CN104245380B - 车辆用驱动装置及车辆用驱动装置的控制方法 - Google Patents

车辆用驱动装置及车辆用驱动装置的控制方法 Download PDF

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Abstract

电动机控制机构取得第一电动机(2A)的第一马达目标转速(MA2)、第一马达实际转速(MA1)、第二电动机(2B)的第二马达目标转速(MB2)、第二马达实际转速(MB1)，来求出第一电动机(2A)的第一马达目标转速(MA2)与第一马达实际转速(MA1)的第一转速差(DA)、第二电动机(2B)的第二马达目标转速(MB2)与第二马达实际转速(MB1)的第二转速差(DB)，基于第一转速差(DA)和第二转速差(DB)中的小的一方的转速差，来求出第一及第二旋转控制转矩(SM1、SM2)，并基于第一及第二旋转控制转矩(SM1、SM2)，来求出第一电动机(2A)的第一马达转矩(M1)及第二电动机(2B)的第二马达转矩(M2)。

Description

车辆用驱动装置及车辆用驱动装置的控制方法
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及车辆用驱动装置的控制方法。
背景技术
在专利文献1中记载了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，该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，该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，且内齿轮彼此相互连结。而且，在车辆用驱动装置上设有通过使连结的内齿轮分离或接合而对内齿轮的旋转进行制动的制动机构。
在如此构成的车辆用驱动装置中，记载了通过使制动机构接合而在起步时进行起步辅助控制的情况，而且，记载了如下情况：起步后在将制动机构分离的状态下，以使第一及第二电动机的产生转矩成为相反方向的方式进行转矩控制，由此即使因干扰等而在车辆上施加有横摆力矩时，也能产生与该横摆力矩相对的力矩，从而使直行稳定性、转弯稳定性提高。
在先技术文献
专利文献
专利文献1：日本国专利第3138799号公报
发明要解决的课题
近年来，节能化及燃料利用率提高的需求、舒适性提高的需求等不断增强，在专利文献1所记载的车辆用驱动装置中，对于控制性而言，还有改善的余地。
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良好的车辆用驱动装置及车辆用驱动装置的控制方法。
用于解决课题的方案
为了实现上述的目的，本发明第一方案涉及一种车辆用驱动装置(例如，后述的实施方式的后轮驱动装置1)，其具备左车轮驱动装置、右车轮驱动装置及电动机控制机构(例如，后述的实施方式的控制装置8)，该左车轮驱动装置具有对车辆的左车轮(例如，后述的实施方式的左后轮LWr)进行驱动的第一电动机(例如，后述的实施方式的第一电动机2A)和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，后述的实施方式的第一行星齿轮式减速器12A)，该右车轮驱动装置具有对所述车辆的右车轮(例如，后述的实施方式的右后轮RWr)进行驱动的第二电动机(例如，后述的实施方式的第二电动机2B)和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，后述的实施方式的第二行星齿轮式减速器12B)，该电动机控制机构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至第三旋转要素，
在所述第一变速器的所述第一旋转要素(例如，后述的实施方式的太阳齿轮21A)上连接有所述第一电动机，
在所述第二变速器的所述第一旋转要素(例如，后述的实施方式的太阳齿轮21B)上连接有所述第二电动机，
在所述第一变速器的所述第二旋转要素(例如，后述的实施方式的行星齿轮架23A)上连接有所述左车轮，
在所述第二变速器的所述第二旋转要素(例如，后述的实施方式的行星齿轮架23B)上连接有所述右车轮，
所述第一变速器的所述第三旋转要素(例如，后述的实施方式的内齿轮24A)与所述第二变速器的所述第三旋转要素(例如，后述的实施方式的内齿轮24B)相互连结，
所述电动机控制机构取得所述第一电动机的目标旋转状态量(例如，后述的实施方式的第一马达目标转速MA2)、所述第一电动机的实际旋转状态量(例如，后述的实施方式的第一马达实际转速MA1)、所述第二电动机的目标旋转状态量(例如，后述的实施方式的第二马达目标转速MB2)、所述第二电动机的实际旋转状态量(例如，后述的实施方式的第二马达实际转速MB1)，
所述电动机控制机构求出所述第一电动机的所述目标旋转状态量与所述第一电动机的所述实际旋转状态量的旋转状态量差即第一旋转状态量差(例如，后述的实施方式的第一转速差DA)、所述第二电动机的所述目标旋转状态量与所述第二电动机的所述实际旋转状态量的旋转状态量差即第二旋转状态量差(例如，后述的实施方式的第二转速差DB)，
所述电动机控制机构基于所述第一旋转状态量差和所述第二旋转状态量差中的小的一方的旋转状态量差，来求出旋转状态量控制转矩(例如，后述的实施方式的第一旋转控制转矩SM1、第二旋转控制转矩SM2)，
所述电动机控制机构基于该旋转状态量控制转矩，来求出所述第一电动机的控制转矩(例如，后述的实施方式的第一马达转矩M1)及所述第二电动机的控制转矩(例如，后述的实施方式的第二马达转矩M2)。
为了实现上述的目的，本发明第二方案涉及一种车辆用驱动装置(例如，后述的实施方式的后轮驱动装置1)，其具备左车轮驱动装置、右车轮驱动装置及电动机控制机构(例如，后述的实施方式的控制装置8)，该左车轮驱动装置具有对车辆的左车轮(例如，后述的实施方式的左后轮LWr)进行驱动的第一电动机(例如，后述的实施方式的第一电动机2A)和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，后述的实施方式的第一行星齿轮式减速器12A)，该右车轮驱动装置具有对所述车辆的右车轮(例如，后述的实施方式的右后轮RWr)进行驱动的第二电动机(例如，后述的实施方式的第二电动机2B)和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，后述的实施方式的第二行星齿轮式减速器12B)，该电动机控制机构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至第三旋转要素，
在所述第一变速器的所述第一旋转要素(例如，后述的实施方式的太阳齿轮21A)上连接有所述第一电动机，
在所述第二变速器的所述第一旋转要素(例如，后述的实施方式的太阳齿轮21B)上连接有所述第二电动机，
在所述第一变速器的所述第二旋转要素(例如，后述的实施方式的行星齿轮架23A)上连接有所述左车轮，
在所述第二变速器的所述第二旋转要素(例如，后述的实施方式的行星齿轮架23B)上连接有所述右车轮，
所述第一变速器的所述第三旋转要素(例如，后述的实施方式的内齿轮24A)与所述第二变速器的所述第三旋转要素(例如，后述的实施方式的内齿轮24B)相互连结，
所述电动机控制机构取得所述第一电动机的目标旋转状态量(例如，后述的实施方式的第一马达目标转速MA2)、所述第一电动机的实际旋转状态量(例如，后述的实施方式的第一马达实际转速MA1)、所述第二电动机的目标旋转状态量(例如，后述的实施方式的第二马达目标转速MB2)、所述第二电动机的实际旋转状态量(例如，后述的实施方式的第二马达实际转速MB1)，
所述电动机控制机构求出所述第一电动机的所述目标旋转状态量与所述第一电动机的所述实际旋转状态量的旋转状态量差即第一旋转状态量差(例如，后述的实施方式的第一转速差DA)、所述第二电动机的所述目标旋转状态量与所述第二电动机的所述实际旋转状态量的旋转状态量差即第二旋转状态量差(例如，后述的实施方式的第二转速差DB)，
所述电动机控制机构基于所述第一旋转状态量差来求出第一旋转状态量控制转矩(例如，后述的实施方式的第一旋转控制候补转矩)，并基于所述第二旋转状态量差来求出第二旋转状态量控制转矩(例如，后述的实施方式的第二旋转控制候补转矩)，
所述电动机控制机构基于所述第一旋转状态量控制转矩和所述第二旋转状态量控制转矩中的小的一方的旋转状态量控制转矩，来求出所述第一电动机的控制转矩(例如，后述的实施方式的第一马达转矩M1)及所述第二电动机的控制转矩(例如，后述的实施方式的第二马达转矩M2)。
为了实现上述的目的，本发明第三方案涉及一种车辆用驱动装置(例如，后述的实施方式的后轮驱动装置1)，其具备左车轮驱动装置、右车轮驱动装置及电动机控制机构(例如，后述的实施方式的控制装置8)，该左车轮驱动装置具有对车辆的左车轮(例如，后述的实施方式的左后轮LWr)进行驱动的第一电动机(例如，后述的实施方式的第一电动机2A)和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，后述的实施方式的第一行星齿轮式减速器12A)，该右车轮驱动装置具有对所述车辆的右车轮(例如，后述的实施方式的右后轮RWr)进行驱动的第二电动机(例如，后述的实施方式的第二电动机2B)和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，后述的实施方式的第二行星齿轮式减速器12B)，该电动机控制机构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至第三旋转要素，
在所述第一变速器的所述第一旋转要素(例如，后述的实施方式的太阳齿轮21A)上连接有所述第一电动机，
在所述第二变速器的所述第一旋转要素(例如，后述的实施方式的太阳齿轮21B)上连接有所述第二电动机，
在所述第一变速器的所述第二旋转要素(例如，后述的实施方式的行星齿轮架23A)上连接有所述左车轮，
在所述第二变速器的所述第二旋转要素(例如，后述的实施方式的行星齿轮架23B)上连接有所述右车轮，
所述第一变速器的所述第三旋转要素(例如，后述的实施方式的内齿轮24A)与所述第二变速器的所述第三旋转要素(例如，后述的实施方式的内齿轮24B)相互连结，
所述电动机控制机构取得所述第一电动机和所述第二电动机中的任一方的目标旋转状态量(例如，后述的实施方式的第一马达目标转速MA2)和实际旋转状态量(例如，后述的实施方式的第一马达实际转速MA1)，
所述电动机控制机构求出所述目标旋转状态量与所述实际旋转状态量的旋转状态量差即旋转状态量差(例如，后述的实施方式的第一转速差DA)，
所述电动机控制机构基于该旋转状态量差，来求出旋转状态量控制转矩(例如，后述的实施方式的第一旋转控制转矩SM1)，
所述电动机控制机构基于该旋转状态量控制转矩，来求出所述第一电动机的控制转矩(例如，后述的实施方式的第一马达转矩M1)及所述第二电动机的控制转矩(例如，后述的实施方式的第二马达转矩M2)。
另外，本发明第四方案以第一至第三方案中任一方案记载的结构为基础，其特征在于，
所述第一电动机或所述第二电动机的目标旋转状态量基于该电动机的效率和向该电动机供给电力的电力供给装置的效率中的至少一方来求出。
另外，本发明第五方案以第一至第三方案中任一方案记载的结构为基础，其特征在于，
基于所述第三旋转要素的目标旋转状态量(例如，后述的实施方式的内齿轮目标转速)来求出所述第一电动机或所述第二电动机的目标旋转状态量。
另外，本发明第六方案以第五方案记载的结构为基础，其特征在于，
所述车辆用驱动装置具备两方向旋转限制机构(例如，后述的实施方式的液压制动器60A、60B)和一方向旋转限制机构(例如，后述的实施方式的单向离合器50)中的至少一方，该两方向旋转限制机构能够分离或接合，且通过接合而限制所述第三旋转要素的两方向的旋转，该一方向旋转限制机构在非卡合时允许所述第三旋转要素的一方向的旋转，在卡合时限制所述第三旋转要素的另一方向的旋转，
在所述第三旋转要素旋转时，将所述第三旋转要素的目标旋转状态量设定成使所述第三旋转要素成为大致零旋转状态。
另外，本发明第七方案以第一至第三方案中任一方案记载的结构为基础，其特征在于，
所述第一及第二变速器具有第四旋转要素(例如，后述的实施方式的行星齿轮22A、22B)，该第四旋转要素由所述第二旋转要素支承为能够公转，且与所述第一旋转要素及所述第三旋转要素啮合，
基于所述第四旋转要素的目标旋转状态量(例如，后述的实施方式的行星齿轮目标转速)来求出所述第一电动机或所述第二电动机的目标旋转状态量。
另外，本发明第八方案以第七方案记载的结构为基础，其特征在于，
以使向一方向或另一方向旋转的所述第四旋转要素的旋转方向不发生反转的方式设定所述第四旋转要素的所述目标旋转状态量。
另外，本发明第九方案以第四至第七方案中任一方案记载的结构为基础，其特征在于，
还基于所述第二旋转要素的实际旋转状态量、或者所述左车轮或所述右车轮的实际旋转状态量，来求出所述第一电动机或所述第二电动机的目标旋转状态量。
另外，本发明第十方案以第一至第九方案中任一方案记载的结构为基础，其特征在于，
基于所述车辆的目标转弯状态量(例如，后述的实施方式的目标横摆力矩YMT)来求出所述第一电动机及所述第二电动机的目标转矩状态量(例如，后述的实施方式的目标马达基础转矩TTM1、目标马达基础转矩TTM2)，
基于所述第一电动机的所述目标转矩状态量来求出所述第一电动机的转矩状态量控制转矩(例如，后述的实施方式的第一马达基础转矩TM1)，
基于所述第二电动机的所述目标转矩状态量来求出所述第二电动机的转矩状态量控制转矩(例如，后述的实施方式的第二马达基础转矩TM2)，
进而，基于所述第一电动机的所述转矩状态量控制转矩及所述第二电动机的所述转矩状态量控制转矩，来求出所述第一电动机的所述控制转矩及所述第二电动机的所述控制转矩。
另外，本发明第十一方案以第十方案记载的结构为基础，其特征在于，
基于所述车辆的所述目标转弯状态量来求出所述第一电动机及所述第二电动机的目标转矩状态量差(例如，后述的实施方式的目标转矩差ΔTT)，
将该目标转矩状态量差的一半的大小且正符号的转矩状态量作为所述第一电动机的所述目标转矩状态量和所述第二电动机的所述目标转矩状态量中的任一方，
将该目标转矩状态量差的一半的大小且与所述正符号相反的负符号的转矩状态量作为所述第一电动机的所述目标转矩状态量和所述第二电动机的所述目标转矩状态量中的另一方。
为了实现上述的目的，本发明第十二方案涉及一种车辆用驱动装置(例如，后述的实施方式的后轮驱动装置1)的控制方法，该车辆用驱动装置具备左车轮驱动装置、右车轮驱动装置及电动机控制机构(例如，后述的实施方式的控制装置8)，该左车轮驱动装置具有对车辆的左车轮(例如，后述的实施方式的左后轮LWr)进行驱动的第一电动机(例如，后述的实施方式的第一电动机2A)和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，后述的实施方式的第一行星齿轮式减速器12A)，该右车轮驱动装置具有对所述车辆的右车轮(例如，后述的实施方式的右后轮RWr)进行驱动的第二电动机(例如，后述的实施方式的第二电动机2B)和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，后述的实施方式的第二行星齿轮式减速器12B)，该电动机控制机构对所述第一电动机和所述第二电动机进行控制，
所述第一及第二变速器分别具有第一至第三旋转要素，
在所述第一变速器的所述第一旋转要素(例如，后述的实施方式的太阳齿轮21A)上连接有所述第一电动机，
在所述第二变速器的所述第一旋转要素(例如，后述的实施方式的太阳齿轮21B)上连接有所述第二电动机，
在所述第一变速器的所述第二旋转要素(例如，后述的实施方式的行星齿轮架23A)上连接有所述左车轮，
在所述第二变速器的所述第二旋转要素(例如，后述的实施方式的行星齿轮架23B)上连接有所述右车轮，
所述第一变速器的所述第三旋转要素(例如，后述的实施方式的内齿轮24A)与所述第二变速器的所述第三旋转要素(例如，后述的实施方式的内齿轮24B)相互连结，
所述车辆用驱动装置的控制方法的特征在于，包括：
取得所述第一电动机的目标旋转状态量(例如，后述的实施方式的第一马达目标转速MA2)、所述第一电动机的实际旋转状态量(例如，后述的实施方式的第一马达实际转速MA1)、所述第二电动机的目标旋转状态量(例如，后述的实施方式的第二马达目标转速MB2)、所述第二电动机的实际旋转状态量(例如，后述的实施方式的第二马达实际转速MB1)的处理；
求出所述第一电动机的所述目标旋转状态量与所述第一电动机的所述实际旋转状态量的旋转状态量差即第一旋转状态量差(例如，后述的实施方式的第一转速差DA)、所述第二电动机的所述目标旋转状态量与所述第二电动机的所述实际旋转状态量的旋转状态量差即第二旋转状态量差(例如，后述的实施方式的第二转速差DB)的处理；
基于所述第一旋转状态量差和所述第二旋转状态量差中的小的一方的旋转状态量差，来求出旋转状态量控制转矩(例如，后述的实施方式的第一旋转控制转矩SM1、第二旋转控制转矩SM2)的处理；以及
基于该旋转状态量控制转矩，来求出所述第一电动机的控制转矩(例如，后述的实施方式的第一马达转矩M1)及所述第二电动机的控制转矩(例如，后述的实施方式的第二马达转矩M2)的处理。
为了实现上述的目的，本发明第十三方案涉及一种车辆用驱动装置(例如，后述的实施方式的后轮驱动装置1)的控制方法，该车辆用驱动装置具备左车轮驱动装置、右车轮驱动装置及电动机控制机构(例如，后述的实施方式的控制装置8)，该左车轮驱动装置具有对车辆的左车轮(例如，后述的实施方式的左后轮LWr)进行驱动的第一电动机(例如，后述的实施方式的第一电动机2A)和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，后述的实施方式的第一行星齿轮式减速器12A)，该右车轮驱动装置具有对所述车辆的右车轮(例如，后述的实施方式的右后轮RWr)进行驱动的第二电动机(例如，后述的实施方式的第二电动机2B)和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，后述的实施方式的第二行星齿轮式减速器12B)，该电动机控制机构对所述第一电动机和所述第二电动机进行控制，
所述第一及第二变速器分别具有第一至第三旋转要素，
在所述第一变速器的所述第一旋转要素(例如，后述的实施方式的太阳齿轮21A)上连接有所述第一电动机，
在所述第二变速器的所述第一旋转要素(例如，后述的实施方式的太阳齿轮21B)上连接有所述第二电动机，
在所述第一变速器的所述第二旋转要素(例如，后述的实施方式的行星齿轮架23A)上连接有所述左车轮，
在所述第二变速器的所述第二旋转要素(例如，后述的实施方式的行星齿轮架23B)上连接有所述右车轮，
所述第一变速器的所述第三旋转要素(例如，后述的实施方式的内齿轮24A)与所述第二变速器的所述第三旋转要素(例如，后述的实施方式的内齿轮24B)相互连结，
所述车辆用驱动装置的控制方法的特征在于，包括：
取得所述第一电动机的目标旋转状态量(例如，后述的实施方式的第一马达目标转速MA2)、所述第一电动机的实际旋转状态量(例如，后述的实施方式的第一马达实际转速MA1)、所述第二电动机的目标旋转状态量(例如，后述的实施方式的第二马达目标转速MB2)、所述第二电动机的实际旋转状态量(例如，后述的实施方式的第二马达实际转速MB1)的处理；
求出所述第一电动机的所述目标旋转状态量与所述第一电动机的所述实际旋转状态量的旋转状态量差即第一旋转状态量差(例如，后述的实施方式的第一转速差DA)、所述第二电动机的所述目标旋转状态量与所述第二电动机的所述实际旋转状态量的旋转状态量差即第二旋转状态量差(例如，后述的实施方式的第二转速差DB)的处理；
基于所述第一旋转状态量差来求出第一旋转状态量控制转矩(例如，后述的实施方式的第一旋转控制候补转矩)，并基于所述第二旋转状态量差来求出第二旋转状态量控制转矩(例如，后述的实施方式的第二旋转控制候补转矩)的处理；以及
基于所述第一旋转状态量控制转矩和所述第二旋转状态量控制转矩中的小的一方的旋转状态量控制转矩，来求出所述第一电动机的控制转矩(例如，后述的实施方式的第一马达转矩M1)及所述第二电动机的控制转矩(例如，后述的实施方式的第二马达转矩M2)的处理。
为了实现上述的目的，本发明第十四方案涉及一种车辆用驱动装置(例如，后述的实施方式的后轮驱动装置1)的控制方法，该车辆用驱动装置具备左车轮驱动装置、右车轮驱动装置及电动机控制机构(例如，后述的实施方式的控制装置8)，该左车轮驱动装置具有对车辆的左车轮(例如，后述的实施方式的左后轮LWr)进行驱动的第一电动机(例如，后述的实施方式的第一电动机2A)和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，后述的实施方式的第一行星齿轮式减速器12A)，该右车轮驱动装置具有对所述车辆的右车轮(例如，后述的实施方式的右后轮RWr)进行驱动的第二电动机(例如，后述的实施方式的第二电动机2B)和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，后述的实施方式的第二行星齿轮式减速器12B)，该电动机控制机构对所述第一电动机和所述第二电动机进行控制，
所述第一及第二变速器分别具有第一至第三旋转要素，
在所述第一变速器的所述第一旋转要素(例如，后述的实施方式的太阳齿轮21A)上连接有所述第一电动机，
在所述第二变速器的所述第一旋转要素(例如，后述的实施方式的太阳齿轮21B)上连接有所述第二电动机，
在所述第一变速器的所述第二旋转要素(例如，后述的实施方式的行星齿轮架23A)上连接有所述左车轮，
在所述第二变速器的所述第二旋转要素(例如，后述的实施方式的行星齿轮架23B)上连接有所述右车轮，
所述第一变速器的所述第三旋转要素(例如，后述的实施方式的内齿轮24A)与所述第二变速器的所述第三旋转要素(例如，后述的实施方式的内齿轮24B)相互连结，
所述车辆用驱动装置的控制方法的特征在于，包括：
取得所述第一电动机和所述第二电动机中的任一方的目标旋转状态量(例如，后述的实施方式的第一马达目标转速MA2)和实际旋转状态量(例如，后述的实施方式的第一马达实际转速MA1)的处理；
求出所述目标旋转状态量与所述实际旋转状态量的旋转状态量差即旋转状态量差(例如，后述的实施方式的第一转速差DA)的处理；
基于该旋转状态量差，来求出旋转状态量控制转矩(例如，后述的实施方式的第一旋转控制转矩SM1)的处理；以及
基于该旋转状态量控制转矩，来求出所述第一电动机的控制转矩(例如，后述的实施方式的第一马达转矩M1)及所述第二电动机的控制转矩(例如，后述的实施方式的第二马达转矩M2)的处理。
另外，本发明第十五方案以第十二至第十四方案中任一方案记载的结构为基础，其特征在于，
将所述第一电动机或所述第二电动机的目标旋转状态量基于该电动机的效率和向该电动机供给电力的电力供给装置的效率中的至少一方来求出。
另外，本发明第十六方案以第十二至第十四方案中任一方案记载的结构为基础，其特征在于，
基于所述第三旋转要素的目标旋转状态量(例如，后述的实施方式的内齿轮目标转速)，来求出所述第一电动机或所述第二电动机的目标旋转状态量。
另外，本发明第十七方案以第十六方案记载的结构为基础，其特征在于，
所述车辆用驱动装置具备两方向旋转限制机构(例如，后述的实施方式的液压制动器60A、60B)和一方向旋转限制机构(例如，后述的实施方式的单向离合器50)中的至少一方，该两方向旋转限制机构能够分离或接合，且通过接合而限制所述第三旋转要素的两方向的旋转，该一方向旋转限制机构在非卡合时允许所述第三旋转要素的一方向的旋转，在卡合时限制所述第三旋转要素的另一方向的旋转，
在所述第三旋转要素旋转时，将所述第三旋转要素的目标旋转状态量设定成使所述第三旋转要素成为大致零旋转状态。
另外，本发明第十八方案以第十二至第十四方案中任一方案记载的结构为基础，其特征在于，
所述第一及第二变速器具有第四旋转要素(例如，后述的实施方式的行星齿轮22A、22B)，该第四旋转要素由所述第二旋转要素支承为能够公转，且与所述第一旋转要素及所述第三旋转要素啮合，
基于所述第四旋转要素的目标旋转状态量(例如，后述的实施方式的行星齿轮目标转速)，来求出所述第一电动机或所述第二电动机的目标旋转状态量。
另外，本发明第十九方案以第十八方案记载的结构为基础，其特征在于，
以使向一方向或另一方向旋转的所述第四旋转要素的旋转方向不发生反转的方式设定所述第四旋转要素的所述目标旋转状态量。
另外，本发明第二十方案以第十五至第十九方案中任一方案记载的结构为基础，其特征在于，
还基于所述第二旋转要素的实际旋转状态量、或者所述左车轮或所述右车轮的实际旋转状态量，来求出所述第一电动机或所述第二电动机的目标旋转状态量。
另外，本发明第二十一方案以第十二至第二十方案中任一方案记载的结构为基础，其特征在于，
基于所述车辆的目标转弯状态量(例如，后述的实施方式的目标横摆力矩YMT)，来求出所述第一电动机及所述第二电动机的目标转矩状态量(例如，后述的实施方式的目标马达基础转矩TTM1、目标马达基础转矩TTM2)，
基于所述第一电动机的所述目标转矩状态量，来求出所述第一电动机的转矩状态量控制转矩(例如，后述的实施方式的第一马达基础转矩TM1)，
基于所述第二电动机的所述目标转矩状态量，来求出所述第二电动机的转矩状态量控制转矩(例如，后述的实施方式的第二马达基础转矩TM2)，
进而，基于所述第一电动机的所述转矩状态量控制转矩及所述第二电动机的所述转矩状态量控制转矩，来求出所述第一电动机的所述控制转矩及所述第二电动机的所述控制转矩。
另外，本发明第二十二方案以第二十一方案记载的结构为基础，其特征在于，
基于所述车辆的所述目标转弯状态量，来求出所述第一电动机及所述第二电动机的目标转矩状态量差(例如，后述的实施方式的目标转矩差ΔTT)，
将该目标转矩状态量差的一半的大小且正符号的转矩状态量作为所述第一电动机的所述目标转矩状态量和所述第二电动机的所述目标转矩状态量中的任一方，
将该目标转矩状态量差的一半的大小且与所述正符号相反的负符号的转矩状态量作为所述第一电动机的所述目标转矩状态量和所述第二电动机的所述目标转矩状态量中的另一方。
发明效果
根据本发明第一及第十二方案，在第一变速器和第二变速器中将第三旋转要素彼此相互连结，因此与第一变速器连结的第一电动机和与第二变速器连结的第二电动机无法完全独立控制，各自的转速变动相互产生影响，但是通过向第一电动机和第二电动机施加绝对值相等的同一方向的转矩作为旋转状态量控制转矩，从而不会向左右的车轮传递不必要的转矩，能够将第一电动机或第二电动机形成为所期望的旋转状态量。
而且，在第一电动机和第二电动机中当旋转状态量差存在差异的情况下，将基于旋转状态量差小的一方而求出的旋转状态量控制转矩向第一及第二电动机施加，由此能够将一方的电动机形成为所期望的旋转状态量，且同时能够抑制另一方的电动机的过剩控制。
根据本发明第二及第十三方案，在第一变速器和第二变速器中将第三旋转要素彼此相互连结，因此与第一变速器连结的第一电动机和与第二变速器连结的第二电动机无法完全独立控制，各自的转速变动相互产生影响，但是通过向第一电动机和第二电动机施加绝对值相等的同一方向的转矩作为旋转状态量控制转矩，由此不会向左右的车轮传递不必要的转矩，能够将第一电动机或第二电动机形成为所期望的旋转状态量。
而且，在第一电动机和第二电动机中当旋转状态量控制转矩存在差异的情况下，将旋转状态量控制转矩小的一方向第一及第二电动机施加，由此能够将一方的电动机形成为所期望的旋转状态量，且同时能够抑制另一方的电动机的过剩控制。
根据本发明第三及第十四方案，在第一变速器和第二变速器中将第三旋转要素彼此相互连结，因此与第一变速器连结的第一电动机和与第二变速器连结的第二电动机无法完全独立控制，各自的转速变动相互产生影响，但是通过向第一电动机和第二电动机施加绝对值相等的同一方向的转矩作为旋转控制转矩，由此不会向左右的车轮传递不必要的转矩，能够将第一电动机或第二电动机形成为所期望的旋转状态量。
根据本发明第四及第十五方案，基于电动机及/或电力供给装置的效率来求出目标旋转状态量，由此能够减少电力消耗。换言之，可有效利用能够形成为任意的转速的优点，将电动机的转速形成为电力消耗最少的状态。
另外，根据本发明第五及第十六方案，能够将第三旋转要素形成为所期望的旋转状态量，能够将第三旋转要素形成为例如旋转损失少的状态。
另外，根据本发明第六及第十七方案，使第三旋转要素的转速下降而在大致零旋转时将两方向旋转限制机构接合，或者使一方向旋转限制机构卡合，由此能够减少接合时或卡合时的冲击、两方向旋转限制机构或一方向旋转限制机构的劣化。
另外，根据本发明第七及第十八方案，能够适当地控制与第一及第三旋转要素啮合的第四旋转要素的旋转状态。
另外，根据本发明第八及第十九方案，能够防止第四旋转要素的旋转方向的反转引起的齿隙的产生，从而能够防止因齿隙而在车轮上产生的转矩的紊乱。
另外，根据本发明第九及第二十方案，除了第三旋转要素的目标旋转状态量、或第四旋转要素的目标旋转状态量之外，还基于第二旋转要素的实际旋转状态量或车轮的实际旋转状态量来求出电动机的目标旋转状态量，因此能够更高精度地控制第三旋转要素的旋转或第四旋转要素的旋转。
另外，根据本发明第十及第二十一方案，除了旋转状态量控制转矩之外，还使对车辆的转弯状态进行控制的转矩状态量控制转矩叠合，由此能够将电动机形成为所期望的旋转状态量，且同时形成为所期望的转弯状态量。
另外，根据本发明第十一及第二十二方案，用于形成为目标转弯状态量的转矩状态量在第一电动机和第二电动机中成为正负相反向量而相抵，能够维持固定的转矩状态量差。由此，不会对基于旋转状态量控制转矩进行的电动机的旋转对合产生影响，能够稳定地形成为所期望的转弯状态量。
附图说明
图1是表示能够搭载本发明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工作状态一并记载的表。
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是车辆行驶中的时间图。
图12(a)是在前进高车速时将电动机控制成目标转矩的情况下的后轮驱动装置的速度共线图，图12(b)是在前进高车速时将电动机控制成目标转速的情况下的后轮驱动装置的速度共线图。
图13是同时进行电动机的目标转矩控制和目标转速控制的情况下的后轮驱动装置的速度共线图。
图14是时序地表示在目标转矩控制中基于第一电动机的目标转速来对第一电动机进行目标转速控制的情况下的后轮驱动装置的速度共线图的图，(a)是目标转速控制前的速度共线图，(b)是目标转速控制中的速度共线图，(c)是目标转速控制后的速度共线图。
图15是时序地表示在目标转矩控制中基于内齿轮的目标转速来对第一电动机进行目标转速控制的情况下的后轮驱动装置的速度共线图的图，(a)是目标转速控制前的速度共线图，(b)是目标转速控制中的速度共线图，(c)是目标转速控制后的速度共线图。
图16是时序地表示在目标转矩控制中基于行星齿轮的目标转速来对第一电动机进行目标转速控制的情况下的后轮驱动装置的速度共线图的图，(a)是目标转速控制前的速度共线图，(b)是目标转速控制中的速度共线图，(c)是目标转速控制后的速度共线图。
图17是用于说明第一电动机的转速差与第二电动机的转速差不同的情况下的目标转速控制的速度共线图。
图18是说明内齿轮自由控制的算出逻辑的框图。
图19是说明内齿轮自由控制的另一算出逻辑的框图。
图20是说明内齿轮自由控制的又一算出逻辑的框图。
具体实施方式
首先，基于图1～图3，说明本发明的车辆用驱动装置的一实施方式。
本发明的车辆用驱动装置将电动机作为车轴驱动用的驱动源，例如，使用于图1所示那样的驱动系统的车辆。在以下的说明中，以使用车辆用驱动装置作为后轮驱动用的情况为例进行说明，但也可以用于前轮驱动用。
图1所示的车辆3是混合动力车辆，在车辆前部具有将内燃机4与电动机5串联连接的驱动装置6(以下，称为前轮驱动装置)，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另行地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与蓄电池9连接，能够进行从蓄电池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。
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，车轴驱动用的第一及第二电动机2A、2B、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配置在与车轴10A、10B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内沿车宽方向左右对称地配置。
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，在该定子14A、14B的内周侧配置有能够旋转的环状的转子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而支承于减速器壳体11的端部壁17A、17B和中间壁18A、18B。而且，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)反馈的分解器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的外周侧啮合的内齿轮24A、24B，从太阳齿轮21A、21B输入第一及第二电动机2A、2B的驱动力，减速后的驱动力通过行星齿轮架23A、23B输出。
太阳齿轮21A、21B一体地形成于圆筒轴16A、16B。而且，例如图3所示，行星齿轮22A、22B是双联小齿轮，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，上述的第一小齿轮26A、26B与第二小齿轮27A、27B以同轴且沿轴向偏置的状态一体形成。该行星齿轮22A、22B支承于行星齿轮架23A、23B，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与车轴10A、10B一体旋转。
需要说明的是，中间壁18A、18B对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的内径侧且在第一及第二行星齿轮式减速器12A、12B侧配置支承行星齿轮架23A、23B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用的总线环(busring)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配置成与第一小齿轮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液压缸室38A、38B内，该液压缸室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，通过向液压缸室38A、38B的高压油的导入来使活塞37A、37B前进，且通过从液压缸室38A、38B排出油来使活塞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，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液压缸室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，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。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相互压紧。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的大的压紧力。
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，另一方面，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压紧时，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(锁定)，若从该状态将活塞37A、37B产生的接合分离，则允许内齿轮24A、24B的自由的旋转。
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利用第一及第二电动机2A、2B的动力前进时进行卡合而将内齿轮24A、24B的旋转锁定。更具体地说明时，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在非卡合时允许基于第一及第二电动机2A、2B的逆向的转矩产生的内齿轮24A、24B的一方向的旋转，在卡合时限制基于第一及第二电动机2A、2B的顺向的转矩产生的内齿轮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者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无需设置两个，可以仅在一方设置液压制动器，并将另一方的空间用作通气室。
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，车轮速度传感器值、第一及第二电动机2A、2B的马达转速传感器值、转向角、油门踏板开度AP、档位、蓄电池9的充电状态(SOC)、油温等向控制装置8输入，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。
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的工作状态一并记载的图。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，后马达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。而且，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、PG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、第二行星齿轮式减速器12B的行星齿轮22B，右侧的S、C、PG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、第一行星齿轮式减速器12A的行星齿轮22A，R表示第一及第二行星齿轮式减速器12A、12B的内齿轮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，将基于第一及第二电动机2A、2B产生的车辆前进时的太阳齿轮21A、21B的旋转方向作为顺向。而且，图中，从停车中的状态开始，上方为顺向的旋转，下方为逆向的旋转，向上的箭头表示顺向的转矩，向下的箭头表示逆向的转矩。
在停车中，前轮驱动装置6和后轮驱动装置1均未驱动。因此，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，因此在任一要素上均未作用转矩。此时，液压制动器60A、60B分离(OFF)。而且，单向离合器50由于第一及第二电动机2A、2B为非驱动而未卡合(OFF)。
并且，在钥匙位置为ON之后，在EV起步、EV定速等马达效率良好的前进低车速时，成为基于后轮驱动装置1进行驱动的后轮驱动。如图6所示，当以使第一及第二电动机2A、2B向顺向旋转的方式进行动力运转驱动时，在太阳齿轮21A、21B上施加有顺向的转矩。此时，如前述那样，单向离合器50卡合而内齿轮24A、24B被锁定。由此，行星齿轮架23A、23B向顺向旋转而进行前进行驶。需要说明的是，来自车轴10A、10B的行驶阻力逆向地作用于行星齿轮架23A、23B。这样，在车辆3的起步时，使钥匙位置为ON而提高第一及第二电动机2A、2B的转矩，由此单向离合器50机械地卡合而内齿轮24A、24B被锁定。
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而以弱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，并将第一及第二电动机2A、2B侧与后轮Wr侧形成为连接状态，从而即使在来自第一及第二电动机2A、2B侧的顺向的转矩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，也能够抑制在第一及第二电动机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，不需要用于将第一及第二电动机2A、2B侧与后轮Wr侧形成为连接状态的转速控制。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。
车速从前进低车速行驶开始上升而达到发动机效率良好的前进中车速行驶时，从基于后轮驱动装置1的后轮驱动变成为基于前轮驱动装置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，要前进行驶的顺向的转矩从车轴10A、10B作用于行星齿轮架23A、23B，因此如前述那样，单向离合器50成为非卡合状态。此时也将液压制动器60A、60B控制成弱接合状态。
从图6或图7的状态开始要对第一及第二电动机2A、2B进行再生驱动时，如图8所示，要继续前进行驶的顺向的转矩从车轴10A、10B作用于行星齿轮架23A、23B，因此如前述那样，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)。因此，内齿轮24A、24B被锁定，且逆向的再生制动转矩作用于第一及第二电动机2A、2B，从而通过第一及第二电动机2A、2B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不能进行动力传递，但是通过预先将使与单向离合器50并列设置的液压制动器60A、60B接合，来将第一及第二电动机2A、2B侧与后轮Wr侧形成为连接状态，由此能够保持为可进行动力传递的状态，通过在此状态下将第一及第二电动机2A、2B控制成再生驱动状态，从而能够对车辆3的能量进行再生。
接下来，在加速时，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停止并将液压制动器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，通过将液压制动器60A、60B控制成分离状态，从而内齿轮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，要前进行驶的顺向的转矩从车轴10A、10B作用于行星齿轮架23A、23B，因此如前述那样，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向太阳齿轮21A、21B输入，在内齿轮24A、24B上产生内齿轮24A、24B的旋转损失。
通过将液压制动器60A、60B控制成分离状态，从而允许内齿轮24A、24B的自由的旋转(以下，称为内齿轮自由状态)，且第一及第二电动机2A、2B侧与后轮Wr侧成为断开状态而成为不能进行动力传递的状态。因此，能够防止第一及第二电动机2A、2B的牵连旋转，且在基于前轮驱动装置6的高车速时能够防止第一及第二电动机2A、2B成为过旋转的情况。以上，在内齿轮自由状态时使第一及第二电动机2A、2B停止，但是在内齿轮自由状态下也可以驱动第一及第二电动机2A、2B(以下，简称为内齿轮自由控制)。关于内齿轮自由控制在后文叙述。
在后退时，如图10所示，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上施加有逆向的转矩。此时，如前述那样，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。因此，内齿轮24A、24B被锁定，行星齿轮架23A、23B向逆向旋转而进行后退行驶。需要说明的是，来自车轴10A、10B的行驶阻力顺向地作用于行星齿轮架23A、23B。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，仅利用单向离合器50不能进行动力传递，但是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，来将第一及第二电动机2A、2B侧与后轮Wr侧形成为连接状态，由此保持为能够进行动力传递，从而通过第一及第二电动机2A、2B的转矩能够使车辆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的旋转方向是顺向还是逆向、及从第一及第二电动机2A、2B侧和后轮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，而且，在液压制动器60A、60B的接合时还能调整接合力。
图11是车辆从停车中的状态开始，直至EV起步→EV加速→ENG加速→减速再生→中速ENG定速→ENG+EV加速→高速ENG定速→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)的时间图。
首先，使钥匙位置为ON并将档位从P档变更为D档，在踩踏油门踏板之前，单向离合器50维持非卡合(OFF)，液压制动器60A、60B维持分离(OFF)状态。从此开始，当油门踏板被踩踏时，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)，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达到中车速区域而从后轮驱动成为前轮驱动时，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)，液压制动器60A、60B维持原来的状态(弱接合状态)。然后，在制动器被踩踏等减速再生时，单向离合器50保持非卡合(OFF)的状态，液压制动器60A、60B成为接合状态(ON)。在基于内燃机4的中速定速中，成为与上述的ENG行驶同样的状态。接着，当进一步踩踏油门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，当车速从中车速区域达到高车速区域时，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)，在第一及第二电动机2A、2B没有驱动要求时，使第一及第二电动机2A、2B停止，在有驱动要求时，进行后述的内齿轮自由控制。然后，在减速再生时，成为与上述的减速再生时同样的状态。然后，当车辆停止时，单向离合器50成为非卡合(OFF)，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保持非卡合(OFF)的状态，液压制动器60A、60B成为接合状态(ON)。然后，当车辆停止时，单向离合器50成为非卡合(OFF)，液压制动器60A、60B成为分离(OFF)状态。
接下来，说明作为本发明的特征的内齿轮自由控制。
内齿轮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，换言之允许连结的内齿轮24A、24B的自由旋转的状态(内齿轮自由状态)下的第一及第二电动机2A、2B的驱动控制，能够为了产生目标横摆力矩(目标左右差转矩)而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)。需要说明的是，在以下的说明中，虽然使用转速(r/min)作为旋转状态量，但并不局限于转速(r/min)，也可以使用角速度(rad/s)等其他的旋转状态量。同样，虽然使用马达转矩(N·m)作为转矩状态量，但也可以使用与马达转矩存在相关的马达电流(A)等其他的转矩状态量。
<目标转矩控制>
在内齿轮自由状态下，如上述那样，第一及第二电动机2A、2B侧与后轮Wr侧成为断开状态而成为不能进行动力传递的状态，但是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的绝对值相等的相反方向(逆向或顺向)的转矩的方式进行控制，由此不使第一及第二电动机2A、2B产生转速变动，就能够使左后轮LWr和右后轮RWr产生左右差转矩而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)进行具体说明。通过以在第一电动机2A上产生顺向的第一马达基础转矩TM1的方式进行转矩控制，从而在太阳齿轮21A上作用有顺向的第一马达基础转矩TM1。此时，与图9同样，要前进行驶的顺向的转矩(未图示)从车轴10A作用于行星齿轮架23A。因此，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马达基础转矩TM1，由此在作为作用点的内齿轮24A、24B上作用有逆向的第一马达基础转矩分配力TM1′。需要说明的是，在图12及以后的图中，始终向前述的各旋转要素施加的损失等产生的向量都省略图示。
另一方面，通过以在第二电动机2B上产生逆向的第二马达基础转矩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马达基础转矩TM2。此时，与图9同样，要前进行驶的顺向的转矩(未图示)从车轴10B作用于行星齿轮架23B。因此，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马达基础转矩TM2，由此在作为作用点的内齿轮24A、24B上作用有顺向的第二马达基础转矩分配力TM2′。
在此，第一马达基础转矩TM1与第二马达基础转矩TM2为绝对值相等的相反方向的转矩，因此作用于内齿轮24A、24B上的逆向的第一马达基础转矩分配力TM1′与顺向的第二马达基础转矩分配力TM2′相互抵消(相抵)。因此，第一马达基础转矩TM1和第二马达基础转矩TM2对旋转变动不起作用，太阳齿轮21A、21B和内齿轮24A、24B维持各自的旋转状态。此时，第一马达基础转矩TM1乘以第一行星齿轮式减速器12A的减速比所得到的顺向的左后轮转矩TT1作用于行星齿轮架23A，并且第二马达基础转矩TM2乘以第二行星齿轮式减速器12B的减速比所得到的逆向的右后轮转矩TT2作用于行星齿轮架23B。
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、TT2之差(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马达基础转矩基于车辆3的目标横摆力矩来求出。关于该目标马达基础转矩的求出式，使用以下的式子进行说明。
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，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(以顺时针为正)为YMT，车轮半径为r，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)
在此，在内齿轮自由状态下，由第一及第二电动机2A、2B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根据上述(1)、(2)式而唯一决定。
即，WWT1＝-WTT2＝ΔTT/2 (4)
另外，在与左后轮LWr连结的第一电动机2A的目标马达基础转矩为TTM1，与右后轮RWr连结的第二电动机2B的目标马达基础转矩为TTM2时，左右的第一及第二电动机2A、2B的目标马达基础转矩TTM1、TTM2根据以下的(5)、(6)式导出。
TTM1＝(1/Ratio)·WTT1 (5)
TTM2＝(1/Ratio)·WTT2 (6)
需要说明的是，Ratio是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，左右的第一及第二电动机2A、2B的目标马达基础转矩TTM1、TTM2由以下的(7)、(8)式表示。
TTM1＝(1/Ratio)·ΔTT/2 (7)
TTM2＝-(1/Ratio)·ΔTT/2 (8)
因此，基于车辆3的目标横摆力矩YMT来求出左右后轮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的减速比所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的目标马达基础转矩TTM1、TTM2，由此能够产生所期望的横摆力矩。
<目标转速控制>
在内齿轮自由状态、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，由于连结的内齿轮24A、24B未被锁定且也未产生前述的马达转矩分配力的相抵，因此转矩不向后轮Wr传递，仅产生太阳齿轮21A、21B(第一及第二电动机2A、2B)与内齿轮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，由此能够在不使旋转控制转矩向后轮Wr传递的情况下将第一及/或第二电动机2A、2B控制成所期望的转速。
例如以使第一及第二电动机2A、2B的转速下降的情况为例，参照图12(b)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，从而在太阳齿轮21A上作用有逆向的第一旋转控制转矩SM1。此时，与图9同样，要前进行驶的顺向的转矩(未图示)从车轴10A作用于行星齿轮架23A。因此，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内齿轮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，要前进行驶的顺向的转矩(未图示)从车轴10B作用于行星齿轮架23B。因此，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内齿轮24A、24B上作用有顺向的第二旋转控制转矩分配力SM2′。
在此，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，因此作用在内齿轮24A、24B上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′向提高内齿轮24A、24B的转速的方向发挥作用。此时，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相平衡的转矩，因此在行星齿轮架23A、23B上未产生基于第一及第二旋转控制转矩SM1、SM2的左右后轮转矩。因此，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′使内齿轮24A、24B的转速提高。这样，通过适当产生第一及第二旋转控制转矩SM1、SM2，从而能够将第一及第二电动机2A、2B控制成任意的目标转速，不久第一及第二电动机2A、2B成为马达目标转速。
需要说明的是，后轮驱动装置1存在由于内齿轮24A、24B被连结，而无法以同时满足第一电动机2A的马达目标转速和第二电动机2B的马达目标转速的方式进行控制的情况，这种情况下，以满足任一方的电动机的马达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)是分别说明在内齿轮自由状态下，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的图，而通过同时进行目标转矩控制和目标转速控制，能够产生所期望的横摆力矩，且同时能够将第一及/或第二电动机2A、2B控制成所期望的转速。
图13是将图12(a)记载的第一及第二马达基础转矩TM1、TM2及作为其分配力的第一及第二马达基础转矩分配力TM1′、TM2′、图12(b)记载的第一及第二旋转控制转矩SM1、SM2及作为其分配力的第一及第二旋转控制转矩分配力SM1′、SM2′一并记载的图。
这种情况下，实际上，从第一电动机2A产生顺向的第一马达转矩M1(第一马达基础转矩TM1+第一旋转控制转矩SM1)，从第二电动机2B产生逆向的第二马达转矩M2(第二马达基础转矩TM2+第二旋转控制转矩SM2)，由此，顺向的左后轮转矩TT1作用于行星齿轮架23A，并且逆向的右后轮转矩TT2作用于行星齿轮架23B，从而产生顺时针的横摆力矩M。而且，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，内齿轮24A、24B的转速上升，不久第一及第二电动机2A、2B成为马达目标转速。
作为上述的进行目标转速控制的情况，例示以下的3个形态(I)～(III)。
(I)第一个是基于电动机的目标转速来进行前述的目标转速控制的形态，详细而言，是基于根据电动机的效率的电动机的目标转速来进行前述的目标转速控制的形态。即，是对于马达目标转速，基于第一及第二电动机2A、2B的效率和向该电动机供给电力的电力供给装置的效率中的至少一方，来设定第一及第二电动机2A、2B的马达目标转速的形态。在通过液压制动器60A、60B及/或单向离合器50将内齿轮24A、24B锁定的状态下，第一及第二电动机2A、2B的转速以及太阳齿轮21A、21B的转速与行星齿轮架23A、23B的旋转连动，成为与第一及第二行星齿轮式减速器12A、12B的减速比对应的规定的转速，但是若内齿轮24A、24B为未锁定的状态即内齿轮自由状态，则第一及第二电动机2A、2B的转速以及太阳齿轮21A、21B的转速不与行星齿轮架23A、23B的旋转连动，能够成为任意的转速。需要说明的是，电力供给装置为包含未图示的逆变器的PDU、3相线，主要是PDU。这样，基于在电力供给系统的效率中所占的比例大的电动机的效率和PDU的效率来求出马达目标转速，由此能够进一步减少电力消耗。另外，也可以仅基于电动机的效率来求出马达目标转速。这种情况下，在试验性地求出效率时，效率映射的作成容易，在依次检测·推定来求出时，能够减少控制量。
例如，在图14(a)所示的、通过从第一电动机2A产生逆向的第一马达基础转矩TM1，且从第二电动机2B产生与第一马达基础转矩TM1绝对值相等的相反方向(顺向)的第二马达基础转矩TM2，由此产生逆时针横摆力矩M的状态下，第一电动机2A的效率在转速MA2比当前的马达实际转速MA1高时，如图14(b)所示，将第一电动机2A的马达目标转速设定为MA2，使第一电动机2A进一步产生与马达实际转速MA1和马达目标转速MA2的转速差对应的逆向的第一旋转控制转矩SM1，并使第二电动机2B进一步产生与第一旋转控制转矩SM1的绝对值相等的同一方向(逆向)的第二旋转控制转矩SM2。
此时，实际上，从第一电动机2A产生第一马达转矩M1(第一马达基础转矩TM1+第一旋转控制转矩SM1)，从第二电动机2B产生第二马达转矩M2(第二马达基础转矩TM2+第二旋转控制转矩SM2)。并且，在第一电动机2A的马达实际转速MA1成为马达目标转速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的转速和内齿轮24A、24B的转速唯一决定。
这样，即使是内齿轮自由状态，通过基于电动机等的效率来设定电动机的马达目标转速，且除了马达基础转矩之外，还向两方的电动机施加绝对值相等的同一方向的旋转控制转矩，由此也能够产生所期望的横摆力矩，且同时能够将至少一方的电动机控制成效率良好的所期望的转速。
(II)第二个是基于内齿轮24A、24B的目标转速来进行前述的目标转速控制的形态，详细而言，是在液压制动器60A、60B的接合指令被输入时以使内齿轮24A、24B成为零旋转状态(转速为零)的方式进行控制的形态。
例如，在图15(a)所示的、通过从第一电动机2A产生逆向的第一马达基础转矩TM1，从第二电动机2B产生与第一马达基础转矩TM1的绝对值相等的相反方向(顺向)的第二马达基础转矩TM2，由此产生逆时针横摆力矩M的状态下，在液压制动器60A、60B的接合指令被输入时，如图15(b)所示，将内齿轮24A、24B假定为零旋转状态，并将基于内齿轮24A、24B的零旋转和行星齿轮架23A的转速或左后轮LWr的转速而求出的第一电动机2A的转速即MA2设定为马达目标转速，使第一电动机2A进一步产生与马达实际转速MA1和马达目标转速MA2的转速差对应的顺向的第一旋转控制转矩SM1，并使第二电动机2B进一步产生与第一旋转控制转矩SM1的绝对值相等的同一方向(顺向)的第二旋转控制转矩SM2。
此时，实际上，从第一电动机2A产生第一马达转矩M1(第一马达基础转矩TM1+第一旋转控制转矩SM1)，从第二电动机2B产生第二马达转矩M2(第二马达基础转矩TM2+第二旋转控制转矩SM2)。
并且，在第一电动机2A的马达实际转速MA1成为马达目标转速MA2的时刻，如图15(c)所示，使第一及第二旋转控制转矩SM1、SM2消失，将液压制动器60A、60B接合。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的转速和内齿轮24A、24B的转速唯一决定。
这样，即使是内齿轮自由状态，通过基于内齿轮24A、24B的目标转速来设定电动机的马达目标转速，且除了马达基础转矩之外，还向两方的电动机施加绝对值相等的同一方向的旋转控制转矩，由此也能够产生所期望的横摆力矩，且同时能够将至少一方的电动机控制成所期望的转速。如上述，若根据液压制动器60A、60B的接合指令而使内齿轮24A、24B的目标转速为零旋转状态，则能够抑制将液压制动器60A、60B接合时的冲击。
需要说明的是，并不局限于为了将液压制动器60A、60B接合而使内齿轮24A、24B的目标转速为零的情况，在为了使单向离合器50卡合而使内齿轮24A、24B的内齿轮目标转速为零的情况下也能够同样地进行控制。而且，也可以取代使内齿轮24A、24B为零旋转状态的情况，而设定为例如摩擦损失少的所期望的转速。
(III)第三个是基于行星齿轮22A、22B的目标转速来进行前述的目标转速控制的形态，详细而言，是在内齿轮自由状态下以使行星齿轮22A、22B的旋转方向不发生反转的方式进行控制的形态。
图16(a)示出如下状态：在车辆3的左转弯中，即，根据左后轮LWr与右后轮RWr的转速差，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而第二行星齿轮式减速器12B的太阳齿轮21B和行星齿轮架23B的转速增大，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产生逆向的第一马达基础转矩TM1，从第二电动机2B产生与第一马达基础转矩TM1的绝对值相等的相反方向(顺向)的第二马达基础转矩TM2，由此产生逆时针横摆力矩M。
需要说明的是，在图16(a)中，将连结第一行星齿轮式减速器12A的太阳齿轮21A(S)、行星齿轮架23A(C)、内齿轮24A(R)的线段进一步延长的线上的点(A1)表示行星齿轮22A的转速(自转)，将连结第二行星齿轮式减速器12B的太阳齿轮21B(S)、行星齿轮架23B(C)、内齿轮24B(R)的线段进一步延长的线上的点(B1)表示行星齿轮22B的转速(自转)。
在从该状态开始将液压制动器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)、行星齿轮22A、22B(PG)及内齿轮24A、24B(R)能够成为任意的转速。在此，在液压制动器60A、60B的分离指令被输入的情况下，如图16(b)所示，以使以转速A1逆向旋转的行星齿轮22A的旋转方向不发生反转且使转速(绝对值)减小的方式在零旋转附近设定行星齿轮目标转速A2，将基于行星齿轮目标转速A2和行星齿轮架23A的转速而求出的第一电动机2A的转速即MA2设定为马达目标转速，并将液压制动器60A、60B分离。而且，使第一电动机2A进一步产生与马达实际转速MA1和马达目标转速MA2的转速差对应的逆向的第一旋转控制转矩SM1，并使第二电动机2B进一步产生与第一旋转控制转矩SM1的绝对值相等的同一方向(逆向)的第二旋转控制转矩SM2。
此时，实际上，从第一电动机2A产生第一马达转矩M1(第一马达基础转矩TM1+第一旋转控制转矩SM1)，从第二电动机2B产生第二马达转矩M2(第二马达基础转矩TM2+第二旋转控制转矩SM2)。并且，在第一电动机2A的马达实际转速MA1成为马达目标转速MA2的时刻，如图16(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的转速和内齿轮24A、24B的转速唯一决定。
这样，即使是内齿轮自由状态，通过基于行星齿轮22A、22B的目标转速来设定电动机的马达目标转速，且除了马达基础转矩之外，还向两方的电动机施加绝对值相等的同一方向的旋转控制转矩，由此也能够产生所期望的横摆力矩，且同时能够将至少一方的电动机控制成所期望的转速。若如上述那样以使行星齿轮22A、22B的旋转方向不发生反转的方式设定行星齿轮目标转速，则能够防止因齿隙而在后轮Wr上产生的转矩的紊乱。
另外，也可以并行地进行(III)的马达目标转速的算出和(I)的马达目标转速的算出。即，可以并行地进行基于行星齿轮目标转速的马达目标转速的算出、基于电动机和向该电动机供给电力的电力供给装置的效率的马达目标转速的算出。由此，能够防止齿隙的产生并减少电力消耗。但是，在同时满足基于行星齿轮目标转速而求出的马达目标转速、基于电动机和向该电动机供给电力的电力供给装置的效率而求出的马达目标转速这样的马达转速不存在的情况下，优选使基于行星齿轮目标转速而求出的马达目标转速优先。由此，与电动机等的效率相比，使齿隙的产生的防止优先，由此能够提高车辆的舒适性。
另外，也可以并行地进行(III)的马达目标转速的算出和(II)的马达目标转速的算出。即，可以并行地进行基于行星齿轮目标转速的马达目标转速的算出和基于内齿轮目标转速的马达目标转速的算出。由此，能够防止齿隙的产生并防止液压制动器60A、60B的接合·分离时的冲击。但是，在同时满足基于行星齿轮目标转速而求出的马达目标转速、基于内齿轮目标转速而求出的马达目标转速这样的马达转速不存在的情况下，优选使基于内齿轮目标转速而求出的马达目标转速优先。由此，与齿隙的产生的防止相比，使液压制动器60A、60B的接合·分离时的冲击的防止优先，由此能够提高车辆的稳定性。
图18是说明第一及第二马达转矩M1、M2的算出逻辑的图。
符号81是马达目标转速设定部，向马达目标转速设定部81输入后轮驱动装置1的状态(RDU STATE)、左车轮速度传感器值及右车轮速度传感器值，根据基于电动机的效率的转速变更指令、内齿轮24A、24B的接合或分离指令、行星齿轮22A、22B的旋转方向反转防止指令等控制信号，如上述(I)～(III)的形态中说明的那样算出第一电动机2A的马达目标转速MA2。然后，控制装置8从算出的第一电动机2A的马达目标转速MA2减去当前的第一电动机2A的转速即马达实际转速MA1来算出转速差DA。然后，通过在转速差DA上乘以规定的增益来转换成转矩，从而算出第一电动机2A的第一旋转控制转矩SM1和第二电动机2B的第二旋转控制转矩SM2。该第一及第二旋转控制转矩SM1、SM2是绝对值相等的同一方向的转矩。
符号82是内齿轮自由许可判定部，向内齿轮自由许可判定部82输入后轮驱动装置1的状态(RDU STATE)、第一及第二旋转控制转矩SM1、SM2，来进行内齿轮自由控制的许可判定。当作出内齿轮自由控制的许可时，在根据横摆力矩要求而算出的第一马达基础转矩TM1上加上第一旋转控制转矩SM1来算出第一电动机2A的产生转矩即第一马达转矩M1，同样，在根据横摆力矩要求而算出的第二马达基础转矩TM2上加上第二旋转控制转矩SM2来算出第二电动机2B的产生转矩即第二马达转矩M2。
如以上说明那样，基于第一电动机2A和第二电动机2B中的任一方的马达目标转速与马达实际转速的转速差来求出旋转控制转矩，并基于旋转控制转矩来求出第一电动机2A的第一马达转矩M1和第二电动机2B的第二马达转矩M2，由此，即使为内齿轮自由状态，也能够产生所期望的横摆力矩，且同时能够将至少一方的电动机控制成所期望的转速。
在上述(I)～(III)的形态的图14～图16的说明中，作为进行目标转速控制的电动机，一律选择第一电动机2A进行了说明。换言之，在上述(A)～(C)的形态中，说明了仅第一电动机2A具有马达目标转速而第二电动机2B作为不具有马达目标转速的电动机的情况，但也可以一律选择第二电动机2B，使仅第二电动机2B具有马达目标转速而第一电动机2A作为不具有马达目标转速的电动机。而且，也可以是第一及第二电动机2A、2B这双方的电动机具有马达目标转速，并选择马达目标转速与马达实际转速的转速差小的一方的电动机作为进行目标转速控制的电动机。
关于选择第一电动机2A和第二电动机2B中的马达目标转速与马达实际转速的转速差小的一方的电动机作为进行目标转速控制的电动机的情况，以上述(III)的形态为例进行说明。
在被输入了液压制动器60A、60B的分离指令的情况下，如图17所示，在第一行星齿轮式减速器12A中，以使以转速A1进行逆向旋转的行星齿轮22A的旋转方向不发生反转且使转速(绝对值)减小的方式在零旋转附近设定行星齿轮目标转速A2，并算出第一电动机2A的马达实际转速MA1与第一电动机2A的马达目标转速MA2的转速差DA，该马达目标转速MA2基于行星齿轮目标转速A2和行星齿轮架23A的转速或左后轮LWr的转速而求出。同样，在第二行星齿轮式减速器12B中，以使以转速B1进行逆向旋转的行星齿轮22B的旋转方向不发生反转且使转速(绝对值)减小的方式在零旋转附近设定行星齿轮目标转速B2，并算出第二电动机2B的马达实际转速MB1与第二电动机2B的马达目标转速MB2的转速差DB，该马达目标转速MB2基于行星齿轮目标转速B2和行星齿轮架23B的转速或右后轮RWr的转速而求出。然后，将第一电动机2A的转速差DA与第二电动机2B的转速差DB进行比较，选择转速差小的第一电动机2A作为进行目标转速控制的电动机。这样，通过选择转速差小的一方的电动机作为进行目标转速控制的电动机，能够抑制转速差大即未控制成马达目标转速的一方的电动机的过剩控制。若选择转速差大的一方的电动机即第二电动机2B作为进行目标转速控制的电动机，则转速差小的第一电动机2A成为过剩控制，从而第一行星齿轮式减速器12A的行星齿轮22A超过目标转速而旋转方向反转，进行正旋转。
图19是说明这种情况下的第一及第二马达转矩M1、M2的算出逻辑的图。
在马达目标转速设定部81中，根据控制信号来算出第一电动机2A的马达目标转速(以下，称为第一马达目标转速MA2)和第二电动机2B的马达目标转速(以下，称为第二马达目标转速MB2)。然后，控制装置8从算出的第一电动机2A的第一马达目标转速MA2减去当前的第一电动机2A的转速即马达实际转速(以下，称为第一马达实际转速MA1)来算出转速差(以下，称为第一转速差DA)，并从算出的第二电动机2B的第二马达目标转速MB2减去当前的第二电动机2B的转速即马达实际转速(以下，称为第二马达实际转速MB1)来算出转速差(以下，称为第二转速差DB)。接着，将第一转速差DA与第二转速差DB进行比较，在转速差小的电动机的转速差上乘以规定的增益，由此转换成转矩，来算出第一电动机2A的旋转控制转矩SM1(以下，称为第一旋转控制转矩SM1)和第二电动机2B的旋转控制转矩SM2(以下，称为第二旋转控制转矩SM2)。该第一及第二旋转控制转矩SM1、SM2是绝对值相等的同一方向的转矩。
以后的处理与图18中说明的处理同样，因此这里省略说明。
需要说明的是，在图19中，将第一转速差DA与第二转速差DB进行了比较，但也可以如图20所示，当算出了在第一转速差DA上乘以规定的增益而转换成转矩的第一旋转控制候补转矩、在第二转速差DB上乘以规定的增益而转换成转矩的第二旋转控制候补转矩之后，将第一旋转控制候补转矩与第二旋转控制候补转矩进行比较，将旋转控制候补转矩小的电动机的旋转控制候补转矩设定为第一电动机2A的第一旋转控制转矩SM1和第二电动机2B的第二旋转控制转矩SM2。
在图18～图20中，若未进行目标转速控制，则第一及第二旋转控制转矩SM1、SM2为零，第一马达转矩M1与第一马达基础转矩TM1相等，第二马达转矩M2与第二马达基础转矩TM2相等。此时的后轮驱动装置1的共线图成为图12(a)所示的共线图。
另一方面，若未进行目标转矩控制，则第一及第二马达基础转矩TM1、TM2为零，第一马达转矩M1与第一旋转控制转矩SM1相等，第二马达转矩M2与第二旋转控制转矩SM2相等。此时的后轮驱动装置1的共线图成为图12(b)所示的共线图。
如以上说明那样，根据本实施方式，基于第一电动机2A的第一马达目标转速MA2与第一马达实际转速MA1的第一转速差DA和第二电动机2B的第二马达目标转速MB2与第二马达实际转速MB1的第二转速差DB中的小的一方的转速差，来求出第一及第二旋转控制转矩SM1、SM，基于第一及第二旋转控制转矩SM1、SM来求出第一电动机2A的第一马达转矩M1和第二电动机2B的第二马达转矩M2，或者基于第一转速差DA来求出第一旋转控制候补转矩，基于第二转速差DB来求出第二旋转控制候补转矩，且基于第一及第二旋转控制候补转矩中的小的一方的旋转控制转矩，来求出第一电动机2A的第一马达转矩M1和第二电动机2B的第二马达转矩M2，由此，即使为内齿轮自由状态，也能够产生所期望的横摆力矩，且同时能够将转速差小的一方的电动机控制成所期望的转速。而且，通过将基于转速差小的一方而求出的旋转控制转矩向两方的电动机施加，由此能够抑制转速差大的一方的电动机的过剩控制。
需要说明的是，本发明没有限定为上述的实施方式，可以适当地进行变形、改良等。
例如，无需在内齿轮24A、24B上分别设置液压制动器60A、60B，只要在连结的内齿轮24A、24B上设置至少1个液压制动器和1个单向离合器即可。而且，可以省略液压制动器和单向离合器中的任一方或双方。
另外，虽然例示了液压制动器作为断接机构，但不局限于此，可以任意地选择机械式、电磁式等。
另外，虽然在太阳齿轮21A、21B上连接第一及第二电动机2A、2B，并将内齿轮彼此相互连结，但不局限于此，也可以将太阳齿轮彼此相互连结，并在内齿轮上连接第一及第二电动机。
另外，前轮驱动装置也可以不使用内燃机而将电动机作为唯一的驱动源。
需要说明的是，本申请基于2012年3月21日提出申请的日本专利申请(特愿2012-064075)，并将其内容作为参照而取入于此。
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(电动机控制装置)
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)
22A、22B 行星齿轮(第四旋转要素)
23A、23B 行星齿轮架(第二旋转要素)
24A、24B 内齿轮(第三旋转要素)
50 单向离合器(一方向旋转限制机构)
60A、60B 液压制动(两方向旋转限制机构)
LWr 左后轮(左车轮)
RWr 右后轮(右车轮)

Claims (20)

1.一种车辆用驱动装置，其具备左车轮驱动装置、右车轮驱动装置及电动机控制机构，该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和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，该右车轮驱动装置具有对所述车辆的右车轮进行驱动的第二电动机和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，该电动机控制机构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至第三旋转要素，
在所述第一变速器的所述第一旋转要素上连接有所述第一电动机，
在所述第二变速器的所述第一旋转要素上连接有所述第二电动机，
在所述第一变速器的所述第二旋转要素上连接有所述左车轮，
在所述第二变速器的所述第二旋转要素上连接有所述右车轮，
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，
所述电动机控制机构取得所述第一电动机的目标旋转状态量、所述第一电动机的实际旋转状态量、所述第二电动机的目标旋转状态量、所述第二电动机的实际旋转状态量，
所述电动机控制机构求出所述第一电动机的所述目标旋转状态量与所述第一电动机的所述实际旋转状态量的旋转状态量差即第一旋转状态量差、所述第二电动机的所述目标旋转状态量与所述第二电动机的所述实际旋转状态量的旋转状态量差即第二旋转状态量差，
所述电动机控制机构基于所述第一旋转状态量差和所述第二旋转状态量差中的小的一方的旋转状态量差，来求出旋转状态量控制转矩，
所述电动机控制机构基于该旋转状态量控制转矩，来求出所述第一电动机的控制转矩及所述第二电动机的控制转矩。
2.一种车辆用驱动装置，其具备左车轮驱动装置、右车轮驱动装置及电动机控制机构，该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和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，该右车轮驱动装置具有对所述车辆的右车轮进行驱动的第二电动机和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，该电动机控制机构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至第三旋转要素，
在所述第一变速器的所述第一旋转要素上连接有所述第一电动机，
在所述第二变速器的所述第一旋转要素上连接有所述第二电动机，
在所述第一变速器的所述第二旋转要素上连接有所述左车轮，
在所述第二变速器的所述第二旋转要素上连接有所述右车轮，
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，
所述电动机控制机构取得所述第一电动机的目标旋转状态量、所述第一电动机的实际旋转状态量、所述第二电动机的目标旋转状态量、所述第二电动机的实际旋转状态量，
所述电动机控制机构求出所述第一电动机的所述目标旋转状态量与所述第一电动机的所述实际旋转状态量的旋转状态量差即第一旋转状态量差、所述第二电动机的所述目标旋转状态量与所述第二电动机的所述实际旋转状态量的旋转状态量差即第二旋转状态量差，
所述电动机控制机构基于所述第一旋转状态量差来求出第一旋转状态量控制转矩，并基于所述第二旋转状态量差来求出第二旋转状态量控制转矩，
所述电动机控制机构基于所述第一旋转状态量控制转矩和所述第二旋转状态量控制转矩中的小的一方的旋转状态量控制转矩，来求出所述第一电动机的控制转矩及所述第二电动机的控制转矩。
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，
所述第一电动机或所述第二电动机的目标旋转状态量基于该电动机的效率和向该电动机供给电力的电力供给装置的效率中的至少一方来求出。
4.根据权利要求1或2所述的车辆用驱动装置，其特征在于，
基于所述第三旋转要素的目标旋转状态量来求出所述第一电动机或所述第二电动机的目标旋转状态量。
5.根据权利要求4所述的车辆用驱动装置，其特征在于，
所述车辆用驱动装置具备两方向旋转限制机构和一方向旋转限制机构中的至少一方，该两方向旋转限制机构能够分离或接合，且通过接合而限制所述第三旋转要素的两方向的旋转，该一方向旋转限制机构在非卡合时允许所述第三旋转要素的一方向的旋转，在卡合时限制所述第三旋转要素的另一方向的旋转，
在所述第三旋转要素旋转时，将所述第三旋转要素的目标旋转状态量设定成使所述第三旋转要素成为大致零旋转状态。
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，
所述第一及第二变速器具有第四旋转要素，该第四旋转要素由所述第二旋转要素支承为能够公转，且与所述第一旋转要素及所述第三旋转要素啮合，
基于所述第四旋转要素的目标旋转状态量来求出所述第一电动机或所述第二电动机的目标旋转状态量。
7.根据权利要求6所述的车辆用驱动装置，其特征在于，
以使向一方向或另一方向旋转的所述第四旋转要素的旋转方向不发生反转的方式设定所述第四旋转要素的所述目标旋转状态量。
8.根据权利要求3所述的车辆用驱动装置，其特征在于，
还基于所述第二旋转要素的实际旋转状态量、或者所述左车轮或所述右车轮的实际旋转状态量，来求出所述第一电动机或所述第二电动机的目标旋转状态量。
9.根据权利要求1或2所述的车辆用驱动装置，其特征在于，
基于所述车辆的目标转弯状态量来求出所述第一电动机及所述第二电动机的目标转矩状态量，
基于所述第一电动机的所述目标转矩状态量来求出所述第一电动机的转矩状态量控制转矩，
基于所述第二电动机的所述目标转矩状态量来求出所述第二电动机的转矩状态量控制转矩，
进而，基于所述第一电动机的所述转矩状态量控制转矩及所述第二电动机的所述转矩状态量控制转矩，来求出所述第一电动机的所述控制转矩及所述第二电动机的所述控制转矩。
10.根据权利要求9所述的车辆用驱动装置，其特征在于，
基于所述车辆的所述目标转弯状态量来求出所述第一电动机及所述第二电动机的目标转矩状态量差，
将该目标转矩状态量差的一半的大小且正符号的转矩状态量作为所述第一电动机的所述目标转矩状态量和所述第二电动机的所述目标转矩状态量中的任一方，
将该目标转矩状态量差的一半的大小且与所述正符号相反的负符号的转矩状态量作为所述第一电动机的所述目标转矩状态量和所述第二电动机的所述目标转矩状态量中的另一方。
11.一种车辆用驱动装置的控制方法，该车辆用驱动装置具备左车轮驱动装置、右车轮驱动装置及电动机控制机构，该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和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，该右车轮驱动装置具有对所述车辆的右车轮进行驱动的第二电动机和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，该电动机控制机构对所述第一电动机和所述第二电动机进行控制，
所述第一及第二变速器分别具有第一至第三旋转要素，
在所述第一变速器的所述第一旋转要素上连接有所述第一电动机，
在所述第二变速器的所述第一旋转要素上连接有所述第二电动机，
在所述第一变速器的所述第二旋转要素上连接有所述左车轮，
在所述第二变速器的所述第二旋转要素上连接有所述右车轮，
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的控制方法的特征在于，包括：
取得所述第一电动机的目标旋转状态量、所述第一电动机的实际旋转状态量、所述第二电动机的目标旋转状态量、所述第二电动机的实际旋转状态量的处理；
求出所述第一电动机的所述目标旋转状态量与所述第一电动机的所述实际旋转状态量的旋转状态量差即第一旋转状态量差、所述第二电动机的所述目标旋转状态量与所述第二电动机的所述实际旋转状态量的旋转状态量差即第二旋转状态量差的处理；
基于所述第一旋转状态量差和所述第二旋转状态量差中的小的一方的旋转状态量差，来求出旋转状态量控制转矩的处理；以及
基于该旋转状态量控制转矩，来求出所述第一电动机的控制转矩及所述第二电动机的控制转矩的处理。
12.一种车辆用驱动装置的控制方法，该车辆用驱动装置具备左车轮驱动装置、右车轮驱动装置及电动机控制机构，该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和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，该右车轮驱动装置具有对所述车辆的右车轮进行驱动的第二电动机和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，该电动机控制机构对所述第一电动机和所述第二电动机进行控制，
所述第一及第二变速器分别具有第一至第三旋转要素，
在所述第一变速器的所述第一旋转要素上连接有所述第一电动机，
在所述第二变速器的所述第一旋转要素上连接有所述第二电动机，
在所述第一变速器的所述第二旋转要素上连接有所述左车轮，
在所述第二变速器的所述第二旋转要素上连接有所述右车轮，
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的控制方法的特征在于，包括：
取得所述第一电动机的目标旋转状态量、所述第一电动机的实际旋转状态量、所述第二电动机的目标旋转状态量、所述第二电动机的实际旋转状态量的处理；
求出所述第一电动机的所述目标旋转状态量与所述第一电动机的所述实际旋转状态量的旋转状态量差即第一旋转状态量差、所述第二电动机的所述目标旋转状态量与所述第二电动机的所述实际旋转状态量的旋转状态量差即第二旋转状态量差的处理；
基于所述第一旋转状态量差来求出第一旋转状态量控制转矩，并基于所述第二旋转状态量差来求出第二旋转状态量控制转矩的处理；以及
基于所述第一旋转状态量控制转矩和所述第二旋转状态量控制转矩中的小的一方的旋转状态量控制转矩，来求出所述第一电动机的控制转矩及所述第二电动机的控制转矩的处理。
13.根据权利要求11或12所述的车辆用驱动装置的控制方法，其特征在于，
将所述第一电动机或所述第二电动机的目标旋转状态量基于该电动机的效率和向该电动机供给电力的电力供给装置的效率中的至少一方来求出。
14.根据权利要求11或12所述的车辆用驱动装置的控制方法，其特征在于，
基于所述第三旋转要素的目标旋转状态量，来求出所述第一电动机或所述第二电动机的目标旋转状态量。
15.根据权利要求14所述的车辆用驱动装置的控制方法，其特征在于，
所述车辆用驱动装置具备两方向旋转限制机构和一方向旋转限制机构中的至少一方，该两方向旋转限制机构能够分离或接合，且通过接合而限制所述第三旋转要素的两方向的旋转，该一方向旋转限制机构在非卡合时允许所述第三旋转要素的一方向的旋转，在卡合时限制所述第三旋转要素的另一方向的旋转，
在所述第三旋转要素旋转时，将所述第三旋转要素的目标旋转状态量设定成使所述第三旋转要素成为大致零旋转状态。
16.根据权利要求11或12所述的车辆用驱动装置的控制方法，其特征在于，
所述第一及第二变速器具有第四旋转要素，该第四旋转要素由所述第二旋转要素支承为能够公转，且与所述第一旋转要素及所述第三旋转要素啮合，
基于所述第四旋转要素的目标旋转状态量，来求出所述第一电动机或所述第二电动机的所述目标旋转状态量。
17.根据权利要求16所述的车辆用驱动装置的控制方法，其特征在于，
以使向一方向或另一方向旋转的所述第四旋转要素的旋转方向不发生反转的方式设定所述第四旋转要素的所述目标旋转状态量。
18.根据权利要求13所述的车辆用驱动装置的控制方法，其特征在于，
还基于所述第二旋转要素的实际旋转状态量、或者所述左车轮或所述右车轮的实际旋转状态量，来求出所述第一电动机或所述第二电动机的目标旋转状态量。
19.根据权利要求11或12所述的车辆用驱动装置的控制方法，其特征在于，
基于所述车辆的目标转弯状态量，来求出所述第一电动机及所述第二电动机的目标转矩状态量，
基于所述第一电动机的所述目标转矩状态量，来求出所述第一电动机的转矩状态量控制转矩，
基于所述第二电动机的所述目标转矩状态量，来求出所述第二电动机的转矩状态量控制转矩，
进而，基于所述第一电动机的所述转矩状态量控制转矩及所述第二电动机的所述转矩状态量控制转矩，来求出所述第一电动机的所述控制转矩及所述第二电动机的所述控制转矩。
20.根据权利要求19所述的车辆用驱动装置的控制方法，其特征在于，
基于所述车辆的所述目标转弯状态量，来求出所述第一电动机及所述第二电动机的目标转矩状态量差，
将该目标转矩状态量差的一半的大小且正符号的转矩状态量作为所述第一电动机的所述目标转矩状态量和所述第二电动机的所述目标转矩状态量中的任一方，
将该目标转矩状态量差的一半的大小且与所述正符号相反的负符号的转矩状态量作为所述第一电动机的所述目标转矩状态量和所述第二电动机的所述目标转矩状态量中的另一方。
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