JP5104775B2 - Clutch control device - Google Patents

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Description

本発明は、乾式のクラッチの締結状態を、ストロークを検出して制御するクラッチ制御装置に関し、特に、ダイヤフラムスプリングなどのストローク量に応じて特性が変化する付勢手段を用いたものに適用するのに好適な技術に関する。   The present invention relates to a clutch control device that detects and controls the engagement state of a dry clutch, and particularly to a clutch control device that uses a biasing means whose characteristics change according to the stroke amount, such as a diaphragm spring. It relates to a technique suitable for the above.

従来、車両において、駆動源と変速機との間などの駆動力伝達経路に設けられたダイヤフラムスプリングを用いた乾式のクラッチが知られている。   Conventionally, in a vehicle, a dry clutch using a diaphragm spring provided in a driving force transmission path such as between a driving source and a transmission is known.

また、このような乾式のクラッチを、アクチュエータを用いて締結および解放させるクラッチ制御装置が、特許文献１などにより知られている。
この従来装置は、クラッチとの機械的な接続を絶たれたクラッチペダルと、クラッチを作動させてエンジンの出力の変速機への伝達を断接するクラッチアクチュエータと、を備えるとともに、クラッチペダルの運転者による踏込量を検出し、検出されたクラッチの踏込量に対応するクラッチ係合量を上限としてアクチュエータの駆動を制御していた。 Further, a clutch control device for fastening and releasing such a dry clutch using an actuator is known from Patent Document 1 and the like.
The conventional apparatus includes a clutch pedal that has been mechanically disconnected from the clutch, and a clutch actuator that operates the clutch to connect / disconnect transmission of the engine output to the transmission. The amount of depression due to the above is detected, and the drive of the actuator is controlled with the clutch engagement amount corresponding to the detected depression amount of the clutch as the upper limit.

特開２００４−３０８７２３号公報JP 2004-308723 A

上述のような、ダイヤフラムスプリングを用いたクラッチでは、ダイヤフラムスプリングの反力特性（バネ定数）が、クラッチ位置によって急変する特性を有している。しかしながら、従来のクラッチ装置は、このような特性を補正することなくフィードバック補償器（ＰＩＤ）を構成していた。   In the clutch using the diaphragm spring as described above, the reaction force characteristic (spring constant) of the diaphragm spring has a characteristic that changes suddenly depending on the clutch position. However, the conventional clutch device constitutes a feedback compensator (PID) without correcting such characteristics.

したがって、例えば、クラッチ位置−反力特性が正の傾き（バネ定数＞0）の領域でフィードバックゲインを適合した場合、特性が負の傾き（バネ常数＜０）の領域で、目標値への追従性ならびに外乱に対する安定性が損なわれてしまうという問題があった。   Therefore, for example, when the feedback gain is adapted in the region where the clutch position-reaction force characteristic is positive (spring constant> 0), the target value is tracked in the region where the characteristic is negative (spring constant <0). There was a problem that the stability to the nature and disturbance was impaired.

本発明は、上記問題に着目してなされたもので、フィードバック補償器で設計した場合でも、目標値に対する追従性や外乱に対する安定性を向上できるクラッチ制御装置を提供することを目的とする。   The present invention has been made paying attention to the above problems, and an object of the present invention is to provide a clutch control device capable of improving the followability with respect to a target value and the stability against disturbance even when designed with a feedback compensator.

上記目的を達成するため、本発明のクラッチ制御装置では、クラッチを、付勢手段の付勢力に抗して解放側に作動させる油圧アクチュエータを制御する制御手段を備え、この制御手段は、ストローク位置に対する反力特性が負の傾きとなる領域で、油圧指令値を補正する補正部を備えていることを特徴とするクラッチ制御装置とした。   In order to achieve the above object, the clutch control device of the present invention comprises a control means for controlling a hydraulic actuator that operates the clutch to the disengagement side against the urging force of the urging means. The clutch control device is provided with a correction unit that corrects the hydraulic pressure command value in a region where the reaction force characteristic has a negative inclination.

本発明のクラッチ制御装置にあっては、クラッチを締結側に付勢する付勢手段の反力特性が負の傾きになるストローク領域では、油圧指令値補正手段が、油圧アクチュエータに出力する油圧指令値を補正する。したがって、油圧指令値を補正しないものと比較して、付勢手段の反力特性の傾き方向が変化することに起因する追従性や外乱に対する安定性悪化を抑制し、フィードバック補償器で設計した場合でも、追従性、安定性を向上させることが可能である。   In the clutch control device of the present invention, the hydraulic pressure command value correction means outputs the hydraulic pressure command output to the hydraulic actuator in the stroke region where the reaction force characteristic of the biasing means that biases the clutch toward the engagement side has a negative slope. Correct the value. Therefore, compared to the case where the hydraulic pressure command value is not corrected, when the feedback compensator is designed to suppress deterioration in tracking and stability due to disturbance due to the change in the inclination direction of the reaction force characteristics of the biasing means, However, it is possible to improve followability and stability.

実施例１のクラッチ制御装置が適用された後輪駆動によるＦＲハイブリッド車両（車両の一例）を示す全体システム図である。1 is an overall system diagram showing an FR hybrid vehicle (an example of a vehicle) by rear wheel drive to which the clutch control device of Embodiment 1 is applied. 実施例１のクラッチ制御装置の制御対象である第１クラッチＣＬ１の構成を示す構成説明図である。FIG. 3 is a configuration explanatory diagram illustrating a configuration of a first clutch CL1 that is a control target of the clutch control device according to the first embodiment. 第１クラッチＣＬ１に用いられたダイヤフラムスプリング４１の反力特性を説明する皿バネモデル示すである。It is a Belleville spring model explaining reaction force characteristic of diaphragm spring 41 used for the 1st clutch CL1. 図３に示す皿バネモデルの近似式の計算結果を示す皿バネ反力特性図である。It is a disk spring reaction force characteristic figure which shows the calculation result of the approximate expression of the disk spring model shown in FIG. 実施例１のクラッチ制御装置の統合コントローラ１４にて実行される処理を示すフローチャートであり、処理の前半部分を示している。It is a flowchart which shows the process performed in the integrated controller 14 of the clutch control apparatus of Example 1, and has shown the first half part of the process. 実施例１のクラッチ制御装置の統合コントローラ１４にて実行される処理を示すフローチャートであり、処理の後半部分を示している。It is a flowchart which shows the process performed in the integrated controller 14 of the clutch control apparatus of Example 1, and has shown the second half part of the process. 実施例１における目標駆動トルクＴｄ＊を演算するのに用いるマップの一例を示す目標駆動トルク特性図である。It is a target drive torque characteristic figure which shows an example of the map used for calculating the target drive torque Td * in Example 1. FIG. 実施例１におけるバッテリー充電量ＳＯＣに対する目標充放電量特性（モータトルク）の一例を示す目標充放電量特性図である。FIG. 3 is a target charge / discharge amount characteristic diagram illustrating an example of a target charge / discharge amount characteristic (motor torque) with respect to a battery charge amount SOC in the first embodiment. 実施例１における最終第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２ ＊から第２クラッチ電流指令値Ｉｃｌ２ ＊を演算するのに用いるマップを示しており、（ａ）はクラッチトルク容量に対するクラッチ油圧特性図であり、（ｂ）はクラッチ油圧に対する第２クラッチ電流指令値特性図である。Shows a map used from the final second clutch torque capacity command value T cl2 * to compute the second clutch current command value I cl2 * in Example 1, (a) is a clutch hydraulic pressure characteristic diagram for the clutch torque capacity FIG. 6B is a second clutch current command value characteristic diagram with respect to the clutch hydraulic pressure. ステップＳ５の第２クラッチ制御モードＣＬ２ＭＯＤＥを設定する処理の詳細を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the detail of the process which sets 2nd clutch control mode CL2MODE of step S5. （ａ）は、第２クラッチ入力回転数目標値とクラッチ油温との関係を示す特性図であり、（ｂ）はエンジン始動配分モータトルクと第２クラッチ入力回転数目標値との関係を示す特性図である。(A) is a characteristic diagram showing the relationship between the second clutch input rotational speed target value and the clutch oil temperature, and (b) shows the relationship between the engine start distribution motor torque and the second clutch input rotational speed target value. FIG. ステップＳ１１における回転数制御用第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２＿ＦＢ＿ＯＮ の演算処理を示す制御ブロック図である。FIG. 7 is a control block diagram illustrating a calculation process of a second clutch torque capacity command value for rotation speed control T cl2_FB_ON in step S11. ステップＳ１６における第１クラッチＣＬ１の油圧を制御する第１クラッチ電流指令値の演算処理の流れを示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the flow of the calculation process of the 1st clutch electric current command value which controls the hydraulic pressure of the 1st clutch CL1 in step S16. ステップＳ１６１における第１クラッチストローク目標値の演算に用いるクラッチトルク容量−ストローク特性である実反力特性（バネ定数Ｋｐ）を示すマップである。It is a map which shows the actual reaction force characteristic (spring constant Kp) which is a clutch torque capacity-stroke characteristic used for the calculation of the 1st clutch stroke target value in step S161. 実施例１における第１クラッチ油圧指令値Ｐｃｌ１ ＊を演算する構成を示す制御ブロック図である。It is a control block diagram which shows the structure which calculates 1st clutch hydraulic pressure command value Pcl1 * in Example 1. FIG. 実施例１における油圧指令値補正部７０の補正処理を示す制御ブロック図である。FIG. 5 is a control block diagram illustrating a correction process of a hydraulic pressure command value correction unit according to the first embodiment. 実施例１における油圧指令値補正部２７０の補正処理を示す制御ブロック図である。FIG. 6 is a control block diagram illustrating correction processing of a hydraulic pressure command value correction unit 270 according to the first embodiment. 油圧指令値補正部２７０で用いる反力特性モデルの説明図である。It is explanatory drawing of the reaction force characteristic model used in the hydraulic pressure command value correction | amendment part 270. FIG. 油圧指令値補正部７０が、油圧指令補正用クラッチストローク推定値ｘｓｃｌ１＿Ａに基づいて油圧補正値Ｐｃｌ１＿ｈｏｓｅｉを演算するようにした例を示す制御ブロック図である。FIG. 6 is a control block diagram illustrating an example in which a hydraulic pressure command value correction unit 70 calculates a hydraulic pressure correction value P cl1_hosei based on a hydraulic pressure command correction clutch stroke estimated value x sccl1_A . 油圧指令値補正部７０が、第１クラッチストローク計測値ｘｓｃｌ１から、油圧指令補正用クラッチストローク推定値ｘｚｃｌ１＿Ａを演算するようにした例を示す制御ブロック図である。Hydraulic pressure command value correcting portion 70, the first clutch stroke measurement value x SCL1, it is a control block diagram showing an example of such computing a clutch stroke estimate value x Zcl1_A hydraulic command correction. 実施例１により第１クラッチストローク計測値ｘｓｃｌ１に基づいて補正した場合と、この補正を行なわない比較例とのシミュレーション結果の一例を示すタイムチャートである。6 is a time chart showing an example of a simulation result between a case where correction is made based on a first clutch stroke measurement value xscl1 according to Example 1 and a comparative example where this correction is not performed. 実施例１により、位相を進めた油圧指令補正用クラッチストローク推定値ｘｚｃｌ１＿Ａにより補正を行なった場合（油圧指令値補正部３７０，４７０を用いた例）と、この補正を行なわない比較例とのシミュレーション結果の一例を示すタイムチャートである。According to the first embodiment, when the correction is made by the hydraulic command correction estimated clutch stroke value xzcl1_A in which the phase is advanced (example using the hydraulic command value correction units 370 and 470), and a comparative example in which this correction is not performed. It is a time chart which shows an example of a simulation result.

以下、本発明の実施の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.

本発明の実施の形態のクラッチ制御装置は、付勢手段（４１）の付勢力により締結されるクラッチ（ＣＬ１）と、このクラッチ（ＣＬ１）を、解放側に作動させる油圧アクチュエータ（５０）と、前記クラッチ（ＣＬ１）のストローク位置を検出するストローク検出手段（１３）と、このストローク検出手段（１３）の検出に基づいて油圧指令値を出力して前記油圧アクチュエータの作動を制御する制御手段（１４）と、を備えたクラッチ制御装置であって、前記制御手段（１４）は、前記ストローク位置に対する前記付勢手段（４１）の反力特性が負の傾きとなる領域で、前記ストローク位置に基づいて油圧指令値を補正する補正部（７０）を備えていることを特徴とするクラッチ制御装置である。   The clutch control device according to the embodiment of the present invention includes a clutch (CL1) that is fastened by the biasing force of the biasing means (41), a hydraulic actuator (50) that operates the clutch (CL1) to the release side, Stroke detection means (13) for detecting the stroke position of the clutch (CL1), and control means (14) for controlling the operation of the hydraulic actuator by outputting a hydraulic pressure command value based on the detection of the stroke detection means (13). The control means (14) is a region where the reaction force characteristic of the urging means (41) with respect to the stroke position has a negative slope, and is based on the stroke position. The clutch control device includes a correction unit (70) for correcting the hydraulic pressure command value.

図１〜図２２に基づき、この発明の最良の実施の形態の実施例１のクラッチ制御装置について説明する。   A clutch control apparatus according to Embodiment 1 of the best mode for carrying out the invention will be described with reference to FIGS.

まず、構成を説明する。
図１は、実施例１のクラッチ制御装置が適用されたパラレルハイブリッド車両（ハイブリッド車両の一例）を示す全体システム図である。以下、図１に基づいて、駆動系および制御系の構成を説明する。 First, the configuration will be described.
FIG. 1 is an overall system diagram illustrating a parallel hybrid vehicle (an example of a hybrid vehicle) to which the clutch control device according to the first embodiment is applied. Hereinafter, based on FIG. 1, the structure of a drive system and a control system is demonstrated.

実施例１のパラレルハイブリッド車両の駆動系は、図１に示すように、エンジンＥｎｇと、第１クラッチＣＬ１と、モータジェネレータＭＧと、第２クラッチＣＬ２と、自動変速機ＡＴと、ファイナルギヤＦＧと、左駆動輪ＬＴと、右駆動輪ＲＴと、を備えている。   As shown in FIG. 1, the drive system of the parallel hybrid vehicle of the first embodiment includes an engine Eng, a first clutch CL1, a motor generator MG, a second clutch CL2, an automatic transmission AT, and a final gear FG. The left drive wheel LT and the right drive wheel RT are provided.

実施例１のハイブリッド駆動系は、電気自動車走行モード（以下、「ＥＶモード」という。）と、ハイブリッド車走行モード（以下、「ＨＥＶモード」という。）と、準電気自動車走行モード（以下、「準ＥＶモード」という。）と、駆動トルクコントロール発進モード（以下、「ＷＳＣモード」という。）等の走行モードを有する。   The hybrid drive system of the first embodiment includes an electric vehicle travel mode (hereinafter referred to as “EV mode”), a hybrid vehicle travel mode (hereinafter referred to as “HEV mode”), and a semi-electric vehicle travel mode (hereinafter referred to as “EV mode”). ) And a driving torque control start mode (hereinafter referred to as “WSC mode”).

「ＥＶモード」は、第１クラッチＣＬ１を解放状態とし、モータジェネレータＭＧの動力のみで走行するモードである。   The “EV mode” is a mode in which the first clutch CL1 is disengaged and the vehicle travels only with the power of the motor generator MG.

「ＨＥＶモード」は、第１クラッチＣＬ１を締結状態とし、モータアシスト走行モード・走行発電モード・エンジン走行モードの何れかにより走行するモードである。前記「準ＥＶモード」は、第１クラッチＣＬ１が締結状態であるがエンジンＥｎｇをＯＦＦとし、モータジェネレータＭＧの動力のみで走行するモードである。   The “HEV mode” is a mode in which the first clutch CL1 is engaged and the vehicle travels in any of the motor assist travel mode, travel power generation mode, and engine travel mode. The “quasi-EV mode” is a mode in which the first clutch CL1 is engaged but the engine Eng is turned off and the vehicle travels only with the power of the motor generator MG.

「ＷＳＣモード」は、「ＨＥＶモード」からのＰ，Ｎ→Ｄセレクト発進時、または、「ＥＶモード」や「ＨＥＶモード」からのＤレンジ発進時等において、モータジェネレータＭＧを回転数制御させることで第２クラッチＣＬ２のスリップ締結状態を維持し、第２クラッチＣＬ２を経過するクラッチ伝達トルクが、車両状態やドライバー操作に応じて決まる要求駆動トルクとなるようにクラッチトルク容量をコントロールしながら発進するモードである。なお、「ＷＳＣ」とは「Ｗｅｔ Ｓｔａｒｔ Ｃｌｕｔｃｈ」の略である。   “WSC mode” controls the motor generator MG at the time of P / N → D select start from “HEV mode” or D range start from “EV mode” or “HEV mode”. Then, the slip engagement state of the second clutch CL2 is maintained, and the clutch transmission torque passing through the second clutch CL2 starts while controlling the clutch torque capacity so that the required drive torque determined according to the vehicle state and the driver operation is achieved. Mode. “WSC” is an abbreviation for “Wet Start Clutch”.

エンジンＥｎｇは、希薄燃焼可能であり、スロットルアクチュエータによる吸入空気量とインジェクタによる燃料噴射量と、点火プラグによる点火時期の制御により、エンジントルクが指令値と一致するように制御される。   The engine Eng is capable of lean combustion, and the engine torque is controlled to coincide with the command value by controlling the intake air amount by the throttle actuator, the fuel injection amount by the injector, and the ignition timing by the spark plug.

第１クラッチＣＬ１は、エンジンＥｎｇとモータジェネレータＭＧとの間の位置に介装される。この第１クラッチＣＬ１としては、ダイヤフラムスプリング（付勢手段）４１（図２参照）による付勢力にて常時締結（ノーマルクローズ）の乾式クラッチが用いられ、エンジンＥｎｇ〜モータジェネレータＭＧ間の締結／半締結／解放を行なう。この第１クラッチＣＬ１が完全締結状態ならモータトルク＋エンジントルクが第２クラッチＣＬ２へと伝達され、解放状態ならモータトルクのみが、第２クラッチＣＬ２へと伝達される。なお、半締結／解放の制御は、図２に示す油圧アクチュエータ５０に対するストローク制御により行われる。   First clutch CL1 is interposed at a position between engine Eng and motor generator MG. As this first clutch CL1, a dry-type clutch that is normally engaged (normally closed) with an urging force of a diaphragm spring (urging means) 41 (see FIG. 2) is used, and between the engine Eng and the motor generator MG is engaged / halfway. Fasten / release. If the first clutch CL1 is in the fully engaged state, motor torque + engine torque is transmitted to the second clutch CL2, and if it is in the released state, only motor torque is transmitted to the second clutch CL2. The half-engagement / release control is performed by stroke control for the hydraulic actuator 50 shown in FIG.

ここで、図２に基づいて、第１クラッチＣＬ１の構造を簡単に説明する。
第１クラッチＣＬ１は、エンジン側の入力軸４２に結合されたフライホイール４３と、モータジェネレータＭＧ側の出力軸４４に軸方向に変位可能で回転方向には移動を規制されたクラッチディスク４５と、クラッチディスク４５を覆うクラッチカバー４６と、を備えている。そして、プレッシャプレート４７が、ダイヤフラムスプリング４１の付勢力でクラッチディスク４５をフライホイール４３に圧接させると、入力軸４２と出力軸４４とでトルク伝達が可能な締結状態となる。 Here, the structure of the first clutch CL1 will be briefly described with reference to FIG.
The first clutch CL1 includes a flywheel 43 coupled to an input shaft 42 on the engine side, a clutch disc 45 that is axially displaceable on the output shaft 44 on the motor generator MG side and restricted in movement in the rotational direction, And a clutch cover 46 that covers the clutch disk 45. When the pressure plate 47 presses the clutch disc 45 against the flywheel 43 by the urging force of the diaphragm spring 41, the input shaft 42 and the output shaft 44 are in a fastening state where torque can be transmitted.

また、第１クラッチＣＬ１の解放は、油圧アクチュエータ５０の圧力制御弁５１から出力される油圧によりピストン５２を、図において矢印ＺＬ方向に移動させて行なう。これにより、プレッシャプレート４７が矢印ＺＲの方向に移動し、クラッチディスク４５とフライホイール４３とが離れた解放状態となる。なお、圧力制御弁５１は、後述するクラッチコントローラ１６からの指令信号により駆動する。   The first clutch CL1 is released by moving the piston 52 in the direction of the arrow ZL in the drawing by the hydraulic pressure output from the pressure control valve 51 of the hydraulic actuator 50. As a result, the pressure plate 47 moves in the direction of the arrow ZR, and the clutch disk 45 and the flywheel 43 are released from each other. The pressure control valve 51 is driven by a command signal from a clutch controller 16 described later.

また、ダイヤフラムスプリング（皿バネ）４１の反力特性は、図３の皿バネモデルをもとに、下記の式（ａａ）に示す「アルメンとラスロ近似解」が発表されている。図４に当近似式の計算結果を示す。この計算結果から皿バネの反力の傾き（バネ定数）がストロークに応じて正から負の転じる特性であることが分かる。
Ｐ＝（Ｃ１ＣＥｈ４／ｒ２ ２），Ｃ１
＝[δ／（１−ν２）ｈ][｛（Ｈ／ｈ）−（δ／ｈ）｝｛（Ｈ／ｈ）−（δ／２ｈ）｝＋１]
・・・（ａａ）
なお、Ｐは反力、Ｃはバネの形状により決まる定数、Ｅは縦弾性係数、ｈは皿バネ板厚、ｒ２は皿バネ外半径、δはストローク、νはポアソン比、Ｈは皿バネ自由高さである。 As for the reaction force characteristics of the diaphragm spring (disc spring) 41, “Almen and Lathro approximate solution” shown in the following formula (aa) based on the disc spring model of FIG. 3 has been announced. FIG. 4 shows the calculation result of this approximate expression. From this calculation result, it can be seen that the inclination (spring constant) of the reaction force of the disc spring changes from positive to negative depending on the stroke.
P = (C 1 CEh 4 / r 2 2 ), C 1
= [Δ / (1-ν 2 ) h] [{(H / h) − (δ / h)} {(H / h) − (δ / 2h)} + 1]
... (aa)
P is a reaction force, C is a constant determined by the shape of the spring, E is a longitudinal elastic modulus, h is a disc spring plate thickness, r 2 is a disc spring outer radius, δ is a stroke, ν is a Poisson's ratio, and H is a disc spring. Free height.

図１に戻り、モータジェネレータＭＧは、交流同期モータ構造であり、発進時や走行時に駆動トルク制御や回転数制御を行うと共に、制動時や減速時に回生ブレーキ制御による車両運動エネルギーのバッテリー９への回収を行なうものである。   Returning to FIG. 1, the motor generator MG has an AC synchronous motor structure, and performs drive torque control and rotation speed control when starting and running, and also applies vehicle kinetic energy to the battery 9 by regenerative brake control during braking and deceleration. The collection is performed.

第２クラッチＣＬ２は、ノーマルオープンの湿式多板クラッチや湿式多板ブレーキであり、クラッチ油圧（押付力）に応じて伝達トルク（クラッチトルク容量）が発生する。この第２クラッチＣＬ２は、自動変速機ＡＴおよびファイナルギヤＦＧを介し、エンジンＥｎｇおよびモータジェネレータＭＧ（第１クラッチＣＬ１が締結されている場合）から出力されたトルクを左右駆動輪ＬＴ,ＲＴへと伝達する。
なお、第２クラッチＣＬ２としては、図１に示すように、独立のクラッチをモータジェネレータＭＧと自動変速機ＡＴの間の位置に設定する以外に、自動変速機ＡＴの各変速段にて締結される摩擦締結要素として用いられるクラッチやブレーキを流用しても良い。また、自動変速機ＡＴと左右駆動輪ＬＴ,ＲＴの間の位置に設定しても良い。 The second clutch CL2 is a normally open wet multi-plate clutch or wet multi-plate brake, and generates transmission torque (clutch torque capacity) in accordance with clutch hydraulic pressure (pressing force). The second clutch CL2 passes the torque output from the engine Eng and the motor generator MG (when the first clutch CL1 is engaged) to the left and right drive wheels LT and RT via the automatic transmission AT and the final gear FG. introduce.
As shown in FIG. 1, the second clutch CL2 is engaged at each gear position of the automatic transmission AT, in addition to setting an independent clutch at a position between the motor generator MG and the automatic transmission AT. A clutch or a brake used as a frictional engagement element may be used. Further, it may be set at a position between the automatic transmission AT and the left and right drive wheels LT, RT.

自動変速機ＡＴは、有段階の変速段を得る機であり、複数の遊星歯車から構成される。変速機内部のクラッチならびにブレーキをそれぞれ締結／解放し、トルク伝達経路を変えることにより変速する。   The automatic transmission AT is a machine that obtains stepped gears, and includes a plurality of planetary gears. The clutch and the brake inside the transmission are engaged / released, and the speed is changed by changing the torque transmission path.

実施例１のパラレルハイブリッド車両の制御系は、図１に示すように、第２クラッチ入力回転数センサ６（＝モータ回転数センサ）と、第２クラッチ出力回転数センサ７と、インバータ８と、バッテリー９と、アクセルセンサ１０と、エンジン回転数センサ１１と、クラッチ油温センサ１２と、ストロークセンサ１３と、統合コントローラ１４と、変速機コントローラ１５と、クラッチコントローラ１６と、エンジンコントローラ１７と、モータコントローラ１８と、バッテリーコントローラ１９と、ブレーキセンサ２０と、を備えている。   As shown in FIG. 1, the control system of the parallel hybrid vehicle of the first embodiment includes a second clutch input rotational speed sensor 6 (= motor rotational speed sensor), a second clutch output rotational speed sensor 7, an inverter 8, Battery 9, accelerator sensor 10, engine speed sensor 11, clutch oil temperature sensor 12, stroke sensor 13, integrated controller 14, transmission controller 15, clutch controller 16, engine controller 17, and motor A controller 18, a battery controller 19, and a brake sensor 20 are provided.

インバータ８は、直流／交流の変換を行ない、モータジェネレータＭＧの駆動電流を生成する。バッテリー９は、モータジェネレータＭＧからの回生エネルギーを、インバータ８を介して蓄積する。   Inverter 8 performs DC / AC conversion and generates a drive current for motor generator MG. Battery 9 stores regenerative energy from motor generator MG via inverter 8.

統合コントローラ１４は、バッテリー状態、アクセル開度、および車速（変速機出力回転数に同期した値）から目標駆動トルクを演算する。そして、その結果に基づき各アクチュエータ（モータジェネレータＭＧ、エンジンＥｎｇ、第１クラッチＣＬ１、第２クラッチＣＬ２、自動変速機ＡＴ）に対する指令値を演算し、各コントローラ１５，１６，１７，１８，１９へと送信する。   The integrated controller 14 calculates a target drive torque from the battery state, the accelerator opening, and the vehicle speed (a value synchronized with the transmission output speed). Based on the result, command values for the actuators (motor generator MG, engine Eng, first clutch CL1, second clutch CL2, automatic transmission AT) are calculated, and each controller 15, 16, 17, 18, 19 is processed. And send.

変速機コントローラ１５は、統合コントローラ１４からの変速指令を達成するように変速制御を行なう。   The transmission controller 15 performs shift control so as to achieve the shift command from the integrated controller 14.

クラッチコントローラ１６は、第２クラッチ入力回転数センサ６と第２クラッチ出力回転数センサ７とクラッチ油温センサ１２からのセンサ情報を入力すると共に、統合コントローラ１４からの第１クラッチ油圧指令値と第２クラッチ油圧指令値に対して、クラッチ油圧（電流）指令値を実現するようにソレノイドバルブの電流を制御する。   The clutch controller 16 inputs sensor information from the second clutch input rotational speed sensor 6, the second clutch output rotational speed sensor 7, and the clutch oil temperature sensor 12, and the first clutch hydraulic pressure command value from the integrated controller 14 and the first clutch hydraulic pressure command value. The solenoid valve current is controlled so as to realize the clutch hydraulic pressure (current) command value with respect to the two-clutch hydraulic pressure command value.

エンジンコントローラ１７は、エンジン回転数センサ１１からのセンサ情報を入力すると共に、統合コントローラ１４からのエンジントルク指令値を達成するようにエンジントルク制御を行なう。   The engine controller 17 inputs sensor information from the engine speed sensor 11 and performs engine torque control so as to achieve an engine torque command value from the integrated controller 14.

モータコントローラ１８は、統合コントローラ１４からのモータトルク指令値やモータ回転数指令値を達成するようにモータジェネレータＭＧの制御を行なう。   The motor controller 18 controls the motor generator MG so as to achieve the motor torque command value and the motor rotation speed command value from the integrated controller 14.

バッテリーコントローラ１９は、バッテリー９の充電状態（ＳＯＣ）を管理し、その情報を統合コントローラ１４へと送信する。   The battery controller 19 manages the state of charge (SOC) of the battery 9 and transmits the information to the integrated controller 14.

次に、実施例１の統合コントローラ１４において実行される処理の流れを、図５および図６に示すフローチャートを用いて説明する。なお、両図に示す処理内容は、一定のサンプリング周波数で実行されることとする。   Next, the flow of processing executed in the integrated controller 14 of the first embodiment will be described with reference to the flowcharts shown in FIGS. Note that the processing contents shown in both figures are executed at a constant sampling frequency.

ステップＳ１では、バッテリー充電量ＳＯＣ、自動変速機ＡＴのシフト位置、第２クラッチＣＬ２の入出力回転数、車速Ｖｓｐといった車両状態を示すデータを受信し、次のステップＳ２に進む。   In step S1, data indicating the vehicle state such as the battery charge amount SOC, the shift position of the automatic transmission AT, the input / output rotational speed of the second clutch CL2, and the vehicle speed Vsp are received, and the process proceeds to the next step S2.

ステップＳ２では、アクセル開度Ａｐｏ、第１クラッチＣＬ１のストローク計測値ｘｓｃｌ１を読み込み、ステップＳ３に進む。 In step S2, the accelerator opening Apo and the measured stroke value xscl1 of the first clutch CL1 are read, and the process proceeds to step S3.

ステップＳ３では、アクセル開度Ａｐｏ、車速Ｖｓｐから目標駆動トルクＴｄ＊を演算し、ステップＳ４に進む。なお、詳細については省略するが、目標駆動トルクＴｄ＊は、例えば、図７に示すようなマップに基づいて演算することができる。 In step S3, the target drive torque Td * is calculated from the accelerator opening Apo and the vehicle speed Vsp, and the process proceeds to step S4. Although details are omitted, the target drive torque Td * can be calculated based on, for example, a map as shown in FIG.

ステップＳ４では、バッテリー充電量ＳＯＣや目標駆動トルクＴｄ＊および車速Ｖｓｐといった車両状態に基づいて、第１クラッチ制御モードフラグｆＣＬ１の判断および設定を行ない、ステップＳ５に進む。第１クラッチ制御モードフラグｆＣＬ１とは、第１クラッチＣＬ１を締結するモード（ｆＣＬ１＝１であり、ＨＥＶモードおよびＷＳＣモード時に設定される）と、第１クラッチＣＬ１を解放するモード（ｆＣＬ１＝０であり、ＥＶモード時に設定される）を備えている。なお、ここでは、第１クラッチ制御モードフラグｆＣＬ１の設定の詳細な説明は省略するが、例えば、低加速での発進といった比較的エンジンＥｎｇの効率が良くない走行シーンでは、ＥＶモード走行とするため、第１クラッチＣＬ１は解放（ｆＣＬ１＝０）する。 また、バッテリー充電量ＳＯＣがあらかじめ設定された充電量設定値ＳＯＣth1以下、あるいは目標駆動トルクＴｄ＊が、ＥＶモード走行時の最大駆動トルクＴｄｍａｘ（最大モータトルクＴｍ ｍａｘと目標クランキングトルクＴｃｒａｎｋ ＊の差分）以上となった場合に、ＥＶモード走行は困難なため、ＨＥＶモードで走行するために、第１クラッチＣＬ１を半締結または締結（ｆＣＬ１＝１）する。図８に、バッテリー充電量ＳＯＣに対する目標充放電量特性（モータトルク）の一例を示す。このように、バッテリー充電量ＳＯＣが、基準値よりも低くなれば、目標充放電量が低く設定されて充電され、バッテリー充電量ＳＯＣが高くなれば、目標充放電量が高く設定されて放電される。 In step S4, the first clutch control mode flag fCL1 is determined and set based on the vehicle state such as the battery charge amount SOC, the target drive torque Td *, and the vehicle speed Vsp, and the process proceeds to step S5. The first clutch control mode flag fCL1 is a mode in which the first clutch CL1 is engaged (fCL1 = 1 and is set in the HEV mode and the WSC mode), and a mode in which the first clutch CL1 is released (fCL1 = 0. Yes, set in EV mode). Although detailed description of the setting of the first clutch control mode flag fCL1 is omitted here, for example, in a driving scene where the engine Eng is relatively inefficient such as starting at low acceleration, the EV mode driving is used. The first clutch CL1 is released (fCL1 = 0). Further, the battery charge amount SOC is equal to or less than a preset charge amount set value SOCth1, or the target drive torque Td * is the maximum drive torque Td max (maximum motor torque T m max and target cranking torque T crank when traveling in the EV mode). Since the EV mode traveling is difficult when the difference is equal to or greater than * , the first clutch CL1 is semi-engaged or engaged (fCL1 = 1) in order to travel in the HEV mode. FIG. 8 shows an example of target charge / discharge amount characteristics (motor torque) with respect to the battery charge amount SOC. As described above, when the battery charge amount SOC is lower than the reference value, the target charge / discharge amount is set low and charged, and when the battery charge amount SOC is high, the target charge / discharge amount is set high and discharged. The

ステップＳ５では、バッテリー充電量ＳＯＣ、目標駆動トルクＴｄ＊、第１クラッチ制御モードフラグｆＣＬ１および車速Ｖｓｐといった車両状態に基づいて、第２クラッチ制御モードＣＬ２ＭＯＤＥの判断および設定を行ない、ステップＳ６に進む。なお、第２クラッチ制御モードＣＬ２ＭＯＤＥは、第２クラッチＣＬ２を、締結、解放、スリップのいずれの状態に制御するかを決定するもので、その詳細については後述する。 In step S5, the second clutch control mode CL2MODE is determined and set based on the vehicle state such as the battery charge amount SOC, the target drive torque Td * , the first clutch control mode flag fCL1, and the vehicle speed Vsp, and the process proceeds to step S6. The second clutch control mode CL2MODE determines whether the second clutch CL2 is controlled to be engaged, released, or slipped, and will be described in detail later.

ステップＳ６では、各クラッチＣＬ１，ＣＬ２の制御モードと車両状態とに基づいて、目標駆動トルクＴｄ＊のエンジンＥｎｇとモータジェネレータＭＧとの分担を決定する。すなわち、エンジンＥｎｇの駆動トルク配分量に応じた基本エンジントルク指令値Ｔｅ＿ｂａｓｅ ＊を決定するとともに、モータジェネレータＭＧの駆動トルク配分量に応じた基本モータトルク指令値Ｔｍ＿ｂａｓｅ ＊を決定し、ステップＳ７に進む。なお、このトルク配分の方法はさまざま考えられるが、詳細については説明を省略する。 In step S6, the share of the target drive torque Td * between the engine Eng and the motor generator MG is determined based on the control modes of the clutches CL1 and CL2 and the vehicle state. That is, the basic engine torque command value Te_base * corresponding to the drive torque distribution amount of the engine Eng is determined, and the basic motor torque command value Tm_base * corresponding to the drive torque distribution amount of the motor generator MG is determined, step S7. Proceed to Although various torque distribution methods are conceivable, details thereof are omitted.

ステップＳ７では、第２クラッチＣＬ２のスリップ回転数制御（ＷＳＣ）を実行するか否かの判断を行なう。この場合、ステップＳ５で設定された第２クラッチ制御モードＣＬ２ＭＯＤＥがスリップのモード（ＣＬ２ＭＯＤＥ＝２）であり、かつ、実際のスリップ回転数（第２クラッチ入力回転数−第２クラッチ出力回転数）の絶対値が、設定値以上となった場合は、スリップ回転数制御をＯＮとしてステップＳ８へ進む。一方、第２クラッチ制御モードＣＬ２ＭＯＤＥが、解放（ＣＬ２ＭＯＤＥ＝０）または締結（ＣＬ２ＭＯＤＥ＝１）と設定されている場合は、スリップ回転数制御をＯＦＦとしてステップＳ１２へ進む。   In step S7, it is determined whether or not to execute slip rotation speed control (WSC) of the second clutch CL2. In this case, the second clutch control mode CL2MODE set in step S5 is the slip mode (CL2MODE = 2), and the actual slip rotational speed (second clutch input rotational speed−second clutch output rotational speed). If the absolute value is equal to or greater than the set value, the slip rotation speed control is turned on and the process proceeds to step S8. On the other hand, if the second clutch control mode CL2MODE is set to release (CL2MODE = 0) or engaged (CL2MODE = 1), the slip rotation speed control is turned OFF and the process proceeds to step S12.

ステップＳ８では、基本第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２＿ｂａｓｅ ＊を演算し、ステップＳ９に進む。なお、ここで、基本第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２＿ｂａｓｅ ＊は、例えば、目標駆動トルクＴｄ＊と同値とする。 In step S8, a basic second clutch torque capacity command value Tcl2_base * is calculated, and the process proceeds to step S9. Here, the basic second clutch torque capacity command value Tcl2_base * is, for example, the same value as the target drive torque Td * .

ステップＳ９では、第１クラッチ制御モードフラグｆＣＬ１、基本第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２＿ｂａｓｅ ＊、第２クラッチ油温Ｔｅｍｐｃｌ２、バッテリー充電量ＳＯＣおよび第２クラッチ出力回転数計測値ωｏから第２クラッチ入力回転数目標値ωｃｌ２ｉ ＊を演算し、ステップＳ１０に進む。なお、この演算の詳細な説明については後述する。 In step S9, the first clutch control mode flag fCL1, the basic second clutch torque capacity command value Tcl2_base * , the second clutch oil temperature Temp cl2 , the battery charge amount SOC, and the second clutch output rotational speed measurement value ω o are used as the second. The clutch input rotation speed target value ωcl2i * is calculated, and the process proceeds to step S10. A detailed description of this calculation will be described later.

ステップＳ１０では、第２クラッチ入力回転数目標値ωｃｌ２ｉ ＊と第２クラッチ入力回転数計測値ωｃｌ２ｉとが一致するように回転数制御用モータトルク指令値Ｔｍ＿ＦＢ＿ＯＮを演算し、ステップＳ１１に進む。この回転数制御用モータトルク指令値Ｔｍ＿ＦＢ＿ＯＮの演算方法は、様々考えられるが、本実施例１では、下記の式（１）に基づいて、ＰＩ制御による演算を行なう。この演算は、本実施例１では、タスティン近似等で離散化して得られた漸化式を用いて算出する。
Ｔｍ＿ＦＢ＿ＯＮ＝｛（ＫｐｍＳ＋Ｋｌｍ）／ｓ｝（ωｃｌ２ｉ＊−ωｃｌ２ｉ）・・・（１）
なお、上記式（１）において、Ｋｐｍは、モータ制御用比例ゲイン、Ｋｌｍは、モータ制御用積分ゲイン、ｓは、微分演算子である。 In step S10, the rotational speed control motor torque command value Tm_FB_ON is calculated so that the second clutch input rotational speed target value ωcl2i * matches the second clutch input rotational speed measured value ωcl2i, and the process proceeds to step S11. . Various calculation methods of the rotational speed control motor torque command value Tm_FB_ON can be considered. In the first embodiment, calculation is performed by PI control based on the following equation (1). In the first embodiment, this calculation is calculated using a recurrence formula obtained by discretization by Tustin approximation or the like.
T m — FB — ON = {(K pm S + K lm ) / s} (ω cl2i * −ω cl2i ) (1)
In the above equation (1), K pm is a motor control proportional gain, K lm is a motor control integral gain, and s is a differential operator.

ステップＳ１１では、回転数制御用第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２＿ＦＢ＿ＯＮを演算し、ステップＳ１４に進む。この回転数制御用第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２＿ＦＢ＿ＯＮは、基本第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２＿ｂａｓｅ ＊と回転数制御用モータトルク指令値Ｔｍ＿ＦＢ＿ＯＮとエンジントルク指令値 から求めるが、この演算の詳細については後述する。 In step S11, the second clutch torque capacity command value Tcl2_FB_ON for rotation speed control is calculated, and the process proceeds to step S14. The second clutch torque capacity command value Tcl2_FB_ON for speed control is obtained from the basic second clutch torque capacity command value Tcl2_base * , the motor torque command value Tm_FB_ON for engine speed control, and the engine torque command value. Details will be described later.

ステップＳ１２では、前述した回転数制御用モータトルク指令値Ｔｍ＿ＦＢ＿ＯＮならびに回転数制御用第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２＿ＦＢ＿ＯＮを演算するための内部状態変数を初期化し、ステップＳ１３に進む。 In step S12, internal state variables for calculating the above-described rotation speed control motor torque command value Tm_FB_ON and rotation speed control second clutch torque capacity command value Tcl2_FB_ON are initialized, and the process proceeds to step S13.

ステップＳ１３では、回転数制御を行なわない場合、すなわち、第２クラッチＣＬ２を締結する場合と、解放する場合と、締結状態から回転数制御を行なう（スリップ状態にする）場合のクラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２＿ＦＢ＿ＯＦＦをそれぞれ演算し、ステップＳ１４に進む。 In step S13, the clutch torque capacity command value when the rotational speed control is not performed, that is, when the second clutch CL2 is engaged, released, and when the rotational speed control is performed from the engaged state (slip state). Each of T cl2_FB_OFF is calculated, and the process proceeds to step S14.

ここで、クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２＿ＦＢ＿ＯＦＦは、締結する場合と、解放する場合と、締結状態から回転数制御を行なう場合とは、それぞれ、下記の式（２）（３）（４）（５）に基づいて求める。
（締結する場合）
＜Ｔｃｌ２＿ｚ１ ＊＜Ｔｄ＊×Ｋｓａｆｅの場合＞
Ｔｃｌ２＿ＦＢ＿ＯＦＦ＝Ｔｃｌ２＿ｚ１ ＊＋ΔＴｃｌ２ＬＵ ・・・（２）
＜Ｔｃｌ２＿ｚ１ ＊≧Ｔｄ＊×Ｋｓａｆｅの場合＞
Ｔｃｌ２＿ＦＢ＿ＯＦＦ＝Ｔｄ＊×Ｋｓａｆｅ ・・・（３）
（解放する場合）
Ｔｃｌ２＿ＦＢ＿ＯＦＦ＝０ ・・・（４）
（第２クラッチを締結→スリップ状態にする場合）
Ｔｃｌ２＿ＦＢ＿ＯＦＦ＝Ｔｃｌ２＿Ｚ１ ＊−ΔＴｃｌ２ｓｌｐ ・・・（５）
ただし、上記式（２）〜（５）において、Ｋｓａｆｅは、第２クラッチ安全率係数（＞１）、ΔＴｃｌ２ＬＵは、スリップ（または解放）→締結移行時のトルク容量変化率、ΔＴｃｌ２ｓｌｐは、締結→スリップ移行時トルク容量変化率、Ｔｃｌ２＿Ｚ１ ＊は、最終第２トルク指令値前回値である。 Here, the clutch torque capacity command value Tcl2_FB_OFF is expressed by the following formulas (2), (3), (4), (5) when engaged , when released, and when the rotational speed control is performed from the engaged state, respectively. )
(When concluded)
<T cl2_z1 * <Td * × K safe >
T cl2_FB_OFF = T cl2_z1 * + ΔT cl2LU (2)
< Tcl2_z1 * ≧ Td * × K safe >
T cl2_FB_OFF = Td * × K safe (3)
(When releasing)
T cl2_FB_OFF = 0 (4)
(When the second clutch is engaged → slipped)
T cl2_FB_OFF = T cl2_Z1 * -ΔT cl2slp ··· (5)
However, in the above formulas (2) to (5), K safe is the second clutch safety factor coefficient (> 1), ΔT cl2LU is slip (or release) → torque capacity change rate at the time of engagement transition, and ΔT cl2slp is , Torque capacity change rate at the time of transition from fastening to slip, T cl2_Z1 * is the last value of the final second torque command value.

ステップＳ１４では、最終第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２ ＊を決定し、ステップＳ１５に進む。この最終第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２ ＊を決定するのにあたり、スリップ回転数制御中の場合は、下記の式（６）により求め、スリップ回転数制御停止の場合は、下記の式（７）により求める。
Ｔｃｌ２ ＊＝Ｔｃｌ２＿ＦＢ＿ＯＮ ・・・（６）
Ｔｃｌ２ ＊＝Ｔｃｌ２＿ＦＢ＿ＯＦＦ ・・・（７）
ステップＳ１５では、第１クラッチ制御モードフラグｆＣＬ１に基づき第１クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ１ ＊を決定し、ステップＳ１６に進む。なお、第１クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ１ ＊を決定するのに、第１クラッチ制御モードフラグｆＣＬ１が締結モード（＝１）になっていて、かつ、第２クラッチスリップ回転数ωｃｌ２ｓｌｐがスリップ回転数目標値ωｃｌ２ｓｌｐ ＊以上の場合は、下記の状況ａ）ｂ）に応じ、下記の式（８）と（９）のいずれかに基づいて演算する。
ａ）エンジンＥｎｇが始動（着火）していない場合
-Ｔｃｌ１ ＊＝Ｔｃｌ１＿ＥＮＧ＿ＳＴ ・・・（８）
ｂ）エンジンＥｎｇが始動（着火）している場合
Ｔｃｌ１ ＊＝Ｔｃｌ１＿ｍａｘ ・・・（９）
また、第１クラッチ制御モードフラグｆＣＬ１＝０（解放）となっている場合は、第１クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ１ ＊を下記の式（１０）に基づいて演算する。
Ｔｃｌ１ ＊＝０ ・・・（１０）
なお、上記式（６）〜（９）において、ωｃｌ２ｓｌｐ ＊は、エンジン始動時スリップ回転数目標値、Ｔｃｌ１＿ｍａｘは、第１クラッチ最大トルク容量、Ｔｃｌ１＿ＥＮＧ＿ＳＴは、エンジンクランキングトルクである。 In step S14, a final second clutch torque capacity command value Tcl2 * is determined, and the process proceeds to step S15. In determining the final second clutch torque capacity command value T cl2 * , when the slip rotation speed control is being performed, the following equation (6) is obtained. When the slip rotation speed control is stopped, the following expression (7 )
T cl2 * = T cl2_FB_ON (6)
T cl2 * = T cl2_FB_OFF (7)
In step S15, first determines the clutch torque capacity command value T cl1 * on the basis of the first clutch control mode flag fCL1, the process proceeds to step S16. In order to determine the first clutch torque capacity command value T cl1 * , the first clutch control mode flag fCL1 is in the engagement mode (= 1) and the second clutch slip rotation speed ω cl2 slp is slip rotation. When the numerical target value ωcl2slp * is greater than or equal to the target value ωcl2slp * , the calculation is made based on one of the following formulas (8) and (9) according to the following situations a) and b).
a) When the engine Eng is not started (ignited)
-T cl1 * = T cl1_ENG_ST ··· ( 8)
b) If the engine Eng is started (ignition) T cl1 * = T cl1_max ··· (9)
When the first clutch control mode flag fCL1 = 0 (released), the first clutch torque capacity command value T cl1 * is calculated based on the following equation (10).
T cl1 * = 0 (10)
In the above formulas (6) to (9), ω cl2slp * is the engine start slip rotational speed target value, T cl1_max is the first clutch maximum torque capacity, and T cl1_ENG_ST is the engine cranking torque.

ステップＳ１６では、第１クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ１ ＊から第１クラッチＣＬ１の締結油圧を制御する圧力制御弁５１への第１クラッチ電流指令値Ｉｃｌ１ ＊を演算し、ステップＳ１７に進む。なお、第１クラッチ電流指令値Ｉｃｌ１ ＊の詳細な演算方法については後述する。 In step S16, the first clutch current command value I cl1 * to the pressure control valve 51 for controlling the engagement hydraulic pressure of the first clutch CL1 is calculated from the first clutch torque capacity command value T cl1 * , and the process proceeds to step S17. A detailed calculation method of the first clutch current command value I cl1 * will be described later.

ステップＳ１７では、第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２ ＊から、第２クラッチＣＬ２にかかる油圧を制御する圧力制御弁（図示省略）への第２クラッチ電流指令値Ｉｃｌ２ ＊を演算し、ステップＳ１８へ進む。この第２クラッチ電流指令値Ｉｃｌ２ ＊の演算は、予め取得した特性に基づき作成した図９に示すマップに基づいて行なう。これにより、油圧や電流に対してクラッチトルク容量が非線形な特性を有している場合でも、制御対象を線形としてみなすことができるため、前述したような線形制御理論を適用することができる。 In step S17, a second clutch current command value I cl2 * to a pressure control valve (not shown) for controlling the hydraulic pressure applied to the second clutch CL2 is calculated from the second clutch torque capacity command value T cl2 * , and step S18. Proceed to The calculation of the second clutch current command value I cl2 * is performed based on a map shown in FIG. 9 created based on previously acquired characteristics. Thereby, even when the clutch torque capacity has a non-linear characteristic with respect to the hydraulic pressure or current, the control target can be regarded as linear, and thus the linear control theory as described above can be applied.

ステップＳ１８では、モータトルク指令値Ｔｍ＊を決定し、ステップＳ１９に進む。なお、モータトルク指令値Ｔｍ＊を決定するのにあたり、回転数制御中の場合は、下記の式（１１）に基づいて決定し、回転数制御停止の場合は、下記の式（１２）に基づいて決定する。
Ｔｍ＊＝Ｔｍ＿ＦＢ＿ＯＮ ・・・（１１）
Ｔｍ＊＝Ｔｍ＿ｂａｓｅ ・・・（１２）
ステップＳ１９では、ステップＳ１６，Ｓ１７，Ｓ１８で得られた第１クラッチ電流指令値Ｉｃｌ１ ＊、第２クラッチ電流指令値Ｉｃｌ２ ＊、モータトルク指令値Ｔｍ＊を、各コントローラ１５，１６，１７，１８，１９へ送信する。 In step S18, a motor torque command value Tm * is determined, and the process proceeds to step S19. In determining the motor torque command value Tm * , it is determined based on the following formula (11) when the rotational speed control is being performed, and based on the following formula (12) when the rotational speed control is stopped. To decide.
Tm * = Tm_FB_ON (11)
Tm * = Tm_base (12)
At step S19, step S16, S17, the first clutch current command value obtained in S18 I cl1 *, the second clutch current command value I cl2 *, the motor torque command value Tm *, and each controller 15, 16, 17, 18 and 19 are transmitted.

以上で、統合コントローラ１４における１回のサンプリング周期で実行される処理の流れを終える。   Thus, the flow of processing executed in one sampling cycle in the integrated controller 14 is completed.

（第２クラッチ制御モードＣＬ２ＭＯＤＥの設定方法の詳細）
次に、ステップＳ５の第２クラッチ制御モードＣＬ２ＭＯＤＥの設定方法の詳細について説明する。この第２クラッチ制御モードＣＬ２ＭＯＤＥは、バッテリー充電量ＳＯＣ、目標駆動トルクＴｄ＊、第１クラッチ制御モードフラグｆＣＬ１および車速Ｖｓｐといった車両状態から設定する。以下、その詳細を、図１０に示すフローチャートを用いて説明する。 (Details of setting method of second clutch control mode CL2MODE)
Next, details of the setting method of the second clutch control mode CL2MODE in step S5 will be described. The second clutch control mode CL2MODE is set from the vehicle state such as the battery charge amount SOC, the target drive torque Td * , the first clutch control mode flag fCL1, and the vehicle speed Vsp. The details will be described below with reference to the flowchart shown in FIG.

Ｓ５１では、第１クラッチ制御モードフラグｆＣＬ１を判別し、第１クラッチ制御モードフラグｆＣＬ１が、解放モード(エンジン停止)の場合はステップＳ５２に進み、締結モード（エンジン始動）の場合はＳ５５へ進む。   In S51, the first clutch control mode flag fCL1 is determined. If the first clutch control mode flag fCL1 is in the disengagement mode (engine stop), the process proceeds to step S52, and if it is in the engagement mode (engine start), the process proceeds to S55.

Ｓ５２では、車速Ｖｓｐがゼロ(停止)か否かを判定し、停止している場合は、ステップＳ５３に進み、それ以外はステップＳ５４に進む。   In S52, it is determined whether or not the vehicle speed Vsp is zero (stop). If the vehicle speed Vsp is stopped, the process proceeds to step S53, and otherwise, the process proceeds to step S54.

Ｓ５３では、第２クラッチ制御モードＣＬ２ＭＯＤＥを締結モード（ＣＬ２MODE＝１）として、１回の処理を終える。また、Ｓ５４では、第２クラッチ制御モードＣＬ２ＭＯＤＥをスリップモード（ＣＬ２MODE＝２）として、１回の処理を終える。   In S53, the second clutch control mode CL2MODE is set to the engagement mode (CL2MODE = 1), and one process is completed. In S54, the second clutch control mode CL2MODE is set to the slip mode (CL2MODE = 2), and one process is completed.

Ｓ５５では、車速Ｖｓｐが、あらかじめ設定した設定値Ｖth1（例えば、エンジンＥｎｇが始動できる最低車速）より高いか否かを判定し、設定値Ｖth1よりも低い場合はステップＳ５６へ進み、設定値Ｖth1よりも高い場合はステップＳ５８に進む。   In S55, it is determined whether or not the vehicle speed Vsp is higher than a preset value Vth1 (for example, the lowest vehicle speed at which the engine Eng can be started). If the vehicle speed Vsp is lower than the preset value Vth1, the process proceeds to step S56. If it is higher, the process proceeds to step S58.

ステップＳ５６では、目標駆動トルクＴｄ＊の符号を判別し、正値の場合にはステップＳ５４へ、負値の場合にはステップＳ５７へ進む。 In step S56, the sign of the target drive torque Td * is determined. If the value is positive, the process proceeds to step S54. If the value is negative, the process proceeds to step S57.

ステップＳ５７では、第２クラッチ制御モードＣＬ２ＭＯＤＥを解放モード（ＣＬ２MODE＝０）として、１回の処理を終える。   In step S57, the second clutch control mode CL2MODE is set to the release mode (CL2MODE = 0), and one process is completed.

ステップＳ５８では、前回の第２クラッチ制御モードＣＬ２ＭＯＤＥが締結モード（ＣＬ２MODE＝１）か否かを判定し、締結モードの場合はステップＳ５３へ進み、それ以外の場合はステップＳ５９へ進む。   In step S58, it is determined whether or not the previous second clutch control mode CL2MODE is the engagement mode (CL2MODE = 1). If the engagement mode is the engagement mode, the process proceeds to step S53. Otherwise, the process proceeds to step S59.

ステップＳ５９では、エンジン回転数計測値ωｅ、第２クラッチスリップ回転数計測値ωｃｌ２ｓｌｐが以下のスリップ継続条件を満たすか否か判定し、満たす場合はステップＳ５４に進んで、スリップを開始または継続し、スリップ継続条件を満たさない場合には、ステップＳ５３に進んで、スリップを終了して締結モードへ移行する。ここで、スリップ継続条件を満たす場合とは、ωｅ≠ωｃｌ２ｉ（すなわち、第１クラッチＣＬ１解放またはスリップ）、または、ωｃｌ２ｓｌｐ＞ωｃｌ２ｓｌｐｔｈが成立する場合である。なお、ωｃｌ２ｓｌｐｔｈはスリップ回転数閾値である。 In step S59, it is determined whether or not the engine speed measurement value ωe and the second clutch slip rotation speed measurement value ωcl2slp satisfy the following slip continuation conditions. If so, the process proceeds to step S54 to start or continue slipping. If the slip continuation condition is not satisfied, the process proceeds to step S53 to end the slip and shift to the fastening mode. Here, the case where the slip continuation condition is satisfied is a case where ωe ≠ ωcl2i (that is, the first clutch CL1 is released or slipped) or ωcl2slp > ωcl2slpth is satisfied. Note that ω cl2 slpth is a slip rotation speed threshold value.

（第２クラッチ入力回転数目標値ωｃｌ２ｉ ＊の演算方法）
次に、ステップＳ９における第２クラッチ入力回転数目標値ωｃｌ２ｉ ＊の演算方法の詳細について説明する。 (Calculation method of second clutch input rotational speed target value ωcl2i * )
Next, the details of the calculation method of the second clutch input rotation speed target value ω cl2i * in step S9 will be described.

まず、第２クラッチスリップ回転数目標値ωｃｌ２＿ｓｌｐ ＊を演算する。この第２クラッチ入力回転数目標値ωｃｌ２ｉ ＊は、走行モードがＥＶモード（ｆＣＬ１＝０）の場合は、下記の式（１３）に基づいて演算し、エンジン始動中の場合は、下記の式（１４）に基づいて演算する。
ωｃｌ２＿ｓｌｐ ＊＝ｆｃｌ２＿ｓｌｐ＿ｃｌ１ＯＰ（Ｔｃｌ２＿ｂａｓｅ，Ｔｅｍｐｃｌ２） ・・・（１３）
ここで、ｆｃｌ２＿ｓｌｐ＿ｃｌ１ＯＰ（）は、基本第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２＿ｂａｓｅ ＊および第２クラッチ油温Ｔｅｍｐｃｌ２を入力とした関数である。具体的には、図１１（ａ）に示すマップに基づいて設定することができる。すなわち、「油温が高い」もしくは、「クラッチ容量指令値が大きい」場合は、第２クラッチ入力回転数目標値ωｃｌ２ｉ ＊を小さくすることにより、クラッチ油温の上昇を防止できる。 First, the second clutch slip rotation speed target value ωcl2_slp * is calculated. The second clutch input rotational speed target value ωcl2i * is calculated based on the following equation (13) when the traveling mode is the EV mode (fCL1 = 0), and is calculated when the engine is being started. Calculate based on (14).
ω cl2_slp * = f cl2_slp_cl1OP (T cl2_base , Temp cl2 ) (13)
Here, f cl2_slp_cl1OP () is a function having the basic second clutch torque capacity command value T cl2_base * and the second clutch oil temperature Temp cl2 as inputs. Specifically, it can be set based on the map shown in FIG. That is, when “the oil temperature is high” or “the clutch capacity command value is large”, it is possible to prevent the clutch oil temperature from rising by reducing the second clutch input rotation speed target value ω cl2i * .

ωｃｌ２＿ｓｌｐ ＊＝ｆｃｌ２＿ｓｌｐ＿ｃｌ１ＯＰ（Ｔｃｌ２＿ｂａｓｅ‘Ｔｅｍｐｃｌ２）＋ｆｆｃｌ２＿Δωｓｌｐ（ＴＥｎｇ＿ｓｔａＲＴ） ・・・（１４）
ここで、ｆｆｃｌ２＿Δωｓｌｐ（）は、エンジン始動時のための第２クラッチＣＬ２のスリップ回転数増加量を演算する関数であり、エンジン始動配分モータトルクＴＥｎｇ＿ｓｔａＲＴを入力とする。具体的には、図１１（ｂ）に示すマップに基づいて、エンジン始動配分モータトルクＴＥｎｇ＿ｓｔａＲＴが低下した場合には、第２クラッチ入力回転数目標値ωｃｌ２ｉ ＊を高め（増加量を多く）に設定する。これにより、第１クラッチＣＬ１からの外乱を完全に打ち消すことができず回転数が低下しても、急な締結を防止でき、その結果、加速度変動を生じることなくエンジンを始動できる。 ω cl2_slp * = f cl2_slp_cl1OP (T cl2_base ′ Temp cl2 ) + f fcl2_Δωslp (T Eng_staRT ) (14)
Here, f fcl2_Δωslp () is a function for calculating the amount of increase in the slip rotation speed of the second clutch CL2 at the time of engine start, and the engine start distribution motor torque T Eng_staRT is input. Specifically, based on the map shown in FIG. 11B, when the engine start distribution motor torque T Eng_staRT decreases, the second clutch input rotational speed target value ω cl2i * is increased (the increase amount is increased). Set to. Thereby, even if the disturbance from the first clutch CL1 cannot be completely canceled and the rotational speed is reduced, it is possible to prevent sudden engagement, and as a result, it is possible to start the engine without causing fluctuations in acceleration.

なお、エンジン始動後もスリップ制御を継続する場合、第２クラッチ入力回転数目標値ωｃｌ２ｉ ＊は、ＥＶ走行中と同様とする（増加分は加算しない）。 When the slip control is continued even after the engine is started, the second clutch input rotational speed target value ωcl2i * is the same as that during EV traveling (the increment is not added).

次に、下記の式（１５）に基づいて、第２クラッチスリップ回転数目標値ωｃｌ２＿ｓｌｐ ＊と第２クラッチ出力回転数計測値ωｏとから、第２クラッチ入力回転数目標値ωｃｌ２ｉ ＊を演算する。
ωｃｌ２ｉ ＊＝ωｃｌ２＿ｓｌｐ ＊＋ωｏ ・・・（１５）
最後に、上記式（１５）から算出した第２クラッチ入力回転数目標値ωｃｌ２ｉ ＊に、上下限制限を施し、最終的な第２クラッチ入力回転数目標値ωｃｌ２ｉ ＊とする。なお、上下限制限値は、エンジン回転数の上下限値とする。 Next, based on the following equation (15), the second clutch input rotational speed target value ω cl2i * is calculated from the second clutch slip rotational speed target value ω cl2_slp * and the second clutch output rotational speed measured value ωo. To do.
ωcl2i * = ωcl2_slp * + ωo (15)
Finally, the above equation (15) second clutch input rotational speed target value calculated from ω cl2i *, subjected to upper and lower limits, and the final second clutch input rotational speed target value ω cl2i *. The upper and lower limit values are the upper and lower limit values of the engine speed.

（回転数制御用第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２＿ＦＢ＿ＯＮ の演算方法）
次に、 ステップＳ１１の回転数制御用第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２＿ＦＢ＿ＯＮ の演算方法の詳細について説明する。 (Calculation method of second clutch torque capacity command value T cl2_FB_ON for rotation speed control)
Next, the details of the calculation method of the second clutch torque capacity command value T cl2_FB_ON for rotation speed control in step S11 will be described.

図１２に、第２クラッチＣＬ２の制御ブロック図を示している。本制御系は、フィードフォワード（Ｆ／Ｆ）補償とフィードバック（Ｆ／Ｂ）補償とからなる２自由度制御手法で設計している。Ｆ／Ｂ補償部については様々な設計方法が考えられるが、今回はその一例としてＰＩ制御の例を示している。以下、その演算方法について説明する。   FIG. 12 shows a control block diagram of the second clutch CL2. This control system is designed by a two-degree-of-freedom control method including feedforward (F / F) compensation and feedback (F / B) compensation. Various design methods can be considered for the F / B compensator, but this time, an example of PI control is shown as an example. Hereinafter, the calculation method will be described.

まず、下記の式（１６）に示す位相補償フィルタＧＦＦ（ｓ）に基づき基本第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２＿ｂａｓｅ ＊に位相補償を施し、Ｆ／Ｆ第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２＿ＦＦを演算する。実際の演算は、タスティン近似等で離散化して得られた漸化式を用いて算出する。
Ｔｃｌ２＿ＦＦ／Ｔｃｌ２＿ｂａｓｅ ＊＝ＧＦＦ（ｓ）＝（τｃｌ２・ｓ＋１）／（τｃｌ２ｒｅｆ・ｓ＋１） ・・・（１６）
ただし、τｃｌ２は第２クラッチモデル時定数、τｃｌ２ｒｅｆは第２クラッチ制御用規範応答時定数である。 First, phase compensation is performed on the basic second clutch torque capacity command value T cl2_base * based on the phase compensation filter G FF (s) shown in the following equation (16), and the F / F second clutch torque capacity command value T cl2_FF is set to Calculate. The actual calculation is calculated using a recurrence formula obtained by discretization by Tustin approximation or the like.
T cl2_FF / T cl2_base * = G FF (s) = (τ cl2 · s + 1) / (τ cl2ref · s + 1) ··· (16)
However, τ cl2 is the second clutch model time constant, and τ cl2ref is the second clutch control reference response time constant.

次に、第２クラッチトルク容量目標値Ｔｃｌ２＿ｔを演算する。ここで、第２クラッチトルク容量目標値Ｔｃｌ２＿ｔは、ＥＶモード（第１クラッチＣＬ１が解放状態）の場合は、下記の式（１７）に基づいて演算し、ＨＥＶモード（第１クラッチＣＬ１が締結状態）の場合は、下記の式（１８）に基づいて演算する。
Ｔｃｌ２＿ｔ＝Ｔｃｌ２＿ｂａｓｅ ＊ ・・・（１７）
Ｔｃｌ２＿ｔ＝Ｔｃｌ２＿ｂａｓｅ ＊−Ｔｅ＿ｅｓｔ ・・・（１８）
なお、ＨＥＶモードにおける第２クラッチトルク容量目標値Ｔｃｌ２＿ｔは、全体（エンジンおよびモータ）のトルク容量に対し、モータ分の容量を意味する。 Next, the second clutch torque capacity target value Tcl2_t is calculated. Here, the second clutch torque capacity target value Tcl2_t is calculated based on the following equation (17) in the EV mode (the first clutch CL1 is in the released state), and the HEV mode (the first clutch CL1 is engaged). In the case of (state), calculation is performed based on the following equation (18).
T cl2_t = T cl2_base * (17)
Tcl2_t = Tcl2_base * −Te_est (18)
Note that the second clutch torque capacity target value T cl2_t in the HEV mode means the capacity of the motor with respect to the torque capacity of the whole (engine and motor).

また、Ｔｅ＿ｅｓｔはエンジントルク推定値であり、例えば下記の式（１９）に基づき演算する。
Ｔｅ＿ｅｓｔ＝（１／τｅｓ＋１）ｅ−Ｌｅｓ×Ｔｅ＿ｂａｓｅ ＊ ・・・（１９）
ただし、τｅはエンジン一次遅れ時定数、Ｌｅはエンジンむだ時間である。 Te_est is an estimated engine torque value, and is calculated based on, for example, the following equation (19).
T e_est = (1 / τ e s + 1) e -Les × T e_base * ··· (19)
Where τ e is the engine first-order lag time constant, and Le is the engine dead time.

次に、下記の式（２０）に基づいて第２クラッチトルク容量規範値Ｔｃｌ２＿ｒｅｆを演算する。
（Ｔｃｌ２＿ｒｅｆ／Ｔｃｌ２＿ｔ）＝Ｇｃｌ２＿ＲＥＦ（ｓ）＝１／τｃｌ２＿ｒｅｆ・ｓ＋１ ・・（２０）
次に、第２クラッチトルク容量規範値Ｔｃｌ２＿ｒｅｆと、前述した回転数制御用モータトルク指令値Ｔｍ＿ＦＢ＿ＯＮとから、下記の式（２１）に基づいてＦ／Ｂ第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２＿ＦＢを演算する。
Ｔｃｌ２＿ＦＢ＝
｛（ＫＰｃｌ２ｓ＋ＫＩｃｃｌ２）／ｓ｝×（Ｔｃｌ２＿ｒｅｆ−Ｔｍ＿ＦＢ＿ＯＮ） ・・・（２１）
ただし、ＫＰｃｌ２は第２クラッチ制御用比例ゲイン、ＫＩｃｃｌ２は２クラッチ制御用積分ゲインである。 Next, the second clutch torque capacity reference value T cl2_ref is calculated based on the following equation (20).
(T cl2_ref / T cl2_t ) = G cl2_REF (s) = 1 / τ cl2_ref · s + 1 (20)
Next, the F / B second clutch torque capacity command value T cl2_FB is calculated from the second clutch torque capacity reference value T cl2_ref and the above-described rotation speed control motor torque command value T m_FB_ON based on the following equation (21). Is calculated.
T cl2_FB =
{(K Pcl2 s + K Icl2 ) / s} × (T cl2 — ref −T m — FB — ON ) (21)
However, K Pcl2 is a proportional gain for second clutch control, and K Icc12 is an integral gain for two clutch control.

さらに、下記式（２２）のように入力回転数変化によって生じるトルク（イナーシャトルク）を考慮することにより、入力回転数が変化している場合にも精度よくトルク容量を制御できる。
Ｔｃｌ２＿ＦＢ＝｛（ＫＰｃｌ２ｓ＋ＫＩｃｃｌ２）／ｓ｝×（Ｔｃｌ２＿ｒｅｆ−Ｔｍ＿ＦＢ＿ＯＮ−ＴＩｃｌ２＿ｅｓｔ） ・・・（２２）
なお、ＴＩｃｌ２＿ｅｓｔはイナーシャトルク推定値であり、例えば、入力回転数変化量（微分値）に入力軸周りの慣性モーメントを乗算して求める。
そして、Ｆ／Ｆ第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２＿ＦＦとＦ／Ｂ第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２＿ＦＢとを加算し、最終的な回転数制御用第２クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ２＿ＦＢ＿ＯＮを演算する。 Furthermore, the torque capacity can be accurately controlled even when the input rotational speed is changed by considering the torque (inert torque) generated by the input rotational speed change as shown in the following equation (22).
T cl2_FB = {(K Pcl2 s + K Icl2 ) / s} × (T cl2_ref −T m_FB_ON −T Icl2_est ) (22)
Note that TIcl2_est is an inertia torque estimated value, and is obtained, for example, by multiplying the input rotational speed change amount (differential value) by the moment of inertia around the input shaft.
Then, the F / F second clutch torque capacity command value T cl2_FF and the F / B second clutch torque capacity command value T cl2_FB are added to calculate a final second clutch torque capacity command value T cl2_FB_ON for rotational speed control. To do.

（第１クラッチ電流指令値Ｉｃｌ１ ＊の演算方法）
次に、 ステップＳ１６における第１クラッチＣＬ１の油圧を制御するソレノイドバルブへ出力する第１クラッチ電流指令値Ｉｃｌ１ ＊の演算方法について、図１３に示すフローチャートに基づいて説明する。 (Calculation method of first clutch current command value I cl1 * )
Next, a calculation method of the first clutch current command value I cl1 * output to the solenoid valve that controls the hydraulic pressure of the first clutch CL1 in step S16 will be described based on the flowchart shown in FIG.

ステップＳ１６１では、最終第１クラッチトルク容量指令値Ｔｃｌ１ ＊から、予め取得したクラッチトルク容量−ストローク特性により作成した図１４に示すマップを用いて第１クラッチストローク目標値ｘｓｃｌ１ ＊を演算し、ステップＳ１６２に進む。 In step S161, the final first clutch torque capacity command value T cl1 *, clutch torque capacity previously acquired - first calculates the clutch stroke target value x SCL1 * using a map shown in FIG. 14 created by the stroke characteristic, Proceed to step S162.

ステップＳ１６２では、第１クラッチストローク目標値ｘｓｃｌ１ ＊と、第１クラッチストローク計測値ｘｓｃｌ１とにより第１クラッチ油圧指令値Ｐｃｌ１ ＊を演算する。 In step S162, the first clutch stroke target value x SCL1 *, calculates the first clutch oil pressure command value P cl1 * by a first clutch stroke measurement value x SCL1.

この第１クラッチ油圧指令値Ｐｃｌ１ ＊の演算に、本実施例１ではＳ１１と同様に、図１５に示す２自由度制御手法を採用している。 In the first embodiment, the two-degree-of-freedom control method shown in FIG. 15 is adopted in the calculation of the first clutch hydraulic pressure command value P cl1 * as in S11.

すなわち、第１クラッチ油圧指令値Ｐｃｌ１ ＊の演算は、図１５に示す油圧指令値演算手段６０により行なわれるもので、この油圧指令値演算手段６０は、この演算は、Ｆ／Ｆ補償器６１、規範応答部６２、Ｆ／Ｂ補償器６３を備えている。 That is, the calculation of the first clutch hydraulic pressure command value P cl1 * is performed by the hydraulic pressure command value calculation means 60 shown in FIG. 15. This hydraulic pressure command value calculation means 60 is calculated by the F / F compensator 61. The reference response unit 62 and the F / B compensator 63 are provided.

まず、Ｆ／Ｆ補償器６１では、第１クラッチストローク目標値ｘｓｃｌ１ ＊から、下記の式（２３）に示すような規範応答伝達特性と、後述する油圧補正後の制御対象伝達特性の逆系からなる位相補償フィルタを用いてＦ／Ｆ油圧指令値Ｐｃｌ１＿ＦＦを演算する。
Ｐｃｌ１＿ＦＦ／ｘｓｃｌ１ ＊＝Ｇｃｌ１＿ＦＦ（ｓ）
＝（Ｍｓ２＋Ｃｓ＋Ｋｃｌ１＿ｒｅｆ）／（ｓ２＋２ζｃｌ１＿ｒｅｆωｃｌ１＿ｒｅｆｓ＋ω２ ｃｌ１＿ｒｅｆ） ・・・（２３）
ただし、Ｃは第１クラッチ機構部粘性係数、Ｋｃｌ１＿ｒｅｆは油圧補正後の制御対象ばね定数、ζｃｌ１＿ｒｅｆは第１クラッチ規範応答減衰係数、ωｃｌ１＿ｒｅｆは第１クラッチ規範応答固有振動数、Ｍはクラッチ質量である。 First, in the F / F compensator 61, from the first clutch stroke target value x scl1 * , an inverse system of a reference response transmission characteristic as shown in the following formula (23) and a control target transmission characteristic after hydraulic pressure correction described later. The F / F hydraulic pressure command value Pcl1_FF is calculated using the phase compensation filter consisting of
P cl1_FF / x sccl1 * = G cl1_FF (s)
= (Ms 2 + Cs + K cl1_ref) / (s 2 + 2ζ cl1_ref ω cl1_ref s + ω 2 cl1_ref) ··· (23)
Where C is the first clutch mechanism viscosity coefficient, K cl1_ref is the spring constant to be controlled after hydraulic pressure correction, ζ cl1_ref is the first clutch reference response damping coefficient, ω cl1_ref is the first clutch reference response natural frequency, and M is the clutch Mass.

次に、規範応答部６２にて、第１クラッチストローク目標値ｘｓｃｌ１ ＊から、下記の式（２４）に示すような規範応答伝達特性を表すフィルタを用いてストローク規範値ｘｓｃｌ１＿ｒｅｆを演算する。
ｘｓｃｌ１＿ｒｅｆ／ｘｓｃｌ１ ＊＝Ｇｃｌ１＿ｒｅｆ（ｓ）
＝ω２ ｃｌ１＿ｒｅｆ／ｓ２＋２ζｃｌ１＿ｒｅｆωｃｌ１＿ｒｅｆｓ＋ω２ ｃｌ１＿ｒｅｆ ・・・（２４）
次に、Ｆ／Ｂ補償器６３にて、ストローク規範値ｘｓｃｌ１＿ｒｅｆと第１クラッチストローク計測値ｘｓｃｌ１の偏差ｘｓｃｌ１＿ｅｒｒから、下記の式（２５）に基づきＦ／Ｂ油圧指令値Ｐｃｌ１＿ＦＢを演算する。
Ｐｃｌ１＿ＦＢ／ｘｓｃｌ１＿ｅｒｒ＝Ｇｃｌ１＿ＦＢ（ｓ）
＝（ＫＰｇａｉｎ＿ｃｌ１・ｓ＋ＫＩｇａｉｎ＿ｃｌ１＋ＫＤｇａｉｎ＿ｃｌ１・ｓ２）／ｓ ・・・（２５）
ただし、ＫＰｇａｉｎ＿ｃｌ１は比例ゲイン、ＫＩｇａｉｎ＿ｃｌ１は積分ゲイン、ＫＤｇａｉｎ＿ｃｌ１は微分ゲインである。 Next, the norm response unit 62 calculates a stroke norm value x sccl1_ref from the first clutch stroke target value x scl1 * using a filter representing a norm response transmission characteristic as shown in the following equation (24).
x sccl1_ref / x sccl1 * = G cl1_ref (s)
= Ω 2 cl1_ref / s2 + 2ζ cl1_ref ω cl1_ref s + ω 2 cl1_ref (24)
Next, at F / B compensator 63, the deviation x Scl1_err stroke reference value x Scl1_ref a first clutch stroke measurement value x SCL1, calculates the F / B pressure command value P Cl1_FB based on the following equation (25) To do.
P cl1_FB / x sccl1_err = G cl1_FB (s)
= (K Pgain_cl1 · s + K Igain_cl1 + K Dgain_cl1 · s 2 ) / s (25)
However, K Pgain_cl1 is a proportional gain, K Igain_cl1 is an integral gain, and K Dgain_cl1 is a differential gain.

そして、最後にＦ／Ｆ油圧指令値Ｐｃｌ１＿ＦＢとＦ／Ｂ油圧指令値Ｐｃｌ１＿ＦＦとを加算し、第１クラッチ油圧指令値Ｐｃｌ１ ＊とする。 Finally, by adding the F / F hydraulic pressure command value P Cl1_FB and F / B pressure command value P Cl1_FF, the first clutch oil pressure command value P cl1 *.

ステップＳ１６３では、第１クラッチ油圧指令値Ｐｃｌ１ ＊を補正して最終油圧指令値Ｐｃｌ１＿ｃｏｍを演算する。この補正は、図１５の油圧指令値補正部７０により行なわれ、クラッチ機構部の反力（油圧）−ストローク特性の傾き（ダイヤフラムスプリングのバネ特性）が設計者の所望する特性となるように第１クラッチ油圧指令値Ｐｃｌ１ ＊の補正を行なう。なお、この補正の詳細については後述する。 In step S163, it computes the final hydraulic pressure command value P Cl1_com by correcting the first clutch oil pressure command value P cl1 *. This correction is performed by the hydraulic pressure command value correction unit 70 shown in FIG. 15 so that the inclination of the reaction force (hydraulic pressure) -stroke characteristic of the clutch mechanism (the spring characteristic of the diaphragm spring) becomes a characteristic desired by the designer. The 1-clutch oil pressure command value P cl1 * is corrected. Details of this correction will be described later.

ステップＳ１６４では、最終油圧指令値Ｐｃｌ１＿ｃｏｍから、予め取得した特性に基づき作成した図７に示すマップを用いて第１クラッチ電流指令値Ｉｃｌ１ ＊を算出する。 In step S164, the first clutch current command value Icl1 * is calculated from the final hydraulic pressure command value Pcl1_com using the map shown in FIG. 7 created based on the previously acquired characteristics.

（油圧補正の説明）
次に、ステップＳ１６３において行なう、最終油圧指令値Ｐｃｌ１＿ｃｏｍを得るための補正について詳細に説明する。すなわち、このステップＳ１６３で行なう補正が、本実施例１の特徴とするものであり、実施例１では、下記の第１の補正例と、第２の補正例とのいずれかの補正を行なう。 (Explanation of hydraulic pressure correction)
Next, the correction for obtaining the final hydraulic pressure command value Pcl1_com performed in step S163 will be described in detail. That is, the correction performed in step S163 is a feature of the first embodiment. In the first embodiment, any one of the following first correction example and second correction example is performed.

まず、第１の補正例について説明すると、この補正は、図１４に示すダイヤフラム実反力特性に基づいて得られた第１クラッチ油圧推定値Ｐｃｌ１＿ｅｓｔと、後述する規範バネ特性Ｋｒｅｆに基づいて得られた反力規範値Ｐｃｌ１＿ｒｅｆとの差分から、油圧補正値Ｐｃｌ１＿ｈｏｓｅｉを演算する。 First, the first correction example will be described. This correction is obtained based on a first clutch hydraulic pressure estimated value P cl1_est obtained based on the diaphragm actual reaction force characteristic shown in FIG. 14 and a reference spring characteristic Kref described later. The hydraulic pressure correction value P cl1_hosei is calculated from the difference from the obtained reaction force reference value P cl1_ref .

すなわち、図１６に示すように、油圧指令値補正部７０は、実バネ特性（実反力特性）マップ７０ｍａと規範バネ特性（規範反力特性）マップ７０ｍｂとを有している。
実バネ特性マップ７０ｍａは、図１４に示すダイヤフラムスプリング４１のバネ定数Ｋｐに基づく反力特性を示しており、ストローク位置ｘｓ１において、反力の傾きが正から負に変化する変曲点を有している。
これに対し、規範バネ特性マップ７０ｍｂは、図示のように、バネ定数Ｋｐの反力の傾きが正の部分の傾きのみの反力特性である、設計者の意図する特性となっている。 That is, as shown in FIG. 16, the hydraulic pressure command value correction unit 70 has an actual spring characteristic (actual reaction force characteristic) map 70ma and a normative spring characteristic (normative reaction force characteristic) map 70mb.
The actual spring characteristic map 70ma shows a reaction force characteristic based on the spring constant Kp of the diaphragm spring 41 shown in FIG. 14, and has an inflection point at which the inclination of the reaction force changes from positive to negative at the stroke position xs1. ing.
On the other hand, the normative spring characteristic map 70mb is a characteristic intended by the designer, as shown in the figure, which is a reaction force characteristic of only the inclination of the positive part of the reaction force of the spring constant Kp.

そして、第１クラッチストローク計測値ｘｓｃｌ１に基づいて、規範バネ特性マップ７０ｍｂから推定した反力規範値Ｐｃｌ１＿ｒｅｆと、実バネ特性マップ７０ｍａから推定した第１クラッチ油圧推定値Ｐｃｌ１＿ｅｓｔと、の差分から、油圧補正値Ｐｃｌ１＿ｈｏｓｅｉを演算する。なお、この演算には、下記の式（２６）または（２７）を用いる。
Ｐｃｌ１＿ｈｏｓｅｉ＝Ｐｃｌ１＿ｒｅｆ−Ｐｃｌ１＿ｅｓｔ
＝Ｋｒｅｆ・ｘｓｃｌ１−ｆｘｓｃｌ１−Ｐ（ｘｓｃｌ１） ・・・（２６）
Ｐｃｌ１＿ｈｏｓｅｉ＝Ｐｃｌ１＿ｒｅｆ−Ｐｃｌ１＿ｅｓｔ
＝Ｋｒｅｆ・ｘｓｃｌ１＿Ａ−ｆｘｓｃｌ１−Ｐ（ｘｓｃｌ１＿Ａ） ・・・（２７）
ただし、ｆｘｓｃｌ１−Ｐ（）は、油圧−ストローク特性を示す関数である。 The difference between the reaction force reference value P cl1_ref estimated from the reference spring characteristic map 70mb and the first clutch hydraulic pressure estimated value P cl1_est estimated from the actual spring characteristic map 70ma based on the first clutch stroke measurement value x sccl1. From this, the hydraulic pressure correction value P cl1_hosei is calculated. In this calculation, the following formula (26) or (27) is used.
P cl1_hosei = P cl1_ref −P cl1_est
= K ref · x sccl1 -f xsccl1-P (x sccl1 ) (26)
P cl1_hosei = P cl1_ref −P cl1_est
= K ref · x sccl1_A −f xsccl 1−P (x sccl1_A ) (27)
However, f xscl1-P () is a function indicating the hydraulic pressure-stroke characteristic.

また、図１４に示す特性の傾きに近似したバネ定数Ｋｐを求め、下記の式（２８）または（２９）を用いて演算してもよい。
Ｐｃｌ１＿ｈｏｓｅｉ＝Ｐｃｌ１＿ｒｅｆ−Ｐｃｌ１＿ｅｓｔ
＝Ｋｒｅｆ・ｘｓｃｌ１−Ｋｐ・ｘｓｃｌ１ ・・・（２８）
Ｐｃｌ１＿ｈｏｓｅｉ＝Ｐｃｌ１＿ｒｅｆ−Ｐｃｌ１＿ｅｓｔ
＝Ｋｒｅｆ・ｘｓｃｌ１＿Ａ−Ｋｐ・ｘｓｃｌ１＿Ａ ・・・（２９）
なお、上記式（２８）（２９）を用いて予めストローク毎の補正値を演算しておき、マップにしておいてもよい。 Further, the spring constant Kp approximated to the characteristic gradient shown in FIG. 14 may be obtained and calculated using the following equation (28) or (29).
P cl1_hosei = P cl1_ref −P cl1_est
= K ref · x sccl1 -K p · x sccl1 (28)
P cl1_hosei = P cl1_ref −P cl1_est
= K ref · x sccl1_A -K p · x sccl1_A (29)
The correction value for each stroke may be calculated in advance using the above formulas (28) and (29), and may be made into a map.

そして、以上のようにして算出した油圧補正値Ｐｃｌ１＿ｈｏｓｅｉと第１クラッチ油圧指令値Ｐｃｌ１ ＊とから、下記の式（３０）に基づいて最終油圧指令値Ｐｃｌ１＿ｃｏｍを演算する。
Ｐｃｌ１＿ｃｏｍ＝Ｐｃｌ１ ＊−Ｐｃｌ１＿ｈｏｓｅｉ ・・・（３０）
したがって、第１クラッチＣＬ１のストローク量が変曲点を有したｘｓ１よりも大きな領域では、ダイヤフラムスプリング４１のバネ特性が、設計者の意図する規範バネ特性Ｋｒｅｆを有しているかのように、油圧が補正される。なお、図１６において制御対象部Ｇｐ（ｓ）は、制御対象となる油圧アクチュエータ５０および第１クラッチＣＬ１のモデルに相当する部分であり、油圧機構モデル５００、クラッチモデル６００を備えている。 Then, from the above way hydraulic correction value is calculated by P Cl1_hosei the first clutch oil pressure command value P cl1 *, it calculates the final hydraulic pressure command value P Cl1_com based on the following equation (30).
P cl1_com = P cl1 * -P cl1_hosei ··· (30)
Therefore, in the region where the stroke amount of the first clutch CL1 is larger than xs1 having the inflection point, the spring characteristic of the diaphragm spring 41 is hydraulic as if it has the reference spring characteristic Kref intended by the designer. Is corrected. In FIG. 16, the control target part Gp (s) is a part corresponding to the model of the hydraulic actuator 50 and the first clutch CL1 to be controlled, and includes a hydraulic mechanism model 500 and a clutch model 600.

次に、第２の補正例について説明する。
この第２の補正例では、図１７に示す油圧指令値補正部２７０は、第１の補正例で示したものとは異なる補正マップ２７０ｍを備えている。この補正マップ２７０ｍは、図１８に示すように、各ストローク（動作点）毎に原点を結んだ直線の傾きをバネ定数Ｋｐとしてモデル化している。 Next, a second correction example will be described.
In the second correction example, the hydraulic pressure command value correction unit 270 shown in FIG. 17 includes a correction map 270m different from that shown in the first correction example. As shown in FIG. 18, the correction map 270m models the slope of a straight line connecting the origin for each stroke (operating point) as a spring constant Kp.

油圧指令値補正部２７０は、第１クラッチストローク計測値ｘｓｃｌ１から求めた制御対象のバネ定数Ｋｐと規範バネ特性Ｋｒｅｆから、下記の式（３１）に基づき最終油圧指令値Ｐｃｌ１＿ｃｏｍを演算する。
Ｐｃｌ１＿ｃｏｍ＝（Ｋｐ／Ｋｒｅｆ）Ｐｃｌ１ ＊ ・・・（３１）
（油圧指令補正用クラッチストローク推定値ｘｓｃｌ１＿Ａに基づく補正例）
上述した油圧指令値補正部７０，２７０は、第１クラッチストローク計測値ｘｓｃｌ１から油圧補正値Ｐｃｌ１＿ｈｏｓｅｉを得るようにしているが、第１クラッチストローク計測値ｘｓｃｌ１に代えて推定値を用いるようにしてもよい。 The hydraulic pressure command value correction unit 270 calculates a final hydraulic pressure command value P cl1_com based on the following equation (31) from the spring constant Kp to be controlled and the reference spring characteristic K ref obtained from the first clutch stroke measurement value x sccl1. .
P cl1_com = (Kp / K ref ) P cl1 * (31)
(Example of correction based on estimated clutch stroke value x sccl1_A for hydraulic command correction)
Hydraulic pressure command value correcting portion 70, 270 described above, but so as to obtain the oil pressure correction value P Cl1_hosei from the first clutch stroke measurement value x SCL1, so using the estimated value in place of the first clutch stroke measurement value x SCL1 It may be.

そこで、上述の第１の補正例を実行する油圧指令値補正部７０が、油圧指令補正用クラッチストローク推定値ｘｓｃｌ１＿Ａに基づいて油圧補正値Ｐｃｌ１＿ｈｏｓｅｉを演算するようにした例を、図１９，図２０に示す。なお、第２の補正例として示した油圧指令値補正部２７０も、図示は省略するが、同様に、油圧指令補正用クラッチストローク推定値ｘｓｃｌ１＿Ａに基づいて油圧補正値Ｐｃｌ１＿ｈｏｓｅｉを演算することができる。 Accordingly, an example in which the hydraulic pressure command value correction unit 70 that executes the first correction example described above calculates the hydraulic pressure correction value P cl1_hosei based on the hydraulic pressure command correction clutch stroke estimated value x sccl1_A is shown in FIG. It shows in FIG. The hydraulic pressure command value correction unit 270 shown as the second correction example is not shown in the figure, but similarly, the hydraulic pressure correction value P cl1_hosei can be calculated based on the hydraulic pressure command correction clutch stroke estimated value x sccl1_A. it can.

図１９に示す油圧指令値補正部３７０は、クラッチストローク推定部３７１を備えている。このクラッチストローク推定部３７１は、第１クラッチ油圧指令値Ｐｃｌ１ ＊から油圧指令補正用クラッチストローク推定値ｘｓｃｌ１＿Ａを演算する。
すなわち、クラッチストローク推定部３７１は、第１クラッチ油圧指令値Ｐｃｌ１ ＊から下記の式（３２）に基づき油圧指令補正用クラッチストローク推定値ｘｓｃｌ１＿Ａを演算する。
ｘｓｃｌ１＿Ａ／Ｐｃｌ１ ＊＝Ｇｃｌ１ｒｅｆ（ｓ）＝１／（Ｍｓ２＋Ｃｓ＋Ｋｒｅｆ ・・・（３２）
一方、図２０に示す油圧指令値補正部４７０は、クラッチストローク推定部４７１を備えている。このクラッチストローク推定部４７１は、第１クラッチストローク計測値ｘｓｃｌ１から、油圧指令補正用クラッチストローク推定値ｘｚｃｌ１＿Ａを演算する。
すなわち、クラッチストローク推定部４７１は、下記の式（３３）に基づいて、第１クラッチストローク計測値ｘｓｃｌ１から、油圧機構の応答特性Ｇｐｃｌ１（Ｓ）とローパスフィルタＧＬＰＦ（Ｓ）で構成される位相進み補償器ＧＨＰＦ（Ｓ）によって油圧指令補正用クラッチストローク推定値ｘｚｃｌ１＿Ａを演算する。
ｘｓｃｌ＿Ａ／ｘｓｃｌ１＝ＧＨＰＦ（ｓ）＝ＧＬＰＦ（ｓ）／ＧＰｃｌ１（ｓ）
＝（Ｔ２ｓ＋１）／（Ｔ１ｓ＋１） ・・・（３３）
ただし、Ｔ１はローパスフィルタの時定数、Ｔ２は油圧系応答特性の時定数である。なお、位相進み補償器ＧＨＰＦ（Ｓ）は、第１クラッチストローク計測値ｘｓｃｌ１の位相を油圧アクチュエータ５０の応答遅れ分だけ進める。 A hydraulic pressure command value correction unit 370 illustrated in FIG. 19 includes a clutch stroke estimation unit 371. The clutch stroke estimation unit 371 calculates a hydraulic command correction clutch stroke estimated value x sccl1_A from the first clutch hydraulic command value P cl1 * .
That is, the clutch stroke estimation unit 371 calculates the hydraulic pressure command correcting clutch stroke estimated value x sccl1_A from the first clutch hydraulic pressure command value P cl1 * based on the following equation (32).
x scl1_A / P cl1 * = G cl1ref (s) = 1 / (Ms 2 + Cs + K ref ··· (32)
On the other hand, the hydraulic pressure command value correction unit 470 shown in FIG. 20 includes a clutch stroke estimation unit 471. The clutch stroke estimator 471, a first clutch stroke measurement value x SCL1, calculates the clutch stroke estimate value x Zcl1_A hydraulic command correction.
That is, the clutch stroke estimation unit 471 is configured from the first clutch stroke measurement value x sccl1 based on the following equation (33), and the response characteristic G pc1 (S) of the hydraulic mechanism and the low-pass filter G LPF (S). The hydraulic command correction clutch stroke estimated value xzcl1_A is calculated by the phase advance compensator G HPF (S).
xscl_A / xscl1 = G HPF (s) = G LPF (s) / G Pcl1 (s)
= (T 2 s + 1) / (T 1 s + 1) (33)
However, T 1 is the time constant of the low pass filter, T 2 is the time constant of the hydraulic system response. The phase advance compensator G HPF (S) advances the phase of the first clutch stroke measurement value x sccl1 by the response delay of the hydraulic actuator 50.

本実施例１では、第１クラッチＣＬ１の油圧アクチュエータ５０の応答特性を１次遅れ系としていることから、ローパスフィルタを１次遅れ系として位相進み補償器ＧＨＰＦ（ｓ）を本来の伝達関数としている。また、ＧＨＰＦ（ｓ）が位相進み補償器であることから、ローパスフィルタの時定数Ｔ１は、油圧系応答特性の時定数Ｔ２に対して、Ｔ２＜Ｔ１となるように設定する。 In the first embodiment, since the response characteristic of the hydraulic actuator 50 of the first clutch CL1 is a first-order lag system, the low-pass filter is a first-order lag system, and the phase lead compensator G HPF (s) is the original transfer function. Yes. Since G HPF (s) is a phase lead compensator, the time constant T 1 of the low-pass filter is set so that T 2 <T 1 with respect to the time constant T 2 of the hydraulic system response characteristic. .

次に、実施例１の作用を説明する。
図２１に本実施例１の第１クラッチストローク計測値ｘｓｃｌ１に基づいて補正した場合と、この補正を行なわない比較例とのシミュレーション結果の一例を示している。
このシミュレーションは、ｔ１の時点で、第１クラッチストローク目標値ｘｓｃｌ１ ＊をＳｔｍｍに向けてステップ的に変化させ、さらにｔ２の時点で、ＦＮｍ相当の油圧外乱をステップ的に印加したものである。また、第１クラッチＣＬ１のモデルは、Ｓｃｍｍ付近でバネ定数Ｋｐの符合（正負）が変化するように設定した。さらに、フィードバック制御系は、双方ともＰＩＤ制御とし、バネ定数Ｋｐが正の状態で安定性が１２ｄB以上確保されるようにゲインを設定した。 Next, the operation of the first embodiment will be described.
FIG. 21 shows an example of a simulation result between the case where the correction is performed based on the first clutch stroke measurement value xscl1 of the first embodiment and the comparative example in which this correction is not performed.
In this simulation, the first clutch stroke target value xscl1 * is changed stepwise toward Stmm at the time t1, and further, a hydraulic disturbance equivalent to FNm is applied stepwise at the time t2. In addition, the model of the first clutch CL1 was set so that the sign (positive / negative) of the spring constant Kp would change near Scmm. Furthermore, both feedback control systems were PID controlled, and the gain was set so that stability was 12 dB or more with the spring constant Kp being positive.

図２１からわかるように、比較例（実線）ではステップ応答の際、バネ定数Ｋｐの符号（正負）が変化するＳｃｍｍ付近において応答が振動的であり、目標値Ｓｔへの追従性が悪い。また、外乱を印加した際（ｔ２）にも、安定性が十分に確保されていないため振動的になっており、収束までの時間も長くなってしまっている。   As can be seen from FIG. 21, in the comparative example (solid line), in the step response, the response is oscillating in the vicinity of Scmm where the sign (positive / negative) of the spring constant Kp changes, and the followability to the target value St is poor. In addition, even when a disturbance is applied (t2), the stability is not sufficiently ensured, so that the vibration is generated and the time until convergence is increased.

一方、本実施例１（一点鎖線）では、ステップ応答の際、第１クラッチＣＬ１のバネ定数Ｋｐの符号（正負）が変化しても、油圧指令値補正部７０，２７０，３７０，４７０により規範バネ特性に基づいて補正されるため、補正後の特性は、バネ定数Ｋｐの符号が変化する前と同様となる。   On the other hand, in the first embodiment (one-dot chain line), even if the sign (positive / negative) of the spring constant Kp of the first clutch CL1 changes during the step response, the hydraulic command value correction units 70, 270, 370, 470 Since the correction is made based on the spring characteristic, the corrected characteristic is the same as before the sign of the spring constant Kp is changed.

このため、ストローク計測値（実値）に変動は発生せず、目標値Ｓｔへと追従している。また、外乱を印加した際（ｔ２）にも、油圧指令値補正部７０，２７０，３７０，４７０による油圧補正によりフィードバック系の安定性は確保されるため、速やかに収束している。   For this reason, the stroke measurement value (actual value) does not fluctuate and follows the target value St. In addition, even when a disturbance is applied (t2), the stability of the feedback system is ensured by the hydraulic pressure correction by the hydraulic pressure command value correction units 70, 270, 370, and 470, so that it converges quickly.

次に、図２２に、位相を進めた油圧指令補正用クラッチストローク推定値ｘｚｃｌ１＿Ａにより補正を行なった場合（油圧指令値補正部３７０，４７０を用いた例）の効果についてシミュレーション結果の一例を示す。このシミュレーションは、図２１のシミュレーションに対して油圧系の応答遅れ（時定数０．１ｓｅｃ程度）を考慮した制御対象のモデルを使用し、ｔ１の時点で、第１クラッチストローク目標値ｘｓｃｌ１ ＊をＳｔ１からＳｔ２にステップ的に変化させたものである。また、図２１の場合と同様に、第１クラッチＣＬ１のモデルは、Ｓｃｍｍ付近でバネ定数Ｋｐの符合（正負）が変化するように設定した。また、フィードバック制御系は双方ともＰＩＤ制御とし、バネ定数Ｋｐが正の状態で安定性が１２ｄＢ以上確保されるようにゲインを設定した。 Next, FIG. 22 shows an example of a simulation result with respect to the effect when correction is performed using the hydraulic command correction estimated clutch stroke value xzcl1_A whose phase has been advanced (example using the hydraulic command value correction units 370 and 470). . This simulation uses a model to be controlled in consideration of the response delay of the hydraulic system (time constant of about 0.1 sec) with respect to the simulation of FIG. 21, and at time t1, the first clutch stroke target value x sccl1 * is obtained. This is a step change from St1 to St2. Similarly to the case of FIG. 21, the model of the first clutch CL1 is set so that the sign (positive / negative) of the spring constant Kp changes near Scmm. In addition, both feedback control systems were PID controlled, and the gain was set so that stability was 12 dB or more with the spring constant Kp being positive.

図２２からわかるように、第１クラッチストローク計測値ｘｓｃｌ１で油圧指令値を補正した比較例（実線）では、ステップ応答の際、補正が遅れることにより設計者の所望する特性が得られず、その結果、応答が振動的であり目標値への追従性に遅れが生じる。 As can be seen from FIG. 22, in the comparative example (solid line) in which the hydraulic pressure command value is corrected with the first clutch stroke measurement value x sc11 , the characteristic desired by the designer cannot be obtained due to a delay in correction during the step response. As a result, the response is oscillatory and there is a delay in the ability to follow the target value.

一方、図１９，図２０に示す油圧指令値補正部３７０，４７０により、第１クラッチストローク計測値ｘｓｃｌ１よりも油圧系の応答遅れの分だけ位相を進めた油圧指令補正用クラッチストローク推定値ｘｚｃｌ１＿Ａを用いて油圧指令値を補正した実施例（二点鎖線）では、ステップ応答の際、油圧系の応答遅れの影響を受けることなく、第１クラッチＣＬ１の反力(油圧)−ストローク特性を、設計者の所望する特性に補正することができる。このため、ストローク計測値（実値）に変動は発生せず、目標値Ｓｔ１→Ｓｔ２へと追従している。 On the other hand, the hydraulic command correction clutch stroke estimated value x whose phase is advanced by the response delay of the hydraulic system relative to the first clutch stroke measured value x scl1 by the hydraulic command value correction units 370 and 470 shown in FIGS. In the embodiment (two-dot chain line) in which the hydraulic pressure command value is corrected using zcl1_A , the reaction force (hydraulic pressure) -stroke characteristic of the first clutch CL1 is not affected by the response delay of the hydraulic system during the step response. Thus, the characteristics desired by the designer can be corrected. For this reason, the stroke measurement value (actual value) does not vary, and follows the target value St1 → St2.

以上説明した本実施例１では、以下に列挙する効果が得られる
ａ）第１クラッチＣＬ１を締結側に付勢するダイヤフラムスプリング４１の反力特性が負になるストローク領域では、油圧アクチュエータ５０に出力する第１クラッチ油圧指令値Ｐｃｌ１ ＊を、補正する油圧指令値補正部７０を設けた。
したがって、ダイヤフラムスプリング４１のバネ定数Ｋｐが、変化することに起因する追従性や外乱に対する安定性悪化を抑制し、フィードバック補償器で設計した場合でも、追従性、安定性を向上できる。
ｂ）油圧指令値補正部７０は、第１クラッチストローク計測値ｘｓｃｌ１から、実際のバネ定数Ｋｐに基づく反力（油圧）−ストローク特性で得られた第１クラッチ油圧推定値Ｐｃｌ１＿ｅｓｔと、理想的な規範バネ特性Ｋｒｅｆに基づく反力（油圧）−ストローク特性で得られた反力規範値Ｐｃｌ１＿ｒｅｆとの差分から、油圧補正値Ｐｃｌ１＿ｈｏｓｅｉを演算するようにした。
したがって、ダイヤフラムスプリング４１のバネ定数Ｋｐの変化に起因する追従性や外乱に対する安定性悪化を抑制し、追従性、安定性をさらに向上できる。
ｃ）油圧指令値補正部２７０は、各ストロークにおける原点から引いた線の傾きをダイヤフラムスプリング４１のバネ定数Ｋｐと仮定し、これにより得られたバネ定数Ｋｐと設計者が意図する規範バネ特性Ｋｒｅｆから、第１クラッチ油圧指令値Ｐｃｌ１ ＊を補正するようにした。
したがって、上記ｂ）と同様に、ダイヤフラムスプリング４１のバネ定数Ｋｐの変化に起因する追従性や外乱に対する安定性悪化を抑制し、追従性、安定性をさらに向上できる。
ｄ）油圧指令値補正部３７０、油圧指令値補正部４７０は、第１クラッチストローク計測値ｘｓｃｌ１よりも、位相を油圧アクチュエータ５０の応答遅れ分だけ進めた油圧指令補正用クラッチストローク推定値ｘｚｃｌ１＿Ａを演算し、第１クラッチ油圧指令値Ｐｃｌ１ ＊を補正するようにした。
したがって、油圧系の応答遅れの影響を受けることなく、クラッチの反力(油圧)−ストローク特性を設計者が所望する特性（規範特性）に補正することができ、油圧系の応答遅れにより制御性能を悪化させることなく、追従性、安定性をさらに向上できる。
ｅ）油圧指令値補正部３７０は、第１クラッチ油圧指令値Ｐｃｌ１ ＊から実ストロークまでの伝達特性ＧＳＹＳｒｅｆ（ｓ）から油圧系の特性ＧＰｃｌ１（ｓ）を除いたＧｃｌ１ｒｅｆ（ｓ）を用いて油圧指令補正用クラッチストローク推定値ｘｚｃｌ１＿Ａを演算するようにした。
これにより、上記ｄ）の効果を実現できる。
ｆ）油圧指令値補正部４７０は、位相進み補償器ＧＨＰＦ（Ｓ）により第１クラッチストローク計測値ｘｓｃｌ１の位相を油圧アクチュエータ５０の応答遅れ分だけ進めて、油圧指令補正用クラッチストローク推定値ｘｚｃｌ１＿Ａを演算するようにした。
これにより、上記ｄ）の効果を実現できる。 In the first embodiment described above, the following effects can be obtained. A) In the stroke region where the reaction force characteristic of the diaphragm spring 41 that biases the first clutch CL1 toward the engagement side is negative, the output is output to the hydraulic actuator 50. A hydraulic pressure command value correction unit 70 for correcting the first clutch hydraulic pressure command value P cl1 * is provided.
Therefore, even if the spring constant Kp of the diaphragm spring 41 is suppressed by the followability and disturbance stability caused by the change and designed by the feedback compensator, the followability and stability can be improved.
b) The hydraulic pressure command value correction unit 70 obtains the first clutch hydraulic pressure estimated value P cl1_est obtained from the first clutch stroke measured value x sccl1 by the reaction force (hydraulic pressure) -stroke characteristic based on the actual spring constant Kp, and the ideal reaction force (hydraulic) based on norms spring characteristic K ref - from the difference between the reaction force normative value P Cl1_ref obtained in stroke characteristic, and so calculates the oil pressure correction value P cl1_hosei.
Accordingly, it is possible to suppress the followability caused by the change in the spring constant Kp of the diaphragm spring 41 and the deterioration of stability against disturbance, and further improve the followability and stability.
c) The hydraulic pressure command value correction unit 270 assumes the slope of the line drawn from the origin in each stroke as the spring constant Kp of the diaphragm spring 41, and the spring constant Kp obtained thereby and the reference spring characteristic K intended by the designer. The first clutch hydraulic pressure command value P cl1 * is corrected from ref .
Therefore, similarly to the above b), the followability due to the change in the spring constant Kp of the diaphragm spring 41 and the deterioration of stability against disturbance can be suppressed, and the followability and stability can be further improved.
d) hydraulic pressure command value correcting section 370, the hydraulic pressure command value correcting portion 470, than the first clutch stroke measurement value x SCL1, hydraulic pressure command correction clutch stroke estimate value x Zcl1_A with advanced phase by response delay of the hydraulic actuator 50 And the first clutch oil pressure command value P cl1 * is corrected.
Therefore, the clutch reaction force (hydraulic pressure) -stroke characteristics can be corrected to the characteristics (normative characteristics) desired by the designer without being affected by the response delay of the hydraulic system. The followability and stability can be further improved without deteriorating the.
e) oil pressure command value correcting section 370, first clutch oil pressure command value P cl1 * from G excluding the characteristics of the hydraulic system G Pc11 (s) from the transfer characteristic G SYSref until actual stroke (s) cl1ref (s) is This is used to calculate the estimated clutch stroke value x zcl1_A for hydraulic command correction.
Thereby, the effect d) can be realized.
f) The hydraulic pressure command value correction unit 470 advances the phase of the first clutch stroke measurement value x scl1 by the response delay of the hydraulic actuator 50 by the phase advance compensator G HPF (S), and estimates the hydraulic pressure command correction clutch stroke. x zcl1_A is calculated.
Thereby, the effect d) can be realized.

以上、本発明のクラッチ制御装置を、実施例１に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。   As mentioned above, although the clutch control apparatus of this invention has been demonstrated based on Example 1, it is not restricted to these Examples about a concrete structure, The invention which concerns on each claim of a claim Design changes and additions are allowed without departing from the gist.

例えば、実施例１では、ＦＲハイブリッド車両を示したが、前輪駆動や四輪駆動タイプのハイブリッド車両へ適用することもできる。また、ハイブリッド車両以外の駆動伝達系にクラッチを有する車両にも適用することができる。また、変速機として、手動変速機や機械式の自動変速機なども適用することができる。   For example, although the FR hybrid vehicle is shown in the first embodiment, it can also be applied to a front-wheel drive or four-wheel drive type hybrid vehicle. The present invention can also be applied to a vehicle having a clutch in a drive transmission system other than a hybrid vehicle. A manual transmission, a mechanical automatic transmission, or the like can also be applied as the transmission.

また、実施例１では、第１クラッチＣＬ１に適用した例を示したが、第２クラッチＣＬ２に適用することもできる。また、モータジェネレータＭＧと駆動輪（ＬＴ，ＲＴ）との間に自動変速機ＡＴを介在させたものを示したが、このような変速機を介在させない構成としてもよい。   Moreover, although the example applied to the first clutch CL1 has been described in the first embodiment, it can also be applied to the second clutch CL2. Further, although the automatic transmission AT is interposed between the motor generator MG and the drive wheels (LT, RT), such a configuration may be adopted in which such a transmission is not interposed.

また、実施例１，２では、モータとして、回生が可能なモータジェネレータＭＧを示したが、これに限定されるものではなく、力行のみが可能なモータを用いてもよい。   In the first and second embodiments, the motor generator MG capable of regeneration is shown as the motor. However, the present invention is not limited to this, and a motor capable of only power running may be used.

自動車に適用した例を示したが、自動車以外の車両や、さらに、車両以外の産業機器などのクラッチを有する機器にも適用することができる。   Although the example applied to the automobile has been shown, the present invention can also be applied to a vehicle having a clutch such as a vehicle other than the vehicle and an industrial device other than the vehicle.

ＬＴ 左後輪（駆動輪）
ＲＴ 右後輪（駆動輪）
ＣＬ１ 第１クラッチ
１３ ストロークセンサ（ストローク検出手段）
１４ 統合コントローラ（制御手段）
１６ クラッチコントローラ
４１ ダイヤフラムスプリング（付勢手段）
５０ 油圧アクチュエータ
７０ 油圧指令値補正部
７０ｍａ 実バネ特性マップ
７０ｍｂ 規範バネ特性マップ
２７０ 油圧指令値補正部
２７０ｍ 補正マップ
３７０ 油圧指令値補正部
３７１ クラッチストローク推定部
４７０ 油圧指令値補正部
４７１ クラッチストローク推定部 LT Left rear wheel (drive wheel)
RT Right rear wheel (drive wheel)
CL1 First clutch 13 Stroke sensor (stroke detection means)
14 Integrated controller (control means)
16 Clutch controller 41 Diaphragm spring (biasing means)
50 Hydraulic Actuator 70 Hydraulic Command Value Correction Unit 70ma Actual Spring Characteristic Map 70mb Standard Spring Characteristic Map 270 Hydraulic Command Value Correction Unit 270m Correction Map 370 Hydraulic Command Value Correction Unit 371 Clutch Stroke Estimation Unit 470 Hydraulic Command Value Correction Unit 471 Clutch Stroke Estimation Unit

Claims (3)

付勢手段の付勢力により締結されるクラッチと、
このクラッチを、解放側に作動させる油圧アクチュエータと、
前記クラッチのストローク位置を検出するストローク検出手段と、
このストローク検出手段の検出に基づいて油圧指令値を出力して前記油圧アクチュエータの作動を制御する制御手段と、
を備えたクラッチ制御装置であって、
前記制御手段は、前記ストローク位置に対する前記付勢手段の反力特性が負の傾きとなる領域で、前記ストローク位置に基づいて油圧指令値を補正する補正部を備えていることを特徴とするクラッチ制御装置。 A clutch fastened by the biasing force of the biasing means;
A hydraulic actuator that operates the clutch to the release side;
Stroke detecting means for detecting a stroke position of the clutch;
Control means for controlling the operation of the hydraulic actuator by outputting a hydraulic pressure command value based on detection of the stroke detection means;
A clutch control device comprising:
The clutch includes a correction unit that corrects a hydraulic pressure command value based on the stroke position in a region where the reaction force characteristic of the biasing unit with respect to the stroke position has a negative slope. Control device. 前記補正部は、前記ストローク位置に対する反力特性として、前記ストローク位置に対する反力の傾きが、正と負の傾きを有した実際の特性に応じた実反力特性と、前記ストローク位置に対する反力の傾きが負の領域を有さない反力規範特性と、を備え、
前記実反力特性が負の傾きの領域では、両特性における反力の差分に基づいて、前記油圧指令値を補正することを特徴とする請求項１に記載のクラッチ制御装置。 The correction unit includes an actual reaction force characteristic according to an actual characteristic in which a reaction force inclination with respect to the stroke position has a positive and negative inclination as a reaction force characteristic with respect to the stroke position, and a reaction force with respect to the stroke position. A reaction force normative characteristic that does not have a negative slope area,
2. The clutch control device according to claim 1, wherein the hydraulic pressure command value is corrected based on a difference between reaction forces in both characteristics when the actual reaction force characteristic has a negative slope. 前記補正部は、前記ストローク検出手段が検出する実ストローク位置に対し、前記油圧アクチュエータの応答遅れ分だけ位相が進んだ推定ストローク推定値に基づいて、前記補正を行なうことを特徴とする請求項１または請求項２に記載のクラッチ制御装置。   2. The correction unit according to claim 1, wherein the correction unit performs the correction based on an estimated stroke estimated value whose phase is advanced by a response delay of the hydraulic actuator with respect to an actual stroke position detected by the stroke detection unit. Or the clutch control apparatus of Claim 2.
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