(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンおよびモータ/ジェネレータを具え、回転方向力を緩衝するねじりダンパ手段を介して前記エンジンの出力軸と前記モータ/ジェネレータの回転軸とを結合し、弾性変形可能なマウント部材を介して前記動力源を車体側に支持したハイブリッド車両において、
前記エンジンのエンジントルク変動分に所定係数を乗算したトルクを前記モータ/ジェネレータから発生させるモータ/ジェネレータトルク指令手段と、
前記エンジン出力軸の１回転あたりのエンジン爆発回数とエンジン回転速度とから決定するエンジントルク変動分の爆発周波数が、前記ねじりダンパ手段に関する前記エンジン出力軸と前記モータ/ジェネレータ回転軸との相対回転になる動力源のねじり振動系と、前記マウント部材に関する車体に対する前記動力源の相対変位になる変位振動系と、の共振周波数と略一致する場合に、これら振動系の共振を励起する加振力が最小となるようエンジン回転速度に応じて前記所定係数を求める所定係数演算手段と、
を具備してなることを特徴とするハイブリッド車両の振動制御装置。
【請求項２】
請求項１に記載のハイブリッド車両の振動制御装置において、
前記所定係数演算手段は、エンジン回転速度が、前記ねじり振動系の共振周波数に相当するエンジン回転速度と前記変位振動系の共振周波数に相当するエンジン回転速度との間を変化するときに、該エンジン回転速度に応じて前記所定係数を連続的に求めることを特徴とするハイブリッド車両の振動制御装置。
【請求項３】
請求項２に記載のハイブリッド車両の振動制御装置において、
前記所定係数演算手段は、エンジン回転速度毎に、前記ねじり振動系の変位と、前記変位振動系の変位と、を重み付けして前記所定係数を求めることを特徴とするハイブリッド車両の振動制御装置。
【請求項４】
請求項３に記載のハイブリッド車両の振動制御装置において、
前記所定係数演算手段は、エンジン回転速度毎に、前記ねじり振動系の変位と前記変位振動系の変位との重み付二乗和が最小となるよう前記所定係数を求めることを特徴とするハイブリッド車両の振動制御装置。
【請求項５】
請求項１〜４のいずれか１項に記載のハイブリッド車両の振動制御装置において、
前記モータ/ジェネレータトルク指令手段は、前記エンジンの運転を開始するエンジン始動時および前記エンジンの運転を終了するエンジン停止時の少なくとも一方時に、前記所定係数を乗算したトルクを前記モータ/ジェネレータから発生させることを特徴とするハイブリッド車両の振動制御装置。
【請求項６】
請求項５に記載のハイブリッド車両の振動制御装置において、
前記エンジン始動時における前記所定係数と、エンジン停止時における前記所定係数とが異なることを特徴とするハイブリッド車両の振動制御装置。
【請求項７】
請求項６に記載のハイブリッド車両の振動制御装置において、
前記所定係数演算手段は、前記振動系の一における前記エンジントルクにより共振を励起する加振力と、該エンジントルクに前記所定係数を乗算したモータ/ジェネレータトルクにより共振を励起する加振力と、の和になるモーダルフォースについて、当該振動系の共振周波数で前記モーダルフォースの絶対値が最小となるよう前記所定係数を設定するものであって、
前記振動系の共振が発生する２以上のエンジン回転速度のうち、低い側のエンジン回転速度で、前記エンジン停止時におけるモーダルフォースの絶対値が、前記エンジン始動時におけるモーダルフォースの絶対値よりも小さくなるよう前記所定係数を設定することを特徴とするハイブリッド車両の振動制御装置。
【請求項８】
請求項６または７に記載のハイブリッド車両の振動制御装置において、
前記所定係数演算手段は、前記振動系の一における前記エンジントルクにより共振を励起する加振力と、該エンジントルクに前記所定係数を乗算したモータ/ジェネレータトルクにより共振を励起する加振力と、の和になるモーダルフォースについて、当該振動系の共振周波数で前記モーダルフォースの絶対値が最小となるよう前記所定係数を設定するものであって、
前記振動系の共振が発生する２以上のエンジン回転速度のうち、高い側のエンジン回転速度で、前記エンジン始動時におけるモーダルフォースの絶対値が、前記エンジン停止時におけるモーダルフォースの絶対値よりも小さくなるよう前記所定係数を設定することを特徴とするハイブリッド車両の振動制御装置。
【請求項９】
請求項３に記載のハイブリッド車両の振動制御装置において、
前記所定係数演算手段は、前記重み付けを所定範囲に規制するものであって、
前記いずれか一方の振動系の共振が発生するエンジン回転速度に係る第1エンジン回転速度を挟んで、エンジン回転速度が上昇または下降するために、前記重み付けした所定係数が連続的に周期変化する場合、
前記第1エンジン回転速度に係る共振周波数に、所定係数の前記周期変化に等しい所定係数変動周波数を加減算したモータ/ジェネレータトルク上側周波数および下側周波数が、
前記いずれか他方の振動系の共振周波数と一致しないよう、前記重み付けを所定範囲に規制することを特徴とするハイブリッド車両の振動制御装置。
【請求項１０】
請求項９に記載のハイブリッド車両の振動制御装置において、
前記所定係数演算手段は、前記モータ/ジェネレータトルク上側周波数および下側周波数が、前記いずれか他方の振動系の共振周波数の１／√２倍以下になるよう、また前記いずれか他方の振動系の共振周波数の√２倍以上になるよう、前記重み付けを規制することを特徴とするハイブリッド車両の振動制御装置。
【請求項１１】
請求項１〜１０に記載のハイブリッド車両の振動制御装置において、
前記モータ/ジェネレータを複数個具え、前記所定係数演算手段は、該モータ/ジェネレータ毎に個々の前記所定係数を求めることを特徴とするハイブリッド車両の振動制御装置。
【請求項１２】
請求項１１に記載のハイブリッド車両の振動制御装置において、
前記複数個のモータ/ジェネレータの前記所定係数が、前記駆動力に大小に応じて異なることを特徴とするハイブリッド車両の振動制御装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、エンジンおよびモータ/ジェネレータを具えたハイブリッド車両の制御装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
内燃機関であるエンジンと電動機であるモータ/ジェネレータとを具えたハイブリッド車両においては、エンジンの爆発燃焼に関連するサイクルによる周期的なトルク変動を伴う。このトルク変動が、動力源を含む駆動系の共振を励起すると大きな振動が発生して、乗り心地性能を損なうという問題があった。
【０００３】
このため、エンジンの爆発燃焼サイクルに起因する周期的なトルク変動をモータ/ジェネレータの出力トルクによって抑制もしくは防止する制振装置として従来、特許文献1に記載のごときものが知られている。
特許文献１に記載の制振装置は、エンジン出力軸に、弾性緩衝機構を介してモータ/ジェネレータの回転軸が連結されたハイブリッド車両において、モータ/ジェネレータの出力トルクを制御して、エンジンの爆発燃焼サイクルに起因する周期的なトルク変動を打ち消すようにしたものである。
【特許文献１】特開２００１−１３６６０５号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
しかしながら特許文献１に記載の制振装置にあっては、なおも以下に説明する問題が生じる。従来、エンジンから車体側への振動入力を軽減乃至回避するため、弾性素材で形成されたマウントで動力源を車体フレームに取り付けるところ、これら動力源、マウント、および車体が構成するマウント系の共振については何ら考慮していないため、依然としてマウント系の共振を励起して大きな振動が発生するという問題があった。また特許文献１に記載の制振装置にあっては、制御トルクの振幅および位相を多次元のマップとして予めコントローラに記憶しておかねばならず、多くのメモリを必要とするという問題もあった。
本発明は、駆動系の振動およびマウント系の振動を効果的に防ぐことを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
この目的のため本発明によるハイブリッド車両の振動制御装置は、請求項１に記載のごとく、エンジンおよびモータ/ジェネレータを具え、回転方向力を緩衝するねじりダンパ手段を介して前記エンジンの出力軸と前記モータ/ジェネレータの回転軸とを結合し、弾性変形可能なマウント部材を介して前記動力源を車体側に支持したハイブリッド車両において、
前記エンジンのエンジントルク変動分に所定係数を乗算したトルクを前記モータ/ジェネレータから発生させるモータ/ジェネレータトルク指令手段と、
前記エンジン出力軸の１回転あたりのエンジン爆発回数とエンジン回転速度とから決定するエンジントルク変動分の爆発周波数が、前記ねじりダンパ手段に関する前記エンジン出力軸と前記モータ/ジェネレータ回転軸との相対回転になる動力源のねじり振動系と、前記マウント部材に関する車体に対する前記動力源の相対変位になる変位振動系と、の共振周波数と略一致する場合に、これら振動系の共振を励起する加振力が最小となるようエンジン回転速度に応じて前記所定係数を求める所定係数演算手段と、
を具備してなることを特徴としたものである。
【発明の効果】
【０００６】
かかる本発明の振動制御装置によれば、エンジントルク変動分の爆発周波数が、前記ねじりダンパ手段に関する前記エンジン出力軸と前記モータ/ジェネレータ回転軸との相対回転になる動力源のねじり振動系と、前記マウント部材に関する車体に対する前記動力源の相対変位になる変位振動系との共振周波数と略一致する場合に、これら振動系の共振を励起する加振力が最小となるようエンジン回転速度に応じて前記所定係数を求めるため、
駆動系の振動およびマウント系の振動を好適に軽減することができる。さらに、エンジン回転速度に対する所定係数をテーブルとして記憶する場合に、従来の多次元マップよりも簡素にして、駆動制御用メモリを節減することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００７】
以下、本発明の実施の形態を、図面に示す実施例に基づき詳細に説明する。
図１は本発明の一実施例になる振動制御装置を具えたフロントエンジン・リヤホイールドライブ式ハイブリッド車両のパワートレーンを示し、1はエンジン、2は駆動車輪（後輪）である。
図1に示すハイブリッド車両のパワートレーンにおいては、通常の後輪駆動車と同様にエンジン1の車両前後方向後方に自動変速機3をタンデムに配置し、エンジン1（クランクシャフト1a）からの回転を自動変速機3の入力軸3aへ伝達する軸4に結合してモータ/ジェネレータ5を設ける。エンジン１は、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンといったレシプロタイプの内燃機関であり、４サイクル６気筒である。
【０００８】
モータ/ジェネレータ5は、モータとして機能したり、ジェネレータ（発電機）として機能したりするもので、エンジン1および自動変速機3間に配置する。
このモータ/ジェネレータ5およびエンジン1間に、より詳しくは、軸4とエンジンクランクシャフト1aとの間に、トルク変動を緩衝するダンパ機能を具備したねじりダンパ6を介挿し、このねじりダンパ6によりエンジン1およびモータ/ジェネレータ5間のトルク変動を緩和する。
このねじりダンパ6は、同軸で互いに向き合う２枚の円盤間に、軸方向にねじれてトルク変動を吸収するねじりばねを介挿して、このねじりばねで円盤同士を連結したものである。
あるいは、ねじりダンパ6は、例えば周知のトーショナルダンパなどでもよく、同軸で互いに向き合う２枚の円盤間に、複数のばねを周方向に配設し、これらばねで円盤同士を連結したものであり、これらばねが回転軸1a，4の周方向に伸縮することで伝達トルクの変動を緩和する。
またねじりダンパ6は、軸4とエンジンクランクシャフト1aとの間を接続および切断するクラッチ機能を具えていてもよい。
【０００９】
モータ/ジェネレータ5および自動変速機3間に、より詳しくは、軸4と変速機入力軸3aとの間にクラッチ7を介挿し、このクラッチ7によりモータ/ジェネレータ5および自動変速機3間を切り離し可能に結合する。
クラッチ7は、伝達トルク容量を連続的または段階的に変更可能なものとし、例えば、比例ソレノイドでクラッチ作動油流量およびクラッチ作動油圧を連続的に制御して伝達トルク容量を変更可能な湿式多板クラッチで構成するが、好ましくは、自動変速機3へのトルク変動を緩和するようトーショナルダンパを内蔵したものとするのが良い。
【００１０】
自動変速機3は、2003年1月、日産自動車（株）発行「スカイライン新型車（CV35型車）解説書」第C−9頁〜第C−22頁に記載されたと同じものとし、複数の変速摩擦要素（クラッチやブレーキ等）を選択的に締結したり解放したりすることで、これら変速摩擦要素の締結・解放組み合わせにより伝動経路（変速段）を決定するものとする。
従って自動変速機3は、入力軸3aからの回転を選択変速段に応じたギヤ比で変速して出力軸3bに出力する。
この出力回転は、ディファレンシャルギヤ装置8により左右ドライブシャフト20を介して左右後輪2へ分配して伝達され、車両の走行に供される。
【００１１】
図1に示すハイブリッド車両のパワートレーン支持構造につき説明すると、本実施例のハイブリッド車両のねじりダンパ6から自動変速機3までの駆動伝達経路を、図1に示すようにエンジン1から延設されるケース１１内に収容する。そして、これらエンジン１およびケース１１の一体構造を、エンジンマウント９（インシュレータともいう）を介して車体１０に取り付ける。エンジンマウント９は、防振ゴムといった弾性素材からなり、エンジンの振動が車体１０側に伝達することを防止する。  
【００１２】
図1に示すハイブリッド車両のパワートレーンを成すエンジン1、モータ/ジェネレータ5、およびクラッチ7の制御につき説明する。
エンジン１に取り付けられた燃料噴射装置1nは、駆動力コントローラ16から燃料噴射指令を受信すると、当該指令に応じたタイミングおよび量の燃料を、エンジン１の各気筒に向けて噴射する。
【００１３】
モータ/ジェネレータ5は電力ケーブルでインバータ17と接続し、インバータ17は電力ケーブルでバッテリ19と接続する。インバータ17は、駆動力コントローラ16からのトルク指令に応じてモータ/ジェネレータ5に供給する電流を制御することにより、目標となるモータ/ジェネレータトルクで軸4を駆動する。
【００１４】
クラッチ７を締結および解放するクラッチアクチュエータ18は、駆動力コントローラ16からの出力指令に応じて、締結中のクラッチ７の伝達トルク容量を目標値にする。
【００１５】
燃料噴射装置1n、インバータ17、およびクラッチアクチュエータ18に入力する上記各指令を決定するために、駆動力コントローラ16には、エンジン１のクランク角を検出するクランク角センサ12からの信号と、
エンジン回転速度（回転角）を検出する回転速度センサ13からの信号と、
運転者が操作するアクセル操作子のアクセル開度を検出するアクセルセンサ14からの信号と、
運転者が操作するブレーキ操作子のブレーキ操作量を検出するブレーキセンサ15からの信号と、
パワートレーンの制御に必要なその他の検出信号（バッテリ19の状態等）と、を入力する。
【００１６】
駆動力コントローラ16は、上記入力情報およびその他の入力情報から、運転者が希望している車両の駆動力を実現可能な目標エンジントルク、目標モータ/ジェネレータトルク、および目標クラッチ伝達トルク容量をそれぞれ演算する。
【００１７】
駆動力コントローラ16は、上記した目標エンジントルク、目標モータ/ジェネレータトルク、および目標クラッチ伝達トルク容量の演算を行うほかに、
以下に説明する演算を実行して、本発明が狙いとするエンジン１のトルク変動分を補正するエンジントルク変動分補正制御を行い、エンジン１の始動時および停止時にクランクシャフト1aに発生するトルク変動分に応じた補正値を、モータ/ジェネレータ5の目標モータ/ジェネレータトルクに加算するよう補正する。
【００１８】
図２は、図１に示すハイブリッド車両のパワートレーンが構成する振動モデルを示す説明図である。
【００１９】
本実施例では、エンジン１内部の回転部１rと、モータ／ジェネレータ５のロータ部5rと、エンジンケース部１ｓとが質量体となり、ねじりダンパ６およびエンジンマウント９がばね要素となる。なおエンジン回転部1rの質量体はエンジンクランクシャフト1aを含み、モータ／ジェネレータ５のロータ5rの質量体は軸４を含む。またエンジンケース部１ｓの質量体は、エンジン１自身からクランクシャフト等の回転軸動作部分を除いた非回転部分であり、エンジン１外部の非回転部と、モータ／ジェネレータ５のステータ部と、延設ケース１１とを含む。
【００２０】
図２に示す振動モデルでは、車体１０が弾性変形可能なエンジンマウント９を介してエンジンケース部１ｓを支持するため、エンジンケース部１ｓがエンジン１の回転軸線周りに回動変位する変位振動系になるロール振動系が存在する。このロール振動系の共振周波数がエンジントルク変動分の爆発周波数と略一致すると、エンジンケース部１ｓのロール共振が発生して、大きな車体振動が発生するため、乗り心地性能が損なわれる。エンジントルク変動分の爆発周波数は、エンジン１の爆発燃焼サイクルに起因する周期的なトルク変動である。具体的には、エンジンクランクシャフト１aに係る１回転あたりのエンジン爆発回数とエンジン回転速度とから決定する。４サイクル６気筒のエンジン１では、２回転当たり６回爆発するので、１回転当たりのエンジン爆発回数は３回である。したがって、爆発周波数は回転３次の周波数となる。
【００２１】
また、図２に示す振動モデルでは、エンジンクランクシャフト１aが回転方向力を緩衝するねじりダンパ６を介してモータ/ジェネレータ５のロータ軸４と結合するため、エンジンクランクシャフト１aとロータ軸４との相対回転になるねじり振動系が存在する。このねじり振動系の共振周波数が上述した爆発周波数と略一致すると、大きな回転振動が発生するため、やはり乗り心地性能が損なわれる。
【００２２】
通常、上述したロール振動系の共振周波数およびねじり振動系の共振周波数を、エンジン１の常用回転速度領域から外すよう設計する。具体的には、エンジン１のアイドリング回転速度に係る回転基本次数以下の周波数となるようにエンジンマウント９およびねじりダンパ６のばね定数を設計する。このため、上述した乗り心地性能の問題は顕在化しない。
【００２３】
しかし、エンジン１の運転を開始するエンジン始動時およびエンジン１の運転を終了するエンジン停止時には、エンジン回転速度に係る回転基本次数成分が、これらロール振動系およびねじり振動系の共振周波数を通過するため、乗り心地性能が損なわれてしまう。例えばエンジン始動時につき説明すると、エンジン１にトルクを入力してクランキングする際、クランクシャフト1aの回転によって空気を圧縮・膨張させることから、気筒内の圧力が変動する。そして、クランク・コンロッドの幾何学的形状により気筒内圧力がクランク角の変化の応じてトルクに変換されてトルク変動が発生し、これらロール振動系およびねじり振動系に対する加振力となる。
【００２４】
本実施例では、このようなエンジン１のロール振動および回転変動を解消することを目的として、以下に説明するモータ／ジェネレータ５によるエンジントルク変動分の補正制御を実施する。
【００２５】
まず、図２に示す振動モデルを構成する質量体およびばね要素から、振動系の運動方程式をたてる。
【数１】
0004858376.tif 000002
ここでθcはエンジン回転部1rの回転角、θmはロータ部5rの回転角、θeはエンジンケース部１ｓの回転角、Icはエンジン回転部１rの慣性モーメント、Imはロータ部5rの慣性モーメント、Ieはエンジンケース部１ｓの慣性モーメント、Kcはねじりダンパ６のばね定数、Ccはねじりダンパ６の減衰定数、Keはエンジンマウント９のばね定数、Ceはエンジンマウント９の減衰定数、Teはエンジントルク、Tmはモータ／ジェネレータトルクである。
【００２６】
なおエンジンケース部慣性モーメントIeは、モータ／ジェネレータ５のステータ部およびエンジン延設ケース１１をも包含する。また、エンジンケース部１ｓの回転角θeおよびエンジンケース部１ｓの回転半径からエンジンケース部１ｓの変位量が求まる。
【００２７】
（１）式を整理すると以下のようになる。
【数２】
0004858376.tif 000003
【００２８】
（２）式より、この振動系の共振周波数Fnおよびモードベクトルφは、-ω2M＋K=0の固有値解析を行うことにより次のようになる。
【数３】
0004858376.tif 000004
【数４】
0004858376.tif 000005
ここでFnの中央はロール振動系が共振するロール振動モードの共振周波数、右側はねじり振動系が共振するねじり振動モードの共振周波数を表す。また、φの左列は剛体系、中列はロール振動モードの共振、右列はねじり振動モードの共振を表す。これら共振周波数[Hz]を回転３次の回転速度[rpm]に単位変換するには２０倍すればよいことから、ロール共振周波数12.79[Hz] は256[rpm]になり、ねじり共振周波数28.09[Hz]は562 [rpm]となる。
【００２９】
（２）式の両辺にモードベクトルφの転置行列tφを内積として乗算し、剛体系、ロール振動モードおよびねじり振動モードのモード変位ξを用いて以下のように書き直す。
【数５】
0004858376.tif 000006
【００３０】
ここでMr、Krは対角行列となるため、（５）式の左辺より低減衰の場合は各振動モードの1自由度振動系の重ねあわせと考えることができ、（５）式の右辺になるtφTがこれら振動モードに対する加振力となる。このtφTの成分は、一の振動モードに対するエンジントルクによる加振力とモータ／ジェネレータトルクによる加振力との和であり、以下、モーダルフォースと呼ぶ。エンジントルクTeが作用したときに、このモーダルフォースが０となるようにモータトルクTmを発生させれば、振動系の共振は励起されず振動悪化は起こらない。
【００３１】
【数６】
0004858376.tif 000007
（６）式を解き、このようなトルクをエンジンケース部１ｓのロール振動モード（Tm1）、回転軸のねじり振動モード（Tm2）それぞれについて求めると、
【数７】
0004858376.tif 000008
となる。
【００３２】
したがって、モータ/ジェネレータトルクＴmとエンジントルクＴe  との関係を以下の式のように一般化し、
【数８】
0004858376.tif 000009
エンジン１の運転中は、（８）式の係数Ｋを、エンジン回転速度に応じて適宜定めるとよい。つまり、ロール振動系の加振力を０にするときは、Ｋ＝−１と定める。またねじり振動系の加振力を０にするときは、Ｋ＝０．７３と定める。
【００３３】
ところが、上述した（６）式によれば、Tm1とTm2は正負が逆になっているため、どちらか一方の振動系共振につき加振力を０にしようとして係数Ｋを定めると、他方の振動系共振における加振力は悪化してしまう。
そのため本発明では、回転３次の爆発周波数が、振動が大きく悪化する共振周波数と一致するエンジン回転速度では、その振動モードの加振力が０となるようモーダルフォースを制御し、エンジントルク変動分に係数Ｋを乗算したトルクをモータ／ジェネレータ５から入力する。
また、爆発周波数が共振周波数と一致しないエンジン回転速度では、モーダルフォースが最小となるよう係数Ｋを定め、エンジントルク変動分に係数Ｋを乗算したトルクをモータ／ジェネレータ５から入力する。
具体的には、検出されたエンジン回転速度およびクランク角度から駆動コントローラ１６に記憶されたマップを参照してエンジントルクTeを推定し、エンジントルクTeに乗じる係数Ｋをエンジン回転速度に対する係数テーブルとして駆動コントローラ１６に予め記憶し、エンジン回転速度に応じて上記の係数テーブルを参照して係数Ｋを求める。
【００３４】
上述した係数テーブルを図３（ａ）に示す。図３（ａ）によればエンジンケース部のロール共振が悪化する約256rpmでは係数Ｋを-1、回転軸のねじり共振が悪化する約562rpmでは係数Ｋを0.73とする。また図３（a）の係数テーブルに基づいてモータ／ジェネレータが出力するモータ／ジェネレータトルクと、エンジントルク変動とによる、振動モードに対する加振力であるモーダルフォースを図３（ｂ）に示す。本実施例によれば、この係数テーブルによりそれぞれの振動モードのモーダルフォースがそれぞれの振動モードで０となっており、エンジントルク変動による共振の励起を防いでいる。
【００３５】
共振周波数以外の回転速度に関しては、エンジンケース部ロール共振より低い回転速度（256[rpm]未満）では、エンジン本体ロール共振を低減するよう係数Ｋを一定値-1にする。また、回転軸ねじり共振より高い回転速度（562[rpm]超える）では、回転軸ねじり共振を低減するよう係数Ｋを一定値0.73にする。そして、これらの間（256[rpm]から562[rpm]まで）はエンジン回転速度に応じて係数Ｋが連続的に求まるようにして、一定値-1と一定値0.73とをテーブル上で直線的に結ぶことにより図３の係数テーブルを決定している。
【００３６】
図３（ａ）の係数テーブルによる振動低減の効果を図４に示す。
図４中、実線は、上述した図３（a）の係数テーブルに基づきエンジントルク変動分補正制御を行うことによる振動低減効果を示す説明図である。また比較のため、本実施例のエンジントルク変動分補正制御を行わない場合を破線で示す。図４（ａ）はエンジン１を始動させ、次に停止させたときのエンジン回転速度を示す。また、４（ｂ）はエンジン１のロール振動を示す。また、図４（ｃ）はエンジン１の回転変動[rpm/sec]を示す。
【００３７】
図４（ｂ）に実線で示す本実施例によればエンジン始動時（瞬時0.5[sec]）、停止時（瞬時2.0[sec]）ともに、制御をしない場合（破線）と比較して、顕著なエンジンロール振動低減効果が得られている。
【００３８】
また図４（ａ）および（ｃ）に実線で示す本実施例によればエンジン始動時（瞬時0.5[sec]）、停止時（瞬時2.0[sec]）ともに、制御をしない場合（破線）と比較して、顕著なエンジン回転速度変動低減効果が得られている。
【００３９】
図５は、具体的な走行シーンで本実施例のエンジントルク変動分補正制御を行うときの様子を示すタイムチャートである。
【００４０】
車速、エンジン回転速度、燃料噴射量およびモータ／ジェネレータトルクが０であり、クラッチ７を解放している瞬時t1で運転者がブレーキペダルを釈放し、エンジン１の始動が許可されると、モータ／ジェネレータ５にトルク指令が与えられ、エンジン１を始動する。瞬時t1以後、エンジン回転速度およびモータ／ジェネレータ回転速度（図示せず）は上昇する。
【００４１】
この瞬時t1から続く瞬時t2まで、エンジン１の始動のためのエンジントルク変動分補正制御を行う。エンジン始動時は、エンジン１が自立運転するまでモータ／ジェネレータ５からクランキングトルクをエンジン１に入力する間、エンジンクランクシャフト１aに発生するトルク変動分に応じた補正値を、クランキングのためのトルク基本値に加算することにより、モータ／ジェネレータ５に与えるトルク指令値を加算補正する。
【００４２】
なお、好ましくは、図３（a）に示す係数テーブルを、エンジン始動時と後述するエンジン停止時とで別々に記憶しておき、エンジン始動時の係数Ｋを以下のように設定する。つまり、エンジントルクと、このエンジントルクに前記所定係数Ｋを乗算したモータ/ジェネレータトルクと、の和になるモーダルフォースに着目し、ロール振動系の共振が発生するエンジン回転速度256[rpm]とねじり振動系の共振が発生するエンジン回転速度562[rpm]のうち、高い側のエンジン回転速度562 [rpm]で、瞬時t1から瞬時t2までのエンジン始動時におけるモーダルフォースの絶対値が、後述するエンジン停止時におけるモーダルフォースの絶対値よりも小さくなるよう係数Ｋを設定する。このように設定することにより、エンジン回転速度が上昇するエンジン始動時において、振動系共振を好適に軽減することができる。
【００４３】
瞬時t2でエンジン回転速度が所定値（例えばアイドリング回転速度1000[rpm]）に達すると、エンジントルク変動分補正制御を終了して燃料噴射を開始する。瞬時t2以降、モータ／ジェネレータトルクは０になる。
【００４４】
続く瞬時t3で運転者がアクセルペダルを踏み込むと、アクセル開度に基づいてエンジン１およびモータ／ジェネレータ５に与えるトルク指令値を演算する。また瞬時t3以降でクラッチ７を締結し、エンジントルクおよびモータ／ジェネレータトルクを用いて車両が加速走行する。車速は瞬時t3から続く瞬時t4まで上昇する。
【００４５】
瞬時t4から続く瞬時t5まで、車両は一定速走行する。この間、エンジン１を高効率で運転し、エンジン１の余剰出力をバッテリ19に蓄えるべく、モータ／ジェネレータ５で発電する。モータ／ジェネレータトルクは瞬時t4以降で負値になる。
【００４６】
瞬時t5で運転者がアクセルペダルを釈放するとアクセル開度が瞬時t5以降で０になる。そうすると瞬時t5以降燃料噴射を停止するとともに、車輪２側からモータ／ジェネレータ５に回生トルクを入力する。つまり、モータ／ジェネレータ５側から車輪２側に制動トルクを与えて車両を減速走行する。またこの減速エネルギーを電気エネルギーとしてバッテリ19を充電する。
【００４７】
続く瞬時t6で車速が所定値（例えば10[km/h]）に達すると、クラッチ７を解放する。そうすると続く瞬時t7でエンジン１が停止する。瞬時t6からt7までの間も、前述した瞬時t1からt2までと同様に、エンジントルク変動分補正制御を行う。そして、続く瞬時t8で車速が０になる。
【００４８】
なお、好ましくは、図３（a）に示す係数テーブルを、エンジン始動時と後述するエンジン停止時とで別々に記憶しておき、エンジン始動時の係数Ｋを以下のように設定する。つまり、エンジントルクと、このエンジントルクに前記所定係数Ｋを乗算したモータ/ジェネレータトルクと、の和になるモーダルフォースに着目し、ロール振動系の共振が発生するエンジン回転速度256[rpm]とねじり振動系の共振が発生するエンジン回転速度562[rpm]のうち、低い側のエンジン回転速度256[rpm]で、瞬時t6から瞬時t7までのエンジン停止時におけるモーダルフォースの絶対値が、前述したエンジン始動時におけるモーダルフォースの絶対値よりも小さくなるよう係数Ｋを設定する。このように設定することにより、エンジン回転速度が下降するエンジン停止時において、振動系共振を好適に軽減することができる。
【００４９】
次に、本発明の他の実施例を説明する。
【００５０】
この実施例の基本構成は前述した図１、図２と同様であり、（１）式〜（８）式に則って共振周波数における係数Ｋを求めるものであるが、エンジン回転速度毎に、ねじり振動系の変位と、ロール振動系の変位とを重み付けして係数Ｋを求めるものである。
【００５１】
重み付けの決め方としては、エンジン本体ロール共振が悪化する約256rpmでは-1、回転軸ねじり共振が悪化する約562rpmでは0.73にする点では前述した実施例と共通するが、共振以外の回転速度に関しては、(５)式より求められる2つの振動モードのモード変位について、次式で表されるそれらの重み付二乗和Jが最小となるように図6（ａ）のような係数テーブルを設定する。
【数９】
0004858376.tif 000010
Ri:重み
そして、図６（ａ）の重み付二乗和が最小となる係数Ｋをテーブルとして予め記憶しておく。
【００５２】
また、図６（ａ）を参照して係数Ｋを求め、求めた係数Ｋに従ってモータ／ジェネレータ５からトルクを出力するときのモーダルフォースを図６（ｂ）に示す。図６（ｂ）中、実線は、エンジンケース部１ｓがロール方向に振動する系の共振に係るモーダルフォースを示す。また破線は、回転軸が回転方向にねじり振動する系の共振に係るモーダルフォースを示す。図６に示す実施例によれば、エンジン回転速度にかかわらず、ロール振動とねじり振動とを全体的に低減することができる。
【００５３】
次に、本発明の他の実施例を説明する。
【００５４】
この実施例の重み付けの決め方としては、エンジン回転速度にかかわらず、ロール振動系の変位に対するねじり振動系の変位に一定の重みを与える。そして、一定の重み値から、エンジン回転速度に関する係数Ｋを予めテーブルとして記憶しておき、このテーブルを参照して係数Ｋを求める。図７には、ねじり振動系の重み値が１の場合と、0.1の場合と、0.01の場合の係数Ｋをそれぞれ示すテーブルである。
【００５５】
この重み値を変更することにより、振動特性を変更することが可能となり、それを変更してシミュレーションもしくは実験を行うことにより最適値を決定する。
ここで、一方の重みを大きくしていくと、図7のように重み値の小さい振動モードはその共振周波数前後に対応する回転速度256[rpm]前後で係数Ｋの変化が大きくなるが、回転上昇や回転下降時は時間とともに係数Ｋが急変するなどして係数Ｋが周期的に変動すると、本来のエンジントルク変動補正制御の周波数が変化してしまうため、その悪化が起こらない範囲の重み値としなければならない。つまり、係数Ｋが周波数Fkで周期的に変動すると、周波数FeのエンジントルクTeを周波数Fkで振幅変調していることになるため、モータ／ジェネレータトルクTmの周波数はFe+Fk及びFe-Fkとなってしまう。
【００５６】
そうすると、一方の振動系において共振を低減することができても、一方の振動系の共振周波数に対応するエンジン回転速度の前後において低減しようとしていない他方の振動系の共振を励起して、他方の振動系の振動が悪化する場合がある。つまり、この振動悪化は共振を低減する一方の振動系の共振周波数の前後の周波数で起こる。上述した係数Ｋの変動周波数Fkは、一方の共振周波数に対応するエンジン回転速度前後で係数Ｋが０となるエンジン回転速度の差ΔＮから見積もることができ、
【数１０】
0004858376.tif 000011
α：エンジン回転速度の回転上昇速度
ΔN：係数Ｋが0となる回転速度差
である。図７には重み値0.1の回転速度差ΔNを例示する。
【００５７】
したがって、Fe+Fk及びFe-Fkが、他方の振動系の共振周波数と一致して他方の振動系の振動が悪化しないよう、他方の振動系の重み値を所定値以下に規制する。より好適には、Fe+Fk及びFe-Fkが、他方の振動系の共振周波数の1/√2倍から√2倍の間にならないよう重み値を規制する。
【００５８】
このように重み値を規制することにより、一方の振動系において共振を低減することができても、他方の振動系の振動が悪化するという不都合を回避することができる。
【００５９】
図８は回転軸のねじり振動系の重み値（ねじり共振重み）を変化させたときの、エンジン始動時におけるねじり振動系およびロール振動系の最大変位量を示すグラフであり、図８（a）はねじり振動系のエンジン回転速度変動を示す。また図８（ｂ）はロール振動系の振幅を示す。図８に示すように、重み値が大きくなるとロール振動系のエンジンロール振幅が無視し得ないほど大きくなる。このため、本実施例では、ねじり振動系の重み値を0.1以下に規制する。
【００６０】
本実施例による振動低減の効果を、図９に実線で示す。また比較のため、本実施例のエンジントルク変動分補正制御を行わない場合を破線で示す。図９（ａ）はエンジン１を始動させ、次に停止させたときのエンジン回転速度を示す。また、９（ｂ）はエンジン１（エンジンケース部１ｓ）のロール振動を示す。また、図９（ｃ）はエンジン１の回転変動[rpm/sec]を示す。
【００６１】
図９（ｂ）に実線で示す本実施例によればエンジン始動時（瞬時0.5[sec]）、停止時（瞬時2.0[sec]）ともに、制御をしない場合（破線）と比較して、顕著なエンジンロール振動低減効果が得られている。
【００６２】
また図９（ａ）および（ｃ）に実線で示す本実施例によればエンジン始動時（瞬時0.5[sec]）、停止時（瞬時2.0[sec]）ともに、制御をしない場合（破線）と比較して、顕著なエンジン回転速度変動低減効果が得られている。
【００６３】
さらに本実施例では、図８（a）に示すようにねじり振動系の重み値を0.1以下に規制することから、ロール振動系共振が発生する第1エンジン回転速度256[rpm] に、係数Ｋの変動周波数を加減算したモータ/ジェネレータトルク上側周波数および下側周波数が、ねじり振動系共振が発生するエンジン回転速度562 [rpm] と一致しない。したがって、ロール振動系において共振を低減する場合に、ねじり振動系の振動が悪化することを回避できる。
【００６４】
次に、本発明の別の実施例を説明する。
【００６５】
この実施例になる振動制御装置を具えたフロントエンジン・リヤホイールドライブ式ハイブリッド車両のパワートレーンを図１０に示す。図１０のパワートレーンの基本構成は、前述した図１のパワートレーンと共通するため、共通する部分については説明を省略し、異なる部分につき新たに符号を付して説明する。
【００６６】
図１０に示す実施例では、前述した図１に示す自動変速機３、モータ／ジェネレータ５およびクラッチ７に代えて、ケース１１内に第1モータ／ジェネレータ２１、遊星歯車組２３および第２モータ／ジェネレータ２４を搭載する。第1モータ／ジェネレータ２１は主として発電及びエンジン始動に使用される。第２モータ／ジェネレータ２４は主として車両駆動及び回生を行う。
【００６７】
図１０に示すようにねじりダンパ６の出力軸は、遊星歯車組２３のキャリアと結合する。第1モータ／ジェネレータ２１の回転軸２２は、遊星歯車組２３のサンギヤと結合する。遊星歯車組２３のリングギヤは、軸２５の一端と結合する。軸２５は第２モータ／ジェネレータ２４の軸を兼用する。軸２５の他端はケース１１から突出して、ディファレンシャルギヤ装置８と連結する。
【００６８】
第1モータ/ジェネレータ２１は電力ケーブルで第1インバータ17と接続し、第1インバータ17は電力ケーブルでバッテリ19と接続する。第1インバータ17は、駆動力コントローラ16からのトルク指令に応じて第1モータ/ジェネレータ２１に供給する電流を制御することにより、目標となる第1モータ/ジェネレータトルクで軸２２を駆動する。
【００６９】
第２モータ/ジェネレータ２４は電力ケーブルで第２インバータ２６と接続し、第２インバータ２６は電力ケーブルでバッテリ19と接続する。第２インバータ２６は、駆動力コントローラ16からのトルク指令に応じて第２モータ/ジェネレータ２４に供給する電流を制御することにより、目標となる第２モータ/ジェネレータトルクで軸２５を駆動する。
【００７０】
本実施例のハイブリッドシステムは、第１モータ/ジェネレータ２１の回転速度を制御することにより、エンジン回転から車軸２５回転への減速比を連続制御する電気的な変速機となっており、エンジン停止時であっても第１モータ/ジェネレータ２１の回転速度を適切に制御することにより、第２モータ/ジェネレータ２４の駆動力で車両駆動が可能であり、エンジン１から車軸２５まではクラッチ等を含まず、常に機械的に結合された状態となっている。そのため、エンジン始動時およびエンジン停止時にあっては、エンジン回転速度がねじりダンパ系による回転軸のねじり共振周波数を通過することにより、回転軸のねじり振動が悪化すると、それが車輪２のタイヤの回転変動となり、その結果車両前後振動が悪化する。
【００７１】
また同様に、エンジン始動時およびエンジン停止時にあっては、エンジン回転速度がエンジンマウント系によるエンジン本体のロール共振周波数も通過するため、エンジンロール共振が悪化し、これがエンジンマウント９を介して車体に伝達され、車体振動を悪化させる。
このような振動悪化を防止するため、本実施例ではエンジン始動時及びエンジン停止時に第１モータ/ジェネレータ２１および第２モータ/ジェネレータ２４によるエンジントルク変動分の補正制御を行っている。
【００７２】
図１１は、図１０に示すハイブリッド車両のパワートレーンが構成する振動モデルを示す説明図である。
【００７３】
本実施例では、エンジン１内部の回転部１rと、第1モータ／ジェネレータ２１のロータ部２１rと、第２モータ／ジェネレータ２４のロータ部２４rと、エンジンケース部１ｓとが質量体となり、ねじりダンパ６およびエンジンマウント９がばね要素となる。なおエンジン回転部1rの質量体はエンジンクランクシャフト1aを含み、第1モータ／ジェネレータ２１のロータ２１rの質量体は軸２２を含む。またエンジンケース部１ｓの質量体は、エンジン１外部の非回転部と、第1モータ／ジェネレータ２１のステータ部と、第２モータ／ジェネレータ２４のステータ部と、延設ケース１１とを含む。
さらに、パワートレーンの振動モデルを考慮するにあたり、ドライブシャフト２０および車輪２のタイヤを、ねじりばね定数Ktおよび減衰定数Ctで評価する。なお図１１中、３１は負荷である。
【００７４】
第１モータ/ジェネレータ２１および第２モータ/ジェネレータ２４のエンジントルク変動分補正制御について説明する。
本実施例では図11のように、エンジンケース部１ｓの慣性モーメントIeとエンジンマウントのばねKe及び減衰Ceで構成される振動系と、エンジン回転部１ｒの慣性モーメントIc、プラネタリキャリアの慣性モーメントIi、第１モータ/ジェネレータのロータ２１ｒの慣性モーメントIm1、第２モータ/ジェネレータ２４のロータ２４ｒの慣性モーメントIm2、及び車両質量Mvと、ねじりダンパのばねKc及び減衰Cc、車輪タイヤ２およびドライブシャフト２０のねじりばねKt及び減衰Ctによる振動系が構成され、エンジントルクTeがエンジン回転部１ｒに入力されるともに、その反力がエンジンケース部１ｓに入力され、第１モータ/ジェネレータトルクTm1がロータ２１ｒに、第２モータ/ジェネレータトルクTm2がロータ２４ｒに入力されるとともに、その反力がエンジン本体に入力される。
この振動系の運動方程式はエンジンケース部１ｓの回転角θe、エンジン回転部１ｒの回転角θc、プラネタリキャリア回転角θi、ロータ部２１ｒの回転角θm1、ロータ部２４ｒの回転角θm2および車両前後変位xvにより記述され、これらから遊星歯車のギヤ比の関係によりθm1を消去すると次の運動方程式で表される。
【数１１】
0004858376.tif 000012
ここで、
ｒ1は遊星歯車組２３のサンギヤ半径、ｒ4は遊星歯車組２３のリングギヤ（インターナルギヤ）半径、ｒtは車輪２のタイヤ半径、αはディファレンシャルギヤ装置8のファイナルギヤ比である。
【００７５】
上式の数１１を前述した第1の実施例の数２と同様に固有値解析することにより、この振動系の共振周波数Fnおよびモードベクトルφは次のようになる。
本実施例の場合はこの振動系の共振周波数Fn及びモードベクトルφは次のようになる。
【数１２】
0004858376.tif 000013
ここで最初の2つの振動モードは回転軸の回転に関する剛体系、3番目の振動モードはエンジンケース部１ｓのロール共振、4、5番目の振動モードは回転軸ねじり共振を示している。ここで、振動として問題となるのは3,4,5番目のエンジンケース部１ｓのロール共振及び2つの回転軸ねじり共振であり、これら3つの振動モードに関して、第1および第2の2つのモータ／ジェネレータ２１，２４を制御することにより低減する。
【００７６】
具体的には前述した図２の実施例と同様に、回転３次の爆発周波数が振動系の共振周波数と一致するエンジン回転速度では、その共振のモーダルフォースが０となるような制御トルクを第1および第2のモータ／ジェネレータ２１，２４から発生させて、共振の励起を回避する。つまり、検出されたエンジン１の回転速度、エンジンクランクシャフト１ａのクランク角度から、駆動力コントローラ１６に記憶されたマップに従いエンジントルクTeを推定する。そして、第1および第2モータ／ジェネレータ２１，２４についての係数Ｋ1、Ｋ2をエンジン回転速度に対する係数テーブルとして駆動力コントローラ１６に記憶し、エンジン回転速度に応じて係数テーブルを参照して係数Ｋ1、Ｋ2を決定する。その係数Ｋ1、Ｋ2はエンジンケース部ロール共振が悪化する約256rpm、回転軸ねじり共振が悪化する約300rpm、約618rpmにおいて、それぞれの振動系のモーダルフォースが０になるように決められており、この制御トルクによりエンジントルク変動による共振の励起を防いでいる。
【００７７】
共振以外のエンジン回転速度に関しては、これら３つの振動モードのモード変位について、それらの重み付二乗和が最小となるように図１２のような係数テーブルが決定されている。
【００７８】
この制御はエンジン始動時及びエンジン停止時に行われるが、エンジン始動時とエンジン停止時では励起される振動モードが異なるため、図１２に示すようにエンジン始動時とエンジン停止時では異なる係数テーブルを用いるようにしている。つまりエンジン始動時の回転初期では、エンジンの吸入空気量が少ないため、トルク変動が小さくなり、早いタイミングで通過してしまう低周波の振動モードはあまり大きく励起されない。また回転上昇速度も速いため、低周波の振動はあまり大きく励起されず、相対的に高周波の振動モードの寄与が大きくなるからである。このため、図１２（ａ）に示す係数テーブルを用いる。
【００７９】
これに対してエンジン停止時は、低回転でも十分な吸入空気量があり、また回転下降速度がエンジン始動時の回転上昇速度よりゆっくりとなるため、低周波の振動も十分励起され、相対的に高周波の振動モードの寄与が大きくなる。このため、図１２（ｂ）に示す係数テーブルを用いる。
【００８０】
このような本実施例によれば、係数テーブルを決定するときの重み値に関して、エンジン始動時の方が低周波の振動モードの重み値が大きくなる。これにより図１３に示すようなモーダルフォースを得ることができる。図１３中、（ａ）はエンジンのロール共振のモーダルフォースを示す。また（ｂ）は周波数の低い方の回転軸ねじり共振のモーダルフォースを示す。さらに（ｃ）は周波数の高い方の回転軸ねじり共振のモーダルフォースを示す。
【００８１】
本実施例によれば、エンジンのロール共振（図１３（ａ））および低周波の回転軸ねじり共振（図１３（ｂ））では、エンジン停止時の方がその共振回転速度前後でモーダルフォースが小さい範囲が広くなるという効果を得ることができる。さらに、周波数の高い高周波の回転軸ねじり共振（図１３（ｃ））では、エンジン始動時の方がその共振回転速度前後でモーダルフォースが小さくなるという効果を得ることができる。
【００８２】
また第２モータ／ジェネレータ２４に関しては、車両駆動も行うため、車両駆動に必要なトルクによりトルク変動分補正制御に使えるトルクの大きさが変わってくる。第２モータ／ジェネレータ２４のトルクが変わることにより、第１モータ／ジェネレータ２１の最適なトルクも変わってくるため、第１モータ／ジェネレータ２１および第２モータ／ジェネレータ２４の係数テーブルは車両駆動トルクにより変更される。つまりこれらの係数は、エンジン回転速度、第２モータ／ジェネレータ２４の車両駆動トルクに関しての2次元マップとして駆動力コントローラ１６に記憶されている。
【００８３】
以上のように図１２（ａ）、（ｂ）の係数テーブルに基づきエンジントルク変動分をモータ／ジェネレータトルクで補正するエンジントルク変動分補正制御を行うことによる振動低減の効果を図１４に示す。
【００８４】
図１４中、実線は、上述したエンジントルク変動分補正制御を行うことによる振動低減効果を示す。また比較のため、本実施例のエンジントルク変動分補正制御を行わない場合を破線で示す。図１４（ａ）はエンジン１を始動させ、次に停止させたときのエンジン回転速度を示す。また、１４（ｂ）はエンジン１のロール振動の振幅を示す。また、図１４（ｃ）は本実施例のパワートレーンを搭載した車両の車両前後振動[m/sec2]を示す。
【００８５】
図４（ａ）に実線で示す本実施例によればエンジン始動時（瞬時0.5[sec]）、停止時（瞬時2.0[sec]）ともに、制御をしない場合（破線）と比較して、顕著なエンジン回転速度の低減効果が得られている。
【００８６】
また図１４（ｂ）に実線で示す本実施例によればエンジン始動時（瞬時0.5[sec]）、停止時（瞬時2.0[sec]）ともに、制御をしない場合（破線）と比較して、顕著なエンジンロール振動低減効果が得られている。
【００８７】
また図１４（ｃ）に実線で示す本実施例によればエンジン始動時（瞬時0.5[sec]）、停止時（瞬時2.0[sec]）ともに、制御をしない場合（破線）と比較して、顕著な車両前後振動低減効果が得られている。
【００８８】
ところで、上記した各実施例によれば、駆動力コントローラ１６が、（８）式に示すようにエンジン１のエンジントルク変動分に所定係数Ｋを乗算したトルクをモータ/ジェネレータ５等から発生させる。このとき駆動力コントローラ１６は、エンジンクランクシャフト１ａの１回転あたりのエンジン爆発回数とエンジン回転速度とから決定するエンジントルク変動分の爆発周波数が、ねじりダンパ６に結合するエンジンクランクシャフト１ａとモータ/ジェネレータ回転軸４等との相対回転になる出力軸のねじり振動系の共振周波数と略一致する場合や、エンジンマウント９に関する車体１０に対するエンジンケース部１ｓの相対変位になるロール振動系の共振周波数と略一致する場合に、これら振動系の共振を励起する加振力が最小となるようエンジン回転速度に応じて所定係数Ｋを求める。これにより、ハイブリッド車両に係る出力軸１ａ、４および３ａのねじり振動や、エンジンケース部１ｓのロール振動を、図４、図９および図１４に示すように軽減することができる。さらに、エンジン回転速度に対する所定係数Ｋを図３、図６、図１２に例示する簡素なテーブルとして記憶する場合に、駆動制御用メモリを節減することができる。
【００８９】
また上記した各実施例では、図３、図６、図１２に例示する係数テーブルを用いて、エンジン回転速度が、ねじり振動系の共振周波数に相当するエンジン回転速度（562[rpm]もしくは、300[rpm]、618[rpm]）とエンジン１の変位になるロール振動系の共振周波数に相当するエンジン回転速度（256 [rpm]）との間を変化するときに、エンジン回転速度に応じて係数Ｋを連続的に求めることから、
エンジン回転速度が変化する過渡的な運転時にも振動の悪化を防止することができる。
【００９０】
また上記した実施例では、図７の係数テーブルに例示するように、エンジン回転速度毎に、ねじり振動系の変位と、ロール振動系の変位と、を重み付けして係数Ｋを求めてもよく、振動特性の変更を可能にして最適な係数テーブルを設定することができる。
【００９１】
また上記した実施例では、（９）式に基づきねじり振動系の変位とロール振動系の変位との重み付二乗和が最小となるよう図６の係数テーブルを設定し、エンジン回転速度毎に係数Ｋを求めることから、
ねじりダンパ６に関するねじり振動系の共振と、エンジンマウント９に関するロール振動系の共振との双方を軽減することができる。
【００９２】
また上記した各実施例では、図５のタイムチャートに示すように、エンジン１の運転を開始するエンジン始動時（瞬時t1〜t2）およびエンジン１の運転を終了するエンジン停止時（瞬時t6〜t7）に、係数Ｋを乗算したトルクをモータ/ジェネレータ５等から発生させることから、
エンジン始動時およびエンジン停止時といったエンジンの低回転運転時に最も発生しやすいねじり振動系の共振およびロール振動系の共振を的確に軽減することができる。
【００９３】
好ましくは、エンジン始動時における係数Ｋと、でエンジン停止時における係数Ｋとが異なるよう、図１２（ａ）と図１２（ｂ）とで別々に設定するとよい。
【００９４】
具体的には、（６）式に基づき、各振動系のエンジントルクによる加振力と、このエンジントルクに係数Ｋを乗算したモータ/ジェネレータトルクによる加振力と、の和になるモーダルフォースについて、（７）式のように当該振動系の共振周波数で前記モーダルフォースの絶対値が最小となるよう係数Ｋを設定する。そして図１３（ａ）および（ｂ）に示すように、振動系の共振が発生するエンジン回転速度256 [rpm]および562 [rpm]のうち、低い側のエンジン回転速度256 [rpm]で、エンジン停止時におけるモーダルフォースの絶対値が、エンジン始動時におけるモーダルフォースの絶対値よりも小さくなるよう、係数Ｋを図１２に示すように設定する。
これにより、エンジン停止時で特に発生しやすい低周波の振動モードを軽減することができる。またエンジン始動時で特に発生しやすい高周波の振動モードを軽減することができる。
【００９５】
ところでエンジン回転速度が急変するなどして、係数テーブルを参照して求められる係数Ｋが周期的に変動すると、ロール振動系の共振を軽減する間に、ねじり振動系の振動が悪化することが懸念される。具体的には、図７に実線で示すようにロール振動系に対するねじり振動系の重みが１の場合、エンジン回転速度がロール共振周波数256[rpm]の前後で上昇下降すると、係数Ｋが約-0.8から約0.7までの間を周期的に変動してしまう場合である。この場合、ロール共振周波数256[rpm]に対応する爆発周波数のエンジントルクを振幅変調していることになるため、他方の振動系になるロール振動の共振を励起してしまうことが懸念される。
【００９６】
そこで本実施例では、重み付けを所定範囲に規制する。具体的には、ロール振動系の共振が発生するエンジン回転速度256[rpm]に係る共振周波数Fnに、（１０）式で算出した係数Ｋの変動周波数Fkを加減算したモータ/ジェネレータトルク上側周波数Fn＋Fkおよび下側周波数Fn−Fkが、ねじり振動系の共振周波数と一致しないよう、重み付けを0.1以下に規制する（図８）。
このように重み付けを規制することにより、一方の振動系において共振を低減することができても、他方の振動系の振動が悪化するという不都合を回避することができる。
【００９７】
より好適には、モータ/ジェネレータトルク上側周波数Fn＋Fkおよび下側周波数Fn−Fkが、ねじり振動系の共振周波数の１／√２倍以下になるよう、また√２倍以上になるよう、重み付けを規制するとよい。これにより、一方の振動系において共振を低減することができても、他方の振動系の振動が悪化するという不都合を確実に回避することができる。
【００９８】
図１０に示す実施例では、第1モータ/ジェネレータ２１および第2モータ/ジェネレータ２４を具え、図１２に示すように、これらモータ/ジェネレータ２１，２４毎に係数K１、K2を求めることから、
複数個のモータ/ジェネレータを具えたハイブリッド車両にあっても、ねじれ振動およびロール振動の低減を図ることができる。
【００９９】
そして好ましくは、複数個のモータ/ジェネレータ２１，２４の係数K1、K2を求めるために用いる係数テーブルを車両駆動トルクの大小に応じて異なる２次元マップにする。
これにより、車輪２の駆動に必要なトルクによりエンジントルク変動分補正制御に使えるトルクの大きさが変わっても、振動系のモーダルフォースを適切に最小化することができる。
【０１００】
なお、上述したのはあくまでも本発明の一実施例であり、本発明はその主旨に逸脱しない範囲において種々変更が加えられうるものである。例えば本発明は、６気筒エンジンに限定されることなく、単気筒から多気筒エンジンまで幅広く適用可能である。
【図面の簡単な説明】
【０１０１】
【図１】本発明の一実施例になる振動制御装置を具えたハイブリッド車両のパワートレーンをその制御系と共に示す変速制御システム図である。
【図２】同パワートレーンが構成する振動モデルを示す説明図である。
【図３】（ａ）は同実施例で用いる係数テーブルであり、（ｂ）は同係数テーブルに対応するモーダルフォースを示す特性図である。
【図４】同実施例のエンジントルク変動分補正制御による振動低減効果を示す説明図であり、（ａ）はエンジン回転速度を示し、（ｂ）はエンジンのロール振幅を示し、（ｃ）はエンジン回転速度の変動を示す。
【図５】本実施例のエンジントルク変動分補正制御を行うときの様子を示すタイムチャートである。
【図６】（ａ）は他の実施例で用いる係数テーブルであり、（ｂ）は同係数テーブルに対応するモーダルフォースを示す特性図である。
【図７】他の実施例で用いる係数テーブルである。
【図８】ねじり振動系の重み値（ねじり共振重み）を変化させたときの、所定のエンジン回転速度における変位量を示すグラフであり、（ａ）はねじり振動系のエンジン回転速度変動を、（ｂ）はロール振動系の振幅を示す。
【図９】同実施例のエンジントルク変動分補正制御による振動低減効果を示す説明図であり、（ａ）はエンジン回転速度を示し、（ｂ）はエンジンのロール振幅を示し、（ｃ）はエンジン回転速度の変動を示す。
【図１０】本発明の別の実施例になる振動制御装置を具えたハイブリッド車両のパワートレーンをその制御系と共に示す変速制御システム図である。
【図１１】同パワートレーンが構成する振動モデルを示す説明図である。
【図１２】同実施例で用いる係数テーブルであり、（ａ）はエンジン始動時に用いる係数テーブルを示し、（ｂ）はエンジン停止時に用いる係数テーブルを示す。
【図１３】同係数テーブルに対応するモーダルフォースを示す特性図であり、（ａ）はエンジンのロール共振のモーダルフォースを示す。また（ｂ）は周波数の低い方の回転軸ねじり共振のモーダルフォースを示す。さらに（ｃ）は周波数の高い方の回転軸ねじり共振のモーダルフォースを示す。
【図１４】同実施例のエンジントルク変動分補正制御による振動低減効果を示す説明図であり、（ａ）はエンジン回転速度を示し、（ｂ）はエンジンのロール振幅を示し、（ｃ）は車両前後振動を示す。
【符号の説明】
【０１０２】
１  エンジン
１ａ  エンジンクランクシャフト
１ｒ  エンジン回転部
１ｓ  エンジンケース部
２  車輪
３  自動変速機
４  ロータ軸
５  モータ/ジェネレータ
５ｒ  ロータ部
６  ねじりダンパ
７  クラッチ
８  ディファレンシャルギヤ装置
11  エンジン延設ケース
12  クランク角センサ
13  回転速度センサ
14  アクセルセンサ
15  ブレーキセンサ
16  駆動力コントローラ
20  ドライブシャフト
21  第1モータ／ジェネレータ
22  第１モータ／ジェネレータのロータ軸
23  遊星歯車組
24  第２モータ／ジェネレータ
25  出力軸 
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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