JP2002349311A - Driving force control device for vehicle - Google Patents
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- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
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- Hybrid Electric Vehicles (AREA)
- Electrical Control Of Air Or Fuel Supplied To Internal-Combustion Engine (AREA)
Abstract
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、たとえばハイブリ
ッド車両の発進走行などを容易とするための車両の駆動
力制御装置に関するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a driving force control device for a vehicle for facilitating starting and running of a hybrid vehicle.
【０００２】[0002]
【従来の技術】車両において、エンジン（内燃機関）の
要求トルクとそのエンジン目標回転速度とに基づいて定
まる出力トルクとなるようにそのエンジンを制御するよ
うにした車両の駆動力制御装置が知られている。たとえ
ば、特開平１１−２６２１０６号公報に記載されたハイ
ブリッド車両の駆動制御装置がそれである。これによれ
ば、トルク増幅モードすなわちアシスト走行モードにお
いて、エンジンと電動機の出力トルクとを合成して走行
している状態では、要求出力の変化に対して駆動力をな
めらかに変化させることができる。2. Description of the Related Art There is known a driving force control apparatus for a vehicle, which controls an engine (internal combustion engine) so that an output torque is determined based on a required torque of the engine (internal combustion engine) and an engine target rotation speed. ing. For example, this is a drive control device for a hybrid vehicle described in Japanese Patent Application Laid-Open No. H11-262106. According to this, in the torque amplification mode, that is, the assist traveling mode, when the vehicle is traveling with the output torque of the engine and the electric motor combined, the driving force can be smoothly changed with respect to the change in the required output.
【０００３】[0003]
【発明が解決しようとする課題】ところで、上記のよう
な車両の駆動制御装置では、車両の発進などに際してエ
ンジンからの駆動力の伝達を制御する摩擦係合装置を滑
らせつつ車両の駆動力を制御するときの制御に関しては
何ら考慮されておらず、従来同様にアクセルペダル操作
量の変化に応答したエンジン回転速度変化を伴うエンジ
ン出力トルクをエンジン要求トルクの変化に対応したも
のとして利用する場合には、車両の発進時などにおいて
要求出力に応じて的確且つ速やかに駆動力を変化させる
ことができないという不都合があった。In the above-described vehicle drive control apparatus, the vehicle drive force is reduced while the frictional engagement device for controlling the transmission of the drive force from the engine is slid when the vehicle is started. No consideration is given to the control at the time of control, and in the case where the engine output torque accompanying the change in the engine rotation speed in response to the change in the accelerator pedal operation amount is used as the one corresponding to the change in the engine required torque as in the past. However, there is an inconvenience that the driving force cannot be changed accurately and promptly according to the required output when the vehicle starts moving.
【０００４】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、車両の発進時な
どにおいて要求出力に応じて速やか且つ的確に駆動力を
変化させることができる車両の駆動制御装置を提供する
ことにある。The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a vehicle capable of quickly and accurately changing a driving force according to a required output when the vehicle starts moving. Another object of the present invention is to provide a drive control device.
【０００５】[0005]
【課題を解決するための手段】かかる目的を達成するた
めの本発明の要旨とするところは、エンジンからの動力
を摩擦係合装置を滑らしつつ車軸に伝達する車両の駆動
力制御装置において、ドライバー要求トルクと予め設定
された目標エンジン回転速度とに基づいてエンジン要求
トルクを決定し、そのエンジン要求トルクが得られ且つ
エンジン回転速度が上記予め設定された目標エンジン回
転速度となるように前記エンジンを定回転制御すること
にある。SUMMARY OF THE INVENTION In order to achieve the above object, the gist of the present invention is to provide a driving force control device for a vehicle that transmits power from an engine to an axle while sliding a friction engagement device. An engine required torque is determined based on the required torque and a preset target engine rotational speed, and the engine is controlled so that the engine required torque is obtained and the engine rotational speed is the preset target engine rotational speed. It is to control the constant rotation.
【０００６】[0006]
【発明の効果】このようにすれば、ドライバー要求トル
クが急変すると、そのドライバー要求トルクと予め設定
された目標エンジン回転速度とに基づいて決定されるエ
ンジン要求トルクも変化させられ、そのエンジン要求ト
ルクが得られ且つエンジン回転速度が上記予め設定され
た目標エンジン回転速度となるように前記エンジンが定
回転制御されることから、ドライバー要求トルクの変化
があったときすなわちアクセルペダルの操作があったと
きにエンジン回転速度を変化させる場合に比較して、エ
ンジン出力の一部がエンジン回転速度変化に消費されな
いので、エンジン要求トルクの変化に応じて変化させら
れるエンジン出力の大半が駆動力に用いられて、的確且
つ速やかにドライバ要求トルクを満足させることができ
る。In this way, if the driver required torque changes suddenly, the engine required torque determined based on the driver required torque and a preset target engine speed is also changed, and the engine required torque is changed. Is obtained, and the engine is controlled at a constant speed so that the engine speed becomes the above-mentioned preset target engine speed. Therefore, when there is a change in the driver required torque, that is, when the accelerator pedal is operated Since part of the engine output is not consumed for the change in the engine speed compared to the case where the engine speed is changed, most of the engine output changed in accordance with the change in the engine required torque is used for the driving force. Thus, the driver's required torque can be satisfied accurately and promptly.
【０００７】[0007]
【発明の他の態様】ここで、好適には、ドライバー要求
トルクを発生させ、且つエンジン回転速度を予め設定さ
れた目標回転速度に一致させるようにスロットル弁開度
を制御するためのエンジン定回転制御手段と、ドライバ
ー要求トルクに対応する駆動力を得るために摩擦係合装
置の伝達トルク容量を制御する伝達トルク容量制御手段
とが設けられる。上記エンジン定回転制御手段は、ドラ
イバー要求トルクに対応する基本要求駆動トルクを算出
する基本要求トルク算出手段と、エンジン回転速度を予
め設定された目標回転速度に一致させるための定回転制
御トルクすなわちフィードバック制御トルクを算出する
定回転制御トルク算出手段とを含み、それら基本要求駆
動トルクと定回転制御トルクとの加算値をエンジン要求
トルクとして算出するエンジン要求トルク算出手段を有
している。In another preferred embodiment of the present invention, a constant engine rotation for generating a driver required torque and controlling a throttle valve opening to match the engine rotation speed with a predetermined target rotation speed is preferably performed. A control means and a transmission torque capacity control means for controlling a transmission torque capacity of the friction engagement device to obtain a driving force corresponding to a driver required torque are provided. The engine constant rotation control means includes: a basic required torque calculation means for calculating a basic required drive torque corresponding to the driver required torque; and a constant rotation control torque, i.e., feedback, for matching the engine rotation speed to a preset target rotation speed. A constant rotation control torque calculating means for calculating a control torque; and an engine required torque calculating means for calculating an added value of the basic required drive torque and the constant rotation control torque as an engine required torque.
【０００８】また、好適には、前記車両の駆動力制御装
置は、前記エンジン要求トルクが得られ且つエンジン回
転速度が上記予め設定された目標エンジン回転速度とな
るように前記エンジンを定回転制御すると同時に、ドラ
イバーの要求トルクが得られるように前記摩擦係合装置
の伝達トルク容量を制御するものである。このようにす
れば、摩擦係合装置の係合トルク制御に応答して的確且
つ速やかにドライバーの要求トルクが得られる。Preferably, the driving force control device for the vehicle controls the engine at a constant speed such that the engine required torque is obtained and the engine speed is the preset target engine speed. At the same time, the transmission torque capacity of the friction engagement device is controlled so as to obtain the torque required by the driver. With this configuration, the driver's required torque can be obtained accurately and promptly in response to the engagement torque control of the friction engagement device.
【０００９】また、好適には、前記摩擦係合装置の伝達
トルク容量は、前記ドライバ要求トルクと前記エンジン
要求トルクとの差に基づいて補正されるものである。こ
のようにすれば、ドライバ要求トルクとエンジン要求ト
ルクとの差に基づいてその差が減少するように摩擦係合
装置の伝達トルク容量が補正される。たとえば、そのド
ライバ要求トルクとエンジン要求トルクとの差が所定値
を超えたときにはその差が解消される方向のトルク容量
補正値を算出するトルク容量補正値算出手段と、そのト
ルク容量補正値算出手段により算出されたトルク容量補
正値を前記摩擦係合装置の伝達トルク容量に加算するこ
とにより学習補正する回転過大補正手段とが設けられ
る。このため、エンジンの定回転制御における制御偏差
が小さくなってその偏差を解消するための操作量が小さ
くされてエンジンの定回転制御が安定する利点がある。Preferably, the transmission torque capacity of the friction engagement device is corrected based on a difference between the driver required torque and the engine required torque. With this configuration, the transmission torque capacity of the friction engagement device is corrected based on the difference between the driver required torque and the engine required torque so as to reduce the difference. For example, when a difference between the driver required torque and the engine required torque exceeds a predetermined value, a torque capacity correction value calculating means for calculating a torque capacity correction value in a direction in which the difference is eliminated, and a torque capacity correction value calculating means Excessive rotation correction means for learning correction by adding the torque capacity correction value calculated by the above to the transmission torque capacity of the friction engagement device. Therefore, there is an advantage that the control deviation in the constant rotation control of the engine is reduced and the operation amount for eliminating the deviation is reduced, and the constant rotation control of the engine is stabilized.
【００１０】また、好適には、前記エンジン要求トルク
は、前記ドライバ要求トルクと前記エンジン要求トルク
との差に基づいて補正されるものである。このようにす
れば、ドライバ要求トルクとエンジン要求トルクとの差
に基づいてその差が減少するようにエンジン要求トルク
が補正される。たとえば、そのドライバ要求トルクとエ
ンジン要求トルクとの差が所定値を超えたときにはその
差が解消される方向のエンジン要求トルクを学習補正す
るエンジン要求トルク補正手段が設けられる。このた
め、エンジンの定回転制御における制御偏差が小さくな
ってその偏差を解消するための操作量が小さくされてエ
ンジンの定回転制御が安定する利点がある。[0010] Preferably, the engine required torque is corrected based on a difference between the driver required torque and the engine required torque. With this configuration, the engine required torque is corrected based on the difference between the driver required torque and the engine required torque so as to reduce the difference. For example, when a difference between the driver required torque and the engine required torque exceeds a predetermined value, an engine required torque correcting means for learning and correcting the engine required torque in a direction in which the difference is eliminated is provided. Therefore, there is an advantage that the control deviation in the constant rotation control of the engine is reduced and the operation amount for eliminating the deviation is reduced, and the constant rotation control of the engine is stabilized.
【００１１】また、好適には、前記エンジン回転速度ま
たはその変化率が所定値よりも低い状態となると、前記
摩擦係合装置の伝達トルク容量が所定値だけ減少補正さ
れる。たとえば、エンジン回転速度の低下量或いは低下
率が所定値を超えたか否かを判定し、超えた場合にはそ
の回転速度低下を抑制するために前記摩擦係合装置の伝
達トルク容量を減少補正する回転低下補正手段が設けら
れる。このようにすれば、エンジンの定回転制御におけ
る制御偏差が小さくなってその偏差を解消するための操
作量が小さくされてエンジンの定回転制御が安定する利
点がある。Preferably, when the engine speed or the rate of change thereof becomes lower than a predetermined value, the transmission torque capacity of the friction engagement device is corrected to be reduced by a predetermined value. For example, it is determined whether or not the decrease amount or the decrease rate of the engine rotation speed exceeds a predetermined value. If the reduction amount or the decrease ratio exceeds the predetermined value, the transmission torque capacity of the friction engagement device is corrected to decrease in order to suppress the decrease in the rotation speed. A rotation reduction correction unit is provided. By doing so, there is an advantage that the control deviation in the constant rotation control of the engine is reduced, the operation amount for eliminating the deviation is reduced, and the constant rotation control of the engine is stabilized.
【００１２】また、好適には、前記摩擦係合装置は係合
油圧の作用に応じて伝達トルク容量を変化させる油圧式
摩擦係合装置であり、その油圧式摩擦係合装置のスリッ
プ回転速度に基づいてその摩擦係数を決定する摩擦係数
算出手段と、その摩擦係数算出手段により算出された摩
擦係数に基づいて係合油圧を算出する係合圧算出手段と
が設けられる。このようにすれば、実際のスリップ回転
速度に基づいて算出された摩擦係数から係合油圧が算出
されるので、油圧式摩擦係合装置伝達トルク容量の制御
精度が高められる。Preferably, the frictional engagement device is a hydraulic frictional engagement device that changes a transmission torque capacity in accordance with the action of an engagement hydraulic pressure. A friction coefficient calculating unit for determining the friction coefficient based on the friction coefficient; and an engagement pressure calculating unit for calculating an engagement hydraulic pressure based on the friction coefficient calculated by the friction coefficient calculation unit. With this configuration, since the engagement oil pressure is calculated from the friction coefficient calculated based on the actual slip rotation speed, the control accuracy of the hydraulic friction engagement device transmission torque capacity can be improved.
【００１３】[0013]
【発明の好適な実施の形態】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。図１は、本発明が適用
されたハイブリッド車両のハイブリッド制御装置１０を
説明する概略構成図であり、図２は図１のハイブリッド
車両の動力伝達系すなわち変速機１２を含む動力伝達装
置の構成を説明する骨子図である。Preferred embodiments of the present invention will be described below in detail with reference to the accompanying drawings. FIG. 1 is a schematic configuration diagram illustrating a hybrid control device 10 of a hybrid vehicle to which the present invention is applied, and FIG. 2 is a configuration of a power transmission system including a power transmission system, that is, a transmission 12 of the hybrid vehicle of FIG. It is a skeleton diagram explaining.
【００１４】図１および図２において、ハイブリッド車
両の動力伝達系は、供給された燃料の燃焼でその供給量
に応じた大きさの動力すなわち出力トルクを発生する内
燃機関であるエンジン１４、電動機および発電機として
機能するフロントモータジェネレータ（以下、ＦＭＧと
いう）１６、およびダブルピニオン型の遊星歯車装置１
８を備えて構成されており、ＦＦ（フロントエンジン・
フロントドライブ）車両などに横置きに搭載されて使用
される。遊星歯車装置１８のサンギヤ１８ｓにはエンジ
ン１４が連結され、キャリア１８ｃにはモータジェネレ
ータ１６が連結され、リングギヤ１８ｒは第１ブレーキ
Ｂ１を介してケース２０に連結されるようになってい
る。また、キャリア１８ｃは第１クラッチＣ１を介して
変速機１２の入力軸２２に連結され、リングギヤ１８ｒ
は第２クラッチＣ２を介して入力軸２２に連結されるよ
うになっている。上記エンジン１４およびＦＭＧ１６は
ハイブリッド車両の原動機として機能し、遊星歯車装置
１８は歯車式差動装置であって動力の合成分配機構とし
て機能している。Referring to FIGS. 1 and 2, a power transmission system of a hybrid vehicle includes an engine 14, which is an internal combustion engine that generates a power, that is, an output torque, corresponding to the amount of fuel supplied by combustion of supplied fuel, an electric motor, and Front motor generator (hereinafter, referred to as FMG) 16 functioning as a generator, and double pinion type planetary gear device 1
8 and FF (front engine
Front drive) Mounted horizontally on vehicles and used. The sun gear 18s of the planetary gear set 18 is connected to the engine 14, the carrier 18c is connected to the motor generator 16, and the ring gear 18r is connected to the case 20 via the first brake B1. The carrier 18c is connected to the input shaft 22 of the transmission 12 via the first clutch C1, and the ring gear 18r
Are connected to the input shaft 22 via the second clutch C2. The engine 14 and the FMG 16 function as a prime mover of a hybrid vehicle, and the planetary gear unit 18 is a gear type differential and functions as a combined power distribution mechanism.
【００１５】上記クラッチＣ１、Ｃ２および第１ブレー
キＢ１は、何れも油圧アクチュエータによって摩擦係合
させられるバンド式或いは湿式多板式の油圧式摩擦係合
装置であり、たとえば図３に示す油圧制御回路２４から
供給される作動油によって摩擦係合させられるようにな
っている。図３は、油圧制御回路２４の要部を示す図で
あり、図示しない電動ポンプを含む電動式油圧発生装置
２６で発生させられた元圧ＰＣが、マニュアルバルブ２
８を介してシフトレバー３０（図１参照）のシフトポジ
ションに応じて各クラッチＣ１、Ｃ２、ブレーキＢ１へ
供給されるようになっている。シフトレバー３０は、運
転者によって操作されるシフト操作部材で、本実施例で
は「Ｂ」、「Ｄ」、「Ｎ」、「Ｒ」、「Ｐ」の５つのシ
フトポジションに選択操作されるようになっており、マ
ニュアルバルブ２８はケーブルやリンク等を介してシフ
トレバー３０に連結され、そのシフトレバー３０の操作
に従って機械的に切り換えられるようになっている。Each of the clutches C1 and C2 and the first brake B1 is a band-type or wet-type multi-plate hydraulic friction engagement device frictionally engaged by a hydraulic actuator. For example, a hydraulic control circuit 24 shown in FIG. The frictional engagement is performed by the hydraulic oil supplied from the control unit. FIG. 3 is a diagram showing a main part of the hydraulic control circuit 24. An original pressure PC generated by an electric hydraulic pressure generator 26 including an electric pump (not shown)
The clutch 8 is supplied to each of the clutches C1, C2 and the brake B1 in accordance with the shift position of the shift lever 30 (see FIG. 1) via the control lever 8. The shift lever 30 is a shift operation member operated by the driver. In this embodiment, the shift lever 30 is selectively operated in five shift positions of “B”, “D”, “N”, “R”, and “P”. The manual valve 28 is connected to a shift lever 30 via a cable, a link, or the like, and is mechanically switched according to the operation of the shift lever 30.
【００１６】「Ｂ」ポジションは、前進走行時に変速機
１２のダウンシフトなどにより比較的大きな動力源ブレ
ーキが発生させられるシフトポジションで、「Ｄ」ポジ
ションは前進走行するシフトポジションであり、これ等
のシフトポジションでは出力ポート２８ａからクラッチ
Ｃ１およびＣ２へ元圧ＰＣが供給される。第１クラッチ
Ｃ１へは、シャトル弁３１を介して元圧ＰＣが供給され
るようになっている。「Ｎ」ポジションは動力源からの
動力伝達を遮断するシフトポジションで、「Ｒ」ポジシ
ョンは後進走行するシフトポジションで、「Ｐ」ポジシ
ョンは動力源からの動力伝達を遮断するとともに図示し
ないパーキングロック装置により機械的に駆動輪の回転
を阻止するシフトポジションであり、これ等のシフトポ
ジションでは出力ポート２８ｂから第１ブレーキＢ１へ
元圧ＰＣが供給される。出力ポート２８ｂから出力され
た元圧ＰＣは戻しポート２８ｃへも入力され、上記
「Ｒ」ポジションでは、その戻しポート２８ｃから出力
ポート２８ｄを経てシャトル弁３１から第１クラッチＣ
１へ元圧ＰＣが供給されるようになっている。The "B" position is a shift position in which a relatively large power source brake is generated by a downshift of the transmission 12 or the like during forward running, and the "D" position is a shift position in which the vehicle runs forward. In the shift position, the original pressure PC is supplied from the output port 28a to the clutches C1 and C2. The original pressure PC is supplied to the first clutch C1 via the shuttle valve 31. The “N” position is a shift position for interrupting power transmission from the power source, the “R” position is a shift position for reverse running, and the “P” position is a parking lock device (not shown) for interrupting power transmission from the power source. The shift position is a shift position in which the rotation of the drive wheels is mechanically prevented by the above operation. In these shift positions, the original pressure PC is supplied from the output port 28b to the first brake B1. The original pressure PC output from the output port 28b is also input to the return port 28c, and in the "R" position, the shuttle valve 31 passes through the output port 28d from the return port 28c to the first clutch C
1 is supplied with an original pressure PC.
【００１７】クラッチＣ１、Ｃ２、およびブレーキＢ１
には、それぞれコントロール弁３２、３４、３６が設け
られ、それ等の油圧ＰC1、ＰC2、ＰB1が制御されるよう
になっている。クラッチＣ１の油圧ＰC1についてはＯＮ
−ＯＦＦ弁３８によって調圧され、クラッチＣ２および
ブレーキＢ１についてはリニアソレノイド弁４０によっ
てそれぞれの係合圧ＰC2およびＰB1が調圧されるように
なっている。[0017] Clutches C1, C2 and brake B1
Are provided with control valves 32, 34 and 36, respectively, so that the oil pressures P C1 , P C2 and P B1 thereof are controlled. ON for hydraulic pressure P C1 of clutch C1
Pressure adjusted by -OFF valve 38 is adapted to be pressed each engagement pressure P C2 and P B1 is regulated by the linear solenoid valve 40 for the clutch C2 and the brake B1.
【００１８】そして、上記クラッチＣ１、Ｃ２、および
ブレーキＢ１の作動状態に応じて、図４に示す各走行モ
ードが成立させられる。すなわち、「Ｂ」ポジションま
たは「Ｄ」ポジションでは、「ＥＴＣモード」、「直結
モード」、「モータ走行モード（前進）」の何れかが成
立させられ、「ＥＴＣモード」では、第２クラッチＣ２
を係合するとともに第１クラッチＣ１および第１ブレー
キＢ１を開放した状態、言い換えればサンギヤ１８ｓ、
キャリア１８ｃ、およびリングギヤ１８ｒが相対回転可
能な状態で、エンジン１４およびＦＭＧ１６を共に作動
させてサンギヤ１８ｓおよびキャリア１８ｃにトルクを
加え、リングギヤ１８ｒを回転させて車両を前進走行さ
せる。「直結モード」では、クラッチＣ１、Ｃ２を係合
するとともに第１ブレーキＢ１を開放した状態で、エン
ジン１４を作動させて車両を前進走行させる。「直結モ
ード」ではまた、バッテリ４２（図１参照）の蓄電量
（残容量）ＳＯＣに応じて、ＦＭＧ１６を力行制御する
とともにその分だけエンジントルクを削減したり、ＦＭ
Ｇ１６を発電制御するとともにその分だけエンジントル
クを増加させたりすることにより、蓄電量ＳＯＣを例え
ば充放電効率が優れた適正な範囲内に保持するようにな
っている。また、「モータ走行モード（前進）」では、
第１クラッチＣ１を係合するとともに第２クラッチＣ２
および第１ブレーキＢ１を開放させることにより、エン
ジン１４を切り離した状態でＦＭＧ１６だけで車両を駆
動して前進走行させる。上記第２クラッチＣ２は、「直
結モード」から「モータ走行モード」への切換時に解放
させられて、エンジン１４を動力伝達系から切り離すも
のであるので、エンジン１４と駆動輪５２或いは変速機
１２との間で動力を伝達し或いは遮断する動力伝達開閉
装置として機能している。Each running mode shown in FIG. 4 is established according to the operating states of the clutches C1, C2 and the brake B1. That is, in the “B” position or the “D” position, any one of the “ETC mode”, the “direct connection mode”, and the “motor running mode (forward)” is established. In the “ETC mode”, the second clutch C2
And the first clutch C1 and the first brake B1 are released, in other words, the sun gear 18s,
With the carrier 18c and the ring gear 18r relatively rotatable, the engine 14 and the FMG 16 are operated together to apply torque to the sun gear 18s and the carrier 18c, rotate the ring gear 18r, and cause the vehicle to travel forward. In the "direct connection mode", the engine 14 is operated to cause the vehicle to travel forward while the clutches C1 and C2 are engaged and the first brake B1 is released. In the “direct connection mode”, the FMG 16 is controlled in power according to the state of charge (remaining capacity) SOC of the battery 42 (see FIG. 1), and the engine torque is reduced by that amount.
By controlling the power generation of G16 and increasing the engine torque by that amount, the state of charge SOC is maintained within an appropriate range where the charge and discharge efficiency is excellent, for example. In the “motor drive mode (forward)”,
The first clutch C1 is engaged and the second clutch C2
By releasing the first brake B1, the vehicle is driven only by the FMG 16 in the state where the engine 14 is disconnected and the vehicle is caused to travel forward. The second clutch C2 is disengaged when switching from the “direct connection mode” to the “motor running mode” and disconnects the engine 14 from the power transmission system. It functions as a power transmission opening / closing device that transmits or shuts off power between the two.
【００１９】図５は、上記前進モードにおける遊星歯車
装置１８の作動状態を示す共線図であり、縦軸「Ｓ」は
サンギヤ１８ｓの回転速度、縦軸「Ｒ」はリングギヤ１
８ｒの回転速度、縦軸「Ｃ」はキャリア１８ｃの回転速
度を表しているとともに、それ等の間隔はギヤ比ρ（＝
サンギヤ１８ｓの歯数／リングギヤ１８ｒの歯数）によ
って定まる。具体的には、「Ｓ」と「Ｃ」の間隔を１と
すると、「Ｒ」と「Ｃ」の間隔がρになり、本実施例で
はρが０．６程度である。また、(a) のＥＴＣモードに
おけるトルク比は、エンジントルクＴｅ：ＣＶＴ入力軸
トルクＴin：モータトルクＴｍ＝ρ：１：１−ρであ
り、モータトルクＴｍはエンジントルクＴｅより小さく
て済むとともに、定常状態ではそれ等のモータトルクＴ
ｍおよびエンジントルクＴｅを加算したトルクがＣＶＴ
入力軸トルクＴinになる。ＣＶＴは無段変速機の意味で
あり、本実施例では変速機１２としてベルト式無段変速
機が設けられている。FIG. 5 is a collinear diagram showing the operating state of the planetary gear set 18 in the forward mode.
8r, the vertical axis “C” represents the rotational speed of the carrier 18c, and the interval between them is the gear ratio ρ (=
The number of teeth of the sun gear 18s / the number of teeth of the ring gear 18r). Specifically, assuming that the interval between “S” and “C” is 1, the interval between “R” and “C” becomes ρ, and in this embodiment, ρ is about 0.6. Further, the torque ratio in the ETC mode of (a) is engine torque Te: CVT input shaft torque Tin: motor torque Tm = ρ: 1: 1−ρ, and the motor torque Tm can be smaller than the engine torque Te. In the steady state, their motor torque T
m and the engine torque Te are added to the CVT.
The input shaft torque becomes Tin. CVT means a continuously variable transmission. In this embodiment, a belt-type continuously variable transmission is provided as the transmission 12.
【００２０】図４に戻って、「Ｎ」ポジションまたは
「Ｐ」ポジションでは、「ニュートラル」または「充電
・Ｅｎｇ始動モード」の何れかが成立させられ、「ニュ
ートラル」ではクラッチＣ１、Ｃ２および第１ブレーキ
Ｂ１の何れも開放する。「充電・Ｅｎｇ始動モード」で
は、クラッチＣ１、Ｃ２を開放するとともに第１ブレー
キＢ１を係合し、ＦＭＧ１６を逆回転させてエンジン１
４を始動したり、エンジン１４により遊星歯車装置１８
を介してＦＭＧ１６を回転駆動するとともに発電制御す
ることにより、電気エネルギーを発生させてバッテリ４
２を充電したりする。Returning to FIG. 4, in the "N" position or the "P" position, either "neutral" or "charging / Eng start mode" is established, and in "neutral", the clutches C1, C2 and the first Release any of the brakes B1. In the “charging / Eng start mode”, the clutches C1 and C2 are released, the first brake B1 is engaged, and the FMG 16 is rotated in the reverse direction.
4 or the planetary gear set 18
The FMG 16 is driven to rotate through the power source and the power generation is controlled.
Or charge 2.
【００２１】「Ｒ」ポジションでは、「モータ走行モー
ド（後進）」または「フリクション走行モード」が成立
させられ、「モータ走行モード（後進）」では、第１ク
ラッチＣ１を係合するとともに第２クラッチＣ２および
第１ブレーキＢ１を開放した状態で、ＦＭＧ１６を逆方
向へ回転駆動してキャリア１８ｃ、更には入力軸２２を
逆回転させることにより車両を後進走行させる。「フリ
クション走行モード」は、上記「モータ走行モード（後
進）」での後進走行時にアシスト要求が出た場合に実行
されるもので、エンジン１４を始動してサンギヤ１８ｓ
を正方向へ回転させるとともに、そのサンギヤ１８ｓの
回転に伴ってリングギヤ１８ｒが正方向へ回転させられ
ている状態で、第１ブレーキＢ１をスリップ係合させて
そのリングギヤ１８ｒの回転を制限することにより、キ
ャリア１８ｃに逆方向の回転力を作用させて後進走行を
アシストするものである。In the "R" position, a "motor traveling mode (reverse)" or a "friction traveling mode" is established. In the "motor traveling mode (reverse)", the first clutch C1 is engaged and the second clutch is engaged. With the C2 and the first brake B1 released, the FMG 16 is rotated in the reverse direction to rotate the carrier 18c and the input shaft 22 in the reverse direction, thereby causing the vehicle to travel backward. The "friction running mode" is executed when an assist request is issued during the reverse running in the "motor running mode (reverse)", in which the engine 14 is started and the sun gear 18s
By rotating the first brake B1 in a state in which the ring gear 18r is rotated in the forward direction along with the rotation of the sun gear 18s, thereby restricting the rotation of the ring gear 18r. The reverse driving force is applied to the carrier 18c to assist the reverse traveling.
【００２２】前記変速機１２はベルト式無段変速機であ
り、その出力軸４４からカウンタ歯車４６を経て差動歯
車装置４８のリングギヤ５０に動力が伝達され、その差
動歯車装置４８により左右の駆動輪（本実施例では前
輪）５２に動力が分配される。変速機１２は、一対の可
変プーリ１２ａ、１２ｂを備えており、油圧シリンダに
よってＶ溝幅が変更されることにより変速比γ（＝入力
軸回転速度Ｎin／出力軸回転速度Ｎout ）が連続的に変
化させられるとともに、ベルト張力が調整されるように
なっている。前記油圧制御回路２４は、変速機１２の変
速比γやベルト張力を制御するための回路を備えてお
り、共通の電動式油圧発生装置２６から作動油が供給さ
れる。油圧制御回路２４の作動油はまた、オイルパンに
蓄積されて遊星歯車装置１８や差動装置４８を潤滑する
とともに、一部がＦＭＧ１６に供給されて、ＦＭＧ１６
のハウジング内を流通したりハウジングに形成された冷
却通路を流通したりハウジングに接して流通したりする
ことにより、そのＦＭＧ１６を冷却するようになってい
る。The transmission 12 is a belt-type continuously variable transmission. Power is transmitted from an output shaft 44 of the transmission 12 to a ring gear 50 of a differential gear device 48 via a counter gear 46. Power is distributed to drive wheels (front wheels in this embodiment) 52. The transmission 12 is provided with a pair of variable pulleys 12a and 12b, and the speed ratio γ (= input shaft rotation speed Nin / output shaft rotation speed Nout) is continuously changed by changing the V-groove width by a hydraulic cylinder. The belt tension is adjusted while being changed. The hydraulic control circuit 24 includes a circuit for controlling the transmission ratio γ and the belt tension of the transmission 12, and hydraulic oil is supplied from a common electric hydraulic pressure generator 26. The hydraulic oil of the hydraulic control circuit 24 is also accumulated in an oil pan to lubricate the planetary gear unit 18 and the differential unit 48, and a part is supplied to the FMG 16 to
The FMG 16 is cooled by flowing through the inside of the housing, flowing through a cooling passage formed in the housing, or flowing in contact with the housing.
【００２３】本実施例のハイブリッド制御装置１０にお
いて、ハイブリッド用電子制御装置（以下、ＨＶＥＣＵ
という）６０は、ＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ等を備えてい
て、ＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつＲＯＭに予め記
憶されたプログラムに従って信号処理を実行することに
より、電子スロットルＥＣＵ６２、エンジンＥＣＵ６
４、Ｍ／ＧＥＣＵ６６、Ｔ／ＭＥＣＵ６８、前記油圧制
御回路２４のＯＮ−ＯＦＦ弁３８、リニアソレノイド弁
４０、エンジン１４のスタータなどとして機能するスタ
ータモータジェネレータ（以下、ＳＭＧという）７０な
どを制御する。電子スロットルＥＣＵ６２はエンジン１
４の電子スロットル弁７２の開度を図示しないアクチュ
エータを用いて制御するものである。エンジンＥＣＵ６
４はエンジン１４の燃料噴射量や可変バルブタイミング
機構、点火時期などによりエンジン出力を制御するもの
である。Ｍ／ＧＥＣＵ６６はインバータ７４を介してＦ
ＭＧ１６の力行トルクや回生制動トルク等を制御するも
のである。Ｔ／ＭＥＣＵ６８は変速機１２の変速比γや
ベルト張力などを制御するものである。上記ＳＭＧ７０
は電動機および発電機として機能するものであってエン
ジン１４に作動的に連結されており、ベルト或いはチェ
ーンなどの動力伝達装置を介してエンジン１４のクラン
クシャフトに連結されている。In the hybrid control device 10 of the present embodiment, a hybrid electronic control device (hereinafter, HVECU)
60) includes a CPU, a RAM, a ROM, and the like, and executes signal processing in accordance with a program stored in the ROM in advance while utilizing a temporary storage function of the RAM, thereby obtaining an electronic throttle ECU 62, an engine ECU 6, and the like.
4. It controls an M / GECU 66, a T / MECU 68, an ON-OFF valve 38 of the hydraulic control circuit 24, a linear solenoid valve 40, a starter motor generator (hereinafter referred to as SMG) 70 functioning as a starter of the engine 14, and the like. The electronic throttle ECU 62 is the engine 1
The opening degree of the electronic throttle valve 72 is controlled using an actuator (not shown). Engine ECU 6
Reference numeral 4 denotes an engine output controlled by the fuel injection amount of the engine 14, a variable valve timing mechanism, an ignition timing, and the like. M / GECU 66 is connected to F / F via inverter 74.
It controls the power running torque and the regenerative braking torque of the MG 16. The T / MECU 68 controls the transmission ratio γ of the transmission 12, the belt tension, and the like. The above SMG70
, Which functions as a motor and a generator, is operatively connected to the engine 14 and is connected to the crankshaft of the engine 14 via a power transmission device such as a belt or a chain.
【００２４】上記ＨＶＥＣＵ６０には、アクセル操作量
センサ７６からアクセル操作部材としてのアクセルペダ
ル７８の操作量θacを表す信号が供給されるとともに、
シフトポジションセンサ８０からシフトレバー３０によ
り選択操作されたＰポジション、Ｒポジション、Ｎポジ
ション、Ｄポジション、Ｂポジション、ＳＤ（スポーツ
ドライブ）ポジションなどのシフトポジションを表す信
号が供給される。また、エンジン回転速度センサ８２、
モータ回転速度センサ８４、入力軸回転速度センサ８
６、出力軸回転速度センサ８８、ＣＶＴ油温センサ９０
から、それぞれエンジン回転速度（回転数）Ｎｅ、モー
タ回転速度（回転数）Ｎｍ、入力軸回転速度（入力軸２
２の回転速度）Ｎin、出力軸回転速度（出力軸４４の回
転速度）Ｎout 、油圧制御回路２４の作動油の温度ＴＨ
CVT を表す信号がそれぞれ供給される。出力軸回転速度
Ｎout は車速Ｖに対応する。この他、バッテリ４２の蓄
電量ＳＯＣなど、運転状態を表す種々の信号が供給され
るようになっている。蓄電量ＳＯＣは単にバッテリ電圧
であっても良いが、充放電量を逐次積算して求めるよう
にしても良い。上記アクセル操作量θacは運転者の出力
要求量に相当するものであり、前記電子スロットル弁７
２の開度は基本的にはそのアクセル操作量θacに応じて
制御される。The HVECU 60 is supplied with a signal representing an operation amount θac of an accelerator pedal 78 as an accelerator operation member from an accelerator operation amount sensor 76.
A signal indicating a shift position such as a P position, an R position, an N position, a D position, a B position, or an SD (sports drive) position selected and operated by the shift lever 30 is supplied from the shift position sensor 80. Also, the engine speed sensor 82,
Motor rotation speed sensor 84, input shaft rotation speed sensor 8
6. Output shaft rotation speed sensor 88, CVT oil temperature sensor 90
From the engine rotation speed (rotation speed) Ne, the motor rotation speed (rotation speed) Nm, and the input shaft rotation speed (input shaft 2
2) Nin, the output shaft rotation speed (the rotation speed of the output shaft 44) Nout, and the operating oil temperature TH of the hydraulic control circuit 24.
A signal representing the CVT is supplied. The output shaft rotation speed Nout corresponds to the vehicle speed V. In addition, various signals indicating the operating state, such as the state of charge SOC of the battery 42, are supplied. The state of charge SOC may be simply a battery voltage, or may be obtained by successively integrating the amount of charge and discharge. The accelerator operation amount θac corresponds to the driver's required output, and the electronic throttle valve 7
2 is basically controlled according to the accelerator operation amount θac.
【００２５】図６は、上記ハイブリット用電子制御装置
であるＨＶＥＣＵ６０の制御機能の要部すなわち車両の
前進或いは後進などの発進時において要求出力に応じて
速やか且つ的確に駆動力を変化させることができる車両
の駆動制御機能を説明する機能ブロック線図である。図
６に示す車両の駆動力制御装置は、エンジン要求トルク
Ｔe が得られ且つエンジン回転速度Ｎe が予め設定され
た目標エンジン回転速度Ｎetとなるようにエンジン１４
を定回転制御すると同時に、ドライバーの要求トルクＴ
FFが得られるようにブレーキＢ１の伝達トルクＴB1を制
御するものである。FIG. 6 shows the essential part of the control function of the HVECU 60, which is the hybrid electronic control unit, that is, the driving force can be changed quickly and accurately according to the required output when the vehicle starts moving forward or backward. FIG. 3 is a functional block diagram illustrating a drive control function of the vehicle. The driving force control apparatus for a vehicle shown in FIG. 6 controls the engine 14 so that the engine required torque Te is obtained and the engine rotation speed Ne becomes a preset target engine rotation speed Net.
At the same time as controlling the rotation of the
The transmission torque TB1 of the brake B1 is controlled so that FF is obtained.
【００２６】図６において、走行モード判定手段１００
は、車両の走行モードが、ブレーキＢ１をすべらせつつ
駆動力を滑らかに高めて後進方向へ発進するためのフリ
クション走行モードであるか否かを、シフトレバー３０
の操作位置がＲポジションであること、駆動力を必要と
する坂路であること或いはＦＭＧ１６を使用できないＳ
ＯＣが所定値以下であることなどに基づいて判定する。In FIG. 6, the traveling mode determining means 100
Determines whether the traveling mode of the vehicle is a friction traveling mode for starting in the reverse direction by smoothly increasing the driving force while sliding the brake B1.
Is in the R position, is on a sloping road that requires driving force, or cannot use the FMG 16
The determination is made based on the fact that the OC is equal to or less than a predetermined value.
【００２７】上記走行モード判定手段１００によりフリ
クション走行モードであると判定されると、エンジン定
回転制御手段１０２は、予め記憶された制御式(1) を用
いて、ドライバー要求トルクを発生させ且つエンジン回
転速度を予め設定された目標回転速度に一致させるよう
に電子スロットル弁７２の開度を制御し、同時に、伝達
トルク容量制御手段１０４は、アクセルペダル７８の操
作量θacに対応するドライバー要求トルク（車両全体へ
の要求駆動トルク）ＴD に見合った駆動力（駆動トル
ク）、すなわちそのドライバー要求トルクＴD からＦＭ
Ｇ１６の出力トルクＴm を差し引いた基本要求駆動トル
クＴFFを発生するようにブレーキＢ１（油圧式摩擦係合
装置）をスリップさせ、その伝達トルク容量すなわち係
合トルクＴ B1を制御する。制御式(1) において、ｅは定
回転制御偏差（＝Ｎet−Ｎe ）であり、Ｎe （ｒ．ｐ．
ｍ）は実際のエンジン回転速度、Ｎetはたとえば１２０
０（ｒ．ｐ．ｍ）程度の回転速度に予め設定された目標
回転速度である。この目標回転速度Ｎetは車両の発進時
に必要とされるエンジン出力トルクＴe が十分に得られ
る値に設定されている。The running mode determination means 100 causes
If it is determined that the vehicle is in the
The rotation control means 102 uses a control formula (1) stored in advance.
To generate the driver required torque and
So that the rotation speed matches the preset target rotation speed.
Control the opening of the electronic throttle valve 72
The torque capacity control means 104 operates the accelerator pedal 78.
Driver demand torque corresponding to production amount θac (to the entire vehicle
Required drive torque) TDDrive force (drive torque
H), that is, the driver's required torque TDTo FM
Output torque T of G16mBasic demand drive torque minus
K TFFBrake B1 (hydraulic friction engagement)
Device) and its transmitted torque capacity, i.e.
Combined torque T B1Control. In the control formula (1), e is constant.
Rotation control deviation (= Net-Ne) And Ne(Rp.
m) is the actual engine speed, NetIs for example 120
A target preset to a rotational speed of about 0 (rpm)
The rotation speed. This target rotation speed NetIs when the vehicle starts
Engine output torque T required foreIs obtained enough
Value is set to
【００２８】制御式(1) Ｔe ＝ＴFF＋［ＫP ・ｅ＋ＫI ・∫ｅｄｔ＋ＫD ・ｄｅ
／ｄｔ］The controlled (1) T e = T FF + [K P · e + K I · ∫edt + K D · de
/ Dt]
【００２９】上記エンジン定回転制御手段１０２は、上
記制御式(1) の右辺第１項の基本要求トルクＴFFをアク
セルペダル７８の操作量θacに基づいて算出する、すな
わちアクセルペダル７８の操作量θacに対応するドライ
バー要求トルク（車両全体への要求駆動トルク）ＴD か
らそのときのＦＭＧ１６の出力トルクＴm を差し引いた
エンジン１４への基本要求トルクＴFFを求める基本要求
トルク算出手段１０３と、上記制御式(1) の右辺第２項
の定回転制御トルクすなわちフィードバック制御操作量
（操作トルク）を算出する定回転制御トルク算出手段１
０６とを含み、それら基本要求駆動トルクＴFFと定回転
制御トルクとの加算値をエンジン要求トルクＴe として
算出するエンジン要求トルク算出手段１０８を、備えて
いる。The engine constant rotation control means 102 calculates the basic required torque T FF of the first term on the right side of the control equation (1) based on the operation amount θac of the accelerator pedal 78, that is, the operation amount of the accelerator pedal 78. a driver demand torque base request torque calculation unit 103 for obtaining the base request torque T FF from T D (required driving torque for the entire vehicle) to the engine 14 by subtracting the output torque T m of a FMG16 at that time corresponding to .theta.ac, Constant rotation control torque calculating means 1 for calculating the constant rotation control torque of the second term on the right side of the above control equation (1), that is, the feedback control operation amount (operation torque)
And a 06, a required engine torque calculation unit 108 that calculates their basic required driving torque T FF the sum of the constant rotation control torque as an engine required torque T e, has.
【００３０】要求トルク制限手段１１０は、上記のよう
にして求められたエンジン要求トルクＴe がそのときの
エンジン回転速度Ｎe における最大スロットル開度にお
けるエンジン出力トルクＴWOT よりも大きいか否かを判
定し、大きいと判定される場合はエンジン要求トルクＴ
e をＴWOT に制限する。The required torque limiting means 110, whether the required engine torque T e, which is determined as described above is larger than the engine output torque T WOT at the maximum throttle opening in the engine rotational speed N e at that time If it is determined to be large, the engine required torque T
Restrict e to T WOT .
【００３１】エンジン回転過大判定手段１１２は、エン
ジン回転速度Ｎe が過大であるか否かを、たとえば基本
要求トルクＴFFとエンジン要求トルクＴe との差（ＴFF
−Ｔ e ）に基づいてすなわち制御式(1) の右辺第２項で
ある定回転制御トルクが所定値以下の負の値となったか
否かに基づいて判定する。この所定値は、定回転制御偏
差（＝Ｎet−Ｎe ）が制御式(1) により定回転制御が迅
速に応答できる範囲を超えたことを判定できるように予
め設定された値である。トルク容量補正値算出手段１１
４は、上記エンジン回転過大判定手段１１２によりエン
ジン回転速度Ｎ e が過大であると判定された場合は、定
回転制御偏差（＝Ｎet−Ｎe ）を小さくする学習補正の
ために、伝達トルク容量制御手段１０４において用いら
れるように予め定められた一定のトルク容量補正値ΔＴ
B1を算出する。エンジン要求トルク学習補正手段１１６
は、上記エンジン回転過大判定手段１１２によりエンジ
ン回転速度Ｎe が過大であると判定された場合は、定回
転制御偏差（＝Ｎet−Ｎe）を小さくする学習補正のた
めに、予め定められた一定のエンジン要求トルク補正値
ΔＴe を算出し、制御式(1) により算出されたエンジン
要求トルクＴe にそのエンジン要求トルク補正値ΔＴe
を加算することにより学習補正する。The engine excessive rotation determining means 112
Gin rotation speed NeIs too large, for example,
Required torque TFFAnd required engine torque TeDifference (TFF
-T e), That is, in the second term on the right side of the control equation (1),
Whether a certain constant rotation control torque has become a negative value less than a predetermined value
It is determined based on whether or not. This predetermined value is a constant rotation control bias.
Difference (= Net-Ne) Is controlled quickly by the control formula (1).
So that it can be determined that the
This is the value that was set. Torque capacity correction value calculation means 11
4 is output by the engine speed
Gin rotation speed N eIs determined to be excessive,
Rotation control deviation (= Net-Ne) Of learning correction to reduce
Used in the transmission torque capacity control means 104
A predetermined torque capacity correction value ΔT
B1Is calculated. Engine required torque learning correction means 116
Is determined by the engine overspeed determination means 112.
Rotation speed NeIs determined to be too large
Rotation control deviation (= Net-Ne) Learning correction to reduce
In order to determine the required engine torque correction value,
ΔTeAnd the engine calculated by the control equation (1)
Required torque TeThe engine required torque correction value ΔTe
Is added to the learning correction.
【００３２】伝達トルク容量制御手段１０４において、
基本要求トルク制限手段１２０は、前記基本要求トルク
算出手段１０３により算出された基本要求トルクＴFFが
最大スロットル開度におけるエンジン出力トルクＴWOT
よりも大きいか否かを判定し、大きいと判定される場合
は基本要求トルクＴFFをＴWOT に制限する。係合トルク
算出手段１２２は、予め記憶された関係（ＴFF＝Ｃ×Ｔ
B1 （但しＣは遊星歯車装置１８のギヤ比））から実際
の基本要求トルクＴFFに基づいてブレーキＢ１の係合ト
ルクＴB1を算出する。回転過大学習補正手段１２４は、
前記定回転制御偏差（＝Ｎet−Ｎe ）を小さくするため
に、トルク容量補正値算出手段１１４により求められた
トルク容量補正値ΔＴB1を上記ブレーキＢ１の係合トル
クＴB1に加算することにより学習補正を行う。In the transmission torque capacity control means 104,
The basic required torque limiting means 120 determines that the basic required torque T FF calculated by the basic required torque calculating means 103 is the engine output torque T WOT at the maximum throttle opening.
It is determined whether it is greater than T. If it is determined to be greater, the basic required torque T FF is limited to T WOT . The engagement torque calculating means 122 calculates the relationship (T FF = C × T
An engagement torque TB1 for the brake B1 is calculated from B1 (where C is the gear ratio of the planetary gear set 18) based on the actual basic required torque TFF . The excessive rotation learning correction means 124
Wherein in order to reduce the constant rotation control deviation (= N et -N e), adding the torque capacity correction value [Delta] T B1 obtained by the torque capacity correction value calculating means 114 to engage the torque T B1 of the brake B1 To perform learning correction.
【００３３】回転急低下補正手段１２６は、エンジン回
転速度Ｎe の単位時間あたりの低下量ΔＮe 或いは低下
率ΔＮe ／ｄｔが所定値Ｂよりも低い状態となるとすな
わちエンジン回転速度Ｎe の急低下が発生すると、その
急低下を阻止するように、ブレーキＢ１の係合トルク
（伝達トルク容量）ＴB1が、上記単位時間あたりの低下
量ΔＮe 或いは低下率ΔＮe ／ｄｔに応じた大きさの所
定値ΔＴB1だけリアルタイムで減少補正する。すなわ
ち、回転急低下補正手段１２６は、エンジン回転速度Ｎ
e の単位時間当たりのΔＮe 或いは低下率ΔＮe ／ｄｔ
が所定値Ｂを超えたか否かを判定し、超えた場合にはそ
の回転速度低下を抑制するためにブレーキＢ１の係合ト
ルクＴB1を単位時間あたりの低下量ΔＮe 或いは低下率
ΔＮe ／ｄｔに応じて減少補正する。上記所定値Ｂは、
エンジン回転速度Ｎｅの急低下を判定するために予め求
められたものであり、低下率ΔＮｅ／ｄｔを判定する場
合には負の値となる。[0033] Rotation dips correcting means 126, sudden engine rotational speed N decreases per unit time e .DELTA.N e or decreasing rate .DELTA.N e / dt is the predetermined value B becomes lower than the that is, the engine rotational speed N e When the decrease occurs, the engagement torque (transmitted torque capacity) T B1 of the brake B1 is reduced according to the decrease amount ΔN e per unit time or the decrease rate ΔN e / dt so as to prevent the sudden decrease. Is reduced in real time by the predetermined value ΔT B1 . That is, the rapid rotation decrease correction means 126 determines that the engine rotational speed N
.DELTA.N e or decreasing rate .DELTA.N e / dt per e unit time
Is greater than or equal to a predetermined value B, and if so, the braking torque T B1 of the brake B1 is reduced by the amount of decrease ΔN e per unit time or the decrease rate ΔN e / The decrease is corrected according to dt. The predetermined value B is:
This value is obtained in advance in order to determine a sharp decrease in the engine rotation speed Ne, and becomes a negative value when the decrease rate ΔNe / dt is determined.
【００３４】摩擦係数算出手段１２８は、予め記憶され
た関係すなわち摩擦係数μとスリップ回転速度Ｖとの関
係から実際のブレーキＢ１のスリップ回転速度に基づい
てブレーキＢ１の摩擦板の摩擦係数μを算出する。この
関係は、たとえばスリップ回転速度が増加するほど摩擦
係数μが低下するものである。係合圧算出手段１３０
は、予め記憶された関係［ＴB1＝ｆ（μ，ＰB1，Ｓ）
但しＳｊは摩擦板の有効摩擦面積］から、上記摩擦係数
算出手段１２８により求められた摩擦係数μと、係合ト
ルク算出手段１２２により算出され、回転過大学習補正
手段１２４および回転急低下補正手段１２６により補正
されたブレーキＢ１の係合トルクＴB1とに基づいて、そ
の係合トルクＴB1を得るためのブレーキＢ１の係合油圧
ＰB1を算出し、そのブレーキＢ１の係合油圧がその値Ｐ
B1となるように油圧制御回路２４を制御する。The friction coefficient calculating means 128 calculates the friction coefficient μ of the friction plate of the brake B1 based on the actual slip rotation speed of the brake B1 from the relationship stored in advance, that is, the relationship between the friction coefficient μ and the slip rotation speed V. I do. This relationship is such that, for example, as the slip rotation speed increases, the friction coefficient μ decreases. Engagement pressure calculation means 130
Is a relation [T B1 = f (μ, P B1 , S) stored in advance.
Where Sj is the effective friction area of the friction plate], and the friction coefficient μ calculated by the friction coefficient calculation means 128 and the engagement torque calculation means 122 are calculated by the excessive rotation learning correction means 124 and the rapid decrease correction means 126. on the basis of the engagement torque T B1 brake B1 corrected by calculates the engagement pressure P B1 of the brake B1 for obtaining the engagement torque T B1, engaging pressure of the brake B1 is the value P
The hydraulic control circuit 24 is controlled so as to be B1 .
【００３５】図７および図８は、上記ハイブリット用電
子制御装置であるＨＶＥＣＵ６０の制御作動の要部すな
わち車両の前進或いは後進などの発進時において要求出
力に応じて速やか且つ的確に駆動力を変化させることが
できる車両の駆動制御作動を説明するフローチャートで
あり、図７はエンジン回転速度制御ルーチンを、図８は
伝達トルク容量制御ルーチンをそれぞれ示している。こ
の図７および図８の制御ルーチンは、数ミリ秒乃至十数
ミリ秒の周期で繰り返し実行される。なお、上記図７お
よび図８は、車両の走行モードが、ブレーキＢ１をすべ
らせつつ駆動力を滑らかに高めて後進方向へ発進するた
めのフリクション走行モードであると判定されたときに
実行される。また、図６の走行モード判定手段１００に
対応するステップはよく知られたものであるのでそのス
テップが省略されている。FIGS. 7 and 8 show a main part of the control operation of the hybrid electronic control unit HVECU 60, that is, the driving force is changed quickly and accurately according to the required output when the vehicle starts moving forward or backward. FIG. 7 is a flowchart illustrating a vehicle drive control operation that can be performed, FIG. 7 illustrates an engine rotation speed control routine, and FIG. 8 illustrates a transmission torque capacity control routine. The control routine of FIGS. 7 and 8 is repeatedly executed at a period of several to several tens of milliseconds. Note that FIGS. 7 and 8 are executed when it is determined that the traveling mode of the vehicle is the friction traveling mode for starting in the reverse direction by smoothly increasing the driving force while sliding the brake B1. . Steps corresponding to the traveling mode determination means 100 in FIG. 6 are well known and are omitted.
【００３６】図７において、前記基本要求トルク算出手
段１０３に対応するＳＡ１では、たとえば図９に示す予
め記憶された関係から実際のアクセルペダル７８の操作
量θacに基づいて基本要求トルクＴFFが算出される。こ
の基本要求トルクＴFFはエンジン１４に対するドライバ
ーの要求トルクに対応するものであり、たとえば、アク
セルペダル７８の操作量θacに対応する車両に対する要
求駆動トルクからその時のＦＭＧ１６の出力トルクＴm
を差し引くことにより求められる。次いで、前記定回転
制御トルク算出手段１０６に対応するＳＡ２では、前記
制御式(1) の右辺第２項の定回転制御トルク（定回転フ
ィードバック値）すなわちフィードバック制御操作量
（フィードバック制御操作トルク）が算出される。そし
て、前記エンジン要求トルク算出手段１０８に対応する
ＳＡ３では、前記制御式(1) から上記基本要求駆動トル
クＴFFおよび定回転制御トルクに基づいて、エンジン１
４に対するエンジン要求トルクＴe が算出される。In FIG. 7, at SA1 corresponding to the basic required torque calculating means 103, the basic required torque T FF is calculated based on the actual operation amount θac of the accelerator pedal 78, for example, from the relationship stored in advance shown in FIG. Is done. The basic required torque T FF corresponds to the driver's required torque for the engine 14. For example, based on the required drive torque for the vehicle corresponding to the operation amount θac of the accelerator pedal 78, the output torque T m of the FMG 16 at that time is calculated.
Is obtained by subtracting Next, at SA2 corresponding to the constant rotation control torque calculation means 106, the constant rotation control torque (constant rotation feedback value) of the second term on the right side of the control equation (1), that is, the feedback control operation amount (feedback control operation torque) is calculated. Is calculated. In SA3 corresponding to the engine required torque calculating means 108, the engine 1 is calculated based on the basic required drive torque T FF and the constant rotation control torque from the control equation (1).
Required engine torque T e is calculated for 4.
【００３７】次いで、前記要求トルク制限手段１１０に
対応するＳＡ４およびＳＡ５が実行される。先ずＳＡ４
では、上記エンジン要求トルクＴe がそのときのエンジ
ン回転速度Ｎe における最大スロットル開度におけるエ
ンジン出力トルクＴWOT よりも大きいか否かが判定され
る。このＳＡ４の判断が否定される場合はＳＡ６以下が
実行されるが、肯定される場合はＳＡ５においてエンジ
ン要求トルクＴe が上記ＴWOT に制限されてからＳＡ６
以下が実行される。Next, SA4 and SA5 corresponding to the required torque limiting means 110 are executed. First, SA4
So whether the required engine torque T e is greater than the engine output torque T WOT at the maximum throttle opening in the engine rotational speed N e at that time it is determined. Although SA6 following is performed when the determination in SA4 is negative, the engine required torque T e in SA5 If the result is affirmative is restricted to the T WOT SA6
The following is performed:
【００３８】前記エンジン回転過大判定手段１１２に対
応するＳＡ６では、基本要求トルクＴFFとエンジン要求
トルクＴe との差（ＴFF−Ｔe ）に基づいてすなわち制
御式(1) の右辺第２項である定回転制御トルクが所定値
以下の負の値となったか否かに基づいて、エンジン回転
速度Ｎe が過大であるか否かが判断される。このＳＡ６
の判断が否定される場合は本ルーチンが終了させられて
図示しないステップにより、上記エンジン要求トルクＴ
e が得られるように電子スロットル弁７２が制御され
る。しかし、上記ＳＡ６の判断が肯定される場合は、前
記トルク容量補正値算出手段１１４およびエンジン要求
トルク学習補正手段１１６に対応するＳＡ７において、
定回転制御偏差（＝Ｎet−Ｎe ）を小さくする学習補正
のために、伝達トルク容量制御手段１０４（ＳＢ４）に
おいて用いられるように予め定められた一定のトルク容
量補正値ΔＴB1が算出されるとともに、定回転制御偏差
（＝Ｎet−Ｎe ）を小さくする学習補正のために、予め
定められた一定のエンジン要求トルク補正値ΔＴe が算
出され、制御式(1) により算出されたエンジン要求トル
クＴe にそのエンジン要求トルク補正値ΔＴe が加算さ
れることにより学習補正される。[0038] The engine excessively In decision unit 112 corresponding to SA6, base request torque T difference between FF and the engine required torque T e (T FF -T e) Based on i.e. controlled (1) of the hand side It is determined whether or not the engine rotation speed Ne is excessive based on whether or not the constant rotation control torque, which is a term, has a negative value equal to or less than a predetermined value. This SA6
Is negative, this routine is terminated and the engine required torque T
The electronic throttle valve 72 is controlled so as to obtain e . However, if the determination in SA6 is affirmative, in SA7 corresponding to the torque capacity correction value calculation means 114 and the engine required torque learning correction means 116,
For constant speed control deviation (= N et -N e) the reduced learning correction, constant torque capacity correction value [Delta] T B1 predetermined to be used in the transmission torque capacity control means 104 (SB4) is calculated Rutotomoni, for constant rotation control deviation (= N et -N e) the reduced learning correction is predetermined constant engine required torque correction value [Delta] T e is calculated, which is calculated by the control formula (1) its engine required torque correction value [Delta] T e the required engine torque T e is learned corrected by being added.
【００３９】図８において、前記基本要求トルク制限手
段１２０に対応するＳＢ１およびＳＢ２が実行される。
先ずＳＢ１では、上記基本要求トルクＴFFがそのときの
エンジン回転速度Ｎe における最大スロットル開度時の
エンジン出力トルクＴWOT 以上であるか否かが判断され
る。このＳＢ１の判断が否定される場合はＳＢ３以下が
実行されるが、肯定される場合は、ＳＢ２において基本
要求トルクＴFFがそのエンジン出力トルクＴWOT に制限
されてからＳＢ３以下が実行される。次いで、前記係合
トルク算出手段１２２に対応するＳＢ３において、前記
ＳＡ１において算出された基本要求トルクＴFFに対応す
るブレーキＢ１の伝達トルク容量すなわち係合トルクＴ
B1（＝Ｃ×ＴFF）が、算出される。この係合トルクＴB1
は、上記基本要求トルクＴFFを変速機１２へ伝達するた
めに必要とされる値である。In FIG. 8, SB1 and SB2 corresponding to the basic required torque limiting means 120 are executed.
First, at SB1, whether or not the base request torque T FF is maximum when the throttle opening of the engine output torque T WOT or in the engine rotational speed N e at that time is determined. If the determination in SB1 is denied, SB3 and below are executed, but if affirmative, SB3 and below are executed after the basic required torque T FF is limited to the engine output torque T WOT in SB2. Next, at SB3 corresponding to the engagement torque calculation means 122, the transmission torque capacity of the brake B1 corresponding to the basic required torque T FF calculated at SA1, that is, the engagement torque T
B1 (= C × T FF ) is calculated. This engagement torque T B1
Is a value required to transmit the basic required torque TFF to the transmission 12.
【００４０】回転過大学習補正手段１２４に対応するＳ
Ｂ４では、ＳＢ１において求められたブレーキＢ１の係
合トルクＴB1に前記トルク容量補正値算出手段１１４に
対応するＳＡ７において求められた補正値ΔＴB1が加算
されることにより学習補正が行われる。次いで、前記回
転急低下補正手段１２６に対応するＳＢ５およびＳＢ６
が実行される。先ずＳＢ５では、エンジン回転速度Ｎe
の急低下すなわちエンジン回転速度Ｎe の単位時間当た
りの低下量ΔＮe 或いは低下率ΔＮe ／ｄｔが大きいか
否かがたとえば所定値Ｂを超えたか否かに基づいて判断
される。このＳＢ５の判断が否定される場合はＳＢ７以
下が実行されるが、肯定される場合は、ＳＢ６におい
て、上記単位時間当たりの低下量ΔＮe 或いは低下率Δ
Ｎe ／ｄｔに応じた大きさでブレーキＢ１の係合トルク
ＴB1がリアルタイムで減少補正される。すなわち、単位
時間当たりの低下量ΔＮe 或いは低下率ΔＮe ／ｄｔが
大きくなるほど大きな減少幅でブレーキＢ１の係合トル
クＴB1が直ちに減少させられる。S corresponding to the excessive rotation learning correction means 124
In B4, learning correction is performed by adding the correction value ΔT B1 obtained in SA7 corresponding to the torque capacity correction value calculation means 114 to the engagement torque T B1 of the brake B1 obtained in SB1. Next, SB5 and SB6 corresponding to the rapid rotation decrease correction means 126 are described.
Is executed. First, at SB5, the engine speed N e
Dips that is, whether the decrease .DELTA.N e or decreasing rate .DELTA.N e / dt per unit of engine speed N e time is greater, for example is determined based on whether exceeds a predetermined value B. Although SB7 following is performed when the determination in SB5 is negative, when the result is affirmative, at SB6, the decrease .DELTA.N e or decrease rate per the unit time Δ
Engaging torque T B1 of the brake B1 in a size corresponding to N e / dt is decreased corrected in real time. In other words, the larger the amount of decrease ΔN e per unit time or the decrease rate ΔN e / dt, the greater the amount of decrease, the more immediately the engagement torque TB1 of the brake B1 is decreased.
【００４１】そして、前記摩擦係数算出手段１２８およ
び係合圧算出手段１３０に対応するＳＢ７では、予め記
憶された関係から実際のブレーキＢ１のスリップ回転速
度Ｖに基づいてブレーキＢ１の摩擦板の摩擦係数μが算
出され、さらに予め記憶された関係［ＴB1＝ｆ（μ，Ｐ
B1，Ｓ） 但しＳｊは摩擦板の有効摩擦面積］から、上
記摩擦係数μと、ＳＢ１により算出され、ＳＢ４および
ＳＢ５、６により補正されたブレーキＢ１の係合トルク
ＴB1とに基づいて、その係合トルクＴB1を得るためのブ
レーキＢ１の係合油圧ＰB1が算出され、ブレーキＢ１の
係合油圧がその値ＰB1となるように油圧制御回路２４が
制御される。At SB7 corresponding to the friction coefficient calculating means 128 and the engagement pressure calculating means 130, the friction coefficient of the friction plate of the brake B1 is determined based on the actual slip rotation speed V of the brake B1 from the relationship stored in advance. is calculated, and the relation [T B1 = f (μ, P
B1, S) where Sj from the effective friction area of the friction plates, and the friction coefficient mu, calculated by SB1, based on the engagement torque T B1 of the corrected brake B1 by SB4 and SB5,6, its An engagement oil pressure P B1 of the brake B1 for obtaining the engagement torque T B1 is calculated, and the oil pressure control circuit 24 is controlled so that the engagement oil pressure of the brake B1 becomes the value P B1 .
【００４２】上述のように、本実施例のハイブリッド車
両の駆動力制御装置において後進発進のためにフリクシ
ョン走行モードが選択された場合は、アクセルペダル７
８の操作量θacに応答してドライバーの基本要求トルク
ＴFFが急変すると、そのＴFFと予め設定された目標エン
ジン回転速度Ｎetとに基づいて決定されるエンジン要求
トルクＴe も変化させられ、そのエンジン要求トルクＴ
e が得られ且つエンジン回転速度Ｎe が上記予め設定さ
れた目標エンジン回転速度Ｎetとなるようにエンジン１
４が定回転制御されることから、ドライバー要求トルク
ＴFFの変化があったときすなわちアクセルペダル７８の
操作量θacが変化させられたときにエンジン回転速度Ｎ
e を変化させる従来の場合に比較して、エンジン出力の
一部がエンジン回転速度変化に消費されないので、エン
ジン要求トルクＴe の変化に応じて変化させられるエン
ジン出力の大半が駆動力に用いられて、的確且つ速やか
にドライバ要求トルクを満足させることができる。As described above, when the friction driving mode is selected for the reverse start in the driving force control device for a hybrid vehicle of the present embodiment, the accelerator pedal 7
If in response to 8 in the operation amount θac base request torque T FF of driver suddenly changes, the required engine torque T e is also changed to be determined based on the preset target engine rotational speed N et and its T FF , Its engine required torque T
e is obtained and the engine rotational speed N e are formed so that the target engine rotational speed N et which is the preset engine 1
4 is controlled at a constant speed, when the driver required torque T FF changes, that is, when the operation amount θac of the accelerator pedal 78 is changed, the engine rotation speed N
Since a part of the engine output is not consumed for the change in the engine rotation speed as compared with the conventional case in which e is changed, most of the engine output changed according to the change in the engine required torque Te is used for the driving force. As a result, the driver's required torque can be satisfied accurately and promptly.
【００４３】また、本実施例によれば、ドライバーの基
本要求トルクＴFFを発生させ、且つエンジン回転速度Ｎ
e を予め設定された目標回転速度Ｎetに一致させるよう
に電子スロットル弁７２の開度を制御するためのエンジ
ン定回転制御手段１０２（ＳＡ１乃至ＳＡ７）と、ドラ
イバー要求トルクＴFFに対応する駆動力を得るためにブ
レーキ（摩擦係合装置）Ｂ１の係合トルク（伝達トルク
容量）ＴB1を制御する伝達トルク容量制御手段１０４
（ＳＢ１乃至ＳＢ７）とが設けられ、上記エンジン定回
転制御手段１０２は、ドライバー要求トルクに対応する
基本要求駆動トルクＴFFを算出する基本要求トルク算出
手段１０３（ＳＡ１）と、エンジン回転速度を予め設定
された目標回転速度に一致させるための定回転制御トル
クすなわちフィードバック制御トルクを算出する定回転
制御トルク算出手段１０６（ＳＡ２）とを有してそれら
基本要求駆動トルクＴFFと定回転制御トルクとの加算値
をエンジン要求トルクＴe として算出するエンジン要求
トルク算出手段１０８（ＳＡ３）を有している。これに
より、アクセルペダル７８の操作量θacに応答してドラ
イバーの基本要求トルクＴFFが急変すると、エンジン要
求トルク算出手段１０８により、そのＴFFと予め設定さ
れた目標エンジン回転速度Ｎetとに基づいて決定される
エンジン要求トルクＴe も変化させられ、そのエンジン
要求トルクＴeが得られ且つエンジン回転速度Ｎe が上
記予め設定された目標エンジン回転速度Ｎetとなるよう
にエンジン１４が定回転制御されることから、ドライバ
ー要求トルクＴFFの変化があったときすなわちアクセル
ペダル７８の操作量θacが変化させられたときにエンジ
ン回転速度Ｎe を変化させる従来の場合に比較して、エ
ンジン出力の一部がエンジン回転速度変化に消費されな
いので、エンジン要求トルクＴe の変化に応じて変化さ
せられるエンジン出力の大半が駆動力に用いられて、的
確且つ速やかにドライバ要求トルクを満足させることが
できる。Further, according to this embodiment, the basic required torque T FF of the driver is generated and the engine speed N
and a predetermined target rotational speed N et engine constant speed control for controlling the opening of the electronic throttle valve 72 so as to match unit 102 (SA1 to SA7) to e, drive corresponding to the driver requested torque T FF Transmission torque capacity control means 104 for controlling the engagement torque (transmission torque capacity) T B1 of brake (friction engagement device) B1 to obtain a force
(SB1 to SB7) are provided. The engine constant rotation control means 102 calculates a basic required driving torque T FF corresponding to the driver required torque, and calculates a basic required torque calculating means 103 (SA1). A constant rotation control torque calculating means 106 (SA2) for calculating a constant rotation control torque, that is, a feedback control torque for matching the set target rotation speed, with the basic required drive torque T FF and the constant rotation control torque; the added value has a required engine torque calculation unit 108 for calculating a required engine torque T e (SA3). Thus, the base request torque T FF operation amount θac the driver in response to the accelerator pedal 78 is suddenly changed, the engine required torque calculating means 108, based on a preset target engine rotational speed N et and its T FF required engine torque T e is determined Te is also changed, constant speed engine 14 so that the required engine torque T e is obtained and the engine rotational speed N e becomes the target engine rotational speed N et which is the preset from being controlled, as compared with the conventional case of changing the engine rotational speed N e when the operation amount θac i.e. the accelerator pedal 78 when there is a change in the driver required torque T FF was varied, the engine output since a part of is not consumed in the engine rotational speed change, the engine is varied in response to changes in engine demand torque T e And most of the force is used for driving force, it can be satisfied adequately and quickly driver request torque.
【００４４】また、本実施例の車両の駆動力制御装置
は、制御式(1) から、エンジン要求トルクＴFFが得られ
且つエンジン回転速度Ｎe が上記予め設定された目標エ
ンジン回転速度Ｎetとなるようにエンジン１４が定回転
制御されると同時に、ドライバーの要求トルクＴFFが得
られるようにブレーキＢ１の係合トルク（伝達トルク容
量）ＴB1を制御するものであるので、ブレーキＢ１の係
合トルク制御に応答して的確且つ速やかにドライバーの
要求トルクＴFFが得られる。Further, the vehicle driving force control apparatus of the present embodiment obtains the required engine torque T FF from the control formula (1) and sets the engine rotation speed Ne to the predetermined target engine rotation speed Net. At the same time, the engine 14 is controlled to rotate at a constant speed, and at the same time, the engagement torque (transmitted torque capacity) T B1 of the brake B1 is controlled so as to obtain the driver's required torque T FF . In response to the engagement torque control, the driver's required torque TFF can be obtained accurately and promptly.
【００４５】また、本実施例のブレーキＢ１の係合トル
ク（伝達トルク容量）ＴB1は、ドライバ要求トルクＴFF
とエンジン要求トルクＴe との差に基づいて補正され
る。すなわちドライバ要求トルクＴFFとエンジン要求ト
ルクＴe との差に基づいてその差が減少するようにブレ
ーキＢ１の係合トルクＴB1が補正される。このように、
ドライバ要求トルクＴFFとエンジン要求トルクＴe との
差が所定値を超えたときにはその差が解消される方向の
トルク容量補正値ΔＴB1を算出するトルク容量補正値算
出手段１１４（ＳＡ７）と、そのトルク容量補正値算出
手段１１４により算出されたトルク容量補正値ΔＴB1を
ブレーキＢ１の係合トルクＴB1に加算することにより学
習補正する回転過大補正手段１１６（ＳＡ７）とが設け
られるので、エンジン１４の定回転制御における制御偏
差が小さくなってその偏差を解消するための操作量が小
さくされてエンジンの定回転制御が安定する利点があ
る。Further, the engagement torque (transmission torque capacity) T B1 of the brake B 1 of this embodiment is equal to the driver required torque T FF.
It is corrected based on the difference between the required engine torque T e and. That engagement torque T B1 of the brake B1 so that the difference is reduced based on the difference between the driver request torque T FF and the engine required torque T e is corrected. in this way,
Torque capacity correction value calculating means 114 the difference between the driver request torque T FF and the engine required torque T e is to calculate the direction of the torque capacity correction value [Delta] T B1 and the difference is eliminated when it exceeds a predetermined value (SA7), An excessive rotation correction means 116 (SA7) for learning correction by adding the torque capacity correction value ΔT B1 calculated by the torque capacity correction value calculation means 114 to the engagement torque T B1 of the brake B1 is provided. There is an advantage that the control deviation in the constant rotation control of No. 14 is reduced, the operation amount for eliminating the deviation is reduced, and the constant rotation control of the engine is stabilized.
【００４６】また、本実施例において、エンジン要求ト
ルクＴe は、ドライバ要求トルクＴ FFとエンジン要求ト
ルクＴe との差に基づいて補正されるものであるので、
ドライバ要求トルクＴFFとエンジン要求トルクＴe との
差に基づいてその差が減少するようにエンジン要求トル
クＴe が補正される。すなわち、ドライバ要求トルクＴ
FFとエンジン要求トルクＴe との差が所定値を超えたと
きにはその差が解消される方向にエンジン要求トルクＴ
e を学習補正するエンジン要求トルク補正手段１１６
（ＳＡ７）が設けられているので、エンジン１４の定回
転制御における制御偏差が小さくなってその偏差を解消
するための操作量が小さくされてエンジン１４の定回転
制御が安定する利点がある。In this embodiment, the engine request
Luc TeIs the driver required torque T FFAnd engine request
Luc TeIs corrected based on the difference between
Driver required torque TFFAnd required engine torque TeWith
Based on the difference, reduce the engine demand torque so that the difference is reduced.
K TeIs corrected. That is, the driver request torque T
FFAnd required engine torque TeAnd the difference exceeds a predetermined value.
When the engine demand torque T
eRequired torque correction means 116 for learning and correcting
(SA7) is provided, so that the engine 14
Eliminates deviation by reducing control deviation in rotation control
The amount of operation to perform is reduced and the engine 14 rotates at a constant speed.
There is an advantage that the control is stabilized.
【００４７】また、本実施例において、エンジン回転速
度Ｎe が所定値よりも低い状態となると、ブレーキＢ１
の係合トルク（伝達トルク容量）ＴB1が所定値だけ減少
補正される。すなわち、エンジン回転速度Ｎe の単位時
間当たりの低下量ΔＮe 或いは低下率ΔＮe ／ｄｔが所
定値を超えたか否かを判定し、超えた場合にはその回転
速度低下を抑制するためにブレーキＢ１の係合トルクＴ
B1を減少補正する回転低下補正手段１２６（ＳＢ５、Ｓ
Ｂ６）が設けられるので、エンジン１４の定回転制御に
おける制御偏差が小さくなってその偏差を解消するため
の操作量が小さくされてエンジンの定回転制御が安定す
る利点がある。Further, in this embodiment, when the engine rotational speed N e is lower than a predetermined value, the brake B1
Engagement torque (transmission torque capacity) T B1 of is reduced corrected by a predetermined value. In other words, the brake in order decrease .DELTA.N e or decreasing rate .DELTA.N e / dt per unit time of the engine rotational speed N e is determined whether exceeds a predetermined value, if it exceeds the suppressing decrease its rotational speed B1 engagement torque T
Rotation reduction correcting means 126 for reducing corrected B1 (SB5, S
Since B6) is provided, there is an advantage that the control deviation in the constant rotation control of the engine 14 is reduced, the operation amount for eliminating the deviation is reduced, and the constant rotation control of the engine 14 is stabilized.
【００４８】また、本実施例のブレーキＢ１はその係合
油圧ＰB1の作用に応じて伝達トルク容量（係合トルク）
ＴB1を変化させる油圧式摩擦係合装置であり、そのブレ
ーキＢ１のスリップ回転速度Ｖに基づいてその摩擦係数
μを決定する摩擦係数算出手段１２８（ＳＢ７）と、そ
の摩擦係数算出手段１２８により算出された摩擦係数μ
に基づいて係合油圧ＰB1を算出する係合圧算出手段１３
０（ＳＢ７）とが設けられることから、実際のスリップ
回転速度Ｖに基づいて算出された摩擦係数μから係合油
圧ＰB1が算出されるので、ブレーキＢ１の伝達トルク容
量の制御精度が高められる。The brake B1 of this embodiment transmits a transmission torque capacity (engagement torque) according to the action of the engagement oil pressure PB1.
A hydraulic friction engagement device that changes T B1 , which is calculated by a friction coefficient calculation unit 128 (SB7) that determines a friction coefficient μ based on the slip rotation speed V of the brake B1 and a friction coefficient calculation unit 128 Friction coefficient μ
Pressure calculating means 13 for calculating the engagement oil pressure P B1 based on
Since 0 (SB7) is provided, the engagement hydraulic pressure P B1 is calculated from the friction coefficient μ calculated based on the actual slip rotation speed V, so that the control accuracy of the transmission torque capacity of the brake B1 is improved. .
【００４９】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、これ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。Although the embodiment of the present invention has been described in detail with reference to the drawings, this is merely an embodiment,
The present invention can be implemented in various modified and improved aspects based on the knowledge of those skilled in the art.
【００５０】たとえば、前述の実施例では、摩擦係合装
置として油圧式のブレーキＢ１が用いられていたが、空
圧或いは電磁力によって係合トルクが変化させられる摩
擦係合装置であってもよい。また、前述の実施例のブレ
ーキＢ１は、遊星歯車装置のリンギギヤ１８ｒを非回転
部材であるケース２０に連結するものであったが、エン
ジン１４と駆動輪５２との間の動力伝達経路に直列に介
在させられたクラッチであってもよい。For example, in the above-described embodiment, the hydraulic brake B1 is used as the friction engagement device. However, a friction engagement device in which the engagement torque is changed by pneumatic or electromagnetic force may be used. . Further, the brake B1 of the above-described embodiment connects the ring gear 18r of the planetary gear set to the case 20 which is a non-rotating member, but is connected in series to the power transmission path between the engine 14 and the drive wheels 52. It may be an interposed clutch.
【００５１】また、前述の実施例において、ブレーキＢ
１がスリップ係合させられるフリクション走行モードは
車両を後進させるものであったが、前進させるためのモ
ードであってもよい。In the above embodiment, the brake B
Although the friction traveling mode in which the vehicle 1 is slip-engaged is for moving the vehicle backward, it may be a mode for moving the vehicle forward.
【００５２】また、前述の実施例においては、１個のエ
ンジン１４および１個のＦＭＧ１６が選択的に原動機と
して用いるハイブリッド車両であったが、そのＦＭＧ１
６は複数個設けられたり、後輪に設けられたりしてもよ
いし、原動機としてエンジン１４のみが搭載された通常
の車両であってもよい。In the above-described embodiment, one engine 14 and one FMG 16 are hybrid vehicles selectively used as a prime mover.
A plurality of wheels 6 may be provided, or may be provided on rear wheels, or may be a normal vehicle in which only the engine 14 is mounted as a prime mover.
【００５３】また、前述の実施例においては、クラッチ
Ｃ２によってエンジン１４から駆動輪５２への動力伝達
が遮断されるように構成された動力伝達機構が用いられ
ていたが、その動力伝達機構は種々変更され得るもので
あり、変速機１２は複数組の遊星歯車から構成された多
段式自動変速機や、一対のコーンとそれらコーンの回転
軸心を通る平面内の回転軸心まわりに回転可能に支持さ
れたローラがそれら一対のコーンに挟持された所謂トラ
クション型無段変速機などであってもよい。Further, in the above-described embodiment, the power transmission mechanism configured to cut off the power transmission from the engine 14 to the drive wheels 52 by the clutch C2 is used, but the power transmission mechanism is various. The transmission 12 may be a multi-stage automatic transmission composed of a plurality of sets of planetary gears, or may be rotatable about a pair of cones and a rotation axis in a plane passing through the rotation axes of the cones. A so-called traction-type continuously variable transmission in which a supported roller is sandwiched between the pair of cones may be used.
【００５４】また、前述の図６において、要求トルク制
限手段１１０、エンジン回転過大判定手段１１２、トル
ク容量補正値算出手段１１４、エンジン要求トルク学習
補正手段１１６、基本要求トルク制限手段１２０、回転
過大学習補正手段１２４、回転急低下補正手段１２６、
摩擦係数算出手段１２８は必ずしも設けられていなくて
もよい。In FIG. 6, the required torque limiting means 110, the excessive engine speed determining means 112, the torque capacity correction value calculating means 114, the required engine torque learning correcting means 116, the basic required torque limiting means 120, the excessive rotational learning Correction means 124, sudden decrease in rotation correction means 126,
The friction coefficient calculating means 128 does not necessarily have to be provided.
【図１】本発明が適用されたハイブリッド車両に備えら
れた制御装置を概略説明する図である。FIG. 1 is a diagram schematically illustrating a control device provided in a hybrid vehicle to which the present invention is applied.
【図２】図１のハイブリッド車両の動力伝達系の構成を
説明する骨子図である。FIG. 2 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a power transmission system of the hybrid vehicle of FIG. 1;
【図３】図１の油圧制御回路の一部を示す回路図であ
る。FIG. 3 is a circuit diagram showing a part of the hydraulic control circuit of FIG. 1;
【図４】図１のハイブリッド駆動制御装置において成立
させられる幾つかの走行モードと、クラッチおよびブレ
ーキの作動状態との関係を説明する図である。FIG. 4 is a diagram for explaining a relationship between some traveling modes established in the hybrid drive control device of FIG. 1 and operating states of a clutch and a brake.
【図５】図４のＥＴＣモード、直結モード、およびモー
タ走行モード（前進）における遊星歯車装置の各回転要
素の回転速度の関係を示す共線図である。FIG. 5 is a collinear chart showing a relationship between rotation speeds of respective rotating elements of the planetary gear device in the ETC mode, the direct connection mode, and the motor traveling mode (forward) in FIG.
【図６】図１のＨＶＥＣＴの制御機能の要部すなわち車
両の後進発進時において要求出力に応じて速やか且つ的
確に駆動力を変化させることができる車両の駆動制御機
能を説明する機能ブロック線図である。FIG. 6 is a functional block diagram illustrating a main part of the control function of the HVECT of FIG. 1, that is, a drive control function of the vehicle capable of changing the drive force quickly and accurately according to a required output when the vehicle starts moving backward. It is.
【図７】図１のＨＶＥＣＴの制御作動の要部すなわち上
記車両の後進発進時において要求出力に応じて速やか且
つ的確に駆動力を変化させることができる車両の駆動制
御作動を説明するフローチャートであって、エンジン回
転速度制御ルーチンを示している。FIG. 7 is a flowchart illustrating a main part of the control operation of the HVECT of FIG. 1, that is, a drive control operation of the vehicle capable of quickly and accurately changing the driving force according to a required output when the vehicle starts moving backward. Shows the engine speed control routine.
【図８】図１のＨＶＥＣＴの制御作動の要部すなわち上
記車両の後進発進時において要求出力に応じて速やか且
つ的確に駆動力を変化させることができる車両の駆動制
御作動を説明するフローチャートであって、ブレーキＢ
１の伝達トルク容量制御ルーチンを示している。FIG. 8 is a flowchart illustrating a main part of the control operation of the HVECT of FIG. 1, that is, a drive control operation of the vehicle capable of changing the driving force quickly and accurately according to a required output when the vehicle starts moving backward. And brake B
1 shows a transmission torque capacity control routine of FIG.
【図９】図１のＳＡ１においてアクセルペダル操作量θ
acから基本要求トルクを算出するための関係を示す図で
ある。9 is an accelerator pedal operation amount θ at SA1 in FIG.
FIG. 9 is a diagram illustrating a relationship for calculating a basic required torque from ac.
１０：ハイブリッド制御装置（駆動力制御装置） １４：エンジン ６０：ＨＶＥＣＵ（ハイブリッド用電子制御装置） １０２：エンジン定回転速度制御手段 １０４：伝達トルク容量制御手段 １０８：エンジン要求トルク算出手段 １１２：エンジン回転過大判定手段 １１４：トルク容量補正値算出手段 １２６：回転急低下補正手段 Ｂ１：ブレーキ（油圧式摩擦係合装置） 10: Hybrid control device (driving force control device) 14: Engine 60: HVECU (Electronic control device for hybrid) 102: Engine constant rotation speed control means 104: Transmission torque capacity control means 108: Engine required torque calculation means 112: Engine rotation Excessive judging means 114: Torque capacity correction value calculating means 126: Rotation sudden decrease correcting means B1: Brake (hydraulic friction engagement device)
フロントページの続き (51)Int.Cl.7 識別記号 ＦＩ テーマコート゛(参考） Ｂ６０Ｋ 41/02 Ｂ６０Ｌ 11/14 ５Ｈ１１５ Ｂ６０Ｌ 11/14 Ｆ０２Ｄ 41/04 ３０１Ｇ Ｆ０２Ｄ 41/04 ３０１ 45/00 ３２２Ｚ 45/00 ３２２ Ｂ６０Ｋ 9/00 Ｅ Ｆ１６Ｄ 48/02 Ｆ１６Ｄ 25/14 ６４０Ｐ (72)発明者 伊良波 平 愛知県豊田市トヨタ町１番地 トヨタ自動 車株式会社内 Ｆターム(参考） 3D041 AA32 AA59 AB01 AC01 AC06 AD02 AD04 AD10 AD22 AD31 AE03 AE22 3G084 BA02 BA03 BA05 BA13 BA17 BA23 DA03 DA11 EA11 EB12 EB17 EC03 FA06 FA10 FA32 FA33 FA34 3G093 AA07 BA02 CB05 DA01 DA06 DB11 DB21 EA03 EA05 EA09 EA13 EA15 EC02 FA04 FA09 FA11 3G301 HA19 JA04 KB01 LA03 MA11 NA08 ND02 ND21 NE17 PE01A PE01Z PE02Z PE06A PF03Z PF07Z 3J057 AA03 BB03 GA21 GA49 GB02 GB04 GB19 GC11 GE11 GE13 HH01 JJ03 5H115 PA01 PC06 PG04 PI16 PI29 PI30 PU22 PU25 QE08 QE10 QE13 QH08 QI04 QI07 QN03 QN06 RB08 RE02 RE03 RE06 RE12 SE04 SE05 SE07 SE10 TB01 TE02 TE05 TI02 TO05 TO21 TO30 Continuation of the front page (51) Int.Cl. 7 Identification symbol FI Theme coat II (reference) B60K 41/02 B60L 11/14 5H115 B60L 11/14 F02D 41/04 301G F02D 41/04 301 45/00 322Z 45/00 322 B60K 9/00 E F16D 48/02 F16D 25/14 640P (72) Inventor Iramida 1 Toyota Town, Toyota City, Aichi Prefecture Toyota Motor Corporation F-term (reference) 3D041 AA32 AA59 AB01 AC01 AC06 AD02 AD04 AD10 AD22 AD31 AE03 AE22 3G084 BA02 BA03 BA05 BA13 BA17 BA23 DA03 DA11 EA11 EB12 EB17 EC03 FA06 FA10 FA32 FA33 FA34 3G093 AA07 BA02 CB05 DA01 DA06 DB11 DB21 EA03 EA05 EA09 EA13 EA15 EC02 FA04 FA09 FA11 KB01 LA03 PE01Z PE02Z PE06A PF03Z PF07Z 3J057 AA03 BB03 GA21 GA49 GB02 GB04 GB19 GC11 GE11 GE13 HH01 JJ03 5H115 PA01 PC06 PG04 PI16 PI29 PI30 PU22 PU25 QE08 QE10 QE13 QH08 QI04 QI07 QN03 SE02 RE02 RE02 RE02 RE02 TE05 TI02 TO05 TO21 TO30
Claims (4)
らしつつ車軸に伝達する車両の駆動力制御装置におい
て、 該ドライバー要求トルクと予め設定された目標エンジン
回転速度とに基づいてエンジン要求トルクを決定し、該
エンジン要求トルクが得られ且つエンジン回転速度が前
記予め設定された目標エンジン回転速度となるように前
記エンジンを定回転制御することを特徴とする車両の駆
動力制御装置。1. A vehicle driving force control device for transmitting power from an engine to an axle while sliding a friction engagement device, wherein the engine required torque is determined based on the driver required torque and a preset target engine rotation speed. A driving force control device for a vehicle, which determines the engine torque and controls the engine to rotate at a constant speed such that the engine required torque is obtained and the engine speed is the preset target engine speed.
うに前記摩擦係合装置の伝達トルク容量を制御するもの
である請求項１の車両の駆動力制御装置。2. The driving force control device for a vehicle according to claim 1, wherein the transmission torque capacity of the friction engagement device is controlled so as to obtain the driver required torque.
前記ドライバ要求トルクと前記エンジン要求トルクとの
差に基づいて補正されるものである請求項２の車両の駆
動力制御装置。3. The transmission torque capacity of the friction engagement device is:
3. The vehicle driving force control device according to claim 2, wherein the correction is performed based on a difference between the driver required torque and the engine required torque.
が所定値よりも低い状態では、前記摩擦係合装置の伝達
トルク容量が減少させられるものである請求項１乃至３
の車両の駆動力制御装置。4. The transmission torque capacity of the friction engagement device is reduced when the engine rotation speed or the rate of change thereof is lower than a predetermined value.
Vehicle driving force control device.
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