JP2012158326A - Knocking prevention system for hybrid vehicle - Google Patents

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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To avoid knocking without greatly changing a gear ratio of transmission during travelling of a vehicle when the actual compression ratio greatly deviates from a target compression ratio.SOLUTION: A hybrid vehicle includes: an output share determining means (152) for determining the amount of output into a motor generator to keep a part of engine output shared by a motor generator according to a state change of a compression ratio varying mechanism for the side where knocking occurs, and the amount of output shared by the engine which is smaller by the amount of output shared by the motor generator; a motor generator control means for controlling the motor generator according to the amount of output shared by the motor generator; an engine operating condition target value determining means (153) for determining the target value of an engine operating condition according to the amount of output shared by the engine; and an engine control means for controlling the engine so that the determined target value of the engine operating condition may be reached.

Description

本発明はハイブリッド車のノッキング防止装置及びノッキング防止方法、特に圧縮比可変機構を有するエンジンを備えるものに関する。   The present invention relates to a knocking prevention device and a knocking prevention method for a hybrid vehicle, and more particularly to a device equipped with an engine having a variable compression ratio mechanism.

圧縮比可変式エンジンを備える車両においては、エンジンの低負荷時に高い目標圧縮比が、これに対してエンジンの高負荷時になるとノッキングを防止するため低い目標圧縮比が設定されている。このため、加速時には目標圧縮比が大から小へと変更されるのであるが、圧縮比可変手段の作動遅れによって実際の圧縮比は目標圧縮比より高いままとなり、この実圧縮比が目標圧縮比より大きく乖離する期間においてノッキングが生じる。   In a vehicle equipped with a variable compression ratio engine, a high target compression ratio is set when the engine is under low load, whereas a low target compression ratio is set to prevent knocking when the engine is under high load. For this reason, the target compression ratio is changed from large to small during acceleration, but the actual compression ratio remains higher than the target compression ratio due to the operation delay of the compression ratio variable means, and this actual compression ratio is the target compression ratio. Knocking occurs during a period of greater divergence.

そこで、特許文献１では、車両の走行中において圧縮比が大から小へと変更される加速時に、所定時間変速機のギヤ比を加速直前のギヤ比から低速度側（１速段側）のギヤ比へと切換えてエンジンの回転速度を上昇させ、これによってノッキングを防止するようにしている。   Therefore, in Patent Document 1, during acceleration when the compression ratio is changed from large to small while the vehicle is running, the gear ratio of the transmission for a predetermined time is changed from the gear ratio immediately before acceleration to the lower speed side (first speed side). Switching to the gear ratio increases the engine speed, thereby preventing knocking.

特開昭６０−２３０５２３号公報JP-A-60-230523

ところで、上記の圧縮比可変式エンジンと、モータジェネレータと、変速機とを備えるハイブリッド車に特許文献１の技術を適用することを考えると、特許文献１の技術だと、加速時の変速機の変速幅が大きいため、変速機アクチュエータの損失が大きくなり燃費が悪化する。また、車両走行中に加速が行われるたびに、変速機のギヤ比が低速度側に切換えられるため、車両走行中に変速機を動作させる頻度が多くますます燃費が悪化する。   By the way, considering that the technique of Patent Document 1 is applied to a hybrid vehicle including the above-described variable compression ratio engine, motor generator, and transmission, the technique of Patent Document 1 Since the shift width is large, the loss of the transmission actuator is increased and the fuel consumption is deteriorated. Further, every time acceleration is performed while the vehicle is traveling, the gear ratio of the transmission is switched to the low speed side, so that the frequency of operating the transmission while the vehicle is traveling increases more and more, and the fuel consumption worsens.

そこで本発明は、実圧縮比の目標圧縮比からの乖離が大きくなる状態のとき、つまり圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態であるときに、車両走行中の変速機のギヤ比を大きく変化させることなく、ノッキングを回避し得る装置及び方法を提供することを目的とする。   Therefore, the present invention provides a gear ratio of a transmission that is running on a vehicle when the deviation of the actual compression ratio from the target compression ratio is large, that is, when the compression ratio variable mechanism is changing to the side where knocking occurs. An object of the present invention is to provide an apparatus and a method capable of avoiding knocking without greatly changing.

本発明は、圧縮比可変機構を有するエンジンと、モータジェネレータと、変速機とを備えるハイブリッド車において、前記圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態であるか否かを検出し、この検出した圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態に応じて前記エンジン出力の一部を前記モータジェネレータに分担させるモータジェネレータへの出力分担量（ｔＰｍ１）と、このモータジェネレータへの出力分担量（ｔＰｍ１）だけ少ないエンジンへの出力分担量（ｔＰｗ１）とを決定し、このモータジェネレータへの出力分担量（ｔＰｍ１）に応じてモータジェネレータを制御し、前記エンジンへの出力分担量（ｔＰｗ１）に応じてエンジン運転状態の目標値を決定し、この決定したエンジン運転状態目標値となるようにエンジンを制御するように構成する。   The present invention detects, in a hybrid vehicle including an engine having a compression ratio variable mechanism, a motor generator, and a transmission, whether or not the compression ratio variable mechanism has changed to a side where knocking occurs. An output sharing amount (tPm1) to the motor generator that causes the motor generator to share a part of the engine output according to the detected change state of the variable compression ratio mechanism to the side where knocking occurs, and the output sharing to the motor generator The output sharing amount (tPw1) to the engine that is smaller by the amount (tPm1) is determined, and the motor generator is controlled according to the output sharing amount (tPm1) to the motor generator, and the output sharing amount (tPw1) to the engine The target value of the engine operating state is determined according to the engine operating state target value so that the determined engine operating state target value is obtained. Configured to control the engine.

本発明によれば、圧縮比可変機構を有するエンジンと、モータジェネレータと、変速機とを備えるハイブリッド車において、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態であるか否かを検出し、この検出した圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態に応じてエンジン出力の一部をモータジェネレータに分担させるモータジェネレータへの出力分担量（ｔＰｍ１）と、このモータジェネレータへの出力分担量（ｔＰｍ１）だけ少ないエンジンへの出力分担量（ｔＰｗ１）とを決定し、このモータジェネレータへの出力分担量（ｔＰｍ１）に応じてモータジェネレータを制御すると共に、エンジンへの出力分担量（ｔＰｗ１）に応じてエンジン運転状態の目標値を決定し、この決定したエンジン運転状態目標値となるようにエンジンを制御するので、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態となるたびに変速機のギヤ比を低速側へ切換える必要が無くなり、変速機アクチュエータ損失の発生を抑制できるほか、車両駆動力不足による運転者への違和感、加速性能悪化、過剰なエンジン回転速度上昇を抑制することができる。   According to the present invention, in a hybrid vehicle including an engine having a variable compression ratio mechanism, a motor generator, and a transmission, it is detected whether or not a state where the compression ratio variable mechanism is changed to a side where knocking occurs, An output sharing amount (tPm1) to the motor generator for sharing a part of the engine output to the motor generator according to the detected change state to the side where the knocking of the variable compression ratio mechanism occurs, and an output sharing amount to the motor generator The output sharing amount (tPw1) to the engine that is smaller by (tPm1) is determined, the motor generator is controlled according to the output sharing amount (tPm1) to the motor generator, and the output sharing amount (tPw1) to the engine is set. Accordingly, the target value of the engine operating state is determined, and the determined engine operating state target value is obtained. Since the engine is controlled, there is no need to change the gear ratio of the transmission to the low speed side every time the variable compression ratio mechanism is changed to the side where knocking occurs. It is possible to suppress uncomfortable feelings to the driver, deterioration of acceleration performance, and excessive engine speed increase due to insufficient power.

複リンク型レシプロ式エンジンの概略構成図である。It is a schematic block diagram of a multi-link type reciprocating engine. 高圧縮比位置、低圧縮比位置での各リンクの姿勢図である。It is a posture figure of each link in a high compression ratio position and a low compression ratio position. 複リンク機構のピストンストロークの特性図である。It is a characteristic view of the piston stroke of a multiple link mechanism. 圧縮比可変機構を有するエンジンを用いたミラーサイクルエンジンの制御システムの概略構成図である。It is a schematic block diagram of the control system of the Miller cycle engine using the engine which has a compression ratio variable mechanism. 目標圧縮比の特性図である。It is a characteristic view of a target compression ratio. 可変動弁機構の概略斜視図である。It is a schematic perspective view of a variable valve mechanism. 可変動弁機構の作動原理を説明するための概略断面図である。It is a schematic sectional drawing for demonstrating the operating principle of a variable valve mechanism. 吸気弁のバルブリフト特性図である。It is a valve lift characteristic view of an intake valve. エンジンコントローラに入力されるセンサ信号と、エンジンコントローラから出力される制御信号とをまとめた概略構成図である。It is a schematic block diagram which put together the sensor signal input into an engine controller, and the control signal output from an engine controller. ハイブリッド車の概略構成図である。It is a schematic block diagram of a hybrid vehicle. 変速機の変速だけでノックを回避する場合と本実施形態とを比較したタイムチャートである。It is the time chart which compared the case where a knock is avoided only by the transmission of a transmission, and this embodiment. 目標車両駆動力のエンジンとモータジェネレータへの配分を説明するためのブロック図である。It is a block diagram for demonstrating distribution of the target vehicle driving force to the engine and the motor generator. ノッキング防止装置の詳細ブロック図である。It is a detailed block diagram of a knocking prevention device. 図１３に示したノッキング防止装置を改めて３つの手段にまとめ直したブロック図である。FIG. 14 is a block diagram in which the knocking prevention device shown in FIG. 13 is regrouped into three means. エンジン運転状態目標値決定手段のブロック図である。It is a block diagram of an engine operation state target value determination means. モータジェネレータだけでノックを回避する場合と本実施形態とを比較したタイムチャートである。It is the time chart which compared the case where knocking is avoided only with a motor generator, and this embodiment.

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.

図１は本実施形態のハイブリッド車に用いる複リンク型レシプロ式エンジンの概略構成図である。   FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a multi-link reciprocating engine used in the hybrid vehicle of this embodiment.

このエンジンは圧縮比可変機構、具体的にはピストン行程を変化させて圧縮比を変更する機構を備えている。なお、圧縮比可変機構を備えるこのエンジンは、本出願人が先に提案したものであるが、例えば特開２００１−２２７３６７号公報等によって公知となっているので、その概要のみを説明する。   This engine is provided with a variable compression ratio mechanism, specifically, a mechanism for changing the compression ratio by changing the piston stroke. The engine provided with the variable compression ratio mechanism has been previously proposed by the applicant of the present application. However, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-227367 discloses such an engine, and only the outline thereof will be described.

クランクシャフト２には、エンジン本体の一部を構成するシリンダブロック１内の主軸受（図示しない）に回転可能に支持されるクランクジャーナル３が各気筒毎に設けられている。各クランクジャーナル３は、その軸心Ｏがクランクシャフト２の軸心（回転中心）と一致しており、クランクシャフト２の回転軸部を構成している。   The crankshaft 2 is provided with a crank journal 3 that is rotatably supported by a main bearing (not shown) in a cylinder block 1 that constitutes a part of the engine body for each cylinder. Each crank journal 3 has an axis O that coincides with the axis (rotation center) of the crankshaft 2 and constitutes a rotating shaft portion of the crankshaft 2.

また、クランクシャフト２は、軸心Ｏから偏心して各気筒毎に設けられたクランクピン４と、クランクピン４をクランクジャーナル３へ連結するクランクアーム４ａと、軸心Ｏに対してクランクピン４と反対側に配置され、主としてピストン運動の回転１次振動成分を低減するカウンターウェイト４ｂとを有している。クランクアーム４ａとカウンターウェイト４ｂとは、この実施形態では一体的に形成されている。   The crankshaft 2 includes a crankpin 4 that is eccentric from the axis O and is provided for each cylinder, a crank arm 4a that connects the crankpin 4 to the crank journal 3, and a crankpin 4 that is connected to the axis O. The counterweight 4b is disposed on the opposite side and mainly reduces the rotational primary vibration component of the piston motion. The crank arm 4a and the counterweight 4b are integrally formed in this embodiment.

そして本実施形態では、各気筒毎に形成されたシリンダ１０に摺動可能に嵌合するピストン９と、上記のクランクピン４とが、複数のリンク部材、すなわちアッパーリンク６（第１のリンク）とロアーリンク５（第２のリンク）とにより機械的に連携されている。アッパーリンク６の上端側は、ピストン９に固定的に設けられたピストンピン８（第１のピン）に、軸心Ｏｃ周りに相対回転可能に外嵌している。また、アッパーリンク６の下端側とロアーリンク５の、ほぼ二等分された一方の本体５ａとは、両者を挿通する連結ピン７（第２のピン）によって、軸心Ｏｄ周りに相対回転可能に連結されている。   In the present embodiment, the piston 9 slidably fitted to the cylinder 10 formed for each cylinder and the crank pin 4 described above are a plurality of link members, that is, the upper link 6 (first link). And the lower link 5 (second link). The upper end side of the upper link 6 is externally fitted to a piston pin 8 (first pin) fixedly provided on the piston 9 so as to be relatively rotatable around the axis Oc. Further, the lower link side of the upper link 6 and the one main body 5a of the lower link 5 that is substantially bisected can be relatively rotated around the axis Od by a connecting pin 7 (second pin) that passes through both of them. It is connected to.

ロアーリンク５は、クランクピン４を狭持するように、２つの本体５ａ、５ｂを取付けて構成されており、この狭持部分でクランクピン４と軸心Ｏｅ周りに相対回転可能に装着されている。ほぼ２等分された他方のロアーリンク本体５ｂと制御リンク１１（第３のリンク）の上端側とは、両者を挿通する連結ピン１２（第３のピン）によって軸心Ｏｆ周りに相対回転可能に連結されている。   The lower link 5 is configured by attaching two main bodies 5a and 5b so as to sandwich the crank pin 4. The lower link 5 is mounted so as to be relatively rotatable around the crank pin 4 and the axis Oe. Yes. The other lower link main body 5b, which is substantially divided into two parts, and the upper end side of the control link 11 (third link) can be relatively rotated around the axis Of by a connecting pin 12 (third pin) passing therethrough. It is connected to.

この制御リンク１１の下端側は、シリンダブロック１に回動可能に支持される、偏心カム部１４を有するコントロールシャフト１３に、その軸心Ｏｂ（シリンダブロックに設けられた支点）周りに揺動可能に外嵌，支持されている。すなわち、コントロールシャフト１３の外周には偏心カム部１４が回転可能に設けられており、偏心カム部１４の軸心Ｏａは、コントロールシャフト１３の軸心Ｏｂに対して所定量偏心している。この偏心カム部１４は、ウォームギア１５を介して圧縮比制御アクチュエータ１６によって、機関の運転状態に応じて回動制御されるとともに、任意の回動位置で保持されるようになっている。圧縮比制御アクチュエータ１６としては電動機を使用することが好ましい。高温条件での動作が必要な場合は電動機をＳＲＭ（スイッチドリラクタンスモータ）とし、電動機負荷として高トルクが必要な場合はＩＰＭ（インターナルパーマネントモータ）とすることが好ましい。   The lower end side of the control link 11 is swingable about its axis Ob (a fulcrum provided on the cylinder block) on a control shaft 13 having an eccentric cam portion 14 that is rotatably supported by the cylinder block 1. It is externally fitted and supported. That is, an eccentric cam portion 14 is rotatably provided on the outer periphery of the control shaft 13, and the axis Oa of the eccentric cam portion 14 is eccentric by a predetermined amount with respect to the axis Ob of the control shaft 13. The eccentric cam portion 14 is controlled to rotate according to the operating state of the engine by a compression ratio control actuator 16 via a worm gear 15 and is held at an arbitrary rotation position. An electric motor is preferably used as the compression ratio control actuator 16. The motor is preferably an SRM (switched reluctance motor) when operation under high temperature conditions is required, and an IPM (internal permanent motor) when high torque is required as the motor load.

このような構成により、クランクシャフト２の回転に伴って、クランクピン４，ロアーリンク５，アッパーリンク６及びピストンピン８を介してピストン９がシリンダ１０内を昇降するとともに、ロアーリンク５に連結する制御リンク１１が、下端側の揺動軸心Ｏｂを支点として揺動する。   With such a configuration, as the crankshaft 2 rotates, the piston 9 moves up and down in the cylinder 10 via the crankpin 4, the lower link 5, the upper link 6 and the piston pin 8, and is connected to the lower link 5. The control link 11 swings with the swing axis Ob on the lower end side as a fulcrum.

また、上記の圧縮比制御アクチュエータ１６により偏心カム部１４を回動制御することにより、制御リンク１１の揺動軸心となるコントロールシャフト１３の軸心Ｏｂが偏心カム部１４の軸心Ｏａ周りに回転し、つまり制御リンク１１の揺動中心位置Ｏｂが機関本体（及びクランクシャフト回転中心Ｏ）に対して移動する。これにより、ピストン９の行程が変化して、エンジンの各気筒の圧縮比が可変制御される。参考として、図２に、ピストン上死点位置における３つのリンク６、５、１１の姿勢を模式的に示すと、図２上段左側は高圧縮比位置での、図２上段右側は低圧縮比位置での各リンク姿勢である。高圧縮比時において、コントロールシャフト１３の挙動により、制御リンク１１は比較的下げられた位置にある。ロアーリンク５は傾斜が大きく、アッパーリンク６を持ち上げている。低圧縮比化する場合、コントロールシャフト１３を制御リンク１１を下げる方向に回転させる。ロアーリンク５の傾斜が小さくなり、アッパーリンク６が下がり、上死点位置も下がり圧縮比が下がる。   Further, the eccentric cam portion 14 is controlled to rotate by the compression ratio control actuator 16, so that the axis Ob of the control shaft 13 serving as the pivot axis of the control link 11 moves around the axis Oa of the eccentric cam portion 14. Rotation, that is, the swing center position Ob of the control link 11 moves relative to the engine body (and the crankshaft rotation center O). As a result, the stroke of the piston 9 changes, and the compression ratio of each cylinder of the engine is variably controlled. For reference, FIG. 2 schematically shows the postures of the three links 6, 5, 11 at the piston top dead center position. The upper left side of FIG. 2 is a high compression ratio position, and the upper right side of FIG. Each link posture at the position. At the time of a high compression ratio, the control link 11 is in a relatively lowered position due to the behavior of the control shaft 13. The lower link 5 has a large inclination and lifts the upper link 6. When the compression ratio is reduced, the control shaft 13 is rotated in the direction in which the control link 11 is lowered. The inclination of the lower link 5 is reduced, the upper link 6 is lowered, the top dead center position is also lowered, and the compression ratio is lowered.

図２下段に高圧縮比時と低圧縮比時の制御リンク１１とコントロールシャフト１３の拡大図を示す。燃焼圧によりピストン９が推力を受けるとコントロールシャフト１３に図２下段において反時計回りに負荷トルクが発生する。負荷発生時に低圧縮比から高圧縮比へ変更する場合、圧縮比制御アクチュエータ１６（電動機）により負荷トルク以上のトルクを時計回りに発生させる。逆に、負荷発生時に高圧縮比から低圧縮比へ変更する場合において摩擦抵抗以上の負荷トルクが発生しているとき、圧縮比制御アクチュエータ１６（電動機）でトルクを発生することなく低圧縮比へと変化する。   2 shows an enlarged view of the control link 11 and the control shaft 13 when the compression ratio is high and when the compression ratio is low. When the piston 9 receives thrust by the combustion pressure, a load torque is generated in the control shaft 13 counterclockwise in the lower part of FIG. When changing from a low compression ratio to a high compression ratio when a load is generated, a torque greater than the load torque is generated clockwise by the compression ratio control actuator 16 (electric motor). Conversely, when a load torque greater than the frictional resistance is generated when changing from a high compression ratio to a low compression ratio when a load is generated, the compression ratio control actuator 16 (electric motor) reduces the compression ratio without generating torque. And change.

この圧縮比可変機構の最大の特長はコントロールシャフト１３の角位置制御により、ピストン９の上死点位置（燃焼室容積）を変えられる点に有り、いわゆる圧縮比可変機構としての機能を発揮する。また、図３に示すように、ピストンストローク特性が単振動に近づけられるため、上下死点での加速度が略同一となり、バランサシャフトが不要（４気筒）となるような振動低減効果がある。あるいはピストンストローク特性として、上死点側のピストン加速度が下死点側のピストン加速度よりも小さくなるような設定が可能となる。このようなピストン加速度特性は、前述のような複数のリンク部材からなるマルチリンク機構であれば得られるものであって、圧縮比（ピストン上死点位置）を可変とするか否かによるものではない。このようなピストンストローク特性は、単一のコンロッドによりクランクシャフトとピストンとが連結された従来の一般的なエンジンに比べて、上死点近傍のピストン滞在時間を長くすることになっている。   The greatest feature of this variable compression ratio mechanism is that the top dead center position (combustion chamber volume) of the piston 9 can be changed by the angular position control of the control shaft 13, and it functions as a so-called variable compression ratio mechanism. Further, as shown in FIG. 3, since the piston stroke characteristics can be made close to simple vibrations, the acceleration at the top and bottom dead centers is substantially the same, and there is an effect of reducing vibrations that makes the balancer shaft unnecessary (four cylinders). Alternatively, the piston stroke characteristic can be set such that the piston acceleration on the top dead center side is smaller than the piston acceleration on the bottom dead center side. Such a piston acceleration characteristic can be obtained with a multi-link mechanism composed of a plurality of link members as described above, and depends on whether or not the compression ratio (piston top dead center position) is variable. Absent. Such piston stroke characteristics increase the piston stay time near the top dead center as compared with a conventional general engine in which a crankshaft and a piston are connected by a single connecting rod.

図４は、圧縮比可変機構を有するエンジンを用いたミラーサイクルエンジンの制御システムの概略構成図である。エンジンの負荷と回転速度の信号が入力されるエンジンコントロールユニット３９では、その入力されるエンジンの負荷と実エンジン回転速度から目標圧縮比のマップ５１を検索することにより、そのときの負荷と実エンジン回転速度に応じた目標圧縮比を算出し、その算出した目標圧縮比が得られるように、圧縮比制御アクチュエータ１６に与える制御量（圧縮比可変機構への駆動量）を制御する。図５は目標圧縮比のマップ内容を示すものである。図５に示したように、低負荷になるほど燃費の向上を狙い目標圧縮比として最大で２２を設定している。ノックの発生しやすい全負荷領域になると、目標圧縮比として最低の１０を設定する。なお、本発明のエンジンはガソリンエンジンであるため、エンジンコントロールユニット３９では、点火進角制御装置５２を介して所定のタイミングで燃焼室内の混合気に対して火花点火を実行する。   FIG. 4 is a schematic configuration diagram of a control system for a Miller cycle engine using an engine having a variable compression ratio mechanism. The engine control unit 39 to which the engine load and rotation speed signals are input searches the map 51 of the target compression ratio from the input engine load and the actual engine rotation speed to thereby determine the load and the actual engine at that time. A target compression ratio corresponding to the rotational speed is calculated, and a control amount (drive amount to the compression ratio variable mechanism) applied to the compression ratio control actuator 16 is controlled so that the calculated target compression ratio is obtained. FIG. 5 shows the map content of the target compression ratio. As shown in FIG. 5, the target compression ratio is set to 22 at the maximum with the aim of improving fuel consumption as the load becomes lower. When the entire load region where knocking is likely to occur is reached, the target compression ratio is set to a minimum of 10. Since the engine of the present invention is a gasoline engine, the engine control unit 39 performs spark ignition on the air-fuel mixture in the combustion chamber at a predetermined timing via the ignition advance control device 52.

ミラーサイクルを実現するための可変動弁機構は、図６、図７に示したように、吸気弁のリフトを変化させ得るリフト可変機構２１（可変バルブリフト機構）と、吸気弁が最大リフトを迎えるクランク角度位置（この吸気弁のクランク角度位置を、以下「吸気弁のリフト中心角」という。）の位相（図１に示したクランクシャフト２に対する位相）を進角側もしくは遅角側に変化させ得る位相可変機構４１（可変バルブタイミング機構）とが組み合わされて構成されている。このうち、図６はリフト可変機構２１及び位相可変機構４１の概略斜視図である。   As shown in FIGS. 6 and 7, the variable valve mechanism for realizing the mirror cycle includes a variable lift mechanism 21 (variable valve lift mechanism) that can change the lift of the intake valve, and the intake valve has a maximum lift. The phase of the crank angle position (this crank angle position of the intake valve is hereinafter referred to as “lift valve lift angle of the intake valve”) (the phase with respect to the crankshaft 2 shown in FIG. 1) is changed to the advance side or the retard side. And a variable phase timing mechanism 41 (variable valve timing mechanism) that can be configured. Among these, FIG. 6 is a schematic perspective view of the variable lift mechanism 21 and the variable phase mechanism 41.

図７はリフト可変機構２１の概略断面図である。ここで、図７上段は吸気弁のゼロリフト時に、後述する揺動カム２９が最小揺動時と最大揺動時とでどのような位置にあるのか、また図７下段は吸気弁のフルリフト時に、後述する揺動カム２９が最小揺動時と最大揺動時とでどのような位置にあるのかをそれぞれ示している。ここで、吸気弁のゼロリフトとは、吸気弁３１がリフトしない（つまり吸気弁のリフトはゼロ）ことを、また吸気弁のフルリフトとは、吸気弁３１が最大のリフトとなることをいう。   FIG. 7 is a schematic sectional view of the variable lift mechanism 21. Here, the upper part of FIG. 7 shows the position of the swing cam 29, which will be described later, at the time of the minimum swing and the maximum swing at the time of zero lift of the intake valve, and the lower part of FIG. The position of a swing cam 29 (described later) at the minimum swing and at the maximum swing is shown. Here, the zero lift of the intake valve means that the intake valve 31 does not lift (that is, the lift of the intake valve is zero), and the full lift of the intake valve means that the intake valve 31 becomes the maximum lift.

なお、この可変動弁機構は、本出願人が先に提案したものであるが、例えば特開２００２−２５６９０５号、特開平１１−１０７７２５号公報等によって公知となっているので、その概要のみを説明する。   This variable valve mechanism has been previously proposed by the present applicant. However, since this variable valve mechanism is publicly known, for example, in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2002-256905, Japanese Patent Application Laid-Open No. 11-107725, etc. explain.

まず、リフト可変機構２１を説明する。リフト可変機構２１は、シリンダヘッド（図示しない）に摺動自在に設けられる吸気弁３１と、シリンダヘッド上部のカムブラケット（図示しない）に回転自在に支持される駆動軸２２と、この駆動軸２２に、圧入等により固定される偏心カム２３と、上記駆動軸２２の上方位置に同じカムブラケットによって回転自在に支持されると共に駆動軸２２と平行に配置される制御軸３２と、この制御軸３２の偏心カム部３８に揺動自在に支持されるロッカアーム２６と、吸気弁３１の上端部に配置されているバルブリフタ３０に当接する揺動カム２９とを備えている。上記偏心カム２３とロッカアーム２６とはリンクアーム２４によって、またロッカアーム２６と揺動カム２９とはリンク部材２８よってそれぞれ連係されている。   First, the variable lift mechanism 21 will be described. The variable lift mechanism 21 includes an intake valve 31 slidably provided on a cylinder head (not shown), a drive shaft 22 rotatably supported by a cam bracket (not shown) on the cylinder head, and the drive shaft 22. Further, an eccentric cam 23 fixed by press-fitting or the like, a control shaft 32 that is rotatably supported by the same cam bracket at a position above the drive shaft 22, and disposed in parallel with the drive shaft 22, and the control shaft 32 The rocker arm 26 is swingably supported by the eccentric cam portion 38, and the swing cam 29 is in contact with the valve lifter 30 disposed at the upper end portion of the intake valve 31. The eccentric cam 23 and the rocker arm 26 are linked by a link arm 24, and the rocker arm 26 and the swing cam 29 are linked by a link member 28, respectively.

なお、図６には１気筒当たり２つの吸気弁を備える多気筒内燃機関のうち一気筒分で代表させて示している。従って、吸気弁３１とバルブリフタ３０と揺動カム２９とが２つずつ描かれている。   FIG. 6 shows a representative of one cylinder of a multi-cylinder internal combustion engine having two intake valves per cylinder. Therefore, two intake valves 31, two valve lifters 30, and two swing cams 29 are drawn.

上記の駆動軸２２は、後述するように、タイミングチェーンないしはタイミングベルトを介して図１に示したエンジンのクランクシャフト２によって駆動されるものである。   The drive shaft 22 is driven by the engine crankshaft 2 shown in FIG. 1 via a timing chain or timing belt, as will be described later.

円形外周面を有する上記偏心カム２３はその外周面の中心が駆動軸２２の軸心から所定量だけオフセットされ、偏心カム２３の外周面にリンクアーム２４の環状部が回転可能に嵌合している。   The center of the outer peripheral surface of the eccentric cam 23 having a circular outer peripheral surface is offset from the shaft center of the drive shaft 22 by a predetermined amount, and the annular portion of the link arm 24 is rotatably fitted to the outer peripheral surface of the eccentric cam 23. Yes.

上記のロッカアーム２６は、略中央部が上記偏心カム部３８によって揺動可能に支持され、その一端部（図７上段左側の図において右端部）に連結ピン２５を介して上記リンクアーム２４のアーム部が連係し、他端部（図７上段左側の図において左端部）に連結ピン２７を介して上記リンク部材２８の上端部がそれぞれ連係している。上記偏心カム部３８は、制御軸３２の軸心から偏心し、従って制御軸３２の回転角度位置に応じてロッカアーム２６の揺動中心が変化することとなる。   The rocker arm 26 is supported by the eccentric cam portion 38 so as to be swingable at a substantially central portion, and the arm of the link arm 24 is connected to one end portion thereof (the right end portion in the left side in FIG. 7) via the connecting pin 25. The upper end portion of the link member 28 is linked to the other end portion (the left end portion in the upper left diagram in FIG. 7) via the connecting pin 27. The eccentric cam portion 38 is eccentric from the axis of the control shaft 32, and accordingly, the rocking center of the rocker arm 26 changes according to the rotational angle position of the control shaft 32.

上記の揺動カム２９は、駆動軸２２の外周に嵌合して回転自在に支持され、側方へ延びた端部に連結ピン３７を介して上記リンク部材２８の下端部が連係している。この揺動カム２９の下面には、駆動軸２２と同心状の円弧をなす基円面と、その基円面から所定の曲線を描いて延びるカム面とが連続して形成され、これらの基円面ならびにカム面が、揺動カム２９の揺動位置に応じてバルブリフタ３０の上面に当接している。すなわち、上記基円面はベースサークル区間として、吸気弁３１のリフト量（及び吸気弁の作動角）がゼロとなる区間であり、揺動カム２９が揺動してカム面がバルブリフタ３０に接触すると、徐々に吸気弁３１が下方にリフトしていくことになる。なお、ベースサークル区間とリフト区間との間には若干のランプ区間が設けられている。   The rocking cam 29 is fitted to the outer periphery of the drive shaft 22 and is rotatably supported, and the lower end portion of the link member 28 is linked to the end portion extending sideways via a connecting pin 37. . On the lower surface of the swing cam 29, a base circle surface concentric with the drive shaft 22 and a cam surface extending in a predetermined curve from the base circle surface are continuously formed. The circular surface and the cam surface are in contact with the upper surface of the valve lifter 30 according to the swing position of the swing cam 29. That is, the base circle surface is a section where the lift amount of the intake valve 31 (and the operating angle of the intake valve) becomes zero as a base circle section, and the swing cam 29 swings and the cam surface contacts the valve lifter 30. Then, the intake valve 31 gradually lifts downward. A slight ramp section is provided between the base circle section and the lift section.

上記の制御軸３２は、図６に示すように、一端部に設けられたリフト制御用アクチュエータ３３によって所定角度範囲内で回転するように構成されている。このリフト制御用アクチュエータ３３は、例えば制御軸３２の後端部に設けられている部材３４の一部であって制御軸３２の軸心から所定量オフセットされた位置より突出するピン３４ａと、プランジャ３５ｂの先端に設けられたくちばし状の爪３５ａとの係合を介して、制御軸３２を回転させる油圧アクチュエータ３５と、この油圧アクチュエータ３５への供給油圧を制御する第１油圧装置（例えば油圧制御弁）３６とからなり、第１油圧装置３６は、エンジンコントロールユニット３９からの制御信号によって制御される。なお、制御軸３２の回転角度は、図示しないリフト量センサ（回転角センサ）によって検出される。   As shown in FIG. 6, the control shaft 32 is configured to rotate within a predetermined angle range by a lift control actuator 33 provided at one end. The lift control actuator 33 is, for example, a part of a member 34 provided at the rear end of the control shaft 32 and a pin 34a protruding from a position offset from the axis of the control shaft 32 by a predetermined amount, and a plunger A hydraulic actuator 35 that rotates the control shaft 32 through engagement with a beak-shaped claw 35a provided at the tip of 35b, and a first hydraulic device (for example, hydraulic control) that controls the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator 35 The first hydraulic device 36 is controlled by a control signal from the engine control unit 39. The rotation angle of the control shaft 32 is detected by a lift amount sensor (rotation angle sensor) (not shown).

このリフト可変機構２１の作用は次のようなものである。   The operation of the variable lift mechanism 21 is as follows.

駆動軸２２がクランクシャフト２により回転すると、偏心カム２３のカム作用によってリンクアーム２４が上下動し、これに伴ってロッカアーム２６が揺動する。このロッカアーム２６の揺動は、リンク部材２８を介して揺動カム２９へ伝達され、この揺動カム２９が揺動する。この揺動カム２９のカム作用によって、バルブリフタ３０が押圧され、吸気弁３１が下方にリフトする。   When the drive shaft 22 is rotated by the crankshaft 2, the link arm 24 moves up and down by the cam action of the eccentric cam 23, and the rocker arm 26 swings accordingly. The rocking movement of the rocker arm 26 is transmitted to the rocking cam 29 via the link member 28, and the rocking cam 29 rocks. By the cam action of the swing cam 29, the valve lifter 30 is pressed and the intake valve 31 is lifted downward.

ここで、リフト制御用アクチュエータ３３を介して制御軸３２の回転角度が変化すると、ロッカアーム２６の初期位置が変化し、ひいては揺動カム２９の初期揺動位置が変化する。   Here, when the rotation angle of the control shaft 32 changes via the lift control actuator 33, the initial position of the rocker arm 26 changes, and consequently, the initial swing position of the swing cam 29 changes.

例えば、図７上段にも示したように、偏心カム部３８が図の上方へ位置している場合には、ロッカアーム２６は全体として上方へ位置し、揺動カム２９の連結ピン３７側の端部が相対的に上方へ引き上げられた状態となる。つまり、揺動カム２９の初期位置は、そのカム面がバルブリフタ３０から離れる方向に傾く（図７上段の左側参照）。従って、駆動軸２２の回転に伴って揺動カム２９が揺動した際に、基円面が長くバルブリフタ３０に接触し続け、カム面がバルブリフタ３０に接触する期間は短い。従って、吸気弁３１のリフト量が全体として小さくなり（図７上段の右側参照）、かつ吸気弁３１の開時期から閉時期までのクランク角度区間（つまり吸気弁の作動角）も縮小する。   For example, as shown in the upper part of FIG. 7, when the eccentric cam portion 38 is positioned upward in the figure, the rocker arm 26 is positioned upward as a whole, and the end of the swing cam 29 on the side of the connecting pin 37. The part is relatively lifted upward. That is, the initial position of the swing cam 29 is inclined in a direction in which the cam surface is separated from the valve lifter 30 (see the left side in the upper stage of FIG. 7). Accordingly, when the swing cam 29 swings as the drive shaft 22 rotates, the base circle surface is kept in contact with the valve lifter 30 for a long time and the cam surface is in contact with the valve lifter 30 for a short period. Therefore, the lift amount of the intake valve 31 is reduced as a whole (see the right side in the upper part of FIG. 7), and the crank angle section from the opening timing to the closing timing of the intake valve 31 (that is, the operating angle of the intake valve) is also reduced.

この逆に、図７下段にも示したように、偏心カム部３８が図の下方へ位置している場合には、ロッカアーム２６は全体として下方へ位置し、揺動カム２９の連結ピン３７側の端部が相対的に下方へ押し下げられた状態となる。つまり、揺動カム２９の初期位置は、そのカム面がバルブリフタ３０に近付く方向に傾く（図７下段の左側参照）。従って、駆動軸２２の回転に伴って揺動カム２９が揺動した際に、バルブリフタ３０と接触する部位が基円面からカム面へと直ちに移行する。従って、吸気弁３１のリフト量が全体として大きくなり（図７下段の右側参照）、かつ吸気弁の作動角も拡大する。   On the contrary, as shown in the lower part of FIG. 7, when the eccentric cam portion 38 is positioned downward in the drawing, the rocker arm 26 is positioned downward as a whole, and the rocking cam 29 is connected to the connecting pin 37 side. It will be in the state where the edge part of this was pushed down relatively. That is, the initial position of the swing cam 29 is inclined in a direction in which the cam surface approaches the valve lifter 30 (see the left side in the lower stage of FIG. 7). Therefore, when the swing cam 29 swings as the drive shaft 22 rotates, the portion that contacts the valve lifter 30 immediately shifts from the base circle surface to the cam surface. Accordingly, the lift amount of the intake valve 31 increases as a whole (see the right side in the lower part of FIG. 7), and the operating angle of the intake valve also increases.

上記の偏心カム部３８の初期位置は連続的に変化させ得るので、これに伴って、吸気弁３１のバルブリフト特性は連続的に変化する。つまり、図８に示したように吸気弁３１のリフト（吸気弁３１のリフト量及び吸気弁３１の作動角）を、両者同時に連続的に拡大、縮小させることができる。各部のレイアウトによるが、例えば、吸気弁３１のリフト量及び吸気弁３１の作動角の大小変化に伴い、吸気弁３１の開時期と閉時期とがほぼ対称に変化する。   Since the initial position of the eccentric cam portion 38 can be continuously changed, the valve lift characteristic of the intake valve 31 is continuously changed accordingly. That is, as shown in FIG. 8, the lift of the intake valve 31 (the lift amount of the intake valve 31 and the operating angle of the intake valve 31) can be continuously expanded and reduced simultaneously. Depending on the layout of each part, for example, the opening timing and closing timing of the intake valve 31 change substantially symmetrically with the change in the lift amount of the intake valve 31 and the operating angle of the intake valve 31.

次に、位相可変機構４１は、図６に示すように、上記の駆動軸２２の前端部に設けられるスプロケット４２と、このスプロケット４２と上記駆動軸２２とを、所定の角度範囲内において相対的に回転させる位相制御用アクチュエータ４３とから構成されている。上記スプロケット４２は、図示しないタイミングチェーンもしくはタイミングベルトを介して、図１に示したクランクシャフト２に連動している。   Next, as shown in FIG. 6, the phase varying mechanism 41 is configured so that the sprocket 42 provided at the front end of the drive shaft 22 and the sprocket 42 and the drive shaft 22 are relatively moved within a predetermined angle range. And a phase control actuator 43 that is rotated at a time. The sprocket 42 is interlocked with the crankshaft 2 shown in FIG. 1 via a timing chain or a timing belt (not shown).

上記位相制御用アクチュエータ４３は、例えば油圧式の回転型アクチュエータ４４と、この油圧アクチュエータ４４への供給油圧を制御する第２油圧装置（例えば油圧制御弁）４５とからなり、第２油圧装置４５は、エンジンコントロールユニット３９からの制御信号によって制御される。この位相制御用アクチュエータ４３の作用によって、スプロケット４２と駆動軸２２とが相対的に回転し、吸気弁３１のリフト中心角がクランク角に対して遅れたり進んだりする。つまり、吸気弁３１のリフト特性の曲線自体は変わらずに、全体が進角もしくは遅角する。また、このときの進角側や遅角側への各変化も、連続的に得ることができる。この位相可変機構４１の制御状態は、駆動軸２２の回転位置に応答する図示しない吸気弁位相角センサによって検出される。   The phase control actuator 43 includes, for example, a hydraulic rotary actuator 44 and a second hydraulic device (for example, a hydraulic control valve) 45 that controls the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator 44. The second hydraulic device 45 includes: It is controlled by a control signal from the engine control unit 39. Due to the action of the phase control actuator 43, the sprocket 42 and the drive shaft 22 are relatively rotated, and the lift center angle of the intake valve 31 is delayed or advanced with respect to the crank angle. That is, the lift characteristic curve itself of the intake valve 31 does not change, and the whole advances or retards. Moreover, each change to the advance side or the retard side at this time can also be obtained continuously. The control state of the phase variable mechanism 41 is detected by an intake valve phase angle sensor (not shown) that responds to the rotational position of the drive shaft 22.

なお、リフト可変機構２１ならびに位相可変機構４１の制御としては、リフト量センサ（回転角センサ）、吸気弁位相角センサの各センサの検出値に基づくクローズドループ制御に限らず、運転条件に応じて単にオープンループ制御するだけでもかまわない。   The control of the lift variable mechanism 21 and the phase variable mechanism 41 is not limited to the closed loop control based on the detection values of the lift amount sensor (rotation angle sensor) and the intake valve phase angle sensor, but depends on the operating conditions. Simply open-loop control may be used.

上記のバルブリフタ３０は、公知の油圧式バルブクリアランス調整機構を内蔵しており、実質的にバルブクリアランスが常にゼロに維持される。   The valve lifter 30 incorporates a known hydraulic valve clearance adjustment mechanism, and the valve clearance is substantially always maintained at zero.

このようなリフト可変機構２１と位相可変機構４１とからなる可変動弁機構を備えた本発明のエンジンは、スロットル弁に依存せず、吸気弁３１の開閉を制御することによって吸入空気量が制御される。なお、実用エンジンでは、ブローバイガスの還流等のために吸気系に若干の負圧が存在していることが好ましいので、図示していないが、吸気通路の上流側に、スロットル弁に代えて、負圧生成用の適宜な絞り機構を設けることが望ましい。   The engine of the present invention having such a variable valve mechanism comprising the variable lift mechanism 21 and the variable phase mechanism 41 does not depend on the throttle valve, and the intake air amount is controlled by controlling the opening / closing of the intake valve 31. Is done. In a practical engine, it is preferable that a slight negative pressure exists in the intake system for recirculation of blow-by gas, etc., but not shown, instead of a throttle valve on the upstream side of the intake passage, It is desirable to provide an appropriate throttle mechanism for generating negative pressure.

さて、上記のリフト可変機構２１によれば、原理的に図８に示すように吸気弁３１の閉時期の変化に伴い、吸気弁３１の開時期も変化する（吸気弁３１の閉時期を早めると、吸気弁３１の開時期が遅れる）特性となるため、位相可変機構４１と組み合わせて用いることにより、任意のクランク角度位置における吸気弁３１の開閉制御が可能となっている。   Now, according to the variable lift mechanism 21 described above, the opening timing of the intake valve 31 changes in principle with the change in the closing timing of the intake valve 31 as shown in FIG. 8 (the closing timing of the intake valve 31 is advanced. Therefore, the opening / closing control of the intake valve 31 at an arbitrary crank angle position is possible by using it in combination with the phase variable mechanism 41.

そこで、リフト可変機構２１及び位相可変機構４１からなる可変動弁機構を用いて、低負荷時に吸気弁閉時期を制御することにより、吸気弁３１の作動角を吸気弁閉時期が固定されているエンジンの場合より大幅に縮小し、吸気弁３１の閉時期を早め、吸気行程の半ばに吸入を停止して下死点ＢＤＣ前後では吸気を膨張・圧縮させることにより、実際に有効な吸入ストロークを変化させ、吸入時の吸気圧力を有効ストロークに略反比例させる形で大気圧に近づけ、ポンプ損失の低減を図る。これはミラーサイクルであり、既に良く知られている。   Therefore, the intake valve closing timing is fixed to the operating angle of the intake valve 31 by controlling the intake valve closing timing at a low load by using a variable valve mechanism comprising the variable lift mechanism 21 and the variable phase mechanism 41. By reducing the intake valve 31 much earlier than in the case of the engine, the intake valve 31 is closed earlier, the intake is stopped in the middle of the intake stroke, and the intake air is expanded and compressed around the bottom dead center BDC. By changing the pressure, the intake pressure at the time of inhalation is made almost inversely proportional to the effective stroke to approach the atmospheric pressure to reduce pump loss. This is a mirror cycle and is already well known.

このとき、吸気弁３１の閉時期が下死点ＢＤＣよりも大幅に早くなるため、シリンダ内の吸気は吸入行程にも拘わらず、下死点ＢＤＣまで断熱膨張をすることになり、シリンダ内圧力の低下に伴い、図示しないシリンダ内温度も低下する。下死点ＢＤＣを過ぎると圧縮行程が開始するが、断熱膨張が開始したシリンダ内圧力までは断熱膨張、圧縮に近く、単なるシリンダ内圧力の復帰に過ぎないから、シリンダ内圧力の復帰時点から圧縮が実際には開始することになる。そのため、実圧縮比としては吸気弁閉時期が早まるにつれて大幅に低下する。この実圧縮比の低下は圧縮上死点ＴＤＣでの大幅なシリンダ内混合気温度の低下を伴うため、そのままでは燃焼状態が悪化し、燃焼速度が低下する。このため、ポンプ損失が低下したほどには燃費の改善効果が得られない。このように可変動弁機構を用いて吸気弁閉時期を早めたときにはポンプ損失が低減される一方で、圧縮温度が低下して燃焼状態が悪化する。つまり、ポンプ損失の低減と、圧縮温度低下による燃焼悪化とはトレードオフの関係に立っている。   At this time, since the closing timing of the intake valve 31 is significantly earlier than the bottom dead center BDC, the intake air in the cylinder adiabatically expands to the bottom dead center BDC regardless of the intake stroke, and the cylinder pressure As the temperature decreases, the temperature in the cylinder (not shown) also decreases. After the bottom dead center BDC, the compression stroke starts, but until the pressure inside the cylinder where adiabatic expansion has started, it is close to adiabatic expansion and compression, and is simply a return of the cylinder pressure. Will actually start. Therefore, the actual compression ratio greatly decreases as the intake valve closing timing is advanced. This decrease in the actual compression ratio is accompanied by a significant decrease in the in-cylinder mixture temperature at the compression top dead center TDC, so that the combustion state deteriorates as it is, and the combustion speed decreases. For this reason, the fuel efficiency improvement effect cannot be obtained as the pump loss is reduced. As described above, when the intake valve closing timing is advanced by using the variable valve mechanism, the pump loss is reduced, while the compression temperature is lowered and the combustion state is deteriorated. That is, a reduction in pump loss and a deterioration in combustion due to a decrease in compression temperature are in a trade-off relationship.

そこで、可変動弁機構を用いて吸気弁３１の閉時期を早めた場合にも、ポンプ損失の低減効果が損なわれないようにするため、図１に示した圧縮比可変エンジンを用いて、低負荷時に圧縮比を高くする一方、熱負荷の高い条件で圧縮温度が上昇しノッキングが発生することが懸念されるため高負荷時に圧縮比を下げることとする。つまり、図４に示したようにミラーサイクルに圧縮比可変機構を有するエンジンを組み合わせた全体としても、図５に示した目標圧縮比のマップを用いる。   Therefore, even when the closing timing of the intake valve 31 is advanced by using the variable valve mechanism, the variable compression ratio engine shown in FIG. While increasing the compression ratio at the time of load, there is a concern that the compression temperature rises and knocking occurs under high heat load conditions, so the compression ratio is decreased at a high load. That is, as shown in FIG. 4, the map of the target compression ratio shown in FIG. 5 is also used as a whole combining the mirror cycle with the engine having the variable compression ratio mechanism.

図９はエンジンコントロールユニット３９（エンジンコントローラ）に入力されるセンサ信号と、エンジンコントローラ３９から出力される制御信号とをまとめたものである。   FIG. 9 summarizes the sensor signal input to the engine control unit 39 (engine controller) and the control signal output from the engine controller 39.

ここでは圧縮比制御アクチュエータ１６を電動機で構成しているので、電動機の電流と電圧を制御することで電動機の回転速度とトルクを制御する。この場合に、電動機回転角センサからのコントロールシャフト１３の回転角（電動機回転角）と、電動機負荷センサからの電動機負荷（電動機の負荷状態である電流値Ａｍや電圧値Ｖｍ）とをフィードバック信号として用いる。電動機負荷としては圧縮比制御アクチュエータ１６に与える電流指令値を使用することも考えられる。   Here, since the compression ratio control actuator 16 is composed of an electric motor, the rotational speed and torque of the electric motor are controlled by controlling the electric current and voltage of the electric motor. In this case, the rotation angle of the control shaft 13 (motor rotation angle) from the motor rotation angle sensor and the motor load from the motor load sensor (current value Am and voltage value Vm as the load state of the motor) are used as feedback signals. Use. It is also conceivable to use a current command value given to the compression ratio control actuator 16 as the motor load.

また、リフト量センサからのリフト可変機構２１のリフト量と、吸気弁位相角センサからの吸気弁３１の位相角とは、前述のようにリフト可変機構２１ならびに位相可変機構４１の制御に際してフィードバック信号として用いられる。上記負圧生成用の適宜な絞り機構としての常開のスロットル弁６１が吸気通路に設けられ、負圧生成が必要なときに必要な開度まで閉じられる。スロットルセンサからのスロットル開度の信号は、このスロットル弁６１の開度制御に際してフィードバック信号として用いられる。残りの構成は、圧縮比可変機構と可変動弁機構とをいずれも備えないエンジンの場合と同じである。すなわち、エアフローメータからの吸入空気量の信号、アクセルセンサからのアクセルペダルの踏み込み量（アクセル開度）の信号、クランク角センサのクランクシャフトの回転角の信号、水温センサからの冷却水温の信号、空燃比センサからの空燃比の信号、ノックセンサからの信号がエンジンコントローラ３９に入力されており、エンジンコントローラ３９では、これらの信号に基づいて点火プラグ６２に対し点火時期制御信号を出力することにより点火時期を、燃料噴射弁６３に対し空燃比制御信号を出力することにより燃料噴射量、燃料噴射タイミングを制御する。センサ信号から制御信号を生成するエンジンコントローラ３９は各アクチュエータを操作するためのドライバーを備えることが一般的である。   Further, the lift amount of the variable lift mechanism 21 from the lift amount sensor and the phase angle of the intake valve 31 from the intake valve phase angle sensor are feedback signals when controlling the lift variable mechanism 21 and the phase variable mechanism 41 as described above. Used as A normally-open throttle valve 61 as an appropriate throttle mechanism for generating the negative pressure is provided in the intake passage, and is closed to a necessary opening degree when the negative pressure generation is necessary. The throttle opening signal from the throttle sensor is used as a feedback signal when the opening degree of the throttle valve 61 is controlled. The remaining configuration is the same as that of an engine that is not provided with either a variable compression ratio mechanism or a variable valve mechanism. That is, an intake air amount signal from an air flow meter, an accelerator pedal depression amount (accelerator opening) signal from an accelerator sensor, a crank angle rotation angle signal of a crank angle sensor, a coolant temperature signal from a water temperature sensor, An air-fuel ratio signal from the air-fuel ratio sensor and a signal from the knock sensor are input to the engine controller 39. The engine controller 39 outputs an ignition timing control signal to the spark plug 62 based on these signals. The fuel injection amount and the fuel injection timing are controlled by outputting an air-fuel ratio control signal to the fuel injection valve 63 for the ignition timing. The engine controller 39 that generates a control signal from a sensor signal generally includes a driver for operating each actuator.

図１０はハイブリッド車の概略構成図である。図１０において２０１は上記圧縮比可変機構を有するエンジンを用いたミラーサイクルエンジンである。このエンジン２０１はスタータと発電機の機能を有するスタータ・ジェネレータ（図では「Ｓ/Ｇ」で表記）２０２により始動される。このスタータ・ジェネレータ２０２は主にエンジン２０１の始動に用いられる。   FIG. 10 is a schematic configuration diagram of a hybrid vehicle. In FIG. 10, 201 is a Miller cycle engine using the engine having the compression ratio variable mechanism. The engine 201 is started by a starter / generator (shown as “S / G” in the figure) 202 having functions of a starter and a generator. This starter generator 202 is mainly used for starting the engine 201.

２１１は有段自動変速機で、第一入力軸２１２、第二入力軸２１３、ツインクラッチ、変速段からなっている。   A stepped automatic transmission 211 includes a first input shaft 212, a second input shaft 213, a twin clutch, and a gear position.

ツインクラッチは第一クラッチ２１５と第二クラッチ２１６とで構成される。第二クラッチ２１６はエンジン２０１と第二入力軸２１３との間の動力を伝達したり遮断したりする。第一クラッチ２１５はエンジン２０１と第一入力軸２１２との間の動力を伝達したり遮断したりする。また、第一入力軸２１２はモータジェネレータ２２１（図では「ＭＧ」で表記）とも接続し、第一クラッチ２１５はエンジン２０１とモータジェネレータ２２１との動力の伝達および遮断も行う。   The twin clutch includes a first clutch 215 and a second clutch 216. The second clutch 216 transmits or cuts power between the engine 201 and the second input shaft 213. The first clutch 215 transmits and interrupts power between the engine 201 and the first input shaft 212. The first input shaft 212 is also connected to a motor generator 221 (denoted by “MG” in the figure), and the first clutch 215 also transmits and interrupts power between the engine 201 and the motor generator 221.

変速段Ｆ１は１速段、変速段Ｆ３は３速段、変速段Ｆ５は５速段である。３つの変速段Ｆ１、Ｆ３、Ｆ５は第一入力軸２１２に配置され奇数段を構成し、モータジェネレータ２２１の変速段としても利用する。奇数段にモータジェネレータ２２１を配置することでモータジェネレータ２２１の発生するトルクに対して大きな減速比を設定できるため、車両発進時の駆動トルクを大幅に向上させることが可能となり運転者の意図する車両駆動力を実現できる。また、高速走行時のモータジェネレータ２２１による駆動力アシストまたは最高車速時の最高回転速度に対応できるモータジェネレータとして高回転型のものを適用できるため、従来よりも体格が小さくなり重量、車両搭載能力が大幅に向上可能となる。   The gear stage F1 is the first speed stage, the gear stage F3 is the third speed stage, and the gear stage F5 is the fifth speed stage. The three shift speeds F 1, F 3, and F 5 are arranged on the first input shaft 212 to constitute an odd speed and are also used as the shift speed of the motor generator 221. By arranging the motor generators 221 in odd stages, a large reduction ratio can be set with respect to the torque generated by the motor generators 221, so that the driving torque at the start of the vehicle can be greatly improved, and the vehicle intended by the driver A driving force can be realized. In addition, since a motor generator capable of supporting driving force assist by the motor generator 221 during high-speed driving or a maximum rotational speed at the maximum vehicle speed can be applied, the physique is smaller than the conventional one, and the weight and vehicle mounting capacity are reduced. Greatly improved.

変速段Ｆ２は２速段、変速段Ｆ４は４速段、変速段Ｆ６は６速段、変速段Ｒはリバース段である。３つの変速段Ｆ２、Ｆ４、Ｆ６は第二入力軸２１３に配置され偶数段を構成する。リバース段Ｒは奇数段または偶数段の車両構成で邪魔にならないように配置する。   The shift speed F2 is the second speed, the shift speed F4 is the fourth speed, the shift speed F6 is the sixth speed, and the shift speed R is the reverse speed. The three shift speeds F2, F4, and F6 are arranged on the second input shaft 213 and constitute even stages. The reverse stage R is arranged so that it does not get in the way in an odd-numbered or even-numbered vehicle configuration.

なお、奇数段（Ｆ１、Ｆ３、Ｆ５）を用いるときには第一クラッチ２１５を接続すると共に第二クラッチ２１６を切断し、また偶数段（Ｆ２、Ｆ４、Ｆ６）やリバース段を用いるときには第二クラッチ２１６を接続すると共に第一クラッチ２１５を切断することとなる。   The first clutch 215 is connected and the second clutch 216 is disconnected when the odd-numbered gears (F1, F3, F5) are used, and the second clutch 216 is used when the even-numbered gears (F2, F4, F6) and the reverse gear are used. And the first clutch 215 is disconnected.

７つの各変速段Ｆ１、Ｆ２、Ｆ３、Ｆ４、Ｆ５、Ｆ６、Ｒは同期装置を持ったクラッチ要素により第一入力軸２１２または第二入力軸２１３と回転速度を同期させつつ締結される。   Each of the seven shift speeds F1, F2, F3, F4, F5, F6, and R is fastened while synchronizing the rotational speed with the first input shaft 212 or the second input shaft 213 by a clutch element having a synchronization device.

７つの各変速段Ｆ１、Ｆ２、Ｆ３、Ｆ４、Ｆ５、Ｆ６、Ｒで減速されたエンジン２０１の動力はデファレンシャルギア２２２に伝達され左右輪２２３で路面に駆動力を伝達する。各変速段Ｆ１、Ｆ２、Ｆ３、Ｆ４、Ｆ５、Ｆ６、Ｒで減速されたエンジン２０１の動力を前後輪に配分することで大きな車両駆動力を発生する４ＷＤ構成としてもかまわない。偶数段内の各変速段の順序は搭載性を考慮して変更してもかまわない。奇数段に関しても同様である。   The power of the engine 201 decelerated at each of the seven shift stages F 1, F 2, F 3, F 4, F 5, F 6, R is transmitted to the differential gear 222 and transmitted to the road surface through the left and right wheels 223. A 4WD configuration in which a large vehicle driving force is generated by distributing the power of the engine 201 decelerated at each of the shift speeds F1, F2, F3, F4, F5, F6, and R to the front and rear wheels may be used. The order of the shift stages in the even stages may be changed in consideration of the mountability. The same applies to odd stages.

上記のモータジェネレータ２２１はバッテリ２２６（蓄電装置）の直流をインバーター２２７で交流にした電力で運転する。車両制動時はモータジェネレータ２２１に奇数段（Ｆ１、Ｆ３、Ｆ５）を介して制動トルクを伝達させ、モータジェネレータ２２１で制動エネルギを回収する。回生制動時は第一クラッチ２１５と第二クラッチ２１６はともに開放し、エンジンブレーキ相当の減速力を発生させる。   The motor generator 221 operates with electric power obtained by converting the direct current of the battery 226 (power storage device) into alternating current by the inverter 227. During braking of the vehicle, braking torque is transmitted to the motor generator 221 via odd-numbered stages (F1, F3, F5), and the braking energy is recovered by the motor generator 221. During regenerative braking, both the first clutch 215 and the second clutch 216 are released to generate a deceleration force equivalent to engine braking.

さて、このようなハイブリッド車において、低負荷状態から高負荷状態への加速を行うと圧縮比が高圧縮比から低圧縮比へと変化する。このとき、圧縮比可変機構の応答遅れに伴い実圧縮比が目標圧縮比から大きく離れていると、ノッキングが発生することが考えられる。このため、従来例では、車両の走行中において圧縮比が大から小へと変更される加速時に、所定時間変速機のギヤ比を加速直前のギヤ比から低速度側（１速段側）のギヤ比へと切換えて実エンジン回転速度を上昇させ、これによってノッキングを防止するようにしている。   In such a hybrid vehicle, when the acceleration from the low load state to the high load state is performed, the compression ratio changes from the high compression ratio to the low compression ratio. At this time, if the actual compression ratio is far from the target compression ratio due to the response delay of the compression ratio variable mechanism, knocking may occur. For this reason, in the conventional example, at the time of acceleration when the compression ratio is changed from large to small while the vehicle is running, the gear ratio of the transmission for a predetermined time is changed from the gear ratio immediately before acceleration to the lower speed side (first speed side). Switching to the gear ratio increases the actual engine speed, thereby preventing knocking.

これについて図１１を参照して説明すると、図１１はゼロでない所定の速度でハイブリッド車を走行させている状態からｔ１のタイミングでアクセル開度ＡＰＯをステップ的に大きくした加速時の変化をモデル的に示している。図１１はあくまでモデルであるので、簡単のため無段変速機の場合で考える。また、従来例を一点鎖線で、後述する本発明の場合を実線で示している。   This will be described with reference to FIG. 11. FIG. 11 shows a model change in acceleration when the accelerator opening APO is increased stepwise at the timing t1 from the state where the hybrid vehicle is running at a predetermined speed that is not zero. It shows. Since FIG. 11 is a model to the last, it considers in the case of a continuously variable transmission for the sake of simplicity. Further, the conventional example is indicated by a one-dot chain line, and the case of the present invention described later is indicated by a solid line.

ｔ１でのアクセル開度ＡＰＯのステップ変化により車両駆動力は、アクセル開度のステップ変化前の値である所定値Ｔ１からステップ変化後のアクセル開度に応じた値である所定値Ｔ２へと大きくなる。目標圧縮比ｔＣＲは、ステップ変化前の値である所定値ＣＲ１から小さくなりｔ３のタイミングでステップ変化後のアクセル開度に応じた値である所定値ＣＲ２へと落ち着く。   Due to the step change of the accelerator opening APO at t1, the vehicle driving force increases from a predetermined value T1 that is a value before the step change of the accelerator opening to a predetermined value T2 that is a value corresponding to the accelerator opening after the step change. Become. The target compression ratio tCR becomes smaller from the predetermined value CR1 that is the value before the step change, and settles to the predetermined value CR2 that is a value corresponding to the accelerator opening after the step change at the timing of t3.

しかしながら、圧縮比可変機構には応答遅れがあるため、実圧縮比ｒＣＲは破線で示したように目標圧縮比ｔＣＲから、ｔ１よりｔ５の直前までの期間で乖離している。なお、ｔ５のタイミングで実圧縮比ｒＣＲと目標圧縮比ｔＣＲの差が許容範囲に収まるものとしているので、実圧縮比ｒＣＲが目標圧縮比ｔＣＲから乖離する期間の終期は実圧縮比ｒＣＲが目標圧縮比ｔＣＲと一致するｔ７のタイミングではなくｔ５のタイミングである。   However, since the compression ratio variable mechanism has a response delay, the actual compression ratio rCR deviates from the target compression ratio tCR in the period from t1 to just before t5 as shown by the broken line. Since the difference between the actual compression ratio rCR and the target compression ratio tCR falls within the allowable range at the timing t5, the actual compression ratio rCR is the target compression at the end of the period in which the actual compression ratio rCR deviates from the target compression ratio tCR. It is not the timing of t7 that coincides with the ratio tCR but the timing of t5.

このように、実圧縮比が目標圧縮比より大きく乖離しているｔ１〜ｔ５の期間で実エンジントルクを急激に上昇させたのでは、ノッキングが生じることが考えられるため、従来例では、変速機の変速でノックを回避するようにしている。すなわち、ｔ１のタイミングから実エンジントルクを抑制しつつ変速機のギヤ比を加速前より大きくしてゆき（１速段側にする）、実エンジン回転速度Ｎｅをノッキングが起こり難い高回転速度である所定値Ｎ２へと急上昇させている。   As described above, since it is considered that knocking may occur if the actual engine torque is suddenly increased during the period from t1 to t5 in which the actual compression ratio is greatly deviated from the target compression ratio. To avoid knocking at the same speed. That is, while suppressing the actual engine torque from the timing t1, the gear ratio of the transmission is increased from that before acceleration (to the first speed side), and the actual engine rotation speed Ne is a high rotation speed at which knocking hardly occurs. It is rapidly increased to the predetermined value N2.

そして、実車両駆動力が目標車両駆動力に落ち着くｔ３のタイミングからはノッキングが生じることはないので、ｔ３のタイミングより加速前のギヤ比に戻すためギヤ比を小さくしてゆくこととなる。これにより実エンジン回転速度Ｎｅも徐々に低下してゆく。   Since knocking does not occur from the timing t3 when the actual vehicle driving force settles to the target vehicle driving force, the gear ratio is reduced to return to the gear ratio before acceleration from the timing t3. As a result, the actual engine speed Ne gradually decreases.

しかしながら、このような従来例の方法だと、変速機構の作動に伴う機械的な遅れにより、ｔ１〜ｔ３の期間で加速が遅れてしまう（図９最上段の一点鎖線参照）。また、ｔ１〜ｔ３の期間で変速機の変速幅が大きいため変速機アクチュエータの損失が大きくなり燃費が悪化する。   However, according to such a conventional method, acceleration is delayed in the period from t1 to t3 due to a mechanical delay accompanying the operation of the transmission mechanism (see the one-dot chain line in the uppermost stage in FIG. 9). Further, since the transmission width of the transmission is large during the period from t1 to t3, the loss of the transmission actuator is increased and the fuel consumption is deteriorated.

そこで本発明では、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態であるか否かを検出し、この検出した圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態に応じて、エンジン出力の一部をモータジェネレータ２２１に分担させるモータジェネレータ２２１への出力分担量（ｔＰｍ１）と、このモータジェネレータ２２１への出力分担量（ｔＰｍ１）だけ少ないエンジン２０１への出力分担量（ｔＰｗ１）とを決定し、このモータジェネレータ２２１への出力分担量（ｔＰｍ１）に応じてモータジェネレータ２２１を制御すると共に、エンジン２０１への出力分担量（ｔＰｗ１）に応じてエンジン運転状態の目標値（ｔＮｅ、ｔＴｅ２）を決定し、この決定したエンジン運転状態目標値となるようにエンジン２０１を制御する。   Therefore, in the present invention, it is detected whether or not the compression ratio variable mechanism has changed to the side where knocking occurs, and in accordance with the detected change state to the side where knocking of the variable compression ratio mechanism occurs, the engine output is changed. An output sharing amount (tPm1) for the motor generator 221 that partially shares the motor generator 221 and an output sharing amount (tPw1) for the engine 201 that is smaller by the output sharing amount (tPm1) for the motor generator 221 are determined. The motor generator 221 is controlled according to the output sharing amount (tPm1) to the motor generator 221 and the engine operating state target values (tNe, tTe2) are determined according to the output sharing amount (tPw1) to the engine 201. Then, the engine 201 is controlled so that the determined engine operating state target value is obtained.

この本発明におけるノッキング防止制御を図１２、図１３の制御ブロック図を参照して詳述する。   The knocking prevention control according to the present invention will be described in detail with reference to the control block diagrams of FIGS.

図１０に示したハイブリッド車に対して、図示しないがハイブリッド車の制御系は、上記のエンジンコントローラ３９と、モータコントローラと、パワーコントローラと、バッテリ２２６と、ブレーキコントローラと、自動変速機コントローラと、統合コントローラとを有して構成されている。図１２、図１３はいずれも統合コントローラにおいて行われる制御動作をブロックで示すものである。ここで、エンジンコントローラ３９からは吸気弁閉時期ＩＶＣ、アクセルセンサにより検出されるアクセル開度ＡＰＯ、クランク角センサにより検出される実エンジン回転速度Ｎｅ、エアフローメータにより検出される吸入空気量の各情報が、自動変速機コントローラからは車速センサにより検出される車速Ｖｓｐ、変速比の各情報が、モータコントローラからはバッテリ２２６の充電状態を表すＳＯＣ（Ｓｔａｔｅ ｏｆ Ｃｈａｒｇｅ）、回転速度センサにより検出されるモータジェネレータ２２１の回転速度Ｎｍの各情報が統合コントローラにもたらされている。   For the hybrid vehicle shown in FIG. 10, although not shown, the control system of the hybrid vehicle includes the engine controller 39, motor controller, power controller, battery 226, brake controller, automatic transmission controller, And an integrated controller. FIG. 12 and FIG. 13 both show control operations performed in the integrated controller in blocks. Here, each information of the intake valve closing timing IVC, the accelerator opening APO detected by the accelerator sensor, the actual engine speed Ne detected by the crank angle sensor, and the intake air amount detected by the air flow meter is sent from the engine controller 39. However, from the automatic transmission controller, information on the vehicle speed Vsp detected by the vehicle speed sensor and the gear ratio is obtained from the motor controller, SOC (State of Charge) indicating the state of charge of the battery 226, and the motor detected by the rotational speed sensor. Information on the rotational speed Nm of the generator 221 is provided to the integrated controller.

実施形態では、有段の自動変速機２１１を備えるハイブリッド車で説明するが、これに限定されるものでなく、ベルト式やトロイダル式の無段自動変速機を備えるハイブリッド車に対しても適用がある。   In the embodiment, a hybrid vehicle including a stepped automatic transmission 211 will be described. However, the present invention is not limited to this, and can be applied to a hybrid vehicle including a belt-type or toroidal-type continuously variable automatic transmission. is there.

まず、図１２は、定常運転状態、過渡運転状態に関係なく、目標車両駆動力を実現する、目標エンジントルクｔＴｅ及び目標モータジェネレータパワーｔＰｍを演算するためのものである。   First, FIG. 12 is for calculating the target engine torque tTe and the target motor generator power tPm for realizing the target vehicle driving force regardless of the steady operation state and the transient operation state.

図１２において、目標車両駆動力演算部８１では、車速Ｖｓｐとアクセル開度ＡＰＯとから所定のマップを検索することにより、目標車両駆動力を演算する。目標車両駆動力は、車速Ｖｓｐが一定の条件でアクセル開度ＡＰＯが大きくなるほど大きくなり、またアクセル開度ＡＰＯが一定の条件で車速Ｖｓｐが高くなるほど小さくなる値である。   In FIG. 12, a target vehicle driving force calculation unit 81 calculates a target vehicle driving force by searching a predetermined map from the vehicle speed Vsp and the accelerator opening APO. The target vehicle driving force increases as the accelerator opening APO increases under the condition where the vehicle speed Vsp is constant, and decreases as the vehicle speed Vsp increases under the condition where the accelerator opening APO is constant.

車両トルク換算部８２ではこの目標車両駆動力に所定値を乗算することにより目標車両トルクを演算する。エンジン配分率演算部８３ではこの目標車両トルクからエンジン配分率を演算する。エンジン配分率は、目標車両トルクが第１所定値Ｐｖ０未満でゼロ（最小値）である。また、第１所定値Ｐｖ０以上の領域になると目標車両トルクに比例して大きくなり、目標車両トルクが第２所定値Ｐｖ１以上で１（最大値）となる。   The vehicle torque conversion unit 82 calculates the target vehicle torque by multiplying the target vehicle driving force by a predetermined value. The engine distribution ratio calculation unit 83 calculates the engine distribution ratio from the target vehicle torque. The engine distribution ratio is zero (minimum value) when the target vehicle torque is less than the first predetermined value Pv0. Moreover, when it becomes the area | region beyond 1st predetermined value Pv0, it becomes large in proportion to target vehicle torque, and becomes 1 (maximum value) when target vehicle torque is 2nd predetermined value Pv1 or more.

乗算器８４ではこのようにして求められるエンジン配分率に目標車両トルクと１／変速比とを乗算することによってエンジン配分トルクを求める。ここで、変速比は、自動変速機コントローラにおいて車速Ｖｓｐとアクセル開度ＡＰＯから所定の変速比マップを検索することにより演算されている。   The multiplier 84 obtains the engine distribution torque by multiplying the engine distribution ratio thus obtained by the target vehicle torque and the 1 / speed ratio. Here, the gear ratio is calculated by searching a predetermined gear ratio map from the vehicle speed Vsp and the accelerator opening APO in the automatic transmission controller.

エンジン最大トルク演算部８５では実エンジン回転速度Ｎｅから所定のテーブルを検索することにより、そのときの実エンジン回転速度Ｎｅで発生し得るエンジン最大トルクを演算する。小側選択部８６では、このエンジン最大トルクと上記のエンジン配分トルクとを比較し、小さい側のトルクを目標車両駆動力を実現するための目標エンジントルクｔＴｅとして出力する。これは、エンジン配分トルクがエンジン最大トルクを超えている場合には、エンジン配分トルクがエンジン最大トルクに制限されてしまうため、エンジン配分トルクを目標エンジントルクｔＴｅとすることはできず、エンジン最大トルクを目標エンジントルクｔＴｅとするしかないためである。   The engine maximum torque calculation unit 85 calculates a maximum engine torque that can be generated at the actual engine rotation speed Ne by searching a predetermined table from the actual engine rotation speed Ne. The small side selection unit 86 compares the engine maximum torque with the engine distribution torque, and outputs the small side torque as the target engine torque tTe for realizing the target vehicle driving force. This is because when the engine distribution torque exceeds the engine maximum torque, the engine distribution torque is limited to the engine maximum torque, and therefore the engine distribution torque cannot be set as the target engine torque tTe. Is the target engine torque tTe.

従って、エンジン配分トルクがエンジン最大トルクを超えている場合には、エンジン配分トルクよりエンジン最大トルクを差し引いたトルク分だけ小さい値が目標エンジントルクｔＴｅとなってしまうため、このときには目標車両駆動力が得られなくなる。そこで、減算器８９ではエンジン配分トルクが目標エンジントルクｔＴｅを上回っている場合にだけエンジン配分トルクから目標エンジントルクｔＴｅを差し引いて差分トルクを算出し、乗算器９０でこの差分トルクにエンジン回転速度Ｎｅを乗算して差分パワーを算出する。すなわち、差分パワーは、エンジン配分トルクがエンジン最大トルクに制限されるために不足するパワー分を表すので、加算器９１ではこの差分パワーを、乗算器８８からのモータジェネレータ配分パワーに加算した値を目標モータジェネレータパワーｔＰｍ（第１モータジェネレータパワー）として出力する。これにより、エンジン配分トルクがエンジン最大トルクに制限されることがあっても、目標車両駆動力を実現することができる。   Accordingly, when the engine distribution torque exceeds the engine maximum torque, a value that is smaller by the torque obtained by subtracting the engine maximum torque from the engine distribution torque becomes the target engine torque tTe. It can no longer be obtained. Therefore, the subtractor 89 calculates the differential torque by subtracting the target engine torque tTe from the engine distribution torque only when the engine distribution torque exceeds the target engine torque tTe, and the multiplier 90 calculates the engine rotation speed Ne. Is multiplied to calculate the differential power. That is, the difference power represents a power amount that is insufficient because the engine distribution torque is limited to the engine maximum torque. Therefore, the adder 91 adds a value obtained by adding the difference power to the motor generator distribution power from the multiplier 88. Output as target motor generator power tPm (first motor generator power). Thereby, even if the engine distribution torque is limited to the engine maximum torque, the target vehicle driving force can be realized.

一方、減算器８７では１からエンジン配分率を差し引くことによってモータジェネレータ配分率を算出し、乗算器８８でこのモータジェネレータレータ配分率に目標車両トルク、１／変速比、モータジェネレータ回転速度Ｎｍを乗算することにより、モータジェネレータ配分パワーを算出する。   On the other hand, the subtractor 87 calculates the motor generator distribution ratio by subtracting the engine distribution ratio from 1, and the multiplier 88 multiplies the motor generator distribution ratio by the target vehicle torque, 1 / speed ratio, and motor generator rotation speed Nm. By doing so, the motor generator distribution power is calculated.

このようにして、定常運転状態、過渡運転状態に拘わらず、目標車両駆動力を実現する目標エンジントルクｔＴｅ及び目標モータジェネレータパワーｔＰｍが得られる。   In this way, the target engine torque tTe and the target motor generator power tPm for realizing the target vehicle driving force can be obtained regardless of the steady operation state or the transient operation state.

次に、図１３は本発明のノッキング防止装置のブロック図である。ここでは、実圧縮比ｒＣＲが目標圧縮比ｔＣＲから大きく乖離することになる加速時を例にとり説明する。
ただし、本発明は加速時に限定されるものでない。例えば、圧縮比制御アクチュエータ１６に低圧縮とすることの指令が出ているのに圧縮比可変機構の劣化で低圧縮比にならない状態のときにも実圧縮比ｒＣＲが目標圧縮比ｔＣＲから大きく乖離するので、本発明の適用がある。 Next, FIG. 13 is a block diagram of the knocking prevention device of the present invention. Here, a description will be given by taking as an example the acceleration time at which the actual compression ratio rCR greatly deviates from the target compression ratio tCR.
However, the present invention is not limited to acceleration. For example, the actual compression ratio rCR greatly deviates from the target compression ratio tCR even when the compression ratio control actuator 16 is instructed to achieve low compression but the compression ratio variable mechanism does not become low due to deterioration of the compression ratio variable mechanism. Therefore, there is application of the present invention.

図１３において、１０１は、実圧縮比ｒＣＲが目標圧縮比ｔＣＲから大きく乖離する加速時にノックしないエンジントルクまで下げ、このエンジントルクの低下で加速初期に不足することになる車両駆動力の分をモータジェネレータ２２１により発生させる処理を行う処理部である。エンジンントルクリミット演算部１０２、小側選択部１０３、乗算器１０４、乗算器１０５、減算器１０６から構成されている。   In FIG. 13, reference numeral 101 denotes an engine torque that is not knocked at the time of acceleration when the actual compression ratio rCR greatly deviates from the target compression ratio tCR. A processing unit that performs processing generated by the generator 221. The engine torque limit calculation unit 102, the small side selection unit 103, the multiplier 104, the multiplier 105, and the subtractor 106 are included.

エンジンントルクリミット演算部１０２では、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態を検出するためのパラメータである実圧縮比ｒＣＲと、実エンジン回転速度Ｎｅとから所定のトルクリミットマップを検索することにより、エンジントルクリミットｔＴｅ ｌｍｔを演算する。ここで、エンジントルクリミットｔＴｅ ｌｍｔは、実エンジン回転速度Ｎｅと実圧縮比ｒＣＲのときにノックが発生しない最大のエンジントルクである。実エンジン回転速度Ｎｅが一定の条件のとき、実圧縮比ｒＣＲが大きくなるほどエンジントルクリミットｔＴｅ ｌｍｔは小さくなる。その理由は、実圧縮比ｒＣＲが高いほどノックが発生しやいので、エンジントルクを下げる必要があるためである。また、実圧縮比ｒＣＲが一定の条件のとき、実エンジン回転速度Ｎｅが小さくなるほどエンジントルクリミットｔＴｅ ｌｍｔは小さくなる。その理由は、実エンジン回転速度Ｎｅが低いほどノックが発生し易いので、エンジントルクを下げる必要があるためである。
これにより、加速時に圧縮比可変機構の応答遅れにより実圧縮比ｒＣＲが目標圧縮比ｔＣＲより遅れて小さくなる場合であっても、その遅れて小さくなる実圧縮比ｒＣＲに対してエンジン２０１がノッキングを起こさないで発生できるエンジントルク（ｔＴｅ ｌｍｔ）を演算することが可能となっている。 The engine torque limit calculation unit 102 searches for a predetermined torque limit map from the actual compression ratio rCR, which is a parameter for detecting a change state of the compression ratio variable mechanism to the side where knocking occurs, and the actual engine speed Ne. Engine torque limit tTe Calculate lmt. Where engine torque limit tTe lmt is the maximum engine torque at which knock does not occur at the actual engine speed Ne and the actual compression ratio rCR. When the actual engine speed Ne is constant, the engine torque limit tTe increases as the actual compression ratio rCR increases. lmt becomes smaller. The reason is that as the actual compression ratio rCR is higher, knocking is more likely to occur, so it is necessary to reduce the engine torque. Further, when the actual compression ratio rCR is constant, the engine torque limit tTe decreases as the actual engine speed Ne decreases. lmt becomes smaller. The reason is that knocking is more likely to occur as the actual engine speed Ne is lower, and therefore it is necessary to reduce the engine torque.
Thus, even when the actual compression ratio rCR becomes smaller than the target compression ratio tCR due to a response delay of the compression ratio variable mechanism during acceleration, the engine 201 knocks against the actual compression ratio rCR that becomes smaller after that. Engine torque that can be generated without waking up (tTe lmt) can be calculated.

上記の実圧縮比ｒＣＲは統合コンローラが図示しないフローにより算出している。これについて説明すると、実圧縮比ｒＣＲは次式により定義される値である。   The actual compression ratio rCR is calculated by a flow not shown by the integrated controller. Explaining this, the actual compression ratio rCR is a value defined by the following equation.

ｒＣＲ＝ＩＶＣでのシリンダ容積／ＴＤＣでのシリンダ容積…（１）
吸気弁閉時期ＩＶＣが分かれば、エンジン仕様を用いて計算により吸気弁閉時期ＩＶＣでのシリンダ容積を求めることができる。吸気弁閉時期ＩＶＣは可変動弁機構に与える制御信号により知り得る。一方、上死点ＴＤＣでのピストン位置は圧縮比可変機構に与える指令値より知り得る。上死点ＴＤＣでのピストン位置が分かれば、エンジン仕様を用いて計算により上死点ＴＤＣでのシリンダ容積を求めることができる。従って、エンジンコントローラ３９より吸気弁閉時期ＩＶＣの信号と圧縮比可変機構に与える指令値とを統合コントローラに入力させておけば、この吸気弁閉時期ＩＶＣと圧縮比可変機構に与える指令値とから吸気弁閉時期ＩＶＣでのシリンダ容積とＴＤＣでのシリンダ容積を求め、これら吸気弁閉時期ＩＶＣでのシリンダ容積、ＴＤＣでのシリンダ容積を上記（１）式に代入することによって実圧縮比ｒＣＲを求めることができる。 rCR = Cylinder volume at IVC / Cylinder volume at TDC (1)
If the intake valve closing timing IVC is known, the cylinder volume at the intake valve closing timing IVC can be obtained by calculation using the engine specifications. The intake valve closing timing IVC can be known from a control signal given to the variable valve mechanism. On the other hand, the piston position at the top dead center TDC can be known from the command value given to the compression ratio variable mechanism. If the piston position at the top dead center TDC is known, the cylinder volume at the top dead center TDC can be obtained by calculation using the engine specifications. Therefore, if the engine controller 39 inputs the intake valve closing timing IVC signal and the command value given to the variable compression ratio mechanism to the integrated controller, the intake valve closing timing IVC and the command value given to the variable compression ratio mechanism are used. The cylinder volume at the intake valve closing timing IVC and the cylinder volume at the TDC are obtained, and the cylinder volume at the intake valve closing timing IVC and the cylinder volume at the TDC are substituted into the above equation (1) to obtain the actual compression ratio rCR. Can be sought.

小側選択部１０３ではこのエンジントルクリミットｔＴｅ ｌｍｔと実エンジントルクｒＴｅを比較し、小さい側のトルクを目標エンジントルクｔＴｅ１として出力する。これは、実エンジントルクＴｅがエンジントルクリミットｔＴｅ ｌｍｔより大きいときにはノックが生じかねないので、エンジントルクをエンジントルクリミットｔＴｅ ｌｍｔに制限する、つまりエンジントルクの小さい側を選択させることが必要であるためである。ここで、実エンジントルクｒＴｅは、エアフローメータにより検出される吸入空気量と実エンジン回転速度Ｎｅとから所定のエンジントルクマップを検索することにより演算すればよい。 In the small side selection unit 103, this engine torque limit tTe lmt and the actual engine torque rTe are compared, and the smaller torque is output as the target engine torque tTe1. This is because the actual engine torque Te is equal to the engine torque limit tTe. If it is larger than 1mt, knocking may occur, so the engine torque is set to the engine torque limit tTe. This is because it is necessary to limit to 1mt, that is, to select a side with a smaller engine torque. Here, the actual engine torque rTe may be calculated by searching a predetermined engine torque map from the intake air amount detected by the air flow meter and the actual engine rotational speed Ne.

乗算器１０４ではこの目標エンジントルクｔＴｅ１に実エンジン回転速度Ｎｅを乗算して目標エンジンパワーｔＰｗ１（第１目標エンジンパワー）を算出する。この目標エンジンパワーｔＰｗ１はノッキングを起こさないで発生できるエンジンパワーを与えることとなる。   The multiplier 104 multiplies the target engine torque tTe1 by the actual engine speed Ne to calculate a target engine power tPw1 (first target engine power). This target engine power tPw1 gives the engine power that can be generated without knocking.

一方、乗算器１０５では、目標エンジントルクｔＴｅ（図１２により演算済み）に変速機入力回転速度Ｎｃｖｔ ｉｎ（＝Ｎｅ）を乗算して目標基本エンジンパワーｔＰｗ０を算出する。この目標基本エンジンパワーｔＰｗ０は目標車両駆動力が得られるエンジンパワーであり、ノッキングのことはまったく考慮していないため、実圧縮比ｒＣＲが目標圧縮比ｔＣＲから大きく乖離する加速時に、この目標基本エンジンパワーｔＰｗ０をそのままエンジン２０１で発生させたのではノックが生じる。そこで、減算器１０６でこの目標基本エンジンパワーｔＰｗ０から目標エンジンパワーｔＰｗ２を差し引いて、目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１（＝ｔＰｗ０−ｔＰｗ２）を算出する。すなわち、目標基本エンジンパワーｔＰｗ０が目標エンジンパワーｔＰｗ２より大きい場合に、目標基本エンジンパワーｔＰｗ０をエンジン２０１に発生させたのではノッキングが生じてしまうので、目標エンジンパワーをｔＰｗ０−ｔＰｗ２（＝ｔＰｍ１）の分だけ制限し、制限するｔＰｗ０−ｔＰｗ２のパワー分はモータジェネレータ２２１により発生させるため、目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１（第２目標モータジェネレータパワー）を算出するようにしたものである。目標基本エンジンパワーｔＰｗ０が目標エンジンパワーｔＰｗ２より小さい場合はノックは生じ得ないので、ここでは考えない。 On the other hand, in the multiplier 105, the transmission input rotational speed Ncvt is set to the target engine torque tTe (calculated by FIG. 12). The target basic engine power tPw0 is calculated by multiplying in (= Ne). This target basic engine power tPw0 is an engine power that can provide the target vehicle driving force, and does not take into account knocking at all. Therefore, when the actual compression ratio rCR greatly deviates from the target compression ratio tCR, this target basic engine power If the power tPw0 is generated by the engine 201 as it is, knocking occurs. Therefore, the subtracter 106 subtracts the target engine power tPw2 from the target basic engine power tPw0 to calculate the target motor generator power tPm1 (= tPw0−tPw2). That is, when the target basic engine power tPw0 is larger than the target engine power tPw2, knocking occurs if the target basic engine power tPw0 is generated in the engine 201. Therefore, the target engine power is set to tPw0-tPw2 (= tPm1). The target motor generator power tPm1 (second target motor generator power) is calculated because the motor generator 221 generates the power of tPw0-tPw2 to be limited. If the target basic engine power tPw0 is smaller than the target engine power tPw2, knocking cannot occur, so it is not considered here.

上記の目標エンジンパワーｔＰｗ２は、実は乗算器１０４より出力される目標エンジンパワーｔＰｗ１から減算器１３４でエンジンロスパワーを差し引いた値であるが、この点は後述する。なお、エンジンロスパワーがなければ、目標エンジンパワーｔＰｗ２は目標エンジンパワーｔＰｗ１に一致するので、とりあえずは、目標エンジンパワーｔＰｗ２＝目標エンジンパワーｔＰｗ１であるとして考えればよい。   The target engine power tPw2 is actually a value obtained by subtracting the engine loss power from the target engine power tPw1 output from the multiplier 104 by the subtractor 134, which will be described later. If there is no engine loss power, the target engine power tPw2 coincides with the target engine power tPw1. Therefore, for the time being, it can be considered that target engine power tPw2 = target engine power tPw1.

次に、１１１はバッテリ２２６の充電状態であるＳＯＣに応じてノック回避制御時のモータジェネレータ分担量を制限することにより、不必要な高回転速度でのゼロトルク制御電力による損失を軽減する処理を実行する処理部である。モータジェネレータパワーリミット演算部１１２、小側選択部１１３、減算器１１４、加算器１１５から構成されている。さらに、この処理部１１１によりモータジェネレータアシストによる加速時の加速性能低下を防ぐことができる。   Next, 111 executes a process for reducing loss due to zero torque control power at an unnecessary high rotation speed by limiting the motor generator share amount at the time of knock avoidance control according to the SOC that is the state of charge of the battery 226. Is a processing unit. The motor generator power limit calculation unit 112, the small side selection unit 113, the subtractor 114, and the adder 115 are included. Furthermore, this processing unit 111 can prevent a reduction in acceleration performance during acceleration by motor generator assist.

モータジェネレータパワーリミット演算部１１２では、ＳＯＣからモータジェネレータパワーリミットｔＰｍ ｌｍｔを演算する。ＳＯＣが第１所定値ＳＯＣ１以下でモータジェネレータパワーリミットｔＰｍ ｌｍｔをゼロとしているが、この理由はＳＯＣが小さいのときにモータジェネレータパワーを大きくすると、ＳＯＣが不足してモータジェネレータ２２１を電動機として駆動できなくなるので、モータジェネレータパワーを制限するためである。ＳＯＣが第１所定値ＳＯＣ１以上になるとＳＯＣに比例してモータジェネレータパワーリミットｔＰｍ ｌｍｔを大きくする。また、ＳＯＣが第２所定値ＳＯＣ２以上の領域ではモータジェネレータパワーリミットｔＰｍ ｌｍｔを一定値に制限する。この理由は、本実施形態のモータジェネレータ２２１の容量はそれほど大きくないため、ＳＯＣは十分であってもこれ以上のモータジェネレータパワーを発生させることができないためである。 The motor generator power limit calculation unit 112 calculates the motor generator power limit tPm from the SOC. Calculate lmt. Motor generator power limit tPm when SOC is not more than first predetermined value SOC1 Although lmt is set to zero, if the motor generator power is increased when the SOC is small, the SOC is insufficient and the motor generator 221 cannot be driven as an electric motor, so that the motor generator power is limited. When the SOC exceeds the first predetermined value SOC1, the motor generator power limit tPm is proportional to the SOC. Increase lmt. In the region where the SOC is equal to or greater than the second predetermined value SOC2, the motor generator power limit tPm Limit lmt to a constant value. This is because the capacity of the motor generator 221 of the present embodiment is not so large, and even if the SOC is sufficient, no more motor generator power can be generated.

小側選択部１１３では、モータジェネレータパワーリミットｔＰｍ ｌｍｔと上記の目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１とを比較し、小さい側のパワーを目標モータジェネレータパワーｔＰｍ２（第４目標モータジェネレータパワー）として出力する。これは、目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１がモータジェネレータパワーリミットｔＰｍ ｌｍｔより大きいときに目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１を発生させたのではＳＯＣの不足が生じてしまうので、モータジェネレータパワーをモータジェネレータパワーリミットｔＰｍ ｌｍｔに制限する、つまりモータジェネレータパワーの小さい側を選択させることが必要であるためである。 In the small side selection unit 113, the motor generator power limit tPm lmt is compared with the target motor generator power tPm1, and the smaller power is output as the target motor generator power tPm2 (fourth target motor generator power). This is because the target motor generator power tPm1 is equal to the motor generator power limit tPm. If the target motor generator power tPm1 is generated when it is larger than 1mt, the SOC will be insufficient. Therefore, the motor generator power is set to the motor generator power limit tPm. This is because it is necessary to limit to 1mt, that is, to select a side with a smaller motor generator power.

このように、モータジェネレータパワーリミットｔＰｍ ｌｍｔは、バッテリ２２６の充電状態であるＳＯＣが低下するような電力不足の場合にモータジェネレータ２２１への電力分担（駆動力分担）を制限するものである。これにより、モータジェネレータ２２１とエンジン２０１の両方のパワー（出力）が同時に必要な場合などにおいてもバッテリ電力不足による車両駆動力不足を抑制することができる。 Thus, the motor generator power limit tPm lmt restricts the power sharing (driving force sharing) to the motor generator 221 in the case of power shortage such that the SOC that is the state of charge of the battery 226 decreases. Thereby, even when the power (output) of both the motor generator 221 and the engine 201 is required at the same time, it is possible to suppress the vehicle driving force shortage due to the battery power shortage.

出力分担量制限割合演算部１２１ではモータジェネレータ２２１への出力分担量制限割合Ｒａｔｅをアクセル開度ＡＰＯに基づいて演算し、乗算器１２２でこのモータジェネレータ２２１への出力分担量制限割合Ｒａｔｅを上記の目標モータジェネレータパワーｔＰｍ２に乗算して、目標モータジェネレータパワーｔＰｍ３（第３目標モータジェネレータパワー）を算出する。   The output share amount limit ratio calculation unit 121 calculates the output share amount limit ratio Rate to the motor generator 221 based on the accelerator opening APO, and the multiplier 122 calculates the output share amount limit ratio Rate to the motor generator 221 as described above. The target motor generator power tPm2 (third target motor generator power) is calculated by multiplying the target motor generator power tPm2.

ここで、モータジェネレータ２２１への出力分担量制限割合Ｒａｔｅは、最大値を１、最小値を０としており、アクセル開度ＡＰＯが大きいほど大きくなる値である。これは、アクセル開度ＡＰＯが大きいほどモータジェネレータ２２１への出力分担量制限割合を大きくして良好な加速性が得られるようにする必要があるためである。ただし、アクセル開度ＡＰＯから求めたモータジェネレータ２２１への出力分担量制限割合Ｒａｔｅを、加速中ずっと維持するのではなく、アクセル開度ＡＰＯから求めたモータジェネレータ２２１への出力分担量制限割合Ｒａｔｅを初期値として、加速直後からの時間経過と共にモータジェネレータ２２１への出力分担量制限割合を徐々に小さくして最終的にゼロとするようにしている。この操作のためには公知のウォッシュアウトフィルタを用いればよい。   Here, the output sharing amount restriction rate Rate to the motor generator 221 is a maximum value of 1, a minimum value of 0, and a value that increases as the accelerator opening APO increases. This is because as the accelerator opening APO is larger, it is necessary to increase the output sharing amount restriction ratio to the motor generator 221 so as to obtain better acceleration. However, the output sharing amount restriction rate Rate to the motor generator 221 determined from the accelerator opening APO is not maintained throughout the acceleration, but the output sharing amount restriction rate Rate to the motor generator 221 obtained from the accelerator opening APO is set. As an initial value, the output share amount restriction ratio to the motor generator 221 is gradually reduced with the lapse of time immediately after acceleration, and finally set to zero. A known washout filter may be used for this operation.

このようにしてアクセル開度ＡＰＯに応じてモータジェネレータ２２１への出力分担量制限割合を決定すると共に、ウォッシュアウトフィルターにより加速直後からの時間経過と共にモータジェネレータ２２１への出力分担量制限割合を少なくする。   In this manner, the output share amount restriction ratio to the motor generator 221 is determined according to the accelerator opening APO, and the output share amount restriction ratio to the motor generator 221 is reduced with the lapse of time immediately after acceleration by the washout filter. .

減算器１２３では目標モータジェネレータパワーｔＰｍ３から目標モータジェネレータパワーｔＰｍ（図１２により算出済み）を差し引いて差パワーΔｔＰｍを算出する。この差パワーΔｔＰｍは加速時には正の値をもつ。   The subtracter 123 calculates a difference power ΔtPm by subtracting the target motor generator power tPm (calculated from FIG. 12) from the target motor generator power tPm3. This difference power ΔtPm has a positive value during acceleration.

この差パワーΔｔＰｍは目標モータジェネレータパワーｔＰｍと共に統合コントローラからモータコントローラに送られる。モータコントローラでは、加速時にモータジェネレータパワーが目標モータジェネレータパワーｔＰｍよりも差パワーΔｔＰｍだけ大きくなるようにモータジェネレータ２２１を制御する。   This difference power ΔtPm is sent from the integrated controller to the motor controller together with the target motor generator power tPm. The motor controller controls the motor generator 221 so that the motor generator power becomes larger than the target motor generator power tPm by the difference power ΔtPm during acceleration.

例えば、モータジェネレータパワーリミット演算部１１２、小側選択部１１３、出力分担量制限割合演算部１２１、乗算器１２２がなければ目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１が目標モータジェネレータパワーｔＰｍ３と一致する。この場合で考えると、目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１が目標モータジェネレータパワーｔＰｍが超えている場合にも、モータジェネレータ２２１で目標モータジェネレータパワーｔＰｍを発生させたのでは、車両駆動力が不足する。そこで、この場合には、減算器１２３で両者の差分を差パワーΔｔＰｍとして求めて、加速時にはこの差パワーΔｔＰｍの分だけ余計にモータジェネレータ２２１で発生させようとするものである。   For example, the target motor generator power tPm1 matches the target motor generator power tPm3 without the motor generator power limit calculation unit 112, the small side selection unit 113, the output sharing amount limit ratio calculation unit 121, and the multiplier 122. In this case, even when the target motor generator power tPm1 exceeds the target motor generator power tPm, if the motor generator 221 generates the target motor generator power tPm, the vehicle driving force is insufficient. Therefore, in this case, the subtractor 123 obtains the difference between the two as the difference power ΔtPm, and at the time of acceleration, the motor generator 221 tries to generate the difference power ΔtPm.

一方、減算器１１４では、目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１から目標モータジェネレータパワーｔＰｍ３を差し引いてモータジェネレータパワー制限減少分ｄＰｍ（＝ｔＰｍ１−ｔＰｍ３）を算出し、加算器１１５で目標エンジンパワーｔＰｗ１にこのモータジェネレータパワー制限減少分ｄＰｍを加算して目標エンジンパワーｔＰｗ（＝ｔＰｗ１＋ｄＰｍ）（第２目標エンジンパワー）を算出する。   On the other hand, the subtractor 114 calculates a motor generator power limit decrease dPm (= tPm1−tPm3) by subtracting the target motor generator power tPm3 from the target motor generator power tPm1. The target engine power tPw (= tPw1 + dPm) (second target engine power) is calculated by adding the power limit decrease dPm.

上記のモータジェネレータパワー制限減少分ｄＰｍはゼロまたは正の値を採る。例えば、前述のようにモータジェネレータパワーリミット演算部１１２、小側選択部１１３、出力分担量制限割合演算部１２１乗算器１２２がなければｔＰｍ１＝ｔＰｍ３となり、モータジェネレータパワー制限減少分ｄＰｍ＝０となる。つまり、モータジェネレータパワー制限減少分ｄＰｍが正の値を持つということは、加速時のノック防止のためエンジンパワーの一部をモータジェネレータ２２１に肩代わりさせようとしているのに、出力分担量制限割合ＲａｔｅやＳＯＣからの制限（モータジェネレータパワーリミットｔＰｍ ｌｍｔ）によってモータジェネレータ２２１に肩代わりさせるはずのモータジェネレータパワーの一部が実際には制限されてしまうことを意味している。従って、このときにはモータジェネレータパワー（ｔＰｍ３）とエンジンパワー（ｔＰｗ１）の合計を発生させたとしても目標車両駆動力が得られなくなるので、減算器１１４と加算器１１５とを追加することによって、モータジェネレータパワーが制限された分（＝ｔＰｍ１−ｔＰｍ３）を再び、エンジンパワーに戻してエンジンパワーを増加させることとしている。例えば、目標基本エンジンパワーｔＰｗ０が１０で、目標エンジンパワーｔＰｗ１が７であれば、目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１が３（＝１０−７）となり、目標モータジェネレータパワーｔＰｍ３が２であると、モータジェネレータパワー制限減少分ｄＰｍは１（＝２−１）となり、目標エンジンパワーｔＰｗは８（＝７＋１）となる。 The motor generator power limit decrease dPm is zero or a positive value. For example, if the motor generator power limit calculation unit 112, the small side selection unit 113, the output share amount limit ratio calculation unit 121 and the multiplier 122 are not provided as described above, tPm1 = tPm3 and the motor generator power limit decrease dPm = 0. . That is, the motor generator power limit decrease dPm having a positive value means that a part of the engine power is assumed to be taken over by the motor generator 221 to prevent knocking during acceleration, but the output sharing amount limit rate Rate And limit from SOC (motor generator power limit tPm This means that a part of the motor generator power that should be taken over by the motor generator 221 is actually limited. Therefore, at this time, even if the sum of the motor generator power (tPm3) and the engine power (tPw1) is generated, the target vehicle driving force cannot be obtained. Therefore, by adding the subtractor 114 and the adder 115, the motor generator The amount of power that is limited (= tPm1-tPm3) is returned to the engine power again to increase the engine power. For example, if the target basic engine power tPw0 is 10 and the target engine power tPw1 is 7, the target motor generator power tPm1 is 3 (= 10-7), and if the target motor generator power tPm3 is 2, the motor generator power The limit decrease dPm is 1 (= 2-1), and the target engine power tPw is 8 (= 7 + 1).

１３１は実エンジン回転速度Ｎｅが目標エンジン回転速度ｔＮｅから大きく乖離して低い場合に、第一クラッチ２１５、第二クラッチ２１６を滑らせるか切るかしてエンジン２０１と変速機２１１の連結を弱めるか切り離し、実エンジン回転速度Ｎｅを速やかに上昇させるようにする処理を行う処理部である。クラッチ締結率演算部１３２、エンジンロスパワー演算部１３３、減算器１３４から構成されている。ただし、ここでのクラッチはエンジン２０１の動力を変速機２１１に伝達している側のクラッチである。例えば、図１０において第一クラッチ２１５を接続してエンジン２０１と第一入力軸２１２とを連結している場合には第一クラッチ２１５、これに対して第二クラッチ２１６を接続してエンジン２０１と第二入力軸２１３とを連結している場合には第二クラッチ２１６である。   131 indicates whether or not the connection between the engine 201 and the transmission 211 is weakened by sliding or cutting the first clutch 215 and the second clutch 216 when the actual engine speed Ne is greatly deviated from the target engine speed tNe and low. It is a processing unit that performs a process of separating and quickly increasing the actual engine rotational speed Ne. The clutch engagement rate calculation unit 132, the engine loss power calculation unit 133, and the subtracter 134 are included. However, the clutch here is a clutch on the side transmitting the power of the engine 201 to the transmission 211. For example, in FIG. 10, when the first clutch 215 is connected and the engine 201 and the first input shaft 212 are connected, the first clutch 215 is connected, and the second clutch 216 is connected to the engine 201 and the engine 201. When the second input shaft 213 is connected, the second clutch 216 is provided.

クラッチ締結率演算部１３２では、実エンジン回転速度Ｎｅと目標エンジン回転速度ｔＮｅから所定のテーブルを検索することにより、クラッチ締結率ＣＬＴを演算する。ここで、ノックが生じ得るのは、ノックを回避するため実エンジン回転速度Ｎｅを目標エンジン回転速度ｔＮｅまで上昇させる必要があるのに実エンジン回転速度Ｎｅは目標エンジン回転速度ｔＮｅよりも低い場合である。つまり、実エンジン回転速度Ｎｅが目標エンジン回転速度ｔＮｅより高い場合はノックが生じ得ないので扱わない。目標エンジン回転速度ｔＮｅの演算については後述する。   The clutch engagement rate calculation unit 132 calculates a clutch engagement rate CLT by searching a predetermined table from the actual engine rotation speed Ne and the target engine rotation speed tNe. Here, knock may occur when the actual engine speed Ne is lower than the target engine speed tNe even though it is necessary to increase the actual engine speed Ne to the target engine speed tNe in order to avoid knocking. is there. That is, if the actual engine speed Ne is higher than the target engine speed tNe, knocking cannot occur and it is not handled. The calculation of the target engine speed tNe will be described later.

クラッチ締結率ＣＬＴ＝０のときはクラッチを切断した状態（つまりエンジン２０１と変速機２１１とが切り離されている状態）を、これに対してクラッチ締結率ＣＬＴ＝１のときはクラッチを完全に締結している状態（つまりエンジン２０１と変速機２１１とが直結している状態）を表す。   When the clutch engagement rate CLT = 0, the clutch is disengaged (that is, when the engine 201 and the transmission 211 are disconnected), whereas when the clutch engagement rate CLT = 1, the clutch is completely engaged. Represents a state in which the engine 201 and the transmission 211 are directly connected to each other.

目標エンジン回転速度ｔＮｅと実エンジン回転速度Ｎｅの差が小さいときクラッチ締結率ＣＬＴ＝１（つまりクラッチ完全締結）とし、目標エンジン回転速度ｔＮｅと実エンジン回転速度Ｎｅの差が大きくなるほどクラッチ締結率ＣＬＴを小さくし最終的にゼロ（つまりクラッチ切断）とする。つまり、クラッチ締結率ＣＬＴは、目標エンジン回転速度ｔＮｅと実エンジン回転速度Ｎｅの差が大きい場合に、目標エンジン回転速度ｔＮｅと実エンジン回転速度Ｎｅの差が小さい場合よりも小さな値である。これは、目標エンジン回転速度ｔＮｅと実エンジン回転速度Ｎｅの差が大きい場合には、目標エンジン回転速度ｔＮｅと実エンジン回転速度Ｎｅの差が小さい場合よりも素早く実エンジン回転速度Ｎｅを目標エンジン回転速度ｔＮｅへと上昇させてノックを回避する必要があるところ、変速機２１１とエンジン２０１とが締結されていると、直ぐには実エンジン回転速度Ｎｅを上昇させることができないので、目標エンジン回転速度ｔＮｅと実エンジン回転速度Ｎｅの差が大きい場合には、目標エンジン回転速度ｔＮｅと実エンジン回転速度Ｎｅの差が小さい場合よりもクラッチをより開放することによってエンジン２０１を身軽にし、実エンジン回転速度Ｎｅを応答良く上昇させるためである。   When the difference between the target engine speed tNe and the actual engine speed Ne is small, the clutch engagement rate CLT = 1 (that is, the clutch is fully engaged), and the clutch engagement rate CLT increases as the difference between the target engine speed tNe and the actual engine rotation speed Ne increases. Is finally reduced to zero (that is, the clutch is disengaged). That is, the clutch engagement rate CLT is a smaller value when the difference between the target engine speed tNe and the actual engine speed Ne is larger than when the difference between the target engine speed tNe and the actual engine speed Ne is small. This is because when the difference between the target engine speed tNe and the actual engine speed Ne is large, the target engine speed Ne is set to the target engine speed Ne more quickly than when the difference between the target engine speed tNe and the actual engine speed Ne is small. Where it is necessary to increase the speed tNe to avoid knocking, if the transmission 211 and the engine 201 are fastened, the actual engine speed Ne cannot be increased immediately, so the target engine speed tNe When the difference between the actual engine speed Ne and the actual engine speed Ne is large, the engine 201 is made lighter by releasing the clutch more than when the difference between the target engine speed tNe and the actual engine speed Ne is small. This is to increase the response with good response.

エンジンロスパワー演算部１３３では、このクラッチ締結率ＣＬＴからエンジンロスパワーＰｗ ｌｏｓｓを演算する。エンジンロスパワーＰｗ ｌｏｓｓは、クラッチ締結率ＣＬＴが小さくなるほど大きくなる値である。このエンジンロスパワーＰｗ ｌｏｓｓの特性は適合により予め定めておけばよい。 The engine loss power calculation unit 133 determines the engine loss power Pw from the clutch engagement rate CLT. Calculate loss. Engine loss power Pw The loss is a value that increases as the clutch engagement rate CLT decreases. This engine loss power Pw The characteristic of loss may be determined in advance by adaptation.

減算器１３４では上記の目標エンジンパワーｔＰｗ１からこのエンジンロスパワーＰｗ ｌｏｓｓを差し引いた値を改めて目標エンジンパワーｔＰｗ２（＝ｔＰｗ１−Ｐｗ ｌｏｓｓ）（第３目標エンジンパワー）とする。クラッチ締結率ＣＬＴ＝１のときにはエンジンロスパワーＰｗ ｌｏｓｓ＝０であるので、目標エンジンパワーｔＰｗ２は目標エンジンパワーｔＰｗ１に一致する。 In the subtracter 134, the engine loss power Pw is calculated from the target engine power tPw1. The target engine power tPw2 (= tPw1−Pw) is again calculated by subtracting the loss. loss) (third target engine power). When clutch engagement rate CLT = 1, engine loss power Pw Since loss = 0, the target engine power tPw2 matches the target engine power tPw1.

このようにして目標エンジン回転速度ｔＮｅと実エンジン回転速度Ｎｅとの差が大きい場合には変速機２１１とエンジン２０１とを連結している側のクラッチ（第一クラッチ２１５、第二クラッチ２１６のいずれか）を開放もしくは滑らせることで実エンジン回転速度Ｎｅを目標エンジン回転速度ｔＮｅへと急速に上昇させることができる。これにより目標車両駆動力に対してモータジェネレータパワー（ｔＰｍ３）が不足する場合などでもエンジンパワー（ｔＰｗ１）で車両駆動力を補うことが可能となる。   When the difference between the target engine rotational speed tNe and the actual engine rotational speed Ne is large in this way, the clutch (the first clutch 215 or the second clutch 216 that connects the transmission 211 and the engine 201). The actual engine rotational speed Ne can be rapidly increased to the target engine rotational speed tNe by opening or sliding. Thus, even when the motor generator power (tPm3) is insufficient with respect to the target vehicle driving force, the vehicle driving force can be supplemented with the engine power (tPw1).

１４１は従来装置と同様に、加速時にノック回避のため実エンジン回転速度Ｎｅを自動変速機２１１でノック回避回転速度である目標エンジン回転速度ｔＮｅへと上昇させる処理を実行する処理部である。エンジン回転速度リミット演算部１４２、大側選択部１４３、割算器１４４、減算器１４５、減算器１４６、割算器１４７から構成されている。   Similarly to the conventional apparatus, reference numeral 141 denotes a processing unit that executes processing for increasing the actual engine rotational speed Ne to the target engine rotational speed tNe that is the knock avoiding rotational speed by the automatic transmission 211 in order to avoid knocking during acceleration. The engine speed limit calculation unit 142, the large side selection unit 143, the divider 144, the subtracter 145, the subtracter 146, and the divider 147 are configured.

エンジン回転速度リミット演算部１４２では、乗算器１１５からの目標エンジンパワーｔＰｗと実圧縮比ｒＣＲとから所定の回転速度リミットマップを検索することにより、エンジン回転速度リミットｔＮｅ ｌｍｔを演算する。エンジン回転速度リミットｔＮｅ ｌｍｔは、目標エンジンパワーｔＰｗと実圧縮比ｒＣＲのときにノックが発生しない最小のエンジン回転速度である。目標エンジンパワーｔＰｗが一定の条件の場合に、実圧縮比ｒＣＲが相対的に大きな第１所定値ｒＣＲ１のときのエンジン回転速度リミットをＮ１、実圧縮比ｒＣＲが相対的に小さな第２所定値ｒＣＲ２のときのエンジン回転速度リミットをＮ２としたとき、実圧縮比ｒＣＲが相対的に大きい側のエンジン回転速度リミットであるＮ１のほうを実圧縮比ｒＣＲが相対的に小さいときのエンジン回転速度リミットであるＮ２より大きくしている。その理由は実圧縮比ｒＣＲが高いほどノックが発生しやすいので、エンジン回転速度リミットｔＮｅ ｌｍｔを高くする必要があるためである。 The engine speed limit calculation unit 142 searches the engine speed limit tNe by searching a predetermined engine speed limit map from the target engine power tPw from the multiplier 115 and the actual compression ratio rCR. Calculate lmt. Engine speed limit tNe lmt is the minimum engine speed at which knock does not occur at the target engine power tPw and the actual compression ratio rCR. When the target engine power tPw is constant, the engine speed limit when the actual compression ratio rCR is a relatively large first predetermined value rCR1 is N1, and the second predetermined value rCR2 is a relatively small actual compression ratio rCR. When the engine speed limit at this time is N2, N1 which is the engine speed limit on the side where the actual compression ratio rCR is relatively large is the engine speed limit when the actual compression ratio rCR is relatively small. It is larger than a certain N2. The reason is that as the actual compression ratio rCR is higher, knocking is more likely to occur, so the engine speed limit tNe This is because it is necessary to increase lmt.

また、実圧縮比ｒＣＲが一定の条件のとき、目標エンジンパワーｔＰｗが大きいほどエンジン回転速度リミットｔＮｅ ｌｍｔを高くしている。その理由は目標エンジンパワーｔＰｗが大きいほどノックが発生しやいので、エンジン回転速度リミットｔＮｅ ｌｍｔを高くする必要があるためである。 Also, when the actual compression ratio rCR is constant, the engine speed limit tNe increases as the target engine power tPw increases. lmt is increased. The reason is that as the target engine power tPw is larger, knocking is more likely to occur, so the engine speed limit tNe This is because it is necessary to increase lmt.

これにより、圧縮比可変機構の応答遅れにより実圧縮比ｒＣＲが目標圧縮比ｔＣＲより遅れて小さくなる加速時であっても、その遅れて小さくなる実圧縮比ｒＣＲに対してエンジン２０１がノッキングを起こさないで回転していられるエンジン回転速度（ｔＮｅ ｌｍｔ）を演算することが可能となっている。 As a result, even at the time of acceleration when the actual compression ratio rCR becomes smaller than the target compression ratio tCR due to the response delay of the variable compression ratio mechanism, the engine 201 knocks against the actual compression ratio rCR that becomes smaller after that. The engine speed (tNe lmt) can be calculated.

大側選択部１４３ではこのエンジン回転速度リミットｔＮｅ ｌｍｔと実エンジン回転速度Ｎｅを比較し高い側の回転速度を目標エンジン回転速度ｔＮｅとして出力する。これは、実エンジン回転速度Ｎｅがエンジン回転速度リミットｔＮｅ ｌｍｔより低いときには、ノックが生じかねないので、エンジン回転速度の高い側を選択させることが必要であるためである。 In the large side selection unit 143, the engine speed limit tNe lmt is compared with the actual engine speed Ne, and the higher engine speed is output as the target engine speed tNe. This is because the actual engine speed Ne is equal to the engine speed limit tNe. This is because knocking may occur when it is lower than 1mt, and it is necessary to select the side with the higher engine speed.

割算器１４４では目標エンジンパワーｔＰｗをこの目標エンジン回転速度ｔＮｅで除して目標エンジントルクｔＴｅ２（＝ｔＰｗ／ｔＮｅ）を算出し、減算器１４５でこの目標エンジントルクｔＴｅ２から目標エンジントルクｔＴｅ（図１２で演算済み）を差し引いて差トルクΔｔＴｅ（＝ｔＴｅ２−ｔＴｅ）を算出する。   The divider 144 calculates the target engine torque tTe2 (= tPw / tNe) by dividing the target engine power tPw by the target engine speed tNe, and the subtractor 145 calculates the target engine torque tTe from the target engine torque tTe2 (FIG. The difference torque ΔtTe (= tTe2−tTe) is calculated by subtracting (calculated in step 12).

本発明では、前述のように、加速時における実圧縮比ｒＣＲの低下遅れに伴うノック防止のため、エンジンパワー（エンジン出力）の一部（ｔＰｍ１）をモータジェネレータ２２１に肩代わりさせるようにしているので、加速時にはこの差トルクΔｔＴｅが負の値となる。つまり、加速時には目標エンジントルクｔＴｅを発生させるのではなく、これより差トルクΔｔＴｅの分だけ少なくするのである。   In the present invention, as described above, a part of engine power (engine output) (tPm1) is taken over by the motor generator 221 in order to prevent knocking due to a delay in the decrease in the actual compression ratio rCR during acceleration. During acceleration, this differential torque ΔtTe takes a negative value. That is, the target engine torque tTe is not generated at the time of acceleration, but is reduced by the difference torque ΔtTe.

この差トルクΔｔＴｅは、目標エンジントルクｔＴｅと共に統合コントーラからエンジンコントローラ３９に送られる。エンジンコントローラ３９では、この差トルクΔＴｅと目標エンジントルクｔＴｅとから、加速時にエンジントルクが目標エンジントルクｔＴｅよりも差トルクΔＴｅの絶対値だけ小さくなるように、可変動弁機構を介し吸気弁リフト量を制御しシリンダ内に流入する吸入空気量を減らす。シリンダ内に流入する吸入空気量が減らされると、吸気通路上流に配置されているエアフローメータを通過する吸入空気量が減り、この吸入空気量から演算される燃料噴射量が減り、目標エンジントルクｔＴｅよりも差トルクΔＴｅの絶対値だけ小さなトルクがエンジン２０１で発生する。   This differential torque ΔtTe is sent to the engine controller 39 from the integrated controller together with the target engine torque tTe. In the engine controller 39, the intake valve lift amount is set via the variable valve mechanism so that the engine torque becomes smaller than the target engine torque tTe by the absolute value of the difference torque ΔTe from the difference torque ΔTe and the target engine torque tTe. To control the amount of intake air flowing into the cylinder. When the amount of intake air flowing into the cylinder is reduced, the amount of intake air passing through the air flow meter disposed upstream of the intake passage is reduced, the fuel injection amount calculated from this intake air amount is reduced, and the target engine torque tTe The engine 201 generates a torque smaller than the absolute value of the differential torque ΔTe.

これにより、実圧縮比ｒＣＲが目標圧縮比ｔＣＲより遅れて小さくなる加速時であっても、その遅れて小さくなる実圧縮比ｒＣＲに対して、ノッキングを起こさないエンジントルク（ｔＴｅ２）を発生させることが可能となっている。   As a result, engine torque (tTe2) that does not cause knocking is generated with respect to the actual compression ratio rCR that decreases after the actual compression ratio rCR becomes smaller than the target compression ratio tCR. Is possible.

一方、減算器１４６では目標エンジン回転速度ｔＮｅから実エンジン回転速度Ｎｅを差し引いて差回転速度ΔＮｅ（＝ｔＮｅ−Ｎｅ）を算出し、割算器１４７でこの差回転速度ΔＮｅを車速Ｖｓｐで除してギヤ比の変化量ΔＧｒを算出する。このギヤ比の変化量ΔＧｒは加速時に正の値を採る。ノックが生じ得るのは実エンジン回転速度Ｎｅが目標エンジン回転速度ｔＮｅよりも低い場合であるので、実エンジン回転速度Ｎｅが目標エンジン回転速度ｔＮｅより高い場合は減算器１４６では扱わない。   On the other hand, the subtractor 146 calculates a differential rotational speed ΔNe (= tNe−Ne) by subtracting the actual engine rotational speed Ne from the target engine rotational speed tNe, and a divider 147 divides the differential rotational speed ΔNe by the vehicle speed Vsp. Then, the change amount ΔGr of the gear ratio is calculated. The gear ratio change amount ΔGr takes a positive value during acceleration. Since knocking can occur when the actual engine speed Ne is lower than the target engine speed tNe, the subtractor 146 does not handle the case where the actual engine speed Ne is higher than the target engine speed tNe.

このギヤ比変化量ΔＧｒは、統合コントローラから自動変速機コントローラに送られる。自動変速機コントローラでは、ギヤ比Ｇｒよりもギヤ比変化量ΔＧｒだけ大きくなるように変速機２１１への指令値を変更する。具体的には加速時にギヤ比をギヤ比変化量ΔＧｒの分だけ低速度側（１速段側）へと変更して実エンジン回転速度Ｎｅを目標エンジン回転速度ｔＮｅへと上昇させ、これによってノックを回避する。なお、上記のギヤ比Ｇｒは、自動変速機コントローラにおいて車速Ｖｓｐとアクセル開度ＡＰＯから演算されている。すなわち、低負荷では大きな値のギヤ比が、高負荷になるほど小さな値のギヤ比が演算される。   This gear ratio change amount ΔGr is sent from the integrated controller to the automatic transmission controller. In the automatic transmission controller, the command value to the transmission 211 is changed so as to be larger than the gear ratio Gr by the gear ratio change amount ΔGr. Specifically, at the time of acceleration, the gear ratio is changed to the low speed side (first gear side) by the gear ratio change amount ΔGr to increase the actual engine rotational speed Ne to the target engine rotational speed tNe. To avoid. The gear ratio Gr is calculated from the vehicle speed Vsp and the accelerator opening APO in the automatic transmission controller. That is, a large gear ratio is calculated at a low load, and a smaller gear ratio is calculated as the load increases.

ただし、本実施形態の変速機２１１は有段変速機であるので、ギヤ比変化量ΔＧｒを変速段選択部１４８に入力し、ここで変速段の選択を行わせる必要がある。   However, since the transmission 211 of the present embodiment is a stepped transmission, it is necessary to input the gear ratio change amount ΔGr to the gear selection unit 148 and select the gear here.

変速段選択部１４８にギヤ比変化量ΔＧｒが算出された場合に、どのように変速段が選択されるのかを説明する。図１０に示した有段変速機２１１において１速段Ｆ１、２速段Ｆ２、３速段Ｆ３、４速段Ｆ４、５速段Ｆ５、６速段Ｆ６に対するギア比をＧｒ１、Ｇｒ２、Ｇｒ３、Ｇｒ４、Ｇｒ５、Ｇｒ６（Ｇｒ１＞Ｇｒ２＞Ｇｒ３＞Ｇｒ４＞Ｇｒ５＞Ｇｒ６）とし、今仮に３速段Ｆ３での定常運転状態から加速した場合に、ギヤ比変化量ΔＧｒが算出されたとする。また、定常運転状態にあるときにいずれの変速段にあるのかの情報、ここでは３速段Ｆ３であることの情報は変速段選択部１４８に入力されている。   A description will be given of how the shift speed is selected when the gear ratio change amount ΔGr is calculated by the shift speed selection unit 148. In the stepped transmission 211 shown in FIG. 10, the gear ratios for the first speed F1, the second speed F2, the third speed F3, the fourth speed F4, the fifth speed F5, and the sixth speed F6 are set to Gr1, Gr2, Gr3, Assume that Gr4, Gr5, and Gr6 (Gr1> Gr2> Gr3> Gr4> Gr5> Gr6) are set, and the gear ratio change amount ΔGr is calculated when the vehicle is accelerated from the steady operation state at the third speed F3. Further, information indicating which gear stage is in the steady operation state, that is, information indicating the third gear stage F3 here is input to the gear stage selection unit 148.

このとき、変速段選択部１４８ではギヤ比変化量ΔＧｒと閾値とを比較し、ギヤ比変化量ΔＧｒが閾値以上であれば、ギヤ比が大きくなる側つまり２速段Ｆ２へとギヤチェンジして実エンジン回転速度Ｎｅを上昇させ、これに対してギヤ比変化量ΔＧｒが閾値未満であるときには２速段Ｆ２へのギヤチェンジは行わず３速段Ｆ３のままとする。このように、有段変速機２１１の場合には、ギヤ比変化量ΔＧｒが閾値以上の場合に実エンジン回転速度Ｎｅが上昇する低速度側への変速段へと変更することになる。上記の閾値は適合により予め定めておく。   At this time, the gear stage selection unit 148 compares the gear ratio change amount ΔGr with a threshold value, and if the gear ratio change amount ΔGr is equal to or greater than the threshold value, the gear ratio is changed to the side where the gear ratio is increased, that is, the second gear stage F2. When the actual engine speed Ne is increased and the gear ratio change amount ΔGr is less than the threshold value, the gear change to the second speed F2 is not performed and the third speed F3 is maintained. As described above, in the case of the stepped transmission 211, when the gear ratio change amount ΔGr is equal to or greater than the threshold value, the speed is changed to the lower speed side where the actual engine speed Ne increases. The above threshold value is determined in advance by adaptation.

このようにして変速段選択部１４８で選択された変速段は、統合コントローラから自動変速機コントローラに送られる。自動変速機コントローラでは、選択された変速段となるように、変速機２１１を制御する。また、上記クラッチ締結率演算部１３２で演算したクラッチ締結率ＣＬＴも統合コンローラから自動変速機コントローラに出力され、自動変速機コントローラによりクラッチ締結率ＣＬＴが得られるようにクラッチアクチュエータ（図示しない）が制御される。ただし、ここでのクラッチアクチュエータは、エンジン２０１と変速機の入力軸２１２、２１３とを連結している側のクラッチアクチュエータである。また、大側選択部１４３により得られる目標エンジン回転速度ｔＮｅは前述のクラッチ締結率演算部１３２で用いられる。   The gear selected by the gear selector 148 in this way is sent from the integrated controller to the automatic transmission controller. The automatic transmission controller controls the transmission 211 so that the selected gear position is achieved. Further, the clutch engagement rate CLT calculated by the clutch engagement rate calculation unit 132 is also output from the integrated controller to the automatic transmission controller, and a clutch actuator (not shown) is controlled so that the automatic transmission controller can obtain the clutch engagement rate CLT. Is done. However, the clutch actuator here is a clutch actuator on the side connecting the engine 201 and the input shafts 212 and 213 of the transmission. Further, the target engine speed tNe obtained by the large side selection unit 143 is used by the above-described clutch engagement rate calculation unit 132.

次に、図１４のブロック図は図１３に示したノッキング防止装置を改めて３つの手段にまとめ直したものである。圧縮比可変機構変化状態検出手段１５１では車両運転状態に基づいて圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態であるか否かを検出し、出力分担決定手段１５２ではこの検出した圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態に応じてエンジンパワー（エンジン出力）の一部（ｔＰｗ０−ｔＰｗ１）をモータジェネレータ２２１に分担させるモータジェネレータ２２１への出力分担量（ｔＰｍ１）と、このモータジェネレータ２２１への出力分担量（ｔＰｍ１）だけ少ないエンジン２０１への出力分担量（ｔＰｗ１）とを決定する。エンジン運転状態目標値決定手段１５３では、エンジン２０１への出力分担量（ｔＰｗ１）に応じてエンジン運転状態の目標値を決定する。ここで、車両運転状態とは、エンジン回転速度Ｎｅとエンジン負荷（例えばアクセル開度ＡＰＯ）である。   Next, the block diagram of FIG. 14 is obtained by reorganizing the knocking prevention device shown in FIG. 13 into three means. The compression ratio variable mechanism change state detection means 151 detects whether or not the compression ratio variable mechanism is changing to the side where knocking occurs based on the vehicle operating state, and the output sharing determination means 152 detects the variable compression ratio. An output sharing amount (tPm1) to the motor generator 221 for sharing a part (tPw0-tPw1) of the engine power (engine output) to the motor generator 221 in accordance with the change state to the side where the mechanism knocks, and the motor generator The output sharing amount (tPw1) to the engine 201 that is smaller by the output sharing amount (tPm1) to 221 is determined. The engine operating state target value determining means 153 determines the target value of the engine operating state according to the output sharing amount (tPw1) to the engine 201. Here, the vehicle operating state is an engine speed Ne and an engine load (for example, accelerator opening APO).

上記のエンジン運転状態目標値決定手段１５３は、図１５に示したように、エンジン２０１への出力分担量（ｔＰｗ１）と圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態とに基づいてエンジン回転速度目標値（ｔＮｅ）を決定するエンジン回転速度目標値決定手段１６１と、エンジン２０１への出力分担量（ｔＰｗ１）とこのエンジン回転速度目標値（ｔＮｅ）からエンジントルク目標値（ｔＴｅ２）を決定するエンジントルク目標値決定手段１６２とを有している。   As shown in FIG. 15, the engine operating state target value determining means 153 is configured to rotate the engine based on the output sharing amount (tPw1) to the engine 201 and the change state to the side where knocking of the compression ratio variable mechanism occurs. The engine rotational speed target value determining means 161 for determining the speed target value (tNe), the engine torque target value (tTe2) is determined from the output share (tPw1) to the engine 201 and the engine rotational speed target value (tNe). Engine torque target value determining means 162.

ここで、本実施形態の加速時の作用効果を図１１を参照して説明する。   Here, the action and effect of the present embodiment during acceleration will be described with reference to FIG.

図１１には本実施形態（本発明）の場合を実線で重ねて示している。ここでは、モータジェネレータ２２１とエンジン２０１との両方でハイブリッド車が駆動されている状態、つまり図１０において第一クラッチ２１５を締結し、変速段は例えば３速段Ｆ３にある状態を前提として考える。本実施形態では、車両駆動力にモータジェネレータ２２１も寄与するので、第５段目に示す実エンジントルクｒＴｅに合わせて、第６段目にモータジェネレータトルクを示している。   FIG. 11 shows the case of the present embodiment (the present invention) with a solid line. Here, it is assumed that the hybrid vehicle is driven by both the motor generator 221 and the engine 201, that is, the first clutch 215 is engaged in FIG. 10 and the gear position is, for example, the third gear stage F3. In the present embodiment, since the motor generator 221 also contributes to the vehicle driving force, the motor generator torque is shown in the sixth stage in accordance with the actual engine torque rTe shown in the fifth stage.

ここで、モータジェネレータトルクは、本来は、図１２に示される目標モータジェネレータパワーｔＰｍをモータジェネレータ回転速度Ｎｍで除して得られる目標モータジェネレータトルクｔＴｍ（＝ｔＰｍ／Ｎｍ）に、図１３に示される差パワーΔｔＰｍをモータジェネレータ回転速度Ｎｍで除して得られるモータジェネレータ差トルクΔｔＴｍ（＝ΔｔＰｍ／Ｎｍ）を加算して求まる値であるが、ここでは、加速時に、エンジンパワーの一部がモータジェネレータパワーによって補われる様子を明確にするため、図１２に示される目標モータジェネレータパワーｔＰｍをモータジェネレータ回転速度Ｎｍで除して得られる目標モータジェネレータトルクｔＴｍ（＝ｔＰｍ／Ｎｍ）を省略し、図１３に示される差パワーΔｔＰｍをモータジェネレータ回転速度Ｎｍで除して得られるモータジェネレータ差トルクΔｔＴｍ（＝ΔｔＰｍ／Ｎｍ）だけを示している。従って、加速の行われるｔ１より前ではモータジェネレータトルク（＝モータジェネレータ差トルクΔｔＴｍ）はゼロとなっている。   Here, the motor generator torque is originally shown in FIG. 13 as a target motor generator torque tTm (= tPm / Nm) obtained by dividing the target motor generator power tPm shown in FIG. 12 by the motor generator rotational speed Nm. This is a value obtained by adding the motor generator differential torque ΔtTm (= ΔtPm / Nm) obtained by dividing the difference power ΔtPm to be divided by the motor generator rotational speed Nm. In order to clarify how the power is compensated by the generator power, the target motor generator torque tTm (= tPm / Nm) obtained by dividing the target motor generator power tPm shown in FIG. 12 by the motor generator rotational speed Nm is omitted. The difference power ΔtPm shown in FIG. Motor generator difference torque ΔtTm obtained by dividing the interpolator rotational speed Nm (= ΔtPm / Nm) shows only. Therefore, the motor generator torque (= motor generator differential torque ΔtTm) is zero before the acceleration t1.

本発明ではｔ１からの加速時に遅れて変化する実圧縮比ｒＣＲから、エンジントルクリミット演算部１０２においてエンジントルクリミットｒＴｅ ｌｍｔが演算され、このエンジントルクリミットｔＴｅ ｌｍｔが実エンジントルクｒＴｅより小さいときには、エンジントルクリミットｔＴｅ ｌｍｔに実エンジン回転速度Ｎｅを乗算して得られるエンジンパワーが目標エンジンパワーｔＰｗ１となる。また、モータジェネレータパワーリミット演算部１１２、小側選択部１１３、出力分担量制限割合演算部１２１、乗算器１２２がなければ、モータジェネレータパワー制限減少分ｄＰｍ＝０より、目標エンジンパワーｔＰｗ１は目標エンジンパワーｔＰｗとなる。この目標エンジンパワーｔＰｗ＝ｔＰｗ１（＝ｔＴｅ ｌｍｔ×Ｎｅ）からエンジン回転速度リミットｔＮｅ ｌｍｔがエンジン回転速度リミット演算部１４２において演算され、このエンジン回転速度リミットｔＮｅ ｌｍｔが実エンジン回転速度Ｎｅより小さいときにはこのエンジン回転速度リミットｔＮｅ ｌｍｔがそのまま目標エンジン回転速度ｔＮｅとなり、上記の目標エンジンパワーｔＰｗ１（＝ｔＰｗ）をこの目標エンジン回転速度ｔＮｅで除して得られるエンジントルクが目標エンジントルクｔＴｅ２となる。つまり、本実施形態の実エンジントルクｒＴｅ（≒目標エンジントルクｔＴｅ２）は加速時にノックが生じない範囲で上昇するためその上昇の程度はゆるやかであり、これにより実圧縮比ｒＣＲが目標圧縮比ｔＣＲより大きく乖離する加速時にノックが回避されることとなる。 In the present invention, an engine torque limit rTe is calculated in the engine torque limit calculation unit 102 from the actual compression ratio rCR that changes with a delay after acceleration from t1. lmt is calculated, and this engine torque limit tTe When lmt is smaller than the actual engine torque rTe, the engine torque limit tTe The engine power obtained by multiplying lmt by the actual engine speed Ne is the target engine power tPw1. Further, if the motor generator power limit calculation unit 112, the small side selection unit 113, the output share amount limit ratio calculation unit 121, and the multiplier 122 are not provided, the target engine power tPw1 is set to the target engine from the motor generator power limit decrease dPm = 0. Power tPw. This target engine power tPw = tPw1 (= tTe lmt × Ne) to engine speed limit tNe lmt is calculated in the engine speed limit calculation unit 142, and this engine speed limit tNe is calculated. When lmt is smaller than the actual engine speed Ne, this engine speed limit tNe lmt becomes the target engine speed tNe as it is, and the engine torque obtained by dividing the target engine power tPw1 (= tPw) by the target engine speed tNe becomes the target engine torque tTe2. That is, the actual engine torque rTe (≈target engine torque tTe2) of the present embodiment increases in a range where knock does not occur at the time of acceleration, and thus the increase is gentle, whereby the actual compression ratio rCR is greater than the target compression ratio tCR. Knock will be avoided at the time of acceleration that deviates greatly.

一方、エンジン回転速度リミット演算部１４２にこのように制限された目標エンジントルク（目標エンジンパワーｔＰｗ１）が入力されるが、ノックは主に目標エンジントルクｔＴｅ２のほうで回避されているため、目標エンジン回転速度ｔＮｅの上昇程度は非常にゆっくりとしたものとなり、従って実エンジン回転速度Ｎｅとの差ΔＮｅが小さく、ギヤ比変化量ΔＧｒが微小となるため、ギヤ比はほぼ変化しない。つまり、本実施形態によれば加速時に変速機２１１は加速直前のギヤ比のままであり低速度段側へと変速されることがないので、従来例に比べて変速機アクチュエータの損失を小さくできる。   On the other hand, the target engine torque (target engine power tPw1) thus limited is input to the engine rotation speed limit calculation unit 142, but knocking is mainly avoided by the target engine torque tTe2. The degree of increase in the rotational speed tNe is very slow. Therefore, the difference ΔNe from the actual engine rotational speed Ne is small, and the gear ratio change amount ΔGr is small, so that the gear ratio hardly changes. In other words, according to the present embodiment, the transmission 211 remains in the gear ratio immediately before acceleration and does not shift to the low speed stage side during acceleration, so that the loss of the transmission actuator can be reduced compared to the conventional example. .

なお、目標回転速度ｔＮｅと実エンジン回転速度Ｎｅとの差が小さいため、クラッチ締結率演算部１３２でクラッチ締結率ＣＬＴ＝１となり、第一クラッチ２１５はエンジン２０１と入力軸２１２とを完全締結している。   Since the difference between the target rotational speed tNe and the actual engine rotational speed Ne is small, the clutch engagement rate calculation unit 132 sets the clutch engagement rate CLT = 1, and the first clutch 215 completely connects the engine 201 and the input shaft 212. ing.

ただし、ノッキング対策とはいえ、このように加速時のエンジントルクを制限すると、加速性が不足することになるのであるが、これに対して本実施形態では、加速時に不足するトルク分、つまり目標基本エンジンパワー（ｔＰｗ０×Ｎｃｖｔ ｉｎ）と上記制限された目標エンジンパワーｔＰｗ１との差分が、減算器１０６において目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１として計算される。このとき、アクセル開度ＡＰＯが大きく（つまり出力分担量制限割合Ｒａｔｅが１に近く）、かつＳＯＣが十分にあれば、この目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１をモータジェネレータ２２１が発生することから、モータジェネレータトルクがｔ１のタイミングより上昇して車両駆動力を増やす。これにより、エンジンパワーがノック回避のために制限されていても、加速性が不足することが避けられる。 However, although it is a countermeasure against knocking, if the engine torque at the time of acceleration is limited in this way, the acceleration performance is insufficient. On the other hand, in this embodiment, the amount of torque that is insufficient at the time of acceleration, that is, the target Basic engine power (tPw0 × Ncvt in) and the limited target engine power tPw1 is calculated by the subtractor 106 as the target motor generator power tPm1. At this time, if the accelerator opening APO is large (that is, the output sharing amount restriction rate Rate is close to 1) and the SOC is sufficient, the motor generator 221 generates this target motor generator power tPm1, so that the motor generator torque Increases from the timing of t1 to increase the vehicle driving force. Thereby, even if the engine power is limited to avoid knocking, it is possible to avoid insufficient acceleration.

図１１ではｔ１より大きくなったモータジェネレータトルクがｔ２より一定値を保持している。これは、モータジェネレータ最大トルクになっているか、またはモータジェネレータパワーリミット演算部１１２で演算されるモータジェネレータパワーリミットｔＰｍ ｌｍｔによりモータジェネレータパワーが制限されているためである。なお、アクセル開度ＡＰＯはｔ１でステップ的に大きくなっているのに対して、モータジェネレータトルクは所定の傾きで上昇しているのは応答遅れのためである。 In FIG. 11, the motor generator torque that has become larger than t1 has a constant value from t2. This is the motor generator maximum torque or the motor generator power limit tPm calculated by the motor generator power limit calculation unit 112. This is because the motor generator power is limited by lmt. The accelerator opening APO increases stepwise at t1, whereas the motor generator torque increases at a predetermined slope because of a response delay.

ｔ２でのモータジェネレータトルクとエンジントルクとの合計ではなお目標車両駆動力が得られていないため、目標エンジントルクｔＴｅ２（従って実エンジントルクｒＴｅ）はｔ２以降もノックが生じない範囲で増大してゆき、ｔ３のタイミングで目標車両駆動力が得られると、ｔ３のタイミングから目標エンジントルクｔＴｅ２（実エンジントルクｒＴｅ）は一定に保持される。このｔ２からｔ３までの実エンジントルクｒＴｅの増加によっても、ノックが生じることはない。   Since the target vehicle driving force is not yet obtained by the sum of the motor generator torque and the engine torque at t2, the target engine torque tTe2 (and hence the actual engine torque rTe) increases in a range where knock does not occur after t2. When the target vehicle driving force is obtained at the timing t3, the target engine torque tTe2 (actual engine torque rTe) is held constant from the timing t3. Even if the actual engine torque rTe increases from t2 to t3, knocking does not occur.

この結果、本実施形態によれば、ｔ１〜ｔ３の期間で従来例のように車速の低下が生じることは避けられている（図１１最上段の実施線参照）。   As a result, according to the present embodiment, it is possible to avoid a decrease in vehicle speed during the period from t1 to t3 as in the conventional example (see the implementation line at the top of FIG. 11).

一方、ｔ１から所定時間が経過したｔ４のタイミングになると、ウォッシュアウトフィルターが働くことになり、モータジェネレータトルクは徐々に小さくなりｔ５のタイミングでゼロとなっている。ｔ４以降でモータジェネレータトルクが低下するのにエンジントルクを一定に維持したままでは実車両駆動力が目標車両駆動力から不足することになるのであるが、本実施形態では、このウォッシュアウトフィルターの働きにより減少するモータジェネレータパワー分、つまりモータジェネレータパワー制限減少分ｄＰｍが減算器１１４において計算されており、ｔ４以降で正の値を採る。この正の値のモータジェネレータパワー制限減少分ｄＰｍは、加算器１１５により目標エンジンパワーｔＰｗ１に加わって目標エンジンパワーｔＰｗ（＝ｔＰｗ１＋ｄＰｍ）を大きくするので、ｔ４よりｔ５までの期間において目標エンジントルクｔＴｅ２（実エンジントルクｒＴｅ）が上昇し、ｔ５以降でほぼ一定となる。これにより、ウォッシュアウトフィルターの働きによりモータジェネレータトルクが減少した後も、実車両駆動力が目標車両駆動力から不足することがない。   On the other hand, at the timing of t4 when a predetermined time has elapsed from t1, the washout filter is activated, and the motor generator torque gradually decreases and becomes zero at the timing of t5. Although the motor generator torque decreases after t4, the actual vehicle driving force is insufficient from the target vehicle driving force if the engine torque is kept constant. In this embodiment, the function of the washout filter is as follows. The subtractor 114 calculates the motor generator power that decreases by the above, that is, the motor generator power limit decrease dPm, and takes a positive value after t4. This positive value motor generator power limit decrease dPm is added to the target engine power tPw1 by the adder 115 to increase the target engine power tPw (= tPw1 + dPm), so that the target engine torque tTe2 ( The actual engine torque rTe) increases and becomes substantially constant after t5. Thereby, even after the motor generator torque is reduced by the action of the washout filter, the actual vehicle driving force does not become insufficient from the target vehicle driving force.

なお、図１１ではウォッシュアウトフィルターの働きによりモータジェネレータトルクがゼロになるタイミング（ｔ５）と、実圧縮比ｒＣＲが目標圧縮比ｔＣＲの許容範囲に入るタイミング（ｔ５）とを一致させている。これは、実圧縮比ｒＣＲが目標圧縮比ｔＣＲの許容範囲に入ればノッキングが生じることはないので、加速時のノック回避のために制限されるエンジントルクの不足分をモータジェネレータトルクで発生させる必要がなくなるためである。   In FIG. 11, the timing (t5) at which the motor generator torque becomes zero by the action of the washout filter is matched with the timing (t5) at which the actual compression ratio rCR falls within the allowable range of the target compression ratio tCR. This is because knocking does not occur if the actual compression ratio rCR falls within the allowable range of the target compression ratio tCR. Therefore, it is necessary to generate a shortage of engine torque that is limited to avoid knocking during acceleration by the motor generator torque. This is because there is no more.

ｔ４からｔ５までの実エンジントルクｒＴｅの上昇によりかつ実圧縮比ｒＣＲの減少もあってエンジン回転速度リミット演算部１４２で演算されるエンジン回転速度リミットｔＮｅ ｌｍｔが上昇し、実エンジン回転速度Ｎｅよりも大きくなるので、目標エンジン回転速度ｔＮｅが上昇する。この上昇する目標回転速度ｔＮｅを受けて実エンジン回転速度Ｎｅもｔ５まで上昇する。この影響を受けて、変速機のギヤ比がｔ４から低速度側（１速段Ｆ１側）に上昇する。 The engine speed limit tNe calculated by the engine speed limit calculation unit 142 due to the increase in the actual engine torque rTe from t4 to t5 and the decrease in the actual compression ratio rCR. Since lmt increases and becomes higher than the actual engine rotational speed Ne, the target engine rotational speed tNe increases. In response to this increasing target rotational speed tNe, the actual engine rotational speed Ne also increases to t5. Under this influence, the gear ratio of the transmission increases from t4 to the low speed side (first speed F1 side).

ｔ５より実エンジントルクｒＴｅがほぼ一定になると、実エンジン回転速度Ｎｅはｔ５よりｔ７まで低下してゆき、これに合わせてギヤ比もｔ７まで低下してゆく。   When the actual engine torque rTe becomes substantially constant from t5, the actual engine rotational speed Ne decreases from t5 to t7, and the gear ratio also decreases to t7 accordingly.

次に、比較のため、図１６にモータジェネレータ２２１だけで、実圧縮比ｒＣＲが目標圧縮比ｔＣＲから大きく乖離する加速時のノックを回避する場合を示す。ただし、図１６も図１１図と同じ定常運転状態からの加速を扱うものとし、モータジェネレータ２２１だけでノックを回避する場合を一点鎖線で、本実施形態の場合を実線で示している。   Next, for comparison, FIG. 16 shows a case where only the motor generator 221 avoids knocking during acceleration in which the actual compression ratio rCR greatly deviates from the target compression ratio tCR. However, FIG. 16 also handles acceleration from the same steady operation state as in FIG. 11, and the case where knocking is avoided only by the motor generator 221 is indicated by a one-dot chain line, and the case of this embodiment is indicated by a solid line.

モータジェネレータ２２１だけでノック回避を行う場合には、加速に必要なトルクを主にモータジェネレータ２２１に分担させる必要があるためモータジェネレータトルクがｔ１より大きくなりｔ２でモータジェネレータ最大トルクに到達している。ｔ２でのモータジェネレータトルクとエンジントルクの合計ではなお目標車両駆動力が得られないので、目標エンジントルクをｔ２以降もノックが生じない範囲で増大させて目標車両駆動力が得られるようにし、目標車両駆動力が得られるｔ３のタイミングからはそのときの目標エンジントルク（実エンジントルク）を、実圧縮比ｒＣＲが目標圧縮比ｔＣＲの許容範囲に収まるｔ５のタイミングまで維持させることにより、ノックが生じないようにすることができる。なお、変速機のギヤ比はｔ１のタイミングより変化させない。   When knock avoidance is performed only by the motor generator 221, it is necessary to mainly share the torque required for acceleration to the motor generator 221, so the motor generator torque becomes larger than t1 and reaches the motor generator maximum torque at t2. . Since the target vehicle driving force is not yet obtained by the sum of the motor generator torque and the engine torque at t2, the target vehicle driving force is obtained by increasing the target engine torque within a range where knock does not occur after t2. From the timing t3 when the vehicle driving force is obtained, the target engine torque (actual engine torque) at that time is maintained until the timing t5 when the actual compression ratio rCR falls within the allowable range of the target compression ratio tCR. Can not be. The gear ratio of the transmission is not changed from the timing t1.

しかしながら、モータジェネレータ２２１には設定限界があるために、ｔ１から所定時間が経過するｔ４のタイミング以降になると、モータジェネレータトルクが徐々に低下してゆくことから、実車両駆動力がｔ４以降で目標車両駆動力から低下してゆくことになり、車速が伸びず加速性が悪化する。かといって、モータジェネレータ２２１を大容量のものにしたのでは、コストのアップと車両重量の増加を招く。   However, since the motor generator 221 has a setting limit, the motor generator torque gradually decreases after the timing t4 when a predetermined time elapses from t1, so that the actual vehicle driving force becomes the target after t4. As the vehicle driving force decreases, the vehicle speed does not increase and the acceleration performance deteriorates. However, if the motor generator 221 has a large capacity, the cost increases and the vehicle weight increases.

これに対して、本実施形態では、モータジェネレータ２２１に設定限界がきてモータトルクが自然に低下してゆくところを、ウォッシュアウトフィルターにより強制的にモータジェネレータトルクを低下させ、かつこのときのモータジェネレータトルクの低下代（ｄＰｍ）は予め分かっているので、その低下代（ｄＰｍ）をエンジントルクの増加で補わせることで、ノッキングを回避した後には、モータジェネレータ２２１を保護しつつ、加速性も悪くならないようにしているのである。   On the other hand, in the present embodiment, the motor generator 221 is forced to reduce the motor generator torque by the washout filter when the motor generator 221 has a set limit and the motor torque naturally decreases. Since the torque reduction margin (dPm) is known in advance, by compensating the reduction margin (dPm) with the increase in engine torque, after avoiding knocking, the motor generator 221 is protected and the acceleration performance is poor. It is trying not to become.

このように、本実施形態（請求項１、１３に記載の発明）によれば、圧縮比可変機構を有するエンジン２０１と、モータジェネレータ２２１と、変速機２１１とを備えるハイブリッド車において、図１４に示したように、圧縮比可変機構変化状態検出手段１５１が圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態であるか否かを検出し、出力分担決定１５２がこの検出した圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態に応じてエンジン出力の一部をモータジェネレータ２２１に分担させるモータジェネレータ２２１への出力分担量（ｔＰｍ１）と、このモータジェネレータ２２１への出力分担量（ｔＰｍ１）だけ少ないエンジン２０１への出力分担量（ｔＰｗ１）とを決定し、モータコントローラがこのモータジェネレータへ２２１の出力分担量（ｔＰｍ１）に応じてモータジェネレータ２２１を制御すると共に、エンジン運転状態目標値決定手段１５３がエンジン２０１への出力分担量（ｔＰｗ１）に応じてエンジン運転状態の目標値（ｔＮｅ、ｔＴｅ２）を決定し、エンジンコントローラがこの決定したエンジン運転状態目標値（ｔＮｅ、ｔＴｅ２）となるようにエンジン２０１を制御するので、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態となるたびに変速機２１１のギヤ比を低速度側へと切換える必要が無くなり、変速機アクチュエータ損失の発生を抑制できるほか、車両駆動力不足による運転者への違和感、加速性能悪化、過剰なエンジン回転速度上昇を抑制することができる。   Thus, according to the present embodiment (the invention described in claims 1 and 13), in a hybrid vehicle including the engine 201 having the variable compression ratio mechanism, the motor generator 221, and the transmission 211, FIG. As shown, the compression ratio variable mechanism change state detection means 151 detects whether or not the compression ratio variable mechanism is in a state where the compression ratio variable mechanism is changed to the side where knocking occurs, and the output sharing determination 152 determines whether the detected compression ratio variable mechanism The output sharing amount (tPm1) to the motor generator 221 for sharing a part of the engine output to the motor generator 221 according to the change state to the side where knocking occurs, and the output sharing amount to the motor generator 221 (tPm1) are small. The output sharing amount (tPw1) to the engine 201 is determined, and the motor controller supplies the motor generator 2 The motor generator 221 is controlled in accordance with the output sharing amount (tPm1) of 1, and the engine operating state target value determining means 153 controls the target value (tNe, engine operating state in accordance with the output sharing amount (tPw1) to the engine 201. tTe2) is determined, and the engine controller controls the engine 201 so that the determined engine operating state target value (tNe, tTe2) is reached. Therefore, every time the state changes to the side where knocking of the compression ratio variable mechanism is caused. It is no longer necessary to switch the gear ratio of the transmission 211 to the low speed side, and the occurrence of transmission actuator loss can be suppressed. Also, the driver feels uncomfortable due to insufficient vehicle driving force, acceleration performance deteriorates, and excessive engine speed increases. Can be suppressed.

本実施形態（請求項２に記載の発明）によれば、出力分担決定手段は、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態であることを検出したタイミングより所定時間はモータジェネレータ２２１への出力分担量（ｔＰｍ３）を増加するので、ハイブリッド車の走行中の加速時にあっては加速に必要な出力がモータジェネレータ２２１により適切に補助されることから、ノッキングを回避しつつ良好な加速性能が得られる。また、所定時間の経過後はモータジェネレータ２２１への出力分担量（ｔＰｍ３）を徐々に減少させるので、設定限界を超えない範囲でのモータジェネレータ２２１の使用が可能となり、モータジェネレータ２２１を保護できる。   According to the present embodiment (the invention described in claim 2), the output sharing determination means is provided to the motor generator 221 for a predetermined time from the timing when the output ratio determining means detects that the compression ratio variable mechanism is changing to the side where knocking occurs. The output sharing amount (tPm3) of the vehicle is increased, so that the output required for acceleration is appropriately assisted by the motor generator 221 during acceleration of the hybrid vehicle traveling, so that good acceleration performance is achieved while avoiding knocking. Is obtained. In addition, since the output sharing amount (tPm3) to the motor generator 221 is gradually decreased after a predetermined time has elapsed, the motor generator 221 can be used within a range not exceeding the set limit, and the motor generator 221 can be protected.

本実施形態（請求項３に記載の発明）によれば、エンジン運転状態目標値決定手段１５３が、図１５に示したように、エンジン２０１への出力分担量（ｔＰｗ１）と圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態とに基づいてエンジン回転速度目標値（ｔＮｅ）を決定するエンジン回転速度目標値決定手段１６１と、エンジン２０１への出力分担量（ｔＰｗ１）とこのエンジン回転速度目標値（ｔＮｅ）からエンジントルク目標値（ｔＴｅ２）を決定するエンジントルク目標値決定手段１６２とを有するので、エンジン２０１の出力をトルクと回転速度とで制御することが可能となり、運転者の要求通りの車両駆動力を発生できる。   According to the present embodiment (the invention described in claim 3), the engine operating state target value determining means 153, as shown in FIG. 15, the output share (tPw1) to the engine 201 and the compression ratio variable mechanism. Engine rotation speed target value determining means 161 that determines the engine rotation speed target value (tNe) based on the state of change to the side where knocking occurs, output sharing amount (tPw1) to the engine 201, and this engine rotation speed target value Engine torque target value determining means 162 for determining the engine torque target value (tTe2) from (tNe), so that the output of the engine 201 can be controlled by the torque and the rotational speed, and as required by the driver. Vehicle driving force can be generated.

本実施形態（請求項４に記載の発明）によれば、圧縮比可変機構は、圧縮比制御アクチュエータ１６（アクチュエータ）によりエンジンの圧縮比を可変に制御し得る圧縮比可変機構であり、エンジン負荷に基づき低負荷側で目標圧縮比ｔＣＲが大きくなるように圧縮比制御アクチュエータ１６を制御するアクチュエータ制御手段（エンジンコントローラ）を備え、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態は加速時であるので、ハイブリッド車の走行中に加速を行うたびに変速機２１１のギヤ比を低速度側へと切換える必要が無くなり、変速機アクチュエータ損失の発生を抑制できる。   According to the present embodiment (the invention described in claim 4), the compression ratio variable mechanism is a variable compression ratio mechanism that can variably control the compression ratio of the engine by the compression ratio control actuator 16 (actuator), and the engine load. The actuator control means (engine controller) for controlling the compression ratio control actuator 16 so as to increase the target compression ratio tCR on the low load side based on the Therefore, it is not necessary to switch the gear ratio of the transmission 211 to the low speed side every time acceleration is performed while the hybrid vehicle is running, and the occurrence of transmission actuator loss can be suppressed.

本実施形態（請求項６に記載の発明）によれば、出力分担決定手段が、目標車両駆動力が得られるようにエンジン２０１とモータジェネレータ２２１とにトルクを配分するエンジン配分率及びモータジェネレータ配分率を決定する配分率決定手段（図１２のエンジン配分率演算部８３及び減算器８７）と、このエンジン配分率に基づいて目標エンジントルクｔＴｅを演算する目標エンジントルク演算手段（図１２の乗算器８４）と、この目標エンジントルクｔＴｅに基づいて目標基本エンジンパワー（ｔＰｗ０）を演算する目標基本エンジンパワー演算手段（図１３の乗算器１０５）と、モータジェネレータ配分率に基づいて第１目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ）を演算する第１目標モータジェネレータパワー演算手段（図１２の乗算器８８）と、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態を検出するためのパラメータである実圧縮比ｒＣＲに基づいてノックの生じない第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）を演算する第１目標エンジンパワー演算手段（図１３の演算部１０２、小側選択部１０３、乗算器１０４）と、この第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）が目標基本エンジンパワーｔＰｗ０より小さいときに、この第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）をそのままエンジン２０１への出力分担量（ｔＰｗ１）として決定するエンジン出力分担量決定手段と、同じくこの第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）が目標基本エンジンパワーｔＰｗ０より小さいときには、目標基本エンジンパワーｔＰｗ０からこの第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）を差し引いた差分のパワーをモータジェネレータ２２１への出力分担量（ｔＰｍ１）として決定するモータジェネレータ出力分担量決定手段（図１３の減算器１０６）とを含むので、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態となっても、目標車両駆動力が得られるようにエンジン２０１とモータジェネレータ２２１とにトルクを配分しつつ、エンジン２０１への出力分担量（ｔＰｗ１）と、モータジェネレータ２２１への出力分担量（ｔＰｍ１）とを精度良く決定することができる。   According to the present embodiment (the invention described in claim 6), the output sharing determination unit distributes the torque to the engine 201 and the motor generator 221 so as to obtain the target vehicle driving force, and the motor generator distribution. Distribution rate determining means for determining the rate (engine distribution rate calculating unit 83 and subtractor 87 in FIG. 12) and target engine torque calculating means for calculating the target engine torque tTe based on the engine distribution rate (multiplier in FIG. 12) 84), target basic engine power calculation means (multiplier 105 in FIG. 13) for calculating the target basic engine power (tPw0) based on the target engine torque tTe, and the first target motor generator based on the motor generator distribution ratio First target motor generator for calculating power (target motor generator power tPm) The first target engine power that does not cause knock based on the power calculation means (multiplier 88 in FIG. 12) and the actual compression ratio rCR that is a parameter for detecting the change state of the compression ratio variable mechanism to the side where knocking occurs. First target engine power calculation means (calculation unit 102, small side selection unit 103, multiplier 104 in FIG. 13) for calculating (target engine power tPw1) and this first target engine power (target engine power tPw1) are targets. Engine output sharing amount determining means for determining the first target engine power (target engine power tPw1) as it is as the output sharing amount (tPw1) to the engine 201 when the basic engine power tPw0 is smaller than the first target engine Power (target engine power tPw1) is the target basic engine power tPw0 When the engine power is small, motor generator output sharing amount determining means for determining the difference power obtained by subtracting the first target engine power (target engine power tPw1) from the target basic engine power tPw0 as the output sharing amount (tPm1) to the motor generator 221 ( 13), the torque is distributed to the engine 201 and the motor generator 221 so that the target vehicle driving force can be obtained even when the compression ratio variable mechanism changes to the side where knocking occurs. However, the output sharing amount (tPw1) to the engine 201 and the output sharing amount (tPm1) to the motor generator 221 can be determined with high accuracy.

本実施形態（請求項８に記載の発明）によれば、モータジェネレータ２２１への出力分担量制限割合Ｒａｔｅは、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態の初期（ｔ１〜ｔ４の期間）にアクセル開度ＡＰＯに基づいた値であり、その後の時間経過とともに小さくなる値であるので、ハイブリッド車の走行中の加速時にあっては加速に必要な出力がモータジェネレータ２２１により適切に補助されることから、ノッキングを回避しつつ良好な加速性能が得られる。また、その後の時間経過とともにモータジェネレータ２２１への出力分担量制限割合Ｒａｔｅは小さくなる値であるので、設定限界を超えない範囲でのモータジェネレータ２２１の使用が可能となり、モータジェネレータ２２１を保護できる。   According to the present embodiment (the invention according to claim 8), the output sharing amount restriction rate Rate to the motor generator 221 is the initial state (period t1 to t4) of the state of change to the side where knocking of the compression ratio variable mechanism occurs. ) Is a value based on the accelerator opening APO, and is a value that decreases with the passage of time thereafter. Therefore, the motor generator 221 appropriately assists the output required for acceleration when the hybrid vehicle is traveling. Therefore, good acceleration performance can be obtained while avoiding knocking. Further, since the output sharing amount restriction rate Rate to the motor generator 221 becomes a value that decreases with the passage of time thereafter, the motor generator 221 can be used within a range not exceeding the set limit, and the motor generator 221 can be protected.

本実施形態（請求項９に記載の発明）によれば、アクセル開度ＡＰＯに基づいてモータジェネレータ２２１への出力分担量制限割合Ｒａｔｅを演算する出力分担量制限割合演算手段（図１３の出力分担量制限割合演算部１２１）と、第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）が目標基本エンジンパワーｔＰｗ０より小さいときに、目標基本エンジンパワーｔＰｗ０からこの第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）を差し引いた差分のパワーを第２目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１）とし、この第２目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１）にモータジェネレータへの出力分担量制限割合Ｒａｔｅを乗算した値を第３目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ３）として演算する第３目標モータジェネレータパワー演算手段（図１３の乗算器１２２）とを備え、この第３目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ３）を、モータジェネレータ出力分担量決定手段がモータジェネレータへの出力分担量として決定するに際して第２目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１）に代えて用いると共に、第２目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１）から第３目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ３）を差し引いてモータジェネレータパワー制限減少分ｄＰｍを算出するモータジェネレータパワー制限減少分算出手段（図１３の減算器１１４）と、このモータジェネレータパワー制限減少分ｄＰｍを第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）に加算して第２目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ）を算出する第２目標エンジンパワー算出手段（図１３の加算器１１５）とを備え、この第２目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ）を、エンジン出力分担量決定手段がエンジンへの出力分担量（ｔＰｗ１）を決定するに際して第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）に代えて用いるので、モータジェネレータ２２１に分担させて発生させるはずであった出力が制限されて減少する場合でも、その制限された出力をエンジン２０１により発生させることが可能となり、これにより、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態の場合にモータジェネレータ２２１に分担させて発生させるはずであった出力が制限されて減少するときでも、車両駆動力が不足することがない。   According to the present embodiment (the invention described in claim 9), the output sharing amount limit ratio calculating means (output sharing in FIG. 13) that calculates the output sharing amount limit ratio Rate to the motor generator 221 based on the accelerator opening APO. When the amount restriction ratio calculation unit 121) and the first target engine power (target engine power tPw1) are smaller than the target basic engine power tPw0, the first target engine power (target engine power tPw1) is calculated from the target basic engine power tPw0. A value obtained by multiplying the subtracted power by the second target motor generator power (target motor generator power tPm1) and multiplying the second target motor generator power (target motor generator power tPm1) by the output share amount limiting rate Rate to the motor generator. The third target motor generator And a third target motor generator power calculating means (multiplier 122 in FIG. 13) that calculates the power as the target power (target motor generator power tPm3). This third target motor generator power (target motor generator power tPm3) is output to the motor generator. When the sharing amount determining means determines the output sharing amount to the motor generator, it is used instead of the second target motor generator power (target motor generator power tPm1) and the second target motor generator power (target motor generator power tPm1) Motor generator power limit decrease calculation means (in FIG. 13) calculates the motor generator power limit decrease dPm by subtracting the three target motor generator power (target motor generator power tPm3). And a second target engine power calculation for calculating a second target engine power (target engine power tPw) by adding the motor generator power limit decrease dPm to the first target engine power (target engine power tPw1). Means (adder 115 in FIG. 13), and the second target engine power (target engine power tPw) is determined as the first target when the engine output share determination means determines the output share (tPw1) to the engine. Since the engine power (target engine power tPw1) is used instead of the engine power, the engine 201 can generate the limited output even when the output that should have been generated by the motor generator 221 is limited and reduced. This will enable the side where knocking of the variable compression ratio mechanism will occur. Even when the output that should have been generated by being shared by the motor generator 221 in the state of change to is reduced and reduced, the vehicle driving force does not become insufficient.

本実施形態（請求項１０に記載の発明）によれば、モータジェネレータ２２１に電力を供給する蓄電装置（バッテリ２２６）と、この蓄電装置の充電状態（ＳＯＣ）に基づいてモータジェネレータパワーリミットｔＰｍ ｌｍｔを演算するモータジェネレータパワーリミット演算手段（図１３のモータジェネレータパワーリミット演算部１１２）と、このモータジェネレータパワーリミットｔＰｍ ｌｍｔと第２目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１）とを比較して小さい側のモータジェネレータパワーを第４目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ２）として選択する小側選択手段（図１３の小側選択部１１３）とを備え、この第４目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ２）を、モータジェネレータ出力分担量決定手段がモータジェネレータ２２１への出力分担量（ｔＰｍ１）として決定するに際して第２目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１）に代えて用いるので、モータジェネレータ２２１とエンジン２０１の両方のパワー（出力）が同時に必要な場合においても、蓄電装置（バッテリ２２６）の電力不足による車両駆動力不足を抑制することができる。 According to the present embodiment (the invention described in claim 10), the power generator (battery 226) that supplies power to the motor generator 221 and the motor generator power limit tPm based on the state of charge (SOC) of the power storage device. Motor generator power limit calculation means (motor generator power limit calculation unit 112 in FIG. 13) for calculating lmt, and this motor generator power limit tPm Small side selection means for comparing 1mt with the second target motor generator power (target motor generator power tPm1) and selecting the smaller motor generator power as the fourth target motor generator power (target motor generator power tPm2) (FIG. 13). And the fourth target motor generator power (target motor generator power tPm2) is determined by the motor generator output sharing amount determination means as the output sharing amount (tPm1) to the motor generator 221. Since it is used in place of the second target motor generator power (target motor generator power tPm1), even when the power (output) of both the motor generator 221 and the engine 201 is required at the same time, the power storage device (battery 226) It is possible to suppress the vehicle driving force deficit by insufficient.

本実施形態（請求項１１に記載の発明）によれば、エンジン２０１と変速機２１１との締結率を変え得るクラッチ（第一クラッチ２１５または第二クラッチ２１６）と、実圧縮比ｒＣＲと第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）とに基づいてノックの生じないエンジン回転速度リミットｔＮｅ ｌｍｔを演算するエンジン回転速度リミット演算手段（図１３の演算部１４２）と、このエンジン回転速度リミットｔＮｅ ｌｍｔと実エンジン回転速度Ｎｅとを比較して大きい側のエンジン回転速度を目標エンジン回転速度ｔＮｅとする大側選択手段（図１３の大側選択部１４３）と、この目標エンジン回転速度ｔＮｅが実エンジン回転速度Ｎｅより大きい場合に、クラッチ締結率ＣＬＴを演算するクラッチ締結率演算手段（図１３のクラッチ締結率演算部１３２）と、このクラッチ締結率ＣＬＴが得られるようにクラッチ（第一クラッチ２１５または第二クラッチ２１６）を制御するクラッチ制御手段（自動変速機コントローラ）と、クラッチ締結率ＣＬＴに基づいてエンジンロスパワーＰｗ ｌｏｓｓを演算するエンジンロスパワー演算手段（図１３のエンジンロスパワー演算部１３３）と、第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）からこのエンジンロスパワーＰｗ ｌｏｓｓを差し引いた値を第３目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ２）とする第３目標エンジンパワー演算手段（図１３の減算器１３４）とを備え、この第３目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ２）を、第２目標モータジェネレータパワー演算手段が第２目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１）を演算するに際して第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）に代えて用いるので、実エンジン回転速度を素早く上昇させるために、エンジン２０１と変速機２１１とを締結しているクラッチ（第一クラッチ２１５または第二クラッチ２１６）を滑らせる必要がある場合であっても、目標車両駆動力が得られるように第２モータジェネレータパワー（モータジェネレータパワーｔＰｍ１）を最適に与えることができる。 According to the present embodiment (the invention described in claim 11), the clutch (first clutch 215 or second clutch 216) that can change the engagement rate between the engine 201 and the transmission 211, the actual compression ratio rCR, and the first Based on the target engine power (target engine power tPw1), engine speed limit tNe that does not cause knocking Engine rotation speed limit calculation means (calculation unit 142 in FIG. 13) for calculating lmt, and this engine rotation speed limit tNe The large-side selection means (the large-side selection unit 143 in FIG. 13) which compares lmt with the actual engine speed Ne and sets the larger engine speed as the target engine speed tNe, and the target engine speed tN When the engine rotational speed Ne is greater, the clutch engagement rate calculation means (the clutch engagement rate calculation unit 132 in FIG. 13) that calculates the clutch engagement rate CLT, and the clutch (first clutch 215) so as to obtain this clutch engagement rate CLT. Or clutch control means (automatic transmission controller) for controlling the second clutch 216) and engine loss power Pw based on the clutch engagement rate CLT. This engine loss power Pw is calculated from engine loss power calculation means (engine loss power calculation unit 133 in FIG. 13) for calculating loss and the first target engine power (target engine power tPw1). Third target engine power calculation means (subtractor 134 in FIG. 13) that takes a value obtained by subtracting loss as a third target engine power (target engine power tPw2), and this third target engine power (target engine power tPw2) Is used in place of the first target engine power (target engine power tPw1) when the second target motor generator power calculation means calculates the second target motor generator power (target motor generator power tPm1). Even if it is necessary to slide the clutch (first clutch 215 or second clutch 216) that fastens the engine 201 and the transmission 211 in order to raise quickly, the target vehicle driving force can be obtained. 2nd motor generator power (motor generator It can give the word tPm1) optimally.

本実施形態（請求項１２に記載の発明）によれば、エンジン２０１は可変バルブタイミング機構（位相可変機構４１）または可変バルブリフト機構（リフト可変機構２１）を有するので、可変バルブタイミング機構や可変バルブリフト機構の応答遅れで吸入新気量不足が発生する場合にもエンジン出力不足による車両駆動力不足を抑制できる。また、ミラーサイクルの高効率運転を維持できる頻度が上昇するため、運転効率が向上する。   According to the present embodiment (the invention described in claim 12), the engine 201 includes the variable valve timing mechanism (phase variable mechanism 41) or the variable valve lift mechanism (lift variable mechanism 21). Even when the intake air quantity shortage occurs due to a delay in the response of the valve lift mechanism, the vehicle driving force shortage due to the engine output shortage can be suppressed. Moreover, since the frequency which can maintain the high efficiency driving | running of a mirror cycle rises, driving efficiency improves.

実施形態では、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態を検出するためのパラメータである実圧縮比ｒＣＲが目標圧縮比ｔＣＲから大きく乖離する加速時で説明したが、この場合に限られるものでない。例えば、定常運転条件において圧縮比制御アクチュエータ１６に低圧縮とすることの指令が出ているのに圧縮比可変機構の劣化で低圧縮比にならない状態のときにも、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態を検出するためのパラメータである実圧縮比ｒＣＲが目標圧縮比ｔＣＲから大きく乖離するので、ノッキングが生じる。そこで、圧縮比制御アクチュエータ１６に低圧縮とすることの指令が出ているのに圧縮比可変機構の劣化で低圧縮比にならない状態のときにも、エンジン出力の一部をモータジェネレータに分担させるモータジェネレータへの出力分担量（ｔＰｍ１）と、このモータジェネレータへの出力分担量（ｔＰｍ１）だけ少ないエンジンへの出力分担量（ｔＰｗ１）とを決定し、このモータジェネレータへの出力分担量（ｔＰｍ１）に応じてモータジェネレータを制御すると共に、エンジンへの出力分担量（ｔＰｗ１）に応じてエンジン運転状態の目標値を決定し、この決定したエンジン運転状態目標値となるようにエンジンを制御する（請求項５に記載の発明）。これにより、圧縮比制御アクチュエータに低圧縮とすることの指令が出ているのに圧縮比可変機構の劣化で低圧縮比にならない状態のときにも、変速機のギヤ比を低速側へ切換える必要が無くなり、変速機アクチュエータ損失の発生を抑制できる。   In the embodiment, the actual compression ratio rCR, which is a parameter for detecting a change state to the side where knocking of the compression ratio variable mechanism occurs, has been described at the time of acceleration where the actual compression ratio rCR greatly deviates from the target compression ratio tCR, but this is limited to this case. Not a thing. For example, the compression ratio variable mechanism is knocked even when the compression ratio control actuator 16 is instructed to perform low compression under steady operating conditions but the compression ratio variable mechanism does not become low due to deterioration of the compression ratio variable mechanism. Knocking occurs because the actual compression ratio rCR, which is a parameter for detecting the change state to the side where it occurs, greatly deviates from the target compression ratio tCR. Therefore, even when the compression ratio control actuator 16 is instructed to reduce the compression, even when the compression ratio variable mechanism is not deteriorated due to the deterioration of the compression ratio variable mechanism, a part of the engine output is shared by the motor generator. An output sharing amount (tPm1) to the motor generator and an output sharing amount (tPw1) to the engine that is smaller by an output sharing amount (tPm1) to the motor generator are determined, and an output sharing amount (tPm1) to the motor generator The engine generator is controlled according to the engine output, the target value of the engine operating state is determined according to the output sharing amount (tPw1) to the engine, and the engine is controlled so as to become the determined engine operating state target value (claim). Item 5). As a result, it is necessary to switch the gear ratio of the transmission to the low speed side even when the compression ratio control actuator is instructed to reduce the compression ratio but the compression ratio variable mechanism does not become a low compression ratio due to the deterioration of the compression ratio variable mechanism. And the occurrence of transmission actuator loss can be suppressed.

実施形態では、ノック対策として、エンジントルクリミットｔＴｅ ｌｍｔに加えてエンジン回転速度リミットｔＮｅ ｌｍｔを導入しているが、エンジントルクリミットｔＴｅ ｌｍｔだけを導入する態様が考えられる。 In the embodiment, as a countermeasure against knocking, engine torque limit tTe Engine speed limit tNe in addition to lmt lmt is introduced but engine torque limit tTe An embodiment in which only 1mt is introduced is conceivable.

実施形態では、ハイブリッド車に適用するエンジンがノンスロットルエンジンである場合で説明したが、ハイブリッド車に適用するエンジンがノンスロットルエンジンに限定されるものではない。   In the embodiment, the case where the engine applied to the hybrid vehicle is a non-throttle engine has been described, but the engine applied to the hybrid vehicle is not limited to the non-throttle engine.

請求項１の圧縮比可変機構変化状態検出手段の機能は図１４の圧縮比可変機構変化状態検出手段１５１により、出力分担決定手段の機能は図１４の出力分担決定手段１５２により、モータジェネレータ制御手段の機能はモータコントローラにより、エンジン運転状態目標値決定手段の機能は図１４のエンジン運転状態目標値決定手段１５３により、エンジン制御手段の機能はエンジンコントーラ３９によりそれぞれ果たされている。   The function of the compression ratio variable mechanism change state detection means of claim 1 is the compression ratio variable mechanism change state detection means 151 of FIG. 14, and the function of the output sharing determination means is the output sharing determination means 152 of FIG. These functions are performed by the motor controller, the engine operation state target value determination means is performed by the engine operation state target value determination means 153 of FIG. 14, and the engine control means is performed by the engine controller 39.

請求項１３の圧縮比可変機構変化状態検出処理手順は図１４の圧縮比可変機構変化状態検出手段１５１により、出力分担決定処理手順は図１４の出力分担決定処理手順手段１５２により、モータジェネレータ制御処理手順はモータコントローラにより、エンジン運転状態目標値決定処理手順は図１４のエンジン運転状態目標値決定手段１５３により、エンジン制御処理手順はエンジンコントーラ３９によりそれぞれ果たされている。   The compression ratio variable mechanism change state detection processing procedure of claim 13 is performed by the compression ratio variable mechanism change state detection means 151 of FIG. 14, and the output sharing determination processing procedure is performed by the output sharing determination processing procedure means 152 of FIG. The procedure is executed by the motor controller, the engine operation state target value determination processing procedure is executed by the engine operation state target value determination means 153 of FIG. 14, and the engine control processing procedure is executed by the engine controller 39.

３９ エンジンコントローラ
２１ リフト可変機構（可変バルブリフト機構）
４１ 位相可変機構（可変バルブリフト機構）
１５１ 圧縮比可変機構変化状態検出手段
１５２ 出力分担決定手段
１５３ エンジン運転状態目標値決定手段
１６１ エンジン回転速度目標値決定手段
１６２ エンジントルク目標値決定手段
２０１ エンジン（圧縮比可変機構を有するエンジン）
２１１ 有段変速機（変速機）
２１５ 第一クラッチ（クラッチ）
２１６ 第二クラッチ（クラッチ）
２２１ モータジェネレータ
２２６ バッテリ（蓄電装置） 39 Engine controller 21 Lift variable mechanism (variable valve lift mechanism)
41 Phase variable mechanism (variable valve lift mechanism)
151 Compression ratio variable mechanism change state detection means 152 Output sharing determination means 153 Engine operating state target value determination means 161 Engine rotational speed target value determination means 162 Engine torque target value determination means 201 Engine (engine having a compression ratio variable mechanism)
211 Stepped transmission (transmission)
215 First clutch (clutch)
216 Second clutch (clutch)
221 Motor generator 226 Battery (power storage device)

本発明はハイブリッド車のノッキング防止装置、特に圧縮比可変機構を有するエンジンを備えるものに関する。 The invention antiknock equipment of the hybrid vehicle, to which equipped with an engine having a particularly variable compression ratio mechanism.

本発明は、実圧縮比（ｒＣＲ）を変更する機構を有するエンジンと、モータジェネレータと、前記エンジンを制御する手段と、前記モータジェネレータを制御する手段と、を備えるハイブリッド車のノッキング防止装置であって、目標車両駆動力を実現するために必要な目標基本エンジンパワー（ｔＰｗ０）を演算する手段と、前記実圧縮比（ｒＣＲ）と実エンジン回転速度（Ｎｅ）とに基づいて、ノッキングが発生しない最大のエンジントルク（ｔＴｅ ｌｍｔ）でエンジンを運転した場合に得られる第１目標エンジンパワー（ｔＰｗ１）を演算する手段と、前記目標基本エンジンパワー（ｔＰｗ０）から前記第１目標エンジンパワー（ｔＰｗ１）を減じて第２目標モータジェネレータパワー（ｔＰｍ１）を演算する手段と、を備え、前記第１目標エンジンパワー（ｔＰｗ１）が前記目標基本エンジンパワー（ｔＰｗ０）より小さいときには、前記エンジンを制御する手段は前記第１目標エンジンパワー（ｔＰｗ１）が得られるように前記エンジンを制御し、前記モータジェネレータを制御する手段は前記第２目標モータジェネレータパワー（ｔＰｍ１）が得られるように前記モータジェネレータを制御する。 The present invention is an apparatus for preventing knocking of a hybrid vehicle comprising an engine having a mechanism for changing an actual compression ratio (rCR), a motor generator, a means for controlling the engine, and a means for controlling the motor generator. Thus, knocking does not occur based on the means for calculating the target basic engine power (tPw0) necessary to achieve the target vehicle driving force, and the actual compression ratio (rCR) and the actual engine speed (Ne). Means for calculating a first target engine power (tPw1) obtained when the engine is operated at the maximum engine torque (tTe lmt), and the first target engine power (tPw1) from the target basic engine power (tPw0) Means for subtracting and calculating a second target motor generator power (tPm1), When one target engine power (tPw1) is smaller than the target basic engine power (tPw0), the means for controlling the engine controls the engine to obtain the first target engine power (tPw1), and the motor generator The control means controls the motor generator so that the second target motor generator power (tPm1) is obtained .

本発明によれば、実圧縮比（ｒＣＲ）を変更する機構を有するエンジンと、モータジェネレータと、前記エンジンを制御する手段と、前記モータジェネレータを制御する手段と、を備えるハイブリッド車のノッキング防止装置であって、目標車両駆動力を実現するために必要な目標基本エンジンパワー（ｔＰｗ０）を演算する手段と、前記実圧縮比（ｒＣＲ）と実エンジン回転速度（Ｎｅ）とに基づいて、ノッキングが発生しない最大のエンジントルク（ｔＴｅ ｌｍｔ）でエンジンを運転した場合に得られる第１目標エンジンパワー（ｔＰｗ１）を演算する手段と、前記目標基本エンジンパワー（ｔＰｗ０）から前記第１目標エンジンパワー（ｔＰｗ１）を減じて第２目標モータジェネレータパワー（ｔＰｍ１）を演算する手段と、を備え、前記第１目標エンジンパワー（ｔＰｗ１）が前記目標基本エンジンパワー（ｔＰｗ０）より小さいときには、前記エンジンを制御する手段は前記第１目標エンジンパワー（ｔＰｗ１）が得られるように前記エンジンを制御し、前記モータジェネレータを制御する手段は前記第２目標モータジェネレータパワー（ｔＰｍ１）が得られるように前記モータジェネレータを制御するので、実圧縮比が目標圧縮比から大きく乖離する加速時にノックしないエンジントルクまで下げ、このエンジントルクの低下で加速初期に不足することになる車両駆動力の分をモータジェネレータにより発生させることができる。 According to the present invention, a knock prevention device for a hybrid vehicle comprising an engine having a mechanism for changing an actual compression ratio (rCR), a motor generator, means for controlling the engine, and means for controlling the motor generator. The knocking is performed based on the means for calculating the target basic engine power (tPw0) necessary for realizing the target vehicle driving force, the actual compression ratio (rCR), and the actual engine speed (Ne). Means for calculating a first target engine power (tPw1) obtained when the engine is operated at a maximum engine torque (tTe lmt) that does not occur; and the first target engine power (tPw1) from the target basic engine power (tPw0) ) To calculate the second target motor generator power (tPm1), When the first target engine power (tPw1) is smaller than the target basic engine power (tPw0), the means for controlling the engine controls the engine to obtain the first target engine power (tPw1), and The means for controlling the motor generator controls the motor generator so that the second target motor generator power (tPm1) can be obtained. Therefore, the engine compression is reduced to an engine torque that does not knock at the time of acceleration when the actual compression ratio greatly deviates from the target compression ratio. The motor generator can generate the amount of vehicle driving force that becomes insufficient at the beginning of acceleration due to the decrease in engine torque.

このように、本実施形態によれば、圧縮比可変機構を有するエンジン２０１と、モータジェネレータ２２１と、変速機２１１とを備えるハイブリッド車において、図１４に示したように、圧縮比可変機構変化状態検出手段１５１が圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態であるか否かを検出し、出力分担決定１５２がこの検出した圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態に応じてエンジン出力の一部をモータジェネレータ２２１に分担させるモータジェネレータ２２１への出力分担量（ｔＰｍ１）と、このモータジェネレータ２２１への出力分担量（ｔＰｍ１）だけ少ないエンジン２０１への出力分担量（ｔＰｗ１）とを決定し、モータコントローラがこのモータジェネレータへ２２１の出力分担量（ｔＰｍ１）に応じてモータジェネレータ２２１を制御すると共に、エンジン運転状態目標値決定手段１５３がエンジン２０１への出力分担量（ｔＰｗ１）に応じてエンジン運転状態の目標値（ｔＮｅ、ｔＴｅ２）を決定し、エンジンコントローラがこの決定したエンジン運転状態目標値（ｔＮｅ、ｔＴｅ２）となるようにエンジン２０１を制御するので、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態となるたびに変速機２１１のギヤ比を低速度側へと切換える必要が無くなり、変速機アクチュエータ損失の発生を抑制できるほか、車両駆動力不足による運転者への違和感、加速性能悪化、過剰なエンジン回転速度上昇を抑制することができる。 Thus, according to this embodiment shaped condition, an engine 201 having a variable compression ratio mechanism, a motor generator 221, a hybrid vehicle and a transmission 211, as shown in FIG. 14, the variable compression ratio mechanism change The state detection means 151 detects whether or not the state of the compression ratio variable mechanism is changed to the side where knocking occurs, and the output sharing decision 152 responds to the detected state of change to the side where knocking of the variable compression ratio mechanism occurs. An output sharing amount (tPm1) to the motor generator 221 that shares a part of the engine output to the motor generator 221 and an output sharing amount (tPw1) to the engine 201 that is smaller by the output sharing amount (tPm1) to the motor generator 221 The motor controller sets the output sharing amount (tPm1) of 221 to this motor generator. Then, the motor generator 221 is controlled, and the engine operating state target value determining means 153 determines the engine operating state target values (tNe, tTe2) in accordance with the output sharing amount (tPw1) to the engine 201. Since the engine 201 is controlled so that the determined engine operating state target values (tNe, tTe2) are obtained, the gear ratio of the transmission 211 is reduced at a low speed each time the compression ratio variable mechanism changes to the side where knocking occurs. Therefore, it is possible to suppress the occurrence of transmission actuator loss, and to suppress a sense of incongruity to the driver due to insufficient vehicle driving force, deterioration of acceleration performance, and excessive increase in engine speed.

本実施形態によれば、出力分担決定手段は、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態であることを検出したタイミングより所定時間はモータジェネレータ２２１への出力分担量（ｔＰｍ３）を増加するので、ハイブリッド車の走行中の加速時にあっては加速に必要な出力がモータジェネレータ２２１により適切に補助されることから、ノッキングを回避しつつ良好な加速性能が得られる。また、所定時間の経過後はモータジェネレータ２２１への出力分担量（ｔＰｍ３）を徐々に減少させるので、設定限界を超えない範囲でのモータジェネレータ２２１の使用が可能となり、モータジェネレータ２２１を保護できる。 According to the present form status, power sharing determination means, power sharing of the motor-generator 221 is a predetermined time from the detected timing that knocking of the variable compression ratio mechanism is a change in state of the occurring side of (TPM3) Since the motor generator 221 appropriately assists the output required for acceleration during acceleration while the hybrid vehicle is running, good acceleration performance can be obtained while avoiding knocking. In addition, since the output sharing amount (tPm3) to the motor generator 221 is gradually decreased after a predetermined time has elapsed, the motor generator 221 can be used within a range not exceeding the set limit, and the motor generator 221 can be protected.

本実施形態によれば、エンジン運転状態目標値決定手段１５３が、図１５に示したように、エンジン２０１への出力分担量（ｔＰｗ１）と圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態とに基づいてエンジン回転速度目標値（ｔＮｅ）を決定するエンジン回転速度目標値決定手段１６１と、エンジン２０１への出力分担量（ｔＰｗ１）とこのエンジン回転速度目標値（ｔＮｅ）からエンジントルク目標値（ｔＴｅ２）を決定するエンジントルク目標値決定手段１６２とを有するので、エンジン２０１の出力をトルクと回転速度とで制御することが可能となり、運転者の要求通りの車両駆動力を発生できる。 According to the present type state, engine operating condition target value decision unit 153, as shown in FIG. 15, power sharing amount (TPW1) and changes state to a side where knocking arises in the compression ratio varying mechanism to the engine 201 Engine rotational speed target value determining means 161 for determining the engine rotational speed target value (tNe) based on the above, an engine torque target value from the output share amount (tPw1) to the engine 201 and the engine rotational speed target value (tNe) Since the engine torque target value determining means 162 for determining (tTe2) is provided, the output of the engine 201 can be controlled by the torque and the rotational speed, and the vehicle driving force as requested by the driver can be generated.

本実施形態によれば、圧縮比可変機構は、圧縮比制御アクチュエータ１６（アクチュエータ）によりエンジンの圧縮比を可変に制御し得る圧縮比可変機構であり、エンジン負荷に基づき低負荷側で目標圧縮比ｔＣＲが大きくなるように圧縮比制御アクチュエータ１６を制御するアクチュエータ制御手段（エンジンコントローラ）を備え、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態は加速時であるので、ハイブリッド車の走行中に加速を行うたびに変速機２１１のギヤ比を低速度側へと切換える必要が無くなり、変速機アクチュエータ損失の発生を抑制できる。 According to the present type condition, the compression ratio varying mechanism, the compression ratio control actuator 16 (actuator) is a compression ratio variable mechanism capable of variably controlling the compression ratio of the engine, the target compression at low load side based on the engine load Actuator control means (engine controller) for controlling the compression ratio control actuator 16 so as to increase the ratio tCR is provided, and the state of change to the side where the compression ratio variable mechanism is knocked is at the time of acceleration. Thus, it is not necessary to switch the gear ratio of the transmission 211 to the low speed side every time acceleration is performed, and transmission actuator loss can be suppressed.

本実施形態によれば、出力分担決定手段が、目標車両駆動力が得られるようにエンジン２０１とモータジェネレータ２２１とにトルクを配分するエンジン配分率及びモータジェネレータ配分率を決定する配分率決定手段（図１２のエンジン配分率演算部８３及び減算器８７）と、このエンジン配分率に基づいて目標エンジントルクｔＴｅを演算する目標エンジントルク演算手段（図１２の乗算器８４）と、この目標エンジントルクｔＴｅに基づいて目標基本エンジンパワー（ｔＰｗ０）を演算する目標基本エンジンパワー演算手段（図１３の乗算器１０５）と、モータジェネレータ配分率に基づいて第１目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ）を演算する第１目標モータジェネレータパワー演算手段（図１２の乗算器８８）と、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態を検出するためのパラメータである実圧縮比ｒＣＲに基づいてノックの生じない第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）を演算する第１目標エンジンパワー演算手段（図１３の演算部１０２、小側選択部１０３、乗算器１０４）と、この第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）が目標基本エンジンパワーｔＰｗ０より小さいときに、この第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）をそのままエンジン２０１への出力分担量（ｔＰｗ１）として決定するエンジン出力分担量決定手段と、同じくこの第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）が目標基本エンジンパワーｔＰｗ０より小さいときには、目標基本エンジンパワーｔＰｗ０からこの第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）を差し引いた差分のパワーをモータジェネレータ２２１への出力分担量（ｔＰｍ１）として決定するモータジェネレータ出力分担量決定手段（図１３の減算器１０６）とを含むので、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態となっても、目標車両駆動力が得られるようにエンジン２０１とモータジェネレータ２２１とにトルクを配分しつつ、エンジン２０１への出力分担量（ｔＰｗ１）と、モータジェネレータ２２１への出力分担量（ｔＰｍ１）とを精度良く決定することができる。 According to the present form status, power sharing determination means, allocation ratio determining means for determining an engine allocation ratio to distribute the torque to the engine 201 so that the target vehicle drive force can be obtained and the motor generator 221 and motor generator allocation ratio (Engine distribution ratio calculation unit 83 and subtractor 87 in FIG. 12), target engine torque calculation means (multiplier 84 in FIG. 12) for calculating target engine torque tTe based on this engine distribution ratio, and this target engine torque Target basic engine power calculation means (multiplier 105 in FIG. 13) for calculating target basic engine power (tPw0) based on tTe, and first target motor generator power (target motor generator power tPm) based on motor generator distribution ratio First target motor generator power calculation means (FIG. 12) Multiplier 88) and a first target engine power (target engine power tPw1) that does not cause knock based on the actual compression ratio rCR that is a parameter for detecting a change state to the side where knocking of the compression ratio variable mechanism occurs. When the first target engine power calculation means (the calculation unit 102, the small side selection unit 103, the multiplier 104 in FIG. 13) to calculate and the first target engine power (target engine power tPw1) is smaller than the target basic engine power tPw0 In addition, engine output sharing amount determining means for directly determining the first target engine power (target engine power tPw1) as the output sharing amount (tPw1) to the engine 201, and also this first target engine power (target engine power tPw1) Is less than the target basic engine power tPw0, Motor generator output sharing amount determination means (subtractor in FIG. 13) that determines the difference power obtained by subtracting the first target engine power (target engine power tPw1) from the engine power tPw0 as the output sharing amount (tPm1) to the motor generator 221 106), the engine 201 is distributed to the engine 201 and the motor generator 221 so as to obtain the target vehicle driving force even when the compression ratio variable mechanism is changed to the side where knocking occurs. The output sharing amount (tPw1) and the output sharing amount (tPm1) to the motor generator 221 can be determined with high accuracy.

本実施形態によれば、モータジェネレータ２２１への出力分担量制限割合Ｒａｔｅは、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態の初期（ｔ１〜ｔ４の期間）にアクセル開度ＡＰＯに基づいた値であり、その後の時間経過とともに小さくなる値であるので、ハイブリッド車の走行中の加速時にあっては加速に必要な出力がモータジェネレータ２２１により適切に補助されることから、ノッキングを回避しつつ良好な加速性能が得られる。また、その後の時間経過とともにモータジェネレータ２２１への出力分担量制限割合Ｒａｔｅは小さくなる値であるので、設定限界を超えない範囲でのモータジェネレータ２２１の使用が可能となり、モータジェネレータ２２１を保護できる。 According to the present form status, power sharing amount restriction rate Rate to the motor generator 221, based on the accelerator opening APO at the initial (period t1 to t4) changes state to a side where knocking compression ratio varying mechanism occurs Since this value is a value that becomes smaller with the lapse of time thereafter, the output required for acceleration is appropriately assisted by the motor generator 221 during acceleration while the hybrid vehicle is running, so that knocking is avoided. Good acceleration performance can be obtained. Further, since the output sharing amount restriction rate Rate to the motor generator 221 becomes a value that decreases with the passage of time thereafter, the motor generator 221 can be used within a range not exceeding the set limit, and the motor generator 221 can be protected.

本実施形態によれば、アクセル開度ＡＰＯに基づいてモータジェネレータ２２１への出力分担量制限割合Ｒａｔｅを演算する出力分担量制限割合演算手段（図１３の出力分担量制限割合演算部１２１）と、第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）が目標基本エンジンパワーｔＰｗ０より小さいときに、目標基本エンジンパワーｔＰｗ０からこの第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）を差し引いた差分のパワーを第２目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１）とし、この第２目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１）にモータジェネレータへの出力分担量制限割合Ｒａｔｅを乗算した値を第３目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ３）として演算する第３目標モータジェネレータパワー演算手段（図１３の乗算器１２２）とを備え、この第３目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ３）を、モータジェネレータ出力分担量決定手段がモータジェネレータへの出力分担量として決定するに際して第２目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１）に代えて用いると共に、第２目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１）から第３目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ３）を差し引いてモータジェネレータパワー制限減少分ｄＰｍを算出するモータジェネレータパワー制限減少分算出手段（図１３の減算器１１４）と、このモータジェネレータパワー制限減少分ｄＰｍを第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）に加算して第２目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ）を算出する第２目標エンジンパワー算出手段（図１３の加算器１１５）とを備え、この第２目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ）を、エンジン出力分担量決定手段がエンジンへの出力分担量（ｔＰｗ１）を決定するに際して第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）に代えて用いるので、モータジェネレータ２２１に分担させて発生させるはずであった出力が制限されて減少する場合でも、その制限された出力をエンジン２０１により発生させることが可能となり、これにより、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態の場合にモータジェネレータ２２１に分担させて発生させるはずであった出力が制限されて減少するときでも、車両駆動力が不足することがない。 According to the present type condition, a power sharing amount limiting ratio calculating means for calculating a power sharing amount limiting rate Rate to the motor-generator 221 based on the accelerator opening APO (power sharing amount limiting ratio calculating unit 121 of FIG. 13) When the first target engine power (target engine power tPw1) is smaller than the target basic engine power tPw0, the difference power obtained by subtracting the first target engine power (target engine power tPw1) from the target basic engine power tPw0 is set to the second power. The target motor generator power (target motor generator power tPm1) is set, and a value obtained by multiplying the second target motor generator power (target motor generator power tPm1) by the output share amount limiting rate Rate to the motor generator is set as the third target motor generator power ( Target motor Third target motor generator power calculation means (multiplier 122 in FIG. 13) that calculates as the generator power tPm3), and this third target motor generator power (target motor generator power tPm3) is determined as motor generator output sharing amount determination means. Is used in place of the second target motor generator power (target motor generator power tPm1) when determining the output sharing amount to the motor generator, and the third target motor generator from the second target motor generator power (target motor generator power tPm1). Motor generator power limit decrease calculating means (subtractor 114 in FIG. 13) for calculating motor generator power limit decrease dPm by subtracting power (target motor generator power tPm3), The second target engine power calculation means (adder of FIG. 13) that calculates the second target engine power (target engine power tPw) by adding the generator power limit decrease dPm to the first target engine power (target engine power tPw1). 115), and the second target engine power (target engine power tPw) is used as the first target engine power (target engine power tPw1) when the engine output sharing amount determining means determines the output sharing amount (tPw1) to the engine. ), The limited output can be generated by the engine 201 even when the output that should have been generated by the motor generator 221 is limited and reduced. When the ratio variable mechanism changes to the side where knocking occurs, the mode is Even when the output that should have been generated by the generator 221 is limited and decreased, the vehicle driving force is not insufficient.

本実施形態によれば、モータジェネレータ２２１に電力を供給する蓄電装置（バッテリ２２６）と、この蓄電装置の充電状態（ＳＯＣ）に基づいてモータジェネレータパワーリミットｔＰｍ ｌｍｔを演算するモータジェネレータパワーリミット演算手段（図１３のモータジェネレータパワーリミット演算部１１２）と、このモータジェネレータパワーリミットｔＰｍ ｌｍｔと第２目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１）とを比較して小さい側のモータジェネレータパワーを第４目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ２）として選択する小側選択手段（図１３の小側選択部１１３）とを備え、この第４目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ２）を、モータジェネレータ出力分担量決定手段がモータジェネレータ２２１への出力分担量（ｔＰｍ１）として決定するに際して第２目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１）に代えて用いるので、モータジェネレータ２２１とエンジン２０１の両方のパワー（出力）が同時に必要な場合においても、蓄電装置（バッテリ２２６）の電力不足による車両駆動力不足を抑制することができる。 According to the present type condition, a power storage device for supplying electric power to motor generator 221 (the battery 226), the motor-generator power limit tPm based on the charge state of the power storage device (SOC) Motor generator power limit calculation means (motor generator power limit calculation unit 112 in FIG. 13) for calculating lmt, and this motor generator power limit tPm Small side selection means for comparing 1mt with the second target motor generator power (target motor generator power tPm1) and selecting the smaller motor generator power as the fourth target motor generator power (target motor generator power tPm2) (FIG. 13). And the fourth target motor generator power (target motor generator power tPm2) is determined by the motor generator output sharing amount determination means as the output sharing amount (tPm1) to the motor generator 221. Since it is used in place of the second target motor generator power (target motor generator power tPm1), even when the power (output) of both the motor generator 221 and the engine 201 is required at the same time, the power storage device (battery 226) It is possible to suppress the vehicle driving force deficit by insufficient.

本実施形態によれば、エンジン２０１と変速機２１１との締結率を変え得るクラッチ（第一クラッチ２１５または第二クラッチ２１６）と、実圧縮比ｒＣＲと第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）とに基づいてノックの生じないエンジン回転速度リミットｔＮｅ ｌｍｔを演算するエンジン回転速度リミット演算手段（図１３の演算部１４２）と、このエンジン回転速度リミットｔＮｅ ｌｍｔと実エンジン回転速度Ｎｅとを比較して大きい側のエンジン回転速度を目標エンジン回転速度ｔＮｅとする大側選択手段（図１３の大側選択部１４３）と、この目標エンジン回転速度ｔＮｅが実エンジン回転速度Ｎｅより大きい場合に、クラッチ締結率ＣＬＴを演算するクラッチ締結率演算手段（図１３のクラッチ締結率演算部１３２）と、このクラッチ締結率ＣＬＴが得られるようにクラッチ（第一クラッチ２１５または第二クラッチ２１６）を制御するクラッチ制御手段（自動変速機コントローラ）と、クラッチ締結率ＣＬＴに基づいてエンジンロスパワーＰｗ ｌｏｓｓを演算するエンジンロスパワー演算手段（図１３のエンジンロスパワー演算部１３３）と、第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）からこのエンジンロスパワーＰｗ ｌｏｓｓを差し引いた値を第３目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ２）とする第３目標エンジンパワー演算手段（図１３の減算器１３４）とを備え、この第３目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ２）を、第２目標モータジェネレータパワー演算手段が第２目標モータジェネレータパワー（目標モータジェネレータパワーｔＰｍ１）を演算するに際して第１目標エンジンパワー（目標エンジンパワーｔＰｗ１）に代えて用いるので、実エンジン回転速度を素早く上昇させるために、エンジン２０１と変速機２１１とを締結しているクラッチ（第一クラッチ２１５または第二クラッチ２１６）を滑らせる必要がある場合であっても、目標車両駆動力が得られるように第２モータジェネレータパワー（モータジェネレータパワーｔＰｍ１）を最適に与えることができる。 According to the present type condition, a clutch capable of changing the engagement ratio between the engine 201 and the transmission 211 (the first clutch 215 or the second clutch 216), the actual compression ratio rCR a first target engine power (target engine power tPw1 ) And engine speed limit tNe without knocking Engine rotation speed limit calculation means (calculation unit 142 in FIG. 13) for calculating lmt, and this engine rotation speed limit tNe The large-side selection means (the large-side selection unit 143 in FIG. 13) which compares lmt with the actual engine speed Ne and sets the larger engine speed as the target engine speed tNe, and the target engine speed tN When the engine rotational speed Ne is greater, the clutch engagement rate calculation means (the clutch engagement rate calculation unit 132 in FIG. 13) that calculates the clutch engagement rate CLT, and the clutch (first clutch 215) so as to obtain this clutch engagement rate CLT. Or clutch control means (automatic transmission controller) for controlling the second clutch 216) and engine loss power Pw based on the clutch engagement rate CLT. This engine loss power Pw is calculated from engine loss power calculation means (engine loss power calculation unit 133 in FIG. 13) for calculating loss and the first target engine power (target engine power tPw1). Third target engine power calculation means (subtractor 134 in FIG. 13) that takes a value obtained by subtracting loss as a third target engine power (target engine power tPw2), and this third target engine power (target engine power tPw2) Is used in place of the first target engine power (target engine power tPw1) when the second target motor generator power calculation means calculates the second target motor generator power (target motor generator power tPm1). Even if it is necessary to slide the clutch (first clutch 215 or second clutch 216) that fastens the engine 201 and the transmission 211 in order to raise quickly, the target vehicle driving force can be obtained. 2nd motor generator power (motor generator It can give the word tPm1) optimally.

本実施形態によれば、エンジン２０１は可変バルブタイミング機構（位相可変機構４１）または可変バルブリフト機構（リフト可変機構２１）を有するので、可変バルブタイミング機構や可変バルブリフト機構の応答遅れで吸入新気量不足が発生する場合にもエンジン出力不足による車両駆動力不足を抑制できる。また、ミラーサイクルの高効率運転を維持できる頻度が上昇するため、運転効率が向上する。 According to the present type condition, the engine 201 because it has a variable valve timing mechanism (variable phase mechanism 41), or variable valve lift mechanism (variable lift mechanism 21), the suction in the response delay of the variable valve timing mechanism and the variable valve lift mechanism Even when the amount of fresh air is insufficient, it is possible to suppress a shortage of vehicle driving force due to insufficient engine output. Moreover, since the frequency which can maintain the high efficiency driving | running of a mirror cycle rises, driving efficiency improves.

実施形態では、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態を検出するためのパラメータである実圧縮比ｒＣＲが目標圧縮比ｔＣＲから大きく乖離する加速時で説明したが、この場合に限られるものでない。例えば、定常運転条件において圧縮比制御アクチュエータ１６に低圧縮とすることの指令が出ているのに圧縮比可変機構の劣化で低圧縮比にならない状態のときにも、圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態を検出するためのパラメータである実圧縮比ｒＣＲが目標圧縮比ｔＣＲから大きく乖離するので、ノッキングが生じる。そこで、圧縮比制御アクチュエータ１６に低圧縮とすることの指令が出ているのに圧縮比可変機構の劣化で低圧縮比にならない状態のときにも、エンジン出力の一部をモータジェネレータに分担させるモータジェネレータへの出力分担量（ｔＰｍ１）と、このモータジェネレータへの出力分担量（ｔＰｍ１）だけ少ないエンジンへの出力分担量（ｔＰｗ１）とを決定し、このモータジェネレータへの出力分担量（ｔＰｍ１）に応じてモータジェネレータを制御すると共に、エンジンへの出力分担量（ｔＰｗ１）に応じてエンジン運転状態の目標値を決定し、この決定したエンジン運転状態目標値となるようにエンジンを制御する。これにより、圧縮比制御アクチュエータに低圧縮とすることの指令が出ているのに圧縮比可変機構の劣化で低圧縮比にならない状態のときにも、変速機のギヤ比を低速側へ切換える必要が無くなり、変速機アクチュエータ損失の発生を抑制できる。 In the embodiment, the actual compression ratio rCR, which is a parameter for detecting a change state to the side where knocking of the compression ratio variable mechanism occurs, has been described at the time of acceleration where the actual compression ratio rCR greatly deviates from the target compression ratio tCR, but this is limited to this case. Not a thing. For example, the compression ratio variable mechanism is knocked even when the compression ratio control actuator 16 is instructed to perform low compression under steady operating conditions but the compression ratio variable mechanism does not become low due to deterioration of the compression ratio variable mechanism. Knocking occurs because the actual compression ratio rCR, which is a parameter for detecting the change state to the side where it occurs, greatly deviates from the target compression ratio tCR. Therefore, even when the compression ratio control actuator 16 is instructed to reduce the compression, even when the compression ratio variable mechanism is not deteriorated due to the deterioration of the compression ratio variable mechanism, a part of the engine output is shared by the motor generator. An output sharing amount (tPm1) to the motor generator and an output sharing amount (tPw1) to the engine that is smaller by an output sharing amount (tPm1) to the motor generator are determined, and an output sharing amount (tPm1) to the motor generator controls the motor-generator in accordance with, determines a target value of the engine operating condition in accordance with the power sharing of the engine (TPW1), that controls the engine so that the engine operating condition target value decision. As a result, it is necessary to switch the gear ratio of the transmission to the low speed side even when the compression ratio control actuator is instructed to reduce the compression ratio but the compression ratio variable mechanism does not become a low compression ratio due to the deterioration of the compression ratio variable mechanism. And the occurrence of transmission actuator loss can be suppressed.

Claims (13)

圧縮比可変機構を有するエンジンと、モータジェネレータと、変速機とを備えるハイブリッド車において、
前記圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態であるか否かを検出する圧縮比可変機構変化状態検出手段と、
この検出した圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態に応じて前記エンジン出力の一部を前記モータジェネレータに分担させるモータジェネレータへの出力分担量と、このモータジェネレータへの出力分担量だけ少ないエンジンへの出力分担量とを決定する出力分担決定手段と、
このモータジェネレータへの出力分担量に応じてモータジェネレータを制御するモータジェネレータ制御手段と、
前記エンジンへの出力分担量に応じてエンジン運転状態の目標値を決定するエンジン運転状態目標値決定手段と、
この決定したエンジン運転状態目標値となるようにエンジンを制御するエンジン制御手段と
を備えることを特徴とするハイブリッド車のノッキング防止装置。 In a hybrid vehicle including an engine having a variable compression ratio mechanism, a motor generator, and a transmission,
A compression ratio variable mechanism change state detection means for detecting whether or not the compression ratio variable mechanism is in a change state to the side where knocking occurs;
The output sharing amount to the motor generator that causes the motor generator to share a part of the engine output according to the detected change state of the variable compression ratio mechanism to the side where knocking occurs, and the output sharing amount to the motor generator only Output sharing determination means for determining the output sharing amount to a small engine;
Motor generator control means for controlling the motor generator according to the output sharing amount to the motor generator;
Engine operating state target value determining means for determining a target value of the engine operating state according to an output sharing amount to the engine;
An apparatus for preventing knocking of a hybrid vehicle, comprising: engine control means for controlling the engine so as to achieve the determined engine operating state target value. 前記出力分担決定手段は、前記圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態であることを検出したタイミングより所定時間は前記モータジェネレータへの出力分担量を増加し、所定時間の経過後は前記モータジェネレータへの出力分担量を徐々に減少させることを特徴とする請求項１に記載のハイブリッド車のノッキング防止装置。   The output sharing determination means increases the output sharing amount to the motor generator for a predetermined time from the timing at which it is detected that the compression ratio variable mechanism is changing to the side where knocking occurs, and after the predetermined time has elapsed, The apparatus for preventing knocking of a hybrid vehicle according to claim 1, wherein an output sharing amount to the motor generator is gradually decreased. 前記エンジン運転状態目標値決定手段は、
前記エンジンへの出力分担量と前記圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態とに基づいてエンジン回転速度目標値を決定するエンジン回転速度目標値決定手段と、
前記エンジンへの出力分担量とこのエンジン回転速度目標値からエンジントルク目標値を決定するエンジントルク目標値決定手段と
を有することを特徴とする請求項１に記載のハイブリッド車のノッキング防止装置。 The engine operating state target value determining means includes:
Engine rotational speed target value determining means for determining an engine rotational speed target value based on an output sharing amount to the engine and a change state to the side where knocking of the compression ratio variable mechanism occurs;
The apparatus for preventing knocking of a hybrid vehicle according to claim 1, further comprising engine torque target value determining means for determining an engine torque target value from an output share amount to the engine and the engine rotational speed target value. 前記圧縮比可変機構は、アクチュエータによりエンジンの圧縮比を可変に制御し得る圧縮比可変機構であり、
エンジン負荷に基づき低負荷側で圧縮比が大きくなるように前記アクチュエータを制御するアクチュエータ制御手段を備え、前記圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態は加速時であることを特徴とする請求項１に記載のハイブリッド車のノッキング防止装置。 The compression ratio variable mechanism is a compression ratio variable mechanism that can variably control the compression ratio of the engine by an actuator.
Actuator control means for controlling the actuator so as to increase the compression ratio on the low load side based on the engine load, and the change state to the side where knocking of the variable compression ratio mechanism occurs is during acceleration. The knock prevention device for a hybrid vehicle according to claim 1. 前記圧縮比可変機構は、アクチュエータによりエンジンの圧縮比を可変に制御し得る圧縮比可変機構であり、
エンジン負荷に基づき低負荷時側で圧縮比が大きくなるように前記アクチュエータを制御するアクチュエータ制御手段を備え、
前記圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態は前記アクチュエータに低圧縮とすることの指令が出ているのに圧縮比可変機構の劣化で低圧縮比にならない状態のときであることを特徴とする請求項１に記載のハイブリッド車のノッキング防止装置。 The compression ratio variable mechanism is a compression ratio variable mechanism that can variably control the compression ratio of the engine by an actuator.
Actuator control means for controlling the actuator so that the compression ratio increases on the low load side based on the engine load,
The change state of the compression ratio variable mechanism toward the side where knocking occurs is a state in which the low compression ratio is not reached due to the deterioration of the compression ratio variable mechanism although the actuator is instructed to reduce the compression. The knock prevention device for a hybrid vehicle according to claim 1, wherein: 前記出力分担決定手段は、
目標車両駆動力が得られるようにエンジンとモータジェネレータとにトルクを配分するエンジン配分率及びモータジェネレータ配分率を決定する配分率決定手段と、
このエンジン配分率に基づいて目標エンジントルクｔＴｅを演算する目標エンジントルク演算手段と、
この目標エンジントルクに基づいて目標基本エンジンパワーを演算する目標基本エンジンパワー演算手段と、
前記モータジェネレータ配分率に基づいて第１目標モータジェネレータパワーを演算する第１目標モータジェネレータパワー演算手段と、
前記圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態を検出するためのパラメータである実圧縮比に基づいてノックの生じない第１目標エンジンパワーを演算する第１目標エンジンパワー演算手段と、
この第１目標エンジンパワーが前記目標基本エンジンパワーより小さいときに、この第１目標エンジンパワーをそのまま前記エンジンへの出力分担量として決定するエンジン出力分担量決定手段と、
同じくこの第１目標エンジンパワーが前記目標基本エンジンパワーより小さいときには、前記目標基本エンジンパワーからこの第１目標エンジンパワーを差し引いた差分のパワーを前記モータジェネレータへの出力分担量として決定するモータジェネレータ出力分担量決定手段と
を含むことを特徴とする請求項１に記載のハイブリッド車のノッキング防止装置。 The output sharing determination means
An engine distribution ratio for distributing torque to the engine and the motor generator so as to obtain a target vehicle driving force, and a distribution ratio determination means for determining a motor generator distribution ratio;
Target engine torque calculating means for calculating the target engine torque tTe based on the engine distribution ratio;
Target basic engine power calculating means for calculating a target basic engine power based on the target engine torque;
First target motor generator power calculating means for calculating a first target motor generator power based on the motor generator distribution ratio;
First target engine power calculating means for calculating a first target engine power that does not cause knock based on an actual compression ratio that is a parameter for detecting a change state of the variable compression ratio mechanism toward the side where knocking occurs;
When the first target engine power is smaller than the target basic engine power, engine output sharing amount determining means for determining the first target engine power as it is as an output sharing amount to the engine;
Similarly, when the first target engine power is smaller than the target basic engine power, a motor generator output that determines a difference power obtained by subtracting the first target engine power from the target basic engine power as an output sharing amount to the motor generator. The apparatus for preventing knocking of a hybrid vehicle according to claim 1, further comprising: a share amount determining unit. アクセル開度に基づいてモータジェネレータへの出力分担量制限割合を演算する出力分担量制限割合演算手段と、
前記第１目標エンジンパワーが前記目標基本エンジンパワーより小さいときに、前記目標基本エンジンパワーからこの第１目標エンジンパワーを差し引いた差分のパワーを第２目標モータジェネレータパワーとし、この第２目標モータジェネレータパワーに前記モータジェネレータへの出力分担量制限割合を乗算した値を第３目標モータジェネレータパワーとして演算する第３目標モータジェネレータパワー演算手段と
を備え、
この第３目標モータジェネレータパワーを、前記モータジェネレータ出力分担量決定手段が前記モータジェネレータへの出力分担量として決定するに際して前記第２目標モータジェネレータパワーに代えて用いることを特徴とする請求項６に記載のハイブリッド車のノッキング防止装置。 An output sharing amount limit ratio calculating means for calculating an output sharing amount limit ratio to the motor generator based on the accelerator opening;
When the first target engine power is smaller than the target basic engine power, a difference power obtained by subtracting the first target engine power from the target basic engine power is set as a second target motor generator power, and the second target motor generator A third target motor generator power calculating means for calculating a value obtained by multiplying the power by the output share amount limiting ratio to the motor generator as a third target motor generator power;
7. The third target motor generator power is used in place of the second target motor generator power when the motor generator output sharing amount determining means determines the output sharing amount to the motor generator. The knock prevention device of the hybrid vehicle as described. 前記モータジェネレータへの出力分担量制限割合は、前記圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態の初期にアクセル開度に基づいた値であり、その後の時間経過とともに小さくなる値であることを特徴とする請求項７に記載のハイブリッド車のノッキング防止装置。   The output sharing amount limit ratio to the motor generator is a value based on the accelerator opening at the initial stage of the change state to the side where the knocking of the compression ratio variable mechanism occurs, and is a value that decreases with the passage of time thereafter. The knock prevention device for a hybrid vehicle according to claim 7. 前記第２目標モータジェネレータパワーから前記第３目標モータジェネレータパワーを差し引いてモータジェネレータパワー制限減少分を算出するモータジェネレータパワー制限減少分算出手段と、
このモータジェネレータパワー制限減少分を前記第１目標エンジンパワーに加算して第２目標エンジンパワーを算出する第２目標エンジンパワー算出手段と
を備え、
この第２目標エンジンパワーを、前記エンジン出力分担量決定手段が前記エンジンへの出力分担量を決定するに際して前記第１目標エンジンパワーに代えて用いることを特徴とする請求項７に記載のハイブリッド車のノッキング防止装置。 Motor generator power limit decrease calculating means for calculating a motor generator power limit decrease by subtracting the third target motor generator power from the second target motor generator power;
A second target engine power calculating means for calculating a second target engine power by adding the motor generator power limit decrease to the first target engine power;
8. The hybrid vehicle according to claim 7, wherein the second target engine power is used in place of the first target engine power when the engine output sharing amount determining means determines the output sharing amount to the engine. Anti-knocking device. モータジェネレータに電力を供給する蓄電装置と、
この蓄電装置の充電状態に基づいてモータジェネレータパワーリミットを演算するモータジェネレータパワーリミット演算手段と、
このモータジェネレータパワーリミットと前記第２目標モータジェネレータパワーとを比較して小さい側のモータジェネレータパワーを第４目標モータジェネレータパワーとして選択する小側選択手段と
を備え、
この第４目標モータジェネレータパワーを、モータジェネレータ出力分担量決定手段が前記モータジェネレータへの出力分担量として決定するに際して前記第２目標モータジェネレータパワーに代えて用いることを特徴とする請求項６に記載のハイブリッド車のノッキング防止装置。 A power storage device for supplying power to the motor generator;
Motor generator power limit calculation means for calculating a motor generator power limit based on the state of charge of the power storage device;
A small side selecting means for comparing the motor generator power limit with the second target motor generator power and selecting the smaller motor generator power as the fourth target motor generator power;
7. The fourth target motor generator power is used in place of the second target motor generator power when the motor generator output sharing amount determining means determines the output sharing amount to the motor generator. Anti-knock device for hybrid vehicles. 前記エンジンと前記変速機との締結率を変え得るクラッチと、
前記実圧縮比と前記第１目標エンジンパワーとに基づいてノックの生じないエンジン回転速度リミットを演算するエンジン回転速度リミット演算手段と、
このエンジン回転速度リミットと実エンジン回転速度とを比較して大きい側のエンジン回転速度を目標エンジン回転速度とする大側選択手段と、
この目標エンジン回転速度が実エンジン回転速度より大きい場合に、クラッチ締結率を演算するクラッチ締結率演算手段と、
このクラッチ締結率が得られるように前記クラッチを制御するクラッチ制御手段と、
前記クラッチ締結率に基づいてエンジンロスパワーを演算するエンジンロスパワー演算手段と、
前記第１目標エンジンパワーからこのエンジンロスパワー差し引いた値を第３目標エンジンパワーとする第３目標エンジンパワー演算手段と
を備え、
この第３目標エンジンパワーを、前記第２目標モータジェネレータパワー演算手段が前記第２目標モータジェネレータパワーを演算するに際して前記第１目標エンジンパワーに代えて用いることを特徴とする請求項６に記載のハイブリッド車のノッキング防止装置。 A clutch capable of changing a fastening rate between the engine and the transmission;
Engine rotation speed limit calculation means for calculating an engine rotation speed limit that does not cause knock based on the actual compression ratio and the first target engine power;
A large-side selection means for comparing the engine speed limit with the actual engine speed and setting the engine speed on the larger side as the target engine speed;
Clutch engagement rate calculating means for calculating the clutch engagement rate when the target engine rotation speed is higher than the actual engine rotation speed;
Clutch control means for controlling the clutch so that the clutch engagement rate is obtained;
Engine loss power calculating means for calculating engine loss power based on the clutch engagement rate;
A third target engine power calculation means for setting a value obtained by subtracting the engine loss power from the first target engine power as a third target engine power;
7. The third target engine power is used in place of the first target engine power when the second target motor generator power calculation means calculates the second target motor generator power. Anti-knock device for hybrid vehicles. 前記エンジンは可変バルブタイミング機構または可変バルブリフト機構を有することを特徴とする請求項１に記載のハイブリッド車のノッキング防止装置。   2. The knock prevention device for a hybrid vehicle according to claim 1, wherein the engine has a variable valve timing mechanism or a variable valve lift mechanism. 圧縮比可変機構を有するエンジンと、モータジェネレータと、変速機とを備えるハイブリッド車において、
前記圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態であるか否かを検出する圧縮比可変機構変化状態検出処理手順と、
この検出した圧縮比可変機構のノッキングが生じる側への変化状態に応じて前記エンジン出力の一部を前記モータジェネレータに分担させるモータジェネレータへの出力分担量と、このモータジェネレータへの出力分担量だけ少ないエンジンへの出力分担量とを決定する出力分担決定処理手順と、
このモータジェネレータへの出力分担量に応じてモータジェネレータを制御するモータジェネレータ制御処理手順と、
前記エンジンへの出力分担量に応じてエンジン運転状態の目標値を決定するエンジン運転状態目標値決定処理手順と、
この決定したエンジン運転状態目標値となるようにエンジンを制御するエンジン制御処理手順と
を含むことを特徴とするハイブリッド車のノッキング防止方法。 In a hybrid vehicle including an engine having a variable compression ratio mechanism, a motor generator, and a transmission,
A compression ratio variable mechanism change state detection processing procedure for detecting whether or not the compression ratio variable mechanism is in a change state to the side where knocking occurs;
The output sharing amount to the motor generator that causes the motor generator to share a part of the engine output according to the detected change state of the variable compression ratio mechanism to the side where knocking occurs, and the output sharing amount to the motor generator only Output sharing determination processing procedure for determining the output sharing amount to a small engine,
A motor generator control processing procedure for controlling the motor generator according to the output sharing amount to the motor generator;
An engine operating state target value determination processing procedure for determining a target value of the engine operating state according to the output sharing amount to the engine;
An engine control processing procedure for controlling the engine so as to achieve the determined engine operating state target value. A method for preventing knocking of a hybrid vehicle, comprising:
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