制御装置
【課題】内燃機関と回転電機とを選択的に駆動連結する係合装置の係合状態に応じて、動力伝達系のねじれ振動を適切に抑制することができる制御装置を実現する。
【解決手段】係合装置の係合状態に応じて内燃機関に選択的に駆動連結されるとともに、動力伝達機構を介して車輪に駆動連結される回転電機の制御を行うための制御装置３２であって、回転電機の回転速度に基づくフィードバック制御により、少なくとも動力伝達機構の弾性振動に起因する、回転電機の回転速度の振動を抑える制振トルク指令を出力する制振制御を実行可能であり、係合装置の係合状態が直結係合状態である場合には、直結用制振制御器４１により制振制御を実行し、係合装置の係合状態が非直結係合状態である場合には、非直結用制振制御器４２により制振制御を実行する。
【解決手段】係合装置の係合状態に応じて内燃機関に選択的に駆動連結されるとともに、動力伝達機構を介して車輪に駆動連結される回転電機の制御を行うための制御装置３２であって、回転電機の回転速度に基づくフィードバック制御により、少なくとも動力伝達機構の弾性振動に起因する、回転電機の回転速度の振動を抑える制振トルク指令を出力する制振制御を実行可能であり、係合装置の係合状態が直結係合状態である場合には、直結用制振制御器４１により制振制御を実行し、係合装置の係合状態が非直結係合状態である場合には、非直結用制振制御器４２により制振制御を実行する。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、係合装置の係合状態に応じて内燃機関に選択的に駆動連結されるとともに、動力伝達機構を介して車輪に駆動連結される回転電機の制御を行うための制御装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
上記のような制御装置に関して、例えば下記の特許文献１には、以下のような振動抑制制御装置の技術が開示されている。この振動抑制制御装置は、例えばシリーズ・パラレル型のハイブリッド車両のように、内燃機関と回転電機との間の係合装置の係合又は解放に応じて車両全体の動力伝達系の固有振動数及び減衰率が変化すると共に、回転電機の出力トルクを常時制御して車輪側へ伝達する駆動システムに適用され、回転電機に制振トルクを出力させることにより動力伝達系の振動を抑制する制御を行う。この際、振動抑制制御装置は、係合装置の係合状態が切り替わる際の制御信号に応じて位相補償器（位相補償フィルタ）の定数設定を行い、かつ、位相補償器の出力が不連続に急変しないよう位相補償器の各定数を連続的に変化させるように構成されている。この振動抑制制御装置は、前記のような構成を備えることにより、係合装置の係合状態が切り替わる際に、回転電機への駆動トルク指令値が急変することによる振動を防止し、車両の動力伝達系のねじれ振動により使用者に与える違和感を改善することを目指している。
【０００３】
しかしながら、本願発明者による検証の結果、車両の動力伝達系の固有振動数は、係合装置の係合状態に応じて、当該係合装置の係合部材間の回転速度差がゼロになる前後で不連続に切り替わることがわかった。そのため、上述した振動抑制制御装置のように、回転電機が出力する制振トルクの指令値を連続的に変化させる構成では、動力伝達系の固有振動数が切り替わった直後において、車両の動力伝達系のねじれ振動を適切に抑制することができないことがわかった。更に、上述した振動抑制制御装置では、係合装置の制御信号に応じて位相補償器の定数設定を行い、回転電機へのトルク指令値に反映させるフィードフォワード制御としているため、実際に車両の動力伝達系の振動数が変化した場合における振動抑制制御のロバスト性が低いという問題もある。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００４−３２２９４７号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
本発明は、上記のような発明者の知見に基づいてなされたものであり、内燃機関と回転電機とを選択的に駆動連結する係合装置の係合状態に応じて、動力伝達系のねじれ振動を適切に抑制することができる制御装置を実現することを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
本発明に係る、係合装置の係合状態に応じて内燃機関に選択的に駆動連結されるとともに、動力伝達機構を介して車輪に駆動連結される回転電機の制御を行うための制御装置の特徴構成は、前記回転電機の回転速度に基づくフィードバック制御により、少なくとも前記動力伝達機構の弾性振動に起因する、前記回転電機の回転速度の振動を抑える制振トルク指令を出力する制振制御を実行可能であり、前記係合装置の係合状態が係合部材間に回転速度差がない直結係合状態である場合には、直結用制振制御器により制振制御を実行し、前記係合装置の係合状態が前記直結係合状態以外の非直結係合状態である場合には、前記直結用制振制御器とは異なる非直結用制振制御器により制振制御を実行する点にある。
【０００７】
なお、本願において「回転電機」は、モータ（電動機）、ジェネレータ（発電機）、及び必要に応じてモータ及びジェネレータの双方の機能を果たすモータ・ジェネレータのいずれをも含む概念として用いている。また、本願において、「駆動連結」とは、２つの回転要素が駆動力を伝達可能に連結された状態を指し、当該２つの回転要素が一体的に回転するように連結された状態、或いは当該２つの回転要素が一又は二以上の伝動部材を介して駆動力を伝達可能に連結された状態を含む概念として用いている。このような伝動部材としては、回転を同速で又は変速して伝達する各種の部材が含まれ、例えば、軸、歯車機構、ベルト、チェーン等が含まれる。また、このような伝動部材として、回転及び駆動力を選択的に伝達する係合要素、例えば摩擦クラッチや噛み合い式クラッチ等が含まれていてもよい。
【０００８】
この特徴構成によれば、係合装置の係合部材間に回転速度差がない直結係合状態であるか、当該直結係合状態以外の非直結係合状態であるかに応じて、直結用制振制御器により制振制御を実行するか非直結用制振制御器により制振制御を実行するかが切り替わる。従って、係合部材間の回転速度差がなくなる前後で車両の動力伝達系の固有振動数が不連続に切り替わるのに応じて、回転電機の制振トルク指令値を不連続に切り替えることができると共に、係合部材間の回転速度差がなくなる前と後のそれぞれに適切な制振制御器を用いて制振制御を実行することができる。これにより、動力伝達系の振動を適切に抑制することができる。更に、この特徴構成によれば、回転電機の回転速度に基づくフィードバック制御によって回転電機の制振トルク指令を出力する構成としているので、回転電機の回転速度の実際の振動に対応して回転電機に制振トルクを出力させることができる。従って、実際に車両の動力伝達系の振動数が変化した場合にも制振制御のロバスト性を確保することが容易となっている。
【０００９】
ここで、前記直結用制振制御器は、前記内燃機関から前記車輪までの動力伝達系の固有振動数に応じて設定され、前記非直結用制振制御器は、前記回転電機から前記車輪までの動力伝達系の固有振動数に応じて設定されていると好適である。
【００１０】
この構成によれば、直結用制振制御器及び非直結用制振制御器のそれぞれが、対応する係合装置の係合状態での動力伝達系の固有振動数に応じて適切に設定される。従って、係合部材間の回転速度差がなくなる前と後のそれぞれに適切な制振制御器を用いることができ、係合部材間の回転速度差がなくなる時及びその前後において動力伝達系の振動を適切に抑制することができる。
【００１１】
また、前記制振制御では、前記回転電機の回転速度に基づき、少なくとも微分演算処理及びフィルタ処理を行うフィードバック制御により前記制振トルク指令を出力し、前記直結用制振制御器と、前記非直結用制振制御器とは、前記微分演算処理及び前記フィルタ処理の制御定数が、互いに異なるように設定されていると好適である。
【００１２】
この構成によれば、回転電機の回転速度に基づいて回転電機の制振トルク指令を出力するフィードバック制御を適切に行うことができる。また、この際、微分演算処理及びローパスフィルタ処理の制御定数を適切に設定するだけで、係合装置の係合状態に応じた直結用制振制御器及び非直結用制振制御器を適切に設定することができる。更に、係合装置の係合状態に応じた制振制御器の切り替えも、制御定数を切り替えるだけの簡易な処理により容易に行うことができる。
【００１３】
また、前記動力伝達機構が変速比を変更可能な変速機構を含む場合には、前記直結用制振制御器及び前記非直結用制振制御器のそれぞれの制御定数を、前記変速機構の変速比に応じて変更する構成とすると好適である。
【００１４】
この構成によれば、動力伝達機構が変速機構を含むために、変速機構の変速比に応じて動力伝達系の固有振動数が変化する場合であっても、当該変速機構の変速比に応じた最適な直結用制振制御器及び非直結用制振制御器を設定することができる。従って、動力伝達機構が変速機構を含む場合にも、動力伝達系の振動を適切に抑制することができる。
【００１５】
また、前記動力伝達機構が変速比を変更可能な変速機構を含む場合には、前記変速機構による変速比の変更動作中は、前記制振制御の実行を禁止すると好適である。
【００１６】
変速機構による変速比の変更動作中は、通常、変速機構内の摩擦係合装置がスリップ状態とされることから、回転電機側の振動の車輪への伝達は大幅に抑制される。そのため、変速比の変更動作中に制振制御を行う必要性は低い。この構成によれば、不必要な制振制御の実行を禁止することにより、回転電機の出力トルクを抑えてエネルギ効率を高めることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１７】
【図１】本発明の実施形態に係る動力伝達機構及び制御装置の概略構成を示す模式図である。
【図２】本発明の実施形態に係る制御装置の構成を示すブロック図である。
【図３】本発明の実施形態に係る動力伝達系のモデルを示す概略図である。
【図４】本発明の実施形態に係る動力伝達系及び制御装置のブロック線図である。
【図５】本発明の実施形態に係る動力伝達系及び制御装置のブロック線図である。
【図６】本発明の実施形態に係る制御装置の処理を説明するボード線図である。
【図７】本発明の実施形態に係る制御装置の処理を説明するボード線図である。
【図８】本発明の実施形態に係る制御装置の処理を説明するボード線図である。
【図９】本発明の実施形態に係る制御装置の処理を説明するタイムチャートである。
【図１０】本発明の実施形態に係る制御装置の処理を説明するタイムチャートである。
【発明を実施するための形態】
【００１８】
〔第一の実施形態〕
本発明に係る回転電機制御装置３２の実施形態について、図面を参照して説明する。図１は、本実施形態に係る車両用駆動装置１の概略構成を示す模式図である。この図に示すように、車両用駆動装置１を搭載した車両は、駆動力源として内燃機関であるエンジンＥと回転電機ＭＧを備えたハイブリッド車両とされている。この図において、実線は駆動力の伝達経路を示し、破線は作動油の供給経路を示し、一点鎖線は信号の伝達経路を示している。この図に示すように、本実施形態に係る回転電機ＭＧは、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態に応じてエンジンＥに選択的に駆動連結されるとともに、動力伝達機構２を介して車輪Ｗに駆動連結される。また、ハイブリッド車両は、エンジンＥの制御を行うエンジン制御装置３１と、回転電機ＭＧの制御を行う回転電機制御装置３２と、変速機構ＴＭ及びエンジン分離クラッチＣＬの制御を行う動力伝達制御装置３３と、これらの制御装置を統合して車両用駆動装置１の制御を行う車両制御装置３４と、を備える。
【００１９】
また、本実施形態では、動力伝達機構２は、回転電機ＭＧに駆動連結され、変速比Ｋｒを変更可能な変速機構ＴＭと、変速機構ＴＭと車輪Ｗとを駆動連結する出力軸Ｏ及び車軸ＡＸと、を有する。よって、駆動力源の駆動力は、変速機構ＴＭの変速比Ｋｒで変速されて車輪側に伝達される。なお、エンジン分離クラッチＣＬが、本願における「係合装置」である。また、回転電機制御装置３２が、本発明における「制御装置」である。
【００２０】
このような構成において、本実施形態に係る回転電機制御装置３２は、回転電機ＭＧの回転速度ωｍに基づくフィードバック制御により、少なくとも動力伝達機構２の弾性振動に起因する、回転電機ＭＧの回転速度ωｍの振動を抑える制振トルク指令値Ｔｐを出力する制振制御を実行可能である。そして、回転電機制御装置３２は、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態が係合部材間に回転速度差Ｗ１がない直結係合状態である場合には、直結用制振制御器４１により制振制御を実行し、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態が直結係合状態以外の非直結係合状態である場合には、直結用制振制御器４１とは異なる非直結用制振制御器４２により制振制御を実行する点に特徴を有している。以下、本実施形態に係る回転電機制御装置３２について、詳細に説明する。
【００２１】
１．車両用駆動装置の構成
まず、本実施形態に係るハイブリッド車両の動力伝達系の構成について説明する。図１に示すように、ハイブリッド車両は、車両の駆動力源としてエンジンＥ及び回転電機ＭＧを備え、これらのエンジンＥと回転電機ＭＧとが直列に駆動連結されるパラレル方式のハイブリッド車両となっている。ハイブリッド車両は、変速機構ＴＭを備えており、当該変速機構ＴＭにより、中間軸Ｍに伝達されたエンジンＥ及び回転電機ＭＧの回転速度を変速すると共にトルクを変換して出力軸Ｏに伝達する。
【００２２】
エンジンＥは、燃料の燃焼により駆動される内燃機関であり、例えば、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの公知の各種エンジンを用いることができる。本例では、エンジンＥのクランクシャフト等のエンジン出力軸Ｅｏが、エンジン分離クラッチＣＬを介して、回転電機ＭＧに駆動連結された入力軸Ｉと選択的に駆動連結される。すなわち、エンジンＥは、摩擦係合要素であるエンジン分離クラッチＣＬを介して回転電機ＭＧに選択的に駆動連結される。なお、エンジン出力軸Ｅｏが、ダンパー等の他の部材を介してエンジン分離クラッチＣＬの係合部材に駆動連結された構成としても好適である。
【００２３】
回転電機ＭＧは、非回転部材に固定されたステータと、このステータの径方向内側に回転自在に支持されたロータと、を有している。この回転電機ＭＧのロータは、中間軸Ｍと一体回転するように駆動連結されている。すなわち、本実施形態においては、中間軸ＭにエンジンＥ及び回転電機ＭＧの双方が駆動連結される構成となっている。回転電機ＭＧは、蓄電装置としてのバッテリ（不図示）に電気的に接続されている。そして、回転電機ＭＧは、電力の供給を受けて動力を発生するモータ（電動機）としての機能と、動力の供給を受けて電力を発生するジェネレータ（発電機）としての機能と、を果たすことが可能とされている。すなわち、回転電機ＭＧは、バッテリからの電力供給を受けて力行し、或いはエンジンＥや車輪Ｗから伝達される回転駆動力により発電した電力をバッテリに蓄電する。なお、バッテリは蓄電装置の一例であり、キャパシタなどの他の蓄電装置を用い、或いは複数種類の蓄電装置を併用することも可能である。なお、以下では回転電機ＭＧによる発電を回生と称し、発電中に回転電機ＭＧが出力する負トルクを回生トルクと称する。回転電機の目標出力トルクが負トルクの場合には、回転電機ＭＧは、エンジンＥや車輪Ｗから伝達される回転駆動力により発電しつつ回生トルクを出力する状態となる。
【００２４】
駆動力源が駆動連結される中間軸Ｍには、変速機構ＴＭが駆動連結されている。本実施形態では、変速機構ＴＭは、変速比Ｋｒの異なる複数の変速段を有する有段の自動変速装置である。変速機構ＴＭは、これら複数の変速段を形成するため、遊星歯車機構等の歯車機構と複数の摩擦係合要素Ｂ１、Ｃ１、・・・とを備えている。変速機構ＴＭは、各変速段の変速比Ｋｒで、中間軸Ｍの回転速度を変速するとともにトルクを変換して、出力軸Ｏへ伝達する。変速機構ＴＭから出力軸Ｏへ伝達されたトルクは、出力用差動歯車装置ＤＦを介して左右二つの車軸ＡＸに分配されて伝達され、各車軸ＡＸに駆動連結された車輪Ｗに伝達される。ここで、変速比Ｋｒは、変速機構ＴＭにおいて各変速段が形成された場合の、出力軸Ｏの回転速度に対する中間軸Ｍの回転速度の比であり、本願では中間軸Ｍの回転速度を出力軸Ｏの回転速度で除算した値である。すなわち、中間軸Ｍの回転速度を変速比Ｋｒで除算した回転速度が、出力軸Ｏの回転速度になる。また、中間軸Ｍから変速機構ＴＭに伝達されるトルクに、変速比Ｋｒを乗算したトルクが、変速機構ＴＭから出力軸Ｏに伝達されるトルクになる。
【００２５】
本例では、エンジン分離クラッチＣＬ、及び複数の摩擦係合要素Ｂ１、Ｃ１、・・・は、それぞれ摩擦材を有して構成されるクラッチやブレーキ等の係合要素である。これらの摩擦係合要素ＣＬ、Ｂ１、Ｃ１、・・・は、供給される油圧を制御することによりその係合圧を制御して伝達トルク容量の増減を連続的に制御することが可能とされている。このような摩擦係合要素としては、例えば湿式多板クラッチや湿式多板ブレーキ等が好適に用いられる。
【００２６】
摩擦係合要素は、その係合部材間の摩擦により、係合部材間でトルクを伝達する。摩擦係合要素の係合部材間に回転速度差（滑り）がある場合は、動摩擦により回転速度の大きい方の部材から小さい方の部材に伝達トルク容量の大きさのトルク（スリップトルク）が伝達される。摩擦係合要素の係合部材間に回転速度差（滑り）がない場合は、摩擦係合要素は、伝達トルク容量の大きさを上限として、静摩擦により摩擦係合要素の係合部材間に作用するトルクを伝達する。ここで、伝達トルク容量とは、摩擦係合要素が摩擦により伝達することができる最大のトルクの大きさである。伝達トルク容量の大きさは、摩擦係合要素の係合圧に比例して変化する。係合圧とは、入力側係合部材（摩擦板）と出力側係合部材（摩擦板）とを相互に押し付け合う圧力である。本実施形態では、係合圧は、供給されている油圧の大きさに比例して変化する。すなわち、本実施形態では、伝達トルク容量の大きさは、摩擦係合要素に供給されている油圧の大きさに比例して変化する。
【００２７】
各摩擦係合要素は、リターンばねを備えており、ばねの反力により解放側に付勢されている。そして、各摩擦係合要素に供給される油圧により生じる力がばねの反力を上回ると、各摩擦係合要素に伝達トルク容量が生じ始め、各摩擦係合要素は、解放状態から係合状態に変化する。この伝達トルク容量が生じ始めるときの油圧を、ストロークエンド圧と称す。各摩擦係合要素は、供給される油圧がストロークエンド圧を上回った後、油圧の増加に比例して、その伝達トルク容量が増加するように構成されている。
【００２８】
本実施形態において、係合状態とは、摩擦係合要素に伝達トルク容量が生じている状態であり、解放状態とは、摩擦係合要素に伝達トルク容量が生じていない状態である。また、滑り係合状態とは、摩擦係合要素の係合部材間に滑りがある係合状態であり、直結係合状態とは、摩擦係合要素の係合部材間に滑りがない係合状態である。また、非直結係合状態とは、直結係合状態以外の係合状態であり、解放状態と滑り係合状態とが含まれる。
【００２９】
２．油圧制御系の構成
次に、車両用駆動装置１の油圧制御系について説明する。油圧制御系は、油圧ポンプから供給される作動油の油圧を所定圧に調整するための油圧制御装置ＰＣを備えている。ここでは詳しい説明を省略するが、油圧制御装置ＰＣは、油圧調整用のリニアソレノイド弁からの信号圧に基づき一又は二以上の調整弁の開度を調整することにより、当該調整弁からドレインする作動油の量を調整して作動油の油圧を一又は二以上の所定圧に調整する。所定圧に調整された作動油は、それぞれ必要とされるレベルの油圧で、変速機構ＴＭやエンジン分離クラッチＣＬの各摩擦係合要素等に供給される。
【００３０】
３．制御装置の構成
次に、車両用駆動装置１の制御を行う制御装置３１〜３４の構成について説明する。
制御装置３１〜３４は、それぞれＣＰＵ等の演算処理装置を中核部材として備えるとともに、当該演算処理装置からデータを読み出し及び書き込みが可能に構成されたＲＡＭ（ランダム・アクセス・メモリ）や、演算処理装置からデータを読み出し可能に構成されたＲＯＭ（リード・オンリ・メモリ）等の記憶装置等を有して構成されている。そして、各制御装置のＲＯＭ等に記憶されたソフトウェア（プログラム）又は別途設けられた演算回路等のハードウェア、或いはそれらの両方により、図２に示すような制御装置３１〜３４の各機能部４１〜４６が構成されている。また、制御装置３１〜３４は、互いに通信を行うように構成されており、センサの検出情報及び制御パラメータ等の各種情報を共有するとともに協調制御を行い、各機能部４１〜４６の機能が実現される。
【００３１】
また、車両用駆動装置１は、センサＳｅ１〜Ｓｅ３を備えており、各センサから出力される電気信号は制御装置３１〜３４に入力される。制御装置３１〜３４は、入力された電気信号に基づき各センサの検出情報を算出する。エンジン回転速度センサＳｅ１は、エンジン出力軸Ｅｏ（エンジンＥ）の回転速度を検出するためのセンサである。エンジン制御装置３１は、エンジン回転速度センサＳｅ１の入力信号に基づいてエンジンＥの回転速度（角速度）ωｅを検出する。入力軸回転速度センサＳｅ２は、入力軸Ｉ及び中間軸Ｍの回転速度を検出するためのセンサである。入力軸Ｉ及び中間軸Ｍには回転電機ＭＧのロータが一体的に駆動連結されているので、回転電機制御装置３２は、入力軸回転速度センサＳｅ２の入力信号に基づいて回転電機ＭＧの回転速度（角速度）ωｍ、並びに入力軸Ｉ及び中間軸Ｍの回転速度を検出する。出力軸回転速度センサＳｅ３は、変速機構ＴＭ近傍の出力軸Ｏに取り付けられ、変速機構ＴＭ近傍の出力軸Ｏの回転速度を検出するためのセンサである。動力伝達制御装置３３は、出力軸回転速度センサＳｅ３の入力信号に基づいて変速機構ＴＭ近傍の出力軸Ｏの回転速度ωｏを検出する。また、出力軸Ｏの回転速度は車速に比例するため、変速制御装置３１は、出力軸回転速度センサＳｅ３の入力信号に基づいて車速を算出する。
【００３２】
３−１．車両制御装置
車両制御装置３４は、エンジンＥ、回転電機ＭＧ、変速機構ＴＭ、及びエンジン分離クラッチＣＬ等に対して行われる各種トルク制御、及び各摩擦係合要素の係合制御等を車両全体として統合する制御を行う機能部を備えている。
【００３３】
車両制御装置３４は、アクセル開度及び車速、並びにバッテリの充電量等に応じて、中間軸Ｍ側から出力軸Ｏ側に伝達される目標駆動力である出力軸目標トルクを算出するとともに、エンジンＥ及び回転電機ＭＧの運転モードを決定し、エンジンＥの目標出力トルク、回転電機の目標出力トルク、及びエンジン分離クラッチＣＬの目標伝達トルク容量を算出し、それらを他の制御装置３１〜３３に指令して統合制御を行う機能部である。
【００３４】
車両制御装置３４は、アクセル開度、車速、及びバッテリの充電量等に基づいて、各駆動力源の運転モードを決定する。ここで、バッテリの充電量は、バッテリ状態検出センサにより検出される。本実施形態では、運転モードとして、回転電機ＭＧのみを駆動力源とする電動モードと、少なくともエンジンＥを駆動力源とするパラレルモードと、エンジンＥの回転駆動力により回転電機ＭＧの回生発電を行うエンジン発電モードと、車輪から伝達される回転駆動力により回転電機ＭＧの回生発電を行う回生発電モードと、回転電機ＭＧの回転駆動力によりエンジンＥを始動させるエンジン始動モードと、を有する。
【００３５】
ここで、エンジン分離クラッチＣＬが直結係合状態にされる運転モードは、パラレルモード、エンジン発電モード、及びエンジン始動モードとなる。後述する例でも示すように、エンジン始動モードでは、回転電機ＭＧの回転中に、エンジン分離クラッチＣＬが滑り係合状態にされて、エンジン分離クラッチＣＬからエンジンＥ側に伝達トルク容量の大きさの正のトルクが伝達される。その反力として、エンジン分離クラッチＣＬから回転電機ＭＧ側に、伝達トルク容量の大きさの負のトルク（スリップトルク）Ｔｆが伝達される。
【００３６】
３−２．エンジン制御装置
エンジン制御装置３１は、エンジンＥの動作制御を行う機能部を備えている。本実施形態では、エンジン制御装置３１は、車両制御装置３４からエンジンＥの目標出力トルクが指令されている場合は、車両制御装置３４から指令された目標出力トルクをトルク指令値に設定し、エンジンＥがトルク指令値の出力トルクＴｅを出力するように制御するトルク制御を行う。なお、エンジンＥの燃焼が停止している場合は、エンジンＥの出力トルクＴｅは、負トルクであるフリクショントルクになる。
【００３７】
３−３．動力伝達制御装置
動力伝達制御装置３３は、変速機構ＴＭ、及びエンジン分離クラッチＣＬの制御を行う機能部を備えている。動力伝達制御装置３３には、出力軸回転速度センサＳｅ３等のセンサの検出情報が入力されている。
【００３８】
動力伝達制御装置３３は、車速、アクセル開度、及びシフト位置などのセンサ検出情報に基づいて変速機構ＴＭにおける目標変速段を決定する。そして、動力伝達制御装置３３は、油圧制御装置ＰＣを介して変速機構ＴＭに備えられた各摩擦係合要素Ｃ１、Ｂ１、・・・に供給される油圧を制御することにより、各摩擦係合要素を係合又は解放して目標とされた変速段を変速機構ＴＭに形成させる。具体的には、動力伝達制御装置３３は、油圧制御装置ＰＣに各摩擦係合要素Ｂ１、Ｃ１、・・・の目標油圧（指令圧）を指令し、油圧制御装置ＰＣは、指令された目標油圧（指令圧）の油圧を各摩擦係合要素に供給する。
【００３９】
動力伝達制御装置３３は、通常の変速段の切り替え中（変速中）に、係合又は解放される摩擦係合要素を一時的に滑り係合状態に制御する。この変速中には、中間軸Ｍと出力軸Ｏとは、非直結状態となり、両部材間には、弾性（ねじれ）振動によるねじりトルクが伝達されず、動摩擦によるトルクが伝達され、又はトルクが伝達されない状態となる。
【００４０】
また、動力伝達制御装置３３は、エンジン分離クラッチＣＬの伝達トルク容量を制御する。動力伝達制御装置３３は、車両制御装置３４から指令された目標伝達トルク容量に基づき、油圧制御装置ＰＣを介してエンジン分離クラッチＣＬに供給される油圧を制御することにより、エンジン分離クラッチＣＬを係合又は解放する。
【００４１】
３−４．回転電機制御装置
回転電機制御装置３２は、回転電機ＭＧの動作制御を行う機能部を備えている。本実施形態では、回転電機制御装置３２は、車両制御装置３４から回転電機ＭＧの目標出力トルクが指令されている場合は、回転電機目標出力トルクを基本トルク指令値Ｔｂに設定する。また、回転電機制御装置３２は、基本トルク指令値Ｔｂから、後述する制振トルク指令値Ｔｐを減算した値をトルク指令値に設定し、回転電機ＭＧがトルク指令値の出力トルクＴｍを出力するように制御するトルク制御を行う。本実施形態では、回転電機制御装置３２は、制振トルク指令値Ｔｐを算出する制振制御部４０を備えている。
【００４２】
３−４−１．制振制御部
制振制御部４０は、回転電機ＭＧの回転速度ωｍに基づくフィードバック制御により、少なくとも動力伝達機構２の弾性（ねじれ）振動に起因する、回転電機ＭＧの回転速度ωｍの振動を抑える制振トルク指令値Ｔｐを出力する制振制御を実行する機能部である。そして、制振制御部４０は、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態が係合部材間に回転速度差Ｗ１がない直結係合状態である場合には、直結用制振制御器４１により制振制御を実行し、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態が直結係合状態以外の非直結係合状態である場合には、直結用制振制御器４１とは異なる非直結用制振制御器４２により制振制御を実行する。
また、制振制御部４０は、直結用制振制御器４１及び非直結用制振制御器４２のそれぞれの制御定数を、変速機構ＴＭの変速比に応じて変更する。また、制振制御部４０は、変速機構ＴＭによる変速比の変更動作中は、制振制御の実行を禁止する。
以下で、制振制御部４０によって実行される制振制御の処理について、詳細に説明する。
【００４３】
３−４−２．軸ねじれ振動系へのモデル化
まず、制振制御における制御設計について説明する。
図３の（ａ）に、動力伝達系のモデルを示す。動力伝達系を軸ねじれ振動系にモデル化している。回転電機ＭＧの出力トルクＴｍが、軸ねじれ振動系に対する制御入力となり、回転電機ＭＧの回転速度ωｍが観測可能である。回転電機ＭＧは、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態に応じてエンジンＥに選択的に駆動連結されるとともに、変速機構ＴＭ、並びに出力軸Ｏ及び車軸ＡＸを介して、負荷となる車両に駆動連結されている。変速機構ＴＭは、変速比Ｋｒで、中間軸Ｍと出力軸Ｏとの間の回転速度を変速すると共に、トルクの変換を行う。なお、以下では出力軸Ｏ及び車軸ＡＸをまとめて、出力シャフトと称する。
【００４４】
エンジンＥ、回転電機ＭＧ、及び負荷（車両）を、それぞれ慣性モーメント（イナーシャ）Ｊｅ、Ｊｍ、Ｊｌを有する剛体としてモデル化している。各剛体間は、エンジン出力軸Ｅｏ、入力軸Ｉ、中間軸Ｍ、出力シャフトの軸により駆動連結されている。よって、エンジン分離クラッチＣＬが非直結係合状態にあるときは、回転電機ＭＧ及び負荷（車両の）の２慣性系となっており、エンジン分離クラッチＣＬが直結係合状態にあるときは、エンジンＥ、回転電機ＭＧ、及び負荷（車両の）の３慣性系となっている。
【００４５】
ここで、ＴｅはエンジンＥが出力する出力トルクであり、ωｅはエンジンＥの回転速度（角速度）であり、Ｔｆは、滑り係合状態でエンジン分離クラッチＣＬから回転電機ＭＧ側に伝達されるスリップトルクである。また、Ｔｍは回転電機ＭＧが出力する出力トルクであり、ωｍは回転電機ＭＧの回転速度（角速度）であり、Ｔｃｒは、変速機構ＴＭを介して回転電機ＭＧに伝達される出力シャフトのねじり反力トルクである。ωｏは、出力シャフトの変速機構ＴＭ側端部の回転速度（角速度）である。
【００４６】
一方、Ｔｃは負荷（車両）に伝達される出力シャフトのねじりトルクであり、Ｔｄは、負荷（車輪）に伝達される、坂路抵抗、空気抵抗、タイヤ摩擦抵抗等による外乱トルクであり、ωｌは出力シャフトの負荷側端部の回転速度（角速度）であって、負荷（車輪）の回転速度（角速度）である。変速機構ＴＭにおいて、回転電機ＭＧの回転速度ωｍを、変速比Ｋｒで除算した回転速度が、変速機構ＴＭ側端部における出力シャフトの回転速度ωｏになり、負荷に伝達される出力シャフトのねじりトルクＴｃを、変速比Ｋｒで除算したトルクが、回転電機ＭＧに伝達される出力シャフトのねじり反力トルクＴｃｒになる。
また、Ｋｃは出力シャフトのねじりばね定数であり、Ｃｃは出力シャフトの粘性摩擦係数である。
【００４７】
３−４−３．２慣性モデル
本実施形態では、エンジン出力軸Ｅｏ、入力軸Ｉ、及び中間軸Ｍは、出力シャフトに比べてばね定数が大きく、各軸のねじれが小さくなるため、剛体であると簡略化して、解析及び設計を容易化する。よって、図３の（ｃ）に示すように、エンジン分離クラッチＣＬが直結係合状態にあるときは、エンジンＥ及び回転電機ＭＧを１つの剛体として扱って、３慣性系から２慣性系に簡略化している。
図３の（ｂ）及び（ｃ）に示すように、エンジン分離クラッチＣＬが非直結係合状態、又は直結係合状態であるかに応じて、回転電機ＭＧ側の慣性モーメントが、Ｊｍ、又はＪｍ＋Ｊｅで切り替わる。よって、後述するように、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態に応じて、軸ねじれ振動系の固有振動数である共振周波数ωａが大きく変化する。更に、変速比Ｋｒの変化によっても、回転電機ＭＧ側と負荷（車両）側との間の回転速度及びトルクの伝達が変化するため、非直結係合状態及び直結係合状態のそれぞれにおいて、共振周波数ωａなどが大きく変化する。従って、後述するように、非直結係合状態と、直結係合状態とで、制振制御器を変化させて、軸ねじれ振動系の特性変化に適応させている。
【００４８】
また、図３の（ｂ）に示すように、エンジン分離クラッチＣＬに滑りがある非直結係合状態である場合は、動摩擦によりエンジン分離クラッチＣＬから回転電機ＭＧにスリップトルクＴｆが入力される。図３の（ｃ）に示すように、エンジン分離クラッチＣＬが直結係合状態である場合は、回転電機ＭＧ側にスリップトルクＴｆは入力されず、エンジン出力トルクＴｅが入力されるようになる。従って、係合状態が非直結係合状態と直結係合状態との間で切り替わる瞬間に、回転電機ＭＧ側に作用するトルクが、スリップトルクＴｆと、エンジンＥの出力トルクＴｅとの間で切り替わる。よって、スリップトルクＴｆとエンジンＥの出力トルクＴｅの大きさが異なる場合には、ステップ的なトルク変化が軸ねじれ振動系に入力される。このステップ的なトルク変化が、軸ねじれ振動系に対する外乱となり、軸ねじれ振動が生じる。従って、後述するように、係合状態が変化したときに、係合状態に適応した制振制御器に切り替えて、係合状態の変化により生じる軸ねじれ振動に対して、速やかに制振することができる。
【００４９】
次に、図４に、図３の（ｂ）及び（ｃ）の２慣性モデルのブロック線図を示す。ここで、ｓはラプラス演算子を示す。
この図に示すように、回転電機ＭＧの出力トルクＴｍから、出力シャフトのねじり反力トルクＴｃｒを減算するとともに、スリップトルクＴｆ又はエンジン出力トルクＴｅを加算したトルクが、回転電機ＭＧ側に作用するトルクとなる。回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＴｄは、エンジン分離クラッチＣＬが非直結係合状態では、回転電機ＭＧの慣性モーメントＪｍのみとなり、直結係合状態では、回転電機ＭＧの慣性モーメントＪｍにエンジンＥの慣性モーメントＪｅを加算した値（Ｊｍ＋Ｊｅ）となり、慣性モーメントが切り替わる。回転電機ＭＧ側に作用するトルクを、その慣性モーメントＪｄで除算した値が、回転電機ＭＧの回転加速度（角加速度）となる。そして、回転電機ＭＧの回転加速度を積分（１／ｓ）した値が、回転電機ＭＧの回転速度（角速度）ωｍとなる。
【００５０】
回転電機ＭＧの回転速度ωｍを、変速比Ｋｒで除算した値が、出力シャフトにおける変速機構ＴＭ側端部の回転速度ωｏとなる。出力シャフトにおける、変速機構ＴＭ側端部の回転速度ωｏから、負荷（車両）側端部の回転速度ωｌを減算した値が、両端部間の差回転速度となる。この差回転速度に、出力シャフトの粘性摩擦係数Ｃｃを乗算した値が、減衰トルクとなり、差回転速度を積分（１／ｓ）した値となるねじれ角度に、ねじりばね定数Ｋｃを乗算した値が、弾性トルクとなる。そして、減衰トルクと弾性トルクとを合計したトルクが、出力シャフトのねじりトルクＴｃとなる。ねじりトルクＴｃに外乱トルクＴｄを加算した値が、負荷（車両）に作用するトルクＴｌとなる。この負荷作用トルクＴｌを、負荷の慣性モーメントＪｌで除算した値を、積分（１／ｓ）した値が、負荷（車輪）の回転速度（角速度）ωｌとなる。
【００５１】
一方、変速機構ＴＭが変速中である場合など、回転電機ＭＧ側と負荷側とを駆動連結する摩擦係合要素が非直結係合状態にある場合は、変速比Ｋｒに反比例して、回転電機ＭＧの回転速度ωｍと変速機構ＴＭ側端部の回転速度ωｏとの間の関係、又は出力シャフトのねじりトルクＴｃと出力シャフトのねじり反力トルクＴｃｒとの間の関係が、変速比Ｋｒに応じた変化ではなくなる。よって、２つの慣性系間で振動成分が伝達されなくなり、共振が生じなくなることがわかる。
【００５２】
ここで、回転電機ＭＧの出力トルクＴｍが、制御対象となる２慣性モデルへの制御入力となり、回転電機ＭＧの回転速度ωｍが、制振制御のために観測可能な変数となる。詳細は後述するが、回転電機制御部４０は、回転電機ＭＧの回転速度ωｍに基づくフィードバック制御により、制振トルク指令値Ｔｐを出力する制振制御を実行する。
【００５３】
３−４−４．係合状態及び変速比に応じた共振周波数の変化
次に、図４の２慣性モデルのブロック線図から、回転電機ＭＧの出力トルクＴｍから回転電機ＭＧの回転速度ωｍまでの制御対象の伝達関数Ｐ（ｓ）は、次式及び図５に示すようになる。
ここで、ωａは共振周波数であり、ζａは共振点減衰率であり、ωｚは反共振周波数であり、ζｚは反共振点減衰率であり、次式のように、出力シャフトのねじりばね定数Ｋｃ及び粘性摩擦係数Ｃｃ、負荷（車両）慣性モーメントＪｌ、回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄ、及び変速比Ｋｒを用いて、次式のようになる。
また、回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄは、上記したように、非直結係合状態又は直結係合状態で切り替わる。また、変速比Ｋｒは、変速機構ＴＭに形成された変速段によって切り替わる。よって、次式からわかるように、共振周波数ωａは、非直結係合状態又は直結係合状態、及び変速比Ｋｒによって切り替わる。
（a）非直結係合状態
Ｊｄ＝Ｊｍ
（ｂ）直結係合状態
Ｊｄ＝Ｊｍ＋Ｊｌ
【００５４】
式（１）から、回転電機ＭＧの回転速度ωｍは、回転電機ＭＧの出力トルクＴｍを、軸ねじれ振動系全体の慣性モーメント（Ｊｌ／Ｋｒ２＋Ｊｄ）で除算した回転加速度を積分（１／ｓ）した定常状態の回転速度に、２慣性の振動成分が乗った回転速度になることがわかる。
この２慣性の振動成分の共振周波数ωａは、式（２）から、直結係合状態になると、回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄがエンジンＥの慣性モーメントＪｅの分だけ増加するので、減少することがわかる。また、共振周波数ωａは、軸ねじれ振動系全体の慣性モーメント（Ｊｌ／Ｋｒ２＋Ｊｄ）に応じて変化することがわかる。
また、共振点減衰率ζａは、共振周波数ωａに比例するので、直結係合状態になると、減少することがわかる。一方、反共振周波数ωｚは、負荷（車両）の慣性モーメントＪｌのみが関係しており、係合状態により変化しないことがわかる。また、反共振点減衰率ζｚは、反共振周波数ωｚに比例するので、直結係合状態になっても変化しないことがわかる。よって、式（１）及び式（２）から、エンジン分離クラッチＣＬが、非直結係合状態から直結係合状態になると、共振周波数ωａが減少するとともに、共振振動の減衰率ζａが減少することがわかる。
【００５５】
また、図６に、制御対象の伝達関数Ｐ（ｓ）のボード線図の例を示す。このボード線図からも、非直結係合状態から直結係合状態になると、共振周波数ωａは大きく減少するが、反共振周波数ωｚは変化しないことがわかる。
従って、直結係合状態と非直結係合状態とにより変化する共振周波数ωａに対応できるように、係合状態毎に制振制御器を設計する必要がある。
【００５６】
また、共振周波数ωａは、式（２）から、変速比Ｋｒが増加すると、減少することがわかる。また、式（２）の共振周波数ωａにおいて、変速比Ｋｒの２乗が回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄに乗算され、変速比Ｋｒの変化と、係合状態による慣性モーメントＪｄの変化とが、連動するため、共振周波数ωａの変化量が大きくなる。また、この連動により、直結係合状態における、変速比Ｋｒの変化による共振周波数ωａの変化の傾向と、非直結係合状態における、変速比Ｋｒの変化による共振周波数ωａの変化の傾向とが、異なるようになる。また、図７に、変速比Ｋｒが変化した場合のボード線図の例を示す。このボード線図からも、共振周波数ωａは、変速比Ｋｒの増加により、減少することがわかり、係合状態に応じて、変速比Ｋｒの変化に対する、共振周波数ωａの変化の傾向が変化することがわかる。
【００５７】
従って、変速比Ｋｒの変化による共振周波数ωａの変化に対応できるように制振制御器を設計する必要がある。また、直結係合状態と非直結係合状態とにおいて異なる共振周波数ωａの変化の傾向に対応できるように、係合状態毎に制振制御器を設計する必要がある。
【００５８】
３−４−５．制振制御器の切替
上記したエンジン分離クラッチＣＬの係合状態および変速比Ｋｒに応じた共振周波数ωａの変化に対応するために、本実施形態では、制振制御部４０は、図２に示すように、エンジン分離クラッチＣＬの直結係合状態である場合には、直結用制振制御器４１により制振制御を実行し、非直結係合状態である場合には、直結用制振制御器４１とは異なる非直結用制振制御器４２により制振制御を実行する。よって、係合状態に応じて、制振制御器を切り替えて制振制御を実行するように構成されている。
ここで、直結用制振制御器４１は、エンジンＥから車輪Ｗでの動力伝達系の固有振動数、すなわち共振周波数ωａ及び反共振周波数ωｚに応じて設定されている。また、非直結用制振制御器４２は、回転電機ＭＧから車輪Ｗまでの動力伝達系の固有振動数、すなわち共振周波数ωａ及び反共振周波数ωｚに応じて設定されている。
また、制振制御部４０は、直結用制振制御器４１及び非直結用制振制御器４２のそれぞれの制御定数を、変速機構ＴＭの変速比Ｋｒに応じて変更するように構成されている。すなわち、変速比Ｋｒに応じて変化する共振周波数ωａに応じて各制振制御器４１、４２の制御定数が設定される。
【００５９】
また、制振制御部４０は、変速機構ＴＭが変速中である場合など、回転電機ＭＧ側と車輪Ｗ側とを駆動連結する摩擦係合要素が非直結係合状態にある場合には、動力伝達機構２の弾性（ねじれ）振動が生じなくなるため、変速中制御器４３に切り替えて、制振制御を禁止する。具体的には、制振トルク指令Ｔｐがゼロに設定される。
【００６０】
また、本実施形態では、制振制御部４０は、制御器切替器４４を備えており、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態、及び変速機構ＴＭの変速状態に応じて、直結用制振制御器４１、非直結用制振制御器４２、又は変速中制御器４３を切り替えるように構成されている。
制御器切替器４４は、直結判定部４５と変速判定部４６とを備えている。直結判定部４５は、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態を判定する機能部である。本実施形態では、直結判定部４５、係合圧が生じている状態で、エンジンＥの回転速度ωｅと、回転電機ＭＧの回転速度ωｍとが一致している場合に、直結係合状態であると判定し、それ以外の場合は、非直結係合状態であると判定する。なお、直結判定部４５は、エンジン分離クラッチＣＬの係合圧に基づき、直結係合状態を判定するようにしてもよい。すなわち、直結判定部４５は、エンジン分離クラッチＣＬの係合圧が、直結係合状態を維持するのに十分高い圧である場合は、直結係合状態と判定し、それ以外の場合は、非直結係合状態と判定する。
【００６１】
変速判定部４６は、変速機構ＴＭが変速中であるか否か判定する機能部である。すなわち、変速判定部４６は、変速機構ＴＭの変速段を形成する各摩擦係合要素が非直結係合状態である場合は、変速中であると判定し、それ以外の場合は、変速中でないと判定する。また、変速判定部４６は、変速機構ＴＭに変速段が形成されないニュートラルの状態である場合も、変速中であると判定する。本実施形態では、変速判定部４６は、出力軸Ｏの回転速度ωｏに変速比Ｋｒを乗算した回転速度と、回転電機ＭＧの回転速度ωｍとが一致している場合に、直結係合状態であると判定し、それ以外の場合は、非直結係合状態であると判定する。なお、変速機構ＴＭとは別に、回転電機ＴＭと車輪Ｗとの間の駆動連結を断接する摩擦係合要素、或いはトルクコンバータ及びトルクコンバータの入出力部材間を直結係合状態にする摩擦係合要素が備えられる場合は、変速判定部４６は、それらの摩擦係合要素が非直結係合状態にある場合にも、変速中であると判定し、制振制御を禁止するようにしてもよい。
【００６２】
３−４−６．制振制御器の設定
次に、上記したエンジン分離クラッチＣＬの係合状態および変速比Ｋｒに応じた共振周波数ωａの変化に対応するために、設計された制振制御器Ｆｐの一実施例を、図４及び図５に基づいて説明する。
制振制御器Ｆｐは、少なくとも微分演算処理Ｆｄ及びフィルタ処理Ｆｒを行うフィードバック制御により制振トルク指令値Ｔｐを出力するように構成される。そして、直結用制振制御器４１と、非直結用制振制御器４２とは、微分演算処理Ｆｄ及びフィルタ処理Ｆｒの制御定数が、互いに異なるように設定されている。
【００６３】
本実施形態では、制振制御器Ｆｐは、微分演算処理Ｆｄとフィルタ処理Ｆｒにより、構成され、次式の伝達関数で表せられる。
【００６４】
３−４−６−１．微分演算処理
微分演算処理Ｆｄの微分ゲインは、共振周波数ωａの変化に応じて変更される。本実施形態では、微分演算処理Ｆｄの微分ゲインは、式（２）から共振周波数ωａと相関がある回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄ、及び変速比Ｋｒに応じて設定される。
【００６５】
また、ねじれ振動を制振するためには、図４から、回転電機ＭＧは、回転電機ＭＧに伝達されるねじり反力トルクＴｃｒを打ち消すような制振トルクを出力するようにすればよいことがわかる。すなわち、図４の制御対象のブロック線図から、回転電機ＭＧの回転速度ωｍは、回転電機ＭＧの出力トルクＴｍからねじり反力トルクＴｃｒを減算したトルクに対して、回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄで除算し、積分演算（１／ｓ）を行った値となることがわかる。この処理方向と逆の方向処理、すなわち、回転電機ＭＧの回転速度ωｍに対して、微分演算（ｓ）を行い、回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄを乗算すると、ねじり反力トルクＴｃｒの情報が得られることがわかる。従って、図４の制振制御部４０のブロック線図に示すように、制振制御器Ｆｐは、回転電機ＭＧの回転速度ωｍに対して、微分演算（ｓ）を行い、微分ゲインを乗算した値に基づき制振トルク指令値Ｔｐを算出している。よって、制振制御器Ｆｐは、ねじり反力トルクＴｃｒを打ち消すようなトルク指令値を算出することができる。
【００６６】
また、図４の制御対象のブロック線図から、ねじり反力トルクＴｃｒを除算する回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄは、非直結係合状態及び直結係合状態に応じて、Ｊｍ、又はＪｍ＋Ｊｅに切り替わる。このため、係合状態の変化によって、ねじり反力トルクＴｃｒの打ち消し作用が変化しないようにするためには、係合状態によって、制振制御器Ｆｐにおいて微分演算値に乗算される微分ゲインを変化させる必要があることがわかる。
本実施形態では、微分ゲインは、回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄに応じて変化されるように構成されており、係合状態の変化によって、ねじり反力トルクＴｃｒの打ち消し作用が変化しないように構成されている。
【００６７】
図８に、制振制御器Ｆｐとして、微分演算処理Ｆｄを用いた場合の、閉ループの周波数特性を示す。この図に示すように、制御対象の伝達関数Ｐ（ｓ）の共振周波数ωａが、制振制御を行う（閉ループにする）ことにより、共振点のゲインピークが減少している。従って、微分演算処理Ｆｄを用いた制振制御器Ｆｐを用いることにより、ねじれ振動の振幅が減少されることがわかる。
【００６８】
本実施形態では、直結用制振制御器４１と、非直結用制振制御器４２とは、それぞれ、係合状態によって変化する共振周波数ωａとそのピーク値に応じて設定された微分演算処理Ｆｄを備えている。従って、制振制御部４０は、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態によって、直結用制振制御器４１と、非直結用制振制御器４２とを単に切り替えることで、軸ねじれ振動系の共振周波数ωａの変化に対応することができる。
【００６９】
また、本実施形態では、直結用制振制御器４１は、変速機構ＴＭの変速段毎に、共振周波数ωａとそのピーク値に応じて設定された微分ゲインを備えている。一方、非直結用制振制御器４２は、変速機構ＴＭの変速段毎に、共振周波数ωａとそのピーク値に応じて設定された微分ゲインを備えている。そして、制振制御部４０は、変速機構ＴＭの変速段（変速比Ｋｒ）に応じて、直結用制振制御器４１又は非直結用制振制御器４２の微分ゲインを変更する。従って、制振制御部４０は、変速機構ＴＭの変速比Ｋｒに応じて変化する軸ねじれ振動系の共振周波数ωａに対応することができる。
【００７０】
また、本実施形態では、直結用制振制御器４１及び非直結用制振制御器４２は、微分演算により構成されており、積分演算のように過去の制御値が蓄積されずに、瞬時の変化量を算出するように構成されている。このため、これらの制御器が切り替えられても、大きな制振トルク指令値Ｔｐの変化が生じない。従って、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態が変化した場合に、速やかに、制振制御器４１、４２を切り替えて、連続的に共振周波数ωａの変化に適合した制振制御を行うことができる。また、制振制御器４１、４２が微分演算により構成されているので、制振制御器４１、４２を切り替えた直後から、共振周波数ωａの変化に適合した制振トルク指令値を出力することができ、係合状態が変化したときに入力されるステップ的なトルク外乱に対して、速やかに制振することができる。
【００７１】
なお、本実施形態では、エンジン分離クラッチＣＬが直結係合状態にされた場合に、エンジンＥと回転電機ＭＧとを駆動連結する軸を剛体として、３慣性から２慣性に簡略化している。しかし、エンジンＥのエンジン出力軸Ｅｏにダンパーが備えられる場合など、エンジンＥと回転電機ＭＧとの間の軸のばね定数が小さく、３慣性のねじれ振動が生じる場合には、３慣性のねじれ振動に適合するように、直結用制振制御器４１のみを変更することができる。例えば、制振制御器Ｆｐを、微分演算から微分演算より高次の位相進み演算（例えば、ａｓ２＋ｂｓ＋１）に設定するようにしてもよい。このように、直結用制振制御器４１と非直結用制振制御器４２とが個別に設定され、切り替えられるので、係合状態に応じて変化する軸ねじれ振動系のモデルに適合するような制振制御器Ｆｐを個別に設定することができる。
【００７２】
３−４−６−２．フィルタ処理
フィルタ処理Ｆｒにおけるカットオフする周波数帯域であるフィルタ周波数帯域は、係合状態又は変速比Ｋｒに応じて変化する共振周波数ωａに応じて設定される。
本実施形態では、フィルタ処理Ｆｒは、ローパスフィルタ処理に設定されており、本例では、一次遅れフィルタ処理に設定されている。
ローパスフィルタ処理におけるフィルタ周波数帯域であるカットオフ周波数τは、共振周波数ωａに基づき設定される。
【００７３】
本実施形態では、直結用制振制御器４１と、非直結用制振制御器４２とは、それぞれ、係合状態によって変化するフィルタ周波数帯域を備えている。従って、制振制御部４０は、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態によって、直結用制振制御器４１と、非直結用制振制御器４２とを単に切り替えることで、軸ねじれ振動系の共振周波数ωａの変化に対応したフィルタ処理を行うことができる。
【００７４】
また、本実施形態では、直結用制振制御器４１は、変速機構ＴＭの変速段毎に、変速機構ＴＭの各変速段の変速比Ｋｒに基づき設定されたフィルタ周波数帯域を備えている。また、非直結用制振制御器４２は、変速機構ＴＭの変速段毎に、変速機構ＴＭの各変速段の変速比Ｋｒに基づき設定されたフィルタ周波数帯域を備えている。そして、制振制御部４０は、変速機構ＴＭの変速段（変速比Ｋｒ）に応じて、直結用制振制御器４１又は非直結用制振制御器４２のフィルタ周波数帯域を変更する。従って、制振制御部４０は、変速機構ＴＭの変速比Ｋｒに応じて変化する軸ねじれ振動系の共振周波数ωａに対応したフィルタ処理を行うことができる。
【００７５】
なお、図４及び図５には、制振制御器ＦＰは、微分演算処理Ｆｄを行った後、フィルタ処理Ｆｒを行うように示されているが、フィルタ処理Ｆｒを行った後に、微分演算処理Ｆｄを行うようにしてもよい。
【００７６】
３−４−７．制振制御の挙動
次に、制振制御部４０による制振制御の挙動を、図９及び図１０の例に示すタイムチャートに基づき説明する。図９及び図１０は、エンジン始動モードにおいて、エンジン分離クラッチＣＬが非直結係合状態から直結係合状態に変化する場合の例を示している。図９は、制振制御を行わない場合の例であり、図１０は、制振制御を行う場合の例である。
【００７７】
３−４−７−１．制振制御なしの場合
まず、図９の例を説明する。エンジンＥが停止しており、回転電機ＭＧが回転している状態において、エンジンＥの始動のため、エンジン分離クラッチＣＬの係合圧の増加が開始する（時刻ｔ１１）。エンジン分離クラッチＣＬの係合圧の増加に比例して、その伝達トルク容量が増加していく。伝達トルク容量がゼロから増加すると、エンジン分離クラッチＣＬから回転電機ＭＧ側に、伝達トルク容量の大きさの負のスリップトルクＴｆが伝達される。係合圧の増加に従ってスリップトルクＴｆの大きさが急速に増加するので、軸ねじれ振動系への外乱となり、ねじれ振動が生じ始める。このとき、エンジン分離クラッチＣＬは非直結係合状態であるため、共振周波数ωａは高く、比較的高周波の共振振動が生じる。
【００７８】
一方、エンジンＥ側には、エンジン分離クラッチＣＬから伝達トルク容量の大きさの正のトルクが伝達され、エンジンＥの回転速度ωｅが増加していく。エンジンＥの回転速度ωｅが、回転電機ＭＧの回転速度ωｍまで増加して、両者の回転速度が一致したとき（時刻ｔ１２）に、エンジン分離クラッチＣＬは、非直結係合状態から直結係合状態に変化する。直結係合状態になると、スリップトルクＴｆがゼロになるとともに、エンジンＥの出力トルクＴｅが回転電機ＭＧに伝達され始める。この例では、エンジンＥの燃焼は停止しており、エンジンＥは、負のトルクであるフリクショントルクを出力しているため、回転電機ＭＧに負のフリクショントルクが伝達される。従って、係合状態が非直結係合状態と直結係合状態との間で切り替わる瞬間に、回転電機ＭＧ側に伝達されるトルクが、スリップトルクＴｆと、エンジンＥの出力トルクＴｅとの間で切り替わる。よって、スリップトルクＴｆとエンジンＥの出力トルクＴｅの大きさが異なる場合には、ステップ的なトルク変化が軸ねじれ振動系に入力される。このステップ的なトルク変化が、軸ねじれ振動系に対する外乱となり、この外乱によっても軸ねじれ振動が生じる。
【００７９】
エンジン分離クラッチＣＬが直結係合状態になると、回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄが、ＪｍからＪｍ＋Ｊｅに増加する。よって、共振周波数ωａが減少し、図９に示すように、ねじれ振動の振動周期が長くなる。
【００８０】
出力シャフトのねじれ振動が生じると、出力軸Ｏから変速機構ＴＭを介して、回転電機ＭＧにねじり反力トルクＴｃｒが伝達され始める。図９の例では、制振制御が行われておらず、回転電機ＭＧの出力トルクは一定であるので、ねじり反力トルクＴｃｒを回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄで除算し、積分した波形が、回転電機ＭＧの回転速度ωｍの波形に相関する。従って、回転電機ＭＧの回転速度ωｅを微分した波形が、ねじり反力トルクＴｃｒの波形に相関している。また、図９には、回転電機ＭＧの出力トルクＴｍには反映されていないが、制振制御部４０から出力される制振トルク指令値Ｔｐを参考までに示している。本実施形態では、制振制御部４０は、回転電機ＭＧの回転速度ωｅを微分演算処理して制振トルク指令値Ｔｐを算出している。このため、制振トルク指令値Ｔｐは、ねじり反力トルクＴｃｒを打ち消す方向のトルクとなっている。
【００８１】
制振制御部４０は、非直結係合状態から直結係合状態に変化したとき（時刻ｔ１２）に、非直結用制振制御器４２から直結用制振制御器４１に制振制御器を切り替えている。このため、共振周波数ωａの変化に対応できるように、微分ゲインが増加されている。よって、時刻ｔ１２以降の、制振トルク指令値の大きさが増加している。従って、係合状態が変化した直後でも、制振制御器４１、４２を切り替えて、連続的にねじれ振動を抑制可能であることがわかる。また、係合状態が変化したときに生じる、スリップトルクＴｆとエンジンＥの出力トルクＴｅとの間のステップ的なトルク変化に対して、係合状態に適応した制振制御器に切り替えて、係合状態の変化により生じる軸ねじれ振動に対して、速やかに制振することができる。
【００８２】
３−４−７−２．制振制御ありの場合
次に、図１０に、図９と同じ運転条件で、制振制御を行うようにした場合の例を示す。制振制御が行われることにより、回転電機ＭＧの回転速度ωｅのねじれ振動の振幅が減少している。
非直結係合状態から直結係合状態に変化したとき（時刻ｔ２２）に、非直結用制振制御器４２から直結用制振制御器４１に制振制御器を切り替えられ、微分ゲインが増加されている。図１０に示す例では、制振されているためわかりにくいが、時刻ｔ２２以降の制振トルク指令値Ｔｐの大きさが増加している。よって、係合状態が変化した場合でも、制振制御器４１、４２を切り替えて、連続的にねじれ振動が抑制されている。
【００８３】
〔その他の実施形態〕
最後に、本発明のその他の実施形態について説明する。なお、以下に説明する各実施形態の構成は、それぞれ単独で適用されるものに限られず、矛盾が生じない限り、他の実施形態の構成と組み合わせて適用することも可能である。
【００８４】
（１）上記の実施形態においては、変速機構ＴＭが有段の自動変速装置である場合を例として説明した。しかし、本発明の実施形態はこれに限定されない。すなわち、変速装置ＴＭが、連続的に変速比を変更可能な無段の自動変速装置である場合など、有段の自動変速装置以外の変速装置である場合も本発明の好適な実施形態の一つである。この場合においても、制振制御部４０は、無段の自動変速装置の変速比に応じて、直結用制振制御器４１及び非直結用制振制御器４２の制御定数を変更するように構成される。また、この場合においては、変速比の変更動作中も、制振制御が実行されるようにしてもよく。また、直結用制振制御器４１及び非直結用制振制御器４２の制御定数が、式（２）などの演算式に基づき、又は、変速比と各制御定数との関係が設定されたマップに基づき、変速比に応じて連続的に変更されるようにしてもよい。
【００８５】
（２）上記の実施形態においては、エンジン分離クラッチＣＬが摩擦係合要素である場合を例として説明した。しかし、本発明の実施形態はこれに限定されない。すなわち、エンジン分離クラッチＣＬが、電磁クラッチ、又は噛み合い式クラッチなどの摩擦係合要素以外の係合装置である場合も本発明の好適な実施形態の一つである。この場合において、制振制御部４０は、エンジンＥと回転電機ＭＧとが一体的に回転するようになった場合に、直結係合状態と判定し、それ以外の場合を非直結係合状態と判定するように構成されるようにしてもよい。
【００８６】
（３）上記の実施形態において、ハイブリッド車両に、制御装置３１から３４が備えられ、回転電機制御装置３２が、制振制御部４０を備える場合を例として説明した。しかし、本発明の実施形態はこれに限定されない。すなわち、回転電機制御装置３２は、複数の制御装置３１、３３、３４との任意の組み合わせで統合された制御装置として備えるようにしてもよく、制御装置３１から３４が備える機能部の分担も任意に設定することができる。
【００８７】
（４）上記の実施形態において、直結用制振制御器４１及び非直結用制振制御器４２を別の制御器で構成する場合を例として説明した。しかし、本発明の実施形態はこれに限定されない。すなわち、直結用制振制御器４１及び非直結用制振制御器４２を一体の制御器で構成し、係合状態、及び変速比Ｋｒの変化に応じて制御定数のみを切り替える構成とすることも本発明の好適な実施形態の一つである。
【産業上の利用可能性】
【００８８】
本発明は、係合装置の係合状態に応じて内燃機関に選択的に駆動連結されるとともに、動力伝達機構を介して車輪に駆動連結される回転電機の制御を行うための制御装置に好適に利用することができる。
【符号の説明】
【００８９】
ＭＧ：回転電機
Ｅ：エンジン（内燃機関）
ＴＭ：変速機構
ＣＬ：エンジン分離クラッチ（係合装置）
Ｉ：入力軸
Ｍ：中間軸
Ｏ：出力軸
ＡＸ：車軸
Ｗ：車輪
ＤＦ：出力用差動歯車装置
Ｓｅ１：エンジン回転速度センサ
Ｓｅ２：入力軸回転速度センサ
Ｓｅ３：出力軸回転速度センサ
１：車両用駆動装置
２：動力伝達機構
３２：回転電機制御装置（制御装置）
４０：制振制御部
４１：直結用制振制御器
４２：非直結用制振制御器
４３：変速中制御器
４４：制御器切替器
４５：直結判定部
４６：変速判定部
Ｆｄ：微分演算処理
Ｆｒ：フィルタ処理
ωａ：共振周波数（動力伝達系の固有振動数）
ωｚ：反共振周波数
ωｍ：回転電機の回転速度（角速度）
ωｏ：出力軸Ｏの回転速度（変速機構側端部）
ωｌ：負荷（車輪）の回転速度（角速度）
Ｔｍ：回転電機の出力トルク
Ｔｂ：基本トルク指令値
Ｔｐ：制振トルク指令値
Ｔｃｒ：出力シャフトのねじり反力トルク
Ｔｃ：出力シャフトのねじりトルク
Ｔｆ：スリップトルク
Ｔｅ：エンジンの出力トルク
Ｔｄ：外乱トルク
Ｔｌ：負荷（車両）作用トルク
Ｊｍ：回転電機の慣性モーメント
Ｊｅ：エンジンの慣性モーメント
Ｊｌ：負荷（車両）の慣性モーメント
Ｊｄ：回転電機ＭＧ側の慣性モーメント（Ｊｍ, or Ｊｍ＋Ｊｅ）
Ｃｃ：出力シャフトの粘性摩擦係数
Ｋｃ：出力シャフトのねじりばね定数
Ｋｒ：変速比
【技術分野】
【０００１】
本発明は、係合装置の係合状態に応じて内燃機関に選択的に駆動連結されるとともに、動力伝達機構を介して車輪に駆動連結される回転電機の制御を行うための制御装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
上記のような制御装置に関して、例えば下記の特許文献１には、以下のような振動抑制制御装置の技術が開示されている。この振動抑制制御装置は、例えばシリーズ・パラレル型のハイブリッド車両のように、内燃機関と回転電機との間の係合装置の係合又は解放に応じて車両全体の動力伝達系の固有振動数及び減衰率が変化すると共に、回転電機の出力トルクを常時制御して車輪側へ伝達する駆動システムに適用され、回転電機に制振トルクを出力させることにより動力伝達系の振動を抑制する制御を行う。この際、振動抑制制御装置は、係合装置の係合状態が切り替わる際の制御信号に応じて位相補償器（位相補償フィルタ）の定数設定を行い、かつ、位相補償器の出力が不連続に急変しないよう位相補償器の各定数を連続的に変化させるように構成されている。この振動抑制制御装置は、前記のような構成を備えることにより、係合装置の係合状態が切り替わる際に、回転電機への駆動トルク指令値が急変することによる振動を防止し、車両の動力伝達系のねじれ振動により使用者に与える違和感を改善することを目指している。
【０００３】
しかしながら、本願発明者による検証の結果、車両の動力伝達系の固有振動数は、係合装置の係合状態に応じて、当該係合装置の係合部材間の回転速度差がゼロになる前後で不連続に切り替わることがわかった。そのため、上述した振動抑制制御装置のように、回転電機が出力する制振トルクの指令値を連続的に変化させる構成では、動力伝達系の固有振動数が切り替わった直後において、車両の動力伝達系のねじれ振動を適切に抑制することができないことがわかった。更に、上述した振動抑制制御装置では、係合装置の制御信号に応じて位相補償器の定数設定を行い、回転電機へのトルク指令値に反映させるフィードフォワード制御としているため、実際に車両の動力伝達系の振動数が変化した場合における振動抑制制御のロバスト性が低いという問題もある。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００４−３２２９４７号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
本発明は、上記のような発明者の知見に基づいてなされたものであり、内燃機関と回転電機とを選択的に駆動連結する係合装置の係合状態に応じて、動力伝達系のねじれ振動を適切に抑制することができる制御装置を実現することを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
本発明に係る、係合装置の係合状態に応じて内燃機関に選択的に駆動連結されるとともに、動力伝達機構を介して車輪に駆動連結される回転電機の制御を行うための制御装置の特徴構成は、前記回転電機の回転速度に基づくフィードバック制御により、少なくとも前記動力伝達機構の弾性振動に起因する、前記回転電機の回転速度の振動を抑える制振トルク指令を出力する制振制御を実行可能であり、前記係合装置の係合状態が係合部材間に回転速度差がない直結係合状態である場合には、直結用制振制御器により制振制御を実行し、前記係合装置の係合状態が前記直結係合状態以外の非直結係合状態である場合には、前記直結用制振制御器とは異なる非直結用制振制御器により制振制御を実行する点にある。
【０００７】
なお、本願において「回転電機」は、モータ（電動機）、ジェネレータ（発電機）、及び必要に応じてモータ及びジェネレータの双方の機能を果たすモータ・ジェネレータのいずれをも含む概念として用いている。また、本願において、「駆動連結」とは、２つの回転要素が駆動力を伝達可能に連結された状態を指し、当該２つの回転要素が一体的に回転するように連結された状態、或いは当該２つの回転要素が一又は二以上の伝動部材を介して駆動力を伝達可能に連結された状態を含む概念として用いている。このような伝動部材としては、回転を同速で又は変速して伝達する各種の部材が含まれ、例えば、軸、歯車機構、ベルト、チェーン等が含まれる。また、このような伝動部材として、回転及び駆動力を選択的に伝達する係合要素、例えば摩擦クラッチや噛み合い式クラッチ等が含まれていてもよい。
【０００８】
この特徴構成によれば、係合装置の係合部材間に回転速度差がない直結係合状態であるか、当該直結係合状態以外の非直結係合状態であるかに応じて、直結用制振制御器により制振制御を実行するか非直結用制振制御器により制振制御を実行するかが切り替わる。従って、係合部材間の回転速度差がなくなる前後で車両の動力伝達系の固有振動数が不連続に切り替わるのに応じて、回転電機の制振トルク指令値を不連続に切り替えることができると共に、係合部材間の回転速度差がなくなる前と後のそれぞれに適切な制振制御器を用いて制振制御を実行することができる。これにより、動力伝達系の振動を適切に抑制することができる。更に、この特徴構成によれば、回転電機の回転速度に基づくフィードバック制御によって回転電機の制振トルク指令を出力する構成としているので、回転電機の回転速度の実際の振動に対応して回転電機に制振トルクを出力させることができる。従って、実際に車両の動力伝達系の振動数が変化した場合にも制振制御のロバスト性を確保することが容易となっている。
【０００９】
ここで、前記直結用制振制御器は、前記内燃機関から前記車輪までの動力伝達系の固有振動数に応じて設定され、前記非直結用制振制御器は、前記回転電機から前記車輪までの動力伝達系の固有振動数に応じて設定されていると好適である。
【００１０】
この構成によれば、直結用制振制御器及び非直結用制振制御器のそれぞれが、対応する係合装置の係合状態での動力伝達系の固有振動数に応じて適切に設定される。従って、係合部材間の回転速度差がなくなる前と後のそれぞれに適切な制振制御器を用いることができ、係合部材間の回転速度差がなくなる時及びその前後において動力伝達系の振動を適切に抑制することができる。
【００１１】
また、前記制振制御では、前記回転電機の回転速度に基づき、少なくとも微分演算処理及びフィルタ処理を行うフィードバック制御により前記制振トルク指令を出力し、前記直結用制振制御器と、前記非直結用制振制御器とは、前記微分演算処理及び前記フィルタ処理の制御定数が、互いに異なるように設定されていると好適である。
【００１２】
この構成によれば、回転電機の回転速度に基づいて回転電機の制振トルク指令を出力するフィードバック制御を適切に行うことができる。また、この際、微分演算処理及びローパスフィルタ処理の制御定数を適切に設定するだけで、係合装置の係合状態に応じた直結用制振制御器及び非直結用制振制御器を適切に設定することができる。更に、係合装置の係合状態に応じた制振制御器の切り替えも、制御定数を切り替えるだけの簡易な処理により容易に行うことができる。
【００１３】
また、前記動力伝達機構が変速比を変更可能な変速機構を含む場合には、前記直結用制振制御器及び前記非直結用制振制御器のそれぞれの制御定数を、前記変速機構の変速比に応じて変更する構成とすると好適である。
【００１４】
この構成によれば、動力伝達機構が変速機構を含むために、変速機構の変速比に応じて動力伝達系の固有振動数が変化する場合であっても、当該変速機構の変速比に応じた最適な直結用制振制御器及び非直結用制振制御器を設定することができる。従って、動力伝達機構が変速機構を含む場合にも、動力伝達系の振動を適切に抑制することができる。
【００１５】
また、前記動力伝達機構が変速比を変更可能な変速機構を含む場合には、前記変速機構による変速比の変更動作中は、前記制振制御の実行を禁止すると好適である。
【００１６】
変速機構による変速比の変更動作中は、通常、変速機構内の摩擦係合装置がスリップ状態とされることから、回転電機側の振動の車輪への伝達は大幅に抑制される。そのため、変速比の変更動作中に制振制御を行う必要性は低い。この構成によれば、不必要な制振制御の実行を禁止することにより、回転電機の出力トルクを抑えてエネルギ効率を高めることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１７】
【図１】本発明の実施形態に係る動力伝達機構及び制御装置の概略構成を示す模式図である。
【図２】本発明の実施形態に係る制御装置の構成を示すブロック図である。
【図３】本発明の実施形態に係る動力伝達系のモデルを示す概略図である。
【図４】本発明の実施形態に係る動力伝達系及び制御装置のブロック線図である。
【図５】本発明の実施形態に係る動力伝達系及び制御装置のブロック線図である。
【図６】本発明の実施形態に係る制御装置の処理を説明するボード線図である。
【図７】本発明の実施形態に係る制御装置の処理を説明するボード線図である。
【図８】本発明の実施形態に係る制御装置の処理を説明するボード線図である。
【図９】本発明の実施形態に係る制御装置の処理を説明するタイムチャートである。
【図１０】本発明の実施形態に係る制御装置の処理を説明するタイムチャートである。
【発明を実施するための形態】
【００１８】
〔第一の実施形態〕
本発明に係る回転電機制御装置３２の実施形態について、図面を参照して説明する。図１は、本実施形態に係る車両用駆動装置１の概略構成を示す模式図である。この図に示すように、車両用駆動装置１を搭載した車両は、駆動力源として内燃機関であるエンジンＥと回転電機ＭＧを備えたハイブリッド車両とされている。この図において、実線は駆動力の伝達経路を示し、破線は作動油の供給経路を示し、一点鎖線は信号の伝達経路を示している。この図に示すように、本実施形態に係る回転電機ＭＧは、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態に応じてエンジンＥに選択的に駆動連結されるとともに、動力伝達機構２を介して車輪Ｗに駆動連結される。また、ハイブリッド車両は、エンジンＥの制御を行うエンジン制御装置３１と、回転電機ＭＧの制御を行う回転電機制御装置３２と、変速機構ＴＭ及びエンジン分離クラッチＣＬの制御を行う動力伝達制御装置３３と、これらの制御装置を統合して車両用駆動装置１の制御を行う車両制御装置３４と、を備える。
【００１９】
また、本実施形態では、動力伝達機構２は、回転電機ＭＧに駆動連結され、変速比Ｋｒを変更可能な変速機構ＴＭと、変速機構ＴＭと車輪Ｗとを駆動連結する出力軸Ｏ及び車軸ＡＸと、を有する。よって、駆動力源の駆動力は、変速機構ＴＭの変速比Ｋｒで変速されて車輪側に伝達される。なお、エンジン分離クラッチＣＬが、本願における「係合装置」である。また、回転電機制御装置３２が、本発明における「制御装置」である。
【００２０】
このような構成において、本実施形態に係る回転電機制御装置３２は、回転電機ＭＧの回転速度ωｍに基づくフィードバック制御により、少なくとも動力伝達機構２の弾性振動に起因する、回転電機ＭＧの回転速度ωｍの振動を抑える制振トルク指令値Ｔｐを出力する制振制御を実行可能である。そして、回転電機制御装置３２は、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態が係合部材間に回転速度差Ｗ１がない直結係合状態である場合には、直結用制振制御器４１により制振制御を実行し、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態が直結係合状態以外の非直結係合状態である場合には、直結用制振制御器４１とは異なる非直結用制振制御器４２により制振制御を実行する点に特徴を有している。以下、本実施形態に係る回転電機制御装置３２について、詳細に説明する。
【００２１】
１．車両用駆動装置の構成
まず、本実施形態に係るハイブリッド車両の動力伝達系の構成について説明する。図１に示すように、ハイブリッド車両は、車両の駆動力源としてエンジンＥ及び回転電機ＭＧを備え、これらのエンジンＥと回転電機ＭＧとが直列に駆動連結されるパラレル方式のハイブリッド車両となっている。ハイブリッド車両は、変速機構ＴＭを備えており、当該変速機構ＴＭにより、中間軸Ｍに伝達されたエンジンＥ及び回転電機ＭＧの回転速度を変速すると共にトルクを変換して出力軸Ｏに伝達する。
【００２２】
エンジンＥは、燃料の燃焼により駆動される内燃機関であり、例えば、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの公知の各種エンジンを用いることができる。本例では、エンジンＥのクランクシャフト等のエンジン出力軸Ｅｏが、エンジン分離クラッチＣＬを介して、回転電機ＭＧに駆動連結された入力軸Ｉと選択的に駆動連結される。すなわち、エンジンＥは、摩擦係合要素であるエンジン分離クラッチＣＬを介して回転電機ＭＧに選択的に駆動連結される。なお、エンジン出力軸Ｅｏが、ダンパー等の他の部材を介してエンジン分離クラッチＣＬの係合部材に駆動連結された構成としても好適である。
【００２３】
回転電機ＭＧは、非回転部材に固定されたステータと、このステータの径方向内側に回転自在に支持されたロータと、を有している。この回転電機ＭＧのロータは、中間軸Ｍと一体回転するように駆動連結されている。すなわち、本実施形態においては、中間軸ＭにエンジンＥ及び回転電機ＭＧの双方が駆動連結される構成となっている。回転電機ＭＧは、蓄電装置としてのバッテリ（不図示）に電気的に接続されている。そして、回転電機ＭＧは、電力の供給を受けて動力を発生するモータ（電動機）としての機能と、動力の供給を受けて電力を発生するジェネレータ（発電機）としての機能と、を果たすことが可能とされている。すなわち、回転電機ＭＧは、バッテリからの電力供給を受けて力行し、或いはエンジンＥや車輪Ｗから伝達される回転駆動力により発電した電力をバッテリに蓄電する。なお、バッテリは蓄電装置の一例であり、キャパシタなどの他の蓄電装置を用い、或いは複数種類の蓄電装置を併用することも可能である。なお、以下では回転電機ＭＧによる発電を回生と称し、発電中に回転電機ＭＧが出力する負トルクを回生トルクと称する。回転電機の目標出力トルクが負トルクの場合には、回転電機ＭＧは、エンジンＥや車輪Ｗから伝達される回転駆動力により発電しつつ回生トルクを出力する状態となる。
【００２４】
駆動力源が駆動連結される中間軸Ｍには、変速機構ＴＭが駆動連結されている。本実施形態では、変速機構ＴＭは、変速比Ｋｒの異なる複数の変速段を有する有段の自動変速装置である。変速機構ＴＭは、これら複数の変速段を形成するため、遊星歯車機構等の歯車機構と複数の摩擦係合要素Ｂ１、Ｃ１、・・・とを備えている。変速機構ＴＭは、各変速段の変速比Ｋｒで、中間軸Ｍの回転速度を変速するとともにトルクを変換して、出力軸Ｏへ伝達する。変速機構ＴＭから出力軸Ｏへ伝達されたトルクは、出力用差動歯車装置ＤＦを介して左右二つの車軸ＡＸに分配されて伝達され、各車軸ＡＸに駆動連結された車輪Ｗに伝達される。ここで、変速比Ｋｒは、変速機構ＴＭにおいて各変速段が形成された場合の、出力軸Ｏの回転速度に対する中間軸Ｍの回転速度の比であり、本願では中間軸Ｍの回転速度を出力軸Ｏの回転速度で除算した値である。すなわち、中間軸Ｍの回転速度を変速比Ｋｒで除算した回転速度が、出力軸Ｏの回転速度になる。また、中間軸Ｍから変速機構ＴＭに伝達されるトルクに、変速比Ｋｒを乗算したトルクが、変速機構ＴＭから出力軸Ｏに伝達されるトルクになる。
【００２５】
本例では、エンジン分離クラッチＣＬ、及び複数の摩擦係合要素Ｂ１、Ｃ１、・・・は、それぞれ摩擦材を有して構成されるクラッチやブレーキ等の係合要素である。これらの摩擦係合要素ＣＬ、Ｂ１、Ｃ１、・・・は、供給される油圧を制御することによりその係合圧を制御して伝達トルク容量の増減を連続的に制御することが可能とされている。このような摩擦係合要素としては、例えば湿式多板クラッチや湿式多板ブレーキ等が好適に用いられる。
【００２６】
摩擦係合要素は、その係合部材間の摩擦により、係合部材間でトルクを伝達する。摩擦係合要素の係合部材間に回転速度差（滑り）がある場合は、動摩擦により回転速度の大きい方の部材から小さい方の部材に伝達トルク容量の大きさのトルク（スリップトルク）が伝達される。摩擦係合要素の係合部材間に回転速度差（滑り）がない場合は、摩擦係合要素は、伝達トルク容量の大きさを上限として、静摩擦により摩擦係合要素の係合部材間に作用するトルクを伝達する。ここで、伝達トルク容量とは、摩擦係合要素が摩擦により伝達することができる最大のトルクの大きさである。伝達トルク容量の大きさは、摩擦係合要素の係合圧に比例して変化する。係合圧とは、入力側係合部材（摩擦板）と出力側係合部材（摩擦板）とを相互に押し付け合う圧力である。本実施形態では、係合圧は、供給されている油圧の大きさに比例して変化する。すなわち、本実施形態では、伝達トルク容量の大きさは、摩擦係合要素に供給されている油圧の大きさに比例して変化する。
【００２７】
各摩擦係合要素は、リターンばねを備えており、ばねの反力により解放側に付勢されている。そして、各摩擦係合要素に供給される油圧により生じる力がばねの反力を上回ると、各摩擦係合要素に伝達トルク容量が生じ始め、各摩擦係合要素は、解放状態から係合状態に変化する。この伝達トルク容量が生じ始めるときの油圧を、ストロークエンド圧と称す。各摩擦係合要素は、供給される油圧がストロークエンド圧を上回った後、油圧の増加に比例して、その伝達トルク容量が増加するように構成されている。
【００２８】
本実施形態において、係合状態とは、摩擦係合要素に伝達トルク容量が生じている状態であり、解放状態とは、摩擦係合要素に伝達トルク容量が生じていない状態である。また、滑り係合状態とは、摩擦係合要素の係合部材間に滑りがある係合状態であり、直結係合状態とは、摩擦係合要素の係合部材間に滑りがない係合状態である。また、非直結係合状態とは、直結係合状態以外の係合状態であり、解放状態と滑り係合状態とが含まれる。
【００２９】
２．油圧制御系の構成
次に、車両用駆動装置１の油圧制御系について説明する。油圧制御系は、油圧ポンプから供給される作動油の油圧を所定圧に調整するための油圧制御装置ＰＣを備えている。ここでは詳しい説明を省略するが、油圧制御装置ＰＣは、油圧調整用のリニアソレノイド弁からの信号圧に基づき一又は二以上の調整弁の開度を調整することにより、当該調整弁からドレインする作動油の量を調整して作動油の油圧を一又は二以上の所定圧に調整する。所定圧に調整された作動油は、それぞれ必要とされるレベルの油圧で、変速機構ＴＭやエンジン分離クラッチＣＬの各摩擦係合要素等に供給される。
【００３０】
３．制御装置の構成
次に、車両用駆動装置１の制御を行う制御装置３１〜３４の構成について説明する。
制御装置３１〜３４は、それぞれＣＰＵ等の演算処理装置を中核部材として備えるとともに、当該演算処理装置からデータを読み出し及び書き込みが可能に構成されたＲＡＭ（ランダム・アクセス・メモリ）や、演算処理装置からデータを読み出し可能に構成されたＲＯＭ（リード・オンリ・メモリ）等の記憶装置等を有して構成されている。そして、各制御装置のＲＯＭ等に記憶されたソフトウェア（プログラム）又は別途設けられた演算回路等のハードウェア、或いはそれらの両方により、図２に示すような制御装置３１〜３４の各機能部４１〜４６が構成されている。また、制御装置３１〜３４は、互いに通信を行うように構成されており、センサの検出情報及び制御パラメータ等の各種情報を共有するとともに協調制御を行い、各機能部４１〜４６の機能が実現される。
【００３１】
また、車両用駆動装置１は、センサＳｅ１〜Ｓｅ３を備えており、各センサから出力される電気信号は制御装置３１〜３４に入力される。制御装置３１〜３４は、入力された電気信号に基づき各センサの検出情報を算出する。エンジン回転速度センサＳｅ１は、エンジン出力軸Ｅｏ（エンジンＥ）の回転速度を検出するためのセンサである。エンジン制御装置３１は、エンジン回転速度センサＳｅ１の入力信号に基づいてエンジンＥの回転速度（角速度）ωｅを検出する。入力軸回転速度センサＳｅ２は、入力軸Ｉ及び中間軸Ｍの回転速度を検出するためのセンサである。入力軸Ｉ及び中間軸Ｍには回転電機ＭＧのロータが一体的に駆動連結されているので、回転電機制御装置３２は、入力軸回転速度センサＳｅ２の入力信号に基づいて回転電機ＭＧの回転速度（角速度）ωｍ、並びに入力軸Ｉ及び中間軸Ｍの回転速度を検出する。出力軸回転速度センサＳｅ３は、変速機構ＴＭ近傍の出力軸Ｏに取り付けられ、変速機構ＴＭ近傍の出力軸Ｏの回転速度を検出するためのセンサである。動力伝達制御装置３３は、出力軸回転速度センサＳｅ３の入力信号に基づいて変速機構ＴＭ近傍の出力軸Ｏの回転速度ωｏを検出する。また、出力軸Ｏの回転速度は車速に比例するため、変速制御装置３１は、出力軸回転速度センサＳｅ３の入力信号に基づいて車速を算出する。
【００３２】
３−１．車両制御装置
車両制御装置３４は、エンジンＥ、回転電機ＭＧ、変速機構ＴＭ、及びエンジン分離クラッチＣＬ等に対して行われる各種トルク制御、及び各摩擦係合要素の係合制御等を車両全体として統合する制御を行う機能部を備えている。
【００３３】
車両制御装置３４は、アクセル開度及び車速、並びにバッテリの充電量等に応じて、中間軸Ｍ側から出力軸Ｏ側に伝達される目標駆動力である出力軸目標トルクを算出するとともに、エンジンＥ及び回転電機ＭＧの運転モードを決定し、エンジンＥの目標出力トルク、回転電機の目標出力トルク、及びエンジン分離クラッチＣＬの目標伝達トルク容量を算出し、それらを他の制御装置３１〜３３に指令して統合制御を行う機能部である。
【００３４】
車両制御装置３４は、アクセル開度、車速、及びバッテリの充電量等に基づいて、各駆動力源の運転モードを決定する。ここで、バッテリの充電量は、バッテリ状態検出センサにより検出される。本実施形態では、運転モードとして、回転電機ＭＧのみを駆動力源とする電動モードと、少なくともエンジンＥを駆動力源とするパラレルモードと、エンジンＥの回転駆動力により回転電機ＭＧの回生発電を行うエンジン発電モードと、車輪から伝達される回転駆動力により回転電機ＭＧの回生発電を行う回生発電モードと、回転電機ＭＧの回転駆動力によりエンジンＥを始動させるエンジン始動モードと、を有する。
【００３５】
ここで、エンジン分離クラッチＣＬが直結係合状態にされる運転モードは、パラレルモード、エンジン発電モード、及びエンジン始動モードとなる。後述する例でも示すように、エンジン始動モードでは、回転電機ＭＧの回転中に、エンジン分離クラッチＣＬが滑り係合状態にされて、エンジン分離クラッチＣＬからエンジンＥ側に伝達トルク容量の大きさの正のトルクが伝達される。その反力として、エンジン分離クラッチＣＬから回転電機ＭＧ側に、伝達トルク容量の大きさの負のトルク（スリップトルク）Ｔｆが伝達される。
【００３６】
３−２．エンジン制御装置
エンジン制御装置３１は、エンジンＥの動作制御を行う機能部を備えている。本実施形態では、エンジン制御装置３１は、車両制御装置３４からエンジンＥの目標出力トルクが指令されている場合は、車両制御装置３４から指令された目標出力トルクをトルク指令値に設定し、エンジンＥがトルク指令値の出力トルクＴｅを出力するように制御するトルク制御を行う。なお、エンジンＥの燃焼が停止している場合は、エンジンＥの出力トルクＴｅは、負トルクであるフリクショントルクになる。
【００３７】
３−３．動力伝達制御装置
動力伝達制御装置３３は、変速機構ＴＭ、及びエンジン分離クラッチＣＬの制御を行う機能部を備えている。動力伝達制御装置３３には、出力軸回転速度センサＳｅ３等のセンサの検出情報が入力されている。
【００３８】
動力伝達制御装置３３は、車速、アクセル開度、及びシフト位置などのセンサ検出情報に基づいて変速機構ＴＭにおける目標変速段を決定する。そして、動力伝達制御装置３３は、油圧制御装置ＰＣを介して変速機構ＴＭに備えられた各摩擦係合要素Ｃ１、Ｂ１、・・・に供給される油圧を制御することにより、各摩擦係合要素を係合又は解放して目標とされた変速段を変速機構ＴＭに形成させる。具体的には、動力伝達制御装置３３は、油圧制御装置ＰＣに各摩擦係合要素Ｂ１、Ｃ１、・・・の目標油圧（指令圧）を指令し、油圧制御装置ＰＣは、指令された目標油圧（指令圧）の油圧を各摩擦係合要素に供給する。
【００３９】
動力伝達制御装置３３は、通常の変速段の切り替え中（変速中）に、係合又は解放される摩擦係合要素を一時的に滑り係合状態に制御する。この変速中には、中間軸Ｍと出力軸Ｏとは、非直結状態となり、両部材間には、弾性（ねじれ）振動によるねじりトルクが伝達されず、動摩擦によるトルクが伝達され、又はトルクが伝達されない状態となる。
【００４０】
また、動力伝達制御装置３３は、エンジン分離クラッチＣＬの伝達トルク容量を制御する。動力伝達制御装置３３は、車両制御装置３４から指令された目標伝達トルク容量に基づき、油圧制御装置ＰＣを介してエンジン分離クラッチＣＬに供給される油圧を制御することにより、エンジン分離クラッチＣＬを係合又は解放する。
【００４１】
３−４．回転電機制御装置
回転電機制御装置３２は、回転電機ＭＧの動作制御を行う機能部を備えている。本実施形態では、回転電機制御装置３２は、車両制御装置３４から回転電機ＭＧの目標出力トルクが指令されている場合は、回転電機目標出力トルクを基本トルク指令値Ｔｂに設定する。また、回転電機制御装置３２は、基本トルク指令値Ｔｂから、後述する制振トルク指令値Ｔｐを減算した値をトルク指令値に設定し、回転電機ＭＧがトルク指令値の出力トルクＴｍを出力するように制御するトルク制御を行う。本実施形態では、回転電機制御装置３２は、制振トルク指令値Ｔｐを算出する制振制御部４０を備えている。
【００４２】
３−４−１．制振制御部
制振制御部４０は、回転電機ＭＧの回転速度ωｍに基づくフィードバック制御により、少なくとも動力伝達機構２の弾性（ねじれ）振動に起因する、回転電機ＭＧの回転速度ωｍの振動を抑える制振トルク指令値Ｔｐを出力する制振制御を実行する機能部である。そして、制振制御部４０は、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態が係合部材間に回転速度差Ｗ１がない直結係合状態である場合には、直結用制振制御器４１により制振制御を実行し、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態が直結係合状態以外の非直結係合状態である場合には、直結用制振制御器４１とは異なる非直結用制振制御器４２により制振制御を実行する。
また、制振制御部４０は、直結用制振制御器４１及び非直結用制振制御器４２のそれぞれの制御定数を、変速機構ＴＭの変速比に応じて変更する。また、制振制御部４０は、変速機構ＴＭによる変速比の変更動作中は、制振制御の実行を禁止する。
以下で、制振制御部４０によって実行される制振制御の処理について、詳細に説明する。
【００４３】
３−４−２．軸ねじれ振動系へのモデル化
まず、制振制御における制御設計について説明する。
図３の（ａ）に、動力伝達系のモデルを示す。動力伝達系を軸ねじれ振動系にモデル化している。回転電機ＭＧの出力トルクＴｍが、軸ねじれ振動系に対する制御入力となり、回転電機ＭＧの回転速度ωｍが観測可能である。回転電機ＭＧは、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態に応じてエンジンＥに選択的に駆動連結されるとともに、変速機構ＴＭ、並びに出力軸Ｏ及び車軸ＡＸを介して、負荷となる車両に駆動連結されている。変速機構ＴＭは、変速比Ｋｒで、中間軸Ｍと出力軸Ｏとの間の回転速度を変速すると共に、トルクの変換を行う。なお、以下では出力軸Ｏ及び車軸ＡＸをまとめて、出力シャフトと称する。
【００４４】
エンジンＥ、回転電機ＭＧ、及び負荷（車両）を、それぞれ慣性モーメント（イナーシャ）Ｊｅ、Ｊｍ、Ｊｌを有する剛体としてモデル化している。各剛体間は、エンジン出力軸Ｅｏ、入力軸Ｉ、中間軸Ｍ、出力シャフトの軸により駆動連結されている。よって、エンジン分離クラッチＣＬが非直結係合状態にあるときは、回転電機ＭＧ及び負荷（車両の）の２慣性系となっており、エンジン分離クラッチＣＬが直結係合状態にあるときは、エンジンＥ、回転電機ＭＧ、及び負荷（車両の）の３慣性系となっている。
【００４５】
ここで、ＴｅはエンジンＥが出力する出力トルクであり、ωｅはエンジンＥの回転速度（角速度）であり、Ｔｆは、滑り係合状態でエンジン分離クラッチＣＬから回転電機ＭＧ側に伝達されるスリップトルクである。また、Ｔｍは回転電機ＭＧが出力する出力トルクであり、ωｍは回転電機ＭＧの回転速度（角速度）であり、Ｔｃｒは、変速機構ＴＭを介して回転電機ＭＧに伝達される出力シャフトのねじり反力トルクである。ωｏは、出力シャフトの変速機構ＴＭ側端部の回転速度（角速度）である。
【００４６】
一方、Ｔｃは負荷（車両）に伝達される出力シャフトのねじりトルクであり、Ｔｄは、負荷（車輪）に伝達される、坂路抵抗、空気抵抗、タイヤ摩擦抵抗等による外乱トルクであり、ωｌは出力シャフトの負荷側端部の回転速度（角速度）であって、負荷（車輪）の回転速度（角速度）である。変速機構ＴＭにおいて、回転電機ＭＧの回転速度ωｍを、変速比Ｋｒで除算した回転速度が、変速機構ＴＭ側端部における出力シャフトの回転速度ωｏになり、負荷に伝達される出力シャフトのねじりトルクＴｃを、変速比Ｋｒで除算したトルクが、回転電機ＭＧに伝達される出力シャフトのねじり反力トルクＴｃｒになる。
また、Ｋｃは出力シャフトのねじりばね定数であり、Ｃｃは出力シャフトの粘性摩擦係数である。
【００４７】
３−４−３．２慣性モデル
本実施形態では、エンジン出力軸Ｅｏ、入力軸Ｉ、及び中間軸Ｍは、出力シャフトに比べてばね定数が大きく、各軸のねじれが小さくなるため、剛体であると簡略化して、解析及び設計を容易化する。よって、図３の（ｃ）に示すように、エンジン分離クラッチＣＬが直結係合状態にあるときは、エンジンＥ及び回転電機ＭＧを１つの剛体として扱って、３慣性系から２慣性系に簡略化している。
図３の（ｂ）及び（ｃ）に示すように、エンジン分離クラッチＣＬが非直結係合状態、又は直結係合状態であるかに応じて、回転電機ＭＧ側の慣性モーメントが、Ｊｍ、又はＪｍ＋Ｊｅで切り替わる。よって、後述するように、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態に応じて、軸ねじれ振動系の固有振動数である共振周波数ωａが大きく変化する。更に、変速比Ｋｒの変化によっても、回転電機ＭＧ側と負荷（車両）側との間の回転速度及びトルクの伝達が変化するため、非直結係合状態及び直結係合状態のそれぞれにおいて、共振周波数ωａなどが大きく変化する。従って、後述するように、非直結係合状態と、直結係合状態とで、制振制御器を変化させて、軸ねじれ振動系の特性変化に適応させている。
【００４８】
また、図３の（ｂ）に示すように、エンジン分離クラッチＣＬに滑りがある非直結係合状態である場合は、動摩擦によりエンジン分離クラッチＣＬから回転電機ＭＧにスリップトルクＴｆが入力される。図３の（ｃ）に示すように、エンジン分離クラッチＣＬが直結係合状態である場合は、回転電機ＭＧ側にスリップトルクＴｆは入力されず、エンジン出力トルクＴｅが入力されるようになる。従って、係合状態が非直結係合状態と直結係合状態との間で切り替わる瞬間に、回転電機ＭＧ側に作用するトルクが、スリップトルクＴｆと、エンジンＥの出力トルクＴｅとの間で切り替わる。よって、スリップトルクＴｆとエンジンＥの出力トルクＴｅの大きさが異なる場合には、ステップ的なトルク変化が軸ねじれ振動系に入力される。このステップ的なトルク変化が、軸ねじれ振動系に対する外乱となり、軸ねじれ振動が生じる。従って、後述するように、係合状態が変化したときに、係合状態に適応した制振制御器に切り替えて、係合状態の変化により生じる軸ねじれ振動に対して、速やかに制振することができる。
【００４９】
次に、図４に、図３の（ｂ）及び（ｃ）の２慣性モデルのブロック線図を示す。ここで、ｓはラプラス演算子を示す。
この図に示すように、回転電機ＭＧの出力トルクＴｍから、出力シャフトのねじり反力トルクＴｃｒを減算するとともに、スリップトルクＴｆ又はエンジン出力トルクＴｅを加算したトルクが、回転電機ＭＧ側に作用するトルクとなる。回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＴｄは、エンジン分離クラッチＣＬが非直結係合状態では、回転電機ＭＧの慣性モーメントＪｍのみとなり、直結係合状態では、回転電機ＭＧの慣性モーメントＪｍにエンジンＥの慣性モーメントＪｅを加算した値（Ｊｍ＋Ｊｅ）となり、慣性モーメントが切り替わる。回転電機ＭＧ側に作用するトルクを、その慣性モーメントＪｄで除算した値が、回転電機ＭＧの回転加速度（角加速度）となる。そして、回転電機ＭＧの回転加速度を積分（１／ｓ）した値が、回転電機ＭＧの回転速度（角速度）ωｍとなる。
【００５０】
回転電機ＭＧの回転速度ωｍを、変速比Ｋｒで除算した値が、出力シャフトにおける変速機構ＴＭ側端部の回転速度ωｏとなる。出力シャフトにおける、変速機構ＴＭ側端部の回転速度ωｏから、負荷（車両）側端部の回転速度ωｌを減算した値が、両端部間の差回転速度となる。この差回転速度に、出力シャフトの粘性摩擦係数Ｃｃを乗算した値が、減衰トルクとなり、差回転速度を積分（１／ｓ）した値となるねじれ角度に、ねじりばね定数Ｋｃを乗算した値が、弾性トルクとなる。そして、減衰トルクと弾性トルクとを合計したトルクが、出力シャフトのねじりトルクＴｃとなる。ねじりトルクＴｃに外乱トルクＴｄを加算した値が、負荷（車両）に作用するトルクＴｌとなる。この負荷作用トルクＴｌを、負荷の慣性モーメントＪｌで除算した値を、積分（１／ｓ）した値が、負荷（車輪）の回転速度（角速度）ωｌとなる。
【００５１】
一方、変速機構ＴＭが変速中である場合など、回転電機ＭＧ側と負荷側とを駆動連結する摩擦係合要素が非直結係合状態にある場合は、変速比Ｋｒに反比例して、回転電機ＭＧの回転速度ωｍと変速機構ＴＭ側端部の回転速度ωｏとの間の関係、又は出力シャフトのねじりトルクＴｃと出力シャフトのねじり反力トルクＴｃｒとの間の関係が、変速比Ｋｒに応じた変化ではなくなる。よって、２つの慣性系間で振動成分が伝達されなくなり、共振が生じなくなることがわかる。
【００５２】
ここで、回転電機ＭＧの出力トルクＴｍが、制御対象となる２慣性モデルへの制御入力となり、回転電機ＭＧの回転速度ωｍが、制振制御のために観測可能な変数となる。詳細は後述するが、回転電機制御部４０は、回転電機ＭＧの回転速度ωｍに基づくフィードバック制御により、制振トルク指令値Ｔｐを出力する制振制御を実行する。
【００５３】
３−４−４．係合状態及び変速比に応じた共振周波数の変化
次に、図４の２慣性モデルのブロック線図から、回転電機ＭＧの出力トルクＴｍから回転電機ＭＧの回転速度ωｍまでの制御対象の伝達関数Ｐ（ｓ）は、次式及び図５に示すようになる。
ここで、ωａは共振周波数であり、ζａは共振点減衰率であり、ωｚは反共振周波数であり、ζｚは反共振点減衰率であり、次式のように、出力シャフトのねじりばね定数Ｋｃ及び粘性摩擦係数Ｃｃ、負荷（車両）慣性モーメントＪｌ、回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄ、及び変速比Ｋｒを用いて、次式のようになる。
また、回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄは、上記したように、非直結係合状態又は直結係合状態で切り替わる。また、変速比Ｋｒは、変速機構ＴＭに形成された変速段によって切り替わる。よって、次式からわかるように、共振周波数ωａは、非直結係合状態又は直結係合状態、及び変速比Ｋｒによって切り替わる。
（a）非直結係合状態
Ｊｄ＝Ｊｍ
（ｂ）直結係合状態
Ｊｄ＝Ｊｍ＋Ｊｌ
【００５４】
式（１）から、回転電機ＭＧの回転速度ωｍは、回転電機ＭＧの出力トルクＴｍを、軸ねじれ振動系全体の慣性モーメント（Ｊｌ／Ｋｒ２＋Ｊｄ）で除算した回転加速度を積分（１／ｓ）した定常状態の回転速度に、２慣性の振動成分が乗った回転速度になることがわかる。
この２慣性の振動成分の共振周波数ωａは、式（２）から、直結係合状態になると、回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄがエンジンＥの慣性モーメントＪｅの分だけ増加するので、減少することがわかる。また、共振周波数ωａは、軸ねじれ振動系全体の慣性モーメント（Ｊｌ／Ｋｒ２＋Ｊｄ）に応じて変化することがわかる。
また、共振点減衰率ζａは、共振周波数ωａに比例するので、直結係合状態になると、減少することがわかる。一方、反共振周波数ωｚは、負荷（車両）の慣性モーメントＪｌのみが関係しており、係合状態により変化しないことがわかる。また、反共振点減衰率ζｚは、反共振周波数ωｚに比例するので、直結係合状態になっても変化しないことがわかる。よって、式（１）及び式（２）から、エンジン分離クラッチＣＬが、非直結係合状態から直結係合状態になると、共振周波数ωａが減少するとともに、共振振動の減衰率ζａが減少することがわかる。
【００５５】
また、図６に、制御対象の伝達関数Ｐ（ｓ）のボード線図の例を示す。このボード線図からも、非直結係合状態から直結係合状態になると、共振周波数ωａは大きく減少するが、反共振周波数ωｚは変化しないことがわかる。
従って、直結係合状態と非直結係合状態とにより変化する共振周波数ωａに対応できるように、係合状態毎に制振制御器を設計する必要がある。
【００５６】
また、共振周波数ωａは、式（２）から、変速比Ｋｒが増加すると、減少することがわかる。また、式（２）の共振周波数ωａにおいて、変速比Ｋｒの２乗が回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄに乗算され、変速比Ｋｒの変化と、係合状態による慣性モーメントＪｄの変化とが、連動するため、共振周波数ωａの変化量が大きくなる。また、この連動により、直結係合状態における、変速比Ｋｒの変化による共振周波数ωａの変化の傾向と、非直結係合状態における、変速比Ｋｒの変化による共振周波数ωａの変化の傾向とが、異なるようになる。また、図７に、変速比Ｋｒが変化した場合のボード線図の例を示す。このボード線図からも、共振周波数ωａは、変速比Ｋｒの増加により、減少することがわかり、係合状態に応じて、変速比Ｋｒの変化に対する、共振周波数ωａの変化の傾向が変化することがわかる。
【００５７】
従って、変速比Ｋｒの変化による共振周波数ωａの変化に対応できるように制振制御器を設計する必要がある。また、直結係合状態と非直結係合状態とにおいて異なる共振周波数ωａの変化の傾向に対応できるように、係合状態毎に制振制御器を設計する必要がある。
【００５８】
３−４−５．制振制御器の切替
上記したエンジン分離クラッチＣＬの係合状態および変速比Ｋｒに応じた共振周波数ωａの変化に対応するために、本実施形態では、制振制御部４０は、図２に示すように、エンジン分離クラッチＣＬの直結係合状態である場合には、直結用制振制御器４１により制振制御を実行し、非直結係合状態である場合には、直結用制振制御器４１とは異なる非直結用制振制御器４２により制振制御を実行する。よって、係合状態に応じて、制振制御器を切り替えて制振制御を実行するように構成されている。
ここで、直結用制振制御器４１は、エンジンＥから車輪Ｗでの動力伝達系の固有振動数、すなわち共振周波数ωａ及び反共振周波数ωｚに応じて設定されている。また、非直結用制振制御器４２は、回転電機ＭＧから車輪Ｗまでの動力伝達系の固有振動数、すなわち共振周波数ωａ及び反共振周波数ωｚに応じて設定されている。
また、制振制御部４０は、直結用制振制御器４１及び非直結用制振制御器４２のそれぞれの制御定数を、変速機構ＴＭの変速比Ｋｒに応じて変更するように構成されている。すなわち、変速比Ｋｒに応じて変化する共振周波数ωａに応じて各制振制御器４１、４２の制御定数が設定される。
【００５９】
また、制振制御部４０は、変速機構ＴＭが変速中である場合など、回転電機ＭＧ側と車輪Ｗ側とを駆動連結する摩擦係合要素が非直結係合状態にある場合には、動力伝達機構２の弾性（ねじれ）振動が生じなくなるため、変速中制御器４３に切り替えて、制振制御を禁止する。具体的には、制振トルク指令Ｔｐがゼロに設定される。
【００６０】
また、本実施形態では、制振制御部４０は、制御器切替器４４を備えており、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態、及び変速機構ＴＭの変速状態に応じて、直結用制振制御器４１、非直結用制振制御器４２、又は変速中制御器４３を切り替えるように構成されている。
制御器切替器４４は、直結判定部４５と変速判定部４６とを備えている。直結判定部４５は、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態を判定する機能部である。本実施形態では、直結判定部４５、係合圧が生じている状態で、エンジンＥの回転速度ωｅと、回転電機ＭＧの回転速度ωｍとが一致している場合に、直結係合状態であると判定し、それ以外の場合は、非直結係合状態であると判定する。なお、直結判定部４５は、エンジン分離クラッチＣＬの係合圧に基づき、直結係合状態を判定するようにしてもよい。すなわち、直結判定部４５は、エンジン分離クラッチＣＬの係合圧が、直結係合状態を維持するのに十分高い圧である場合は、直結係合状態と判定し、それ以外の場合は、非直結係合状態と判定する。
【００６１】
変速判定部４６は、変速機構ＴＭが変速中であるか否か判定する機能部である。すなわち、変速判定部４６は、変速機構ＴＭの変速段を形成する各摩擦係合要素が非直結係合状態である場合は、変速中であると判定し、それ以外の場合は、変速中でないと判定する。また、変速判定部４６は、変速機構ＴＭに変速段が形成されないニュートラルの状態である場合も、変速中であると判定する。本実施形態では、変速判定部４６は、出力軸Ｏの回転速度ωｏに変速比Ｋｒを乗算した回転速度と、回転電機ＭＧの回転速度ωｍとが一致している場合に、直結係合状態であると判定し、それ以外の場合は、非直結係合状態であると判定する。なお、変速機構ＴＭとは別に、回転電機ＴＭと車輪Ｗとの間の駆動連結を断接する摩擦係合要素、或いはトルクコンバータ及びトルクコンバータの入出力部材間を直結係合状態にする摩擦係合要素が備えられる場合は、変速判定部４６は、それらの摩擦係合要素が非直結係合状態にある場合にも、変速中であると判定し、制振制御を禁止するようにしてもよい。
【００６２】
３−４−６．制振制御器の設定
次に、上記したエンジン分離クラッチＣＬの係合状態および変速比Ｋｒに応じた共振周波数ωａの変化に対応するために、設計された制振制御器Ｆｐの一実施例を、図４及び図５に基づいて説明する。
制振制御器Ｆｐは、少なくとも微分演算処理Ｆｄ及びフィルタ処理Ｆｒを行うフィードバック制御により制振トルク指令値Ｔｐを出力するように構成される。そして、直結用制振制御器４１と、非直結用制振制御器４２とは、微分演算処理Ｆｄ及びフィルタ処理Ｆｒの制御定数が、互いに異なるように設定されている。
【００６３】
本実施形態では、制振制御器Ｆｐは、微分演算処理Ｆｄとフィルタ処理Ｆｒにより、構成され、次式の伝達関数で表せられる。
【００６４】
３−４−６−１．微分演算処理
微分演算処理Ｆｄの微分ゲインは、共振周波数ωａの変化に応じて変更される。本実施形態では、微分演算処理Ｆｄの微分ゲインは、式（２）から共振周波数ωａと相関がある回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄ、及び変速比Ｋｒに応じて設定される。
【００６５】
また、ねじれ振動を制振するためには、図４から、回転電機ＭＧは、回転電機ＭＧに伝達されるねじり反力トルクＴｃｒを打ち消すような制振トルクを出力するようにすればよいことがわかる。すなわち、図４の制御対象のブロック線図から、回転電機ＭＧの回転速度ωｍは、回転電機ＭＧの出力トルクＴｍからねじり反力トルクＴｃｒを減算したトルクに対して、回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄで除算し、積分演算（１／ｓ）を行った値となることがわかる。この処理方向と逆の方向処理、すなわち、回転電機ＭＧの回転速度ωｍに対して、微分演算（ｓ）を行い、回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄを乗算すると、ねじり反力トルクＴｃｒの情報が得られることがわかる。従って、図４の制振制御部４０のブロック線図に示すように、制振制御器Ｆｐは、回転電機ＭＧの回転速度ωｍに対して、微分演算（ｓ）を行い、微分ゲインを乗算した値に基づき制振トルク指令値Ｔｐを算出している。よって、制振制御器Ｆｐは、ねじり反力トルクＴｃｒを打ち消すようなトルク指令値を算出することができる。
【００６６】
また、図４の制御対象のブロック線図から、ねじり反力トルクＴｃｒを除算する回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄは、非直結係合状態及び直結係合状態に応じて、Ｊｍ、又はＪｍ＋Ｊｅに切り替わる。このため、係合状態の変化によって、ねじり反力トルクＴｃｒの打ち消し作用が変化しないようにするためには、係合状態によって、制振制御器Ｆｐにおいて微分演算値に乗算される微分ゲインを変化させる必要があることがわかる。
本実施形態では、微分ゲインは、回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄに応じて変化されるように構成されており、係合状態の変化によって、ねじり反力トルクＴｃｒの打ち消し作用が変化しないように構成されている。
【００６７】
図８に、制振制御器Ｆｐとして、微分演算処理Ｆｄを用いた場合の、閉ループの周波数特性を示す。この図に示すように、制御対象の伝達関数Ｐ（ｓ）の共振周波数ωａが、制振制御を行う（閉ループにする）ことにより、共振点のゲインピークが減少している。従って、微分演算処理Ｆｄを用いた制振制御器Ｆｐを用いることにより、ねじれ振動の振幅が減少されることがわかる。
【００６８】
本実施形態では、直結用制振制御器４１と、非直結用制振制御器４２とは、それぞれ、係合状態によって変化する共振周波数ωａとそのピーク値に応じて設定された微分演算処理Ｆｄを備えている。従って、制振制御部４０は、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態によって、直結用制振制御器４１と、非直結用制振制御器４２とを単に切り替えることで、軸ねじれ振動系の共振周波数ωａの変化に対応することができる。
【００６９】
また、本実施形態では、直結用制振制御器４１は、変速機構ＴＭの変速段毎に、共振周波数ωａとそのピーク値に応じて設定された微分ゲインを備えている。一方、非直結用制振制御器４２は、変速機構ＴＭの変速段毎に、共振周波数ωａとそのピーク値に応じて設定された微分ゲインを備えている。そして、制振制御部４０は、変速機構ＴＭの変速段（変速比Ｋｒ）に応じて、直結用制振制御器４１又は非直結用制振制御器４２の微分ゲインを変更する。従って、制振制御部４０は、変速機構ＴＭの変速比Ｋｒに応じて変化する軸ねじれ振動系の共振周波数ωａに対応することができる。
【００７０】
また、本実施形態では、直結用制振制御器４１及び非直結用制振制御器４２は、微分演算により構成されており、積分演算のように過去の制御値が蓄積されずに、瞬時の変化量を算出するように構成されている。このため、これらの制御器が切り替えられても、大きな制振トルク指令値Ｔｐの変化が生じない。従って、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態が変化した場合に、速やかに、制振制御器４１、４２を切り替えて、連続的に共振周波数ωａの変化に適合した制振制御を行うことができる。また、制振制御器４１、４２が微分演算により構成されているので、制振制御器４１、４２を切り替えた直後から、共振周波数ωａの変化に適合した制振トルク指令値を出力することができ、係合状態が変化したときに入力されるステップ的なトルク外乱に対して、速やかに制振することができる。
【００７１】
なお、本実施形態では、エンジン分離クラッチＣＬが直結係合状態にされた場合に、エンジンＥと回転電機ＭＧとを駆動連結する軸を剛体として、３慣性から２慣性に簡略化している。しかし、エンジンＥのエンジン出力軸Ｅｏにダンパーが備えられる場合など、エンジンＥと回転電機ＭＧとの間の軸のばね定数が小さく、３慣性のねじれ振動が生じる場合には、３慣性のねじれ振動に適合するように、直結用制振制御器４１のみを変更することができる。例えば、制振制御器Ｆｐを、微分演算から微分演算より高次の位相進み演算（例えば、ａｓ２＋ｂｓ＋１）に設定するようにしてもよい。このように、直結用制振制御器４１と非直結用制振制御器４２とが個別に設定され、切り替えられるので、係合状態に応じて変化する軸ねじれ振動系のモデルに適合するような制振制御器Ｆｐを個別に設定することができる。
【００７２】
３−４−６−２．フィルタ処理
フィルタ処理Ｆｒにおけるカットオフする周波数帯域であるフィルタ周波数帯域は、係合状態又は変速比Ｋｒに応じて変化する共振周波数ωａに応じて設定される。
本実施形態では、フィルタ処理Ｆｒは、ローパスフィルタ処理に設定されており、本例では、一次遅れフィルタ処理に設定されている。
ローパスフィルタ処理におけるフィルタ周波数帯域であるカットオフ周波数τは、共振周波数ωａに基づき設定される。
【００７３】
本実施形態では、直結用制振制御器４１と、非直結用制振制御器４２とは、それぞれ、係合状態によって変化するフィルタ周波数帯域を備えている。従って、制振制御部４０は、エンジン分離クラッチＣＬの係合状態によって、直結用制振制御器４１と、非直結用制振制御器４２とを単に切り替えることで、軸ねじれ振動系の共振周波数ωａの変化に対応したフィルタ処理を行うことができる。
【００７４】
また、本実施形態では、直結用制振制御器４１は、変速機構ＴＭの変速段毎に、変速機構ＴＭの各変速段の変速比Ｋｒに基づき設定されたフィルタ周波数帯域を備えている。また、非直結用制振制御器４２は、変速機構ＴＭの変速段毎に、変速機構ＴＭの各変速段の変速比Ｋｒに基づき設定されたフィルタ周波数帯域を備えている。そして、制振制御部４０は、変速機構ＴＭの変速段（変速比Ｋｒ）に応じて、直結用制振制御器４１又は非直結用制振制御器４２のフィルタ周波数帯域を変更する。従って、制振制御部４０は、変速機構ＴＭの変速比Ｋｒに応じて変化する軸ねじれ振動系の共振周波数ωａに対応したフィルタ処理を行うことができる。
【００７５】
なお、図４及び図５には、制振制御器ＦＰは、微分演算処理Ｆｄを行った後、フィルタ処理Ｆｒを行うように示されているが、フィルタ処理Ｆｒを行った後に、微分演算処理Ｆｄを行うようにしてもよい。
【００７６】
３−４−７．制振制御の挙動
次に、制振制御部４０による制振制御の挙動を、図９及び図１０の例に示すタイムチャートに基づき説明する。図９及び図１０は、エンジン始動モードにおいて、エンジン分離クラッチＣＬが非直結係合状態から直結係合状態に変化する場合の例を示している。図９は、制振制御を行わない場合の例であり、図１０は、制振制御を行う場合の例である。
【００７７】
３−４−７−１．制振制御なしの場合
まず、図９の例を説明する。エンジンＥが停止しており、回転電機ＭＧが回転している状態において、エンジンＥの始動のため、エンジン分離クラッチＣＬの係合圧の増加が開始する（時刻ｔ１１）。エンジン分離クラッチＣＬの係合圧の増加に比例して、その伝達トルク容量が増加していく。伝達トルク容量がゼロから増加すると、エンジン分離クラッチＣＬから回転電機ＭＧ側に、伝達トルク容量の大きさの負のスリップトルクＴｆが伝達される。係合圧の増加に従ってスリップトルクＴｆの大きさが急速に増加するので、軸ねじれ振動系への外乱となり、ねじれ振動が生じ始める。このとき、エンジン分離クラッチＣＬは非直結係合状態であるため、共振周波数ωａは高く、比較的高周波の共振振動が生じる。
【００７８】
一方、エンジンＥ側には、エンジン分離クラッチＣＬから伝達トルク容量の大きさの正のトルクが伝達され、エンジンＥの回転速度ωｅが増加していく。エンジンＥの回転速度ωｅが、回転電機ＭＧの回転速度ωｍまで増加して、両者の回転速度が一致したとき（時刻ｔ１２）に、エンジン分離クラッチＣＬは、非直結係合状態から直結係合状態に変化する。直結係合状態になると、スリップトルクＴｆがゼロになるとともに、エンジンＥの出力トルクＴｅが回転電機ＭＧに伝達され始める。この例では、エンジンＥの燃焼は停止しており、エンジンＥは、負のトルクであるフリクショントルクを出力しているため、回転電機ＭＧに負のフリクショントルクが伝達される。従って、係合状態が非直結係合状態と直結係合状態との間で切り替わる瞬間に、回転電機ＭＧ側に伝達されるトルクが、スリップトルクＴｆと、エンジンＥの出力トルクＴｅとの間で切り替わる。よって、スリップトルクＴｆとエンジンＥの出力トルクＴｅの大きさが異なる場合には、ステップ的なトルク変化が軸ねじれ振動系に入力される。このステップ的なトルク変化が、軸ねじれ振動系に対する外乱となり、この外乱によっても軸ねじれ振動が生じる。
【００７９】
エンジン分離クラッチＣＬが直結係合状態になると、回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄが、ＪｍからＪｍ＋Ｊｅに増加する。よって、共振周波数ωａが減少し、図９に示すように、ねじれ振動の振動周期が長くなる。
【００８０】
出力シャフトのねじれ振動が生じると、出力軸Ｏから変速機構ＴＭを介して、回転電機ＭＧにねじり反力トルクＴｃｒが伝達され始める。図９の例では、制振制御が行われておらず、回転電機ＭＧの出力トルクは一定であるので、ねじり反力トルクＴｃｒを回転電機ＭＧ側の慣性モーメントＪｄで除算し、積分した波形が、回転電機ＭＧの回転速度ωｍの波形に相関する。従って、回転電機ＭＧの回転速度ωｅを微分した波形が、ねじり反力トルクＴｃｒの波形に相関している。また、図９には、回転電機ＭＧの出力トルクＴｍには反映されていないが、制振制御部４０から出力される制振トルク指令値Ｔｐを参考までに示している。本実施形態では、制振制御部４０は、回転電機ＭＧの回転速度ωｅを微分演算処理して制振トルク指令値Ｔｐを算出している。このため、制振トルク指令値Ｔｐは、ねじり反力トルクＴｃｒを打ち消す方向のトルクとなっている。
【００８１】
制振制御部４０は、非直結係合状態から直結係合状態に変化したとき（時刻ｔ１２）に、非直結用制振制御器４２から直結用制振制御器４１に制振制御器を切り替えている。このため、共振周波数ωａの変化に対応できるように、微分ゲインが増加されている。よって、時刻ｔ１２以降の、制振トルク指令値の大きさが増加している。従って、係合状態が変化した直後でも、制振制御器４１、４２を切り替えて、連続的にねじれ振動を抑制可能であることがわかる。また、係合状態が変化したときに生じる、スリップトルクＴｆとエンジンＥの出力トルクＴｅとの間のステップ的なトルク変化に対して、係合状態に適応した制振制御器に切り替えて、係合状態の変化により生じる軸ねじれ振動に対して、速やかに制振することができる。
【００８２】
３−４−７−２．制振制御ありの場合
次に、図１０に、図９と同じ運転条件で、制振制御を行うようにした場合の例を示す。制振制御が行われることにより、回転電機ＭＧの回転速度ωｅのねじれ振動の振幅が減少している。
非直結係合状態から直結係合状態に変化したとき（時刻ｔ２２）に、非直結用制振制御器４２から直結用制振制御器４１に制振制御器を切り替えられ、微分ゲインが増加されている。図１０に示す例では、制振されているためわかりにくいが、時刻ｔ２２以降の制振トルク指令値Ｔｐの大きさが増加している。よって、係合状態が変化した場合でも、制振制御器４１、４２を切り替えて、連続的にねじれ振動が抑制されている。
【００８３】
〔その他の実施形態〕
最後に、本発明のその他の実施形態について説明する。なお、以下に説明する各実施形態の構成は、それぞれ単独で適用されるものに限られず、矛盾が生じない限り、他の実施形態の構成と組み合わせて適用することも可能である。
【００８４】
（１）上記の実施形態においては、変速機構ＴＭが有段の自動変速装置である場合を例として説明した。しかし、本発明の実施形態はこれに限定されない。すなわち、変速装置ＴＭが、連続的に変速比を変更可能な無段の自動変速装置である場合など、有段の自動変速装置以外の変速装置である場合も本発明の好適な実施形態の一つである。この場合においても、制振制御部４０は、無段の自動変速装置の変速比に応じて、直結用制振制御器４１及び非直結用制振制御器４２の制御定数を変更するように構成される。また、この場合においては、変速比の変更動作中も、制振制御が実行されるようにしてもよく。また、直結用制振制御器４１及び非直結用制振制御器４２の制御定数が、式（２）などの演算式に基づき、又は、変速比と各制御定数との関係が設定されたマップに基づき、変速比に応じて連続的に変更されるようにしてもよい。
【００８５】
（２）上記の実施形態においては、エンジン分離クラッチＣＬが摩擦係合要素である場合を例として説明した。しかし、本発明の実施形態はこれに限定されない。すなわち、エンジン分離クラッチＣＬが、電磁クラッチ、又は噛み合い式クラッチなどの摩擦係合要素以外の係合装置である場合も本発明の好適な実施形態の一つである。この場合において、制振制御部４０は、エンジンＥと回転電機ＭＧとが一体的に回転するようになった場合に、直結係合状態と判定し、それ以外の場合を非直結係合状態と判定するように構成されるようにしてもよい。
【００８６】
（３）上記の実施形態において、ハイブリッド車両に、制御装置３１から３４が備えられ、回転電機制御装置３２が、制振制御部４０を備える場合を例として説明した。しかし、本発明の実施形態はこれに限定されない。すなわち、回転電機制御装置３２は、複数の制御装置３１、３３、３４との任意の組み合わせで統合された制御装置として備えるようにしてもよく、制御装置３１から３４が備える機能部の分担も任意に設定することができる。
【００８７】
（４）上記の実施形態において、直結用制振制御器４１及び非直結用制振制御器４２を別の制御器で構成する場合を例として説明した。しかし、本発明の実施形態はこれに限定されない。すなわち、直結用制振制御器４１及び非直結用制振制御器４２を一体の制御器で構成し、係合状態、及び変速比Ｋｒの変化に応じて制御定数のみを切り替える構成とすることも本発明の好適な実施形態の一つである。
【産業上の利用可能性】
【００８８】
本発明は、係合装置の係合状態に応じて内燃機関に選択的に駆動連結されるとともに、動力伝達機構を介して車輪に駆動連結される回転電機の制御を行うための制御装置に好適に利用することができる。
【符号の説明】
【００８９】
ＭＧ：回転電機
Ｅ：エンジン（内燃機関）
ＴＭ：変速機構
ＣＬ：エンジン分離クラッチ（係合装置）
Ｉ：入力軸
Ｍ：中間軸
Ｏ：出力軸
ＡＸ：車軸
Ｗ：車輪
ＤＦ：出力用差動歯車装置
Ｓｅ１：エンジン回転速度センサ
Ｓｅ２：入力軸回転速度センサ
Ｓｅ３：出力軸回転速度センサ
１：車両用駆動装置
２：動力伝達機構
３２：回転電機制御装置（制御装置）
４０：制振制御部
４１：直結用制振制御器
４２：非直結用制振制御器
４３：変速中制御器
４４：制御器切替器
４５：直結判定部
４６：変速判定部
Ｆｄ：微分演算処理
Ｆｒ：フィルタ処理
ωａ：共振周波数（動力伝達系の固有振動数）
ωｚ：反共振周波数
ωｍ：回転電機の回転速度（角速度）
ωｏ：出力軸Ｏの回転速度（変速機構側端部）
ωｌ：負荷（車輪）の回転速度（角速度）
Ｔｍ：回転電機の出力トルク
Ｔｂ：基本トルク指令値
Ｔｐ：制振トルク指令値
Ｔｃｒ：出力シャフトのねじり反力トルク
Ｔｃ：出力シャフトのねじりトルク
Ｔｆ：スリップトルク
Ｔｅ：エンジンの出力トルク
Ｔｄ：外乱トルク
Ｔｌ：負荷（車両）作用トルク
Ｊｍ：回転電機の慣性モーメント
Ｊｅ：エンジンの慣性モーメント
Ｊｌ：負荷（車両）の慣性モーメント
Ｊｄ：回転電機ＭＧ側の慣性モーメント（Ｊｍ, or Ｊｍ＋Ｊｅ）
Ｃｃ：出力シャフトの粘性摩擦係数
Ｋｃ：出力シャフトのねじりばね定数
Ｋｒ：変速比
【特許請求の範囲】
【請求項１】
係合装置の係合状態に応じて内燃機関に選択的に駆動連結されるとともに、動力伝達機構を介して車輪に駆動連結される回転電機の制御を行うための制御装置であって、
前記回転電機の回転速度に基づくフィードバック制御により、少なくとも前記動力伝達機構の弾性振動に起因する、前記回転電機の回転速度の振動を抑える制振トルク指令を出力する制振制御を実行可能であり、
前記係合装置の係合状態が係合部材間に回転速度差がない直結係合状態である場合には、直結用制振制御器により制振制御を実行し、前記係合装置の係合状態が前記直結係合状態以外の非直結係合状態である場合には、前記直結用制振制御器とは異なる非直結用制振制御器により制振制御を実行する制御装置。
【請求項２】
前記直結用制振制御器は、前記内燃機関から前記車輪までの動力伝達系の固有振動数に応じて設定され、
前記非直結用制振制御器は、前記回転電機から前記車輪までの動力伝達系の固有振動数に応じて設定されている請求項１に記載の制御装置。
【請求項３】
前記制振制御では、前記回転電機の回転速度に基づき、少なくとも微分演算処理及びフィルタ処理を行うフィードバック制御により前記制振トルク指令を出力し、
前記直結用制振制御器と、前記非直結用制振制御器とは、前記微分演算処理及び前記フィルタ処理の制御定数が、互いに異なるように設定されている請求項１又は２に記載の制御装置。
【請求項４】
前記動力伝達機構は、変速比を変更可能な変速機構を含み、
前記直結用制振制御器及び前記非直結用制振制御器のそれぞれの制御定数を、前記変速機構の変速比に応じて変更する請求項１から３のいずれか一項に記載の制御装置。
【請求項５】
前記動力伝達機構は、変速比を変更可能な変速機構を含み、
前記変速機構による変速比の変更動作中は、前記制振制御の実行を禁止する請求項１から４のいずれか一項に記載の制御装置。
【請求項１】
係合装置の係合状態に応じて内燃機関に選択的に駆動連結されるとともに、動力伝達機構を介して車輪に駆動連結される回転電機の制御を行うための制御装置であって、
前記回転電機の回転速度に基づくフィードバック制御により、少なくとも前記動力伝達機構の弾性振動に起因する、前記回転電機の回転速度の振動を抑える制振トルク指令を出力する制振制御を実行可能であり、
前記係合装置の係合状態が係合部材間に回転速度差がない直結係合状態である場合には、直結用制振制御器により制振制御を実行し、前記係合装置の係合状態が前記直結係合状態以外の非直結係合状態である場合には、前記直結用制振制御器とは異なる非直結用制振制御器により制振制御を実行する制御装置。
【請求項２】
前記直結用制振制御器は、前記内燃機関から前記車輪までの動力伝達系の固有振動数に応じて設定され、
前記非直結用制振制御器は、前記回転電機から前記車輪までの動力伝達系の固有振動数に応じて設定されている請求項１に記載の制御装置。
【請求項３】
前記制振制御では、前記回転電機の回転速度に基づき、少なくとも微分演算処理及びフィルタ処理を行うフィードバック制御により前記制振トルク指令を出力し、
前記直結用制振制御器と、前記非直結用制振制御器とは、前記微分演算処理及び前記フィルタ処理の制御定数が、互いに異なるように設定されている請求項１又は２に記載の制御装置。
【請求項４】
前記動力伝達機構は、変速比を変更可能な変速機構を含み、
前記直結用制振制御器及び前記非直結用制振制御器のそれぞれの制御定数を、前記変速機構の変速比に応じて変更する請求項１から３のいずれか一項に記載の制御装置。
【請求項５】
前記動力伝達機構は、変速比を変更可能な変速機構を含み、
前記変速機構による変速比の変更動作中は、前記制振制御の実行を禁止する請求項１から４のいずれか一項に記載の制御装置。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【公開番号】特開２０１２−７６５３７（Ｐ２０１２−７６５３７Ａ）
【公開日】平成２４年４月１９日（２０１２．４．１９）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１０−２２１８８３（Ｐ２０１０−２２１８８３）
【出願日】平成２２年９月３０日（２０１０．９．３０）
【出願人】（０００１００７６８）アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 (3,717)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２４年４月１９日（２０１２．４．１９）
【国際特許分類】
【出願日】平成２２年９月３０日（２０１０．９．３０）
【出願人】（０００１００７６８）アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 (3,717)
【Ｆターム（参考）】
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