JP5093207B2 - Torque limiter device for vehicle - Google Patents

Description

本発明は車両のトルクリミッタ装置に係り、特に、動力伝達経路にトルクコンバータ等の流体継手を備えていない車両に好適に適用されるトルクリミッタ装置に関するものである。   The present invention relates to a torque limiter device for a vehicle, and more particularly to a torque limiter device suitably applied to a vehicle that does not include a fluid coupling such as a torque converter in a power transmission path.

動力伝達経路にトルクコンバータ等の流体継手を備えていない車両が近年提案されている。例えば、(a) 燃料の燃焼で動力を発生するエンジンと、(b) 電動モータと、(c) 前記エンジン、前記電動モータ、および出力部材の間で動力を機械的に合成、分配する合成分配装置と、を有するハイブリッド車両の中には、流体継手を備えていないものがある。このような車両においては、急制動時の車輪ロック等により動力伝達経路に過大なトルクが入力された場合、トルクコンバータのようにトルクを吸収する機能が無いため、エンジン等の駆動源に直接作用して大きな衝撃が発生し、動力伝達を行うシャフトが折損したり各部のギヤが損傷したりする可能性があった。また、ベルト式無段変速機を備えている場合には、そのベルトが滑る可能性があった。   In recent years, vehicles that do not include a fluid coupling such as a torque converter in a power transmission path have been proposed. For example, (a) an engine that generates power by burning fuel, (b) an electric motor, and (c) a composite distribution that mechanically combines and distributes power between the engine, the electric motor, and an output member. Some hybrid vehicles having the device do not include a fluid coupling. In such a vehicle, when excessive torque is input to the power transmission path due to wheel lock during sudden braking, there is no function to absorb torque like a torque converter. As a result, a large impact may occur, and the shaft that transmits power may be broken or the gears of each part may be damaged. Further, when a belt type continuously variable transmission is provided, the belt may slip.

これに対し、ベルト式無段変速機と駆動輪との間に発進用クラッチを配設し、制動時等に過大なトルクが入力された場合には、その発進用クラッチのスリップによってベルトの滑りを防止することが、例えば非特許文献１に記載されている。   On the other hand, if a starting clutch is provided between the belt type continuously variable transmission and the drive wheels, and excessive torque is input during braking, the belt slips due to slipping of the starting clutch. For example, Non-Patent Document 1 describes prevention of the above.

「ＨＯＮＤＡ Ｒ＆Ｄ Technical Review」（ＶＯＬ．８ １９９６）"HONDA R & D Technical Review" (VOL.8 1996)

ところで、駆動輪がロックしないようにブレーキ力を制御するアンチロックブレーキ装置を備えている場合、その作動時には過大なトルクが周期的に作用するため、低サイクル疲労によってシャフトやギヤ等の耐久性が低下する可能性がある。   By the way, if an anti-lock brake device is provided that controls the braking force so that the drive wheels do not lock, excessive torque periodically acts during operation, so the durability of the shaft, gears, etc. is reduced due to low cycle fatigue. May be reduced.

本発明は以上の事情を背景として為されたもので、その目的とするところは、動力伝達経路にトルクコンバータ等の流体継手を備えていない車両において、アンチロックブレーキ装置の作動時に過大なトルクが周期的に作用し、低サイクル疲労によってシャフトやギヤ等の耐久性が低下することを、比較的簡便な制御で防止することにある。   The present invention has been made against the background of the above circumstances, and the object of the present invention is that in a vehicle that does not include a fluid coupling such as a torque converter in the power transmission path, excessive torque is generated when the antilock brake device is operated. It is intended to prevent the deterioration of the durability of the shaft, gear, and the like due to low cycle fatigue, which acts periodically, with relatively simple control.

かかる目的を達成するために、本発明は、(a) 走行用の動力源と駆動輪との間に動力伝達に関与する摩擦係合装置が設けられている一方、(b) その駆動輪がロックしないようにその駆動輪に設けられた制動装置のブレーキ力を制御するアンチロックブレーキ装置を備えている車両において、(c) 前記アンチロックブレーキ装置によって前記制動装置のブレーキ力が制御されている時には、周期的に変化するトルクのピーク時に前記摩擦係合装置がスリップすることを許容するようにその摩擦係合装置の係合トルクを所定の低下率で漸減させ、周期的に繰り返し作用するトルクのピーク値をその係合トルクの漸減により徐々に低下させる係合トルク制御手段を設けたことを特徴とする。 In order to achieve such an object, the present invention provides (a) a frictional engagement device that participates in power transmission between a driving power source and driving wheels, while (b) the driving wheels In a vehicle provided with an anti-lock brake device that controls the brake force of a brake device provided on the drive wheel so as not to lock, (c) the brake force of the brake device is controlled by the anti-lock brake device At times, the friction engagement device is gradually reduced at a predetermined reduction rate so as to allow the friction engagement device to slip at the peak of a periodically changing torque, and the torque acts periodically and repeatedly. An engagement torque control means is provided for gradually reducing the peak value of the torque by gradually decreasing the engagement torque.

本発明によれば、アンチロックブレーキ装置によって制動装置のブレーキ力が制御されている時には、周期的に変化するトルクのピーク時に摩擦係合装置がスリップすることを許容するように摩擦係合装置の係合トルクが低減されるため、動力伝達経路にトルクコンバータ等の流体継手を備えていない車両においても、摩擦係合装置のスリップによりアンチロックブレーキ装置の作動に伴うトルク変動のピーク値が低くなり、低サイクル疲労による動力伝達経路の各部材の耐久性の低下が抑制される。特に、摩擦係合装置の係合トルクが所定の低下率で漸減させられるため、周期的に変化するトルクのピーク値が摩擦係合装置のスリップによって徐々に低下し、一定の大きさ（ピーク値）のトルクが周期的に繰り返し作用する場合に比較して、低サイクル疲労が一層効果的に抑制される。 According to the present invention, when the braking force of the braking device is controlled by the antilock braking device , the friction engaging device is allowed to slip at the peak of the periodically changing torque . Since the engagement torque is reduced, even in vehicles that do not have a fluid coupling such as a torque converter in the power transmission path, the peak value of torque fluctuation accompanying the operation of the antilock brake device is lowered due to slipping of the friction engagement device. And the fall of durability of each member of the power transmission path by low cycle fatigue is controlled. In particular, since the engagement torque of the friction engagement device is gradually reduced at a predetermined decrease rate, the peak value of the periodically changing torque gradually decreases due to the slip of the friction engagement device, and has a constant magnitude (peak value). The low cycle fatigue is more effectively suppressed as compared to the case where the torque (2) acts periodically and repeatedly.

本発明が適用されたハイブリッド駆動装置を説明する概略構成図である。It is a schematic block diagram explaining the hybrid drive device to which this invention was applied. 図１のハイブリッド駆動装置の動力伝達系を示す骨子図である。FIG. 2 is a skeleton diagram showing a power transmission system of the hybrid drive device of FIG. 1. 図１の油圧制御回路の一部を示す回路図である。It is a circuit diagram which shows a part of hydraulic control circuit of FIG. 図１のハイブリッド駆動装置において成立させられる幾つかの走行モードと、クラッチおよびブレーキの作動状態との関係を説明する図である。It is a figure explaining the relationship between the several driving modes established in the hybrid drive device of FIG. 1, and the operating state of a clutch and a brake. 図４のＥＴＣモード、直結モード、およびモータ走行モード（前進）における遊星歯車装置の各回転要素の回転速度の関係を示す共線図である。FIG. 6 is a collinear diagram showing the relationship between the rotational speeds of the rotating elements of the planetary gear device in the ETC mode, the direct connection mode, and the motor travel mode (forward) in FIG. 4. 図１のＨＶＥＣＵが備えている幾つかの機能を示すブロック線図である。It is a block diagram which shows some functions with which HVECU of FIG. 1 is provided. 図１のハイブリッド駆動装置において、ベルト式無段変速機のベルトの滑りを防止するためのトルクリミッタの作動を説明するフローチャートである。2 is a flowchart for explaining the operation of a torque limiter for preventing the belt of the belt-type continuously variable transmission from slipping in the hybrid drive device of FIG. 1. 図１のハイブリッド駆動装置において、アンチロックブレーキ装置の制御に起因する低サイクル疲労を抑制するためのトルクリミッタの作動を説明するフローチャートである。2 is a flowchart for explaining the operation of a torque limiter for suppressing low cycle fatigue caused by control of an antilock brake device in the hybrid drive device of FIG. 1. 図１のハイブリッド駆動装置において、エンジン始動時に共振による異常振動が発生することを抑制するためのトルクリミッタの作動を説明するフローチャートである。2 is a flowchart for explaining the operation of a torque limiter for suppressing the occurrence of abnormal vibration due to resonance when the engine is started in the hybrid drive device of FIG. 1.

本発明は、動力伝達経路にトルクコンバータ等の流体継手を備えていない車両に好適に適用される。また、燃料の燃焼で動力を発生するエンジンなど、過大な入力トルクを受け止めることができるイナーシャの大きな動力源を備えている場合に好適に適用される。   The present invention is preferably applied to a vehicle that does not include a fluid coupling such as a torque converter in a power transmission path. Further, the present invention is preferably applied to a case where a power source having a large inertia capable of receiving an excessive input torque is provided, such as an engine that generates power by burning fuel.

トルクコンバータ等の流体継手を備えておらず、且つ燃料の燃焼で動力を発生するエンジンを動力源として備えている車両としては、エンジンおよびモータジェネレータを備えているシリーズ型、パラレル型等のハイブリッド車両が広く知られている。例えば(a) 燃料の燃焼で動力を発生するエンジンと、(b) モータジェネレータと、(c) 前記エンジン、前記モータジェネレータ、および出力部材の間で動力を機械的に合成、分配する合成分配装置と、を有するハイブリッド車両はその一例である。モータジェネレータは、例えば電動モータおよびジェネレータとして用いられるが、その一方のみの機能を有する電動モータまたはジェネレータであっても良い。動力を機械的に合成、分配する合成分配装置としては、傘歯車式の差動装置や遊星歯車装置が好適に用いられる。   As a vehicle that does not include a fluid coupling such as a torque converter and includes an engine that generates power by combustion of fuel as a power source, a hybrid vehicle such as a series type or parallel type that includes an engine and a motor generator Is widely known. For example, (a) an engine that generates power by burning fuel, (b) a motor generator, and (c) a composite distributor that mechanically combines and distributes power among the engine, the motor generator, and an output member. A hybrid vehicle having the above is an example. The motor generator is used as, for example, an electric motor and a generator, but may be an electric motor or a generator having only one function. As a synthesizing / distributing device that mechanically synthesizes and distributes power, a bevel gear type differential device or a planetary gear device is preferably used.

動力伝達に関与する摩擦係合装置とは、動力伝達経路に介在させられて動力を伝達、遮断するクラッチは勿論、変速機側へ動力を出力するのに必要な所定の反力受け要素をケースに固定するブレーキであっても良い。摩擦係合装置としては、油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる単板式、多板式等の油圧式摩擦クラッチや、油圧式摩擦ブレーキが好適に用いられるが、電磁式の摩擦係合装置を用いることもできる。   The frictional engagement device involved in power transmission is a case where a predetermined reaction force receiving element necessary for outputting power to the transmission is used as well as a clutch that is interposed in the power transmission path to transmit and shut off power. It may be a brake that is fixed to. As the friction engagement device, a single-plate or multi-plate hydraulic friction clutch that is frictionally engaged by a hydraulic actuator or a hydraulic friction brake is preferably used, but an electromagnetic friction engagement device may also be used. it can.

係合トルク制御手段は、アンチロックブレーキ装置が作動中か否かを判断し、作動中は例えば摩擦係合装置の係合トルクを予め定められた所定値だけ低下させるように、所定の低下率で漸減させるように構成される。所定の低下率で低下させれば、周期的に変化するトルクのピーク値が摩擦係合装置のスリップによって徐々に低下するため、一定の大きさ（ピーク値）のトルクが周期的に繰り返し作用する場合に比較して、低サイクル疲労が一層効果的に抑制される。係合トルクを予め定められた所定値だけ低下させる場合、低下幅は一定値であっても良いが、駆動源の回転速度など所定の物理量をパラメータとしてマップや演算式などから低下幅を設定することもできる。 The engagement torque control means determines whether or not the anti-lock brake device is in operation, and during the operation, for example , a predetermined reduction rate so as to decrease the engagement torque of the friction engagement device by a predetermined value. in is configured so as to gradually decrease. If the torque is reduced at a predetermined reduction rate, the peak value of the periodically changing torque gradually decreases due to the slip of the friction engagement device, so that a torque of a certain magnitude (peak value) acts periodically and repeatedly. Compared to the case, low cycle fatigue is more effectively suppressed. When the engagement torque is decreased by a predetermined value, the decrease range may be a constant value, but the decrease range is set from a map or an arithmetic expression using a predetermined physical quantity such as the rotational speed of the drive source as a parameter. You can also.

以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。
図１は、本発明が適用されたハイブリッド駆動装置１０を説明する概略構成図で、図２は変速機１２を含む骨子図であり、このハイブリッド駆動装置１０は、トルクコンバータ等の流体継手を備えていないとともに、燃料の燃焼で動力を発生するエンジン１４、電動モータおよびジェネレータとして用いられるモータジェネレータ１６、およびダブルピニオン型の遊星歯車装置１８を備えて構成されている。遊星歯車装置１８のサンギヤ１８ｓにはエンジン１４が連結され、キャリア１８ｃにはモータジェネレータ１６が連結され、リングギヤ１８ｒは第１ブレーキＢ１を介してケース２０に連結されるようになっている。また、キャリア１８ｃは第１クラッチＣ１を介して変速機１２の入力軸２２に連結され、リングギヤ１８ｒは第２クラッチＣ２を介して入力軸２２に連結されるようになっている。エンジン１４は、ばねやゴム等の弾性部材を有するダンパ装置１５、およびシャフト１７を介してサンギヤ１８ｓに連結されている。遊星歯車装置１８は合成分配装置に相当し、変速機１２の入力軸２２は出力部材に相当する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
FIG. 1 is a schematic configuration diagram illustrating a hybrid drive device 10 to which the present invention is applied. FIG. 2 is a skeleton diagram including a transmission 12. This hybrid drive device 10 includes a fluid coupling such as a torque converter. In addition, the engine 14 is configured to include an engine 14 that generates power by burning fuel, a motor generator 16 that is used as an electric motor and a generator, and a planetary gear device 18 of a double pinion type. The engine 14 is connected to the sun gear 18s of the planetary gear unit 18, the motor generator 16 is connected to the carrier 18c, and the ring gear 18r is connected to the case 20 via the first brake B1. The carrier 18c is connected to the input shaft 22 of the transmission 12 via the first clutch C1, and the ring gear 18r is connected to the input shaft 22 via the second clutch C2. The engine 14 is connected to a sun gear 18 s via a damper device 15 having an elastic member such as a spring or rubber, and a shaft 17. The planetary gear device 18 corresponds to a synthesizing / distributing device, and the input shaft 22 of the transmission 12 corresponds to an output member.

上記クラッチＣ１、Ｃ２および第１ブレーキＢ１は、何れも油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる湿式多板式の油圧式摩擦係合装置で、油圧制御回路２４から供給される作動油によって摩擦係合させられるようになっている。図３は、油圧制御回路２４の要部を示す図で、電動ポンプを含む電動式油圧発生装置２６で発生させられた元圧ＰＣが、マニュアルバルブ２８を介してシフトレバー３０（図１参照）の操作レンジに応じて各クラッチＣ１、Ｃ２、ブレーキＢ１へ供給されるようになっている。シフトレバー３０は、運転者によって操作されるシフト操作部材で、本実施例では「Ｂ」、「Ｄ」、「Ｎ」、「Ｒ」、「Ｐ」の５つのレンジに選択操作されるようになっており、マニュアルバルブ２８はケーブルやリンク等を介してシフトレバー３０に連結され、そのシフトレバー３０の操作に従って機械的に切り換えられるようになっている。   The clutches C1 and C2 and the first brake B1 are wet multi-plate hydraulic friction engagement devices that are frictionally engaged by a hydraulic actuator, and are frictionally engaged by hydraulic oil supplied from the hydraulic control circuit 24. It is like that. FIG. 3 is a diagram showing a main part of the hydraulic control circuit 24. The original pressure PC generated by the electric hydraulic pressure generator 26 including the electric pump is transferred to the shift lever 30 (see FIG. 1) via the manual valve 28. Is supplied to each of the clutches C1, C2 and the brake B1 according to the operation range. The shift lever 30 is a shift operation member operated by the driver, and in this embodiment, the shift lever 30 is selected and operated in five ranges of “B”, “D”, “N”, “R”, and “P”. The manual valve 28 is connected to the shift lever 30 via a cable, a link, or the like, and is mechanically switched according to the operation of the shift lever 30.

「Ｂ」レンジは、前進走行時に変速機１２のダウンシフトなどにより比較的大きな動力源ブレーキが発生させられる操作レンジで、「Ｄ」レンジは前進走行する操作レンジであり、これ等の操作レンジでは出力ポート２８ａからクラッチＣ１およびＣ２へ元圧ＰＣが供給される。第１クラッチＣ１へは、シャトル弁３１を介して元圧ＰＣが供給されるようになっている。「Ｎ」レンジは動力源からの動力伝達を遮断する操作レンジで、「Ｒ」レンジは後進走行する操作レンジで、「Ｐ」レンジは動力源からの動力伝達を遮断するとともに図示しないパーキングロック装置により機械的に駆動輪の回転を阻止する操作レンジであり、これ等の操作レンジでは出力ポート２８ｂから第１ブレーキＢ１へ元圧ＰＣが供給される。出力ポート２８ｂから出力された元圧ＰＣは戻しポート２８ｃへも入力され、上記「Ｒ」レンジでは、その戻しポート２８ｃから出力ポート２８ｄを経てシャトル弁３１から第１クラッチＣ１へ元圧ＰＣが供給されるようになっている。   The “B” range is an operation range in which a relatively large power source brake is generated due to a downshift of the transmission 12 during forward travel, and the “D” range is an operation range for forward travel. In these operation ranges, The original pressure PC is supplied from the output port 28a to the clutches C1 and C2. The original pressure PC is supplied to the first clutch C <b> 1 via the shuttle valve 31. The “N” range is an operation range that cuts off power transmission from the power source, the “R” range is an operation range that travels backward, and the “P” range cuts off power transmission from the power source and is not shown in the drawing. Therefore, the operation pressure range mechanically prevents the rotation of the drive wheels. In these operation ranges, the original pressure PC is supplied from the output port 28b to the first brake B1. The original pressure PC output from the output port 28b is also input to the return port 28c. In the “R” range, the original pressure PC is supplied from the return port 28c to the first clutch C1 via the output port 28d. It has come to be.

クラッチＣ１、Ｃ２、およびブレーキＢ１には、それぞれコントロール弁３２、３４、３６が設けられ、それ等の油圧Ｐ_C1、Ｐ_C2、Ｐ_B1が制御されるようになっている。クラッチＣ１の油圧Ｐ_C1についてはＯＮ−ＯＦＦ弁３８によって調圧され、クラッチＣ２およびブレーキＢ１についてはリニアソレノイド弁４０によって調圧されるようになっている。 The clutches C1, C2 and the brake B1 are provided with control valves 32, 34, 36, respectively, and their hydraulic pressures P _C1 , P _C2 , P _B1 are controlled. The hydraulic pressure P _C1 of the clutch C1 is regulated by the ON-OFF valve 38, and the clutch C2 and the brake B1 are regulated by the linear solenoid valve 40.

そして、上記クラッチＣ１、Ｃ２、およびブレーキＢ１の作動状態に応じて、図４に示す各走行モードが成立させられる。すなわち、「Ｂ」レンジまたは「Ｄ」レンジでは、「ＥＴＣモード」、「直結モード」、「モータ走行モード（前進）」の何れかが成立させられ、「ＥＴＣモード」では、第２クラッチＣ２を係合するとともに第１クラッチＣ１および第１ブレーキＢ１を開放した状態で、エンジン１４およびモータジェネレータ１６を共に作動させて車両を前進走行させる。「直結モード」では、クラッチＣ１、Ｃ２を係合するとともに第１ブレーキＢ１を開放した状態で、エンジン１４を作動させて車両を前進走行させる。また、「モータ走行モード（前進）」では、第１クラッチＣ１を係合するとともに第２クラッチＣ２および第１ブレーキＢ１を開放した状態で、モータジェネレータ１６を作動させて車両を前進走行させる。「ＥＴＣモード」は電気トルコンモードでエンジン・モータ走行モードに相当し、「直結モード」はエンジン直結モードに相当する。   Then, according to the operating states of the clutches C1, C2 and the brake B1, the travel modes shown in FIG. 4 are established. That is, in the “B” range or the “D” range, any one of “ETC mode”, “direct connection mode”, and “motor traveling mode (forward)” is established, and in the “ETC mode”, the second clutch C2 is engaged. In a state where the first clutch C1 and the first brake B1 are released while being engaged, both the engine 14 and the motor generator 16 are operated to cause the vehicle to travel forward. In the “direct connection mode”, the engine 14 is operated to drive the vehicle forward while the clutches C1 and C2 are engaged and the first brake B1 is released. In the “motor running mode (forward)”, the motor generator 16 is operated to drive the vehicle forward while the first clutch C1 is engaged and the second clutch C2 and the first brake B1 are released. The “ETC mode” is an electric torque converter mode and corresponds to an engine / motor traveling mode, and the “direct connection mode” corresponds to an engine direct connection mode.

図５は、上記前進モードにおける遊星歯車装置１８の作動状態を示す共線図で、「Ｓ」はサンギヤ１８ｓ、「Ｒ」はリングギヤ１８ｒ、「Ｃ」はキャリア１８ｃを表しているとともに、それ等の間隔はギヤ比ρ（＝サンギヤ１８ｓの歯数／リングギヤ１８ｒの歯数）によって定まる。具体的には、「Ｓ」と「Ｃ」の間隔を１とすると、「Ｒ」と「Ｃ」の間隔がρになり、本実施例ではρが０．６程度である。また、(a) のＥＴＣモードにおけるトルク比は、エンジントルクＴｅ：ＣＶＴ入力軸トルクＴin：モータトルクＴｍ＝ρ：１：１−ρであり、モータトルクＴｍはエンジントルクＴｅより小さくて済むとともに、定常状態ではそれ等のモータトルクＴｍおよびエンジントルクＴｅを加算したトルクがＣＶＴ入力軸トルクＴinになる。ＣＶＴは無段変速機の意味であり、本実施例では変速機１２としてベルト式無段変速機が設けられている。   FIG. 5 is a collinear diagram showing the operating state of the planetary gear unit 18 in the forward mode, wherein “S” represents the sun gear 18s, “R” represents the ring gear 18r, “C” represents the carrier 18c, and so on. Is determined by the gear ratio ρ (= the number of teeth of the sun gear 18s / the number of teeth of the ring gear 18r). Specifically, when the interval between “S” and “C” is 1, the interval between “R” and “C” is ρ, and in this embodiment, ρ is about 0.6. The torque ratio in the ETC mode (a) is engine torque Te: CVT input shaft torque Tin: motor torque Tm = ρ: 1: 1−ρ, and the motor torque Tm can be smaller than the engine torque Te. In the steady state, the torque obtained by adding the motor torque Tm and the engine torque Te becomes the CVT input shaft torque Tin. CVT means a continuously variable transmission. In this embodiment, a belt type continuously variable transmission is provided as the transmission 12.

図４に戻って、「Ｎ」レンジまたは「Ｐ」レンジでは、「ニュートラル」または「充電・Ｅｎｇ始動モード」の何れかが成立させられ、「ニュートラル」ではクラッチＣ１、Ｃ２および第１ブレーキＢ１の何れも開放する。「充電・Ｅｎｇ始動モード」では、クラッチＣ１、Ｃ２を開放するとともに第１ブレーキＢ１を係合し、モータジェネレータ１６を逆回転させてエンジン１４を始動したり、エンジン１４により遊星歯車装置１８を介してモータジェネレータ１６を回転駆動するとともにモータジェネレータ１６を回生制御して発電し、バッテリ４２（図１参照）を充電したりする。   Returning to FIG. 4, in the “N” range or the “P” range, either “neutral” or “charging / engage start mode” is established, and in the “neutral” state, the clutches C1, C2 and the first brake B1 are Both are open. In the “charging / engage start mode”, the clutches C1 and C2 are disengaged and the first brake B1 is engaged, and the motor generator 16 is rotated in the reverse direction to start the engine 14, or the engine 14 passes through the planetary gear unit 18. The motor generator 16 is rotationally driven and the motor generator 16 is regeneratively controlled to generate electric power, and the battery 42 (see FIG. 1) is charged.

「Ｒ」レンジでは、「モータ走行モード（後進）」または「フリクション走行モード」が成立させられ、「モータ走行モード（後進）」では、第１クラッチＣ１を係合するとともに第２クラッチＣ２および第１ブレーキＢ１を開放した状態で、モータジェネレータ１６を逆回転方向へ作動させて車両を後進走行させる。「フリクション走行モード」では、第１クラッチＣ１を係合するとともに第２クラッチＣ２を開放した状態で、モータジェネレータ１６を逆回転方向へ作動させて車両を後進走行させる一方、エンジン１４を作動させるとともにリングギヤ１８ｒが正方向へ回転させられる状態で第１ブレーキＢ１をスリップ係合させることにより、キャリア１８ｃ更には入力軸２２に後進方向のアシスト力を作用させるものである。   In the “R” range, “motor travel mode (reverse)” or “friction travel mode” is established. In “motor travel mode (reverse)”, the first clutch C1 is engaged and the second clutch C2 and the second clutch C2 are engaged. In a state where one brake B1 is released, the motor generator 16 is operated in the reverse rotation direction to cause the vehicle to travel backward. In the “friction running mode”, with the first clutch C1 engaged and the second clutch C2 opened, the motor generator 16 is operated in the reverse rotation direction to drive the vehicle backward, while the engine 14 is operated. When the ring gear 18r is rotated in the forward direction, the first brake B1 is slip-engaged to apply an assist force in the reverse direction to the carrier 18c and further to the input shaft 22.

前記変速機１２はベルト式無段変速機で、変速比γ（＝入力軸回転速度Ｎin／出力軸回転速度Ｎout ）が１．０より大きい所定の変速比範囲で入力軸２２の回転を減速（トルク増幅）して出力軸４４へ出力する。出力軸４４へ出力された動力は、リダクションギヤ４６を経て差動装置４８のリングギヤ５０に伝達され、その差動装置４８により左右の駆動輪５２に分配される。   The transmission 12 is a belt-type continuously variable transmission, and decelerates the rotation of the input shaft 22 within a predetermined gear ratio range in which the gear ratio γ (= input shaft rotational speed Nin / output shaft rotational speed Nout) is greater than 1.0 ( Torque amplification) and output to the output shaft 44. The power output to the output shaft 44 is transmitted to the ring gear 50 of the differential device 48 through the reduction gear 46 and is distributed to the left and right drive wheels 52 by the differential device 48.

本実施例のハイブリッド駆動装置１０は、図１に示すＨＶＥＣＵ６０によって制御されるようになっている。ＨＶＥＣＵ６０は、ＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ等を備えていて、ＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつＲＯＭに予め記憶されたプログラムに従って信号処理を実行することにより、電子スロットルＥＣＵ６２、エンジンＥＣＵ６４、Ｍ／ＧＥＣＵ６６、Ｔ／ＭＥＣＵ６８、前記油圧制御回路２４のＯＮ−ＯＦＦ弁３８、リニアソレノイド弁４０、エンジン１４のスタータ７０などを制御する。電子スロットルＥＣＵ６２はエンジン１４の電子スロットル弁７２を開閉制御するもので、エンジンＥＣＵ６４はエンジン１４の燃料噴射量や可変バルブタイミング機構、点火時期などによりエンジン出力を制御するもので、Ｍ／ＧＥＣＵ６６はインバータ７４を介してモータジェネレータ１６の力行トルクや回生制動トルク等を制御するもので、Ｔ／ＭＥＣＵ６８は変速機１２の変速比γ（＝入力軸回転速度Ｎin／出力軸回転速度Ｎout ）やベルト押圧力などを制御するものである。変速機１２は油圧アクチュエータによって変速比γやベルト押圧力が制御されるもので、前記油圧制御回路２４は、変速機１２の変速比γやベルト押圧力を制御するための回路を備えている。スタータ７０は電動モータで、モータ軸に設けられたピニオンをエンジン１４のフライホイール等に設けられたリングギヤに噛み合わせてエンジン１４をクランキングするものである。   The hybrid drive device 10 of the present embodiment is controlled by the HVECU 60 shown in FIG. The HVECU 60 includes a CPU, a RAM, a ROM, and the like, and performs signal processing in accordance with a program stored in advance in the ROM while using a temporary storage function of the RAM, whereby an electronic throttle ECU 62, an engine ECU 64, an M / GECU 66, The T / MECU 68, the ON / OFF valve 38 of the hydraulic control circuit 24, the linear solenoid valve 40, the starter 70 of the engine 14 and the like are controlled. The electronic throttle ECU 62 controls the opening and closing of the electronic throttle valve 72 of the engine 14, the engine ECU 64 controls the engine output by the fuel injection amount of the engine 14, the variable valve timing mechanism, the ignition timing, etc. The M / GECU 66 is an inverter. The T / MECU 68 controls the power running torque, regenerative braking torque, etc. of the motor generator 16 via 74, and the T / MECU 68 controls the gear ratio γ (= input shaft rotational speed Nin / output shaft rotational speed Nout) of the transmission 12 and belt pressing force. And so on. The transmission 12 has a gear ratio γ and a belt pressing force controlled by a hydraulic actuator, and the hydraulic control circuit 24 includes a circuit for controlling the gear ratio γ and the belt pressing force of the transmission 12. The starter 70 is an electric motor, and the pinion provided on the motor shaft meshes with a ring gear provided on a flywheel or the like of the engine 14 to crank the engine 14.

上記ＨＶＥＣＵ６０には、アクセル操作量センサ７６からアクセル操作部材としてのアクセルペダル７８の操作量θacを表す信号が供給されるとともに、シフトポジションセンサ８０からシフトレバー３０の操作レンジ（シフトポジション）を表す信号が供給される。また、エンジン回転速度センサ８２、モータ回転速度センサ８４、入力軸回転速度センサ８６、出力軸回転速度センサ８８から、それぞれエンジン回転速度（回転数）Ｎｅ、モータ回転速度（回転数）Ｎｍ、入力軸回転速度（入力軸２２の回転速度）Ｎin、出力軸回転速度（出力軸４４の回転速度）Ｎout を表す信号がそれぞれ供給される。出力軸回転速度Ｎout は車速Ｖに対応する。この他、駆動輪５２がロックしないように制動装置のブレーキ力を制御するアンチロックブレーキ装置（ＡＢＳ）９０からその作動状態を表す信号が供給されるとともに、バッテリ４２の蓄電量ＳＯＣなど、運転状態を表す種々の信号が供給されるようになっている。アンチロックブレーキ装置９０は、車輪のスリップ状態に応じてブレーキ油圧を制御するもので、作動中はブレーキ油圧すなわちブレーキ力が周期的に変化する。蓄電量ＳＯＣは単にバッテリ電圧であっても良いが、充放電量を逐次積算して求めるようにしても良い。   The HVECU 60 is supplied with a signal representing an operation amount θac of an accelerator pedal 78 as an accelerator operation member from the accelerator operation amount sensor 76 and a signal representing an operation range (shift position) of the shift lever 30 from the shift position sensor 80. Is supplied. Further, from the engine rotation speed sensor 82, the motor rotation speed sensor 84, the input shaft rotation speed sensor 86, and the output shaft rotation speed sensor 88, the engine rotation speed (rotation speed) Ne, the motor rotation speed (rotation speed) Nm, and the input shaft, respectively. Signals representing the rotation speed (rotation speed of the input shaft 22) Nin and the output shaft rotation speed (rotation speed of the output shaft 44) Nout are supplied. The output shaft rotational speed Nout corresponds to the vehicle speed V. In addition, a signal indicating the operating state is supplied from an anti-lock braking device (ABS) 90 that controls the braking force of the braking device so that the driving wheel 52 is not locked, and the operating state such as the storage amount SOC of the battery 42 Various signals representing the above are supplied. The anti-lock brake device 90 controls the brake hydraulic pressure in accordance with the slip state of the wheel, and the brake hydraulic pressure, that is, the brake force periodically changes during operation. The storage amount SOC may be simply a battery voltage, or may be obtained by sequentially integrating the charge / discharge amount.

そして、かかるＨＶＥＣＵ６０は、基本的に図６に示す各機能を備えていて、前記図４の走行モードを実施するようになっている。図６のＥＴＣモード制御手段１００は「ＥＴＣモード」を実施するもので、直結モード制御手段１０２は「直結モード」を実施するもので、モータ前進手段１０４は「モータ走行モード（前進）」を実施するもので、充電制御手段１０６は「充電・Ｅｎｇ始動モード」を実施するもので、モータ後進手段１０８は「モータ走行モード（後進）」を実施するもので、エンジンアシスト後進手段１１０は「フリクション走行モード」を実施するものであり、ＥＴＣモード制御手段１００および直結モード制御手段１０２はエンジン前進手段１１２を構成している。また、モード判定手段１１４は、アクセル操作量θacや車速Ｖ（出力軸回転速度Ｎout ）、蓄電量ＳＯＣ、シフトレバー３０のシフトポジション、エンジン１４の冷却水温度等に基づいて走行モードを判定し、その判定した走行モードで運転が行われるように上記各手段を切り換える。   The HVECU 60 basically has the functions shown in FIG. 6 and implements the travel mode shown in FIG. The ETC mode control means 100 in FIG. 6 implements the “ETC mode”, the direct connection mode control means 102 implements the “direct connection mode”, and the motor advance means 104 implements the “motor travel mode (advance)”. The charge control means 106 implements a “charging / engage start mode”, the motor reverse means 108 implements a “motor travel mode (reverse)”, and the engine assist reverse means 110 performs “friction travel”. The ETC mode control means 100 and the direct connection mode control means 102 constitute an engine advance means 112. Further, the mode determination means 114 determines the travel mode based on the accelerator operation amount θac, the vehicle speed V (output shaft rotational speed Nout), the storage amount SOC, the shift position of the shift lever 30, the coolant temperature of the engine 14, and the like. The above means are switched so that the driving is performed in the determined traveling mode.

ＨＶＥＣＵ６０はまた、図７のフローチャートに従って信号処理を実行することにより、ベルト式無段変速機１２のベルトの滑りを防止するように、クラッチＣ１、Ｃ２の係合トルクＴ_C1、Ｔ_C2を制御する。すなわち、クラッチＣ１、Ｃ２は、ベルト式無段変速機１２のベルトの滑りを防止するためのトルクリミッタとしても機能するのである。 The HVECU 60 also controls the engagement torques T _C1 and T _C2 of the clutches C1 and C2 so as to prevent the belt slip of the belt type continuously variable transmission 12 by executing signal processing according to the flowchart of FIG. . That is, the clutches C1 and C2 also function as a torque limiter for preventing the belt of the belt type continuously variable transmission 12 from slipping.

ステップＳ１−１では、クラッチＣ１、Ｃ２の油圧Ｐ_C1、Ｐ_C2、具体的には前記ＯＮ−ＯＦＦ弁３８やリニアソレノイド弁４０に対する油圧指令値や、摩擦材の摩擦係数、摩擦面積、半径などに基づいて、それ等のクラッチＣ１、Ｃ２の係合トルクＴ_C1、Ｔ_C2を算出する。油圧Ｐ_C1、Ｐ_C2は、例えば前記図４の走行モードやエンジントルクＴｅ、モータトルクＴｍなどに基づいて、動力伝達に必要な係合トルクＴ_C1、Ｔ_C2が得られるように、所定の余裕を持って制御される。 In step S1-1, the clutch C1, C2 pressure P _C1 of, P _C2, specifically hydraulic pressure command value and for the ON-OFF valve 38 and the linear solenoid valve 40, the friction coefficient of the friction material, the friction area, radius, etc. Based on the above, engagement torques T _C1 and T _C2 of the clutches C1 and _C2 are calculated. The hydraulic pressures P _C1 and P _C2 are set to a predetermined margin so that the engagement torques T _C1 and T _C2 necessary for power transmission can be obtained based on the travel mode, engine torque Te, motor torque Tm, etc. of FIG. Be controlled.

ステップＳ１−２では、ベルト式無段変速機１２のベルト押圧力などに基づいて、ベルトが滑りを生じることなく伝達できるベルト伝達トルクＴ_CVT を算出する。具体的には、ベルト押圧力を制御する油圧指令値や摩擦係数、変速比γなどに基づいて算出される。 In step S1-2, based on the belt pressing force of the belt type continuously variable transmission 12, the belt transmission torque T _CVT that can be transmitted without causing the belt to slip is calculated. Specifically, it is calculated based on a hydraulic pressure command value for controlling the belt pressing force, a friction coefficient, a gear ratio γ, and the like.

そして、ステップＳ１−３では、ベルト式無段変速機１２のベルトが滑りを生じる前にクラッチＣ１またはＣ２がスリップするように、上記ベルト伝達トルクＴ_CVT に基づいて係合トルクＴ_C1、Ｔ_C2の上限値を設定し、係合トルクＴ_C1、Ｔ_C2が上限値を越えている場合はその上限値となるように前記ＯＮ−ＯＦＦ弁３８やリニアソレノイド弁４０による油圧Ｐ_C1、Ｐ_C2の調圧制御を補正する。このステップＳ１−３では、係合制御されているクラッチＣ１および／またはＣ２の係合トルクＴ_C1、Ｔ_C2の上限値を制限すれば良く、クラッチＣ１およびＣ２が共に係合させられている場合は何れか一方の上限値を制限するだけでも良い。 In step S1-3, the engagement torques T _C1 and T _C2 are based on the belt transmission torque T _CVT so that the clutch C1 or C2 slips before the belt of the belt type continuously variable transmission 12 slips. When the engagement torques T _C1 and T _C2 exceed the upper limit values, the hydraulic pressures P _C1 and P _C2 by the ON-OFF valve 38 and the linear solenoid valve 40 are set so as to reach the upper limit values. Correct pressure regulation control. In this step S1-3, the upper limit value of the engagement torques T _C1 and T _C2 of the clutch C1 and / or C2 whose engagement is controlled may be limited, and the clutches C1 and C2 are both engaged. May only limit one of the upper limit values.

このようにすれば、急制動時等に駆動輪５２がロックするなどして動力伝達経路に過大なトルク入力があった場合、ベルト式無段変速機１２のベルトが滑りを生じる前にクラッチＣ１またはＣ２がスリップするため、動力伝達経路にトルクコンバータ等の流体継手を備えていない本車両においても、ベルト式無段変速機１２のベルトの滑りが防止されて耐久性が向上する。   In this way, when the driving wheel 52 is locked during sudden braking or the like and an excessive torque is input to the power transmission path, the clutch C1 is moved before the belt of the belt-type continuously variable transmission 12 slips. Alternatively, since C2 slips, even in the present vehicle that does not include a fluid coupling such as a torque converter in the power transmission path, the belt of the belt-type continuously variable transmission 12 is prevented from slipping and durability is improved.

一方、クラッチＣ１、Ｃ２はベルト式無段変速機１２よりも動力源側に配設されているため、駆動輪５２側に比較してベルト式無段変速機１２の変速比γ分だけトルクが小さく、係合トルクＴ_C1、Ｔ_C2の制御、具体的にはＯＮ−ＯＦＦ弁３８やリニアソレノイド弁４０による油圧Ｐ_C1、Ｐ_C2の調圧制御が容易である。また、上限ガード実施中は、ベルト式無段変速機１２のベルト押圧力に応じて係合トルクＴ_C1、Ｔ_C2を連続的に制御する必要があるが、制御範囲が比較的狭いため、調圧制御の応答遅れ等に拘らず高い制御精度が得られる。 On the other hand, since the clutches C1 and C2 are disposed closer to the power source than the belt-type continuously variable transmission 12, torque is increased by the gear ratio γ of the belt-type continuously variable transmission 12 compared to the drive wheel 52 side. The control of the engagement torques T _C1 and T _C2 , specifically, the pressure adjustment control of the hydraulic pressures P _C1 and P _C2 by the ON-OFF valve 38 and the linear solenoid valve 40 is easy. Further, during the upper limit guard, it is necessary to continuously control the engagement torques T _C1 and T _C2 according to the belt pressing force of the belt type continuously variable transmission 12, but the control range is relatively narrow, so High control accuracy can be obtained regardless of the response delay of the pressure control.

このような図７の制御は、クラッチＣ１、Ｃ２が共に係合させられてエンジン１４が入力軸２２に直結される「直結モード」で特に効果的である。   7 is particularly effective in the “direct connection mode” in which the clutches C1 and C2 are engaged and the engine 14 is directly connected to the input shaft 22.

ＨＶＥＣＵ６０はまた、図８のフローチャートに従って信号処理を実行し、アンチロックブレーキ装置９０の作動時にクラッチＣ１、Ｃ２の係合トルクＴ_C1、Ｔ_C2を低減することにより、アンチロックブレーキ装置９０の制御に起因する低サイクル疲労を抑制する。すなわち、クラッチＣ１、Ｃ２は、アンチロックブレーキ装置９０の制御に起因する低サイクル疲労を抑制するためのトルクリミッタとしても機能するのである。 The HVECU 60 also executes signal processing according to the flowchart of FIG. 8, and reduces the engagement torques T _C1 and T _C2 of the clutches C 1 and C 2 when the anti-lock brake device 90 is operated, thereby controlling the anti-lock brake device 90. The resulting low cycle fatigue is suppressed. That is, the clutches C1 and C2 also function as torque limiters for suppressing low cycle fatigue resulting from the control of the antilock brake device 90.

ステップＳ２−１では、アンチロックブレーキ装置９０が作動中か否か、すなわち車輪のロックを防止するためにブレーキ力を制御中か否かを、アンチロックブレーキ装置９０から供給される信号によって判断し、制御中の場合はステップＳ２−２でクラッチＣ１、Ｃ２の油圧Ｐ_C1、Ｐ_C2を強制的に低下させて係合トルクＴ_C1、Ｔ_C2を低減する。クラッチＣ１、Ｃ２の油圧Ｐ_C1、Ｐ_C2は、アンチロックブレーキ装置９０の作動時にステップＳ２−２が所定のサイクルタイムで繰り返し実行される毎に一定量ずつ低下させられ、所定の低下率で漸減させられる。ステップＳ２−２では、係合制御されているクラッチＣ１および／またはＣ２の油圧Ｐ_C1、Ｐ_C2を低下させれば良く、クラッチＣ１およびＣ２が共に係合させられている場合は、何れか一方の油圧Ｐ_C1またはＰ_C2を低下させるだけでも良い。 In step S2-1, it is determined by a signal supplied from the anti-lock brake device 90 whether or not the anti-lock brake device 90 is operating, that is, whether or not the brake force is being controlled to prevent the wheels from being locked. When the control is in progress, the hydraulic torques P _C1 and P _C2 of the clutches C1 and _C2 are forcibly reduced in step S2-2 to reduce the engagement torques T _C1 and T _C2 . The hydraulic pressures P _C1 and P _C2 of the clutches C1 and C2 are decreased by a certain amount each time step S2-2 is repeatedly executed at a predetermined cycle time when the antilock brake device 90 is operated, and gradually decrease at a predetermined decrease rate. Be made. In step S2-2, the hydraulic pressures P _C1 and P _C2 of the clutches C1 and / or C2 that are controlled to be engaged may be reduced, and either one of the clutches C1 and C2 is engaged. The hydraulic pressure P _C1 or PC ₂ may be reduced.

このようにすれば、アンチロックブレーキ装置９０によってブレーキ力が制御されている時には、クラッチＣ１、Ｃ２の係合トルクＴ_C1、Ｔ_C2、具体的には油圧Ｐ_C1、Ｐ_C2が所定の低下率で低下させられるため、動力伝達経路にトルクコンバータ等の流体継手を備えていない本車両においても、クラッチＣ１またはＣ２のスリップによりアンチロックブレーキ装置９０の作動に伴うトルク変動のピーク値が低くなり、低サイクル疲労による動力伝達経路の各部材の耐久性の低下が抑制される。 In this way, when the braking force is controlled by the antilock brake device 90, the engagement torques T _C1 and T _C2 of the clutches C1 and _C2 , specifically, the hydraulic pressures P _C1 and P _C2 are reduced by a predetermined rate. Therefore, even in this vehicle that does not include a fluid coupling such as a torque converter in the power transmission path, the peak value of the torque fluctuation accompanying the operation of the antilock brake device 90 is reduced due to the slip of the clutch C1 or C2. A decrease in durability of each member of the power transmission path due to low cycle fatigue is suppressed.

また、本実施例では油圧Ｐ_C1、Ｐ_C2を所定の低下率で漸減させるようになっているため、周期的に変化するトルクのピーク値がクラッチＣ１、Ｃ２のスリップによって徐々に低下し、一定の大きさ（ピーク値）のトルクが周期的に繰り返し作用する場合に比較して、低サイクル疲労が一層効果的に抑制される。 In the present embodiment, the hydraulic pressures P _C1 and P _C2 are gradually reduced at a predetermined reduction rate, so that the periodically changing torque peak value gradually decreases due to the slip of the clutches C1 and C2, and is constant. The low cycle fatigue is more effectively suppressed as compared to the case where a torque having a magnitude of (peak value) acts periodically and repeatedly.

また、クラッチＣ１、Ｃ２がベルト式無段変速機１２よりも動力源側に配設されているため、駆動輪５２側に比較してベルト式無段変速機１２の変速比γ分だけトルクが小さく、係合トルクＴ_C1、Ｔ_C2の制御、具体的にはＯＮ−ＯＦＦ弁３８やリニアソレノイド弁４０による油圧Ｐ_C1、Ｐ_C2の調圧制御が容易である。 Further, since the clutches C1 and C2 are disposed on the power source side with respect to the belt-type continuously variable transmission 12, the torque is increased by the gear ratio γ of the belt-type continuously variable transmission 12 as compared with the drive wheel 52 side. The control of the engagement torques T _C1 and T _C2 , specifically, the pressure adjustment control of the hydraulic pressures P _C1 and P _C2 by the ON-OFF valve 38 and the linear solenoid valve 40 is easy.

このような図８の制御は、クラッチＣ１、Ｃ２が共に係合させられてエンジン１４が入力軸２２に直結される「直結モード」で特に効果的である。   8 is particularly effective in the “direct connection mode” in which the clutches C1 and C2 are engaged together and the engine 14 is directly connected to the input shaft 22.

上記図８の制御は、本発明の実施例に相当し、ＨＶＥＣＵ６０による一連の信号処理のうち図８の各ステップＳ２−１〜Ｓ２−２を実行する部分は、ＯＮ−ＯＦＦ弁３８およびリニアソレノイド弁４０と共に本発明の係合トルク制御手段を構成している。   The control in FIG. 8 corresponds to the embodiment of the present invention, and the portion of the series of signal processing by the HVECU 60 that executes the steps S2-1 to S2-2 in FIG. 8 includes the ON-OFF valve 38 and the linear solenoid. The engagement torque control means of the present invention is configured together with the valve 40.

ＨＶＥＣＵ６０は更に、前記充電制御手段１０６によるエンジン１４の始動時に、図９のフローチャートに従って第１ブレーキＢ１の係合トルクＴ_B1を制御することにより、共振による異常トルクの発生を抑制する。すなわち、第１ブレーキＢ１は、エンジン始動時に共振による異常振動が発生することを抑制するためのトルクリミッタとしても機能するのである。 HVECU60 further at the start of the engine 14 by the charging control unit 106, by controlling the engagement torque T _B1 of the first brake B1 in accordance with the flowchart of FIG. 9, suppressing the occurrence of abnormal torque due to resonance. That is, the first brake B1 also functions as a torque limiter for suppressing the occurrence of abnormal vibration due to resonance when the engine is started.

ステップＳ３−１では、充電制御手段１０６によりクラッチＣ１、Ｃ２を開放するとともに第１ブレーキＢ１を係合し、且つモータジェネレータ１６を逆回転させてエンジン１４をクランキングすることにより、エンジン１４を始動するエンジン始動制御中か否かを、例えば前記モード判定手段１１４の指令信号やモータジェネレータ１６の作動状態などから判断する。充電制御手段１０６によりエンジン１４の始動制御が行われる場合は、ステップＳ３−２を実行し、第１ブレーキＢ１の係合トルクＴ_B1をエンジン１４のクランキングトルクなどに基づいて予め定められた始動時係合トルクＴ_B1 ^* に調整する。始動時係合トルクＴ_B1 ^* は、エンジン１４のクランキングなど始動に必要なトルクは、モータジェネレータ１６から遊星歯車装置１８を介してエンジン１４に伝達されるように、反力受け要素であるリングギヤ１８ｒをケース２０に固定するが、共振等により必要以上の異常トルクが発生した場合には第１ブレーキＢ１がスリップするように、予め実験等によって定められた一定値である。但し、この始動時係合トルクＴ_B1 ^* がエンジン１４の始動時に学習補正されるようにしても良い。係合トルクＴ_B1の調整は、リニアソレノイド弁４０による油圧Ｐ_B1の調圧制御で行われる。 In step S 3-1, the engine 14 is started by releasing the clutches C 1 and C 2 and engaging the first brake B 1 by the charge control means 106 and reversely rotating the motor generator 16 to crank the engine 14. Whether or not the engine start control is being performed is determined from, for example, a command signal from the mode determination unit 114 or an operating state of the motor generator 16. If the startup control of the engine 14 is performed by the charging control unit 106 executes step S3-2, a predetermined engaging torque T _B1 of the first brake B1 based like cranking torque of the engine 14 start-up Tokigakarigo to adjust the torque T _B1 ^*. The starting engagement torque T _B1 ^* is a ring gear which is a reaction force receiving element so that torque necessary for starting such as cranking of the engine 14 is transmitted from the motor generator 16 to the engine 14 via the planetary gear unit 18. Although 18r is fixed to the case 20, it is a constant value determined in advance by experiments or the like so that the first brake B1 slips when an excessive torque more than necessary occurs due to resonance or the like. However, the starting engagement torque T _B1 ^* may be learned and corrected when the engine 14 is started. The engagement torque T _B1 is adjusted by pressure regulation control of the hydraulic pressure P _B1 by the linear solenoid valve 40.

ここで、クラッチＣ１、Ｃ２を開放するとともに第１ブレーキＢ１を係合し、且つモータジェネレータ１６を逆回転させてエンジン１４をクランキングすることによりエンジン１４を始動する際には、シャフト１７やダンパ装置１５をバネとするバネ・マス系が構成されるため、トルクコンバータ等の流体継手を備えていない本車両においては、その共振点をエンジン回転速度Ｎｅが通過する時に共振が発生し、過大なトルク変動や大きな振動を発生する可能性があるが、本制御ではエンジン１４の始動時に異常トルクが発生した場合には第１ブレーキＢ１がスリップするようになっているため、その第１ブレーキＢ１のスリップで異常トルクが吸収され、そのような共振による過大なトルク変動や大きな振動の発生が抑制される。   Here, when starting the engine 14 by releasing the clutches C1, C2 and engaging the first brake B1, and rotating the motor generator 16 to crank the engine 14, the shaft 17 and the damper Since the spring / mass system using the device 15 as a spring is configured, in the present vehicle that does not include a fluid coupling such as a torque converter, resonance occurs when the engine rotational speed Ne passes through the resonance point, which is excessive. Although torque fluctuations and large vibrations may occur, the first brake B1 slips when an abnormal torque is generated when the engine 14 is started in this control. Therefore, the first brake B1 Abnormal torque is absorbed by the slip, and excessive torque fluctuations and large vibrations due to such resonance are suppressed.

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、これ等はあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更，改良を加えた態様で実施することができる。   As mentioned above, although the Example of this invention was described in detail based on drawing, these are one embodiment to the last, and this invention is implemented in the aspect which added the various change and improvement based on the knowledge of those skilled in the art. be able to.

１０：ハイブリッド駆動装置 １４：エンジン １６：モータジェネレータ ３８：ＯＮ−ＯＦＦ弁 ４０：リニアソレノイド弁 ５２：駆動輪 ６０：ＨＶＥＣＵ ９０：アンチロックブレーキ装置 Ｃ１：第１クラッチ（摩擦係合装置） Ｃ２：第２クラッチ（摩擦係合装置）
ステップＳ２−１、Ｓ２−２：係合トルク制御手段 10: Hybrid drive device 14: Engine 16: Motor generator 38: ON-OFF valve 40: Linear solenoid valve 52: Drive wheel 60: HVECU 90: Antilock brake device C1: First clutch (friction engagement device) C2: First 2 clutch (friction engagement device)
Steps S2-1 and S2-2: engagement torque control means

Claims (1)

走行用の動力源と駆動輪との間に動力伝達に関与する摩擦係合装置が設けられている一方、該駆動輪がロックしないように該駆動輪に設けられた制動装置のブレーキ力を制御するアンチロックブレーキ装置を備えている車両において、
前記アンチロックブレーキ装置によって前記制動装置のブレーキ力が制御されている時には、周期的に変化するトルクのピーク時に前記摩擦係合装置がスリップすることを許容するように該摩擦係合装置の係合トルクを所定の低下率で漸減させ、周期的に繰り返し作用するトルクのピーク値を該係合トルクの漸減により徐々に低下させる係合トルク制御手段を設けた
ことを特徴とする車両のトルクリミッタ装置。 A friction engagement device that is involved in power transmission is provided between the driving power source and the driving wheel, while the braking force of the braking device provided on the driving wheel is controlled so that the driving wheel does not lock. In a vehicle equipped with an anti-lock brake device
When the braking force of the braking device is controlled by the anti-lock braking device, the frictional engagement device is engaged so as to allow the frictional engagement device to slip at a periodically changing torque peak. A torque limiter device for a vehicle characterized by comprising an engagement torque control means for gradually decreasing the torque at a predetermined decrease rate and gradually decreasing the peak value of the torque that repeatedly acts periodically by gradually decreasing the engagement torque. .

Images