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WO2014080529A1 - ハイブリッド車両用駆動装置 - Google Patents

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Publication number
WO2014080529A1
WO2014080529A1 PCT/JP2012/080506 JP2012080506W WO2014080529A1 WO 2014080529 A1 WO2014080529 A1 WO 2014080529A1 JP 2012080506 W JP2012080506 W JP 2012080506W WO 2014080529 A1 WO2014080529 A1 WO 2014080529A1
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WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
engine
change
torque
speed
shift
Prior art date
Application number
PCT/JP2012/080506
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
健太 熊▲崎▼
松原　亨
田端　淳
達也 今村
北畑　剛
康博 日浅
Original Assignee
トヨタ自動車株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by トヨタ自動車株式会社 filed Critical トヨタ自動車株式会社
Priority to PCT/JP2012/080506 priority Critical patent/WO2014080529A1/ja
Publication of WO2014080529A1 publication Critical patent/WO2014080529A1/ja

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    • B60W10/10—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of change-speed gearings
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
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    • F16H37/0833—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths
    • F16H37/084—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths at least one power path being a continuously variable transmission, i.e. CVT
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    • F16H—GEARING
    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
    • F16H3/72—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion with a secondary drive, e.g. regulating motor, in order to vary speed continuously
    • F16H3/727—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion with a secondary drive, e.g. regulating motor, in order to vary speed continuously with at least two dynamo electric machines for creating an electric power path inside the gearing, e.g. using generator and motor for a variable power torque path
    • F16H3/728—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion with a secondary drive, e.g. regulating motor, in order to vary speed continuously with at least two dynamo electric machines for creating an electric power path inside the gearing, e.g. using generator and motor for a variable power torque path with means to change ratio in the mechanical gearing
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/60—Other road transportation technologies with climate change mitigation effect
    • Y02T10/62—Hybrid vehicles

Definitions

  • the present invention relates to a hybrid vehicle drive device.
  • Patent Document 1 discloses a transmission mechanism that shifts the rotation of an internal combustion engine and transmits it to a power distribution mechanism, a first transmission shaft that transmits power from the internal combustion engine to the transmission mechanism, and power output from the transmission mechanism.
  • the technology of the drive device of the hybrid vehicle provided with the 2nd transmission shaft which transmits to a power distribution mechanism is disclosed.
  • An object of the present invention is to provide a drive device for a hybrid vehicle that can improve the controllability of shift control.
  • a drive device for a hybrid vehicle of the present invention includes an engine, a first rotating machine, a second rotating machine, a transmission unit that transmits rotation of the engine, and a first rotating element connected to an output element of the shifting unit. And a differential part having a second rotating element connected to the first rotating machine and a third rotating element connected to the second rotating machine and a drive wheel, and changing the rotational speed of the engine When a shift request requiring the above is made by the driver, the engine speed change is restricted at the start of the shift.
  • the change in the rotational speed of the engine is completed before the end of the inertia phase of the shift.
  • the engine speed change starts at the start of the inertia phase of the shift.
  • the change in the rotation speed of the first rotating machine is restricted at the start of the shift when a shift request requiring a change in the rotation speed of the engine is made by the driver.
  • the hybrid vehicle drive device it is preferable to regulate a change in the rotational speed of the first rotating machine during the inertia phase of the shift.
  • the hybrid vehicle drive device regulates a change in the engine speed at the start of a gear shift when a shift request requiring a change in the engine speed is made by the driver. According to the hybrid vehicle driving device of the present invention, the output torque at the start of the inertia phase is stabilized, and the controllability of the shift control can be improved.
  • FIG. 1 is a flowchart according to the shift control of the embodiment.
  • FIG. 2 is a skeleton diagram of the vehicle according to the embodiment.
  • FIG. 3 is an input / output relationship diagram of the vehicle according to the embodiment.
  • FIG. 4 is a diagram illustrating an operation engagement table of the hybrid vehicle drive device according to the embodiment.
  • FIG. 5 is a collinear diagram related to the single motor EV mode.
  • FIG. 6 is a collinear diagram related to the both-motor EV mode.
  • FIG. 7 is a collinear diagram related to the HV low mode.
  • FIG. 8 is a collinear diagram related to the HV high mode.
  • FIG. 9 is a collinear diagram illustrating an example of a downshift operation before the start of the inertia phase.
  • FIG. 9 is a collinear diagram illustrating an example of a downshift operation before the start of the inertia phase.
  • FIG. 10 is an alignment chart showing an example of a downshift operation during the inertia phase.
  • FIG. 11 is an alignment chart showing an example of the downshift operation at the end of the inertia phase.
  • FIG. 12 is a time chart showing an example of the downshift operation.
  • FIG. 13 is a collinear diagram illustrating an operation before the start of the inertia phase according to the downshift control of the embodiment.
  • FIG. 14 is a collinear diagram illustrating the operation during the inertia phase according to the downshift control of the embodiment.
  • FIG. 15 is a collinear diagram illustrating an operation at the end of the inertia phase according to the downshift control of the embodiment.
  • FIG. 16 is a time chart according to the downshift control of the embodiment.
  • FIG. 17 is a time chart of the speed change operation according to the first modification of the embodiment.
  • FIG. 18 is a time chart of the speed change operation according to the second modification of the embodiment.
  • FIG. 1 is a flowchart according to the shift control of the embodiment of the present invention
  • FIG. 2 is a skeleton diagram of the vehicle according to the embodiment
  • FIG. 3 is an input / output relation diagram of the vehicle according to the embodiment.
  • the vehicle 100 is a hybrid vehicle having an engine 1, a first rotating machine MG1, and a second rotating machine MG2 as power sources.
  • Vehicle 100 may be a plug-in hybrid vehicle that can be charged by an external power source.
  • the vehicle 100 includes an engine 1, a first planetary gear mechanism 10, a second planetary gear mechanism 20, a first rotating machine MG1, a second rotating machine MG2, a clutch CL1, a brake BK1, and an HV_ECU 50.
  • MG_ECU 60 engine ECU 70, and transmission ECU 80.
  • the hybrid vehicle drive device 1-1 includes the engine 1, the first rotating machine MG1, the second rotating machine MG2, the first planetary gear mechanism 10, and the second planetary gear mechanism 20. ing.
  • the hybrid vehicle drive device 1-1 may further include a clutch CL1 and a brake BK1 as engagement devices, and control devices such as the ECUs 50, 60, 70, and 80.
  • the hybrid vehicle drive device 1-1 can be applied to an FF (front engine front wheel drive) vehicle, an RR (rear engine rear wheel drive) vehicle, or the like.
  • the hybrid vehicle drive device 1-1 is mounted on the vehicle 100 such that the axial direction is the vehicle width direction, for example.
  • a transmission unit that includes the first planetary gear mechanism 10 and transmits the rotation of the engine 1 is configured. Further, a differential unit is configured including the second planetary gear mechanism 20. The clutch CL1 and the brake BK1 are engaging devices that change the speed of the first planetary gear mechanism 10.
  • Engine 1 which is an engine converts the combustion energy of the fuel into a rotary motion of the output shaft and outputs it.
  • the output shaft of the engine 1 is connected to the input shaft 2.
  • the input shaft 2 is an input shaft of the power transmission device.
  • the power transmission device includes a first rotating machine MG1, a second rotating machine MG2, a clutch CL1, a brake BK1, a differential device 30 and the like.
  • the input shaft 2 is arranged coaxially with the output shaft of the engine 1 and on an extension line of the output shaft.
  • the input shaft 2 is connected to the first carrier 14 of the first planetary gear mechanism 10.
  • the first planetary gear mechanism 10 of the present embodiment is connected to the engine 1 and corresponds to a first differential mechanism that transmits the rotation of the engine 1.
  • the first planetary gear mechanism 10 is an input-side differential mechanism that is disposed closer to the engine 1 than the second planetary gear mechanism 20.
  • the first planetary gear mechanism 10 can change the rotation of the engine 1 and output it.
  • the first planetary gear mechanism 10 is a single pinion type and includes a first sun gear 11, a first pinion gear 12, a first ring gear 13, and a first carrier 14.
  • the first ring gear 13 is coaxial with the first sun gear 11 and is disposed on the radially outer side of the first sun gear 11.
  • the first pinion gear 12 is disposed between the first sun gear 11 and the first ring gear 13 and meshes with the first sun gear 11 and the first ring gear 13, respectively.
  • the first pinion gear 12 is rotatably supported by the first carrier 14.
  • the first carrier 14 is connected to the input shaft 2 and rotates integrally with the input shaft 2. Therefore, the first pinion gear 12 can rotate (revolve) together with the input shaft 2 around the central axis of the input shaft 2 and is supported by the first carrier 14 and rotated around the central axis of the first pinion gear 12 ( Rotation) is possible.
  • the clutch CL1 is a clutch device capable of connecting the first sun gear 11 and the first carrier 14.
  • the clutch CL1 can be, for example, a friction engagement clutch, but is not limited thereto, and a clutch device such as a meshing clutch may be used as the clutch CL1.
  • the clutch CL1 is driven by hydraulic pressure to be engaged or released.
  • the fully engaged clutch CL1 can connect the first sun gear 11 and the first carrier 14 and rotate the first sun gear 11 and the first carrier 14 together.
  • the fully engaged clutch CL ⁇ b> 1 regulates the differential of the first planetary gear mechanism 10.
  • the released clutch CL1 separates the first sun gear 11 and the first carrier 14 and allows relative rotation between the first sun gear 11 and the first carrier 14. That is, the released clutch CL1 allows the first planetary gear mechanism 10 to be differentially operated.
  • the clutch CL1 can be controlled to a half-engaged state.
  • the brake BK1 is a brake device that can regulate the rotation of the first sun gear 11.
  • the brake BK1 has an engagement element connected to the first sun gear 11, and an engagement element connected to the vehicle body side, for example, a case of the power transmission device.
  • the brake BK1 may be a friction engagement type clutch device similar to the clutch CL1, but is not limited thereto, and a clutch device such as a meshing type clutch may be used as the brake BK1.
  • the brake BK1 is driven by, for example, hydraulic pressure to be engaged or released.
  • the fully engaged brake BK1 connects the first sun gear 11 and the vehicle body side and can regulate the rotation of the first sun gear 11.
  • the brake BK1 in the released state separates the first sun gear 11 and the vehicle body side and allows the first sun gear 11 to rotate.
  • the brake BK1 can be controlled to be in a half-engaged state.
  • the second planetary gear mechanism 20 of the present embodiment corresponds to a second differential mechanism that connects the first planetary gear mechanism 10 and the drive wheel 32.
  • the second planetary gear mechanism 20 is an output-side differential mechanism that is disposed closer to the drive wheel 32 than the first planetary gear mechanism 10.
  • the second planetary gear mechanism 20 is a single pinion type and includes a second sun gear 21, a second pinion gear 22, a second ring gear 23, and a second carrier 24.
  • the second planetary gear mechanism 20 is disposed coaxially with the first planetary gear mechanism 10 and faces the engine 1 with the first planetary gear mechanism 10 interposed therebetween.
  • the second ring gear 23 is coaxial with the second sun gear 21 and is disposed on the radially outer side of the second sun gear 21.
  • the second pinion gear 22 is disposed between the second sun gear 21 and the second ring gear 23 and meshes with the second sun gear 21 and the second ring gear 23, respectively.
  • the second pinion gear 22 is rotatably supported by the second carrier 24.
  • the second carrier 24 is connected to the first ring gear 13 and rotates integrally with the first ring gear 13.
  • the second pinion gear 22 can rotate (revolve) around the central axis of the input shaft 2 together with the second carrier 24, and is supported by the second carrier 24 to rotate (rotate) around the central axis of the second pinion gear 22. It is possible.
  • the first ring gear 13 is an output element of the first planetary gear mechanism 10, and can output the rotation input from the engine 1 to the first planetary gear mechanism 10 to the second carrier 24.
  • the second carrier 24 corresponds to the first rotating element connected to the output element of the first planetary gear mechanism 10.
  • the second sun gear 21 is connected to the rotary shaft 33 of the first rotary machine MG1.
  • the rotating shaft 33 of the first rotating machine MG1 is disposed coaxially with the input shaft 2 and rotates integrally with the second sun gear 21.
  • the second sun gear 21 corresponds to the second rotating element connected to the first rotating machine MG1.
  • a counter drive gear 25 is connected to the second ring gear 23.
  • the counter drive gear 25 is an output gear that rotates integrally with the second ring gear 23.
  • the second ring gear 23 corresponds to the third rotating element connected to the second rotating machine MG ⁇ b> 2 and the drive wheel 32.
  • the second ring gear 23 is an output element that can output the rotation input from the first rotating machine MG ⁇ b> 1 or the first planetary gear mechanism 10 to the drive wheels 32.
  • the counter drive gear 25 is meshed with the counter driven gear 26.
  • the counter driven gear 26 is connected to a drive pinion gear 28 via a counter shaft 27.
  • the counter driven gear 26 and the drive pinion gear 28 rotate integrally.
  • the counter driven gear 26 is engaged with a reduction gear 35.
  • the reduction gear 35 is connected to the rotation shaft 34 of the second rotary machine MG2. That is, the rotation of the second rotating machine MG2 is transmitted to the counter driven gear 26 via the reduction gear 35.
  • the reduction gear 35 has a smaller diameter than that of the counter driven gear 26, and reduces the rotation of the second rotary machine MG ⁇ b> 2 and transmits it to the counter driven gear 26.
  • the drive pinion gear 28 meshes with the diff ring gear 29 of the differential device 30.
  • the differential device 30 is connected to drive wheels 32 via left and right drive shafts 31.
  • the second ring gear 23 is connected to the drive wheel 32 via a counter drive gear 25, a counter driven gear 26, a drive pinion gear 28, a differential device 30 and a drive shaft 31.
  • the second rotating machine MG2 is connected to a power transmission path between the second ring gear 23 and the drive wheels 32, and can transmit power to the second ring gear 23 and the drive wheels 32, respectively. .
  • the first rotating machine MG1 and the second rotating machine MG2 each have a function as a motor (electric motor) and a function as a generator.
  • the first rotary machine MG1 and the second rotary machine MG2 are connected to a battery via an inverter.
  • the first rotating machine MG1 and the second rotating machine MG2 can convert the electric power supplied from the battery into mechanical power and output it, and are driven by the input power to convert the mechanical power into electric power. Can be converted.
  • the electric power generated by the rotating machines MG1 and MG2 can be stored in the battery.
  • an AC synchronous motor generator can be used as the first rotating machine MG1 and the second rotating machine MG2, for example.
  • a rotating machine MG1 is arranged.
  • the hybrid vehicle drive device 1-1 of the present embodiment is a multi-shaft type in which the input shaft 2 and the rotation shaft 34 of the second rotary machine MG2 are arranged on different axes.
  • the vehicle 100 includes an HV_ECU 50, an MG_ECU 60, an engine ECU 70, and a transmission ECU 80.
  • Each ECU 50, 60, 70, 80 is an electronic control unit having a computer.
  • the HV_ECU 50 has a function of integrally controlling the entire vehicle 100.
  • MG_ECU 60, engine ECU 70, and transmission ECU 80 are electrically connected to HV_ECU 50.
  • MG_ECU 60 can control the first rotary machine MG1 and the second rotary machine MG2. For example, the MG_ECU 60 adjusts the current value supplied to the first rotary machine MG1 and the power generation amount of the first rotary machine MG1, controls the output torque of the first rotary machine MG1, and controls the second rotary machine MG2. On the other hand, it is possible to control the output torque of the second rotary machine MG2 by adjusting the current value to be supplied and the power generation amount of the second rotary machine MG2.
  • the engine ECU 70 can control the engine 1.
  • the engine ECU 70 can, for example, control the opening of the electronic throttle valve of the engine 1, perform ignition control of the engine by outputting an ignition signal, and perform fuel injection control on the engine 1.
  • the engine ECU 70 can control the output torque of the engine 1 by opening control of the electronic throttle valve, injection control, ignition control, and the like.
  • the transmission ECU 80 can control the transmission unit.
  • the transmission ECU 80 controls the transmission unit by controlling the clutch hydraulic pressure supplied to the clutch CL1 and the brake hydraulic pressure supplied to the brake BK1.
  • the transmission ECU 80 shifts the first planetary gear mechanism 10 by engaging or releasing the clutch CL1 and the brake BK1 based on the gear ratio command output from the HV_ECU 50.
  • the HV_ECU 50 is connected to a vehicle speed sensor, an accelerator opening sensor, an MG1 rotational speed sensor, an MG2 rotational speed sensor, an output shaft rotational speed sensor, and the like.
  • the HV_ECU 50 causes the vehicle speed, the accelerator opening, the rotational speed of the first rotating machine MG1 (hereinafter also simply referred to as “MG1 rotating speed”), and the rotating speed of the second rotating machine MG2. (Hereinafter simply referred to as “MG2 rotational speed”), the output shaft rotational speed of the power transmission device and the like can be acquired.
  • the HV_ECU 50 receives a climbing signal, a signal indicating the battery state SOC, and the like.
  • the HV_ECU 50 can calculate the required driving force, required power, required torque, and the like for the vehicle 100 based on the acquired information.
  • the HV_ECU 50 also describes the output torque of the first rotating machine MG1 (hereinafter also referred to as “MG1 torque”) and the output torque of the second rotating machine MG2 (hereinafter referred to as “MG2 torque”) based on the calculated request value.
  • MG1 torque the output torque of the second rotating machine MG2
  • engine torque the output torque of the engine 1
  • the HV_ECU 50 outputs the MG1 torque command value and the MG2 torque command value to the MG_ECU 60. Further, HV_ECU 50 outputs an engine torque command value to engine ECU 70.
  • the HV_ECU 50 controls the clutch CL1 and the brake BK1 via the transmission ECU 80, respectively, based on a travel mode described later.
  • the HV_ECU 50 outputs a command value for supply hydraulic pressure (engagement hydraulic pressure) for the clutch CL1 and a command value for supply hydraulic pressure (engagement hydraulic pressure) for the brake BK1.
  • a hydraulic control device (not shown) controls the hydraulic pressure supplied to the clutch CL1 and the brake BK1 according to each command value.
  • FIG. 4 is a view showing an operation engagement table of the hybrid vehicle drive device 1-1 according to the present embodiment.
  • the vehicle 100 can selectively execute hybrid (HV) traveling or EV traveling.
  • the HV travel is a travel mode in which the vehicle 100 travels using the engine 1 as a power source.
  • the second rotary machine MG2 may be used as a power source.
  • EV traveling is a traveling mode in which traveling is performed using at least one of the first rotating machine MG1 and the second rotating machine MG2 as a power source. In EV traveling, it is possible to travel with the engine 1 stopped.
  • the hybrid vehicle drive device 1-1 includes, as an EV travel mode, a single motor (single drive) EV mode that causes the vehicle 100 to travel using the second rotary machine MG2 as a single power source, and a first rotary machine. Both motors (both driving) EV mode for running vehicle 100 using MG1 and second rotating machine MG2 as a power source are provided.
  • FIG. 5 is a collinear diagram related to the single motor EV mode.
  • reference numerals S1, C1, and R1 indicate the first sun gear 11, the first carrier 14, and the first ring gear 13, respectively.
  • Reference numerals S2, C2, and R2 indicate the second sun gear 21 and the second carrier 24, respectively.
  • the 2nd ring gear 23 is shown.
  • the clutch CL1 and the brake BK1 are released.
  • the brake BK1 is released, the rotation of the first sun gear 11 is allowed, and when the clutch CL1 is released, the first planetary gear mechanism 10 can be differentiated.
  • the HV_ECU 50 causes the second rotary machine MG2 to output a positive torque via the MG_ECU 60 to cause the vehicle 100 to generate a driving force in the forward direction.
  • the second ring gear 23 rotates forward in conjunction with the rotation of the drive wheel 32.
  • the normal rotation is the rotation direction of the second ring gear 23 when the vehicle 100 moves forward.
  • the HV_ECU 50 operates the first rotary machine MG1 as a generator to reduce drag loss.
  • the HV_ECU 50 generates a power by applying a slight torque to the first rotating machine MG1, and sets the rotation speed of the first rotating machine MG1 to zero. Thereby, the drag loss of the first rotary machine MG1 can be reduced. Further, even when the MG1 torque is set to 0, the MG1 torque may not be applied if the MG1 rotation speed can be maintained at 0 using the cogging torque. Alternatively, the MG1 rotation speed may be set to 0 by the d-axis lock of the first rotating machine MG1.
  • the first ring gear 13 rotates along with the second carrier 24 and rotates forward.
  • the first planetary gear mechanism 10 since the clutch CL1 and the brake BK1 are in a neutral state, the engine 1 is not rotated and the first carrier 14 stops rotating. Therefore, it is possible to increase the amount of regeneration.
  • the first sun gear 11 idles and rotates negatively.
  • the neutral state of the first planetary gear mechanism 10 is a state in which no power is transmitted between the first ring gear 13 and the first carrier 14, that is, the engine 1 and the second planetary gear mechanism 20 are disconnected. In this state, power transmission is interrupted.
  • the first planetary gear mechanism 10 is connected to connect the engine 1 and the second planetary gear mechanism 20 when at least one of the clutch CL1 and the brake BK1 is engaged.
  • the battery When running in the single motor EV mode, the battery may be fully charged and regenerative energy may not be obtained. In this case, it is conceivable to use an engine brake together.
  • the clutch CL ⁇ b> 1 or the brake BK ⁇ b> 1 By engaging the clutch CL ⁇ b> 1 or the brake BK ⁇ b> 1, the engine 1 can be connected to the drive wheel 32 and the engine brake can be applied to the drive wheel 32.
  • the clutch CL1 or the brake BK1 when the clutch CL1 or the brake BK1 is engaged in the single motor EV mode, the engine 1 is brought into a rotating state, and the engine speed is increased by the first rotating machine MG1 to be in an engine braking state. be able to.
  • FIG. 6 is a collinear diagram related to the both-motor EV mode.
  • the clutch CL1 When the clutch CL1 is engaged, the differential of the first planetary gear mechanism 10 is restricted, and when the brake BK1 is engaged, the rotation of the first sun gear 11 is restricted. Accordingly, the rotation of all the rotating elements of the first planetary gear mechanism 10 is stopped. By restricting the rotation of the first ring gear 13 that is the output element, the second carrier 24 connected thereto is locked to zero rotation.
  • the HV_ECU 50 causes the first rotating machine MG1 and the second rotating machine MG2 to output driving driving torque, respectively. Since the rotation of the second carrier 24 is restricted, the second carrier 24 can take a reaction force against the torque of the first rotating machine MG ⁇ b> 1 and output the torque of the first rotating machine MG ⁇ b> 1 from the second ring gear 23.
  • the first rotating machine MG1 can output a positive torque from the second ring gear 23 by outputting a negative torque and rotating negatively when moving forward. On the other hand, at the time of reverse travel, the first rotary machine MG1 can output negative torque from the second ring gear 23 by outputting positive torque and rotating forward.
  • FIG. 7 is a collinear diagram related to the HV driving mode in the low state (hereinafter also referred to as “HV low mode”), and FIG. 8 is also referred to as the HV driving mode in the high state (hereinafter referred to as “HV high mode”).
  • HV low mode the HV driving mode in the low state
  • HV high mode the HV driving mode in the high state
  • the HV_ECU 50 engages the clutch CL1 and releases the brake BK1.
  • the clutch CL1 is engaged, the differential of the first planetary gear mechanism 10 is restricted, and the rotating elements 11, 13, and 14 rotate integrally. Accordingly, the rotation of the engine 1 is not accelerated or decelerated and is transmitted from the first ring gear 13 to the second carrier 24 at a constant speed.
  • the HV_ECU 50 releases the clutch CL1 and engages the brake BK1.
  • the engagement of the brake BK1 restricts the rotation of the first sun gear 11. Therefore, the first planetary gear mechanism 10 enters an overdrive (OD) state in which the rotation of the engine 1 input to the first carrier 14 is increased and output from the first ring gear 13.
  • the first planetary gear mechanism 10 can increase the rotation speed of the engine 1 and output it.
  • the gear ratio of the first planetary gear mechanism 10 during overdrive can be set to 0.7, for example.
  • the switching device including the clutch CL1 and the brake BK1 switches between a state in which the differential of the first planetary gear mechanism 10 is regulated and a state in which the differential of the first planetary gear mechanism 10 is allowed to switch.
  • the gear mechanism 10 is shifted.
  • the hybrid vehicle driving device 1-1 can be switched between the HV high mode and the HV low mode by the transmission unit including the first planetary gear mechanism 10, and the transmission efficiency of the vehicle 100 can be improved.
  • a second planetary gear mechanism 20 as a differential unit is connected in series with the subsequent stage of the transmission unit. Since the first planetary gear mechanism 10 is overdriven, there is an advantage that the first rotating machine MG1 does not have to be greatly increased in torque.
  • the HV_ECU 50 selects EV traveling in a low-load motor traveling region where the vehicle speed is low and the required driving force is small.
  • the motor travel range for example, the single motor EV mode is selected when the load is low, and the dual motor EV mode is selected when the load is high.
  • the region of higher vehicle speed and higher load than the motor travel region is the engine travel region.
  • the HV_ECU 50 selects the HV low mode in the middle and low vehicle speed and high load regions of the engine travel area, and selects the HV high mode in the high vehicle speed and low load region.
  • the fuel consumption can be improved by overdriving the transmission at high vehicle speed and low load.
  • the number of mechanical points becomes two, and the fuel consumption can be improved.
  • the mechanical point is a highly efficient operating point in which all the power input to the planetary gear mechanisms 10 and 20 is transmitted to the counter drive gear 25 by mechanical transmission without passing through an electrical path.
  • the first planetary gear mechanism 10 can increase the rotation of the engine 1 and output it from the first ring gear 13. Therefore, the hybrid vehicle drive device 1-1 is further provided on the high gear side with respect to the mechanical point when the engine 1 is directly connected to the second carrier 24 without the first planetary gear mechanism 10. Has one mechanical point. That is, the hybrid vehicle drive device 1-1 has two mechanical points on the high gear side. Therefore, the hybrid vehicle drive device 1-1 can realize a hybrid system that can improve fuel efficiency by improving transmission efficiency during high-speed traveling.
  • the hybrid vehicle drive device 1-1 also regulates the rotation of the output element of the first planetary gear mechanism 10 and the input element of the second planetary gear mechanism 20 by engaging the clutch CL1 and the brake BK1 of the transmission unit. It is possible to travel in the both-motor EV mode. For this reason, it is not necessary to provide a separate clutch or the like in order to realize the both-motor EV mode, and the configuration is simplified. In the layout of the present embodiment, the reduction ratio of the second rotary machine MG2 can be increased. Further, a compact arrangement can be realized by the FF or RR layout.
  • reverse drive In the case of reverse travel, during engine travel, the first rotary machine MG1 generates power as a generator, the second rotary machine MG2 powers as a motor, travels negatively, outputs negative torque, and travels. When the state of charge of the battery is sufficient, the second rotary machine MG2 may independently rotate in the single motor EV mode to run on the motor. Further, the second carrier 24 can be fixed and the vehicle can travel backward in the both-motor EV mode.
  • the HV_ECU 50 executes coordinated shift control for simultaneously shifting the first planetary gear mechanism 10 and the second planetary gear mechanism 20.
  • the HV_ECU 50 increases one gear ratio of the first planetary gear mechanism 10 and the second planetary gear mechanism 20 and decreases the other gear ratio.
  • HV_ECU 50 changes the gear ratio of second planetary gear mechanism 20 to the high gear side in synchronization with the mode switching when switching from the HV high mode to the HV low mode.
  • the discontinuous change of the gear ratio in the whole from the engine 1 of the vehicle 100 to the drive wheel 32 can be suppressed or reduced, and the degree of the change of the gear ratio can be reduced.
  • the HV_ECU 50 shifts the first planetary gear mechanism 10 and the second planetary gear mechanism 20 in a coordinated manner so as to continuously change the gear ratio of the entire vehicle 100 to the low side.
  • the HV_ECU 50 when switching from the HV low mode to the HV high mode, changes the gear ratio of the second planetary gear mechanism 20 to the low gear side in synchronization with the mode switching. Thereby, the discontinuous change of the gear ratio in the entire vehicle 100 can be suppressed or reduced, and the degree of change of the gear ratio can be reduced.
  • the HV_ECU 50 shifts the first planetary gear mechanism 10 and the second planetary gear mechanism 20 in a coordinated manner so as to continuously change the gear ratio of the entire vehicle 100 to the high side.
  • the adjustment of the gear ratio of the second planetary gear mechanism 20 is performed, for example, by controlling the rotational speed of the first rotating machine MG1.
  • the HV_ECU 50 controls the first rotary machine MG1 so as to change the speed ratio between the input shaft 2 and the counter drive gear 25 steplessly.
  • the entire transmission including the planetary gear mechanisms 10, 20, the first rotating machine MG1, the clutch CL1, and the brake BK1, that is, the transmission including the differential unit and the transmission unit operates as an electric continuously variable transmission.
  • FIGS. 9 is a collinear diagram illustrating an example of a downshift transmission operation before the start of the inertia phase
  • FIG. 10 is a collinear diagram illustrating an example of a downshift transmission operation during the inertia phase
  • FIG. 11 is a diagram at the end of the inertia phase.
  • FIG. 12 is a time chart showing an example of the downshift transmission operation.
  • FIG. 12 shows the shift operation during the power-on downshift.
  • (a) is the engagement torque of the brake BK1 and the clutch CL1
  • (b) is each torque
  • (c) is the front and rear G of the vehicle 100
  • (d) is each rotation speed
  • (e) is the input of the battery. Indicates the output power.
  • FIG. 12 shows a time chart when the power-on downshift is executed by depressing the accelerator pedal from the deceleration of the negative torque of the engine torque and the MG2 torque or the coasting.
  • the power-on downshift is a downshift that is made by a shift request that is generated, for example, when the accelerator opening is greatly increased by the driver's accelerator operation.
  • a shift request for downshift is generated due to an increase in required driving force and required power corresponding to an increase in accelerator opening. Further, in cruise control such as auto-cruise, a required driving force and a required power increase due to a change in traveling environment or the like, and a downshift speed change request is generated.
  • Such a shift request for the power-on downshift is a shift request for which a change in the rotational speed of the engine 1 is required.
  • the engine speed starts increasing from time t2 when the engine torque changes to positive torque.
  • the MG1 torque reaction torque
  • the MG1 torque (see symbol R12) from the start of the shift to the start of the inertia phase is a torque on the positive side with respect to the torque indicated by the broken line R13, that is, the torque corresponding to the engine torque.
  • the torque corresponding to the engine torque is, for example, torque that can regulate the change in the engine speed by balancing the torque transmitted from the second carrier 24 to the first ring gear 13 and the engine torque. It is.
  • the MG1 rotational speed increases as the engine rotational speed increases as indicated by reference numeral R14, and the input / output power of the battery changes due to fluctuations in the MG1 rotational speed as indicated by reference numeral R15.
  • the inertia phase starts at time t3 due to a decrease in the engagement torque of the brake BK1, a change in the rotational speed of the first sun gear 11 is allowed as shown in FIG. Therefore, it is possible to reduce the MG1 rotational speed while increasing the engine rotational speed in the inertia phase.
  • the MG1 torque in the inertia phase is set to a negative torque relative to the torque R13 corresponding to the reaction force with respect to the engine torque, and the MG1 rotational speed decreases as indicated by reference numeral R17.
  • the input / output power of the battery fluctuates in the direction opposite to that before the start of the inertia phase, as indicated by reference numeral R18.
  • the inertia phase ends at time t4.
  • the input torque of the transmission unit fluctuates before the start of the inertia phase, and it is difficult to accurately grasp the input torque. Thereby, there is a possibility that the controllability of the shift control is lowered, for example, the accuracy of the hydraulic control or hydraulic learning control of the brake BK1 and the clutch CL1 is lowered. Further, if the MG1 rotational speed changes with the engine rotational speed change, the battery input / output power balance greatly fluctuates.
  • the hybrid vehicle drive device 1-1 of the present embodiment changes the rotational speed of the engine 1 at the start of the shift when a shift request for changing the rotational speed of the engine 1 is made by the driver. To regulate. Thereby, the controllability of the shift control can be improved. For example, the start timing of the inertia phase can be accurately controlled. Further, according to the shift control of the hybrid vehicle drive device 1-1, fluctuations in the power balance of the input / output power of the battery can be suppressed.
  • FIG. 13 is a collinear diagram showing the operation before the start of the inertia phase according to the downshift control of the present embodiment.
  • FIG. 14 is a collinear diagram showing the operation during the inertia phase according to the downshift control of the present embodiment.
  • 15 is a collinear diagram showing the operation at the end of the inertia phase according to the downshift control of the present embodiment, and
  • FIG. 16 is a time chart according to the downshift control of the present embodiment.
  • the HV_ECU 50 regulates the change in the rotational speed of the engine 1 at the start of the shift.
  • the engine rotation speed is not changed, the change speed of the engine rotation speed is reduced, and the engine rotation speed is not increased even if the engine torque is positive.
  • the engine speed and the change speed of the engine speed are not changed even when the engine torque is switched from negative torque to positive torque.
  • the change speed of the engine speed is reduced, the change speed of the engine speed during a predetermined period from the start of the shift may be made lower than the change speed of the engine speed after the predetermined period has elapsed.
  • the hybrid vehicle drive device 1-1 of the present embodiment delays the increase in the engine speed with respect to the start of the shift at time t12, and regulates the change in the engine speed for a predetermined period.
  • the predetermined period is a predetermined period from the start of the shift, and in this embodiment, is a period from the start of the shift to the start of the inertia phase, and is a period from time t12 to time t13 in FIG.
  • Accelerator is depressed at time t11 and a downshift is requested.
  • the engine torque and the MG2 torque start to increase from time t11, and switch from negative torque to positive torque at time t12.
  • the engagement torque of the brake BK1 starts to be reduced as indicated by reference numeral R21, and the inertia phase starts at time t13.
  • the MG1 torque from the start of the shift to the start of the inertia phase is a torque corresponding to the reaction force with respect to the engine torque, as indicated by reference numeral R22.
  • the MG1 torque R22 is a torque that balances the torques of the three rotating elements in the second planetary gear mechanism 20 and restricts a change in the rotational speed of the AT output shaft (second carrier 24).
  • Rotational speed change of the engine 1 starts at the start of the inertia phase (time t13).
  • the start of the change in the rotational speed of the engine 1 may be simultaneously with the start of the inertia phase or after a predetermined time has elapsed from the start of the inertia phase.
  • the HV_ECU 50 reduces the MG1 torque to be less than the torque corresponding to the engine torque indicated by the broken line R27, as indicated by reference numeral R26. Thereby, the engine speed starts to rise.
  • the MG1 torque R26 at this time is a value that allows an increase in the engine speed and suppresses a change in the MG1 speed.
  • the MG1 torque R26 in the inertia phase is a differential torque between the torque R27 corresponding to the reaction force against the engine torque and the inertia torque Ti of the first rotating machine MG1. Accordingly, it is possible to increase the engine speed in accordance with the shift progress due to the reduction of the engagement torque of the brake BK1, and to suppress the change in the MG1 speed during the inertia phase.
  • MG1 torque R26 may be determined so as to keep the MG1 rotation speed during the inertia phase constant. In other words, the rotation speed change of the first rotating machine MG1 in the inertia phase may be regulated.
  • step S10 the HV_ECU 50 determines whether a shift output has been made.
  • the shift output is output, for example, when a shift determination is made based on the required driving force, the vehicle speed, and the shift line.
  • step S10-Y it is determined that a shift output has been made at time t11.
  • step S10-N the process proceeds to step S60.
  • step S20 the HV_ECU 50 determines whether or not a change in engine speed is requested. For example, the HV_ECU 50 performs the determination in step S20 based on the target engine speed based on the accelerator opening, the vehicle speed, and the like, and the current engine speed. As an example, when the difference between the target engine speed and the current engine speed is greater than or equal to a predetermined speed, an affirmative determination may be made in step S20. As a result of the determination in step S20, if it is determined that a change in engine speed is required (step S20-Y), the process proceeds to step S30, and if not (step S20-N), the process proceeds to step S60. In FIG. 16, an affirmative determination is made in step S20 at time t11.
  • step S30 the HV_ECU 50 holds the engine speed.
  • the HV_ECU 50 outputs an MG1 torque command value to the MG_ECU 60.
  • the MG1 torque command value is preferably a torque corresponding to the engine torque, or may be a torque in the vicinity of the torque corresponding to the engine torque. As a result, as indicated by reference numeral R23 in FIG. 16, fluctuations in the engine speed are restricted.
  • step S40 the HV_ECU 50 determines whether the inertia phase has started. For example, the HV_ECU 50 performs the determination in step S40 based on the detected MG1 rotation speed. When the inertia phase starts, the MG1 rotation speed changes. In FIG. 16, the engagement torque of the brake BK1 decreases after the start of shifting, and a decrease in the MG1 rotation speed is detected at time t13. For example, the HV_ECU 50 determines that the inertia phase has started when the MG1 rotational speed decreases by a predetermined rotational speed after the start of shifting. The predetermined number of rotations can be set to 50 rpm, for example.
  • step S40 if it is determined that the inertia phase has started (step S40-Y), the process proceeds to step S50. If not (step S40-N), the process proceeds to step S30.
  • step S50 the HV_ECU 50 executes shift progress and engine speed change.
  • the HV_ECU 50 causes the transmission ECU 80 to reduce the engagement hydraulic pressure for the brake BK1.
  • the decreasing speed of the engagement hydraulic pressure with respect to the brake BK1 in the inertia phase is lower than the decreasing speed of the engagement hydraulic pressure with respect to the brake BK1 before the start of the inertia phase.
  • the progress of the shift and the change in the engine speed are controlled by the engagement torque of the brake BK1.
  • the HV_ECU 50 finishes increasing the engine speed when the inertia phase ends.
  • the HV_ECU 50 commands the transmission ECU 80 to engage the clutch CL1.
  • the HV_ECU 50 changes the MG1 torque to the torque R27 corresponding to the reaction force with respect to the engine torque when the clutch CL1 is engaged.
  • the increase in the engine speed ends.
  • step S60 the HV_ECU 50 performs normal control.
  • the HV_ECU 50 performs travel control when no shift output is being performed, and shift control when no engine speed change is required.
  • the downshift when the engine speed change is not required can be based on a clutch-to-clutch shift that releases the brake BK1 and engages the clutch CL1.
  • the hybrid vehicle drive device 1-1 when a shift request that requires a change in the rotation speed of the engine 1 is made, the change in the rotation speed of the engine 1 occurs at the start of the shift. Be regulated. Therefore, the AT output shaft torque at the start of the inertia phase is stabilized, and the inertia phase start timing can be controlled as intended. That is, the hybrid vehicle drive device 1-1 can improve the controllability of the shift control. Further, according to the hybrid vehicle drive device 1-1 according to the present embodiment, the change in the MG1 rotation speed during the inertia phase is suppressed, and the fluctuation in the input / output power balance of the battery can be reduced.
  • the “shift request for which the engine speed change is required” in the present embodiment is not limited to a power-on downshift.
  • a sequential downshift shift request is a cruise control shift request.
  • the shift request for sequential downshift is a shift request generated by a driver's operation input (shift operation) to the operator.
  • FIG. 17 is a time chart of the speed change operation according to the first modification of the embodiment. As shown in FIG. 17, the change in the engine speed is restricted for a predetermined period from the start of shifting, that is, from time t22 to time t23. Time t23 is a timing before time t24 when the inertia phase starts.
  • the AT output shaft torque at the start of the inertia phase is stabilized by restricting the change in the engine speed at the start of the shift and after the start of the shift.
  • the change of the engine speed is started before the start of the inertia phase, the no-response time can be reduced and the response of the shift can be improved.
  • the HV_ECU 50 uses the MG1 torque as a torque corresponding to the engine torque as a torque corresponding to the engine torque, and changes in the engine speed at the time t22 when the speed change starts and the speed change Regulates changes in engine speed after starting.
  • the HV_ECU 50 reduces (changes to the positive torque side) the MG1 torque from the torque R32 corresponding to the reaction force against the engine torque, as indicated by reference numeral R31.
  • the engine speed and the MG1 rotational speed start increasing from time t23.
  • the battery input / output power fluctuates as the MG1 rotation speed increases.
  • the HV_ECU 50 sets the MG1 torque to a negative torque relative to the torque R32 corresponding to the reaction force with respect to the engine torque, as indicated by reference numeral R33. Thereby, in the inertia phase, MG1 rotation speed falls. The engine speed increases as the shift progresses due to a decrease in the engagement torque of the brake BK1. At time t25 when the inertia phase ends, the clutch CL1 is engaged, and the MG1 torque changes to a torque R32 corresponding to the reaction force with respect to the engine torque.
  • the downshift control for starting the change in the rotational speed of the engine 1 before the start of the inertia phase as shown in FIG. 17 is executed, for example, when there is a margin in the input / output limit of the battery.
  • Battery input / output may be limited based on, for example, battery temperature, state of charge SOC, and the like.
  • the change in the engine speed may be started before the start of the inertia phase as in this modification. .
  • the engine speed starts to change more than when the charge / discharge amount limit is small with respect to the battery charge / discharge amount limit. Timing may be made earlier. When battery power can be used, responsiveness can be improved by actively using battery power.
  • FIG. 18 is a time chart of the speed change operation according to the second modification of the embodiment. As shown in FIG. 18, the change in the engine speed ends at time t34 before the inertia phase ends. Since the change in the engine speed ends before the end of the inertia phase, the responsiveness of the shift can be improved.
  • the HV_ECU 50 uses the MG1 torque as a torque corresponding to the engine torque as a torque corresponding to the engine torque, and changes in the engine speed at the time t32 when the speed change starts and Regulates changes in engine speed after starting.
  • the HV_ECU 50 restricts the change in the engine speed until time t33 when the inertia phase starts, and starts the change in the engine speed at time t33.
  • the MG1 torque after the start of the inertia phase is set to a torque on the positive side of the torque R42 corresponding to the reaction force with respect to the engine torque, as indicated by reference numeral R41. Thereby, an increase in engine speed is promoted.
  • the MG1 torque when increasing the engine speed is, for example, a torque that allows the MG1 speed to increase.
  • the engine speed change ends before the inertia phase ends.
  • the HV_ECU 50 ends the rotation speed change of the engine 1.
  • the target engine speed is determined based on, for example, the target engine torque and a predetermined optimum fuel consumption line. In FIG. 18, the engine speed increases to the target engine speed at time t34 before time t35 when the inertia phase ends, and the change in engine speed ends.
  • the rotation synchronization control of the clutch CL1 is performed by the first rotating machine MG1.
  • the MG1 torque after the end of the increase in the engine speed is, for example, a negative torque relative to the torque R42 corresponding to the reaction force against the engine torque, as indicated by reference numeral R43.
  • the MG1 rotation speed decreases from time t34 to time t35 when the inertia phase ends, and the rotation of the clutch CL1 is synchronized.
  • the clutch CL1 is engaged and the downshift is completed.
  • the downshift control for ending the engine speed change before the end of the inertia phase as shown in FIG. 18 is executed, for example, when there is a margin in the input / output limit of the battery.
  • the charge / discharge amount of the battery for example, the charge / discharge amount per unit time
  • the change in the engine speed may be terminated before the inertia phase is terminated as in the present modification.
  • the charge / discharge amount margin is large with respect to the battery charge / discharge amount limit
  • the change in the engine speed is finished more than when the charge / discharge amount margin is small with respect to the battery charge / discharge amount limit. Timing may be made earlier.
  • the following power transmission devices are disclosed in the embodiment and the modification. “An engine, a transmission unit, and a differential unit consisting of three axes, the output shaft of the engine is connected to the input shaft of the transmission unit, the output shaft of the transmission unit is connected to the first shaft of the differential unit, In the case where the first rotating machine is connected to the second shaft of the moving part and the second rotating machine is connected to the third shaft, the engine speed changes at the start of the speed change when the speed change unit is required to change the engine speed. Power transmission device that suppresses
  • the first planetary gear mechanism 10 and the second planetary gear mechanism 20 are single-pinion type planetary gear mechanisms.
  • the present invention is not limited to this, and for example, a double-pinion type planetary gear mechanism is used. It may be a mechanism or the like.
  • the structure of a transmission part and a differential part is not limited to what was illustrated to the said embodiment.
  • Hybrid Vehicle Drive Device 1 Engine 10 First Planetary Gear Mechanism 13 First Ring Gear 20 Second Planetary Gear Mechanism 21 Second Sun Gear 23 Second Ring Gear 24 Second Carrier 32 Drive Wheel 50 HV_ECU 60 MG_ECU 70 Engine ECU 80 Transmission ECU 100 vehicle BK1 brake CL1 clutch MG1 first rotating machine MG2 second rotating machine

Landscapes

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Abstract

　機関と、第一回転機と、第二回転機と、機関の回転を伝達する変速部と、変速部の出力要素と接続された第一回転要素と、第一回転機に接続された第二回転要素と、第二回転機および駆動輪に接続された第三回転要素とを有する差動部と、を備え、機関の回転数変化が要求される変速要求が運転者からなされた（Ｓ２０－Ｙ）場合、変速開始時に機関の回転数変化を規制する（Ｓ３０）。イナーシャ相終了前に機関の回転数変化が終了することが好ましい。

Description

ハイブリッド車両用駆動装置
　本発明は、ハイブリッド車両用駆動装置に関する。
　従来、変速機構を備えたハイブリッド車両がある。例えば、特許文献１には、内燃機関の回転を変速して動力分配機構へ伝達する変速機構と、内燃機関からの動力を変速機構に伝達する第１伝達軸と、変速機構から出力された動力を動力分配機構へ伝達する第２伝達軸とを備えているハイブリッド車の駆動装置の技術が開示されている。
特開２００９－１９０６９４号公報
　変速機構を備えたハイブリッド車両において、変速制御における制御性を向上できることが望まれている。例えば、イナーシャ相の開始タイミングを精度よく制御できることが好ましい。
　本発明の目的は、変速制御の制御性を向上することができるハイブリッド車両用駆動装置を提供することである。
　本発明のハイブリッド車両用駆動装置は、機関と、第一回転機と、第二回転機と、前記機関の回転を伝達する変速部と、前記変速部の出力要素と接続された第一回転要素と、前記第一回転機に接続された第二回転要素と、前記第二回転機および駆動輪に接続された第三回転要素とを有する差動部と、を備え、前記機関の回転数変化が要求される変速要求が運転者からなされた場合、変速開始時に前記機関の回転数変化を規制することを特徴とする。
　上記ハイブリッド車両用駆動装置において、前記変速のイナーシャ相終了前に前記機関の回転数変化が終了することが好ましい。
　上記ハイブリッド車両用駆動装置において、前記変速のイナーシャ相開始時に前記機関の回転数変化が開始することが好ましい。
　上記ハイブリッド車両用駆動装置において、前記機関の回転数変化が要求される変速要求が運転者からなされた場合、変速開始時に前記第一回転機の回転数変化を規制することが好ましい。
　上記ハイブリッド車両用駆動装置において、前記変速のイナーシャ相における前記第一回転機の回転数変化を規制することが好ましい。
　上記ハイブリッド車両用駆動装置において、バッテリの充放電の制限に対する余裕が大きい場合は、余裕が小さい場合よりも前記機関の回転数変化が早く開始することが好ましい。
　上記ハイブリッド車両用駆動装置において、バッテリの充放電の制限に対する余裕が大きい場合は、余裕が小さい場合よりも前記機関の回転数変化が早く終了することが好ましい。
　本発明に係るハイブリッド車両用駆動装置は、機関の回転数変化が要求される変速要求が運転者からなされた場合、変速開始時に機関の回転数変化を規制する。本発明に係るハイブリッド車両用駆動装置によれば、イナーシャ相開始時の出力トルクが安定し、変速制御の制御性を向上することができるという効果を奏する。
図１は、実施形態の変速制御に係るフローチャートである。 図２は、実施形態に係る車両のスケルトン図である。 図３は、実施形態に係る車両の入出力関係図である。 図４は、実施形態に係るハイブリッド車両用駆動装置の作動係合表を示す図である。 図５は、単独モータＥＶモードに係る共線図である。 図６は、両モータＥＶモードに係る共線図である。 図７は、ＨＶローモードに係る共線図である。 図８は、ＨＶハイモードに係る共線図である。 図９は、イナーシャ相開始前のダウンシフト変速動作の一例を示す共線図である。 図１０は、イナーシャ相中のダウンシフト変速動作の一例を示す共線図である。 図１１は、イナーシャ相終了時のダウンシフト変速動作の一例を示す共線図である。 図１２は、ダウンシフト変速動作の一例を示すタイムチャートである。 図１３は、実施形態のダウンシフト制御に係るイナーシャ相開始前の動作を示す共線図である。 図１４は、実施形態のダウンシフト制御に係るイナーシャ相中の動作を示す共線図である。 図１５は、実施形態のダウンシフト制御に係るイナーシャ相終了時の動作を示す共線図である。 図１６は、実施形態のダウンシフト制御に係るタイムチャートである。 図１７は、実施形態の第１変形例に係る変速動作のタイムチャートである。 図１８は、実施形態の第２変形例に係る変速動作のタイムチャートである。
　以下に、本発明の実施形態に係るハイブリッド車両用駆動装置につき図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、この実施形態によりこの発明が限定されるものではない。また、下記の実施形態における構成要素には、当業者が容易に想定できるものあるいは実質的に同一のものが含まれる。
［実施形態］
　図１から図１６を参照して、実施形態について説明する。本実施形態は、ハイブリッド車両用駆動装置に関する。図１は、本発明の実施形態の変速制御に係るフローチャート、図２は、実施形態に係る車両のスケルトン図、図３は、実施形態に係る車両の入出力関係図である。
　本実施形態に係る車両１００は、動力源としてエンジン１、第一回転機ＭＧ１および第二回転機ＭＧ２を有するハイブリッド車両である。車両１００は、外部電源により充電可能なプラグインハイブリッド車両であってもよい。図２および図３に示すように、車両１００は、エンジン１、第一遊星歯車機構１０、第二遊星歯車機構２０、第一回転機ＭＧ１、第二回転機ＭＧ２、クラッチＣＬ１、ブレーキＢＫ１、ＨＶ＿ＥＣＵ５０、ＭＧ＿ＥＣＵ６０、エンジンＥＣＵ７０および変速機ＥＣＵ８０を含んで構成されている。
　また、本実施形態に係るハイブリッド車両用駆動装置１－１は、エンジン１、第一回転機ＭＧ１、第二回転機ＭＧ２、第一遊星歯車機構１０および第二遊星歯車機構２０を含んで構成されている。ハイブリッド車両用駆動装置１－１は、更に、係合装置としてのクラッチＣＬ１およびブレーキＢＫ１や、各ＥＣＵ５０，６０，７０，８０等の制御装置を含んで構成されてもよい。ハイブリッド車両用駆動装置１－１は、ＦＦ（前置きエンジン前輪駆動）車両あるいはＲＲ（後置きエンジン後輪駆動）車両等に適用可能である。ハイブリッド車両用駆動装置１－１は、例えば、軸方向が車幅方向となるように車両１００に搭載される。
　本実施形態に係るハイブリッド車両用駆動装置１－１では、第一遊星歯車機構１０を含んで、エンジン１の回転を伝達する変速部が構成されている。また、第二遊星歯車機構２０を含んで差動部が構成されている。また、クラッチＣＬ１およびブレーキＢＫ１は、第一遊星歯車機構１０を変速させる係合装置である。
　機関であるエンジン１は、燃料の燃焼エネルギーを出力軸の回転運動に変換して出力する。エンジン１の出力軸は、入力軸２と接続されている。入力軸２は、動力伝達装置の入力軸である。動力伝達装置は、第一回転機ＭＧ１、第二回転機ＭＧ２、クラッチＣＬ１、ブレーキＢＫ１、差動装置３０等を含んで構成されている。入力軸２は、エンジン１の出力軸と同軸上かつ出力軸の延長線上に配置されている。入力軸２は、第一遊星歯車機構１０の第一キャリア１４と接続されている。
　本実施形態の第一遊星歯車機構１０は、エンジン１と接続され、エンジン１の回転を伝達する第一差動機構に対応している。第一遊星歯車機構１０は、第二遊星歯車機構２０よりもエンジン１側に配置された入力側差動機構である。第一遊星歯車機構１０は、エンジン１の回転を変速して出力可能である。第一遊星歯車機構１０は、シングルピニオン式であり、第一サンギア１１、第一ピニオンギア１２、第一リングギア１３および第一キャリア１４を有する。
　第一リングギア１３は、第一サンギア１１と同軸上であってかつ第一サンギア１１の径方向外側に配置されている。第一ピニオンギア１２は、第一サンギア１１と第一リングギア１３との間に配置されており、第一サンギア１１および第一リングギア１３とそれぞれ噛み合っている。第一ピニオンギア１２は、第一キャリア１４によって回転自在に支持されている。第一キャリア１４は、入力軸２と連結されており、入力軸２と一体回転する。従って、第一ピニオンギア１２は、入力軸２と共に入力軸２の中心軸線周りに回転（公転）可能であり、かつ第一キャリア１４によって支持されて第一ピニオンギア１２の中心軸線周りに回転（自転）可能である。
　クラッチＣＬ１は、第一サンギア１１と第一キャリア１４とを連結可能なクラッチ装置である。クラッチＣＬ１は、例えば、摩擦係合式のクラッチとすることができるが、これに限らず、噛合い式のクラッチ等のクラッチ装置がクラッチＣＬ１として用いられてもよい。クラッチＣＬ１は、例えば、油圧によって駆動されて係合あるいは解放する。完全係合状態のクラッチＣＬ１は、第一サンギア１１と第一キャリア１４とを連結し、第一サンギア１１と第一キャリア１４とを一体回転させることができる。完全係合状態のクラッチＣＬ１は、第一遊星歯車機構１０の差動を規制する。一方、解放状態のクラッチＣＬ１は、第一サンギア１１と第一キャリア１４とを切り離し、第一サンギア１１と第一キャリア１４との相対回転を許容する。つまり、解放状態のクラッチＣＬ１は、第一遊星歯車機構１０の差動を許容する。なお、クラッチＣＬ１は、半係合状態に制御可能である。
　ブレーキＢＫ１は、第一サンギア１１の回転を規制することができるブレーキ装置である。ブレーキＢＫ１は、第一サンギア１１に接続された係合要素と、車体側、例えば動力伝達装置のケースと接続された係合要素とを有する。ブレーキＢＫ１は、クラッチＣＬ１と同様の摩擦係合式のクラッチ装置とすることができるが、これに限らず、噛合い式のクラッチ等のクラッチ装置がブレーキＢＫ１として用いられてもよい。ブレーキＢＫ１は、例えば、油圧によって駆動されて係合あるいは解放する。完全係合状態のブレーキＢＫ１は、第一サンギア１１と車体側とを連結し、第一サンギア１１の回転を規制することができる。一方、解放状態のブレーキＢＫ１は、第一サンギア１１と車体側とを切り離し、第一サンギア１１の回転を許容する。なお、ブレーキＢＫ１は、半係合状態に制御可能である。
　本実施形態の第二遊星歯車機構２０は、第一遊星歯車機構１０と駆動輪３２とを接続する第二差動機構に対応している。第二遊星歯車機構２０は、第一遊星歯車機構１０よりも駆動輪３２側に配置された出力側差動機構である。第二遊星歯車機構２０は、シングルピニオン式であり、第二サンギア２１、第二ピニオンギア２２、第二リングギア２３および第二キャリア２４を有する。第二遊星歯車機構２０は、第一遊星歯車機構１０と同軸上に配置され、第一遊星歯車機構１０を挟んでエンジン１と互いに対向している。
　第二リングギア２３は、第二サンギア２１と同軸上であってかつ第二サンギア２１の径方向外側に配置されている。第二ピニオンギア２２は、第二サンギア２１と第二リングギア２３との間に配置されており、第二サンギア２１および第二リングギア２３とそれぞれ噛み合っている。第二ピニオンギア２２は、第二キャリア２４によって回転自在に支持されている。第二キャリア２４は、第一リングギア１３と接続されており、第一リングギア１３と一体回転する。第二ピニオンギア２２は、第二キャリア２４と共に入力軸２の中心軸線周りに回転（公転）可能であり、かつ第二キャリア２４によって支持されて第二ピニオンギア２２の中心軸線周りに回転（自転）可能である。第一リングギア１３は、第一遊星歯車機構１０の出力要素であり、エンジン１から第一遊星歯車機構１０に入力された回転を第二キャリア２４に出力することができる。第二キャリア２４は、第一遊星歯車機構１０の出力要素に接続された第一回転要素に対応している。
　第二サンギア２１には第一回転機ＭＧ１の回転軸３３が接続されている。第一回転機ＭＧ１の回転軸３３は、入力軸２と同軸上に配置されており、第二サンギア２１と一体回転する。第二サンギア２１は、第一回転機ＭＧ１に接続された第二回転要素に対応している。第二リングギア２３には、カウンタドライブギア２５が接続されている。カウンタドライブギア２５は、第二リングギア２３と一体回転する出力ギアである。第二リングギア２３は、第二回転機ＭＧ２および駆動輪３２に接続された第三回転要素に対応している。第二リングギア２３は、第一回転機ＭＧ１あるいは第一遊星歯車機構１０から入力された回転を駆動輪３２に出力することができる出力要素である。
　カウンタドライブギア２５は、カウンタドリブンギア２６と噛み合っている。カウンタドリブンギア２６は、カウンタシャフト２７を介してドライブピニオンギア２８と接続されている。カウンタドリブンギア２６とドライブピニオンギア２８とは一体回転する。また、カウンタドリブンギア２６には、リダクションギア３５が噛み合っている。リダクションギア３５は、第二回転機ＭＧ２の回転軸３４に接続されている。つまり、第二回転機ＭＧ２の回転は、リダクションギア３５を介してカウンタドリブンギア２６に伝達される。リダクションギア３５は、カウンタドリブンギア２６よりも小径であり、第二回転機ＭＧ２の回転を減速してカウンタドリブンギア２６に伝達する。
　ドライブピニオンギア２８は、差動装置３０のデフリングギア２９と噛み合っている。差動装置３０は、左右の駆動軸３１を介して駆動輪３２と接続されている。第二リングギア２３は、カウンタドライブギア２５、カウンタドリブンギア２６、ドライブピニオンギア２８、差動装置３０および駆動軸３１を介して駆動輪３２と接続されている。また、第二回転機ＭＧ２は、第二リングギア２３と駆動輪３２との動力伝達経路に対して接続されており、第二リングギア２３および駆動輪３２に対してそれぞれ動力を伝達可能である。
　第一回転機ＭＧ１および第二回転機ＭＧ２は、それぞれモータ（電動機）としての機能と、発電機としての機能とを備えている。第一回転機ＭＧ１および第二回転機ＭＧ２は、インバータを介してバッテリと接続されている。第一回転機ＭＧ１および第二回転機ＭＧ２は、バッテリから供給される電力を機械的な動力に変換して出力することができると共に、入力される動力によって駆動されて機械的な動力を電力に変換することができる。回転機ＭＧ１，ＭＧ２によって発電された電力は、バッテリに蓄電可能である。第一回転機ＭＧ１および第二回転機ＭＧ２としては、例えば、交流同期型のモータジェネレータを用いることができる。
　本実施形態の車両１００では、エンジン１と同軸上に、エンジン１から近い側から順に、ブレーキＢＫ１、クラッチＣＬ１、第一遊星歯車機構１０、カウンタドライブギア２５、第二遊星歯車機構２０、第一回転機ＭＧ１が配置されている。また、本実施形態のハイブリッド車両用駆動装置１－１は、入力軸２と、第二回転機ＭＧ２の回転軸３４とが異なる軸上に配置された複軸式とされている。
　図３に示すように、車両１００は、ＨＶ＿ＥＣＵ５０、ＭＧ＿ＥＣＵ６０、エンジンＥＣＵ７０および変速機ＥＣＵ８０を有する。各ＥＣＵ５０，６０，７０，８０は、コンピュータを有する電子制御ユニットである。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、車両１００全体を統合制御する機能を有している。ＭＧ＿ＥＣＵ６０、エンジンＥＣＵ７０および変速機ＥＣＵ８０は、ＨＶ＿ＥＣＵ５０と電気的に接続されている。
　ＭＧ＿ＥＣＵ６０は、第一回転機ＭＧ１および第二回転機ＭＧ２を制御することができる。ＭＧ＿ＥＣＵ６０は、例えば、第一回転機ＭＧ１に対して供給する電流値や第一回転機ＭＧ１の発電量を調節し、第一回転機ＭＧ１の出力トルクを制御すること、および第二回転機ＭＧ２に対して供給する電流値や第二回転機ＭＧ２の発電量を調節し、第二回転機ＭＧ２の出力トルクを制御することができる。
　エンジンＥＣＵ７０は、エンジン１を制御することができる。エンジンＥＣＵ７０は、例えば、エンジン１の電子スロットル弁の開度を制御すること、点火信号を出力してエンジンの点火制御を行うこと、エンジン１に対する燃料の噴射制御等を行うことができる。エンジンＥＣＵ７０は、電子スロットル弁の開度制御、噴射制御、点火制御等によりエンジン１の出力トルクを制御することができる。
　変速機ＥＣＵ８０は、変速部を制御することができる。変速機ＥＣＵ８０は、クラッチＣＬ１に供給するクラッチ油圧およびブレーキＢＫ１に供給するブレーキ油圧を制御することにより、変速部を制御する。変速機ＥＣＵ８０は、ＨＶ＿ＥＣＵ５０から出力される変速比指令に基づいて、クラッチＣＬ１およびブレーキＢＫ１を係合あるいは解放させることにより、第一遊星歯車機構１０を変速させる。
　ＨＶ＿ＥＣＵ５０には、車速センサ、アクセル開度センサ、ＭＧ１回転数センサ、ＭＧ２回転数センサ、出力軸回転数センサ等が接続されている。これらのセンサから入力される信号により、ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、車速、アクセル開度、第一回転機ＭＧ１の回転数（以下、単に「ＭＧ１回転数」とも記載する。）、第二回転機ＭＧ２の回転数（以下、単に「ＭＧ２回転数」とも記載する。）、動力伝達装置の出力軸回転数等を取得することができる。これらの信号以外にも、ＨＶ＿ＥＣＵ５０には、登坂信号、バッテリ状態ＳＯＣを示す信号等が入力される。
　ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、取得する情報に基づいて、車両１００に対する要求駆動力や要求パワー、要求トルク等を算出することができる。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、算出した要求値に基づいて、第一回転機ＭＧ１の出力トルク（以下、「ＭＧ１トルク」とも記載する。）、第二回転機ＭＧ２の出力トルク（以下、「ＭＧ２トルク」とも記載する。）およびエンジン１の出力トルク（以下、「エンジントルク」とも記載する。）を決定する。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、ＭＧ１トルクの指令値およびＭＧ２トルクの指令値をＭＧ＿ＥＣＵ６０に対して出力する。また、ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、エンジントルクの指令値をエンジンＥＣＵ７０に対して出力する。
　ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、後述する走行モード等に基づいて、変速機ＥＣＵ８０を介してクラッチＣＬ１およびブレーキＢＫ１をそれぞれ制御する。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、クラッチＣＬ１に対する供給油圧（係合油圧）の指令値およびブレーキＢＫ１に対する供給油圧（係合油圧）の指令値をそれぞれ出力する。図示しない油圧制御装置は、各指令値に応じてクラッチＣＬ１およびブレーキＢＫ１に対する供給油圧を制御する。
　図４は、本実施形態に係るハイブリッド車両用駆動装置１－１の作動係合表を示す図である。車両１００では、ハイブリッド（ＨＶ）走行あるいはＥＶ走行を選択的に実行可能である。ＨＶ走行とは、エンジン１を動力源として車両１００を走行させる走行モードである。ＨＶ走行では、エンジン１に加えて、更に第二回転機ＭＧ２を動力源としてもよい。
　ＥＶ走行は、第一回転機ＭＧ１あるいは第二回転機ＭＧ２の少なくともいずれか一方を動力源として走行する走行モードである。ＥＶ走行では、エンジン１を停止して走行することが可能である。本実施形態に係るハイブリッド車両用駆動装置１－１は、ＥＶ走行モードとして、第二回転機ＭＧ２を単独の動力源として車両１００を走行させる単独モータ（単独駆動）ＥＶモードと、第一回転機ＭＧ１および第二回転機ＭＧ２を動力源として車両１００を走行させる両モータ（両駆動）ＥＶモードを有する。
　図４の係合表において、クラッチＣＬ１の欄およびブレーキＢＫ１の欄の丸印は、係合を示し、空欄は解放を示す。また、三角印は、クラッチＣＬ１あるいはブレーキＢＫ１のいずれかを係合し、他方を解放することを示す。単独モータＥＶモードは、例えば、クラッチＣＬ１およびブレーキＢＫ１を共に解放して実行される。図５は、単独モータＥＶモードに係る共線図である。共線図において、符号Ｓ１，Ｃ１，Ｒ１は、それぞれ第一サンギア１１、第一キャリア１４、第一リングギア１３を示し、符号Ｓ２，Ｃ２，Ｒ２は、それぞれ第二サンギア２１、第二キャリア２４、第二リングギア２３を示す。
　単独モータＥＶモードでは、クラッチＣＬ１およびブレーキＢＫ１が解放している。ブレーキＢＫ１が解放していることで、第一サンギア１１の回転が許容され、クラッチＣＬ１が解放していることで、第一遊星歯車機構１０は差動可能である。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、ＭＧ＿ＥＣＵ６０を介して第二回転機ＭＧ２に正トルクを出力させて車両１００に前進方向の駆動力を発生させる。第二リングギア２３は、駆動輪３２の回転と連動して正回転する。ここで、正回転とは、車両１００の前進時の第二リングギア２３の回転方向とする。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、第一回転機ＭＧ１をジェネレータとして作動させて引き摺り損失を低減させる。具体的には、ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、第一回転機ＭＧ１にわずかなトルクをかけて発電させ、第一回転機ＭＧ１の回転数を０回転とする。これにより、第一回転機ＭＧ１の引き摺り損失を低減することができる。また、ＭＧ１トルクを０としてもコギングトルクを利用してＭＧ１回転数を０に維持できるときは、ＭＧ１トルクを加えないようにしてもよい。あるいは、第一回転機ＭＧ１のｄ軸ロックによってＭＧ１回転数を０としてもよい。
　第一リングギア１３は、第二キャリア２４に連れ回り正回転する。第一遊星歯車機構１０では、クラッチＣＬ１およびブレーキＢＫ１が解放されたニュートラルの状態であるため、エンジン１は連れ回されず、第一キャリア１４は回転を停止する。よって回生量を大きく取ることが可能である。第一サンギア１１は空転して負回転する。なお、第一遊星歯車機構１０のニュートラル（中立）状態は、第一リングギア１３と第一キャリア１４との間で動力が伝達されない状態、すなわちエンジン１と第二遊星歯車機構２０とが切り離され、動力の伝達が遮断された状態である。第一遊星歯車機構１０は、クラッチＣＬ１あるいはブレーキＢＫ１の少なくともいずれか一方が係合していると、エンジン１と第二遊星歯車機構２０とを接続する接続状態となる。
　単独モータＥＶモードで走行時に、バッテリの充電状態がフルとなり、回生エネルギーが取れない場合が発生し得る。この場合、エンジンブレーキを併用することが考えられる。クラッチＣＬ１あるいはブレーキＢＫ１を係合することで、エンジン１を駆動輪３２と接続し、エンジンブレーキを駆動輪３２に作用させることができる。図４に三角印で示すように、単独モータＥＶモードでクラッチＣＬ１あるいはブレーキＢＫ１を係合すると、エンジン１を連れ回し状態とし、第一回転機ＭＧ１でエンジン回転数を上げてエンジンブレーキ状態とすることができる。
　両モータＥＶモードでは、ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、クラッチＣＬ１およびブレーキＢＫ１を係合する。図６は、両モータＥＶモードに係る共線図である。クラッチＣＬ１が係合することで、第一遊星歯車機構１０の差動は規制され、ブレーキＢＫ１が係合することで、第一サンギア１１の回転が規制される。従って、第一遊星歯車機構１０の全回転要素の回転が停止する。出力要素である第一リングギア１３の回転が規制されることで、これと接続された第二キャリア２４が０回転にロックされる。
　ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、第一回転機ＭＧ１および第二回転機ＭＧ２にそれぞれ走行駆動用のトルクを出力させる。第二キャリア２４は、回転が規制されていることで、第一回転機ＭＧ１のトルクに対して反力を取り、第一回転機ＭＧ１のトルクを第二リングギア２３から出力させることができる。第一回転機ＭＧ１は、前進時に負トルクを出力して負回転することで、第二リングギア２３から正のトルクを出力させることができる。一方、後進時には、第一回転機ＭＧ１は、正トルクを出力して正回転することで、第二リングギア２３から負のトルクを出力させることができる。
　ＨＶ走行では、差動部としての第二遊星歯車機構２０は差動状態を基本とし、変速部の第一遊星歯車機構１０は、ロー／ハイの切り替えがなされる。図７は、ロー状態のＨＶ走行モード（以下、「ＨＶローモード」とも記載する。）に係る共線図、図８は、ハイ状態のＨＶ走行モード（以下、「ＨＶハイモード」とも記載する。）に係る共線図である。
　ＨＶローモードでは、ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、クラッチＣＬ１を係合し、ブレーキＢＫ１を解放する。クラッチＣＬ１が係合することにより、第一遊星歯車機構１０は差動が規制され、各回転要素１１，１３，１４が一体回転する。従って、エンジン１の回転は増速も減速もされず、等速で第一リングギア１３から第二キャリア２４に伝達される。
　一方、ＨＶハイモードでは、ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、クラッチＣＬ１を解放し、ブレーキＢＫ１を係合する。ブレーキＢＫ１が係合することにより、第一サンギア１１の回転が規制される。よって、第一遊星歯車機構１０は、第一キャリア１４に入力されたエンジン１の回転が増速されて第一リングギア１３から出力されるオーバドライブ（ＯＤ）状態となる。このように、第一遊星歯車機構１０は、エンジン１の回転を増速して出力することができる。オーバドライブ時の第一遊星歯車機構１０の変速比は、例えば、０．７とすることができる。
　このように、クラッチＣＬ１およびブレーキＢＫ１からなる切替装置は、第一遊星歯車機構１０の差動を規制する状態と、第一遊星歯車機構１０の差動を許容する状態とを切り替えて第一遊星歯車機構１０を変速させる。ハイブリッド車両用駆動装置１－１は、第一遊星歯車機構１０を含む変速部によってＨＶハイモードとＨＶローモードとの切り替えが可能であり、車両１００の伝達効率を向上させることができる。また、変速部の後段には、直列に差動部としての第二遊星歯車機構２０が接続されている。第一遊星歯車機構１０がオーバドライブであるため、第一回転機ＭＧ１を大きく高トルク化しなくてもよいという利点がある。
　ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、例えば、低車速かつ要求駆動力が小さい低負荷のモータ走行域では、ＥＶ走行を選択する。モータ走行域では、例えば、低負荷時は単独モータＥＶモードが選択され、高負荷時は両モータＥＶモードが選択される。モータ走行域よりも高車速や高負荷の領域は、エンジン走行域である。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、エンジン走行域の中低車速や高負荷の領域ではＨＶローモードを選択し、高車速かつ低負荷の領域ではＨＶハイモードを選択する。高車速かつ低負荷時に変速部をオーバドライブとすることで、燃費の向上を図ることができる。
　本実施形態では、ＨＶハイモードとＨＶローモードとの切り替えによりエンジン１の回転を変速して出力することで、メカニカルポイントが２つとなり、燃費を向上させることができる。なお、メカニカルポイントは、遊星歯車機構１０，２０に入力される動力が電気パスを介さずに機械的な伝達によって全てカウンタドライブギア２５に伝達される高効率な動作点である。
　本実施形態に係るハイブリッド車両用駆動装置１－１は、第一遊星歯車機構１０がエンジン１の回転を増速して第一リングギア１３から出力することができる。従って、ハイブリッド車両用駆動装置１－１は、第一遊星歯車機構１０を備えずに第二キャリア２４に対して直接エンジン１が接続されている場合のメカニカルポイントに対して、更にハイギア側にもう一つのメカニカルポイントを有する。つまり、ハイブリッド車両用駆動装置１－１は、ハイギア側に２つのメカニカルポイントを有する。よって、ハイブリッド車両用駆動装置１－１は、高速走行時の伝達効率向上による燃費の向上を図ることができるハイブリッドシステムを実現できる。
　また、ハイブリッド車両用駆動装置１－１は、変速部のクラッチＣＬ１およびブレーキＢＫ１を係合することで、第一遊星歯車機構１０の出力要素および第二遊星歯車機構２０の入力要素の回転を規制することができ、両モータＥＶモードによる走行を可能とできる。このため、両モータＥＶモードを実現するために別途クラッチ等を設ける必要がなく、構成が簡素化される。本実施形態のレイアウトでは、第二回転機ＭＧ２の減速比を大きく取ることができる。また、ＦＦあるいはＲＲレイアウトによりコンパクトな配置を実現できる。
（後進走行）
　後進走行をする場合、エンジン走行中は、第一回転機ＭＧ１がジェネレータとして発電を行い、第二回転機ＭＧ２がモータとして力行し、負回転して負トルクを出力して走行する。バッテリの充電状態が十分であるときは、単独モータＥＶモードで第二回転機ＭＧ２が単独で逆回転してモータ走行するようにしてもよい。また、第二キャリア２４を固定して両モータＥＶモードで後進走行することも可能である。
（協調変速制御）
　次に、ハイブリッド車両用駆動装置１－１の変速制御について説明する。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、ＨＶハイモードとＨＶローモードとの切り替えを行う場合、第一遊星歯車機構１０と第二遊星歯車機構２０とを同時に変速させる協調変速制御を実行する。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、協調変速制御において、第一遊星歯車機構１０および第二遊星歯車機構２０の一方の変速比を増加させ、他方の変速比を減少させる。
　ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、ＨＶハイモードからＨＶローモードに切り替える場合、モードの切り替えと同期して第二遊星歯車機構２０の変速比をハイギア側に変化させる。これにより、車両１００のエンジン１から駆動輪３２までの全体での変速比の不連続な変化を抑制または低減し、変速比の変化の度合いを低減することができる。エンジン１から駆動輪３２までの変速比の変化が抑制されることで、変速に伴うエンジン回転数の調節量を低減させ、あるいはエンジン回転数の調節を不要とすることができる。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、例えば、車両１００全体での変速比をロー側に連続的に変化させるように、第一遊星歯車機構１０および第二遊星歯車機構２０を協調して変速させる。
　一方、ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、ＨＶローモードからＨＶハイモードに切り替える場合、モードの切り替えと同期して第二遊星歯車機構２０の変速比をローギア側に変化させる。これにより、車両１００全体での変速比の不連続な変化を抑制または低減し、変速比の変化の度合いを低減することができる。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、例えば、車両１００全体での変速比をハイ側に連続的に変化させるように、第一遊星歯車機構１０および第二遊星歯車機構２０を協調して変速させる。
　第二遊星歯車機構２０の変速比の調節は、例えば、第一回転機ＭＧ１の回転数の制御によって行われる。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、例えば、入力軸２とカウンタドライブギア２５との間の変速比を無段階に変化させるように第一回転機ＭＧ１を制御する。これにより、遊星歯車機構１０，２０、第一回転機ＭＧ１、クラッチＣＬ１およびブレーキＢＫ１を含む全体、すなわち差動部と変速部を含む変速装置が電気的無段変速機として作動する。
　ここで、変速時のイナーシャ相の開始時期を精度よく制御できることが望ましい。例えば、パワーオンダウンシフトやシーケンシャルダウンシフトなど、エンジン１の回転数変化が要求される変速要求が運転者からなされた場合、イナーシャ相の開始時期の制御精度が低下する可能性がある。以下に、図９乃至図１２を参照して、ダウンシフトの変速手順の一例について説明する。図９は、イナーシャ相開始前のダウンシフト変速動作の一例を示す共線図、図１０は、イナーシャ相中のダウンシフト変速動作の一例を示す共線図、図１１は、イナーシャ相終了時のダウンシフト変速動作の一例を示す共線図、図１２は、ダウンシフト変速動作の一例を示すタイムチャートである。
　図１２には、パワーオンダウンシフト時の変速動作が示されている。図１２において、（ａ）はブレーキＢＫ１およびクラッチＣＬ１の係合トルク、（ｂ）は各トルク、（ｃ）は車両１００の前後Ｇ、（ｄ）は各回転数、（ｅ）はバッテリの入出力パワーを示す。図１２には、エンジントルクおよびＭＧ２トルクが負トルクの減速あるいはコースト走行から、アクセルペダルが踏み込まれてパワーオンダウンシフトが実行されるときのタイムチャートが示されている。
　パワーオンダウンシフトは、例えば、運転者のアクセル操作によりアクセル開度が大きく増加することで発生する変速要求でなされるダウンシフトである。アクセル開度の増加に応じた要求駆動力や要求パワーの増加により、ダウンシフトの変速要求が発生する。また、オートクルーズ等のクルーズコントロールにおいて、走行環境の変化等により要求駆動力や要求パワーが増加し、ダウンシフトの変速要求が発生する。こうしたパワーオンダウンシフトの変速要求は、エンジン１の回転数変化が要求される変速要求である。
　パワーオンダウンシフトの変速要求がなされた場合、変速動作と、要求駆動力等の増加に応じたエンジンの動作点変化とが並行して実行されていた。図９に示すように、イナーシャ相の開始前にエンジン回転数が上昇し、これに応じてＭＧ１回転数が上昇する。図１２では、時刻ｔ１にアクセルが踏み込まれ、ダウンシフトの変速要求がなされる。エンジントルクおよびＭＧ２トルクは、時刻ｔ１から増加を始め、時刻ｔ２に負トルク（被駆動）から正トルク（駆動）に切り替わる。また、変速開始の時刻ｔ２から、符号Ｒ１１で示すようにブレーキＢＫ１の係合トルクが低減され始め、時刻ｔ３にイナーシャ相が開始する。
　エンジン回転数は、エンジントルクが正トルクに変化した時刻ｔ２から上昇を開始する。運転者の要求どおりエンジン回転数を上昇させるためには、ＭＧ１トルク（反力トルク）を低減する必要がある。このため、変速開始からイナーシャ相開始までのＭＧ１トルク（符号Ｒ１２参照）は、破線Ｒ１３で示すトルク、すなわちエンジントルクに対する反力分のトルクよりも正側のトルクとされる。ここで、エンジントルクに対する反力分のトルクは、例えば、第二キャリア２４から第一リングギア１３に伝達されるトルクとエンジントルクとを釣り合わせてエンジン回転数の変化を規制することができるトルクである。ＭＧ１回転数は、符号Ｒ１４で示すように、エンジン回転数の上昇に応じて上昇し、バッテリの入出力パワーは、符号Ｒ１５で示すようにＭＧ１回転数の変動等によって変動する。
　ブレーキＢＫ１の係合トルクの低下により、時刻ｔ３にイナーシャ相が開始すると、図１０に示すように第一サンギア１１の回転数変化が許容される。よって、イナーシャ相においてエンジン回転数を上昇させながらＭＧ１回転数を低下させることが可能となる。図１２に符号Ｒ１６で示すように、イナーシャ相中のＭＧ１トルクは、エンジントルクに対する反力分のトルクＲ１３よりも負側のトルクとされ、符号Ｒ１７で示すようにＭＧ１回転数が低下する。バッテリの入出力パワーは、符号Ｒ１８で示すように、イナーシャ相開始前とは反対方向に変動する。イナーシャ相は、時刻ｔ４に終了する。図１１に示すイナーシャ相の終了時に、クラッチＣＬ１の回転が同期されると、クラッチＣＬ１が係合されダウンシフトが完了する。
　このように変速開始時にエンジン回転数を変化させた場合、イナーシャ相開始までの間に変速部の入力トルクが変動し、入力トルクを精度よく把握することが困難である。これにより、変速制御の制御性の低下、例えばブレーキＢＫ１およびクラッチＣＬ１の油圧制御や油圧学習制御の精度が低下する可能性がある。また、エンジン回転数の変化に伴いＭＧ１回転数が変化すると、バッテリの入出力パワーの収支が大きく変動してしまうこととなる。
　本実施形態のハイブリッド車両用駆動装置１－１は、以下に説明するように、エンジン１の回転数変化が要求される変速要求が運転者からなされた場合、変速開始時にエンジン１の回転数変化を規制する。これにより、変速制御の制御性を向上させることができる。例えば、イナーシャ相の開始タイミングを精度よく制御することができる。また、ハイブリッド車両用駆動装置１－１の変速制御によれば、バッテリの入出力パワーのパワー収支の変動を抑制することができる。
　図１３は、本実施形態のダウンシフト制御に係るイナーシャ相開始前の動作を示す共線図、図１４は、本実施形態のダウンシフト制御に係るイナーシャ相中の動作を示す共線図、図１５は、本実施形態のダウンシフト制御に係るイナーシャ相終了時の動作を示す共線図、図１６は、本実施形態のダウンシフト制御に係るタイムチャートである。
　図１３に示すように、エンジン１の回転数変化が要求される変速要求がなされた場合に、ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、変速開始時にエンジン１の回転数変化を規制する。ここで、エンジン１の回転数変化を規制することには、エンジン回転数を変化させないこと、エンジン回転数の変化速度を低減すること、エンジントルクが正であってもエンジン回転数を増加させないこと、エンジントルクが負トルクから正トルクに切り替わってもエンジン回転数やエンジン回転数の変化速度を変化させないこと等が含まれる。例えば、エンジン回転数の変化速度を低減する場合、変速開始から所定の期間のエンジン回転数の変化速度を所定の期間経過後のエンジン回転数の変化速度よりも低減するようにすればよい。
　図１６に示すように、本実施形態のハイブリッド車両用駆動装置１－１は、時刻ｔ１２の変速開始に対してエンジン回転数の上昇を遅延させ、所定の期間はエンジン１の回転数変化を規制する。上記所定の期間は、変速開始から予め定められた期間であり、本実施形態では、変速開始からイナーシャ相の開始までの期間、図１６では時刻ｔ１２から時刻ｔ１３までの期間である。
　時刻ｔ１１にアクセルが踏み込まれ、ダウンシフトの変速要求がなされる。エンジントルクおよびＭＧ２トルクは、時刻ｔ１１から増加を始め、時刻ｔ１２に負トルクから正トルクに切り替わる。変速開始の時刻ｔ１２から、符号Ｒ２１で示すようにブレーキＢＫ１の係合トルクが低減され始め、時刻ｔ１３にイナーシャ相が開始する。変速開始からイナーシャ相開始までのＭＧ１トルクは、符号Ｒ２２で示すように、エンジントルクに対する反力分のトルクとされている。このＭＧ１トルクＲ２２は、第二遊星歯車機構２０において３つの回転要素のトルクが釣り合い、ＡＴ出力軸（第二キャリア２４）の回転数変化が規制されるトルクである。
　これにより、符号Ｒ２３で示すように、変速開始時のエンジン１の回転数変化が規制され、変速開始からイナーシャ相開始までのエンジン１の回転数変化が規制される。また、符号Ｒ２４で示すように、変速開始時の第一回転機ＭＧ１の回転数変化が規制され、変速開始からイナーシャ相開始までの第一回転機ＭＧ１の回転数変化が規制される。従って、符号Ｒ２５で示すように、変速開始からイナーシャ相開始までのバッテリの入出力パワー収支の変動が抑制される。
　イナーシャ相の開始時（時刻ｔ１３）にエンジン１の回転数変化が開始する。エンジン１の回転数変化の開始は、イナーシャ相の開始と同時であっても、イナーシャ相の開始から所定時間経過後であってもよい。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、イナーシャ相が開始すると、符号Ｒ２６で示すように、ＭＧ１トルクを破線Ｒ２７のエンジントルクに対する反力分のトルクよりも低減させる。これにより、エンジン回転数は上昇を開始する。このときのＭＧ１トルクＲ２６は、エンジン回転数の上昇を許容し、かつＭＧ１回転数の変化を抑制する値とされる。
　本実施形態では、イナーシャ相中のＭＧ１トルクＲ２６は、エンジントルクに対する反力分のトルクＲ２７と第一回転機ＭＧ１のイナーシャトルクＴｉとの差分のトルクとされる。従って、ブレーキＢＫ１の係合トルクの低減による変速進行に合わせてエンジン回転数を上昇させ、イナーシャ相中のＭＧ１回転数の変化を抑制することができる。ＭＧ１トルクＲ２６は、イナーシャ相中のＭＧ１回転数を一定に保つように定められてもよい。言い換えると、イナーシャ相中の第一回転機ＭＧ１の回転数変化が規制されてもよい。
　図１４に示すように、イナーシャ相中は、ブレーキＢＫ１の係合トルクの低減により、エンジントルクによって第一サンギア１１の回転数およびエンジン回転数が上昇する。一方、ＭＧ１回転数の変動が抑制され、例えばＭＧ１回転数が一定に維持される。ＭＧ１回転数の変動が抑制されることで、図１６に符号Ｒ２８で示すようにイナーシャ相中のバッテリの入出力パワー収支の変動が抑制される。エンジン回転数が上昇し、図１５に示すようにクラッチＣＬ１の回転が同期すると、クラッチＣＬ１が係合される。クラッチＣＬ１が係合されると、ダウンシフトが完了する。本実施形態では、イナーシャ相が終了する時刻ｔ１４においてエンジン１の回転数変化が終了する。
　図１および図１６を参照して、本実施形態の変速制御について説明する。図１に示す制御フローは、例えば、車両１００の走行中に所定の間隔で繰り返し実行される。まず、ステップＳ１０では、ＨＶ＿ＥＣＵ５０により、変速出力がなされたか否かが判定される。変速出力は、例えば、要求駆動力と、車速と、変速線とに基づいて変速判断がなされた場合に出力される。図１６では、時刻ｔ１１に変速出力がなされたと判定される。ステップＳ１０の判定の結果、変速出力がなされたと判定された場合（ステップＳ１０－Ｙ）にはステップＳ２０に進み、そうでない場合（ステップＳ１０－Ｎ）にはステップＳ６０に進む。
　ステップＳ２０では、ＨＶ＿ＥＣＵ５０により、エンジン回転数変化が要求されているか否かが判定される。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、例えば、アクセル開度や車速等に基づくエンジンの目標回転数と、現在のエンジン回転数とに基づいてステップＳ２０の判定を行う。一例として、目標エンジン回転数と現在のエンジン回転数との差が所定回転数以上である場合にステップＳ２０で肯定判定がなされるようにしてもよい。ステップＳ２０の判定の結果、エンジン回転数変化が要求されていると判定された場合（ステップＳ２０－Ｙ）にはステップＳ３０に進み、そうでない場合（ステップＳ２０－Ｎ）にはステップＳ６０に進む。図１６では、時刻ｔ１１にステップＳ２０で肯定判定がなされる。
　ステップＳ３０では、ＨＶ＿ＥＣＵ５０により、エンジン回転数が保持される。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、ＭＧ＿ＥＣＵ６０に対して、ＭＧ１トルクの指令値を出力する。このＭＧ１トルクの指令値は、エンジントルクに対する反力分のトルクであることが好ましく、あるいはエンジントルクに対する反力分のトルクの近傍のトルクであってもよい。これにより、図１６に符号Ｒ２３で示すように、エンジン回転数の変動が規制される。ステップＳ３０が実行されると、ステップＳ４０に進む。
　ステップＳ４０では、ＨＶ＿ＥＣＵ５０により、イナーシャ相が開始したか否かが判定される。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、例えば、検出されたＭＧ１回転数に基づいてステップＳ４０の判定を行う。イナーシャ相が開始すると、ＭＧ１回転数が変化する。図１６では、変速開始後にブレーキＢＫ１の係合トルクが低下していき、時刻ｔ１３においてＭＧ１回転数の低下が検出される。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、例えば、変速開始後にＭＧ１回転数が所定回転数低下すると、イナーシャ相が開始したと判定する。所定回転数は、例えば、５０ｒｐｍとすることができる。なお、ＭＧ１回転数の変化速度等に基づいてイナーシャ相の開始が検出されてもよい。ステップＳ４０の判定の結果、イナーシャ相が開始したと判定された場合（ステップＳ４０－Ｙ）にはステップＳ５０に進み、そうでない場合（ステップＳ４０－Ｎ）にはステップＳ３０に移行する。
　ステップＳ５０では、ＨＶ＿ＥＣＵ５０により、変速進行とエンジン回転数変化が実行される。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、変速機ＥＣＵ８０に対してブレーキＢＫ１に対する係合油圧を低減させる。イナーシャ相におけるブレーキＢＫ１に対する係合油圧の低下速度は、イナーシャ相の開始前におけるブレーキＢＫ１に対する係合油圧の低下速度よりも低減される。ブレーキＢＫ１の係合トルクによって、変速の進行およびエンジン回転数の変化が制御される。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、イナーシャ相が終了するときにエンジン回転数の上昇を終了させる。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、イナーシャ相においてクラッチＣＬ１の回転数が同期すると、変速機ＥＣＵ８０に対してクラッチＣＬ１の係合を指令する。また、ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、クラッチＣＬ１が係合するときに、ＭＧ１トルクをエンジントルクに対する反力分のトルクＲ２７に変化させる。これにより、クラッチＣＬ１の係合が完了し、イナーシャ相が終了する時刻ｔ１４において、エンジン回転数の上昇が終了する。ステップＳ５０が実行されると、本制御フローは終了する。
　ステップＳ６０では、ＨＶ＿ＥＣＵ５０により、通常制御が実行される。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、変速出力がなされていないときの走行制御や、エンジン回転数変化が要求されていない場合の変速制御を行う。例えば、エンジン回転数変化が要求されていない場合のダウンシフトは、ブレーキＢＫ１を解放すると共にクラッチＣＬ１を係合するクラッチｔｏクラッチ変速によることができる。ステップＳ６０が実行されると、本制御フローは終了する。
　以上説明したように、本実施形態に係るハイブリッド車両用駆動装置１－１によれば、エンジン１の回転数変化が要求される変速要求がなされた場合、変速開始時にエンジン１の回転数変化が規制される。よって、イナーシャ相開始時のＡＴ出力軸トルクが安定し、イナーシャ相開始タイミングを狙い通り制御することができる。つまり、ハイブリッド車両用駆動装置１－１は、変速制御の制御性を向上させることができる。また、本実施形態に係るハイブリッド車両用駆動装置１－１によれば、イナーシャ相中のＭＧ１回転数の変化が抑制され、バッテリの入出力パワー収支の変動を低減することができる。
　本実施形態の「機関の回転数変化が要求される変速要求」は、パワーオンダウンシフトには限定されず、例えば、シーケンシャルダウンシフトの変速要求であっても、クルーズコントロールの変速要求であってもよい。シーケンシャルダウンシフトの変速要求は、操作子に対する運転者の操作入力（シフト操作）により発生する変速要求である。
［実施形態の第１変形例］
　上記実施形態では、イナーシャ相の開始までエンジン１の回転数変化が規制されたが、これに代えて、イナーシャ相の開始前にエンジン１の回転数変化が開始されてもよい。図１７は、実施形態の第１変形例に係る変速動作のタイムチャートである。図１７に示すように、エンジン回転数の変化は、変速開始から所定の期間、すなわち、時刻ｔ２２から時刻ｔ２３まで規制される。時刻ｔ２３は、イナーシャ相が開始する時刻ｔ２４よりも前のタイミングである。変速開始時および変速開始後にエンジン回転数の変化が規制されることにより、イナーシャ相開始時のＡＴ出力軸トルクが安定する。また、イナーシャ相の開始前にエンジン回転数の変化が開始されることで、無反応時間を低減して変速の応答性を向上させることができる。
　ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、時刻ｔ２１にエンジン１の回転数変化が要求される変速要求がなされると、ＭＧ１トルクをエンジントルクに対する反力分のトルクとして、変速開始時の時刻ｔ２２におけるエンジン回転数の変化および変速開始後のエンジン回転数の変化を規制する。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、時刻ｔ２３に、符号Ｒ３１に示すように、ＭＧ１トルクをエンジントルクに対する反力分のトルクＲ３２よりも低減（正トルク側に変化）させる。これにより、時刻ｔ２３からエンジン回転数およびＭＧ１回転数が上昇を開始する。ＭＧ１回転数の上昇により、バッテリの入出力パワーは変動する。
　ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、時刻ｔ２４にイナーシャ相が開始すると、符号Ｒ３３で示すように、ＭＧ１トルクをエンジントルクに対する反力分のトルクＲ３２よりも負側のトルクとする。これにより、イナーシャ相において、ＭＧ１回転数が低下する。エンジン回転数は、ブレーキＢＫ１の係合トルクの低下による変速進行に応じて上昇する。イナーシャ相が終了する時刻ｔ２５にクラッチＣＬ１は係合し、ＭＧ１トルクは、エンジントルクに対する反力分のトルクＲ３２に変化する。
　ここで、図１７に示すようなイナーシャ相の開始前にエンジン１の回転数変化を開始するダウンシフト変速制御は、例えば、バッテリの入出力制限に余裕がある場合に実行される。バッテリの入出力は、例えば、バッテリの温度、充電状態ＳＯＣ等に基づいて制限されることがある。バッテリの充放電量（例えば、単位時間当たりの充放電量）に余裕がある場合には、本変形例のようにイナーシャ相の開始前にエンジン回転数の変化が開始されるようにしてもよい。また、バッテリの充放電量の制限に対して充放電量の余裕が大きい場合は、バッテリの充放電量の制限に対して充放電量の余裕が小さい場合よりもエンジン回転数の変化を開始するタイミングが早くされてもよい。バッテリパワーが使える場合は積極的にバッテリパワーを使って応答性を向上させることができる。
［実施形態の第２変形例］
　上記実施形態および実施形態の第１変形例では、イナーシャ相の終了時にエンジン回転数の上昇が終了したが、これに代えてイナーシャ相の終了前にエンジン回転数の変化が終了してもよい。図１８は、実施形態の第２変形例に係る変速動作のタイムチャートである。図１８に示すように、エンジン回転数の変化は、イナーシャ相が終了する前の時刻ｔ３４に終了する。イナーシャ相の終了前にエンジン回転数の変化が終了することで、変速の応答性を向上させることができる。
　ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、時刻ｔ３１にエンジン１の回転数変化が要求される変速要求がなされると、ＭＧ１トルクをエンジントルクに対する反力分のトルクとして、変速開始時の時刻ｔ３２におけるエンジン回転数の変化および変速開始後のエンジン回転数の変化を規制する。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、イナーシャ相が開始する時刻ｔ３３までエンジン回転数の変化を規制し、時刻ｔ３３にエンジン回転数の変化を開始させる。イナーシャ相開始後のＭＧ１トルクは、符号Ｒ４１で示すように、エンジントルクに対する反力分のトルクＲ４２よりも正側のトルクとされる。これにより、エンジン回転数の上昇が促進される。エンジン回転数を上昇させるときのＭＧ１トルクは、例えば、ＭＧ１回転数の上昇を許容するトルクとされる。
　エンジン回転数の回転数変化は、イナーシャ相終了前に終了する。ＨＶ＿ＥＣＵ５０は、エンジン回転数が目標エンジン回転数まで上昇すると、エンジン１の回転数変化を終了する。目標エンジン回転数は、例えば、目標エンジントルクと、予め定められた最適燃費線等に基づいて定められる。図１８では、イナーシャ相が終了する時刻ｔ３５よりも前の時刻ｔ３４にエンジン回転数が目標エンジン回転数まで上昇し、エンジン回転数の変化が終了する。エンジン回転数の変化が終了すると、第一回転機ＭＧ１によりクラッチＣＬ１の回転同期制御がなされる。エンジン回転数の上昇が終了した後のＭＧ１トルクは、例えば、符号Ｒ４３で示すように、エンジントルクに対する反力分のトルクＲ４２よりも負側のトルクとされる。これにより、時刻ｔ３４からイナーシャ相が終了する時刻ｔ３５までＭＧ１回転数が低下し、クラッチＣＬ１の回転が同期される。クラッチＣＬ１の回転が同期すると、クラッチＣＬ１が係合され、ダウンシフトが終了する。
　ここで、図１８に示すようなイナーシャ相の終了前にエンジン回転数変化を終了するダウンシフト変速制御は、例えば、バッテリの入出力制限に余裕がある場合に実行される。バッテリの充放電量（例えば、単位時間当たりの充放電量）に余裕がある場合には、本変形例のようにイナーシャ相の終了前にエンジン回転数の変化が終了されるようにしてもよい。また、バッテリの充放電量の制限に対して充放電量の余裕が大きい場合は、バッテリの充放電量の制限に対して充放電量の余裕が小さい場合よりもエンジン回転数の変化を終了するタイミングが早くされてもよい。
　上記実施形態および変形例には、以下の動力伝達装置が開示されている。
　「機関と、変速部と、３軸からなる差動部からなり、機関の出力軸が変速部の入力軸に連結され、変速部の出力軸が差動部の第１軸に連結され、差動部の第２軸に第一回転機、第３軸に第二回転機を連結するものにおいて、機関の回転数変化が要求される変速部の変速時、変速開始時は機関の回転数変化を抑制する動力伝達装置。」
　上記実施形態および変形例では、第一遊星歯車機構１０および第二遊星歯車機構２０がシングルピニオン式の遊星歯車機構であったが、これに限定されるものではなく、例えばダブルピニオン式の遊星歯車機構等であってもよい。また、変速部や差動部の構成は、上記実施形態に例示したものには限定されない。
　上記の実施形態および変形例に開示された内容は、適宜組み合わせて実行されることができる。
　１－１　ハイブリッド車両用駆動装置
　１　エンジン
　１０　第一遊星歯車機構
　１３　第一リングギア
　２０　第二遊星歯車機構
　２１　第二サンギア
　２３　第二リングギア
　２４　第二キャリア
　３２　駆動輪
　５０　ＨＶ＿ＥＣＵ
　６０　ＭＧ＿ＥＣＵ
　７０　エンジンＥＣＵ
　８０　変速機ＥＣＵ
　１００　車両
　ＢＫ１　ブレーキ
　ＣＬ１　クラッチ
　ＭＧ１　第一回転機
　ＭＧ２　第二回転機

Claims (7)

  1. 　機関と、
    　第一回転機と、
    　第二回転機と、
    　前記機関の回転を伝達する変速部と、
    　前記変速部の出力要素と接続された第一回転要素と、前記第一回転機に接続された第二回転要素と、前記第二回転機および駆動輪に接続された第三回転要素とを有する差動部と、
    　を備え、前記機関の回転数変化が要求される変速要求が運転者からなされた場合、変速開始時に前記機関の回転数変化を規制する
    　ことを特徴とするハイブリッド車両用駆動装置。
  2. 　前記変速のイナーシャ相終了前に前記機関の回転数変化が終了する
    　請求項１に記載のハイブリッド車両用駆動装置。
  3. 　前記変速のイナーシャ相開始時に前記機関の回転数変化が開始する
    　請求項１または２に記載のハイブリッド車両用駆動装置。
  4. 　前記機関の回転数変化が要求される変速要求が運転者からなされた場合、変速開始時に前記第一回転機の回転数変化を規制する
    　請求項１に記載のハイブリッド車両用駆動装置。
  5. 　前記変速のイナーシャ相における前記第一回転機の回転数変化を規制する
    　請求項１に記載のハイブリッド車両用駆動装置。
  6. 　バッテリの充放電の制限に対する余裕が大きい場合は、余裕が小さい場合よりも前記機関の回転数変化が早く開始する
    　請求項１に記載のハイブリッド車両用駆動装置。
  7. 　バッテリの充放電の制限に対する余裕が大きい場合は、余裕が小さい場合よりも前記機関の回転数変化が早く終了する
    　請求項２に記載のハイブリッド車両用駆動装置。
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