JP6489510B2

JP6489510B2 - Power control method and power control apparatus for hybrid vehicle

Info

Publication number: JP6489510B2
Application number: JP2017032126A
Authority: JP
Inventors: 西村　博文; 博文西村; 剛志後藤; 健太郎古庄; 勇太榎園; 山本　渉; 渉山本
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 2017-02-23
Filing date: 2017-02-23
Publication date: 2019-03-27
Anticipated expiration: 2037-02-23
Also published as: JP2018135048A

Description

本発明は、ハイブリッド車両の動力制御方法及び動力制御装置に係わり、特に、内燃機関と、内燃機関の動力を駆動輪に伝達する動力伝達機構と、内燃機関に連結され動力伝達機構に動力を出力可能な電動モータとを備えたハイブリッド車両の動力制御方法及び動力制御装置に関する。 The present invention relates to a power control method and a power control apparatus for a hybrid vehicle, and more particularly, to an internal combustion engine, a power transmission mechanism that transmits the power of the internal combustion engine to driving wheels, and outputs power to the power transmission mechanism connected to the internal combustion engine. The present invention relates to a power control method and a power control apparatus for a hybrid vehicle including a possible electric motor.

従来、ガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関（以下、「エンジン」と呼ぶ）及び自動変速機を搭載した車両の操作性や乗り心地を向上させるため、自動変速機による変速時間を短縮することが求められているが、そのために必要なことの一つとしてエンジンのイナーシャを低減することが挙げられる。エンジンのイナーシャを低減するためには、イナーシャを利用せずにエンジンのトルク変動を吸収できるようにする必要がある。
また、多気筒エンジンの燃費を向上させるために、エンジンの運転負荷に応じて一部の気筒における燃焼を停止させる気筒休止エンジンが提案されている。気筒休止時のエンジンのトルク変動は全気筒において燃焼が行われる全筒運転時のトルク変動と比べて大きいので、燃費性能の更なる向上を目的として気筒休止を行う運転領域を拡大するためには、増大するエンジンのトルク変動を吸収できるようにする必要がある。
さらに、エンジンのトルク変動はエンジンマウントやトランスミッションからドライブシャフトに至るパワートレインを介して車室フロアに伝達され、車室内の騒音の原因となる。したがって、車室内の静粛性を向上させるためには、エンジンのトルク変動の吸収性能を向上させる必要がある。 Conventionally, in order to improve the operability and ride comfort of an internal combustion engine (hereinafter referred to as an “engine”) such as a gasoline engine or a diesel engine and a vehicle equipped with an automatic transmission, the shift time by the automatic transmission can be shortened. There is a demand, but one of the necessary things for this purpose is to reduce engine inertia. In order to reduce the inertia of the engine, it is necessary to absorb the torque fluctuation of the engine without using the inertia.
In order to improve the fuel efficiency of a multi-cylinder engine, a cylinder deactivation engine has been proposed in which combustion in some cylinders is stopped according to the operating load of the engine. Since the torque fluctuation of the engine at the time of cylinder deactivation is larger than the torque fluctuation at the time of all cylinder operation in which combustion is performed in all cylinders, in order to expand the operation range in which cylinder deactivation is performed for the purpose of further improving fuel consumption performance It is necessary to be able to absorb increasing torque fluctuations of the engine.
Furthermore, engine torque fluctuations are transmitted to the passenger compartment floor via the power train from the engine mount and transmission to the drive shaft, causing noise in the passenger compartment. Therefore, in order to improve the quietness in the passenger compartment, it is necessary to improve the torque fluctuation absorption performance of the engine.

エンジンの他に動力源として電動モータを搭載したハイブリッド自動車においては、エンジンのトルク変動を吸収する手段として、エンジンのトルク変動を抑制するようにモータにトルクを出力させる動力出力装置が提案されている（例えば、特許文献１参照）。この従来の動力出力装置は、エンジンの出力軸のトルク脈動に連動して正の脈動トルクを出力すると共に、駆動軸に出力される過剰な動力を用いて発電機により発電することにより、エンジンのトルク脈動に伴う振動を抑制するようにモータを制御する。 In a hybrid vehicle equipped with an electric motor as a power source in addition to the engine, a power output device that outputs torque to the motor so as to suppress engine torque fluctuation has been proposed as means for absorbing engine torque fluctuation. (For example, refer to Patent Document 1). This conventional power output device outputs positive pulsation torque in conjunction with torque pulsation of the output shaft of the engine, and generates power by a generator using excess power output to the drive shaft, thereby The motor is controlled to suppress vibration associated with torque pulsation.

特開２００６−１８７１６８号公報JP 2006-187168 A

しかしながら、特許文献１に記載されているような従来技術では、エンジンのトルク脈動に伴う振動を抑制するために、エンジンのトルク脈動に連動してモータによるトルク出力と発電機による発電とを高周波で制御しなければならないので、電力の入出力に伴う損失が大きく、車両全体としてのエネルギー効率が低下する。 However, in the prior art as described in Patent Document 1, in order to suppress vibration associated with engine torque pulsation, torque output by a motor and power generation by a generator are generated at a high frequency in conjunction with engine torque pulsation. Since it must be controlled, the loss accompanying the input / output of electric power is large, and the energy efficiency of the entire vehicle is lowered.

本発明は、上述した従来技術の問題点を解決するためになされたものであり、エネルギー効率の低下を抑制しながらエンジンのトルク変動を効果的に吸収することができる、ハイブリッド車両の動力制御方法及び動力制御装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made to solve the above-described problems of the prior art, and is capable of effectively absorbing engine torque fluctuations while suppressing a decrease in energy efficiency. And a power control device.

上記の目的を達成するために、本発明のハイブリッド車両の動力制御方法は、内燃機関と、内燃機関の動力を駆動輪に伝達する動力伝達機構と、内燃機関に連結され動力伝達機構に動力を出力可能な電動モータとを備えたハイブリッド車両の動力制御方法であって、内燃機関が出力する平均トルクを推定するステップと、内燃機関が出力するトルクにおけるトルク変動成分を推定するステップと、推定されたトルク変動成分を抑制するカウンタートルクを設定するステップと、設定されたカウンタートルクを出力するように電動モータを制御するステップと、を有し、カウンタートルクを設定するステップは、内燃機関の回転数が一定の場合において内燃機関が出力する平均トルクが内燃機関による駆動力と車両の走行抵抗とが拮抗する所定値（Ｔｅ２）のときにカウンタートルクの絶対値が極大となるように、カウンタートルクを設定するステップを含む、ことを特徴とする。
このように構成された本発明においては、内燃機関の回転数が一定の場合において内燃機関が出力する平均トルクが内燃機関による駆動力と車両の走行抵抗とが拮抗する所定値（Ｔｅ２）のときにカウンタートルクの絶対値が極大となる。例えば、内燃機関が出力する平均トルクが、内燃機関による駆動力と車両の走行抵抗とが拮抗するような値であるときには、車速が変化し難いので、内燃機関の回転数の変化が小さく、内燃機関のトルク変動成分の周波数が変化し難い。この場合、内燃機関のトルク変動に伴う振動の周波数が変化し難いので、内燃機関から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し易く、車室フロアの振動が大きくなり易い。そこで、上記の通りカウンタートルクの絶対値を極大とすることにより、カウンタートルクによって内燃機関のトルク変動成分を確実に吸収し、内燃機関のトルク変動に伴う振動を効果的に抑制することができる。 In order to achieve the above object, a power control method for a hybrid vehicle according to the present invention includes an internal combustion engine, a power transmission mechanism that transmits the power of the internal combustion engine to drive wheels, and a power transmission mechanism that is connected to the internal combustion engine. A power control method for a hybrid vehicle including an electric motor capable of output, the step of estimating an average torque output from the internal combustion engine, and the step of estimating a torque fluctuation component in the torque output from the internal combustion engine A step of setting a counter torque that suppresses the torque fluctuation component, and a step of controlling the electric motor so as to output the set counter torque. The step of setting the counter torque includes the number of revolutions of the internal combustion engine. given that the average torque output from the internal combustion engine antagonize the running resistance of the driving force and the vehicle by an internal combustion engine in the case but the constant As the absolute value of the counter torque when the (Te2) is the maximum, comprising the step of setting the counter torque, characterized in that.
In the present invention configured as described above, when the rotation speed of the internal combustion engine is constant, the average torque output by the internal combustion engine is a predetermined value (Te2) at which the driving force of the internal combustion engine and the running resistance of the vehicle antagonize. In addition, the absolute value of the counter torque becomes maximum. For example, when the average torque output from the internal combustion engine is a value such that the driving force of the internal combustion engine and the running resistance of the vehicle antagonize, the vehicle speed is difficult to change. The frequency of the torque fluctuation component of the engine is difficult to change. In this case, since the frequency of the vibration accompanying the torque fluctuation of the internal combustion engine is difficult to change, resonance tends to occur in the vibration transmission path from the internal combustion engine to the passenger compartment floor, and the vibration of the passenger compartment floor tends to increase. Therefore, by setting the absolute value of the counter torque to the maximum as described above, the torque fluctuation component of the internal combustion engine can be reliably absorbed by the counter torque, and the vibration accompanying the torque fluctuation of the internal combustion engine can be effectively suppressed.

また、本発明において、好ましくは、カウンタートルクを設定するステップは、内燃機関の回転数が一定の場合において内燃機関が出力する平均トルクが所定値（Ｔｅ２）のときにカウンタートルクの絶対値が極大となるように、負の制御ゲインを設定するステップと、推定されたトルク変動成分と制御ゲインとの積に基づきカウンタートルクを設定するステップとを含む。
このように構成された本発明においては、内燃機関の回転数が一定の場合において内燃機関が出力する平均トルクが所定値（Ｔｅ２）のときにカウンタートルクの絶対値が極大となるように設定された負の制御ゲインと、内燃機関のトルク変動成分との積に基づきカウンタートルクを設定するので、内燃機関の回転数が一定の場合において内燃機関が出力する平均トルクが所定値のときにカウンタートルクの絶対値が極大となるようにすることができる。これにより、内燃機関から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し易く、車室フロアの振動が大きくなり易い条件において、カウンタートルクによって内燃機関のトルク変動成分を確実に吸収し、内燃機関のトルク変動に伴う振動を効果的に抑制することができる。 In the present invention, preferably, the step of setting the counter torque is such that the absolute value of the counter torque is maximized when the average torque output from the internal combustion engine is a predetermined value (Te2) when the rotational speed of the internal combustion engine is constant. And a step of setting a negative control gain and a step of setting a counter torque based on the product of the estimated torque fluctuation component and the control gain.
In the present invention configured as described above, the absolute value of the counter torque is set to a maximum when the average torque output from the internal combustion engine is a predetermined value (Te2) when the rotational speed of the internal combustion engine is constant. Since the counter torque is set based on the product of the negative control gain and the torque fluctuation component of the internal combustion engine, when the average torque output from the internal combustion engine is a predetermined value when the rotational speed of the internal combustion engine is constant, the counter torque The absolute value of can be maximized. Accordingly, the torque fluctuation component of the internal combustion engine is reliably absorbed by the counter torque under the condition that resonance easily occurs in the vibration transmission path from the internal combustion engine to the vehicle compartment floor and the vibration of the vehicle compartment floor is likely to increase. The vibration accompanying the torque fluctuation can be effectively suppressed.

また、本発明において、好ましくは、カウンタートルクを設定するステップは、平均トルクが一定の場合に、内燃機関の回転数が内燃機関から車両のフロアに至る振動伝達経路における共振周波数に対応する所定値（Ｎｅ２）より小さい範囲において、内燃機関の回転数が大きいほどカウンタートルクの絶対値が大きくなるように、カウンタートルクを設定するステップを含む。
このように構成された本発明においては、内燃機関が出力する平均トルクが一定の場合に、内燃機関の回転数が内燃機関から車両のフロアに至る振動伝達経路における共振周波数に対応する所定値（Ｎｅ２）より小さい範囲において、内燃機関の回転数が大きいほどカウンタートルクの絶対値が大きくなる。内燃機関の回転数が小さくなると、駆動力の余裕が大きくなることにより車速の上昇と共に内燃機関の回転数が上昇し易くなり、内燃機関のトルク変動成分の周波数が上昇し易くなり、内燃機関のトルク変動に伴う振動の周波数が変化し易くなる。この場合、内燃機関から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し難く、車室フロアの振動が大きくなり難い。
即ち、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくしても、車室フロアの振動や騒音は十分抑制される。このように、内燃機関の回転数が大きいほどカウンタートルクの絶対値を大きくする（内燃機関の回転数が小さいほど、カウンタートルクの絶対値を小さくする）ことにより、内燃機関のトルク変動を十分吸収しつつ、カウンタートルクの発生に伴う電力消費を抑制することができる。 In the present invention, it is preferable that the step of setting the counter torque includes a predetermined value corresponding to a resonance frequency in a vibration transmission path from the internal combustion engine to the vehicle floor when the average torque is constant. In a range smaller than (Ne2) , the method includes a step of setting the counter torque so that the absolute value of the counter torque increases as the rotational speed of the internal combustion engine increases.
In the present invention configured as described above, when the average torque output from the internal combustion engine is constant, the rotational speed of the internal combustion engine is a predetermined value (corresponding to the resonance frequency in the vibration transmission path from the internal combustion engine to the vehicle floor). In a range smaller than Ne2), the absolute value of the counter torque increases as the rotational speed of the internal combustion engine increases. When the rotational speed of the internal combustion engine is reduced, the driving force margin is increased, so that the rotational speed of the internal combustion engine is likely to increase as the vehicle speed increases, and the frequency of the torque fluctuation component of the internal combustion engine is likely to increase. The frequency of vibration accompanying torque fluctuation is likely to change. In this case, resonance hardly occurs in the vibration transmission path from the internal combustion engine to the vehicle compartment floor, and vibration of the vehicle compartment floor does not easily increase.
That is, even if the absolute value of the amplitude of the counter torque is reduced, vibration and noise on the passenger compartment floor are sufficiently suppressed. In this way, the absolute value of the counter torque is increased as the rotational speed of the internal combustion engine is increased (the absolute value of the counter torque is decreased as the rotational speed of the internal combustion engine is decreased), thereby sufficiently absorbing the torque fluctuation of the internal combustion engine. However, power consumption accompanying the generation of counter torque can be suppressed.

また、本発明において、好ましくは、カウンタートルクを設定するステップは、平均トルクが一定の場合に、内燃機関の回転数が内燃機関から車両のフロアに至る振動伝達経路における共振周波数に対応する所定値（Ｎｅ２）より大きい範囲において、内燃機関の回転数が大きいほどカウンタートルクの絶対値が小さくなるように、カウンタートルクを設定するステップを含む。
このように構成された本発明においては、内燃機関が出力する平均トルクが一定の場合に、内燃機関の回転数が内燃機関から車両のフロアに至る振動伝達経路における共振周波数に対応する所定値（Ｎｅ２）より大きい範囲において、内燃機関の回転数が大きいほどカウンタートルクの絶対値が小さくなる。内燃機関が出力する平均トルクが一定の場合、内燃機関の回転数が高いほど内燃機関から車室フロアに至る振動伝達経路において振動が減衰し易いので、車室フロアの振動や騒音が大きくなり難い。即ち、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくしても、車室フロアの振動や騒音は十分抑制される。したがって、内燃機関の回転数が大きいほどカウンタートルクの絶対値を小さくすることにより、内燃機関のトルク変動を十分吸収しつつ、カウンタートルクの発生に伴う電力消費を抑制することができる。 In the present invention, it is preferable that the step of setting the counter torque includes a predetermined value corresponding to a resonance frequency in a vibration transmission path from the internal combustion engine to the vehicle floor when the average torque is constant. In a range larger than (Ne2), a step is included in which the counter torque is set so that the absolute value of the counter torque decreases as the rotational speed of the internal combustion engine increases.
In the present invention configured as described above, when the average torque output from the internal combustion engine is constant, the rotational speed of the internal combustion engine is a predetermined value (corresponding to the resonance frequency in the vibration transmission path from the internal combustion engine to the vehicle floor). In a range larger than Ne2), the absolute value of the counter torque decreases as the rotational speed of the internal combustion engine increases. When the average torque output from the internal combustion engine is constant, the higher the number of revolutions of the internal combustion engine, the more easily the vibration is attenuated in the vibration transmission path from the internal combustion engine to the passenger compartment floor. . That is, even if the absolute value of the amplitude of the counter torque is reduced, vibration and noise on the passenger compartment floor are sufficiently suppressed. Therefore, by reducing the absolute value of the counter torque as the rotational speed of the internal combustion engine is increased, it is possible to suppress power consumption accompanying the generation of the counter torque while sufficiently absorbing the torque fluctuation of the internal combustion engine.

また、本発明のハイブリッド車両の動力制御装置は、内燃機関と、内燃機関の動力を駆動輪に伝達する動力伝達機構と、内燃機関に連結され動力伝達機構に動力を出力可能な電動モータとを備えたハイブリッド車両の動力制御装置であって、内燃機関が出力する平均トルクを推定する平均トルク推定部と、内燃機関が出力するトルクにおけるトルク変動成分を推定するトルク変動成分推定部と、推定されたトルク変動成分を抑制するカウンタートルクを設定するカウンタートルク設定部と、設定されたカウンタートルクを出力するように電動モータを制御する電動モータ制御部と、を有し、カウンタートルク設定部は、内燃機関の回転数が一定の場合において内燃機関が出力する平均トルクが内燃機関による駆動力と車両の走行抵抗とが拮抗する所定値（Ｔｅ２）のときにカウンタートルクの絶対値が極大となるように、カウンタートルクを設定する、ことを特徴とする。 A power control apparatus for a hybrid vehicle according to the present invention includes an internal combustion engine, a power transmission mechanism that transmits power of the internal combustion engine to drive wheels, and an electric motor that is connected to the internal combustion engine and can output power to the power transmission mechanism. A hybrid vehicle power control apparatus comprising: an average torque estimating unit that estimates an average torque output from the internal combustion engine; and a torque fluctuation component estimating unit that estimates a torque fluctuation component in the torque output from the internal combustion engine. A counter torque setting unit that sets a counter torque that suppresses the torque fluctuation component, and an electric motor control unit that controls the electric motor so as to output the set counter torque. antagonistic average torque rotational speed of the engine is output from the internal combustion engine in the case of constant and the running resistance of the driving force and the vehicle by an internal combustion engine As the absolute value of the counter torque when the predetermined value (Te2) is the maximum that sets the counter torque, characterized in that.

また、本発明において、好ましくは、カウンタートルク設定部は、内燃機関の回転数が一定の場合において内燃機関が出力する平均トルクが所定値（Ｔｅ２）のときにカウンタートルクの絶対値が極大となるように、負の制御ゲインを設定し、推定されたトルク変動成分と制御ゲインとの積に基づきカウンタートルクを設定する。 In the present invention, it is preferable that the counter torque setting unit maximizes the absolute value of the counter torque when the average torque output from the internal combustion engine is a predetermined value (Te2) when the rotational speed of the internal combustion engine is constant. As described above, the negative control gain is set, and the counter torque is set based on the product of the estimated torque fluctuation component and the control gain.

また、本発明において、好ましくは、カウンタートルク設定部は、平均トルクが一定の場合に、内燃機関の回転数が内燃機関から車両のフロアに至る振動伝達経路における共振周波数に対応する所定値（Ｎｅ２）より小さい範囲において、内燃機関の回転数が大きいほどカウンタートルクの絶対値が大きくなるように、カウンタートルクを設定する。 In the present invention, it is preferable that the counter torque setting unit preferably has a predetermined value (Ne2) corresponding to a resonance frequency in a vibration transmission path from the internal combustion engine to the vehicle floor when the average torque is constant. In the smaller range, the counter torque is set so that the absolute value of the counter torque increases as the rotational speed of the internal combustion engine increases.

また、本発明において、好ましくは、カウンタートルク設定部は、平均トルクが一定の場合に、内燃機関の回転数が内燃機関から車両のフロアに至る振動伝達経路における共振周波数に対応する所定値（Ｎｅ２）より大きい範囲において、内燃機関の回転数が大きいほどカウンタートルクの絶対値が小さくなるように、カウンタートルクを設定する。 In the present invention, it is preferable that the counter torque setting unit preferably has a predetermined value (Ne2) corresponding to a resonance frequency in a vibration transmission path from the internal combustion engine to the vehicle floor when the average torque is constant. In a larger range, the counter torque is set so that the absolute value of the counter torque decreases as the rotational speed of the internal combustion engine increases.

本発明による車両の動力制御方法及び動力制御装置によれば、エネルギー効率の低下を抑制しながらエンジンのトルク変動を効果的に吸収することができる。 According to the vehicle power control method and power control apparatus of the present invention, it is possible to effectively absorb engine torque fluctuations while suppressing a decrease in energy efficiency.

本発明の実施形態による動力制御装置が適用された車両の全体構成を示す概略図である。1 is a schematic diagram illustrating an overall configuration of a vehicle to which a power control device according to an embodiment of the present invention is applied. 本発明の実施形態による動力制御装置が適用された車両の電気的構成を示すブロック図である。1 is a block diagram showing an electrical configuration of a vehicle to which a power control device according to an embodiment of the present invention is applied. 本発明の実施形態による動力制御装置が実行する動力制御処理のフローチャートである。It is a flowchart of the power control process which the power control apparatus by embodiment of this invention performs. 本発明の実施形態による動力制御装置がモータ指令トルクを決定する方法を示した制御ブロック図である。It is the control block diagram which showed the method in which the power control apparatus by embodiment of this invention determines motor command torque. エンジンの出力軸におけるトルクの変動成分を示す線図である。It is a diagram which shows the fluctuation component of the torque in the output shaft of an engine. エンジン回転数が一定の場合におけるエンジン平均トルクとカウンタートルクとの関係を示す線図である。It is a diagram which shows the relationship between an engine average torque and a counter torque in case an engine speed is constant. エンジン平均トルクが一定の場合におけるエンジン回転数とカウンタートルクとの関係を示す線図である。It is a diagram which shows the relationship between an engine speed and a counter torque in case an engine average torque is constant. エンジン平均トルク及びエンジン回転数が一定の場合における車両の自動変速機の変速段とカウンタートルクとの関係を示す線図である。It is a diagram which shows the relationship between the gear stage and counter torque of the automatic transmission of a vehicle in case an engine average torque and an engine speed are constant. エンジン平均トルク及びエンジン回転数が一定の場合における車両の加速度とカウンタートルクとの関係を示す線図である。It is a diagram which shows the relationship between the acceleration of a vehicle in case an engine average torque and an engine speed are constant, and a counter torque.

以下、添付図面を参照して、本発明の実施形態による車両の動力制御方法及び動力制御装置について説明する。 Hereinafter, a vehicle power control method and a power control apparatus according to embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.

＜システム構成＞
まず、図１及び図２を参照して、本発明の実施形態による動力制御装置が適用された車両の構成について説明する。図１は、本発明の実施形態による動力制御装置が適用された車両の全体構成を示す概略図であり、図２は、本発明の実施形態による動力制御装置が適用された車両の電気的構成を示すブロック図である。 <System configuration>
First, with reference to FIG.1 and FIG.2, the structure of the vehicle to which the power control apparatus by embodiment of this invention was applied is demonstrated. FIG. 1 is a schematic diagram showing an overall configuration of a vehicle to which a power control apparatus according to an embodiment of the present invention is applied, and FIG. 2 is an electrical configuration of the vehicle to which a power control apparatus according to an embodiment of the present invention is applied. FIG.

図１に示すように、本発明の実施形態による動力制御装置が適用された車両１は、駆動力源としてエンジン２及びモータ４を備えるハイブリッド車両である。エンジン２とモータ４とは、動力伝達の断接を行う図外のクラッチを介して連結されている。動力伝達経路におけるモータ４の下流側には、自動変速機６が設けられている。自動変速機６の出力は、デファレンシャル装置８を介して左右の駆動輪に伝達される。
また、車両１には、バッテリ１０（二次電池）と、モータ４とバッテリ１０との間の電力の入出力を制御するインバータ１２とが搭載されている。インバータ１２は、バッテリ１０から供給された直流電力を交流電力に変換してモータ４に供給すると共に、モータ４が発生させる回生電力を直流電力に変換してバッテリ１０に供給することによりバッテリ１０を充電する。
更に、車両１は、エンジン２を制御すると共にインバータ１２を介してモータ４を制御するＰＣＭ１４（動力制御装置）と、自動変速機６を制御するＴＣＭ１６（Transmission Control Module）とを有する。 As shown in FIG. 1, a vehicle 1 to which a power control device according to an embodiment of the present invention is applied is a hybrid vehicle including an engine 2 and a motor 4 as driving force sources. The engine 2 and the motor 4 are connected via a clutch (not shown) that connects and disconnects power transmission. An automatic transmission 6 is provided on the downstream side of the motor 4 in the power transmission path. The output of the automatic transmission 6 is transmitted to the left and right drive wheels via the differential device 8.
The vehicle 1 includes a battery 10 (secondary battery) and an inverter 12 that controls input / output of electric power between the motor 4 and the battery 10. The inverter 12 converts the DC power supplied from the battery 10 into AC power and supplies it to the motor 4, and converts the regenerative power generated by the motor 4 into DC power and supplies it to the battery 10. Charge.
Further, the vehicle 1 includes a PCM 14 (power control device) that controls the engine 2 and controls the motor 4 via the inverter 12, and a TCM 16 (Transmission Control Module) that controls the automatic transmission 6.

図２に示すように、車両１には、車両１に関する各種の運転状態を検出するセンサが設けられている。これらセンサは、具体的には以下の通りである。アクセル開度センサ１８は、アクセルペダルの開度（ドライバがアクセルペダルを踏み込んだ量に相当する）であるアクセル開度を検出する。車速センサ２０は、車両１の速度（車速）を検出する。クランク角センサ２２は、エンジン２のクランクシャフトにおけるクランク角を検出する。エアフローセンサ２４は、エンジン２の吸気通路を通過する吸気の流量に相当する吸入空気量を検出する。モータ角センサ２６は、モータ４の回転子の回転角を検出する。これらの各種センサは、それぞれ、検出したパラメータに対応する検出信号Ｓ１１８〜Ｓ１２６をＰＣＭ１４に出力する。 As shown in FIG. 2, the vehicle 1 is provided with sensors that detect various driving states related to the vehicle 1. Specifically, these sensors are as follows. The accelerator opening sensor 18 detects an accelerator opening which is an accelerator pedal opening (corresponding to an amount by which the driver has depressed the accelerator pedal). The vehicle speed sensor 20 detects the speed (vehicle speed) of the vehicle 1. The crank angle sensor 22 detects the crank angle of the crankshaft of the engine 2. The air flow sensor 24 detects an intake air amount corresponding to the flow rate of intake air that passes through the intake passage of the engine 2. The motor angle sensor 26 detects the rotation angle of the rotor of the motor 4. Each of these various sensors outputs detection signals S118 to S126 corresponding to the detected parameters to the PCM 14.

また、ＰＣＭ１４には、車両１の自動変速機６を制御するＴＣＭ１６から自動変速機６に関する各種情報（例えば現在の変速段、変速を行う変速点に達したか否か、次変速段に変速したときのエンジン回転数など）が入力される。 Further, the PCM 14 shifts the various information related to the automatic transmission 6 from the TCM 16 that controls the automatic transmission 6 of the vehicle 1 (for example, whether or not the current shift stage, the shift point at which the shift is performed has been reached, and the shift to the next shift stage. When the engine speed is input).

ＰＣＭ１４は、上述した各種センサから入力された検出信号Ｓ１１８〜Ｓ１２６、及び、ＴＣＭ１６ら入力された自動変速機６に関する各種情報に基づき、エンジン２及びインバータ１２に対する制御を行う。具体的には、図２に示すように、ＰＣＭ１４は、スロットルバルブ２８に制御信号Ｓ１２８を供給して、スロットルバルブ２８の開閉時期やスロットル開度を制御し、燃料噴射弁３０に制御信号Ｓ１３０を供給して、燃料噴射量や燃料噴射タイミングを制御し、点火プラグ３２に制御信号Ｓ１３２を供給して、点火時期を制御し、吸排気バルブ機構３４に制御信号Ｓ１３４を供給して、エンジン２の吸気バルブ及び排気バルブの動作タイミングを制御し、インバータ１２に制御信号Ｓ１１２を供給して、モータ４とバッテリ１０との間の電力の入出力を制御する。 The PCM 14 controls the engine 2 and the inverter 12 based on the detection signals S118 to S126 input from the various sensors described above and various information related to the automatic transmission 6 input from the TCM 16. Specifically, as shown in FIG. 2, the PCM 14 supplies a control signal S128 to the throttle valve 28 to control the opening / closing timing and throttle opening of the throttle valve 28, and sends the control signal S130 to the fuel injection valve 30. The fuel injection amount and the fuel injection timing are controlled, the control signal S132 is supplied to the spark plug 32, the ignition timing is controlled, and the control signal S134 is supplied to the intake / exhaust valve mechanism 34. The operation timing of the intake valve and the exhaust valve is controlled, and the control signal S112 is supplied to the inverter 12 to control the input / output of electric power between the motor 4 and the battery 10.

ＰＣＭ１４は、ＣＰＵ、当該ＣＰＵ上で解釈実行される各種のプログラム（ＯＳなどの基本制御プログラムや、ＯＳ上で起動され特定機能を実現するアプリケーションプログラムを含む）、及びプログラムや各種のデータを記憶するためのＲＯＭやＲＡＭの如き内部メモリを備えるコンピュータにより構成される。
このように構成されたＰＣＭ１４は、本発明における「動力制御装置」に相当し、本発明における「平均トルク推定部」、「トルク変動成分推定部」、「カウンタートルク設定部」、及び「電動モータ制御部」として機能する。 The PCM 14 stores a CPU, various programs that are interpreted and executed on the CPU (including basic control programs such as an OS and application programs that are activated on the OS to realize specific functions), programs, and various data. And a computer having an internal memory such as a ROM and a RAM.
The PCM 14 configured in this manner corresponds to the “power control device” in the present invention, and the “average torque estimation unit”, “torque fluctuation component estimation unit”, “counter torque setting unit”, and “electric motor” in the present invention. It functions as a “control unit”.

＜動力制御＞
次に、図３を参照して、本発明の実施形態において実行される動力制御について説明する。図３は、本発明の実施形態による動力制御装置が実行する動力制御処理のフローチャートである。 <Power control>
Next, power control executed in the embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. FIG. 3 is a flowchart of power control processing executed by the power control apparatus according to the embodiment of the present invention.

図３に示す動力制御処理は、車両１のイグニッションがオンにされ、ＰＣＭ１４に電源が投入された場合に起動され、所定の周期で繰り返し実行される。動力制御処理が開始されると、ステップＳ１において、ＰＣＭ１４は車両１の運転状態に関する各種情報を取得する。具体的には、ＰＣＭ１４は、アクセル開度センサ１８が検出したアクセル開度、車速センサ２０が検出した車速、クランク角センサ２２が検出したクランク角、エアフローセンサ２４が検出した吸入空気量、モータ角センサ２６が検出したモータ４の回転子の回転角、ＴＣＭ１６から入力された自動変速機６の現在の変速段等を取得する。 The power control process shown in FIG. 3 is started when the ignition of the vehicle 1 is turned on and the PCM 14 is turned on, and is repeatedly executed at a predetermined cycle. When the power control process is started, the PCM 14 acquires various types of information regarding the driving state of the vehicle 1 in step S1. Specifically, the PCM 14 determines the accelerator opening detected by the accelerator opening sensor 18, the vehicle speed detected by the vehicle speed sensor 20, the crank angle detected by the crank angle sensor 22, the intake air amount detected by the airflow sensor 24, and the motor angle. The rotation angle of the rotor of the motor 4 detected by the sensor 26, the current gear position of the automatic transmission 6 input from the TCM 16, and the like are acquired.

次に、ステップＳ２において、ＰＣＭ１４は、ステップＳ１において取得された車両１の運転状態に基づき、目標加速度を設定する。具体的には、ＰＣＭ１４は、種々の車速及び種々の変速段についてアクセル開度と加速度との関係を規定した複数の加速度特性マップ（予め作成されてメモリなどに記憶されている）の中から、現在の車速及び変速段に対応する加速度特性マップを選択する。そして、選択した加速度特性マップを参照し、アクセル開度センサ１８によって検出されたアクセル開度に対応する加速度を目標加速度として設定する。 Next, in step S2, the PCM 14 sets a target acceleration based on the driving state of the vehicle 1 acquired in step S1. Specifically, the PCM 14 has a plurality of acceleration characteristic maps (created in advance and stored in a memory or the like) that define the relationship between the accelerator opening and the acceleration for various vehicle speeds and various shift speeds. An acceleration characteristic map corresponding to the current vehicle speed and gear position is selected. The acceleration corresponding to the accelerator opening detected by the accelerator opening sensor 18 is set as a target acceleration with reference to the selected acceleration characteristic map.

次に、ステップＳ３において、ＰＣＭ１４は、ステップＳ１において取得された運転状態に基づき、ステップＳ２において設定した目標加速度を実現するための目標エンジントルク及び目標モータトルクを設定する。
ＰＣＭ１４は、現在の車速、変速段、路面勾配、路面μなどに基づき、エンジン２とモータ４の合計トルクの目標値を設定する。更に、燃料消費率（ｇ／ｋＷｈ）が最小となるエンジントルクとエンジン回転数との関係を規定した燃料消費率特性マップ（予め作成されてメモリなどに記憶されている）を参照し、ステップＳ１において取得したクランク角に基づき算出される現在のエンジン回転数に対応するエンジントルクを、目標エンジントルクとして設定する。また、目標エンジントルクを合計トルクの目標値から減算した値を、目標モータトルクとして設定する。
例えば、合計トルクの目標値が目標エンジントルクよりも大きい場合は、正値の目標モータトルクが設定される。即ち、燃料消費率の小さい領域でエンジン２を運転しつつ、不足するトルクはモータ４が補うことにより、目標加速度を実現するために必要なトルクが出力される。
一方、合計トルクの目標値が目標エンジントルクよりも小さい場合は、負値の目標モータトルクが設定される。即ち、燃料消費率の小さい領域でエンジン２を運転しつつ、余剰トルクはモータ４による発電に利用してバッテリ１０を充電することにより、効率よくバッテリ１０の充電を行いながら、目標加速度を実現するために必要なトルクを出力することができる。 Next, in step S3, the PCM 14 sets a target engine torque and a target motor torque for realizing the target acceleration set in step S2, based on the driving state acquired in step S1.
The PCM 14 sets a target value for the total torque of the engine 2 and the motor 4 based on the current vehicle speed, shift speed, road surface gradient, road surface μ, and the like. Further, referring to a fuel consumption rate characteristic map (created in advance and stored in a memory or the like) that defines the relationship between the engine torque and the engine speed at which the fuel consumption rate (g / kWh) is minimized, step S1 The engine torque corresponding to the current engine speed calculated based on the crank angle acquired in is set as the target engine torque. A value obtained by subtracting the target engine torque from the target value of the total torque is set as the target motor torque.
For example, when the target value of the total torque is larger than the target engine torque, a positive target motor torque is set. That is, while the engine 2 is operated in a region where the fuel consumption rate is small, the motor 4 compensates for the insufficient torque, so that the torque necessary for realizing the target acceleration is output.
On the other hand, when the target value of the total torque is smaller than the target engine torque, a negative target motor torque is set. That is, while operating the engine 2 in a region where the fuel consumption rate is small, the surplus torque is used for power generation by the motor 4 to charge the battery 10, thereby realizing the target acceleration while charging the battery 10 efficiently. Therefore, it is possible to output a necessary torque.

次に、ステップＳ４において、ＰＣＭ１４は、ステップＳ１において取得された運転状態に基づき、ステップＳ３において設定した目標エンジントルクを実現するためのエンジン２の各アクチュエータ（例えば、点火プラグ３２、スロットルバルブ２８、吸排気バルブ機構３４）の制御値を決定する。
具体的には、ＰＣＭ１４は、目標エンジントルクにフリクションロスやポンピングロスによる損失トルクを加味した目標図示トルクを算出し、種々の充填効率及び種々のエンジン回転数について点火時期と図示トルクとの関係を規定した点火進角マップ（予め作成されてメモリなどに記憶されている）の中から、現在のエンジン回転数に対応し且つノッキングが発生しない範囲（各点火進角マップにおいて予め設定されたノック限界点火時期よりも遅角側の範囲）で可能な限りＭＢＴに近い点火時期の場合に目標図示トルクが得られる点火進角マップを選択し、選択した点火進角マップを参照して、目標図示トルクに対応する点火時期を点火時期として設定する。
また、ＰＣＭ１４は、目標図示トルクを出力するために必要な熱量（要求熱量）を求め、この要求熱量を発生させるために必要な充填効率を、目標充填効率として設定する。そして、ＰＣＭ１４は、設定した目標充填効率に相当する空気がエンジン２に導入されるように、エアフローセンサ２４が検出した空気量を考慮して、スロットルバルブ２８の開度と、吸排気バルブ機構３４を介した吸気バルブの開閉時期とを設定する。 Next, in step S4, the PCM 14 performs each actuator (for example, spark plug 32, throttle valve 28, etc.) of the engine 2 for realizing the target engine torque set in step S3 based on the operation state acquired in step S1. The control value of the intake / exhaust valve mechanism 34) is determined.
Specifically, the PCM 14 calculates a target indicated torque by adding a loss loss due to friction loss or pumping loss to the target engine torque, and shows the relationship between the ignition timing and the indicated torque for various charging efficiencies and various engine speeds. A range that corresponds to the current engine speed and does not cause knocking from a specified ignition advance map (previously created and stored in a memory or the like) (a knock limit set in advance in each ignition advance map) The ignition advance map is selected so that the target indicated torque is obtained when the ignition timing is as close as possible to the MBT in the retarded angle range with respect to the ignition timing, and the target indicated torque is referenced with reference to the selected ignition advance map. Is set as the ignition timing.
Further, the PCM 14 obtains a heat amount (required heat amount) necessary for outputting the target indicated torque, and sets the charging efficiency necessary for generating the required heat amount as the target charging efficiency. Then, the PCM 14 considers the amount of air detected by the air flow sensor 24 so that air corresponding to the set target charging efficiency is introduced into the engine 2, and the opening degree of the throttle valve 28 and the intake / exhaust valve mechanism 34. The opening and closing timing of the intake valve via the is set.

次に、ステップＳ５において、ＰＣＭ１４は、ステップＳ１において取得された運転状態、ステップＳ３において設定した目標モータトルク、及び、ステップＳ４において設定したエンジン２の各アクチュエータの制御量に基づき、モータ４に出力させるトルク（モータ指令トルク）、具体的にはインバータ１２によるモータ４とバッテリ１０との間の電力の入出力の制御値を決定する。 Next, in step S5, the PCM 14 outputs to the motor 4 based on the operation state acquired in step S1, the target motor torque set in step S3, and the control amount of each actuator of the engine 2 set in step S4. Torque to be performed (motor command torque), specifically, an input / output control value of power between the motor 4 and the battery 10 by the inverter 12 is determined.

ここで、図４及び図５を参照して、ＰＣＭ１４によるモータ指令トルクの決定方法を説明する。図４は、本発明の実施形態による動力制御装置がモータ指令トルクを決定する方法を示した制御ブロック図である。図５は、エンジン２の出力軸におけるトルクの変動成分を示す線図であり、チャート（ａ）はエンジン２の出力軸におけるトルクの変動を示す線図、チャート（ｂ）はトルク変動成分のうち気筒内の燃焼ガスの圧力変化に起因する成分を示す線図、チャート（ｃ）はトルク変動成分のうちエンジン２内部の往復運動質量の慣性に起因する成分を示す線図、チャート（ｄ）は気筒内の燃焼ガスの圧力変化に起因する成分とエンジン２内部の往復運動質量の慣性に起因する成分とを合成したトルク変動成分を示す線図である。図５の各チャートにおける横軸はクランク角（ｄｅｇ）を示し、縦軸はトルク（Ｎｍ）を示す。 Here, with reference to FIG.4 and FIG.5, the determination method of the motor command torque by PCM14 is demonstrated. FIG. 4 is a control block diagram illustrating a method for determining the motor command torque by the power control apparatus according to the embodiment of the present invention. FIG. 5 is a diagram showing a torque fluctuation component on the output shaft of the engine 2. Chart (a) shows a torque fluctuation on the output shaft of the engine 2. Chart (b) shows a torque fluctuation component. A diagram showing components due to pressure change of combustion gas in the cylinder, chart (c) is a diagram showing components due to inertia of reciprocating mass inside the engine 2 among torque fluctuation components, and chart (d) is a diagram (d). FIG. 5 is a diagram showing a torque fluctuation component obtained by synthesizing a component caused by pressure change of combustion gas in a cylinder and a component caused by inertia of reciprocating mass inside the engine 2. The horizontal axis in each chart of FIG. 5 indicates the crank angle (deg), and the vertical axis indicates the torque (Nm).

図４に示すように、ＰＣＭ１４は、エンジン２が１サイクルで発生する平均トルク（エンジン平均トルク）を推定するエンジン平均トルク推定部３６と、エンジン２の出力軸におけるトルクの変動成分（トルク変動成分）を推定するトルク変動成分推定部３８と、モータ４に出力させるトルク（モータ指令トルク）を決定するモータ指令トルク決定部４０とを備える。 As shown in FIG. 4, the PCM 14 includes an engine average torque estimation unit 36 that estimates an average torque (engine average torque) generated by the engine 2 in one cycle, and a torque fluctuation component (torque fluctuation component) on the output shaft of the engine 2. ) And a motor command torque determining unit 40 for determining a torque (motor command torque) to be output to the motor 4.

エンジン平均トルク推定部３６は、ステップＳ１において取得された吸入空気量及びクランク角を入力とする。エンジン平均トルク推定部３６は、ステップＳ１において取得された吸入空気量に基づき充填効率を推定し、推定した充填効率で空気がエンジン２に導入されたときに発生する熱量に対応する図示トルクを求め、フリクションロスやポンピングロスによる損失トルクを差し引くことによりエンジン平均トルクを推定する。また、エンジン平均トルク推定部３６は、ステップＳ１において取得されたクランク角に基づきエンジン回転数を算出する。 The engine average torque estimating unit 36 receives the intake air amount and the crank angle acquired in step S1 as inputs. The engine average torque estimation unit 36 estimates the charging efficiency based on the intake air amount acquired in step S1, and obtains the indicated torque corresponding to the amount of heat generated when air is introduced into the engine 2 with the estimated charging efficiency. The average engine torque is estimated by subtracting the torque loss due to friction loss and pumping loss. Moreover, the engine average torque estimation part 36 calculates an engine speed based on the crank angle acquired in step S1.

トルク変動成分推定部３８は、エンジン平均トルク推定部３６により推定されたエンジン平均トルクと、エンジン平均トルク推定部３６により算出されたエンジン回転数と、ステップＳ１において取得されたクランク角とに基づき、トルク変動成分を推定する。 The torque fluctuation component estimator 38 is based on the engine average torque estimated by the engine average torque estimator 36, the engine speed calculated by the engine average torque estimator 36, and the crank angle acquired in step S1. Estimate torque fluctuation components.

図５のチャート（ａ）に示すように、エンジン２の出力軸におけるトルク（図５において実線により示す）は、気筒内の燃焼ガスの圧力変化に起因するトルク（指圧トルク、図５において破線により示す）と、エンジン２内部の往復運動質量（ピストン、コンロッド等）の慣性に起因するトルク（慣性トルク、図５において一点鎖線により示す）とに分離することができる。 As shown in the chart (a) of FIG. 5, the torque at the output shaft of the engine 2 (shown by a solid line in FIG. 5) is a torque (a finger pressure torque, a broken line in FIG. 5) resulting from the pressure change of the combustion gas in the cylinder. And torque (inertia torque, indicated by a one-dot chain line in FIG. 5) due to the inertia of the reciprocating mass (piston, connecting rod, etc.) inside the engine 2 can be separated.

これらの内、指圧トルクの変動は、クランク角１８０ｄｅｇを１周期とする正弦振動（いわゆる二次振動）及び更に高次の振動を合成した振動として表されるが、車室フロアへの振動伝達等において最も問題となるのは二次振動である。そこで、チャート（ｂ）に示すように、エンジン平均トルクを基準とした指圧トルクの変動における二次振動成分を抽出すると、指圧トルクの変動に起因するトルク変動成分（指圧トルク変動成分）として、クランク角１８０ｄｅｇを１周期とする正弦振動が得られる。この指圧トルク変動成分の振幅は、エンジン平均トルクの関数として表すことができ、エンジン平均トルクの増大に比例して増大する。 Of these, fluctuations in the acupressure torque are expressed as a sine vibration (so-called secondary vibration) with a crank angle of 180 deg as one cycle and a higher-order vibration, but vibration transmission to the passenger compartment floor, etc. The second problem is the secondary vibration. Therefore, as shown in the chart (b), when the secondary vibration component in the fluctuation of the acupressure torque based on the engine average torque is extracted, the torque fluctuation component (acupressure pressure fluctuation component) resulting from the fluctuation of the acupressure torque is used as a crank. A sinusoidal vibration having an angle of 180 deg as one cycle is obtained. The amplitude of this finger pressure torque fluctuation component can be expressed as a function of engine average torque, and increases in proportion to the increase in engine average torque.

また、チャート（ｃ）に示すように、慣性トルクの変動に起因するトルク変動成分（慣性トルク変動成分）は、チャート（ｂ）に示した指圧トルク変動成分と逆位相の正弦振動として表される。この慣性トルク変動成分の振幅は、エンジン回転数の関数として表すことができ、エンジン回転数が高いほど大きくなる。 Further, as shown in the chart (c), the torque fluctuation component (inertia torque fluctuation component) resulting from the fluctuation of the inertia torque is expressed as a sinusoidal vibration having an opposite phase to the acupressure torque fluctuation component shown in the chart (b). . The amplitude of the inertia torque fluctuation component can be expressed as a function of the engine speed, and increases as the engine speed increases.

チャート（ｄ）に示すように、エンジン２のトルク変動成分は、チャート（ｂ）に示した指圧トルク変動成分と、チャート（ｃ）に示した慣性トルク変動成分とを合成した、クランク角１８０ｄｅｇを１周期とする正弦振動として表される。上述したように、指圧トルク変動成分の振幅はエンジン平均トルクの関数として表され、慣性トルク変動成分の振幅はエンジン回転数の関数として表されるので、これらを合成したエンジン２のトルク変動成分の振幅は、エンジン平均トルクＴｅ及びエンジン回転数Ｎｅの関数Ａ_tr（Ｔｅ，Ｎｅ）として表すことができる。したがって、エンジン２のトルク変動成分は、クランク角ＣＡを変数とし、振幅がＡ_tr（Ｔｅ，Ｎｅ）の正弦関数Ａ_tr（Ｔｅ，Ｎｅ）Ｓｉｎ（ＣＡ）として表される。 As shown in the chart (d), the torque fluctuation component of the engine 2 is a crank angle of 180 deg, which is a combination of the acupressure torque fluctuation component shown in the chart (b) and the inertia torque fluctuation component shown in the chart (c). It is expressed as sinusoidal vibration with one period. As described above, the amplitude of the acupressure torque fluctuation component is expressed as a function of the engine average torque, and the amplitude of the inertia torque fluctuation component is expressed as a function of the engine speed. The amplitude can be expressed as a function A _tr (Te, Ne) of the engine average torque Te and the engine speed Ne. Therefore, the torque fluctuation component of the engine 2 is expressed as a sine function A _tr (Te, Ne) Sin (CA) having a crank angle CA as a variable and an amplitude of A _tr (Te, Ne).

トルク変動成分推定部３８は、ステップＳ１において取得されたクランク角ＣＡと、エンジン平均トルク推定部３６により推定されたエンジン平均トルクＴｅ及びエンジン平均トルク推定部３６により算出されたエンジン回転数Ｎｅとを、チャート（ｄ）に示した正弦関数Ａ_tr（Ｔｅ，Ｎｅ）×Ｓｉｎ（ＣＡ）に代入することにより、トルク変動成分を推定する。 The torque fluctuation component estimation unit 38 calculates the crank angle CA acquired in step S1, the engine average torque Te estimated by the engine average torque estimation unit 36, and the engine speed Ne calculated by the engine average torque estimation unit 36. The torque fluctuation component is estimated by substituting it into the sine function A _tr (Te, Ne) × Sin (CA) shown in the chart (d).

図４に示すように、モータ指令トルク決定部４０には、ステップＳ１において取得されたモータ角、ステップＳ３において設定された目標モータトルクに加えて、トルク変動成分推定部３８により推定されたトルク変動成分に所定の制御ゲイン（図４における「Ｋ」）を乗算した値がカウンタートルクとして入力される。この制御ゲインＫは、エネルギー効率の低下を抑制しながらエンジン２のトルク変動を効果的に吸収可能なカウンタートルクをモータ４に出力させるように設定されるゲイン（カウンタートルク制御ゲイン）であり、ＰＣＭ１４により、ステップＳ１において取得された運転状態及びステップＳ３において設定された目標エンジントルクに応じて−１≦Ｋ≦０の範囲で設定される。即ち、カウンタートルクとして、エンジン２のトルク変動成分と逆位相且つ変位がトルク変動成分の変位以下の値がモータ指令トルク決定部４０に入力される。カウンタートルク制御ゲインの設定の詳細は後述する。
モータ指令トルク決定部４０は、ステップＳ１において取得されたモータ角、ステップＳ３において設定された目標モータトルク、及び、カウンタートルクに基づき、モータ指令トルクを決定する。具体的には、モータ指令トルク決定部４０は、ステップＳ３において設定された目標モータトルクとカウンタートルクとの合計値を、ステップＳ１において取得されたクランク角ＣＡに対応するモータ角におけるモータ指令トルクとして決定し、インバータ１２に出力する。 As shown in FIG. 4, in addition to the motor angle acquired in step S1 and the target motor torque set in step S3, the motor command torque determination unit 40 includes the torque fluctuation estimated by the torque fluctuation component estimation unit 38. A value obtained by multiplying the component by a predetermined control gain (“K” in FIG. 4) is input as the counter torque. The control gain K is a gain (counter torque control gain) set so that the motor 4 outputs a counter torque that can effectively absorb the torque fluctuation of the engine 2 while suppressing a decrease in energy efficiency. Thus, a range of −1 ≦ K ≦ 0 is set according to the operating state acquired in step S1 and the target engine torque set in step S3. That is, as the counter torque, a value opposite in phase to the torque fluctuation component of the engine 2 and a displacement equal to or smaller than the displacement of the torque fluctuation component is input to the motor command torque determination unit 40. Details of the setting of the counter torque control gain will be described later.
The motor command torque determination unit 40 determines the motor command torque based on the motor angle acquired in step S1, the target motor torque set in step S3, and the counter torque. Specifically, the motor command torque determination unit 40 uses the total value of the target motor torque and the counter torque set in step S3 as the motor command torque at the motor angle corresponding to the crank angle CA acquired in step S1. Determine and output to the inverter 12.

図３に戻り、ＰＣＭ１４は、ステップＳ５においてモータ指令トルクを決定した後、ステップＳ６に進み、ステップＳ４において決定したエンジンアクチュエータ制御値に基づき、スロットルバルブ２８及び吸排気バルブ機構３４を制御するとともに、エンジン２の運転状態等に応じて決定された目標当量比と、エアフローセンサ２４の検出信号Ｓ１２４等に基づき推定した実空気量とに基づき、燃料噴射弁３０を制御する。また、ＰＣＭ１４は、ステップＳ５において決定したモータ指令トルクをモータ４に出力させるように、インバータ１２によるモータ４とバッテリ１０との間の電力の入出力を制御する。ステップＳ６の後、ＰＣＭ１４は、動力制御処理の１サイクルを終了する。 Returning to FIG. 3, after determining the motor command torque in step S5, the PCM 14 proceeds to step S6 and controls the throttle valve 28 and the intake / exhaust valve mechanism 34 based on the engine actuator control value determined in step S4. The fuel injection valve 30 is controlled based on the target equivalence ratio determined according to the operating state of the engine 2 and the actual air amount estimated based on the detection signal S124 of the airflow sensor 24 and the like. Further, the PCM 14 controls input / output of electric power between the motor 4 and the battery 10 by the inverter 12 so that the motor 4 outputs the motor command torque determined in step S5. After step S6, the PCM 14 ends one cycle of the power control process.

＜カウンタートルク制御ゲインの設定＞
次に、図６乃至図９により、ＰＣＭ１４によるカウンタートルク制御ゲインの設定について説明する。
図６は、エンジン回転数が一定の場合におけるエンジン平均トルクとカウンタートルクとの関係を示す線図であり、チャート（ａ）はエンジン平均トルクとエンジン２のトルク変動成分の振幅との関係を示す図、チャート（ｂ）はエンジン平均トルクと制御ゲインの絶対値との関係を示す図、チャート（ｃ）はエンジン平均トルクとカウンタートルクの振幅の絶対値との関係を示す図である。 <Counter torque control gain setting>
Next, the setting of the counter torque control gain by the PCM 14 will be described with reference to FIGS.
FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the engine average torque and the counter torque when the engine speed is constant, and the chart (a) shows the relationship between the engine average torque and the amplitude of the torque fluctuation component of the engine 2. The chart (b) shows the relationship between the engine average torque and the absolute value of the control gain, and the chart (c) shows the relationship between the engine average torque and the absolute value of the counter torque amplitude.

上述したように、エンジン２の出力軸におけるトルク変動成分は、指圧トルク変動成分と慣性トルク変動成分とを合成することにより得られる。指圧トルク変動成分の振幅は、エンジン平均トルクの関数として表すことができ、エンジン平均トルクの増大に比例して増大する。また、慣性トルク変動成分の振幅は、エンジン回転数の関数として表すことができ、エンジン回転数が高いほど大きくなる。したがって、図６のチャート（ａ）に示すように、エンジン回転数が一定の場合には、エンジン２のトルク変動成分の振幅は、エンジン平均トルクの増大に比例して増大する。
この場合、チャート（ｂ）に示すように、エンジン平均トルクが所定値Ｔｅ１未満の範囲では、制御ゲインの絶対値は一定値（具体的には１）に設定され、エンジン平均トルクが所定値Ｔｅ１以上の範囲ではエンジン平均トルクが大きいほど制御ゲインの絶対値が小さくなるように設定されている。
したがって、チャート（ｃ）に示すように、エンジン平均トルクが所定値Ｔｅ１以下の範囲では、エンジン平均トルクが大きいほど、カウンタートルクの振幅の絶対値は大きくなる。また、エンジン平均トルクが所定値Ｔｅ１より大きい範囲では、エンジン平均トルクの増大に応じて制御ゲインの絶対値が小さくなるに従って、カウンタートルクの振幅の絶対値の増加割合が緩やかになり、エンジン平均トルクが所定値Ｔｅ２のときにカウンタートルクの振幅の絶対値が極大となる。さらに、エンジン平均トルクがＴｅ２より大きい範囲では、エンジン平均トルクが大きいほど、カウンタートルクの振幅の絶対値は小さくなる。 As described above, the torque fluctuation component on the output shaft of the engine 2 is obtained by combining the acupressure torque fluctuation component and the inertia torque fluctuation component. The amplitude of the acupressure torque variation component can be expressed as a function of engine average torque, and increases in proportion to the increase in engine average torque. The amplitude of the inertia torque fluctuation component can be expressed as a function of the engine speed, and increases as the engine speed increases. Therefore, as shown in the chart (a) of FIG. 6, when the engine speed is constant, the amplitude of the torque fluctuation component of the engine 2 increases in proportion to the increase in the engine average torque.
In this case, as shown in the chart (b), in the range where the engine average torque is less than the predetermined value Te1, the absolute value of the control gain is set to a constant value (specifically 1), and the engine average torque is set to the predetermined value Te1. In the above range, the absolute value of the control gain is set to be smaller as the engine average torque is larger.
Therefore, as shown in the chart (c), in the range where the engine average torque is equal to or less than the predetermined value Te1, the absolute value of the amplitude of the counter torque increases as the engine average torque increases. Further, in the range where the engine average torque is larger than the predetermined value Te1, as the absolute value of the control gain decreases as the engine average torque increases, the rate of increase in the absolute value of the counter torque amplitude becomes gradual. When is a predetermined value Te2, the absolute value of the amplitude of the counter torque becomes a maximum. Further, in the range where the engine average torque is larger than Te2, the absolute value of the amplitude of the counter torque decreases as the engine average torque increases.

即ち、エンジン平均トルクが大きいほどトルク変動成分の振幅は大きくなるが、エンジン平均トルクが所定値Ｔｅ１以下の範囲では、エンジン平均トルクが大きいほどカウンタートルクの振幅の絶対値も大きくなるので、カウンタートルクによりエンジン２のトルク変動成分を確実に吸収し、エンジン２のトルク変動に伴う振動を抑制することができる。
また、エンジン平均トルクが所定値Ｔｅ２の近傍では、エンジン２による駆動力と車両１の走行抵抗とが拮抗することにより車速が変化し難いので、エンジン回転数の変化が小さくエンジン２のトルク変動成分の周波数が変化し難い。この場合、エンジン２のトルク変動に伴う振動の周波数が変化し難いので、エンジン２から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し易く、車室フロアの振動が大きくなり易い。そこで、カウンタートルクの振幅の絶対値を極大とすることにより、カウンタートルクによってエンジン２のトルク変動成分を確実に吸収し、エンジン２のトルク変動に伴う振動を抑制することができる。
また、エンジン平均トルクが所定値Ｔｅ２より大きい範囲では、エンジン平均トルクが大きいほど、エンジン２による駆動力の余裕が大きく車速が上昇し易いので、車速の上昇に応じてエンジン回転数が上昇することによりエンジン２のトルク変動成分の周波数が上昇し易い。この場合、エンジン２のトルク変動に伴う振動の周波数が変化し易いので、エンジン２から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し難く、車室フロアの振動が大きくなり難い。即ち、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくしても、車室フロアの振動や騒音は十分抑制される。そこで、エンジン平均トルクが大きいほど、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくすることにより、エンジン２のトルク変動を十分吸収しつつ、カウンタートルクの発生に伴う電力消費を抑制することができる。 That is, the larger the engine average torque, the larger the amplitude of the torque fluctuation component, but in the range where the engine average torque is equal to or less than the predetermined value Te1, the larger the engine average torque, the larger the absolute value of the counter torque amplitude. Thus, the torque fluctuation component of the engine 2 can be reliably absorbed, and the vibration accompanying the torque fluctuation of the engine 2 can be suppressed.
Further, when the engine average torque is in the vicinity of the predetermined value Te2, the driving speed of the engine 2 and the running resistance of the vehicle 1 are antagonized so that the vehicle speed is difficult to change. The frequency of is difficult to change. In this case, since the frequency of vibration associated with torque fluctuations of the engine 2 is difficult to change, resonance is likely to occur in the vibration transmission path from the engine 2 to the vehicle compartment floor, and vibration of the vehicle compartment floor tends to increase. Therefore, by setting the absolute value of the amplitude of the counter torque to a maximum, the torque fluctuation component of the engine 2 can be reliably absorbed by the counter torque, and the vibration accompanying the torque fluctuation of the engine 2 can be suppressed.
Further, in the range where the engine average torque is larger than the predetermined value Te2, the larger the engine average torque, the greater the driving force margin by the engine 2 and the higher the vehicle speed, so the engine speed increases as the vehicle speed increases. As a result, the frequency of the torque fluctuation component of the engine 2 tends to increase. In this case, since the frequency of vibration associated with torque fluctuations of the engine 2 is likely to change, resonance is unlikely to occur in the vibration transmission path from the engine 2 to the passenger compartment floor, and vibration of the passenger compartment floor is unlikely to increase. That is, even if the absolute value of the amplitude of the counter torque is reduced, vibration and noise on the passenger compartment floor are sufficiently suppressed. Thus, by reducing the absolute value of the amplitude of the counter torque as the engine average torque increases, it is possible to suppress power consumption associated with the generation of the counter torque while sufficiently absorbing the torque fluctuation of the engine 2.

図７は、エンジン平均トルクが一定の場合におけるエンジン回転数とカウンタートルクとの関係を示す線図であり、チャート（ａ）はエンジン回転数とエンジン２のトルク変動成分の振幅との関係を示す図、チャート（ｂ）はエンジン回転数と制御ゲインの絶対値との関係を示す図、チャート（ｃ）はエンジン回転数とカウンタートルクの振幅の絶対値との関係を示す図である。 FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the engine speed and the counter torque when the engine average torque is constant. Chart (a) shows the relationship between the engine speed and the amplitude of the torque fluctuation component of the engine 2. The chart (b) shows the relationship between the engine speed and the absolute value of the control gain, and the chart (c) shows the relationship between the engine speed and the absolute value of the counter torque amplitude.

上述したように、エンジン２の出力軸におけるトルク変動成分は、指圧トルク変動成分と、指圧トルク変動成分と逆位相の慣性トルク変動成分とを合成することにより得られる。指圧トルク変動成分の振幅は、エンジン平均トルクの関数として表すことができ、エンジン平均トルクの増大に比例して増大する。また、慣性トルク変動成分の振幅は、エンジン回転数の関数として表すことができ、エンジン回転数が高いほど大きくなる。したがって、図７のチャート（ａ）に示すように、エンジン平均トルクが一定の場合、指圧トルク変動成分の振幅と慣性トルク変動成分の振幅とが一致するエンジン回転数Ｎｅ１未満の範囲では、エンジン回転数が高いほどエンジン２のトルク変動成分の振幅は小さく、指圧トルク変動成分の振幅と慣性トルク変動成分の振幅とが一致するエンジン回転数Ｎｅ１以上の範囲では、エンジン回転数が高いほどエンジン２のトルク変動成分の振幅は大きい。
この場合、チャート（ｂ）に示すように、エンジン回転数が、エンジン２から車室フロアに至る振動伝達経路における共振周波数に近い所定値Ｎｅ２未満の範囲では、エンジン回転数が高いほど制御ゲインの絶対値が大きくなるように設定され、エンジン回転数が所定値Ｎｅ２以上の範囲では、エンジン回転数が高いほど制御ゲインの絶対値が小さくなるように設定されている。
したがって、チャート（ｃ）に示すように、エンジン回転数が所定値Ｎｅ２未満の範囲では、エンジン回転数が高いほど、カウンタートルクの振幅の絶対値は大きくなる。また、エンジン回転数が所定値Ｎｅ２の近傍においてカウンタートルクの振幅の絶対値が極大となる。さらに、エンジン回転数がＮｅ２より高い範囲では、エンジン回転数が高いほど、カウンタートルクの振幅の絶対値は小さくなる。 As described above, the torque fluctuation component on the output shaft of the engine 2 is obtained by combining the acupressure torque fluctuation component and the inertial torque fluctuation component having a phase opposite to that of the acupressure torque fluctuation component. The amplitude of the acupressure torque variation component can be expressed as a function of engine average torque, and increases in proportion to the increase in engine average torque. The amplitude of the inertia torque fluctuation component can be expressed as a function of the engine speed, and increases as the engine speed increases. Therefore, as shown in the chart (a) of FIG. 7, when the engine average torque is constant, the engine speed is within a range of less than the engine speed Ne1 where the amplitude of the finger pressure torque fluctuation component and the amplitude of the inertia torque fluctuation component coincide. The higher the number, the smaller the amplitude of the torque fluctuation component of the engine 2, and in the range of the engine speed Ne1 or higher where the amplitude of the acupressure torque fluctuation component and the amplitude of the inertia torque fluctuation component coincide, the higher the engine speed, The amplitude of the torque fluctuation component is large.
In this case, as shown in the chart (b), in the range where the engine speed is less than a predetermined value Ne2 close to the resonance frequency in the vibration transmission path from the engine 2 to the vehicle compartment floor, the higher the engine speed, the higher the control gain. The absolute value of the control gain is set so as to increase as the engine speed increases in the range where the engine speed is equal to or greater than the predetermined value Ne2.
Therefore, as shown in the chart (c), in the range where the engine speed is less than the predetermined value Ne2, the absolute value of the amplitude of the counter torque increases as the engine speed increases. Further, the absolute value of the amplitude of the counter torque becomes maximum when the engine speed is in the vicinity of the predetermined value Ne2. Further, in the range where the engine speed is higher than Ne2, the absolute value of the amplitude of the counter torque decreases as the engine speed increases.

即ち、エンジン回転数が所定値Ｎｅ２未満の範囲では、エンジン２による駆動力の余裕が大きく車速が上昇し易いので、車速の上昇に応じてエンジン回転数が上昇することによりエンジン２のトルク変動成分の周波数が上昇し易い。この場合、エンジン２のトルク変動に伴う振動の周波数が変化し易いので、エンジン２から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し難く、車室フロアの振動が大きくなり難い。即ち、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくしても、車室フロアの振動や騒音は十分抑制される。そこで、エンジン回転数が低いほど、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくすることにより、エンジン２のトルク変動を十分吸収しつつ、カウンタートルクの発生に伴う電力消費を抑制することができる。
また、エンジン回転数が所定値Ｎｅ２の近傍では、エンジン回転数が、エンジン２から車室フロアに至る振動伝達経路における共振周波数に近いので、エンジン２から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し易く、車室フロアの振動が大きくなり易い。そこで、カウンタートルクの振幅の絶対値を極大とすることにより、カウンタートルクによってエンジン２のトルク変動成分を確実に吸収し、エンジン２のトルク変動に伴う振動を抑制することができる。
また、エンジン回転数が所定値Ｎｅ２より高い範囲では、エンジン回転数が高いほどエンジン２から車室フロアに至る振動伝達経路において振動が減衰し易いので、車室フロアの振動や騒音が大きくなり難い。即ち、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくしても、車室フロアの振動や騒音は十分抑制される。そこで、エンジン回転数が高いほど、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくすることにより、エンジン２のトルク変動を十分吸収しつつ、カウンタートルクの発生に伴う電力消費を抑制することができる。 That is, in the range where the engine speed is less than the predetermined value Ne2, the driving force margin of the engine 2 is large and the vehicle speed is likely to increase. Therefore, the torque fluctuation component of the engine 2 increases as the engine speed increases as the vehicle speed increases. The frequency tends to increase. In this case, since the frequency of vibration associated with torque fluctuations of the engine 2 is likely to change, resonance is unlikely to occur in the vibration transmission path from the engine 2 to the passenger compartment floor, and vibration of the passenger compartment floor is unlikely to increase. That is, even if the absolute value of the amplitude of the counter torque is reduced, vibration and noise on the passenger compartment floor are sufficiently suppressed. Therefore, by reducing the absolute value of the amplitude of the counter torque as the engine speed is lower, it is possible to suppress power consumption associated with the generation of the counter torque while sufficiently absorbing the torque fluctuation of the engine 2.
Further, when the engine speed is in the vicinity of the predetermined value Ne2, the engine speed is close to the resonance frequency in the vibration transmission path from the engine 2 to the passenger compartment floor, so that resonance occurs in the vibration transmission path from the engine 2 to the passenger compartment floor. It tends to occur and the vibration of the passenger compartment floor tends to increase. Therefore, by setting the absolute value of the amplitude of the counter torque to a maximum, the torque fluctuation component of the engine 2 can be reliably absorbed by the counter torque, and the vibration accompanying the torque fluctuation of the engine 2 can be suppressed.
Further, in the range where the engine speed is higher than the predetermined value Ne2, the vibration is more likely to be attenuated in the vibration transmission path from the engine 2 to the passenger compartment floor as the engine rotational speed is higher. . That is, even if the absolute value of the amplitude of the counter torque is reduced, vibration and noise on the passenger compartment floor are sufficiently suppressed. Therefore, the higher the engine speed, the smaller the absolute value of the amplitude of the counter torque, so that the power consumption accompanying the generation of the counter torque can be suppressed while sufficiently absorbing the torque fluctuation of the engine 2.

図８は、エンジン平均トルク及びエンジン回転数が一定の場合における車両１の自動変速機６の変速段とカウンタートルクとの関係を示す線図であり、チャート（ａ）は変速段とエンジン２のトルク変動成分の振幅との関係を示す図、チャート（ｂ）は変速段と制御ゲインの絶対値との関係を示す図、チャート（ｃ）は変速段とカウンタートルクの振幅の絶対値との関係を示す図である。 FIG. 8 is a diagram showing the relationship between the gear position of the automatic transmission 6 of the vehicle 1 and the counter torque when the engine average torque and the engine speed are constant, and the chart (a) shows the relationship between the gear position and the engine 2. The figure which shows the relationship between the amplitude of a torque fluctuation component, Chart (b) is a figure which shows the relationship between a gear position and the absolute value of a control gain, Chart (c) is the relationship between the gear position and the absolute value of the amplitude of a counter torque. FIG.

上述したように、エンジン２の出力軸におけるトルク変動成分は、指圧トルク変動成分と、指圧トルク変動成分と逆位相の慣性トルク変動成分とを合成することにより得られる。したがって、図８のチャート（ａ）に示すように、エンジン平均トルク及びエンジン回転数が一定の場合、エンジン２のトルク変動成分の振幅は変速段の高低によらず一定である。
この場合、チャート（ｂ）に示すように、車両１の変速段が高い（減速比が小さい）ほど、制御ゲインの絶対値が大きくなるように設定されている。
したがって、チャート（ｃ）に示すように、車両１の変速段が高いほど、カウンタートルクの振幅の絶対値は大きくなり、車両１の変速段が低いほど、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくなる。 As described above, the torque fluctuation component on the output shaft of the engine 2 is obtained by combining the acupressure torque fluctuation component and the inertial torque fluctuation component having a phase opposite to that of the acupressure torque fluctuation component. Therefore, as shown in the chart (a) of FIG. 8, when the engine average torque and the engine speed are constant, the amplitude of the torque fluctuation component of the engine 2 is constant regardless of the shift level.
In this case, as shown in the chart (b), the absolute value of the control gain is set to be larger as the gear position of the vehicle 1 is higher (the reduction ratio is smaller).
Therefore, as shown in the chart (c), the absolute value of the counter torque amplitude increases as the speed of the vehicle 1 increases, and the absolute value of the counter torque decreases as the speed of the vehicle 1 decreases. .

即ち、車両１の変速段が低いほど、エンジン２による駆動力の余裕が大きく車速が上昇し易いので、車速の上昇に応じてエンジン回転数が上昇することによりエンジン２のトルク変動成分の周波数が上昇し易い。この場合、エンジン２のトルク変動に伴う振動の周波数が変化し易いので、エンジン２から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し難く、車室フロアの振動が大きくなり難い。即ち、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくしても、車室フロアの振動や騒音は十分抑制される。そこで、車両１の変速段が低いほど、カウンタートルクの振幅の絶対値を小さくすることにより、エンジン２のトルク変動を十分吸収しつつ、カウンタートルクの発生に伴う電力消費を抑制することができる。 That is, the lower the gear position of the vehicle 1, the greater the driving force margin of the engine 2 and the higher the vehicle speed. Therefore, the frequency of the torque fluctuation component of the engine 2 increases as the engine speed increases as the vehicle speed increases. Easy to rise. In this case, since the frequency of vibration associated with torque fluctuations of the engine 2 is likely to change, resonance is unlikely to occur in the vibration transmission path from the engine 2 to the passenger compartment floor, and vibration of the passenger compartment floor is unlikely to increase. That is, even if the absolute value of the amplitude of the counter torque is reduced, vibration and noise on the passenger compartment floor are sufficiently suppressed. Therefore, by reducing the absolute value of the amplitude of the counter torque as the gear position of the vehicle 1 is lower, it is possible to suppress power consumption associated with the generation of the counter torque while sufficiently absorbing the torque fluctuation of the engine 2.

図９は、エンジン平均トルク及びエンジン回転数が一定の場合における車両１の加速度とカウンタートルクとの関係を示す線図であり、チャート（ａ）は加速度とエンジン２のトルク変動成分の振幅との関係を示す図、チャート（ｂ）は加速度と制御ゲインの絶対値との関係を示す図、チャート（ｃ）は加速度とカウンタートルクの振幅の絶対値との関係を示す図である。 FIG. 9 is a diagram showing the relationship between the acceleration of the vehicle 1 and the counter torque when the engine average torque and the engine speed are constant, and the chart (a) shows the acceleration and the amplitude of the torque fluctuation component of the engine 2. FIG. 5 is a diagram showing the relationship, chart (b) is a diagram showing the relationship between the acceleration and the absolute value of the control gain, and chart (c) is a diagram showing the relationship between the acceleration and the absolute value of the amplitude of the counter torque.

上述したように、エンジン２の出力軸におけるトルク変動成分は、指圧トルク変動成分と、指圧トルク変動成分と逆位相の慣性トルク変動成分とを合成することにより得られる。したがって、図９のチャート（ａ）に示すように、エンジン平均トルク及びエンジン回転数が一定の場合、エンジン２のトルク変動成分の振幅は加速度の大小によらず一定である。
この場合、チャート（ｂ）に示すように、車両１の加速度が０に近いほど、制御ゲインの絶対値が大きくなるように設定されている。
したがって、チャート（ｃ）に示すように、車両１の加速度が０に近いほど、カウンタートルクの振幅の絶対値は大きくなる。 As described above, the torque fluctuation component on the output shaft of the engine 2 is obtained by combining the acupressure torque fluctuation component and the inertial torque fluctuation component having a phase opposite to that of the acupressure torque fluctuation component. Therefore, as shown in the chart (a) of FIG. 9, when the engine average torque and the engine speed are constant, the amplitude of the torque fluctuation component of the engine 2 is constant regardless of the magnitude of the acceleration.
In this case, as shown in the chart (b), the absolute value of the control gain is set to be larger as the acceleration of the vehicle 1 is closer to zero.
Therefore, as shown in the chart (c), the closer the acceleration of the vehicle 1 is to 0, the greater the absolute value of the amplitude of the counter torque.

即ち、車両１の加速度が０に近いほど、即ち車速の変化が小さいほど、エンジン回転数の変化が小さくエンジン２のトルク変動成分の周波数が変化し難い。この場合、エンジン２のトルク変動に伴う振動の周波数が変化し難いので、エンジン２から車室フロアに至る振動伝達経路において共振が発生し易く、車室フロアの振動が大きくなり易い。また、車室フロアの振動の周波数が一定の場合、乗員が振動を感じ易くなる。そこで、車両１の加速度が０に近いほど、カウンタートルクの振幅の絶対値を大きくすることにより、カウンタートルクによってエンジン２のトルク変動成分を確実に吸収し、エンジン２のトルク変動に伴う振動を抑制することができる。 That is, the closer the acceleration of the vehicle 1 is to 0, that is, the smaller the change in the vehicle speed, the smaller the change in the engine speed and the less the frequency of the torque fluctuation component of the engine 2 changes. In this case, since the frequency of vibration associated with torque fluctuations of the engine 2 is difficult to change, resonance is likely to occur in the vibration transmission path from the engine 2 to the vehicle compartment floor, and vibration of the vehicle compartment floor tends to increase. In addition, when the frequency of the vibration of the passenger compartment floor is constant, it is easy for the passenger to feel the vibration. Therefore, by increasing the absolute value of the counter torque amplitude as the acceleration of the vehicle 1 is closer to 0, the torque fluctuation component of the engine 2 is reliably absorbed by the counter torque, and vibrations associated with the torque fluctuation of the engine 2 are suppressed. can do.

１車両
２エンジン
４モータ
６自動変速機
８デファレンシャル装置
１０バッテリ
１２インバータ
１４ＰＣＭ
１６ＴＣＭ
１８アクセル開度センサ
２０車速センサ
２２クランク角センサ
２４エアフローセンサ
２６モータ角センサ
２８スロットルバルブ
３０燃料噴射弁
３２点火プラグ
３４吸排気バルブ機構
３６エンジン平均トルク推定部
３８トルク変動成分推定部
４０モータ指令トルク決定部 1 Vehicle 2 Engine 4 Motor 6 Automatic Transmission 8 Differential Device 10 Battery 12 Inverter 14 PCM
16 TCM
18 Accelerator opening sensor 20 Vehicle speed sensor 22 Crank angle sensor 24 Air flow sensor 26 Motor angle sensor 28 Throttle valve 30 Fuel injection valve 32 Spark plug 34 Intake / exhaust valve mechanism 36 Engine average torque estimation unit 38 Torque fluctuation component estimation unit 40 Motor command torque Decision part

Claims

A power control method for a hybrid vehicle, comprising: an internal combustion engine; a power transmission mechanism that transmits power of the internal combustion engine to drive wheels; and an electric motor that is coupled to the internal combustion engine and can output power to the power transmission mechanism. And
Estimating an average torque output by the internal combustion engine;
Estimating a torque fluctuation component in torque output by the internal combustion engine;
Setting a counter torque that suppresses the estimated torque fluctuation component;
Controlling the electric motor to output the set counter torque, and
In the step of setting the counter torque, the average torque output from the internal combustion engine when the rotational speed of the internal combustion engine is constant is a predetermined value (Te2) at which the driving force of the internal combustion engine and the running resistance of the vehicle antagonize . Including the step of setting the counter torque so that the absolute value of the counter torque is sometimes maximal,
A power control method for a hybrid vehicle.

The step of setting the counter torque includes:
A step of setting a negative control gain so that the absolute value of the counter torque becomes maximum when the average torque output from the internal combustion engine is the predetermined value (Te2) when the rotational speed of the internal combustion engine is constant. 2. The power control method for a hybrid vehicle according to claim 1, further comprising: setting the counter torque based on a product of the estimated torque fluctuation component and the control gain.

In the step of setting the counter torque, when the average torque is constant, the rotational speed of the internal combustion engine is smaller than a predetermined value (Ne2) corresponding to a resonance frequency in a vibration transmission path from the internal combustion engine to a vehicle floor. to the extent such that said absolute value of said counter torque larger the rotational speed of the internal combustion engine is increased, comprising the step of setting the counter torque, the power control method for a hybrid vehicle according to claim 1 or 2.

In the step of setting the counter torque, when the average torque is constant, the rotational speed of the internal combustion engine is greater than a predetermined value (Ne2) corresponding to a resonance frequency in a vibration transmission path from the internal combustion engine to a vehicle floor. to the extent such that said absolute value of said counter torque larger the rotational speed of the internal combustion engine is reduced, comprising the step of setting the counter torque, the power control method for a hybrid vehicle according to claim 1 or 2.

A power control apparatus for a hybrid vehicle, comprising: an internal combustion engine; a power transmission mechanism that transmits power of the internal combustion engine to drive wheels; and an electric motor that is connected to the internal combustion engine and can output power to the power transmission mechanism. And
An average torque estimator for estimating an average torque output from the internal combustion engine;
A torque fluctuation component estimator for estimating a torque fluctuation component in the torque output from the internal combustion engine;
A counter torque setting unit for setting a counter torque for suppressing the estimated torque fluctuation component;
An electric motor control unit for controlling the electric motor to output the set counter torque,
The counter torque setting unit is configured such that when the rotation speed of the internal combustion engine is constant, the average torque output from the internal combustion engine is a predetermined value (Te2) at which the driving force of the internal combustion engine and the running resistance of the vehicle antagonize. Setting the counter torque so that the absolute value of the counter torque is maximized,
A power control apparatus for a hybrid vehicle.

The counter torque setting unit
A negative control gain is set so that the absolute value of the counter torque is maximized when the average torque output from the internal combustion engine is the predetermined value (Te2) when the rotational speed of the internal combustion engine is constant;
6. The power control apparatus for a hybrid vehicle according to claim 5, wherein the counter torque is set based on a product of the estimated torque fluctuation component and the control gain.

The counter torque setting unit is configured such that when the average torque is constant, the rotational speed of the internal combustion engine is smaller than a predetermined value (Ne2) corresponding to a resonance frequency in a vibration transmission path from the internal combustion engine to a vehicle floor. such that said absolute value of about the counter-torque rotational speed of the internal combustion engine is large increases, setting the counter torque, the power control apparatus for a hybrid vehicle according to claim 5 or 6.

The counter torque setting unit is configured such that when the average torque is constant, the rotational speed of the internal combustion engine is greater than a predetermined value (Ne2) corresponding to a resonance frequency in a vibration transmission path from the internal combustion engine to a vehicle floor. such that said absolute value of said counter torque larger the rotational speed of the internal combustion engine is decreased, setting the counter torque, the power control apparatus for a hybrid vehicle according to claim 5 or 6.