CN103038113B - 控制装置 - Google Patents

Abstract

本发明涉及控制装置。控制装置具备：判定内燃机所要求的要求运转工作点是否位于被预先规定为需要减少从内燃机传递到旋转电机的扭矩振动的区域的必要减少区域内的振动减少必要性判定部（71）；在要求运转工作点被判定为位于必要减少区域内的情况下，判定是否能够执行使旋转电机输出用于抵消扭矩振动的扭矩的扭矩振动抵消控制的抵消控制执行判定部（72）；在扭矩振动抵消控制被判定为能够执行的情况下，决定扭矩振动抵消控制的执行，在扭矩振动抵消控制被判定为不能执行的情况下，决定变更内燃机的运转工作点的工作点变更控制的执行的执行控制决定部（73）。

Description

控制装置

技术领域

本发明涉及用于控制在将与内燃机驱动连结的输入构件和与车轮驱动连结的输出构件连接的动力传递路径中设置有旋转电机的车辆用驱动装置的控制装置。

背景技术

在内燃机的运转区域中，存在从内燃机输出的扭矩振动变大的高振动区域。在该高振动区域中，存在扭矩振动被传递到车辆的驱动装置而产生低频噪音等、给驾驶员带来不适感的可能性。关于该高振动区域，例如，在下述的专利文献1中公开了如以下那样的技术。即，在专利文献1的技术中，基于扭矩振动量进行设定内燃机的动作线的控制，以避免高振动区域。而且，在专利文献1的技术中，按照使燃油效率的恶化成为最小的方式设定动作线。

然而，在专利文献1的技术中，为了避免高振动区域，需要将内燃机的工作点从燃油效率为最佳的动作线进行变更，相应的燃油效率的恶化不能避免。由此，从燃油效率提高的观点来看存在改善的余地。

专利文献1：日本特开2010-138751号公报

鉴于此，人们寻求一种能够减少给驾驶员带来的不适感，同时能够实现燃油效率的提高的车辆用驱动装置的控制装置。

发明内容

本发明涉及的、用于控制在将与内燃机驱动连结的输入构件和与车轮驱动连结的输出构件连接的动力传递路径中设置有旋转电机的车辆用驱动装置的控制装置的特征构成在于以下的点，即具备：振动减少必要性判定部，其判定由上述内燃机所要求的输出扭矩以及转速而定的运转工作点亦即要求运转工作点是否位于被预先规定为需要减少从上述内燃机传递到上述旋转电机的扭矩振动的区域的必要减少区域内；抵消控制执行判定部，其在上述要求运转工作点被判定为位于上述必要减少区域内的情况下，判定是否能够执行使上述旋转电机输出用于抵消上述扭矩振动的扭矩的扭矩振动抵消控制；执行控制决定部，其在上述扭矩振动抵消控制被判定为能够执行的情况下，决定上述扭矩振动抵消控制的执行，在上述扭矩振动抵消控制被判定为不能执行的情况下，决定变更上述内燃机的运转工作点的工作点变更控制的执行。

其中，在本申请中“旋转电机”用作包括马达（电动机）、发电机（Generator）以及根据需要而发挥马达以及发电机的双方的功能的马达/发电机的其中一种的概念。

另外，在本申请中，“驱动连结”是指，2个旋转部件以能够传递驱动力的方式连结的状态，用作包括该2个旋转构件以一体旋转的方式连结的状态、或者该2个旋转构件以能够经由一个或者两个以上的传动构件传递驱动力的方式连结的状态的概念。作为这样的传动构件，包括以同速或者变速传递旋转的各种构件，例如，包含轴、齿轮机构、传送带、链等。另外，作为这样的传动构件，还可以包含选择性传递旋转以及驱动力的接合装置，例如摩擦接合装置、啮合式接合装置等。

根据该特征构成，在扭矩振动抵消控制被判定为能够执行的情况下，执行扭矩振动抵消控制，因此与旋转电机相比能够减少传递到车轮侧的扭矩振动，能够减少给驾驶员带来的不适感。因此，在内燃机的要求运转工作点在必要减少区域内、且在内燃机的热效率高的高效率区域内的情况下，能够使内燃机在该必要减少区域内积极运转，能够提高燃油效率。由此，能够同时实现燃油效率的提高、和给驾驶员的不适感的减少。

另一方面，在扭矩振动抵消控制被判定为不能执行的情况下，变更内燃机的运转工作点的工作点变更控制被执行，因此即使不执行扭矩振动抵消控制，也能够使从内燃机传递的扭矩振动减少，能够减少给驾驶员带来的不适感。

因此，能够减少给驾驶员带来的不适感，并且通过根据是否能够执行扭矩振动抵消控制来适当地进行控制，能够实现燃油效率的提高。

在此，优选构成为，上述旋转电机经由进行直流交流转换的逆变器与蓄电装置电连接，上述抵消控制执行判定部基于上述旋转电机、上述蓄电装置以及上述逆变器的至少一个的状态，判定上述扭矩振动抵消控制是否能够执行。

根据该构成，由于基于旋转电机、蓄电装置以及逆变器的至少一个的状态来判定扭矩振动抵消控制是否能够执行，因此能够提高是否能够使旋转电机输出用于抵消扭矩振动的足够的大小的扭矩的判定精度。例如，根据蓄电装置的温度以及充电量，能够高精度地判定蓄电装置是否能够供给用于执行扭矩振动抵消控制的足够的电力。另外，根据旋转电机的温度、或者逆变器的温度，在使旋转电机执行了扭矩振动抵消控制的情况下，能够高精度地判定是否存在旋转电机或者逆变器的温度过高的可能性。

此时，优选上述必要减少区域是由上述内燃机的转速以及输出扭矩的双方规定的区域。

从内燃机输出的输出扭矩振动的振幅与内燃机的输出扭矩（平均值）的大小成正比，输出扭矩振动的频率与内燃机的转速成正比。另外，从内燃机向旋转电机的扭矩传递特性根据输出扭矩振动的频率而变化。因此，从内燃机传递到旋转电机的扭矩振动根据内燃机的转速以及输出扭矩而变化。由此，通过由内燃机的转速以及输出扭矩的双方规定必要减少区域，能够适当地规定需要减少扭矩振动的内燃机的运转工作点的区域。

另外，优选构成为，上述车辆用驱动装置在上述动力传递路径中具备能够变更变速比的自动变速机构、和能够调整旋转的传递状态的摩擦接合装置，上述工作点变更控制是变更上述变速比来使上述内燃机的转速变化的变速比变更控制、以及使上述摩擦接合装置成为滑动状态的滑动控制中的至少一方。

根据该构成，通过变速比变更控制，自动变速机构的变速比被变更，内燃机的转速相对于输出构件的转速变化，因此能够使内燃机的运转工作点向偏离必要减少区域的方向变化。由此，能够使从内燃机传递的扭矩振动减少。

另外，通过滑动控制，动力传递路径中设置的摩擦接合装置成为滑动状态，因此能够使从摩擦接合装置传递到车轮侧的扭矩振动减少。另外，通过滑动控制，内燃机的转速相对输出构件的转速变化，因此能够使内燃机的运转工作点向偏离必要减少区域的方向变化。由此，能够减少从内燃机传递的扭矩振动。

另外，优选构成为，上述执行控制决定部基于上述内燃机的运转工作点和上述输出构件的转速，选择上述变速比变更控制以及上述滑动控制中的、上述车辆用驱动装置的能源效率降低较少的一方作为上述工作点变更控制来决定执行。

根据该构成，即使在使工作点变更控制执行的情况下，也由于能源效率降低少的一方的控制方法被选择，因此能够抑制燃油效率的恶化。

附图说明

图1是表示本发明的实施方式的车辆用驱动装置以及控制装置的概略结构的示意图。

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控制装置执行的扭矩振动对应控制的处理顺序的流程图。

图4是示意性表示本发明的实施方式的必要减少区域的图。

图5是表示本发明的实施方式的动力传递系统的模型的图。

图6是传递到本发明的实施方式的旋转电机的传递扭矩振动的说明图。

图7是本发明的实施方式的合计扭矩振动以及旋转电机的转速振动的说明图。

图8是本发明的实施方式的传递扭矩振动的相位的变动重要因素的说明图。

图9是表示本发明的实施方式的抵消振动扭矩指令的相位与旋转电机的转速振幅的关系的图。

图10是对本发明的实施方式的抵消振动扭矩指令的相位与旋转电机的转速振动的关系进行说明的图。

图11是表示本发明的实施方式的扭矩振动抵消控制部的构成的框图。

图12是表示本发明的实施方式的扭矩振动抵消控制部的构成的框图。

图13是本发明的实施方式的振幅决定器的说明图，（a）是表示振幅决定器的构成的框图，（b）是输出扭矩振幅的特性映射图，（c）表示传递机构增益的特性映射图。

图14是本发明的实施方式的动力传递系统的波特图（bodeplot），（a）表示从发动机的输出扭矩到旋转电机的转速的传递特性，（b）表示第一动力传递机构的扭矩传递特性。

图15是表示不执行本发明的实施方式的前馈修正的情况下的扭矩振动抵消控制的一个例子的时间图。

图16是表示执行本发明的实施方式的前馈修正的情况下的扭矩振动抵消控制的一个例子的时间图。

具体实施方式

参照附图对本发明涉及的控制装置3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的概略结构的示意图。如该图所示，安装有车辆用驱动装置1的车辆为具备作为车辆的驱动力源的内燃机亦即发动机E和旋转电机MG的混合动力车辆。在该图中，实线表示驱动力的传递路径，虚线表示工作油的提供路径，单点划线表示信号的传递路径。在本实施方式中，控制装置3是用于控制在将与发动机E驱动连结的输入轴I和与车轮W驱动连结的输出轴O连接的动力传递路径2中设置有旋转电机MG的车辆用驱动装置1的装置。另外，在本实施方式中，在动力传递路径2中具备作为能够调整旋转的传递状态的摩擦接合装置的发动机分离离合器CL，通过该发动机分离离合器CL，旋转电机MG与发动机E间的驱动连结被切断或连接（即，连结被解除或者被维持）。另外，在动力传递路径2中具备能够变更变速比的自动变速机构的变速机构TM。

另外，控制装置3具有：进行旋转电机MG的控制的旋转电机控制单元32、进行变速机构TM以及发动机分离离合器CL的控制的动力传递控制单元33、以及统合上述控制装置来进行车辆用驱动装置1的控制的车辆控制单元34。另外，在混合动力车辆中还具备进行发动机E的控制的发动机控制装置31。此外，输入轴I为本发明中的“输入构件”，输出轴O为本发明中的“输出构件”。

在这样的构成中，如图2所示，本实施方式的控制装置3具备振动减少必要性判定部71，其判定通过发动机E所要求的输出扭矩Te以及转速ωe而定的运转工作点亦即要求运转工作点是否位于被预先规定为需要减少从发动机E传递到旋转电机MG的扭矩振动亦即传递扭矩振动Teov的区域的必要减少区域内。另外，控制装置3具备抵消控制执行判定部72，其在要求运转工作点被判定为位于必要减少区域内的情况下，判定是否能够执行使旋转电机MG输出用于抵消传递扭矩振动Teov的扭矩的扭矩振动抵消控制。

而且，控制装置3具有如下特征，即具备执行控制决定部73，其在扭矩振动抵消控制被判定为能够执行的情况下，决定扭矩振动抵消控制的执行，在扭矩振动抵消控制被判定为不能执行的情况下，决定变更发动机E的运转工作点的工作点变更控制的执行。以下，对本实施方式的控制装置3详细进行说明。

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车辆用驱动装置1的构成进行说明。如图1所示，混合动力车辆是具备发动机E以及旋转电机MG作为车辆的驱动力源，上述发动机E与旋转电机MG串联驱动连结的并行方式的混合动力车辆。混合动力车辆具备变速机构TM，通过该变速机构TM，对传递到中间轴M的发动机E以及旋转电机MG的转速进行变速，并且转换扭矩传递到输出轴O。

发动机E是借助燃料的燃烧而驱动的内燃机，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经由发动机分离离合器CL选择性地驱动连接于与旋转电机MG驱动连结的输入轴I。即，发动机E经由摩擦接合要素亦即发动机分离离合器CL选择性地驱动连结于旋转电机MG。另外，发动机输出轴Eo经由未图示的减振器与发动机分离离合器CL的接合构件驱动连结。

旋转电机MG具有固定在非旋转构件的定子、和旋转自如地支撑于该定子的径向内侧的转子。该旋转电机MG的转子被驱动连结成与中间轴M一体旋转。即，在本实施方式中，成为发动机E以及旋转电机MG的双方被驱动连结于中间轴M的构成。旋转电机MG经由进行直流交流转换的逆变器IN与作为蓄电装置的电池BT电连接。并且，旋转电机MG能够发挥接收电力的供给而产生动力的马达（电动机）的功能、接收动力的供给而产生电力的发电机（Generator）的功能。即，旋转电机MG经由逆变器IN接受从电池BT的电力供给而运转，或者将利用从发动机E、车轮W传递的旋转驱动力而发出的电力经由逆变器IN在电池BT中进行蓄电。此外，电池BT为蓄电装置的一个例子，还能够使用电容器等其他的蓄电装置、或者将多种的蓄电装置并用。此外，以下，将利用旋转电机MG的发电称为再生，将发电中旋转电机MG输出的负扭矩称为再生扭矩。旋转电机的目标输出扭矩为负扭矩的情况下，旋转电机MG成为利用从发动机E、车轮W传递的旋转驱动力进行发电，并且输出再生扭矩的状态。

驱动连结有驱动力源的中间轴M与变速机构TM驱动连结。在本实施方式中，变速机构TM是具有变速比不同的多个变速级的有级自动变速装置。变速机构TM为了形成这些多个变速级，具备行星齿轮机构等的齿轮机构和多个摩擦接合要素B1、C1、…。该变速机构TM以各变速级的变速比对中间轴M的转速进行变速，并且对扭矩进行转换，向输出轴O传递。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被分配传递到左右2个车轴AX，并被传递到与各车轴AX驱动连结的车轮W。在此，变速比是在变速机构TM中形成有各变速级的情况下的、中间轴M的转速与输出轴O的转速的比，在本申请中，是用中间轴M的转速除以输出轴O的转速而得的值。即，用中间轴M的转速除以变速比而得的转速为输出轴O的转速。另外，对从中间轴M传递到变速机构TM的扭矩乘以变速比而得的扭矩为从变速机构TM传递到输出轴O的扭矩。

在本例中，发动机分离离合器CL以及多个摩擦接合要素B1、C1，…是分别具有摩擦材而构成的离合器、制动器等接合要素。这些摩擦接合要素CL、B1、C1，…通过控制供给的油压，能够控制其接合压来连续地控制传递扭矩容量的增减。作为这样的摩擦接合要素，例如优选使用湿式多板离合器、湿式多板制动器等。

摩擦接合要素通过其接合构件间的摩擦，在接合构件间传递扭矩。在摩擦接合要素的接合构件间存在转速差（滑动）的情况下，通过动摩擦，传递扭矩容量的大小的扭矩（滑动扭矩）被从转速大的构件向小的构件传递。在摩擦接合要素的接合构件间不存在转速差（滑动）的情况下，摩擦接合要素以传递扭矩容量的大小为上限，通过静摩擦传递作用于摩擦接合要素的接合构件间的扭矩。在此，传递扭矩容量是指，摩擦接合要素通过摩擦能够传递的最大的扭矩的大小。传递扭矩容量的大小与摩擦接合要素的接合压成正比地变化。接合压是指，将输入侧接合构件（摩擦板）与输出侧接合构件（摩擦板）相互按压的压力。在本实施方式中，接合压与供给的油压的大小成正比地变化。即，在本实施方式中，传递扭矩容量的大小与供给到摩擦接合要素的油压的大小成正比地变化。

各摩擦接合要素具备回位弹簧，并利用弹簧的反作用力而被向分离侧推压。而且，当通过向各摩擦接合要素供给的油压而产生的力高于弹簧的反作用力时，各摩擦接合要素开始产生传递扭矩容量，各摩擦接合要素从分离状态变化到接合状态。将该传递扭矩容量开始产生时的油压称为行程终止压。各摩擦接合要素构成为，在供给的油压高于行程终止压后，其传递扭矩容量与油压的增加成正比地增加。

在本实施方式中，接合状态是指，摩擦接合要素正产生传递扭矩容量的状态，分离状态是指，摩擦接合要素未产生传递扭矩容量的状态。另外，滑动接合状态是指，摩擦接合要素的接合构件间存在转速差（滑动）的接合状态，锁止接合状态是指，摩擦接合要素的接合构件间不存在转速差（滑动）的接合状态。另外，非锁止接合状态是指，锁止接合状态以外的接合状态，包括分离状态与滑动接合状态。

2.油压控制系统的构成

接下来，对车辆用驱动装置1的油压控制系统进行说明。油压控制系统具备用于将从油压泵供给的工作油的油压调整成规定压的油压控制装置PC。在此，省略其详细说明，油压控制装置PC通过基于来自油压调整用的线性电磁阀的信号压来对一个或者两个以上的调整阀的开度进行调整，从而调整从该调整阀排出的工作油的量来将工作油的油压调整成一个或者两个以上的规定压。被调整成规定压的工作油分别被以所需要的等级的油压供给到变速机构TM、发动机分离离合器CL的各摩擦接合要素等。

3.控制装置的构成

接下来，参照图2对进行车辆用驱动装置1的控制的控制装置3以及发动机控制装置31的构成进行说明。

控制装置3的控制单元32～34以及发动机控制装置31构成为具备CPU等计算处理装置作为核心构件，并且具有被构成为能够从该计算处理装置读出以及写入数据的RAM（随机存取存储器）、被构成为能够从计算处理装置读出数据的ROM（只读存储器）等存储装置等。而且，通过控制装置的ROM等中存储的软件（程序）或者另外设置的运算电路等硬件、或者它们两方，构成了控制装置3的各功能部70～73等。另外，控制装置3的控制单元32～34以及发动机控制装置31以相互进行通信的方式构成，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，来实现各功能部70～73的功能。

另外，车辆用驱动装置1具备传感器Se1～Se6，从各传感器输出的电信号被输入控制装置3以及发动机控制装置31。控制装置3以及发动机控制装置31基于被输入的电信号来计算各传感器的检测信息。发动机转速传感器Se1是用于检测发动机输出轴Eo（发动机E）的转速的传感器。发动机控制装置31基于发动机转速传感器Se1的输入信号来检测发动机E的转速（角速度）ωe。输入轴转速传感器Se2是用于检测输入轴I以及中间轴M的转速的传感器。由于旋转电机MG的转子被一体驱动连结于输入轴I以及中间轴M，所以旋转电机控制单元32基于输入轴转速传感器Se2的输入信号来检测旋转电机MG的转速（角速度）ωm、以及输入轴I以及中间轴M的转速。输出轴转速传感器Se3被安装在变速机构TM附近的输出轴O，是用于检测变速机构TM附近的输出轴O的转速的传感器。动力传递控制单元33基于输出轴转速传感器Se3的输入信号来检测变速机构TM附近的输出轴O的转速（角速度）ωo。另外，由于输出轴O的转速与车速成正比，所以动力传递控制单元33基于输出轴转速传感器Se3的输入信号来计算车速。

电池状态检测传感器Se4是用于检测电池BT的充电量、电池温度等的电池BT的状态的传感器。逆变器温度传感器Se5是用于检测逆变器IN的温度的传感器。旋转电机温度传感器Se6是用于检测旋转电机MG的温度的传感器。

3-1.发动机控制装置

发动机控制装置31具备进行发动机E的动作控制的发动机控制部79。在本实施方式中，发动机控制部79在从车辆控制单元34指示了发动机要求扭矩的情况下，执行按照将从车辆控制单元34指示的发动机要求扭矩设定为输出扭矩指令值，并使发动机E输出输出扭矩指令值的输出扭矩Te的方式进行控制的扭矩控制。

另外，发动机控制部79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传递到其他控制装置。发动机控制装置31也可以基于输出扭矩指令值来计算推定发动机输出扭矩并进行传递。

3-2.车辆控制单元

车辆控制单元34具备进行将对发动机E、旋转电机MG、变速机构TM、以及发动机分离离合器CL等进行的各种扭矩控制、以及各摩擦接合要素的接合控制等统合为车辆整体的控制的功能部。

车辆控制单元34根据加速器开度、车速、以及电池BT的充电量等，计算从中间轴M侧传递到输出轴O侧的目标驱动力亦即车辆要求扭矩，并且，决定发动机E以及旋转电机MG的运转模式。而且，车辆控制单元34是计算对发动机E要求的输出扭矩亦即发动机要求扭矩、对旋转电机MG要求的输出扭矩亦即旋转电机要求扭矩、以及发动机分离离合器CL的目标传递扭矩容量，并将它们对其他控制单元32、33以及发动机控制装置31指示来进行统合控制的功能部。

3-2-1.扭矩振动对应统合控制

在本实施方式中，车辆控制单元34具备统合针对从发动机E传递到旋转电机MG的传递扭矩振动Teov的扭矩振动对应控制的功能部亦即扭矩振动对应统合控制部70。该扭矩振动对应统合控制部70具备振动减少必要性判定部71、抵消控制执行判定部72、执行控制决定部73。

振动减少必要性判定部71是判定由发动机E所要求的输出扭矩以及转速而定的运转工作点亦即要求运转工作点是否位于被预先规定为需要减少从发动机E传递到旋转电机MG的扭矩振动亦即传递扭矩振动Teov的必要减少区域内的功能部。

抵消控制执行判定部72是在要求运转工作点被判定为位于必要减少区域内的情况下，判定是否能够执行使旋转电机MG输出用于抵消传递扭矩振动Teov的扭矩的扭矩振动抵消控制的功能部。

执行控制决定部73是在扭矩振动抵消控制被判定为能够执行的情况下，决定扭矩振动抵消控制的执行，在扭矩振动抵消控制被判定为不能执行的情况下，决定变更发动机E的运转工作点的工作点变更控制的执行的功能部。

以下，参照图3的流程图等对这些功能部70～73详细进行说明。

3-2-1-1.传递扭矩振动

首先，对从发动机E传递到旋转电机MG的传递扭矩振动Teov进行说明。图5表示车辆用驱动装置1的动力传递系统的模型。将动力传递系统模型化为3惯性的轴扭转振动系统。

将发动机E、旋转电机MG、以及负载（车辆）分别设为具有惯性力矩（惯量）Je、Jm、Jl的刚体。

发动机E与旋转电机MG之间通过具有弹性的第一动力传递机构连结，旋转电机MG与负载（车辆）之间通过具有弹性的第二动力传递机构连结。在本实施方式中，第一动力传递机构由减振器、发动机输出轴Eo、输入轴I等构件而构成。第一动力传递机构具有规定的扭转弹簧常量、粘性摩擦系数，产生轴扭转。第二动力传递机构由中间轴M、变速机构TM、输出轴O以及车轴AX等构件构成。特别是，输出轴O与车轴AX的轴扭转大，将输出轴O以及车轴AX一起称为输出传动轴（shaft）。第二动力传递机构具有规定的扭转弹簧常量和粘性摩擦系数，产生轴扭转。

在此，Te是发动机E输出的输出扭矩，该输出扭矩中产生相对该输出扭矩的平均值的振动分量、即输出扭矩振动Tev。ωe是发动机E的转速（角速度）。

Teo是振动的发动机E的输出扭矩Te经由第一动力传递机构传递到旋转电机MG的传递扭矩，在该传递扭矩中产生相对该传递扭矩的平均值的振动分量亦即传递扭矩振动Teov。Tm是旋转电机MG输出的输出扭矩，在执行后述的扭矩振动抵消控制的情况下，产生了用于抵消传递扭矩振动Teov的抵消振动扭矩指令Tp的扭矩振动。在此，抵消振动扭矩指令Tp是相对旋转电机MG的输出扭矩Tm的平均值的振动分量。

在将传递扭矩Teo与旋转电机MG的输出扭矩Tm合计而得的合计扭矩To中产生将传递扭矩振动Teov与抵消振动扭矩指令Tp合计而得的扭矩振动、即合计扭矩振动Tov。在此，合计扭矩振动Tov是相对合计扭矩To的平均值的振动分量。另外，用将合计扭矩To与从第二动力传递机构传递到旋转电机MG的扭矩合计而得的扭矩除以旋转电机MG的惯性力矩Jm，并进行积分而得的值为旋转电机MG的转速（角速度）。在旋转电机MG的转速ωm中产生用合计扭矩振动Tov除以惯性力矩Jm，并进行积分而得的值的转速振动ωmv。在此，转速振动ωmv是相对旋转电机MG的转速ωm的平均值的振动分量。此外，ωl是输出传动轴的负载侧端部的转速（角速度），是负载（车轮）的转速（角速度）。

接下来，对从发动机E经由第一动力传递机构传递到旋转电机MG的传递扭矩振动Teov更详细进行说明。

如图6所示，发动机E的输出扭矩Te通过发动机E的燃烧步骤中的燃烧而产生。在火花点火式发动机的情况下，在点火正时后燃烧开始。即，通过燃烧而上升的燃烧室内的压力经由活塞以及连杆，按照曲柄角度等的几何学上的关系，被传递到曲轴（发动机输出轴Eo），被转换成发动机E的输出扭矩Te。发动机E的输出扭矩Te在点火正时后继续增加，随着活塞接近下止点而减少。由此，发动机E的输出扭矩Te如图6所示那样，在旋转同步下周期性振动。发动机E的输出扭矩Te的振动频率（角频率）ωp根据发动机E的转速ωe而变化。在汽缸数N的4周期发动机中，ωp＝（N／2）×ωe，在4汽缸发动机（N＝4）中，ωp＝2×ωe。此外，在柴油发动机等压缩自点火发动机中，点火正时、即，燃烧开始正时能够被设为向燃烧室内的燃料喷射正时。

如图6所示，若对发动机E的输出扭矩Te进行傅立叶变换，则针对振动频率ωp，获得0次（频率＝0）、1次（频率（Hz）＝ωp／2π）、2次（频率（Hz）＝2ωp／2π）、3次（频率（Hz）＝3ωp／2π）、4次（频率（Hz）＝4ωp／2π），...的频率分量的振幅。傅立叶变换中的0次的频率分量的振幅与发动机E的输出扭矩Te的平均值对应。傅立叶变换中的1次的频率分量的振幅大致与输出扭矩振动的Tev的振幅对应。傅立叶变换中的2次以上的频率分量的振幅比1次的频率分量的振幅小，随着成为高次，振幅减少。

另外，发动机E的输出扭矩Te由于变动至零附近，所以输出扭矩振动Tev的振幅大。该输出扭矩振动Tev的振幅与发动机E的输出扭矩Te的平均值的增加大体成正比地增加。此外，以下关于发动机E的输出扭矩Te只要没有特别限定，则表示正在振动的扭矩的平均值。

该正在振动的发动机E的输出扭矩Te经由第一动力传递机构，被传递到旋转电机MG，成为传递扭矩Teo。第一动力传递机构的扭矩传递特性为：在与发动机E的转速ωe的运转区域对应的振动频率ωp的频域中，如图6以及图14的（b）所示的、扭矩传递特性的波特图的例子那样，随着振动频率ωp的增加，增益从0dB不断减小。例如，在振动频率ωp的频域中，增益以约-40dB／dec减少。由此，如图6的波特图的例所示，1次的频率分量的增益也从0dB起减少，2次以上的频率分量的增益的减少比1次大。该2次以上的增益的减少由于是以dB单位的减少，所以为指数函数性的减少，减少量大。此外，由于0次频率分量的增益为0dB，所以发动机E的输出扭矩Te的平均值不减少保持原样地成为输出扭矩振动Tev的平均值。

由此，输出扭矩振动Tev中的2次以上的振动分量的振幅根据第一动力传递机构的传递特性，与1次的振动分量中的振幅的减少相比，大幅度地减少，并被传递到旋转电机MG。由此，传递扭矩Teo中的传递扭矩振动Teov如图6所示那样，2次以上的振动分量的振幅大幅度地减少，与1次的振动分量接近。此外，1次的振动分量的振幅也减少。因此，如下式所示，能够用针对振动频率ωp的1次的振动分量近似得到传递扭矩振动Teov。

Teov(t)＝ΔTeovcos(ωpt+β)

…（1）

在此，ΔTeov为传递扭矩振动Teov的振幅，β为传递扭矩振动Teov的相位。

另外，如图6所示，输出扭矩振动Tev根据第一动力传递机构的传递特性而产生相位延迟，并被传递到旋转电机MG。如图14的（b）的波特图的相位曲线的例所示，产生了约-180deg～-160deg的相位延迟。

这样可知，为了抵消能够用对振动频率ωp的1次的振动分量近似得到的传递扭矩振动Teov，只要使旋转电机MG输出与式（1）的传递扭矩振动Teov反相位，即、相位超前或延迟π（180deg）的扭矩振动即可。由此，如后述那样，抵消振动扭矩指令Tp的振幅被设定成与传递扭矩振动的振幅ΔTeov相等，抵消振动扭矩指令Tp的频率被设定成与振动频率ωp相等。

3-2-1-2.必要减少区域

接下来，对被预先规定为需要减少传递扭矩振动Teov的区域的必要减少区域进行说明。

如图14的（b）所示的第一动力传递机构的扭矩传递特性那样，可知在发动机E的运转区域中，增益与发动机E的转速ωe成正比地降低。由此，在低转速ωe（例如，1000rpm）下，增益的减少变小，传递扭矩振动的振幅ΔTeov变大。另外，发动机E的输出扭矩Te的平均值越大，则该输出扭矩Te中的输出扭矩振动Tev的振幅越变大，即使是相同的增益（转速），传递扭矩振动的振幅ΔTeov也变大。

由此，如图4所示，低的转速ωe、高的输出扭矩Te的区域为传递扭矩振动的振幅ΔTeov增大到给驾驶员带来不适感的等级的高振动区域。另外，高振动区域如图4所示那样，与发动机E的热效率变高的、高效率区域重复。由此，通过在高振动区域中积极运转发动机E，对于燃油效率提高有效。

在本实施方式中，扭矩振动对应统合控制部70使用发动机E的转速ωe以及输出扭矩Te的双方预先规定这样的高振动区域作为需要减少传递扭矩振动的必要减少区域。

扭矩振动对应统合控制部70在发动机E所要求的要求运转工作点位于必要减少区域内的情况下，进行扭矩振动对应控制。即、扭矩振动对应统合控制部70在扭矩振动抵消控制被判定为能够执行的情况下，决定扭矩振动抵消控制的执行，并通过旋转电机MG的输出扭矩来抵消传递扭矩振动Teov，使得发动机E在必要减少区域能够运转。另一方面，扭矩振动对应统合控制部70在扭矩振动抵消控制被判定为不能执行的情况下，决定变更发动机E的运转工作点的工作点变更控制的执行。

3-2-2.振动减少必要性判定部

如上述那样，振动减少必要性判定部71判定由发动机E所要求的输出扭矩以及转速而定的运转工作点亦即要求运转工作点是否位于被预先预定为需要减少从发动机E传递到旋转电机MG的扭矩振动亦即传递扭矩振动Teov的必要减少区域内（图3的步骤#11）。

在本实施方式中，振动减少必要性判定部71根据发动机E的转速ωe、发动机要求扭矩来决定要求运转工作点。另外，振动减少必要性判定部71具备如图4所示那样的、用发动机E的转速ωe以及输出扭矩Te的双方预先规定的必要减少区域的信息。另外，振动减少必要性判定部71判定要求运转工作点是否位于必要减少区域内。

3-2-3.抵消控制执行判定部

如上述那样，抵消控制执行判定部72在要求运转工作点被判定为位于必要减少区域内的情况下（图3的步骤#11：是），判定是否能够执行使旋转电机MG输出用于抵消传递扭矩振动Teov的扭矩的扭矩振动抵消控制（图3的步骤#12）。

具体地说，在本实施方式中，抵消控制执行判定部72基于旋转电机MG、电池BT以及逆变器IN的至少一个的状态，判定是否能够执行扭矩振动抵消控制。

抵消控制执行判定部72基于电池BT的充电量、电池温度等电池BT的状态，判定电池BT是否能够向旋转电机MG供给使扭矩振动抵消控制执行所需要的电力。抵消控制执行判定部72在判定为能够供给该电力的情况下，判定为能够执行扭矩振动抵消控制，在判定为不能供给该电力的情况下，判定为不能执行扭矩振动抵消控制。此外，这些电池BT的状态由电池BT所具备的电池状态检测传感器Se4检测出。

抵消控制执行判定部72在电池BT的充电量为规定的判定充电值以下的情况下，判定为不能供给足够的电力。

另外，如上述那样，传递扭矩振动Teov的振幅ΔTeov以及振动频率ωp根据发动机E的转速ωe以及输出扭矩Te的运转工作点的不同而不同。因此，用于抵消传递扭矩振动Teov的、抵消振动扭矩指令Tp的振幅以及频率也根据运转工作点的不同而不同、用于执行扭矩振动抵消控制的电力也不同。由此，在本实施方式中，抵消控制执行判定部72根据由后述的扭矩振动抵消控制部40的振幅频率决定部41（参照图11）决定的抵消振动扭矩指令Tp的振幅ΔTp以及频率ωp，计算用于使扭矩振动抵消控制执行的电力、亦即执行电力，基于执行电力来决定判定充电值。此外，振幅ΔTp以及频率ωp越大，则执行电力越大，判定充电值也被决定得越大。

另外，抵消控制执行判定部72在电池BT的温度为规定的下限温度以下的情况下，由于电池BT的内部电阻变高，所以被判定为不能供给足够的电力。另外，抵消控制执行判定部72在电池BT的温度为规定的上限温度以上的情况下，若使扭矩振动抵消控制执行，则温度过高，电池BT的寿命变短，因此判定为不能供给电力。由此，抵消控制执行判定部72在电池BT的温度位于规定的下限温度与规定的上限温度之间的情况下，判定为能够供给电力。此外，下限温度以及上限温度可以根据执行电力而决定。该情况下，执行电力越大，则下限温度越增加，上限温度越减少。

在旋转电机MG的温度为规定的旋转电机判定温度以上的情况下，由于存在因扭矩振动抵消控制的执行导致旋转电机MG的温度过高的风险，因此抵消控制执行判定部72判定为不能执行扭矩振动抵消控制，在比规定的旋转电机判定温度低的情况下，判定为能够执行扭矩振动抵消控制。此外，旋转电机MG的温度由旋转电机MG所具备的旋转电机温度传感器Se6检测出。此外，旋转电机判定温度还可以基于执行电力而决定。该情况下，执行电力越大，则旋转电机判定温度越减少。

另外，在逆变器IN的温度为规定的逆变器判定温度以上的情况下，由于存在因扭矩振动抵消控制的执行导致逆变器IN的温度过高的风险，因此抵消控制执行判定部72判定为不能执行扭矩振动抵消控制，在比规定的逆变器判定温度低的情况下，判定为能够执行扭矩振动抵消控制。此外，逆变器IN的温度由逆变器IN所具备的逆变器温度传感器Se5检测出。此外，逆变器判定温度还可以基于执行电力而决定。该情况下，执行电力越大，则逆变器判定温度越减少。

3-2-4.执行控制决定部

执行控制决定部73如上述那样，在扭矩振动抵消控制被判定为能够执行的情况下（图3的步骤#12：是），决定扭矩振动抵消控制的执行（步骤#13），在判定为不能执行扭矩振动抵消控制的情况下（步骤#12：否），决定变更发动机E的运转工作点的工作点变更控制的执行（步骤#14）。

即，执行控制决定部73在发动机E所要求的要求运转工作点位于必要减少区域内，且判定为能够执行扭矩振动抵消控制的情况下，不使所要求的发动机E的运转工作点变更，而使旋转电机控制单元32执行扭矩振动抵消控制。由此，在将发动机E的运转工作点控制在高效率区域内的同时，发动机E的传递扭矩振动Teov被旋转电机MG的输出扭矩抵消，从而能够抑制传递到车轮W侧的情况。由此，能够同时实现燃油效率的提高和给驾驶员带来不适感的抑制。

另一方面，执行控制决定部73在发动机E所要求的要求运转工作点位于必要减少区域内、且扭矩振动抵消控制被判定为不能执行的情况下，不使旋转电机控制单元32执行扭矩振动抵消控制，而使动力传递控制单元33执行变更发动机E的运转工作点的工作点变更控制。由此，即使扭矩振动抵消控制不被执行，由于发动机E的运转工作点也被变更，因此能够抑制发动机E的传递扭矩振动Teov给驾驶员带来不适感的情况。

3-2-4-1.工作点变更控制

工作点变更控制是变更变速机构TM的变速比来使发动机E的转速ωe变化的变速比变更控制、以及使能够调整动力传递路径2上的旋转的传递状态的摩擦接合装置亦即发动机分离离合器CL成为滑动状态（滑动接合状态）的滑动控制中的至少一方。

3-2-4-1-1.变速比变更控制

变速比变更控制是变更变速机构TM的变速比，使发动机E的转速ωe变化的控制。即，变速比变更控制按照使得发动机E的转速ωe成为必要减少区域的外部的方式来变更变速机构TM的变速比。此外，相对车速（输出轴O的转速）的、发动机E的转速ωe与变速比的增加成正比地上升。另一方面，相对车速（输出轴O的转速）的、发动机E的转速ωe与变速比的减少成正比地降低。

在图4所示的例中，必要减少区域由于是转速ωe低的区域，所以使变速机构TM的变速比增加来按照使得成为必要减少区域的外部的方式使发动机E的转速ωe上升。在本实施方式中，变速机构TM具有变速比不同的多个变速级，因此执行将变速级变更到变速比更高的变速级的降挡。由此，车辆控制单元34向动力传递控制单元33指示使发动机E的转速ωe成为必要减少区域的外部那样的变更目标变速级。

此外，相对发动机E的输出扭矩Te的、从发动机E侧传递到输出轴O的扭矩与变速比的增加成正比地增加。由此，在本实施方式中，通过变速比被变更，使从发动机E侧传递到输出轴O的扭矩不变化，因此构成为使发动机要求扭矩与变速比成反比地变更。即，如图4所示，发动机要求扭矩在等输出曲线上根据发动机E的转速ωe的变化而变化。

3-2-4-1-2.滑动控制

滑动控制是使能够调整动力传递路径2上的旋转的传递状态的摩擦接合装置亦即发动机分离离合器CL成为滑动状态的控制。即、滑动控制将发动机分离离合器CL的接合状态控制成滑动接合状态来变更发动机E的运转工作点，并且发动机E的输出扭矩振动Tev不被传递到输出轴O。

在滑动控制中，使发动机分离离合器CL中的发动机E侧的接合构件的转速从输出轴O侧的接合构件的转速起增加，控制成在接合构件间存在转速差（滑动）的滑动接合状态，并且，将发动机分离离合器CL的目标传递扭矩容量设定成发动机要求扭矩。由此，在发动机分离离合器CL中，传递扭矩容量的大小的扭矩（滑动扭矩）通过动摩擦而从发动机E侧的接合构件被传递到输出轴O侧的接合构件。在该滑动接合状态下，在发动机分离离合器CL的接合构件间，传递扭矩容量的大小的扭矩被传递，因此传递到发动机E侧的接合构件的输出扭矩振动Tev不被传递到输出轴O侧的接合构件。另外，通过滑动控制，发动机E的转速ωe增加，因此发动机E的运转工作点向偏离必要减少区域的方向变更。此外，在滑动控制的开始前或者开始后，在将发动机分离离合器CL控制成锁止接合状态的情况下，即使发动机E以及旋转电机MG的输出扭矩变动到最大值，该目标传递扭矩容量也被设定成能够维持锁止接合状态的完全接合容量。

此外，在本实施方式中，成为滑动接合状态的摩擦接合装置被设为发动机分离离合器CL，但还可以是变速机构TM的多个摩擦接合要素B1、C1、…中形成变速级的摩擦接合要素。该情况下，输出扭矩振动Tev也不从成为滑动接合状态的变速机构TM的摩擦接合要素传递到输出轴O侧。

3-2-4-1-3.变速比变更控制或者滑动控制的选择

在本实施方式中构成为，执行控制决定部73基于发动机E的运转工作点和输出轴O的转速，决定选择执行变速比变更控制以及滑动控制中的、车辆用驱动装置1的能源效率降低少的一方作为工作点变更控制。

变速比变更控制的能源效率降低基于通过变速比被变更从而发动机E的运转工作点被变更而引起的、发动机E的热效率的降低量而被设定。在本实施方式中，执行控制决定部73具备如图4所示那样的、根据发动机E的转速ωe以及输出扭矩Te设定发动机E的热效率的三维映射图。并且，变速比变更控制的能源效率降低基于热效率的设定映射图被计算为，变速比变更前的发动机E的转速ωe以及要求输出扭矩中的发动机E的热效率与变速比变更后的发动机E的转速ωe以及发动机要求扭矩中的发动机E的热效率之间的、热效率的降低量。在此，变速比变更后的发动机E的转速ωe为对用变更后的变速比除以变速前的变速比而得的值乘以变速比变更前的发动机E的转速ωe而得的值。另外，变速比变更后的发动机要求扭矩为对用变更前的变速比除以变速后的变速比而得的值乘以变速比变更前的发动机E的要求扭矩而得的值。

滑动控制的能源效率降低基于通过发动机分离离合器CL成为滑动状态而使发动机E的运转工作点变更所引起的、发动机E的热效率的降低量与发动机分离离合器CL的摩擦热而导致的损失量的合计而被计算出。

在本实施方式中，发动机E的热效率的降低量基于热效率的设定映射图被算出为，滑动状态前的发动机E的转速ωe以及要求输出扭矩中的发动机E的热效率与对滑动状态前的发动机E的转速ωe加上规定的滑动差转速而得的转速以及滑动状态前的发动机要求扭矩中的发动机E的热效率之间的、热效率的降低量。因摩擦热而导致的损失量基于对设定成目标传递扭矩容量的发动机要求扭矩乘以滑动差转速而得的值而被设定。在此，滑动差转速是滑动控制被执行时的、发动机分离离合器CL的转速差。

3-3.动力传递控制单元

动力传递控制单元33具备进行变速机构TM的控制的变速机构控制部77、以及进行发动机分离离合器CL的控制的发动机分离离合器控制部78。输出轴转速传感器Se3等传感器的检测信息被输入动力传递控制单元33。

3-3-1.变速机构的控制

变速机构控制部77进行在变速机构TM中形成变速级的控制。在本实施方式中，变速机构控制部77在未从车辆控制单元34指示变更目标变速级的情况下，基于车速、加速器开度以及档位等的传感器检测信息来决定变速机构TM中的目标变速级。另一方面，变速机构控制部77在从车辆控制单元34指示了变更目标变速级的情况下，将所指示的变更目标变速级决定为变速机构TM中的目标变速级。并且，变速机构控制部77通过油压控制装置PC对供给到变速机构TM所具备的各摩擦接合要素C1、B1，…的油压进行控制，从而使各摩擦接合要素接合或者分离，使变速机构TM形成被设为目标的变速级。具体地说，变速机构控制部77对油压控制装置PC指示各摩擦接合要素B1、C1，…

的目标油压（指令压），油压控制装置PC将被指示的目标油压（指令压）的油压供给到各摩擦接合要素。

3-3-2.发动机分离离合器的控制

发动机分离离合器控制部78进行发动机分离离合器CL的接合或者分离。在本实施方式中，发动机分离离合器控制部78按照使发动机分离离合器CL的传递扭矩容量与从车辆控制单元34指示的目标传递扭矩容量一致的方式，借助油压控制装置PC对供给到发动机分离离合器CL的油压进行控制。具体地说，发动机分离离合器控制部78将基于目标传递扭矩容量设定的目标油压（指令压）向油压控制装置PC指示，油压控制装置PC将被指示的目标油压（指令压）的油压向发动机分离离合器CL供给。

3-4.旋转电机控制单元

旋转电机控制单元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，旋转电机控制单元32设定基于从车辆控制单元34指示的旋转电机要求扭矩等设定的基础（base）扭矩指令值Tb。另外，旋转电机控制单元32在从车辆控制单元34指示了扭矩振动抵消控制的执行的情况下，如图11所示那样，具备计算抵消振动扭矩指令Tp的扭矩振动抵消控制部40。并且，旋转电机控制单元32控制为，基于基础扭矩指令值Tb、和后述的抵消振动扭矩指令Tp，来设定输出扭矩指令值Tmo，并由旋转电机MG输出输出扭矩指令值Tmo的输出扭矩Tm。

3-4-1.扭矩振动抵消控制部

如图11所示，扭矩振动抵消控制部40是在从车辆控制单元34指示了扭矩振动抵消控制的执行的情况下，针对从发动机E传递到旋转电机MG的扭矩振动亦即传递扭矩振动Teov，生成用于抵消该传递扭矩振动Teov（参照图5～图7等）的扭矩振动的指令亦即抵消振动扭矩指令Tp，并按照该抵消振动扭矩指令Tp，来执行控制旋转电机MG的扭矩振动抵消控制的功能部。

为了执行这样的扭矩振动抵消控制，扭矩振动抵消控制部40如图11所示，具备振幅频率决定部41、相位决定部42以及抵消振动扭矩指令生成部43。

振幅频率决定部41至少基于发动机E的转速ωe来决定抵消振动扭矩指令Tp的振幅ΔTp以及频率ωp。另外，相位决定部42决定抵消振动扭矩指令的相位α。另外，抵消振动扭矩指令生成部43基于振幅ΔTp、频率ωp以及相位α，生成抵消振动扭矩指令Tp。

并且，相位决定部42根据基于旋转电机MG的转速ωm而导出的转速振幅Δωmv的变化，按照使转速振幅Δωmv减少的方式来决定相位调整方向，并使抵消振动扭矩指令的相位α向该决定的相位调整方向变化。

以下，对由扭矩振动抵消控制部40执行的扭矩振动抵消控制的处理详细进行说明。

3-4-2.抵消振动扭矩指令

如上述那样，为了抵消能够用相对振动频率ωp的1次的振动分量近似而得的传递扭矩振动Teov，而使旋转电机MG输出与式（1）的传递扭矩振动Teov反相位，即、相位超前或者延迟π（180deg）后的扭矩振动即可。

由此，如图7以及下式所示，扭矩振动抵消控制部40用相对振动频率ωp的1次的振动分量形成抵消振动扭矩指令Tp。

Tp(t)＝ΔTpcos(ωpt+α)

…（2）

在此，ΔTp是抵消振动扭矩指令Tp的振幅，ωp是抵消振动扭矩指令Tp的振动频率，α是抵消振动扭矩指令Tp的相位。可知，抵消振动扭矩指令Tp为了抵消传递扭矩振动Teov，将抵消振动扭矩指令Tp的振动频率ωp设定成与传递扭矩振动Teov相同的振动频率ωp，相位α被设定成相对相位β超前或延迟了π（180deg）的反相位，振幅ΔTp被设定成与振幅ΔTeov相等即可。

若传递扭矩振动Teov和抵消振动扭矩指令Tp的合计扭矩振动Tov基于式（1）与式（2）进行整理，则得到下式。

$\mathrm{Tov}\left(t\right)=\mathrm{Teov}\left(t\right)+\mathrm{Tp}\left(t\right)=-\sqrt{{\mathrm{\ΔTeov}}^2+{\mathrm{\ΔTp}}^2+2\mathrm{\ΔTeov\Δ}\mathrm{Tp}\cos (\mathrm{\α}-\mathrm{\β})}\sin (\mathrm{\ωpt}-\mathrm{\γ})$

…（3）

在此，γ为合计扭矩振动Tov的相位。

根据该式，合计扭矩振动Tov的振幅ΔTov为下式。

$\mathrm{\ΔTov}=\sqrt{{\mathrm{\ΔTeov}}^2+{\mathrm{\ΔTp}}^2+2\mathrm{\ΔTeov\Δ}\mathrm{Tp}\cos (\mathrm{\α}-\mathrm{\β})}$

…（4）

通过合计扭矩振动Tov而产生的转速振动ωmv为用式（3）的合计扭矩振动Tov除以惯性力矩Jm，并进行积分而得的下式。

$\mathrm{\ωmv}=\frac{1}{\mathrm{Jm\ωp}}\sqrt{{\mathrm{\ΔTeov}}^2+{\mathrm{\ΔTp}}^2+2\mathrm{\ΔTeov\Δ}\mathrm{Tp}\cos (\mathrm{\α}-\mathrm{\β})}\cos (\mathrm{\ωpt}-\mathrm{\γ})$

…（5）

根据该式，转速振动ωmv的振幅亦即转速振幅Δωmv为下式。

$\mathrm{\Δ\ωmv}=\frac{1}{\mathrm{Jm\ωp}}\sqrt{{\mathrm{\ΔTeov}}^2+{\mathrm{\ΔTp}}^2+2\mathrm{\ΔTeov\Δ}\mathrm{Tp}\cos (\mathrm{\α}-\mathrm{\β})}$

…（6）

由此，根据式（4）以及式（6）可知，转速振幅Δωmv与合计扭矩振动的振幅ΔTov成正比。另外，图14的（a）所示的、从发动机E的输出扭矩Te到旋转电机MG的转速ωm的传递特性的波特图的例子中，与图14的（b）所示的扭矩传递特性同样，也根据增益与振动频率ωp的增加成正比地减少可知，转速振幅Δωmv与合计扭矩振动的振幅Δtov成正比。

将针对抵消振动扭矩指令的相位α与传递扭矩振动的相位β的相位差α-β的、合计扭矩振动的振幅ΔTov以及转速振幅Δωmv的特性表示在图7。

可知在相位差α-β为π的情况下，若振幅ΔTov以及振幅Δωmv为最小，相位差α-β从π向超前（增加）方向或者延迟（减少）方向变化，则振幅ΔTov以及振幅Δωmv增加。

另外，在抵消振动扭矩指令的振幅ΔTp与传递扭矩振动的振幅ΔTeov相等的情况下，当相位差α-β为π时，振幅ΔTov以及振幅Δωmv成为零的最小值。另一方面，即使在振幅ΔTp不与振幅ΔTeov一致的情况下，也当相位差α-β为π时，振幅ΔTov以及振幅Δωmv成为比零大的最小值。

因此，可知不管抵消振动扭矩指令的振幅ΔTp是否与传递扭矩振动的振幅ΔTeov一致，只要按照使相位差α-β成为π的方式使抵消振动扭矩指令的相位α变化，则能够将振幅ΔTov以及振幅Δωmv最小化。即、按照抵消振动扭矩指令的相位α与π＋β一致的方式，使相位α变化即可。

另外，可知即使在不具备扭矩传感器等，无法直接测定合计扭矩To的情况下，也由于转速振幅Δωmv与合计扭矩振动的振幅ΔTov成正比关系，所以如果将转速振幅Δωmv最小化，则也能够使合计扭矩振动的振幅ΔTov最小化。

如图9所示，在抵消振动扭矩指令的相位α比π＋β大（位于相位超前侧）的情况下，例如，在相位α为α1的情况下，为了使转速振幅Δωmv以及合计扭矩振动的振幅ΔTov减少而需要使抵消振动扭矩指令的相位α向相位延迟方向（减少方向）变化。另一方面，在抵消振动扭矩指令的相位α比π＋β小的（位于相位延迟侧）情况下，例如，相位α为α2的情况下，为了使转速振幅Δωmv以及合计扭矩振动的振幅ΔTov减少，而需要使抵消振动扭矩指令的相位α向相位超前方向（增加方向）变化。

由此，需要根据抵消振动扭矩指令的相位α相对于π＋β位于相位前进侧还是相位延迟侧，来使相位α的相位调整方向反转。

3-4-3.传递扭矩振动的相位的变动

在把握抵消振动扭矩指令的相位α相对π＋β的相对相位的基础上，能够通过旋转电机控制单元32对抵消振动扭矩指令的相位α进行较高精度地控制。另一方面，对于传递扭矩振动的相位β而言，由于在不具备扭矩传感器等的情况下无法容易地测定，另外还由于后述的变动要因而变动，因此存在不能够容易地把握相对相位这一课题。若不能把握相对相位，则无法决定为了使转速振幅Δωmv以及合计扭矩振动的振幅ΔTov最小化而使抵消振动扭矩指令的相位α向相位超前或者相位延迟中的哪一方向变化，即相位调整方向，所以无法使抵消振动扭矩指令的相位α变化。

如图8所示，传递扭矩振动的相位β的变动要因中存在（1）点火正时的变动，（2）燃烧速度的变动，（3）第一动力传递机构的相位延迟的变动等。

（1）点火正时的变动由于发动机控制装置31的点火正时的变更等而产生。当发动机E的转速ωe以及输出扭矩Te等运转工作点变化时，发动机控制装置31将点火正时变更成按运转工作点设定的点火正时、或者通过异响防止控制，将点火正时实时向迟角方向以及进角方向变更。若点火正时向相位超前或者相位延迟方向变化，则根据该变化量，输出扭矩振动Tev的相位也发生变化。另外，根据输出扭矩振动Tev的相位的变化量，传递扭矩振动Teov的相位也发生变化。

（2）燃烧速度的变动因燃烧室内的废气再循环量的变化、燃烧室内的流动的变化、点火正时的变化等而产生。根据燃烧速度的变化，输出扭矩振动Tev的相位也变化，传递扭矩振动Teov的相位也变化。

（3）第一动力传递机构的相位延迟的变动因减振器等的、扭转弹簧常量以及粘性摩擦系数变化而产生。根据该相位延迟的变动，传递扭矩振动Teov的相位也变化。

其中，（1）对于点火正时的变动而言，由于旋转电机控制单元32利用与发动机控制装置31的通信等能够把握，因此如后述那样，扭矩振动抵消控制部40根据点火正时的变动，能够使抵消振动扭矩指令的相位α前馈性地变化。

此外，对于抵消振动扭矩指令的相位α而言，也因在旋转电机控制单元32中，从变更抵消振动扭矩指令的相位α后到反映到逆变器IN的驱动为止的运算延迟等，特别是在高转速中多少变动。

此外，如图10的（C）所示，相位α相对π＋β位于相位超前规定角度侧时的、合计扭矩振动Tov的波形、与如图10的（B）所示，相位α相对π＋β位于相位延迟规定角度侧时的、合计扭矩振动Tov的波形为相同的波形，因此旋转电机MG的转速振动ωmv也为相同的波形。由此，基于旋转电机MG的转速ωm的波形，不能容易地判定抵消振动扭矩指令的相位α相对于π＋β位于相位超前侧、或者相位延迟侧中的哪一侧。

3-4-4.相位调整方向的决定

针对上述无法直接检测相对相位的课题，在本实施方式中，相位决定部42根据基于旋转电机MG的转速ωm而导出的转速振幅Δωmv的变化，按照使转速振幅Δωmv减少的方式来决定相位调整方向，使抵消振动扭矩指令的相位α向该决定出的相位调整方向变化。

参照图9对该相位决定部42对相位调整方向的决定进行说明。

抵消振动扭矩指令的相位α比π＋β大的（位于相位超前侧）情况下，例如，相位α为α1的情况下，转速振幅Δωmv相对相位α的斜率亦即相位控制结果dΔωmv／dα为正（比零大）。另一方面，在抵消振动扭矩指令的相位α比π＋β小的（位于相位延迟侧）情况下，例如，在相位α为α2的情况下，相位控制结果dΔωmv／dα为负（比零小）。由此，根据相位控制结果dΔωmv／dα为正以及负中的哪一方，能够判定抵消振动扭矩指令的相位α相对π＋β位于相位超前侧还是位于相位延迟侧，能够决定相位调整方向。

在本实施方式中，如图12所示，相位决定部42根据转速振幅Δωmv的变化，来计算转速振幅Δωmv相对抵消振动扭矩指令的相位α的斜率亦即相位控制结果dΔωmv／dα，在相位控制结果dΔωmv／dα为正的情况下，将相位调整方向决定为相位延迟方向，使抵消振动扭矩指令的相位α向相位延迟方向变化，在相位控制结果dΔωmv／dα为负的情况下，将相位调整方向决定为相位超前方向，使抵消振动扭矩指令的相位α向相位超前方向变化。

另外，本例中，相位决定部42用每单位时间的转速振幅Δωmv的变化量dΔωmv／dt除以每单位时间的抵消振动扭矩指令的相位α的变化量dα／dt，计算相位控制结果dΔωmv／dα。

在图12所示的例中，相位决定部42具备决定相位调整方向的相位调整方向决定部45。另外，相位调整方向决定部45具备计算相位控制结果dΔωmv／dα的相位控制结果计算器47。

另外，相位控制结果计算器47基于由振幅检测器44检测出的转速振幅Δωmv，进行振幅变化量计算处理60，来计算每单位时间的转速振幅Δωmv的变化量dΔωmv／dt。另外，相位控制结果计算器47进行相位变化量计算处理61，来计算每单位时间的抵消振动扭矩指令的相位α的变化量dα／dt。而且，相位控制结果计算器47用变化量dΔωmv／dt除以变化量dα／dt，来计算相位控制结果dΔωmv／dα。

在进行数字运算处理的情况下，振幅变化量计算处理60以及相位变化量计算处理61按规定的运算周期ΔT1被执行。并且，振幅变化量计算处理60如下式那样，基于运算周期ΔT1的期间的转速振幅Δωmv的变化量，来计算每单位时间的转速振幅Δωmv的变化量dΔωmv／dt。另外，相位变化量计算处理61如下式那样，基于运算周期ΔT1的期间的、抵消振动扭矩指令的相位α的变化量，来计算每单位时间的抵消振动扭矩指令的相位α的变化量dα／dt。

$\frac{\mathrm{d\Δ\ωmv}}{\mathrm{dt}}=\frac{\mathrm{\Δ\ωmv}\left(n\right)-\mathrm{\Δ\ωmv}(n-1)}{\mathrm{\ΔT}1}$

$\frac{\mathrm{da}}{\mathrm{dt}}=\frac{a(n-1)-a(n-2)}{\mathrm{\ΔT}1}$

…（7）

在此，（n）表示在这次的运算时期中计算出的值，（n-1）表示在上次（比这次早ΔT1）的运算时期中计算出的值，（n-2）表示在上上次（比这次早2ΔT1）的运算时期中计算出的值。在此，对抵消振动扭矩指令的相位α使用了上次（n-1）以及上上次（n-2）的运算时期的值，这是由于这次（n）的运算时期的值是基于式（7）的计算结果，由相位决定部42最终决定的值，并且，计算相位α的控制结果。即，是由于上次的运算时期中指示的相位α（n-1）的控制结果包含在这次的运算时期中检测出的转速振幅Δωmv（n）中，在上上次的运算时期中指示的相位α（n-2）的控制结果包含在上次的运算时期中检测出的转速振幅Δωmv（n-1）中。此外，旋转电机控制单元32构成为根据上次以及上上次等计算处理内容，将在过去的运算时期中计算出的值保存在RAM中。此外，为了检测转速振幅Δωmv对抵消振动扭矩指令的相位α的变化的控制结果，运算周期ΔT1被设定成与基于传递扭矩振动Teov的旋转电机MG的转速ωm的振动周期（2π／ωp）相比足够长的周期（例如，10倍左右的周期）。

在图12所示的例中，相位调整方向决定部45将相位调整方向用＋1或者-1来计算，以使得反映到抵消振动扭矩指令的相位α的变化。即，相位调整方向决定部45在相位控制结果dΔωmv／dα为零以上的情况下，将相位调整方向决定为相位延迟方向，为了使抵消振动扭矩指令的相位α减少，而将符号增益Ks设为-1。另一方面，相位调整方向决定部45在相位控制结果dΔωmv／dα小于零的情况下，将相位调整方向决定为相位超前方向，为了使抵消振动扭矩指令的相位α增加，将符号增益Ks设定成＋1。此外，也可以在相位控制结果dΔωmv／dα大于零的情况下，将符号增益Ks设定成-1，在相位控制结果dΔωmv／dα为零以下的情况下，将符号增益Ks设定成＋1。

为了计算转速振幅Δωmv相对抵消振动扭矩指令的相位α的斜率，需要使抵消振动扭矩指令的相位α变化来检测转速振幅Δωmv的变化。由此，相位调整方向决定部45构成为将相位调整方向决定成相位超前方向或者相位延迟方向的某一方，使抵消振动扭矩指令的相位α向某一方向变化。即，相位调整方向决定部45构成为例如在相位控制结果dΔωmv／dα为零的情况下，不进行将符号增益Ks设为零那样的决定，不决定成抵消振动扭矩指令的相位α不变化那样的相位调整方向。

3-4-5.转速振幅的检测

另外，如图12所示，相位决定部42具备基于旋转电机MG的转速ωm来检测转速振幅Δωmv的振幅检测器44。

在本实施方式中，振幅检测器44针对旋转电机MG的转速ωm进行傅立叶变换运算处理，计算振动频率ωp的振幅，将该振动频率ωp的振幅设定成转速振幅Δωmv。

在本例中，振幅检测器44进行高速傅立叶变换等离散傅立叶变换运算处理作为傅立叶变换运算处理。例如，振幅检测器44以与基于传递扭矩振动Teov的旋转电机MG的转速ωm的振动周期（2π／ωp）相比足够短的周期对旋转电机MG的转速ωm进行采样，按每一个运算周期ΔT1，对在运算周期ΔT1期间采样的多个采样值进行离散傅立叶运算处理。此外，还为了确保傅立叶变换的精度，如上述那样运算周期ΔT1被设定成与振动周期（2π／ωp）相比足够长的周期（例如，10倍左右的周期）。另外，振幅检测器44还可以对在运算周期ΔT1期间中采样的采样值中的、振动周期（2π／ωp）的整数倍的期间内所采样的采样值，进行离散傅立叶变换运算处理。优选，运算周期ΔT1被设定成振动周期（2π／ωp）的整数倍，也可以被构成为可变周期。

这样，由于将转速振幅Δωmv设定为基于傅立叶变换的振动频率ωp的振幅，所以不被与轴扭转振动等的振动频率ωp不同的频带的振动影响，能够检测由发动机E的输出扭矩振动Tev产生的转速振幅Δωmv。

或者，振幅检测器44还可以针对旋转电机MG的转速ωm，用与运算周期ΔT1相比足够短的周期，进行使振动频率ωp的频域通过的带通滤波处理，按运算周期ΔT1，检测运算周期ΔT1的期间的带通滤波处理后的转速的最大值以及最小值，并基于该检测出的最大值与最小值的偏差，来设定转速振幅Δωmv。即使这样，也不被与轴扭转振动等的振动频率ωp不同的频带的振动影响，能够检测因发动机E的输出扭矩振动Tev而产生的转速振幅Δωmv。

或者，振幅检测器44还可以基于旋转电机MG的转速ωm相对旋转电机MG的转速ωm的平均值的变动量，来检测转速振幅Δωmv。例如，振幅检测器44针对旋转电机MG的转速ωm，进行使比振动频率ωp低的频率通过的低通滤波处理，来计算旋转电机MG的转速ωm的平均值。作为低通滤波处理，能够使用一次延迟滤波处理、移动平均运算处理等。对于移动平均处理而言，由于以短的平均化期间使精度提高，所以可以针对在振动周期（2π／ωp）的整数倍的平均化期间采样的旋转电机MG的转速ωm的采样值，进行平均化处理。另外，振幅检测器44计算旋转电机MG的转速ωm相对旋转电机MG的转速ωm的平均值的偏差，按运算周期ΔT1，计算运算周期ΔT1的期间的该偏差的绝对值的最大值，基于该最大值来设定转速振幅Δωmv。

或者，振幅检测器44还可以按运算周期ΔT1，检测运算周期ΔT1的期间的旋转电机MG的转速ωm的最大值以及最小值，基于该检测出的最大值与最小值的偏差，设定转速振幅Δωmv。

3-4-6.振动扭矩指令的相位的变化

另外，如图12所示，相位决定部42具备使抵消振动扭矩指令的相位α向相位调整方向变化的相位调整部46。

在本实施方式中，相位调整部46构成为根据转速振幅Δωmv的大小，使抵消振动扭矩指令的相位α向相位调整方向变化。

3-4-6-1.反馈相位控制

在本例中，相位调整部46具备反馈相位控制器51。并且，反馈相位控制器51进行基于转速振幅Δωmv的大小的反馈控制，使抵消振动扭矩指令的相位α向相位调整方向变化。此外，在图12的例中，由反馈相位控制器51计算出的、抵消振动扭矩指令的相位α的变化量被设为反馈相位变化量αfb。在图12所示的例中，反馈控制由积分控制构成。即，反馈相位控制器51在相位调整方向对转速振幅Δωmv的大小乘以积分增益Kfb，将积分运算处理后的值设定为反馈相位变化量αfb。此外，作为反馈控制，还可以使用积分控制以外的控制，例如，比例积分控制等各种反馈控制。

此外，积分增益Kfb还可以构成为根据在变速机构TM形成的变速级而被变更。这是由于根据变速比的变化，旋转电机MG的转速ωm的变化相对旋转电机MG的输出扭矩Tm的变化的增益不同。这可以从如图14的（a）所示的、从发动机E的输出扭矩Te到旋转电机MG的转速ωm为止的传递特性的波特图的例中，根据变速级的变化，发动机运转区域中的增益发生上下偏移变化的情况可知。

另外，在图12所示的例中，构成为相位调整方向决定部45计算＋1或者-1的符号增益Ks作为相位调整方向，因此反馈相位控制器51被构成为基于对转速振幅Δωmv乘以＋1或者-1的符号增益Ks而得的值，进行反馈运算处理（积分运算处理），使抵消振动扭矩指令的相位α向相位调整方向变化。

在旋转电机控制单元32通过与发动机控制装置31的通信、或者供给到火花塞的线圈的电信号的检测等，能够检测出点火瞬间的定时的情况下，反馈相位控制器51可以基于该点火定时，设定扭矩振动抵消控制的开始时的反馈相位变化量αfb的初始值，即，积分运算处理的初始值。具体地说，按照使检测出点火定时时（例如，经过时间t1）的、式（2）的ωp×t＋α成为规定的初始相位A1的方式，设定积分运算处理的初始值αfb0。即，积分运算处理的初始值αfb0被设定成初始相位A1-ωp×t1。此外，如后述那样，还可以代替ωp×t而使用基于旋转电机MG的旋转角度θm的角度。另外，在构成为在检测出点火定时时，将经过时间t复位到零的情况下，积分运算处理的初始值αfb0被设定成初始相位A1。初始相位A1根据针对点火定时的、使转速振幅Δωmv成为最小的抵消振动扭矩指令的相位α的关系被预先设定。

此外，在发动机分离离合器CL被分离以及接合的情况下，发动机E的旋转与旋转电机MG的旋转的相对相位变化，因此该情况下，也可以如上述那样设定积分运算处理的初始值。

3-4-6-2.前馈相位控制

另外，相位决定部42具备基于发动机E的点火正时使抵消振动扭矩指令的相位α变化的前馈相位控制器50。

前馈相位控制器50基于点火正时的角度变化量，使抵消振动扭矩指令的相位α变化。此外，在图12的例中，由前馈相位控制器50计算出的、抵消振动扭矩指令的相位α的变化量被设为前馈相位变化量αff。

另外，在火花点火式发动机的情况下，点火正时被设为从火花塞产生火花的时期。于是，该点火正时的角度变化量可以设为基于通过通信从发动机控制装置31传递来的、相对活塞的上止点的相对点火角度的信息计算出的角度变化量，还可以设为基于根据供给到火花塞的线圈的电信号等检测出的点火定时而计算出的角度变化量。另外，作为点火正时，可以是燃烧开始正时，也可以如上述那样，在柴油发动机等的压缩自点火发动机中，将点火正时设为向燃烧室内的燃料喷射正时。另外，在具备检测燃烧室内的压力的压力传感器的情况下，还可以根据压力的上升来判定燃烧开始正时。另外，由于模拟从因点火正时的变化而引起发动机E的输出扭矩振动Tev的相位变化起到传递扭矩振动Teov的相位β变化为止的、第一动力传递机构的响应延迟，所以前馈相位控制器50可以针对点火正时的角度变化量或者前馈相位变化量αff，进行相当于第一动力传递机构的响应延迟的响应延迟处理。

另外，前馈相位控制器50可以将点火正时的角度变化量设为从基准角度的角度变化量，还可以设为从上次运算时期中的点火正时的角度到这次运算时期中的点火正时的角度为止的角度变化量。基准角度可以被设定为在扭矩振动抵消控制的开始时检测出的点火正时的角度。

并且，相位调整部46将反馈相位变化量αfb与前馈相位变化量αff相加而得的值设定成抵消振动扭矩指令的相位α。

3-4-7.抵消振动扭矩指令的振幅以及频率的决定

振幅频率决定部41如上述那样，至少基于发动机E的转速ωe来决定抵消振动扭矩指令的振幅ΔTp以及频率ωp。此外，在本实施方式中，发动机E的转速ωe与旋转电机MG的转速ωm除了振动分量，大致成相同的转速，因此振幅频率决定部41可以代替发动机E的转速ωe而使用旋转电机MG的转速ωm。

在本实施方式中，如图12所示，振幅频率决定部41具备频率决定器48以及振幅决定器49。

频率决定器48基于发动机E的转速ωe来决定抵消振动扭矩指令的频率ωp。具体地说，如上述那样，在汽缸数N的4周期发动机中，将抵消振动扭矩指令的频率ωp设定成ωp＝（N／2）×ωe，例如，在4汽缸发动机中设定成ωp＝2×ωe。

振幅决定器49基于发动机E的转速ωe以及输出扭矩Te来决定抵消振动扭矩指令的振幅ΔTp。

在本例中，如图13的（a）所示，振幅决定器49基于发动机E的输出扭矩Te，进行输出扭矩振动的振幅计算处理62，来计算发动机E的输出扭矩振动的振幅ΔTev。如上述那样，输出扭矩振动的振幅ΔTev与发动机E的输出扭矩Te（平均值）成正比，因此振幅决定器49具有如图13的（b）所示那样的、设定有输出扭矩振动的振幅ΔTev相对发动机E的输出扭矩Te（平均值）的特性的输出扭矩振幅的特性映射图，基于该特性映射图、和发动机E的输出扭矩Te（平均值），来计算输出扭矩振动的振幅ΔTev。

另外，振幅决定器49基于发动机E的转速ωe，进行传递机构的增益计算处理63，来计算传递机构的增益Kg。传递机构的增益Kg为如图6以及图14的（b）所示那样的、与发动机E的转速ωe对应的振动频率ωp中的、第一动力传递机构的扭矩传递特性的增益。振幅决定器49具备如图13的（c）所示那样的、设定有传递机构的增益Kg相对发动机E的转速ωe的特性的增益Kg的特性映射图，基于该特性映射图和发动机E的转速ωe，来计算传递机构的增益Kg。此外，如图14的（b）所示，第一动力传递机构的扭矩传递特性的增益根据变速级而变化，所以可以按在变速机构TM中形成的每个变速级具有增益Kg的特性映射图，按在变速机构TM中形成的每个变速级切换特性映射图，来计算传递机构的增益Kg。

并且，振幅决定器49将输出扭矩振动的振幅ΔTev与传递机构的增益Kg相乘来计算传递扭矩振动的振幅ΔTeov，将该传递扭矩振动的振幅ΔTeov设定成抵消振动扭矩指令的振幅ΔTp。

或者，振幅决定器49具备设定有抵消振动扭矩指令的振幅ΔTp相对发动机E的输出扭矩Te以及转速ωe的特性的三维的特性映射图，基于该特性映射图、发动机E的输出扭矩Te以及转速ωe来计算抵消振动扭矩指令的振幅ΔTp。

3-4-8.抵消振动扭矩指令的生成

抵消振动扭矩指令生成部43基于抵消振动扭矩指令的振幅ΔTp、频率ωp以及相位α生成抵消振动扭矩指令Tp。

在本实施方式中，抵消振动扭矩指令生成部43根据式（2），生成抵消振动扭矩指令Tp。其中，在能够测量旋转电机MG的旋转角度θm来代替式（2）中的频率ωp×经过时间t（ωp×t）的情况下，也可以使用基于旋转电机MG的旋转角度θm的信息。例如，在汽缸数N的4周期发动机中，能够代替ωp×t而使用θm×（N／2）。

另外，在基于第一动力传递机构的、根据输出扭矩振动Tev传递扭矩振动Teov的振幅减少较小的情况下等，还可以对抵消振动扭矩指令Tp按照下式那样，加上相对振动频率ωp的2次以上的振动分量。

Tp(t)＝ΔTpcos(ωpt+α)+ΔTp2cos(2ωpt+α)+ΔTp3cos(3ωpt+α)+......

…（8）

该情况下，针对2次以上的振动分量的振幅ΔTp2、ΔTp3，…振幅频率决定部41也使用与上述振幅ΔTp相同的方法来决定。

旋转电机控制单元32按照对基础扭矩指令值Tb加上抵消振动扭矩指令Tp来设定输出扭矩指令值Tmo，并进行控制使旋转电机MG输出输出扭矩指令值Tmo的输出扭矩Tm。

3-4-9.扭矩振动抵消控制的举动（无前馈控制）

接下来，基于图15的例所示的时间图对扭矩振动抵消控制的举动进行说明。图15的例子是不利用前馈相位控制器50计算前馈相位变化量αff，而仅基于反馈相位变化量αfb，来设定抵消振动扭矩指令的相位α的构成的情况下的例子。其中，相位决定部42的各部的处理与运算周期ΔT1同步地被执行。

在开始扭矩振动抵消控制时，抵消振动扭矩指令的相位α相对π＋β向相位超前侧偏离。由此，转速振幅Δωmv变大。另外，相位调整方向被设定成相位延迟方向（符号增益Ks＝-1），相位α向相位延迟方向（减少方向）变化。由此，相位变化量dα／dt被计算成负的值，并且相位α接近π＋β，因此转速振幅Δωmv减少，振幅变化量dΔωmv／dt也被计算成负的值。由此，用振幅变化量dΔωmv／dt除以相位变化量dα／dt计算出的相位控制结果dΔωmv／dα被计算成正的值。由此，相位调整方向被决定为相位延迟方向（符号增益Ks＝-1），相位α逐渐减少，转速振幅Δωmv也逐渐减少。

另外，当相位α相对π＋β减少到成为相位延迟侧时，转速振幅Δωmv增加，振幅变化量dΔωmv／dt成为正的值，相位控制结果dΔωmv／dα成为负的值。并且，相位调整方向反转到相位超前方向（符号增益Ks＝＋1）（时刻t11）。当相位调整方向成为相位超前方向时，相位α增加，转速振幅Δωmv减少，因此相位控制结果dΔωmv／dα接着被计算成负的值，相位调整方向被维持为相位超前方向（符号增益Ks＝＋1）。

另外，当相位α相对π＋β增加到相位超前侧时，转速振幅Δωmv增加，振幅变化量dΔωmv／dt成为正的值，相位控制结果dΔωmv／dα成为正的值，相位调整方向反转到相位延迟方向（符号增益Ks＝-1），相位α再次减少。

这样，相位α将π＋β为中心，在相位超前侧以及相位延迟侧交替变化，在π＋β附近被反馈控制，转速振幅Δωmv被维持在最小值附近。另外，即使在转速振幅Δωmv被维持在最小值附近的情况下，也由于相位α总是向相位超前方向、或者相位延迟方向变化，因此总是能够计算相位控制结果。由此，即使在传递扭矩振动的相位β变动的情况下（时刻t12），也能够迅速地检测相位β的变动，使相位α变化。

另外，由于根据转速振幅Δωmv的大小，相位α变化，所以转速振幅Δωmv成为最小值附近的情况下的相位α的变化量变小，即使相位α以π＋β为中心在相位超前侧以及相位延迟侧交替变化，转速振幅Δωmv的变化量也变小，并被维持在最小值附近。另外，由于根据转速振幅Δωmv的大小，相位α变化，所以在相位α从π＋β偏离，转速振幅Δωmv变大的情况下，相位α的变化量变大，能够使相位α向π＋β的收敛速度增加。

3-4-10.扭矩振动抵消控制的举动（有前馈控制）

接下来，在图16中示出构成为除了反馈相位变化量αfb，还基于前馈相位变化量αff，设定抵消振动扭矩指令的相位α的情况下的例子。

在图16所示的例子中，在由于点火正时的变化，传递扭矩振动的相位β变动的情况下（从时刻t22到时刻t23），根据点火正时的角度变化量，前馈相位变化量αff变化。由此，相位α根据π＋β的变化，前馈性地变化，在传递扭矩振动的相位β的变动后短期间内，转速振幅Δωmv再次减少到最小值。由此，通过进行与点火正时对应的前馈相位控制，能够针对基于点火正时的变化的传递扭矩振动的相位β的变动，提高转速振幅Δωmv的收敛速度。

〔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并不局限于单独使用，只要不产生矛盾，还能够与其他实施方式的构成组合使用。

（1）在上述的实施方式中，以控制装置3具备多个控制单元32～34，这些多个控制单元32～34分担具备多个功能部71～73、77、78、41～43的情况进行了说明。但是，本发明的实施方式并不局限于此。即，控制装置3还可以将上述多个控制单元32～34任意组合来作为统一或者分离的控制装置而具备，多个功能部71～73、77、78、41～43的分担也能够任意设定。

（2）在上述的实施方式中，与变速机构TM独立地具备切断/连接旋转电机MG与车轮W之间的驱动连结的摩擦接合要素、或者使变矩器以及变矩器的输入输出构件间成为锁止接合状态的摩擦接合要素的构成也是本发明的优选实施方式之一。该情况下，这些摩擦接合要素可以被设定为在工作点变更控制下成为滑动状态的摩擦接合装置。

（3）在上述的实施方式中，以变速机构TM为有级的自动变速装置的情况为例进行了说明。但是，本发明的实施方式并不局限于此。即，变速机构TM是能够连续变更变速比的无级的自动变速装置等、有级的自动变速装置以外的变速装置的构成也是本发明的优选实施方式之一。

（4）在上述的实施方式中，以决定选择执行变速比变更控制以及滑动控制中的、车辆用驱动装置1的能源效率降低少的一方作为工作点变更控制的情况为例进行了说明。但是，本发明的实施方式并不局限于此。即，构成为决定仅执行变速比变更控制以及滑动控制中的任意一方作为工作点变更控制也是本发明的优选实施方式之一。

（5）在上述的实施方式中，以抵消控制执行判定部72基于旋转电机MG、电池BT以及逆变器IN的状态，来判定是否能够执行扭矩振动抵消控制的情况为例进行了说明。但是，本发明的实施方式并不局限于此。即，抵消控制执行判定部72仅基于旋转电机MG、电池BT以及逆变器IN中的任意一个或者两个的状态，来判定是否能够执行扭矩振动抵消控制的构成也是本发明的优选实施方式之一。另外，还可以构成为基于车速以及旋转电机要求扭矩或者发动机要求扭矩等其他条件，来判定是否能够执行扭矩振动抵消控制。例如，在车速比规定值更高的情况下，可以判定为不能执行扭矩振动抵消控制。另外，在由于旋转电机要求扭矩接近旋转电机MG的最大输出，所以在没有使旋转电机MG输出抵消振动扭矩指令Tp的扭矩的富余的情况下等，可以判定为不能执行扭矩振动抵消控制。

（6）在上述的实施方式中，以通过发动机E的转速ωe以及输出扭矩Te的双方预先规定了必要减少区域的情况为例进行了说明。但是，本发明的实施方式并不局限于此。即，仅通过发动机E的转速ωe来预先规定必要减少区域的构成也是本发明的优选实施方式之一。

本发明能够适用于用于控制在将与内燃机驱动连结的输入构件和与车轮驱动连结的输出构件连接的动力传递路径中设置有旋转电机的车辆用驱动装置的控制装置。

图中符号说明：

Te：发动机的输出扭矩；Tev：输出扭矩振动；ΔTev：输出扭矩振动的振幅；Teo：传递扭矩；Teov：传递扭矩振动；ΔTeov：传递扭矩振动的振幅；β：传递扭矩振动的相位；Tp：抵消振动扭矩指令；ΔTp：抵消振动扭矩指令的振幅；ωp：（抵消振动扭矩指令的）频率；α：抵消振动扭矩指令的相位；ωm：旋转电机的转速（角速度）；ωmv：

旋转电机的转速振动；Δωmv：旋转电机的转速振幅；ωe：发动机的转速（角速度）；Jm：旋转电机的惯性力矩；Je：发动机的惯性力矩；

Jl：负载（车辆）的惯性力矩；Tm：旋转电机的输出扭矩；Tmo：旋转电机的输出扭矩指令；Tb：基础扭矩指令值；dΔωmv／dt：转速振幅的变化量；dα／dt：抵消振动扭矩指令的相位的变化量；dΔωmv／dα：相位控制结果；Ks：符号增益；MG：旋转电机；IN：逆变器；BT：电池（蓄电装置）；E：发动机（内燃机）；TM：变速机构（自动变速机构）；CL：发动机分离离合器（摩擦接合装置）；I：输入轴（输入构件）；M：中间轴；O：输出轴（输出构件）；AX：车轴；W：车轮；DF：输出用差动齿轮装置；Se1：发动机转速传感器；Se2：输入轴转速传感器；Se3：输出轴转速传感器；Se4：电池状态检测传感器；Se5：逆变器温度传感器；Se6：旋转电机温度传感器；1：车辆用驱动装置；2：动力传递路径；3：控制装置；31：发动机控制装置；32：旋转电机控制单元；33：动力传递控制单元；34：车辆控制单元；70：扭矩振动对应统合控制部；71：振动减少必要性判定部；72：抵消控制执行判定部；73：执行控制决定部；74：工作点变更控制；77：变速机构控制部；78：发动机分离离合器控制部；79：发动机控制部；40：扭矩振动抵消控制部；41：振幅频率决定部；42：相位决定部；43：抵消振动扭矩指令生成部；44：振幅检测器；45：相位调整方向决定部；46：相位调整部；47：相位控制结果计算器；48：频率决定器；49：振幅决定器；50：前馈相位控制器；51：反馈相位控制器；60：振幅变化量计算处理；61：相位变化量计算处理。

Claims (6)

1.一种控制装置，用于控制在将与内燃机驱动连结的输入构件和与车轮驱动连结的输出构件连接的动力传递路径中设置有旋转电机的车辆用驱动装置，该控制装置的特征在于，具备：

振动减少必要性判定部，其判定要求运转工作点是否位于被预先规定为需要减少从上述内燃机传递到上述旋转电机的扭矩振动的区域的必要减少区域内，其中，上述要求运转工作点是根据上述内燃机所要求的输出扭矩以及转速而定的运转工作点；

抵消控制执行判定部，其在上述要求运转工作点被判定为位于上述必要减少区域内的情况下，判定是否能够执行使上述旋转电机输出用于抵消上述扭矩振动的扭矩的扭矩振动抵消控制；和

执行控制决定部，其在上述扭矩振动抵消控制被判定为能够执行的情况下，决定执行上述扭矩振动抵消控制，在上述扭矩振动抵消控制被判定为无法执行的情况下，决定执行变更上述内燃机的运转工作点的工作点变更控制，

在上述工作点变更控制中，通过以使得上述内燃机的输出保持恒定、或上述内燃机的输出扭矩保持恒定的方式变更上述内燃机的转速，来将上述内燃机的运转工作点向上述必要减少区域外变更。

2.根据权利要求1所述的控制装置，其中，

上述旋转电机经由进行直流交流转换的逆变器与蓄电装置电连接，

上述抵消控制执行判定部基于上述旋转电机、上述蓄电装置以及上述逆变器中的至少一个的状态，来判定是否能够执行上述扭矩振动抵消控制。

3.根据权利要求1所述的控制装置，其中，

上述必要减少区域是由上述内燃机的转速以及输出扭矩的双方规定的区域。

4.根据权利要求2所述的控制装置，其中，

上述必要减少区域是由上述内燃机的转速以及输出扭矩的双方规定的区域。

5.根据权利要求1至4中任意一项所述的控制装置，其中，

上述车辆用驱动装置在上述动力传递路径中具备能够变更变速比的自动变速机构、和能够调整旋转的传递状态的摩擦接合装置，

上述工作点变更控制是变更上述变速比来使上述内燃机的转速变化的变速比变更控制、以及使上述摩擦接合装置成为滑动状态的滑动控制中的至少一方。

6.根据权利要求5所述的控制装置，其中，

上述执行控制决定部基于上述内燃机的运转工作点和上述输出构件的转速，选择上述变速比变更控制以及上述滑动控制中上述车辆用驱动装置的能源效率降低较少的一方作为上述工作点变更控制来决定执行。