车辆用动力传递装置的制作方法

专利名称：车辆用动力传递装置的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种具有电动差动部的混合动力形式的车辆用动力传递装置，尤其涉及用于对输出旋转速度变化时的比较急剧的输出变动的产生进行抑制的改良。
背景技术：
已知一种混合动力形式的车辆用动力传递装置，其被设置在发动机与驱动轮之间的动力传递路径上，且具有电动差动部，通过使所述电动差动部的运行状态被与差动部的旋转元件相连接的电动机所控制，从而使输入旋转速度和输出旋转速度的差动状态被控制。此外，作为所述车辆用动力传递装置的一个示例，提出了一种具有机械变速部的车辆用动力传递装置，其中，所述机械变速部构成所述电动差动部和驱动轮之间的动力传递路径的一部分。例如，专利文献1所记载的车辆用驱动装置的控制装置就是上述这种动力传递装置。在所述技术中，根据需要从而通过所述电动机来实施发动机的旋转速度控制。例如， 在所述机械变速部的变速结束后等，所述发动机的旋转速度经由所述电动机的输出控制而被控制为，使所述发动机的实际旋转速度迅速地达到目标旋转速度。专利文献1 日本特开2005-348532号公报专利文献2 日本特开2008-56235号公报专利文献3 日本特开2006-103471号公报

发明内容
本发明所要解决的课题但是，在上述这种现有技术中，考虑会出现如下情况，S卩，例如在所述机械变速部的变速结束后通过所述电动机而进行发动机的旋转速度控制时，由于与其变速相关的各个元件的惯性扭矩，会导致所述发动机的实际旋转速度和目标旋转速度之间的偏差量增大。 当在这样的状态下通过所述电动机而实施发动机的旋转速度控制时，有可能会出现如下情况，即，由于为了迅速降低所述发动机的实际旋转速度和目标旋转速度之间的偏差量而使所述电动机的输出变化，因此对动力传递装置的输出轴的直达扭矩将变动，从而产生比较急剧的输出轴扭矩变动。因此，需要开发一种车辆用动力传递装置，其能够抑制电动差动部的输出旋转速度变化时的、比较急剧的动力传递装置的输出轴扭矩变动的产生。本发明是以上述的情况为背景而实施的发明，其目的在于，提供一种车辆用动力传递装置，其能够抑制电动差动部的输出旋转速度变化时的、比较急剧的动力传递装置的输出轴扭矩变动的产生。用于解决课题的方法为了达成所述目的，本发明的技术思想为，提供一种车辆用动力传递装置，其被设置在发动机与驱动轮之间的动力传递路径上，且具有电动差动部，通过使所述电动差动部的运行状态被与差动部的旋转元件相连接的电动机所控制，从而使输入旋转速度和输出旋转速度的差动状态被控制，所述车辆用动力传递装置的特征在于，当所述电动差动部的输
3出旋转速度变化时，在预定的时间点计算出所述发动机的实际旋转速度和目标旋转速度之间的偏差量，并以使该偏差量以预定的斜度收敛的方式，对所述发动机的目标旋转速度进行设定。发明效果根据此种方式，由于当所述电动差动部的输出旋转速度变化时，在预定的时间点计算出所述发动机的实际旋转速度和目标旋转速度之间的偏差量，并以使该偏差量以预定的斜度收敛的方式，对所述发动机的目标旋转速度进行设定，因此，在由所述电动机进行的发动机旋转速度控制时，能够恰当地抑制所述电动差动部的输出轴旋转速度的变动。即，能够提供一种车辆用动力传递装置，其抑制了所述电动差动部的输出旋转速度变化时的、比较急剧的动力传递装置的输出轴扭矩变动的产生。在此，优选为，当所述电动差动部的输出旋转速度变化时，在预定的时间点计算出所述发动机的实际旋转速度和目标旋转速度之间的偏差量，并以使该偏差量的收敛与非控制时相比延迟的方式，对所述发动机的目标旋转速度进行设定。根据此种方式，能够在由所述电动机进行的发动机旋转速度控制时，以实用的方式恰当地抑制所述电动差动部的输出轴旋转速度的变动。此外，优选为，具有机械变速部，所述机械变速部构成所述电动差动部和驱动轮之间的动力传递路径的一部分，且所述预定的时间点为，该机械变速部的变速结束的时间点。 根据此种方式，能够在易于产生比较急剧的动力传递装置的输出轴扭矩变动的变速结束之后，恰当地抑制所述电动差动部的输出轴旋转速度的变动。此外，优选为，在所述机械变速部的变速结束的时间点之后的预定时间内，以使所述发动机的实际旋转速度和目标旋转速度之间的偏差量固定的方式，对所述发动机的目标旋转速度进行设定。根据此种方式，能够在易于产生比较急剧的动力传递装置的输出轴扭矩变动的变速结束之后，以实用的方式恰当地抑制所述电动差动部的输出轴旋转速度的变动。此外，优选为，在所述机械变速部的变速结束的时间点，将所述发动机的目标旋转速度设定为，在所述发动机的实际旋转速度上加上预先设定的预定值后所得的值。根据此种方式，能够在易于产生比较急剧的动力传递装置的输出轴扭矩变动的变速结束之后，使控制初期的偏差量降低从而加速其收敛。此外，优选为，具有机械变速部，所述机械变速部构成所述电动差动部和驱动轮之间的动力传递路径的一部分，所述预定的时间点为，从该机械变速部的空档状态向动力传递状态的切换完成的时间点。根据此种方式，能够在从易于产生比较急剧的动力传递装置的输出轴扭矩变动的空档状态向动力传递状态的切换完成后，恰当地抑制所述电动差动部的输出轴旋转速度的变动。此外，优选为，所述预定的时间点为，车轮的滑移收敛的时间点。根据此种方式，能够在易于产生比较急剧的动力传递装置的输出轴扭矩变动的车轮滑移的收敛之后，恰当地抑制所述电动差动部的输出轴旋转速度的变动。此外，优选为，当控制开始时间点上的所述发动机的实际旋转速度和所述发动机的目标旋转速度之间的偏差量大于等于预定值时，对所述发动机的目标旋转速度进行设定。根据此种方式，防止了转速收敛延迟的现象。


图1为用于对作为本发明一个实施例的混合动力车辆的动力传递装置的结构进行说明的要点图。图2为用于对图1的动力传递装置所具有的自动变速部的变速工作中所使用的油压摩擦卡合装置的动作组合进行说明的动作图表。图3为用于对图1的动力传递装置中的各个档位的相对旋转速度进行说明的共线图。图4为用于对图1的动力传递装置所具有的电子控制装置的输入输出信号进行说明的图。图5为关于对油压控制装置中的离合器以及制动器的各个油压作动器的工作进行控制的线性电磁阀的电路图。图6为具有换档杆的、为了对多个种类的换档位置进行选择而被操作的换档操作
装置的一例。图7为对图4的电子控制装置所具有的控制功能的主要部分进行说明的功能框线图。图8为表示在图1的动力传递装置的变速控制中所使用的变速图的一例、以及在对发动机行驶和电动机行驶进行切换的驱动力源切换控制中所使用的驱动力源图的一例的图，且又为表示各部件之间的关系的图。图9为表示在图1的动力传递装置的发动机输出控制中所使用的发动机旋转速度和发动机扭矩之间的关系的图，虚线为发动机的最优耗油率曲线、且为耗油率图的一例。图10为用于对图1的动力传递装置所具有的自动变速部变速时的本实施例的发动机旋转速度控制进行说明的时序图。图11为表示与图10所示的控制相关的、从自动变速部的变速结束时间点起的经过时间和发动机旋转速度的偏差旋转速度减产量之间的对应关系的图表。图12为表示与图10的时序图相对应的、由电子控制装置进行的发动机旋转速度控制的一个示例的流程图。图13为用于对从图1的动力传递装置的空档状态向动力传递状态的切换时的本实施例的发动机旋转速度控制进行说明的时序图。图14为表示与图13的时序图相对应的、由电子控制装置进行的发动机旋转速度控制的一个示例的流程图。图15为用于对图7所示的驱动轮等车轮的滑移收敛时的、本实施例的发动机旋转速度控制进行说明的时序图。图16为表示与图15的时序图相对应的、由电子控制装置进行的发动机旋转速度控制的一个示例的流程图。符号说明8…发动机；10…车辆用动力传递装置；1L···差动部(电动差动部)；
20…自动变速部(机械变速部)；34…驱动轮；Ml···第 1 电动机；M2···第 2 电动机。
具体实施例方式下面，参照附图对本发明的实施例进行详细说明。实施例图1为，用于对恰当地应用了本发明的混合动力车辆用动力传递装置10的结构进行说明的要点图。如该图1所示，本实施例的动力传递装置10以串行方式而具有作为输入旋转部件的输入轴14，其在安装于车辆上的、作为非旋转部件的变速器箱12 (以下，称为箱12)内，被配置在共同的轴心上；差动部11，其与该输入轴14直接连接、或者经由未图示的脉动吸收减震器(震动衰减装置)等而间接连接；自动变速部20，其在该差动部11和驱动轮34(参照图7)之间的动力传递路径上，经由传递部件(传动轴)18而被串行连接；作为输出旋转部件的输出轴22，其与该自动变速部20相连接。本实施例的动力传递装置10为，优选应用于例如车辆中的纵置FR(前置发动机后轮驱动)型车辆上的装置，并且被设置在发动机8和一对驱动轮34之间的动力传递路径上，从而将来自该发动机8的动力依次经由差速齿轮装置(主减速机)32(参照图7)以及一对车桥等而向一对驱动轮34传递，其中，所述发动机8为，作为与上述输入轴14直接连接或者经由未图示的脉动吸收减震器而直接连接的行驶用的驱动力源的、例如汽油发动机或者柴油发动机等的内燃机。另外，在本实施例的动力传递装置10中，上述发动机8和差动部11被直接连接。该直接连接是指，不经由变矩器或者液力偶合器等的液力传动装置而被连接在一起，例如，经由上述脉动吸收减震器等的连接包含在该直接连接中。此外，由于上述动力传递装置10以关于其轴心对称的方式而构成，因此在图1的要点图中，其下侧被省略。关于以下的各个实施例也采用同样方式。所述差动部11具有第1电动机Ml ；作为差动机构的动力分配机构16，其为一种机械式地分配所述发动机8的输出，且将发动机8的输出输入至所述输入轴14的机械式机构，所述动力分配机构16将该发动机8的输出向第1电动机Ml以及传递部件18分配；第 2电动机M2，其以和所述传递部件18—体化旋转的方式与所述传递部件18动作性地连接。 虽然本实施例的动力传递装置10所具有的第1电动机Ml以及第2电动机M2均为，作为发动机以及发电机而发挥功能的所谓电动发电机，但是上述第1电动机Ml至少具有用于产生反力的发电机(发电)功能，上述第2电动机M2作为行驶用的驱动力源而至少具有用于输出驱动力的电动机(发动机)功能。通过所述结构，所述差动部11作为电动差动部而发挥功能，通过使所述电动差动部的运行状态被上述第1电动机Ml以及第2电动机M2所控制， 从而使输入旋转速度(输入轴14的旋转速度)和输出旋转速度(传递部件18的旋转速度)的差动状态被控制。所述动力分配机构16以单小齿轮型的第1行星齿轮装置M为主体而构成，所述第1行星齿轮装置M具有例如“0.418”左右的预定的齿数比Pi。该第1行星齿轮装置 24具有作为旋转元件(元件)的如下部件第1太阳齿轮Sl ；第1行星齿轮Pl ；第1行星齿轮架CAl，其以使该第1行星齿轮Pl能够自转以及公转的方式而对该第1行星齿轮Pl进行支承；第1内啮合齿轮R1，其经由第1行星齿轮Pl而与第1太阳齿轮Sl啮合。当将第1 太阳齿轮Sl的齿数设为Ml、将第1内啮合齿轮Rl的齿数设为ZRl时，上述齿数比P 1为 M1/ZR1。在所述动力分配机构16中，第1行星齿轮架CAl与所述输入轴14、即所述发动机 8相连接，第1太阳齿轮Sl与所述第1电动机Ml相连接，第1内啮合齿轮Rl与所述传递部件18相连接。通过将作为第1行星齿轮装置M的三个元件的第1太阳齿轮Si、第1行星齿轮架CA1、第1内啮合齿轮Rl设定为分别能够相互地进行相对旋转，从而以如上方式而构成的动力分配机构16被置于差动作用能够工作，即差动作用起作用的差动状态，因此所述发动机8的输出被分配至所述第1电动机Ml和传递部件18，且通过被分配的所述发动机8的输出的一部分而使所述第1电动机Ml产生的电能，并通过该电能而进行充电或使所述第2电动机M2被驱动旋转，所以，所述差动部11(动力分配机构16)作为电动的差动装置而发挥功能，并且被置于例如所谓的无级变速状态(电动的CVT状态)，从而所述传递部件18的旋转与所述发动机8的预定旋转无关而连续变化。即，所述差动部11作为变速比Y 0 (输入轴14的旋转速度Nin/传递部件18的旋转速度N18)从所述变速比Y 0的最小值Y Omin到最大值Y Omax连续变化的电动无级变速器而发挥功能。如此，所述动力分配机构16作为无级调速变速机构而工作，其中，通过以可传递动力的方式而与所述动力分配机构16 (差动部11)相连接的所述第1电动机Ml、第2电动机M2、以及发动机8的运行状态被控制，从而所述输入轴14的旋转速度和所述传递部件18的旋转速度的差动状态被控制， 其中，所述传递部件18作为差动部11的输出轴而发挥功能。所述自动变速部20为，在从所述差动部11向驱动轮34的动力传递路径上具有单小齿轮型的第2行星齿轮装置沈、单小齿轮型的第3行星齿轮装置28、以及单小齿轮型的第4行星齿轮装置30，并作为有级式自动变速器而发挥功能的行星齿轮式的多级变速器。 上述第2行星齿轮装置沈具有第2太阳齿轮S2 ；第2行星齿轮P2 ；第2行星齿轮架CA2， 其以使该第2行星齿轮P2能够自转以及公转的方式而对该第2行星齿轮P2进行支承；第 2内啮合齿轮R2，其经由第2行星齿轮P2而与第2太阳齿轮S2啮合；并且所述第2行星齿轮装置沈具有例如“0. 562”左右的预定的齿数比P 2。上述第3行星齿轮装置观具有第 3太阳齿轮S3 ；第3行星齿轮P3 ；第3行星齿轮架CA3，其以使该第3行星齿轮P3能够自转以及公转的方式对该第3行星齿轮P3进行支承；第3内啮合齿轮R3，其经由第3行星齿轮 P3而与第3太阳齿轮S3啮合；并且所述第3行星齿轮装置观具有例如“0. 425”左右的预定的齿数比P 3。上述第4行星齿轮装置30具有第4太阳齿轮S4 ；第4行星齿轮P4 ；第 4行星齿轮架CA4，其以使该第4行星齿轮P4能够自转以及公转的方式对该第4行星齿轮 P4进行支承；第4内啮合齿轮R4，其经由第4行星齿轮P4而与第4太阳齿轮S4啮合；并且所述第4行星齿轮装置30具有例如“0.421”左右的预定的齿数比P 4。在此，当将上述第2太阳齿轮S2的齿数设为、将第2内啮合齿轮R2的齿数设为观2、将第3太阳齿轮 S3的齿数设为、将第3内啮合齿轮R3的齿数设为观3、将第4太阳齿轮S4的齿数设为 M4、将第4内啮合齿轮R4的齿数设为ZR4时，上述齿数比P2*M2AR2，上述齿数比P 3 为ZS3/ZR3,上述齿数比P 4为ZS4/ZR4。在所述自动变速部20中，第2太阳齿轮S2和第3太阳齿轮S3被连接为一体，并
7经由第2离合器C2而与所述传递部件18选择性地连接，且经由第1制动器Bl而与所述箱 12选择性地连接。此外，第2行星齿轮架CA2经由第2制动器B2而与所述箱12选择性地连接。此外，第4内啮合齿轮R4经由第3制动器B3而与所述箱12选择性地连接。此外， 第2内啮合齿轮R2和第3行星齿轮架CA3和第4行星齿轮架CA4被连接为一体，并与所述输出轴22相连接。此外，第3内啮合齿轮R3和第4太阳齿轮S4被连接为一体，并经由第 1离合器Cl而与所述传递部件18选择性地连接。以此方式，所述自动变速部20内部和差动部11 (传递部件18)，通过为使该自动变速部20的变速档成立而使用的第1离合器Cl或者第2离合器C2，从而被选择性地连接。 换言之，第1离合器Cl以及第2离合器C2作为卡合装置而发挥功能，其中，所述卡合装置对所述传递部件18和自动变速部20之间的动力传递路径、即从所述差动部11 (传递部件18) 向驱动轮34的动力传递路径，在能够进行该动力传递路径的动力传递的动力传递状态、和切断该动力传递路径的动力传递的动力传递切断状态之间进行选择性地切换。即，通过第1 离合器Cl以及第2离合器C2中的至少一个被卡合，从而使上述动力传递路径被置于能够进行动力传递的状态，或者通过使第1离合器Cl以及第2离合器C2均被断开，从而使上述动力传递路径被置于动力传递切断状态、即空档状态。此外，在所述自动变速部20中，通过由断开侧卡合装置的断开和卡合侧卡合装置的卡合来实施双离合器同步变速而使各个档位(变速档)选择性地成立，从而在每个档位均可获得大致等比例地变化的变速比Y (=传递部件18的旋转速度N18/输出轴22的旋转速度Not)。例如，如图2的卡合动作表所示，通过第1离合器Cl以及第3制动器B3的卡合， 从而使变速比Y 1为最大值、例如“3. 357”左右的第1速档位成立。此外，通过第1离合器 Cl以及第2制动器B2的卡合，从而使变速比Y 2为小于第1速档位的值、例如“2. 180”左右的第2速档位成立。此外，通过第1离合器Cl以及第1制动器Bl的卡合，从而使变速比
Y3为小于第2速档位的值、例如“1. 424”左右的第3速档位成立。此外，通过第1离合器 Cl以及第2离合器C2的卡合，从而使变速比Y 4为小于第3速档位的值、例如“1.000”左右的第4速档位成立。此外，通过第2离合器C2以及第3制动器B3的卡合，从而使变速比
YR为第1速档位和第2速档位之间的值、例如“3. 209”左右的后退档位(后退变速档)成立。此外，通过第1离合器Cl、第2离合器C2、第1制动器Bi、第2制动器B2、以及第3制动器B3的断开从而被置于空档(N)状态。所述第1离合器Cl、第2离合器C2、第1制动器Bi、第2制动器B2、以及第3制动器B3(以下，不特别进行区别时表示为离合器C、制动器B)为，作为现有的车辆用自动变速器中经常被使用的卡合元件的油压摩擦卡合装置，其由例如相互重叠的多个摩擦板通过油压作动器而被按压的湿式多板型、或卷绕在旋转的鼓的外周面上的一根或者两根带的一端被油压作动器拉紧的带式制动器等而构成，且为用于选择性地连接穿插有上述部件的两侧的部件。在以上述方式而构成的本实施例的动力传递装置10中，通过作为无级变速器而发挥功能的所述差动部11、和与该差动部11相连接的所述自动变速部20，从而作为整体而构成了无级变速器。此外，通过以使所述差动部11的变速比固定的方式而进行控制，从而能够通过该差动部11和自动变速部20而构成与有级变速器等同的状态。具体而言，通过所述差动部11作为无级变速器而发挥功能，且与该差动部11串联的所述自动变速部20作为有级变速器而发挥功能，从而相对于该自动变速部20的至少一个变速档M，输入至该自动变速部20中的旋转速度(以下，称为自动变速部20的输入旋转速度)即所述传递部件18的旋转速度(以下，称为传递部件旋转速度N18)将无级地变化， 进而在该变速档M中将获得无级的变速比宽度。因此，无级地获得了所述动力传递装置10 的综合变速比Y T (=输入轴14的旋转速度Nin/输出轴22的旋转速度Not)，从而在所述动力传递装置10中构成了无级变速器。该动力传递装置10的综合变速比YT为，根据所述差动部11的变速比YO和自动变速部20的变速比γ而形成的、作为所述动力传递装置 10整体的总变速比YT0例如，对于图2的卡合动作表所示的自动变速部20的第1速档位至第4速档位和后退档位的各个档位而言，传递部件旋转速度N18无级地进行变化，从而各个档位获得了无级的变速比宽度。因此，该各个档位之间成为能够无级地连续变化的变速比，从而可无级地获得作为所述动力传递装置10整体的总变速比γΤ。此外，通过将所述差动部11的变速比控制为固定，且使离合器C以及制动器B选择性地卡合动作以使第1速档位至第4速档位中的某一个或者后退档位(后退变速档)选择性地成立，从而在每个档位均获得了大致等比例地变化的所述动力传递装置10的总变速比YT。因此，在所述动力传递装置10中构成了与有级变速器同等的状态。例如，当实施控制以使所述差动部11的变速比YO固定为“1”时，如图2的卡合动作表所示，在每个档位均获得了与所述自动变速部20的第1速档位至第4速档位和后退档位的各个档位相对应的、所述动力传递装置10的总变速比YT。此外，当实施控制以使所述自动变速部20的第4速档位中，所述差动部11的变速比YO固定为小于“1”的值、例如0.7左右，则获得了小于第4速档位的值、例如“0. 7”左右的总变速比γΤ。图3图示了由所述差动部11和自动变速部20构成的动力传递装置10中，能够将每个档位中连接状态不同的各个旋转元件的旋转速度的相对关系在直线上进行表示的共线图。该图3的共线图为，由表示各个行星齿轮装置对、26、观、30的齿数比P的关系的横轴、和表示相对旋转速度的纵轴组成的二维坐标，并且横线Xl表示旋转速度零，横线X2表示旋转速度“1.0”、即与所述输入轴14相连接的所述发动机8的旋转速度&，横线XG表示传递部件18的旋转速度N18。此外，与构成所述差动部11的动力分配机构16的三个元件相对应的三根纵线Yl、 Y2、TO从左侧起依次表示，与第2旋转元件(第2元件)RE2相对应的第1太阳齿轮Sl的相对旋转速度、与第1旋转元件(第1元件)REl相对应的第1行星齿轮架CAl的相对旋转速度、与第3旋转元件(第3元件)RE3相对应的第1内啮合齿轮Rl的相对旋转速度，并且其间的间隔根据第1行星齿轮装置M的齿数比P 1而确定。而且，所述自动变速部20的五根纵线Y4、Y5、Y6、Y7、Y8从左侧起依次分别表示如下含义，即，Y4表示与第4旋转元件 (第4元件)RE4相对应、且被相互连接的第2太阳齿轮S2以及第3太阳齿轮S3的相对旋转速度J5表示与第5旋转元件(第5元件)RE5相对应的第2行星齿轮架CA2的相对旋转速度；Y6表示与第6旋转元件(第6元件)RE6相对应的第4内啮合齿轮R4的相对旋转速度；Y7表示与第7旋转元件(第7元件)RE7相对应、且被相互连接的第2内啮合齿轮R2、 第3行星齿轮架CA3、第4行星齿轮架CA4的相对旋转速度；Y8表示与第8旋转元件(第8 元件)RE8相对应、且被相互连接的第3内啮合齿轮R3、第4太阳齿轮S4的相对旋转速度；并且，其间的间隔根据第2、第3、第4行星齿轮装置沈、28、30的齿数比P 2、P 3、P 4而被分别确定。当在该共线图的纵轴间的关系中，太阳齿轮和行星齿轮架之间被设定为与“1”相对应的间隔时，行星齿轮架和内啮合齿轮之间将被设定为与行星齿轮装置的齿数比P相对应的间隔。即，在所述差动部11中，纵线Yl和Y2之间的纵线之间被设定为与“1”相对应的间隔，纵线Y2和TO之间被设定为与齿数比Pl相对应的间隔。此外，在所述自动变速部20中，对于第2、第3、第4行星齿轮装置沈、28、30中的每一个而言，其太阳齿轮和行星齿轮架之间均被设定为与“1”相对应的间隔，行星齿轮架和内啮合齿轮之间被设定为与P 相对应的间隔。如果使用图3的共线图进行表示，那么本实施例的动力传递装置10被构成为，在所述动力分配机构16 (差动部11)中，所述第1行星齿轮装置M的第1旋转元件REl (第 1行星齿轮架CAl)与所述输入轴14、即发动机8相连接，第2旋转元件RE2与所述第1电动机Ml相连接，第3旋转元件(第1内啮合齿轮Rl) RE3与所述传递部件18以及第2电动机M2相连接，从而将所述输入轴14的旋转经由传递部件18而向自动变速部20传递(输入)。此时，由通过Y2和X2的交点的倾斜的直线LO来表示第1太阳齿轮Sl的旋转速度和第1内啮合齿轮Rl的旋转速度之间的关系。例如，在所述差动部11中，当第1旋转元件REl至第3旋转元件RE3被置于能够相互进行相对旋转的差动状态，且直线LO和纵线TO之间的交点所表示的第1内啮合齿轮Rl 的旋转速度被车速V所约束从而大致固定时，如果通过对发动机旋转速度Ne进行控制从而使直线LO和纵线Y2之间的交点所表示的第1行星齿轮架CAl的旋转速度上升或者下降， 那么直线LO和纵线Yl之间的交点所表示的第1太阳齿轮Sl的旋转速度即所述第1电动机Ml的旋转速度将会上升或者下降。此外，当通过以使所述差动部11的变速比YO固定为“1”的方式而对所述第1电动机Ml的旋转速度进行控制，从而将第1太阳齿轮Sl的旋转设定为与发动机旋转速度 相同的旋转时，直线LO将和横线X2 —致，并且第1内啮合齿轮Rl的旋转速度、即所述传递部件18将以和该发动机旋转速度Ne相同的旋转而被旋转。或者，当通过以使所述差动部 11的变速比YO固定为小于“1”的值、例如0. 7左右的方式而对所述第1电动机Ml的旋转速度进行控制，从而使第1太阳齿轮Sl的旋转被置于零时，传递部件旋转速度&8将以与发动机旋转速度Ne相比而增速了的旋转而被旋转。此外，在所述自动变速部20中，第4旋转元件RE4经由第2离合器C2而与所述传递部件18选择性地连接，并且经由第1制动器Bl而与所述箱12选择性地连接，第5旋转元件RE5经由第2制动器B2而与所述箱12选择性地连接，第6旋转元件RE6经由第3制动器B3而与所述箱12选择性地连接，第7旋转元件RE7与所述输出轴22连接，第8旋转元件RE8经由第1离合器Cl而与所述传递部件18选择性相连接。在所述自动变速部20中，当所述差动部11中作为输出旋转部件的所述传递部件 18 (第3旋转元件RE!3)的旋转通过第1离合器Cl的卡合而被输入至第8旋转元件RE8时， 如图3所示，通过使第1离合器Cl和第3制动器B3被卡合，从而由倾斜的直线Ll和纵线 Y7之间的交点来表示第1速(1st)时的所述输出轴22的旋转速度，其中，所述倾斜的直线 Ll穿过表示第8旋转元件RE8的旋转速度的纵线Y8与横线XG之间的交点，以及表示第6 旋转元件RE6的旋转速度的纵线Y6与横线Xl之间的交点，所述纵线Y7表示，与所述输出轴22连接的第7旋转元件RE7的旋转速度。同样地，由倾斜的直线L2和纵线Y7之间的交点来表示第2速(2nd)时的所述输出轴22的旋转速度，其中，所述倾斜的直线L2由第1离合器Cl和第2制动器B2的卡合而确定，并且所述纵线Y7表示与所述输出轴22相连接的第7旋转元件RE7的旋转速度；由倾斜的直线L3和纵线Y7之间的交点来表示第3速(3rd) 时的所述输出轴22的旋转速度，其中，所述倾斜的直线L3由第1离合器Cl和第1制动器 Bl的卡合而被确定，并且所述纵线Y7表示与所述输出轴22连接的第7旋转元件RE7的旋转速度；由水平的直线L4和纵线Y7之间的交点来表示第4速(4th)时的所述输出轴22的旋转速度，其中，所述水平的直线L4由第1离合器Cl和第2离合器C2的卡合而被确定，并且所述纵线Y7表示与所述输出轴22连接的第7旋转元件RE7的旋转速度。图4例示了，输入至用于对本实施例的动力传递装置10进行控制的电子控制装置80中的信号、以及从该电子控制装置80输出的信号。该电子控制装置80被构成为包括所谓的微电脑，所述微电脑由CPU (Central Processing Unit 中央处理器)、ROM (Reading Only Memory 只读存储器)、RAM (Random Access Memory 随机存取存储器)、以及输入输出接口等构成，通过利用MM的临时存储功能且按照预先存储于ROM中的程序来进行信号处理，从而执行与所述发动机8、第1电动机Ml、以及第2电动机M2相关的混合动力驱动控制、和所述自动变速部20的变速控制等的各种控制。在上述电子控制装置80中，从图4所示的各个传感器和开关等提供有各种信号。 即，分别从发动机水温传感器提供表示发动机水温TEMPw的信号，从换档位置传感器40提供表示换档杆52 (参照图6)的换档位置Psh和“M”位置处的操作次数等的信号，从发动机旋转速度传感器42提供表示作为所述发动机8的旋转速度的发动机旋转速度Ne的信号， 从齿数比例设定开关提供表示齿数比例设定值的信号，从M模式开关提供指令M模式(手动变速行驶模式)的信号，从空调开关提供表示空调的工作的信号，从车速传感器44提供表示与所述输出轴22的旋转速度(以下，为输出轴旋转速度)Not相对应的车速V的信号， 从AT油温传感器提供表示所述自动变速部20的工作油温Ttm的信号，从驻车制动器开关提供表示驻车制动操作的信号，从脚制动器开关提供表示脚制动操作的信号，从催化剂温度传感器提供表示催化剂温度的信号，从加速器开度传感器提供表示作为与驾驶者的输出请求量相对应的加速踏板的操作量的加速器开度Acc的信号，从凸轮角传感器提供表示凸轮角的信号，从雪地模式设定开关提供表示雪地模式设定的信号，从车辆加速度传感器提供表示车辆的前后加速度G的信号，从自动巡航设定开关提供表示自动巡航行驶的信号， 从车重传感器提供表示车辆的重量(车重)的信号，从车轮速度传感器46提供表示各个车轮(左右一对的前轮、后轮)的各自的车轮速度的信号，从Ml旋转速度传感器提供表示所述第1电动机Ml的旋转速度^11的信号，从M2旋转速度传感器48提供表示所述第2电动机M2的旋转速度^2的信号，从蓄电池传感器提供表示蓄电装置56 (参照图7)的充电容量 (充电状态)SOC的信号等。另外，由于所述第2电动机M2被设置为，和作为所述自动变速部20的输入部件的所述传递部件18 —体地旋转，因此，由上述M2旋转速度传感器48检测出的所述第2电动机M2的旋转速度相当于所述传递部件18的旋转速度、即所述自动变速部20的输入旋转速度。此外，作为对于控制发动机输出的发动机输出控制装置58(参照图7)的控制信号，例如有如下信号等从所述电子控制装置80中被输出，即，对于节气门作动器64的驱动信号，其中所述节气门作动器64对所述发动机8的吸气管60上设有的电子节气门62的节气门开度ΘΤΗ进行操作；燃料供给量信号，其用于控制燃料喷射装置66对吸气管60或者发动机8的气缸内的燃料供给量；或者点火信号，其用于指令点火装置68对发动机8的点火时间。此外，还分别输出有如下信号，即，增压调节信号，其用于对增压进行调节；电动空调驱动信号，其用于使电动空调工作；指令信号，其用于指令所述电动机Ml、M2的工作；换档位置(操作位置)表示信号，其用于使换档指示器工作；齿数比表示信号，其用于表示齿数比；雪地表示信号，其用于表示雪地模式；ABS工作信号，其用于使防止制动时的车轮滑移的ABS作动器工作；M模式表示信号，其表示选择了 M模式；阀指令信号，其为了对所述差动部11和自动变速部20中所具有的油压摩擦卡合装置的油压作动器进行控制，而使油压控制电路70(参照图5、图7)中所包含的电磁阀(线性电磁阀)工作；用于通过设置于该油压控制电路70上的调节器阀(调压阀)而对管道油压1\进行调节的信号；驱动指令信号， 其用于使电动机油泵工作，其中，所述电动机油泵为用于对该管道油压1\进行调压的主压力的油压源；用于对电动加热器进行驱动的信号；发给巡航控制操控用电脑的信号等。图5为，关于上述油压控制电路70中对离合器Cl、C2、以及制动器Bl B3的各个油压作动器(油压气缸)々(1、402、481、482、483的工作进行控制的线性电磁阀SLl SL5 的电路图。在该图5中，管道油压PL分别通过线性电磁阀SLl SL5而被调压为，与来自所述电子控制装置80的指令信号相对应的卡合压力PC1、PC2、PB1、PB2、PB3，并分别被直接供给至各个油压作动器AC1、AC2、AB1、AB2、AB3中。该管道油压&以未图示的电动油泵或被所述发动机8驱动旋转的机械式机油泵所产生的油压为主压力，且通过例如减压型调压阀(调节器阀)而被调压为用加速器开度或者节气门开度来表示的、与发动机负载等相对应的值。此外，图5所示的线性电磁阀SLl SL5基本上均为相同结构，并通过所述电子控制装置80而被独立地激励或者非激励，且各个油压作动器AC1、AC2、ABU AB2、AB3的油压被独立地调压控制，从而使离合器Cl C4、制动器Bi、B2的卡合压力PCI、PC2、PBU PB2、 PB3被控制。而且，所述自动变速部20通过以例如图2的卡合动作表所示的方式而使预先确定的卡合装置卡合，从而使各个变速档成立。此外，在所述自动变速部20的变速控制中， 执行了例如与变速相关的离合器C和制动器B的断开以及卡合被同时控制的、所谓双离合器同步变速。图6为，表示作为通过人为操作而对多个种类的换档位置Psh进行切换的切换装置的、换档操作装置50的一个示例的图。该换档操作装置50例如被配置在驾驶员座位的旁边，且具有为了对多个种类的换档位置Psh进行选择而被操作的换档杆52。该换档杆52被设置为，以手动操作的方式对如下档位进行设定，即，驻车位置“P(泊车档)”，其用于使所述动力传递装置10内、即所述自动变速部20内的动力传递路径被切断从而置于空档状态、 即中立状态，且锁紧所述自动变速部20的输出轴22 ；后退行驶位置“R(倒档)”，其用于后退行驶；中立位置“N(空档)”，其用于设置所述动力传递装置10内的动力传递路径被切断的中立状态；前进自动变速行驶位置“D(前进档)”，其使所述自动变速模式成立，并且在通过所述差动部11的无级的变速比宽度和各个档位而获得的、所述动力传递装置10可变速的总变速比Y T的变化范围内实施自动变速控制，其中，所述各个档位在所述自动变速部 20的第1速档位至第4速档位的范围内被自动变速控制；前进手动变速行驶位置“M(手动档)”，其用于使所述手动变速行驶模式(手动模式)成立，并且对所谓的变速档位进行设
12定，其中，所述变速档位对所述自动变速部20中的高速一侧的变速档进行限制。在所述动力传递装置10中，例如所述油压控制电路70被电切换，从而以与所述换档杆52对各个换档位置Psh的手动操作连动的方式，使图2的卡合动作表中所示的倒档档位“R”、空档“N”、前进档位“D”中的各个变速档等成立。在上述“P”至“M”位置所示的各个换档位置Psh中，“P”位置以及“N”位置为，在不使车辆行驶时所选择的非行驶位置，并且为非驱动位置，所述非驱动位置用于选择向动力传递路径的动力传递切断状态的切换，所述动力传递路径的动力传递切断状态为，例如图2的卡合动作表所示，第1离合器Cl以及第2离合器C2均被断开的这种所述自动变速部20内的动力传递路径被切断的、不能驱动车辆的状态，且为通过第1离合器Cl以及第2离合器C2而实现的状态。此外，“R”位置、 “D”位置以及“M”位置为，在使车辆行驶时所选择的行驶位置，并且为驱动位置，所述驱动位置用于选择向动力传递路径的可传递动力状态的切换，所述动力传递路径的可传递动力状态为，例如图2的卡合动作表所示，第1离合器Cl以及第2离合器C2中的至少一个被卡合的这种所述自动变速部20内的动力传递路径被连接的、能够驱动车辆的状态，且为通过第 1离合器Cl以及/或者第2离合器C2而实现的状态。具体而言，通过将所述换档杆52自“P”位置或者“N”位置手动操作至“R”位置， 从而第2离合器C2被卡合，所述自动变速部20内的动力传递路径从动力传递切断状态起被置于可传递动力状态，此外，通过将所述换档杆52从“N”位置手动操作至“D”位置，从而至少第1离合器Cl被卡合，所述自动变速部20内的动力传递路径从动力传递切断状态起被置于可传递动力状态。此外，通过将所述换档杆52从“R”位置手动操作至“P”位置或者 “N”位置，从而第2离合器C2被断开，所述自动变速部20内的动力传递路径从可传递动力状态起被置于动力传递切断状态，此外，通过将所述换档杆52从“D”位置手动操作至到“N” 位置，从而第1离合器Cl以及第2离合器C2被断开，所述自动变速部20内的动力传递路径从可传递动力状态起被置于动力传递切断状态。图7为，对所述电子控制装置80中所具有的控制功能的主要部分进行说明的功能框线图。该图7所示的有级变速控制单元82，依据图8所示的这种以车速V和所述自动变速部20的输出扭矩Iott为变量、且被预先存储的具有升档线(实线)以及降档线(单点划线)的关系(变速线图、变速图)，并根据由实际的车速V以及所述自动变速部20的请求输出扭矩Tott所表示的车辆状态，来判断是否应该执行所述自动变速部20的变速(即，对应该变速的变速档进行判断)，并且有级变速控制单元82实施该自动变速部20的自动变速控制，以获得该判断出的变速档。在所述控制中，所述有级变速控制单元82向所述油压控制电路70输出使与所述自动变速部20的变速相关的油压摩擦卡合装置卡合以及/或者断开的指令(变速输出指令、油压指令)、即，通过使与所述自动变速部20的变速相关的断开侧卡合装置断开，且使卡合侧卡合装置卡合，从而实施双离合器同步变速的指令，由此来按照例如图2所示的卡合表而达成变速档。在该油压控制电路70中，按照所述指令来控制线性电磁阀SL的输出压力，从而执行被供给至对应的油压作动器的油压的控制等，由此，使得断开侧卡合装置被断开，并且卡合侧卡合装置被卡合，从而执行所述自动变速部20的变速。图7所示的混合动力控制单元84通过对所述发动机8、第1电动机Ml、以及第2 电动机M2的驱动进行控制，从而实现所述动力传递装置10中的混合动力驱动控制。为了实施所述控制，所述混合动力控制单元84具有发动机旋转速度控制单元86，所述发动机旋转速度控制单元86经由所述发动机输出控制装置58而对所述发动机8的旋转速度Ne进行控制。例如，上述混合动力控制单元84使所述发动机8在效率较好的工作区域内运行， 另一方面，使该发动机8和第2电动机M2之间的驱动力的分配和由第1电动机Ml的发电而产生的反力变化为最佳效果，从而对所述差动部11的作为电动无级变速器的变速比YO进行控制。例如，在该时间点的行驶车速V中，由作为驾驶员的输出请求量的加速器开度Acc 和车速V而计算出车辆的目标(请求)输出，由该车辆的目标输出和充电请求值而计算出所需的总目标输出，并在考虑传递损失、辅机载荷、第2电动机M2的辅助扭矩等的条件下计算出目标发动机输出，以获得该总目标输出。而且，对所述发动机8进行控制，以使其成为可获得该目标发动机输出的发动机旋转速度Ne和发动机扭矩Te，且对所述第1发动机Ml的发电量进行控制。此外，所述混合动力控制单元84在为了提高动力性能和改善耗油率等而考虑所述自动变速部20的变速档的条件下，实施其控制。在这样的混合动力控制中，为了使发动机旋转速度 和车速V以及所述传递部件18的旋转速度整合，从而所述差动部11作为电动的无级变速器而发挥功能，其中，所述发动机旋转速度Ne为，为了使所述发动机8在效率较好的动作区域中工作而设定的速度，所述传递部件18的旋转速度为，通过所述自动变速部20的变速档而确定的速度。即，所述混合动力控制单元84决定所述动力传递装置10的总变速比YT的目标值，以便获得用于产生为确保例如目标输出(总目标输出、请求驱动力)所需的发动机输出的发动机扭矩Te和发动机旋转速度Ne，从而使该发动机8沿着预先被实验求出并存储的、图9的虚线所示的这种所述发动机8的最优耗油率曲线(耗油率图、 关系)而工作，进而在由发动机旋转速度Ne和所述发动机8的输出扭矩(发动机扭矩)TE 所构成的二维坐标内，在无级变速行驶时实现运行性和耗油率性的并存，并且，所述混合动力控制单元84在考虑所述自动变速部20的变速档的条件下对所述差动部11的变速比YO 进行控制，以获得该目标值，而且在其可变速的变化范围内对总变速比Y T进行控制。当进行所述控制时，所述混合动力控制单元84将由所述第1电动机Ml发电的电能经由变换器参照图7)而向所述蓄电装置56和第2电动机M2供给。由此，所述发动机8的动力的主要部分被机械性地向所述传递部件18传递，另一方面，该动力的一部分为了所述第1电动机Ml的发电而被消耗，因此被转换为电能，且通过上述变换器讨而使该电能被向所述第2电动机M2供给。而且，该第2电动机M2被驱动从而使能量被从第2电动机M2向所述传递部件18传递。通过与从该电能的产生到被第2电动机M2所消耗为止的过程相关的设备，从而构成了将所述电动机8的动力的一部分转换为电能、并将该电能转换为机械能的电气路径。此外，所述混合动力控制单元84无论车辆是处于停止中还是行驶中，均通过所述差动部11的电动CVT功能对所述第1电动机Ml的旋转速度^11以及/或者第2电动机M2 的旋转速度Nm2进行控制，从而将发动机旋转速度Ne维持为大致固定，或者以使旋转速度成为任意的旋转速度的方式而进行控制。换言之，所述混合动力控制单元84能够将发动机旋转速度Ne维持为大致固定、或控制为任意的旋转速度，并且能够将所述第1电动机Ml的旋转速度W1以及/或者第2电动机M2的旋转速度Nm2旋转控制为任意的旋转速度。
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例如，从图3的共线图中也可以看出，当在车辆行驶中提高发动机旋转速度Ne时， 所述混合动力控制单元84将受限于车速V (驱动轮34的旋转速度)的第2电动机M2的旋转速度Nm2维持为大致固定，并且执行第1电动机Ml的旋转速度Nmi的提升。此外，当在所述自动变速部20的变速中将发动机旋转速度Ne维持为大致固定时，所述混合动力控制单元84在将发动机旋转速度Ne维持为大致固定的同时，使所述第1电动机Ml的旋转速度W1 在伴随所述自动变速部20的变速而产生的所述第2电动机M2的旋转速度Nm2的变化的相反方向上变化。此外，所述混合动力控制单元84中所具有的发动机旋转速度控制单元86，通过以独立或者组合的方式而将对于所述节气门作动器64、燃料喷射装置66、点火装置68的各自的指令向所述发动机输出控制装置58输出，从而对所述发动机8的输出和该发动机旋转速度Ne进行控制，由此来实现为了进行节气门控制而通过所述节气门作动器64对电子节气门62进行开闭控制，或者为了进行燃料喷射控制而对所述燃料喷射装置66的燃料喷射量和喷射时间进行控制，或者为了进行点火时间控制而对点火器等的点火装置68的点火时间进行控制。例如，所述发动机旋转速度控制单元86基本上依据未图示的预先存储的关系，并根据加速器开度Acc和车速V等而计算出所述发动机8的目标旋转速度Neune,而且对该发动机8的旋转速度(驱动)进行控制，以使该发动机8的实际的旋转速度Ne成为所述目标旋转速度Neune。该发动机目标旋转速度Neune的设定在所述发动机8的运行中、载荷运行中、或者旋转速度控制中被执行。所述发动机输出控制装置58根据由该发动机旋转速度控制单元86计算出的目标旋转速度Neune (即，按照与该目标旋转速度Neune对应的指令)，除了为了进行节气门控制而通过节气门作动器64对电子节气门62进行开闭控制之外，还为了进行燃料喷射控制而对所述燃料喷射装置66的燃料喷射进行控制，且为了进行点火时间的控制而对点火器等的点火装置68的点火时间进行控制，由此来实施发动机旋转速度控制(发动机输出控制)。所述发动机旋转速度控制单元86基本上按照例如以下所示的反馈控制式(Cl)， 而对所述发动机8的旋转速度Ne进行控制，以便使所述发动机8的旋转速度Ne成为依据预先设定的图9所示的关系且根据实际的加速器开度Acc等而被预先计算出的目标旋转速度 Neune，进而使旋转速度Ne成为，与用于求得所述请求驱动力的请求发动机输出(动力)相对应等的、动力曲线上且最优耗油率曲线上的工作点。即，对所述发动机8的旋转速度进行反馈控制，以使所述发动机8的实际旋转速度Ne和目标旋转速度Neune之间的偏差量e收敛。 此外，当通过未图示的加速踏板被踩下等从而判断出具有加速请求时，在过渡时期设定加速用目标旋转速度Neune，所述过渡时期为，逐渐接近与急剧增大的加速器开度Acc相对应从而急剧增大的所述目标旋转速度Neune的时期，并计算出该加速用目标旋转速度Neune和实际的发动机旋转速度Ne之间的偏差量e ( = Neline-Ne)，且暂时提高该反馈控制的增益直至该偏差量e达到预定值M内为止。另外，在以下所示的数学式(Cl)中，左边队为本次的发动机旋转速度(控制量)，右边第1项Neci为上一次的控制循环的发动机旋转速度(控制量)，右边第2项△ Ne为控制量的变化量，Cp为比例常数(增益)，Ci为积分常数(增益)。NE = Neo+ Δ Ne …(Cl)但是，ΔΝΕ= CpXe+QX / edt
此外，所述混合动力控制单元84能够在不受限于所述发动机8的停止或者怠速状态的条件下，通过所述差动部11的电动CVT功能(差动作用)而进行电动机行驶。例如， 在一般情况下与高扭矩区域相比较发动机效率较差的比较低输出扭矩Iott区域、即低发动机扭矩Te区域，或者车速V的比较低车速区域、即低负载区域中，实施所述电动机行驶。此外，在该电动机行驶时，为了对停止中的所述发动机8的拖曳进行控制从而改善耗油率，从而以负的旋转速度对所述第1发动机Ml的旋转速度W1进行控制，并通过将所述第1发动机 Ml置于例如空载状态而使其空转，进而通过所述差动部11的电动CVT功能(差动作用)， 而根据需要将发动机旋转速度Ne维持为零至大致零。此外，所述混合动力控制单元84即使在发动机行驶区域中，也能够通过上述的电气路径而向所述第2电动机M2供给来自所述第1电动机Ml的电能以及/或者来自蓄电装置56的电能，并通过驱动该第2电动机M2从而向所述驱动轮34施加扭矩，由此实现用于对所述发动机8的动力进行辅助的所谓扭矩辅助。此外，所述混合动力控制单元84能够通过将所述第1电动机Ml置于空载状态从而使其自由旋转、即空转，从而使所述差动部11成为不能进行扭矩传递的状态，即成为和所述差动部11内的动力传递路径被切断的状态同等的状态，且为不产生来自该差动部11 的输出的状态。即，能够通过将所述第1电动机Ml置于空载状态从而将所述差动部11置于其动力传递路径被电性切断的中立状态(空档状态)。此外，为了在加速器关闭的惯性行驶时(滑行行驶时)和由脚制动器实施制动时等改善耗油率，所述混合动力控制单元84具有作为再生控制单元的功能，所述再生控制单元通过车辆的动能、即从所述驱动轮34向发动机8 一侧传递的反驱动力，来驱动所述第2 电动机M2旋转，从而作为发电机而工作，并且将该电能、即第2电动机M2的发电电流，经由所述变换器M而对蓄电装置56进行充电。该再生控制为，实施控制以获得根据油压制动器的制动力的制动力分配等而被决定的再生能源，其中，所述油压制动器用于获得所述蓄电装置56的充电容量SOC和与制动踏板操作量相对应的制动力。 下面返回图7，变速结束判断单元88判断所述有级变速控制单元82对所述自动变速部20的变速控制是否已经结束。例如，根据是否已经经过了预先通过实验等而求出的所述自动变速部20的预定的变速时间，或者实际的自动变速部20的输入旋转速度Nin、即由所述M2旋转速度传感器48检测出的所述第2电动机M2的旋转速度Nm2与变速后的所述自动变速部20的输入旋转速度Nin(即由车速V和变速后的自动变速部20的变速比γ而唯一确定的该自动变速部20的输入旋转速度Nin)是否已经大致同步，来判断所述有级变速控制单元82对自动变速部20的变速控制是否已经结束。 在此，所述混合动力控制单元84 (发动机旋转速度控制单元86)在因例如所述自动变速部20的变速等而导致的所述差动部11的输出旋转速度、即所述传递部件18的旋转速度N18 (=第2电动机M2的旋转速度Nm2)变化时，在预定的时间点(例如，如后文所述由变速结束判断单元88判断出变速结束的时间点)计算出所述发动机8的实际旋转速度Ne 和目标旋转速度Neune之间的偏差量(控制偏差)e，并以使该偏差量e以预定的斜度比较缓和地收敛的方式，而对所述发动机8的收敛延迟用目标旋转速度Neune’进行设定。例如， 在该时间点处的实际发动机旋转速度Ne上加上初始值队(=变速结束时的发动机目标旋转速度一变速结束时的发动机实际旋转速度)以及预定的波动量从而计算出收敛延迟用目标旋转速度Neune’ ( = NE+NQ士 ANs)。另外，该波动量ANs根据所述自动变速部20的变速结束时的上述偏差量e的正负而被设定为预定的值。在此优选为，当在上述预定的时间点处上述偏差量e大于等于预先设定的预定值时，实施所述控制。此外优选为，如使用图 10等而在后文中所述，以使上述偏差量e的收敛与非控制时(通过不实施本实施例的控制的常规控制来设定发动机目标旋转速度Neune时的情况)相比延迟的方式，对所述发动机8 的收敛延迟用目标旋转速度Neune'进行设定。此外优选为，在上述偏差量e小于等于预先设定的预定值的时间点结束所述收敛控制。例如，在加速踏板的踩下操作等的加速操作之后的降档变速控制时上述偏差量e 较大的情况下，当实施常规的反馈控制以使所述偏差量e尽可能地快速收敛时，考虑可能会出现如下状况，即，实际的发动机旋转速度 朝向目标旋转速度Neune而比较急剧地变化，与此同时，由此导致能量被消耗从而自动变速部20的输出扭矩不会上升，仅而产生加速性受损等的弊端。由上述混合动力控制单元84所实施的收敛控制，是为了抑制所述弊端的产生而实施的，其通过对能够使所述偏差量e的收敛延迟的收敛延迟用目标旋转速度 Neline'进行设定，从而对所述输出轴22的扭矩变动进行抑制。所述发动机旋转速度控制单元86在例如所述变速结束判断单元88的判断为肯定的时间点、即所述自动变速部20的变速结束的时间点，计算出所述发动机8的实际旋转速度 和目标旋转速度Neune之间的偏差量e，并且以与该偏差量e相对应的方式，执行对上述收敛延迟用目标旋转速度Neune'的设定。此控制优选为，当在所述自动变速部20的变速中执行了利用发动机惯性的控制(例如，升档时扭矩相补偿控制、降档时惯性相补偿控制等) 时，实施此控制。此外优选为，在所述自动变速部20的变速结束的时间点之后的预定时间内，以使所述发动机8的实际旋转速度Ne和目标旋转速度Neune之间的偏差量e固定(预先设定的预定值)的方式，对所述发动机8的收敛延迟用目标旋转速度Neune'进行设定。在此，所述自动变速部20的变速结束的时间点虽然优选为是指如上述的所述自动变速部20 的输入旋转速=第2电动机M2的旋转速度Nm2)到达了预定的同步旋转速度的时间点，但是，也可以采用如下方式，即，在到达该同步旋转速度之前的瞬间，计算出所述发动机 8的实际旋转速度Ne和目标旋转速度Neune之间的偏差量e，并且以与该偏差量e相对应的方式来进行上述收敛延迟用目标旋转速度Neune'的设定。图10为，用于对所述自动变速部20的变速时的本实施例的发动机旋转速度控制进行说明的时序图。在该图10所示的控制中，首先，在时间点tl，通过加速踏板的踩下操作的实施等而使加速开度Acc增加。此外，在该时间点tl之后瞬间的时间点t2，输出从所述自动变速部20的第2速(2nd)到第1速(1st)的降档变速指令。在该图10所示的控制中，由于在加速开度Acc刚刚上升之后的瞬间就输出了变速指令，因此发动机旋转速度的目标值Neune被设定为，比较缓慢的上升以使实际值Ne在变速结束之前(到时间点t3为止的期间)逐渐增大。接下来，在时间点t3，所述第2电动机M2的旋转速度M2(=自动变速部20的输入旋转速度Nin)到达预定的同步旋转速度，从而所述自动变速部20的变速结束。 在本实施例的控制中，在该时间点t3计算出所述发动机8的实际旋转速度Ne和目标旋转速度Neune之间的偏差量e。而且，在从该时间点t3起经过预定时间而到达时间点t4之前，以使上述偏差量e固定(预先设定的预定值)的方式，对所述发动机8的收敛延迟用目标旋转速度Neune’进行控制，。图11为，表示从所述自动变速部20的变速结束时间点起的经过时间(ms)和发动机旋转速度Ne的偏差旋转速度减去量、即所述波动量ANs之间的对应关系的图表。在图10所示的控制中，通过根据该图11所示的关系而对所述波动量ANs进行设定，从而到从所述自动变速部20的变速结束时间点起经过1000 (ms)为止，上述偏差量e 被维持为固定。在图10中，分别用虚线表示作为所述控制的结果的所述发动机8的旋转速度、第1电动机Ml的扭矩、以及输出轴22的旋转速度的时间性变化，用实线表示常规控制时(不实施本实施例的控制的情况下)的时间性变化。在通过本实施例的控制而对收敛延迟用目标旋转速度Neune’进行了设定的形态下，可以看出关于所述第1电动机Ml的扭矩以及输出轴22的旋转速度，时间点t3以前至其后的变化变得稳定。另一方面，在不实施本实施例的控制的形态下，关于所述第1电动机Ml的扭矩以及输出轴22的旋转速度，在时间点 t3以后发生了比较急剧的变化(尤其是，输出轴旋转速度的急剧减少)。这是因为，通过对所述第1电动机Ml的输出进行控制以使上述偏差量e迅速降低，从而直达扭矩发生了变动的缘故，通过如本实施例中的控制这样，以能够使上述偏差量e的收敛延迟的方式，对所述发动机8的收敛延迟用目标旋转速度Neune'进行设定，从而能够对直达扭矩的变动进行抑制，进而恰当地防止输出旋转速度的比较急剧的变动。图12为，表示与图10的时序图相对应的、由所述电子控制装置80所实施的发动机旋转速度控制的一个示例的流程图，其以预定的周期而被反复执行。首先，在Sl中，对是否处于所述发动机8的运行过程中进行判断。当该Sl的判断为否定时，则在S9中作为其他的控制而执行例如通常时(不实施本实施例的控制的情况下)的发动机目标旋转速度控制，之后结束本程序，而当该Sl的判断为肯定时，则在与所述变速结束判断单元88的动作相对应的S2中，对所述自动变速部20的变速是否已经结束进行判断。当该S2的判断为否定时，则执行S5以下的处理，而当该S2的判断为肯定时， 则在S3中将本实施例的发动机目标旋转速度变更控制的开始判断设定为开启。接下来，在 S4中，在计算出发动机目标旋转速度Neune的初始值Ntl (=变速结束时的发动机目标旋转速度一变速结束时的发动机实际旋转速度)之后，结束本程序。在S5的处理中，对本实施例的发动机目标旋转速度变更控制的开始判断是否被设定为开启进行判断。当该S5的判断为否定时，则实施S9以下的处理，而当该S5的判断为肯定时，则在S6中对该时间点上的发动机目标旋转速度Neune和实际的发动机旋转速度 之间的偏差量e( = NELINE-Ne)是否小于预定值进行判断。当该S6的判断为肯定时，则在与所述发动机旋转速度控制单元86的动作相对应的S7中，以使所述偏差量e以预定的斜度收敛的方式，对所述发动机8的收敛延迟用目标旋转速度Neune'进行设定，之后结束本程序，而当S6的判断为否定时，则在S8 中，将本实施例的发动机目标旋转速度变更控制的开始判断设定为关闭，之后实施S9以下的处理。下面返回图7，N —D切换判断单元90对从所述自动变速部20的空档状态向动力传递状态的切换是否已经完成进行判断。也就是说，对下述内容进行判断，即，判断是否在所述换档操作装置50中，换档杆52从非行驶档位的“N”位置或者“P”位置切换至行驶档位的“D”位置或者“R”位置等，从而执行了从所述自动变速部20的空档状态起向动力传递状态的切换，进而作为该自动变速部20中的动力传递状态切换离合器的第1离合器Cl至第2离合器C2的卡合已经完成。该第1离合器Cl至第2离合器C2的卡合完成的判断，是通过如下方式而进行的，例如，判断实际的所述自动变速部20的输入旋转速度Nin、即由所述M2旋转速度传感器48检测出的所述第2电动机M2的旋转速度Nm2，与动力传递状态成立后的所述自动变速部20的输入旋转速度Nin (即由车速V和变速后的自动变速部20的变速比Y而唯一确定的该自动变速部20的输入旋转速度Nin)是否已经大致同步。在此，所述混合动力控制单元84在上述N — D切换判断单元90的判断为肯定的时间点、即从所述自动变速部20的空档状态向动力传递状态的切换完成的时间点，计算出所述发动机8的实际旋转速度Ne和目标旋转速度Neune之间的偏差量e，并且以使该偏差量 e以预定的斜度收敛的方式，执行所述的收敛延迟用目标旋转速度Neune'的设定。S卩，当进行入库控制或行驶中D — N — D换档控制时，执行所述的本实施例的收敛延迟用目标旋转速度Neune'的设定。图13为，用于对从所述动力传递装置10的空档状态向动力传递状态的切换时的本实施例的发动机旋转速度控制进行说明的时序图。在该图13所示的控制中，首先，于时间点tl，在所述换档操作装置50中将换档杆52从非行驶档位的“N”位置切换至行驶档位的“D”位置。接下来，在时间点t2，开始所述自动变速部20中的第1离合器Cl的卡合。而且，随着该第1离合器Cl的卡合，在从时间点t2到时间点t3的期间内，所述第2电动机M2 的扭矩被降低并且所述第1电动机Ml的扭矩被逐渐增加。此外，随着所述第2电动机M2 的旋转速度变化，所述发动机8的实际旋转速度 ’从时间点t2到时间点t3被逐渐减少。 接下来，在时间点t3，所述第1离合器Cl的卡合完成，且所述第2电动机M2的旋转速度变化收敛。在本实施例的控制中，在该时间点t3处，计算出所述发动机8的实际旋转速度 和目标旋转速度Neune之间的偏差量e。而且，在从该时间点t3起经过预定时间而到达时间点t4之前，以使上述偏差量e固定(预先设定的预定值)的方式来设定所述发动机8的收敛延迟用目标旋转速度Neune’。在图13中，分别用虚线表示作为所述控制的结果的所述发动机8的旋转速度、第1电动机Ml的扭矩、以及输出轴22的旋转速度的时间性变化，用实线表示常规控制时(不实施本实施例的控制的情况下)的时间性变化。在通过本实施例的控制而对收敛延迟用目标旋转速度Neune'进行了设定的形态下，可以看出关于所述第1 电动机Ml的扭矩以及输出轴22的旋转速度在时间点t3以前至其后的变化变得稳定。另一方面，在不实施本实施例的控制的形态下，关于所述第1电动机Ml的扭矩以及输出轴22 的旋转速度，在时间点t3以后，发生了比较急剧的变化(尤其是，输出轴旋转速度的急剧增加)。这是因为，通过对所述第1电动机Ml的输出进行控制以使上述偏差量e迅速降低， 从而使得直达扭矩发生了变动的缘故，通过如本实施例的控制这样，以能够使上述偏差量e 的收敛延迟的方式对所述发动机8的收敛延迟用目标旋转速度Neune'进行设定，从而能够对直达扭矩的变动进行抑制，进而恰当地防止输出旋转速度的比较急剧的变动。图14为，表示与图13的时序图相对应的、由所述电子控制装置80所实施的发动机旋转速度控制的一个示例的流程图，其以预定的周期而被反复执行。另外，在该图14所示的控制中，对和所述图12所示的控制共通的步骤标记相同的符号，且省略其说明。在该图14的控制中，当所述的Sl的判断为肯定时，则在与所述N — D切换判断单元90的动作相对应的SlO中，对从所述自动变速部20的空档状态向动力传递状态的切换是否已经完成进行判断。当该SlO的判断为肯定时，则执行所述的S3以下的处理，而当SlO的判断为否定时，则执行所述的S5以下的处理。下面返回图7，滑移判断单元92对包含所述驱动轮34在内的车轮、即左右一对的
19前轮以及后轮的滑移及其收敛进行判断。具体而言，通过例如由所述车轮速度传感器46 检测出的后轮旋转速度和前轮旋转速度之间的比较，来判断在车辆的行驶中所述驱动轮34 等是否在其与行驶道路之间进行了滑移。此外，在以此方式检测出车轮的滑移后，同样地通过由所述车轮速度传感器46检测出的后轮旋转速度和前轮旋转速度之间的比较，来对该滑移的收敛进行判断。所述混合动力控制单元84在上述滑移判断单元92的判断为肯定的时间点、即车轮的滑移收敛的时间点，计算出所述发动机8的实际旋转速度 和目标旋转速度Neune之间的偏差量e，并且以使该偏差量e以预定的斜度收敛的方式来执行所述收敛延迟用目标旋转速度Neune’的设定。即，在车轮进行了一时的滑移之后恢复抓地时，实施所述的本实施例的收敛延迟用目标旋转速度Neune'的设定。图15为，用于对车轮的滑移收敛时的本实施例的发动机旋转速度控制进行说明的时序图。在该图15所示的控制中，首先，在时间点tl发生了所述驱动轮34等的车轮的滑移。根据该车轮的滑移，从而从时间点tl到时间点t2所述第2电动机M2的扭矩被增加，伴随于此所述发动机8的实际旋转速度 上升。接下来，在时间点t2，当车轮的滑移收敛从而恢复抓地时，所述第2电动机M2的扭矩从增加转变为减少，并且在到达时间点t3之前的期间内比较急剧地降低。在本实施例的控制中，在该时间点t2处，计算出所述发动机8的实际旋转速度Ne和目标旋转速度Neune之间的偏差量e。而且，在从该时间点t2起经过预定时间而到达时间点t4之前，以使上述偏差量e以预定的斜度(例如以预定的比例关系) 收敛的方式，而对所述发动机8的收敛延迟用目标旋转速度Neune'进行设定。在图15中， 分别用虚线表示作为所述控制的结果的所述发动机8的旋转速度、第1电动机Ml的扭矩、 以及输出轴22的旋转速度的时间性变化，用实线表示常规控制时(不实施本实施例的控制的情况下)的时间性变化。在通过本实施例的控制而对收敛延迟用目标旋转速度Neune’进行了设定的形态下，可以看出关于所述第1电动机Ml的扭矩以及输出轴22的旋转速度，在时间点t2以前至其后的变化变得稳定。另一方面，在不实施本实施例的控制的形态下，关于所述第1电动机Ml的扭矩以及输出轴22的旋转速度，在时间点t2以后发生了比较急剧的变化(尤其是，输出轴旋转速度的急剧增加)。这是因为，通过对所述第1电动机Ml的输出进行控制以使上述偏差量e迅速降低，从而直达扭矩发生了变动的缘故，通过如本实施例的控制这样，以使上述偏差量e的收敛延迟的方式对所述发动机8的收敛延迟用目标旋转速度Neune'进行设定，从而能够对直达扭矩的变动进行抑制，进而恰当地防止输出旋转速度的比较急剧的变动。图16为，表示与图15的时序图相对应的、由所述电子控制装置80所实施的发动机旋转速度控制的一个示例进行的流程图，其以预定的周期而被反复执行。另外，在该图16 所示的控制中，对和所述的图12所示的控制共通的步骤标记相同的符号，且省略其说明。 在该图16的控制中，当所述的Sl的判断为肯定时，则在与所述滑移判断单元92的动作相对应的Sll中，对所述驱动轮34等的车轮的滑移是否已经收敛进行判断。当该Sll的判断为肯定时，则执行所述的S3以下的处理，而当Sll的判断为否定时，则执行所述的S5以下的处理。如此，根据本实施例，由于在所述差动部11的输出旋转速度N18变化时，在预定的时间点计算出所述发动机8的实际旋转速度Ne和目标旋转速度Neune之间的偏差量e，并且以使该偏差量e以预定的斜度收敛的方式而对所述发动机8的收敛延迟用目标旋转速度 Neline'进行设定，因此，在由所述电动机Ml等所实施的发动机旋转速度控制时，能够恰当地抑制所述差动部11的输出轴旋转速度的变动。即，能够提供一种车辆用动力传递装置10， 其抑制了所述差动部11的输出旋转速度变化时的、比较急剧的输出轴22的扭矩变动的产生。此外，由于在所述差动部11的输出旋转速度N18变化时，在预定的时间点计算出所述发动机8的实际旋转速度Ne和目标旋转速度Neune之间的偏差量e，并以使该偏差量e的收敛与非控制时相比延迟的方式，对所述发动机8的收敛延迟用目标旋转速度Neune'进行设定，因此，能够在由所述电动机Ml等所实施的发动机旋转速度控制时，以实用的方式恰当地抑制所述差动部11的输出轴旋转速度的变动。此外，由于具有作为机械变速部的自动变速部20，所述机械变速部构成所述差动部11和驱动轮34之间的动力传递路径的一部分，并且所述预定的时间点为该自动变速部 20的变速结束的时间点，因此，能够在易于产生比较急剧的输出轴22的扭矩变动的变速结束之后，恰当地抑制所述差动部11的输出轴旋转速度的变动。此外，由于在所述自动变速部20的变速结束的时间点之后的预定时间内，以使所述发动机8的实际旋转速度Ne和目标旋转速度Neune之间的偏差量e固定的方式，对所述发动机8的收敛延迟用目标旋转速度Neune'进行设定，因此，能够在易于产生比较急剧的输出轴22的扭矩变动的变速结束之后，以实用的方式恰当地抑制所述差动部11的输出轴旋转速度的变动。此外，由于在所述自动变速部20的变速结束的时间点，将所述发动机8的目标旋转速度Neune设定为，在所述发动机8的实际旋转速度Ne上加上预先设定的预定值后所得的值，因此，能够在易于产生比较急剧的输出轴22的扭矩变动的变速结束之后，使控制初期的偏差量降低从而加速该收敛。此外，由于所述预定的时间点为，从所述自动变速部20的空档状态向动力传递状态的切换完成的时间点，因此，能够在从易于产生比较急剧的输出轴22的扭矩变动的空档状态向动力传递状态的切换完成之后，恰当地抑制所述差动部11的输出轴旋转速度的变动。此外，由于所述预定的时间点为，所述驱动轮34等的车轮的滑移收敛的时间点， 因此，能够在易于产生比较急剧的输出轴22的扭矩变动的车轮滑移的收敛之后，恰当地抑制所述差动部11的输出轴旋转速度的变动。以上，虽然根据附图对本发明的优选实施例进行了详细说明，但是本发明并不限定于此，其还可以在其他的形态下进行实施。例如，虽然在所述的实施例的图10的控制中，对在时间点t3处所述发动机8的实际旋转速度Ne低于目标旋转速度Neune的情况下，为了使该偏差量e的收敛延迟而使目标旋转速度Neune向减少侧波动的例子进行了说明，但是本发明并不限定于此，也可以以如下方式来进行控制，即，在所述自动变速部20的变速结束的时间点处所述发动机8的实际旋转速度 高于目标旋转速度Neune的情况下，为了使该偏差量e的收敛延迟而使目标旋转速度 Neune向上升侧波动。即，本实施例的发动机旋转速度控制中的波动量是根据所述偏差量e的正负而被恰当地设定的量。
此外，虽然在上述的实施例中，所述第2电动机M2被与所述传递部件18直接连接，但是所述第2电动机M2的连接位置并不限定于此，也可以直接地或者经由变速器等而间接地与从所述差动部11到驱动轮34之间的动力传递路径相连接。此外，虽然在上述的实施例中，所述差动部11作为其齿数比YO从最小值YOmin 到最大值Y Offlax连续变化的、电动无级变速器而发挥功能，但是，即使在例如不使所述差动部11的变速比YO连续变化，而是利用差动作用而使其阶段性地变化的情况下，也能够应用本发明。此外，虽然在上述的实施例中，在所述动力分配机构16中第1行星齿轮架CAl与所述发动机8相连接，第1太阳齿轮Sl与所述第1电动机Ml相连接，第1内啮合齿轮Rl 与所述传递部件18相连接，但是这些部件的连接关系并不必须限定于所述形态，在所述发动机8、第1电动机Ml、以及传递部件18与所述第1行星齿轮装置M的三个元件CA1、S1、 Rl中的任意一个相连接的情况下均没有问题。此外，虽然在上述的实施例中，所述发动机8和所述输入轴14直接连接，但是只需经由例如齿轮、带等而被动作性的连接即可，此外也没有必要被配置在共同的轴心上。此外，虽然在上述的实施例中，所述第1电动机Ml以及第2电动机M2以同心的方式被配置在所述输入轴14上，并且该第1电动机Ml与第1太阳齿轮Sl相连接，所述第2 电动机M2与所述传递部件18相连接，但是，并不是必须以这种方式进行配置，也可以采用如下方式，即，经由例如齿轮、带、减速器等而动作性地使所述第1电动机Ml与第1太阳齿轮Sl相连接，并使所述第2电动机M2与传递部件18相连接。此外，虽然在上述的实施例中，所述自动变速部20经由所述传递部件18而与所述差动部11串行连接，但是也可以采用如下方式，即，以和所述输入轴14平行的方式而设置副轴，并在该副轴上以同心的方式而配置所述自动变速部20。在这种情况下，所述差动部 11和自动变速部20经由作为所述传递部件18的例如一组传递部件等，而以可传递动力的方式被连接，其中，所述一组传递部件由反转齿轮对、带齿卷盘、以及链条构成。此外，虽然在上述的实施例中，所述动力分配机构16是由一组行星齿轮装置构成的机构，但是其也可以为，由两个以上的行星齿轮装置构成从而在非差动状态(定变速状态)下作为三级以上的变速器而发挥功能的机构。此外，该行星齿轮装置并不限定于单小齿轮型，也可以为双小齿轮型的行星齿轮装置。此外，在采用这种由两个以上的行星齿轮装置而构成的情况下，也可以采用如下结构，即，所述发动机8、第1电动机Ml、第2电动机 M2、以及传递部件18以可传递动力的方式而与这些行星齿轮装置的各个旋转元件相连接， 而且通过与行星齿轮装置的各个旋转元件相连接的离合器C以及制动器B的控制，而对有级变速和无级变速进行切换。此外，虽然在上述的实施例中，采用了所述差动部11和自动变速部20被串行连接的这种结构，但是并不特别限定于这种结构，只要作为动力传递装置10整体，具有作为电动差动部而发挥功能的部分，则均可应用本发明，并且这些元件不需要机械性地独立设置。 此外，这些元件的配置位置和配置顺序也不被特别地限定。除此之外，虽然不逐一进行例示，但是本发明能够在不脱离该技术思想的范围内加以各种变形而实施。
2权利要求
1.一种车辆用动力传递装置，其被设置在发动机与驱动轮之间的动力传递路径上，且具有电动差动部，通过使所述电动差动部的运行状态被与差动部的旋转元件相连接的电动机所控制，从而使输入旋转速度和输出旋转速度的差动状态被控制，所述车辆用动力传递装置的特征在于，当所述电动差动部的输出旋转速度变化时，在预定的时间点计算出所述发动机的实际旋转速度和目标旋转速度之间的偏差量，并以使该偏差量以预定的斜度收敛的方式，对所述发动机的目标旋转速度进行设定。
2.如权利要求1所述的车辆用动力传递装置，其中，当所述电动差动部的输出旋转速度变化时，在预定的时间点计算出所述发动机的实际旋转速度和目标旋转速度之间的偏差量，并以使该偏差量的收敛与非控制时相比延迟的方式，对所述发动机的目标旋转速度进行设定。
3.如权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置，其中，具有机械变速部，所述机械变速部构成所述电动差动部和驱动轮之间的动力传递路径的一部分，所述预定的时间点为，该机械变速部的变速结束的时间点。
4.如权利要求3所述的车辆用动力传递装置，其中，在所述机械变速部的变速结束的时间点之后的预定时间内，以使所述发动机的实际旋转速度和目标旋转速度之间的偏差量固定的方式，对所述发动机的目标旋转速度进行设定。
5.如权利要求3所述的车辆用动力传递装置，其中，在所述机械变速部的变速结束的时间点，将所述发动机的目标旋转速度设定为，在所述发动机的实际旋转速度上加上预先设定的预定值后所得的值。
6.如权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置，其中，具有机械变速部，所述机械变速部构成所述电动差动部和驱动轮之间的动力传递路径的一部分，所述预定的时间点为，从该机械变速部的空档状态向动力传递状态的切换完成的时间点。
7.如权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置，其中， 所述预定的时间点为，车轮的滑移收敛的时间点。
8.如权利要求1至7中的任意一项所述的车辆用动力传递装置，其中，当控制开始时间点上的所述发动机的实际旋转速度和所述发动机的目标旋转速度之间的偏差量大于等于预定值时，对所述发动机的目标旋转速度进行设定。
全文摘要
本发明提供一种车辆用动力传递装置，其能够抑制电动差动部的输出旋转速度变化时的、比较急剧的动力传递装置的输出轴扭矩变动的产生。由于当差动部(11)的输出旋转速度N18变化时，在预定的时间点计算出发动机(8)的实际旋转速度NE和目标旋转速度NELINE之间的偏差量e，并以使该偏差量e以预定的斜度收敛的方式，对发动机(8)的目标旋转速度NELINE进行设定，因此，在由电动机M1等进行的发动机旋转速度控制时，能够恰当地抑制差动部(11)的输出轴旋转速度的变动。即，能够提供一种抑制了差动部(11)的输出旋转速度变化时的、比较急剧的输出轴扭矩变动的产生的车辆用动力传递装置(10)。
文档编号B60W20/00GK102227344SQ20098014746
公开日2011年10月26日 申请日期2009年1月23日 优先权日2008年11月26日
发明者松原亨, 田端淳, 贝吹雅一 申请人:丰田自动车株式会社, 爱信艾达株式会社