JP4026630B2 - Vehicle motor torque control device - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To attain desired acceleration/deceleration of a vehicle while suppressing variation in acceleration/deceleration. <P>SOLUTION: In a hybrid vehicle having at least one motor-generator serving as one power supply and traveling by transmitting power to tires through a speed change gear of fixed or variable speed change ratio, a first motor torque control means, including a vehicle speed sensor 8, a wheel speed sensor 13, a means 61 for receiving motor-generator torque, rotational speed of the output shaft and rotational speed of wheel and estimating torque reaction from a drive shaft to a driving force compound speed change gear TM and traveling resistance torque as disturbance, a disturbance offset amount operating means 63 for operating a torque reaction estimate of reverse sign as disturbance offset torque, a means 62 for operating a target acceleration of the vehicle from a target driving force and a traveling resistance torque estimate, and a means 64 for operating the sum of the disturbance offset torque and the target acceleration as a target motor torque, is provided. <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&amp;NCIPI

Description

本発明は、少なくとも１つのモータジェネレータを動力源の１つとする電気自動車やハイブリッド車のモータトルク制御装置に関する。   The present invention relates to a motor torque control device for an electric vehicle or a hybrid vehicle having at least one motor generator as one of power sources.

従来、目標駆動力に応じてモータでトルクを出力して走行するハイブリッド車両では、車速とアクセル開度に応じて目標モータトルクを算出し、モータはこの目標モータトルクを実現するように制御される（例えば、特許文献１参照）。
特開平８−２３２８１７号公報 Conventionally, in a hybrid vehicle that travels by outputting torque with a motor according to a target driving force, the target motor torque is calculated according to the vehicle speed and the accelerator opening, and the motor is controlled to realize the target motor torque. (For example, refer to Patent Document 1).
Japanese Patent Laid-Open No. 8-232817

しかしながら、上記従来のモータトルク制御技術にあっては、車速とアクセル開度に応じて目標駆動力に相当する目標モータトルクをフィードフォワードで算出しているため、車両の加減速過渡時において、駆動系慣性が加速や減速に用いられる分、目標駆動力と実際の駆動力とにずれが生じて、所望の車両加速や車両減速が得られないことがある、という問題があった。また、ドライブシャフト捩れ振動等がある場合でも、この振動を抑制する機能はなく、振動による車両前後方向の加減速変動を感じてしまう、という問題があった。   However, in the above conventional motor torque control technology, since the target motor torque corresponding to the target driving force is calculated by feedforward according to the vehicle speed and the accelerator opening, the driving is performed during the acceleration / deceleration transient of the vehicle. Since the system inertia is used for acceleration and deceleration, there is a problem that a desired vehicle acceleration and vehicle deceleration may not be obtained due to a difference between the target driving force and the actual driving force. Further, even when there is a drive shaft torsional vibration or the like, there is a function of suppressing this vibration, and there is a problem that the acceleration / deceleration fluctuation in the longitudinal direction of the vehicle due to the vibration is felt.

本発明は、上記問題に着目してなされたもので、駆動力を検出するセンサを用いることなく、車両の加減速過渡時における駆動系慣性の影響等を排除し、所望の車両加減速を得ることができると共に、ドライブシャフト共振による車両前後方向の加減速変動を抑制することができる車両のモータトルク制御装置を提供することを目的とする。   The present invention has been made paying attention to the above problem, and eliminates the influence of the drive system inertia during the acceleration / deceleration transient of the vehicle without using a sensor for detecting the driving force, and obtains the desired vehicle acceleration / deceleration. Another object of the present invention is to provide a vehicle motor torque control device that can suppress acceleration and deceleration fluctuations in the vehicle longitudinal direction due to drive shaft resonance.

上記目的を達成するため、本発明における車両のモータトルク制御装置では、少なくとも１つのモータジェネレータを動力源の１つとし、一定変速比もしくは可変変速比の変速機からドライブシャフトを介してタイヤに動力を伝達して走行する車両において、前記変速機の出力軸回転速度を検出する出力軸回転速度検出手段と、前記変速機に連結されるタイヤの回転速度を検出する車輪回転速度検出手段と、モータジェネレータトルクと出力軸回転速度と車輪回転速度を入力し、ドライブシャフトから変速機へのトルク反力と走行抵抗トルクとを外乱として推定する外乱推定手段と、符号を逆にしたトルク反力推定値を、ドライブシャフト共振を抑制するための外乱相殺トルクとする外乱相殺量演算手段と、運転者やシステムからの要求に応じて設定された目標駆動力と、前記外乱推定手段からの走行抵抗トルク推定値とから、車両の目標加速度を演算する目標加速度演算手段と、前記外乱相殺量演算手段からの外乱相殺トルクと前記目標加速度演算手段からの目標加速度との和を、前記モータジェネレータへ出力する目標モータトルクとする目標モータトルク演算手段と、を有することを特徴とする。 In order to achieve the above object, in the motor torque control apparatus for a vehicle according to the present invention, at least one motor generator is one of the power sources, and power is applied to the tires from a transmission having a constant gear ratio or a variable gear ratio via a drive shaft. in a vehicle that runs by transmitting an output shaft rotation speed detecting means for detecting an output shaft rotational speed of the transmission, a wheel rotation speed detecting means for detecting a rotational speed of the tire to be coupled to the transmission, the motor Disturbance estimation means for inputting the generator torque, output shaft rotation speed, and wheel rotation speed and estimating the torque reaction force from the drive shaft to the transmission and the running resistance torque as disturbance, and the torque reaction force estimation value with the sign reversed Is a disturbance cancellation amount calculation means that uses a disturbance cancellation torque to suppress drive shaft resonance, and responds to requests from the driver and the system. Target acceleration calculating means for calculating a target acceleration of the vehicle from the set target driving force and the running resistance torque estimated value from the disturbance estimating means, disturbance canceling torque from the disturbance canceling amount calculating means and the target And target motor torque calculation means for setting the sum of the target acceleration from the acceleration calculation means to the target motor torque output to the motor generator .

よって、本発明の車両のモータトルク制御装置にあっては、走行抵抗トルクとドライブシャフト捩れトルクを推定する外乱オブザーバを用いて目標駆動力が実現駆動力される。すなわち、例えば、ドライブシャフトから変速機へのドライブシャフト捩れトルク（＝トルク反力）と走行抵抗トルクとを外乱として取り扱う外乱オブザーバを構成し、この外乱オブザーバと既知の入力を用いて走行抵抗トルクと捩れトルクとを推定する。そして、目標駆動力から走行抵抗トルク推定値を差し引いて車体慣性の逆数を掛け合わせると目標加速度を得る駆動力制御を達成でき、さらに、目標加速度を得るモータトルクから捩れトルク推定値を差し引くとドライブシャフトの共振を抑制するモータトルクを得る振動制御を達成できる。この結果、駆動力を検出するセンサを用いることなく、車両の加減速過渡時における駆動系慣性の影響等を排除し、所望の車両加減速を得ることができると共に、ドライブシャフト共振による車両前後方向の加減速変動を抑制することができる。 Therefore, in the motor torque control apparatus for a vehicle of the present invention, the target driving force is realized driving force using a disturbance observer for estimating the torque twisting run line resistance torque and drive shafts. That is, for example, a disturbance observer that treats the drive shaft torsional torque (= torque reaction force) from the drive shaft to the transmission and the running resistance torque as disturbances is configured, and the running resistance torque is calculated using the disturbance observer and a known input. Estimate the torsional torque. Then, the driving force control for obtaining the target acceleration can be achieved by subtracting the estimated value of the running resistance torque from the target driving force and multiplying by the reciprocal of the vehicle body inertia, and the drive torque can be obtained by subtracting the estimated torsion torque from the motor torque for obtaining the target acceleration. Vibration control for obtaining motor torque that suppresses resonance of the shaft can be achieved. As a result, it is possible to eliminate the influence of the drive system inertia during the acceleration / deceleration transition of the vehicle without using a sensor for detecting the driving force, and to obtain a desired vehicle acceleration / deceleration, and to achieve the vehicle longitudinal direction by drive shaft resonance. Acceleration / deceleration fluctuations can be suppressed.

以下、本発明の車両のモータトルク制御装置を実現する最良の形態を、図面に示す実施例１および実施例２に基づいて説明する。   Hereinafter, the best mode for realizing a motor torque control device for a vehicle according to the present invention will be described based on Example 1 and Example 2 shown in the drawings.

まず、ハイブリッド車の駆動系構成を説明する。
図１は実施例１のモータトルク制御装置が適用されたハイブリッド車の駆動系を示す全体システム図である。実施例１におけるハイブリッド車の駆動系は、図１に示すように、エンジンＥ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OG（出力部材）と、駆動力合成変速機TMと、を有する。 First, the drive system configuration of the hybrid vehicle will be described.
FIG. 1 is an overall system diagram showing a drive system of a hybrid vehicle to which the motor torque control device of the first embodiment is applied. As shown in FIG. 1, the drive system of the hybrid vehicle in the first embodiment includes an engine E, a first motor generator MG1, a second motor generator MG2, an output gear OG (output member), and a driving force synthesis transmission. TM.

前記エンジンＥは、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンであり、後述するエンジンコントローラ１からの制御指令に基づいて、スロットルバルブのバルブ開度等が制御される。   The engine E is a gasoline engine or a diesel engine, and the opening degree of a throttle valve and the like are controlled based on a control command from an engine controller 1 described later.

前記第１モータジェネレータMG1と第２モータジェネレータMG2は、ロータに永久磁石を埋設しステータにステータコイルが巻き付けられた同期型モータジェネレータであり、後述するモータコントローラ２からの制御指令に基づいて、インバータ３により作り出された三相交流を印加することによりそれぞれ独立に制御される。   The first motor generator MG1 and the second motor generator MG2 are synchronous motor generators in which a permanent magnet is embedded in a rotor and a stator coil is wound around a stator. Based on a control command from a motor controller 2 described later, an inverter 3 are controlled independently by applying the three-phase alternating current generated by 3.

前記駆動力合成変速機TMは、ラビニョウ型遊星歯車列PGR（差動装置）と、ローブレーキLBと、を有し、前記ラビニョウ型遊星歯車列PGRは、第１サンギヤS1と、第１ピニオンP1と、第１リングギヤR1と、第２サンギヤS2と、第２ピニオンP2と、第２リングギヤR2と、互いに噛み合う第１ピニオンP1と第２ピニオンP2とを支持する共通キャリアPCと、によって構成されている。つまり、ラビニョウ型遊星歯車PGRは、第１サンギヤS1と、第１リングギヤR1と、第２サンギヤS2と、第２リングギヤR2と、共通キャリアPCと、の５つの回転要素を有する。この５つの回転要素に対する入出力部材の連結関係について説明する。   The driving force combined transmission TM includes a Ravigneaux type planetary gear train PGR (differential device) and a low brake LB. The Ravigneaux planetary gear train PGR includes a first sun gear S1 and a first pinion P1. The first ring gear R1, the second sun gear S2, the second pinion P2, the second ring gear R2, and the common carrier PC that supports the first pinion P1 and the second pinion P2 that mesh with each other. Yes. That is, the Ravigneaux type planetary gear PGR has five rotating elements: the first sun gear S1, the first ring gear R1, the second sun gear S2, the second ring gear R2, and the common carrier PC. The connection relationship of the input / output members with respect to these five rotating elements will be described.

前記第１サンギヤS1には、第１モータジェネレータMG1が連結されている。前記第１リングギヤR1は、ローブレーキLBを介してケースに固定可能に設けられている。前記第２サンギヤS2には、第２モータジェネレータMG2が連結されている。前記第２リングギヤR2には、エンジンクラッチECを介してエンジンＥが連結されている。前記共通キャリアPCには、出力ギヤOGが直結されている。なお、出力ギヤOGからは、図外のディファレンシャルやドライブシャフトを介して左右の駆動輪に駆動力が伝達される。   A first motor generator MG1 is connected to the first sun gear S1. The first ring gear R1 is provided so as to be fixed to the case via a low brake LB. A second motor generator MG2 is connected to the second sun gear S2. An engine E is connected to the second ring gear R2 via an engine clutch EC. An output gear OG is directly connected to the common carrier PC. A driving force is transmitted from the output gear OG to the left and right driving wheels via a differential and a drive shaft (not shown).

上記連結関係により、図２に示す共線図上において、第１モータジェネレータMG1（第１サンギヤS1）、エンジンＥ（第２リングギヤR2）、出力ギヤOG（共通キャリアPC）、ローブレーキLB（第１リングギヤR1）、第２モータジェネレータMG2（第２サンギヤS2）の順に配列され、ラビニョウ型遊星歯車列PGR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することができる。
ここで、「共線図」とは、差動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、横軸に各回転要素をとり、各回転要素の間隔をサンギヤとリングギヤの歯数比に基づく共線図レバー比になるように配置したものである。 2, the first motor generator MG1 (first sun gear S1), the engine E (second ring gear R2), the output gear OG (common carrier PC), the low brake LB (first It is possible to introduce a rigid lever model that is arranged in the order of 1 ring gear R1) and second motor generator MG2 (second sun gear S2) and can simply express the dynamic operation of the Ravigneaux planetary gear train PGR.
Here, the “collinear diagram” is a velocity diagram used in a simple and easy-to-understand method of drawing instead of the method of obtaining by equation when considering the gear ratio of the differential gear, The rotation number (rotation speed) of the rotation element is taken, each rotation element is taken on the horizontal axis, and the interval between each rotation element is arranged so as to be a collinear lever ratio based on the gear ratio of the sun gear and the ring gear. .

前記エンジンクラッチECとローブレーキLBは、後述する油圧制御装置５からの油圧により締結される多板摩擦クラッチと多板摩擦ブレーキであり、エンジンクラッチECは、図２の共線図上において、エンジンＥと共に第２リングギヤR2の回転速度軸と一致する位置に配置され、ローブレーキLBは、図２の共線図上において、第１リングギヤR1の回転速度軸（出力ギヤOGの回転速度軸と第２サンギヤS2の回転速度軸との間の位置）に配置される。   The engine clutch EC and the low brake LB are a multi-plate friction clutch and a multi-plate friction brake that are fastened by hydraulic pressure from a hydraulic control device 5 to be described later. The engine clutch EC is the engine clutch on the collinear diagram of FIG. The low brake LB is arranged at a position coincident with the rotational speed axis of the second ring gear R2 together with E, and the low brake LB is arranged on the collinear diagram of FIG. 2 with the rotational speed axis of the first ring gear R1 (the rotational speed axis of the output gear OG 2 at a position between the rotational speed axis of the sun gear S2.

次に、ハイブリッド車の制御系を説明する。
実施例１におけるハイブリッド車の制御系は、図１に示すように、エンジンコントローラ１と、モータコントローラ２と、インバータ３と、バッテリ４と、油圧制御装置５と、統合コントローラ６と、アクセル開度センサ７と、車速センサ８と、エンジン回転数センサ９と、第１モータジェネレータ回転数センサ１０と、第２モータジェネレータ回転数センサ１１と、第２リングギヤ回転数センサ１２と、車輪速センサ１３と、を有して構成されている。 Next, the control system of the hybrid vehicle will be described.
As shown in FIG. 1, the hybrid vehicle control system in the first embodiment includes an engine controller 1, a motor controller 2, an inverter 3, a battery 4, a hydraulic control device 5, an integrated controller 6, and an accelerator opening. A sensor 7, a vehicle speed sensor 8, an engine speed sensor 9, a first motor generator speed sensor 10, a second motor generator speed sensor 11, a second ring gear speed sensor 12, and a wheel speed sensor 13. , And is configured.

前記エンジンコントローラ１は、アクセル開度センサ７からのアクセル開度APとエンジン回転数センサ９からのエンジン回転数Neを入力する統合コントローラ６からの目標エンジントルク指令等に応じ、エンジン動作点（Ne,Te）を制御する指令を、例えば、図外のスロットルバルブアクチュエータへ出力する。   The engine controller 1 responds to an engine operating point (Ne) according to a target engine torque command or the like from an integrated controller 6 that inputs an accelerator opening AP from an accelerator opening sensor 7 and an engine speed Ne from an engine speed sensor 9. , Te), for example, is output to a throttle valve actuator (not shown).

前記モータコントローラ２は、レゾルバによる両モータジェネレータ回転数センサ１０，１１からのモータジェネレータ回転数N1,N2を入力する統合コントローラ６からの目標モータジェネレータトルク指令等に応じ、第１モータジェネレータMG1のモータ動作点（N1,T1）と、第２モータジェネレータMG2のモータ動作点（N2,T2）と、をそれぞれ独立に制御する指令をインバータ３へ出力する。なお、このモータコントローラ２からは、バッテリ４の充電状態をあらわすバッテリS.O.Cの情報が統合コントローラ６に対して出力される。   The motor controller 2 receives the motor of the first motor generator MG1 in response to a target motor generator torque command or the like from the integrated controller 6 that inputs the motor generator rotational speeds N1 and N2 from the motor generator rotational speed sensors 10 and 11 by the resolver. A command for independently controlling the operating point (N1, T1) and the motor operating point (N2, T2) of the second motor generator MG2 is output to the inverter 3. The motor controller 2 outputs information on the battery S.O.C representing the state of charge of the battery 4 to the integrated controller 6.

前記インバータ３は、前記第１モータジェネレータMG1と第２モータジェネレータMG2との各ステータコイルに接続され、モータコントローラ２からの指令により独立した三相交流を作り出す。このインバータ３には、力行時に放電し回生時に充電するバッテリ４が接続されている。   The inverter 3 is connected to the respective stator coils of the first motor generator MG1 and the second motor generator MG2, and generates an independent three-phase alternating current according to a command from the motor controller 2. The inverter 3 is connected to a battery 4 that is discharged during power running and charged during regeneration.

前記油圧制御装置５は、統合コントローラ６からの油圧指令を受け、エンジンクラッチECと、ローブレーキLBと、の締結油圧制御及び解放油圧制御を行う。この締結油圧制御及び解放油圧制御には、滑り締結制御や滑り解放制御による半クラッチ制御も含む。   The hydraulic control device 5 receives a hydraulic pressure command from the integrated controller 6 and performs engagement hydraulic pressure control and release hydraulic pressure control of the engine clutch EC and the low brake LB. The engagement hydraulic pressure control and the release hydraulic pressure control include a half-clutch control based on a slip engagement control and a slip release control.

前記統合コントローラ６は、アクセル開度センサ７からのアクセル開度APと、車速センサ８からの車速VSPと、エンジン回転数センサ９からのエンジン回転数Neと、第１モータジェネレータ回転数センサ１０からの第１モータジェネレータ回転数N1と、第２モータジェネレータ回転数センサ１１からの第２モータジェネレータ回転数N2と、第２リングギヤ回転数センサ１２からのエンジン入力回転速度ωinと、車輪速センサ１３からの車輪速情報等の情報を入力し、所定の演算処理を行う。そして、エンジンコントローラ１、モータコントローラ２、油圧制御装置５に対し演算処理結果にしたがって制御指令を出力する。   The integrated controller 6 includes an accelerator opening AP from the accelerator opening sensor 7, a vehicle speed VSP from the vehicle speed sensor 8, an engine speed Ne from the engine speed sensor 9, and a first motor generator speed sensor 10. The first motor generator rotational speed N1, the second motor generator rotational speed N2 from the second motor generator rotational speed sensor 11, the engine input rotational speed ωin from the second ring gear rotational speed sensor 12, and the wheel speed sensor 13 Information such as wheel speed information is input, and predetermined calculation processing is performed. Then, a control command is output to the engine controller 1, the motor controller 2, and the hydraulic control device 5 according to the calculation processing result.

なお、統合コントローラ６とエンジンコントローラ１、および、統合コントローラ６とモータコントローラ２とは、情報交換のためにそれぞれ双方向通信線１４、１５により接続されている。   The integrated controller 6 and the engine controller 1 and the integrated controller 6 and the motor controller 2 are connected by bidirectional communication lines 14 and 15 for information exchange, respectively.

次に、ハイブリッド車の走行モードについて説明する。
実施例１のハイブリッド車における走行モードとしては、電気自動車無段変速モード（以下、「EVモード」という。）と、電気自動車固定変速モード（以下、「EV-LBモード」という。）と、ハイブリッド車固定変速モード（以下、「LBモード」という。）と、ハイブリッド車無段変速モード（以下、「E-iVTモード」という。）と、を有する。 Next, the travel mode of the hybrid vehicle will be described.
The travel modes in the hybrid vehicle of the first embodiment include an electric vehicle continuously variable transmission mode (hereinafter referred to as “EV mode”), an electric vehicle fixed transmission mode (hereinafter referred to as “EV-LB mode”), and a hybrid. It has a vehicle fixed speed change mode (hereinafter referred to as “LB mode”) and a hybrid vehicle continuously variable speed change mode (hereinafter referred to as “E-iVT mode”).

前記「EVモード」は、図２(a)の共線図に示すように、二つのモータジェネレータMG1.MG2のみで走行する無段変速モードであり、エンジンＥは停止でエンジンクラッチECは解放である。   The “EV mode” is a continuously variable transmission mode that runs only with two motor generators MG1 and MG2, as shown in the collinear diagram of FIG. 2 (a). The engine E is stopped and the engine clutch EC is released. is there.

前記「EV-LBモード」は、図２(b)の共線図に示すように、ローブレーキLBを締結した状態で、二つのモータジェネレータMG1,MG2のみで走行する固定変速モードであり、エンジンＥは停止でエンジンクラッチECは解放である。第１モータジェネレータMG1から出力Outputへの減速比、及び、第２モータジェネレータMG2から出力Outputへの減速比が大きいので駆動力が大きく出るモードである。   The “EV-LB mode” is a fixed speed change mode in which only the two motor generators MG1 and MG2 run with the low brake LB engaged, as shown in the collinear diagram of FIG. E is a stop and the engine clutch EC is released. Since the reduction ratio from the first motor generator MG1 to the output Output and the reduction ratio from the second motor generator MG2 to the output Output are large, this is a mode in which a large driving force is generated.

前記「LBモード」は、図２(c)の共線図に示すように、ローブレーキLBを締結した状態で、エンジンＥとモータジェネレータMG1,MG2で走行する固定変速モードであり、エンジンＥは運転でエンジンクラッチECは締結である。エンジンＥとモータジェネレータMG1,MG2から出力Outputへの減速比が大きいので駆動力が大きく出るモードである。   As shown in the collinear diagram of FIG. 2 (c), the “LB mode” is a fixed speed change mode in which the engine E and the motor generators MG1 and MG2 travel with the low brake LB engaged. The engine clutch EC is engaged during operation. This is a mode in which the driving force is large because the reduction ratio from the engine E and the motor generators MG1, MG2 to the output Output is large.

前記「E-iVTモード」は、図２(d)の共線図に示すように、エンジンＥとモータジェネレータMG1,MG2で走行する無段変速モードであり、エンジンＥは運転でエンジンクラッチECは締結である。   The “E-iVT mode” is a continuously variable transmission mode in which the engine E and the motor generators MG1 and MG2 run as shown in the nomogram of FIG. 2 (d). The engine E is operated and the engine clutch EC is It is conclusion.

そして、前記４つの走行モードのモード遷移制御は、統合コントローラ６により行われる。すなわち、統合コントローラ６には、要求駆動力Fdrv（アクセル開度APにより求められる。）と車速VSPとバッテリS.O.Cによる三次元空間に、図３に示すような前記４つの走行モードを割り振った走行モードマップが予め設定されていて、車両の停止時や走行時には、要求駆動力Fdrvと車速VSPとバッテリS.O.Cの各検知値により走行モードマップが検索され、要求駆動力Fdrvと車速VSPにより決まる車両動作点やバッテリ充電量に応じて最適な走行モードが選択される。なお、図３は三次元走行モードマップをバッテリS.O.Cが充分な容量域のある値で切り取ることにより、要求駆動力Fdrvと車速VSPとの二次元によりあらわした走行モードマップの一例である。   Then, the mode transition control of the four travel modes is performed by the integrated controller 6. That is, the integrated controller 6 has a travel mode in which the four travel modes as shown in FIG. 3 are allocated to the three-dimensional space by the required driving force Fdrv (determined by the accelerator opening AP), the vehicle speed VSP, and the battery SOC. When the vehicle is stopped or running, the driving mode map is searched based on the detected values of the required driving force Fdrv, vehicle speed VSP, and battery SOC, and the vehicle operating point determined by the required driving force Fdrv and vehicle speed VSP. The optimum driving mode is selected according to the battery charge amount. FIG. 3 is an example of a travel mode map represented by a two-dimensional representation of the required driving force Fdrv and the vehicle speed VSP by cutting out the three-dimensional travel mode map at a value with a sufficient capacity range of the battery S.O.C.

前記走行モードマップの選択により、「EVモード」と「EV-LBモード」との間においてモード遷移を行う場合、図４に示すように、ローブレーキLBの締結・解放が行われる。「E-iVTモード」と「LBモード」との間においてモード遷移を行う場合、図４に示すように、ローブレーキLBの締結・解放が行われる。また、「EVモード」と「E-iVTモード」との間においてモード遷移を行う場合、図４に示すように、エンジンＥの始動・停止と共にエンジンクラッチECの締結・解放が行われる。「EV-LBモード」と「LBモード」との間においてモード遷移を行う場合、図４に示すように、エンジンＥの始動・停止と共にエンジンクラッチECの締結・解放が行われる。   When mode transition is performed between the “EV mode” and the “EV-LB mode” by selecting the travel mode map, the low brake LB is engaged / released as shown in FIG. When mode transition is performed between the “E-iVT mode” and the “LB mode”, the low brake LB is engaged / released as shown in FIG. Further, when mode transition is performed between the “EV mode” and the “E-iVT mode”, the engine clutch EC is engaged / released together with the start / stop of the engine E as shown in FIG. When mode transition is performed between the “EV-LB mode” and the “LB mode”, the engine clutch EC is engaged / released together with the start / stop of the engine E as shown in FIG.

図５は実施例１のモータトルク制御装置について説明する。
実施例１のモータトルク制御装置は、走行抵抗トルクとドライブシャフト捩れトルクを推定する外乱オブザーバを用いて目標駆動力を実現するもので、車速センサ８（出力軸回転速度検出手段）と、車輪速センサ１３（車輪回転速度検出手段）と、外乱推定手段６１と、目標加速度演算手段６２と、外乱相殺量演算手段６３と、目標モータトルク演算手段６４と、を有して構成される。 FIG. 5 illustrates the motor torque control apparatus according to the first embodiment.
Motor torque control equipment of Example 1 is intended to achieve the target driving force using a disturbance observer that estimates a running resistance torque and the drive shaft torsional torque, the vehicle speed sensor 8 (the output shaft rotational speed detecting means), a wheel The speed sensor 13 (wheel rotation speed detection means), disturbance estimation means 61, target acceleration calculation means 62, disturbance cancellation amount calculation means 63, and target motor torque calculation means 64 are configured.

前記車速センサ８は、駆動力合成変速機TMの出力軸回転速度を検出し、出力軸回転速度情報を外乱推定手段６１へ出力する。   The vehicle speed sensor 8 detects the output shaft rotational speed of the driving force synthesis transmission TM and outputs the output shaft rotational speed information to the disturbance estimating means 61.

前記車輪速センサ１３は、駆動力合成変速機TMに連結されるタイヤの回転速度を検出し、車輪速情報を外乱推定手段６１へ出力する。   The wheel speed sensor 13 detects the rotational speed of a tire connected to the driving force synthesis transmission TM and outputs wheel speed information to the disturbance estimation means 61.

前記外乱推定手段６１は、目標モータトルク演算手段６４からの目標モータトルクと、車速センサ８からの出力軸回転速度と、車輪速センサ１３からの車輪回転速度を入力し、ドライブシャフトから駆動力合成変速機TMへのトルク反力（＝ドライブシャフト捩りトルク）と走行抵抗トルクを外乱として推定する。   The disturbance estimation means 61 inputs the target motor torque from the target motor torque calculation means 64, the output shaft rotational speed from the vehicle speed sensor 8, and the wheel rotational speed from the wheel speed sensor 13, and combines driving force from the drive shaft. The torque reaction force (= drive shaft torsion torque) and the running resistance torque to the transmission TM are estimated as disturbances.

前記目標加速度演算手段６２は、運転者やシステムからの要求に応じて設定された目標駆動力と、前記外乱推定手段６１からの走行抵抗トルク推定値とから、車両の目標加速度を演算する。ここで、「目標駆動力」は、アクセル開度と車速（出力軸回転速度）とバッテリS.O.Cに基づき、目標値生成部（上位コントローラ）にて生成される。   The target acceleration calculating means 62 calculates the target acceleration of the vehicle from the target driving force set in response to a request from the driver or the system and the running resistance torque estimated value from the disturbance estimating means 61. Here, the “target driving force” is generated by the target value generation unit (higher-order controller) based on the accelerator opening, the vehicle speed (output shaft rotation speed), and the battery S.O.C.

前記外乱相殺量演算手段６３は、符号を逆にしたトルク反力推定値を、ドライブシャフト共振を抑制するための外乱相殺トルクとする。   The disturbance canceling amount calculating means 63 uses the torque reaction force estimated value with the sign reversed as a disturbance canceling torque for suppressing drive shaft resonance.

前記目標モータトルク演算手段６４は、外乱相殺量演算手段６３からの外乱相殺トルクと目標加速度演算手段６２からの車両の目標加速度との和を、前記モータジェネレータMG1,MG2へ出力する目標モータトルクとする。   The target motor torque calculation means 64 outputs the sum of the disturbance cancellation torque from the disturbance cancellation amount calculation means 63 and the target acceleration of the vehicle from the target acceleration calculation means 62 to the target motor torque output to the motor generators MG1 and MG2. To do.

次に、作用を説明する。   Next, the operation will be described.

［駆動力制御と変速比制御］
実施例１の駆動力合成変速機TMは、上記のように、ラビニョウ型遊星歯車列PGRとローブレーキLBとエンジンクラッチECとを有して構成される。よって、エンジンクラッチECの状態と、ローブレーキLBの状態とにより、下記のように駆動力合成変速機TMの性質が変化する。
(a) エンジンクラッチ状態の変化
エンジンクラッチECの締結時には、エンジンＥのクランクシャフトと第２リングギヤR2とは一体となる。
・慣性モーメントの変化
締結時には、エンジン回転部と第２リングギヤR2の慣性モーメントを、第２リングギヤR2に集めたモデル化が可能である。
解放時（スリップ時含む）には、第２リングギヤR2の慣性モーメントに、エンジン回転部の慣性モーメントは含まれない。
・第２リングギヤR2に伝達されるトルクの変化
締結時には、エンジントルクである。
解放時（スリップ時含む）には、クラッチ摩擦トルクである。
(b) ローブレーキ状態の変化
ラビニョウ型遊星歯車列PGRの回転系の自由度は２であるのに対し、ローブレーキLBが締結されると回転系の自由度は１つ減る。
・変速特性の変化
締結時には、変速比（入力回転速度と出力軸回転速度の比）がある値に固定される。
解放時（スリップ時含む）には、変速比は各回転要素の回転速度により決まり、無段階の変速比制御が可能である。 [Driving force control and gear ratio control]
As described above, the driving force synthesis transmission TM according to the first embodiment includes the Ravigneaux type planetary gear train PGR, the low brake LB, and the engine clutch EC. Therefore, the properties of the driving force combined transmission TM change as follows depending on the state of the engine clutch EC and the state of the low brake LB.
(a) Change in engine clutch state When the engine clutch EC is engaged, the crankshaft of the engine E and the second ring gear R2 are integrated.
-When the moment of inertia is changed, it is possible to model the moment of inertia of the engine rotating part and the second ring gear R2 in the second ring gear R2.
When released (including slipping), the moment of inertia of the engine rotating portion is not included in the moment of inertia of the second ring gear R2.
The engine torque when the torque transmitted to the second ring gear R2 is changed.
At the time of release (including slip), the clutch friction torque.
(b) Change in low brake state The degree of freedom of the rotating system of the Ravigneaux planetary gear train PGR is 2, whereas when the low brake LB is engaged, the degree of freedom of the rotating system is reduced by one.
When changing the speed change characteristic, the gear ratio (ratio of input rotation speed to output shaft rotation speed) is fixed to a certain value.
At the time of release (including slip), the transmission gear ratio is determined by the rotational speed of each rotating element, and stepless transmission gear ratio control is possible.

よって、ローブレーキLBの状態による駆動力合成変速機TMの状態変化に応じて、下記のように制御を切り替える。
・ローブレーキLBの締結時には、駆動力制御のみを行う（実施例１）。
・ローブレーキLBの解放時（スリップ時含む）には、変速比制御と駆動力制御の両方を行う（実施例２）。 Therefore, the control is switched as follows according to the state change of the driving force combining transmission TM due to the state of the low brake LB.
-When the low brake LB is engaged, only driving force control is performed (Example 1).
When the low brake LB is released (including slip), both gear ratio control and driving force control are performed (Example 2).

［本発明におけるモータトルク制御の考え方］
まず、ドライブシャフト捩れを考慮したプラントモデルは、次式で表される。
dωo/dt＝ｄ＋ｕ …(1)
ｄ＝−b21Ｔo …(2)
Ｉv・dωt/dt＝ifＴo＋ＴR …(3)
dθ/dt＝(ωo/if)−ωt …(4)
Ｔo＝(k/if)θ …(5)
ここで、ωoは出力軸回転速度、ωtはタイヤ回転速度、θはドライブシャフト捩れ角度、ＴRは走行抵抗トルク、kはドライブシャフト捩れ剛性、Ｉvは車両慣性、ifはファイナルギヤ比、b21はユニット慣性モーメントで決まる定数である。 [Concept of motor torque control in the present invention]
First, a plant model that considers drive shaft torsion is expressed by the following equation.
dωo / dt = d + u (1)
d = -b 21 To (2)
Iv · dωt / dt = ifTo + T R (3)
dθ / dt = (ωo / if) −ωt (4)
To = (k / if) θ (5)
Here, .omega.o the output shaft rotational speed, .omega.t the tire rotation speed, theta drive shaft twist angle, T R is running resistance torque, k is the drive shaft torsional rigidity, Iv vehicle inertia given, if the final gear ratio, b 21 Is a constant determined by the unit moment of inertia.

そして、図６に示すように、式(1)で表される出力軸回転速度の動特性（駆動力合成変速機TMの本体のみによるダイナミクス）をノミナルプラントとし、式(4)で表されるドライブシャフト捩れと式(3)で表されるタイヤ回転速度の動特性（ドライブシャフト以降のダイナミクス）をアンモデルドダイナミクスとして扱う。走行抵抗トルクはタイヤの動特性への外乱として取り扱い、ドライブシャフトの捩れトルクは、ノミナルプラントへの外乱として取り扱う。   Then, as shown in FIG. 6, the dynamic characteristic of the output shaft rotational speed represented by the equation (1) (dynamics only by the main body of the driving force synthesizing transmission TM) is a nominal plant, and is represented by the equation (4). The dynamic characteristics of the drive shaft torsion and the tire rotation speed expressed by equation (3) (dynamics after the drive shaft) are treated as unmodeled dynamics. The running resistance torque is treated as a disturbance to the tire dynamic characteristics, and the torsion torque of the drive shaft is treated as a disturbance to the nominal plant.

そして、プラントに基づく外乱オブザーバを用いて、ドライブシャフト捩れトルク外乱ｄ^と走行抵抗トルク外乱ＴR^を推定する。
ユニットの慣性は、車体慣性に比べて小さいので、車体の慣性は無限大と仮定して、制振力をユニットのみに与えて制振する。
新たな入力ｕ’を用いて、ドライブシャフト捩れトルク推定値ｄ^を制振力として、入力ｕを次のようにする。
ｕ＝−ｄ^＋ｕ’ …(6)
この制振力により、ドライブシャフト共振は抑えられる。また、外乱の推定が十分に速くｄ≒ｄ^であるならば、式(1)と式(6)から次式が得られる。
dωo/dt≡ｕ’ …(7)
前記制振力により、ドライブシャフト共振は制振されているので、ωo≒ωtと仮定すると、式(3)から次式が得られる。
Ｉv・dωo/dt＝−ifＴo＋ＴR …(8)
式(8)を用いて、目標駆動トルクＴo*と走行抵抗トルク推定値ＴR^から、次式で表されるように新たな入力ｕ’を演算する。
ｕ’＝(−ifＴo*＋ＴR^)／Ｉv …(9) Then, the drive shaft torsion torque disturbance d ^ and the running resistance torque disturbance T R ^ are estimated using a plant-based disturbance observer.
Since the inertia of the unit is smaller than the inertia of the vehicle body, it is assumed that the inertia of the vehicle body is infinite, and the vibration is controlled by applying a damping force only to the unit.
Using the new input u ′, the input u is set as follows using the estimated drive shaft torsion torque d ^ as the damping force.
u = -d ^ + u '(6)
Drive vibration is suppressed by this damping force. If disturbance estimation is sufficiently fast and d≈d ^, the following equation can be obtained from equations (1) and (6).
dωo / dt≡u '… (7)
Since the drive shaft resonance is damped by the damping force, assuming that ωo≈ωt, the following equation is obtained from Equation (3).
Iv · dωo / dt = −ifTo + T R (8)
Using equation (8), a new input u ′ is calculated from the target drive torque To * and the running resistance torque estimated value T R ^ as represented by the following equation.
u ′ = (− if To * + T R ^) / Iv (9)

図７は図６に示すモータトルク制御系を示すブロック図である。図７の右側に破線で囲まれた部分は、駆動力合成変速機TMからドライブシャフトを介してタイヤにまで至るシステムをモデル化したプラントＰである。プラントＰは、モータトルクｕと走行抵抗トルクＴRを入力し、出力軸回転速度ωoとタイヤ回転速度ωtを出力する。 FIG. 7 is a block diagram showing the motor torque control system shown in FIG. A portion surrounded by a broken line on the right side of FIG. 7 is a plant P that models a system extending from the driving force synthesis transmission TM to the tire via the drive shaft. Plant P can enter the running resistance torque T R and motor torque u, and outputs an output shaft rotational speed ωo and the tire rotation speed .omega.t.

図７の左側に破線で囲まれた部分は、「外乱オブザーバ」と「駆動力制御系」と「振動制御系」とである。「外乱オブザーバ」は、モータトルクｕとプラントＰからの出力軸回転速度ωoとタイヤ回転速度ωtを入力し、捩れトルク推定値ｄ^を振動制御系に対し出力し、走行抵抗トルク推定値ＴR^を駆動力制御系に対し出力する。「駆動力制御系」は、目標駆動トルクＴo*にファイナルギヤ比ifを掛けた値から、外乱オブザーバからの走行抵抗トルク推定値ＴR^を差し引き、さらに、車両慣性（＝車体慣性）の逆数を掛けることで目標加速度を得るモータトルクｕ’を演算する（式(9)）。「振動制御系」は、前記目標加速度を得るモータトルクｕ’から捩れトルク推定値ｄ^(＝外乱相殺トルク)を差し引くことでモータトルクｕを求める。 7 are a “disturbance observer”, a “driving force control system”, and a “vibration control system”. "Disturbance observer" inputs the output shaft rotational speed ωo and the tire rotation speed ωt from the motor torque u and plant P, and the torque estimated value d ^ twist and output to the vibration control system, the running resistance torque estimated value T R ^ Is output to the driving force control system. The “driving force control system” subtracts the running resistance torque estimated value T R ^ from the disturbance observer from the value obtained by multiplying the target driving torque To * by the final gear ratio if, and further, the reciprocal of the vehicle inertia (= vehicle inertia). To calculate the motor torque u ′ for obtaining the target acceleration (formula (9)). The “vibration control system” obtains the motor torque u by subtracting the estimated torque d ′ (= disturbance canceling torque) from the motor torque u ′ that obtains the target acceleration.

［モータトルク制御作用］
実施例１のハイブリッド車のモータトルク制御装置では、ローブレーキLBが締結される「EV-LBモード」または「LBモード」において、走行抵抗トルクとドライブシャフト捩れトルクを推定する外乱オブザーバを用いて目標駆動力を実現することにより、駆動力を検出するセンサを用いることなく、車両の加減速過渡時における駆動系慣性の影響等を排除し、所望の車両加減速を得と共に、ドライブシャフト共振による車両前後方向の加減速変動を抑制するものである。 [Motor torque control action]
In the hybrid vehicle motor torque control apparatus according to the first embodiment, in the “EV-LB mode” or “LB mode” in which the low brake LB is engaged, the target is obtained using a disturbance observer that estimates the running resistance torque and the drive shaft torsion torque. By realizing the driving force, without using a sensor for detecting the driving force, the influence of the drive system inertia during the acceleration / deceleration transition of the vehicle is eliminated, and the desired vehicle acceleration / deceleration is obtained and the vehicle by the drive shaft resonance It suppresses acceleration / deceleration fluctuations in the front-rear direction.

すなわち、外乱推定手段６１において、目標モータトルク演算手段６４からの目標モータトルクと、車速センサ８からの出力軸回転速度と、車輪速センサ１３からのタイヤ回転速度を入力し、ドライブシャフトから変速機へのトルク反力と走行抵抗トルクとを外乱として推定する。次の外乱相殺量演算手段６３において、符号を逆にしたトルク反力推定値を、ドライブシャフト共振を抑制するための外乱相殺トルクとする。次の目標加速度演算手段６２において、アクセル開度と車速とバッテリS.O.Cに応じて設定された目標駆動力と、外乱推定手段６１からの走行抵抗トルク推定値とから、車両の目標加速度を演算する。次の目標モータトルク演算手段６４において、外乱相殺量演算手段６３からの外乱相殺トルクと、目標加速度演算手段６２からの目標加速度との和を、モータジェネレータMG1,MG2へ出力する目標モータトルクとする。   That is, in the disturbance estimation means 61, the target motor torque from the target motor torque calculation means 64, the output shaft rotational speed from the vehicle speed sensor 8, and the tire rotational speed from the wheel speed sensor 13 are input, and the transmission is transmitted from the drive shaft. The torque reaction force and the running resistance torque are estimated as disturbances. In the next disturbance canceling amount calculating means 63, the estimated torque reaction force with the sign reversed is used as a disturbance canceling torque for suppressing drive shaft resonance. In the next target acceleration calculating means 62, the target acceleration of the vehicle is calculated from the target driving force set according to the accelerator opening, the vehicle speed, and the battery S.O.C, and the estimated running resistance torque from the disturbance estimating means 61. In the next target motor torque calculation means 64, the sum of the disturbance cancellation torque from the disturbance cancellation amount calculation means 63 and the target acceleration from the target acceleration calculation means 62 is set as the target motor torque to be output to the motor generators MG1 and MG2. .

このように、ドライブシャフトから変速機へのドライブシャフト捩れトルク（＝トルク反力）と走行抵抗トルクとを外乱として取り扱う外乱オブザーバを構成し、この外乱オブザーバと既知の入力を用いて走行抵抗トルクと捩れトルクとを推定する。そして、目標駆動力から走行抵抗トルク推定値を差し引いて車体慣性の逆数を掛け合わせると目標加速度を得る駆動力制御を達成し、さらに、目標加速度を得るモータトルクから捩れトルク推定値を差し引くとドライブシャフトの共振を抑制するモータトルクを得る振動制御を達成している。   In this way, a disturbance observer that treats the drive shaft torsional torque (= torque reaction force) from the drive shaft to the transmission and the running resistance torque as disturbances is configured, and the running resistance torque is calculated using the disturbance observer and a known input. Estimate the torsional torque. Then, the driving force control for obtaining the target acceleration is achieved by subtracting the estimated value of the running resistance torque from the target driving force and multiplying by the inverse of the vehicle body inertia. Vibration control is obtained to obtain motor torque that suppresses shaft resonance.

この結果、目標駆動力に相当する目標モータトルクをフィードフォワードで算出する従来技術のように、車両の加減速過渡時において、駆動系慣性が加速や減速に用いられる分、目標駆動力と実際の駆動力とにずれが生じて、所望の車両加速や車両減速が得られないという問題やドライブシャフト捩れ振動により車両前後方向の加減速変動が発生するという問題が解消される。なお、ドライブシャフト捩れ振動対策として、例えば、特開昭６１−５３１８号公報に記載されているように、軸の両対の回転速度を求めるセンサを有し、これらの相対速度もしくは相対角度に応じて、電子的に軸に減衰を加えるものではなく、外乱オブザーバからのドライブシャフトの捩りトルク推定値を利用するものであるため、振動抑制のための回転センサ設置によるコスト上昇も無い。   As a result, the target driving force and the actual driving force are used for acceleration and deceleration during the acceleration / deceleration transition of the vehicle, as in the prior art in which the target motor torque corresponding to the target driving force is calculated by feedforward. A problem that a desired vehicle acceleration and vehicle deceleration cannot be obtained due to a deviation from the driving force and a problem that acceleration / deceleration fluctuations in the vehicle longitudinal direction occur due to drive shaft torsional vibration are solved. As a measure against drive shaft torsional vibration, for example, as described in Japanese Patent Application Laid-Open No. Sho 61-5318, a sensor for determining the rotational speed of both pairs of shafts is provided, and depending on these relative speeds or relative angles. In addition, since the shaft is not electronically attenuated but the estimated value of the torsion torque of the drive shaft from the disturbance observer is used, there is no cost increase due to the installation of a rotation sensor for vibration suppression.

次に、効果を説明する。
実施例１の車両のモータトルク制御装置にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。 Next, the effect will be described.
In the vehicle motor torque control apparatus according to the first embodiment, the following effects can be obtained.

(1) 少なくとも１つのモータジェネレータを動力源の１つとし、一定変速比もしくは可変変速比の変速機を介してタイヤに動力を伝達して走行するハイブリッド車において、走行抵抗トルクとドライブシャフト捩れトルクを推定する外乱オブザーバを用いて目標駆動力を実現するため、駆動力を検出するセンサを用いることなく、車両の加減速過渡時における駆動系慣性の影響等を排除し、所望の車両加減速を得ることができると共に、ドライブシャフト共振による車両前後方向の加減速変動を抑制することができる。 (1) Running resistance torque and drive shaft torsion torque in a hybrid vehicle that uses at least one motor generator as a power source and transmits power to the tires via a transmission with a constant gear ratio or variable gear ratio. because the you realize the target driving force using a disturbance observer to estimate, without using a sensor for detecting a driving force, eliminating the influence of the drive system inertia during acceleration and deceleration transient vehicle, desired vehicle pressurized Deceleration can be obtained, and acceleration / deceleration fluctuations in the vehicle longitudinal direction due to drive shaft resonance can be suppressed.

(2) 前記駆動力合成変速機TMの出力軸回転速度を検出する車速センサ８と、前記駆動力合成変速機TMに連結されるタイヤの回転速度を検出する車輪速センサ１３と、モータジェネレータトルクと出力軸回転速度と車輪回転速度を入力し、ドライブシャフトから駆動力合成変速機TMへのトルク反力と走行抵抗トルクとを外乱として推定する外乱推定手段６１と、符号を逆にしたトルク反力推定値を、ドライブシャフト共振を抑制するための外乱相殺トルクとする外乱相殺量演算手段６３と、運転者やシステムからの要求に応じて設定された目標駆動力と、前記外乱推定手段６１からの走行抵抗トルク推定値とから、車両の目標加速度を演算する目標加速度演算手段６２と、前記外乱相殺量演算手段６３からの外乱相殺トルクと前記目標加速度演算手段６２からの目標加速度との和を、前記モータジェネレータMG1,MG2へ出力する目標モータトルクとする目標モータトルク演算手段６４と、を有するため、目標駆動力と実駆動力とが一致しているかどうかを監視することなく、所望の車両加減速度を得ることができると共に、外乱推定値の利用によりコスト増を招くことなく、ドライブシャフト共振による車両前後方向の加減速変動を抑制することができる。 (2) a vehicle speed sensor 8 for detecting an output shaft rotational speed before Symbol driving force combining transmission TM, a wheel speed sensor 13 for detecting the rotational speed of the tire to be connected to the driving force combining transmission TM, a motor-generator Disturbance estimation means 61 for inputting torque, output shaft rotation speed, and wheel rotation speed and estimating torque reaction force and running resistance torque from the drive shaft to the driving force synthesis transmission TM as disturbance, and torque with the sign reversed Disturbance canceling amount calculation means 63 using the reaction force estimated value as a disturbance canceling torque for suppressing drive shaft resonance, target driving force set according to a request from the driver or the system, and the disturbance estimating means 61 The target acceleration calculating means 62 for calculating the target acceleration of the vehicle from the estimated running resistance torque from the disturbance canceling torque and the target acceleration calculating means from the disturbance canceling amount calculating means 63 Since the target motor torque calculation means 64 is used as the target motor torque output to the motor generators MG1 and MG2 as the sum of the target acceleration from the stage 62, does the target drive force and the actual drive force match? Without monitoring whether or not, a desired vehicle acceleration / deceleration can be obtained, and acceleration / deceleration fluctuations in the longitudinal direction of the vehicle due to drive shaft resonance can be suppressed without incurring an increase in cost by using the estimated disturbance value.

実施例２は、ローブレーキLBが解放される「EVモード」や「E-iVTモード」において変速比制御と振動制御を含む駆動力制御を行うようにした例である。   The second embodiment is an example in which driving force control including speed ratio control and vibration control is performed in “EV mode” and “E-iVT mode” in which the low brake LB is released.

すなわち、実施例２のモータトルク制御装置は、走行抵抗トルクとドライブシャフト捩れトルクを外乱オブザーバで推定し、符号を逆にしたドライブシャフト捩れトルク推定値による外乱相殺トルクと、走行抵抗トルク推定値を用いて演算された車両の目標加速度と、の和が出力軸回転加速度の変化のみに作用し、実変速比と目標変速比との偏差が減少するように演算された変速制御トルクが変速制御量のみに作用するようにモータトルクを制御する。実施例２のモータトルク制御装置は、図８に示すように、車速センサ８（回転速度検出手段）と、第１モータジェネレータ回転数センサ１０（回転速度検出手段）と、第２モータジェネレータ回転数センサ１１（回転速度検出手段）と、第２リングギヤ回転数センサ１２（回転速度検出手段）と、車輪速センサ１３（車輪回転速度検出手段）と、外乱推定手段６１と、目標加速度演算手段６２と、外乱相殺量演算手段６３と、目標モータトルク演算手段６４と、変速制御手段６５と、を有して構成される。 That is, the motor torque control equipment of Example 2, the running resistance torque and the drive shaft torsional torque estimated by the disturbance observer, a disturbance cancellation torque by the drive shaft torsional torque estimated value obtained by reversing the sign, the running resistance torque estimated value The shift control torque calculated so that the sum of the target acceleration of the vehicle calculated by using the vehicle acts only on the change in the output shaft rotational acceleration and the deviation between the actual transmission ratio and the target transmission ratio is reduced. The motor torque is controlled so that it only affects the amount. As shown in FIG. 8, the motor torque control apparatus according to the second embodiment includes a vehicle speed sensor 8 (rotational speed detecting means), a first motor generator rotational speed sensor 10 (rotational speed detecting means), and a second motor generator rotational speed. Sensor 11 (rotation speed detection means), second ring gear rotation speed sensor 12 (rotation speed detection means), wheel speed sensor 13 (wheel rotation speed detection means), disturbance estimation means 61, target acceleration calculation means 62, The disturbance canceling amount calculating means 63, the target motor torque calculating means 64, and the shift control means 65 are configured.

前記車速センサ８は、駆動力合成変速機TMの出力軸回転速度を検出し、出力軸回転速度情報を外乱推定手段６１へ出力する。   The vehicle speed sensor 8 detects the output shaft rotational speed of the driving force synthesis transmission TM and outputs the output shaft rotational speed information to the disturbance estimating means 61.

前記第１モータジェネレータ回転数センサ１０と第２モータジェネレータ回転数センサ１１と第２リングギヤ回転数センサ１２とは、動力源の何れかの回転速度情報を変速制御量と考えて、変速制御手段６５へ出力する。   The first motor generator rotation speed sensor 10, the second motor generator rotation speed sensor 11, and the second ring gear rotation speed sensor 12 consider any rotation speed information of the power source as a shift control amount, and shift control means 65 Output to.

前記車輪速センサ１３は、駆動力合成変速機TMに連結されるタイヤの回転速度を検出し、車輪速情報を外乱推定手段６１へ出力する。   The wheel speed sensor 13 detects the rotational speed of a tire connected to the driving force synthesis transmission TM and outputs wheel speed information to the disturbance estimation means 61.

前記変速制御手段６５は、動力源の何れかの回転速度を変速制御量と考え、変速制御量と出力軸回転速度との比を変速比とし、変速比と目標変速比との偏差が減少するように変速制御トルクを演算する。
ここで、「目標変速比」は、例えば、目標値生成部（上位コントローラ）にて生成された目標入力回転速度と出力軸回転速度との比により求められる。 The shift control means 65 considers any rotational speed of the power source as a shift control amount, sets the ratio between the shift control amount and the output shaft rotation speed as the shift ratio, and reduces the deviation between the shift ratio and the target shift ratio. The shift control torque is calculated as follows.
Here, the “target gear ratio” is obtained, for example, by the ratio of the target input rotation speed and the output shaft rotation speed generated by the target value generation unit (higher-order controller).

前記外乱推定手段６１は、実施例１と同様に、目標モータトルク演算手段６４からの目標モータトルクと、車速センサ８からの出力軸回転速度と、車輪速センサ１３からのタイヤ回転速度と、を入力し、ドライブシャフトから駆動力合成変速機TMへのトルク反力（＝ドライブシャフト捩りトルク）と走行抵抗トルクとを外乱として推定する。   As in the first embodiment, the disturbance estimation unit 61 calculates the target motor torque from the target motor torque calculation unit 64, the output shaft rotation speed from the vehicle speed sensor 8, and the tire rotation speed from the wheel speed sensor 13. The torque reaction force (= drive shaft torsion torque) from the drive shaft to the drive force synthesis transmission TM and the running resistance torque are estimated as disturbances.

前記目標加速度演算手段６２は、実施例１と同様に、運転者やシステムからの要求に応じて設定された目標駆動力と、前記外乱推定手段６１からの走行抵抗トルク推定値とから、車両の目標加速度を演算する。   Similar to the first embodiment, the target acceleration calculating means 62 is configured to calculate the vehicle driving force from the target driving force set according to the request from the driver and the system and the estimated running resistance torque from the disturbance estimating means 61. Calculate the target acceleration.

前記外乱相殺量演算手段６３は、実施例１と同様に、符号を逆にしたトルク反力推定値を、ドライブシャフト共振を抑制するための外乱相殺トルクとする。   As in the first embodiment, the disturbance canceling amount calculating means 63 uses the torque reaction force estimated value with the sign reversed as the disturbance canceling torque for suppressing the drive shaft resonance.

前記目標モータトルク演算手段６４は、外乱相殺量演算手段６３からの外乱相殺トルクと目標加速度演算手段６２からの車両の目標加速度との和が、出力軸回転加速度の変化のみに作用し、前記変速制御トルクが変速制御量にのみ作用するように、前記モータジェネレータMG1,MG2へ出力する目標モータトルクを演算する。   The target motor torque calculation means 64 is such that the sum of the disturbance cancellation torque from the disturbance cancellation amount calculation means 63 and the target acceleration of the vehicle from the target acceleration calculation means 62 acts only on the change in the output shaft rotational acceleration, and the shift A target motor torque output to the motor generators MG1 and MG2 is calculated so that the control torque acts only on the shift control amount.

次に、作用を説明する。   Next, the operation will be described.

［モータトルク制御作用］
実施例２のハイブリッド車のモータトルク制御装置では、ローブレーキLBが解放される「EVモード」または「E-iVTモード」において、走行抵抗トルクとドライブシャフト捩れトルクを外乱オブザーバで推定し、外乱相殺トルクと車両の目標加速度との和が出力軸回転加速度の変化のみに作用し、実変速比と目標変速比との偏差が減少するように演算された変速制御トルクが変速制御量のみに作用するようにモータトルクを制御することにより、駆動力を検出するセンサを用いることなく、車両の加減速過渡時における駆動系慣性の影響等を排除し、所望の車両加減速を得ると共に、ドライブシャフト共振による車両前後方向の加減速変動を抑制しようとするものである。 [Motor torque control action]
In the hybrid vehicle motor torque control apparatus according to the second embodiment, in the “EV mode” or “E-iVT mode” in which the low brake LB is released, the running resistance torque and the drive shaft torsion torque are estimated by the disturbance observer, and the disturbance cancellation is performed. The sum of the torque and the target acceleration of the vehicle acts only on the change of the output shaft rotational acceleration, and the shift control torque calculated so that the deviation between the actual gear ratio and the target gear ratio decreases only affects the shift control amount. By controlling the motor torque in this way, the influence of the drive system inertia during the acceleration / deceleration transient of the vehicle is eliminated without using a sensor for detecting the driving force, and the desired vehicle acceleration / deceleration is obtained and the drive shaft resonance It is intended to suppress acceleration / deceleration fluctuations in the vehicle longitudinal direction due to.

すなわち、変速制御手段６５において、動力源の何れかの回転速度を変速制御量と考え、変速制御量と出力軸回転速度との比を変速比とし、変速比と目標変速比との偏差が減少するように変速制御トルクを演算する。外乱推定手段６１において、目標モータトルク演算手段６４からの目標モータトルクと、車速センサ８からの出力軸回転速度と、車輪速センサ１３からのタイヤ回転速度を入力し、ドライブシャフトから変速機へのトルク反力と走行抵抗トルクとを外乱として推定する。次の外乱相殺量演算手段６３において、符号を逆にしたトルク反力推定値を、ドライブシャフト共振を抑制するための外乱相殺トルクとする。次の目標加速度演算手段６２において、アクセル開度と車速とバッテリS.O.Cに応じて設定された目標駆動力と、外乱推定手段６１からの走行抵抗トルク推定値とから、車両の目標加速度を演算する。次の目標モータトルク演算手段６４において、前記外乱相殺トルクと前記車両の目標加速度との和が出力軸回転加速度の変化のみに作用し、前記変速制御トルクが変速制御量のみに作用するように、モータジェネレータMG1,MG2へ出力する目標モータトルクを演算する。   That is, in the shift control means 65, any one of the rotational speeds of the power source is regarded as a shift control amount, and the ratio between the shift control amount and the output shaft rotation speed is defined as a shift ratio, and the deviation between the shift ratio and the target shift ratio is reduced. The shift control torque is calculated as follows. In the disturbance estimation means 61, the target motor torque from the target motor torque calculation means 64, the output shaft rotational speed from the vehicle speed sensor 8, and the tire rotational speed from the wheel speed sensor 13 are input, and the drive shaft to the transmission is input. The torque reaction force and the running resistance torque are estimated as disturbances. In the next disturbance canceling amount calculating means 63, the estimated torque reaction force with the sign reversed is used as a disturbance canceling torque for suppressing drive shaft resonance. In the next target acceleration calculating means 62, the target acceleration of the vehicle is calculated from the target driving force set according to the accelerator opening, the vehicle speed, and the battery S.O.C, and the estimated running resistance torque from the disturbance estimating means 61. In the next target motor torque calculation means 64, the sum of the disturbance canceling torque and the target acceleration of the vehicle acts only on the change of the output shaft rotational acceleration, and the shift control torque acts only on the shift control amount. The target motor torque output to motor generators MG1 and MG2 is calculated.

このように、外乱相殺トルクと目標加速度との和は出力軸回転加速度の変化のみに作用し、変速制御トルクは変速制御量（＝入力回転回転速度）のみに作用するように、両者を切り分けてモータジェネレータMG1,MG2へ出力する目標モータトルクが演算される。つまり、振動制御を含む駆動力制御に関しては、実施例１と同様に、ドライブシャフト捩りトルクを考慮しつつ目標加速度を得る制御にて出力軸回転加速度の変化を規定するように目標モータトルクが演算される。変速制御に関しては、実変速比を目標変速比に一致させるフィードバック制御にて入力回転速度を規定するように目標モータトルクが演算される。   As described above, the sum of the disturbance canceling torque and the target acceleration acts only on the change of the output shaft rotational acceleration, and the shift control torque is separated only so that it acts only on the shift control amount (= input rotational rotational speed). A target motor torque to be output to motor generators MG1 and MG2 is calculated. That is, for driving force control including vibration control, the target motor torque is calculated so as to regulate the change in the output shaft rotational acceleration in the control for obtaining the target acceleration in consideration of the drive shaft torsion torque, as in the first embodiment. Is done. As for the shift control, the target motor torque is calculated so as to define the input rotation speed by feedback control in which the actual speed ratio matches the target speed ratio.

この結果、ラビニョウ型遊星歯車列PGRが２自由度で無段変速比モードと呼ばれる「EVモード」または「E-iVTモード」を選択しての走行時において、変速比の変化を補償するモータトルク制御により、目標駆動力に相当する目標モータトルクをフィードフォワードで算出する従来技術のように、車両の加減速過渡時において、駆動系慣性が加速や減速に用いられる分、目標駆動力と実際の駆動力とにずれが生じて、所望の車両加速や車両減速が得られないという問題やドライブシャフト捩れ振動により車両前後方向の加減速変動が発生するという問題が解消される。なお、ドライブシャフト捩れ振動対策として、例えば、特開昭６１−５３１８号公報に記載されているように、軸の両対の回転速度を求めるセンサを有し、これらの相対速度もしくは相対角度に応じて、電子的に軸に減衰を加えるものではなく、外乱オブザーバからのドライブシャフトの捩りトルク推定値を利用するものであるため、振動抑制のための回転センサ設置によるコスト上昇も無い。   As a result, the motor torque that compensates for changes in the gear ratio when the Ravigneaux type planetary gear train PGR is running with two degrees of freedom and selecting the “EV mode” or “E-iVT mode” called the continuously variable gear ratio mode. As in the conventional technology for calculating the target motor torque corresponding to the target driving force by feed-forward by control, the target driving force and the actual driving force are used in the acceleration / deceleration transition of the vehicle, because the drive system inertia is used for acceleration and deceleration. A problem that a desired vehicle acceleration and vehicle deceleration cannot be obtained due to a deviation from the driving force and a problem that acceleration / deceleration fluctuations in the vehicle longitudinal direction occur due to drive shaft torsional vibration are solved. As a measure against drive shaft torsional vibration, for example, as described in Japanese Patent Application Laid-Open No. Sho 61-5318, a sensor for determining the rotational speed of both pairs of shafts is provided, and depending on these relative speeds or relative angles. In addition, since the shaft is not electronically attenuated but the estimated value of the torsion torque of the drive shaft from the disturbance observer is used, there is no cost increase due to the installation of a rotation sensor for vibration suppression.

次に、効果を説明する。
実施例２の車両のモータトルク制御装置にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。 Next, the effect will be described.
In the motor torque control device for a vehicle according to the second embodiment, the effects listed below can be obtained.

(3) 少なくとも２つのモータジェネレータを動力源とし、動力源と出力部材のうち２つの回転速度が決まれば残りの全ての回転速度が決まる２自由度の差動装置を有する変速機を介してタイヤに動力を伝達して走行するハイブリッド車において、走行抵抗トルクとドライブシャフト捩れトルクを外乱オブザーバで推定し、符号を逆にしたドライブシャフト捩れトルク推定値による外乱相殺トルクと、走行抵抗トルク推定値を用いて演算された車両の目標加速度と、の和が出力軸回転加速度の変化のみに作用し、実変速比と目標変速比との偏差が減少するように演算された変速制御トルクが変速制御量のみに作用するようにモータトルクを制御するため、駆動力を検出するセンサを用いることなく、車両の加減速過渡時における駆動系慣性の影響等を排除し、所望の車両加減速を得ることができると共に、ドライブシャフト共振による車両前後方向の加減速変動を抑制することができる。 (3) At least two motor generators are used as power sources, and if two rotational speeds of the power source and the output member are determined, all remaining rotational speeds are determined. In a hybrid vehicle that travels by transmitting power to the vehicle, the running resistance torque and the drive shaft torsion torque are estimated by a disturbance observer, and the disturbance canceling torque and the running resistance torque estimated value by the estimated drive shaft torsion torque with the sign reversed are used. The shift control torque calculated so that the sum of the target acceleration of the vehicle calculated using this only affects the change in the output shaft rotational acceleration and the deviation between the actual gear ratio and the target gear ratio is reduced is the shift control amount. only in order that that controls the motor torque to act, without using a sensor for detecting a driving force, the influence of a drive system inertia during acceleration and deceleration transient vehicle Etc., and desired acceleration / deceleration of the vehicle can be obtained, and acceleration / deceleration fluctuations in the longitudinal direction of the vehicle due to drive shaft resonance can be suppressed.

(4) 動力源回転速度と出力軸回転速度とを検出する回転速度検出手段８，１０，１１，１２と、駆動力合成変速機TMに連結されるタイヤの回転速度を検出する車輪速センサ１３と、動力源の何れかの回転速度を変速制御量と考え、変速制御量と出力軸回転速度との比を変速比とし、変速比と目標変速比との偏差が減少するように変速制御トルクを演算する変速制御手段６５と、モータジェネレータトルクと出力軸回転速度と車輪回転速度を入力し、ドライブシャフトから駆動力合成変速機TMへのトルク反力と走行抵抗トルクとを外乱として推定する外乱推定手段６１と、符号を逆にしたトルク反力推定値を、ドライブシャフト共振を抑制するための外乱相殺トルクとする外乱相殺量演算手段６３と、運転者やシステムからの要求に応じて設定された目標駆動力と、前記外乱推定手段からの走行抵抗トルク推定値とから、車両の目標加速度を演算する目標加速度演算手段６２と、前記外乱相殺トルクと前記車両の目標加速度との和が、出力軸回転加速度の変化のみに作用し、前記変速制御トルクが変速制御量のみに作用するように、前記モータジェネレータMG1,MG2へ出力する目標モータトルクを演算する目標モータトルク演算手段６４と、を有するため、目標駆動力と実駆動力とが一致しているかどうかを監視することなく、所望の車両加減速度を得ることができると共に、外乱推定値の利用によりコスト増を招くことなく、ドライブシャフト共振による車両前後方向の加減速変動を抑制することができる。 (4) wheel speed sensors for detecting the rotational speed detecting means 8,10,11,12 for detecting a moving power source rotational speed and output shaft rotational speed, the rotational speed of the tire to be coupled to the driving force combining transmission TM 13 and the rotational speed of one of the power sources is regarded as a shift control amount, and the ratio between the shift control amount and the output shaft rotational speed is defined as a gear ratio, and the shift control is performed so that the deviation between the gear ratio and the target gear ratio decreases. Shift control means 65 for calculating torque, motor generator torque, output shaft rotation speed, and wheel rotation speed are inputted, and torque reaction force and driving resistance torque from the drive shaft to the driving force combining transmission TM are estimated as disturbances. Disturbance estimating means 61, disturbance canceling amount calculating means 63 using a torque reaction force estimated value with the sign reversed, as a disturbance canceling torque for suppressing drive shaft resonance, and setting according to requests from the driver and the system The The target acceleration calculating means 62 for calculating the target acceleration of the vehicle from the target driving force and the estimated running resistance torque from the disturbance estimating means, and the sum of the disturbance canceling torque and the target acceleration of the vehicle is output. Target motor torque calculating means 64 for calculating a target motor torque to be output to the motor generators MG1 and MG2 so as to act only on a change in shaft rotational acceleration and so that the shift control torque acts only on a shift control amount. Therefore, it is possible to obtain a desired vehicle acceleration / deceleration without monitoring whether the target driving force and the actual driving force are coincident with each other, and at the same time, drive shaft resonance without incurring an increase in cost by using the estimated disturbance value. The acceleration / deceleration fluctuation in the vehicle front-rear direction due to can be suppressed.

(5) 前記動力源として、エンジンＥ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とを備え、前記変速機は、共線図上に４つ以上の回転要素が配列され、各回転要素のうちの内側に配列される２つの回転要素の一方にエンジンＥからの入力を、他方に駆動系統への出力ギヤOUTをそれぞれ割り当てると共に、前記内側の回転要素の両外側に配列される２つの回転要素にそれぞれ第１モータジェネレータMG1と第２モータジェネレータMG2とを連結した差動装置と、締結解放制御により無段変速比モードと固定変速比モードとを切り換えるローブレーキLBと、を備えたハイブリッド車の駆動力合成変速機TMであるため、ローブレーキLBが締結される「EV-LBモード」と「LBモード」の選択時には実施例１のモータトルク制御を適用し、また、ローブレーキLBが解放される「EVモード」と「E-iVTモード」の選択時には実施例２のモータトルク制御を適用することで、回転系の自由度が変化する駆動力合成変速機TMを備えたハイブリッド車において、選択される走行モードにかかわらず、目標駆動力と実駆動力とが一致しているかどうかを監視することなく、所望の車両加減速度を得ることができると共に、外乱推定値の利用によりコスト増を招くことなく、ドライブシャフト共振による車両前後方向の加減速変動を抑制することができる。   (5) The power source includes an engine E, a first motor generator MG1, and a second motor generator MG2, and the transmission has four or more rotating elements arranged on a collinear diagram, The input from the engine E is assigned to one of the two rotating elements arranged inside, and the output gear OUT to the drive system is assigned to the other, and the two rotations arranged on both outer sides of the inner rotating element A hybrid vehicle including a differential device in which a first motor generator MG1 and a second motor generator MG2 are connected to each other, and a low brake LB that switches between a continuously variable gear ratio mode and a fixed gear ratio mode by fastening release control. Therefore, when selecting “EV-LB mode” or “LB mode” in which the low brake LB is engaged, the motor torque control of the first embodiment is applied, When selecting "EV mode" or "E-iVT mode" where the rake LB is released, the motor torque control of the second embodiment is applied to provide a driving force synthesis transmission TM that changes the degree of freedom of the rotating system. In a hybrid vehicle, a desired vehicle acceleration / deceleration can be obtained without monitoring whether the target driving force and the actual driving force match regardless of the selected driving mode, and use of the estimated disturbance value Therefore, fluctuations in acceleration / deceleration in the vehicle front-rear direction due to drive shaft resonance can be suppressed without causing an increase in cost.

以上、本発明の車両のモータトルク制御装置を実施例１および実施例２に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。   As mentioned above, although the motor torque control apparatus of the vehicle of this invention has been demonstrated based on Example 1 and Example 2, it is not restricted to these Examples about a concrete structure, Each of Claims Design changes and additions are allowed without departing from the scope of the claimed invention.

実施例１，２では、１つのエンジンと２つのモータジェネレータを動力源とし、ラビニョウ型遊星歯車列とエンジンクラッチとローブレーキとを有する駆動力合成変速機を備えたハイブリッド車への適用例を示した。しかし、実施例１のモータトルク制御装置については、少なくとも１つのモータジェネレータを動力源の１つとし、一定変速比もしくは可変変速比の変速機を介してタイヤに動力を伝達して走行する電気自動車もしくはハイブリッド車であれば適用することができる。また、実施例２のモータトルク制御装置については、少なくとも２つのモータジェネレータを動力源とし、動力源と出力部材のうち２つの回転速度が決まれば残りの全ての回転速度が決まる２自由度の差動装置を有する変速機を介してタイヤに動力を伝達して走行する電気自動車もしくはハイブリッド車であれば適用することができる。   In the first and second embodiments, an example of application to a hybrid vehicle including a driving force synthesis transmission having one engine and two motor generators as power sources and having a Ravigneaux planetary gear train, an engine clutch, and a low brake is shown. It was. However, in the motor torque control apparatus according to the first embodiment, at least one motor generator is one of the power sources, and the electric vehicle travels by transmitting power to the tires via a transmission having a constant gear ratio or a variable gear ratio. Alternatively, it can be applied to a hybrid vehicle. In the motor torque control apparatus according to the second embodiment, at least two motor generators are used as a power source, and if two rotation speeds of the power source and the output member are determined, all remaining rotation speeds are determined. The present invention can be applied to an electric vehicle or a hybrid vehicle that travels by transmitting power to a tire via a transmission having a moving device.

実施例１のモータトルク制御装置が適用されたハイブリッド車を示す全体システム図である。1 is an overall system diagram illustrating a hybrid vehicle to which a motor torque control device according to a first embodiment is applied. 実施例１のモータトルク制御装置が適用されたハイブリッド車に採用されたラビニョウ型遊星歯車列による各走行モードをあらわす共線図である。It is a collinear diagram showing each driving mode by the Ravigneaux type planetary gear train adopted in the hybrid vehicle to which the motor torque control device of the first embodiment is applied. 実施例１のモータトルク制御装置が適用されたハイブリッド車での走行モードマップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the driving mode map in the hybrid vehicle to which the motor torque control apparatus of Example 1 was applied. 実施例１のモータトルク制御装置が適用されたハイブリッド車での４つの走行モード間におけるモード遷移経路を示す図である。It is a figure which shows the mode transition path | route between four driving modes in the hybrid vehicle to which the motor torque control apparatus of Example 1 was applied. 実施例１のモータトルク制御装置の各構成要素を示すブロック線図である。It is a block diagram which shows each component of the motor torque control apparatus of Example 1. FIG. 実施例１のモータトルク制御の考え方を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the concept of the motor torque control of Example 1. FIG. 実施例１におけるモータトルクの制御ブロック図である。FIG. 3 is a control block diagram of motor torque in the first embodiment. 実施例２のモータトルク制御装置の各構成要素を示すブロック線図である。It is a block diagram which shows each component of the motor torque control apparatus of Example 2. FIG.

符号の説明Explanation of symbols

Ｅ エンジン
MG1 第１モータジェネレータ
MG2 第２モータジェネレータ
OG 出力ギヤ（出力部材）
TM 駆動力合成変速機（変速機）
PGR ラビニョウ型遊星歯車列（差動装置）
EC エンジンクラッチ
LB ローブレーキ（締結要素）
１ エンジンコントローラ
２ モータコントローラ
３ インバータ
４ バッテリ
５ 油圧制御装置
６ 統合コントローラ
６１ 外乱推定手段
６２ 目標加速度演算手段
６３ 外乱相殺量演算手段
６４ 目標モータトルク演算手段
６５ 変速制御手段
７ アクセル開度センサ
８ 車速センサ（出力軸回転速度検出手段）
９ エンジン回転数センサ
１０ 第１モータジェネレータ回転数センサ（回転速度検出手段）
１１ 第２モータジェネレータ回転数センサ（回転速度検出手段）
１２ 第２リングギヤ回転数センサ（回転速度検出手段）
１３ 車輪速センサ（車輪回転速度検出手段）
E engine
MG1 1st motor generator
MG2 Second motor generator
OG output gear (output member)
TM Driving force transmission (transmission)
PGR Ravigneaux type planetary gear train (differential device)
EC engine clutch
LB Low brake (fastening element)
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Engine controller 2 Motor controller 3 Inverter 4 Battery 5 Hydraulic control apparatus 6 Integrated controller 61 Disturbance estimation means 62 Target acceleration calculation means 63 Disturbance cancellation amount calculation means 64 Target motor torque calculation means 65 Shift control means 7 Acceleration opening degree sensor 8 Vehicle speed sensor (Output shaft rotation speed detection means)
9 Engine speed sensor 10 First motor generator speed sensor (rotation speed detecting means)
11 Second motor generator rotational speed sensor (rotational speed detecting means)
12 Second ring gear rotation speed sensor (rotation speed detection means)
13 Wheel speed sensor (wheel rotation speed detection means)

Claims (4)

少なくとも１つのモータジェネレータを動力源の１つとし、一定変速比もしくは可変変速比の変速機からドライブシャフトを介してタイヤに動力を伝達して走行する車両において、
前記変速機の出力軸回転速度を検出する出力軸回転速度検出手段と、
前記変速機に連結されるタイヤの回転速度を検出する車輪回転速度検出手段と、
モータジェネレータトルクと出力軸回転速度と車輪回転速度を入力し、ドライブシャフトから変速機へのトルク反力と走行抵抗トルクとを外乱として推定する外乱推定手段と、
符号を逆にしたトルク反力推定値を、ドライブシャフト共振を抑制するための外乱相殺トルクとする外乱相殺量演算手段と、
運転者やシステムからの要求に応じて設定された目標駆動力と、前記外乱推定手段からの走行抵抗トルク推定値とから、車両の目標加速度を演算する目標加速度演算手段と、
前記外乱相殺量演算手段からの外乱相殺トルクと前記目標加速度演算手段からの目標加速度との和を、前記モータジェネレータへ出力する目標モータトルクとする目標モータトルク演算手段と、
を有することを特徴とする車両のモータトルク制御装置。 In a vehicle that travels by transmitting power from a transmission having a constant gear ratio or a variable gear ratio to a tire via a drive shaft with at least one motor generator as one of the power sources,
Output shaft rotation speed detection means for detecting the output shaft rotation speed of the transmission;
Wheel rotation speed detection means for detecting the rotation speed of a tire connected to the transmission;
Disturbance estimation means for inputting a motor generator torque, an output shaft rotation speed, and a wheel rotation speed, and estimating a torque reaction force and a running resistance torque from the drive shaft to the transmission as disturbances;
Disturbance canceling amount calculation means using the torque reaction force estimated value with the sign reversed as a disturbance canceling torque for suppressing drive shaft resonance,
Target acceleration calculating means for calculating a target acceleration of the vehicle from a target driving force set according to a request from a driver or a system and a running resistance torque estimated value from the disturbance estimating means;
Target motor torque calculation means for setting the sum of the disturbance cancellation torque from the disturbance cancellation amount calculation means and the target acceleration from the target acceleration calculation means as a target motor torque to be output to the motor generator;
Motor torque control apparatus for a vehicle, characterized in that it comprises a. 請求項１に記載の車両のモータトルク制御装置において、
前記動力源として、モータジェネレータを少なくとも２つ備え、
前記変速機は、動力源と出力部材のうち２つの回転速度が決まれた残りの全てが決まる２自由度の差動装置を有することを特徴とする車両のモータトルク制御装置。 The motor torque control device for a vehicle according to claim 1,
As the power source, at least two motor generators are provided,
The transmission includes a two-degree-of-freedom differential device that determines all of the remaining power of the power source and the output member that are determined by two rotational speeds . 請求項２に記載された車両のモータトルク制御装置において、
動力源回転速度と出力軸回転速度を検出する回転速度検出手段と、
動力源の何れかの回転速度を変速制御量と考え、変速制御量と出力軸回転速度との比を変速比とし、変速比と目標変速比との偏差が減少するように変速制御トルクを演算する変速制御手段と、
を設け、
前記目標モータトルク演算手段は、前記外乱相殺トルクと前記車両の目標加速度との和が、出力軸回転加速度の変化のみに作用し、前記変速制御トルクが変速制御量のみに作用するように、前記モータジェネレータへ出力する目標モータトルクを演算することを特徴とする車両のモータトルク制御装置。 In the vehicle motor torque control device according to claim 2 ,
A rotation speed detecting means for detecting a moving power source rotational speed output shaft rotational speed,
Considered one of the rotational speed of the dynamic power source and a transmission control amount, the ratio of the shift control amount and the output shaft rotational speed and transmission ratio, the shift control torque so that the deviation between the speed ratio and the target speed ratio decreases Shift control means for calculating;
Provided,
The target motor torque calculation means is configured so that the sum of the disturbance canceling torque and the target acceleration of the vehicle acts only on a change in output shaft rotational acceleration, and the shift control torque acts only on a shift control amount. motor torque control apparatus for a vehicle according to claim and Turkey to calculate the target motor torque to be output to the motor generator. 請求項１乃至３の何れか１項に記載された車両のモータトルク制御装置において、
前記動力源として、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を備え、
前記変速機は、共線図上に４つ以上の回転要素が配列され、各回転要素のうちの内側に配列される２つの回転要素の一方にエンジンからの入力を、他方に駆動系統への出力部材をそれぞれ割り当てると共に、前記内側の回転要素の両外側に配列される２つの回転要素にそれぞれ第１モータジェネレータと第２モータジェネレータとを連結した差動装置と、締結解放制御により無段変速比モードと固定変速比モードとを切り換える締結要素と、を備えたハイブリッド車の駆動力合成変速機であることを特徴とする車両のモータトルク制御装置。 The motor torque control device for a vehicle according to any one of claims 1 to 3 ,
The power source includes an engine, a first motor generator, and a second motor generator,
In the transmission, four or more rotating elements are arranged on a collinear diagram, one of two rotating elements arranged inside each rotating element is input from the engine, and the other is input to the drive system. Each of the output members is assigned, and a differential device in which a first motor generator and a second motor generator are connected to two rotating elements arranged on both outer sides of the inner rotating element, and continuously variable transmission by fastening release control A motor torque control device for a vehicle, characterized in that the vehicle motor torque control device is a hybrid vehicle driving force synthesizing transmission that includes a fastening element that switches between a ratio mode and a fixed gear ratio mode.
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