CN104159805A - 混合动力***的控制装置 - Google Patents

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Abstract

具有发动机(ENG)；电动机/发电机(MG)；在第1接合部(11)侧连接发动机旋转轴(51)的自动离合器(10)；差动装置(40)，其具备分别与MG旋转轴(52)和自动离合器(10)的第2接合部(12)侧独自连接的多个旋转构件；第1变速器(20)，其输入轴(53)连接于与第2接合部(12)侧相同的旋转构件；第2变速器(30)，其旋转轴(54)连接于其他的旋转构件；和与驱动轮(W)侧连接的输出轴(55)，在EV行驶时，第1变速器和所述第2变速器分别进行变速控制以便能够在输入输出轴间传递转矩，并且释放自动离合器，当在EV行驶过程中启动发动机时，通过在EV行驶过程中接合自动离合器来使发动机转速上升，利用电动机/发电机的输出转矩对伴随着自动离合器的接合而减少的驱动转矩的减少量进行补充。

Description

混合动力***的控制装置
技术领域
本发明涉及具有发动机、电动机/发电机、一方的接合部侧与发动机旋转轴连接的自动离合器、具备分别与电动机/发电机的旋转轴和自动离合器的另一方的接合部侧独立连接的多个旋转构件的差动装置、具备连接于与自动离合器的另一方的接合部侧相同的差动装置的旋转构件的至少1个变速档的第1变速器、以及具备连接于差动装置的其他旋转构件的至少1个变速档的第2变速器的混合动力***的控制装置。
背景技术
例如，这种混合动力***在下述的专利文献1－3被公开。在专利文献1的混合动力***中，配设有5个变速档和后退齿轮作为第1变速器，配设有变速比与第1变速器的5个变速档以及后退齿轮不同的5个变速档以及后退齿轮作为第2变速器。该第1变速器和第2变速器具有分别与差动装置的不同旋转构件连接的旋转轴(输入轴)、和共用的输出轴。在该混合动力***中，通过将第1变速器控制为空档状态，并经由第2变速器将电动机/发电机的输出传递至驱动轮来进行EV(电动汽车)行驶。向该EV行驶中的电动机/发电机输出负的电动机转矩。另外，在从该EV行驶启动发动机时，向电动机/发电机输出正的电动机转矩，通过将该电动机转矩不仅向驱动轮传递而且也向发动机传递，来使发动机转速上升。
在专利文献2的混合动力***中，作为第1和第2变速器，分别应用了双离合器式变速器的奇数档和偶数档，该奇数档的第1输入轴和偶数档的第2输入轴与差动装置的各个旋转构件连接。其中，在该双离合器式变速器中，对第2输入轴配设有后退齿轮。另外，专利文献3的混合动力***是第1变速器使用所谓的自动控制式手动变速器，配设高低2个变速档作为第2变速器的***，该手动变速器的输入轴和高低2个变速档的旋转轴与差动装置的各个旋转构件连接。
专利文献1:日本特开2005－155508号公报
专利文献2:日本特开2002－204504号公报
专利文献3:日本特开2002－262409号公报
在以往的混合动力***中，当在EV行驶中启动发动机时，由于为了使发动机转速上升而保持第1变速器为空档状态不变地将电动机转矩从负变为正，所以在EV行驶中发生了车辆前进方向的反作用力的输出轴(即驱动轮侧)中产生车辆后退方向的反作用力，有可能对车辆产生较大的冲击。而且，在该以往的混合动力***中，无法将该电动机转矩用于抑制冲击的产生。
这里，在上述的专利文献1中，还公开了一种将第2变速器变速为后退齿轮，并输出正的电动机转矩来进行EV行驶的技术。其中，此时由于电动机/发电机的反作用力成为使发动机正转的旋转方向的转矩，所以通过使该转矩小于发动机的旋转所需的最小转矩(压缩转矩)，在不使发动机旋转的情况下向驱动轮传递正方向的转矩。在该混合动力***中，当在这样的EV行驶的过程中使发动机启动时，由于使正的电动机转矩瞬间增加，所以输出轴产生车辆前进方向的反作用力。因此，该情况下，由于在输出轴产生的反作用力的方向无变化，所以虽然能够降低在该输出轴产生的冲击，但仍然有可能无法抑制冲击的产生。
发明内容
鉴于此，本发明为了改进该以往例所具有的问题而提出，其目的在于，提供一种能够实现抑制冲击的产生的EV行驶过程中的发动机启动的混合动力***的控制装置。
为了实现上述目的，本发明涉及一种混合动力***的控制装置，所述混合动力***具有：发动机；电动机/发电机；在一方的接合部侧连接发动机旋转轴的自动离合器；差动装置，其具备分别与所述电动机/发电机的旋转轴和所述自动离合器的另一方的接合部侧独自连接的多个旋转构件；第1变速器，其输入轴连接于与所述自动离合器的另一方的接合部侧相同的所述差动装置的旋转构件；第2变速器，其输入轴连接于所述差动装置的其他的旋转构件；和与驱动轮侧连接的输出轴，所述混合动力***的控制装置的特征在于，在仅使用所述电动机/发电机的输出的EV行驶时，进行变速控制使所述第1变速器和所述第2变速器分别能够在输入输出轴间传递转矩，并且释放所述自动离合器，当在所述EV行驶过程中启动所述发动机时，通过在所述EV行驶过程中接合所述自动离合器来使发动机转速上升，利用所述电动机/发电机的输出转矩对伴随着该自动离合器的接合而减少的驱动转矩的减少量进行补充。
这里，优选在所述EV行驶时，通过进行所述变速控制和所述自动离合器的释放控制来产生循环转矩，该循环转矩是从所述电动机/发电机经由所述第2变速器向所述驱动轮传递的驱动转矩的一部分，所述循环转矩经由所述第1变速器向所述差动装置传递，在所述发动机启动时，通过所述自动离合器的接合控制来将所述循环转矩的一部分向所述发动机传递。
另外，优选使所述发动机启动时的所述自动离合器半接合。
另外，优选在发动机启动转速为所述自动离合器中的另一方的接合部的转速以下的情况下执行基于所述自动离合器的接合控制的发动机启动，在所述发动机启动转速比所述自动离合器中的另一方的接合部的转速高的情况下，利用起动电动机来使所述发动机启动。
本发明涉及的混合动力***的控制装置在EV行驶中通过使自动离合器接合而能够实现发动机的启动，此时，由于利用电动机/发电机的输出转矩来补充伴随着自动离合器的接合而减少的驱动转矩的减少量，因此能够抑制发动机启动时的冲击的产生。
附图说明
图1是表示关于本发明涉及的混合动力***的控制装置和成为其应用对象的混合动力***的实施例的构成的图。
图2是表示实施例的混合动力***的具体构成的一例的图。
图3是表示实施例的EV行驶时的动力传递路径的图。
图4是实施例中的EV行驶时的差动装置的等线图。
图5是表示电动机/发电机的转速和输出转矩的关系的图。
图6是表示实施例的混合动力***中的车速和车辆的驱动力的关系的图。
图7是表示实施例的混合动力***中的第1和第2变速器的传动比和差动装置的传动比的一例的图。
图8是表示实施例的混合动力***中的动力传递路径的总传动比的按各变速档的运算结果的图。
图9是按每个变速档表示实施例的混合动力***中的与车速对应的第2接合部的转速的一例的图。
图10是表示实施例的混合动力***中的按每个变速档的EV最高车速的运算结果的图。
图11是表示实施例的混合动力***中的EV行驶时的目标变速档的候补限定的中间结果的图。
图12是表示被限定的候补中的EV最高车速和EV最大驱动力的运算结果的图。
图13是表示实施例的高车速时的发动机启动控制时的动力传递路径的图。
图14是表示实施例的低车速时的发动机启动控制时的动力传递路径的图。
图15是表示在实施例中将循环转矩置换为发动机转矩的过程的动力传递路径的图。
图16是表示在实施例中将循环转矩置换为发动机转矩后的差动装置的等线图的图。
图17是表示在实施例中将循环转矩置换为发动机转矩后的动力传递路径的图。
图18是表示实施例的与冲击抑制用的发动机转速控制有关的差动装置的等线图的图。
图19是表示实施例的发动机行驶时的动力传递路径的图。
图20是表示实施例的动力传递路径切换前的差动装置的等线图的图。
图21是表示实施例的动力传递路径切换前的差动装置的等线图的图。
图22是表示本发明涉及的混合动力***的控制装置和成为其应用对象的混合动力***的变形例的构成的图。
图23是表示变形例的混合动力***的具体构成的一例的图。
图24是表示变形例的EV行驶时的动力传递路径的图。
图25是变形例中的EV行驶时的差动装置的等线图。
图26是表示变形例的混合动力***中的双离合器式变速器的传动比和差动装置的传动比的一例的图。
图27是表示变形例的混合动力***中的EV行驶时的目标变速档的候补限定的中间结果的图。
图28是表示被限定的候补中的EV最高车速和EV最大驱动力的运算结果的图。
图29是表示变形例的高车速时的发动机启动控制时的动力传递路径的图。
图30是表示变形例的低车速时的发动机启动控制时的动力传递路径的图。
图31是表示在变形例中将循环转矩置换为发动机转矩后的动力传递路径的图。
图32是表示在变形例中将循环转矩置换为发动机转矩后的差动装置的等线图的图。
图33是表示变形例的冲击抑制用的发动机转速控制时的动力传递路径的图。
图34是表示变形例的与冲击抑制用的发动机转速控制有关的差动装置的等线图的图。
图35是表示变形例的切换后的动力传递路径的图。
图36是表示变形例的切换后的另一动力传递路径的图。
图37是表示变形例的EV行驶时的另一动力传递路径的图。
图38是变形例中的EV行驶时的差动装置的另一等线图。
具体实施方式
以下，基于附图对本发明涉及的混合动力***的控制装置的实施例进行详细说明。作为本发明涉及的控制装置的应用对象的混合动力***具有发动机、电动机/发电机、一方的接合部侧连接有发动机旋转轴的自动离合器、具备与电动机/发电机的旋转轴和自动离合器的另一方的接合部侧分别独立连接的多个旋转构件的差动装置、具备连接于与自动离合器的另一方的接合部侧相同的差动装置的旋转构件的至少1个变速档的第1变速器、以及具备连接于差动装置的其他旋转构件的至少1个变速档的第2变速器。此外，该实施例不对本发明进行限定。
[实施例]
基于图1至图38来说明本发明涉及的混合动力***的控制装置的实施例。
图1和图2的符号1表示本实施例的混合动力***。图1简易地示出了本实施例的混合动力***1的构成。图2示出了本实施例的混合动力***1的具体的一例。
该混合动力***1具备发动机ENG、电动机/发电机MG、自动离合器10、第1变速器20、第2变速器30以及差动装置40。
发动机ENG是从发动机旋转轴(曲轴)51输出机械动力(发动机转矩)的内燃机或外燃机等机械动力源。该发动机ENG的动作被发动机控制用的电子控制装置(以下称为“发动机ECU(ENGECU)”。)101控制。另外，电动机/发电机MG在动力运行驱动时作为电动机(电机)发挥功能，将从二次电池(省略图示)供给的电能转换为机械能，从MG旋转轴52输出机械动力(电动机转矩)。另一方面，在再生驱动时，作为发电机发挥功能，在从差动装置40向MG旋转轴52输入了机械动力(电动机转矩)时将机械能转换为电能，能够将其作为电力蓄积于二次电池。该电动机/发电机MG被电动机/发电机控制用的电子控制装置(以下称为“MGECU”。)102控制。
对自动离合器10而言，一方(发动机转矩输入侧)的第1接合部11与发动机旋转轴51侧连接，另一方的第2接合部12与后述的第1变速器20连接。在该例示中，第2接合部12经由差动装置40的行星架C与第1变速器20的旋转轴53连接(图2)。该自动离合器10是通过控制第1以及第2接合部11、12间的间隙来形成释放状态、完全接合状态或半接合状态的摩擦离合器。释放状态是指第1以及第2接合部11、12相互不接触而在其相互间无法进行转矩传递的状态。另一方面，完全接合状态和半接合状态是指第1以及第2接合部11、12相互接触而在其相互间能够进行转矩传递的状态。其中，完全接合状态是指第1以及第2接合部11、12一体地以同一转速旋转的状态。半接合状态是指第1以及第2接合部11、12一边相互滑动一边旋转的状态，表示释放状态与完全接合状态之间的转移期的接合状态。
这里，该自动离合器10在完全接合状态或半接合状态时能够将发动机转矩传递至第1变速器20的旋转轴53。并且，由于经由差动装置40在该旋转轴53还连结有MG旋转轴52，所以还能够传递动力运行驱动时的电动机转矩。例如，通过使第1变速器20的后述的第1、第2或第3变速控制部27－29和第2变速器30的第1或第2变速控制部35、36各自接合，能够向输出轴55传递该电动机转矩。在该第1变速器20中，从该输出轴55输出发动机转矩、电动机转矩，并经由差动装置(差动齿轮)D向驱动轮W侧传递。
该第1变速器20是具有至少1个变速档的自动变速器。例如，该第1变速器20是由变速控制用的电子控制装置(以下称为“变速ECU(TMECU)”。)103执行自动离合器10的接合或释放的控制的所谓自动控制式的手动变速器。因此，该第1变速器20具有与一般的手动变速器同样的构成(与变速档对应的齿轮对、多个啮合离合器、多个套筒等变速控制部)。
例如，这里例示的第1变速器20具有第1－5速的前进用的变速档和后退用齿轮。在成为发动机转矩等的输入轴的旋转轴53安装有第1－5速用的各个驱动齿轮21a、22a、23a、24a、25a和后退驱动齿轮26a(图2)。另外，在输出轴55安装有第1－5速用的各个从动齿轮21b、22b、23b、24b、25b和后退从动齿轮26b。另外，在后退驱动齿轮26a和后退从动齿轮26b之间夹设有后退中间齿轮26c。并且，对旋转轴53设置有将第1速或第2速选择为使用变速档的第1变速控制部27、将第3速或第4速选择为使用变速档的第2变速控制部28、和将第5速或后退用齿轮选择为使用变速档的第3变速控制部29。
变速ECU103若检测到第1变速器20的目标变速档，则利用致动器61使与该目标变速档对应的第1、第2或第3变速控制部27－29的套筒适当地动作，通过使第1－第3变速控制部27－29的啮合离合器根据目标变速档完全接合或释放来向目标变速档变速。另外，该变速ECU103控制致动器61，按照使第1－第3变速控制部27－29的啮合离合器释放的方式使套筒动作，由此使第1变速器20成为空档状态。
第2变速器30是具有至少1个变速档的自动变速器。例如，这里例示的第2变速器30具有第1－4速的前进用的变速档。在成为发动机转矩等的输入轴的旋转轴54安装有第1－4速用的各个驱动齿轮31a、32a、33a和34a(图2)。这里，在该例示中，第1变速器20和第2变速器30共用输出轴55。而且，在该第2变速器30中，将第1变速器20的第1－4速用的各个从动齿轮21b、22b、23b、24b作为驱动齿轮31a、32a、33a、34a的从动齿轮利用。因此，该例示的第2变速器30的第1－4速分别被设定为与第1变速器20的第1－4速相同的传动比。并且，对旋转轴54设置有将第1速或第2速选择为使用变速档的第1变速控制部35、和将第3速或第4速选择为使用变速档的第2变速控制部36。
变速ECU103例如在车辆起步时或第1变速器20的变速动作时设定第2变速器30的目标变速档，利用致动器62使与该目标变速档对应的第1或第2变速控制部35、36的套筒适当动作，使第1以及第2变速控制部35、36的啮合离合器根据目标变速档完全接合或释放，由此向目标变速档变速。另外，该变速ECU103控制致动器62，按照使第1以及第2变速控制部35、36的啮合离合器释放的方式使套筒动作，由此使第2变速器30成为空档状态。
差动装置40具备相互接合的多个旋转构件，在各个旋转构件之间进行差动动作。在该混合动力***1的差动装置40中，至少具备与MG旋转轴52连结的第1旋转构件、与自动离合器10的第2接合部12和第1变速器20的旋转轴53连结的第2旋转构件以及与第2变速器30的旋转轴54连结的第3旋转构件。若列举具体例，则该差动装置40是具备所谓行星齿轮机构的装置(图2)。例如，在该差动装置40具有单小齿轮型行星齿轮机构的情况下，太阳轮S与MG旋转轴52连接。另外，在保持小齿轮P的行星架C上连接有自动离合器10的第2接合部12，并且经由齿轮对(齿轮71a、71b)连接第1变速器20的旋转轴53。另外，在齿圈R上经由齿轮对(齿轮72a、72b)连接第2变速器30的旋转轴54。
由于该混合动力***1具有以上示出的构成，所以通过在车辆起步时或变速时、EV行驶时等，使电动机/发电机MG负责发动机转矩的反作用力，能够将发动机转矩经由差动装置40和第2变速器30向驱动轮W传递。
在该混合动力***1中，设置有综合控制发动机ECU101、MGECU102以及变速ECU103的综合ECU(以下称为“HVECU”。)100，由它们构成控制装置。
HVECU100基于二次电池的SOC(State of Charge)或温度、加速开度等，进行仅以发动机ENG的动力行驶的发动机行驶模式、仅以电动机/发电机MG的动力行驶的EV行驶模式或以双方的动力行驶的混合动力行驶模式的选择。
例如，在该混合动力***1中，当进行EV行驶时，释放自动离合器10，并且使第1以及第2变速器20、30双方都变速为目标变速档。而且，在该混合动力***1中，通过使电动机/发电机MG输出负的电动机转矩来使差动装置40的行星架C(即驱动轮W)产生正方向(车辆前进方向)的转矩。在图3以及图4中，分别表示了该EV行驶中的动力传递路径和等线图。该行星架C中的正方向的转矩通过齿圈R的转矩被以第2变速器30的目标变速档进行减速，其一部分被以第1变速器20的目标变速档增速而产生。被该第1变速器20增速后的转矩传递至行星架C。在该混合动力***1中，当进行这样的EV行驶时产生动力循环。以下，将这样的不向驱动轮W传递而被第1变速器20增速并返回至差动装置40的转矩、即作为从第2变速器30输出的转矩的一部分且经由第1变速器20返回至差动装置40的转矩称为“循环转矩”。
这里，对该EV行驶中的第1以及第2变速器20、30的目标变速档进行说明。其中，在EV行驶中，为了防止伴随着变速的转矩脱落，优选不改变各自的目标变速档，即不使第1以及第2变速器20、30变速。
在决定各自的目标变速档时，考虑以下的方面。
首先，对在决定第1变速器20的目标变速档时应该考虑的方面进行说明。在EV行驶时，通过决定第1变速器20的变速档(传动比)，唯一地确定车速和第1变速器20的旋转轴53的转速的关系、车速和自动离合器10的第2接合部12的转速的关系。因此，第1变速器20的目标变速档被设定为在以EV行驶时的最高车速(以下称为“EV最高车速”。)Vevmax行驶时自动离合器10的第2接合部12的转速也成为规定转速以下的传动比的变速档。
EV最高车速Vevmax(km/h)能够以下述的式1求出。
Vevmax＝Nmgmax*2π*r*60/(Gmg－w*1000)…(1)
“Nmgmax”表示电动机/发电机MG的最高转速(以下称为“MG最高转速”。)。在图5中，对电动机/发电机MG的转速Nmg和输出转矩Tmg的关系表示了一例。另外，“r”表示驱动轮W的半径。另外，“Gmg－w”是电动机/发电机MG和驱动轮W之间的传动比，能够通过下述的式2求出。
Gmg－w＝{1/ρ*G2－(1+ρ)/ρ*G1}*Gdiff……(2)
“ρ”表示差动装置40的传动比(所谓的行星齿轮传动比)。“G1”表示第1变速器20中的对象变速档(目标变速档、使用变速档等某一变速档)的传动比。“G2”表示第2变速器30中的对象变速档(目标变速档、使用变速档等某一变速档)的传动比。“Gdiff”表示差动装置D的传动比。
这里，在EV行驶中的发动机启动时，如后述那样将上述的循环转矩向发动机转矩置换，但由于此时一边使自动离合器10以半接合状态滑动一边将发动机转矩向自动离合器10的第2接合部12传递，所以若发动机转速不高于第2接合部12的转速，则发动机转矩不向第2接合部12传递。因此，若EV行驶中的第2接合部12的转速超过规定转速，则在发动机启动时，必须使发动机转速比第2接合部12的转速上升，有可能使车辆的搭乘者感到发动机ENG的突然提速。因此，为了在EV行驶中的发动机启动时抑制发动机ENG的无用的突然提速，第1变速器20的目标变速档被设定为在以EV最高车速Vevmax行驶时自动离合器10的第2接合部12的转速也成为规定转速以下的传动比的变速档。因此，该规定转速只要设定为例如搭乘者对于发动机转速的上升(突然提速)不会感到不协调感的转速即可。即，第1变速器20的目标变速档被设定为即使在从EV最高车速Vevmax使发动机ENG启动时，该第2接合部12的转速也成为不使驾驶员感到发动机ENG的突然提速的规定转速(发动机转速)以下的传动比的变速档。
接着，对在决定第2变速器30的目标变速档时应该考虑的点进行说明。第2变速器30的目标变速档被设定为成为使EV最高车速Vevmax、EV行驶时的车辆的最大驱动力(以下称为“EV最大驱动力”。)Fevmax的各个目标值实现的传动比Gmg－w的传动比的变速档。关于该目标值，只要如下述那样决定即可。
在图6中，表示了车速V和车辆的驱动力F的关系的一例。在该图6中，实施了阴影的区域成为EV行驶区域。另外，在该图6中，按第1变速器20的每个变速档记载了发动机行驶时的最大驱动力。
电动机/发电机MG如图5所示，MG最高转速Nmgmax、最大转矩(以下称为“MG最大转矩”。)Tmgmax存在制约。因此，EV最高车速Vevmax因该MG最高转速Nmgmax而受到制约。另外，EV最大驱动力Fevmax因MG最大转矩Tmgmax而受到制约。并且，该EV最高车速Vevmax、EV最大驱动力Fevmax例如根据EV行驶的续航距离、二次电池的容量等各种条件来决定。
这里，根据式1可知，传动比Gmg－w越大，EV最高车速Vevmax越低。而且，在EV最高车速Vevmax过低的情况下，例如需要在车辆起步后立即启动发动机ENG，基于EV行驶的燃油效率的提高量小。另一方面，根据下述式3可知，传动比Gmg－w越小，EV最大驱动力Fevmax越小。而且，在EV最大驱动力Fevmax过小的情况下，由于存在例如在车辆起步后因转矩不足需要立即启动发动机ENG的可能性，所以基于EV行驶的燃油效率的提高量小。因此，EV最高车速Vevmax和EV最大驱动力Fevmax只要分别设定可得到所希望的燃油效率的提高量的大小的目标值即可。
Fevmax＝Tmgmax*Gmg－w/r……(3)
以下，列举具体例来说明EV行驶中的第1以及第2变速器20、30的目标变速档。其中，这里例示的传动比等数值是为了便于说明而设定的。
在图7中，表示了第1以及第2变速器20、30各自的变速档的传动比G1、G2的一例和差动装置D的传动比Gdiff的一例。这里，将第1变速器20和第2变速器30各自的同一变速档的传动比G1、G2设为相同的大小。另外，假定为差动装置40的传动比ρ＝0.3，驱动轮W的半径r＝0.3(m)。另外，这里将搭乘者对于发动机转速的上升没有不协调感的规定转速设为2000(rpm)。其中，在图8中，按每个变速档表示了在第1变速器20中进行传递的动力传递路径的总传动比(＝G1*Gdiff)和在第2变速器30中进行传递的动力传递路径的总传动比(＝G2*Gdiff)。
首先，限定第1变速器20的目标变速档的候补。如前述那样，第1变速器20的目标变速档被设定为即使在以EV最高车速Vevmax行驶时自动离合器10的第2接合部12的转速Nc也成为规定转速(2000rpm)以下的传动比的变速档。在图9中，按第1变速器20的每个变速档表示与车速V对应的第2接合部12的转速Nc的一例。根据该图9，可知使转速Nc为规定转速(2000rpm)以下时的第1变速器20的各变速档中的EV最高车速Vevmax(km/h)(图10)。该EV最高车速Vevmax是转速Nc为规定转速(2000rpm)时的车速。
这里，当在EV行驶中进行发动机启动时，EV行驶中的第2接合部12的转速Nc与发动机启动后的发动机转速(第1接合部11的转速)成为同一转速。因此，该图10所示的EV最高车速Vevmax是使发动机转速为规定转速(2000rpm)以下时的第1变速器20的各变速档中的EV最高车速Vevmax，可以说是使发动机启动后的发动机转速为规定转速(2000rpm)时的EV最高车速Vevmax。在该例示中，基于该图10所示的EV最高车速Vevmax，判断为第1－3速的EV最高车速Vevmax过低，将第4和5速决定为第1变速器20的目标变速档的候补。
接着，针对该第1变速器20的目标变速档的候补即第4和5速的变速档与第2变速器30的第1－4速的变速档的各个组合进行考虑。图11表示了其全部的组合中的传动比Gmg－w。该传动比Gmg－w是使用了式2的运算结果。在该例示中，由于第2变速器30在第4速的变速档时成为负的传动比Gmg－w，所以将该第4速的变速档从目标变速档的候补中排除。
图12表示与剩余的第1－3速的变速档的组合中的EV最高车速Vevmax(km/h)和EV最大驱动力Fevmax(N)。这里，使用MG最高转速Nmgmax为10000(rpm)且MG最大转矩Tmgmax为100(Nm)的电动机/发电机MG。该EV最高车速Vevmax和EV最大驱动力Fevmax分别是使用了式1和式3的运算结果。在该例示中，基于该图12所示的EV最高车速Vevmax和EV最大驱动力Fevmax，在传动比Gmg－w为2.0和5.9的情况下判断为EV最大驱动力Fevmax过低，在传动比Gmg－w为35.0和38.9的情况下判断为EV最高车速Vevmax过低。因此，在该例示中，传动比Gmg－w为12.5的情况(第1变速器20：第4速的变速档，第2变速器30：第2速的变速档)和传动比Gmg－w为16.4的情况(第1变速器20：第5速的变速档，第2变速器30：第2速的变速档)被限定为第1和第2变速器20、30各自的目标变速档的候补。
根据图12，传动比Gmg－w为12.5的情况下的EV最高车速Vevmax为91(km/h)，根据图10和图11，传动比Gmg－w为12.5的情况下的EV最高车速Vevmax成为第1变速器20为第4速的变速档时的56(km/h)。因此，该情况下，由于基于图10和图11得到的EV最高车速Vevmax为低速，所以EV最高车速Vevmax为56(km/h)。另外，该情况下的EV最大驱动力Fevmax基于图12而成为4150(Nm)。
另一方面，传动比Gmg－w为16.4的情况下的EV最高车速Vevmax根据图12成为69(km/h)，根据图10和图11成为第1变速器20为第5速的变速档时的72(km/h)。因此，该情况下，由于基于图12得到的EV最高车速Vevmax为低速，所以EV最高车速Vevmax成为69(km/h)。另外，该情况下的EV最大驱动力Fevmax基于图12而成为5450(Nm)。
这里，若针对该2种传动比Gmg－w相互比较EV最高车速Vevmax和EV最大驱动力Fevmax，则传动比Gmg－w为16.4的情况表示了EV最高车速Vevmax和EV最大驱动力Fevmax均比传动比Gmg－w为12.5的情况良好的值。因此，这里将传动比Gmg－w为16.4的情况下的第1变速器20的第5速的变速档和第2变速器30的第2速的变速档设定为各自的目标变速档。
在该混合动力***1中，在EV行驶中不使第1和第2变速器20、30变速地以其各自的目标变速档进行EV行驶。而且，在该混合动力***1中，当根据加速开度变化等进行了发动机启动要求时，如下述那样启动发动机ENG。
首先，在发动机启动转速为EV行驶中的自动离合器10的第2接合部12的转速Nc以下的情况下(高车速的情况)，将自动离合器10控制为半接合状态，一边使该自动离合器10滑动一边缓缓向第1接合部11不断传递第2接合部12的旋转。发动机启动转速是发动机ENG的启动所需的最小发动机转速。即，该情况下，由于如上述那样在EV行驶中产生循环转矩，所以利用该循环转矩的一部分，一边使自动离合器10滑动一边使发动机转速缓缓上升，由此进行发动机ENG的推车启动。在图13中，表示了该EV行驶中的发动机启动时的动力传递路径。
此时，为了使发动机转速上升，使用循环转矩的一部分，换言之使用电动机转矩的一部分。因此，在该混合动力***1中，当EV行驶中的发动机启动时，以向驱动轮W传递的驱动转矩不因发动机ENG的启动控制而减少的方式，使电动机转矩增加与发动机转速的上升所使用的转矩(即驱动转矩的减少量)相当的量。由此，由于该混合动力***1在EV行驶中的发动机启动时能够抑制驱动轮W中的转矩脱落，所以能够不使车辆产生冲击或减速度地启动发动机ENG。而且，由于该混合动力***1例如在驾驶员基于加速器增踏进行了加速操作时执行EV行驶中的发动机启动，所以能够避免使驾驶员感到无论自身是否进行加速操作在车辆中都产生减速度这一不协调感。即，在该混合动力***1中，由于在EV行驶中产生循环转矩，并利用该循环转矩的一部分来使发动机ENG的旋转上升，所以能够利用电动机转矩来补充驱动轮W中的转矩脱落，可抑制在EV行驶中的发动机启动时产生冲击或减速度的情况。因此，该混合动力***1能够实现不使驾驶员感到驾驶性能变差的EV行驶中的发动机启动。
此外，自动离合器10在该发动机启动时，为了尽可能抑制冲击的产生而优选如上述那样半接合，但也可以完全接合。在该混合动力***1中，即便使自动离合器10快速地完全接合，由于与其对应地使电动机转矩快速地增加来将驱动转矩保持恒定，所以也能够抑制因转矩脱落引起的冲击的产生。
这里，在该发动机启动时，由于发动机ENG启动而在该发动机ENG中产生转矩变动，该变动有可能传递至驱动轮W而使驱动轮W的驱动转矩变动。因此，在该混合动力***1中，优选通过电动机转矩的增减来抵消该驱动轮W的驱动转矩的变动，防止对车辆产生冲击。
相对于此，在发动机启动转速与EV行驶中的自动离合器10的第2接合部12的转速Nc相比为高旋转的情况下(与上述的高车速时相比为低车速的情况)，由于无法实现发动机ENG的推车启动，所以使用起动电动机81来启动发动机ENG。该情况下，由于在自动离合器10保持释放状态的情况下启动发动机ENG，所以发动机转矩不向驱动轮W传递，能够抑制伴随着发动机启动的车辆的冲击的产生。在图14中表示了该情况下的EV行驶中的发动机启动时的动力传递路径。
这样，在该混合动力***1中，除了无法推车启动的低车速时以外，不为了发动机转速的上升而使用电力。因此，该混合动力***1能够减少启动发动机ENG时的电力消耗量。
在上述的高车速时的发动机启动中，在发动机启动后，发动机转速超过自动离合器10的第2接合部12的转速Nc，发动机转矩被传递至该第2接合部12。在该例示的发动机启动控制中，直到向驱动轮W的动力传递路径从经由第2变速器30的路径切换至经由第1变速器20的路径为止，将自动离合器10控制成保持半接合状态不变。另外，在上述的低车速时的发动机启动中，在发动机启动后将自动离合器10控制为半接合状态。
在该混合动力***1中，无论发动机启动方式为哪种，都通过发动机转矩经由半接合状态的自动离合器10向第1变速器20的旋转轴53以及差动装置40的行星架C传递，使得循环转矩被置换为发动机转矩。此时，在该混合动力***1中，由于与该循环转矩的减少一同驱动轮W的驱动转矩增加，所以以抑制该增加来使驱动转矩保持恒定不变的方式，使电动机转矩减少与增加的驱动转矩相当的量。因此，该混合动力***1能够抑制车辆的冲击的产生。在图15中表示了置换途中的动力传递路径。另外，在图16中表示了置换后的等线图。
随着向该发动机转矩的置换发展，循环转矩逐渐减少，最终成为零。在该混合动力***1中，在循环转矩成为零的情况下，将第1变速器20控制为空档状态。此时，驱动轮W的驱动转矩保持恒定而不发生变化。在图17中表示了此时的动力传递路径。
在混合动力***1中，能够在该状态下自由地改变发动机ENG的转速。这里，在该例示中，使第1变速器20从EV行驶模式的目标变速档向发动机行驶模式下的新的目标变速档变速。因此，该第1变速器20在之后从现状的空档状态向新的目标变速档变速。因此，在该混合动力***1中，为了抑制因该变速时的第1变速器20的输入输出轴间(旋转轴53和旋转轴55之间)的旋转差引起的车辆的冲击的产生，以根据第1变速器20的发动机行驶模式的目标变速档使作为输入轴的旋转轴53的转速与作为输出轴的旋转轴55的转速同步的方式进行发动机转速的控制。其中，此时的目标发动机转速只要基于例如根据图9得到的第1变速器20的旋转轴53的转速Nc来设定即可。在图18中，以等线图表示了该发动机转速的控制前后的状态。根据该等线图可知，该发动机转速的控制通过控制电动机/发电机MG的转速来进行。
在该混合动力***1中，在结束了该转速的同步控制之后，使第1变速器20变速成新的目标变速档并且使自动离合器10完全接合，进而通过不使电动机/发电机MG负责发动机转矩的反作用力，来从经由第2变速器30的向驱动轮W的动力传递路径切换为经由第1变速器20的动力传递路径。在图19中，示出该切换后的动力传递路径。在该切换时，若切换前的电动机/发电机MG是再生驱动中(图20)，则该电动机/发电机MG不再负责发动机转矩的反作用力，由此导致驱动轮W的驱动转矩的增加，因此为了抑制该增加而使驱动转矩保持恒定不变，使发动机转矩减少与增加的驱动转矩相当的量。另一方面，在切换前的电动机/发电机MG处于动力运行驱动中的情况下(图21)，与再生驱动中相反，该电动机/发电机MG不再负责发动机转矩的反作用力，由此导致驱动轮W的驱动转矩的减少，因此为了抑制该减少而使驱动转矩保持恒定不变的方式，使发动机转矩增加与减少的驱动转矩相当的量。这样，在该混合动力***1中，由于能够在动力传递路径的切换时也将驱动转矩保持为恒定，所以可抑制车辆的冲击的产生。
如以上所示那样，该混合动力***1能够在EV行驶中的发动机启动时抑制车辆的冲击的产生。
[变形例]
另外，例示了前述的实施例的混合动力***1具有第1变速器20和第2变速器30的情况，但也可以将该第1变速器20和第2变速器30置换为所谓的双离合器式变速器(DCT：双离合器变速)中的奇数档和偶数档。
在图22和图23中，表示了这样的混合动力***2。图22简易地表示了本变形例的混合动力***2的构成。图23表示了本变形例的混合动力***2的具体一例。在该图22和图23中赋予了与前述的实施例的混合动力***1相同的符号的部件在以下只要没有特别说明，则表示与该混合动力***1中说明的部件相同的部件。
该混合动力***2的双离合器式变速器90具备作为第1变速器的奇数档组90A和作为第2变速器的偶数档组90B。该例示的奇数档组90A具有第1速、第3速以及第5速的前进用的变速档和后退用齿轮。在成为发动机转矩等的输入轴的旋转轴56上安装有第1速、第3速以及第5速用的各个驱动齿轮91a、93a、95a和后退驱动齿轮96a(图23)。另外，在输出轴55上安装有第1速、第3速以及第5速用的各个从动齿轮91b、93b、95b和后退从动齿轮96b。另外，在后退驱动齿轮96a和后退从动齿轮96b之间夹设有后退中间齿轮96c。并且，在旋转轴56上设置有将第1速或第3速选择为使用变速档的第1变速控制部97、和将第5速或后退用齿轮选择为使用变速档的第2变速控制部98。
变速ECU103通过致动器63使与奇数档组90A的目标变速档对应的第1或第2变速控制部97、98的套筒适当动作，来根据目标变速档使第1以及第2变速控制部97、98的啮合离合器完全接合或释放，由此向目标变速档变速。另外，该变速ECU103对致动器63进行控制，通过以使第1以及第2变速控制部97、98的啮合离合器释放的方式使套筒动作，来使奇数档组90A成为空档状态。
另一方面，偶数档组90B具有第2速以及第4速的前进用的变速档。在成为发动机转矩等的输入轴的旋转轴57上安装有第2速以及第4速用的各个驱动齿轮92a、94a(图23)。另外，在输出轴55安装有第2速以及第4速用的各个从动齿轮92b、94b。并且，在旋转轴57设置有将第2速或第4速选择为使用变速档的第3变速控制部99。
变速ECU103通过致动器64使与偶数档组90B的目标变速档对应的第3变速控制部99的套筒适当动作，来根据目标变速档使第3变速控制部99的啮合离合器完全接，由此向目标变速档变速。另外，该变速ECU103对致动器64进行控制，通过以使第3变速控制部99的啮合离合器释放的方式使套筒动作，来使偶数档组90B成为空档状态。
该混合动力***2的差动装置41与实施例的差动装置40同样具备相互接合的多个旋转构件，在各个旋转构件之间进行差动动作。该例示的差动装置41具有双小齿轮型行星齿轮机构。
在该例示中，齿圈R与MG旋转轴52连结。这里，通过使设置于MG旋转轴52的齿轮73与设置于齿圈R的外齿齿轮啮合，来将齿圈R与MG旋转轴52连结。另外，保持小齿轮P1、P2的行星架C与奇数档组90A的旋转轴56连接，并且经由第1犬牙式离合器15和齿轮对(齿轮74a、74b)与自动离合器10的第2接合部12连接。另外，太阳轮S经由齿轮组(齿轮75a、75b、75c)与偶数档组90B的旋转轴57连接，并且经由该旋转轴57、第2犬牙式离合器16和齿轮对(齿轮76a、76b)与自动离合器10的第2接合部12连接。
这里，该齿轮75a与太阳轮S同心地一体旋转。齿轮75b与旋转轴57同心地一体旋转。齿轮75c处于与该2个齿轮75a、75b啮合的状态。该齿轮75c是所谓的反转齿轮，相对于太阳轮S的旋转方向进行反转，由此使旋转轴57与旋转轴56向同一方向旋转。另外，齿轮74b和齿轮76b经由旋转轴58与第2接合部12连接。
在第1犬牙式离合器15中，一方的接合部安装于旋转轴56，另一方的接合部安装于齿轮74a，通过使各个接合部相互接合而能够实现旋转轴56和自动离合器10的第2接合部12之间的转矩传递。另外，在第2犬牙式离合器16中，一方的接合部安装于旋转轴57，另一方的接合部安装于齿轮76a，通过使各个接合部相互接合而能够实现旋转轴57和自动离合器10的第2接合部12之间的转矩传递。
在该混合动力***2中，也在进行EV行驶时，使自动离合器10释放，并且使第1以及第2变速器即奇数档组90A和偶数档组90B双方向目标变速档变速。另外，此时使第1犬牙式离合器15接合，另一方面，使第2犬牙式离合器16释放。而且，在该混合动力***2中，也通过使电动机/发电机MG输出负的电动机转矩来使驱动轮W产生正方向(车辆前进方向)的转矩。在图24以及图25中，表示了奇数档组90A的目标变速档是比偶数档组90B的目标变速档高速档的情况下的EV行驶中的动力传递路径和等线图。行星架C中的正方向的转矩通过利用齿轮组(齿轮75a、75b、75c)使太阳轮S中的负方向的转矩反转而以偶数档组90B的目标变速档减速，其一部分被以奇数档组90A的目标变速档增速而产生。被该奇数档组90A增速后的转矩传递至行星架C。在该混合动力***2中，也在进行这样的EV行驶时，产生动力循环。这里，也将这样的不向驱动轮W传递而被奇数档组90A增速并返回至差动装置41的转矩、即从偶数档组90B输出的转矩的一部分且经由奇数档组90A返回至差动装置41的转矩称为“循环转矩”。
这里，对该EV行驶中的奇数档组90A和偶数档组90B的目标变速档进行说明。在该双离合器式变速器90中，优选也在EV行驶中，为了防止伴随着变速的转矩脱落，不改变各个目标变速档，即不使奇数档组90A和偶数档组90B变速。
该目标变速档的决定方法基本上与前述的实施例的情况相同。不过，在该双离合器式变速器90中，决定方法根据在奇数档组90A和偶数档组90B的各自的目标变速档中哪个被设定为高速档而不同。
在奇数档组90A的目标变速档与偶数档组90B的目标变速档相比是高速档的情况下，奇数档组90A的目标变速档被设定为在从EV最高车速Vevmax启动发动机ENG时自动离合器10的第2接合部12的转速也成为不使驾驶员感到发动机ENG的突然提速的规定转速(发动机转速)以下的传动比的变速档。而且，偶数档组90B的目标变速档被设定为成为使EV最高车速Vevmax、EV最大驱动力Fevmax的各自的目标值实现的传动比Gmg－w的传动比的变速档。对于该目标值，只要与实施例同样地决定即可。另外，此时的传动比Gmg－w能够通过下述的式4求出。
Gmg－w＝Gmg－R/2*(G偶－G奇)*Gdiff……(4)
“Gmg－R”表示电动机/发电机MG和差动装置41的齿圈R之间的传动比。“G奇”表示奇数档组90A中的对象变速档(目标变速档、使用变速档等某一变速档)的传动比。“G偶”表示偶数档组90B中的对象变速档(目标变速档、使用变速档等某一变速档)的传动比。
另一方面，在偶数档组90B的目标变速档与奇数档组90A的目标变速档相比是高速档的情况下，偶数档组90B的目标变速档被设定为在从EV最高车速Vevmax启动发动机ENG时自动离合器10的第2接合部12的转速也成为不使驾驶员感到发动机ENG的突然提速的规定转速(发动机转速)以下的传动比的变速档。而且，奇数档组90A的目标变速档设定为成为使EV最高车速Vevmax、EV最大驱动力Fevmax的各自的目标值实现的传动比Gmg－w的传动比的变速档。此时的传动比Gmg－w能够通过下述的式5求出。
Gmg－w＝Gmg－R/2*(G奇－G偶)*Gdiff……(5)
以下，列举具体例对EV行驶中的奇数档组90A和偶数档组90B各自的目标变速档进行说明。其中，这里例示的传动比等的数值是为了便于说明而适当设定的。
在图26中，表示了双离合器式变速器90的变速档的传动比G奇、G偶和差动装置D的传动比Gdiff的一例。另外，假定为差动装置41的传动比ρ＝0.5、驱动轮W的半径r＝0.3(m)、传动比Gmg－R＝4。另外，这里也将搭乘者对于发动机转速的上升不会感到不协调感的规定转速设为2000(rpm)。
首先，求出使自动离合器10的第2接合部12的转速Nc为规定转速(2000rpm)以下时的奇数档组90A和偶数档组90B的各变速档中的EV最高车速Vevmax(km/h)。这里，将双离合器式变速器90的各变速档的传动比G奇、G偶设定为与实施例的第1变速器20的变速档的传动比G1相同。另外，对于差动装置D的传动比Gdiff而言，也设为与实施例相同的大小。因此，对于与双离合器式变速器90的各变速档的车速V对应的第2接合部12的转速Nc而言，也与和第1变速器20的各变速档的车速V对应的第2接合部12的转速Nc相同(图9)。因此，这里求出的各变速档的EV最高车速Vevmax成为与实施例所示的相同的车速(图10)。
在该例示中，也基于该图10所示的EV最高车速Vevmax，判断为第1－3速的EV最高车速Vevmax过低。因此，双离合器式变速器90的目标变速档的候补被限定为偶数档组90B的第4速的变速档和奇数档组90A的第5速的变速档。图27是基于该结果求出的传动比Gmg－w，表示了针对偶数档组90B的第4速的变速档的与奇数档组90A的变速档的组合中的传动比Gmg－w、和针对奇数档组90A的第5速的变速档的与偶数档组90B的变速档的组合中的传动比Gmg－w。该传动比Gmg－w是利用了式4或式5的运算结果。
在该图27中，由于第1速以及第2速的变速档的组合和第2速以及第3速的变速档的组合中均不存在第4速或第5速的变速档，所以从目标变速档的候补中除去。
图28表示了剩余的奇数档组90A和偶数档组90B的变速档的组合中的EV最高车速Vevmax(km/h)和EV最大驱动力Fevmax(N)。这里，也使用MG最高转速Nmgmax为10000(rpm)且MG最大转矩Tmgmax为100(Nm)的电动机/发电机MG。该EV最高车速Vevmax和EV最大驱动力Fevmax分别是利用了式1和式3的运算结果。在该例示中，基于该图28所示的EV最高车速Vevmax和EV最大驱动力Fevmax，判断为传动比Gmg－w为1.8和3.6的情况下EV最大驱动力Fevmax过低，判断为在传动比Gmg－w为23.4的情况下EV最高车速Vevmax过低。因此，在该例示中，将传动比Gmg－w为11.7的情况(奇数档组90A：第5速的变速档，偶数档组90B：第2速的变速档)设定为双离合器式变速器90的奇数档组90A和偶数档组90B中的各自的目标变速档。其中，对于EV最高车速Vevmax而言，通过比较图10的72(km/h)和图28的97(km/h)，成为低速侧的72(km/h)。
在该混合动力***2中，在EV行驶中不使双离合器式变速器90的奇数档组90A和偶数档组90B均变速，而以其各自的目标变速档进行EV行驶。而且，在该混合动力***2中，在根据加速器开度变化等进行了发动机启动要求的情况下，如下述那样启动发动机ENG。
首先，在该混合动力***2中，通过在启动发动机ENG之前使第1犬牙式离合器15接合，来使自动离合器10的第2接合部12的转速Nc与奇数档组90A的旋转轴56的转速同步。其中，在该例示中，由于在EV行驶中已经使第1犬牙式离合器15接合，所以直接进入发动机启动控制。
该EV行驶中的发动机启动控制基本上与前述的实施例的情况相同。因此，在发动机启动转速为EV行驶中的自动离合器10的第2接合部12的转速Nc以下的情况下(高车速的情况)，利用循环转矩的一部分，一边将自动离合器10控制成半接合状态而使其滑动一边使发动机转速逐渐上升，由此进行发动机ENG的推车启动。在图29中，表示了该EV行驶中的发动机启动时的动力传递路径。此时，由于为了使发动机转速上升而使用循环转矩的一部分，所以为了向驱动轮W传递的驱动转矩不因发动机ENG的启动控制而减少，使电动机转矩增加与发动机转速的上升所使用的转矩相当的量。因此，该情况下，由于能够得到与实施例时同样的效果，所以在EV行驶中的发动机启动时，可抑制驱动轮W中的转矩脱落，能够不对车辆产生冲击或减速度地启动发动机ENG。因此，该混合动力***2能够实现不使驾驶员感到驾驶性能变差的EV行驶中的发动机启动。
另外，在该混合动力***2的发动机启动时，也因发动机ENG启动而在该发动机ENG中产生转矩变动，该变动有可能传递至驱动轮W而使驱动轮W的驱动转矩变动。因此，在该混合动力***2中，也优选通过电动机转矩的增减来抵消该驱动轮W的驱动转矩的变动，从而防止对车辆产生冲击。
相对于此，在发动机启动转速与EV行驶中的自动离合器10的第2接合部12的转速Nc相比是高旋转的情况下(与上述高车速时相比是低车速的情况)，由于无法进行发动机ENG的推车启动，所以将自动离合器10保持为释放状态不变，利用起动电动机81来启动发动机ENG。因此，该情况下，发动机转矩不向驱动轮W传递，能够抑制伴随着发动机启动的车辆的冲击的产生。在图30中，表示了该情况下的EV行驶中的发动机启动时的动力传递路径。该情况下，在发动机启动后将自动离合器10控制为半接合状态。
在该混合动力***2中，通过经由半接合状态的自动离合器10将发动机转矩向奇数档组90A的旋转轴56以及差动装置41的行星架C传递，使得循环转矩置换为发动机转矩。此时，在该混合动力***2中，由于与该循环转矩的减少一同驱动轮W的驱动转矩增加，所以为了抑制该增加而将驱动转矩保持为恒定，使电动机转矩减少与增加的驱动转矩相当的量。因此，在该混合动力***2中，也能够抑制车辆的冲击的产生。在图31以及图32中表示了置换后的动力传递路径和等线图。
在该混合动力***2中，在循环转矩成为零的情况下，将奇数档组90A控制成空档状态。而且，在该混合动力***2中，能够在该状态下自由地变更发动机ENG的转速。在图33以及图34中表示了该发动机转速控制时的动力传递路径和等线图。
在该例示中，将双离合器式变速器90控制成发动机行驶模式下的目标变速档。该目标变速档可以属于奇数档组90A，也可以属于偶数档组90B。其中，对于在当前时刻保持EV行驶时的目标变速档不变的偶数档组90B而言，若该目标变速档与发动机行驶模式的目标变速档相同，则能够将该EV行驶时的目标变速档设定为向发动机行驶模式切换时的目标变速档。另一方面，在与EV行驶时的目标变速档不同的偶数档组90B的变速档成为发动机行驶模式的目标变速档的情况下，只要在暂时变速成奇数档组90A的变速档后切换成发动机行驶模式下的偶数档组90B的真正的目标变速档即可。
这里，在该混合动力***2中，在进行向奇数档组90A的变速的情况下，有可能因该奇数档组90A的输入输出轴间(旋转轴56和旋转轴55之间)的旋转差而对车辆产生冲击。因此，在该混合动力***2中，为了抑制车辆的冲击的产生，以根据奇数档组90A的目标变速比来使作为输入轴的旋转轴56的转速与作为输出轴的旋转轴55的转速同步的方式进行发动机转速的控制。
在该混合动力***2中，通过在结束了该转速的同步控制后，将奇数档组90A变速成发动机行驶模式的目标变速档并且使自动离合器10完全接合，进而使电动机/发电机MG不负责发动机转矩的反作用力，来从经由偶数档组90B的向驱动轮W的动力传递路径切换为经由奇数档组90A的动力传递路径。在图35中表示了该切换后的动力传递路径。在该切换时，若切换前的电动机/发电机MG是再生驱动中，则该电动机/发电机MG不再负责发动机转矩的反作用力，由此导致驱动轮W的驱动转矩的增加，因此为了抑制该增加而使驱动转矩保持恒定不变，使发动机转矩减少与增加的驱动转矩相当的量。另一方面，在切换前的电动机/发电机MG是动力运行驱动中的情况下，与再生驱动中相反，该电动机/发电机MG不再负责发动机转矩的反作用力，由此导致驱动轮W的驱动转矩的减少，因此为了抑制该减少而使驱动转矩保持恒定不变，使发动机转矩增加与减少的驱动转矩相当的量。这样，在该混合动力***2中，在动力传递路径的切换时也能够将驱动转矩保持恒定，可抑制车辆的冲击的产生。
另一方面，在保持EV行驶时的偶数档组90B的目标变速档不变地转移至发动机行驶模式的情况下，由于不对车辆产生冲击，所以无需如进行向奇数档组90A的变速时那样的发动机转速的控制。因此，该情况下，使自动离合器10完全接合并且也使第2犬牙式离合器16接合，进而不使电动机/发电机MG负责发动机转矩的反作用力，由此从经由第1犬牙式离合器15向奇数档组90A传递的向驱动轮W的动力传递路径切换至经由第2犬牙式离合器16向偶数档组90B传递的动力传递路径。此时，电动机/发电机MG的转速是零，动力运行驱动和再生驱动都不进行。因此，该情况下，由于即使电动机/发电机MG不负责发动机转矩的反作用力，驱动轮W的驱动转矩也不变动，所以无需进行抵消该变动的发动机转矩的增减控制。图36表示了此时的动力传递路径。
在以上所示的混合动力***2中，以奇数档组90A的目标变速档与偶数档组90B的目标变速档相比是高速档的情况的EV行驶为例进行了说明。但是，EV行驶在相反的情况下、即偶数档组90B的目标变速档与奇数档组90A的目标变速档相比是高速档的情况下也能够执行。其中，对此只要在上述的说明中考虑将第1犬牙式离合器15以及奇数档组90A一侧与第2犬牙式离合器16以及偶数档组90B一侧进行替换即可，能够得到与上述的例示同样的效果。另外，在该EV行驶中启动发动机ENG的情况下也同样。因此，省略这里的说明。其中，在图37以及图38中示出了偶数档组90B的目标变速档为高速档时的动力传递路径和等线图。
另外，在混合动力***2中，说明了将奇数档组90A设为第1变速器，将偶数档组90B设为第2变速器，但本***的双离合器式变速器90也可以将偶数档组90B置换为第1变速器，将奇数档组90A置换为第2变速器。
并且，在前述的实施例、变形例中，对EV行驶中的发动机启动(即从EV行驶模式向发动机行驶模式的切换)进行了说明，但在从发动机行驶模式向EV行驶模式切换的情况下，只要以与在该实施例、变形例中说明的顺序相反的顺序进行即可。
图中符号说明：1、2…混合动力***；10…自动离合器；11…第1接合部；12…第2接合部；15…第1犬牙式离合器；16…第2犬牙式离合器；20…第1变速器；30…第2变速器；40、41…差动装置；51…发动机旋转轴；52…MG旋转轴；53…旋转轴(输入轴)；54…旋转轴(输入轴)；55…旋转轴(输出轴)；56…旋转轴(输入轴)；57…旋转轴(输入轴)；81…起动电动机；90…双离合器式变速器；90A…奇数档组；90B…偶数档组；100…HVECU；101…发动机ECU(ENGECU)；102…MGECU；103…变速ECU(TMECU)；ENG…发动机；MG…电动机/发电机；W…驱动轮。

Claims (4)

1.一种混合动力***的控制装置，所述混合动力***具有：发动机；电动机/发电机；在一方的接合部侧连接发动机旋转轴的自动离合器；差动装置，其具备分别与所述电动机/发电机的旋转轴和所述自动离合器的另一方的接合部侧独自连接的多个旋转构件；第1变速器，其输入轴连接于与所述自动离合器的另一方的接合部侧相同的所述差动装置的旋转构件；第2变速器，其输入轴连接于所述差动装置的其他的旋转构件；和与驱动轮侧连接的输出轴，所述混合动力***的控制装置的特征在于，
在仅使用所述电动机/发电机的输出的EV行驶时，进行变速控制使所述第1变速器和所述第2变速器分别能够在输入输出轴间传递转矩，并且释放所述自动离合器，
当在所述EV行驶过程中启动所述发动机时，通过在所述EV行驶过程中接合所述自动离合器来使发动机转速上升，利用所述电动机/发电机的输出转矩对伴随着该自动离合器的接合而减少的驱动转矩的减少量进行补充。
2.根据权利要求1所述的混合动力***的控制装置，其中，
在所述EV行驶时，通过进行所述变速控制和所述自动离合器的释放控制来产生循环转矩，该循环转矩是从所述电动机/发电机经由所述第2变速器向所述驱动轮传递的驱动转矩的一部分，所述循环转矩经由所述第1变速器向所述差动装置传递，
在所述发动机启动时，通过所述自动离合器的接合控制来将所述循环转矩的一部分向所述发动机传递。
3.根据权利要求1或2所述的混合动力***的控制装置，其中，
使所述发动机启动时的所述自动离合器半接合。
4.根据权利要求1、2或3所述的混合动力***的控制装置，其中，
在发动机启动转速为所述自动离合器中的另一方的接合部的转速以下的情况下执行基于所述自动离合器的接合控制的发动机启动，
在所述发动机启动转速比所述自动离合器中的另一方的接合部的转速高的情况下，利用起动电动机来使所述发动机启动。
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