WO2004089680A1 - ハイブリッド型車両 - Google Patents

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WO2004089680A1
WO2004089680A1 PCT/JP1995/001109 JP9501109W WO2004089680A1 WO 2004089680 A1 WO2004089680 A1 WO 2004089680A1 JP 9501109 W JP9501109 W JP 9501109W WO 2004089680 A1 WO2004089680 A1 WO 2004089680A1
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pinion
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output shaft
torque
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PCT/JP1995/001109
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Shuzo Moroto
Kozo Yamaguchi
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Shuzo Moroto
Kozo Yamaguchi
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • B60K6/48—Parallel type
    • B60K2006/4833—Step up or reduction gearing driving generator, e.g. to operate generator in most efficient speed range
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60L—PROPULSION OF ELECTRICALLY-PROPELLED VEHICLES; SUPPLYING ELECTRIC POWER FOR AUXILIARY EQUIPMENT OF ELECTRICALLY-PROPELLED VEHICLES; ELECTRODYNAMIC BRAKE SYSTEMS FOR VEHICLES IN GENERAL; MAGNETIC SUSPENSION OR LEVITATION FOR VEHICLES; MONITORING OPERATING VARIABLES OF ELECTRICALLY-PROPELLED VEHICLES; ELECTRIC SAFETY DEVICES FOR ELECTRICALLY-PROPELLED VEHICLES
    • B60L2240/00—Control parameters of input or output; Target parameters
    • B60L2240/40—Drive Train control parameters
    • B60L2240/44—Drive Train control parameters related to combustion engines
    • B60L2240/441—Speed
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W2510/00—Input parameters relating to a particular sub-units
    • B60W2510/06—Combustion engines, Gas turbines
    • B60W2510/0638—Engine speed
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W2710/00—Output or target parameters relating to a particular sub-units
    • B60W2710/02—Clutches
    • B60W2710/025—Clutch slip, i.e. difference between input and output speeds
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H37/00—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00
    • F16H37/02—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings
    • F16H37/06—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts
    • F16H37/08—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing
    • F16H37/0833—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths
    • F16H37/084—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths at least one power path being a continuously variable transmission, i.e. CVT
    • F16H2037/0866—Power split variators with distributing differentials, with the output of the CVT connected or connectable to the output shaft
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/2002—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears
    • F16H2200/2005—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears with one sets of orbital gears
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/202—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the type of Ravigneaux set
    • F16H2200/2023—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the type of Ravigneaux set using a Ravigneaux set with 4 connections
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16H3/72—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion with a secondary drive, e.g. regulating motor, in order to vary speed continuously
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    • Y10S903/946—Characterized by control of driveline clutch

Definitions

  • the present invention relates to a hybrid type vehicle that uses a combustion engine such as a gasoline engine, a diesel engine, and a gas turbine engine as a power source, and an electric motor such as a battery, which is driven by electric energy, and uses them in combination.
  • a combustion engine such as a gasoline engine, a diesel engine, and a gas turbine engine
  • an electric motor such as a battery
  • the engine is operated with high efficiency and low pollution, so that the engine is efficiently operated with the least exhaust gas. It is known that the vehicle is driven at a predetermined output so that the vehicle can be driven, and motors are used as auxiliary power of the engine. This type of hybrid vehicle requires a constant driving force in order to obtain good running conditions.
  • FIG. 14 shows a general output state of such a hybrid vehicle.
  • a hybrid vehicle requires 50 KW output when traveling, and when running at 100 kniZh, the engine output is 25 KW and the motor output is 25 KW. Then, when traveling at 40 kmZh, the output on the motor side is constant at 25 KW, but the output on the engine side drops to 10 KW, resulting in a shortage of 15 KW.
  • the present invention provides an eight-bridged type vehicle that can cope with sudden acceleration required when the vehicle is running at low speed, and that can reduce the size of the motor and the size and weight of the vehicle.
  • the purpose is to: Disclosure of the invention
  • the present invention has been made in view of the above-mentioned problems of the related art, and has an internal combustion engine.
  • the engine (2) operates efficiently within a low-pollution range of the engine speed, and the engine (2) and motor The vehicle is driven with the output of (6).
  • the control means (S) increases the rotation speed of the engine (2), and the torque adjusting means (T) increases the torque, so that sufficient engine torque is output.
  • the torque is combined with the torque on the motor (6) side, and the vehicle is driven to the desired running state.
  • the torque adjusting means (T) includes a differential gear mechanism including three elements, a first element of the differential gear mechanism is connected to the engine (2), and a second element is driven.
  • the shaft and the motor (6) are connected, and the third element is connected to the generator (15).
  • the torque adjusting means (T) is constituted by a differential gear mechanism capable of switching the input / output gear ratio to a plurality of stages by friction engagement means (F),
  • a slip control means for controlling a slip amount of the friction engagement means in accordance with a change in the number of revolutions of the engine (2) so that the number of revolutions of the engine (2) becomes a target number of revolutions; (S 1) is provided. Therefore, the power of the engine (2) can be smoothly transmitted through the differential gear mechanism at the desired rotation speed of the engine (2).
  • detection means for detecting a low-speed rotation state and a state requiring rapid acceleration of the engine (2) and outputting the command signal to the control means. Therefore, even if the engine (2) rotation speed is limited to the predetermined rotation speed, the torque required for running the hybrid vehicle is transmitted through the differential gear mechanism.
  • the differential gear mechanism includes a carrier (11) connected to an engine-side output shaft (1a).
  • the control means controls the engine-side output shaft (la) and the motor-side output shaft ( lb) and a clutch (16).
  • the differential gear mechanism includes a first sun gear (17) fixed to an engine-side output shaft (la);
  • a generator coaxially opposed to the engine-side output shaft (la), the load of which is released as required;
  • a brake (29) which is engaged with the ring gear (27) and fixes the ring gear (27) to the case when the engine (2) is running at a low speed and sudden acceleration;
  • the generator (15) is rotatably supported on an input shaft (19) of the generator (15), the pinion (21) is supported in a rotatable state, and a gear is mounted on the motor-side output shaft (lb). And (22) connected via (23, 25).
  • the torque of the engine (2) is changed in two stages by a differential gear mechanism by turning on and off the brake (29), and the torque is changed to the motor (6). Combines with the torque of
  • a carrier integrally connected to the engine side output shaft (la);
  • a generator coaxially opposed to the engine-side output shaft (la), the load of which is released as required;
  • a first sun gear '(32) coupled to the first pinion (21a) and connected to the input shaft of the generator (15);
  • a pinion of the differential gear mechanism is connected to an engine-side output shaft (la) via a clutch.
  • the first brake is connected to the second pinion (21b) of the pinion via a first ring gear
  • the second brake is connected to the second pinion via a second ring gear. Connected to the first pinion (21a) of the pinion.
  • FIG. 1 is a skeleton diagram of a hybrid vehicle showing a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a diagram showing the relationship between the degree of opening and the vehicle speed, showing the control state of the hybrid vehicle according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is a control flowchart of a hybrid vehicle according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 4 is an engine-side torque-vehicle speed relationship diagram of a hybrid vehicle showing the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 5 is a diagram showing a relationship between output torque and vehicle speed of a hybrid vehicle according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 is a skeleton diagram of a hybrid vehicle showing a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 7 is a skeleton diagram of a hybrid vehicle showing a third embodiment of the present invention.
  • FIG. 8 is a skeleton diagram of a hybrid vehicle showing a fourth embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 is a diagram showing the relationship between the degree of opening and the vehicle speed, showing the control state of the hybrid vehicle according to the fourth embodiment of the present invention.
  • FIG. 10 is an engine-side torque vehicle speed relationship diagram of a hybrid vehicle according to a fourth embodiment of the present invention.
  • FIG. 11 is an accelerator opening-vehicle speed relation diagram showing another control state of the hybrid vehicle according to the fourth embodiment of the present invention.
  • FIG. 12 is a skeleton diagram of a hybrid vehicle showing a fifth embodiment of the present invention.
  • FIG. 13 is an engine-side torque vehicle speed relationship diagram of a hybrid vehicle showing a fifth embodiment of the present invention.
  • FIG. 14 is a diagram showing the relationship between output torque and vehicle speed of a conventional hybrid vehicle. BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
  • FIG. 1 is a skeleton diagram of a hybrid vehicle showing a first embodiment of the present invention.
  • the output shaft 1 is divided into an engine-side output shaft 1a and a motor-side output shaft 1b.
  • the shaft 1b is arranged coaxially, and the engine 2 is mounted on one end of the engine-side output shaft 1a, while the motor 3 is connected to the motor-side output shaft 1b via gears 3 and 5 in the middle. Is connected.
  • One end of the motor-side output shaft 1b is connected to the wheel 9 via a differential gear device 7 and the like.
  • Opposite ends of the engine-side output shaft 1a and the motor-side output shaft 1b are connected to each other via a torque adjusting means T.
  • the torque adjusting means T is fixed to a carrier 11 integrally connected to the engine-side output shaft 1a, a pinion 12 rotatably supported by the carrier 11 and a motor-side output shaft lb.
  • the controller S is a controller as a control means.
  • the controller S controls the number of revolutions of the engine 2 and controls on / off of the clutch 16 according to the driving condition.
  • the controller S controls the load (electric power generation) of the generator 15 and controls the rotation of the motor 6.
  • the controller S includes a slip control means S1, controls the clutch pressure of the clutch 16 according to a change in the rotation speed of the engine 2, and controls the slip amount of the clutch 16.
  • the hybrid vehicle of this embodiment configured as described above is controlled as shown in FIGS.
  • the portion indicated by 4 is a so-called normal running state, in which the clutch 16 is turned off (in a cut-off state), and the generator 15 generates electric power.
  • the load of 15 is working.
  • the output shaft 1a from the engine side to the output shaft 1 1/3 of the engine torque Te is transmitted to the engine, and the engine output other than the output required for the generator 15 to generate power is combined with the motor output.
  • the case where the vehicle speed is 20 km / h or less and the accelerator opening is 80% or more is indicated by a circle ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ , as shown in the flowchart of FIG.
  • N eo 200 rpm
  • the pressure of the clutch 16 is reduced to increase the slip of the clutch 16 and act on the engine side output shaft 1 a.
  • the load resistance By reducing the load resistance, the engine speed is increased and the engine speed is set to the target speed.
  • the output of the engine 2 whose rotation is controlled by the clutch 16 is transmitted to the motor-side output shaft 1 b via the planetary gear mechanism, is combined with the motor-side output, and drives the wheel 9. I do.
  • the dotted line indicates the area where the clutch slips to adjust the engine speed.
  • the vehicle speed is 20 km / h to 50 km / h and the accelerator opening is 80% or more.
  • clutch 16 is turned on (engine side output shaft 1a and motor side output shaft 1b are directly connected), generator 15 stops power generation, and ring gear 1
  • the load acting on 3 is released. Therefore, in this case, the rotation speed of the engine-side output shaft 1a is transmitted to the motor-side output shaft 1b as it is. That is, the output (torque Te) of the engine 2 is transmitted to the motor 6 side as it is.
  • the torque transmitted from the engine-side output shaft 1a to the motor-side output shaft 1b is tripled as compared with the case where the clutch 16 in the above-mentioned (1) is off, and the vehicle is low.
  • the engine side torque Te is increased (see Fig. 4), and as shown in Fig. 5, a sufficient combined torque (engine side torque Te + motor torque) is obtained.
  • Side torque Tm is obtained, and the desired engine output is transmitted to the motor side output shaft 1b.
  • the engine output that increases as the engine speed increases is transmitted to the motor-side output shaft 1 b as it is, and sufficient output is transmitted to the wheels 9 when a large torque is required.
  • the target engine speed is increased (here, Neo 2500 rpm), and the engine speed is controlled in the same manner as in (1) above.
  • the clutch 16 of the torque adjusting means T when the clutch 16 of the torque adjusting means T is turned on and the load on the generator 15 is released, sufficient driving torque can be obtained when high torque is required.
  • the engine 2 is operated at a predetermined output, and the generator 15 is operated by the output to generate electric power, and the wheels 9 can be driven, thereby enabling high-efficiency and low-pollution operation.
  • the engine-side output shaft 1a and the motor-side output shaft 1b are connected by a planetary gear mechanism as a torque adjusting means T.
  • the output of the engine 2 is transmitted to the motor side output shaft 1b without being electrically converted, so that the power transmission efficiency is high.
  • the torque on the engine side can be increased by the torque adjusting means T, so that the conventionally used large-capacity motor 6 becomes unnecessary, and the motor 6, the generator 15 and the like can be reduced in size, and consequently It is possible to reduce the size and weight of the hybrid vehicle.
  • the generator 15 can be operated as a motor.
  • the motor operates as a generator when the clutch is off, but when the clutch is on, it can generate the driving force as the motor. Therefore, the engine 2 and the motor 6 can be driven by the driving force of the motor 15.
  • FIG. 6 is a skeleton diagram of a hybrid vehicle according to a second embodiment of the present invention.
  • the output shaft 1 is divided into an engine-side output shaft 1a and a motor-side output shaft 1b. And the motor-side output shaft 1b are arranged in parallel, and these two shafts la and lb are connected via torque adjusting means T.
  • the engine 2 is attached to one end of the engine-side output shaft 1a, and the first sun gear 17 is fixed to the other end of the engine-side output shaft 1a.
  • the input shaft 19 of the generator 15 is arranged coaxially with the engine-side output shaft 1a.
  • the input shaft 19 of the generator 15 has a second sun gear 20 fixed at one end (one end on the engine 2 side), and a generator 15 attached to the other end.
  • a first pinion 21 a corresponding to the first sun gear 17 and a second pinion 21 a corresponding to the second sun gear 20 are provided on the outer periphery of the first sun gear 17 and the second sun gear 20 described above.
  • the pinion 21 is formed by integrally connecting the pinions 21b.
  • the pinion 21 is rotatably supported at the end of the carrier 22.
  • the carrier 22 is rotatably supported by the input shaft 19 of the generator 15 and is connected to the motor-side output shaft 1 b via gears 23 and 25.
  • the motor-side output shaft lb is connected to the differential gear device 7 and the wheels 9 via the gear 26 so that the power of the motor 6 is transmitted to the wheels 9.
  • a ring gear 27 is combined with the pinion 21 described above.
  • the outer peripheral side of the ring gear 27 is connected to the brake 29 (friction engagement means F).
  • the torque adjusting means T constitutes a planetary gear mechanism including the first sun gear 17, the second sun gear 20, the pinion 21, the ring gear 27, the brake 29 and the carrier 22. .
  • the controller S is connected to the engine 2, the brake 29, the generator 15, and the motor 6.
  • the slip control means S 1 of the control means S controls the pressure of the brake 29 according to the change in the engine speed, and controls the slip amount of the brake 29.
  • the hybrid vehicle according to the present embodiment having the above-described configuration is controlled as shown in FIGS. 2 and 3 similarly to the first embodiment. That is, in FIG. 2, the portion indicated by 4 indicates that the brake 29 is off (in a cut-off state), the generator 15 generates power, and the second sun gear 20 has a load of the energy generator 15. Is in effect.
  • the number of teeth of the first pinion 21a is 17; the number of teeth of the second pinion 21b is 40; the number of teeth of the second sun gear 20 is 20; Assuming that the number of teeth of 17 is 4 3 and the number of teeth of the ring gear 27 is 100, a torque 0.8 times the engine torque Te is transmitted from the engine 2 to the motor 6.
  • the engine output is output to the motor-side output shaft 1b except for the portion used for power generation by the generator 15, and is combined with the motor-side output to drive the wheels 9.
  • Neo 200 rpm
  • the output of the engine 2 whose rotation is controlled by the brake 29 is transmitted to the motor-side output shaft 1 b via the planetary gear mechanism, combined with the motor-side output, and drives the wheel 9.
  • the dotted line indicates a state in which the brake 29 is slipped to adjust the engine speed.
  • the part indicated by 1 shows the case of the eight-bridged type vehicle traveling at a low speed and at the time of rapid acceleration (at the time of high load), as described in the first embodiment.
  • the brake 29 is turned on, the power generation of the generator 15 is stopped, the ring gear 27 is locked, and the load on the generator 15 acting on the second sun gear 20 is released. Therefore, the carrier 22 rotates 0.5 times for one rotation of the engine-side output shaft 1a, and a torque twice as much as the engine torque Te is transmitted from the engine 2 to the motor 6.
  • a torque twice as much as the engine torque Te is transmitted from the engine 2 to the motor 6.
  • Sufficient engine output (torque) as shown in Fig. 5 can be secured.
  • the engine speed is controlled to 500 rpm as in the case of (1) described above.
  • the brake 29 of the torque adjusting means is turned on, and the load on the generator 15 is released, so that the torque increases with the rotation speed of the engine 2.
  • the desired engine running state can be ensured by combining the engine output with the motor side output, and the same effect as in the first embodiment can be obtained.
  • FIG. 7 is a skeleton diagram of a hybrid vehicle according to a third embodiment of the present invention.
  • the output shaft 1 is divided into an engine-side output shaft 1a and a motor-side output shaft 1b, and these engine-side output shaft 1a and motor-side output shaft 1 1b are arranged in parallel, and these two axes la and 1b are connected via torque adjusting means T.
  • the engine 2 is attached to one end of the engine-side output shaft 1a, while the first pinion 31 is rotatable via the carrier 30 to the other end of the engine-side output shaft 1a. Supported.
  • a second pinion 35 mating with the first pinion 31 is rotatably supported by the carrier 30.
  • the input shaft 19 of the generator 15 is arranged to be coaxial with the engine-side output shaft 1a.
  • the input shaft 19 of this generator 15 has one end ( A first sun gear 32 that is coupled to the first pinion 31 is fixed to one end of the gin 2), and a generator 15 is attached to the other end.
  • a ring gear 33 rotatably supported by the engine-side output shaft 1a is engaged with the outer periphery of the first pinion 31 described above.
  • the ring gear 33 is connected to the motor-side output shaft 1a via a gear 37 that is integrally connected.
  • the motor-side output shaft lb is connected to the differential gear unit 7 and the wheels 9 via gears 39, 40, so that the power of the motor 6 is transmitted to the wheels 9 side.
  • the second pinion 35 is connected to a second sun gear 41 rotatably supported by an input shaft 19 of the generator 15.
  • the second sun gear 41 is connected to a brake 43 (friction engagement means F) via a one-way clutch 42.
  • the one-way clutch 42 allows the second sun gear 41 to rotate in the same direction as the first pinion 31.
  • Controller S is connected to engine 2, generator 15, motor 6 and brake 43. Then, the slip control means S 1 of the controller S performs the slip control of the brake 43.
  • the torque adjusting means T includes the first pinion 31, the first sun gear 32, the second sun gear 41, the ring gear 33, the carrier 30, the second pinion 35 and the brake 43.
  • a planetary gear mechanism comprising:
  • the hybrid vehicle of this embodiment having the above-described configuration is controlled as shown in FIGS. 2 and 3 similarly to the first and second embodiments.
  • the portion indicated by ⁇ indicates that the brake 43 was off (in a disconnected state), the generator 15 generated electric power, and the load of the generator 15 was applied to the first sun gear 32. It is in the state.
  • the motor 2 side to the motor 6 side 0.8 times the engine torque Te is transmitted to the motor.
  • the portion indicated by 1 is also described in the first and second embodiments.
  • the hybrid vehicle is running at low speed and is accelerating rapidly (at high load).
  • the brake 43 is turned on, the generator 15 stops generating power, and the first sun gear 3
  • the load acting on 2 is released, and the second sun gear 41 is locked. Therefore, the ring gear 36 rotates 0.41 times for one rotation of the output shaft 1a on the engine side, and a torque 2.4 times the engine torque Te is transmitted from the engine 2 to the motor 6 side. Is done.
  • the case of 1 three times the torque is transmitted from the engine 2 to the motor 6 as compared with the case of 4, and as in the first embodiment, as shown in FIG. Sufficient torque can be secured.
  • the rotation speed of the engine 2 is controlled in the same manner as in the first and second embodiments.
  • a one-way clutch 42 is interposed between the second sun gear 41 and the brake 43 so that the second sun gear 41 can rotate in the same direction as the first sun gear 32. Therefore, when the brake 43 is turned on and the load on the generator 15 is released, the brake 15 can be turned on first and then the load on the generator 15 can be released, so that both generators 4 3 and 15 are synchronized. It is no longer necessary to control the operation.
  • FIG. 8 is a skeleton diagram of a hybrid vehicle according to a fourth embodiment of the present invention.
  • This embodiment is an application of the second embodiment.
  • the pinion 21 of the second embodiment is connected to the engine-side output shaft 1a via a clutch 45.
  • Note that the other configuration in this embodiment is the same as that of the second embodiment, and thus the same reference numerals are given to the same configurations as those in FIG. 6, and the description thereof will be omitted.
  • the hybrid vehicle according to the present embodiment configured as described above is controlled as shown in FIGS. 9 to 10.
  • the part marked with 4 indicates that the clutch 45 and the brake 29 are off.
  • the generator 15 generates power, and the load of the generator 15 acts on the second sun gear 20.
  • a torque 0.8 times the engine torque Te is transmitted from the engine 2 to the motor 6.
  • the part (2) is for the case where the vehicle speed is 20 km / h or less and the accelerator opening is 80% or more.
  • the vehicle speed is 20 km / 1 in part 1! 550 km / h, accelerator opening is 80% or more, clutch 45 is off, and brake 29 is on.
  • the carrier 22 rotates 0.5 times for one rotation of the engine-side output shaft 1a, and a torque twice the engine torque Te is transmitted from the engine 2 to the motor 6 side. .
  • 2.5 times the torque is transmitted from the engine 2 to the motor 6 in comparison with the case of 2 (see Fig. 10). In this case, the power generation of the generator 15 is stopped.
  • the part (3) indicates the case where the vehicle speed is in the range of 50 km / h to 90 kmZh and the accelerator opening is 80% or more.
  • the clutch 45 is on and the brake 29 is off. It is.
  • the carrier 22 makes one revolution for one revolution of the engine output shaft 1a, and a torque equal to the engine torque Te is transmitted from the engine 2 to the motor 6 side.
  • the case of (3) 1.25 times the torque is transmitted from the engine 2 to the motor 6 in comparison with the case of (2) (see Fig. 10). In this case, the power generation of the generator 15 is stopped.
  • the torque transmitted from the engine 2 to the motor 6 when the vehicle is running at low speed and when the vehicle is rapidly accelerating is increased.
  • the same effect as in each of the above embodiments can be obtained, and as described above, the torque transmitted from the engine 2 to the motor 6 can be changed in three stages, and The torque can be adjusted.
  • FIG. 11 by further controlling the clutch 45 and the brake 29 in accordance with the degree of opening of the accelerator and the vehicle speed, it is possible to further finely adjust the torque.
  • FIG. 12 is a skeleton diagram of a hybrid vehicle showing a fifth embodiment of the present invention.
  • This embodiment is an application example of the second embodiment, similarly to the fourth embodiment, and includes a ring gear (1) of the pinion 21 of the second embodiment that is combined with the first pinion 21a.
  • the second ring gear) 46 and the brake (second brake) 47 that controls the rotation of the ring gear 46 are the ring gear (first ring gear) 27 and the brake ( The first brake) 2 9 is provided in addition to.
  • the other configuration in the present embodiment is the same as that in the second embodiment, and thus the same reference numerals are given to the same components as those in FIG. 6, and the description thereof will be omitted.
  • the hybrid vehicle of this embodiment configured as described above is controlled as shown in FIG. 9 and FIG.
  • a portion 4 indicates that the first brake 29 and the second brake 47 are off, the generator 15 generates electric power, and the second sun gear 20 has a generator. This is the state where the load of 15 was applied. In this case, 0.8 times the engine torque Te is transmitted from the engine 2 to the motor 6.
  • the part (2) shows the case where the vehicle speed is 20 km / h or less and the accelerator opening is 80% or more.
  • the engine speed can be increased to a predetermined speed (here, 20%). (At 0 rpm).
  • the vehicle speed is 20 kmZl! This is the case where the vehicle is in the range of ⁇ 50 km / h and the accelerator opening is 80% or more, the first brake 29 is off, and the second brake 47 is on.
  • the carrier 22 rotates 0.3 times for one rotation of the engine-side output shaft 1a, and a torque 2.8 times the engine torque Te is applied from the engine 2 to the motor 6 side. Is transmitted. As a result, 3.5 times more torque is transmitted from the engine 2 to the motor 6 in the case of 1 than in the case of 2 (see Fig. 13). In this case, the power generation of the generator 15 is stopped.
  • the part (3) is for the case where the vehicle speed is in the range of 50 km / h to 90 km / h and the accelerator opening is 80% or more.
  • the first brake 29 is on and the second This is the case when the brake 47 is off.
  • 2.5 times more torque is transmitted from the engine 2 to the motor 6 than in case of (2).
  • the present embodiment is the same as the fourth embodiment in that the torque transmitted from the engine 2 to the motor 6 can be changed in three stages, and finer torque adjustment can be performed.
  • a larger torque increase can be achieved than in the fourth embodiment.
  • FIG. 11 by controlling the brakes 29 and 47 more finely in accordance with the accelerator opening and the vehicle speed, it is possible to perform finer torque adjustment. This is the same as the fourth embodiment.
  • the invention's effect is the same as the fourth embodiment.
  • the present invention has a torque adjusting means interposed on the output shaft between the engine and the motor, so that when a large torque is required, such as when driving at low speed and during rapid acceleration, By switching the torque adjusting means to the torque increasing state by the control means, the engine speed can be increased and the torque can be increased, and the torque transmitted from the engine side to the wheel side can be increased.
  • the motor can be used with high efficiency and low pollution constantly at the output, so it is possible to reduce the size and weight of the motor and the generator.
  • the torque adjusting means is a planetary gear mechanism
  • the output of the engine is combined with the output of the motor without being electrically converted, so that the power transmission efficiency is excellent.
  • the vehicle since the torque on the engine side can be increased by the torque adjusting means, Even if the generator and the motor are out of order, the vehicle can be driven only by the engine by engaging the clutch or brake.
  • the hybrid vehicle according to the present invention is used for an eight-brid vehicle that can use the engine output with high efficiency and low pollution.
  • the engine may be a combustion engine such as a gasoline engine, a diesel engine, a gas turbine engine, or the like, and the motor may be an electric motor using electric energy such as a battery.

Description

明細書
八イブリツド型車両 技術分野
本発明は、 ガソリンエンジン、 ディーゼルエンジン及ぴガスタービンエンジン 等の燃焼エンジンと、 バッテリ一等の電気工ネルギによる電気モー夕とを動力源 とし、 これらを組み合わせて用いるハイブリツド型車両に関する。 背景技術
ハイプリッド型車両としては、 例えば、 米国特許第 3 5 6 6 7 1 7号に開示さ れたように、 エンジンを高効率 '低公害で運転するため、 エンジンを最も排気ガ スの少ない効率的な運転ができるように所定出力で運転し、 該エンジンの補助動 力としてモー夕を使用するものが知られている。 この種のハイブリツド型車両は、 良好な走行状態を得るため、 一定の駆動力が必要となる。
しかしながら、 このようなハイブリッド型車両は、 エンジンを高効率 ·低公害 で運転するために、 エンジンの出力を所定値で定常的に運転すると、 低速走行時 でかつ急加速する場合等に出力不足を生じる。 これは、 エンジンの出力が、 ェン ジンの出力トルクと回転数 （車速） の積であり、 エンジンの出力トルクがェンジ ン回転数に拘らずほぼ一定だから、 従ってエンジン回転数の小さい低速時、 ェン ジン出力は低下する。
図 1 4は、 このようなハイブリツド型車両の一般的出力状態を示すものである。 例えば、 この図に示すように、 ハイブリッド型車両が走行するに際し、 5 0 KW の出力が必要であり、 1 0 0 kniZhの走行時にエンジン側出力が 2 5 KWでモー 夕側出力が 2 5 KWとすると、 4 0 kmZ h走行時には、 モータ側出力は 2 5 K Wで一定であるが、 エンジン側出力が 1 0 KWと低下して、 1 5 KWの出力不足 を生じる。
そのため、 従来は、 ハイブリッド型車両の低速走行時の出力を確保するため、 比較的大きなモータゃィンバータ等の駆動制御装置が必要となり、 車両の小型化 及ぴ重量軽減を図ることが困難であった。
そこで、 本発明は、 車両の低速走行時に要求された急加速にも対応可能で、 モー 夕の小型化、 ひいては車両の小型化及ぴ軽量化を図ることが可能な八イブリツド 型車両を提供することを目的とする。 発明の開示
本発明は、 上記従来技術の課題に鑑み案出されたものであり、 内燃エンジン
(2) とモータ （6) を備えたハイブリッド型車両において、
前記エンジン （2) とモー夕 （6) との間に配置され、 該エンジン （2) のト ルクを増大するトルク増大状態と通常状態とに切り換え得るトルク調整手段 （T) と、
指令信号に応じて、 前記エンジン （2) の回転数を増加するとともに、 前記ト ルク調整手段 （T) をトルク増大状態に切り換える制御手段 （S) と、
を備えたことを特徴としている。
このような構成にすることにより、 通常走行時は、 エンジン （2) の運転効率 が良く、 しかも低公害のエンジン回転数の範囲でエンジン （2) を運転し、 ェン ジン （2) とモータ （6) の出力とで車両が駆動される。 トルク増大状態必要時 には、 制御手段 （S) によりエンジン （2) の回転数が増加させられると共に、 トルク調整手段 （T) によりトルクが増大され、 十分なエンジントルクが出力さ れ、 該エンジントルクがモー夕 （6) 側のトルクと合成されて、 車両が所望の走 行状態となるように駆動される。
そして、 一例として前記トルク調整手段 （T) が 3つの要素からなる差動歯車 機構を含み、 該差動歯車機構の第 1の要素が前記エンジン （2) に接続され、 第 2の要素が駆動軸及ぴモータ （6) に接続され、 そして第 3の要素がジエネレー 夕 （15) に接続されている。
従って、 エンジン （2) 側の出力は、 電気的に変換されることなく、 出力軸 (1) に伝達される。
又、 一例として前記トルク調整手段 （T) が、 摩擦係合手段 （F) により入出 力のギア比を複数段に切り換え得る差動歯車機構からなり、
前記制御手段 （S) が、 前記エンジン （2) の回転数を目標回転数にすべく、 前記ェンジン （ 2 ) の回転数変化に伴つて前記摩擦係合手段のスリップ量を制御 するスリップ制御手段 （S 1) を備えている。 従って、 所望のエンジン （2) の 回転数でもって、 エンジン （2) の動力を差動歯車機構を介して円滑に伝達され る。
さらに又、 例えばエンジン （2) の低速回転状態及ぴ急加速必要状態を検出し て前記指令信号を前記制御手段に出力する検出手段を備えている。.従って、 ェン ジン （2) 回転数が所定回転数に制限されても、 ハイブリッド型車両の走行に必 要とされるトルクが差動歯車機構を介して伝達される。
又、 具体例として、 例えば図 1に示されるように、 前記差動歯車機構が、 エンジン側出力軸 （1 a) と連結されたキヤリャ （11) と
、 前記モ一夕側出力軸 （lb) に固定されるサンギヤ （10) と、
ジェネレータ （15) に連結されるリングギヤ （13) とから構成された差動歯 車機構であり、 前記制御手段は、 指令信号に応じて前記エンジン側出力軸 （l a) と前記モータ側出力軸 （lb) とを接続するクラッチ （16) を含むことを特徴 としている。
このように構成された本発明は、 クラッチ （16) をオン ·オフ制御すること により、 エンジン （2)側のトルクを差動歯車機構により 2段階に変化させ、 該 トルクをモータ （6) 側のトルクと合成する。
又、 他の具体例として、 例えば図 6に示されるように、 .前記差動歯車機構が、 エンジン側出力軸 （l a) に固定された第 1のサンギヤ （17) と、
前記エンジン側出力軸 （l a) と同軸上に対向配置され、 必要に応じて負荷が解 除されるジェネレータ （15) と、
前記ジェネレータ （15) の入力軸に固定された第 2のサンギヤ （20) と、 前記第 1のサンギヤ （17) に嚙合する第 1のピニオン （2 l a) 及び前記第 2 のサンギヤ （20) に嚙合する第 2のピニオン （21b) を一体に連結したピニ オン （21) と、
該ピニオン （21) に嚙合するリングギヤ （27) と、
該リングギヤ （27) に係合され、 エンジン （2) の低回転時でかつ急加速時、 リングギヤ (27) をケースに固定するブレーキ (29) と、
前記ジェネレータ （15) の入力軸 （19) に相対回動可能な状態に支持され、 前記ピニオン （21) を相対回動可能な状態に支持すると共に、 前記モータ側出 力軸 （lb) にギヤ （23， 25) を介して接続されたキヤリャ （22) と、 を備えている。
このように構成された本発明は、 ブレーキ （29) をオン ·オフ制御すること により、 エンジン （2)側のトルクを差動歯車機構により 2段階に変化させ、 該 トルクをモータ （6)側のトルクと合成する。
更に、 例えば図 8に示されるように、 前記差動歯車機構が、
エンジン側出力軸 （l a) に一体的に連結されたキヤリャと、
該キヤリャに支持された第 1のピニオン （21 a) と、
前記エンジン側出力軸 （l a) と同軸上に対向配置され、 必要に応じて負荷が解 除されるジェネレータ （15) と、
該第 1のピニオン （21 a) に嚙合するとともに前記ジェネレータ （15) の入 力軸と接続された第 1のサンギヤ'（32) と、
前記第 1のピニオン （21 a) に嚙合し、 前記エンジン側出力軸 （1 a) に回動 可能に支持されるリングギヤ （27， 46) と、
前記第 1のピニオン （21 a) に嚙合すると共に、 前記ジェネレータ （15) の 入力軸に回動可能に支持された第 2のサンギヤ （41) と、
該第 2のサンギヤ （41) に嚙合する第 2のピニオン （21b) と、 ' 前記第 2のサンギヤ （41) に接続され、 必要に応じて、 第 2のサンギヤ （41) を固定するブレーキ （43) と、 を備えている。
又、 前記第 2のサンギヤ （4 1 ) とブレーキ （4 3 ) との間に、 前記第 1のピ 二オン （2 1 a ) と同一方向の第 2のサンギヤ （4 1 ) の回転を許容するワンゥェ イクラッチが介装されている。
前記差動歯車機構のピニオンが、 クラッチを介してエンジン側出力軸 （l a ) に接続されている。
前記トルク調整手段 （T) は、 第 1のブレーキが第 1のリングギヤを介して前 記ピニオンの第 2のピニオン （2 1 b) に接続され、 第 2のブレーキが第 2のリ ングギヤを介して前記ピニオンの第 1のピニオン （2 1 a ) に接続されている。 尚、 上記括弧内の符号は、 図面と対照するためのものであり、 何等本発明の構 成を限定するものではない。 図面の簡単な説明
図 1は、 本発明の第 1の実施例を示すハイプリッド型車両のスケルトン図であ る。
図 2は、 本発明の第 1の実施例を示すハイプリッド型車両の制御状態を示すァ クセル開度一車速関係図である。
図 3は、 本発明の第 1の実施例を示すハイプリッド型車両の制御フローチヤ一 ト図である。
図 4は、 本発明の第 1の実施例を示すハイブリツド型車両のエンジン側トルク一 車速関係図である。
図 5は、 本発明の第 1の実施例を示すハイプリッド型車両の出力トルク一車速 関係図である。
図 6は、 本発明の第 2の実施例を示すハイプリッド型車両のスケルトン図であ る。
図 7は、 本発明の第 3の実施例を示すハイプリッド型車両のスケルトン図であ る。 図 8は、 本発明の第 4の実施例を示すハイプリッド型車両のスケルトン図であ る。
図 9は、 本発明の第 4の実施例を示すハイプリッド型車両の制御状態を示すァ クセル開度一車速関係図である。
図 1 0は、 本発明の第 4の実施例を示すハイブリッド型車両のエンジン側トル クー車速関係図である。
図 1 1は、 本発明の第 4の実施例を示すハイブリッド型車両の他の制御状態を 示すアクセル開度一車速関係図である。
図 1 2は、 本発明の第 5の実施例を示すハイブリッド型車両のスケルトン図で ある。
図 1 3は、 本発明の第 5の実施例を示すハイブリツド型車両のエンジン側トル クー車速関係図である。
図 1 4は、 従来のハイブリッド型車両の出力トルク一車速関係図である。 発明を実施するための最良の形態
本発明をより詳細に説述するために、 添付の図面にしたがつてこれを説明する。 (第 1の実施例）
図 1は、 本発明の第 1の実施例を示すハイプリッド型車両のスケルトン図であ る。
この図に示すように、 本実施例のハイブリッド型車両は、 出力軸 1がエンジン 側出力軸 1 aとモータ側出力軸 1 bとに分割されて、 これらエンジン側出力軸 1 aとモータ側出力軸 1 bとが同軸上に配置され、 エンジン側出力軸 1 aの一端に はエンジン 2が取り付けられる一方、 モ一夕側出力軸 1 bの途中にはギヤ 3， 5 を介してモー夕 6が接続されている。 尚、 モー夕側出力軸 1 bの一端は、 差動歯 車装置 7等を介して車輪 9側と接続されている。 そして、 エンジン側出力軸 1 a とモー夕側出力軸 1 bの対向する端部同士がトルク調整手段 Tを介して接続され ている。 トルク調整手段 Tは、 エンジン側出力軸 1 aに一体的に違結されたキヤリャ 1 1と、 該キヤリャ 1 1に回転可能に支持されるピニオン 1 2と、 モータ側出力軸 l bに固定され、 前記ピユオン 1 2に嚙合するサンギヤ 1 0と、 前記ピニオン 1 2に嚙合するリングギヤ 1 3と、 エンジン側出力軸 1 aの図中右側端部とモータ 側出力軸 1 bとを接続するクラッチ 1 6 (摩擦係合手段 F) と、 からなる遊星歯 車機構を構成している。 このうち、 リングギヤ 1 3がジェネレータ （発電機） 1 5に接続されている。
Sは制御手段としてのコント口一ラである。 このコントローラ Sは、 運転状況 に応じてエンジン 2の回転数を制御したり、 クラッチ 1 6をオン ·オフ制御する。 又、 このコントローラ Sは、 ジェネレータ 1 5の負荷 （発電量） を制御したり、 モータ 6の回転制御等を行う。 さらに、 このコントローラ Sは、 スリップ制御手 段 S 1を備え、 エンジン 2の回転数変化に伴ってクラッチ 1 6のクラッチ圧を制 御し、 クラッチ 1 6のスリツプ量を制御する。
このように構成された本実施例のハイプリッド型車両は、 図 2乃至図 3に示す ように制御される。
即ち、 図' 2において、 ④で示した部分は、 いわゆる通常走行時であり、 クラッ チ 1 6がオフ （切れた状態） で、 かつ、 ジェネレータ 1 5により発電が行われ、 リングギヤ 1 3にジェネレータ 1 5の負荷が作用する状態になっている。
ここで、 例えば、 サンギヤ 1 0の歯数 Z sとリングギヤ 1 3の歯数 Z rの比 (Z r / Z s ) を 2とすると、 エンジン側出力軸 1 aからモ一夕側出力軸 1 に エンジントルク T eの 1 / 3が伝達され、 ジェネレータ 1 5の発電に要する出力 以外のエンジン出力がモー夕側出力に合成される。
この図 2において、 車速が 2 0 km/ h以下で、 かつ、 アクセル開度が 8 0 % 以上の場合である②の部分は、 図 3のフローチャート図に示すように、 前記した コントローラ Sでクラッチ圧 P cを制御することにより、 ェンジン回転数 N eが ^f^回転数 （ここでは N e o = 2 0 0 0 r pm) に保持されるようになっている。 即ち、 エンジン回 ¾N eが設定目標回転数 2 0 0 0 r pmより大きい場合は、 クラッチ 1 6の圧力を高め、 クラッチ 1 6のすベりを少なくして、 エンジン側出 力軸 1 aに作用する負荷抵抗を大きくし、 エンジン回転数を下げて、 エンジン回 転数を目標回転数にする。
一方、 エンジン回 «が設定回転数 2 0 0 O r p mよりも小さい場合は、 クラッ チ 1 6の圧力を低くして、 クラッチ 1 6のすベりを多くし、 エンジン側出力軸 1 aに作用する負荷抵抗を小さくすることにより、 エンジン回転数を上げ、 ェンジ ン回転数を目標回転数にする。
このように、 クラッチ 1 6により回転が制御されたエンジン 2の出力は、 遊星 歯車機構を介してモ一夕側出力軸 1 bに伝達され、 モー夕側出力と合成され、 車 輪 9を駆動する。 尚、 図 4において、 点線部分はエンジン回 を調整するため、 クラッチをスリップさせる領域を示すものである。
図 2において、 車速が 2 0 k m/h〜 5 0 km/hで、 かつ、 アクセル開度が 8 0 %以上の場合である①の部分は、 八イブリツド型車両が低速走行時で且つ急 加速時 （高負荷時） の場合を示しており、 クラッチ 1 6がオン （エンジン側出力 軸 1 aとモー夕側出力軸 1 bとが直結） となり、 ジェネレータ 1 5による発電が 停止され、 リングギヤ 1 3に作用する負荷が解除される。 従って、 この場合は、 エンジン側出力軸 1 aの回転数がそのままモータ側出力軸 1 bに伝達される。 即 ち、 エンジン 2側の出力 （トルク T e ) がそのままモー夕 6側に伝達される。 そ の結果、 この場合は、 前記④のクラッチ 1 6がオフの場合に比べて、 エンジン側 出力軸 1 aからモー夕側出力軸 1 bに伝達されるトルクが 3倍になり、 車両の低 速走行 （エンジンの低回転） 時でかつ急加速時におけるエンジン側トルク T eが 増大され （図 4参照） 、 図 5に示すように、 十分な合成トルク （エンジン側トル ク T e +モー夕側トルク Tm) が得られ、 所望のエンジン出力がモータ側出力軸 1 bに伝達されることになる。 これにより、 エンジン回転数を上げると共に増大 するエンジン出力がそのままモータ側出力軸 1 b .に伝達され、 大トルク必要時に 十分な出力が車輪 9側に伝達される。
又、 車速が 5 0 k m/h以上で、 かつ、 アクセル開度が 8 0 %以上の場合であ る③の部分は、 エンジンの目標回転数を上げて （ここでは N e o二 5 0 0 0 r p m) 、 前記①の場合と同様にエンジン回転数が制御される。
以上のように、 本実施例によれば、 トルク調整手段 Tのクラッチ 1 6をオンす ると共に、 ジェネレータ 1 5の負荷を解除することにより、 高トルク必要時には 十分な駆動トルクを得ることができる。 一方、 通常走行時には、 エンジン 2を所 定出力で運転し、 その出力でジェネレータ 1 5を作動させて発電すると共に、 車 輪 9を駆動でき、 高効率 ·低公害の運転が可能となる。
又、 本実施例は、 車両の低速走行時で且つ急加速時 （高負荷時） に、 エンジン 側出力軸 1 aとモ一夕側出力軸 1 bをトルク調整手段 Tたる遊星歯車機構で接続 するようになつており、 エンジン 2側の出力が電気的に変換されることなくモ一 夕側出力軸 1 bに伝達されるため、 動力の伝達効率が良い。
更に、 本実施例は、 トルク調整手段 Tによりエンジン側トルクを増大させるこ とができるため、 従来使用されていた大容量のモータ 6が不要となり、 モータ 6、 ジェネレータ 1 5等の小型化、 ひいては、 ハイプリッド型車両の小型化 ·軽量化 をはかることができる。
加えて、 本実施例は、 エンジン 2側のトルクをトルク調整手段 Tにより増大で きるため、 ジェネレータ 1 5及ぴモ一夕 6が故障しても、 クラッチを結合してェ ンジン 2のみで走行することができる。
本実施例及ぴ以下の実施例において、 ジェネレータ 1 5はモータとして作動さ せることもできる。 モー夕はクラッチオフの場合は発電機として作動するが、 ク ラッチオンではモ一夕として駆動力を発生できるので、 エンジン 2とモータ 6に モータ 1 5の駆動力を加えて走行できる。
(第 2の実施例）
図 6は、 本発明の第 2の実施例であるハイプリッド型車両のスケルトン図であ る。
この図に示すように、 本実施例のハイブリッド型車両は、 出力軸 1がエンジン 側出力軸 1 aとモータ側出力軸 1 bとに分割され、 これらエンジン側出力軸 1 a とモータ側出力軸 1 bとが並列に配置されており、 これら両軸 l a， l bがトル ク調整手段 Tを介して接続されている。 このうち、 エンジン側出力軸 1 aの一端 にはエンジン 2が取り付けられる一方、 エンジン側出力軸 1 aの他端には第 1の サンギヤ 1 7が固定されている。
そして、 このエンジン側出力軸 1 aと同軸上にジェネレータ 1 5の入力軸 1 9 が対向配置されている。 このジェネレータ 1 5の入力軸 1 9は、 その一端 （ェン ジン 2側の一端） に第 2のサンギヤ 2 0が固定される一方、 その他端にジエネレー 夕 1 5が取り付けられている。
上記した第 1のサンギヤ 1 7と第 2のサンギヤ 2 0の外周には、 第 1のサンギ ャ 1 7に嚙合する第 1のピニオン 2 1 a及び第 2のサンギヤ 2 0に嚙合する第 2 のピニオン 2 1 bを一体的に連結してなるピニオン 2 1が配置されている。 この ピニオン 2 1は、 キヤリャ 2 2の端部に回転できるように支持されている。 そし て、 キヤリャ 2 2は、 ジェネレータ 1 5の入力軸 1 9に回転可能な状態で支持さ れており、 ギヤ 2 3， 2 5を介してモータ側出力軸 1 bに接続されている。 尚、 モータ側出力軸 l bは、 ギヤ 2 6を介して差動歯車装置 7及ぴ車輪 9に接続され ており、 モー夕 6の動力が車輪 9側に伝達されるようになつている。
上記したピニオン 2 1にはリングギヤ 2 7が嚙合されている。 そして、 リング ギヤ 2 7の外周側がブレーキ 2 9 (摩擦係合手段 F) に接続されている。
尚、 トルク調整手段 Tは、 上記第 1のサンギヤ 1 7、 第 2のサンギヤ 2 0、 ピ 二オン 2 1、 リングギヤ 2 7、 ブレーキ 2 9及びキヤリャ 2 2からなる遊星歯車 機構を構成している。
そして、 コントローラ Sは、 エンジン 2、 ブレーキ 2 9、 ジェネレータ 1 5及 ぴモータ 6に接続されている。 又、 制御手段 Sのスリップ制御手段 S 1 は、 ェ ンジン回転数の変化に伴ってブレーキ 2 9の圧力を制御し、 ブレーキ 2 9のスリツ プ量を制御する。
このように構成された本実施例のハイブリツド型車両は、 前記第 1の実施例と 同様に図 2乃至図 3に示すように制御される。 即ち、 図 2において、 ④で示した部分は、 ブレーキ 2 9がオフ （切れた状態） で、 かつ、 ジェネレータ 1 5により発電が行われ、 第 2のサンギヤ 2 0にジエネ レー夕 1 5の負荷が作用した状態になっている。
ここで、 例えば、 第 1のピニオン 2 1 aの歯数を 1 7、 第 2のピニオン 2 1 b の歯数を 4 0、 第 2のサンギヤ 2 0の歯数を 2 0、 第 1のサンギヤ 1 7の歯数を 4 3、 リングギヤ 2 7の歯数を 1 0 0とすると、 エンジン 2側からモータ 6側に エンジントルク T eの 0 . 8倍のトルクが伝達される。 このようにエンジン出力 は、 ジェネレータ 1 5の発電に使用される分を除きモータ側出力軸 1 bに出力さ れ、 モ一夕側出力と合成されて車輪 9を駆動する。
この図 2において、 車速が 2 O km/ h以下で、 かつ、 アクセル開度が 8 0 % 以上の場合である②の部分は、 図 3のフローチャート図に示すように、 前記した コントローラ Sでブレーキ圧 P cを制御することにより、 エンジン回転数 N eが 所定回転数 （ここでは N e o = 2 0 0 0 r p m) に保持されるようになっている。 即ち、 エンジン回 «N eが設定目標回転数 2 0 0 0 r p mより大きい場合は、 ブレーキ 2 9の圧力を高め、 ブレーキ 2 9のすベりを少なくして、 エンジン側出 力軸 1 aに作用する負荷抵抗を大きくし、 エンジン回転数を下げて、 エンジン回 転数を目標回転数にする。
一方、 エンジン回 »：が設定回転数 2 0 0 0 r よりも小さい場合は、 ブレー キ 2 9の圧力を低くして、 ブレーキ 2 9のすベりを多くし、 エンジン側出力軸 1 aに作用する負荷抵抗を小さくすることにより、 エンジン回転数を上げ、 ェンジ ン回転数を目標回転数にする。
このように、 ブレーキ 2 9により回転が制御されたエンジン 2の出力は、 遊星 歯車機構を介してモー夕側出力軸 1 bに伝達され、 モータ側出力と合成され、 車 輪 9を駆動する。 尚、 図 4において、 点線部分はエンジン回転数を調整するため ブレーキ 2 9をすべらせた状態を示している。
この図 2において、 ①で示す部分は、 前記第 1の実施例でも説明したように、 八イブリツド型車両の低速走行時で且つ急加速時 （高負荷時） の場合を示してお り、 ブレーキ 2 9がオンとなり、 ジェネレータ 1 5の発電が停止され、 リングギ ャ 2 7がロックされる一方、 第 2のサンギヤ 2 0に作用するジェネレータ 1 5の 負荷が解除された状態となる。 従って、 エンジン側出力軸 1 aの 1回転に対して キヤリャ 2 2が 0. 5回転することになり、 エンジン 2側からモータ 6側にェン ジントルク T eの 2倍のトルクが伝達される。 その結果、 ①の場合は、 ④の場合 に比べて 2 . 5倍のトルクがェンジン 2側からモ一夕 6側に伝達されることにな り、 前記第 1の実施例と同様に、 図 5に示すような十分なエンジン出力 （トルク） を確保できる。
図 2の③の場合は、 前記した①の場合と同様にして、 エンジン回転数が 5 0 0 0 r pmに制御される。
以上のように、 本実施例によれば、 大トルク必要時には、 トルク調整手段丁の ブレーキ 2 9をオンすると共に、 ジェネレータ 1 5の負荷を解除することにより、 エンジン 2の回転数と共に増大する十分なェンジン出力をモ一夕側出力に合成さ せ、 所望の車両走行状態を確保でき、 前記第 1の実施例と同様の効果が得られる。
(第 3の実施例）
図 7は、 本発明の第 3の実施例であるハイプリッド型車両のスケルトン図であ る。
この図に示すように、 本実施例のハイブリッド型車両は、 出力軸 1がエンジン 側出力軸 1 aとモータ側出力軸 1 bとに分割され、 これらエンジン側出力軸 1 a とモータ側出力軸 1 bとが並列配置されており、 これら両軸 l a， 1 bがトルク 調整手段 Tを介して接続されている。 このうち、 エンジン側出力軸 1 aの一端に はエンジン 2が取り付けられる一方、 このエンジン側出力軸 1 aの他端にはキヤ リャ 3 0を介して第 1のピニオン 3 1が回動可能に支持されている。 又、 このキヤ リャ 3 0には、 第 1のピニオン 3 1に嚙合する第 2のピニオン 3 5が回動可能に 支持されている。
そして、 このエンジン側出力軸 1 aと同軸上にジェネレータ 1 5の入力軸 1 9 が、対向配置されている。 このジェネレータ 1 5の入力軸 1 9は、 その一端 （ェン ジン 2側の一端） に前記第 1のピニオン 3 1に嚙合する第 1のサンギヤ 3 2が固 定され、 その他端にジェネレータ 1 5が取り付けられている。
上記した第 1のピニオン 3 1の外周には、 エンジン側出力軸 1 aに回動可能に 支持されたリングギヤ 3 3が嚙合するようになつている。 リングギヤ 3 3は、 一 体的に連結されたギヤ 3 7を介してモータ側出力軸 1 aに接続されている。
尚、 モータ側出力軸 l bは、 ギヤ 3 9， 4 0を介して差動歯車装置 7及ぴ車輪 9に接続されており、 モータ 6の動力が車輪 9側に伝達されるようになっている。 又、 第 2のピニオン 3 5は、 ジェネレータ 1 5の入力軸 1 9に回動可能に支持 された第 2のサンギヤ 4 1に嚙合されている。 そして、 第 2のサンギヤ 4 1は、 ワンウェイクラッチ 4 2を介してブレーキ 4 3 (摩擦係合手段 F) に接続されて いる。 尚、 ワンウェイクラッチ 4 2は、 第 2のサンギヤ 4 1が第 1のピニオン 3 1と同一方向に回転するのを許容するようになっている。
コントローラ Sは、 エンジン 2、 ジェネレータ 1 5、 モ一夕 6及ぴブレーキ 4 3に接続されている。 そして、 コントローラ Sのスリップ制御手段 S 1がブレー キ 4 3のスリップ制御をする。
尚、 トルク調整手段 Tは、 上記第 1のピニオン 3 1、 第 1のサンギヤ 3 2、 第 2のサンギヤ 4 1、 リングギヤ 3 3、 キヤリャ 3 0、 第 2のピニオン 3 5及ぴブ レーキ 4 3からなる遊星歯車機構を備えている。
このように構成された本実施例のハイプリッド型車両は、 前記第 1及び第 2の 実施例と同様に、 図 2乃至図 3に示すように制御される。 即ち、 図 2において、 ④で示した部分は、 ブレーキ 4 3がオフ （切れた状態） で、 かつ、 ジェネレータ 1 5が発電をし、 第 1のサンギヤ 3 2にジェネレータ 1 5の負荷が作用した状態 になっている。
ここで、 例えば、 第 2のサンギヤ 4 1の歯数を 4 7、 第 1のサンギヤ 3 2の歯 数を 2 0、 リングギヤ 3 3の歯数を 8 0とすると、 エンジン 2側からモータ 6側 にエンジントルク T eの 0 . 8倍のトルクが伝達される。
この図 2において、 ①で示した部分は、 前記第 1及び第 2の実施例でも説明し たように、 ハイブリッド型車両の低速走行時で且つ急加速時 （高負荷時） の場合 を示しており、 ブレーキ 4 3がオンとなり、 ジェネレータ 1 5の発電が停止され て、 第 1のサンギヤ 3 2に作用する負荷が解除され、 第 2のサンギヤ 4 1がロッ クされる。 従って、 エンジン側出力軸 1 aの 1回転に対してリングギヤ 3 6が 0. 4 1回転することになり、 エンジン 2側からモー夕 6側にエンジントルク T eの 2 . 4倍のトルクが伝達される。 その結果、 ①の場合は、 ④の場合に比べて 3倍 のトルクがエンジン 2側からモータ 6側に伝達されることになり、 前記第 1の実 施例と同様に、 図 5に示すような十分なトルクを確保できる。
尚、 図 2の②、 ③の領域では、 前記第 1及び第 2の実施例と同様にエンジン 2 の回転数が制御される。
以上のように、 本実施例によれば、 前記第 1乃至第 2の実施例と同様の効果を 得ることができる。 又、 本実施例は、 第 2のサンギヤ 4 1とブレーキ 4 3の間に ワンウェイクラッチ 4 2を介装し、 第 2のサンギヤ 4 1が第 1のサンギヤ 3 2と 同一方向に回転できるようにしてあるため、 ブレーキ 4 3をオンしてジエネレー 夕 1 5の負荷を解除する場合、 先にブレーキ 4 3をオンしてからジェネレータ 1 5の負荷を解除できるので、 両者 4 3， 1 5を同期させて作動制御するのが不要 となる。
(第 4の実施例）
図 8は、 本発明の第 4の実施例であるハイプリッド型車両のスケルトン図であ る。
この実施例は、 前記第 2の実施例の応用例であり、 前記第 2の実施例のピニォ ン 2 1をクラッチ 4 5を介してエンジン側出力軸 1 aに接続するようになってい る。 尚、 本実施例における他の構成は、 前記第 2の実施例と同様であるので、 図 6と同一構成に同一符号を付し、 その説明を省略する。
このように構成された本実施例のハイブリッド型車両は、 図 9乃至図 1 0に示 すように制御される。
即ち、 図 9において、 ④の部分は、 クラッチ 4 5及びブレーキ 2 9がオフの状 態で、 ジェネレータ 1 5が発電をし、 第 2のサンギヤ 2 0にジェネレータ 1 5の 負荷が作用した状態である。 この場合は、 エンジン 2側からモータ 6側にェンジ ントルク T eの 0. 8倍のトルクが伝達される。
②の部分は、 車速が 2 0 km/h以下で、 かつ、 アクセル開度が 8 0 %以上の 場合であり、 ブレーキ圧を制御することにより、 エンジン回転数を所定回転数
(ここでは 2 0 0 0 r pm) 以下に保持する。
①の部分は、 車速が 2 0 km/1！〜 5 0 km/ hの範囲で、 かつ、 アクセル開 度が 8 0 %以上の場合であり、 クラッチ 4 5がオフで、 ブレーキ 2 9がオンの場 合である。 この場合は、 エンジン側出力軸 1 aの 1回転に対してキヤリャ 2 2が 0. 5回転することになり、 エンジン 2側からモータ 6側にエンジントルク T e の 2倍のトルクが伝達される。 その結果、 ①の場合は、 ②の場合に比べて 2 . 5 倍のトルクがエンジン 2側からモー夕 6側に伝達されることになる （図 1 0参照） 。 尚、 この場合は、 ジェネレータ 1 5の発電が停止した状態にある。
③の部分は、 車速が 5 0 km/h〜9 0 kmZ hの範囲で、 かつ、 アクセル開 度が 8 0 %以上の場合であり、 クラッチ 4 5がオンで、 ブレーキ 2 9がオフの場 合である。 この場合は、 エンジン側出力軸 1 aの 1回転に対してキヤリャ 2 2が 1回転することになり、 エンジン 2側からモ一夕 6側にエンジントルク T eと等 しいトルクが伝達される。 その結果、 ③の場合は、 ②の場合に比べて 1 . 2 5倍 のトルクがエンジン 2側からモータ 6側に伝達されることになる （図 1 0参照） 。 尚、 この場合は、 ジェネレータ 1 5の発電が停止した状態にある。
このように、 本実施例は、 前記各実施例のように、 車両の低速走行時で且つ急 加速時 （図 9の①の部分） にエンジン 2側からモータ 6側に伝達されるトルクを 増大でき、 前記各実施例と同様の効果を得ることができることはもちろんのこと、 上記のようにェンジン 2側からモータ 6側に伝達されるトルクを 3段階に変化さ せることができ、 より細かなトルク調整ができる。 尚、 図 1 1に示すように、 ァ クセル開度及ぴ車速に応じてさらに細かなクラッチ 4 5及ぴブレーキ 2 9の制御 を行うことにより、 より一層細かなトルク調整が可能となる。 (第 5の実施例）
図 1 2は、 本発明の第 5の実施例を示すハイブリッド型車両のスケルトン図で ある。
この実施例は、 前記第 4の実施例と同様に、 前記第 2の実施例の応用例であり、 前記第 2の実施例のピニオン 2 1の第 1のピニオン 2 1 aに嚙合するリングギヤ (第 2のリングギヤ） 4 6と、 該リングギヤ 4 6の回動を制御するブレーキ （第 2のブレーキ） 4 7とが、 前記第 2の実施例のリングギヤ （第 1のリングギヤ） 2 7及びブレーキ （第 1のブレーキ） 2 9の他に設けられている。 尚、 本実施例 における他の構成は、 前記第 2の実施例と同様であるので、 図 6と同一構成に同 一符号を付し、 その説明を省略する。
このように構成された本実施例のハイプリッド型車両は、 図 9及び図 1 3に示 すように制御される。
即ち、 図 9において、 ④の部分は、 第 1のブレーキ 2 9及ぴ第 2のブレーキ 4 7がオフの状態で、 ジェネレータ 1 5が発電をし、 第 2のサンギヤ 2 0にジエネ レ一タ 1 5の負荷が作用した状態である。 この場合は、 エンジン 2側からモータ 6側にエンジントルク T eの 0 . 8倍のトルクが伝達される。
②の部分は、 車速が 2 0 km/h以下で、 かつ、 アクセル開度が 8 0 %以上の 場合であり、 ブレーキ圧を制御することにより、 エンジン回転数を所定回転数 (ここでは 2 0 0 0 r p m) 以下に保持する。
①の部分は、 車速が 2 0 kmZl！〜 5 0 km/ hの範囲で、 かつ、 アクセル開 度が 8 0 %以上の場合であり、 第 1のブレーキ 2 9がオフで、 第 2のブレーキ 4 7がオンの場合である。 この場合は、 エンジン側出力軸 1 aの 1回転に対してキヤ リャ 2 2力 0 . 3回転することになり、 エンジン 2側からモータ 6側にエンジン トルク T eの 2 . 8倍のトルクが伝達される。 その結果、 ①の場合は、 ②の場合 に比べて 3 . 5倍のトルクがエンジン 2側からモ一夕 6側に伝達されることにな る （図 1 3参照） 。 尚、 この場合は、 ジェネレータ 1 5の発電が停止した状態に ある。 ③の部分は、 車速が 5 0 km/h〜9 0 km/ hの範囲で、 かつ、 ァクセレ開 度が 8 0 %以上の場合であり、 第 1のブレーキ 2 9がオンで、 第 2のブレーキ 4 7がオフの場合である。 この場合は、 エンジン側出力軸 1 aの 1回転に対してキヤ リャ 2 2力？ 0 . 5回転することになり、 エンジン 2側からモー夕 6側にエンジン トルク T eの 2倍のトルクが伝達される。 その結果、 ③の場合は、 ②の場合に比 ベて 2 . 5倍のトルクがエンジン 2側からモータ 6側に伝達されることになる
(図 1 3参照） 。 尚、 この場合は、 ジェネレータ 1 5の発電が停止した状態にあ る。
このように、 本実施例は、 エンジン 2側からモータ 6側に伝達されるトルクを 3段階に変化させることができ、 より細かなトルク調整ができる点において前記 第 4の実施例と同様であるが、 上記したように、 前記第 4の実施例よりも大きな トルク増大を図ることができる。 尚、 図 1 1に示すように、 アクセル開度及ぴ車 速に応じてさらに細かなブレーキ 2 9， 4 7の制御を行うことにより、 より一層 細かなトルク調整が可能となる点も、 前記第 4の実施例と同様である。 発明の効果
以上の説明から明らかなように、 本発明は、 エンジンとモ一夕との間の出力軸 にトルク調整手段を介装し、 低速走行時で且つ急加速時のような大トルク必要時 に、 制御手段により トルク調整手段をトルク増大状態に切り換えて、 エンジン回 転数を増加させると共にトルクを増大させ、 ェンジン側から車輪側に伝達される トルクを増大できる一方、 通常走行時に、 エンジンを所望の出力で定常的に高効 率 ·低公害で使用できるため、 モータ及ぴジエネレ一夕の小型化 ·軽量化をはか ることができる。
又、 本発明は、 前記トルク調整手段が遊星歯車機構であるため、 エンジン側の 出力が電気的に変換されることなくモータ側の出力に合成されるため、 動力の伝 達効率が優れている。
更に、 本発明は、 エンジン側のトルクをトルク調整手段により増大できるため、 ジェネレータ及ぴモ一夕が故障しても、 クラッチまたはブレーキを係合すること によりエンジンのみで走行することができる。 産業の上の利用可能性
以上のように、 本発明に係わるハイブリッド型車両は、 エンジン出力を高効率 · 低公害で使用できる八イブリツド型車両に用いられる。 エンジンとしてはガソリ ンエンジン、 ディーゼルエンジン及ぴガスタービンエンジン等の燃焼エンジンで あればよく、 モータとしてはパッテリ一等の電気工ネルギによる電気モータであ ればよい。

Claims

請求の範囲
1 .内燃エンジンと電気モータとを備えたハイブリツド型車両において、
前記エンジンと前記モータとの間に配置され、 該エンジンのトルクを増大する トルク増大状態と通常状態とに切り換え得るトルク調整手段と、
指令信号に応じて、 前記エンジンの回転数を増加するとともに前記トルク調整 手段をトルク増大状態に切り換える制御手段と、
を備えたことを特徴とするハイブリツド型車両。
2 .前記トルク調整手段が、 3つの要素からなる差動歯車機構を含み、 該差動歯車 機構の第 1の要素が前記エンジンに接続され、 第 2の要素が駆動軸及ぴモータに 接続され、 そして第 3の要素がジェネレータに接続されることを特徴とする請求 の範囲 1項記載のハイプリッド型車両。
3 .前記トルク調整手段が、 摩擦係合手段により入出力のギア比を複数段に切り換 え得る差動歯車機構からなり、
前記制御手段が、 前記エンジンの回転数を目標回転数にすべく、 前記エンジン の回転数変化に伴つて前記摩擦係合手段のスリップ量を制御するスリップ制御手 段を備えてなる、
請求の範囲 1項記載のハイプリッド型車両。
4.エンジンの低速回転状態及び急加速必要状態を検出して前記指令信号を前記制 御手段に出力することを特徴とする検出手段を有することを特徴とする請求の範 囲 1項記載のハイプリッド型車両。
5 .前記差動歯車機構が、 エンジン側出力軸と連結されたキヤリャと、 前記モータ 側出力軸に固定されるサンギヤと、 ジェネレータに連結されるリングギヤとから 構成された遊星歯車機構であり、 前記制御手段は、 指令信号に応じて前記ェンジ ン側出力軸と前記モータ側出力軸とを接続するクラッチを含むことを特徴とする 請求の範囲 2項記載のハイプリッド型車両。
6 .前記遊星歯車機構が、 エンジン側出力軸に固定された第 1のサンギヤと、 前曾己ェンジン側出力軸と同軸上に対向配置され、 必要に応じて負荷が解除される ジェネレータと、
前記ジェネレータの入力軸に固定された第 2のサンギヤと、
前記第 1のサンギヤに嚙合する第 1のピニオン及ぴ前記第 2のサンギヤに嚙合す る第 2のピニオンを一体に連結したピニオンと、
該ピニオンに嚙合するリングギヤと、
該リングギヤに係合され、 エンジンの低回転時でかつ急加速時、 リングギヤをケー スに固定するブレーキと、
前記ジエネレー夕の入力軸に相対回動可能な状態に支持され、 前記ピニオンを相 対回動可能な状態に支持すると共に、 前記モータ側出力軸にギヤを介して接続さ れたキヤリャと、
を備えたことを特徴とする請求の範囲 2項記載のハイプリッド型車両。
7.前記遊星歯車機構が、
エンジン側出力軸に一体的に連結されたキヤリャと、
該キヤリャに支持された第 1のピニオンと、
前記ェンジン側出力軸と同軸上に対向配置され、 必要に応じて負荷が解除される ジェネレータと、
該第 1のピニオンに嚙合するとともに前記ジェネレータの入力軸と接続された第 1のサンギヤと、
前記第 1のピニオンに嚙合し、 前記エンジン側出力軸に回動可能に支持されるリ ングギヤと、 '
前記第 1のピニオンに嚙合すると共に、 前記ジェネレータの入力軸に回動可能に 支持された第 2のサンギヤと、
該第 2のサンギヤに嚙合する第 2のピニオンと、
嫌己第 2のサンギヤに接続され、 必要に応じて、 第 2のサンギヤを固定するブレ一 キと、
を備えたことを特徴とする請求の範囲 2項記載のハイブリツド型車両。
8 .前記第 2のサンギヤとブレーキとの間に、 前記第 1のピニオンと同一方向の第 2のサンギヤの回転を許容するワンウェイクラッチが介装されたことを特徴とす る請求の範囲 7項記載の八イブリッド型車両。
9 .前記遊星歯車機構のピニオンが、 クラッチを介してエンジン側出力軸に接続さ れたことを特徴とする請求の範囲 6項記載のハイブリツド型車両。
1 0.前記トルク調整手段は、 第 1のブレーキが第 1のリングギヤを介して前記ピ 二オンの第 2のピニオンに接続され、 第 2のブレーキが第 2のリングギヤを介し て前記ピニオンの第 1のピニオンに接続されたことを特徴とする請求の範囲 6項 記載の八イブリツド型車両。
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