JPWO2013150626A1 - 車両用駆動装置 - Google Patents

Abstract

エンジン（１）と駆動軸とを接続し、かつエンジンと断接可能な第１軸（２０）と、エンジンと駆動軸とを接続し、かつエンジンと断接可能な第２軸（３０）と、第１軸と、第２軸と、回転電機（３）とを接続する差動機構（１０）とを備え、第１軸とエンジンとが接続され、第１軸の変速段を介してエンジンと駆動軸とが接続された状態から、第２軸の変速段にシフトアップする場合、第２軸を介した駆動軸に対する動力伝達を遮断し、第２軸とエンジンとを接続し、回転電機の出力制御によりエンジンの動力を第２軸に伝達し、第１軸とエンジンとを遮断し、第２軸の変速段を介してエンジンと駆動軸とを接続する。

Description

本発明は、車両用駆動装置に関する。

従来、回転電機と複数の変速機構を有する車両が公知である。例えば、特許文献１には、第１の入力軸に設けられた第１の変速ギア列と、第２の入力軸に設けられた第２の変速ギア列と、第１の入力軸と第２の入力軸の間に相対的にトルクを印可するモータとを有する変速機の制御装置の技術が開示されている。上記特許文献１の変速機の制御装置は、アクティブ変速方式において、エンジン出力が低減されている間にモータのトルクと回転数を制御してエンジン出力を次段ギアに移行させ、当該移行が終了したらエンジン出力を元の値に復帰させるものである。

特開２００５−１４７９７号公報

ここで、変速中に回転電機に対して大きな出力が要求される場合、回転電機の大型化等につながるという問題がある。変速中の回転電機の出力を低減できることが望ましい。

本発明の目的は、変速中の回転電機の出力を低減することができる車両用駆動装置を提供することである。

本発明の車両用駆動装置は、エンジンと駆動軸とを接続し、かつ前記エンジンと断接可能な第１軸と、前記エンジンと前記駆動軸とを接続し、かつ前記エンジンと断接可能な第２軸と、前記第１軸と、前記第２軸と、回転電機とを接続する差動機構とを備え、前記第１軸と前記エンジンとが接続され、前記第１軸の変速段を介して前記エンジンと前記駆動軸とが接続された状態から、前記第２軸の変速段にシフトアップする場合、前記第２軸を介した前記駆動軸に対する動力伝達を遮断し、前記第２軸と前記エンジンとを接続し、前記回転電機の出力制御により前記エンジンの動力を前記第２軸に伝達し、前記第１軸と前記エンジンとを遮断し、前記第２軸の変速段を介して前記エンジンと前記駆動軸とを接続することを特徴とする。

上記車両用駆動装置において、更に、前記第１軸あるいは前記第２軸のいずれか一方の軸に配置された連続する２つの変速段と、他方の軸に配置された中間変速段とを備え、前記中間変速段の変速比は、前記連続する２つの変速段の変速比の間の変速比であり、前記連続する２つの変速段の間でシフトアップする場合、前記中間変速段を介することが好ましい。

上記車両用駆動装置において、前記中間変速段は、前記連続する２つの変速段のギヤステップ比が所定値以上である変速段の組に対して設けられることが好ましい。

上記車両用駆動装置において、前記第１軸の変速段から前記第２軸の変速段へのシフトアップが予測される場合、前記第２軸を介した前記駆動軸に対する動力伝達を予め遮断しておくことが好ましい。

上記車両用駆動装置において、前記第１軸の変速段から前記第２軸の変速段にシフトアップするときに、前記回転電機が力行することが好ましい。

本発明に係る車両用駆動装置は、エンジンと駆動軸とを接続し、かつエンジンと断接可能な第１軸と、エンジンと駆動軸とを接続し、かつエンジンと断接可能な第２軸と、第１軸と、第２軸と、回転電機とを接続する差動機構とを備える。第１軸とエンジンとが接続され、第１軸の変速段を介してエンジンと駆動軸とが接続された状態から、第２軸の変速段にシフトアップする場合、第２軸を介した駆動軸に対する動力伝達を遮断し、第２軸とエンジンとを接続し、回転電機の出力制御によりエンジンの動力を第２軸に伝達し、第１軸とエンジンとを遮断し、第２軸の変速段を介してエンジンと駆動軸とを接続する。本発明に係る車両用駆動装置によれば、変速中の回転電機の出力を低減することができるという効果を奏する。

図１は、実施形態に係る車両の概略構成図である。 図２は、ダブルピニオン式の遊星歯車機構を備える場合の構成例を示す図である。 図３は、本実施形態に係る車両のスケルトン図である。 図４は、変速時の差動機構の共線図の一例を示す図である。 図５は、第１速変速段での走行を示す図である。 図６は、第二変速制御の手順を示す一つ目の図である。 図７は、第二変速制御の手順を示す二つ目の図である。 図８は、第二変速制御の回転数制御を示す図である。 図９は、第二変速制御の手順を示す三つ目の図である。 図１０は、第２速変速段での走行を示す図である。 図１１は、第１速変速段での走行を示す図である。 図１２は、第一変速制御の手順を示す一つ目の図である。 図１３は、第一変速制御の手順を示す二つ目の図である。 図１４は、第一変速制御の回転数制御を示す図である。 図１５は、第一変速制御の手順を示す三つ目の図である。 図１６は、第２速変速段での走行を示す図である。 図１７は、トータルギヤ比とギヤステップ比を示す図である。 図１８は、車速とエンジン回転数との関係を示す図である。 図１９は、本実施形態に係る変速マップを示す図である。 図２０は、ギヤ比の一例を示す図である。 図２１は、各速変速段のトータルギヤ比を示す図である。 図２２は、車速とエンジン回転数との関係を示す図である。 図２３は、第一変速制御に係る計算結果を示す図である。 図２４は、第一変速制御に係るタイムチャートである。 図２５は、第一変速制御に係るタイヤトルクの変化を示す図である。 図２６は、第一変速制御に係るエンジン動作点の遷移を示す図である。 図２７は、第１速変速段でのエンジン走行状態を示す図である。 図２８は、第１速変速段でのエンジン走行に係る共線図である。 図２９は、第一変速制御の第一段階の手順を示す図である。 図３０は、第一変速制御の第一段階の手順に係る共線図である。 図３１は、第一変速制御の第二段階の手順を示す図である。 図３２は、第一変速制御の第二段階の手順に係る共線図である。 図３３は、第一変速制御の第三段階の手順を示す図である。 図３４は、第一変速制御の第三段階の手順に係る共線図である。 図３５は、第２速変速段でのエンジン走行状態を示す図である。 図３６は、第２速変速段でのエンジン走行状態に係る共線図である。 図３７は、第二変速制御に係るタイムチャートである。 図３８は、第二変速制御に係る計算結果を示す図である。 図３９は、第二変速制御に係るタイヤトルクの変化を示す図である。 図４０は、第二変速制御に係るエンジン動作点の遷移を示す図である。 図４１は、第二変速制御の第一段階の手順を示す図である。 図４２は、第二変速制御の第一段階の手順に係る共線図である。 図４３は、第二変速制御の第二段階の手順を示す図である。 図４４は、第二変速制御の第二段階の手順に係る共線図である。 図４５は、第二変速制御の第三段階の手順を示す図である。 図４６は、第二変速制御の第三段階の手順に係る共線図である。 図４７は、第二変速制御の第四段階の手順を示す図である。 図４８は、第二変速制御の第四段階の手順に係る共線図である。 図４９は、第２速変速段でのエンジン走行状態を示す図である。 図５０は、第２速変速段でのエンジン走行状態に係る共線図である。 図５１は、前進６速の有段変速機のギヤ比の一例を示す図である。 図５２は、前進８速の有段変速機のギヤ比の一例を示す図である。 図５３は、６速の有段変速機に中間ギヤ比の変速段を追加した８速の有段変速機のトータルギヤ比の一例を示す図である。 図５４は、実施形態の変形例に係る車両の概略構成図である。 図５５は、実施形態の変形例に係る車両用駆動装置のトータルギヤ比を示す図である。 図５６は、中間変速段を使用した変速に係る計算結果を示す図である。

以下に、本発明の実施形態に係る車両用駆動装置につき図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、この実施形態によりこの発明が限定されるものではない。また、下記の実施形態における構成要素には、当業者が容易に想定できるものあるいは実質的に同一のものが含まれる。

［実施形態］
図１から図５０を参照して、実施形態について説明する。本実施形態は、車両用駆動装置に関する。図１は、本発明の実施形態に係る車両１００の概略構成図、図２は、ダブルピニオン式の遊星歯車機構を備える場合の構成例を示す図、図３は、本実施形態に係る車両１００のスケルトン図である。

本実施形態に係る車両１００は、ＤＣＴ（Dual Clutch Transmission）に差動機構および回転電機を追加することで変速ショックを低減させるハイブリッド構造を有している。このハイブリッド構造は、変速時にエンジンの反力を回転電機で取りながら変速することなどにより、変速ショックを低減することができる。一方で、エンジン反力を取ることで変速時の回転電機の出力が大きくなる虞がある。本実施形態に係る車両用駆動装置１−１は、後述する第二変速制御によって変速時の回転電機の出力を低減させることができる。

図１に示すように、車両１００は、エンジン１、クラッチ２、回転電機３、差動機構１０、第一変速部２０、第二変速部３０、第一クラッチＣ１、第二クラッチＣ２および駆動輪４７を含んで構成されている。また、本実施形態に係る車両用駆動装置１−１は、第一変速部２０、第二変速部３０および差動機構１０を含んで構成されている。なお、車両用駆動装置１−１は、更に、エンジン１、回転電機３、第一クラッチＣ１、第二クラッチＣ２、後述するＥＣＵ５０等を含んで構成されてもよい。

回転電機３、第一変速部２０の入力軸６、第二変速部３０の入力軸１７と差動機構１０との接続構成としては、例えば、図２に示すダブルピニオン式の遊星歯車機構を用いた接続構成が適用可能である。本実施形態に係る車両用駆動装置１−１の差動機構１０は、図３に示すように、ダブルピニオン式の遊星歯車機構である。

エンジン１は、燃料の燃焼エネルギーを回転軸１ａの回転運動に変換して出力する。なお、車両１００の機関として、エンジン１に代えて他の公知の機関が搭載されてもよい。エンジン１の回転軸１ａは、クラッチ２を介して回転軸４と接続されている。回転軸４は、エンジン１の回転軸１ａと同軸上でかつ回転軸１ａの延長線上に配置されている。

クラッチ２は、自動式のクラッチ装置である。クラッチ２は、回転軸１ａに連結された入力側係合部材と、回転軸４に連結された出力側係合部材とを有する。クラッチ２は、油圧等により作動するアクチュエータによって、係合あるいは開放する。クラッチ２は、供給される油圧に応じて、完全係合状態、半係合状態あるいは開放状態に制御可能である。

回転電機３は、回転軸４と同軸上でかつ回転軸４の径方向外側に配置されている。回転電機３の回転軸３ａは、回転軸４に対して相対回転可能に支持されている。回転軸４には、ドライブギヤ５およびドライブギヤ７が設けられている。ドライブギヤ５，７は、回転軸４におけるエンジン１側と反対側の端部に配置されている。ドライブギヤ５は、ドリブンギヤ４３と噛み合っている。ドリブンギヤ４３は、第一変速部２０の入力軸６に配置されている。また、ドライブギヤ７は、ドリブンギヤ４６と噛み合っている。ドリブンギヤ４６は、第二変速部３０の入力軸１７に配置されている。回転軸４と、第一変速部２０の入力軸６と、第二変速部３０の入力軸１７と、出力軸１９とは互いに平行に配置されている。ドライブギヤ５とドリブンギヤ４３のギヤ比と、ドライブギヤ７とドリブンギヤ４６のギヤ比とは等しい。

入力軸６には、エンジン１側から順に、差動機構１０、ドライブギヤ１６、第一クラッチＣ１、ドライブギヤ２１、スリーブ２４、ドライブギヤ２２，２３、スリーブ２５が配置されている。

差動機構１０は、第一変速部２０と、第二変速部３０と、回転電機３とを接続している。差動機構１０は、サンギヤ１１、第一ピニオンギヤ１２ａ、第二ピニオンギヤ１２ｂ、リングギヤ１３およびキャリア１４を有する。リングギヤ１３は、サンギヤ１１と同軸上でかつサンギヤ１１の径方向外側に配置されている。第一ピニオンギヤ１２ａおよび第二ピニオンギヤ１２ｂは、サンギヤ１１とリングギヤ１３との間に配置されている。第一ピニオンギヤ１２ａは、サンギヤ１１および第二ピニオンギヤ１２ｂとそれぞれ噛み合っている。第二ピニオンギヤ１２ｂは、第一ピニオンギヤ１２ａおよびリングギヤ１３とそれぞれ噛み合っている。第一ピニオンギヤ１２ａおよび第二ピニオンギヤ１２ｂは、キャリア１４によって回転自在に支持されている。

サンギヤ１１は、入力軸６と同軸上に入力軸６に対して相対回転自在に支持されている。サンギヤ１１の回転軸には、ドライブギヤ１６が設けられている。ドライブギヤ１６は、第二変速部３０の入力軸１７に配置されたドリブンギヤ１８と噛み合っている。ドライブギヤ１６とドリブンギヤ１８のギヤ比は１である。入力軸１７は、サンギヤ１１と同じ回転速度でサンギヤ１１の回転方向と反対方向に回転する。

キャリア１４は、入力軸６と連結されており、入力軸６と一体回転する。従って、第一ピニオンギヤ１２ａは、キャリア１４と共に入力軸６の中心軸線周りに回転（公転）可能であり、かつキャリア１４によって支持されて、第一ピニオンギヤ１２ａの中心軸線周りに回転（自転）可能である。また、第二ピニオンギヤ１２ｂは、キャリア１４と共に入力軸６の中心軸線周りに回転（公転）可能であり、かつキャリア１４によって支持されて、第二ピニオンギヤ１２ｂの中心軸線周りに回転（自転）可能である。

リングギヤ１３の外周面には、入力ギヤ１５が設けられている。入力ギヤ１５は、回転電機３の回転軸３ａに設けられた出力ギヤ３ｂと噛み合っている。回転電機３は、モータ（電動機）としての機能と、発電機としての機能とを備えている。回転電機３は、インバータを介してバッテリと接続されている。回転電機３は、バッテリから供給される電力を機械的な動力に変換して出力することができると共に、入力される動力によって駆動されて機械的な動力を電力に変換することができる。回転電機３によって発電された電力は、バッテリに蓄電可能である。回転電機３としては、例えば、交流同期型のモータジェネレータを用いることができる。

回転電機３は、力行時には電力を消費してトルクを出力し、出力トルクによって入力ギヤ１５を回転駆動することができる。また、回転電機３は、回生時には入力ギヤ１５から出力ギヤ３ｂに伝達されるトルクによって回転駆動されて発電を行い、発電負荷に応じた負荷トルクを入力ギヤ１５に作用させることができる。

第一クラッチＣ１は、回転軸４と第一変速部２０の入力軸６とを断接するクラッチ装置である。第一変速部２０は、奇数段の変速段を形成する変速部である。第二クラッチＣ２は、回転軸４と第二変速部３０の入力軸１７とを断接するクラッチ装置である。第二変速部３０は、偶数段の変速段を形成する変速部である。回転電機３と、第一変速部２０の入力軸６と、第二変速部３０の入力軸１７とは差動機構１０を介して互いに接続されている。また、第一変速部２０と第二変速部３０とは、共通の出力軸１９を介して駆動輪４７に接続されている。なお、出力軸１９は、デファレンシャル装置や左右の駆動軸を介して駆動輪４７に接続されている。

第一クラッチＣ１は、スリーブ４１、固定係合要素４２およびドリブンギヤ４３を有する。固定係合要素４２は、入力軸６と連結されており、入力軸６と一体回転する係合要素である。ドリブンギヤ４３は、入力軸６と同軸上に配置されており、入力軸６に対して相対回転自在に支持されている。ドリブンギヤ４３は、係合要素４３ａを有する。スリーブ４１は、アクチュエータに駆動されて軸方向に移動することにより、固定係合要素４２とドリブンギヤ４３の係合要素４３ａとを係合あるいは開放する。

固定係合要素４２とドリブンギヤ４３の係合要素４３ａとが係合された場合、ドリブンギヤ４３と入力軸６とが連結され、ドリブンギヤ４３と入力軸６とが一体回転する。従って、この場合、回転軸４と入力軸６との間で動力が伝達される。一方、固定係合要素４２と係合要素４３ａとの係合が開放された場合、ドリブンギヤ４３と入力軸６との連結が解除される。この場合、第一クラッチＣ１を介した回転軸４と入力軸６との間の動力伝達が遮断される。

第一変速部２０は、入力軸６と、各速変速段のドライブギヤ２１，２２，２３と、スリーブ２４，２５と、ドリブンギヤ５１，５３，５５と、出力軸１９とを含んで構成されている。第一変速部２０は、更に第一クラッチＣ１を含んで構成されてもよい。第一変速部２０は、エンジン１と駆動軸とを接続し、かつエンジン１と断接可能な軸である。本実施形態では、第一クラッチＣ１がエンジン１と第一変速部２０とを接続または遮断する。

ドライブギヤ２１，２２，２３は、それぞれ入力軸６に対して相対回転自在に支持されている。ドリブンギヤ５１，５３，５５は、それぞれ出力軸１９と連結されており、出力軸１９と一体回転する。

ドライブギヤ２１とドリブンギヤ５１は、互いに噛み合う第１速変速段のギヤ対であり、ドライブギヤ２２とドリブンギヤ５３は、互いに噛み合う第３速変速段のギヤ対であり、ドライブギヤ２３とドリブンギヤ５５は、互いに噛み合う第５速変速段のギヤ対である。

第一変速部２０は、アクチュエータによりスリーブ２４，２５を駆動して軸方向に移動させることにより、ドライブギヤ２１，２２，２３のいずれかと入力軸６とを連結することができる。これにより、第１速変速段、第３速変速段、第５速変速段のいずれかの奇数変速段のギヤ対を介して入力軸６と出力軸１９とを接続し、当該ギヤ対の変速比で回転を伝達することができる。また、第一変速部２０は、スリーブ２４，２５を軸方向に移動させることにより、全てのドライブギヤ２１，２２，２３を開放して中立状態とすることができる。中立状態の第一変速部２０は、入力軸６と出力軸１９との動力の伝達を遮断する。

第二クラッチＣ２は、スリーブ４４、固定係合要素４５およびドリブンギヤ４６を有する。固定係合要素４５は、入力軸１７と連結されており、入力軸１７と一体回転する係合要素である。ドリブンギヤ４６は、入力軸１７と同軸上に配置されており、入力軸１７に対して相対回転自在に支持されている。ドリブンギヤ４６は、係合要素４６ａを有する。スリーブ４４は、アクチュエータに駆動されて軸方向に移動することにより、固定係合要素４５とドリブンギヤ４６の係合要素４６ａとを係合あるいは開放する。

固定係合要素４５とドリブンギヤ４６の係合要素４６ａとが係合された場合、ドリブンギヤ４６と入力軸１７とが連結され、ドリブンギヤ４６と入力軸１７とが一体回転する。従って、この場合、回転軸４と入力軸１７との間で動力が伝達される。一方、固定係合要素４５と係合要素４６ａとの係合が開放された場合、ドリブンギヤ４６と入力軸１７との連結が解除される。この場合、第二クラッチＣ２を介した回転軸４と入力軸１７との間の動力伝達が遮断される。

第二変速部３０は、入力軸１７と、各速変速段のドライブギヤ３１，３２，３３と、スリーブ３４，３５と、ドリブンギヤ５２，５４，５６と、出力軸１９とを含んで構成されている。第二変速部３０は、更に第二クラッチＣ２を含んで構成されてもよい。第二変速部３０の入力軸１７には、エンジン１側から順に、ドリブンギヤ１８、第二クラッチＣ２、ドライブギヤ３１、スリーブ３４、ドライブギヤ３２，３３、スリーブ３５が配置されている。第二変速部３０は、エンジン１と駆動軸とを接続し、かつエンジン１と断接可能な軸である。本実施形態では、第二クラッチＣ２がエンジン１と第二変速部３０とを接続または遮断する。

ドライブギヤ３１，３２，３３は、それぞれ入力軸１７に対して相対回転自在に支持されている。ドリブンギヤ５２，５４，５６は、それぞれ出力軸１９と連結されており、出力軸１９と一体回転する。

ドライブギヤ３１とドリブンギヤ５２は、互いに噛み合う第２速変速段のギヤ対であり、ドライブギヤ３２とドリブンギヤ５４は、互いに噛み合う第４速変速段のギヤ対であり、ドライブギヤ３３とドリブンギヤ５６は、互いに噛み合う第６速変速段のギヤ対である。

第二変速部３０は、アクチュエータによりスリーブ３４，３５を駆動して軸方向に移動させることにより、ドライブギヤ３１，３２，３３のいずれかと入力軸１７とを連結することができる。これにより、第２速変速段、第４速変速段、第６速変速段のいずれかの偶数変速段のギヤ対を介して入力軸１７と出力軸１９とを接続し、当該ギヤ対の変速比で回転を伝達することができる。また、第二変速部３０は、スリーブ３４，３５を軸方向に移動させることにより、全てのドライブギヤ３１，３２，３３を開放して中立状態とすることができる。中立状態の第二変速部３０は、入力軸１７と出力軸１９との動力の伝達を遮断する。

車両１００には、ＥＣＵ５０が搭載されている。ＥＣＵ５０は、コンピュータを有する電子制御ユニットである。ＥＣＵ５０は、車両１００の各部を制御する制御装置としての機能を有する。ＥＣＵ５０は、エンジン１、クラッチ２、回転電機３、第一クラッチＣ１、第二クラッチＣ２、第一変速部２０および第二変速部３０と電気的に接続されており、エンジン１、クラッチ２、回転電機３、第一クラッチＣ１、第二クラッチＣ２、第一変速部２０および第二変速部３０を制御することができる。

本実施形態に係る車両１００では、エンジン走行およびＥＶ走行を実行することができる。エンジン走行は、クラッチ２を係合し、エンジン１を動力源として車両１００を走行させる走行モードである。エンジン走行では、第一変速部２０あるいは第二変速部３０のいずれか一方を介してエンジントルクを駆動輪４７に伝達して車両１００を走行させることができる。

ＥＶ走行は、回転電機３を動力源として車両１００を走行させる走行モードである。ＥＶ走行では、クラッチ２を開放し、エンジン１を停止して車両１００を走行させることができる。ＥＶ走行では、回転電機３が力行してトルクを出力し、駆動輪４７を回転駆動して車両１００を走行させること、および回転電機３が駆動輪４７から伝達されるトルクによって回転駆動されて発電する回生を行うことができる。

ＥＣＵ５０は、要求駆動力や車速、バッテリの充電状態等に基づいて適宜エンジン走行とＥＶ走行とを切り替えることができる。また、ユーザの要求に基づいてエンジン走行とＥＶ走行との切り替えがなされてもよい。また、ＥＣＵ５０は、車両１００の減速時に回転電機３による回生を行わせることができる。例えば、ブレーキペダルが踏み込まれた場合に回生を実行し、回生制動力を発生させることができる。

また、ＥＣＵ５０は、第一変速部２０および第二変速部３０の変速制御を行うことができる。ＥＣＵ５０は、目標変速段を検知すると、第一変速部２０および第二変速部３０を制御して当該目標変速段への変速を実行する。目標変速段は、ユーザのシフト操作に基づくものであっても、走行状態に基づいて自動的に選択されるものであってもよい。本実施形態に係る車両１００は、奇数段を形成する第一変速部２０と偶数段を形成する第二変速部３０とを有することで、応答よくシフトアップあるいはシフトダウンを実行することができる。例えば、第１速変速段で走行中に第２速変速段にシフトアップする場合、ＥＣＵ５０は、予め第二変速部３０に第２速変速段を形成しておき、動力源から駆動輪４７への動力伝達経路を第一変速部２０から第二変速部３０に切り替える。これにより、同一変速部で変速段の切り替えを実行する場合よりも短時間で変速を完了することができる。

ここで、変速時にはエンジン１の反力を回転電機３で取りながら変速をすることができる。図４は、変速時の差動機構１０の共線図の一例を示す図である。図４において、Ｓ軸はサンギヤ１１の回転数を示し、Ｒ軸はリングギヤ１３の回転数を示し、Ｃ軸はキャリア１４および第一変速部２０の入力軸６の回転数Ｎ_Ａを示す。また、最も左側の軸は、第二変速部３０の入力軸１７の回転数Ｎ_Ｂを示す。図４には、第一クラッチＣ１が係合されてエンジン１が第一変速部２０の入力軸６と連結されているときの共線図が示されている。回転電機３がエンジン１の反力を取ることで、エンジントルクがサンギヤ１１から第二変速部３０に伝達される。回転電機３が反力を取って動力の伝達経路を変更することにより、変速時のショックが抑制される。

このように変速時に回転電機３がエンジン１の反力を取ることで、以下に説明する第一変速制御では、回転電機３の出力（インバータ、バッテリの出力）が大きくなるという問題がある。図１１は、第１速変速段での走行を示す図、図１２は、第一変速制御の手順を示す一つ目の図、図１３は、第一変速制御の手順を示す二つ目の図、図１４は、第一変速制御の回転数制御を示す図、図１５は、第一変速制御の手順を示す三つ目の図、図１６は、第２速変速段での走行を示す図である。

奇数変速段のエンジン走行は、第一変速部２０とエンジン１とが接続され、第一変速部２０の変速段を介してエンジン１と駆動軸とが接続された状態である。具体的には、例えば、図１１に示すように、第１速変速段では、クラッチ２および第一クラッチＣ１が係合し、第一変速部２０では第１速変速段が形成されている。第二クラッチＣ２は開放し、回転電機３はフリーの状態とされている。これにより、エンジントルクは、回転軸４から第一クラッチＣ１を介して入力軸６に伝達され、第一変速部２０を介して駆動輪４７に伝達される。第二変速部３０では、シフトアップに備えて第２速変速段が形成されている。

第２速変速段へのシフトアップ判断がなされると、エンジントルクは変速後の目標エンジントルクに変更される。また、図１２に示すように、回転電機３がエンジン１の反力を取ることで、動力伝達経路が変更される。差動機構１０を介して第一変速部２０の入力軸６から第二変速部３０の入力軸１７に動力が伝達される。よって、エンジントルクは第一変速部２０および第二変速部３０を介して駆動輪４７に伝達されることとなる。

次に、図１３に示すように、第一変速部２０が中立状態とされる。これにより、エンジントルクは、入力軸６、差動機構１０、第二変速部３０を介して駆動輪４７に伝達される。また、図１４に矢印Ｙ１で示すように、エンジン回転数（入力軸６の回転数Ｎ_Ａ）は、変速後の目標回転数、ここでは、第二変速部３０の入力軸１７の回転数Ｎ_Ｂと同じ回転数に調節される。エンジン回転数が調節されると、図１５に示すように、第二クラッチＣ２が係合される。

次に、回転電機３による反力受けが停止され、動力伝達経路が変更される。回転電機３がフリーとされることで、差動機構１０を介した入力軸６と入力軸１７との動力伝達が遮断され、図１６に示すように、第２速変速段による走行に移行する。エンジントルクは、図１６に示すように、回転軸４から第二クラッチＣ２を介して入力軸１７に伝達され、第二変速部３０を介して駆動輪４７に伝達される。

このような手順で変速を行う第一変速制御では、図１４に示すように、変速中に回転電機３は、負トルクを出力して正回転する状態、すなわち回生状態となる。ここで、正回転とは、車両１００の前進時に第一クラッチＣ１が係合している場合のキャリア１４の回転方向の回転である。回転電機３が回生を行うため、エンジン１から出力されたエネルギーよりも、駆動輪４７で出力されるエネルギーが少なくなる。このため、変速中のエンジントルクを大きくする必要があり、これに対応して、回転電機３の出力も大きくなってしまう。

本実施形態に係る車両用駆動装置１−１は、以下に説明するように、変速制御において、変速中に回転電機３を力行させることができる。これにより、エンジン１から出力されたエネルギーよりも駆動輪４７で出力されるエネルギーの方が多くなる。よって、エンジントルクを小さくすることができ、これに対応して回転電機３の出力を低減することが可能となる。本明細書では、以下に説明する本実施形態に係る変速制御を「第二変速制御」とも記載する。

本実施形態では、奇数変速段から偶数変速段へのシフトアップでは、第一変速部２０が第１軸に対応し、第二変速部３０が第２軸に対応する。一方、偶数変速段から奇数変速段へのシフトアップでは、第二変速部３０が第１軸に対応し、第一変速部２０が第２軸に対応する。

図５は、第１速変速段での走行を示す図、図６は、第二変速制御の手順を示す一つ目の図、図７は、第二変速制御の手順を示す二つ目の図、図８は、第二変速制御の回転数制御を示す図、図９は、第二変速制御の手順を示す三つ目の図、図１０は、第２速変速段での走行を示す図である。

第１速変速段で走行中（図５）に第２速変速段へのシフトアップ判断がなされると、ＥＣＵ５０は、図６に示すように、第二変速部３０を中立状態とし、第二変速部３０の入力軸１７の回転数Ｎ_Ｂを第一変速部２０の入力軸６の回転数Ｎ_Ａに合わせ、第二クラッチＣ２を係合させる。回転数の調節は、回転電機３によってなされる。第二変速部３０が中立状態とされることで、第二変速部３０を介した駆動軸に対する動力伝達が遮断される。また、第二クラッチＣ２が係合されることで、第二変速部３０とエンジン１とが接続される。

更に、ＥＣＵ５０は、エンジントルクを低減させ、回転電機３にエンジン１の反力を取らせる。これにより、動力伝達経路が変更される。つまり、ＥＣＵ５０は、回転電機３の出力制御により、エンジン１の動力を第二変速部３０の入力軸１７に伝達する。具体的には、図６に示すように、エンジントルクは回転軸４から第一クラッチＣ１を介して入力軸６に伝達されるだけでなく、回転軸４から第二クラッチＣ２を介して入力軸１７に伝達される。入力軸１７に入力された動力は、差動機構１０を介して入力軸６に伝達される。入力軸１７に伝達される動力の大きさは、回転電機３の出力に応じて変化する。回転電機３が電動機として出力するトルクが大きいほど、回転軸４から入力軸１７に伝達される動力が大きくなる。なお、ＥＣＵ５０は、エンジン１および回転電機３の出力制御により、エンジン１の動力を第二変速部３０の入力軸１７に伝達するともいえる。

次に、ＥＣＵ５０は、第一クラッチＣ１を中立状態とし、エンジン回転数を変化させる。図７に示すように、第一クラッチＣ１が中立状態となることで、第一変速部２０とエンジン１とが遮断され、第一クラッチＣ１を介した動力伝達が遮断される。これにより、エンジントルクは、回転軸４から第二クラッチＣ２、入力軸１７、差動機構１０、入力軸６へと伝達され、第一変速部２０を介して駆動輪４７に出力される。ＥＣＵ５０は、図８に矢印Ｙ２で示すように、第二変速部３０の入力軸１７の回転数Ｎ_Ｂを第２速変速段に応じた回転数に変化させる。

次に、ＥＣＵ５０は、第二変速部３０の変速段を第２速変速段に切り替える。これにより、図９に示すように、第二クラッチＣ２を介して入力軸１７に伝達されたエンジントルクは、差動機構１０および第一変速部２０を介して駆動輪４７に伝達されるだけでなく、第二変速部３０を介して駆動輪４７に伝達される。つまり、第二変速部３０の変速段を介してエンジン１と駆動軸とが接続される。ＥＣＵ５０は、更に、回転電機３による反力受けを停止させ、動力伝達経路を変更する。回転電機３がフリーにされたことにより、差動機構１０を介した入力軸６と入力軸１７との動力伝達が遮断され、図１０に示すように、第２速変速段による走行に移行する。エンジントルクは、図１０に示すように、回転軸４から入力軸１７に伝達され、第二変速部３０を介して駆動輪４７に伝達される。

本実施形態に係る変速制御（第二変速制御）では、図８に示すように、変速中に回転電機３は、正トルクを出力して正回転する状態、すなわち力行状態となる。従って、第一変速制御がなされて回転電機３が回生状態となる場合よりも変速時のエンジントルクを低減させることができ、その結果として回転電機３の出力も低減させることができる。

ここで、第二変速制御は、回転電機３の出力が小さくてよいというメリットがあるものの、第一変速制御よりも変速手順が多い。第二変速制御では、変速の開始時に第二変速部３０を中立状態とし、第二変速部３０の入力軸１７の回転数Ｎ_Ｂを入力軸６の回転数Ｎ_Ａに合わせ、第二クラッチＣ２を係合するという手順（以下、「所定手順」とも記載する。）を行う。所定手順を実行することで、第二変速制御では、第一変速制御よりも変速時間が長くなり、ドライバビリティの低下につながる虞がある。

そこで、例えば、第一変速制御では変速時の回転電機３の出力が所定の出力Ｗ０を超える場合に第二変速制御を実行し、所定の出力Ｗ０以下であれば第一変速制御を実行するようにしてもよい。所定の出力Ｗ０は、燃費の費用対効果の面から決定されることが望ましい。例えば、第一変速制御による変速時の大出力のために回転電機３を大型化すると、コストの増加を招いてしまうため好ましくない。従って、費用対効果の面から回転電機３の許容最大出力を定めることが好ましい。所定の出力Ｗ０は、この許容最大出力以下の値として定められることができる。

ここで、変速時の回転電機３の出力は、変速段やアクセル開度ＡＣＣによって変化する。図１７は、トータルギヤ比とギヤステップ比を示す図、図１８は、車速とエンジン回転数との関係を示す図、図１９は、本実施形態に係る変速マップを示す図である。

図１７に示すように、低速ギヤ段の方が高速ギヤ段よりもギヤステップ比が大きく、変速時のエンジン回転数変化量が大きくなる。ギヤステップ比は、２つの変速段のギヤ比の比率である。例えば、第１速変速段（ギヤ比Ｇ_１ｓｔ）と第２速変速段（ギヤ比Ｇ_２ｎｄ）のギヤステップ比は、Ｇ_１ｓｔ／Ｇ_２ｎｄで算出される。図１８には、第１速変速段における車速とエンジン回転数との関係２０１、第２速変速段における車速とエンジン回転数との関係２０２、第３速変速段における車速とエンジン回転数との関係２０３、第４速変速段における車速とエンジン回転数との関係２０４、第５速変速段における車速とエンジン回転数との関係２０５が示されている。図１８からわかるように、アクセル開度ＡＣＣが大である場合の変速に係るエンジン回転数変化量は、アクセル開度ＡＣＣが小である場合の変速に係るエンジン回転数変化量よりも大きい。また、アクセル開度ＡＣＣが大である場合、エンジン１から駆動輪４７に伝達しているトルクも大きくなり、これに対応してエンジントルクも大きくなる。

つまり、低ギヤ段でアクセル開度ＡＣＣが大であるときの変速は回転電機３の出力が大きくなり、高ギヤ段でアクセル開度ＡＣＣが小であるときの変速は回転電機３の出力が小さくなる。従って、変速前後のギヤ段やアクセル開度ＡＣＣに基づいて変速時の回転電機３の出力Ｗが予測可能である。第一変速制御を実行するか、第二変速制御を実行するかは、予め変速マップとして作成しておくことができる。

図１９に示す変速マップには、各変速線２１１，２１２，２１３，２１４が定められている。第１速変速段と第２速変速段との変速線２１１、第２速変速段と第３速変速段との変速線２１２、第３速変速段と第４速変速段との変速線２１３には、それぞれ、第二変速制御を行う範囲（以下、「所定変速範囲」と称する。）２１１ａ，２１２ａ，２１３ａが定められている。所定変速範囲２１１ａ，２１２ａ，２１３ａは、変速線２１１，２１２，２１３における高アクセル開度の領域である。車両１００の動作点の軌跡が所定変速範囲２１１ａ，２１２ａ，２１３ａと交差した場合、第二変速制御がなされる。一方、車両１００の動作点の軌跡が、変速線２１１，２１２，２１３における所定変速範囲２１１ａ，２１２ａ，２１３ａ以外の範囲と交差した場合、第一変速制御がなされる。

所定変速範囲２１１ａ，２１２ａ，２１３ａのアクセル開度軸方向の幅は、低ギヤ段となるに従い大きくなる。各所定変速範囲２１１ａ，２１２ａ，２１３ａには、それぞれ変速準備領域２２１，２２２，２２３が定められている。変速準備領域２２１，２２２，２２３は、所定変速範囲２１１ａ，２１２ａ，２１３ａに対して低車速側に隣接して設けられている。変速準備領域２２１，２２２，２２３の車速軸方向の幅は、例えば、一定とすることができる。変速準備領域２２１，２２２，２２３は、第二変速制御が実行されると予測される領域、第二変速制御が実行される可能性が高い領域である。

ＥＣＵ５０は、車両１００の動作点が変速準備領域２２１，２２２，２２３内の動作点となると、上記の所定手順を実行する。例えば、第１速変速段で走行中に、動作点が変速準備領域２２１内に入ると、所定手順がなされる。これにより、シフトアップの変速判断がなされる前に予め第二変速部３０を中立状態とし、第二変速部３０の入力軸１７の回転数Ｎ_Ｂを入力軸６の回転数Ｎ_Ａに合わせ、第二クラッチＣ２を係合しておくことが可能となる。よって、変速判断がなされてから変速が完了するまでの所要時間が短縮される。例えば、第一変速制御と同等の時間でシフトアップが可能となる。

なお、車両１００の動作点が変速準備領域２２１，２２２，２２３内の動作点となった場合に、所定手順の一部を実行しない場合、あるいは変速判断がなされる前に所定手順の一部が実行できない場合があってもよい。例えば、所定手順のうち、第二変速部３０を中立状態として第２軸を介した駆動軸に対する動力伝達を遮断する手順のみが実行されてもよく、第二クラッチＣ２の係合が省略されてもよい。

また、シフトアップの予測は、変速準備領域２２１，２２２，２２３を用いるものには限定されない。他の方法によって、シフトアップが予測されてもよい。また、第二変速制御によるシフトアップが予測される場合だけでなく、中間変速段を挟んだ２つの連続する変速段の間でシフトアップが予測される場合に所定手順が実行されてもよい。

なお、バッテリの充放電能力等は、充電状態ＳＯＣや温度環境等のパラメータによって時々刻々と変化するため、本実施形態の変速制御を実施する条件は、これらのパラメータに基づいて変化させるようにしてもよい。

次に、第二変速制御による効果について、具体的な数字の一例を参照して説明する。図２０は、ギヤ比の一例を示す図、図２１は、各速変速段のトータルギヤ比を示す図、図２２は、車速とエンジン回転数との関係を示す図、図２３は、第一変速制御に係る計算結果を示す図、図２４は、第一変速制御に係るタイムチャート、図２５は、第一変速制御に係るタイヤトルクの変化を示す図、図２６は、第一変速制御に係るエンジン動作点の遷移を示す図である。

図２３に示す計算結果は、回転電機３がリングギヤ１３に付いており、回転電機３とリングギヤ１３とが一体回転することを前提に算出されている。実際は、回転電機３とリングギヤ１３との間にはギヤ比があるため、このギヤ比に応じて計算結果は変化する。

図２０に示すように、各速変速段のギヤ比およびデファレンシャル装置の減速比（デフ比）が定められている場合、トータルギヤ比（各速変速段のギヤ比×デフ比）は、図２１で示すようになる。第一変速制御におけるアクセル開度ＡＣＣ＝１００％時（以下、「ＷＯＴ時」と称する。）のシフトアップ時の回転電機３の出力は、以下のように算出することができる。ＷＯＴ時には、５，０００ｒｐｍでシフトアップするものとしている。変速前の変速段を第Ｘ速変速段、変速後の変速段を第Ｙ速変速段とすると、第一変速制御における計算結果は、図２３に示すようになる。なお、各変数において添字１ｓｔは第１速変速段、２ｎｄは第２速変速段、３ｒｄは第３速変速段、４ｔｈは第４速変速段、５ｔｈは第５速変速段、６ｔｈは第６速変速段を示す。

変速後のエンジン回転数Ｎｅ＿_Ｙは、下記式（１）で算出される。ここで、ＧＸは第Ｘ速変速段のギヤ比、ＧＹは第Ｙ速変速段のギヤ比である。
Ｎｅ＿_Ｙ＝５０００×ＧＹ／ＧＸ…（１）

変速前の回転電機３の回転数Ｎｇ＿_Ｘは、下記式（２）で算出される。これは、第２軸の回転数が変速後の変速段に対応した回転数であることによる。例えば、第１速変速段から第２速変速段への変速では、第二変速部３０で第２速変速段が形成されており、入力軸１７の回転数Ｎ_Ｂは第２速変速段に対応した回転数Ｎｅ＿_Ｙである。なお、差動機構１０のギヤ比（サンギヤ１１の歯数／リングギヤ１３の歯数）は、１／２とする。以下の説明では、回転電機３の回転数を単に「ＭＧ回転数」とも記載し、回転電機３の出力トルクを単に「ＭＧトルク」とも記載する。
Ｎｇ＿_Ｘ＝（５０００−Ｎｅ＿_Ｙ）／２…（２）

変速後のＭＧ回転数は、図１４に示すように、０ｒｐｍである。エンジン回転数変更前のエンジントルクＴｅ＿_Ｘは、図２６におけるＷＯＴガード線と５，０００ｒｐｍとの交点である。ＷＯＴガード線は、エンジントルクの上限ガード値を定めたものである。図２５には、ＷＯＴ時の各車速に対する各変速段１ｓｔ、２ｎｄ、３ｒｄ、４ｔｈ、５ｔｈでのタイヤトルクＴｏが示されている。各変速段でのタイヤトルクＴｏを示す曲線は、図２６のＷＯＴガード線に各変速段のギヤ比を乗じて算出することができる。

例えば、変速前の第１速変速段でのエンジントルクＴｅ＿_１ｓｔは、図２６に示すようにエンジン回転数Ｎｅ＝５，０００ｒｐｍとＷＯＴガード線との交点のトルク値であり、変速後の第２速変速段でのエンジントルクＴｅ＿_２ｎｄは、エンジン回転数Ｎｅ＝２，７１４ｒｐｍとＷＯＴガード線との交点のトルク値となる。また、第１速変速段でのタイヤトルクＴｏ＿_１ｓｔは、（エンジントルクＴｅ＿_１ｓｔ）×（ギヤ比Ｇ_１ｓｔ）で算出され、第２速変速段でのタイヤトルクＴｏ＿_２ｎｄは、（エンジントルクＴｅ＿_２ｎｄ）×（ギヤ比Ｇ_２ｎｄ）で算出される。ＷＯＴ時の第１速変速段から第２速変速段へのシフトアップでは、図２５に矢印で示すようにタイヤトルクＴｏの変化が発生する。

エンジン回転数変更時エンジントルクＴｅ＿_ｈは、変速後のエンジントルクＴｅ＿_Ｙと同じ値である。変速後のエンジントルクＴｅ＿_Ｙは、図２６に示す変速後のエンジン回転数Ｎｅ＿_ＹとＷＯＴガード線との交点である。

エンジン回転数変更時ＭＧトルクＴｇ＿_ｈは、下記式（３）で算出される。
Ｔｇ＿_ｈ＝Ｔｅ＿_ｈ×２…（３）

また、最大ＭＧ出力Ｗｇ＿_ｍａｘは、下記式（４）で算出される。
Ｗｇ＿_ｍａｘ＝Ｎｇ＿_Ｘ×Ｔｇ＿_ｈ×２π÷６０÷１０００…（４）

第１速変速段から第２速変速段にシフトアップする場合を例に、図２４のタイムチャートを参照して、第一変速制御における回転電機３の出力について説明する。図２４において、Ｔｏはタイヤトルク、Ｎｏはタイヤ回転数、Ｔｅはエンジントルク、Ｎｅはエンジン回転数、ＴｇはＭＧトルク、ＮｇはＭＧ回転数、ＷｇはＭＧ出力である。図２７は、第１速変速段でのエンジン走行状態を示す図、図２８は、第１速変速段でのエンジン走行に係る共線図である。図２４では、第１速変速段でのエンジン走行中に時刻ｔ１で第２速変速段への変速判断がなされる。

第１速変速段でのエンジン走行では、図２３に示すように、変速前のエンジントルクＴｅ＿_Ｘが２３０Ｎｍ、エンジン回転数は５，０００ｒｐｍである。図２８に示すように、第二変速部３０の入力軸１７の回転数Ｎ_Ａは、第２速変速段に対応した２，７１４ｒｐｍである。

この状態から時刻ｔ１に第２速変速段へのシフトアップ判断がなされると、エンジントルクは、変速前のエンジントルクＴｅ＿_Ｘである２３０Ｎｍから変速後のエンジントルクＴｅ＿_Ｙである２１９Ｎｍに変更される。図２９は、第一変速制御の第一段階の手順を示す図、図３０は、第一変速制御の第一段階の手順に係る共線図である。

図２９に示すように、エンジントルクが変更されると共に、回転電機３がエンジン反力を受ける。図２４に示すように、エンジン反力を受ける回転電機３のＭＧトルクＴｇの大きさは、変速開始前の０Ｎｍからエンジン回転数変更時ＭＧトルクＴｇ＿_ｈである４３９Ｎｍに変化する。図３０に示すように、回転電機３は正回転して負トルクを発生する回生状態でエンジン反力を受ける。

図３１は、第一変速制御の第二段階の手順を示す図、図３２は、第一変速制御の第二段階の手順に係る共線図である。ＥＣＵ５０は、第一段階の手順に続き、第一変速部２０を中立状態とし、エンジン回転数を変更し、第二クラッチＣ２を係合させる。第一変速部２０を中立状態とすることで、図３１に示すように、第一変速部２０を介した動力伝達が遮断される。エンジン回転数Ｎｅは、変速前のエンジン回転数Ｎｅ＿_Ｘである５，０００ｒｐｍから変速後のエンジン回転数Ｎｅ＿_Ｙである２，７１４ｒｐｍに変更される。図２４では、時刻ｔ２にエンジン回転数が変化し始め、時刻ｔ３にエンジン回転数の変更が完了して第二クラッチＣ２が係合される。

図３３は、第一変速制御の第三段階の手順を示す図、図３４は、第一変速制御の第三段階の手順に係る共線図である。第二段階の手順で第二クラッチＣ２が係合されることで、動力伝達経路が変化している。エンジントルクの一部は、第二クラッチＣ２を介して第二変速部３０に伝達されている。ＥＣＵ５０は、第二段階の手順に続き、回転電機３による反力受けを停止して動力伝達経路を更に変更する。これにより、第２速変速段での走行への移行が完了する。図２４では、時刻ｔ３から時刻ｔ４にかけてＭＧトルクＴｇの大きさが低減して動力伝達経路の切り替えがなされる。

図３５は、第２速変速段でのエンジン走行状態を示す図、図３６は、第２速変速段でのエンジン走行状態に係る共線図である。回転電機３の出力が０とされ、反力受けが停止されたことで、差動機構１０を介した動力伝達が遮断される。これにより、エンジントルクは、回転軸４から第二クラッチＣ２、第二変速部３０を介して駆動輪４７に伝達される。

以上説明した第一変速制御では、変速中にエンジン反力を受けるときのＭＧトルクは４３９Ｎｍと大きなものとなる。なお、図２４のタイムチャートには、変速前（第１速変速段）のエンジントルクＴｅ＿_１ｓｔが変速後（第２速変速段）のエンジントルクＴｅ＿_２ｎｄよりも大である場合が示されている。これとは反対に変速前のエンジントルクＴｅ＿_１ｓｔが変速後のエンジントルクＴｅ＿_２ｎｄよりも小である場合、時刻ｔ１からｔ２の伝達経路変更時にはエンジントルクＴｅを変更せず、時刻ｔ３からｔ４の伝達経路変更時にエンジントルクＴｅを変更するようにすればよい。

また、図２４に示すタイムチャートではイナーシャを考慮していないが、実際は時刻ｔ２からｔ３のエンジン回転数変更時にタイヤトルクＴｏが増加してしまう。このため、エンジントルクＴｅを減少させることでタイヤトルクＴｏを一定とする制御を行うようにしてもよい。

次に、図３７のタイムチャートを参照して、第二変速制御で第１速変速段から第２速変速段にシフトアップする場合の回転電機３の出力について説明する。図３７は、第二変速制御に係るタイムチャートである。図３８は、第二変速制御に係る計算結果を示す図、図３９は、第二変速制御に係るタイヤトルクの変化を示す図、図４０は、第二変速制御に係るエンジン動作点の遷移を示す図である。

図４１は、第二変速制御の第一段階の手順を示す図、図４２は、第二変速制御の第一段階の手順に係る共線図である。第１速変速段で走行中（図２７、図２８）に、時刻ｔ１１において変速判断がなされると、ＥＣＵ５０は、第二変速部３０を中立状態とし、入力軸１７の回転数Ｎ_Ｂを入力軸６の回転数Ｎ_Ａに合わせ、第二クラッチＣ２を係合させる。ＥＣＵ５０は、第二変速部３０を中立状態として駆動輪４７と入力軸１７との動力伝達を遮断し、回転電機３の回転数制御によって入力軸１７の回転数Ｎ_Ｂを入力軸６の回転数Ｎ_Ａと同じ５，０００ｒｐｍまで上昇させる。ＥＣＵ５０は、回転数制御が完了すると、第二クラッチＣ２を係合させる。

図４３は、第二変速制御の第二段階の手順を示す図、図４４は、第二変速制御の第二段階の手順に係る共線図である。ＥＣＵ５０は、第二段階において、エンジントルクＴｅを低減し、動力伝達経路を変更する。エンジントルクＴｅは、図３８に示す変速前のエンジントルクＴｅ＿_Ｘである２３０Ｎｍからエンジン回転数変更時のエンジントルクＴｅ＿_ｈである１１９Ｎｍに低減する。一方、エンジン反力を受ける回転電機３のＭＧトルクＴｇの大きさは、変速開始前の０Ｎｍからエンジン回転数変更時ＭＧトルクＴｇ＿_ｈの２３８Ｎｍに増加する。図３７のタイムチャートでは、時刻ｔ１２から時刻ｔ１３にかけてエンジントルクＴｅが低減し、ＭＧトルクＴｇが増加している。

第一段階の手順で第二クラッチＣ２が係合されており、第二段階で回転電機３がエンジン反力を取ることで、図４３に示すように、エンジントルクの一部は、回転軸４から第二クラッチＣ２および差動機構１０を介して入力軸６に伝達される。

図４５は、第二変速制御の第三段階の手順を示す図、図４６は、第二変速制御の第三段階の手順に係る共線図である。ＥＣＵ５０は、第三段階において、第一クラッチＣ１を開放し、エンジン回転数Ｎｅを変更して、第二変速部３０を第２速変速段に切り替える。第一クラッチＣ１が開放されることで、第一クラッチＣ１を介した回転軸４と入力軸６との動力伝達が遮断される。ＥＣＵ５０は、エンジン回転数Ｎｅを変速前のエンジン回転数Ｎｅ＿_Ｘである５，０００ｒｐｍから変速後のエンジン回転数Ｎｅ＿_Ｙである２，７１４ｒｐｍに低下させる。図３７のタイムチャートでは、時刻ｔ１３から時刻ｔ１４にかけてエンジン回転数Ｎｅが低下し、時刻ｔ１４において第２速変速段のギヤ対が係合される。

図４７は、第二変速制御の第四段階の手順を示す図、図４８は、第二変速制御の第四段階の手順に係る共線図である。ＥＣＵ５０は、第四段階において、回転電機３によるエンジン反力受けを停止し、動力伝達経路を変更する。ＥＣＵ５０は、エンジントルクＴｅをエンジン回転数変更時のエンジントルクＴｅ＿_ｈである１１９Ｎｍから変速後のエンジントルクＴｅ＿_Ｙである２１９Ｎｍに増加さる一方、ＭＧトルクＴｇをエンジン回転数変更時ＭＧトルクＴｇ＿_ｈである２３８Ｎｍから０まで減少させる。時刻ｔ１５に動力伝達経路の変更が完了すると、第２速変速段でのエンジン走行状態が実現される。

図４９は、第２速変速段でのエンジン走行状態を示す図、図５０は第２速変速段でのエンジン走行状態に係る共線図である。回転電機３の出力が０とされ、反力受けが停止されたことで、差動機構１０を介した動力伝達が遮断される。これにより、エンジントルクは、回転軸４から第二クラッチＣ２、第二変速部３０を介して駆動輪４７に伝達される。

以上説明したように、第１速変速段から第２速変速段にシフトアップする場合、第一変速制御では変速中のエンジントルクＴｅが２１９Ｎｍ、ＭＧトルクＴｇが４３９Ｎｍであるのに対し、第二変速制御では、変速中のエンジントルクＴｅが１１９Ｎｍ、ＭＧトルクＴｇが２３８Ｎｍとそれぞれ大きく低減する。

第二変速制御と、第一変速制御との違いは、エンジン回転数変更時エンジントルクＴｅ＿_ｈにある。第２速変速段のタイヤトルクＴｏ＿_２ｎｄに対して、第一変速制御では、エンジン回転数変更時エンジントルクＴｅ＿_ｈをＴｅ＿_２ｎｄとすることに対して、第二変速制御では、エンジン回転数変更時エンジントルクＴｅ＿_ｈをＴｅ＿_２ｎｄ×Ｇ_２ｎｄ／Ｇ_１ｓｔとする点が異なる。つまり、エンジン回転数変更時に、差動機構１０よりも駆動輪４７側が、第一変速制御では第２速変速段であることに対し、第二変速制御では第１速変速段となっている点が異なる。

駆動輪４７で同じトルクを出すために必要なエンジントルクＴｅは、第１速変速段のギヤ比Ｇ_１ｓｔと第２速変速段のギヤ比Ｇ_２ｎｄとの分異なる。第二変速制御では、第１速変速段を介して駆動軸と接続されている分、第一変速制御よりも必要なエンジントルクＴｅおよびＭＧトルクＴｇが小さくなる。これをエネルギー的な観点で見ると、第一変速制御では回転電機３が回生であり、第二変速制御では回転電機３が力行であるためにこの差が生まれると説明できる。

第一変速制御のエンジン回転数変更時エンジントルクＴｅ＿_ｈに対し、第二変速制御のエンジン回転数変更時エンジントルクＴｅ＿_ｈは、Ｇ_２ｎｄ／Ｇ_１ｓｔ＝１／１．８４倍に低減する。ＭＧトルクＴｇは、エンジントルクＴｅ＿_ｈ×２で算出されるので、ＭＧトルクＴｇも１／１．８４倍となる。第１速変速段から第２速変速段へシフトアップするときの最大ＭＧ出力Ｗｇ＿_ｍａｘは、第一変速制御の５２．５ｋＷに対して第二変速制御では２８．５ｋＷと１／１．８４倍となり、大幅にＭＧ出力Ｗｇが削減される。

なお、上記では第１速変速段から第２速変速段へのシフトアップについて説明したが、奇数変速段から偶数変速段へのシフトアップは、これと同様の手順で実行することができる。

また、偶数変速段から奇数変速段へのシフトアップは、奇数変速段から偶数変速段へのシフトアップ手順に対して、第一変速部２０と第二変速部３０とを入れ替え、第一クラッチＣ１と第二クラッチＣ２とを入れ替えたものとなる。

［実施形態の変形例］
実施形態の変形例について説明する。上記実施形態で説明したように、ギヤステップ比に応じて変速時の回転電機３の出力が変化する。通常、ギヤステップ比は低ギヤ段側から高ギヤ段側へ向かうに従い小さな値となる。これは、例えば、ドライバビリティ上の制約等によって定められる。図３８からもわかるように、低ギヤ段での変速時の回転電機３の出力Ｗｇは、高ギヤ段での変速時の回転電機３の出力Ｗｇに対し大きな値となる。

低ギヤ段での回転電機３の出力Ｗｇを低減する手法として、ギヤ段数を増やして各段のギヤステップ比を小さくすることが考えられる。図５１は、前進６速の有段変速機のギヤ比の一例を示す図、図５２は、前進８速の有段変速機のギヤ比の一例を示す図である。図５１に示す有段変速機と、図５２に示す有段変速機とは、最低ギヤ段のトータルギヤ比および最高ギヤ段のトータルギヤ比がそれぞれ共通である。

それぞれの有段変速機において、各変速段のギヤ比は、ギヤステップ比が低ギヤ段から高ギヤ段へ向かうに従い小さな値となる制約を満たすように定められている。図５１、図５２に示す例では、第１速変速段と第２速変速段とのギヤステップ比は、それぞれ１．８と１．５５である。従って、６速から８速にギヤ段数を増やした場合、変速時のＭＧ出力Ｗｇを１．５５／１．８倍に低減する効果がある。この手法の問題点は、ギヤ段数を増やしても低ギヤ段のギヤステップ比があまり変化せず、ギヤ段数を増加させた割にＭＧ出力Ｗｇの低減効果が少ない点である。

ギヤ段の追加に対するＭＧ出力Ｗｇの低減効果を最大にするためには、例えば、ギヤステップ比の大きな第１速変速段と第２速変速段との間や第２速変速段と第３速変速段との間にその中間値のギヤ比のギヤ段を追加する手法がある。図５３は、６速の有段変速機に中間ギヤ比の変速段を追加した８速の有段変速機のトータルギヤ比の一例を示す図である。図５３に示すように、６速の有段変速機の第１速変速段と第２速変速段との間、および第２速変速段と第３速変速段との間にそれぞれ中間値のギヤ比のギヤ段が追加されて８速の有段変速機とされている。このようにギヤ段を追加すれば、低ギヤ段でのギヤステップ比を低減可能であるものの、低ギヤ段側のギヤステップ比が高ギヤ段側のギヤステップ比よりも小さくなるという逆転が生じてしまい、ドライバビリティ上好ましくない場合がある。

変速時のＭＧ出力Ｗｇを低減できる別の手法として、変速時に変速専用のギヤを使用することが検討されている。例えば、第一変速部と第二変速部とを有する車両において、第一変速部に走行用の第１速変速段から第５速変速段までの５つのギヤ段が配置され、第二変速部に変速専用の中間ギヤ段として第１．５速変速段、第２．５速変速段、第３．５速変速段、第４．５速変速段の４つのギヤ段が配置される。中間変速段のギヤ比は、前後の走行用の変速段のギヤ比の中間値である。例えば、第１．５速変速段のギヤ比は、第１速変速段のギヤ比Ｇ_１ｓｔと第２速変速段のギヤ比Ｇ_２ｎｄとの中間値である。

第一変速部の変速段の切り替えは、第二変速部の中間変速段を介して行われる。例えば、第一変速部で第１速変速段から第２速変速段にシフトアップする際には、第１速変速段から第１．５速変速段を介して第２速変速段に変速する。このように中間ギヤ段を介した変速とすることで、ＭＧ出力Ｗｇを低減することができる。ここで、全ての変速について中間ギヤ段を介した変速をしようとすると、高コストとなってしまう虞がある。これは、走行用の各ギヤ段に対してそれぞれ中間ギヤ段を設定する必要があるためである。例えば、第４速変速段と第５速変速段との間の変速を第１．５速変速段を介して行うと、エンジン回転数Ｎｅの変化が大きくなり、ＭＧ出力Ｗｇを増加させてしまうこととなる。従って、第１変速部が５段変速であれば、４つの中間ギヤ段を設ける必要がある。

本変形例に係る車両用駆動装置１−２では、ギヤステップ比の大きなギヤ段に対しては変速用の中間ギヤ段が設けられ、ギヤステップ比の小さなギヤ段に対しては変速用の中間ギヤ段が設けられていない。これにより、変速中のＭＧ出力Ｗｇの低減と、ギヤ段数の低減とが両立される。図５４は、実施形態の変形例に係る車両２００の概略構成図、図５５は、本変形例に係る車両用駆動装置１−２のトータルギヤ比を示す図である。変形例に係る車両２００について、実施形態の車両１００と異なる点について説明する。

本変形例に係る車両２００の第一変速部７０は、第１速変速段、第２速変速段、第３速変速段および第５速変速段を有する。このように、第一変速部７０には、連続する２つの変速段として第１速変速段と第２速変速段、および第２速変速段と第３速変速段が配置されている。ここで、連続する変速段とは、例えば、運転者がシフト操作によって選択可能な２つの変速段であって、かつ変速比の順序において互いに隣接するものとすることができる。あるいは、連続する変速段とは、走行用の変速段であって、かつ変速比の順序において互いに隣接するものであってもよい。

車両２００の第二変速部８０は、第１．５速変速段、第２．５速変速段、第４速変速段および第６速変速段を有する。第一変速部７０の変速段および第二変速部８０の変速段のうち、走行用の変速段は、第１速変速段、第２速変速段、第３速変速段、第４速変速段、第５速変速段および第６速変速段である。また、変速用の変速段、言い換えると中間変速段は、第１．５速変速段および第２．５速変速段である。第１．５速変速段は、第１速変速段および第２速変速段に対応する中間変速段である。第１．５速変速段のギヤ比は、第１速変速段のギヤ比と第２速変速段のギヤ比との間のギヤ比、例えば中間のギヤ比である。

第２．５速変速段は、第２速変速段および第３速変速段に対応する中間変速段である。第２．５速変速段のギヤ比は、第２速変速段のギヤ比と第３速変速段のギヤ比との間のギヤ比、例えば中間のギヤ比である。連続する２つの変速段と、これに対応する中間変速段とは、互いに異なる変速部に配置される。例えば、第１速変速段および第２速変速段と、第１．５速変速段とは、互いに異なる変速部に配置される。連続する２つの変速段の間に中間変速段が設けられている場合、当該２つの変速段の間でシフトアップする場合、対応する中間変速段を介する。ＥＣＵ１５０は、例えば、第１速変速段から第２速変速段にシフトアップする場合、第１速変速段から第１．５速変速段にシフトアップし、更に第１．５速変速段から第２速変速段にシフトアップする。

連続する２つの変速段のギヤステップ比が大きい、第１速変速段と第２速変速段との間および第２速変速段と第３速変速段との間にそれぞれ中間変速段が設けられている。第３速変速段から第６速変速段までのギヤ段は、第一変速部７０と第二変速部８０に交互に配置されている。変速用の中間変速段を設けるか否かは、変速中の最大ＭＧ出力Ｗｇ＿_ｍａｘが燃費に基づいて決定される出力の閾値を超えるか否かで決定することができる。

例えば、図３８の計算結果に対して、燃費に基づいて決定されるＭＧ出力の閾値が２５ｋＷであったとする。この場合、第１速変速段から第２速変速段への変速（Ｗｇ＿_ｍａｘ＝２８．５ｋＷ）、および第２速変速段から第３速変速段への変速（Ｗｇ＿_ｍａｘ＝２７．８ｋＷ）では、それぞれ最大ＭＧ出力Ｗｇ＿_ｍａｘが閾値２５ｋＷを超えるため、中間変速段が必要と判断される。最大ＭＧ出力Ｗｇ＿_ｍａｘは、変速前後の変速段のギヤステップ比に応じて変化する。従って、本実施形態では、連続する２つの変速段のギヤステップ比が所定値以上である変速段の組に対して中間変速段が設けられている。

図５６は、中間変速段を使用した変速に係る計算結果を示す図である。走行用の変速段から中間変速段への変速（例えば、１速→１．５速）、および中間変速段から走行用の変速段への変速（例えば、１．５速→２速）は、それぞれ上記第二変速制御の手順によることができる。

図５６に示すように、変速前後でＭＧ回転数の正負が入れ替わる。本変形例の中間変速段を介したシフトアップでは、中間変速段を備えない車両１００で第一変速制御を実行した場合（図２３）に比べて、エンジン回転数変更時のエンジントルクＴｅ＿_ｈが低減する。具体的には、本変形例で中間変速段を介してシフトアップする場合のエンジン回転数変更時のエンジントルクＴｅ＿_ｈは、上記実施形態で第一変速制御を実行した場合のエンジン回転数変更時のエンジントルクＴｅ＿_ｈに対して、ＧＹ／｛（ＧＸ＋ＧＹ）／２｝倍となる。

また、最大ＭＧ出力Ｗｇ＿_ｍａｘが低減する。本変形例で中間変速段を介してシフトアップする場合の最大ＭＧ出力Ｗｇ＿_ｍａｘは、中間変速段を介さずに第二変速制御がなされた場合（図３８）の最大ＭＧ出力Ｗｇ＿_ｍａｘに対して大幅に低下する。従って、本変形例に係る車両用駆動装置１−２によれば、ギヤの追加に対するＭＧ出力Ｗｇの低減効果が大きく、かつ追加ギヤ数を最低限に抑えることが可能である。また、変速比の回転数変化量が小さくなることで、変速にかかる時間を短縮することができる。

なお、中間変速段は、変速用の変速段であって、走行用の変速段とは異なるものであるが、ドライバビリティ上の問題がないなどの条件を満たす場合に、中間変速段での車両２００の走行が許容されてもよい。例えば、中間変速段で走行することにより燃費向上が図れる場合で、かつドライバビリティ上の問題がなければ中間変速段での走行が許容されるようにしてもよい。

上記の実施形態および変形例に開示された内容は、適宜組み合わせて実行されることができる。

１−１，１−２ 車両用駆動装置
１ エンジン
３ 回転電機
１０ 差動機構
２０ 第一変速部
３０ 第二変速部
４７ 駆動輪
５０ ＥＣＵ
１００ 車両
Ｃ１ 第一クラッチ
Ｃ２ 第二クラッチ

Claims (5)

1. エンジンと駆動軸とを接続し、かつ前記エンジンと断接可能な第１軸と、
   前記エンジンと前記駆動軸とを接続し、かつ前記エンジンと断接可能な第２軸と、
   前記第１軸と、前記第２軸と、回転電機とを接続する差動機構と
   を備え、
   前記第１軸と前記エンジンとが接続され、前記第１軸の変速段を介して前記エンジンと前記駆動軸とが接続された状態から、前記第２軸の変速段にシフトアップする場合、
   前記第２軸を介した前記駆動軸に対する動力伝達を遮断し、
   前記第２軸と前記エンジンとを接続し、
   前記回転電機の出力制御により前記エンジンの動力を前記第２軸に伝達し、
   前記第１軸と前記エンジンとを遮断し、
   前記第２軸の変速段を介して前記エンジンと前記駆動軸とを接続する
   ことを特徴とする車両用駆動装置。
2. 更に、前記第１軸あるいは前記第２軸のいずれか一方の軸に配置された連続する２つの変速段と、他方の軸に配置された中間変速段とを備え、
   前記中間変速段の変速比は、前記連続する２つの変速段の変速比の間の変速比であり、
   前記連続する２つの変速段の間でシフトアップする場合、前記中間変速段を介する
   請求項１に記載の車両用駆動装置。
3. 前記中間変速段は、前記連続する２つの変速段のギヤステップ比が所定値以上である変速段の組に対して設けられる
   請求項２に記載の車両用駆動装置。
4. 前記第１軸の変速段から前記第２軸の変速段へのシフトアップが予測される場合、前記第２軸を介した前記駆動軸に対する動力伝達を予め遮断しておく
   請求項１に記載の車両用駆動装置。
5. 前記第１軸の変速段から前記第２軸の変速段にシフトアップするときに、前記回転電機が力行する
   請求項１に記載の車両用駆動装置。

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