JP5989561B2 - 車両の制振制御装置 - Google Patents

Description

本発明は車両の制振制御装置に係り、特に、駆動輪を支持しているサスペンションメンバが懸架装置を介してボデーに連結されている懸架部位の共振を抑制する技術に関するものである。

特許文献１には、車輪の回転速度の変動に基づいて懸架装置のばね下の上下振動を抑制するように駆動力を制御する制振制御装置が提案されている。また、内燃機関と駆動輪との間の動力伝達経路に回転機が連結されているとともに、駆動輪を支持しているサスペンションメンバが懸架装置を介してボデーに連結されている車両が広く知られている。

特開２００７−２６１４７７号公報

しかしながら、内燃機関を有する車両において、内燃機関から駆動輪までの減速比が小さい状態（Ｈｉギヤ状態）での走行中に内燃機関を始動する場合、駆動系のねじれ振動のゲインが、駆動輪を支持しているサスペンションメンバが懸架装置を介してボデーに配設されている懸架部位の共振周波数帯（例えば１６〜２０Ｈｚ程度の低周波数域）で増加し、その懸架部位が共振してショックが生じることが見い出された。このような現象は、内燃機関の始動時だけでなく、内燃機関の停止時や急な加減速時等にも発生する可能性がある。

本発明は以上の事情を背景として為されたもので、その目的とするところは、Ｈｉギヤ状態での走行中の内燃機関の始動時等に駆動系のねじれ振動に起因して懸架部位が共振し、ショックが生じることを抑制することにある。

かかる目的を達成するために、第１発明は、内燃機関と駆動輪との間の動力伝達経路に回転機が連結されているとともに、その駆動輪を支持しているサスペンションメンバが懸架装置を介してボデーに連結されている車両において、(a) 前記動力伝達経路で、前記懸架装置が配設された懸架部位の共振周波数帯のねじれ振動が発生しているか否かを判定する振動発生判定手段と、(b) 前記懸架装置を介して連結された前記ボデーおよび前記サスペンションメンバの車両前後方向の相対振動を検出する懸架系振動検出手段と、(c) その相対振動を前記回転機により抑制するための制振トルクを算出する制振トルク算出手段と、(d) 前記振動発生判定手段により前記動力伝達経路で前記懸架部位の共振周波数帯のねじれ振動が発生していると判定された場合に、前記制振トルク算出手段によって算出された前記制振トルクを前記回転機のトルクに付加する制振トルク付加手段と、を有することを特徴とする。
なお、懸架装置を介して連結されたボデーおよびサスペンションメンバの相対振動は、両者の各振動の速度差や加速度差などである。

第２発明は、第１発明の車両の制振制御装置において、前記懸架系振動検出手段は、前記動力伝達経路の回転速度変動およびねじり剛性に基づいて駆動力を推定し、前記懸架装置の剛性および粘性、前記ボデーの質量、前記サスペンションメンバの質量を用いて予め定められた懸架系モデルに前記推定駆動力を適用してそのボデーおよびサスペンションメンバの各振動若しくは相対振動を推定する振動推定手段を備えていることを特徴とする。

第３発明は、第２発明の車両の制振制御装置において、前記懸架系振動検出手段は、前記ボデーおよび前記サスペンションメンバの各々に配設された一対の振動センサから振動情報を読み込んでそのボデーおよびサスペンションメンバの各振動を実測する振動実測手段を備えており、その振動センサが正常時にはその振動実測手段によって前記各振動を実測し、その振動センサが異常時には前記振動推定手段によって前記各振動若しくは相対振動を推定することを特徴とする。

このような車両の制振制御装置においては、動力伝達経路で懸架部位の共振周波数帯のねじれ振動が発生していると判断される場合に、その懸架部位の相対振動を抑制するための制振トルクが回転機のトルクに付加されるため、例えばＨｉギヤ状態での走行中における内燃機関の始動時や停止時、急な加減速時等に動力伝達経路に生じるねじれ振動に起因する懸架部位の共振が抑制され、その共振に起因するショックが低減される。

第２発明では、動力伝達経路の回転速度変動およびねじり剛性に基づいて駆動力を推定し、予め定められた懸架系モデルにその推定駆動力を適用して懸架部位の各振動若しくは相対振動を推定するため、それ等の振動を振動センサなどで実際に測定する必要がなく、装置を簡単で且つ安価に構成することが可能である。

第３発明は、第２発明の振動推定手段に加えて、ボデーおよびサスペンションメンバに配設された一対の振動センサにより懸架部位の各振動を実測する振動実測手段を備えている場合で、振動センサが正常時には振動実測手段によって懸架部位の各振動を実測し、振動センサが異常時には振動推定手段によって懸架部位の各振動若しくは相対振動を推定する。このため、通常は振動センサによって実測した振動に基づいて制振トルクを求めて制振制御を高い精度で行うことができるとともに、振動センサが故障した場合でも、振動推定手段によって推定した各振動若しくは相対振動に基づいて制振トルクを求めて制振制御を実行することができる。

本発明が好適に適用されるハイブリッド車両の骨子図に、制御系統の要部を併せて示した概略構成図である。 図１の差動部の共線図の一例である。 図１のハイブリッド車両の駆動輪や差動歯車装置（デフ）に配設されたサスペンション装置の構成を説明する模式図である。 図１の制振制御手段によって実行されるエンジン始動時の制振制御を具体的に説明するフローチャートである。 図１の振動制御手段において、懸架部位の相対振動を推定して制振制御を行う場合の機能ブロック線図である。 本発明が好適に適用されるハイブリッド車両の別の例を示す骨子図である。

本発明は、内燃機関がトーショナルダンパを介して動力伝達経路に連結される場合に好適に適用される。トーショナルダンパ無しでも、プロペラシャフトやドライブシャフト、車輪等の変形でねじれ振動を生じる場合があり、本発明が適用され得る。内燃機関は、例えば３以上の回転要素を有する遊星歯車装置等の差動部を介して動力伝達経路に連結されるが、動力伝達経路に直接連結したり、クラッチ等の断接装置を介して連結したりしても良い。

動力伝達経路に連結される回転機としては、電動モータおよび発電機として選択的に用いることができるモータジェネレータが好適に用いられるが、電動モータ或いは発電機としてのみ用いられるものでも良い。この回転機は、動力伝達経路に直接連結しても良いが、減速装置等を介して連結しても良い。

動力伝達経路には、例えば遊星歯車式等の有段の自動変速機或いは無段変速機などの自動変速機が設けられ、内燃機関から駆動輪までの減速比が小さいＨｉギヤ状態での走行中に内燃機関を始動する場合に、例えば１６〜２０Ｈｚ程度の低周波数域でねじれ振動を生じることがあり、本発明の制振制御が好適に適用される。自動変速機を備えていない場合でも、例えば駆動輪までの減速比が小さい車両等に対して本発明は適用され得る。内燃機関の停止時や急な加減速時にも、低周波数のねじれ振動が生じて懸架部位が共振する可能性があるため、本発明が好適に適用される。

ボデーとサスペンションメンバとの間に配設される懸架装置は、例えばボデーマウント等のゴムを主体とした弾性支持体などで、ボデーとサスペンションメンバとが車両前後方向において相対振動することが許容され、共振によってこの相対振動が大きくなるとショックを生じる。駆動輪は、アームやリンク部材等を介して所定の相対変位可能にサスペンションメンバによって支持される。

動力伝達経路で懸架部位の共振周波数帯のねじれ振動が発生していると判断される場合に制振制御が実行され、例えばねじれ振動を検出してその周波数が予め定められた共振周波数帯の場合に制振制御を実行するように構成されるが、必ずしもねじれ振動を検出して共振周波数帯と比較する必要はなく、共振が発生するようなねじれ振動が生じる運転状態か否かを判断して制振制御を実行するようにしても良い。例えばＨｉギヤ状態での走行中の内燃機関の始動時や停止時、或いは急な加減速時には、実際のねじれ振動の有無とは関係無く制振制御を実行するようにしても良い。また、そのような運転状態の時に、実際のねじれ振動の周波数が予め定められた共振周波数帯であるか否かを判断し、共振周波数帯の場合に制振制御を行うようにしても良い。

制振トルク算出手段は、ボデーおよびサスペンションメンバの相対振動を回転機により抑制するための制振トルクを算出するが、相対振動としては、例えば各振動の速度差や加速度差が好適に用いられる。そして、その速度差や加速度差を偏差として、その偏差が０になるようにする制振トルクを、例えば予め定められたフィードバック制御式等に従って算出する。

第３発明では、懸架系振動検出手段として振動推定手段および振動実測手段を共に備えているが、第１発明の実施に際しては、それ等の振動推定手段および振動実測手段の何れか一方のみを備えているだけでも良い。例えば、振動推定手段を備えている場合には、懸架部位の各振動を実測する振動センサは不要である。

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。
図１は、本発明が好適に適用されるハイブリッド車両１０の駆動系統の骨子図を含む概略構成図である。このハイブリッド車両１０は、燃料の燃焼によって動力を発生する内燃機関であるエンジン１２と、それぞれ電動モータおよび発電機として用いることができる第１モータジェネレータＭＧ１および第２モータジェネレータＭＧ２と、シングルピニオン型の遊星歯車装置から成る差動部１４とを同軸上に備えている。差動部１４の第１回転要素であるキャリアＣにはエンジン１２がトーショナルダンパ１６を介して連結されている一方、第２回転要素であるリングギヤＲには中間伝達軸１８が連結され、第３回転要素であるサンギヤＳには第１モータジェネレータＭＧ１が連結されている。また、中間伝達軸１８に第２モータジェネレータＭＧ２が連結されている。この第２モータジェネレータＭＧ２は、動力伝達経路に連結された回転機である。なお、エンジン１２と差動部１４との間にクラッチ等の切離し装置を設けることもできるし、第２モータジェネレータＭＧ２と中間伝達軸１８との間に減速機構等を介在させても良い。

図２は、差動部１４の３つの回転要素Ｓ、Ｃ、Ｒの回転速度を直線で結ぶことができる共線図で、シングルピニオン型の遊星歯車装置から成る本実施例の差動部１４の場合、キャリアＣが中間に位置し、サンギヤＳおよびリングギヤＲが両端に位置する。また、それ等の回転要素Ｓ、Ｃ、Ｒの間隔は、遊星歯車装置のギヤ比ρ（＝サンギヤＳの歯数／リングギヤＲの歯数）に応じて１：ρに定められる。そして、キャリアＣがエンジン１２により回転駆動されると、サンギヤＳに連結された第１モータジェネレータＭＧ１のトルクに応じたトルクでリンギヤＲ、更には中間伝達軸１８が回転駆動される。第２モータジェネレータＭＧ２は、力行制御されて電動モータとして用いられることにより駆動力を発生し、回生制御されて発電機として用いられることによりインバータ４２を介してバッテリー４４を充電する。図２のωｇは第１モータジェネレータＭＧ１の回転速度（ＭＧ１回転速度）で、ωｅはエンジン１２の回転速度（エンジン回転速度）で、ωｍは第２モータジェネレータＭＧ２の回転速度（ＭＧ２回転速度）である。

前記中間伝達軸１８は自動変速機２０の入力軸で、エンジン１２および第２モータジェネレータＭＧ２の出力は、その中間伝達軸１８を介して自動変速機２０に伝達され、更に図示しない出力軸からプロペラシャフト２２、差動歯車装置２４、左右のドライブシャフト２６を介して左右の後輪２８に伝達される。自動変速機２０は、例えば複数の油圧式摩擦係合装置（クラッチやブレーキ）の係合解放状態によって変速比γが異なる複数のギヤ段が成立させられる遊星歯車式等の有段の自動変速機で、電磁式の油圧制御弁や切換弁等によって変速制御が行われる。自動変速機２０として、ベルト式等の無段変速機を採用することもできる。上記中間伝達軸１８、自動変速機２０、プロペラシャフト２２、差動歯車装置２４、ドライブシャフト２６等によって動力伝達経路が構成されている。

上記差動歯車装置２４および後輪２８は、サスペンション装置３０を介してボデー３２（図３参照）に連結されている。図３は、サスペンション装置３０の模式図で、ボデー３２は車体のフレームなどである。サスペンション装置３０は、４隅においてボデーマウント３４を介してボデー３２に連結されたサスペンションメンバ３６を備えており、そのサスペンションメンバ３６の左右両端部には、サスペンションリンク３８を介して後輪２８が所定の相対変位可能に支持されている。また、サスペンションメンバ３６の中央部は、複数のデフマウント４０を介して差動歯車装置２４に連結されている。ボデーマウント３４およびデフマウント４０は、何れもゴムを主体として構成されている弾性支持体で、車両の上下方向や前後方向に所定の相対変位が許容されるようになっている。ボデーマウント３４は懸架装置で、そのボデーマウント３４を介して連結されたボデー３２およびサスペンションメンバ３６が懸架部位である。

図１に戻って、上記ハイブリッド車両１０は電子制御装置７０を備えている。電子制御装置７０は、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、及び入出力インターフェースなどを有する所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつＲＯＭに予め記憶されたプログラムに従って信号処理を行う。この電子制御装置７０には、エンジン回転速度センサ５０、ＭＧ２回転速度センサ５４、アクセル操作量センサ５６、車速センサ５８から、それぞれエンジン回転速度ωｅ、ＭＧ２回転速度ωｍ、アクセルペダルの操作量（アクセル操作量）Ａｃｃ、自動変速機２０の出力回転速度（車速Ｖに対応）ωout を表す信号が供給される。ＭＧ２回転速度ωｍは、動力伝達経路を構成している中間伝達軸１８の回転速度と同じである。また、前記ボデー３２に配設されたボデー振動センサ６０、サスペンションメンバ３６に配設されたサスペンション振動センサ６２から、それぞれボデー３２の車両前後方向の振動（ボデー振動）ＶibＢ、サスペンションメンバ３６の車両前後方向の振動（サス振動）ＶibＳを表す信号が供給される。この他、バッテリー４４の蓄電残量ＳＯＣを表す信号が供給されるなど、各種の制御に必要な種々の情報が供給されるようになっている。

上記電子制御装置７０は、機能的にハイブリッド制御手段７２、変速制御手段７４、制振制御手段８０を備えている。ハイブリッド制御手段７２は、エンジン１２およびモータジェネレータＭＧ１、ＭＧ２の作動を制御することにより、例えばエンジン１２を駆動力源として用いて走行するエンジン走行モードや、第２モータジェネレータＭＧ２を駆動力源として用いて走行するモータ走行モード等の予め定められた複数の走行モードを、アクセル操作量Ａｃｃや車速Ｖ等の運転状態に応じて切り換えて走行する。また、エンジン停止時の走行中にエンジン１２を始動する際には、第１モータジェネレータＭＧ１、第２モータジェネレータＭＧ２のトルク制御でエンジン１２をクランキングするとともに、燃料噴射や点火等の始動制御を行ってエンジン１２を始動する。

変速制御手段７４は、自動変速機２０の複数のギヤ段を、例えばアクセル操作量Ａｃｃや車速Ｖ等の運転状態をパラメータとして予め定められた変速マップに従って切り換える。アクセル操作量Ａｃｃの代わりに要求駆動力や要求トルクなどを用いることもできる。

制振制御手段８０は、エンジン停止時の走行中にエンジン１２を始動する際に、始動時に生じる駆動系のねじれ振動に起因して前記ボデーマウンフト３４が配設された懸架部位が共振し、ショックが発生することを防止するための制振制御を行うものである。駆動系のねじれ振動は、トーショナルダンパ１６のダンパ作用やプロペラシャフト２２、ドライブシャフト２６のねじれ変形などで発生する。この制振制御手段８０は、機能的に振動発生判定手段８２、懸架系振動検出手段８４、制振トルク算出手段８６、制振トルク付加手段８８を備えており、図４のフローチャートに従って信号処理を行うことにより、上記エンジン始動時の制振制御を実行する。図４のステップＳ１〜Ｓ３は振動発生判定手段８２に相当し、ステップＳ４〜Ｓ７は懸架系振動検出手段８４に相当し、ステップＳ８は制振トルク算出手段８６に相当し、ステップＳ９は制振トルク付加手段８８に相当する。懸架系振動検出手段８４は、更に振動実測手段および振動推定手段を機能的に備えており、ステップＳ５は振動実測手段に相当し、ステップＳ６およびＳ７は振動推定手段に相当する。

図４のステップＳ１では、エンジン停止時の走行中に前記ハイブリッド制御手段７２によるエンジン始動制御が実行中か否かを判断し、始動制御が実行中でなければそのまま終了するが、エンジン始動制御が実行中の場合はステップＳ２以下を実行する。エンジン始動制御が実行中であるか否かは、例えばエンジン１２の回転速度ωｅ等から判断できるが、ハイブリッド制御手段７２からエンジン始動制御を実行中である旨の情報が供給されるようにしても良い。なお、エンジン始動中に懸架部位で共振が生じるのは、動力伝達経路の減速比が比較的小さいＨｉギヤ状態の時であるため、例えば自動変速機２０の変速比γが１．０以下等のＨｉギヤ段であることを条件として、ステップＳ２以下を実行するようにしても良い。また、エンジン始動時だけでなく、エンジン停止時や運転者の急加速・減速要求時など、駆動系でねじれ振動が生じるような条件下で、ステップＳ２以下を実行するようにしても良い。

ステップＳ２では、駆動系すなわち動力伝達経路でねじれ振動が発生しているか否かを判断し、ねじれ振動が発生していない場合はそのまま終了するが、ねじれ振動が発生している場合はステップＳ３を実行する。ねじれ振動が発生しているか否かは、予め実験的に発生し得る条件で判断することもできるが、本実施例では動力伝達経路を構成している中間伝達軸１８の回転速度であるＭＧ２回転速度ωｍに基づいて判断する。具体的には、ＭＧ２回転速度ωｍの変動成分をハイパスフィルター等で取り出し、変動周期を計測して周波数を算出するとともに、予め定められた駆動系のねじれ振動周波数帯と比較することにより、ねじれ振動が発生しているか否かを判断する。例えば駆動系のねじれ振動周波数の±１０％（任意設定）以内か否かで判断できる。駆動系のねじれ振動周波数を、所定の周波数帯（範囲）で設定しておき、その範囲内か否かで判断しても良い。

ステップＳ３では、上記駆動系のねじれ振動が、ボデーマウント３４による懸架部位の共振周波数付近か否かを判断し、共振周波数付近でなければそのまま終了するが、共振周波数付近の場合にはステップＳ４を実行する。共振周波数付近か否かは、予め定められた共振周波数帯、例えば共振周波数の±１０％（任意設定）以内か否かで判断できる。或いは、その共振周波数を含む所定の周波数帯（範囲）の範囲内か否かで判断しても良い。上記懸架部位の共振は車両前後方向の振動で、共振周波数は例えば１６〜２０Ｈｚ程度の比較的低い周波数である。

ステップＳ４では、振動センサ６０、６２が何れも正常であるか否かを判断し、何れも正常であればステップＳ５で懸架部位の振動を計測する。すなわち、ボデー振動センサ６０からボデー振動ＶibＢを表す信号を読み込むとともに、サスペンション振動センサ６２からサス振動ＶibＳを表す信号を読み込み、ボデー３２の車両前後方向の振動であるボデー振動ＶibＢおよびサスペンションメンバ３６の車両前後方向の振動であるサス振動ＶibＳをそれぞれ実測する。振動センサ６０、６２が正常か否かは、例えばダイアグノーシスの診断結果などから判断できる。

振動センサ６０、６２の少なくとも一方が異常である場合には、ステップＳ６およびＳ７を実行して上記ボデー振動ＶibＢおよびサス振動ＶibＳを推定する。すなわち、ステップＳ６では、動力伝達経路を構成している中間伝達軸１８の回転速度変動であるＭＧ２回転速度ωｍの回転速度変動Δωｍと、第２モータジェネレータＭＧ２から後輪２８までの動力伝達経路のねじり剛性Ｋｔとに基づいて駆動力Ｆを推定する。具体的には、それ等の回転速度変動Δωｍおよびねじり剛性Ｋｔをパラメータとして実験やシミュレーション等により予め定められたマップや演算式から推定駆動力Ｆを算出する。近似的には、次式(1) のように両者を掛け算するだけで推定駆動力Ｆを求めることができる。
Ｆ＝Ｋｔ・Δωｍ ・・・(1)

ステップＳ７では、前記ボデーマウント３４の剛性ｋおよび粘性ｃ、ボデー３２の質量ｍbody、サスペンションメンバ３６の質量ｍsus を用いて予め定められた懸架系モデルに前記推定駆動力Ｆを適用し、ボデー振動ＶibＢおよびサス振動ＶibＳを推定する。具体的には、ボデー振動ＶibＢの変位をｘbody、変位ｘbodyを時間で微分した速度をｘ'body 、速度ｘ'body を時間で微分した加速度をｘ"body 、サス振動ＶibＳの変位をｘsus 、変位ｘsus を時間で微分した速度をｘ'sus、速度ｘ'susを時間で微分した加速度をｘ"susとした場合、懸架系モデルとして例えば次式(2) および(3) の運動方程式を設定する。そして、これ等の式(2) および(3) から、変位ｘbody、ｘsus 、速度ｘ'body 、ｘ'sus、加速度ｘ"body 、ｘ"susを求めることができる。これ等の式(2) 、(3) はパッシブモデルによるものであるが、アクティブモデルなどの他の懸架系モデルを用いることもできる。
ｍsus ・ｘ"sus＝k(ｘsus −ｘbody）＋c(ｘ'sus−ｘ'body)＋Ｆ ・・・(2)
ｍbody・ｘ"body ＝k(ｘbody−ｘsus)＋c(ｘ'body −ｘ'sus) ・・・(3)

このようにステップＳ５でボデー振動ＶibＢおよびサス振動ＶibＳを実測し、或いはステップＳ６、Ｓ７でボデー振動ＶibＢおよびサス振動ＶibＳを推定したら、ステップＳ８を実行する。ステップＳ８では、それ等のボデー振動ＶibＢおよびサス振動ＶibＳから両者の相対振動を求め、その相対振動を前記第２モータジェネレータＭＧ２により抑制するための制振トルクＴvib を算出する。相対振動としては、例えば両者の加速度差（x"sus −ｘ"body ）が用いられ、その加速度差（x"sus −ｘ"body ）を偏差として、その偏差が０になるようにする制振トルクＴvib を、例えば予め定められたＰＩＤ等のフィードバック制御式に従って算出する。そして、次のステップＳ９で、その制振トルクＴvib を第２モータジェネレータＭＧ２の指令トルクに加算する。これにより、ボデーマウント３４による懸架部位の相対振動、すなわちボデー３２とサスペンションメンバ３６との間の車両前後方向の相対振動が抑制される。

図５は、このような振動制御手段８０において、上記ステップＳ６およびＳ７により懸架部位の各振動ＶibＢおよびＶibＳを推定して制振制御を行う場合の機能ブロック線図である。

このように本実施例のハイブリッド車両１０においては、エンジン１２の始動中に、ボデーマウント３４による懸架部位の共振周波数帯のねじれ振動が駆動系で発生していると判断される場合には、その懸架部位の相対振動を抑制するための制振トルクＴvib が第２モータジェネレータＭＧ２の指令トルクに付加されるため、その懸架部位の相対振動すなわちボデー３２とサスペンションメンバ３６との車両前後方向の相対振動が抑制される。これにより、例えばＨｉギヤ状態での走行中にエンジン１２を始動する際に駆動系に生じるねじれ振動に起因する懸架部位の共振が抑制され、その共振に起因するショックが低減される。

また、本実施例では懸架系振動検出手段８４が振動推定手段（ステップＳ６、Ｓ７）および振動実測手段（ステップＳ５）を備えており、振動センサ６０、６２が何れも正常の時には振動実測手段によって懸架部位の各振動ＶibＢおよびＶibＳを実測し、振動センサ６０、６２の少なくとも一方が異常の時には振動推定手段によって懸架部位の各振動ＶibＢおよびＶibＳを推定する。このため、通常は振動センサ６０、６２によって実測した振動ＶibＢおよびＶibＳに基づいて制振トルクＴvib を求めて制振制御を高い精度で行うことができるとともに、振動センサ６０、６２が故障した場合でも、振動推定手段によって推定した各振動ＶibＢおよびＶibＳに基づいて制振トルクＴvib を求めて制振制御を実行することができる。

また、懸架系振動検出手段８４が、中間伝達軸１８の回転速度変動であるＭＧ２回転速度ωｍの回転速度変動Δωｍおよび動力伝達経路のねじり剛性Ｋｔに基づいて駆動力Ｆを推定し、予め定められた懸架系モデルにその推定駆動力Ｆを適用して懸架部位の各振動ＶibＢ、ＶibＳを推定する振動推定手段（ステップＳ６、Ｓ７）を備えているため、必ずしもそれ等の振動ＶibＢ、ＶibＳを振動センサなどで実際に測定する必要がない。このため、振動センサ６０、６２を含む振動実測手段（ステップＳ５）を省略することが可能で、その場合には装置を簡単で且つ安価に構成することができる。

なお、上記実施例ではエンジン１２が差動部１４を介して動力伝達経路に連結されていたが、図６に示すハイブリッド車両１００のように差動部１４を設けることなく、エンジン１２がクラッチ１０２を介して直接的に動力伝達経路に接続されている場合にも、本発明は同様に適用され得る。クラッチ１０２は油圧式等の摩擦係合装置で断接装置に相当し、このクラッチ１０２を係合させてエンジン１２をクランキングして始動する時や、クラッチ１０２を係合したエンジン走行中の急な加減速時、或いはエンジン停止時などに、駆動系にねじれ振動が発生してボデーマウント３４による懸架部位が共振する可能性がある。このため、前記実施例と同様にして制振トルクＴvib を算出し、中間伝達軸１８に連結されたモータジェネレータＭＧの指令トルクにその制振トルクＴvib を加算して制振制御を行うことにより、その共振によるショックを低減できる。

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、これ等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。

１０、１００：ハイブリッド車両 １２：エンジン（内燃機関） ２８：後輪（駆動輪） ３２：ボデー ３４：ボデーマウント（懸架装置） ３６：サスペンションメンバ ６０：ボデー振動センサ ６２：サスペンション振動センサ ７０：電子制御装置 ８０：制振制御手段 ８２：振動発生判定手段 ８４：懸架系振動検出手段 ８６：制振トルク算出手段 ８８：制振トルク付加手段 ＭＧ２：第２モータジェネレータ（回転機） ＭＧ：モータジェネレータ（回転機）

Claims (3)

1. 内燃機関と駆動輪との間の動力伝達経路に回転機が連結されているとともに、該駆動輪を支持しているサスペンションメンバが懸架装置を介してボデーに連結されている車両において、
   前記動力伝達経路で、前記懸架装置が配設された懸架部位の共振周波数帯のねじれ振動が発生しているか否かを判定する振動発生判定手段と、
   前記懸架装置を介して連結された前記ボデーおよび前記サスペンションメンバの車両前後方向の相対振動を検出する懸架系振動検出手段と、
   該相対振動を前記回転機により抑制するための制振トルクを算出する制振トルク算出手段と、
   前記振動発生判定手段により前記動力伝達経路で前記懸架部位の共振周波数帯のねじれ振動が発生していると判定された場合に、前記制振トルク算出手段によって算出された前記制振トルクを前記回転機のトルクに付加する制振トルク付加手段と、
   を有することを特徴とする車両の制振制御装置。
2. 前記懸架系振動検出手段は、前記動力伝達経路の回転速度変動およびねじり剛性に基づいて駆動力を推定し、前記懸架装置の剛性および粘性、前記ボデーの質量、前記サスペンションメンバの質量を用いて予め定められた懸架系モデルに前記推定駆動力を適用して該ボデーおよび該サスペンションメンバの各振動若しくは相対振動を推定する振動推定手段を備えている
   ことを特徴とする請求項１に記載の車両の制振制御装置。
3. 前記懸架系振動検出手段は、前記ボデーおよび前記サスペンションメンバの各々に配設された一対の振動センサから振動情報を読み込んで該ボデーおよび該サスペンションメンバの各振動を実測する振動実測手段を備えており、該振動センサが正常時には該振動実測手段によって前記各振動を実測し、該振動センサが異常時には前記振動推定手段によって前記各振動若しくは相対振動を推定する
   ことを特徴とする請求項２に記載の車両の制振制御装置。

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