车辆的控制装置的制作方法

[0001]
本发明涉及一种用于车辆的控制装置，在该车辆中，从具有涡轮增压器的发动机输出的动力通过无级变速器被传递至驱动轮。


背景技术：

[0002]
已知一种车辆的控制装置，其基于根据加速器操作量计算出的要求驱动力，通过用于获得相对于实现要求驱动力的要求发动机输出而缓慢变化的发动机输出的缓慢变化处理来设定发动机的目标工作点。其一个示例是在日本未审查专利申请公开第2009-166659(jp 2009-166659 a)号中公开的车辆的控制装置。jp 2009-166659a公开了对要求驱动力执行缓慢变化处理，并且通过经过缓慢变化处理的驱动力来设定发动机的目标工作点。


技术实现要素：

[0003]
当发动机输出相对于要求发动机输出缓慢变化时，车速可以在车辆加速期间随着发动机转速增加而增加。以这种方式，抑制了所谓的橡皮圈感觉，从而改善了驾驶感受。然而，在具有涡轮增压器的发动机中，由于涡轮增压压力的响应性，涡轮增压压力的响应延迟和发动机输出的缓慢变化被结合在一起，从而导致迟滞感，这可能在某种程度上导致驾驶感受的变差。
[0004]
鉴于上述情况做出了本发明，并且本发明的目的是提供一种用于车辆的控制装置，其能够根据涡轮增压压力的响应性抑制驾驶感受变差，同时抑制迟滞感。
[0005]
本发明的一个方案涉及一种车辆的控制装置，所述车辆包括(a)具有涡轮增压器的发动机和设置在所述发动机与驱动轮之间的动力传递路径中的无级变速器。车辆的控制装置包括(b)目标工作点设定单元、(c)平缓率设定单元和(d)驱动控制器。目标工作点设定单元被配置为基于加速器操作量来计算所述车辆要求的要求驱动力，并且基于计算出的所述要求驱动力，通过缓慢变化处理来设定所述发动机的目标工作点，所述缓慢变化处理用于获得相对于实现计算出的所述要求驱动力的要求发动机输出而缓慢变化的发动机输出。平缓率设定单元被配置为根据所述发动机中的涡轮增压压力的变化量来改变用于所述缓慢变化处理的平缓率，并且将所述涡轮增压压力的变化量较小时的平缓率设定为比所述涡轮增压压力的变化量较大时的所述平缓率小的值。所述驱动控制器被配置为控制所述发动机和所述无级变速器，使得所述发动机的所述工作点成为所述目标工作点。
[0006]
在根据该方案的控制装置中，平缓率设定单元还可以被配置为根据发动机转速的变化量改变所述平缓率，并且将所述发动机转速的变化量较大时的平缓率设定为比所述发动机转速的变化量较小时的所述平缓率大的值。
[0007]
在根据该方案的控制装置中，平缓率设定单元还可以被配置为根据所述要求驱动力的变化量来改变所述平缓率，并且将所述要求驱动力的变化量较大时的平缓率设定为比所述要求驱动力的变化量较小时的所述平缓率大的值。
[0008]
在根据该方案的控制装置中，(a)车辆可以包括连接至所述动力传递路径的旋转机，并且(b)平缓率设定单元还可以被配置为根据所述旋转机的转矩辅助率来改变所述平缓率，并且将所述转矩辅助率较小时的所述平缓率设定为比所述转矩辅助率较大时的所述平缓率大的值。
[0009]
根据本发明的控制装置的该方案，包括：(a)目标工作点设定单元，其被配置为基于加速器操作量来计算所述车辆要求的要求驱动力，并且基于计算出的所述要求驱动力通过缓慢变化处理来设定所述发动机的目标工作点，所述缓慢变化处理用来获得相对于实现计算出的所述要求驱动力的要求发动机输出而缓慢变化的发动机输出；(b)平缓率设定单元，其被配置为根据所述发动机中的涡轮增压压力的变化量来改变用于所述缓慢变化处理的平缓率，并且将所述涡轮增压压力的变化量较小时的平缓率设定为比所述涡轮增压压力的变化量较大时的所述平缓率小的值；以及(c)驱动控制器，其被配置为控制所述发动机和所述无级变速器，使得所述发动机的所述工作点成为所述目标工作点。当涡轮增压压力的变化量较大时，将用于缓慢变化处理的平缓率设定为相对较大的值，从而抑制橡皮圈的感觉，并且当涡轮增压压力的变化量较小时，将用于缓慢变化处理的平缓率设定为相对较小的值，从而抑制迟滞感。以这种方式，通过缓慢变化过理抑制了橡皮圈的感觉，从而使得当涡轮增压压力的变化量较小时能够抑制驾驶感的变差并且抑制迟滞感。
[0010]
根据本发明的控制装置的该方案，平缓率设定单元还可以被配置为根据发动机转速的变化量来改变所述平缓率，并且将所述发动机转速的变化量较大时的平缓率设定为比所述发动机转速的变化量较小时的所述平缓率大的值。当发动机转速的变化量较大时，橡皮圈的感觉趋于明显，但是当发动机转速的变化量较大时，平缓率被设定为相对较大的值，从而抑制了橡皮圈的感觉，从而提升了驾驶感受。
[0011]
根据本发明的控制装置的该方案，平缓率设定单元还可以被配置为根据所述要求驱动力的变化量来改变所述平缓率，并且将所述要求驱动力的变化量较大时的平缓率设定为比所述要求驱动力的变化量较小时的所述平缓率大的值。当要求驱动力的变化量较大时，车速明显增加，因此容易产生橡皮圈的感觉。但是，由于在要求驱动力的变化量较大时将平缓率设定为相对比较大的值，因此抑制了橡皮圈的感觉，因此提升了驾驶感受。
[0012]
根据本发明的控制装置的该方案，(a)车辆可以包括连接至所述动力传递路径的旋转机，并且(b)平缓率设定单元还可以被配置为根据所述旋转机的转矩辅助率来改变所述平缓率，并且将所述转矩辅助率较小时的所述平缓率设定为比所述转矩辅助率较大时的所述平缓率大的值。当旋转机的转矩辅助率较小时，与转矩辅助率较大时相比发动机的工作点的变化更大，因此容易产生橡皮圈的感觉。当转矩辅助率较小时，与转矩辅助率较大时相比平缓率被设定为更大值，因此可以使发动机的工作点缓慢地变化。以这种方式，抑制了橡皮圈的感觉，因此提升了驾驶感受。
附图说明
[0013]
下面将参照附图描述本发明的示例性实施例的特征、优点以及技术和工业意义，其中，相同的附图标记表示相同的元件，并且其中：
[0014]
图1是其上安装有根据本发明的第一实施例的电子控制单元的车辆的示意性配置图，并且是图示出用于车辆中的各种控制的控制功能的主要部分的功能框图；
[0015]
图2是图示出图1所示的发动机的示意性配置的图；
[0016]
图3是示出图1所示的差动单元中的各个旋转元件的转速之间的相对关系的列线图；
[0017]
图4是图示出使用发动机转速和发动机转矩作为变量的二维坐标上的最佳发动机工作点的示例的图；
[0018]
图5是图示出用于ev行驶与hv行驶之间的切换控制的动力源切换图的示例的示意图；
[0019]
图6是用于描述各行驶模式与用于行驶模式的离合器和制动器的操作状态的组合之间的关系的接合操作表；
[0020]
图7是图示出发动机转速的变化量与平缓率之间的关系的图；
[0021]
图8是图示出要求驱动力的变化量与平缓率之间的关系的图；
[0022]
图9是图示出转矩辅助率与平缓率之间的关系的图；
[0023]
图10是图示出电子控制单元的控制操作的主要部分的流程图的示例；
[0024]
图11是当图10所示的电子控制单元的控制操作被执行时的时序图的示例；
[0025]
图12是其上安装有根据本发明的第二实施例的电子控制单元的车辆的示意性配置图，并且是图示出用于车辆中的各种控制的控制功能的主要部分的功能框图；
[0026]
图13是图示出图12所示的有级变速单元的变速操作与其所使用的接合装置的操作状态的组合之间的关系的接合操作表；以及
[0027]
图14是其上安装有根据本发明的第三实施例的电子控制单元的车辆的示意性配置图，并且是图示出用于车辆中的各种控制的控制功能的主要部分的功能框图。
具体实施方式
[0028]
在下文中，将参考附图详细描述本发明的各实施例。在以下实施例中，附图被适当简化或修改，并且各个部件的尺寸比、形状等不一定是精确绘制。
[0029]
图1是其上安装有根据本发明的第一实施例的电子控制单元100的车辆10的示意性配置图，并且是图示出用于车辆10的各种控制的控制功能的主要部分的功能框图。车辆10是包括发动机12、第一旋转机mg1、第二旋转机mg2、动力传递装置14和驱动轮16的混合动力车辆。
[0030]
图2是图示出图1所示的发动机12的示意性配置的图。发动机12是用于使车辆10行驶的动力源，并且为诸如具有涡轮增压器18的汽油发动机或柴油发动机的已知内燃发动机，即具有涡轮增压器18的发动机。在发动机12的进气系统中设置有进气管20，并且进气管20连接至与发动机主体12a附接的进气歧管22。排气管24设置在发动机12的排气系统中，并且排气管24连接至与发动机主体12a附接的排气歧管26。涡轮增压器18为已知的排气涡轮式涡轮增压器，即具有在进气管20中设置的压缩机18c和在排气管24中设置的涡轮机18t的涡轮增压器。涡轮机18t通过排出气体(即排气)的流动而被驱动旋转。压缩机18c连接至涡轮机18t。通过压缩机18c被涡轮机18t旋转驱动来压缩用于发动机12的吸入空气，即进气。
[0031]
排气管24设置有排气旁路28，排气旁路28用于绕过涡轮机18t以使排气从涡轮机18t的上游流向下游。排气旁路28设置有废气门阀30(以下称为“wgv 30”)，用于连续地控制通过涡轮机18t的排气与通过排气旁路28的排气之间的比率。wgv 30的阀门开度通过后述
的电子控制单元100对致动器(未图示)进行操作来连续地调节。wgv 30的阀门开度越大，发动机12的排气越容易通过排气旁路28排出。因此，在涡轮增压器18的涡轮增压操作是有效的发动机12的涡轮增压状态下，涡轮增压器18的涡轮增压压力pchg[pa]随着wgv 30的阀门开度增加而减小。涡轮增压器18的涡轮增压压力pchg是进气的压力，并且是进气管20中的压缩机18c下游的气压。此外，涡轮增压压力pchg的下部分是，例如表示在涡轮增压器18的涡轮增压操作根本不起作用的发动机12的非涡轮增压状态下的进气压力的部分，换句话说，表示无涡轮增压器18的发动机中的进气压力的部分。
[0032]
空气过滤器32设置在进气管20的入口处，并且用于测量发动机12的进气量的空气流量计34在进气管20中设置在空气过滤器32的下游和压缩机18c的上游。在进气管20中在压缩机18c的下游设置有中间冷却器36，该中间冷却器36是用于通过在进气和外部空气或冷却剂之间热交换来冷却被涡轮增压器18压缩的进气的热交换器。在进气管20中在中间冷却器36的下游和进气歧管22的上游设置有电子节气门38，该电子节气门38通过由后述的电子控制单元100操作节气门致动器(未图示)而被控制为打开和闭合。在中间冷却器36与电子节气门38之间的进气管20中，设置有用于检测涡轮增压器18的涡轮增压压力pchg的涡轮增压压力传感器40和用于检测进气温度(其为进气的温度)的进气温度传感器42。在电子节气门38的附近，例如，在节气门致动器中，设置有用于检测作为电子节气门38的开度的节气门开度θth[％]的节气门开度传感器44。
[0033]
在进气管20中，设置有空气再循环旁路46，用于从压缩机18c的下游向上游绕过压缩机18c以使空气再循环。在空气再循环旁路46中，例如设置有空气旁通阀48，当电子节气门38突然关闭时，该空气旁通阀48被打开以抑制喘振的产生并保护压缩机18c。
[0034]
在发动机12中，由电子控制单元100(稍后描述)控制包括电子节气门38、燃料喷射装置、点火装置、wgv 30等的发动机控制装置50(参见图1)，进而控制作为发动机12的输出转矩的发动机转矩te[nm]。
[0035]
返回图1，第一旋转机mg1和第二旋转机mg2是具有作为电动机(马达)的功能和作为发电机的功能的旋转电机，是所谓的电动发电机。第一旋转机mg1和第二旋转机mg2可以是车辆10行驶用的动力源。第一旋转机mg1和第二旋转机mg2中的每一个通过设置在车辆10中的逆变器52与设置在车辆10中的电池54连接。在第一旋转机mg1和第二旋转机mg2中，通过由电子控制单元100(其将稍后描述)控制逆变器52，分别控制mg1转矩tg[nm](其为第一旋转机mg1的输出转矩)和mg2转矩tm[nm](其为第二旋转机mg2的输出转矩)。例如，在正旋转的情况下，旋转机的输出转矩在加速期间在正转矩时是动力运行转矩，而在减速期间在负转矩时是再生转矩。电池54是与第一旋转机mg1和第二旋转机mg2的每一个交换电力的蓄电装置。第一旋转机mg1和第二旋转机mg2设置在壳体56中，该壳体56是与车身附接的非旋转构件。
[0036]
动力传递装置14在壳体56中包括变速单元58、差动单元60、从动齿轮62、从动轴64、主减速齿轮66、差速器68、减速齿轮70等。变速单元58和差动单元60与作为变速单元58的输入旋转构件的输入轴72同轴地布置。变速单元58通过输入轴72等与发动机12连接。差动单元60与变速单元58串联连接。从动齿轮62与作为差动单元60的输出旋转构件的主动齿轮74啮合。从动轴64固定从动齿轮62和主减速齿轮66使得从动齿轮62和主减速齿轮66不能相对彼此旋转。主减速齿轮66的直径小于从动齿轮62的直径。差速器68通过差速器齿圈68a
与主减速齿轮66啮合。减速齿轮70的直径小于从动齿轮62的直径并且与从动齿轮62啮合。减速齿轮70连接至第二旋转机mg2的转子轴76，并且连接到第二旋转机mg2以传递动力，第二旋转机mg2的转子轴76与输入轴72分开地平行布置。另外，动力传递装置14包括连接至差速器68的车轴78等。注意，实施例的第二旋转机mg2对应于本发明中的“旋转机”。
[0037]
如上述配置的动力传递装置14适合用于前发动机前驱动(ff)型或后发动机后驱动(rr)型车辆。在动力传递装置14中，从发动机12、第一旋转机mg1和第二旋转机mg2的每一个输出的动力被传递到从动齿轮62。传递到从动齿轮62的动力通过主减速齿轮66、差速器68、车轴78等被传递到驱动轮16。因此，第二旋转机mg2连接至驱动轮16以传递动力。动力传递装置14中的变速单元58、差动单元60、从动齿轮62、从动轴64、主减速齿轮66、差速器68和车轴78形成设置在发动机12和驱动轮16之间的动力传递路径pt。
[0038]
变速单元58包括第一行星齿轮机构80、离合器c1和制动器b1。第一行星齿轮机构80是已知的单小齿轮型行星齿轮装置，包括太阳齿轮s0、行星齿轮架ca0和齿圈r0。差动单元60包括第二行星齿轮机构82。第二行星齿轮机构82是已知的单小齿轮型行星齿轮装置，其包括太阳齿轮s1、行星齿轮架ca1和齿圈r1。
[0039]
离合器c1和制动器b1均是液压摩擦接合装置，包括由液压致动器压下的多板或单板离合器或制动器、由液压致动器拉紧的带式制动器等。在车辆10中设置的液压控制回路84由电子控制单元100(稍后描述)控制的情况下，离合器c1和制动器b1的操作状态(例如接合和释放)根据从液压控制回路84输出的调节后的液压而分别被切换。
[0040]
第一行星齿轮机构80、第二行星齿轮机构82、离合器c1和制动器b1如图1所示被连接。
[0041]
在离合器c1和制动器b1均被释放的状态下，允许第一行星齿轮机构80的差动。在该状态下，由于不能在太阳齿轮s0中获得发动机转矩te的反作用转矩，因此变速单元58处于不能传递机械动力的中立状态，即空档状态。在离合器c1被接合并且制动器b1被释放的状态下，第一行星齿轮机构80的各旋转元件一体地旋转。在该状态下，发动机12的旋转以恒定的速度从齿圈r0传递至行星齿轮架ca1。在离合器c1被释放并且制动器b1被接合的状态下，在第一行星齿轮机构80中，太阳齿轮s0的旋转停止，并且齿圈r0的旋转比行星齿轮架ca0的旋转快。在该状态下，发动机12的旋转被加速并从齿圈r0输出。
[0042]
如上所述，变速单元58用作两级有级变速器，其例如可以在具有“1.0”的变速比的低档(意味着直接联接状态)和具有“0.7”的变速比的高档(意味着超速状态)之间切换。当离合器c1和制动器b1都接合时，第一行星齿轮机构80的各个旋转元件的旋转停止。在该状态下，作为变速单元58的输出旋转构件的齿圈r0的旋转停止，因此，作为差动单元60的输入旋转构件的行星齿轮架ca1的旋转停止。
[0043]
在第二行星齿轮机构82中，行星齿轮架ca1是连接到作为变速单元58的输出旋转构件的齿圈r0的旋转元件，并且用作差动单元60的输入旋转构件。太阳齿轮s1与第一旋转机mg1的转子轴86一体地连接，并且是与第一旋转机mg1连接以传递动力的旋转元件。齿圈r1与主动齿轮74一体地连接，是连接至驱动轮16以传递动力的旋转元件，并且用作差动单元60的输出旋转构件。
[0044]
第二行星齿轮机构82是动力分配装置，其将通过变速单元58输入到行星齿轮架ca1的发动机12的动力机械地分配到第一旋转机mg1和主动齿轮74中。即，第二行星齿轮机
构82是将发动机12的动力分配到驱动轮16和第一旋转机mg1以传递分配的动力的差动机构。在第二行星齿轮机构82中，行星齿轮架ca1用作输入元件，太阳齿轮s1用作反作用元件，并且齿圈r1用作输出元件。差动单元60形成电动变速机构，例如电动无级变速器，通过控制第一旋转机mg1(其连接到第二行星齿轮机构82以传递动力)的运转状态来控制第二行星齿轮机构82的差动状态(即差动单元60的差动状态)。在动力传递路径pt上设置有作为无级变速器的差动单元60。第一旋转机mg1是发动机12的动力所传递到的旋转机。由于变速单元58被超速驱动，因此抑制了第一旋转机mg1的转矩的增加。另外，差动单元60相当于本发明中的“无级变速器”。
[0045]
图3是示出图1所示的差动单元60中的各个旋转元件的转速之间的相对关系的列线图。在图3中，三条竖直线y1、y2和y3对应于构成差动单元60的第二行星齿轮机构82的三个旋转元件。竖直线y1代表作为与第一旋转机mg1(参见图3所示的“mg1”)连接的第二旋转元件re2的太阳齿轮s1的转速。竖直线y2代表行星齿轮架ca1的转速，行星齿轮架ca1是通过变速单元58与发动机12(见图3中的“eng”)连接的第一旋转元件re1。竖直线y3代表作为第三旋转元件re3的齿圈r1的转速，该齿圈r1与主动齿轮74(见图3中所示的“out”)一体地连接。第二旋转机mg2(参见图3所示的“mg2”)通过减速齿轮70等连接至与主动齿轮74啮合的从动齿轮62。竖直线y1、y2和y3之间的间隔根据第二行星齿轮机构82的齿数比ρ(＝太阳齿轮s1的齿数/齿圈r1的齿数)确定。当在列线图的竖直轴线之间的关系中将太阳齿轮s1和行星齿轮架ca1之间的距离设定为与“1”相对应的间隔时，将行星齿轮架ca1和齿圈r1之间的距离设定为对应于齿数比ρ的间隔。
[0046]
设置在车辆10中的机械油泵(参见图3所示的“mop”)连接至行星齿轮架ca1。机械油泵由行星齿轮架ca1的旋转驱动，并供给用于离合器c1和制动器b1的接合操作以及冷却的油。当行星齿轮架ca1的旋转停止时，由设置在车辆10中的电动油泵(未示出)供油。
[0047]
图3中的实线lef表示在hv行驶(＝混合动力行驶)模式下前进行驶中的各个旋转元件的相对速度的示例，其中hv行驶模式是可以进行hv行驶使得至少使用发动机12作为动力源进行行驶的行驶模式。图3中的实线ler表示在hv行驶模式下后退行驶时各个旋转元件的相对速度的示例。
[0048]
在hv行驶模式下，在第二行星齿轮机构82中，例如当mg1转矩tg(其是第一旋转机mg1的负转矩和相对于发动机转矩te的反作用转矩，发动机转矩te是通过变速单元58输入到行星齿轮架ca1的正转矩)输入到太阳齿轮s1时，直接传递到发动机的正转矩td[nm]出现在齿圈r1中。例如，在离合器c1被接合并且制动器b1被释放且变速单元58处于变速比“1.0”的直接联接状态的情况下，当mg1转矩tg{＝-ρ/(1+ρ)
×
te}(其是相对于输入到行星齿轮架ca1的发动机转矩te的反作用转矩)输入到太阳齿轮s1时，直接传递到发动机的转矩td{＝te/(1+ρ)＝-(1/ρ)
×
tg}出现在齿圈r1中。然后，根据要求驱动力pwdem[n]，可以将直接传递到发动机的转矩td和传递到从动齿轮62的mg2转矩tm的总转矩作为车辆10的驱动转矩tw[nm]传递给驱动轮16。
[0049]
当通过正旋转产生负转矩时，第一旋转机mg1用作发电机。电池54用第一旋转机mg1产生的电力wg[w]充电，并且第二旋转机mg2消耗该产生的电力。第二旋转机mg2通过使用全部或部分产生的电力wg或者通过除了使用产生的电力wg之外还使用来自电池54的电力来输出mg2转矩tm。前进行驶时的mg2转矩tm是作为正旋转的正转矩的动力运行转矩，而
后退行驶时的mg2转矩tm是作为负旋转的负转矩的动力运行转矩。
[0050]
差动单元60可以作为电动无级变速器工作。例如，在hv行驶模式下，基于输出转速no[rpm]控制第一旋转机mg1的运转状态，该输出转速no[rpm]是受驱动轮16的旋转限制的主动齿轮74的转速，因此当第一旋转机mg1的转速(即太阳齿轮s1的转速)增加或减小时，第一行星齿轮架ca1的转速也增加或减小。由于行星齿轮架ca1通过变速单元58连接到发动机12，因此通过增加或减小行星齿轮架ca1的转速来增加或减小发动机的发动机转速ne[rpm]，其是发动机12的发动机转速。因此，在hv行驶中，可以进行用于将发动机工作点openg设定为有效的工作点的控制。这种混合动力类型称为机械分配式或分配式。第一旋转机mg1是能够控制发动机转速ne的旋转机。发动机工作点openg是由发动机转速ne和发动机转矩te表示的发动机12的工作点。发动机工作点openg对应于本发明中的“发动机工作点”。
[0051]
图3的虚线lm1表示在单驱动ev行驶模式下在前进行驶时各个旋转元件的相对速度的示例，在单驱动ev行驶模式中，在发动机12的运转停止的状态下可以进行仅使用第二旋转机mg2作为动力源的ev行驶(电动机行驶)。在单驱动ev行驶模式下，离合器c1和制动器b1均被释放，并且变速单元58处于空档状态，因此差动单元60也处于空档状态。在这种状态下，mg2转矩tm可以作为车辆10的驱动转矩tw传递至驱动轮16。在单驱动ev行驶模式下，例如为了减少第一旋转机mg1中的阻力损失等，第一旋转机mg1保持零旋转。例如，即使执行保持第一旋转机mg1零旋转的控制，但由于差动单元60处于空档状态，因此不影响驱动转矩tw。
[0052]
图3的虚线lm2表示在双驱动ev行驶模式下在前进行驶时的各个旋转元件的相对速度的示例，在双驱动ev行驶模式中，在发动机12的运转停止的状态下可以进行使用第一旋转机mg1和第二旋转机mg2两者作为动力源的ev行驶。在双驱动ev行驶模式下，离合器c1和制动器b1均被接合以停止第一行星齿轮机构80的每个旋转元件的旋转，因此行星齿轮架ca1被停止为零旋转。在这种状态下，mg1转矩tg和mg2转矩tm可以作为车辆10的驱动转矩tw传递至驱动轮16。
[0053]
图4是图示出使用发动机转速ne和发动机转矩te作为变量的二维坐标上的最佳发动机工作点opengf的示例的图。在图4中，最大效率线leng表示一组最佳发动机工作点opengf。相等的发动机输出线(等功率线)lpw1、lpw2和lpw3表示当要求发动机输出(要求发动机功率)pedem[w]分别是要求发动机输出pe1、pe2、pe3时的示例。点a是当在最佳发动机工作点opengf上实现要求发动机输出pe1时的发动机工作点openga，点b是当在最佳发动机工作点opengf上实现要求发动机输出pe3时的发动机工作点opengb。点a和b也是由目标发动机转速netgt和目标发动机转矩tetgt表示的发动机工作点openg的目标值，即目标发动机工作点opengtgt。当目标发动机工作点opengtgt例如通过加速器操作量θacc[％]的增加(例如，基于驾驶员的加速踏板踩下操作(未示出)的加速器操作量θacc的增加)而从点a变为点b时，执行控制使得发动机工作点openg在通过最大效率线leng的路径a上改变，或者使得发动机工作点openg在暂时离开最大效率线leng的路径b上改变。注意，目标发动机工作点opengtgt对应于本发明中的“目标工作点”。加速器操作量θacc表示驾驶员要求的加速量，并且对应于本发明中的“加速器操作量”。
[0054]
尽管未在图4中示出，但严格来说，在具有涡轮增压器18的发动机12中，除了发动机转速ne和发动机转矩te之外，还预先存储涡轮增压压力pchg作为使燃油效率最大化的最
佳发动机工作点opengf的变量。当在最佳发动机工作点opengf上实现要求发动机输出pedem时的涡轮增压压力pchg是目标涡轮增压压力pchgtgt[pa]。
[0055]
图5是图示出用于ev行驶和hv行驶之间的切换控制的动力源切换图的示例的图。在图5中，实线lswp是在ev行驶区域和hv行驶区域之间的用于在ev行驶和hv行驶之间进行切换的边界线。在ev行驶区域中预先确定车速v[km/h]相对较低并且要求驱动转矩twdem[nm]相对较低(即要求驱动力pwdem相对较小)的区域。在hv行驶区域中预先确定车速v相对较高或要求驱动转矩twdem相对较高(即要求驱动力pwdem相对较大)的区域。注意，当电池54(稍后描述)的充电状态soc[％]低于预定值时或者当发动机12需要被预热时，可以将图5中的ev行驶区域改变为hv行驶区域。预定值是用于确定充电状态soc是否是电池54需要通过发动机12的强制起动来进行充电的值的预定阈值。
[0056]
图6是用于描述各个行驶模式与用于该行驶模式的离合器c1和制动器b1的操作状态的组合之间的关系的接合操作表。在图6中，“o”标记表示接合状态，“空白”表示释放状态，并且
“△”
标记表示当一起使用使处于旋转停止状态的发动机12进入旋转状态的发动机制动时离合器c1和制动器b1之一处于接合状态。此外，“g”标记表示第一旋转机mg1主要用作发电机，并且“m”标记表示第一旋转机mg1和第二旋转机mg2中的每一个在驱动期间主要用作电动机，并且在再生期间主要用作发电机。车辆10可以选择性地将ev行驶模式和hv行驶模式实现为行驶模式。ev行驶模式具有两种模式：单驱动ev行驶模式和双驱动ev行驶模式。
[0057]
在离合器c1和制动器b1均被释放的状态下实现单驱动ev行驶模式。在单驱动ev行驶模式下，由于离合器c1和制动器b1被释放，所以变速单元58处于空档状态。当变速单元58被设定为空档状态时，差动单元60被设定为在与齿圈r0连接的行星齿轮架ca1中未获得mg1转矩tg的反作用转矩的空档状态。在该状态下，电子控制单元100使第二旋转机mg2输出用于行驶的mg2转矩tm(参照图3所示的虚线lm1)。在单驱动ev行驶模式下，也可以使第二旋转机mg2相对于前进行驶反向旋转从而后退行驶。
[0058]
在单驱动ev行驶模式下，齿圈r0与行星齿轮架ca1一起旋转，但是由于变速单元58处于空档状态，因此发动机12不旋转并且以零旋转停止。因此，当在单驱动ev行驶模式下的行驶中通过第二旋转机mg2进行再生控制时，能够获得大的再生量。当在单驱动ev行驶模式下行驶期间电池54充满电并且不能获得再生能量时，可以想到一同使用发动机制动。当发动机制动一同使用时，制动器b1或离合器c1接合(见图6中所示的“利用发动机制动”)。当制动器b1或离合器c1接合时，发动机12进入旋转状态，并且施加发动机制动。
[0059]
在离合器c1和制动器b1均接合的状态下实现双驱动ev行驶模式。在双驱动ev行驶模式下，第一行星齿轮机构80的每个旋转元件的旋转通过离合器c1和制动器b1的接合而停止，发动机12处于零旋转的停止状态，并且与齿圈r0连接的行星齿轮架ca1的旋转停止。当行星齿轮架ca1的旋转停止时，由于可以在行星齿轮架ca1中获得mg1转矩tg的反作用转矩，因此可以从齿圈r1机械地输出mg1转矩tg并传递至驱动轮16。在该状态下，电子控制单元100使第一旋转机mg1和第二旋转机mg2分别输出用于行驶的mg1转矩tg和mg2转矩tm(见图3中所示的虚线lm2)。在双驱动ev行驶模式下，也可以使第一旋转机mg1和第二旋转机mg2均相对于前进行驶反向旋转从而后退行驶。
[0060]
在离合器c1接合的状态和制动器b1释放的状态下实现hv行驶模式的低状态。在hv
行驶模式的低状态下，由于离合器c1被接合，所以第一行星齿轮机构80的旋转元件一体地旋转，并且变速单元58处于直接联接状态。因此，发动机12的旋转以恒定的速度从齿圈r0传递至行星齿轮架ca1。当制动器b1被接合并且离合器c1被释放时，hv行驶模式的高状态被实现。在hv行驶模式的高状态下，通过制动器b1的接合太阳齿轮s0的旋转停止，并且变速单元58处于超速状态。因此，发动机12的旋转增加并且从齿圈r0传递至行星齿轮架ca1。在hv行驶模式下，电子控制单元100通过第一旋转机mg1的发电来输出mg1转矩tg，mg1转矩tg是对发动机转矩te的反作用转矩，并通过第一旋转机mg1产生的电力wg从第二旋转机mg2输出mg2转矩tm(见图3所示的实线lef)。在hv行驶模式下，例如在hv行驶模式的低状态下，也可以使第二旋转机mg2相对于前进行驶反向旋转从而后退行驶(见图3所示的实线ler)。在hv行驶模式下，可以利用来自电池54的电力来进一步增加mg2转矩tm以进行行驶。在hv行驶模式下，例如在车速v相对较高且要求驱动转矩twdem相对较低时，建立hv行驶模式下的高状态。
[0061]
返回图1，车辆10还包括作为控制器的电子控制单元100，电子控制单元100包括与发动机12、第一旋转机mg1、第二旋转机mg2等的控制有关的车辆10的控制装置。电子控制单元100例如包括具有cpu、ram、rom、输入/输出接口等的所谓的微型计算机。cpu通过使用ram的临时存储功能并根据预先存储在rom中的程序执行信号处理来执行车辆10的各种控制。电子控制单元100可以根据需要包括用于发动机控制、旋转机控制、液压控制等的计算机。电子控制单元100对应于本发明中的“控制装置”。
[0062]
电子控制单元100接收基于车辆10中设置的各种传感器等(例如涡轮增压压力传感器40、节气门开度传感器44、发动机转速传感器88、输出转速传感器90、mg1转速传感器92、mg2转速传感器94、加速器操作量传感器96、电池传感器98等)的检测值的各种信号等(例如涡轮增压压力pchg、节气门开度θth、发动机转速ne、与车速v对应的输出转速no、mg1转速ng[rpm](其是第一旋转机mg1的转速)、mg2转速nm[rpm](其是第二旋转机mg2的转速)、加速器操作量θacc(其是表示驾驶员的加速器操作的大小的驾驶员的加速器操作量)、电池54的电池温度thbat[℃]、电池充/放电电流ibat[ma]、电池电压vbat[v]等)。
[0063]
从电子控制单元100向车辆10中设置的各个装置(例如，发动机控制装置50、逆变器52、液压控制回路84等)输出各种命令信号(例如，作为控制发动机12的命令信号的发动机控制命令信号se、作为控制第一旋转机mg1和第二旋转机mg2的命令信号的旋转机控制命令信号smg、作为控制离合器c1和制动器b1的各操作状态的命令信号的液压控制命令信号sp等)。
[0064]
电子控制单元100在功能上包括目标工作点设定单元102、平缓率设定单元104和驱动控制器106。
[0065]
目标工作点设定单元102将实际的加速器操作量θacc和车速v应用于加速器操作量θacc和车速v与要求驱动转矩twdem之间的关系(例如，驱动力图)以计算作为车辆10要求的驱动转矩tw的要求驱动转矩twdem，该关系根据实验或通过设计而预先存储(即预先确定)。要求驱动转矩twdem是当时的车速v下的要求驱动力pwdem。驱动力图可以使用输出转速no等代替车速v。
[0066]
目标工作点设定单元102基于要求驱动力pwdem，通过用于获得相对于实现要求驱动力pwdem的要求发动机输出pedem缓慢变化的发动机输出pe的缓慢变化处理来设定目标
发动机工作点opengtgt。即，在设定用于获得要求发动机输出pedem的目标发动机工作点opengtgt时，发动机工作点openg被设定为使得发动机输出pe通过缓慢变化处理而缓慢变化。注意，表示发动机工作点openg的发动机转速ne和发动机转矩te经历缓慢变化处理，但是涡轮增压压力pchg由于与发动机转速ne和发动机转矩te相比响应性差而不经历缓慢变化处理。
[0067]
与不执行缓慢变化处理的情况相比，执行了缓慢变化处理的发动机输出pe从当前状态变化到要求发动机输出pedem的变化速度被延迟。即，与不执行缓慢变化处理的情况相比，缓慢变化处理是用于使发动机输出pe缓慢变化的处理。未执行缓慢变化处理时的发动机输出pe的变化速度根据实验或通过设计预先设定为使得当在车辆加速期间发动机12的涡轮增压压力pchg的响应最慢时，驾驶员的加速感(车速v的增加)跟随发动机转速ne的增加。当在车辆加速期间发动机12的涡轮增压压力pchg的响应快时，容易发生所谓的橡皮圈的感觉。橡皮圈的感觉是在车辆加速期间发动机转速ne增加但是伴随的加速感并没有随之而来的不适感。具体地，例如通过使车辆10的驱动力pw从当前状态缓慢地向要求驱动力pwdem变化，或使车辆10的发动机输出pe从当前状态缓慢地向要求发动机输出pedem变化来实现缓慢变化处理。基于稍后描述的“平缓率τ”执行缓慢变化处理。
[0068]
例如，在第一旋转机mg1被操作为使得发动机的发动机转速ne成为目标发动机转速netgt的反馈控制中计算mg1转矩tg。mg2转矩tm被计算为例如将基于直接传递到发动机的转矩td的驱动转矩tw和mg2转矩tm相结合来获得要求驱动转矩twdem。由于mg2转矩tm与驱动转矩tw之比由转矩辅助率rasst(稍后描述)单独设定，因此目标发动机转矩tetgt(以及在该情况下的mg2转矩tm)被设定以便达到转矩辅助率rasst。最佳发动机工作点opengf例如被预定为如下的发动机工作点openg：在该发动机工作点openg，当实现要求发动机输出pedem时，在除了单独考虑发动机12的燃料效率之外还考虑电池54的充/放电效率，车辆10的总燃料效率处于其最佳。目标发动机转速netgt是发动机转速ne的目标值，目标发动机转矩tetgt是发动机转矩te的目标值，并且发动机输出pe是从发动机12输出的功率。如上所述，车辆10是控制mg1转矩tg使得发动机转速ne成为目标发动机转速netgt的车辆，mg1转矩tg是输入到差动单元60的太阳齿轮s1的第一旋转机mg1的反作用转矩。通过控制发动机12和作为无级变速器的差动单元60，发动机工作点openg被设定为目标发动机工作点opengtgt。
[0069]
由于通过使发动机输出pe缓慢地变化来使车速v在发动机加速期间随着发动机转速ne的增加而增加，因此抑制了橡皮圈的感觉并且改善了驾驶感受。
[0070]
在具有涡轮增压器18的发动机12中，当在车辆加速期间涡轮增压压力的变化量δpchg[pa]较大时，即当涡轮增压压力pchg的响应(包括所谓的涡轮滞后的涡轮增压作用起作用之前的时间)快时，很容易出现橡皮圈的感觉。另一方面，在车辆加速期间涡轮增压压力的变化量δpchg较小时，即在涡轮增压压力pchg的响应慢时，不易产生橡皮圈的感觉。然而，由于涡轮增压压力pchg的响应延迟与缓慢变化处理的结合而引起的迟滞感，存在驾驶感受会变差的可能性。涡轮增压压力的变化量δpchg是基于在车辆加速期间加速器操作量θacc的增加的涡轮增压压力pchg每预定时间δt的变化量，并且是指涡轮增压压力pchg的变化速度。预定时间δt是例如图10的流程图(稍后描述)被重复执行的时间间隔。
[0071]
平缓率设定单元104设定用于缓慢变化处理的平缓率τ。平缓率τ表示在缓慢变化
处理中当前发动机工作点openg(以下称为“当前发动机工作点openg_c”)向目标发动机工作点opengtgt变化时的变化速度与不执行缓慢变化处理时的变化速度进行比较的延迟程度。平缓率τ可以被定义为例如上升率之比，其是“不执行缓慢变化处理时的上升率”与“执行缓慢变化处理时的上升率”之比，其中上升率是在从当前发动机工作点openg_c向目标发动机工作点opengtgt变化的时间段期间发动机转速ne或发动机输出pe的每单位时间的增加量。即，在执行缓慢变化处理时在使发动机转速ne或发动机输出pe以预定的上升率变化的速率处理中，平缓率τ是“执行缓慢变化处理时的预定上升率”与“不执行缓慢变化处理时的上升率”之比的倒数。可期望的是，平缓率τ为大约“1.1”至“2.5”的值。平缓率τ可以例如被定义为“执行缓慢变化处理时的变化时间”与“不执行缓慢变化处理时的变化时间”之比，其中变化时间是当前发动机工作点openg_c朝向目标发动机工作点opengtgt变化预定的发动机转速ne的变化时间。在下面描述的图11的缓慢变化处理中使用的平缓率τ的平均值为“当执行缓慢变化处理时的变化时间t
1”与“当不执行缓慢变化处理时的变化时间t
0”的变化时间比(＝t1/t0)。在任何情况下，发动机工作点openg的变化速度都随着平缓率τ的增大而减小，并且发动机工作点openg的变化速度随着平缓率τ的减小而增大。在该实施例中，平缓率τ是大于1的值。
[0072]
图7是图示出发动机转速的变化量δne[rpm]与平缓率τ之间的关系的图。发动机转速的变化量δne是基于车辆加速期间的加速器操作量θacc的增加的发动机转速ne每预定时间δt的变化量，并且是指发动机转速ne的变化速度。将涡轮增压压力的变化量δpchg较小时的平缓率τ设定为比量δpchg较大时的平缓率小的值。这意味着，当除涡轮增压压力的变化量δpchg以外的条件相同时(例如，图7所示的发动机转速的变化量δne相同的条件)，将涡轮增压压力的变化量δpchg较小时的平缓率τ设定为比量δpchg较大时的平缓率小的值，但并不意味着当除涡轮增压压力的变化量δpchg以外的条件不同时，总是将涡轮增压压力的变化量δpchg较小时的平缓率τ设定为比量δpchg较大时的平缓率小的值。将发动机转速的变化量δne较大时的平缓率τ设定为比量δne较小时的平缓率大的值。这意味着，当发动机转速的变化量δne以外的条件相同时(例如，图7所示的涡轮增压压力的变化量δpchg相同的条件)，将发动机转速的变化量δne较大时的平缓率τ设定为比量δne较小时的平缓率大的值，但并不意味着当除发动机转速的变化量δne以外的条件不同时，总是将发动机转速的变化量δne较大时的平缓率τ设定为比量δne较小时的平缓率大的值。
[0073]
图8是图示出要求驱动力的变化量δpwdem[n]与平缓率τ之间的关系的图。要求驱动力的变化量δpwdem是基于车辆加速期间的加速器操作量θacc的增加的要求驱动力pwdem每预定时间δt的变化量，并且是指要求驱动力pwdem的变化速度。如上面所述的图7所示，将涡轮增压压力的变化量δpchg较小时的平缓率τ设定为比量δpchg较大时的平缓率小的值。将要求驱动力的变化量δpwdem较大时的平缓率τ设定为比量δpwdem较小时的平缓率大的值。这意味着，当要求驱动力的变化量δpwdem以外的条件相同时(例如，图8中所示的涡轮增压压力的变化量δpchg相同的条件)，将要求驱动力的变化量δpwdem较大时的平缓率τ设定为比量δpwdem较小时的平缓率大的值，但并不意味着当除要求驱动力的变化量δpwdem以外的条件不同时，总是将要求驱动力的变化量δpwdem较大时的平缓率τ设定为比量δpwdem较小时的平缓率大的值。
[0074]
图9是图示出转矩辅助率rasst[％]与平缓率τ之间的关系的图。转矩辅助率rasst
是mg2转矩tm(其是第二旋转机mg2的输出转矩)对驱动转矩tw的贡献度，具体而言，是mg2转矩tm与驱动转矩tw(＝td+tm)之比{＝tm/(td+tm)}。如上面图7所示，将涡轮增压压力的变化量δpchg较小时的平缓率τ设定为比量δpchg较大时的平缓率小的值。将转矩辅助率rasst较小时的平缓率τ设定为比转矩辅助率rasst较大时的平缓率大的值。这意味着，在除转矩辅助率rasst以外的条件相同时(例如，图9所示的涡轮增压压力的变化量δpchg相同的条件)，将转矩辅助率rasst较小时的平缓率τ设定为比转矩辅助率rasst较大时的平缓率大的值，但不意味着当除转矩辅助率rasst以外的条件不同时，总是将转矩辅助率rasst较小时的平缓率τ设定为比转矩辅助率rasst较大时的平缓率大的值。
[0075]
如图7至图9所述，平缓率设定单元104通过使用用于缓慢变化处理的涡轮增压压力的变化量δpchg、发动机转速的变化量δne、要求驱动力的变化量δpwdem以及转矩辅助率rasst的变量来设定平缓率τ。即，平缓率设定单元104根据涡轮增压压力的变化量δpchg、发动机转速的变化量δne、要求驱动力的变化量δpwdem和转矩辅助率rasst来设定平缓率τ。
[0076]
驱动控制器106包括作为发动机控制器的功能、作为旋转机控制器的功能和作为动力传递切换单元的功能，并且通过使用这些功能，对发动机12、第一旋转机mg1和第二旋转机mg2进行混合动力驱动控制，并且对动力传递装置14中设置的变速器进行变速控制。作为发动机控制器的功能是控制发动机12的操作的发动机控制单元。作为旋转机控制器的功能是通过逆变器52控制第一旋转机mg1和第二旋转机mg2的运转的旋转机控制单元。作为动力传递切换单元的功能是控制变速单元58中的动力传递状态的切换的动力传递切换控制单元。
[0077]
当车辆10处于hv行驶模式时，驱动控制器106输出发动机控制命令信号se和旋转机控制命令信号smg以通过发动机12、第一旋转机mg1和第二旋转机mg2中的至少一个动力源实现要求驱动力pwdem。发动机12由发动机控制命令信号se控制，使得发动机工作点openg成为由目标工作点设定单元102设定的目标发动机工作点opengtgt。第一旋转机mg1和第二旋转机mg2由旋转机控制命令信号smg控制，使得第一旋转机mg1和第二旋转机mg2的输出转矩分别为由目标工作点设定单元102计算出的hv行驶模式下的mg1转矩tg和mg2转矩tm。具体地，驱动控制器106控制发动机控制装置50和逆变器52，使得发动机工作点openg为目标发动机工作点opengtgt。在涡轮增压压力pchg下，通过反馈来控制wgv 30的阀门开度，使得由涡轮增压压力传感器40检测到的实际涡轮增压压力pchg是用于实现要求发动机输出pedem的目标涡轮增压压力pchgtgt。
[0078]
驱动控制器106基于所建立的行驶模式来控制离合器c1和制动器b1的每个接合操作。驱动控制器106将用于接合和/或释放离合器c1和制动器b1中的每一个的液压控制命令信号sp输出至液压控制回路84，使得能够实现在建立的行驶模式下行驶用的动力传递。
[0079]
图10是图示出电子控制单元100的控制操作的主要部分的流程图的示例。图10是车辆10处于hv行驶模式时的示例。图10的流程图以预定的时间间隔δt(例如几微秒)重复执行。
[0080]
首先，在与目标工作点设定单元102的功能相对应的步骤s10中，进行要求驱动力pwdem是否变化的判定。例如基于加速器操作量θacc是否变化来判定要求驱动力pwdem是否变化。例如，在加速器操作量θacc由于驾驶员的加速踏板踩下操作而正在增加的时间段期
间，判定要求驱动力pwdem正在变化。另一方面，例如，在驾驶员的加速踏板踩下操作结束并且加速器操作量θacc停止增加以保持在恒定值的时间段(图11中所示的时刻t2之后的时间段)期间，判定要求驱动力pwdem没有变化。当步骤s10中的判定为肯定时，执行步骤s20。当步骤s10中的判定是否定的时，执行步骤s30。当步骤s10中的判定为否定时，要求驱动力的变化量δpwdem为零。
[0081]
在与目标工作点设定单元102的功能相对应的步骤s20中，计算要求驱动力的变化量δpwdem。例如，将要求驱动力的变化量δpwdem计算为在此次执行流程图时通过将实际加速器操作量θacc和车速v应用于驱动力图而获得的要求驱动力pwdem与在前次执行流程图时通过将实际加速器操作量θacc和车速v应用于驱动力图而获得的要求驱动力pwdem之间的差。然后，执行步骤s30。
[0082]
在与目标工作点设定单元102的功能相对应的步骤s30中，计算涡轮增压压力的变化量δpchg、发动机转速的变化量δne和转矩辅助率rasst。例如，将涡轮增压压力的变化量δpchg计算为在此次执行流程图时由涡轮增压压力传感器40检测到的涡轮增压压力pchg与在前次执行流程图时由涡轮增压压力传感器40检测到的涡轮增压压力pchg之间的差。例如，发动机转速ne被计算为在此次执行流程图时由发动机转速传感器88检测到的发动机转速ne与在前次执行流程图时由发动机转速传感器88检测到的发动机转速ne之间的差。例如，通过mg2转矩tm与驱动转矩tw(＝td+tm)之比{＝tm/(td+tm)}来计算转矩辅助率rasst，但是在本实施例中转矩辅助率rasst被设定为恒定值。然后，执行步骤s40。
[0083]
在与平缓率设定单元104的功能相对应的步骤s40中，根据在步骤s20中计算出的要求驱动力的变化量δpwdem、在步骤s30中计算出的涡轮增压压力的变化量δpchg、发动机转速的变化量δne以及转矩辅助率rasst来设定平缓率τ。然后，执行步骤s50。
[0084]
在与目标工作点设定单元102的功能相对应的步骤s50中，发动机工作点openg被设定为使得发动机输出pe通过基于步骤s40中设定的平缓率τ的缓慢变化处理而缓慢变化。然后，执行步骤s60。
[0085]
在与驱动控制器106的功能相对应的步骤s60中，执行发动机12的发动机控制、第一旋转机mg1和第二旋转机mg2的旋转机控制以及变速单元58的动力传递切换控制。然后，执行返回。
[0086]
图11是当图10所示的电子控制单元100的控制操作被执行时的时序图的示例。
[0087]
在图11中，横轴为时间t[ms]，纵轴从顶部依次为发动机转矩te、发动机转速ne、mg1转矩tg、mg1转速ng、mg2转矩tm、mg2转速nm和加速器操作量θacc。在图11中，为了进行比较，实线示出了执行缓慢变化处理时的时序图，而虚线示出了未执行缓慢变化处理时的时序图。
[0088]
例如在时刻t1，驾驶员的加速踏板踩下操作开始，并且加速器操作量θacc开始增加。在时刻t2，驾驶员的加速踏板踩下操作结束，并且加速器操作量θacc的增加停止。在时刻t2之后，时刻t2的加速器操作量θacc被维持。
[0089]
从时刻t1到时刻t2，要求驱动力pwdem由于加速器操作量θacc的增加而增大。依次计算涡轮增压压力的变化量δpchg、发动机转速的变化量δne、要求驱动力的变化量δpwdem和转矩辅助率rasst(恒定值)。发动机12、第一旋转机mg1和第二旋转机mg2被控制为使得通过使用根据计算出的涡轮增压压力的变化量δpchg、发动机转速的变化量δne、要
求驱动力的变化量δpwdem以及转矩辅助率rasst(恒定值)设定的平缓率τ，发动机工作点openg缓慢地变化。
[0090]
从时刻t2到时刻t4，由于加速器操作量θacc没有变化，因此要求驱动力的变化量δpwdem为零。从时刻t2到时刻t4，根据涡轮增压压力pchg的响应性依次计算涡轮增压压力的变化量δpchg。还依次计算发动机转速的变化量δne和转矩辅助率rasst(恒定值)。发动机12、第一旋转机mg1和第二旋转机mg2被控制为使得通过使用根据计算出的涡轮增压压力的变化量δpchg、发动机转速的变化量δne、要求驱动力的变化量δpwdem(零)和转矩辅助率rasst(恒定值)而设定的平缓率τ，发动机工作点openg缓慢地变化。
[0091]
从时刻t1到时刻t4，由于发动机工作点openg被控制为使得发动机输出pe通过使用平缓率τ的缓慢变化处理而缓慢变化，因此发动机转矩te和发动机转速ne逐渐增加。在时刻t4，达到与驾驶员的加速踏板踩下操作后的加速器操作量θacc相对应的要求驱动力pwdem。因此，在时刻t4之后，维持在时刻t4的发动机转速ne和发动机转矩te。时刻t1是缓慢变化处理的开始时刻，而时刻t4是缓慢变化处理的结束时刻。
[0092]
从时刻t1到时刻t4，由于mg1转矩tg和mg1转速ng被控制成为这样的mg1转矩tg和mg1转速ng：其被计算为使得发动机输出pe成为通过使用平缓率τ的缓慢变化处理而缓慢变化的发动机工作点openg，因此mg1转矩tg和mg1转速ng逐渐增加。在时刻t4之后，维持在时刻t4的mg1转矩tg和mg1转速ng。
[0093]
从时刻t1到时刻t2，mg2转矩tm逐渐增加为使得与通过使用平缓率τ的缓慢变化处理而缓慢变化的发动机工作点openg相对应地，通过将直接传递到发动机的转矩td与其mg2转矩tm相结合而能够缓慢地获得要求驱动转矩twdem。在时刻t2之后，维持在时刻t2的mg2转矩tm。从时刻t1到时刻t4以及时刻t4之后，维持在时刻t1的mg2转速nm。
[0094]
当由图11中的虚线表示缓慢变化处理未被执行时，在时刻t3，达到与驾驶员的加速踏板踩下操作后的加速器操作量θacc相对应的要求驱动力pwdem。关于从发动机12输出的发动机输出pe达到要求驱动力pwdem的时刻，未执行缓慢变化处理时的时刻t3比执行缓慢变化处理时的时刻t4早。
[0095]
根据实施例，包括：(a)目标工作点设定单元102，其基于加速器操作量θacc计算车辆10所要求的要求驱动力pwdem，并基于计算出的要求驱动力pwdem，通过用于获得相对于实现要求驱动力pwdem的要求发动机输出pedem缓慢变化的发动机输出pe的缓慢变化处理来设定目标发动机工作点opengtgt；(b)平缓率设定单元104，其根据发动机12中的涡轮增压压力的变化量δpchg来改变用于缓慢变化处理的平缓率τ，并且将涡轮增压压力的变化量δpchg较小时的平缓率τ设定为比涡轮增压压力的变化量δpchg较大时的平缓率小的值；以及(c)驱动控制器106，其控制发动机12和无级变速器60，使得发动机工作点openg成为目标发动机工作点opengtgt。当在车辆加速期间涡轮增压压力的变化量δpchg较大时，即，当在涡轮增压压力pchg的响应较快时，容易产生橡皮圈的感觉。另一方面，当在车辆加速期间涡轮增压压力的变化量δpchg较小时，即，当涡轮增压压力pchg的响应较慢时，不易产生橡皮圈的感觉。然而，由于涡轮增压压力pchg的响应延迟与缓慢变化处理的结合而引起的迟滞感，驾驶感受很可能会变差。如本实施例中那样，当涡轮增压压力的变化量δpchg较大时，将用于缓慢变化处理的平缓率τ设定为相对较大的值，从而抑制了橡皮圈的感觉，并且当涡轮增压压力的变化量δpchg较小时，将用于缓慢变化处理的平缓率被设定为相对
较小的值，从而抑制了迟滞感。以这种方式，通过缓慢变化处理抑制了橡皮圈的感觉，从而使得当涡轮增压压力的变化量δpchg较小时可以抑制驾驶感受的变差并且抑制迟滞感。
[0096]
根据本实施例，平缓率设定单元104还根据发动机转速的变化量δne来改变平缓率τ，并且将发动机转速的变化量δne较大时的平缓率τ设定为比量δne较小时的平缓率大的值。当发动机转速的变化量δne较大时，所谓的橡皮圈的感觉趋于显着，但是当发动机转速的变化量δne较大时，将平缓率设定为相对较大的值，从而抑制橡皮圈的感觉，因此驾驶感受得到改善。
[0097]
根据本实施例，平缓率设定单元104还根据要求驱动力的变化量δpwdem来改变平缓率τ，并且将要求驱动力的变化量δpwdem较大时的平缓率τ设定为比量δpwdem较小时的平缓率大的值。当要求驱动力的变化量δpwdem较大时，车速v显著增加，因此容易产生橡皮圈的感觉。但是，由于在要求驱动力的变化量δpwdem较大时，将平滑率设定为相对较大的值，从而抑制了橡皮圈的感觉，因此驾驶感受得到改善。
[0098]
根据本实施例，(a)车辆10包括连接至动力传递路径pt的第二旋转机mg2，并且(b)平缓率设定单元104根据第二旋转机mg2的转矩辅助率rasst来改变平缓率τ，并且将转矩辅助率rasst较小时的平缓率τ设定为比转矩辅助率rasst较大时的平缓率大的值。当第二旋转机mg2的转矩辅助率rasst较小时，发动机12的工作点的变化大于当转矩辅助率较大时的变化，结果容易产生橡皮圈的感觉。当转矩辅助率rasst较小时，平缓率τ被设定为比转矩辅助率rasst较大时的平缓率大的值，因此发动机12的工作点可以更缓慢地变化。以这种方式，抑制橡皮圈的感觉，因此驾驶感受得到改善。
[0099]
图12是其上安装有根据本发明第二实施例的电子控制单元200的车辆210的示意性构造图，并且是图示出用于车辆210中的各种控制的控制功能的主要部分的功能框图。车辆210是包括发动机12、第一旋转机mg1、第二旋转机mg2、动力传递装置214和驱动轮16的混合动力车辆。在第二实施例中，相同的附图标记被赋予与第一实施例中的功能基本上相同的部分，并且将适当地省略描述。
[0100]
通过由电子控制单元200(稍后描述)控制设置在车辆210中的发动机控制装置50来控制发动机12的发动机转矩te。
[0101]
第一旋转机mg1和第二旋转机mg2中的每一个通过设置在车辆210中的逆变器252连接到车辆210中所设置的电池54。在第一旋转机mg1和第二旋转机mg2中，mg1转矩tg和mg2转矩tm分别由电子控制单元200(稍后描述)控制逆变器252来控制。
[0102]
动力传递装置214包括电动无级变速单元258、机械式有级变速单元260等，它们在作为安装到车身的非旋转构件的壳体256中在公共轴线上串联布置。无级变速单元258通过减震器(未示出)等直接或间接地连接至发动机12。有级变速单元260连接至无级变速单元258的输出侧。动力传递装置214包括连接至输出轴274的差速器68、一对连接至差速器68的车轴78等，输出轴274是有级变速单元260的输出旋转构件。在动力传递装置214中，从发动机12和第二旋转机mg2输出的动力被传递至有级变速单元260。传递至有级变速单元260的动力通过差速器68等传递至驱动轮16。如上所述配置的动力传递装置214适合用于前发动机后驱动(fr)系统的车辆。无级变速单元258、有级变速单元260等相对于公共轴线大致对称地构造，在图12中省略了该轴线的下半部分。公共轴线是发动机12的曲轴和连接到曲轴的输入轴272的轴线。动力传递装置214中的无级变速单元258、有级变速单元260、差速器68
和车轴78形成设置在发动机12与驱动轮16之间的动力传递路径pt。注意的是，该实施例的第二旋转机mg2对应于本发明中的“旋转机”。
[0103]
无级变速单元258包括作为动力分配装置的差动机构280，其将发动机12的动力机械地分配到第一旋转机mg1和作为无级变速单元258的输出旋转构件的中间传递构件276。第一旋转机mg1是发动机12的动力传递到的旋转机。第二旋转机mg2连接到中间传递构件276以传递动力。由于中间传递构件276通过有级变速单元260连接至驱动轮16，因此第二旋转机mg2是连接至驱动轮16以传递动力的旋转机。差动机构280是对发动机12的动力进行分配以将分配的动力传递至驱动轮16和第一旋转机mg1的差动机构。无级变速单元258是电动无级变速器，其中通过控制第一旋转机mg1的运转状态来控制差动机构280的差动状态。第一旋转机mg1是能够控制发动机转速ne的旋转机。另外，无级变速单元258对应于本发明中的“无级变速器”。
[0104]
差动机构280是已知的单小齿轮型行星齿轮装置，包括太阳齿轮s1、行星齿轮架ca1和齿圈r1。
[0105]
有级变速单元260是作为有级变速器的机械变速机构，其构成了中间传递构件276和驱动轮16之间的动力传递路径pt的一部分，即是构成差动机构280与驱动轮16之间的动力传递路径pt的一部分的自动变速器。中间传递构件276还用作有级变速单元260的输入旋转构件。有级变速单元260是已知的行星齿轮式自动变速器，例如包括第一行星齿轮装置282a和第二行星齿轮装置282b的多个行星齿轮装置，以及离合器c1、离合器c2、制动器b1、制动器b2以及单向离合器f1的多个接合装置。在下文中，除非另外说明，否则将离合器c1、离合器c2、制动器b1和制动器b2简称为接合装置cb。第一行星齿轮装置282a是已知的单小齿轮型行星齿轮装置，包括太阳齿轮s2、行星齿轮架ca2和齿圈r2。第二行星齿轮装置282b是已知的单小齿轮型行星齿轮装置，包括太阳齿轮s3、行星齿轮架ca3和齿圈r3。
[0106]
差动机构280、第一行星齿轮装置282a、第二行星齿轮装置282b、接合装置cb、单向离合器f1、第一旋转机mg1和第二旋转机mg2如图12所示连接。在差动机构280中，行星齿轮架ca1用作输入元件，太阳齿轮s1用作反作用元件，并且齿圈r1用作输出元件。
[0107]
接合装置cb是液压摩擦接合装置。接合装置cb通过从设置在车辆210中的液压控制回路284中的电磁阀sl1至sl4等中的每个输出的调节后的接合液压来改变接合转矩，该接合转矩是每个接合装置cb的转矩容量。由此，接合装置cb在诸如接合和释放的操作状态之间被切换。
[0108]
在有级变速单元260中，通过切换多个接合装置cb的操作状态的组合，形成具有不同变速比γat(＝at输入转速nati[rpm]/at输出转速nato[rpm])的多个档位中的任何一个档位。在本实施例中，由有级变速单元260形成的档位被称为at档位。at输入转速nati是有级变速单元260的输入转速，具有与中间传递构件276的转速相同的值，并且具有与mg2转速nm相同的值。at输出转速nato是作为有级变速单元260的输出旋转构件的输出轴274的转速，也是复合变速器262的输出转速，复合变速器262是包括无级变速单元258和有级变速单元260的整个变速器。
[0109]
图13是图示出图12所示的有级变速单元260的变速操作和用于其的接合装置cb的操作状态的组合之间的关系的接合操作表。有级变速单元260包括作为多个at档位的at第一档位(图13所示的“1st”)至at第四档位(图13所示的“4th”)，即四个前进at档位。at第一
档位的变速比γat最大，并且随着at档位越高，变速比γat越小。倒车at档位(图13所示的“rev”)例如通过离合器c1的接合和制动器b2的接合而形成。即，如稍后将描述的，例如当车辆沿后退方向行驶时，建立at第一档位。在图13中，“o”标记表示接合状态，“δ”标记表示在发动机制动或有级变速单元260的滑行降档期间的接合状态，并且“空白”表示释放。滑行降档例如是在加速器关闭(加速器操作量θacc为零或基本为零)的减速行驶期间通过车速v的降低而执行的降档之中的在加速器关闭的减速行驶状态下执行的降档。
[0110]
在有级变速单元260中，由电子控制单元200(稍后描述)来切换根据加速器操作量θacc(其是驾驶员的加速器操作量)、车速v等形成的at档位，即选择性地形成多个at档位。例如，在有级变速单元260的变速控制中，通过接合装置cb的任何重新啮合来执行变速，即执行所谓的离合器至离合器切换，其中通过在接合装置cb的接合和释放之间切换来执行变速。
[0111]
车辆210还包括单向离合器f0(见图12)。单向离合器f0是能够将行星齿轮架ca1固定为其不能旋转的锁定机构。即，单向离合器f0是能够将与发动机12的曲轴连接并与行星齿轮架ca1一体旋转的输入轴272固定在壳体256上的锁定机构。在单向离合器f0中，两个可相对旋转的构件中的一个与输入轴272一体地连接，而另一个与壳体256一体地连接。单向离合器f0在正旋转方向上空转，该正旋转方向是在发动机12的运转期间的旋转方向，并且在与发动机12运转期间的旋转方向相反的旋转方向上自动接合。因此，当单向离合器f0空转时，发动机12处于能够相对于壳体256旋转的状态。另一方面，当单向离合器f0被接合时，发动机12不处于能够相对于壳体256旋转的状态。即，发动机12通过单向离合器f0的接合而被固定至壳体256。因此，单向离合器f0允许行星齿轮架ca1沿正旋转方向旋转，该正旋转方向是发动机12的运转期间的旋转方向，并且抑制行星齿轮架ca1沿负旋转方向的旋转。即，单向离合器f0是允许发动机12在正旋转方向上旋转并且抑制发动机12在负旋转方向上旋转的锁定机构。
[0112]
车辆210包括作为控制器的电子控制单元200，电子控制单元200包括与发动机12、第一旋转机mg1、第二旋转机mg2等的控制有关的车辆210的控制装置。电子控制单元200具有与第一实施例中所示的电子控制单元100相同的配置。与输入至电子控制单元100的那些信号类似的各种信号等被输入至电子控制单元200。从电子控制单元200输出与电子控制单元100输出的那些命令信号类似的各种命令信号。类似于电子控制单元100，电子控制单元200具有与目标工作点设定单元102、平缓率设定单元104和驱动控制器106的功能类似的功能。因此，如在第一实施例中，当涡轮增压压力的变化量δpchg较大时，用于缓慢变化处理的平缓率τ被设定为相对较大的值，从而抑制橡皮圈的感觉，并且当涡轮增压压力的变化量δpchg较小时，将用于缓慢变化处理的平缓率设定为相对较小的值，从而抑制迟滞感。通过控制发动机12和作为无级变速器的差动机构280，将发动机工作点openg设定为目标发动机工作点opengtgt。电子控制单元200对应于本发明中的“控制装置”。
[0113]
根据本实施例，可以获得与上述第一实施例相同的效果。
[0114]
图14是其上安装有根据本发明第三实施例的电子控制单元300的车辆310的示意性配置图，并且是图示出用于车辆310中的各种控制的控制功能的主要部分的功能框图。车辆310是包括发动机12、旋转机mg、动力传递装置314以及驱动轮16的混合动力车辆。在第三实施例中，在功能上与第一实施例中的部分基本相同的部分被赋予相同的附图标记，并且
将适当地省略描述。
[0115]
通过由电子控制单元300(稍后描述)控制设置在车辆310中的发动机控制装置50来控制发动机12的发动机转矩te。
[0116]
旋转机mg是具有作为电动机的功能和作为发电机的功能的旋转电机，并且是所谓的电动发电机。旋转机mg通过设置在车辆310中的逆变器352与设置在车辆310中的电池54连接。在旋转机mg中，通过电子控制单元300(稍后描述)控制逆变器352来控制mg转矩tmg(其是旋转机mg的输出转矩)。电池54利用旋转机mg产生的电力wg充电，并且诸如空调等的辅助设备消耗产生的电力。旋转机mg通过使用来自电池54的电力来输出mg转矩tmg。
[0117]
动力传递装置314包括离合器k0、自动变速器362等。自动变速器362的输入旋转构件通过离合器k0连接至发动机12，并且还直接连接至旋转机mg。动力传递装置314包括连接至自动变速器362的输出侧的差速器68、连接至差速器68的一对车轴78等。在动力传递装置314中，发动机12的动力依次通过离合器k0、自动变速器362、差速器68、一对车轴78等传递到驱动轮16。旋转机mg的动力可以通过自动变速器362等传递到驱动轮16。发动机12和旋转机mg是用于车辆310行驶的动力源，它们被连接至驱动轮16以传递动力。动力传递装置314中的离合器k0、自动变速器362、差速器68和车轴78形成设置在发动机12和驱动轮16之间的动力传递路径pt。旋转机mg还具有作为起动器的功能，其在离合器k0被接合时使发动机12起动。注意，本实施例的旋转机mg对应于本发明中的“旋转机”。
[0118]
离合器k0是液压摩擦接合装置，其使发动机12与驱动轮16之间的动力传递路径pt连接和断开。
[0119]
自动变速器362是已知的无级变速器，例如带式无级变速器，包括例如初级带轮、次级带轮以及缠绕在带轮上的传动带。在自动变速器362中，通过由后述的电子控制单元300控制的液压控制回路384来改变初级带轮和次级带轮的v槽宽度，并且传动带的钩挂直径(有效直径)也相应改变。以这种方式，自动变速器362的变速比γat被无级地改变。另外，自动变速器362对应于本发明中的“无级变速器”。
[0120]
在车辆310中，在离合器k0被释放并且发动机12的运转停止的状态下，通过使用来自电池54的电力，仅使用旋转机mg作为行驶用动力源的ev行驶是可能的。在车辆310中，在离合器k0被接合的状态下，通过使发动机12运转，至少使用发动机12作为行驶用动力源的hv行驶是可能的。
[0121]
车辆310在离合器k0被接合的状态下具有发动机行驶模式和hv行驶模式，其中在发动机行驶模式下，车辆仅使用发动机12作为动力源而行驶，并且在hv行驶模式下，车辆使用发动机12和旋转机mg作为动力源行驶。在发动机行驶模式和hv行驶模式的任何一个中，当车辆310所要求的要求驱动力pwdem变化时，通过用于获得相对于实现要求驱动力pwdem的要求发动机输出pedem缓慢变化的发动机输出pe的缓慢变化处理来设定目标发动机工作点opengtgt。
[0122]
车辆310包括作为控制器的电子控制单元300，电子控制单元300包括与发动机12、旋转机mg等的控制有关的车辆310的控制装置。电子控制单元300具有与第一实施例中所示的电子控制单元100相同的配置。与输入到电子控制单元100的那些信号类似的各种信号等被输入到电子控制单元300。但是，输入的是由mg转速传感器(未示出)感测到的作为旋转机mg的转速的mg转速nmg[rpm]，而不是mg1转速ng和mg2转速nm。从电子控制单元300输出与电
子控制单元100输出的那些命令信号类似的各种命令信号。但是，旋转机控制命令信号smg是用于控制旋转机mg的命令信号。类似于电子控制单元100，电子控制单元300具有与目标工作点设定单元102、平缓率设定单元104和驱动控制器106的功能类似的功能。因此，如在第一实施例中，当涡轮增压压力的变化量δpchg较大时，用于缓慢变化处理的平缓率τ被设定为相对较大的值，从而抑制橡皮圈的感觉，并且当涡轮增压压力的变化量δpchg较小时，将用于缓慢变化处理的平缓率设定为相对较小的值，从而抑制迟滞感。通过控制发动机12和作为无级变速器的自动变速器362，将发动机工作点openg设定为目标发动机工作点opengtgt。电子控制单元300对应于本发明中的“控制装置”。
[0123]
根据本实施例，可以获得与上述第一实施例相同的效果。
[0124]
尽管已经参考附图详细描述了本发明的各实施例，但是本发明可应用于其他模式。
[0125]
在上述第一实施例的图10的流程图中，将平缓率τ设定为涡轮增压压力的变化量δpchg、发动机转速的变化量δne、要求驱动力的变化量δpwdem和转矩辅助率rasst这四个变量，但不限于此模式。例如，可以至少使用这四个变量中的涡轮增压压力的变化量δpchg作为变量来设定平缓率τ。当涡轮增压压力的变化量δpchg作为变量被包括时，将涡轮增压压力的变化量δpchg较大时的平缓率τ设定为比量δpchg较小时的平缓率大的值，从而抑制橡皮圈的感觉，并且将涡轮增压压力的变化量δpchg较小时的平缓率设定为比量δpchg较大时的平缓率小的值，从而抑制迟滞感。
[0126]
在上述第一至第三实施例中，当要求驱动力pwdem由于加速器操作量θacc的增加而变化时，转矩辅助率rasst是恒定值，但是不限于此模式。例如，当要求驱动力pwdem由于加速器操作量θacc的增加而变化时，可以增加转矩辅助率rasst。
[0127]
在上述第一至第三实施例中，基于平缓率τ的缓慢变化处理延迟了发动机工作点openg朝向目标发动机工作点opengtgt在通过最大效率线leng的路径a上的变化速度，但是，发动机工作点openg可以变化为暂时离开最大效率线leng。例如，在基于平缓率τ的缓慢变化处理中，发动机工作点openg可以在与路径a相比发动机转矩te更快地增加并且发动机转速ne更缓慢地增加的路径上变化，例如上述第一实施例的图4所示的路径b。在这种配置的情况下，随着平缓率τ越大，发动机工作点openg在越远离路径a的路径上变化，即，在发动机转速ne更缓慢地增加的路径，从而使得能够获得具有基本上延迟的变化速度的发动机输出pe。因此，通过缓慢地使发动机输出pe变化来抑制橡皮圈的感觉。
[0128]
在上述第一至第三实施例中，通过示例的方式平缓率τ被定义为在发动机工作点从当前发动机工作点openg_c向目标发动机工作点opengtgt变化的时间段期间发动机转速ne或发动机输出pe的上升率的比或变化时间的比，但是平缓率不限于此。例如，平缓率τ可以被定义为一阶延迟函数的时间常数。
[0129]
在上述第一实施例中，车辆10可以是未设置变速单元58并且发动机12连接至差动单元60的车辆。差动单元60可以是能够通过控制连接到第二行星齿轮机构82的旋转元件的离合器或制动器来限制差动作用的机构。此外，第二行星齿轮机构82可以是双小齿轮型行星齿轮装置。此外，第二行星齿轮机构82可以是其中多个行星齿轮装置彼此连接以具有四个以上旋转元件的差动机构。第二行星齿轮机构82可以是其中第一旋转机mg1和主动齿轮74分别连接到由发动机12驱动旋转的小齿轮和与小齿轮啮合的一对锥齿轮的差动齿轮装
置。第二行星齿轮机构82可以是具有以下结构的机构：其中两个以上的行星齿轮装置通过构成行星齿轮机构的一些旋转元件彼此连接，并且发动机12、第一旋转机mg1和驱动轮16分别连接到行星齿轮装置的旋转元件以传递动力。
[0130]
在上述第二实施例中，单向离合器f0被例示为能够以不可旋转的状态固定行星齿轮架ca1的锁定机构，但是本发明不限于该模式。该锁定机构例如可以是用于选择性地连接输入轴272和壳体256的接合装置，诸如啮合式离合器、诸如离合器和制动器的液压摩擦啮合装置、干式接合装置、电磁摩擦接合装置、磁粉式离合器。或者，车辆210不一定需要包括单向离合器f0。
[0131]
在第一至第三实施例中，涡轮增压器18是已知的排气涡轮式涡轮增压器，但不限于该模式。例如，涡轮增压器18可以是由发动机或电动机旋转驱动的机械泵式涡轮增压器。此外，作为涡轮增压器，可以组合设置排气涡轮式涡轮增压器和机械泵式涡轮增压器。
[0132]
在上述第一至第三实施例中，车辆10、210和310是分别包括第一旋转机mg1和第二旋转机mg2或旋转机mg的混合动力车辆，但不限于此。例如，本发明还可应用于不包括旋转机并且仅包括作为内燃机的发动机12(具有涡轮增压器18)作为动力源的车辆。
[0133]
应当注意，以上描述内容仅是各实施例，并且在不脱离本发明的精神的前提下，可以基于本领域技术人员的知识以各种修改和改进的形式实现本发明。

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