WO2014122744A1 - ハイブリッド車両の制御装置 - Google Patents

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WO2014122744A1
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rotational speed
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torque
damper device
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武司 金山
渡辺　正人
真一郎 末永
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トヨタ自動車株式会社
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    • B60K6/42—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 the architecture of the hybrid electric vehicle
    • B60K6/44—Series-parallel type
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    • B60W10/04—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of propulsion units
    • 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
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
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    • B60W10/00—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function
    • B60W10/04—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of propulsion units
    • B60W10/08—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of propulsion units including control of electric propulsion units, e.g. motors or generators
    • 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
    • B60W20/00—Control systems specially adapted for hybrid vehicles
    • 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
    • B60W20/00—Control systems specially adapted for hybrid vehicles
    • B60W20/10—Controlling the power contribution of each of the prime movers to meet required power demand
    • 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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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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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
    • F16F15/12353—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations
    • 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
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • B60K6/22—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
    • 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
    • B60K2006/266—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 with two coaxial motors or generators
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    • B60K6/00—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
    • B60K6/20—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
    • B60K6/22—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
    • 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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    • Y10S903/93—Conjoint control of different elements

Definitions

  • the present invention relates to a control device for a hybrid vehicle, and particularly relates to control at the time of engine start.
  • a hybrid vehicle having a structure in which a damper device is inserted in a power transmission path between an engine and an electric motor is well known.
  • the damper for a hybrid drive device described in Patent Document 1 is an example.
  • the resonance rotation region is an engine during vehicle operation.
  • the damper characteristics are set so as to be below the rotation range.
  • Patent Document 3 describes that the torsional characteristics of the damper device are changed stepwise to reduce the variation in torsional rigidity from the low torque range to the high torque range.
  • the present invention has been made against the background of the above circumstances.
  • the object of the present invention is to provide an engine in a hybrid vehicle including a damper device inserted in a power transmission path between the engine and the electric motor.
  • An object of the present invention is to provide a device capable of suppressing torsional resonance at the time of starting.
  • the gist of the first invention is that (a) a damper device is provided in the power transmission path between the engine and the electric motor, and (b) the damper device is The torsional characteristics of the torsion in the positive direction that transmits the driving force toward the motor and the torsional characteristic in the negative direction that transmits the driving force from the motor to the engine are different. (C) The rotation of the engine is increased by the motor.
  • the torsion in the negative direction of the damper device has a plurality of torsional characteristics with different torsional rigidity depending on the torsion angle, and (e) the engine start In this case, the engine rotational speed is increased by selectively using the plurality of torsional characteristics according to the engine rotational speed.
  • the torsional characteristic in the negative direction of the damper device has a plurality of torsional characteristics with different torsional rigidity depending on the torsion angle, and when the engine is started, the plurality of torsional characteristics are properly used according to the engine rotation speed.
  • the damper device has a first torsion characteristic that becomes a first resonance frequency and a second torsion characteristic that becomes a second resonance frequency higher than the first frequency in the negative direction twist.
  • the rotational speed of the engine is increased by a twist angle that becomes the second twist characteristic, and
  • the engine rotational speed is When the rotation speed is higher than the rotation speed corresponding to the resonance frequency and lower than the rotation speed corresponding to the second resonance frequency, the motor torque of the electric motor is reduced, and the torsion angle that becomes the first torsion characteristic is obtained. Increase the rotational speed of the engine.
  • the damper device when the engine start is started, the damper device has a torsion angle at which the second torsional characteristic is obtained, so that the rotational speed corresponding to the resonance frequency is increased and the engine rotational speed reaches the rotational speed. do not do. Further, when the engine rotation speed exceeds the rotation speed corresponding to the first resonance frequency and becomes lower than the rotation speed corresponding to the second resonance frequency, the torsion angle at which the motor torque is reduced and the first torsion characteristic is obtained. Since the engine rotation speed increases, the engine rotation speed becomes higher than the rotation speed corresponding to the first resonance frequency, and moves away from the rotation speed corresponding to the first resonance frequency as the engine rotation speed increases. In this way, it is avoided that the engine rotational speed coincides with the rotational speed corresponding to the resonance frequency during engine startup, so that torsional resonance during engine startup can be avoided and drivability can be improved.
  • the damper device has at least two torsional characteristics in a negative direction torsion, and the resonance frequency with respect to the engine rotation speed is larger when the torsion angle is larger than when the torsion angle is smaller. Is expensive. In this way, a large torque is output at the time when the engine start is started, but the resonance frequency becomes high at that time, and therefore the engine rotation speed corresponding to the resonance frequency becomes a high value. Further, when the engine rotation speed increases, a large torque is not required and the torque is reduced, but the resonance frequency is switched to a low value by this torque reduction. At this time, since the engine rotation speed becomes higher than the rotation speed for the resonance frequency, it is avoided that the engine rotation speed matches the rotation speed corresponding to the resonance frequency.
  • the torque transmitted to the damper device does not fall below a preset lower limit torque at which the torsional characteristic of the damper device becomes the second torsional characteristic.
  • the motor torque is controlled.
  • the torsional characteristic of the damper device is maintained in the state of the second torsional characteristic, and the rotational speed corresponding to the resonance frequency is set to a higher value than the engine rotational speed. The Therefore, at the beginning of engine start, the engine rotation speed can be kept away from the rotation speed corresponding to the resonance frequency.
  • the torque transmitted to the damper device has a torsional characteristic of the damper device.
  • the electric motor torque is controlled to be lower than a preset upper limit torque that becomes the first torsion characteristic.
  • the torsional characteristic of the damper device is switched to the first torsional characteristic. It becomes higher than the rotational speed for one resonance frequency. Therefore, even if the engine rotation speed further increases, it can be avoided that the rotation speed corresponds to the resonance frequency.
  • the engine rotation speed corresponding to the first resonance frequency and the engine rotation speed corresponding to the second resonance frequency are both set to values lower than the idle rotation speed of the engine. In this way, the engine rotational speed does not become the rotational speed corresponding to the resonance frequency while the engine is being driven, so that the occurrence of torsional resonance while the engine is being driven is avoided.
  • the resonance frequency relative to the engine rotation speed is a value obtained by converting the engine rotation speed at which torsional resonance occurs into a frequency.
  • torsional resonance occurs when the engine rotation speed matches the rotation speed corresponding to the resonance frequency.
  • FIG. 3 is an enlarged view showing the periphery of a coil spring in the damper device of FIG. 2 in an enlarged manner. It is a figure which shows the twist characteristic of the damper apparatus of FIG. It is a time chart which shows the control action at the time of engine starting. 2 is a flowchart for explaining a main part of a control operation of the electronic control device of FIG. 1, specifically, a control operation at the time of engine start.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram illustrating a vehicle drive device 10 of a hybrid vehicle 8 (vehicle 8) to which the present invention is applied.
  • the vehicle drive device 10 includes an engine 24, a power transmission device 12, and a damper device 38, which will be described later, provided between the engine 24 and the power transmission device 12.
  • the torque of the engine 24 that is a main drive source is transmitted to the wheel-side output shaft 14 via a damper device 38 and a planetary gear device 26 which will be described later.
  • Torque is transmitted from the side output shaft 14 to the pair of left and right drive wheels 18 via the differential gear device 16.
  • the vehicle drive device 10 is provided with a second electric motor MG2 capable of selectively executing power running control for outputting driving force for traveling and regenerative control for recovering energy.
  • the automatic transmission 22 interposed in the power transmission path between the second electric motor MG2 and the drive wheels 18 is configured to be able to establish a plurality of stages with a gear ratio ⁇ s larger than “1”. Since the torque can be increased and transmitted to the wheel-side output shaft during powering to output torque from the second electric motor MG2, the second electric motor MG2 is configured to have a lower capacity or a smaller size. Thereby, for example, when the rotational speed Nout of the wheel side output shaft increases with the high vehicle speed, the second gear ratio ⁇ s is reduced to maintain the second motor MG2 in a good state.
  • the gear ratio ⁇ s is increased to increase the second motor rotational speed Nmg2. Increase.
  • the power transmission device 12 includes the first electric motor MG1 and the second electric motor MG2, and transmits the torque of the engine 24 to the drive wheels 18.
  • the engine 24 is a known internal combustion engine that outputs power by burning fuel such as a gasoline engine or a diesel engine, and is an electronic control device 100 (E-ECU) for engine control (not shown) mainly composed of a microcomputer.
  • E-ECU electronice control device 100
  • the electronic control unit 100 includes an accelerator operation amount sensor AS that detects an accelerator opening degree Acc that is an operation amount of the accelerator pedal, a brake sensor BS that detects whether or not the brake pedal is operated, and a crank angle of the crankshaft 36.
  • the first electric motor MG1 (the electric motor of the present invention) is, for example, a synchronous motor, and is configured to selectively generate a function as a motor that generates a driving torque Tm1 and a function as a generator, and an inverter 30 And is connected to a power storage device 32 such as a battery or a capacitor.
  • the inverter 30 is controlled by an electronic controller 100 (MG-ECU) for motor generator control (not shown) mainly composed of a microcomputer, whereby the motor torque Tm1 of the first motor MG1 is controlled.
  • the planetary gear device 26 includes three types of a sun gear S0, a ring gear R0 arranged concentrically with the sun gear S0, and a carrier CA0 that supports the sun gear S0 and the pinion gear P0 meshing with the ring gear R0 so as to rotate and revolve freely. It is a single pinion type planetary gear mechanism that is provided as a rotating element and generates a known differential action.
  • the planetary gear device 26 is provided concentrically with the engine 24 and the automatic transmission 22. Since the planetary gear device 26 and the automatic transmission 22 are configured symmetrically with respect to the center line, the lower half of them is omitted in FIG.
  • crankshaft 36 of the engine 24 is connected to the carrier CA0 of the planetary gear unit 26 via the damper device 38 and the power transmission shaft 39.
  • the first electric motor MG1 is connected to the sun gear S0, and the wheel side output shaft is connected to the ring gear R0.
  • the carrier CA0 functions as an input element
  • the sun gear S0 functions as a reaction force element
  • the ring gear R0 functions as an output element.
  • the reaction torque Tm1 generated by the first electric motor MG1 is input to the sun gear S0 with respect to the output torque of the engine 24 input to the carrier CA0, the ring gear R0 serving as an output element Since direct torque appears, the first electric motor MG1 functions as a generator. Further, when the rotational speed of the ring gear R0, that is, the rotational speed (output shaft rotational speed) Nout of the wheel side output shaft 14 is constant, the rotational speed Nmg1 of the first electric motor MG1 is changed up and down to thereby increase the rotational speed of the engine 24. (Engine speed) Ne can be changed continuously (steplessly).
  • the automatic transmission 22 of the present embodiment is configured by a set of Ravigneaux planetary gear mechanisms. That is, the automatic transmission 22 is provided with a first sun gear S1 and a second sun gear S2. The large diameter portion of the stepped pinion P1 meshes with the first sun gear S1, and the small diameter portion of the stepped pinion P1. Meshes with the pinion P2, and the pinion P2 meshes with the ring gear R1 (R2) disposed concentrically with the sun gears S1 and S2. Each of the pinions P1 and P2 is held by a common carrier CA1 (CA2) so as to rotate and revolve. Further, the second sun gear S2 meshes with the pinion P2.
  • CA1 common carrier
  • the second electric motor MG2 is controlled by the electronic control device 100 (MG-ECU) for controlling the motor generator via the inverter 40, thereby functioning as an electric motor or a generator, and assist output torque or regenerative torque. Is adjusted or set.
  • the second sun gear S2 is connected to the second electric motor MG2, and the carrier CA1 is connected to the wheel side output shaft.
  • the first sun gear S1 and the ring gear R1 constitute a mechanism corresponding to a tuple pinion type planetary gear device together with the pinions P1 and P2, and the second sun gear S2 and the ring gear R1 together with the pinion P2 constitute a single pinion type planetary gear device.
  • the mechanism equivalent to is comprised.
  • the automatic transmission 22 includes a first brake B1 provided between the first sun gear S1 and the housing 42, which is a non-rotating member, and a ring gear R1 in order to selectively fix the first sun gear S1.
  • a second brake B2 provided between the ring gear R1 and the housing 42 is provided for selective fixing.
  • These brakes B1 and B2 are so-called friction engagement devices that generate a braking force by a frictional force, and a multi-plate type engagement device or a band type engagement device can be adopted.
  • These brakes B1 and B2 are configured such that their torque capacities change continuously according to the engagement pressure generated by the brake B1 hydraulic actuator such as a hydraulic cylinder and the brake B2 hydraulic actuator, respectively. Yes.
  • the automatic transmission 22 when the second sun gear S2 functions as an input element, the carrier CA1 functions as an output element, and the first brake B1 is engaged, the shift is greater than “1”.
  • the high speed stage H with the ratio ⁇ sh is established and the second brake B2 is engaged instead of the first brake B1
  • the low speed stage L with the speed ratio ⁇ sl larger than the speed ratio ⁇ sh of the high speed stage H is established. It is configured. That is, the automatic transmission 22 is a two-stage transmission, and the shift between these shift stages H and L is executed based on the running state such as the vehicle speed V and the required driving force (or accelerator operation amount). More specifically, the shift speed region is determined in advance as a map (shift diagram), and control is performed so as to set one of the shift speeds according to the detected driving state.
  • FIG. 2 is a diagram showing in detail the structure of the damper device 38 of FIG. 1, FIG. 2 (a) is a sectional view of the damper device 38, and FIG. 2 (b) is a front view of the damper device 38.
  • 2A corresponds to the XX cross-sectional view of FIG. 2B, and a part of FIG. 2B is shown in the cross-sectional view.
  • the damper device 38 is provided so that power can be transmitted between the engine 24 and the planetary gear device 26 around the axis C. Further, since the first electric motor MG1 is connected to the planetary gear device 26 so as to be able to transmit power, the damper device 38 is provided on a power transmission path between the engine 24 and the first electric motor MG1.
  • the power transmission shaft 39 shown in FIG. 1 is spline-fitted to the inner peripheral portion (hub 58) of the damper device 38.
  • the damper device 38 includes a pair of rotatable disk plates 56 around the rotation axis C, a relatively rotatable hub 58 around the rotation axis C of the disk plate 56, and between the disk plate 56 and the hub 58.
  • Coil springs 62a and 62b made of spring steel that are connected to each other so as to transmit power between the disk plate 56 and the hub 58, and a hysteresis mechanism 64 that generates a hysteresis torque between the disk plate 56 and the hub 58.
  • the disk plate 56 includes a pair of left and right disk-shaped first disk plates 66 (hereinafter referred to as a first plate 66) and a second disk plate 68 (hereinafter referred to as a second plate 68), and includes coil springs 62a and 62b and a hub 58. With the plates 66 and 68 sandwiched in the axial direction, the outer peripheral portions are fastened to each other by a rivet 70 so that they cannot be rotated relative to each other. In the first plate 66, four opening holes for accommodating the coil springs 62a and 62b are formed at equiangular intervals in the circumferential direction.
  • the second plate 68 also has four opening holes for accommodating the coil springs 62 a and 62 b at the same position as the opening holes of the first plate 66 in the circumferential direction.
  • the coil springs 62 a and 62 b are accommodated in a space formed by the opening hole of the first plate 66 and the opening hole of the second plate 68.
  • the coil spring 62b includes a large-diameter coil spring and a small-diameter coil spring housed in the large-diameter coil spring.
  • the large-diameter coil spring and the small-diameter coil spring are collectively defined as a coil spring 62b.
  • the hub 58 includes a cylindrical base portion 58a having an inner peripheral tooth on which the power transmission shaft 39 is spline-fitted on the inner peripheral portion, and a disk-shaped flange portion 58b extending radially from the outer peripheral surface of the base portion 58a. It is configured.
  • Four spring accommodating holes 58c are formed in the flange portion 58b at equal angular intervals in the circumferential direction.
  • Coil springs 62a and 62b are housed in the spring housing holes 58c.
  • the spring receiving hole in a state where no torque is transmitted to the damper device 38, the spring receiving hole is in a state where the pair of spring seats 72a holding the coil spring 62a and the flange portion 58b abut from both ends thereof. 58c.
  • the coil spring 62b in the coil spring 62b, a predetermined gap is formed between the pair of spring seats 72b that hold the coil spring 62b and the flange portion 58. Therefore, until the torsion angle ⁇ of the damper device 38 reaches a predetermined torsion angle ⁇ , the hub 58 (flange portion 58b) and the spring seat 72b holding the coil spring 62b do not come into contact with each other.
  • FIG. 3 is an enlarged cross-sectional view showing a portion surrounded by the thick dashed line D in FIG. 2B, that is, the periphery of the coil spring 62b.
  • a gap L formed between a pair of spring seats 72b that sandwich and hold the coil spring 62b from both ends and the hub 58 (flange portion 58b) is formed to be asymmetric. ing.
  • the gap L1 between the spring seat 72b formed on the upper side (clockwise side) and the flange portion 58b is larger than the gap L2 formed on the lower side (counterclockwise side). Is also formed small.
  • FIG. 3 is an enlarged cross-sectional view showing a portion surrounded by the thick dashed line D in FIG. 2B, that is, the periphery of the coil spring 62b.
  • the hub 58 is rotated counterclockwise by the coil springs 62a and 62b.
  • the coil springs 62a and 62b transmit power while being elastically deformed, so that a shock due to torque fluctuation is absorbed by the coil spring 62.
  • the disk plate 56 is coupled to the engine 24 so as to be able to transmit power.
  • the disk plate 56 is rotated counterclockwise. Torque to rotate is transmitted.
  • the damper device 38 is twisted in the forward direction. That is, the damper device 38 is twisted at a positive twist angle ⁇ .
  • FIG. 4 shows the damper torsional characteristics of the damper device 38.
  • the horizontal axis indicates the torsion angle ⁇ that is the relative rotation angle between the hub 58 and the disk plate 56
  • the vertical axis indicates the torque T (Nm) applied to the damper device 38.
  • the positive torsion angle ⁇ corresponds to the torsion angle when the engine 24 is driven, that is, the torsion angle when torque that rotates the damper device 38 counterclockwise is transmitted from the disk plate 56 side.
  • the negative twist angle ⁇ corresponds to the twist angle when torque that rotates the damper device 38 counterclockwise is transmitted from the hub 58 side (power transmission shaft 39 side).
  • the damper device 38 includes a hysteresis mechanism 64, but the hysteresis torque is omitted in FIG.
  • the positive twist angle ⁇ increases.
  • the coil spring 62b comes into contact with the hub 58, so that the rigidity of the damper device 38 is increased and the inclination of the torque with respect to the torsion angle ⁇ is further increased. That is, when the torsion angle ⁇ 1 is reached, the torsional rigidity of the coil spring 62 is switched from the rigidity K1 to the torsional rigidity K2 larger than the rigidity K1.
  • the negative twist angle increases.
  • the hub 58 comes into contact with the coil spring 62b, so that the rigidity of the damper device 38 is increased, and the inclination of the torque with respect to the twist angle ⁇ is further increased. That is, when the torsion angle ⁇ 2 is reached, the torsional rigidity of the coil spring 62 is switched from the rigidity K1 to the torsional rigidity K2 larger than the rigidity K1.
  • the damper device 38 includes a first torsion characteristic B in which a torsion angle ⁇ is less than a predetermined value ⁇ 1 and a resonance frequency f1 in a negative torsion, and a resonance frequency f2 that is greater than or equal to the predetermined value ⁇ 1 and higher than the resonance frequency f1. And a second torsion characteristic A.
  • the resonance frequency f becomes higher when the twist angle ⁇ is larger than when the twist angle ⁇ is small.
  • the resonance frequency f with respect to the engine rotation speed Ne is a value obtained by converting the engine rotation speed Ne at which torsional resonance occurs into the resonance frequency f of the drive system, and the engine rotation speed Ne corresponds to the resonance frequency f. Then, torsional resonance occurs. Further, the resonance frequency f1 corresponds to the first resonance frequency of the present invention, and the resonance frequency f2 corresponds to the second resonance frequency of the present invention. In this embodiment, both of these resonance frequencies f1 and f2 are the engine 24. Is set to a value lower than the idle rotation speed Nidle.
  • the twist angle ⁇ 2 is larger than the twist angle ⁇ 1. This is because the gap L2 shown in FIG. 3 is larger than the gap L1.
  • the torsional characteristics differ between the positive torsion angle (positive direction torsion) and the negative torsion angle (negative direction torsion). Specifically, at the negative torsion angle, the torsion angle ⁇ 1 at which the torsional rigidity K1 is switched to the torsional rigidity K2 is smaller than the torsion angle ⁇ 2 at which the torsional rigidity K2 is switched at the positive torsion angle by the torsion angle ⁇ .
  • the electronic control unit 100 includes a so-called microcomputer having a CPU, a RAM, a ROM, an input / output interface, and the like, for example.
  • Various controls of the hybrid vehicle 8 are executed by performing signal processing according to the stored program.
  • the electronic control unit 100 executes output control of the engine 24, drive control and regenerative control of the first electric motor MG1 and second electric motor MG2, shift control of the automatic transmission 22, and the like. Accordingly, it is configured separately for engine control, motor control, hydraulic control (shift control), and the like.
  • the electronic control unit 100 determines whether to switch from motor traveling to engine traveling based on the traveling state of the vehicle 8, that is, an engine start determining unit 102 (engine start determining means) that determines start of the engine 24, and An engine start control unit 104 (engine start control means) that executes start control of the engine 24 is functionally included.
  • the engine start determination unit 102 determines whether to switch from motor travel to engine travel, in other words, start the engine 24, based on whether or not the travel state of the vehicle satisfies a predetermined condition during motor travel. For example, the engine start control unit 102 determines whether the vehicle travel state is based on a travel mode map indicating a travel region of motor travel and engine travel, which includes a preset vehicle speed V and accelerator opening Acc. When switching to the engine travel region, it is determined to start the engine 24 in order to switch to engine travel.
  • the engine start control unit 104 is executed when the start of the engine 24 is determined based on the engine start determination unit 102.
  • the engine start control unit 104 outputs a torque Tm1 (torque that increases the engine rotation speed) for cranking the engine 24 from the first electric motor MG1, thereby increasing the engine rotation speed Ne and increasing the rotation speed to enable independent operation. Then, the engine 24 is burned and the engine 24 is started. Since the first electric motor MG1 is connected to the damper device 38 via the planetary gear device 26, the motor torque Tm1 of the first electric motor MG1 is calculated based on the gear ratio of the planetary gear device 26. Is transferred to the damper device 38.
  • the torsional resonance is set to occur at a rotational speed lower than the idle rotational speed of the engine 24 so that the torsional resonance does not occur in the normal rotational speed range of the engine 24. Therefore, the engine speed corresponding to the resonance frequency of the vehicle 8 is passed in the transition period in which the engine speed Ne is increased when the engine is started. At this time, torsional resonance occurs, and vibration and noise due to vibration are likely to occur. Further, for example, when the temperature is extremely low, the friction of the engine 24 also increases, so that the engine 24 tends to stay at a rotational speed corresponding to the resonance frequency when the engine is started. Furthermore, in the hybrid vehicle 8, since the start and stop of the engine 24 are frequently repeated, this problem becomes significant.
  • the engine start control unit 104 generates torsional resonance by properly using a plurality of (two in this embodiment) torsional characteristics of the damper device 38 according to the engine rotation speed Ne when starting the engine. Suppress.
  • specific control of the engine start control unit 104 will be described.
  • cranking torque T for increasing the engine rotational speed is transmitted from the first electric motor MG1 to the engine 24 via the planetary gear device 26 and the damper device 38.
  • the cranking torque T is transmitted from the hub 58 side, and the damper device 38 has a negative twist angle ⁇ . That is, when starting the engine, the torsion characteristic in the negative torsion angle region is used.
  • the engine start control unit 104 initially increases the torque Tm1 of the first electric motor MG1 to increase the cranking torque T transmitted to the damper device 38. Specifically, control is performed so that a torque larger than the torque T2 at which the torsion angle ⁇ of the damper device 38 becomes larger than a predetermined value ⁇ 1 is transmitted to the damper device 38. Therefore, the torsion characteristic of the damper device 38 becomes the second torsion characteristic A. At this time, the resonance frequency f of the drive system becomes the resonance frequency f2 based on the torsional rigidity K2.
  • the engine start control unit In 104 the cranking torque T is maintained larger than the torque T2. Further, when the engine rotation speed Ne approaches the rotation speed Nf2 corresponding to the resonance frequency f2, the engine start control unit 104 increases the torque of the first electric motor MG1 before reaching the rotation speed Nf2 corresponding to the resonance frequency f2. The cranking torque T transmitted to the damper device 38 is reduced by controlling Tm1.
  • the cranking torque T is reduced until the twist angle ⁇ becomes equal to or less than the torque T1 that is smaller than the predetermined value ⁇ 1.
  • the torsion characteristic of the damper device 38 becomes the first torsion characteristic B, and the resonance frequency f becomes the resonance frequency f1 smaller than the resonance frequency f2.
  • the engine speed Nf1 corresponding to the resonance frequency f1 is lower than the speed Nf2.
  • the cranking torque T is reduced and the resonance frequency f is switched from the resonance frequency f2 to the resonance frequency f1 while the engine rotation speed Ne passes through the rotation speed Nf1 corresponding to the resonance frequency f1
  • the engine rotation speed Ne is
  • the rotational speed Nf1 corresponding to the resonance frequency f1 becomes higher and the engine rotational speed Ne further increases, the engine rotational speed Ne moves away from the rotational speed corresponding to the resonant frequency f. That is, it is avoided that the engine rotational speed Ne coincides with the rotational speed corresponding to the resonance frequency f.
  • cranking torque is output from the first electric motor MG1, and an increase in the engine rotational speed Ne is started.
  • the engine speed Ne is increased from zero, a large cranking torque is required, and the engine start control unit 104 transmits the cranking torque T transmitted to the damper device 38 when the engine start is started.
  • the torque Tm1 of the first electric motor MG1 is output so that becomes larger than the torque T2.
  • the torsion characteristic of the damper device 38 becomes the second torsion characteristic A (resonance frequency f2).
  • the predetermined value ⁇ is a value that is appropriately determined in advance through experiments, and is a margin that takes into account the time until the engine rotational speed Ne reaches the rotational speed Nf1.
  • This torque T2 is a value obtained by adaptation in advance, and is set to a value at which the torsion characteristic of the damper device 38 becomes the second torsion characteristic A, that is, a value at the resonance frequency f2, as shown in FIG. Accordingly, when the engine rotational speed Ne exceeds the rotational speed (Nef1- ⁇ ) at time t1, the cranking torque T is controlled not to be equal to or lower than the torque T2, and the resonance frequency f is determined based on the torsional rigidity K2.
  • the resonance frequency is f2.
  • the resonance frequency f2 is higher than the resonance frequency f1 determined based on the torsional stiffness K1, and the rotational speed Nf2 corresponding to the resonance frequency f2 is also higher than the rotational speed Nf1 corresponding to the resonance frequency f1.
  • the torque T2 corresponds to the lower limit torque of the present invention.
  • This torque T1 is a value that is obtained in advance by adaptation, and is set to a value at which the torsional characteristic of the damper device 38 becomes the first torsional characteristic B, that is, a value at which the resonance frequency f1 is obtained, as shown in FIG.
  • the predetermined value ⁇ is a value obtained in advance by adaptation, and is a margin that takes into account the time until the engine rotational speed Ne reaches the rotational speed Nf2 from the rotational speed (Nf2- ⁇ ).
  • the torque T1 corresponds to the upper limit torque of the present invention.
  • the time t2 in FIG. 5 shows the time when the engine rotational speed Ne reaches the rotational speed (Nf2- ⁇ ).
  • the cranking torque T has decreased since time t2, and is controlled at a value lower than the torque T1. Therefore, the torsion characteristic of the damper device 38 becomes the first torsion characteristic B, and the resonance frequency f becomes the resonance frequency f1.
  • the engine rotational speed Ne is higher than the rotational speed Nf1 corresponding to the resonance frequency f1, so that even if the engine rotational speed Ne further increases, it matches the engine rotational speed Ne corresponding to the resonance frequency f. do not do. Therefore, when the engine is started, it is avoided that the engine rotational speed Ne coincides with the rotational speed at which torsional resonance occurs, and the occurrence of torsional resonance is avoided.
  • FIG. 6 is a flowchart for explaining a main part of the control operation of the electronic control device 100, specifically, the control operation at the time of starting the engine, and is repeatedly executed with an extremely short cycle time of, for example, about several milliseconds to several tens of milliseconds. .
  • step S1 (hereinafter, step is omitted) corresponding to the engine start determination unit 102, it is determined whether a start request for the engine 24 is output. If S1 is negative, the routine is terminated.
  • S1 is positive, cranking of the engine 24 is started by transmitting the cranking torque T from the first electric motor MG1 in S2 corresponding to the engine start control unit 104.
  • the torsional characteristic in the negative direction of the damper device 38 has a plurality of torsional characteristics having different torsional rigidity depending on the torsion angle, and depends on the engine rotational speed Ne when starting the engine.
  • the plurality of torsional characteristics and increasing the engine rotational speed Ne it is possible to avoid that the engine rotational speed Ne coincides with the rotational speed corresponding to the resonance frequency f while the engine rotational speed Ne is increasing. it can. Therefore, torsional resonance while the engine rotational speed Ne is increasing can be avoided, and drivability can be improved.
  • the damper device 38 when the engine start is started, the damper device 38 has a torsion angle at which the second torsion characteristic A is obtained, so that the rotation speed corresponding to the resonance frequency f is increased and the engine rotation speed is increased. Ne does not reach its rotational speed. Further, when the engine rotational speed Ne exceeds the rotational speed Nf1 corresponding to the first resonance frequency f1 and becomes lower than the rotational speed Nf2 corresponding to the second resonance frequency f2, the motor torque Tm1 is reduced and the first torque Tm1 is reduced.
  • the engine rotational speed Ne increases at the twist angle at which the torsional characteristic B is obtained, the engine rotational speed Ne becomes higher than the rotational speed Nf1 corresponding to the first resonant frequency f1, and the first resonant frequency increases as the engine rotational speed Ne increases. It moves away from the rotational speed Nf1 corresponding to f1. In this way, it is avoided that the engine rotational speed Ne coincides with the rotational speed corresponding to the resonance frequency f during engine startup, so that torsional resonance during engine startup can be avoided and drivability can be improved.
  • the damper device 38 has at least two torsional characteristics in the negative direction torsion, and the engine with the larger torsion angle ⁇ is smaller than the engine with the smaller torsion angle ⁇ .
  • the resonance frequency f with respect to the rotational speed Ne is high. In this way, a large torque is output when the engine start is started, but the resonance frequency f becomes high at that time, so the engine speed Ne corresponding to the resonance frequency f becomes a high value. Further, when the engine rotation speed Ne increases, a large torque is not required and the torque is reduced, but the resonance frequency f is switched to a low value f1 by this torque reduction. At this time, the engine rotation speed Ne becomes higher than the rotation speed Nf1 with respect to the resonance frequency f1, so that the engine rotation speed Ne is avoided to coincide with the rotation speed corresponding to the resonance frequency f.
  • the cranking torque T transmitted to the damper device 38 is set to a preset torque at which the torsion characteristic of the damper device 38 becomes the second torsion characteristic A.
  • the motor torque Tm1 is controlled so as not to fall below T2.
  • the torsion characteristic of the damper device 38 is maintained in the state of the second torsion characteristic, and the rotation speed corresponding to the resonance frequency is higher than the engine rotation speed Ne. Is set. Therefore, at the beginning of engine start, the engine rotational speed Ne can be kept away from the rotational speed corresponding to the resonance frequency.
  • the engine rotational speed Ne becomes a rotational speed (Nf2- ⁇ ) lower than the rotational speed Nf2 corresponding to the second resonance frequency f2 by a predetermined value ⁇
  • the motor torque Tm1 is controlled so that the cranking torque T is lower than a preset upper limit torque T1 at which the torsion characteristic of the damper device 38 becomes the first torsion characteristic B.
  • the torsional characteristics of the damper device 38 become the first torsional characteristics.
  • the engine rotational speed Ne becomes higher than the rotational speed Nf1 with respect to the first resonance frequency f1. Accordingly, it is avoided that the engine rotational speed Ne further increases and coincides with the rotational speed Nf corresponding to the resonance frequency f.
  • the rotation speed Nf1 corresponding to the first resonance frequency f1 and the rotation speed Nf2 corresponding to the second resonance frequency f2 are both set to values lower than the idle rotation speed of the engine 24. Yes. In this way, the engine rotational speed Ne does not become the rotational speed corresponding to the resonance frequency while the engine is being driven, so that the occurrence of torsional resonance while the engine is being driven is avoided.
  • the damper device 38 has two torsional characteristics of the first torsional characteristic B and the second torsional characteristic A at a negative torsion angle, but this is an example.
  • the structure may be switched to three or more stages.
  • the present invention can be applied to any damper device having a plurality of torsional characteristics, and the specific structure for realizing a plurality of torsional characteristics is not limited to that of the present embodiment.
  • the first electric motor MG1 is connected to the damper device 38 via the planetary gear device 26 that functions as a differential mechanism.
  • the present invention is not necessarily limited to this configuration, and the electric motor is directly connected. It may be connected to a damper device. That is, the present invention can be appropriately applied as long as the damper device is provided between the engine and the electric motor so as to transmit power.
  • the cranking torque T is controlled to be equal to or higher than the torque T2, but from the time when the engine start is started, The cranking torque may be controlled to be equal to or higher than the torque T2.
  • Hybrid vehicle 24 Engine 38: Damper device 100: Electronic control device (control device) MG1: First motor (motor) f1: Resonance frequency (first resonance frequency) f2: resonance frequency (second resonance frequency)

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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

ハイブリッド車両の制御装置
　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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