车辆的动力传递系统的控制系统的制作方法

本发明涉及一种车辆的动力传递系统的控制系统，所述车辆的动力传递系统包括用于使车辆行驶的电动机，所述电动机联接至机械式变速机构的输入旋转构件，使得动力可以在电动机和变速机构之间被传递。

背景技术：

在本技术领域中，如下的车辆的动力传递系统的控制系统是公知的：该车辆的动力传递系统包括用于使车辆行驶的电动机以及提供在电动机和驱动轮之间的动力传递路径的一部分的机械式变速机构。例如，日本专利申请公开第2008-207690号(jp2008-207690a)中所描述的车辆用驱动单元的控制系统就是已知系统的一个例子。关于动力传递系统的控制系统，人们已经提出了各种各样的建议以减少在机械式变速机构变速时输出转矩的变化或波动从而减少变速冲击。如jp2008-207690a中所公开的，当在车辆的惯性滑行期间在用车辆行驶用电动机再生时机械式变速机构被降档时，在降档过程中的惯性相期间电动机的再生转矩减少，从而变速冲击减少。另外，已知在机械式变速机构的变速过程中转矩相期间，对用于使车辆行驶的电动机进行转矩控制(即，借助于用于使车辆行驶的电动机来进行转矩相补偿控制)，从而抑制或减少转矩相期间产生的输出转矩的变化，并因此减少变速冲击。

技术实现要素：

一般地，在上文所述的车辆的动力传递系统的控制系统中，在车辆的惯性滑行期间施加给用于使车辆行驶的电动机的再生转矩，在存在由驾驶员进行的制动操作时(“制动-开启”)比不存在制动操作时(“制动-关闭”)时更大，或者，在“制动-开启”时随着制动操作量越大，再生转矩增加。因此，惯性滑行期间机械式变速机构的降档和由制动操作引起的再生转矩的增加可能会同时发生。这种情况下，再生转矩增加了，并且在机械式变速机构的降档的惯性相期间减少用于使车辆行驶的电动机的再生转矩变得困难，这可能导致变速冲击恶化。如果在机械式变速机构的降档期间进行用于减少变速冲击的控制，本应当基于驾驶员的制动操作而增加的再生转矩减少，并且再生转矩变得难以控制。其结果是，可能无法适当地减少变速冲击。

本发明提供一种车辆的动力传递系统的控制系统，当在惯性滑行期间机械式变速机构的降档和由制动操作引起的再生转矩的增加同时发生时，所述控制系统能够抑制变速冲击的恶化。

根据本发明的一个方案提供了一种车辆的动力传递系统的控制系统。所述动力传递系统包括用于使车辆行驶的电动机和机械式变速机构。所述机械式变速机构提供在用于使车辆行驶的电动机和驱动轮之间的动力传递路径的一部分。所述控制系统包括电子控制单元。所述电子控制单元配置为：(i)在车辆的惯性滑行期间进行用于使车辆行驶的电动机的再生控制，使得用于使车辆行驶的电动机的再生转矩提供根据制动操作所产生的再生转矩；(ii)根据预定关系进行机械式变速机构的变速控制；(iii)判定再生转矩的变化率是否在预定范围内；并且(iv)当惯性滑行期间由电子控制单元判定机械式变速机构的降档时，在电子控制单元判定再生转矩的变化率在预定范围内的条件下执行降档。

利用根据本发明的上述方案的车辆的动力传递系统的控制系统，当在惯性滑行期间判定机械式变速机构的降档时，在再生转矩的变化率在预定范围内的条件下实行降档。因此，降档在再生转矩的变化小的稳定状态下被实行。如此，当惯性滑行期间的机械式变速机构的降档和由制动操作引起的再生转矩地增加同时发生时，变速冲击可能的恶化仍然能够被抑制。

在根据本发明的上述方案的车辆的动力传递系统的控制系统中，电子控制单元可以配置为：当电子控制单元判定再生转矩的变化率不在预定范围内时并且当惯性滑行期间由电子控制单元判定机械式变速机构的降档时，在电子控制单元判定再生转矩的变化率在预定范围内之前不执行降档。

利用如上文描述的车辆的动力传递系统的控制系统，当惯性滑行期间判定机械式变速机构的降档时，如果再生转矩的变化率没在预定范围内，在再生转矩的变化率落在预定范围内之前不实行降档。因此，在再生转矩的变化大的状态下不实行降档，所以抑制了变速冲击的恶化。

在根据本发明的上述方案的车辆的动力传递系统的控制系统中，根据制动操作所产生的再生转矩可以是随着制动操作量越大而增加的要求再生转矩，并且再生转矩的变化率可以是要求再生转矩的变化率。

在上文描述的车辆的动力传递系统的控制系统中，根据制动操作所产生的再生转矩是随着制动操作量越大而增加的要求再生转矩，并且再生转矩的变化率是要求再生转矩的变化率。因此，当要求再生转矩正增加使得要求再生转矩的变化率不在预定范围内时，不实行机械式变速机构的降档。因此，既然当要求再生转矩正增加时不需要执行用于减少变速冲击的控制，则可以容易地得到满足或符合要求再生转矩的实际再生转矩。结果是，再生能量不太可能或不可能被减小。

在上文描述的车辆的动力传递系统的控制系统中，所述机械式变速机构可以是自动变速器，所述自动变速器构造为通过至少一个接合装置的接合和释放变速为多个档位中所选择的档位。

在上文描述的车辆的动力传递系统的控制系统中，所述机械式变速机构是自动变速器，所述自动变速器通过接合装置的接合和释放变速为多个档位中所选择的档位。因此，在再生转矩的变化小的稳定的状态下实行自动变速器的降档。

在上文描述的车辆的动力传递系统的控制系统中，可以为自动变速器的每个档位预先确定预定范围。

在上文描述的车辆的动力传递系统的控制系统中，为自动变速器的每个档位预先确定预定范围。因此，当变速冲击的发生程度根据自动变速器的档位而不同时，根据发生程度来实行自动变速器的降档。即，如果即使变速冲击不大可能发生也不实行降档，则降档的完成可能会推迟。如果即使变速冲击很可能发生也执行换挡，则冲击也可能会恶化。使用上文描述的控制系统，完成降档的推迟或冲击的恶化都不太可能或不可能发生。

在根据本发明的上述方案的车辆的动力传递系统的控制系统中，所述动力传递系统可以进一步包括电子式变速机构。所述电子式变速机构包括差动机构和用于差动操作的电动机。所述差动机构可以联接至发动机使得动力在差动机构和发动机之间被传递。所述用于差动操作的电动机可以联接至差动机构使得动力在用于差动操作的电动机和差动机构之间被传递。所述电子控制单元可以配置为控制用于差动操作的电动机的操作状态从而控制差动机构的差动状态。所述用于使车辆行驶的电动机可以联接至电子式变速机构的输出旋转构件使得动力在用于使车辆行驶的电动机和输出旋转构件之间被传递。所述机械式变速机构的输入旋转构件可以联接至电子式变速机构的输出旋转构件。

利用上文描述的车辆的动力传递系统的控制系统，其中所述电子式变速机构和机械式变速机构被串联地安置，当惯性滑行期间机械式变速机构的降档和由制动操作引起的再生转矩的增加同时发生时，变速冲击的恶化能够被抑制。

附图说明

下文将参照附图对本发明示例性实施例的特征、优点、和技术及工业意义进行描述，其中相似的标号表示相似的元件，且其中：

图1是示意地示出了应用了本发明的车辆中所包括的动力传递系统的结构的视图，且还是用于说明用于车辆中各种控制的控制功能和控制系统的主要部分的视图；

图2是示出自动变速器的一个例子的概要图；

图3是说明图2中所示的自动变速器的变速工作和变速工作中使用的接合装置的工作状态的组合之间关系的工作图表；

图4是示出了电子式无级变速器和自动变速器中各自的旋转元件的转速之间的相对关系的一个例子的共线图；

图5是示出了自动变速器的变速控制中使用的换挡特性图的一个例子的视图；

图6是示出电子控制单元的控制工作，即，当惯性滑行期间自动变速器的降档和再生转矩的增加同时发生时用于抑制变速冲击的恶化的控制工作的主要部分的流程图；

图7是当进行图6的流程图中所示的控制工作时的时间表的一个例子；以及

图8是示意地示出了应用了本发明的车辆中所包括的动力传递系统的结构的视图，且还是用于说明不同于图1的另一个动力传递系统的视图。

具体实施例

下面，将参照附图对本发明的一个实施例进行详细描述。

图1示意性地示出了应用了本发明的车辆10中所设置的动力传递系统的结构，并且还用于说明用于车辆10中进行的各种控制的控制系统的主要部分。图1中，车辆10是混合动力车辆，其包括发动机14、第一电动机mg1以及第二电动机mg2。动力传递系统12包括动力分配机构16，以及布置在动力分配机构16和驱动轮18之间的自动变速器(at)20。动力分配机构16具有多个旋转元件(旋转构件)，所述多个旋转元件分别联接至发动机14、第一电动机mg1和第二电动机mg2，使得动力能够在发动机14、第一电动机mg1和第二电动机mg2与相应的旋转元件之间被传递。动力传递系统12中，从发动机14或第二电动机mg2产生的动力(当彼此不作特别区分时，动力与转矩或力同义)被传递至自动变速器20，然后经由差动齿轮装置22等从自动变速器20被传递至驱动轮18。

发动机14是车辆10的主动力源，且是已知的内燃机，诸如汽油发动机或柴油发动机。发动机14的操作状态，诸如节气门开度θth或进气量、燃料供给量，以及点火正时由将在下文中描述的电子控制单元50来控制，从而控制发动机转矩te。

第一电动机mg1和第二电动机mg2是具有作为发动机的功能和作为发电机的功能的电动发电机，并且被选择性地作为发动机或发电机来操作。第一电动机mg1和第二电动机mg2中的每一个均经由包括在动力传递系统12中的逆变器24连接至包括在动力传递系统12中的电池26。利用将在后面描述的电子控制单元50控制的逆变器24，作为第一电动机mg1和第二电动机mg2中每一个的输出转矩(或再生转矩)的mg1转矩tg和mg2转矩tm被控制。电池26是蓄电装置，其供给电力至第一电动机mg1和第二电动机mg2中的每一个，并且接收来自第一电动机mg1和第二电动机mg2中的每一个的电力。

动力分配机构16采用已知的单一小齿轮型行星齿轮组的形式，其具有三个旋转元件，即，太阳轮s0；与太阳轮s0同轴布置的内齿圈r0；和行星齿轮架ca0，其支持与太阳轮s0和内齿圈r0啮合的小齿轮p0，使得小齿轮p0能够绕自身旋转并且绕齿轮组的轴线旋转。动力分配机构16起进行差动操作的差动机构的作用。动力传递系统12中，发动机14经由减振器28联接至行星齿轮架ca0，使得动力能够在发动机14和行星齿轮架ca0之间被传递，并且第一电动机mg1联接至太阳轮s0，使得动力能够在第一电动机mg1和太阳轮s0之间被传递，而第二电动机mg2联接至内齿圈r0，使得动力能够在第二电动机mg2和内齿圈r0之间被传递。动力分配机构16中，行星齿轮架ca0起输入元件的作用，且太阳轮s0起反作用力元件的作用，而内齿圈ro起输出元件的作用。

动力分配机构16具有三个旋转元件，即，发动机14操作地联接至其的行星齿轮架ca0；作为用于差动操作的电动机的第一电动机mg1操作地联接至其的太阳轮s0；以及作为用于使车辆行驶的电动机的第二电动机mg2操作地联接至其的内齿圈r0。即，动力传递系统12具有操作地联接至发动机14的动力分配机构16，和操作地联接至动力分配机构16的第一电动机mg1。在动力传递系统12中，作为电子式变速机构(电子式差动机构)的电子式无级变速器30被构造，其中，控制第一电动机mg1的操作状态使得动力分配机构16的差动状态被控制。电子式无级变速器30可操作来改变变速比γ0(＝发动机转速ne/mg2转速nm)。

自动变速器20是机械式变速机构，其提供作为电子式无级变速器30的输出旋转构件的传递构件32和驱动轮18之间的动力传递路径的一部分。传递构件32与内齿圈r0一体地联接，并且还与作为自动变速器20的输入旋转构件的变速器输入轴(at输入轴)34一体地联接。第二电动机mg2联接至传递构件32使得动力能够在第二电动机mg2和传递构件32之间被传递。因此，自动变速器20是机械式变速机构，其提供第二电动机mg2和驱动轮18之间的动力传递路径的一部分。

例如，自动变速器20是已知的具有两个或更多的行星齿轮组以及两个或更多的接合装置的行星齿轮型自动变速器。自动变速器20通过两个或多个接合装置中所选择的一个的接合和释放(即，通过切换接合装置的接合状态和释放状态)进行所谓的离合器至离合器变速。即，自动变速器20是机械式变速机构，其通过接合装置的接合和释放来改变变速比，从而形成具有不同变速比(齿数比)γat(＝at输入转速ni/at输出转速no)的两个或多个档位中所选择的档位。

上文所述的两个或多个接合装置是液压摩擦装置，其在接收来自发动机14和第二电动机mg2的动力的变速器输入轴34与作为自动变速器20的输出旋转构件将动力传递至驱动轮18的变速器输出轴(at输出轴)36之间传递旋转和转矩。自动变速器20中所包括的液压控制回路38中，通过借助于电磁阀等调节接合液压压力(离合器压力)改变每个接合装置的转矩容量(离合器转矩)，使得接合装置的接合和释放被控制。本实施例中，为了方便起见，两个或更多的接合装置将被称为“离合器c”，但是所述离合器c还包括已知的制动器等，也包括离合器。

图2是示出自动变速器20的一个例子的概要图。自动变速器20相对于变速器输入轴34的轴线c一般对称地构造，自动变速器20在轴线c以下的下半部没有在图2中示出。图2中，自动变速器20包括具有旋转元件(太阳轮s1、s2，行星齿轮架ca1、ca2，以及内齿圈r1、r2)的第一行星齿轮组40和第二行星齿轮组42。第一行星齿轮组40和第二行星齿轮组42的各个旋转元件中的每一个直接地或经由离合器c(离合器c1、c2、c3或制动器b1、b2)或单向离合器f1间接地(或选择性地)，联接至另一个旋转元件，或联接至变速器输入轴34、作为非旋转构件的壳体44、或变速器输出轴36。自动变速器20通过每个离合器c的接合/释放控制被置于如图3的接合工作图表中所示的四个前进档位、倒档档位以及空档状态中所选择的一个。图3中，“第1”至“第4”表示作为前进档位的第一速档位至第四速档位，且“rev”表示倒档档位，而“n”表示空档状态。图3的接合工作图表示出了上文所示的每个档位和离合器c的各个工作状态之间的关系。图3中，“○”表示接合状态，且“△”表示当施加了发动机制动时的接合状态，而空白表示释放状态。因为单向离合器f1与建立第一速档位“第1”的制动器b2并联设置，所以当车辆起动(加速)时不需要接合制动器b2。

依据离合器c的接合状态和释放状态的组合，自动变速器20中的动力传递路径在动力能够通过动力传递路径被传递的动力可传递状态和动力传递被阻挡或中断的动力传递阻断状态之间进行切换。即，自动变速器20中，当档位即第一速档位至第四速档位和倒档档位中的任意档位被建立时，动力传递路径被置于动力可传递状态下；而当没有档位被建立时(即，当空档状态建立时)，动力传递路径被置于动力传递阻断状态下。

动力传递系统12中，起有级变速器作用的自动变速器20串联联接至起无级变速器作用的电子式无级变速器30的下游端，并且电子式无级变速器30和自动变速器20作为整体构成无级变速器。

图4是示出了电子式无级变速器30和自动变速器20中各个旋转元件的转速的相对关系的共线图。图4中，对应构成电子式无级变速器30的动力分配机构16的三个旋转元件的三条竖直线y1、y2、y3分别表示对应第二旋转元件re2的太阳轮s0的转速、对应第一旋转元件re1的行星齿轮架ca0的转速和对应第三旋转元件re3的内齿圈r0的转速(即，变速器输入轴34的转速)。另外，自动变速器20的四条竖直线y4、y5、y6、y7分别表示对应第四旋转元件re4的太阳轮s2的转速、对应第五旋转元件re5的相互联接的内齿圈r1和行星齿轮架ca2的转速(即，变速器输出轴36的转速)、对应第六旋转元件re6的相互联接的行星齿轮架ca1和内齿圈r2的转速和对应第七旋转元件re7的太阳轮s1的转速。竖直线y1、y2、y3中相邻之间的间隔根据动力分配机构16的齿数比ρ0来确定。另外，竖直线y4、y5、y6、y7中相邻之间的间隔根据第一行星齿轮组40的齿数比ρ1和第二行星齿轮组42的齿数比ρ2来确定。关于共线图中竖直轴线之间间隔的关系，在太阳轮和行星齿轮架之间的间隔被视为对应“1”的间隔的情况下，行星齿轮架和内齿圈之间的间隔被视为对应行星齿轮组的齿数比ρ(＝太阳轮的齿数zs/内齿圈的齿数zr)的间隔。

参照图4的共线图，电子式无级变速器30的动力分配机构16中，第一旋转元件re1联接至发动机14，并且第二旋转元件re2联接至第一电动机mg1，而第三旋转元件r3联接至传递构件32和第二电动机mg2，使得发动机14的旋转经由传递构件32被传递至自动变速器20。电子式无级变速器30中，太阳轮s0的转速和内齿圈r0的转速之间的关系由横穿竖直线y2的直线l0示出。

另外，自动变速器20中，第四旋转元件re4经由离合器c1选择性地联接至传递构件32，且第五旋转元件re5联接至变速器输出轴36，而第六旋转元件re6经由离合器c2选择性地联接至传递构件32，且还经由制动器b2选择性地联接至壳体44，以及第七旋转元件re7经由离合器c3选择性地联接至传递构件32，且还经由制动器b1选择性地联接至壳体44。自动变速器20中，在离合器c的接合/释放控制下，通过横穿竖直线y5时的各直线l1、l2、l3、l4、lr来表示变速器输出轴36在“第1”、“第2”、“第3”、“第4”和“rev”档位下各自的转速。

图4示出了在至少使用发动机14作为驱动源可以使车辆行驶的混合动力行驶模式下各个旋转元件的相对转速。在混合动力行驶模式下，在动力分配机构16中，抵抗由行星齿轮架ca0接收的发动机转矩te，如果由第一电动机mg1产生的作为负转矩的反作用力转矩被作为正旋转施加至太阳轮s0，提供正转矩的发动机直达转矩td(＝te/(1+ρ)＝－(1/ρ)×tg)呈现作为内齿圈r0上的正旋转。然后，根据要求驱动力，发动机直达转矩td和mg2转矩tm的总转矩或组合转矩作为车辆前进方向上的驱动力经由自动变速器20被传递至驱动轮18。此时，第一电动机mg1起当其正旋转时产生负转矩的发电机的作用。由第一电动机mg1产生的电力wg充入电池26中，或被第二电动机mg2消耗。第二电动机mg2使用所产生的电力wg的全部或一部分，或除所产生的电力wg以外还使用来自电池26的电力来传递mg2转矩tm。在混合动力行驶模式中，如果通过控制第一电动机mg1的转速使太阳轮s0的转速相对于由驱动轮18的旋转所限制的内齿圈r0的转速增加或减小，则行星齿轮架ca0的转速或发动机转速ne增加或减小。因此，当车辆正在使用来自发动机的动力行驶时，可以在高效率运转点处操作发动机14。

尽管附图未示出，在用于发动机14停止而车辆使用第二电动机mg2作为驱动源行驶的电动机行驶模式的共线图中，行星齿轮架ca0没有旋转(即，以零的速度旋转)，且提供正转矩的mg2转矩tm作为正旋转被施加至内齿圈r0。此时，联接至太阳轮s0的第一电动机mg1置于无负荷状态下并且在负方向上空转。即，在电动机行驶模式下，发动机14不被驱动，且发动机转速ne等于零，而mg2转矩tm(此处，正旋转的动力行驶转矩)作为车辆前进方向上的驱动力经由自动变速器20被传递至驱动轮18。

返回参照图1，车辆10包括作为施加车轮制动转矩(制动转矩)至车轮(驱动轮18和从动轮(未示出))的制动系统的车轮制动系统46。车轮制动系统46根据驾驶员进行的制动操作(例如制动踏板操作)，将制动液压(制动压力)供给至设置在车轮制动器中的轮缸。在车轮制动系统46的平常操作中，由制动主缸产生的、具有对应于制动踏板力(制动踏板上的力)的大小的制动流体压力(主缸压力)pmc作为制动压力被直接供给至轮缸。同时，例如制动力协调控制、abs控制、牵引控制、vsc控制和坡道保持控制可以根据需要进行。当这些控制中的任意控制被实行时，除对应于制动踏板力的制动压力外，各个控制所需的制动压力被供给至轮缸，以便产生将由减速(惯性滑行)期间的再生转矩置换的车轮制动转矩，在低μ路上制动、起动或转向车辆，或者在坡路上保持车辆停止。

车辆10具有电子控制单元50，所述电子控制单元50包括例如动力传递系统12的控制系统。图1示出了电子控制单元50的输入/输出系统，且还是用于说明由电子控制单元50进行的控制功能的主要部分的功能框图。所述电子控制单元50包括具有cpu、ram、rom、输入/输出接口等的所谓的微型计算机，且在利用ram的临时存储功能的同时通过根据预先存储在rom中的程序进行信号处理来进行车辆10的多种控制。例如，电子控制单元50进行发动机14的输出控制、第一电动机mg1和第二电动机mg2中每一个的包括再生控制在内的输出控制、自动变速器20的变速控制等，并配置为根据需要划分为用于发动机控制、电动机控制、液压控制(变速控制)等的子单元。

将基于由车辆10中所包括的各种传感器检测到的检测信号的各种实际值供给至电子控制单元50。所述传感器包括，例如，发动机转速传感器60、诸如分解器的电动机转速传感器62、64、车速传感器66、加速踏板位置传感器68、节气门开度传感器70、制动开关72和主缸压力传感器74。上文所述的实际值包括，例如，作为发动机14的转速的发动机转速ne、作为第一电动机mg1的转速的mg1转速ng、对应于作为变速器输入轴34的转速的at输入转速ni的作为第二电动机mg2的转速的mg2转速nm、对应于车速v的作为变速器输出轴36的转速的at输出转速no、表示驾驶员要求的加速量的作为加速踏板操作量的加速踏板行程θacc、作为电子节气门的开度的节气门开度θth、作为指示驾驶员操作制动踏板从而激活车轮制动器的状态(制动器被操作的状态)的信号的制动开启bon以及由制动主缸产生的主缸压力pmc。另外，电子控制单元50产生：用于发动机14的输出控制的发动机输出控制命令信号se、用于操作控制第一电动机mg1和第二电动机mg2的逆变器24的电动机控制命令信号smg、用于控制与自动变速器20的变速有关的(一个或多个)离合器c的液压控制命令信号sp、用于操作车轮制动系统46的制动器控制命令信号sb等等。液压控制命令信号sp是，例如，用于驱动调节供给至每个离合器c的液压致动器的每个离合器压力的每个电磁阀的命令信号(液压命令值)。液压控制命令信号sp产生至液压控制回路38。

电子控制单元50包括混合动力控制工具或混合动力控制器52，以及变速控制工具或变速控制器54。

混合动力控制器52具有起用于控制发动机14的运转的发动机工作控制工具或发动机工作控制器55的作用，以及起用于经由逆变器24控制第一电动机mg1和第二电动机mg2的运转的电动机工作控制工具或电动机工作控制器56的作用。混合动力控制器52使用这些控制功能对发动机14、第一电动机mg1以及第二电动机mg2进行混合动力驱动控制等。更具体地，混合动力控制器52通过将加速踏板行程θacc和车速v应用于经验上或理论上预先获得并存储的预定关系(例如，驱动力图)来计算要求驱动力fdem。考虑到发动机最佳燃料效率点、传递损失、辅助设备负荷、自动变速器20的齿数比γat、电池26的可充电电力win/可放电电力wout等，混合动力控制器52输出用于控制发动机14、第一电动机mg1以及第二电动机mg2的命令信号(发动机输出控制命令信号se和电动机控制命令信号smg)，从而获得要求驱动力fdem。作为控制的结果，电子式无级变速器30的变速比γ0被控制。

电动机工作控制器56在加速踏板释放的车辆10的惯性滑行期间进行第二电动机mg2的再生控制使得能够得到根据制动操作所要求的再生转矩。在再生控制下，第二电动机mg2利用从驱动轮18施加的从动转矩来旋转/被驱动以作为发动机工作，并且将因此产生的电力经由逆变器24给电池26充电。

在车辆10的惯性滑行期间，混合动力控制器52设定目标减速度gtgt，并产生车辆10的制动转矩从而获得目标减速度gtgt。混合动力控制器52通过将主缸压力pmc应用于被预定为使得目标减速度gtgt随着对应于制动操作量的主缸压力pmc越大而变大的关系来计算目标减速度gtgt。当车辆10的制动转矩从再生转矩、发动机制动转矩、车轮制动转矩等获得时，考虑到能量效率，再生转矩是最优先的。混合动力控制器52根据预定关系计算出利用其获得目标减速度gtgt的要求再生转矩。因此，要求再生转矩随着制动操作量越大而增加。电动机工作控制器56通过第二电动机mg2进行再生，从而获得要求再生转矩。

在车辆10的惯性滑行期间为了通过再生达到目标减速度gtgt，混合动力控制器52通过切断燃料停止发动机14，并将第一电动机mg1置于无负荷状态以使其空转，从而使发动机转速ne保持等于零或基本等于零。利用这样的布置，不太可能或不可能由于发动机14的拖曳(旋转阻力)产生泵送损失，导致减速度的减少和再生量的增加。当由于对电池26充电的限制而限制通过第二电动机mg2的再生时，替代再生转矩的一部分或全部，从发动机制动转矩、车轮制动转矩等中获得制动转矩。

变速控制器54与通过混合动力控制器52进行的发动机14、第一电动机mg1、第二电动机mg2以及电子式无级变速器30的变速比γ0的控制协作，进行自动变速器20的变速控制，从而获得要求驱动力fdem。更具体地，变速控制器54根据预定关系(换挡特性图)判定自动变速器20是否应该升档或降档至某个档位。当变速控制器54判定自动变速器20应该升档或降档至某个档位时，它通过产生用于接合和/或释放与自动变速器20的变速有关的(一个或多个)离合器c的液压控制命令信号sp至液压控制回路38从而形成所判定的档位，来进行自动变速器20的变速控制。

图5示出了换挡特性图的一个例子。如图5中所示，换挡特性图当车辆10处于驱动状态时，例如在具有车速v(相当于at输出转速no等)和加速踏板行程θacc(相当于要求驱动力fdem、节气门开度θth等)作为变量的二维坐标系上，指示具有用于判定自动变速器20是否将被升档或降档的变速线的一定关系。另外，换挡特性图当车辆10处于被驱动状态下(即，当车辆10处于惯性滑行状态下)时，例如在具有车速v和再生转矩(相当于自动变速器20的输出转矩(下文中将称为“at输出转矩to”))作为变量的二维坐标系上，指示具有用于判定自动变速器20是否将被升档或降档的变速线的一定关系。换挡特性图中的变速线包括用于判定升档的升档线(由实线表示)，和用于判定降档的降档线(由双点划线表示)。每根变速线用于判定在表示一定加速踏板行程θacc或再生转矩的线上车速v是否已经横穿任意线，或者用于判定在表示一定车速v的线上加速踏板行程θacc或要求再生转矩是否已经横穿任意线，即，用于判定在任意变速线上参数是否横穿自动变速器20应该升档或降档的值(变速点)。因此，每根变速线被预先确定为连续的变速点的集合。图5中，实线a表示在车辆10的惯性滑行期间当没有进行制动操作并且制动踏板释放时产生的再生转矩，且实线b表示在车辆10的惯性滑行期间当进行制动操作并且制动踏板被压下时产生的最大再生转矩。

在进行离合器至离合器变速的自动变速器20中，变速期间的转矩相中at输出转矩to出现暂时减少(下降)，并且驾驶员可能感觉到at输出转矩to的下降作为变速时的冲击，并且可能感到奇怪或不适。另一方面，电动机工作控制器56使用mg2转矩tm进行用于产生转矩补偿的转矩相补偿控制，从而减少at输出转矩to的下降。当在车辆10的加速期间自动变速器20升档时，或当在车辆10的惯性滑行期间自动变速器20降档时，进行转矩相补偿控制。当惯性滑行期间的制动转矩以再生转矩的形式产生时，在自动变速器20变速期间的转矩相中，再生转矩被电动机工作控制器56暂时减少。为此，再生转矩是当第二电动机mg2作正旋转时所产生的负转矩；因此，再生转矩大的表述意味着再生转矩的绝对值大，而再生转矩减少的表述意味着再生转矩的绝对值减少并且再生转矩的值变得更接近于零。

如图5中箭头c所示，在车辆10的惯性滑行期间，当要求再生转矩根据制动操作增加时，可以判定自动变速器20应当降档。这种情况下，再生转矩增加，并且在自动变速器20的降档的惯性相期间减少第二电动机mg2的再生转矩变得困难，这可能会导致变速时冲击的恶化。另外，当自动变速器20的降档期间进行用于减少变速冲击的转矩相补偿控制时，本应基于驾驶员的制动操作增加的再生转矩被减少；因此，可能会难以进行转矩相补偿控制并且可能会无法适当地减少变速冲击。

当惯性滑行期间自动变速器20降档和根据制动操作再生转矩的增加同时发生时，如果自动变速器20在再生转矩处于稳定状态，即，再生转矩基本上恒定或再生转矩的变化小的条件下降档，可以认为变速冲击的恶化能够被抑制。基于这样的观点，当惯性滑行期间自动变速器20的降档和根据制动操作的再生转矩的增加同时发生时，电子控制单元50在再生转矩处于稳定状态下的同时进行自动变速器20的降档。

更具体地，电子控制单元50进一步包括再生变化率判定工具，或再生变化率判定单元58。

再生变化率判定单元58判定再生转矩的变化率是否在预定范围内。更具体地，当惯性滑行期间变速控制器54判定自动变速器20的降档时，再生变化率判定单元58根据制动操作计算出要求再生转矩的变化率(下文中将称为“再生变化率”)。例如，在重复执行的控制周期或例程(见将在后面描述的图6的流程图)中，再生变化率判定单元58基于当前要求再生转矩的信号值和上一个周期中获得的要求再生转矩的信号值之间的差来计算再生变化率。再生变化率判定单元58基于算出的再生变化率(其绝对值)是否小于预定值来判定再生变化率是否在预定范围内。上文所指的预定范围是再生变化率小得足以不造成变速时冲击恶化的再生变化率的预定范围。上文所指的预定值是阈值，基于该阈值判定再生变化率是否在预定范围内，并且该阈值被设定为预先判定为大到足以恶化变速冲击的再生变化率的下限。变速冲击的程度可以依据自动变速器20将要降档至的档位而变化。因此，可以为自动变速器20的每个档位(例如，为自动变速器降档至的每个档位)预先确定上文所指的预定范围和上文所指的预定值。

当变速控制器54判定在惯性滑行期间自动变速器20的降档(即，判定自动变速器20应当降档)时，在再生变化率判定单元58判定再生变化率在预定范围内的条件下,执行所判定的降档。更具体地，当变速控制器54判定惯性滑行期间自动变速器20的降档时，如果再生变化率判定单元58判定再生变化率不在预定范围内，则在再生变化率判定单元58判定再生变化率在预定范围内之前变速控制器54不执行所判定的降档。即，当变速控制器54判定惯性滑行期间自动变速器20的降档时，如果再生变化率判定单元58判定再生变化率不在预定范围内，变速控制器54延迟响应于用于执行所判定的降档的降档命令的液压控制命令信号sp的输出。当变速控制器54判定惯性滑行期间自动变速器20的降档时，如果再生变化率判定单元58判定再生变化率在预定范围内，变速控制器54响应于降档命令输出液压控制命令信号sp，或者响应于降档命令取消或停止的液压控制命令信号sp的输出的延迟。

图6是示出了电子控制单元50的控制工作，即，当惯性滑行期间自动变速器20的降档和由制动操作造成的再生转矩的增加同时发生时，用于抑制变速冲击恶化的控制工作的主要部分的流程图。例如图6的控制例程在惯性滑行期间被重复地执行。图7是当进行图6中示出的控制工作时的时间图的一个例子。

图6中，首先在对应于变速控制器54的功能的步骤s10中，判定是否应该进行惯性滑行期间的自动变速器20的降档。如果步骤s10中获得否定判定(否)，该例程结束。如果步骤s10中获得肯定判定(是)，在对应于再生变化率判定单元58的功能的步骤s20中，计算出再生变化率。然后，在对应于再生变化率判定单元58的功能的步骤s30中，判定以上步骤s20中计算出的再生变化率(其绝对值)是否小于预定值(阈值)(即，再生变化率是否在预定范围内)。如果步骤s30中获得否定判定(否)，在对应于变速控制器54的功能的步骤s40中，响应于用于执行步骤s10中所判定的降档的降档命令的液压控制命令信号sp的输出被延迟。然后，控制返回至步骤s20。另一方面，如果以上步骤s30中获得肯定判定(是)，在对应于变速控制器54的功能的步骤s50中，响应于用于执行以上步骤s10中所判定的降档的降档命令产生液压控制命令信号sp。替代地，在以上步骤s40中进行的响应于降档命令的液压控制命令信号sp的输出的延迟被取消或停止。

图7中，在时间t1，制动踏板被压下(即，车辆从“制动器关闭”状态切换至“制动器开启”状态)，或者在惯性滑行期间车辆处于“制动器开启”状态下的同时制动操作量增加(例如，制动踏板被压下增加的程度)。结果是，要求再生转矩从时间t1起增加，并且实际再生转矩也增加。伴随如此增加的再生转矩，判定自动变速器20的降档(见时间t2)。再生转矩的变化率(相当于“再生变化率”)大的同时，没有产生用于执行由此判定的降档的变速命令(从时间t2至t3)。在再生转矩的变化率(相当于“再生变化率”)减小，并且要求再生转矩稳定后，产生用于执行由此判定的降档的变速命令(见时间t3)。在自动变速器20的降档期间，为了减小变速冲击，进行转矩相补偿控制使得实际再生转矩减小为小于要求再生转矩，并且在惯性相期间还进行公知的用于减小实际再生转矩的控制(从时间t3至t4)。在降档完成后，实际再生转矩缓慢地增加从而获得要求再生转矩(从时间t4至时间t5)。图7中由虚线表示的比较例中，当要求再生转矩增加时，不使实际再生转矩从判定降档的时间起追随要求再生转矩，从而实际再生转矩的增加被限制。因此，紧接着判定降档后立即在实际再生转矩稳定的状态下执行降档，使得变速冲击的恶化被抑制。另外，还是在该比较例中，自动变速器20的降档期间，如在本实施例中，进行转矩补偿控制，并且进一步进行在惯性相期间用于减小实际再生转矩的控制。在该比较例中，变速冲击的恶化能够被抑制，但是实际再生转矩与要求再生转矩的偏差变大导致再生效率低下。更具体地，因为实际再生转矩的绝对值在一段延长的时间内小于要求再生转矩的绝对值，所以再生效率降低。在本实施例中，相对于比较例，变速冲击的恶化能够基本上被同等地抑制；另外，在再生变化率大的状态下，使实际再生转矩追随要求再生转矩，使得再生效率能够被提高。即，根据图5中所示的换挡特性图，制动操作(例如，压下制动踏板)后立即以高频判定降档，并且再生转矩很可能被认为保持增加。如果如比较例中那样进行用于限制再生转矩增加的控制，再生效率可能会变差，从而燃料效率可能会变差。为了实现燃料效率的提高和冲击的减小，必须如本实施例中那样延迟降档输出(即，降档的执行)。如在加速期间响应于加速踏板的释放判定升档时禁止升档输出(升档的执行)的情况下，本实施例关于用于处理在惯性滑行期间的降档和再生转矩的增加同时发生的情况的技术，且该技术不同于用于防止忙于或频繁换挡或变速，或通过保持低档位提高再加速时的驾驶性能的技术。

如上文所述，根据本实施例，当惯性滑行期间判定自动变速器20的降档时，在再生变化率在预定范围内的条件下实行降档；因此，在再生转矩的变化小的稳定状态下进行降档。因此，当惯性滑行期间自动变速器20的降档和由制动操作造成的再生转矩的增加同时发生时，变速冲击的恶化能够被抑制。

另外，根据本实施例，当在惯性滑行期间判定自动变速器20的降档时的再生变化率未在预定范围内时，在再生变化率落在预定范围内之前不实行降档；因此，在再生转矩的变化大的状态下不进行降档并且抑制了变速冲击的恶化。

另外，根据本实施例，根据制动操作所产生的再生转矩是要求再生转矩，并且再生变化率是要求再生转矩的变化率；因此，在要求再生转矩正增大使得再生变化率不在预定范围内的同时，不实行自动变速器20的降档。因此，在要求再生转矩的增大期间，不需要进行用于减小变速冲击的控制(例如，转矩相补偿控制)，因此容易获得满足或追随要求再生转矩的实际再生转矩。因此，再生能量的减小被抑制。

另外，根据本实施例，为自动变速器20的每个档位预先确定预定范围。因此，当变速冲击发生的程度依据自动变速器20的档位而不同时，根据发生程度来进行自动变速器20的降档。即，如果即使变速冲击不可能发生也不实行降档，则降档的完成可能被延迟。如果即使变速冲击可能发生还实行降档，则冲击仍可能会恶化。根据本实施例，这些情形都不太可能或不可能发生。

尽管参照附图对本发明的一个实施例进行了详细描述，但本发明仍可以采用其他形式来被应用。

上文描述的实施例中，动力传递系统12包括串联安置的电子式无级变速器30和自动变速器20。然而，本发明的动力传递系统不限于此种布置，例如，而可以是如图8中所示的车辆80中所包括的动力传递系统82。图8中，车辆80是包括发动机84和作为用于使车辆行驶的电动机的电动机mg的混合动力车辆。所述动力传递系统82包括在作为非旋转构件的壳体86中从发动机84侧看起按下列顺序安置的离合器k0、变矩器88、作为机械式变速机构的自动变速器90等。所述动力传递系统82还包括差动齿轮单元92、车桥94等。变矩器88的泵轮88a经由离合器k0联接至发动机84，并且还直接联接至电动机mg。变矩器88的涡轮88b直接联接至自动变速器90。所述动力传递系统82中，发动机84的动力和/或电动机mg的动力经由离合器k0(当发动机84的动力被传递时)、变矩器88、自动变速器90、差动齿轮单元92、车桥94等被传递至驱动轮96。自动变速器90是行星齿轮型自动变速器。总而言之，只要动力传递系统包括提供了用于使车辆行驶的电动机和驱动轮之间的动力传递路径的一部分的机械式变速机构，则本发明可以适用于任何类型的动力传递系统。虽然车辆80中变矩器88用作液力传动装置，但还可以使用另一类型的液力传动装置，例如不具有转矩放大功能的流体式联轴器。另外，不一定设置变矩器88，也可以用简单的离合器替代它。

上文描述的实施例中，以行星齿轮型自动变速器形式的自动变速器20通过示例的方式示出作为提供第二电动机mg2和驱动轮18之间的动力传递路径的一部分的机械式变速机构。然而，机械式变速机构不限于这种类型的变速器。例如，机械式变速机构可以是在两轴之间包括多对相互常啮合的变速齿轮的已知的同步啮合型平行双轴式变速器。更具体地，机械式变速机构可以这样的同步啮合型平行双轴式自动变速器作为一种类型的同步啮合型平行双轴式变速器，其中犬牙式离合器(即，啮合式离合器)的接合和释放都由致动器控制使得档位自动地改变；或者已知的dct(双离合变速器)作为一种类型的同步啮合型平行双轴式自动变速器，其在两个系统或线路上具有输入轴。机械式变速机构还可以是已知的无级变速器(cvt)。这些类型的变速器还可以用作自动变速器90。

上文描述的实施例中，作为再生转矩的增大期间实行自动变速器20的降档的情况的一个例子，已经通过示例示出了当车辆10的惯性滑行期间根据制动操作增大要求再生转矩时判定自动变速器20降档的例子(见图5中箭头c)。然而，本发明不限于此种安排。例如，可以是如下的情况：在响应于车速v的减小判定自动变速器20的降档基本同时或之后即刻，根据制动操作增加要求再生转矩。总而言之，只要车辆处于惯性滑行期间自动变速器20的降档和由制动操作造成的再生转矩的增加同时发生的行驶状态下，本发明均可以被应用。

上文描述的实施例中，根据制动操作所产生的再生转矩是随着制动操作量越大而增加的要求再生转矩，并且再生变化率是要求再生转矩的变化率。然而，本发明不限于该例子。例如，因为在实际执行所判定的自动变速器20的降档之前，使实际再生转矩追随要求再生转矩，实际再生转矩的变化率可以用作再生变化率。

虽然上文描述的实施例中动力分配机构16是单一行星齿轮组，但它也可以是双行星齿轮组。另外，动力分配机构可以是具有由发动机旋转/驱动的小齿轮和一对与小齿轮啮合的锥齿轮的差动齿轮装置。锥齿轮操作地联接至第一电动机mg1以及传递构件32(第二电动机mg2)。另外，动力分配机构16可以是如下的机构：其中两个或更多的行星齿轮组利用构成齿轮组的旋转元件的一部分相互联接，且发动机、电动机和驱动轮分别联接至行星齿轮组的相应的旋转元件使得动力能够在其间被传递。另外，动力分配机构16可以是作为具有至少两个档位的变速器工作的机构，使得通过对联接至行星齿轮组的旋转元件的(一个或多个)离合器或(一个或多个)制动器的控制而限制其的差动工作。

虽然制动踏板操作被示出为制动操作的一个例子，但本发明不限于该例子。例如，在能够设定目标减速度的减速控制装置中，制动操作可以是设定惯性滑行期间的减速度的操作。在具有多个通过驾驶员或操作者的操纵来切换变速位置的变速控制装置中，制动操作可以是通过其在惯性滑行期间以手动变速来改变自动变速器20的档位的变速杆操作。

可以理解的是以上描述的实施例仅仅是示例，且本发明可以基于本领域技术人员的知识利用各种变化或改进来具体实施。