CN102729816A - 车辆 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种能够抑制电动机的牵连旋转的损失的车辆。在后轮驱动装置(1)的驱动力大致为零的状态下驱动车辆(3)时或仅利用前轮驱动装置(6)的驱动力来驱动车辆(3)时，控制装置(8)将液压制动器(60A、60B)连结而使液压制动器(60A、60B)成为连接状态，并且，进行控制电动机(2A、2B)的损失减少控制，来减少通过将液压制动器(60A、60B)形成为连接状态而向后轮(Wr)传递的电动机(2A、2B)和动力传递路径中的至少一方的损失。

Description

车辆

技术领域

本发明涉及将驱动前轮的驱动装置和驱动后轮的驱动装置分别设置的车辆。

背景技术

专利文献1涉及一种具备前轮驱动装置和后轮驱动装置的四轮驱动车，在后轮驱动装置设有能够将作为驱动源的电动机断开的离合器。并且，记载有如下的情况，即，当在离合器上产生拖曳转矩时，以使后轮转速与前轮转速一致的方式进行控制电动机的转速的电动机牵连旋转控制(日语：モ一タ連れ回り制御)。

【在先技术文献】

【专利文献】

【专利文献1】日本特开2005-349917号公报

然而，在专利文献1所记载的四轮驱动车中，以使后轮转速与前轮转速一致的方式进行电动机牵连旋转控制，因此在由于路面状况而前轮发生紧急空转时，因后轮进行转速匹配，从而四轮可能全部成为打滑状态。而且，想要避免这种情况时，控制变得复杂。

发明内容

本发明鉴于上述课题而提出，其目的在于提供一种能够抑制电动机的牵连旋转的损失的车辆。

为了实现上述目的，本发明的第一方面涉及一种车辆(例如，后述的实施方式的车辆3)，其具备：对作为前轮及后轮中的一方的第一驱动轮(例如，后述的实施方式的后轮Wr)进行驱动的第一驱动装置(例如，后述的实施方式的后轮驱动装置1)；对作为该前轮及后轮中的另一方的第二驱动轮(例如，后述的实施方式的前轮Wf)进行驱动的第二驱动装置(例如，后述的实施方式的前轮驱动装置6)，所述车辆的特征在于，所述第一驱动装置具备产生车辆的驱动力的电动机(例如，后述的实施方式的电动机2A、2B)、控制所述电动机的电动机控制装置(例如，后述的实施方式的控制装置8)、设置在所述电动机与所述第一驱动轮的动力传递路径上且通过分离(日语：解放)或接合而将电动机侧与第一驱动轮侧形成为断开状态或连接状态的断接机构(例如，后述的实施方式的液压制动器60A、60B)、控制所述断接机构的断接机构控制装置(例如，后述的实施方式的控制装置8)，在所述第一驱动装置的驱动力大致为零的状态下驱动车辆时或仅利用所述第二驱动装置的驱动力来驱动车辆时，所述断接机构控制装置将所述断接机构接合而使其成为连接状态，并且，所述电动机控制装置进行控制所述电动机的损失减少控制(例如，后述的实施方式的电动机端零转矩控制、车轮端零转矩控制)，来减少通过将所述断接机构形成为连接状态而向所述第一驱动轮传递的所述电动机和所述动力传递路径中的至少一方的损失。

另外，本发明的第二方面以第一方面所记载的结构为基础，其特征在于，所述损失减少控制中取得所述电动机的损失和所述动力传递路径的损失，并以减少所述电动机的损失和所述动力传递路径的损失这两方的损失的方式控制所述电动机。

另外，本发明的第三方面以第一方面记载的结构为基础，其特征在于，所述损失减少控制中取得所述电动机的损失，并以减少所述电动机的损失的方式控制所述电动机。

另外，本发明的第四方面以第一方面记载的结构为基础，其特征在于，所述损失减少控制中取得所述动力传递路径的损失，并以减少所述动力传递路径的损失的方式控制所述电动机。

另外，本发明的第五方面以第二～第四方面中任一方面记载的结构为基础，其特征在于，所述损失根据所述电动机的转速、构成所述动力传递路径的旋转构件的转速、温度中的至少一个来求得。

另外，本发明的第六方面以第二～第四方面中任一方面记载的结构为基础，其特征在于，所述损失根据所述电动机的电流来求得。

另外，本发明的第七方面以第五方面记载的结构为基础，其特征在于，所述损失预先试验性地测定或算出并进行存储。

另外，本发明的第八方面以第一～第七方面中任一方面记载的结构为基础，其特征在于，还具备单向动力传递机构(例如，后述的实施方式的单向离合器50)，该单向动力传递机构在所述电动机与所述第一驱动轮的动力传递路径上与所述断接机构并列地设置，在电动机侧的正向的旋转动力向第一驱动轮侧输入时成为卡合状态，且在电动机侧的反向的旋转动力向第一驱动轮侧输入时成为非卡合状态，在第一驱动轮侧的正向的旋转动力向电动机侧输入时成为非卡合状态，且在第一驱动轮侧的反向的旋转动力向电动机侧输入时成为卡合状态。

为了实现上述目的，本发明的第九方面涉及一种车辆，其具备：对作为前轮及后轮中的一方的第一驱动轮(例如，后述的实施方式的后轮Wr)进行驱动的第一驱动装置(例如，后述的实施方式的后轮驱动装置1)；对作为该前轮及后轮中的另一方的第二驱动轮(例如，后述的实施方式的前轮Wf)进行驱动的第二驱动装置(例如，后述的实施方式的前轮驱动装置6)，所述车辆的特征在于，所述第一驱动装置具备产生车辆的驱动力的与所述第一驱动轮始终连接的电动机(例如，后述的实施方式的电动机2A、2B)、控制所述电动机的电动机控制装置(例如，后述的实施方式的控制装置8)，在所述第一驱动装置的驱动力大致为零的状态下驱动车辆时或仅利用所述第二驱动装置的驱动力来驱动车辆时，所述电动机控制装置进行控制所述电动机的损失减少控制(例如，后述的实施方式的电动机端零转矩控制、车轮端零转矩控制)，来减少向所述第一驱动轮传递的所述电动机和所述动力传递路径中的至少一方的损失。

另外，本发明的第十方面以第九方面记载的结构为基础，其特征在于，所述损失根据所述电动机的转速和温度中的至少一个来求得。

另外，本发明的第十一方面以第九方面记载的结构为基础，其特征在于，所述损失根据所述电动机的电流来求得。

另外，本发明的第十二方面以第十方面记载的结构为基础，其特征在于，所述损失预先试验性地测定或算出并进行存储。

【发明效果】

根据本发明的第一方面，在第一驱动装置的驱动力大致为零的状态下驱动车辆时或仅利用第二驱动装置的驱动力来驱动车辆时，通过将断接机构形成为连接状态，从而能够省去再次驱动第一驱动装置的电动机时的转速对合(日语：回転数合わせ)。这种情况下，在断接机构接合时，电动机及其传递路径成为损失，对车轮施加负载(负转矩)，因此通过控制电动机来减少其损失，而能够提高车辆的通过性(日语：走破性)。

根据本发明的第二方面，取得(包括推定、检测。以下相同)电动机的损失和动力传递路径的损失而进行损失减少控制，从而考虑了大致全部的损失，因此能够使第一驱动轮处的与损失相伴的负转矩大致成为零。

根据本发明的第三方面，由于仅取得电动机的损失，因此损失的取得容易。

根据本发明的第四方面，能够减少动力传递路径的损失的影响。

根据本发明的第五方面，能够容易推定损失。

根据本发明的第六方面，通过根据电动机的电流来求出电动机的损失，从而能够提高损失推定的精度。

根据本发明的第七方面，通过预先求出损失，从而不需要逐次的损失计算(推定)。

根据本发明的第八方面，在电动机侧的正向的旋转动力向第一驱动轮侧输入时，单向动力传递机构成为卡合状态，利用单向动力传递机构能够进行动力传递，因此能够使断接机构分离或减弱断接机构的连接状态下的接合力，从而能够减少与断接机构的接合相伴的能量。

根据本发明的第九方面，在第一驱动轮的驱动力大致为零的状态下驱动车辆时或仅利用第二驱动装置的驱动力来驱动车辆时，由于电动机的损失而向车轮施加负载(负转矩)，因此通过控制电动机来减少其损失，从而能够提高车辆的通过性。

根据本发明的第十方面，能够容易推定损失。

根据本发明的第十一方面，通过根据电动机的电流来求出电动机的损失，从而能够提高损失推定的精度。

根据本发明的第十二方面，通过预先求出损失，从而不需要逐次的损失计算(推定)。

附图说明

图1是表示本发明的车辆的一实施方式即混合动力车辆的简要结构的框图。

图2是后轮驱动装置的一实施方式的纵向剖视图。

图3是图2所示的后轮驱动装置的局部放大图。

图4是表示将后轮驱动装置搭载于车架的状态的立体图。

图5是控制液压制动器的液压控制装置的液压回路图，是表示未供给液压的状态的液压回路图。

图6(a)是低压油路切换阀位于低压侧位置时的说明图，(b)是低压油路切换阀位于高压侧位置时的说明图。

图7(a)是制动油路切换阀位于闭阀位置时的说明图，(b)是制动油路切换阀位于开阀位置时的说明图。

图8(a)是电磁阀的非通电时的说明图，(b)是电磁阀的通电时的说明图。

图9是行驶中且液压制动器的分离状态(EOP：低压模式)下的液压控制装置的液压回路图。

图10是液压制动器的弱接合状态(EOP：低压模式)下的液压控制装置的液压回路图。

图11是液压制动器的接合状态(EOP：高压模式)下的液压控制装置的液压回路图。

图12是表示电动液压泵的负载特性的曲线图。

图13是配合电动机的动作状态和液压回路的状态来记载车辆状态下的前轮驱动装置与后轮驱动装置的关系的表。

图14是停车中的后轮驱动装置的速度共线图。

图15是前进低车速时的后轮驱动装置的速度共线图。

图16是前进中车速时的后轮驱动装置的速度共线图。

图17是减速再生时的后轮驱动装置的速度共线图。

图18是前进高车速时的后轮驱动装置的速度共线图。

图19是后退时的后轮驱动装置的速度共线图。

图20是图16的前进中车速时的未进行损失减少控制的状态的速度共线图。

图21是图16的前进中车速时的进行了电动机端零转矩控制的状态的速度共线图。

图22是表示进行电动机端零转矩控制的电动机控制装置的系统的图。

图23是图16的前进中车速时的进行了车轮端零转矩控制的状态的速度共线图。

图24是表示进行车轮端零转矩控制的电动机控制装置的系统的图。

符号说明：

1后轮驱动装置(第一驱动装置)

2A、2B电动机

6前轮驱动装置(第二驱动装置)

8控制装置(电动机控制装置，断接机构控制装置)

50单向离合器(单向动力传递机构)

60A、60B液压制动器(断接机构)

Wf前轮(第二驱动轮)

Wr后轮(第一驱动轮)

具体实施方式

首先，基于图1～图4，说明本发明的车辆的一实施方式。

本发明的车辆例如使用于图1所示的驱动系统的车辆。图1所示的车辆3是在车辆前部具有将内燃机4和电动机5串联连接的驱动装置6(以下，称为前轮驱动装置)的混合动力车辆，该前轮驱动装置6的动力经由变速器7向前轮Wf传递，另一方面，与该前轮驱动装置6分开而设置在车辆后部的驱动装置1(以下，称为后轮驱动装置)的动力向后轮Wr(RWr、LWr)传递。前轮驱动装置6的电动机5和后轮Wr侧的后轮驱动装置1的电动机2A、2B与蓄电池9连接，能够进行来自蓄电池9的电力供给和向蓄电池9的能量再生。符号8是用于进行车辆整体的各种控制的控制装置。需要说明的是，也可以使用驱动装置6作为后轮驱动装置，并使用驱动装置1作为前轮驱动装置，但在本实施方式中，以驱动装置6为前轮驱动装置并以驱动装置1为后轮驱动装置进行说明。

图2是表示后轮驱动装置1的整体的纵向剖视图，在该图中，10A、10B是车辆3的后轮Wr侧的左右的车轴，沿车宽方向配置在同轴上。后轮驱动装置1的减速器壳体11整体形成为大致圆筒状，在其内部，车轴驱动用的电动机2A、2B和对该电动机2A、2B的驱动旋转进行减速的行星齿轮式减速器12A、12B与车轴10A、10B配置在同轴上。该电动机2A及行星齿轮式减速器12A控制左后轮LWr，电动机2B及行星齿轮式减速器12B控制右后轮RWr，电动机2A及行星齿轮式减速器12A与电动机2B及行星齿轮式减速器12B在减速器壳体11内，在车宽方向上左右对称地配置。并且，如图4所示，减速器壳体11由作为车辆3的骨架的车架的一部分即车架构件13的支承部13a、13b、及未图示的后轮驱动装置1的车架来支承。支承部13a、13b在车宽方向上相对于车架构件13的中心左右设置。需要说明的是，图4中的箭头表示将后轮驱动装置1搭载于车辆3的状态下的位置关系。

在减速器壳体11的左右两端侧内部分别固定有电动机2A、2B的定子14A、14B，在该定子14A、14B的内周侧配置有可旋转的环状的转子15A、15B。在转子15A、15B的内周部结合有围绕车轴10A、10B的外周的圆筒轴16A、16B，该圆筒轴16A、16B以与车轴10A、10B同轴且能够相对旋转的方式经由轴承19A、19B支承在减速器壳体11的端部壁17A、17B和中间壁18A、18B上。而且，在圆筒轴16A、16B的一端侧的外周且减速器壳体11的端部壁17A、17B上设有分解器20A、20B，该分解器20A、20B用于将转子15A、15B的旋转位置信息向电动机2A、2B的控制器(未图示)反馈。

另外，行星齿轮式减速器12A、12B具备太阳齿轮21A、21B、与该太阳齿轮21啮合的多个行星齿轮22A、22B、对这些行星齿轮22A、22B进行支承的行星轮架23A、23B、与行星齿轮22A、22B的外周侧啮合的内齿轮24A、24B，从太阳齿轮21A、21B输入电动机2A、2B的驱动力，减速后的驱动力通过行星轮架23A、23B输出。

太阳齿轮21A、21B一体地形成于圆筒轴16A、16B。而且，例如图3所示，行星齿轮22A、22B是具有与太阳齿轮21A、21B直接啮合的大径的第一小齿轮26A、26B和比该第一小齿轮26A、26B小径的第二小齿轮27A、27B的双联小齿轮，所述第一小齿轮26A、26B和第二小齿轮27A、27B以同轴且沿轴向错开的状态一体形成。该行星齿轮22A、22B由行星轮架23A、23B支承，行星轮架23A、23B经由轴承33A、33B而由中间壁18A、18B支承，并且，其轴向内侧端部向径向内侧延伸而与车轴10A、10B花键嵌合且被支承为能够一体旋转。

此外，中间壁18A、18B对收容电动机2A、2B的电动机收容空间和收容行星齿轮式减速器12A、12B的减速器空间进行分隔，以彼此的轴向间隔从外径侧向内径侧变宽的方式弯曲构成。而且，在中间壁18A、18B的内径侧且在行星齿轮式减速器12A、12B侧配置支承行星轮架23A、23B的轴承33A、33B，并且在中间壁18A、18B的外径侧且在电动机2A、2B侧配置定子14A、14B用的总线环(bus ring)41A、41B(参照图2)。

内齿轮24A、24B具备：内周面与小径的第二小齿轮27A、27B啮合的齿轮部28A、28B；比齿轮部28A、28B小径，且在减速器壳体11的中间位置彼此对置配置的小径部29A、29B；将齿轮部28A、28B的轴向内侧端部和小径部29A、29B的轴向外侧端部沿径向连结的连结部30A、30B。在该实施方式的情况下，内齿轮24A、24B的最大半径设定成比第一小齿轮26A、26B的距车轴10A、10B的中心的最大距离小。小径部29A、29B分别与后述的单向离合器50的内圈51花键嵌合，内齿轮24A、24B与单向离合器50的内圈51一体旋转。

然而，在减速器壳体11与内齿轮24A、24B之间确保有圆筒状的空间部，在该空间部内，构成对内齿轮24A、24B进行制动的制动机构的液压制动器60A、60B与第一小齿轮26A、26B在径向上重叠，且与第二小齿轮27A、27B在轴向上重叠。液压制动器60A、60B中，与在减速器壳体11的内径侧沿轴向延伸的筒状的外径侧支承部34的内周面进行了花键嵌合的多个固定板35A、35B和与内齿轮24A、24B的外周面进行了花键嵌合的多个旋转板36A、36B沿轴向交替配置，这些板35A、35B、36A、36B通过环状的活塞37A、37B进行接合及分离操作。活塞37A、37B以进退自如的方式收容在环状的气缸室38A、38B内，该气缸室38A、38B形成在从减速器壳体11的中间位置向内径侧延伸设置的左右分割壁39、由左右分割壁39连结的外径侧支承部34及内径侧支承部40之间，通过向气缸室38A、38B的高压油的导入来使活塞37A、37B前进，通过从气缸室38A、38B排出油来使活塞37A、37B后退。需要说明的是，如图4所示，液压制动器60A、60B与配置在前述的车架构件13的支承部13a、13b之间的电动液压泵70连接。

另外，更详细而言，活塞37A、37B在轴向前后具有第一活塞壁63A、63B和第二活塞壁64A、64B，这些活塞壁63A、63B、64A、64B由圆筒状的内周壁65A、65B连结。因此，虽然在第一活塞壁63A、63B与第二活塞壁64A、64B之间形成有向径向外侧开口的环状空间，但该环状空间由固定在气缸室38A、38B的外壁内周面上的分隔构件66A、66B分隔成轴向左右两部分。减速器壳体11的左右分割壁39与第二活塞壁64A、64B之间作为直接导入高压油的第一动作室S1(参照图5)，分隔构件66A、66B与第一活塞壁63A、63B之间作为通过形成在内周壁65A、65B上的贯通孔而与第一动作室S1导通的第二动作室S2(参照图5)。第二活塞壁64A、64B与分隔构件66A、66B之间与大气压导通。

在该液压制动器60A、60B中，从后述的液压回路71向第一动作室S1和第二动作室S2导入油，通过作用在第一活塞壁63A、63B和第二活塞壁64A、64B上的油的压力能够使固定板35A、35B与旋转板36A、36B相互按压。因此，通过轴向左右的第一、第二活塞壁63A、63B、64A、64B能够获得大的受压面积，因此能够在抑制活塞37A、37B的径向的面积的状态下得到对固定板35A、35B和旋转板36A、36B的大的按压力。

在该液压制动器60A、60B的情况下，固定板35A、35B由从减速器壳体11延伸出的外径侧支承部34支承，而旋转板36A、36B由内齿轮24A、24B支承，因此当两板35A、35B、36A、36B被活塞37A、37B按压时，由于两板35A、35B、36A、36B间的摩擦接合，而对内齿轮24A、24B作用制动力并将其固定，当从该状态将活塞37A、37B产生的接合分离时，允许内齿轮24A、24B的自由旋转。

另外，在轴向上对置的内齿轮24A、24B的连结部30A、30B之间也确保有空间部，在该空间部内配置有对内齿轮24A、24B仅传递一方向的动力且断开另一方向的动力的单向离合器50。单向离合器50是在内圈51与外圈52之间夹设有多个楔块53的部件，其内圈51通过花键嵌合而与内齿轮24A、24B的小径部29A、29B一体旋转。而且，外圈52由内径侧支承部40定位并止旋。单向离合器50在车辆3利用电动机2A、2B的动力运转时进行卡合而锁定内齿轮24A、24B的旋转。更具体而言，单向离合器50在电动机2A、2B侧的正向(使车辆3前进时的旋转方向)的旋转动力向后轮Wr侧输入时成为卡合状态，并且在电动机2A、2B侧的反向的旋转动力向后轮Wr侧输入时成为非卡合状态，在后轮Wr侧的正向的旋转动力向电动机2A、2B侧输入时成为非卡合状态，并且在后轮Wr侧的反向的旋转动力向电动机2A、2B侧输入时成为卡合状态。

这样，在本实施方式的后轮驱动装置1中，在电动机2A、2B与后轮Wr的动力传递路径上并列设置有单向离合器50和液压制动器60A、60B。

接下来，参照图5～图8，说明构成后轮驱动装置1的液压控制装置的液压回路。

液压回路71能够将从配设于油底壳80的吸入口70a吸入且从电动液压泵70喷出的油经由低压油路切换阀73和制动油路切换阀74向液压制动器60A、60B的第一动作室S1供给，并且能够经由低压油路切换阀73向电动机2A、2B及行星齿轮式减速器12A、12B等的润滑·冷却部91供给。在减速器壳体11积存有从电动液压泵70喷出且向电动机2A、2B及行星齿轮式减速器12A、12B等的润滑·冷却部91供给的油。行星轮架23A、23B的下部和电动机2A、2B的下部浸在油中。电动液压泵70能够通过由无位置传感器·无电刷直流电动机构成的电动机90以高压模式和低压模式这至少两个模式进行运转(工作)，且由PID控制来控制。需要说明的是，符号92是检测制动油路77的油温的油温传感器。

低压油路切换阀73与构成管线油路75的电动液压泵70侧的第一管线油路75a、构成管线油路75的制动油路切换阀74侧的第二管线油路75b、以及第一低压油路76a、第二低压油路76b连接，其中，该第一低压油路76a与润滑·冷却部91连通，该第二低压油路76b与润滑·冷却部91连通。而且，低压油路切换阀73具备：使第一管线油路75a与第二管线油路75b始终连通，并使管线油路75选择性地与第一低压油路76a或第二低压油路76b连通的阀芯73a；对阀芯73a朝向连通管线油路75和第一低压油路76a的方向(图5中的右方)施力的弹簧73b；利用管线油路75的液压对阀芯73a朝向连通管线油路75和第二低压油路76b的方向(图5中的左方)按压的油室73c。因此，阀芯73a由弹簧73b朝向连通管线油路75和第一低压油路76a的方向(图5中的右方)施力，且由向图中右端的油室73c输入的管线油路75的液压朝向连通管线油路75和第二低压油路76b的方向(图5中的左方)按压。

在此，弹簧73b的作用力如下这样设定：在电动液压泵70以低压模式运转中，在向油室73c输入的管线油路75的液压的作用下，如图6(a)所示，阀芯73a不移动，将管线油路75从第二低压油路76b断开并使管线油路75与第一低压油路76a连通(以下，将图6(a)的阀芯73a的位置称为低压侧位置)，在电动液压泵70以高压模式运转中，在向油室73c输入的管线油路75的液压的作用下，如图6(b)所示，阀芯73a移动，将管线油路75从第一低压油路76a断开并使管线油路75与第二低压油路76b连通(以下，将图6(b)的阀芯73a的位置称为高压侧位置)。

制动油路切换阀74与构成管线油路75的第二管线油路75b、制动油路77连接，并经由高位排泄管78而与积存部79连接，其中，该制动油路77与液压制动器60A、60B连接。而且，制动油路切换阀74具备：将第二管线油路75b与制动油路77连通·断开的阀芯74a；对阀芯74a朝向将第二管线油路75b与制动油路77断开的方向(图5中的右方)施力的弹簧74b；利用管线油路75的液压对阀芯74a朝向连通第二管线油路75b和制动油路77的方向(图5中的左方)按压的油室74c。因此，阀芯74a由弹簧74b朝向将第二管线油路75b与制动油路77断开的方向(图5中的右方)施力，且能够通过向油室74c输入的管线油路75的液压朝向连通第二管线油路75b和制动油路77的方向(图5中的左方)按压。

弹簧74b的作用力如下这样设定：在电动液压泵70以低压模式及高压模式运转中，在向油室74c输入的管线油路75的液压的作用下，使阀芯74a从图7(a)的闭阀位置向图7(b)的开阀位置移动，将制动油路77从高位排泄管78断开并使制动油路77与第二管线油路75b连通。即，无论电动液压泵70以低压模式运转还是以高压模式运转，向油室74c输入的管线油路75的液压均超过弹簧74b的作用力，将制动油路77从高位排泄管78断开并使制动油路77与第二管线油路75b连通。

在将第二管线油路75b与制动油路77断开的状态下，液压制动器60A、60B经由制动油路77和高位排泄管78而与积存部79连通。在此，积存部79配设于在铅垂方向上比油底壳80高的位置，更优选积存部79的铅垂方向最上部配设于在铅垂方向上比液压制动器60A、60B的第一动作室S1的铅垂方向最上部与铅垂方向最下部的中分点高的位置。因此，在制动油路切换阀74闭阀的状态下，积存在液压制动器60A、60B的第一动作室S1内的油不直接向油底壳80排出，而向积存部79排出并蓄积在积存部79中。需要说明的是，从积存部79溢出的油向油底壳80排出。而且，高位排泄管78的积存部侧端部78a与积存部79的底面连接。

制动油路切换阀74的油室74c能够经由液控油路81和电磁阀83而与构成管线油路75的第二管线油路75b连接。电磁阀83由通过控制装置8控制的电磁三通阀构成，在控制装置8未向电磁阀83的电磁元件174(参照图8)通电的非通电时，将第二管线油路75b与液控油路81连接，并向油室74c输入管线油路75的液压。

如图8所示，电磁阀83具备：三通阀构件172；设置于壳体构件173，接受经由未图示的线缆供给的电力而励磁的电磁元件174；接受电磁元件174的励磁力而被向右方拉拽的电磁阀芯175；由在壳体构件173的中心形成的弹簧保持凹部173a收容，且对电磁阀芯175向左方施力的电磁弹簧176；设置在三通阀构件172内，对电磁阀芯175的进退进行引导而使电磁阀芯175滑动自如的引导构件177。

三通阀构件172是大致有底圆筒状的构件，具有：沿着其中心线从右端部到大致中间部形成的右部凹状孔181；同样地沿着中心线从左端部到右部凹状孔181的附近形成的左部凹状孔182；在右部凹状孔181与左部凹状孔182之间沿着与中心线正交的方向形成的第一径向孔183；与右部凹状孔181的大致中间部连通，且沿着与中心线正交的方向形成的第二径向孔184；沿着中心线形成，且将左部凹状孔182与第一径向孔183连通的第一轴向孔185；沿着中心线形成，且将第一径向孔183与右部凹状孔181连通的第二轴向孔186。

另外，在三通阀构件172的左部凹状孔182的底部放入对第一轴向孔185进行开闭的能够沿左右方向移动的球187，并且在左部凹状孔182的入口侧嵌合有限制球187的脱离的帽188。而且，在帽188上沿着中心线形成有与第一轴向孔185连通的贯通孔188a。

另外，第二轴向孔186通过与在左右移动的电磁阀芯175的左端部形成的开闭突起175a的根部的接触或非接触而开闭。而且，对第一轴向孔185进行开闭的球187在左右移动的电磁阀芯175的开闭突起175a的前端部的作用下左右移动。

并且，在电磁阀83中，由于未对电磁元件174通电(未供给电力)，而如图8(a)所示，电磁阀芯175受到电磁弹簧176的作用力而向左移动，电磁阀芯175的开闭突起175a的前端部按压球187，从而将第一轴向孔185打开，并且电磁阀芯175的开闭突起175a的根部与第二轴向孔186接触，从而将第二轴向孔186闭塞。由此，构成管线油路75的第二管线油路75b从第一轴向孔185和第一径向孔183经由液控油路81而与油室74c连通(以下，有时将图8(a)的电磁阀芯175的位置称为开阀位置)。

另外，通过对电磁元件174通电(电力供给)，如图8(b)所示，电磁阀芯175受到电磁元件174的励磁力而克服电磁弹簧176的作用力向右移动，来自贯通孔188a的液压按压球187，从而将第一轴向孔185闭塞，电磁阀芯175的开闭突起175a的根部从第二轴向孔186离开，从而第二轴向孔186打开。由此，积存于油室74c的油经由第一径向孔183、第二轴向孔186及第二径向孔184向油底壳80排出，并将第二管线油路75b与液控油路81断开(以下，将图8(b)的电磁阀芯175的位置称为闭阀位置)。

另外，返回图5，在液压回路71中，第一低压油路76a与第二低压油路76b在下游侧合流而构成共用的低压共用油路76c，在合流部连接有溢流阀84，在低压共用油路76c的管线压力成为规定压力以上时，溢流阀84将低压共用油路76c内的油经由溢流排泄管86向油底壳80排出，而使液压下降。

在此，如图6所示，在第一低压油路76a和第二低压油路76b分别形成有作为流路阻力机构的节流部85a、85b，第一低压油路76a的节流部85a比第二低压油路76b的节流部85b大径。因此，第二低压油路76b的流路阻力比第一低压油路76a的流路阻力大，使电动液压泵70以高压模式运转中的第二低压油路76b处的减压量大于使电动液压泵70以低压模式运转中的第一低压油路76a处的减压量，从而高压模式及低压模式下的低压共用油路76c的液压大致相等。

如此，就与第一低压油路76a和第二低压油路76b连接的低压油路切换阀73而言，在电动液压泵70以低压模式运转中，弹簧73b的作用力大于油室73c内的液压，在弹簧73b的作用力下，使阀芯73a位于低压侧位置，将管线油路75从第二低压油路76b断开并使管线油路75与第一低压油路76a连通。在第一低压油路76a中流动的油在节流部85a受到流路阻力而减压，经由低压共用油路76c而到达润滑·冷却部91。另一方面，在电动液压泵70以高压模式运转中，油室73c内的液压大于弹簧73b的作用力，阀芯73a克服弹簧73b的作用力而位于高压侧位置，将管线油路75从第一低压油路76a断开并使管线油路75与第二低压油路76b连通。在第二低压油路76b中流动的油在节流部85b受到比节流部85a大的流路阻力而减压，并经由低压共用油路76c而到达润滑·冷却部91。

因此，当电动液压泵70从低压模式切换成高压模式时，根据管线油路75的液压的变化而自动地从流路阻力小的油路切换成流路阻力大的油路，因此在高压模式时能抑制向润滑·冷却部91供给过度的油。

另外，在从低压共用油路76c至润滑·冷却部91的油路上设有其他的作为流路阻力机构的多个节流部85c。多个节流部85c以第一低压油路76a的节流部85a的最小流路截面积小于多个节流部85c的最小流路截面积的方式设定。即，第一低压油路76a的节流部85a的流路阻力比多个节流部85c的流路阻力设定得大。此时，多个节流部85c的最小流路截面积为各节流部85c的最小流路截面积的总和。由此，能够利用第一低压油路76a的节流部85a和第二低压油路76b的节流部85b调整成流过所希望的流量。

在此，控制装置8(参照图1)是用于进行车辆整体的各种控制的控制装置，向控制装置8输入车速、转向角、油门踏板开度AP、移动位置、SOC、油温、电动机2A、2B的转速等，另一方面，从控制装置8输出控制内燃机4的信号、控制电动机2A、2B的信号、表示蓄电池9的发电状态·充电状态·放电状态等的信号、对电磁阀83的电磁元件174的控制信号、控制电动液压泵70的控制信号等。

即，控制装置8至少具备作为控制电动机2A、2B的电动机控制装置的功能和作为断接机构控制装置的功能，其中，断接机构控制装置控制作为断接机构的液压制动器60A、60B。作为断接机构控制装置的控制装置8基于电动机2A、2B的驱动状态及/或电动机2A、2B的驱动指令(驱动信号)，来控制电动液压泵70和电磁阀83的电磁元件174。

接下来，说明后轮驱动装置1的液压回路71的动作。

图5表示停车中的液压制动器60A、60B分离的状态的液压回路71。在该状态下，控制装置8不使电动液压泵70运转。由此，低压油路切换阀73的阀芯73a位于低压侧位置，制动油路切换阀74的阀芯74a位于闭阀位置，不向液压回路71供给液压。

图9表示车辆行驶中的液压制动器60A、60B分离的状态。在该状态下，控制装置8使电动液压泵70以低压模式运转。而且，控制装置8对电磁阀83的电磁元件174通电，将第二管线油路75b与液控油路81断开。由此，制动油路切换阀74的阀芯74a在弹簧74b的作用力的作用下位于闭阀位置，从而将第二管线油路75b与制动油路77断开并将制动油路77与高位排泄管78连通，从而将液压制动器60A、60B分离。并且，制动油路77经由高位排泄管78与积存部79连接。

另外，低压油路切换阀73中，由于弹簧73b的作用力大于向图中右端的油室73c输入的电动液压泵70的低压模式下运转中的管线油路75的液压，因此阀芯73a位于低压侧位置，将管线油路75从第二低压油路76b断开并使管线油路75与第一低压油路76a连通。由此，管线油路75的油经由第一低压油路76a在节流部85a减压，向润滑·冷却部91供给。

图10表示液压制动器60A、60B弱接合的状态下的液压回路71。需要说明的是，弱接合是指虽然能够进行动力传递，但相对于液压制动器60A、60B的接合状态的接合力，以弱接合力接合的状态。此时，控制装置8使电动液压泵70以低压模式运转。而且，控制装置8未对电磁阀83的电磁元件174通电，从而向制动油路切换阀74的油室74c输入第二管线油路75b的液压。由此，油室74c内的液压大于弹簧74b的作用力，使阀芯74a位于开阀位置，将制动油路77与高位排泄管78断开并将第二管线油路75b与制动油路77连通，使液压制动器60A、60B进行弱接合。

低压油路切换阀73此时也与液压制动器60A、60B的分离时同样，弹簧73b的作用力大于向图中右端的油室73c输入的电动液压泵70的低压模式下运转中的管线油路75的液压，因此阀芯73a位于低压侧位置，将管线油路75从第二低压油路76b断开并使管线油路75与第一低压油路76a连通。由此，管线油路75的油经由第一低压油路76a在节流部85a减压，向润滑·冷却部91供给。

图11表示液压制动器60A、60B接合的状态下的液压回路71。此时，控制装置8使电动液压泵70以高压模式运转。而且，控制装置8未向电磁阀83的电磁元件174通电，从而向制动油路切换阀74的右端的油室74c输入第二管线油路75b的液压。由此，油室74c内的液压大于弹簧74b的作用力，使阀芯74a位于开阀位置，将制动油路77与高位排泄管78断开，并将第二管线油路75b与制动油路77连通，液压制动器60A、60B进行接合。

低压油路切换阀73中，向电动液压泵70的高压模式下运转中的图中右端的油室73c输入的管线油路75的液压大于弹簧73b的作用力，因此阀芯73a位于高压侧位置，将管线油路75从第一低压油路76a断开并使管线油路75与第二低压油路76b连通。由此，管线油路75的油经由第二低压油路76b在节流部85b减压，向润滑·冷却部91供给。

如此，控制装置8通过控制电动液压泵70的运转模式(工作状态)和电磁阀83的开闭，来将液压制动器60A、60B分离或接合，从而能够将电动机2A、2B侧和后轮Wr侧切换成断开状态及连接状态，并且控制液压制动器60A、60B的接合力。

图12是表示电动液压泵70的负载特性的曲线图。

如图12所示，与高压模式(液压PH)相比，低压模式(液压PL)能够维持油的供给流量并同时将电动液压泵70的功率减少至1/4～1/5左右。即，在低压模式下，电动液压泵70的负载小，与高压模式相比，能够减少驱动电动液压泵70的电动机90的消耗电力。

图13是配合电动机2A、2B的动作状态和液压回路71的状态来记载各车辆状态下的前轮驱动装置6与后轮驱动装置1的关系的图。图中，前单元表示前轮驱动装置6，后单元表示后轮驱动装置1，后电动机表示电动机2A、2B，EOP表示电动液压泵70，SOL表示电磁元件174，OWC表示单向离合器50，BRK表示液压制动器60A、60B。而且，图14～图19表示后轮驱动装置1的各状态下的速度共线图，左侧的S、C分别表示与电动机2A连结的行星齿轮式减速器12A的太阳齿轮21A和与车轴10A连结的行星轮架23A，右侧的S、C分别表示与电动机2B连结的行星齿轮式减速器12B的太阳齿轮21B和与车轴10B连结的行星轮架23B，R表示内齿轮24A、24B，BRK表示液压制动器60A、60B，OWC表示单向离合器50。在以下的说明中，将基于电动机2A、2B的车辆前进时的太阳齿轮21A、21B的旋转方向作为正向。而且，图中，从停车中的状态开始，上方为正向的旋转，下方为反向的旋转，上方的箭头表示正向的转矩，下方的箭头表示反向的转矩。

停车中，既未驱动前轮驱动装置6也未驱动后轮驱动装置1。因此，如图14所示，后轮驱动装置1的电动机2A、2B停止，车轴10A、10B也停止，因此在所有的要素上均未作用转矩。在该车辆3的停车中，液压回路71如图5所示，电动液压泵70未运转，虽然电磁阀83的电磁元件174未通电，但未供给液压，因此液压制动器60A、60B分离(OFF)。而且，单向离合器50由于电动机2A、2B为非驱动而未卡合(OFF)。

并且，将点火装置接通后，EV起步、EV常速等电动机效率高的前进低车速时，为基于后轮驱动装置1的后轮驱动。如图15所示，当以使电动机2A、2B正向旋转的方式进行动力运转驱动(日语：力行駆動)时，在太阳齿轮21A、21B上施加有正向的转矩。此时，如上所述，单向离合器50卡合而内齿轮24A、24B被锁定。由此，行星轮架23A、23B正向旋转而进行前进行驶。需要说明的是，来自车轴10A、10B的行驶阻力反向地作用于行星轮架23A、23B。如此，在车辆3起步时，将点火装置接通而提升电动机2A、2B的转矩，由此，单向离合器50机械性地卡合而内齿轮24A、24B被锁定。

此时，液压回路71如图10所示，电动液压泵70以低压模式(Lo)运转，电磁阀83的电磁元件174未通电(OFF)，液压制动器60A、60B成为弱接合状态。如此，在电动机2A、2B的正向的旋转动力向后轮Wr侧输入时，单向离合器50成为卡合状态，仅利用单向离合器50就能够进行动力传递，但通过预先将与单向离合器50并列设置的液压制动器60A、60B也形成为弱接合状态，并将电动机2A、2B侧与后轮Wr侧形成为连接状态，从而即使在来自电动机2A、2B侧的正向的旋转动力的输入暂时下降而单向离合器50成为非卡合状态的情况下，也能够抑制在电动机2A、2B侧和后轮Wr侧不能进行动力传递的情况。而且，在向后述的减速再生转变时，不需要用于将电动机2A、2B侧与后轮Wr侧形成为连接状态的转速控制。此时的液压制动器60A、60B的接合力成为比后述的减速再生时或后退时弱的接合力。通过使单向离合器50为卡合状态时的液压制动器60A、60B的接合力比单向离合器50为非卡合状态时的液压制动器60A、60B的接合力弱，从而能减少液压制动器60A、60B的接合用的消耗能量。而且，在该状态下，如上述那样，管线油路75的油也经由第一低压油路76a在节流部85a减压，向润滑·冷却部91供给，来进行润滑·冷却部91的润滑及冷却。

车速从前进低车速行驶开始上升而达到发动机效率高的前进中车速行驶时，从基于后轮驱动装置1的后轮驱动成为基于前轮驱动装置6的前轮驱动。如图16所示，当电动机2A、2B的动力运转驱动停止时，要前进行驶的正向的转矩从车轴10A、10B作用于行星轮架23A、23B，因此如上述那样，单向离合器50成为非卡合状态。

此时，液压回路71如图10所示，电动液压泵70以低压模式(Lo)运转，电磁阀83的电磁元件174成为非通电(OFF)，液压制动器60A、60B成为弱接合状态。如此，在后轮Wr侧的正向的旋转动力向电动机2A、2B侧输入时，单向离合器50成为非卡合状态，仅利用单向离合器50不能进行动力传递，但通过预先将与单向离合器50并列设置的液压制动器60A、60B弱接合，并将电动机2A、2B侧与后轮Wr侧形成为连接状态，而能够保持为可进行动力传递的状态，从而在向后述的减速再生时的转变时不需要转速控制。需要说明的是，此时的液压制动器60A、60B的接合力也为比后述的减速再生时或后退时弱的接合力。并且，在该状态下，如上述那样，管线油路75的油经由第一低压油路76a在节流部85a减压，向润滑·冷却部91供给，来进行润滑·冷却部91的润滑及冷却。

在该前进中车速行驶中，由于将液压制动器60A、60B形成为弱接合状态，而电动机2A、2B发生牵连旋转，在后轮Wr上产生与电动机2A、2B的牵连旋转相伴的负转矩，但在本发明中，通过后述的损失减少控制，来抵消在后轮Wr上产生的负转矩。

从图15或图16的状态要对电动机2A、2B进行再生驱动时，如图17所示，要继续前进行驶的正向的转矩从车轴10A、10B作用于行星轮架23A、23B，因此如上述那样，单向离合器50成为非卡合状态。

此时，液压回路71如图11所示，电动液压泵70以高压模式(Hi)运转，电磁阀83的电磁元件174为非通电(OFF)，液压制动器60A、60B成为接合状态(ON)。因此，内齿轮24A、24B被固定且在电动机2A、2B上作用有反向的再生制动转矩，利用电动机2A、2B进行减速再生。如此，在后轮Wr侧的正向的旋转动力向电动机2A、2B侧输入时，单向离合器50成为非卡合状态，仅利用单向离合器50不能进行动力传递，但通过预先将与单向离合器50并列设置的液压制动器60A、60B接合，并将电动机2A、2B侧与后轮Wr侧形成为连接状态，而能够保持为可进行动力传递的状态，在该状态下，通过将电动机2A、2B控制成再生驱动状态，而能够使车辆3的能量再生。而且在该状态下，如上述那样，管线油路75的油经由第二低压油路76b在节流部85b减压，向润滑·冷却部91供给，来进行润滑·冷却部91的润滑及冷却。

接下来，在加速时，成为前轮驱动装置6与后轮驱动装置1的四轮驱动，后轮驱动装置1为与图15所示的前进低车速时相同的状态，液压回路71也成为图10所示的状态。

在前进高车速时，成为基于前轮驱动装置6的前轮驱动。如图18所示，当电动机2A、2B停止动力运转驱动时，要前进行驶的正向的转矩从车轴10A、10B作用于行星轮架23A、23B，因此如上述那样，单向离合器50成为非卡合状态。

此时，液压回路71如图9所示，电动液压泵70以低压模式(Lo)运转，电磁阀83的电磁元件174被通电(ON)，液压制动器60A、60B成为分离状态(OFF)。因此，防止电动机2A、2B的牵连旋转，从而在基于前轮驱动装置6的高车速时防止电动机2A、2B成为过旋转的情况。而且在该状态下，如上述那样，管线油路75的油经由第一低压油路76a在节流部85a减压，向润滑·冷却部91供给，来进行润滑·冷却部91的润滑及冷却。

在后退时，如图19所示，若对电动机2A、2B进行反向动力运转驱动，则在太阳齿轮21A、21B施加有反向的转矩。此时，如上述那样，单向离合器50成为非卡合状态。

此时，液压回路71如图11所示，电动液压泵70以高压模式(Hi)运转，电磁阀83的电磁元件174为非通电(OFF)，液压制动器60A、60B成为接合状态。因此，内齿轮24A、24B被固定，行星轮架23A、23B反向旋转而进行后退行驶。需要说明的是，来自车轴10A、10B的行驶阻力正向作用于行星轮架23A、23B。如此，在电动机2A、2B侧的反向的旋转动力向后轮Wr侧输入时，单向离合器50成为非卡合状态，仅利用单向离合器50不能进行动力传递，但通过预先将与单向离合器50并列设置的液压制动器60A、60B接合，并将电动机2A、2B侧与后轮Wr侧形成为连接状态，从而能够保持为可进行动力传递，通过电动机2A、2B的旋转动力能够使车辆3后退。而且在该状态下，如上述那样，管线油路75的油经由第二低压油路76b在节流部85b减压，向润滑·冷却部91供给，来进行润滑·冷却部91的润滑及冷却。

如此，后轮驱动装置1根据车辆3的行驶状态，换言之，根据电动机2A、2B的旋转方向是正向还是反向，以及是否从电动机2A、2B侧和后轮Wr侧中的哪个输入动力，来控制液压制动器60A、60B的接合·分离，而且即使在液压制动器60A、60B的接合时也能调整接合力。

在此，详细地说明本发明中的损失减少控制。

首先，参照图20，说明在图16中说明的前进中车速时未进行损失减少控制的情况。

在前进中车速时，如上述那样，液压制动器60A、60B成为弱接合状态，但此时，要前进行驶的正向的行驶转矩Tc从车轴10A、10B作用于行星轮架23A、23B，液压制动器60A、60B的接合力Fr反向作用于内齿轮24A、24B，电动机侧损失引起的阻力Fs反向作用于太阳齿轮21A、21B。

电动机侧损失是指电动机2A、2B的损失(以下，也称为MOT损失)和构成动力传递路径的行星齿轮式减速器12A、12B等的损失(以下，也称为传递路径损失)。MOT损失具体而言主要为电动机2A、2B的摩擦损失、铜损、铁损，传递路径损失是作用在作为电动机2A、2B的输出轴发挥功能的圆筒轴16A、16B及太阳齿轮21A、21B上的摩擦损失。

另外，电动机侧损失引起的阻力Fs的分配力Fsd反向作用于行星轮架23A、23B。该分配力Fsd是当电动机侧损失引起的阻力Fs以通过液压制动器60A、60B固定的内齿轮24A、24B为支点，作用于力点即太阳齿轮21A、21B时，在作用点即行星轮架23A、23B上产生的力。在该行星轮架23A、23B产生的分配力Fsd作为车辆3的行驶中的阻力而作用于后轮Wr。

另外，作用于行星轮架23A、23B的行驶转矩Tc的分配力Tcd也正向地作用于太阳齿轮21A、21B。该行驶转矩Tc的分配力Tcd是行驶转矩Tc以通过液压制动器60A、60B固定的内齿轮24A、24B为支点，而作用于力点即行星轮架23A、23B时，在作用点即太阳齿轮21A、21B上产生的力。在该分配力Tcd的作用下，电动机2A、2B发生牵连旋转。

在本发明中，前进中车速时，即，在后轮驱动装置1的驱动力大致为零的状态下驱动车辆3时，或仅利用前轮驱动装置6的驱动力来驱动车辆3时，为了减少电动机侧损失，而进行控制电动机2A、2B的损失减少控制。作为这样的损失减少控制，对以下说明的电动机端零转矩控制和车轮端零转矩控制这两个控制方法进行说明。

<电动机端零转矩控制>

首先，参照图21及图22，说明电动机端零转矩控制。

电动机端零转矩控制是将电动机2A、2B在牵连旋转的状态下产生的负转矩(MOT损失)引起的阻力抵消的控制。

如图22所示，向构成控制装置8的一部分的电动机控制装置8A(MOTCTRL)输入由安装在电动机2A、2B上的旋转传感器94检测到的电动机2A、2B的转子的电角度θ、通过对电角度θ的检测值进行时间微分而算出的电动机2A、2B的转子的角速度ω、相电流传感器95检测到的U相电流Iu及W相电流Iw的各值、以及零转矩指令。

电动机2A、2B在由于作用在行星轮架23A、23B上的行驶转矩Tc的分配力Tcd而发生牵连旋转的状态下，电动机2A、2B产生与旋转对应的MOT损失，电动机控制装置8A根据电角度θ、角速度ω、相电流传感器95检测到的U相电流Iu及W相电流Iw，而取得MOT损失。

之后，电动机控制装置8A基于零转矩指令，以使取得的MOT损失大致成为零的方式，将电动机2A、2B控制成零转矩状态。

由此，MOT损失被抵消，在太阳齿轮21A、21B上作用有电动机侧损失中的仅由传递路径损失引起的阻力Fs′。因此，该行星轮架23A、23B上产生的分配力Fsd′也减少MOT损失量。

如此，在后轮驱动装置1的转矩大致为零的状态下驱动车辆3时或仅利用前轮驱动装置6的转矩来驱动车辆3时，通过进行电动机端零转矩控制，能够减少经由行星轮架23A、23B而在后轮Wr产生的负载(负转矩)，从而能够提高车辆3的通过性。需要说明的是，该电动机端零转矩控制与后述的车轮端零转矩控制相比，消耗电力少。

另外，在该电动机端零转矩控制中，由于仅抵消电动机2A、2B的损失，因此损失的取得容易。而且，在损失的取得中考虑了电动机2A、2B的电流值，因此能够高精度地推定损失。

<车轮端零转矩控制>

接下来，参照图23及图24，说明车轮端零转矩控制。

在车轮端零转矩控制中，控制装置8进行如下控制：为了使图20中说明的作用于太阳齿轮21A、21B上的由电动机侧损失引起的阻力Fs成为零，而使电动机2A、2B产生与MOT损失和传递路径损失相当的转矩即正向的转矩Tm，从而将MOT损失和传递路径损失引起的阻力抵消。

在车轮端零转矩控制中，根据电动机2A、2B的温度和转速(电动机转速)，基于预先试验性测定或算出并进行存储的损失MAP，取得MOT损失和传递路径损失的总损失、即电动机侧损失。并且，基于取得的电动机侧损失来决定转矩指令值。

向构成控制装置8的一部分的电动机控制装置8B(MOT CTRL)输入由安装在电动机2A、2B上的旋转传感器94检测到的电动机2A、2B的转子的电角度θ、通过对电角度θ的检测值进行时间微分而算出的电动机2A、2B的转子的角速度ω、相电流传感器95检测到的U相电流Iu及W相电流Iw的各值、以及转矩指令值。并且，电动机控制装置8B基于根据损失MAP而决定的转矩指令值，控制电动机2A、2B的产生转矩Tm，以将电动机侧损失抵消。

通过使电动机2A、2B产生与电动机侧损失相当的转矩即正向的转矩Tm(参照图23)，而将电动机侧损失抵消，即，将电动机侧损失引起的阻力Fs抵消。因此，作用在行星轮架23A、23B上的电动机侧损失引起的阻力Fs的分配力Fsd也大致成为零，在后轮Wr不再产生阻力。

如此，在后轮驱动装置1的驱动力大致为零的状态下驱动车辆3时或仅利用前轮驱动装置6的驱动力来驱动车辆3时，通过进行车轮端零转矩控制，而能够使经由行星轮架23A、23B而在后轮Wr上产生的负载(负转矩)大致成为零，从而能够提高车辆3的通过性。

另外，在该车轮端零转矩控制中，损失MAP预先试验性地测定或算出，并与电动机2A、2B的温度和转速建立关联而进行存储，因此不需要逐次的损失计算(推定)。需要说明的是，损失MAP无需与电动机2A、2B的温度和转速这双方建立关联，也可以仅与任一方建立关联。而且，作为转速，并未局限于电动机2A、2B的转速，也可以使用构成动力传递路径的旋转构件的转速，例如使用行星齿轮式减速器12A、12B的太阳齿轮21A、21B的转速。

另外，损失MAP也可以用于车轮端零转矩控制以外。例如，在损失MAP中，也可以将电动机2A、2B的转速、构成动力传递路径的旋转构件的转速、电动机2A、2B的温度中至少一个仅与电动机2A、2B的损失即MOT损失建立关联而进行存储，也可以将电动机2A、2B的转速、构成动力传递路径的旋转构件的转速、电动机2A、2B的温度中至少一个仅与构成动力传递路径的行星齿轮式减速器12A、12B等的损失即传递路径损失建立关联而进行存储。这些情况下，无法使经由行星轮架23A、23B而在后轮Wr产生的负载(负转矩)大致成为零，但在MOT损失和传递路径损失中的任一方大于另一方时，能够将大的一方的损失抵消。

如以上说明那样，根据本实施方式，在后轮驱动装置1的转矩大致为零的状态下驱动车辆3时或仅利用前轮驱动装置6的转矩来驱动车辆3时，通过将液压制动器60A、60B形成为连接状态，而能够省去再次驱动后轮驱动装置1的电动机2A、2B时的转速对合。这种情况下，在液压制动器60A、60B接合时，电动机2A、2B及其传递路径成为损失，对车轮Wr施加负载(负转矩)，因此控制装置8进行控制电动机2A、2B的损失减少控制，来减少因将液压制动器60A、60B形成为连接状态而在后轮Wr产生的电动机2A、2B和动力传递路径中至少一方的损失，从而能够提高车辆3的通过性。

另外，本实施方式的后轮驱动装置1中，在电动机2A、2B与后轮Wr的动力传递路径上，将单向离合器50与液压制动器60A、60B并列地设置，在电动机2A、2B侧的正向的旋转动力向后轮Wr侧输入时，单向离合器50成为卡合状态，利用单向离合器50能够进行动力传递，因此能够使液压制动器60A、60B分离或减弱液压制动器60A、60B的连接状态下的接合力，从而能够减少与液压制动器60A、60B的接合相伴的能量。

另外，作为本发明的车辆中的后轮驱动装置，并未局限于上述实施方式的后轮驱动装置1，只要具备产生车辆的驱动力的电动机和利用电动机的动力进行旋转的车轮即可，其结构并未限定，例如，也可以不具备作为单向动力传递机构的单向离合器50和作为断接机构的液压制动器60A、60B，而采用将电动机与车轮始终连接的结构。而且，也可以不具备作为变速器的行星齿轮式减速器12A、12B，而采用将电动机与车轮直接连结的结构。在这些使用了后轮驱动装置的车辆中，在前轮驱动装置的转矩大致成为零的状态下驱动车辆时或仅利用其它的驱动源的转矩来驱动车辆时，进行控制电动机的损失减少控制，来减少电动机和动力传递路径中的至少一方的损失，从而也能够提高车辆的通过性。

需要说明的是，本发明并未限定为上述的实施方式，可以适当进行变形、改良等。

即，在本发明的车辆中使用的后轮驱动装置只要具备电动机和车轮即可，其结构并未特别限定。

例如，无需在内齿轮24A、24B分别设置液压制动器60A、60B，只要在连结的内齿轮24A、24B上至少设置一个液压制动器和一个单向离合器即可。

另外，相反，内齿轮24A、24B也未必需要连结，可以在各自上设置单向离合器和液压制动器。

另外，作为变速器，例示了行星齿轮式减速器12A、12B，但并不局限于此，可以使用任意的变速器。并且，变速器也并非必须要设置。

另外，也可以利用一个电动机来控制右车轮和左车轮。

另外，作为断接机构，例示了液压制动器，但并不局限于此，可以任意选择机械式、电磁式等。

另外，前轮驱动装置也可以将电动机作为唯一的驱动源，而不使用内燃机。

Claims (12)

1.一种车辆，其具备：对作为前轮及后轮中的一方的第一驱动轮进行驱动的第一驱动装置；对作为该前轮及后轮中的另一方的第二驱动轮进行驱动的第二驱动装置，所述车辆的特征在于，

所述第一驱动装置具备产生车辆的驱动力的电动机、控制所述电动机的电动机控制装置、设置在所述电动机与所述第一驱动轮的动力传递路径上且通过分离或接合而将电动机侧与第一驱动轮侧形成为断开状态或连接状态的断接机构、控制所述断接机构的断接机构控制装置，在所述第一驱动装置的驱动力大致为零的状态下驱动车辆时或仅利用所述第二驱动装置的驱动力来驱动车辆时，所述断接机构控制装置将所述断接机构接合而使其成为连接状态，并且，所述电动机控制装置进行控制所述电动机的损失减少控制，来减少通过将所述断接机构形成为连接状态而向所述第一驱动轮传递的所述电动机和所述动力传递路径中的至少一方的损失。

2.根据权利要求1所述的车辆，其特征在于，

所述损失减少控制中取得所述电动机的损失和所述动力传递路径的损失，并以减少所述电动机的损失和所述动力传递路径的损失这两方的损失的方式控制所述电动机。

3.根据权利要求1所述的车辆，其特征在于，

所述损失减少控制中取得所述电动机的损失，并以减少所述电动机的损失的方式控制所述电动机。

4.根据权利要求1所述的车辆，其特征在于，

所述损失减少控制中取得所述动力传递路径的损失，并以减少所述动力传递路径的损失的方式控制所述电动机。

5.根据权利要求2～4中任一项所述的车辆，其特征在于，

所述损失根据所述电动机的转速、构成所述动力传递路径的旋转构件的转速、温度中的至少一个来求得。

6.根据权利要求2～4中任一项所述的车辆，其特征在于，

所述损失根据所述电动机的电流来求得。

7.根据权利要求5所述的车辆，其特征在于，

所述损失预先试验性地测定或算出并进行存储。

8.根据权利要求1～7中任一项所述的车辆，其特征在于，

还具备单向动力传递机构，该单向动力传递机构在所述电动机与所述第一驱动轮的动力传递路径上与所述断接机构并列地设置，在电动机侧的正向的旋转动力向第一驱动轮侧输入时成为卡合状态，且在电动机侧的反向的旋转动力向第一驱动轮侧输入时成为非卡合状态，在第一驱动轮侧的正向的旋转动力向电动机侧输入时成为非卡合状态，且在第一驱动轮侧的反向的旋转动力向电动机侧输入时成为卡合状态。

9.一种车辆，其具备：对作为前轮及后轮中的一方的第一驱动轮进行驱动的第一驱动装置；对作为该前轮及后轮中的另一方的第二驱动轮进行驱动的第二驱动装置，所述车辆的特征在于，

所述第一驱动装置具备产生车辆的驱动力的与所述第一驱动轮始终连接的电动机、控制所述电动机的电动机控制装置，在所述第一驱动装置的驱动力大致为零的状态下驱动车辆时或仅利用所述第二驱动装置的驱动力来驱动车辆时，所述电动机控制装置进行控制所述电动机的损失减少控制，来减少向所述第一驱动轮传递的所述电动机的损失。

10.根据权利要求9所述的车辆，其特征在于，

所述损失根据所述电动机的转速和温度中的至少一个来求得。

11.根据权利要求9所述的车辆，其特征在于，

所述损失根据所述电动机的电流来求得。

12.根据权利要求10所述的车辆，其特征在于，

所述损失预先试验性地测定或算出并进行存储。

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