JP4730296B2 - ハイブリッド駆動装置の制御装置 - Google Patents

Description

この発明は、車両の走行のための動力源として２種類の動力源を備えているハイブリッド駆動装置に関し、特に、内燃機関と、その内燃機関に連結された変速機構と、発電機としての機能を有する電動機とを備えているハイブリッド駆動装置を対象とする制御装置に関するものである。

車両用のハイブリッド駆動装置は、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの内燃機関と、モータもしくはモータ・ジェネレータなどの電動機を動力装置として備えており、内燃機関を可及的に効率の良い状態で運転する一方、出力トルクやエンジンブレーキ力の過不足を電動機で補い、さらには減速時にエネルギの回生を行うことにより、内燃機関による排ガスを低減し、同時に燃費の向上を図るように構成された駆動装置である。この種のハイブリッド駆動装置の一例が特許文献１に記載されている。

この特許文献１に記載されているハイブリッド車両の動力伝達装置は、エンジン、第１モータ・ジェネレータ、前後進切換機構、金属Ｖベルト式無段変速機構、発進クラッチ、第２モータ・ジェネレータなどから構成されている。具体的には、エンジンの出力軸と金属Ｖベルト式無段変速機構の変速機入力軸との間に、第１モータ・ジェネレータおよび前後進切換機構が配置されていて、金属Ｖベルト式無段変速機構の変速機出力軸に、発進クラッチを介して、第２モータ・ジェネレータが連結されている。さらに、発進クラッチ、および、ファイナルドライブギヤ、ファイナルドリブンギヤ、ディファレンシャル機構、アクスルシャフト等を介して車輪（駆動輪）が連結されている。

そして、このハイブリッド車両の動力伝達装置は、エンジンの駆動力を前後進切換機構およびベルト式無段変速機構を介して変速するとともに、発進クラッチからファイナルドライブギヤおよびファイナルドリブンギヤ、ディファレンシャル機構、アクスルシャフト等を介して車輪に伝達して走行駆動を行うように構成されている。そして、発進時には第１モータ・ジェネレータにより駆動アシストを行うとともに、減速時には第１モータ・ジェネレータを発電機として作用させてエネルギ回生（バッテリの充電）を行うようになっている。

さらに、車両が停止している時や、車両が比較的高速で走行している状態においては、エンジンを一時的に停止させる制御が行われ、燃費の向上を図るようになっている。すなわち、車両走行中にエンジンを一時停止させるときには、第２モータ・ジェネレータの出力により車輪を駆動させて走行を継続する制御が行われる。このとき、前後進切換機構の前進クラッチおよび後進ブレーキが共に解放状態にされて、前後進切換機構よりもエンジン側における引き摺りトルクの発生を防止するようになっている。またこのとき、発進クラッチがベルト式無段変速機構を無負荷回転駆動させるに必要なだけのトルク伝達を行わせる弱い係合状態にされて、無負荷回転駆動するベルト式無段変速機構の変速比をその時点の運転状態に対応する値に設定する制御を行うように構成されている。

特開２００１−２０８１７７号公報

上記の特許文献１に記載されている発明のように、エンジンとモータ・ジェネレータとベルト式無段変速機とを備えたハイブリッド駆動装置においては、システム全体としての効率を向上させるために、車両の減速時や制動時における回生効率の低下を防止もしくは抑制することが重要となる。例えば、車両の減速時もしくは制動時に、駆動輪側からベルト式無段変速機およびエンジン側へ伝達されるトルクによりベルト式無段変速機やエンジンが駆動される場合、その場合にベルト式無段変速機あるいは前後進切換機構あるいはエンジンの内部で生じる引き摺りトルクなどによる動力の損失を低減する必要がある。

そこで、例えば特許文献１に記載されている発明では、ベルト式無段変速機の出力軸側にモータ・ジェネレータが連結された構成において、ベルト式無段変速機の出力軸とモータ・ジェネレータとの間に発進クラッチが設けられていて、車両の減速時もしくは制動時にベルト式無段変速機の出力軸に連結されたモータ・ジェネレータで回生が行われる場合は、その発進クラッチを解放することで、エンジンの引き摺りトルクによる損失を低減することができる。これに対して、上記のような構成において発進クラッチを廃止して装置を簡素化した場合には、車両の減速時もしくは制動時に、すなわちモータ・ジェネレータによる回生時に、前後進切換機構における前進クラッチおよび後進ブレーキを解放することで、上記の場合と同様に、エンジンの引き摺りトルクによる損失を低減することができる。

しかしながら、この場合には、エンジンの引き摺りトルクによる損失を低減することはできるものの、前後進切換機構の前進クラッチおよび後進ブレーキでの引き摺りトルクによる損失が不可避的に発生してしまう。

また、ベルト式無段変速機のベルト挟圧力制御では、通常、例えばセカンダリ（従動）プーリ側のベルト挟圧力を基準にしてプライマリ（駆動）プーリ側で変速制御が行われる。しかしながら、モータ・ジェネレータによる回生時には、上記のようなプライマリプーリとセカンダリプーリとの関係が反対になる、すなわち、セカンダリプーリから入力されるトルクによってプライマリプーリが駆動されることになるため、通常のベルト挟圧力制御では最適にベルト挟圧力を制御できない場合がある。その結果、ベルト挟圧力により決まる変速機の伝達トルク容量に過不足が生じ、例えばベルト挟圧力が過剰になることによる燃費の低下や、あるいは、ベルト挟圧力が不足することによるベルト滑りが発生してしまうおそれがあった。

この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、車両の減速時や制動時における回生制御の実行時に、回生効率の低下を防止もしくは抑制するとともに、変速機構の伝達トルク容量に過不足が生じてしまうことを回避もしくは抑制することのできるハイブリッド駆動装置の制御装置を提供することを目的とするものである。

上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、伝達トルク容量を変更可能な変速機構の入力部材に、係合・解放状態を制御可能な摩擦係合装置を有する伝動機構を介して内燃機関が連結されるとともに、前記変速機構の出力部材に、発電機としての機能を有する電動機が連結されているハイブリッド駆動装置の制御装置において、前記電動機を発電機として駆動する回生制御が実行される場合に、前記摩擦係合装置を解放して前記内燃機関と前記入力部材との間の動力伝達経路を遮断する摩擦係合装置制御手段と、前記摩擦係合装置の引き摺りトルクを求める引き摺りトルク算出手段と、前記引き摺りトルク算出手段により求められた前記摩擦係合装置の引き摺りトルクから前記入力部材と出力部材との間で伝達される変速機伝達トルクを算出する変速機伝達トルク算出手段と、前記変速機伝達トルク算出手段により求められた前記変速機伝達トルクに基づいて前記変速機構の伝達トルク容量を制御する伝達トルク容量制御手段とを備えていることを特徴とする制御装置である。

また、請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記伝動機構が、第１の摩擦係合装置と第２の摩擦係合装置との少なくとも２つの摩擦係合装置を有し、それら第１および第２の摩擦係合装置の係合・解放状態を切り換えることにより前進状態と後進状態とを切り換える前後進切換機構であり、前記引き摺りトルク算出手段が、前記第１および第２の摩擦係合装置の引き摺りトルクを求める手段を含み、前記変速機伝達トルク算出手段が、前記引き摺りトルク算出手段により求められた前記第１および第２の摩擦係合装置の引き摺りトルクに基づいて前記変速機伝達トルクを算出する手段を含むことを特徴とする制御装置である。

さらに、請求項３の発明は、請求項２の発明において、前記第１の摩擦係合装置が、前記前後進切換機構で前進状態を設定する際に係合される前進クラッチであり、前記第２の摩擦係合装置が、前記前後進切換機構で後進状態を設定する際に係合される後進ブレーキであることを特徴とする制御装置である。

そして、請求項４の発明は、請求項１ないし３のいずれかの発明において、前記回生制御が実行される場合に、前記変速機構の入力側におけるイナーシャトルクを求めるイナーシャトルク算出手段を更に備え、前記変速機伝達トルク算出手段が、前記イナーシャトルク算出手段により求められた前記イナーシャトルクに基づいて前記変速機伝達トルクを算出する手段を含むことを特徴とする制御装置である。

一方、請求項５の発明は、伝達トルク容量を変更可能な変速機構の入力部材に、係合・解放状態を制御可能な摩擦係合装置を有する伝動機構を介して内燃機関が連結されるとともに、前記変速機構の出力部材に第１の駆動輪が連結された第１の駆動系統と、発電機としての機能を有する電動機に第２の駆動輪が連結された第２の駆動系統とを備えているハイブリッド駆動装置の制御装置において、前記電動機を発電機として駆動する回生制御が実行される場合に、前記摩擦係合装置を解放して前記内燃機関と前記入力部材との間の動力伝達経路を遮断する摩擦係合装置制御手段と、前記摩擦係合装置の引き摺りトルクを求める引き摺りトルク算出手段と、前記引き摺りトルク算出手段により求められた前記摩擦係合装置の引き摺りトルクから前記入力部材と出力部材との間で伝達される変速機伝達トルクを算出する変速機伝達トルク算出手段と、前記変速機伝達トルク算出手段により求められた前記変速機伝達トルクに基づいて前記変速機構の伝達トルク容量を制御する伝達トルク容量制御手段とを備えていることを特徴とする制御装置である。

また、請求項６の発明は、請求項５の発明において、前記伝動機構が、第１の摩擦係合装置と第２の摩擦係合装置との少なくとも２つの摩擦係合装置を有し、それら第１および第２の摩擦係合装置の係合・解放状態を切り換えることにより前進状態と後進状態とを切り換える前後進切換機構であり、前記引き摺りトルク算出手段が、前記第１および第２の摩擦係合装置の引き摺りトルクを求める手段を含み、前記変速機伝達トルク算出手段が、前記引き摺りトルク算出手段により求められた前記第１および第２の摩擦係合装置の引き摺りトルクに基づいて前記変速機伝達トルクを算出する手段を含むことを特徴とする制御装置である。

さらに、請求項７の発明は、請求項６の発明において、前記第１の摩擦係合装置が、前記前後進切換機構で前進状態を設定する際に係合される前進クラッチであり、前記第２の摩擦係合装置が、前記前後進切換機構で後進状態を設定する際に係合される後進ブレーキであることを特徴とする制御装置である。

そして、請求項８の発明は、請求項５ないし７のいずれかの発明において、前記回生制御が実行される場合に、前記変速機構の入力側におけるイナーシャトルクを求めるイナーシャトルク算出手段を更に備え、前記変速機伝達トルク算出手段が、前記イナーシャトルク算出手段により求められた前記イナーシャトルクに基づいて前記変速機伝達トルクを算出する手段を含むことを特徴とする制御装置である。

したがって、請求項１の発明によれば、車両の減速時や制動時に、変速機構の出力部材に連結された電動機の回生制御が実行される場合、内燃機関と変速機構の入力部材との間の動力伝達経路に設けられた摩擦係合装置が解放されて、内燃機関での引き摺りトルクによる損失の発生が回避される。また、摩擦係合装置で生じる引き摺りトルクが求められ、その摩擦係合装置での引き摺りトルクから変速機構の伝達トルクが求められる。そして、その変速機構の伝達トルクに基づいて変速機構の伝達トルク容量が制御される。そのため、電動機が回生制御される場合に、回生効率の低下を防止もしくは抑制することができるとともに、変速機構の伝達トルク容量に過不足が生じることを回避もしくは抑制することができる。

また、請求項２の発明によれば、電動機が回生制御される場合に、前後進切換機構の第１の摩擦係合装置と第２の摩擦係合装置との２つの摩擦係合装置で生じる引き摺りトルクが求められ、それら２つの摩擦係合装置での引き摺りトルクの両方に基づいて変速機構の伝達トルクが求められる。そのため、電動機が回生制御される場合の変速機構の伝達トルクを精度良く求めることができる。

さらに、請求項３の発明によれば、電動機が回生制御される場合に、前後進切換機構の前進クラッチと後進ブレーキとで生じる引き摺りトルクが求められ、それら前進クラッチでの引き摺りトルクと後進ブレーキでの引き摺りトルクとの両方に基づいて変速機構の伝達トルクが求められる。そのため、電動機が回生制御される場合の変速機構の伝達トルクを精度良く求めることができる。

そして、請求項４の発明によれば、電動機が回生制御される場合に、変速機構の入力側におけるイナーシャトルクが更に求められ、そのイナーシャトルクに基づいて変速機構の伝達トルクが求められる。そのため、電動機が回生制御される場合の変速機構の伝達トルクをより精度良く求めることができる。

一方、請求項５の発明によれば、例えば、前輪に第１の駆動系統が配置され、後輪に第２の駆動系統が配置された四輪駆動車両の減速時や制動時に、第２の駆動輪に連結された電動機が回生制御される場合、内燃機関と変速機構の入力部材との間の動力伝達経路に設けられた摩擦係合装置が解放されて、内燃機関での引き摺りトルクによる損失の発生が回避される。また、摩擦係合装置で生じる引き摺りトルクが求められ、その摩擦係合装置での引き摺りトルクから変速機構の伝達トルクが求められる。そして、その変速機構の伝達トルクに基づいて変速機構の伝達トルク容量が制御される。そのため、電動機が回生制御される場合に、回生効率の低下を防止もしくは抑制することができるとともに、変速機構の伝達トルク容量に過不足が生じることを回避もしくは抑制することができる。

また、請求項６の発明によれば、第２の駆動系統の電動機が回生制御される場合に、第１の駆動系統の前後進切換機構の第１の摩擦係合装置と第２の摩擦係合装置との２つの摩擦係合装置で生じる引き摺りトルクが求められ、それら２つの摩擦係合装置での引き摺りトルクの両方に基づいて、第１の駆動系統の変速機構の伝達トルクが求められる。そのため、電動機が回生制御される場合の変速機構の伝達トルクを精度良く求めることができる。

さらに、請求項７の発明によれば、第２の駆動系統の電動機が回生制御される場合に、第１の駆動系統の前後進切換機構の前進クラッチと後進ブレーキとで生じる引き摺りトルクが求められ、それら前進クラッチでの引き摺りトルクと後進ブレーキでの引き摺りトルクとの両方に基づいて、第１の駆動系統の変速機構の伝達トルクが求められる。そのため、電動機が回生制御される場合の変速機構の伝達トルクを精度良く求めることができる。

そして、請求項８の発明によれば、第２の駆動系統の電動機が回生制御される場合に、第１の駆動系統の変速機構の入力側におけるイナーシャトルクが更に求められ、そのイナーシャトルクに基づいて、第１の駆動系統の変速機構の伝達トルクが求められる。そのため、電動機が回生制御される場合の変速機構の伝達トルクをより精度良く求めることができる。

つぎに、この発明を具体例に基づいて説明する。先ず、この発明で対象とするハイブリッド駆動装置について説明すると、この発明で対象とするハイブリッド駆動装置は、一例として図２に示すように、車両Ｖｅ1に搭載されるものであって、主動力源としての内燃機関１のトルクが、摩擦係合装置２ｆ，２ｒを有する伝動機構２を介して変速機構３の入力部材３ｉに伝達され、変速機構３の出力部材３ｏからデファレンシャル４を介して駆動輪５に伝達される。したがって、内燃機関１と出力部材３ｏとの間で伝達トルクを変速機構３で設定する変速比に応じて増減するようになっている。一方、走行のための駆動力を出力する力行制御あるいはエネルギを回収する回生制御の可能な電動機６が、変速機構３の出力部材３ｏ側に設けられていて、その電動機６と駆動輪５との間で、出力部材３ｏおよびデファレンシャル４を介してトルクの伝達が行われるようになっている。

具体的に説明すると、内燃機関（以下、エンジンと記す）１は、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの燃料を燃焼させて動力を出力する公知の動力装置であって、スロットル開度（吸気量）や燃料供給量、点火時期などの運転状態を電気的に制御できるように構成されている。

また、伝動機構２は、この実施例では、摩擦係合装置２ｆ，２ｒの係合・解放状態を切り換えることにより、車両Ｖｅ1の前進状態と後進状態とを切り換える、後述する前後進切換機構１５に相当するものであり、したがって、摩擦係合装置２ｆ，２ｒは、それぞれ、前後進切換機構１５のフォワードクラッチ（前進クラッチ）３１およびリバースブレーキ（後進ブレーキ）３２に相当している。これら摩擦係合装置２ｆ，２ｒ（フォワードクラッチ３１，リバースブレーキ３２）としては、例えば、多板形式の係合装置あるいはバンド形式の係合装置などを採用することができる。

また、変速機構３は、この実施例では、ベルト式無段変速機３であり、ベルトを巻掛けたプーリの溝幅を変更することにより、プーリの有効径すなわちベルトが巻き掛かっている半径を変更して変速比を無段階に設定することのできる変速機である。したがって駆動側（あるいは入力側）すなわち入力部材３ｉ側のプーリ、および従動側（あるいは出力側）すなわち出力部材３ｏ側のプーリを、固定シーブとその固定シーブに対して軸線方向に前後動する可動シーブとによって構成し、その可動シーブを例えば油圧などの外力で移動させることにより、各プーリの溝幅を変化させ、ベルトの巻き掛け半径を連続的に変更できるように構成されている。

また、電動機６は、いわゆるモータ・ジェネレータ６であり、一例として同期電動機であって、モータとしての機能と発電機としての機能とを生じるように構成されている。そして、インバータ７を介してバッテリーなどの蓄電装置８に接続されていて、そのインバータ７を制御することにより、モータ・ジェネレータ６の出力トルクあるいは回生トルクを適宜に設定するようになっている。また、この実施例では、モータ・ジェネレータ６は、そのロータ６ａが、上記のベルト式無段変速機３の出力部材３ｏ側に、例えばベルト式無段変速機３の従動プーリの固定シーブに一体的に連結されている。

そして、上記のエンジン１の運転状態の制御、あるいは摩擦係合装置２すなわち前後進切換機構１５のフォワードクラッチ３１の係合・解放状態の制御、あるいはベルト式無段変速機３の変速制御、あるいはモータ・ジェネレータ６の回転制御などを行うコントローラとして電子制御装置（ＥＣＵ）９が設けられている。

この電子制御装置９には、例えば、車速センサの信号、加速要求検知センサ（例えばアクセルペダルの踏み込み量もしくは踏み込み力を検知するセンサ）の信号、制動要求検知センサ（例えばブレーキペダルの踏み込み量もしくは踏み込み力を検知するセンサ）の信号、エンジン回転数センサの信号、蓄電装置８の充電量（Ｓ.Ｏ.Ｃ.）を検知するセンサの信号、モータ・ジェネレータ６の回転数を検知するセンサの信号、シフトポジションセンサの信号、ベルト式無段変速機３の入力回転数および出力回転数を検知するセンサの信号、エンジン１および前後進切換機構１５およびベルト式無段変速機３の油温を検知するセンサの信号などが入力される。これに対して、電子制御装置９からは、例えば、エンジン１を制御する信号、インバータ７を介してモータ・ジェネレータ６を制御する信号、前後進切換機構１５のフォワードクラッチ３１を制御する信号などが出力される。

この実施例における上記のベルト式無段変速機３について、より具体的に説明する。図３は、上記のベルト式無段変速機３を適用したＦＦ車（フロントエンジンフロントドライブ；エンジン前置き前輪駆動車）のスケルトン図である。図３において、エンジン１のクランクシャフト１ａが車両Ｖｅ1の幅方向に配置されている。

エンジン１の出力側には、トランスアクスル１０が設けられている。このトランスアクスル１０は、エンジン１の後端側（図３での左側）に取り付けられたトランスアクスルハウジング１１と、トランスアクスルハウジング１１におけるエンジン１とは反対側（図３での左側）の開口端に取り付けられたトランスアクスルケース１２と、トランスアクスルケース１２におけるトランスアクスルハウジング１１とは反対側（図３での左側）の開口端に取り付けられたトランスアクスルリヤカバー１３とを有している。

トランスアクスルハウジング１１の内部には、トルクコンバータ１４が設けられており、トランスアクスルケース１２およびトランスアクスルリヤカバー１３の内部には、前後進切換機構１５およびベルト式無段変速機構３ａおよびデファレンシャル４が設けられている。

トルクコンバータ１４は、クランクシャフト１ａと同一の軸線を中心として回転可能なインプットシャフト１６が設けられており、インプットシャフト１６におけるエンジン１側（図３での右側）の端部にはタービンランナ１７が取り付けられている。一方、クランクシャフト１ａの後端にはドライブプレート１８を介してフロントカバー１９が連結されており、フロントカバー１９にはポンプインペラ２０が接続されている。これらタービンランナ１７とポンプインペラ２０とは互いに対向して配置され、タービンランナ１７およびポンプインペラ２０の内側にはステータ２１が設けられている。このステータ２１には、一方向クラッチ２２を介して中空軸２３が接続されている。中空軸２３はトランスアクスルケース１２側に回転が不可能な状態で固定されていて、その中空軸２３の内部に前記のインプットシャフト１６が配置されている。

インプットシャフト１６におけるフロントカバー１９側（図３での右側）の端部には、ダンパ機構２４を介してロックアップクラッチ２５が設けられている。上記のように構成されたフロントカバー１９およびポンプインペラ２０などにより形成されたケーシング（図示せず）内に、作動流体としてのオイルが供給されている。

上記構成により、エンジン１の動力（トルク）がクランクシャフト１ａからフロントカバー１９に伝達される。この時、ロックアップクラッチ２５が解放されている場合は、ポンプインペラ２０のトルクが流体によりタービンランナ１７に伝達され、ついでインプットシャフト１６に伝達される。なお、ポンプインペラ２０からタービンランナ１７に伝達されるトルクを、ステータ２１により増幅することもできる。一方、ロックアップクラッチ２５が係合されている場合は、フロントカバー１９のトルクが機械的にインプットシャフト１６に伝達される。

トルクコンバータ１４と前後進切換機構１５との間には、オイルポンプ２６が設けられている。このオイルポンプ２６のロータ２７と、前記ポンプインペラ２０とが円筒形状のハブ２８により接続されている。また、オイルポンプ２６のボデー２９は、トランスアクスルケース１２側に固定されている。この構成により、エンジン１の動力がポンプインペラ２０を介してロータ２７に伝達され、オイルポンプ２６を駆動することができる。

前後進切換機構１５は、インプットシャフト１６とベルト式無段変速機構３ａとの間の動力伝達経路に設けられている。この前後進切換機構１５は、エンジン１の回転方向が一方向に限られていることに伴って採用されている機構であって、入力されたトルクをそのまま出力する、もしくは反転して出力するように構成されている。具体的には、この前後進切換機構１５は、主に、ダブルピニオン形式の遊星歯車装置３０およびフォワードクラッチ３１ならびにリバースブレーキ３２により構成されている。

この前後進切換機構１５の構成の一例を説明すると、遊星歯車装置３０は、インプットシャフト１６のベルト式無段変速機構３ａ側（図３での左側）の端部に設けられたサンギヤ３３と、このサンギヤ３３の外周側に、サンギヤ３３と同心状に配置されたリングギヤ３４と、サンギヤ３３に噛み合わされたピニオンギヤ３５と、このピニオンギヤ３５およびリングギヤ３４に噛み合わされたピニオンギヤ３６と、ピニオンギヤ３５，３６を自転可能に保持し、かつ、ピニオンギヤ３５，３６を、サンギヤ３３の周囲で一体的に公転可能な状態で保持したキャリヤ３７とを有している。

そして、このキャリヤ３７と、後述するベルト式無段変速機構３ａの入力軸であるプライマリシャフト３８とが連結され、サンギヤ３３と、ダンパ機構２４に連結されたインプットシャフト１６とが連結されている。また、リングギヤ３４の回転・固定を制御するリバースブレーキ３２が、トランスアクスルケース１２に設けられている。さらに、サンギヤ３３と、キャリヤ３７との間の動力伝達経路を接続・遮断するフォワードクラッチ３１が設けられている。

この前後進切換機構１５においては、前進ポジションが選択された場合は、フォワードクラッチ３１が係合され、かつ、リバースブレーキ３２が解放されて、キャリヤ３７と、サンギヤ３３すなわちインプットシャフト１６とが一体回転する。キャリヤ３７とサンギヤ３３とが一体回転することによって、リングギヤ３４もそれらキャリヤ３７およびサンギヤ３３と一体回転する。すなわち、インプットシャフト１６とプライマリシャフト３８とが直結状態になる。そして、エンジン１のトルクが、後述するベルト式無段変速機構３ａのプライマリシャフト３８およびセカンダリシャフト３９などの回転部材を経由して駆動輪５に伝達され、車両Ｖｅ1が前進する。

これに対して、後進ポジションが選択された場合は、フォワードクラッチ３１が解放され、かつ、リバースブレーキ３２が係合されて、リングギヤ３４が固定される。すると、インプットシャフト１６の回転に伴ってサンギヤ３３が回転し、リングギヤ３４を反力要素としてキャリヤ３７がインプットシャフト１６の回転方向とは逆の方向に回転する。その結果、後述するプライマリシャフト３８およびセカンダリシャフト３９などの回転部材が、前進ポジションの場合とは逆方向に回転して車両Ｖｅ1が後進する。

ベルト式無段変速機構３ａは、プライマリシャフト３８およびセカンダリシャフト３９を有している。すなわち、ベルト式無段変速機構３ａは、インプットシャフト１６と同心状に配置されたプライマリシャフト３８と、プライマリシャフト３８と相互に平行に配置されたセカンダリシャフト３９とを有している。プライマリシャフト３８側にはプライマリプーリ（すなわち駆動プーリ）４０が設けられており、セカンダリシャフト３９側にはセカンダリプーリ（すなわち従動プーリ）４１が設けられている。

プライマリプーリ４０は、プライマリシャフト３８の外周に一体的に形成もしくは固定された固定シーブ４２と、プライマリシャフト３８の軸線方向に移動できるように構成された可動シーブ４３とを有している。また、これら固定シーブ４２と可動シーブ４３との対向面間に、すなわち固定シーブ４２のテーパ面４２ａと可動シーブ４３のテーパ面４３ａとの間に、Ｖ字形状の溝（ベルト巻き掛け溝）４４が形成されている。そして、可動シーブ４３をプライマリシャフト３８の軸線方向に動作させ、可動シーブ４３と固定シーブ４２とを接近・離隔させる油圧アクチュエータ４５が設けられている。

一方、セカンダリプーリ４１は、セカンダリシャフト３９の外周に一体的に形成もしくは固定された固定シーブ４６と、セカンダリシャフト３９の軸線方向に移動できるように構成された可動シーブ４７とを有している。また、これら固定シーブ４６と可動シーブ４７との対向面間に、すなわち固定シーブ４６のテーパ面４６ａと可動シーブ４７のテーパ面４７ａとの間に、Ｖ字形状の溝（ベルト巻き掛け溝）４８が形成されている。そして、可動シーブ４７をセカンダリシャフト３９の軸線方向に動作させ、可動シーブ４７と固定シーブ４６とを接近・離隔させる油圧アクチュエータ４９が設けられている。さらに、上記構成のプライマリプーリ４０のベルト巻き掛け溝４４およびセカンダリプーリ４１のベルト巻き掛け溝４８に対して、伝動ベルト５０が巻き掛けられている。

このように、ベルト式無段変速機構３ａは、互いに平行に配置されたプライマリプーリ（駆動プーリ）４０とセカンダリプーリ（従動プーリ）４１とのそれぞれが、固定シーブ３８，４６と、油圧アクチュエータ４４，４９によって軸線方向に前後動させられる可動シーブ４３，４７とによって構成されている。したがって各プーリ４０，４１のベルト巻き掛け溝４４，４８の幅が、可動シーブ４３，４７を軸線方向に移動させることにより変化し、それに伴って各プーリ４０，４１に巻掛けた伝動部材としての伝動ベルト５０の巻掛け半径（各プーリ４３，４７の有効径）が連続的に変化し、変速比が無段階に変化するようになっている。

なお、セカンダリプーリ４１における油圧アクチュエータ４９には、ベルト式無段変速機構３ａに入力されるトルクに応じた油圧（ライン圧もしくはその補正圧）が供給されている。したがって、セカンダリプーリ４１における各シーブ４６，４７が伝動ベルト５０を挟み付けることにより、伝動ベルト５０に張力が付与され、各プーリ４０，４１と伝動ベルト５０との挟圧力（接触圧力）が確保されるようになっている。言い換えれば、挟圧力に応じた伝達トルク容量が設定される。これに対してプライマリプーリ４０における油圧アクチュエータ４５には、設定するべき変速比に応じた圧油が供給され、目標とする変速比に応じた溝幅（有効径）に設定するようになっている。

ベルト式無段変速機構３ａの入力部材であるプライマリプーリ４０が、前後進切換機構１５における出力要素であるキャリヤ３７に連結され、ベルト式無段変速機構３ａの出力部材であるセカンダリプーリ４１が、ギヤ対５１およびデファレンシャル４に連結され、さらにそのデファレンシャル４が駆動輪５に連結されている。

そして、この実施例におけるベルト式無段変速機構３ａは、セカンダリプーリ４１の固定シーブ４６に、モータ・ジェネレータ６が連結されている。そして、その連結部分は、固定シーブ４６にモータ・ジェネレータ６を連結してユニット化するにあたり、ベルト式無段変速機構３ａのプーリ軸方向（図３での左右方向）の形状・寸法をコンパクト化して、車両搭載性を向上することができるように、固定シーブ４６とモータ・ジェネレータ６とが、半径方向（図３での上下方向）にオーバーラップして配置されて連結されている。

具体的には、固定シーブ４６の背面４６ｂとモータ・ジェネレータ６のロータ６ａとが一体的に固定されている。すなわち、セカンダリプーリ４１の固定シーブ４６と、モータ・ジェネレータ６のロータ６ａとが一体化されている。そのため、ベルト式無段変速機構３ａのプーリ軸方向の形状・寸法をコンパクト化して、車両搭載性を向上することができる。また、セカンダリプーリ４１の固定シーブ４６およびモータ・ジェネレータ６のロータ６ａの構成を簡素化し、また部品点数を削減して、低コスト化を図ることができる。

このように構成されたベルト式無段変速機３によれば、入力回転数であるエンジン回転数を無段階に（言い換えれば、連続的に）制御できるので、これを搭載した車両の燃費を向上できる。例えば、アクセル開度などによって表される要求駆動量と車速とに基づいて目標駆動力が求められ、その目標駆動力を得るために必要な目標出力が目標駆動力と車速とに基づいて求められ、その目標出力を最適燃費で得るためのエンジン回転数が予め用意したマップに基づいて求められ、そして、そのエンジン回転数となるように変速比が制御される。

そのような燃費向上の利点を損なわないために、ベルト式無段変速機３における動力の伝達効率が良好な状態に制御される。具体的には、ベルト式無段変速機３の伝達トルク容量すなわち挟圧力が、エンジントルクに基づいて決まる目標トルクを伝達でき、かつ伝動ベルト５０の滑りが生じない範囲で可及的に低い挟圧力になるよう制御される。例えば、加減速が比較的頻繁に行われたり、路面の凹凸もしくは起伏がある悪路を走行している場合などのいわゆる非定常走行状態では、挟圧力が、前記制御状態に比べ相対的に高い挟圧力になるように制御される。

これに対して、平坦路をある程度以上の車速で定速走行しているなどの定常走行状態もしくはこれに準ずる準定常走行状態では、滑りを生じずに入力トルクを伝達できる最低の圧力すなわち限界挟圧力を検出するために、挟圧力が徐々に低下される。そしてその挟圧力が、検出された限界挟圧力に所定の安全率もしくは滑りに対する余裕伝達トルクを設定する圧力を加えた挟圧力に設定される。そして、このベルト式無段変速機３における挟圧力は、滑りを生じることなくトルクを伝達できる範囲で可及的に低い圧力であることが好ましい。

上記のように、この実施例におけるハイブリッド駆動装置の制御装置は、エンジン１を可及的に効率の良い状態で運転されるように制御し、一方で、エンジン１の出力トルクやエンジンブレーキ力の過不足を補うため、さらには車両Ｖｅ1の減速時や制動時にエネルギの回生を行うために、モータ・ジェネレータ６を回生制御することで、ハイブリッド駆動装置の動力伝達効率を向上させ、燃費の向上を図ることができるように構成されている。

ハイブリッド駆動装置の動力伝達効率を向上させるためには、特に、減速時や制動時に、モータ・ジェネレータ６が発電機として駆動される回生制御をできるだけ効率よく実行することが重要となる。また、回生制御が実行される場合には、ベルト式無段変速機３では、セカンダリプーリ４１から入力されるトルクによってプライマリプーリ４０が駆動されることになる。そのため、その場合に通常と同様の挟圧力制御を一律に行うと、ベルト式無段変速機３の伝達トルク容量を適切に設定することができず、言い換えると、ベルト式無段変速機３の挟圧力に過不足が生じ、挟圧力が過剰になって燃費が低下してしまったり、あるいは、挟圧力が不足してベルト滑りが発生してしまったりする可能性がある。

そこでこの発明における制御装置は、車両Ｖｅ1の減速時や制動時においてモータ・ジェネレータ６での回生制御が実行される場合に、回生効率の低下を防止もしくは抑制するとともに、変速機構の伝達トルク容量に過不足が生じてしまうことを回避もしくは抑制することができるように構成されている。その制御の具体例を以下に説明する。

図１は、この発明におけるハイブリッド駆動装置の制御例を説明するためのフローチャートであって、このフローチャートで示されるルーチンは、所定の短時間毎に繰り返し実行される。図１において、先ず、モータ・ジェネレータ６の回生制御が実行されるか否かが判断される（ステップＳ１）。

モータ・ジェネレータ６の回生制御が実行されないことにより、このステップＳ１で否定的に判断された場合は、以降の制御は行わず、このルーチンを一旦終了する。これに対して、モータ・ジェネレータ６の回生制御が実行されることにより、ステップＳ１で肯定的に判断された場合には、ステップＳ２へ進み、前後進切換機構１５のフォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２を解放状態に制御する指令が出力される。

モータ・ジェネレータ６で回生制御が実行される場合、すなわち車両Ｖｅ1の減速時や制動時に車両Ｖｅ1の慣性エネルギがモータ・ジェネレータ６で電気エネルギに変換される場合、駆動輪５とエンジン１との間が動力伝達可能な状態であると、駆動輪５からの制動トルク、あるいはモータ・ジェネレータ６の回生トルクが、エンジン１を逆転方向に駆動させるトルクとしてエンジン１へ伝達されてしまう。その結果、エンジン１においていわゆる引き摺りトルクによる損失が発生してしまう。そこで車両Ｖｅ1の減速時や制動時に、フォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２を解放状態に制御することで、モータ・ジェネレータ６が回生制御される場合の、エンジン１での損失による回生効率の低下を防止もしくは抑制することができる。

ステップＳ２でフォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２を解放状態に制御する指令が出力されると、フォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２の解放時の引き摺りトルクＴclが算出される（ステップＳ３）。具体的には、フォワードクラッチ３１単体での引き摺りトルクをＴfwd、リバースブレーキ３２単体での引き摺りトルクをＴrevとし、前後進切換機構１５のサンギヤ３３とリングギヤ３４との歯数比をρとすると、前後進切換機構１５の遊星歯車装置３０の各回転要素と、フォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２の引き摺りトルクＴfwd，Ｔrevとの関係は、図４の共線図に示すことができる。そして、フォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２の引き摺りトルクＴfwd，Ｔrevを、油温に応じて粘性が変化するオイルの粘性抵抗を考慮して求めること、例えば、引き摺りトルクＴfwd，Ｔrevを油温をパラメータとして予め定めたマップから求めることで、引き摺りトルクＴclは、
Ｔcl ＝ Ｔfwd ＋ (１−ρ)・Ｔrev ・・・・・・・・・・（１）
として求めることができる。

前述したように、フォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２は、例えば湿式多板式のクラッチおよびブレーキにより構成される場合、隣接するクラッチ板同士の間の摩擦、あるいはクラッチ板間のオイルの粘性抵抗などによって、解放状態にされた場合であっても不可避的に引き摺りトルクＴclが発生する。そこで、このステップＳ３の制御において、上記のように引き摺りトルクＴclを求め、後述するベルト式無段変速機３の挟圧力制御に反映させることで、回生制御の実行時におけるベルト式無段変速機３の挟圧力制御を適切に行うことができる。

続いて、プライマリプーリ４０のイナーシャトルクＴinerが算出される（ステップＳ４）。具体的には、まず、プライマリプーリ４０の回転速度をdθpri／dt、セカンダリプーリ４１の回転速度をdθsec／dtとすると、ベルト式無段変速機３での変速比ｉは、
ｉ ＝ (dθpri／dt)／(dθsec／dt) ・・・・・・・・・・（２）
として求められる。上記の（２）式より、プライマリプーリ４０の回転速度をdθpri／dtは、
dθpri／dt ＝ ｉ・(dθsec／dt) ・・・・・・・・・・（３）
として表され、ここで、プライマリプーリ４０の角速度をωpri（＝d^２θpri／dt^２）、セカンダリプーリ４１の角速度をωsec（＝d^２θsec／dt^２）とすると、プライマリプーリ４０の角速度をωpriは、
ωpri ＝ ｉ・ωsec ＋ (dｉ／dt)・(dθsec／dt) ・・・・・・・・・・（４）
として表すことができる。そして、プライマリプーリ４０のイナーシャトルクＴinerは、プライマリプーリ４０の慣性モーメントをＩpriとすると、
Ｔiner ＝ Ｉpri・ωpri ・・・・・・・・・・（５）
であるため、上記の（４），（５）式より、プライマリプーリ４０のイナーシャトルクＴinerは、
Ｔiner ＝ Ｉpri・{ｉ・ωsec ＋ (dｉ／dt)・(dθsec／dt)} ・・・・・・・（６）
として求めることができる。

フォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２の解放時の引き摺りトルクＴcl、およびプライマリプーリ４０のイナーシャトルクＴinerが求められると、それら引き摺りトルクＴcl、およびイナーシャトルクＴiner、ならびにその時点のベルト式無段変速機３の変速比ｉに基づいて、回生制御実行時のベルト式無段変速機３におけるベルト伝達トルクＴbelt、言い換えると、変速機伝達トルクＴbeltが算出される（ステップＳ５）。

前述したように、この実施例におけるハイブリッド駆動装置の制御装置において、ベルト式無段変速機３の挟圧力制御では、通常、例えばセカンダリ（従動）プーリ４１側のベルト挟圧力を基準にしてプライマリ（駆動）プーリ４０側で変速制御が行われる。言い換えると、セカンダリプーリ４１から出力されるトルクに基づいて挟圧力が設定される。しかしながら、モータ・ジェネレータ６による回生制御の実行時には、フォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２が解放状態に制御され、さらに、上記のようなプライマリプーリ４０とセカンダリプーリ４１との関係が反対になる、すなわち、セカンダリプーリ４１から入力されるトルクによってプライマリプーリ４０が駆動されることになる。そのため、例えば、駆動輪５側からセカンダリプーリ４１に入力されるトルクは、全てベルト５０に伝達されるとは限られなくなる。したがって、この場合に通常と同様の挟圧力制御を行うと、ベルト挟圧力が過剰になり、回生効率の低下ひいては燃費の低下を招いてしまう可能性がある。

そこで、上記のように、回生制御の実行時におけるフォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２の引き摺りトルクＴcl、およびプライマリプーリ４０のイナーシャトルクＴinerに基づいてベルト式無段変速機３の変速機伝達トルクＴbeltを求め、次のベルト式無段変速機３の挟圧力制御に反映させることで、回生制御の実行時におけるベルト式無段変速機３の挟圧力制御を適切に行うことができる。

すなわち、ステップＳ５で、引き摺りトルクＴclおよびイナーシャトルクＴinerから変速機伝達トルクＴbeltが求められると、その変速機伝達トルクＴbelt、およびその時点の車速、およびベルト式無段変速機３内の油温に基づいて、ベルト式無段変速機３での伝達トルク容量が設定される。言い換えると、ベルト式無段変速機３での伝達トルク容量すなわち挟圧力を制御するための挟圧力制御用トルクＴsecが算出される（ステップＳ６）。

そして、上記のように、挟圧力制御用トルクＴsecが算出されると、その挟圧力制御用トルクＴsecに基づいてベルト式無段変速機３の挟圧力制御、具体的には、セカンダリプーリ４１における挟圧力を設定する油圧アクチュエータ４９を駆動するための油圧制御が実行される（ステップＳ７）。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。

このように、上記の図１に示す制御を実行するよう構成したこの発明の制御装置によれば、車両Ｖｅ1の減速時や制動時に、ベルト式無段変速機３のセカンダリプーリ４１に連結されたモータ・ジェネレータ６が回生制御される場合、エンジン１とベルト式無段変速機３の入力部材との間の動力伝達経路に設けられた前後進切換機構１５のフォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２が解放されて、エンジン１での引き摺りトルクによる損失の発生が回避される。また、フォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２の両方で生じる引き摺りトルクＴclが求められ、その引き摺りトルクＴclから変速機伝達トルク（ベルト伝達トルク）Ｔbeltが求められる。また、変速機伝達トルクＴbeltを算出する際には、ベルト式無段変速機３のプライマリプーリ４０側におけるイナーシャトルクＴinerが更に求められ、それら引き摺りトルクＴclおよびイナーシャトルクＴinerから変速機伝達トルクＴbeltが精度良く求められる。そして、その変速機伝達トルクＴbeltに基づいて、ベルト式無段変速機３の伝達トルク容量が制御される。そのため、モータ・ジェネレータ６が回生制御される場合に、回生効率の低下を防止もしくは抑制することができるとともに、ベルト式無段変速機３の伝達トルク容量に過不足が生じることを回避もしくは抑制することができる。

つぎに、この発明を用いることの可能なハイブリッド駆動装置の他の実施例を、図４に基づいて説明する。図４に示す構成において、上記の図２に示された構成と同じ構成については、図２と同じ符号を付してある。図４に示す車両Ｖｅ2においては、主動力源としてのエンジン１のトルクが、摩擦係合装置２ｆ，２ｒを有する伝動機構２を介して変速機構３の入力部材３ｉに伝達され、変速機構３の出力部材３ｏから第１の駆動輪としての前輪５ｆに伝達される。したがって、エンジン１と出力部材３ｏとの間で伝達トルクを変速機構３で設定する変速比に応じて増減するようになっている。

なお、上記の伝動機構２は、前述の実施例と同様に、摩擦係合装置２ｆ，２ｒの係合・解放状態を切り換えることにより、車両Ｖｅ1の前進状態と後進状態とを切り換える前後進切換機構１５に相当するものであり、したがって、摩擦係合装置２ｆ，２ｒは、それぞれ、前後進切換機構１５のフォワードクラッチ（前進クラッチ）３１およびリバースブレーキ（後進ブレーキ）３２に相当している。また、上記の変速機構３は、例えば有段式の自動変速機や無段変速機などを採用することができ、ここでは、前述の実施例と同様に、ベルト式無段変速機３が用いられている。

一方、走行のための駆動力を出力する力行制御あるいはエネルギを回収する回生制御の可能なモータ・ジェネレータ６が、変速機構３ｒを介して第２の駆動輪としての後輪５ｒに連結されていて、したがって、そのモータ・ジェネレータ６と後輪５ｒとの間でトルクの伝達が行われるようになっている。すなわち、この車両Ｖｅ2は、エンジン１から前輪５ｆへ至る第１の駆動系統と、モータ・ジェネレータ６から後輪５ｒへ至る第２の駆動系統とを備え、エンジン１が出力するトルクにより前輪５ｆを駆動するとともに、モータ・ジェネレータ６が出力するトルクにより後輪５ｒを駆動することができる四輪駆動車両である。

なお、上記の第２の駆動系統における変速機構３ｒは、例えば有段式の自動変速機や無段変速機などを採用するこことができる。あるいは、変速機構３ｒを廃止し、モータ・ジェネレータ６と後輪５ｒとを、直接連結するように構成することも可能である。

そして、上記のエンジン１の運転状態の制御、あるいは摩擦係合装置２の係合・解放状態の制御、あるいは変速機構３，３ｒの変速制御、あるいはモータ・ジェネレータ６の回転制御などを行うコントローラとして電子制御装置（ＥＣＵ）９が設けられている。

この他の実施例におけるハイブリッド駆動装置の制御装置においても、前述の実施例と同様に、車両Ｖｅ2の減速時や制動時に、モータ・ジェネレータ６での回生制御における回生効率の低下を防止もしくは抑制するとともに、変速機構の伝達トルク容量に過不足が生じてしまうことを回避もしくは抑制することができるように構成されている。その制御内容は、前述の実施例におけるハイブリッド駆動装置の制御装置の場合と同様である。すなわち、この他の実施例における制御内容は、前述の図１のフローチャートチャートで示す制御内容の説明において、車両Ｖｅ1を車両Ｖｅ2に読み替えることで説明ができるため、ここでは詳細な説明を省略する。

したがって、この他の実施例におけるハイブリッド駆動装置の制御装置によれば、前輪５ｆに第１の駆動系統が配置され、後輪５ｒに第２の駆動系統が配置された四輪駆動車両Ｖｅ2の減速時や制動時に、後輪５ｒに連結されたモータ・ジェネレータ６が回生制御される場合、エンジン１とベルト式無段変速機３の入力部材との間の動力伝達経路に設けられた前後進切換機構１５のフォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２が解放されて、エンジン１での引き摺りトルクによる損失の発生が回避される。また、フォワードクラッチ３１およびリバースブレーキ３２の両方で生じる引き摺りトルクＴclが求められ、その引き摺りトルクＴclから変速機伝達トルク（ベルト伝達トルク）Ｔbeltが求められる。また、変速機伝達トルクＴbeltを算出する際には、ベルトしく無段変速機３のプライマリプーリ４０側におけるイナーシャトルクＴinerが更に求められ、それら引き摺りトルクＴclおよびイナーシャトルクＴinerから変速機伝達トルクＴbeltが精度良く求められる。そして、その変速機伝達トルクＴbeltに基づいて、ベルト式無段変速機３の伝達トルク容量が制御される。そのため、モータ・ジェネレータ６が回生制御される場合に、回生効率の低下を防止もしくは抑制することができるとともに、ベルト式無段変速機３の伝達トルク容量に過不足が生じることを回避もしくは抑制することができる。

ここで上述した具体例とこの発明との関係を簡単に説明すると、前述したステップＳ１，Ｓ２の機能的手段が、この発明の摩擦係合装置制御手段に相当し、ステップＳ３の機能的手段が、この発明の引き摺りトルク算出手段に相当する。また、ステップＳ５の機能的手段が、この発明の変速機伝達トルク算出手段に相当し、ステップＳ６の機能的手段が、この発明の伝達トルク容量制御手段に相当する。そして、ステップＳ４の機能的手段が、この発明のイナーシャトルク算出手段に相当する。

なお、この発明は、上述した具体例に限定されないのであって、具体例では、入力部材に内燃機関が摩擦係合装置を有する伝動機構を介して連結されるとともに、出力部材に発電機能を有する電動機もしくは駆動輪が連結された変速機構として、ベルト式無段変速機を用いた例を示しているが、例えば、トロイダル式の無段変速機であってもよく、また、油圧により摩擦係合させられるクラッチやブレーキを備え、伝達トルク容量を変更可能な有段式の自動変速機などを採用することもできる。

この発明の制御装置による制御例を説明するためのフローチャートである。 この発明で対象とするハイブリッド駆動装置の一例を模式的に示すブロック図である。 そのハイブリッド駆動装置に用いられるベルト式無段変速機を具体的に示すスケルトン図である。 図３に示すベルト式無段変速機に用いられる前後進切換機構を構成する遊星歯車装置の各回転要素と、摩擦係合装置との関係を説明するための共線図である。 この発明で対象とするハイブリッド駆動装置の他の例を模式的に示すブロック図である。

符号の説明

１…内燃機関（エンジン）、 ２…伝動機構、 ２ｆ，３１…第１の摩擦係合装置（前進クラッチ，フォワードクラッチ）、 ２ｒ，３２…第２の摩擦係合装置（後進ブレーキ，リバースブレーキ）、 ３…変速機構（ベルト式無段変速機）、 ３ｉ…入力部材、 ３ｏ…出力部材、 ５…駆動輪、 ５ｆ…第１の駆動輪（前輪）、 ５ｒ…第２の駆動輪（後輪）、 ６…電動機（モータ・ジェネレータ）、 ９…電子制御装置（ＥＣＵ）、 Ｖｅ1，Ｖｅ2…車両。

Claims (8)

1. 伝達トルク容量を変更可能な変速機構の入力部材に、係合・解放状態を制御可能な摩擦係合装置を有する伝動機構を介して内燃機関が連結されるとともに、前記変速機構の出力部材に、発電機としての機能を有する電動機が連結されているハイブリッド駆動装置の制御装置において、
   前記電動機を発電機として駆動する回生制御が実行される場合に、
   前記摩擦係合装置を解放して前記内燃機関と前記入力部材との間の動力伝達経路を遮断する摩擦係合装置制御手段と、
   前記摩擦係合装置の引き摺りトルクを求める引き摺りトルク算出手段と、
   前記引き摺りトルク算出手段により求められた前記摩擦係合装置の引き摺りトルクから前記入力部材と出力部材との間で伝達される変速機伝達トルクを算出する変速機伝達トルク算出手段と、
   前記変速機伝達トルク算出手段により求められた前記変速機伝達トルクに基づいて前記変速機構の伝達トルク容量を制御する伝達トルク容量制御手段と
   を備えていることを特徴とするハイブリッド駆動装置の制御装置。
2. 前記伝動機構は、第１の摩擦係合装置と第２の摩擦係合装置との少なくとも２つの摩擦係合装置を有し、それら第１および第２の摩擦係合装置の係合・解放状態を切り換えることにより前進状態と後進状態とを切り換える前後進切換機構であり、
   前記引き摺りトルク算出手段は、前記第１および第２の摩擦係合装置の引き摺りトルクを求める手段を含み、
   前記変速機伝達トルク算出手段は、前記引き摺りトルク算出手段により求められた前記第１および第２の摩擦係合装置の引き摺りトルクに基づいて前記変速機伝達トルクを算出する手段を含むことを特徴とする請求項１に記載のハイブリッド駆動装置の制御装置。
3. 前記第１の摩擦係合装置は、前記前後進切換機構で前進状態を設定する際に係合される前進クラッチであり、前記第２の摩擦係合装置は、前記前後進切換機構で後進状態を設定する際に係合される後進ブレーキであることを特徴とする請求項２に記載のハイブリッド駆動装置の制御装置。
4. 前記回生制御が実行される場合に、前記変速機構の入力側におけるイナーシャトルクを求めるイナーシャトルク算出手段を更に備え、
   前記変速機伝達トルク算出手段は、前記イナーシャトルク算出手段により求められた前記イナーシャトルクに基づいて前記変速機伝達トルクを算出する手段を含むことを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載のハイブリッド駆動装置の制御装置。
5. 伝達トルク容量を変更可能な変速機構の入力部材に、係合・解放状態を制御可能な摩擦係合装置を有する伝動機構を介して内燃機関が連結されるとともに、前記変速機構の出力部材に第１の駆動輪が連結された第１の駆動系統と、発電機としての機能を有する電動機に第２の駆動輪が連結された第２の駆動系統とを備えているハイブリッド駆動装置の制御装置において、
   前記電動機を発電機として駆動する回生制御が実行される場合に、
   前記摩擦係合装置を解放して前記内燃機関と前記入力部材との間の動力伝達経路を遮断する摩擦係合装置制御手段と、
   前記摩擦係合装置の引き摺りトルクを求める引き摺りトルク算出手段と、
   前記引き摺りトルク算出手段により求められた前記摩擦係合装置の引き摺りトルクから前記入力部材と出力部材との間で伝達される変速機伝達トルクを算出する変速機伝達トルク算出手段と、
   前記変速機伝達トルク算出手段により求められた前記変速機伝達トルクに基づいて前記変速機構の伝達トルク容量を制御する伝達トルク容量制御手段と
   を備えていることを特徴とするハイブリッド駆動装置の制御装置。
6. 前記伝動機構は、第１の摩擦係合装置と第２の摩擦係合装置との少なくとも２つの摩擦係合装置を有し、それら第１および第２の摩擦係合装置の係合・解放状態を切り換えることにより前進状態と後進状態とを切り換える前後進切換機構であり、
   前記引き摺りトルク算出手段は、前記第１および第２の摩擦係合装置の引き摺りトルクを求める手段を含み、
   前記変速機伝達トルク算出手段は、前記引き摺りトルク算出手段により求められた前記第１および第２の摩擦係合装置の引き摺りトルクに基づいて前記変速機伝達トルクを算出する手段を含むことを特徴とする請求項５に記載のハイブリッド駆動装置の制御装置。
7. 前記第１の摩擦係合装置は、前記前後進切換機構で前進状態を設定する際に係合される前進クラッチであり、前記第２の摩擦係合装置は、前記前後進切換機構で後進状態を設定する際に係合される後進ブレーキであることを特徴とする請求項６に記載のハイブリッド駆動装置の制御装置。
8. 前記回生制御が実行される場合に、前記変速機構の入力側におけるイナーシャトルクを求めるイナーシャトルク算出手段を更に備え、
   前記変速機伝達トルク算出手段は、前記イナーシャトルク算出手段により求められた前記イナーシャトルクに基づいて前記変速機伝達トルクを算出する手段を含むことを特徴とする請求項５ないし７のいずれかに記載のハイブリッド駆動装置の制御装置。

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