JP3750626B2 - Control device for hybrid vehicle - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To accurately control an engine and an electric motor from a crank angle accurately estimated. <P>SOLUTION: This control device 30 is composed of a crank angle &theta;ecrn arithmetic circuit 32, an engine controller 34, and a motor generator controller 36. The arithmetic circuit 32 arithmetically operates the crank angle of a crank position sensor signal Ne and a cam position sensor signal G. The motor generator controller 36 is connected with angle sensors 24 and 26 of motor generators MG1 and MG2, and the motor generator controller 36 estimates the crank angle from a turning angle of the motor generators. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【００３３】
ここで、リングギヤの角速度はω_rは第２のモータジェネレータＭＧ２の角度センサから検出でき、サンギヤの角速度ω_sは第１のモータジェネレータＭＧ１の角度センサから検出できるため、プラネタリキャリア角速度ω_cはモータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２の角度センサから算出可能である。
【００３４】
（１）式を積分すると、以下の（２）式が得られ、プラネタリキャリア角度θｃを導出できる
【００３５】
【数２】

【００３６】
なお、θｒはリングギヤの角度、θｓはサンギヤの角度、θc０はプラネタリキャリア角度の補正値である。
【００３７】
内燃機関のクランク角推定値θｅは、トーショナルダンパ１４のねじれ角θｔと（２）式から得られるプラネタリキャリア角度θｃより、次の（３）式で与えられる。
【００３８】
【数３】

【００３９】
上記のようにリングギヤの角度θｒ、サンギヤの角度θｓはモータジェネレータＭＧ２，ＭＧｌの角度センサから検出できるので、プラネタリキャリア角度の補正値θc０及びトーションダンパのねじれ角θｔを求めることでクランク角推定値θｅが求まることになる。
【００４０】
以下、クランク角補正値θc０による補正方法、及びトーションダンパのねじれ角θｔの導出方法について説明する。
【００４１】
最初に補正値θc０の求め方について説明する。本実施の形態に用いる４サイクルエンジンでは、１回の動作サイクルにクランク軸が２回転する。つまりクランク軸が２回転するたびに１サイクルの行程が繰り返されるので、クランク軸の角度としては０〜７２０°の値をとる。
【００４２】
カムポジションセンサ信号Ｇによりエンジンクランク角度基準点が検出されたときにプラネタリキャリア角度θｃ＝０°と補正する。従って、補正値θｃ０は以下の（４）式で求められる。
【００４３】
【数４】

【００４４】
ただし、θｔのハットは、エンジンクランク角度基準点検出時のトーショナルダンパのねじれ角θｔの推定値であり、その導出方法については後述する。
【００４５】
本実施の形態では、従来からエンジン制御のために用いられている磁気ピックアップセンサで構成されたカムポジションセンサから出力されるカムポジションセンサ信号Ｇを利用しており、このカムポジションセンサは極低回転時においては誤信号を出力し易いという特徴を持つ。従って、極低回転時に検出されたカムポジションセンサ信号Ｇを用いてクランク角補正値θc０による補正を行うと、誤った補正を行う可能性が高い。そのため、カムポジションセンサ信号Ｇによる補正は、クランク軸回転数の絶対値が所定の回転数Ｎｌ以上の場合にのみ行うようにすると効果的である。なお、この回転数の判定には、振動成分を除けばクランク軸回転数と略等しくなるプラネタリキャリア回転数を用いても良い。
【００４６】
上記では、エンジンクランク角度基準点毎（７２０°毎）に補正値θｃ０による補正行う方法について説明したが、カムポジションセンサ信号Ｇが反転する３６０°毎に行うようにしても良い。またカムポジションセンサ信号Ｇによる補正を行った上で、クランク角度３０度毎に立下りエッジを生じるクランクポジションセンサ信号Ｎｅを用いて３０°毎の補正を追加しても良い。
【００４７】
次に、トーショナルダンパのねじれ角θｔの推定方法について示す。図４に、トーショナルダンパの剛性を考慮したハイブリッド車両の駆動系（エンジン−モータジェネレータ）の振動モデルを示す。図４に示す振動モデルの運動方程式は以下の式で表される。
【００４８】
【数５】

【００４９】
【数６】

【００５０】
【数７】

【００５１】
ここで、Ｋ_dampはトーショナルダンパ１４のばね係数、Ｃ_dampはトーショナルダンパ１４の減衰係数、Ｉeはエンジン慣性モーメント、ωｅはエンジンのクランク角速度、ωｃはプラネタリキャリア角速度、τａはリングギヤとサンギヤがプラネタリアキャリアに及ぼす内部トルク、Ｉ_inpはインプット系の慣性モーメント、Ｉ_mglは第１のモータジェネレータＭＧ１の慣性モーメント、τ_mglは第１のモータジェネレータＭＧ１トルク指令値τ_mgl、ω_mglはモータジェネレータＭＧ１の角速度である。
【００５２】
上記（５）〜（７）式を連立して表現すると、以下の（８）式で表される。
【００５３】
【数８】

【００５４】
ここで、ｘは状態変数、ｙは出力である。
【００５５】
（８）式の状態方程式に対して、計測していないエンジントルクτｅを外乱とみなし無視することで設計した以下の（９）式に示すようなオブザーバを構成することにより、エンジンのクランク角速度ωｅ，トーショナルダンパのねじれ角θtの推定値を求めることができる。
【００５６】
【数９】

【００５７】
ただし、Ｆはオブザーバゲイン行列である。なお、オブザーバの設計法の詳細については省略する。
【００５８】
なお、リングギヤとサンギヤとがプラネタリキャリアに及ぼすトルクτａは、（７）式より、以下の（１０）式で表すことができるので、（１０）式から求めた内部トルクτａを（９）式のオブザーバの入力に用いる。
【００５９】
【数１０】

【００６０】
上記の（９）式のオブザーバにおいては、同一次元のオブザーバを用いているが、プラネタリキャリア回転数ωｃは（１）式の関係を用いることでモータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２の角度センサから求めることができるため、状態変数をｘ＝［ωｅ θｔ］^Tに減らした最小次元オブザーバを構成しても良い。なお、最小次元オブザーバの設計法については公知のため省略する。
【００６１】
以上のオブザーバの構成においてはエンジントルクτｅを外乱として無視して扱ったが、エンジントルクτｅを状態変数として陽に扱い、外乱オブザーバを構成するようにしても良い。このとき状態方程式は以下のようになる。
【００６２】
【数１１】

【００６３】
従って、（１１）式の状態方程式に対して外乱オブザーバを構成することによってもトーショナルダンパのねじれ角θｔの推定値を得ることができる。
【００６４】
以上のようにオブザーバから得られたトーショナルダンパのねじれ角θｔの推定値を（３）式に代入することによりエンジンクランク角推定値（クランク軸の絶対角度）θｅを推定することができる。あるいは、オブザーバにより得られるエンジンクランク角速度ωｅの推定値を積分することによってエンジンクランク角推定値θeを推定することもできる。
【００６５】
以上述べた２つの手法におけるモータジェネレータコントローラにおけるクランク角度推定処理ルーチンを図５を参照して説明する。ステップ１００において、モータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２の各角度センサで検出された角速度ω_mg1、ω_mg2から上記（１）式に基づいてプラネタリキャリア回転数ωｃを算出し、ステップ１０２において、第１のモータジェネレータＭＧ１の角速度及びトルク指令値τ_mglから上記（１０）式を用いてリングギヤとサンギヤとがプラネタリキャリアに及ぼす内部トルクτａを算出する。
【００６６】
次のステップ１０４では、算出した内部トルクτａとプラネタリキャリア回転数ωｃとから上記で説明したオブザーバを用いてトーショナルダンパのねじれ角θｔの推定値を算出する。次のステップ１０６では、カムポジションセンサ信号Ｇの立ち上がりエッジが入力されたか否かを判断し、立ち上がりエッジが入力されたときには、ステップ１０８でエンジンのクランク角速度ωeの絶対値が所定回転数Ｎ１を越えているかを判断する。エンジンのクランク角速度ωeの絶対値が所定回転数Ｎ１を越えている場合には、上記で説明したようにステップ１１０においてプラネタリキャリア角度θｃを０°と補正し、上記（４）式に基づいて補正値θc０を演算する。
【００６７】
一方、ステップ１０６で立ち上がりエッジが入力されないとき、及びステップ１０８でエンジンのクランク角速度ωeの絶対値が所定回転数Ｎ１を越えていないと判断された場合には、ステップ１１２においてモータジェネレータＭＧ１、ＭＧ２の回転角度θ_mg1、θ_mg2、及びトーショナルダンパのねじれ角θｔの推定値を用いてクランク角推定値θeを推定する。この推定されたクランク角推定値θeは、モータジェネレータコントローラにおいて、モータジェネレータ制御に使用される。
【００６８】
なお、本実施の形態のモータジェネレエータコントローラにおいては、エンジン低回転域及びエンジン停止時においてクランク角推定値θeを使用し、エンジン中高回転域においては、クランク角θecrnを使用するようにしてもよい。
【００６９】
次に、第２の実施の形態について説明する。本実施の形態は、上記第１の実施の形態のオブザーバを変更し、エンジンコントローラ及びモータジェネレータコントローラ外においてクランク角推定値θecalを演算するようにしたものである。第２の実施の形態の制御装置は、図６に示すように、各々マイクロコンピュータ等で構成された、クランク角推定値θecal演算回路４２、エンジンコントローラ４４、及びモータジェネレータコントローラ４６を含んで構成されている。
【００７０】
クランク角推定値θecal演算回路４２には、カムポジションセンサ２２、及びモータジェネレータＭＧ１、ＭＧ２の角度センサ２４、２６が接続されている。また、クランク角推定値θecal演算回路４２は、演算したクランク角推定値θecalを入力するように、エンジンコントローラ４４、及びモータジェネレータコントローラ４６に接続されている。エンジンコントローラ４４は、上記で説明したようにエンジンに接続されている。
【００７１】
モータジェネレータコントローラ４６には、更に、モータジェネレータＭＧ１、ＭＧ２の角度センサ２４、２６が接続されており、モータジェネレータコントローラ３６は、モータジェネレータＭＧ１、ＭＧ２を制御するように接続されている。そして、モータジェネレータコントローラ４６は、第１のモータジェネレータＭＧ１トルク指令値τ_mglを入力するように、クランク角推定値θecal演算回路４２に接続されている。
【００７２】
上記第１の実施の形態で説明した（８）式、（１１）式の状態方程式に対して構成したオブザーバでは、エンジントルクτｅを外乱として扱っていた。本実施の形態は、エンジントルクを推定し、オブザーバの入力として扱うことでトーショナルダンパのねじれ角推定値の推定精度をさらに向上させたものである。
【００７３】
エンジントルクの推定値を入力として扱った場合のエンジン−第１のモータジェネレータＭＧ１の振動モデルの状態方程式は、以下の（１２）式で表される。
【００７４】
【数１２】

【００７５】
ただし、ｕは入力ベクトルである。従って、（１２）式の状態方程式に対して内部トルクτａ、及びエンジントルクτｅの推定値を入力としてオブザーバを構成することにより、トーショナルダンパのねじれ角θｔの推定値を得ることができる。
【００７６】
以下、オブザーバの入力に用いるエンジントルクτｅの推定値の求め方について説明する。このエンジントルクτｅは、クランク角度θｅ、エンジン回転数ωｅ、スロットル開度Ｔｔｈ、エンジン水温Ｔｗ、及び燃料噴射許可信号Ｉｊ等を変数とするマップから推定する。このマップは、理論的に導出したエンジンのモデル、もしくは実験値から事前に作成しておく。一例として、図７にモータリング状態におけるクランク軸１回転当たりのエンジントルクの変化を示す。本実施の形態の車両は４気筒エンジンであるため、クランク軸１回転当たり２周期のトルク変動が発生する。本実施の形態では、予めオフラインで計算して求めておいたエンジントルクの値をマップとして保持しているが、マップを保持する代わりにエンジントルクのモデル式を用いて直接演算により求めるようにしてもよい。ここで、エンジントルクを求めるのにクランク角度θｅが必要になるが、その時点におけるトーショナルダンパのねじれ角θｔが求まっていないためクランク角度が定まらない。そこで本実施の形態では、このクランク角度として、以下の式で表されるその時点でのプラネタリキャリア角度θｃと１サンプル前のトーショナルダンパねじれ角θｔの和を用いている。
【００７７】
【数１３】

【００７８】
また、エンジン回転数としてプラネタリキャリア回転数を用いる。ただし、ｉは制御周期の番号を示す。
【００７９】
以上ではクランク角推定値とエンジントルク推定値を用いてエンジントルクを求める例について説明したが、その代わりにトルクセンサを追加することで直接エンジントルクを測定することにより推定し、測定値を推定値として用いても良い。
【００８０】
また、クランク角度推定値演算装置及びエンジントルク推定装置の代わりに筒内圧力センサを追加し、計測した圧力からエンジントルクを算出してもよい。
【００８１】
（１２）式の状態方程式を元に、第１の実施の形態と同様にしてオブザーバを構成することができる。オブザーバの出力からクランク角度推定値を求める方法についても同様である。
【００８２】
図６に示したモータジェネレータの角度センサ出力によってエンジンクランク角推定を演算する第２の実施の形態のクランク角推定値θecal演算回路では、モータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２のロータ角度（回転角）とカムポジションセンサ信号Ｇ、及びモータジェネレータコントローラから入力された第１のモータジェネレータＭＧ１のトルク指令値τｍｇｌから上述の方法によりクランク角度推定値θecalを算出し、算出したクランク角度推定値θecalをエンジンコントローラ及びモータジェネレータコントローラに入力し、エンジン制御及びモータ制御に用いている。
【００８３】
図６の例ではクランク角度推定値θecalの算出はモータジェネレータコントローラ及びエンジンコントローラの外で行っているが、制御システム内の任意の場所で行ってもよい。
【００８４】
図８は、エンジンモータリング時（エンジン始動時）において、トーショナルダンパのねじれを考慮して推定したクランク角度推定値（実線）と、３０度毎に得た検証用クランク角度真値（図８の階段状実線の頂点○）とを比較したものである。クランク角度真値と上記の各実施の形態によるクランク角度推定値とが極低回転（０〜３００ｒｐｍ程度）にもかかわらず良く一致していることがわかる。また高分解能であることもわかる。
【００８５】
また、図９にエンジン停止時のクランク角度推定結果を示す。エンジン停止時にはクランク軸が逆転することがあり、通常のエンジン制御で用いているクランクポジションセンサ信号Ｎｅ及びカムポジションセンサ信号Ｇによるクランク角度検出方法では停止時のクランク角度を検出することは困難であるが、上記各実施の形態では、このような場合においても正確なクランク角度を検出することができる。
【００８６】
以上述べたエンジンクランク角度推定装置は、エンジンとモータジェネレータとの間にねじれ角が生じるトーショナルダンパが存在する場合にオブザーバを用いてねじれ角を算出し、クランク角度推定値の補正を行なう例について説明した。しかしながら、トーショナルダンパが存在しない場合、もしくはトーショナルダンパが存在してもそのねじれは小さく考慮する必要がない場合においては、トーショナルダンパのねじれ角の補正を行わなくても良い。その場合は（２）式より導出した下記の（１４）式に基づいてクランク角度推定値を求めることができる。
【００８７】
【数１４】

【００８８】
θc０の設定については、エンジンクランク角度基準点が検出されたときにθc＝０、つまり下記の式に従ってθc０の補正を行えばよい。
【００８９】
【数１５】

【００９０】
エンジンの始動停止を繰り返すハイブリッド車両では、エンジンクランキング中や停止操作時の低回転時においても、エンジン制御、及びエンジン駆動状態に基づいたモータの制御を行うことが望まれているが、以上説明した各実施の形態によれば、弾性緩衝機構のねじれも含めてクランク角度が精度よく求められるため、これらの制御が可能になる。
【００９１】
また、エンジン停止中のクランク軸の絶対角度が推定できるため、気筒判別等エンジン制御に必要な情報がクランキング開始直後から獲得できる。その結果、エンジンの再始動を早期に開始することができ、運転フィーリングを向上させることができる。ハイブリッド車両においてはエンジン始動停止を頻繁に行うため、エンジン再始動を迅速に行えることは重要である。
【００９２】
次に、第１の実施の形態のクランクポジションセンサ信号Ｎｅ及びカムポジションセンサ信号Ｇから演算したクランク角θecrnと、第２の実施の形態により推定したクランク角度推定値θecalを切り替えて使用する第３の実施の形態について図１０を参照して説明する。
【００９３】
本実施の形態は、上記で説明したクランク角θecrn演算回路３２、クランク角推定値θecal演算回路４２、エンジンコントローラ５４、モータジェネレータコントローラ５６、及び、切り換えによってエンジンコントローラ５４及びモータジェネレータコントローラ５６にクランク角θecrn及びクランク角推定値θecalのいずれか一方を入力する切り換えスイッチ５８から構成されている。
【００９４】
本実施の形態によれば、切り換えスイッチ５８を切り換えてエンジンコントローラ５４及びモータジェネレータコントローラ５６にクランク角θecrnを入力すると第１の実施の形態と同様にエンジン及びモータジェネレータを制御することができる。また、切り換えスイッチ５８を切り換えてエンジンコントローラ５４及びモータジェネレータコントローラ５６にクランク角度推定値θecalを入力すると第２の実施の形態と同様にエンジン及びモータジェネレータを制御することができる。
【００９５】
通常のエンジン制御に用いるクランク角度は、クランクポジションセンサ信号Ｎｅ及びカムポジションセンサ信号Ｇから演算したクランク角θecrnを用いて行っている。しかしながら、クランクポジションセンサが故障した場合にはクランク角θecrnの演算が不可能となり、エンジン制御を行うことができなるためエンジンを運転することができなくなる。
【００９６】
本実施の形態では、クランクポジションセンサに何らかの異常（センサ故障や断線等）が検出された場合、クランク角推定値θecalをクランク角θecrnの代わりに用いてエンジン制御を行っているので、クランクポジションセンサに異常が生じた場合においてもエンジン制御を行ってエンジンを運転させることができるようになり、より車両の安全性や制御性を高めることができる。
【００９７】
逆に、クランク角度推定値θecalを通常時に使用し、モータジェネレータＭＧｌ，ＭＧ２のモータ回転角センサに異常が生じた場合にクランク角θecrnを用いるようにしても同様に安全性が高まる。
【００９８】
また、クランク角θecrnが検出できないエンジン低回転域においてはクランク角度推定値θecalを使用し、高回転時にはクランク角θecrnを使用するように切り替えることも可能である。このように切り換えることで、エンジン回転数の全ての領域でクランク角を検出することができるようになり、エンジン制御やモータ制御（振動制御等）の制御性がより向上する。
【００９９】
第３の実施の形態の処理ルーチンを図１１に示す。ステップ２００において、モータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２の各角度センサで検出された角速度ω_mg1、ω_mg2からプラネタリキャリア回転数ωｃを算出し、ステップ２０２において、モータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２の各角度センサで検出された回転角度θ_mg1、θ_mg2、及び補正値θc０からプラネタリキャリア角度θｃを算出する。
【０１００】
ステップ２０４では、エンジントルクを推定するためのクランク角度θecalpを算出し、ステップ２０６においてクランク角度推定値θecal、エンジン回転数ωｅ、スロットル開度Ｔｔｈ、エンジン水温Ｔｗ、及び燃料噴射許可信号Ｉｊ等を変数とするマップからエンジントルクτｅを推定する。ステップ２０８では、第１のモータジェネレータＭＧ１の角速度及びトルク指令値τ_mglから上記（１０）式を用いてリングギヤとサンギヤとがプラネタリキャリアに及ぼす内部トルクτａを算出する。
【０１０１】
次のステップ２１０では、算出した内部トルクτａとプラネタリキャリア回転数ωｃとから上記で説明したオブザーバを用いてトーショナルダンパのねじれ角θｔの推定値を算出する。次のステップ２１２では、カムポジションセンサ信号Ｇの立ち上がりエッジが入力されたか否かを判断し、立ち上がりエッジが入力されたときには、ステップ２１４でエンジンのクランク角速度ωeの絶対値が所定回転数Ｎ１を越えているかを判断する。エンジンのクランク角速度ωeの絶対値が所定回転数Ｎ１を越えている場合には、上記で説明したようにステップ２１０においてプラネタリキャリア角度θｃを０°と補正し、上記（４）式に基づいて補正値θc０を演算する。そして、ステップ２２０においてトーショナルダンパのねじれ角θｔの推定値を１サンプリング前のねじれ角の推定値として記憶しこのルーチンを終了する。
【０１０２】
一方、ステップ２１２で立ち上がりエッジが入力されないとき、及びステップ２１４でエンジンのクランク角速度ωeの絶対値が所定回転数Ｎ１を越えていないと判断された場合には、ステップ２１８においてエンジンクランク角度θｃ及びトーショナルダンパのねじれ角θｔの推定値を用いてクランク角の推定値θeを算出する。
【０１０３】
上記の実施の形態によれば、エンジンに取り付けられたクランク角度センサを併用することで、クランク角度センサが故障した場合でもエンジン及びモータ制御に必要なクランク角度を獲得でき、安全性を高めることができる（フェールセーフ）。
【０１０４】
次に、第４の実施の形態について説明する。上記実施の形態において、第２のモータジェネレータＭＧ２の出力トルクを制御して内燃機関１０の出力変動に起因する駆動軸上のトルク変動を打ち消すようにする場合、単に駆動軸におけるエンジントルク変動を打ち消し、駆動トルクを一定にするように第２のモータジェネレータＭＧ２の出力トルクを制御すると、逆に他の駆動系弾性要素の一部（図１においては弾性緩衝機構であるトーショナルダンパ）のねじれ振動が悪化し、それに伴う車両振動が新たに発生することがある。
【０１０５】
これは、駆動軸におけるトルク変動を相殺することのみに注目して、制振トルクを付加した後の駆動系の弾性要素の挙動を考慮していないことと、ドライブシャフト上のトルク脈動により生じる車両振動にのみ着目していることとが原因である。また、別の問題点として、上記ではエンジントルク脈動を単純なサイン関数で近似しているが、実際のエンジントルク脈動は単純なサイン関数と異なるため、特にエンジン始動時のような低回転時においては十分な制振性能が得られない可能性がある。また、エンジンとモータジェネレータとがギヤ系で接続されている場合、ギヤの歯打ち音が大きくなるという現象を引き起こすこともある。
【０１０６】
停止している内燃機関を始動する際に他の動力により強制的に回転させる場合（モータリング）や、内燃機関を停止する際に燃料噴射をカットし惰性で回転する場合には、シリンダ内に吸入した気体を圧縮・膨張することによるポンピング作用により、またアイドリングや通常走行時にはポンピング作用と間欠的に行われる爆発燃焼の両者により、エンジントルクは脈動成分を持つ。ポンピング作用及び爆発燃焼の両者は、内燃機関の構造上クランク軸の角度に依存して発生する爆発１次の周期的なトルク変動を引き起こす。
【０１０７】
駆動系弾性要素のねじれ振動の共振周波数は１０Ｈｚ近傍に存在し、内燃機関の低速度回転域で爆発１次の周波数と一致する。この周波数が一致すると大きな振動が車両に発生するため、低速度回転域、特に内燃機関の始動・停止時の振動対策が不可欠である。
【０１０８】
第４の実施の形態は、内燃機関の発生するトルクによって生じる駆動系弾性要素のねじれ振動をモータにより抑制し、エンジントルク脈動及び変動に起因した駆動系弾性要素のねじれ振動により発生する車両振動及び騒音を抑制するようにしたものである。
【０１０９】
本実施の形態が適用できるハイブリッド車両の構成は、図１と同様である。この構成のハイブリッド車両の駆動系は、駆動系弾性要素（ダンパ及び駆動軸の低剛性）を考慮した図１２のモデルとしてとらえることができる。このモデルでは、内燃機関が発生するトルク脈動及び変動により、上記駆動系弾性要素のねじれ振動が誘発され問題となる場合がある。
【０１１０】
図１３に示すように、本実施の形態の制御装置は、クランク軸の角度を高精度で検出するクランク軸の角度検出装置６０と、クランク軸の角度から内燃機関が発生するトルクを推定するエンジントルク推定装置６２と、駆動系弾性要素のねじれ振動を抑制するよう設定した補償器６４とから構成されている。補償器６４の出力端には、モータジェネレータＭＧ２の指令トルクと補償器出力との差を入力トルクとして演算して、モータジェネレータＭＧ２に入力する加算器６６が接続されている。
【０１１１】
このクランク軸の角度検出装置６０おいては、制振制御を行うために、内燃機関をモータリング中の低回転時においてもクランク角度を検出する必要がある。ハイブリッド車両の内燃機関に設けられているクランクポジションセンサ出力であるクランクポジション信号Ｎｅを直接用いると、上記で説明したように、エンジンモータリング中、最初のカムポジションセンサ信号Ｇエッジが検出されるまではクランク角絶対値を検出することができない。また、クランクポジションセンサ信号Ｎｅは分解能が数十度と粗いため、エンジン始動時や停止時のようにクランク軸が低速度で回転する場合には必要とする精度が得られない。またクランクポジションセンサ及びカムポジションセンサには磁気ピックアップセンサを用いているため、クランク軸が低速度で回転する場合にはノイズの影響を受けやすくなり、ノイズと信号の区別が難しくなる。
【０１１２】
このため、本実施の形態におけるクランク軸角度検出装置はクランクポジションセンサ信号Ｎｅを使用することなく、第１及び第２の実施の形態で説明したように、モータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２の角度センサ（レゾルバ）とエンジン上死点信号（カムポジションセンサ信号Ｇ）を用いて、エンジンクランク角θeを推定する。
【０１１３】
上記では、新たなセンサを取り付けず、既存のセンサを用いて低回転時や停止時のクランク角度を推定する例について説明したが、エンジンのクランク軸に絶対角度を高分解能で計測できる角度センサ（レゾルバ等）を新たに取り付け、その信号を用いても良い。
【０１１４】
エンジントルク推定装置６２では、上記で説明したクランク角推定値度θe、エンジン回転数、スロットル開度、エンジン水温、燃料噴射許可信号等を変数とするマップからエンジントルクを求める。このマップは、理論的に導出したエンジンのモデル、もしくは実験値から事前に作成しておく。理論的に導出したモータリング状態におけるクランク軸１回転あたりのエンジントルクは、例えば、図７に示したようになり、本実施の形態の車両は４気筒エンジンであるため、クランク軸１回転あたり２周期のトルク変動が発生する。
【０１１５】
本実施の形態では、予めオフラインで計算して求めておいたエンジントルクの値をマップとして保持しているが、マップを保持する代わりに、上記で説明したようにクランク角推定値θe、エンジン回転数、スロットル開度、エンジン水温、燃料噴射許可信号等の関数であるエンジントルクのモデル式を用いて、直接求めるようにしてもよい。また、クランク角推定値演算装置とエンジントルク推定装置の代わりに、クランク軸にトルクセンサを追加し直接エンジントルクを測定しても良い。また、クランク角推定値演算装置とエンジントルク推定装置の代わりに筒内圧力センサを追加し、計測した圧力からエンジントルクを求めてもよい。
【０１１６】
次に補償器６４について説明する。本実施の形態のハイブリッド車両の駆動系をモデル化すると、状態方程式は以下の式により表される。
【０１１７】
【数１６】

【０１１８】
ただし、ｘは以下の式で表される状態ベクトル、ｕは以下の式で表される入力ベクトルである。
【０１１９】
【数１７】

【０１２０】
ここで、Ａ∈Ｒ^8x8、Ｂ∈Ｒ^8x3であり、またωｅはエンジン回転数、ωｃはプラネタリキャリア回転数、ω_mg2はモータジェネレータＭＧ２の回転数、ωtireはタイヤ回転数、θｅはエンジンクランク角度、θｃはキャリア回転角度、θ_mg2はモータジェネレータＭＧ２の回転角度、θtireはタイヤ回転角度、Ｔｅはエンジントルク、Ｔ_mglはモータジェネレータＭＧ１のトルク、Ｔ_mg2はモータジェネレータＭＧ２のトルクである。
【０１２１】
（１６）式より本実施の形態に関連する項のみ抽出した状態方程式は、次式で表される。
【０１２２】
【数１８】

【０１２３】
エンジントルクＴｅからドライブシャフトのねじれ角ｙ（＝θ_mg2−θtire）までの伝達関数をＧｌ（ｓ）とすると、伝達関数をＧｌ（ｓ）は（１９）式より次式で表される。
【０１２４】
【数１９】

【０１２５】
なお、ｓはラプラス演算子、Ｉは単位行列を示す。
【０１２６】
図１４に示す伝達特性Ｇ１（ｓ）のゲイン線図において、制御なしのゲイン線図にはピークがみられ、駆動系弾性要素に起因した振動成分を含む特性であることがわかる。この特性を、任意の非振動的な特性Ｇ０（ｓ）へ変更可能とする補償器を考える。
【０１２７】
モータジェネレータＭＧ２のトルクＴ_mg2からドライブシャフトのねじれ角ｙまでの伝達特性をＧ１２（ｓ）は、以下の式で表される。
【０１２８】
【数２０】

【０１２９】
エンジントルクＴｅからモータジェネレータＭＧ２のトルクＴ_mg2までの伝達特性をＧｌｌ（ｓ）とおくと、（２０），（２１）式より（２２）式の関係が成り立つので、伝達特性Ｇｌｌ（ｓ）は下記（２３）式で表される。
【０１３０】
【数２１】

【０１３１】
エンジントルクＴｅからドライブシャフトのねじれ角ｙまでの目標とする伝達特性をＧ０（ｓ）とすると、ねじれ角ｙは以下の式であらわされる。
【０１３２】
【数２２】

【０１３３】
この特性を実現するために、モータトルクとしてＴ_mg2'を入力すると、その際のドライブシャフトのねじれ角ｙは以下の式で表される。
【０１３４】
【数２３】

【０１３５】
（２４）式と（２５）式とが等価になるモータトルクＴ_mg2'は、以下の式で表される。
【０１３６】
【数２４】

【０１３７】
従って、（２６）式より、補償器６４として下記の式で表されるＫ（ｓ）を用いることにより、
【０１３８】
【数２５】

【０１３９】
エンジントルクからドライブシャフトのねじれ角ｙまでの伝達特性をＧ０（ｓ）に変更することが可能となる。
【０１４０】
この補償器６４は、フィルタの形で制御装置内に保持し、エンジントルク推定装置または検出装置から得られたエンジントルクを入力としてフィルタ計算を行い、制振トルクを算出するようにしても良いし、あるいはこの補償器のゲイン特性、位相特性をマップにし、エンジン回転数に応じて上記エンジントルクの振幅、位相を調整することで制振トルクを算出するようにしても良い。
【０１４１】
以下に本実施の形態の効果を示す。具体的に、エンジントルクＴｅからドライブシャフトのねじれ角（θ_mg2−θtire）までの目標伝達特性Ｇ０（ｓ）を図１４の太線で示すような共振ピークのない特性に設定し、補償器６４を設計した場合について述べる。このとき、エンジントルクからドライブシャフトのねじれ角までの伝達特性を共振ピークのない特性に設定したため、ドライブシャフトはねじれ共振を起こさない。
【０１４２】
一方、エンジントルクＴｅからトーショナルダンパのねじれ角（θｅ−θｃ）までの周波数特性を図１４に示す。本実施の形態のように、エンジントルク脈動によるドライブシャフトの振れを抑えるように補償器を非振動的な特性に設定することで、ドライブシャフトのみならずダンパのねじれ振動も抑制することができるため、車両振動及び騒音をより効果的に抑制することができることがわかる。また、エンジンモータリング時のダンパねじれ振動の時間応答を図１６に示す。
【０１４３】
従来技術と本実施の形態との関係について説明する。従来技術は、本実施の形態においてエンジントルクからドライブシャフトねじれ角までの伝達特性が０になるように設定していることと同等である。すなわち、Ｇ０（ｓ）＝０と設定した場合に相当する。従来技術ではエンジントルクからドライブシャフトのねじれ角までの伝達特性は常に０であり、これを任意の特性に設定する手段は存在しない。
【０１４４】
しかしながらこのように設定すると、エンジントルクからドライブシャフトねじれ角までのゲインは大幅に低減される（図１４の細実線）が、エンジントルクからダンパねじれ角までの伝達特性のゲインは逆に増加し、ダンパのねじれ振動が悪化することがわかる（図１５の細実線）。
【０１４５】
本実施の形態では、エンジントルクからドライブシャフトねじれ角までの伝達特性を適切に設定することで、エンジントルクからダンパねじれ角までの伝達特性の悪化を防止することができる。
【０１４６】
本実施の形態と従来技術とでモータジェネレータＭＧ２による制振トルクがどのように変化するかを図１８に示す。
【０１４７】
モータトルクの変動に対し、駆動系弾性要素のねじれ振動を抑制するモータ制御方式（例えば、特願２０００−３４６９９２等）を構成する場合がある。その場合には、伝達関数Ｇ１２（ｓ）の特性としてフィードバック制御系を構成した閉ループ特性を用いることで実現できる。この時の構成を図１７に示す。
【０１４８】
図１７に示すように、本実施の形態は、図１３の制御装置にモータジェネレータＭＧ２の回転速度が入力トルクとなるように補償するモータジェネレータＭＧ２の補償器６８と、モータジェネレータＭＧ２の指令トルクと補償器６８出力とを加算する加算器７０とを更に付加したものである。
【０１４９】
上記の実施の形態では、モータジェネレータＭＧ２を用いた補償法について説明したが、モータジェネレータＭＧ１を用いて補償することも可能である。
【０１５０】
また、本実施の形態では、内燃機関と２つのモータジェネレータを利用したハイブリッド車両を用いた例について説明したが、内燃機関と少なくとも１個のモータから構成されるハイブリッド車両でも実現可能である。また、トランスミッションも、遊星歯車機構に限らず他の動力伝達機構も利用することができる。
【０１５１】
エンジンの発生するトルクを検出できる状態量から推定し、エンジントルクを入力、弾性要素のねじれ角を出力とする駆動系弾性要素のねじれ特性を考慮した動特性が非振動的に変更可能とする補償器に入力し、その出力である制振トルクをモータに入力する。エンジントルクから弾性要素のねじれ角までの特性を非振動的にすることで、ねじれ振動を抑制することが可能となる。またそれに伴い騒音の低減もできる。また、頻繁にエンジンの始動・停止を繰り返し走行するハイブリッド車両において、エンジンを駆動源として走行する時（特にエンジン始動・停止の過渡時）に、エンジンのトルク脈動及びトルク変動により発生するドライブシャフト等駆動系のねじれ振動を抑制し、車両に発生する振動及び騒音を低減することができる。
【０１５２】
【発明の効果】
以上説明したように第１の発明によれば、低回転域または停止時でのクランク軸の絶対値を高精度で推定することができるので、このように精度良く推定されたクランク軸の絶対角度をエンジン制御及びモータ制御の少なくとも一方に用いることで、精度のよい制御を行なうことができる、という効果が得られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明が適用可能なハイブリッド車両の構成を示す概略図である。
【図２】本発明の第１の実施の形態を示すブロック図である。
【図３】Ｇ信号及びＮｅ信号を示す線図である。
【図４】図１に示したハイブリッド車両のエンジン−第１のモータジェネレータの振動モデルを示す図である。
【図５】第１の実施の形態におけるエンジントルクを外乱として扱ったときのトーショナルダンパのねじれを考慮したクランク角推定ルーチンを示す流れ図である。
【図６】本発明の第２の実施の形態を示すブロック図である。
【図７】モータリング時のエンジントルク変動を示す線図である。
【図８】エンジン始動時のクランク角とエンジン回転数との変化を示す線図であり、上図の実線はクランク角度推定値、階段状の実線の頂点（○印）はクランク角の真値を示し、下図の実線はエンジン回転数を示す。
【図９】エンジン停止時のクランク角推定結果を示す線図である。
【図１０】本発明の第３の実施の形態を示すブロック図である。
【図１１】エンジントルク推定値をねじれ角推定に用いた場合のトーショナルダンパのねじれを考慮したクランク角推定スーチンを示す流れ図である。
【図１２】図１に示したハイブリッド車両の振動モデルを示す図である。
【図１３】本発明の第４の実施の形態を示すブロック図である。
【図１４】従来技術、制御無しの場合、第４の実施の形態の制御を行なった場合の周波数特性（Ｔｅ→（θmg２−θtire））を示す線図である。
【図１５】従来技術、制御無しの場合、第４の実施の形態の制御を行なった場合の周波数特性（Ｔｅ→（θe−θｃ））を示す線図である。
【図１６】従来技術（破線）と第４の実施の形態（実線）の制御を行なった場合のトーショナルダンパのねじれ振動の変化を示す線図である。
【図１７】本発明の第５の実施の形態を示すブロック図である。
【図１８】従来技術（破線）と第４の実施の形態（実線）の制御を行なった場合のモータジェネレータＭＧ２の制振トルクの変化を示す線図である。
【符号の説明】
１２ 動力分割機構としての遊星歯車
１４ 弾性緩衝機構としてのトーショナルダンパ
２０ クランクポジションセンサ
２２ カムポジションセンサ
３２ クランク角演算回路
３６ モータジェネレータコントローラ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for a hybrid vehicle, and in particular, an engine, an elastic buffer mechanism in which an input shaft is connected to an output shaft of the engine, a gear mechanism in which an input shaft is connected to an output shaft of the elastic buffer mechanism, and the like. The present invention relates to a control device for a hybrid vehicle that controls a hybrid vehicle having a configured power split mechanism and an electric motor (including a case of functioning as a generator) coupled to an output shaft of the power split mechanism.
[0002]
[Prior art and problems to be solved by the invention]
A conventional internal combustion engine (engine) control device (Japanese Patent Laid-Open No. 2000-145528) is based on the output of a resolver that directly connects an engine crankshaft and a rotor of a motor and detects the rotation angle of the rotor as an absolute value. The absolute angle of the axis (0 to 360 °) is calculated. In addition, a cam angle encoder is provided on a camshaft that rotates at a speed that is half that of the crankshaft, and that sends out a signal that becomes an odd cycle with one rotation of the camshaft. The output of this cam angle encoder is inverted at 0 to 360 ° and 360 to 720 ° of the crankshaft, and the phase of the output signal is inverted. Then, based on the crankshaft absolute angle by the resolver and the cam angle encoder signal, a crank absolute angle of 0 to 720 ° is calculated, and a control timing for each cylinder is obtained based on the calculated crankshaft absolute angle, The engine is controlled.
[0003]
In the above prior art, the crankshaft of the engine and the rotor of the motor are directly connected, so there exists a power transmission mechanism such as a power split mechanism composed of an elastic buffer mechanism and a gear mechanism between the engine and the motor. Therefore, no relative angle is generated between the crankshaft of the engine and the rotor shaft of the motor, and the crank angle and the motor rotation angle coincide. Therefore, the crank angle can be directly detected using the angle sensor provided in the motor.
[0004]
However, in a hybrid vehicle in which the engine crankshaft is connected to the rotor shaft of the motor via an elastic shock absorbing mechanism, the elastic shock absorbing mechanism is twisted. When the elastic buffer mechanism as described above is twisted greatly, the angle error becomes large.
For this reason, a relative angle is generated between the motor rotation shaft and the engine crankshaft, and the engine crank angle cannot be accurately detected only from the angle information of the motor. If the calculated crank angle value including this error is used for engine control, the engine may be adversely affected.
[0005]
Further, in a hybrid vehicle in which an engine and a plurality of electric motors are connected via a power split mechanism composed of planetary gears and the like, since the power split mechanism is interposed between the engine and the motor, The crank angle cannot be uniquely determined from the rotation angle.
[0006]
In addition, since the engine is frequently started and stopped repeatedly in the hybrid vehicle, the vibration problem at the time of starting and stopping becomes larger than that of the vehicle driven only by the engine. Therefore, in order to deal with these problems, motor control (vibration control, etc.) based on various engine controls and engine driving conditions (crank angle information, etc.) is performed in a low engine speed range such as engine start operation and stop operation. Therefore, it has been desired to detect the crank angle and the crankshaft stop position in the low engine speed range.
[0007]
In a hybrid vehicle, the crank angle used for engine control, such as ignition timing control, fuel injection control, and idle speed control, is set every 10 degrees as in the case of a vehicle using only an internal combustion engine as a drive source. A crank angle calculation value calculated by a crank position sensor signal Ne that generates a falling edge and a cam position sensor signal G that is inverted and output every rotation of the crank angle is used. That is, since only the relative angle of the crankshaft can be detected from the crank position sensor signal Ne, the reference angle is determined by the cam position sensor signal G. Since the calculated crank angle calculated value determines the reference angle by the cam position sensor signal G, the absolute crank angle value cannot be detected until the first cam position sensor signal G edge is detected during engine cranking. In addition, since these sensors use magnetic pickup sensors, it is easy to output an error signal at low rotation.
[0008]
For these reasons, it has conventionally been difficult to accurately calculate the crank angle from the crank position sensor signal Ne and the cam position sensor signal G at low revolutions. Therefore, the crank position sensor signal Ne and the cam position sensor signal G are used for the engine control in the low rotation range such as engine cranking and stop operation desired in the hybrid vehicle and the motor control based on the engine driving state. It is inappropriate to use the crank angle obtained from
[0009]
In addition, the crankshaft may reversely rotate momentarily when the engine is stopped, but the crank position sensor cannot detect the direction of rotation, so an error occurs in the detected value, making it difficult to detect the crank angle when the engine is stopped. Met.
[0010]
As described above, according to the conventional method of detecting the crank angle from the crank position sensor signal Ne and the cam position sensor signal G, the crank angle cannot be accurately detected at the time of low rotation and at the time of stop. There was a problem that control could not be performed.
[0011]
The present invention has been made to solve the above-described problems, and is a hybrid vehicle control device that can accurately estimate a crank angle and accurately control at least one of an engine and an electric motor from the estimated value of the crank angle. The purpose is to provide.
[0014]
In order to achieve the above object, the first invention provides: A control device for a hybrid vehicle that controls a hybrid vehicle having an engine, an elastic buffer mechanism having an input shaft coupled to an output shaft of the engine, and at least one electric motor coupled to an output shaft of the elastic buffer mechanism. An engine crank angle reference point detecting means for detecting an angle reference point of the engine crankshaft, a rotation angle detecting means for detecting a rotation angle of the electric motor, a torsion angle estimating means for estimating the torsion angle of the elastic buffer mechanism, Crank angle estimating means for estimating an absolute angle of the crankshaft from the rotation angle, the estimated value of the torsion angle, and the engine crank angle reference point signal, and at least one of the engine and the electric motor based on the estimated absolute angle of the crankshaft And control means for controlling.
[0015]
This No The twist angle estimating means can estimate the torsion angle of the elastic buffer mechanism by inputting the rotation angle signal detected by the rotation angle detecting means and the motor torque obtained from the torque command or the like, and the rotation angle detecting means The torsion angle of the elastic buffer mechanism can be estimated by using the detected rotation angle signal, the motor torque, and the estimated engine torque estimation value as inputs.
[0016]
In each of the above inventions, the rotation angle detection means (high-resolution rotation angle sensor for use in controlling a motor such as a resolver) is used, so that the crank angle can be accurately determined even when the engine is in a low rotation range or when the engine is stopped. It is possible to control and control at least one of the engine and the electric motor based on the estimated crank angle estimation value.
[0017]
The second 1 In this invention, the signal obtained from the existing sensor is used as the input of the torsion angle estimation means, so that the torsion angle of the elastic buffer mechanism is estimated, and the absolute angle of the crankshaft is obtained using the estimated value of the torsion angle. Yes. In other words, by adding the estimated twist angle of the elastic shock absorber and the rotation angle detected by the rotation angle detection means attached to the motor, the absolute value of the crankshaft at a low rotation range or when stopped can be obtained with high accuracy. ing. By using the absolute angle of the crankshaft obtained with high accuracy in this way for at least one of engine control and motor control, accurate control can be performed.
[0021]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 1 shows a configuration of a hybrid vehicle to which the present invention can be applied. This hybrid vehicle includes an internal combustion engine (engine) 10, a first motor generator MG1 configured by an electric motor that functions as a generator, a second motor generator MG2 configured by an electric motor that drives wheels, and a power split mechanism. It comprises a planetary gear 12, a torsional damper 14 as an elastic buffer mechanism, a speed reducer 16, and a differential gear 18. At least one of the power split mechanism and the elastic buffer mechanism functions as a power transmission mechanism of the present invention.
[0022]
A crankshaft as an output shaft of the internal combustion engine 10 is connected to a planetary carrier 12A functioning as an input shaft of the planetary gear 12 via a torsional damper 14, and the first motor generator MG1 is connected to the planetary gear 12 output shaft. The second motor generator MG2 is connected to the ring gear 12C functioning as the other output shaft of the planetary gear 12, respectively.
[0023]
Ring gear 12C of planetary gear 12 is directly connected to second motor generator MG2, and reduction gear 16 is connected to the output shaft of second motor generator MG2. The speed reducer 16 is connected to the drive shaft via a differential gear 18.
[0024]
Further, the internal combustion engine 10 outputs a crank position sensor 20 that outputs a crank position sensor signal Ne that generates a falling edge every predetermined crank angle Δθe, and a cam position sensor signal G that is inverted and output every rotation of the crank angle. A cam position sensor 22 is attached. As shown in FIG. 3, the crank position sensor 20 outputs a crank position sensor signal Ne that causes a falling edge at every predetermined crank angle Δθe (for example, several tens of degrees of crank angle), and the cam position sensor 22 has a crank angle of 360 degrees. A cam position sensor signal G that is inverted every time is output.
[0025]
For these sensors, the same magnetic pickup sensor as is normally used in a vehicle having only an internal combustion engine as a drive source is used. Since only the relative angle of the crankshaft can be detected from the crank position sensor signal Ne, the reference angle is determined by the cam position sensor signal G.
[0026]
On the other hand, a synchronous motor is used for motor generators MG1 and MG2. Since the synchronous motor needs to detect the rotor angle, angle sensors 24 and 26 for detecting the rotation angle (rotor angle) of the rotor are attached to the motor generators MG1 and MG2, respectively. As the angle sensors 24 and 26, a resolver capable of detecting an absolute angle is used.
[0027]
Next, a first embodiment will be described. In the first embodiment, an angle sensor provided in a motor generator (an electric motor or a generator) is used to accurately estimate a crank angle used for motor control even at a low rotation and when stopped. It is. In addition, since an elastic element such as an elastic shock absorbing mechanism composed of a torsional damper or the like exists between the engine crankshaft and the motor generator, the elastic shock absorbing mechanism is twisted, so this twist angle (twist angle) Is corrected to estimate the crank angle for motor control. In the present embodiment, the estimated crank angle is estimated by the motor generator controller, and the engine control uses the crank angle calculated from the crank position sensor signal Ne and the cam position sensor signal G as in the prior art. .
[0028]
FIG. 2 shows the control device of the first embodiment. The control device 30 includes a crank angle θecrn arithmetic circuit 32, an engine controller 34, and a motor generator controller 36, each of which is composed of a microcomputer or the like. It is configured to include.
[0029]
The crank position sensor 20 and the cam position sensor 22 are connected to the crank angle θecrn calculation circuit 32 so that the crank position sensor signal Ne and the cam position sensor signal G are input. The crank angle θecrn calculation circuit 32 calculates the crank angle θecrn from the crank position sensor signal Ne and the cam position sensor signal G. The crank angle θecrn calculation circuit 32 is connected to the engine controller 34 and the motor generator controller 36 so as to input the calculated crank angle θecrn. The cam position sensor signal G is further input from the crank angle θecrn arithmetic circuit 32 to the motor generator controller 36. The engine controller 34 is connected to the engine so as to control ignition timing, fuel injection amount, idle speed, and the like.
[0030]
The motor generator controller 36 is further connected to angle sensors 24 and 26 of the motor generators MG1 and MG2. The motor generator controller 36 is connected to the motor generators MG1 and MG2 so as to control the motor generators MG1 and MG2. ing.
[0031]
Hereinafter, the principle for accurately estimating the crank angle of the present embodiment will be described. Since motor generators MG1 and MG2 are connected to sun gear 12B and ring gear 12C of planetary gear 12, respectively, the angular velocities of ring gear, planetary carrier and sun gear are set to ω. _r , Ω _c , Ω _s Then, the following relational expression always holds between these angular velocities. Here, ρ is a gear ratio between the sun gear and the ring gear.
[0032]
[Expression 1]

[0033]
Where the angular speed of the ring gear is ω _r Can be detected from the angle sensor of the second motor generator MG2 and the angular speed ω of the sun gear. _s Can be detected from the angle sensor of the first motor generator MG1, the planetary carrier angular velocity ω _c Can be calculated from the angle sensors of the motor generators MG1, MG2.
[0034]
When the formula (1) is integrated, the following formula (2) is obtained, and the planetary carrier angle θc can be derived.
[0035]
[Expression 2]

[0036]
Here, θr is the ring gear angle, θs is the sun gear angle, and θc0 is the correction value of the planetary carrier angle.
[0037]
The estimated crank angle θe of the internal combustion engine is given by the following equation (3) from the torsion angle θt of the torsional damper 14 and the planetary carrier angle θc obtained from the equation (2).
[0038]
[Equation 3]

[0039]
As described above, the angle θr of the ring gear and the angle θs of the sun gear can be detected from the angle sensors of the motor generators MG2 and MG1, so that the crank angle estimated value θe is obtained by obtaining the planetary carrier angle correction value θc0 and the torsional damper twist angle θt. Will be required.
[0040]
Hereinafter, a correction method using the crank angle correction value θc0 and a method for deriving the torsion angle θt of the torsion damper will be described.
[0041]
First, how to obtain the correction value θc0 will be described. In the four-cycle engine used in the present embodiment, the crankshaft rotates twice in one operation cycle. That is, each cycle of the crankshaft is repeated for one cycle, so the crankshaft angle takes a value of 0 to 720 °.
[0042]
When the engine crank angle reference point is detected by the cam position sensor signal G, the planetary carrier angle θc = 0 is corrected. Accordingly, the correction value θc0 is obtained by the following equation (4).
[0043]
[Expression 4]

[0044]
However, the hat of θt is an estimated value of the torsional damper's torsion angle θt when the engine crank angle reference point is detected, and a method for deriving it will be described later.
[0045]
In the present embodiment, a cam position sensor signal G output from a cam position sensor constituted by a magnetic pickup sensor conventionally used for engine control is used. Sometimes it is easy to output an error signal. Therefore, if the correction by the crank angle correction value θc0 is performed using the cam position sensor signal G detected at the time of extremely low rotation, there is a high possibility of performing an incorrect correction. Therefore, it is effective to perform the correction by the cam position sensor signal G only when the absolute value of the crankshaft rotational speed is equal to or higher than the predetermined rotational speed Nl. For the determination of the rotational speed, a planetary carrier rotational speed that is substantially equal to the crankshaft rotational speed except for vibration components may be used.
[0046]
In the above description, the correction method using the correction value θc0 has been described for each engine crank angle reference point (every 720 °). However, the correction may be performed every 360 ° when the cam position sensor signal G is inverted. Further, after correction by the cam position sensor signal G, correction at every 30 ° may be added using the crank position sensor signal Ne that generates a falling edge every 30 degrees of the crank angle.
[0047]
Next, a method of estimating the torsional angle θt of the torsional damper will be described. FIG. 4 shows a vibration model of the drive system (engine-motor generator) of the hybrid vehicle in consideration of the rigidity of the torsional damper. The equation of motion of the vibration model shown in FIG.
[0048]
[Equation 5]

[0049]
[Formula 6]

[0050]
[Expression 7]

[0051]
Where K _damp Is the spring coefficient of the torsional damper 14, C _damp Is the damping coefficient of the torsional damper 14, Ie is the moment of inertia of the engine, ωe is the crank angular velocity of the engine, ωc is the planetary carrier angular velocity, τa is the internal torque that the ring gear and sun gear exert on the planetary carrier, I _inp Is the moment of inertia of the input system, I _mgl Is the moment of inertia of the first motor generator MG1, τ _mgl Is the first motor generator MG1 torque command value τ _mgl , Ω _mgl Is the angular velocity of the motor generator MG1.
[0052]
When the above equations (5) to (7) are expressed together, they are expressed by the following equation (8).
[0053]
[Equation 8]

[0054]
Here, x is a state variable, and y is an output.
[0055]
By constructing an observer as shown in the following equation (9) designed by ignoring the engine torque τe that is not measured as a disturbance with respect to the state equation of the equation (8), the crank angular velocity ωe of the engine is configured. The estimated value of the torsional angle θt of the torsional damper can be obtained.
[0056]
[Equation 9]

[0057]
Here, F is an observer gain matrix. Details of the observer design method will be omitted.
[0058]
Since the torque τa exerted on the planetary carrier by the ring gear and the sun gear can be expressed by the following equation (10) from the equation (7), the internal torque τa obtained from the equation (10) is expressed by the equation (9). Used for observer input.
[0059]
[Expression 10]

[0060]
In the observer of the above equation (9), the observer of the same dimension is used, but the planetary carrier rotation speed ωc can be obtained from the angle sensors of the motor generators MG1 and MG2 by using the relationship of the equation (1). Therefore, the state variable is x = [ωe θt] ^T It is also possible to construct a minimum dimension observer reduced to The design method of the minimum dimension observer is omitted because it is publicly known.
[0061]
In the above configuration of the observer, the engine torque τe is ignored as a disturbance, but the disturbance may be configured by explicitly treating the engine torque τe as a state variable. At this time, the equation of state is as follows.
[0062]
## EQU11 ##

[0063]
Therefore, the estimated value of the torsional angle θt of the torsional damper can also be obtained by configuring a disturbance observer for the state equation of the equation (11).
[0064]
As described above, the estimated value of the engine crank angle (the absolute angle of the crankshaft) θe can be estimated by substituting the estimated value of the twist angle θt of the torsional damper obtained from the observer into the equation (3). Alternatively, the estimated engine crank angle value θe can be estimated by integrating the estimated value of the engine crank angular speed ωe obtained by the observer.
[0065]
A crank angle estimation processing routine in the motor generator controller in the two methods described above will be described with reference to FIG. In step 100, the angular velocity ω detected by each angle sensor of motor generators MG1 and MG2. _mg1 , Ω _mg2 From the above equation (1), the planetary carrier rotation speed ωc is calculated. In step 102, the angular speed and torque command value τ of the first motor generator MG1 are calculated. _mgl From the above, the internal torque τa exerted on the planetary carrier by the ring gear and the sun gear is calculated using the above equation (10).
[0066]
In the next step 104, the estimated value of the torsional angle θt of the torsional damper is calculated from the calculated internal torque τa and the planetary carrier rotation speed ωc using the observer described above. In the next step 106, it is determined whether or not the rising edge of the cam position sensor signal G has been input. When the rising edge is input, the absolute value of the crank angular speed ωe of the engine exceeds the predetermined rotational speed N1 in step 108. Judgment is made. When the absolute value of the crank angular speed ωe of the engine exceeds the predetermined rotational speed N1, the planetary carrier angle θc is corrected to 0 ° in step 110 as described above, and is corrected based on the above equation (4). The value θc0 is calculated.
[0067]
On the other hand, when the rising edge is not input at step 106 and when it is determined at step 108 that the absolute value of the crank angular speed ωe of the engine does not exceed the predetermined rotational speed N1, the motor generators MG1 and MG2 are turned on at step 112. Rotation angle θ _mg1 , Θ _mg2 And the estimated crank angle value θe using the estimated value of the torsional angle θt of the torsional damper. The estimated crank angle estimated value θe is used for motor generator control in the motor generator controller.
[0068]
In the motor generator controller of the present embodiment, the estimated crank angle θe may be used when the engine is low and the engine is stopped, and the crank angle θecrn may be used when the engine is in the middle and high speed range. .
[0069]
Next, a second embodiment will be described. In the present embodiment, the observer of the first embodiment is changed, and the estimated crank angle θecal is calculated outside the engine controller and motor generator controller. As shown in FIG. 6, the control device according to the second embodiment includes a crank angle estimated value θecal arithmetic circuit 42, an engine controller 44, and a motor generator controller 46, each of which is constituted by a microcomputer or the like. ing.
[0070]
The cam position sensor 22 and the angle sensors 24 and 26 of the motor generators MG1 and MG2 are connected to the crank angle estimated value θecal calculation circuit 42. Further, the estimated crank angle value θecal calculation circuit 42 is connected to the engine controller 44 and the motor generator controller 46 so as to input the calculated estimated crank angle value θecal. The engine controller 44 is connected to the engine as described above.
[0071]
The motor generator controller 46 is further connected to angle sensors 24 and 26 of the motor generators MG1 and MG2, and the motor generator controller 36 is connected to control the motor generators MG1 and MG2. Then, the motor generator controller 46 receives the first motor generator MG1 torque command value τ. _mgl Is input to the crank angle estimated value θecal arithmetic circuit 42.
[0072]
In the observer configured for the state equations of the equations (8) and (11) described in the first embodiment, the engine torque τe is treated as a disturbance. In this embodiment, the estimation accuracy of the torsional angle estimated value of the torsional damper is further improved by estimating the engine torque and treating it as an input of the observer.
[0073]
The state equation of the vibration model of the engine-first motor generator MG1 when the estimated value of the engine torque is handled as an input is expressed by the following equation (12).
[0074]
[Expression 12]

[0075]
Where u is an input vector. Therefore, an estimated value of the torsional damper's torsion angle θt can be obtained by configuring the observer with the estimated values of the internal torque τa and the engine torque τe as input to the equation (12).
[0076]
Hereinafter, a method for obtaining the estimated value of the engine torque τe used for the input of the observer will be described. This engine torque τe is estimated from a map having variables such as crank angle θe, engine speed ωe, throttle opening Tth, engine water temperature Tw, fuel injection permission signal Ij, and the like. This map is created in advance from theoretically derived engine models or experimental values. As an example, FIG. 7 shows a change in engine torque per rotation of the crankshaft in the motoring state. Since the vehicle according to the present embodiment is a four-cylinder engine, two cycles of torque fluctuation are generated per one crankshaft rotation. In this embodiment, the engine torque value calculated and obtained offline in advance is held as a map, but instead of holding the map, it is obtained by direct calculation using a model formula of engine torque. Also good. Here, the crank angle θe is required to obtain the engine torque, but the crank angle cannot be determined because the torsional angle θt of the torsional damper at that time is not obtained. Therefore, in the present embodiment, the sum of the planetary carrier angle θc at that time and the torsional damper torsion angle θt one sample before represented by the following equation is used as the crank angle.
[0077]
[Formula 13]

[0078]
Further, the planetary carrier speed is used as the engine speed. Here, i indicates a control cycle number.
[0079]
In the above, an example in which the engine torque is obtained using the estimated crank angle value and the estimated engine torque value has been described. Instead, an estimated value is obtained by directly measuring the engine torque by adding a torque sensor, and the measured value is estimated. It may be used as
[0080]
Further, an in-cylinder pressure sensor may be added instead of the crank angle estimated value calculation device and the engine torque estimation device, and the engine torque may be calculated from the measured pressure.
[0081]
Based on the state equation (12), the observer can be configured in the same manner as in the first embodiment. The same applies to the method for obtaining the estimated crank angle value from the output of the observer.
[0082]
In the crank angle estimation value θecal calculation circuit of the second embodiment for calculating the engine crank angle estimation based on the angle sensor output of the motor generator shown in FIG. 6, the rotor angle (rotation angle) and cam position of the motor generators MG1 and MG2. The crank angle estimated value θecal is calculated from the sensor signal G and the torque command value τmgl of the first motor generator MG1 input from the motor generator controller by the above-described method, and the calculated crank angle estimated value θecal is calculated using the engine controller and the motor generator. It is input to the controller and used for engine control and motor control.
[0083]
In the example of FIG. 6, the crank angle estimated value θecal is calculated outside the motor generator controller and the engine controller, but may be performed at any place in the control system.
[0084]
FIG. 8 shows an estimated crank angle value (solid line) estimated in consideration of torsional damper torsion during engine motoring (engine start), and a true value for verification crank angle obtained every 30 degrees (FIG. 8). This is a comparison with the stepped solid line vertex). It can be seen that the true crank angle value and the estimated crank angle value according to each of the above embodiments are in good agreement despite the extremely low rotation (about 0 to 300 rpm). It can also be seen that the resolution is high.
[0085]
FIG. 9 shows the crank angle estimation result when the engine is stopped. When the engine is stopped, the crankshaft may reverse, and it is difficult to detect the crank angle when the engine is stopped by the crank angle detection method using the crank position sensor signal Ne and the cam position sensor signal G used in normal engine control. However, in each of the above embodiments, an accurate crank angle can be detected even in such a case.
[0086]
The engine crank angle estimation device described above is an example in which when a torsional damper that generates a torsion angle exists between the engine and the motor generator, the torsion angle is calculated using an observer and the estimated crank angle is corrected. explained. However, when the torsional damper is not present, or when the torsional damper is present and its torsion does not need to be considered small, it is not necessary to correct the torsional angle of the torsional damper. In that case, an estimated crank angle value can be obtained based on the following equation (14) derived from the equation (2).
[0087]
[Expression 14]

[0088]
Regarding the setting of θc0, when an engine crank angle reference point is detected, θc = 0, that is, θc0 may be corrected according to the following equation.
[0089]
[Expression 15]

[0090]
In a hybrid vehicle that repeatedly starts and stops the engine, it is desired to perform engine control and motor control based on the engine driving state even during engine cranking and at low rotation speed during stop operation. According to each of the embodiments described above, since the crank angle including the torsion of the elastic buffer mechanism can be obtained with high accuracy, these controls can be performed.
[0091]
Further, since the absolute angle of the crankshaft while the engine is stopped can be estimated, information necessary for engine control such as cylinder discrimination can be obtained immediately after the cranking is started. As a result, restart of the engine can be started at an early stage, and driving feeling can be improved. In a hybrid vehicle, since engine start and stop are frequently performed, it is important that engine restart can be performed quickly.
[0092]
Next, the crank angle θecrn calculated from the crank position sensor signal Ne and the cam position sensor signal G of the first embodiment and the crank angle estimated value θecal estimated by the second embodiment are switched and used. The embodiment will be described with reference to FIG.
[0093]
In the present embodiment, the crank angle θecrn calculating circuit 32, the crank angle estimated value θecal calculating circuit 42, the engine controller 54, the motor generator controller 56, and the engine controller 54 and the motor generator controller 56 which are switched are described above. The selector switch 58 is used to input either θecrn or the estimated crank angle θecal.
[0094]
According to the present embodiment, when the changeover switch 58 is switched and the crank angle θecrn is input to the engine controller 54 and the motor generator controller 56, the engine and the motor generator can be controlled as in the first embodiment. When the changeover switch 58 is switched and the estimated crank angle θecal is input to the engine controller 54 and the motor generator controller 56, the engine and motor generator can be controlled as in the second embodiment.
[0095]
The crank angle used for normal engine control is performed using the crank angle θecrn calculated from the crank position sensor signal Ne and the cam position sensor signal G. However, if the crank position sensor fails, the crank angle θecrn cannot be calculated, and engine control cannot be performed, so that the engine cannot be operated.
[0096]
In the present embodiment, when any abnormality (sensor failure, disconnection, etc.) is detected in the crank position sensor, the engine control is performed using the estimated crank angle value θecal instead of the crank angle θecrn. Even when an abnormality occurs, the engine can be controlled to operate the engine, and the safety and controllability of the vehicle can be further improved.
[0097]
On the other hand, if the estimated crank angle value θecal is used during normal operation and the crank angle θecrn is used when an abnormality occurs in the motor rotation angle sensors of the motor generators MGl and MG2, safety is similarly improved.
[0098]
It is also possible to switch to using the estimated crank angle θecal in the low engine speed range where the crank angle θecrn cannot be detected, and to use the crank angle θecrn at high engine speed. By switching in this way, the crank angle can be detected in all regions of the engine speed, and the controllability of engine control and motor control (vibration control, etc.) is further improved.
[0099]
A processing routine of the third embodiment is shown in FIG. In step 200, the angular velocity ω detected by each angle sensor of motor generators MG1 and MG2. _mg1 , Ω _mg2 To calculate the planetary carrier rotational speed ωc from the rotational angle θ detected by the angle sensors of the motor generators MG1 and MG2 in step 202. _mg1 , Θ _mg2 The planetary carrier angle θc is calculated from the correction value θc0.
[0100]
In step 204, the crank angle θecalp for estimating the engine torque is calculated, and in step 206, the crank angle estimated value θecal, the engine speed ωe, the throttle opening Tth, the engine water temperature Tw, the fuel injection permission signal Ij, and the like are changed. The engine torque τe is estimated from the map. In step 208, the angular speed and torque command value τ of the first motor generator MG1. _mgl From the above, the internal torque τa exerted on the planetary carrier by the ring gear and the sun gear is calculated using the above equation (10).
[0101]
In the next step 210, an estimated value of the torsional damper torsion angle θt is calculated from the calculated internal torque τa and the planetary carrier rotation speed ωc using the observer described above. In the next step 212, it is determined whether or not the rising edge of the cam position sensor signal G has been input. If the rising edge has been input, the absolute value of the crank angular speed ωe of the engine exceeds the predetermined speed N1 in step 214. Judgment is made. When the absolute value of the crank angular speed ωe of the engine exceeds the predetermined rotational speed N1, the planetary carrier angle θc is corrected to 0 ° in step 210 as described above, and is corrected based on the above equation (4). The value θc0 is calculated. In step 220, the estimated value of the torsional damper torsion angle θt is stored as an estimated value of the torsion angle one sampling before, and this routine is terminated.
[0102]
On the other hand, when the rising edge is not input at step 212 and when it is determined at step 214 that the absolute value of the crank angular speed ωe of the engine does not exceed the predetermined rotational speed N1, the engine crank angle θc and the toe torque at step 218 are determined. The estimated value θe of the crank angle is calculated using the estimated value of the torsion angle θt of the national damper.
[0103]
According to the above embodiment, by using the crank angle sensor attached to the engine in combination, the crank angle necessary for engine and motor control can be acquired even when the crank angle sensor breaks down, and safety can be improved. Yes (fail safe).
[0104]
Next, a fourth embodiment will be described. In the above embodiment, when the output torque of the second motor generator MG2 is controlled to cancel the torque fluctuation on the drive shaft caused by the output fluctuation of the internal combustion engine 10, the engine torque fluctuation on the drive shaft is simply canceled. When the output torque of the second motor generator MG2 is controlled so that the drive torque is constant, the torsional vibration of a part of other drive system elastic elements (the torsional damper which is an elastic buffer mechanism in FIG. 1) is reversed. May worsen and new vehicle vibration may occur.
[0105]
This is because only focusing on canceling torque fluctuations on the drive shaft, not considering the behavior of the elastic elements of the drive system after applying damping torque, and the vehicle caused by torque pulsation on the drive shaft This is because the focus is only on vibration. As another problem, in the above, the engine torque pulsation is approximated by a simple sine function. However, since the actual engine torque pulsation is different from the simple sine function, the engine torque pulsation is different particularly from a simple sine function. May not have sufficient vibration control performance. Further, when the engine and the motor generator are connected by a gear system, a phenomenon that gear rattling noise increases may be caused.
[0106]
When starting a stopped internal combustion engine forcibly rotating with other power (motoring), or when stopping the internal combustion engine when cutting fuel injection and rotating inertia, The engine torque has a pulsating component due to both the pumping action by compressing and expanding the inhaled gas, and by the pumping action and intermittent combustion that occurs intermittently during idling and normal driving. Both the pumping action and the explosion combustion cause an explosion primary periodic torque fluctuation that occurs depending on the crankshaft angle in the structure of the internal combustion engine.
[0107]
The resonance frequency of the torsional vibration of the drive system elastic element exists in the vicinity of 10 Hz, and coincides with the primary explosion frequency in the low speed rotation region of the internal combustion engine. When this frequency matches, a large vibration is generated in the vehicle, so that it is indispensable to take measures against vibration at the low-speed rotation range, particularly when starting and stopping the internal combustion engine.
[0108]
In the fourth embodiment, the torsional vibration of the drive system elastic element caused by the torque generated by the internal combustion engine is suppressed by the motor, the vehicle vibration generated by the torsional vibration of the drive system elastic element caused by the engine torque pulsation and fluctuation, and Noise is suppressed.
[0109]
The configuration of the hybrid vehicle to which this embodiment can be applied is the same as that in FIG. The drive system of the hybrid vehicle having this configuration can be regarded as the model shown in FIG. 12 in consideration of the drive system elastic element (low rigidity of the damper and the drive shaft). In this model, torque pulsations and fluctuations generated by the internal combustion engine may cause a problem of torsional vibration of the drive train elastic element.
[0110]
As shown in FIG. 13, the control device of the present embodiment includes a crankshaft angle detection device 60 that detects the crankshaft angle with high accuracy, and an engine that estimates the torque generated by the internal combustion engine from the crankshaft angle. The torque estimation device 62 and a compensator 64 set to suppress the torsional vibration of the drive train elastic element. An adder 66 is connected to the output terminal of the compensator 64 to calculate the difference between the command torque of the motor generator MG2 and the output of the compensator as an input torque and to input it to the motor generator MG2.
[0111]
In the crankshaft angle detection device 60, it is necessary to detect the crank angle even when the internal combustion engine is rotating at low speed during motoring in order to perform vibration damping control. When the crank position signal Ne, which is the crank position sensor output provided in the internal combustion engine of the hybrid vehicle, is used directly, as described above, until the first cam position sensor signal G edge is detected during engine motoring. Cannot detect the absolute value of the crank angle. Further, since the resolution of the crank position sensor signal Ne is as coarse as several tens of degrees, the required accuracy cannot be obtained when the crankshaft rotates at a low speed, such as when the engine is started or stopped. In addition, since a magnetic pickup sensor is used for the crank position sensor and the cam position sensor, when the crankshaft rotates at a low speed, it is easily affected by noise, and it becomes difficult to distinguish the noise from the signal.
[0112]
Therefore, the crankshaft angle detection device according to the present embodiment does not use the crank position sensor signal Ne, and as described in the first and second embodiments, the angle sensors (resolvers) of the motor generators MG1 and MG2. ) And the engine top dead center signal (cam position sensor signal G), the engine crank angle θe is estimated.
[0113]
In the above, an example has been described in which the crank angle at the time of low rotation or stop is estimated using an existing sensor without attaching a new sensor. However, an angle sensor that can measure the absolute angle on the crankshaft of the engine with high resolution ( A resolver or the like may be newly attached and the signal may be used.
[0114]
In the engine torque estimating device 62, the engine torque is obtained from the map having the crank angle estimated value θe, the engine speed, the throttle opening, the engine water temperature, the fuel injection permission signal, and the like described above as variables. This map is created in advance from theoretically derived engine models or experimental values. The engine torque per revolution of the crankshaft in the theoretically derived motoring state is, for example, as shown in FIG. 7, and the vehicle according to the present embodiment is a four-cylinder engine. Periodic torque fluctuations occur.
[0115]
In the present embodiment, the engine torque value obtained by offline calculation in advance is held as a map, but instead of holding the map, as described above, the estimated crank angle θe, the engine rotation It may be obtained directly using a model formula of engine torque which is a function of the number, throttle opening, engine water temperature, fuel injection permission signal, and the like. Further, instead of the crank angle estimation value calculation device and the engine torque estimation device, a torque sensor may be added to the crankshaft to directly measure the engine torque. Further, an in-cylinder pressure sensor may be added instead of the crank angle estimated value calculation device and the engine torque estimation device, and the engine torque may be obtained from the measured pressure.
[0116]
Next, the compensator 64 will be described. When the drive system of the hybrid vehicle of the present embodiment is modeled, the state equation is expressed by the following equation.
[0117]
[Expression 16]

[0118]
However, x is a state vector represented by the following formula, and u is an input vector represented by the following formula.
[0119]
[Expression 17]

[0120]
Where A∈R ^8x8 , B∈R ^8x3 Ωe is the engine speed, ωc is the planetary carrier speed, ω _mg2 Is the rotational speed of the motor generator MG2, ωtire is the tire rotational speed, θe is the engine crank angle, θc is the carrier rotational angle, θ _mg2 Is the rotation angle of the motor generator MG2, θtire is the tire rotation angle, Te is the engine torque, T _mgl Is the torque of motor generator MG1, T _mg2 Is the torque of the motor generator MG2.
[0121]
A state equation in which only terms related to the present embodiment are extracted from the equation (16) is expressed by the following equation.
[0122]
[Formula 18]

[0123]
From the engine torque Te, the drive shaft torsion angle y (= θ _mg2 Assuming that the transfer function up to -θtire) is Gl (s), the transfer function Gl (s) is expressed by the following equation from equation (19).
[0124]
[Equation 19]

[0125]
Here, s is a Laplace operator, and I is a unit matrix.
[0126]
In the gain diagram of the transfer characteristic G1 (s) shown in FIG. 14, there is a peak in the gain diagram without control, and it can be seen that the characteristic includes vibration components due to the drive system elastic elements. Consider a compensator that can change this characteristic to an arbitrary non-vibrating characteristic G0 (s).
[0127]
Torque T of motor generator MG2 _mg2 To G12 (s) is a transfer characteristic from the torsion angle y of the drive shaft to the drive shaft.
[0128]
[Expression 20]

[0129]
Torque T of motor generator MG2 from engine torque Te _mg2 If the transfer characteristic up to Gll (s) is set, the relationship of the expression (22) is established from the expressions (20) and (21), and therefore the transfer characteristic Gll (s) is expressed by the following expression (23).
[0130]
[Expression 21]

[0131]
When the target transmission characteristic from the engine torque Te to the drive shaft torsion angle y is G0 (s), the torsion angle y is expressed by the following equation.
[0132]
[Expression 22]

[0133]
In order to realize this characteristic, T _{mg2 '} Is inputted, the twist angle y of the drive shaft at that time is expressed by the following equation.
[0134]
[Expression 23]

[0135]
Motor torque T at which equations (24) and (25) are equivalent _{mg2 '} Is represented by the following equation.
[0136]
[Expression 24]

[0137]
Therefore, from the equation (26), by using K (s) represented by the following equation as the compensator 64,
[0138]
[Expression 25]

[0139]
It becomes possible to change the transmission characteristic from the engine torque to the torsion angle y of the drive shaft to G0 (s).
[0140]
The compensator 64 may be held in the control device in the form of a filter, and may perform filter calculation using the engine torque obtained from the engine torque estimation device or detection device as an input to calculate vibration damping torque. Alternatively, the gain characteristics and phase characteristics of the compensator may be used as a map, and the damping torque may be calculated by adjusting the amplitude and phase of the engine torque in accordance with the engine speed.
[0141]
The effects of this embodiment will be shown below. Specifically, the torsion angle of the drive shaft (θ _mg2 The case where the compensator 64 is designed by setting the target transfer characteristic G0 (s) up to −θtire) to a characteristic having no resonance peak as shown by the thick line in FIG. 14 will be described. At this time, since the transmission characteristic from the engine torque to the torsion angle of the drive shaft is set to a characteristic having no resonance peak, the drive shaft does not cause torsional resonance.
[0142]
On the other hand, FIG. 14 shows frequency characteristics from the engine torque Te to the torsional damper twist angle (θe−θc). Since the compensator is set to non-vibration characteristics so as to suppress the drive shaft vibration due to engine torque pulsation as in the present embodiment, not only the drive shaft but also the damper torsional vibration can be suppressed. It can be seen that vehicle vibration and noise can be more effectively suppressed. FIG. 16 shows the time response of damper torsional vibration during engine motoring.
[0143]
The relationship between the prior art and this embodiment will be described. The prior art is equivalent to setting the transmission characteristic from the engine torque to the drive shaft torsion angle to be zero in the present embodiment. That is, this corresponds to the case where G0 (s) = 0 is set. In the prior art, the transmission characteristic from the engine torque to the torsion angle of the drive shaft is always 0, and there is no means for setting this to an arbitrary characteristic.
[0144]
However, with this setting, the gain from the engine torque to the drive shaft torsion angle is greatly reduced (thin solid line in FIG. 14), but the transfer characteristic gain from the engine torque to the damper torsion angle increases conversely, It can be seen that the torsional vibration of the damper deteriorates (thin solid line in FIG. 15).
[0145]
In the present embodiment, the transmission characteristic from the engine torque to the damper torsion angle can be prevented from being deteriorated by appropriately setting the transmission characteristic from the engine torque to the drive shaft torsion angle.
[0146]
FIG. 18 shows how the damping torque by motor generator MG2 changes between the present embodiment and the prior art.
[0147]
A motor control system (for example, Japanese Patent Application No. 2000-346992) that suppresses the torsional vibration of the drive system elastic element against the fluctuation of the motor torque may be configured. In that case, it is realizable by using the closed-loop characteristic which comprised the feedback control system as a characteristic of transfer function G12 (s). The configuration at this time is shown in FIG.
[0148]
As shown in FIG. 17, in the present embodiment, compensator 68 of motor generator MG2 for compensating the control device of FIG. 13 so that the rotational speed of motor generator MG2 becomes the input torque, and the command torque of motor generator MG2 An adder 70 for adding the output of the compensator 68 is further added.
[0149]
In the above embodiment, the compensation method using the motor generator MG2 has been described. However, it is also possible to compensate using the motor generator MG1.
[0150]
In the present embodiment, an example using a hybrid vehicle using an internal combustion engine and two motor generators has been described. However, the present invention can also be realized by a hybrid vehicle including an internal combustion engine and at least one motor. Further, the transmission is not limited to the planetary gear mechanism, and other power transmission mechanisms can be used.
[0151]
Compensation that the dynamic characteristics considering the torsional characteristics of the drive system elastic element can be changed non-vibratingly, estimated from the state quantity that can detect the torque generated by the engine, and input the engine torque and output the torsion angle of the elastic element The vibration damping torque that is the output is input to the motor. By making the characteristics from the engine torque to the torsion angle of the elastic element non-vibrating, torsional vibration can be suppressed. As a result, noise can be reduced. Also, in hybrid vehicles that frequently start and stop the engine repeatedly, when driving with the engine as the drive source (especially during engine start / stop transition), a drive shaft that is generated due to engine torque pulsation and torque fluctuation, etc. Torsional vibration of the drive system can be suppressed, and vibration and noise generated in the vehicle can be reduced.
[0152]
【The invention's effect】
As explained above 1's According to the invention, the absolute value of the crankshaft can be estimated with high accuracy in the low rotation range or at the time of stopping. Therefore, the absolute angle of the crankshaft thus estimated with high accuracy is determined at least for engine control and motor control. By using it on the other hand, it is possible to obtain an effect that precise control can be performed.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram showing a configuration of a hybrid vehicle to which the present invention is applicable.
FIG. 2 is a block diagram showing a first embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a diagram showing a G signal and a Ne signal.
4 is a diagram showing a vibration model of an engine-first motor generator of the hybrid vehicle shown in FIG. 1; FIG.
FIG. 5 is a flowchart showing a crank angle estimation routine in consideration of torsional damper torsion when the engine torque is treated as a disturbance in the first embodiment;
FIG. 6 is a block diagram showing a second embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a diagram showing engine torque fluctuations during motoring.
FIG. 8 is a diagram showing changes in the crank angle and the engine speed at the time of starting the engine. The solid line in the above figure is the estimated crank angle value, and the top of the step-like solid line (marked with a circle) is the true value of the crank angle. The solid line in the figure below shows the engine speed.
FIG. 9 is a diagram showing a crank angle estimation result when the engine is stopped.
FIG. 10 is a block diagram showing a third embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a flowchart showing a crank angle estimation routine taking into account the torsional damper torsion when the estimated engine torque value is used for estimating the torsion angle.
12 is a diagram showing a vibration model of the hybrid vehicle shown in FIG. 1; FIG.
FIG. 13 is a block diagram showing a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 14 is a diagram showing frequency characteristics (Te → (θmg2-θtire)) when the control according to the fourth embodiment is performed in the case of no prior art control.
FIG. 15 is a diagram showing frequency characteristics (Te → (θe−θc)) when the control according to the fourth embodiment is performed in the case of the prior art without control;
FIG. 16 is a diagram showing a change in torsional vibration of the torsional damper when the control of the prior art (broken line) and the fourth embodiment (solid line) is performed.
FIG. 17 is a block diagram showing a fifth embodiment of the present invention.
FIG. 18 is a diagram showing a change in damping torque of motor generator MG2 when the control of the conventional technique (broken line) and the fourth embodiment (solid line) is performed.
[Explanation of symbols]
12 Planetary gear as a power split mechanism
14 Torsional damper as an elastic shock absorber
20 Crank position sensor
22 Cam position sensor
32 Crank angle calculation circuit
36 Motor generator controller

Claims (3)

A control device for a hybrid vehicle that controls a hybrid vehicle having an engine, an elastic buffer mechanism having an input shaft coupled to an output shaft of the engine, and at least one electric motor coupled to an output shaft of the elastic buffer mechanism. ,
Engine crank angle reference point detection means for detecting an angle reference point of the engine crankshaft;
Rotation angle detection means for detecting the rotation angle of the electric motor;
A twist angle estimating means for estimating a twist angle of the elastic buffer mechanism;
Crank angle estimating means for estimating the absolute angle of the crankshaft from the rotation angle of the electric motor, the estimated value of the torsion angle, and the engine crank angle reference point signal;
Control means for controlling at least one of the engine and the electric motor based on the estimated absolute angle of the crankshaft;
A control apparatus for a hybrid vehicle including:   The control apparatus for a hybrid vehicle according to claim 1, wherein the torsion angle estimation means estimates the torsion angle of the elastic buffer mechanism by using the rotation angle signal detected by the rotation angle detection means and the motor torque as inputs.   Engine torque estimation means for estimating torque generated by the engine is further provided, and the torsion angle estimator receives the rotation angle signal detected by the rotation angle detection means, the motor torque, and the engine torque estimation value as inputs. The hybrid vehicle control device according to claim 1, wherein the twist angle is estimated.

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