CN103358901A - 车辆用驱动装置 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种控制性优越的车辆用驱动装置。所述车辆用驱动装置如下这样进行控制：将从环锁定状态向环自由状态切换后的第一及第二电动机(2A、2B)的限制转矩即环自由限制转矩设定为绝对值比切换时刻的环锁定状态下的第一及第二电动机(2A、2B)的上限转矩或环锁定限制转矩的绝对值大的值，或者设定为与切换时刻的环锁定状态下的第一及第二电动机(2A、2B)的上限转矩或环锁定限制转矩大致相等的值，且使第一及第二电动机(2A、2B)所产生的转矩小于环自由限制转矩。

Description

车辆用驱动装置
技术领域
本发明涉及设有对左车轮进行驱动的左车轮驱动装置和对右车轮进行驱动的右车轮驱动装置的车辆用驱动装置。
背景技术
在专利文献1中记载有一种车辆用驱动装置，其具备左车轮驱动装置和右车轮驱动装置，所述左车轮驱动装置具有对车辆的左车轮进行驱动的第一电动机、设置在第一电动机与左车轮的动力传递路径上的第一行星齿轮式变速器，所述右车轮驱动装置具有对车辆的右车轮进行驱动的第二电动机、设置在第二电动机与右车轮的动力传递路径上的第二行星齿轮式变速器。第一及第二行星齿轮式变速器中，在太阳齿轮上分别连接第一及第二电动机，在行星齿轮架上分别连接左车轮及右车轮，且齿环彼此相互连结。另外，在车辆用驱动装置中设置有通过使连结着的齿环分离或接合来对齿环的旋转进行制动的制动机构和单向离合器。
在专利文献1中记载了如下内容：将这样构成的车辆用驱动装置作为后轮驱动装置，并且在前轮上设置以发动机为驱动源的另外的前轮驱动装置，在发动机的效率高的高车速时将前轮驱动装置作为驱动源来利用，并且将后轮驱动装置的制动机构从接合状态切换成分离状态，由此来防止第一及第二电动机2A、2B成为过旋转的情况。
【专利文献1】日本特开2010-235051号公报
近年来，节能化及燃料利用率提高的要求、舒适性提高的要求等日益强烈，在专利文献1所记载的车辆用驱动装置中，就控制性来说还存在改善的余地。
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控制性优越的车辆用驱动装置。
为了实现上述的目的，本发明的第一方面提供一种车辆用驱动装置(例如，后述的实施方式中的后轮驱动装置1)，其具备：左车轮驱动装置，其具有对车辆的左车轮(例如，后述的实施方式中的左后轮LWr)进行驱动的第一电动机(例如，后述的实施方式中的第一电动机2A)、设置在所述第一电动机与所述左车轮的动力传递路径上的第一变速器(例如，后述的实施方式中的第一行星齿轮式变速器12A)；右车轮驱动装置，其具有对所述车辆的右车轮(例如，后述的实施方式中的右后轮RWr)进行驱动的第二电动机(例如，后述的实施方式中的第二电动机2B)、设置在所述第二电动机与所述右车轮的动力传递路径上的第二变速器(例如，后述的实施方式中的第二行星齿轮式变速器12B)；电动机控制机构(例如，后述的实施方式中的控制装置8)，其对所述第一电动机和所述第二电动机进行控制，
所述车辆用驱动装置的特征在于，
所述第一及第二变速器分别具有第一旋转要素、第二旋转要素及第三旋转要素，
在所述第一变速器的所述第一旋转要素(例如，后述的实施方式中的太阳齿轮21A)上连接所述第一电动机，
在所述第二变速器的所述第一旋转要素(例如，后述的实施方式中的太阳齿轮21B)上连接所述第二电动机，
在所述第一变速器的所述第二旋转要素(例如，后述的实施方式中的行星齿轮架23A)上连接所述左车轮，
在所述第二变速器的所述第二旋转要素(例如，后述的实施方式中的行星齿轮架23B)上连接所述右车轮，
所述第一变速器的所述第三旋转要素(例如，后述的实施方式中的齿环24A)与所述第二变速器的所述第三旋转要素(例如，后述的实施方式中的齿环24B)相互连结，
所述车辆用驱动装置还具备：
旋转限制机构(例如，后述的实施方式中的液压制动器60A、60B)，其能够分离及接合，通过接合来限制所述第三旋转要素的旋转；以及
状态切换机构(例如，后述的实施方式中的控制装置8)，其对将所述旋转限制机构分离的第三旋转要素自由状态(例如，后述的实施方式中的环自由状态)和将所述旋转限制机构接合的第三旋转要素限制状态(例如，后述的实施方式中的环锁定状态)进行切换，
在所述状态切换机构从所述第三旋转要素限制状态向所述第三旋转要素自由状态切换时，所述电动机控制机构如下这样进行控制：将切换成所述第三旋转要素自由状态后的所述第一电动机或所述第二电动机的限制转矩即自由状态限制转矩(例如，后述的实施方式中的环自由限制转矩)设定为绝对值比切换时刻的所述第三旋转要素限制状态下的、由电动机规格确定的所述第一电动机或所述第二电动机的上限转矩(例如，后述的实施方式中的上限转矩)或限制状态限制转矩(例如，后述的实施方式中的环锁定限制转矩)的绝对值大的值，且使所述第一电动机或所述第二电动机所产生的转矩小于所述自由状态限制转矩，其中，所述限制状态限制转矩为设定成绝对值比所述上限转矩的绝对值小的值的所述第一电动机或所述第二电动机的限制转矩。
为了实现上述目的，本发明的第二方面提供一种车辆用驱动装置(例如，后述的实施方式中的后轮驱动装置1)，其具备：左车轮驱动装置，其具有对车辆的左车轮(例如，后述的实施方式中的左后轮LWr)进行驱动的第一电动机(例如，后述的实施方式中的第一电动机2A)、设置在所述第一电动机与所述左车轮的动力传递路径上的第一变速器(例如，后述的实施方式中的第一行星齿轮式变速器12A)；右车轮驱动装置，其具有对所述车辆的右车轮(例如，后述的实施方式中的右后轮RWr)进行驱动的第二电动机(例如，后述的实施方式中的第二电动机2B)、设置在所述第二电动机与所述右车轮的动力传递路径上的第二变速器(例如，后述的实施方式中的第二行星齿轮式变速器12B)；电动机控制机构(例如，后述的实施方式中的控制装置8)，其对所述第一电动机和所述第二电动机进行控制，
所述车辆用驱动装置的特征在于，
所述第一及第二变速器分别具有第一旋转要素、第二旋转要素及第三旋转要素，
在所述第一变速器的所述第一旋转要素(例如，后述的实施方式中的太阳齿轮21A)上连接所述第一电动机，
在所述第二变速器的所述第一旋转要素(例如，后述的实施方式中的太阳齿轮21B)上连接所述第二电动机，
在所述第一变速器的所述第二旋转要素(例如，后述的实施方式中的行星齿轮架23A)上连接所述左车轮，
在所述第二变速器的所述第二旋转要素(例如，后述的实施方式中的行星齿轮架23B)上连接所述右车轮，
所述第一变速器的所述第三旋转要素(例如，后述的实施方式中的齿环24A)与所述第二变速器的所述第三旋转要素(例如，后述的实施方式中的齿环24B)相互连结，
所述车辆用驱动装置还具备：
旋转限制机构(例如，后述的实施方式中的液压制动器60A、60B)，其能够分离及接合，通过接合来限制所述第三旋转要素的旋转；以及
状态切换机构(例如，后述的实施方式中的控制装置8)，其对将所述旋转限制机构分离的第三旋转要素自由状态(例如，后述的实施方式中的环自由状态)和将所述旋转限制机构接合的第三旋转要素限制状态(例如，后述的实施方式中的环锁定状态)进行切换，
在所述状态切换机构从所述第三旋转要素限制状态向所述第三旋转要素自由状态切换时，所述电动机控制机构如下这样进行控制：将切换成所述第三旋转要素自由状态后的所述第一电动机或所述第二电动机的限制转矩即自由状态限制转矩(例如，后述的实施方式中的环自由限制转矩)设定为与切换时刻的所述第三旋转要素限制状态下的、由电动机规格确定的所述第一电动机或所述第二电动机的上限转矩(例如，后述的实施方式中的上限转矩)或限制状态限制转矩(例如，后述的实施方式中的环锁定限制转矩)大致相等的值，且使所述第一电动机或所述第二电动机所产生的转矩小于所述自由状态限制转矩，其中，所述限制状态限制转矩为设定成绝对值比所述上限转矩的绝对值小的值的所述第一电动机或所述第二电动机的限制转矩。
另外，本发明的第三方面以第一或第二方面涉及的车辆用驱动装置的结构为基础，其特征在于，
所述状态切换机构根据第一参照值来进行所述切换，所述第一参照值为所述第一电动机的旋转状态量关联值(例如，后述的实施方式中的解析器检测值、太阳齿轮21A的转速)、所述第二电动机的旋转状态量关联值(例如，后述的实施方式中的解析器检测值、太阳齿轮21B的转速)、所述左车轮的旋转状态量关联值(例如，后述的实施方式中的车轮速度传感器检测值、行星齿轮架23A的转速)、所述右车轮的旋转状态量关联值(例如，后述的实施方式中的车轮速度传感器检测值、行星齿轮架23B的转速)或所述车辆的速度(例如，后述的实施方式中的车速)中的任一个，
所述状态切换机构还根据第二参照值、第三参照值或第四参照值中的任一个来进行所述切换，所述第二参照值为所述第一电动机的转矩状态量关联值(例如，后述的实施方式中的电动机转矩、电动机驱动力、电动机电流)、所述第二电动机的转矩状态关联值(例如，后述的实施方式中的电动机转矩、电动机驱动力、电动机电流)、所述左车轮的转矩状态量关联值(例如，后述的实施方式中的车轮转矩、车轮驱动力)或所述右车轮的转矩状态量关联值(例如，后述的实施方式中的车轮转矩、车轮驱动力)中的任一个，所述第三参照值为所述车辆的转弯状态量关联值(例如，后述的实施方式中的横摆力矩、不足转向、过多转向)，所述第四参照值为所述车辆的横向加速度关联值(例如，后述的实施方式中的横向加速度、横向力)或路面摩擦状态关联值(例如，后述的实施方式中的路面阻力、滑动状态量)中的任一个。
另外，本发明的第四方面以第三方面涉及的车辆用驱动装置的结构为基础，其特征在于，
在所述第二参照值为规定值以上时，所述状态切换机构将所述旋转限制机构分离而形成为所述第三旋转要素自由状态。
另外，本发明的第五方面以第四方面涉及的车辆用驱动装置的结构为基础，其特征在于，
所述状态切换机构使基于所述第一参照值的切换比基于所述第二参照值的切换优先。
另外，本发明的第六方面以第一或第二方面涉及的车辆用驱动装置的结构为基础，其特征在于，
所述状态切换机构在根据第一参照值将所述旋转限制机构接合而形成为所述第三旋转要素限制状态的状态下，根据与所述第一参照值不同的其它参照值(例如，后述的实施方式中的第二～第四参照值)将所述旋转限制机构分离而切换为所述第三旋转要素自由状态，其中，所述第一参照值为所述第一电动机的旋转状态量关联值(例如，后述的实施方式中的解析器检测值、太阳齿轮21A的转速)、所述第二电动机的旋转状态量关联值(例如，后述的实施方式中的解析器检测值、太阳齿轮21B的转速)、所述左车轮的旋转状态量关联值(例如，后述的实施方式中的车轮速度传感器检测值、行星齿轮架23A的转速)、所述右车轮的旋转状态量关联值(例如，后述的实施方式中的车轮速度传感器检测值、行星齿轮架23B的转速)或所述车辆的速度(例如，后述的实施方式中的车速)中的任一个。
另外，本发明的第七方面以第六方面涉及的车辆用驱动装置的结构为基础，其特征在于，
所述其它参照值为第二参照值、第三参照值或第四参照值中的至少一个，所述第二参照值为所述第一电动机的转矩状态量关联值(例如，后述的实施方式中的电动机转矩、电动机驱动力、电动机电流)、所述第二电动机的转矩状态关联值(例如，后述的实施方式中的电动机转矩、电动机驱动力、电动机电流)、所述左车轮的转矩状态量关联值(例如，后述的实施方式中的车轮转矩、车轮驱动力)或所述右车轮的转矩状态量关联值(例如，后述的实施方式中的车轮转矩、车轮驱动力)中的任一个，所述第三参照值为所述车辆的转弯状态量关联值(例如，后述的实施方式中的横摆力矩、不足转向、过多转向)，所述第四参照值为所述车辆的横向加速度关联值(例如，后述的实施方式中的横向加速度、横向力)或路面摩擦状态关联值(例如，后述的实施方式中的路面阻力、滑动状态量)中的任一个。
发明效果
根据本发明的第一方面，在第三旋转要素自由状态下，电动机的转速与车轮的转速不相关，另一方面，通过有效利用能够向左右的车轮传递绝对值相等的相反方向的电动机转矩这一情况，使第三旋转要素自由状态的限制转矩比第三旋转要素限制状态的限制转矩提高，由此能够实现车辆操纵安全性的提高。需要说明的是，在本说明书中，车辆操纵安全性是表示能够按驾驶员的意思来操纵车辆的操纵性、相对于外部干扰而能够稳定地行驶的行驶性这两方面的用语。
根据本发明的第二方面，在第三旋转要素自由状态下，电动机的转速与车轮的转速不相关，另一方面，能够向左右的车轮传递绝对值相等的相反方向的电动机转矩，但通过使第三旋转要素自由状态的限制转矩成为与第三旋转要素限制状态的限制转矩大致相等的值，由此能够抑制旋转限制机构从接合状态向分离状态转变时的转矩急剧变化。
根据本发明的第三方面，通过根据作为第一及第二电动机的旋转状态等的第一参照值来切换第三旋转要素限制状态和第三旋转要素自由状态，由此能够在电动机的高旋转区域切断向电动机的动力传递而防止过旋转，或者能够在电动机的低旋转区域切断向电动机的动力传递而减少效率的恶化。并且，通过根据第二至第四参照值来切换第三旋转要素限制状态与第三旋转要素自由状态，由此能够实现电动机转矩不足的消除、车辆转弯性的提高或车辆稳定性的提高。
根据本发明的第四方面，在车速高的区域，由电动机能够产生的转矩在第三旋转要素自由状态下比在第三旋转要素限制状态下大，因此通过在转矩或驱动力大时形成为第三旋转要素自由状态，由此使车辆转弯性、稳定性提高。
根据本发明的第五方面，通过使基于第一参照值的切换优先，由此能够可靠地防止电动机的过旋转所引起的损伤。
根据本发明的第六方面，通过根据作为第一及第二电动机的旋转状态等的第一参照值来切换第三旋转要素限制状态和第三旋转要素自由状态，由此能够在电动机的高旋转区域切断向电动机的动力传递而防止过旋转，或者能够在电动机的低旋转区域切断向电动机的动力传递而减少效率的恶化。并且，通过根据其它参照值来切换第三旋转要素限制状态和第三旋转要素自由状态，由此能够实现电动机转矩不足的消除、车辆转弯性的提高或车辆稳定性的提高。
根据本发明的第七方面，通过根据第二参照值而切换成第三旋转要素自由状态，由此能够消除电动机转矩不足，通过根据第三参照值而切换成第三旋转要素自由状态，由此能够提高车辆转弯性，通过根据第四参照值而切换成第三旋转要素自由状态，由此能够提高车辆稳定性。
附图说明
图1是表示能够搭载本发明涉及的车辆用驱动装置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是将车辆状态下的前轮驱动装置与后轮驱动装置的关系和电动机的动作状态一起记载的表。
图5是停车中的后轮驱动装置的速度共线图。
图6是前进低车速时的后轮驱动装置的速度共线图。
图7是前进中车速时的后轮驱动装置的速度共线图。
图8是减速再生时的后轮驱动装置的速度共线图。
图9是前进高车速时的后轮驱动装置的速度共线图。
图10是后退时的后轮驱动装置的速度共线图。
图11是车辆行驶中的时序图。
图12(a)是环自由控制中的目标转矩控制时的后轮驱动装置的速度共线图，(b)是环自由控制中的目标转速控制时的后轮驱动装置的速度共线图。
图13是同时进行环自由控制中的目标转矩控制和目标转速控制时的后轮驱动装置的速度共线图。
图14是按时间序列示出从环锁定状态向环自由状态转变的情况下的后轮驱动装置的速度共线图的图，(a)是环锁定控制时的速度共线图，(b)是同时进行环自由控制中的目标转矩控制和目标转速控制时的速度共线图，(c)是环自由控制中的目标转矩控制时的速度共线图。
图15(a)是表示环锁定状态中的车速与电动机转矩的关系的图，(b)是表示环自由状态中的车速与电动机转矩的关系的图。
图16是表示在某车速下从环锁定状态向环自由状态切换的情况下的车速与电动机转矩的关系的图，表示将切换后的环自由限制转矩(RF限制转矩)设定为绝对值比切换时刻的环锁定状态下的第一及第二电动机的上限转矩(MOT上限转矩)的绝对值大的值的情况。
图17是表示在某车速下从环锁定状态向环自由状态切换的情况下的车速与电动机转矩的关系的图，表示将切换后的环自由限制转矩(RF限制转矩)设定为绝对值比切换时刻的环锁定状态下的第一及第二电动机的环锁定限制转矩(RL限制转矩)的绝对值大的值的情况。
图18是表示在某车速下从环锁定状态向环自由状态切换的情况下的车速与电动机转矩的关系的图，表示将切换后的环自由限制转矩(RF限制转矩)设定为与切换时刻的环锁定状态下的第一及第二电动机的上限转矩(MOT上限转矩)大致相等的值的情况。
图19是表示在某车速下从环锁定状态向环自由状态切换的情况下的车速与电动机转矩的关系的图，表示将切换后的环自由限制转矩(RF限制转矩)设定为与切换时刻的环锁定状态下的第一及第二电动机的环锁定限制转矩(RL限制转矩)大致相等的值的情况。
图20是表示在某车速下从环锁定状态向环自由状态切换的情况下的车速与电动机转矩的关系的图，表示将切换后的环自由限制转矩(RF限制转矩)从与切换时刻的环锁定状态下的第一及第二电动机的上限转矩(MOT上限转矩)大致相等的值变更了的情况。
符号说明：
1   后轮驱动装置
2A  第一电动机
2B  第二电动机
8  控制装置(电动机控制机构、状态切换机构)
12A  第一行星齿轮式减速器(第一变速器)
12B  第二行星齿轮式减速器(第二变速器)
21A、21B  太阳齿轮(第一旋转要素)
23A、23B  行星齿轮架(第二旋转要素)
24A、24B  齿环(第三旋转要素)
60A、60B  液压制动器(旋转限制机构)
LWr  左后轮(左车轮)
RWr  右后轮(右车轮)
具体实施方式
首先，基于图1～图3，对本发明涉及的车辆用驱动装置的一实施方式进行说明。
本发明涉及的车辆用驱动装置是以电动机为车轴驱动用的驱动源的装置，例如用于图1所示那样的驱动系统的车辆。在以下的说明中，以将车辆用驱动装置作为后轮驱动用来使用的情况为例进行说明，但车辆用驱动装置也可以用于前轮驱动用。
图1所示的车辆3为在车辆前部具有将内燃机4和电动机5串联连接而成的驱动装置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的动力经由传动装置7向前轮Wf传递，另一方面，与该前轮驱动装置6不同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的第一及第二电动机2A、2B与电池9连接，从而能够进行来自电池9的电力供给和向电池9的能量再生。符号8表示用于进行车辆整体的各种控制的控制装置。
图2表示后轮驱动装置1的整体的纵剖视图，在该图中，10A、10B为车辆3的后轮Wr侧的左右的车轴，在车宽方向上配置在同轴上。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，车轴驱动用的第一及第二电动机2A、2B和对该第一及第二电动机2A、2B的驱动旋转进行减速的第一及第二行星齿轮式减速器12A、12B与车轴10A、10B配置在同轴上。该第一电动机2A及第一行星齿轮式减速器12A作为对左后轮LWr进行驱动的左车轮驱动装置而发挥功能，第二电动机2B及第二行星齿轮式减速器12B作为对右后轮RWr进行驱动的右车轮驱动装置而发挥功能，第一电动机2A及第一行星齿轮式减速器12A与第二电动机2B及第二行星齿轮式减速器12B在减速器壳体11内在车宽方向上左右对称地配置。
在减速器壳体11的左右两端侧内部分别固定有第一及第二电动机2A、2B的定子14A、14B，环状的转子15A、15B能够旋转地配置在该定子14A、14B的内周侧。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以能够与车轴10A、10B同轴地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。另外，在圆筒轴16A、16B的一端侧的外周且在减速器壳体11的端部壁17A、17B上设置有用于将转子15A、15B的旋转位置信息向第一及第二电动机2A、2B的控制器(未图示)反馈的解析器20A、20B。
另外，第一及第二行星齿轮式减速器12A、12B具备：太阳齿轮21A、21B；与该太阳齿轮21A、21B啮合的多个行星齿轮22A、22B；对上述的行星齿轮22A、22B进行支承的行星齿轮架23A、23B；与行星齿轮22A、22B的外周侧啮合的齿环24A、24B，其中，从太阳齿轮21A、21B输入第一及第二电动机2A、2B的驱动力，且减速后的驱动力通过行星齿轮架23A、23B输出。
太阳齿轮21A、21B一体地形成在圆筒轴16A、16B上。另外，例如图3所示，行星齿轮22A、22B为具有与太阳齿轮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，上述的第一小齿轮26A、26B和第二小齿轮27A、27B以同轴且在轴向上偏置的状态一体地形成。该行星齿轮22A、22B由行星齿轮架23A、23B支承，行星齿轮架23A、23B通过轴向内侧端部向径向内侧延伸且与车轴10A、10B花键嵌合而被支承为能够与车轴10A、10B一体旋转，并且经由轴承33A、33B支承在中间壁18A、18B上。
需要说明的是，中间壁18A、18B将收容第一及第二电动机2A、2B的电动机收容空间和收容第一及第二行星齿轮式减速器12A、12B的减速器空间隔开，且以彼此的轴向间隔从外径侧向内径侧变宽的方式弯曲而构成。并且，在中间壁18A、18B的内径侧且在第一及第二行星齿轮式减速器12A、12B侧配置有对行星齿轮架23A、23B进行支承的轴承33A、33B，并且在中间壁18A、18B的外径侧且在第一及第二电动机2A、2B侧配置有定子14A、14B用的集电环41A、41B(参照图2)。
齿环24A、24B构成为具备：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的中间位置相互对置配置的小径部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，齿环24A、24B的最大半径设定为比第一小齿轮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，齿环24A、24B构成为与单向离合器50的内圈51一体旋转。
另外，在减速器壳体11与齿环24A、24B之间确保有圆筒状的空间部，在该空间部内，构成对齿环24A、24B的制动机构的液压制动器60A、60B以与第一小齿轮26A、26B在径向上重叠且与第二小齿轮27A、27B在轴向上重叠的方式配置。液压制动器60A、60B中，在减速器壳体11的内径侧与沿轴向延伸的筒状的外径侧支承部34的内周面花键嵌合的多个固定板35A、35B和与齿环24A、24B的外周面花键嵌合的多个旋转板36A、36B在轴向上交替配置，上述的板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进退自如地收容在环状的工作缸室38A、38B内，该工作缸室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和内径侧支承部40之间，通过向工作缸室38A、38B导入高压油而使活塞37A、37B前进，通过从工作缸室38A、38B排出油而使活塞37A、37B后退。需要说明的是，液压制动器60A、60B与电动液压泵70连接(参照图1)。
另外，进一步详细而言，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，上述的活塞壁63A、63B、64A、64B通过圆筒状的内周壁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，但该环状空间被固定在工作缸室38A、38B的外壁内周面上的分隔构件66A、66B沿轴向左右分隔。减速器壳体11的左右分割壁39与第二活塞壁64A、64B之间成为高压油直接导入的第一工作室S1，分隔构件66A、66B与第一活塞壁63A、63B之间成为通过形成在内周壁65A、65B上的贯通孔而与第一工作室S1导通的第二工作室S2。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，从未图示的液压回路向第一工作室S1和第二工作室S2导入油，通过作用在第一活塞壁63A、63B和第二活塞壁64A、64B上的油的压力而能够将固定板35A、35B和旋转板36A、36B相互紧压。因而，能够通过轴向左右的第一、第二活塞壁63A、63B、64A、64B获得大的承压面积，因此能够在抑制活塞37A、37B的径向的面积的状态下获得对固定板35A、35B和旋转板36A、36B的大的紧压力。
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延伸的外径侧支承部34支承，另一方面，旋转板36A、36B由齿环24A、24B支承，因此当两板35A、35B、36A、36B被活塞37A、37B紧压时，通过两板35A、35B、36A、36B间的摩擦接合，在齿环24A、24B上作用制动力而使齿环24A、24B固定(锁定)，若从该状态将基于活塞37A、37B的接合分离，则能够允许齿环24A、24B的自由旋转。
即，液压制动器60A、60B在接合时将齿环24A、24B锁定，使第一及第二电动机2A、2B与后轮Wr的动力传递路径成为能够传递动力的连接状态，在分离时允许齿环24A、24B的旋转，使第一及第二电动机2A、2B与后轮Wr的动力传递路径成为无法传递动力的断开状态。
另外，在轴向上对置的齿环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齿环24A、24B仅传递一方向的动力而切断另一方向的动力的单向离合器50。单向离合器50在内圈51与外圈52之间夹设有多个楔块53，其内圈51通过花键嵌合与齿环24A、24B的小径部29A、29B一体旋转。即，齿环24A和齿环24B通过内圈51相互连结成能够一体地旋转。另外，外圈52被内径侧支承部40定位且止旋。
单向离合器50在车辆3利用第一及第二电动机2A、2B的动力前进时进行卡合而将齿环24A、24B的旋转锁定。更具体地进行说明时，单向离合器50在第一及第二电动机2A、2B侧的顺向(使车辆3前进时的旋转方向)的转矩向后轮Wr侧输入时成为卡合状态，并且在第一及第二电动机2A、2B侧的逆向的转矩向后轮Wr侧输入时成为非卡合状态，在后轮Wr侧的顺向的转矩向第一及第二电动机2A、2B侧输入时成为非卡合状态，并且在后轮Wr侧的逆向的转矩向第一及第二电动机2A、2B侧输入时成为卡合状态。换言之，单向离合器50在非卡合时允许第一及第二电动机2A、2B的逆向的转矩引起的齿环24A、24B的一方向的旋转，在卡合时限制第一及第二电动机2A、2B的顺向的转矩引起的齿环24A、24B的逆向的旋转。需要说明的是，逆向的转矩是指使逆向的旋转增加的方向的转矩、或使顺向的旋转减少的方向的转矩。
这样，在本实施方式的后轮驱动装置1中，在第一及第二电动机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。需要说明的是，液压制动器60A、60B不需要设置两个，可以仅在一方设置液压制动器，而将另一方的空间作为通气室使用。
在此，控制装置8(参照图1)为用于进行车辆整体的各种控制的控制装置，向控制装置8输入车轮速度传感器值、第一及第二电动机2A、2B的电动机转速传感器值、转向角、加速踏板开度AP、换挡位置、电池9中的充电状态(SOC)、油温等，另一方面，从控制装置8输出对内燃机4进行控制的信号、对第一及第二电动机2A、2B进行控制的信号、对电动液压泵70进行控制的控制信号等。
即，控制装置8至少具备对第一及第二电动机2A、2B进行控制的作为电动机控制机构的功能、对液压制动器60A、60B的接合状态和分离状态进行切换的作为状态切换机构的功能，其中，液压制动器60A、60B作为旋转限制机构。
图4是将各车辆状态下的前轮驱动装置6与后轮驱动装置1的关系和第一及第二电动机2A、2B的动作状态一起记载的表。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，后电动机表示第一及第二电动机2A、2B，OWC表示单向离合器50，BRK表示液压制动器60A、60B。另外，图5～图10、图12～图17表示后轮驱动装置1的各状态下的速度共线图，LMOT表示第一电动机2A，RMOT表示第二电动机2B，左侧的S、C分别表示与第一电动机2A连结的第一行星齿轮式减速器12A的太阳齿轮21A、第一行星齿轮式减速器12A的行星齿轮架23A，右侧的S、C分别表示第二行星齿轮式减速器12B的太阳齿轮21B、第二行星齿轮式减速器12B的行星齿轮架23B，R表示第一及第二行星齿轮式减速器12A、12B的齿环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，以通过第一及第二电动机2A、2B使车辆前进时的太阳齿轮21A、21B的旋转方向为顺向。另外，在图中，从停车中的状态开始，上方表示顺向的旋转，下方表示逆向的旋转，就箭头而言，向上表示顺向的转矩，向下表示逆向的转矩。
在停车中，前轮驱动装置6和后轮驱动装置1都不进行驱动。因而，如图5所示，后轮驱动装置1的第一及第二电动机2A、2B停止，车轴10A、10B也停止，因此在任一要素上都没有作用转矩。此时，液压制动器60A、60B分离(OFF)。另外，由于第一及第二电动机2A、2B为非驱动，因此单向离合器50未卡合(OFF)。
并且，在使钥匙位置(key position)成为ON后，在EV起步、EV定速行驶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6所示，以使第一及第二电动机2A、2B顺向地旋转的方式进行动力运转驱动时，在太阳齿轮21A、21B上附加有顺向的转矩。此时，如上述那样，单向离合器50卡合而将齿环24A、24B锁定。由此，行星齿轮架23A、23B顺向地旋转来进行前进行驶。需要说明的是，在行星齿轮架23A、23B上逆向地作用有来自车轴10A、10B的行驶阻力。这样，在车辆3起步时，通过使钥匙位置成为ON来提高第一及第二电动机2A、2B的转矩，由此单向离合器50机械地卡合而将齿环24A、24B锁定。
此时，将液压制动器60A、60B控制成弱接合状态。需要说明的是，弱接合是指虽然能够传递动力，但相对于液压制动器60A、60B的接合状态的接合力而言以弱的接合力进行接合的状态。在第一及第二电动机2A、2B的顺向的转矩向后轮Wr侧输入时，单向离合器50成为卡合状态，仅通过单向离合器50就能够传递动力，但通过预先使与单向离合器50并列设置的液压制动器60A、60B也成为弱接合状态，来使第一及第二电动机2A、2B侧与后轮Wr侧成为连接状态，从而即使在来自第一及第二电动机2A、2B侧的顺向的转矩的输入暂时降低而单向离合器50成为非卡合状态的情况下，也能够抑制在第一及第二电动机2A、2B侧与后轮Wr侧无法传递动力的情况。另外，在向后述的减速再生转变时，不需要用于使第一及第二电动机2A、2B侧和后轮Wr侧成为连接状态的转速控制。通过使单向离合器50成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成为非卡合状态时的液压制动器60A、60B的接合力弱，能够减少液压制动器60A、60B接合用的消耗能量。需要说明的是，在以下的说明中，将通过使单向离合器50成为卡合状态或者使液压制动器60A、60B成为接合状态来限制齿环24A、24B的自由旋转(以下，称为环锁定状态)，使第一及第二电动机2A、2B侧与后轮Wr侧成为连接状态而能够传递动力的状态下的第一及第二电动机2A、2B的驱动控制也称为环锁定控制。
在从前进低车速行驶至车速提高且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的后轮驱动变成基于前轮驱动装置6的前轮驱动。如图7所示，当第一及第二电动机2A、2B的动力运转驱动停止时，从车轴10A、10B对行星齿轮架23A、23B作用有要进行前进行驶的顺向的转矩，因此如上述那样，单向离合器50成为非卡合状态。此时，将液压制动器60A、60B也控制成弱接合状态。
当从图6或图7的状态要对第一及第二电动机2A、2B进行再生驱动时，如图8所示，从车轴10A、10B对行星齿轮架23A、23B作用有要继续前进行驶的顺向的转矩，因此如上述那样，单向离合器50成为非卡合状态。此时，将液压制动器60A、60B控制成接合状态(ON)。因而，齿环24A、24B被锁定且在第一及第二电动机2A、2B上作用有逆向的再生制动转矩，从而通过第一及第二电动机2A、2B来进行减速再生。这样，在后轮Wr侧的顺向的转矩向第一及第二电动机2A、2B侧输入时，单向离合器50成为非卡合状态，仅通过单向离合器50不能传递动力，但通过预先使与单向离合器50并列设置的液压制动器60A、60B接合，来使第一及第二电动机2A、2B侧与后轮Wr侧成为连接状态，从而能够保持为可传递动力的状态，在该状态下将第一及第二电动机2A、2B控制成再生驱动状态，由此能够使车辆3的能量再生。
在继续加速时，成为前轮驱动装置6和后轮驱动装置1的四轮驱动，后轮驱动装置1成为与图6所示的前进低车速时相同的状态。
在前进高车速时，虽然成为基于前轮驱动装置6的前轮驱动，但此时使第一及第二电动机2A、2B停止且将液压制动器60A、60B控制成分离状态。由于后轮Wr侧的顺向的转矩向第一及第二电动机2A、2B侧输入，因此单向离合器50成为非卡合状态，并通过将液压制动器60A、60B控制成分离状态，由此齿环24A、24B开始旋转。
如图9所示，当第一及第二电动机2A、2B停止动力运转驱动时，从车轴10A、10B对行星齿轮架23A、23B作用有要进行前进行驶的顺向的转矩，因此如上述那样，单向离合器50成为非卡合状态。此时，太阳齿轮21A、21B及第一及第二电动机2A、2B的旋转损失作为阻力而输入到太阳齿轮21A、21B上，在齿环24A、24B上产生齿环24A、24B的旋转损失。
通过将液压制动器60A、60B控制成分离状态，由此允许齿环24A、24B的自由旋转(以下，称作环自由状态)，且第一及第二电动机2A、2B侧与后轮Wr侧成为断开状态而变成无法传递动力的状态。因而，能够防止第一及第二电动机2A、2B的牵连旋转，防止在基于前轮驱动装置6的高车速时第一及第二电动机2A、2B成为过旋转的情况。以上，在环自由状态时使第一及第二电动机2A、2B停止，但在环自由状态下也可以驱动第一及第二电动机2A、2B(以下，称作环自由控制)。对于环自由控制在后面进行叙述。
如图10所示，在后退时，若对第一及第二电动机2A、2B进行逆向动力运转驱动，则在太阳齿轮21A、21B上附加有逆向的转矩。此时，如上述那样，单向离合器50成为非卡合状态。
此时，将液压制动器60A、60B控制成接合状态(ON)。因而，齿环24A、24B被锁定，而行星齿轮架23A、23B逆向地旋转来进行后退行驶。需要说明的是，在行星齿轮架23A、23B上顺向地作用有来自车轴10A、10B的行驶阻力。这样，在第一及第二电动机2A、2B侧的逆向的转矩向后轮Wr侧输入时，单向离合器50成为非卡合状态，仅通过单向离合器50无法传递动力，但通过预先使与单向离合器50并列设置的液压制动器60A、60B接合，来使第一及第二电动机2A、2B侧与后轮Wr侧成为连接状态，由此能够保持为可传递动力，从而能够通过第一及第二电动机2A、2B的转矩使车辆3后退。
这样，后轮驱动装置1根据车辆的行驶状态，换言之根据第一及第二电动机2A、2B的旋转方向为顺向还是逆向、以及从第一及第二电动机2A、2B侧和车轮Wr侧中的哪一侧输入动力，来控制液压制动器60A、60B的接合、分离，并且，在液压制动器60A、60B接合时还能调整接合力。
图11是车辆从停车中的状态至EV起步→EV加速→ENG加速→减速再生→中速ENG定速行驶→ENG+EV加速→高速ENG定速行驶→减速再生→停车→后退→停车时的电动液压泵70(EOP)、单向离合器50(OWC)、液压制动器60A、60B(BRK)的时序图。
首先，在使钥匙位置成为ON并将档位从P档变更为D档，且踩入加速踏板之前，单向离合器50维持非卡合(OFF)状态，液压制动器60A、60B维持分离(OFF)状态。之后，当踩入加速踏板时，通过后轮驱动(RWD)进行基于后轮驱动装置1的EV起步、EV加速。此时，单向离合器50卡合(ON)，且液压制动器60A、60B成为弱接合状态。然后，当车速从低车速区域到达中车速区域而从后轮驱动变成前轮驱动时，进行基于内燃机4的ENG行驶(FWD)。此时，单向离合器50成为非卡合(OFF)状态，液压制动器60A、60B维持原状态(弱接合状态)。然后，在踩入制动器等减速再生时，单向离合器50维持非卡合(OFF)，液压制动器60A、60B成为接合状态(ON)。在基于内燃机4的中速定速行驶中，成为与上述的ENG行驶同样的状态。接着，在进一步踩入加速踏板而从前轮驱动成为四轮驱动(AWD)时，单向离合器50再次卡合(ON)。然后，在车速从中车速区域到达高车速区域时，再次进行基于内燃机4的ENG行驶(FWD)。此时，单向离合器50成为非卡合(OFF)，液压制动器60A、60B成为分离状态(OFF)，在对第一及第二电动机2A、2B没有驱动要求的情况下，使第一及第二电动机2A、2B停止，在有驱动要求的情况下进行后述的环自由控制。接着，在减速再生时，成为与上述的减速再生时同样的状态。然后，在车辆停止时，单向离合器50成为非卡合(OFF)状态，液压制动器60A、60B成为分离(OFF)状态。
接着，在后退行驶时，单向离合器50维持非卡合(OFF)状态，液压制动器60A、60B成为接合状态(ON)。然后，在车辆停止时，单向离合器50成为非卡合(OFF)状态，液压制动器60A、60B成为分离(OFF)状态。
接着，对环自由控制进行说明。
环自由控制是单向离合器50为非卡合状态且液压制动器60A、60B为分离状态、换言之允许连结着的齿环24A、24B的自由旋转的状态(环自由状态)下的第一及第二电动机2A、2B的驱动控制，为了产生目标横摆力矩(目标左右差转矩)，可以使第一及第二电动机2A、2B产生目标转矩(目标转矩控制)，或者将第一及/或第二电动机2A、2B控制成目标转速(目标转速控制)。
<目标转矩控制>
在环自由状态下，如上所述，第一及第二电动机2A、2B侧与后轮Wr侧成为断开状态而变成无法传递动力的状态，但通过以在第一电动机2A上产生顺向或逆向的转矩且在第二电动机2B上产生与第一电动机2A绝对值相等且相反方向(逆向或顺向)的转矩的方式进行控制，由此在第一及第二电动机2A、2B上不会产生转速变动，而在左后轮LWr和右后轮RWr上产生左右差转矩，从而能够产生所期望的横摆力矩。
例如以使车辆3产生顺时针的横摆力矩M的情况为例，参照图12(a)来具体地进行说明。通过以在第一电动机2A上产生顺向的第一电动机基础转矩(motor base torque)TM1的方式进行转矩控制，由此在太阳齿轮21A上作用有顺向的第一电动机基础转矩TM1。此时，与图9同样，从车轴10A对行星齿轮架23A作用有要进行前进行驶的顺向的转矩(未图示)。因而，在第一行星齿轮式减速器12A中，行星齿轮架23A成为支点，在作为力点的太阳齿轮21A上作用有顺向的第一电动机基础转矩TM1，由此在作为作用点的齿环24A、24B上作用有逆向的第一电动机基础转矩分配力TM1′。需要说明的是，在图12及以后的图中，都省略了在前述的各旋转要素上恒定地施加的损失等的矢量的图示。
另一方面，通过以在第二电动机2B上产生逆向的第二电动机基础转矩TM2的方式进行转矩控制，由此在太阳齿轮21B上作用有逆向的第二电动机基础转矩TM2。此时，与图9同样，从车轴10B对行星齿轮架23B作用有要进行前进行驶的顺向的转矩(未图示)。因而，在第二行星齿轮式减速器12B中，行星齿轮架23B成为支点，在作为力点的太阳齿轮21B上作用有逆向的第二电动机基础转矩TM2，由此在作为作用点的齿环24A、24B上作用有顺向的第二电动机基础转矩分配力TM2′。
这里，第一电动机基础转矩TM1和第二电动机基础转矩TM2为绝对值相等的相反方向的转矩，因此在齿环24A、24B上作用的逆向的第一电动机基础转矩分配力TM1′和顺向的第二电动机基础转矩分配力TM2′相互抵消(相抵)。因而，第一电动机基础转矩TM1和第二电动机基础转矩TM2不会引发旋转变动，太阳齿轮21A、21B和齿环24A、24B维持各自的旋转状态。此时，在行星齿轮架23A上作用有第一电动机基础转矩TM1乘以第一行星齿轮式减速器12A的减速比而得到的顺向的左后轮转矩TT1，并且在行星齿轮架23B上作用有第二电动机基础转矩TM2乘以第二行星齿轮式减速器12B的减速比而得到的逆向的右后轮转矩TT2。
由于第一及第二行星齿轮式减速器12A、12B的减速比相等，因此左右后轮转矩TT1、TT2成为绝对值相等的相反方向的转矩，由此稳定地产生与左右后轮转矩TT1、TT1的差(TT1-TT2)对应的顺时针的横摆力矩M。
对第一及第二电动机2A、2B进行目标转矩控制时的目标电动机基础转矩根据车辆3的目标横摆力矩来求得。使用下式来说明该目标电动机基础转矩的求解方法。
在左后轮LWr的左后轮目标转矩为WTT1，右后轮RWr的右后轮目标转矩为WTT2，左右后轮LWr、RWr的合计目标转矩(左后轮转矩与右后轮转矩之和)为TRT，且左右后轮LWr、RWr的目标转矩差(左后轮转矩与右后轮转矩之差)为ΔTT时，下述(1)、(2)式成立。
WTT1+WTT2＝TRT        (1)
WTT1-WTT2＝ΔTT       (2)
需要说明的是，当目标横摆力矩(顺时针为正)为YMT，车轮半径为r，且轮距宽度(左右后轮LWr、RWr间距离)为Tr时，ΔTT由以下的(3)式表示。
ΔTT＝2·r·YMT/Tr    (3)
这里，在环自由状态下，第一及第二电动机2A、2B所产生的同一方向的转矩不向后轮Wr传递，因此左右后轮LWr、RWr的合计目标转矩TRT为零。因而，左右后轮LWr、RWr的目标转矩WTT1、WTT2由上述(1)、(2)式唯一确定。
即，WWT1＝-WTT2＝ΔTT/2     (4)
另外，在与左后轮LWr连结的第一电动机2A的目标电动机基础转矩为TTM1，与右后轮RWr连结的第二电动机2B的目标电动机基础转矩为TTM2时，左右的第一及第二电动机2A、2B的目标电动机基础转矩TTM1、TTM2由以下的(5)、(6)式导出。
TTM1＝(1/Ratio)·WTT1       (5)
TTM2＝(1/Ratio)·WTT2       (6)
需要说明的是，Ratio表示第一及第二行星齿轮式减速器12A、12B的减速比。
根据上述(4)～(6)式，第一及第二电动机2A、2B的目标电动机基础转矩TTM1、TTM2利用以下的(7)、(8)式表示。
TTM1＝(1/Ratio)·ΔTT/2     (7)
TTM2＝-(1/Ratio)·ΔTT/2    (8)
因而，根据车辆3的目标横摆力矩YMT来求解左右后轮LWr、RWr的目标转矩差ΔTT，将该目标转矩差ΔTT的一半的转矩除以第一行星齿轮式减速器12A的减速比而得到的值作为进行目标转矩控制的第一及第二电动机2A、2B的目标电动机基础转矩TTM1、TTM2，由此能够产生所期望的横摆力矩。
<目标转速控制>
在环自由状态、即单向离合器50为非卡合状态且液压制动器60A、60B为分离状态下，即使从第一及第二电动机2A、2B产生同一方向的转矩，连结着的齿环24A、24B也不会被锁定，且也不会产生前述的电动机转矩分配力的相抵，因此不向后轮Wr传递转矩，仅产生太阳齿轮21A、21B(第一及第二电动机2A、2B)和齿环24A、24B的转速变动。
这种情况下，通过使第一及第二电动机2A、2B产生绝对值相等的同一方向的旋转控制转矩，由此能够不使旋转控制转矩向后轮Wr传递，且将第一及/或第二电动机2A、2B控制成所期望的转速。
例如以降低第一及第二电动机2A、2B的转速的情况为例，参照图12(b)来具体地进行说明。通过以在第一电动机2A上产生逆向的第一旋转控制转矩SM1的方式进行转矩控制，由此在太阳齿轮21A上作用有逆向的第一旋转控制转矩SM1。此时，与图9同样，从车轴10A对行星齿轮架23A作用有要进行前进行驶的顺向的转矩(未图示)。因而，在第一行星齿轮式减速器12A中，行星齿轮架23A成为支点，在作为力点的太阳齿轮21A上作用有逆向的第一旋转控制转矩SM1，由此在作为作用点的齿环24A、24B上作用有顺向的第一旋转控制转矩分配力SM1′。
同样，通过以在第二电动机2B上产生逆向的第二旋转控制转矩SM2的方式进行转矩控制，由此在太阳齿轮21B上作用有逆向的第二旋转控制转矩SM2。此时，与图9同样，从车轴10B对行星齿轮架23B作用有要进行前进行驶的顺向的转矩(未图示)。因而，在第二行星齿轮式减速器12B中，行星齿轮架23B成为支点，在作为力点的太阳齿轮21B上作用有逆向的第二旋转控制转矩SM2，由此在作为作用点的齿环24A、24B上作用有顺向的第二旋转控制转矩分配力SM2′。
这里，由于第一及第二旋转控制转矩SM1、SM2为绝对值相等的同一方向的转矩，因此在齿环24A、24B上作用的第一及第二旋转控制转矩分配力SM1′、SM2′也成为绝对值相等的同一方向的转矩，第一及第二旋转控制转矩分配力SM1′、SM2′朝向提高齿环24A、24B的转速的方向作用。此时，由于在第一及第二行星齿轮式减速器12A、12B上不存在与第一及第二旋转控制转矩SM1、SM2平衡的转矩，因此在行星齿轮架23A、23B上不产生第一及第二旋转控制转矩SM1、SM2所引起的左右后轮转矩。因而，第一及第二旋转控制转矩SM1、SM2仅有助于旋转变动，使第一及第二电动机2A、2B的转速以及太阳齿轮21A、21B的转速降低，并且第一及第二旋转控制转矩分配力SM1′、SM2′使齿环24A、24B的转速提高。这样，通过适当地产生第一及第二旋转控制转矩SM1、SM2，由此能够将第一及第二电动机2A、2B控制成任意的目标转速，最终使第一及第二电动机2A、2B成为电动机目标转速。
需要说明的是，由于齿环24A、24B连结，因此存在后轮驱动装置1有时无法控制成同时满足第一电动机2A的电动机目标转速和第二电动机2B的电动机目标转速的情况，在该情况下，以满足任一方的电动机的电动机目标转速的方式对一方的电动机进行目标转速控制。
<目标转矩控制+目标转速控制>
图12(a)及(b)分别对环自由状态下，为了产生目标横摆力矩而使第一及第二电动机2A、2B产生目标转矩的目标转矩控制和将第一及/或第二电动机2A、2B控制成目标转速的目标转速控制进行说明，而通过同时进行目标转矩控制和目标转速控制，由此能够产生所期望的横摆力矩，并同时将第一及/或第二电动机2A、2B控制成所期望的转速。
图13是将图12(a)所记载的第一及第二电动机基础转矩TM1、TM2及其分配力即第一及第二电动机基础转矩分配力TM1′、TM2′、图12(b)所记载的第一及第二旋转控制转矩SM1、SM2及其分配力即第一及第二旋转控制转矩分配力SM1′、SM2′一起记载的图。
这种情况下，实际上，从第一电动机2A产生顺向的第一电动机转矩M1(第一电动机基础转矩TM1+第一旋转控制转矩SM1)，从第二电动机2B产生逆向的第二电动机转矩M2(第二电动机基础转矩TM2+第二旋转控制转矩SM2)，由此，在行星齿轮架23A上作用有顺向的左后轮转矩TT1，并且在行星齿轮架23B上作用有逆向的右后轮转矩TT2，从而产生顺时针的横摆力矩M。另外，同时，第一及第二电动机2A、2B的转速以及太阳齿轮21A、21B的转速下降，齿环24A、24B的转速上升，最终第一及第二电动机2A、2B成为电动机目标转速。
接下来，对作为本发明的特征的环锁定控制与环自由控制的切换进行说明。在本发明中，作为进行环锁定控制与环自由控制的切换的情况，根据以下的四个参照值(第一参照值～第四参照值)来进行切换。
<第一参照值>
在上述的例子中，对从前进中车速时向前进高车速时转变之际，通过将液压制动器60A、60B从弱接合状态切换成分离状态，由此从环锁定控制向环自由控制转变的情况进行了说明。即，例示了将车辆3的速度即车速作为参照值，将该参照值与预先设定的阈值进行比较，由此从环锁定控制向环自由控制转变的情况。需要说明的是，可以取代将车速作为参照值，而使用与车速相关的第一电动机2A的旋转状态量关联值(例如解析器20A的检测值、太阳齿轮21A的转速等)，还可以使用与车速相关的第二电动机2B的旋转状态量关联值(例如解析器20B的检测值、太阳齿轮21B的转速等)，还可以使用与车速相关的左后轮LWr的旋转状态量关联值(例如车轮速度传感器检测值、行星齿轮架23A的转速等)，还可以使用与车速相关的右后轮RWr的旋转状态量关联值(例如车轮速度传感器检测值、行星齿轮架23B的转速等)。将上述的车速、第一电动机2A的旋转状态量关联值、第二电动机2B的旋转状态量关联值、左后轮LWr的旋转状态量关联值及右后轮RWr的旋转状态量关联值称作第一参照值时，根据第一参照值而从环锁定控制向环自由控制转变，由此能够防止第一及第二电动机2A、2B成为过旋转的情况。
参照图14(a)～(c)，对从环锁定控制向环自由控制的切换进行说明。
图14(a)表示车辆3在中车速区域(前进中车速时)的左转弯中的状态，即表示如下状态：根据左后轮LWr与右后轮RWr的转速差，使第二行星齿轮式减速器12B的太阳齿轮21B和行星齿轮架23B的转速相对于第一行星齿轮式减速器12A的太阳齿轮21A和行星齿轮架23A的转速变大，且后轮驱动装置1对车辆3的转弯进行辅助，因此从第一电动机2A产生逆向的第一电动机基础转矩TM1，从第二电动机2B产生绝对值与第一电动机基础转矩TM1相等的相反方向(顺向)的第二电动机基础转矩TM2，由此产生逆时针的横摆力矩M。
在该状态下，作为第一参照值的车速超过阈值而到达高车速区域时，输入液压制动器60A、60B的分离指令。在将液压制动器60A、60B分离的情况下，与左后轮LWr和右后轮RWr连接的行星齿轮架23A、23B(C)以外的太阳齿轮21A、21B(S)及齿环24A、24B(R)能够成为任意的转速。例如，如图14(b)所示，为了使以转速MA1进行旋转的第一电动机2A以效率高的转速MA2进行旋转，将转速MA2设定为第一电极2A的电动机目标转速，并将液压制动器60A、60B分离。另外，使第一电动机2A还产生与电动机实际转速MA1和电动机目标转速MA2的转速差对应的逆向的第一旋转控制转矩SM1，并且使第二电动机2B还产生绝对值与第一旋转控制转矩SM1相等的同一方向(逆向)的第二旋转控制转矩SM2。
此时，实际上，从第一电动机2A产生第一电动机转矩M1(第一电动机基础转矩TM1+第一旋转控制转矩SM1)，从第二电动机2B产生第二电动机转矩M2(第二电动机基础转矩TM2+第二旋转控制转矩SM2)。并且，在第一电动机2A的电动机实际转速MA1成为电动机目标转速MA2的时刻，如图14(c)所示，使第一及第二旋转控制转矩SM1、SM2消失。此时的第二电动机2B的转速以及太阳齿轮21B的转速由与右后轮RWr连结的行星齿轮架23B的转速和齿环24A、24B的转速唯一确定。
这样，即使在环自由状态下，通过对两方的电动机附加绝对值相等的同一方向的旋转控制转矩，也能够产生所期望的横摆力矩，并同时防止第一及第二电动机2A、2B的过旋转。
然而，在环锁定状态下，由于齿环24A、24B被固定，因此若与左右后轮LWr、RWr连接的行星齿轮架23A、23B的转速根据车速而上升，则随之太阳齿轮21A、21B及与太阳齿轮21A、21B连接的第一及第二电动机2A、2B的转速也上升。电动机具有随着电动机转速上升而可输出的电动机转矩减少的性质。因而，在环锁定状态下，由于电动机转速与车速成比例，因此如图15(a)所示，随着车速的上升而由第一及第二电动机2A、2B能够输出的电动机转矩减少。
相对于此，在环自由状态下，允许齿环24A、24B的自由旋转，因此即使与左右后轮LWr、RWr连接的行星齿轮架23A、23B的转速根据车速而上升，也能够与行星齿轮架23A、23B的转速无关而自由地设定太阳齿轮21A、21B及与太阳齿轮21A、21B连接的第一及第二电动机2A、2B的转速。因而，在环自由状态下，电动机转速不与车速成比例，如图15(b)所示，能够与车速的上升无关，而以由电动机规格确定的电动机的上限转矩(MOT上限转矩)为限度来自由地设定由第一及第二电动机2A、2B能够输出的电动机转矩。
因此，如图16所示，在从环锁定状态向环自由状态切换时，控制装置8如下这样进行控制：将切换后的第一及第二电动机2A、2B的限制转矩即环自由限制转矩(RF限制转矩)设定为绝对值比切换时刻的环锁定状态下的由电动机规格确定的第一及第二电动机2A、2B的上限转矩(MOT上限转矩)的绝对值大的值，且使第一及第二电动机2A、2B所产生的转矩小于环自由限制转矩(RF限制转矩)。
需要说明的是，图16及以后的图中的由电动机规格确定的电动机的上限转矩(MOT上限转矩)可以为适用于车辆3的前进时等的短时间额定驱动转矩，也可以为考虑到电动机的过热而设定为绝对值比短时间额定驱动转矩小的值的连续额定驱动转矩。另外，图16及以后的图中的环自由限制转矩(RF限制转矩)可以以由电动机规格确定的电动机的上限转矩(MOT上限转矩)为限度而自由地设定。
当将该控制适用到图14(a)～图14(c)的例子中时，控制装置8如下这样进行控制：将图14(c)中的第一及第二电动机2A、2B的环自由限制转矩(RF限制转矩)设定为绝对值比图14(a)中的由第一及第二电动机2A、2B的电动机规格确定的上限转矩的绝对值大的值，且使图14(c)的第一及第二电动机基础转矩TM1、TM2小于所设定的环自由限制转矩(RF限制转矩)。
另外，如图17所示，控制装置8如下这样进行控制：在环锁定状态下可以将第一及第二电动机2A、2B的限制转矩即环锁定限制转矩(RL限制转矩)设定为绝对值比第一及第二电动机2A、2B的上限转矩(MOT上限转矩)的绝对值小的值，这种情况下，将切换后的第一及第二电动机2A、2B的限制转矩即环自由限制转矩(RF限制转矩)设定为绝对值比切换时刻的环锁定限制转矩(RL限制转矩)的绝对值大的值，且使第一及第二电动机2A、2B所产生的转矩小于环自由限制转矩(RF限制转矩)。
这样，在环自由状态下，第一及第二电动机2A、2B的转速与左右后轮LWr、RWr的转速不相关，另一方面，通过有效利用能够向左右后轮LWr、RWr传递绝对值相等的相反方向的电动机转矩这一情况，使液压制动器60A、60B的分离后的限制转矩比环锁定状态时的限制转矩提高，由此能够实现车辆操纵安全性的提高。
在上述的图16及图17的实施例中，将切换后的第一及第二电动机2A、2B的限制转矩即环自由限制转矩(RF限制转矩)设定为绝对值比切换时刻的环锁定状态下的第一及第二电动机2A、2B的上限转矩(MOT上限转矩)或环锁定限制转矩(RL限制转矩)的绝对值大的值，但也可以如图18及图19所示，如下这样进行控制：将切换后的第一及第二电动机2A、2B的限制转矩即环自由限制转矩(RF限制转矩)设定为与切换时刻的环锁定状态下的第一及第二电动机2A、2B的上限转矩(MOT上限转矩)或环锁定限制转矩(RL限制转矩)大致相等的值，且使第一及第二电动机2A、2B所产生的转矩小于环自由限制转矩(RF限制转矩)。
这样，在环自由状态下，第一及第二电动机2A、2B的转速与左右后轮LWr、RWr的转速不相关，另一方面，能够向左右后轮LWr、RWr传递绝对值相等的相反方向的电动机转矩，但通过使液压制动器60A、60B的分离后的限制转矩为与环锁定状态时的限制转矩大致相等的值，由此能够抑制从环锁定状态向环自由状态转变时的转矩急剧变化。
需要说明的是，在车速从切换开始进一步上升后或者经过规定时间后，如图20所示，可以将第一及第二电动机2A、2B的环自由限制转矩(RF限制转矩)在由电动机规格确定的电动机的上限转矩(MOT上限转矩)的范围内进行变更。由此，即使在目标横摆力矩发生了变化的情况下，也能够维持车辆操纵安全性。需要说明的是，在图16～图20中，叙述了对第一及第二电动机2A、2B进行动力运转驱动的情况，但进行再生驱动的情况也同样。
这样，虽然在环锁定状态下随着车速的上升而能够输出的电动机转矩逐渐减少，但通过从环锁定状态向环自由状态切换，由此与车速无关而能够输出的电动机转矩上升。以下所说明的第二～第四参照值是利用该性质而得到的值，控制装置8根据第一参照值来切换液压制动器60A、60B的接合状态与分离状态，由此进行环锁定状态与环自由状态的切换，并且还根据作为其它参照值的第二～第四参照值中的至少一个来进行该切换。
在根据以下所说明的第二～第四参照值进行切换的情况下，也进行如下控制，即，将切换后的第一及第二电动机2A、2B的限制转矩即环自由限制转矩(RF限制转矩)设定为绝对值比切换时刻的环锁定状态下的第一及第二电动机2A、2B的上限转矩(MOT上限转矩)或环锁定限制转矩(RL限制转矩)的绝对值大的值，或者设定为与切换时刻的环锁定状态下的第一及第二电动机2A、2B的上限转矩(MOT上限转矩)或环锁定限制转矩(RL限制转矩)大致相等的值，且使第一及第二电动机2A、2B所产生的转矩小于环自由限制转矩(RF限制转矩)，在进行上述控制这一点上与根据第一参照值进行切换的情况同样。
<第二参照值>
第二参照值是第一电动机2A的转矩状态量关联值(例如第一电动机2A的电动机转矩、第一电动机2A的电动机驱动力、第一电动机2A的电动机电流等)、第二电动机2B的转矩状态量关联值(例如第二电动机2B的电动机转矩、第二电动机2B的电动机驱动力、第二电动机2B的电动机电流等)、左后轮LWr的转矩状态量关联值(例如左后轮LWr的车轮转矩、左后轮LWr的车轮驱动力等)、或者右后轮RWr的转矩状态量关联值(例如右后轮RWr的车轮转矩、右后轮RWr的车轮驱动电力等)中的任一个。
例如，在某车速下能够输出的电动机转矩相对于要求转矩低的情况下，通过从环锁定状态向环自由状态切换，来增加能够输出的电动机转矩，从而能够满足要求输出。需要说明的是，如上所述，在环自由状态下，第一及第二电动机2A、2B所产生的同一方向的转矩不向后轮Wr传递，因此要求转矩为用于满足横摆力矩要求的转矩。
这样，即使在前进中车速时作为第一参照值的车速到达规定的阈值之前，为了满足相对于横摆力矩要求的要求转矩，也根据第二参照值将液压制动器60A、60B分离，提高第一及第二电动机基础转矩TM1、TM2，从而能够消除第一及第二电动机2A、2B的转矩不足。
另外，也可以对第二参照值设定某规定的阈值，在第二参照值为阈值以上时，以将液压制动器60A、60B分离的方式进行控制。在高车速区域中，电动机能够产生的转矩在环自由状态下比在环锁定状态下大，因此通过在转矩或驱动力大时将液压制动器60A、60B分离，由此使车辆转弯性、稳定性提高。但是，在这种情况下，通过使基于第一参照值的切换比基于第二参照值的切换优先，由此还能够可靠地防止电动机的过旋转所引起的损伤。
另一方面，也可以在环锁定状态下的左右后轮LWr、RWr的合计目标转矩TRT为某规定的阈值以下的情况下，向环自由状态切换。由于左右后轮LWr、RWr的合计目标转矩TRT在某规定的阈值以下时，满足左右后轮LWr、RWr的合计目标转矩TRT的必要性降低，因此也可以向环自由控制转变而优先提高转弯性。需要说明的是，对于两阈值而言，可以分别任意地设定。
<第三参照值>
第三参照值为车辆3的转弯状态量关联值(例如横摆力矩、是否为不足转向、过多转向等)。
例如，在横摆力矩超过规定的阈值或者检测出不足转向等情况下，通过解除横摆力矩的限制而由第一及第二电动机2A、2B产生大的差转矩，由此能够产生大的横摆力矩。从而能够消除不足转向。
这样，即使在前进中车速时(环锁定状态)作为第一参照值的车速到达规定的阈值之前，在作为第三参照值的横摆力矩超过规定的阈值或者检测出不足转向的情况下，也根据第三参照值而将液压制动器60A、60B分离，增大第一及第二电动机基础转矩TM1、TM2的差转矩，由此能够消除不足转向，从而提高车辆转弯性。
<第四参照值>
第四参照值是车辆3的横向加速度关联值(例如横向加速度、横向力等)、或者路面摩擦状态关联值(例如路面阻力、滑动状态量)中的任一个。
例如，在横向加速度超过规定的阈值或者路面阻力大等情况下，由于左右后轮LWr、RWr的抓地力高，因此解除电动机转矩的限制而由第一及第二电动机2A、2B产生大的差转矩，由此能够提高车辆稳定性。
这样，即使在前进中车速时(环锁定状态)作为第一参照值的车速到达规定的阈值之前，在作为第四参照值的横向加速度超过规定的阈值或者路面阻力大的情况下，也根据第四参照值而将液压制动器60A、60B分离，增大第一及第二电动机基础转矩TM1、TM2的差转矩，从而能够提高车辆稳定性。
如以上所说明的那样，通过如下这样进行控制，即，将切换后的第一及第二电动机2A、2B的限制转矩即环自由限制转矩(RF限制转矩)设定为绝对值比切换时刻的环锁定状态下的第一及第二电动机2A、2B的上限转矩(MOT上限转矩)或环锁定限制转矩(RL限制转矩)的绝对值大的值，或者设定为与切换时刻的环锁定状态下的第一及第二电动机2A、2B的上限转矩(MOT上限转矩)或环锁定限制转矩(RL限制转矩)大致相等的值，且使第一及第二电动机2A、2B所产生的转矩小于环自由限制转矩(RF限制转矩)，由此能够实现车辆操纵安全性的提高，并抑制从环锁定状态向环自由状态转变时的转矩急剧变化。
需要说明的是，本发明并不局限于上述的实施方式，可以适当地进行变形、改良等。
例如，不需要在齿环24A、24B上分别设置液压制动器60A、60B，在连结着的齿环24A、24B上至少设置一个液压制动器即可，并且未必非要具备单向离合器。这种情况下，通过将液压制动器从分离状态控制成接合状态，由此能够从环锁定状态向环自由状态变更。
另外，作为旋转限制机构，例示了液压制动器，但并不局限于此，可以任意地选择机械式、电磁式等。
另外，在太阳齿轮21A、21B上连接第一及第二电动机2A、2B，且将齿环彼此相互连结，但并不局限于此，也可以将太阳齿轮彼此相互连结，并在齿环上连接第一及第二电动机。
另外，前轮驱动装置可以不使用内燃机而以电动机为唯一的驱动源。

Claims (7)

1.一种车辆用驱动装置，其具备：
左车轮驱动装置，其具有对车辆的左车轮进行驱动的第一电动机、设置在所述第一电动机与所述左车轮的动力传递路径上的第一变速器；
右车轮驱动装置，其具有对所述车辆的右车轮进行驱动的第二电动机、设置在所述第二电动机与所述右车轮的动力传递路径上的第二变速器；以及
电动机控制机构，其对所述第一电动机和所述第二电动机进行控制，
所述车辆用驱动装置的特征在于，
所述第一及第二变速器分别具有第一旋转要素、第二旋转要素及第三旋转要素，
在所述第一变速器的所述第一旋转要素上连接所述第一电动机，
在所述第二变速器的所述第一旋转要素上连接所述第二电动机，
在所述第一变速器的所述第二旋转要素上连接所述左车轮，
在所述第二变速器的所述第二旋转要素上连接所述右车轮，
所述第一变速器的所述第三旋转要素与所述第二变速器的所述第三旋转要素相互连结，
所述车辆用驱动装置还具备：
旋转限制机构，其能够分离及接合，通过接合来限制所述第三旋转要素的旋转；以及
状态切换机构，其对将所述旋转限制机构分离的第三旋转要素自由状态和将所述旋转限制机构接合的第三旋转要素限制状态进行切换，
在所述状态切换机构从所述第三旋转要素限制状态向所述第三旋转要素自由状态切换时，所述电动机控制机构如下这样进行控制：将切换成所述第三旋转要素自由状态后的所述第一电动机或所述第二电动机的限制转矩即自由状态限制转矩设定为绝对值比切换时刻的所述第三旋转要素限制状态下的、由电动机规格确定的所述第一电动机或所述第二电动机的上限转矩或限制状态限制转矩的绝对值大的值，且使所述第一电动机或所述第二电动机所产生的转矩小于所述自由状态限制转矩，其中，所述限制状态限制转矩为设定成绝对值比所述上限转矩的绝对值小的值的所述第一电动机或所述第二电动机的限制转矩。
2.一种车辆用驱动装置，其具备：
左车轮驱动装置，其具有对车辆的左车轮进行驱动的第一电动机、设置在所述第一电动机与所述左车轮的动力传递路径上的第一变速器；
右车轮驱动装置，其具有对所述车辆的右车轮进行驱动的第二电动机、设置在所述第二电动机与所述右车轮的动力传递路径上的第二变速器；以及
电动机控制机构，其对所述第一电动机和所述第二电动机进行控制，
所述车辆用驱动装置的特征在于，
所述第一及第二变速器分别具有第一旋转要素、第二旋转要素及第三旋转要素，
在所述第一变速器的所述第一旋转要素上连接所述第一电动机，
在所述第二变速器的所述第一旋转要素上连接所述第二电动机，
在所述第一变速器的所述第二旋转要素上连接所述左车轮，
在所述第二变速器的所述第二旋转要素上连接所述右车轮，
所述第一变速器的所述第三旋转要素与所述第二变速器的所述第三旋转要素相互连结，
所述车辆用驱动装置还具备：
旋转限制机构，其能够分离及接合，通过接合来限制所述第三旋转要素的旋转；以及
状态切换机构，其对将所述旋转限制机构分离的第三旋转要素自由状态和将所述旋转限制机构接合的第三旋转要素限制状态进行切换，
在所述状态切换机构从所述第三旋转要素限制状态向所述第三旋转要素自由状态切换时，所述电动机控制机构如下这样进行控制：将切换成所述第三旋转要素自由状态后的所述第一电动机或所述第二电动机的限制转矩即自由状态限制转矩设定为与切换时刻的所述第三旋转要素限制状态下的、由电动机规格确定的所述第一电动机或所述第二电动机的上限转矩或限制状态限制转矩大致相等的值，且使所述第一电动机或所述第二电动机所产生的转矩小于所述自由状态限制转矩，其中，所述限制状态限制转矩为设定成绝对值比所述上限转矩的绝对值小的值的所述第一电动机或所述第二电动机的限制转矩。
3.根据权利要求1或2所述的车辆用驱动装置，其特征在于，
所述状态切换机构根据第一参照值来进行所述切换，所述第一参照值为所述第一电动机的旋转状态量关联值、所述第二电动机的旋转状态量关联值、所述左车轮的旋转状态量关联值、所述右车轮的旋转状态量关联值或所述车辆的速度中的任一个，
所述状态切换机构还根据第二参照值、第三参照值或第四参照值中的任一个来进行所述切换，所述第二参照值为所述第一电动机的转矩状态量关联值、所述第二电动机的转矩状态关联值、所述左车轮的转矩状态量关联值或所述右车轮的转矩状态量关联值中的任一个，所述第三参照值为所述车辆的转弯状态量关联值，所述第四参照值为所述车辆的横向加速度关联值或路面摩擦状态关联值中的任一个。
4.根据权利要求3所述的车辆用驱动装置，其特征在于，
在所述第二参照值为规定值以上时，所述状态切换机构将所述旋转限制机构分离而形成为所述第三旋转要素自由状态。
5.根据权利要求4所述的车辆用驱动装置，其特征在于，
所述状态切换机构使基于所述第一参照值的切换比基于所述第二参照值的切换优先。
6.根据权利要求1或2所述的车辆用驱动装置，其特征在于，
所述状态切换机构在根据第一参照值将所述旋转限制机构接合而形成为所述第三旋转要素限制状态的状态下，根据与所述第一参照值不同的其它参照值将所述旋转限制机构分离而切换为所述第三旋转要素自由状态，其中，所述第一参照值为所述第一电动机的旋转状态量关联值、所述第二电动机的旋转状态量关联值、所述左车轮的旋转状态量关联值、所述右车轮的旋转状态量关联值或所述车辆的速度中的任一个。
7.根据权利要求6所述的车辆用驱动装置，其特征在于，
所述其它参照值为第二参照值、第三参照值或第四参照值中的至少一个，所述第二参照值为所述第一电动机的转矩状态量关联值、所述第二电动机的转矩状态关联值、所述左车轮的转矩状态量关联值或所述右车轮的转矩状态量关联值中的任一个，所述第三参照值为所述车辆的转弯状态量关联值，所述第四参照值为所述车辆的横向加速度关联值或路面摩擦状态关联值中的任一个。
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