WO2006104253A1 - 車両用駆動装置の制御装置 - Google Patents

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WO2006104253A1
WO2006104253A1 PCT/JP2006/307176 JP2006307176W WO2006104253A1 WO 2006104253 A1 WO2006104253 A1 WO 2006104253A1 JP 2006307176 W JP2006307176 W JP 2006307176W WO 2006104253 A1 WO2006104253 A1 WO 2006104253A1
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transmission
differential
shift
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unit
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PCT/JP2006/307176
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Atsushi Tabata
Yuji Inoue
Atsushi Kamata
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Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha
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Definitions

  • the present invention relates to a vehicle drive device provided with a differential mechanism and a motor that can operate differentially, and more particularly to a technology for miniaturizing a motor and the like.
  • a vehicle drive system includes a differential mechanism that distributes the output of an engine to a first electric motor and an output shaft, and a second electric motor provided between the output shaft of the differential mechanism and a drive wheel.
  • the hybrid vehicle drive device described in Patent Document 1 is that.
  • the differential mechanism is constituted of, for example, a star gear, and the differential action mechanically transmits the main part of the motive power from the engine to the drive wheels.
  • the transmission ratio is continuously changed. It is made to function as a transmission, for example, function as an electric continuously variable transmission. Fuel consumption is improved by the control device so that the vehicle travels while maintaining the engine in the optimum operating condition.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Application Laid-Open No. 2 0 0 3 3 0 1 7 3 1
  • a continuously variable transmission is known as a device for improving the fuel efficiency of a vehicle
  • a gear type transmission such as a stepped automatic transmission
  • a device having a good transmission efficiency There has not been a power transmission mechanism yet that combines the strengths, strengths, and strengths.
  • the electric path of the electric power from the first motor to the second motor that is, a part of the driving force of the rain is transmitted by electric energy.
  • the size of the first motor must be increased, and the size of the second motor driven by the electrical energy output from the first motor must also be increased.
  • the drive was a problem that Alternatively, since a part of the engine output is once converted to electric energy and transmitted to the drive wheels, the fuel consumption may be deteriorated depending on the driving conditions of the vehicle such as high-speed driving. .
  • the same problem occurs when the power distribution mechanism is used as a transmission whose transmission ratio is changed electrically, for example, a continuously variable transmission such as an electric CVT.
  • a differential mechanism electrical continuously variable transmission
  • the power transmission path between the output member and the drive wheel is provided with a transmission.
  • the output of the drive power source is transmitted to the drive wheels via two transmission mechanisms of an electric continuously variable transmission and a transmission, and each transmission gear ratio of those transmission mechanisms is used. Based on that, the overall gear ratio of the drive is formed.
  • the electric drive as a whole may not be able to function as a continuously variable transmission, unlike the case where an electric continuously variable transmission is provided alone. there were.
  • shift shock may occur, and the engine may not be maintained in the optimum operating condition, resulting in deterioration of fuel efficiency.
  • the same can be applied to the case where a transmission is provided in the power transmission path between the output member of the differential mechanism and the drive wheels. A shift shock could occur, or the engine could not be maintained at an optimal operating condition, and fuel efficiency could deteriorate.
  • the present invention has been made against the background described above.
  • the object of the present invention is to provide a differential mechanism capable of operating a differential function for distributing the output of an engine to a first motor and an output shaft, and its differential mechanism.
  • the drive apparatus can be miniaturized, or the fuel cost can be improved, and the occurrence of shift shock can be suppressed.
  • a differential mechanism for distributing the output of the engine to the first motor and the transmission member, and a power transmission path from the transmission member to the drive wheel
  • a vehicle drive comprising a transmission mechanism comprising: a continuously variable transmission unit having a first electric motor and operable as an electric continuously variable transmission; and a transmission unit that constitutes a part of the power transmission path
  • a control device for the device (b) provided in the differential mechanism, wherein the continuously variable transmission unit can operate electrically continuously variable transmission, and the continuously variable transmission unit can be electrically
  • a differential state switching device for selectively switching to a non-stepless shift state in which no step shift operation is performed, and (c) at the time of a shift of the shift portion, the stepless shift portion is a stepless shift Transmission control means for changing the transmission method of the transmission mechanism based on whether or not In the Mukoto.
  • the continuously variable transmission unit in the drive system of the vehicle does not perform the electric continuously variable transmission operation and the electric continuously variable transmission operation that can be electrically performed by the differential state switching device. Since it can be selectively switched to a non-stepless shift state, for example, a stepped shift state, the transmission efficiency of a transmission whose transmission ratio can be changed electrically and mechanical power transmission are high.
  • a driving device having both advantages of transmission efficiency is obtained. For example, in the normal output range of the engine where low and medium speed traveling and low and medium power traveling of the vehicle are performed, the above-mentioned continuously variable transmission unit is brought into a continuously variable transmission state to secure the fuel efficiency performance of the vehicle.
  • the continuously variable transmission unit is in the non-stepless transmission state and is operated as a transmission in which the output of the engine is transmitted to the drive wheels through the mechanical power transmission path and the transmission ratio is electrically changed. Fuel consumption is improved because the conversion loss between power and electricity is reduced. Also, for example, when the continuously variable transmission unit is set to a non-stepless shift state in high power traveling, the low and medium speed traveling and low and medium power traveling of the vehicle can be performed as the transmission operating region where the gear ratio is electrically changed.
  • the electric energy generated by the motor in other words, the maximum value of the electric energy transmitted by the motor can be reduced, and the motor or the drive system of the vehicle including the motor is further simplified.
  • the transmission control unit Since the speed change method of the speed mechanism is changed, the engine rotation speed can be changed by the electric stepless shift operation regardless of the rotation speed of the transmission member restrained by the vehicle speed. According to the gear shift state and the non-stepless gear shift state of the continuously variable transmission portion in which the engine rotational speed is less likely to be changed compared to the continuously variable gear state, Can be controlled to suppress the occurrence of shift shocks.
  • the transmission control unit when the continuously variable transmission unit is in the continuously variable transmission state, the transmission control unit is configured to receive the continuously variable transmission unit during an inertia phase that accompanies the transmission of the transmission unit.
  • the electric continuously variable shift operation is performed to shift the continuously variable transmission so that the change in engine rotational speed is suppressed.
  • the transmission mechanism can be made to function as a continuously variable transmission, fuel consumption can be improved.
  • the transmission control means is configured to transmit the transmission ratio of the continuously variable transmission part in the direction opposite to the change direction of the transmission ratio of the transmission part such that a change in engine rotational speed is suppressed. Change the In this way, it is possible to suppress the change in the overall transmission ratio formed based on the speed change ratio of the continuously variable transmission unit and the transmission ratio of the transmission unit, and to suppress the change in engine rotational speed.
  • the transmission control unit uses the first electric motor and / or the first electric motor.
  • the engine rotation speed is positively changed with the shift.
  • the target rate of change of the engine speed is, for example, a quick shift response that increases the rate of change of the engine speed at which the filling is good, and an engine speed at which the shift shock is easily suppressed.
  • a change in engine speed that makes it possible to achieve both a gradual shift response that reduces the conversion ratio. Conversion rate.
  • the transmission control unit uses the first electric motor and / or the second electric motor to shift the transmission unit. It is intended to suppress the blowup of the engine rotational speed that accompanies a shift. In this way, even if the continuously variable transmission of the continuously variable transmission, in which the engine rotational speed is less likely to be changed as compared to the continuously variable transmission of the continuously variable transmission, the shift of the continuously variable transmission As compared with the case where the engine rotational speed changes as a result, the occurrence of the shift shock associated with the blow-up of the engine rotational speed can be suppressed.
  • the transmission unit is an automatic transmission whose transmission gear ratio is automatically switched by the release and engagement of the engagement device, and the transmission control means is of the transmission unit.
  • the engagement pressure of the engagement device on the engagement side is higher than when the stepless shifting portion is in the stepless shifting state. It is In this way, as compared with the continuously variable transmission state of the continuously variable transmission portion, the change in engine rotational speed can be suppressed because the change in engine rotational speed accompanying the shift of the transmission portion can be suppressed.
  • the torque capacity of the engagement device on the engagement side during shifting can be appropriately obtained even in the stepless shifting state of the continuously variable transmission where the inertia in the middle increases.
  • a differential mechanism for distributing the output of the engine to the first motor and the transmission member, and a power transmission path from the transmission member to the drive wheel A control device for a vehicle drive device including a transmission mechanism including a differential unit having a second electric motor and a transmission unit that constitutes a part of the power transmission path, wherein: (b) said differential unit A differential state switching device, provided in a mechanism, for selectively switching the differential portion between a differential state in which the differential action works and a differential state in which the differential action works and a non-differential state; (c) A transmission control means is provided for changing the transmission method of the transmission mechanism based on whether or not the differential part is in the differential state at the time of transmission of the transmission part.
  • the differential unit is selectively switched by the differential state switching device between the differential state in which the differential action can be operated and the non-differential state in which the differential action is not operated, for example, the hook state. Therefore, the fuel consumption improvement of the transmission whose transmission ratio can be changed electrically It is possible to obtain a drive that has the advantages of both the result and the high transmission efficiency of the gear transmission that mechanically transmits power. For example, in the normal output range of the engine where low and medium speed traveling and low and medium power traveling of the vehicle are performed, the above-mentioned differential portion is made differential to ensure the fuel efficiency of the vehicle.
  • the differential unit is not movable when shifting the transmission unit. Since the transmission control method of the transmission mechanism is changed by the transmission control means based on whether or not it is in the differential state, regardless of the rotational speed of the transmission member restrained by the vehicle speed, the engine rotation speed by the differential action. Is difficult to be changed as compared with the differential state of the differential part, and the gear shift part speed change according to the non-differential state of the differential part. The change of the engine rotational speed accompanying with can be controlled to suppress the occurrence of shift shock.
  • the shift control means is for differential operation of the differential unit during an inertia phase accompanying the shift of the transmission unit.
  • the shift of the differential part is performed so that the change of the engine rotational speed is suppressed by In this way, even if the transmission gear ratio of the transmission unit is changed at the time of transmission of the transmission unit, the change in engine rotational speed is suppressed in synchronization with the transmission of the transmission unit, and the transmission shock is suppressed.
  • the transmission mechanism can be made to function as a transmission whose transmission ratio can be changed electrically, fuel consumption can be improved.
  • the transmission control means is configured to The transmission gear ratio of the differential part is changed in the direction opposite to the change direction of the transmission ratio of the transmission part so that the change is suppressed. In this way, it is possible to suppress the change in the overall transmission ratio formed based on the transmission ratio of the differential part and the transmission ratio of the variable speed part, and to suppress the change of the engine rotational speed.
  • the shift control means uses the first electric motor and / or the second electric motor to shift the transmission section. Accordingly, the engine speed is positively changed to 0 ⁇ .
  • the target rate of change of the engine speed is, for example, a quick shift response that increases the rate of change of the engine speed with good feeling, and a rate of change of the engine speed with which shift shock is easily suppressed. This is the rate of change of the engine rotational speed such that it becomes compatible with the gradual shift response in which.
  • the shift control means uses the first electric motor and / or the second electric motor to shift the transmission section. It is intended to suppress the blow-up of the engine rotation speed accompanying it. In this way, even in the non-differential state of the differential portion in which the engine rotational speed is less likely to be changed as compared with the differential state of the differential portion, it is possible that Compared with the case where the rotational speed changes, the occurrence of the variable shock accompanying the blow-up of the engine rotational speed can be suppressed.
  • the transmission unit is an automatic transmission in which a gear ratio is automatically switched by release and engagement of an engagement device
  • the transmission control means is of the transmission unit.
  • the invention according to claim 13 further includes torque down control means for reducing the torque transmitted to the drive wheel, and the torque down control means is configured to send the drive wheel to the drive wheel when the transmission unit is changed. It reduces the transmitted torque.
  • the torque down control means executes the reduction of the torque transmitted to the drive wheels by the reduction of the engine torque or the torque down control by the second electric motor.
  • the transmission unit is a stepped automatic transmission.
  • the overall transmission ratio formed based on the transmission ratio of the continuously variable transmission unit and the transmission ratio of the transmission unit can be changed stepwise along with the transmission of the transmission unit. Can be changed rapidly as compared to being continuously changed. Therefore, the transmission mechanism can be functioned as a continuously variable transmission to smoothly change the drive torque, and it is also possible to change the gear ratio stepwise to obtain the drive torque quickly. .
  • the continuously variable transmission unit is configured such that, when the differential mechanism is put into a differential state in which a differential function works by the differential state switching device, an electrically variable stepless operation is possible.
  • the non-differential state in which the shift operation is performed and the differential operation is not performed for example, in the hook state
  • the non-continuous shift state in which the electric stepless shift operation is not performed for example, the stepped shift state is there.
  • the continuously variable transmission unit can be switched between the continuously variable transmission state and the non-stepless transmission state.
  • the differential unit is brought into a differential state by the differential state switching device being in a differential state in which the differential mechanism works. None, non-differential state For example, the non-differential state is obtained by being locked. In this way, the differential part is switched between the differential state and the non-differential state
  • the differential mechanism includes a first element connected to the engine, a second element connected to the first motor, and a third element connected to the transmission member.
  • the differential state switching device wherein the first element to the third element can be relatively rotated relative to each other in order to be in the differential state;
  • the first to third elements are integrally rotated together or the second element is in a non-rotating state. In this way, the differential mechanism is configured to switch between the differential state and the non-differential state.
  • the differential state switching device comprises: a clutch for mutually connecting at least two of the first to third elements to integrally rotate the first to third elements together; And / or a brake for connecting the second element to a non-rotational member to bring the first element into a non-rotational state.
  • the differential mechanism is configured to be easily switched between the differential state and the non-differential state.
  • the differential mechanism is configured such that the first to third rotary elements can be relatively rotated relative to each other by releasing the clutch and the brake so that the electrical differential device It is assumed that the transmission of the transmission ratio is 1 by engagement of the clutch or the transmission of a speed increase transmission of less than 1 by the engagement of the brake. In this way, the differential mechanism can be configured to be switched between the differential state and the non-differential state, and can also be configured as a transmission having a single or multiple-stage constant transmission ratio.
  • the differential mechanism is a planetary gear
  • the first element is a carrier of the planetary gear
  • the second element is a sun gear of the planetary gear
  • the third element Is a ring gear of the planetary gear system. In this way, the axial dimension of the differential mechanism is reduced. Also, the differential mechanism can be easily configured by one planetary gear device.
  • the planetary gear device is a single pinion planetary gear device.
  • the differential mechanism is simply configured by one single pinion type planetary gear device.
  • the overall transmission ratio of the transmission mechanism is formed based on the transmission ratio of the continuously variable transmission unit and the transmission ratio of the transmission unit. In this way, the drive power can be widely obtained by utilizing the transmission gear ratio of the transmission unit, and the efficiency of the continuously variable transmission control in the continuously variable transmission unit can be further enhanced.
  • the overall transmission ratio of the transmission mechanism is formed based on the transmission ratio of the differential section and the transmission ratio of the transmission section. In this way, a wide range of driving power can be obtained by utilizing the speed change ratio of the transmission portion.
  • the continuously variable transmission unit and the transmission unit constitute a continuously variable transmission.
  • the continuously variable transmission unit and the transmission unit A stepped transmission can be configured.
  • FIG. 1 is a skeleton view illustrating the configuration of a drive system of a hybrid vehicle according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 illustrates the relationship between the speed change operation and the combination of the operation of the hydraulic friction engagement device used in the case where the drive system of the hybrid vehicle of the embodiment of FIG. 1 is operated continuously or steplessly. Operation chart.
  • FIG. 3 is a collinear diagram illustrating relative rotational speeds of respective gear stages when the drive system of the hybrid vehicle of the embodiment of FIG.
  • FIG. 4 is a diagram for explaining input / output signals of the electronic control unit provided in the drive unit of the embodiment of FIG.
  • FIG. 5 is a functional block diagram for explaining an important part of control operation of the electronic control unit of FIG.
  • FIG. 6 shows an example of a pre-stored shift diagram based on the shift determination of the automatic shift unit, which is configured on the same two-dimensional coordinates using the vehicle speed and the output torque as parameters, and switching of the shift state of the shift mechanism.
  • An example of a prestored switching diagram as a basis of judgment and a prestored 'drive power source switching having a boundary line between an engine travel area and a motor travel area for switching between engine travel and motor travel A diagram showing an example of the diagram, It is also a figure showing each relationship.
  • FIG. 7 is an example of the fuel consumption map, and the broken line thereof is the optimum fuel consumption rate curve of the engine 8. It is also a diagram for explaining the difference between engine operation with a continuously variable transmission (dotted line) and engine operation with a step-variable transmission (dashed dotted line).
  • FIG. 8 is a diagram showing a prestored relationship having a boundary between the stepless control region and the stepped control region, and the boundary between the stepless control region and the stepped control region shown by the broken line in FIG. It is also a conceptual diagram for mapping.
  • FIG. 9 is an example of the change of the engine rotational speed with the upshift in the stepped transmission.
  • FIG. 10 shows an example of the shift operating device operated to select a plurality of types of shift positions provided with a shift lever.
  • FIG. 11 is a flow chart for explaining the control operation of the electronic control unit of FIG. 5, that is, the shift control operation of the speed change mechanism at the time of shifting the automatic transmission unit.
  • Fig.12 is a time chart explaining the control operation shown in the flow chart of Fig.11, and the control in the case where the 2nd speed-the 3rd speed upshift of the automatic transmission part is executed in the stepless shifting state of the differential part. Indicates operation.
  • Fig. 13 is a time chart explaining the control operation shown in the flowchart of Fig. 11. In the case where the automatic transmission unit performs the third gear-second gear coast downshift in the continuously variable shift state of the differential unit. Control operation is shown.
  • Fig. 14 shows the control operation when the third gear ⁇ second gear power down of the automatic transmission part is executed in the case of a jump shift in the continuously variable transmission state of the differential part.
  • Fig. 11 is a time chart for explaining the control operation shown in the flowchart of Fig. 1. The control operation when the 2nd to 3rd upshifts of the automatic transmission are executed in the locked state of the differential part (stepped gear state) Is shown.
  • FIG. 16 is a timing chart to explain the control operation shown in the flowchart in Fig. 11.
  • the locked state (stepped gear state) of the differential section In the locked state (stepped gear state) of the differential section, the 3rd and 2nd gears of the automatic transmission section It shows the control operation when it is executed.
  • FIG. 17 is a skeleton diagram for explaining the configuration of a hybrid vehicle drive system according to another embodiment of the present invention, which corresponds to FIG.
  • FIG. 18 shows the relationship between the shift operation and the combination of the operation of the hydraulic friction engagement device used when the drive of the hybrid vehicle of the embodiment of Fig. 17 is operated steplessly or stepwisely.
  • FIG. 6 is an operation diagram to be described, corresponding to FIG. 2;
  • FIG. 19 is a collinear diagram illustrating the relative rotational speed of each gear when the hybrid vehicle drive system of the embodiment of FIG. 17 is subjected to a step-shift operation, and is a diagram corresponding to FIG. It is.
  • FIG. 20 shows a seesaw type switch as a switching device, which is an example of a manual shift state selection device operated by a user to select a shift state.
  • FIG. 1 is a skeleton view illustrating a transmission mechanism 10 which constitutes a part of a drive device of a hybrid vehicle to which a control device according to an embodiment of the present invention is applied.
  • the speed change mechanism 10 is an input rotary member disposed on a common axial center in a transmission case 11 (hereinafter referred to as case 12) as a non-rotating member attached to the vehicle body.
  • a differential unit 11 as a continuously variable transmission unit directly connected to the shaft 14 and the input shaft 14 directly or via a pulsation absorption damper (not shown) or the like (not shown), and its differential Automatic transmission unit as a speed changing unit functioning as a stepped transmission connected in series via a transmission member (transmission shaft) 18 in a power transmission path between the unit 11 and the drive wheel 38 20 and an output shaft 22 as an output rotary member connected to the automatic transmission unit 20 are provided in series.
  • This transmission mechanism 10 is suitably used, for example, for an FR (front engine and rear drive) type vehicle vertically disposed in a vehicle, and may be directly connected to the input shaft 14 or through a pulsation absorbing damper (not shown).
  • the engine 8 which is an internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine and a pair of drive wheels 3 8 (see FIG. 5).
  • the power from the vehicle is transmitted to the pair of drive wheels 38 via the differential gear (final reduction gear) 36, which constitutes a part of the power transmission path, and the pair of axles, etc., sequentially.
  • the engine 8 and the differential portion 11 are directly connected.
  • This direct connection means that the connection is made without using a fluid type transmission device such as a torque converter or a fluid coupling.
  • the connection via the pulse absorption damper is included in the direct connection. Since the transmission mechanism 10 is constructed symmetrically with respect to its axis, the lower side is omitted in the skeleton view of FIG. The same applies to each of the following embodiments.
  • the differential unit 11 is a mechanical mechanism that mechanically distributes the output of the engine 8 input to the first motor M 1 and the input shaft 14, and the output of the engine 8 is obtained by the first motor M 1 and motor 1.
  • Power transmission mechanism 16 as a differential mechanism for distributing to the transmission member 18 and the transmission member 18
  • a second electric motor M2 provided to rotate integrally with the motor.
  • the second electric motor M2 may be provided at any portion constituting a power transmission path from the transmission member 18 to the drive wheel 38.
  • the first motor M1 and the second motor M2 in this embodiment are so-called motor generators having a power generation function, but the first motor M1 is a generator (power generation) function for generating a reaction force.
  • the second motor M 2 at least has a motor (motor) function for outputting a driving force as a driving force source for traveling.
  • the power distribution mechanism 16 comprises, for example, a single pinion type first planetary gear set 24 having a predetermined gear ratio / 0 1 of about "0.4 18", a switching clutch C 0 and a switching brake B 0 It is prepared on an initiative basis.
  • the first planetary gear set 24 has a first sun gear S, a first planetary gear P 1, and a first carrier CA 1 that supports the first planetary gear P 1 rotatably and revolvably, and a first planetary gear P 1
  • the first ring gear R1, which is in mesh with the first sun gear S1 is provided as a rotating element. Assuming that the number of teeth of the first sun gear S 1 is Z S 1 and the number of teeth of the first ring gear R 1 is Z R 1, the above gear ratio ⁇ 1 is Z S 1 / Z R 1.
  • the first carrier CA 1 is connected to the input shaft 14, ie the engine 8
  • the first sun gear S 1 is connected to the first electric motor M 1
  • the first ring gear R 1 is a transmission member It is linked to one eight.
  • the switching brake B0 is provided between the first sun gear S1 and the case 12 and the switching clutch C0 is provided between the first sun gear S1 and the first carrier CA1.
  • the power distribution mechanism 16 is a first sun gear S 1 which is a three element of the first planetary gear set 2 4, 1 Since the carrier CA 1 and the first ring gear R 1 can be rotated relative to each other so that differential operation can be performed, ie, differential operation is performed, the output of the engine 8 is the first motor. While being distributed to M 1 and the transmission member 18, a part of the output of the distributed engine 8 is stored by the electric energy generated from the first motor M 1, and the second motor M 2 is rotationally driven.
  • the differential portion 1 1 (power distribution mechanism 1 6) is made to function as an electrical differential, and for example, the differential portion 1 1 is In the fast state (electrical CVT state), the rotation of the transmission member 18 is continuously changed regardless of the predetermined rotation of the engine 8. That is, when the power distribution mechanism 16 is brought into the differential state, the differential part 1 1 is also brought into the differential state, and the differential part 1 1 has its gear ratio 0 (rotational speed / transmission member of input shaft 14)
  • the continuously variable transmission state is made to function as an electric continuously variable transmission in which the rotational speed of 18) is continuously changed from the minimum value O min to the maximum value 0 max.
  • the power distribution mechanism 16 does not perform the differential action, that is, the differential action is impossible. It is in a non-differential state. Specifically, when the switching clutch C 0 is engaged and the first sun gear S 1 and the first carrier CA 1 are integrally coupled, the power distribution mechanism 16 is configured of the first planetary gear set 24. The first sun gear S 1, the first carrier CA 1, and the first ring gear R 1, which are three elements, are brought into a coupled or locked state where they are rotated together, ie, integrally rotated, to a non-differential state that does not perform the differential operation.
  • the differential part 1 1 is also in the non-differential state.
  • the gear ratio 0 of the differential portion 1 1 (power distribution mechanism 1 6) is fixed to “1”.
  • a non-stepless shift state functioning as a transmission for example, a constant shift state, that is, a stepped shift state.
  • the power distribution mechanism 16 is in the non-rotation state of the first sun gear S 1. Since the coupled state, that is, the locked state, and the non-differential state that does not perform the differential operation is performed, the differential unit 11 is also set to the non-differential state. Also, since the first ring gear R1 is rotated at a higher speed than the first carrier CA 1, the power distribution mechanism 16 functions as a speed increasing mechanism, and the differential portion 1 1 (power distribution mechanism 16) Is a non-stepless shift state that functions as a step-up transmission in which the speed change ratio 0 is fixed to a value smaller than “1”, for example, about 0.7.
  • the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 are in the differential state, that is, the non-locking state, of the shift state of the differential portion 1 1 (power distribution mechanism 1 6).
  • Non-connected state Non-connected state
  • non-differential state ie, locked state
  • connected state a differential state in which the differential portion 1 1 (power distribution mechanism 1 6) can operate as an electrical differential device.
  • Continuously variable operation that operates as an electric continuously variable transmission that can change the ratio continuously Continuously variable transmission that can be operated continuously, and continuously variable transmission that does not operate electrically continuously variable transmission
  • electric continuously variable transmission Locked state that does not operate as a transmission and does not operate continuously variable transmission and that locks gear ratio change uniformly, that is, an electric that operates as a single or multiple speed transmission with one or more gear ratios.
  • Non-variable speed operation not performed that is, constant speed change state (non-differential state) incapable of electrical non-step speed operation, in other words, constant speed change state operating as a single or multi-stage transmission with constant speed ratio
  • the non-connected state includes the case where the switching clutch C 0 or the switching brake B 0 is in the half engagement (slip) state, in addition to the state in which the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 are completely released. good.
  • the automatic transmission unit 20 includes a single pinion type second planetary gear unit 26, a single pinion type third planetary gear unit 28, and a single pinion type fourth planetary gear unit 30. Act as an automatic transmission.
  • the first planetary gear unit 26 has a second sun gear S 2, a second planetary gear P 2, and a second carrier CA 2 and a second planetary gear P 2 that rotatably and rotatably support the second planetary gear P 2. It has a second ring gear R2 that engages with the second sun gear S2, and has a predetermined gear ratio 2 of, for example, about 0.562.
  • the third planetary gear unit 2 8 includes a third sun gear S 3, a third planetary gear P 3, and a third carrier CA 3 which supports the third planetary gear P 3 rotatably and revolvably, and a third planetary gear P 3
  • the third gear R 3 is in mesh with the third sun gear S 3 via a third gear S 3, and has a predetermined gear ratio 0 3 of, for example, about 0.425.
  • the fourth planetary gear unit 30 is a fourth sun gear S 4, a fourth planetary gear P 4, and a fourth carrier CA 4 that supports the fourth planetary gear P 4 rotatably and revolvably, a fourth idle gear P 4
  • the fourth ring gear R4 is engaged with the fourth sun gear S4 via the fourth sun gear S4.
  • the fourth gear R4 has a predetermined gear ratio / 04 of about "0.4 2 1".
  • the number of teeth of the second sun gear S2 is ZS 2
  • the number of teeth of the second ring gear R 2 is ZR 2
  • the number of teeth of the third sun gear S 3 is ZS 3
  • the number of teeth of the third ring gear R 3 is ZR 3
  • the fourth Number of teeth of sun gear S 4- Assuming that the number of teeth of ZS 4 and fourth ring gear R 4 is ZR 4, the gear ratio p 2 is ZS 2 / ZR 2, the gear ratio p 3 is ZS 3 / ZR 3, and the gear ratio p 4 is ZS 4 / It is ZR 4.
  • the second sun gear S2 and the third sun gear S3 are physically connected together and selectively connected to the transmission member 18 via the second clutch C2 and the first brake
  • the second carrier CA 2 is selectively connected to the case 12 via B 1
  • the second carrier CA 2 is selectively connected to the case 12 via the second brake B 2
  • the fourth ring gear R 4 is a third brake B 3
  • the second ring gear R 2, the third carrier CA 3 and the fourth carrier CA 4 are integrally connected to the output shaft 22 via a second ring gear R 2, a third ring gear R 3, and a third ring gear R 3.
  • the third sun gear S4 and the fourth sun gear S4 are integrally coupled and selectively coupled to the transmission member 18 through the first clutch C1.
  • the first clutch C1 or the second clutch is used to establish the shift position of the automatic transmission unit 20 with the automatic transmission unit 20 and the transmission member 18.
  • the first clutch C 1 and the second clutch C 2 are between the transmission member 18 and the automatic transmission shaft 20, ie, between the differential portion 1 1 (transmission member 18) and the drive wheel 38 Functions as an engagement device that selectively switches between the power transmission enabled state enabling power transmission of the power transmission path and the power transmission interruption state blocking the power transmission of the power transmission path.
  • the power transmission path is made capable of transmitting power, or the first clutch C 1 and the second clutch C 2 are By being released, the power transmission path is brought into the power transmission cutoff state.
  • the switching clutch C0, the first clutch C1, the second clutch C2, the switching brake ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ 0, the first brake ⁇ 1, the second brake ⁇ 2 and the third brake ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ 3 are the conventional automatic transmissions for vehicles.
  • a commonly used hydraulic friction engagement device in which a plurality of friction plates stacked one on another are pressed by a hydraulic pressure plate, or a wet multi-plate type that rotates, is wound around the outer peripheral surface of a drum.
  • One end of each of the one or two bands is constituted by a tire brake etc. which is tightened by a hydraulic actuator, and it is for selectively connecting the members on both sides in which it is interposed.
  • the power distribution mechanism 16 is provided with the switching clutch C 0 and the switching brake key 0, and any one of the switching clutch C 0 and the switching brake ⁇ 0 is engaged.
  • the differential unit 11 can be configured to form a constant transmission operating as a transmission having a constant gear ratio. Therefore, in gear shift mechanism 10, there is a step between differential portion 11 and automatic gear shift portion 20 which are brought into a constant gear shift state by engaging either of switching clutch C 0 or switching brake ⁇ 0. A stepped portion operating as a transmission is configured, and both the switching clutch C 0 and the switching brake ⁇ 0 are not engaged to operate. Continuously variable transmission operating as an electric continuously variable transmission.
  • gear change mechanism 10 is switched to the step-variable shifting state by engaging either of switching clutch C 0 and switching brake ⁇ 0, and both switching clutch C 0 and switching brake ⁇ 0 are engaged. It is switched to the continuously variable transmission state by not moving it. Further, it can be said that the differential part 11 is also a transmission that can be switched between a stepped shift state and a continuously variable shift state.
  • the gear ratio 1 is engaged by engagement of the switching clutch C 0, the first clutch C 1 and the third brake B 3.
  • the first gear stage is established with the maximum value of, for example, “3.35 7”, and the shift ratio gear is engaged by engagement of the switching clutch C 0, the first clutch C 1 and the second brake B 2.
  • the value 2 is smaller than that of the first gear, for example, approximately 2.80.
  • the value of the gear ratio 3 is smaller than that of the second gear, for example, “1.4
  • the third gear is approximately 2 4 ", and the gear ratio 4 is smaller than the third gear due to the engagement of the switching clutch CO, the first clutch C 1 and the second clutch C 2.
  • the fourth gear which is about "0 0 0"
  • the gear ratio gear 5 is the fourth gear.
  • the fifth gear is established, which is smaller than the gear, for example, about "0.705".
  • the transmission ratio R is a value between the first gear and the first gear, for example, about “3.20 9”.
  • the reverse gear is established. In the neutral "N" state, for example, only the switching clutch C0 is engaged.
  • the transmission mechanism 10 functions as a continuously variable transmission
  • both the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 in the engagement table shown in FIG. 2 are released.
  • the differential section 11 functions as a continuously variable transmission
  • the series automatic transmission section 20 functions as a stepped transmission, whereby the first speed and the second speed of the automatic transmission section 20 can be obtained.
  • the rotational speed of the transmission member 18, ie, the rotational speed of the transmission member 18, is continuously changed for each speed of the third, fourth and fourth speed gears.
  • a typical gear ratio range can be obtained. Therefore, the gear ratio that can be continuously changed continuously between the respective gear stages is formed based on the gear ratio 0 of the differential section 1 1 and the gear ratio of the automatic transmission section 20.
  • the total gear ratio (total gear ratio) of the entire transmission mechanism 10 can be obtained steplessly.
  • FIG. 3 shows a speed change system comprising a differential section 11 functioning as a continuously variable transmission section or a first transmission section, and an automatic transmission section 20 functioning as a transmission section (stepped transmission section) or a second transmission section.
  • the alignment chart which can represent on a straight line the relative relationship of the rotational speed of each rotating element in which the coupling state differs for each gear is shown.
  • the alignment chart in FIG. 3 is a two-dimensional figure consisting of a horizontal axis showing the relationship of the gear ratio ⁇ of each planetary gear set 24, 26, 28, 30 and a vertical axis showing relative rotational speed.
  • the lower horizontal line X 1 of the three horizontal lines indicates the rotational speed of zero, and the upper horizontal line X 2 is the rotational speed “0”, ie the input axis
  • the rotational speed N E of the engine 8 connected to 14 is shown, and the horizontal line XG shows the rotational speed of the transmission member 18.
  • three vertical lines Y 1,. Y 2 and ⁇ 3 corresponding to the three elements of the power distribution mechanism 16 constituting the differential part 11 are, in order from the left side, the second rotating element (second element) RE 2
  • the first sun gear S 1 corresponding to the first rotating element (first element) The first gear CA corresponding to the RE 1
  • the third rotating element (third element) corresponding to the RE 3
  • the phase of the first ring gear R 1 corresponding to RE 3 The rotational speeds are indicated, and their intervals are determined in accordance with the gear ratio of the first planetary gear set 24.
  • the five vertical lines ⁇ 4, ⁇ 5, ⁇ 6, ⁇ 7, ⁇ 8 of the automatic transmission unit 20 correspond to the fourth rotation element (fourth element) RE 4 and are mutually connected in order from the left
  • the fourth ring gear R4 corresponds to the seventh rotating element (seventh element) RE 7 and is interconnected with the second ring gear R2, the third carrier C A3, the fourth carrier CA 4 the eighth rotating element Eighth element)
  • a third ring gear R 3 and a fourth sun gear S 4 corresponding to RE 8 and interconnected with one another, and their intervals are the second, third and fourth planetary gear units 26, 28, It is determined according to the gear ratio p 2 and p 3.
  • the distance between the sun gear and the carrier in the relationship between the longitudinal axes of the alignment graph is a distance corresponding to "1”
  • the distance between the carrier and the ring gear is a distance corresponding to the gear ratio p of the planetary gear device. That is, in the differential portion 11, the distance between the vertical lines Y 1 and Y 2 is set to a distance corresponding to “1”, and the distance between the vertical lines Y 2 and Y 3 corresponds to the gear ratio p 1 Set to interval.
  • the intervals between the sun gear and the carrier are set at intervals corresponding to "1" for each of the second, third, and fourth planetary gear units 26, 28, and 30, and the gear and ring gear. The interval between and is set to the interval corresponding to / 0.
  • the transmission mechanism 10 of the present embodiment is a power distribution mechanism 1 6 (differential portion 1 1), and the first rotating element RE of the first planetary gear set 24 1 (first carrier CA 1) is connected to input shaft 1 4, ie, engine 8, and selectively from the second rotating element (first sun gear S 1) RE 2 via switching clutch C 0
  • the second rotating element RE 2 is connected to the first electric motor M 1 and selectively connected to the case 1 2 through the switching brake B 0, and the third rotating element (the first ring gear R l ) RE 3 is connected to the transmission member 18 and the second motor M 2 so as to transmit (input) the rotation of the input shaft 1 4 to the automatic transmission unit 20 via the transmission rod 18 ing.
  • the relationship between the rotational speed of the first sun gear S1 and the rotational speed of the first ring gear R1 is shown by the oblique straight line L0 passing through the intersection of Y2 and X2.
  • the straight line L 0 and the vertical line are controlled by controlling the rotational speed of the first electric motor M 1
  • the rotation of the first sun gear S 1 indicated by the point of intersection with Y 1 is raised or lowered
  • the rotation of the first ring gear R 1 restrained at the vehicle speed V indicated by the point of intersection of the straight line L 0 and the vertical line Y 3
  • the rotational speed of the first carrier CA 1 indicated by the intersection of the straight line 0 and the vertical line Y 2 that is, the engine rotational speed N E is increased or decreased.
  • the power distribution mechanism 16 is put into a non-differential state in which the three rotating elements are integrally rotated.
  • the straight line 0 is made to coincide with the horizontal line X 2, and the transmission member 18 is rotated at the same rotation as the engine rotation speed N E.
  • the power distribution mechanism 16 is put into a non-differential state to function as a speed increasing mechanism.
  • the fourth rotating element RE 4 is selectively coupled to the transmission member 18 via the second clutch C 2 and selectively to the case 12 via the first brake B 1
  • the fifth rotation element RE 5 is selectively connected to the case 1 2 via the second brake B 2
  • the sixth rotation element RE 6 is case 1 via the third brake B 3
  • the seventh rotating element RE 7 is selectively connected to the output shaft 22, and the eighth rotating element RE 8 is selectively connected to the transmission member 18 via the first clutch C 1. . ⁇ ⁇ In the automatic transmission unit 20, as shown in FIG.
  • the rotational speed of the second speed output shaft 22 is indicated at the point of intersection with the line Y 7, and the oblique straight line L 3 determined by the engagement of the first clutch C 1 and the first brake B 1 and the output
  • the rotational speed of the third speed output shaft 22 is indicated at the point of intersection with the vertical line Y 7 indicating the rotational speed of the seventh rotational element RE 7 connected to the axis 2, and the first clutch C 1 and the second clutch
  • the rotational speed of axis 2 2 is indicated.
  • the eighth rotating element RE 8 at the same rotational speed as the engine rotational speed N E is the differential part 1 1, that is, the power distribution mechanism 1 6 Power from is input.
  • the switching brake B 0 is engaged instead of the switching clutch C 0
  • the power from the differential unit 1 1 is input at a rotational speed higher than the engine rotational speed N E.
  • FIG. 4 exemplifies a signal inputted to the electronic control unit 40 for controlling the transmission mechanism 10 of this embodiment and a signal outputted from the electronic control unit 40.
  • This electronic control unit 40 is configured to include a so-called micro computer consisting of a CPU, an ROM, an input / output interface, etc., while utilizing the temporary storage function of the RAM.
  • Hybrid drive control for the engine 8 the first and second motors M and M 2 by performing signal processing according to the program stored in advance in the The drive control such as the shift control of the automatic transmission unit 20 is executed.
  • a signal representing engine water temperature TEMP W , a signal representing a shift position P SH, and an engine rotational speed N which is a rotational speed of the engine 8 are provided to the electronic control unit 40 from respective sensors and switches as shown in FIG.
  • Signal representing E signal representing gear ratio train setting value, signal designating M mode (manual shift traveling mode), signal representing operation of air conditioner, vehicle speed corresponding to rotational speed of output shaft 2 ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ V
  • a signal representing the hydraulic fluid temperature of the automatic transmission unit 20 a signal representing the side brake operation, a signal representing the foot brake operation, a signal representing the catalyst temperature, an accelerator pedal corresponding to the driver's required output
  • a signal representing the accelerator opening Acc which is the amount of operation, a signal representing the cam angle, a signal representing the setting of the snow mode, a signal representing the longitudinal acceleration G of the vehicle, a signal representing the cruise travel, the weight of the vehicle ( A signal representing the weight of the wheel, a signal representing the wheel speed of each wheel, and the differential unit 1
  • the speed change mechanism 1 0 (the power distribution mechanism 1 6) in stepless shift state (difference signal representing the presence or absence of the continuously variable switch operation for switching to the dynamic state), the rotational speed of the first electric motor M 1 New Micromax, (hereinafter, the first electric motor speed New Micromax, say) signal representing the second electric motor M
  • the second motor rotational speed N M 2 a signal representing the charge capacity (state of charge) SOC of the storage battery 60 (see FIG. 5), etc. Be done.
  • a drive signal to the throttle valve operating the throttle valve opening 0 TH of the electronic throttle valve 9 4 and the amount of fuel supplied to the engine 8 by the fuel injection unit 9 6 The fuel supply signal for controlling the engine, the ignition signal for commanding the ignition timing of the engine 8 by the igniter 98, the boost pressure regulation signal for regulating the boost pressure, the electric air conditioner for operating the electric air conditioner Drive signal, command signal for commanding motor M 1 and M 2 operation, shift position (operation position) display signal for operating shift indicator, gear ratio display signal for displaying gear ratio, snow Snow mode display signal to indicate that it is in the mode, Prevents wheel slippage during braking ABS operation for operating ABS actuator- Dynamic signal, M mode display signal to indicate that M mode is selected, Hydraulic control to control the hydraulic pressure of the hydraulic friction engagement device of differential part 1 1 or automatic transmission part 20
  • the valve command signal for operating the solenoid valve included in the circuit 4 2 (refer to FIG. 5), the drive command signal for operating the electric hydraulic pump which is the hydraulic source of this hydraulic control
  • FIG. 5 is a functional block diagram for explaining the main part of the control function of the electronic control unit 40.
  • the geared shift control means 54 has, for example, a vehicle speed V and an automatic shift from a shift diagram (shift map) shown by the solid line and one-dot chain line in FIG. Part 20 Requested output torque ⁇ .
  • a shift diagram shift map
  • ⁇ the shift stage of automatic transmission unit 20
  • the geared shift control means 54 is a hydraulic type involved in the shift excluding the switching clutch C 0 and the switching brake ⁇ ⁇ 0 so that the shift stage is achieved according to the engagement table shown in FIG. 2, for example.
  • the hydraulic control circuit 42 releases, for example, the release-side hydraulic friction engagement device involved in the shift, and engages the hydraulic friction engagement device on the engagement side involved in the shift.
  • the solenoid valve in the hydraulic control circuit 42 is operated to operate the hydraulic actuator of the hydraulic friction engagement device involved in the shift so that the shift of the automatic transmission unit 20 is executed.
  • the hybrid control means 52 functions as a continuously variable transmission control means, and in the continuously variable transmission state of the transmission mechanism 10, that is, in the differential state of the differential portion 11, the engine 8 is operated in an efficient operating range. While operating, the distribution of the driving force between the engine 8 and the second motor ⁇ 2 and the reaction force from the power generation of the first motor ⁇ 1 are changed so as to be optimal.
  • Control gear ratio 0 as a transmission. For example, at the traveling vehicle speed at that time, the target (request) output of the vehicle is calculated from the accelerator opening Acc as the driver's required output and the vehicle speed V, and the target output of the vehicle and the charge request value And calculate the target engine output considering the transmission loss, auxiliary load, assist torque of the second motor M2, etc. so that the total target output can be obtained.
  • the engine 8 is controlled so that the engine rotational speed N E and the engine torque T E at which the target engine output can be obtained, and the amount of power generation of the first electric motor M 1 is controlled.
  • the hybrid control means 52 executes the control in consideration of the shift position of the automatic transmission unit 20 in order to improve power performance, fuel efficiency, and the like.
  • the engine rotational speed NE determined for operating the engine 8 in the efficiency range and the operating range, the rotational speed of the transmission member 18 determined by the vehicle speed V and the shift position of the automatic transmission unit 20 In order to match, the differential ⁇ 11 is made to function as an electric continuously variable transmission.
  • the transmission mechanism 1 is made to have an engine torque T E and an engine rotational speed N E for generating an engine output necessary to satisfy a target output (total target output, required driving force), for example. Determine the target value of the total gear ratio T of 0, control the gear ratio 0 of the differential section 1 1 so that the target value can be obtained, and change the total gear ratio T within the changeable range Range of 1 to 0.5 In control.
  • the hybrid control means 52 supplies the electric energy generated by the first motor M 1 to the storage device 60 or the second motor M 2 through the inverter 58
  • the main power of the engine 8 is The unit is mechanically transmitted to the transmission member 18 but a part of the power of the engine 8 is consumed to generate electric power from the first motor M 1 where it is converted to electric energy and The electric energy is supplied to the second motor M2, and the second motor M2 is driven and transmitted from the second motor M2 to the transmission member 18. From the generation of this electric energy to the consumption by the second motor M2, part of the power of the engine ⁇ 8 is converted to electric energy, and the electricity An electricity source is used to convert energy into mechanical energy.
  • the gear ratio of the automatic transmission unit 20 is changed stepwise in accordance with the stepwise change of the transmission ratio.
  • the total transmission ratio T of the transmission mechanism 10 is changed in stages. That is, the change of the total gear ratio T is not continuously changed as in the case of a continuously variable transmission in which the gear ratio can be continuously changed before and after the shift of the automatic transmission unit 20.
  • By changing the total change ratio T stepwise it becomes possible to change the drive torque more quickly than the continuous change of the linear transmission ratio T.
  • there is a possibility that or speed change shocks are generated the fuel consumption can not control the engine rotational speed N E along the optimum fuel consumption curve deteriorate.
  • the hybrid control means 52 controls the stepwise change of the total transmission ratio T before and after the change of the automatic transmission unit 20, that is, the change of the automatic change unit 20.
  • change in the engine rotational speed N E is equal to or less than a predetermined E down Jin speed New E 'with respect to the rotational speed change of the automatic transmission portion 2 0 of the input rotational speed at which the transfer member 1 8 (second electric motor M 2) associated with the As described above, the shift of the differential unit 11 is performed in synchronization with the shift of the automatic transmission unit 20.
  • the change in engine rotational speed ⁇ is suppressed before and after the shift of the automatic transmission unit 20 by the electrical CVT function (differential action) of the differential unit 11.
  • the predetermined engine rotational speed New E ' As a change in the engine rotational speed New E which changes in Enjin speed New E before and after the shifting action of the automatic transmission portion 2 0 is suppressed, it is stored previously obtained experimentally It is a predetermined value to be a target when changing the gear ratio at the time of shifting of the differential part 11 which is present.
  • the hybrid control means 52 has a total transmission ratio before and after the shift of the automatic transmission 20 so that the transient change of the total transmission ratio does not change discontinuously before and after the shift of the automatic transmission 20.
  • transients ⁇ is continuously changed such that the engine rotational speed New E is kept substantially constant, in synchronization with the shifting action of the automatic transmission portion 2 0, the automatic speed change unit 2 0 gear ratio ⁇
  • the gear shift of the differential unit 11 is performed so that the gear ratio 0 is changed in the direction opposite to the change direction by the change amount corresponding to the stepwise change of the gear ratio of the automatic transmission unit 20.
  • the engine 8 is operated as shown by the one-dot chain line in FIG. 7, and in the case of the continuously variable transmission, for example, The engine 8 is operated along the fuel efficiency curve or at a point closer to the optimum fuel efficiency curve as compared to the geared transmission. Therefore, the engine torque T E for obtaining the drive torque with respect to the required drive torque (drive force) is closer to the optimum fuel efficiency curve in the continuously variable transmission as compared with the step-variable transmission. Since it is realized by the rotational speed N E , the continuously variable transmission is said to have better fuel efficiency than the stepped transmission.
  • the hybrid control means 52 executes so-called synchronous shift control for executing the shift of the differential section 11 in synchronization with the shift of the automatic shifting section 20.
  • the start timing of the synchronous shift control of the differential portion 11 is determined by the gear shift determination of the automatic shift portion 20 by the step shift control means 54.
  • the transmission member 18 is actually operated by the operation of the hydraulic friction engagement device.
  • Response delay until the rotational speed of the electric motor M 2) is changed that is, the change in input rotational speed N, N of the automatic transmission unit 0 along with the transmission in the gear change process of the automatic transmission unit 20.
  • the response delay until the start of the so-called inertia phase in which the change of the rotational speed of 18 occurs is taken into consideration.
  • the response delay may be determined and stored in advance by experiments or the like, or the hybrid control means 52 may be configured as a differential unit 1 due to a change in rotational speed of the transmission member 18 actually.
  • the synchronous shift control of 1 may be started. .
  • the end timing of the synchronous shift control of the differential portion 11 is a point at which the inertia phase in the shift process of the automatic transmission portion 20 is finished.
  • the shift time of the automatic transmission unit 20 may be obtained and stored in advance by experiment etc., or the rotational speed change of the transmission member 18 has actually been eliminated.
  • the synchronous transmission control of the differential unit 1 1 may be ended.
  • the hybrid control means 52 is operated during the period of the inertia phase (within the section) in the shifting process of the automatic transmission unit 20, that is, during the inertia phase, for example, during the period obtained in advance experimentally.
  • the synchronous transmission control is performed by shifting the differential section 11 during the time from when the rotational speed change of the transmission member 18 occurs to when the rotational speed change of the transmission member 18 disappears.
  • the hybrid control means 52 executes the shift of the differential section 11 during the inner gear phase accompanied by the shift of the automatic shift section 20, the difference is synchronized with the shift of the automatic shift section 20.
  • the shifting of the moving part 11 can be performed.
  • the hybrid control means 52 controls the electronic throttle valve 94 to open and close by means of a throttle valve for throttle control, and also controls the fuel injection amount and injection timing by the fuel injection device 96 for fuel injection control.
  • An engine that performs output control of the engine 8 so as to generate the necessary engine output by controlling or controlling the ignition timing by the ignition device 98 such as an igniter for control of the ignition timing alone or in combination.
  • An output control means is functionally provided.
  • the hybrid control means 52 basically drives the throttle actuator based on the accelerator opening degree Acc from a prestored relationship not shown, and the throttle valve increases as the accelerator opening degree Acc increases. Throttle control is performed to increase the opening degree 0 ⁇ ⁇ .
  • the hybrid control means 52 can cause the motor to run by the electrical CVT function (differential action) of the differential portion 11 regardless of whether the engine 8 is stopped or idle.
  • the solid line in FIG. 6 indicates the engine 8 for switching between the engine 8 and the motor, for example, the second motor M 2, the driving power source for starting / running the vehicle (hereinafter referred to as traveling).
  • the prestored relationship having a boundary (solid line A) for switching between engine running and motor running shown in FIG. 6 takes as parameters the vehicle speed V and the output torque ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ that is the driving force related value. It is an example of the driving force source switching diagram (driving force source map) comprised by two-dimensional coordinate. This driving power source switching diagram is stored in advance in the storage means 56 together with the shift diagram (shift map) shown by the solid line and the alternate long and short dash line in the same FIG. 6, for example.
  • the hybrid control means 52 is, for example, the vehicle speed V and the required output torque T from the driving power source switching diagram of FIG. It is determined whether the motor travel area or the engine travel area is based on the vehicle state indicated by UT and motor travel or engine travel is executed.
  • the motor driving by the hybrid control means 52 generally has a relatively low output torque ⁇ ⁇ ⁇ , which is considered to be inferior to the high torque region in the engine efficiency. It is performed in the low engine torque T E region or relatively low vehicle speed region in which the vehicle speed V, ie low load region.
  • motor start is executed prior to engine start, for example, when the vehicle starts, the required output torque ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ , that is, the required engine torque T exceeding the motor travel area of the drive power source switching diagram of FIG.
  • engine start is usually executed.
  • the hybrid control means 52 uses the electrical CVT function (differential action) of the differential unit 11 to suppress drag of the stopped engine 8 and improve fuel consumption during this traveling on the road. , the first electric motor speed New Micromax 1 by idling for example controlled in a negative rotational speed, to maintain the engine rotational speed New E at zero or substantially zero as needed by the differential action of the differential portion 1 1.
  • the high-power control means 52 has the electric motor energy from the first electric motor 1 by the electric path described above and / or the electric energy from the electric storage device 60 the second electric motor.
  • the engine driving of this embodiment includes the case of driving with an engine and a motor.
  • the hybrid control means 52 maintains the operating state of the engine 8 by the electrical CVT function of the differential unit 11 regardless of the stopped state or low vehicle speed state of the vehicle.
  • the power of the engine 8 causes the first motor ⁇ 1 to generate power.
  • the difference of the power distribution mechanism 16 even if the rotation speed of the first motor ⁇ 1 is increased and the second motor rotation speed ⁇ 2 which is uniquely determined by the vehicle speed V becomes zero (approximately zero) due to the vehicle stop state.
  • the engine rotation speed ⁇ ⁇ is maintained at or above the rotation speed at which it can autonomously rotate.
  • Haipuriddo control unit 5 regardless of the stopping or during traveling of the vehicle, the differential portion 1 1 of the electric CVT first electric motor by the functional speed New Micromax 1 and / or the second electric motor rotation speed New Micromax 2 controls are generally rotated controlled to an arbitrary rotational speed or to maintain a constant Enjin rotational speed New E with.
  • Haiburitsudo control unit 5 2 the Enjin rotational speed while controlling New and ⁇ any rotational speed or to maintain a substantially constant first electric motor speed New Micromax 1 and / or the second electric motor rotation speed New Micromax 2 It is possible to control rotation to any rotation speed.
  • hybrid control unit 5 2 As can be seen from the diagram of FIG. 3 when raising the engine rotation speed New E during running of the vehicle, the second electric motor depends on the vehicle speed V (driving wheels 3 8) The bow I of the first motor rotational speed ⁇ is executed while maintaining the rotational speed ⁇ 2 substantially constant.
  • the vehicle state 6 according to the shift line diagram shown in FIG. 6 previously stored in the storage means 56 based on the shift mechanism 10 of the transmission mechanism 10 according to the speed increase gear, for example the fifth gear or not Determine
  • the switching control means 50 switches between the continuously variable shifting state and the stepped shifting state by switching the engagement / disengagement of the engagement device (switching clutch C 0, switching brake ⁇ 0) based on the vehicle state. That is, the differential state and the hook state are selectively switched.
  • the switching control means 50 is controlled by the vehicle speed V from the switching diagram (switching map) shown by the broken line and the two-dot chain line in FIG.
  • the shift condition of the shift mechanism 1 0 (differential unit 1 1) to be switched is judged, that is, the shift mechanism 10 is made into a stepless shift condition It is determined whether it is in the stepless control region or in the stepped control region in which the transmission mechanism 10 is in the step-variable shifting state, and the transmission mechanism 10 is in the stepless shifting state and the stepped shift state. Selectively switch to any of.
  • the switching control means 50 when it is determined that the switching control means 50 is within the step-variable speed control area, the switching control means 50 outputs a signal to the hybrid control means 52 to disable or prohibit the hybrid control or the stepless speed control.
  • the gear shift control means 54 is permitted to shift at the time of the gear shift set in advance.
  • the geared shift control means 54 executes the automatic shift control of the automatic shifting unit 20 according to the shift map shown in FIG. 6, for example, stored in advance in the memory unit 56.
  • FIG. 2 pre-stored in the memory means 56 is the hydraulic friction engagement device selected at this time, that is, C 0, C 1, C 2, B 0, B 1, B 2, B 3.
  • the combination of the operation is shown. That is, the entire transmission mechanism 10, that is, the differential portion 1 1 and the automatic transmission portion 20 function as a so-called stepped automatic transmission, and the shift speed is achieved according to the engagement table shown in the figure.
  • the switching control means 50 release the switching clutch C 0 so that the differential part 11 is made to function as an auxiliary transmission with a fixed gear ratio 70, eg gear ratio 0.
  • a command to engage switching brake B 0 is output to hydraulic control circuit 4 2.
  • the shift control is performed because the speed reduction gear stage can be obtained as the entire transmission mechanism 10 and the speed ratio is 0 or more.
  • Means 50 engages the switching clutch C 0 and releases the switching brake B 0 so that the differential section 11 functions as an auxiliary transmission with a fixed speed ratio 0, eg 0. Output the command to hydraulic control circuit 42.
  • the shift control unit 50 switches the transmission mechanism 10 to the stepped shift state, and selectively switches one of the two gear stages in the stepped shift state.
  • the moving part ⁇ 1 1 is made to function as a sub-transmission and in series with it
  • the entire transmission mechanism 10 can function as a so-called stepped automatic transmission.
  • the switching control means 50 determines that the speed change mechanism 10 is in the stepless speed change control region to switch the speed change mechanism 10 to the stepless speed change state
  • the step change speed condition is obtained as the entire speed change mechanism 10 A command to release the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 is output to the hydraulic control circuit 41 so that the moving part 11 can be subjected to stepless shifting with the stepless shifting state.
  • it outputs a signal for permitting hybrid control to high-ride control means 52, and also outputs a signal for fixing to a gear position at the time of continuously variable transmission, which is set in advance, to step change-speed control means 54.
  • it outputs a signal for permitting automatic shifting of the automatic transmission unit 20 according to a shift map shown in FIG.
  • the differential unit 11 switched to the continuously variable transmission state by the switching control means 50 functions as a continuously variable transmission
  • the automatic transmission unit 20 in series functions as a stepped transmission. Therefore, at the same time that the driving force of an appropriate size is obtained, the automatic transmission unit 20 is provided for each of the first gear, second gear, third gear, and fourth gear of the automatic transmission unit 20.
  • the input rotational speed, that is, the rotational speed of the transmission member 18 is steplessly changed to obtain a stepless transmission ratio width for each gear. Therefore, the gear ratio can be continuously changed continuously between the respective gear stages, and as a whole, the continuously variable transmission state can be obtained as the entire transmission mechanism 10, and the total transmission ratio T can be obtained steplessly.
  • FIG. 6 is a shift diagram (shift map) which is a relationship stored in advance in the storage means 56 which is the basis of the shift judgment of the automatic transmission unit 20. It is an example of the shift diagram comprised by the two-dimensional coordinate which makes a parameter the required output torque ⁇ ⁇ ⁇ which is a driving force related value.
  • the solid line in Fig. 6 is the upshift ridge line, and the alternate long and short dash line is the downshift line.
  • broken lines in FIG. 6 indicate the determination vehicle speed V1 and the determination output torque T1 for determining the step control region and the stepless control region by the switching control means 50. That is, the broken line in FIG. 6 indicates a preset high-speed travel for determining high-speed travel of the high-powered vehicle '.
  • a high-speed-running determining line the output torque of the drive-force-related value, for example, the automatic transmission portion 2 0 associated with driving force of Haiburitsu de vehicle T o upsilon tau becomes high output indicative of the upper determination vehicle speeds V 1 to a line determination value
  • the figure shows a high power travel judgment line which is a series of judgment output torque ⁇ 1 which is a preset high power travel judgment value for judging high power travel.
  • FIG. 6 includes the determination vehicle speed V 1 and the determination output torque ⁇ 1 and the step control area and the stepless control area by the switching control means 50 with the vehicle speed V and the output torque T 0 UT as parameters.
  • a switching map switching map
  • the shift map may be stored in advance in the storage unit 56 as a shift map, including this switching diagram.
  • this switching diagram may include at least one of the determination vehicle speed V 1 and the determination output torque T 1, and it is possible to predetermine either of the vehicle speed V and the output torque ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ as a parameter. It may be a stored switching line.
  • the above shift diagram, switching diagram, or driving power source switching diagram is not a map but is a determination formula that compares the actual vehicle speed V with the determination vehicle speed V 1.
  • Output torque ⁇ It may be stored as a judgment formula or the like for comparing ⁇ with the judgment output torque ⁇ 1 .
  • the switching control means 50 sets the speed change mechanism 10 in the step-variable shifting state when the vehicle state, for example, the actual vehicle speed exceeds the determination vehicle speed V1. Further, the switching control means 50 sets the transmission structure 10 in the step-variable shifting state when the vehicle condition, for example, the output torque T 0 UT of the automatic transmission unit 20 exceeds the determination output torque ⁇ 1.
  • the switching control means 5 0 can be used to ensure vehicle travel even in the stepless control region.
  • the gear shift state may be prioritized in the speed change mechanism 10.
  • the drive-force-related value is a parameter corresponding to the drive force of the vehicle, not only the drive torque or drive force of drive wheels 3 8, for example, the automatic transmission portion 2 0 of the output torque T o Upushirontau, engine torque T E, and the vehicle acceleration G, for example, the accelerator opening Acc or throttle valve opening 0 TH (or intake air quantity, air-fuel ratio, fuel injection amount) is calculated based the on the engine rotational speed N E Calculated based on actual values such as engine torque T E , accelerator opening Acc, or throttle valve opening 0 TH etc. (target) engine torque T E , request of automatic transmission unit 20 (target) output torque It may be an estimated value such as T ⁇ ⁇ ⁇ required driving force.
  • the above drive torque is output torque ⁇ . It may be calculated taking into consideration the differential ratio, the radius of the drive wheel 38, etc. from ⁇ ⁇ etc., for example, it may be detected directly by a torque sensor etc. The other torques mentioned above are the same.
  • the determination vehicle speed V 1 is set, for example, at high speed traveling so as to suppress deterioration of fuel efficiency if the transmission mechanism 10 is brought into the continuously variable shift state at high speed traveling, for example. It is set to be in the geared shift state.
  • I Motor M1 is set in accordance with the characteristics of the first motor M1 that can be disposed by reducing the maximum output of the electric system.
  • FIG. 8 is a conceptual diagram for making the broken line in FIG. In other words, the broken line in Fig.
  • step change speed travel is executed at high drive torque that achieves a relatively high torque of engine 8 or at a relatively high speed of the vehicle speed.
  • the driving is performed at a low driving torque at which the engine 8 has a relatively low torque, or at a relatively low vehicle speed, that is, in the normal output range of the engine 8.
  • the engine torque ⁇ is a preset predetermined value ⁇ one high torque region or more
  • the engine rotational speed ⁇ ⁇ is a preset predetermined value ⁇ ⁇ one or more high rotation region or the high output region Enjin output is higher than the predetermined calculated from these engine torque T E and the engine rotation speed New E is because it is set as a step-variable control area, the step-variable shifting running the engine, It is executed at a relatively high torque, relatively high rotational speed, or relatively high output power, and continuously variable transmission is performed at a relatively low torque, relatively low rotational speed, or relatively low power of engine 8. It is designed to be executed at the time, that is, at the regular output area of engine 8.
  • the boundary line between the step control area and the stepless control area in FIG. 8 corresponds to a high vehicle speed judgment line which is a series of high vehicle speed judgment values and a high power traveling judgment line which is a series of high power traveling judgment values.
  • the transmission mechanism 10 is brought into the continuously variable shift state to secure the fuel efficiency of the vehicle, but the actual vehicle speed V is Note:
  • the transmission mechanism 10 is in a step-shift state in which it operates as a stepped transmission, and the output of the engine 8 is transmitted to the drive wheels 38 by a mechanical power transmission path exclusively.
  • the conversion loss between the power and the electric energy generated when operating as an electric continuously variable transmission is suppressed, and the fuel consumption is improved.
  • the transmission mechanism 10 When the driving force related value such as ⁇ ⁇ exceeds the judgment torque ⁇ 1, the transmission mechanism 10 is in a step-shift state in which it operates as a stepped transmission, and is engaged only in the mechanical power transmission path.
  • the area where the output of 8 is transmitted to the drive wheels 38 to operate as an electric continuously variable transmission is the low to medium speed traveling and the low to medium power traveling of the vehicle.
  • the electric energy to be generated by the first electric motor M1 can be reduced, in other words, the maximum value of the electric energy transmitted by the first electric motor M1 can be reduced, and the driving device of the first electric motor M1 or a vehicle including it One more / J, is typed.
  • the predetermined value TE 1 is set in advance as a switching determination value of the engine torque T E that the first electric motor M 1 can handle the reaction torque
  • the engine torque T E exceeds the predetermined value TE 1
  • the differential part 11 is brought into the step-shifting state, so that the first electric motor M 1 has the engine torque T as when the differential part 11 is put in the stepless shifting state. Since it is not necessary to take charge of the reaction torque against E , the deterioration of the durability of the first motor M 1 is suppressed while the deterioration of the first motor M 1 is prevented.
  • the first motor M 1 of this embodiment has its maximum output reduced relative to the required reaction torque capacity with respect to the maximum value of the engine torque T E. Wachisono maximum output that does not correspond to the reaction force torque capacity against the engine torque T E that exceeds the predetermined value TE 1, downsizing is realized.
  • the maximum output of the first electric motor M1 is a rated value of the first electric motor M1 which is experimentally determined and set so as to be acceptable to the use environment of the first electric motor M1.
  • switching threshold value of the engine torque T E, the first electric motor M 1 is a maximum value or a predetermined value lower have value than that of Enjintoruku T E that can withstand the reaction torque, the first electric motor M It is a value experimentally obtained in advance so that the decrease in durability of 1 is suppressed.
  • the continuous variable shift state can be switched to the stepped shift state (constant shift state).
  • the user can enjoy the change of the engine rotational speed N E with the upshift in the stepped automatic transmission as shown in FIG. 9, that is, the change of the rhythmic engine rotational speed N E with the shift.
  • FIG. 10 is a view showing an example of a switching device 90 for switching a plurality of types of shift positions by artificial operation.
  • This switching device 90 is disposed, for example, next to the driver's seat, and is operated to select a plurality of types of shift positions.
  • the shift lever 92 is in the transmission mechanism 10 so that neither the engagement device of the first clutch C 1 nor the engagement device of the second clutch C 2 is engaged.
  • Parking position “P (parking)” to reverse the power transmission path in the speed change unit 20 and to shut off the power transmission path in the neutral state and lock the output shaft 22 of the automatic speed change unit 20
  • reverse travel position “R (Reverse)” neutral position “N (Neutral)” to be in neutral state where power transmission path in transmission mechanism 10 is blocked “N (Neutral)”
  • the manual valve in the hydraulic control circuit 42 mechanically linked to the shift lever 92 is interlocked with the manual operation of the shift lever 92 to each shift position to switch the manual valve shown in FIG.
  • the hydraulic control circuit 42 is mechanically switched such that the reverse gear "R", the neutral “N”, the forward gear “D”, etc. shown in the joint operation table are established.
  • the 1st to 5th gears shown in the engagement operation table in Fig. 2 at the "D" or "M" position can be established by electrically switching the solenoid valve in the hydraulic control circuit 42. .
  • the “P” position and the “N” position are non-traveling positions selected when the vehicle is not driven, for example, the engagement operation of FIG.
  • the first clutch that makes it impossible to drive the vehicle in which the power transmission path in the automatic transmission unit 20 is interrupted such that both the first clutch C1 and the second clutch C2 are released.
  • This is a non-driving position for selecting switching to the power transmission cutoff state of the power transmission path by the C 1 and the second clutch C 2.
  • the “R” position, the “D” position and the “M” position are travel positions selected when the vehicle is driven, and for example, as shown in the engagement operation table of FIG.
  • First clutch C 1 and / or second clutch C that enables driving of a vehicle connected with a power transmission path in automatic transmission unit 20 in which at least one of first and second clutch C 2 is engaged. Drive positive for selecting the power transmission possible state of the power transmission path by 2 It is also a
  • the shift lever 92 when the shift lever 92 is manually operated from the “P” position or the “N” position to the “R” position, the second clutch C 2 is engaged and the automatic transmission portion 20 is inside.
  • the shift lever 92 When the power transmission path is switched from the power transmission cutoff state to the power transmission enabled state, the shift lever 92 is manually operated from the “N” position to the “D” position, whereby at least the first clutch C 1 is engaged.
  • the power transmission path in the automatic transmission unit 20 is switched from the power transmission cutoff state to the power transmission enabled state.
  • the “D” position is also the fastest running position
  • the “4” range or “Shi” range at the “M” position is also the engine brake range where the engine braking effect can be obtained.
  • the "M” position is provided adjacent to the vehicle width direction at the same position as the “D” position in the longitudinal direction of the vehicle, and the shift lever 92 is operated to the “M” position.
  • any one of the “D” range to the “L” range is changed according to the operation of the shift lever 92.
  • an upshift position “ten” and a downshift position “one” are provided in the longitudinal direction of the vehicle, and the shift lever 92 is at its upshift position.
  • either “D” range or “L” range is selected.
  • the five shift ranges selected from the “M” position to the “D” range to the “L” range are the high-speed side in the change range of the total transmission ratio T where automatic shift control of the shift mechanism 10 is possible.
  • Gear range of gears so that the maximum speed gear position at which the automatic transmission unit 20 can shift can be different.
  • the shift lever 92 is automatically returned to the upshift position "ten” and the downshift position "one" force, "M” position by biasing means such as a spring.
  • the switching device 90 is provided with a shift position sensor (not shown) for detecting each shift position of the shift lever 92, and a signal representing the shift position P SH of the shift lever 92 or M) Outputs the number of operations etc.
  • the transmission mechanism 10 has the stepless transmission ratio width of the power distribution mechanism 16 and the first gear of the automatic transmission unit 20.
  • the automatic transmission control is performed within the change range of the total transmission ratio T that can be changed by the transmission mechanism 10 obtained by each gear position that is automatically controlled in the range of fourth gear position.
  • the “D” position is also a shift position for selecting an automatic shift travel mode (automatic mode), which is a control mode in which automatic shift control of the transmission mechanism 10 is performed.
  • transmission mechanism 10 is switched to a continuously variable transmission state.
  • transmission mechanism 10 is a power transmission mechanism 16.
  • the speed ratio of stepless transmission ratio of the power transmission mechanism 16 and the automatic transmission unit 20 according to each speed change range
  • the automatic transmission control is performed in the range of the transmission gear ratio T, which can be changed in each transmission gear range of the transmission mechanism 10 obtained by the automatic transmission control and each gear position that is automatic transmission control in the possible transmission gear range.
  • the “M” position is also a shift position for selecting a manual shift traveling mode (manual mode), which is a control mode in which manual shift control of the shift mechanism 10 is performed.
  • the transmission mechanism 1 0 (differential portion 1 1, power distribution mechanism 1 6) of this embodiment is in the stepless shift state (differential state) and the non-stepless shift state, for example, the step-changed state (lock state)
  • the shift control means 50 determines the shift state to be switched of the differential part 11 based on the vehicle state, and the differential part 11 is in a stepless shift state and a step change speed. It is selectively switched to either of the states.
  • the hybrid control means 52 controls the electric CVT function (differential action) of the differential part 11 before and after the shift of the automatic transmission part 20.
  • the differential unit 11 when shifting the automatic transmission unit 20, it is a matter of course that the differential unit 11 is in the stepless changing state, but the differential unit 11 is in the geared state
  • the shift method of the shift mechanism 10 is changed based on whether or not the differential unit 11 is in the stepless shift state so that occurrence of shift shock is suppressed even in a certain case.
  • the control operation is specifically described below.
  • the differential state determination unit 80 automatically shifts the gear based on the vehicle state from the shift diagram shown in FIG. If it is determined that the gear position to which the unit 20 should shift is determined, the power distribution mechanism 16 is in the differential state in order to change the shifting method of the transmission mechanism 10 based on the shift state of the differential portion 11. That is, it is determined whether or not the differential unit 11 is in the continuously variable transmission state. For example, whether the differential state determination means 80 is in the step control area where the transmission mechanism 10 is switched to the step-variable state by the switching control means 50 or the transmission mechanism 10 is in the stepless shift state continuously variable transmission mechanism 1 0 on the basis of the vehicle condition represented by the switching diagram shown in FIG.
  • the shift control means 82 is, for example, in the differential state based on whether or not the differential part 11 is in a stepless shift state when shifting the automatic transmission part I 0 by the stepped shift control means 54. Based on the judgment result on whether the differential part 1 1 by the judgment means 8 0 is in the stepless shift state or not Then, change the gear change method of speed change mechanism 10.
  • the gear change control means 82 is configured such that the differential state determination means 80 sets the differential portion 11 in a stepless speed change state when the automatic transmission portion 10 is shifted by the stepped shift control means 54. If it is determined that the engine rotational speed NE is substantially constant during the inertia phase during the shifting process of the automatic transmission unit 20, the differential operation of the differential unit 11, ie, the electric stepless shifting operation, makes the engine rotation speed NE substantially constant.
  • the hybrid control means 52 outputs a command to execute the gear shift of the differential part 11 so as to be maintained at.
  • the speed change control means 82 can change the speed ratio of the automatic transmission portion 20 during the inertia phase in the speed change process of the automatic transmission portion 20 so that the engine rotation speed N E is maintained substantially constant.
  • a command to change the gear ratio 0 of the differential section 1 1 in the direction opposite to the change direction is output to the hybrid control means 52.
  • the internal gear phase start determination means 8 4 determines whether or not the internal gear phase has started in the gear change process of the automatic transmission unit 10 according to the gear change determination of the automatic transmission unit 20 by the geared transmission control means 54. After the release side engagement device is released, the rotation speed of the transmission member 18 (the second motor M 2) starts to change because the engagement side engagement device starts to have the engagement torque capacity. It is judged whether or not it is
  • the gear shift control means 54 controls the shift of the automatic transmission unit 20 according to the engagement side engagement.
  • the engagement-side engagement device starts to have the engagement torque capacity based on whether or not the engagement transient hydraulic pressure (command) value P c which has been determined experimentally as a (command) value and has been determined in advance. Determines whether the second motor rotational speed N M 2 has started to change Do.
  • the shift control means 82 determines that the differential part 11 is not in the stepless shift state by the differential state determination means 80 when the automatic transmission part 20 is changed by the stepped shift control means 54.
  • the differential unit 11 is in the non-stepless shift state, the first motor A command for actively changing the engine rotational speed N E with the shift of the automatic transmission unit 20 using M 1 and / or the second motor M 2 is output to the hybrid control means 52.
  • differential unit 1 1 acts differential action
  • the engine rotation speed change rate ⁇ ⁇ can be made closer to the target engine rotational speed change rate N E t ,.
  • the target engine rotational speed change rate N E t ' is a quick shift response in which the engine rotational speed change rate N E ' increases so that the feeling is good, and the shift shock is easily suppressed
  • the gradual shift response in which the engine rotational speed change rate N E ′ is reduced, as described above, is determined and stored in advance experimentally as an compatible engine rotational speed change rate ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ .
  • the shift control means 82 determines that the differential part 11 is not in the stepless shift state according to the differential state determination means 80 when the automatic transmission part 20 is changed by the step change control means 54.
  • the shift control unit 82 is determined by the differential state determination unit 80 that the differential unit 11 is not in the stepless shift condition.
  • a command to increase the engagement pressure of the hydraulic friction engagement device on the engagement side involved in the shift of the automatic transmission unit 20 is Output to step change control means 54.
  • the engagement pressure of the hydraulic friction engagement device on the engagement side involved in the shift of the automatic transmission unit 20 is obtained.
  • An oil pressure command that increases the predetermined oil pressure compared to that in the state is output to the oil pressure control circuit 42.
  • the engine speed N E Change in inertia causes increase in inertia during gear shifting, that is, the automatic transmission unit 20 looks from the automatic transmission unit 20 to the engine 8 side when the rotational speed of the transmission member 18 changes with the shift of the automatic transmission unit 20
  • the engagement torque capacity of the hydraulic friction engagement device on the engagement side during shifting of the automatic transmission unit 20 even in the non-step shifting state of the differential unit 11 where the inertia mass during shifting increases. Is properly obtained.
  • the predetermined hydraulic pressure is determined as follows: The engagement torque capacity of the hydraulic friction engagement device on the engagement side during shifting of the automatic transmission unit 20 when the differential unit 11 is in the stepless shifting state is appropriately obtained. In addition, it is experimentally determined and set in advance as a value that can obtain an engagement hydraulic pressure higher than the engagement hydraulic pressure when the differential unit 11 is in the continuously variable transmission state.
  • the torque down control means 86 reduces the torque transmitted to the drive wheel 38.
  • the torque reduction control means 86 throttles the opening degree of the electronic throttle valve 94, reduces the fuel supply amount by the fuel injection device 96, delays the ignition timing of the engine 8 by the ignition device 98,
  • the torque transmitted to the drive wheels 3 8 by engine torque down control that reduces the engine torque T E by, for example, the input torque T IN of the automatic transmission unit 20 or the output torque of the automatic transmission unit 20 Reduce ⁇ .
  • the torque reduction control means 86 controls the second motor M2 by means of the inverter 58 so as to generate the regenerative braking torque for temporarily charging the reverse drive torque and the storage device 60.
  • the torque transmitted to the drive wheel 38 is reduced by executing control in addition to or separately from the engine torque control described above.
  • the switching control means 50 switches the differential unit 1 1 (speed change mechanism 10) to the step-change speed state and the entire speed change mechanism 10 can be functioned as a step-variable automatic transmission, for example
  • the upshift of the automatic transmission unit 20 is executed by the geared shift control means 54, the input rotational speed of the automatic transmission unit 20, that is, the rotational speed of the transmission member 18 along with the upshift in the transmission process.
  • inertia phase where the engine speed N E changes, the energy temporarily released from the engine 8 with the decrease of the engine speed N E is increased by the torque of the torque transmitted to the drive wheels 38, eg, the input torque T IN
  • a shift shock may occur due to so-called inertia torque which occurs as an increase in torque or as an increase in torque of output torque ⁇ ⁇ ⁇ .
  • the second rotation element RE 2 of the differential unit 11 is performed in the inertia phase in the shift process.
  • a shift shock may occur due to the inertia torque generated as an increase in torque transmitted to the drive wheels 38 as the rotational speed decreases.
  • automatic transmission is performed by the stepped transmission control means 54.
  • the gear change of unit 20 is executed, and the hybrid control means 52 prevents or prevents the change of the gear ratio 7 of the transmission mechanism 10 before and after the gear change of the automatic transmission unit 10 by the hybrid control means 52.
  • the shift of the differential portion 1 1 so as to continuously runs, or do not the rotational speed of the engine rotational speed New E changed in the shifting process the rotational speed variation is suppressed.
  • the shift of the automatic transmission unit 20 is executed, In the inertia phase, the rotational speed of the second rotating element RE 2 or the third rotating element RE 3 of the differential unit 11 is decreased and / or the fourth rotating element RE 4 to the eighth rotating element of the automatic transmission unit 20 A shift shock may occur due to the inertia torque which is generated as a torque increase of the torque transmitted to the drive wheel 38 along with the decrease of the rotational speed of at least one of the rotary elements of RE 8.
  • the torque reduction control unit 86 is a torque transmitted to the drive wheels 38 when the automatic transmission unit 20 is shifted by the stepped shift control unit 54.
  • the torque reduction control means 86 is, for example, an input torque T IN or an output torque ⁇ , which corresponds to the torque equivalent to the inner torque.
  • the torque transmitted to the drive wheel 38 is reduced by executing the engine torque down control and the motor torque down control independently or in combination in order to suppress the shift shock due to the inertia torque by offsetting to some extent at ⁇ . .
  • the reduction of the torque transmitted to the drive wheel 38 by the torque down control means 8 6 is the same as the synchronous transmission control start timing of the differential part 11 by the hybrid control means 5 described above. It may be performed during the inertia phase in the speed change process of
  • the torque reduction control means 86 may be provided with the friction engagement device of the automatic transmission portion 20 when the automatic transmission portion 20 is shifted by the stepped transmission control means 54.
  • the torque transmitted to the drive wheel 38 is reduced so as to offset the torque vibration accompanying the completion of engagement to some extent to suppress the engagement shock.
  • the rotational speed variation of the inertia torque and the engine rotational speed New E by the rotation speed variation of the rotational elements of the automatic speed change unit 2 in 0 generated due to the shifting And / or torque vibration associated with the completion of engagement of the friction engagement device of the automatic transmission unit 20 so as to offset torque equivalent to inner torque due to change in rotational speed of the rotary element in the differential unit 11 including
  • the torque reduction control means 86 reduces the input torque ⁇ ⁇ ⁇ so that the shift shock is suppressed so that the engagement shock is suppressed to a certain extent.
  • shifting of the automatic transmission unit 20 by the stepped shift control means 54 In this case, when the differential unit 11 is in the continuously variable transmission state, the shift of the differential unit 11 is executed by the hybrid control means 52 so that the engine rotational speed N E is maintained substantially constant. Fuel consumption is improved. At this time, even if the target value of the toll gear ratio T can be largely changed before and after the shift of the automatic transmission unit 20, the total gear ratio T changes continuously. After shifting of the differential part 11 is performed so that the engine rotational speed N E is maintained substantially constant before and after the shift of the automatic transmission part 20, continuous toward the target total gear ratio T Further, the shift of the differential unit 11 is executed so as to change to. In such a case, the total gear ratio T was changed stepwise (discontinuously) to improve the gear shift response rather than changing the total gear ratio T continuously. There is also a way of thinking that the user feels better.
  • the hybrid control unit 52 changes the shift of the automatic transmission unit 0 so that the shift response can be improved.
  • the total transmission ratio may not be changed continuously before and after, that is, it may be skipped so that the transmission ratio changes stepwise.
  • the change range of the total transmission ratio before and after the shift of the automatic transmission unit 20 becomes large. In such a case, the so-called jump shift in which the total shift ratio T jumps stepwise is considered to be comfortable for the user, so the shift ratio of the automatic transmission unit 20 changing in stages is You may use it to fly the total gear ratio ⁇ T.
  • the shift control means 82 has a differential state determination means 80 based on the differential state determination means 80 when the automatic transmission unit 20 is shifted by the stepped shift control means 54.
  • the total transmission ratio T is changed discontinuously toward the target value.
  • a command to execute the shift of the differential unit 11 is output to the hybrid control means 52 independently or independently of the shift of the automatic transmission unit 20.
  • the total gear ratio T is set to the target value so that the gear ratio change of the differential unit 11 is added (or reduced) to the change while utilizing the stepwise gear ratio change of the automatic transmission unit 20.
  • the total transmission ratio T is changed stepwise and the shift response is improved.
  • the accelerator pedal is greatly depressed or returned as indicated by a solid line C in FIG.
  • the variation width of the total transmission ratio T is set to a predetermined amount or more, a so-called jump shift in which the variation of the total transmission ratio T is discontinuous change, that is, the total transmission ratio T jumps stepwise.
  • the above-mentioned predetermined amount is a value experimentally determined and determined in advance such that it is better for the user if the change of the target total transmission ratio T is not continuous but stepwise (that is, discontinuous). It is.
  • FIG. 11 is a flow chart for explaining the main part of the control operation of the electronic control unit 40, that is, the shift control operation of the transmission mechanism 10 during shifting of the automatic transmission unit 20. For example, several milliseconds to several tens of milliseconds It is repeatedly executed with an extremely short cycle time.
  • Fig. 12 is a time-chart to explain the control operation shown in the flowchart in Fig. 11.
  • the 2nd to 3rd gearshift of the automatic transmission 20 is executed. Shows the control operation in the case where ⁇
  • FIG. 13 is a time chart explaining the control operation shown in the flowchart of FIG. 11.
  • the third gear ⁇ second gear of the automatic transmission unit 20 Control operation is shown when is performed.
  • Fig. 14 shows the control operation when the 3rd speed-2nd speed power on downshift of the automatic transmission unit 20 is executed so as to be a jump shift in the stepless transmission state of the differential unit 11. It shows.
  • FIG. 15 is a time chart explaining the control operation shown in the flowchart of FIG. 11.
  • the two-speed automatic transmission part 20 is shown.
  • FIG. 16 is a time chart for explaining the control operation shown in the flowchart of FIG. 11.
  • the third gear of the automatic transmission 20 ⁇ 2 in the locked state (stepped gear shift state) of the differential part 11 This figure shows the control operation when a quick cost down shift is performed.
  • time t in FIG. 12 and the time t in FIG. 15 indicate that the second gear to third gear shift of the automatic transmission unit 20 has been determined. Further, t in FIG. 13, time t in FIG. 14, and time t in FIG. 16 indicate that the third gear-second gear downshift of the automatic transmission unit 20 is determined. .
  • the power distribution mechanism 16 is in the differential state, ie, the differential part (stepless transmission part) 1 1 is continuously variable.
  • the differential part (stepless transmission part) 1 1 is continuously variable. For example, from the switching diagram shown in FIG. 6, whether the gear change state is made or not depends on whether or not the force within the stepless control region in which the speed change mechanism 10 is in the stepless shift state based on the vehicle state. It is determined whether or not the unit 11 is in the continuously variable transmission state.
  • the above S7 corresponds to the shift control means 82, and for example, the engine rotation speed N associated with the shift of the automatic transmission unit 20 using the first motor M1 and / or the second motor M2.
  • the target engine rotation speed variation rate N Et' change rate New E of E as Keru closer to the command to positively change the engine rotational speed N E is output to the Haipuri' de control unit 5 2.
  • the first motor M 1 and / or the second motor M is used to force the engine rotational speed N E so as to suppress the blowup of the engine rotational speed N E accompanying the shift of the automatic transmission unit 20.
  • the command to be changed is output to the hybrid control means 52.
  • the shift command to the third speed of automatic transmission section 20 is output while differential part 11 is in the locked state, and release of second brake B2 which becomes the release side engagement device It indicates that the decrease in hydraulic pressure P B2 has started. Then t, is increased first engaging pressure P BI of the brake B 1 that the engagement side engagement device at the time to 1 3 point, the first brake B 1 is being completed engagement at t 3 time points A series of shift operation ends.
  • the differential unit 11 since the differential unit 11 is in a locked state, the entire transmission mechanism 10 can function as a stepped transmission.
  • the input rotational speed N IN rotational speed of the transmission member 18
  • the engine rotational speed NE is Be lowered.
  • the differential unit 1 1 as in this embodiment is in a locked state, substantially in synchronization with the start of the inertia phase from t 2 time, using the first electric motor M l and / or the second electric motor M 2 'the target engine rotation speed variation rate N Et' engine rotation speed variation rate New E accompanying the shift to approach the automatic shifting portion 20, Ru actively changing the engine rotational speed N E.
  • the change of the engine rotational speed N E ⁇ As the inertia during shifting increases accordingly, the engagement hydraulic pressure PB is raised including the inertia absorption.
  • the gear shift command to the second gear of the automatic transmission unit 20 is output while the differential part 11 is in the locked state, and the release of the first brake B1 which becomes the release side engagement device It indicates that the drop in hydraulic pressure P B1 has started. Then t, second engaging pressure P B2 of the brake B 2 is raised to the engagement side engagement device at time to t 4 time, the second brake B 2 is completed engagement at 1 4 time A series of shift operation ends.
  • the entire transmission mechanism 10 can function as a stepped transmission.
  • the differential unit 1 1 as in this embodiment when the locked state, substantially in synchronization with the start of t 2 time or al inertia phase, using the first electric motor M l and / or the second electric motor M 2 'the target engine rotation speed variation rate N Et' engine rotation speed variation rate New E accompanying the shift to approach the automatic shifting portion 20 may be actively changing the engine rotational speed N E.
  • the first electric motor M l and / or the second electric motor M 2 'the target engine rotation speed variation rate N Et' engine rotation speed variation rate New E accompanying the shift to approach the automatic shifting portion 20 may be actively changing the engine rotational speed N E.
  • the engagement hydraulic pressure P B2 may be lowered compared to when it is not performed.
  • the shift command to the shift position of the automatic transmission unit 20 determined in S1 is sent to the hydraulic control circuit 42 in S3 corresponding to the stepped shift control means 54. It is output.
  • the inertia-shear phase start judging means 84 it is judged whether or not the inertia-shear phase has started in the shifting process of the automatic shifting portion 20. For example, whether the actual second motor rotational speed N M 2 has changed by a predetermined amount determined experimentally to determine the start of the inertia phase, the engagement side engagement device is engaged.
  • the engagement side engagement device starts to have the engagement torque capacity based on whether or not the engagement transient hydraulic pressure (command) value P c reached experimentally determined and determined in advance as a value. 2) It is determined whether the motor rotational speed N M 2 starts to change and the inertia phase starts.
  • S 4 If the determination at S 4 is negative, this S 4 loop is executed repeatedly. If the determination is affirmative, S 5 corresponding to the shift control means 8 2 is for differential operation of the differential portion 1 1, that is, electricity In order to maintain the engine rotation speed N E substantially constant by the dynamic stepless speed change operation, the gear ratio of the differential portion 1 1 is made in the direction opposite to the change direction of the gear ratio of the automatic transmission portion 20 The command to execute the shift of differential part 1 1 by changing 0 is said hybrid ' It is output to the control means 52. In S3 to S5, the total transmission ratio T of the transmission mechanism 10 is continuously changed before and after the shift of the automatic transmission unit 20. In addition, the start of the inertia phase may be determined in S5, and in this case, the S4 is not necessary.
  • the total transmission ratio T of the transmission mechanism 10 is continuously changed before and after the shift of the automatic transmission unit 20.
  • the change width of the target total transmission ratio T is made to be equal to or larger than the predetermined amount when the accelerator pedal is greatly depressed or returned, the change of the total transmission ratio T is discontinuous.
  • the shift of the differential unit 11 may be performed such that a so-called jump shift in which the total transmission ratio T jumps stepwise is performed.
  • the shift command to the 2nd speed of the automatic transmission unit 20 is output at time t in Fig. 14 and the decrease of the release hydraulic pressure P B 1 of the first brake B 1 that becomes the release side engagement device is started It is shown that. Then t, engaging hydraulic pressure P B 2 of the second brake B 2 of the engagement side engagement device at time to t 4 time is increased, the second brake B 2 is Kakarigokan completion at 4 time Then, the shifting of the automatic transmission unit 20 is completed. Further, in this embodiment, unlike the embodiments of FIG. 12 and FIG.
  • this embodiment is a jump shift so that the total gear ratio T is not changed continuously, so that the target gear ratio is not synchronized with the gear shift of the automatic transmission unit 20.
  • the shift of the differential unit 11 is executed toward T, that is, the engine rotational speed N E after the shift, and the shift response is improved.
  • torque transmitted to the drive wheel 38 in S6 corresponding to the torque down control means 86 is input, for example, an input of the automatic transmission unit 20
  • the torque down control is implemented such that the torque T IN or the output of the automatic transmission unit 20 ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ is reduced.
  • the automatic transmission portion 2 torque increment for example, the output torque T 0 of the torque transmitted to the drive wheels 3 8 with a decrease in the rotational speed of reduction and differential unit 1 1 of the rotating element of the rotational speeds of the rotating elements of 0 Ina-Shuttlek occurs as the UT torque increases.
  • an inertia torque is generated as an increase in torque transmitted to the drive wheels 38 as the engine rotational speed N E decreases during the engine failure.
  • engagement shock may occur due to torque vibration accompanying completion of engagement of the friction engagement device at the time of shifting of the automatic transmission unit 20.
  • the torque corresponding to the inertia torque is offset to some extent at, for example, the input torque T IN of the automatic shift 20 or the output torque ⁇ ⁇ ⁇ (ie, absorbed to some extent Torque reduction control is executed, for example, to reduce the engine torque ⁇ , so that the torque shock caused by the completion of the engagement of the friction engagement device is offset to some extent and the engagement shock is suppressed.
  • the engine torque down control and the motor torque down control using the second motor 2 are executed singly or in combination to reduce the torque transmitted to the drive wheel 38.
  • torque down control is executed- You don't have to, and you don't need this S6.
  • FIG. 13 shows that torque down control is not executed because it is an example of cost down shift. However, at the time of downshift in which torque is transmitted to the drive wheel 38 side, torque down control may be executed to offset the inertia torque as in the embodiment of FIG.
  • the driving wheel is associated with the change of the engine rotation speed N E , the change of the rotation speed of the rotating element of the automatic transmission unit 20, and It shows that torque reduction control is executed so that the torque equivalent to the inertia torque as the torque increase of the torque transmitted to 38 is offset to some extent.
  • FIG. 16 shows that the torque down control is not executed because it is an example of the course-down shift. However, at the time of downshift where torque is transmitted to the drive wheel 38 side, as in the embodiment of FIG. 15, torque dunn control for offsetting the inertia torque may be executed.
  • the control operation by the various control means of the control device 40 is executed in S8 if the shift in the automatic transmission unit 20 is not executed.
  • the routine is terminated.
  • the high wheel lid control means 52 performs differential operation based on the vehicle state. Shifting of part 1 1 is performed.
  • the shift control means 82 controls the speed change mechanism 1 based on whether or not the differential unit 11 is in the stepless shift state. Since the speed change method of 0 is changed, the engine rotation speed N E is changed (by electrical stepless shift operation) by the differential action regardless of the rotation speed of the transmission member 18 constrained to the vehicle speed V.
  • the gear shift control means 82 performs the differential unit 1 1 during the inertia phase associated with the shift of the automatic transmission unit 20.
  • the change in the engine rotational speed NE by a differential operation is suppressed, for example, as a change in Enjin rotation speed N E is kept constant, so to perform the shifting of the differential portion 1 1, the automatic transmission even if the process of shifting part 2 0 and the gear ratio ⁇ of the automatic shifting portion 2 0 was varied, the shift shock in synchronization with the shifting action of the automatic transmission portion 2 0 is suppressed change in the engine speed N E Be suppressed.
  • the transmission mechanism 10 can be functioned as a continuously variable transmission, fuel consumption can be improved.
  • the shift control means 82 is different from the direction of change of the transmission ratio of the automatic transmission unit 20 in the opposite direction so that the engine rotational speed N E is maintained substantially constant. Since the change gear ratio 0 of the moving part 11 is changed, the change of the total change gear ratio T formed based on the change gear ratio 0 of the differential part 11 and the change gear ratio of the automatic transmission part 20 is suppressed The change in engine rotational speed NE is suppressed.
  • the shift control means 82 uses the first electric motor M1 and / or the second electric motor M2 to use the automatic transmission section 2 0 so positively changes the engine rotational speed N E with the gear, Mimms differential portion 1 1 of the continuously variable engine compared to the shifting state rotational speed N E hardly can be varied differential unit 1 1 even variable shifting state, as compared with the case where Enji down speed N E changes with consequences with the shifting of the automatic shifting portion 2 0, more target engine rotation speed variation rate N It can be brought close to E t '.
  • the shift control means 82 uses the first electric motor M1 and / or the second electric motor M2 to use the automatic transmission section 2 since suppress racing of the engine speed N E due to the shift of 0, Him differential portion 1 1 of the continuously variable engine compared to the shifting state rotational speed N E hardly can be varied differential unit 1 1 stage even shifting state, as compared with the case where E down Jin speed N E changes with consequences with the shifting of the automatic shifting portion 2 0, shift shock due to the Ri is top blowing of engine speed N E Occurrence can be suppressed.
  • the shift control means 82 when the automatic transmission unit 20 is shifted, when the differential unit 11 is in the non-step-shifting state, the shift control means 82 is in the stepless shift state Since the engagement pressure of the engagement side engagement device is increased as compared with the case of, the change of the engine rotational speed N E accompanying the shift of the automatic transmission portion 20 can be suppressed. Compared with the shift condition, the inertia during shifting is increased due to the change of the engine rotational speed N E Even during the non-stepless shifting condition of the differential part 11, the engagement during the shift is The torque capacity of the side engagement device is properly obtained.
  • the torque down control means 86 is a torque generated by the rotational speed of the rotating element in the automatic transmission unit 20 which is generated along with the change in speed of the automatic transmission unit 20 or the engine rotational speed.
  • the driving wheels during shifting of the automatic transmission unit 20 Since the torque transmitted to the shaft is reduced, the variable shock is suppressed.
  • the automatic transmission unit 20 is a stepped automatic transmission, and the overall transmission ratio T of the transmission mechanism 10 changes stepwise with the shift of the automatic transmission unit 20. Since the total transmission ratio T can be changed rapidly as compared with the case where it is continuously changed. Therefore, the transmission mechanism 10 can be functioned as a continuously variable transmission to change the drive torque into a sliding force, and also change the overall transmission ratio T in a stepwise manner to quickly drive the torque. It also becomes possible to obtain.
  • Fig. 17 is a skeleton diagram for explaining the construction of a transmission mechanism 70 according to another embodiment of the present invention
  • Fig. 18 is a combination of the gear stages of the transmission mechanism 70 and the engagement of the hydraulic friction engagement device.
  • Fig. 19 is an alignment chart showing the shift operation of the transmission mechanism 70.
  • the speed change mechanism 70 has a differential part 11 including the first electric motor M1, the power distribution mechanism 16 and the second electric motor M2 as in the previous embodiment, and the differential part 11 and its output. It has an automatic transmission unit 7 2 of three forward gears connected in series with a shaft 21 via a transmission member 18.
  • the power distribution mechanism 16 ' is, for example, a single pinion type l ⁇ M gear unit 24 having a predetermined gear ratio / 0 1 of about "0.4 18", a switching clutch C 0 and a switching brake B 0 have.
  • the automatic transmission unit 72 includes, for example, a single pinion type second planetary gear unit 26 having a predetermined gear ratio p2 of about "0.532", and a predetermined gear of "0.418", for example.
  • the second sun gear S2 of the second planetary gear unit 26 and the third sun gear S3 of the third planetary gear unit 28 are integrally connected and selected as the transmission member 18 through the first clutch C2.
  • the second brake CA 2 of the second planetary gear unit 26 and the third planetary gear unit 28 of the third planetary gear unit 28 is connected to the output shaft 2, and the second ring gear R2 is selectively connected to the transmitting member 18 via the first clutch C1. Is selectively connected to the case 12 via the second brake B2.
  • the switching clutch C 0, the first clutch C 1, the second clutch C 2, the switching brake By selectively engaging and operating B 0, the first brake B 1, and the second brake B 2, the first gear (first gear) to the fourth gear (fourth gear) Or reverse gear (reverse gear) or neutral selected
  • the power distribution mechanism 16 is provided with the switching clutch C 0 and the switching brake ⁇ 0, and either the switching clutch C 0 or the switching brake ⁇ 0 is engaged and operated.
  • the differential portion 11 is capable of forming a constant speed change state operating as a transmission having a constant gear ratio, in addition to the continuously variable transmission state operating as a continuously variable transmission described above. Therefore, in the transmission mechanism 70, a geared transmission is formed by the differential unit 11 and the automatic transmission unit 72, which are brought into a constant shift state by engaging either of the switching clutch C 0 and the switching brake ⁇ 0. As a step-up gear shift state that operates as shown in the figure, the differential gear portion 1 1 and the automatic gear shift portion 7 2 that are brought into the continuously variable gear shift state by engaging neither the switching clutch C 0 nor the switching brake ⁇ 0 are engaged. Operates as an electric continuously variable transmission.
  • the transmission mechanism 70 is switched to the geared state by engaging either of the switching clutch C 0 and the switching brake ⁇ 0, and both of the switching clutch C 0 and the switching brake ⁇ 0 It can be switched to the continuously variable transmission state by not engaging and engaging.
  • the gear ratio is changed by engagement of the switching clutch CO, the first clutch C 1 and the second brake B 2.
  • the first gear is established with a maximum value of, for example, “2.80 4”, and gear shifting is achieved by engagement of the switching clutch C 0, the first clutch C 1 and the first brake B 1
  • a second gear stage is established in which the ratio 2 is smaller than the first gear stage, for example, about “1. 5 3 1”, and the switching clutch CO, the first clutch C 1 and the second clutch C 2 are established.
  • the third gear is established by setting the gear ratio 3 to a value smaller than that of the second gear, for example, “1. 0 0 0”.
  • the first clutch C 1, the second clutch C 2 and the engagement of the switching brake B 0, the gear ratio 4 is a value smaller than that of the third gear position, for example, about "0.75". Fourth gear is found, it is established. Further, due to the engagement of the second clutch C2 and the second brake B2, the transmission ratio R is a value between the first gear and the second gear, for example, about "2.393". The reverse gear is established. In addition, when setting it as a neutral "N" state, the example ' For example, only the switching clutch C0 is engaged.
  • the transmission mechanism 70 functions as a continuously variable transmission
  • both the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 in the engagement table shown in FIG. 18 are released.
  • the differential section 11 functions as a continuously variable transmission
  • the series automatic transmission section 72 functions as a stepped transmission, whereby the first speed and the second speed of the automatic transmission section 72 can be obtained.
  • the rotational speed input to the automatic transmission 72 of the third gear that is, the rotational speed of the transmission member 18 is changed steplessly, and each gear step has a stepless gear ratio width Is obtained. Therefore, the gear ratio can be continuously changed continuously between the respective gear stages, and the total gear ratio r T as the entire transmission mechanism 70 can be continuously obtained.
  • Figure 19 shows a speed changer consisting of a differential unit 11 functioning as a continuously variable transmission unit or a first transmission unit, and an automatic transmission unit 72 functioning as a transmission unit (stepped transmission unit) or a second transmission unit.
  • the alignment chart which can represent on a straight line the relative relationship of the rotational speed of each rotation element from which a connection state differs for every gear stage is shown.
  • the four vertical lines Y4, Y5, Y6 and Y7 of the automatic transmission 72 shown in FIG. 19 correspond to the fourth rotation element (fourth element) RE 4 in order from the left and correspond to each other.
  • Corresponding and mutually connected second carrier CA 2 and third ring gear R 3 are respectively represented by the second ring gear R 2 corresponding to the seventh rotating element (seventh element) RE 7.
  • the fourth rotating element RE 4 is selectively coupled to the transmission member 18 via the second clutch C 2 and selectively to the case 12 via the first brake B 1
  • the fifth rotation element RE 5 is selectively connected to the case 12 via the second brake B 2
  • the sixth rotation element RE 6 is connected to the output shaft 22 of the automatic transmission 72.
  • the seventh rotation element RE 7 is selectively coupled to the transmission member 18 via the first clutch C 1.
  • the first clutch C 1 and the second brake B 2 are engaged to indicate the rotational speed of the seventh rotating element RE 7 (R 2).
  • a diagonal straight line L1 passing through the intersection of the vertical line Y5 and the horizontal line X1 and the output axis The rotational speed of the first speed output shaft 22 is indicated by the point of intersection of 2 and the vertical line Y 6 indicating the rotational speed of the sixth rotating element RE 6 (CA 2, R 3).
  • a horizontal straight line L 3 determined by engagement of the first clutch C 1 and the second clutch C 2 and the output shaft 2
  • the rotational speed of the third speed output shaft 22 is indicated by the point of intersection with the vertical line Y 6 indicating the rotational speed of the sixth rotational element RE 6 connected with 2.
  • the automatic transmission unit 7 functioning as the continuously variable transmission unit or the differential unit 11 functioning as the first transmission unit, and the transmission unit (stepped transmission unit) or the second transmission unit 7
  • the second embodiment has the same effect as that of the previous embodiment.
  • Figure 20 shows the power distribution mechanism 16's differential state (non-locking state) and non-differential state (locking state) by manual operation.
  • This is an example of a seesaw type switch 4 4 (hereinafter referred to as a switch 4 4) as a shift state manual selection device for selecting a switch, and the vehicle 'can be manually operated by the user. It is prepared for.
  • the switch 44 enables the user to select the vehicle traveling in the desired gear shift state, and the stepless shift traveling command button or the switchless step switch 14 corresponding to the continuously variable shift traveling is displayed.
  • each step is continuously variable-speed running, ie, the transmission mechanism 10 is an electric stepless transmission It is possible to select whether to be in the continuously variable transmission state which can be operated or in the step-variable transmission state in which the step-change transmission can be operated, that is, the transmission mechanism 10 can be operated as a step-variable transmission.
  • the automatic switching control operation of the shift state of the transmission mechanism 10 based on the change of the vehicle state has been described based on, for example, the relationship diagram of FIG.
  • the switching control means 50 gives priority to the speed change mechanism 10 according to the selection operation of the step 4 shift state or the step shift state of the switch 4 4. Switch to the state. For example, if it is desired that the user drive the vehicle to obtain the fuel efficiency improvement effect by filling the continuously variable transmission, the user selects the transmission mechanism 10 by manual operation so as to be in the continuously variable transmission state. Also, if it is desired for the filling improvement by the change of the rhythmic engine rotational speed accompanying the gear shift of the stepped transmission, the user selects it by manual operation so that the gear shift mechanism 10 is brought into the stepped gear shift state.
  • the switch 4 4 is in the differential state of the power distribution mechanism 16 by manual operation, that is, based on the continuously variable transmission state of the transmission 10 being selected, the power distribution mechanism 16 is in the differential state That is, the differential part 1 1 is stepless It is determined whether or not the vehicle is in the fast state.
  • the speed change mechanism 10, 70 of the above embodiment makes the differential state in which the differential portion 1 1 (power distribution mechanism 1 6) can operate as an electric continuously variable transmission and deactivate it.
  • the non-differential state locked state
  • the switching between the stepless shift state and the stepped shift state is a differential unit 1 1 Is performed by switching between the differential state and the non-differential state.
  • the gear ratio of the differential portion 11 is continuously set. It can be made to function as a stepped transmission by changing it stepwise rather than.
  • the differential state / non-differential state of the differential unit 11 and the continuously variable transmission state / stepped transmission state of the transmission mechanism 10 or 70 do not necessarily have a one-to-one relationship. Therefore, the differential part 1 1 does not necessarily have to be configured to be switchable between the continuously variable transmission state and the stepped transmission state.
  • the transmission mechanism 1 0, 7 0 (differential part 1 1, power distribution mechanism 1 6)
  • the present invention can be applied if the switch is configured to be switchable between the differential state and the non-differential state.
  • the differential state determination means 80 (step S 2 in FIG. 11) is a switch diagram shown in FIG. 6, for example, whether the power distribution mechanism 16 is in the differential state or not. On the basis of the vehicle state, but it is determined whether the speed change mechanism 10 by the switching control means 50 is in the step control region or in the stepless control region. It may be determined whether the power distribution mechanism 16 is in a differential state or not based on
  • the first carrier CA 1 is an engine '
  • the first sun gear S 1 is connected to the first electric motor M 1 and the first ring gear R 1 is connected to the transmission member 18.
  • their connection relationship is not limited to that Alternatively, the engine 8, the first electric motor M1, and the transmission member 18 may be connected to any one of the three elements CA1, S1, R1 of the first planetary gear device 24.
  • the engine 8 is directly connected to the input shaft 14.
  • the engine 8 may be operatively connected via, for example, a gear, a belt or the like, and is disposed on a common shaft center.
  • a gear for example, a gear, a belt or the like
  • the first motor M1 and the second motor M2 are disposed concentrically with the input shaft 14 and the first motor Ml is connected to the first sun gear S1 and the second motor M2 is connected. Is connected to the transmission member 18, but it does not have to be arranged as such.
  • the first electric motor M1 is operatively connected to the first sun gear S1 via a gear, a belt, etc.
  • the motor M 2 may be connected to the transmission member 18.
  • the power distribution mechanism 16 described above was equipped with the switching clutch C 0 and the switching brake B 0, both the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 are not necessarily equipped with ⁇ .
  • the switching clutch CO selectively couples the sun gear S 1 and the carrier CA 1, the switching clutch CO is between the sun gear S 1 and the ring gear R 1 or between the carrier CA 1 and the ring gear R 1. It is possible to connect selectively. In short, any two of the three elements of the first planetary gear set 24 may be connected to each other.
  • the switching clutch C 0 is engaged when the neutral state is "N", but it is not necessary to be engaged.
  • the hydraulic friction engagement devices such as the switching clutch C 0 and the switching brake B 0 are magnetic powder type electromagnetic clutches such as powder (magnetic powder) clutches, electromagnetic clutches, dog clutches and the like.
  • the second electric motor M 2 may be connected to the transmission member 18 in the above-mentioned embodiment, but may be connected to the output shaft 22. On the rotating members in the automatic transmission unit 20, 72 It may be linked.
  • the automatic transmission unit 2 0. 7 2 is provided in the power transmission path between the drive wheel 18 and the transmission member 18 which is the output member of the differential unit 11, ie, the power distribution mechanism 16.
  • a continuously variable transmission which is a type of automatic transmission, and a normally coupled parallel biaxial type well-known as a manual transmission, but with a select cylinder and a shift cylinder
  • Other types of power transmission devices are provided, such as automatic transmissions whose gear can be switched automatically, and synchronized manual transmissions whose gear can be switched manually. May be In the case of the continuously variable transmission (C V T), the power distribution mechanism 16 is brought into a geared shift state as a whole by being brought into a constant shift state.
  • a geared state is to transmit power exclusively through a mechanical transmission path without using an electrical path.
  • a plurality of fixed gear ratios are stored in advance so as to correspond to the gear position in the stepped transmission, and the automatic transmission unit 20 using the plurality of fixed gear ratios. , 72 may be performed.
  • the automatic transmission units 20 and 72 are connected in series with the differential unit 11 via the transmission member 18.
  • a counter shaft is provided in parallel with the input shaft 14.
  • the automatic transmission units 20 and 72 may be disposed concentrically on the countershaft.
  • the differential unit 11 and the automatic transmission units 20 and 72 may be, for example, a pair of transmission members such as a pair of counter-rotating gears as the transmission member 18, a sprocket, and a chain. It is connected so that power transmission is possible.
  • the power distribution mechanism 16 as a differential mechanism of the above-mentioned embodiment, for example, a pinon rotationally driven by an engine, and a pair of bevel gears that fit in the pinon are the first motor M 1 and the second motor It may be a differential gear operatively connected to the motor M2.
  • the power distribution mechanism 16 of the above-described embodiment is composed of one set of planetary gear devices, it is composed of two or more planetary gear devices, and in the non-differential state (constant speed change state) It may function as a transmission with more than a gear.
  • the switching device 90 of the above-described embodiment is provided with the shift lever 92 that is operated to select a plurality of shift positions
  • the shift lever 92 is not Alternatively, for example, a switch capable of selecting a plurality of shift positions such as a push button type switch slide type switch, or a plurality of shift positions can be switched in response to the driver's voice regardless of manual operation. It may be a device or the like that can switch between multiple types of shift positions by operation of the device or foot.
  • the shift range is set by operating shift lever 92 to the “M” position, but the shift speed is set, that is, the highest speed shift speed of each shift range is set as the shift speed. It may be done.
  • the shift position is switched and the shift is performed.
  • the shift lever 92 is manually operated to the upshift position "ten" or the downshift position "one" in the "M" position, the first to fourth gears are selected in the automatic transmission unit 20.
  • One of the steps is set according to the operation of shift lever 92.
  • the switch 4 4 in the above-mentioned embodiment is a seesaw type switch, for example, a push button type switch, two push button type switches, levers which can hold a state of selective pressing only can be used. It is only required to be a switch that can switch between at least continuously variable transmission (differential state) such as a one-piece switch and a slide type switch (differential state) and stepped variable speed travel (non-differential state). Also, when the neutral position is provided to the switch 44, it is changed to the neutral position, and a switch is provided separately from the switch 4 so that the selection state of the switch 4 4 can be enabled or disabled.
  • a switch is provided separately from the switch 4 so that the selection state of the switch 4 4 can be enabled or disabled.
  • At least continuously variable transmission (differential state) and stepped transmission (non-differential state) are selected in response to the driver's voice regardless of manual operation. It may be a device that can be switched in one place or a device that can be switched by the operation of a foot.
  • the above description is merely an embodiment, and the present invention can be implemented in variously modified and / or improved modes based on the knowledge of those skilled in the art.

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Abstract

　差動機構とその差動機構に設けられた電動機とを備える車両用駆動装置において、駆動装置を小型化できたり、或いはまた燃費が向上させられると共に、変速ショックの発生が抑制される制御装置を提供する。切換クラッチＣ０或いは切換ブレーキＢ０を備えることで、変速機構１０が無段変速状態と有段変速状態とに切り換えられて、電気的に変速比が変更させられる変速機の燃費改善効果と機械的に動力を伝達する歯車式伝動装置の高い伝達効率との両長所を兼ね備えた駆動装置が得られる。また、自動変速部２０の変速の際には、伝達部材１８の回転速度に拘わらず差動作用によってエンジン回転速度ＮＥが変化させられ得る差動部１１の無段変速状態と、無段変速状態に比較してエンジン回転速度ＮＥが変化させられ難い非無段変速状態とに応じて、変速制御手段８２により変速機構１０の変速方法が変更されるので、変速ショックの発生が抑制され得る。

Description

明 細 書 車両用駆動装置の制御装置 技術分野
本発明は、 差動作用が作動可能な差動機構と電動機とを備える車両用駆動装 置に係り、 特に、 電動機などを小型化する技術に関するものである。 背景技術
エンジンの出力を第 1電動機および出力軸へ分配する差動機構と、 その差動機 構の出力軸と駆動輪との間に設けられた第 2電動機とを、 備えた車両用駆動装置 が知られている。 例えば、 特許文献 1に記載されたハイブリツド車両用駆動装置 がそれである。 このようなハイブリツド車両用駆動装置では差動機構が例えば遊 星歯車装置で構成され、 その差動作用によりエンジンからの動力の主部を駆動輪 へ機械的に伝達し、 そのエンジンからの動力の残部を第 1電動機から第 2電動機 への電気パスを用いて電気的に伝達することにより変速比が連続的に変更される 変速機として機能させられ、 例えば電気的な無段変速機として機能させられ、 ェ ンジンを最適な作動状態に維持しつつ車両を走行させるように制御装置により制 御されて燃費が向上させられる。
[特許文献 1 ] 特開 2 0 0 3— 3 0 1 7 3 1号公報
一般に、 無段変速機は車両の燃費を良くする装置として知られている一方、 有 段式自動変速機のような歯車式伝動装置は伝達効率が良い装置として知られてい る。 し力、し、 それ等の長所を兼ね備えた動力伝達機構は未だ存在しなかった。 例 えば、 上記特許文献 1に示すようなハイプリッ ド車両用駆動装置では、 第 1電動 機から第 2電動機への電気工ネルギの電気パスすなわち車雨の駆動力の一部を電 気エネルギで伝送する伝送路を含むため、 エンジンの高出力化に伴ってその第 1 電動機を大型化させねばならないとともに、 その第 1電動機から出力される電気 エネルギにより駆動される第 2電動機も大型化させねばならないので、 駆動装置 が大きくなるという問題があった。 或いは、 エンジンの出力の一部が一旦電気工 ネルギに変換されて駆動輪に伝達されるので、 高速走行などのような車両の走行 条件によつてはかえつて燃費が悪化する可能性があつた。 上記動力分配機構が電 気的に変速比が変更される変速機例えば電気的 C V Tと称されるような無段変速 機として使用される場合も、 同様の課題があった。
また、 上記特許文献 1のハイブリツド車両用駆動装置において、 高駆動トルク が要求された場合に対する第 1電動機の必要容量を小さくすることを目的として 、 差動機構 （電気的な無段変速機） の出力部材と駆動輪との間の動力伝達経路に 変速機が備えられるものも良く知られている。 このような車両用駆動装置では、 電気的な無段変速機と変速機との 2つの変速機構を介して駆動力源の出力を駆動 輪へ伝達すると共に、 それらの変速機構の各変速比に基づいてその駆動装置の総 合変速比が形成される。
このとき、 変速機の変速が実行されると、 電気的な無段変速機が単独で備えら れる場合と異なり、 その変速前後では駆動装置全体として無段変速機として機能 させられない可能性があった。 このため、 変速ショックが発生したり、 エンジン を最適な作動状態に維持できず燃費が悪化する可能性があった。 前述したハイブ リッ ド車両用駆動装置の課題を解決できるような車両用駆動装置において差動機 構の出力部材と駆動輪との間の動力伝達経路に変速機が備えられる場合にも、 同 様に、 変速ショックが発生したり、 エンジンを最適な作動状態に維持できず燃費 が悪化する可能性があつた。
本発明は、 以上の事情を背景として為されたものであり、 その目的とするとこ ろは、 エンジンの出力を第 1電動機および出力軸へ分配する差動作用が作動可能 な差動機構とその差動機構から駆動輪への動力伝達経路に設けられた電動機とを 備える車両用駆動装置において、 その駆動装置を小型化できたり、 或いはまた燃 費が向上させられると共に、 変速ショックの発生が抑制される制御装置を提供す ることにある。 発明の開示 すなわち、 請求項 1にかかる発明の要旨とするところは、 （a) エンジンの出力 を第 1電動機および伝達部材へ分配する差動機構とその伝達部材から駆動輪への 動力伝達経路に設けられた第 1電動機とを有して電気的な無段変速機として作動 可能な無段変速部と、 前記動力伝達経路の一部を構成する変速部とで構成される 変速機構を備えた車両用駆動装置の制御装置であって、 （b) 前記差動機構に備え られ、 前記無段変速部を電気的な無段変速作動可能な無段変速状態と前記無段変 速部を電気的な無段変速作動をしない非無段変速状態とに選択的に切り換えるた めの差動状態切換装置と、 （c) 前記変速部の変速の際には、 前記無段変速部が前 記無段変速状態か否かに基づいて、 前記変速機構の変速方法を変更する変速制御 手段とを、 含むことにある。
このようにすれば、 差動状態切換装置により車両の駆動装置内の無段変速部が 、 電気的な無段変速作動可能な無段変速状態とその電気的な無段変速作動をしな い非無段変速状態例えば有段変速状態とに選択的に切り換えられることから、 電 気的に変速比が変更させられる変速機の燃費改善効果と機械的に動力を伝達する 歯車式伝動装置の高い伝達効率との両長所を兼ね備えた駆動装置が得られる。 例 えば、 車両の低中速走行および低中出力走行となるようなェンジンの常用出力域 では、 上記無段変速部が無段変速状態とされて車両の燃費性能が確保されるが、 高速走行では無段変速部が非無段変速状態とされ専ら機械的な動力伝達経路でェ ンジンの出力が駆動輪へ伝達されて電気的に変速比が変更させられる変速機とし て作動させる場合に発生する動力と電気工ネルギとの間の変換損失が抑制される ので、 燃費が向上させられる。 また例えば、 高出力走行において上記無段変速部 を非無段変速状態とすると、 電気的に変速比が変更させられる変速機として作動 させる領域が車両の低中速走行および低中出力走行となつて、 電動機が発生すベ き電気的エネルギ換言すれば電動機が伝える電気的エネルギの最大値を小さくで きてその電動機或いはそれを含む車両の駆動装置が一層/ J、型化される。
また、 前記無段変速状態と前記非無段変速状態とに切換え可能に構成される無 段変速部を備えた上記車両用駆動装置において、 前記変速部の変速の際には、 前 記無段変速部が前記無段変速状態力、否かに基づいて、 変速制御手段により前記変 速機構の変速方法が変更されるので、 車速に拘束される伝達部材の回転速度に拘 わらず電気的な無段変速作動によつてェンジン回転速度が変化させられ得る無段 変速部の無段変速状態と、 その無段変速状態に比較してェンジン回転速度が変化 させられ難い無段変速部の非無段変速状態とに応じて、 変速部の変速に伴ぅェン ジン回転速度の変化を制御され得て、 変速ショックの発生が抑制され得る。 ここで、 請求項 2にかかる発明では、 前記変速制御手段は、 前記無段変速部が 前記無段変速状態のときには、 前記変速部の変速に伴うイナ一シャ相中に、 その 無段変速部の電気的な無段変速作動によってェンジン回転速度の変化が抑制され るようにその無段変速部の変速を実行するものである。 このようにすれば、 変速 部の変速に際して変速部の変速比が変化させられたとしても、 変速部の変速に同 期してエンジン回転速度の変化が抑制されて変速ショックが抑制される。 また、 変速機構が無段変速機として機能させられることが可能となるので、 燃費が向上 させられる。
また、 請求項 3にかかる発明では、 前記変速制御手段は、 エンジン回転速度の 変化が抑制されるように、 前記変速部の変速比の変化方向とは反対方向へ前記無 段変速部の変速比を変化させるものである。 このようにすれば、 無段変速部の変 速比と変速部の変速比とに基づしヽて形成される総合変速比の変化が抑制され得て ェンジン回転速度の変化が抑制される。
また、 請求項 4にかかる発明では、 前記変速制御手段は、 前記無段変速部が前 記非無段変速状態のときには、 前記第 1電動機および/または前記第 1電動機を 用いて前記変速部の変速に伴いエンジン回転速度を積極的に変化させるものであ る。 このようにすれば、 無段変速部の無段変速状態に比較してエンジン回転速度 が変化させられ難い無段変速部の非無段変速状態であつても、 変速部の変速に伴 つて成り行きでエンジン回転速度が変化する場合に比較して、 より目標のェンジ ン回転速度の変化率に近づけられ得る。 その目標のエンジン回転速度の変化率は 、 例えばフィ一リングが良いとされるェンジン回転速度の変化率が大きくなる速 やかな変速応答性と、 変速ショックが抑制し易いとされるエンジン回転速度の変 ィ匕率が小さくなる緩やかな変速応答性とが両立するようなエンジン回転速度の変 化率である。
また、請求項 5にかかる発明では、 前記変速制御手段は、前記無段変速部が前 記非無段変速状態のときには、前記第 1電動機および/または前記第 2電動機を 用いて前記変速部の変速に伴うエンジン回転速度の吹き上がりを抑制するもので ある。 このようにすれば、無段変速部の無段変速状態に比較してエンジン回転速 度が変化させられ難い無段変速部の非無段変速状態であつても、変速部の変速に 伴って成り行きでェンジン回転速度が変化する場合に比較して、 ェンジン回転速 度の吹き上がりに伴う変速ショックの発生が抑制され得る。
また、請求項 6にかかる発明では、 前記変速部は、係合装置の解放と係合とに より変速比が自動的に切り換えられる自動変速機であり、前記変速制御手段は、 前記変速部の変速に際して、 前記無段変速部が前記非無段変速状態のときには、 その無段変速部が前記無段変速状態のときに比較して、係合側の前記係合装置の 係合圧を高くするものである。 このようにすれば、前記変速部の変速に伴うェン ジン回転速度の変化が抑制され得る無段変速部の無段変速状態に比較して、 ェン ジン回転速度の変化を伴うために変速中のィナ一シャが増加する無段変速部の非 無段変速状態であっても、 その変速中の係合側の係合装置のトルク容量が適切に 得られる。
また、請求項 7にかかる発明の要旨とするところは、 （a) エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する差動機構とその伝達部材から駆動輪への動力 伝達経路に設けられた第 2電動機とを有する差動部と、前記動力伝達経路の一部 を構成する変速部とで構成される変速機構を備えた車両用駆動装置の制御装置で あって、 （b) 前記差動機構に備えられ、 前記差動部を差動作用が働く差動状態と その差動作用をしなし、非差動状態とに選択的に切り換えるための差動状態切換装 置と、 （c) 前記変速部の変速の際には、前記差動部が前記差動状態か否かに基づ いて、 前記変速機構の変速方法を変更する変速制御手段とを、 含むことにある。 このようにすれば、差動状態切換装置により差動作用が作動可能な差動状態と その差動作用が作動されない非差動状態例えば口ック状態とに差動部が選択的に 切り換えられることから、電気的に変速比が変更させられる変速機の燃費改善幼 果と機械的に動力を伝達する歯車式伝動装置の高い伝達効率との両長所を兼ね備 えた駆動装置が得られる。 例えば、 車両の低中速走行および低中出力走行となる ようなェンジンの常用出力域では、 上記差動部が差動状態とされて車両の'燃費性 能が確保されるが、 高速走行ではその差動部が非差動状態とされ専ら機械的な動 力伝達経路でェンジンの出力が駆動輪へ伝達されて電気的に変速比が変更させら れる変速機として作動させる場合に発生する動力と電気工ネルギとの間の変換損 失が抑制されるので、 燃費が向上させられる。 また例えば、 高出力走行において 上記差動部を非差動状態とすると、 電気的に変速比が変更させられる変速機とし て作動させる領域が車両の低中速走行および低中出力走行となって、 電動機が発 生すべき電気的エネルギ換言すれば電動機が伝える電気的エネルギの最大値を小 さくできてその電動機或いはそれを含む車両の駆動装置が一層小型化される。 また、 前記差動状態と前記非差動状態とに切換え可能に構成される差動部を備 えた上記車両用駆動装置において、 前記変速部の変速の際には、 前記差動部が前 記差動状態か否かに基づいて、 変速制御手段により前記変速機構の変速方法が変 更されるので、 車速に拘束される伝達部材の回転速度に拘わらず差動作用によつ てェンジン回転速度が変化させられ得る差動部の差動状態と、 その差動状態に比 較してェンジン回転速度が変化させられ難し、差動部の非差動状態とに応じて、 変 速部の変速に伴うエンジン回転速度の変化を制御され得て、 変速ショックの発生 が抑制され得る。
また、 請求項 8にかかる発明では、 前記変速制御手段は、 前記差動部が前記差 動状態のときには、 前記変速部の変速に伴うイナ一シャ相中に、 その差動部の差 動作用によってエンジン回転速度の変化が抑制されるようにその差動部の変速を 実行するものである。 このようにすれば、 変速部の変速に際して変速部の変速比 が変化させられたとしても、 変速部の変速に同期してエンジン回転速度の変化が 抑制されて変速ショックが抑制される。 また、 変速機構が電気的に変速比が変更 させられる変速機として機能させられることが可能となるので、 燃費が向上させ られる。
また、 請求項 9にかかる発明では、 前記変速制御手段は、 エンジン回転速度の' 変化が抑制されるように、前記変速部の変速比の変化方向とは反対方向へ前記差 動部の変速比を変化させるものである。 このようにすれば、差動部の変速比と変 速部の変速比とに基づいて形成される総合変速比の変化が抑制され得てェンジン 回転速度の変化が抑制される。
また、請求項 1 0にかかる発明では、前記変速制御手段は、 前記差動部が前記 差動状態のときには、前記第 1電動機および/または前記第 2電動機を用いて前 記変速部の変速に伴いエンジン回転速度を積極 0勺に変化させるものである。 この ようにすれば、 差動部の差動状態に比較してェンジン回転速度が変化させられ難 い差動部の非差動状態であつても、 変速部の変速に伴つて成り行きでェンジン回 転速度が変化する場合に比較して、 より目標のエンジン回転速度の変化率に近づ けられ得る。 その目標のエンジン回転速度の変化率は、例えばフィーリングが良 いとされるエンジン回転速度の変化率が大きくなる速やかな変速応答性と、 変速 ショックが抑制し易いとされるエンジン回転速度の変化率が小さくなる緩やかな 変速応答性とが両立するようなエンジン回転速度の変化率である。
また、請求項 1 1にかかる発明では、前記変速制御手段は、前記差動部が前記 非差動状態のときには、前記第 1電動機および/または前記第 2電動機を用いて 前記変速部の変速に伴うェンジン回転速度の吹き上がりを抑制するものである。 このようにすれば、差動部の差動状態に比較してェンジン回転速度が変化させら れ難い差動部の非差動状態であつても、 変速部の変速に伴つて成り行きでェンジ ン回転速度が変化する場合に比較して、 エンジン回転速度の吹き上がりに伴う変 速ショックの発生が抑制され得る。
また、請求項 1 2にかかる発明では、 前記変速部は、 係合装置の解放と係合と により変速比が自動的に切り換えられる自動変速機であり、前記変速制御手段は 、前記変速部の変速に際して、前記差動部が前記非差動状態のときには、 その差 動部が前記差動状態のときに比較して、 係合側の前記係合装置の係合圧を高くす るものである。 このようにすれば、 前記変速部の変速に伴うエンジン回転速度の 変化が抑制され得る差動部の差動状態に比較して、 ェンジン回転速度の変化を伴 うために変速中のィナーシャ'が増加する差動部の非差動状態であつても、 その変 速中の係合側の係合装置のトルク容量が適切に得られる。
また、 請求項 1 3にかかる発明では、 前記駆動輪へ伝達されるトルクを低減す るトルクダウン制御手段を備え、 そのトルクダウン制御手段は、 前記変速部の変 速の際に前記駆動輪へ伝達されるトルクを低減するものである。 このようにすれ ば、 変速部の変速に伴って発生する変速部内の回転要素の回転速度変化によるィ ナーシャトルクゃ無段変速部内の回転要素の回転速度変化によるイナーシャトル クに相当するトルク分を相殺するように、 トルクダウン制御手段により駆動輪へ 伝達されるトルクが低減されるので、 変速ショックが抑制される。 例えば、 トル クダウン制御手段は、 駆動輪へ伝達されるトルクの低減をエンジントルクの低減 や第 2電動機によるトルクダウン制御によって実行する。
また、 請求項 1 4にかかる発明では、 前記変速部は、 有段の自動変速機である 。 このようにすれば、 無段変速部の変速比と変速部の変速比とに基づいて形成さ れる総合変速比が、 変速部の変速に伴って段階的に変化させられ得るので、 総合 変速比が連続的に変化させられることに比較して速やかに変化させられ得る。 よ つて、 変速機構が無段変速機として機能させられて滑らかに駆動トルクを変化さ せることが可能であると共に、 段階的に変速比を変化させて速やかに駆動トルク を得ることも可能となる。
ここで、 好適には、 前記無段変速部は、 前記差動状態切換装置により前記差動 機構が差動作用が働く差動状態とされることで電気的な無段変速作動可能な無段 変速状態とされ、 その差動作用をしない非差動状態例えば口ック状態とされるこ とで電気的な無段変速作動をしない非無段変速状態例えば有段変速状態とされる ものである。 このようにすれば、 無段変速部が、 無段変速状態と非無段変速状態 とに切り換えられる。
また、 好適には、 前記差動部は、 前記差動状態切換装置により前記差動機構が 差動作用が働く差動状態とされることでその差動状態とされ、 その差動作用をし なし、非差動状態例えばロック状態とされることでその非差動状態とされるもので ある。 このようにすれば、 差動部が、 差動状態と非差動状態とに切り換えられる また、 好適には、 前記差動機構は、 前記エンジンに連結された第 1要素と前記 第 1電動機に連結された第 2要素と前記伝達部材に連結された第 3要素とを有す るものであり、 前記差動状態切換装置は、 前記差動状態とするためにその第 1要 素乃至第 3要素を相互に相対回転可能とし、 前記非差動状態例えばロック状態と するためにその第 1要素乃至第 3要素を共に一体回転させるか或いはその第 2要 素を非回転状態とするものである。 このようにすれば、 差動機構が差動状態と非 差動状態とに切り換えられるように構成される。
また、 好適には、 前記差動状態切換装置は、 前記第 1要素乃至第 3要素を共に 一体回転させるために前記第 1要素乃至第 3要素のうちの少なくとも 2つを相互 に連結するクラッチおよび/または前記第 1要素を非回転状態とするために前記 第 2要素を非回転部材に連結するブレーキを備えたものである。 このようにすれ ば、 差動機構が差動状態と非差動状態とに簡単に切り換えられるように構成され る。 '
また、 好適には、前記差動機構は、 前記クラッチおよび前記ブレーキの解放に より前記第 1回転要素乃至第 3回転要素を相互に相対回転可能な差動状態とされ て電気的な差動装置とされ、 前記クラッチの係合により変速比が 1である変速機 とされるか、 或いは前記ブレーキの係合により変速比が 1より小さい増速変速機 とされるものである。 このようにすれば、 差動機構が差動状態と非差動状態とに 切り換えられるように構成されると共に、 単段または複数段の定変速比を有する 変速機としても構成され得る。
また、 好適には、 前記差動機構動は遊星歯車装置であり、 前記第 1要素はその 遊星歯車装置のキャリャであり、 前記第 2要素はその遊星歯車装置のサンギヤで あり、 前記第 3要素はその遊星歯車装置のリングギヤである。 このようにすれば 、 前記差動機構の軸方向寸法が小さくなる。 また、 差動機構が 1つの遊星歯車装 置によつて簡単に構成され得る。
また、 好適には、 前記遊星歯車装置はシングルピニオン型遊星歯車装置である 。 このようにすれば、 前記差動機構の軸方向寸法が小さくなる。 また、 差動機構 が 1つのシングルピニオン型遊星歯車装置によって簡単に構成される。 · また、好適には、前記無段変速部の変速比と前記変速部の変速比とに基づいて 前記変速機構の総合変速比が形成されるものである。 このようにすれば、 変速部 の変速比を利用することによつて駆動力が幅広く得られるようになるので、無段 変速部における無段変速制御の効率が一層高められる。
また、好適には、前記差動部の変速比と前記変速部の変速比とに基づいて前記 変速機構の総合変速比が形成されるものである。 このようにすれば、 変速部の変 速比を利用することによって駆動力が幅広く得られるようになる。
また、無段変速部の無段変速状態において、無段変速部と変速部とで無段変速 機が構成され、 無段変速部の非無段変速状態において、 無段変速部と変速部とで 有段変速機が構成され得る。 図面の簡単な説明
図 1は、本発明の一実施例であるハイプリッド車両の駆動装置の構成を説明す る骨子図である。
図 2は、 図 1の実施例のハイブリッド車両の駆動装置が無段或いは有段変速作 動させられる場合における変速作動とそれに用いられる油圧式摩擦係合装置の作 動の組み合わせとの関係を説明する作動図表である。
図 3は、 図 1の実施例のハイブリッド車両の駆動装置が有段変速作動させられ る場合における各ギヤ段の相対的回転速度を説明する共線図である。
図 4は、 図 1の実施例の駆動装置に設けられた電子制御装置の入出力信号を説 明する図である。
図 5は、 図 4の電子制御装置の制御作動の要部を説明する機能プロック線図で ある。
図 6は、 車速と出力トルクとをパラメータとする同じ二次元座標に構成された 、 自動変速部の変速判断の基となる予め記憶された変速線図の一例と、変速機構 の変速状態の切換判断の基となる予め記憶された切換線図の一例と、 エンジン走 行とモータ走行とを切り換えるためのェンジン走行領域とモー夕走行領域との境 界線を有する予め記憶された'駆動力源切換線図の一例とを示す図であつて、 それ ぞれの関係を示す図でもある。
図 7は、燃費マップの一例であって、 その破線はエンジン 8の最適燃費率曲線 である。 また、無段変速機でのエンジン作動 （破線） と有段変速機でのエンジン 作動 （一点鎖線） の違いを説明する図でもある。
図 8は、 無段制御領域と有段制御領域との境界線を有する予め記憶された関係 を示す図であって、 図 6の破線に示す無段制御領域と有段制御領域との境界をマ ップ化するための概念図でもある。
図 9は、有段式変速機におけるアップシフトに伴うエンジン回転速度の変化の 一例である。
図 1 0は、 シフトレバ一を備えた複数種類のシフトポジションを選択するため に操作されるシフ卜操作装置の一例である。
図 1 1は、 図 5の電子制御装置の制御作動すなわち自動変速部の変速の際の変 速機構の変速制御作動を説明するフローチャートである。
図 1 2は、 図 1 1のフローチャートに示す制御作動を説明するタイムチャート であり、差動部の無段変速状態において自動変速部の 2速— 3速アップシフ卜が 実行された場合での制御作動を示している。
図 1 3は、 図 1 1のフローチャートに示す制御作動を説明するタイムチャート であり、 差動部の無段変速状態において自動変速部の 3速— 2速コーストダウン シフトが実行された場合での制御作動を示している。
図 1 4は、 差動部の無段変速状態において自動変速部の 3速→ 2速パワーォン ダウンシフ卜が飛び変速となるように実行された場合での制御作動を示している 図 1 5は、 図 1 1のフローチャートに示す制御作動を説明するタイムチャート であり、 差動部のロック状態 （有段変速状態） において自動変速部の 2速 ~ 3速 アップシフトが実行された場合での制御作動を示している。
図 1 6は、 図 1 1のフローチャートに示す制御作動を説明するタイムチヤ一卜 であり、 差動部のロック状態 （有段変速状態） において自動変速部の 3速— 2速 コース卜ダウンシフ卜が実行された場合での制御作動を示している。 ' 図 1 7は、本発明の他の実施例におけるハイブリツド車両の駆動装置の構成を 説明する骨子図であって、 図 1に相当する図である。
図 1 8は、 図 1 7の実施例のハイブリツド車両の駆動装置が無段或いは有段変 速作動させられる場合における変速作動とそれに用いられる油圧式摩擦係合装置 の作動の組み合わせとの関係を説明する作動図表であって、 図 2に相当する図で ある。
図 1 9は、 図 1 7の実施例のハイブリツド車両の駆動装置が有段変速作動させ られる場合における各ギヤ段の相対的回転速度を説明する共線図であって、 図 3 に相当する図である。
図 2 0は、切換装置としてのシーソー型スィツチであって変速状態を選択する ためにユーザによつて操作される変速状態手動選択装置の一例である。
符号の説明
8 ：エンジン
1 0、 7 0 :変速機構 （駆動装置）
1 1 :差動部（無段変速部）
1 6 ：動力分配機構（差動機構）
1 8 ：伝達部材
2 0、 7 2 ：自動変速部 （変速部）
3 8 ：駆動輪
4 0 ：電子制御装置（制御装置）
8 2 ：変速制御手段
8 6 ： トルクダウン制御手段
M 1 ：第 1電動機
M 2 ：第 2電動機
C 0 ：切換クラッチ （差動状態切換装置）
B 0 ：切換ブレーキ （差動状態切換装置） 発明を実施するための最良の形態 以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。
実施例 1
図 1は、本発明の一実施例である制御装置が適用されるハイプリッド車両の駆 動装置の一部を構成する変速機構 1 0を説明する骨子図である。 図 1において、 変速機構 1 0は車体に取り付けられる非回転部材としてのトランスミッションケ —ス 1 1 (以下、 ケース 1 2という） 内において共通の軸心上に配設された入力 回転部材としての入力軸 1 4と、 この入力軸 1 4に直接に或いは図示しない脈動 吸収ダンバ一 （振動減衰装置） などを介して間接に連結された無段変速部として の差動部 1 1と、 その差動部 1 1と駆動輪 3 8との間の動力伝達経路で伝達部材 (伝動軸） 1 8を介して直列に連結されている有段式の変速機として機能する変 速部としての自動変速部 2 0と、 この自動変速部 2 0に連結されている出力回転 部材としての出力軸 2 2とを直列に備えている。 この変速機構 1 0は、 例えば車 両において縦置きされる F R (フロントエンジン · リヤドライブ）型車両に好適 に用いられるものであり、 入力軸 1 4に直接に或いは図示しない脈動吸収ダンバ —を介して直接的に連結された走行用の駆動力源として例えばガソリンエンジン やディーゼルエンジン等の内燃機関であるエンジン 8と一対の駆動輪 3 8 (図 5 参照） との間に設けられて、 エンジン 8からの動力を動力伝達経路の一部を構成 する差動歯車装置（終減速機） 3 6および一対の車軸等を順次介して一対の駆動 輪 3 8へ伝達する。
このように、本実施例の変速機構 1 0においてはエンジン 8と差動部 1 1とは 直結されている。 この直結にはトルクコンバータやフルードカツプリング等の流 体式伝動装置を介することなく連結されているということであり、例えば上記脈 動吸収ダンパーなどを介する連結はこの直結に含まれる。 なお、 変速機構 1 0は その軸心に対して対称的に構成されているため、 図 1の骨子図においてはその下 側が省略されている。 以下の各実施例についても同様である。
差動部 1 1は、 第 1電動機 M lと、 入力軸 1 4に入力されたエンジン 8の出力 を機械的に分配する機械的機構であってエンジン 8の出力を第 1電動機 M 1およ び伝達部材 1 8に分配する差動機構としての動力分配機構 1 6と、 伝達部材 1 8 · と一体的に回転するように設けられている第 電動機 M 2とを備えている。 なお 、 この第 2電動機 M 2は伝達部材 1 8から駆動輪 3 8までの間の動力伝達経路を 構成するいずれの部分に設けられてもよい。 本実施例の第 1電動機 M 1および第 2電動機 M 2は発電機能をも有する所謂モー夕ジヱネレータであるが、 第 1電動 機 M 1は反力を発生させるためのジヱネレ一タ （発電） 機能を少なくとも備え、 第 2電動機 M 2は走行用の駆動力源として駆動力を出力するためのモータ （電動 機） 機能を少なくとも備える。
動力分配機構 1 6は、 例えば 「0 . 4 1 8」 程度の所定のギヤ比 /0 1を有する シングルピニォン型の第 1遊星歯車装置 2 4と、 切換クラッチ C 0および切換ブ レーキ B 0とを主体的に備えている。 この第 1遊星歯車装置 2 4は、 第 1サンギ ャ Sし 第 1遊星歯車 P 1、 その第 1遊星歯車 P 1を自転および公転可能に支持 する第 1キヤリャ C A 1、 第 1遊星歯車 P 1を介して第 1サンギヤ S 1と嚙み合 う第 1 リングギヤ R 1を回転要素 （要素） として備えている。 第 1サンギヤ S 1 の歯数を Z S 1、 第 1 リングギヤ R 1の歯数を Z R 1とすると、 上記ギヤ比《ο 1 は Z S 1 / Z R 1である。
この動力分配機構 1 6においては、 第 1キヤリャ C A 1は入力軸 1 4すなわち エンジン 8に連結され、 第 1サンギヤ S 1は第 1電動機 M 1に連結され、 第 1 リ ングギヤ R 1は伝達部材 1 8に連結されている。 また、 切換ブレーキ B 0は第 1 サンギヤ S 1とケース 1 2との間に設けられ、 切換クラッチ C 0は第 1サンギヤ S 1と第 1キヤリャ C A 1との間に設けられている。 それら切換クラッチ C Oお よび切換ブレーキ B 0が解放されるとすなわち解放状態へ切り換えられると、 動 力分配機構 1 6は第 1遊星歯車装置 2 4の 3要素である第 1サンギヤ S 1、 第 1 キヤリャ C A 1、 第 1 リングギヤ R 1がそれぞれ相互に相対回転可能とされて差 動作用が作動可能なすなわち差動作用が働く差動状態とされることから、 ェンジ ン 8の出力が第 1電動機 M 1と伝達部材 1 8とに分配されるとともに、 分配され たエンジン 8の出力の一部で第 1電動機 M 1から発生させられた電気工ネルギで 蓄電されたり第 2電動機 M 2が回転駆動されるので、 差動部 1 1 (動力分配機構 1 6 ) は電気的な差動装置として機能させられて例えば差動部 1 1は所謂無段変' 速状態 （電気的 C V T状態） とされて、 エンジン 8の所定回転に拘わらず伝達部 材 1 8の回転が連続的に変ィヒさせられる。 すなわち、 動力分配機構 1 6が差動状 態とされると差動部 1 1 も差動状態とされ、 差動部 1 1はその変速比ァ 0 (入力 軸 1 4の回転速度/伝達部材 1 8の回転速度） が最小値ァ O min から最大値ァ 0 max まで連続的に変化させられる電気的な無段変速機として機能する無段変速状 態とされる。
この状態で、 上記切換クラッチ C 0或いは切換ブレーキ B 0が係合されるとす なわち係合状態へ切り換えられると、 動力分配機構 1 6は前記差動作用をしない すなわち差動作用が不能な非差動状態とされる。 具体的には、 上記切換クラッチ C 0が係合されて第 1サンギヤ S 1と第 1キヤリャ C A 1とが一体的に連結され ると、 動力分配機構 1 6は第 1遊星歯車装置 2 4の 3要素である第 1サンギヤ S 1、 第 1キヤリャ C A 1、 第 1 リングギヤ R 1が共に回転すなわち一体回転させ られる連結状態すなわちロック状態とされて前記差動作用をしない非差動状態と されることから、 差動部 1 1 も非差動状態とされる。 また、 エンジン 8の回転と 伝達部材 1 8の回転速度とがー致する状態となるので、 差動部 1 1 (動力分配機 構 1 6 ) は変速比ァ 0が 「 1」 に固定された変速機として機能する非無段変速状 態例えば定変速状態すなわち有段変速状態とされる。
次いで、 上記切換クラッチ C 0に替えて切換ブレーキ B 0が係合されて第 1サ ンギヤ S 1がケース 1 2に連結されると、 動力分配機構 1 6は第 1サンギヤ S 1 が非回転状態とさせられる連結状態すなわちロック状態とされて前記差動作用を しない非差動状態とされることから、 差動部 1 1も非差動状態とされる。 また、 第 1 リングギヤ R 1は第 1キヤリャ C A 1よりも増速回転されるので、 動力分配 機構 1 6は増速機構として機能するものであり、 差動部 1 1 (動力分配機構 1 6 ) は変速比ァ 0が 「1」 より小さい値例えば 0 . 7程度に固定された増速変速機 として機能する非無段変速状態例えば定変速状態すなわち有段変速状態とされる このように、 本実施例では、 上記切換クラツチ C 0および切換ブレーキ B 0は 、 差動部 1 1 (動力分配機構 1 6 ) の変速状態を差動状態すなわち非ロック状態' (非連結状態） と非差動状態すなわちロック状態 （連結状態） とに、 すなわち差 動部 1 1 (動力分配機構 1 6 ) を電気的な差動装置として作動可能な差動状態例 えば変速比が連続的変化可能な電気的な無段変速機として作動する無段変速作動 可能な無段変速状態と、 電気的な無段変速作動をしない非無段変速状態例えば電 気的な無段変速機として作動させず無段変速作動を非作動として変速比変化を一 定にロックするロック状態すなわち 1または 2種類以上の変速比の単段または複 数段の変速機として作動する電気的な無段変速作動をしないすなわち電気的な無 段変速作動不能な定変速状態 （非差動状態） 、 換言すれば変速比が一定の 1段ま たは複数段の変速機として作動する定変速状態とに選択的に切換える差動状態切 換装置として機能している。 上記非連結状態には、 切換クラッチ C 0および切換 ブレーキ B 0が完全に解放されている状態以外に、 切換クラッチ C 0或いは切換 ブレーキ B 0が半係合 （スリップ） 状態である場合も含めて良い。
自動変速部 2 0は、 シングルピニオン型の第 2遊星歯車装置 2 6、 シングルピ 二オン型の第 3遊星歯車装置 2 8、 およびシングルピニオン型の第 4遊星歯車装 置 3 0を備え、 有段式の自動変速機として機能する。 第 1遊星歯車装置 2 6は、 第 2サンギヤ S 2、 第 2遊星歯車 P 2、 その第 2遊星歯車 P 2を自転および公転 可能に支持する第 2キヤリャ C A 2、 第 2遊星歯車 P 2を介して第 2サンギヤ S 2と嚙み合う第 2リングギヤ R 2を備えており、 例えば 「0 . 5 6 2」 程度の所 定のギヤ比 2を有している。 第 3遊星歯車装置 2 8は、 第 3サンギヤ S 3、 第 3遊星歯車 P 3、 その第 3遊星歯車 P 3を自転および公転可能に支持する第 3キ ャリャ C A 3、 第 3遊星歯車 P 3を介して第 3サンギヤ S 3と嚙み合う第 3リン グギヤ R 3を備えており、 例えば 「0 . 4 2 5」 程度の所定のギヤ比 0 3を有し ている。 第 4遊星歯車装置 3 0は、 第 4サンギヤ S 4、 第 4遊星歯車 P 4、 その 第 4遊星歯車 P 4を自転および公転可能に支持する第 4キヤリャ C A 4、 第 4遊 星歯車 P 4を介して第 4サンギヤ S 4と嚙み合う第 4リングギヤ R 4を備えてお り、 例えば 「0 . 4 2 1」 程度の所定のギヤ比 /0 4を有している。 第 2サンギヤ S 2の歯数を Z S 2、 第 2リングギヤ R 2の歯数を Z R 2、 第 3サンギヤ S 3の 歯数を Z S 3、 第 3リングギヤ R 3の歯数を Z R 3、 第 4サンギヤ S 4の歯数を- Z S 4、 第 4リングギヤ R 4の歯数を Z R 4とすると、 上記ギヤ比 p 2は Z S 2 / Z R 2、 上記ギヤ比 p 3は Z S 3 / Z R 3、 上記ギヤ比 p 4は Z S 4 / Z R 4 である。
自動変速部 2 0では、 第 2サンギヤ S 2と第 3サンギヤ S 3とがー体的に連結 されて第 2クラッチ C 2を介して伝達部材 1 8に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 2キヤリャ C A 2は 第 2ブレーキ B 2を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 4リングギヤ R 4 は第 3ブレーキ B 3を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 2リングギヤ R 2と第 3キヤリャ C A 3と第 4キヤリャ C A 4とが一体的に連結されて出力軸 2 2に連結され、 第 3リングギヤ R 3と第 4サンギヤ S 4とが一体的に連結されて 第 1クラッチ C 1を介して伝達部材 1 8に選択的に連結されている。 このように 、 自動変速部 2 0と伝達部材 1 8とは自動変速部 2 0の変速段を成立させるため に用いられる第 1クラッチ C 1または第 2クラッチ。 2を介して選択的に連 *吉さ れている。 言い換えれば、 第 1クラッチ C 1および第 2クラッチ C 2は、 伝達部 材 1 8と自動変速咅 2 0との間すなわち差動部 1 1 (伝達部材 1 8 ) と駆動輪 3 8との間の動力伝達経路を、 その動力伝達経路の動力伝達を可能とする動力伝達 可能状態と、 その動力伝 路の動力伝達を遮断する動力伝達遮断状態とに選択 的に切り換える係合装置として機能している。 つまり、 第 1 クラッチ C 1および 第 2クラッチ C 2の少なくとの一方が係合されることで上記動力伝達経路が動力 伝達可能状態とされ、 或いは第 1 クラッチ C 1および第 2クラッチ C 2が解放さ れることで上記動力伝達経路が動力伝達遮断状態とされる。
前記切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1、 第 2クラッチ C 2、 切換ブレーキ Β 0、 第 1ブレーキ Β 1、 第 2ブレーキ Β 2、 および第 3ブレーキ Β 3は従来の 車両用自動変速機においてよく用いられている油圧式摩擦係合装置であって、 互 いに重ねられた複数枚の摩擦板が油圧ァクチユエ一夕により押圧される湿式多板 型や、 回転する.ドラムの外周面に巻き付けられた 1本または 2本のバンドの一端 が油圧ァクチユエ一夕によって引き締められるノ ンドブレーキなどにより構成さ れ、 それが介挿されている両側の部材を選択的に連結するためのものである。 · 以上のように構成された変速機構 1 0では、 例えば、 図 2の係合作動表に示さ れるように、 前記切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1、 第 2クラッチ C 2、 切 換ブレーキ B 0、 第 1ブレーキ B 1、 第 2ブレーキ B 2、 および第 3ブレーキ B 3が選択的に係合作動させられることにより、 例えば変速に関与する解放側の油 圧式摩擦係合装置の解放と変速に関与する係合側の油圧式摩擦係合装置の係合と により変速比が自動的に切り換えられるように、 第 1速ギヤ段 （第 1変速段） 乃 至第 5速ギヤ段 （第 5変速段） のいずれか或いは後進ギヤ段 （後進変速段） 或い はニュートラルが選択的に成立させられ、 略等比的に変化する変速比ァ （=入力 軸回転速度 N 1 N /出力軸回転速度 Νο υτ) が各ギヤ段毎に得られるようになって いる。 特に、 本実施例では動力分配機構 1 6に切換クラツチ C 0および切換ブレ —キ Β 0が備えられており、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ Β 0の何れか が係合作動させられることによって、 差動部 1 1は前述した無段変速機として作 動する無段変速状態に加え、 変速比が一定の変速機として作動する定変速状態を 構成することが可能とされている。 したがって、 変速機構 1 0では、 切換クラッ チ C 0および切換ブレーキ Β 0の何れかを係合作動させることで定変速状態とさ れた差動部 1 1と自動変速部 2 0とで有段変速機として作動する有段変速状態が 構成され、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ Β 0の何れも係合作動させない ことで無段変速状態とされた差動部 1 1と自動変速部 2 0とで電気的な無段変速 機として作動する無段変速状態が構成される。 言い換えれば、 変速機構 1 0は、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ Β 0の何れかを係合作動させることで有段 変速状態に切り換えられ、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ Β 0の何れも係 合作動させないことで無段変速状態に切り換えられる。 また、 差動部 1 1も有段 変速状態と無段変速状態とに切り換え可能な変速機であると言える。
例えば、 変速機構 1 0が有段変速機として機能する場合には、 図 2に示すよう に、 切換クラッチ C 0、 第 1 クラッチ C 1および第 3ブレーキ B 3の係合により 、 変速比ァ 1が最大値例えば 「 3 . 3 5 7」 程度である第 1速ギヤ段が成立させ られ、 切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1および第 2ブレーキ B 2の係合によ り、 変速比ァ 2が第 1速ギヤ段よりも小さい値例えば 「2 . 1 8 0」 程度である- 第 2速ギヤ段が成立させられ、 切換クラッチ C 0、 第 1 クラッチ C 1および第 1 ブレーキ B 1の係合により、 変速比ァ 3が第 2速ギヤ段よりも小さい値例えば 「 1 . 4 2 4」 程度である第 3速ギヤ段が成立させられ、 切換クラッチ C O、 第 1 クラッチ C 1および第 2クラッチ C 2の係合により、 変速比ァ 4が第 3速ギヤ段 よりも小さい値例えば 「 0 0 0」 程度である第 4速ギヤ段が成立させられ、 第 1 クラッチ C 1、 第 2クラッチ C 2、 および切換ブレーキ B 0の係合により、 変速比ァ 5が第 4速ギヤ段よりも小さい値例えば 「0 . 7 0 5」 程度である第 5 速ギヤ段が成立させられる。 また、 第 2クラッチ C 2および第 3ブレーキ B 3の 係合により、 変速比ァ Rが第 1速ギヤ段と第 1速ギヤ段との間の値例えば 「 3 . 2 0 9」 程度である後進ギヤ段が成立させられる。 なお、 ニュートラル 「N」 状 態とする場合には、 例えば切換クラッチ C 0のみが係合される。
しカヽし、 変速機構 1 0が無段変速機として機能する場合には、 図 2に示される 係合表の切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0が共に解放される。 これによ り、 差動部 1 1が無段変速機として機能し、 それに直列の自動変速部 2 0が有段 変速機として機能することにより、 自動変速部 2 0の第 1速、 第 2速、 第 3速、 第 4速の各ギヤ段に対しその自動変速部 2 0に入力される回転速度すなわち伝達 部材 1 8の回転速度が無段的に変化させられて各ギヤ段は無段的な変速比幅が得 られる。 したがって、 その各ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な変速比となつ て、 差動部 1 1の変速比ァ 0と自動変速部 2 0の変速比ァとに基づいて形成され る変速機構 1 0全体としてのトータル変速比 （総合変速比） が無段階に得ら れるようになる。
図 3は、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する差動部 1 1と変速部 （有 段変速部） 或いは第 2変速部として機能する自動変速部 2 0とから構成される変 速機構 1 0において、 ギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対 関係を直線上で表すことができる共線図を示している。 この図 3の共線図は、 各 遊星歯車装置 2 4、 2 6、 2 8、 3 0のギヤ比 øの関係を示す横軸と、 相対的回 転速度を示す縦軸とから成る二次元座標であり、 3本の横線のうちの下側の横線 X 1が回転速度零を示し、 上側の横線 X 2が回転速度 「に 0」 すなわち入力軸 · 1 4に連結されたエンジン 8の回転速度 NEを示し、横線 XGが伝達部材 1 8の 回転速度を示している。
また、差動部 1 1を構成する動力分配機構 1 6の 3つの要素に対応する 3本の 縦線 Y 1、.Y2、 Υ3は、 左側から順に第 2回転要素 （第 2要素） RE 2に対応 する第 1サンギヤ S 1、 第 1回転要素 （第 1要素） RE 1に対応する第 1キヤリ ャ CAし 第 3回転要素 （第 3要素） RE 3に対応する第 1 リングギヤ R 1の相 対回転速度を示すものであり、 それらの間隔は第 1遊星歯車装置 24のギヤ比； 0 1に応じて定められている。 さらに、 自動変速部 2 0の 5本の縦線 Υ 4、 Υ 5、 Υ6、 Υ7、 Υ8は、 左から順に、 第 4回転要素 （第 4要素） RE 4に対応し且 つ相互に連結された第 2サンギヤ S 2および第 3サンギヤ S 3を、第 5回転要素 (第 5要素） RE 5に対応する第 2キヤリャ C A 2を、第 6回転要素 （第 6要素 ) RE 6に対応する第 4リングギヤ R4を、第 7回転要素 （第 7要素） RE 7に 対応し且つ相互に連結された第 2リングギヤ R 2、 第 3キヤリャ C A3、 第 4キ ャリャ C A 4を、第 8回転要素 （第 8要素） RE 8に対応し且つ相互に連結され た第 3リングギヤ R 3、 第 4サンギヤ S 4をそれぞれ表し、 それらの間隔は第 2 、 第 3、 第 4遊星歯車装置 2 6、 28、 30のギヤ比 p 2、 p 3. p 4に応じて それぞれ定められている。 共線図の縦軸間の関係においてサンギヤとキヤリャと の間が 「1」 に対応する間隔とされるとキヤリャとリングギヤとの間が遊星歯車 装置のギヤ比 pに対応する間隔とされる。 すなわち、差動部 1 1では縦線 Y 1と Y 2との縦線間が 「 1」 に対応する間隔に設定され、縦線 Y 2と Y 3との間隔は ギヤ比 p 1に対応する間隔に設定される。 また、 自動変速部 2 0では各第 2、第 3、 第 4遊星歯車装置 2 6、 28、 30毎にそのサンギヤとキヤリャとの間が 「 1」 に対応する間隔に設定され、 キヤリャとリングギヤとの間が /0に対応する間 隔に設定される。
上記図 3の共線図を用いて表現すれば、本実施例の変速機構 1 0は、 動力分配 機構 1 6 (差動部 1 1 ) において、 第 1遊星歯車装置 24の第 1回転要素 R E 1 (第 1キヤリャ C A 1 ) が入力軸 1 4すなわちェンジン 8に連結されるとともに 切換クラッチ C 0を介して第 2回転要素 （第 1サンギヤ S 1 ) RE 2と選択的に 連結され、 第 2回転要素 R E 2が第 1電動機 M 1に連結されるとともに切換ブレ ーキ B 0を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 3回転要素 （第 1 リングギ ャ R l ) R E 3が伝達部材 1 8および第 2電動機 M 2に連結されて、 入力軸 1 4 の回転を伝達咅材 1 8を介して自動変速部 2 0へ伝達する （入力させる） ように 構成されている。 このとき、 Y 2と X 2の交点を通る斜めの直線 L 0により第 1 サンギヤ S 1の回転速度と第 1 リングギヤ R 1の回転速度との関係が示される。 例えば、 上記切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0の解放により無段変速 状態 （差動状態） に切換えられたときは、 第 1電動機 M 1の回転速度を制御する ことによって直線 L 0と縦線 Y 1との交点で示される第 1サンギヤ S 1の回転が 上昇或いは下降させられると、 直線 L 0と縦線 Y 3との交点で示される車速 Vに 拘束される第 1 リングギヤ R 1の回転速度が略一定である場合には、 直線し 0と 縦線 Y 2との交点で示される第 1キヤリャ C A 1の回転速度すなわちエンジン回 転速度 N Eが上昇或いは下降させられる。 また、 切換クラッチ C 0の係合により 第 1サンギヤ S 1と第 1キヤリャ C A 1とが連結されると、 動力分配機構 1 6は 上記 3回転要素が一体回転する非差動状態とされるので、 直線し 0は横線 X 2と 一致させられ、 エンジン回転速度 N Eと同じ回転で伝達部材 1 8が回転させられ る。 或いは、 切換ブレーキ B 0の係合によって第 1サンギヤ S 1の回転が停止さ せられると動力分配機構 1 6は増速機構として機能する非差動状態とされるので 、 直線 L 0は図 3に示す状態となり、 その直線 L 0と縦線 Y 3との交点で示され る第 1 リングギヤ R 1の回転速度すなわち伝達部材 1 8の回転速度は、 エンジン 回転速度 N Eよりも増速された回転で自動変速部 2 0へ入力される。
また、 自動変速部 2 0において第 4回転要素 R E 4は第 2クラッチ C 2を介し て伝達部材 1 8に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 2に選択的に連! ¾され、 第 5回転要素 R E 5は第 2ブレーキ B 2を介してケー ス 1 2に選択的に連結され、 第 6回転要素 R E 6は第 3ブレーキ B 3を介してケ —ス 1 2に選択的に連結され、 第 7回転要素 R E 7は出力軸 2 2に連結され、 第 8回転要素 R E 8は第 1 クラッチ C 1を介して伝達部材 1 8に選択的に連結され ている。 · · 自動変速部 2 0では、 図 3に示すように、 第 1 クラッチ C 1と第 3ブレーキ B 3とが係合させられることにより、 第 8回転要素 R E 8の回転速度を示す縦線 Y 8と横線 X との交点と第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6と横線 X 1との交点とを通る斜めの直線 L 1と、 出力軸 2 2と連結された第 7回転要素 R E 7の回転速度を示す縦線丫 7との交点で第 1速の出力軸 1 2の回転速度が示さ れる。 同様に、 第 1クラッチ C 1と第 2ブレーキ B 2とが係合させられることに より決まる斜めの直線 L 2と出力軸 2 2と連結された第 7回転要素 R E 7の回転 速度を示す縦線 Y 7との交点で第 2速の出力軸 2 2の回転速度が示され、 第 1 ク ラッチ C 1と第 1ブレーキ B 1とが係合させられることにより決まる斜めの直線 L 3と出力軸 2 と連結された第 7回転要素 R E 7の回転速度を示す縦線 Y 7と の交点で第 3速の出力軸 2 2の回転速度が示され、 第 1 クラッチ C 1と第 2クラ ツチ C 2とが係合させられることにより決まる水平な直線 L 4と出力軸 2 2と連 結された第 7回転要素 R E 7の回転速度を示す縦線 Y 7との交点で第 4速の出力 軸 2 2の回転速度が示される。 上記第 1速乃至第 4速では、 切換クラッチ C Oが 係合させられている結果、 エンジン回転速度 N Eと同じ回転速度で第 8回転要素 R E 8に差動部 1 1すなわち動力分配機構 1 6からの動力が入力される。 しかし 、 切換クラッチ C 0に替えて切換ブレーキ B 0が係合させられると、 差動部 1 1 からの動力がェンジン回転速度 N Eよりも高い回転速度で入力されることから、 第 1クラッチ C 1、 第 2クラッチ C 2、 および切換ブレーキ B 0が係合させられ ることにより決まる水平な直線 L 5と出力軸 2 2と連結された第 7回転要素 R E 7の回転速度を示す縦線 Y 7との交点で第 5速の出力軸 2 2の回転速度が示され る。
図 4は、 本実施例の変速機構 1 0を制御するための電子制御装置 4 0に入力さ れる信号及びその電子制御装置 4 0から出力される信号を例示している。 この電 子制御装置 4 0は、 C P U、 R O M. R AM, 及び入出力インターフヱースなど から成る所謂マイクロコンピュー夕を含んで構成されており、 R AMの一時記憶 機能を利用しつつ R〇 Mに予め記憶されたプログラムに従って信号処理を行うこ とによりエンジン 8、 第 1、第 2電動機 Mし M 2に関するハイブリツド駆動制 御、 自動変速部 2 0の変速制御等の駆動制御を実行するものである。
電子制御装置 4 0には、 図 4に示すような各センサやスィッチなどから、 ェン ジン水温 T E M PWを表す信号、 シフトポジション P S Hを表す信号、 エンジン 8 の回転速度であるェンジン回転速度 N Eを表す信号、 ギヤ比列設定値を表す信号 、 Mモード （手動変速走行モード） を指令する信号、 エアコンの作動を表す信号 、 出力軸 2 2の回転速度 Ν ο υ τに対応する車速 Vを表す信号、 自動変速部 2 0の 作動油温を表す信号、 サイドブレ一キ操作を表す信号、 フットブレーキ操作を表 す信号、 触媒温度を表す信号、 運転者の出力要求量に対応するアクセルペダルの 操作量であるアクセル開度 Accを表す信号、 カム角を表す信号、 スノーモード 設定を表す信号、 車両の前後加速度 Gを表す信号、 才一トクルーズ走行を表す信 号、 車両の重量 （車重） を表す信号、 各車輪の車輪速を表す信号、 変速機構 1 0 を有段変速機として機能させるために差動部 1 1 (動力分配機構 1 6 ) を有段変 速状態 （口ック状態） に切り換えるための有段スィツチ操作の有無を表す信号、 変速機構 1 0を無段変速機として機能させるために差動部 1 1 (動力分配機構 1 6 ) を無段変速状態 （差動状態） に切り換えるための無段スィッチ操作の有無を 表す信号、 第 1電動機 M 1の回転速度 ΝΜ , (以下、 第 1電動機回転速度 ΝΜ ,と いう） を表す信号、 第 2電動機 M 2の回転速度 N M 2 (以下、 第 2電動機回転速 度 NM 2という） を表す信号、 蓄電装置 6 0 (図 5参照） の充電容量 （充電状態 ) S O Cを表す信号などが、 それぞれ供給される。
また、 上記電子制御装置 4 0からは、 電子スロッ トル弁 9 4のスロットル弁開 度 0 THを操作するスロッ 卜ルァクチユエ一夕への駆動信号、 燃料噴射装置 9 6 によるエンジン 8への燃料供給量を制御する燃料供給量信号、 点火装置 9 8によ るェンジン 8の点火時期を指令する点火信号、 過給圧を調整するための過給圧調 整信号、 電動エアコンを作動させるための電動エアコン駆動信号、 電動機 M lお よび M 2の作動を指令する指令信号、 シフトインジケータを作動させるためのシ フ卜ポジション （操作位置） 表示信号、 ギヤ比を表示させるためのギヤ比表示信 号、 スノーモードであることを表示させるためのスノーモード表示信号、 制動時 の車輪のスリップを防止する A B Sァクチユエ一夕を作動させるための A B S作— 動信号、 Mモードが選択されていることを表示させる Mモード表示信号、 差動部 1 1や自動変速部 2 0の油圧式摩擦係合装置の油圧ァクチユエ一夕を制御するた めに油圧制御回路 4 2 (図 5参照） に含まれる電磁弁を作動させるバルブ指令信 号、 この油圧制御回路 4 2の油圧源である電動油圧ポンプを作動させるための駆 動指令信号、 電動ヒータを駆動するための信号、 クルーズコントロール制御用コ ンピュー夕への信号等が、 それぞれ出力される。
図 5は、電子制御装置 4 0による制御機能の要部を説明する機能プロック線図 である。 図 5において、 有段変速制御手段 5 4は、例えば記憶手段 5 6に予め記 憶された関係である図 6の実線および一点鎖線に示す変速線図 （変速マップ） か ら車速 Vおよび自動変速部 2 0の要求出力トルク Τ。υτで示される車両状態に基 づいて、 自動変速部 2 0の変速を実行すべきか否かを判断し、 すなわち自動変速 部 2 0の変速すべき変速段を判断し、 その判断した変速段が得られるように自動 変速部 2 0の自動変速制御を実行する。 このとき、有段変速制御手段 5 4は、例 えば図 2に示す係合表に従って変速段が達成されるように切換クラッチ C 0およ び切換ブレーキ Β 0を除いた変速に関与する油圧式摩擦係合装置を係合および/ または解放させる指令（変速出力指令、油圧指令） を油圧制御回路 4 2へ出力す る。 油圧制御回路 4 2は、 その指令に従って、 例えば変速に関与する解放側の油 圧式摩擦係合装置を解放すると共に、 変速に関与する係合側の油圧式摩擦係合装 置を係合して自動変速部 2 0の変速が実行されるように、油圧制御回路 4 2内の 電磁弁を作動させてその変速に関与する油圧式摩擦係合装置の油圧ァクチユエ一 夕を作動させる。
ハイブリツド制御手段 5 2は、 無段変速制御手段として機能するものであり、 変速機構 1 0の前記無段変速状態すなわち差動部 1 1の差動状態においてェンジ ン 8を効率のよい作動域で作動させる一方で、 エンジン 8と第 2電動機 Μ 2との 駆動力の配分や第 1電動機 Μ 1の発電による反力を最適になるように変化させて 差動部 1 1の電気的な無段変速機としての変速比ァ 0を制御する。 例えば、 その ときの走行車速において、 運転者の出力要求量としてのアクセル開度 Accや車 速 Vから車両の目標（要求） 出力を算出し、 その車両の目標出力と充電要求値か' ら必要な卜一タル目標出力を算出し、 そのトータル目標出力が得られるように伝 達損失、補機負荷、 第 2電動機 M 2のアシスト トルク等を考慮して目標エンジン 出力を算出し、 その目標エンジン出力が得られるエンジン回転速度 N Eとェンジ ントルク T Eとなるようにエンジン 8を制御するとともに第 1電動機 M 1の発電 量を制御する。
ハイプリッド制御手段 5 2は、 その制御を動力性能や燃費向上などのために自 動変速部 2 0の変速段を考慮して実行する。 このようなハイブリツド制御では、 エンジン 8を効率のょレ、作動域で作動させるために定まるエンジン回転速度 N E と車速 Vおよび自動変速部 2 0の変速段で定まる伝達部材 1 8の回転速度とを整 合させるために、 差動咅 1 1が電気的な無段変速機として機能させられる。 すな わち、 ハイブリツド制御手段 5 2は、 エンジン回転速度 N Eとエンジン 8の出力 トルク （エンジントルク） T Eとで構成される二次元座標内において無段変速走 行の時に運転性と燃費性とを両立するように予め実験的に求められて例えば記憶 手段に記憶された関係である図 7の破線に示すようなェンジン 8の最適燃費率曲 線 （燃費マップ） に沿ってエンジン 8が作動させられるように、例えば目標出力 (トータル目標出力、要求駆動力） を充足するために必要なエンジン出力を発生 するためのエンジントルク T Eとエンジン回転速度 N Eとなるように、変速機構 1 0のトータル変速比ァ Tの目標値を定め、 その目標値が得られるように差動部 1 1の変速比ァ 0を制御し、 トータル変速比ァ Tをその変速可能な変化範囲内例 えば 1 3〜0 . 5の範囲内で制御する。
このとき、 ハイプリッド制御手段 5 2は、 第 1電動機 M 1により発電された電 気エネルギをインバ一タ 5 8を通して蓄電装置 6 0や第 2電動機 M 2へ供給する ので、 エンジン 8の動力の主要部は機械的に伝達部材 1 8へ伝達されるが、 ェン ジン 8の動力の一部は第 1電動機 M 1の発電のために消費されてそこで電気エネ ルギに変換され、 インバー夕 5 8を通してその電気工ネルギが第 2電動機 M 2へ 供給され、 その第 2電動機 M 2が駆動されて第 2電動機 M 2から伝達部材 1 8へ 伝達される。 この電気工ネルギの発生から第 2電動機 M 2で消費されるまでに関 連する機器により、 エンジン · 8の動力の一部を電気工ネルギに変換し、 その電気 ェネルギを機械的エネルギに変換するまでの電気ノ、°スが構成される。
特に、 前記有段変速制御手段 5 4により自動変速部 2 0の変速制御が実行され る場合には、 自動変速部 2 0の変速比が段階的に変化させられることに伴ってそ の変速前後で変速機構 1 0のトータル変速比ァ Tが段階的に変化させられる。 す なわちトータル変速比ァ Tの変化が自動変速部 2 0の変速前後で、 無段的に変速 比が変化され得る無段変速機のように連続的に変化させられるのではなく、 変速 比が段々に飛ぶように段階的にすなわち非連続的に変ィヒさせられる。 トータル変 速比ァ Tが段階的に変化することにより、 連続的な卜一タル変速比ァ Tの変化に 比較して速やかに駆動トルクを変化させることが可能となる。 その反面、 変速シ ョックが発生したり、 最適燃費率曲線に沿うようにエンジン回転速度 N Eを制御 できず燃費が悪化する可能性がある。
そこで、 ハイブリッド制御手段 5 2は、 自動変速部 2 0の変速の際にはその変 速前後でトータル変速比ァ Tの段階的変化が抑制されるように、 すなわち自動変 速部 2 0の変速に伴う自動変速部 2 0の入力回転速度である伝達部材 1 8 (第 2 電動機 M 2 ) の回転速度の変化に対するエンジン回転速度 N Eの変化が所定ェン ジン回転速度 Ν Ε ' 以下となるように、 自動変速部 2 0の変速に同期して差動部 1 1の変速を実行する。 言い換えれば、 ハイブリツ ド制御手段 5 2は、 差動部 1 1の電気的 C V T機能 （差動作用） によって自動変速部 2 0の変速前後でェンジ ン回転速度 Ν Εの変化が抑制されるように、 自動変速部 2 0の変速に同期して差 動部 1 1の変速を実行する。 上記所定エンジン回転速度 Ν Ε ' は、 自動変速部 2 0の変速前後でェンジン回転速度 Ν Εの変化が抑制されているエンジン回転速度 Ν Εの変化として、 予め実験的に求められて記憶されている差動部 1 1の変速時 にその変速比を変化させるときの目標となる所定値である。
例えば、 ハイプリッド制御手段 5 2は、 自動変速部 2 0の変速前後でトータル 変速比ァ Τの過渡変化が非連続的に変化しないように、 すなわち自動変速部 2 0 の変速前後でトータル変速比ァ Τの過渡変化が連続的に変化してエンジン回転速 度 Ν Εが略一定に維持されるように、 自動変速部 2 0の変速に同期して、 自動変 速部 2 0の変速比ァの変化方向とは反対方向の変速比ァ 0の変化となるように、 例えば自動変速部 2 0の変速比ァの段階的な変ィヒに相当する変化分だけその変化 方向とは反対方向に変速比ァ 0を変化させるように、 差動部 1 1の変速を実行す る。 これにより、 自動変速部 2 0の変速に際して自動変速部 2 0の変速比が段階 的に変化させられても、 自動変速部 2 0の変速前後でエンジン回転速度 N Eの段 階的な変化が抑制されて変速ショックが抑制される。
別の見方をすれば、 一般的に有段変速機では図 7の一点鎖線に示すようにェン ジン 8が作動させられ、 無段変速機では例えば図 7の破線に示すェンジン 8の最 適燃費率曲線に沿って或いは有段変速機に比較して最適燃費率曲線により近いと ころでエンジン 8が作動させられる。 従って、 要求される駆動トルク （駆動力） に対してその駆動トルクを得るためのエンジントルク T Eが無段変速機の方が有 段変速機に比較して上記最適燃費率曲線により近くなるエンジン回転速度 N Eで 実現されるので、 無段変速機の方が有段変速機より燃費が良いとされている。 そ こで、 ハイブリツ ド制御手段 5 2は自動変速部 2 0の変速が実行されて自動変速 部 2 0の変速比が段階的に変化させられたとしても、 燃費が悪化しないように例 えば図 7の破線に示す最適燃費率曲線に沿ってエンジン 8が作動させられるよう に差動部 1 1の変速比ァ 0を制御するのである。 これにより、 変速機構 1 0全体 として無段変速機として機能させることが可能となるので、 燃費が向上される。 上述したように、 ハイプリッド制御手段 5 2は自動変速部 2 0の変速に同期し て差動部 1 1の変速を実行する所謂同期変速制御を実行する。 この差動部 1 1の 同期変速制御の開始時期は、 有段変速制御手段 5 4による自動変速部 2 0の変速 判断から実際に油圧式摩擦係合装置の作動により伝達部材 1 8 (第 2電動機 M 2 ) の回転速度が変化させられるまでの応答遅れ、 すなわち自動変速部 2 0の変速 過程においてその変速に伴って自動変速部 0の入力回転速度 N , Nの変化すな わち伝達部材 1 8の回転速度の変化が発生する所謂ィナーシャ相が開始するまで の応答遅れが考慮されている。 例えば、 予め実験等によりその応答遅れが求めら れて記憶されていてもよいし、 或いは実際に伝達部材 1 8の回転速度変化が発生 したことで、 ハイブリツ ド制御手段 5 2は差動部 1 1の同期変速制御を開始して もよい。 . また、 差動部 1 1の同期変速制御の終了時期は、 自動変速部 2 0の変速過程に おけるイナーシャ相が終了した時点である。 例えば予め実験等により自動変速部 2 0の変速時間が求められて記憶されていてもよいし、 或いは実際に伝達部材 1 8の回転速度変ィ匕が無くなったことで、 ハイブリツド制御手段 5 2は差動部 1 1 の同期変速制御を終了してもよい。
このように、 ハイプリッド制御手段 5 2は、 自動変速部 2 0の変速過程におけ るイナーシャ相の期間内 （区間内） すなわちイナ一シャ相中に、例えば予め実験 的に求められた期間中に或いは実際に伝達部材 1 8の回転速度変化が発生してか ら伝達部材 1 8の回転速度変化が無くなるまでの間に、 差動部 1 1を変速して上 記同期変速制御を実行する。 言い換えれば、 ハイプリッド制御手段 5 2は、 自動 変速部 2 0の変速に伴うイナ一シャ相中に差動部 1 1の変速を実行するので、 自 動変速部 2 0の変速に同期して差動部 1 1の変速を実行することができる。
また、 ハイプリッド制御手段 5 2は、 スロットル制御のためにスロットルァク チユエ一タにより電子スロットル弁 9 4を開閉制御させる他、燃料噴射制御のた めに燃料噴射装置 9 6による燃料噴射量や噴射時期を制御させ、点火時期制御の ためにィグナイタ等の点火装置 9 8による点火時期を制御させる指令を単独で或 いは組み合わせて、必要なエンジン出力を発生するようにエンジン 8の出力制御 を実行するエンジン出力制御手段を機能的に備えている。 例えば、 ハイブリツド 制御手段 5 2は、 基本的には図示しない予め記憶された関係からアクセル開度 A ccに基づいてスロットルァクチユエ一夕を駆動し、 アクセル開度 Accが増加す るほどスロットル弁開度 0 τ Ηを増加させるようにスロットル制御を実行する。 また、 ハイブリツド制御手段 5 2は、 エンジン 8の停止又はアイドル状態に拘 わらず、 差動部 1 1の電気的 C V T機能（差動作用） によってモータ走行させる ことができる。 例えば、 前記図 6の実線 Αは、 車両の発進/走行用 （以下、 走行 用という） の駆動力源をェンジン 8と電動機例えば第 2電動機 M 2とで切り換え るための、 言い換えればエンジン 8を走行用の駆動力源として車両を発進/走行 (以下、走行という） させる所謂エンジン走行と第 2電動機 M 2を走行用の駆動 力源として車両を走行させる所謂モータ走行とを切り換えるための、 エンジン走' 行領域とモータ走行領域との境界線である。 この図 6に示すエンジン走行とモー 夕走行とを切り換えるための境界線 （実線 A) を有する予め記憶された関係は、 車速 Vと駆動力関連値である出力トルク Τ ο υτとをパラメータとする二次元座標 で構成された駆動力源切換線図 （駆動力源マップ） の一例である。 この駆動力源 切換線図は、 例えば同じ図 6中の実線および一点鎖線に示す変速線図 （変速マッ プ） と共に記憶手段 5 6に予め記憶されている。
そして、 ハイブリツ ド制御手段 5 2は、 例えば図 6の駆動力源切換線図から車 速 Vと要求出力トルク T。U Tとで示される車両状態に基づいてモータ走行領域と ェンジン走行領域との何れであるかを判断してモータ走行或し、はェンジン走行を 実行する。 このように、 ハイブリツド制御手段 5 2によるモータ走行は、 図 6か ら明らかなように一般的にェンジン効率が高トルク域に比較して悪し、とされる比 較的低出力トルク Τ ο υ τ域すなわち低エンジントルク T E域、 或いは車速 Vの比 較的低車速域すなわち低負荷域で実行される。 よって、 通常はモータ発進がェン ジン発進に優先して実行されるが、 例えば車両発進時に図 6の駆動力源切換線図 のモータ走行領域を超える要求出力トルク Το υτすなわち要求エンジントルク T Εとされる程大きくァクセルペダルが踏込操作されるような車両状態によっては ェンジン発進も通常実行されるものである。
ハイプリッド制御手段 5 2は、 このモ一夕走行時には、 停止しているエンジン 8の引き摺りを抑制して燃費を向上させるために、 差動部 1 1の電気的 C V T機 能 （差動作用） によって、 第 1電動機回転速度 ΝΜ 1を負の回転速度で制御例え ば空転させて、 差動部 1 1の差動作用により必要に応じてエンジン回転速度 Ν Ε を零乃至略零に維持する。
また、 ハイプリッ ド制御手段 5 2は、 エンジン走行領域であっても、 上述した 電気パスによる第 1電動機 Μ 1からの電気工ネルギおよび/または蓄電装置 6 0 からの電気工ネルギを第 2電動機 Μ 2へ供給し、 その第 2電動機 Μ 2を駆動して 駆動輪 3 8にトルクを付与することにより、 エンジン 8の動力を補助するための 所謂トルクアシストが可能である。 よって、 本実施例のェンジン走行には、 ェン ジンおよびモータで走行する場合も含むものとする。 また、 ハイブリツド制御手段 5 2は、 車両の停止状態又は低車速状態に拘わら ず、 差動部 1 1の電気的 C V T機能によってエンジン 8の運転状態を維持させら れる。 例えば、 車両停止時に蓄電装置 6 0の充電容量 S O Cが低下して第 1電動 機 M 1による発電が ίί ^となった場合には、 エンジン 8の動力により第 1電動機 Μ 1が発電させられてその第 1電動機 Μ 1の回転速度が引き上げられ、 車速 Vで 一意的に決められる第 2電動機回転速度 ΝΜ 2が車両停止状態により零（略零） となつても動力分配機構 1 6の差動作用によってェンジン回転速度 Ν Εが自律回 転可能な回転速度以上に維持される。
また、 ハイプリッド制御手段 5 2は、 車両の停止中又は走行中に拘わらず、 差 動部 1 1の電気的 C V T機能によって第 1電動機回転速度 ΝΜ 1および/または 第 2電動機回転速度 ΝΜ 2を制御してェンジン回転速度 Ν Εを略一定に維持したり 任意の回転速度に回転制御させられる。 言い換えれば、 ハイブリツド制御手段 5 2は、 ェンジン回転速度 Ν Εを略一定に維持したり任意の回転速度に制御しつつ 第 1電動機回転速度 ΝΜ 1および/または第 2電動機回転速度 ΝΜ 2を任意の回転 速度に回転制御することができる。 例えば、 図 3の共線図からもわかるようにハ イブリッド制御手段 5 2は車両走行中にエンジン回転速度 Ν Εを引き上げる場合 には、 車速 V (駆動輪 3 8 ) に拘束される第 2電動機回転速度 ΝΜ 2を略一定に 維持しつつ第 1電動機回転速度 Ν Μ ,の弓 Iき上げを実行する。
増速側ギヤ段判定手段 6 2は、 変速機構 1 0を有段変速状態とする際に切換ク ラッチ C 0および切換ブレーキ Β 0のいずれを係合させるかを判定するために、 例えば車両状態に基づいて記憶手段 5 6に予め記憶された前記図 6に示す変速線 図に従って変速機構 1 0の変速されるべき変速段が増速側ギヤ段例えば第 5速ギ ャ段であるか否かを判定する。
切換制御手段 5 0は、 車両状態に基づいて前記係合装置（切換クラッチ C 0、 切換ブレーキ Β 0 ) の係合/解放を切り換えることにより、前記無段変速状態と 前記有段変速状態とを、 すなわち前記差動状態と前記口ック状態とを選択的に切 り換える。 例えば、切換制御手段 5 0は、記憶手段 5 6に予め記憶された関係で ある前記図 6の破線および二点鎖線に示す切換線図 （切換マップ） から車速 Vお よび要求出力トルク T0 U Tで示される車両状態に基づいて、 変速機構 1 0 (差動 部 1 1 ) の切り換えるべき変速状態を判断して、 すなわち変速機構 1 0を無段変 速状態とする無段制御領域内であるか或いは変速機構 1 0を有段変速状態とする 有段制御領域内であるかを判定して、 変速機構 1 0を前記無段変速状態と前記有 段変速状態とのいずれかに選択的に切り換える。
具体的には、 切換制御手段 5 0は有段変速制御領域内であると判定した場合は 、 ハイプリッド制御手段 5 2に対してハイプリッド制御或いは無段変速制御を不 許可すなわち禁止とする信号を出力するとともに、 有段変速制御手段 5 4に対し ては、 予め設定された有段変速時の変速を許可する。 このときの有段変速制御手 段 5 4は、 言己憶手段 5 6に予め記憶された例えば図 6に示す変速線図に従って自 動変速部 2 0の自動変速制御を実行する。 例えば記憶手段 5 6に予め記憶された 図 2は、 このときの変速において選択される油圧式摩擦係合装置すなわち C 0、 C l、 C 2、 B 0、 B l、 B 2、 B 3の作動の組み合わせを示している。 すなわ ち、 変速機構 1 0全体すなわち差動部 1 1および自動変速部 2 0が所謂有段式自 動変速機として機能し、 図 に示す係合表に従って変速段が達成される。
例えば、 増速側ギヤ段判定手段 6 2により第 5速ギヤ段が判定される場合には 、 変速機構 1 0全体として変速比が 1 . 0より小さな増速側ギヤ段所謂オーバー ドライブギヤ段が得られるために切換制御手段 5 0は差動部 1 1が固定の変速比 7 0例えば変速比ァ 0が 0 . 7の副変速機として機能させられるように切換クラ ツチ C 0を解放させ且つ切換ブレーキ B 0を係合させる指令を油圧制御回路 4 2 へ出力する。 また、 増速側ギヤ段判定手段 6 2により第 5速ギヤ段でないと判定 される場合には、 変速機構 1 0全体として変速比がし 0以上の減速側ギヤ段が 得られるために切換制御手段 5 0は差動部 1 1が固定の変速比ァ 0例えば変速比 ァ 0が 1の副変速機として機能させられるように切換クラッチ C 0を係合させ且 つ切換ブレーキ B 0を解放させる指令を油圧制御回路 4 2へ出力する。 このよう に、 切換制御手段 5 0によって変速機構 1 0が有段変速状態に切り換えられると ともに、 その有段変速状態における 2種類の変速段のいずれかとなるように選択 的に切り換えられて、 差動部 ·1 1が副変速機として機能させられ、 それに直列の' 自動変速部 2 0が有段変速機として機能することにより、 変速機構 1 0全体が所 謂有段式自動変速機として機能させられる。
しかし、 切換制御手段 5 0は、 変速機構 1 0を無段変速状態に切り換える無段 変速制御領域内であると判定した場合は、 変速機構 1 0全体として無段変速状態 が得られるために差動部 1 1を無段変速状態として無段変速可能とするように切 換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0を解放させる指令を油圧制御回路 4 1へ 出力する。 同時に、 ハイプリッ ド制御手段 5 2に対してハイプリッド制御を許可 する信号を出力するとともに、 有段変速制御手段 5 4には、 予め設定された無段 変速時の変速段に固定する信号を出力するか、 或いは記憶手段 5 6に予め記憶さ れた例えば図 6に示す変速線図に従って自動変速部 2 0を自動変速することを許 可する信号を出力する。 この場合、 有段変速制御手段 5 4により、 図 2の係合表 内において切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0の係合を除いた作動により 自動変速が行われる。 このように、 切換制御手段 5 0により無段変速状態に切り 換えられた差動部 1 1が無段変速機として機能し、 それに直列の自動変速部 2 0 が有段変速機として機能することにより、 適切な大きさの駆動力が得られると同 時に、 自動変速部 2 0の第 1速、 第 2速、 第 3速、 第 4速の各ギヤ段に対しその 自動変速部 2 0に入力される回転速度すなわち伝達部材 1 8の回転速度が無段的 に変化させられて各ギヤ段は無段的な変速比幅が得られる。 したがって、 その各 ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な変速比となって変速機構 1 0全体として無 段変速状態となり トータル変速比ァ Tが無段階に得られるようになる。
ここで前記図 6について詳述すると、 図 6は自動変速部 2 0の変速判断の基と なる記憶手段 5 6に予め記憶された関係である変速線図 （変速マップ） であり、 車速 Vと駆動力関連値である要求出力トルク Το υτとをパラメータとする二次元 座標で構成された変速線図の一例である。 図 6の実線はアップシフ卜線であり一 点鎖線はダウンシフト線である。
また、 図 6の破線は切換制御手段 5 0による有段制御領域と無段制御領域との 判定のための判定車速 V 1および判定出力トルク T 1を示している。 つまり、 図 6の破線はハイプリッ ド車両'の高速走行を判定するための予め設定された高速走 行判定値である判定車速 V 1の連なりである高車速判定線と、 ハイブリツ ド車両 の駆動力に関連する駆動力関連値例えば自動変速部 2 0の出力トルク Το υ τが高 出力となる高出力走行を判定するための予め設定された高出力走行判定値である 判定出力卜ルク Τ 1の連なりである高出力走行判定線とを示している。 さらに、 図 6の破線に対して二点鎖線に示すように有段制御領域と無段制御領域との判定 にヒステリシスが設けられている。 つまり、 この図 6は判定車速 V 1および判定 出力トルク Τ 1を含む、 車速 Vと出力トルク T 0 UTとをパラメ一夕として切換制 御手段 5 0により有段制御領域と無段制御領域とのいずれであるかを領域判定す るための予め記憶された関係である切換線図 （切換マップ） である。 なお、 この 切換線図を含めて変速マップとして記憶手段 5 6に予め記憶されてもよい。 また 、 この切換線図は判定車速 V 1および判定出力トルク T 1の少なくとも 1つを含 むものであってもよいし、 車速 Vおよび出力トルク το υ τの何れかをパラメ一夕 とする予め記憶された切換線であってもよい。
上記変速線図、 切換線図、 或いは駆動力源切換線図等は、 マップとしてではな く実際の車速 Vと判定車速 V 1とを比較する判定式、 出力トルク Τ。υτと判定出 力トルク Τ 1とを比較する判定式等として記憶されてもよい。 この場合には、 切 換制御手段 5 0は、 車両状態例えば実際の車速が判定車速 V 1を越えたときに変 速機構 1 0を有段変速状態とする。 また、 切換制御手段 5 0は、 車両状態例えば 自動変速部 2 0の出力トルク T0 U Tが判定出力トルク Τ 1を越えたときに変速機 構 1 0を有段変速状態とする。
また、 差動部 1 1を電気的な無段変速機として作動させるための電動機等の電 気系の制御機器の故障や機能低下時、 例えば第 1電動機 M 1における電気工ネル ギの発生からその電気工ネルギが機械的エネルギに変換されるまでの電気パスに 関連する機器の機能低下すなわち第 1電動機 M l、 第 2電動機 M 2、 インバー夕 5 8、 蓄電装置 6 0、 それらを接続する伝送路などの故障 （フヱイル） や、 故障 とか低温による機能低下が発生したような車両状態となる場合には、 無段制御領 域であっても車両走行を確保するために切換制御手段 5 0は変速機構 1 0を優先 的に有段変速状態としてもよい。 前記駆動力関連値とは、 車両の駆動力に 1対 1に対応するパラメータであって 、 駆動輪 3 8での駆動トルク或いは駆動力のみならず、 例えば自動変速部 2 0の 出力トルク Το υτ、 エンジントルク ΤΕ、 車両加速度 Gや、 例えばアクセル開度 Acc或いはスロッ トル弁開度 0 TH (或いは吸入空気量、 空燃比、 燃料噴射量） とエンジン回転速度 N Eとに基づいて算出されるエンジントルク T Eなどの実際 値や、 アクセル開度 Acc或いはスロットル弁開度 0 TH等に基づいて算出される 要求 （目標） エンジントルク TE、 自動変速部 2 0の要求 （目標） 出力トルク T ο υτ 要求駆動力等の推定値であってもよい。 また、 上記駆動トルクは出力トル ク Τ。υ τ等からデフ比、 駆動輪 3 8の半径等を考慮して算出されてもよいし、 例 えばトルクセンサ等によって直接検出されてもよい。 上記他の各トルク等も同様 である。
また、 前記判定車速 V 1は、 例えば高速走行において変速機構 1 0が無段変速 状態とされるとかえつて燃費が悪化するのを抑制するように、 その高速走行にお いて変速機構 1 0が有段変速状態とされるように設定されている。 また、 前記判 定トルク T 1は、 例えば車両の高出力走行において第 1電動機 M lの反力トルク をエンジン 8の高出力域まで対応させないで第 1電動機 M 1を小型化するために 、 第 I電動機 M 1からの電気工ネルギの最大出力を小さくして配設可能とされた 第 1電動機 M 1の特性に応じて設定されている。
図 8は、 エンジン回転速度 N Eとエンジントルク T Eとをパラメータとして切 換制御手段 5 0により有段制御領域と無段制御領域とのいずれであるかを領域判 定するための境界線としてのエンジン出力線を有し、 例えば記憶手段 5 6に予め 記憶された関係である切換線図 （切換マップ） である。 切換制御手段 5 0は、 図 6の切換線図に替えてこの図 8の切換線図からェンジン回転速度 N Eとェンジン トルク TEとに基づいて、 それらのエンジン回転速度 N Eとエンジントルク T Eと で表される車両状態が無段制御領域内であるか或いは有段制御領域内であるかを 判定してもよい。 また、 この図 8は図 6の破線を作るための概念図でもある。 言 い換えれば、 図 6の破線は図 8の関係図 （マップ） に基づいて車速 Vと出力トル ク丁。 とをパラメータとする二次元座標上に置き直された切換線でもある。 図 6の関係に示されるように、 出力トルク Τ ο υ τが予め設定された判定出力卜 ルク Τ 1以上の高トルク領域、 或いは車速 Vが予め設定された判定車速 V 1以上 の高車速領域が、 有段制御領域として設定されているので有段変速走行がェンジ ン 8の比較的高トルクとなる高駆動トルク時、 或いは車速の比較的高車速時にお しヽて実行され、 無段変速走行がェンジン 8の比較的低トルクとなる低駆動トルク 時、 或いは車速の比較的低車速時すなわちエンジン 8の常用出力域において実行 されるようになつている。
同様に、 図 8の関係に示されるように、 エンジントルク Τ Εが予め設定された 所定値 Τ Ε 1以上の高トルク領域、 エンジン回転速度 Ν Εが予め設定された所定 値 Ν Ε 1以上の高回転領域、 或いはそれらエンジントルク Τ Εおよびエンジン回 転速度 Ν Εから算出されるェンジン出力が所定以上の高出力領域が、 有段制御領 域として設定されているので、 有段変速走行がエンジン 8の比較的高トルク、 比 較的高回転速度、 或いは比較的高出力時において実行され、 無段変速走行がェン ジン 8の比較的低トルク、 比較的低回転速度、 或いは比較的低出力時すなわちェ ンジン 8の常用出力域において実行されるようになっている。 図 8における有段 制御領域と無段制御領域との間の境界線は、 高車速判定値の連なりである高車速 判定線および高出力走行判定値の連なりである高出力走行判定線に対応している これによつて、 例えば、 車両の低中速走行および低中出力走行では、 変速機構 1 0が無段変速状態とされて車両の燃費性能が確保されるが、 実際の車速 Vが前 記判定車速 V 1を越えるような高速走行では変速機構 1 0が有段の変速機として 作動する有段変速状態とされ専ら機械的な動力伝達経路でェンジン 8の出力が駆 動輪 3 8へ伝達されて電気的な無段変速機として作動させる場合に発生する動力 と電気エネルギとの間の変換損失が抑制されて燃費が向上させられる。
また、 出力トルク Τ。υ τなどの前記駆動力関連値が判定トルク Τ 1を越えるよ うな高出力走行では変速機構 1 0が有段の変速機として作動する有段変速状態と され専ら機械的な動力伝達経路でェンジン 8の出力が駆動輪 3 8へ伝達されて電 気的な無段変速機として作動させる領域が車両の低中速走行および低中出力走行 となって、 第 1電動機 M 1が発生すべき電気的エネルギ換言すれば第 1電動機 M 1が伝える電気的エネルギの最大値を小さくできて第 1電動機 M 1或いはそれを 含む車両の駆動装置が一層/ J、型化される。
つまり、 前記所定値 T E 1が第 1電動機 M 1が反力トルクを受け持つことがで きるエンジントルク TEの切換判定値として予め設定されると、 エンジントルク T Eがその所定値 T E 1を超えるような高出力走行では、 差動部 1 1が有段変速 状態とされるため、 第 1電動機 M 1は差動部 1 1が無段変速状態とされていると きのようにエンジントルク T Eに対する反力トルクを受け持つ必要が無いので、 第 1電動機 M 1の^ 化が防止されつつその耐久性の低下が抑制される。 言い換 えれば、 本実施例の第 1電動機 M 1は、 その最大出力がェンジントルク TEの最 大値に対して必要とされる反力トルク容量に比較して小さくされることで、 すな わちその最大出力を上記所定値 T E 1を超えるようなエンジントルク TEに対す る反力トルク容量に対応させないことで、 小型化が実現されている。
尚、 上記第 1電動機 M 1の最大出力は、 この第 1電動機 M 1の使用環境に許容 されるように実験的に求められて設定されている第 1電動機 M 1の定格値である 。 また、 上記エンジントルク TEの切換判定値は、 第 1電動機 M 1が反力トルク を受け持つことができるェンジントルク T Eの最大値またはそれよりも所定値低 い値であって、 第 1電動機 M 1の耐久性の低下が抑制されるように予め実験的に 求められた値である。
また、 他の考え方として、 この高出力走行においては燃費に対する要求より運 転者の駆動力に対する要求が重視されるので、 無段変速状態より有段変速状態 （ 定変速状態） に切り換えられるのである。 これによつて、 ユーザは、 例えば図 9 に示すような有段自動変速走行におけるアップシフトに伴うエンジン回転速度 N Eの変化すなわち変速に伴うリズミカルなエンジン回転速度 N Eの変化が楽しめ る。
図 1 0は複数種類のシフトポジションを人為的操作により切り換える切換装置 9 0の一例を示す図である。 この切換装置 9 0は、 例えば運転席の横に配設され 、 複数種類のシフ卜ポジシヨシを選択するために操作されるシフ卜レバ一 9 2を' 備えている。 そのシフトレバー 9 2は、 例えば図 2の係合作動表に示されるよう に第 1クラッチ C 1および第 2クラッチ C 2のいずれの係合装置も係合されない ような変速機構 1 0内つまり自動変速部 2 0内の動力伝達経路が遮断されたニュ 一トラル状態すなわち中立状態とし且つ自動変速部 2 0の出力軸 2 2をロックす るための駐車ポジション 「P (パーキング） 」 、 後進走行のための後進走行ポジ シヨン 「R (リバース） 」 、変速機構 1 0内の動力伝達経路が遮断された中立状 態とする中立ポジション 「N (ニュートラル） 」 、前進自動変速走行ポジション 「D (ドライブ） 」 、 または前進手動変速走行ポジション 「M (マニュアル） 」 へ手動操作されるように設けられている。
例えば、 上記シフトレバー 9 2の各シフ卜ポジションへの手動操作に連動して そのシフトレバ一 9 2に機械的に連結された油圧制御回路 4 2内のマニュアル弁 が切り換えられて、 図 2の係合作動表に示す後進ギヤ段 「R」 、 ニュートラル 「 N」 、 前進ギヤ段 「D」 等が成立するように油圧制御回路 4 2が機械的に切り換 えられる。 また、 「D」 または 「M」 ポジションにおける図 2の係合作動表に示 す 1st乃至 5thの各変速段は、 油圧制御回路 4 2内の電磁弁が電気的に切り換え られることにより成立させられる。
上記 「P」 乃至 「M」 ポジションに示す各シフトポジションにおいて、 「P」 ポジションおよび 「N」 ポジションは、 車両を走行させないときに選択される非 走行ポジシヨンであって、 例えば図 1の係合作動表に示されるように第 1 クラッ チ C 1および第 2クラッチ C 2のいずれもが解放されるような自動変速部 2 0内 の動力伝達経路が遮断された車両を駆動不能とする第 1クラッチ C 1および第 2 クラッチ C 2による動力伝達経路の動力伝達遮断状態へ切換えを選択するための 非駆動ポジションである。 また、 「R」 ポジション、 「D」 ポジションおよび 「 M」 ポジションは、 車両を走行させるときに選択される走行ポジションであって 、 例えば図 2の係合作動表に示されるように第 1クラッチ C 1および第 2クラッ チ C 2の少なくとも一方が係合されるような自動変速部 2 0内の動力伝達経路が 連結された車両を駆動可能とする第 1クラッチ C 1および/または第 2クラッチ C 2による動力伝達経路の動力伝達可能状態へ切換えを選択するための駆動ポジ' ションでもある。
具体的には、 シフトレバー 9 2が 「P」 ポジション或いは 「N」 ポジションか ら 「R」 ポジションへ手動操作されることで、 第 2クラッチ C 2が係合されて自 動変速部 2 0内の動力伝達経路が動力伝達遮断状態から動力伝達可能状態とされ 、 シフトレバー 9 2が 「N」 ポジションから 「D」 ポジションへ手動操作される ことで、 少なくとも第 1クラッチ C 1が係合されて自動変速部 2 0内の動力伝達 経路が動力伝達遮断状態から動力伝達可能状態とされる。 また、 「D」 ポジショ ンは最高速走行ポジシヨンでもあり、 「M」 ポジションにおける例えば 「 4」 レ ンジ乃至 「し」 レンジはエンジンブレーキ効果が得られるエンジンブレーキレン ジでもある。
上記 「M」 ポジションは、 例えば車両の前後方向において上記 「D」 ポジショ ンと同じ位置において車両の幅方向に隣接して設けられており、 シフトレバー 9 2が 「M」 ポジションへ操作されることにより、 「D」 レンジ乃至 「L」 レンジ の何れかがシフトレバー 9 2の操作に応じて変更される。 具体的には、 この 「M 」 ポジションには、 車両の前後方向にアップシフト位置 「十」 、 およびダウンシ フト位置 「一」 が設けられており、 シフトレバー 9 2がそれ等のアップシフト位 置 「十」 またはダウンシフト位置 「一」 へ操作されると、 「D」 レンジ乃至 「L 」 レンジの何れかが選択される。 例えば、 「M」 ポジションにおいて選択される 「D」 レンジ乃至 「L」 レンジの 5つの変速レンジは、 変速機構 1 0の自動変速 制御が可能なトータル変速比ァ Tの変化範囲における高速側 （変速比が最小側） のトータル変速比ァ Tが異なる複数種類の変速レンジであり、 また自動変速部 2 0の変速が可能な最高速側変速段が異なるように変速段 （ギヤ段） の変速範囲を 制限するものである。 また、 シフトレバー 9 2はスプリング等の付勢手段により 上記アップシフト位置 「十」 およびダウンシフト位置 「一」 力、ら、 「M」 ポジシ ヨンへ自動的に戻されるようになつている。 また、 切換装置 9 0にはシフトレバ 一 9 2の各シフトポジションを検出するための図示しないシフ卜ポジションセン ザが備えられており、 そのシフトレバ一 9 2のシフトポジション P S Hを表す信 号や 「M」 ポジションにおけ'る操作回数等を電子制御装置 4 0へ出力する。 - 例えば、 「D」 ポジションがシフトレバー 9 2の操作により選択された場合に は、 図 6に示す予め記憶された変速マップゃ切換マップに基づいて切換制御手段 5 0により変速機構 1 0の変速状態の自動切換制御が実行され、 ハイプリッド制 御手段 5 2により動力分配機構 1 6の無段変速制御が実行され、有段変速制御手 段 5 4により自動変速部 2 0の自動変速制御が実行される。 例えば、 変速機構 1 0が有段変速状態に切り換えられる有段変速走行時には変速機構 1 0が例えば図 2に示すような第 1速ギヤ段乃至第 5速ギヤ段の範囲で自動変速制御され、 或い は変速機構 1 0が無段変速状態に切り換えられる無段変速走行時には変速機構 1 0が動力分配機構 1 6の無段的な変速比幅と自動変速部 2 0の第 1速ギヤ段乃至 第 4速ギヤ段の範囲で自動変速制御される各ギヤ段とで得られる変速機構 1 0の 変速可能なトータル変速比ァ Tの変化範囲内で自動変速制御される。 この 「D」 ポジションは変速機構 1 0の自動変速制御が実行される制御様式である自動変速 走行モード （自動モード） を選択するシフトポジシヨンでもある。
或いは、 「M」 ポジションがシフ卜レバ一 9 2の操作により選択された場合に は、 変速レンジの最高速側変速段或いは変速比を越えないように、切換制御手段 5 0、 ハイブリツド制御手段 5 2、 および有段変速制御手段 5 4により変速機構 1 0の各変速レンジで変速可能なトータル変速比ァ Tの範囲で自動変速制御され る。 例えば、変速機構 1 0が有段変速状態に切り換えられる有段変速走行時には 変速機構 1 0が各変速レンジで変速機構 1 0が変速可能なトータル変速比ァ丁の 範囲で自動変速制御され、 或いは変速機構 1 0が無段変速状態に切り換えられる 無段変速走行時には変速機構 1 0が動力分配機構 1 6の無段的な変速比幅と各変 速レンジに応じた自動変速部 2 0の変速可能な変速段の範囲で自動変速制御され る各ギヤ段とで得られる変速機構 1 0の各変速レンジで変速可能な卜一夕ル変速 比ァ Tの範囲で自動変速制御される。 この 「M」 ポジションは変速機構 1 0の手 動変速制御が実行される制御様式である手動変速走行モード （手動モード） を選 択するシフトポジシヨンでもある。
このように、本実施例の変速機構 1 0 (差動部 1 1、 動力分配機構 1 6 ) は無 段変速状態 （差動状態） と非無段変速状態例えば有段変速状態（ロック状態） ど に選択的に切換え可能であって、 前記切換制御手段 5 0により車両状態に基づい て差動部 1 1の切り換えるべき変速状態が判断され、 差動部 1 1が無段変速状態 と有段変速状態とのいずれかに選択的に切り換えられる。 そして、 差動部 1 1が 有段変速状態である場合には、 ハイブリツド制御手段 5 2により差動部 1 1の電 気的 C V T機能（差動作用） によって自動変速部 2 0の変速前後でエンジン回転 速度 N Eの変化が抑制されるように、例えばェンジン回転速度 N Eの変化が略一 定に維持されるように、 自動変速部 2 0の変速に同期して差動部 1 1の変速が実 行され得ない。 そのため、 差動部 1 1が有段変速状態であるときの自動変速部 2 0の変速の際には、 変速ショックが発生する可能性があつた。
そこで、本実施例では、 自動変速部 2 0の変速の際には、 差動部 1 1が無段変 速状態である場合はもちろんであるが、 差動部 1 1が有段変速状態である場合で も変速ショックの発生が抑制されるように、 差動部 1 1が無段変速状態であるか 否かに基づいて、 変速機構 1 0の変速方法を変更する。 以下に、 その制御作動を 具体的に説明する。
差動状態判定手段 8 0は、 自動変速部 2 0の変速の実行が判断された場合には 、 例えば有段変速制御手段 5 4により図 6に示す変速線図から車両状態に基づい て自動変速部 2 0の変速すべき変速段が判断された場合には、 差動部 1 1の変速 状態に基づいて変速機構 1 0の変速方法を変更するために、 動力分配機構 1 6が 差動状態すなわち差動部 1 1が無段変速状態とされているか否かを判定する。 例 えば、 差動状態判定手段 8 0は、 切換制御手段 5 0により変速機構 1 0が有段変 速状態に切換制御される有段制御領域内か或いは変速機構 1 0が無段変速状態に 切換制御される無段制御領域内であるかの判定のための例えば図 6に示す切換線 図から車速 Vおよび出力トルク Τ ο υτで示される車両状態に基づいて変速機構 1 0を無段変速状態とする無段制御領域内であるか否かによって差動部 1 1が無段 変速状態となっているか否かを判定する。
変速制御手段 8 2は、前記有段変速制御手段 5 4による自動変速部 I 0の変速 の際には、差動部 1 1が無段変速状態か否かに基づいて、例えば前記差動状態判 定手段 8 0による差動部 1 1が無段変速状態とされているか否かの判定結果に基- づいて、変速機構 1 0の変速方法を変更する。
具体的には、 上記変速制御手段 8 2は、有段変速制御手段 5 4による自動変速 部 1 0の変速の際に、差動状態判定手段 8 0により差動部 1 1が無段変速状態で あると判定されたときには、 自動変速部 2 0の変速過程におけるイナ一シャ相中 に、 差動部 1 1の差動作用すなわち電気的な無段変速作動によってエンジン回転 速度 NEが略一定に維持されるように差動部 1 1の変速を実行する指令を前記ハ イブリツド制御手段 5 2に出力する。 例えば、 変速制御手段 8 2は、 エンジン回 転速度 NEが略一定に維持されるように、 自動変速部 2 0の変速過程におけるィ ナーシャ相中に、 自動変速部 2 0の変速比ァの変化方向とは反対方向へ差動部 1 1の変速比ァ 0を変化させる指令を前記ハイプリッド制御手段 5 2に出力する。 ィナ一シャ相開始判定手段 8 4は、 自動変速部 1 0の変速過程においてィナ一 シャ相が開始したか否かを、 有段変速制御手段 5 4による自動変速部 2 0の変速 判断に伴って解放側係合装置が解放された後、係合側係合装置が係合卜ルク容量 を持ち始めたことにより伝達部材 1 8 (第 2電動機 M 2 ) の回転速度が変化し始 めたか否かで判定する。
例えば、 イナ一シャ相開始判定手段 8 4は、 有段変速制御手段 5 4による自動 変速部 2 0の変速過程において、実際の伝達部材 1 8の回転速度すなわち第 2電 動機回転速度 NM 2がイナーシャ相の開始を判定するために予め実験的に定めら れた所定量変ィ匕したか否か、 有段変速制御手段 5 4による自動変速部 2 0の変速 判断から係合側係合装置が係合トルク容量を持ち始める時間として予め実験的に 求められて定められた所定時間経過したか否か、 或いは係合側係合装置の係合油 圧が係合トルク容量を持ち始める油圧（指令）値として予め実験的に求められて 定められた係合過渡油圧 （指令） 値 P cとなったか否かなどに基 いて、 係合側 係合装置が係合卜ルク容量を持ち始めたことにより第 2電動機回転速度 NM 2が 変化し始めたか否かを判定する。
また、 変速制御手段 8 2は、有段変速制御手段 5 4による自動変速部 2 0の変 速の際に、 差動状態判定手段 8 0により差動部 1 1が無段変速状態でないと判定 されたときには、 すなわち差動部 1 1が非無段変速状態のときには、 第 1電動機' M 1および/または第 2電動機 M 2を用いて自動変速部 2 0の変速に伴いェンジ ン回転速度 N Eを積極的に変化させる指令を前記ハイブリツド制御手段 5 2に出 力する。 例えば、 ハイブリツ ド制御手段 5 2は、 その指令に従って、 自動変速部 2 0の変速に伴うエンジン回転速度 N Eの変化率 N E， （=dN E/dt) を、 目標ェ ンジン回転速度変化率 N E t ' に近づけるように、 第 1電動機 M lおよび/また は第 2電動機 M 2を用いて強制的にエンジン回転速度 N Eを変化させる。
こうすることで、 差動作用が働く差動部 1 1の無段変速状態に比較してェンジ ン回転速度 N Eが変化させられ難い差動部 1 1の非無段変速状態であっても、 自 動変速部 2 0の変速に伴って成り行きですなわち車速 V (駆動輪 3 8側） に連れ 回されてエンジン回転速度 N Eが変化する場合に比較して、 エンジン回転速度変 化率 Ν Ε' をより目標エンジン回転速度変化率 N E t， に近づけることができる。 例えば、 その目標エンジン回転速度変化率 NE t ' は、 フィーリングが良いとさ れているようなェンジン回転速度変化率 N E ' が大きくなる速やかな変速応答性 と、 変速ショックが抑制し易いとされているようなエンジン回転速度変化率 N E ' が小さくなる緩やかな変速応答性とが、 両立するようなエンジン回転速度変化 率 Ν Ε' として予め実験的に求められて記憶されている。
また、 変速制御手段 8 2は、 有段変速制御手段 5 4による自動変速部 2 0の変 速の際に、 差動状態判定手段 8 0により差動部 1 1が無段変速状態でないと判定 されたときには、 第 1電動機 Μ 1および/または第 2電動機 Μ 2を用いて自動変 速部 2 0の変速に伴うェンジン回転速度 Ν Εの吹き上がりを抑制する指令を前記 ハイブリツ ド制御手段 5 2に出力する。 例えば、 ハイブリツド制御手段 5 2は、 その指令に従って、 自動変速部 2 0の変速に伴うエンジン回転速度 Ν Εの吹き上 がりを抑制するように、 第 1電動機 Μ 1および/または第 2電動機 Μ 2を用いて 強制的にェンジン回転速度 Ν Εを変化させる。
こうすることで、 差動作用が働く差動部 1 1の無段変速状態に比較してェンジ ン回転速度 ΝΕが変化させられ難い差動部 1 1の非無段変速状態であっても、 自 動変速部 2 0の変速に伴って成り行きでェンジン回転速度 Ν Εが変化する場合に 比較して、 エンジン回転速度 ·Ν Εの吹き上がりに伴う変速ショックの発生が抑制 · される。 例えば、 このエンジン回転速度 NEの吹き上がりは、 アップシフトに伴 つて引き上げられるエンジン回転速度 NEの変速完了時点での吹き上がりであつ たり、 変速過渡過程でのァンダ一ラップに伴うェンジン吹き等が想定される。 また、 変速制御手段 8 2は、 有段変速制御手段 5 4による自動変速部 2 0の変 速に際して、 差動状態判定手段 8 0により差動部 1 1が無段変速状態でないと判 定されたときには、 差動部 1 1が無段変速状態のときに比較して、 自動変速部 2 0の変速に関与する係合側の油圧式摩擦係合装置の係合圧を高くする指令を前記 有段変速制御手段 5 4に出力する。 例えば、 有段変速制御手段 5 4は、 その指令 に従って、 自動変速部 2 0の変速に関与する係合側の油圧式摩擦係合装置の係合 圧を、 差動部 1 1が無段変速状態のときに比較して所定油圧高くなる油圧指令を 油圧制御回路 4 2へ出力する。
こうすることで、 差動作用によって自動変速部 2 0の変速に伴うエンジン回転 速度 N Eの変化が抑制され得る差動部 1 1の無段変速状態に比較して、 エンジン 回転速度 NEの変化を伴うために変速中のイナ一シャが増加する、 すなわち自動 変速部 2 0の変速に伴って伝達部材 1 8の回転速度が変化する際の自動変速部 2 0からェンジン 8側を見た場合の変速中の慣性質量が増加する差動部 1 1の非無 段変速状態であっても、 自動変速部 2 0の変速中の係合側の油圧式摩擦係合装置 の係合トルク容量が適切に得られる。 上記所定油圧は、 差動部 1 1が非無段変速 状態であるときの自動変速部 2 0の変速中の係合側の油圧式摩擦係合装置の係合 トルク容量が適切に得られるように、 差動部 1 1が無段変速状態であるときの係 合油圧より高い係合油圧が得られる値として予め実験的に求められて設定されて いる。
トルクダウン制御手段 8 6は、 駆動輪 3 8へ伝達されるトルクを低減する。 例 えば、 卜ルクダウン制御手段 8 6は、 電子スロットル弁 9 4の開度を絞ったり、 燃料噴射装置 9 6による燃料供給量を減少させたり、 点火装置 9 8によるェンジ ン 8の点火時期を遅角させたりして、 エンジントルク TEを低下させるエンジン トルクダウン制御により、 駆動輪 3 8へ伝達されるトルク例えば自動変速部 2 0 の入力トルク T I N或いはまた自動変速部 2 0の出力トルク Τουτを低減する。 ま ' た、 トルクダウン制御手段 8 6は、 一時的に逆駆動卜ルクや蓄電装置 6 0に充電 が行われる回生制動トルクを発生させるようにインバー夕 5 8により第 2電動機 M 2を制御させる電動機トルクダゥン制御を、 上記ェンジントルクダゥン制御に 加えて或いは単独で実行することにより駆動輪 3 8へ伝達されるトルクを低減す る。
ここで、 切換制御手段 5 0によって差動部 1 1 (変速機構 1 0 ) が有段変速状 態に切り換えられて変速機構 1 0全体が有段式自動変速機として機能させられる 場合において、 例えば、 有段変速制御手段 5 4により自動変速部 2 0のアップシ フ卜が実行されると、 その変速過程においてアップシフトに伴って自動変速部 2 0の入力回転速度すなわち伝達部材 1 8の回転速度が変化する所謂ィナーシャ相 では、 エンジン回転速度 N Eの回転速度の減少に伴ってエンジン 8から一時的に 放出されたエネルギが駆動輪 3 8へ伝達されるトルクのトルク増加分例えば入力 トルク T I Nのトルク増加分或いはまた出力トルク Τ ο υ τのトルク増加分として発 生する所謂イナーシャトルクにより変速ショックが発生する可能性がある。 或い はまた、 例えば、 有段変速制御手段 5 4により自動変速部 2 0の変速が実行され ると、 その変速過程におけるイナ一シャ相では、 差動部 1 1の第 2回転要素 R E 2や第 3回転要素 R Ε 3の回転速度の減少、 および/または自動変速部 2 0の第 4回転要素 R Ε 4乃至第 8回転要素 R Ε 8の各回転要素の少なくとも 1つの回転 , 要素の回転速度の減少に伴って駆動輪 3 8へ伝達されるトルクのトルク増加分と して発生するイナーシャトルクにより変速ショックが発生する可能性がある。 また、 切換制御手段 5 0によって変速機構 1 0が無段変速状態に切り換えられ て変速機構 1 0全体が無段変速機として機能させられる場合において、 例えば、 有段変速制御手段 5 4により自動変速部 2 0の変速が実行されて、 ハイブリツ ド 制御手段 5 2により自動変速部 1 0の変速前後で変速機構 1 0のト一タル変速比 7 Τが変化しないように或いはその変化が抑制されて連続的になるように差動部 1 1の変速が実行されると、 その変速過程ではエンジン回転速度 Ν Εの回転速度 は変化しないか或いはその回転速度変化が抑制される。
し力、し、 この場合でも自動変速部 2 0の変速が実行されると、 その変速過程に おけるイナーシャ相では、 差動部 1 1の第 2回転要素 R E 2や第 3回転要素 R E 3の回転速度の減少、 および/または自動変速部 2 0の第 4回転要素 R E 4乃至 第 8回転要素 R E 8の各回転要素の少なくとも 1つの回転要素の回転速度の減少 に伴つて駆動輪 3 8へ伝達されるトルクのトルク増加分として発生するイナーシ ャトルクにより変速ショックが発生する可能性がある。
そこで、 前記トルクダウン制御手段 8 6は、 有段変速制御手段 5 4による自動 変速部 2 0の変速の際に駆動輪 3 8へ伝達される卜ルク例えば自動変速部 2 0の 入力トルク T 1 N或いはまた自動変速部 2 0の出力トルク Τ ο υ τを低減する。 具体 的には、 トルクダウン制御手段 8 6は、 上記イナ一シャトルクに相当するトルク 分を例えば入力トルク T I N或いはまた出力トルク Τ。υτにおいてある程度相殺し てイナーシャトルクによる変速ショックを抑制するために、 前記エンジントルク ダウン制御や前記電動機卜ルクダウン制御を単独で或いは組み合わせて実行する ことにより駆動輪 3 8へ伝達されるトルクを低減する。 このトルクダウン制御手 段 8 6による駆動輪 3 8へ伝達されるトルクの低減は、 前述したハイプリッド制 御手段 5 による差動部 1 1の同期変速制御開始時期と同様に、 自動変速部 2 0 の変速過程におけるイナ一シャ相中にて実行されればよい。
また、 トルクダウン制御手段 8 6は、 上述した機能に替えて或いは加えて、 有 段変速制御手段 5 4による自動変速部 2 0の変速の際に、 自動変速部 2 0の摩擦 係合装置の係合完了に伴うトルク振動をある程度相殺して係合ショックを抑制す るように、 駆動輪 3 8へ伝達されるトルクを低減する。
このように、 自動変速部 2 0の変速の際に、 その変速に伴って発生する自動変 速部 2 0内の回転要素の回転速度変化によるイナーシャトルクやエンジン回転速 度 Ν Εの回転速度変化を含む差動部 1 1内の回転要素の回転速度変化によるイナ ーシャトルクに相当するトルク分を相殺するように、 および/または自動変速部 2 0の摩擦係合装置の係合完了に伴うトルク振動をある程度相殺して係合ショッ クを抑制するように、 トルクダウン制御手段 8 6により入力トルク Τ Ι Νが低減 されるので変速ショックが抑制される。
ところで、 本実施例では、 有段変速制御手段 5 4による自動変速部 2 0の変速 に際して、 差動部 1 1が無段変速状態であるときには、 エンジン回転速度 N Eが 略一定に維持されるようにハイブリツド制御手段 5 2により差動部 1 1の変速が 実行されて、 変速ショックが抑制されたり、 燃費が向上される。 このとき、 トー 夕ル変速比ァ Tの目標値が自動変速部 2 0の変速前後で大きく変化させられるよ うな場合であっても、 トータル変速比ァ Tが連続的に変化するために、 一旦、 自 動変速部 2 0の変速前後でェンジン回転速度 N Eが略一定に維持されるように差 動部 1 1の変速が実行された後、 目標のトータル変速比ァ Tに向かって連続的に 変化するように更に差動部 1 1の変速が実行される。 し力、し、 このような場合に は、 トータル変速比ァ Tを連続的に変化させるよりも、 トータル変速比ァ Tを段 階的 （非連続的） に変化させて変速応答性を向上した方がユーザにとって気持ち が良いという考え方もある。
例えば、 前記図 6の実線 Bの a—— bに示すように、 車速 Vの変化に伴って自 動変速部 2 0が変速される場合には、 自動変速部 2 0の変速前後のトータル変速 比ァ Tの変化幅が小さいか略変化しないので、 変速応答性を向上するよりも変速 ショックを抑制したり燃費を向上する方が良い。 ところが、 前記図 6の実線 Cの c— dに示すように、 例えばァクセルペダルの踏み込み操作や戻し操作に基づ く要求出力トルク Τουτの変化に伴って自動変速部 2 0が変速される場合には、 自動変速部 2 0の変速前後のトータル変速比ァ Τの変化幅が実線 Βに比較して大 きくなるので、 自動変速部 2 0の変速前後で卜一夕ル変速比 Ύ Τを連続的に変化 して変速ショックを抑制したり燃費を向上するよりも、 トータル変速比ァ Τを段 階的 （非連続的） に変化させて変速応答性を向上した方が良いという考え方もあ る。
そこで、 自動変速部 2 0の変速前後のトータル変速比ァ Τの変化幅が大きいよ うな変化のときには、 変速応答性が向上されるように、 ハイブリツ ド制御手段 5 2により自動変速部 0の変速前後でトータル変速比ァ Τを連続的に変化させな いすなわち変速比が段階的に変化するように卜一タル変速比ァ Τを飛ばしても良 い。 別の見方をすれば、 例えばアクセルペダルの踏み込み操作や戻し操作に基づ いて、 自動変速部 2 0の変速前後のトータル変速比ァ Τの変化幅が大きくなるよ うな場合には、 トータル変速比ァ Tが段階的に飛ぶような所謂飛び変速の方がュ 一ザにとって気持ちが良いと思われるので、 段階的に変化する自動変速部 2 0の 変速比ァを利用してトータル変速比 Ί Tを飛ばしても良い。
具体的には、 上記変速制御手段 8 2は、 前述の機能に加え、 有段変速制御手段 5 4による自動変速部 2 0の変速の際に、 差動状態判定手段 8 0により差動部 1 1が無段変速状態であると判定されるときであって、 トータル変速比ァ Tの変化 幅が大きいときには、 トータル変速比ァ Tを目標値に向かつて非連続的に変化さ せるように、 自動変速部 2 0の変速とは独立にすなわち単独で差動部 1 1の変速 を実行する指令を前記ハイブリッ ド制御手段 5 2に出力する。 こうすることで、 自動変速部 2 0の段階的な変速比変化を利用しつつその変化に差動部 1 1の変速 比変化を加える （或いは減じる） ようにトータル変速比ァ Tを目標値に変化させ られ得るので、 自動変速部 2 0の変速前後ではトータル変速比ァ Tが段階的に変 化させられて変速応答性が向上する。
例えば、 上記トータル変速比ァ Tの変化幅が大きいときとは、 前記図 6の実線 Cの c— dに示すようにアクセルべダルが大きく踏み込み操作されたり戻し操 作されたりして、 目標となるトータル変速比ァ Tの変化幅が所定量以上とされる ために、 トータル変速比ァ Tの変ィ匕が非連続的な変化すなわちトータル変速比ァ Tが段階的に飛ぶような所謂飛び変速とされるときが想定される。 上記所定量は 、 目標のトータル変速比ァ Tの変化が連続的ではなく段階的 （すなわち非連続的 ) である方がユーザにとって良いと思われるような予め実験的に求められて定め られた値である。
図 1 1は、 電子制御装置 4 0の制御作動の要部すなわち自動変速部 2 0の変速 の際の変速機構 1 0の変速制御作動を説明するフローチャートであり、 例えば数 m s e c乃至数十 m s e c程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行され るものである。
また、 図 1 2は、 図 1 1のフローチャートに示す制御作動を説明するタイムチ ヤー卜であり、 差動部 1 1の無段変速状態において自動変速部 2 0の 2速— 3速 ァップシフトが実行された場合での制御作動を示している。 · また、 図 1 3は、 図 1 1のフローチャートに示す制御作動を説明するタイムチ ヤートであり、 差動部 1 1の無段変速状態において自動変速部 2 0の 3速→2速 コース卜ダウンシフ卜が実行された場合での制御作動を示している。
また、 図 1 4は、 差動部 1 1の無段変速状態において自動変速部 2 0の 3速— 2速パワーオンダウンシフトが飛び変速となるように実行された場合での制御作 動を示している。
また、 図 1 5は、 図 1 1のフローチャートに示す制御作動を説明する,タイムチ ャ一トであり、 差動部 1 1のロック状態 （有段変速状態） において自動変速部 2 0の 2速— 3速アツプシフ卜が実行された場合での制御作動を示している。
また、 図 1 6は、 図 1 1のフローチャートに示す制御作動を説明するタイムチ ヤー卜であり、 差動部 1 1のロック状態 （有段変速状態） において自動変速部 2 0の 3速→ 2速コ一ストダウンシフトが実行された場合での制御作動を示してい る。
先ず、 前記有段変速制御手段 5 4に対応するステップ （以下、 ステップを省略 する） S 1において、 自動変速部 2 0の変速が実行されるか否かが、 例えば図 6 に示す変速線図から車速 Vおよび自動変速部 2 0の出力トルク Τ。υ τで示される 車両状態に基づいて自動変速部 2 0の変速すべき変速段が判断されたかにより判 定される。
図 1 2の t ,時点および図 1 5の t ,時点は、 自動変速部 2 0の 2速→3速ァ ップシフトが判断されたことを示している。 また、 図 1 3の t ,時点、 図 1 4の t ,時点、 および図 1 6の t ,時点は、 自動変速部 2 0の 3速— 2速ダウンシフ 卜が判断されたことを示している。
前記 S 1の判断が肯定される場合は前記差動状態判定手段 8 0に対応する S 2 において、 動力分配機構 1 6が差動状態すなわち差動部 （無段変速部） 1 1が無 段変速状態とされているか否かが、 例えば図 6に示す切換線図から車両状態に基 づいて変速機構 1 0を無段変速状態とする無段制御領域内である力、否かによって 差動部 1 1が無段変速状態となっているか否かが判定される。
上記 S 2の判断が否定される場合は前記有段変速制御手段 5 4に対応する S 7' において、前記 S 1にて判断された自動変速部 2 0の変速段への変速指令が油圧 制御回路 4 2へ出力される。
また、上記 S 7は前記変速制御手段 8 2に対応するものであり、例えば第 1電 動機 M 1および/または第 2電動機 M 2を用いて自動変速部 20の変速に伴うェ ンジン回転速度 NEの変化率 ΝΕ' を目標エンジン回転速度変化率 NEt' に近づ けるように、 エンジン回転速度 NEを積極的に変化させる指令が前記ハイプリッ ド制御手段 5 2に出力される。 また、 自動変速部 2 0の変速に伴うエンジン回転 速度 NEの吹き上がりを抑制するように、 第 1電動機 M 1および/または第 2電 動機 M を用いて強制的にエンジン回転速度 NEを変化させる指令が前記ハイブ リッド制御手段 5 2に出力される。 また、 差動部 1 1の有段変速状態ではェンジ ン回転速度 NEの変化を伴い変速中のイナ一シャが増加する為、 自動変速部 2 0 の変速に関与する係合側の油圧式摩擦係合装置の係合圧を、 差動部 1 1が無段変 速状態のときに比較して所定油圧高くする指令が前記有段変速制御手段 54に出 力される。
図 1 5の t ,時点は、 差動部 1 1がロック状態のまま、 自動変速部 20の 3速 への変速指令が出力されて、解放側係合装置となる第 2ブレーキ B 2の解放油圧 PB2の低下が開始されたことを示している。 そして t ,時点乃至 13時点にて係 合側係合装置となる第 1ブレーキ B 1の係合油圧 PB Iが上昇され、 t 3時点にて その第 1ブレーキ B 1が係合完了されて一連の変速作動が終了する。 この実施例 は、差動部 1 1がロック状態での変速となるため、 変速機構 1 0全体として有段 変速機として機能させられる。 よって、 車速 V—定であれば、 図示の如くアップ シフトに伴って自動変速部 2 0の入力回転速度 NIN (伝達部材 1 8の回転速度 ) が低下させられると共に、 エンジン回転速度 NEが低下させられる。 また、 こ の実施例のように差動部 1 1がロック状態のときには、 t 2時点からイナーシャ 相の開始に略同期して、 第 1電動機 M lおよび/または第 2電動機 M 2を用いて 自動変速部 20の変速に伴うエンジン回転速度変化率 ΝΕ' を目標エンジン回転 速度変化率 NEt' に近づけるように、 エンジン回転速度 NEを積極的に変化させ る。 また、差動部 1 1が差動状態のときに比べ、 エンジン回転速度 NEの変化を · 伴い変速中のィナーシャが増加する為、 係合油圧 P B ,がィナ一シャ吸収分を含 めて高くされる。
図 1 6の t ,時点は、 差動部 1 1がロック状態のまま、 自動変速部 20の 2速 への変速指令が出力されて、 解放側係合装置となる第 1ブレーキ B 1の解放油圧 PB1の低下が開始されたことを示している。 そして t ,時点乃至 t4時点にて係 合側係合装置となる第 2ブレーキ B 2の係合油圧 PB2が上昇され、 14時点にて その第 2ブレーキ B 2が係合完了されて一連の変速作動が終了する。 この実施例 は、 差動部 1 1がロック状態での変速となるため、 変速機構 1 0全体として有段 変速機として機能させられる。 よって、 車速 V—定であれば、 図示の如くダウン シフ卜に伴って自動変速部 20の入力回転速度 N1N (伝達部材 1 8の回転速度 ) が引き上げられると共に、 エンジン回転速度 NEが引き上げられる。 また、 差 動部 1 1が差動状態のときに比べ、 エンジン回転速度 NEの変化を伴い変速中の イナ一シャが増加する為、 係合油圧 PB2がイナーシャ吸収分を含めて高くされ る。 また、 この実施例のように差動部 1 1がロック状態のときには、 t2時点か らイナーシャ相の開始に略同期して、 第 1電動機 M lおよび/または第 2電動機 M 2を用いて自動変速部 20の変速に伴うエンジン回転速度変化率 ΝΕ' を目標 エンジン回転速度変化率 NEt' に近づけるように、 エンジン回転速度 NEを積極 的に変化させても良い。 例えば、 エンジン回転速度 NEを第 1電動機 M 1および /または第 2電動機 M 2を用いて強制的に変速後のエンジン回転速度 NEに向か つて変化させる同期制御を実行しても良い。 この同期制御が実行されるときは、 実行されないときに比べ、 係合油圧 PB2が低くされても良い。
前記 S 2の判断が肯定される場合は前記有段変速制御手段 54に対応する S 3 において、 前記 S 1にて判断された自動変速部 20の変速段への変速指令が油圧 制御回路 42へ出力される。
図 1 2の t ,時点は、 自動変速部 20の 3速への変速指令が出力されて、 解放 側係合装置となる第 2ブレーキ B 2の解放油圧 P B 2の低下が開始されたことを 示している。 そして t ,時点乃至 t 3時点にて係合側係合装置となる第 1ブレー キ B 1の係合油圧 PB1が上昇され、 t 3時点にてその第 1ブレーキ B 1が係合完' 了されて自動変速部 2 0の変速が終了する。
図 1 3の 時点は、 自動変速部 2 0の 2速への変速指令が出力されて、 解放 側係合装置となる第 1ブレーキ B 1の解放油圧 P B 1の低下が開始されたことを 示している。 そして t ,時点乃至 t 4時点にて係合側係合装置となる第 2ブレー キ B 2の係合油圧 P B 2が上昇され、 t 4時点にてその第 2ブレーキ B 2が係合完 了されて自動変速部 2 0の変速が終了する。
続いて、前記ィナ一シャ相開始判定手段 8 4に対応する S 4において、 自動変 速部 2 0の変速過程においてイナ一シャ相が開始したか否かが判定される。 例え ば、実際の第 2電動機回転速度 NM 2がィナ一シャ相の開始を判定するために予 め実験的に定められた所定量変化したか否か、 係合側係合装置が係合トルク容量 を持ち始める時間として予め実験的に求められて定められた所定時間経過したか 否か、 或いは係合側係合装置の係合油圧が係合トルク容量を持ち始める油圧（指 令）値として予め実験的に求められて定められた係合過渡油圧 （指令）値 P cと なったか否かなどに基づいて、 係合側係合装置が係合トルク容量を持ち始めたこ とにより第 2電動機回転速度 NM 2が変化し始めてィナーシャ相が開始したか否 かが判定される。
図 1 2の t 2時点および図 1 3の 2時点は、実際の第 2電動機回転速度 NM 2 がイナ一シャ相の開始を判定するために予め実験的に定められた所定量変化した か、係合側係合装置が係合トルク容量を持ち始める時間として予め実験的に求め られて定められた所定時間経過したか、 或いは係合側係合装置の係合油圧が係合 トルク容量を持ち始める油圧 （指令） 値として予め実験的に求められて定められ た係合過渡油圧 （指令）値 P cとなったことによりイナーシャ相の開始が判断さ れたことを示している。
前記 S 4の判断が否定される場合はこの S 4カ繰り返し実行されるカ、 肯定さ れる場合は前記変速制御手段 8 2に対応する S 5において、差動部 1 1の差動作 用すなわち電気的な無段変速作動によつてェンジン回転速度 N Eが略一定に維持 されるように、 自動変速部 2 0の変速比ァの変化方向とは反対方向へ差動部 1 1 の変速比ァ 0を変化させて差動部 1 1の変速を実行する指令が前記ハイプリッド' 制御手段 5 2に出力される。 この S 3乃至 S 5では、 自動変速部 2 0の変速前後 で変速機構 1 0のトータル変速比ァ Tが連続的に変ィヒさせられる。 また、 この S 5にてイナ一シャ相の開始が判断されてもよく、 この場合には上記 S 4は必要な い。
図 1 2の 2時点乃至 t 3時点や図 1 3の t 2時点乃至 t 4時点は、 自動変速部 2 0の変速前後で変速機構 1 0のトータル変速比ァ Tが変化しないように、 すな わち自動変速部 2 0の変速前後でェンジン回転速度 Eが略一定に維持されるよ うに、 自動変速部 2 0の変速過程におけるイナ一シャ相中に、 差動部 1 1の差動 作用により第 1電動機回転速度 NM 1を制御して、 自動変速部 2 0の変速比の変 化に相当する変ィヒ分だけその変化方向とは反対方向に差動部 1 1の変速比が変化 させられたことを示している。
前記 S 3乃至 S 5では、 自動変速部 2 0の変速前後で変速機構 1 0のトータル 変速比ァ Tが連続的に変化させられたが、 前記図 6の実線 Cの c ~→dに示すよ うにアクセルペダルが大きく踏み込み操作されたり戻し操作されたりして、 目標 となるトータル変速比ァ Tの変化幅が所定量以上とされるときには、 トータル変 速比ァ Tの変化が非連続的な変化すなわちトータル変速比ァ Tが段階的に飛ぶよ うな所謂飛び変速が実行されるように差動部 1 1の変速が実行されても良い。 こ の場合には、 自動変速部 2 0の変速に同期させる為の前記 S 4は必要なく、 S 3 と S 5とがそれぞれ単独で実行され、 S 5にて実際のトータル変速比ァ Tが目標 のトータル変速比ァ Tに向かって制御されるように差動部 1 1の変速が実行され る。
図 1 4の t ,時点は、 自動変速部 2 0の 2速への変速指令が出力されて、 解放 側係合装置となる第 1ブレーキ B 1の解放油圧 P B 1の低下が開始されたことを 示している。 そして t ,時点乃至 t 4時点にて係合側係合装置となる第 2ブレー キ B 2の係合油圧 P B 2が上昇され、 4時点にてその第 2ブレーキ B 2が係合完 了されて自動変速部 2 0の変速が終了する。 また、 この実施例では、 図 1 2や図 1 3の実施例と異なり、 t 2時点以降の自動変速部 0の変速過程におけるィナ —シャ相中に自動変速部 2 0'の変速前後でェンジン回転速度 N Pが略一定に維持 ' されるような差動部 1 1の変速が実行されない。 そのため、 自動変速部 2 0のダ ゥンシフトに伴って自動変速部 2 0の入力回転速度 （伝達部材 1 8の回転速度） が上昇させられると共に、 エンジン回転速度 N Eも引き上げられる。 そして、 卜 一夕ル変速比 Ύ Tが目標の卜一タル変速比ァ Tに向かって差動部 1 1で最終的に 調整されるように、 差動部 1 1の差動作用により少なくとも第 1電動機 M lを用 いて、 差動部 1 1の変速が実行される。 このように、 この実施例は飛び変速の為 、 連続的にトータル変速比ァ Tが変ィヒされないように、 自動変速部 2 0の変速に 同期させることなく目標の卜一夕ル変速比 Ύ Tすなわち変速後のェンジン回転速 度 N Eに向かって差動部 1 1の変速が実行されて、 変速応答性が向上される。 前記 S 3および S 5における変速中或いは上記 S 7における変速中には前記ト ルクダウン制御手段 8 6に対応する S 6において、 駆動輪 3 8へ伝達されるトル ク例えば自動変速部 2 0の入力トルク T I N或いはまた自動変速部 2 0の出力卜 ルク Τ ο υ τが低減されるトルクダウン制御が実 ί亍される。
例えば、 自動変速部 2 0の回転要素の回転速度の減少や差動部 1 1の回転要素 の回転速度の減少に伴って駆動輪 3 8へ伝達されるトルクのトルク増加分例えば 出力トルク T0 UTのトルク増加分としてイナ一シャトルクが発生する。 或いはま た、 アツプシフ卜の際のェンジン回転速度 N Eの減少に伴って駆動輪 3 8へ伝達 されるトルクのトルク増加分としてイナ一シャトルクが発生する。 或いはまた、 自動変速部 2 0の変速の際の摩擦係合装置の係合完了に伴うトルク振動により係 合ショックが発生する可能性がある。 そこで、 この S 6では、 そのイナ一シャト ルクに相当するトルク分が例えば自動変速き 2 0の入力トルク T I N或いはまた 出力トルク Το υ τにおいてある程度相殺されるように （すなわちある程度吸収さ れるように） 、 或いはまた摩擦係合装置の係合完了に伴う トルク振動をある程度 相殺して係合ショックが抑制されるように、 トルクダウン制御が実行されて、 例 えばエンジントルク Τ Εを低下させるェンジントルクダゥン制御や第 2電動機 Μ 2を用いた電動機トルクダウン制御が単独で或いは組み合わせて実行されて、 駆 動輪 3 8へ伝達されるトルクが低減される。 但し、 アクセルオフとなる減速走行 時のダウンシフ卜すなわちコース卜ダウンの場合には、 トルクダウン制御が実行- されなくともよく、 この S 6は必要ない。
図 1 2の t 2時点乃至 t 3時点は、 変速中のエンジン回転速度 NEの変化が抑制 されている為、 自動変速部 2 0の回転要素の回転速度変化や差動部 1 1の回転要 素の回転速度変化に伴う'駆動輪 3 8へ伝達されるトルクの卜ルク増加分としての イナーシャトルクに相当するトルク分がある程度相殺されるように、 トルクダウ ン制御が実行されたことを示している。
図 1 3は、 コ一ストダウンシフトの実施例である為、 トルクダウン制御が実行 されないことを示している。 但し、 駆動輪 3 8側へトルクが伝達されるダウンシ フトのときには図 1 2の実施例と同様に、 イナ一シャトルク分を相殺するトルク ダウン制御が実行されてもよい。
図 1 4の t 3時点乃至 t 5時点は、 パワーオンダウンシフトであるため、 自動 変速部 2 0の摩擦係合装置の係合完了 （本実施例では一方向クラッチが無いが、 これがあるものはこれのロック） に伴うトルク振動をある程度相殺して係合ショ ックが抑制されるように、 変速終期で入力トルク T , Nが低減されたことを示し ている。
図 1 5の 1 2時点乃至 t 3時点は、 エンジン回転速度 N Eの変化や自動変速部 2 0の回転要素の回転速度変化や差動部 1 1の回転要素の回転速度変化に伴う駆動 輪 3 8へ伝達されるトルクのトルク増加分としてのイナーシャトルクに相当する トルク分がある程度相殺されるように、 卜ルクダウン制御が実行されたことを示 している。
図 1 6は、 コース卜ダウンシフ卜の実施例である為、 トルクダウン制御が実行 されないことを示している。 但し、 駆動輪 3 8側へトルクが伝達されるダウンシ フ卜のときには図 1 5の実施例と同様に、 イナ一シャトルク分を相殺するトルク ダゥン制御が実行されてもよい。
また、 前記 S 1の判断が否定される場合は S 8において、 自動変速部 2 0にお ける変速が実行されない場合の制御装置 4 0の各種制御手段による制御作動が実 行されるか或いは本ルーチンが終了させられる。 例えば、 変速機構 1 0が無段変 速状態である場合には、 ハイヷリッド制御手段 5 2により車両状態に基づく差動' 部 1 1の変速が実行される。
上述のように、 本実施例によれば、 自動変速部 2 0の変速の際には、 差動部 1 1が無段変速状態か否かに基づいて、 変速制御手段 8 2により変速機構 1 0の変 速方法が変更されるので、 車速 Vに拘束される伝達部材 1 8の回転速度に拘わら ず差動作用によって （電気的な無段変速作動によって） エンジン回転速度 N Eが 変化させられ得る差動部 1 1の無段変速状態と、 その無段変速状態に比較してェ ンジン回転速度 N Eが変化させられ難い差動部 1 1の非無段変速状態とに応じて 、 自動変速部 2 0の変速に伴うエンジン回転速度 N Eの変化を制御され得て、 変 速ショックの発生が抑制され得る。
また、 本実施例によれば、 変速制御手段 8 2は、 差動部 1 1が無段変速状態の ときには、 自動変速部 2 0の変速に伴うイナ一シャ相中に、 差動部 1 1の差動作 用によってエンジン回転速度 N Eの変化が抑制されるように、 例えばェンジン回 転速度 N Eの変化が一定に維持されるように、 差動部 1 1の変速を実行するので 、 自動変速部 2 0の変速に際して自動変速部 2 0の変速比ァが変化させられたと しても、 自動変速部 2 0の変速に同期してエンジン回転速度 N Eの変化が抑制さ れて変速ショックが抑制される。 また、 変速機構 1 0が無段変速機として機能さ せられることが可能となるので、 燃費が向上させられる。
また、 本実施例によれば、 変速制御手段 8 2は、 エンジン回転速度 N Eが略一 定に維持されるように、 自動変速部 2 0の変速比ァの変化方向とは反対方向へ差 動部 1 1の変速比ァ 0を変化させるので、 差動部 1 1の変速比ァ 0と自動変速部 2 0の変速比ァとに基づいて形成される総合変速比ァ Tの変化が抑制され得てェ ンジン回転速度 N Eの変化が抑制される。
また、 本実施例によれば、 変速制御手段 8 2は、 差動部 1 1が非無段変速状態 のときには、 第 1電動機 M 1および/または第 2電動機 M 2を用いて自動変速部 2 0の変速に伴いエンジン回転速度 N Eを積極的に変化させるので、 差動部 1 1 の無段変速状態に比較してエンジン回転速度 N Eが変化させられ難い差動部 1 1 の非無段変速状態であっても、 自動変速部 2 0の変速に伴って成り行きでェンジ ン回転速度 N Eが変化する場合に比較して、 より目標エンジン回転速度変化率 N E t ' に近づけられ得る。
また、 本実施例によれば、 変速制御手段 8 2は、 差動部 1 1が非無段変速状態 のときには、 第 1電動機 M 1および/または第 2電動機 M 2を用いて自動変速部 2 0の変速に伴うエンジン回転速度 N Eの吹き上がりを抑制するので、 差動部 1 1の無段変速状態に比較してエンジン回転速度 N Eが変化させられ難い差動部 1 1の非無段変速状態であっても、 自動変速部 2 0の変速に伴って成り行きでェン ジン回転速度 N Eが変化する場合に比較して、 エンジン回転速度 N Eの吹き上が りに伴う変速ショックの発生が抑制され得る。
また、 本実施例によれば、 変速制御手段 8 2は、 自動変速部 2 0の変速に際し て、 差動部 1 1が非無段変速状態のときには、 差動部 1 1が無段変速状態のとき に比較して、 係合側係合装置の係合圧を高くするので、 自動変速部 2 0の変速に 伴うエンジン回転速度 N Eの変化が抑制され得る差動部 1 1の無段変速状態に比 較して、 エンジン回転速度 N Eの変化を伴う為に変速中のイナ一シャが増加する 差動部 1 1の非無段変速状態であっても、 その変速中の係合側係合装置のトルク 容量が適切に得られる。
また、 本実施例によれば、 トルクダウン制御手段 8 6は、 自動変速部 2 0の変 速に伴って発生する自動変速部 2 0内の回転要素の回転速度変化によるイナーシ ャトルクやエンジン回転速度 N Eの回転速度変化を含む差動部 1 1内の回転要素 の回転速度変化によるイナ一シャトルクに相当するトルク分を相殺するように、 自動変速部 2 0の変速の際に駆動輪 3 8へ伝達されるトルクを低減するので、 変 速ショックが抑制される。
また、 本実施例によれば、 自動変速部 2 0は有段の自動変速機であり、 変速機 構 1 0の総合変速比ァ Tが自動変速部 2 0の変速に伴って段階的に変化させられ 得るので、 総合変速比ァ Tが連続的に変化させられることに比較して速やかに変 化させられ得る。 よって、 変速機構 1 0が無段変速機として機能させられて滑ら 力、に駆動トルクを変化させることが可能であると共に、 段階的に総合変速比ァ T を変化させて速やかに駆動卜ルクを得ることも可能となる。
次に、 本発明の他の実施例を説明する。 なお、 以下の説明において前述の実施 例と共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。 実施例 2
図 1 7は本発明の他の実施例における変速機構 7 0の構成を説明する骨子図、 図 1 8はその変速機構 7 0の変速段と油圧式摩擦係合装置の係合の組み合わせと の.関係を示す係合表、 図 1 9はその変速機構 7 0の変速作動を説明する共線図で ある。
変速機構 7 0は、 前述の実施例と同様に第 1電動機 M 1、 動力分配機構 1 6、 および第 2電動機 M 2を備えている差動部 1 1と、 その差動部 1 1と出力軸 2 1 との間で伝達部材 1 8を介して直列に連結されている前進 3段の自動変速部 7 2 とを備えている。 動力分配機構 1 6'は、 例えば 「0 . 4 1 8」 程度の所定のギヤ 比 /0 1を有するシングルピニオン型の第 l ^M歯車装置 2 4と切換クラッチ C 0 および切換ブレーキ B 0とを有している。 自動変速部 7 2は、 例えば 「0 . 5 3 2」 程度の所定のギヤ比 p 2を有するシングルピニオン型の第 2遊星歯車装置 2 6と例えば 「0 . 4 1 8」 程度の所定のギヤ比 /0 3を有するシングルピニオン型 の第 3遊星歯車装置 2 8とを備えている。 第 2遊星歯車装置 2 6の第 2サンギヤ S 2と第 3遊星歯車装置 2 8の第 3サンギヤ S 3とが一体的に連結されて第 1ク ラッチ C 2を介して伝達部材 1 8に選択的に連吉されるとともに第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 2に選択的に連結され、 第 2遊星歯車装置 2 6の第 2キヤリ ャ C A 2と第 3遊星歯車装置 2 8の第 3リングギヤ R 3とがー体的に連結されて 出力軸 2に連結され、 第 2リングギヤ R 2は第 1 クラッチ C 1を介して伝達部 材 1 8に選択的に連結され、 第 3キヤリャ C A 3は第 2ブレーキ B 2を介してケ ース 1 2に選択的に連結されている。
以上のように構成された変速機構 7 0では、 例えば、 図 1 8の係合作動表に示 されるように、 前記切換クラッチ C 0、 第 1 クラッチ C 1、 第 2クラッチ C 2、 切換ブレーキ B 0、 第 1ブレーキ B 1、 および第 2ブレーキ B 2が選択的に係合 作動させられることにより、 第 1速ギヤ段 （第 1変速段） 乃至第 4速ギヤ段 （第 4変速段） のいずれか或いは後進ギヤ段 （後進変速段） 或いはニュートラルが選' 択的に成立させられ、 略等比的に変化する変速比ァ （=入力軸回転速度 N I N/ 出力軸回転速度 Ν ο υ τ) が各ギヤ段毎に得られるようになつている。 特に、 本実 施例では動力分配機構 1 6に切換クラッチ C 0および切換ブレーキ Β 0が備えら れており、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ Β 0の何れかが係合作動させら れることによって、 差動部 1 1は前述した無段変速機として作動する無段変速状 態に加え、 変速比が一定の変速機として作動する定変速状態を構成することが可 能とされている。 したがって、 変速機構 7 0では、 切換クラッチ C 0および切換 ブレーキ Β 0の何れかを係合作動させることで定変速状態とされた差動部 1 1と 自動変速部 7 2とで有段変速機として作動する有段変速状態が構成され、 切換ク ラッチ C 0および切換ブレーキ Β 0の何れも係合作動させないことで無段変速状 態とされた差動部 1 1と自動変速部 7 2とで電気的な無段変速機として作動する 無段変速状態が構成される。 言い換えれば、 変速機構 7 0は、 切換クラッチ C 0 および切換ブレーキ Β 0の何れかを係合作動させることで有段変速状態に切り換 えられ、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ Β 0の何れも係合作動させないこ とで無段変速状態に切り換えられる。
例えば、 変速機構 7 0が有段変速機として機能する場合には、 図 1 8に示すよ うに、 切換クラッチ C O、 第 1クラッチ C 1および第 2ブレーキ B 2の係合によ り、 変速比ァ 1が最大値例えば 「 2 . 8 0 4」 程度である第 1速ギヤ段が成立さ せられ、 切換クラッチ C 0、 第 1クラッチ C 1および第 1ブレーキ B 1の係合に より、 変速比ァ 2が第 1速ギヤ段よりも小さい値例えば 「 1 . 5 3 1」 程度であ る第 2速ギヤ段が成立させられ、 切換クラッチ C O、 第 1クラッチ C 1および第 2クラッチ C 2の係合により、 変速比ァ 3が第 2速ギヤ段よりも小さい値例えば 「 1 . 0 0 0」 程度である第 3速ギヤ段が成立させられ、 第 1 クラッチ C 1、 第 2クラッチ C 2、 および切換ブレーキ B 0の係合により、 変速比ァ 4が第 3速ギ ャ段よりも小さい値例えば 「0 . 7 0 5」 程度である第 4速ギヤ段が成立させら れる。 また、 第 2クラッチ C 2および第 2ブレーキ B 2の係合により、 変速比ァ Rが第 1速ギヤ段と第 2速ギヤ段との間の値例えば 「 2 . 3 9 3」 程度である後 進ギヤ段が成立させられる。 なお、 ニュートラル 「N」 状態とする場合には、 例' えば切換クラッチ C 0のみが係合される。
し力、し、 変速機構 7 0が無段変速機として機能する場合には、 図 1 8に示され る係合表の切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0が共に解放される。 これに より、 差動部 1 1が無段変速機として機能し、 それに直列の自動変速部 7 2が有 段変速機として機能することにより、 自動変速部 7 2の第 1速、 第 2速、 第 3速 の各ギヤ段に対しその自動変速部 7 2に入力される回転速度すなわち伝達部材 1 8の回転速度が無段的に変化させられて各ギヤ段は無段的な変速比幅が得られる 。 したがって、 その各ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な変速比となって変速 機構 7 0全体としてのトータル変速比 r Tが無段階に得られるようになる。
図 1 9は、 無段変速部或いは第 1変速部として機能する差動部 1 1と変速部 ( 有段変速部） 或いは第 2変速部として機能する自動変速部 7 2から構成される変 速機構 7 0において、 ギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対 関係を直線上で表すことができる共線図を示している。 切換クラッチ C 0および 切換ブレーキ B 0が解放される場合、 および切換クラッチ C 0または切換ブレー キ B 0が係合させられる場合の動力分配機構 1 6の各要素の回転速度は前述の場 合と同様である。
図 1 9における自動変速機 7 2の 4本の縦線 Y 4、 Y 5、 Y 6、 Y 7は、 左か ら順に、 第 4回転要素 （第 4要素） R E 4に対応し且つ相互に連結された第 2サ ンギヤ S 2および第 3サンギヤ S 3を、 第 5回転要素 （第 5要素） R E 5に対応 する第 3キヤリャ C A 3を、 第 6回転要素 （第 6要素） R E 6に対応し且つ相互 に連結された第 2キヤリャ C A 2および第 3リングギヤ R 3を、 第 7回転要素 （ 第 7要素） R E 7に対応する第 2リングギヤ R 2をそれぞれ表している。 また、 自動変速機 7 において第 4回転要素 R E 4は第 2クラッチ C 2を介して伝達部 材 1 8に選択的に連結されるとともに第 1ブレーキ B 1を介してケース 1 2に選 択的に連結され、 第 5回転要素 R E 5は第 2ブレーキ B 2を介してケース 1 2に 選択的に連結され、 第 6回転要素 R E 6は自動変速機 7 2の出力軸 2 2に連結さ れ、 第 7回転要素 R E 7は第 1クラッチ C 1を介して伝達部材 1 8に選択的に連 結されている。 自動変速部 7 2では、 図 1 9に示すように、 第 1 クラッチ C 1と第 2ブレーキ B 2とが係合させられることにより、 第 7回転要素 R E 7 ( R 2 ) の回転速度を 示す縦線 Y 7と横線 X 2との交点と第 5回転要素 R E 5 ( C A 3 ) の回転速度を 示す縦線 Y 5と横線 X 1との交点とを通る斜めの直線 L 1と、 出力軸 2 2と連糸吉 された第 6回転要素 R E 6 ( C A 2 , R 3 ) の回転速度を示す縦線 Y 6との交点 で第 1速の出力軸 2 2の回転速度が示される。 同様に、 第 1クラッチ C 1と第 1 ブレーキ B 1とが係合させられることにより決まる斜めの直線 L 2と出力軸 2 2 と連結された第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 2速の 出力軸 2 2の回転速度が示され、 第 1クラッチ C 1と第 2クラッチ C 2とが係合 させられることにより決まる水平な直線 L 3と出力軸 2 2と連結ざれた第 6回転 要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 3速の出力軸 2 2の回転速度 が示される。 上記第 1速乃至第 3速では、 切換クラッチ C 0が係合させられてい る結果、 エンジン回転速度 N Eと同じ回転速度で第 7回転要素 R E 7に差動部 1 1力、らの動力が入力される。 し力、し、 切換クラッチ C 0に替えて切換ブレーキ B 0が係合させられると、 差動部 1 1からの動力がエンジン回転速度 N Eよりも高 い回転速度で入力されることから、 第 1 クラッチ C 1、 第 2クラッチ C 2、 およ び切換ブレーキ B 0が係合させられることにより決まる水平な直線 L 4と出力軸 2 2と連結された第 6回転要素 R E 6の回転速度を示す縦線 Y 6との交点で第 4 速の出力軸 1 2の回転速度が示される。
本実施例の変速機構 7 0においても、 無段変速部或いは第 1変速部として機能 する差動部 1 1と、 変速部 （有段変速部） 或いは第 2変速部として機能する自動 変速部 7 2とから構成されるので、 前述の実施例と同様の効果が得られる。 実施例 3
図 2 0は、 手動操作により動力分配機構 1 6の差動状態 （非口ック状態） と非 差動状態 （ロック状態） すなわち変速機構 1 0の無段変速状態と有段変速状態と の切換えを選択するための変速状態手動選択装置としてのシーソー型スィツチ 4 4 (以下、 スィッチ 4 4と表す） の一例でありユーザにより手動操作可能に車両' に備えられている。 このスィツチ 4 4は、 ユーザが所望する変速状態での車両走 行を選択可能とするものであり、 無段変速走行に対応するスィッチ 4 4の無段と 表示された無段変速走行指令釦或いは有段変速走行に対応する有段と表示された 有段変速走行指令釦がュ一ザにより押されることで、 それぞれ無段変速走行すな わち変速機構 1 0を電気的な無段変速機として作動可能な無段変速状態とするか 、 或いは有段変速走行すなわち変速機構 1 0を有段変速機として作動可能な有段 変速状態とするかが選択可能とされる。
前述の実施例では、 例えば図 6の関係図から車両状態の変化に基づく変速機構 1 0の変速状態の自動切換制御作動を説明したが、 その自動切換制御作動に替え て或いは加えて例えばスィッチ 4 4が手動操作されたことにより変速機構 1 0の 変速状態が手動切換制御される。 つまり、 切換制御手段 5 0は、 スィッチ 4 4の 無段変速状態とするか或いは有段変速状態とするかの選択操作に従つて優先的に 変速機構 1 0を無段変速状態と有段変速状態とに切り換える。 例えば、 ユーザは 無段変速機のフィ一リングゃ燃費改善効果が得られる走行を所望すれば変速機構 1 0が無段変速状態とされるように手動操作により選択する。 またユーザは有段 変速機の変速に伴うリズミカルなェンジン回転速度の変化によるフィ一リング向 上を所望すれば変速機構 1 0が有段変速状態とされるように手動操作により選択 する。
また、 スィッチ 4 4に無段変速走行或いは有段変速走行の何れも選択されない 状態である中立位置が設けられる場合には、 スィッチ 4 4がその中立位置の状態 であるときすなわちユーザによって所望する変速状態が選択されていないときや 所望する変速状態が自動切換のときには、 変速機構 1 0の変速状態の自動切換制 御作動が実行されればよい。
例えば、 自動切換制御作動に替えてスィッチ 4 4が手動操作されたことにより 変速機構 1 0の変速状態が手動切換制御される場合には、 前述の実施例の図 1 1 に示すフローチャートのステップ S 2において、 スィッチ 4 4が手動操作によつ て動力分配機構 1 6の差動状態すなわち変速機構 1 0の無段変速状態が選択され ていることに基づいて動力分配機構 1 6が差動状態すなわち差動部 1 1が無段変' 速状態とされているか否かが判定される。
以上、 本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、 本発明はその他の 態様においても適用される。
例えば、 前述の実施例の変速機構 1 0、 7 0は、 差動部 1 1 (動力分配機構 1 6 ) が電気的な無段変速機として作動可能な差動状態とそれを非作動とする非差 動状態 （ロック状態） とに切り換えられることで無段変速状態と有段変速状態と に切り換え可能に構成され、 この無段変速状態と有段変速状態との切換えは差動 部 1 1が差動状態と非差動状態とに切換えられることによつて行われていたが、 例えば差動部 1 1が差動状態のままであっても差動部 1 1の変速比を連続的では なく段階的に変化させることにより有段変速機として機能させられ得る。 言い換 えれば、 差動部 1 1の差動状態/非差動状態と、 変速機構 1 0、 7 0の無段変速 状態/有段変速状態とは必ずしも一対一の関係にある訳ではないので、 差動部 1 1は必ずしも無段変速状態と有段変速状態とに切換可能に構成される必要はなく 、 変速機構 1 0、 7 0 (差動部 1 1、 動力分配機構 1 6 ) が差動状態と非差動状 態とに切換え可能に構成されれば本発明は適用され得る。
また、 前述の実施例では図 1 1、 図 1 3のタイムチャートに示すように自動変 速部 2 0の変速前後でェンジン回転速度 N Eが略一定に維持されるようにすなわ ち変速機構 1 0のトータル変速比が変ィヒしないように差動部 1 1の変速制御が実 行されたが、 必ずしもェンジン回転速度 N Eが略一定に維持されるようにする必 要はなく、 エンジン回転速度 N Eの変化が抑制されて連続的にエンジン回転速度 N Eが変化させられればばよい。 このようにしても一応の効果は得られる。
また、 前述の実施例では差動状態判定手段 8 0 (図 1 1のステップ S 2 ) は、 動力分配機構 1 6が差動状態とされているか否かを例えば図 6に示す切換線図か ら車両状態に基づいて無段制御領域内であるか否かによって判定したが、 切換制 御手段 5 0による変速機構 1 0が有段制御領域内か或いは無段制御領域内である かの判定に基づいて動力分配機構 1 6が差動状態とされている力、否かを判定して もよい。
また、 前述の実施例の動力分配機構 1 6では、 第 1キヤリャ C A 1がエンジン' 8に連結され、 第 1サンギヤ S 1が第 1電動機 M 1に連結され、 第 1 リングギヤ R 1が伝達部材 1 8に連結されていたが、 それらの連結関係は、 必ずしもそれに 限定されるものではなく、 エンジン 8、 第 1電動機 M l、 伝達部材 1 8は、 第 1 遊星歯車装置 2 4の 3要素 C A 1、 S 1、 R 1のうちのいずれと連結されていて も差し支えない。
また、 前述の実施例では、 エンジン 8は入力軸 1 4と直結されていたが、 例え ばギヤ、 ベルト等を介して作動的に連結されておればよく、 共通の軸心上に配置 される もない。
また、 前述の実施例では、 第 1電動機 M 1および第 2電動機 M 2は、 入力軸 1 4に同心に配置されて第 1電動機 M lは第 1サンギヤ S 1に連結され第 2電動機 M 2は伝達部材 1 8に連結されていたが、 必ずしもそのように配置される必要は なく、 例えばギヤ、 ベルト等を介して作動的に第 1電動機 M 1は第 1サンギヤ S 1に連結され、 第 1電動機 M 2は伝達部材 1 8に連結されてもよい。
また、 前述の動力分配機構 1 6には切換クラッチ C Oおよび切換ブレーキ B 0 が備えられていたが、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0は必ずしも両方 備えられる^はない。 また、 上記切換クラッチ C Oは、 サンギヤ S 1とキヤリ ャ C A 1とを選択的に連結するものであつたが、 サンギヤ S 1とリングギヤ R 1 との間や、 キヤリャ C A 1とリングギヤ R 1との間を選択的に連結するものであ つてもよい。 要するに、 第 1遊星歯車装置 2 4の 3要素のうちのいずれか 2つを 相互に連結するものであればよい。
また、 前述の実施例の変速機構 1 0、 7 0では、 ニュートラル 「N」 とする場 合には切換クラッチ C 0が係合されていたが、 必ずしも係合される必要はない。 また、 前述の実施例では、 切換クラッチ C 0および切換ブレーキ B 0などの油 圧式摩擦係合装置は、 パウダー （磁粉） クラッチ、 電磁クラッチ、 嚙み合い型の ドグクラッチなどの磁粉式、 電磁式、 機械式係合装置から構成されていてもよい また、 前述の実施例では、 第 2電動機 M 2が伝達部材 1 8に連結されていたが 、 出力軸 2 2に連結されていてもよいし、 自動変速部 2 0、 7 2内の回転部材に' 連結されていてもよい。
また、 前述の実施例では、 差動部 1 1すなわち動力分配機構 1 6の出力部材で ある伝達部材 1 8と駆動輪 3 8との間の動力伝達経路に、 自動変速部 2 0 . 7 2 が介挿されていたが、 例えば自動変速機の一種である無段変速機 ( C VT) 、 手 動変速機としてよく知られた常時嚙合式平行 2軸型ではあるがセレクトシリンダ およびシフトシリンダによりギヤ段が自動的に切り換えられることが可能な自動 変速機、 手動操作により変速段が切り換えられる同期嚙み合い式の手動変速機等 の他の形式の動力伝達装置 （変速機） が設けられていてもよい。 その無段変速機 ( C V T) の場合には、 動力分配機構 1 6が定変速状態とされることで全体とし て有段変速状態とされる。 有段変速状態とは、 電気パスを用いないで専ら機械的 伝達経路で動力伝達することである。 或いは、 上記無段変速機は有段変速機にお ける変速段に対応するように予め複数の固定された変速比が記憶され、 その複数 の固定された変速比を用いて自動変速部 2 0、 7 2の変速が実行されてもよい。 また、 前述の実施例では、 自動変速部 2 0、 7 2は伝達部材 1 8を介して差動 部 1 1と直列に連結されていたが、 入力軸 1 4と平行にカウンタ軸が設けられそ のカウン夕軸上に同心に自動変速部 2 0、 7 2が配設されてもよい。 この場合に は、 差動部 1 1と自動変速部 2 0、 7 2とは、 例えば伝達部材 1 8としてのカウ ン夕ギヤ対、 スプロケッ トおよびチヱーンで構成される 1組の伝達部材などを介 して動力伝達可能に連結される。
また、 前述の実施例の差動機構としての動力分配機構 1 6は、 例えばエンジン によつて回転駆動されるピニォンと、 そのピニォンに嚙み合う一対のかさ歯車が 第 1電動機 M 1および第 2電動機 M 2に作動的に連結された差動歯車装置であつ てもよい。
また、 前述の実施例の動力分配機構 1 6は、 1組の遊星歯車装置から構成され ていたが、 2以上の遊星歯車装置から構成されて、 非差動状態 （定変速状態） で は 3段以上の変速機として機能するものであってもよい。
また、 前述の実施例の切換装置 9 0は、 複数種類のシフ卜ポジションを選択す るために操作されるシフトレバー 9 2を備えていたが、 そのシフトレバー 9 2に' 替えて、 例えば押しボタン式のスィッチゃスライド式スィッチ等の複数種類のシ フトポジションを選択可能なスィツチ、 或いは手動操作に因らず運転者の音声に 反応して複数種類のシフトポジションを切り換えられる装置や足の操作により複 数種類のシフトポジションを切り換えられる装置等であってもよい。 また、 シフ トレバー 9 2が 「M」 ポジションへ操作されることにより、 変速レンジが設定さ れるものであつたが変速段が設定されることすなわち各変速レンジの最高速変速 段が変速段として設定されてもよい。 この場合、 自動変速部 2 0、 7 2では変速 段が切り換えられて変速が実行される。 例えば、 シフトレバー 9 2が 「M」 ポジ シヨンにおけるアップシフト位置 「十」 またはダウンシフト位置 「一」 へ手動操 作されると、 自動変速部 2 0では第 1速ギヤ段乃至第 4速ギヤ段の何れかがシフ トレバー 9 2の操作に応じて設定される。
また、 前述の実施例のスィツチ 4 4はシーソー型のスィツチであつたが、 例え ば押しボタン式のスィッチ、 択一的にのみ押した状態が保持可能な 2つの押しボ タン式のスィッチ、 レバ一式スィッチ、 スライ ド式スィッチ等の少なくとも無段 変速走行 （差動状態） と有段変速走行 （非差動状態） とが択一的に切り換えられ るスィッチであればよい。 また、 スィッチ 4 4に中立位置が設けられる場合にそ の中立位置に替えて、 スィッチ 4 4の選択状態を有効或いは無効すなわち中立位 置相当が選択可能なスィツチがスィツチ 4 4とは別に設けられてもよい。 また、 スィッチ 4 4に替えて或いは加えて、 手動操作に因らず運転者の音声に反応して 少なくとも無段変速走行 （差動状態） と有段変速走行 （非差動状態） とが択一的 に切り換えられる装置や足の操作により切り換えられる装置等であつてもよい。 なお、 上述したのはあくまでも一実施形態であり、 本発明は当業者の知識に基 づいて種々の変更、 改良を加えた態様で実施することができる。

Claims

請 求 の 範 囲
1 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する差動機構と該伝達 部材から駆動輪への動力伝達経路に設けられた第 1電動機とを有して電気的な無 段変速機として作動可能な無段変速部と、前記動力伝達経路の一部を構成する変 速部とで構成される変速機構を備えた車両用駆動装置の制御装置であつて、 前記差動機構に備えられ、前記無段変速部を電気的な無段変速作動可能な無段 変速状態と前記無段変速部を電気的な無段変速作動をしない非無段変速状態とに 選択的に切り換えるための差動状態切換装置と、
前記変速部の変速の際には、前記無段変速部が前記無段変速状態か否かに基づ いて、前記変速機構の変速方法を変更する変速制御手段と
を、 含むことを特徴とする車両用駆動装置の制御装置。
2 . 前記変速制御手段は、 前記無段変速部が前記無段変速状態のときには、 前 記変速部の変速に伴うィナ一シャ相中に、該無段変速部の電気的な無段変速作動 によってェンジン回転速度の変化が抑制されるように該無段変速部の変速を実行 するものである請求項 1の車両用駆動装置の制御装置。
3 . 前記変速制御手段は、 ェンジン回転速度の変化が抑制されるように、前記 変速部の変速比の変化方向とは反対方向へ前記無段変速部の変速比を変化させる ものである請求項 2の車両用駆動装置の制御装置。
4 . 前記変速制御手段は、前記無段変速部が前記非無段変速状態のときには、 前記第 1電動機および/または前記第 2電動機を用いて前記変速部の変速に伴い エンジン回転速度を積極的に変化させるものである請求項 1乃至 3のいずれかの 車両用駆動装置の制御装置。
5 . 前記変速制御手段は、前記無段変速部が前記非無段変速状態のときには、 前記第 1電動機および/または前記第 2電動機を用いて前記変速部の変速に伴う エンジン回転速度の吹き上がりを抑制するものである請求項 1乃至 4のいずれか の車両用駆動装置の制御装置。
6 . 前記変速部は、係合装置の解放と係合とにより変速比が自動的に切り換え' られる自動変速機であり、
前記変速制御手段は、 前記変速部の変速に際して、前記無段変速部が前記非無 段変速状態のときには、 該無段変速部が前記無段変速状態のときに比較して、 係 合側の前記係合装置の係合圧を高くするものである請求項 1乃至 5のいずれかの 車両用駆動装置の制御装置。
7 . エンジンの出力を第 1電動機および伝達部材へ分配する差動機構と該伝達 部材から駆動輪への動力伝達経路に設けられた第 1電動機とを有する差動部と、 前記動力伝達経路の一部を構成する変速部とで構成される変速機構を備えた車両 用駆動装置の制御装置であつて、
前記差動機構に備えられ、前記差動部を差動作用が働く差動状態と該差動作用 をしなレ、非差動状態とに選択的に切り換えるための差動状態切換装置と、
前記変速部の変速の際には、前記差動部が前記差動状態か否かに基づいて、 前 記変速機構の変速方法を変更する変速制御手段と
を、 含むことを特徴とする車両用駆動装置の制御装置。
8 . 前記変速制御手段は、前記差動部が前記差動状態のときには、前記変速部 の変速に伴うィナ一シャ相中に、 該差動部の差動作用によつてェンジン回転速度 の変化が抑制されるように該差動部の変速を実行するものである請求項 7の車両 用駆動装置の制御装置。
9 . 前記変速制御手段は、 ェンジン回転速度の変化が抑制されるように、前記 変速部の変速比の変化方向とは反対方向へ前記差動部の変速比を変化させるもの である請求項 8の車両用駆動装置の制御装置。
1 0 . 前記変速制御手段は、前記差動部が前記差動状態のときには、前記第 1 電動機および/または前記第 1電動機を用いて前記変速部の変速に伴いェンジン 回転速度を積極的に変化させるものである請求項 7乃至 9のいずれかの車両用駆 動装置の制御装置。
1 1 . 前記変速制御手段は、前記差動部が前記非差動状態のときには、 前記第 1電動機および/または前記第 2電動機を用いて前記変速部の変速に伴うェンジ ン回転速度の吹き上がりを抑制するものである請求項 7乃至 1 0のいずれかの車' 両用駆動装置の制御装置。
1 2 . 前記変速部は、 係合装置の解放と係合とにより変速比が自動的に切り換 えられる自動変速機であり、
前記変速制御手段は、 前記変速部の変速に際して、 前記差動部が前記非差動状 態のときには、該差動部が前記差動状態のときに比較して、係合側の前記係合装 置の係合圧を高くするものである請求項 7乃至 1 1のいずれかの車両用駆動装置 の制御装置。
1 3 . 前記駆動輪へ伝達されるトルクを低減するトルクダウン制御手段を備え 該トルクダウン制御手段は、前記変速部の変速の際に前記駆動輪へ伝達される トルクを低減するものである請求項 1乃至 1 2のいずれかの車両用駆動装置の制 御装置。
1 4 . 前記変速部は、 有段の自動変速機である請求項 1乃至 1 3のいずれかの 車両用駆動装置の制御装置。
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