混合动力车辆的控制装置的制作方法

本发明涉及一种混合动力车辆的控制装置，该混合动力车辆包括具有涡轮增压器的发动机和旋转机。

背景技术：

众所周知一种用于混合动力车辆的控制装置，其中，混合动力车辆包括：发动机，具有涡轮增压器；旋转调节装置，能够机械地调节发动机的发动机转速；驱动轮，发动机的动力传递至该驱动轮；以及连接到驱动轮以传递动力的旋转机。例如，在日本未经审查的专利申请公开第2013-252803号(jp2013-252803a)中公开了用于混合动力车辆的控制装置。这里，在配备有具有涡轮增压器的发动机的车辆中，当在加速要求时涡轮增压压力处于低区域时，可能发生涡轮增压压力的上升延迟，并且发动机的输出转矩的上升可能会延迟。jp2013-252803a公开了提供电动机作为用于改变发动机转速的旋转调节装置，并且为了在相对于加速要求不具有任何过度或不足的情况下增大驱动转矩，控制电动机，以使当涡轮增压压力相对较低时，做出加速要求时的发动机转速的增加率比涡轮增压压力相对较高时快，从而发动机的排气迅速增大，促进了涡轮增压器的涡轮增压，因此，发动机的输出转矩迅速增大。

技术实现要素：

然而，如在jp2013-252803a中描述的技术中，当提高发动机转速的增加率以促进涡轮增压时，在发动机转速增加以增大发动机的输出转矩(即，驱动转矩)的时刻之后增加涡轮增压压力，换句话说，发动机转速增加之后是驱动转矩的增大。在这种情况下，驾驶员可能会感到不适，例如发动机转速突然增加的感觉。

鉴于以上情况做出了本发明，并且本发明的目的是提供一种混合动力车辆的控制装置，其能够在建立加速要求时的发动机转速的增加和驱动转矩的增大之间的适当的关系的同时，根据加速要求适当地增大驱动转矩。

本发明的方案涉及(a)混合动力车辆的控制装置，该混合动力车辆包括具有涡轮增压器的发动机、机械地调节发动机的发动机转速的旋转调节装置、发动机的动力传递至的驱动轮、连接到驱动轮以传递动力的旋转机。控制装置包括(b)转速控制器和(c)旋转机控制器。转速控制器被配置为控制旋转调节装置，使得当涡轮增压器的涡轮增压压力较低时，在根据加速要求增加发动机转速时发动机转速的变化率比涡轮增压压力较高时小。旋转机控制器被配置为当控制旋转调节装置以使发动机转速的变化率为与涡轮增压压力相对应的值时，控制旋转机的输出转矩，以补偿发动机的实际输出转矩相对于发动机所要求的要求输出转矩的不足的驱动转矩。

在根据本发明的方案的控制装置中，转速控制器可以被配置为控制旋转调节装置，使得发动机转速的变化率随着涡轮增压压力的增大而增大。

在根据本发明的方案的控制装置中，旋转调节装置可以是第一旋转机，发动机的动力被传递至该第一旋转机，并且控制输出转矩以使发动机转速达到目标值，并且旋转机可以是第二旋转机。

在根据本发明的方案的控制装置中，混合动力车辆可以包括差动机构，该差动机构对发动机的动力进行分配以将分配的动力传递至驱动轮和第一旋转机。

在根据本发明的方案的控制装置中，旋转调节装置可以是无级变速器，其将发动机的动力传递至驱动轮，并且，其中，控制变速比以使发动机转速达到目标值。

利用根据本发明的方案的控制装置，由于旋转调节装置被控制为使得当涡轮增压器的涡轮增压压力较低时，在根据加速要求增加发动机转速时发动机转速的变化率比涡轮增压压力较高时小，因此，能够在低涡轮增压压力区域中，以几乎不发生涡轮增压压力的上升延迟的低速来增加发动机转速。另外，当控制旋转调节装置使得发动机转速的变化率被设定为与涡轮增压压力相对应的值时，控制旋转机的输出转矩以补偿实际发动机转矩对于发动机所要求的要求输出发动机转矩的不足的驱动转矩。因此，即使当通过以慢速增加发动机转速而缓慢地增大发动机的输出转矩时，也通过旋转机的输出转矩来补偿不足的驱动转矩。因此，能够在建立加速要求时的发动机转速的增加与驱动转矩的增大之间的适当关系的同时，根据加速要求适当地增大驱动转矩。

利用根据本发明的方案的控制装置，由于旋转调节装置被控制为使得发动机转速的变化率随着涡轮增压压力的增大而增大，因此，涡轮增压压力的上升延迟几乎不会发生，并且在涡轮增压压力高的区域中，发动机转速以相对较高的速度增大。以这种方式，可以快速增大发动机的输出转矩。

利用根据本发明的方案的控制装置，在包括具有涡轮增压器的发动机、发动机的动力传递至的并且控制输出转矩以使发动机转速达到目标值的第一旋转机、以及连接到驱动轮以传递动力的第二旋转机的混合动力车辆中，能够在建立加速要求时的发动机转速的增加和驱动转矩的增大之间的适当的关系的同时，根据加速要求适当地增大驱动转矩。

此外，利用根据本发明的方案的控制装置，在包括具有涡轮增压器的发动机、对发动机的动力进行分配以将分配的动力传递至驱动轮和第一旋转机的差动机构、以及连接到驱动轮以传递动力的第二旋转机的混合动力车辆中，能够在建立加速要求时的发动机转速的增加与驱动转矩的增大之间的适当的关系的同时，根据加速要求适当地增大驱动转矩。

此外，利用根据本发明的方案的控制装置，在包括具有涡轮增压器的发动机、将所述发动机的所述动力传递至所述驱动轮并且控制变速比以使发动机转速达到目标值的无级变速器、以及连接到驱动轮以传递动力的旋转机的混合动力车辆中，能够在建立加速要求时的发动机转速的增加与驱动转矩的增大之间的适当的关系的同时，根据加速要求适当地增大驱动转矩。

附图说明

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，相同的标号示出相同的元件，并且其中：

图1是示出应用本发明的车辆的概略配置的图，并且示出了用于车辆中的各种控制的控制功能和控制系统的主要部分；

图2是示出发动机的概略构造的图；

图3是相对地示出差动单元中的旋转元件的每一个的转速的列线图；

图4是示出最佳发动机工作点的示例的图；

图5是示出用于电动机行驶与混合动力行驶之间的切换控制的动力源切换映射图的示例的图；

图6是示出每个行驶模式下的离合器和制动器的操作状态的表格；

图7是示出在加速要求时的发动机转速(ne)上升率的示例的图；

图8是示出电子控制单元的控制操作的主要部分的流程图，即，用于在建立在加速要求时的发动机转速的增加和驱动转矩的增大之间的适当关系的同时，根据加速要求适当地增加驱动转矩的控制操作；

图9是示出当执行图8的流程图中所示的控制操作时的时序图的示例的图；

图10是示出应用了本发明并且与图1所示的车辆不同的车辆的概略配置的图；

图11是示出图10所示的机械式有级变速单元的变速操作与其中使用的接合装置的操组合之间的关系的操作图表；

图12是表示电气式无级变速单元和机械式有级变速单元的各旋转元件的转速之间的相对关系的列线图；以及

图13是示出应用了本发明的并且与图1和图10的车辆不同的车辆的概略配置的图。

具体实施方式

在下文中，将参考附图详细描述本发明的实施例。

图1是示出应用本发明的车辆10的概略配置，并且示出了用于车辆10中的各种控制的控制功能和控制系统的主要部分的图。在图1中，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。

图2是示出发动机12的概略构造的图。在图2中，发动机12是用于使车辆10行驶的动力源，并且是已知的内燃机，例如，包括涡轮增压器18的汽油发动机或柴油发动机，即，具有涡轮增压器18的发动机。进气管20设置在发动机12的进气系统中，进气管20连接到进气歧管22，进气歧管22附接到发动机主体12a。排气管24设置在发动机12的排气系统中，并且排气管24连接至排气歧管26，排气歧管26附接至发动机主体12a。涡轮增压器18是已知的排气涡轮型涡轮增压器，即，具有设置在进气管20中的压缩机18c和设置在排气管24中的涡轮18t的涡轮增压器。涡轮18t由排出气体(即排气)流驱动而旋转。压缩机18c连接至涡轮18t，并通过由涡轮18t旋转地驱动而压缩发动机12的吸入空气(即进气)。

排气管24与排气旁路28并行地设置，排气旁路28用于使涡轮18t旁通以使排气从涡轮18t的上游流向下游。排气旁路28设置有废气旁通阀(wgv)30，该废气旁通阀30用于连续地控制通过涡轮18t的排气与通过排气旁路28的排气之间的比率。通过稍后描述的电子控制单元100操作致动器(未示出)来连续地调节废气旁通阀30的阀开度。废气旁通阀30的阀开度越大，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的涡轮增压操作有效的发动机12的涡轮增压状态下，随着废气旁通阀30的阀开度增大，涡轮增压器18的涡轮增压压力pchg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。涡轮增压压力pchg的下部例如是表示涡轮增压器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，是表示没有涡轮增压器18的发动机中的进气的压力的部分。

空气滤清器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qair的空气流量计34设置在空气滤清器32的下游和压缩机18c上游的进气管20中。在压缩机18c下游的进气管20中设置有作为换热器的中间冷却器36，其通过执行进气与外部空气或冷却剂之间的热交换来冷却由涡轮增压器18压缩的进气。在中间冷却器36的下游且在进气歧管22的上游的进气管20中设置有电子节流阀38，通过使后面将描述的电子控制单元100操作节流阀致动器(未示出)来控制电子节流阀38的开闭。在中间冷却器36和电子节流阀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和用于检测作为进气的温度的进气温度thair的进气温度传感器42。在电子节流阀38的附近，例如，在节流阀致动器中，设置有用于检测作为电子节流阀38的开度的节流阀开度θth的节流阀开度传感器44。

在进气管20中，并行地设置有空气再循环旁路46，所述空气再循环旁路用于从压缩机18c的下游向上游绕过压缩机18c而使空气再循环。例如，在空气再循环旁路46中设置有空气旁通阀(abv)48，所述空气旁通阀当电子节流阀38突然关闭时打开，从而抑制喘振的发生并且保护压缩机18c。

在发动机12中，通过使电子控制单元100(后面将描述)控制包括电子节流阀38、燃料喷射装置、点火装置、废气旁通阀30等的发动机控制装置50(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。

返回图1，第一旋转机mg1和第二旋转机mg2是具有电动马达(电动机)的功能和发电机的功能的旋转电机，并且是所谓的电动发电机。第一旋转机mg1和第二旋转机mg2可以是用于车辆10行驶的动力源。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连接到设置在车辆10中的电池54。在第一旋转机mg1和第二旋转机mg2中，通过使后面将描述的电子控制单元100控制逆变器52来分别控制作为第一旋转机mg1的输出转矩的mg1转矩tg和作为第二旋转机mg2的输出转矩的mg2转矩tm。例如，在正旋转的情况下，旋转机的输出转矩是在加速期间的正转矩下的动力转矩，并且是在减速期间的负转矩下的再生转矩。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是附接于车身的非旋转构件。

动力传递装置14包括壳体56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、差动齿轮68和减速齿轮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等连接至发动机12。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的输出旋转构件的传动齿轮74啮合。从动轴64固定从动齿轮62和主减速齿轮66，以使从动齿轮62和主减速齿轮66不能相对于彼此旋转。主减速齿轮66具有比从动齿轮62小的直径。差动齿轮68通过差动齿圈68a与主减速齿轮66啮合。减速齿轮70具有比从动齿轮62小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，转子轴76与输入轴72分开地平行于输入轴72布置，并且减速齿轮70连接至第二旋转机mg2以传递动力。此外，动力传递装置14包括连接至差动齿轮68的车轴78等。

上述构造的动力传递装置14适合用于前置发动机前轮驱动(ff)型或后置发动机后轮驱动(rr)型的车辆。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中的每个输出的动力被传递至从动齿轮62，并且动力从从动齿轮62依次经由主减速齿轮66、差动齿轮68、车轴78等传递至驱动轮16。由此，第二旋转机mg2是连接到驱动轮16以传递动力的旋转机。在动力传递装置14中，发动机12、变速单元58、差动单元60、以及第一旋转机mg1被布置在与第二旋转机mg2不同的轴线上，从而减小了轴长。进而，能够增大第二旋转机mg2的减速比。此外，除非特别区分，就其含义而言，动力包括转矩和力。

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。差动单元60包括第二行星齿轮机构82。第一行星齿轮机构80是已知的单小齿轮型行星齿轮装置，其包括第一太阳轮s1、第一小齿轮p1、自转和公转地支撑第一小齿轮p1的第一行星齿轮架ca1、以及通过第一小齿轮p1与第一太阳轮s1啮合的第一齿圈r1。第二行星齿轮机构82是已知的单小齿轮型行星齿轮装置，其包括第二太阳轮s2、第二小齿轮p2、自转和公转地支撑第二小齿轮p2的第二行星齿轮架ca2、以及通过第二小齿轮p2与第二太阳轮s2啮合的第二齿圈r2。

在第一行星齿轮机构80中，第一行星齿轮架ca1是一体地连接至输入轴72的旋转元件，并且发动机12通过输入轴72连接至该旋转元件以传递动力。第一太阳轮s1是通过制动器b1选择性地连接至壳体56的旋转元件。第一齿圈r1是连接至作为差动单元60的输入旋转构件的第二行星齿轮机构82的第二行星齿轮架ca2的旋转元件，并且用作变速单元58的输出旋转构件。此外，第一行星齿轮架ca1和第一太阳轮s1通过离合器c1选择性地连接。

离合器c1和制动器b1的每一个是湿式摩擦接合装置，并且是其中接合由液压致动器控制的多片式液压摩擦接合装置。通过使稍后将描述的电子控制单元100控制设置在车辆10中的液压控制回路84，根据从液压控制回路84输出的调节后的液压pc1和pb1来分别切换离合器c1和制动器b1的诸如接合和释放的操作状态。

在离合器c1和制动器b1二者均被释放的状态下，允许第一行星齿轮机构80的差动。因此，在该状态下，由于在第一太阳轮s1中不能获得发动机转矩te的反作用转矩，因此变速单元58处于无法传递机械动力的中立状态(即，处于空档状态)。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使旋转元件一体地旋转。因此，在该状态下，发动机12的旋转以恒定的速度从第一齿圈r1传递至第二行星齿轮架ca2。另一方面，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，停止第一太阳轮s1的旋转，并且第一齿圈r1的旋转比第一行星齿轮架ca1的旋转快。因此，在该状态下，发动机12的旋转加速并且从第一齿圈r1输出。如上所述，变速单元58用作两级有级变速器，其允许在变速比为“1.0”的意味着直接联接状态的低档位与变速比为“0.7”的意味着超速状态的高档位之间进行切换。在离合器c1和制动器b1二者都接合的状态下，第一行星齿轮机构80的每个旋转元件的旋转被停止。因此，在这种状态下，作为变速单元58的输出旋转构件的第一齿圈r1的旋转被停止，并且作为差动单元60的输入旋转构件的第二行星齿轮架ca2的旋转被停止。

在第二行星齿轮机构82中，第二行星齿轮架ca2是连接至作为变速单元58的输出旋转构件的第一齿圈r1的旋转元件，并用作差动单元60的输入旋转构件。第二太阳轮s2一体地连接至第一旋转机mg1的转子轴86并且是第一旋转机mg1连接至以传递动力的旋转元件。第二齿圈r2一体地连接至传动齿轮74，是驱动轮16连接至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。第二行星齿轮机构82是动力分配装置，其将经由变速单元58输入到第二行星齿轮架ca2的发动机12的动力机械地分配到第一旋转机mg1和传动齿轮74。即，第二行星齿轮机构82是分配发动机12的动力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。在第二行星齿轮机构82中，第二行星齿轮架ca2用作输入元件，第二太阳轮s2用作反作用元件，并且第二齿圈r2用作输出元件。差动单元60与连接至第二行星齿轮机构82以传递动力的第一旋转机mg1一起形成用于通过控制第一旋转机mg1的工作状态来控制第二行星齿轮机构82的差动状态的电气式变速机构，例如，电气式无级变速器。第一旋转机mg1是发动机12的动力传递到的旋转机。由于变速单元58处于超速，因此抑制了第一旋转机mg1的转矩的增加。要注意的是，控制第一旋转机mg1的操作状态是指执行第一旋转机mg1的操作控制。

图3是相对地示出差动单元60中的旋转元件的每一个的转速的列线图。在图3中，三个垂直线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。垂直线y1代表作为第一旋转机mg1(参见图中的“mg1”)连接到的第二旋转元件re2的第二太阳轮s2的转速。垂直线y2代表作为发动机12(参见图中的“eng”)通过变速单元58连接至的第一旋转元件re1的第二行星齿轮架ca2的转速。垂直线y3代表作为一体地连接至传动齿轮74(参见图中的“out”)的第三旋转元件re3的第二齿圈r2的转速。第二旋转机mg2(参见图中的“mg2”)通过减速齿轮70等连接至与传动齿轮74啮合的从动齿轮62。设置在车辆10中的机械式油泵(参见图中的“mop”)连接至第二行星齿轮架ca2。该机械式油泵通过第二行星齿轮架ca2的旋转而被驱动，并供应用于离合器c1和制动器b1的接合操作、各个部件的润滑以及各个部件的冷却的油。当第二行星齿轮架ca2的旋转停止时，由设置在车辆10中的电动油泵(未示出)供给油。垂直线y1、y2和y3之间的间距是根据第二行星齿轮机构82的传动比ρ(＝太阳轮的齿数/齿圈的齿数)而确定的。在列线图中的垂直轴之间的关系中，当太阳轮与行星齿轮架之间的间隔被设定为对应于“1”的间距时，行星齿轮架与齿圈之间的间隔被设定为对应于传动比ρ的间距。

图3中的实线lef表示在hv行驶模式中前进行驶时各旋转元件的相对速度的示例，hv行驶模式为能够进行混合动力行驶(＝hv行驶)以至少使用发动机12作为动力源进行行驶的行驶模式。此外，图3中的实线ler表示hv行驶模式中后退行驶时各旋转元件的相对速度的示例。在hv行驶模式下，例如，在第二行星齿轮机构82中，当第一旋转机mg1产生的mg1转矩tg(其为相对于通过变速单元58输入到第二行星齿轮架ca2的正转矩的发动机转矩te的负转矩的反作用转矩)被输入到第二太阳轮s2时，在第二齿圈r2中出现作为直接传递到发动机的正转矩td。例如，在离合器c1被接合、制动器b1被释放并且变速单元58处于变速比为“1.0”的直接联接状态的情况下，当作为相对于输入到第二行星齿轮架ca2的发动机转矩te的反作用转矩的mg1转矩tg(＝-ρ/(1+ρ)×te)被输入到第二太阳轮s2时，直接传递到发动机的转矩td(＝te/(1+ρ)＝-(1/ρ)×tg)出现在第二齿圈r2中。接着，直接传递至发动机的转矩td和传递至从动齿轮62的mg2转矩tm的总转矩可以根据要求驱动力作为车辆10的驱动转矩被传递至驱动轮16。当正旋转产生负转矩时，第一旋转机mg1用作发电机。利用第一旋转机mg1的发电电力wg对电池54进行充电，并且第二旋转机mg2消耗发电电力。第二旋转机mg2使用发电电力wg的全部或一部分或除了使用发电电力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转矩，后退行驶时的mg2转矩tm是作为反旋转的负转矩的动力转矩。

差动单元60可以作为电气式无级变速器进行操作。例如，在hv行驶模式下，基于作为通过驱动轮16的旋转所限制的传动齿轮74的转速的输出转速no来控制第一旋转机mg1的操作状态，因此，当第一旋转机mg1的转速(即，第二太阳轮s2的转速)增大或减小时，第二行星齿轮架ca2的转速增大或减小。由于第二行星齿轮架ca2经由变速单元58连接至发动机12，因此，通过增大或减小第二行星齿轮架ca2的转速而增大或减小作为发动机12的转速的发动机转速ne。因此，在混合动力行驶中，可以进行用于将发动机工作点peng设定为有效的工作点的控制。该混合动力型被称为机械分配型或分配型。第一旋转机mg1是能够控制发动机转速ne的旋转机。如上所述，第一旋转机mg1用作为能够机械地调节发动机转速ne的旋转调节装置。“能够机械地调节发动机转速ne”的含义是发动机转速ne可以由发动机12机械地连接至以传递动力的装置来控制，而不意味着发动机转速ne可以由发动机控制装置50来控制。工作点是由转速和转矩表示的工作点，发动机工作点peng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。

图3中的虚线lm1表示在电动机行驶(＝ev行驶)模式之中的单驱动ev模式下前进行驶时各旋转元件的相对速度的示例，在该单驱动ev模式模式下能够进行仅使用第二旋转机mg2作为动力源的电动机行驶。图3中的虚线lm2表示在ev行驶模式之中的双驱动ev模式下前进行驶时各旋转元件的相对速度的示例，在双驱动ev模式下能够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电动机行驶。ev行驶模式是在发动机12的运转停止的状态下，能够进行使用第一旋转机mg1和第二旋转机mg2中的至少一个作为动力源的电动机行驶的行驶模式。

在单驱动ev模式下，当离合器c1和制动器b1均被释放并且变速单元58进入空档状态时，差动单元60也进入空档状态。在这种状态下，mg2转矩tm可以作为车辆10的驱动转矩被传递至驱动轮16。在单驱动ev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维持零旋转。例如，即使执行控制以使第一旋转机mg1维持在零旋转，由于差动单元60处于空档状态，因此，驱动转矩也不受影响。

在双驱动ev模式下，离合器c1和制动器b1二者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，第二行星齿轮架ca2停止在零旋转。在这种状态下，mg1转矩tg和mg2转矩tm可以作为车辆10的驱动转矩被传递至驱动轮16。

返回参考图1，车辆10还包括作为控制器的电子控制单元100，该电子控制单元100包括与发动机12、第一旋转机mg1、第二旋转机mg2等的控制相关的用于车辆10的控制装置。例如，电子控制单元100包括所谓的微型计算机，该微型计算机包括cpu、ram、rom以及输入/输出接口等。cpu通过使用ram的临时存储功能并且根据预先存储在rom中的程序执行信号处理来执行车辆10的各种控制。根据需要，电子控制单元100可以包括用于发动机控制、用于旋转机控制以及用于液压控制等的计算机。

电子控制单元100接收基于来自设置在车辆10中的各种传感器等(例如，空气流量计34、增压压力传感器40、进气温度传感器42、节流阀开度传感器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和电池传感器98等)的检测值的各种信号等(例如，进气量qair、涡轮增压压力pchg、进气温度thair、节流阀开度θth、发动机的发动机转速ne、对应于车速v的输出转速no、作为第一旋转机mg1的转速的mg1转速ng、作为第二旋转机mg2的转速的mg2转速nm、作为指示驾驶员的加速器操作的大小的驾驶员的加速器操作量的加速器操作量θacc、电池54的电池温度thbat、电池充电/放电电流ibat、电池电压vbat等)。从电子控制单元100将各种命令信号(例如，用于控制发动机12的发动机控制命令信号se、用于控制第一旋转机mg1和第二旋转机mg2的旋转机控制命令信号smg、以及用于控制离合器c1和制动器b1的各个操作状态的液压控制命令信号sp等)输出到设置在车辆10中的各种装置(例如，发动机控制装置50、逆变器52、液压控制回路84等)。

电子控制单元100例如基于电池充电/放电电流ibat和电池电压vbat来计算作为指示电池54的充电状态的值的充电状态值soc[％]。此外，电子控制单元100例如基于电池54的电池温度thbat和充电状态值soc，计算用于限定作为电池54的功率的电池功率pbat的可用范围的可充电电力win/可放电电力wout。可充电电力win/可放电电力wout分别是作为限定电池54的输入电力的限制的可输入电力的可充电电力win和作为限定电池54的输出电力的限制的可输出电力的可放电电力wout。例如，在电池温度thbat低于正常范围的低温范围内，随着电池温度thbat的降低，可充电电力win/可放电电力wout减小，并且在电池温度thbat高于正常范围的高温范围内，随着电池温度thbat的升高，可充电电力win/可放电电力wout减小。例如，在充电状态值soc高的区域中，随着充电状态值soc的增大，可充电电力win减小。例如，在充电状态值soc低的区域中，随着充电状态值soc的减小，可放电电力wout减小。

电子控制单元100包括混合动力控制单元(即，混合动力控制器102)以实现车辆10中的各种控制。

混合动力控制器102包括用于控制发动机12的运转的发动机控制单元(即，作为发动机控制器的功能)、用于通过逆变器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(即，作为旋转机控制器的功能)，以及对变速单元58中的动力传递状态进行切换的动力传递切换单元(即，作为动力传递切换单元的功能)，并且利用上述控制功能，混合动力控制器102通过发动机12、第一旋转机mg1以及第二旋转机mg2执行混合动力驱动控制等。

混合动力控制器102例如将加速器操作量θacc和车速v应用于作为通过实验或设计预先存储的关系(即，预定关系)的驱动力映射图来计算作为车辆10所要求的驱动转矩tw的要求驱动转矩twdem。换句话说，要求驱动转矩twdem是此时的车速v下的要求驱动力pwdem。此处，可以使用输出转速no等来代替车速v。

为了考虑到作为电池54所要求的充电/放电功率的要求充电/放电功率等通过发动机12、第一旋转机mg1和第二旋转机mg2中的至少一个动力源来实现要求驱动力pwdem，混合动力控制器102输出作为用于控制发动机12的命令信号的发动机控制命令信号se和作为用于控制第一旋转机mg1和第二旋转机mg2的命令信号的旋转机控制命令信号smg。

例如，当车辆在hv行驶模式下行驶时，发动机控制命令信号se是用于考虑到最佳发动机工作点pengf而以目标发动机转速netgt输出目标发动机转矩tetgt的发动机功率pe的命令值，在最佳发动机工作点pengf，实现了除了要求驱动力pwdem以外还通过要求充电/放电功率、电池54中的充电/放电效率等获得的要求发动机功率pedem。此外，旋转机控制命令信号smg是在输出命令时以mg1的转速ng输出mg1转矩tg作为用于将发动机转速ne设定为目标发动机转速netgt的反作用转矩的第一旋转机mg1的发电电力wg的命令值，并且是在输出命令时以mg2的转速nm输出mg2转矩tm的第二旋转机mg2的电力消耗wm的命令值。例如，在反馈控制中来计算hv行驶模式下的mg1转矩tg，在反馈控制中，第一旋转机mg1运转以使发动机转速ne达到目标发动机转速netgt。例如，基于直接传递至发动机的转矩td结合驱动转矩tw计算hv行驶模式下的mg2转矩tm，以获得要求驱动转矩twdem。例如，当实现要求发动机功率pedem时，除仅发动机12的燃料效率之外，还考虑到电池54中的充电/放电效率，最佳发动机工作点pengf被预定为车辆10的总燃料效率最佳的发动机工作点peng。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，并且发动机功率pe是发动机12的功率。如上所述，车辆10是控制作为第一旋转机mg1的反作用转矩的mg1转矩tg，以使发动机转速ne达到目标发动机转速netgt的车辆。即，第一旋转机mg1是控制mg1转矩tg使得发动机转速ne达到目标发动机转速netgt的旋转机。换句话说，差动单元60是无级变速器，其将发动机12的动力传递至驱动轮16并控制变速比(第二行星齿轮架ca2的转速/输出转速no)，使得发动机转速ne达到目标发动机转速netgt，并且差动单元60用作能够机械地调节发动机转速ne的旋转调节装置。

图4是示出使用发动机的发动机转速ne和发动机转矩te作为变量的二维坐标系上的最佳发动机工作点pengf的示例的图。在图4中，实线leng表示一组最佳发动机工作点pengf。等功率线lpw1、lpw2和lpw3表示要求发动机功率pedem分别为要求发动机功率pe1、pe2和pe3的示例。点a是当在最佳发动机工作点pengf上实现要求发动机功率pe1时的发动机工作点penga，而点b是当在最佳发动机工作点pengf上实现要求发动机功率pe3时的发动机工作点pengb。点a和点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peng的目标值，即，目标发动机工作点pengtgt。例如，当目标发动机工作点pengtgt由于加速器操作量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peng在经过最佳发动机工作点pengf的路径a上变化。

混合动力控制器102根据行驶状态选择性地建立ev行驶模式或hv行驶模式作为行驶模式，并使车辆10以各行驶模式行驶。例如，当要求驱动力pwdem在小于预定阈值的电动机行驶区域中时，混合动力控制器102建立ev行驶模式，并且当要求驱动力pwdem在等于或大于预定阈值的混合动力行驶区域中时，混合动力控制器102建立hv行驶模式。即使当要求驱动力pwdem处于电动机行驶区域中时，当电池54的充电状态值soc小于预定的发动机起动阈值时或当发动机12需要预热时，混合动力控制器102也建立hv行驶模式。发动机起动阈值是用于判定充电状态值soc是否是需要通过发动机12的强制起动对电池54进行充电的值的预定阈值。

图5是示出用于在电动机行驶和混合动力行驶之间切换控制的动力源切换映射图的示例的图。在图5中，实线lswp是用于在电动机行驶和混合动力行驶之间进行切换的、电动机行驶区域与混合动力行驶区域之间的边界线。在电动机行驶区域中预先确定车速v相对较低且要求驱动转矩twdem相对较小、要求驱动力pwdem相对较小的区域。在混合动力行驶区域中预先确定车速v相对较高或者要求驱动转矩twdem相对较大、要求驱动力pwdem相对较大的区域。当电池54的充电状态值soc小于发动机起动阈值时，或者当发动机12需要预热时，图5中的电动机行驶区域可以被改变为混合动力行驶区域。

当ev行驶模式被建立时并且仅通过第二旋转机mg2可以实现要求驱动力pwdem时，混合动力控制器102建立单驱动ev模式。另一方面，当ev行驶模式被建立时，当仅通过第二旋转机mg2不能实现要求驱动力pwdem时，混合动力控制器102建立双驱动ev模式。即使当仅通过第二旋转机mg2可以实现要求驱动力pwdem，但是当使用第一旋转机mg1和第二旋转机mg2两者时比仅使用第二旋转机mg2效率更高时，混合动力控制器102可以建立双驱动ev模式。

当在发动机12的运转停止时建立了hv行驶模式时，混合动力控制器102执行用于起动发动机12的起动控制。当发动机12要起动时，例如，混合动力控制器102通过由第一旋转机mg1增加发动机转速ne并在发动机转速ne变为等于或高于能够点火的预定发动机转速时进行点火来起动发动机12。即，混合动力控制器102通过利用第一旋转机mg1启动发动机12来起动发动机12。

混合动力控制器102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。混合动力控制器102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，从而使得能够实现在建立的行驶模式下进行行驶的动力传递。

图6是示出在各个行驶模式下的离合器c1和制动器b1的操作状态的表。在图6中，标记○表示离合器c1和制动器b1的每一个的接合，空白表示释放，并且标记δ表示在与发动机制动器一起使用处于旋转停止状态的发动机12以使发动机12进入旋转状态时两个中的一个被接合。标记“g”表示第一旋转机mg1主要用作发电机，并且标记“m”表示第一旋转机mg1和第二旋转机mg2中的每一个在被驱动时主要用作电动机并且在再生期间主要用作发电机。车辆10可以选择性地实现ev行驶模式和hv行驶模式作为行驶模式。ev行驶模式具有两种模式：单驱动ev模式和双驱动ev模式。

在离合器c1和制动器b1二者均被释放的状态下，实现单驱动ev模式。在单驱动ev模式下，由于离合器c1和制动器b1被释放，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被设定为空档状态，在该空档状态下，连接到第一齿圈r1的第二行星齿轮架ca2无法获得mg1转矩tg的反作用转矩。在该状态下，混合动力控制器102使第二旋转机mg2输出用于行驶的mg2转矩tm(参见图3中的虚线lm1)。在单驱动ev模式下，也可以通过使第二旋转机mg2相对于前进行驶反向地旋转来进行后退行驶。

在单驱动ev模式下，第一齿圈r1由第二行星齿轮架ca2旋转，而由于变速单元58处于空档状态，因此发动机12不旋转，且停止在零旋转。因此，当在单驱动ev模式下的行驶期间，通过第二旋转机mg2进行再生控制时，能够获得大的再生量。当电池54充满电并且在单驱动ev模式下的行驶期间无法获取再生能量时，可以考虑一起使用发动机制动器。当一起使用发动机制动器时，制动器b1或离合器c1被接合(参见图6中的“与发动机制动器一起”)。当制动器b1或离合器c1被接合时，发动机12进入旋转状态，并且应用发动机制动器。

在离合器c1和制动器b1二者均被接合的状态下实现双驱动ev模式。在双驱动ev模式下，通过接合离合器c1和制动器b1来停止第一行星齿轮机构80的每个旋转元件的旋转，发动机12处于零旋转的停止状态，连接到第一齿圈r1的第二行星齿轮架ca2的旋转也停止。当第二行星齿轮架ca2的旋转停止时，由于第二行星齿轮架ca2中可以获得mg1转矩tg的反作用转矩，因此，mg1转矩tg能够从第二齿圈r2机械地输出并传递到驱动轮16。在该状态下，混合动力控制器102使第一旋转机mg1和第二旋转机mg2输出用于行驶的mg1转矩tg和mg2转矩tm(见图3中的虚线lm2)。在双驱动ev模式下，也可以使第一旋转机mg1和第二旋转机mg2二者都相对于前进行驶反向地旋转而进行后退行驶。

在离合器c1被接合的状态并且制动器b1被释放的状态下，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，因此第一行星齿轮机构80的旋转元件一体地旋转，并且变速单元58进入直接联接状态。因此，发动机12的旋转以恒定的速度从第一齿圈r1传递至第二行星齿轮架ca2。在制动器b1被接合并且离合器c1被释放时实现了hv行驶模式的高状态。在hv行驶模式的高状态下，通过接合制动器b1来使第一太阳轮s1的旋转停止，并且变速单元58进入超速状态。因此，发动机12的旋转加速并且从第一齿圈r1被传递到第二行星齿轮架ca2。在hv行驶模式下，混合动力控制器102使通过第一旋转机mg1的发电输出作为发动机转矩te的反作用转矩的mg1转矩tg，并且通过第一旋转机mg1的发电电力wg使第二旋转机mg2输出mg2转矩tm(参见图3中的实线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地旋转而进行后退行驶(参见图3中的实线ler)。在hv行驶模式下，也可以使用来自电池54的电力进一步增加用于行驶的mg2转矩tm。在hv行驶模式下，例如，当车速v相对较高并且要求驱动转矩twdem相对较小时，建立hv行驶模式的高状态。

在此，在包括具有涡轮增压器18的发动机12的车辆10中，当加速要求时涡轮增压压力pchg低时，发生所谓的涡轮迟滞，发动机转矩te的上升容易延迟。响应于这种涡轮迟滞，当加速要求时的发动机转速ne的上升速度增大时，即当根据加速要求作为增加发动机转速ne时的发动机转速ne的变化率的上升率rne增大时，发动机12的排气迅速增加，并且促进了涡轮增压器18的涡轮增压。然而，当增大ne上升率rne以促进涡轮增压时，发动机转矩te，即，驱动转矩tw在发动机转速ne增加之后增大，因此驾驶员可能会感到不适，例如，发动机转速ne突然增加的感觉。例如，对“加速要求”的提及是指驾驶员的加速器操作量θacc的增大，即加速器的开度的增大，或者包括已知的巡航控制等的自动驾驶控制的要求驱动转矩twdem的增大。

电子控制单元100还包括旋转变化率设定单元(即，旋转变化率设定单元104)、以及状态判定单元(即，状态判定单元106)，以在建立加速要求时的发动机转速ne的增加与驱动转矩tw的增大之间的适当关系的同时，实现用于根据加速要求适当地增大驱动转矩tw的控制功能。

状态判定单元106判定是否处于涡轮增压器18的涡轮增压操作有效的涡轮增压状态，即，是否正在执行涡轮增压。状态判定单元106基于涡轮增压压力pchg是否等于或高于预定涡轮增压压力pchgf来判定是否正在执行涡轮增压。预定涡轮增压压力pchgf例如是涡轮增压压力pchg的预定下限值，在预定下限值处可以判定由涡轮增压器18进行的涡轮增压操作是有效的。

旋转变化率设定单元104设定加速要求时的ne上升率rne。当状态判定单元106判定没有执行涡轮增压时，旋转变化率设定单元104设定非涡轮增压时的ne上升率rne。另一方面，当状态判定单元106判定正在执行涡轮增压时，旋转变化率设定单元104设定涡轮增压时的ne上升率rne。

图7是示出加速要求时的ne上升率rne的示例的图。在7图中，涡轮增压压力pchg低的状态与非涡轮增压时的状态相同。涡轮增压压力pchg越高，则将加速要求时的ne上升率rne设定为越大的值。在容易产生涡轮增压压力pchg的上升延迟的低涡轮增压压力区域中，预先设定较小值的ne上升率rne，以使发动机转速ne可以在几乎不发生涡轮增压压力pchg的上升延迟的低速处增加。在几乎不发生涡轮增压压力pchg的上升延迟的高涡轮增压压力区域中，预先设定较大值的ne上升率rne，以使发动机转速ne能够在发动机转矩te可以迅速增大的高速下增大。非涡轮增压时的ne上升率rne被设定为例如等于或大致等于涡轮增压压力pchg低的区域中的值的值，即，ne上升率rne的最小值。另外，例如，随着加速器操作量θacc的增大量或加速器操作量θacc的增大变化率的增大，图7所示的ne上升率rne的特性的梯度增大或ne上升率rne的最小值增大。

如上所述，基于涡轮增压器18的涡轮增压压力pchg，当涡轮增压压力pchg较低时，旋转变化率设定单元104将加速要求时的ne上升率rne设定为比涡轮增压压力pchg较高时小的值。参见图7，随着涡轮增压压力pchg的增大，旋转变化率设定单元104将加速要求时的ne上升率rne设定为更大的值。

混合动力控制器102控制第一旋转机mg1，使得实际ne上升率rne是在由旋转变化率设定单元104设定的加速要求时的ne上升率rne。通过第一旋转机mg1控制ne上升率rne等同于通过控制差动单元60的变速比来控制ne上升率rne。如上所述，混合动力控制器102用作转速控制器，其控制旋转调节装置，以使得当涡轮增压压力pchg较低时，使加速要求时的ne上升率rne比涡轮增压压力pchg较高时小。

当在涡轮增压压力pchg相对较低时使ne上升率rne变小以抑制发动机转速ne等突然增加的感觉时，实际发动机转矩ter可能不足以满足用于实现要求驱动转矩twdem的要求发动机转矩tedem。要求发动机转矩tedem是发动机12要求的要求输出转矩，实际发动机转矩ter是发动机12输出的实际发动机转矩te。

当基于涡轮增压压力pchg设定加速要求时的ne上升率rne时，即，当控制旋转调节装置使得加速要求时的ne上升率rne被设定为与涡轮增压压力pchg相对应的值时，混合动力控制器102通过控制mg2转矩tm的第二旋转机mg2执行转矩辅助，以补偿实际发动机转矩ter对于要求发动机转矩tedem的不足的驱动转矩tw。

图8是示出电子控制单元100的控制操作的主要部分的流程图，即，用于在建立加速要求时的发动机转速ne的增加和驱动转矩tw的增大之间的适当关系的同时，根据加速要求适当地增大驱动转矩tw的控制操作，例如，在加速要求时，重复执行该控制操作。图9是示出当执行图8的流程图中所示的控制操作时的时序图的示例的图。

在图8中，首先，在与状态判定单元106的功能相对应的步骤(以下，省略“步骤”)s10中，判定是否正在执行涡轮增压。当s10中的判定为肯定时，在与旋转变化率设定单元104的功能相对应的s20中，基于涡轮增压压力pchg来设定ne上升率rne(例如，参见图7所示的映射图)。接下来，在与混合动力控制器102的功能相对应的s30中，执行第二旋转机mg2的转矩辅助，并且补偿不足的驱动转矩tw。另一方面，当s10中的判定为否定时，在与旋转变化率设定单元104的功能相对应的s40中，设定非涡轮增压时的ne上升率rne。

图9是示出通过驾驶员的加速操作来增大加速器操作量θacc并且车辆加速的示例的图。在图9中，时点t1表示开始加速器下压的时间点。在用虚线表示的比较例中，在发动机转速ne低且涡轮增压压力pchg低的区域中，设定了相对较大的ne上升率rne，通过控制第一旋转机mg1，使发动机转速ne以相对较高的速度增加(参见时点t1至时点t2)。然后，当发动机转速ne增加并且涡轮增压压力pchg增大时，设定相对小的ne上升率rne，并且通过控制第一旋转机mg1，使发动机转速ne以相对较低的速度增加(参见时点t2到时点t4)。通过这种控制，涡轮增压压力pchg(即，发动机转矩te)增大，并且驱动转矩tw增大(参见时点t1至时点t5)。但是，由于在驱动转矩tw增大之前(参见时点t1至时点t3)发动机转速ne增大了涡轮迟滞的量(参见时点t1至时点t2)，因此，出现发动机转速ne突然增加的感觉。另一方面，在实线示出的实施例中，在发动机转速ne低且涡轮增压压力pchg低的区域中，设定相对较小的ne上升率rne，使得不会感到涡轮迟滞，并且，通过控制第一旋转机mg1，使发动机转速ne以相对较低的速度增加(参见时点t1至时点t2)。然后，当发动机转速ne增加并且涡轮增压压力pchg增大时，涡轮迟滞减小，因此，对应于要求驱动转矩tw设定相对较大的ne上升率rne，并且通过控制第一旋转机mg1，使发动机转速ne以相对较高的速度增加(参见时点t2至时点t4)。另外，在实线所示的实施例中，特别是在设定了相对较小的ne上升率rne的低发动机转速ne的范围内，由第二旋转机mg2执行转矩辅助，并且由mg2转矩tm补偿不足的驱动转矩tw。通过上述控制，在抑制发动机转速ne突然增加的感觉等的同时，根据加速器的下压适当地增大驱动转矩tw(参见时点t1至时点t5)。

如上所述，根据本发明，控制旋转调节装置(即第一旋转机mg1)以使得当涡轮增压压力pchg较低时加速要求时的ne上升率rne比涡轮增压压力pchg较高时小。因此，在涡轮增压压力pchg低的区域中，能够以几乎不发生涡轮增压压力pchg的上升延迟的低速来增加发动机转速ne。另外，当控制旋转调节装置使得将加速要求时的ne上升率rne设定为与涡轮增压压力pchg相对应的值时，控制mg2转矩tm以补偿实际发动机转矩ter对于要求发动机转矩tedem的不足的驱动转矩tw。因此，即使当通过以慢速增加发动机转速ne而缓慢地增大发动机转矩te时，也通过mg2转矩tm补偿了不足的驱动转矩tw。因此，可以在建立加速要求时的发动机转速ne的增加与驱动转矩tw的增大之间的适当关系的同时，根据加速要求适当地增大驱动转矩tw。

此外，根据本实施例，旋转调节装置被控制为使得ne上升率rne随着涡轮增压压力pchg的增大而增大，几乎不会发生涡轮增压压力pchg的上升延迟。因此，在涡轮增压压力pchg高的区域中，能够以相对较高的速度增加发动机转速ne，并且能够迅速地增大发动机转矩te。

接下来，将描述本发明的其他实施例。在下面的描述中，实施例共同的部分由相同的附图标记表示，并且省略其描述。

该实施例例示了如图10所示的车辆200，与上述第一实施例所示的车辆10不同。图10是示意性地示出应用本发明的车辆200的概略构造的图。在图10中，车辆200是包括发动机202、第一旋转机mg1、第二旋转机mg2、动力传递装置204、驱动轮206的混合动力车辆。

发动机202、第一旋转机mg1和第二旋转机mg2具有与在第一实施例中所述的发动机12、第一旋转机mg1和第二旋转机mg2相同的构造。在发动机202中，通过后面将描述的电子控制单元240控制诸如设置在车辆200中的电子节流阀、燃料喷射装置、点火装置和废气旁通阀之类的发动机控制装置208来控制发动机转矩te。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200中的逆变器210连接至设置在车辆200中的电池212。在第一旋转机mg1和第二旋转机mg2中，通过使电子控制单元240控制逆变器210来分别控制mg1转矩tg和mg2转矩tm。

动力传递装置204包括串联布置在作为安装到车身的非旋转构件的壳体214中共同的轴线上的电气式无级变速单元216、机械式有级变速单元218等。电气式无级变速单元216直接连接至发动机202或通过减震器(未示出)等间接地连接至发动机202。机械式有级变速单元218连接到电气式无级变速单元216的输出侧。动力传递装置204包括连接至作为机械式有级变速单元218的输出旋转构件的输出轴220的差动齿轮装置222、连接至差动齿轮装置222的一对车轴224等。在动力传递装置204中，从发动机202和第二旋转机mg2输出的动力被传递至机械式有级变速单元218，并通过差动齿轮装置222等从机械式有级变速单元218传递到驱动轮206。上述构造的动力传递装置204适合用于前置发动机后轮驱动(fr)系统的车辆。下文中，电气式无级变速单元216被称为无级变速单元216，机械式有级变速单元218被称为有级变速单元218。此外，无级变速单元216、有级变速单元218等被配置成相对于共同的轴线大致对称，并且在图10中省略该轴线的下半部。共同的轴线是发动机202的曲轴、连接到曲轴的连接轴226等的轴线。

无级变速单元216包括作为动力分配装置的差动机构230，动力分配装置将发动机202的动力机械地分配给第一旋转机mg1和中间传递构件228，中间传递构件228为无级变速单元216的输出旋转构件。第一旋转机mg1是这样的旋转机：发动机202的动力传递至该旋转机。第二旋转机mg2连接至中间传递构件228以传递动力。由于中间传递构件228通过有级变速单元218连接至驱动轮206，因此，第二旋转机mg2是连接至驱动轮206以传递动力的旋转机。差动机构230是分配发动机202的动力以将分配的动力传递至驱动轮206和第一旋转机mg1的差动机构。无级变速单元216是电气式无级变速器，其中，通过控制第一旋转机mg1的操作状态来控制差动机构230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。也即，第一旋转机mg1用作能够机械地调节发动机转速ne的旋转调节装置。

差动机构230可以是单小齿轮型行星齿轮装置，并且包括太阳轮so、行星齿轮架ca0和齿圈ro。发动机202通过连接轴226连接至行星齿轮架ca0以传递动力，太阳轮so连接至第一旋转机mg1以传递动力，齿圈r0连接至第二旋转机mg2以传递动力。在差动机构230中，行星齿轮架ca0用作输入元件，太阳轮s0用作反作用元件，并且齿圈r0用作输出元件。

有级变速单元218是作为形成中间传递构件228与驱动轮206之间的动力传递路径的一部分的有级变速器的机械式变速机构，即，形成差动机构230与驱动轮206之间的动力传递路径的一部分的自动变速器。中间传递构件228还用作有级变速单元218的输入旋转构件。有级变速单元218是已知的行星齿轮型自动变速器，其包括例如多组行星齿轮装置(第一行星齿轮装置232和第二行星齿轮装置234)，以及与单向离合器f1一起的多个接合装置(例如，离合器c1、离合器c2、制动器b1和制动器b2)。在下文中，除非特别指出，离合器c1、离合器c2、制动器b1和制动器b2被简称为接合装置cb。

接合装置cb是液压摩擦接合装置，其包括通过液压致动器压紧的多片或单片离合器或制动器、通过液压致动器上紧的带式制动器等。通过利用从设置在车辆200中的液压控制回路236中的电磁阀sl1至sl4等中的每一个输出的接合装置cb的调节后的接合液压prcb来改变接合转矩tcb(即，转矩容量)，接合装置cb切换诸如接合或释放等操作状态。

有级变速单元218被配置为使得第一行星齿轮装置232和第二行星齿轮装置234的旋转元件直接部分地彼此连接或间接地经由接合装置cb或单向离合器f1部分地彼此连接，或者连接至中间传递构件228、壳体214或输出轴220。第一行星齿轮装置232的旋转元件是太阳轮s1、行星齿轮架ca1和齿圈r1，并且第二行星齿轮装置234的旋转元件是太阳轮s2、行星齿轮架ca2和齿圈r2。

在有级变速单元218中，当接合装置中的任何一个被接合时，形成具有不同的变速比γat(＝at输入转速ni/at输出转速no)的多个档位中的任何一个档位。在本实施例中，将有级变速单元218形成的档位称为at档位。at输入转速ni是有级变速单元218的输入转速，具有与中间传递构件228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no是输出轴220的转速(即，有级变速单元218的输出转速)，并且也是复合变速器238的输出转速，该复合变速器238是包括无级变速单元216和有级变速单元218的整体变速器。

例如，如图11的接合操作表中所示，有级变速单元218包括at第一档位(图中的“1st”)至at第四档位(图中的“4th”)的四个前进at档位作为多个at档位。第一at档位的变速比γat最高，而at档位越高，变速比γat越小。例如，通过离合器c1的接合和制动器b2的接合来形成倒档at档位(在附图中为“rev”)。即，如后所述，例如，在车辆反向行驶时，形成at第一档位。图11中的接合操作表总结了at档位与接合装置的操作状态之间的关系。在图11中，标记“○”表示接合，标记“△”表示发动机制动期间或有级变速单元218的滑行降档期间的接合，而空白表示释放。

在有级变速单元218中，通过后面描述的电子控制单元240切换根据驾驶员(驾驶车辆的人)对加速器的操作设置的at档位、车速v等，即，选择性地设置at档位。例如，在有级变速单元218的变速控制中，通过接合装置cb中的任何切换来执行变速，也即，执行所谓的离合器到离合器变速，其中通过在接合装置cb的接合和释放之间进行切换来执行变速。在本实施例中，例如，从at第二档位到at第一档位的降档表示为2→1降档。同样适用于其他升档和降档。

车辆200还包括单向离合器f0。单向离合器f0是能够固定行星齿轮架ca0使得行星齿轮架ca0无法旋转的锁定机构。即，单向离合器f0是能够将与发动机202的曲轴连接并且与行星齿轮架ca0一体旋转的连接轴226固定到壳体214的锁定机构。在单向离合器f0中，两个可相对旋转构件中的一个构件一体地连接到连接轴226，另一个一体地连接到壳体214。单向离合器f0在作为发动机202运转期间的旋转方向的正旋转方向上空转，并在与发动机202运转期间的旋转方向相反的旋转方向上自动接合。因此，在单向离合器f0空转时，发动机202处于能够相对于壳体214旋转的状态。另一方面，在单向离合器f0接合时，发动机202不处于能够相对于壳体214旋转的状态。即，通过单向离合器f0的接合将发动机202固定于壳体214。因此，单向离合器f0允许行星齿轮架ca0在正旋转方向(该正旋转方向是发动机202运转期间的旋转方向)上的旋转，并且抑制行星齿轮架ca0在负旋转方向上的旋转。即，单向离合器f0是允许发动机202在正旋转方向上的旋转并抑制发动机202在负旋转方向上的旋转的锁定机构。

图12是示出无级变速单元216和有级变速单元218中的各个旋转元件的转速之间的相对关系的列线图。在图12中，与构成无级变速单元216的差动机构230的三个旋转元件相对应的三个垂直线y1、y2和y3从左起依次是代表与第二旋转元件re2对应的太阳轮s0的转速的g轴、代表与第一旋转元件re1相对应的行星齿轮架ca0的转速的e轴，以及代表与第三旋转元件re3相对应的齿圈r0的转速(即，有级变速单元218的输入转速)的m轴。另外，有级变速单元218的四个垂直线y4、y5、y6、y7从左起依次是分别代表与第四旋转元件re4相对应的太阳轮s2的转速、与第五旋转元件re5相对应的相互连接的齿圈r1和行星齿轮架ca2的转速(即，输出轴220的转速)、与第六旋转元件re6相对应的相互连接的行星齿轮架ca1和齿圈r2的转速、以及与第七旋转元件re7相对应的太阳轮s1的转速的轴线。垂直线y1、y2、y3之间的间距根据差动机构230的传动比ρ0确定。此外，垂直线y4、y5、y6、y7之间的间距根据第一行星齿轮装置232和第二行星齿轮装置234的传动比ρ1、ρ2确定。

当通过使用图12的列线图表示时，在无级变速单元216的差动机构230中，提供了一种构造，其中，通过将发动机202(参见图中的“eng”)连接至第一旋转元件re1、将第一旋转机mg1(参见图中的“mg1”)连接至第二旋转元件re2、以及将第二旋转机mg2(参见图中的“mg2”)连接至与中间传递构件228一体地旋转的第三旋转元件re3，发动机202的旋转通过中间传递构件228被传递至有级变速单元218。在无级变速单元216中，太阳轮s0的转速与齿圈r0的转速之间的关系由与垂直线y2交叉的直线l0e、l0m和l0r中的每一个来表示。

另外，在有级变速单元218中，第四旋转元件re4通过离合器c1选择性地连接至中间传递构件228，第五旋转元件re5连接至输出轴220，第六旋转元件re6通过离合器c2选择性地连接到中间传递构件228，并且通过制动器b2选择性地连接到壳体214，并且第七旋转元件re7通过制动器b1选择性地连接到壳体214。在有级变速单元218中，通过接合装置cb的接合/释放控制，由与垂直线y5交叉的直线l1、l2、l3、l4、lr中的每一个示出输出轴220上的“1st”、“2nd”、“3rd”、“4th”、“rev”中的每一个的转速。

图12中实线所示的直线l0e和直线l1、l2、l3、l4表示在混合动力行驶模式下的前进行驶中的各旋转元件的相对速度，该混合动力行驶模式允许进行至少使用发动机202作为动力源的混合动力行驶。在混合动力行驶模式下，在差动机构230中，当反作用转矩(即第一旋转机mg1相对于输入至行星齿轮架ca0的发动机转矩te的负转矩)输入至处于正旋转的太阳轮s0时，在齿圈r0上产生直接传递到发动机的并且是正旋转中的正转矩的转矩td(＝te/(1+ρ0)＝-(1/ρ0)×tg)。然后，根据要求驱动力，直接传递至发动机的转矩td和mg2转矩tm的总转矩被用作车辆200的前进方向上的驱动转矩，并通过有级变速单元218被传递至驱动轮206，其中形成有at第一档位至at第四档位中的任何一个。此时，第一旋转机mg1用作以正旋转产生负转矩的发电机。以第一旋转机mg1的发电电力wg对电池212充电，第二旋转机mg2消耗该发电电力。第二旋转机mg2通过使用全部或一些发电电力wg或者除了发电电力wg之外还通过使用来自电池212的电力来输出mg2转矩tm。

图12中用虚线指示的直线l0m和图12中用实线指示的直线l1、l2、l3、l4指示在允许电动机行驶的电动机行驶模式下的前进行驶中的各旋转元件的相对速度，在电动机行驶模式中，在发动机202的运转停止的状态下，执行使用第一旋转机mg1和第二旋转机mg2中的至少一个作为动力源的电动机行驶。在电动机行驶模式中在前进行驶中的电动机行驶例如包括：仅使用第二旋转机mg2作为动力源的单驱动电动机行驶，以及使用第一旋转机mg1和第二旋转机mg2两者作为动力源的双驱动电动机行驶。在单驱动电动机行驶中，行星齿轮架ca0被设为零旋转，并且作为正旋转中的正转矩的mg2转矩tm被输入到齿圈r0。在这种情况下，连接至太阳轮s0的第一旋转机mg1被设定为空载状态，并且在负旋转中空转。在单驱动电动机行驶中，单向离合器f0被释放，并且连接轴226未固定到壳体214。在双驱动电动机行驶中，在将行星齿轮架ca0设为零旋转的状态下，当mg1转矩tg(负旋转中的负转矩)被输入至太阳轮s0时，单向离合器f0自动接合，从而抑制行星齿轮架ca0在负旋转方向上的旋转。在通过单向离合器f0的接合使行星齿轮架ca0不可旋转地固定的状态下，由mg1转矩tg产生的反作用转矩被输入到齿圈r0。另外，与单驱动电动机行驶中一样，在双驱动电动机行驶中，mg2转矩tm被输入到齿圈r0。在行星齿轮架ca0已经进入零旋转的状态下，当作为负旋转中的负转矩的mg1转矩tg输入至太阳轮s0时，当未输入mg2转矩tm时，也可以以mg1转矩tg进行单驱动电动机行驶。在电动机行驶模式下的前进行驶中，不驱动发动机202，使发动机转速ne为零，将mg1转矩tg和mg2转矩tm中的至少一个用作前进方向的车辆200的驱动转矩，并通过形成有at第一档位至at第四档位中的任何一个的有级变速单元218被传递至驱动轮206。在电动机行驶模式下的前进行驶中，mg1转矩tg是负旋转的动力转矩和负转矩，mg2转矩tm是正旋转的动力转矩和正转矩。

由图12中用虚线表示的直线l0r和直线lr表示在电动机行驶模式下的反向行驶中的旋转元件的相对速度。在电动机行驶模式下的后退行驶中，作为负旋转中的负转矩的mg2转矩tm输入至齿圈r0，mg2转矩tm被用作车辆200的反向上的驱动转矩，并通过其中形成有at第一档位的有级变速单元218被传递到驱动轮206。在车辆200中，后面将描述的电子控制单元240使第二旋转机mg2例如在形成多个at档位中的作为用于前进行驶的低速at档位的at第一档位的状态下输出用于后退行驶的mg2转矩tm，其中，在前进行驶期间，用于倒退行驶的mg2转矩tm在旋转方向上与用于前进行驶的mg2转矩相反，即，正和负。在电动机行驶模式中的后退行驶中，mg2转矩tm是负旋转的动力转矩和负转矩。在混合动力行驶模式下，能够使第二旋转机mg2如直线l0r所示地通过负旋转而旋转。因此，可以像在电动机行驶模式中一样执行后退行驶。

在混合动力行驶模式中，当控制第一旋转机mg1的转速使得太阳轮s0的转速相对于由于有级变速单元218中的at档位的形成所导致的驱动轮206的旋转所限制的齿圈r0的转速增大或减小时，行星齿轮架ca0的转速，(即，发动机转速ne)增大或减小。因此，在混合动力行驶中，可以使发动机202在有效工作点运转。即，形成有at档位的有级变速单元218和作为无级变速器运转的无级变速单元216可以构成整体用作无级变速器的复合变速器238a。因此，复合变速器238可以是无级变速器，其将发动机202的动力传递至驱动轮206并控制变速比(＝发动机转速ne/at输出转速no)，以使发动机转速ne达到目标发动机转速netgt，并且用作能够机械地调节发动机转速ne的旋转调节装置。可替代地，由于无级变速单元216可以像有级变速器那样进行变速，因此，由形成有at档位的有级变速单元218和像无级变速器一样执行变速的无级变速单元216构成的复合变速器238可以整体上像有级变速器一样执行换档。

车辆200还包括电子控制单元240，作为包括与发动机202、第一旋转机mg1、第二旋转机mg2等的控制有关的车辆200的控制装置的控制器。电子控制单元240具有与上述第一实施例中所示的电子控制单元100相同的配置。与提供给电子控制单元100的信号相似的各种信号等被提供给电子控制单元240。从电子控制单元240输出与电子控制单元100输出的相似的各种命令信号。电子控制单元240具有与包括在电子控制单元100中的混合动力控制器102、旋转变化率设定单元104和状态判定单元106的各个功能等同的功能。类似于实现控制功能的第一实施例中示出的电子控制单元100，在建立加速要求时的发动机转速ne的增加和驱动转矩tw的增大之间的适当关系的同时，电子控制单元240可以执行根据加速要求适当地增加驱动转矩tw的控制功能。

根据本实施例，可以获得与上述第一实施例相同的效果。

本实施例例示了如图13所示的车辆300，其与上述第一实施例所示的车辆10不同。图13是示出应用本发明的车辆300的概略构造的图。在图13中，车辆300是包括发动机302、旋转机mg、动力传递装置304和驱动轮306的混合动力车辆。

发动机302具有与上述第一实施例所示的发动机12相同的构造。在发动机302中，通过将在后面描述的电子控制单元318控制设置在车辆300中的诸如电子节流阀、燃料喷射装置、点火装置和废气旁通阀等的发动机控制装置308来控制发动机转矩te。

旋转机mg是具有作为电动马达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是通过动力传递装置304连接至驱动轮306以传递动力的旋转机。旋转机mg通过设置在车辆300中的逆变器310连接到设置在车辆300中的电池312。在旋转机mg中，通过稍后描述的电子控制单元318控制逆变器310来控制作为旋转机mg的输出转矩的mg转矩tmg。

动力传递装置304包括离合器k0、自动变速器314等。自动变速器314的输入旋转构件通过离合器k0连接到发动机302，并且还直接连接到旋转机mg。在动力传递装置304中，发动机302的动力依次通过离合器k0、自动变速器314等传递到驱动轮306，旋转机mg的动力通过自动变速器314等传递到驱动轮306。发动机302和旋转机mg是用于车辆300行驶的动力源，其连接至驱动轮306以传递动力。

离合器k0是液压摩擦接合装置，其连接和断开发动机302和驱动轮306之间的动力传递路径。自动变速器314是例如已知的带式无级变速器。在自动变速器314中，通过设置在车辆300中并且由后面将描述的电子控制单元318驱动的液压控制回路316调节初级压力和次级压力来分别控制初级推力和次级推力。以此方式，在自动变速器314中，改变变速比(＝发动机转速ne/自动变速器314的输出旋转构件的转速)，并且控制皮带夹紧压力以使变速器皮带不打滑。即，自动变速器314是将发动机302的动力传递至驱动轮306并控制变速比以使发动机转速ne达到目标发动机转速netgt的无级变速器，并用作能够机械地调节发动机转速ne的旋转调节装置。

在车辆300中，在离合器k0被释放且发动机302停止运转的状态下，通过使用来自电池312的电力，能够仅使用旋转机mg作为用于行驶的动力源进行电动机行驶。在车辆300中，在离合器k0被接合的状态下，通过使发动机302运转，可以至少使用发动机302作为用于行驶的动力源来进行混合动力行驶。

车辆300还包括作为控制器的电子控制单元318，该电子控制单元318包括与发动机302、旋转机mg等的控制有关的车辆300的控制装置。电子控制单元318具有与第一实施例中所示的电子控制单元100相同的配置。与提供给电子控制单元100的信号相似的各种信号等被提供给电子控制单元318。从电子控制单元318输出与电子控制单元100输出的命令信号相似的各种命令信号。电子控制单元318具有与电子控制单元100中包括的混合动力控制器102、旋转变化率设定单元104和状态判定单元106的各个功能等同的功能。类似于实现控制功能的第一实施例中示出的电子控制单元100，在建立加速要求时的发动机转速ne的增加和驱动转矩tw的增大之间的适当关系的同时，电子控制单元318可以执行根据加速要求适当地增大驱动转矩tw的控制功能。在车辆300中，控制自动变速器314的变速比，以使得加速要求时的ne上升率rne被设定为与涡轮增压压力pchg相对应的值，并且此时，为了补偿不足的驱动转矩tw，通过控制mg转矩tmg的旋转机mg执行转矩辅助。

根据本实施例，可以获得与上述第一实施例相同的效果。

尽管已经参考附图详细描述了本发明的实施例，但是本发明可应用于其他模式。

例如，在上述第一实施例中，像车辆200一样，车辆10可以是未设置变速单元58、并且发动机12与差动单元60连接的车辆。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操作的机构。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可以是差动机构，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。第二行星齿轮机构82可以是差动齿轮装置，其中第一旋转机mg1和传动齿轮74分别连接到由发动机12驱动而旋转的小齿轮和与小齿轮啮合的一对锥齿轮。第二行星齿轮机构82可以是具有以下构造的机构，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、旋转机和驱动轮连接到行星齿轮装置的旋转元件以传递动力。

另外，在上述第二实施例中，单向离合器f0例示为能够以不可旋转状态固定行星齿轮架ca0的锁定机构，但本发明不限于这种模式。例如，该锁定机构可以是用于选择性地连接连接轴226和壳体214的诸如啮合型离合器的接合装置、诸如离合器和制动器的液压摩擦接合装置、干式接合装置、电磁摩擦接合装置、磁粉离合器。可替代地，车辆200不一定需要包括单向离合器f0。

另外，在上述第二实施例中，有级变速单元218例示为形成差动机构230与驱动轮206之间的动力传递路径的一部分的自动变速器，但本发明并不限定于这种模式。自动变速器可以是例如同步啮合式平行双轴自动变速器、公知的双离合器变速器(dct)(其是同步啮合平行双轴式自动变速器并且具有两个输入轴系统)、以及公知的皮带式无级变速器。

在上述第三实施例中，车辆300还可包括发电机，该发电机机械地连接至发动机302并通过发动机302的动力来发电。该发电机可以通过控制发电电力来控制发动机转速ne。即，发电机是这样的旋转机：发动机302的动力传递至该旋转机，并且控制输出转矩以使发动机转速ne达到目标发动机转速netgt，并且可以用作能够机械地调节发动机转速ne的旋转调节装置。如上所述，在离合器k0被释放的电动机行驶中，所谓的串联式混合动力行驶是可能的，其中，通过发动机302使发电机发电，并且发电电力被供应到旋转机。在串联式混合动力行驶中，发动机302的动力被转换成电力，并且来自由电力驱动的旋转机mg的输出转矩被传递至驱动轮306。这样，可以看到，即使在串联式混合动力行驶中，发动机302的动力也被传递到驱动轮306。因此，可以将本发明应用于已知的串联式混合动力车辆。

此外，在上述实施例中，除了排气涡轮式涡轮增压器18之外，还可以设置由发动机或电动马达驱动而旋转的机械泵式涡轮增压器。可替代地，涡轮增压器18可以包括能够控制压缩机18c的转速的致动器，例如电动马达。

应当注意，以上描述仅仅是实施例，并且可以基于本领域技术人员的知识以各种变型和改进的形式实现本发明。

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