JP3613273B2 - Control device for hybrid vehicle - Google Patents
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Abstract
Description
【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明は、エンジンと2つ以上のモータジェネレータをトルク源とするハイブリッド車両の制御装置の技術分野に属する。
【0002】
【従来の技術】
従来、オートマチックトランスミッションを搭載する車両では、変速段を変更する際のいわゆる段間においては駆動力と変速比とを独立に制御することが非常に困難であった。これは、変速段の段間においては油圧クラッチにより駆動トルクを制御しつつ、トルクコンバータの伝達トルクを制御すれば駆動力と変速とを独立に制御できるが、油圧クラッチの伝達トルクが特に過渡的に回転数差および押し付け圧力の複雑かつ不安定な関数であること、トルクコンバータの伝達トルクが入り側回転数および回転数差の関数であるため、これを制御するには大きな慣性をもつエンジン軸の回転数を高速で制御しなくてはならないこと、などの理由による(例えば、特許文献1参照)。
【0003】
【特許文献1】
特開2002−187460号公報。
【0004】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、この種のオートマチックトランスミッションでは、油圧クラッチの伝達トルクの不確定性もさることながら、変速用のトルクと駆動力用のトルクの和がエンジントルクである、という制約により、変速の応答性を上げようとすると過渡駆動力応答は悪くなり、過渡駆動力の応答を速くすると変速の応答性が下がる、というトレードオフが存在した。すなわち、エンジントルクの応答性を超える高速応答の変速を行わせるときには、変速中エンジントルクは一定とみなせるために、そのトルクから変速機内の回転要素の速度を変化させる、すなわち、運動エネルギーを変化させるための加減速トルクを差し引くため、残差である出力駆動トルクは必ず変化してしまうことになり、これが運転手に著しい違和感を感じさせるという問題があった。
【0005】
本発明は、上記問題に着目してなされたもので、駆動トルクの変動指令に対して速度比(変速比)と駆動トルクを短時間にて応答良く目標値に到達させることができ、併せて、燃費の向上効果を得ることができるハイブリッド車両の制御装置を提供することを目的とする。
【0006】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するため、本発明では、
主たるトルク源と、補助的なトルク源である複数のモータが二自由度の浮遊歯車変速機構に接続されていて、主たるトルク源と負荷との速度比(変速比)が補助的な複数のモータの回転速度により決定されるハイブリッド車両において、
主たるトルク源のトルク応答が補助的なトルク源のトルク応答に対して遅い場合に、駆動トルクの変動指令に対して、主たるトルク源と負荷との速度比(変速比)を先に変化させ、遅れて出力駆動トルクを変化させる変速制御と駆動トルク制御との第1協調制御手段を設けた。
【0007】
なお、第1協調制御手段に代え、主たるトルク源のトルク応答が補助的なトルク源のトルク応答に対して遅い場合に、駆動トルクの変動指令に対して、主たるトルク源と負荷との速度比(変速比)を大きく変化させ、出力駆動トルクを小さく変化させる変速制御と駆動トルク制御との第2協調制御手段を設けるようにしても良い。
【0008】
【発明の効果】
よって、本発明のハイブリッド車両の制御装置にあっては、モータのトルク応答はエンジンのトルク応答および人間の知覚に対して十分速いことを利用し、エンジントルク応答遅れおよび人間の知覚に違和感を及ぼさない期間は出力駆動トルクを増加させず(または、出力駆動トルクの増加を抑え)、バッテリの出力をもっぱら変速に用いることにより、速い変速を可能とさせる。これにより出力駆動トルクの変化に対して適した変速比にあらかじめ近づけることによって、遅れて要求される出力駆動トルクの増加を容易とし、併せて、エンジン動作点の燃費最適線からのずれが小さくなるので燃費向上効果を得る。
【0009】
【発明の実施の形態】
以下、本発明のハイブリッド車両の制御装置を実現する実施の形態を、図示する第1実施例と第2実施例とに基づいて説明する。
【0010】
(第1実施例)
まず、構成を説明する。
図1は第1実施例のハイブリッド車両の制御装置を示す全体システム図である。ハイブリッド駆動系を図1により説明すると、1はエンジン(主たるトルク源)、2は同軸多層モータ(補助的なトルク源である複数のモータ)、3はラビニョウ型複合遊星歯車列(二自由度の遊星歯車変速機構)、4は出力ギヤ(負荷)、5はカウンターギヤ、6はドライブギヤ、7はディファレンシャル、8、8はドライブシャフト、9はモータ&ギヤケース、10はエンジン出力軸、11は第1モータジェネレータ出力軸、12は第2モータジェネレータ出力軸、13はモータ室、14はギヤ室、15はクラッチ、16はハイブレーキ、17はローブレーキである。
【0011】
前記同軸多層モータ2は、モータ&ギヤケース9に固定され、コイルを巻いた固定電機子としてのステータSと、前記ステータSの外側に配置し、図外の永久磁石を埋設したアウターロータORと、前記ステータSの内側に配置し、図外の永久磁石を埋設したインナーロータIRと、を同軸上に配置することで構成されている。以下、ステータS+インナーロータIRを、第1モータジェネレータMG1といい、ステータS+アウターロータORを、第2モータジェネレータMG2という。
【0012】
前記ラビニョウ型複合遊星歯車列3は、互いに噛み合う第1ピニオンP1と第2ピニオンP2を支持する共通キャリヤCと、第1ピニオンP1に噛み合う第1サンギヤS1と、第2ピニオンP2に噛み合う第2サンギヤS2と、第1ピニオンP1に噛み合う第1リングギヤR1と、第2ピニオンP2に噛み合う第2リングギヤR2と、の5つの回転要素を有する。
【0013】
そして、ハイブリッド駆動系は、前記第2リングギヤR2とエンジン出力軸10とをクラッチ15を介して連結し、前記第1サンギヤS1と第1モータジェネレータ出力軸11とを連結し、前記第2サンギヤS2と第2モータジェネレータ出力軸12とを連結し、前記共通キャリヤCに出力ギヤ4を連結することにより構成されている。
【0014】
そして、前記ラビニョウ型複合遊星歯車列3は、第1サンギヤS1と第1ピニオンP1と第2ピニオンP2と第2リングギヤR2によりダブルピニオン型遊星歯車が構成され、このダブルピニオン型遊星歯車は、共線図上で(S−R−CまたはC−R−S)配列となる。また、前記ラビニョウ型複合遊星歯車列3は、第2サンギヤS2と第2ピニオンP2と第2リングギヤR2によりシングルピニオン型遊星歯車が構成され、このシングルピニオン型遊星歯車は、共線図上で(S−C−RまたはR−C−S)配列となる。
【0015】
このため、ラビニョウ型複合遊星歯車列3に連結されるエンジン1と第1モータジェネレータMG1と第2モータジェネレータMG2と出力ギヤ4との4つの回転要素は、図2に示すように、共線図上において、第1モータジェネレータMG1、エンジン1、出力ギヤ4、第2モータジェネレータMG2の回転速度順になるように連結される。
【0016】
ここで、共線図(速度線図)とは、遊星歯車のギヤ比を考える場合、式により求める方法に代え、より簡単で分かりやすい作図により求める方法で用いられる速度線図であり、縦軸に各回転要素の回転数(回転速度)をとり、横軸にリングギヤ、キャリヤ、サンギヤを、間隔がサンギヤとリングギヤの歯数比になるように配置したものである。なお、シングルピニオン型遊星歯車の場合は、サンギヤとリングギヤとが逆回転するため、キャリヤの回転速度軸が真ん中になるように配置し、ダブルピニオン型遊星歯車の場合は、サンギヤとリングギヤとが同回転するため、キャリヤの回転速度軸が外になるように配置する。
【0017】
前記ハイブレーキ16は、共線図上で第1モータジェネレータMG1の回転速度軸と一致する位置に配置され、締結により変速比をオーバードライブ側のハイ変速比に固定する(図2参照)。第1実施例のハイブレーキ16は、第1サンギヤS1をモータ&ギヤケース9に固定可能とする位置に配置している。
【0018】
前記ローブレーキ17は、共線図上で出力ギヤ4の回転速度軸と第2モータジェネレータMG2の回転速度軸との間の位置に配置され、締結により変速比をアンダードライブ側のロー変速比に固定する(図2参照)。第1実施例のローブレーキ17は、第1リングギヤR1をモータ&ギヤケース9に固定可能とする位置に配置している。
【0019】
前記出力ギヤ4からの出力回転及び出力トルクは、カウンターギヤ5→ドライブギヤ6→ディファレンシャル7を経過し、ドライブシャフト8、8から図外の駆動輪へ伝達される。
【0020】
次に、ハイブリッド車両の制御系構成を図1により説明すると、21はエンジンコントローラ、22はスロットルバルブアクチュエータ、23はモータコントローラ、24はインバータ、25はバッテリ、26はハイブリッドコントローラ、27はアクセル開度センサ、28は車速センサ、29はモータ温度センサ、30はエンジン回転数センサである。
【0021】
前記エンジンコントローラ21は、ハイブリッドコントローラ26からの指令に応じてエンジン回転数NeとエンジントルクTeを制御する指令をスロットルバルブアクチュエータ22へ出力する。すなわち、エンジン回転数センサ30からのエンジン回転数検出値をフィードバック情報としてスロットルバルブを開閉制御する。
【0022】
前記モータコントローラ23は、第1モータジェネレータMG1の回転数N1とトルクT1と第2モータジェネレータMG2の回転数N2とトルクT2をそれぞれ独立に制御する指令をインバータ24へ出力する。
【0023】
前記インバータ24は、前記同軸多層モータ3のステータSのコイルに接続され、モータコントローラ23からの指令により、インナーロータIRへの駆動電流とアウターロータORへの駆動電流(一方が三相交流、他方が六相交流)とを複合させた複合電流を作り出す。このインバータ24にはバッテリ25が接続されている。
【0024】
前記ハイブリッドコントローラ26は、アクセル開度センサ27、車速センサ28、モータ温度センサ29、エンジン回転数センサ30等からのセンサ信号を入力して所定の演算処理を行う。このハイブリッドコントローラ26には、前記エンジンコントローラ21に対し演算処理結果にしたがって制御指令を出力すると共に、前記モータコントローラ23に対し演算処理結果にしたがって制御指令を出力する変速制御と駆動トルクとの協調制御プログラムが組み込まれている。
【0025】
なお、ハイブリッドコントローラ26とエンジンコントローラ21、および、ハイブリッドコントローラ26とモータコントローラ23とは、それぞれ双方向通信線により接続されている。
【0026】
次に、第1実施例で採用したハイブリッド駆動系の特徴点について述べる。
(1)同軸多層モータの採用
モータジェネレータとして2ロータ・1ステータの同軸多層モータ2を採用したことで、アウターロータ磁力線とインナーロータ磁力線とに2つの磁力線が作られ、コイル及びインバータ24を2つのインナーロータIRとアウターロータORに対し共用できる。そして、インナーロータIRに対する電流とアウターロータORに対する電流を重ね合わせた複合電流を1つのコイルに印加することにより、2つのロータIR、ORをそれぞれ独立に制御することができる。つまり、外観的には、1つの同軸多層モータ2であるが、モータ機能とジェネレータ機能の異種または同種の機能を組み合わせたものとして使える。
【0027】
よって、例えば、それぞれにロータとステータを持つ2個の独立したモータジェネレータを設ける場合に比べ、コスト(部品点数低減、インバータ電流定格低減、磁石低減)・サイズ(同軸構造による小型化、インバータサイズ低減)・効率(鉄損低減・インバータ損失低減)の面で有利にすることができる。
【0028】
また、複合電流制御のみで(モータ+ジェネレータ)の使い方に限らず、(モータ+モータ)や(ジェネレータ+ジェネレータ)の使い方も可能であるというように、高い選択自由度を持つため、例えば、第1実施例のように、ハイブリッド車のトルク源に同軸多層モータ2を採用した場合、これら多数の選択肢の中から車両状態に応じて最も効果的、或いは、効率的な組み合わせを選択することができる。
【0029】
(2)ラビニョウ型複合遊星歯車列の採用
第1実施例装置のように、エンジンと第1モータジェネレータと第2モータジェネレータと出力部材との4要素を有するハイブリッド駆動系には、4要素を連結するために少なくとも4つの回転要素を有するものであれば様々な遊星歯車機構を採用することができる。
【0030】
しかし、多数の遊星歯車機構が考えられる中で、遊星歯車機構の動的な動作を簡易的に表せる剛体レバーモデルを導入でき、かつ、軸方向寸法が短くなりコンパクトな遊星歯車機構とすることができるという理由により、ラビニョウ型複合遊星歯車列3を採用した。
【0031】
すなわち、ラビニョウ型複合遊星歯車列3は、2列の遊星歯車の幅寸法でありながら、4つの遊星歯車(2つの平行な縦方向遊星歯車と2つのクロスする前後方向遊星歯車)の組み合わせを実現しているため、例えば、4つの遊星歯車を軸方向に配列するのに比べて大幅に軸方向寸法が短縮される。
【0032】
(3) 同軸多層モータとラビニョウ型複合遊星歯車列の適合性
ハイブリッド駆動系に対し同軸多層モータ2とラビニョウ型複合遊星歯車列3を適用した場合、下記に列挙するメリットがある。
【0033】
▲1▼互いに同軸構造であるため、同軸多層モータ2の出力軸11、12と、ラビニョウ型複合遊星歯車列3の両サンギヤS1、S2とを、例えば、スプライン嵌合にて簡単に連結できるというように、組み合わせ相性が非常に良く、スペース・コスト・重量の面で極めて有利である。
【0034】
▲2▼同軸多層モータ2の一方を放電(モータ)として用い、他方を発電(ジェネレータ)として用いた場合、1つのインバータ24を介してモータ電流を制御することも可能であり、バッテリ25からの持ち出しを少なくすることができる。例えば、ダイレクト配電制御モードの場合、理論上、バッテリ25からの持ち出しをゼロにすることができる。
【0035】
▲3▼同軸多層モータ2の両方を放電(モータ)として用いた場合、駆動範囲を広くとることができる。すなわち、2つのモータパワーを掛け合わせた値がパワー最大値(一定値)以下の全ての領域を駆動可能範囲とし、一方のモータが小パワーで、他方のモータが大パワーという組み合わせで用いることもできる。
【0036】
次に、作用を説明する。
【0037】
[変速制御と駆動トルクとの協調制御処理]
図3は第1実施例のハイブリッドコントローラ26の協調制御部にて実行される変速制御と駆動トルクとの協調制御処理の流れを示すフローチャートで、以下、各ステップについて説明する(第1協調制御手段)。
【0038】
ステップS1では、アクセル開度センサ27からアクセル開度APS、車速センサ28から車速Vspが読み込まれ、ステップS2へ移行する。
【0039】
ステップS2では、後述するダイレクト配電モードにより、エンジン動作点Ne,Teと、モータ動作点N1,T1,N2,T2が決定され、ステップS23へ移行する。
【0040】
ステップS3では、今回演算された目標駆動トルクTo〜 nと、前回演算された目標駆動トルクTo〜 n−1との差の絶対値が駆動トルク変動しきい値α以上であるか否かが判断され、YESの場合はステップS6へ移行し、NOの場合はステップS4へ移行する。
【0041】
ステップS4では、ステップS3による駆動トルクの変動が小さいという判断に基づき、ステップS2で決定されたエンジン動作点Ne,Teを得る指令がエンジンコントローラ21に対し出力され、ステップS5へ移行する。
【0042】
ステップS5では、ステップS2で決定されたモータ動作点N1,T1,N2,T2を得る指令がモータコントローラ23に対し出力され、RETURNへ移行する。
【0043】
ステップS6では、ステップS3による駆動トルクの変動が大きいという判断に基づき、ステップS2で決定されたエンジン動作点Ne,Teを得る指令がエンジンコントローラ21に対し出力され、ステップS7へ移行する。
【0044】
ステップS7では、ステップS2で決定されたモータ動作点N1,T1,N2,T2のうち、モータ回転数N1,N2を得る指令がモータコントローラ23に対し出力され、ステップS8へ移行する。
【0045】
ステップS8では、エンジン回転数センサ30からの入力回転数と車速センサ28からの出力回転数との比により演算にて求められる実変速比iが、ステップS2で求めたエンジン回転数Neと出力軸回転数Noとの比による目標変速比i*に一致しているか否かが判断され、YESの場合はステップS9へ移行し、NOの場合はステップS7へ戻る。
【0046】
ステップS9では、ステップS8による変速完了判断に基づいて、ステップS2で決定されたモータ動作点N1,T1,N2,T2のうち、モータトルクT1,T2を得る指令がモータコントローラ23に対し出力され、RETURNへ移行する。
【0047】
[エンジン動作点及びモータ動作点の決定]
まず、「ダイレクト配電制御モード」とは、第1モータジェネレータMG1と第2モータジェネレータMG2の一方を放電とし他方を発電として用い、両者MG1、MG2の収支がゼロとなるようにそれぞれの回転数N1、N2とトルクT1、T2を決めて制御する制御モードをいう。
【0048】
このダイレクト配電制御モードを説明すると、図4はダイレクト配電制御ブロック図であり、50は目標駆動トルク決定部、51は出力軸回転数算出部、52は目標パワー算出部、53は目標エンジンパワー算出部、54は最適燃費エンジン回転数決定部、55はエンジン動作点算出部、56はモータ動作点算出部である。
【0049】
前記目標駆動トルク決定部50は、アクセル開度検出値APSと車速検出値Vspと図示するような目標駆動トルクマップとに基づいて、目標駆動トルクTo〜を決定する。
【0050】
前記出力軸回転数算出部51は、車速検出値Vspと変換係数K1とを用いて出力軸回転数Noを算出する。
【0051】
前記目標パワー算出部52は、目標駆動トルク決定部50からの目標駆動トルクTo〜と、出力軸回転数算出部51からの出力軸回転数Noと、変換係数K2とを用いて目標パワーPo〜を算出する。
【0052】
前記目標エンジンパワー算出部53は、目標パワーPo〜と、メカ効率ηmとを用いて、目標エンジンパワーPe〜を算出する。
【0053】
前記最適燃費エンジン回転数決定部54は、目標エンジンパワーPe〜と、最適燃費線と等パワー線によるエンジン出力マップを用いて、最適燃費エンジン回転数Neαを決定する。
【0054】
前記エンジン動作点算出部55は、最適燃費エンジン回転数Neαをエンジン回転数Neとし、目標エンジンパワーPe〜とエンジン回転数NeによりエンジントルクTeを算出する。
【0055】
前記モータ動作点算出部56は、エンジン回転数Ne、出力軸回転数No、エンジントルクTeを入力し、
後述の(1)式〜(5)式のバランス式において、(4)式のバッテリパワーPbを、Pb=0として、連立運動方程式を解くことにより、ダイレクト配電制御モードでのモータ動作点(N1、T1、N2、T2)を算出する。
【0056】
まず、図1のハイブリッド駆動系において、エンジン1から出力ギヤ4までのギヤ比を1とし、エンジン1から第1モータジェネレータMG1までのギヤ比をαとし、出力ギヤ4から第2モータジェネレータMG2までのギヤ比をβと定義する(図2参照)。
タイヤ出力の目標とする出力トルクToを指定すると、これを達成するように目標とする変速比i、第1モータトルクT1、第2モータトルクT2、第1モータ回転数N1、第2モータ回転数N2、エンジントルクTe、エンジン回転数Neが設定される。このとき、出力トルクTo、エンジントルクTe、エンジン回転数Ne、出力軸回転数No、変速比i(=Ne/No)は、図4に示すように、トルクマップ等により決定されるので、その時、
各モータ回転数N1、N2は、
N1=Ne+α(Ne−No) ...(1)
N2=No−β(Ne−No) ...(2)
の式により表される。
また、共線図上のバランスは、各モータトルクT1、T2とすると、下記の式で表すことができる。
トルク上下方向のバランス
To=T1+T2+Te ...(3)
モータパワーのバランス
N1・T1+N2・T2=Pb ...(4)
エンジン回りのレバー回転方向のトルクバランス
αT1+To=(1+β)T2 ...(5)
の式により表される。
これら(1)式〜(5)式(E−IVTバランス式)において、(4)式のバッテリパワーPbを、Pb=0として、連立運動方程式を解くと、
T1={N2・Te}/{β・N1+(α+1)・N2} ...(6)
T2={N1・Te}/{β・N1+(α+1)・N2} ...(7)
となる。つまり、(1)、(2)、(6)、(7)式により、ダイレクト配電制御モードでのモータ動作点(N1、T1、N2、T2)が算出される。
【0057】
よって、ダイレクト配電走行モードでの共線図は、図2に示すようになり、第1モータジェネレータMG1の回転数N1と、第2モータジェネレータMG2の回転数N2とを制御することにより、剛体レバーが移動し、アンダードライブからオーバードライブまでの広い変速比を達成することができる。そして、理論上はバッテリ負荷をゼロとし、良好な燃費性能を確保することができる。さらに、ダイレクト配電制御モードでは、下記に列挙するようなメリットを持つ。
▲1▼モータ動作点(第1モータジェネレータMG1と第2モータジェネレータMG2の回転数N1、N2とトルクT1、T2)をバランス式により簡単に計算できる。
▲2▼モータパワー(=モータ通過パワー)が「ゼロ」となる変速比が2点(例えば、1/変速比=約0.6の近傍と、1/変速比=約1.5の近傍)ある。
▲3▼ロー側ほどモータトルクが大きくなる。つまり、電気的な最ロー側変速比は、モータトルクT1、T2によって決定される。
▲4▼エンジン1が低出力時には、モータトルクT1、T2及び回転数N1、N2の両面で制限を受けることがなく、変速レンジを非常にワイドにとることができる。
【0058】
[変速制御と駆動トルクとの関係]
独立なトルク源を三つ、すなわち、エンジン1と第1モータジェネレータMG1と第2モータジェネレータMG2を持つ電気変速機付きのハイブリッド車両において、これら三つのトルクを制御することにより、駆動力の応答と変速の応答とを独立に制御調整できる。そのうち、エンジントルクの応答は相対的に低速であり、高速の変速を行わせるときには一定の出力トルクとみなせるので、残る二つのモータジェネレータMG1,MG2のトルクを制御する。このとき、
(1)変速による回転系の運動エネルギーの増減(パワー)、
(2)出力駆動力により系外に散逸するパワー(出力パワー)、
(3)一定のエンジントルクと変速の際のエンジン回転数の積(入力パワー)、
(4)複数のモータによりバッテリから消費されるパワー、
がバランスすることになる。
【0059】
通常の運転手による出力駆動トルク指令の変化のうち、例えば、キックダウンと呼ばれる出力駆動トルク指令の急増についてみると、出力駆動トルクを大きくすることは上記(2)の系外に散逸するパワーを大きくすることになる。このとき、通常の変速機構では、キックダウン指令が発生した直後、エンジン回転数を大きくするような変速(ローシフト)と出力駆動トルクの増加が指令されることになる。エンジン回転数を高くする変速(ローシフト)では変速機構の回転エネルギーの総和は大きくなるので、このエネルギー増加分のパワーと、出力駆動トルクの増加による系外への散逸パワー増加分を、バッテリがモータを介して供給することになる。このとき、バッテリのパワー制約により、出力駆動トルクの増加を大きくすれば速い変速が不可能となる。
【0060】
具体的に説明すると、目標駆動トルクが変化するとき、何らかの手段で適切な変速比を設定する過程で、適切な変速比が変化する。例えば、第1実施例のように主たるトルク源がエンジン1である場合、図4のエンジン出力マップに示すように、最適効率線がエンジン回転数−トルクカーブ上の線で決まっており、エンジン効率を最適に保つための変速比を決定する手段がある。つまり、図4において、運転者によるアクセル操作に表れる「駆動トルク要求」が変化すると、目標エンジンパワーPe〜が変化し、エンジントルクTeとエンジン回転数Neの最適な組み合わせが算出され、エンジン回転数と車速(出力軸回転数)とで決まる「最適な変速比(目標変速比i*)」が変化する。ところで、目標変速比i*が変化すると、これに応じてモータジェネレータMG1,MG2のトルクT1,T2を増減して変速比を変更する。ここで、エンジントルクTeの応答は、モータトルクT1,T2に比べて遅いので、この期間では一定であるとする。このとき、駆動トルクも変化させると、エンジントルクTeの応答は遅く変化が無視できるとすれば、駆動トルクの変化もモータトルクT1,T2の増減でまかなわなくてはならず、変速比を変更するためのモータトルクT1,T2が不足し、速い変速が不可能となる。
【0061】
[変速制御と駆動トルクとの協調制御作用]
これに対し、本発明の第1実施例においては、モータのトルク応答はエンジンのトルク応答および人間の知覚に対して十分速いことを利用し、エンジントルク応答遅れおよび人間の知覚に違和感を及ぼさない期間は出力駆動トルクを増加させず、バッテリ25の出力をもっぱら変速に用いることにより、速い変速を可能とさせる。これにより出力駆動トルクの変化に対して適した変速比にあらかじめ近づけることによって、遅れて要求される出力駆動トルクの増加を容易とし、併せて、エンジン動作点Ne,Teの燃費最適線からのずれが小さくなるので燃費向上効果を得る。
【0062】
すなわち、目標駆動トルクの変化幅が駆動トルク変動しきい値α以上である場合、図3のフローチャートにおいて、ステップS1→ステップS2→ステップS3→ステップS6→ステップS7へと進む流れとなり、モータトルクT1,T2を得る指令の出力に先行して、モータ回転数N1,N2を得る指令が出力され、先に変速比を目標変速比i*に一致させる制御が実行される。そして、ステップS8にて実変速比iが目標変速比i*に一致している、つまり、変速が完了であると判断されると、ステップS9へ進んでモータトルクT1,T2を得る指令が出力されることになる。
【0063】
図5に、駆動トルクと変速比とを同時に変えようとしたときの挙動を示す。アクセルペダルが踏まれた直後、エンジントルクはゆっくりと応答する。これに対しモータ1トルクとモータ2トルクは即座に応答するが、それぞれ(あるいは一方が)リミットされる。このトルクが変速と駆動トルク補償とに用いられているため、変速速度は遅く駆動トルクも十分に補償できない。
【0064】
これに対し、図6に、本発明の第1実施例による、変速比を先に変化させ、次に駆動トルクを変化させるようにした場合の挙動を示す。高速の変速を行う場合、図5の従来技術と同様、モータトルクはそれぞれ(あるいは一方が)リミットされる。このトルクがすべて変速にのみ用いられるため、変速比は図5の従来技術と比べて短時間に目標値に到達する。図6ではその後、駆動トルクを変化させている。変速が終了しているため、モータトルクT1,T2をすべてエンジントルクTeの応答遅れ補償に用いることができ、駆動トルクは出力される。その後エンジントルクTeが応答するので、モータトルクT1,T2による補償分は徐々に減っていく。このように、先に変速を完了したほうが、モータトルクT1,T2の即応性を生かした高速な変速をすることができる。
【0065】
このように、第1実施例においては、目標駆動トルクTo〜が変化した場合に即座に変速比変更を開始するが、駆動トルクについてはしばらくの間据え置くため、駆動トルクの増加に伴う系外へのパワーの増加なしに、補助的なトルク源のモータトルクをすべて変速比変更に利用することができ、すばやい変速が可能となる。駆動トルクを即座に変化させた場合に比べて、その駆動トルクを出すのに適した変速比になるのが速いため、変速が終了するまでの期間が長くその期間駆動力が不足する、駆動トルクが出てもその期間燃費が悪くなる、などの課題を回避することができる。さらに、過渡的な状態が短く、エンジン状態がすぐに安定するので、従来技術に比べて燃費向上のメリットがある。
【0066】
次に、効果を説明する。
第1実施例のハイブリッド車両の制御装置にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
【0067】
(1)主たるトルク源と、補助的なトルク源である複数のモータジェネレータMG1,MG2が二自由度の浮遊歯車変速機構に接続されていて、主たるトルク源と負荷との速度比(変速比)が補助的な複数のモータジェネレータMG1,MG2のモータ回転数N1,N2により決定されるハイブリッド車両において、主たるトルク源のトルク応答が補助的なトルク源のトルク応答に対して遅い場合に、駆動トルクの変動指令に対して、主たるトルク源と負荷との速度比(変速比)を先に変化させる変速制御と、遅れて出力駆動トルクを変化させる駆動トルク制御との第1協調制御手段を設けたため、駆動トルクの変動指令に対して速度比(変速比)と駆動トルクを短時間にて応答良く目標値に到達させることができ、併せて、燃費の向上効果を得ることができる。
【0068】
(2)前記第1協調制御手段は、先に行われる変速制御により実変速比iが目標変速比i*に達するまでの時間を遅れ時間とし、遅れ時間経過後、速やかにモータトルクT1,T2を得る駆動トルク制御を実行するようにしたため、例えば、タイマー管理により変速制御から駆動トルク制御への移行を行う場合に比べ、早すぎることも遅すぎることもない最適なタイミングで行うことができ、変速比と駆動トルクを高応答性により極めて短時間にて目標値に到達させることができる。
【0069】
(3)前記二自由度の浮遊歯車変速機構を、エンジン1と第1モータジェネレータMG1と第2モータジェネレータMG2と出力ギヤ4との4要素が、共線図上で第1モータジェネレータMG1、エンジン1、出力ギヤ4、第2モータジェネレータMG2の回転速度順になるように連結されたラビニョウ型複合遊星歯車列3とし、前記エンジン1と第1モータジェネレータMG1と第2モータジェネレータMG2のそれぞれの回転数Ne,N1,N2とトルクTe,T1,T2であらわされる動作点は、前記ラビニョウ型複合遊星歯車列3の動的な動作を簡易的に表せる剛体レバーモデルを導入し、バッテリパワーPbをゼロとしたときに共線図上において剛体レバーのバランス式が成立するように決められるため、アンダードライブからオーバードライブまでの広い変速比を達成することができると共に、理論上はバッテリ負荷をゼロとし、良好な燃費性能を確保することができる。
【0070】
(4)第1モータジェネレータMG1と第2モータジェネレータMG2を、コイルを巻いた固定電機子としてのステータSと、ステータSの外側に配置し、永久磁石を埋設したアウターロータORと、ステータSの内側に配置し、永久磁石を埋設したインナーロータIRと、ステータSのコイルに接続され、インナーロータIRへの駆動電流とアウターロータORへの駆動電流とを複合させた複合電流を作り出すインバータ24と、該インバータ24に接続されたバッテリ25と、を備えた同軸多層モータ2としたため、それぞれにロータとステータを持つ2個の独立したモータジェネレータを設ける場合に比べ、コスト(部品点数低減、インバータ電流定格低減、磁石低減)・サイズ(同軸構造による小型化、インバータサイズ低減)・効率(鉄損低減・インバータ損失低減)の面で有利にすることができる。
【0071】
(5)遊星歯車機構を、互いに噛み合う第1ピニオンP1と第2ピニオンP2を支持する共通キャリヤCと、第1ピニオンP1に噛み合う第1サンギヤS1と、第2ピニオンP2に噛み合う第2サンギヤS2と、第1ピニオンP1に噛み合う第1リングギヤR1と、第2ピニオンP2に噛み合うリングギヤR2との5つの回転要素を有するラビニョウ型複合遊星歯車列3とし、第2リングギヤR2とエンジン出力軸10とをクラッチ15を介して連結し、第1サンギヤS1と第1モータジェネレータ出力軸11とを連結し、第2サンギヤS2と第2モータジェネレータ出力軸12とを連結し、共通キャリヤCに出力ギヤ4(Out)を連結することにより、共線図上で第1モータジェネレータMG1、エンジン1、出力ギヤ4、第2モータジェネレータMG2の回転速度順になるように連結したため、遊星歯車機構の動的な動作を簡易的に表せる剛体レバーモデルを導入でき、かつ、軸方向寸法が短くなりコンパクトな遊星歯車機構とすることができる。
【0072】
(第2実施例)
この第2実施例は、駆動トルクの変動指令に対して、変速比を先に変化させ遅れて出力駆動トルクを変化させる第1協調制御手段に代え、駆動トルクの変動指令に対して、変速比を大きく変化させ、出力駆動トルクを小さく変化させる第2協調制御手段を採用した例である。なお、構成的には、第1実施例装置と同様であるので、図示並びに説明を省略する。
【0073】
次に、作用を説明する。
【0074】
[変速制御と駆動トルクとの協調制御処理]
図7は第2実施例のハイブリッドコントローラ26の協調制御部にて実行される変速制御と駆動トルクとの協調制御処理の流れを示すフローチャートで、以下、各ステップについて説明する(第2協調制御手段)。
【0075】
ステップS21では、アクセル開度センサ27からアクセル開度APS、車速センサ28から車速Vspが読み込まれ、ステップS2へ移行する。
【0076】
ステップS22では、上記ダイレクト配電モードにより、エンジン動作点Ne,Teと、モータ動作点N1,T1,N2,T2が決定され、ステップS23へ移行する。
【0077】
ステップS23では、今回演算された目標駆動トルクTo〜 nと、前回演算された目標駆動トルクTo〜 n−1との差の絶対値が駆動トルク変動しきい値α以上であるか否かが判断され、YESの場合はステップS26へ移行し、NOの場合はステップS24へ移行する。
【0078】
ステップS24では、ステップS23による駆動トルクの変動が小さいという判断に基づき、ステップS22で決定されたエンジン動作点Ne,Teを得る指令がエンジンコントローラ21に対し出力され、ステップS25へ移行する。
【0079】
ステップS25では、ステップS22で決定されたモータ動作点N1,T1,N2,T2を得る指令がモータコントローラ23に対し出力され、RETURNへ移行する。
【0080】
ステップS26では、ステップS23による駆動トルクの変動が大きいという判断に基づき、ステップS22で決定されたエンジン動作点Ne,Teを得る指令がエンジンコントローラ21に対し出力され、ステップS27へ移行する。
【0081】
ステップS27では、ステップS2で決定されたモータ動作点N1,T1,N2,T2のうち、モータ回転数N1,N2を得る指令がモータコントローラ23に対し出力され、ステップS28へ移行する。
【0082】
ステップS28では、ステップS2で決定されたモータトルクT1,T2が現在値よりも大きい場合には、前回のモータトルクT1n−1,T2n−1に一定値△Tを加算した値、また、ステップS2で決定されたモータトルクT1,T2が現在値よりも小さい場合には、前回のモータトルクT1n−1,T2n−1から一定値△Tを減算した値が、今回のモータトルクT1n,T2nとされ、今回のモータトルクT1n,T2nを得る指令がモータコントローラ23に対し出力され、ステップS28へ移行する。
【0083】
ステップS29では、今回のモータトルクT1n,T2nがそれぞれステップS2で決定されたモータトルクT1,T2以上であるか否かが判断され、NOの場合はステップS30へ移行し、YESの場合はRETURNへ移行する。
【0084】
ステップS30では、今回のモータトルクT1n,T2nがそれぞれ前回のモータトルクT1n−1,T2n−1と書き換えられる。
【0085】
[変速制御と駆動トルクとの協調制御作用]
本発明の第2実施例においては、モータのトルク応答はエンジンのトルク応答および人間の知覚に対して十分速いことを利用し、エンジントルク応答遅れおよび人間の知覚に違和感を及ぼさない期間は出力駆動トルクの増加を小さく抑え、バッテリ25の出力のほとんどを変速に用いることにより、速い変速を可能とさせる。これにより出力駆動トルクの変化に対して適した変速比にあらかじめ近づけることによって、遅れて要求される出力駆動トルクの増加を容易とし、併せて、エンジン動作点Ne,Teの燃費最適線からのずれが小さくなるので燃費向上効果を得る。
【0086】
すなわち、目標駆動トルクの変化幅が駆動トルク変動しきい値α以上である場合、図7のフローチャートにおいて、ステップS21→ステップS22→ステップS23→ステップS26→ステップS27へと進む流れとなり、エンジン動作点Ne,Te及びモータ回転数N1,N2を得る指令が出力される。そして、ステップS28→ステップS29→ステップS30にて、少しづつ指令値が変化しながら所定の時間を要して最終的にモータトルクT1,T2を得る指令が出力されることになる。
【0087】
よって、この第2実施例においても、高速の変速を行う場合、図5の従来技術と同様、モータトルクはそれぞれ(あるいは一方が)リミットされる。このトルクがほとんど変速にのみ用いられるため、変速比は図5の従来技術と比べて短時間に目標値に到達する。そして、変速が終了すると、モータトルクT1,T2をすべてエンジントルクTeの応答遅れ補償に用いることができ、駆動トルクは出力される。その後エンジントルクTeが応答するので、モータトルクT1,T2による補償分は徐々に減っていく。このように、先に変速を完了したほうが、モータトルクT1,T2の即応性を生かした高速な変速をすることができる。
【0088】
このように、第2実施例においては、目標駆動トルクTo〜が変化した場合に即座に変速比変更を開始するが、駆動トルクについては増減を緩やかにするため、駆動トルクの急激な増加に伴う系外へのパワーの増加を抑え、補助的なトルク源のモータトルクをほとんど変速比変更に利用することができ、すばやい変速が可能となる。駆動トルクを即座に変化させた場合に比べて、その駆動トルクを出すのに適した変速比になるのが速いため、変速が終了するまでの期間が長くその期間駆動力が不足する、駆動トルクが出てもその期間燃費が悪くなる、などの課題を回避することができる。さらに、過渡的な状態が短く、エンジン状態がすぐに安定するので、従来技術に比べて燃費向上のメリットがある。
【0089】
加えて、第1実施例では駆動トルクの応答が通常より遅れ、感覚の鋭い運転者の場合は違和感を感じるが、第2実施例の適用においては、駆動トルクが目標駆動トルクの変更直後から変化しているので、まったく変化しない機関が存在する場合に比べ違和感が小さくなるという利点がある。
【0090】
次に、効果を説明する。
第2実施例のハイブリッド車両の制御装置にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
【0091】
(6)主たるトルク源と、補助的なトルク源である複数のモータジェネレータMG1,MG2が二自由度の浮遊歯車変速機構に接続されていて、主たるトルク源と負荷との速度比(変速比)が補助的な複数のモータジェネレータMG1,MG2のモータ回転数N1,N2により決定されるハイブリッド車両において、主たるトルク源のトルク応答が補助的なトルク源のトルク応答に対して遅い場合に、駆動トルクの変動指令に対して、主たるトルク源と負荷との速度比(変速比)を大きく変化させる変速制御と、出力駆動トルクを小さく変化させる駆動トルク制御との第2協調制御手段を設けたため、駆動トルクの変動指令に対して速度比(変速比)と駆動トルクを短時間にて応答良く目標値に到達させることができ、併せて、燃費の向上効果を得ることができる。
【0092】
(7)前記第2協調制御手段は、駆動トルクの変動指令に対して、変速制御と駆動トルク制御を同時に実行するが、変速制御側では速度比(変速比)の最終目標値を指令値とし、駆動トルク制御側では一定時間毎の駆動トルク変化幅を小さい幅に抑えたトルク変化抑制値を指令値とするようにしたため、駆動トルクが目標駆動トルクの変更直後から変化しているので、感覚の鋭い運転者であっても違和感を感じることがない。
【0093】
以上、本発明のハイブリッド車両の制御装置を第1実施例及び第2実施例に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。
【0094】
第1実施例及び第2実施例では、第1モータジェネレータと第2モータジェネレータとして、共通ステータと2つのロータにより外観上は1つのモータジェネレータであるが、機能上は2つのモータジェネレータを達成する同軸多層モータ2の適用例を示したが、2つの独立した交流モータジェネレータや直流モータジェネレータを用いたものであっても良い。
【0095】
第1実施例及び第2実施例では、遊星歯車機構として、ラビニョウ型複合遊星歯車列3の適用例を示したが、エンジンと第1モータジェネレータと第2モータジェネレータと出力部材との4要素を連結するため、少なくとも4つの回転要素を有する遊星歯車により構成される機構であれば、ラビニョウ型複合遊星歯車列3に限られることはない。
【図面の簡単な説明】
【図1】第1実施例のハイブリッド車両の制御装置を示す全体システム図である。
【図2】第1実施例装置のダイレクト配電制御モードでの共線図である。
【図3】第1実施例装置におけるハイブリッドコントローラの協調制御部にて実行される変速制御と駆動トルクとの協調制御処理の流れを示すフローチャートである。
【図4】第1実施例装置のハイブリッドコントローラにおけるダイレクト配電制御モードでのモータ制御ブロック図である。
【図5】駆動トルクと変速比を同時に変えようとしたときのアクセルペダル、駆動力指令・実績、変速比指令・実績、エンジントルク、モータ1トルク、モータ2トルクを示すタイムチャートである。
【図6】変速比を先に変化させ次に駆動力を変えたときのアクセルペダル、駆動力指令・実績、変速比指令・実績、エンジントルク、モータ1トルク、モータ2トルクを示すタイムチャートである。
【図7】第2実施例装置におけるハイブリッドコントローラの協調制御部にて実行される変速制御と駆動トルクとの協調制御処理の流れを示すフローチャートである。
【符号の説明】
1 エンジン(主たるトルク源)
2 同軸多層モータ(補助的なトルク源である複数のモータ)
3 ラビニョウ型複合遊星歯車列(二自由度の遊星歯車変速機構)
4 出力ギヤ(負荷)
5 カウンターギヤ
6 ドライブギヤ
7 ディファレンシャル
8,8 ドライブシャフト
9 モータ&ギヤケース
10 エンジン出力軸
11 第1モータジェネレータ出力軸
12 第2モータジェネレータ出力軸
13 モータ室
14 ギヤ室
15 クラッチ
16 ハイブレーキ
17 ローブレーキ
21 エンジンコントローラ
22 スロットルバルブアクチュエータ
23 モータコントローラ
24 インバータ
25 バッテリ
26 ハイブリッドコントローラ
27 アクセル開度センサ
28 車速センサ
29 モータ温度センサ
30 エンジン回転数センサ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention belongs to the technical field of control devices for hybrid vehicles using an engine and two or more motor generators as torque sources.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, in a vehicle equipped with an automatic transmission, it has been very difficult to independently control the driving force and the gear ratio between so-called gears when changing gears. This is because if the transmission torque of the torque converter is controlled while controlling the driving torque by the hydraulic clutch between the shift stages, the driving force and the shift can be controlled independently, but the transmission torque of the hydraulic clutch is particularly transient. This is a complicated and unstable function of the rotational speed difference and the pressing pressure, and the torque transmitted by the torque converter is a function of the incoming side rotational speed and the rotational speed difference. This is due to the reason that the number of rotations must be controlled at a high speed (see, for example, Patent Document 1).
[0003]
[Patent Document 1]
JP 2002-187460 A.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, in this type of automatic transmission, not only is the uncertainty of the transmission torque of the hydraulic clutch, but also the responsiveness of the shift due to the restriction that the sum of the torque for shifting and the torque for driving force is the engine torque. There was a trade-off that the transient driving force response deteriorates when trying to increase, and the response of the shift decreases when the response of the transient driving force is increased. That is, when a high-speed response shift that exceeds the responsiveness of the engine torque is performed, the engine torque can be regarded as constant during the shift, so that the speed of the rotating element in the transmission is changed from that torque, that is, the kinetic energy is changed. In order to subtract the acceleration / deceleration torque, the output drive torque, which is a residual, is always changed, which causes a problem that the driver feels a sense of incongruity.
[0005]
The present invention has been made by paying attention to the above-mentioned problem, and can achieve a target value with a speed ratio (gear ratio) and a drive torque in a short time in response to a drive torque fluctuation command. An object of the present invention is to provide a control device for a hybrid vehicle capable of obtaining an effect of improving fuel consumption.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above problems, in the present invention,
A main torque source and a plurality of motors serving as auxiliary torque sources are connected to a floating gear transmission mechanism having two degrees of freedom, and a plurality of motors having an auxiliary speed ratio (speed ratio) between the main torque source and the load In a hybrid vehicle determined by the rotational speed of
When the torque response of the main torque source is slower than the torque response of the auxiliary torque source, the speed ratio (transmission ratio) between the main torque source and the load is changed first in response to the drive torque fluctuation command, A first cooperative control means of shift control and drive torque control for changing the output drive torque with delay is provided.
[0007]
Instead of the first cooperative control means, when the torque response of the main torque source is slower than the torque response of the auxiliary torque source, the speed ratio between the main torque source and the load with respect to the drive torque fluctuation command. You may make it provide the 2nd cooperation control means of the shift control and drive torque control which change (speed ratio) largely, and change an output drive torque small.
[0008]
【The invention's effect】
Therefore, in the hybrid vehicle control apparatus of the present invention, the torque response of the motor is sufficiently fast with respect to the torque response of the engine and the human perception, and the engine torque response delay and the human perception are uncomfortable. In the absence period, the output drive torque is not increased (or the increase in the output drive torque is suppressed), and the battery output is exclusively used for the shift, thereby enabling a fast shift. Thus, by approaching the gear ratio suitable for the change in the output drive torque in advance, it becomes easy to increase the output drive torque that is required later, and at the same time, the deviation of the engine operating point from the fuel efficiency optimum line is reduced. So you get fuel efficiency improvement effect.
[0009]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
DESCRIPTION OF EMBODIMENTS Hereinafter, an embodiment for realizing a control device for a hybrid vehicle of the present invention will be described based on a first example and a second example illustrated.
[0010]
(First embodiment)
First, the configuration will be described.
FIG. 1 is an overall system diagram showing a control apparatus for a hybrid vehicle according to a first embodiment. The hybrid drive system will be described with reference to FIG. 1. 1 is an engine (main torque source), 2 is a coaxial multilayer motor (a plurality of motors that are auxiliary torque sources), and 3 is a Ravigneaux type compound planetary gear train (with two degrees of freedom). (Planetary gear transmission mechanism), 4 is an output gear (load), 5 is a counter gear, 6 is a drive gear, 7 is a differential, 8 and 8 are drive shafts, 9 is a motor and gear case, 10 is an engine output shaft, 11 is a
[0011]
The
[0012]
The Ravigneaux type planetary gear train 3 includes a common carrier C that supports the first pinion P1 and the second pinion P2 that mesh with each other, a first sun gear S1 that meshes with the first pinion P1, and a second sun gear that meshes with the second pinion P2. There are five rotating elements: S2, a first ring gear R1 that meshes with the first pinion P1, and a second ring gear R2 that meshes with the second pinion P2.
[0013]
The hybrid drive system connects the second ring gear R2 and the
[0014]
In the Ravigneaux type compound planetary gear train 3, the first sun gear S1, the first pinion P1, the second pinion P2, and the second ring gear R2 constitute a double pinion type planetary gear. It becomes (S-R-C or C-R-S) sequence on the diagram. In the Ravigneaux type compound planetary gear train 3, the second sun gear S2, the second pinion P2, and the second ring gear R2 constitute a single pinion type planetary gear. This single pinion type planetary gear is shown on the collinear diagram ( S-C-R or R-C-S) sequence.
[0015]
Therefore, the four rotational elements of the
[0016]
Here, the collinear diagram (velocity diagram) is a velocity diagram that is used in a simple and easy-to-understand method of drawing instead of the method of obtaining by a formula when considering the gear ratio of the planetary gear. The rotational speed (rotational speed) of each rotating element is taken and the ring gear, the carrier, and the sun gear are arranged on the horizontal axis so that the distance is the gear ratio of the sun gear and the ring gear. In the case of a single pinion type planetary gear, the sun gear and the ring gear rotate in reverse, so the rotation speed axis of the carrier is arranged in the middle. In the case of a double pinion type planetary gear, the sun gear and the ring gear are the same. In order to rotate, it arrange | positions so that the rotational speed axis of a carrier may become outside.
[0017]
The
[0018]
The
[0019]
The output rotation and output torque from the output gear 4 are transmitted from the
[0020]
Next, the control system configuration of the hybrid vehicle will be described with reference to FIG. 1. 21 is an engine controller, 22 is a throttle valve actuator, 23 is a motor controller, 24 is an inverter, 25 is a battery, 26 is a hybrid controller, and 27 is an accelerator opening. A sensor, 28 is a vehicle speed sensor, 29 is a motor temperature sensor, and 30 is an engine speed sensor.
[0021]
The
[0022]
The
[0023]
The
[0024]
The
[0025]
The
[0026]
Next, features of the hybrid drive system employed in the first embodiment will be described.
(1) Adoption of coaxial multilayer motor
By adopting the 2-rotor / 1-stator
[0027]
Therefore, for example, compared to the case where two independent motor generators each having a rotor and a stator are provided, cost (reduced number of parts, reduced inverter current rating, reduced magnet) and size (reduced by coaxial structure, reduced inverter size) ) ・ Efficiency (iron loss reduction / inverter loss reduction) can be advantageous.
[0028]
In addition, since it has a high degree of freedom in selection, such as using (motor + motor) or (generator + generator) as well as using (motor + generator) only with composite current control, When the
[0029]
(2) Adoption of Ravigneaux type planetary gear train
As in the first embodiment, the hybrid drive system having four elements of the engine, the first motor generator, the second motor generator, and the output member has at least four rotating elements to connect the four elements. If so, various planetary gear mechanisms can be employed.
[0030]
However, among the many planetary gear mechanisms, a rigid lever model that can easily express the dynamic operation of the planetary gear mechanism can be introduced, and the axial dimension can be shortened to make a compact planetary gear mechanism. The Ravigneaux type compound planetary gear train 3 was adopted because it was possible.
[0031]
That is, the Ravigneaux type compound planetary gear train 3 realizes a combination of four planetary gears (two parallel longitudinal planetary gears and two crossing front and rear planetary gears) while having the width of two planetary gears. Therefore, for example, the axial dimension is significantly shortened compared to the case where four planetary gears are arranged in the axial direction.
[0032]
(3) Compatibility of coaxial multilayer motor and Ravigneaux type complex planetary gear train
When the
[0033]
(1) Since they are coaxial with each other, the
[0034]
(2) When one of the
[0035]
(3) When both the
[0036]
Next, the operation will be described.
[0037]
[Cooperative control processing of shift control and drive torque]
FIG. 3 is a flowchart showing the flow of the cooperative control process of the shift control and the drive torque executed by the cooperative control unit of the
[0038]
In step S1, the accelerator opening APS is read from the
[0039]
In step S2, engine operating points Ne, Te and motor operating points N1, T1, N2, T2 are determined by a direct power distribution mode described later, and the process proceeds to step S23.
[0040]
In step S3, the target drive torque To calculated this time~ nAnd the previously calculated target drive torque To~ n-1It is determined whether or not the absolute value of the difference between the two is greater than or equal to the drive torque fluctuation threshold value α.
[0041]
In step S4, a command for obtaining the engine operating points Ne and Te determined in step S2 is output to the
[0042]
In step S5, a command for obtaining the motor operating points N1, T1, N2, and T2 determined in step S2 is output to the
[0043]
In step S6, a command for obtaining the engine operating points Ne and Te determined in step S2 is output to the
[0044]
In step S7, a command for obtaining the motor rotational speeds N1, N2 among the motor operating points N1, T1, N2, T2 determined in step S2 is output to the
[0045]
In step S8, the actual speed ratio i obtained by calculation based on the ratio between the input rotational speed from the engine
[0046]
In step S9, based on the shift completion determination in step S8, a command for obtaining motor torques T1, T2 among the motor operating points N1, T1, N2, T2 determined in step S2 is output to the
[0047]
[Determination of engine operating point and motor operating point]
First, in the “direct power distribution control mode”, one of the first motor generator MG1 and the second motor generator MG2 is used for discharging and the other is used for power generation. , N2 and the control mode in which the torques T1 and T2 are determined and controlled.
[0048]
This direct power distribution control mode will be described. FIG. 4 is a block diagram of direct power distribution control, where 50 is a target drive torque determination unit, 51 is an output shaft rotation number calculation unit, 52 is a target power calculation unit, and 53 is a target engine power calculation. , 54 is an optimum fuel efficiency engine speed determining unit, 55 is an engine operating point calculating unit, and 56 is a motor operating point calculating unit.
[0049]
The target drive
[0050]
The output shaft rotational speed calculation unit 51 calculates the output shaft rotational speed No using the vehicle speed detection value Vsp and the conversion coefficient K1.
[0051]
The target
[0052]
The target engine
[0053]
The optimum fuel efficiency engine
[0054]
The engine operating
[0055]
The motor operating
In the balance equations (1) to (5), which will be described later, the battery power Pb in the equation (4) is set to Pb = 0, and the simultaneous motion equation is solved to obtain the motor operating point (N1 in the direct power distribution control mode). , T1, N2, T2).
[0056]
First, in the hybrid drive system of FIG. 1, the gear ratio from the
When the target output torque To of the tire output is specified, the target gear ratio i, the first motor torque T1, the second motor torque T2, the first motor rotation speed N1, and the second motor rotation speed are achieved so as to achieve this. N2, engine torque Te, and engine speed Ne are set. At this time, the output torque To, the engine torque Te, the engine speed Ne, the output shaft speed No, and the gear ratio i (= Ne / No) are determined by a torque map or the like as shown in FIG. ,
Each motor speed N1, N2 is
N1 = Ne + α (Ne−No). . . (1)
N2 = No-β (Ne-No). . . (2)
It is expressed by the following formula.
Further, the balance on the nomograph can be expressed by the following equation when the motor torques T1 and T2 are used.
Torque vertical balance
To = T1 + T2 + Te. . . (3)
Motor power balance
N1 · T1 + N2 · T2 = Pb. . . (4)
Torque balance in the direction of lever rotation around the engine
αT1 + To = (1 + β) T2. . . (5)
It is expressed by the following formula.
In these equations (1) to (5) (E-IVT balance equation), when the battery power Pb of equation (4) is set to Pb = 0,
T1 = {N2 · Te} / {β · N1 + (α + 1) · N2}. . . (6)
T2 = {N1 · Te} / {β · N1 + (α + 1) · N2}. . . (7)
It becomes. That is, the motor operating points (N1, T1, N2, T2) in the direct power distribution control mode are calculated by the equations (1), (2), (6), and (7).
[0057]
Therefore, the alignment chart in the direct power distribution traveling mode is as shown in FIG. 2, and the rigid lever is controlled by controlling the rotational speed N1 of the first motor generator MG1 and the rotational speed N2 of the second motor generator MG2. Moves, and a wide gear ratio from underdrive to overdrive can be achieved. Theoretically, the battery load can be made zero, and good fuel efficiency can be ensured. Furthermore, the direct power distribution control mode has the following merits.
(1) The motor operating point (the rotational speeds N1, N2 and torques T1, T2 of the first motor generator MG1 and the second motor generator MG2) can be easily calculated by a balance formula.
(2) Two gear ratios at which the motor power (= motor passing power) becomes “zero” (for example, 1 / gear ratio = around 0.6 and 1 / gear ratio = around 1.5) is there.
(3) The motor torque increases toward the low side. That is, the electric lowest side gear ratio is determined by the motor torques T1 and T2.
{Circle around (4)} When the
[0058]
[Relationship between shift control and drive torque]
In a hybrid vehicle with an electric transmission having three independent torque sources, that is, the
(1) Increase / decrease (power) of kinetic energy of the rotating system by shifting
(2) Power dissipated out of the system by output driving force (output power),
(3) The product of the constant engine torque and the engine speed at the time of shifting (input power),
(4) Power consumed from the battery by a plurality of motors,
Will be balanced.
[0059]
Of the changes in the output drive torque command by a normal driver, for example, regarding the sudden increase in the output drive torque command called kick down, increasing the output drive torque means that the power dissipated out of the system in (2) above. Will be bigger. At this time, in a normal transmission mechanism, immediately after the kick-down command is generated, a shift (low shift) that increases the engine speed and an increase in output drive torque are commanded. Since the total rotational energy of the transmission mechanism increases at a shift (low shift) that increases the engine speed, the battery uses the power of this energy increase and the increase in dissipated power due to the increase in output drive torque. Will be supplied through. At this time, if the increase in the output drive torque is increased due to the battery power constraint, a fast shift becomes impossible.
[0060]
More specifically, when the target drive torque changes, the appropriate gear ratio changes in the process of setting the appropriate gear ratio by some means. For example, when the main torque source is the
[0061]
[Cooperative control action of shift control and drive torque]
On the other hand, in the first embodiment of the present invention, the torque response of the motor is sufficiently fast with respect to the engine torque response and human perception, and the engine torque response delay and human perception are not felt strange. During the period, the output driving torque is not increased, and the output of the
[0062]
That is, when the change width of the target drive torque is equal to or greater than the drive torque fluctuation threshold value α, in the flowchart of FIG. 3, the flow proceeds from step S1, step S2, step S3, step S6, step S7, and the motor torque T1. , T2 is preceded by a command for obtaining motor rotational speeds N1 and N2, and the gear ratio is set to the target gear ratio i.*Control to match with is executed. In step S8, the actual speed ratio i is changed to the target speed ratio i.*, That is, if it is determined that the shift is complete, the process proceeds to step S9 to output a command for obtaining the motor torques T1 and T2.
[0063]
FIG. 5 shows the behavior when trying to change the drive torque and the gear ratio at the same time. Immediately after the accelerator pedal is depressed, the engine torque responds slowly. On the other hand, the
[0064]
On the other hand, FIG. 6 shows the behavior when the gear ratio is changed first and then the drive torque is changed according to the first embodiment of the present invention. When performing a high-speed shift, the motor torque is limited (or one) as in the prior art of FIG. Since all this torque is used only for gear shifting, the gear ratio reaches the target value in a shorter time than the prior art of FIG. In FIG. 6, after that, the drive torque is changed. Since the shift is completed, the motor torques T1 and T2 can all be used for response delay compensation of the engine torque Te, and the drive torque is output. Thereafter, since the engine torque Te responds, the compensation by the motor torques T1 and T2 gradually decreases. As described above, when the gear shift is completed first, it is possible to perform a high speed gear shift utilizing the quick response of the motor torques T1 and T2.
[0065]
Thus, in the first embodiment, the target drive torque To~However, since the drive torque is deferred for a while, the auxiliary torque source motor torque can be increased without increasing the power to the outside of the system as the drive torque increases. All can be used for changing the gear ratio, and a quick gear change is possible. Compared to the case where the drive torque is changed immediately, the gear ratio suitable for producing the drive torque is fast, so the period until the shift is completed is long, and the drive torque is insufficient for that period. Even if a problem occurs, it is possible to avoid problems such as deterioration of fuel consumption during that period. Furthermore, since the transient state is short and the engine state is stabilized immediately, there is a merit of improved fuel consumption compared with the prior art.
[0066]
Next, the effect will be described.
In the hybrid vehicle control apparatus of the first embodiment, the effects listed below can be obtained.
[0067]
(1) A main torque source and a plurality of motor generators MG1 and MG2 as auxiliary torque sources are connected to a two-degree-of-freedom floating gear transmission mechanism, and a speed ratio (speed ratio) between the main torque source and a load. In the hybrid vehicle in which is determined by the motor rotational speeds N1 and N2 of the plurality of auxiliary motor generators MG1 and MG2, when the torque response of the main torque source is slower than the torque response of the auxiliary torque source, the drive torque In response to the change command, the first cooperative control means of the shift control for changing the speed ratio (speed ratio) between the main torque source and the load first and the drive torque control for changing the output drive torque with delay is provided. The speed ratio (transmission ratio) and drive torque can be reached to the target value in a short time with good response to the drive torque fluctuation command, and at the same time, the fuel efficiency can be improved. It is possible to obtain.
[0068]
(2) The first cooperative control means is configured so that the actual speed ratio i is set to the target speed ratio i by the previously performed speed change control.*Since the drive torque control for obtaining the motor torques T1 and T2 is executed immediately after the delay time has elapsed, the shift from shift control to drive torque control is performed by timer management, for example. Compared to the case, it can be performed at an optimal timing that is neither too early nor too late, and the gear ratio and the drive torque can reach the target value in a very short time due to high response.
[0069]
(3) The two-degree-of-freedom floating gear speed change mechanism includes four elements of the
[0070]
(4) The first motor generator MG1 and the second motor generator MG2 are arranged as a stator S as a fixed armature wound with a coil, an outer rotor OR in which a permanent magnet is embedded, An inner rotor IR which is arranged on the inner side and embedded with permanent magnets, and an
[0071]
(5) The planetary gear mechanism includes a common carrier C that supports the first pinion P1 and the second pinion P2 that mesh with each other, a first sun gear S1 that meshes with the first pinion P1, and a second sun gear S2 that meshes with the second pinion P2. The Ravigneaux type planetary gear train 3 having five rotating elements, ie, a first ring gear R1 meshing with the first pinion P1 and a ring gear R2 meshing with the second pinion P2, is used, and the second ring gear R2 and the
[0072]
(Second embodiment)
In this second embodiment, instead of the first cooperative control means for changing the output drive torque by changing the gear ratio first with a delay with respect to the drive torque fluctuation command, the gear ratio is changed with respect to the drive torque fluctuation command. This is an example in which the second cooperative control means for changing the output drive torque and changing the output drive torque to a small value is adopted. Since the configuration is the same as that of the first embodiment apparatus, illustration and description thereof are omitted.
[0073]
Next, the operation will be described.
[0074]
[Cooperative control processing of shift control and drive torque]
FIG. 7 is a flowchart showing the flow of the cooperative control process between the shift control and the drive torque executed by the cooperative control unit of the
[0075]
In step S21, the accelerator
[0076]
In step S22, engine operating points Ne, Te and motor operating points N1, T1, N2, T2 are determined by the direct power distribution mode, and the process proceeds to step S23.
[0077]
In step S23, the currently calculated target drive torque To~ nAnd the previously calculated target drive torque To~ n-1It is determined whether or not the absolute value of the difference between the two values is equal to or greater than the drive torque fluctuation threshold value α.
[0078]
In step S24, a command for obtaining the engine operating points Ne and Te determined in step S22 is output to the
[0079]
In step S25, a command for obtaining the motor operating points N1, T1, N2, and T2 determined in step S22 is output to the
[0080]
In step S26, a command for obtaining the engine operating points Ne and Te determined in step S22 is output to the
[0081]
In step S27, a command for obtaining the motor rotation speeds N1, N2 among the motor operating points N1, T1, N2, T2 determined in step S2 is output to the
[0082]
In step S28, if the motor torques T1 and T2 determined in step S2 are larger than the current value, the previous motor torque T1 is determined.n-1, T2n-1When the motor torque T1, T2 determined in step S2 is smaller than the current value by adding a constant value ΔT to the previous motor torque T1n-1, T2n-1The value obtained by subtracting a constant value ΔT from the current motor torque T1n, T2nThe current motor torque T1n, T2nIs output to the
[0083]
In step S29, the current motor torque T1n, T2nAre determined to be equal to or greater than the motor torques T1 and T2 determined in step S2, respectively. If NO, the process proceeds to step S30, and if YES, the process proceeds to RETURN.
[0084]
In step S30, the current motor torque T1n, T2nAre the previous motor torque T1n-1, T2n-1It can be rewritten as
[0085]
[Cooperative control action of shift control and drive torque]
In the second embodiment of the present invention, it is utilized that the torque response of the motor is sufficiently fast with respect to the engine torque response and human perception. By suppressing the increase in torque to a small extent and using most of the output of the
[0086]
That is, when the change width of the target drive torque is equal to or greater than the drive torque fluctuation threshold value α, the flow proceeds from step S21 → step S22 → step S23 → step S26 → step S27 in the flowchart of FIG. A command for obtaining Ne, Te and motor rotational speeds N1, N2 is output. Then, in step S28 → step S29 → step S30, a command for finally obtaining the motor torques T1 and T2 is output over a predetermined time while the command value changes little by little.
[0087]
Therefore, also in the second embodiment, when high-speed gear shifting is performed, the motor torque is limited (or one of them) as in the prior art of FIG. Since this torque is mostly used only for gear shifting, the gear ratio reaches the target value in a shorter time than the prior art of FIG. When the shift is completed, all the motor torques T1 and T2 can be used for response delay compensation of the engine torque Te, and the drive torque is output. Thereafter, since the engine torque Te responds, the compensation by the motor torques T1 and T2 gradually decreases. As described above, when the gear shift is completed first, it is possible to perform a high speed gear shift utilizing the quick response of the motor torques T1 and T2.
[0088]
Thus, in the second embodiment, the target drive torque To~The gear ratio change starts immediately when the change occurs, but in order to moderate the increase and decrease of the drive torque, the increase in power to the outside of the system due to the sudden increase in drive torque is suppressed, and the auxiliary torque source Most of the motor torque can be used to change the gear ratio, and a quick gear shift is possible. Compared to the case where the drive torque is changed immediately, the gear ratio suitable for generating the drive torque is faster, so the period until the shift is completed is longer, and the drive torque is insufficient for that period. Even if a problem occurs, it is possible to avoid problems such as deterioration of fuel consumption during that period. Furthermore, since the transient state is short and the engine state is stabilized immediately, there is a merit of improved fuel consumption compared with the prior art.
[0089]
In addition, in the first embodiment, the response of the drive torque is delayed than usual, and a driver with a sharp sense feels uncomfortable, but in the application of the second embodiment, the drive torque changes immediately after the change of the target drive torque. Therefore, there is an advantage that a sense of incongruity is reduced compared to the case where there is an engine that does not change at all.
[0090]
Next, the effect will be described.
In the hybrid vehicle control apparatus of the second embodiment, the effects listed below can be obtained.
[0091]
(6) A main torque source and a plurality of motor generators MG1 and MG2 as auxiliary torque sources are connected to a two-degree-of-freedom floating gear transmission mechanism, and a speed ratio (speed ratio) between the main torque source and a load. In a hybrid vehicle in which is determined by the motor rotational speeds N1 and N2 of the plurality of auxiliary motor generators MG1 and MG2, when the torque response of the main torque source is slower than the torque response of the auxiliary torque source, the drive torque Since there is provided a second cooperative control means for changing the speed ratio (speed ratio) between the main torque source and the load, and the driving torque control for changing the output driving torque to a small value, Speed ratio (transmission ratio) and drive torque can reach the target value in a short time with good response to the torque fluctuation command. It is possible to obtain.
[0092]
(7) The second cooperative control means simultaneously executes the shift control and the drive torque control with respect to the drive torque variation command. On the shift control side, the final target value of the speed ratio (speed ratio) is set as the command value. On the drive torque control side, since the torque change suppression value in which the drive torque change width per fixed time is suppressed to a small width is used as the command value, the drive torque changes immediately after the change of the target drive torque. Even a sharp driver will not feel uncomfortable.
[0093]
As mentioned above, although the control apparatus of the hybrid vehicle of this invention has been demonstrated based on 1st Example and 2nd Example, about a concrete structure, it is not restricted to these Examples, Claim of Claim Design changes and additions are allowed without departing from the spirit of the invention according to each claim.
[0094]
In the first and second embodiments, the first motor generator and the second motor generator are one motor generator in terms of appearance due to the common stator and the two rotors, but two motor generators are functionally achieved. Although an application example of the
[0095]
In the first embodiment and the second embodiment, the application example of the Ravigneaux type compound planetary gear train 3 is shown as the planetary gear mechanism, but four elements of the engine, the first motor generator, the second motor generator, and the output member are provided. The coupling is not limited to the Ravigneaux type planetary gear train 3 as long as it is a mechanism constituted by planetary gears having at least four rotating elements.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall system diagram showing a control apparatus for a hybrid vehicle of a first embodiment.
FIG. 2 is an alignment chart in a direct power distribution control mode of the first embodiment device;
FIG. 3 is a flowchart showing a flow of cooperative control processing of shift control and drive torque executed by a cooperative controller of the hybrid controller in the first embodiment device.
FIG. 4 is a motor control block diagram in a direct power distribution control mode in the hybrid controller of the first embodiment apparatus.
FIG. 5 is a time chart showing an accelerator pedal, a driving force command / actual record, a transmission ratio command / actual record, an engine torque, a
FIG. 6 is a time chart showing an accelerator pedal, a driving force command / actual record, a transmission ratio command / actual record, an engine torque, a
FIG. 7 is a flowchart showing a flow of cooperative control processing of shift control and drive torque executed by the cooperative controller of the hybrid controller in the second embodiment device.
[Explanation of symbols]
1 Engine (main torque source)
2 Coaxial multilayer motor (multiple motors that are auxiliary torque sources)
3 Ravigneaux type compound planetary gear train (two-degree-of-freedom planetary gear transmission mechanism)
4 Output gear (load)
5 Counter gear
6 Drive gear
7 Differential
8,8 Drive shaft
9 Motor & gear case
10 Engine output shaft
11 First motor generator output shaft
12 Second motor generator output shaft
13 Motor room
14 Gear chamber
15 clutch
16 High brake
17 Low brake
21 Engine controller
22 Throttle valve actuator
23 Motor controller
24 inverter
25 battery
26 Hybrid controller
27 Accelerator opening sensor
28 Vehicle speed sensor
29 Motor temperature sensor
30 Engine speed sensor
Claims (7)
主たるトルク源のトルク応答が補助的なトルク源のトルク応答に対して遅い場合に、駆動トルクの変動指令に対して、主たるトルク源と負荷との速度比(変速比)を先に変化させる変速制御と、遅れて出力駆動トルクを変化させる駆動トルク制御との第1協調制御手段を設けたことを特徴とするハイブリッド車両の制御装置。A main torque source and a plurality of motors serving as auxiliary torque sources are connected to a floating gear transmission mechanism having two degrees of freedom, and a plurality of motors having an auxiliary speed ratio (speed ratio) between the main torque source and the load In a hybrid vehicle determined by the rotational speed of
When the torque response of the main torque source is slower than the torque response of the auxiliary torque source, a shift that changes the speed ratio (speed ratio) between the main torque source and the load first in response to a drive torque fluctuation command. A hybrid vehicle control device comprising first cooperative control means for control and drive torque control for changing output drive torque with a delay.
前記第1協調制御手段は、先に行われる変速制御により速度比(変速比)が目標値に達するまでの時間を遅れ時間とし、遅れ時間経過後、速やかに駆動トルク制御を実行することを特徴とするハイブリッド車両の制御装置。In the hybrid vehicle control device according to claim 1,
The first cooperative control means sets a time until the speed ratio (speed ratio) reaches a target value by the speed change control performed earlier, and executes the drive torque control immediately after the delay time elapses. A control device for a hybrid vehicle.
前記二自由度の浮遊歯車変速機構を、エンジンと第1モータジェネレータと第2モータジェネレータと出力部材との4要素が、共線図上で第1モータジェネレータ、エンジン、出力部材、第2モータジェネレータの回転速度順になるように連結された遊星歯車機構とし、
前記エンジンと第1モータジェネレータと第2モータジェネレータのそれぞれの回転数とトルクであらわされる動作点は、前記遊星歯車機構の動的な動作を簡易的に表せる剛体レバーモデルを導入し、バッテリパワーをゼロとしたときに共線図上において剛体レバーのバランス式が成立するように決められることを特徴とするハイブリッド車両の制御装置。In the hybrid vehicle control device according to claim 1 or 2,
The two-degree-of-freedom floating gear speed change mechanism includes four elements, an engine, a first motor generator, a second motor generator, and an output member, on a collinear diagram, the first motor generator, the engine, the output member, and the second motor generator. The planetary gear mechanism is connected in order of the rotational speed of
The operating points represented by the rotational speed and torque of the engine, the first motor generator, and the second motor generator are introduced with a rigid lever model that can easily express the dynamic operation of the planetary gear mechanism, and the battery power is reduced. A control device for a hybrid vehicle, characterized in that a balance formula of rigid levers is established on a nomograph when zero is set.
前記第1モータジェネレータと第2モータジェネレータは、コイルを巻いた固定電機子としてのステータと、ステータの外側に配置し、永久磁石を埋設したアウターロータと、ステータの内側に配置し、永久磁石を埋設したインナーロータと、ステータのコイルに接続され、インナーロータへの駆動電流とアウターロータへの駆動電流とを複合させた複合電流を作り出すインバータと、該インバータに接続されたバッテリと、を備えた同軸多層モータであることを特徴とするハイブリッド車両の制御装置。In the hybrid vehicle control device according to claim 3,
The first motor generator and the second motor generator are a stator as a fixed armature wound with a coil, an outer rotor disposed outside the stator and having a permanent magnet embedded therein, an inner rotor and a permanent magnet. An embedded inner rotor, an inverter connected to a stator coil and generating a composite current obtained by combining a drive current to the inner rotor and a drive current to the outer rotor, and a battery connected to the inverter A control apparatus for a hybrid vehicle, characterized by being a coaxial multilayer motor.
前記遊星歯車機構を、互いに噛み合う第1ピニオンと第2ピニオンを支持する共通キャリヤと、第1ピニオンに噛み合う第1サンギヤと、第2ピニオンに噛み合う第2サンギヤと、第1ピニオンに噛み合う第1リングギヤと、第2ピニオンに噛み合う第2リングギヤとの5つの回転要素を有するラビニョウ型複合遊星歯車列とし、
前記第2リングギヤとエンジン出力軸とをクラッチを介して連結し、前記第1サンギヤと第1モータジェネレータ出力軸とを連結し、前記第2サンギヤと第2モータジェネレータ出力軸とを連結し、前記共通キャリヤに出力部材を連結することにより、共線図上で第1モータジェネレータ、エンジン、出力部材、第2モータジェネレータの回転速度順になるように連結したことを特徴とするハイブリッド車両の制御装置。In the hybrid vehicle control device according to claim 2 or 3,
The planetary gear mechanism includes a common carrier that supports a first pinion and a second pinion that mesh with each other, a first sun gear that meshes with the first pinion, a second sun gear that meshes with the second pinion, and a first ring gear that meshes with the first pinion. And a Ravigneaux type compound planetary gear train having five rotating elements with a second ring gear meshing with the second pinion,
Connecting the second ring gear and the engine output shaft via a clutch, connecting the first sun gear and the first motor generator output shaft, connecting the second sun gear and the second motor generator output shaft, A control apparatus for a hybrid vehicle, wherein an output member is connected to a common carrier so that the first motor generator, the engine, the output member, and the second motor generator are connected in order of rotation speed on the collinear diagram.
主たるトルク源のトルク応答が補助的なトルク源のトルク応答に対して遅い場合に、駆動トルクの変動指令に対して、主たるトルク源と負荷との速度比(変速比)を大きく変化させる変速制御と、出力駆動トルクを小さく変化させる駆動トルク制御との第2協調制御手段を設けたことを特徴とするハイブリッド車両の制御装置。A main torque source and a plurality of motors that are auxiliary torque sources are connected to a floating gear transmission mechanism with two degrees of freedom, and a plurality of motors that have an auxiliary speed ratio (transmission ratio) between the main torque source and the load In a hybrid vehicle determined by the rotational speed of
Shift control that greatly changes the speed ratio (speed ratio) between the main torque source and the load in response to a drive torque fluctuation command when the torque response of the main torque source is slower than the torque response of the auxiliary torque source And a second cooperative control means for driving torque control for changing the output driving torque to a small value.
前記第2協調制御手段は、駆動トルクの変動指令に対して、変速制御と駆動トルク制御を同時に実行するが、変速制御側では速度比(変速比)の最終目標値を指令値とし、駆動トルク制御側では一定時間毎の駆動トルク変化幅を小さい幅に抑えたトルク変化抑制値を指令値とすることを特徴とするハイブリッド車両の制御装置。In the hybrid vehicle control device according to claim 6,
The second cooperative control means simultaneously executes the shift control and the drive torque control with respect to the drive torque variation command. On the shift control side, the final target value of the speed ratio (speed ratio) is set as the command value, and the drive torque A control apparatus for a hybrid vehicle, characterized in that on the control side, a torque change suppression value in which a drive torque change width at regular intervals is suppressed to a small width is used as a command value.
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