WO2008047602A1 - 制駆動力制御装置 - Google Patents

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WO2008047602A1
WO2008047602A1 PCT/JP2007/069391 JP2007069391W WO2008047602A1 WO 2008047602 A1 WO2008047602 A1 WO 2008047602A1 JP 2007069391 W JP2007069391 W JP 2007069391W WO 2008047602 A1 WO2008047602 A1 WO 2008047602A1
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speed
braking
driving force
control device
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Yoshio Ito
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Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha
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    • F16H61/66—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings
    • F16H2061/6604—Special control features generally applicable to continuously variable gearings
    • F16H2061/6615—Imitating a stepped transmissions
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Definitions

  • the present invention relates to a braking / driving force control device, and more particularly to a braking / driving force control device that changes output torque by controlling the torque or rotation speed of a power source (including an engine or a motor generator).
  • a power source including an engine or a motor generator.
  • a braking / driving force control device that changes output torque by controlling torque or rotation speed of a power source (including an engine or a motor generator) is known.
  • Patent Document 1 discloses the following power output apparatus.
  • the engine speed is determined based on the vehicle speed.
  • the lower speed limit set the engine operating point (target speed) that outputs the required engine power based on the required torque corresponding to the accelerator opening, and if the target speed is less than the lower speed limit, set the lower speed limit.
  • the engine is operated with a number, and the required torque is controlled to be output to the drive shaft.
  • Patent Document 1 Japanese Unexamined Patent Application Publication No. 2006-20481
  • Patent Document 2 JP 2005-48814
  • Patent Document 3 Japanese Unexamined Patent Publication No. 2000-145937
  • Patent Document 1 when a sequential shift is operated, a lower limit engine speed is set based on the vehicle speed, and a required engine torque is set so as not to fall below the lower limit engine speed.
  • a hybrid vehicle technology is disclosed.
  • the lower limit rotational speed is merely set according to the instruction by the driver's shift operation (for example, a 5-speed instruction, a 4-speed instruction, etc. by a sequential shift operation). . Therefore, for example, control other than an intentional shift operation by the driver is performed, such as travel restrictions depending on the driving environment (road gradient, degree of corner bend in front of the vehicle, relative positional relationship with the vehicle in front, etc.) In particular! /, Being considered! /! As described above, the technique disclosed in Patent Document 1 cannot perform the travel restriction control by the travel environment other than the conscious shift operation by the driver.
  • An object of the present invention is to control braking / driving force in a vehicle that does not have a transmission, for example, enabling travel restriction control based on a travel environment other than a conscious shift operation by a driver. Is to provide a device.
  • Another object of the present invention is that, in a vehicle having a hybrid system of a type that does not have a transmission, for example, it is possible to perform travel restriction control by a travel environment other than a conscious shift operation by a driver. It is another object of the present invention to provide a braking / driving power control device with good re-acceleration response of a vehicle.
  • the braking / driving force control device of the present invention is a braking / driving force control device that changes the output torque by controlling the torque or the rotational speed of the power source, and includes a plurality of parameters including the output rotational speed.
  • the braking / driving force control device controls the braking / driving force of a hybrid vehicle including an internal combustion engine and an electric motor, the torque of the internal combustion engine, the rotational speed of the internal combustion engine, By controlling the torque of the motor and the rotation speed of the motor Therefore, it is preferable to change the output torque.
  • the region is a speed change region, and a lower limit guard for the rotational speed of the internal combustion engine is set for each speed change region, and the control is based on the travel environment.
  • the speed change region it is preferable to change the output torque based on the rotational speed of the internal combustion engine equal to or higher than the lower limit guard!
  • the plurality of regions are set based on the output rotation speed and the input rotation speed.
  • the plurality of regions are set based on the output rotation speed and the output torque.
  • the vehicle does not have a transmission! /, For example, traveling in a traveling environment other than a conscious shift operation by the driver.
  • regulation control is performed, there is an effect!
  • FIG. 1 is a flowchart showing the operation of the first embodiment of the braking / driving force control device of the present invention.
  • FIG. 2 is a map for calculating a driver-required peller shaft torque in the first embodiment of the braking / driving force control device of the present invention.
  • FIG. 3 is a map for calculating a driver-requested engine speed in the first embodiment of the braking / driving force control device of the present invention.
  • FIG. 4 is a map for calculating a required shift speed of the driver in the first embodiment of the braking / driving force control device of the present invention.
  • FIG. 5 is another map for calculating the driver-required shift speed in the first embodiment of the braking / driving force control device of the present invention.
  • Fig. 6 is a diagram showing an example of a target peller torque at the time of shift speed regulation in the first embodiment of the braking / driving force control device of the present invention.
  • FIG. 7 is a diagram for explaining the effect of the first embodiment of the braking / driving force control device of the present invention.
  • FIG. 8 is another map for calculating the driver-required shift speed in the first embodiment of the braking / driving force control device of the present invention.
  • FIG. 9 is a block diagram showing a schematic configuration of the first embodiment of the braking / driving force control device of the present invention.
  • FIG. 10 is a collinear diagram of the power distribution and integration mechanism in the first embodiment of the braking / driving force control device of the present invention.
  • FIG. 11 is a map showing the relationship between the road gradient and the target gear position in the first embodiment of the braking / driving force control device of the present invention.
  • FIG. 12 is a map showing the target shift speed according to the degree of corner bending in the first embodiment of the braking / driving force control device of the present invention.
  • FIG. 13 is a map showing gear positions according to the relative positional relationship with the preceding vehicle in the first embodiment of the braking / driving force control device of the present invention.
  • the engine speed, engine torque, and MG1 are set so as to realize a driver-required peller shaft torque (dry shaft torque) or driving force determined from the accelerator opening and the vehicle speed (peller shaft rotation speed).
  • a driver-required peller shaft torque dry shaft torque
  • driving force determined from the accelerator opening
  • the vehicle speed peller shaft rotation speed
  • the hybrid system control device power train control device with driving force demand
  • the driver-requested target gear stage is determined from the target engine speed determined from the driver-requested peller shaft torque and the vehicle speed (peller-shaft speed).
  • the target gear position is determined from the accelerator opening, vehicle speed (peller shaft rotation speed), and driver-requested peller shaft torque.
  • the gear ratio is calculated from the driver-requested engine speed and the peller shaft speed, and the target gear stage is determined.
  • the target gear stage (target gear ratio) for example, up / down slope control, corner control, inter-vehicle distance control, etc., is used for driving restriction control (shift point control) based on a driving environment other than conscious shift operation by the driver. Reflects the gear regulation (gear ratio regulation).
  • FIG. 9 is a configuration diagram showing a schematic configuration of a hybrid vehicle 20 equipped with a braking / driving force control device as one embodiment of the present invention.
  • the hybrid vehicle 20 includes, as shown in the figure, an engine 22, a three-shaft power distribution and integration mechanism 30 connected to a crankshaft 26 as an output shaft of the engine 22 via a damper 28,
  • the motor MG1 capable of generating electricity connected to the power distribution integrated mechanism 30; the reduction gear 35 attached to the ring gear shaft 32a as the drive shaft connected to the power distribution integration mechanism 30; and the reduction gear 35 It includes a motor MG2 and a hybrid electronic control unit 70 that controls the entire braking / driving force control device.
  • the engine 22 is an internal combustion engine that outputs power using a hydrocarbon-based fuel such as gasoline or light oil, and an engine electronic control unit (hereinafter referred to as "engine control unit") that inputs signals from various sensors that detect the operating state of the engine 22.
  • the engine ECU is under operation control such as fuel injection control, ignition control, and intake air amount adjustment control.
  • the engine ECU 24 communicates with the hybrid electronic control unit 70, controls the operation of the engine 22 by a control signal from the hybrid electronic control unit 70, and, if necessary, transmits data related to the operating state of the engine 22 to the hybrid electronic control. Output to unit 70.
  • the power distribution and integration mechanism 30 includes an external gear sun gear 31, an internal gear ring gear 32 disposed concentrically with the sun gear 31, and a plurality of gears meshed with the sun gear 31 and meshed with the ring gear 3 2.
  • a planetary gear mechanism is provided that includes a pinion gear 33 and a carrier 34 that holds the plurality of pinion gears 33 so as to rotate and revolve.
  • the carrier 34 is connected to the crankshaft 26 of the engine 22, the sun gear 31 is connected to the motor MG1, and the ring gear 32 is connected to the reduction gear 35 via the ring gear shaft 32a.
  • the motor MG1 functions as a generator, the carrier 34
  • the power from the engine 22 to which power is also input is distributed to the sun gear 31 side and the ring gear 32 side according to the gear ratio.
  • the motor MG1 functions as an electric motor
  • the power from the input motor MG1 is integrated and output to the ring gear 32 side.
  • the power output to the ring gear 32 is finally output to the drive wheels 63a and 63b of the vehicle via the gear mechanism 60 and the differential gear 62 from the ring gear shaft 32a.
  • the motor MG1 and the motor MG2 are each configured as a well-known synchronous generator motor that can be driven as an electric motor as well as being driven as a generator. Fi exchanges.
  • the power line 54 connecting the inverters 41 and 42 and the notch 50 is configured as a positive and negative bus shared by the inverters 41 and 42, and is generated by either the motor MG1 or MG2. Can be consumed by other motors. Therefore, the notch 50 is charged / discharged by electric power generated from the power of the motors M Gl and MG2 or insufficient power. If the balance of electric power is balanced by the motors MG1 and MG2, the battery 50 is not charged / discharged.
  • the motors MG1 and MG2 are both driven and controlled by a motor electronic control unit (hereinafter referred to as motor ECU) 40.
  • the motor ECU 40 receives signals necessary to drive and control the motors MG1 and MG2, such as signals from rotational position detection sensors 43 and 44 that detect the rotational positions of the rotors of the motors MG1 and MG2, and current sensors (not shown).
  • the detected phase currents applied to the motors MG1 and MG2 are input, and the motor ECU 40 outputs switching control signals to the inverters 41 and 42.
  • the motor ECU 40 communicates with the hybrid electronic control unit 70, and drives and controls the motors MG1 and MG2 according to the control signal from the hybrid electronic control unit 70 and operates the motors MG1 and MG2 as necessary. Data on the status is output to the electronic control unit 70 for the bullet.
  • the battery 50 is managed by a battery electronic control unit (hereinafter referred to as a battery ECU) 52.
  • the battery ECU 52 has a signal necessary for managing the battery 50, for example, a terminal voltage from a voltage sensor (not shown) installed between the terminals of the battery 50, Charge / discharge current from a current sensor (not shown) attached to the power line 54 connected to the output terminal of the battery 50, battery temperature Tb from the temperature sensor 51 attached to the battery 50, etc. are input and necessary. Accordingly, data relating to the state of the battery 50 is output to the hybrid electronic control unit 70 by communication.
  • the battery ECU 52 also calculates the remaining capacity (SOC) based on the integrated value of the charge / discharge current detected by the current sensor in order to manage the battery 50! /.
  • SOC remaining capacity
  • the hybrid electronic control unit 70 is configured as a microprocessor centered on the CPU 72. In addition to the CPU 72, a ROM 74 that stores a processing program, a RAM 76 that temporarily stores data, and an input (not shown). An output port and a communication port are provided.
  • the hybrid electronic control unit 70 includes an acceleration signal from the detection switch 80, a shift position SP from the shift position sensor 82 that detects the operation position of the shift lever 81, and an accelerator that detects the amount of depression of the accelerator pedal 83.
  • Pedal position sensor 84 Accelerator opening Acc, Brake pedal position sensor 86 detects brake pedal position 85 Brake pedal position BP, 86 Speed sensor 88 Vehicle speed V, etc. are input via the input port Has been.
  • the hybrid electronic control unit 70 is connected to the engine ECU 24, the motor ECU 40, and the battery ECU 52 via the communication port, and the engine ECU 24, the motor ECU 40, and the battery ECU 52 are connected to various control signals and data. We are exchanging.
  • the hybrid vehicle 20 according to the first embodiment configured in this manner has a ring gear shaft 32a as a drive shaft based on the accelerator opening Acc and the vehicle speed V corresponding to the depression amount of the accelerator pedal 83 by the driver.
  • the required torque to be output is calculated (step SO 02 in FIG. 1 described later), and the required power (step S003) force corresponding to this required torque is output to the S ring gear shaft 32a so that the engine 22 and the motor MG1
  • the motor MG2 is controlled for operation.
  • Operation control of the engine 22, the motor MG1, and the motor MG2 includes a torque conversion operation mode, a charge / discharge operation mode, and a motor operation mode.
  • the operation of the engine 22 is controlled so that power corresponding to the required power is output from the engine 22, and all of the power output from the engine 22 is the power distribution integration mechanism 30, the motor MG1, and the motor.
  • Torque converted by MG2 and ring gear This is an operation mode in which motor MG1 and motor MG2 are driven and controlled so that they are output to shaft 32a.
  • the charge / discharge operation mode controls the operation of the engine 22 so that the power corresponding to the sum of the required power and the power required for charging / discharging of the battery 50 is output from the engine 22, and also charges / discharges the battery 50.
  • Motor MG1 so that the required power is output to the ring gear shaft 32a with torque conversion by the power distribution / integration mechanism 30, the motor MG1 and the motor MG2.
  • the motor operation mode is an operation mode in which the operation of the engine 22 is stopped and operation is controlled so that power corresponding to the required power from the motor MG2 is output to the ring gear shaft 32a.
  • the efficiency of the engine 22 is based on the state of the battery 50 and the torque conversion operation mode, charge / discharge described above.
  • engine 22 or motors MG1 and MG2 are operated in either operation mode or motor operation mode and shift lever 81 is operated to the B (brake) range, braking by engine brake is performed. Operation in the motor operation mode is prohibited, and the engine 22 and motors MG1 and MG2 are operated in either the torque conversion operation mode or the charge / discharge operation mode other than the motor operation mode.
  • the engine 22 is not stopped in the S and B ranges.
  • the shift lever 81 is operated in the D range, the engine 22 is stopped when the sum of the required power of the ring gear shaft 32a as the drive shaft and the power required for charging and discharging the battery 50 is This is performed when the power is less than the predetermined power that defines the range in which the engine 22 can be operated efficiently.
  • step S001 the accelerator opening PAP and the vehicle speed (peller shaft rotation speed) are read.
  • step S002 the peller shaft torque required by the driver (drive shaft torque), that is, the driver required peller shaft torque (drive shaft torque) is calculated.
  • the driver required peller shaft torque driving force (target peller torque )
  • step S003 the power required by the driver (driver required power) and the engine speed required by the driver (driver required engine speed) are calculated.
  • driver required power is calculated based on the driver required Peller shaft torque calculated in Step S002 and the rotation speed of the Peller shaft read in Step S001.
  • driver required power driver required peller shaft torque X peller shaft rotation speed.
  • the driver request engine speed is calculated based on the fuel efficiency optimum line 301 with reference to a map as shown in FIG. 3, for example.
  • the driver required engine speed is NE1.
  • step S004 the target shift speed required by the driver (driver required target shift speed) is calculated.
  • the accelerator opening PAP and the vehicle speed (peller shaft rotation speed) read in step S001, and the driver required peller shaft torque calculated in step S002 are referred to. Based on the above, the driver-requested target shift speed is determined.
  • step S004 the method for calculating the driver-requested target shift speed is not limited to the method shown in FIG.
  • the gear ratio is calculated based on the driver-requested engine speed calculated in step S003 and the peller shaft speed read in step S001, and the map in FIG. 8 is referred to. Based on the gear ratio, the driver-requested target gear can be determined.
  • step S004 in addition to the method using FIG. 4 or FIG. 8, the map of FIG. The method used may be used.
  • FIG. 5 shows the lower limit engine speed of each gear stage.
  • the driver-requested target shift speed is determined based on the driver-requested engine speed calculated in step S003 and the vehicle speed (peller shaft speed) read in step S001.
  • reference numeral 401 denotes a region where the driver-requested target shift speed is the first speed
  • 402 denotes the second speed region
  • 403 denotes the third speed region
  • 404 denotes the fourth speed region
  • 405 denotes the fifth speed region
  • 406 shows the 6th speed region.
  • a restriction gear stage for shift point control such as uphill / downhill control, corner control, and inter-vehicle distance control is read.
  • a map as shown in FIG. 11 is referred to determine the regulated gear position.
  • the target shift stage according to the road gradient ⁇ is described, and the regulated shift stage is a shift stage that is one speed higher than the target shift stage.
  • corner control for example, a map as shown in FIG. 12 is referred to and the restriction gear position is determined.
  • the inter-vehicle distance control is performed, a map as shown in FIG. 13 is referred to and the restriction gear position is determined.
  • FIG. 12 and FIG. 13 shows a target shift speed, and the regulation shift speed is a shift speed one stage higher than the target shift speed.
  • step S006 it is determined whether or not the driver-requested target shift speed is greater than or equal to the control shift speed of the shift point control obtained in step S005. If the result of the determination is affirmative, the process proceeds to step S007, and if not, the process proceeds to step SO08.
  • step S007 the shift speed control is performed by reflecting the shift speed of the shift point control to the driver-requested target shift speed.
  • step S007 the driver-requested peller shaft torque (drive shaft torque) Tp * and the driver-requested engine speed Ne * are changed.
  • the driver requested peller shaft torque (drive shaft torque) Tp * is Be changed. That is, referring to the map in FIG. 6, for example, when the speed limit control shift speed obtained in step S005 is 4th and the vehicle speed (peller shaft speed) is S1, the driver request Peller shaft torque Tp * is changed to T1.
  • the driver request engine speed Ne * is changed. For example
  • step S008 engine torque Te *, MG1 rotation speed Nml *, target MG1 torque Tml *, and target MG2 torque Tm2 * are calculated.
  • the calculation method is described in detail below.
  • the motor MG1 Based on the calculated target rotational speed Nml * and the current rotational speed Nml of the motor MG1, calculate the torque command Tml * of the motor MG1 using the following equation (2) .
  • FIG. 10 is a collinear diagram showing the dynamic relationship between the rotational speed and torque of each rotating element of the power distribution and integration mechanism 30.
  • the left S-axis indicates the rotational speed of the sun gear 31
  • the C-axis indicates the rotational speed of the carrier 34
  • the R-axis indicates the rotational speed Nr of the ring gear 32 (ring gear shaft 32a).
  • the target rotational speed Ne * of the engine 22 and the gear ratio p of the power distribution and integration mechanism 30 can be calculated by the equation (1).
  • equation (2) indicates that motor MG1 is rotated at the target rotational speed Nml *.
  • KP in the second term on the right side is the gain of the proportional term
  • ⁇ in the third term on the right side is the gain of the integral term.
  • Nml> K (Ne> K- (l +) -k-V) / (1)
  • Tml * previous Tml * + KP (Nml * — Nml) + KI j (Nml * — Nml) dt (2)
  • the required torque Tr *, the torque command Tml *, the gear ratio p of the power distribution integrated mechanism 30 and the gear ratio Gr of the reduction gear 35 are obtained.
  • the temporary motor torque Tm2tmp as the torque to be output is determined from the torque balance relationship in the nomogram of Fig. 10 (3) And the following equation (4) based on the input / output limits Wint, Wout of motor 50, the torque command Tml * of motor MG1, the current speed Nml of motor MG1, and the speed Nm2 of motor MG2.
  • Tm2tmp (Tr> K + Tml> K / p) / Gr (3)
  • Tm2min (Win-Tm 1 * Nm 1) / Nm2 (4)
  • Tm2max (Wout-Tm 1 * Nm 1) / Nm2 (5)
  • the target engine speed Ne *, target torque Te *, and torque commands Tml *, Tm2 * of the motors MG1, MG2 are thus set, the target engine speed Ne * and target torque Te * of the engine 22 are set. Transmits the torque commands Tml * and Tm2 * of the motors MG1 and MG2 to the engine ECU 24, and terminates the drive control routine.
  • the engine ECU 24 having received the target rotational speed Ne * and the target torque Te * causes the fuel in the engine 22 to operate at the operating point indicated by the target rotational speed Ne * and the target torque Te *. Controls such as injection control and ignition control are performed.
  • the motor ECU 40 that has received the torque commands Tml * and Tm2 * switches the switching elements of the inverters 41 and 42 so that the motor MG1 is driven by the torque command Tml * and the motor MG2 is driven by the torque command Tm2 *. Take control.
  • the engine rotational speed is realized so as to realize the driver requested peller shaft torque (drive shaft torque) or the driving force determined from the accelerator opening PAP and the vehicle speed (peller shaft rotational speed).
  • Target engine speed step S003 determined from the driver's required shaft torque (step S002) in the driving force control system (HV system) that determines engine torque, MG1 speed, MG1 torque, MG2 torque, etc.
  • HV system driving force control system
  • the driver-requested target gear stage target gear ratio, step S004 is determined from the rotation speed of the propeller shaft.
  • the driver requested target shift speed is determined from the accelerator opening, the vehicle speed (peller shaft rotation speed), and the driver requested peller shaft torque (see Fig. 4).
  • the gear ratio is calculated from the driver request engine speed and the peller shaft speed, and the driver request target gear position is determined from the gear ratio (see Fig. 8).
  • Shift point control such as uphill / downhill control, corner control, and inter-vehicle distance control is reflected in the target shift stage (step S007).
  • a peller shaft torque (drive shaft torque) or driving force and an engine speed lower limit guard are installed (Figs. 5 and 6), and the target gear stage ( The target gear ratio) reflects the shift stage control (speed ratio control) of shift point control such as uphill / downhill control, and changes the target peller shaft torque and target engine speed (step S007), the target engine torque, Calculate the target MG1 speed, target MG1 torque, and target MG2 torque (step SO08).
  • Shift point control which was developed for conventional automatic transmissions, can be easily deployed in hybrid system control devices (power train control devices with driving force demand), and drivability is improved. Can be improved.
  • step S007 the driver's one-requested peller shaft torque is changed to the target gear position (fourth speed).
  • the lower limit engine speed (engine speed guard) 420 is not provided, the point changes from the D range point 421 to the 4th speed point 422.
  • the acceleration response is poor because the acceleration is from a low engine speed.
  • the engine speed at point 422 is about 1 OOOrpm, which is the same as the engine speed at point 421, so the acceleration response during re-acceleration is poor!
  • step S007 since there is a lower limit engine speed (engine speed guard) 420 (step S007), the first point 421 is equal to the point 422 by the speed change control. It changes to point 423 guarded at the lower engine speed 420 above.
  • acceleration starts from point 423, which has a higher engine speed than point 422, thus improving acceleration response.
  • the braking / driving force control device controls braking / driving to change the output torque by controlling the torque or the rotational speed of a power source (including an engine or a motor generator).
  • a power source including an engine or a motor generator.

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Abstract

　動力源のトルク又は回転数を制御することにより出力トルクを変化させる制駆動力制御装置であって、出力回転数を含む複数のパラメータによって複数の領域を設定する手段と、走行中の前記パラメータに基づいて、前記複数の領域のいずれに該当しているかを判定する領域判定手段（Ｓ００４）と、走行環境と前記領域判定手段による領域判定結果とに基づいて、前記動力源のトルク又は回転数を制御する制御手段（Ｓ００７）とを備えている。変速機を持たないタイプの車両において、例えば、運転者による意識的なシフト操作以外の走行環境による走行規制制御が行われることを可能とする。

Description

明 細 書
制駆動力制御装置
技術分野
[0001] 本発明は、制駆動力制御装置に関し、特に、動力源 (エンジン又はモータジエネレ ータを含む）のトルク又は回転数を制御することにより、出力トルクを変化させる制駆 動力制御装置に関する。
背景技術
[0002] 動力源（エンジン又はモータジェネレータを含む）のトルク又は回転数を制御するこ とにより、出力トルクを変化させる制駆動力制御装置が知られている。
[0003] 例えば、特開 2006— 20481号公報（特許文献 1)には、以下のような動力出力装 置が開示されている。遊星歯車機構のキャリア，サンギヤ，リングギヤにエンジン，第 1モータ，駆動軸を接続し駆動軸に第 2モータを接続したハイブリッド自動車におい て、ブレーキレンジにシフト操作されたとき、車速に基づいてエンジンの下限回転数 を設定し、アクセル開度に対応する要求トルクに基づくエンジン要求パワーを出力す るエンジンの運転ポイント（目標回転数)を設定し、 目標回転数が下限回転数未満の ときには、下限回転数でエンジンが運転されると共に要求トルクが駆動軸に出力され るよう制御する。これにより、アクセル開度により運転者が考える回転数とは異なる回 転数でエンジンが運転されるのを抑制できるから、運転フィーリングを良好なものとす ること力 Sでさる。
[0004] 特許文献 1：特開 2006— 20481号公報
特許文献 2 :特開 2005— 48814号公報
特許文献 3：特開 2000— 145937号公報
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0005] 上記特許文献 1には、シーケンシャルシフトが操作されたときに車速に基づいてェ ンジンの下限回転数を設定し、その下限回転数を下回らないようにエンジンの要求ト ルクが設定されるハイブリッド車両の技術が開示されている。 [0006] 上記特許文献 1の技術では、運転者のシフト操作 (例えばシーケンシャルシフト操 作による 5速指示、 4速指示等）により、その指示に応じた下限回転数を設定していた に過ぎない。よって、例えば、走行環境 (道路勾配、車両前方のコーナーの曲がり度 合い、前方の車両との相対的位置関係など）による走行規制等の、運転者による意 識的なシフト操作以外による制御を行なうことにつ!/、て考慮されて!/、な!/、。このように 、上記特許文献 1の技術では、運転者による意識的なシフト操作以外の走行環境に よる走行規制制御を行なうことができない。
[0007] 例えば、トヨタハイブリッドシステム (THS)のような変速機を持たな!/、タイプの車両に おいて、例えば、運転者による意識的なシフト操作以外の走行環境による走行規制 制御が行われることが望まれている。またさらに、この場合、車両の再加速応答性が 良好であることが望まれて!/、る。
[0008] 本発明の目的は、変速機を持たないタイプの車両において、例えば、運転者による 意識的なシフト操作以外の走行環境による走行規制制御が行われることを可能とす る制駆動力制御装置を提供することである。
本発明の他の目的は、変速機を持たないタイプのハイブリッドシステムを有する車 両において、例えば、運転者による意識的なシフト操作以外の走行環境による走行 規制制御が行われることを可能とするとともに、車両の再加速応答性が良好な制駆 動力制御装置を提供することがである。
課題を解決するための手段
[0009] 本発明の制駆動力制御装置は、動力源のトルク又は回転数を制御することにより出 力トルクを変化させる制駆動力制御装置であって、出力回転数を含む複数のパラメ ータによって複数の領域を設定する手段と、走行中の前記パラメータに基づいて、前 記複数の領域のレ、ずれに該当して!/、るかを判定する領域判定手段と、走行環境と前 記領域判定手段による領域判定結果とに基づ!/、て、前記動力源のトルク又は回転数 を制御する制御手段とを備えたことを特徴としている。
[0010] 本発明の制駆動力制御装置において、前記制駆動力制御装置は、内燃機関及び 電動機を有するハイブリッド車両の制駆動力を制御し、前記内燃機関のトルク、前記 内燃機関の回転数、前記電動機のトルク、前記電動機の回転数を制御することによ り、前記出力トルクを変化させることが好ましい。
[0011] 本発明の制駆動力制御装置において、前記領域は、変速領域であり、前記変速領 域毎に前記内燃機関の回転数の下限ガードが設定され、前記走行環境に基づレ、て 前記変速領域が変更されるときに、前記下限ガード以上の前記内燃機関の回転数 に基づ!/、て、前記出力トルクを変化させることが好まし!/、。
[0012] 本発明の制駆動力制御装置において、出力回転数と入力回転数に基づいて、前 記複数の領域が設定されることが好ましレ、。
[0013] 本発明の制駆動力制御装置において、出力回転数と出力トルクに基づいて、前記 複数の領域が設定されることが好ましレヽ。
発明の効果
[0014] 本発明に力、かる制駆動力制御装置では、変速機を持たな!/、タイプの車両にお!/、て 、例えば、運転者による意識的なシフト操作以外の走行環境による走行規制制御が 行われると!/、う効果を奏する。
図面の簡単な説明
[0015] [図 1]図 1は、本発明の制駆動力制御装置の第 1実施形態の動作を示すフローチヤ ートである。
[図 2]図 2は、本発明の制駆動力制御装置の第 1実施形態において、ドライバー要求 ペラシャフトトルクを算出するためのマップである。
[図 3]図 3は、本発明の制駆動力制御装置の第 1実施形態において、ドライバー要求 エンジン回転数を算出するためのマップである。
[図 4]図 4は、本発明の制駆動力制御装置の第 1実施形態において、ドライバーの要 求変速段を算出するためのマップである。
[図 5]図 5は、本発明の制駆動力制御装置の第 1実施形態において、ドライバー要求 変速段を算出するための他のマップである。
[図 6]図 6は、本発明の制駆動力制御装置の第 1実施形態において、変速段規制時 の目標ペラトルクの例を示す図である。
[図 7]図 7は、本発明の制駆動力制御装置の第 1実施形態の効果を説明するための 図である。 [図 8]図 8は、本発明の制駆動力制御装置の第 1実施形態において、ドライバー要求 変速段を算出するための他のマップである。
園 9]図 9は、本発明の制駆動力制御装置の第 1実施形態の概略構成を示すブロック 図である。
[図 10]図 10は、本発明の制駆動力制御装置の第 1実施形態において、動力分配統 合機構の共線図である。
園 11]図 11は、本発明の制駆動力制御装置の第 1実施形態において、道路勾配と 目標変速段の関係を示すマップである。
[図 12]図 12は、本発明の制駆動力制御装置の第 1実施形態において、コーナーの 曲がり度合いに応じた目標変速段を示すマップである。
[図 13]図 13は、本発明の制駆動力制御装置の第 1実施形態において、前方車両と の相対的位置関係に応じた変速段を示すマップである。
符号の説明
20 ハイブリッド車両
22 エンジン
24 エンジン ECU
28 ダンパ
30 動力分配機構
31 サンギヤ
32 リングギヤ
32a リングギヤ軸
33 ピニオンギヤ
34 キャリア
35 減速ギヤ
40 モータ ECU
41 インバータ
42 インバータ 回転位置検出センサ
回転位置検出センサ
バッテリ
温度センサ
バッテリ ECU
電力ライン
ギヤ機構 a 駆動輪
b 駆動輪
ハイブリッド用電子制御ユニット
CPU ROM RAM
ィグニッシヨンスィッチ
シフトレバー ァクセノレぺダノレ
ァクセノレぺダノレポジションセンサ ブレーキぺダノレ
車速センサ
1 1速の領域
2 2速の領域
3 3速の領域
4 4速の領域
5 5速の領域
6 6速の領域
0 下限エンジン回転数（エンジン回転数ガ 421 Dレンジの点
422 4速の点
423 ガードされた点
Acc アクセル開度
BP ブレーキぺダノレポジション
MG1 モータジェネレータ
MG2 モータジェネレータ
PAP アクセル開度
SP シフトポジション
V 車速
発明を実施するための最良の形態
[0017] 以下、本発明の一実施形態につき図面を参照しつつ詳細に説明する。
[0018] (第 1実施形態）
図 1から図 13を参照して、本発明の制駆動力制御装置の第 1実施形態について説 明する。
[0019] 本実施形態は、アクセル開度と車速 (ペラシャフト回転数)から決まるドライバー要 求ペラシャフトトルク（ドライズシャフトトルク）または駆動力を実現するように、エンジン 回転数、エンジントルク、 MG1回転数、 MG1トルク、 MG2トルク等を決定するハイブ リツドシステム制御装置（駆動力ディマンドでのパワートレーン制御装置）において、 以下の動作（1)、 （2)を行なうものである。
[0020] (1)ドライバー要求ペラシャフトトルクから決まる目標エンジン回転数と、車速 (ぺラシ ャフト回転数)からドライバー要求目標変速段（目標変速比）を決定する。または、ァ クセル開度、車速 (ペラシャフト回転数）、ドライバー要求ペラシャフトトルクから目標 変速段を決定する。または、ドライバー要求エンジン回転数とペラシャフト回転数から 変速比を算出し、 目標変速段を決定する。その目標変速段（目標変速比）に、例え ば登降坂制御、コーナー制御、車間距離制御等の、運転者による意識的なシフト操 作以外の走行環境による走行規制制御（変速点制御）の変速段規制（変速比規制） を反映させる。 [0021] (2)目標変速段（目標変速比）毎にペラシャフトトルク（ドライブシャフトトルク）または 駆動力とエンジン回転数下限ガードを設定し、走行環境による走行規制制御の変速 段規制（変速比規制）が反映される場合には、 目標ペラシャフトトルク、 目標エンジン 回転数を変更し、 目標エンジントルク、 目標 MG1回転数、 目標 MG1トルク、 目標 M G2トルクを算出する。
[0022] 図 9は、本発明の一実施形態としての制駆動力制御装置を搭載したハイブリッド自 動車 20の構成の概略を示す構成図である。本実施形態に係るハイブリッド自動車 2 0は、図示するように、エンジン 22と、エンジン 22の出力軸としてのクランクシャフト 26 にダンバ 28を介して接続された 3軸式の動力分配統合機構 30と、動力分配統合機 構 30に接続された発電可能なモータ MG1と、動力分配統合機構 30に接続された 駆動軸としてのリングギヤ軸 32aに取り付けられた減速ギヤ 35と、この減速ギヤ 35に 接続されたモータ MG2と、制駆動力制御装置全体をコントロールするハイブリッド用 電子制御ユニット 70とを備える。
[0023] エンジン 22は、ガソリンまたは軽油などの炭化水素系の燃料により動力を出力する 内燃機関であり、エンジン 22の運転状態を検出する各種センサから信号を入力する エンジン用電子制御ユニット（以下、エンジン ECUという） 24により燃料噴射制御や 点火制御，吸入空気量調節制御などの運転制御を受けている。エンジン ECU24は 、ハイブリッド用電子制御ユニット 70と通信しており、ハイブリッド用電子制御ユニット 70からの制御信号によりエンジン 22を運転制御すると共に必要に応じてエンジン 22 の運転状態に関するデータをハイブリッド用電子制御ユニット 70に出力する。
[0024] 動力分配統合機構 30は、外歯歯車のサンギヤ 31と、このサンギヤ 31と同心円上 に配置された内歯歯車のリングギヤ 32と、サンギヤ 31に嚙合すると共にリングギヤ 3 2に嚙合する複数のピニオンギヤ 33と、複数のピニオンギヤ 33を自転かつ公転自在 に保持するキャリア 34とを備え、サンギヤ 31とリングギヤ 32とキャリア 34とを回転要 素として差動作用を行なう遊星歯車機構として構成されている。
[0025] 動力分配統合機構 30は、キャリア 34にはエンジン 22のクランクシャフト 26が、サン ギヤ 31にはモータ MG1が、リングギヤ 32にはリングギヤ軸 32aを介して減速ギヤ 35 がそれぞれ連結されており、モータ MG1が発電機として機能するときにはキャリア 34 力も入力されるエンジン 22からの動力をサンギヤ 31側とリングギヤ 32側にそのギヤ 比に応じて分配し、モータ MG1が電動機として機能するときにはキャリア 34から入力 されるエンジン 22からの動力とサンギヤ 31から入力されるモータ MG1からの動力を 統合してリングギヤ 32側に出力する。リングギヤ 32に出力された動力は、リングギヤ 軸 32aからギヤ機構 60およびデフアレンシャルギヤ 62を介して、最終的には車両の 駆動輪 63a, 63bに出力される。
[0026] モータ MG1およびモータ MG2は、いずれも発電機として駆動することができると共 に電動機として駆動できる周知の同期発電電動機として構成されており、インバータ 41 , 42を介してノ ッテリ 50と電力のやりとりを fiなう。インノ ータ 41 , 42とノ ッテリ 50 とを接続する電力ライン 54は、各インバータ 41 , 42が共用する正極母線および負極 母線として構成されており、モータ MG1 , MG2のいずれかで発電される電力を他の モータで消費することができるようになつている。したがって、ノ ッテリ 50は、モータ M Gl , MG2のいずれ力、から生じた電力や不足する電力により充放電されることになる 。なお、モータ MG1 , MG2により電力収支のバランスをとるものとすれば、バッテリ 5 0は充放電されない。
[0027] モータ MG1 , MG2は、いずれもモータ用電子制御ユニット（以下、モータ ECUと いう） 40により駆動制御されている。モータ ECU40には、モータ MG1 , MG2を駆動 制御するために必要な信号、例えばモータ MG1 , MG2の回転子の回転位置を検 出する回転位置検出センサ 43, 44からの信号や図示しない電流センサにより検出さ れるモータ MG1 , MG2に印加される相電流などが入力されており、モータ ECU40 からは、インバータ 41 , 42へのスイッチング制御信号が出力されている。モータ ECU 40は、ハイブリッド用電子制御ユニット 70と通信しており、ノ、イブリツド用電子制御ュ ニット 70からの制御信号によってモータ MG1 , MG2を駆動制御すると共に必要に 応じてモータ MG1 , MG2の運転状態に関するデータをノヽイブリツド用電子制御ュニ ット 70に出力する。
[0028] ノ ッテリ 50は、バッテリ用電子制御ユニット（以下、バッテリ ECUという） 52によって 管理されている。バッテリ ECU52には、バッテリ 50を管理するのに必要な信号、例え ば、ノ ッテリ 50の端子間に設置された図示しない電圧センサからの端子間電圧，ノ ッテリ 50の出力端子に接続された電力ライン 54に取り付けられた図示しない電流セ ンサからの充放電電流，ノ ッテリ 50に取り付けられた温度センサ 51からの電池温度 Tbなどが入力されており、必要に応じてバッテリ 50の状態に関するデータを通信に よりハイブリッド用電子制御ユニット 70に出力する。なお、バッテリ ECU52では、バッ テリ 50を管理するために電流センサにより検出された充放電電流の積算値に基づい て残容量（SOC)も演算して!/、る。
[0029] ハイブリッド用電子制御ユニット 70は、 CPU72を中心とするマイクロプロセッサとし て構成されており、 CPU72の他に処理プログラムを記憶する ROM74と、データを 一時的に記憶する RAM76と、図示しない入出力ポートおよび通信ポートとを備える 。ハイブリッド用電子制御ユニット 70には、イダニッシヨンスィッチ 80からのイダニッシ ヨン信号，シフトレバー 81の操作位置を検出するシフトポジションセンサ 82からのシ フトポジション SP,アクセルペダル 83の踏み込み量を検出するアクセルペダルポジ シヨンセンサ 84からのアクセル開度 Acc,ブレーキペダル 85の踏み込み量を検出す るブレーキペダルポジションセンサ 86からのブレーキペダルポジション BP,車速セン サ 88からの車速 Vなどが入力ポートを介して入力されている。ハイブリッド用電子制 御ユニット 70は、前述したように、エンジン ECU24やモータ ECU40,バッテリ ECU 52と通信ポートを介して接続されており、エンジン ECU24やモータ ECU40,バッテ リ ECU52と各種制御信号やデータのやりとりを行なっている。
[0030] こうして構成された第 1実施形態のハイブリッド自動車 20は、運転者によるアクセル ペダル 83の踏み込み量に対応するアクセル開度 Accと車速 Vとに基づいて駆動軸と してのリングギヤ軸 32aに出力すべき要求トルクを計算し（後述する図 1のステップ SO 02)、この要求トルクに対応する要求動力（ステップ S003)力 Sリングギヤ軸 32aに出 力されるように、エンジン 22とモータ MG1とモータ MG2とが運転制御される。
[0031] エンジン 22とモータ MG1とモータ MG2の運転制御としては、トルク変換運転モー ド、充放電運転モード、モータ運転モードなどがある。
[0032] トルク変換運転モードは、要求動力に見合う動力がエンジン 22から出力されるよう にエンジン 22を運転制御すると共にエンジン 22から出力される動力のすべてが動力 分配統合機構 30とモータ MG1とモータ MG2とによってトルク変換されてリングギヤ 軸 32aに出力されるようモータ MG1およびモータ MG2を駆動制御する運転モード である。
[0033] 充放電運転モードは、要求動力とバッテリ 50の充放電に必要な電力との和に見合 う動力がエンジン 22から出力されるようにエンジン 22を運転制御すると共にバッテリ 5 0の充放電を伴ってエンジン 22から出力される動力の全部またはその一部が動力分 配統合機構 30とモータ MG1とモータ MG2とによるトルク変換を伴って要求動力がリ ングギヤ軸 32aに出力されるようモータ MG1およびモータ MG2を駆動制御する運転 モードである。
[0034] モータ運転モードは、エンジン 22の運転を停止してモータ MG2からの要求動力に 見合う動力をリングギヤ軸 32aに出力するよう運転制御する運転モードである。
[0035] 本実施形態では、シフトレバー 81が D (ドライブ）レンジや R (リバース）レンジに操作 されたときにはエンジン 22の効率ゃバッテリ 50の状態に基づいて上述したトルク変 換運転モード，充放電運転モード，モータ運転モードのうちのいずれかのモードでェ ンジン 22やモータ MG1 , MG2を運転し、シフトレバー 81が B (ブレーキ）レンジに操 作されたときにはエンジンブレーキによる制動が行なわれるようにモータ運転モード による運転が禁止されモータ運転モード以外のトルク変換運転モード，充放電運転 モードのいずれかでエンジン 22やモータ MG1 , MG2を運転する。
[0036] 即ち、 Dレンジや Rレンジでは、エンジン 22の運転停止が行なわれる力 S、 Bレンジで は、エンジン 22の運転停止は行なわれない。なお、シフトレバー 81が Dレンジに操 作されているときのエンジン 22の運転停止は、駆動軸としてのリングギヤ軸 32aの要 求動力とバッテリ 50の充放電に必要な動力との和として車両全体に要求される動力 力 S、エンジン 22を効率よく運転できる範囲を定める所定動力未満のときに行なわれる
〇
[0037] 次に、図 1を参照して、本実施形態の動作について説明する。
[0038] [ステップ S001]
まず、ステップ S001にて、アクセル開度 PAPと、車速（ペラシャフト回転数）の読み 込みが fiなわれる。
[0039] [ステップ S002] 次に、ステップ S002にて、ドライバーが要求するペラシャフトトルク（ドライブシャフト トルク）、即ち、ドライバー要求ペラシャフトトルク（ドライブシャフトトルク）が算出される 。例えば、図 2に示すようなマップが参照されて、上記ステップ S001にて読み込まれ たアクセル開度 PAPと、車速 (ペラシャフト回転数）に基づいて、ドライバー要求ペラ シャフトトルク (駆動力（目標ペラトルク） )が算出される。
[0040] [ステップ S003]
次に、ステップ S003にて、ドライバーが要求するパワー（ドライバー要求パワー）と、 ドライバーが要求するエンジン回転数（ドライバー要求エンジン回転数）が算出される
[0041] ドライバー要求パワーは、上記ステップ S002にて算出されたドライバー要求ペラシ ャフトトルクと、上記ステップ S001にて読み込まれたペラシャフト回転数に基づいて、 算出される。ここで、ドライバー要求パワー =ドライバー要求ペラシャフトトルク Xペラ シャフト回転数である。
[0042] ドライバー要求エンジン回転数は、例えば、図 3に示すようなマップが参照されて、 燃費最適線 301に基づいて算出される。ドライバー要求パワーが P1である場合、ドラ ィバー要求エンジン回転数は、 NE1となる。
[0043] [ステップ S004]
次に、ステップ S004にて、ドライバーが要求する目標変速段（ドライバー要求目標 変速段）が算出される。例えば、図 4に示すようなマップが参照されて、上記ステップ S001にて読み込まれたアクセル開度 PAP及び車速（ペラシャフト回転数）と、上記ス テツプ S002にて算出されたドライバー要求ペラシャフトトルクに基づいて、ドライバー 要求目標変速段が決定される。
[0044] ステップ S004において、ドライバー要求目標変速段の算出方法は、上記図 4を用 ぃル方法に限定されない。例えば、上記ステップ S003にて算出されたドライバー要 求エンジン回転数と、上記ステップ S001にて読み込まれたペラシャフト回転数に基 づいて、変速比を算出し、図 8のマップが参照されて、変速比に基づいて、ドライバー 要求目標変速段が決定されることができる。
[0045] また、ステップ S004では、上記図 4又は図 8を用いた方法の他に、図 5のマップを 用いる方法でもよい。図 5では、各変速段の下限エンジン回転数が示されている。図 5のマップが参照されて、上記ステップ S003にて算出されたドライバー要求エンジン 回転数と、上記ステップ S001にて読み込まれた車速 (ペラシャフト回転数）に基づい て、ドライバー要求目標変速段が決定されることができる。図 5において、符号 401は ドライバー要求目標変速段が 1速の領域、 402は同 2速の領域、 403は同 3速の領域 、 404は同 4速の領域、 405は同 5速の領域、 406は同 6速の領域をそれぞれ示して いる。
[0046] [ステップ S005]
次に、ステップ S005では、登降坂制御、コーナー制御、車間距離制御等の変速点 制御の規制変速段が読み込まれる。例えば、登降坂制御が行われる場合、図 11に 示すようなマップが参照されて、規制変速段が決定される。図 11は、道路勾配 Θに 応じた目標変速段が記述されており、規制変速段は目標変速段よりも 1段高速段側 の変速段である。同様に、例えば、コーナー制御が行われる場合、図 12に示すよう なマップが参照されて、規制変速段が決定される。車間距離制御が行われる場合、 図 13に示すようなマップが参照されて、規制変速段が決定される。図 12及び図 13の それぞれは、 目標変速段を示しており、規制変速段は、 目標変速段よりも 1段高速段 側の変速段である。
[0047] [ステップ S006]
次に、ステップ S006では、ドライバー要求目標変速段が上記ステップ S005にて求 められた変速点制御の規制変速段以上か否かが判定される。その判定の結果、肯 定的に判定された場合には、ステップ S007に進み、そうでない場合にはステップ SO 08に進む。
[0048] [ステップ S007]
ステップ S007では、ドライバー要求目標変速段に変速点制御の規制変速段を反 映させて、変速段の規制が実施される。このステップ S007では、ドライバー要求ペラ シャフトトルク（ドライブシャフトトルク) Tp *と、ドライバー要求エンジン回転数 Ne *が 変更される。
[0049] 図 6に示すように、ドライバー要求ペラシャフトトルク（ドライブシャフトトルク） Tp *が 変更される。即ち、図 6のマップが参照されて、例えば、上記ステップ S005にて求め られた変速点制御の規制変速段が 4速で、車速 (ペラシャフト回転数）が S 1であると き、ドライバー要求ペラシャフトトルク Tp *は T1に変更される。
[0050] また、図 5に示すように、ドライバー要求エンジン回転数 Ne *が変更される。例えば
、車速（ペラシャフト回転数）が S 1であるとき、下限エンジン回転数 NeL *は NE2に 変更される。
[0051] [ステップ S008]
ステップ S008では、エンジントルク Te *、 MG1回転数 Nml *、 目標 MG1トルク T ml *、 目標 MG2トルク Tm2 *が算出される。以下に、その算出方法について詳細 に説明する。
[0052] 上記ステップ S007にて、エンジン 22の目標回転数 Ne *と目標ペラシャフトトルク T p *とを設定し、 Ne *≤NeL *の場合、 Ne * =NeL *とすると、 Tp * X Np=Te * X Ne *となるため、Te * =Tp * X Np/Ne *となる（Npはペラシャフト回転数）。そ して、設定した目標回転数 Ne *とリングギヤ軸 32aの回転数 Nr( =換算係数 k'車速 V)と動力分配統合機構 30のギヤ比 pとを用いて次式（1)によりモータ MG1の目標 回転数 Nml *を計算すると共に計算した目標回転数 Nml *と現在のモータ MG1 の回転数 Nmlとに基づ!/、て次式（2)によりモータ MG1のトルク指令 Tml *を計算 する。
[0053] 動力分配統合機構 30の各回転要素の回転数とトルクの力学的な関係を示す共線 図を図 10に示す。図中、左の S軸はサンギヤ 31の回転数を示し、 C軸はキャリア 34 の回転数を示し、 R軸はリングギヤ 32 (リングギヤ軸 32a)の回転数 Nrを示す。サンギ ャ 31の回転数はモータ MG1の回転数 Nmlでありキャリア 34の回転数はエンジン 2 2の回転数 Neであるから、モータ MG1の目標回転数 Nml *はリングギヤ軸 32aの 回転数 Nr ( = k'V)とエンジン 22の目標回転数 Ne *と動力分配統合機構 30のギヤ 比 pとに基づいて式（1)により計算すること力 Sできる。
[0054] したがって、モータ MG1が目標回転数 Nml *で回転するようトルク指令 Tml *を 設定してモータ MG1を駆動制御することにより、エンジン 22を目標回転数 Ne *で回 転させること力できる。ここで、式（2)は、モータ MG1を目標回転数 Nml *で回転さ せるためのフィードバック制御における関係式であり、式（2)中、右辺第 2項の「KP」 は比例項のゲインであり、右辺第 3項の「ΚΙ」は積分項のゲインである。
[0055] なお、図 10における R軸上の 2つの太線矢印は、エンジン 22を目標回転数 Ne * および目標トルク Te *の運転ポイントで定常運転したときにエンジン 22から出力され るトルク Te *力 Sリングギヤ軸 32aに伝達されるトルクと、モータ MG2から出力されるト ノレク Tm2 *がリングギヤ軸 32aに作用するトルクとを示す。
[0056] Nml>K = (Ne>K-(l + )-k-V)/ (1)
Tml* =前回 Tml* + KP (Nml*— Nml) + KI j (Nml*— Nml)dt (2)
[0057] モータ MG1の目標回転数 Nml *とトルク指令 Tml *とを計算すると、要求トルク Tr *とトルク指令 Tml *と動力分配統合機構 30のギヤ比 pと減速ギヤ 35のギヤ比 Grとを用いて要求トルク Tr *をリングギヤ軸 32aに作用させるためにモータ MG2力、 ら出力すべきトルクとしての仮モータトルク Tm2tmpを図 10の共線図のトルクの釣り 合い関係から定まる次式（3)により計算すると共に、ノ ッテリ 50の入出力制限 Win, Woutとモータ MG1のトルク指令 Tml *と現在のモータ MG1の回転数 Nmlとモー タ MG2の回転数 Nm2とに基づいて次式（4)および次式（5)によりモータ MG2から 出力してもよいトルクの下限，上限としてのトルク制限 Tm2min, Tm2maxを計算し、 仮モータトルク Tm2tmpと計算したトルク制限 Tm2maxとのうち小さい方を変数 Tに 設定し、この変数 Tとトルク制限 Tm2minとのうち大きい方をモータ MG2のトルク指 令 Tm2 *に設定する。これにより、モータ MG2のトルク指令 Tm2 *をバッテリ 50の 入出力制限 Win, Woutの範囲内で制限したトルクとして設定することができる。
[0058] Tm2tmp = (Tr>K + Tml>K/ p )/Gr (3)
Tm2min = (Win - Tm 1 * · Nm 1 )/Nm2 (4)
Tm2max = (Wout - Tm 1 * · Nm 1 )/Nm2 (5)
[0059] こうしてエンジン 22の目標回転数 Ne *や目標トルク Te * ,モータ MG1 , MG2のト ルク指令 Tml * , Tm2 *を設定すると、エンジン 22の目標回転数 Ne *と目標トル ク Te *についてはエンジン ECU24に、モータ MG1 , MG2のトルク指令 Tml * , T m2 *についてはモータ ECU40にそれぞれ送信して、駆動制御ルーチンを終了す [0060] 目標回転数 Ne *と目標トルク Te *とを受信したエンジン ECU24は、エンジン 22 が目標回転数 Ne *と目標トルク Te *とによって示される運転ポイントで運転されるよ うにエンジン 22における燃料噴射制御や点火制御などの制御を行なう。また、トルク 指令 Tml * , Tm2 *を受信したモータ ECU40は、トルク指令 Tml *でモータ MG 1が駆動されると共にトルク指令 Tm2 *でモータ MG2が駆動されるようインバータ 41 , 42のスイッチング素子のスイッチング制御を行なう。
[0061] 上記のように、本実施形態によれば、アクセル開度 PAPと車速 (ペラシャフト回転数 )から決まるドライバー要求ペラシャフトトルク（ドライブシャフトトルク）または駆動力を 実現するようにエンジン回転数、エンジントルク、 MG1回転数、 MG1トルク、 MG2ト ルク等を決定する駆動力制御システム（HVシステム）において、ドライバー要求ペラ シャフトトルク（図 2、ステップ S002)から決まる目標エンジン回転数 (ステップ S003) と、ペラシャフト回転数からドライバー要求目標変速段（目標変速比、ステップ S004) を決定する。
[0062] また、アクセル開度、車速（ペラシャフト回転数）、ドライバー要求ペラシャフトトルク からドライバー要求目標変速段を決定する（図 4参照）。または、ドライバー要求ェン ジン回転数と、ペラシャフト回転数から変速比を算出し、その変速比からドライバー要 求目標変速段を決定する（図 8参照）。その目標変速段に登降坂制御、コーナー制 御、車間距離制御等の変速点制御を反映する (ステップ S007)。
[0063] さらに、 目標変速段（目標変速比）毎にペラシャフトトルク（ドライブシャフトトルク）ま たは駆動力とエンジン回転数下限ガードを設置し（図 5、図 6)、その目標変速段（目 標変速比）に登降坂制御等の変速点制御の変速段規制（変速比規制）を反映し、 目 標ペラシャフトトルク、 目標エンジン回転数を変更し (ステップ S007)、 目標エンジント ルク、 目標 MG1回転数、 目標 MG1トルク、 目標 MG2トルクを算出する（ステップ SO 08)。
[0064] 本実施形態によれば、以下の効果を奏することができる。
[0065] (1)従来一般の自動変速機を適用対象として開発された変速点制御を、ハイブリッド システム制御装置 (駆動力ディマンドでのパワートレーン制御装置）に容易に展開可 能となり、ドライバビリティを向上させることができる。 [0066] (2)変速点制御が行われた後の再加速時にアクセルが踏まれたときに、エンジン回 転数が高い状態からの加速となるため、加速応答性が向上する。以下に、図 7を参 照して、この（2)の効果について説明する。
[0067] 最初、自動変速機が Dレンジである場合に、変速点制御の目標変速段が 4速であ ると算出されたとする（図 1のステップ S004)。その後、ステップ S007にて、ドライバ 一要求ペラシャフトトルクが目標変速段（4速）に変更される。この場合、下限エンジン 回転数 (エンジン回転数ガード） 420が無い場合には、 Dレンジの点 421から、 4速の 点 422に変わる。 4速の点 422からの再加速時は、低いエンジン回転数からの加速と なるため、加速応答性が悪い。点 422のエンジン回転数は、点 421のエンジン回転 数と同様の約 1 OOOrpmであるため、再加速時の加速応答性が悪!/、。
[0068] これに対して、本実施形態では、下限エンジン回転数 (エンジン回転数ガード) 420 があるため（ステップ S007)、最初の点 421は、変速制御によって、点 422と等パヮ 一ライン 430上で下限エンジン回転数 420でガードされた点 423に変わる。再加速 時にアクセルが踏まれたときは、上記点 422よりもエンジン回転数の高い点 423から の加速となるため、加速応答性が向上する。
産業上の利用可能性
[0069] 以上のように、本発明に力、かる制駆動力制御装置は、動力源 (エンジン又はモータ ジェネレータを含む）のトルク又は回転数を制御することにより、出力トルクを変化させ る制駆動力制御装置に有用であり、特に、変速機を持たないタイプの車両において 、例えば、運転者による意識的なシフト操作以外の走行環境による走行規制制御が 行われることを可能とするのに適している。

Claims

請求の範囲
[1] 動力源のトルク又は回転数を制御することにより出力トルクを変化させる制駆動力 制御装置であって、
出力回転数を含む複数のパラメータによって複数の領域を設定する手段と、 走行中の前記パラメータに基づいて、前記複数の領域のいずれに該当しているか を判定する領域判定手段と、
走行環境と前記領域判定手段による領域判定結果とに基づ!/、て、前記動力源のト ルク又は回転数を制御する制御手段と
を備えたことを特徴とする制駆動力制御装置。
[2] 請求項 1記載の制駆動力制御装置にお!/、て、
前記制駆動力制御装置は、内燃機関及び電動機を有するハイブリッド車両の制駆 動力を制御し、
前記内燃機関のトルク、前記内燃機関の回転数、前記電動機のトルク、前記電動 機の回転数を制御することにより、前記出力トルクを変化させる
ことを特徴とする制駆動力制御装置。
[3] 請求項 2記載の制駆動力制御装置にお!/、て、
前記領域は、変速領域であり、
前記変速領域毎に前記内燃機関の回転数の下限ガードが設定され、 前記走行環境に基づいて前記変速領域が変更されるときに、前記下限ガード以上 の前記内燃機関の回転数に基づいて、前記出力トルクを変化させる
ことを特徴とする制駆動力制御装置。
[4] 請求項 1から 3のいずれ力、 1項に記載の制駆動力制御装置において、
出力回転数と入力回転数に基づいて、前記複数の領域が設定される
ことを特徴とする制駆動力制御装置。
[5] 請求項 1から 3のいずれ力、 1項に記載の制駆動力制御装置において、
出力回転数と出力トルクに基づいて、前記複数の領域が設定される
ことを特徴とする制駆動力制御装置。
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