JP5630659B2 - Control device - Google Patents
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Description
本発明は、内燃機関と車輪とを結ぶ動力伝達経路に、前記内燃機関の側から、第一係合装置、回転電機、第二係合装置、の順に設けられた車両用駆動装置を制御対象とする制御装置に関する。 The present invention controls a vehicle drive device provided in the order of a first engagement device, a rotating electrical machine, and a second engagement device from the internal combustion engine side in a power transmission path connecting the internal combustion engine and wheels. It relates to a control device.
上記のような車両用駆動装置として、例えば、下記の特許文献1、2に記載された装置が既に知られている。特許文献1の技術では、内燃機関と回転電機との間の動力伝達経路にダンパが備えられている。
また、特許文献2の技術では、第一係合装置を係合して内燃機関の始動を行っている間は、第二係合装置を滑り係合状態に制御し、内燃機関の始動が完了した後に、第二係合装置を直結係合状態に移行するような始動動制御が行われている。特許文献2の技術では、特許文献2の段落0076に記載されているように、第二係合装置の係合部材間の回転速度差が0近傍である状態が所定時間継続した場合に、第二係合装置の伝達トルク容量を、直結係合状態を維持できる伝達トルク容量まで増加させるように構成されている。
As the above vehicle drive device, for example, devices described in
In the technique of
しかしながら、特許文献1のように、内燃機関と回転電機がダンパを介して駆動連結された車両用駆動装置において、特許文献2に記載された方法で内燃機関の始動制御を行った場合、第一係合装置の係合が完了したときに生じるトルクショックなどにより、内燃機関と回転電機との間に軸ねじれ振動が励起される恐れがある。このような軸ねじれ振動が生じると、第一係合装置の回転電機側の係合部材の回転速度の検出値に振動が重畳される。これにより、第二係合装置の係合部材間の回転速度差の検出値が振動し、第二係合装置の伝達トルク容量を増加させるタイミングに誤差が生じる恐れがあった。
However, in the vehicular drive device in which the internal combustion engine and the rotating electrical machine are drivingly connected via a damper as in Patent Document 1, when the start control of the internal combustion engine is performed by the method described in
第二係合装置の伝達トルク容量を増加させるタイミングに誤差が生じると、第二係合装置の係合部材間の回転速度差が十分減少していない状態で、伝達トルク容量が増加され、第二係合装置の係合によるトルクショックが生じる恐れがある。 If an error occurs in the timing at which the transmission torque capacity of the second engagement device is increased, the transmission torque capacity is increased while the difference in rotational speed between the engagement members of the second engagement device is not sufficiently reduced. There is a risk of torque shock due to the engagement of the two engagement devices.
そこで、第二係合装置の係合部材間の回転速度差に基づいて、第二係合装置が直結係合状態となったか否かの判定を行う際に、回転速度の検出値に重畳される振動による判定精度の低下を抑制できる制御装置が求められる。 Therefore, when determining whether or not the second engagement device is in the direct engagement state based on the difference in rotation speed between the engagement members of the second engagement device, it is superimposed on the detection value of the rotation speed. Therefore, there is a demand for a control device that can suppress a decrease in determination accuracy due to vibration.
本発明に係る、内燃機関と車輪とを結ぶ動力伝達経路に、前記内燃機関の側から、第一係合装置、回転電機、第二係合装置、の順に設けられた車両用駆動装置を制御対象とする制御装置の特徴構成は、前記第一係合装置の解放状態且つ前記第二係合装置の係合状態で前記回転電機と前記車輪との間で駆動力が伝達される状態から、前記第一係合装置の係合状態で前記内燃機関と前記車輪との間で駆動力が伝達される状態への移行を、前記第二係合装置の滑り係合状態で行い、その後前記第二係合装置を直結係合状態に移行させるときに、前記第二係合装置の前記回転電機側の係合部材である第一係合部材の回転速度と、前
記第二係合装置の前記車輪側の係合部材である第二係合部材の回転速度との回転速度差に基づいて、前記第二係合装置が直結係合状態となったか否かの判定を行う直結係合判定部を備え、前記直結係合判定部は、前記第一係合部材と前記第二係合部材との少なくとも一方である対象係合部材の回転速度として、当該対象係合部材の回転速度の検出値に対して当該検出値に表れる前記車両用駆動装置の共振周波数を含む所定の周波数帯域の振動を低減させた回転速度を用い、前記第一係合部材の回転速度の検出値に表れる前記車両用駆動装置の共振周波数は、前記内燃機関と前記回転電機との間に設けられたダンパと前記車両用駆動装置の車体への取付部材とを少なくとも含む前記車両用駆動装置の第一弾性系に起因する共振の周波数である点にある。
The vehicle drive device provided in the order of the first engagement device, the rotating electrical machine, and the second engagement device from the internal combustion engine side in the power transmission path connecting the internal combustion engine and the wheels according to the present invention is controlled. The characteristic configuration of the target control device is that the driving force is transmitted between the rotating electrical machine and the wheel in the released state of the first engaging device and the engaged state of the second engaging device. The transition to the state where the driving force is transmitted between the internal combustion engine and the wheels in the engaged state of the first engaging device is performed in the sliding engaged state of the second engaging device, and then the first When the second engagement device is shifted to the direct engagement state, the rotation speed of the first engagement member that is the engagement member on the rotating electrical machine side of the second engagement device, and the second engagement device Based on the rotation speed difference with the rotation speed of the second engagement member that is the wheel side engagement member, the second engagement device is A direct engagement determination unit that determines whether or not a connection engagement state has been reached, and the direct engagement determination unit is at least one of the first engagement member and the second engagement member. As the rotation speed of the combined member, a rotation speed obtained by reducing vibrations in a predetermined frequency band including the resonance frequency of the vehicle drive device that appears in the detection value with respect to the detection value of the rotation speed of the target engagement member. The resonance frequency of the vehicle drive device that appears in the detected value of the rotation speed of the first engagement member is a damper provided between the internal combustion engine and the rotating electrical machine and the vehicle drive device to the vehicle body. The resonance frequency is caused by the first elastic system of the vehicle drive device including at least an attachment member .
なお、本願において「回転電機」は、モータ(電動機)、ジェネレータ(発電機)、及び必要に応じてモータ及びジェネレータの双方の機能を果たすモータ・ジェネレータのいずれをも含む概念として用いている。 In the present application, the “rotary electric machine” is used as a concept including a motor (electric motor), a generator (generator), and a motor / generator that functions as both a motor and a generator as necessary.
上記の特徴構成によれば、第一係合装置の解放状態で回転電機と車輪との間で駆動力が伝達される状態から、第一係合装置の係合状態で内燃機関と車輪との間で駆動力が伝達される状態へ移行させるに際して、第二係合装置が滑り係合状態となっているので、第一係合装置を係合することによるトルクショックが車輪に伝達されることを抑制できる。また、第一係合装置を係合することによるトルクショックに起因して、第二係合装置の各係合部材の回転速度の検出値に車両用駆動装置の共振周波数の振動が重畳しやすくなる。上記の特徴構成によれば、第二係合装置が直結係合状態となったか否かの直結係合判定を行う際に、第一係合部材の回転速度及び第二係合部材の回転速度の少なくとも一方の検出値に表れる車両用駆動装置の共振周波数の振動が低減された回転速度が用いられる。よって、第一係合部材の回転速度と第二係合部材の回転速度との回転速度差に重畳する車両用駆動装置の共振周波数の振動を低減することができる。従って、第一係合装置を係合した後に第二係合装置を滑り係合状態から直結係合状態に移行させる際に、振動が低減された回転速度差に基づいて、直結係合判定が行われるので、判定精度を向上させることができ、第二係合部材の係合によるトルクショックが生じることを抑制できる。
また上記の特徴構成によれば、第一係合部材の回転速度の検出値には、上記の第一弾性系に起因する共振周波数の振動が重畳しやすい。上記の構成によれば、第一弾性系の共振周波数を含む所定の周波数帯域の振動を低減した回転速度が用いられるので、第一係合部材の回転速度の検出値に重畳した振動を効果的に低減することができる。よって、直結係合判定の判定精度を向上することができる。
According to the above characteristic configuration, the driving force is transmitted between the rotating electrical machine and the wheel in the released state of the first engagement device, and the internal combustion engine and the wheel in the engaged state of the first engagement device. Since the second engagement device is in the sliding engagement state when shifting to the state where the driving force is transmitted between the two, the torque shock due to the engagement of the first engagement device is transmitted to the wheels Can be suppressed. Further, due to the torque shock caused by engaging the first engagement device, the vibration of the resonance frequency of the vehicle drive device is easily superimposed on the detected value of the rotation speed of each engagement member of the second engagement device. Become. According to said characteristic structure, when performing the direct connection determination of whether the 2nd engagement apparatus was in the direct connection state, the rotation speed of the 1st engagement member and the rotation speed of the 2nd engagement member are performed. A rotational speed in which vibration of the resonance frequency of the vehicle drive device that appears in at least one of the detected values is reduced is used. Therefore, it is possible to reduce the vibration of the resonance frequency of the vehicle drive device that is superimposed on the rotational speed difference between the rotational speed of the first engaging member and the rotational speed of the second engaging member. Therefore, when the second engagement device is shifted from the sliding engagement state to the direct engagement state after engaging the first engagement device, the direct engagement determination is performed based on the rotational speed difference with reduced vibration. Since it is performed, the determination accuracy can be improved and the occurrence of torque shock due to the engagement of the second engagement member can be suppressed.
Moreover, according to said characteristic structure, the vibration of the resonant frequency resulting from said 1st elastic system tends to be superimposed on the detected value of the rotational speed of a 1st engagement member. According to the above configuration, since the rotational speed in which the vibration in the predetermined frequency band including the resonance frequency of the first elastic system is reduced is used, the vibration superimposed on the detected value of the rotational speed of the first engagement member is effective. Can be reduced. Therefore, the determination accuracy of the direct connection determination can be improved.
また、前記第二係合部材の回転速度の検出値に表れる前記車両用駆動装置の共振周波数は、前記車両用駆動装置の車体への取付部材と前記第二係合装置と前記車輪との間に設けられた車軸とを少なくとも含む前記車両用駆動装置の第二弾性系に起因する共振の周波数であると好適である。 Further, the resonance frequency of the vehicle drive device that appears in the detected value of the rotation speed of the second engagement member is between the attachment member of the vehicle drive device to the vehicle body, the second engagement device, and the wheels. And a resonance frequency caused by the second elastic system of the vehicle drive device including at least an axle provided on the vehicle.
第二係合部材の回転速度の検出値には、上記の第二弾性系に起因する共振周波数の振動が重畳しやすい。上記の構成によれば、第二弾性系の共振周波数を含む所定の周波数帯域の振動を低減した回転速度が用いられるので、第二係合部材の回転速度の検出値に重畳した振動を効果的に低減することができる。よって、直結係合判定の判定精度を向上することができる。 The vibration of the resonance frequency caused by the second elastic system is easily superimposed on the detected value of the rotation speed of the second engagement member. According to said structure, since the rotational speed which reduced the vibration of the predetermined frequency band containing the resonant frequency of a 2nd elastic system is used, the vibration superimposed on the detected value of the rotational speed of a 2nd engagement member is effective. Can be reduced. Therefore, the determination accuracy of the direct connection determination can be improved.
また、前記直結係合判定部は、バンドストップフィルタを用いて、前記所定の周波数帯域の振動を低減させた回転速度を算出すると好適である。 Moreover, it is preferable that the direct connection determination unit calculates a rotation speed with reduced vibration in the predetermined frequency band using a band stop filter.
この構成によれば、バンドストップフィルタを用いているので、効果的に、所定の周波数帯域の振動を低減させた回転速度を算出することができる。 According to this configuration, since the band stop filter is used, it is possible to effectively calculate the rotation speed with reduced vibration in a predetermined frequency band.
また、前記直結係合判定部は、前記第一係合装置を滑り係合状態から直結係合状態へ移行させた後に、前記第二係合装置が直結係合状態となったか否かの判定を行うと好適である。 The direct engagement determination unit determines whether the second engagement device is in a direct engagement state after the first engagement device is shifted from the slip engagement state to the direct engagement state. Is preferable.
第一係合装置を滑り係合状態から直結係合状態へ移行させる際に、第一係合装置を介して伝達されるトルクに変動が生じやすく、このトルク変動によって、第一係合部材の回転速度と第二係合部材の回転速度の検出値に、車両用駆動装置の共振周波数の振動が重畳しやすくなる。しかし本発明の構成によれば、このような振動を低減し、高精度に第二係合装置が直結係合状態となったか否かの直結係合判定を行なうことができる。従って、第一係合装置を滑り係合状態から直結係合状態へ移行させた後に第二係合装置を滑り係合状態から直結係合状態に移行させる際にも、第二係合部材の係合によるトルクショックが生じることを抑制できる。 When the first engagement device is shifted from the sliding engagement state to the direct engagement state, the torque transmitted via the first engagement device is likely to fluctuate. The vibration of the resonance frequency of the vehicle drive device is easily superimposed on the detected value of the rotation speed and the rotation speed of the second engagement member. However, according to the configuration of the present invention, it is possible to reduce such vibration and perform the direct engagement determination as to whether or not the second engagement device is in the direct engagement state with high accuracy. Therefore, even when the second engagement device is shifted from the slip engagement state to the direct engagement state after the first engagement device is shifted from the slip engagement state to the direct connection state, the second engagement member The occurrence of torque shock due to engagement can be suppressed.
本発明に係る制御装置30の実施形態について、図面を参照して説明する。図1は、本実施形態に係る車両用駆動装置1の概略構成を示す模式図である。この図において、実線は駆動力の伝達経路を示し、破線は作動油の供給経路を示し、一点鎖線は信号の伝達経路を示している。この図に示すように、車両用駆動装置1を搭載した車両は、車両の駆動力源として内燃機関であるエンジンEと回転電機MGを備えたハイブリッド車両とされている。車両用駆動装置1には、エンジンEと車輪Wとを結ぶ動力伝達経路2に、エンジンEの側から、第一係合装置CL1、回転電機MG、第二係合装置CL2、の順に設けられている。ここで、第一係合装置CL1は、その係合状態に応じて、エンジンEと回転電機MGとの間の駆動連結を断接する。また、第二係合装置CL2は、その係合状態に応じて、回転電機MGと車輪Wとの間の駆動連結を断接する。本実施形態に係わる車両用駆動装置1には、回転電機MGと車輪Wとの間の動力伝達経路2に変速機構TMが備えられている。そして、第二係合装置CL2は、変速機構TMに備えられた複数の係合装置の中の1つとされている。
An embodiment of a
ハイブリッド車両には、車両用駆動装置1を制御対象とする制御装置30が備えられている。本実施形態に係わる制御装置30は、回転電機MGの制御を行う回転電機制御ユニット32と、変速機構TM、第一係合装置CL1、及び第二係合装置CL2の制御を行う動力伝達制御ユニット33と、これらの制御装置を統合して車両用駆動装置1の制御を行う車両制御ユニット34と、を有している。また、ハイブリッド車両には、エンジンEの制御を行うエンジン制御装置31も備えられている。
The hybrid vehicle includes a
制御装置30は、図2及び図3に示すように、第一係合装置CL1の解放状態且つ第二係合装置CL2の係合状態で回転電機MGと車輪Wとの間で駆動力が伝達される状態から、第一係合装置CL1の係合状態でエンジンEと車輪Wとの間で駆動力が伝達される状態への移行を、第二係合装置CL2の滑り係合状態で行い、その後第二係合装置CL2を直結係合状態に移行させるときに、第二係合装置CL2の回転電機MG側の係合部材である第一係合部材50の回転速度である第一回転速度ω1と、第二係合装置CL2の車輪W側の係合部材である第二係合部材51の回転速度である第二回転速度ω2との回転速度差Δωに基づいて、第二係合装置CL2が直結係合状態となったか否かの判定である直結係合判定を行う直結係合判定部47を備えている。
そして、直結係合判定部47は、第一係合部材50と第二係合部材51との少なくとも一方である対象係合部材の回転速度として、当該対象係合部材の回転速度の検出値に対して当該検出値に表れる車両用駆動装置1の共振周波数を含む所定の周波数帯域の振動を低減させた回転速度を用いる点に特徴を有している。
以下、本実施形態に係る車両用駆動装置1及び制御装置30について、詳細に説明する。
As shown in FIGS. 2 and 3, the
The direct
Hereinafter, the vehicle drive device 1 and the
1.車両用駆動装置1の構成
まず、本実施形態に係るハイブリッド車両の車両用駆動装置1の構成について説明する。図1に示すように、ハイブリッド車両は、車両の駆動力源としてエンジンE及び回転電機MGを備え、これらのエンジンEと回転電機MGとが直列に駆動連結されるパラレル方式のハイブリッド車両となっている。ハイブリッド車両は、変速機構TMを備えており、当該変速機構TMにより、中間軸Mに伝達されたエンジンE及び回転電機MGの回転速度を変速すると共にトルクを変換して出力軸Oに伝達する。
1. Configuration of Vehicle Drive Device 1 First, the configuration of the vehicle drive device 1 for a hybrid vehicle according to the present embodiment will be described. As shown in FIG. 1, the hybrid vehicle includes an engine E and a rotating electrical machine MG as a driving force source of the vehicle, and is a parallel hybrid vehicle in which the engine E and the rotating electrical machine MG are connected in series. Yes. The hybrid vehicle includes a speed change mechanism TM. The speed change mechanism TM shifts the rotational speeds of the engine E and the rotating electrical machine MG transmitted to the intermediate shaft M, converts the torque, and transmits the torque to the output shaft O.
エンジンEは、燃料の燃焼により駆動される内燃機関であり、例えば、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの公知の各種エンジンを用いることができる。本例では、エンジンEのクランクシャフト等のエンジン出力軸Eoが、第一係合装置CL1を介して、回転電機MGに駆動連結された入力軸Iと選択的に駆動連結される。すなわち、エンジンEは、摩擦係合要素である第一係合装置CL1を介して回転電機MGに選択的に駆動連結される。また、エンジン出力軸Eoには、ダンパDPが備えられており、エンジンEの間欠的な燃焼による出力トルク及び回転速度の変動を減衰して、車輪W側に伝達可能に構成されている。 The engine E is an internal combustion engine that is driven by the combustion of fuel. For example, various known engines such as a gasoline engine and a diesel engine can be used. In this example, an engine output shaft Eo such as a crankshaft of the engine E is selectively coupled to the input shaft I that is coupled to the rotating electrical machine MG via the first engagement device CL1. That is, the engine E is selectively connected to the rotating electrical machine MG via the first engagement device CL1 that is a friction engagement element. Further, the engine output shaft Eo is provided with a damper DP, which is configured to be able to attenuate output torque and rotational speed fluctuations caused by intermittent combustion of the engine E and transmit them to the wheel W side.
回転電機MGは、非回転部材に固定されたステータと、このステータの径方向内側に回転自在に支持されたロータと、を有している。この回転電機MGのロータは、入力軸I及び中間軸Mと一体回転するように駆動連結されている。すなわち、本実施形態においては、入力軸I及び中間軸MにエンジンE及び回転電機MGの双方が駆動連結される構成となっている。回転電機MGは、直流交流変換を行うインバータを介して蓄電装置としてのバッテリに電気的に接続されている。そして、回転電機MGは、電力の供給を受けて動力を発生するモータ(電動機)としての機能と、動力の供給を受けて電力を発生するジェネレータ(発電機)としての機能と、を果たすことが可能とされている。すなわち、回転電機MGは、インバータを介してバッテリからの電力供給を受けて力行し、或いはエンジンEや車輪Wから伝達される回転駆動力により発電した電力を、インバータを介してバッテリに蓄電する。 The rotating electrical machine MG includes a stator fixed to a non-rotating member and a rotor that is rotatably supported on the radially inner side of the stator. The rotor of the rotating electrical machine MG is drivingly connected so as to rotate integrally with the input shaft I and the intermediate shaft M. That is, in the present embodiment, both the engine E and the rotating electrical machine MG are drivingly connected to the input shaft I and the intermediate shaft M. The rotating electrical machine MG is electrically connected to a battery as a power storage device via an inverter that performs direct current to alternating current conversion. The rotating electrical machine MG can perform a function as a motor (electric motor) that generates power upon receiving power supply and a function as a generator (generator) that generates power upon receiving power supply. It is possible. That is, the rotating electrical machine MG is powered by receiving power supply from the battery via the inverter, or stores the power generated by the rotational driving force transmitted from the engine E or the wheels W in the battery via the inverter.
駆動力源が駆動連結される中間軸Mには、変速機構TMが駆動連結されている。本実施形態では、変速機構TMは、変速比の異なる複数の変速段を有する有段の自動変速装置である。変速機構TMは、これら複数の変速段を形成するため、遊星歯車機構等の歯車機構と複数の係合装置とを備えている。本実施形態では、複数の係合装置の中の一つが、直結係合判定部47により直結係合状態となったかを否か判定される第二係合装置CL2とされる。この変速機構TMは、各変速段の変速比で、中間軸Mの回転速度を変速するとともにトルクを変換して、出力軸Oへ伝達する。変速機構TMから出力軸Oへ伝達されたトルクは、出力用差動歯車装置DFを介して左右二つの車軸AXに分配されて伝達され、各車軸AXに駆動連結された車輪Wに伝達される。ここで、変速比は、変速機構TMにおいて各変速段が形成された場合の、出力軸Oの回転速度に対する中間軸Mの回転速度の比であり、本願では中間軸Mの回転速度を出力軸Oの回転速度で除算した値である。すなわち、中間軸Mの回転速度を変速比で除算した回転速度が、出力軸Oの回転速度になる。また、中間軸Mから変速機構TMに伝達されるトルクに、変速比を乗算したトルクが、変速機構TMから出力軸Oに伝達されるトルクになる。
A transmission mechanism TM is drivingly connected to the intermediate shaft M to which the driving force source is drivingly connected. In the present embodiment, the speed change mechanism TM is a stepped automatic transmission having a plurality of speed stages with different speed ratios. The speed change mechanism TM includes a gear mechanism such as a planetary gear mechanism and a plurality of engagement devices in order to form the plurality of speed stages. In the present embodiment, one of the plurality of engagement devices is the second engagement device CL2 in which it is determined whether or not the direct
本例では、変速機構TMの複数の係合装置(第二係合装置CL2を含む)、及び第一係合装置CL1は、それぞれ摩擦材を有して構成されるクラッチやブレーキ等の摩擦係合要素である。これらの摩擦係合要素は、供給される油圧を制御することによりその係合圧を制御して伝達トルク容量の増減を連続的に制御することが可能とされている。このような摩擦係合要素としては、例えば湿式多板クラッチや湿式多板ブレーキ等が好適に用いられる。 In this example, the plurality of engagement devices (including the second engagement device CL2) of the speed change mechanism TM and the first engagement device CL1 each include a frictional member such as a clutch or a brake that includes a friction material. It is a joint element. These frictional engagement elements can control the engagement pressure by controlling the hydraulic pressure supplied to continuously increase or decrease the transmission torque capacity. As such a friction engagement element, for example, a wet multi-plate clutch or a wet multi-plate brake is preferably used.
摩擦係合要素は、その係合部材間の摩擦により、係合部材間でトルクを伝達する。摩擦係合要素の係合部材間に回転速度差(滑り)がある場合は、動摩擦により回転速度の大きい方の部材から小さい方の部材に伝達トルク容量の大きさのトルク(スリップトルク)が伝達される。摩擦係合要素の係合部材間に回転速度差(滑り)がない場合は、摩擦係合要素は、伝達トルク容量の大きさを上限として、静摩擦により摩擦係合要素の係合部材間に作用するトルクを伝達する。ここで、伝達トルク容量とは、摩擦係合要素が摩擦により伝達することができる最大のトルクの大きさである。伝達トルク容量の大きさは、摩擦係合要素の係合圧に比例して変化する。係合圧とは、入力側係合部材(摩擦板)と出力側係合部材(摩擦板)とを相互に押し付け合う圧力である。本実施形態では、係合圧は、供給されている油圧の大きさに比例して変化する。すなわち、本実施形態では、伝達トルク容量の大きさは、摩擦係合要素に供給されている油圧の大きさに比例して変化する。 The friction engagement element transmits torque between the engagement members by friction between the engagement members. When there is a rotational speed difference (slip) between the engagement members of the friction engagement element, torque (slip torque) having a large transmission torque capacity is transmitted from the member with the higher rotational speed to the member with the lower rotational speed due to dynamic friction. Is done. When there is no rotational speed difference (slip) between the engagement members of the friction engagement element, the friction engagement element acts between the engagement members of the friction engagement element by static friction up to the size of the transmission torque capacity. Torque is transmitted. Here, the transmission torque capacity is the maximum torque that the friction engagement element can transmit by friction. The magnitude of the transmission torque capacity changes in proportion to the engagement pressure of the friction engagement element. The engagement pressure is a pressure that presses the input side engagement member (friction plate) and the output side engagement member (friction plate) against each other. In the present embodiment, the engagement pressure changes in proportion to the magnitude of the supplied hydraulic pressure. That is, in the present embodiment, the magnitude of the transmission torque capacity changes in proportion to the magnitude of the hydraulic pressure supplied to the friction engagement element.
各摩擦係合要素は、リターンばねを備えており、ばねの反力により解放側に付勢されている。そして、各摩擦係合要素の油圧シリンダに供給される油圧により生じる力がばねの反力を上回ると、各摩擦係合要素に伝達トルク容量が生じ始め、各摩擦係合要素は、解放状態から係合状態に変化する。この伝達トルク容量が生じ始めるときの油圧を、ストロークエンド圧と称す。各摩擦係合要素は、供給される油圧がストロークエンド圧を上回った後、油圧の増加に比例して、その伝達トルク容量が増加するように構成されている。 Each friction engagement element includes a return spring and is biased toward the release side by the reaction force of the spring. When the force generated by the hydraulic pressure supplied to the hydraulic cylinder of each friction engagement element exceeds the reaction force of the spring, a transmission torque capacity starts to be generated in each friction engagement element, and each friction engagement element is released from the released state. Change to engaged state. The hydraulic pressure at which this transmission torque capacity begins to occur is called the stroke end pressure. Each friction engagement element is configured such that, after the supplied hydraulic pressure exceeds the stroke end pressure, the transmission torque capacity increases in proportion to the increase in the hydraulic pressure.
本実施形態において、係合状態とは、摩擦係合要素に伝達トルク容量が生じている状態であり滑り係合状態と直結係合状態とが含まれる。解放状態とは、摩擦係合要素に伝達トルク容量が生じていない状態である。また、滑り係合状態とは、摩擦係合要素の係合部材間に回転速度差(滑り)がある係合状態であり、直結係合状態とは、摩擦係合要素の係合部材間に回転速度差(滑り)がない係合状態である。また、非直結係合状態とは、直結係合状態以外の係合状態であり、解放状態と滑り係合状態とが含まれる。 In the present embodiment, the engagement state is a state where a transmission torque capacity is generated in the friction engagement element, and includes a slip engagement state and a direct engagement state. The released state is a state in which no transmission torque capacity is generated in the friction engagement element. The slip engagement state is an engagement state in which there is a rotational speed difference (slip) between the engagement members of the friction engagement element, and the direct engagement state is between the engagement members of the friction engagement element. The engaged state has no rotational speed difference (slip). Further, the non-directly coupled state is an engaged state other than the directly coupled state, and includes a released state and a sliding engaged state.
2.油圧制御系の構成
車両用駆動装置1の油圧制御系は、機械式や電動式の油圧ポンプから供給される作動油の油圧を所定圧に調整するための油圧制御装置PCを備えている。ここでは詳しい説明を省略するが、油圧制御装置PCは、油圧調整用のリニアソレノイド弁からの信号圧に基づき一又は二以上の調整弁の開度を調整することにより、当該調整弁からドレインする作動油の量を調整して作動油の油圧を一又は二以上の所定圧に調整する。所定圧に調整された作動油は、それぞれ必要とされるレベルの油圧で、変速機構TM、並びに第一係合装置CL1や第二係合装置CL2の各摩擦係合要素等に供給される。
2. Configuration of Hydraulic Control System The hydraulic control system of the vehicle drive device 1 includes a hydraulic control device PC for adjusting the hydraulic pressure of hydraulic oil supplied from a mechanical or electric hydraulic pump to a predetermined pressure. Although detailed explanation is omitted here, the hydraulic control device PC drains from the regulating valve by adjusting the opening of one or more regulating valves based on the signal pressure from the linear solenoid valve for hydraulic regulation. The hydraulic oil pressure is adjusted to one or more predetermined pressures by adjusting the amount of hydraulic oil. The hydraulic oil adjusted to a predetermined pressure is supplied to the transmission mechanism TM and the friction engagement elements of the first engagement device CL1 and the second engagement device CL2 at a required level of hydraulic pressure.
3.制御装置の構成
次に、車両用駆動装置1の制御を行う制御装置30及びエンジン制御装置31の構成について、図2を参照して説明する。
制御装置30の制御ユニット32〜34及びエンジン制御装置31は、CPU等の演算処理装置を中核部材として備えるとともに、当該演算処理装置からデータを読み出し及び書き込みが可能に構成されたRAM(ランダム・アクセス・メモリ)や、演算処理装置からデータを読み出し可能に構成されたROM(リード・オンリ・メモリ)等の記憶装置等を有して構成されている。そして、制御装置のROM等に記憶されたソフトウェア(プログラム)又は別途設けられた演算回路等のハードウェア、或いはそれらの両方により、制御装置30の各機能部41〜47などが構成されている。また、制御装置30の制御ユニット32〜34及びエンジン制御装置31は、互いに通信を行うように構成されており、センサの検出情報及び制御パラメータ等の各種情報を共有するとともに協調制御を行い、各機能部41〜47の機能が実現される。
3. Next, the configuration of the
The
また、車両用駆動装置1は、センサSe1〜Se3を備えており、各センサから出力される電気信号は制御装置30及びエンジン制御装置31に入力される。制御装置30及びエンジン制御装置31は、入力された電気信号に基づき各センサの検出情報を算出する。
入力回転速度センサSe1は、入力軸I及び中間軸Mの回転速度を検出するためのセンサである。入力軸I及び中間軸Mには回転電機MGのロータが一体的に駆動連結されているので、回転電機制御ユニット32は、入力回転速度センサSe1の入力信号に基づいて回転電機MGの回転速度(角速度)、並びに入力軸I及び中間軸Mの回転速度を検出する。出力回転速度センサSe2は、出力軸Oの回転速度を検出するためのセンサである。動力伝達制御ユニット33は、出力回転速度センサSe2の入力信号に基づいて出力軸Oの回転速度(角速度)を検出する。また、出力軸Oの回転速度は車速に比例するため、動力伝達制御ユニット33は、出力回転速度センサSe2の入力信号に基づいて車速を算出する。エンジン回転速度センサSe3は、エンジン出力軸Eo(エンジンE)の回転速度を検出するためのセンサである。エンジン制御装置31は、エンジン回転速度センサSe3の入力信号に基づいてエンジンEの回転速度(角速度)を検出する。
The vehicle drive device 1 includes sensors Se <b> 1 to Se <b> 3, and electrical signals output from the sensors are input to the
The input rotation speed sensor Se1 is a sensor for detecting the rotation speeds of the input shaft I and the intermediate shaft M. Since the rotor of the rotating electrical machine MG is integrally connected to the input shaft I and the intermediate shaft M, the rotating electrical
3−1.エンジン制御装置31
エンジン制御装置31は、エンジンEの動作制御を行うエンジン制御部41を備えている。本実施形態では、エンジン制御部41は、車両制御ユニット34からエンジン要求トルクが指令されている場合は、車両制御ユニット34から指令されたエンジン要求トルクを出力トルク指令値に設定し、エンジンEが出力トルク指令値のトルクを出力するように制御するトルク制御を行う。また、エンジン制御装置31は、エンジン始動要求があった場合は、エンジンEの燃焼開始が指令されたと判定して、エンジンEへの燃料供給及び点火を開始するなどして、エンジンEの燃焼を開始する制御を行う。
3-1.
The
3−2.動力伝達制御ユニット33
動力伝達制御ユニット33は、変速機構TMの制御を行う変速機構制御部43と、第一係合装置CL1の制御を行う第一係合装置制御部44と、エンジンEを始動させるための制御であるエンジン始動制御中に第二係合装置CL2の制御を行う第二係合装置制御部45と、を備えている。
3-2. Power
The power
3−2−1.変速機構制御部43
変速機構制御部43は、変速機構TMに変速段を形成する制御を行う。変速機構制御部43は、車速、アクセル開度、及びシフト位置などのセンサ検出情報に基づいて変速機構TMにおける目標変速段を決定する。そして、変速機構制御部43は、油圧制御装置PCを介して変速機構TMに備えられた複数の係合装置に供給される油圧を制御することにより、各係合装置を係合又は解放して目標とされた変速段を変速機構TMに形成させる。具体的には、変速機構制御部43は、油圧制御装置PCに各係合装置の目標油圧(指令圧)を指令し、油圧制御装置PCは、指令された目標油圧(指令圧)の油圧を各係合装置に供給する。
3-2-1. Transmission
The transmission
3−2−2.第一係合装置制御部44
第一係合装置制御部44は、第一係合装置CL1の係合状態を制御する。本実施形態では、第一係合装置制御部44は、車両制御ユニット34から指令された指令圧に基づいて、油圧制御装置PCを介して第一係合装置CL1に供給される油圧を制御する。
3-2-2. First
The first
3−2−3.第二係合装置制御部45
第二係合装置制御部45は、エンジン始動制御中に第二係合装置CL2の係合状態を制御する。本実施形態では、第二係合装置CL2は、変速機構TMの変速段を形成している複数又は単数の係合装置の一つとされる。本実施形態では、第二係合装置制御部45は、車両制御ユニット34から指令された指令圧に基づいて、油圧制御装置PCを介して第二係合装置CL2に供給される油圧を制御する。
3-2-3. Second
The second engagement
3−3.回転電機制御ユニット32
回転電機制御ユニット32は、回転電機MGの動作制御を行う回転電機制御部42を備えている。本実施形態では、回転電機制御部42は、車両制御ユニット34から回転電機要求トルクが指令されている場合は、車両制御ユニット34から指令された回転電機要求トルクを出力トルク指令値に設定し、回転電機MGが出力トルク指令値のトルクを出力するように制御するトルク制御を行う。また、回転電機制御部42は、車両制御ユニット34から目標回転速度が指令されている場合は、回転電機MGの回転速度が目標回転速度に一致するように、フィードバック的に出力トルク指令値を変化させ、回転電機MGが出力トルク指令値のトルクを出力するように制御する回転速度制御を行う。
3-3. Rotating electrical
The rotating electrical
3−4.車両制御ユニット34
車両制御ユニット34は、エンジンE、回転電機MG、変速機構TM、第一係合装置CL1、及び第二係合装置CL2等に対して行われる各種トルク制御、及び各係合装置の係合制御等を車両全体として統合する制御を行う機能部を備えている。
3-4.
The
車両制御ユニット34は、アクセル開度、車速、及びバッテリの充電量等に応じて、中間軸M側から出力軸O側に伝達される目標駆動力である車両要求トルクを算出するとともに、エンジンE及び回転電機MGの運転モードを決定する。そして、車両制御ユニット34は、エンジンEに対して要求する出力トルクであるエンジン要求トルク、回転電機MGに対して要求する出力トルクである回転電機要求トルク、第一係合装置CL1の指令圧、及び第二係合装置CL2の指令圧を算出し、それらを他の制御ユニット32、33及びエンジン制御装置31に指令して統合制御を行う機能部である。
本実施形態では、車両制御ユニット34は、エンジン始動制御を行う始動制御部46、及び第二係合装置CL2の直結係合判定を行う直結係合判定部47を備えている。
以下、始動制御部46及び直結係合判定部47について詳細に説明する。
The
In the present embodiment, the
Hereinafter, the
3−4−1.始動制御部46
本実施形態では、直結係合判定部47の処理はエンジン始動制御中に実行されるため、まず、直結係合判定部47の処理の前提となる始動制御部46によるエンジン始動制御について、図4に示すタイムチャートを参照して説明する。本実施形態では、始動制御部46は、第一係合装置CL1を係合させる第一係合制御を実行することにより、回転電機MGのトルクをエンジンEに伝達してエンジンEの回転を上昇させ、エンジンEを始動させる。すなわち、本実施形態におけるエンジン始動制御には、第二係合装置CL2の滑り係合中に第一係合装置CL1を解放状態から係合状態へ移行させる制御である第一係合装置係合制御を含んでいる。
すなわち、この始動制御部46は、第一係合制御を実行する機能部である第一係合制御部を含むと共に、エンジンE、回転電機MG、第一係合装置CL1、第二係合装置CL2などを統合して、エンジンEの始動制御を実行する機能部である。
3-4-1. Start
In the present embodiment, since the process of the direct
That is, the
始動制御部46は、第一係合装置CL1が解放状態であって、回転電機MGが回転駆動されている状態から、第一係合装置CL1を係合させて、エンジンEの回転速度を上昇させる。
また、本実施形態では、始動制御部46は、エンジン始動制御中に、第二係合装置CL2が係合部材間に回転速度差Δωを有しつつ、トルクを伝達する滑り係合状態となるように制御する出力側スリップ制御の実行を指令する。第二係合装置CL2が滑り係合状態に制御されることにより、第一係合装置CL1の係合及びエンジンEの始動により生じるトルクショックが、第二係合装置CL2から車輪W側に伝達されないようにすることができる。
The
In the present embodiment, the
始動制御部46は、エンジンEが燃焼を停止しており、回転電機MGが回転している状態で、アクセル開度が増加する、又はバッテリの充電量が低下するなどして、エンジンEの始動条件が成立した場合に、一連のエンジン始動制御を開始する(時刻t01)。
The
本実施形態では、車両制御ユニット34は、第一係合装置CL1が解放状態である場合は、回転電機要求トルクに、車両要求トルクの値を設定する。
本実施形態では、始動制御部46は、エンジン始動制御を開始した場合に、出力側スリップ制御を開始する。すなわち、始動制御部46は、第二係合装置CL2が直結係合状態である場合は、滑り係合状態にするため、第二係合装置CL2に供給される油圧の指令圧を減少させる。図4に示す例では、第二係合装置CL2の指令圧を、完全係合圧からステップ的に減少させた後、連続的に次第に減少させている。ここで、完全係合圧とは、駆動力源から第二係合装置CL2に伝達されるトルクが変動しても滑りのない係合状態を維持できる油圧である。
なお、本実施形態では、第二係合装置CL2は、変速機構TMの変速段を形成している複数又は単数の係合装置の1つであり、変速段に応じて設定される。
In the present embodiment, the
In the present embodiment, the
In the present embodiment, the second engagement device CL2 is one of a plurality or a single engagement device that forms a gear position of the speed change mechanism TM, and is set according to the gear speed.
始動制御部46は、第二係合装置CL2の係合部材間に回転速度差が生じた場合に、第二係合装置CL2が滑り係合状態になったと判定し、第二係合装置CL2の指令圧の減少を終了するとともに、第二係合装置CL2における回転電機MG側の係合部材(第一係合部材50)の回転速度(第一回転速度ω1)を車輪側の係合部材(第二係合部材51)の回転速度(第二回転速度ω2)より高くする制御を開始する。
The
本実施形態では、始動制御部46は、第一回転速度ω1と第二回転速度ω2との回転速度差Δωが所定値以上になった場合に、第二係合装置CL2が滑り係合状態になったと判定する。そして、始動制御部46は、第二係合装置CL2が滑り係合状態になったと判定された場合に、回転電機MGの回転速度を目標回転速度に一致させるように、回転電機MGの出力トルクを調整する回転速度制御を回転電機制御ユニット32に開始させる。目標回転速度は、第二回転速度ω2より所定値だけ高く設定される。ここで、第二回転速度ω2は、出力軸Oの回転速度(出力回転速度ωout)を中間軸M(回転電機MG)側の回転速度相当に換算した回転速度であり、出力軸Oの回転速度(出力回転速度ωout)に変速機構TMの変速比Rを乗算した回転速度となる。よって、第二回転速度ω2と回転電機MGの回転速度(第一回転速度ω1)との回転速度差Δωが、第二係合装置CL2の回転速度差相当となる。
In the present embodiment, the
本実施形態では、始動制御部46は、第二係合装置CL2を滑り係合状態に制御している間に、車両要求トルクに応じて、第二係合装置CL2の指令圧を設定するように構成されている。これにより、第二係合装置CL2が滑り係合状態である場合にも、第二係合装置CL2のスリップトルクにより、車両要求トルクに相当するトルクを車輪W側に伝達することができる。本実施形態では、始動制御部46は、第二係合装置CL2が滑り係合状態になったと判定されてから第一係合装置CL1が直結係合状態になったと判定されるまで(時刻t02から時刻t04まで)の期間は、第二係合装置CL2の指令圧を車両要求トルクに応じて設定するトルク容量制御を実行する。そして、第一係合装置CL1が直結係合状態になったと判定されてから第二係合装置CL2が直結係合状態になったと判定されるまで(時刻t04から時刻t05まで)の期間は、第二係合装置CL2の指令圧を、車両要求トルクに応じて設定された値に対して回転電機MGの回転速度変化に応じた補正を加えた値に設定する容量決定制御を実行する。
In the present embodiment, the
また、始動制御部46は、第二係合装置CL2が滑り係合状態になったと判定した場合に、第一係合装置CL1の係合を開始する(時刻t02)。本実施形態では、始動制御部46は、第一係合装置CL1に供給される油圧の指令圧を増加させる。指令圧の増加により第一係合装置CL1の伝達トルク容量が増加し、当該伝達トルク容量のトルクが第一係合装置CL1からエンジンE側に伝達されると、エンジンの回転速度が上昇を開始する。
始動制御部46は、エンジンの回転速度が燃焼開始速度まで上昇した場合に、エンジン制御装置31に指令して、エンジンEの燃焼(点火)を開始させる(時刻t03)。エンジンの回転速度が、回転電機MGの回転速度まで上昇して、第一係合装置CL1の回転速度差がなくなった場合(時刻t04)に、第一係合装置CL1は直結係合状態になる。始動制御部46は、第一係合装置CL1の回転速度差が所定値以下まで減少した場合に、第一係合装置CL1が直結係合状態になったと判定して、第一係合装置CL1の指令圧を完全係合圧まで次第に増加させるスイープアップ制御を開始する(時刻t04)。
また、始動制御部46は、第一係合装置CL1が直結係合状態となったと判定した場合に、車両要求トルクに基づいて設定したエンジン要求トルクを、エンジン制御装置31に指令し、エンジンEのトルク制御を開始する(時刻t04)。
第一係合装置CL1が直結係合状態になると、エンジンEの出力トルクが、エンジンE側から回転電機MG側に伝達されるようになる。このエンジンEの出力トルクの伝達に対して、回転電機MGの回転速度を目標回転速度に維持するために、回転電機MGの出力トルクがフィードバック的に低下している(時刻t04から時刻t05)。
Further, when it is determined that the second engagement device CL2 is in the slip engagement state, the
The
In addition, when it is determined that the first engagement device CL1 is in the direct engagement state, the
When the first engagement device CL1 is in the direct engagement state, the output torque of the engine E is transmitted from the engine E side to the rotating electrical machine MG side. With respect to the transmission of the output torque of the engine E, the output torque of the rotating electrical machine MG decreases in a feedback manner in order to maintain the rotational speed of the rotating electrical machine MG at the target rotational speed (from time t04 to time t05).
始動制御部46は、第一係合装置CL1が直結係合状態になったと判定した後、回転電機の目標回転速度を次第に減少させ、回転電機MGの回転速度を第二回転速度ω2まで低下させる。
直結係合判定部47は、後述するように、第二係合装置CL2の回転速度差Δωが所定値以下まで減少した場合に、第二係合装置CL2が直結係合状態となったと判定する(時刻t05)。
始動制御部46は、第二係合装置CL2が直結係合状態になったと判定された場合に、第二係合装置CL2の指令圧を完全係合圧まで次第に増加させるスイープアップ制御を開始する(時刻t05)。また、始動制御部46は、第二係合装置CL2が直結係合状態になったと判定された場合に、車両要求トルクに基づいて設定した回転電機要求トルクを、回転電機制御ユニット32に指令し、回転電機MGのトルク制御を開始する(時刻t05)。始動制御部46は、回転電機要求トルクを、エンジン要求トルクと回転電機要求トルクの合計が車両要求トルクに一致するように設定する。
そして、始動制御部46は、第二係合装置CL2の指令圧が完全係合圧まで増加された場合に、一連の始動制御を終了する(時刻t06)。
After determining that the first engagement device CL1 is in the direct engagement state, the
As will be described later, the direct
When it is determined that the second engagement device CL2 is in the direct engagement state, the
Then, when the command pressure of the second engagement device CL2 is increased to the complete engagement pressure, the
3−4−2.直結係合判定部47
次に、直結係合判定部47について詳細に説明する。
直結係合判定部47は、上記したように、第一係合装置CL1の解放状態且つ第二係合装置CL2の係合状態で回転電機MGと車輪Wとの間で駆動力が伝達される状態から、第一係合装置CL1の係合状態でエンジンEと車輪Wとの間で駆動力が伝達される状態への移行を、第二係合装置CL2の滑り係合状態で行い、その後第二係合装置CL2を直結係合状態に移行させるときに、第二係合装置CL2の回転電機MG側の第一係合部材50の第一回転速度ω1と、第二係合装置CL2の車輪W側の第二係合部材51の第二回転速度ω2との回転速度差Δωに基づいて、第二係合装置CL2が直結係合状態となったか否かの判定である直結係合判定を行う機能部である。
直結係合判定部47は、第一係合部材50と第二係合部材51との少なくとも一方である対象係合部材の回転速度として、当該対象係合部材の回転速度の検出値に対して当該検出値に表れる車両用駆動装置1の共振周波数を含む所定の周波数帯域の振動を低減させた回転速度を用いる。
3-4-2. Direct
Next, the direct
As described above, the direct
The direct
本実施形態では、直結係合判定部47は、上記したエンジン始動制御のように、第二係合装置CL2を直結係合状態から滑り係合状態へ移行させてから第一係合装置CL1を解放状態から係合状態へ移行させ、その後第二係合装置CL2を滑り係合状態から直結係合状態へ移行させるときに、振動を低減させた回転速度を用いた直結係合判定を行うように構成されている。
また、本実施形態では、直結係合判定部47は、第一係合装置CL1を解放状態から滑り係合状態とし、当該滑り係合状態から直結係合状態へ移行させた後に、振動を低減させた回転速度を用いた直結係合判定を行うように構成されている。
In the present embodiment, the direct
Further, in this embodiment, the direct
3−4−2−1.車両用駆動装置1の弾性系
まず、車両用駆動装置1の弾性系について説明する。図5に、車両用駆動装置1の弾性系のモデルを示す。
上記のように、エンジン始動制御中に直結係合判定部47が直結係合判定を行う際には、第一係合装置CL1は直結係合状態であり、第二係合装置CL2は滑り係合状態である。
このため、車両用駆動装置1の動力伝達経路2の弾性系は、第二係合装置CL2に対して回転電機MG側と車輪W側とで別の弾性系になる。
第二係合装置CL2の回転電機MG側の弾性系(以下、入力弾性系と称す)は、エンジンの慣性モーメントと回転電機の慣性モーメントとを有し、エンジンの慣性モーメントと回転電機の慣性モーメントとの間が弾性を有するダンパDPなどにより連結された、2慣性の軸ねじれ振動の弾性系にモデル化できる。
一方、第二係合装置CL2の車輪Wの弾性系(以下、出力弾性系と称す)は、車輪Wを介して車軸AXに作用する車両の慣性モーメントと変速機構の慣性モーメントとを有し、車両の慣性モーメントと変速機構の慣性モーメントとの間が弾性を有する車軸AXなどにより連結された、2慣性の軸ねじれ振動の弾性系にモデル化できる。
3-4-2-1. First, an elastic system of the vehicle drive device 1 will be described. FIG. 5 shows an elastic system model of the vehicle drive device 1.
As described above, when the direct
For this reason, the elastic system of the
The elastic system on the rotating electrical machine MG side of the second engagement device CL2 (hereinafter referred to as an input elastic system) has an inertia moment of the engine and an inertia moment of the rotating electrical machine, and the inertia moment of the engine and the inertia moment of the rotating electrical machine. Can be modeled as an elastic system of two-inertial torsional vibrations connected to each other by an elastic damper DP or the like.
On the other hand, the elastic system of the wheels W of the second engagement device CL2 (hereinafter referred to as an output elastic system) has a vehicle inertia moment acting on the axle AX via the wheels W and an inertia moment of the transmission mechanism. It can be modeled as an elastic system of two-inertia shaft torsional vibration in which the inertia moment of the vehicle and the inertia moment of the speed change mechanism are connected by an elastic axle AX or the like.
また、車両用駆動装置1は、円筒状の駆動装置ケースCSを備えており、駆動装置ケースCSは、エンジンE、回転電機MG、変速機構TM、入力軸I、中間軸M、及び係合装置CL1、CL2などの回転部材を内部に収容すると共に回転可能に支持している。また、駆動装置ケースCSは、回転速度センサSe1、Se2を内部に収容すると共に回転速度センサSe1、Se2の非回転部材側を支持している。
駆動装置ケースCSは、弾性を有するブッシュなどの取付部材52を介して車体BDに取り付けられている。よって、駆動装置ケースCSは、中間軸Mなどの車両用駆動装置1の回転部材と同軸周りに、車体BDに対して軸ねじれ振動を生じる弾性系(以下、ケース弾性系と称す)にモデル化できる。
The vehicle drive device 1 includes a cylindrical drive device case CS. The drive device case CS includes the engine E, the rotating electrical machine MG, the speed change mechanism TM, the input shaft I, the intermediate shaft M, and the engagement device. Rotating members such as CL1 and CL2 are housed inside and are rotatably supported. The drive device case CS accommodates the rotation speed sensors Se1 and Se2 and supports the non-rotation member side of the rotation speed sensors Se1 and Se2.
The drive device case CS is attached to the vehicle body BD via an
各軸ねじれ振動の弾性系は、各部材の慣性モーメントの大きさ、ねじりばね定数の大きさに応じて定まる共振周波数を有する。よって、各軸ねじれ振動の弾性系の共振周波数は通常、互いに異なる周波数となる。
例えば、第二係合装置CL2に対して回転電機MG側の入力弾性系は、次式(1)で表せるような共振周波数f1を有する。
f1=1/(2π)×√(Kdp×(1/Je+1/Jm)) ・・・(1)
ここで、Kdpは、ダンパDPのねじりばね定数であり、Jeは、エンジンの慣性モーメントであり、Jmは、回転電機MGの慣性モーメントである。
The elastic system of each axial torsional vibration has a resonance frequency determined according to the magnitude of the moment of inertia of each member and the magnitude of the torsion spring constant. Therefore, the resonance frequency of the elastic system of each torsional vibration is usually different from each other.
For example, the input elastic system on the rotating electrical machine MG side with respect to the second engagement device CL2 has a resonance frequency f1 that can be expressed by the following equation (1).
f1 = 1 / (2π) × √ (Kdp × (1 / Je + 1 / Jm)) (1)
Here, Kdp is the torsion spring constant of the damper DP, Je is the moment of inertia of the engine, and Jm is the moment of inertia of the rotating electrical machine MG.
よって、第二係合装置CL2の回転電機MG側の第一回転速度ω1には、入力弾性系の共振周波数の軸ねじれ振動が生じやすくなる。
また、第二係合装置CL2に対して車輪W側の第二回転速度ω2には、出力弾性系の共振周波数の軸ねじれ振動が生じやすくなる。
Therefore, axial torsional vibration at the resonance frequency of the input elastic system is likely to occur at the first rotational speed ω1 on the rotating electrical machine MG side of the second engagement device CL2.
Further, axial torsional vibration at the resonance frequency of the output elastic system is likely to occur at the second rotational speed ω2 on the wheel W side with respect to the second engagement device CL2.
回転速度センサSe1、Se2の非回転部材側は、駆動装置ケースCSに固定されているため、駆動装置ケースCSが軸ねじれ振動した場合、各回転速度センサSe1、Se2の検出値に当該軸ねじれ振動が重畳する。よって、入力回転速度センサSe1の入力信号に基づいて検出される第一回転速度ω1には、ケース弾性系の共振周波数の振動が生じやすくなる。また、出力回転速度センサSe2の入力信号に基づいて検出される第二回転速度ω2にも、ケース弾性系の共振周波数の振動が生じやすくなる。 Since the non-rotating member side of the rotation speed sensors Se1 and Se2 is fixed to the drive device case CS, when the drive device case CS undergoes shaft torsional vibration, the detected values of the respective rotation speed sensors Se1 and Se2 are included in the shaft torsion vibration Are superimposed. Therefore, vibration at the resonance frequency of the case elastic system is likely to occur at the first rotation speed ω1 detected based on the input signal of the input rotation speed sensor Se1. In addition, vibration at the resonance frequency of the case elastic system is likely to occur also in the second rotational speed ω2 detected based on the input signal of the output rotational speed sensor Se2.
3−4−2−2.エンジン始動制御中の共振振動
エンジン始動制御中は、エンジンEの始動、係合装置CL1、CL2の係合及び解放に伴いトルクショックが生じやすい。このトルクショックにより、車両用駆動装置1の各弾性系に、各弾性系の共振周波数の軸ねじれ振動が励起されやすくなる。
図6に、エンジンの回転速度の上昇開始(時刻t11)から第二係合装置CL2の直結係合(時刻t15)までのエンジン始動制御中のタイムチャートの例を示している。
第一係合装置CL1の直結係合及びエンジンEの始動などにより、入力弾性系にトルクショックが伝達され、入力弾性系の共振周波数の軸ねじれ振動が励起される。これにより、入力回転速度センサSe1により検出される中間軸Mの回転速度(入力回転速度ωin)に、当該共振周波数の振動が重畳している(時刻t12以降)。
また、エンジン始動制御により、駆動装置ケースCSが支持しているエンジンE及び回転電機MGなどの非回転部材にトルクショックが伝達され、ケース弾性系の共振周波数の軸ねじれ振動が励起される。これにより、出力回転速度センサSe2により検出される出力軸Oの回転速度(出力回転速度ωout)及び入力回転速度センサSe1により検出される中間軸Mの回転速度(入力回転速度ωin)に、同じ共振周波数であって同じ振幅の振動が重畳している。
3-4-2-2. Resonant vibration during engine start control During engine start control, torque shock is likely to occur as the engine E is started and the engagement devices CL1 and CL2 are engaged and released. Due to this torque shock, axial torsional vibration at the resonance frequency of each elastic system is easily excited in each elastic system of the vehicle drive device 1.
FIG. 6 shows an example of a time chart during engine start control from the start of the increase in engine speed (time t11) to the direct engagement of the second engagement device CL2 (time t15).
Torque shock is transmitted to the input elastic system by the direct engagement of the first engagement device CL1 and the start of the engine E, and the axial torsional vibration of the resonance frequency of the input elastic system is excited. Thereby, the vibration of the resonance frequency is superimposed on the rotation speed of the intermediate shaft M (input rotation speed ωin) detected by the input rotation speed sensor Se1 (after time t12).
Further, the engine start control transmits a torque shock to non-rotating members such as the engine E and the rotating electrical machine MG supported by the driving device case CS, and excites the torsional vibration at the resonance frequency of the case elastic system. Thus, the same resonance occurs in the rotational speed of the output shaft O (output rotational speed ωout) detected by the output rotational speed sensor Se2 and the rotational speed of the intermediate shaft M (input rotational speed ωin) detected by the input rotational speed sensor Se1. The vibration of the same amplitude is superimposed on the frequency.
また、図6の例には示されていないが、第二係合装置CL2の伝達トルク容量の変化などにより、出力弾性系にトルクショックが伝達され、出力弾性系の共振周波数の軸ねじれ振動が励起される。これにより、出力回転速度センサSe2により検出される出力軸Oの回転速度(出力回転速度ωout)に、当該共振周波数の振動が重畳する。 Although not shown in the example of FIG. 6, a torque shock is transmitted to the output elastic system due to a change in the transmission torque capacity of the second engagement device CL2, and the axial torsional vibration at the resonance frequency of the output elastic system is generated. Excited. Thereby, the vibration of the resonance frequency is superimposed on the rotation speed (output rotation speed ωout) of the output shaft O detected by the output rotation speed sensor Se2.
従って、入力回転速度センサSe1により検出される入力回転速度ωinには、入力弾性系の共振周波数及びケース弾性系の共振周波数の振動が重畳する。すなわち、入力回転速度ωinには、入力弾性系及びケース弾性系を合わせた弾性系(以下、第一弾性系と称す)の共振周波数の振動が重畳する。
また、出力回転速度センサSe2により検出される出力回転速度ωoutには、出力弾性系の共振周波数及びケース弾性系の共振周波数の振動が重畳する。すなわち、出力回転速度ωoutには、出力弾性系及びケース弾性系を合わせた弾性系(以下、第二弾性系と称す)の共振周波数の振動が重畳する。
Accordingly, vibrations of the resonance frequency of the input elastic system and the resonance frequency of the case elastic system are superimposed on the input rotation speed ωin detected by the input rotation speed sensor Se1. That is, the vibration of the resonance frequency of the elastic system (hereinafter referred to as the first elastic system) that combines the input elastic system and the case elastic system is superimposed on the input rotation speed ωin.
In addition, vibrations of the resonance frequency of the output elastic system and the resonance frequency of the case elastic system are superimposed on the output rotation speed ωout detected by the output rotation speed sensor Se2. That is, the vibration at the resonance frequency of the elastic system (hereinafter referred to as the second elastic system) that combines the output elastic system and the case elastic system is superimposed on the output rotation speed ωout.
3−4−2−3.共振振動による誤判定
本実施形態では、直結係合判定部47は、出力回転速度ωoutに変速機構TMの変速比Rを乗算して、中間軸M側の回転速度相当に換算した回転速度(第二回転速度ω2)と、入力回転速度ωin(第一回転速度ω1)との回転速度差Δωに基づいて直結係合判定を行うように構成されている。
このため、図6の例に示すように、変速機構TMの変速比Rが1より大きい(例えば、R=3)場合は、第二回転速度ω2は、出力回転速度ωoutより大きくなる。エンジン始動制御は、低車速で行われる頻度が高いため、変速機構TMの変速比は、1より大きく設定される頻度が高くなる。
このため、図6の例に示すように、出力回転速度ωoutに重畳しているケース弾性系の共振振動の振幅が増幅されて、第二回転速度ω2の振動の振幅となる。従って、第二回転速度ω2に重畳しているケース弾性系の共振振動の振幅は、第一回転速度ω1に重畳しているケース弾性系の共振振動の振幅よりも大きくなっている。
3-4-2-3. In the present embodiment, the direct
Therefore, as shown in the example of FIG. 6, when the speed ratio R of the speed change mechanism TM is larger than 1 (for example, R = 3), the second rotational speed ω2 is larger than the output rotational speed ωout. Since the engine start control is frequently performed at a low vehicle speed, the speed ratio of the speed change mechanism TM is set more frequently than 1.
For this reason, as shown in the example of FIG. 6, the amplitude of the resonance vibration of the case elastic system superimposed on the output rotation speed ωout is amplified to become the vibration amplitude of the second rotation speed ω2. Therefore, the amplitude of the resonance vibration of the case elastic system superimposed on the second rotation speed ω2 is larger than the amplitude of the resonance vibration of the case elastic system superimposed on the first rotation speed ω1.
このように、図6に示す例では、第一回転速度ω1には、比較的大きい振幅の入力弾性系の共振振動が重畳し、第二回転速度ω2には、比較的大きい振幅のケース弾性系の共振振動が重畳している。
本実施形態に係わる直結係合判定部47とは異なり、第一回転速度ω1及び第二回転速度ω2に対して共振周波数の振動を低減させていない回転速度を用いて、直結係合判定を行うように構成した比較例の場合は、図6の例に示すように、第一回転速度ω1及び第二回転速度ω2に重畳している振動により、回転速度差Δωが振動している。このため、第二係合装置CL2の回転速度差が減少し始めた後(時刻t13)、第二係合装置が実際に直結係合状態になるタイミング(時刻t15)よりもかなり前に、直結係合状態になったと誤判定されている(時刻t14)。
In this way, in the example shown in FIG. 6, the resonance vibration of the relatively large amplitude input elastic system is superimposed on the first rotational speed ω1, and the relatively large amplitude case elastic system is superimposed on the second rotational speed ω2. The resonance vibration is superimposed.
Unlike the direct
3−4−2−4.共振振動に対する直結係合判定部47
この共振振動による直結係合の誤判定を抑制するため、本実施形態に係わる直結係合判定部47は、直結係合判定を行うに際して、上記したように、第一係合部材50と第二係合部材51との少なくとも一方である対象係合部材の回転速度として、当該対象係合部材の回転速度の検出値に対して当該検出値に表れる車両用駆動装置1の共振周波数を含む所定の周波数帯域の振動を低減させた回転速度を用いるように構成されている。
本実施形態では、第一係合部材50の回転速度である第一回転速度ω1の検出値に表れる車両用駆動装置1の共振周波数は、エンジンEと回転電機MGとの間に設けられたダンパDPと車両用駆動装置1の車体BDへの取付部材52とを少なくとも含む車両用駆動装置1の第一弾性系に起因する共振の周波数である。
第二係合部材51の回転速度である第二回転速度ω2の検出値に表れる車両用駆動装置1の共振周波数は、車両用駆動装置1の車体BDへの取付部材52と第二係合装置CL2と車輪Wとの間に設けられた車軸AXとを少なくとも含む車両用駆動装置1の第二弾性系に起因する共振の周波数である。
3-4-2-4. Direct
In order to suppress the erroneous determination of the direct engagement due to the resonance vibration, the direct
In the present embodiment, the resonance frequency of the vehicle drive device 1 that appears in the detected value of the first rotation speed ω1, which is the rotation speed of the
The resonance frequency of the vehicle drive device 1 that appears in the detected value of the second rotation speed ω2, which is the rotation speed of the
図3に、振動を低減させる対象係合部材を、第一係合部材50及び第二係合部材51の双方とした場合の直結係合判定部47の構成を示す。
図3に示す実施形態では、直結係合判定部47は、上記したように、入力回転速度ωinの値を、第一係合部材50の回転速度である第一回転速度ω1として設定し、出力回転速度ωoutに変速比Rを乗算した値を、第二係合部材51の回転速度である第二回転速度ω2として設定するように構成されている。
FIG. 3 shows the configuration of the direct
In the embodiment shown in FIG. 3, the direct
本実施形態では、直結係合判定部47は、バンドストップフィルタを用いて、所定の周波数帯域の振動を低減させた回転速度を算出するように構成されている。なお、バンドストップフィルタは、ノッチフィルタ、バンドカットフィルタとも称される。
図3に示す実施形態では、直結係合判定部47は、第一回転速度ω1に対して所定の周波数帯域の振動を低減するバンドストップフィルタ処理を行って、フィルタ後第一回転速度ω1_fltを算出する第一バンドストップフィルタ60と、第二回転速度ω2に対して所定の周波数帯域の振動を低減するバンドストップフィルタ処理を行って、フィルタ後第二回転速度ω2_fltを算出する第二バンドストップフィルタ61と、を備えている。
In the present embodiment, the direct
In the embodiment shown in FIG. 3, the direct
第一バンドストップフィルタ60のフィルタ周波数帯域は、入力弾性系及びケース弾性系を合わせた第一弾性系の共振周波数を含む所定の周波数帯域に設定されている。第二バンドストップフィルタ61のフィルタ周波数帯域は、出力弾性系及びケース弾性系を合わせた第二弾性系の共振周波数を含む所定の周波数帯域に設定されている。
なお、各バンドストップフィルタ60、61のフィルタ周波数帯域は、各弾性系が有する複数の異なる共振周波数に対応して複数の異なる周波数帯域に設定されても良く、或いは、振幅が最大になる1つの共振周波数に対応した1つの周波数帯域に設定されても良い。各バンドストップフィルタ60、61の周波数帯域が、複数の異なる周波数帯域に設定される場合は、各バンドストップフィルタ60、61が、各周波数帯域の振動を低減するバンドストップフィルタを複数備えるように構成されてもよい。
The filter frequency band of the first
The filter frequency bands of the band stop filters 60 and 61 may be set to a plurality of different frequency bands corresponding to a plurality of different resonance frequencies of the respective elastic systems, or one of the maximum amplitudes. It may be set to one frequency band corresponding to the resonance frequency. When the frequency bands of the band stop filters 60 and 61 are set to a plurality of different frequency bands, the band stop filters 60 and 61 are configured to include a plurality of band stop filters that reduce vibrations in the frequency bands. May be.
そして、図3に示す実施形態では、直結係合判定部47に備えられた判定部62は、フィルタ後第一回転速度ω1_fltとフィルタ後第二回転速度ω2_fltとの回転速度差Δωに基づいて、第二係合装置CL2が直結係合状態となったか否かの直結係合判定を行うように構成されている。
直結係合判定は、例えば、回転速度差Δωの大きさが所定閾値以下になった場合に、直結係合状態になったと判定するように構成することができる。直結係合判定部47の判定結果は、始動制御部46など他の機能部の処理に用いられる。
以下で、振動を低減させる処理が行われる対象係合部材の回転速度が、第一回転速度ω1のみである場合、第二回転速度ω2のみである場合、及び第一回転速度ω1及び第二回転速度ω2の双方である場合の各制御挙動を説明する。
In the embodiment shown in FIG. 3, the
The direct engagement determination can be configured, for example, to determine that the direct engagement state has been reached when the magnitude of the rotational speed difference Δω is equal to or smaller than a predetermined threshold value. The determination result of the direct
Hereinafter, when the rotation speed of the target engagement member for which the process of reducing vibration is performed is only the first rotation speed ω1, only the second rotation speed ω2, and the first rotation speed ω1 and the second rotation Each control behavior in the case of both speeds ω2 will be described.
3−4−2−5.第一回転速度ω1の振動低減
まず、振動を低減させる処理が行われる対象係合部材の回転速度が、第一回転速度ω1のみである場合の制御挙動について説明する。
すなわち、直結係合判定部47は、第一バンドストップフィルタ60のみを備え、第二バンドストップフィルタ61を備えないように構成されている。よって、直結係合判定部47は、フィルタ後第一回転速度ω1_fltと第二回転速度ω2の回転速度差Δωに基づいて、直結係合判定を行うように構成されている。
3-4-2-5. First, the control behavior when the rotation speed of the target engagement member for which the process of reducing the vibration is performed is only the first rotation speed ω1 will be described.
That is, the direct
<入力弾性系の振動低減>
図7に、第一バンドストップフィルタ60の周波数帯域が、入力弾性系の共振周波数を含む所定の周波数帯域に設定されている場合の制御挙動の例を示す。この例は、第一回転速度ω1及び第二回転速度ω2に重畳している共振振動の内、最も振幅が大きい弾性系の共振周波数の振動を低減するように構成された場合である。なお、図7は、図6の場合と同様のエンジン始動制御中の挙動を示している。
<Vibration reduction of input elastic system>
FIG. 7 shows an example of the control behavior when the frequency band of the first
図7の例に示すように、フィルタ後第一回転速度ω1_fltは、第一回転速度ω1に重畳している共振振動の内、入力弾性系の共振周波数の振動のみが低減され、ケース弾性系の共振周波数の振動が低減されていない回転速度となる。
図7に示すように、第一回転速度ω1及び第二回転速度ω2に重畳している共振振動の内、最も振幅が大きい入力弾性系の共振振動を低減することができている。このため、回転速度差Δωの振幅が、図6に示した比較例の場合と比べ、大幅に低減している。よって、直結係合状態になったと判定されるタイミングが、第二係合装置CL2の回転速度差が減少し始めた後(時刻23)、第二係合装置が実際に直結係合状態になるタイミング(時刻t25)の直前(時刻t24)になっている。すなわち、図6の比較例と比べて、直結係合状態の判定タイミングを、実際の直結係合のタイミングに大幅に近づけることができ、誤判定を抑制できている。
また、この場合は、フィルタ後第一回転速度ω1_flt及び第二回転速度ω2に重畳しているケース弾性系の共振振動が同位相で振動しているため、これらの回転速度差Δωの振幅が大きくなることを抑制できている。よって、直結係合判定の判定精度を向上することができている。すなわち、第一回転速度ω1及び第二回転速度ω2に重畳しているケース弾性系の共振振動を双方とも低減せずに、入力側弾性系の共振振動のみを低減することによっても、直結係合判定の精度を向上することができている。
As shown in the example of FIG. 7, the post-filter first rotation speed ω1_flt is reduced by only the vibration of the resonance frequency of the input elastic system among the resonance vibrations superimposed on the first rotation speed ω1. The rotation speed is such that the vibration at the resonance frequency is not reduced.
As shown in FIG. 7, the resonance vibration of the input elastic system having the largest amplitude among the resonance vibrations superimposed on the first rotation speed ω1 and the second rotation speed ω2 can be reduced. For this reason, the amplitude of the rotational speed difference Δω is significantly reduced as compared with the comparative example shown in FIG. Therefore, the timing at which it is determined that the direct engagement state is established is that the second engagement device is actually in the direct engagement state after the rotational speed difference of the second engagement device CL2 starts to decrease (time 23). It is just before the timing (time t25) (time t24). That is, as compared with the comparative example of FIG. 6, the determination timing of the direct connection state can be made much closer to the actual direct connection timing, and erroneous determination can be suppressed.
In this case, since the resonance vibration of the case elastic system superimposed on the first filtered rotational speed ω1_flt and the second rotational speed ω2 vibrates in the same phase, the amplitude of the rotational speed difference Δω is large. Can be suppressed. Therefore, the determination accuracy of the direct engagement determination can be improved. That is, the direct engagement is also achieved by reducing only the resonance vibration of the input side elastic system without reducing both the resonance vibration of the case elastic system superimposed on the first rotation speed ω1 and the second rotation speed ω2. The accuracy of determination can be improved.
<入力弾性系及びケース弾性系の振動低減>
図8に、第一バンドストップフィルタ60の周波数帯域が、入力弾性系の共振周波数を含む所定の周波数帯域、及びケース弾性系の共振周波数を含む所定の周波数帯域に設定されている場合の制御挙動の例を示す。なお、図8は、図6の場合と同様のエンジン始動制御中の挙動を示している。
<Vibration reduction of input elastic system and case elastic system>
FIG. 8 shows the control behavior when the frequency band of the first
図8の例に示すように、フィルタ後第一回転速度ω1_fltは、第一回転速度ω1に重畳している共振振動の内、入力弾性系の共振周波数の振動及びケース弾性系の共振周波数の振動が低減されている回転速度となる。
このため、回転速度差Δωの振幅が、図6に示した比較例の場合と比べ、大幅に低減している。よって、直結係合状態になったと判定されるタイミングが、第二係合装置CL2の回転速度差が減少し始めた後(時刻33)、第二係合装置が実際に直結係合状態になるタイミング(時刻t35)の直前(時刻t34)になっている。すなわち、図6の比較例と比べて、直結係合状態の判定タイミングを、実際の直結係合のタイミングに大幅に近づけることができ、誤判定を抑制できている。
As shown in the example of FIG. 8, the filtered first rotation speed ω1_flt is the resonance vibration of the input elastic system and the vibration of the resonance frequency of the case elastic system among the resonance vibrations superimposed on the first rotation speed ω1. Becomes a reduced rotational speed.
For this reason, the amplitude of the rotational speed difference Δω is significantly reduced as compared with the comparative example shown in FIG. Therefore, after determining that the rotational speed difference of the second engagement device CL2 starts to decrease (time 33), it is determined that the second engagement device is actually in the direct engagement state. It is just before the timing (time t35) (time t34). That is, as compared with the comparative example of FIG. 6, the determination timing of the direct connection state can be made much closer to the actual direct connection timing, and erroneous determination can be suppressed.
3−4−2−6.第二回転速度ω2の振動低減
次に、振動を低減させる処理が行われる対象係合部材の回転速度が、第二回転速度ω2のみである場合の制御挙動について説明する。
すなわち、直結係合判定部47は、第二バンドストップフィルタ61のみを備え、第一バンドストップフィルタ60を備えないように構成されている。よって、直結係合判定部47は、第一回転速度ω1とフィルタ後第二回転速度ω2_fltの回転速度差Δωに基づいて、直結係合判定を行うように構成されている。
3-4-2-6. Next, the control behavior in the case where the rotation speed of the target engagement member for which the process of reducing the vibration is performed is only the second rotation speed ω2 will be described.
That is, the direct
<ケース弾性系の振動低減>
図9に、第二バンドストップフィルタ61の周波数帯域が、ケース弾性系の共振周波数を含む所定の周波数帯域に設定されている場合の制御挙動の例を示す。なお、図9は、図6の場合と同様のエンジン始動制御中の挙動を示している。
<Vibration reduction of case elastic system>
FIG. 9 shows an example of the control behavior when the frequency band of the second
図9の例に示すように、フィルタ後第二回転速度ω2_fltは、第二回転速度ω2に重畳しているケース弾性系の共振周波数の振動が低減された回転速度となる。
図9に示すように、第一回転速度ω1及び第二回転速度ω2に重畳している共振振動の内、2番目に振幅が大きい共振振動を低減することができている。このため、回転速度差Δωの振幅が、図6に示した比較例の場合と比べ低減している。よって、直結係合状態になったと判定されるタイミング(時刻t44)が、図6の比較例と比べて、第二係合装置が実際に直結係合状態になるタイミング(時刻t45)に近づいている。すなわち、直結係合状態の判定タイミングの誤判定を抑制できている。
また、第二回転速度ω2に重畳しているケース弾性系の共振振動の振幅は、第一回転速度ω1に重畳しているケース弾性系の共振振動の振幅より、変速比Rが乗算されて増幅された分だけ大きくなっている。よって、ケース弾性系の共振振動の低減を、第一回転速度ω1に対して行うよりも、第二回転速度ω2に対して行う方が、効果的にケース弾性系の共振振動を低減することができる。
As shown in the example of FIG. 9, the post-filter second rotation speed ω2_flt is a rotation speed in which the vibration of the resonance frequency of the case elastic system superimposed on the second rotation speed ω2 is reduced.
As shown in FIG. 9, among the resonance vibrations superimposed on the first rotation speed ω1 and the second rotation speed ω2, the resonance vibration having the second largest amplitude can be reduced. For this reason, the amplitude of the rotational speed difference Δω is reduced as compared with the comparative example shown in FIG. Therefore, the timing at which it is determined that the direct engagement state is reached (time t44) is closer to the timing at which the second engagement device is actually in the direct engagement state (time t45) than in the comparative example of FIG. Yes. That is, erroneous determination of the determination timing of the direct engagement state can be suppressed.
The amplitude of the resonance vibration of the case elastic system superimposed on the second rotational speed ω2 is amplified by multiplying the amplitude of the resonance vibration of the case elastic system superimposed on the first rotational speed ω1 by the transmission ratio R. It is bigger by the amount that was done. Therefore, the resonance vibration of the case elastic system can be effectively reduced by reducing the resonance vibration of the case elastic system at the second rotation speed ω2 rather than at the first rotation speed ω1. it can.
3−4−2−7.第一回転速度ω1及び第二回転速度ω2の振動低減
次に、振動を低減させる処理が行われる対象係合部材の回転速度が、第一回転速度ω1及び第二回転速度ω2である場合の制御挙動について説明する。
すなわち、直結係合判定部47は、第一バンドストップフィルタ60及び第二バンドストップフィルタ61を備えるように構成されている。よって、直結係合判定部47は、フィルタ後第一回転速度ω1_fltとフィルタ後第二回転速度ω2_fltの回転速度差Δωに基づいて、直結係合判定を行うように構成されている。
3-4-2-7. Vibration Reduction of First Rotation Speed ω1 and Second Rotation Speed ω2 Next, control when the rotation speeds of the target engagement members that are subjected to vibration reduction processing are the first rotation speed ω1 and the second rotation speed ω2. The behavior will be described.
That is, the direct
<入力弾性系及びケース弾性系の振動低減>
図10に、第一バンドストップフィルタ60の周波数帯域が、入力弾性系の共振周波数を含む所定の周波数帯域に設定さており、第二バンドストップフィルタ61の周波数帯域が、ケース弾性系の共振周波数を含む所定の周波数帯域に設定さている場合の制御挙動の例を示す。なお、図10は、図6の場合と同様のエンジン始動制御中の挙動を示している。
<Vibration reduction of input elastic system and case elastic system>
In FIG. 10, the frequency band of the first
図10の例に示すように、フィルタ後第一回転速度ω1_fltは、第一回転速度ω1に重畳している共振振動の内、入力弾性系の共振周波数の振動のみが低減され、ケース弾性系の共振周波数の振動が低減されていない回転速度となる。また、フィルタ後第二回転速度ω2_fltは、第二回転速度ω2に重畳しているケース弾性系の共振周波数の振動が低減されている回転速度となる。
図10に示すように、第一回転速度ω1及び第二回転速度ω2に重畳している共振振動の内、最も振幅が大きい共振振動及び2番目に振幅が大きい共振振動を低減することができている。このため、回転速度差Δωの振幅が、図6に示した比較例の場合と比べ、大幅に低減している。よって、直結係合状態になったと判定されるタイミングが、第二係合装置CL2の回転速度差が減少し始めた後(時刻53)、第二係合装置が実際に直結係合状態になるタイミング(時刻t55)の直前(時刻t54)になっている。すなわち、図6の比較例と比べて、直結係合状態の判定タイミングを、実際の直結係合のタイミングに大幅に近づけることができ、誤判定を抑制できている。また、上記の図7から図9の例に比べ、更に直結係合状態の判定タイミングを、実際の直結係合のタイミングに近づけることができている。
As shown in the example of FIG. 10, the filtered first rotation speed ω1_flt is reduced only in the vibration of the resonance frequency of the input elastic system among the resonance vibrations superimposed on the first rotation speed ω1. The rotation speed is such that the vibration at the resonance frequency is not reduced. Further, the post-filter second rotational speed ω2_flt is a rotational speed at which the vibration of the resonance frequency of the case elastic system superimposed on the second rotational speed ω2 is reduced.
As shown in FIG. 10, among the resonance vibrations superimposed on the first rotation speed ω1 and the second rotation speed ω2, the resonance vibration having the largest amplitude and the resonance vibration having the second largest amplitude can be reduced. Yes. For this reason, the amplitude of the rotational speed difference Δω is significantly reduced as compared with the comparative example shown in FIG. Therefore, after determining that the rotational speed difference of the second engagement device CL2 starts to decrease (time 53), it is determined that the second engagement device is actually in the direct engagement state. It is just before the timing (time t55) (time t54). That is, as compared with the comparative example of FIG. 6, the determination timing of the direct connection state can be made much closer to the actual direct connection timing, and erroneous determination can be suppressed. Compared to the examples of FIGS. 7 to 9 described above, the determination timing of the direct engagement state can be made closer to the actual direct engagement timing.
上記したように、第一回転速度ω1に重畳しているケース弾性系の共振振動の振幅は、変速比Rが乗算されて増幅されていないため、第二回転速度ω2に重畳しているケース弾性系の共振振動の振幅より小さくなっている。よって、第一回転速度ω1に重畳しているケース弾性系の共振振動の低減を行わなくても、回転速度差Δωの振幅を大幅に低減し、直結係合判定の判定精度を向上することができる。また、第一回転速度ω1に対して、ケース弾性系の共振振動の低減を行う処理を行っていないため、演算負荷の増加を抑制できる。よって、演算負荷の増加を抑制しつつ、効果的に判定精度を向上することができる。 As described above, since the amplitude of the resonance vibration of the case elastic system superimposed on the first rotational speed ω1 is not amplified by multiplying by the transmission gear ratio R, the case elasticity superimposed on the second rotational speed ω2. It is smaller than the amplitude of the resonance vibration of the system. Therefore, it is possible to greatly reduce the amplitude of the rotational speed difference Δω and improve the determination accuracy of the direct connection determination without reducing the resonance vibration of the case elastic system superimposed on the first rotational speed ω1. it can. Moreover, since the process which reduces the resonance vibration of a case elastic system is not performed with respect to 1st rotational speed (omega) 1, the increase in calculation load can be suppressed. Therefore, it is possible to effectively improve the determination accuracy while suppressing an increase in calculation load.
<全弾性系の振動低減>
図11に、第一バンドストップフィルタ60の周波数帯域が、入力弾性系の共振周波数を含む所定の周波数帯域、及びケース弾性系の共振周波数を含む所定の周波数帯域に設定さており、第二バンドストップフィルタ61の周波数帯域が、ケース弾性系の共振周波数を含む所定の周波数帯域に設定さている場合の制御挙動の例を示す。なお、図11は、図6の場合と同様のエンジン始動制御中の挙動を示している。
<Vibration reduction of all elastic system>
In FIG. 11, the frequency band of the first
図11の例に示すように、フィルタ後第一回転速度ω1_fltは、第一回転速度ω1に重畳している共振振動の内、入力弾性系の共振周波数の振動及びケース弾性系の共振周波数の振動が低減されている回転速度となる。また、フィルタ後第二回転速度ω2_fltは、第二回転速度ω2に重畳しているケース弾性系の共振周波数の振動が低減されている回転速度となる。
このため、回転速度差Δωの振動が、図6に示した比較例の場合と比べ、ほぼゼロまで低減している。よって、直結係合状態になったと判定されるタイミングが、第二係合装置CL2の回転速度差が減少し始めた後(時刻63)、第二係合装置が実際に直結係合状態になるタイミング(時刻t65)の直前(時刻t64)になっている。すなわち、図6の比較例と比べて、直結係合状態の判定タイミングを、実際の直結係合のタイミングに大幅に近づけることができ、誤判定を抑制できている。また、上記の図7から図10の例に比べても、直結係合状態の判定タイミングを、実際の直結係合のタイミングに最も近づけることができている。
As shown in the example of FIG. 11, the filtered first rotation speed ω1_flt is the resonance vibration of the input elastic system and the vibration of the resonance frequency of the case elastic system among the resonance vibrations superimposed on the first rotation speed ω1. Becomes a reduced rotational speed. Further, the post-filter second rotational speed ω2_flt is a rotational speed at which the vibration of the resonance frequency of the case elastic system superimposed on the second rotational speed ω2 is reduced.
For this reason, the vibration of the rotational speed difference Δω is reduced to almost zero as compared with the comparative example shown in FIG. Therefore, the timing at which it is determined that the direct engagement state is established is that the second engagement device is actually in the direct engagement state after the rotational speed difference of the second engagement device CL2 starts to decrease (time 63). Immediately before the timing (time t65) (time t64). That is, as compared with the comparative example of FIG. 6, the determination timing of the direct connection state can be made much closer to the actual direct connection timing, and erroneous determination can be suppressed. Compared with the examples of FIGS. 7 to 10 described above, the determination timing of the direct coupling state can be made closest to the actual direct coupling timing.
〔その他の実施形態〕
最後に、本発明のその他の実施形態について説明する。なお、以下に説明する各実施形態の構成は、それぞれ単独で適用されるものに限られず、矛盾が生じない限り、他の実施形態の構成と組み合わせて適用することも可能である。
[Other Embodiments]
Finally, other embodiments of the present invention will be described. Note that the configuration of each embodiment described below is not limited to being applied independently, and can be applied in combination with the configuration of other embodiments as long as no contradiction arises.
(1)上記の実施形態においては、変速機構TMの複数の係合装置の中の1つが、エンジン始動制御中に滑り係合状態に制御され、直結係合判定部47による直結係合判定の対象となる第二係合装置CL2とされている場合を例として説明した。しかし、本発明の実施形態はこれに限定されない。すなわち、車両用駆動装置1は、図12に示すように、回転電機MGと変速機構TMと間の動力伝達経路に更に係合装置を備え、当該係合装置が、エンジン始動制御中に滑り係合状態に制御され、直結係合判定部47による直結係合判定の対象となる第二係合装置CL2とされるように構成されてもよい。或いは、図12に示す車両用駆動装置1において、変速機構TMが備えられないように構成されてもよい。
(1) In the above-described embodiment, one of the plurality of engagement devices of the speed change mechanism TM is controlled to be in the slip engagement state during the engine start control, and the direct
或いは、車両用駆動装置1は、図13に示すように、回転電機MGと変速機構TMと間の動力伝達経路に更にトルクコンバータTCを備え、トルクコンバータTCの入出力部材間を直結係合状態にするロックアップクラッチが、エンジン始動制御中に滑り係合状態又は解放状態に制御され、直結係合判定部47による直結係合判定の対象となる第二係合装置CL2とされるように構成されてもよい。
Alternatively, as shown in FIG. 13, the vehicle drive device 1 further includes a torque converter TC in the power transmission path between the rotating electrical machine MG and the speed change mechanism TM, and the input / output members of the torque converter TC are directly engaged. The lockup clutch to be controlled is controlled to be in a slipping engagement state or a disengagement state during engine start control, and is configured as a second engagement device CL2 that is a target of direct connection determination by the direct
(2)上記の実施形態においては、第一係合装置CL1及び第二係合装置CL2が油圧により制御される係合装置である場合を例として説明した。しかし、本発明の実施形態はこれに限定されない。すなわち、第一係合装置CL1及び第二係合装置CL2の一方又は双方は、油圧以外の駆動力、例えば、電磁石の駆動力、サーボモータの駆動力など、により制御される係合装置であってもよい。 (2) In the above embodiment, the case where the first engagement device CL1 and the second engagement device CL2 are engagement devices controlled by hydraulic pressure has been described as an example. However, the embodiment of the present invention is not limited to this. That is, one or both of the first engagement device CL1 and the second engagement device CL2 is an engagement device controlled by a driving force other than hydraulic pressure, for example, an electromagnet driving force, a servo motor driving force, or the like. May be.
(3)上記の実施形態においては、変速機構TMが有段の自動変速装置である場合を例として説明した。しかし、本発明の実施形態はこれに限定されない。すなわち、変速機構TMが、連続的に変速比を変更可能な無段の自動変速装置など、有段の自動変速装置以外の変速装置にされるように構成されてもよい。この場合も、変速機構TMに備えられた係合装置が、エンジン始動制御中に滑り係合状態に制御され、直結係合判定部47による直結係合判定の対象となる第二係合装置CL2とされ、或いは変速機構TMとは別に設けられた係合装置が第二係合装置CL2とされてもよい。
(3) In the above embodiment, the case where the speed change mechanism TM is a stepped automatic transmission has been described as an example. However, the embodiment of the present invention is not limited to this. That is, the speed change mechanism TM may be configured to be a speed change device other than the stepped automatic speed change device such as a continuously variable automatic speed change device capable of continuously changing the speed ratio. Also in this case, the engagement device provided in the speed change mechanism TM is controlled to the slip engagement state during the engine start control, and the second engagement device CL2 that is the target of the direct engagement determination by the direct
(4)上記の実施形態において、制御装置30は、複数の制御ユニット32〜34を備え、これら複数の制御ユニット32〜34が分担して複数の機能部41〜47を備える場合を例として説明した。しかし、本発明の実施形態はこれに限定されない。すなわち、制御装置30は、上述した複数の制御ユニット32〜34を任意の組み合わせで統合又は分離した制御装置として備えるようにしてもよく、複数の機能部41〜47の分担も任意に設定することができる。
(4) In the above embodiment, the
(5)上記の実施形態において、第二係合装置CL2の第一係合部材50の回転速度である第一回転速度ω1が、入力回転速度ωin(中間軸Mの回転速度)に設定され、第二係合装置CL2の第二係合部材51の回転速度である第二回転速度ω2が、出力回転速度ωout(出力軸Oの回転速度)に変速機構TMの変速比Rを乗算した回転速度に設定されている場合を例として説明した。しかし、本発明の実施形態はこれに限定されない。すなわち、第一係合部材50と中間軸Mとの間に入力側ギア機構が介在し、第二係合部材51と出力軸Oとの間に出力側ギア機構が介在する場合には、直結係合判定部47は、入力回転速度ωinを入力側ギア機構の変速比で除算した回転速度を第一回転速度ω1に設定し、出力回転速度ωoutに出力側ギア機構の変速比を乗算した回転速度を第二回転速度ω2に設定するように構成されてもよい。この場合も、出力側ギア機構の変速比に入力側ギア機構の変速比を乗算した値が、変速機構TMの変速比Rになる。
(5) In the above embodiment, the first rotation speed ω1 that is the rotation speed of the
(6)上記の実施形態において、中間軸Mに備えられた入力回転速度センサSe1の入力信号に基づいて、第一回転速度ω1が設定される場合を例として説明した。しかし、本発明の実施形態はこれに限定されない。すなわち、第二係合装置CL2の第一係合部材50と一体回転する各部材のいずれかの回転速度を検出する回転速度センサの入力信号に基づいて、第一回転速度ω1が設定されるように構成されてもよい。
(6) In the above embodiment, the case where the first rotation speed ω1 is set based on the input signal of the input rotation speed sensor Se1 provided in the intermediate shaft M has been described as an example. However, the embodiment of the present invention is not limited to this. That is, the first rotational speed ω1 is set based on the input signal of the rotational speed sensor that detects the rotational speed of any one of the members that rotate integrally with the
(7)上記の実施形態において、出力軸Oに備えられた出力回転速度センサSe2の入力信号に基づいて、第二回転速度ω2が設定される場合を例として説明した。しかし、本発明の実施形態はこれに限定されない。すなわち、第二係合装置CL2の第二係合部材51と一体回転する各部材のいずれかの回転速度を検出する回転速度センサの入力信号に基づいて、第二回転速度ω2が設定されるように構成されてもよい。
(7) In the above embodiment, the case where the second rotation speed ω <b> 2 is set based on the input signal of the output rotation speed sensor Se <b> 2 provided on the output shaft O has been described as an example. However, the embodiment of the present invention is not limited to this. That is, the second rotational speed ω2 is set based on the input signal of the rotational speed sensor that detects the rotational speed of any of the members that rotate integrally with the
(8)上記の実施形態において、振動を低減させた回転速度を用いた直結係合判定は、第二係合装置CL2を直結係合状態から滑り係合状態へ移行させてから第一係合装置CL1を解放状態から係合状態へ移行させ、その後第二係合装置CL2を滑り係合状態から直結係合状態へ移行させるエンジン始動制御の際に行われる場合を例として説明した。またこの際、第一係合装置CL1の滑り係合中にエンジンEの燃焼(点火)を開始する場合を例として説明した。しかし、本発明の実施形態はこれに限定されない。すなわち、振動を低減させた回転速度を用いた直結係合判定は、第一係合装置CL1の解放状態且つ第二係合装置CL2の係合状態で回転電機MGと車輪Wとの間で駆動力が伝達される状態から、第一係合装置CL1の係合状態でエンジンEと車輪Wとの間で駆動力が伝達される状態への移行を、第二係合装置CL2の滑り係合状態で行い、その後第二係合装置CL2を直結係合状態に移行させるときであれば、どのような制御を行うときに行われてもよい。例えば、エンジン始動制御でも、第一係合装置CL1を直結係合した後にエンジンEの燃焼(点火)を行う場合にも、同様に実施できる。また、車両用駆動装置1がエンジン始動用のスタータモータを備える場合には、当該スタータモータによるエンジンEの始動制御と共に第二係合装置CL2を滑り係合状態に移行させてから第一係合装置CL1を係合状態へ移行させ、その後第二係合装置CL2を直結係合状態へ移行させるときに、上述した直結係合判定を行うように構成されてもよい。
また、上述した直結係合判定は、エンジンEが既に始動されている状態で、行われてもよい。すなわち、エンジンEの運転中に、第二係合装置CL2を直結係合状態から滑り係合状態へ移行させてから第一係合装置CL1を解放状態から係合状態へ移行させ、その後第二係合装置CL2を滑り係合状態から直結係合状態へ移行させるときに、当該判定が行われるように構成されてもよい。
また、上述した直結係合判定は、第一係合装置CL1を解放状態から滑り係合状態へ移行させてから第二係合装置CL2を直結係合状態から滑り係合状態へ移行させた後に、第一係合装置CL1を滑り係合状態から直結係合状態へ移行させ、その後第二係合装置CL2を滑り係合状態から直結係合状態へ移行させるときに、当該判定が行われるように構成されてもよい。
また、上述した直結係合判定は、エンジン始動制御などの制御を開始する前に、第二係合装置CL2が滑り係合状態である場合は、第二係合装置CL2を滑り係合状態に維持したままで、第一係合装置CL1を解放状態から係合状態へ移行させ、その後第二係合装置CL2を滑り係合状態から直結係合状態へ移行させるときに、当該判定が行われるように構成されてもよい。
(8) In the above embodiment, the direct engagement determination using the rotation speed with reduced vibration is performed after the second engagement device CL2 is shifted from the direct engagement state to the sliding engagement state. The case where the device CL1 is shifted from the released state to the engaged state and then the second engagement device CL2 is shifted from the slipping engagement state to the direct coupling state has been described as an example. At this time, the case where the combustion (ignition) of the engine E is started during the sliding engagement of the first engagement device CL1 has been described as an example. However, the embodiment of the present invention is not limited to this. That is, the direct coupling determination using the rotational speed with reduced vibration is driven between the rotating electrical machine MG and the wheel W in the released state of the first engaging device CL1 and the engaged state of the second engaging device CL2. The transition from the state where the force is transmitted to the state where the driving force is transmitted between the engine E and the wheel W in the engaged state of the first engaging device CL1 is the slip engagement of the second engaging device CL2. Any control may be performed as long as it is performed in the state and then the second engagement device CL2 is shifted to the direct engagement state. For example, the engine start control can be similarly performed when the engine E is burned (ignited) after the first engagement device CL1 is directly engaged. When the vehicle drive device 1 includes a starter motor for starting the engine, the first engagement is performed after the second engagement device CL2 is shifted to the sliding engagement state together with the start control of the engine E by the starter motor. When the device CL1 is shifted to the engagement state and then the second engagement device CL2 is shifted to the direct connection state, the above-described direct connection determination may be performed.
Further, the direct engagement determination described above may be performed in a state where the engine E has already been started. That is, during operation of the engine E, the second engagement device CL2 is shifted from the direct engagement state to the slipping engagement state, and then the first engagement device CL1 is shifted from the release state to the engagement state, and then The determination may be made when the engagement device CL2 is shifted from the slip engagement state to the direct engagement state.
The direct coupling determination described above is performed after the first engagement device CL1 is shifted from the released state to the slipping engagement state and then the second engagement device CL2 is shifted from the direct coupling engagement state to the sliding engagement state. The determination is made when the first engagement device CL1 is shifted from the slip engagement state to the direct engagement state and then the second engagement device CL2 is shifted from the slide engagement state to the direct engagement state. May be configured.
In addition, in the above-described direct engagement determination, when the second engagement device CL2 is in the slip engagement state before starting control such as engine start control, the second engagement device CL2 is set in the slip engagement state. The determination is made when the first engagement device CL1 is shifted from the released state to the engaged state while the second engagement device CL2 is shifted from the slipping engagement state to the direct engagement state while maintaining the state. It may be configured as follows.
(9)上記の実施形態において、エンジンEと回転電機MGとの間の動力伝達経路にダンパDPが備えられ、直結係合判定部47が低減する共振周波数の振動の要因となる第一弾性系にダンパDPが少なくとも含まれる場合を例として説明した。しかし、本発明の実施形態はこれに限定されない。すなわち、エンジンEと回転電機MGとの間の動力伝達経路にダンパDPが備えられず、直結係合判定部47が低減する共振周波数の振動の要因となる第一弾性系にダンパDPが含まれず、入力軸I及びエンジン出力軸Eoが少なくとも含まれるように構成してもよい。
(9) In the above embodiment, the first elastic system is provided with the damper DP in the power transmission path between the engine E and the rotating electrical machine MG, and causes the vibration at the resonance frequency that the direct
本発明は、内燃機関と車輪とを結ぶ動力伝達経路に、前記内燃機関の側から、第一係合装置、回転電機、第二係合装置、の順に設けられた車両用駆動装置を制御対象とする制御装置に好適に利用することができる。 The present invention controls a vehicle drive device provided in the order of a first engagement device, a rotating electrical machine, and a second engagement device from the internal combustion engine side in a power transmission path connecting the internal combustion engine and wheels. It can utilize suitably for the control apparatus.
ω1 :第一回転速度(第一係合部材の回転速度)
ω2 :第二回転速度(第二係合部材の回転速度)
ω1_flt:フィルタ後第一回転速度
ω2_flt:フィルタ後第二回転速度
Δω :回転速度差
ωin :入力回転速度
ωout :出力回転速度
1 :車両用駆動装置
2 :動力伝達経路
30 :制御装置
31 :エンジン制御装置
32 :回転電機制御ユニット
33 :動力伝達制御ユニット
34 :車両制御ユニット
41 :エンジン制御部
42 :回転電機制御部
43 :変速機構制御部
44 :第一係合装置制御部
45 :第二係合装置制御部
46 :始動制御部
47 :直結係合判定部
50 :第一係合部材
51 :第二係合部材
52 :取付部材
60 :第一バンドストップフィルタ
61 :第二バンドストップフィルタ
62 :判定部
AX :車軸
BD :車体
CL1 :第一係合装置
CL2 :第二係合装置
CS :駆動装置ケース
DF :出力用差動歯車装置
DP :ダンパ
Eo :エンジン出力軸
I :入力軸
O :出力軸
M :中間軸
E :エンジン(内燃機関)
MG :回転電機
TM :変速機構
PC :油圧制御装置
R :変速比
Se1 :入力回転速度センサ
Se2 :出力回転速度センサ
Se3 :エンジン回転速度センサ
W :車輪
ω1: First rotation speed (rotation speed of the first engagement member)
ω2: second rotation speed (rotation speed of the second engagement member)
ω1_flt: filtered first rotation speed ω2_flt: filtered second rotation speed Δω: rotation speed difference ωin: input rotation speed ωout: output rotation speed 1: vehicle drive device 2: power transmission path 30: control device 31: engine control Device 32: Rotating electrical machine control unit 33: Power transmission control unit 34: Vehicle control unit 41: Engine control unit 42: Rotating electrical machine control unit 43: Transmission mechanism control unit 44: First engagement device control unit 45: Second engagement Device control unit 46: Start control unit 47: Direct engagement determination unit 50: First engagement member 51: Second engagement member 52: Mounting member 60: First band stop filter 61: Second band stop filter 62: Determination Part AX: Axle BD: Car body CL1: First engagement device CL2: Second engagement device CS: Drive device case DF: Output differential gear device D : Damper Eo: engine output shaft I: the input shaft O: Output shaft M: intermediate shaft E: Engine (internal combustion engine)
MG: Rotating electrical machine TM: Transmission mechanism PC: Hydraulic control device R: Gear ratio Se1: Input rotation speed sensor Se2: Output rotation speed sensor Se3: Engine rotation speed sensor W: Wheel
Claims (4)
前記第一係合装置の解放状態且つ前記第二係合装置の係合状態で前記回転電機と前記車輪との間で駆動力が伝達される状態から、前記第一係合装置の係合状態で前記内燃機関と前記車輪との間で駆動力が伝達される状態への移行を、前記第二係合装置の滑り係合状態で行い、その後前記第二係合装置を直結係合状態に移行させるときに、前記第二係合装置の前記回転電機側の係合部材である第一係合部材の回転速度と、前記第二係合装置の前記車輪側の係合部材である第二係合部材の回転速度との回転速度差に基づいて、前記第二係合装置が直結係合状態となったか否かの判定を行う直結係合判定部を備え、
前記直結係合判定部は、前記第一係合部材と前記第二係合部材との少なくとも一方である対象係合部材の回転速度として、当該対象係合部材の回転速度の検出値に対して当該検出値に表れる前記車両用駆動装置の共振周波数を含む所定の周波数帯域の振動を低減させた回転速度を用い、
前記第一係合部材の回転速度の検出値に表れる前記車両用駆動装置の共振周波数は、前記内燃機関と前記回転電機との間に設けられたダンパと前記車両用駆動装置の車体への取付部材とを少なくとも含む前記車両用駆動装置の第一弾性系に起因する共振の周波数である制御装置。 A control device that controls a vehicle drive device provided in the order of a first engagement device, a rotating electrical machine, and a second engagement device on the power transmission path connecting the internal combustion engine and the wheels from the internal combustion engine side. Because
The engagement state of the first engagement device from the state where the driving force is transmitted between the rotating electrical machine and the wheel in the released state of the first engagement device and the engagement state of the second engagement device. The transition to the state where the driving force is transmitted between the internal combustion engine and the wheel is performed in the sliding engagement state of the second engagement device, and then the second engagement device is brought into the direct engagement state. When shifting, the rotation speed of the first engagement member that is the engagement member on the rotating electrical machine side of the second engagement device and the second engagement member on the wheel side of the second engagement device A direct engagement determination unit configured to determine whether or not the second engagement device is in a direct engagement state based on a rotation speed difference with a rotation speed of the engagement member;
The direct connection determination unit is configured to detect a rotation speed of the target engagement member as a rotation speed of the target engagement member that is at least one of the first engagement member and the second engagement member. Using a rotational speed that reduces vibration in a predetermined frequency band including the resonance frequency of the vehicle drive device that appears in the detected value ,
The resonance frequency of the vehicle drive device that appears in the detected value of the rotation speed of the first engagement member is a damper provided between the internal combustion engine and the rotating electrical machine, and the attachment of the vehicle drive device to the vehicle body. A control device that is a frequency of resonance caused by a first elastic system of the vehicle drive device including at least a member .
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