JP4631962B2 - エンジン始動制御装置 - Google Patents

Description

本発明はエンジン始動制御装置に係り、特に、エンジンを始動する際にエンジンを回転駆動（クランキング）する第１電動機の出力が制限される場合のエンジン始動制御に関するものである。

(a) 燃料の燃焼で動力を発生するエンジンと、第１電動機と、反力制御装置によって制御される反力トルクで回転が規制される反力受け部材とが、差動機構を介して連結されており、(b) 前記反力制御装置によって前記反力受け部材の回転を規制した状態で前記第１電動機により前記エンジンを回転駆動してそのエンジンを始動するエンジン始動制御装置が知られている。特許文献１に記載の装置はその一例で、差動歯車装置（差動機構）を介してエンジンと第１モータジェネレータと第２モータジェネレータとが連結されており、第１モータジェネレータによりエンジンを回転駆動して始動する際に、エンジン回転速度が所望のプロフィールで変化するように出力部材（反力受け部材）の回転を第２モータジェネレータによって規制するようになっている。この場合は、基本的には車速に応じて出力軸の回転速度が定まり、反力制御装置として機能する第２モータジェネレータは、補助的に出力部材の回転を規制することになる。
特開２００４−３４００１０号公報

しかしながら、このような従来のエンジン始動制御装置において、例えば極低温時や蓄電量ＳＯＣの低下時、或いは満充電時等に蓄電装置の入出力が制限されるなどして第１電動機の出力（力行トルクまたは回生トルク）が制限されると、エンジン回転速度の上昇が遅くなり、動力伝達系の剛性等によって定まる共振域（例えば２５０〜４００ｒｐｍ程度）に滞留する時間が長くなると、動力伝達系のねじり振動との共振によりエンジンの負荷トルク（ポンピング作用やフリクションによる回転抵抗）の振動が増幅され、エンジンマウント等を通して不快なショックが発生することがあった。

例えば図１３は、図１に示すハイブリッド車両において、自動変速部２０の動力伝達が遮断されるニュートラル状態で、第２モータジェネレータＭＧ２（反力制御装置）により伝達部材１８（反力受け部材）の回転速度Ｎｍｇ２を０に維持して反力を受け止めつつ、第１モータジェネレータＭＧ１（第１電動機）を回転駆動することにより、エンジン１０をクランキングして始動する際のタイムチャートで、第１モータジェネレータＭＧ１の出力が制限されない正常時のものであり、エンジン回転速度ＮＥは大きな力行トルクＴ１によって速やかに上昇させられ、短時間で共振域を通過するため、共振による不快なショックを生じる恐れはない。これに対し、第１モータジェネレータＭＧ１の出力が制限されると、図２５に示すように、第１モータジェネレータＭＧ１の力行トルクＴ１が小さい分だけエンジン回転速度ＮＥの上昇が遅くなるため、それだけ共振域の滞留時間が長くなり、共振によりエンジン負荷トルクＴｅの振動が増幅されて不快なショックが発生する。

本発明は以上の事情を背景として為されたもので、その目的とするところは、エンジンの始動時にエンジンを回転駆動する第１電動機の出力が制限される場合に、エンジン回転速度が共振域に滞留する時間が長くなり、共振によりエンジン負荷トルクの振動が増幅されて不快なショックが発生することを抑制することにある。

かかる目的を達成するために、第１発明は、(a) 燃料の燃焼で動力を発生するエンジンと、第１電動機と、反力制御装置によって制御される反力トルクで回転が規制される反力受け部材とが、差動機構を介して連結されており、(b) 前記反力制御装置によって前記反力受け部材の回転を規制した状態で前記第１電動機により前記エンジンを回転駆動してそのエンジンを始動するエンジン始動制御装置において、(c) 前記第１電動機の出力が制限される出力制限時には、その出力制限が無い場合に比べて前記反力受け部材の回転速度が大きく変動することを許容するように前記反力制御装置を制御することを特徴とする。

第２発明は、第１発明のエンジン始動制御装置において、前記第１電動機の出力制限時のエンジン始動時には、前記差動機構のギヤ比等によって定まる前記反力受け部材の分担トルクよりも前記反力制御装置の反力トルクが小さくされることで、その反力受け部材の回転速度が大きく変動することが許容されることを特徴とする。

第３発明は、第１発明または第２発明のエンジン始動制御装置において、前記第１電動機の出力制限時のエンジン始動時には、前記反力制御装置の反力トルクを目標トルクに従って制御するトルク基準反力制御が行われることを特徴とする。

第４発明は、第３発明のエンジン始動制御装置において、前記出力制限によって出力が制限される前記第１電動機の出力可能なトルクが低い程前記目標トルクを小さくすることを特徴とする。

第５発明は、第３発明または第４発明のエンジン始動制御装置において、前記第１電動機の出力制限時のエンジン始動時に前記エンジンの回転速度変動量を検出し、その回転速度変動量が大きい程前記目標トルクを小さくすることを特徴とする。

第６発明は、第３発明〜第５発明の何れかのエンジン始動制御装置において、前記第１電動機の出力制限時のエンジン始動時に前記エンジンの筒内圧力を求め、その筒内圧力が高い程前記目標トルクを小さくすることを特徴とする。

第７発明は、第１発明のエンジン始動制御装置において、前記第１電動機の出力制限時のエンジン始動時には、前記反力受け部材の回転速度が所定の目標回転速度となるように前記反力制御装置の反力トルクをフィードバック制御する回転速度基準反力制御が行われるとともに、その反力受け部材の回転速度が所定の大きさで変動することが許容されるように、その反力受け部材の回転速度の偏差許容値に応じて前記フィードバック制御の操作量が設定されることを特徴とする。

第８発明は、第１発明〜第７発明の何れかのエンジン始動制御装置において、(a) 前記エンジンの出力軸から駆動輪までの動力伝達経路に前記差動機構が設けられており、(b) 前記反力制御装置は、前記動力伝達経路に対して動力を入出力可能に配設された第２電動機であることを特徴とする。

このようなエンジン始動制御装置においては、第１電動機の出力が制限される出力制限時には、その出力制限が無い場合に比べて反力受け部材の回転速度が大きく変動することを許容するように反力制御装置が制御されるため、第１電動機の出力制限でエンジン回転速度の立ち上がりが遅くなり、共振域に比較的長く滞留する場合でも、エンジン負荷トルクが反力受け部材の回転速度変動によって逃がされることにより、動力伝達系のねじり振動との共振によるエンジン負荷トルク振動の増大が抑制される。これにより、エンジン負荷トルク振動の増大に起因して不快なショックが発生することが防止される。

第２発明では、第１電動機の出力制限時のエンジン始動時には、差動機構のギヤ比等によって定まる反力受け部材の分担トルクよりも反力制御装置の反力トルクが小さくされるため、それだけ反力トルクに抗して反力受け部材の回転速度変動が生じ易くなり、この回転速度変動によりエンジン負荷トルクが逃がされて共振によるエンジン負荷トルク振動の増大が抑制される。

第３発明は、反力制御装置の反力トルクを目標トルクに従って制御するトルク基準反力制御が行われる場合で、例えばフィードフォワード制御などで反力トルクが目標トルクに制御されるとともに、反力受け部材はその目標トルクで所定の回転速度（例えば０や車速に対応する速度など）に保持され、エンジン負荷トルクがその目標トルクに対応するトルクすなわち差動機構のギヤ比等によって定まるトルクを超えると、反力トルクに抗して反力受け部材の回転速度が変動させられるようになり、この回転速度変動でエンジン負荷トルクが逃がされて共振によるエンジン負荷トルク振動の増大が抑制される。

第４発明では、出力制限によって出力が制限される第１電動機の出力可能なトルクが低い程目標トルクが小さくされ、反力受け部材の回転速度変動が生じ易くなって、共振によるエンジン負荷トルク振動の増大が一層効果的に抑制される。すなわち、第１電動機の出力が低くなると、エンジン回転速度の上昇が遅くなって共振域に滞留する時間が長くなり、それだけ共振によりエンジン負荷トルク振動が増大する可能性が高くなるが、第１電動機の出力可能なトルクに応じてトルク基準反力制御の目標トルクが小さくされることで、それだけ小さなエンジン負荷トルク振動で反力受け部材の回転速度変動が生じるようになり、共振によるエンジン負荷トルク振動の増大が抑制されるのである。一方、反力トルクが小さくなって反力受け部材の回転速度変動が生じ易くなると、エンジン回転速度の上昇が阻害されてエンジンの始動が更に遅くなるため、反力トルクの低下による反力受け部材の回転速度変動は必要最小限に抑えることが望ましく、第１電動機の出力可能なトルクに応じて目標トルクが設定されることにより、エンジンの始動遅延を最小限に抑制しつつ共振によるエンジン負荷トルク振動の増大を適切に抑制することができる。

第５発明では、第１電動機の出力制限時のエンジン始動時にエンジンの回転速度変動量を検出し、その回転速度変動量が大きい程目標トルクが小さくされるため、反力受け部材の回転速度変動が生じ易くなってエンジン負荷トルクが適切に逃がされるようになり、共振によるエンジン負荷トルク振動の増大が適切に抑制される。すなわち、エンジンの回転速度変動量はエンジン負荷トルク振動に対応するため、その回転速度変動量が大きくなった場合は共振によりエンジン負荷トルク振動が増大していることを意味し、実際の回転速度変動量に応じてトルク基準反力制御の目標トルクが小さくされることにより、反力トルクの低下に伴うエンジンの始動遅延を最小限に抑制しつつ、共振によるエンジン負荷トルク振動の増大を適切に抑制することができるのである。

第６発明では、第１電動機の出力制限時のエンジン始動時にエンジンの筒内圧力を求め、その筒内圧力が高い程目標トルクが小さくされるため、反力受け部材の回転速度変動が生じ易くなってエンジン負荷トルクが適切に逃がされるようになり、共振によるエンジン負荷トルク振動の増大が適切に抑制される。すなわち、エンジンの筒内圧力が高いとエンジン負荷トルクが高くなって共振が発生し易くなるため、実際の筒内圧力に応じてトルク基準反力制御の目標トルクが小さくされることにより、反力トルクの低下に伴うエンジンの始動遅延を最小限に抑制しつつ、共振によるエンジン負荷トルク振動の増大を適切に抑制することができるのである。

第７発明は、第１電動機の出力制限時のエンジン始動時に、反力受け部材の回転速度が所定の目標回転速度となるように反力制御装置の反力トルクをフィードバック制御する回転速度基準反力制御が行われる場合で、反力受け部材の回転速度が所定の大きさで変動することが許容されるように、その回転速度の偏差許容値に応じてフィードバック制御の操作量が設定されるため、この反力受け部材の回転速度変動によりエンジン負荷トルクが逃がされて共振によるエンジン負荷トルク振動の増大が抑制される。

本発明のエンジン始動制御装置は、第８発明のようにエンジンの他に第１電動機および第２電動機を備え、その何れか一方或いは両方を車両走行用の動力源として使用し、エンジンは専ら発電のために使用する電気自動車、或いはそれ等の電動機およびエンジンを共に走行用動力源として使用するハイブリッド車両に好適に適用されるが、専らエンジンのみを走行用の動力源として使用する車両にも適用され得る。

第１電動機および第２電動機は、例えば電気で回転駆動される電動モータ、或いは電動モータおよび発電機の両方の機能が選択的に得られるモータジェネレータが好適に用いられるが、構成によっては何れか一方が発電機であっても良い。反力制御装置としては、第２電動機が好適に用いられるが、例えば差動機構から駆動輪までの動力伝達経路を接続遮断する摩擦係合装置（クラッチやブレーキ）を用いることも可能で、その係合トルクを制御して反力受け部材の回転を規制することもできる。係合トルクは反力トルクに対応する。また、第２電動機および摩擦係合装置の両方を反力制御装置として用いて、その少なくとも一方で反力トルクを制御することもできる。

差動機構としては、シングルピニオン型或いはダブルピニオン型の遊星歯車装置が好適に用いられるが、傘歯車式の差動機構を採用することもできる。エンジン始動制御は、例えば車両の停止時に動力伝達経路を遮断した状態（ニュートラル状態など）で第２電動機により反力を制御しつつ行ったり、動力伝達経路の摩擦係合装置を半係合状態とした状態でその係合トルク（反力トルク）を制御しつつ行ったりすることができる。車両の走行中であっても、例えば自動変速機の変速中に動力伝達経路を遮断したり、変速用等の摩擦係合装置を半係合状態にしたりしてエンジン始動制御を行うことも可能である。

第１電動機の出力が制限される場合は、例えば極低温時や蓄電量（残量）ＳＯＣの低下時、或いは満充電時等に蓄電装置の入出力が制限されるなどして第１電動機の出力（力行トルクまたは回生トルク）が制限される場合、或いは第１電動機のフェールで出力が制限される場合などで、蓄電装置の入出力制限やフェールを検出して第１電動機の出力制限を判断することができる。蓄電装置によって出力が制限される場合に、第４発明のように第１電動機の出力に応じて目標トルクを設定する場合、例えば蓄電装置の温度や蓄電量ＳＯＣに基づいて予め実験等により設定されたデータマップ等により第１電動機の出力を求めることができる。

第２発明では、共振によって増幅するエンジン負荷トルクに対して差動機構のギヤ比等によって定まる分担トルクよりも反力トルクが小さくされることにより、反力受け部材の回転速度が変動するようになり、それ以上の共振によるエンジン負荷トルク変動の増幅が抑制される。したがって、共振によって生じるエンジン負荷トルク変動の大きさが所定値以下になるように、反力トルクが定められれば良い。

第３発明では、反力制御装置の反力トルクを目標トルクに従って制御するトルク基準反力制御が行われ、例えば反力トルクが目標トルクとなるようにフィードフォワード制御が行われる。この場合の目標トルクは、第４発明のように第１電動機の出力に応じて設定することが望ましいが、予め一定値が定められても良い。第３発明は、第１電動機の出力制限時にはトルク基準反力制御が行われるもので、第１電動機の出力制限が無い場合は、例えば反力受け部材の回転速度が所定の目標回転速度となるように反力トルクを制御する回転速度基準反力制御が行われるが、比較的大きな目標トルクで反力を付与するトルク基準反力制御を行うことも可能である。例えば、第１電動機の出力制限が無い時には、反力制御装置としての第２電動機の回生トルクを最大にしたり、動力伝達経路に設けられた摩擦係合装置（反力制御装置）の係合トルクを最大にしたりして、反力受け部材の回転を０、或いは車速に対応する所定の回転速度に固定するようにしても良い。

第４発明では、第１電動機の出力可能なトルクが低い程目標トルクが小さくされるが、第３発明の実施に際しては、第１電動機の出力可能なトルクに拘らず予め一定の目標トルクが定められても良い。また、第１電動機の出力可能なトルクに応じて目標トルクが設定される場合、反力トルクが小さくなるに従ってエンジン回転速度の上昇が阻害されてエンジンの始動が遅くなるため、目標トルク或いは実際の反力トルクに所定の下限リミットを設けることが望ましい。第５発明、第６発明についても同様である。

第５発明、第６発明では、エンジン始動制御の途中でリアルタイムに目標トルクを変更することもできるが、次回のエンジン始動制御時に目標トルクが変更されるように、その目標トルクを学習補正するものでも良い。第５発明では、エンジンの回転速度変動量を検出し、その回転速度変動量が大きい程目標トルクを小さくするが、回転速度変動量の大きさに応じて多段階或いは連続的に目標トルクを小さくしても良いし、一定の閾値以上の場合に目標トルクを小さくするだけでも良い。

第６発明では、エンジンの筒内圧力を求め、その筒内圧力が高い程目標トルクを小さくするが、筒内圧力の大きさに応じて多段階或いは連続的に目標トルクを小さくしても良いし、一定の閾値以上の場合に目標トルクを小さくするだけでも良い。筒内圧力は圧縮比に応じて定まり、例えば給排気弁の開閉信号による開閉タイミングやエンジン回転速度、吸入空気量等から推定することができる。この筒内圧力すなわち圧縮比は、例えば極低温時には常温時に比べて高くされる。また、エタノール等を所定の混合割合で混入することができるフレックスフューエルビークルの場合、その混合割合を検出して、混合割合が高い程筒内圧力を高くする制御が行われており、このように筒内圧力が制御される車両に本発明は好適に適用される。

第７発明では、回転速度基準反力制御により目標回転速度に応じてフィードバック制御によって反力制御装置の反力トルクが制御されるが、偏差許容値は、例えばフィードバック制御のゲインを変更することによって簡単に調整でき、ゲインを小さくすることで偏差許容値は大きくなる。目標回転速度に上下限値を設定し、反力受け部材の回転速度がその上下限値内に入るように反力トルクをフィードバック制御する場合には、偏差許容値に応じて上下限値を変更するようにしても良いなど、種々の態様が可能である。

第７発明の実施に際しては、例えば(a) エンジン始動時には、第１電動機の出力制限の有無に拘らず回転速度基準反力制御で反力制御装置の反力トルクのフィードバック制御が行われる一方、(b) 第１電動機の出力制限時のエンジン始動時には、該出力制限が無い場合に比べて偏差許容値が大きくなるようにフィードバック制御の操作量が設定されることで、該反力受け部材の回転速度が大きく変動することが許容されるように構成される。但し、第１電動機の出力制限が無い時の制御は適宜定めることが可能で、例えば反力制御装置としての第２電動機の回生トルクを最大にしたり、動力伝達経路に設けられた摩擦係合装置（反力制御装置）の係合トルクを最大にしたりして、反力受け部材の回転を０、或いは車速に対応する所定の回転速度等に固定するようにしても良い。

反力制御装置として第２電動機が用いられる第８発明では、例えば差動機構から駆動輪までの間の動力伝達経路に第２電動機が設けられ、差動機構の他の２つの回転要素にエンジンおよび第１電動機が連結されるが、第１電動機と第２電動機とを入れ替えて、差動機構から駆動輪までの間の動力伝達経路に第１電動機を配設することもできる。

第１電動機の出力制限時のエンジン始動時に、回転速度基準反力制御により目標回転速度に応じて反力制御装置の反力トルクをフィードバック制御するとともに、反力受け部材の回転速度変動が許容されるように偏差許容値に応じてフィードバック制御の操作量を設定する場合、その偏差許容値の設定に際しては、第４発明〜第６発明と同様の制御を適用することができる。例えば、(a) 前記出力制限によって出力が制限される前記第１電動機の出力可能なトルクが小さい程前記偏差許容値を大きくする。(b) 前記第１電動機の出力制限時のエンジン始動時に前記エンジンの回転速度変動量を検出し、該回転速度変動量が大きい程前記偏差許容値を大きくする。(c) 前記第１電動機の出力制限時のエンジン始動時に前記エンジンの筒内圧力を求め、該筒内圧力が大きい程前記偏差許容値を大きくする。これ等の場合も、第４発明〜第６発明と同様の効果が得られる。

以下、本発明の実施例を、図面を参照しつつ詳細に説明する。
図１は、本発明が好適に適用される車両用駆動装置を説明する骨子図で、動力源としてエンジン１０、第１モータジェネレータＭＧ１、第２モータジェネレータＭＧ２を備えているハイブリッド車両用のものである。図１において、変速機構８は、車体に取り付けられる非回転部材としてのトランスミッションケース１２（以下、ケース１２という）内において共通の軸心上に配設された入力軸１４と、この入力軸１４に直接に或いは図示しない脈動吸収ダンパー（振動減衰装置）などを介して間接に連結された切換型変速部１１と、その切換型変速部１１に伝達部材（伝動軸）１８を介して直列に連結されて自動変速機として機能する有段式自動変速部２０（以下、自動変速部２０という）と、この自動変速部２０に連結されている出力軸２２とを直列に備えている。この変速機構８は、車両において縦置きされるＦＲ（フロントエンジン・リヤドライブ）型車両に好適に用いられるものであり、エンジン１０およびモータジェネレータＭＧ１、ＭＧ２の出力を、出力軸２２から差動歯車装置（終減速機）３６および一対の車軸等を順次介して一対の駆動輪３８へ伝達する。なお、モータジェネレータＭＧ１、ＭＧ２や切換型変速部１１、自動変速部２０は、それぞれ軸心に対して略対称的に構成されているため、図１では下側半分が省略されている。上記エンジン１０は、燃料の燃焼で動力を発生する内燃機関にて構成されており、ディーゼルエンジンまたはガソリンエンジンである。

切換型変速部１１は、第１モータジェネレータＭＧ１と、入力軸１４に入力されたエンジン１０の出力を機械的に合成し或いは分配する機械的機構であって、エンジン１０の出力を第１モータジェネレータＭＧ１および伝達部材１８に分配し、或いはエンジン１０の出力とその第１モータジェネレータＭＧ１の出力とを合成して伝達部材１８へ出力させる合成分配機構１６と、伝達部材１８と一体的に回転するように設けられている第２モータジェネレータＭＧ２とを備えている。モータジェネレータＭＧ１およびＭＧ２は、何れも電動モータおよび発電機としての機能を有するもので、第１モータジェネレータＭＧ１は主として発電機として用いられて反力を発生し、第２モータジェネレータＭＧ２は主として電動モータとして用いられて駆動力を出力する。第２モータジェネレータＭＧ２の回転速度Ｎｍｇ２は伝達部材１８の回転速度と同じである。

合成分配機構１６は、例えば「０．４１８」程度の所定のギヤ比（リングギヤの歯数／サンギヤの歯数）ρ１を有するシングルピニオン型の第１遊星歯車装置２４と、切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０とを主体的に備えている。この第１遊星歯車装置２４は、第１サンギヤＳ１、第１遊星歯車Ｐ１を自転および公転可能に支持する第１キャリアＣＡ１、および第１遊星歯車Ｐ１を介して第１サンギヤＳ１と噛み合う第１リングギヤＲ１を、３つの回転要素として備えている。

上記第１キャリアＣＡ１は入力軸１４すなわちエンジン１０に連結され、第１サンギヤＳ１は第１モータジェネレータＭＧ１に連結され、第１リングギヤＲ１は伝達部材１８に連結されている。また、切換ブレーキＢ０は第１サンギヤＳ１とトランスミッションケース１２との間に設けられ、切換クラッチＣ０は第１サンギヤＳ１と第１キャリアＣＡ１との間に設けられている。それら切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０が解放されると、第１サンギヤＳ１、第１キャリアＣＡ１、第１リングギヤＲ１がそれぞれ相互に相対回転可能な差動作用が働く差動状態とされることから、エンジン１０の出力が第１モータジェネレータＭＧ１と伝達部材１８とに分配されるとともに、分配されたエンジン１０の出力の一部で第１モータジェネレータＭＧ１から発生させられた電気エネルギーで第２モータジェネレータＭＧ２が力行駆動されるので、例えば所謂無段変速状態（電気的ＣＶＴ状態）とされて、エンジン１０の所定回転に拘わらず伝達部材１８の回転が連続的に変化させられる。すなわち、切換型変速部１１が、その変速比γ０（入力軸１４の回転速度／伝達部材１８の回転速度）が最小値γ０min から最大値γ０max まで連続的に変化させられる電気的な無段変速機として機能する無段変速状態とされる。

一方、切換クラッチＣ０が係合させられて第１サンギヤＳ１と第１キャリアＣＡ１とが一体的に係合させられると、第１遊星歯車装置２４の３つの回転要素Ｓ１、ＣＡ１、Ｒ１が一体回転させられる非差動状態とされることから、エンジン１０の回転速度ＮＥと伝達部材１８の回転速度である第２モータ回転速度Ｎｍｇ２とが一致する状態となるので、切換型変速部１１は変速比γ０が「１」に固定された変速機として機能する定変速状態とされる。また、上記切換クラッチＣ０に替えて切換ブレーキＢ０が係合させられて第１サンギヤＳ１が非回転状態とされる非差動状態とされると、第１リングギヤＲ１は第１キャリアＣＡ１よりも増速回転されるので、切換型変速部１１は変速比γ０が「１」より小さい値例えば０．７程度に固定された増速変速機として機能する定変速状態とされる。このように、本実施例では、上記切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０は、切換型変速部１１を、変速比が連続的変化可能な無段変速機として作動する無段変速状態と、無段変速機として作動させず無段変速作動を非作動として変速比γ０を一定にロックするロック状態すなわち１または２種類以上の変速比の単段または複数段の変速機として作動する定変速状態、換言すれば変速比γ０が一定の１段または複数段の変速機として作動する定変速状態とに選択的に切り換える作動状態切換装置として機能している。

自動変速部２０は、シングルピニオン型の第２遊星歯車装置２６、シングルピニオン型の第３遊星歯車装置２８、およびシングルピニオン型の第４遊星歯車装置３０を備えている。第２遊星歯車装置２６は、第２サンギヤＳ２、第２遊星歯車Ｐ２を自転および公転可能に支持する第２キャリアＣＡ２、および第２遊星歯車Ｐ２を介して第２サンギヤＳ２と噛み合う第２リングギヤＲ２を備えており、例えば「０．５６２」程度の所定のギヤ比ρ２を有している。第３遊星歯車装置２８は、第３サンギヤＳ３、第３遊星歯車Ｐ３を自転および公転可能に支持する第３キャリアＣＡ３、および第３遊星歯車Ｐ３を介して第３サンギヤＳ３と噛み合う第３リングギヤＲ３を備えており、例えば「０．４２５」程度の所定のギヤ比ρ３を有している。第４遊星歯車装置３０は、第４サンギヤＳ４、第４遊星歯車Ｐ４を自転および公転可能に支持する第４キャリアＣＡ４、および第４遊星歯車Ｐ４を介して第４サンギヤＳ４と噛み合う第４リングギヤＲ４を備えており、例えば「０．４２１」程度の所定のギヤ比ρ４を有している。

自動変速部２０では、第２サンギヤＳ２と第３サンギヤＳ３とが互いに一体的に連結されて、第２クラッチＣ２を介して伝達部材１８に選択的に連結されるとともに第１ブレーキＢ１を介してケース１２に選択的に連結され、第２キャリアＣＡ２は第２ブレーキＢ２を介してケース１２に選択的に連結され、第４リングギヤＲ４は第３ブレーキＢ３を介してケース１２に選択的に連結され、第２リングギヤＲ２と第３キャリアＣＡ３と第４キャリアＣＡ４とが互いに一体的に連結されて出力軸２２に連結され、第３リングギヤＲ３と第４サンギヤＳ４とが互いに一体的に連結されて、第１クラッチＣ１を介して伝達部材１８に選択的に連結されるようになっている。

前記切換クラッチＣ０、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、切換ブレーキＢ０、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２、および第３ブレーキＢ３（以下、特に区別しない場合は単にクラッチＣ、ブレーキＢという。）は、車両用自動変速機においてよく用いられている油圧式摩擦係合装置であって、互いに重ねられた複数枚の摩擦板が油圧アクチュエータにより押圧される湿式多板型や、回転するドラムの外周面に巻き付けられた１本または２本のバンドの一端が油圧アクチュエータによって引き締められるバンドブレーキなどにより構成され、それが介装されている両側の部材を選択的に連結するためのものである。

以上のように構成された変速機構８では、例えば、図２の係合作動表に示されるように、前記クラッチＣおよびブレーキＢの何れかが選択的に係合させられることにより、第１速ギヤ段「１ｓｔ」〜第５速ギヤ段「５ｔｈ」のいずれか、或いは後進ギヤ段「Ｒ」、或いはニュートラル「Ｎ」が選択的に成立させられ、各ギヤ段毎に所定の変速比γ（＝入力軸１４の回転速度ＮＩＮ／出力軸２２の回転速度ＮＯＵＴ）が得られるようになっている。特に、本実施例では合成分配機構１６に切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０が備えられており、切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０の何れかが係合させられることによって、切換型変速部１１は前述した無段変速機として作動する無段変速状態に加え、変速比γ０が一定の変速機として作動する定変速状態を構成することが可能とされている。したがって、変速機構８は、切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０の何れかを係合させることで定変速状態とされた切換型変速部１１と、自動変速部２０とで、全体として有段変速機として作動する有段変速状態とされ、切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０が何れも解放されることで無段変速状態とされた切換型変速部１１と、自動変速部２０とで、全体として電気的な無段変速機として作動する無段変速状態とされる。

例えば、変速機構８が有段変速機として機能する場合には、図２に示すように、切換クラッチＣ０、第１クラッチＣ１および第３ブレーキＢ３の係合により、変速比γが最大値例えば「３．３５７」程度である第１速ギヤ段「１ｓｔ」が成立させられ、切換クラッチＣ０、第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の係合により、変速比γが第１速ギヤ段「１ｓｔ」よりも小さい値例えば「２．１８０」程度である第２速ギヤ段「２ｎｄ」が成立させられ、切換クラッチＣ０、第１クラッチＣ１および第１ブレーキＢ１の係合により、変速比γが第２速ギヤ段「２ｎｄ」よりも小さい値例えば「１．４２４」程度である第３速ギヤ段「３ｒｄ」が成立させられ、切換クラッチＣ０、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の係合により、変速比γが第３速ギヤ段「３ｒｄ」よりも小さい値例えば「１．０００」程度である第４速ギヤ段「４ｔｈ」が成立させられ、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、および切換ブレーキＢ０の係合により、変速比γが第４速ギヤ段「４ｔｈ」よりも小さい値例えば「０．７０５」程度である第５速ギヤ段「５ｔｈ」が成立させられる。

また、変速機構８が無段変速機として機能する場合には、図２に示される係合表の切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０が共に解放される。これにより、切換型変速部１１が無段変速機として機能し、それに直列の自動変速部２０が有段変速機として機能することにより、自動変速部２０の第１速、第２速、第３速、第４速の各ギヤ段「１ｓｔ」〜「４ｔｈ」に対し、その自動変速部２０に入力される回転速度すなわち第２モータ回転速度Ｎｍｇ２が無段的に変化させられて各ギヤ段「１ｓｔ」〜「４ｔｈ」は無段的な変速比幅が得られる。したがって、その各ギヤ段「１ｓｔ」〜「４ｔｈ」の間が無段的に連続変化可能な変速比となって変速機構８全体としてのトータル変速比（総合変速比）γＴが無段階に得られるようになる。

一方、第２クラッチＣ２および第３ブレーキＢ３の係合により、変速比γが例えば「３．２０９」程度である後進ギヤ段「Ｒ」が成立させられ、総てのクラッチＣおよびブレーキＢが解放されることにより、動力伝達遮断状態すなわちニュートラル「Ｎ」が成立させられる。これ等の後進ギヤ段「Ｒ」およびニュートラル「Ｎ」では、切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０が共に解放されることから、切換型変速部１１は実質的に無段変速状態とされる。

図３は、無段変速部或いは第１変速部として機能する切換型変速部１１と、有段変速部或いは第２変速部として機能する自動変速部２０とから構成される変速機構８において、ギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度を直線で結ぶことができる共線図を示している。この図３の共線図は、横軸方向において各遊星歯車装置２４、２６、２８、３０のギヤ比ρの相対関係を示し、縦軸方向において相対的回転速度を示す二次元座標であり、３本の横軸のうちの下側の横線Ｘ１が回転速度０を示し、上側の横線Ｘ２が回転速度「１．０」すなわち入力軸１４に連結されたエンジン１０の回転速度ＮＥを示し、横軸ＸＧが伝達部材１８の回転速度を示している。また、切換型変速部１１を構成する合成分配機構１６の３つの回転要素に対応する３本の縦線Ｙ１、Ｙ２、Ｙ３は、左側から順に第１サンギヤＳ１にて構成されている第１回転要素ＲＥ１、第１キャリアＣＡ１にて構成されている第２回転要素ＲＥ２、第１リングギヤＲ１にて構成されている第３回転要素ＲＥ３を示すものであり、それらの間隔は第１遊星歯車装置２４のギヤ比ρ１に応じて定められている。さらに、自動変速部２０の５本の縦線Ｙ４、Ｙ５、Ｙ６、Ｙ７、Ｙ８は、左から順に、第２サンギヤＳ２および第３サンギヤＳ３にて構成されている第４回転要素ＲＥ４、第２キャリアＣＡ２にて構成されている第５回転要素ＲＥ５、第４リングギヤＲ４にて構成されている第６回転要素ＲＥ６、第２リングギヤＲ２、第３キャリアＣＡ３、および第４キャリアＣＡ４にて構成されている第７回転要素ＲＥ７、第３リングギヤＲ３および第４サンギヤＳ４にて構成されている第８回転要素ＲＥ８を、それぞれ表しており、それらの間隔は第２、第３、第４遊星歯車装置２６、２８、３０のギヤ比ρ２、ρ３、ρ４に応じてそれぞれ定められている。

上記図３の共線図を参照して、切換型変速部１１について具体的に説明すると、Ｙ２とＸ２の交点を通る斜めの直線Ｌ０により第１サンギヤＳ１の回転速度と第１リングギヤＲ１の回転速度との関係が示される。例えば、上記切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０の解放により無段変速状態に切換えられたときは、第１モータジェネレータＭＧ１の発電（回生トルク）による反力を制御することによって直線Ｌ０と縦線Ｙ１との交点で示される第１サンギヤＳ１の回転が上昇或いは下降させられると、直線Ｌ０と縦線Ｙ３との交点で示される第１リングギヤＲ１の回転速度、すなわち伝達部材１８の回転速度である第２モータ回転速度Ｎｍｇ２が下降或いは上昇させられる。また、切換クラッチＣ０の係合により第１サンギヤＳ１と第１キャリアＣＡ１とが連結されると、上記３つの回転要素が一体回転するロック状態とされるので、直線Ｌ０は横線Ｘ２と一致させられ、エンジン回転速度ＮＥと同じ回転で伝達部材１８が回転させられる。また、切換ブレーキＢ０の係合によって第１サンギヤＳ１の回転が停止させられると、直線Ｌ０は図３に示す状態となり、その直線Ｌ０と縦線Ｙ３との交点で示される第１リングギヤＲ１すなわち伝達部材１８の回転速度である第２モータ回転速度Ｎｍｇ２は、エンジン回転速度ＮＥよりも増速された回転となる。

図３の共線図を参照して、自動変速部２０について具体的に説明すると、第１クラッチＣ１と第３ブレーキＢ３とが係合させられることにより、第８回転要素ＲＥ８の回転速度を示す縦線Ｙ８と横線Ｘ２との交点と、第６回転要素ＲＥ６の回転速度を示す縦線Ｙ６と横線Ｘ１との交点とを通る斜めの直線Ｌ１と、出力軸２２と連結された第７回転要素ＲＥ７の回転速度を示す縦線Ｙ７との交点で、第１速ギヤ段「１ｓｔ」時の出力軸２２の回転速度（出力軸回転速度ＮＯＵＴ）が示される。同様に、第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２とが係合させられることにより決まる斜めの直線Ｌ２と、出力軸２２と連結された第７回転要素ＲＥ７の回転速度を示す縦線Ｙ７との交点で、第２速ギヤ段「２ｎｄ」時の出力軸２２の回転速度が示される。第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１とが係合させられることにより決まる斜めの直線Ｌ３と、出力軸２２と連結された第７回転要素ＲＥ７の回転速度を示す縦線Ｙ７との交点で、第３速ギヤ段「３ｒｄ」時の出力軸２２の回転速度が示される。第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２とが係合させられることにより決まる水平な直線Ｌ４と、出力軸２２と連結された第７回転要素ＲＥ７の回転速度を示す縦線Ｙ７との交点で、第４速ギヤ段「４ｔｈ」時の出力軸２２の回転速度が示される。上記第１速ギヤ段「１ｓｔ」〜第４速ギヤ段「４ｔｈ」では、切換クラッチＣ０が係合させられている結果、エンジン回転速度ＮＥと同じ回転速度で第８回転要素ＲＥ８に切換型変速部１１すなわち合成分配機構１６からの動力が入力される。しかし、切換クラッチＣ０に替えて切換ブレーキＢ０が係合させられると、切換型変速部１１からの動力がエンジン回転速度ＮＥよりも高い回転速度で入力されることから、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、および切換ブレーキＢ０が係合させられることにより決まる水平な直線Ｌ５と、出力軸２２と連結された第７回転要素ＲＥ７の回転速度を示す縦線Ｙ７との交点で、第５速ギヤ段「５ｔｈ」時の出力軸２２の回転速度が示される。

図４は、本実施例の変速機構８を制御するための電子制御装置４０に入力される信号及びその電子制御装置４０から出力される信号を例示している。この電子制御装置４０は、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、及び入出力インターフェースなどから成る所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつＲＯＭに予め記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことによりエンジン１０、モータジェネレータＭＧ１、ＭＧ２に関するハイブリッド駆動制御や、前記自動変速部２０の変速制御等を実行するものである。

上記電子制御装置４０には、図４に示す各センサやスイッチから、エンジン水温を示す信号、シフト操作ポジションを表す信号、エンジン１０の回転速度であるエンジン回転速度ＮＥを表す信号、ギヤ比列設定値を示す信号、Ｍ（マニュアル変速）モードを指令する信号、エアコンの作動を示すエアコン信号、出力軸２２の回転速度ＮＯＵＴに対応する車速信号、自動変速部２０の作動油の温度（油温）Ｔｏｉｌを示す油温信号、サイドブレーキ操作を示す信号、フットブレーキ操作を示す信号、触媒温度を示す触媒温度信号、アクセルペダルの操作量（出力要求量）を示すアクセル操作量信号、カム角信号、スノーモード設定を示すスノーモード設定信号、車両の前後加速度を示す加速度信号、オートクルーズ走行を示すオートクルーズ信号、車両の重量を示す車重信号、各駆動輪の車輪速を示す車輪速信号、変速機構８を有段変速機として機能させるために切換型変速部１１を定変速状態に切り換えるための有段スイッチ操作の有無を示す信号、変速機構８を無段変速機として機能させるために切換型変速部１１を無段変速状態に切り換えるための無段スイッチ操作の有無を示す信号、第１モータジェネレータＭＧ１の回転速度Ｎｍｇ１を表す信号、第２モータジェネレータＭＧ２の回転速度Ｎｍｇ２を表す信号などが、それぞれ供給される。また、上記電子制御装置４０からは、スロットル弁の開度を操作するスロットルアクチュエータへの駆動信号、過給圧を調整するための過給圧調整信号、電動エアコンを作動させるための電動エアコン駆動信号、エンジン１０の点火時期を指令する点火信号、モータジェネレータＭＧ１およびＭＧ２の作動を指令する指令信号、シフトインジケータを作動させるためのシフトポジション（操作位置）表示信号、ギヤ比を表示させるためのギヤ比表示信号、スノーモードであることを表示させるためのスノーモード表示信号、制動時の車輪のスリップを防止するＡＢＳアクチュエータを作動させるためのＡＢＳ作動信号、Ｍモードが選択されていることを表示させるＭモード表示信号、合成分配機構１６や自動変速部２０の油圧式摩擦係合装置の油圧アクチュエータを制御するために油圧制御回路４２（図５参照）に含まれる電磁弁を作動させるバルブ指令信号、上記油圧制御回路４２の油圧源である電動油圧ポンプを作動させるための駆動指令信号、電動ヒータを駆動するための信号、クルーズコントロール制御用コンピュータへの信号等が、それぞれ出力される。

この他、本実施例では、蓄電装置６０（図５参照）の温度（バッテリ温度）Ｔｂａｔを検出するバッテリ温度センサ、蓄電装置６０の蓄電量（残量）ＳＯＣを検出するＳＯＣセンサ、およびエンジン１０の吸排気弁を開閉制御する弁駆動装置を備えており、バッテリ温度センサおよびＳＯＣセンサからバッテリ温度Ｔｂａｔ、蓄電量ＳＯＣを表す信号がそれぞれ供給されるとともに、エンジン１０の吸排気弁の開閉タイミングを制御する開閉信号が弁駆動装置に出力される。

図５は、電子制御装置４０による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。図５において、切換制御手段５０は、車両状態に基づいて変速機構８を前記無段変速状態と前記有段変速状態とのいずれかに選択的に切り換える。すなわち、変速機構８を有段変速状態に切り換える有段制御領域であるか否かを、例えばマップ記憶手段５６に予め記憶された図６に破線および二点鎖線で示す切換マップから、車速Ｖおよび出力トルクＴｏｕｔ（他の駆動力関連値でも可）で示される車両状態に基づいて判断し、高車速または高出力トルクの有段制御領域の場合には、ハイブリッド制御手段５２に対してハイブリッド制御或いは無段変速制御を不許可すなわち禁止とする信号を出力するとともに、有段変速制御手段５４に対しては、予め設定された有段変速時の変速制御を許可する。出力トルクＴｏｕｔは、例えばアクセル操作量やスロットル弁開度等に基づいて求められる。

ハイブリッド制御手段５２は、変速機構８の前記無段変速状態すなわち切換型変速部１１の無段変速状態においてエンジン１０を効率のよい作動域で作動させる一方で、エンジン１０と第１モータジェネレータＭＧ１および／または第２モータジェネレータＭＧ２との駆動力の配分を最適になるように変化させて、切換型変速部１１の電気的な無段変速機としての変速比γ０を制御する。また、有段変速制御手段５４は、例えばマップ記憶手段５６に予め記憶された図６に実線および一点鎖線で示す変速マップから、車速Ｖおよび出力トルクＴｏｕｔで示される車両状態に基づいて変速機構８の成立させるべきギヤ段を判断し、変速機構８の変速制御を実行する。図２は、このときの変速制御において選択される油圧式摩擦係合装置すなわちクラッチＣおよびブレーキＢの作動の組み合わせを示している。すなわち、変速機構８全体すなわち切換型変速部１１および自動変速部２０が所謂有段式自動変速機として機能し、図２に示す係合表に従ってギヤ段が達成される。

一方、切換制御手段５０が、マップ記憶手段５６に予め記憶された前記切換マップに従って、変速機構８を無段変速状態に切り換える無段制御領域であると判定した場合には、変速機構８全体として無段変速状態が得られるように、前記切換型変速部１１を無段変速状態として無段変速可能とするように切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０を解放させる指令を油圧制御回路４２へ出力する。同時に、ハイブリッド制御手段５２に対してハイブリッド制御を許可する信号を出力するとともに、有段変速制御手段５４には、マップ記憶手段５６に予め記憶された前記変速マップに従って自動変速部２０を自動変速することを許可する信号を出力する。この場合、有段変速制御手段５４により、図２の係合表内において切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０の係合を除いた作動により自動変速が行われる。このように、切換制御手段５０により所定条件に基づいて無段変速状態に切り換えられた切換型変速部１１が無段変速機として機能し、それに直列の自動変速部２０が有段変速機として機能することにより、適切な大きさの駆動力が得られると同時に、自動変速部２０の第１速、第２速、第３速、第４速の各ギヤ段に対し、その自動変速部２０に入力される回転速度すなわち第２モータ回転速度Ｎｍｇ２が無段的に変化させられ、各ギヤ段は無段的な変速比幅が得られる。したがって、その各ギヤ段の間が無段的に連続変化可能な変速比となって変速機構８全体として無段変速状態となり、トータル変速比γＴが無段階に得られるようになる。

前記ハイブリッド制御手段５２は、例えばアクセル操作量や車速Ｖから運転者の要求出力を算出し、運転者の要求出力と充電要求値から必要な駆動力を算出し、エンジン回転速度ＮＥとトータル出力とを算出し、そのトータル出力とエンジン回転速度ＮＥとに基づいて、所定のエンジン出力を得るようにエンジン１０を制御するとともに第１モータジェネレータＭＧ１の発電量を制御する。ハイブリッド制御手段５２は、その制御を自動変速部２０のギヤ段を考慮して実行したり、或いは燃費向上などのために自動変速部２０に変速指令を行う。このようなハイブリッド制御では、エンジン１０を効率のよい作動域で作動させるために定まるエンジン回転速度ＮＥと、車速Ｖおよび自動変速部２０のギヤ段で定まる伝達部材１８の回転速度すなわち第２モータ回転速度Ｎｍｇ２とを整合させるために、切換型変速部１１が電気的な無段変速機として機能させられる。すなわち、ハイブリッド制御手段５２は無段変速走行の時に運転性と燃費性とを両立した予め記憶された最適燃費率曲線に沿ってエンジン１０が作動させられるように、変速機構８のトータル変速比γＴの目標値を定め、その目標値が得られるように切換型変速部１１の変速比γ０を制御し、トータル変速比γＴをその変速可能な変化範囲内例えば１３〜０．５の範囲内で制御することになる。

このとき、ハイブリッド制御手段５２は、第１モータジェネレータＭＧ１により発電された電気エネルギーをインバータ５８を通して蓄電装置６０や第２モータジェネレータＭＧ２へ供給するので、エンジン１０の動力の主要部は機械的に伝達部材１８へ伝達されるが、エンジン１０の動力の一部は第１モータジェネレータＭＧ１の発電のために消費されてそこで電気エネルギーに変換され、インバータ５８を通して第２モータジェネレータＭＧ２へ供給され、その第２モータジェネレータＭＧ２から伝達部材１８へ伝達される。この電気エネルギーの発生から第２モータジェネレータＭＧ２で消費されるまでに関連する機器により、エンジン１０の動力の一部を電気エネルギーに変換し、その電気エネルギーを機械的エネルギーに変換するまでの電気パスが構成される。また、ハイブリッド制御手段５２は、エンジン１０の停止又はアイドル状態に拘わらず、切換型変速部１１の電気的ＣＶＴ機能によってモータ走行させることができる。さらに、ハイブリッド制御手段５２は、エンジン１０の停止状態で切換型変速部１１が有段変速状態（定変速状態）であっても第１モータジェネレータＭＧ１および／または第２モータジェネレータＭＧ２を作動させてモータ走行させることもできる。

これにより、例えば、車両の低中速走行および低中出力走行では、変速機構８が無段変速状態とされて車両の燃費性能が確保されるが、車速Ｖが所定の判定車速を越える高速走行では変速機構８が有段の変速機として作動する有段変速状態とされ、専ら機械的な動力伝達経路でエンジン１０の出力が駆動輪３８へ伝達されることにより、電気的な無段変速機として作動させる場合に発生する動力と電気エネルギーとの間の変換損失が抑制されて燃費が向上させられる。また、出力トルクＴｏｕｔが所定の判定値を越える高出力走行では変速機構８が有段の変速機として作動する有段変速状態とされ、専ら機械的な動力伝達経路でエンジン１０の出力が駆動輪３８へ伝達されることにより、電気的な無段変速機として作動させる領域が車両の低中速走行および低中出力走行とされて、第１モータジェネレータＭＧ１が発生すべき電気的エネルギー換言すれば第１モータジェネレータＭＧ１が伝える電気的エネルギーの最大値を小さくでき、第１モータジェネレータＭＧ１或いはそれを含む車両の駆動装置が一層小型化される。

図５および図７において、複数種類のシフトポジションを選択するために操作されるシフトレバー７４を備えた手動変速操作装置であるシフト操作装置７２は、例えば運転席の横に配設されており、そのシフトレバー７４は、変速機構８の総てのクラッチＣおよびブレーキＢが解放されて動力伝達が遮断されたニュートラル状態とし且つ出力軸２２をロックするための駐車ポジション「Ｐ（パーキング）」、後進走行のための後進走行ポジション「Ｒ（リバース）」、変速機構８をニュートラル状態とするニュートラルポジション「Ｎ（ニュートラル）」、前進自動変速走行ポジション「Ｄ（ドライブ）」、および前進手動変速走行ポジション「Ｍ（マニュアル）」の何れかへ手動操作されるように設けられている。「Ｄ」ポジションでは、総てのギヤ段「１ｓｔ」〜「５ｔｈ」を用いて変速制御を行う自動変速モード（Ｄレンジ）が成立させられる。

上記「Ｍ」ポジションは、例えば車両の前後方向において上記「Ｄ」ポジションと同じ位置において車両の幅方向に隣接して設けられており、シフトレバー７４が「Ｍ」ポジションへ操作されることにより、Ｄレンジ乃至Ｌレンジの５つの変速レンジの何れかがシフトレバー７４の操作に応じて選択される。具体的には、この「Ｍ」ポジションには、車両の前後方向にアップシフト位置「＋」、およびダウンシフト位置「−」が設けられており、シフトレバー７４がそれ等のアップシフト位置「＋」またはダウンシフト位置「−」へ操作されると、変速レンジが一つずつアップダウンされる。Ｄレンジ乃至Ｌレンジの５つの変速レンジは、変速機構８の自動変速制御が可能なトータル変速比γＴの変化範囲における高速側（変速比が最小側）のトータル変速比γＴが異なる複数種類の変速レンジであり、具体的には自動変速部２０の変速が可能な高速側ギヤ段が一つずつ減らされ、Ｄレンジの最高速ギヤ段は第５速ギヤ段「５ｔｈ」であるが、４レンジでは第４速ギヤ段「４ｔｈ」、３レンジでは第３速ギヤ段「３ｒｄ」、２レンジでは第２速ギヤ段「２ｎｄ」、Ｌレンジでは第１速ギヤ段「１ｓｔ」とされている。また、シフトレバー７４はスプリング等の付勢手段により上記アップシフト位置「＋」およびダウンシフト位置「−」から、「Ｍ」ポジションへ自動的に戻されるようになっている。

シフト操作装置７２には、シフトレバー７４の操作位置を検出するためのシフトポジションセンサ７６が備えられており、そのシフトレバー７４の操作位置を表すシフトポジション信号Ｐ_SHをシフトポジション判定手段７０へ出力する。シフトポジション判定手段７０は、シフトポジション信号Ｐ_SHに基づいてシフトレバー７４がいずれの操作位置へ操作されたかを判定し、「Ｍ」ポジションではアップシフト位置「＋」またはダウンシフト位置「−」へ操作されたか否かを判断する。そして、前記有段変速制御手段５４は、このシフトポジション判定手段７０によって判定されたシフトポジションに応じて、前記変速機構８の自動変速部２０の変速制御を行うとともに、「Ｎ」ポジションへ操作された場合には、変速機構８の総てのクラッチＣおよびブレーキＢを解放して変速機構８をニュートラル状態とする。

前記電子制御装置４０はまた、図５に示すようにエンジン始動制御手段８０を機能的に備えており、例えばエンジン１０を走行用動力源として用いるためや、極低温時に暖機するため、或いは蓄電装置６０の蓄電量ＳＯＣが低下した場合に蓄電装置６０を充電するため等に、走行中或いは車両停止時にエンジン１０を始動する。このエンジン始動制御手段８０は、基本的には切換クラッチＣ０および切換ブレーキＢ０が何れも解放されて差動状態とされた切換型変速部１１において、前記第２モータジェネレータＭＧ２によって伝達部材１８すなわち第１遊星歯車装置２４の第１リングギヤＲ１の回転を規制した状態で第１モータジェネレータＭＧ１によりエンジン１０を回転駆動（クランキング）してそのエンジン１０を始動する。すなわち、例えば自動変速部２０の動力伝達が遮断されたニュートラル状態の車両停止時に、図３の切換型変速部１１の共線図に白抜き矢印で示すように、第２モータジェネレータＭＧ２の回生制御或いは力行制御により第１リングギヤＲ１が逆回転方向へ回転することを阻止する反力トルクＴ２を付与しつつ、第１モータジェネレータＭＧ１の力行トルクＴ１によって第１サンギヤＳ１を正回転方向へ回転駆動することにより、エンジン負荷トルクＴｅ（ポンピング作用やフリクションによるエンジン１０の回転抵抗）に抗してエンジン１０を正回転方向へ強制的に回転駆動するのである。図３の一点鎖線で示す直線Ｋ１は、このようなエンジン始動時の各部の回転速度の関係を示したものである。

また、図３の切換型変速部１１の共線図に破線で示す直線Ｋ２は、第２モータジェネレータＭＧ２の力行制御のみで走行するモータ走行時の切換型変速部１１の各部の回転速度の関係を示したものであるが、この場合にも第１モータジェネレータＭＧ１の回生制御或いは力行制御でエンジン負荷トルクＴｅに抗してエンジン１０を正回転方向へ強制的に回転駆動してエンジン１０を始動することができる。この場合には、第１リングギヤＲ１の回転速度Ｎｍｇ２は自動変速部２０のギヤ段および車速Ｖによって略一定に維持されるが、第２モータジェネレータＭＧ２に前記反力トルクＴ２に対応するトルクを付加することにより、エンジン負荷トルクＴｅの反力による駆動力の低下が防止される。また、変速時等に自動変速部２０のクラッチＣやブレーキＢが半係合状態にされると、エンジン負荷トルクＴｅの反力で第１リングギヤＲ１の回転速度Ｎｍｇ２が低下するが、第２モータジェネレータＭＧ２に前記反力トルクＴ２に対応するトルクが付加されることにより、第１リングギヤＲ１の回転速度Ｎｍｇ２が所定の回転速度に維持されて、エンジン１０を強制的に回転駆動することができる。

本実施例では、第１遊星歯車装置２４が差動機構で、第１モータジェネレータＭＧ１が第１電動機、第２モータジェネレータＭＧ２が反力制御装置として機能する第２電動機、第１リングギヤＲ１に連結された伝達部材１８が反力受け部材に相当する。その場合に、第２モータジェネレータＭＧ２の反力トルクＴ２を適当に制御することにより、第１リングギヤＲ１の回転速度Ｎｍｇ２がエンジン負荷トルクＴｅの変動に伴って変動する変動量を適当に調整することができる。

なお、第２モータジェネレータＭＧ２の代りに自動変速部２０のクラッチＣやブレーキＢの係合トルクを制御することにより、第１リングギヤＲ１の回転を規制してエンジン負荷トルクＴｅによる反力を受け止めることもできる。すなわち、自動変速部２０のクラッチＣやブレーキＢを反力制御装置として用いることも可能なのであり、例えば自動変速部２０が第１速ギヤ段「１ｓｔ」とされた車両停止時に、第１クラッチＣ１の係合トルク（油圧）を適当に制御することにより、第１リングギヤＲ１の回転を規制してエンジン負荷トルクＴｅによる反力を受け止めて、そのエンジン１０を回転駆動することができるとともに、第１リングギヤＲ１の回転速度Ｎｍｇ２がエンジン負荷トルクＴｅの変動に伴って変動する変動量を適当に調整することができる。この場合には、第１クラッチＣ１の係合トルクが反力トルクに相当する。車両の走行中であっても、同様に自動変速部２０のクラッチＣやブレーキＢを反力制御装置として用いて、その係合トルク（反力トルク）を調整しながらエンジン１０を始動することができる。

ここで、例えば極低温時や蓄電量ＳＯＣの低下時、或いは満充電時等に蓄電装置６０の入出力が制限されるなどして第１モータジェネレータＭＧ１の出力（力行トルクまたは回生トルク）が制限されると、エンジン回転速度ＮＥの立ち上がりが遅くなり、エンジン１０と第１遊星歯車装置２４との間の動力伝達系の剛性等によって定まる共振域（例えば２５０〜４００ｒｐｍ程度）に滞留する時間が長くなると、動力伝達系のねじり振動との共振によりエンジン負荷トルクＴｅの振動が増幅されて不快なショックを発生することがある。これを防止するために、本実施例のエンジン始動制御手段８０は、出力制限判断手段８２および回転変動許容手段８４を機能的に備えており、図８のフローチャートに従って信号処理が行われることにより、第１モータジェネレータＭＧ１の出力が制限されるか否かによって第２モータジェネレータＭＧ２の反力トルクＴ２の制御が切り換えられる。図８のステップＳ１は出力制限判断手段８２に相当し、ステップＳ２は回転変動許容手段８４に相当する。なお、以下の説明では、自動変速部２０の動力伝達が遮断されたニュートラル状態の車両停止時にエンジン始動制御が行われる場合について説明する。

図８のステップＳ１では、第１モータジェネレータＭＧ１の出力が制限されるか否かを、例えばバッテリ温度Ｔｂａｔや蓄電量ＳＯＣに基づいて極低温や蓄電量ＳＯＣの低下、或いは満充電等により蓄電装置６０の入出力が制限されるか否か等によって判断する。具体的には、バッテリ温度Ｔｂａｔが予め定められた閾値よりも低いか否か、蓄電量ＳＯＣが予め定められた下限値よりも少ないか否か、或いは蓄電量ＳＯＣが予め定められた上限値よりも多いか否か、等によって判断する。そして、第１モータジェネレータＭＧ１の出力が制限されない場合は、ステップＳ３を実行し、反力受け部材である伝達部材１８すなわち第１リングギヤＲ１の回転速度Ｎｍｇ２が所定の目標回転速度となるように第２モータジェネレータＭＧ２の反力トルクＴ２を制御する回転速度基準反力制御を選択する。ここでは、伝達部材１８の回転速度Ｎｍｇ２が０に保持されるように第２モータジェネレータＭＧ２の反力トルクＴ２をフィードバック制御しつつ、第１モータジェネレータＭＧ１の力行トルクＴ１によって第１サンギヤＳ１を正回転方向へ回転駆動することにより、エンジン負荷トルクＴｅに抗してエンジン１０を正回転方向へ強制的に回転駆動することによりエンジン１０を始動する。図１３のタイムチャートはこの時のもので、エンジン負荷トルクＴｅに拘らず伝達部材１８の回転速度Ｎｍｇ２が０に保持されることにより、エンジン回転速度ＮＥは第１モータジェネレータＭＧ１の大きな力行トルクＴ１によって速やかに上昇させられ、短時間で共振域を通過するため、共振による不快なショックを生じる恐れはない。時間ｔ１はエンジン始動制御の開始時間で、時間ｔ２は、エンジン１０が自力回転できるようになってエンジン始動制御が終了した時間である。なお、エンジン回転速度ＮＥと第１モータ回転速度Ｎｍｇ１との関係は、第１遊星歯車装置２４のギヤ比ρ１に応じて定まるもので、図１３のタイムチャートのグラフは必ずしも図３の共線図に対応するものではない。以後のタイムチャートについても同様である。

一方、上記ステップＳ１の判断がＹＥＳ（肯定）の場合、すなわち第１モータジェネレータＭＧ１の出力が制限される場合は、ステップＳ２を実行し、第２モータジェネレータＭＧ２の反力トルクＴ２を予め定められたＭＧ２目標トルクに従って制御するトルク基準反力制御を選択する。すなわち、反力トルクＴ２をＭＧ２目標トルクと一致させるようにフィードフォワード制御などが行われ、そのＭＧ２目標トルクで伝達部材１８の逆回転が抑制されて回転速度Ｎｍｇ２が０に保持される。このようにトルク基準反力制御が選択されると、エンジン負荷トルクＴｅに応じて第１遊星歯車装置２４のギヤ比ρ１等によって定まる第１リングギヤＲ１の分担トルクが、上記ＭＧ２目標トルクである反力トルクＴ２を超えると、その反力トルクＴ２に抗して伝達部材１８の回転速度Ｎｍｇ２が０から変化させられるようになり、第１モータジェネレータＭＧ１の出力（力行トルクＴ１）の制限によりエンジン回転速度ＮＥが共振域に滞留する時間が長い場合でも、伝達部材１８の回転速度変動でエンジン負荷トルクＴｅが逃がされることにより、共振によるエンジン負荷トルク振動の増大が抑制される。

上記ＭＧ２目標トルクは予め一定値が定められても良いが、第１モータジェネレータＭＧ１の力行トルクＴ１に対してＭＧ２目標トルクが大き過ぎると、伝達部材１８の回転速度変動が生じ難くなって共振によるエンジン負荷トルク振動の増大を適切に抑えることができない一方、力行トルクＴ１に対してＭＧ２目標トルクが小さ過ぎると、必要以上に伝達部材１８の回転速度変動が許容されるため、エンジン負荷トルクＴｅの反力を十分に受け止めることができなくなり、エンジン回転速度ＮＥの上昇が遅くなって却ってエンジン１０の始動が阻害される。このため、本実施例の回転変動許容手段８４は、第１モータジェネレータＭＧ１が出力可能なトルク（ＭＧ１制限トルク）に応じてＭＧ２目標トルクを決定するＭＧ２目標トルク算出手段８６を備えており、図９のフローチャートに従ってＭＧ２目標トルクを算出する。なお、ＭＧ１制限トルクが一定値であれば、そのＭＧ１制限トルクに応じて予め一定のＭＧ２目標トルクを適切に設定することが可能で、必ずしもＭＧ２目標トルク算出手段８６を設ける必要はない。

図９のステップＳＳ１では、第１モータジェネレータＭＧ１が出力可能なＭＧ１制限トルクを、その出力制限の原因である前記バッテリ温度Ｔｂａｔや蓄電量ＳＯＣに基づいて、それ等をパラメータとして予め定められたマップ等から算出する。そして、次のステップＳＳ２では、そのＭＧ１制限トルクに応じて例えば図１０に示すマップ等から第２モータジェネレータＭＧ２の目標トルク（ＭＧ２目標トルク）を算出する。ＭＧ１制限トルクが低い程エンジン回転速度ＮＥの上昇が遅くなって共振域に滞留する時間が長くなり、それだけ共振によりエンジン負荷トルク振動が増大する可能性が高くなるため、図１０のマップは、基本的にはＭＧ１制限トルクが低くなるに従ってＭＧ２目標トルクも小さくなるように定められる。但し、ＭＧ２目標トルク（反力トルクＴ２）が所定値以下になると、エンジン回転速度ＮＥの上昇が阻害されてエンジン１０の始動が大幅に遅くなったり始動不能になったりする恐れがあるため、上記図１０のＭＧ２目標トルクマップには所定の下限リミットが設けられ、ＭＧ１制限トルクの低下に拘らずＭＧ２目標トルクが所定の下限値に保持される。

このようにＭＧ２目標トルクが定められ、トルク基準反力制御によってそのＭＧ２目標トルクと一致するように第２モータジェネレータＭＧ２の反力トルクＴ２が制御されることにより、第１モータジェネレータＭＧ１の力行トルクＴ１（ＭＧ１制限トルク）の大きさに拘らず、共振によるエンジン負荷トルク振動の増大を抑制しつつ、反力トルクＴ２の低下による伝達部材１８の回転速度変動が必要最小限に抑えられて、エンジン１０が適切に始動させられるようになる。図１４のタイムチャートはこの時のもので、力行トルクＴ１の制限でエンジン回転速度ＮＥの上昇が遅くなり、共振域に滞留する時間が長くなるが、エンジン負荷トルクＴｅが大きくなると、反力トルクＴ２に抗して伝達部材１８の回転速度Ｎｍｇ２が変動させられるようになり、これによりエンジン負荷トルクＴｅが逃がされて共振によるエンジン負荷トルク振動の増大が抑制されるとともに、反力トルクＴ２の低下による伝達部材１８の回転速度変動が必要最小限に抑えられるため、その回転速度変動に拘らずエンジン回転速度ＮＥができるだけ速やかに上昇させられ、比較的短時間でエンジン１０が始動させられる。図１４における回転速度Ｎｍｇ２の変動量はＭＧ２目標トルクすなわち反力トルクＴ２によって変化し、ＭＧ２目標トルクが小さくなる程変動量が大きくなる。

図５に戻って、回転変動許容手段８４は更にＭＧ２目標トルク補正手段８８を備えており、図１１、図１２のフローチャートに従って信号処理を行い、上記ＭＧ２目標トルクをリアルタイムに補正することにより、エンジン始動制御を一層適切に行うことができる。このＭＧ２目標トルク補正手段８８は、必要に応じて設けられるとともに、前記ＭＧ２目標トルク算出手段８６の代りに用いられても良い。また、図１１および図１２の補正処理は、両方実施するようにしても良いが、必要に応じて何れか一方を実施するだけでも良い。

図１１のステップＱ１−１では、第１モータジェネレータＭＧ１の出力制限時におけるエンジン始動時に第２モータジェネレータＭＧ２の反力トルクＴ２をトルク基準反力制御によって制御中か否かを判断し、制御中であればステップＱ１−２以下を実行する。ステップＱ１−２では、エンジン回転速度ＮＥの変動量、例えば連続して発生する極大値と極小値との間のピークツーピーク値等を求め、ステップＱ１−３ではその変動量が予め定められた閾値よりも大きいか否かを判断する。この閾値は予め一定値が定められても良いが、エンジン回転速度ＮＥの変動量は、図２５から明らかなように共振域に滞留している間のエンジン負荷トルク変動の増幅に応じて次第に増大するため、例えばエンジン始動制御の開始時（時間ｔ１）からの経過時間をパラメータとして予め定められたマップ等に従って定められるようにしても良い。

上記変動量が閾値以下であればそのまま終了し、現在のＭＧ２目標トルクを維持するが、変動量が閾値を超えている場合にはステップＱ１−４を実行し、ＭＧ２目標トルクを小さくする。このＭＧ２目標トルクの減少量は一定値であっても良いが、変動量が大きい程減少量が大きくなるようにしても良い。また、ステップＱ１−５では、エンジン回転速度ＮＥの変動量の増大に伴ってＭＧ２目標トルク（反力トルクＴ２）が所定値以下になると、伝達部材１８の回転速度変動でエンジン回転速度ＮＥの上昇が阻害されてエンジン１０の始動が大幅に遅くなったり始動不能になったりする恐れがあるため、これを防止するためにＭＧ２目標トルクに所定の下限リミットが設けられる。

そして、このように補正されたＭＧ２目標トルクを用いてトルク基準反力制御が行われることにより、共振によるエンジン負荷トルク振動の増大が一層適切に抑制される。すなわち、エンジン１０の回転速度変動量はエンジン負荷トルク振動に対応するため、そのエンジン回転速度変動量が大きくなった場合は共振によりエンジン負荷トルク振動が増大していることを意味し、実際のエンジン回転速度変動量に応じてトルク基準反力制御の目標トルク（ＭＧ２目標トルク）が小さくされることにより、反力トルクＴ２の低下に伴うエンジン１０の始動遅延を最小限に抑制しつつ、共振によるエンジン負荷トルク振動の増大を適切に抑制することができるのである。また、このように実際のエンジン回転速度変動量に応じてＭＧ２目標トルクが補正されることにより、車両の個体差や経時変化に拘らず適切にエンジン始動制御を行うことができる。

本実施例では、実際のエンジン回転速度変動量に応じてＭＧ２目標トルクをリアルタイムに低下させるだけであるが、このＭＧ２目標トルクの補正に従って前記図１０のマップの全体を下方へシフトさせたり、今回のＭＧ１制限トルクに対応するデータのみを書き換えたりする学習補正を行うこともできる。一連のエンジン始動制御中のエンジン回転速度変動量や始動所要時間（ｔ２−ｔ１）等に基づいて、図１０のＭＧ２目標トルクマップを増減する学習補正を行い、次回のエンジン始動制御からその補正を反映させるようにすることも可能である。

図１２は、エンジン１０の筒内圧力に応じてＭＧ２目標トルクをリアルタイムに補正する場合で、ステップＱ２−１では、前記ステップＱ１−１と同様にして第１モータジェネレータＭＧ１の出力制限時におけるエンジン始動時に第２モータジェネレータＭＧ２の反力トルクＴ２をトルク基準反力制御によって制御中か否かを判断する。ステップＱ２−２では、エンジン１０の筒内圧力すなわち圧縮比を、例えば給排気弁を開閉制御する弁駆動装置に出力される開閉信号による開閉タイミングやエンジン回転速度ＮＥ、吸入空気量等から算出する。この筒内圧力は、例えば極低温時には常温時に比べて高くされる。また、エタノール等を所定の混合割合で混入することができるフレックスフューエルビークルの場合、その混合割合を検出して、混合割合が高い程筒内圧力を高くする制御が行われている。

上記筒内圧力が大きいと、エンジン負荷トルクＴｅが高くなって共振が発生し易くなるため、ステップＱ２−３ではその筒内圧力が予め定められた閾値よりも大きいか否かを判断する。この閾値は予め一定値が定められても良いが、筒内圧力もエンジン回転速度ＮＥが共振域に滞留している間のエンジン負荷トルク変動の増幅に応じて次第に増大するため、例えばエンジン始動制御の開始時（時間ｔ１）からの経過時間をパラメータとして予め定められたマップ等に従って定められるようにしても良い。そして、筒内圧力が閾値以下であればそのまま終了し、現在のＭＧ２目標トルクを維持するが、筒内圧力が閾値を超えている場合にはステップＱ２−４およびＱ２−５を実行し、前記図１１のステップＱ１−４およびＱ１−５と同様にしてＭＧ２目標トルクを補正する。

この場合も、上記補正されたＭＧ２目標トルクを用いてトルク基準反力制御が行われることにより、共振によるエンジン負荷トルク振動の増大が一層適切に抑制される。すなわち、エンジン１０の筒内圧力が高いとエンジン負荷トルクＴｅが高くなって共振が発生し易くなるため、実際の筒内圧力に応じてトルク基準反力制御の目標トルク（ＭＧ２目標トルク）が小さくされることにより、反力トルクＴ２の低下に伴うエンジン１０の始動遅延を最小限に抑制しつつ、共振によるエンジン負荷トルク振動の増大を適切に抑制することができるのである。また、このように実際の筒内圧力に応じてＭＧ２目標トルクが補正されることにより、車両の個体差や経時変化に拘らず適切にエンジン始動制御を行うことができる。

本実施例では、実際の筒内圧力に応じてＭＧ２目標トルクをリアルタイムに低下させるだけであるが、例えばフレックスフューエルビークルの場合、このＭＧ２目標トルクの補正に従って前記図１０のマップの全体を下方へシフトさせたり、今回のＭＧ１制限トルクに対応するデータのみを書き換えたりする学習補正を行うこともできる。また、実際の筒内圧力に応じてＭＧ２目標トルクをリアルタイムに増減したり、図１０のＭＧ２目標トルクマップを増減する学習補正を行って、次回のエンジン始動制御からその補正を反映させるようにしたりすることも可能である。

図１５は、第１モータジェネレータＭＧ１の出力制限時におけるエンジン始動時にも、第１モータジェネレータＭＧ１の出力制限が無い場合と同様に、伝達部材１８の回転速度Ｎｍｇ２が所定の目標回転速度となるように第２モータジェネレータＭＧ２の反力トルクＴ２を制御する回転速度基準反力制御が行われる実施例で、前記エンジン始動制御手段８０の代りにエンジン始動制御手段１００を備えて構成される。このエンジン始動制御手段１００は、出力制限判断手段１０２および回転変動許容手段１０４を機能的に備えており、図１６のフローチャートに従って信号処理が行われる。図１６のステップＲ１は出力制限判断手段１０２に相当し、ステップＲ２は回転変動許容手段１０４に相当する。

図１６のステップＲ１では、第１モータジェネレータＭＧ１の出力が制限されるか否かを前記実施例のステップＳ１と同様にして判断し、第１モータジェネレータＭＧ１の出力が制限される場合はステップＲ２を実行し、第１モータジェネレータＭＧ２の出力が制限されない場合はステップＲ３を実行する。ステップＲ２およびＲ３では、何れも伝達部材１８の回転速度Ｎｍｇ２が所定の目標回転速度（例えば０や車速Ｖに応じて定まる回転速度など）となるように第２モータジェネレータＭＧ２の反力トルクＴ２を制御する回転速度基準反力制御が行われるが、その回転速度基準反力制御によって制御される伝達部材１８の回転速度Ｎｍｇ２の偏差許容値が相違する。本実施例では、回転速度基準反力制御がフィードバック制御によって行われるようになっており、そのフィードバック制御のゲイン（ＦＢゲイン）によって偏差許容値は変化するため、ステップＲ２とステップＲ３とで異なるＦＢゲインが設定される。

すなわち、第１モータジェネレータＭＧ２の出力が制限されないステップＲ３では、伝達部材１８の回転速度Ｎｍｇ２が所定の目標回転速度に保持されるように、偏差許容値が小さくなる比較的大きな予め定められた一定のＦＢゲイン（通常値）が定められる。このように比較的大きなＦＢゲインによる第２モータジェネレータＭＧ２の反力トルクＴ２のフィードバック制御により、伝達部材１８の回転速度Ｎｍｇ２を目標回転速度に保持した状態で、第１モータジェネレータＭＧ１の力行トルクＴ１によって第１サンギヤＳ１を正回転方向へ回転駆動することにより、エンジン負荷トルクＴｅに抗してエンジン１０を正回転方向へ強制的に回転駆動することによりエンジン１０を始動する。この場合のエンジン始動制御は前記図８のステップＳ３と同じで、エンジン回転速度ＮＥは第１モータジェネレータＭＧ１の大きな力行トルクＴ１によって速やかに上昇させられ、短時間で共振域を通過するため、共振による不快なショックを生じる恐れはない。

一方、第１モータジェネレータＭＧ１の出力が制限されるステップＲ２では、ステップＲ３に比較して偏差許容値が大きくなるように、ステップＲ３で設定される通常値よりも小さなＦＢゲインが定められる。このように小さなＦＢゲインでフィードバック制御が行われると、伝達部材１８の回転速度Ｎｍｇ２は外乱によって目標回転速度から変化することが容易に許容されるようになり、第１モータジェネレータＭＧ１の出力制限によりエンジン回転速度ＮＥが共振域に滞留する時間が長い場合でも、エンジン負荷トルクＴｅの変動に伴って伝達部材１８の回転速度Ｎｍｇ２が目標回転速度から変化させられることにより、そのエンジン負荷トルクＴｅが逃がされて共振によるエンジン負荷トルク振動の増大が抑制される。

上記偏差許容値すなわちフィードバック制御のゲイン（ＦＢゲイン）は、予め一定値が定められても良いが、第１モータジェネレータＭＧ１が出力可能なトルク（ＭＧ１制限トルク）に対してＦＢゲインが大き過ぎると、伝達部材１８の回転速度変動が生じ難くなって共振によるエンジン負荷トルク振動の増大を適切に抑えることができない一方、力行トルクＴ１に対してＦＢゲインが小さ過ぎると、必要以上に伝達部材１８の回転速度変動が許容されるため、エンジン負荷トルクＴｅの反力を十分に受け止めることができなくなり、エンジン回転速度ＮＥの上昇が遅くなって却ってエンジン１０の始動が阻害される。このため、本実施例の回転変動許容手段１０４は、第１モータジェネレータＭＧ１が出力可能なトルク（ＭＧ１制限トルク）に応じてＦＢゲインを決定するＦＢゲイン算出手段１０６を備えており、図１７のフローチャートに従ってＦＢゲインを算出する。なお、ＭＧ１制限トルクが一定値であれば、そのＭＧ１制限トルクに応じて予め一定のＦＢゲインを適切に設定することが可能で、必ずしもＦＢゲイン算出手段１０６を設ける必要はない。

図１７のステップＲＲ１では、前記図９のステップＳＳ１と同様にしてＭＧ１制限トルクを算出し、ステップＲＲ２では、そのＭＧ１制限トルクに応じて例えば図１８に示すマップ等からフィードバック制御のゲイン（ＦＢゲイン）を算出する。ＭＧ１制限トルクが低い程エンジン回転速度ＮＥの上昇が遅くなって共振域に滞留する時間が長くなり、それだけ共振によりエンジン負荷トルク振動が増大する可能性が高くなるため、図１８のマップは、基本的にはＭＧ１制限トルクが低くなるに従ってＦＢゲインも小さくなるように定められる。但し、ＦＢゲインが所定値以下になると、伝達部材１８の回転速度変動が大きくなり、エンジン回転速度ＮＥの上昇が阻害されてエンジン１０の始動が大幅に遅くなったり始動不能になったりする恐れがあるため、上記図１８のＦＢゲインマップには所定の下限リミットが設けられ、ＭＧ１制限トルクの低下に拘らずＦＢゲインが所定の下限値に保持される。

このようにＦＢゲインが定められ、そのＦＢゲインを用いて回転速度基準反力制御によって反力トルクＴ２のフィードバック制御が行われると、第１モータジェネレータＭＧ１のトルク（ＭＧ１制限トルク）の大きさに拘らず、共振によるエンジン負荷トルク振動の増大を抑制しつつ、ＦＢゲインの減少による伝達部材１８の回転速度変動が必要最小限に抑えられて、エンジン１０が適切に始動させられるようになる。図２１のタイムチャートは前記図１３に対応する図で、車両停止時に回転速度基準反力制御で第２モータジェネレータＭＧ２の反力トルクＴ２をフィードバック制御しつつエンジン始動制御が行われた場合であり、第１モータジェネレータＭＧ１の力行トルクＴ１の制限でエンジン回転速度ＮＥが共振域に滞留する時間が長いが、エンジン負荷トルクＴｅの変動に伴って伝達部材１８の回転速度Ｎｍｇ２が変化させられることにより、エンジン負荷トルクＴｅが逃がされて共振によるエンジン負荷トルク振動の増大が抑制されるとともに、ＦＢゲインの減少による伝達部材１８の回転速度変動が必要最小限に抑えられるため、その回転速度変動に拘らずエンジン回転速度ＮＥができるだけ速やかに上昇させられ、比較的短時間でエンジン１０が始動させられる。図２１における回転速度Ｎｍｇ２の変動幅は偏差許容値に相当するものでＦＢゲインによって定まり、ＦＢゲインが小さくなる程変動幅が大きくなる。

図１５に戻って、回転変動許容手段１０４は更にＦＢゲイン補正手段１０８を備えており、図１９、図２０のフローチャートに従って信号処理を行い、上記ＦＢゲインをリアルタイムに補正することにより、エンジン始動制御を一層適切に行うことができる。このＦＢゲイン補正手段１０８は、必要に応じて設けられるとともに、前記ＦＢゲイン算出手段１０６の代りに用いられても良い。また、図１９および図２０の補正処理は、両方実施するようにしても良いが、必要に応じて何れか一方を実施するだけでも良い。

図１９のステップＭ１−１では、第１モータジェネレータＭＧ１の出力制限時におけるエンジン始動制御で、通常値よりも大きな偏差許容値によるフィードバック制御、すなわち通常値よりも小さなＦＢゲインによるフィードバック制御で第２モータジェネレータＭＧ２の回転速度基準反力制御を実行中か否かを判断し、その通常値よりも小さなＦＢゲインによる回転速度基準反力制御の実行中であればステップＭ１−２以下を実行する。ステップＭ１−２およびＭ１−３では、前記図１１のステップＱ１−２およびＱ１−３と同様の制御を実施し、エンジン回転速度ＮＥの変動量を求めて予め定められた閾値よりも大きいか否かを判断する。そして、エンジン回転速度ＮＥの変動量が閾値以下であればそのまま終了し、現在のＦＢゲインを維持するが、変動量が閾値を超えている場合にはステップＭ１−４を実行し、ＦＢゲインを小さくする。このＦＢゲインの減少量は一定値であっても良いが、変動量が大きい程減少量が大きくなるようにしても良い。また、ステップＭ１−５では、エンジン回転速度ＮＥの変動量の増加に伴ってＦＢゲインが所定値以下になると、伝達部材１８の回転速度変動でエンジン回転速度ＮＥの上昇が阻害されてエンジン１０の始動が大幅に遅くなったり始動不能になったりする恐れがあるため、これを防止するためにＦＢゲインに所定の下限リミットが設けられる。

そして、このように補正されたＦＢゲインを用いて反力トルクＴ２のフィードバック制御が行われることにより、共振によるエンジン負荷トルク振動の増大が一層適切に抑制される。すなわち、エンジン１０の回転速度変動量はエンジン負荷トルク振動に対応するため、そのエンジン回転速度変動量が大きくなった場合は共振によりエンジン負荷トルク振動が増大していることを意味し、実際のエンジン回転速度変動量に応じて反力トルクＴ２のフィードバック制御のゲイン（ＦＢゲイン）が小さくされることにより、必要以上に伝達部材１８の回転速度変動が許容されてエンジン１０の始動が遅延することを抑制しつつ、共振によるエンジン負荷トルク振動の増大を適切に抑制することができるのである。また、このように実際のエンジン回転速度変動量に応じてＦＢゲインが補正されることにより、車両の個体差や経時変化に拘らず適切にエンジン始動制御を行うことができる。

本実施例では、実際のエンジン回転速度変動量に応じてＦＢゲインをリアルタイムに小さくするだけであるが、このＦＢゲインの補正に従って前記図１８のマップの全体を下方へシフトさせたり、今回のＭＧ１制限トルクに対応するデータのみを書き換えたりする学習補正を行うこともできる。一連のエンジン始動制御中のエンジン回転速度変動量や始動所要時間（ｔ２−ｔ１）等に基づいて、図１８のＦＢゲインマップを増減する学習補正を行行い、次回のエンジン始動制御からその補正を反映させるようにすることも可能である。

図２０は、エンジン１０の筒内圧力に応じてＦＢゲインをリアルタイムに補正する場合で、ステップＭ２−１は前記ステップＭ１−１と同じであり、ステップＭ２−２およびＭ２−３は前記図１２のステップＱ２−２およびＱ２−３と同じである。そして、筒内圧力が閾値以下であればそのまま終了し、現在のＦＢゲインを維持するが、筒内圧力が閾値を超えている場合にはステップＭ２−４およびＭ２−５を実行し、前記図１９のステップＭ１−４およびＭ１−５と同様にしてＦＢゲインを補正する。

この場合も、上記補正されたＦＢゲインを用いて反力トルクＴ２のフィードバック制御が行われることにより、共振によるエンジン負荷トルク振動の増大が一層適切に抑制される。すなわち、エンジン１０の筒内圧力が高いとエンジン負荷トルクＴｅが高くなって共振が発生し易くなるため、実際の筒内圧力に応じて反力トルクＴ２のフィードバック制御のゲイン（ＦＢゲイン）が小さくされることにより、必要以上に伝達部材１８の回転速度変動が許容されてエンジン１０の始動が遅延することを抑制しつつ、共振によるエンジン負荷トルク振動の増大を適切に抑制することができるのである。また、このように実際の筒内圧力に応じてＦＢゲインが補正されることにより、車両の個体差や経時変化に拘らず適切にエンジン始動制御を行うことができる。

本実施例では、実際の筒内圧力に応じてＦＢゲインをリアルタイムに低下させるだけであるが、例えばフレックスフューエルビークルの場合、このＦＢゲインの補正に従って前記図１８のマップの全体を下方へシフトさせたり、今回のＭＧ１制限トルクに対応するデータのみを書き換えたりする学習補正を行うこともできる。また、実際の筒内圧力に応じてＦＢゲインをリアルタイムに増減したり、図１８のＦＢゲインマップを増減する学習補正を行って、次回のエンジン始動制御からその補正を反映させるようにしたりすることも可能である。

図２２〜図２４は、本発明のエンジン始動制御が好適に適用される別のハイブリッド車両用駆動装置を説明する図で、前記図１〜図３に対応する図である。この実施例は、前記自動変速部２０の代りに一対の遊星歯車装置１１４および１１６を主体として構成された自動変速部１１２が用いられており、前記切換型変速部１１と合わせた全体の変速機構１１０は、図２３の係合作動表に示されるように第１速ギヤ段「１ｓｔ」〜第４速ギヤ段「４ｔｈ」の４つの前進ギヤ段、後進ギヤ段「Ｒ」、或いはニュートラル「Ｎ」が選択的に成立させられる。このような車両用駆動装置においても、前記実施例と同様なエンジン始動制御を行うことができる。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、これ等はあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

本発明が好適に適用されるハイブリッド型の車両用駆動装置の構成を説明する骨子図である。 図１の車両用駆動装置が無段或いは有段変速作動させられる場合における変速作動とそれに用いられる油圧式摩擦係合装置の作動の組み合わせとの関係を説明する作動表である。 図１の車両用駆動装置の変速機構が有段変速作動させられる場合における各ギヤ段の相対的回転速度を説明する共線図である。 図１の車両用駆動装置に設けられた電子制御装置の入出力信号を説明する図である。 図４の電子制御装置の制御作動の要部を説明する機能ブロック線図である。 図５の切換制御手段の切換作動を説明する図である。 複数のシフトポジションを選択するために操作されるシフト操作装置の一例を説明する図で、(a) はシフトパターンを示す図、(b) はＭモードで選択できる複数の変速レンジを説明する図である。 図５のエンジン始動制御手段の基本的な処理内容を説明するフローチャートである。 図５のＭＧ２目標トルク算出手段の処理内容を説明するフローチャートである。 図９のステップＳＳ２でＭＧ１制限トルクに応じてＭＧ２目標トルクを算出する際に用いられるマップの一例を示す図である。 図５のＭＧ２目標トルク補正手段がエンジンの回転速度変動量に応じてＭＧ２目標トルクを補正する際のの処理内容を説明するフローチャートである。 図５のＭＧ２目標トルク補正手段がエンジンの筒内圧力に応じてＭＧ２目標トルクを補正する際のの処理内容を説明するフローチャートである。 エンジン始動用の第１モータジェネレータＭＧ１の出力が制限されず、図８のステップＳ３が実行されてエンジン始動制御が行われた時の各部のトルクおよび回転速度の変化を示すタイムチャートの一例である。 エンジン始動用の第１モータジェネレータＭＧ１の出力が制限され、図８のステップＳ２が実行されてエンジン始動制御が行われた時の各部のトルクおよび回転速度の変化を示すタイムチャートの一例である。 エンジン始動制御手段の別の例を説明する機能ブロック線図である。 図１５のエンジン始動制御手段の基本的な処理内容を説明するフローチャートである。 図１５のＦＢゲイン算出手段の処理内容を説明するフローチャートである。 図１７のステップＲＲ２でＭＧ１制限トルクに応じてＦＢゲインを算出する際に用いられるマップの一例を示す図である。 図１５のＦＢゲイン補正手段がエンジンの回転速度変動量に応じてＦＢゲインを補正する際のの処理内容を説明するフローチャートである。 図１５のＦＢゲイン補正手段がエンジンの筒内圧力に応じてＦＢゲインを補正する際のの処理内容を説明するフローチャートである。 エンジン始動用の第１モータジェネレータＭＧ１の出力が制限され、図１６のステップＲ２が実行されてエンジン始動制御が行われた時の各部のトルクおよび回転速度の変化を示すタイムチャートの一例である。 本発明が好適に適用される他のハイブリッド車両用駆動装置を説明する図で、図１に対応する骨子図である。 図２２の車両用駆動装置が無段或いは有段変速作動させられる場合における変速作動とそれに用いられる油圧式摩擦係合装置の作動の組み合わせとの関係を説明する作動表である。 図２２の車両用駆動装置の変速機構が有段変速作動させられる場合における各ギヤ段の相対的回転速度を説明する共線図である。 図１の実施例において、エンジン始動用の第１モータジェネレータＭＧ１の出力が制限される場合に、図８のステップＳ３と同様のエンジン始動制御が行われた時の各部のトルクおよび回転速度の変化を示すタイムチャートの一例である。

符号の説明

１０：エンジン １８：伝達部材（反力受け部材） ２４：第１遊星歯車装置（差動機構） ３８：駆動輪 ４０：電子制御装置 ８０、１００：エンジン始動制御手段 ８２、１０２：出力制限判断手段 ８４、１０４：回転変動許容手段 ＭＧ１：第１モータジェネレータ（第１電動機） ＭＧ２：第２モータジェネレータ（第２電動機、反力制御装置） Ｎｍｇ２：第２モータ回転速度（反力受け部材の回転速度） Ｔ２：反力トルク

Claims (8)

1. 燃料の燃焼で動力を発生するエンジンと、第１電動機と、反力制御装置によって制御される反力トルクで回転が規制される反力受け部材とが、差動機構を介して連結されており、
   前記反力制御装置によって前記反力受け部材の回転を規制した状態で前記第１電動機により前記エンジンを回転駆動して該エンジンを始動するエンジン始動制御装置において、
   前記第１電動機の出力が制限される出力制限時には、該出力制限が無い場合に比べて前記反力受け部材の回転速度が大きく変動することを許容するように前記反力制御装置を制御する
   ことを特徴とするエンジン始動制御装置。
2. 前記第１電動機の出力制限時のエンジン始動時には、前記差動機構のギヤ比等によって定まる前記反力受け部材の分担トルクよりも前記反力制御装置の反力トルクが小さくされることで、該反力受け部材の回転速度が大きく変動することが許容される
   ことを特徴とする請求項１に記載のエンジン始動制御装置。
3. 前記第１電動機の出力制限時のエンジン始動時には、前記反力制御装置の反力トルクを目標トルクに従って制御するトルク基準反力制御が行われる
   ことを特徴とする請求項１または２に記載のエンジン始動制御装置。
4. 前記出力制限によって出力が制限される前記第１電動機の出力可能なトルクが低い程前記目標トルクを小さくする
   ことを特徴とする請求項３に記載のエンジン始動制御装置。
5. 前記第１電動機の出力制限時のエンジン始動時に前記エンジンの回転速度変動量を検出し、該回転速度変動量が大きい程前記目標トルクを小さくする
   ことを特徴とする請求項３または４に記載のエンジン始動制御装置。
6. 前記第１電動機の出力制限時のエンジン始動時に前記エンジンの筒内圧力を求め、該筒内圧力が高い程前記目標トルクを小さくする
   ことを特徴とする請求項３〜５の何れか１項に記載のエンジン始動制御装置。
7. 前記第１電動機の出力制限時のエンジン始動時には、前記反力受け部材の回転速度が所定の目標回転速度となるように前記反力制御装置の反力トルクをフィードバック制御する回転速度基準反力制御が行われるとともに、該反力受け部材の回転速度が所定の大きさで変動することが許容されるように、該反力受け部材の回転速度の偏差許容値に応じて前記フィードバック制御の操作量が設定される
   ことを特徴とする請求項１に記載のエンジン始動制御装置。
8. 前記エンジンの出力軸から駆動輪までの動力伝達経路に前記差動機構が設けられており、
   前記反力制御装置は、前記動力伝達経路に対して動力を入出力可能に配設された第２電動機である
   ことを特徴とする請求項１〜７の何れか１項に記載のエンジン始動制御装置。

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