JP5413547B1 - ハイブリッド車両の制御装置 - Google Patents

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    • B60W10/06—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of propulsion units including control of combustion engines
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
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    • B60W20/15—Control strategies specially adapted for achieving a particular effect
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W30/00—Purposes of road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub-unit, e.g. of systems using conjoint control of vehicle sub-units
    • B60W30/18—Propelling the vehicle
    • B60W30/20—Reducing vibrations in the driveline
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    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
    • F16F15/121—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon using springs as elastic members, e.g. metallic springs
    • F16F15/123—Wound springs
    • F16F15/1232—Wound springs characterised by the spring mounting
    • F16F15/12326—End-caps for springs
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
    • F16F15/121—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon using springs as elastic members, e.g. metallic springs
    • F16F15/123—Wound springs
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    • F16F15/1236—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations resulting in a staged spring characteristic, e.g. with multiple intermediate plates
    • F16F15/12366—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations resulting in a staged spring characteristic, e.g. with multiple intermediate plates acting on multiple sets of springs
    • F16F15/12373—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations resulting in a staged spring characteristic, e.g. with multiple intermediate plates acting on multiple sets of springs the sets of springs being arranged at substantially the same radius
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    • B60K6/26—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00 the prime-movers consisting of electric motors and internal combustion engines, e.g. HEVs characterised by apparatus, components or means specially adapted for HEVs characterised by the motors or the generators
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Abstract

エンジンと電動機との間の動力伝達経路にダンパ装置が設けられているハイブリッド車両において、エンジン始動時の捩れ共振を抑制できる装置を提供する。
ダンパ装置３８の負方向の捩れ角では、エンジン回転速度Ｎeに対する共振周波数ｆが複数設けられており、エンジン始動に際して、エンジン回転速度Ｎeの上昇中に、電動機トルクＴm1を制御して共振周波数ｆを切り替えることで、エンジン回転速度Ｎeが共振周波数ｆに対応する回転速度と一致することを回避することができる。従って、エンジン始動中の捩れ共振が回避され、ドライバビリティを向上させることができる。

Description

本発明は、ハイブリッド車両の制御装置に係り、特に、エンジン始動時の制御に関するものである。
エンジンと電動機との間の動力伝達経路にダンパ装置が介挿された構造を有するハイブリッド車両がよく知られている。特許文献１に記載のハイブリッド駆動装置用ダンパもその一例である。このようなダンパ装置にあっては、例えば特許文献２にも記載されているように、一般に、車両運転中のエンジン回転域において捩れ共振を抑制するために、共振回転域が車両運転時のエンジン回転域以下となるようにダンパ特性が設定されている。また、特許文献３には、ダンパ装置の捩れ特性を段階的に変化させることで、低トルク域から高トルク域への捩れ剛性の変動を小さくすることが記載されている。
特開２００２−１３５４７号公報 特開２０１２−６２９１２号公報 特開２０１２−６７８７７号公報
ところで、ハイブリッド車両にあっては、エンジン始動に際して、電動機からエンジン回転速度を引き上げるクランキングトルクが付与される。このとき、エンジン回転速度が上昇する際に、エンジン回転速度が共振周波数に対応する回転速度と一致すると捩れ共振が生じ、振動や騒音が発生してドラビリが悪化する。特に、ハイブリッド車両にあっては、車両走行中においてエンジンの始動および停止が頻繁に繰り返されるため、この問題が顕著となる。なお、特許文献３には、捩れ特性を段階的に変化させることでドライバビリティの悪化を防止する内容が記載されているものの、エンジン始動時において捩れ共振を抑制できる具体的な内容について開示されていない。
本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、エンジンと電動機との間の動力伝達経路に介挿されているダンパ装置を備えたハイブリッド車両において、エンジン始動時の捩れ共振を抑制できる装置を提供することにある。
上記目的を達成するための、第１発明の要旨とするところは、(a)エンジンと電動機との間の動力伝達経路にダンパ装置が設けられ、(b)そのダンパ装置は、そのエンジンからその電動機に向かって駆動力を伝達する正方向の捩れと、その電動機からそのエンジンに向かって駆動力を伝達する負方向の捩れの捩れ特性が異なり、(c)前記電動機によって前記エンジンの回転を上昇させてそのエンジンを始動するハイブリッド車両の制御装置において、(d)前記ダンパ装置の負方向の捩れは、前記捩れ角によって捩れ剛性の異なる複数の捩れ特性を有しており、(e)エンジン始動に際し、エンジン回転速度に応じて前記複数の捩れ特性を使い分けてエンジン回転速度を上昇させることを特徴とする。
このようにすれば、ダンパ装置の負方向の捩れ特性は、捩れ角によって捩れ剛性の異なる複数の捩れ特性を有しており、エンジン始動に際して、エンジン回転速度に応じて前記複数の捩れ特性を使い分けてエンジン回転速度を上昇させることで、エンジン回転速度の上昇中に、エンジン回転速度が共振周波数に対応する回転速度と一致することを回避することができる。従って、エンジン回転速度の上昇中の捩れ共振が回避され、ドライバビリティを向上させることができる。
また、好適には、(a)前記ダンパ装置は、前記負方向の捩れにおいて、第１共振周波数となる第１捩れ特性と、その第１周波数よりも高い第２共振周波数となる第２捩れ特性とを、有しており、(b)エンジン始動が開始されると、前記第２捩れ特性となる捩れ角で前記エンジンの回転速度を上昇し、(c)前記エンジン回転速度が、前記第１共振周波数に対応する回転速度よりも高く、且つ、前記第２共振周波数に対応する回転速度よりも低い回転速度となると、前記電動機の電動機トルクを低減し、前記第１捩れ特性となる捩れ角で前記エンジンの回転速度を上昇させる。このようにすれば、エンジン始動が開始される時点では、ダンパ装置が第２捩れ特性となる捩れ角となるので、共振周波数に対応する回転速度が高くなり、エンジン回転速度がその回転速度に到達しない。また、エンジン回転速度が、第１共振周波数に対応する回転速度を超え、第２共振周波数に対応する回転速度よりも低い回転速度となると、電動機トルクが低減されて第１捩れ特性となる捩れ角でエンジン回転速度が上昇するので、エンジン回転速度が第１共振周波数に対応する回転速度よりも高くなり、エンジン回転速度の上昇に従ってその第１共振周波数に対応する回転速度から遠ざかる。このように、エンジン始動中においてエンジン回転速度が共振周波数に対応する回転速度と一致することが回避されるので、エンジン始動時の捩れ共振を回避し、ドライバビリティを向上することができる。
また、好適には、前記ダンパ装置は、負方向の捩れにおいて、少なくとも２つの捩れ特性を有しており、捩れ角の大きい方が、捩れ角の小さい方に比べて、エンジン回転速度に対する共振周波数が高い。このようにすれば、エンジン始動が開始される時点では大きなトルクが出力されるが、そのときに共振周波数が高くなるので、共振周波数に対応するエンジン回転速度が高い値となる。また、エンジン回転速度が上昇すると、大きなトルクが不要となりトルクが低減されるが、このトルクの低減によって共振周波数が低い値に切り替えられる。このとき、エンジン回転速度がその共振周波数に対する回転速度よりも高くなることで、エンジン回転速度が共振周波数に対応する回転速度と一致することが回避される。
また、好適には、エンジン始動が開始されると、前記ダンパ装置に伝達されるトルクが、前記ダンパ装置の捩れ特性が前記第２捩れ特性となる予め設定されている下限トルクを下回らないように、前記電動機トルクを制御する。このようにすれば、エンジン始動が開始された当初は、ダンパ装置の捩れ特性が第２捩れ特性の状態で維持され、エンジン回転速度に対して共振周波数に対応する回転速度が高い値に設定される。従って、エンジン始動が開始された当初は、エンジン回転速度を共振周波数に対応する回転速度から遠ざけることができる。
また、好適には、前記エンジン回転速度が、前記第２共振周波数に対応する回転速度よりも所定値だけ低い回転速度となると、前記ダンパ装置に伝達されるトルクが、前記ダンパ装置の捩れ特性が前記第１捩れ特性となる予め設定されている上限トルクよりも低くなるように、前記電動機トルクを制御する。このようにすれば、エンジン回転速度が第２共振周波数に対応する回転速度よりも所定値だけ低い回転速度となると、ダンパ装置の捩れ特性が第１捩れ特性に切り替えられるので、エンジン回転速度が第１共振周波数に対する回転速度よりも高くなる。従って、エンジン回転速度がさらに上昇しても共振周波数に対応する回転速度と一致することが回避される。
また、好適には、前記第１共振周波数に対応するエンジン回転速度および前記第２共振周波数に対応するエンジン回転速度は、何れも前記エンジンのアイドル回転速度よりも低い値に設定されている。このようにすれば、エンジン駆動中は、エンジン回転速度が共振周波数に対応する回転速度とならないので、エンジン駆動中の捩れ共振の発生が回避される。
また、好適には、エンジン回転速度に対する共振周波数とは、捩れ共振が発生するエンジン回転速度を周波数に換算した値である。言い換えれば、エンジン回転速度がその共振周波数に対応する回転速度と一致した場合には、捩れ共振が発生する。
本発明が適用されたハイブリッド車両の車両用駆動装置を説明する概略構成図である。 図１のダンパ装置の構造を詳細に示す図である。 図２のダンパ装置において、コイルスプリング周辺を拡大して示した拡大図である。 図２のダンパ装置の捩れ特性を示す図である。 エンジン始動時の制御作動を示すタイムチャートである。 図１の電子制御装置の制御作動の要部、具体的には、エンジン始動時の制御作動を説明するフローチャートである。
以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。
図１は、本発明が適用されたハイブリッド車両８（車両８）の車両用駆動装置１０を説明する概略構成図である。車両用駆動装置１０は、エンジン２４と、動力伝達装置１２と、エンジン２４と動力伝達装置１２との間に設けられている後述するダンパ装置３８とを含んで構成されている。図１において、この車両用駆動装置１０では、車両８において、主駆動源であるエンジン２４のトルクが後述するダンパ装置３８および遊星歯車装置２６を介して車輪側出力軸１４に伝達され、その車輪側出力軸１４から差動歯車装置１６を介して左右一対の駆動輪１８にトルクが伝達されるようになっている。また、この車両用駆動装置１０には、走行のための駆動力を出力する力行制御およびエネルギを回収するための回生制御を選択的に実行可能な第２電動機ＭＧ２が設けられており、この第２電動機ＭＧ２は自動変速機２２を介して上記車輪側出力軸に連結されている。したがって、第２電動機ＭＧ２から車輪側出力軸へ伝達される出力トルクがその自動変速機２２で設定される変速比γs（＝第２電動機ＭＧ２の回転速度Ｎmg2／車輪側出力軸の回転速度Ｎout）に応じて増減されるようになっている。
第２電動機ＭＧ２と駆動輪１８との間の動力伝達経路に介装されている自動変速機２２は、変速比γsが「１」より大きい複数段を成立させることができるように構成されており、第２電動機ＭＧ２からトルクを出力する力行時にはそのトルクを増大させて車輪側出力軸へ伝達することができるので、第２電動機ＭＧ２が一層低容量もしくは小型に構成される。これにより、例えば高車速に伴って車輪側出力軸の回転速度Ｎoutが増大した場合には、第２電動機ＭＧ２の運転効率を良好な状態に維持するために、変速比γsを小さくして第２電動機ＭＧ２の回転速度（以下、第２電動機回転速度という）Ｎmg2を低下させたり、また車輪側出力軸の回転速度Ｎoutが低下した場合には、変速比γsを大きくして第２電動機回転速度Ｎmg2を増大させる。
上記動力伝達装置１２は、第１電動機ＭＧ１および第２電動機ＭＧ２を備えて構成されており、エンジン２４のトルクを駆動輪１８に伝達する。上記エンジン２４は、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの燃料を燃焼させて動力を出力する公知の内燃機関であって、マイクロコンピュータを主体とする図示しないエンジン制御用の電子制御装置１００（Ｅ−ＥＣＵ）によって、スロットル弁開度や吸入空気量、燃料供給量、点火時期などの運転状態が電気的に制御されるように構成されている。上記電子制御装置１００には、アクセルペダルの操作量であるアクセル開度Ａccを検出するアクセル操作量センサＡＳ、ブレーキペダルの操作の有無を検出するためのブレーキセンサＢＳ、クランク軸３６のクランク角に対応するエンジン回転速度Ｎeを検出するクランク角センサ４３、第１電動機ＭＧ１の第１電動機回転速度Ｎmg1を検出する第１レゾルバ４４、第２電動機ＭＧ２の第２電動機回転速度Ｎmg2を検出する第２レゾルバ４６、車速Ｖに対応する車輪側出力軸１４の回転速度Ｎoutを検出する出力軸回転速度センサ４８等からの検出信号が供給されている。
上記第１電動機ＭＧ１（本発明の電動機）は、例えば同期電動機であって、駆動トルクＴm1を発生させる電動機としての機能と発電機としての機能とを選択的に生じるように構成され、インバータ３０を介してバッテリー、コンデンサなどの蓄電装置３２に接続されている。そして、マイクロコンピュータを主体とする図示しないモータジェネレータ制御用の電子制御装置１００（ＭＧ−ＥＣＵ）によってそのインバータ３０が制御されることにより、第１電動機ＭＧ１の電動機トルクＴm1が制御される。
遊星歯車装置２６は、サンギヤＳ０と、そのサンギヤＳ０に対して同心円上に配置されたリングギヤＲ０と、これらサンギヤＳ０およびリングギヤＲ０に噛み合うピニオンギヤＰ０を自転かつ公転自在に支持するキャリヤＣＡ０とを三つの回転要素として備えて公知の差動作用を生じるシングルピニオン型の遊星歯車機構である。遊星歯車装置２６はエンジン２４および自動変速機２２と同心に設けられている。遊星歯車装置２６および自動変速機２２は中心線に対して対称的に構成されているため、図１ではそれらの下半分が省略されている。
本実施例では、エンジン２４のクランク軸３６は、ダンパ装置３８および動力伝達軸３９を介して遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ０に連結されている。これに対してサンギヤＳ０には第１電動機ＭＧ１が連結され、リングギヤＲ０には車輪側出力軸が連結されている。このキャリヤＣＡ０は入力要素として機能し、サンギヤＳ０は反力要素として機能し、リングギヤＲ０は出力要素として機能している。
上記遊星歯車装置２６において、キャリヤＣＡ０に入力されるエンジン２４の出力トルクに対して、第１電動機ＭＧ１による反力トルクＴm1がサンギヤＳ０に入力されると、出力要素となっているリングギヤＲ０には、直達トルクが現れるので、第１電動機ＭＧ１は発電機として機能する。また、リングギヤＲ０の回転速度すなわち車輪側出力軸１４の回転速度（出力軸回転速度）Ｎoutが一定であるとき、第１電動機ＭＧ１の回転速度Ｎmg1を上下に変化させることにより、エンジン２４の回転速度（エンジン回転速度）Ｎeを連続的に（無段階に）変化させることができる。
本実施例の前記自動変速機２２は、一組のラビニョ型遊星歯車機構によって構成されている。すなわち自動変速機２２では、第１サンギヤＳ１と第２サンギヤＳ２とが設けられており、その第１サンギヤＳ１にステップドピニオンＰ１の大径部が噛合するとともに、そのステップドピニオンＰ１の小径部がピニオンＰ２に噛合し、そのピニオンＰ２が前記各サンギヤＳ１、Ｓ２と同心に配置されたリングギヤＲ１（Ｒ２）に噛合している。上記各ピニオンＰ１、Ｐ２は、共通のキャリヤＣＡ１（ＣＡ２）によって自転かつ公転自在にそれぞれ保持されている。また、第２サンギヤＳ２がピニオンＰ２に噛合している。
前記第２電動機ＭＧ２は、前記モータジェネレータ制御用の電子制御装置１００（ＭＧ−ＥＣＵ）によりインバータ４０を介して制御されることにより、電動機または発電機として機能させられ、アシスト用出力トルクあるいは回生トルクが調節或いは設定される。第２サンギヤＳ２にはその第２電動機ＭＧ２が連結され、上記キャリヤＣＡ１が車輪側出力軸に連結されている。第１サンギヤＳ１とリングギヤＲ１とは、各ピニオンＰ１、Ｐ２と共にタプルピニオン型遊星歯車装置に相当する機構を構成し、また第２サンギヤＳ２とリングギヤＲ１とは、ピニオンＰ２と共にシングルピニオン型遊星歯車装置に相当する機構を構成している。
そして、自動変速機２２には、第１サンギヤＳ１を選択的に固定するためにその第１サンギヤＳ１と非回転部材であるハウジング４２との間に設けられた第１ブレーキＢ１と、リングギヤＲ１を選択的に固定するためにそのリングギヤＲ１とハウジング４２との間に設けられた第２ブレーキＢ２とが設けられている。これらのブレーキＢ１、Ｂ２は摩擦力によって制動力を生じるいわゆる摩擦係合装置であり、多板形式の係合装置あるいはバンド形式の係合装置を採用することができる。そして、これらのブレーキＢ１、Ｂ２は、それぞれ油圧シリンダ等のブレーキＢ１用油圧アクチュエータ、ブレーキＢ２用油圧アクチュエータにより発生させられる係合圧に応じてそのトルク容量が連続的に変化するように構成されている。
以上のように構成された自動変速機２２は、第２サンギヤＳ２が入力要素として機能し、またキャリヤＣＡ１が出力要素として機能し、第１ブレーキＢ１が係合させられると「１」より大きい変速比γshの高速段Ｈが成立させられ、第１ブレーキＢ１に替えて第２ブレーキＢ２が係合させられるとその高速段Ｈの変速比γshより大きい変速比γslの低速段Ｌが成立させられるように構成されている。すなわち、自動変速機２２は２段変速機で、これらの変速段ＨおよびＬの間での変速は、車速Ｖや要求駆動力（もしくはアクセル操作量）などの走行状態に基づいて実行される。より具体的には、変速段領域を予めマップ（変速線図）として定めておき、検出された運転状態に応じていずれかの変速段を設定するように制御される。
図２は、図１のダンパ装置３８の構造を詳細に示す図であり、図２(a)がダンパ装置３８の断面図、図２(b)がダンパ装置３８の正面図を示している。なお、図２(a)は図２(b)のＸ−Ｘ断面図に対応し、図２(b)において一部が断面図で示されている。
ダンパ装置３８は、軸心Ｃを中心としてエンジン２４と遊星歯車装置２６との間に動力伝達可能に設けられている。また、第１電動機ＭＧ１が遊星歯車装置２６に動力伝達可能に連結されていることから、ダンパ装置３８は、エンジン２４と第１電動機ＭＧ１との間の動力伝達経路上に設けられている。なお、図１に示す動力伝達軸３９が、ダンパ装置３８の内周部（ハブ５８）にスプライン嵌合される。
ダンパ装置３８は、回転軸心Ｃまわりの回転可能な一対のディスクプレート５６と、そのディスクプレート５６と同回転軸心Ｃまわりの相対回転可能なハブ５８と、ディスクプレート５６とハブ５８との間に介挿され、ディスクプレート５６とハブ５８との間を動力伝達可能に連結するばね鋼から成るコイルスプリング６２ａ、６２ｂと、ディスクプレート５６とハブ５８との間でヒステリシストルクを発生させるヒステリシス機構６４とを、含んで構成されている。
ディスクプレート５６は、左右一対の円盤状の第１ディスクプレート６６（以下、第１プレート６６）および第２ディスクプレート６８（以下、第２プレート６８）から構成され、コイルスプリング６２ａ、６２ｂおよびハブ５８をそれらプレート６６、６８で軸方向に挟み込んだ状態で、外周部がリベット７０によって相対回転不能に互いに締結されている。第１プレート６６には、コイルスプリング６２ａ、６２ｂを収容するための開口穴が周方向に等角度間隔で４個形成されている。また、第２プレート６８にも、コイルスプリング６２ａ、６２ｂを収容するための開口穴が、周方向において第１プレート６６の開口穴と同じ位置に等角度間隔で４個形成されている。そして、第１プレート６６の開口穴および第２プレート６８の開口穴によって形成される空間に、コイルスプリング６２ａ、６２ｂが収容されている。
本実施例では、第１プレート６６の開口穴と第２プレート６８の開口穴によって形成される空間が４個形成されているが、その空間にはコイルスプリング６２ａおよびコイルスプリング６２ｂが交互に２個ずつ収容されている。なお、コイルスプリング６２ｂは、大径のコイルスプリング、およびその大径のコイルスプリングの内部に収容されている小径のコイルスプリングから構成されている。本実施例では、これら大径のコイルスプリングおよび小径のコイルスプリングを、まとめてコイルスプリング６２ｂと定義する。
ハブ５８は、内周部に動力伝達軸３９がスプライン嵌合される内周歯を備えた円筒状の基部５８ａと、その基部５８ａの外周面から径方向に伸びる円盤状のフランジ部５８ｂとから構成されている。フランジ部５８ｂには、周方向に等角度間隔で４個のスプリング収容穴５８ｃが形成されている。このスプリング収容穴５８ｃにコイルスプリング６２ａ、６２ｂが収容されている。
ここで、コイルスプリング６２ａにあっては、ダンパ装置３８にトルクが伝達されない状態において、その両端からコイルスプリング６２ａを保持する一対のスプリングシート７２ａとフランジ部５８ｂとが当接した状態でスプリング収容穴５８ｃに収容されている。一方、コイルスプリング６２ｂにあっては、コイルスプリング６２ｂを保持する一対のスプリングシート７２ｂとフランジ部５８との間に、所定の間隙が形成されている。従って、ダンパ装置３８の捩れ角θが所定の捩れ角θに到達するまでは、ハブ５８（フランジ部５８ｂ）とコイルスプリング６２ｂを保持するスプリングシート７２ｂとが当接しないようになっている。
図３は、図２(b)の太一点鎖線Ｄで囲まれる部位、すなわちコイルスプリング６２ｂ周辺を拡大して示した拡大断面図である。図３に示すように、コイルスプリング６２ｂをその両端から挟み込んで保持する一対のスプリングシート７２ｂとハブ５８（フランジ部５８ｂ）との間に形成されている間隙Ｌが、非対称となるように形成されている。具体的には、図３において、上方側（時計回り側）に形成されているスプリングシート７２ｂとフランジ部５８ｂとの間隙Ｌ１が、下方側（反時計回り側）に形成されている間隙Ｌ２よりも小さく形成されている。これより、図３において、ハブ５８がコイルスプリング６２ｂに対して反時計回りに相対回転した場合においてフランジ部５８ｂ（ハブ５８）とスプリングシート７２ｂとが当接する捩れ角θ１（間隙Ｌ１に対応する）は、フランジ部５８ｂ（ハブ５８）がコイルスプリング６２に対して時計回りに相対回転した場合においてフランジ部５８ｂとスプリングシート７２ｂとが当接する捩れ角θ２（間隙Ｌ２に対応する）よりも小さくなる。
このように構成されるダンパ装置３８において、ディスクプレート５６が軸心Ｃを中心に反時計回りに回転すると、コイルスプリング６２ａ、６２ｂの一端が押圧され、コイルスプリング６２ａ、６２ｂも同様に軸心Ｃを中心に反時計回りに公転させられる。そして、コイルスプリング６２ａの他端がフランジ部５８ｂ（ハブ５８）を押圧することで、ハブ５８が反時計回りに回転する。また、捩れ角θが所定値θ２に到達すると、コイルスプリング６２ｂの他端もスプリングシート７２ｂを介してフランジ部５８（ハブ５８）に当接し、コイルスプリング６２ｂもハブ５８を反時計回り側に押圧する。従って、ハブ５８がコイルスプリング６２ａ、６２ｂによって反時計回りに回転させられる。このとき、コイルスプリング６２ａ、６２ｂは、弾性変形しつつ動力を伝達することで、トルク変動によるショックがコイルスプリング６２によって吸収される。なお、本実施例では、ディスクプレート５６はエンジン２４に動力伝達可能に連結されており、エンジン２４から第１電動機ＭＧ１側に向かって駆動力が伝達されると、ディスクプレート５６を反時計回りに回転させるトルクが伝達される。このエンジン２４から第１電動機ＭＧ１側に向かって駆動力が伝達されるときにダンパ装置３８が正方向に捩られる。すなわち、ダンパ装置３８が正の捩れ角θで捩られる。
また、ハブ５８が軸心Ｃを中心に反時計回りに回転すると、コイルスプリング６２ａの一端が押圧され、コイルスプリング６２ａが軸心Ｃを中心に反時計回りに公転させられる。そして、コイルスプリング６２ａの他端がディスクプレート５６を押圧し、ディスクプレート５６が軸心Ｃを中心に反時計回りに回転させられる。また、捩れ角θが所定値θ１に到達すると、フランジ部５８ｂ（ハブ５８）がスプリングシート７２ｂを介してコイルスプリング６２ｂの一端と当接し、さらにコイルスプリング６２ｂの他端がディスクプレート５６を反時計回りに押圧する。従って、ディスクプレート５６が、コイルスプリング６２ａ、６２ｂによって反時計回りに回転させられる。なお、第１電動機ＭＧ１からエンジン２４に向かってエンジン２４を駆動させる方向の駆動力が伝達される場合には、ハブ５８側からそのハブ５８を反時計回りに回転させるトルクが伝達される。この第１電動機ＭＧ１からエンジン２４に向かってエンジン２４を駆動させる方向の駆動力が伝達されるときにダンパ装置３８が負方向に捩られる。すなわち、ダンパ装置３８が負の捩れ角θで捩られる。
図４は、ダンパ装置３８のダンパ捩れ特性を示している。図４において横軸がハブ５８とディスクプレート５６の相対回転角である捩れ角θを示し、縦軸がダンパ装置３８にかかるトルクＴ(Nm)を示している。また、正の捩れ角θは、エンジン２４が駆動したときの捩れ角、すなわちディスクプレート５６側からダンパ装置３８を反時計回りに回転させるトルクが伝達されたときの捩れ角に対応している。一方、負の捩れ角θは、ハブ５８側（動力伝達軸３９側）からダンパ装置３８を反時計回りに回転させるトルクが伝達されたときの捩れ角に対応している。なお、ダンパ装置３８は、ヒステリシス機構６４を備えているが、図４では、そのヒステリシストルクは省略されている。
図４に示すように、エンジン２４側から伝達される駆動力（駆動トルク）が増加するに従って、正の捩れ角θが増加している。そして、正の捩れ角θが所定値θ２に到達すると、コイルスプリング６２ｂがハブ５８と当接するので、ダンパ装置３８の剛性が高くなり、捩れ角θに対するトルクの傾きがさらに大きくなる。すなわち、捩れ角θ１となると、コイルスプリング６２の捩れ剛性が剛性Ｋ１から、その剛性Ｋ１よりも大きい捩れ剛性Ｋ２に切り替わる。
また、ハブ５８側から伝達される駆動力（駆動トルク）が増加するに従って、負の捩れ角が増加している。そして、負の捩れ角θが所定値θ１に到達すると、ハブ５８がコイルスプリング６２ｂと当接するので、ダンパ装置３８の剛性が高くなり、捩れ角θに対するトルクの傾きがさらに大きくなる。すなわち、捩れ角θ２となると、コイルスプリング６２の捩れ剛性が剛性Ｋ１から、その剛性Ｋ１よりも大きい捩れ剛性Ｋ２に切り替わる。従って、ダンパ装置３８の負の捩れにおいて、捩れ角θによって捩れ剛性が変化することから、捩れ角θによってエンジン回転速度Ｎeに対する共振周波数の異なる２つの捩れ特性を有している。具体的には、ダンパ装置３８は、負の捩れにおいて、捩れ角θが所定値θ１未満で共振周波数ｆ１となる第１捩れ特性Ｂと、所定値θ１以上で共振周波数ｆ１よりも高い共振周波数ｆ２となる第２捩れ特性Ａとを有している。捩れ角θの大きい方が、捩れ角θの小さい方に比べて共振周波数ｆが高くなるのは、捩れ角θが所定値θ１まで増加するとハブ５８がコイルスプリング６２ｂと当接し、ダンパ装置３８の捩れ剛性が高くなるためである。なお、このエンジン回転速度Ｎeに対する共振周波数ｆとは、捩れ共振が生じるエンジン回転速度Ｎeを駆動系の共振周波数ｆに換算した値であり、エンジン回転速度Ｎeがその共振周波数ｆに対応する回転速度となると捩れ共振が発生する。また、共振周波数ｆ１が本発明の第１共振周波数に対応し、共振周波数ｆ２が本発明の第２共振周波数に対応しており、本実施例では、これら共振周波数ｆ１、ｆ２が、ともにエンジン２４のアイドル回転速度Ｎidleよりも低い値に設定されている。
図４に示すように、捩れ角θ２は捩れ角θ１よりも大きい。これは、図３で示した間隙Ｌ２が間隙Ｌ１よりも大きいことに起因している。このように、ダンパ装置３８にあっては、正の捩れ角（正方向の捩れ）と負の捩れ角（負方向の捩れ）とで捩れ特性が異なっている。具体的には、負の捩れ角では、捩れ剛性Ｋ１から捩れ剛性Ｋ２に切り替わる捩れ角θ１が、正の捩れ角において切り替わる捩れ角θ２よりも捩れ角Δθ分だけ小さくなる。
図１に戻り、電子制御装置１００は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことによりハイブリッド車両８の各種制御を実行する。例えば、電子制御装置１００は、エンジン２４の出力制御、第１電動機ＭＧ１および第２電動機ＭＧ２の駆動制御および回生制御、自動変速機２２の変速制御、等を実行するようになっており、必要に応じてエンジン制御用や電動機制御用や油圧制御用（変速制御用）等に分けて構成される。
また、電子制御装置１００は、車両８の走行状態に基づいてモータ走行からエンジン走行への切り替えを判定する、すなわちエンジン２４の始動を判定するエンジン始動判定部１０２（エンジン始動判定手段）、および、エンジン２４の始動制御を実行するエンジン始動制御部１０４（エンジン始動制御手段）を機能的に含んでいる。
エンジン始動判定部１０２は、モータ走行中において、車両の走行状態が所定の条件を満たしたか否かに基づいて、モータ走行からエンジン走行への切替判定、言い換えれば、エンジン２４の始動を判定する。エンジン始動制御部１０２は、例えば、予め設定されている車速Ｖとアクセル開度Ａccから成る、モータ走行とエンジン走行の走行領域を示す走行モードマップに基づいて、車両の走行状態がモータ走行領域からエンジン走行領域に切り替わった際に、エンジン走行に切り替えるためにエンジン２４を始動させることを判断する。
エンジン始動制御部１０４は、エンジン始動判定部１０２に基づいてエンジン２４の始動が判断されると実行される。エンジン始動制御部１０４は、第１電動機ＭＧ１からエンジン２４をクランキングさせるトルクＴm1（エンジン回転速度を上昇させるトルク）を出力することで、エンジン回転速度Ｎeを引き上げて自立運転可能な回転速度まで上昇させた後、エンジン２４を燃焼させてエンジン２４を始動させる。なお、第１電動機ＭＧ１は、遊星歯車装置２６を介してダンパ装置３８に連結されるので、第１電動機ＭＧ１の電動機トルクＴm1が遊星歯車装置２６のギヤ比に基づいて算出されるクランキングトルクＴに変換されてがダンパ装置３８に伝達される。
ところで、車両８では、エンジン２４の常用回転速度域で捩れ共振が発生しないように、エンジン２４のアイドル回転速度よりも低い回転速度で捩れ共振が発生するように設定されている。そのため、エンジン始動の際にエンジン回転速度Ｎeを上昇させる過渡期において、車両８の共振周波数に対応するエンジン回転速度を通過することになる。このとき、捩れ共振が発生し、振動によるショックや異音が発生しやすくなる。また、例えば極低温時にあっては、エンジン２４のフリクションも大きくなるため、エンジン始動時に共振周波数に対応する回転速度に滞留しやすくなる。さらに、ハイブリッド車両８では、エンジン２４の始動および停止が頻繁に繰り返されるため、この問題が顕著となる。
この問題を解消するため、エンジン始動制御部１０４は、エンジン始動に際して、エンジン回転速度Ｎeに応じてダンパ装置３８が有する複数（本実施例では２つ）の捩れ特性を使い分けることで捩れ共振の発生を抑制する。以下、エンジン始動制御部１０４の具体的な制御について説明する。
エンジン始動にあっては、第１電動機ＭＧ１から遊星歯車装置２６およびダンパ装置３８を介して、エンジン２４にエンジン回転速度を上昇させるクランキングトルクＴが伝達される。このとき、ダンパ装置３８においては、ハブ５８側からクランキングトルクＴが伝達されることになり、ダンパ装置３８では負の捩れ角θとなる。すなわち、エンジン始動にあっては、この負の捩れ角領域での捩れ特性を利用することになる。
エンジン始動制御部１０４は、エンジン始動が開始された当初は、第１電動機ＭＧ１のトルクＴm1を高くして、ダンパ装置３８に伝達されるクランキングトルクＴを高くする。具体的には、ダンパ装置３８の捩れ角θが所定値θ１よりも大きくなるトルクＴ２よりも大きいトルクが、ダンパ装置３８に伝達されるように制御される。従って、ダンパ装置３８の捩れ特性が第２捩れ特性Ａとなる。このとき、駆動系の共振周波数ｆが、捩れ剛性Ｋ２に基づく共振周波数ｆ２となる。そして、エンジン回転速度Ｎeが上昇し、エンジン回転速度Ｎeが、共振周波数ｆ１に対応する回転速度Ｎf1よりも高く、且つ、共振周波数ｆ２よりも所定値αだけ低い回転速度領域では、エンジン始動制御部１０４は、クランキングトルクＴがトルクＴ２よりも大きい状態を維持する。さらに、エンジン回転速度Ｎeが、共振周波数ｆ２に対応する回転速度Ｎf2に近づくと、その共振周波数ｆ２に対応する回転速度Ｎf2に到達する前に、エンジン始動制御部１０４は、第１電動機ＭＧ１のトルクＴm1を制御してダンパ装置３８に伝達されるクランキングトルクＴを低減する。具体的には、捩れ角θが所定値θ１よりも小さくなるトルクＴ１以下となるまでクランキングトルクＴを低減する。このとき、ダンパ装置３８の捩れ特性が第１捩れ特性Ｂとなり、共振周波数ｆが共振周波数ｆ２よりも小さい共振周波数ｆ１となる。この共振周波数ｆ１に対応するエンジン回転速度Ｎf1は、回転速度Ｎf2よりも低い回転速度となる。そこで、エンジン回転速度Ｎeが共振周波数ｆ１に対応する回転速度Ｎf1を通過した状態で、クランキングトルクＴを低減させて共振周波数ｆを共振周波数ｆ２から共振周波数ｆ１に切り替えると、エンジン回転速度Ｎeが共振周波数ｆ１に対応する回転速度Ｎf1よりも高くなり、さらにエンジン回転速度Ｎeが上昇するとエンジン回転速度Ｎeが共振周波数ｆに対応する回転速度から遠ざかる。すなわち、エンジン回転速度Ｎeが共振周波数ｆに対応する回転速度と一致することが回避される。
上記エンジン始動制御について、図５に示すエンジン始動時のタイムチャートを用いて説明する。エンジン２４を始動させる判定が為されると、第１電動機ＭＧ１からクランキングトルクが出力されてエンジン回転速度Ｎeの上昇が開始される。ここで、エンジン回転速度Ｎeをゼロから上昇させる際には、大きなクランキングトルクが必要となり、エンジン始動制御部１０４は、エンジン始動が開始されると、ダンパ装置３８に伝達されるクランキングトルクＴがトルクＴ２よりも大きくなるように、第１電動機ＭＧ１のトルクＴm1を出力する。これに関連して、ダンパ装置３８の捩れ特性が第２捩れ特性Ａ（共振周波数ｆ２）となる。
第１電動機ＭＧ１によるエンジン回転速度Ｎeの上昇が開始されると、エンジン回転速度Ｎeが、捩れ剛性Ｋ１に基づく共振周波数ｆ１に対応するエンジン回転速度Ｎf1に近づいたか否かが判定される。具体的には、エンジン回転速度Ｎeが、エンジン回転速度Ｎf1から予め設定されている所定値βだけ低い値(=Nf1-β)を超えたか否かが判定される。なお、所定値βは、予め実験によって適合的に求められる値であり、エンジン回転速度Ｎeが回転速度Ｎf1に到達までの時間等を考慮したマージンである。
図５にｔ１時点において、エンジン回転速度Ｎeが回転速度(Nef1-β)に到達すると、エンジン回転速度Ｎeが共振周波数ｆ１に対応する回転速度Ｎf1に近づいたものと判断され、エンジン始動制御部１０４は、クランキングトルクＴが予め設定されているトルクＴ２を下回らないように第１電動機ＭＧ１のトルクＴm1を制御する。すなわち、クランキングトルクＴの下限ガード値（トルクＴ２）が設定され、クランキングトルクＴがトルクＴ２で維持されている。このトルクＴ２は、予め適合によって求められる値であり、図４に示すように、ダンパ装置３８の捩れ特性が第２捩れ特性Ａとなる値、すなわち共振周波数ｆ２となる値に設定されている。従って、ｔ１時点において、エンジン回転速度Ｎeが回転速度(Ｎef1-β)を超えると、クランキングトルクＴがトルクＴ２以下とならないように制御され、共振周波数ｆが捩れ剛性Ｋ２に基づいて決定される共振周波数ｆ２となる。この共振周波数ｆ２は、捩れ剛性Ｋ１に基づいて決定される共振周波数ｆ１よりも高い値であり、この共振周波数ｆ２に対応する回転速度Ｎf2も共振周波数ｆ１に対応する回転速度Ｎf1よりも高い値となる。これより、エンジン回転速度Ｎeが上昇して、共振周波数ｆ１に対応する回転速度Ｎf1を通過しても、共振周波数ｆが共振周波数ｆ１よりも高い共振周波数ｆ２となっているため捩れ共振は発生しない。なお、トルクＴ２が本発明の下限トルクに対応している。
さらにエンジン回転速度Ｎeが上昇し、共振周波数ｆ１に対応する回転速度Ｎf1よりも高くなり、共振周波数ｆ２に対応するエンジン回転速度Ｎf2に近づくと、エンジン始動制御部１０４は、クランキングトルクを低減する。具体的には、エンジン回転速度Ｎeが、共振周波数ｆ２に対応するエンジン回転速度Ｎf2から予め設定されている所定値αだけ低い値(=Ｎf2-α)に到達したとき、エンジン回転速度Ｎf2に近づいたものと判定される。このとき、エンジン始動制御部１０４は、クランキングトルクを図４に示すトルクＴ１よりも低い値となるまで低減する。このトルクＴ１は、予め適合によって求められる値であり、図４に示すように、ダンパ装置３８の捩れ特性が第１捩れ特性Ｂとなる値、すなわち共振周波数ｆ１となる値に設定されている。また、所定値αは、予め適合によって求められる値であり、エンジン回転速度Ｎeが回転速度(Ｎf2-α)から回転速度Ｎf2に到達するまでの時間等を考慮したマージンである。なお、トルクＴ１が本発明の上限トルクに対応している。
図５のｔ２時点が、エンジン回転速度Ｎeが回転速度(Ｎf2-α)に到達した時点を示している。このｔ２時点からクランキングトルクＴが低下しており、トルクＴ１よりも低い値で制御されている。従って、ダンパ装置３８の捩れ特性が第１捩れ特性Ｂとなり、共振周波数ｆが共振周波数ｆ１となる。ここで、ｔ２時点では、エンジン回転速度Ｎeが、共振周波数ｆ１に対応する回転速度Ｎf1よりも高いため、エンジン回転速度Ｎeがさらに上昇しても、共振周波数ｆに対応するエンジン回転速度Ｎeと一致しない。従って、エンジン始動に際して、エンジン回転速度Ｎeが捩れ共振の発生する回転速度と一致することが回避され、捩れ共振の発生が回避される。
図６は、電子制御装置１００の制御作動の要部、具体的にはエンジン始動時の制御作動を説明するフローチャートであり、例えば数ｍｓｅｃ乃至数十ｍｓｅｃ程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行される。
先ず、エンジン始動判定部１０２に対応するステップＳ１（以下、ステップを省略する）において、エンジン２４の始動要求が出力されたか否かが判定される。Ｓ１が否定される場合、本ルーチンは終了させられる。Ｓ１が肯定される場合、エンジン始動制御部１０４に対応するＳ２において、第１電動機ＭＧ１からクランキングトルクＴが伝達されることで、エンジン２４のクランキングが開始される。エンジン始動制御部１０４に対応するＳ３では、エンジン回転速度Ｎeが、共振周波数ｆ１に対応するエンジン回転速度Ｎf1よりも所定値βだけ低い値(=Ｎf1-β)と、共振周波数ｆ２に対応するエンジン回転速度Ｎf2よりも所定値αだけ低い値(Ｎef2-α)との間の回転速度域(Ｎf2-α＞Ｎe＞Ｎf1-β)にあるか否かが判定される。Ｓ３が否定される場合、本ルーチンは終了させられる。Ｓ３が肯定される場合、エンジン始動制御部１０４に対応するＳ４において、ダンパ装置３８に伝達されるクランキングトルクＴがトルクＴ２以上で維持されるように下限ガードが設定され、電動機ＭＧ１のトルクＴm1が制御される。エンジン始動制御部１０４に対応するＳ５では、エンジン回転速度Ｎeが、共振周波数ｆ２に対応するエンジン回転速度Ｎf2よりも所定値αだけ低い値(=Ｎf2-α)を超えたか否かが判定される。Ｓ５が否定される場合、本ルーチンは終了させられる。一方、Ｓ５が肯定される場合、クランキングトルクＴがトルクＴ１以下となるようにトルクダウンされ、共振周波数ｆが周波数ｆ２から周波数ｆ１に切り替えられる。これより、エンジン回転速度Ｎeが共振周波数ｆ１に対応する回転速度Ｎf1よりも高い状態となり、さらにエンジン回転速度Ｎeが上昇しても捩れ共振は発生しない。
上述のように、本実施例によれば、ダンパ装置３８の負方向の捩れ特性は、捩れ角によって捩れ剛性の異なる複数の捩れ特性を有しており、エンジン始動に際して、エンジン回転速度Ｎeに応じて前記複数の捩れ特性を使い分けてエンジン回転速度Ｎeを上昇させることで、エンジン回転速度Ｎeの上昇中に、エンジン回転速度Ｎeが共振周波数ｆに対応する回転速度と一致することを回避することができる。従って、エンジン回転速度Ｎeの上昇中の捩れ共振が回避され、ドライバビリティを向上させることができる。
また、本実施例によれば、エンジン始動が開始される時点では、ダンパ装置３８が第２捩れ特性Ａとなる捩れ角となるので、共振周波数ｆに対応する回転速度が高くなり、エンジン回転速度Ｎeがその回転速度に到達しない。また、エンジン回転速度Ｎeが、第１共振周波数ｆ１に対応する回転速度Ｎf1を超え、第２共振周波数ｆ２に対応する回転速度Ｎf2よりも低い回転速度となると、電動機トルクＴm1が低減されて第１捩れ特性Ｂとなる捩れ角でエンジン回転速度Ｎeが上昇するので、エンジン回転速度Ｎeが第１共振周波数ｆ１に対応する回転速度Ｎf1よりも高くなり、エンジン回転速度Ｎeの上昇に従ってその第１共振周波数ｆ１に対応する回転速度Ｎf1から遠ざかる。このように、エンジン始動中においてエンジン回転速度Ｎeが共振周波数ｆに対応する回転速度と一致することが回避されるので、エンジン始動時の捩れ共振を回避し、ドライバビリティを向上することができる。
また、本実施例によれば、ダンパ装置３８は、負方向の捩れにおいて、少なくとも２つの捩れ特性を有しており、捩れ角θの大きい方が、捩れ角θの小さい方に比べて、エンジン回転速度Ｎeに対する共振周波数ｆが高い。このようにすれば、エンジン始動が開始された時点では大きなトルクが出力されるが、そのときに共振周波数ｆが高くなるので、共振周波数ｆに対応するエンジン回転速度Ｎeが高い値となる。また、エンジン回転速度Ｎeが上昇すると、大きなトルクが不要となりトルクが低減されるが、このトルクの低減によって共振周波数ｆが低い値ｆ１に切り替えられる。このとき、エンジン回転速度Ｎeがその共振周波数ｆ１に対する回転速度Ｎf1よりも高くなることで、エンジン回転速度Ｎeが共振周波数ｆに対応する回転速度と一致することが回避される。
また、本実施例によれば、エンジン始動が開始されると、ダンパ装置３８に伝達されるクランキングトルクＴが、ダンパ装置３８の捩れ特性が第２捩れ特性Ａとなる予め設定されているトルクＴ２を下回らないように、電動機トルクＴm1を制御する。このようにすれば、エンジン始動が開始された当初は、ダンパ装置３８の捩れ特性が第２捩れ特性の状態で維持され、エンジン回転速度Ｎeに対して共振周波数に対応する回転速度が高い値に設定される。従って、エンジン始動が開始された当初は、エンジン回転速度Ｎeを共振周波数に対応する回転速度から遠ざけることができる。
また、本実施例によれば、エンジン回転速度Ｎeが、第２共振周波数ｆ２に対応する回転速度Ｎf2よりも所定値αだけ低い回転速度(Ｎf2-α)となると、ダンパ装置３８に伝達されるクランキングトルクＴが、ダンパ装置３８の捩れ特性が第１捩れ特性Ｂとなる予め設定されている上限トルクＴ１よりも低くなるように、電動機トルクＴm1を制御する。このようにすれば、エンジン回転速度Ｎeが第２共振周波数ｆ２に対応する回転速度Ｎf2よりも所定値αだけ低い回転速度(Ｎf2-α)となると、ダンパ装置３８の捩れ特性が第１捩れ特性Ｂに切り替えられるので、エンジン回転速度Ｎeが第１共振周波数ｆ１に対する回転速度Ｎf1よりも高くなる。従って、エンジン回転速度Ｎeがさらに上昇して共振周波数ｆに対応する回転速度Ｎfと一致することが回避される。
また、本実施例によれば、第１共振周波数ｆ１に対応する回転速度Ｎf1および第２共振周波数ｆ２に対応する回転速度Ｎf2は、何れもエンジン２４のアイドル回転速度よりも低い値に設定されている。このようにすれば、エンジン駆動中は、エンジン回転速度Ｎeが共振周波数に対応する回転速度とならないので、エンジン駆動中の捩れ共振の発生が回避される。
以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。
例えば、前述の実施例では、ダンパ装置３８は、負の捩れ角において、捩れ特性が第１捩れ特性Ｂおよび第２捩れ特性Ａの２つの捩れ特性を有しているが、これは一例であって、３段以上に切り替えられる構造であっても構わない。また、本発明は、複数の捩れ特性を有するダンパ装置であれば適用可能であり、複数の捩れ特性を実現する具体的な構造についても本実施例のものに限定されない。
また、前述の実施例では、第１電動機ＭＧ１が差動機構として機能する遊星歯車装置２６を介してダンパ装置３８に連結されているが、必ずしもこの構成に限定されるものではなく、電動機が直接ダンパ装置に連結されたものであっても構わない。すなわち、本発明は、エンジンと電動機との間にダンパ装置が動力伝達可能に設けられている構成であれば、適宜適用することができる。
また、前述の実施例では、エンジン回転速度Ｎeが回転速度(Ｎf1-β)となると、クランキングトルクＴがトルクＴ２以上となるように制御されているが、エンジン始動が開始された時点から、クランキングトルクがトルクＴ２以上となるように制御されても構わない。
なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。
８：ハイブリッド車両
２４：エンジン
３８：ダンパ装置
１００：電子制御装置（制御装置）
ＭＧ１：第１電動機（電動機）
ｆ１：共振周波数（第１共振周波数）
ｆ２：共振周波数（第２共振周波数）

Claims (5)

  1. エンジンと電動機との間の動力伝達経路にダンパ装置が設けられ、
    該ダンパ装置は、該エンジンから該電動機に向かって駆動力を伝達する正方向の捩れと、該電動機から該エンジンに向かって駆動力を伝達する負方向の捩れの捩れ特性が異なり、
    前記電動機によって前記エンジンの回転を上昇させて該エンジンを始動するハイブリッド車両の制御装置において、
    前記ダンパ装置の負方向の捩れ特性は、前記捩れ角によって捩れ剛性の異なる複数の捩れ特性を有しており、
    エンジン始動に際し、エンジン回転速度に応じて前記複数の捩れ特性を使い分けてエンジン回転速度を上昇させることを特徴とするハイブリッド車両の制御装置。
  2. 前記ダンパ装置は、前記負方向の捩れにおいて、第１共振周波数となる第１捩れ特性と、該第１周波数よりも高い第２共振周波数となる第２捩れ特性とを、有しており、
    エンジン始動が開始されると、前記第２捩れ特性となる捩れ角で前記エンジンの回転速度を上昇し、
    前記エンジン回転速度が、前記第１共振周波数に対応する回転速度よりも高く、且つ、前記第２共振周波数に対応する回転速度よりも低い回転速度となると、電動機の電動機トルクを低減し、前記第１捩れ特性となる捩れ角で前記エンジンの回転速度を上昇させることを特徴とする請求項１のハイブリッド車両の制御装置。
  3. 前記ダンパ装置は、負方向の捩れにおいて、少なくとも２つの捩れ特性を有しており、
    捩れ角の大きい方が、捩れ角の小さい方に比べて、エンジン回転速度に対する共振周波数が高いことを特徴とする請求項１または２のハイブリッド車両の制御装置。
  4. エンジン始動が開始されると、前記ダンパ装置に伝達されるトルクが、前記ダンパ装置の捩れ特性が前記第２捩れ特性となる予め設定されている下限トルクを下回らないように、前記電動機トルクを制御することを特徴とする請求項２または３のハイブリッド車両の制御装置。
  5. 前記エンジン回転速度が、前記第２共振周波数に対応する回転速度よりも所定値だけ低い回転速度となると、前記ダンパ装置に伝達されるトルクが、前記ダンパ装置の捩れ特性が前記第１捩れ特性となる予め設定されている上限トルクよりも低くなるように、前記電動機トルクを制御することを特徴とする請求項２乃至４の何れか１のハイブリッド車両の制御装置。
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