"駆動源としてエンジンと電動モータとを備え、前記エンジンから出力されるエンジントルクの変動に起因するこもり音を低減するハイブリッド車両の制振制御装置であって、前記エンジンの出力軸と変速機入力軸との間に、前記エンジントルクの変動を吸収して前記変速機入力軸に伝達するダンパを配置し、前記変速機入力軸に前記電動モータを連結し、前記エンジントルクの変動と同位相の制振トルクを前記変速機入力軸に前記電動モータにより付加することを特徴とするハイブリッド車両の制振制御装置。請求項1記載のハイブリッド車両の制振制御装置において、前記エンジントルクの変動と前記制振トルク変動の1周期を360度としたときにおける前記エンジントルクの変動の位相に対する前記制振トルクの位相のずれを15度以内とすることを特徴とするハイブリッド車両の制振制御装置。請求項1または2記載のハイブリッド車両の制振制御装置において、前記制振トルクの振幅を前記エンジントルクの振幅の10分の1とすることを特徴とするハイブリッド車両の制振制御装置。エンジンと電動モータとを動力源して備えるハイブリッド車両においては、エンジンのトルク変動に起因したこもり音の発生を電動モータにより相殺することができるという利点を有している。従来では、エンジンのトルク変動に対してこれを相殺するように逆位相のトルクを電動モータの充放電制御によって動力伝達系に付加するようにしている。しかしながら、従来のように、電動モータからエンジンのトルク変動に対して逆位相のキャンセルトルクつまり制振トルクを付加してエンジンのトルク変動に起因したこもり音の発生を低減するには、エンジンのトルク変動値に対応したトルク値の制振トルクを動力伝達系に付加する必要がある。つまり、電動モータからエンジンのトルク変動に対して逆位相で付加される制振トルクの最大値はエンジンのトルクの最大値に対応させる必要がある。電動モータの充放電制御を行って制振トルクを発生させるには、充放電の出力が小さければ小さい程、燃費を向上させることができることになり、制振トルクを小さくすることができれば、充放電の出力を小さくすることができる。本発明の目的は、エンジンのトルク変動に対して小さな振幅の制振トルクを付加することにより、エンジンのトルク変動に起因したこもり音の発生を低減することにある。本発明のハイブリッド車両の制振制御装置は、駆動源としてエンジンと電動モータとを備え、前記エンジンから出力されるエンジントルクの変動に起因するこもり音を低減するハイブリッド車両の制振制御装置であって、前記エンジンの出力軸と変速機入力軸との間に、前記エンジントルクの変動を吸収して前記変速機入力軸に伝達するダンパを配置し、前記変速機入力軸に前記電動モータを連結し、前記エンジントルクの変動と同位相の制振トルクを前記変速機入力軸に前記電動モータにより付加することを特徴とする。本発明のハイブリッド車両の制振制御装置は、前記エンジントルクの変動と前記制振トルク変動の1周期を360度としたときにおける前記エンジントルクの変動の位相に対する前記制振トルクの位相のずれを15度以内とすることを特徴とする。本発明のハイブリッド車両の制振制御装置は、前記制振トルクの振幅を前記エンジントルクの振幅の10分の1とすることを特徴とする。本発明によれば、エンジンのトルク変動をダンパにより吸収した後のエンジン出力に対して電動モータによりモータ制振トルクを付加するようにしたので、電動モータからは変速機入力軸に対してエンジンのトルク変動に対して同位相のモータ制振トルクを付加することにより、エンジンのトルク変動に起因したこもり音を低減することができる。ダンパによりトルク変動が減衰された状態のもとでエンジントルクの変動と同位相の制振トルクを付加するようにしたので、付加する制振トルクの振幅を小さくすることができ、こもり音低減のための消費電力を小さくすることができる。以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。図1に示されるハイブリッド車両の動力伝達系は、変速機として無段変速機10を備えており、この無段変速機10は変速機入力軸であるプライマリ軸11と、変速機出力軸であるセカンダリ軸12とを有し、プライマリ軸11とセカンダリ軸12は相互に平行となっている。無段変速機10は変速機ケースとしてのミッションケース13a内に組み込まれている。ミッションケース13aは図示しない車体にプライマリ軸11とセカンダリ軸12とがそれぞれ走行方向と平行となるように縦置きに搭載される。ミッションケース13aの先端部に取り付けられるコンバータケース13b内には、ダンパとしてのトルクコンバータ14が組み込まれている。トルクコンバータ14はエンジン15のクランク軸つまりエンジン出力軸15aに連結されるポンプインペラ16と、このポンプインペラ16に対向するとともにタービン軸17に連結されるタービンランナ18とを備えている。トルクコンバータ14はポンプインペラ16に連結されたフロントプレート19に密着してエンジン出力軸15aとタービン軸17とを直結させるロックアップクラッチ21が設けられている。ロックアップクラッチ21には、直結時にエンジンのトルク変動を吸収するために、捩りダンパ22が設けられている。この捩りダンパ22によってエンジンの振動が吸収される。トルクコンバータ14の出力軸であるタービン軸17は、前後進切換機構23を介してプライマリ軸11に連結されている。このように、エンジン15の出力トルクは、エンジン出力軸15aとプライマリ軸11との間に配置されるダンパとしてのトルクコンバータ14と前後進切換機構23を介してプライマリ軸11に伝達される。無段変速機10のプライマリ軸11にはプライマリプーリ25が設けられている。プライマリプーリ25は固定プーリ25aと、軸方向に摺動自在の可動プーリ25bとを有し、プーリのコーン面間隔つまりプーリ溝幅が可変となっている。プライマリ軸11に平行なセカンダリ軸12にはセカンダリプーリ26が設けられている。セカンダリプーリ26は固定プーリ26aと、軸方向に摺動自在の可動プーリ26bとを有し、プーリ溝幅が可変となっている。プライマリプーリ25とセカンダリプーリ26との間にはベルト27が動力伝達要素として掛け渡されており、両方のプーリ25,26の溝幅を変化させることにより、それぞれのプーリ25,26に対するベルト27の巻付け径の比率が変化する。これにより、プライマリ軸11に対するセカンダリ軸12の回転数が無段階に変速される。プライマリプーリ25の溝幅は、プライマリ油室28に供給される油圧により調整され、セカンダリプーリ26の溝幅はセカンダリ油室29に供給される油圧により調整される。ミッションケース13aの後端部に取り付けられるモータケース13c内には、電動モータ31が装着されている。電動モータ31は駆動軸32に取り付けられるロータ33を有し、駆動軸32はプライマリ軸11の他端部に直接連結されている。電動モータ31はロータ33が内部に組み込まれるステータ34を有しており、ステータ34はモータケース13cに固定される。このように、プライマリ軸11は図1における左端部でダンパとしてのトルクコンバータ14と前後進切換機構23とを介してエンジン出力軸15aに連結され、右端部で電動モータ31の駆動軸32に連結されている。電動モータ31は無段変速機10を介して出力トルクを駆動輪に伝達するモータとしての機能と、制動時に回生エネルギーを回収してバッテリに充電するジェネレータとしての機構を有している。図1に示す動力伝達系は、前輪と後輪とを駆動輪としてこれらに動力を伝達することができるようにした全輪駆動つまり四輪駆動式の車両に搭載される。ミッションケース13a内にはプライマリ軸11とセカンダリ軸12とに平行となって前輪出力軸35が装着されており、セカンダリ軸12に固定された駆動歯車36が前輪出力軸35に回転自在に装着された従動歯車37に噛み合っている。従動歯車37にはセカンダリ軸12の回転を前輪出力軸35に伝達する状態と伝達を遮断する状態とに切り換えるための出力クラッチ38が設けられている。前輪出力軸35の一端部はフロントディファレンシャル機構39に連結されており、前輪出力軸35を介して前輪に出力が伝達される。モータケース13cの後端部にはトランスファケース13dが取り付けられている。トランスファケース13d内に配置されたトランスファ軸41には、前輪出力軸35に固定された駆動歯車42に噛み合う従動歯車43が取り付けられている。トランスファ軸41はトランスファクラッチ44を介して後輪出力軸45に連結される。後輪出力軸45は図示しないプロペラシャフトによりリアデファレンシャル機構に連結されており、プロペラシャフトを介して図示しない後輪に出力が伝達される。エンジン15からの出力トルクの変動に起因するこもり音の発生を低減するために、電動モータ31により変速機入力軸であるプライマリ軸11に制振トルクを印加するようにしている。電動モータ31から制振トルクを印加するために、コントローラ51からは電動モータ31に駆動信号が印加される。コントローラ51にはエンジン制御部からエンジンの回転位相に対応した信号が出力される。プライマリ軸11は、その一端部でダンパとしての機能を有するトルクコンバータ14を介してエンジン出力軸15aに連結され、他端部で電動モータ31の駆動軸32に連結されているので、電動モータ31はダンパの下流側に配置されることになる。したがって、エンジン15からエンジン出力軸15aに出力されるエンジントルクTEは、ダンパによりトルク変動がエンジントルクTEの10分の1程度に減衰されてプライマリ軸11にダンパ出力トルクTDとなって出力される。しかも、ダンパ出力トルクTDは、トルクコンバータ14内に設けられた捩りダンパ22の捩り振動モードによってエンジントルクTEに対して逆位相となる。このように、エンジントルクTEの変動が減衰されてダンパからプライマリ軸11に出力されるダンパ出力トルクTDはエンジントルクTEに対して逆位相となっているので、ダンパを経てプライマリ軸11に伝達されたエンジントルクTEの変動を電動モータ31からプライマリ軸11にモータ制振トルクTMを加えてエンジントルクの変動を打ち消すために、本発明においては、エンジントルクTEの変動と同位相のモータ制振トルクTMを電動モータ31からプライマリ軸11に加えるようにしている。エンジントルクTEの変動と同位相のモータ制振トルクTMをプライマリ軸11に加えることにより、エンジントルクの変動に起因するこもり音を低減することができる。図2は上述したエンジントルクTE、ダンパ出力トルクTD、モータ制振トルクTMの変化を示す特性線図である。図2においては、エンジントルクTEの変動の1周期が360度の位相角として示してあり、エンジントルクTEの変化量と、ダンパ出力トルクTDの変化量と、モータ制振トルクTMの変化量とが相互に分離されて示されている。モータ制振トルクTMがエンジントルクTEに対して同位相となるのは、モータ制振トルクTMのピーク値の位相角がエンジントルクTEの位相角に対して45度以内のずれであれば、両方の位相は同位相とすることができる。捩り振動を解析してモータ制振トルクTMの振幅と位相とがエンジントルクTEに与える影響について研究したところ、最も制振効果が得られるモータ制振トルクの位相は、トルク振幅に依存することなく、エンジントルクの振幅位相に対して進角θを15度進めた場合であった。進角θが15度であり、モータ制振トルクの位相はエンジントルクの位相に対してほぼ同位相であった。図3はモータ制振トルクTMをプライマリ軸11に加えた場合と加えない場合とについて、こもり音の変化を解析した騒音データを示す特性線図であり、モータ制振トルクTMについては振幅をエンジントルクの振幅に対して変化させた場合を示している。図3においては、エンジン回転数を1000rpmとした場合を示す。図3に示すように、モータ制振トルクTMを加えない場合には、こもり音は、破線で示すように83.9dBとなり、基準値である81dBよりも大きくなった。これに対し、制振トルク振幅をエンジントルク振幅比で、5,10,14,16および20としてモータ制振トルクを加えた場合について解析したところ、振幅比を5としても効果はあるが、10とするのが最適であった。振幅比を14以上とすると、モータトルクが捩り振動を起こしてしまい、10よりも劣ることが判明した。したがって、振幅比としては10とすることが好ましい。図3に示すように、最も制振効果が得られるモータ制振トルクの位相は、トルク振幅に依存することなく、エンジントルクの振幅位相に対して進角θを15度進めた場合であることが分かる。本発明は前記実施の形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々変更可能である。例えば、図1は無段変速機10を備えたトランスミッションを示すが、変速機としては無段変速機のみならず他のタイプの自動変速機を有するハイブリッド車両に対しても本発明を適用することができる。"