CN103038092A - 控制装置 - Google Patents

Abstract

本发明涉及旋转电机的控制装置。该旋转电机的控制装置不消除行驶阻力扭矩、或者制动器扭矩等干扰扭矩，就能够抑制车辆的动力传递系统中产生的轴扭曲振动，具备：外部输入推定器（41），其基于旋转电机的旋转速度（ωm），降低动力传递系统的振动分量，并且推定传递系统输入扭矩（Tin），减去旋转电机的输出扭矩（Tm）来推定外部输入扭矩（Tw）；低振动速度计算器（42），其基于外部输入扭矩（Tw）和车辆要求扭矩（Tr）来计算低振动旋转速度（ωm^）；旋转速度控制器（43），其计算使旋转电机的旋转速度（ωm）与低振动旋转速度（ωm^）相一致的反馈指令扭矩（Tp）；以及扭矩指令值计算器（44），其计算输出扭矩指令值（Tmo）。

Description

控制装置

技术领域

本发明涉及用于控制车辆的从驱动力源到车轮的动力传递系统中作为所述驱动力源的旋转电机的控制装置。

背景技术

关于上述那样的控制装置，例如下述日本特开2001-28809号公报（专利文献1）中公开了以下那样的振动抑制控制装置的技术。该振动抑制控制装置在使具备了旋转电机的驱动力源的车辆起动时，进行通过控制旋转电机的输出扭矩来抑制动力传递系统中产生的轴扭曲振动的减振控制。在该专利文献1的技术中，基于旋转电机的输出扭矩和旋转电机的旋转速度，来推定干扰扭矩，对该推定干扰扭矩乘以控制增益来计算控制扭矩。而且，专利文献1的技术在要求扭矩上加上控制扭矩，来计算针对旋转电机的扭矩指令值。因此，在专利文献1的技术中，使扭矩指令值增减，以便能够消除干扰扭矩。

但是，在专利文献1的技术中，构成为通过消除干扰扭矩来抑制振动，但在干扰扭矩是坡道阻力、空气阻力、轮胎摩擦阻力等行驶阻力扭矩以及制动器扭矩等时，若这些干扰扭矩被消除，则车辆的加减速会与行驶状态、或者制动器操作无关地变化，往往使驾驶者感到不舒适。

专利文献1：日本特开2001-28809号公报

发明内容

于是，谋求能够不消除行驶阻力扭矩或者制动器扭矩等干扰扭矩，就抑制车辆的动力传递系统中产生的轴扭曲振动的旋转电机的控制装置。

本发明涉及用于控制车辆的从驱动力源到车轮的动力传递系统中作为所述驱动力源的旋转电机的的控制装置，其特征构成在于，具备：外部输入推定器，其基于所述旋转电机的旋转速度，来降低该旋转速度下所述动力传递系统的所述旋转速度的振动分量，并且推定作为输入到所述动力传递系统的扭矩的传递系统输入扭矩，从该传递系统输入扭矩至少减去所述旋转电机的输出扭矩来推定从所述车轮输入到所述动力传递系统的外部输入扭矩；低振动速度计算器，其基于所述外部输入扭矩和作为驱动所述车轮所要求的扭矩的车辆要求扭矩，来计算降低了所述旋转电机的旋转速度中产生的振动分量后的旋转速度即低振动旋转速度；旋转速度控制器，其计算使所述旋转电机的旋转速度与所述低振动旋转速度相一致的反馈指令扭矩；以及扭矩指令值计算器，其基于所述车辆要求扭矩和所述反馈指令扭矩，来计算作为所述旋转电机的输出扭矩的指令值的输出扭矩指令值。

此外，在本申请中，“旋转电机”用作包含电动机（electric motor）、发电机（generator）、以及根据需要可实现电动机以及发电机这双方的功能的电动机/发电机中的任意一种的概念。

根据该特征构成，即使旋转电机的旋转速度以动力传递系统的固有振动频率等进行振动，外部输入推定器也能够降低该固有振动频率等的振动分量，良好地推定输入到动力传递系统中的传递系统输入扭矩。另外，从推定出的传递系统输入扭矩减去旋转电机的输出扭矩而运算外部输入扭矩的推定值，因此除了旋转电机的输出扭矩以外，还能够精度良好地推定输入到动力传递系统的扭矩。因此，能够使从车轮输入到动力传递系统中的外部输入扭矩的推定精度良好。

另外，根据上述的特征构成，基于振动分量被降低后的外部输入扭矩的推定值和车辆要求扭矩，来计算低振动旋转速度，因此能够将降低了旋转电机的旋转速度中产生的振动分量后的旋转速度设为旋转速度控制的目标值。因此，能够计算降低旋转电机的旋转速度的振动分量那样的反馈指令扭矩。

另外，在计算作为旋转电机的目标旋转速度的低振动旋转速度时，除了基于车辆要求扭矩之外，还基于推定出的外部输入扭矩来进行计算，因此能够使车辆要求扭矩反映行驶阻力扭矩、制动器扭矩等外部输入扭矩，能够计算未消除外部输入扭矩那样的目标旋转速度。因此，能够一边维持因行驶状态、或者制动器操作等引起的车辆的加减速，一边降低旋转电机的旋转速度的振动分量。

这里，优选所述外部输入推定器对所述旋转电机的旋转速度进行所述动力传递系统的惯性力矩的乘法处理、微分运算处理、以及至少降低所述动力传递系统的振动分量的信号处理，来推定所述传递系统输入扭矩，从所述传递系统输入扭矩减去所述旋转电机的输出扭矩来推定所述外部输入扭矩，所述低振动速度计算器对使所述外部输入扭矩与所述车辆要求扭矩相加而得到的扭矩，进行利用所述动力传递系统的惯性力矩的除法处理和积分运算处理，来计算所述低振动旋转速度。

根据该构成，能够推定降低了动力传递系统的固有振动频率等的振动分量后的状态的、旋转电机的旋转速度。而且，通过对该旋转速度，进行动力传递系统的惯性力矩的乘法处理以及微分运算处理，能够在降低了振动分量的影响的状态下精度良好地推定输入到动力传递系统的传递系统输入扭矩。

而且，从精度良好地推定出的传递系统输入扭矩减去旋转电机的输出扭矩，能够精度良好地推定外部输入扭矩。

另外，优选所述旋转电机根据卡合装置的卡合状态而选择性地与作为所述驱动力源的内燃机驱动连结，至少在变更所述卡合装置的传递扭矩容量的过程中，所述外部输入推定器保持在变更该传递扭矩容量之前推定出的所述外部输入扭矩。

在变更卡合装置的传递扭矩容量的过程中，往往会从卡合装置向旋转电机侧产生扭矩传递，因而传递系统输入扭矩发生变动。若变为该状态，则容易产生传递系统输入扭矩的推定误差。根据上述构成，在变更卡合装置的传递扭矩容量的过程中，保持在变更该传递扭矩容量之前推定出的外部输入扭矩，因此能够防止推定误差的产生。

另外，优选所述旋转电机构成为，根据卡合装置的卡合状态而选择性地与作为所述驱动力源的内燃机驱动连结，所述外部输入推定器在所述卡合装置的卡合部件之间具有旋转速度差而产生了传递扭矩容量的滑动卡合状态下，从所述传递系统输入扭矩减去所述旋转电机的输出扭矩以及作为所述卡合装置的传递扭矩的滑动扭矩，来推定所述外部输入扭矩。

根据该构成，在从卡合装置向旋转电机侧产生了滑动扭矩的扭矩传递的情况下，通过从推定出的传递系统输入扭矩除了减去旋转电机的输出扭矩之外还减去滑动扭矩，能够从传递系统输入扭矩减去外部输入扭矩以外的扭矩。因此，即使在产生滑动扭矩的扭矩传递时，也能够提高外部输入扭矩的推定精度。

另外，优选所述旋转电机根据卡合装置的的卡合状态而选择性地与作为所述驱动力源的内燃机驱动连结，为了通过借助所述卡合装置从所述旋转电机向所述内燃机传递扭矩来启动所述内燃机，所述旋转速度控制器在从所述卡合装置的卡合部件之间开始产生传递扭矩容量起，到变为所述卡合装置的卡合部件之间的旋转速度一致的锁止卡合状态为止这一期间的至少一部分中，计算所述反馈指令扭矩。

在变更卡合装置的传递扭矩容量而使内燃机启动时，旋转电机的输出扭矩、内燃机的输出扭矩、卡合装置的传递扭矩的变动变大，从而易于产生动力传递系统的轴扭曲振动。根据上述构成，在使内燃机启动的期间的至少一部分中计算反馈指令扭矩，因此能够有效地抑制振动。

另外，优选所述旋转电机借助能够变更变速比的变速机构与所述车轮驱动连结，在由所述变速机构执行的变速比的变更动作过程中，所述外部输入推定器并不基于所述旋转电机的旋转速度，而是基于所述动力传递系统中相对于所述变速机构而设置于靠所述车轮侧的输出部件的旋转速度即输出旋转速度，来推定作为输入到所述车轮侧的扭矩的车轮侧输入扭矩，从该车轮侧输入扭矩减去所述旋转电机的输出扭矩或者减去所述车辆要求扭矩与所述变速比相乘而得到的扭矩来推定从所述车轮输入到所述输出部件的车轮侧外部输入扭矩，使所述车轮侧外部输入扭矩除以所述变速比来推定所述外部输入扭矩。

在由变速机构执行的变速比的变更动作过程中，旋转电机侧与车轮侧之间的连结状态发生变化，因此往往输入到车轮侧的外部输入扭矩的信息不会良好地传递给旋转电机的旋转速度。根据上述构成，在变更动作过程中，并不基于旋转电机的旋转速度，而是基于与变速机构相比靠近车轮侧的旋转速度来推定外部输入扭矩的信息，因此即使连结状态发生了变化，也能够推定输入到车轮侧的外部输入扭矩的信息。另外，对输入到车轮侧的外部输入扭矩乘以变速比，因此能够与基于旋转电机的旋转速度推定外部输入扭矩的情况同样地，推定在旋转电机侧基准下的外部输入扭矩。

另外，优选所述旋转电机借助能够变更变速比的变速机构与所述车轮驱动连结，所述外部输入推定器具备多个按变速比而设定不同常数的变速比区分推定器，并且所述变速比区分推定器分别构成为能够并行地计算每个变速比的所述外部输入扭矩，在由所述变速机构执行的变速比的变更动作过程中，所述外部输入推定器保持与变更动作前的变速比相对应的、由所述变速比区分推定器在变更动作前推定出的所述外部输入扭矩。

根据该构成，在变速比的变更动作过程中，输出被保持的外部输入扭矩的推定值，因此能够防止在变更动作过程中产生推定误差。另外，被保持的推定值仅是变更动作前的推定值，因此在变更动作中也能够并行地计算与变更动作后的变速比对应的推定值，能够在变更动作后无延迟地输出推定值。

另外，优选所述旋转电机根据卡合装置的卡合状态而选择性地与作为所述驱动力源的内燃机驱动连结，在所述卡合装置的卡合部件之间不存在旋转速度差而产生传递扭矩容量的锁止卡合状态下，所述外部输入推定器从所述传递系统输入扭矩减去所述旋转电机的输出扭矩以及所述内燃机的输出扭矩，来推定所述外部输入扭矩。

在卡合装置处于锁止卡合状态的情况下，从内燃机向旋转电机侧传递内燃机的输出扭矩。根据上述构成，在卡合装置处于锁止卡合状态的情况下，通过从推定出的传递系统输入扭矩除了减去旋转电机的输出扭矩之外还减去内燃机的输出扭矩，能够从传递系统输入扭矩减去外部输入扭矩以外的扭矩。因此，在内燃机的输出扭矩被传递的情况下，也能够维持外部输入扭矩的推定精度。

另外，所述外部输入推定器对所述旋转电机的旋转速度进行基于从所述旋转电机的输出扭矩到所述旋转电机的旋转速度的传递特性的逆传递特性而设定的信号处理来推定所述传递系统输入扭矩，从所述传递系统输入扭矩减去所述旋转电机的输出扭矩来推定所述外部输入扭矩。

根据该构成，能够基于动力传递系统中的传递特性的逆传递特性，良好地降低动力传递系统的振动分量。因此，能够使传递系统输入扭矩的推定精度提高，能够使外部输入扭矩的推定精度提高。

另外，优选所述旋转电机根据卡合装置的卡合状态而选择性地与作为所述驱动力源的内燃机驱动连结，并且借助能够变更变速比的变速机构与所述车轮驱动连结，根据所述卡合装置的卡合状态以及所述变速机构的变速比中的一方或者双方，来变更所述外部输入推定器、所述低振动速度计算器以及所述旋转速度控制器各自的控制常数。

根据该构成，能够设定适于与卡合状态或者变速比对应地变化的动力传递系统的传递特性的控制常数。因此，能够使针对卡合状态或者变速比的外部输入扭矩的推定精度、低振动旋转速度的计算精度以及反馈指令扭矩的计算精度提高，能够使减振旋转速度控制的控制性能提高。

另外，优选所述低振动速度计算器将所述低振动旋转速度的初始值设定为对所述旋转电机的旋转速度进行了滤波处理后的旋转速度，该滤波处理用于降低该旋转速度的振动分量。

根据该构成，即使在旋转电机的旋转速度因噪声、振动而发生变动的状态下，通过施以滤波，使该旋转速度的变动变得迟钝，能够计算除去了噪声、振动后的低振动旋转速度的初始值。因此，能够使低振动旋转速度的计算精度提高。

附图说明

图1是表示本发明的实施方式的动力传递机构以及控制装置的概略构成的示意图。

图2是表示本发明的实施方式的控制装置的构成的框图。

图3是表示本发明的实施方式的动力传递系统的模型的图，（a）是基本模型，（b）是非锁止模型，（c）是锁止模型。

图4是表示本发明的实施方式的动力传递系统的模型的图。

图5是本发明的实施方式的动力传递系统以及控制装置的框线图。

图6是本发明的实施方式的动力传递系统以及控制装置的框线图。

图7是表示本发明的实施方式的控制装置的构成的框图。

图8是说明本发明的实施方式的控制装置的处理的时序图。

图9是说明本发明的实施方式的控制装置的处理的时序图。

图10是表示本发明的实施方式的控制装置的构成的框图。

图11是说明本发明的实施方式的控制装置的处理的波德（Bode）图。

图12是说明本发明的实施方式的控制装置的处理的波德图。

图13是说明本发明的实施方式的控制装置的处理的框线图。

图14是说明本发明的实施方式的控制装置的处理的波德图。

图15是说明本发明的实施方式的控制装置的处理的时序图。

具体实施方式

参照附图对本发明的旋转电机控制装置32的实施方式进行说明。图1是表示本实施方式的车辆用驱动装置1的概略构成的示意图。如该图所示，搭载了车辆用驱动装置1的车辆是具备作为内燃机的发动机E和旋转电机MG作为车辆的驱动力源的混合动力车辆。在该图中，实线表示驱动力的传递路径，虚线表示工作油的供给路径，点划线表示信号的传递路径。旋转电机MG被包含于车辆从驱动力源到车轮W的动力传递系统2。在本实施方式中，旋转电机MG根据发动机分离式离合器CL的卡合状态而选择性地与发动机E驱动连结，并且经由动力输出机构与车轮W驱动连结。在本实施方式中，动力输出机构具有与旋转电机MG驱动连结，能够变更变速比Kr的变速机构TM；对变速机构TM与车轮W进行驱动连结的输出轴O以及车轴AX。因此，驱动力源的驱动力以变速机构TM的变速比Kr被变速而传递给车轮侧。

另外，混合动力车辆具备：进行发动机E的控制的发动机控制装置31；进行旋转电机MG的控制的旋转电机控制装置32；进行变速机构TM以及发动机分离式离合器CL的控制的动力传递控制装置33；以及综合这些控制装置来进行车辆用驱动装置1的控制的车辆控制装置34。此外，发动机分离式离合器CL是本发明中的“卡合装置”。另外，旋转电机控制装置32是本发明中的“控制装置”。

在这样的构成中，本实施方式的旋转电机控制装置32如图2所示，具备外部输入推定器41，该外部输入推定器41基于旋转电机MG的旋转速度ωm，来降低该旋转速度ωm下的动力传递系统2的旋转速度ωm的振动分量，并且推定输入到动力传递系统2中的扭矩即传递系统输入扭矩Tin*，从该传递系统输入扭矩Tin*至少减去旋转电机MG的输出扭矩Tm来推定从车轮W输入到动力传递系统2的外部输入扭矩Tw。另外，旋转电机控制装置32具备低振动速度计算器42，该低振动速度计算器42基于外部输入扭矩Tw和驱动车轮W所要求的扭矩即车辆要求扭矩Tr，来计算降低了旋转电机MG的旋转速度ωm的振动分量的旋转速度即低振动旋转速度ωm^。而且，旋转电机控制装置32的特征在于，具备旋转速度控制器43，该旋转速度控制器43计算使旋转电机MG的旋转速度ωm与低振动旋转速度ωm^相一致的反馈扭矩指令值Tp，并且具备扭矩指令值计算器44，该扭矩指令值计算器44基于车辆要求扭矩Tr与反馈扭矩指令值Tp，来计算旋转电机MG的输出扭矩Tm的指令值即输出扭矩指令值Tmo。以下，对本实施方式的旋转电机控制装置32详细地进行说明。

1．车辆用驱动装置的构成

首先，对本实施方式的混合动力车辆的动力传递系统2的构成进行说明。如图1所示，混合动力车辆具备发动机E以及旋转电机MG作为车辆的驱动力源，是这些发动机E与旋转电机MG串联地驱动连结的平行方式的混合动力车辆。混合动力车辆具备变速机构TM，利用该变速机构TM，对发动机E以及旋转电机MG传递给中间轴M的旋转速度进行变速，并且将其变换为扭矩而传递给输出轴O。

发动机E是利用燃料的燃烧进行驱动的内燃机，例如能够使用汽油发动机、柴油发动机等公知的各种发动机。在本例中，发动机E的曲轴等发动机输出轴Eo经由发动机分离式离合器CL选择性地与被旋转电机MG驱动连结的输入轴I驱动连结。即，发动机E经由作为摩擦卡合要素的发动机分离式离合器CL选择性地与旋转电机MG驱动连结。此外，还优选发动机输出轴Eo构成为经由减震器等其他的部件与发动机分离式离合器CL的卡合部件驱动连结。

旋转电机MG具有固定于非旋转部件的定子和在该定子的径向内侧被旋转自如地支持的转子。该旋转电机MG的转子按照与中间轴M一体旋转的方式被驱动连结。即，在本实施方式中，构成为发动机E以及旋转电机MG双方与中间轴M驱动连结。旋转电机MG与作为蓄电装置的电池（未图示）电连接。而且，旋转电机MG可以实现作为接受电力的供给而产生动力的电动机（electric motor）的功能和作为接受动力的供给而产生电力的发电机（generator）的功能。即，旋转电机MG接受来自电池的电力供给而进行动力运转，或者将利用从发动机E、车轮W传递的旋转驱动力而发电产生的电力蓄积在电池中。其中，电池是蓄电装置的一例，可以使用电容器等其他蓄电装置，或者还可以一并使用多种蓄电装置。此外，以下，将由旋转电机MG进行的发电称为“再生”，将在发电中旋转电机MG输出的负扭矩称为“再生扭矩”。当旋转电机的目标输出扭矩是负扭矩时，旋转电机MG成为一边利用从发动机E、车轮W传递的旋转驱动力进行发电一边输出再生扭矩的状态。

驱动连结驱动力源的中间轴M与变速机构TM驱动连结。在本实施方式中，变速机构TM是具有变速比Kr不同的多个变速级的有级自动变速装置。为了形成这些多个变速级，变速机构TM具备行星齿轮机构等齿轮机构和多个摩擦卡合要素B1、C1、…。该变速机构TM以各变速级的变速比Kr，对中间轴M的旋转速度进行变速并且变换扭矩，来传递给输出轴O。从变速机构TM向输出轴O传递的扭矩经由输出用差动齿轮装置DF分配并传递给左右两个车轴AX，从而传递给与各车轴AX驱动连结的车轮W。这里，变速比Kr是在变速机构TM中形成了各变速级时中间轴M的旋转速度与输出轴O的旋转速度之比，在本申请中，是用输出轴O的旋转速度去除中间轴M的旋转速度而得到的值。即，用变速比Kr去除中间轴M的旋转速度而得到的旋转速度变为输出轴O的旋转速度。另外，对从中间轴M传递给变速机构TM的扭矩乘以变速比Kr而得到的扭矩变为从变速机构TM传递给输出轴O的扭矩。

在本例中，发动机分离式离合器CL、以及多个摩擦卡合要素B1、C1、…是各自具有摩擦件而构成的离合器、制动器等卡合要素。这些摩擦卡合要素CL、B1、C1、…能够通过控制被供给的液压，控制其卡合压力从而连续地控制传递扭矩容量的增减。作为这样的摩擦卡合要素，例如优选使用湿式多板离合器、湿式多板制动器等。

摩擦卡合要素通过其卡合部件之间的摩擦，在卡合部件之间传递扭矩。当摩擦卡合要素的卡合部件之间存在旋转速度差（滑动）时，利用动摩擦将传递扭矩容量的大小的扭矩（滑动扭矩）从旋转速度大的部件向旋转速度小的部件传递。当摩擦卡合要素的卡合部件之间没有旋转速度差（滑动）时，摩擦卡合要素将传递扭矩容量的大小作为上限，利用静摩擦传递在摩擦卡合要素的卡合部件之间发挥作用的扭矩。这里，传递扭矩容量是指摩擦卡合要素利用摩擦能够传递的最大扭矩的大小。传递扭矩容量的大小与摩擦卡合要素的卡合压力成比例地变化。卡合压力是指相互按压输入侧卡合部件（摩擦板）与输出侧卡合部件（摩擦板）的压力。在本实施方式中，卡合压力与供给的液压的大小成比例地变化。即，在本实施方式中，传递扭矩容量的大小与供给摩擦卡合要素的液压的大小成比例地变化。

各摩擦卡合要素具备复位弹簧，利用弹簧的反作用力向释放侧施力。而且，若由供给各摩擦卡合要素的液压产生的力强于弹簧的反作用力，则各摩擦卡合要素中开始产生传递扭矩容量，各摩擦卡合要素从释放状态向卡合状态变化。将开始产生该传递扭矩容量时的液压称为“行程末端压力”。各摩擦卡合要素构成为当供给的液压强于行程末端压力后，其传递扭矩容量与液压的增加成比例地增加。

在本实施方式中，卡合状态是指在摩擦卡合要素中产生传递扭矩容量的状态，释放状态是指在摩擦卡合要素中未产生传递扭矩容量的状态。另外，滑动卡合状态是指在摩擦卡合要素的卡合部件之间存在旋转速度差（滑动）的卡合状态，锁止卡合状态是指在摩擦卡合要素的卡合部件之间不存在旋转速度差（滑动）的卡合状态。另外，非锁止卡合状态是指锁止卡合状态以外的卡合状态，包含释放状态与滑动卡合状态。

2．液压控制系统的构成

然后，对车辆用驱动装置1的液压控制系统进行说明。液压控制系统具备液压控制装置PC，该液压控制装置PC用于将从液压泵供给的工作油的液压调整为规定压。这里，省略了详细的说明，但液压控制装置PC通过基于来自液压调整用的线性螺线管阀的信号压来调整一个或者二个以上的调整阀的开度，从而调整从该调整阀排出的工作油的量，将工作油的液压调整为一个或者二个以上的规定压。被调整为规定压的工作油分别以需要的水平（level）的液压被供给变速机构TM、发动机分离式离合器CL的各摩擦卡合要素等。

3．控制装置的构成

然后，对进行车辆用驱动装置1的控制的控制装置31～34的构成进行说明。控制装置31～34分别具备CPU等运算处理装置作为核心部件，并且构成为具备构成为可以从该运算处理装置读出以及写入数据的RAM（random access memory）、构成为可以从运算处理装置读出数据的ROM（Read-Only Memory）等存储装置等。而且，利用存储于各控制装置的ROM等的软件（程序）或另外设置的运算电路等硬件、或者他们双方，来构成图2所示的控制装置31~34的各功能部41~44。另外，控制装置31~34构成为相互进行通信，共享传感器的检测信息以及控制参数等各种信息并且进行协调控制，从而各功能部41~44的功能被实现。

另外，车辆用驱动装置1具备传感器Se1~Se3，从各传感器输出的电信号被输入到控制装置31~34。控制装置31~34基于输入的电信号来计算各传感器的检测信息。发动机旋转速度传感器Se1是用于检测发动机输出轴Eo（发动机E）的旋转速度的传感器。发动机控制装置31基于发动机旋转速度传感器Se1的输入信号来检测发动机E的旋转速度（角速度）ωe。输入轴旋转速度传感器Se2是用于检测输入轴I以及中间轴M的旋转速度的传感器。由于输入轴I以及中间轴M与旋转电机MG的转子一体地驱动连结，因此旋转电机控制装置32基于输入轴旋转速度传感器Se2的输入信号来检测旋转电机MG的旋转速度（角速度）ωm、以及输入轴I和中间轴M的旋转速度。输出轴旋转速度传感器Se3是安装于变速机构TM附近的输出轴O，用于检测变速机构TM附近的输出轴O的旋转速度的传感器。动力传递控制装置33基于输出轴旋转速度传感器Se3的输入信号来检测变速机构TM附近的输出轴的O的旋转速度（角速度）ωo。另外，由于输出轴O的旋转速度与车速成比例，因此动力传递控制装置33基于输出轴旋转速度传感器Se3的输入信号来计算车速。此外，输出轴O的旋转速度ωo是本发明中的“输出旋转速度”。

3-1．车辆控制装置

车辆控制装置34具备进行集中控制的功能部，该功能部从车辆整体出发进行针对发动机E、旋转电机MG、变速机构TM以及发动机分离式离合器CL等进行的各种扭矩控制以及各摩擦卡合要素的卡合控制等控制。

车辆控制装置34与加速器开度、车速以及电池的充电量等对应地计算驱动车轮W所要求的、作为从中间轴M侧向输出轴O侧传递的目标驱动力的车辆要求扭矩Tr，并且决定发动机E以及旋转电机MG的运转模式。而且，车辆控制装置34是计算针对发动机E要求的输出扭矩即发动机要求扭矩、针对旋转电机MG要求的输出扭矩即旋转电机要求扭矩Tb、以及发动机分离式离合器CL的目标传递扭矩容量，将这些指令发送给其他的控制装置31~33来进行集中控制的功能部。

如图3（b）所示，在本实施方式中，车辆控制装置34在发动机分离式离合器CL处于非锁止卡合状态时，按照合计旋转电机MG的输出扭矩Tm和发动机分离式离合器CL的滑动扭矩Tf而得到的扭矩与车辆要求扭矩Tr相一致的方式，来决定旋转电机要求扭矩Tb与发动机分离式离合器CL的目标传递扭矩容量。在本例中，从车辆要求扭矩Tr减去推定滑动扭矩Tf*而得到的扭矩被决定为旋转电机要求扭矩Tb（参照图7）。此外，非锁止卡合状态中也包含发动机分离式离合器CL的释放状态，该情况下，滑动扭矩Tf为零。

另一方面，如图3（c）所示，车辆控制装置34当发动机分离式离合器CL处于锁止卡合状态时，按照合计旋转电机MG的输出扭矩Tm与发动机E的输出扭矩Te而得到的扭矩与车辆要求扭矩Tr相一致的方式，来决定旋转电机要求扭矩Tb与发动机要求扭矩。在本例中，从车辆要求扭矩Tr中减去推定发动机输出扭矩Te*而得到的扭矩被决定为旋转电机要求扭矩Tb。

车辆控制装置34基于加速器开度、车速以及电池的充电量等来决定各驱动力源的运转模式。这里，电池的充电量通过电池状态检测传感器来加以检测。在本实施方式中，作为运转模式，具有仅将旋转电机MG作为驱动力源的电动模式、至少将发动机E作为驱动力源的平行模式、利用发动机E的旋转驱动力进行旋转电机MG的再生发电的发动机发电模式、利用从车轮传递的旋转驱动力进行旋转电机MG的再生发电的再生发电模式以及利用旋转电机MG的旋转驱动力使发动机E启动的发动机启动模式。

这里，发动机分离式离合器CL为锁止卡合状态的运转模式变为平行（parallel）模式、发动机发电模式、以及发动机启动模式。如后述的例中所示那样，在发动机启动模式中，在旋转电机MG的旋转过程中，发动机分离式离合器CL处于滑动卡合状态，传递扭矩容量的大小的正扭矩从发动机分离式离合器CL向发动机E侧传递。作为其反作用力，传递扭矩容量的大小的负扭矩（滑动扭矩）Tf从发动机分离式离合器CL向旋转电机MG侧传递。

3-2．发动机控制装置

发动机控制装置31具备进行发动机E的动作控制的功能部。在本实施方式中，发动机控制装置31当由车辆控制装置34指示了发动机要求扭矩时，将由车辆控制装置34指示的发动机要求扭矩设定为输出扭矩指令值，来执行按照发动机E对输出扭矩指令值的输出扭矩Te进行输出的方式进行控制的扭矩控制。另外，发动机控制装置31构成为推定发动机E的输出扭矩Te，并将推定出的扭矩作为推定发动机输出扭矩Te*传递给其他的控制装置。发动机控制装置31也可以基于输出扭矩指令值来计算并传递推定发动机输出扭矩Te*。

3-3．动力传递控制装置

动力传递控制装置33具备进行变速机构TM、以及发动机分离式离合器CL的控制的功能部。动力传递控制装置33中被输入输出轴旋转速度传感器Se3等传感器的检测信息。

3-3-1．变速机构的控制

动力传递控制装置33对变速机构TM进行形成变速级的控制。在本实施方式中，动力传递控制装置33基于车速、加速器开度以及换档位置等传感器检测信息来决定变速机构TM中的目标变速级。而且，动力传递控制装置33通过借助液压控制装置PC来控制供给变速机构TM所具备的各摩擦卡合要素C1、B1、…的液压，从而使各摩擦卡合要素卡合或者释放来使变速机构TM形成作为目标的变速级。具体而言，动力传递控制装置33向液压控制装置PC指示各摩擦卡合要素B1、C1、…的目标液压（指令压），液压控制装置PC将被指示的目标液压（指令压）的液压供给各摩擦卡合要素。

动力传递控制装置33在变速级的切换过程中（变速过程中），将被卡合或者释放的摩擦卡合要素（变速卡合要素）暂时地控制为滑动卡合状态。在该变速中，利用变速卡合要素的滑动扭矩，按照从中间轴M侧传递给输出轴O侧的扭矩变为车辆要求扭矩Tr的方式，来控制变速卡合要素的卡合压力。另外，在该变速中，中间轴M与输出轴O为非锁止状态，在两部件之间变为，不传递因弹性（扭曲）振动引起的扭转扭矩而传递因动摩擦引起的扭矩的状态、或者不传递扭矩的状态。

3-3-2．发动机分离式离合器的控制

另外，动力传递控制装置33进行发动机分离式离合器CL的卡合或者释放。在本实施方式中，动力传递控制装置33按照发动机分离式离合器CL的传递扭矩容量与由车辆控制装置34指示的目标传递扭矩容量相一致的方式，借助液压控制装置PC来控制供给发动机分离式离合器CL的液压。具体而言，动力传递控制装置33向液压控制装置PC指示基于目标传递扭矩容量而设定的目标液压（指示压），液压控制装置PC将被指示的目标液压（指示压）的液压供给发动机分离式离合器CL。

另外，动力传递控制装置33推定发动机分离式离合器CL的传递扭矩容量。而且，当发动机分离式离合器CL是滑动卡合状态时，动力传递控制装置33基于推定出的传递扭矩容量，来推定通过动摩擦从发动机分离式离合器CL传递给旋转电机MG侧的滑动扭矩Tf。而且，动力传递控制装置33构成为将推定出的滑动扭矩Tf作为推定滑动扭矩Tf*来传递给其他的控制装置。

在本实施方式中，动力传递控制装置33针对目标传递扭矩容量或者目标液压（指示压），进行模拟了液压供给系统的响应延迟的响应延迟处理来推定传递扭矩容量。而且，动力传递控制装置33基于发动机分离式离合器CL的卡合部件之间的旋转速度的关系，来判定扭矩传递的朝向，并将对推定出的传递扭矩容量乘以正或者负的符号（+1或者-1）而得到的值设定为推定滑动扭矩Tf*。例如，当旋转电机MG的旋转速度ωm比发动机E的旋转速度ωe大时，将对推定出的传递扭矩容量乘以负的符号（－1）而得到的值设定为推定滑动扭矩Tf*。另一方面，当旋转电机MG的旋转速度ωm比发动机E的旋转速度ωe小时，将对推定出的传递扭矩容量乘以正的符号（+1）而得到的值设定为推定滑动扭矩Tf*。此外，当发动机分离式离合器CL处于锁止卡合状态、或者处于释放状态时，推定滑动扭矩Tf*被设定为零。

3-4．旋转电机控制装置

旋转电机控制装置32具备进行旋转电机MG的动作控制的功能部。在本实施方式中，旋转电机控制装置32按照如下方式进行控制，即至少基于由车辆控制装置34指示的旋转电机要求扭矩Tb，设定为输出扭矩指示值Tmo，从而旋转电机MG输出扭矩指示值的输出扭矩Tm。在本实施方式中，当旋转电机MG的控制模式被决定为扭矩控制模式时，将旋转电机要求扭矩Tb设定为输出扭矩指示值Tmo，当旋转电机MG的控制模式被决定为旋转速度控制模式时，将在旋转电机要求扭矩Tb上加上后述的反馈扭矩指示值Tp而得到的扭矩设定为输出扭矩指示值Tmo。在本实施方式中，旋转电机控制装置32具备计算反馈扭矩指示值Tp的减振旋转速度控制部40（参照图2）。

3-4-1．减振旋转速度控制部

如图2所示，减振旋转速度控制部40是执行减振旋转速度控制的功能部，在减振旋转速度控制中，将降低了由于动力传递系统2的轴扭曲振动等产生的旋转电机MG的旋转速度ωm的振动分量后的旋转速度即低振动旋转速度ωm^设定为目标旋转速度，并计算使旋转电机MG的旋转速度ωm与目标旋转速度相一致那样的反馈扭矩指示值Tp（反馈指示扭矩）。该减振旋转速度控制按照降低旋转电机MG的旋转速度ωm的振动分量，即进行减振的方式发挥作用，并且按照使旋转电机MG的旋转速度ωm的振动中心与低振动旋转速度ωm^相一致的方式发挥作用。

另外，减振旋转速度控制部40在计算降低了旋转电机MG的旋转速度ωm的振动分量后的旋转速度时，不单纯地对旋转电机MG的旋转速度ωm进行滤波处理来执行计算等反馈性地进行计算来使响应延迟产生，而是基于驱动车轮W所要求的扭矩即车辆要求扭矩Tr和从车轮W输入到动力传递系统2的外部输入扭矩Tw的推定值，进行前馈性计算而不使响应延迟产生。即，通过对低振动旋转速度ωm^进行前馈性计算，来执行减振旋转速度控制，而使旋转电机MG的旋转速度ωm的举动不产生响应延迟。

另外，为了前馈性地推定旋转电机MG的旋转速度ωm，仅基于从旋转电机MG侧输出给车轮W侧的旋转电机MG的输出扭矩Tm、发动机E的输出扭矩Te、以及滑动扭矩Tf等进行推定并不充分，还需要基于从车轮W侧传递给旋转电机MG侧的行驶阻力扭矩、制动器扭矩等外部输入扭矩Tw来进行推定。这里，从旋转电机MG侧输出给车轮W侧的扭矩基于在控制装置中计算的车辆要求扭矩Tr而被控制，因此能够掌握，但从车轮W输入给动力传递系统2的外部输入扭矩Tw作为针对控制系统的干扰，因此需要进行推定。于是，减振旋转速度控制部40在根据旋转电机MG的旋转速度ωm推定外部输入扭矩Tw时，为了不受动力传递系统2的旋转速度ωm的振动分量的影响，在降低了该振动分量之后，进行推定处理。

为了执行这样的减振旋转速度控制，如图2所示，减振旋转速度控制部40具备外部输入推定器41、低振动速度计算器42、旋转速度控制器43以及扭矩指示值计算器44。外部输入推定器41基于旋转电机MG的旋转速度ωm，来降低该旋转速度ωm中的动力传递系统2的旋转速度ωm的振动分量，并且推定输入到动力传递系统2中的扭矩即传递系统输入扭矩Tin*，从该传递系统输入扭矩Tin*至少减去旋转电机MG的输出扭矩Tm来推定从车轮W输入到动力传递系统2的外部输入扭矩Tw。低振动速度计算器42基于外部输入扭矩Tw和驱动车轮W所要求的扭矩即车辆要求扭矩Tr，来计算降低了旋转电机MG的旋转速度ωm的振动分量后的旋转速度即低振动旋转速度ωm^。旋转速度控制器43对使旋转电机MG的旋转速度ωm与低振动旋转速度ωm^相一致的反馈扭矩指示值Tp进行计算。此外，反馈扭矩指示值Tp相当于本发明中的“反馈指示扭矩”。扭矩指示值计算器44基于车辆要求扭矩Tr与反馈扭矩指示值Tp，计算作为旋转电机MG的输出扭矩Tm的指示值的输出扭矩指示值Tmo。以下，对利用减振旋转速度控制部40执行的减振旋转速度控制的处理详细地进行说明。

3-4-2．向轴扭曲振动系统的模型化

首先，对减振旋转速度控制中作为控制设计基础的控制对象的模型进行说明。图3（a）表示作为控制对象的动力传递系统2的模型。这里，将动力传递系统2模型化为轴扭曲振动系统。旋转电机MG与发动机分离式离合器CL的卡合状态对应地与发动机E选择性地驱动连结，并且经由变速机构TM、以及输出轴O和车轴AX，与作为负荷的车辆驱动连结。变速机构TM当该多个摩擦卡合要素B1、C1、…内形成变速级的摩擦卡合要素即变速卡合要素为锁止卡合状态时，以变速比Kr对中间轴M与输出轴O之间的旋转速度进行变速，并且进行扭矩的变换。此外，以下，将输出轴O以及车轴AX统称为“输出轴”。此外，以下，除另有说明，变速卡合要素为锁止卡合状态。另外，变速卡合要素例如是变速离合器CG，图3、图4等中以变速离合器CG的方式示出。

将发动机E、旋转电机MG、以及负荷LD（车辆）分别作为具有惯性力矩（inertia）Je、Jm、Jl的刚体而模型化。各刚体间通过发动机输出轴Eo、输入轴I、中间轴M、输出轴的轴被驱动连结。因此，当发动机分离式离合器CL处于非锁止卡合状态时，能够将动力传递系统2模型化为旋转电机MG以及负荷（车辆的）这2个惯性系统，当发动机分离式离合器CL处于锁止卡合状态时，能够将动力传递系统2模型化为发动机E、旋转电机MG、以及负荷（车辆的）这3个惯性系统。

这里，Te是发动机E输出的输出扭矩，ωe是发动机E的旋转速度（角速度），Tf是在滑动卡合状态下从发动机分离式离合器CL传递给旋转电机MG侧的滑动扭矩。另外，Tm是旋转电机MG输出的输出扭矩，ωm是旋转电机MG的旋转速度（角速度），Tcr是经由变速机构TM传递给旋转电机MG的输出轴的扭转反作用力扭矩。Ωo是输出轴的变速机构TM侧端部的旋转速度（角速度）。

另一方面，Tc是传递给负荷LD（车辆）的输出轴的扭转扭矩，Tw是从车轮W输入给动力传递系统2的、坡道阻力、空气阻力、轮胎摩擦阻力等行驶阻力扭矩、以及制动器扭矩等，ωl是输出轴的负荷侧端部的旋转速度（角速度），是负荷（车轮）的旋转速度（角速度）。在变速机构TM中，当变速卡合要素是锁止卡合状态时，用变速比Kr去除旋转电机MG的旋转速度ωm而得到的旋转速度变为变速机构TM侧端部处的输出轴的旋转速度ωo，用变速比Kr去除传递给负荷的输出轴的扭转扭矩Tc而得到的扭矩变为传递给旋转电机MG的输出轴的扭转反作用力扭矩Tcr。另外，Kc是输出轴的扭转弹簧常数，Cc是输出轴的粘性摩擦系数。

3-4-3．2惯性模型

首先，对变速机构TM的变速卡合要素处于锁止卡合状态的情况进行说明。在本实施方式中，发动机输出轴Eo、输入轴I、以及中间轴M与输出轴相比，弹簧常数大，各轴的扭曲变小，因此可以简化为是刚体，而使解析以及设计容易化。因此，如图3（c）所示，当发动机分离式离合器CL处于锁止卡合状态时，将发动机E以及旋转电机MG作为1个刚体进行处理，从3个惯性系统简略化为2个惯性系统。

如图3（b）以及图3（c）所示，与发动机分离式离合器CL是非锁止卡合状态还是锁止卡合状态相对应地将旋转电机MG侧的惯性力矩在Jm、或者Jm+Je中进行切换。因此，如后述那样，作为轴扭曲振动系统（动力传递系统2）的固有振动频率的共振频率ωa与发动机分离式离合器CL的卡合状态相对应地大幅变化。进而，旋转电机MG侧与负荷LD（车辆）侧之间的旋转速度以及扭矩的传递根据变速比Kr的变化而变化，因此在非锁止卡合状态以及锁止卡合状态下，共振频率ωa等都大幅变化。因此，如后述那样，与发动机分离式离合器的卡合状态、变速比Kr对应地来变更减振旋转速度控制部40的控制常数，从而使其适应于轴扭曲振动系统的特性变化。

另外，如图3（b）所示，在发动机分离式离合器CL中存在滑动的非锁止卡合状态下，通过动摩擦从发动机分离式离合器CL向旋转电机MG输入滑动扭矩Tf。因此，发动机分离式离合器CL的传递扭矩容量从零开始增加，从释放状态变为滑动卡合状态，此时往往输入到轴扭曲振动系统中的扭矩变动滑动扭矩Tf的量，变为针对轴扭曲振动系统的干扰，产生轴扭曲振动。

另外，如图3（c）所示，当发动机分离式离合器CL处于锁止卡合状态的情况下，向旋转电机MG侧不输入滑动扭矩Tf，而是输入发动机E的输出扭矩Te。因此，在卡合状态在非锁止卡合状态与锁止卡合状态之间进行切换的瞬间，作用于旋转电机MG侧的扭矩在滑动扭矩Tf与发动机E的输出扭矩Te之间切换。因此，在滑动扭矩Tf与发动机E的输出扭矩Te的大小不同的情况下，阶段性的扭矩变化被输入轴扭曲振动系统。该阶段性的扭矩变化变为针对轴扭曲振动系统的干扰，从而产生轴扭曲振动。因此，在发动机分离式离合器的传递扭矩容量、或者卡合状态发生了变化时，为了能够对因该变化产生的轴扭曲振动进行减振，往往执行减振旋转速度控制。

然后，图5表示图3（b）以及图3（c）的2个惯性模型的框线图。这里，s表示拉普拉斯运算符。如该图所示，旋转电机MG的输出扭矩Tm变为针对轴扭曲振动系统的控制输入，旋转电机MG的旋转速度ωm可以观测得到。另外，输入到轴扭曲振动系统（动力传递系统2）的扭矩即传递系统输入扭矩Tin（参照图7）除了旋转电机MG的输出扭矩Tm之外，还是发动机E的输出扭矩Te、发动机分离式离合器CL的滑动扭矩Tf、以及外部输入扭矩Tw。

从旋转电机MG的输出扭矩Tm减去输出轴的扭转反作用力扭矩Tcr，并且加上滑动扭矩Tf或者发动机输出扭矩Te而得到的扭矩作为向旋转电机MG侧作用的扭矩。旋转电机MG侧的惯性力矩Jd在发动机分离式离合器CL为非锁止卡合状态下，仅变为旋转电机MG的惯性力矩Jm，在发动机分离式离合器CL为锁止卡合状态下，变为对旋转电机MG的惯性力矩Jm加上了发动机E的惯性力矩Je而得到的值（Jm+Je），惯性力矩发生切换。用该惯性力矩Jd去除作用于旋转电机MG侧的扭矩而得到的值变为旋转电机MG的旋转加速度（角加速度）。而且，对旋转电机MG的旋转加速度进行积分（1／s）而得到的值变为旋转电机MG的旋转速度（角速度）ωm。

用变速比Kr去除旋转电机MG的旋转速度ωm而得到的值变为输出轴中的变速机构TM侧端部的旋转速度ωo。从输出轴中的、变速机构TM侧端部的旋转速度ωo减去负荷LD（车辆）侧端部的旋转速度ωl而得到的值变为两端部间的差旋转速度。对该差旋转速度乘以输出轴的粘性摩擦系数Cc而得到的值变为衰减扭矩，对作为对差旋转速度进行积分（1／s）而得到的值的扭曲角度乘以扭转弹簧常数Kc而得到的值变为弹性扭矩。而且，对衰减扭矩与弹性扭矩进行合计而得到的扭矩变为输出轴的扭转扭矩Tc。对扭转扭矩Tc加上外部输入扭矩Tw而得到的值变为作用于负荷LD（车辆）的扭矩Tl。对用负荷的惯性力矩Jl去除该负荷作用扭矩Tl而得到的值进行积分（1／s）得到的值变为负荷（车轮）的旋转速度（角速度）ωl。

这里，旋转电机MG的输出扭矩Tm变为向作为控制对象的2个惯性模型的控制输入，为了进行减振旋转速度控制，旋转电机MG的旋转速度ωm为能够观测得到的变量。详细内容后述，但减振旋转速度控制部40通过基于旋转电机MG的旋转速度ωm的反馈控制，来执行输出减振扭矩指示值Tp的减振旋转速度控制。

3-4-4·2惯性模型的传递函数

3-4-4-1．从旋转电机的输出扭矩到旋转电机的旋转速度的传递函数

然后，根据图5的2个惯性模型的框线图，从旋转电机MG的输出扭矩Tm到旋转电机MG的旋转速度ωm的控制对象的传递函数P（s）如下式以及图7所示。另外，传递函数P（s）也变为从发动机E的输出扭矩Te、或者滑动扭矩Tf到旋转电机MG的旋转速度ωm的传递函数。

[数1]

ωm(s)＝P(s)(Tm(s)+Te(s)+Tf(s))

$P\left(s\right)=\frac{1}{\frac{1}{{\mathrm{Kr}}^2}\mathrm{Jl}+\mathrm{Jd}}\frac{1}{s}\frac{(1/{\mathrm{\ωz}}^2)s^2+(\mathrm{\ζz}/\mathrm{\ωz})s+1}{(1/{\mathrm{\ωa}}^2)s^2+2(\mathrm{\ζa}/\mathrm{\ωa})s+1}\·\·\·\left(1\right)$

这里，ωa是共振频率，ζa是共振点衰减率，ωz是反共振频率，ζz是反共振点衰减率。利用输出轴的扭转弹簧常数Kc以及粘性摩擦系数Cc、负荷LD（车辆）惯性力矩Jl、旋转电机MG侧的惯性力矩Jd、以及变速比Kr，将上述的参数表示为下式。此外，共振频率ωa相当于本申请中的动力传递系统2的固有振动频率。

另外，旋转电机MG侧的惯性力矩Jd如上述那样，以非锁止卡合状态或者锁止卡合状态进行变化。另外，变速比Kr根据形成于变速机构TM的变速级而变化。因此，从下式可知，共振频率ωa根据非锁止卡合状态或者锁止卡合状态、以及变速比Kr而变化。

[数2]

$\mathrm{\ωa}=\sqrt{\mathrm{Kc}(\frac{1}{\mathrm{Jl}}+\frac{1}{{\mathrm{Kr}}^2\mathrm{Jd}})}$ $\mathrm{\ξa}=\frac{\mathrm{Cc\ωa}}{2\mathrm{Kc}}$

$\mathrm{\ωz}=\sqrt{\frac{\mathrm{Kc}}{\mathrm{Jl}}}$ $\mathrm{\ξz}=\frac{\mathrm{Cc\ωz}}{2\mathrm{Kc}}\·\·\·\left(2\right)$

（a）非锁止卡合状态

Jd=Jm

（b）锁止卡合状态

Jd=Jm+Jl

根据式（1）可知，旋转电机MG的旋转速度ωm为对稳定状态的旋转速度乘以2个惯性的振动分量而得到的旋转速度，该稳定状态的旋转速度是通过对用轴扭曲振动系统（动力传递系统）整体的惯性力矩（Jl／Kr²+Jd）去除旋转电机MG的输出扭矩Tm而得到的旋转加速度进行积分（1／s）得到的。此外，该惯性力矩（Jl／Kr²+Jd）是相对于变速机构TM以旋转电机MG侧为基准时的惯性力矩。

根据式（2）可知，若为锁止卡合状态，则旋转电机MG侧的惯性力矩Jd增加发动机E的惯性力矩Je的量，因此该2个惯性的振动分量的共振频率ωa减少。另外，共振点衰减率ζa与共振频率ωa成比例，因此可知，若为锁止卡合状态，则共振点衰减率ζa减少。另一方面，反共振频率ωz仅与负荷LD（车辆）的惯性力矩Jl有关系，因此可知反共振频率ωz不因卡合状态而变化。另外，反共振点衰减率ζz与反共振频率ωz成比例，因此可知即使变为锁止卡合状态而不变化。因此，根据式（1）以及式（2）可知，若发动机分离式离合器CL从非锁止卡合状态变为锁止卡合状态，则共振频率ωa减少，并且共振振动的衰减率ζa减少。

另外，图11是表示控制对象的传递函数P（s）的波德图的例子。根据该波德图也可知，若从非锁止卡合状态变为锁止卡合状态，则共振频率ωa大幅减少，但反共振频率ωz不变化。因此，为了能够与因锁止卡合状态与非锁止卡合状态变化的共振频率ωa对应，需要与卡合状态对应地使减振旋转速度控制部40的控制常数变更。

另外，根据式（2）可知，若变速比Kr增加，则共振频率ωa减少。另外，在式（2）的共振频率ωa中，变速比Kr的平方与旋转电机MG侧的惯性力矩Jd相乘，变速比Kr的变化和与因卡合状态引起的惯性力矩Jd的变化连动，因此共振频率ωa的变化量变大。另外，由于该连动，锁止卡合状态下的因变速比Kr的变化引起的共振频率ωa的变化的趋势与非锁止卡合状态下的因变速比Kr的变化引起的共振频率ωa的变化的趋势不同。另外，图12表示变速比Kr发生了变化的情况下的波德图的例子。从该波德图中也可以得知，共振频率ωa因变速比Kr的增加而减少，并且与卡合状态对应地，共振频率ωa的变化相对于变速比Kr的变化的趋势发生变化。因此，为了能够与因变速比Kr的变化引起的共振频率ωa的变化对应，需要与变速比Kr对应地变更减振旋转速度控制部40的控制常数。

3-4-4-2．从外部输入扭矩到旋转电机的旋转速度的传递函数

外部输入扭矩Tw不被输入旋转电机MG侧，而被输入负荷（车轮）侧。外部输入扭矩Tw与旋转电机MG的输出扭矩Tm、发动机E的输出扭矩Te、以及滑动扭矩Tf相比，急速且频繁地变化的频度少，因此从负荷（车轮）侧的值向旋转电机MG侧的值的、与输入相当地变换后的外部输入扭矩Tw~中产生频率ωz的共振振动的频度少。因此，在本实施方式中，假定变换后的外部输入扭矩Tw~与变换前的外部输入扭矩Tw相等。以下，只要未作特别说明，不区分变换后的外部输入扭矩Tw~以及变换前的外部输入扭矩Tw，将他们称为“外部输入扭矩Tw”。

因此，在本实施方式中，如图13以及图7的右上所示，对从作为传递系统输入扭矩Tin的旋转电机MG的输出扭矩Tm、发动机E的输出扭矩Te、滑动扭矩Tf、以及外部输入扭矩Tw到旋转电机MG的旋转速度ωm的传递函数进行共通化，用传递函数P（s）来进行模型化。通过该共通化，如后述那样，通过对旋转电机MG的旋转速度ωm进行信号处理，能够集中推定作为传递系统输入扭矩Tin的各扭矩Tm、Te、Tf、Tw。而且，能够基于推定出的传递系统输入扭矩Tin，推定从车轮W输入到动力传递系统2的外部输入扭矩Tw。

3-4-5．外部输入推定器

3-4-5-1．传递系统输入扭矩的推定

如式（1）、图13、以及图7所示，旋转电机MG的旋转速度ωm是在用动力传递系统整体的惯性力矩（Jl／Kr²+Jd）去除传递系统输入扭矩Tin并进行积分而得到的旋转速度上加上作为动力传递系统2的固有振动频率的共振频率ωa的振动分量而得到的旋转速度。因此可知，在基于旋转电机MG的旋转速度ωm，推定传递系统输入扭矩Tin时，至少需要降低旋转电机MG的旋转速度ωm的共振频率ωa的振动分量。另外可知，能够通过降低该振动分量，并进行微分运算处理，乘以动力传递系统整体的惯性力矩（Jl／Kr²+Jd），推定传递系统输入扭矩Tin。

因此，如上述那样，外部输入推定器41构成为，基于旋转电机MG的旋转速度ωm，降低该旋转速度ωm中的动力传递系统2的旋转速度ωm的振动分量来推定作为输入到动力传递系统2的扭矩的传递系统输入扭矩Tin。

在本实施方式中，如图7所示，外部输入推定器41所具备的输入扭矩推定器45构成为对旋转电机MG的旋转速度ωm，至少进行作为降低动力传递系统2的振动分量的信号处理的固有振动降低处理Fr、微分运算处理Fd、动力传递系统2的惯性力矩的乘法处理Fjm来推定传递系统输入扭矩Tin并计算推定传递系统输入扭矩Tin*。此外，固有振动降低处理Fr、惯性力矩的乘法处理Fjm与微分运算处理Fd的处理顺序也可以变更为任意的顺序。

在图7所示的例子中，输入扭矩推定器45被设定为进行基于传递函数P（s）的逆传递特性即1／P（s）设定的信号处理，其中，传递函数P（s）表示式（1）以及式（2）所示的从旋转电机MG的输出扭矩Tm到旋转电机MG的旋转速度ωm的传递特性。在本例中，固有振动降低处理Fr基于2个惯性的振动特性的逆特性，来设定下式的传递函数Pr（s）。

[数3]

$\mathrm{Pr}\left(s\right)=\frac{(1/{\mathrm{\ωa}}^2)s^2+2(\mathrm{\ζa}/\mathrm{\ωa})s+1}{(1/{\mathrm{\ωz}}^2)s^2+2(\mathrm{\ζz}/\mathrm{\ωz})s+1}\·\·\·\left(3\right)$

如图14（a）的波德图所示，该固有振动降低处理Fr的传递函数Pr（s）具备降低动力传递系统2的固有振动频率即共振频率ωa的振动分量的频率特性。另外，在本例中，惯性力矩的乘法处理Fjm构成为乘以动力传递系统整体的惯性力矩（Jl／Kr²+Jd）。另外，如式（2）所示那样，输入扭矩推定器45的各控制常数与因发动机分离式离合器CL的卡合状态而变化的旋转电机MG侧的惯性力矩Jd对应地被变更，并且与因变速机构TM的变速级的变更而变化的变速比Kr对应地被变更。

此外，还可以使该固有振动降低处理Fr的传递函数Pr（s）具备降低图14（b）的波德图所示那样的动力传递系统2的固有振动频率即共振频率ωa的振动分量的频率特性。

或者，还可以构成为将固有振动降低处理Fr设定为使动力传递系统2的固有振动频率即共振频率ωa附近的频段截止的滤波处理。作为这样的滤波处理，能够使用低通滤波处理、带通滤波处理。该情况下，滤波频段也与卡合状态或者变速比Kr对应地被变更。

另外，在本实施方式中，当发动机分离式离合器CL是锁止卡合状态时，将对发动机E与旋转电机MG进行驱动连结的轴作为刚体，从3个惯性简化为2个惯性。但是，在发动机E的发动机输出轴Eo具备减震器的情况等，发动机E与旋转电机MG之间的轴的弹簧常数小，3个惯性的扭曲振动的趋势变高的情况下，为了适合于3个惯性的扭曲振动合，构成为具备设定了按锁止或者非锁止的卡合状态不同的传递函数（运算式）的2个固有振动降低处理Fr，还可以构成为根据卡合状态，来切换固有振动降低处理Fr。该情况下，锁止卡合状态用的固有振动降低处理Fr基于3个惯性的振动特性的逆传递特性被设定。

或者，还可以将动力传递系统2的振动特性模型化为更高次的传递函数，并基于其逆传递特性，来设定固有振动降低处理Fr。或者，还可以基于通过实验求取的动力传递系统2的传递特性的逆传递特性，来设定固有振动降低处理Fr。

3-4-5-2．外部输入扭矩的推定

另外，如上述那样，传递系统输入扭矩Tin中除了包含外部输入扭矩Tw，还包含旋转电机MG的输出扭矩Tm、以及发动机E的输出扭矩Te或者滑动扭矩Tf。因此可知，在基于推定传递系统输入扭矩Tin*，推定从车轮W输入到动力传递系统2的外部输入扭矩Tw时，至少需要减去旋转电机MG的输出扭矩Tm。另外可知，除了减去该旋转电机MG的输出扭矩Tm之外，在发动机分离式离合器CL是滑动卡合状态，产生了滑动扭矩Tf的情况下，还需要进一步减去滑动扭矩Tf，在发动机分离式离合器CL是锁止卡合状态，产生了发动机E的输出扭矩Te的情况下，还需要进一步减去发动机E的输出扭矩Te。

因此，如上述那样，外部输入推定器41构成为从推定传递系统输入扭矩Tin*至少减去旋转电机MG的输出扭矩Tm来推定外部输入扭矩Tw。在本实施方式中，如图7所示，外部输入推定器41构成为，在发动机分离式离合器CL是滑动卡合状态的情况下，从推定传递系统输入扭矩Tin*减去旋转电机MG的输出扭矩Tm以及推定滑动扭矩Tf*来推定外部输入扭矩Tw。另外，外部输入推定器41构成为，在发动机分离式离合器CL是锁止卡合状态的情况下，从推定传递系统输入扭矩Tin*减去旋转电机MG的输出扭矩Tm以及推定滑动扭矩Tf*来推定外部输入扭矩Tw，从而计算推定外部输入扭矩Twr*。这里，外部输入推定器41推定用变速比Kr去除换算为旋转电机MG侧的值的外部输入扭矩Tw而得到的扭矩（Tw／Kr）。因此，推定外部输入扭矩Twr*是Tw／Kr的推定值。以下，将换算为该旋转电机MG侧的值的外部输入扭矩Tw简单地称为“外部输入扭矩Tw”来进行说明。

这里，在本实施方式中，由于针对指示值的扭矩输出的响应延迟比较小，因此旋转电机控制装置32将输出扭矩指示值Tmo设定为旋转电机MG的输出扭矩Tm。或者，旋转电机控制装置32也可以根据在旋转电机MG中流动的电流等来推定旋转电机MG的输出扭矩Tm。

此外，在发动机分离式离合器CL的传递扭矩容量的变更过程中，有可能产生推定传递系统输入扭矩Tin*的推定误差，从而推定外部输入扭矩Twr*从实际的外部输入扭矩Tw发生变动而产生推定误差。因此，外部输入推定器41还可以至少在发动机分离式离合器CL的传递扭矩容量的变更过程中，保持在变更该传递扭矩容量前推定出的推定外部输入扭矩Twr*。由此，能够抑制因推定传递系统输入扭矩Tin*的推定误差产生的推定外部输入扭矩Twr*的推定误差。

3-4-6．低振动速度计算器

如上所述，低振动速度计算器42基于外部输入扭矩Tw和驱动车轮W所要求的扭矩即车辆要求扭矩Tr，来计算降低了旋转电机MG的旋转速度ωm的振动分量的旋转速度即低振动旋转速度ωm^。

如图7所示，在本实施方式中，低振动速度计算器42构成为针对对外部输入扭矩Tw与车辆要求扭矩Tr进行求和而得到的扭矩，进行基于动力传递系统2的惯性力矩的除法处理Fjd来计算旋转加速度（角加速度），进行旋转加速度的积分运算处理Fi，从而计算低振动旋转速度ωm^。在本例中，惯性力矩的除法处理Fjd构成为利用动力传递系统整体的惯性力矩（Jl／Kr²+Jd）进行除法运算。

另外，低振动速度计算器42将低振动旋转速度ωm^的初始值、即积分运算处理Fi的初始值设定为对旋转电机MG的旋转速度ωo进行了降低振动分量用的滤波处理后的旋转速度。另外，若推定外部输入扭矩Twr*中产生推定误差，则由于积分运算处理Fi会积累误差，从而使低振动旋转速度ωm^中产生误差。因此，在本实施方式中，构成为在开始减振旋转速度控制的情况下，设定低振动旋转速度ωm^的初始值。另外，在执行减振旋转速度控制的过程中，还可以构成为在旋转电机MG的旋转速度ωm的滤波处理值与低振动旋转速度ωm^的偏差在规定值以上的情况下、在车辆要求扭矩Tr或者外部输入扭矩Tw的变动小的情况下、在变速机构TM的变速比Kr的变更动作结束了的情况下等，进行低振动旋转速度ωm^的初始值的设定。

3-4-7．旋转速度控制器

旋转速度控制器43如上述那样，计算用于使旋转电机MG的旋转速度ωm与低振动旋转速度ωm^一致的反馈扭矩指示值Tp。

在本实施方式中，如图7所示，旋转速度控制器43构成为，基于从低振动旋转速度ωm^减去了旋转电机MG的旋转速度ωm而得到的旋转速度偏差Δωm，进行反馈控制，来计算反馈扭矩指示值Tp。对于旋转速度控制器43而言，能够使用PID控制器、PI控制器之类的各种反馈控制器。旋转速度控制器43的控制常数被设定成，如式（1）所示的轴扭曲振动系统的传递函数P（s）等那样，基于控制对象的传递特性，来使收敛性良好。如式（1）以及式（2）所示那样，由于控制对象的传递特性与卡合状态或者变速比Kr对应地变化，因此旋转速度控制器43的控制常数按照与卡合状态或者变速比Kr对应地收敛性良好的方式变更。

此外，如后述的时序图所示那样，为了在发动机启动模式中通过借助发动机分离式离合器CL从旋转电机MG向发动机E传递扭矩来启动发动机E，旋转电机MG的输出扭矩Tm、发动机E的输出扭矩Te、以及发动机分离式离合器CL的滑动扭矩Tf被大幅变更。因此，在发动机启动模式中，由于控制误差、以及控制延迟等，这些输出扭矩的合计从车辆要求扭矩Tr变动，产生扭矩震动，从而有可能产生动力传递系统2的轴扭曲振动。

因此，旋转速度控制器43可以构成为为了借助发动机分离式离合器CL从旋转电机MG向发动机E传递扭矩来启动发动机E，在从发动机分离式离合器CL的卡合部件间开始产生传递扭矩容量起到变为发动机分离式离合器CL的卡合部件间的旋转速度相一致的锁止卡合状态为止这一期间的至少一部分中，计算反馈扭矩指示值Tp。由此，至少在有可能产生轴扭曲振动的发动机启动模式中，能够利用由旋转速度控制器43计算的反馈扭矩指示值Tp，来对轴扭曲振动进行减振。此外，还可以构成为仅在该发动机启动模式的情况下，计算反馈扭矩指示值Tp。

3-4-8．扭矩指示值计算器

如上所述，扭矩指示值计算器44基于车辆要求扭矩Tr与反馈扭矩指示值Tp，来计算作为旋转电机MG的输出扭矩Tm的指示值的输出扭矩指示值Tmo。

如图7所示，在本实施方式中，扭矩指示值计算器44构成为在基于车辆要求扭矩Tr导出的旋转电机要求扭矩Tb上加上反馈扭矩指示值Tp，来计算输出扭矩指示值Tmo。如上所述，旋转电机要求扭矩Tb与卡合状态对应地从车辆要求扭矩Tr减去推定滑动扭矩Tf*或者推定发动机输出扭矩Te*。旋转电机控制装置32经由逆变器等，控制旋转电机MG，以便使旋转电机MG输出输出扭矩指示值Tmo的扭矩。

3-4-9．减振旋转速度控制的举动

然后，基于图8以及图9的例子所示的时序图对由减振旋转速度控制部40执行的减振旋转速度控制的举动进行说明。图8以及图9表示在发动机启动模式中，发动机分离式离合器CL在非锁止卡合状态与锁止卡合状态之间进行变化的情况的例子。图8是未进行减振旋转速度控制的情况的例子，图9是进行减振旋转速度控制的情况的例子。

3-4-9-1．无减振旋转速度控制的情况

首先，说明图8的例子。在发动机E停止，利用旋转电机MG的旋转驱动力驱动车辆的电动模式的状态下，为了启动发动机E，发动机分离式离合器CL的传递扭矩容量从零增加（时刻t11），从释放状态变为滑动卡合状态。在发动机分离式离合器CL的目标传递扭矩容量（指示）增加之后，实际的传递扭矩容量具有液压供给系统的响应延迟而变化。在本例中，传递扭矩容量的推定值相对于实际的传递扭矩容量产生位相前进方向的误差，对该推定值乘以正或者负的符号而计算的推定滑动扭矩Tf*中也产生位相前进方向的推定误差。

由于该推定误差，为了消除滑动扭矩Tf的变化，从车辆要求扭矩Tr减去推定滑动扭矩Tf*而计算的旋转电机要求扭矩Tb的增减中也产生位相前进的误差。因此，对旋转电机MG的输出扭矩Tm与滑动扭矩Tf进行合计而得到的扭矩在传递扭矩容量被变更后的定时，从车辆要求扭矩Tr变动，从而产生扭矩震动。由于该扭矩震动，在轴扭曲振动系统中，其固有振动频率的振动被激励。在图8所示的例子中，不进行减振旋转速度控制，因此振动衰减小，在振动激励后，振动也继续。此外，示出了在进行减振旋转速度控制的情况下计算的低振动旋转速度ωm^，以供参考。旋转电机MG的旋转速度ωm以低振动旋转速度ωm^为中心进行振动，通过进行减振旋转速度控制可以减振。

若发动机分离式离合器CL的传递扭矩容量从零增加，则传递扭矩容量的大小的正滑动扭矩Tf从发动机分离式离合器CL向发动机E侧传递，来使发动机E的旋转速度ωe增加。在发动机E的旋转速度ωe增加至规定的旋转速度的情况下，开始向发动机E供给燃料，从而发动机E开始燃烧。在发动机E启动后，推定发动机输出扭矩Te*增加。在本例中，相对于发动机E的实际输出扭矩Te，产生了推定发动机输出扭矩Te*变高的推定误差。

在本例的发动机启动模式下，若判定为发动机E的启动完成，则发动机分离式离合器CL的传递扭矩容量暂时减少至零，变为释放状态（时刻t12）。而且，与在时刻t11传递扭矩容量增加的情况同样，由于滑动扭矩Tf的推定误差，在Tm与Tf的合计值中产生扭矩震动。因此，在该定时，振动也被激励。

若发动机E的旋转速度ωe根据发动机E的输出扭矩Te而上升，且高于旋转电机MG的旋转速度ωm，则发动机分离式离合器CL的传递扭矩容量再次增加（时刻t13）。在该定时，也由于滑动扭矩Tf的推定误差，产生扭矩震动，从而振动被激励。由于发动机E的旋转速度ωe比旋转电机MG的旋转速度ωm高，因此传递扭矩容量的大小的负滑动扭矩Tf从发动机分离式离合器CL向发动机E侧传递，发动机E的旋转速度ωe减少。另一方面，由于传递扭矩容量的大小的正滑动扭矩Tf从发动机分离式离合器CL向旋转电机MG侧传递，因此为了消除该滑动扭矩Tf，基于推定滑动扭矩Tf*减少旋转电机MG的输出扭矩Tm。

当发动机E的旋转速度ωe减少至旋转电机MG的旋转速度ωm，并且发动机分离式离合器CL的卡合部件间的旋转速度一致时，发动机分离式离合器CL变为锁止卡合状态（时刻t14）。此时，滑动扭矩Tf减少至零，相应地，发动机E的输出扭矩Te向旋转电机MG侧传递，从零开始增加。为了消除该滑动扭矩Tf的减少以及发动机输出扭矩Te的增加，旋转电机MG的输出扭矩Tm基于推定滑动扭矩Tf*以及推定发动机输出扭矩Te*被变更。在该例中，由于推定发动机输出扭矩Te*中产生了偏移的推定误差，因此各扭矩的合计分阶段性地变动，从而产生扭矩震动。因此，在变为该锁止卡合状态的定时，振动也被激励。而且，在时刻t15，发动机分离式离合器CL的传递扭矩容量增加，发动机启动模式结束（时刻t15）。

如该例所示，在发动机启动模式下，旋转电机MG的输出扭矩Tm、发动机E的输出扭矩Te、以及发动机分离式离合器CL的滑动扭矩Tf被大幅变更。因此，在发动机启动模式中，由于控制误差以及控制延迟等，这些输出扭矩的合计从车辆要求扭矩Tr变动，从而产生扭矩震动，并且产生动力传递系统2的轴扭曲振动的可能性较高。

旋转电机MG的旋转速度ωm以供参考而示出的低振动旋转速度ωm^为中心进行振动，因此可知通过进行减振旋转速度控制，可以进行减振。

3-4-9-2．有减振旋转速度控制的情况

然后，图9示出了以与图8相同的运转条件，进行减振旋转速度控制的情况的例子。如上所述，图8示出未进行减振旋转速度控制的情况的例子，图9示出进行减振旋转速度控制的情况的例子。在图9中，通过进行减振旋转速度控制，旋转电机MG的旋转速度ωm相对于低振动旋转速度ωm^的偏差减少，扭曲振动的振幅减少。

图9示出旋转速度控制器43为了在发动机启动模式下启动发动机，在从发动机分离式离合器CL的传递扭矩容量从零开始增加起到发动机分离式离合器CL变为锁止卡合状态为止这一发动机启动模式的期间的至少一部分中，计算反馈扭矩指示值Tp。实例1是构成为在发动机启动模式的期间中，旋转电机MG的控制模式总是从扭矩控制模式变更为旋转速度控制模式，来执行旋转速度控制模式的情况。另外，发动机启动模式结束后的规定期间被设定为旋转速度控制模式。实例2是构成为从发动机分离式离合器CL的传递扭矩容量被变更起，仅在规定期间中从扭矩控制模式变更为旋转速度控制模式的情况。在图9所示的例子中，在释放状态的一部分中，变更为扭矩控制模式。实例1以及实例2的规定期间被设定为从传递扭矩容量被变更起，或者从变为锁止卡合状态起，到振动稳定的预先设定的期间。

利用减振旋转速度控制，来计算与低振动旋转速度ωm^和旋转电机MG的旋转速度ωm的偏差Δω对应的反馈扭矩指示值Tp。由此，旋转电机MG的输出扭矩Tm相对于旋转电机要求扭矩Tb，仅变化了反馈扭矩指示值Tp的变化的量。另外，传递系统输入扭矩Tin的合计值与图8的未进行控制的情况相比，变化了反馈扭矩指示值Tp的变化的量。

由于从推定出的传递系统输入扭矩Tin减去了旋转电机MG的输出扭矩Tm，因此外部输入推定器41能够消除Tin以及Tm各自因反馈扭矩指示值Tp的变化的量而引起的变动。因此，实例3所示的推定外部输入扭矩Twr*不受反馈扭矩指示值Tp变化的影响，能够精度良好地推定外部输入扭矩Tw。此外，实例3是在减振旋转速度控制的执行中外部输入推定器41始终计算推定外部输入扭矩Twr*的情况。

因此，基于车辆要求扭矩Tr和推定外部输入扭矩Twr*推定的低振动旋转速度ωm^与反馈扭矩指示值Tp的变化无关，可以精度良好地被计算。另外，在本例中，车辆要求扭矩Tr以及外部输入扭矩（行驶阻力扭矩）不变化，但即使在它们发生了变化的情况下，也能够与该变化相应地使低振动旋转速度ωm^的加速度前馈性地变化，因此低振动旋转速度ωm^的变化的延迟被抑制，通过进行减振旋转速度控制，在旋转电机MG的旋转速度ωm的举动中产生的响应延迟被抑制。

实例4是构成为在发动机分离式离合器CL的传递扭矩容量的变更过程中，保持在变更该传递扭矩容量前推定出的推定外部输入扭矩Twr*的情况。在图9的例子中，构成为在发动机启动模式的期间，保持推定外部输入扭矩Twr*。由此，即使在各输入扭矩的变动变大的发动机启动模式的期间，也能够抑制因推定传递系统输入扭矩Tin*的推定误差而引起的推定外部输入扭矩Twr*的推定误差的产生。

3-4-10．变速中模型

然后，对变速机构TM的变速卡合要素为非锁止卡合状态的情况进行说明。如图4所示，当变速卡合要素是滑动卡合状态或者释放状态时，旋转电机MG侧的惯性系统与负荷LD（车辆）侧的惯性系统之间处于变速卡合要素的滑动扭矩Tfa被传递的状态、或者不存在扭矩传递的状态。因此，输出轴的扭转扭矩Tc不会在2个惯性系统间传递，变为各惯性系统独立的1个惯性系统，并且不会产生因2个惯性系统间的输出轴的扭曲引起的扭曲振动。

因此，如图6所示的变速中的动力传递系统2的框线图所示，输入到旋转电机MG侧的惯性系统的传递系统输入扭矩Tin变为旋转电机MG的输出扭矩Tm、发动机E的输出扭矩Te、发动机分离式离合器CL的滑动扭矩Tf，输入到负荷LD（车辆）侧的惯性系统的传递系统输入扭矩Tin变为外部输入扭矩Tw。因此可知，在变速中的情况下，可知即便观测到旋转电机MG侧的惯性系统的旋转速度即旋转电机MG的旋转速度ωm，也无法得到外部输入扭矩Tw的信息。因此，如后述那样，减振旋转速度控制部40的外部输入推定器41在变速中，不是基于旋转电机MG的旋转速度ωm，而是基于相对于变速机构TM设置在靠车轮W侧的输出轴O的旋转速度ωo，来推定从车轮W输入到动力传递系统2的外部输入扭矩Twr。

3-4-11．变速中的外部输入推定器

3-4-11-1．变速中的传递系统输入扭矩的推定

如图6所示，输入到负荷LD（车辆）侧的惯性系统的扭矩即车轮侧输入扭矩Tinw变为外部输入扭矩Tw和对变速卡合要素的滑动扭矩Tfa乘以变速比Kr而得到的扭矩。因此，输出轴O的旋转速度ωo变为用负荷LD（车辆）的惯性力矩Jl去除合计外部输入扭矩Tw与对变速卡合要素滑动扭矩Tfa乘以变速比Kr而得到的扭矩而得到的扭矩，并进行积分（1／s）而得到的值。因此，能够通过进行逆方向的运算处理、即对输出轴O的旋转速度ωo进行微分运算处理，并进行负荷LD（车辆）的惯性力矩Jl的乘法处理，来计算车轮侧输入扭矩Tinw。而且可知，若从车轮侧输入扭矩Tinw减去对变速卡合要素的滑动扭矩Tfa乘以变速比Kr而得到的扭矩，则能够计算外部输入扭矩Tw。另外，如上述那样，动力传递控制装置33由于将变速卡合要素的滑动扭矩Tfa控制为车辆要求扭矩Tr，因此若从车轮侧输入扭矩Tinw减去对车辆要求扭矩Tr乘以变速比Kr而得到的扭矩，则能够计算外部输入扭矩Tw。另外，旋转电机MG的旋转电机要求扭矩Tb基于车辆要求扭矩Tr而被设定，因此能够取代使用车辆要求扭矩Tr，而至少使用旋转电机MG的输出扭矩Tm。

因此，外部输入推定器41在变速卡合要素变为滑动卡合状态的变速比Kr的变更动作中，不基于旋转电机MG的旋转速度ωm，而基于动力传递系统2中相对于变速机构TM设置在靠车轮W侧的输出轴O的旋转速度ωo，推定输入到车轮W侧的扭矩即车轮侧输入扭矩Tinw。而且，从推定车轮侧输入扭矩Tinw*减去对旋转电机MG的输出扭矩Tm或者车辆要求扭矩Tr乘以变速比Kr而得到的扭矩，来推定从车轮W输入到输出轴O的车轮侧外部输入扭矩Tww，用变速比Kr去除推定车轮侧外部输入扭矩Tww*（参照图10）来推定外部输入扭矩Tw。

在本实施方式中，如图10所示，外部输入推定器41在变速比Kr的变更动作中，针对输出轴O的旋转速度ωo，进行微分运算处理、以及负荷LD（车辆）的惯性力矩Jl的乘法处理，来推定车轮侧输入扭矩Tinw。而且，外部输入推定器41与上述的变速中以外的情况同样地，从推定车轮侧输入扭矩Tinw*减去、对旋转电机MG的输出扭矩Tm与发动机分离式离合器CL的卡合状态相应地加上推定滑动扭矩Tf*或者推定发动机输出扭矩Te*而得到的扭矩再乘以变速比Kr而得到的扭矩，来推定车轮侧外部输入扭矩Tww。外部输入推定器41用变速比Kr去除对推定车轮侧外部输入扭矩Tww*进行低通滤波处理而执行了噪声去除后的值，来推定外部输入扭矩Tw。

或者，如上所述，外部输入推定器41也可以构成为在变速比的变更动作中，不变更图10所示那样的变更动作中设定的外部输入推定器41的构成，而维持图7所示那样的外部输入推定器41的构成不变，在变速比Kr的变更动作中保持在变速动作前推定出的推定外部输入扭矩Twr*。通过这样构成，即便不具备在变更动作中用设定的外部输入推定器41的构成，也能够防止变更动作中的外部输入扭矩Tw的推定误差的产生。另外，该情况下，外部输入推定器41也可以通过仅保持从该推定器最终输出的推定外部输入扭矩Twr*，而在变更动作中也使输入扭矩推定器45的运算继续。由此，在保持中，输入扭矩推定器45也连续地继续运算，从而能够防止在输入扭矩推定器45的运算开始时的推定外部输入扭矩Twr*的值的初始变动的发生，从解除保持后的时刻开始，能够使推定外部输入扭矩Twr*的值稳定化。

另外，外部输入推定器41具备多个按变速比Kr设定了不同常数的变速比区分推定器，并且变速比区分推定器分别构成为能够并行地计算每个变速比的推定外部输入扭矩Twr*，还可以构成为在由变速机构TM执行的变速比Kr的变更动作中，与变更动作前的变速比Kr对应的变速比区分推定器保持在变速动作前推定出的推定外部输入扭矩Twr*。通过这样构成，在变更动作中，保持与变更动作前的变速比Kr对应的推定外部输入扭矩Twr*，从而能够防止推定误差的产生，并且在变更动作中也能够计算与变更动作后的变速比Kr对应的推定外部输入扭矩Twr*，因此从变更动作结束而解除了保持的时刻开始，能够使与变更动作后的变速比Kr对应的推定外部输入扭矩Twr*的值稳定化。

3-4-12．变速中的外部输入推定器的举动

然后，基于图15的例子所示的时序图说明变速中的外部输入推定器41的举动。在图15所示的例子中，在从时刻t31到时刻t32的期间，变速卡合要素为滑动卡合状态，进行变速比Kr从第一变速级变更为变速比低的第二变速级的变更动作。在该变更动作中，若使用图7所示那样的变速卡合要素的锁止卡合状态用中设定的外部输入推定器41，则如上述那样，由于基于旋转电机MG的旋转速度ωm推定外部输入扭矩Tw，因此会基于变速卡合要素的滑动扭矩Tfa进行推定等，推定外部输入扭矩Twr*中会产生大的推定误差。此外，这样的推定外部输入扭矩Twr*用图15的第1用外部输入扭矩、第2用外部输入扭矩来表示。

图10示出使用变速比Kr的变更动作中用设定的外部输入推定器41的情况作为实例5。该情况下，基于得到外部输入扭矩Tw的信息的输出轴O的旋转速度ωo，来推定换算为车轮侧的值的外部输入扭矩即车轮侧外部输入扭矩Tww，用变速比Kr去除车轮侧外部输入扭矩Tww来换算为旋转电机MG侧，从而计算推定外部输入扭矩Twr*。因此，如图15所示，推定车轮侧外部输入扭矩Tww*在变更动作中也不变动而保持稳定，用变速比Kr去除推定车轮侧外部输入扭矩Tww*而求得的推定外部输入扭矩Twr*也不大幅变动而保持安定。

另外，图10示出外部输入推定器41的多个变速比区分推定器分别并行地计算推定外部输入扭矩Twr*，在变更动作中，与变更动作前的变速比Kr对应的变速比区分推定器保持变速动作前推定出的推定外部输入扭矩Twr*的情况的举动作为实例6。与推定值大幅变动而不被保持的情况相比，在保持的情况下，在变更动作中也能够防止推定外部输入扭矩Twr*的变动。而且，在判定为与变更动作后的变速比Kr对应的变速比区分推定器的推定外部输入扭矩Twr*（第2用外部输入扭矩）稳定的情况下（时刻t34），解除保持，输出与变更动作后的变速比Kr对应的推定外部输入扭矩Twr*。因此，能够防止变更动作中的推定外部输入扭矩Twr*的变动，并且在保持中也计算与变更动作后的变速比Kr对应的推定外部输入扭矩Twr*，因此能够顺利地进行推定值的切换。

4．其他的实施方式

最后，对本发明的其他的实施方式进行说明。此外，以下说明的各实施方式的构成不限于分别单独地应用，只要不产生矛盾，也可以与其他的实施方式的构成相组合来应用。

（1）在上述的实施方式中，以变速机构TM是有级的自动变速装置的情况为例进行了说明。但是，本发明的实施方式不限于此。即，变速机构TM是可以连续地变更变速比的无级的自动变速装置的情况等有级的自动变速装置以外的变速装置的情况也是本发明的优选实施方式之一。在该情况下，减振旋转速度控制部40构成为与无级的自动变速装置的变速比对应地变更减振旋转速度控制部40、外部输入推定器41、低振动速度计算器42、以及旋转速度控制器43的控制常数。另外，在该情况下，在变速比的变更动作中，图7所示的使用了旋转电机MG的旋转速度ωm的外部输入推定器41还能够不进行变更动作中的保持动作而被使用。

（2）在上述的实施方式中，以发动机分离式离合器CL是摩擦卡合要素的情况为例进行了说明。但是，本发明的实施方式不限于此。即，发动机分离式离合器CL是电磁离合器、或者啮合式离合器等摩擦卡合要素以外的卡合装置的情况也是本发明的优选的实施方式之一。在该情况下，减振旋转速度控制部40还可以构成为当发动机E与旋转电机MG一体地旋转时，判定为锁止卡合状态，将以外的情况判定为非锁止卡合状态。

（3）在上述的实施方式中，以混合动力车辆中具备控制装置31~34，旋转电机控制装置32具备减振旋转速度控制部40的情况为例进行了说明。但本发明的实施方式不限于此。即，旋转电机控制装置32可以作为以与多个控制装置31、33、34的任意组合而被统一的控制装置而被具备，控制装置31~34所具备的功能部的分配也能够任意地设定。

（4）在上述的实施方式中，与变速机构TM分立地具备断接（即解除以及维持连结）旋转电机MG与车轮W之间的驱动连结的摩擦卡合要素、或者使扭矩转换器以及扭矩转换器的输入输出部件间为锁止卡合状态的摩擦卡合要素的情况也是本发明的优选实施方式之一。该情况下，当这些摩擦卡合要素处于非锁止卡合状态时，减振旋转速度控制部40也判定为处于变速比Kr的变更动作中，如上述那样，外部输入推定器41还可以进行推定外部输入扭矩Twr*的保持，或者变更为变更动作中用的外部输入推定器41。

产业上的可利用性

本发明优选能够利用于控制车辆从驱动力源到车轮的动力传递系统中作为所述驱动力源的旋转电机用的控制装置。

附图标记说明

MG：旋转电机；E：发动机（内燃机）；TM：变速机构；CL：发动机分离式离合器（卡合装置）；I：输入轴；M：中间轴；O：输出轴（输出部件）；AX：车轴；W：车轮；DF：输出用差动齿轮装置；Se1：发动机旋转速度传感器；Se2：输入轴旋转速度传感器；Se3：输出轴旋转速度传感器；1：车辆用驱动装置；2：动力传递系统；32：旋转电机控制装置（控制装置）；ωa：共振频率（动力传递系统的固有振动频率）；ωz：反共振频率；ωb：共振频率（闭环时）；ωm：旋转电机的旋转速度（角速度）；ωo：输出轴的旋转速度（输出旋转速度，变速机构侧端部）；ωl：负荷（车轮）的旋转速度（角速度）；Tm：旋转电机的输出扭矩；Tmo：旋转电机的输出扭矩指示值；Tb：要求扭矩指示值；Tp：反馈扭矩指示值；Tcr：输出轴的扭转反作用扭矩；Tc：输出轴的扭转扭矩；Tf：滑动扭矩；Tf*：推定滑动扭矩；Te：发动机的输出扭矩；Te*：推定发动机输出扭矩；Td：干扰扭矩；Tl：负荷（车辆）作用扭矩；Jm：旋转电机的惯性力矩；Je：发动机的惯性力矩；Jl：负荷（车辆）的惯性力矩；Jd：旋转电机侧的惯性力矩（Jm,或者Jm+Je）；Cc：输出轴的粘性摩擦系数；Kc：输出轴的扭转弹簧常数；Kr：变速比；Tin：传递系统输入扭矩；Tin*：推定传递系统输入扭矩；Tw：外部输入扭矩；Twr*：推定外部输入扭矩；Tr：车辆要求扭矩；ωm^：低振动旋转速度；Tp：反馈扭矩指示值（反馈指示扭矩）；40：减振旋转速度控制部；41：外部输入推定器；42：低振动速度计算器；43：旋转速度控制器；44：扭矩指示值计算器；45：输入扭矩推定器；Fjm：惯性力矩的乘法处理；Fd：微分运算处理；Fr：固有振动降低处理；Fjd：惯性力矩的除法处理；Fi：积分运算处理；Tinw：车轮侧输入扭矩；Twrw：车轮侧外部输入扭矩。

Claims (11)

1.一种控制装置，用于控制车辆的从驱动力源到车轮的动力传递系统中作为所述驱动力源的旋转电机，具备：

外部输入推定器，其基于所述旋转电机的旋转速度，来降低该旋转速度下所述动力传递系统的所述旋转速度的振动分量，并且推定作为输入到所述动力传递系统的扭矩的传递系统输入扭矩，从该传递系统输入扭矩至少减去所述旋转电机的输出扭矩来推定从所述车轮输入到所述动力传递系统的外部输入扭矩；

低振动速度计算器，其基于所述外部输入扭矩和作为驱动所述车轮所要求的扭矩的车辆要求扭矩，来计算降低了在所述旋转电机的旋转速度中产生的振动分量后的旋转速度即低振动旋转速度；

旋转速度控制器，其计算使所述旋转电机的旋转速度与所述低振动旋转速度相一致的反馈指令扭矩；以及

扭矩指令值计算器，其基于所述车辆要求扭矩和所述反馈指令扭矩，来计算作为所述旋转电机的输出扭矩的指令值的输出扭矩指令值。

2.根据权利要求1所述的控制装置，其中，

所述外部输入推定器对所述旋转电机的旋转速度进行所述动力传递系统的惯性力矩的乘法处理、微分运算处理以及至少降低所述动力传递系统的振动分量的信号处理，来推定所述传递系统输入扭矩，从所述传递系统输入扭矩减去所述旋转电机的输出扭矩来推定所述外部输入扭矩，

所述低振动速度计算器对使所述外部输入扭矩和所述车辆要求扭矩相加后的扭矩，进行利用所述动力传递系统的惯性力矩的除法处理和积分运算处理，来计算所述低振动旋转速度。

3.根据权利要求1或2所述的控制装置，其中，

所述旋转电机根据卡合装置的卡合状态而选择性地与作为所述驱动力源的内燃机驱动连结，

至少在变更所述卡合装置的传递扭矩容量的过程中，所述外部输入推定器保持在变更该传递扭矩容量之前推定出的所述外部输入扭矩。

4.根据权利要求1至3中任意一项所述的控制装置，其中，

所述旋转电机根据卡合装置的卡合状态而选择性地与作为所述驱动力源的内燃机驱动连结，

在所述卡合装置的卡合部件之间具有旋转速度差从而产生传递扭矩容量的滑动卡合状态下，所述外部输入推定器从所述传递系统输入扭矩减去所述旋转电机的输出扭矩以及作为所述卡合装置的传递扭矩的滑动扭矩，来推定所述外部输入扭矩。

5.根据权利要求1至4中任意一项所述的控制装置，其中，

所述旋转电机根据卡合装置的卡合状态而选择性地与作为所述驱动力源的内燃机驱动连结，

为了通过借助所述卡合装置从所述旋转电机向所述内燃机传递扭矩来启动所述内燃机，所述旋转速度控制器在从所述卡合装置的卡合部件之间开始产生传递扭矩容量起，到变为所述卡合装置的卡合部件之间的旋转速度一致的锁止卡合状态为止这一期间的至少一部分中，计算所述反馈指令扭矩。

6.根据权利要求1至5中任意一项所述的控制装置，其中，

所述旋转电机借助能够变更变速比的变速机构与所述车轮驱动连结，

在由所述变速机构执行的变速比的变更动作过程中，所述外部输入推定器并不基于所述旋转电机的旋转速度，而是基于所述动力传递系统中相对于所述变速机构而设置于靠所述车轮侧的输出部件的旋转速度即输出旋转速度，来推定作为输入到所述车轮侧的扭矩的车轮侧输入扭矩，从该车轮侧输入扭矩减去所述旋转电机的输出扭矩或者减去所述车辆要求扭矩与所述变速比相乘而得到的扭矩来推定从所述车轮输入到所述输出部件的车轮侧外部输入扭矩，使所述车轮侧外部输入扭矩除以所述变速比来推定所述外部输入扭矩。

7.根据权利要求1至6中任意一项所述的控制装置，其中，

所述旋转电机借助能够变更变速比的变速机构与所述车轮驱动连结，

所述外部输入推定器具备多个按变速比而设定不同常数的变速比区分推定器，并且所述变速比区分推定器分别构成为能够并行地计算每个变速比的所述外部输入扭矩，在由所述变速机构执行的变速比的变更动作过程中，所述外部输入推定器保持与变更动作前的变速比相对应的、由所述变速比区分推定器在变更动作前推定出的所述外部输入扭矩。

8.根据权利要求1至7中任意一项所述的控制装置，其中，

所述旋转电机根据卡合装置的卡合状态而选择性地与作为所述驱动力源的内燃机驱动连结，

在所述卡合装置的卡合部件之间不存在旋转速度差而产生传递扭矩容量的锁止卡合状态下，所述外部输入推定器从所述传递系统输入扭矩减去所述旋转电机的输出扭矩以及所述内燃机的输出扭矩，来推定所述外部输入扭矩。

9.根据权利要求1至8中任意一项所述的控制装置，其中，

所述外部输入推定器对所述旋转电机的旋转速度进行基于从所述旋转电机的输出扭矩到所述旋转电机的旋转速度的传递特性的逆传递特性而设定的信号处理来推定所述传递系统输入扭矩，从所述传递系统输入扭矩减去所述旋转电机的输出扭矩来推定所述外部输入扭矩。

10.根据权利要求1至9中任意一项所述的控制装置，其中，

所述旋转电机根据卡合装置的卡合状态而选择性地与作为所述驱动力源的内燃机驱动连结，并且借助能够变更变速比的变速机构与所述车轮驱动连结，

根据所述卡合装置的卡合状态以及所述变速机构的变速比中的一方或者双方，来变更所述外部输入推定器、所述低振动速度计算器以及所述旋转速度控制器各自的控制常数。

11.根据权利要求1或2所述的控制装置，其中，

所述低振动速度计算器将所述低振动旋转速度的初始值设定为对所述旋转电机的旋转速度进行了滤波处理后的旋转速度，该滤波处理用于降低该旋转速度的振动分量。

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