混合动力车辆的制作方法

本发明涉及一种包括第一以及第二旋转电机与变速部在内的混合动力车辆。

背景技术：

在混合动力车辆中，已知一种具有如下结构的混合动力车辆，即，除了具备发动机、两个旋转电机、动力分配机构之外，在发动机与动力分配机构之间还具备变速部。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：国际公开第2013/114594号

技术实现要素：

发明所要解决的课题

在于上述文献中所公开的车辆中，采用了串联并联混合动力方式。在串联并联混合动力方式的车辆中，发动机的动力向第一电动发电机(第一MG)传递并被用于发电，另一方面，发动机的动力的一部分也通过动力分配机构而向驱动轮传递。

在混合动力车辆中，还已知一种实施如下的串联行驶的结构(串联混合动力方式)，所述串联行驶为，通过发动机的动力而实施发电，并利用发电得到的电力而使电机驱动。在该串联混合动力方式中，发动机的动力不会向驱动轮传递。

在上述文献中所公开的车辆成为如下的结构，即，由于发动机的动力向第一电动发电机(第一MG)传递时通过动力分配机构而也向驱动轮传递，因此无法实施串联行驶。

在串联并联混合动力方式中，在低车速时等的情况下，由于发动机的转矩变动而可能会使被设置在发动机与驱动轮之间的驱动装置之中的齿轮机构中发生齿轮撞击声，从而需要以避免发生该齿轮撞击声的方式选择发动机的动作点，由此也存在从耗油率的角度来看并不是最佳的动作点的情况，从而还存在改善耗油率的余地。

另一方面，在串联方式中，由于发动机与被设置在驱动装置之中的齿轮机构完全断开，因此可以不考虑这种齿轮撞击声。但是，由于在将发动机的转矩一度全部转换为电力之后通过电机而再次恢复为驱动轮的转矩，因此在发动机的运转效率良好的速度区域中，与串联并联混合动力方式相比耗油率会劣化。

如上文所述，与通过串联混合动力方式而实施的行驶(以下称之为“串联行驶”)相比，通过串联并联混合动力方式而实施的行驶(以下也称之为“串联并联行驶”)也具有优点。因此，期望能够根据车辆的状况而将行驶模式在实施串联行驶的模式(以下也称之为“串联模式”)与实施串联并联行驶的模式(以下也称之为“串联并联模式”)之间进行切换。

行驶模式的切换被假定为，通过对例如离合器等的卡合元件的状态进行变更来实施。在该情况下，当根据行驶模式的切换与变速部的变速比的切换均被要求实施的情况而同时实施双方的切换时，同时进行控制的对象会增加，从而有可能控制会复杂化。

本发明是为了解决上述的课题而完成的发明，其目的在于，使行驶模式的切换与变速部的变速比的切换均被要求实施的情况下的控制简化。

用于解决课题的方法

(1)本发明所涉及的混合动力车辆具备：内燃机；第一旋转电机；第二旋转电机，其以能够向驱动轮输出动力的方式而设置；变速部；差动部；离合器；控制装置。

变速部具有被输入来自内燃机的动力的输入元件、和将被输入至输入元件的动力输出的输出元件，并且被构成为，能够对在输入元件与输出元件之间以低速级与高速级中的任意的变速级而传递动力的非空档状态、与不在输入元件与输出元件之间传递动力的空档状态进行切换。

差动部具有被连接在第一旋转电机上的第一旋转元件、被连接在第二旋转电机以及驱动轮上的第二旋转元件、被连接在输出元件上的第三旋转元件， 并且被构成为，如果第一至第三旋转元件中的任意两个旋转元件的转速被确定，则剩余一个旋转元件的转速被确定。

离合器被设置在第二路径上，并且被构成为，能够对从内燃机向第一旋转电机传递动力的卡合状态、与将从内燃机向第一旋转电机的动力传递截断的释放状态进行切换，其中，所述第二路径为，通过从内燃机经由变速部以及差动部而向第一旋转电机传递动力的第一路径之外的路径而从内燃机向第一旋转电机传递动力的路径。

控制装置能够在串联并联模式、并联模式、串联模式之间对行驶模式进行切换，其中，所述串联并联行驶模式为将离合器设为释放状态并且将变速部设为非空档状态的模式，所述并联模式为将离合器设为卡合状态并且将变速部设为非空档状态的模式，所述串联模式为将离合器设为卡合状态并且将变速部设为空档状态的模式。

控制装置在将行驶模式从串联并联模式和并联模式中的一方的行驶模式切换为另一方的行驶模式且将变速级从低速级和高速级中的一方的变速级切换为另一方的变速级的情况下，选择性地执行第一控制和第二控制，其中，所述第一控制为经由串联模式而对行驶模式以及变速级进行切换的控制，所述第二控制为在不经由串联模式的条件下，于实施了行驶模式的切换以及变速级的切换中的一方的切换之后实施另一方的切换的控制。

根据该结构，在将行驶模式从串联并联模式和并联模式中的一方的行驶模式切换为另一方的行驶模式的情况下且将变速级从低速级和高速级中的一方的变速级切换为另一方的变速级的情况下，选择性地执行第一控制与第二控制。由于在第一控制中，经由将变速部设为空档状态的串联模式而对行驶模式以及变速级进行切换，因此与在不经由串联模式的条件下同时实施双方的切换的情况相比，同时进行控制的对象减少，从而控制被简化。在第二控制中，虽然不经由串联模式，但由于在实施了行驶模式以及变速级中的一方的切换之后实施另一方的切换，因此与同时实施双方的切换的情况相比，同时进行控制的对象减少，从而控制被简化。因此，即使选择了第一控制以及第二控制中的某一方，也能够使控制简化。并且，能够根据车辆的状态来适当地选择经由串联模式的第一控制与不经由串联模式的第二控制中的某个控制。

(2)优选为，控制装置在预测为如果执行第一控制则变速部的输入元件与差动部的第二旋转元件的转速比会既向减速方向进行变化也向增速方向进行变化时，执行第二控制，而在预测为如果执行第一控制则转速比会向减速方向以及增速方向中的一方进行变化时，执行第一控制。

根据该结构，能够抑制在行驶模式以及变速级切换时转速比增减的情况。因此，能够抑制车辆的驾驶性能的恶化。

(3)优选为，控制装置将在并联模式下一方的变速级被形成时的转速比作为第一同步转速比而预先进行存储，并且将在并联模式下另一方的变速级被形成时的转速比作为第二同步转速比而预先进行存储。控制装置在将行驶模式从串联并联模式切换为并联模式、且将变速级从一方的变速级切换为另一方的变速级的情况下，在转速比的实际值被包括在第一同步转速比与第二同步转速比之间时，预测为如果执行第一控制则转速比会既向减速方向进行变化也向增速方向进行变化。

根据该结构，在将行驶模式从串联并联模式切换为并联模式的、且将变速级从一方的变速级切换为另一方的变速级的情况下，在转速比的实际值被包括在第一同步转速比与第二同步转速比之间时，执行第二控制。因此，能够适当地抑制对行驶模式以及变速级进行切换时转速比增减的情况。

(4)优选为，第一控制为，在于串联并联模式下使转速比与第一同步转速比同步之后将行驶模式切换为串联模式，并在于串联模式下使转速比与第二同步转速比同步之后将行驶模式切换为并联模式并且将变速级切换为另一方的变速级的控制。第二控制为，在将变速级从一方的变速级切换为另一方的变速级之后，将行驶模式从串联并联模式切换为并联模式的控制。

根据该结构，由于在第一控制中，实施在行驶模式以及变速级的切换前使转速比与切换后的转速比同步的控制，因此能够抑制由于切换而导致产生冲击。此外，由于在第二控制中，在对变速级进行了切换后将行驶模式从串联并联模式切换为并联模式，因此能够使控制简化。

(5)优选为，控制装置将在并联模式下一方的变速级被形成时的转速比作为第一同步转速比而预先进行存储，并且将在并联模式下另一方的变速级被形成时的转速比作为第二同步转速比而预先进行存储。控制装置在将行使模式从并联模式切换为串联并联模式、且将变速级从一方的变速级切换为另一方的变速级的情况下，在转速比的目标值被包括在第一同步转速比与第二 同步转速比之间时，预测为如果执行第一控制则转速比会既向减速方向进行变化也向增速方向进行变化。

根据该结构，在将行使模式从并联模式切换为串联并联模式、且将变速级从一方的变速级切换为另一方的变速级的情况下，在转速比的目标值被包括在第一同步转速比与第二同步转速比之间时，执行第二控制。因此，能够适当抑制在对行驶模式以及变速级进行切换时转速比增减的情况。

(6)优选为，第一控制为，在将行驶模式从并联模式切换为串联模式、并且在串联模式下使转速比与第二同步转速比同步之后，将行驶模式切换为串联并联模式并且将变速级切换为另一方的变速级的控制。第二控制为，在将行驶模式从并联模式切换为串联并联模式之后，将变速级从一方的变速级切换为另一方的变速级的控制。

根据该结构，由于在第一控制中，实施在行驶模式以及变速级的切换前使转速比与切换后的转速比同步的控制，因此能够抑制由于切换而导致产生冲击。此外，由于在第二控制中，在将行驶模式从并联模式切换为串联并联模式之后对变速级进行切换，因此能够使控制简化。

附图说明

图1为表示车辆的整体结构的图。

图2为简要地表示车辆的各结构元件的动力传递路径的框图。

图3为表示车辆的控制装置的结构的框图。

图4为表示车辆的行驶状态与离合器C1、制动器B1、离合器CS的控制状态之间的对应关系的工作卡合表。

图5为EV单电机行驶模式下的列线图。

图6为EV双电机行驶模式下的列线图。

图7为HV行驶(串联)模式下的列线图。

图8为HV行驶(并联Lo)模式下的列线图。

图9为HV行驶(并联Hi)模式下的列线图。

图10为HV行驶(串联并联Lo)模式下的列线图。

图11为HV行驶(串联并联Hi)模式下的列线图。

图12为决定控制模式的模式判断映射图(其中之一)。

图13为决定控制模式的模式判断映射图(其中之二)。

图14为表示由控制模式的切换而引起的控制对象的变化的图。

图15为表示通过第一切换控制来实施串联并联Lo模式与并联Hi模式之间的切换的情况下的动力传递装置的变速比的变化。

图16为表示通过第二切换控制来实施串联并联Lo模式与并联Hi模式之间的切换的情况下的动力传递装置的变速比的变化。

图17为表示控制装置的处理顺序的流程图(其中之一)。

图18为表示控制装置的处理顺序的流程图(其中之二)。

图19为表示通过第一切换控制来实施从串联并联Lo模式向并联Hi模式的切换的情况下的各旋转元件的动作、各卡合元件的动作以及各动力源的输出转矩的变化的一个示例的图。

图20为表示用于确定是通过第一切换控制来对控制模式进行切换还是通过第二切换控制来对控制模式进行切换的映射图的一个示例的图(其中之一)。

图21为表示用于确定是通过第一切换控制来对控制模式进行切换还是通过第二切换控制来对控制模式进行切换的映射图的一个示例的图(其中之二)。

具体实施方式

以下，参照附图，对本发明的实施方式进行说明。另外，在以下的实施方式中，对于相同或相当的部分标记相同的参照符号，并且不重复进行其说明。

[混合动力车辆的整体结构]

图1为表示本实施方式的车辆1的整体结构的图。车辆1包括：发动机10、驱动装置2、驱动轮90、控制装置100。驱动装置2包括：第一电动发电机(以下，称之为“第一MG”)20、第二电动发电机(以下，称之为“第二MG”)30、变速部40、差动部50、离合器CS、输入轴21、输出轴(副轴)70、差速器80、液压回路500。

车辆1为使用发动机10、第一MG20以及第二MG30中的至少任意一个的动力而行驶的FF(前置发动机前轮驱动)方式的混合动力车辆。车辆1也可 以为，能够通过外部电源而对未图示的车载蓄电池进行充电的插电式混合动力车辆。

发动机10为，例如汽油发动机或者柴油发动机等的内燃机。

第一MG20以及第二MG30为，例如具有被埋设了永久磁铁的转子的永磁同步电动机。驱动装置2为，第一MG20被设置在与发动机10的曲轴(输出轴)同轴的第一轴12上、而第二MG30被设置在与第一轴12不同的第二轴14上的多轴式的驱动装置。第一轴12以及第二轴14相互平行。

在第一轴12上还设置有变速部40、差动部50以及离合器CS。变速部40、差动部50、第一MG20以及离合器CS按照所列举的顺序从靠近发动机10的一侧起依次排列。

第一MG20以能够输入来自发动机10的动力的方式而设置。更加具体而言，在发动机10的曲轴上连接有驱动装置2的输入轴21。输入轴21沿着第一轴12而向远离发动机10的方向延伸。输入轴21在从发动机10延伸出的顶端处与离合器CS连接。第一MG20的旋转轴22沿着第一轴12而呈筒状地延伸。输入轴21在与离合器CS连接的近前侧穿过旋转轴22的内部。输入轴21经由离合器CS而与第一MG20的旋转轴22连接。

离合器CS被设置在从发动机10向第一MG20传递动力的动力传递路径上。离合器CS为能够对输入轴21与第一MG20的旋转轴22进行连结的液压式的摩擦卡合元件。当将离合器CS被设为卡合状态时，输入轴21与旋转轴22被连结，从而容许从发动机10向第一MG20进行动力传递。当离合器CS被设为释放状态时，输入轴21与旋转轴22的连结被解除，从而切断从发动机10经由离合器CS而向第一MG20的动力传递。

变速部40对来自发动机10的动力进行变速并向差动部50输出。变速部40具有：包括太阳齿轮S1、小齿轮P1、内啮合齿轮R1以及行星齿轮架CA1在内的单小齿轮式的行星齿轮机构；离合器C1；制动器B1。

太阳齿轮S1以使第一轴12成为其旋转中心的方式而设置。内啮合齿轮R1被设置在与太阳齿轮S1同轴上、且太阳齿轮S1的径向外侧处。小齿轮P1被配置在太阳齿轮S1以及内啮合齿轮R1之间，并与太阳齿轮S1以及内啮合齿轮R1相啮合。小齿轮P1以能够旋转的方式被行星齿轮架CA1支承。行星齿轮架CA1与输入轴21连接，并且与输入轴21一体地进行旋转。小齿轮P1 被设置为，能够以第一轴12作为中心而进行旋转(公转)并且能够绕小齿轮P1的中心轴而进行旋转(自转)。

太阳齿轮S1的转速、行星齿轮架CA1的转速(即，发动机10的转速)以及内啮合齿轮R1的转速，如后文所述的图5至图11所示，成为在列线图上由直线连结的关系(即，当任意两个旋转元件的转速被确定时，剩余的一个旋转元件的转速也被确定的关系)。

在本实施方式中，行星齿轮架CA1作为输入来自发动机10的动力的输入元件而被设置，内啮合齿轮R1作为将输入至行星齿轮架CA1的动力输出的输出元件而设置。通过包括太阳齿轮S1、小齿轮P1、内啮合齿轮R1以及行星齿轮架CA1在内的行星齿轮机构，从而对被输入至行星齿轮架CA1的动力进行变速并从内啮合齿轮R1输出。

离合器C1为，能够对太阳齿轮S1与行星齿轮架CA1进行连结的液压式的摩擦卡合元件。当离合器C1被设为卡合状态时，太阳齿轮S1与行星齿轮架CA1被连结从而一体地进行旋转。当离合器C1被设为释放状态时，太阳齿轮S1与行星齿轮架CA1的一体旋转将被解除。

制动器B1为能够对太阳齿轮S1的旋转进行限制(锁止)的液压式的摩擦卡合元件。当制动器B1被设为卡合状态时，太阳齿轮S1被固定在驱动装置的壳体上，从而太阳齿轮S1的旋转会被限制。当制动器B1被设为释放(非卡合)状态时，太阳齿轮S1与驱动装置的壳体被断开，从而容许太阳齿轮S1的旋转。

变速部40的变速比(作为输入元件的行星齿轮架CA1的转速与作为输出元件的内啮合齿轮R1的转速的比，具体而言为，行星齿轮架CA1的转速/内啮合齿轮R1的转速)，根据离合器C1以及制动器B1的卡合以及释放的组合而被切换。当离合器C1被卡合且制动器B1被释放时，将形成变速比成为1.0(直接连结状态)的低齿轮级Lo。当离合器C1被释放且制动器B1被卡合时，将形成变速比成为小于1.0的值(例如0.7，所谓的超速状态)的高齿轮级Hi。另外，当离合器C1被卡合且制动器B1被卡合时，由于太阳齿轮S1以及行星齿轮架CA1的旋转会被限制，因此内啮合齿轮R1的旋转也会被限制。

变速部40被构成为，能够对传递动力的非空档状态与不传递动力的空档状态进行切换。在本实施方式中，上述的直接连结状态以及超速状态对应于非空档状态。另一方面，当离合器C1以及制动器B1均被释放时，成为行星 齿轮架CA1能够以第一轴12为中心而进行空转的状态。由此，取得从发动机10被传递至行星齿轮架CA1的动力不会从行星齿轮架CA1向内啮合齿轮R1进行传递的空档状态。

差动部50具有：包括太阳齿轮S2、小齿轮P2、内啮合齿轮R2以及行星齿轮架CA2在内的单小齿轮式的行星齿轮机构；以及副轴驱动齿轮51。

太阳齿轮S2以使第一轴12成为其旋转中心的方式而设置。内啮合齿轮R2被设置在与太阳齿轮S2同轴上且在太阳齿轮S2的径向外侧处。小齿轮P2被配置在太阳齿轮S2与内啮合齿轮R2之间，并与太阳齿轮S2以及内啮合齿轮R2相啮合。小齿轮P2以能够旋转的方式被行星齿轮架CA2支承。行星齿轮架CA2与变速部40的内啮合齿轮R1连接，并与内啮合齿轮R1一体地进行旋转。小齿轮P2被设置为能够以第一轴12为中心而进行旋转(公转)、且绕小齿轮P2的中心轴而进行旋转(自转)。

在太阳齿轮S2上连接有第一MG20的旋转轴22。第一MG20的旋转轴22与太阳齿轮S2一体地进行旋转。在内啮合齿轮R2上连接有副轴驱动齿轮51。副轴驱动齿轮51为与内啮合齿轮R2一体地进行旋转的差动部50的输出齿轮。

太阳齿轮S2的转速(即，第一MG20的转速)、行星齿轮架CA2的转速以及内啮合齿轮R2的转速如后文所述的图5至图11所示，成为在列线图上以直线而连结的关系(即，当任意两个旋转元件的转速确定时，剩余的一个旋转元件的转速也会被确定的关系)。因此，在行星齿轮架CA2的转速为预定值的情况下，通过对第一MG20的转速进行调节，从而能够无级地对内啮合齿轮R2的转速进行切换。

另外，在本实施方式中，对差动部50由行星齿轮机构构成的情况进行了说明。但是，差动部50并不限定于此，只需以当三个旋转元件之中的任意两个旋转元件的转速确定时，剩余的一个旋转元件的转速也会被确定的方式而构成即可，例如，也可以由差速器构成。

输出轴(副轴)70以与第一轴12以及第二轴14平行的方式而延伸。输出轴(副轴)70被配置为与第一MG20的旋转轴22以及第二MG30的旋转轴31平行。在输出轴(副轴)70上设置有从动齿轮71以及驱动齿轮72。从动齿轮71与差动部50的副轴驱动齿轮51啮合。即，发动机10以及第一MG20的动力经由差动部50的副轴驱动齿轮51而向输出轴(副轴)70传递。

另外，变速部40以及差动部50在从发动机10至输出轴(副轴)70的动力传递路径上被串联连接。因此，来自发动机10的动力在于变速部40以及差动部50中被实施了变速之后，向输出轴(副轴)70传递。

从动齿轮71与被连接于第二MG30的旋转轴31的减速齿轮32相啮合。即，第二MG30的动力经由减速齿轮32而向输出轴(副轴)70进行传递。

驱动齿轮72与差速器80的差速器内啮合齿轮81相啮合。差速器80经由左右驱动轴82而分别与左右驱动轮90连接。即，输出轴(副轴)70的旋转经由差速器80而向左右驱动轴82传递。

通过采用设置有离合器CS的上述那样的结构，从而车辆1能够以串联并联模式进行动作，且能够以串联模式进行动作。关于这一点，使用图2的示意图而对在各个模式下来自发动机的动力如何被实施进行说明。

图2为简略地表示图1中的车辆的各结构元件的动力传递路径的框图。参照图2，车辆1具备：发动机10、第一MG20、第二MG30、变速部40、差动部50、蓄电池60、离合器CS。

第二MG30被设置为，能够向驱动轮90输出动力。变速部40具有：输入来自发动机10的动力的输入元件、和将被输入至输入元件的动力输出的输出元件。变速部40被构成为，能够对在该输入元件与输出元件之间传递动力的非空档状态、和在输入元件与输出元件之间不传递动力的空档状态进行切换。

蓄电池60在动力运行时向第一MG20以及第二MG30供给电力，并且对利用第一MG20以及第二MG30来进行再生时通过发电而得到的电力进行存储。

差动部50具有被连接于第一MG20的第一旋转元件、被连接于第二MG30以及驱动轮90的第二旋转元件、被连接于变速部40的输出元件的第三旋转元件。差动部50被构成为，例如如行星齿轮机构等那样，当第一至第三旋转元件中的任意两个旋转元件的转速确定时，剩余的一个旋转元件的转速会被确定。

车辆1被构成为，能够通过传递动力的两个路径K1、K2中的至少任意一个路径而从发动机10向第一MG20传递动力。路径K1为，从发动机10经由变速部40以及差动部50而向第一MG20传递动力的路径。路径K2为，通过路径K1之外的路径而从发动机10向第一MG20传递动力的路径。离合器CS被设置在路径K2上，并能够对从发动机10向第一MG20传递动力的卡合状态与对从发动机10向第一MG20传递动力进行切断的释放状态进行切换。

在使发动机运转的HV行驶模式下，当将离合器C1或者制动器B1中的任意一方设为卡合状态而将另一方设为释放状态，从而将变速部40控制为非空档状态时，通过路径K1而使动力从发动机10向第一MG20传递。与此同时，当将CS离合器设为释放状态，并将路径K2切断时，车辆能够以串联并联模式进行动作。

另一方面，在使发动机运转的HV行驶模式下，当通过CS离合器而将发动机10与第一MG20直接连结从而通过路径K2来实施动力传递，并且将离合器C1与制动器B1均设为释放状态而将变速部40控制为空档状态从而将路径K1切断时，车辆能够以串联模式进行动作。此时，差动部50中，由于与变速部40连接的旋转元件成为能够旋转自如(自由)，因此其他两个旋转元件也能够互不影响地旋转。因此，能够独立地实施如下的动作，即，通过发动机10的旋转而使第一MG20旋转从而实施发电的动作、和使用通过发电而产生的电力或被充电至蓄电池60中的电力而使第二MG30驱动从而使驱动轮旋转的动作。

另外，变速部40并非必须为能够对变速比进行变更的部件，只要为能够对路径K1的发动机10与差动部50的动力传递进行切断的结构，则也可以为单纯的离合器那样的部件。

图3为表示图1中的车辆的控制装置100的结构的框图。参照图3，控制装置100包括：HVECU(Electric Control Unit：电子控制单元)150、MGECU160、发动机ECU170。HVECU150、MGECU160、发动机ECU170分别为，以包含计算机的方式而构成的电子控制单元。另外，ECU的个数并不限定为三个，也可以作为整体而统一成一个ECU，还可以分割为两个或者四个以上的个数。

MGECU160对第一MG20以及第二MG30进行控制。MGECU160例如对向第一MG20供给的电流值进行调节，从而对第一MG20的输出转矩进行控制，并且，对向第二MG30供给的电流值进行调节，从而对第二MG30的输出转矩进行控制。

发动机ECU170对发动机10进行控制。发动机ECU170例如实施发动机10的电子节气门的开度的控制、通过输出点火信号而实施的发动机的点火控制、针对发动机10的燃料的喷射控制等。发动机ECU170通过电子节气门的开度控制、喷射控制、点火控制等来对发动机10的输出转矩进行控制。

HVECU150对车辆整体进行综合控制。在HVECU150上连接有车速传感器、加速器开度传感器、MG1转数传感器、MG2转数传感器、输出轴转数传感器、蓄电池传感器等。HVECU150通过这些传感器而取得车速、加速器开度、第一MG20的转数(在以下的说明中也会记载为转速)、第二MG30的转数、副轴70的转数、蓄电池状态SOC等。

HVECU150根据所取得的信息而对针对车辆的要求驱动力、要求动力、要求转矩等进行计算。HVECU150根据所计算出的要求值来确定第一MG20的输出转矩(以下也会记载为“MG1转矩Tm1”)、第二MG30的输出转矩(以下也会记载为“MG2转矩Tm2”)以及发动机10的输出转矩(以下，也会记载为“发动机转矩Te”)。HVECU150向MGECU160输出MG1转矩Tm1的指令值以及MG2转矩Tm2的指令值。此外，HVECU150向发动机ECU170输出发动机转矩Te的指令值。

HVECU150根据后文所述的行驶模式等而对离合器C1、CS以及制动器B1进行控制。HVECU150分别向图1的液压回路500输出针对离合器C1、CS的供给液压的指令值(PbC1、PbCS)以及针对制动器B1的供给液压的指令值(PbB1)。此外，HVECU150向图1的液压回路500输出控制信号NM以及控制信号S/C。

图1的液压回路500根据各指令值PbC1、PbB1而对针对离合器C1以及制动器B1的供给液压进行控制，并且通过控制信号NM而对电动油泵进行控制，并通过控制信号S/C而对离合器C1、制动器B1以及离合器CS的同时卡合的容许/禁止进行控制。

[混合动力车辆的控制模式]

以下，使用工作卡合表与列线图而对车辆1的控制模式进行详细说明。

图4为，表示车辆1的行驶状态与离合器C1、制动器B1、离合器CS的控制状态之间的对应关系的工作卡合表。

控制装置100以“电机行驶模式(以下称之为“EV行驶模式”)”或者“混合动力行驶模式(以下称之为“HV行驶模式”)”而使车辆1行驶。EV行驶模式是指，使发动机10停止并通过第一MG20或者第二MG30中的至少一方的动力而使车辆1行驶的控制模式。HV行驶模式是指，通过发动机10以及第二MG30的动力而使车辆1行驶的控制模式。另外，在这些控制模式下，也可以追加在不使用第一MG20以及第二MG30的条件下通过发动机10的驱动力而使 车辆行驶的发动机行驶模式。在EV行驶模式以及HV行驶模式中的各自的模式中，控制模式进一步被细化。

在图4中，“C1”、“B1”、“CS”、“MG1”、“MG2”分别表示离合器C1、制动器B1、离合器CS、第一MG20、第二MG30。C1、B1、CS的各栏中的圆形(○)标记表示“卡合”，×标记表示“释放”，三角(△)标记表示在发动机制动时使离合器C1以及制动器B1中的某一方卡合。此外，MG1栏以及MG2栏中的“G”表示主要作为发电机而进行动作的情况，“M”表示主要作为电机而进行动作的情况。

在EV行驶模式中，控制装置100根据用户的要求转矩等而选择性地对通过第二MG30单独的动力而使车辆1行驶的“单电机行驶模式”与通过第一MG20以及第二MG30双方的动力而使车辆1行驶的“双电机行驶模式”进行切换。

在驱动装置2的负载为低负载的情况下使用单电机行驶模式，而当负载成为高负载时转移至双电机行驶模式。

如图4的E1栏所示，在通过EV单电机行驶模式而使车辆1驱动(前进或者后退)的情况下，控制装置100通过使离合器C1释放且使制动器B1释放从而将变速部40设为空档状态(不传递动力的状态)。此时，控制装置100使第一MG20主要作为使太阳齿轮S2固定为零的固定单元而进行动作，并使第二MG30主要作为电机而进行动作(参照后文所述的图5)。为了使第一MG20作为固定单元而进行动作，也可以以使第一MG20的转速成为零的方式将转速进行反馈而对第一MG20的电流进行控制，在即便转矩为零也能够将转速维持为零的情况下，也可以不施加电流而是利用齿槽效应转矩。另外，由于当将变速部40设为空档状态时，在实施再生制动时发动机10不会被带动旋转，因此对应于该量的损失较少，从而能够回收较大的再生电力。

如图4的E2栏所示，在通过EV单电机行驶模式而对车辆1进行制动的情况下且需要实施发动机制动的情况下，控制装置100使离合器C1以及制动器B1中的某一方卡合。例如，在仅通过再生制动而制动力不足的情况下，将发动机制动与再生制动并用。此外，例如，由于在蓄电池60的SOC接近充满电状态的情况下，无法使再生电力进行充电，因此考虑到设为发动机制动状态。

通过使离合器C1以及制动器B1中的某一方卡合，从而成为驱动轮90的旋转被传递至发动机10进而发动机10旋转的、所谓的发动机制动状态。此时，控制装置100使第一MG20主要作为电机而进行动作，使第二MG30主要作为发电机而进行动作。

另一方面，如图4的E3栏所示，在通过EV双电机行驶模式而对车辆1进行驱动(前进或者后退)的情况下，控制装置100使离合器C1卡合且使制动器B1卡合，从而对变速部40的内啮合齿轮R1的旋转进行限制(锁止)。由此，由于与变速部40的内啮合齿轮R1连结的差动部50的行星齿轮架CA2的旋转也会被限制(锁止)，因此差动部50的行星齿轮架CA2被维持在停止状态(发动机转速Ne＝0)。而且，控制装置100使第一MG20以及第二MG30主要作为电机而进行动作(参照后文所述的图6)。

并且，对EV行驶模式的E4、E5栏进行说明。虽然这些模式也与E3栏相同地为双电机行驶模式，但在如下这一点上有所不同，即，即使在发动机转速Ne不为零的点上也能够进行动作(图4中记载为“Ne自由”)。

在HV行驶模式下，行驶模式被进一步分类为串联并联模式、串联模式、并联模式这三种。在串联并联模式以及串联模式下，控制装置100使第一MG20主要作为发电机而进行动作，并使第二MG30主要作为电机而进行动作。此外，在并联模式下，控制装置100仅使第二MG30作为电机而进行动作(单电机)，或者使第一MG20、第二MG30均作为电机而进行动作(双电机)。

在HV行驶模式下，控制装置100将行驶模式在串联并联模式、串联模式、并联模式之间进行切换。

在串联并联模式下，发动机10的动力的一部分为了对驱动轮90进行驱动而被使用，剩余部分作为通过第一MG20而实施发电的动力而被使用。第二MG30使用通过第一MG20进行发电而得到的电力来对驱动轮90进行驱动。在串联并联模式下，控制装置100根据车速而对变速部40的变速比进行切换。

在中低速区域中使车辆1前进的情况下，如图4的H2栏所示，控制装置100通过使离合器C1卡合且使制动器B1释放，从而形成低齿轮级Lo(参照后文所述的图10)。另一方面，在高速区域中使车辆1前进的情况下，如图4的H1栏所示，控制装置100通过使离合器C1释放且使制动器B1卡合，从而形成高齿轮级Hi(参照后文所述的图11)。在高齿轮级形成时与低齿轮级形成时，变速部40与差动部50整体作为无级变速器而进行动作。

在使车辆1后退的情况下，如图4的H3栏所示，控制装置100使离合器C1卡合且使制动器B1释放。而且，控制装置100在蓄电池的SOC较为充足的情况下，使第二MG30单独地反向旋转，而在蓄电池的SOC并不充足的情况下，使发动机10运转并通过第一MG20而实施发电，并且使第二MG30反向旋转。

在串联模式下，发动机10的动力全部被用为通过第一MG20而实施发电的动力。第二MG30使用通过第一MG20进行发电而得到的电力来对驱动轮90进行驱动。在串联模式下，在使车辆1前进的情况下或者使车辆1后退的情况下，如图4的H4栏以及H5栏所示，控制装置100使离合器C1以及制动器B1均释放，且使离合器CS卡合(参照后文所述的图7)。

并且，在HV行驶模式的H6至H9栏中表示并联模式的控制状态。虽然这些模式也为HV行驶模式，但第一MG20不会作为发电机而进行动作。在HV(并联)行驶模式且双电机行驶模式下，第一MG20作为电机而进行动力运转动作，并输出使驱动轮旋转的转矩，这一点与串联并联模式或串联模式大为不同。在并联模式下，离合器C1、制动器B1中的某一方被卡合而另一方被释放，且离合器CS被卡合。在后文中使用图8以及图9的列线图而对这些模式进行详细叙述。

并且，车辆1也能够通过不使用第一MG20以及第二MG30而进行行驶的发动机行驶模式来进行行驶。在车辆的行驶状态与使发动机的效率较高的转速以及转矩一致时，不使发动机的动力使用于发电等中而是直接使用于驱动轮的旋转中则效率较高。

以下，使用列线图，针对图4所示的控制模式之中的有代表性的控制模式而对各旋转元件的状态进行说明。

图5为EV单电机行驶模式下的列线图。图6为EV双电机行驶模式下的列线图。图7为HV行驶(串联)模式下的列线图。图8为HV行驶(并联Lo)模式下的列线图。图9为HV行驶(并联Hi)模式下的列线图。图10为HV行驶(串联并联Lo)模式下的列线图。图11为HV行驶(串联并联Hi)模式下的列线图。

另外，“并联Lo模式”是指，将行驶模式设为并联模式并将变速部40的变速级设为低齿轮级Lo的控制模式。“并联Hi模式”是指，将行驶模式设为并联模式并将变速部40的变速级设为高齿轮级Hi的控制模式。“串联并联 Lo模式”是指，将行驶模式设为串联并联模式并将变速部40的变速级设为低齿轮级Lo的控制模式。“串联并联Hi模式”是指，将行驶模式设为串联并联模式并将变速部40的变速级设为高齿轮级Hi的控制模式。

图5至图11所示的“S1”、“CA1”、“R1”分别表示变速部40的太阳齿轮S1、行星齿轮架CA1、内啮合齿轮R1，“S2”、“CA2”、“R2”分别表示差动部50的太阳齿轮S2、行星齿轮架CA2、内啮合齿轮R2。

使用图5，对EV单电机行驶模式(图4：E1)中的控制状态进行说明。在EV单电机行驶模式下，控制装置100使变速部40的离合器C1、制动器B1以及离合器CS释放并且使发动机10停止，并使第二MG30主要作为电机而进行动作。因此，在EV单电机行驶模式下，使用MG2转矩Tm2而使车辆1行驶。

此时，控制装置100以使太阳齿轮S2的转速成为零的方式而对MG1转矩Tm1进行反馈控制。因此，太阳齿轮S2不会旋转。然而，由于变速部40的离合器C1以及制动器B1被释放，因此差动部50的行星齿轮架CA2的旋转不会被限制。因此，差动部50的内啮合齿轮R2、行星齿轮架CA2以及变速部40的内啮合齿轮R1会与第二MG30的旋转联动，从而向与第二MG30的旋转方向相同的方向被旋转(空转)。

另一方面，由于发动机10停止，从而变速部40的行星齿轮架CA1被维持在停止状态。变速部40的太阳齿轮S1与内啮合齿轮R1的旋转联动，从而向与内啮合齿轮R1的旋转方向相反的方向被旋转(空转)。

另外，为了在EV单电机行驶模式下实施减速，除了使用了第二MG30而进行的再生制动之外，还能够使发动机制动进行工作。在该情况(图4：E2)下，由于通过使离合器C1或者制动器B1中的任意一方卡合，从而在行星齿轮架CA2从驱动轮90侧被驱动时发动机10也会被旋转，因此发动机制动进行工作。

接下来，参照图6而对EV双电机行驶模式(图4：E3)中的控制状态进行说明。在EV双电机行驶模式下，控制装置100使离合器C1以及制动器B1卡合且使离合器CS释放，并且使发动机10停止。因此，变速部40的太阳齿轮S1、行星齿轮架CA1、内啮合齿轮R1的旋转以转速成为零的方式而被限制。

通过使变速部40的内啮合齿轮R1的旋转进行限制，从而差动部50的行星齿轮架CA2的旋转也被限制(锁止)。在该状态下，控制装置100使第一MG20以及第二MG30主要作为电机而进行动作。具体而言，将MG2转矩Tm2 设为正转矩而使第二MG30进行正转，并且将MG1转矩Tm1设为负转矩而使第一MG20负旋转。

通过使离合器C1卡合而对行星齿轮架CA2的旋转进行限制，从而MG1转矩Tm1以行星齿轮架CA2作为支点而向内啮合齿轮R2传递。向内啮合齿轮R2传递的MG1转矩Tm1(以下称之为“MG1传递转矩Tm1c”)在正方向上发挥作用，并向副轴70传递。因此，在EV双电机行驶模式下，使用MG1传递转矩Tm1c与MG2转矩Tm2而使车辆1行驶。控制装置100以通过MG1传递转矩Tm1c与MG2转矩Tm2的总计来满足用户要求转矩的方式而对MG1转矩Tm1与MG2转矩Tm2的分担比率进行调节。

参照图7，对HV行驶(串联)模式(图4：H4)中的控制状态进行说明。在HV行驶(串联)模式下，控制装置100使离合器C1以及制动器B1释放，并且使离合器CS卡合。因此，通过使离合器CS卡合，从而差动部50的太阳齿轮S2以与变速部40的行星齿轮架CA1相同的转速进行旋转，并且发动机10的旋转以相同的转速从离合器CS向第一MG20传递。由此，能够实施以发动机10为动力源的由第一MG20所实施的发电。

另一方面，由于离合器C1以及制动器B1均被释放，因此变速部40的太阳齿轮S1、内啮合齿轮R1、差动部50的行星齿轮架CA2的旋转不会被限制。即，由于变速部40成为空档状态，差动部50的行星齿轮架CA2的旋转不会被限制，因此成为第一MG20的动力以及发动机10的动力不会传递至副轴70的状态。因此，向副轴70传递MG2转矩Tm2。因此，在HV行驶(串联)模式下，进行以发动机10作为动力源的由第一MG20实施的发电，并且使用通过该发电而得到的电力的一部分或者全部而使车辆1以MG2转矩Tm2进行行驶。

由于能够实现串联模式，因此在低车速时或者背景噪声较低的车辆状态中，能够忽视在串联并联模式下需要引起注意的由发动机转矩变动所引起的齿轮机构的齿轮撞击声，而对发动机10的动作点进行选择。由此，增加了能够同时实现车辆的静谧性以及耗油率的提高的车辆状态。

参照图8，对HV行驶(并联Lo)模式(图4：H8以及H9)中的控制状态进行说明。

在并联Lo模式下，控制装置100使离合器C1以及离合器CS卡合，并且使制动器B1释放。因此，差动部50的旋转元件(太阳齿轮S1、行星齿轮架 CA1、内啮合齿轮R1)会一体地进行旋转。由此，变速部40的内啮合齿轮R1也以与行星齿轮架CA1相同的转速进行旋转。此外，由于离合器CS被卡合，因此差动部50的太阳齿轮S2以与变速部40的行星齿轮架CA1相同的转速进行旋转，从而发动机10的旋转以相同的转速从离合器CS向第一MG20被传递。由此，差动部50的旋转元件与变速部40的旋转元件(太阳齿轮S2、行星齿轮架CA2、内啮合齿轮R2)全部以相同的转数而进行旋转。即，发动机10的转速与内啮合齿轮R2的转速差(变速比)被固定为第一变速比。

参照图9，对HV行驶(并联Hi)模式(图4：H6以及H7)中的控制状态进行说明。

在并联Hi模式下，控制装置100使制动器B1以及离合器CS卡合，并且使离合器C1释放。由于制动器B1被卡合，因此太阳齿轮S1的旋转被限制。由此，输入至变速部40的行星齿轮架CA1的发动机10的旋转被增速，并从变速部40的内啮合齿轮R1向差动部50的行星齿轮架CA2传递。另一方面，由于离合器CS被卡合，因此差动部50的太阳齿轮S2以与变速部40的行星齿轮架CA1相同的转速旋转，发动机10的旋转以相同的转速从离合器CS向第一MG20传递。由此，由于行星齿轮架CA2的转速与太阳齿轮S2的转速通过发动机转数而被限制，因此发动机10的转速与内啮合齿轮R2的转速差(变速比)被固定为第二变速比。另外，第二变速比为与第一变速比相比靠增速侧的值(小于第一变速比的值)。

另外，由于在HV行驶(并联：有级)且双电机行驶模式(图4的H7、H9)中，能够将发动机10的转矩Te(以下称之为“发动机转矩Te”)、MG1转矩Tm1、MG2转矩Tm2全部用于驱动轮的前进方向的旋转转矩，因此在驱动轮要求较大的转矩的情况下尤其有效。此外，HV行驶(并联：有级)且单电机行驶模式(图4的H6、H8)的控制状态相当于在图8以及图9中设为Tm1＝0的情况。此外，也能够在HV行驶(并联：有级)模式下设为Tm1＝0、Tm2＝0，从而仅通过发动机转矩而进行行驶。

参照图10，对HV行驶(串联并联Lo)模式(图4：H2)中的控制状态进行说明。

在串联并联Lo模式下，控制装置100使离合器C1卡合，并且使制动器B1以及离合器CS释放。因此，旋转元件(太阳齿轮S1、行星齿轮架CA1、内啮合齿轮R1)成为一体而进行旋转。由此，变速部40的内啮合齿轮R1也 以与行星齿轮架CA1相同的转速进行旋转，发动机10的旋转以相同的转速从内啮合齿轮R1向差动部50的行星齿轮架CA2被传递。即，被输入至变速部40的行星齿轮架CA1的发动机转矩Te从变速部40的内啮合齿轮R1向差动部50的行星齿轮架CA2传递。另外，低齿轮级Lo形成时从内啮合齿轮R1被输出的转矩(以下称之为“变速部输出转矩Tr1”)与发动机转矩Te大小相同(Te＝Tr1)。

被传递至差动部50的行星齿轮架CA2上的发动机10的旋转通过太阳齿轮S2的转速(第一MG20的转速)而被无级地变速，并向差动部50的内啮合齿轮R2传递。此时，控制装置100基本上使第一MG20作为发电机而进行动作，并使MG1转矩Tm1向负方向发挥作用。由此，由MG1转矩Tm1来承受用于将被输入至行星齿轮架CA2上的发动机转矩Te向内啮合齿轮R2进行传递的反力。

被传递至内啮合齿轮R2的发动机转矩Te(以下称之为“发动机传递转矩Tec”)从副轴驱动齿轮51向副轴70传递，并作为车辆1的驱动力而发挥作用。

此外，在HV行驶(串联并联Lo)模式下，控制装置100使第二MG30主要作为电机而进行动作。MG2转矩Tm2从减速齿轮32向副轴70进行传递，并作为车辆1的驱动力而发挥作用。即，在HV行驶(串联并联Lo)模式下，使用发动机传递转矩Tec与MG2转矩Tm2来使车辆1进行行驶。

参照图11，对HV行驶(串联并联Hi)模式(图4：H1)中的控制状态进行说明。

在串联并联Hi模式下，控制装置100使制动器B1卡合，并且使离合器C1以及离合器CS释放。由于制动器B1被卡合，因此太阳齿轮S1的旋转被限制。由此，被输入至变速部40的行星齿轮架CA1的发动机10的旋转被增速，并从变速部40的内啮合齿轮R1向差动部50的行星齿轮架CA2进行传递。因此，在高齿轮级Hi形成时，变速部输出转矩Tr1小于发动机转矩Te(Te＞Tr1)。

[使用各控制模式的状況]

图12为，对车辆1主要以燃料作为能源而进行行驶的情况下的控制模式进行确定的模式判断映射图。该模式判断映射图被使用于混合动力汽车进行通常行驶的情况，或者插电式混合动力汽车在对蓄电池的蓄电状态进行维持 的CS模式下进行行驶的情况。在图12中，重叠地图示了分界线由虚线表示的映射图与分界线由实线表示的映射图。分界线由虚线表示的映射图为，在蓄电池60的输入输出动力不受到限制的情况下通常所使用的映射图。另一方面，分界线由实线表示的映射图为，由于SOC或温度等各条件而使蓄电池60的输入输出动力被限制了的情况下所使用的映射图。

首先，对分界线由虚线表示的映射图的车辆负载为正的区域进行说明。在车速接近零并且车辆负载较小的区域中，使用EV单电机行驶模式。设为单电机行驶而非双电机行驶是为了在突然踏下加速踏板时能够使发动机立刻启动。然后，在车速增高或者车辆负载增大时，使用串联并联Lo模式。在车辆负载进一步变大从而在串联并联Lo模式下转矩不足的情况下，通过并联Lo模式而将发动机转矩Te全部向驱动轮输出，且执行还使用了MG1转矩Tm1或者MG2转矩Tm2的电机辅助。另外，也可以在油门开启降档时使用该模式。

接下来，对分界线由虚线表示的映射图的车辆负载为负的区域进行说明。在车速接近零且车辆负载较小的区域中，使用EV单电机行驶模式。当车速增加时，使用串联模式。车辆负载为负的情况与车辆负载为正的情况相比，EV单电机行驶模式的区域变广，这是因为，由于使发动机10启动的模式为串联模式，因此也可以不设置与用于使发动机启动时的振动减小的反力转矩相对应的余量。

接下来，对分界线由实线表示的映射图的车辆负载为正的区域进行说明。在车辆负载为正且为低车速时，使用串联模式。串联模式对防止第二MG30与差速器齿轮之间的由松动撞击而引起的噪音(所谓的松动音)较为有效。

随着车速的上升，控制模式从串联模式起按照并联Hi模式、串联并联Hi模式的顺序而进行转移。由于并联Hi模式为固定齿轮比，因此，因发动机10容易从将燃料消耗设为最小的动作点偏离，从而使用区域成为比较狭窄的带状。

此外，当车辆负载增大时，从串联模式向串联并联Lo模式转移。串联并联Lo模式为，在驱动力为优先的区域中较为有效。

接下来，对分界线由实线表示的映射图的车辆负载为负的区域进行说明。在车辆负载为负的情况下，无论车速如何均使用串联模式。由于在串联模式下能够在同一车速下任意对发动机转速进行控制，因此能够产生基于驾驶员的要求的发动机制动转矩。由于使第一MG20克服发动机制动转矩而旋转，因 此第一MG20进行动力运行运转。因此，由于通过第一MG20来消耗由第二MG30通过再生制动而产生的再生电力，因此即使在蓄电池60无法接受再生电力的情况下，也能够通过第二MG30而进行再生制动。并且，由于第一MG20的转速与发动机转速相同，因此与其他的模式相比，由于不易受到由第一MG20的转速上限所导致的发动机转速的制约，从而能够使发动机制动转矩的绝对值增大。

图13为对车辆1主要以被充电到蓄电池60中的电力作为能源而进行行驶的情况下的控制模式进行确定的模式判断映射图。该模式判断映射图用于混合动力汽车以EV行驶的情况、或者插电式混合动力汽车以消耗蓄电池的蓄电状态的CD模式进行行驶的情况。

参照图13而在正负的低负载区域中，使用单电机行驶的EV行驶模式。在CD模式下，由于基本上也可以不假定发动机10的启动，因此不需要伴随于发动机10的启动的反力补偿转矩，而能够将较广的区域分配给单电机行驶的EV行驶模式。

在高负载区域中，由于在单电机行驶中转矩不足，因此选择双电机行驶模式。即，在车速小于预定值的情况下且负载的大小较小的区域中，选择单电机行驶的EV行驶模式，而当负载的大小大于预定值时选择双电机行驶的EV模式。

在双电机行驶模式且车速超过预定值V1的情况下，由于第一MG20与小齿轮的转速存在上限，因此车辆的状态从发动机转速Ne为零的双电机行驶向Ne不为零的双电机行驶进行变化。

当车速超过V2时，由于存在以蓄电池的电力而进行行驶时的能量效率将会恶化的倾向，因此选择串联并联Lo、串联并联Hi、串联中的任意一个HV行驶模式。在图13中，在车速与V2相比而较高的区域中，如果车辆负载为负，则选择串联模式，在车辆负载为正的情况下，在低负载中选择串联并联Hi模式，在高负载中选择串联并联Lo模式。

[控制模式(行驶模式以及变速级)的切换]

在具有以上那样的结构的车辆1的控制模式为HV行驶模式的情况下，在同时实施串联并联模式与并联模式之间的行驶模式的切换，与高齿轮级Hi与低齿轮级Lo之间的变速部40的变速级的切换时，同时进行控制的对象将增多，从而控制会变得复杂化。

图14为表示由HV行驶模式下的控制模式的切换所实现的控制对象的变化的图。如上述那样，在HV行驶模式下的控制模式中包括：串联模式、串联并联Lo模式、串联并联Hi模式、并联Lo模式、并联Hi模式。

在图14中，除了示出由控制模式的切换所实现的控制对象(离合器C1、制动器B1、离合器CS以及MG1转矩Tm1)的变化之外，还示出了发生变化的控制对象的个数以及在控制模式的切换之前可否同步。切换前的控制模式包括：(A)串联模式、(B)串联并联Lo模式、(C)串联并联Hi模式、(D)并联Lo模式、(E)并联Hi模式。切换后的控制模式也同样地包括(a)串联模式、(b)串联并联Lo模式、(c)串联并联Hi模式、(d)并联Lo模式、(e)并联Hi模式。

图14的“C1”、“B1”以及“CS”分别表示离合器C1、制动器B1以及离合器CS的卡合状态有无变化。具体而言，各栏中所记载的圆形(○)标记表示处于卡合状态，×标记表示处于释放状态。即，图14的“○→×”表示从卡合状态向释放状态进行变化。图14的“×→○”表示从释放状态向卡合状态进行变化。图14的“○”表示卡合状态被维持。图14的“×”表示释放状态被维持。

图14的“Tm1”表示MG1转矩Tm1有无变化。具体而言，圆形(○)标记表示存在转矩输出(不为零)，×标记表示转矩输出为零。即，图14的“○→×”表示MG1转矩Tm1从不为零的状态向为零的状态进行变化。图14的“×→○”表示MG1转矩Tm1从为零的状态向不为零的状态进行变化。图14的“○→○”表示虽然均处于MG1转矩Tm1不为零的状态，但其转矩的大小发生变化。图14的“×”表示MG1转矩Tm1为零的状态被维持。

图14的“sum”表示发生变化的控制对象的个数。另外，由于在图14的“Tm1”栏中的“○→○”中，虽然处于MG1转矩Tm1不为零的状态，但其转矩的大小会发生变化，因此被包括在发生变化的控制对象的个数之中。

图14的“同步”表示，以包括变速部40以及差动部50在内的动力传递装置内的旋转元件的转速不会由于由控制模式的切换而实施的卡合元件(离合器C1、制动器B1以及离合器CS)的状态变化而发生突变的方式，而在控制模式的切换前预先使动力传递装置内的旋转元件的转速与控制模式切换后的转速同步。图14的“可”表示能够实施控制模式的切换前的同步，图14的“不可”表示不能够实施控制模式的切换前的同步。

例如，在实施从串联并联Lo模式向并联Hi模式的切换的情况下(图14的(B)-(e)的组合的情况下)，由于图14的“C1”为“○→×”，因此离合器C1从卡合状态向释放状态进行变化。由于图14的“B1”为“×→○”，因此制动器B1从释放状态向卡合状态进行变化。由于图14的“CS”为“×→○”，因此离合器CS从释放状态向卡合状态进行变化。由于图14的“Tm1”为“○→×”，因此MG1转矩Tm1从不为零的状态向其为零的状态进行变化。因此，发生变化的控制对象为“C1”、“B1”、“CS”以及“Tm1”这四个，并且图14的“sum”中图示了“4”。图14的“同步”图示为“不可”。即，在切换前的串联并联Lo中，无法使动力传递装置的变速比(变速部40的行星齿轮架CA1的转速与差动部50的内啮合齿轮R2的转速的转速比)预先与切换后的并联Hi模式下的动力传递装置的变速比同步。这是因为，切换后的并联Hi模式下的动力传递装置的变速比未被包括在，于切换前的串联并联Lo之中能够变更的动力传递装置的变速比的范围内(参照后文叙述的图15、16)。

由其他的切换而实现的变化为如图14所示，因此不重复对其详细说明。

在图14所示的控制模式的切换的组合之中，图14中的由虚线框所示的切换，即，串联并联Lo模式与并联Hi模式之间的切换(图14的(B)-(e)之间的切换以及(E)-(b)之间的切换)以及串联并联Hi模式与并联Lo模式之间的切换(图14的(D)-(c)之间的切换以及(C)-(d)之间的切换)中，发生变化的控制对象的个数为与其他的切换相比而较多的四个，并且为不能够实施“同步”。这是因为，除了进行串联并联模式与并联模式之间的行驶模式的切换之外，还需要在变速部40中实施低速级(离合器C1卡合、制动器B1释放)与高速级(制动器B1卡合、离合器C1释放)之间的变速级的切换。

如上文所述，在串联并联Lo模式与并联Hi模式之间的切换以及串联并联Hi模式与并联Lo模式之间的切换中，由于除了无法实施控制模式的切换前的同步之外，伴随有行驶模式的切换和变速级的切换的双方，因此同时进行控制的对象增多，进而控制会变得复杂化。

鉴于这样的问题，本实施方式中的控制装置100在被要求实施串联并联Lo模式与并联Hi模式之间的切换的情况下以及被要求实施串联并联Hi模式与并联Lo模式之间的切换的情况下(即被要求实施行驶模式的切换以及变速级的切换的情况下)，选择性地执行第一切换控制与第二切换控制，其中，所 述第一切换控制为，经由串联模式而对行驶模式以及变速级进行切换的控制，所述第二切换控制为，在不经由串联模式的条件下，于实施了行驶模式的切换以及变速级的切换之中的一方的切换之后实施另一方的切换的控制。

在第一切换控制中，由于经由串联模式而对行驶模式以及变速级进行切换，因此与同时实施行驶模式以及变速级的切换的情况(从串联并联Lo模式直接切换为并联Hi模式的情况)相比，同时进行控制的对象减少，从而控制会被简化。

图15表示通过第一切换控制而实施串联并联Lo模式与并联Hi模式之间的切换的情况下的动力传递装置的变速比的变化。动力传递装置的变速比是指，如上文所述，变速部40的行星齿轮架CA1的转速与差动部50的内啮合齿轮R2的转速之间的转速比。在图15中，横轴表示动力传递装置的变速比。

在图15中，矩形区域(A)表示在串联并联Lo模式下能够变更的动力传递装置的变速比的范围，矩形区域(B)表示在串联模式下能够变更的动力传递装置的变速比的范围，矩形区域(C)表示在串联并联Hi模式下能够变更的动力传递装置的变速比的范围。

在图15中，矩形区域(D)表示并联Lo模式中的动力传递装置的第一变速比(以下也称之为“Lo旋转同步变速比”)，矩形区域(E)表示并联Hi模式中的动力传递装置的第二变速比(以下也称之为“Hi旋转同步变速比”)。第一变速比(Lo旋转同步变速比)以及第二变速比(Hi旋转同步变速比)均为固定值，被预先存储在控制装置100的内部存储器中。

如图15所示，虽然在于串联并联Lo模式中能够变更的动力传递装置的变速比的范围中，包括了并联Lo模式中的动力传递装置的第一变速比(Lo旋转同步变速比)，但不包括并联Hi模式中的动力传递装置的第二变速比(Hi旋转同步变速比)。同样地，虽然在于串联并联Hi模式中能够变更的动力传递装置的变速比的范围中，包括了并联Hi模式中的动力传递装置的第二变速比(Hi旋转同步变速比)，但不包括并联Lo模式中的动力传递装置的第一变速比(Lo旋转同步变速比)。另一方面，在于串联模式中能够变更的变速比的范围中，包括并联Lo模式中的动力传递装置的第一变速比(Lo旋转同步变速比)以及并联Hi模式中的动力传递装置的第二变速比(Hi旋转同步变速比)的双方。

例如，假定当前的控制模式为串联并联Lo模式，且动力传递装置的当前的变速比为与Lo旋转同步变速比相比靠减速侧的A(0)的情况。当在该情况下要求向并联Hi模式切换时，控制装置100通过第一切换控制来实施从串联并联Lo模式向并联Hi模式的切换。

在第一切换控制中，动力传递装置的变速比沿着由图15的实线箭头标记所示的路径而进行变化。具体而言，控制装置100依次实施以下的处理。

首先，控制装置100使动力传递装置的变速比与Lo同步转速比同步。该处理是通过以使第一MG20的转速与发动机10的转速同步的方式对MG1转矩Tm1进行反馈控制来实现。

在使动力传递装置的变速比与Lo同步转速比同步后，控制装置100将行驶模式切换为串联模式。在该切换中同时进行控制的对象为如图14的(B)-(a)的组合所示“C1”、“Cs”、“Tm1”这三个，从而少于四个。

在将行驶模式切换为串联模式之后，控制装置100使动力传递装置的变速比与Hi同步转速比同步。该处理是通过以使变速部40的太阳齿轮S1成为零的方式对MG1转矩Tm1进行反馈控制来实现。

在使动力传递装置的变速比与Hi同步转速比同步之后，控制装置100将行驶模式切换为并联模式并且将变速部40的变速级切换为高齿轮级Hi。在该切换中同时进行控制的对象为，如图14的(A)-(e)的组合所示“B1”、“Tm1”这两个，从而少于四个。

以此方式，由于在通过第一切换控制来实施从串联并联Lo模式向并联Hi模式的切换的情况下，同时进行控制的对象的个数，与在从串联并联Lo模式直接向并联Hi模式进行切换的情况下同时进行控制的对象的个数即四个相比而较少，从而控制被简化。

由于在通过第一切换控制来实施从(C)串联并联Hi模式向(d)并联Lo模式的切换、从(D)并联Lo模式向(c)串联并联模式Hi的切换以及从(E)并联Hi模式向(b)串联并联Lo模式的切换的情况下也同样为同时进行控制的对象的个数少于四个，因此控制被简化。

并且，在第一切换控制中，伴随有使动力传递装置的变速比与Lo同步转速比同步的处理(以下称之为“第一同步控制”)、和使动力传递装置的变速比与Hi同步转速比同步的处理(以下称之为“第二同步控制”)。因此，能够 抑制由于行驶模式以及变速级的切换而导致产生冲击。因此，能够顺利地实施行驶模式以及变速级的切换。

由于在图15所示的示例中，动力传递装置的当前的变速比A(0)与Lo旋转同步变速比相比靠减速侧，因此由第一同步控制所实现的动力传递装置的变速比的变化方向与由第二同步控制所实现的动力传递装置的变速比的变化方向均为增速侧。

然而，在动力传递装置的当前的变速比A(0)被包括在Lo旋转同步变速比与Hi同步转速比之间的情况下，由第一同步控制所实现的动力传递装置的变速比的变化方向与由第二同步控制所实现的动力传递装置的变速比的变化方向为反向。即，由于动力传递装置的变速比在第一切换控制中既向减速方向也向增速方向进行变化，因此发动机10的转速发生增减而可能使用户产生不舒服感。

因此，控制装置100在预测为如果执行第一切换控制则动力传递装置的速度比会既向减速方向进行变化也向增速方向进行变化的情况下，即，切换前的动力传递装置的变速比的实际值(或者切换后的变速比的目标值)被包括在Lo旋转同步变速比与Hi同步转速比之间的情况下，不执行第一切换控制，而执行第二切换控制。

图16表示通过第二切换控制来实施串联并联Lo模式与并联Hi模式之间的切换的情况下的动力传递装置的变速比的变化。由于图16所示的横轴以及各矩形区域(A)至(E)与图15相同，因此不重复进行其详细说明。

例如，假定当前的控制模式为串联并联Lo模式、且当前的变速比处于Lo旋转同步变速比与Hi同步转速比之间的A(1)的情况。在该情况下，当假设通过第一切换控制来实施向并联Hi模式的切换时，如图16的单点划线所示，由第一同步控制所实现的动力传递装置的变速比的变化方向(减速方向)与由第二同步控制所实现的动力传递装置的变速比的变化方向(增速方向)为反向。即，由于当假设执行第一切换控制时，动力传递装置的变速比在第一切换控制中既向减速方向也向增速方向进行变化，因此会使用户产生不舒服感。

因此，控制装置100通过第二切换控制来实施从串联并联Lo模式向并联Hi模式的切换。

在第二切换控制中，动力传递装置的变速比沿着由图16的实线箭头标记所示的路径而进行变化。具体而言，控制装置100依次实施以下的处理。

首先，控制装置100将变速部40的变速级从低齿轮级Lo切换为高齿轮级Hi。即，控制装置100将行驶模式从串联并联Lo模式被切换为串联并联Hi模式。在该切换中同时进行控制的对象为，如图14的(B)-(c)的组合所示“C1”、“B1”、“Tm1”这三个，从而少于四个。

在将变速部40的变速级从低齿轮级Lo切换为高齿轮级Hi之后，控制装置100将行驶模式从串联并联模式切换为并联模式。即，控制装置100将行驶模式从串联并联Hi模式被切换为并联Hi模式。在该切换中同时进行控制的对象为，如图14的(C)-(e)的组合所示“CS”、“Tm1”这两个，从而少于四个。

以此方式，由于即使在通过第二切换控制来实施从串联并联Lo模式向并联Hi模式的切换的情况下，同时进行控制的对象的个数也少于在从串联并联Lo模式直接切换为并联Hi模式的情况下的同时进行控制的对象的个数、即少于四个，因此控制被简化。

由于即使在通过第二切换控制来实施从(C)串联并联Hi模式向(d)并联Lo模式的切换、从(D)并联Lo模式向(c)串联并联模式Hi的切换、以及从(E)并联Hi模式向(b)串联并联Lo模式的切换的情况下也同样为同时进行控制的对象的个数少于四个，因此控制被简化。

以此方式，在第二切换控制中，在不经由串联模式的条件下，于实施了行驶模式的切换以及变速级的切换之中的一方的切换之后，实施另一方的切换。因此，如图16所示，能够回避变速比会既向减速方向也向增速方向进行变化的情况，并且使控制简化。

图17为表示在将控制模式从串联并联Lo模式切换为并联Hi模式时，控制装置100所实施的处理顺序的流程图。

在步骤(以下，将步骤记载为S)10中，控制装置100对是否存在有向并联Hi模式进行切换的切换要求进行判断。控制装置100根据车速、车辆负载以及与由上述的图12以及图13所示的映射图来对是否存在有向并联Hi模式进行切换的切换要求进行判断。在存在有向并联Hi模式进行切换的切换要求的情况下(S10中为是)，处理向S11转移。如果并非为该情况(S10中为否)，则结束处理。

在S11中，控制装置100对当前变速比(动力传递装置的变速比的实际值)与Lo旋转同步变速比相比是否处于增速侧进行判断。控制装置100例如根据发动机10的转速与差动部50的内啮合齿轮R2的转速来对当前变速比进行计算。在当前变速比与Lo旋转同步变速比相比处于增速侧的情况下(S11中为是)，即当前变速比被包括在Lo旋转同步变速比与Hi旋转同步变速比之间的情况下，处理向S12转移。在当前变速比与Lo旋转同步变速比相比不处于增速侧的情况下(在S11中为否)，即当前变速比不被包括在Lo旋转同步变速比与Hi旋转同步变速比之间的情况下，处理向S13转移。

在S12中，控制装置100通过第二切换控制来实施从串联并联Lo模式向并联Hi模式的切换。即，控制装置100在将变速部40的变速级从低齿轮级Lo切换为高齿轮级Hi之后，将行驶模式从串联并联模式切换为并联模式。

在S13中，控制装置100通过第一切换控制来实施从串联并联Lo模式向并联Hi模式的切换。即，控制装置100经由串联模式而将控制模式从串联并联Lo模式向并联Hi模式切换。更加具体而言，控制装置100在于串联并联Lo模式下使动力传递装置的变速比与Lo旋转同步变速比同步之后，将行驶模式切换为串联模式，并且在于串联模式下使动力传递装置的变速比与Hi旋转同步变速比同步之后，将控制模式切换为并联Hi模式。

图18为表示在将控制模式从并联Hi模式切换为串联并联Lo模式时控制装置100所实施的处理顺序的流程图。

在S20中，控制装置100对是否存在有向串联并联Lo模式进行切换的切换要求进行判断。控制装置100根据车速、车辆负载以及由图12以及图13所示的映射图来对是否存在有向串联并联Lo模式进行切换的切换要求进行判断。在存在有向串联并联Lo模式进行切换的切换要求的情况下(S20中为是)，处理向S21转移。如果并非为该情况(S20中为否)，处理结束。

在S21中，控制装置100对目标变速比(动力传递装置的变速比的目标值)与Lo旋转同步变速比相比是否处于增速侧进行判断。控制装置100例如根据车辆1的行驶状态与切换后的控制模式来对目标变速比进行确定。在目标变速比与Lo旋转同步变速比相比处于增速侧的情况下(S21中为是)，即目标变速比被包括在Lo旋转同步变速比与Hi旋转同步变速比之间的情况下，处理向S22转移。在目标变速比与Lo旋转同步变速比相比不处于增速侧的情 况下(S21中为否)，即目标变速比未被包括在Lo旋转同步变速比与Hi旋转同步变速比之间的情况下，处理向S23转移。

在S22中，控制装置100通过第二切换控制来实施从并联Hi模式向串联并联Lo模式的切换。即，控制装置100在不经由串联模式的条件下，于将行驶模式从并联模式切换为串联并联模式之后，将变速部40的变速级从高齿轮级Hi切换为低齿轮级Lo。

在S23中，控制装置100通过第一切换控制来实施从并联Hi模式向串联并联Lo模式的切换。即，控制装置100经由串联模式来实施从并联Hi模式向串联并联Lo模式的切换。更加具体而言，控制装置100在将行驶模式从并联模式切换为串联模式，并且在串联模式下使动力传递装置的变速比与Lo旋转同步速度比同步之后将控制模式切换为串联并联Lo模式，并且以在串联并联Lo模式中使动力传递装置的变速比成为目标变速比的方式来对MG1转矩进行控制。

图19为表示通过第一切换控制(经由串联模式)来实施从串联并联Lo模式向并联Hi模式的切换的情况下的各旋转元件的动作、各卡合元件的动作以及各动力源的输出转矩的变化的一个示例的图。在图19中，为了便于进行说明，从而假定加速器开度为固定的情况。

图19的上部的曲线表示各旋转元件(第一MG20的旋转轴、发动机10的输出轴以及第二MG30的旋转轴)的转速的时间变化的时序图。图19的上部的曲线的纵轴表示转速，横轴表示时间。

图19的中部的曲线表示向各卡合元件(离合器C1、制动器B1以及离合器CS)供给的液压的时间变化的时序图。图19的中部的曲线的纵轴表示液压，横轴表示时间。

图19的下部的曲线表示各动力源(发动机10、第一MG20以及第二MG30)的输出转矩的时间变化的时序图。图19的下部的曲线的纵轴表示转矩，横轴表示时间。

当在时间t1处存在有从串联并联Lo模式向并联Hi模式进行切换的切换要求时，在时间t2处开始实施从串联并联Lo模式向串联模式的切换。此时，由于MG1转矩(负转矩)向负方向增加，从而发动机10的转速会降低。由于通过发动机10的转速的降低而惯性转矩会向驱动轮90侧释放，因此MG2转 矩会减小。通过使发动机10的转速降低，从而使变速比以接近Lo旋转同步变速比的方式进行变化。

在时间t3处，由于在变速比与Lo旋转同步变速比同步的时间点MG1转矩的大小向正方向被减少，从而维持了同步状态。此时，使供给至离合器C1的液压下降以使离合器C1成为释放状态，并且使供给至离合器CS的液压增加以使离合器CS成为卡合状态。

在时间t4处，由于离合器CS的液压增加至上限值，从而完成了向串联模式的切换。当向串联模式的切换完成时，开始实施向并联Hi模式的切换。当开始实施向并联Hi模式的切换时，通过使MG20的负转矩向负方向增加从而使发动机10的转速进一步降低。因此，变速比以接近Hi旋转同步变速比的方式进行变化。此时，由于发动机10的输出轴从驱动轮90被断开，因此惯性转矩不会被释放。

在时间t5处，由于在变速比与Hi旋转时变速比同步的时间点第一MG20的负转矩向正方向被减少，从而维持了同步状态。此时，使供给至制动器B1的液压增加以使制动器B1成为卡合状态。然后，在时间t6处完成向并联Hi模式的切换。

以如上方式，根据本实施方式所涉及的混合动力车辆，在要求实施串联并联Lo模式与并联Hi模式之间的切换的情况下以及要求实施串联并联Hi模式与并联Lo模式之间的切换的情况下(即，要求实施行驶模式的切换以及变速部40的变速级的切换的情况下)，选择性地执行第一切换控制与第二切换控制，其中，所述第一切换控制为经由串联模式而对行驶模式以及变速级进行切换的控制，所述第二切换控制为，在不经由串联模式的条件下，于实施了行驶模式的切换以及变速部40的变速级的切换中的一方的切换后，实施另一方的切换的控制。因此，由于与同时对行驶模式与变速部40的变速级进行切换的情况相比，抑制了同时进行控制的控制元件的增加，因此能够实现变速控制的简化。并且，能够根据车辆的状态而适当地选择经由串联模式的第一切换控制与不经由串联模式的第二切换控制之中的某一方的切换控制。

<改变例>

上述的实施方式例如能够以如下的方式来进行改变。

(1)在本实施方式中，主要对实施串联并联Lo模式与并联Hi模式之间的切换的情况进行了说明。

然而，由于实施串联并联Hi模式与并联Lo模式之间的切换的情况也同样地通过选择性地执行第一切换控制与第二切换控制，从而抑制了同时被进行控制的控制元件的增加，因此能够实现变速控制的简化。另外，由于串联并联Hi模式与并联Lo模式之间的控制模式的切换，同串联并联Lo模式与并联Hi模式之间的控制模式的切换相比，除了使离合器C1与制动器B1的卡合的组合与所进行同步的变速比不同以外均为相同，因此不重复进行其详细说明。

(2)在本实施方式中，对如下的情况进行了说明，即，根据切换前的动力传递装置的变速比的实际值(或者切换后的动力传递装置的变速比的目标值)是否被包括在Lo旋转同步变速比与Hi同步转速比之间，来确定是通过第一切换控制来对控制模式进行切换还是通过第二切换控制来对控制模式进行切换。然而，确定通过第一切换控制来对控制模式进行切换还是通过第二切换控制来对控制模式进行切换的条件并不限定于上述的条件。

(2-1)例如，控制装置100也可以在车辆负载高于根据热损失而被设定的阈值的情况下，通过第一切换控制来对控制模式进行切换。第一切换控制下的控制模式的切换与第二切换控制下的控制模式的切换相比，由于受到伴随于由MG1转矩所实现的同步控制等的影响而电流所流经的路径较多，从而电热损失会变得较大。另一方面，第二切换控制下的控制模式的切换中，会产生由于使卡合元件滑动而引起的机械性的热损失。该机械性的热损失具有车辆负载越高则变得越大的倾向。因此，能够通过将与车辆负载比较的阈值的大小设定为使机械性的热损失大于电热损失的值，从而对控制模式的切换时的热损失的增加进行抑制。

图20为表示用于根据车辆负载是否高于基于热损失而被设定的阈值来确定是通过第一切换控制来对控制模式进行切换还是通过第二切换控制来对控制模式进行切换的映射图的一个示例的图。图20的纵轴表示车辆负载，横轴表示车速。在图20中，设定有相对于车速而线性地变化的阈值。另外，图20中所示的阈值为一个示例，其并不限定于线性，例如也可以为非线性。如图20所示，阈值被设定为，车速越高则其值越小。

控制装置100也可以参照图20所示的映射图来对与车速对应的阈值进行计算，并在车辆负载超过了阈值的情况下通过第一切换控制来对控制模式进 行切换，在车辆负载低于阈值的情况下通过第二切换控制来对控制模式进行切换。

(2-2)或者，控制装置100也可以在选择了用户要求驱动力的较高响应性的情况下所选择的运动模式等的模式的情况下，通过第二切换控制来对控制模式进行切换。由于在第一切换控制下的控制模式的切换中，需要依次实施变速比的同步与对卡合元件的卡合状态进行变更，因此有时从切换开始至结束为止的时间与第二切换控制下的控制模式的切换相比而较长。因此，在由用户来对运动模式等的模式进行选择的情况下，通过利用第二切换控制来对控制模式进行切换，能够更快速地实施控制模式的切换。因此，能够对驱动力的响应性的恶化进行抑制。

(2-3)或者，控制装置100也可以在选择了用户要求比较安静的车辆的行驶时所选择的舒适模式等的模式的情况下，通过第一切换控制来对控制模式进行切换。由于第二切换控制下的控制模式的切换与第一切换控制下的控制模式的切换相比，为使液压控制的卡合元件滑动而对控制模式进行切换，因此有时在车辆中会产生振动等。因此，在选择了舒适模式等的模式的情况下，能够通过利用第一切换控制而对控制模式进行切换来对振动等的产生进行抑制。

(2-4)或者，控制装置100也可以在油温低于阈值的情况下，通过第一切换控制来对控制模式进行切换。在作为卡合元件而使用了液压式多板离合器的情况下，有时在低温环境下控制性能会恶化。因此，在使卡合元件滑动的情况下，有时在车辆中会产生振动等。在油温为低于阈值，并使控制性能发生恶化的温度区域的情况下，能够通过利用第一切换控制而对控制模式进行切换来对振动等的产生进行抑制。

(2-5)或者，控制装置100也可以在车辆负载高于根据第一MG20的额定输出而被设定的阈值的情况下，通过第二切换控制来对控制模式进行切换。第一切换控制下的控制模式的切换与第二切换控制下的控制模式的切换相比，有时第一MG20的输入输出功率较大。因此，在车辆负载为超过了第一MG20的额定输出的值的情况下，能够通过利用第二切换控制而对控制模式进行切换来对第一MG20超过额定输出而工作的情况进行抑制。

图21为表示，用于根据车辆负载是否高于根据第一MG20的额定输出而被设定的阈值来确定是通过第一切换控制来对控制模式进行切换还是通过第 二切换控制来对控制模式进行切换的映射图的一个示例的图。图21的纵轴表示车辆负载，横轴表示车速。在图21中设定有相对于车速而线性地变化的阈值。另外，图21中所示的阈值为一个示例，其并不限定为线性，例如也可以为非线性。如图21所示，阈值被设定为，车速越高则其值越小。

控制装置100也可以参照图21所示的映射图来对与车速对应的阈值进行计算，并在车辆负载超过了阈值的情况下通过第二切换控制来对控制模式进行切换，在车辆负载低于阈值的情况下通过第一切换控制来对控制模式进行切换。

(2-6)或者，控制装置100在第一MG20的温度或者使第一MG20驱动的逆变器的温度高于阈值的情况下，通过第二切换控制来对控制模式进行切换。或者，控制装置100也可以在离合器C1、制动器B1以及离合器CS之中的至少任意一个的温度高于阈值的情况下，通过第一切换控制来对控制模式进行切换。以此方式，能够抑制用于控制模式的切换的设备成为高温。

此外，能够对上述的实施方式以及其改变例适当地进行组合。

在本次所公开的实施方式中，应考虑为所有的要点均为示例，并且不进行任何限定。本发明的范围并非通过上述的说明而是通过专利权利要求书来表示，其意图包括与专利权利要求书等同的内容以及范围内的全部的变更。

符号说明

1：车辆；2：驱动装置；10：发动机；21：输入轴；22、31：旋转轴；32：减速齿轮；40：变速部；50：差动部；51：副轴驱动齿轮；60：蓄电池；70：副轴；71：从动齿轮；72：驱动齿轮；80：差速器；81：差速器内啮合齿轮；82：驱动轴；90：驱动轮；100：控制装置；150：HVECU；160：MGECU；170：发动机ECU；500：液压回路；B1：制动器；C、S：控制信号；C1、CS：离合器；CA1、CA2：行星齿轮架；P1、P2：小齿轮；R1、R2：内啮合齿轮；S1、S2：太阳齿轮。