内燃机的停止控制装置

摘要

在适用于曲轴(11a)经由扭振减震器(14)与输入轴(15)连接的内燃机(11)的停止控制装置中，在内燃机(11)的运转时曲轴(11a)旋转的方向为正转方向，曲轴(11a)相对于输入轴(15)向正转方向侧前进时的扭振减震器(14)的扭转角为正。在规定的内燃机停止条件成立的情况下，实施从第一MG(12)输出转矩的停止控制，以使曲轴(11a)减速。控制从第一MG(12)输出转矩的正时，以便扭振减震器(14)的扭转角的正的一侧的峰值发生在内燃机(11)的膨胀行程中。

权利要求

1.一种停止控制装置，所述停止控制装置适用于曲轴经由扭振减震器与转动部件连接的内燃机，其中，当所述内燃机运转时所述曲轴旋转的方向为正转方向，

所述曲轴向所述正转方向旋转的转矩为正，

所述曲轴相对于所述转动部件向所述正转方向侧前进时的所述扭振减震器的扭转角为正，所述内燃机停止时的所述内燃机的转矩的最后的正的一侧的峰值发生于所述内燃机的转速比所述扭振减震器的共振频率低时，所述停止控制装置配备有电动机和停止机构，所述电动机能够向所述曲轴输出转矩，在规定的内燃机停止条件成立的情况下，所述停止机构实施从所述电动机输出转矩的停止控制，以便使所述曲轴减速，所述停止机构使所述曲轴停止，以便所述扭振减震器的扭转角的正的一侧的峰值发生于所述内燃机的膨胀行程中的所述内燃机的转矩的峰值时。

2.一种停止控制装置，所述停止控制装置适用于曲轴经由扭振减震器与转动部件连接的内燃机，其中，当所述内燃机运转时所述曲轴旋转的方向为正转方向，

所述曲轴向所述正转方向旋转的转矩为正，

所述曲轴相对于所述转动部件向所述正转方向侧前进时的所述扭振减震器的扭转角为正，所述内燃机停止时的所述内燃机的转矩的最后的正的一侧的峰值发生于所述内燃机的转速比所述扭振减震器的共振频率高时，所述停止控制装置配备有电动机和停止机构，所述电动机能够向所述曲轴输出转矩，在规定的内燃机停止条件成立的情况下，所述停止机构实施从所述电动机输出转矩的停止控制，以便使所述曲轴减速，所述停止机构使所述曲轴停止，以便所述扭振减震器的扭转角的负的一侧的峰值发生于所述内燃机的膨胀行程中的所述内燃机的转矩的峰值时。

3.如权利要求1或2所述的停止控制装置，其中，在所述内燃机的转速小于等于预先设定的规定的判定转速、且所述内燃机的曲轴角在预先设定的规定的判定范围内的情况下，所述停止机构开始所述停止控制。

说明书

内燃机的停止控制装置

技术领域

[0001] 本发明涉及适用于曲轴经由扭振减震器与转动部件连接的内燃机的停止控制装置。

背景技术

[0002] 已知有通过利用发电电动机产生与内燃机的转矩变动相位相反的转矩变动来降低内燃机的转矩变动的装置(参照专利文献1)。另外，在该专利文献1的装置中，控制曲轴和副飞轮的连接及切断、进行内燃机的转矩变动与发电电动机的转矩变动的相位统一，提高由此产生的降低转矩变动的效果。此外，作为与本发明相关的现有技术文献，还存在着专利文献2、3。

[0003] 现有技术文献

[0004] 专利文献

[0005] 专利文献1：日本特开平11－082094号公报

[0006] 专利文献2：日本特许第4161645号公报

[0007] 专利文献3：日本特开2012－218696号公报

发明内容

[0008] 发明所要解决的课题

[0009] 在专利文献1的装置中，在对蓄电池的充电被限制的情况下，存在着不能利用发电电动机产生相位相反的转矩变动的可能性。因此，在专利文献1的装置中，在这种情况下，不能恰当地抑制内燃机的转矩变动。

[0010] 因此，本发明的目的是提供一种内燃机的停止控制装置，所述内燃机的停止控制装置能够利用与过去不同的方法来降低使内燃机停止时的振动及噪音。

[0011] 解决课题的手段

[0012] 本发明的第一种停止控制装置，所述停止控制装置适用于曲轴经由扭振减震器与转动部件连接的内燃机，其中，当所述内燃机运转时所述曲轴旋转的方向为正转方向，将所述曲轴相对于所述转动部件向所述正转方向侧前进时的所述扭振减震器的扭转角为正，所述内燃机停止时的所述内燃机的转矩的最后的正的一侧的峰值发生于所述内燃机的转速比所述扭振减震器的共振频率低时，所述停止控制装置配备有电动机和停止机构，所述电动机能够向所述曲轴输出转矩，在规定的内燃机停止条件成立的情况下，所述停止机构实施从所述电动机输出转矩的停止控制，以便使所述曲轴减速，所述停止机构使所述曲轴停止，以便所述扭振减震器的扭转角的正的一侧的峰值发生于所述内燃机的膨胀行程中。

[0013] 如众所周知的，在膨胀行程中，赋予将曲轴向正转方向旋转驱动的转矩被施加给曲轴。另一方面，在扭转角达到正的一侧的峰值之后，扭振减震器开始向与正转方向相反的反转方向侧扭转。因此，在扭振减震器中，产生反转方向的转矩。在本发明的第一种停止控制装置中，扭振减震器的扭转角的正的一侧的峰值产生于膨胀行程中。因此，可以利用内燃机的转矩减弱在扭振减震器中产生的转矩。从而，可以抑制扭振减震器的扭转振动。由于借此可以降低曲轴及转动部件的振动，所以，可以降低使内燃机停止时的振动。另外，通过这样降低振动，可以降低噪音。

[0014] 本发明的第二种停止控制装置，所述停止控制装置适用于曲轴经由扭振减震器与转动部件连接的内燃机，其中，当所述内燃机运转时所述曲轴旋转的方向为正转方向，所述曲轴向所述正转方向旋转的转矩为正，所述曲轴相对于所述转动部件向所述正转方向侧前进时的所述扭振减震器的扭转角为正，所述内燃机停止时的所述内燃机的转矩的最后的正的一侧的峰值发生于所述内燃机的转速比所述扭振减震器的共振频率高时，所述停止控制装置配备有电动机和停止机构，所述电动机能够向所述曲轴输出转矩，在规定的内燃机停止条件成立的情况下，所述停止机构实施从所述电动机输出转矩的停止控制，以便使所述曲轴减速，所述停止机构使所述曲轴停止，以便所述扭振减震器的扭转角的负的一侧的峰值发生于所述内燃机的膨胀行程中。

[0015] 在内燃机的转速比扭振减震器的共振频率高的情况下，即使内燃机的转矩被输入到扭振减震器，扭振减震器也不能追随该被输入的转矩。因此，被输入的转矩的影响滞后地出现在扭振减震器的扭转振动中，在本发明的第二种停止控制装置中，在内燃机的转速比扭振减震器的共振频率高时，产生内燃机的转矩的最后的正的一侧的峰值。因此，在内燃机的转速比共振频率高时，将内燃机的转矩输入到扭振减震器中。因此，在第二种停止控制装置中，扭振减震器的扭转角的负的一侧的峰值发生于内燃机的膨胀行程中。这样，考虑到扭振减震器的随动性，通过输入内燃机的转矩，与第一种停止控制装置一样，可以利用内燃机的转矩减弱由扭振减震器产生的转矩。因此，可以抑制扭振减震器的扭转振动。从而，可以降低使内燃机停止时的振动及噪音。

[0016] 在本发明的第一或者第二种停止控制装置的一种实施方式中，也可以在所述内燃机的转速小于等于预先设定的规定的判定转速、且所述内燃机的曲轴角在预先设定的规定的判定范围内的情况下，所述停止机构开始所述停止控制。这样，通过基于内燃机的转速及曲轴角两者来调整开始停止控制的正时，可以分别操作扭振减震器的扭转振动的相位和内燃机的转矩脉动的相位。

附图说明

[0017] 图1是概略地表示搭载了组装有根据本发明的第一种方式的停止控制装置的内燃机的混合动力车辆的图。

[0018] 图2是表示发动机的转矩、将发动机的转矩与由减震器的恢复力产生的转矩合成的合成转矩、以及减震器的扭转角的时间变化的一个例子的图。

[0019] 图3是表示使发动机停止时的发动机转速、第一MG转矩、曲轴角以及减震器的扭转角的时间变化的一个例子的图。

[0020] 图4是表示控制装置实施的发动机停止控制程序的流程图。

[0021] 图5是表示使组装有根据本发明的第二种方式的停止控制装置的内燃机停止时的发动机转速、第一MG转矩、曲轴角、发动机的转矩脉动、以及减震器的扭转角的时间变化的一个例子的图。

[0022] 图6是将用于计算减震器的扭转角的公式作为传递函数，将发动机的转矩作为输入，将减震器的扭转角作为输出的情况下的波德(Bode)曲线图(对数频率特性区曲线)。

[0023] 图7是表示在发动机的转矩的频率比减震器的共振频率高的情况下的发动机的转矩和减震器的扭转角的相位关系的一个例子的图。

[0024] 图8是表示在发动机的转矩的频率比减震器的共振频率低的情况下的、发动机的转矩与减震器的扭转角的相位关系的一个例子的图。

具体实施方式

[0025] (第一种方式)

[0026] 参照图1～图4对于根据本发明的第一种方式的停止控制装置进行说明。图1概略地表示混合动力车辆1。如该图所示，混合动力车辆1的驱动装置10配备有内燃机(下面有时称之为发动机)11、第一电动发动机(下面，有时简称为第一MG)12、以及第二电动发电机(下面，有时简称为第二MG)13。发动机11构成为直列四气缸的内燃机。由于该发动机11是搭载在车辆上的公知的装置，所以，省略其详细的说明。第一MG12及第二MG13是作为电动机及发电机起作用的公知的电动发电机。

[0027] 发动机11的曲轴11a经由扭振减震器(下面，简称为减震器)14及输入轴15与动力分配装置16连接。因此，输入轴15相当于本发明的转动部件。该减震器14是具有允许弹性的扭转的结构的公知的减震器机构。因此，省略其详细的说明。在动力分配机构16上还连接有第一MG12的转子轴12a。

[0028] 动力分配机构16构成为单小齿轮型的行星齿轮机构构成。动力分配机构16配备有作为外齿齿轮的太阳齿轮S1、相对于该太阳齿轮S1同轴地配置的作为内齿齿轮的齿圈R1、可自转并且能够在太阳齿轮S1的周围公转地保持与这些齿轮S1、R1啮合的小齿轮P1的行星齿轮架C1。太阳齿轮S1与第一MG12的转子轴12a成一体旋转地连接。行星齿轮架C1与输入轴15成一体旋转地连接。齿圈R1与输出齿轮17成一体旋转地连接。输出齿轮17与设置在差动机构18的壳体上的齿圈18a啮合。差动机构18是将传递给齿圈18a的动力分配给左右驱动轮
2的公知的机构。

[0029] 第二MG13的转子轴13a经由减速机构19与输出齿轮17连接。减速机构19构成为单小齿轮型的行星齿轮机构。减速机构19配备有：作为外齿齿轮的太阳齿轮S2、相对于该太阳齿轮S2同轴地配置的作为内齿齿轮的齿圈R2、以及能够自转并且能够在太阳齿轮S2的周围公转地保持与这些齿轮S2、R2啮合的小齿轮P2的行星齿轮架C2。太阳齿轮S2与第二MG13的转子轴13a成一体旋转地连接。行星齿轮架C2不能旋转地固定于驱动装置10的壳体10a上。齿圈R2与输出齿轮17成一体旋转地连接。

[0030] 发动机11、第一MG12及第二MG13的动作由控制装置20控制。控制装置20构成为包含微处理器及其工作所需的RAM、ROM等外围设备的计算机单元。控制装置20保存有使车辆恰当地行驶用的各种控制程序。控制装置20通过实施这些程序，进行对发动机11及各个MG12、13等控制对象的控制。在控制装置20上连接有取得与车辆有关的信息的各种传感器。例如，在控制装置20上连接有曲轴角传感器21。曲轴角传感器21输出对应于曲轴11a的角度(曲轴角)的信号。此外，在控制装置20上连接有各种传感器、开关等，但是，省略了它们的图示。

[0031] 控制装置20，在发动机11的运转中，在规定的发动机停止条件成立的情况下，将发动机11停止。车辆1设置有多个行驶模式。作为多个行驶模式，设置有只利用第二MG13对驱动轮2进行驱动的EV行驶模式、以及主要利用发动机11对驱动轮2进行驱动的发动机行驶模式等，在该车辆1中，在起步时或者低速行驶时，将行驶模式切换成EV行驶模式。因此，例如，在车辆1停止了的情况下，或者在车速小于等于预先设定的判定速度等情况下，被判定为发动机停止条件成立。

[0032] 在使发动机11停止时，在向发动机11的燃料供应的停止之后，控制装置20实施从第一MG12输出转矩来降低曲轴11a的转速的停止控制。并且，由此迅速地使发动机11停止。这时，由于发动机11的转速与输入轴15的转速之差，减震器14扭转，在减震器14上产生扭转振动。因此，控制装置20操作发动机11的转矩脉动的相位与减震器14的扭转振动的相位的关系，借助发动机11的转矩脉动，降低该减震器14的扭转振动。

[0033] 参照图2对于降低扭转振动的方法进行说明。图2表示发动机11的转矩Te、将发动机11的转矩Te和由减震器14的恢复力产生的转矩Tdamp合成的合成转矩Te+Tdamp、以及减震器14的扭转角α的时间变化的一个例子。另外，在本发明中，将发动机11在运转中旋转的方向定义为正转方向，将其相反方向定义为反转方向。并且，将正转方向的转矩定义为正的转矩，将反转方向的转矩定义为负的转矩。扭转角α以减震器14不扭转时作为基准，即，作为0°。并且，将曲轴11a相对于输入轴15向正转方向侧前进的情况定义为正。因此，在输入轴15相对于曲轴11a向正转方向侧前进的情况变成负。

[0034] 在发动机11的各个气缸中，依次反复进行进气行程、压缩行程、膨胀行程以及排气行程各个行程。如众所周知的那样，由于在压缩行程，利用活塞压缩气缸内的气体，所以，对曲轴11a施加负的转矩。另一方面，在膨胀行程，由于被压缩的气体推压活塞，所以，对曲轴11a施加正的转矩。在进气行程及排气行程，进气门及排气门中的至少一个开启。因此，在这些行程中，几乎不对曲轴11a施加转矩。如上所述，膨胀行程是压缩行程的下一个行程。因此，发动机11的转矩Te，如该图所示，逐渐降低变成负的峰值，紧接其后，行程从压缩行程转移到膨胀行程，变成正的峰值。另外，转矩Te在正的峰值之后，逐渐降低再度变成负的峰值。
转矩Te反复这样变化。另外，在第一种方式中，在发动机11停止时，发动机11的转矩脉动的最后的正的一侧峰值以比减震器14的共振频率低的转速产生。

[0035] 与此相对，减震器14的扭转角α，如该图所示，以一定的周期交替产生正的一侧峰值和负的一侧峰值地变化。另外，该周期由减震器14的规格、例如减震器14的弹簧常数等决定。

[0036] 在本发明中，如该图所示，操作发动机11的转矩脉动的相位和减震器14的扭转振动的相位的关系,以便减震器14的扭转角α的正的一侧峰值发生于膨胀行程中。如该图所示，扭转角α在达到正的一侧峰值之后变成负的一侧。即，扭转角α达到正的一侧的峰值之后，减震器14开始向反转方向侧扭转。在这种情况下，减震器14相对于曲轴11a的旋转滞后地扭转。因此，由减震器14的恢复力产生的转矩Tdamp变成负的转矩。与此相对，在膨胀行程，曲轴11a被向正转方向旋转驱动。因此，如上所述，对曲轴11a施加正的转矩。从而，如该图所示，将它们合成的合成转矩Te+Tdamp变小。借此，减震器14的扭转振动被抑制。

[0037] 控制装置20调整开始停止控制的正时、即从第一MG12输出转矩的正时，以便发动机11的转矩脉动的相位和减震器14的扭转振动的相位的关系变成这样的关系。具体地说，在发动机11的转速小于等于预先设定的规定的判定转速、且曲轴角变成在预先设定的规定的判定范围内的情况下，控制装置20开始停止控制。另外，对于判定转速，例如，被设定成怠速运转转速。判定范围被设定成使得如果从该范围内的曲轴角开始停止控制、则减震器14的扭转角α的正的一侧的峰值发生于膨胀行程中。减震器14的扭转振动或发动机11的膨胀行程的正时由发动机11的技术参数及减震器14的技术参数决定。因此，根据这些技术参数来适当地设定判定范围即可。另外，也可以通过实验或者数值计算等求出判定范围。

[0038] 图3表示在这样调整了停止控制的开始正时的情况下的发动机11的转速、第一MG12的转矩、曲轴角、以及减震器14的扭转角α的时间变化。另外，该图的虚线表示调整了开始正时的情况下的变化。另外，在该图中，作为比较例，表示了在曲轴角处于判定范围之外时开始停止控制的情况下的发动机11的转速、第一MG12的转矩、曲轴角、以及减震器14的扭转角α的时间变化。另外，该图的实线是比较例。

[0039] 如可以从该图看出的那样，在发动机11的转速小于等于判定转速、且当曲轴角变成在判定范围内时开始了停止控制的情况下，可以减小减震器14的扭转角α的变动。另一方面，在如比较例所示，在曲轴角在判定范围之外时开始停止控制的情况下，减震器14的扭转角α的变动在曲轴11a的即将停止前被增大。

[0040] 图4表示控制装置20为了这样降低减震器14的扭转振动而实施的发动机停止控制程序。该控制程序在发动机11的运转中以规定的周期被反复实施。另外，通过实施该控制程序，控制装置20起着作为本发明的停止机构的作用。

[0041] 在该控制程序中，控制装置20首先在步骤S11取得发动机11的运转状态。作为发动机11的运转状态，取得曲轴角及曲轴11a的转速等。另外，曲轴11a的转速基于曲轴角传感器21的输出信号取得即可。

[0042] 在下一个步骤S12，控制装置20判定使发动机11停止的规定的发动机停止条件是否成立。该发动机停止条件，如上所述，例如，在车辆1停止了的情况下，或者在车速小于等于预先设定的判定速度等情况下，判定为成立。在判定为发动机停止条件不成立的情况下，结束本次的控制程序。

[0043] 另一方面，在判定为发动机停止条件成立的情况下，进入步骤S13，控制装置20判定发动机11的转速是否小于等于判定转速。在判定为发动机11的转速比判定转速大的情况下，结束本次的控制程序。另一方面，在判定为发动机11的转速小于等于判定转速的情况下，进入步骤S14，控制装置20判定曲轴角是否在判定范围内。在判定为曲轴角在判定范围之外的情况下，结束本次的控制程序。

[0044] 另一方面，在判定为曲轴角在判定范围内的情况下，进入步骤S15，控制装置20实施停止控制。借此，从第一MG12输出转矩，开始曲轴11a的转速的下降。之后，结束本次的控制程序。

[0045] 如以上说明的那样，根据第一种方式，由于调整从第一MG12输出转矩的正时,以便减震器14的扭转角α的正的一侧峰值发生于膨胀行程中，所以，可以抑制减震器14的扭转振动。借此，在使发动机11停止时，可以降低曲轴11a及输入轴15的振动。另外，借此，可以抑制在动力分配机构16中齿轮振动而产生打齿声。因此，可以降低异响。进而，在第一种方式中，由于利用发动机11的转矩脉动抑制减震器14的扭转振动，所以，可以降低为了抑制该振动而消耗的能量。

[0046] 另外，在该第一种方式中，当减震器14的扭转角α的负的一侧峰值发生于膨胀行程中时，减震器14的扭转振动被增大。如图2所示，扭转角α在达到负的一侧的峰值之后向正的一侧变化。在这种情况下，减震器14向正转方向侧扭转。即，减震器14以相对于曲轴11a的旋转前进的方式扭转。因此，由减震器14的恢复力产生的转矩Tdamp变成正的转矩。并且，在膨胀行程，对曲轴11a施加正的转矩。从而，这些转矩相互加强，合成转矩Te+Tdamp变大。因此，减震器14的扭转振动被增大。因此，在这种方式中，也可以调整从第一MG12输出转矩的正时,以便减震器14的扭转角α的负的一侧峰值不发生于膨胀行程中。借此，至少可以避免减震器14的扭转振动被增大。另外，这种控制，在下面所述的情况下实施即可：即，不能调整从第一MG12输出转矩的正时来使减震器14的扭转角α的正的一侧峰值发生于膨胀行程中。

[0047] (第二种方式)

[0048] 其次，参照图5～图8对于根据本发明的第二种方式的停止控制装置进行说明。另外，在这种方式中，对于车辆1，参照图1。另外，在这种方式中，对于与第一种方式共同的部分赋予相同的附图标记，省略其说明。

[0049] 图5表示在使这种方式的发动机11停止时的发动机11的转速、第一MG12的转矩、曲轴角、发动机11的转矩脉动以及减震器14的扭转角α的时间变化的一个例子。该图的“ω0”表示减震器14的共振频率。如图所示,在该方式中,当使发动机11停止时,发动机11的转矩的最后的正的一侧的峰值在比减震器14的共振频率ω0高的转速下产生。由该图的圆圈A所圈的峰值是最后的正的一侧的峰值。另外，如上所述，在第一个方式中，发动机11的转矩的最后的正的一侧的峰值在比减震器14的共振频率ω0低的转速下产生。

[0050] 减震器14的扭转角α可以以下面的公式(1)来计算。另外，该公式中的“Te”表示发动机11的转矩。“ω0”表示减震器14的共振频率。“ω”表示发动机11的转速。“t”表示时间。

[0051] [数学公式1]

[0052]

[0053] 图6是表示以该公式(1)作为传递函数制成的波德曲线图。在该波德曲线图中，将发动机11的转矩Te作为输入，将减震器14的扭转角α作为输出。另外，该图的横轴是对数刻度。如可以从该图看出的那样，在比共振频率ω0高的频率，相位变为0°，在比共振频率ω0低的频率，相位变为－180°。即，以共振频率ω0为界，相位反转。因此，当输入到减震器14的发动机11的转矩的频率比共振频率ω0高时，减震器14不能跟踪该输入的转矩，输入的转矩的影响滞后地出现在减震器14的扭转振动中。

[0054] 图7表示在发动机11的转矩的频率、即发动机11的转速比共振频率ω0高的情况下的发动机11的转矩和减震器14的扭转角α的相位关系的一个例子。图8表示在发动机11的频率的频率比共振频率ω0低的情况下的、发动机11的转矩和减震器14的扭转角α的相位关系的一个例子。如可以从图7中看出的那样，在发动机11的转矩的频率比共振频率ω0高的情况下，通过使发动机11的转矩的正的峰值与扭转角α的负的一侧的峰值相一致，可以降低减震器14的扭转振动。另一方面，如可以从图8中看出的那样，在发动机11的转矩的频率比共振频率ω0低的情况下，通过使发动机11的转矩的正的峰值与扭转角α的正的一侧的峰值相一致，可以降低减震器14的扭转振动。

[0055] 因此，在转矩的最后的正的一侧的峰值在比共振频率ω0大的转速下发生的情况下，操作发动机11的转矩脉动的相位和减震器14的扭转振动的相位的关系，以便减震器14的扭转角α的负的一侧的峰值发生在膨胀行程中。另外，在这种方式中，在使发动机11停止时，通过调整从第一MG12输出转矩的正时，操作它们的相位关系。因此，在这种方式中，控制装置20实施图4的控制程序。但是，在这种方式中，设定判定范围，以使得减震器14的扭转角α的负的一侧的峰值发生在膨胀行程中。转矩的最后的正的一侧的峰值是否在比共振频率ω0大的转速下发生，根据发动机11的技术参数即减震器14的技术参数决定。因此，在这种方式中，判定范围根据它们的技术参数被适当地设定。

[0056] 如以上说明的那样，在第二种方式中，在使发动机11停止时，发动机11的转矩的最后的正的一侧的峰值在发动机11的转速比共振频率ω0高时发生。因此，调整从第一MG12输出转矩的正时，以便减震器14的扭转角α的负的一侧的峰值发生在膨胀行程中。由于借此可以抑制减震器14的扭转振动，所以，在使发动机11停止时，可以降低曲轴11a及输入轴15的振动。另外，由于借此可以抑制在动力分配机构16中产生的打齿声，所以，可以降低噪音。

[0057] 如上所述，在发动机11的转速比共振频率ω0高时发生发动机11的转矩的最后的正的一侧的峰值的情况下，被输入减震器14的转矩的影响滞后地出现在减震器14的振动中。因此，在该第二种方式中，当减震器14的扭转角α的正的一侧的峰值发生在膨胀行程中时，减震器14的扭转振动被增大。因此，在该方式中，也可以调整从第一MG12输出转矩的正时，以便在膨胀行程中不发生减震器14的扭转角α的正的一侧的峰值。借此，至少可以避免减震器14的扭转振动被增大。另外，这种控制可以在不能调整从第一MG12输出转矩的正时来使减震器14的扭转角α的负的一侧的峰值发生在膨胀行程中的情况下实施。

[0058] 本发明并不局限于上述方式，可以利用各种方式来实施。例如，本发明适用的内燃机的气缸数并不局限于四个气缸。也可以应用于两个气缸的内燃机或者三个气缸的内燃机，或者，以可以应用于具有五个以上的气缸的内燃机。