JP2007203830A - Hydraulic pressure controller of hybrid vehicle - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To suppress engagement shock at down-shift by appropriately holding a standby low pressure to generate a prescribed torque capacity at a hydraulic frictional engagement device in a hydraulic pressure control device of a hybrid pressure controller comprising a main drive source and a stepped transmission to shift the rotation of a motor and transfer it to a drive wheel and performing downshift by engaging at least one of a plurality of frictional engagement devices. <P>SOLUTION: When a sudden deceleration determining means 142 determines the sudden deceleration of a vehicle, since a standby pressure correction means 138 corrects a standby low pressure P<SB>W</SB>held by a shift control means 132 in a shift process to a low-pressure side (standby low pressure at the sudden deceleration P<SB>WK</SB>), in sudden deceleration, a rotation gradient when a rotation speed N<SB>MG2</SB>of a motor MG2 is increased to a synchronous rotation speed after down shift is moderated in comparison to the case of gradual deceleration, and an occurrence of engagement shock may be suppressed even in down shift during sudden deceleration. <P>COPYRIGHT: (C)2007,JPO&INPIT

Description

本発明は、有段式変速機に備えられた複数の油圧式摩擦係合装置のうちの少なくとも１つが係合されることによってダウンシフトが行われるハイブリッド車両の油圧制御装置に係り、特に、油圧式摩擦係合装置への係合圧の供給過程において、その油圧式摩擦係合装置に所定のトルク容量を発生させるための低圧待機圧を保持する技術に関するものである。   The present invention relates to a hydraulic control device for a hybrid vehicle in which a downshift is performed by engaging at least one of a plurality of hydraulic friction engagement devices provided in a stepped transmission. The present invention relates to a technique for holding a low-pressure standby pressure for generating a predetermined torque capacity in the hydraulic friction engagement device in a process of supplying engagement pressure to the friction engagement device.

主駆動源と、副駆動源としての電動機と、電動機の回転を変速して駆動輪に伝達する有段式変速機とを備えるハイブリッド車両が知られている。例えば、特許文献１に記載されたハイブリッド車両がそれである。この特許文献１には、有段式変速機のダウンシフトに際して、電動機の回転速度を制御して有段式変速機の入力回転速度をダウンシフト後の同期回転速度へ上昇させるような電動機による回転同期制御を行うハイブリッド車両の制御装置が示されている。   There is known a hybrid vehicle including a main drive source, an electric motor as a sub drive source, and a stepped transmission that shifts the rotation of the electric motor and transmits it to drive wheels. For example, this is the hybrid vehicle described in Patent Document 1. In Patent Document 1, when a downshift of a stepped transmission is performed, the rotation speed of the motor is controlled so that the input rotation speed of the stepped transmission is increased to the synchronized rotation speed after the downshift. A control apparatus for a hybrid vehicle that performs synchronous control is shown.

また、有段式変速機に備えられた複数の油圧式摩擦係合装置のうちの少なくとも１つが係合されることによって変速が行われる車両において、変速時に係合される油圧式摩擦係合装置にトルク容量を生じる直前の状態になるまで摩擦係合装置の油圧サーボに油圧を急速充填し、その後、低圧待機期間を経て摩擦係合装置のトルク容量を発生させるように油圧を増加する有段変速機の油圧制御装置が特許文献２に記載されている。   A hydraulic friction engagement device that is engaged at the time of a shift in a vehicle that performs a shift by engaging at least one of a plurality of hydraulic friction engagement devices provided in the stepped transmission. The hydraulic servo of the friction engagement device is quickly filled with hydraulic pressure until it reaches the state immediately before the torque capacity is generated, and then the hydraulic pressure is increased so as to generate the torque capacity of the friction engagement device through a low pressure standby period. A transmission hydraulic control device is described in Patent Document 2.

特開２０００−３１４４７４号公報JP 2000-314474 A 特開平１１−８２７０４号公報JP-A-11-82704

ところで、上記特許文献１に示されるような電動機による回転同期制御は、例えばダウンシフトに際して係合側の油圧式摩擦係合装置を回転同期状態で係合させて係合ショックを抑制するために行われるが、電動機に電力を供給するバッテリが低温である場合や、蓄電残量が所定の下限値に達したなどの所定の放電規制条件が成立した場合などには電動機が使用不可となることから、電動機による回転同期制御が行えない。このような場合には、よく知られた通常のクラッチツウクラッチ変速のように、係合ショックを抑制するために、係合側の油圧式摩擦係合装置に所定のトルク容量を発生させて有段変速機の入力回転速度すなわち電動機の回転速度をダウンシフト後の同期回転速度へ引き上げる必要がある。   By the way, the rotation synchronization control by the electric motor as shown in the above-mentioned Patent Document 1 is performed in order to suppress the engagement shock by engaging the engagement type hydraulic friction engagement device in the rotation synchronization state at the time of downshift, for example. However, the motor becomes unusable when the battery that supplies power to the motor is at a low temperature or when a predetermined discharge regulation condition such as the remaining amount of storage reaches a predetermined lower limit is satisfied. Rotation synchronous control by an electric motor cannot be performed. In such a case, as in the well-known ordinary clutch-to-clutch shift, a predetermined torque capacity may be generated in the engagement-side hydraulic friction engagement device to suppress the engagement shock. It is necessary to raise the input rotational speed of the step transmission, that is, the rotational speed of the electric motor to the synchronous rotational speed after the downshift.

しかしながら、車両が急減速しているとダウンシフト後の同期回転速度も車速の低下に応じて急速に低下するが、急減速状態でない場合と同様に係合側の油圧式摩擦係合装置への油圧制御を行って同じ回転勾配で電動機の回転速度を引き上げると、急減速状態でない場合に比較して油圧式摩擦係合装置が急係合し大きな係合ショックが生じる可能性があった。   However, if the vehicle is decelerating rapidly, the synchronous rotational speed after the downshift also decreases rapidly as the vehicle speed decreases. When hydraulic control is performed and the rotational speed of the motor is increased with the same rotational gradient, the hydraulic friction engagement device may suddenly engage and a large engagement shock may occur as compared with a case where the speed is not suddenly decelerated.

具体的に、図１６を用いて説明する。図１６において、Ｂ２油圧指令値はダウンシフト時に係合される摩擦係合装置の油圧指令値であり、Ｂ１油圧指令値はダウンシフト時に解放される摩擦係合装置の油圧指令値であり、破線はそれぞれの実際の油圧値を示している。また、ＭＧ２の回転速度は変速機に作動的に接続される電動機の回転速度であって変速機の入力回転速度でもある。   This will be specifically described with reference to FIG. In FIG. 16, the B2 oil pressure command value is the oil pressure command value of the friction engagement device that is engaged during the downshift, and the B1 oil pressure command value is the oil pressure command value of the friction engagement device that is released during the downshift. Indicates the actual hydraulic pressure value. Further, the rotational speed of MG2 is the rotational speed of the electric motor operatively connected to the transmission and also the input rotational speed of the transmission.

図１６に示すように、ｔ１時点からダウンシフトが開始され、解放側の摩擦係合装置を解放させるためのＢ１油圧指令値が出力されると共に、係合側の摩擦係合装置をスリップ係合状態として所定のトルク容量を発生させるための低圧待機圧を保持するＢ２油圧指令値が出力される。これにより、ＭＧ２の回転速度は線Ａに示すダウンシフト前の回転速度からダウンシフト後の同期回転速度に向かって引き上げられる。そして、ダウンシフト後の同期回転速度が線Ｂに示す制動操作された等の急減速時の場合は、線Ｃに示す通常のアクセルオフ等の減速時（緩減速時）の場合に比較して低下速度が急であることから、ダウンシフト後の同期回転速度に向かうＭＧ２の回転勾配が一律であると、イナーシャ変動が大きくなって（見方を換えれば、角βの方が角γよりも鋭角となり）係合側の摩擦係合装置の係合ショックが大きくなる可能性がある。尚、出力軸トルクは急減速時の場合に対応するものであり、係合側の摩擦係合装置を完全係合するためのＢ２油圧指令値が出力されるｔ４時点も急減速時の場合に対応している。 As shown in FIG. 16, is started downshift from time point t 1, with B1 hydraulic pressure command value for releasing the friction engagement device on the release side is outputted, the slip engagement of the frictional engagement device of the engaging side A B2 hydraulic pressure command value that maintains a low-pressure standby pressure for generating a predetermined torque capacity is output as a combined state. As a result, the rotational speed of MG2 is increased from the rotational speed before the downshift indicated by line A toward the synchronous rotational speed after the downshift. Then, when the deceleration speed is suddenly decelerated, such as when the braking operation is performed as indicated by the line B after the downshift, compared to the case when the accelerator is decelerated (slowly decelerating) as indicated by the line C. Since the rate of decrease is steep, if the rotational gradient of MG2 toward the synchronous rotational speed after the downshift is uniform, inertia fluctuation becomes larger (in other words, angle β is sharper than angle γ. There is a possibility that the engagement shock of the friction engagement device on the engagement side becomes large. The output shaft torque is one that corresponds to the case of the time of sudden deceleration, during the t 4 time also rapid deceleration of B2 hydraulic pressure command value for complete engagement of the frictional engagement device of the engagement side is output It corresponds to.

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、主駆動源と、副駆動源としての電動機と、電動機の回転を変速して駆動輪に伝達する有段式変速機とを備え、有段式変速機に備えられた複数の油圧式摩擦係合装置のうちの少なくとも１つが係合されることによってダウンシフトが行われるハイブリッド車両の油圧制御装置において、油圧式摩擦係合装置に所定のトルク容量を発生させるための低圧待機圧を適切に保持してダウンシフト時の係合ショックを抑制することにある。   The present invention has been made against the background of the above circumstances. The object of the present invention is to provide a main drive source, an electric motor as a sub drive source, and the rotation of the electric motor to be transmitted to the drive wheels after changing speed. In a hydraulic control device for a hybrid vehicle that includes a stepped transmission and that performs a downshift by engaging at least one of a plurality of hydraulic friction engagement devices provided in the stepped transmission, An object of the present invention is to appropriately hold a low-pressure standby pressure for generating a predetermined torque capacity in the hydraulic friction engagement device to suppress an engagement shock during downshift.

かかる目的を達成するための請求項１にかかる発明の要旨とするところは、(a) 主駆動源と、副駆動源としての電動機と、その電動機の回転を変速して駆動輪に伝達する有段式変速機とを備え、その有段式変速機に備えられた複数の油圧式摩擦係合装置のうちの少なくとも１つが係合されることによってダウンシフトが行われるハイブリッド車両において、前記油圧式摩擦係合装置への係合圧の供給過程において、その油圧式摩擦係合装置に所定のトルク容量を発生させるための低圧待機圧を保持する低圧待機手段を有するハイブリッド車両の油圧制御装置であって、(b) 前記車両の急減速を判定する急減速判定手段と、(c) その急減速判定手段によって前記車両の急減速が判定された場合には、判定されない場合に対して前記低圧待機圧を低圧側に補正する待機圧補正手段とを、含むことにある。   The gist of the invention according to claim 1 for achieving this object is as follows: (a) a main drive source, a motor as a sub drive source, and the rotation of the motor being changed and transmitted to the drive wheels. In a hybrid vehicle that includes a stepped transmission and in which a downshift is performed by engaging at least one of a plurality of hydraulic frictional engagement devices provided in the stepped transmission, the hydraulic type A hydraulic control device for a hybrid vehicle having low-pressure standby means for holding a low-pressure standby pressure for generating a predetermined torque capacity in the hydraulic friction engagement device in a process of supplying engagement pressure to the friction engagement device. (B) sudden deceleration determination means for determining sudden deceleration of the vehicle, and (c) when the sudden deceleration of the vehicle is determined by the rapid deceleration determination means, the low-pressure standby with respect to the case where determination is not made Low pressure A standby pressure correcting means for correcting the is to contain.

このようにすれば、急減速判定手段によって車両の急減速が判定された場合には、判定されない場合に対して、変速過程において低圧待機手段により保持される油圧式摩擦係合装置に所定のトルク容量を発生させるための低圧待機圧が待機圧補正手段により低圧側に補正されるので、車両が急減速している場合には緩減速の場合に比較して有段式変速機の入力回転速度がダウンシフト後の同期回転速度へ引き上げられるときの回転勾配が緩やかとされて、車両が急減速しているときのダウンシフト時であっても油圧式摩擦係合装置の急係合による係合ショックが発生することを抑制することができる。   In this way, when the sudden deceleration determination means determines that the vehicle suddenly decelerates, a predetermined torque is applied to the hydraulic frictional engagement device held by the low-pressure standby means during the shift process, compared to when the vehicle is not determined. Since the low-pressure standby pressure for generating the capacity is corrected to the low-pressure side by the standby pressure correction means, the input rotational speed of the stepped transmission is higher when the vehicle is decelerating than when it is decelerating slowly. When the vehicle is pulled up to the synchronous rotational speed after downshifting, the rotational gradient is moderate, and even when downshifting when the vehicle is suddenly decelerating, engagement by the sudden engagement of the hydraulic friction engagement device The occurrence of shock can be suppressed.

ここで、請求項２にかかる発明は、請求項１に記載のハイブリッド車両の油圧制御装置において、前記電動機が使用可能状態か否かを判定する電動機使用可否判定手段を含み、前記低圧待機手段は、その電動機使用可否判定手段によって前記電動機の使用が不可状態であると判定された場合に、前記低圧待機圧を保持するものである。このようにすれば、有段式変速機のダウンシフトに際して、電動機の回転速度を制御して有段式変速機の入力回転速度をダウンシフト後の同期回転速度へ上昇させるような電動機による回転同期制御を行うことができない場合であっても、油圧式摩擦係合装置が低圧待機圧に保持されることで有段式変速機の入力回転速度がダウンシフト後の同期回転速度へ引き上げられて、油圧式摩擦係合装置の係合ショックが抑制される。   The invention according to claim 2 includes, in the hydraulic control device for a hybrid vehicle according to claim 1, electric motor availability determination means for determining whether or not the electric motor is usable, wherein the low-pressure standby means is The low-pressure standby pressure is maintained when it is determined by the motor availability determination means that the use of the motor is not possible. In this way, when the stepped transmission is downshifted, the rotational speed of the motor is controlled so as to increase the input rotational speed of the stepped transmission to the synchronized rotational speed after the downshift. Even when control cannot be performed, the input rotational speed of the stepped transmission is raised to the synchronous rotational speed after the downshift by holding the hydraulic friction engagement device at the low pressure standby pressure, The engagement shock of the hydraulic friction engagement device is suppressed.

また、請求項３にかかる発明は、請求項１または２に記載のハイブリッド車両の油圧制御装置において、前記待機圧補正手段は、車両の減速度が大きくなるほど前記低圧待機圧が低くなるように補正するものである。このようにすれば、車両の減速度が大きくなるほど有段式変速機の入力回転速度がダウンシフト後の同期回転速度へ引き上げられるときの回転勾配が一層緩やかとされて、車両の減速度がより大きなダウンシフト時であっても油圧式摩擦係合装置の係合ショックを抑制することができる。   According to a third aspect of the present invention, in the hydraulic control device for a hybrid vehicle according to the first or second aspect, the standby pressure correcting means corrects the low-pressure standby pressure to be lower as the deceleration of the vehicle increases. To do. In this way, as the vehicle deceleration increases, the rotational gradient when the input rotational speed of the stepped transmission is increased to the synchronous rotational speed after the downshift is further reduced, and the vehicle deceleration is further increased. Even during a large downshift, the engagement shock of the hydraulic friction engagement device can be suppressed.

また、請求項４にかかる発明は、請求項１乃至３のいずれかに記載のハイブリッド車両の油圧制御装置において、前記油圧式摩擦係合装置へ供給される作動油の温度を検出する油温センサを含み、前記待機圧補正手段は、その油温センサによって検出された作動油の温度が低くなるほど前記低圧待機圧が高くなるように補正するものである。このようにすれば、作動油の温度が低くなっても応答遅れにより油圧式摩擦係合装置の係合が遅れて変速時間が延びてしまうことが抑制される。また、変速時間が延びることによる摩擦材に加わる熱量の増加やドライバビリティーの悪化が抑制される。   According to a fourth aspect of the present invention, in the hydraulic control device for a hybrid vehicle according to any one of the first to third aspects, an oil temperature sensor that detects a temperature of hydraulic fluid supplied to the hydraulic friction engagement device. The standby pressure correcting means corrects the low-pressure standby pressure to be higher as the temperature of the hydraulic oil detected by the oil temperature sensor is lower. In this way, even if the temperature of the hydraulic oil is lowered, it is suppressed that the shift of the hydraulic frictional engagement device is delayed due to a response delay and the shift time is extended. In addition, an increase in the amount of heat applied to the friction material and a deterioration in drivability due to the extended shift time are suppressed.

ここで、好適には、前記有段式変速機は、複数組の遊星歯車装置の回転要素が油圧式摩擦係合装置によって選択的に連結されることにより複数のギヤ段が択一的に達成される例えば、前進２段、前進３段、更にはそれ以上の変速段を有する等の種々の遊星歯車式多段変速機等により構成される。   Preferably, in the stepped transmission, the plurality of gear stages are alternatively achieved by selectively connecting the rotating elements of the plurality of planetary gear units by a hydraulic friction engagement device. For example, it is composed of various planetary gear type multi-stage transmissions having two forward speeds, three forward speeds, and more.

また、好適には、前記油圧式摩擦係合装置としては、油圧アクチュエータによって係合させられる多板式、単板式のクラッチやブレーキ、或いはベルト式のブレーキ等の摩擦係合装置が広く用いられる。この油圧式摩擦係合装置を係合させるための作動油を供給するオイルポンプは、例えば走行用の動力源により駆動されて作動油を吐出するものでも良いが、走行用動力源とは別に配設された専用の電動モータなどで駆動されるものでも良い。   Preferably, as the hydraulic friction engagement device, a friction engagement device such as a multi-plate type, single plate type clutch or brake engaged by a hydraulic actuator, or a belt type brake is widely used. An oil pump that supplies hydraulic oil for engaging the hydraulic friction engagement device may be driven by a traveling power source to discharge the hydraulic oil, for example, but is arranged separately from the traveling power source. It may be driven by a dedicated electric motor provided.

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。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

図１は、本発明の１実施例のハイブリッド駆動装置１０を説明する図である。図１において、このハイブリッド駆動装置１０では、車両において、主駆動源としての第１駆動源１２のトルクが出力部材として機能する出力軸１４に伝達され、その出力軸１４から差動歯車装置１６を介して左右一対の駆動輪１８にトルクが伝達されるようになっている。このハイブリッド駆動装置１０には、走行のための駆動力を出力する力行制御あるいはエネルギを回収するための回生制御を実行可能な副駆動源としての第２駆動源２０が設けられており、この第２駆動源２０は有段式変速機としての変速機２２を介して上記出力軸１４に連結されている。したがって、第２駆動源２０から出力軸１４へ伝達されるトルク容量がその変速機２２で設定される変速比γs（＝ＭＧ２の回転速度／出力軸１４の回転速度）に応じて増減されるようになっている。   FIG. 1 is a diagram illustrating a hybrid drive device 10 according to one embodiment of the present invention. In FIG. 1, in this hybrid drive device 10, in a vehicle, torque of a first drive source 12 as a main drive source is transmitted to an output shaft 14 that functions as an output member, and a differential gear device 16 is transmitted from the output shaft 14. Thus, torque is transmitted to the pair of left and right drive wheels 18. The hybrid drive device 10 is provided with a second drive source 20 as a secondary drive source capable of executing power running control for outputting driving force for traveling or regenerative control for recovering energy. The two drive sources 20 are connected to the output shaft 14 via a transmission 22 as a stepped transmission. Therefore, the torque capacity transmitted from the second drive source 20 to the output shaft 14 is increased or decreased in accordance with the speed ratio γs (= the rotational speed of MG2 / the rotational speed of the output shaft 14) set by the transmission 22. It has become.

上記変速機２２の変速比γsは「１」以上の複数段に設定されるように構成されており、第２駆動源２０からトルクを出力する力行時にはそのトルクを増大させて出力軸１４へ伝達することができるので、第２駆動源２０が一層低容量もしくは小型に構成される。これにより、例えば高車速に伴って出力軸１４の回転数が増大した場合には、第２駆動源２０の運転効率を良好な状態に維持するために、変速比γsを低下させて第２駆動源２０の回転数が低下させられ、また、出力軸１４の回転数が低下した場合には、変速比γsが増大させられたりする。   The speed ratio γs of the transmission 22 is configured to be set to a plurality of stages equal to or greater than “1”, and when the power is output from the second drive source 20, the torque is increased and transmitted to the output shaft 14. Therefore, the second drive source 20 is configured to have a lower capacity or a smaller size. Thus, for example, when the rotational speed of the output shaft 14 increases with a high vehicle speed, the second drive is performed by reducing the speed ratio γs in order to maintain the operating efficiency of the second drive source 20 in a good state. When the rotational speed of the source 20 is decreased and the rotational speed of the output shaft 14 is decreased, the speed ratio γs is increased.

上記変速機２２の変速の場合、その変速機２２でのトルク容量が低下したり、あるいは回転数の変化に伴う慣性トルクが生じたりし、これが出力軸１４のトルクすなわち出力軸トルクに影響する。そこで上記のハイブリッド駆動装置１０では、変速機２２による変速の際に第１駆動源１２のトルクを補正して出力軸１４のトルク変動を防止もしくは抑制するように制御される。   In the case of the speed change of the transmission 22, the torque capacity at the transmission 22 is reduced or inertia torque is generated due to the change in the rotational speed, which affects the torque of the output shaft 14, that is, the output shaft torque. Therefore, in the hybrid drive device 10 described above, control is performed so as to prevent or suppress the torque fluctuation of the output shaft 14 by correcting the torque of the first drive source 12 at the time of shifting by the transmission 22.

上記第１駆動源１２は、エンジン２４と、第１モータ・ジェネレータ（以下、ＭＧ１という）と、これらエンジン２４とＭＧ１との間でトルクを合成もしくは分配するための遊星歯車装置２６とから主体的に構成されている。上記エンジン２４は、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの燃料を燃焼させて動力を出力する公知の内燃機関であって、マイクロコンピュータを主体とするエンジン制御用の電子制御装置（Ｅ−ＥＣＵ）２８によって、スロットル開度或いは吸入空気量、燃料供給量、点火時期などの運転状態が電気的に制御されるように構成されている。上記電子制御装置２８には、アクセルペダル２７の操作量を検出するアクセル開度センサＡＳ、ブレーキペダル２９の操作を検出するためのブレーキセンサＢＳ等からの検出信号が供給されている。   The first drive source 12 is mainly composed of an engine 24, a first motor / generator (hereinafter referred to as MG1), and a planetary gear unit 26 for synthesizing or distributing torque between the engine 24 and MG1. It is configured. The engine 24 is a known internal combustion engine that outputs power by burning fuel such as a gasoline engine or a diesel engine, and an engine control electronic control unit (E-ECU) 28 mainly composed of a microcomputer The operation state such as throttle opening or intake air amount, fuel supply amount, ignition timing, etc. is electrically controlled. The electronic control device 28 is supplied with detection signals from an accelerator opening sensor AS that detects the operation amount of the accelerator pedal 27, a brake sensor BS that detects the operation of the brake pedal 29, and the like.

上記ＭＧ１は、たとえば同期電動機であって、駆動トルクを発生させる電動機としての機能と発電機としての機能とを選択的に生じるように構成され、インバータ３０を介してバッテリー、コンデンサなどの蓄電装置３２に接続されている。そして、マイクロコンピュータを主体とするモータジェネレータ制御用の電子制御装置（ＭＧ−ＥＣＵ）３４によってそのインバータ３０が制御されることにより、ＭＧ１の出力トルクあるいは回生トルクが調節或いは設定されるようになっている。上記電子制御装置３４には、シフトレバー３５の操作位置を検出する操作位置センサＳＳ等からの検出信号が供給されている。   The MG 1 is, for example, a synchronous motor, and is configured to selectively generate a function as a motor that generates a drive torque and a function as a generator, and a power storage device 32 such as a battery or a capacitor via an inverter 30. It is connected to the. The inverter 30 is controlled by an electronic control unit (MG-ECU) 34 for controlling the motor generator mainly composed of a microcomputer, whereby the output torque or regenerative torque of the MG 1 is adjusted or set. Yes. The electronic control device 34 is supplied with a detection signal from an operation position sensor SS that detects the operation position of the shift lever 35.

前記遊星歯車装置２６は、サンギヤＳ０と、そのサンギヤＳ０に対して同心円上に配置されたリングギヤＲ０と、これらサンギヤＳ０およびリングギヤＲ０に噛み合うピニオンギヤＰ０を自転かつ公転自在に支持するキャリヤＣ０とを三つの回転要素として備えて公知の差動作用を生じるシングルピニオン型の遊星歯車機構である。遊星歯車装置２６はエンジン２４および変速機２２と同心に設けられている。遊星歯車装置２６および変速機２２は中心線に対して対称的に構成されているため、図１ではそれらの下半分が省略されている。   The planetary gear device 26 includes a sun gear S0, a ring gear R0 disposed concentrically with the sun gear S0, and a carrier C0 that supports the sun gear S0 and the pinion gear P0 that meshes with the ring gear R0 so as to rotate and revolve freely. This is a single pinion type planetary gear mechanism that is provided as two rotating elements and generates a known differential action. The planetary gear device 26 is provided concentrically with the engine 24 and the transmission 22. Since the planetary gear unit 26 and the transmission 22 are configured symmetrically with respect to the center line, the lower half of them is omitted in FIG.

本実施例では、エンジン２４のクランク軸３６はダンパー３８を介して遊星歯車装置２６のキャリヤＣ０に連結されている。これに対してサンギヤＳ０にはＭＧ１が連結され、リングギヤＲ０には出力軸１４が連結されている。このキャリヤＣ０は入力要素として機能し、サンギヤＳ０は反力要素として機能し、リングギヤＲ０は出力要素として機能している。   In this embodiment, the crankshaft 36 of the engine 24 is connected to the carrier C0 of the planetary gear device 26 via a damper 38. On the other hand, MG1 is connected to the sun gear S0, and the output shaft 14 is connected to the ring gear R0. The carrier C0 functions as an input element, the sun gear S0 functions as a reaction force element, and the ring gear R0 functions as an output element.

前記トルク合成分配機構として機能するシングルピニオン型の遊星歯車装置２６の各回転要素の回転速度の相対的関係は、図２の共線図により示される。この共線図において、縦軸Ｓ、縦軸Ｃ、および縦軸Ｒは、サンギヤＳ０の回転速度、キャリヤＣ０の回転速度、およびリングギヤＲ０の回転速度をそれぞれ表す軸であり、縦軸Ｓ、縦軸Ｃ、および縦軸Ｒの相互の間隔は、縦軸Ｓと縦軸Ｃとの間隔を１としたとき、縦軸Ｃと縦軸Ｒとの間隔がρ（サンギヤＳ０の歯数Ｚs／リングギヤＲ０の歯数Ｚr）となるように設定されたものである。   The relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements of the single pinion type planetary gear device 26 functioning as the torque combining and distributing mechanism is shown by the collinear chart of FIG. In this alignment chart, the vertical axis S, the vertical axis C, and the vertical axis R are axes respectively representing the rotational speed of the sun gear S0, the rotational speed of the carrier C0, and the rotational speed of the ring gear R0. The distance between the axis C and the vertical axis R is 1 when the distance between the vertical axis S and the vertical axis C is 1. The distance between the vertical axis C and the vertical axis R is ρ (the number of teeth Zs of the sun gear S0 / ring gear). R0 is set to be the number of teeth Zr).

上記遊星歯車装置２６において、キャリヤＣ０に入力されるエンジン２４の出力トルクに対して、ＭＧ１による反力トルクがサンギヤＳ０に入力されると、出力要素となっているリングギヤＲ０には、エンジン２４から入力されたトルクより大きいトルクが現れるので、ＭＧ１は発電機として機能する。また、リングギヤＲ０の回転速度（出力軸回転速度）ＮＯが一定であるとき、ＭＧ１の回転速度を上下に変化させることにより、エンジン２４の回転速度ＮＥを連続的に（無段階に）変化させることができる。図２の破線はＭＧ１の回転速度を実線に示す値から下げたときにエンジン２４の回転速度ＮＥが低下する状態を示している。すなわち、エンジン２４の回転速度ＮＥを例えば燃費が最もよい回転速度に設定する制御を、ＭＧ１を制御することによって実行されることができる。この種のハイブリッド形式は、機械分配式あるいはスプリットタイプと称される。   In the planetary gear unit 26, when the reaction torque generated by MG1 is input to the sun gear S0 with respect to the output torque of the engine 24 input to the carrier C0, the ring gear R0 serving as an output element is connected to the ring gear R0 from the engine 24. Since torque larger than the input torque appears, MG1 functions as a generator. Further, when the rotational speed (output shaft rotational speed) NO of the ring gear R0 is constant, the rotational speed NE of the engine 24 is continuously (steplessly) varied by changing the rotational speed of the MG1 up and down. Can do. The broken line in FIG. 2 shows a state where the rotational speed NE of the engine 24 decreases when the rotational speed of the MG1 is lowered from the value shown by the solid line. That is, the control for setting the rotational speed NE of the engine 24 to, for example, the rotational speed with the best fuel efficiency can be executed by controlling the MG1. This type of hybrid type is called mechanical distribution type or split type.

図１に戻って、本実施例の前記変速機２２は、一組のラビニョ型遊星歯車機構によって構成されている。すなわち変速機２２では、第１サンギヤＳ１と第２サンギヤＳ２とが設けられており、その第１サンギヤＳ１にショートピニオンＰ１が噛合するとともに、そのショートピニオンＰ１がこれより軸長の長いロングピニオンＰ２に噛合し、そのロングピニオンＰ２が前記各サンギヤＳ１，Ｓ２と同心円上に配置されたリングギヤＲ１に噛合している。上記各ピニオンＰ１，Ｐ２は、共通のキャリヤＣ１によって自転かつ公転自在にそれぞれ保持されている。また、第２サンギヤＳ２がロングピニオンＰ２に噛合している。   Returning to FIG. 1, the transmission 22 of the present embodiment is constituted by a set of Ravigneaux planetary gear mechanisms. That is, the transmission 22 is provided with a first sun gear S1 and a second sun gear S2. The short pinion P1 meshes with the first sun gear S1, and the short pinion P1 has a longer pinion P2 having a longer axial length. And the long pinion P2 meshes with the ring gear R1 disposed concentrically with the sun gears S1 and S2. Each of the pinions P1 and P2 is held by a common carrier C1 so as to rotate and revolve. Further, the second sun gear S2 meshes with the long pinion P2.

前記第２駆動源２０は、前記モータジェネレータ制御用の電子制御装置（ＭＧ−ＥＣＵ）３４によりインバータ４０を介して制御されることにより、アシスト用出力トルクあるいは回生トルクが調節或いは設定される電動機または発電機である第２モータ・ジェネレータ（以下、ＭＧ２という）から構成されており、第２サンギヤＳ２にはその前述したＭＧ２が連結され、上記キャリヤＣ１が出力軸１４に連結されている。第１サンギヤＳ１とリングギヤＲ１とは、各ピニオンＰ１，Ｐ２と共にタプルピニオン型遊星歯車装置に相当する機構を構成し、また第２サンギヤＳ２とリングギヤＲ１とは、ロングピニオンＰ２と共にシングルピニオン型遊星歯車装置に相当する機構を構成している。   The second drive source 20 is controlled by an electronic control unit (MG-ECU) 34 for controlling the motor generator via an inverter 40, so that an electric motor whose assist output torque or regenerative torque is adjusted or set, or The second motor / generator (hereinafter referred to as MG2) is a generator. The second sun gear S2 is connected to the MG2 described above, and the carrier C1 is connected to the output shaft 14. The first sun gear S1 and the ring gear R1 together with the pinions P1 and P2 constitute a mechanism corresponding to a tuple pinion type planetary gear device. The second sun gear S2 and the ring gear R1 together with the long pinion P2 are single pinion type planetary gears. A mechanism corresponding to the apparatus is configured.

そして、変速機２２には、第１サンギヤＳ１を選択的に固定するためにその第１サンギヤＳ１と変速機ハウジング４２との間に設けられた第１ブレーキＢ１と、リングギヤＲ１を選択的に固定するためにそのリングギヤＲ１と変速機ハウジング４２との間に設けられた第２ブレーキＢ２とが設けられている。これらのブレーキＢ１、Ｂ２は摩擦力によって制動力を生じるいわゆる摩擦係合装置であり、多板形式の係合装置あるいはバンド形式の係合装置を採用することができる。そして、これらのブレーキＢ１、Ｂ２は、油圧アクチュエータ等により発生させられる係合圧に応じてそのトルク容量が連続的に変化するように構成されている。   The transmission 22 selectively fixes a first brake B1 and a ring gear R1 provided between the first sun gear S1 and the transmission housing 42 in order to selectively fix the first sun gear S1. Therefore, a second brake B2 provided between the ring gear R1 and the transmission housing 42 is provided. These brakes B1 and B2 are so-called friction engagement devices that generate a braking force by a frictional force, and a multi-plate type engagement device or a band type engagement device can be adopted. And these brakes B1 and B2 are comprised so that the torque capacity may change continuously according to the engagement pressure generated by a hydraulic actuator or the like.

以上のように構成された変速機２２は、第２サンギヤＳ２が入力要素として機能し、またキャリヤＣ１が出力要素として機能し、第１ブレーキＢ１が係合させられると「１」より大きい変速比γshの高速段Ｈが達成され、第１ブレーキＢ１に替えて第２ブレーキＢ２が係合させられるとその高速段Ｈの変速比γshより大きい変速比γslの低速段Ｌが設定されるように構成されている。これらの変速段ＨおよびＬの間での変速は、車速や要求駆動力（もしくはアクセル開度）などの走行状態に基づいて実行される。より具体的には、変速段領域を予めマップ（変速線図）として定めておき、検出された運転状態に応じていずれかの変速段を設定するように制御される。その制御をおこなうためのマイクロコンピュータを主体とした変速制御用の電子制御装置（Ｔ−ＥＣＵ）４４が設けられている。   In the transmission 22 configured as described above, when the second sun gear S2 functions as an input element, the carrier C1 functions as an output element, and the first brake B1 is engaged, the transmission ratio is greater than “1”. When the high speed stage H of γsh is achieved and the second brake B2 is engaged instead of the first brake B1, the low speed stage L having a speed ratio γsl larger than the speed ratio γsh of the high speed stage H is set. Has been. The shift between these shift speeds H and L is executed based on the traveling state such as the vehicle speed and the required driving force (or accelerator opening). More specifically, the shift speed region is determined in advance as a map (shift diagram), and control is performed so as to set one of the shift speeds according to the detected driving state. An electronic control unit (T-ECU) 44 for speed change control, which is mainly composed of a microcomputer for performing the control, is provided.

上記電子制御装置４４には、作動油の温度を検出するための油温センサＴＳ、第１ブレーキＢ１の係合油圧を検出するための油圧スイッチＳＷ１、第２ブレーキＢ２の係合油圧を検出するための油圧スイッチＳＷ２、ライン圧ＰＬを検出するための油圧スイッチＳＷ３等からの検出信号が供給されている。   The electronic control unit 44 detects an oil temperature sensor TS for detecting the temperature of hydraulic oil, a hydraulic switch SW1 for detecting the engagement hydraulic pressure of the first brake B1, and an engagement hydraulic pressure of the second brake B2. Detection signals are supplied from the hydraulic switch SW2 for detecting the pressure, the hydraulic switch SW3 for detecting the line pressure PL, and the like.

図３は、上記変速機２２を構成しているラビニョ型遊星歯車機構についての各回転要素の相互関係を表すために４本の縦軸Ｓ１、縦軸Ｒ１、縦軸Ｃ１、および縦軸Ｓ２を有する共線図を示している。それら縦軸Ｓ１、縦軸Ｒ１、縦軸Ｃ１、および縦軸Ｓ２は、第１サンギヤＳ１の回転速度、リングギヤＲ１の回転速度、キャリヤＣ１の回転速度、および第２サンギヤＳ２の回転速度をそれぞれ示すためのものである。   FIG. 3 shows four vertical axes S1, R1, C1, and S2 in order to show the mutual relationship between the rotary elements of the Ravigneaux planetary gear mechanism constituting the transmission 22. The alignment chart which has is shown. The vertical axis S1, the vertical axis R1, the vertical axis C1, and the vertical axis S2 indicate the rotational speed of the first sun gear S1, the rotational speed of the ring gear R1, the rotational speed of the carrier C1, and the rotational speed of the second sun gear S2, respectively. Is for.

以上のように構成された変速機２２では、第２ブレーキＢ２によってリングギヤＲ１が固定されると、低速段Ｌが設定され、ＭＧ２の出力したアシストトルクがそのときの変速比γslに応じて増幅されて出力軸１４に付加される。これに替えて、第１ブレーキＢ１によって第１サンギヤＳ１が固定されると、低速段Ｌの変速比γslよりも小さい変速比γshを有する高速段Ｈが設定される。この高速段Ｈにおける変速比も「１」より大きいので、ＭＧ２の出力したアシストトルクがその変速比γshに応じて増大させられて出力軸１４に付加される。   In the transmission 22 configured as described above, when the ring gear R1 is fixed by the second brake B2, the low speed stage L is set, and the assist torque output by the MG2 is amplified according to the speed ratio γsl at that time. Added to the output shaft 14. Instead, when the first sun gear S1 is fixed by the first brake B1, the high speed stage H having a speed ratio γsh smaller than the speed ratio γsl of the low speed stage L is set. Since the gear ratio at the high speed stage H is also larger than “1”, the assist torque output by the MG 2 is increased according to the gear ratio γsh and added to the output shaft 14.

なお、各変速段Ｌ，Ｈが定常的に設定されている状態では、出力軸１４に付加されるトルクは、ＭＧ２の出力トルクを各変速比に応じて増大させたトルクとなるが、変速機２２の変速過渡状態では各ブレーキＢ１、Ｂ２でのトルク容量や回転数変化に伴う慣性トルクなどの影響を受けたトルクとなる。また、出力軸１４に付加されるトルクは、ＭＧ２の駆動状態では、正トルクとなり、被駆動状態では負トルクとなる。   In the state where the gears L and H are constantly set, the torque applied to the output shaft 14 is a torque obtained by increasing the output torque of the MG 2 in accordance with each gear ratio. In the shift transition state of 22, the torque is affected by the torque capacity at each brake B1, B2 and the inertia torque accompanying the change in the rotational speed. Further, the torque applied to the output shaft 14 becomes positive torque in the driving state of MG2, and becomes negative torque in the driven state.

図４は、上記各ブレーキＢ１、Ｂ２の係合解放によって変速機２２の変速を自動的に制御するための変速用油圧制御回路５０を示している。この油圧制御回路５０には、エンジン２４のクランク軸３６に作動的に連結されることによりそのエンジン２４により回転駆動されるメカニカル式油圧ポンプ４６と、電動機４８aとそれにより回転駆動されるポンプ４８bを備えた電動式油圧ポンプ４８とを油圧源として備えており、それらメカニカル式油圧ポンプ４６および電動式油圧ポンプ４８は、図示しないオイルパンに還流した作動油をストレーナ５２を介して吸入し、或いは還流油路５３を介して直接還流した作動油を吸入してライン圧油路５４へ圧送する。上記還流した作動油温度を検出するための油温センサＴＳが上記油圧制御回路５０を形成するバルブボデー５１に設けられているが、他の部位に接続されていてもよい。   FIG. 4 shows a shift hydraulic control circuit 50 for automatically controlling the shift of the transmission 22 by disengaging the brakes B1 and B2. The hydraulic control circuit 50 includes a mechanical hydraulic pump 46 that is operatively connected to the crankshaft 36 of the engine 24 to be rotationally driven by the engine 24, an electric motor 48a, and a pump 48b that is rotationally driven thereby. The mechanical hydraulic pump 46 and the electric hydraulic pump 48 suck or return the working oil returned to the oil pan (not shown) via the strainer 52. The working oil directly refluxed through the oil passage 53 is sucked and pumped to the line pressure oil passage 54. Although the oil temperature sensor TS for detecting the recirculated hydraulic oil temperature is provided in the valve body 51 forming the hydraulic control circuit 50, it may be connected to another part.

ライン圧調圧弁５６は、リリーフ形式の調圧弁であって、ライン油路５４に接続された供給ポート５６aとドレン油路５８に接続された排出ポート５６bとの間を開閉するスプール弁子６０と、そのスプール弁子６０の閉弁方向の推力を発生させるスプリング６２を収容すると同時にライン圧ＰＬの設定圧を高く変更するときに電磁開閉弁６４を介してモジュール圧油路６６内のモジュール圧ＰＭを受け入れる制御油室６８と、スプール弁子６０の開弁方向の推力を発生させる上記ライン圧油路５４に接続されたフィードバック油室７０とを備え、低圧および高圧の２種類のいずれかの一定のライン圧ＰＬを出力する。上記ライン圧油路５４には、ライン圧ＰＬが高圧側の値であるときにオン作動し、低圧側の値以下であるときにオフ作動する油圧スイッチＳＷ３が設けられている。   The line pressure regulating valve 56 is a relief type regulating valve, and includes a spool valve element 60 that opens and closes between a supply port 56 a connected to the line oil passage 54 and a discharge port 56 b connected to the drain oil passage 58. The spring 62 for generating thrust in the valve closing direction of the spool valve element 60 is housed, and at the same time, when the set pressure of the line pressure PL is changed to be high, the module pressure PM in the module pressure oil passage 66 via the electromagnetic on-off valve 64 And a feedback oil chamber 70 connected to the line pressure oil passage 54 for generating thrust in the valve opening direction of the spool valve element 60, and one of two types of low pressure and high pressure is constant. The line pressure PL is output. The line pressure oil passage 54 is provided with a hydraulic switch SW3 that is turned on when the line pressure PL is a value on the high pressure side and turned off when the line pressure PL is equal to or less than the value on the low pressure side.

モジュール圧調圧弁７２は、上記ライン圧ＰＬを元圧とし、そのライン圧ＰＬの変動に拘わらず、低圧側のライン圧ＰＬよりも低く設定された一定のモジュール圧ＰＭをモジュール圧油路６６に出力する。第１ブレーキＢ１を制御するための第１リニヤソレノイド弁ＳＬＢ１および第２ブレーキＢ２を制御するための第２リニヤソレノイド弁ＳＬＢ２は、上記モジュール圧ＰＭを元圧として電子制御装置４４からの指令値である駆動電流ＩSOL1およびＩSOL2に応じた制御圧ＰＣ１およびＰＣ２を出力する。   The module pressure regulating valve 72 uses the line pressure PL as a source pressure, and a constant module pressure PM set lower than the line pressure PL on the low pressure side is supplied to the module pressure oil passage 66 regardless of the fluctuation of the line pressure PL. Output. The first linear solenoid valve SLB1 for controlling the first brake B1 and the second linear solenoid valve SLB2 for controlling the second brake B2 are command values from the electronic control unit 44 using the module pressure PM as a source pressure. Control pressures PC1 and PC2 corresponding to certain drive currents ISOL1 and ISOL2 are output.

第１リニヤソレノイド弁ＳＬＢ１は、非通電時において入力ポートと出力ポートとの間が開弁（連通）される常開型の弁特性を備え、図５に示すように、駆動電流ＩSOL1の増加に伴って出力される制御圧ＰＣ１が低下させられる。図５に示すように、第１リニヤソレノイド弁ＳＬＢ１の弁特性には、駆動電流ＩSOL1が所定値Ｉaを超えるまで出力される制御圧ＰＣ１が低下しない不感帯Ａが設けられている。第２リニヤソレノイド弁ＳＬＢ２は、非通電時において入力ポートと出力ポートとの間が閉弁（遮断）される常閉型の弁特性を備え、図６に示すように、駆動電流ＩSOL2の増加に伴って出力される制御圧ＰＣ２が増加させられる。図６に示すように、第２リニヤソレノイド弁ＳＬＢ２の弁特性には、駆動電流ＩSOL2が所定値Ｉbを超えるまで出力される制御圧ＰＣ２が増加しない不感帯Ｂが設けられている。   The first linear solenoid valve SLB1 has a normally open type valve characteristic that opens (communicates) between the input port and the output port when not energized, and increases the drive current ISOL1 as shown in FIG. Accordingly, the control pressure PC1 output is lowered. As shown in FIG. 5, the valve characteristic of the first linear solenoid valve SLB1 is provided with a dead zone A in which the control pressure PC1 output until the drive current ISOL1 exceeds a predetermined value Ia does not decrease. The second linear solenoid valve SLB2 has a normally closed valve characteristic that closes (shuts off) between the input port and the output port when the power is not supplied, and increases the drive current ISOL2 as shown in FIG. Along with this, the output control pressure PC2 is increased. As shown in FIG. 6, the valve characteristic of the second linear solenoid valve SLB2 is provided with a dead zone B in which the control pressure PC2 output until the drive current ISOL2 exceeds a predetermined value Ib does not increase.

Ｂ１コントロール弁７６は、ライン圧油路５４に接続された入力ポート７６aおよびＢ１係合油圧ＰＢ１を出力する出力ポート７６bとの間を開閉するスプール弁子７８と、そのスプール弁子７８を開弁方向に付勢するために上記第１リニヤソレノイド弁ＳＬＢ１からの制御圧ＰＣ１を受け入れる制御油室８０と、スプール弁子７８を閉弁方向に付勢するスプリング８２を収容し、出力圧であるＢ１係合油圧ＰＢ１を受け入れるフィードバック油室８４とを備え、ライン圧油路５４内のライン圧ＰＬを元圧として、第１リニヤソレノイド弁ＳＬＢ１からの制御圧ＰＣ１に応じた大きさのＢ１係合油圧ＰＢ１を出力し、インターロック弁として機能するＢ１アプライコントロール弁８６を通してブレーキＢ１に供給する。   The B1 control valve 76 opens and closes the spool valve element 78 that opens and closes between the input port 76a connected to the line pressure oil passage 54 and the output port 76b that outputs the B1 engagement hydraulic pressure PB1. A control oil chamber 80 for receiving the control pressure PC1 from the first linear solenoid valve SLB1 for biasing in the direction and a spring 82 for biasing the spool valve element 78 in the valve closing direction are housed, and the output pressure is B1. A feedback oil chamber 84 for receiving the engagement hydraulic pressure PB1, and the B1 engagement hydraulic pressure having a magnitude corresponding to the control pressure PC1 from the first linear solenoid valve SLB1 using the line pressure PL in the line pressure oil passage 54 as a source pressure. PB1 is output and supplied to the brake B1 through the B1 apply control valve 86 that functions as an interlock valve.

Ｂ２コントロール弁９０は、ライン圧油路５４に接続された入力ポート９０aおよびＢ２係合油圧ＰＢ２を出力する出力ポート９０bとの間を開閉するスプール弁子９２と、そのスプール弁子９２を開弁方向に付勢するために上記第２リニヤソレノイド弁ＳＬＢ２からの制御圧ＰＣ２を受け入れる制御油室９４と、スプール弁子９２を閉弁方向に付勢するスプリング９６を収容し、出力圧であるＢ２係合油圧ＰＢ２を受け入れるフィードバック油室９８とを備え、ライン圧油路５４内のライン圧ＰＬを元圧として、第２リニヤソレノイド弁ＳＬＢ２からの制御圧ＰＣ２に応じた大きさのＢ２係合油圧ＰＢ２を出力し、インターロック弁として機能するＢ２アプライコントロール弁１００を通してブレーキＢ２に供給する。   The B2 control valve 90 opens and closes the spool valve element 92 that opens and closes between the input port 90a connected to the line pressure oil passage 54 and the output port 90b that outputs the B2 engagement hydraulic pressure PB2. A control oil chamber 94 that receives the control pressure PC2 from the second linear solenoid valve SLB2 and a spring 96 that biases the spool valve element 92 in the valve closing direction are housed to bias the valve in the direction B2, which is an output pressure. A feedback oil chamber 98 for receiving the engagement hydraulic pressure PB2, and the B2 engagement hydraulic pressure having a magnitude corresponding to the control pressure PC2 from the second linear solenoid valve SLB2 using the line pressure PL in the line pressure oil passage 54 as a source pressure. PB2 is output and supplied to the brake B2 through the B2 apply control valve 100 that functions as an interlock valve.

Ｂ１アプライコントロール弁８６は、Ｂ１コントロール弁７６から出力されたＢ１係合油圧ＰＢ１を受け入れる入力ポート８６aおよび第１ブレーキＢ１に接続された出力ポート８６bとの間を開閉するスプール弁子１０２と、そのスプール弁子１０２を開弁方向に付勢するためにモジュール圧ＰＭを受け入れる油室１０４と、そのスプール弁子１０２を閉弁方向に付勢するスプリング１０６を収容し且つＢ２コントロール弁９０から出力されたＢ２係合油圧ＰＢ２を受け入れる油室１０８とを備え、第２ブレーキＢ２を係合させるためのＢ２係合油圧ＰＢ２が供給されるまでは開弁状態とされるが、そのＢ２係合油圧ＰＢ２が供給されると閉弁状態に切換られて、第１ブレーキＢ１の係合が阻止される。   The B1 apply control valve 86 includes a spool valve element 102 that opens and closes between an input port 86a that receives the B1 engagement hydraulic pressure PB1 output from the B1 control valve 76 and an output port 86b that is connected to the first brake B1. An oil chamber 104 for receiving the module pressure PM for biasing the spool valve element 102 in the valve opening direction and a spring 106 for biasing the spool valve element 102 in the valve closing direction are accommodated and output from the B2 control valve 90. And an oil chamber 108 that receives the B2 engagement hydraulic pressure PB2, and is opened until the B2 engagement hydraulic pressure PB2 for engaging the second brake B2 is supplied, but the B2 engagement hydraulic pressure PB2 Is switched to the closed valve state, and the engagement of the first brake B1 is blocked.

また、上記Ｂ１アプライコントロール弁８６には、そのスプール弁子１０２が開弁位置（図４の中心線の右側に示す位置）であるときに閉じられ、逆にそのスプール弁子１０２が閉弁位置（図４の中心線の左側に示す位置）にあるときに開かれる一対のポート１１０aおよび１１０bが設けられている。この一方のポート１１０aにはＢ２係合油圧ＰＢ２を検出するための油圧スイッチＳＷ２が接続され、他方のポート１１０bには第２ブレーキＢ２が直接接続されている。この油圧スイッチＳＷ２は、Ｂ２係合油圧ＰＢ２が予め設定された高圧状態となるとオン状態となり、Ｂ２係合油圧ＰＢ２が予め設定された低圧状態以下となるとオフ状態に切り換えられるように構成されている。この油圧スイッチＳＷ２は、Ｂ１アプライコントロール弁８６を介して第２ブレーキＢ２に接続されているので、Ｂ２係合油圧ＰＢ２の異常と同時に、第１ブレーキＢ１の油圧系を構成する第１リニヤソレノイド弁ＳＬＢ１、Ｂ１コントロール弁７６、Ｂ１アプライコントロール弁８６等の異常も判定可能となっている。   The B1 apply control valve 86 is closed when the spool valve element 102 is in the valve open position (the position shown on the right side of the center line in FIG. 4), and conversely, the spool valve element 102 is closed. A pair of ports 110a and 110b are provided that are opened when they are at the position shown on the left side of the center line in FIG. A hydraulic switch SW2 for detecting the B2 engagement hydraulic pressure PB2 is connected to the one port 110a, and a second brake B2 is directly connected to the other port 110b. The hydraulic switch SW2 is configured to be turned on when the B2 engagement hydraulic pressure PB2 is in a preset high pressure state and switched to an off state when the B2 engagement hydraulic pressure PB2 is equal to or lower than a preset low pressure state. . Since the hydraulic switch SW2 is connected to the second brake B2 via the B1 apply control valve 86, the first linear solenoid valve constituting the hydraulic system of the first brake B1 simultaneously with the abnormality of the B2 engagement hydraulic pressure PB2. Abnormalities such as SLB1, B1 control valve 76, B1 apply control valve 86, etc. can also be determined.

Ｂ２アプライコントロール弁１００も、Ｂ１アプライコントロール弁８６と同様に、Ｂ２コントロール弁９０から出力されたＢ２係合油圧ＰＢ２を受け入れる入力ポート１００aおよび第２ブレーキＢ２に接続された出力ポート１００bとの間を開閉するスプール弁子１１２と、そのスプール弁子１１２を開弁方向に付勢するためにモジュール圧ＰＭを受け入れる油室１１４と、そのスプール弁子１１２を閉弁方向に付勢するスプリング１１６を収容し且つＢ１コントロール弁７６から出力されたＢ１係合油圧ＰＢ１を受け入れる油室１１８とを備え、第１ブレーキＢ１を係合させるためのＢ１係合油圧ＰＢ１が供給されるまでは開弁状態とされるが、そのＢ１係合油圧ＰＢ１が供給されると閉弁状態に切換られて、第２ブレーキＢ２の係合が阻止される。   Similarly to the B1 apply control valve 86, the B2 apply control valve 100 is connected between the input port 100a that receives the B2 engagement hydraulic pressure PB2 output from the B2 control valve 90 and the output port 100b connected to the second brake B2. A spool valve element 112 that opens and closes, an oil chamber 114 that receives the module pressure PM to urge the spool valve element 112 in the valve opening direction, and a spring 116 that urges the spool valve element 112 in the valve closing direction are accommodated. And an oil chamber 118 that receives the B1 engagement hydraulic pressure PB1 output from the B1 control valve 76, and is kept open until the B1 engagement hydraulic pressure PB1 for engaging the first brake B1 is supplied. However, when the B1 engagement hydraulic pressure PB1 is supplied, the valve is switched to the closed state and the second brake B2 is engaged. It is locked.

上記Ｂ２アプライコントロール弁１００にも、そのスプール弁子１１２が開弁位置（図４の中心線の右側に示す位置）であるときに閉じられ、逆にそのスプール弁子１１２が閉弁位置（図４の中心線の左側に示す位置）にあるときに開かれる一対のポート１２０aおよび１２０bが設けられている。この一方のポート１２０aにはＢ１係合油圧ＰＢ１を検出するための油圧スイッチＳＷ１が接続され、他方のポート１２０bには第１ブレーキＢ１が直接接続されている。この油圧スイッチＳＷ１は、Ｂ１係合油圧ＰＢ１が予め設定された高圧状態となるとオン状態となり、Ｂ１係合油圧ＰＢ１が予め設定された低圧状態以下となるとオフ状態に切り換えられるように構成されている。この油圧スイッチＳＷ１は、Ｂ２アプライコントロール弁１００を介して第１ブレーキＢ１に接続されているので、Ｂ１係合油圧ＰＢ１の異常と同時に、第２ブレーキＢ２の油圧系を構成する第２リニヤソレノイド弁ＳＬＢ２、Ｂ２コントロール弁９０、Ｂ２アプライコントロール弁１００等の異常も判定可能となっている。   The B2 apply control valve 100 is also closed when the spool valve element 112 is in the open position (the position shown on the right side of the center line in FIG. 4), and conversely, the spool valve element 112 is closed (see FIG. A pair of ports 120a and 120b are provided that are opened when they are at the position shown on the left side of the center line of FIG. A hydraulic switch SW1 for detecting the B1 engagement hydraulic pressure PB1 is connected to the one port 120a, and a first brake B1 is directly connected to the other port 120b. The hydraulic switch SW1 is configured to be turned on when the B1 engagement hydraulic pressure PB1 is in a preset high pressure state and switched to an off state when the B1 engagement hydraulic pressure PB1 is equal to or lower than a preset low pressure state. . Since this hydraulic switch SW1 is connected to the first brake B1 via the B2 apply control valve 100, the second linear solenoid valve constituting the hydraulic system of the second brake B2 simultaneously with the abnormality of the B1 engagement hydraulic pressure PB1. Abnormalities in the SLB2, B2 control valve 90, B2 apply control valve 100, etc. can also be determined.

図７は、以上のように構成された油圧制御回路５０の作動を説明する図表である。図７では、○印が励磁状態或いは係合状態を示し、×印が非励磁状態或いは解放状態を示している。すなわち、第１リニヤソレノイド弁ＳＬＢ１および第２リニヤソレノイド弁ＳＬＢ２は共に励磁状態とされることによって、第１ブレーキＢ１が解放状態に、第２ブレーキＢ２が係合状態とされ、変速機２２の低速段Ｌが達成される。そして、第１リニヤソレノイド弁ＳＬＢ１および第２リニヤソレノイド弁ＳＬＢ２は共に非励磁状態とされることによって、第１ブレーキＢ１が係合状態に、第２ブレーキＢ２が解放状態とされ、変速機２２の高速段Ｈが達成される。   FIG. 7 is a chart for explaining the operation of the hydraulic control circuit 50 configured as described above. In FIG. 7, a circle indicates an excited state or an engaged state, and a cross indicates a non-excited state or a released state. That is, the first linear solenoid valve SLB1 and the second linear solenoid valve SLB2 are both energized, so that the first brake B1 is released and the second brake B2 is engaged, so that the speed of the transmission 22 is low. Stage L is achieved. The first linear solenoid valve SLB1 and the second linear solenoid valve SLB2 are both de-energized, whereby the first brake B1 is engaged and the second brake B2 is disengaged. High speed stage H is achieved.

図８は、電子制御装置２８、３４および４４の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。図８において、ハイブリッド駆動制御手段１３０は、たとえば、キーがキースロットに挿入された後、ブレーキペダルが操作された状態でパワースイッチが操作されることにより制御が起動されると、アクセル操作量に基づいて運転者の要求出力を算出し、低燃費で排ガス量の少ない運転となるようにエンジン２４および／またはＭＧ２から要求出力を発生させる。たとえば、エンジン２４を停止し専らＭＧ２を駆動源とするモータ走行モード、エンジン２４の動力で発電を行いＭＧ２を駆動源として走行する走行モード、エンジン２４の動力を機械的に駆動輪１８に伝えて走行するエンジン走行モードを、走行状態に応じて切り換える。   FIG. 8 is a functional block diagram for explaining a main part of the control functions of the electronic control devices 28, 34 and 44. In FIG. 8, for example, when the control is started by operating the power switch while the brake pedal is operated after the key is inserted into the key slot, the hybrid drive control unit 130 increases the accelerator operation amount. Based on this, the driver's required output is calculated, and the required output is generated from the engine 24 and / or MG2 so as to achieve a low fuel consumption and low exhaust gas operation. For example, a motor travel mode in which the engine 24 is stopped and MG2 is used as a drive source, a travel mode in which power is generated using the power of the engine 24 and travel is performed using MG2 as a drive source, and the power of the engine 24 is mechanically transmitted to the drive wheels 18. The engine running mode for running is switched according to the running state.

上記ハイブリッド駆動制御手段１３０は、エンジン２４を駆動する場合であっても、ＭＧ１によって最適燃費曲線上で作動するようにエンジン１０の回転速度を制御する。また、ＭＧ２を駆動してトルクアシストする場合、車速が遅い状態では変速機２２を低速段Ｌに設定して出力軸１４に付加するトルクを大きくし、車速が増大した状態では、変速機２２を高速段Ｈに設定してＭＧ２の回転速度を相対的に低下させて損失を低減し、効率の良いトルクアシストを実行させる。さらに、コースト走行時には車両の有する慣性エネルギーでＭＧ１或いはＭＧ２を回転駆動することにより電力として回生し、蓄電装置３２にその電力を蓄える。   The hybrid drive control means 130 controls the rotational speed of the engine 10 so as to operate on the optimum fuel consumption curve by MG1 even when the engine 24 is driven. Further, when driving the MG 2 for torque assist, the transmission 22 is set to the low speed stage L when the vehicle speed is slow to increase the torque applied to the output shaft 14, and the transmission 22 is turned off when the vehicle speed is increased. The high speed stage H is set so that the rotational speed of the MG 2 is relatively lowered to reduce the loss, and efficient torque assist is executed. Further, when coasting, the MG1 or MG2 is regenerated as electric power by rotating the MG1 or MG2 with the inertial energy of the vehicle, and the electric power is stored in the power storage device 32.

変速制御手段１３２は、たとえば図９に示す予め記憶された変速線図から、車両の速度Ｖおよび駆動力Ｐに基づいて変速機２２の変速段を決定し、決定された変速段に自動的に切り換えられるように第１ブレーキＢ１および第２ブレーキＢ２の一方を解放し、他方を係合させる。   The shift control means 132 determines the shift stage of the transmission 22 based on the vehicle speed V and the driving force P from, for example, a pre-stored shift diagram shown in FIG. 9, and automatically determines the determined shift stage. One of the first brake B1 and the second brake B2 is released so as to be switched, and the other is engaged.

ライン圧制御手段１３４は、前記算出された運転者の要求出力が予め設定された出力判定値よりも大きい場合、或いは変速機２２の変速中すなわち変速過渡時である場合などでは、前記電磁開閉弁６４を閉状態から開状態に切り換えてモジュレータ圧ＰＭをライン圧調圧弁５６の油室６８内に供給してスプール弁子６０の閉弁方向に向かう推力を所定値増加させることにより、ライン圧ＰＬの設定圧を低圧状態から高圧状態へ切り換える。   The line pressure control means 134 is configured to switch the electromagnetic on-off valve when the calculated driver demand output is larger than a preset output determination value or when the transmission 22 is shifting, i.e., when shifting. 64 is switched from the closed state to the open state, and the modulator pressure PM is supplied into the oil chamber 68 of the line pressure regulating valve 56 to increase the thrust toward the valve closing direction of the spool valve element 60, thereby increasing the line pressure PL. Switch the set pressure from low pressure to high pressure.

前記ハイブリッド駆動制御手段１３０は、前記変速制御手段１３２による変速機２２の変速に際して、係合側の摩擦係合装置を変速後の回転同期状態で係合させて係合ショックを抑制するために、その変速過程において、変速機２２の入力回転速度すなわちＭＧ２の回転速度ＮＭＧ２を変速後の同期回転速度へ変化させるようにＭＧ２を制御する所謂ＭＧ２による回転同期制御を実行する。 When the transmission 22 is shifted by the shift control unit 132, the hybrid drive control unit 130 engages the friction engagement device on the engagement side in a rotation-synchronized state after the shift to suppress the engagement shock. In the speed change process, so-called MG2 rotation synchronization control is executed to control MG2 so as to change the input rotation speed of the transmission 22, that is, the rotation speed NMG2 of MG2, to the synchronous rotation speed after the shift.

前記変速制御手段１３２は、変速過程において前記ハイブリッド駆動制御手段１３０によりＭＧ２による回転同期制御が終了するまでは、ブレーキＢ１、Ｂ２を共に解放状態とし、その回転同期制御の終了後に係合側の摩擦係合装置を完全係合する。   The shift control means 132 releases the brakes B1 and B2 until the hybrid drive control means 130 finishes the rotation synchronization control by MG2 during the shift process, and after the rotation synchronization control ends, the friction on the engagement side Fully engage the engagement device.

但し、ＭＧ２が使用が不可状態である場合にはＭＧ２による回転同期制御が行えないので、係合ショックを抑制するために、係合側の摩擦係合装置によりＭＧ２の回転速度ＮＭＧ２を変速後の同期回転速度へ変化させる。 However, since the rotation synchronization control by MG2 cannot be performed when MG2 cannot be used, in order to suppress the engagement shock, the rotation speed NMG2 of MG2 is changed after the shift by the friction engagement device on the engagement side. Change to the synchronous rotation speed.

電動機使用可否判定手段１３６は、ＭＧ２が使用可能状態か否かを判定する。例えば、電動機使用可否判定手段１３６は、ＭＧ２に電力を供給する蓄電装置３２が低温である場合、蓄電残量ＳＯＣが所定の下限値に達したなどの所定の放電規制条件が成立した場合、断線等によりＭＧ２へ電力が供給できない場合、ＭＧ１が発電していない場合や発電していてもその発電電力により蓄電装置３２を優先的に蓄電する必要がある場合などには、ＭＧ２の使用が不可状態であると判定する。   The electric motor availability determination unit 136 determines whether the MG2 is in an available state. For example, the electric motor usability determination unit 136 is disconnected when a predetermined discharge regulation condition such as when the power storage device 32 that supplies power to the MG 2 is at a low temperature, or when the remaining power SOC reaches a predetermined lower limit value is satisfied. MG2 cannot be used when power cannot be supplied to MG2 due to, for example, when MG1 is not generating power or when it is necessary to preferentially store power storage device 32 with the generated power even if it is generating power It is determined that

前記変速制御手段１３２は、変速機２２の変速に際して、前記電動機使用可否判定手段１３６によりＭＧ２の使用が不可状態であると判定された場合に、係合側の摩擦係合装置への係合圧の供給過程において、ＭＧ２の回転速度ＮＭＧ２を変速後の同期回転速度へ変化させるように、その係合装置に所定のトルク容量を発生させるための低圧待機圧ＰＷを保持する低圧待機手段を機能的に備えている。 The shift control means 132 is configured to apply an engagement pressure to the frictional engagement device on the engagement side when the electric motor use availability determination means 136 determines that the use of MG2 is disabled when the transmission 22 is shifted. The low pressure standby means for holding the low pressure standby pressure P W for generating a predetermined torque capacity in the engaging device so as to change the rotational speed N MG2 of the MG 2 to the synchronous rotational speed after the shift in the supply process of Functionally equipped.

上記低圧待機圧ＰＷは、第２ブレーキＢ２を完全係合するためのＢ２係合油圧ＰＢ２の最大値すなわちライン圧ＰＬよりも充分に低く第２ブレーキＢ２の完全係合に先立って所定のトルク容量を持たせる比較的低い圧であって、それによりドライバビリティーに可及的に影響しないような変速後の同期回転速度に向かうＭＧ２回転速度ＮＭＧ２の回転勾配となるように、係合ショックの抑制と変速時間とを考慮して予め実験的に求められた変速過渡油圧である。 The low-pressure standby pressure PW is sufficiently lower than the maximum value of the B2 engagement hydraulic pressure PB2 for fully engaging the second brake B2, that is, the line pressure PL, and has a predetermined torque prior to the complete engagement of the second brake B2. Engagement shock so as to have a rotational gradient of MG2 rotational speed N MG2 toward the synchronous rotational speed after shifting so as to have a relatively low pressure and thereby have as little influence on drivability as possible. The shift transient hydraulic pressure is experimentally obtained in advance in consideration of the suppression of shift and the shift time.

しかしながら、第１ブレーキＢ１を解放し且つ第２ブレーキＢ２を係合させるダウンシフトに際しては、前述した図１６に示すように、係合側の摩擦係合装置となる第２ブレーキＢ２の油圧指令値において一律の低圧待機圧ＰＷが用いられて、ダウンシフト後の同期回転速度に向かうＭＧ２の回転勾配が一律とされると、ダウンシフト後の同期回転速度が線Ｂに示す制動操作時等の急減速時の場合は線Ｃに示す通常のアクセル開度が零付近の減速走行時（緩減速時）の場合に比較して低下速度が急となることから、急減速時の場合の方がイナーシャ変動が大きくなって（見方を換えれば、角βの方が角γよりも鋭角となり）係合側の摩擦係合装置の係合ショックが大きくなる可能性がある。 However, at the time of downshift in which the first brake B1 is released and the second brake B2 is engaged, as shown in FIG. 16 described above, the hydraulic pressure command value of the second brake B2 serving as the engagement side frictional engagement device. When the uniform low-pressure standby pressure PW is used and the rotational gradient of MG2 toward the synchronous rotational speed after downshifting is uniform, the synchronous rotational speed after downshifting is the same as during braking operation indicated by line B, etc. In the case of sudden deceleration, the speed of decrease becomes steeper compared to the case of deceleration traveling (slow deceleration) when the normal accelerator opening shown in line C is near zero. There is a possibility that the inertia fluctuation becomes large (in other words, the angle β becomes sharper than the angle γ) and the engagement shock of the frictional engagement device on the engagement side becomes large.

そこで、待機圧補正手段１３８は、車両が急減速である場合には急減速でない場合すなわち緩減速の場合に比較してダウンシフト後の同期回転速度に向かうＭＧ２の回転勾配が緩やかとされて急減速のダウンシフトであっても係合ショックが大きくなることが抑制されるように、急減速である場合には緩減速の場合に対して低圧待機圧ＰＷを低圧側に補正する。 Therefore, the standby pressure correction means 138 makes the rotation gradient of MG2 toward the synchronous rotational speed after the downshift gentle when the vehicle is suddenly decelerating, that is, when it is not suddenly decelerating, that is, when the vehicle is suddenly decelerating. In order to suppress an increase in engagement shock even in the case of a downshift of deceleration, the low-pressure standby pressure PW is corrected to the low-pressure side in the case of a rapid deceleration with respect to the case of a slow deceleration.

具体的には、車両減速度検出手段１４０は、車両の減速度Ｇを検出する。例えば、車両減速度検出手段１４０は、車両の減速度（加速度）Ｇを検出するための加速度センサＧＳから電子制御装置４４に供給される検出信号に基づいて車両減速度Ｇを検出する。   Specifically, the vehicle deceleration detecting means 140 detects the vehicle deceleration G. For example, the vehicle deceleration detecting means 140 detects the vehicle deceleration G based on a detection signal supplied from the acceleration sensor GS for detecting the vehicle deceleration (acceleration) G to the electronic control unit 44.

急減速判定手段１４２は、前記車両減速度検出手段１４０により検出された車両減速度Ｇが所定の減速度ＧＫを超えたか否かに基づいて車両の急減速を判定する。この所定の減速度ＧＫは、低圧待機圧ＰＷが用いられる通常の減速時（緩減速時）に対して低圧待機圧ＰＷを低圧側に補正してダウンシフト後の同期回転速度に向かうＭＧ２の回転勾配を緩やかにする必要がある急減速状態であることを判定するための予め実験的に求めて記憶された急減速判定値である。 The sudden deceleration determination unit 142 determines the sudden deceleration of the vehicle based on whether or not the vehicle deceleration G detected by the vehicle deceleration detection unit 140 exceeds a predetermined deceleration GK. This predetermined deceleration GK corrects the low-pressure standby pressure PW to the low-pressure side with respect to the normal deceleration (slow deceleration) in which the low-pressure standby pressure PW is used, and moves toward the synchronous rotational speed after the downshift. This is a sudden deceleration determination value that is experimentally obtained and stored in advance to determine that it is a sudden deceleration state in which it is necessary to make the rotational gradient of the engine slow.

前記待機圧補正手段１３８は、前記急減速判定手段１４２により車両の急減速が判定された場合には、判定されない場合に対して低圧待機圧ＰＷを低圧側に補正する。例えば、待機圧補正手段１３８は、急減速判定手段１４２により車両の急減速が判定された場合には、低圧待機圧ＰＷをその低圧待機圧ＰＷよりも低圧となる急減速時の低圧待機圧として予め実験的に求められた急減速時低圧待機圧ＰＷＫに変更する。 The standby pressure correcting means 138 corrects the low pressure standby pressure PW to the low pressure side when the sudden deceleration determination means 142 determines that the vehicle is suddenly decelerated, as opposed to not determining. For example, standby pressure correcting means 138, when the rapid deceleration of the vehicle is determined by the rapid deceleration determination unit 142, a low-pressure standby of the time of rapid deceleration of a lower pressure than the low pressure standby pressure P W low-pressure standby pressure P W The pressure is changed to the low-pressure standby pressure PWK at the time of rapid deceleration that has been experimentally obtained in advance.

また、前記待機圧補正手段１３８は、車両減速度Ｇが大きくなるほど低圧待機圧ＰＷが低くなるように補正しても良い。例えば、待機圧補正手段１３８は、車両減速度Ｇが大きくなる程ダウンシフト後の同期回転速度に向かうＭＧ２の回転勾配が一層緩やかとされるように、車両減速度Ｇが大きくなるほど急減速時低圧待機圧ＰＷＫが低くなるように補正する。 Further, the standby pressure correction means 138 may correct the low pressure standby pressure P W so that the vehicle deceleration G increases. For example, the standby pressure correcting means 138 increases the vehicle deceleration G as the vehicle deceleration G increases so that the rotational gradient of MG2 toward the synchronous rotation speed after the downshift becomes more gentle as the vehicle deceleration G increases. Correction is made so that the standby pressure P WK is lowered.

より具体的には、待機圧補正手段１３８は、図１０に示すような車両減速度Ｇが大きくなるほど急減速時低圧待機圧ＰＷＫの補正値ＨＧが小さくなるように予め定められた関係から前記車両減速度検出手段１４０により検出された車両減速度Ｇに基づいて補正値ＨＧを決定し、急減速時低圧待機圧ＰＷＫにその補正値ＨＧを加算して車両減速度Ｇの大きさを考慮した急減速時低圧待機圧ＰＷＫを決定する。 More specifically, the standby pressure correction means 138 has a predetermined relationship such that the correction value HG of the low pressure standby pressure PWK during sudden deceleration decreases as the vehicle deceleration G increases as shown in FIG. A correction value HG is determined based on the vehicle deceleration G detected by the vehicle deceleration detection means 140, and the correction value HG is added to the low-pressure standby pressure PWK during sudden deceleration to take into account the magnitude of the vehicle deceleration G The low deceleration standby pressure PWK during sudden deceleration is determined.

また、前記待機圧補正手段１３８は、作動油温度が低くなるほど低圧待機圧ＰＷが高くなるように補正しても良い。例えば、待機圧補正手段１３８は、作動油の温度が低くなっても応答遅れにより摩擦係合装置の係合が遅れて変速時間が延びてしまうことが抑制されるように、作動油温度が低くなるほど急減速時低圧待機圧ＰＷＫが高くなるように補正する。これにより、変速時間が延びることによる摩擦材に加わる熱量の増加やドライバビリティーの悪化が抑制される効果も得られる。 Further, the standby pressure correction means 138 may correct the low pressure standby pressure P W so as to decrease as the hydraulic oil temperature decreases. For example, the standby pressure correcting means 138 has a low hydraulic oil temperature so that even if the hydraulic oil temperature is low, it is suppressed that the engagement of the friction engagement device is delayed due to a response delay and the shift time is prolonged. Thus, correction is made so that the low-pressure standby pressure PWK during sudden deceleration increases. As a result, an effect of suppressing an increase in the amount of heat applied to the friction material and a deterioration in drivability due to the extended shift time can be obtained.

より具体的には、待機圧補正手段１３８は、図１１に示すような作動油温度が低くなるほど急減速時低圧待機圧ＰＷＫの補正値ＨＴが大きくなるように予め定められた関係から油温センサＴＳから電子制御装置４４に供給される検出信号に基づいて補正値ＨＴを決定し、急減速時低圧待機圧ＰＷＫにその補正値ＨＴを加算して作動油温度を考慮した急減速時低圧待機圧ＰＷＫを決定する。 More specifically, the standby pressure correction means 138 determines the oil temperature from a predetermined relationship so that the correction value HT of the low pressure standby pressure PWK during sudden deceleration increases as the hydraulic oil temperature decreases as shown in FIG. The correction value HT is determined based on the detection signal supplied from the sensor TS to the electronic control unit 44, and the rapid deceleration low pressure in consideration of the hydraulic oil temperature by adding the correction value HT to the rapid deceleration low pressure standby pressure PWK. The standby pressure PWK is determined.

待機圧補正手段１３８は、前記補正値ＨＧや補正値ＨＴをそれぞれ単独で或いは組み合わせて最終的な急減速時低圧待機圧ＰＷＫを決定する。 The standby pressure correction means 138 determines the final sudden deceleration low pressure standby pressure PWK by combining the correction value HG and the correction value HT either individually or in combination.

図１２は、電子制御装置２８、３４および４４の制御機能の要部すなわちＭＧ２使用不可および急減速時のダウンシフトの際に用いられる急減速時低圧待機圧ＰＷＫを決定する低圧待機圧決定ルーチンを説明するフローチャートであり、例えば数ｍｓｅｃ乃至数十ｍｓｅｃ程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行されるものである。 FIG. 12 shows a control function of the electronic control devices 28, 34, and 44, that is, a low-pressure standby pressure determination routine for determining the sudden deceleration low pressure standby pressure PWK used when the MG2 is unusable and when downshifting at a sudden deceleration. This flowchart is repeatedly executed with an extremely short cycle time of, for example, about several milliseconds to several tens of milliseconds.

先ず、前記変速制御手段１３２に対応するステップ（以下、ステップを省略する）Ｓ１において、例えば図９に示す予め記憶された変速線図から車両の速度Ｖおよび駆動力Ｐに基づいて変速機２２の変速が判断され、低速段Ｌへダウンシフトすべきか否かが判断される。   First, in a step (hereinafter, step is omitted) S1 corresponding to the shift control means 132, the transmission 22 is controlled based on the vehicle speed V and the driving force P from a previously stored shift diagram shown in FIG. A shift is determined, and it is determined whether or not to shift down to a low gear L.

前記Ｓ１の判断が否定される場合は本ルーチンが終了させられるが、低速段Ｌへのダウンシフトが判断されてこのＳ１が肯定される場合は前記電動機使用可否判定手段１３６に対応するＳ２において、ＭＧ２の使用が不可状態であるか否かが、例えば蓄電装置３２が低温であったり所定の放電規制条件が成立したような蓄電装置３２の制限中であるか否かに基づいて判定される。   If the determination of S1 is negative, this routine is terminated, but if the downshift to the low speed stage L is determined and this S1 is affirmative, in S2 corresponding to the electric motor availability determination means 136, Whether or not the use of MG2 is disabled is determined based on, for example, whether or not the power storage device 32 is being restricted such that the power storage device 32 is at a low temperature or a predetermined discharge regulation condition is satisfied.

前記Ｓ２の判断が否定される場合は本ルーチンが終了させられるが肯定される場合は前記車両減速度検出手段１４０に対応するＳ３において、車両減速度Ｇが検出される。   If the determination at S2 is negative, this routine is terminated. If the determination is affirmative, the vehicle deceleration G is detected at S3 corresponding to the vehicle deceleration detection means 140.

続いて、前記急減速判定手段１４２に対応するＳ４において、前記Ｓ３にて検出された車両減速度Ｇが所定の減速度ＧＫを超えたか否かに基づいて車両の急減速が判定される。   Subsequently, in S4 corresponding to the rapid deceleration determination unit 142, it is determined whether or not the vehicle is decelerated based on whether or not the vehicle deceleration G detected in S3 exceeds a predetermined deceleration GK.

前記Ｓ４の判断が否定される場合は本ルーチンが終了させられるか或いは緩減速時の低圧待機圧ＰＷがそのまま用いられるが肯定される場合は前記待機圧補正手段１３８に対応するＳ５において、緩減速時に用いる低圧待機圧ＰＷがその低圧待機圧ＰＷよりも低圧となる急減速時に用いる急減速時低圧待機圧ＰＷＫに変更される。また、急減速時低圧待機圧ＰＷＫは、車両減速度Ｇが大きくなるほど急減速時低圧待機圧ＰＷＫが低くなるように車両減速度Ｇの大きさを考慮して補正されたり、作動油温度が低くなるほど急減速時低圧待機圧ＰＷＫが高くなるように作動油温度を考慮して補正される。 If the determination in S4 is negative, this routine is terminated, or if the low pressure standby pressure PW during slow deceleration is used as it is, but if the determination is affirmative, in S5 corresponding to the standby pressure correction means 138, the routine is low standby pressure P W used during deceleration is changed to the rapid deceleration low standby pressure P WK used during rapid deceleration as a lower pressure than the low pressure standby pressure P W. Further, the low-pressure standby pressure P WK during sudden deceleration is corrected in consideration of the magnitude of the vehicle deceleration G so that the low-pressure standby pressure P WK during rapid deceleration decreases as the vehicle deceleration G increases, or the hydraulic oil temperature Is corrected in consideration of the hydraulic oil temperature so that the low pressure standby pressure PWK during rapid deceleration increases as the value decreases.

図１３および図１４は、電子制御装置２８、３４および４４の制御機能の要部すなわちＭＧ２使用不可のときのダウンシフトの際に前記変速制御手段１３２により行われるブレーキＢ１、Ｂ２の油圧制御作動を説明するフローチャートであって、図１３は解放側となる第１ブレーキＢ１の油圧制御作動であり、図１４は係合側となる第２ブレーキＢ２の油圧制御作動である。また、図１５は図１３および図１４のフローチャートに示す制御作動の一例であって、ＭＧ２使用不可且つ急減速走行のときのダウンシフトの際にブレーキＢ２の係合圧の供給過程において急減速時低圧待機圧ＰＷＫが用いられたときの制御作動を説明するタイムチャートである。 13 and 14 show the hydraulic control operation of the brakes B1 and B2 performed by the shift control means 132 at the time of downshift when the main control function of the electronic control devices 28, 34 and 44, that is, when the MG2 cannot be used. FIG. 13 is a flowchart for explaining, FIG. 13 shows the hydraulic control operation of the first brake B1 on the disengagement side, and FIG. 14 shows the hydraulic control operation of the second brake B2 on the engagement side. FIG. 15 is an example of the control operation shown in the flowcharts of FIGS. 13 and 14, and MG2 cannot be used and the brake B2 is applied at the time of sudden deceleration during the downshift at the time of downshifting at the time of rapid deceleration traveling. It is a time chart explaining the control action when the low-pressure standby pressure PWK is used.

図１３のＳ１１において、例えば図９に示す予め記憶された変速線図から車両の速度Ｖおよび駆動力Ｐに基づいて変速機２２の変速が判断され、低速段Ｌへダウンシフトすべきか否かが判断される。   In S11 of FIG. 13, for example, the shift of the transmission 22 is determined based on the vehicle speed V and the driving force P from the pre-stored shift diagram shown in FIG. To be judged.

前記Ｓ１１の判断が否定される場合は本ルーチンが終了させられるが、低速段Ｌへのダウンシフトが判断されてこのＳ１１が肯定される場合はＳ１２において、第１ブレーキＢ１を速やかに解放するためにＢ１係合油圧ＰＢ１を急速に低下させるための指令値が出力される。   If the determination in S11 is negative, this routine is terminated. If a downshift to the low speed stage L is determined and this S11 is affirmed, in S12, the first brake B1 is quickly released. In addition, a command value for rapidly decreasing the B1 engagement hydraulic pressure PB1 is output.

図１５のｔ１時点は、低速段Ｌへのダウンシフトが判断された後、Ｂ１係合油圧ＰＢ１を急速に低下させるための指令値が出力されたことを示している。その指令値に従って、破線の如く実際のＢ１係合油圧ＰＢ１が低下させられる。 Time point t 1 in FIG. 15 shows that after a downshift to a lower speed stage L is determined, the command value to reduce rapidly the B1 engagement oil pressure PB1 is outputted. In accordance with the command value, the actual B1 engagement hydraulic pressure PB1 is lowered as indicated by the broken line.

図１４のＳ２１において、例えば図９に示す予め記憶された変速線図から車両の速度Ｖおよび駆動力Ｐに基づいて変速機２２の変速が判断され、低速段Ｌへダウンシフトすべきか否かが判断される。このＳ２１は前記図１３のＳ１１と共通の制御作動であり、第１ブレーキＢ１の解放油圧制御作動と第２ブレーキＢ２の係合油圧制御作動とを別のフローチャートを用いて説明する為に便宜上各々のフローチャートに組み込んだ。   In S21 of FIG. 14, for example, the shift of the transmission 22 is determined based on the vehicle speed V and the driving force P from the pre-stored shift diagram shown in FIG. To be judged. This S21 is a control operation common to S11 of FIG. 13, and for the sake of convenience, the release hydraulic pressure control operation of the first brake B1 and the engagement hydraulic pressure control operation of the second brake B2 will be described using separate flowcharts. It was incorporated in the flowchart.

前記Ｓ２１の判断が否定される場合は本ルーチンが終了させられるが、低速段Ｌへのダウンシフトが判断されてこのＳ２１が肯定される場合はＳ２２において、第２ブレーキＢ２のパッククリアランスを速やかに詰めるために作動油が急速充填するためのＢ２ファーストフィル指令値が出力される。   If the determination in S21 is negative, this routine is terminated, but if the downshift to the low speed stage L is determined and this S21 is affirmed, in S22, the pack clearance of the second brake B2 is quickly increased. A B2 first fill command value for rapid filling of hydraulic oil for filling is output.

図１５のｔ１時点は、低速段Ｌへのダウンシフトが判断された後、第２ブレーキＢ２の作動油を急速充填するためのＢ２ファーストフィル指令値が出力されたことを示している。その指令値に従って、破線の如く実際のＢ２係合油圧ＰＢ２が上昇させられる。 Time point t 1 in FIG. 15 indicates that a downshift to a lower speed step L after it has been determined, B2 fast fill command value for rapid filling of the hydraulic oil of the second brake B2 is output. According to the command value, the actual B2 engagement hydraulic pressure PB2 is increased as shown by the broken line.

続いて、Ｓ２３において、ＭＧ２の回転速度ＮＭＧ２をダウンシフト後の同期回転速度へ変化させるように、第２ブレーキＢ２に所定のトルク容量を発生させるための低圧待機圧を保持する低圧待機指令が出力される。緩減速時には低圧待機圧ＰＷとする低圧待機指令が出力されるが、急減速時には前記図１２のＳ５にて決定された急減速時低圧待機圧ＰＷＫとする低圧待機指令が出力される。 Subsequently, in S23, a low-pressure standby command for maintaining a low-pressure standby pressure for generating a predetermined torque capacity in the second brake B2 so as to change the rotational speed NMG2 of MG2 to the synchronous rotational speed after the downshift. Is output. Although during slow deceleration is output low pressure standby command to the low pressure standby pressure P W, a low-pressure standby command during rapid deceleration and rapid deceleration low standby pressure P WK determined in S5 of FIG 12 is outputted.

図１５のｔ２時点は、Ｂ２ファーストフィル指令値に替えて急減速時低圧待機圧ＰＷＫとする低圧待機指令が出力されたことを示している。その指令値に従って、破線の如く実際のＢ２係合油圧ＰＢ２が変化させられる。 T 2 point of FIG. 15 shows that the low-pressure standby command to the rapid deceleration low standby pressure P WK instead B2 fast fill command value is output. According to the command value, the actual B2 engagement hydraulic pressure PB2 is changed as indicated by the broken line.

続いて、Ｓ２４において、ＭＧ２の回転速度ＮＭＧ２がダウンシフト後の同期回転速度へ向かって変化開始した所謂イナーシャ相では僅かではあるが低圧待機圧を漸増させるＢ２スイープアップ指令が出力される。この低圧待機圧からの漸増量は例えば作動油温に基づいて変化させられても良い。このイナーシャ相の開始はＭＧ２の回転速度ＮＭＧ２の変化量や変速判断からの経過時間等で判断される。尚、本実施例では、低圧待機圧から漸増させられたＢ２スイープアップ油圧も一定圧の低圧待機圧ＰＷ（或いは急減速時低圧待機圧ＰＷＫ）と同様に低圧待機圧に含む。 Subsequently, in S24, a B2 sweep-up command for gradually increasing the low-pressure standby pressure is output in the so-called inertia phase in which the rotational speed NMG2 of MG2 starts to change toward the synchronous rotational speed after the downshift. The gradually increasing amount from the low-pressure standby pressure may be changed based on the hydraulic oil temperature, for example. The start of the inertia phase is determined by the amount of change in the rotational speed NMG2 of MG2 , the elapsed time from the shift determination, or the like. In this embodiment, the B2 sweep-up hydraulic pressure gradually increased from the low-pressure standby pressure is included in the low-pressure standby pressure as well as the low-pressure standby pressure P W (or the low-pressure standby pressure P WK during rapid deceleration).

図１５のｔ３時点は、急減速時低圧待機圧ＰＷＫを漸増させるＢ２スイープアップ指令が出力されたことを示している。その指令値に従って、実際のＢ２係合油圧ＰＢ２がほぼ指令値通り変化させられる。また、急減速時低圧待機圧ＰＷＫによりＭＧ２の回転速度ＮＭＧ２がダウンシフト後の同期回転速度へ向かって変化させられる。 T 3 time points in Figure 15 shows that B2 sweep-up instruction to gradually increase the rapid deceleration low standby pressure P WK is output. In accordance with the command value, the actual B2 engagement hydraulic pressure PB2 is changed almost according to the command value. The rotation speed N MG2 of rapid deceleration low standby pressure P WK by MG2 is changed toward the synchronous rotational speed after the downshift.

続いて、Ｓ２５において、ＭＧ２の回転速度ＮＭＧ２がダウンシフト後の同期回転速度と回転同期したか否かが判定される。例えば、実際のＭＧ２の回転速度ＮＭＧ２と、出力軸回転速度ＮＯおよび低速段Ｌの変速比γslから算出されるダウンシフト後の同期回転速度ＮＭＧ２Ｓ（＝ＮＯ×γsl）との回転速度差（＝｜ＮＭＧ２Ｓ−ＮＭＧ２｜）が所定値以内となったか否かに基づいて回転同期したか否かが判定される。 Subsequently, in S25, it is determined whether or not the rotational speed NMG2 of MG2 is rotationally synchronized with the synchronous rotational speed after the downshift. For example, the rotational speed difference between the actual rotational speed NMG2 of MG2 and the synchronous rotational speed NMG2S after downshift calculated from the output shaft rotational speed NO and the gear ratio γsl of the low speed stage L (= NO × γsl ) ( = | N MG2S −N MG2 |) is determined based on whether or not the rotation is synchronized based on whether or not it is within a predetermined value.

前記Ｓ２５の判断が否定される場合は前記Ｓ２４が繰り返し実行されるが肯定される場合はＳ２６において、第２ブレーキＢ２を完全係合するために作動油を急速充填してＢ２係合油圧ＰＢ２を最大値とするための指令値が出力される。   If the determination in S25 is negative, S24 is repeatedly executed. If the determination is affirmative, in S26, hydraulic oil is rapidly charged to fully engage the second brake B2, and the B2 engagement hydraulic pressure PB2 is set. The command value for the maximum value is output.

図１５のｔ４’時点は、ＭＧ２の回転速度ＮＭＧ２がダウンシフト後の同期回転速度に達し、第２ブレーキＢ２の作動油を急速充填してＢ２係合油圧ＰＢ２を最大値とするための指令値が出力されたことを示している。その指令値に従って、破線の如く実際のＢ２係合油圧ＰＢ２が上昇させられて第２ブレーキＢ２が完全係合される。 At time t 4 ′ in FIG. 15, the rotational speed N MG2 of MG2 reaches the synchronous rotational speed after the downshift, and the hydraulic oil for the second brake B2 is rapidly charged to maximize the B2 engagement hydraulic pressure PB2. Indicates that the command value has been output. In accordance with the command value, the actual B2 engagement hydraulic pressure PB2 is increased as indicated by the broken line, and the second brake B2 is completely engaged.

このように、急減速時の変速過程において急減速時低圧待機圧ＰＷＫに保持されることによって、図１６に示す急減速時において緩減速時用の減速時低圧待機圧ＰＷに保持される場合に比較して、ダウンシフト後の同期回転速度に向かうＭＧ２の回転勾配が緩やかとされてイナーシャ変動が小さくなり（見方を換えれば、角αの方が角βよりも鈍角となり）急減速のダウンシフトであっても係合ショックが大きくなることが抑制される。係合ショックが低減されたことは、係合時の出力軸トルクの変化量ΔＴが小さくなっていることでもわかる。 Thus, by being held at the time of low standby pressure P WK rapid deceleration in the speed change process during rapid deceleration, it is held in the deceleration low standby pressure P W for during slow deceleration during rapid deceleration shown in FIG. 16 Compared to the case, the rotational gradient of MG2 toward the synchronous rotational speed after the downshift is made gentle, and the inertia fluctuation is reduced (in other words, the angle α is more obtuse than the angle β), and the sudden deceleration Even if it is a downshift, it is suppressed that an engagement shock becomes large. The fact that the engagement shock has been reduced can also be seen from the fact that the amount of change ΔT in the output shaft torque during engagement is small.

また、同期回転となる図１５のｔ４’時点は、図１６に示す減速時低圧待機圧ＰＷに保持される場合のｔ４時点（図１５のｔ４時点も同じ）に比較して、ｔ１時点からの経過時間が長くなっており、係合ショックが抑制される反面変速時間が延びる結果となるが、図１６に示す緩減速時に減速時低圧待機圧ＰＷに保持される場合のｔ５時点と比較すれば、ほぼ同様の変速時間となっておりドライバビリティーの悪化が抑制される。 Also, t 4 'point of FIG. 15 which is a synchronous rotation, as compared to t 4 time (t 4 time in FIG. 15 same) when held in the deceleration low standby pressure P W shown in FIG. 16, t 1 is the time elapsed from the time becomes longer, but the results whereas transmission time engagement shock is suppressed extends, when held in the slow deceleration deceleration low standby pressure P W when shown in FIG. 16 in comparison with t 5 time, deterioration of driveability can be suppressed has substantially the same shift time.

上述のように、本実施例によれば、急減速判定手段１４２によって車両の急減速が判定された場合には、判定されない場合に対して、変速過程において変速制御手段（低圧待機手段）１３２により保持される低圧待機圧ＰＷが待機圧補正手段１３８により低圧側（急減速時低圧待機圧ＰＷＫ）に補正されるので、車両が急減速している場合には緩減速の場合に比較して変速機２２の入力回転速度すなわちＭＧ２の回転速度ＮＭＧ２がダウンシフト後の同期回転速度へ引き上げられるときの回転勾配が緩やかとされて、車両が急減速しているときのダウンシフト時であっても第２ブレーキＢ２の急係合による係合ショックが発生することを抑制することができる。 As described above, according to the present embodiment, when the sudden deceleration determination unit 142 determines that the vehicle is suddenly decelerated, the shift control unit (low pressure standby unit) 132 performs the shift process in contrast to the case where the vehicle is not determined. The held low pressure standby pressure PW is corrected to the low pressure side (low pressure standby pressure PWK during rapid deceleration) by the standby pressure correction means 138. Therefore, when the vehicle is decelerating suddenly, it is compared with the case of slow deceleration. During the downshift when the vehicle is suddenly decelerating because the rotational gradient when the input rotational speed of the transmission 22, that is, the rotational speed NMG2 of the MG2 is raised to the synchronous rotational speed after the downshift is made gentle. However, it is possible to suppress the occurrence of the engagement shock due to the sudden engagement of the second brake B2.

また、本実施例によれば、電動機使用可否判定手段１３６によってＭＧ２の使用が不可状態であると判定された場合に、変速制御手段（低圧待機手段）１３２により変速過程において低圧待機圧ＰＷが保持されるので、変速機２２のダウンシフトに際して、ＭＧ２による回転同期制御を行うことができない場合であっても、低圧待機圧ＰＷに保持されることでＭＧ２による回転同期制御と同様にＭＧ２の回転速度ＮＭＧ２がダウンシフト後の同期回転速度へ緩やかに引き上げられて、第２ブレーキＢ２の係合ショックが抑制される。 Further, according to the present embodiment, when it is determined by the electric motor availability determination means 136 that the MG2 is not usable, the low-speed standby pressure PW is changed in the shifting process by the shift control means (low-pressure standby means) 132. Therefore, even when the rotation synchronization control by MG2 cannot be performed when the transmission 22 is downshifted, the rotation of MG2 is maintained at the low pressure standby pressure P W as in the case of the rotation synchronization control by MG2. The rotational speed NMG2 is gradually increased to the synchronous rotational speed after the downshift, and the engagement shock of the second brake B2 is suppressed.

また、本実施例によれば、待機圧補正手段１３８により車両減速度Ｇが大きくなるほど低圧待機圧ＰＷ（急減速時低圧待機圧ＰＷＫ）が低くなるように補正されるので、車両減速度Ｇが大きくなる程ダウンシフト後の同期回転速度に向かうＭＧ２の回転勾配が一層緩やかとされて、車両減速度Ｇがより大きなダウンシフト時であっても第２ブレーキＢ２の係合ショックが抑制される。 Further, according to this embodiment, the standby pressure correcting means 138 corrects the low pressure standby pressure P W (the low deceleration standby pressure P WK during rapid deceleration) to be lower as the vehicle deceleration G becomes larger. As G becomes larger, the rotational gradient of MG2 toward the synchronous rotational speed after downshift becomes more gentle, and even when the vehicle deceleration G is larger, the engagement shock of the second brake B2 is suppressed. The

また、本実施例によれば、待機圧補正手段１３８により油温センサＴＳによって検出された作動油の温度が低くなるほど低圧待機圧ＰＷ（急減速時低圧待機圧ＰＷＫ）が高くなるように補正されるので、作動油の温度が低くなっても応答遅れにより摩擦係合装置の係合が遅れて変速時間が延びてしまうことが抑制される。また、変速時間が延びることによる摩擦材に加わる熱量の増加やドライバビリティーの悪化が抑制される。 Further, according to this embodiment, the lower the standby oil pressure detected by the oil temperature sensor TS by the standby pressure correcting means 138, the higher the low-pressure standby pressure P W (the low-pressure standby pressure P WK during sudden deceleration) becomes higher. Since the correction is made, even if the temperature of the hydraulic oil is lowered, the engagement of the friction engagement device is delayed due to the response delay, and the shift time is prevented from being extended. In addition, an increase in the amount of heat applied to the friction material and a deterioration in drivability due to the extended shift time are suppressed.

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。   As mentioned above, although the Example of this invention was described in detail based on drawing, this invention is applied also in another aspect.

例えば、前述の実施例では、待機圧補正手段１３８は、車両の急減速時に低圧待機圧ＰＷを急減速時低圧待機圧ＰＷＫに変更することにより急減速である場合には緩減速の場合に対して低圧待機圧ＰＷを低圧側に補正し、更に急減速時低圧待機圧ＰＷＫに車両減速度Ｇが大きくなるほど小さくなるように予め定められた補正値ＨＧを加算して急減速時低圧待機圧ＰＷＫを決定したが、低圧待機圧ＰＷを車両減速度Ｇが大きくなるほど小さくなるように車両減速度Ｇに応じて連続的に或いは段階的に変更することにより急減速である場合には緩減速の場合に対して低圧待機圧ＰＷを低圧側に補正しても良い。このとき、作動油温度が低くなるほど低圧待機圧ＰＷが高くなるように作動油温度をパラメータとして低圧待機圧ＰＷをさらに補正しても良い。 For example, in the above-described embodiment, the standby pressure correcting means 138 is in the case of slow deceleration when the vehicle is suddenly decelerating by changing the low pressure standby pressure PW to the low deceleration standby pressure PWK during sudden deceleration. In contrast, the low pressure standby pressure PW is corrected to the low pressure side, and a predetermined correction value HG is added to the low pressure standby pressure PWK at the time of rapid deceleration so as to decrease as the vehicle deceleration G increases. When the low-pressure standby pressure PWK has been determined, but the low-pressure standby pressure PW is suddenly decelerated by changing it continuously or stepwise according to the vehicle deceleration G so that it decreases as the vehicle deceleration G increases. Alternatively, the low-pressure standby pressure PW may be corrected to the low-pressure side in the case of slow deceleration. In this case, it may be further corrected low standby pressure P W as a parameter the hydraulic oil temperature as low standby pressure P W as hydraulic oil temperature is low is high.

また、前述の実施例では、変速制御手段１３２は、変速機２２の変速に際して、ＭＧ２の使用が不可状態でありＭＧ２による回転同期制御が実行できない場合に、係合側の摩擦係合装置への係合圧の供給過程において、ＭＧ２の回転速度ＮＭＧ２を変速後の同期回転速度へ変化させるように低圧待機圧ＰＷを保持したが、変速制御手段１３２による変速機２２の変速過程において、元々ハイブリッド駆動制御手段１３０によりＭＧ２による回転同期制御が実行されず、低圧待機圧ＰＷを保持するようなハイブリッド車両であっても、本発明は適用され得る。 Further, in the above-described embodiment, the shift control unit 132 applies the MG2 to the engagement side frictional engagement device when the MG2 cannot be used during the shift of the transmission 22 and the rotation synchronization control by the MG2 cannot be executed. In the process of supplying the engagement pressure, the low-pressure standby pressure PW is held so as to change the rotational speed NMG2 of MG2 to the synchronous rotational speed after the shift, but originally in the shift process of the transmission 22 by the shift control means 132, The present invention can also be applied to a hybrid vehicle in which the rotation synchronization control by MG2 is not executed by the hybrid drive control means 130 and the low pressure standby pressure PW is maintained.

また、前述の実施例では、ＭＧ２使用不可のときの第２ブレーキＢ２の係合油圧制御過程において、図１４のＳ２４（図１５のｔ３時点）ではＢ２スイープアップ指令が出力されたが、必ずしもこのＢ２スイープアップ指令が出力される必要はなく、例えばそのまま低圧待機指令が出力されてもよい。 In the illustrated embodiment, MG2 in engagement oil pressure control process of the second brake B2 when disabled, S24 of FIG. 14 is the B2 sweep-up command (t 3 time points in FIG. 15) is output, always This B2 sweep-up command need not be output, and for example, a low-pressure standby command may be output as it is.

また、前述の実施例では、車両減速度検出手段１４０は、加速度センサＧＳから電子制御装置４４に供給される検出信号に基づいて車両減速度Ｇを検出したが、車速やその車速に１対１で対応する所定の回転速度例えば車輪速や出力軸回転速度ＮＯなどの変化率から車両減速度Ｇを算出しても良い。このような場合には、加速度センサＧＳは必ずしも備えられる必要はない。   In the above-described embodiment, the vehicle deceleration detection unit 140 detects the vehicle deceleration G based on the detection signal supplied from the acceleration sensor GS to the electronic control unit 44. However, the vehicle deceleration detection unit 140 has a one-to-one correspondence with the vehicle speed and the vehicle speed. The vehicle deceleration G may be calculated from a change rate such as a predetermined rotation speed, for example, wheel speed or output shaft rotation speed NO. In such a case, the acceleration sensor GS is not necessarily provided.

また、前述の実施例では、変速機２２はＭＧ２の出力したトルクが増大させられて出力軸１４に付加されるように、ＭＧ２と出力軸１４との間に備えられた低速段Ｌと高速段Ｈとを有する２段の自動変速機（減速機）であったが、この変速機２２に限らず、ＭＧ２の出力したトルクが出力軸１４に伝達されるようにＭＧ２と出力軸１４との間に備えられた有段式自動変速機であれば本発明は適用され得る。例えば、３段以上の変速段を有する遊星歯車式の多段変速機や一部或いは全部の変速段においてＭＧ２の出力したトルクが減少させられて出力軸１４に付加される増速機として機能する有段式自動変速機であっても良い。   In the above-described embodiment, the transmission 22 has the low speed stage L and the high speed stage provided between the MG 2 and the output shaft 14 so that the torque output from the MG 2 is increased and added to the output shaft 14. H is a two-stage automatic transmission (reduction gear) having H. However, the transmission is not limited to this transmission 22, and between MG 2 and the output shaft 14 so that the torque output by the MG 2 is transmitted to the output shaft 14. The present invention can be applied to any stepped automatic transmission provided in the above. For example, it functions as a planetary gear type multi-stage transmission having three or more speed stages, or a speed increaser that is added to the output shaft 14 by reducing the torque output by the MG 2 at some or all of the speed stages. A stepped automatic transmission may be used.

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。   The above description is only an embodiment, and the present invention can be implemented in variously modified and improved forms based on the knowledge of those skilled in the art.

本発明の１実施例のハイブリッド駆動装置を説明する図であると共に、そのハイブリッド駆動装置などを制御するために車両に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS It is a figure explaining the hybrid drive device of one Example of this invention, and is a block diagram explaining the principal part of the control system provided in the vehicle in order to control the hybrid drive device etc. トルク合成分配機構として機能するシングルピニオン型の遊星歯車装置の各回転要素の回転速度の相対的関係を示す共線図である。It is a collinear diagram which shows the relative relationship of the rotational speed of each rotation element of the single pinion type planetary gear apparatus which functions as a torque composition distribution mechanism. 変速機を構成しているラビニョ型遊星歯車機構についての各回転要素の相互関係を表す共線図である。It is a collinear diagram showing the mutual relationship of each rotation element about the Ravigneaux type planetary gear mechanism which comprises a transmission. 第１ブレーキおよび第２ブレーキの係合解放によって変速機の変速を自動的に制御するための変速用油圧制御回路である。A shift hydraulic control circuit for automatically controlling the shift of the transmission by disengaging the first brake and the second brake. 非通電時において入力ポートと出力ポートとの間が開弁（連通）される常開型の第１リニヤソレノイド弁の弁特性を示す図である。It is a figure which shows the valve characteristic of the 1st linear solenoid valve of a normally open type which is valve-opened (communication) between an input port and an output port at the time of non-energization. 非通電時において入力ポートと出力ポートとの間が閉弁（遮断）される常閉型の第２リニヤソレノイド弁の弁特性を示す図である。It is a figure which shows the valve characteristic of the 2nd linear solenoid valve of a normally closed type by which the port between an input port and an output port is closed (shut off) at the time of non-energization. 油圧制御回路の作動を説明する図表である。It is a graph explaining the action | operation of a hydraulic control circuit. 図１の電子制御装置の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。It is a functional block diagram explaining the principal part of the control function of the electronic control apparatus of FIG. 図１の電子制御装置による変速機の変速制御において用いられる変速線図である。FIG. 2 is a shift diagram used in shift control of a transmission by the electronic control unit of FIG. 1. 車両減速度が大きくなるほど急減速時低圧待機圧の補正値が小さくなるように予め定められた関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship previously determined so that the correction value of the low pressure standby pressure at the time of rapid deceleration may become small, so that vehicle deceleration becomes large. 作動油温度が低くなるほど急減速時低圧待機圧の補正値が大きくなるように予め定められた関係を示す図である。It is a figure which shows the predetermined relationship so that the correction value of the low pressure standby pressure at the time of rapid deceleration becomes large, so that hydraulic fluid temperature becomes low. 図１の電子制御装置の制御作動の要部すなわちＭＧ２使用不可および急減速時のダウンシフトの際に用いられる急減速時低圧待機圧を決定する低圧待機圧決定ルーチンを説明するフローチャートである。2 is a flowchart for explaining a low pressure standby pressure determining routine for determining a main part of the control operation of the electronic control device of FIG. 1, that is, MG2 unusable and sudden deceleration low pressure standby pressure used when downshifting during rapid deceleration. 図１の電子制御装置の制御作動の要部すなわちＭＧ２使用不可のときのダウンシフトの際に変速制御手段により行われる解放側となる第１ブレーキの油圧制御作動を説明するフローチャートである。FIG. 2 is a flowchart for explaining a hydraulic control operation of a first brake on the disengagement side performed by a shift control means during downshift when the MG2 is not usable, that is, a main part of a control operation of the electronic control device of FIG. 図１の電子制御装置の制御作動の要部すなわちＭＧ２使用不可のときのダウンシフトの際に変速制御手段により行われる係合側となる第２ブレーキの油圧制御作動を説明するフローチャートである。2 is a flowchart for explaining a hydraulic control operation of a second brake on the engagement side, which is performed by a shift control means at the time of downshift when the MG2 cannot be used, that is, the main part of the control operation of the electronic control device of FIG. 図１３および図１４のフローチャートに示す制御作動の一例であって、ＭＧ２使用不可且つ急減速走行のときのダウンシフトの際に第２ブレーキの係合圧の供給過程において急減速時低圧待機圧が用いられたときの制御作動を説明するタイムチャートである。FIG. 15 is an example of the control operation shown in the flowcharts of FIGS. 13 and 14, in which the low deceleration standby pressure during sudden deceleration is applied in the process of supplying the engagement pressure of the second brake during the downshift when MG2 is not usable and the vehicle is decelerating rapidly. It is a time chart explaining the control action | operation when it is used. ＭＧ２使用不可且つ急減速走行のときのダウンシフトの際に第２ブレーキの係合圧の供給過程において減速時低圧待機圧が用いられたときの従来例の制御作動を説明するタイムチャートである。また、緩減速時と急減速時とで同じ減速時低圧待機圧が用いられたときの状態を比較するためのタイムチャートでもある。10 is a time chart for explaining the control operation of the conventional example when the low pressure standby pressure during deceleration is used in the process of supplying the engagement pressure of the second brake at the time of downshift at the time of MG2 unusable and rapid deceleration traveling. It is also a time chart for comparing states when the same low-pressure standby pressure during deceleration is used during slow deceleration and during rapid deceleration.

符号の説明Explanation of symbols

１０：ハイブリッド駆動装置
１２：第１駆動源（主駆動源）
１８：駆動輪
２０：第２駆動源（副駆動源）
２２：変速機（有段式変速機）
２８、３４、４４：電子制御装置（油圧制御装置）
１３２：変速制御手段（低圧待機手段）
１３６：電動機使用可否判定手段
１３８：待機圧補正手段
１４２：急減速判定手段
Ｂ１：第１ブレーキ（油圧式摩擦係合装置）
Ｂ２：第２ブレーキ（油圧式摩擦係合装置）
ＭＧ２：第２モータ・ジェネレータ（電動機）
ＴＳ：油温センサ 10: Hybrid drive device 12: First drive source (main drive source)
18: Drive wheel 20: Second drive source (sub drive source)
22: Transmission (stepped transmission)
28, 34, 44: Electronic control device (hydraulic control device)
132: Shift control means (low pressure standby means)
136: Electric motor availability determination means 138: Standby pressure correction means 142: Rapid deceleration determination means B1: First brake (hydraulic friction engagement device)
B2: Second brake (hydraulic friction engagement device)
MG2: Second motor / generator (electric motor)
TS: Oil temperature sensor

Claims (4)

主駆動源と、副駆動源としての電動機と、該電動機の回転を変速して駆動輪に伝達する有段式変速機とを備え、該有段式変速機に備えられた複数の油圧式摩擦係合装置のうちの少なくとも１つが係合されることによってダウンシフトが行われるハイブリッド車両において、前記油圧式摩擦係合装置への係合圧の供給過程において、該油圧式摩擦係合装置に所定のトルク容量を発生させるための低圧待機圧を保持する低圧待機手段を有するハイブリッド車両の油圧制御装置であって、
前記車両の急減速を判定する急減速判定手段と、
該急減速判定手段によって前記車両の急減速が判定された場合には、判定されない場合に対して前記低圧待機圧を低圧側に補正する待機圧補正手段と
を、含むことを特徴とするハイブリッド車両の油圧制御装置。 A plurality of hydraulic frictions provided in the stepped transmission, comprising: a main drive source; an electric motor as a sub drive source; and a stepped transmission that shifts the rotation of the motor and transmits it to the drive wheels. In a hybrid vehicle in which a downshift is performed by engaging at least one of the engagement devices, a predetermined amount is applied to the hydraulic friction engagement device in a process of supplying engagement pressure to the hydraulic friction engagement device. A hydraulic control device for a hybrid vehicle having a low pressure standby means for holding a low pressure standby pressure for generating a torque capacity of
Sudden deceleration determination means for determining sudden deceleration of the vehicle;
A hybrid vehicle, comprising: standby pressure correction means for correcting the low-pressure standby pressure to a low-pressure side when the sudden deceleration determination means determines that the vehicle is suddenly decelerated. Hydraulic control device. 前記電動機が使用可能状態か否かを判定する電動機使用可否判定手段を含み、
前記低圧待機手段は、該電動機使用可否判定手段によって前記電動機の使用が不可状態であると判定された場合に、前記低圧待機圧を保持するものである請求項１のハイブリッド車両の油圧制御装置。 Including an electric motor availability determination means for determining whether or not the electric motor is in a usable state,
2. The hydraulic control apparatus for a hybrid vehicle according to claim 1, wherein the low-pressure standby means holds the low-pressure standby pressure when it is determined by the motor availability determination means that the use of the electric motor is not possible. 前記待機圧補正手段は、車両の減速度が大きくなるほど前記低圧待機圧が低くなるように補正するものである請求項１または２のハイブリッド車両の油圧制御装置。   The hydraulic control apparatus for a hybrid vehicle according to claim 1 or 2, wherein the standby pressure correction means corrects the low-pressure standby pressure to be lower as the deceleration of the vehicle increases. 前記油圧式摩擦係合装置へ供給される作動油の温度を検出する油温センサを含み、
前記待機圧補正手段は、該油温センサによって検出された作動油の温度が低くなるほど前記低圧待機圧が高くなるように補正するものである請求項１乃至３のいずれかのハイブリッド車両の油圧制御装置。 An oil temperature sensor for detecting a temperature of hydraulic oil supplied to the hydraulic friction engagement device;
The hydraulic control for a hybrid vehicle according to any one of claims 1 to 3, wherein the standby pressure correction means corrects the low-pressure standby pressure to be higher as the temperature of the hydraulic oil detected by the oil temperature sensor is lower. apparatus.
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