、アクセルペダル６７が踏み増し操作された場合を、破線で示す目標ＡＴ入力軸トルクＴi2*と記載する。また、目標ＡＴ入力軸トルクＴi1*に追従する実ＡＴ入力軸トルクＴi1、および、目標ＡＴ入力軸トルクＴi2*に追従する実ＡＴ入力軸トルクＴi2については、それぞれ一点鎖線で示されている。 After t2, the solid line shows the control state when the accelerator pedal is not operated, and the broken line shows the control state when the accelerator pedal 67 is stepped on. First, a case where the accelerator pedal 67 is not stepped on will be described. In addition, in FIG. 6, in order to distinguish the target AT input shaft torque Ti * when the accelerator pedal 67 is stepped on and when the accelerator pedal 67 is not stepped on, the case where the accelerator pedal 67 is not stepped on is shown by a solid line. The target AT input shaft torque Ti1 * shown is described, and the case where the accelerator pedal 67 is stepped on and operated is described as the target AT input shaft torque Ti2 * shown by the broken line. Further, the actual AT input shaft torque Ti1 that follows the target AT input shaft torque Ti1 * and the actual AT input shaft torque Ti2 that follows the target AT input shaft torque Ti2 * are shown by single-point chain lines, respectively.

アクセルペダル６７の踏み増しがなかった場合には、ｔ２時点～３時点のトルク相において、トルク相補償制御が実行され、第２回転電機ＭＧ２のＭＧ２トルクＴmが所定のトルクアップ量Ｔconだけ増加している。ＭＧ２トルクＴmが増加することで、トルク相中のＡＴ出力軸トルクＴoの落ち込みが抑制される。また、ｔ２時点において、係合側係合装置ＣＢの係合圧Ｐcb（指示圧）が、トルクアップ量Ｔconに応じた分だけ引き上げられ、ｔ２時点以降は、係合圧Ｐcbが所定の勾配で増加している。 When the accelerator pedal 67 is not depressed, the torque phase compensation control is executed in the torque phase from the time t2 to the time 3 and the MG2 torque Tm of the second rotary electric machine MG2 increases by a predetermined torque increase amount Tcon. ing. By increasing the MG2 torque Tm, the drop of the AT output shaft torque To in the torque phase is suppressed. Further, at the time of t2, the engagement pressure Pcb (instructed pressure) of the engagement side engaging device CB is increased by the amount corresponding to the torque increase amount Tcon, and after the time of t2, the engagement pressure Pcb has a predetermined gradient. It has increased.

ｔ３時点において、イナーシャ相の開始すなわちトルク相の終了が判断されると、ＡＴ入力軸回転速度ωiがアップシフト後に設定される同期回転速度に向かって低下している。また、ｔ３時点において、トルク相補償制御が終了すると、目標ＡＴ入力軸トルクＴi1*が減少し、その後は所定の勾配で増加している。図６において、目標ＡＴ入力軸トルクＴi1*に対する実圧である実ＡＴ入力軸トルクＴi1が一点鎖線で示されている。一点鎖線で示すように、実ＡＴ入力軸トルクＴi1は、目標ＡＴ入力軸トルクＴi1*に対して遅れを伴いつつ追従している。 When the start of the inertia phase, that is, the end of the torque phase is determined at the time t3, the AT input shaft rotation speed ωi decreases toward the synchronous rotation speed set after the upshift. Further, at the time of t3, when the torque phase compensation control is completed, the target AT input shaft torque Ti1 * decreases, and then increases with a predetermined gradient. In FIG. 6, the actual AT input shaft torque Ti1 which is the actual pressure with respect to the target AT input shaft torque Ti1 * is shown by the alternate long and short dash line. As shown by the alternate long and short dash line, the actual AT input shaft torque Ti1 follows the target AT input shaft torque Ti1 * with a delay.

また、ｔ３時点においてトルク相補償制御が終了したことに伴い、係合側係合装置ＣＢの係合圧Ｐcbが、トルク相補償制御の終了に伴うＡＴ入力軸トルクＴi1の減少分だけ減圧側に補正されている。ｔ３時点以降は、目標ＡＴ入力軸トルクＴi1*の増加に応じて係合圧Ｐcbが増圧されている。ｔ４時点においてＡＴ入力軸回転速度ωiがアップシフト後の同期回転速度に同期すると、イナーシャ相が終了する。このとき、係合側係合装置ＣＢの係合圧Ｐcbが、係合側係合装置ＣＢの完全係合される油圧値まで増圧されてアップシフトが完了する。 Further, as the torque phase compensation control ends at the time of t3, the engagement pressure Pcb of the engagement side engagement device CB is reduced to the reduced pressure side by the decrease of the AT input shaft torque Ti1 due to the end of the torque phase compensation control. It has been corrected. After t3, the engagement pressure Pcb is increased according to the increase in the target AT input shaft torque Ti1 *. When the AT input shaft rotation speed ωi synchronizes with the synchronous rotation speed after the upshift at the time of t4, the inertia phase ends. At this time, the engaging pressure Pcb of the engaging side engaging device CB is increased to the hydraulic pressure value at which the engaging side engaging device CB is completely engaged, and the upshift is completed.

次いで、破線で示す、ｔ２時点以降にアクセルペダル６７が踏み増しされた場合の制御状態について説明する。ｔ２時点と略同時にアクセルペダル６７が踏み増しされることで、破線で示すようにアクセル開度θaccが増加している。このとき、アクセルペダルが踏み増しされても、トルク相補償制御のトルクアップ量Ｔconは変更されない。すなわち、アクセルペダル６７が踏み増しされなかった場合と同様にトルクアップ量Ｔconが保持されている。一方で、目標ＡＴ入力軸トルクＴi2*は、アクセルペダル６７の踏み増しに伴うアクセル開度θaccの増加に応じて増加している。また、一点鎖線で示す実ＡＴ入力軸トルクＴi2も同様に、目標ＡＴ入力軸トルクＴi2*に追従するようにして増加している。また、係合側係合装置ＣＢの係合圧Ｐcb（指示圧）は、ｔ２時点においてトルク相補償制御によるトルクアップ量Ｔconに応じた分だけ増加し、さらに、アクセルペダル６７の踏み増しによる目標ＡＴ入力軸トルクＴi2*の増加に応じて増圧されている。 Next, the control state when the accelerator pedal 67 is depressed after the time point t2, which is shown by a broken line, will be described. By stepping on the accelerator pedal 67 substantially at the same time as at t2, the accelerator opening θacc is increased as shown by the broken line. At this time, even if the accelerator pedal is further depressed, the torque increase amount Tcon of the torque phase compensation control is not changed. That is, the torque-up amount Tcon is maintained as in the case where the accelerator pedal 67 is not depressed. On the other hand, the target AT input shaft torque Ti2 * increases as the accelerator opening θacc increases as the accelerator pedal 67 is stepped on. Further, the actual AT input shaft torque Ti2 shown by the alternate long and short dash line is also increased so as to follow the target AT input shaft torque Ti2 *. Further, the engaging pressure Pcb (instructed pressure) of the engaging side engaging device CB increases by the amount corresponding to the torque increase amount Tcon by the torque phase compensation control at the time of t2, and further, the target by further depressing the accelerator pedal 67. The pressure is increased as the AT input shaft torque Ti2 * increases.

ｔ３時点において、イナーシャ相の開始すなわちトルク相の終了が判断されると、ＡＴ入力軸回転速度ωiがアップシフト後に設定される同期回転速度に向かって低下している。また、トルク相補償制御が終了することで、ｔ３時点において、目標ＡＴ入力軸トルクＴi2*の増加勾配が一時的に緩やかになり、ｔ３時点以降は、目標ＡＴ入力軸トルクＴi2*がアクセル開度θaccに応じて所定の勾配で増加している。また、一点鎖線で示す実ＡＴ入力軸トルクＴi2についても、目標ＡＴ入力軸トルクＴi2*に追従するようにして増加している。 When the start of the inertia phase, that is, the end of the torque phase is determined at the time t3, the AT input shaft rotation speed ωi decreases toward the synchronous rotation speed set after the upshift. Further, when the torque phase compensation control is completed, the increasing gradient of the target AT input shaft torque Ti2 * becomes temporarily gentle at the time t3, and after the time t3, the target AT input shaft torque Ti2 * becomes the accelerator opening. It increases with a predetermined gradient according to θacc. Further, the actual AT input shaft torque Ti2 shown by the alternate long and short dash line is also increased so as to follow the target AT input shaft torque Ti2 *.

また、ｔ３時点において、トルク相補償制御によるトルクアップが終了したことに伴い、係合側係合装置ＣＢの係合圧Ｐcb（指示圧）が減圧されている。詳細には、トルク相補償制御によるトルクアップ量Ｔcon分だけ減圧されている。ｔ３時点以降は、目標ＡＴ入力軸トルクＴi2*の増加に応じて係合圧Ｐcbが増圧されている。ｔ４時点においてＡＴ入力軸回転速度ωiがアップシフト後の同期回転速度に同期すると、イナーシャ相が終了する。このとき、係合側係合装置ＣＢの係合圧Ｐcbが、係合側係合装置ＣＢの完全係合される油圧値まで増圧されてアップシフトが完了する。 Further, at the time of t3, the engagement pressure Pcb (instruction pressure) of the engagement side engagement device CB is reduced as the torque increase by the torque phase compensation control is completed. Specifically, the torque is reduced by the amount of torque increase Tcon by the torque phase compensation control. After t3, the engagement pressure Pcb is increased according to the increase in the target AT input shaft torque Ti2 *. When the AT input shaft rotation speed ωi synchronizes with the synchronous rotation speed after the upshift at the time of t4, the inertia phase ends. At this time, the engaging pressure Pcb of the engaging side engaging device CB is increased to the hydraulic pressure value at which the engaging side engaging device CB is completely engaged, and the upshift is completed.

図７は、アクセルペダル６７が踏み込まれた状態で有段変速機２０のアップシフトがされたときの制御状態を説明するタイムチャートであり、トルク相中にアクセルペダル６７が踏み戻されたときの制御状態を示している。また、図７において、実線がアクセルペダル６７が踏み戻されない場合の作動状態を示し、破線がアクセルペダル６７が踏み戻された場合の作動状態を示している。なお、図７において、アクセルペダル６７の踏み戻し操作があった場合および踏み戻し操作がなかった場合の目標ＡＴ入力軸トルクＴi*を区別するため、アクセルペダルが踏み戻されない場合を、実線で示す目標ＡＴ入力軸トルクＴi1*と記載し、アクセルペダル６７の踏み戻し操作のあった場合を、破線で示す目標ＡＴ入力軸トルクＴi3*と記載する。また、目標ＡＴ入力軸トルクＴi1*に追従する実ＡＴ入力軸トルクＴi1、および、目標ＡＴ入力軸トルクＴi3*に追従する実ＡＴ入力軸トルクＴi3は、それぞれ一点鎖線で示されている。図７の実線で示すアクセルペダルの踏み戻しのない場合は、前述した図６のタイムチャート同じであるためその説明を省略する。以下では、アクセルペダル６７が踏み戻された場合について説明する。 FIG. 7 is a time chart illustrating a control state when the stepped transmission 20 is upshifted while the accelerator pedal 67 is depressed, and is a time chart when the accelerator pedal 67 is depressed back during the torque phase. It shows the control state. Further, in FIG. 7, the solid line shows the operating state when the accelerator pedal 67 is not stepped back, and the broken line shows the operating state when the accelerator pedal 67 is stepped back. In FIG. 7, in order to distinguish the target AT input shaft torque Ti * when the accelerator pedal 67 is depressed and when the accelerator pedal 67 is not depressed, the case where the accelerator pedal is not depressed is shown by a solid line. The target AT input shaft torque Ti1 * is described, and the case where the accelerator pedal 67 is depressed back is described as the target AT input shaft torque Ti3 * shown by the broken line. Further, the actual AT input shaft torque Ti1 that follows the target AT input shaft torque Ti1 * and the actual AT input shaft torque Ti3 that follows the target AT input shaft torque Ti3 * are shown by single-point chain lines, respectively. When there is no depressing of the accelerator pedal shown by the solid line in FIG. 7, the time chart in FIG. 6 is the same as described above, and the description thereof will be omitted. Hereinafter, a case where the accelerator pedal 67 is depressed back will be described.

図７のｔ１時点において有段変速機２０のアップシフトが判断されると、有段変速機２０のアップシフトが開始される。ｔ１時点では、アップシフト過渡期に係合される係合側係合装置ＣＢの係合圧Ｐcbが、一時的に引き上げられた（ファーストフィル）後、所定の待機圧で保持されている。ｔ２時点においてトルク相が開始されるとトルク相補償制御が開始され、第２回転電機ＭＧ２のＭＧ２トルクＴmが所定のトルクアップ量Ｔconだけ増加させられる。また、トルク相補償制御によるトルクアップ量Ｔcon分だけ、係合側係合装置ＣＢの係合圧Ｐcb（指示圧）が増圧されている。 When the upshift of the stepped transmission 20 is determined at the time of t1 in FIG. 7, the upshift of the stepped transmission 20 is started. At the time point t1, the engagement pressure Pcb of the engagement side engagement device CB engaged in the upshift transition period is held at a predetermined standby pressure after being temporarily pulled up (first fill). When the torque phase is started at the time t2, the torque phase compensation control is started, and the MG2 torque Tm of the second rotary electric machine MG2 is increased by a predetermined torque increase amount Tcon. Further, the engagement pressure Pcb (instruction pressure) of the engagement side engagement device CB is increased by the amount of the torque increase amount Tcon due to the torque phase compensation control.

トルク相中のｔ３時点においてアクセルペダル６７が踏み戻されると、破線で示すようにアクセル開度θaccが低下する。このｔ３時点以降において、アクセルペダル６７の踏み戻しに拘わらず、トルク相補償制御による第２回転電機ＭＧ２によるトルクアップ量Ｔconは変更されない。すなわち、アクセルペダル６７が踏み戻しされなかった場合と同様にトルクアップ量Ｔconが保持されている。一方で、目標ＡＴ入力軸トルクＴi3*は、アクセルペダル６７の踏み戻しに伴うアクセル開度θaccの減少に応じて減少している。これに関連して、一点鎖線で示す実ＡＴ入力軸トルクＴi3についても、目標ＡＴ入力軸トルクＴi3*に追従するようにして減少している。従って、運転者は、アクセルペダル６７の踏み戻しに応じた減速感を得ることができる。また、係合側係合装置ＣＢの係合圧Ｐcbは、破線で示すように、目標ＡＴ入力軸トルクＴi3*が減少した分だけ、実線で示す係合圧Ｐcbに比べて減圧されている。 When the accelerator pedal 67 is stepped back at t3 in the torque phase, the accelerator opening θacc decreases as shown by the broken line. After this t3 point, the torque increase amount Tcon by the second rotary electric machine MG2 by the torque phase compensation control is not changed regardless of the depression of the accelerator pedal 67. That is, the torque-up amount Tcon is maintained as in the case where the accelerator pedal 67 is not depressed back. On the other hand, the target AT input shaft torque Ti3 * decreases as the accelerator opening θacc decreases with the depressing of the accelerator pedal 67. In relation to this, the actual AT input shaft torque Ti3 shown by the alternate long and short dash line also decreases so as to follow the target AT input shaft torque Ti3 *. Therefore, the driver can obtain a feeling of deceleration corresponding to the depression / return of the accelerator pedal 67. Further, as shown by the broken line, the engaging pressure Pcb of the engaging side engaging device CB is depressurized as compared with the engaging pressure Pcb shown by the solid line by the amount that the target AT input shaft torque Ti3 * is reduced.

ｔ４時点において、イナーシャ相の開始すなわちトルク相の終了が判断されると、ＡＴ入力軸回転速度ωiがアップシフト後に設定される同期回転速度に向かって低下している。また、トルク相補償制御が終了することで、係合側係合装置ＣＢの係合圧Ｐcbが、トルク相補償制御によるトルクアップ量Ｔcon分だけ低下している。また、ｔ４時点以降においても、アクセル開度θaccの低下に伴って目標ＡＴ入力軸トルクＴi3*が継続して減少している。係合側係合装置ＣＢの係合圧Ｐcbについては、ｔ４時点以降において、予め設定されている待機圧で待機させられている。すなわち、イナーシャ相中に目標ＡＴ入力軸トルクＴi3*が減少している場合に設定される待機圧で待機されている。ｔ５時点において、ＡＴ入力軸回転速度ωiがアップシフト後の同期回転速度に同期すると、イナーシャ相が終了する。このとき、待機状態にあった係合側係合装置ＣＢの係合圧Ｐcbが、係合側係合装置ＣＢの完全係合される油圧値まで増圧されてアップシフトが完了する。 At the time of t4, when the start of the inertia phase, that is, the end of the torque phase is determined, the AT input shaft rotation speed ωi decreases toward the synchronous rotation speed set after the upshift. Further, when the torque phase compensation control is completed, the engagement pressure Pcb of the engagement side engagement device CB is reduced by the torque increase amount Tcon due to the torque phase compensation control. Further, even after the t4 time point, the target AT input shaft torque Ti3 * continues to decrease as the accelerator opening degree θacc decreases. The engagement pressure Pcb of the engagement-side engagement device CB is kept on standby at a preset standby pressure after the time t4. That is, it is on standby at the standby pressure set when the target AT input shaft torque Ti3 * is reduced during the inertia phase. At the time of t5, when the AT input shaft rotation speed ωi is synchronized with the synchronous rotation speed after the upshift, the inertia phase ends. At this time, the engaging pressure Pcb of the engaging side engaging device CB in the standby state is increased to the hydraulic pressure value at which the engaging side engaging device CB is completely engaged, and the upshift is completed.

上述のように、本実施例によれば、有段変速機２０のアップシフト時のトルク相中に、トルク相補償制御部８６が第２回転電機ＭＧ２から補償トルク（トルクアップ量Ｔcon）を出力させる過渡期において、アクセルペダル６７の操作があっても、トルク保持部８８が補償トルクを同じ値に保持するため、トルク相中に補償トルクが変更されることによるショックを抑制できる。このとき、入力トルク変更部９０がアクセルペダル６７の操作量に基づいて有段変速機２０に入力されるＡＴ入力軸トルクＴiを変更するため、運転者の加減速要求を実現できる。このように、トルク相中の変速ショックの抑制と運転者の加減速要求とを両立することができる。 As described above, according to the present embodiment, the torque phase compensation control unit 86 outputs the compensation torque (torque increase amount Tcon) from the second rotary electric machine MG2 during the torque phase during the upshift of the stepped transmission 20. Even if the accelerator pedal 67 is operated in the transitional period, the torque holding unit 88 keeps the compensating torque at the same value, so that the shock caused by the compensating torque being changed during the torque phase can be suppressed. At this time, since the input torque changing unit 90 changes the AT input shaft torque Ti input to the stepped transmission 20 based on the operation amount of the accelerator pedal 67, the driver's acceleration / deceleration request can be realized. In this way, it is possible to achieve both suppression of shift shock during the torque phase and driver's request for acceleration / deceleration.

つぎに、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説明において前述の実施例と共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。 Next, another embodiment of the present invention will be described. In the following description, the parts common to the above-described embodiment are designated by the same reference numerals and the description thereof will be omitted.

図８は、本発明が適用されるハイブリッド車両１００（以下、車両１００）の概略構成を説明する図である。車両１００は、前述の実施例１の車両１０とは別の実施例である。 FIG. 8 is a diagram illustrating a schematic configuration of a hybrid vehicle 100 (hereinafter referred to as a vehicle 100) to which the present invention is applied. The vehicle 100 is an embodiment different from the vehicle 10 of the above-described first embodiment.

図８において、車両１００の電気式無段変速機１０２（以下、無段変速機１０２）は、車両１０の無段変速機１８と比べて、さらに、ブレーキＢ０とクラッチＣ０とを備えている。ブレーキＢ０はサンギヤＳ０とケース１６との間に設けられ、クラッチＣ０はサンギヤＳ０とキャリアＣＡ０との間に設けられている。 In FIG. 8, the electric continuously variable transmission 102 (hereinafter, continuously variable transmission 102) of the vehicle 100 further includes a brake B0 and a clutch C0 as compared with the continuously variable transmission 18 of the vehicle 10. The brake B0 is provided between the sun gear S0 and the case 16, and the clutch C0 is provided between the sun gear S0 and the carrier CA0.

無段変速機１０２は、クラッチＣ０及びブレーキＢ０が共に解放されると、無段変速機１８と同様に、電気式無段変速機とされる。一方で、無段変速機１０２は、クラッチＣ０又はブレーキＢ０が係合されると、差動作用が不能な非差動状態とされる。クラッチＣ０が係合される非差動状態では、無段変速機１０２は変速比γ０が「１」に固定された変速機として機能する有段変速状態とされる。ブレーキＢ０が係合される非差動状態では、無段変速機１０２は変速比γ０が「１」より小さい値に固定された増速変速機として機能する有段変速状態とされる。 When both the clutch C0 and the brake B0 are released, the continuously variable transmission 102 becomes an electric continuously variable transmission like the continuously variable transmission 18. On the other hand, when the clutch C0 or the brake B0 is engaged, the continuously variable transmission 102 is put into a non-differential state in which differential action is impossible. In the non-differential state in which the clutch C0 is engaged, the continuously variable transmission 102 is in a stepped speed change state in which the speed change ratio γ0 is fixed to “1” and functions as a transmission. In the non-differential state in which the brake B0 is engaged, the continuously variable transmission 102 is in a stepped speed change state in which the speed change ratio γ0 functions as a speed-increasing transmission fixed to a value smaller than “1”.

車両１００の有段変速機１０４は、車両１０の有段変速機２０と同様に、複数組の遊星歯車装置と複数の係合装置とを備えた、公知の遊星歯車式の自動変速機である。 The stepped transmission 104 of the vehicle 100 is a known planetary gear type automatic transmission provided with a plurality of sets of planetary gear devices and a plurality of engaging devices, similarly to the stepped transmission 20 of the vehicle 10. ..

無段変速機１０２と有段変速機１０４とを合わせた全体の変速機である変速機構１０６は、車両１０の変速機構４０と同様に、エンジン１４と駆動輪２８との間の動力伝達経路の一部を構成する自動変速機である。変速機構１０６では、クラッチＣ０及びブレーキＢ０の何れも係合させないことで、変速機構４０と同様の作動をさせることができる。変速機構１０６では、クラッチＣ０及びブレーキＢ０の何れかを係合させることで、変速機構１０６全体の変速比γｔが異なる複数のギヤ段が形成される有段変速機として作動をさせることができる。 The transmission mechanism 106, which is the entire transmission including the continuously variable transmission 102 and the stepped transmission 104, is a power transmission path between the engine 14 and the drive wheels 28, similarly to the transmission mechanism 40 of the vehicle 10. It is an automatic transmission that constitutes a part. In the speed change mechanism 106, by not engaging either the clutch C0 or the brake B0, the same operation as the speed change mechanism 40 can be performed. By engaging any of the clutch C0 and the brake B0, the transmission mechanism 106 can be operated as a stepped transmission in which a plurality of gear stages having different gear ratios γt of the entire transmission mechanism 106 are formed.

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。 Although the embodiments of the present invention have been described in detail with reference to the drawings, the present invention is also applicable to other aspects.

例えば、前述の実施例では、ハイブリッド車両１０は、無段変速機１８を含んで構成されていたが、無段変速機１８は必ずしも必要なく無段変速機１８を備えないものであっても構わない。例えば、駆動力源としてのエンジンおよび回転電機が、直接的またはクラッチ等を介して間接的に接続され、エンジンおよび回転電機と駆動輪との間の動力伝達経路上に有段変速機が設けられるものであっても構わない。また、エンジンおよび回転電機と有段変速機との間にクラッチ或いはトルクコンバータ等が介挿されていても構わない。 For example, in the above-described embodiment, the hybrid vehicle 10 is configured to include the continuously variable transmission 18, but the continuously variable transmission 18 is not always necessary and may not include the continuously variable transmission 18. not. For example, an engine and a rotary electric machine as a driving force source are directly or indirectly connected via a clutch or the like, and a stepped transmission is provided on a power transmission path between the engine and the rotary electric machine and a drive wheel. It doesn't matter if it is a thing. Further, a clutch, a torque converter or the like may be inserted between the engine and the rotary electric machine and the stepped transmission.

また、前述の実施例の有段変速機２０、１０４の構造は一態様であって、必ずしもこれらの構成に限定されない。すなわち、複数個の油圧式係合装置を含んで構成され、有段変速可能な変速機であれば、本発明を適宜適用することができる。 Further, the structures of the stepped transmissions 20 and 104 of the above-described embodiment are one aspect, and are not necessarily limited to these configurations. That is, the present invention can be appropriately applied to any transmission that includes a plurality of hydraulic engagement devices and is capable of stepped speed change.

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。 It should be noted that the above is only one embodiment, and the present invention can be carried out in a mode in which various changes and improvements are made based on the knowledge of those skilled in the art.

１０、１００：ハイブリッド車両
１４：エンジン
２０、１０４：有段変速機（変速機）
２８：駆動輪
６７：アクセルペダル
８０：電子制御装置（制御装置）
８６：トルク相補償制御部
８８：トルク保持部
９０：入力トルク変更部
ＭＧ２：第２回転電機（回転電機） 10, 100: Hybrid vehicle 14: Engine 20, 104: Stepped transmission (transmission)
28: Drive wheel 67: Accelerator pedal 80: Electronic control device (control device)
86: Torque phase compensation control unit 88: Torque holding unit 90: Input torque changing unit MG2: Second rotary electric machine (rotary electric machine)

Claims (1)

エンジンと、回転電機と、前記エンジンおよび前記回転電機と駆動輪との間に設けられている変速機と、を備えるハイブリッド車両の制御装置であって、
前記変速機のアップシフト時のトルク相中に、前記回転電機から補償トルクを出力させるトルク相補償制御部と、
前記トルク相補償制御部が前記回転電機から前記補償トルクを出力させる過渡期において、アクセルペダルが踏み増し、または、踏み戻しされたとき、前記回転電機の前記補償トルクを同じ値に保持するトルク保持部と、
前記変速機のアップシフト時のトルク相中における前記アクセルペダルの操作量に基づいて、前記変速機に入力されるトルクを変更する入力トルク変更部と、を備える
ことを特徴とするハイブリッド車両の制御装置。 A control device for a hybrid vehicle including an engine, a rotary electric machine, and a transmission provided between the engine and the rotary electric machine and a drive wheel.
A torque phase compensation control unit that outputs compensation torque from the rotary electric machine during the torque phase during upshifting of the transmission.
Torque holding that keeps the compensation torque of the rotary electric machine at the same value when the accelerator pedal is stepped on or off in the transitional period when the torque phase compensation control unit outputs the compensation torque from the rotary electric machine. Department and
Control of a hybrid vehicle including an input torque changing unit that changes the torque input to the transmission based on the operation amount of the accelerator pedal during the torque phase during the upshift of the transmission. Device.
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