WO2012053340A1 - ハイブリッド車両のエンジン始動制御装置 - Google Patents

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山村　吉典
芦沢　裕之
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    • Y10S903/902—Prime movers comprising electrical and internal combustion motors

Definitions

  • the present invention can be driven by power from an electric motor other than the engine, and is an electric travel (EV) mode that travels only by power from the electric motor, and a hybrid that travels by power from both the engine and the electric motor.
  • EV electric travel
  • hybrid a hybrid vehicle having a running (HEV) mode
  • the engine start control device for a hybrid vehicle is configured such that the mode switching from the EV mode to the HEV mode accompanying the engine start is performed in a manner that is not affected as much as possible by the compression reaction force at the time of engine start. It is about.
  • a hybrid vehicle for example, the one described in Patent Document 1 is known.
  • This hybrid vehicle is configured by interposing a first clutch capable of changing the transmission torque capacity between the engine and the electric motor, and interposing a second clutch capable of changing the transmission torque capacity between the electric motor and the drive wheel.
  • This hybrid vehicle is capable of selecting an electric travel (EV) mode using only power from the electric motor by stopping the engine, releasing the first clutch and engaging the second clutch.
  • the first clutch and the second clutch The hybrid running (HEV) mode by the power from the engine and the electric motor can be selected by fastening together.
  • EV electric travel
  • HEV hybrid running
  • Patent Document 1 proposes the following engine starting control technology for engine starting control to be performed by the progress of engagement of the first clutch when switching the mode from the EV mode to the HEV mode.
  • the torque capacity of the first clutch is the sum of the torque for increasing the engine rotation and the torque for the engine friction, and the engine is cranked by this.
  • the torque capacity of the first clutch is maximized and fully engaged.
  • the above-described hybrid vehicle engine start control causes the following problems.
  • the engine generates a compression reaction force in the compression stroke at the time of cranking, and the engine rotation increase torque necessary for increasing the engine rotation increases due to the influence of the compression reaction force.
  • the increase in engine rotation increase torque due to the influence of the compression reaction force is almost negligible because the rotational inertia is large when the engine speed is high.
  • the rotational inertia is small and ignored. It will not be possible.
  • the torque capacity of the first clutch is increased to cover the increase in the engine rotation increase torque in the low engine rotation range where the increase in the engine rotation increase torque due to the influence of the compression reaction force becomes large, the corresponding amount increases.
  • the electric motor torque that can be distributed to the drive wheel side via the two clutches is reduced, for example, the problem that the engine start when switching from EV to HEV mode in response to depression of the accelerator pedal causes a decrease in driving force and causes acceleration failure there were.
  • an object is to propose an engine start control device for a hybrid vehicle that embodies this idea.
  • the engine start control device for a hybrid vehicle has the following configuration.
  • An engine and an electric motor are provided as power sources, a first clutch capable of changing the transmission torque capacity is interposed between the engine and the electric motor, and a second clutch capable of changing the transmission torque capacity is interposed between the electric motor and the driving wheel.
  • the engine start control device of the present invention is provided with the following first engine start clutch engagement control means for such a hybrid vehicle.
  • This engine start first clutch engagement control means when the engine is started by the progress of engagement of the first clutch in switching the mode from the electric travel mode to the hybrid travel mode, The torque capacity of the first clutch is increased so that the engine speed is increased, and the torque capacity of the first clutch is decreased when the engine speed reaches a predetermined speed.
  • the torque capacity of the first clutch is increased so that the engine speed is increased when the engine is started by the progress of the engagement of the first clutch, and then the engine speed is the predetermined speed.
  • the number of revolutions can be quickly increased, and the influence of the compression reaction force of the engine can be increased to a high speed range that can be ignored.
  • the engine speed can be quickly increased to a high speed range that is not affected by the compression reaction force. It is possible to avoid the problem that the engine start time becomes longer due to the lack of cranking torque, or the engine start time varies and the acceleration feeling becomes unstable.
  • FIG. 1 is a schematic plan view illustrating a power train of a hybrid vehicle to which an engine start control device of the present invention can be applied.
  • FIG. 2 is a block diagram showing a control system for the power train shown in FIG.
  • FIG. 3 is a functional block diagram of an integrated controller in the control system shown in FIG. 4 is a flowchart showing a main routine of power train control including engine start control according to an embodiment of the present invention, which is executed by the integrated controller shown in FIG.
  • It is explanatory drawing which shows the state change regarding the target drive mode of a hybrid vehicle.
  • It is state change explanatory drawing which shows the example of a calculation concerning the transient driving mode of a hybrid vehicle. The procedure for calculating the target motor speed of the hybrid vehicle is shown.
  • FIG. 5 is a functional block diagram related to a calculation process of a target first clutch torque capacity when executing engine start control according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 is a functional block diagram similar to FIG. 8, showing a modification related to the calculation processing of the target first clutch torque capacity.
  • FIG. 6 is a flowchart showing a first clutch torque capacity increase determination process performed when engine start control according to an embodiment of the present invention is performed.
  • 10 is a flowchart showing a calculation process of a target engine speed that is executed when calculating the target first clutch torque capacity shown in FIG. It is an operation
  • FIG. 3 is a time chart showing only the main part of the operation time chart shown in FIG. 2.
  • FIG. 1 illustrates a power train of a hybrid vehicle to which the engine start control device of the present invention can be applied.
  • This hybrid vehicle uses a front engine / rear wheel drive vehicle (rear wheel drive vehicle) as a base vehicle and is a hybrid of the vehicle. 1 indicates an engine as a first power source, and 2 indicates a drive wheel. (Rear wheel).
  • the automatic transmission 3 is arranged in tandem at the rear of the engine 1 in the vehicle front-rear direction in the same manner as a normal rear wheel drive vehicle.
  • a motor / generator 5 is connected to a shaft 4 that transmits rotation from the engine 1 (crankshaft 1a) to an input shaft 3a of the automatic transmission 3.
  • the hybrid vehicle shown in FIG. 1 uses the motor / generator 5 as a second power source.
  • the motor / generator 5 functions as an electric motor (electric motor) or as a generator (generator), and is disposed between the engine 1 and the automatic transmission 3.
  • the first clutch 6 can be inserted between the motor / generator 5 and the engine 1, more specifically, between the shaft 4 and the engine crankshaft 1a, and the engine 1 and the motor / generator 5 can be disconnected by the first clutch 6.
  • the first clutch 6 is capable of changing the transmission torque capacity continuously or stepwise, for example, by controlling the clutch hydraulic oil flow rate and the clutch hydraulic pressure with a proportional solenoid continuously or stepwise, for example, Is constructed with a wet multi-plate clutch that can be changed.
  • a second clutch 7 is inserted between the motor / generator 5 and the driving wheel (rear wheel) 2, and the motor / generator 5 and the driving wheel (rear wheel) 2 are detachably coupled by the second clutch 7.
  • the second clutch 7 can change the transmission torque capacity continuously or stepwise.
  • the proportional hydraulic solenoid controls the clutch hydraulic fluid flow rate and the clutch hydraulic pressure continuously or stepwise.
  • a wet multi-plate clutch whose transmission torque capacity can be changed.
  • the automatic transmission 3 may be any known one, and by selectively engaging or releasing a plurality of speed change friction elements (clutch, brake, etc.), a transmission system is obtained by a combination of engagement and release of these speed change friction elements. It is assumed that the road (speed stage) is determined. Therefore, the automatic transmission 3 shifts the rotation from the input shaft 3a at a gear ratio corresponding to the selected shift speed and outputs it to the output shaft 3b. This output rotation is distributed and transmitted to the left and right rear wheels 2 by the differential gear device 8 and used for traveling of the vehicle.
  • the automatic transmission 3 is not limited to the stepped type as described above, and may be a continuously variable transmission.
  • the existing transmission friction element is used in the automatic transmission 3. .
  • the second clutch 7 performs the above-described shift speed selection function (shift function) when engaged, so that the automatic transmission 3 is in a power transmission state, and in addition, the first clutch 6 is released and engaged, A mode selection function to be described later can be achieved, and a dedicated second clutch is unnecessary, which is very advantageous in terms of cost.
  • a dedicated second clutch 7 may be newly provided.
  • the second clutch 7 may be provided between the input shaft 3a of the automatic transmission 3 and the motor / generator shaft 4, or the automatic transmission 3 Provided between the output shaft 3b and the rear wheel drive system.
  • the first clutch 6 is released, and the automatic transmission 3 is brought into a power transmission state by the engagement of the second clutch 7.
  • the second clutch 7 is a shift friction element to be engaged at the current shift stage among the shift friction elements in the automatic transmission 3, and is different for each selected shift stage.
  • the engine 1, the motor / generator 5, the first clutch 6, and the second clutch 7 constituting the power train of the hybrid vehicle shown in FIG. 1 are controlled by a system as shown in FIG.
  • the control system of FIG. 2 includes an integrated controller 20 that controls the operating point of the power train in an integrated manner.
  • the operating point of the power train is the target engine torque tTe, the target motor / generator torque tTm and the target motor / generator speed tNm, the target transmission torque capacity tTc1 of the first clutch 6, and the target transmission torque capacity of the second clutch 7. It is specified by tTc2.
  • the integrated controller 20 A signal from the engine rotation sensor 11 for detecting the engine speed Ne; A signal from the motor / generator rotation sensor 12 for detecting the motor / generator rotation speed Nm; A signal from the input rotation sensor 13 for detecting the transmission input rotation speed Ni, A signal from the output rotation sensor 14 that detects the transmission output rotation speed No, A signal from an accelerator opening sensor 15 for detecting an accelerator pedal depression amount (accelerator opening APO) representing a required load on the vehicle; A signal from a storage state sensor 16 for detecting a storage state SOC (carryable power) of the battery 9 that stores power for the motor / generator 5; A signal from the clutch stroke sensor 17 for detecting the stroke St of the first clutch 6 is input.
  • the engine rotation sensor 11, the motor / generator rotation sensor 12, the input rotation sensor 13, the output rotation sensor 14, and the clutch stroke sensor 17 can be arranged as shown in FIG.
  • the integrated controller 20 includes the accelerator opening APO, the battery storage state SOC, and the transmission output speed No (vehicle speed VSP) among the above input information. While selecting the driving mode (EV mode, HEV mode) that can realize the driving force of the vehicle desired by the driver, Target engine torque tTe, target motor / generator torque tTm, target motor / generator rotation speed tNm, target first clutch transmission torque capacity tTc1, and target second clutch transmission torque capacity tTc2 are calculated.
  • EV mode EV mode, HEV mode
  • the target engine torque tTe is supplied to the engine controller 21, and the target motor / generator torque tTm and the target motor / generator rotation speed tNm are supplied to the motor / generator controller 22.
  • the engine controller 21 controls the engine 1 so that the engine torque Te becomes the target engine torque tTe.
  • the motor / generator controller 22 controls the motor / generator 5 via the battery 9 and the inverter 10 so that the torque Tm and the rotational speed Nm of the motor / generator 5 become the target motor / generator torque tTm and the target motor / generator rotational speed tNm. To do.
  • the integrated controller 20 supplies a solenoid current corresponding to the target first clutch transmission torque capacity tTc1 and the target second clutch transmission torque capacity tTc2 to an engagement control solenoid (not shown) of the first clutch 6 and the second clutch 7,
  • the first clutch 6 and the first clutch 6 so that the transmission torque capacity Tc1 of the first clutch 6 matches the target transmission torque capacity tTc1, and the transmission torque capacity Tc2 of the second clutch 7 matches the target second clutch transmission torque capacity tTc2.
  • the second clutch 7 is individually controlled for engaging force.
  • the integrated controller 20 is as shown in the functional block diagram of FIG. 3 and selects the above-described operation mode (EV mode, HEV mode), target engine torque tTe, target motor / generator torque tTm, target motor / generator.
  • the calculation of the rotational speed tNm, the target first clutch transmission torque capacity tTc1, the target second clutch transmission torque capacity tTc2, and the engine start control targeted by the present invention are executed in accordance with the control program of FIG.
  • step S01 data from the engine controller 21 and the motor / generator controller 22 are received, and in the next step S02, detection values of the sensors 11 to 17 are read. Thereafter, in step S03 (target drive torque calculation unit 31), the driver uses the planned target drive force map based on the vehicle speed VSP calculated by the vehicle speed calculation unit 32 and the accelerator opening APO (braking operation force during braking). The target drive torque requested by the operation is calculated.
  • the planned target drive mode is determined based on the above-described target drive torque, battery storage rate SOC, accelerator opening APO, vehicle speed VSP, and other vehicle operating conditions.
  • the target travel mode is calculated using the area map.
  • the travel mode is a transition period between the electric travel (EV) mode and the hybrid travel (HEV) mode.
  • WSC transient running
  • the engine 1 is kept stopped, the first clutch 6 (CL1) is released, and the second clutch 7 (CL2) is engaged or slipped.
  • the automatic transmission 3 is set to the corresponding gear selection state (power transmission state), and only the output rotation from the motor / generator 5 is transmitted to the rear wheel 2 under the shift by the automatic transmission 3.
  • the first clutch 6 (power transmission state) is maintained while the automatic transmission 3 is kept in the corresponding gear position selection state (power transmission state) by the engagement of the second clutch 7 (CL2).
  • CL1 is also fastened, and both the output rotation from the engine 1 in the activated state and the output rotation from the motor / generator 5 under torque control are transmitted to the rear wheel 2 under the shift by the automatic transmission 3.
  • the second clutch 7 (CL2) is changed from the completely engaged state to the slip engaged state, Switching to the electric travel (EV) mode is completed by releasing the first clutch 6 (CL1) and stopping the engine 1 while controlling the rotational speed of the motor / generator 5.
  • the engine 1 is started when the EV ⁇ HEV mode is switched as described in detail later.
  • step S05 the motor / generator 5 motor control mode and the engine 1 start timing are selected according to the state of the first clutch 6 (CL1) and the second clutch 7 (CL2) when the engine is started.
  • the calculation is performed as illustrated in FIG.
  • the transient running mode the running state is managed by switching each device state according to the slip state of the first clutch 6 (CL1) and the second clutch 7 (CL2) and the complete explosion state of the engine 1.
  • step S06 target input rotation speed calculation unit 34
  • the target input rotation speed (target motor rotation speed tNm) is calculated as shown in FIG. 7A in accordance with the running state and motor control state determined in step S05. . That is, with respect to the input shaft converted value of the output shaft rotational speed No, the rotational speed corresponding to the processing value by the filter f 1 (u) of the clutch slip rotational speed and the torque capacity of the first clutch (CL1), that is, the first clutch The torque capacity of (CL1) is added to the processing value of the filter f 2 (u), and the sum of the three is used as the target input rotational speed (target motor rotational speed tNm).
  • the filter f 1 (u) is the clutch slip rotation speed so that the second clutch 7 is slipped when the engine crank is performed with the first clutch 6 engaged (transition state 2304 in FIG. 6).
  • the processing value by the filter f 1 (u) is kept at the clutch slip rotation speed,
  • the processing value of the clutch slip rotation speed by the filter f 1 (u) is set to
  • the filter is designed so that the slip is converged.
  • the filter f 2 (u) indicates the target input rotational speed (target motor rotational speed tNm) with a broken line in FIG. 7 (b) in accordance with the increase in torque capacity of the first clutch (CL1) (increase in engine rotational speed Ne).
  • target motor speed tNm target motor speed
  • the motor speed Nm It decreases temporarily as shown by the solid line in 7 (c).
  • Such a temporary decrease in the motor rotation speed Nm increases the motor torque toward the first clutch 6, and the motor torque toward the second clutch 7 that is slipping is decreased by that amount.
  • a shock is generated by causing fastening.
  • the target input rotation is equal to the filter processing value by the filter f 2 (u) of the increase in torque capacity of the first clutch (CL1) (increase in engine speed Ne).
  • the filter f 2 (u) of the increase in torque capacity of the first clutch (CL1) increase in engine speed Ne.
  • the motor rotation speed Nm is maintained unchanged without causing a temporary decrease, and therefore the motor torque toward the first clutch 6 increases due to the temporary decrease in the motor rotation speed Nm.
  • the second clutch 7 that is slipping does not suddenly engage due to a decrease in the motor torque to generate a shock.
  • step S07 target input torque calculation unit 35
  • the target input torque for realizing the target drive torque obtained in step S03 target drive torque calculation unit 31
  • step S08 target engine torque / target motor torque calculation unit 36
  • the torque to the engine 1 and the motor / generator 5 is considered in consideration of the target input torque calculated in step S07 and the power generation request by the motor / generator 5.
  • the distribution is determined, and the target engine torque tTe and the target motor torque tTm are calculated based on this distribution.
  • Step S09 target first clutch torque capacity calculation unit 37 corresponds to the engine starting first clutch engagement control means in the present invention, and the target first clutch torque capacity calculating unit 37 corresponds to the vehicle running state and engine speed determined in step S05.
  • One clutch torque capacity tTc1 is calculated as shown in FIG. 8 or FIG.
  • the calculation examples of FIGS. 8 and 9 are examples in the case where the diaphragm flag spring of the dry clutch is controlled by the piston stroke, and shows a system and a compensator that realize the torque capacity of the first clutch 6.
  • the basic target first clutch torque capacity calculation unit 41 calculates the basic target first clutch torque capacity based on the control mode of the first clutch 6 (CL1), the accelerator opening APO (required load), and the vehicle speed VSP.
  • the stroke ⁇ torque characteristic conversion unit 42, the first clutch stroke reference response 43, the torque ⁇ stroke ⁇ torque characteristic conversion unit 44, the reference inertia torque generation unit 45, and the feedback (F / B) compensator 46 When realizing the basic target first clutch torque capacity described above, the feedback (F / B) compensation amount necessary to achieve the standard inertia torque generated by the standard inertia torque generation unit 45 is obtained.
  • the feedback (F / B) compensation amount from the feedback (F / B) compensator 46 obtained as described above is used in the adder 47 to calculate the basic amount from the arithmetic unit 41.
  • the corrected basic target first clutch torque capacity is obtained by adding to the target first clutch torque capacity.
  • the additional torque capacity of the first clutch 6 necessary to eliminate the influence of the cranking compression reaction force when starting the engine for EV ⁇ HEV mode switching is obtained.
  • this compression reaction force increases the engine rotation increase torque necessary for rotating and increasing the engine during cranking. If the engine speed is high, the rotational inertia is large and can be ignored. However, while the engine speed is still low, the rotational inertia is small and cannot be ignored.
  • the torque capacity tTc1 of the first clutch 6 is indicated by ⁇ 1 in FIG. 14 in order to cover the increase in the engine rotation increase torque in the low engine rotation range where the increase in the engine rotation increase torque due to the influence of the compression reaction force is large. And so on, The engine start-up time becomes shorter as clearly shown by the change over time indicated by the solid line Ne (when tTc1 increases) and the start response is good, but the increase in torque capacity tTc1 is distributed to the drive wheel 2 side via the second clutch 7 As shown by ⁇ 1 in Fig. 14, the motor torque that can be generated is reduced. For example, the engine start during EV ⁇ HEV mode switching in response to depression of the accelerator pedal causes a reduction in driving force, and the output rotation at ⁇ 2 in Fig. 14 As is apparent from the change over time of several numbers, acceleration failure occurs.
  • the engine speed when the engine speed is such that the above-mentioned influence due to the compression reaction force cannot be ignored when the engine is started, the engine speed during cranking is quickly increased, and the increase in the engine rotation increase torque due to the influence of the compression reaction force is ignored.
  • the purpose is to eliminate the above problem by raising the engine speed to a high engine speed range.
  • the above-described additional torque capacity of the first clutch 6 obtained by the calculation unit 48 in FIGS. 8 and 9 is for achieving this purpose.
  • the above-mentioned corrected basic target first clutch torque capacity is set to the above-mentioned corrected basic target first clutch torque capacity.
  • the added torque capacity of one clutch is added, and the sum of the two is used as the target first clutch torque capacity tTc1, which contributes to the engine starting engagement force control of the first clutch 6.
  • the target first clutch torque capacity tTc1 is controlled to be used for the engine start engagement capacity control of the first clutch 6.
  • a first clutch torque capacity increasing process is performed for obtaining an additional torque capacity of the first clutch for raising to the high engine speed range and adding this to the corrected basic target first clutch torque capacity.
  • step S21 determines whether or not the engine speed Ne is equal to or higher than the set value for determining the high engine speed range, or the increase time of the first clutch torque capacity does not occur even if the torque capacity increase process of the first clutch is performed. Check if it is longer than the set time that is meaningful. If the engine speed Ne is equal to or greater than the set value or the increase time of the first clutch torque capacity is equal to or greater than the set time, it is not necessary to increase the first clutch torque capacity. Turn judgment off.
  • step S21 If it is determined in step S21 that the engine speed Ne is less than the set value while the increase time of the first clutch torque capacity is within the set time, the first clutch torque capacity increase determination is turned ON in step S23. Check if it is. If the first clutch torque capacity increase determination is not ON, it is determined in step S24 whether the reference stroke of the first clutch 6 (CL1) is before the torque increase start position. In step S26, the first clutch torque capacity increase determination is turned ON. If the reference stroke of the first clutch 6 (CL1) has reached the torque increase start position, the first clutch torque capacity increase determination is turned OFF in step S26.
  • step S27 If it is determined in step S23 that the first clutch torque capacity increase determination is ON, it is checked in step S27 whether the motor control mode of the motor / generator 5 is the rotational speed control mode. In the torque control mode, the first clutch torque capacity increase determination is held at the previous value in step S28. When it is determined in step S27 that the motor control mode is the rotation speed control mode, in step S29, the motor rotation margin obtained by subtracting the motor torque from the motor upper limit torque and the sleeve rotation speed of the second clutch 7 is equal to or greater than the set value. Check if it is over the set value.
  • step S29 If it is determined in step S29 that the sleeve rotation speed of the second clutch 7 is equal to or greater than the set value and the motor torque margin obtained by subtracting the motor torque from the motor upper limit torque is equal to or greater than the set value, the control is terminated as it is. 1 Continue to turn ON the clutch torque capacity increase determination. If it is determined in step S29 that the sleeve rotation speed of the second clutch 7 is less than the set value or the motor torque margin obtained by subtracting the motor torque from the motor upper limit torque is less than the set value, the first clutch torque capacity increase in step S30 Turn judgment off.
  • the torque command is corrected using the engine speed Ne in order to suppress variations in engine start time.
  • the torque for increasing the engine speed or the rotational speed profile is calculated according to the target first clutch torque capacity tTc1.
  • tTc1 As a calculation method, it may be calculated by a model taking into account the moment of inertia of the engine, friction and viscosity, or may be determined in advance like a map. However, if a non-linear torque such as a compression reaction force is used for this calculation, the reference inertia torque or the target rotational speed changes suddenly, which may cause a sudden change in the command value.
  • the command to reduce the engine speed is reflected in the target torque used for calculating the hydraulic pressure command, but is not reflected in the target torque for determining the engine speed increasing torque or the engine speed profile.
  • the target engine speed generated by the generating unit 51 in the calculation example of FIG. 9 is calculated to have a normal engine speed increasing torque (inner torque) profile, and the slip of the second clutch 7 Under the condition that a fastening shock may occur, calculation is performed so that the engine speed increase torque (inner torque) becomes smaller than usual.
  • step S41 when it is determined in step S41 that the engine speed Ne is in a high speed range that is not less than the predetermined value that is not affected by the compression reaction force, the target engine speed calculation is performed in step S42 corresponding to the normal compression reaction force. Set to “1”. If it is determined in step S41 that the engine speed Ne is in a low rotation range less than a predetermined value affected by the compression reaction force, the engine stop position is determined depending on whether the engine stop time is less than the predetermined value in step S43. It is checked whether or not the stop position has a large force. If the engine stop position has a large compression reaction force, the target engine speed calculation is set to “2” corresponding to a compression reaction force larger than usual in step S44.
  • step S45 When it is determined in step S43 that the engine stop time is equal to or greater than the predetermined value (compression reaction force is a normal engine stop position), in step S45, the reference stroke of the first clutch 6 is less than the torque increase start position, and the first 1 Check whether the clutch torque capacity increase judgment is OFF. If the reference stroke of the first clutch 6 is less than the torque increase start position and the first clutch torque capacity increase determination is OFF, the compression reaction force increases. Therefore, the target engine speed calculation is normally performed in step S44. "2" corresponding to a larger compression reaction force, If the reference stroke of the first clutch 6 is equal to or greater than the torque increase start position or the first clutch torque capacity increase determination is ON, the compression reaction force does not increase. Set to “1” corresponding to the compression reaction force.
  • the first clutch torque capacity increase determination is turned OFF, so the target first clutch torque capacity tTc1 is decreased by stopping the increase.
  • the target first clutch torque capacity tTc1 at this time is obtained according to the accelerator opening APO (required load) and the vehicle speed VSP.
  • step S10 of FIG. 4 target second clutch torque capacity calculation unit 38 of FIG. 3
  • the target second clutch torque is determined according to the transient running mode determined in step S05, the state of the second clutch 7 and the slip rotation speed. Calculate the capacitance tTc2.
  • step S11 the various calculation results tTe, tTm, tNm, tTc1, and tTc2 are transmitted to the respective controllers as shown in FIG.
  • the rotational speed Ne is increased within the predetermined time (swiftly) as is apparent from the time series change indicated by the solid line Ne (when tTc1 increases) in FIG. 12 due to the increase in the first clutch torque capacity tTc1.
  • the engine speed can be increased to a high speed range where the influence of the compression reaction force can be ignored.
  • the increase ⁇ 1 of the first clutch torque capacity tTc1 causes the engine speed Ne to be Since it is only to raise to the above-mentioned high speed region within a predetermined time (rapidly), it is only an instant at the start of engine start. Therefore, the time that the torque that can be used for wheel driving indicated by ⁇ tTc1 in FIG. 13, that is, the difference torque between the first clutch torque capacity tTc1 and the motor upper limit torque is reduced by the increase ⁇ 1 of the first clutch torque capacity tTc1, is also It is only a moment.
  • the torque capacity of the first clutch 6 is increased, and the engine speed Ne is increased within a predetermined time (rapidly) to a high speed region that is not affected by the compression reaction force. Due to the lack of cranking torque, the engine speed Ne slowly rises as shown by the broken line Ne (when tTc1 is not increasing) in FIG. 12, and the engine start time becomes longer or the engine start time varies. The problem of making the acceleration feeling unstable can be avoided.
  • the command for reducing the influence of the compression reaction force is reflected in the target torque used for calculating the hydraulic pressure command.
  • the target torque for determining the engine speed increasing torque or the rotational speed profile is not used. Because we decided not to reflect it, The engine speed Ne can be smoothly increased from the stopped state while suppressing a stagnation of the engine speed Ne and a sudden change in angular acceleration.
  • the increase in the first clutch torque capacity tTc1 that reduces the influence of the compression reaction force described above is started in accordance with the hydraulic pressure or stroke status of the first clutch 6, the first clutch torque The capacitance tTc1 can be increased at an appropriate timing, and the above effect can be made more remarkable.
  • the slip rotation speed of the second clutch 7 is not less than the set value in addition to the increase in the engine speed Ne. Because this is also a condition for continuing to increase the first clutch torque capacity, Even when the first clutch torque capacity tTc1 varies when cranking is prioritized, it is possible to prevent the slip amount of the second clutch 7 from being lowered and to prevent a shock due to the engagement of the second clutch 7.
  • the motor torque upper limit value at the time of the slip of the second clutch 7 Since the first clutch torque capacity increase continuation condition is that the motor torque margin obtained by subtracting the motor torque from the above is also a predetermined value or more, Even when the first clutch torque capacity tTc1 varies when cranking is prioritized, it is possible to prevent the slip amount of the second clutch 7 from being lowered and to prevent a shock due to the engagement of the second clutch 7.
  • the engine rotation increase torque or the rotation speed profile is switched. If the motor torque is insufficient due to the compression reaction force when the engine speed Ne is increased with a predetermined profile, switching the torque for increasing the engine speed or the speed profile will increase the first clutch torque capacity tTc1. The engagement shock of the second clutch 7 can be prevented.
  • the engine stop position is not stabilized. Because the influence of the compression reaction force is large due to the short time from the engine stop and the motor torque is insufficient, the torque for increasing the engine speed or the rotational speed profile is switched. If the motor torque is insufficient due to the compression reaction force when the engine speed Ne is increased with a predetermined profile, switching the torque for increasing the engine speed or the speed profile will increase the first clutch torque capacity tTc1. The engagement shock of the second clutch 7 can be prevented.
  • the torque capacity tTc1 of the first clutch 6 is determined according to the accelerator opening APO (required load) and the vehicle speed VSP in the high speed engine speed region where the influence of the compression reaction force can be ignored. , The distribution of the motor torque is changed according to the driving operation of the driver, and smooth acceleration can be realized.
  • the motor rotation speed is determined according to the increase in the first clutch torque capacity tTc1
  • the motor torque can be increased in a feed-forward manner during cranking, and a shock due to engagement of the second clutch 7 can be prevented by preventing a drop in the input rotational speed.

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Abstract

　アクセルAPOの踏み込みで電気走行(EV)モードからハイブリッド走行(HEV)モードへ切り替え要求がある時、第1クラッチ（CL1）をトルク容量tTc1の発生によりエンジンを始動させるが、この時tTc1をβ1におけるごとく、エンジン回転数Neが速やかに、エンジンの圧縮反力による影響の無い高速度域へ上昇されるよう増大させ、エンジン回転数Neがこの高速度域になったら、tTc1をβ2におけるごとく低下させる。よって、圧縮反力の影響でエンジン回転上昇トルクが増大する低エンジン回転域を速やかに通過し得ることとなり、β3に示す変速機出力回転数Noの滑らかな時系列上昇変化から明らかなように、加速不良を回避することができる。

Description

ハイブリッド車両のエンジン始動制御装置
　本発明は、エンジン以外に電動モータからの動力によっても走行することができ、電動モータからの動力のみにより走行する電気走行(EV)モードと、エンジンおよび電動モータの双方からの動力により走行するハイブリッド走行(HEV)モードとを有するハイブリッド車両に関し、
　特に、エンジンの始動を伴うEVモードからHEVモードへのモード切り替えが、エンジンの始動時における圧縮反力の影響をできるだけ受けることのない態様で遂行されるようにした、ハイブリッド車両のエンジン始動制御装置に関するものである。
　上記のようなハイブリッド車両としては、例えば特許文献1に記載のようなものが知られている。
　このハイブリッド車両は、エンジンおよび電動モータ間に伝達トルク容量を変更可能な第1クラッチを介在させ、電動モータおよび駆動車輪間に伝達トルク容量を変更可能な第2クラッチを介在させて構成する。
　このハイブリッド車両は、エンジンを停止させ、第1クラッチを解放すると共に第2クラッチを締結することにより電動モータからの動力のみによる電気走行(EV)モードを選択可能で、第1クラッチおよび第2クラッチを共に締結することによりエンジンおよび電動モータからの動力によるハイブリッド走行(HEV)モードを選択可能なものである。
　かかるハイブリッド車両においては、前者のEVモードと後者のHEVモードとの間でのモード切り替えが必要であり、また、このモード切り替えは第1クラッチおよび第2クラッチのトルク容量制御を介したエンジンの始動制御を必要とする。
　モード切り替え制御のうち、EVモードからHEVモードへのモード切り替えに当たって第1クラッチの締結進行により行うべきエンジン始動制御に際し、特許文献1は以下のようなエンジンの始動制御技術を提案している。
　つまり、上記のエンジン始動時における第1クラッチの締結進行に当たり、第1クラッチのトルク容量を、エンジン回転上昇用のトルクと、エンジンフリクション分のトルクとの和値とし、これによるクランキングでエンジンが完爆、起動されて第1クラッチの前後差回転が0になったとき、第1クラッチのトルク容量を最大値にして完全締結させるようにしたものである。
特開２００７－１２６０８２号公報
　しかし、上記したハイブリッド車両のエンジン始動制御にあっては、以下のような問題を生ずる。
　つまりエンジンは、クランキング時の圧縮行程で圧縮反力を発生させ、かかる圧縮反力の影響でエンジン回転の上昇に必要なエンジン回転上昇トルクが増大してしまう。
　当該圧縮反力の影響によるエンジン回転上昇トルクの増大は、エンジン回転数が高ければ回転イナーシャが大きいことから、ほとんど無視することができるものの、エンジン回転数が低いときは、回転イナーシャが小さくて無視し得ないものとなる。
　かように圧縮反力の影響によるエンジン回転上昇トルクの増大が大きくなる低エンジン回転域で、エンジン回転上昇トルクの増大分を賄うために第1クラッチのトルク容量を大きくすると、その分だけ、第2クラッチを経て駆動車輪側へ配分できる電動モータトルクが少なくなり、例えばアクセルペダルの踏み込みに呼応したEV→HEVモード切り替え時のエンジン始動が駆動力低下を惹起して加速不良を生じさせるという問題があった。
　かといって、この問題解決のために第1クラッチのトルク容量を低下させると、クランキングトルクの不足によりエンジン始動時間が長くなったり、エンジン始動時間のバラツキにより加速フィーリングが不安定になるという問題を生ずる。
　本発明は、エンジン始動時にエンジン回転数を速やかに、圧縮反力の影響によるエンジン回転上昇トルクの増大が無視できる程度になる高エンジン回転域へ上昇させれば、上記の問題を生じなくし得るとの観点から、この着想を具体化したハイブリッド車両のエンジン始動制御装置を提案することを目的とする。
　この目的のため、本発明によるハイブリッド車両のエンジン始動制御装置は、これを以下の構成とする。
　先ず、前提となるハイブリッド車両を説明するに、これは、
　動力源としてエンジンおよび電動モータを具え、これらエンジンおよび電動モータ間に伝達トルク容量を変更可能な第1クラッチを介在させ、電動モータおよび駆動車輪間に伝達トルク容量を変更可能な第2クラッチを介在させ、
　エンジンを停止させ、第1クラッチを解放すると共に第2クラッチを締結することにより電動モータからの動力のみによる電気走行モードを選択可能で、第1クラッチおよび第2クラッチを共に締結することによりエンジンおよび電動モータからの動力によるハイブリッド走行モードを選択可能なものである。
　本発明のエンジン始動制御装置は、かかるハイブリッド車両に対し、以下のようなエンジン始動用第1クラッチ締結制御手段を設ける。
　このエンジン始動用第1クラッチ締結制御手段は、上記電気走行モードからハイブリッド走行モードへのモード切り替えに当たって第1クラッチの締結進行により行うエンジン始動に際し、
　エンジン回転数が上昇されるよう第1クラッチのトルク容量を増大させ、エンジン回転数が所定回転数に至った時から第1クラッチのトルク容量を低下させるものである。
　上記した本発明によるハイブリッド車両のエンジン始動制御装置によれば、
　電気走行モードからハイブリッド走行モードへのモード切り替えに当たって第1クラッチの締結進行により行うエンジン始動に際し、エンジン回転数が上昇されるよう第1クラッチのトルク容量を増大させ、その後エンジン回転数が所定回転数に至ったとき第1クラッチのトルク容量を低下させるため、
　エンジン始動時にその回転数を速やかに上昇させて、エンジンの圧縮反力による影響を無視可能な高速度域へ高めることができる。
　従って、エンジンの圧縮反力による影響でエンジン回転上昇トルクが無視できないほどに増大する低エンジン回転域を速やかに通過し得ることとなり、
　かかるエンジン回転上昇トルクの増大を賄うための第1クラッチのトルク容量増も不要である。
　このため、第2クラッチを経て駆動車輪側へ配分できる電動モータトルクが少なくなることもなく、電気走行モードからハイブリッド走行モードへの切り替え時におけるエンジン始動が駆動力低下を惹起して加速不良を生じさせるという問題を回避することができる。
　また、エンジン始動時に第1クラッチのトルク容量増で、エンジン回転数を速やかに、上記の圧縮反力による影響を受けない高速度域へ上昇させることができるため、
　クランキングトルクの不足によりエンジン始動時間が長くなったり、エンジン始動時間がバラツキを持って、加速フィーリングを不安定にさせるという問題を回避することができる。
本発明のエンジン始動制御装置を適用可能なハイブリッド車両のパワートレーンを例示する概略平面図である。 図1に示したパワートレーンの制御システムを示すブロック線図である。 図2に示した制御システムにおける統合コントローラの機能別ブロック線図である。 図3に示した統合コントローラが実行する、本発明の一実施例になるエンジン始動制御を含む、パワートレーン制御のメインルーチンを示すフローチャートである。 ハイブリッド車両の目標走行モードに係わる状態変化を示す説明図である。 ハイブリッド車両の過渡走行モードに係わる演算例を示す状態変化説明図である。 ハイブリッド車両の目標モータ回転数を演算する要領を示し、　(a)は、目標モータ回転数の演算処理に係わる部分の機能別ブロック線図、　(b)は、本発明の一実施例になるエンジン始動制御を実行した場合における目標モータ回転数の時系列変化を示すタイムチャート、　(c)は、本発明の一実施例になるエンジン始動制御を実行しなかった場合における目標モータ回転数の時系列変化を示すタイムチャートである。 本発明の一実施例になるエンジン始動制御を実行する場合における目標第1クラッチトルク容量の演算処理に関した機能別ブロック線図である。 目標第1クラッチトルク容量の演算処理に関した変形例を示す、図8と同様な機能別ブロック線図である。 本発明の一実施例になるエンジン始動制御を実施する場合において行う第1クラッチトルク容量の増加判定処理を示すフローチャートである。 図9に示す目標第1クラッチトルク容量の演算に際して実行する目標エンジン回転数の演算処理を示すフローチャートである。 本発明の一実施例になるエンジン始動制御の動作タイムチャートである。 図2に示す動作タイムチャートの要部のみを示すタイムチャートである。 従来の一般的なエンジン始動制御の動作タイムチャートである。
　１　エンジン（動力源）
　２　駆動車輪（後輪）
　３　自動変速機
　４　モータ/ジェネレータ軸
　５　モータ/ジェネレータ（動力源：電動モータ）
　６　第1クラッチ
　７　第2クラッチ
　８　ディファレンシャルギヤ装置
　９　バッテリ
　10　インバータ
　11　エンジン回転センサ
　12　モータ/ジェネレータ回転センサ
　13　変速機入力回転センサ
　14　変速機出力回転センサ
　15　アクセル開度センサ
　16　バッテリ蓄電状態センサ
　17　クラッチストロークセンサ
　20　統合コントローラ
　21　エンジンコントローラ
　22　モータ/ジェネレータコントローラ
　31　目標駆動力演算部
　32　車速演算部
　33　目標走行モード演算部
　34　目標入力回転数演算部
　35　目標入力トルク演算部
　36　目標エンジントルク／目標モータトルク演算部
　37　目標第1クラッチトルク容量演算部（エンジン始動用第1クラッチ締結制御手段）
　38　目標第2クラッチトルク容量演算部
　41　基本目標第1クラッチトルク容量演算部
　42　ストローク→トルク特性変換部
　43　第1クラッチストローク規範応答
　44　トルク→ストローク→トルク特性変換部
　45　規範イナーシャトルク生成部
　46　フィードバック(F/B)補償器
　51　目標エンジン回転数生成部
　以下、この発明の実施例を添付の図面に基づいて説明する。
＜本発明を適用可能なハイブリッド車両＞
　図1は、本発明のエンジン始動制御装置を適用可能なハイブリッド車両のパワートレーンを例示する。
　このハイブリッド車両は、フロントエンジン・リヤホイールドライブ車（後輪駆動車）をベース車両とし、これをハイブリッド化したものであり、1は、第1動力源としてのエンジンを示し、2は、駆動車輪（後輪）である。
　図1に示すハイブリッド車両のパワートレーンにおいては、通常の後輪駆動車と同様にエンジン1の車両前後方向後方に自動変速機3をタンデムに配置し、
　エンジン1（クランクシャフト1a）からの回転を自動変速機3の入力軸3aへ伝達する軸4に結合してモータ/ジェネレータ5を設ける。
　図1に示すハイブリッド車両は、当該モータ/ジェネレータ5を第2動力源として用いるものである。
　モータ/ジェネレータ5は、電動モータ（電動機）として作用したり、ジェネレータ（発電機）として作用するもので、エンジン1および自動変速機3間に配置する。
　このモータ/ジェネレータ5およびエンジン1間、より詳しくは、軸4とエンジンクランクシャフト1aとの間に第1クラッチ6を介挿し、この第1クラッチ6によりエンジン1およびモータ/ジェネレータ5間を切り離し可能に結合する。
　ここで第1クラッチ6は、伝達トルク容量を連続的もしくは段階的に変更可能なものとし、例えば、比例ソレノイドでクラッチ作動油流量およびクラッチ作動油圧を連続的もしくは段階的に制御して伝達トルク容量を変更可能な湿式多板クラッチで構成する。
　モータ/ジェネレータ5および駆動車輪（後輪）2間に第2クラッチ7を介挿し、この第2クラッチ7によりモータ/ジェネレータ5および駆動車輪（後輪）2間を切り離し可能に結合する。
　第2クラッチ7も第1クラッチ6と同様、伝達トルク容量を連続的もしくは段階的に変更可能なものとし、例えば、比例ソレノイドでクラッチ作動油流量およびクラッチ作動油圧を連続的もしくは段階的に制御して伝達トルク容量を変更可能な湿式多板クラッチで構成する。
　自動変速機3は、周知の任意なものでよく、複数の変速摩擦要素（クラッチやブレーキ等）を選択的に締結したり解放することで、これら変速摩擦要素の締結・解放の組み合わせにより伝動系路（変速段）を決定するものとする。
　従って自動変速機3は、入力軸3aからの回転を選択変速段に応じたギヤ比で変速して出力軸3bに出力する。
　この出力回転は、ディファレンシャルギヤ装置8により左右後輪2へ分配して伝達され、車両の走行に供される。
　但し自動変速機3は、上記したような有段式のものに限られず、無段変速機であってもよいのは言うまでもない。
　ところで図1においては、モータ/ジェネレータ5および駆動車輪2間を切り離し可能に結合する第2クラッチ7として専用のものを新設するのではなく、自動変速機3内に既存する変速摩擦要素を流用する。
　この場合、第2クラッチ7が締結により上記の変速段選択機能（変速機能）を果たして自動変速機3を動力伝達状態にするのに加え、第1クラッチ6の解放・締結との共働により、後述するモード選択機能を果たし得ることとなり、専用の第2クラッチが不要でコスト上大いに有利である。
　ただし、第2クラッチ7は専用のものを新設してもよく、この場合、第2クラッチ7は自動変速機3の入力軸3aとモータ/ジェネレータ軸4との間に設けたり、自動変速機3の出力軸3bと後輪駆動系との間に設ける。
　上記した図1に示すハイブリッド車両のパワートレーンにおいては、
　停車状態からの発進時などを含む低負荷・低車速時に用いられる電気走行(EV)モードが要求される場合、
　第1クラッチ6を解放し、第2クラッチ7の締結により自動変速機3を動力伝達状態にする。
　なお第2クラッチ7は、自動変速機3内の変速摩擦要素のうち、現変速段で締結させるべき変速摩擦要素であって、選択中の変速段ごとに異なる。
　この状態でモータ/ジェネレータ5を駆動すると、当該モータ/ジェネレータ5からの出力回転のみが変速機入力軸3aに達することとなり、自動変速機3が当該入力軸3aへの回転を、選択中の変速段に応じ変速して変速機出力軸3bより出力する。
　変速機出力軸3bからの回転はその後、ディファレンシャルギヤ装置8を経て後輪2に至り、車両をモータ/ジェネレータ5のみによる電気走行（EV）モードで走行させることができる。
　高速走行時や大負荷走行時などで用いられるハイブリッド走行(HEV)モードが要求される場合、
　第2クラッチ7の締結により自動変速機3を対応変速段選択状態（動力伝達状態）にしたまま、第1クラッチ6も締結させる。
　この状態では、エンジン1からの出力回転およびモータ/ジェネレータ5からの出力回転の双方が変速機入力軸3aに達することとなり、自動変速機3が当該入力軸3aへの回転を、選択中の変速段に応じ変速して、変速機出力軸3bより出力する。
　変速機出力軸3bからの回転はその後、ディファレンシャルギヤ装置8を経て後輪2に至り、車両をエンジン1およびモータ/ジェネレータ5の双方によるハイブリッド走行（HEV）モードで走行させることができる。
　かかるHEVモード走行中において、エンジン1を最適燃費で運転させるとエネルギーが余剰となる場合、
　この余剰エネルギーによりモータ/ジェネレータ5を発電機として作動させることで余剰エネルギーを電力に変換し、
　この発電電力をモータ/ジェネレータ5のモータ駆動に用いるよう蓄電しておくことでエンジン1の燃費を向上させることができる。
　図1に示すハイブリッド車両のパワートレーンを成すエンジン1、モータ/ジェネレータ5、第1クラッチ6、および第2クラッチ7は、図2に示すようなシステムにより制御する。
　図2の制御システムは、パワートレーンの動作点を統合制御する統合コントローラ20を具え、
　パワートレーンの動作点を、目標エンジントルクtTeと、目標モータ/ジェネレータトルクtTmおよび目標モータ/ジェネレータ回転数tNmと、第1クラッチ6の目標伝達トルク容量tTc1と、第2クラッチ7の目標伝達トルク容量tTc2とで規定する。
　統合コントローラ20には、上記パワートレーンの動作点を決定するために、
　エンジン回転数Neを検出するエンジン回転センサ11からの信号と、
　モータ/ジェネレータ回転数Nmを検出するモータ/ジェネレータ回転センサ12からの信号と、
　変速機入力回転数Niを検出する入力回転センサ13からの信号と、
　変速機出力回転数Noを検出する出力回転センサ14からの信号と、
　車両への要求負荷を表すアクセルペダル踏み込み量（アクセル開度APO）を検出するアクセル開度センサ15からの信号と、
　モータ/ジェネレータ5用の電力を蓄電しておくバッテリ9の蓄電状態SOC（持ち出し可能電力）を検出する蓄電状態センサ16からの信号と、
　第1クラッチ6のストロークStを検出するクラッチストロークセンサ17からの信号とをそれぞれ入力する。
　なお、上記したセンサのうち、エンジン回転センサ11、モータ/ジェネレータ回転センサ12、入力回転センサ13、出力回転センサ14およびクラッチストロークセンサ17はそれぞれ、図1に示すように配置することができる。
　統合コントローラ20は、上記入力情報のうちアクセル開度APO、バッテリ蓄電状態SOC、および変速機出力回転数No（車速VSP）から、
　運転者が希望している車両の駆動力を実現可能な運転モード（EVモード、HEVモード）を選択すると共に、
　目標エンジントルクtTe、目標モータ/ジェネレータトルクtTm、目標モータ/ジェネレータ回転数tNm、目標第1クラッチ伝達トルク容量tTc1、および目標第2クラッチ伝達トルク容量tTc2をそれぞれ演算する。
　目標エンジントルクtTeはエンジンコントローラ21に供給され、目標モータ/ジェネレータトルクtTmおよび目標モータ/ジェネレータ回転数tNmはモータ/ジェネレータコントローラ22に供給される。
　エンジンコントローラ21は、エンジントルクTeが目標エンジントルクtTeとなるようエンジン1を制御し、
　モータ/ジェネレータコントローラ22はモータ/ジェネレータ5のトルクTmおよび回転数Nmが目標モータ/ジェネレータトルクtTmおよび目標モータ/ジェネレータ回転数tNmとなるよう、バッテリ9およびインバータ10を介してモータ/ジェネレータ5を制御する。
　統合コントローラ20は、目標第1クラッチ伝達トルク容量tTc1および目標第2クラッチ伝達トルク容量tTc2に対応したソレノイド電流を第1クラッチ6および第2クラッチ7の締結制御ソレノイド（図示せず）に供給し、第1クラッチ6の伝達トルク容量Tc1が目標伝達トルク容量tTc1に一致するよう、また、第2クラッチ7の伝達トルク容量Tc2が目標第2クラッチ伝達トルク容量tTc2に一致するよう、第1クラッチ6および第2クラッチ7を個々に締結力制御する。
＜実施例のエンジン始動制御＞
　統合コントローラ20は図3の機能別ブロック線図で示すようなもので、上記した運転モード（EVモード、HEVモード）の選択、そして目標エンジントルクtTe、目標モータ/ジェネレータトルクtTm、目標モータ/ジェネレータ回転数tNm、目標第1クラッチ伝達トルク容量tTc1、および目標第2クラッチ伝達トルク容量tTc2の演算、並びに本発明が目的とするエンジン始動制御を図4の制御プログラムに沿って実行する。
　図4においては、先ずステップＳ01においては、エンジンコントローラ21およびモータ/ジェネレータコントローラ22からのデータを受信し、次のステップＳ02において、各センサ11～17の検出値を読み込む。
　その後ステップＳ03（目標駆動トルク演算部31）において、車速演算部32で演算した車速VSPおよびアクセル開度APO（制動時は制動操作力）から、予定の目標駆動力マップを用い、運転者が運転操作により要求している目標駆動トルクを演算する。
　次のステップＳ04（目標走行モード演算部33）においては、上記の目標駆動トルクや、バッテリ蓄電率SOCや、アクセル開度APOや、車速VSPなどの車両運転状態を基に、予定の目標運転モード領域マップを用いて、目標とする走行モードを演算する。
　走行モードとしては図5に示すごとく、前記した電気走行(EV)モードおよびハイブリッド走行(HEV)モードの他に、これら電気走行(EV)モードおよびハイブリッド走行(HEV)モード間での切り替え過渡期における過渡走行(WSC)モードを設定する。
　図5に示すように、電気走行(EV)モードでは、エンジン1を停止させた状態に保ち、第1クラッチ6(CL1)を解放し、第2クラッチ7(CL2)の締結、またはスリップ締結により自動変速機3を対応変速段選択状態（動力伝達状態）にして、モータ/ジェネレータ5からの出力回転のみを自動変速機3による変速下で後輪2に伝達する。
　同じく図5に示すように、ハイブリッド走行(HEV)モードでは、第2クラッチ7（CL2）の締結により自動変速機3を対応変速段選択状態（動力伝達状態）にしたまま、第1クラッチ6(CL1)も締結させ、起動状態にしたエンジン1からの出力回転およびトルク制御されているモータ/ジェネレータ5からの出力回転の双方を自動変速機3による変速下で後輪2に伝達する。
　ハイブリッド走行(HEV)モードから電気走行(EV)モードへのモード切り替えに当たっては、図5に過渡走行(WSC)モードとして示すごとく、第2クラッチ7（CL2）を完全締結状態からスリップ締結状態にし、モータ/ジェネレータ5を回転数制御しつつ、第1クラッチ6(CL1)を解放すると共にエンジン1を停止させることにより、電気走行(EV)モードへの切り替えを完了する。
　電気走行(EV)モードからハイブリッド走行(HEV)モードへのモード切り替えに当たっては、図5に過渡走行(WSC)モードとして示すごとく、第2クラッチ7（CL2）のスリップ締結により自動変速機3を対応変速段選択状態（動力伝達状態）にしたまま、第1クラッチ6(CL1)の締結制御およびモータ/ジェネレータ5の回転数制御によりエンジン1を始動させて起動状態となし、ハイブリッド走行(HEV)モードへの切り替えを完了する。
　かかるEV→HEVモード切り替えに際して行うエンジン1の始動を、本実施例においては後で詳述するごとくに行う。
　ステップＳ05においては、エンジン始動時における第1クラッチ6（CL1）および第2クラッチ7（CL2）の状態に応じ、モータ/ジェネレータ5のモータ制御モード、およびエンジン1の起動タイミングを選択する過渡走行モード演算を図6に例示するように行う。
　過渡走行モードとしては、第1クラッチ6（CL1）および第2クラッチ7（CL2）のスリップ状態や、エンジン1の完爆状態に応じ各デバイス状態を切り替えて、走行状態を管理する。
　ステップＳ06（目標入力回転数演算部34）においては、ステップＳ05で決めた走行状態およびモータ制御状態に応じ、目標入力回転数（目標モータ回転数tNm）を図7(a)のように演算する。
　つまり、出力軸回転数Noの入力軸換算値に対し、クラッチスリップ回転数のフィルタf1(u)による処理値と、第1クラッチ（CL1）のトルク容量に応じた回転数、即ち第1クラッチ（CL1）のトルク容量のフィルタf２(u)による処理値とを加算して、三者の和値を目標入力回転数（目標モータ回転数tNm）とする。
　ここでフィルタf1(u)は、第1クラッチ6を締結進行させて行うエンジンクランク時（図6の遷移状態2304）である場合、第2クラッチ7をスリップさせておくよう、クラッチスリップ回転数のフィルタf1(u)による処理値をクラッチスリップ回転数のままとし、
　エンジンが自立運転可能に完爆した後に第2クラッチ7のスリップを収束させる図6の遷移状態5302である場合、クラッチスリップ回転数のフィルタf1(u)による処理値を、第2クラッチ7のスリップが収束されるようなものとするフィルタとする。
　なお第2クラッチ7のスリップ収束は、クラッチ耐力を考慮した上で、スリップ回転数の角加速度が緩やかに変化するよう、目標入力回転数（目標モータ回転数tNm）を設定するのが望ましいのは言うまでもない。
　またフィルタf２(u)は、第1クラッチ（CL1）のトルク容量増加（エンジン回転数Neの上昇）に応じ、目標入力回転数（目標モータ回転数tNm）を図7(b)に破線で例示するごとく増大させる回転数を求めるもので、回転数制御系の時定数と同様な時定数τを用いて、
　f２(u)＝K・s/(τ・s ＋1)
により表される伝達関数を持つものとする。
　ちなみに、図7(b)に破線で示す回転数増大を行わず、目標入力回転数（目標モータ回転数tNm）を図7(c)に破線で示すごときものとすると、モータ回転数Nmが図7(c)に実線で示すごとく一時的に低下する。
　かかるモータ回転数Nmの一時的な低下は、第1クラッチ6へ向かうモータトルクを増大させ、その分だけスリップ中の第2クラッチ7に向かうモータトルクが低下することから、第2クラッチ7の急締結を生じさせてショックが発生する。
　しかるに本実施例では図7(b)に破線で示すごとく、第1クラッチ（CL1）のトルク容量増加（エンジン回転数Neの上昇）のフィルタf２(u)によるフィルタ処理値分だけ目標入力回転数（目標モータ回転数tNm）を増大させるため、
　モータ回転数Nmが図7(b)に実線で示すごとく一時的な低下を生ずることなく不変に保たれるため、モータ回転数Nmの一時的な低下により第1クラッチ6へ向かうモータトルクが増大して、スリップ中の第2クラッチ7がこれへのモータトルクの低下により急締結してショックを発生するようなことがない。
　ステップＳ07（目標入力トルク演算部35）においては、各種デバイスの保護を考慮しつつ、ステップＳ03（目標駆動トルク演算部31）で求めた目標駆動トルクを実現するための目標入力トルクを演算する。
　ステップＳ08（目標エンジントルク／目標モータトルク演算部36）においては、ステップＳ07で算出した上記の目標入力トルクおよびモータ/ジェネレータ5による発電要求を考慮しつつ、エンジン1およびモータ/ジェネレータ5へのトルク配分を決定し、この配分に基づき目標エンジントルクtTeおよび目標モータトルクtTmを算出する．
　ステップＳ09（目標第1クラッチトルク容量演算部37）は、本発明におけるエンジン始動用第1クラッチ締結制御手段に相当するもので、ステップＳ05で決めた車両走行状態およびエンジン回転数に応じ、目標第1クラッチトルク容量tTc1を図8または図9に示すように演算する。
　図8,9の演算例は、乾式クラッチのダイアムフラグスプリングをピストンストロークにより制御する場合の例で、第1クラッチ6のトルク容量を実現する系および補償器を示す。
　基本目標第1クラッチトルク容量演算部41では、第1クラッチ6(CL1)の制御モード、アクセル開度APO（要求負荷）および車速VSPに基づいて、基本目標第1クラッチトルク容量を演算する。
　図8の演算例では、ストローク→トルク特性変換部42、第1クラッチストローク規範応答43、トルク→ストローク→トルク特性変換部44、規範イナーシャトルク生成部45、およびフィードバック(F/B)補償器46により、上記した基本目標第1クラッチトルク容量を実現するに際し、規範イナーシャトルク生成部45で生成した規範イナーシャトルクを達成するのに必要なフィードバック(F/B)補償量を求める。
　図9の演算例では、ストローク→トルク特性変換部42、第1クラッチストローク規範応答43、トルク→ストローク→トルク特性変換部44、目標エンジン回転数生成部51、およびフィードバック(F/B)補償器46により、上記した基本目標第1クラッチトルク容量を実現するに際し、目標エンジン回転数生成部51で生成した目標エンジン回転数を達成するのに必要なフィードバック(F/B)補償量を求める。
　図8,9のいずれの演算例においても、上記のように求めたフィードバック(F/B)補償器46からのフィードバック(F/B)補償量を、加算器47において、演算部41からの基本目標第1クラッチトルク容量に加算することにより、修正済の基本目標第1クラッチトルク容量を求める。
　第1クラッチ上乗せトルク容量演算部48では、エンジン回転数Ne、第2クラッチ7（CL2）のスリーブ回転数、モータ/ジェネレータ5のモータトルク上限およびモータトルク、および基本目標第1クラッチトルク容量から、EV→HEVモード切り替え用のエンジン始動時におけるクランキング圧縮反力による影響を排除するのに必要な第1クラッチ6の上乗せトルク容量を求める。
　当該圧縮反力による影響を説明するに、この圧縮反力はクランキング中のエンジンを回転上昇させるのに必要なエンジン回転上昇トルクを増大させ、このエンジン回転上昇トルクの増大は、エンジン回転数が高ければ回転イナーシャが大きいことから、ほとんど無視することができるものの、エンジン回転数が未だ低い間は、回転イナーシャが小さくて無視し得ないものとなる。
　かように圧縮反力の影響によるエンジン回転上昇トルクの増大が大きくなる低エンジン回転域で、エンジン回転上昇トルクの増大分を賄うために第1クラッチ6のトルク容量tTc1を図14のα1に示すように増大させると、
　エンジン始動時間がNe（tTc1増大時）の実線で示す経時変化から明らかなように短くなって始動応答は良いものの、トルク容量tTc1の増大分だけ、第2クラッチ7を経て駆動車輪2側へ配分できるモータトルクが、同じく図14のα1に示すように少なくなり、例えばアクセルペダルの踏み込みに呼応したEV→HEVモード切り替え時のエンジン始動が駆動力低下を惹起して、図14のα2における出力回転数Noの経時変化から明らかなように加速不良を生じさせる。
　かといって、この問題解決のために図14のα1に示す第1クラッチトルク容量tTc1の増大を行わせないと、クランキングトルクの不足によりエンジン始動時間が、Ne（tTc1非増大時）の破線で示す経時変化から明らかなように長くなったり、エンジン始動時間のバラツキにより加速フィーリングが不安定になるという問題を生ずる。
　本実施例は、エンジン始動時に圧縮反力による上記の影響が無視できないようなエンジン回転時は、クランキング中のエンジン回転数を速やかに、圧縮反力の影響によるエンジン回転上昇トルクの増大が無視できる程度になる高エンジン回転域へ上昇させて上記の問題を解消することを趣旨とする。
　図8,9の演算部48で求める第1クラッチ6の上記上乗せトルク容量は、この目的を達成するためのもので、加算器49において、前記の修正済基本目標第1クラッチトルク容量にこの第1クラッチ上乗せトルク容量を加算し、両者の和値を目標第1クラッチトルク容量tTc1として第1クラッチ6のエンジン始動用締結力制御に資する。
　つまり本実施例においては、EV→HEVモード切り替え時のエンジン始動に際し、エンジン1のクランキングを優先するか、駆動力を優先するかを、エンジン回転数Neの状況などに応じ決定し、その結果に応じて目標第1クラッチトルク容量tTc1を制御し、第1クラッチ6のエンジン始動時締結容量制御に用いるようにする。
　エンジン1のクランキングを優先する場合は、圧縮反力による上記の影響を排除すべくクランキング中のエンジン回転数を速やかに、圧縮反力の影響によるエンジン回転上昇トルクの増大が無視できる程度になる高エンジン回転域へ上昇させるための第1クラッチ上乗せトルク容量を求め、これを修正済基本目標第1クラッチトルク容量に加算する第1クラッチトルク容量増加処理を行う。
　上記の第1クラッチトルク容量増加処理を行うべきか否かの判定は、図10に示すごとくにこれを行う。
　先ずステップＳ21においてエンジン回転数Neが、上記の高エンジン回転域を判定する設定値以上か否か、または第1クラッチトルク容量の増加時間が、第1クラッチのトルク容量増加処理を行っても無意味である設定時間以上か否かをチェックする。
　エンジン回転数Neが上記設定値以上、または第1クラッチトルク容量の増加時間が上記設定時間以上である場合、第1クラッチトルク容量の増加が不要であるから、ステップＳ22において第1クラッチトルク容量増加判定をOFFにする。
　ステップＳ21において、第1クラッチトルク容量の増加時間が設定時間内である間にエンジン回転数Neが設定値未満であると判定する場合は、ステップＳ23において第1クラッチトルク容量増加判定がONになっているか否かをチェックする。
　第1クラッチトルク容量増加判定がONになっていなければ、ステップＳ24において第1クラッチ6（CL1）の規範ストロークがトルク増加開始位置の手前であるか否かを判定し、手前であればステップＳ25において第1クラッチトルク容量増加判定をONにし、第1クラッチ6（CL1）の規範ストロークがトルク増加開始位置に達していれば、ステップＳ26において第1クラッチトルク容量増加判定をOFFにする。
　ステップＳ23で第1クラッチトルク容量増加判定がONになっていると判定する場合、ステップＳ27において、モータ/ジェネレータ5のモータ制御モードが回転数制御モードか否かをチェックし、回転数制御モードでなくトルク制御モードである場合、ステップＳ28において第1クラッチトルク容量増加判定を前回値のままに保持する。
　ステップＳ27でモータ制御モードが回転数制御モードと判定する場合、ステップＳ29において、第2クラッチ7のスリーブ回転数が設定値以上で、且つモータ上限トルクからモータトルクを差し引いて得られるモータトルクマージンが設定値以上か否かをチェックする。
　ステップＳ29で、第2クラッチ7のスリーブ回転数が設定値以上で、且つモータ上限トルクからモータトルクを差し引いて得られるモータトルクマージンが設定値以上と判定する場合、制御をそのまま終了して、第1クラッチトルク容量増加判定のONを継続する。
　ステップＳ29で、第2クラッチ7のスリーブ回転数が設定値未満、またはモータ上限トルクからモータトルクを差し引いて得られるモータトルクマージンが設定値未満と判定する場合、ステップＳ30において第1クラッチトルク容量増加判定をOFFにする。
　第1クラッチ6の制御系としては、エンジン始動時間のバラツキを抑制するためにエンジン回転数Neを用いてトルク指令を補正する。
　エンジン回転上昇用のトルク又は回転数プロフィールは目標第1クラッチトルク容量tTc1に応じ算出している。
　算出方法には、エンジンの慣性モーメントやフリクション・粘性を考慮したモデルで計算しても良いし、マップのようにあらかじめ決めておくような場合が考えられる。
　しかし、圧縮反力のような非線形なトルクをこの演算に用いると、規範イナーシャトルクまたは目標回転数が急変するため、それに応じて指令値の急変を生ずる可能性があるため、圧縮反力の影響を低減する指令は、油圧指令の算出に用いる目標トルクに反映させるが、エンジン回転数上昇用のトルクまたは回転数プロフィールを決める目標トルクには反映させないものとする。
　図9の演算例における生成部51で生成する目標エンジン回転数は図11に示すように、通常のエンジン回転数上昇トルク（イナーシャトルク）のプロフィールとなるように演算し、第2クラッチ7のスリップ締結のショックが発生する可能性がある条件では、通常よりもエンジン回転数上昇トルク（イナーシャトルク）が小さくなるプロフィールとなるよう演算する。
　つまりステップＳ41において、エンジン回転数Neが圧縮反力の影響を受けない所定値以上の高回転域であると判定する場合、ステップＳ42において目標エンジン回転数演算を、通常の圧縮反力に対応した「1」とする。
　ステップＳ41でエンジン回転数Neが圧縮反力の影響を受ける所定値未満の低回転域であると判定する場合、ステップＳ43においてエンジン停止時間が所定値未満か否かにより、エンジン停止位置が圧縮反力の大きな停止位置か否かをチェックし、圧縮反力の大きなエンジン停止位置である場合、ステップＳ44において目標エンジン回転数演算を、通常よりも大きな圧縮反力に対応した「2」とする。
　ステップＳ43でエンジン停止時間が所定値以上（圧縮反力が通常のエンジン停止位置）と判定する場合、ステップＳ45において、第1クラッチ6の規範ストロークがトルク増加開始位置未満で、且つ、前記の第1クラッチトルク容量増加判定がOFFか否かをチェックする。
　第1クラッチ6の規範ストロークがトルク増加開始位置未満で、且つ、第1クラッチトルク容量増加判定がOFFであれば、圧縮反力が大きくなることから、ステップＳ44において目標エンジン回転数演算を、通常よりも大きな圧縮反力に対応した「2」とし、
　第1クラッチ6の規範ストロークがトルク増加開始位置以上か、または第1クラッチトルク容量増加判定がONであれば、圧縮反力が大きくならないことから、ステップＳ46において目標エンジン回転数演算を、通常の圧縮反力に対応した「1」とする。
　なお図10に示すように、エンジン1の完爆による自立運転が判定されると、第1クラッチトルク容量増加判定がOFFにされるため、目標第1クラッチトルク容量tTc1は増加の中止により低下される。
　この時の目標第1クラッチトルク容量tTc1は、アクセル開度APO（要求負荷）および車速VSPに応じ求められることとなる。
　図4のステップＳ10（図3の目標第2クラッチトルク容量演算部38）においては、ステップＳ05で決めた過渡走行モードや、第2クラッチ7の状態およびスリップ回転数に応じ、目標第2クラッチトルク容量tTc2を演算する。
　ステップＳ11においては、前記諸々の演算結果tTe,tTm,tNm,tTc1,tTc2をそれぞれ、図3に示すごとく各コントローラへ送信する。
＜実施例の効果＞
　上記した実施例になるハイブリッド車両のエンジン始動制御装置においては、
　EV→HEVモード切り替えに当たって第1クラッチ6の締結進行により行うエンジン始動に際し、エンジン回転数Neが所定時間内に、エンジンの圧縮反力による影響を無視可能な高速度域へ上昇されるよう、図12のβ1に示すごとく第1クラッチ6のトルク容量tTc1を増大させ、その後エンジン回転数が上記の高速度域に至ったとき第1クラッチ6のトルク容量tTc1を図12のβ2に示すごとく低下させる。
　そのため、エンジン始動時にその回転数Neを第1クラッチトルク容量tTc1の上記増大により、図12にNe（tTc1増大時）の実線で示す時系列変化から明らかなように所定時間内（速やか）に、エンジンの圧縮反力による影響を無視可能な高速度域へ上昇させることができる。
　従って、エンジン1のクランキング圧縮反力による影響でエンジン回転上昇トルクが無視できないほどに増大する低エンジン回転域を速やかに通過し得ることとなり、
　かかるエンジン回転上昇トルクの増大を賄うための第1クラッチ6のトルク容量増も不要である。
　このため、第2クラッチ7を経て駆動車輪2側へ配分できるモータトルクが少なくなることもなく、EVモードからHEVモードへの切り替え時におけるエンジン始動が駆動力低下を惹起して加速不良を生じさせるという問題を回避することができる。
　このことは、図12のβ3に示す変速機出力回転数Noの滑らかな時系列上昇変化から明らかである。
　なお本実施例では、第1クラッチ6のトルク容量tTc1を図12のβ1に示すごとく増大させるといえども、その時間は、第1クラッチトルク容量tTc1の増大β1がエンジン回転数Neを始動時の所定時間内（速やか）に上記の高速度域へ上昇させるだけのものであるため、エンジン始動開始時の一瞬のみである。
　従って、図13にΔtTc1で示す車輪駆動に供し得るトルク、つまり第1クラッチトルク容量tTc1およびモータ上限トルク間の差トルクが第1クラッチトルク容量tTc1の増大β1によって小さくなる時間も、エンジン始動開始時の一瞬のみである。
　このため、第1クラッチトルク容量tTc1の増大β1が加速不良の原因になることはなく、図12,13のβ3に示す変速機出力回転数Noの滑らかな時系列上昇変化から明らかなように、EVモードからHEVモードへの切り替え時において滑らかな加速が可能である。
　また、エンジン始動時に第1クラッチ6のトルク容量増で、エンジン回転数Neを所定時間内（速やか）に、上記の圧縮反力による影響を受けない高速度域へ上昇させるため、
　クランキングトルクの不足によりエンジン回転数Neが、図12にNe（tTc1非増大時）の破線で示すごとくゆっくりと上昇して、エンジン始動時間が長くなったり、エンジン始動時間がバラツキを持って、加速フィーリングを不安定にさせるという問題を回避することができる。
　更に本実施例においては、上記した圧縮反力の影響を低減する指令は、油圧指令の算出に用いる目標トルクに反映させるものの、エンジン回転数上昇用のトルクまたは回転数プロフィールを決める目標トルクには反映させないこととしたため、
　エンジン回転数Neの停滞や角加速度の急変を抑制しつつ、エンジン回転数Neを停止状態から滑らかに上昇させることができる。
　また本実施例においては、上記した圧縮反力の影響を低減する第1クラッチトルク容量tTc1の増加を、第1クラッチ6の油圧またはストロークの状況に応じて開始するようにしたため、第1クラッチトルク容量tTc1を適切なタイミングで増加させることができ、上記の効果を更に顕著なものにすることができる。
　更に本実施例においては、上記した圧縮反力の影響を低減する第1クラッチトルク容量tTc1の増加継続条件として、エンジン回転数Neの上昇以外に、第2クラッチ7のスリップ回転数が設定値以上であることをも第1クラッチトルク容量増加継続条件としたため、
　クランキング優先時に第1クラッチトルク容量tTc1がバラツキを生じた場合でも第2クラッチ7のスリップ量低下を防ぐことができ、第2クラッチ7の締結によるショックを防止することができる。
　また本実施例においては、上記した圧縮反力の影響を低減する第1クラッチトルク容量tTc1の増加継続条件として、エンジン回転数Neの上昇以外に、第2クラッチ7のスリップ時におけるモータトルク上限値からモータトルクを差し引いて得られるモータトルクマージンが所定値以上であることをも第1クラッチトルク容量増加継続条件としたため、
　クランキング優先時に第1クラッチトルク容量tTc1がバラツキを生じた場合でも第2クラッチ7のスリップ量低下を防ぐことができ、第2クラッチ7の締結によるショックを防止することができる。
　本実施例においては更に、上記した圧縮反力の影響を低減する第1クラッチトルク容量tTc1の増加継続条件として、エンジン回転数Neの上昇以外に、第1クラッチ6の締結開始から所定時間内であることをも第1クラッチトルク容量増加継続条件としたため、
　クランキング優先時に第1クラッチトルク容量tTc1がバラツキを生じた場合でも第2クラッチ7のスリップ量低下を防ぐことができ、第2クラッチ7の締結によるショックを防止することができる。
　また本実施例においては、第1クラッチ6のトルク容量tTc1が所定のエンジン回転上昇を得るほどに増加し得ない場合、エンジン回転上昇用のトルクまたは回転数プロフィールを切り替えるようにしたため、
　所定のプロフィールでエンジン回転数Neを上昇させると圧縮反力によりモータトルクが不足してしまう場合、エンジン回転上昇用のトルクまたは回転数プロフィールを切り替えることによって、第1クラッチトルク容量tTc1の増加に伴う第2クラッチ7の締結ショックを防止することができる。
　更に本実施例においては、圧縮反力による影響を無視可能な高速度域へエンジン回転数が所定時間内に上昇されるよう第1クラッチトルク容量tTc1を増大させるに際し、エンジン停止位置が安定しないとか、エンジン停止からの時間が短いことにより、圧縮反力の影響が大きく、モータトルクが不足する場合は、エンジン回転数上昇用のトルク又は回転数プロフィールを切り替えるようにしたため、
　所定のプロフィールでエンジン回転数Neを上昇させると圧縮反力によりモータトルクが不足してしまう場合、エンジン回転上昇用のトルクまたは回転数プロフィールを切り替えることによって、第1クラッチトルク容量tTc1の増加に伴う第2クラッチ7の締結ショックを防止することができる。
　また本実施例においては、圧縮反力による影響を無視可能な高速度エンジン回転数領域では第1クラッチ6のトルク容量tTc1をアクセル開度APO（要求負荷）および車速VSPに応じて求めるようにしたため、
　運転者の運転操作に応じてモータトルクの配分を変更することとなり、滑らかな加速を実現することができる。
　本実施例においては更に、第1クラッチ6の締結進行によるエンジン始動時に、第1クラッチトルク容量tTc1の増加に応じてモータ回転数を決定するようにしたため、
　クランキング時にフィードフォワード的にモータトルクを増加させることができ、入力回転数の落ち込みを防止することで、第2クラッチ7の締結によるショックを防止することができる。

Claims (11)

  1. 　動力源としてエンジンおよび電動モータを具え、これらエンジンおよび電動モータ間に伝達トルク容量を変更可能な第1クラッチを介在させ、電動モータおよび駆動車輪間に伝達トルク容量を変更可能な第2クラッチを介在させ、
    　エンジンを停止させ、第1クラッチを解放すると共に第2クラッチを締結することにより電動モータからの動力のみによる電気走行モードを選択可能で、第1クラッチおよび第2クラッチを共に締結することによりエンジンおよび電動モータからの動力によるハイブリッド走行モードを選択可能なハイブリッド車両において、
    　前記電気走行モードからハイブリッド走行モードへのモード切り替えに当たって前記第1クラッチの締結進行により行うエンジン始動に際し、エンジン回転数が上昇されるよう前記第1クラッチのトルク容量を増大させ、エンジン回転数が所定回転数に至った時から前記第1クラッチのトルク容量を低下させるエンジン始動用第1クラッチ締結制御手段を具えて成ることを特徴とするハイブリッド車両のエンジン始動制御装置。
  2. 　請求項1に記載のハイブリッド車両のエンジン始動制御装置において、
    　前記エンジン始動用第1クラッチ締結制御手段は前記エンジン始動に際し、エンジン回転数が所定時間内に、エンジンの圧縮反力による影響を無視可能な高速度域へ上昇されるよう前記第1クラッチのトルク容量を増大させ、エンジン回転数が前記高速度域に至った時から前記第1クラッチのトルク容量を低下させるものであることを特徴とするハイブリッド車両のエンジン始動制御装置。
  3. 　請求項2に記載のハイブリッド車両のエンジン始動制御装置において、
    　前記圧縮反力の影響を低減する指令は、油圧指令の算出に用いる目標トルクに反映させるが、エンジン回転数上昇用のトルクまたは回転数プロフィールを決める目標トルクには反映させないものであることを特徴とするハイブリッド車両のエンジン始動制御装置。
  4. 　請求項2に記載のハイブリッド車両のエンジン始動制御装置において、
    　前記圧縮反力の影響を補正する第1クラッチのトルク容量の増加は、第1クラッチの油圧またはストロークの状況に応じて開始するものであることを特徴とするハイブリッド車両のエンジン始動制御装置。
  5. 　請求項4に記載のハイブリッド車両のエンジン始動制御装置において、
    　エンジン回転数の上昇以外に、第2クラッチのスリップ回転数が所定値以上であることを、第1クラッチトルク容量増加継続条件としたものであることを特徴とするハイブリッド車両のエンジン始動制御装置。
  6. 　請求項4に記載のハイブリッド車両のエンジン始動制御装置において、
    　エンジン回転数の上昇以外に、第2クラッチのスリップ時における電動モータのトルク上限値から電動モータトルクを差し引いて得られる差値が所定値以上であることを、第1クラッチトルク容量増加継続条件としたものであることを特徴とするハイブリッド車両のエンジン始動制御装置。
  7. 　請求項4に記載のハイブリッド車両のエンジン始動制御装置において、
    　エンジン回転数の上昇以外に、第1クラッチの締結開始から所定時間内であることを、第1クラッチトルク容量増加継続条件としたものであることを特徴とするハイブリッド車両のエンジン始動制御装置。
  8. 　請求項4に記載のハイブリッド車両のエンジン始動制御装置において、
    　第1クラッチのトルク容量が所定のエンジン回転上昇を得るほどに増加し得ない場合、エンジン回転上昇用のトルクまたは回転数プロフィールを切り替えるものであることを特徴とするハイブリッド車両のエンジン始動制御装置。
  9. 　請求項2～8のいずれか1項に記載のハイブリッド車両のエンジン始動制御装置において、
    　エンジンの圧縮反力による影響を無視可能な高速度域へエンジン回転数が所定時間内に上昇されるよう前記第1クラッチのトルク容量を増大させるに際し、エンジン停止位置が安定しないとか、エンジン停止からの時間が短いことにより、圧縮反力の影響が大きく、電動モータトルクが不足する場合は、エンジン回転数上昇用のトルク又は回転数プロフィールを切り替えるよう構成したことを特徴とするハイブリッド車両のエンジン始動制御装置。
  10. 　請求項2～9のいずれか1項に記載のハイブリッド車両のエンジン始動制御装置において、
    　エンジンの圧縮反力による影響を無視可能な高速度エンジン回転数領域では第1クラッチのトルク容量を要求負荷および車速に応じて求めるものであることを特徴とするハイブリッド車両のエンジン始動制御装置。
  11. 　請求項1～10のいずれか1項に記載のハイブリッド車両のエンジン始動制御装置において、
    　第1クラッチの締結進行によるエンジン始動時は、第1クラッチのトルク容量の増加に応じて電動モータの回転数を決定するものであることを特徴とするハイブリッド車両のエンジン始動制御装置。
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