WO2010070725A1

WO2010070725A1 - 車両用動力伝達装置

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Publication number: WO2010070725A1
Application number: PCT/JP2008/072791
Authority: WO
Inventors: 吉村　孝広
Original assignee: トヨタ自動車株式会社
Priority date: 2008-12-15
Filing date: 2008-12-15
Publication date: 2010-06-24
Also published as: US8535189B2; CN102245419A; JPWO2010070725A1; DE112008004176B4; US20110314960A1; CN102245419B; DE112008004176T5; JP5195919B2

Abstract

　前後輪動力分配装置１４を構成している分配用遊星歯車装置２４のリングギヤＣＲが入力回転要素で差動出力部材２２に連結され、キャリアＣＣＡが第１出力回転要素で後輪３４側に連結され、サンギヤＣＳが第２出力回転要素で前輪４４側に連結されているため、動力発生装置１１の第１モータジェネレータＭＧ１の運転状態すなわち回転速度やトルクを制御して、入力回転要素であるリングギヤＣＲの回転速度やその回転速度の変化のし易さを制御することより、第１出力回転要素（キャリアＣＣＡ）および第２出力回転要素（サンギヤＣＳ）の差動回転を制限したり許容したりすることができる。これにより、クラッチや皿ばね等の機械的な差動制御手段を別途設ける必要がなくなり、装置が簡単且つ安価に構成される。

Description

車両用動力伝達装置

　本発明は車両用動力伝達装置に係り、特に、複数の車輪の差動回転を制御する技術に関するものである。

　(a) 電気的にトルク制御可能な回転機を備えている動力発生装置と、(b) 入力回転要素、第１車輪に作動的に連結された第１出力回転要素、および第２車輪に作動的に連結された第２出力回転要素の３つの回転要素から成り、前記動力発生装置から入力回転要素に入力された動力を第１出力回転要素と第２出力回転要素とに分配する動力分配装置と、を有する車両用動力伝達装置が広く知られている。特許文献１に記載の車両用動力伝達装置はその一例で、ハイブリッド駆動型の前後輪駆動車両に関するものであり、前記動力発生装置として、(a-1) 前記回転機（モータジェネレータ）が差動機構に動力伝達可能に連結され、その回転機の運転状態が制御されることにより差動入力部材の回転速度と差動出力部材の回転速度との差動状態が制御される電気式差動部と、(a-2) その差動入力部材に動力伝達可能に連結された動力源（エンジン）とを有するものを搭載している。

　図１９に概略構成（骨子図）を示すハイブリッド車両の動力伝達装置１００はその一例で、動力発生装置１０１および前後輪動力分配装置１０４を備えている。動力発生装置１０１は、主動力源として用いられるエンジン１１０と電気式差動部１０２とから成り、電気式差動部１０２は、差動機構としてシングルピニオン型の差動用遊星歯車装置１０６を備えている。その差動用遊星歯車装置１０６のキャリアＳＣＡには、差動入力部材としての差動入力軸１０８等を介してエンジン１１０が連結されているとともに、サンギヤＳＳには回転機として第１モータジェネレータＭＧ１が連結されており、リングギヤＳＲには差動出力部材１１２が一体的に連結されている。前後輪動力分配装置１０４は、ダブルピニオン型の分配用遊星歯車装置１１４を主体として構成されており、その分配用遊星歯車装置１１４のリングギヤＣＲは入力回転要素で、前記差動出力部材１１２に一体的に連結されている。また、サンギヤＣＳは第１出力回転要素で、後輪側出力軸１１６等を介して作動的に後輪（第１車輪）に連結されており、キャリアＣＣＡは第２出力回転要素で、前輪側出力歯車１１８等を介して作動的に前輪（第２車輪）に連結されている。後輪側出力軸１１６には、副動力源として第２モータジェネレータＭＧ２が動力伝達可能に連結されている。

　そして、このような動力伝達装置１００は、電気式差動部１０２の各部の回転速度を直線で表すことができる図２０の共線図に示すように、燃費等を考慮してエンジン回転速度ＮＥすなわち差動入力軸１０８の回転速度が制御されるとともに、第１モータジェネレータＭＧ１は、差動出力部材１１２の回転速度すなわち車速Ｖに応じて定まる所定の回転速度ＮＭＧ１になるように回生制御される。また、この第１モータジェネレータＭＧ１の回生制御で得られた電気エネルギーで第２モータジェネレータＭＧ２を力行制御することにより、後輪側にアシストトルクが付加され、その分だけエンジン負荷が低減される。図２０の共線図における各回転要素（ＳＳ、ＳＣＡ、ＳＲ）の間隔の比率は差動用遊星歯車装置１０６のギヤ比（＝サンギヤの歯数／リングギヤの歯数）ρＳに応じて定められる。図２０はまた、前後輪動力分配装置１０４に関する共線図も併せて示したもので、「Ｒｒ」は後輪側出力軸１１６の回転速度すなわちサンギヤＣＳの回転速度で、「Ｆｒ」は前輪側出力歯車１１８の回転速度すなわちキャリアＣＣＡの回転速度であり、この例では後輪側出力軸１１６から後輪までの変速比と前輪側出力歯車１１８から前輪までの変速比が同じで、それ等の回転速度が等しい場合を示している。この前後輪動力分配装置１０４についても、リングギヤＣＲを含む３つの回転要素の間隔の比率は、分配用遊星歯車装置１１４のギヤ比ρＣに応じて定められる。
特開２００４－１１４９４４号公報

　しかしながら、このような従来の車両用動力伝達装置においては、動力分配装置の第１出力回転要素（図１９ではサンギヤＣＳ）と第２出力回転要素（同キャリアＣＣＡ）とが入力回転要素（同リングギヤＣＲ）を支点として差動回転することが許容されるため、例えば旋回時にオーバーステアになった場合等に差動を制限するため、クラッチや皿ばね等の差動制御手段を別途設ける必要があった。

　本発明は以上の事情を背景として為されたもので、その目的とするところは、動力発生装置から入力された動力を第１出力回転要素と第２出力回転要素とに分配する動力分配装置に関して、それ等の第１出力回転要素と第２出力回転要素との差動を簡便な手段で制御できるようにすることにある。

　かかる目的を達成するために、第１発明は、(a) 電気的にトルク制御可能な回転機を備えている動力発生装置と、(b) 入力回転要素、第１車輪に作動的に連結された第１出力回転要素、および第２車輪に作動的に連結された第２出力回転要素の３つの回転要素から成り、前記動力発生装置から入力回転要素に入力された動力を第１出力回転要素と第２出力回転要素とに分配する動力分配装置と、を有する車両用動力伝達装置において、(c) 前記動力分配装置は、前記３つの回転要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において、一端から他端に向かって順番に前記入力回転要素、前記第１出力回転要素、前記第２出力回転要素となるように構成されているとともに、(d) 前記第１出力回転要素と前記第２出力回転要素とが所定の差動状態となるように前記回転機の運転状態が制御されることを特徴とする。

　第２発明は、第１発明の車両用動力伝達装置において、前記動力発生装置は、(a) 前記回転機が差動機構に動力伝達可能に連結され、その回転機の運転状態が制御されることにより差動入力部材の回転速度と差動出力部材の回転速度との差動状態が制御される電気式差動部と、(b) 前記差動入力部材に動力伝達可能に連結された動力源と、を有するものであることを特徴とする。

　第３発明は、第１発明または第２発明の車両用動力伝達装置において、車両走行状態に基づいて、前記第１出力回転要素と前記第２出力回転要素とが所定の差動状態となる前記回転機の運転点を算出し、その運転点で運転させられるように回転機を制御することを特徴とする。

　第４発明は、第１発明～第３発明の何れかの車両用動力伝達装置において、前記第１出力回転要素と前記第２出力回転要素とが互いに差動制限されるように前記回転機の回転速度変化を抑制することを特徴とする。

　第５発明は、第２発明の車両用動力伝達装置において、前記第１出力回転要素と前記第２出力回転要素とが互いに差動制限されるように、前記回転機の回転速度変化を抑制するとともに、その回転機の回転速度変化の抑制で前記差動入力部材の回転速度が変化することを抑制するように前記動力源を制御することを特徴とする。

　このような車両用動力伝達装置においては、動力分配装置の３つの回転要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において、一端から他端に向かって順番に入力回転要素、第１出力回転要素、第２出力回転要素となるように構成されているため、入力回転要素の回転速度によって第１出力回転要素および第２出力回転要素の差動回転が制限される。すなわち、共線図の一端に位置する入力回転要素の回転速度に対して、第１出力回転要素および第２出力回転要素の各回転速度が一直線で結ばれるように、それ等の第１出力回転要素および第２出力回転要素の回転速度が規制されるのである。したがって、例えば動力発生装置の回転機の回転速度制御で入力回転要素の回転速度を制御することにより、第１出力回転要素および第２出力回転要素の差動回転を制限したり、旋回時等に所定の差動状態にしたりすることができる。また、動力発生装置の回転機のトルクを制御することにより、入力回転要素の回転速度の変化のし易さを制御することが可能で、これにより回転速度変化を制限したり許容したりすることができ、回転機トルクを大きくして入力回転要素の回転速度変化を制限すると第１出力回転要素および第２出力回転要素の差動回転が制限され、回転機トルクを小さくして入力回転要素の回転速度変化を許容すると第１出力回転要素および第２出力回転要素の差動回転が許容される。

　このように本発明の車両用動力伝達装置によれば、動力発生装置の回転機の運転状態すなわち回転速度やトルクを制御し、入力回転要素の回転速度やその回転速度の変化のし易さを制御することより、第１出力回転要素および第２出力回転要素の差動回転を制限したり許容したりすることができるため、クラッチや皿ばね等の機械的な差動制御手段を別途設ける必要がなく、装置が簡単且つ安価に構成される。

　第２発明は、動力発生装置が電気式差動部を有する場合で、回転機および動力源の両者の回転速度によって差動出力部材の回転速度すなわち動力分配装置の入力回転要素の回転速度が定まるため、例えば回転機の回転速度制御で前記差動回転を禁止したり所定の差動状態としたする場合、或いは回転機のトルクを大きくして差動回転を制限したりする場合に、車輪側からの逆入力トルクが急に変化した時などに動力源の回転速度変化によって負荷トルクが吸収され、回転機やその他の回転要素に過大な負荷が作用することが防止される。

　第３発明では、車両走行状態に基づいて、第１出力回転要素と第２出力回転要素とが所定の差動状態となる回転機の運転点を算出し、その運転点で運転させられるように回転機を制御するため、直進走行時の差動回転を制限しつつ旋回時等の差動回転を許容して、タイトコーナーブレーキ現象の発生を防止したりアンダーステアを抑制したりすることができる。

　第４発明では、第１出力回転要素と第２出力回転要素とが互いに差動制限されるように回転機の回転速度変化を抑制するため、例えば直進走行時の走行安定性を向上させたり旋回走行時のオーバーステアを抑制したりすることができる。

　第５発明は、動力発生装置が電気式差動部を備えている場合で、第１出力回転要素と第２出力回転要素とが互いに差動制限されるように、回転機の回転速度変化を抑制するとともに、その回転機の回転速度変化の抑制で差動入力部材の回転速度が変化することを抑制するように動力源を制御するため、第１出力回転要素および第２出力回転要素の差動が適切に制限され、第４発明と同様に直進走行時の走行安定性を向上させたり旋回走行時のオーバーステアを抑制したりすることができる。

本発明が適用された前後輪駆動車両の動力伝達装置を説明する骨子図である。図１の動力伝達装置に設けられる自動変速機の一例を説明する図で、(a) は自動変速機の骨子図、(b) は(a) の自動変速機の複数のギヤ段を成立させる際に係合させる摩擦係合装置を説明する作動表である。図１の動力伝達装置が備えている電子制御装置の入出力信号の一例を説明する図である。図１の動力伝達装置に設けられたシフト操作装置の一例を説明する図である。図３の電子制御装置によって実行される制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。自動変速機の変速制御で用いられる変速マップの一例と併せて、エンジン走行とモータ走行とを切り換える駆動力源切換制御で用いられる駆動力源マップの一例を示す図である。図１の動力伝達装置が備えているエンジンの燃費マップの一例である。図１の動力伝達装置の電気式差動部の３つの回転要素の回転速度の関係を直線上で表すことができる共線図で、前後輪動力分配装置の共線図を併せて示した図である。図５の前後輪差動制御手段によって行われる差動制御の内容を具体的に説明するフローチャートである。旋回走行時における前後輪の旋回軌跡の相違を説明する図で、(a) は低速旋回時、(b) は高速旋回時、(c) はスリップ角の変化特性の一例を示す図である。旋回走行時に図９のフローチャートに従って差動制御が行われた場合の各部の回転速度を示す共線図で、図８に対応する図である。図５の前後輪差動制御手段によって行われる差動制御の別の例を説明するフローチャートである。図１２のステップＲ４で用いられる目標ヨーレイトＹｒの一例を示す図である。本発明の他の実施例を説明する骨子図で、(a) は横置き型の前輪駆動車両をベースとする前後輪駆動車両に適用された場合、(b) は分配用遊星歯車装置の連結態様が異なる場合である。本発明の更に別の実施例を説明する骨子図で、前後輪動力分配装置の差動機構としてダブルピニオン型遊星歯車装置が用いられた２種類の例を説明する骨子図である。本発明の更に別の実施例を説明する図で、前記図８に対応する図であり、電気式差動部の共線図の中間に位置するキャリアＳＣＡに差動出力部材が連結されている場合である。本発明の更に別の実施例を説明する図で、動力発生装置が第１モータジェネレータのみで構成されている場合である。本発明の更に別の実施例を説明する図で、本発明が左右輪の動力分配装置の差動制御に適用された場合である。従来の前後輪駆動車両の動力伝達装置の一例を説明する骨子図である。図１９の動力伝達装置の電気式差動部の３つの回転要素の回転速度の関係を直線上で表すことができる共線図で、前後輪動力分配装置の共線図を併せて示した図である。

符号の説明

　１０、２６０、２７０：動力伝達装置　　１１、２６２：動力発生装置　　１２、２５０：電気式差動部　　１４、２１０、２２０、２３０、２４０：前後輪動力分配装置（動力分配装置）　　１６：差動用遊星歯車装置（差動機構）　　１８：差動入力軸（差動入力部材）　　２０：エンジン（動力源）　　２２：差動出力部材　　３４：後輪（第１車輪）　　４４：前輪（第２車輪）　　８０：電子制御装置　　９２：前後輪差動制御手段　　２７２：左右輪動力分配装置（動力分配装置）　　２７６Ｌ：左車輪（第１車輪）　　２７６Ｒ：右車輪（第２車輪）　　ＭＧ１：第１モータジェネレータ（回転機）

　本発明は、第２発明のように電気式差動部を有する動力発生装置を備えている車両用動力伝達装置に好適に適用されるが、動力発生装置が回転機のみの場合などにも適用され得る。電気式差動部の差動入力部材に連結される動力源としては、ガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関が好適に用いられ、この他に副動力源として電動機（モータジェネレータを含む）が例えば動力分配装置と車輪との間などに設けられるハイブリッド駆動型とすることもできる。差動入力部材に連結される動力源として、電動モータやモータジェネレータ等の内燃機関以外の動力源を採用することもできる。

　本発明は、第１車輪が前後輪の一方で第２車輪が前後輪の他方である前後輪駆動車両において、その前後輪の差動制御に好適に適用されるが、第１車輪が左右輪の一方で第２車輪が左右輪の他方である左右輪の差動制御に適用することもできる。

　電気式差動部は、差動機構として例えばシングルピニオン型或いはダブルピニオン型の単一の遊星歯車装置を備えて構成されるが、複数の遊星歯車装置を用いて構成することもできるし、傘歯車式の差動装置を用いることもできるなど、種々の態様が可能である。この電気式差動部は、例えば前記回転機、差動入力部材、および差動出力部材にそれぞれ連結された差動機構の３つの回転要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において、該差動入力部材に連結された回転要素が中間に位置するように構成されるが、差動出力部材に連結された回転要素が中間に位置するように構成した場合にも適用され得る。

　回転機は回転電気機械のことで、電動モータおよび発電機の機能が選択的に得られるモータジェネレータが好適に用いられるが、例えば電気式差動部を有する場合に回転機を回生制御して回生トルクにより動力源の反力を受け止めるとともに電気エネルギーを回収する場合は、回転機として発電機を採用することができるし、回転機をそのまま動力発生装置として動力分配装置の入力回転要素に連結する場合は、回転機として電動モータを採用することもできる。電動モータおよび発電機の両方を用いて動力発生装置を構成することもできる。

　動力分配装置は、電気式差動部と同様に差動機構として例えばシングルピニオン型或いはダブルピニオン型の単一の遊星歯車装置を備えて構成されるが、複数の遊星歯車装置を用いて構成することもできるし、傘歯車式の差動装置を用いることもできるなど、種々の態様が可能である。差動機構がシングルピニオン型の単一の遊星歯車装置の場合、共線図上で中間に位置するキャリアが第１出力回転要素となり、サンギヤおよびリングギヤが入力回転要素および第２出力回転要素の何れかになる。差動機構がダブルピニオン型の単一の遊星歯車装置の場合、共線図上で中間に位置するリングギヤが第１出力回転要素となり、サンギヤおよびキャリアが入力回転要素および第２出力回転要素の何れかになる。

　上記動力分配装置の入力回転要素と前記差動出力部材とは一体的に連結されても良いが、クラッチ等の断続装置を介して連結したり増速或いは減速する変速機を介して連結したりするなど種々の態様が可能である。動力発生装置が回転機のみの場合も、その回転機と入力回転要素との連結形態は上記差動出力部材の場合と同様に種々の態様が可能である。

　前後輪駆動車両の動力伝達装置の場合、第１出力回転要素から第１車輪までの動力伝達経路、或いは第２出力回転要素から第２車輪までの動力伝達経路には、必要に応じて有段式または無段式の変速機が設けられる。動力発生装置から動力分配装置までの動力伝達経路に変速機を設けることも可能である。この変速機の有無等により第１出力回転要素から第１車輪までの変速比と、第２出力回転要素から第２車輪までの変速比とが相違する場合、それ等の出力回転要素の回転速度はその変速比の相違によって異なるが、この場合の回転速度差は差動を意味するものではなく、その変速比および車速（平均車輪回転速度）によって定まる基準の回転速度に対する回転速度変化が差動である。

　第３発明では、車両走行状態に基づいて、第１出力回転要素と第２出力回転要素とが所定の差動状態となる回転機の運転点を算出し、その運転点で運転させられるように回転機を制御するが、例えば車両走行状態に基づいて第１出力回転要素と第２出力回転要素とが差動を必要とするか否かを判断し、差動が必要な場合は回転機のトルクを低下させて入力回転要素の回転速度変化を許容するだけでも良いなど、種々の態様が可能である。車両走行状態は、前後輪や左右輪の差動に関与する舵角や車速、動力源出力（スロットル弁開度やモータトルクなど）などである。

　第３発明の実施に際しては、例えば車両走行状態に基づいて第１車輪と第２車輪の回転速度差ΔＮを事前に算出（予測）し、その回転速度差ΔＮの差動回転を許容する入力回転要素の回転速度Ｎｄｅｆを動力分配装置のギヤ比等に基づいて求め、入力回転要素がその回転速度Ｎｄｅｆとなるように動力発生装置の回転機の回転速度を制御するように構成される。

　第４発明、第５発明では、例えば実際のヨーレイト（ヨー角速度）Ｙを検出或いは算出し、そのヨーレイトＹが予め定められた目標ヨーレイトＹｒと略同じであれば、現在の制御を継続するが、ヨーレイトＹが目標ヨーレイトＹｒよりも大きい場合すなわちオーバーステア傾向の時には、オーバーステアが抑制されるように差動を制限するため、回転機の回転速度変化が抑制されるようにその回転機のトルクを補正し、第５発明では更に差動入力部材の回転速度変化が抑制されるように動力源のトルクを補正するように構成される。その場合に、第１出力回転要素と第１車輪との間または第２出力回転要素と第２車輪との間に、動力伝達可能に電動機等の副動力源を備えている場合は、上記回転機や動力源のトルク変化に起因する駆動力変動が抑制されるように、その副動力源のトルクを補正することが望ましい。

　上記ヨーレイトＹが目標ヨーレイトＹｒよりも小さい場合すなわちアンダーステアの時には、アンダーステアが抑制されるように差動を許容するため、回転機の回転速度変化が許容されるようにその回転機のトルクを補正する。その場合に、第１出力回転要素と第１車輪との間または第２出力回転要素と第２車輪との間に、動力伝達可能に電動機等の副動力源を備えている場合は、上記回転機トルク変化に起因する駆動力変動が抑制されるように、その副動力源のトルクを補正することが望ましい。

　以下、本発明の実施例を、図面を参照しつつ詳細に説明する。
　図１は、本発明の一実施例であるハイブリッド駆動型の前後輪駆動車両の動力伝達装置１０を説明する骨子図で、動力発生装置１１および前後輪動力分配装置１４を備えている。動力発生装置１１は、主動力源として用いられるエンジン２０と電気式差動部１２とから成り、電気式差動部１２は、差動機構としてシングルピニオン型の差動用遊星歯車装置１６を備えている。差動用遊星歯車装置１６のキャリアＳＣＡには、差動入力部材としての差動入力軸１８等を介してエンジン２０が連結されているとともに、サンギヤＳＳには第１モータジェネレータＭＧ１が連結されており、リングギヤＳＲには差動出力部材２２が一体的に連結されている。エンジン２０はガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関で、差動入力軸１８に直接或いは図示しない脈動吸収ダンパー等を介して間接的に連結されている。第１モータジェネレータＭＧ１は回転機として設けられたもので、電動モータおよび発電機の両方の機能を選択的に発揮できるが、本実施例では主として発電機として用いられる。

　このように構成された電気式差動部１２は、差動用遊星歯車装置１６の３つの回転要素であるサンギヤＳＳ、キャリアＳＣＡ、リングギヤＳＲがそれぞれ相互に相対回転可能とされて差動作用が働く差動状態とされることから、エンジン２０の出力が第１モータジェネレータＭＧ１と差動出力部材２２とに分配される。分配されたエンジン２０の出力の一部で第１モータジェネレータＭＧ１が回転駆動されることにより、その第１モータジェネレータＭＧ１の回生制御（発電制御）で電気エネルギーが発生させられ、その電気エネルギーにより、後輪側の動力伝達経路に設けられた第２モータジェネレータＭＧ２が力行制御されるとともに、余剰の電気エネルギーがバッテリーである蓄電装置６４（図５参照）に充電される。また、電気式差動部１２は電気的な差動装置として機能させられ、所謂無段変速状態（電気的ＣＶＴ状態）とされて、エンジン２０の所定回転に拘わらず差動出力部材２２の回転が第１モータジェネレータＭＧ１の回転速度に応じて連続的に変化させられる。すなわち、電気式差動部１２は、その変速比γＳ（＝差動入力軸１８の回転速度／差動出力部材２２の回転速度）が最小値γＳmin から最大値γＳmax まで連続的に変化させられる電気的な無段変速機として機能する。このように、電気式差動部１２に動力伝達可能に連結された第１モータジェネレータＭＧ１の運転状態が制御されることにより、差動入力軸１８の回転速度すなわちエンジン回転速度ＮＥと差動出力部材２２の回転速度との差動状態が制御される。

　前後輪動力分配装置１４は、差動機構として機能するシングルピニオン型の分配用遊星歯車装置２４を主体として構成されており、その分配用遊星歯車装置２４のリングギヤＣＲは入力回転要素で、前記差動出力部材２２に一体的に連結されている。また、キャリアＣＣＡは後輪側出力軸２６に一体的に連結されており、サンギヤＣＳは前輪側出力歯車２８に一体的に連結されている。そして、後輪側出力軸２６は、自動変速機３０および後側左右輪動力分配装置３２等を介して左右の後輪３４に作動的に連結されているとともに、自動変速機３０とキャリアＣＣＡとの間の動力伝達経路には第２モータジェネレータＭＧ２が動力伝達可能に連結されている。第２モータジェネレータＭＧ２は副動力源として設けられたもので、電動モータおよび発電機の両方の機能を選択的に発揮できるが、本実施例では主として電動モータとして用いられ、後輪３４を回転駆動してモータ走行を行ったり、前記エンジン２０を動力源とする走行時にアシストトルクを付与したりする。また、前輪側出力歯車２８は、カウンタ歯車３６、ドリブン歯車３８、伝達シャフト４０、および前側左右輪動力分配装置４２等を介して左右の前輪４４に作動的に連結されている。なお、前記電気式差動部１２、前後輪動力分配装置１４、第１モータジェネレータＭＧ１、第２モータジェネレータＭＧ２は、その軸心に対して略対称的に構成されているため、図１の骨子図ではその下側半分が省略されている。

　すなわち、本実施例の前後輪駆動車両は、ＦＲ（フロントエンジン・リヤドライブ）車をベースとした４輪駆動車両で、電気式差動部１２と第２モータジェネレータＭＧ２との間に遊星歯車式の前後輪動力分配装置１４が配設されることにより、電気式差動部１２から前輪４４にも動力が伝達されるようにしたものである。

　図８は、前記電気式差動部１２の３つの回転要素（ＳＳ、ＳＣＡ、ＳＲ）の回転速度を直線上で表すことができる共線図で、前後輪動力分配装置１４の共線図を併せて示したものである。シングルピニオン型の差動用遊星歯車装置１６によって差動作用が得られる電気式差動部１２の各回転要素（ＳＳ、ＳＣＡ、ＳＲ）の間隔の比率は差動用遊星歯車装置１６のギヤ比ρＳに応じて定まり、シングルピニオン型の分配用遊星歯車装置２４によって差動作用が得られる前後輪動力分配装置１４の各回転要素（ＣＳ、ＣＣＡ、ＣＲ）の間隔の比率は分配用遊星歯車装置２４のギヤ比ρＣに応じて定まる。そして、本実施例では、電気式差動部１２の３つの回転要素（ＳＳ、ＳＣＡ、ＳＲ）のうち、共線図において中間に位置するキャリアＳＣＡにエンジン２０が連結されており、そのキャリアＳＣＡに対して間隔が狭い側のリングギヤＳＲに差動出力部材２２が連結され、間隔が広い側のサンギヤＳＳに第１モータジェネレータＭＧ１が連結されている。また、前後輪動力分配装置１４の３つの回転要素（ＣＳ、ＣＣＡ、ＣＲ）のうち、共線図において中間に位置するキャリアＣＣＡが第１出力回転要素で、本実施例では後輪用出力軸２６を介して後輪３４に作動的に連結されており、間隔が狭い側のリングギヤＣＲが入力回転要素とされて前記電気式差動部１２のリングギヤＳＲに一体的に連結されており、反対側のサンギヤＣＳが第２出力回転要素で、前輪用出力歯車２８を介して前輪４４に作動的に連結されている。後輪３４は前後輪の一方の第１車輪に相当し、前輪４４は前後輪の他方の第２車輪に相当する。上記差動用遊星歯車装置１６のギヤ比ρＳ、分配用遊星歯車装置２４のギヤ比ρＣは、それぞれトルク分配比等を考慮して適宜定められる。

　ここで、前記前輪側出力歯車２８およびドリブン歯車３８の歯数は互いに等しく、同じ方向へ等速回転させられるとともに、後輪３４側の終減速比（デフ比）ｉｒと前輪４４側の終減速比（デフ比）ｉｆは互いに等しく、自動変速機３０の変速比γＴ＝１の場合には、前後輪動力分配装置１４から後輪３４、前輪４４までの変速比γｒおよびγｆが互いに等しくなる。これにより、直進走行ではキャリアＣＣＡおよびサンギヤＣＳは互いに同じ回転速度で回転させられ、前後輪動力分配装置１４は略一体的に回転させられる。一方、自動変速機３０の変速比γＴが１より小さい増速側変速比の時には、前後輪動力分配装置１４から後輪３４までの変速比γｒが前輪４４までの変速比γｆよりも小さくなるため、直進走行では図８に示すように後輪３４側のキャリアＣＣＡが前輪４４側のサンギヤＣＳよりも相対的に低速回転になり、入力回転要素であるリングギヤＣＲすなわち差動出力部材２２やリングギヤＳＲの回転速度は、ギヤ比ρＣに応じてキャリアＣＣＡよりも更に低速回転になる。また、自動変速機３０の変速比γＴが１より大きい減速側変速比の時には、前後輪動力分配装置１４から後輪３４までの変速比γｒが前輪４４までの変速比γｆよりも大きくなるため、直進走行では図８と逆に後輪３４側のキャリアＣＣＡが前輪４４側のサンギヤＣＳよりも相対的に高速回転になり、入力回転要素であるリングギヤＣＲすなわち差動出力部材２２やリングギヤＳＲの回転速度は、ギヤ比ρＣに応じてキャリアＣＣＡよりも更に高速回転になる。

　自動変速機３０は変速部に相当し、変速比γＴが１より大きい減速側変速比から１より小さい増速側変速比まで選択可能な有段変速機である。図２は、このような自動変速機３０の一例を説明する図で、(a) は骨子図であり、シングルピニオン型の第１遊星歯車装置５０、シングルピニオン型の第２遊星歯車装置５２、およびシングルピニオン型の第３遊星歯車装置５４を備えている遊星歯車式変速機である。第１遊星歯車装置５０は、第１サンギヤＳ１、遊星歯車を自転および公転可能に支持する第１キャリアＣＡ１、遊星歯車を介して第１サンギヤＳ１と噛み合う第１リングギヤＲ１を備えており、第１キャリアＣＡ１は前記後輪側出力軸２６に一体的に連結されている。また、第１サンギヤＳ１は、ブレーキＢ０を介してトランスミッションケース（以下、単にケースという）５６に選択的に連結されて回転停止させられるとともに、クラッチＣ０を介して第１キャリアＣＡ１に選択的に連結されるようになっている。

　第２遊星歯車装置５２は、第２サンギヤＳ２、遊星歯車を自転および公転可能に支持する第２キャリアＣＡ２、遊星歯車を介して第２サンギヤＳ２と噛み合う第２リングギヤＲ２を備えており、第３遊星歯車装置５４は、第３サンギヤＳ３、遊星歯車を自転および公転可能に支持する第３キャリアＣＡ３、遊星歯車を介して第３サンギヤＳ３と噛み合う第３リングギヤＲ３を備えている。そして、第２リングギヤＲ２はクラッチＣ１を介して前記第１リングギヤＲ１に選択的に連結されるようになっている。第２サンギヤＳ２および第３サンギヤＳ３は互いに一体的に連結されており、クラッチＣ２を介して前記第１リングギヤＲ１に選択的に連結されるとともに、ブレーキＢ１を介してケース５６に選択的に連結されて回転停止させられるようになっている。第３キャリアＣＡ３は、ブレーキＢ２を介してケース５６に選択的に連結されて回転停止させられるようになっている。また、第２キャリアＣＡ２および第３リングギヤＲ３は互いに一体的に連結されているとともに、ＡＴ出力軸５８に一体的に連結されて変速後の回転を出力する。この自動変速機３０も、軸心に対して略対称的に構成されており、図２の(a) の骨子図ではその下側半分が省略されている。

　上記クラッチＣ０、Ｃ１、Ｃ２、ブレーキＢ０、Ｂ１、Ｂ２（以下、特に区別しない場合は単にクラッチＣ、ブレーキＢと表す）は油圧式摩擦係合装置であって、互いに重ねられた複数枚の摩擦板が油圧アクチュエータにより押圧される湿式多板型や、回転するドラムの外周面に巻き付けられた１本または２本のバンドの一端が油圧アクチュエータによって引き締められるバンドブレーキなどにより構成され、それが介挿されている両側の部材を一体的に連結する。そして、これ等のクラッチＣおよびブレーキＢが図２(b) の作動表に示されるように選択的に係合、解放されることにより、第１速ギヤ段「１ｓｔ」～Ｏ／Ｄギヤ段「Ｏ／Ｄ」の４つの前進ギヤ段や動力伝達を遮断するニュートラル「Ｎ」等が成立させられる。第１速ギヤ段「１ｓｔ」および第２速ギヤ段「２ｎｄ」は、変速比γＴ（＝後輪側出力軸２６の回転速度／ＡＴ出力軸５８の回転速度）が１より大きい減速側変速比で、Ｏ／Ｄギヤ段「Ｏ／Ｄ」は、変速比γＴが１より小さい増速側変速比である。図２(b) に記載の変速比γＴは一例で、第１遊星歯車装置５０のギヤ比ρ１＝０．４１８、第２遊星歯車装置５２のギヤ比ρ２＝０．５３２、第３遊星歯車装置５４のギヤ比ρ３＝０．４１８の場合である。なお、後進走行は、自動変速機３０を例えば第１速ギヤ段「１ｓｔ」とした状態で第２モータジェネレータＭＧ２を逆回転方向へ回転駆動することにより実行される。

　以上のように構成された動力伝達装置１０は、無段変速機として機能する電気式差動部１２と自動変速機３０とで全体として無段変速機が構成されるが、電気式差動部１２の変速比γＳが一定となるように制御することにより、電気式差動部１２と自動変速機３０とで有段変速機と同等の状態を構成することもできる。具体的には、電気式差動部１２が無段変速機として機能し、且つ電気式差動部１２に直列の自動変速機３０が有段変速機として機能することにより、自動変速機３０の少なくとも１つのギヤ段Ｇに対して差動出力部材２２、更には後輪側出力軸２６の回転速度が無段的に変化させられ、そのギヤ段Ｇにおいて無段的な変速比幅が得られる。また、電気式差動部１２の変速比γＳが一定となるように制御され、且つクラッチＣおよびブレーキＢが選択的に係合作動させられて第１速ギヤ段「１ｓｔ」～Ｏ／Ｄギヤ段「Ｏ／Ｄ」の何れかが成立させられることにより、動力伝達装置１０のトータルの変速比が各ギヤ段毎に得られる。例えば、電気式差動部１２の変速比γＳが「１」に固定されるように第１モータジェネレータＭＧ１の回転速度ＮＭＧ１が制御されると、その電気式差動部１２および自動変速機３０の合計変速比に関しては、自動変速機３０の第１速ギヤ段「１ｓｔ」～Ｏ／Ｄギヤ段「Ｏ／Ｄ」の各ギヤ段の変速比γＴと同じになる。

　図３は、本実施例の動力伝達装置１０を制御するための電子制御装置８０に入力される信号及びその電子制御装置８０から出力される信号を例示している。この電子制御装置８０は、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、及び入出力インターフェースなどから成る所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつＲＯＭに予め記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことによりエンジン２０、第１モータジェネレータＭＧ１、第２モータジェネレータＭＧ２に関するハイブリッド駆動制御、自動変速機３０の変速制御等を実行するものである。

　電子制御装置８０には、図３に示すような各センサやスイッチなどから、エンジン水温ＴＥＭＰ_Wを表す信号、シフトレバー６６（図４参照）のシフトポジションＰ_SHや「Ｍ」ポジションにおける操作回数等を表す信号、エンジン２０の回転速度であるエンジン回転速度ＮＥを表す信号、Ｍモード（手動変速走行モード）を指令する信号、エアコンの作動を表す信号、ＡＴ出力軸５８の回転速度Ｎ_OUTに対応する車速Ｖを表す信号、自動変速機３０の作動油温Ｔ_OILを表す信号、サイドブレーキ操作を表す信号、フットブレーキ操作を表す信号、触媒温度を表す信号、運転者の出力要求量に対応するアクセルペダルの操作量であるアクセル操作量（開度）Ａccを表す信号、カム角を表す信号、スノーモード設定を表す信号、車両の前後加速度Ｇを表す信号、オートクルーズ走行を表す信号、車両の重量（車重）を表す信号、各車輪の車輪速を表す信号、第１モータジェネレータＭＧ１の回転速度ＮＭＧ１を表す信号、第２モータジェネレータＭＧ２の回転速度ＮＭＧ２を表す信号、蓄電装置６４の蓄電量（残量）ＳＯＣを表す信号、ヨーレイト（ヨー角速度）Ｙを表す信号、前輪３４の舵角Φを表す信号などが、それぞれ供給される。

　また、上記電子制御装置８０からは、エンジン出力を制御するエンジン出力制御装置６０（図５参照）への制御信号、例えばエンジン２０の吸気管に備えられた電子スロットル弁のスロットル弁開度θ_THを操作するスロットルアクチュエータへの駆動信号や、燃料噴射装置による吸気管或いはエンジン２０の筒内への燃料供給量を制御する燃料供給量信号、点火装置によるエンジン２０の点火時期を指令する点火信号、過給圧を調整するための過給圧調整信号などが出力される。また、電動エアコンを作動させるための電動エアコン駆動信号、第１モータジェネレータＭＧ１、第２モータジェネレータＭＧ２の作動をそれぞれ指令する指令信号、シフトインジケータを作動させるためのシフトポジション（操作位置）表示信号、ギヤ比を表示させるためのギヤ比表示信号、スノーモードであることを表示させるためのスノーモード表示信号、制動時の車輪のスリップを防止するＡＢＳアクチュエータを作動させるためのＡＢＳ作動信号、Ｍモードが選択されていることを表示させるＭモード表示信号、電気式差動部１２や自動変速機３０の油圧式摩擦係合装置の油圧アクチュエータを制御するために油圧制御回路７０（図５参照）に含まれる電磁弁（リニアソレノイドバルブ）を作動させるバルブ指令信号、この油圧制御回路７０に設けられたレギュレータバルブ（調圧弁）によりライン油圧ＰＬを調圧するための信号、そのライン油圧ＰＬが調圧されるための元圧の油圧源である電動オイルポンプを作動させるための駆動指令信号、電動ヒータを駆動するための信号、クルーズコントロール制御用コンピュータへの信号等が、それぞれ出力される。

　図４は複数種類のシフトポジションＰ_SHを人為的操作により切り換える切換装置としてのシフト操作装置６８の一例を示す図である。このシフト操作装置６８は、例えば運転席の横に配設され、複数種類のシフトポジションＰ_SHを選択するために操作されるシフトレバー６６を備えている。シフトレバー６６は、動力伝達装置１０内の動力伝達経路が遮断されたニュートラル状態すなわち中立状態とし且つ自動変速機３０のＡＴ出力軸５８をロックするための駐車用の「Ｐ（パーキング）」ポジション、後進走行のための「Ｒ（リバース）」ポジション、動力伝達装置１０内の動力伝達経路が遮断された中立状態とするための「Ｎ（ニュートラル）」ポジション、自動変速モード（Ｄレンジ）を成立させて電気式差動部１２の無段的な変速比幅と自動変速機３０の総ての前進ギヤ段「１ｓｔ」～「Ｏ／Ｄ」で自動変速制御を実行させる「Ｄ（ドライブ）」ポジション、または手動変速走行モード（Ｍモード）を成立させて自動変速機３０における高速側の変速段を制限する所謂変速レンジを設定するための「Ｍ（マニュアル）」ポジションへ手動操作されるように設けられている。

　上記「Ｍ」ポジションは、例えば車両の前後方向において上記「Ｄ」ポジションと同じ位置において車両の幅方向に隣接して設けられており、シフトレバー６６が「Ｍ」ポジションへ操作されることにより、Ｄレンジ～Ｌレンジの４つの変速レンジの何れかがシフトレバー６６の操作に応じて選択される。具体的には、この「Ｍ」ポジションには、車両の前後方向にアップシフト位置「＋」、およびダウンシフト位置「－」が設けられており、シフトレバー６６がそれ等のアップシフト位置「＋」またはダウンシフト位置「－」へ操作されると、変速レンジが一つずつアップダウンされる。Ｄレンジ～Ｌレンジの４つの変速レンジは、動力伝達装置１０の自動変速制御が可能な変化範囲における高速側（変速比が小さい側）の変速比が異なる複数種類の変速レンジであり、具体的には自動変速機３０の変速が可能な高速側ギヤ段が一つずつ減らされ、Ｄレンジの最高速ギヤ段はＯ／Ｄギヤ段「Ｏ／Ｄ」であるが、３レンジでは第３速ギヤ段「３ｒｄ」、２レンジでは第２速ギヤ段「２ｎｄ」、Ｌレンジでは第１速ギヤ段「１ｓｔ」とされる。また、シフトレバー６６はスプリング等の付勢手段により上記アップシフト位置「＋」およびダウンシフト位置「－」から、「Ｍ」ポジションへ自動的に戻されるようになっている。

　図５は、電子制御装置８０による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図で、有段変速制御手段８２およびハイブリッド制御手段９０を機能的に備えている。有段変速制御手段８２は、予め記憶された図６に示す変速線図、すなわち車速Ｖと要求出力トルクＴＯＵＴ（アクセル操作量Ａccなど）とをパラメータとして予め記憶されたアップシフト線（実線）およびダウンシフト線（一点鎖線）を有する関係（変速線図、変速マップ）に従って、実際の車速Ｖおよび要求出力トルクＴＯＵＴで示される車両状態に基づいて自動変速機３０の変速を実行すべきか否かを判断し、すなわち自動変速機３０の変速すべきギヤ段を判断し、その判断したギヤ段が得られるように自動変速機３０の自動変速制御を実行する。

　このとき、有段変速制御手段８２は、例えば図２の(b) に示す係合表に従って所定のギヤ段を成立させるように、自動変速機３０の変速に関与する油圧式摩擦係合装置（クラッチＣ、ブレーキＢ）を係合および解放する指令（変速出力指令、油圧指令）、すなわち自動変速機３０の変速に関与する解放側摩擦係合装置を解放すると共に係合側摩擦係合装置を係合することによりクラッチツークラッチ変速を実行させる指令を油圧制御回路７０へ出力する。油圧制御回路７０は、その指令に従って、変速に関与する油圧式摩擦係合装置の係合圧をリニアソレノイドバルブ等により所定の油圧変化パターンに従って変化させ、解放側摩擦係合装置を解放すると共に係合側摩擦係合装置を係合させて自動変速機３０の変速を実行する。

　一方、ハイブリッド制御手段９０は、エンジン２０を効率のよい作動域で作動させるとともに、エンジン２０と第２モータジェネレータＭＧ２との動力配分を制御したり、第１モータジェネレータＭＧ１の発電による反力を最適になるように変化させて電気式差動部１２の電気的な無段変速機としての変速比γＳを制御したりする。すなわち、そのときの走行車速Ｖにおいて、運転者の出力要求量としてのアクセル操作量Ａccや車速Ｖから車両の目標（要求）出力を算出するとともに、その車両の目標出力と充電要求値から必要なトータル目標出力を算出する。そして、そのトータル目標出力が得られるように、伝達損失、補機負荷、第２モータジェネレータＭＧ２のアシストトルク等を考慮して目標エンジン出力を算出し、その目標エンジン出力が得られるエンジン回転速度ＮＥとエンジントルクＴＥとなるように、エンジン２０を制御するとともに第１モータジェネレータＭＧ１の発電量を制御する。

　また、エンジン２０を効率のよい作動域で作動させるために定まるエンジン回転速度ＮＥと、車速Ｖおよび自動変速機３０のギヤ段で定まる差動出力部材２２の回転速度、すなわちリングギヤＳＲの回転速度とを整合させるために、電気式差動部１２が電気的な無段変速機として機能させられる。すなわち、ハイブリッド制御手段９０は、エンジン回転速度ＮＥとエンジン２０の出力トルク（エンジントルク）ＴＥとで構成される二次元座標内において、無段変速走行の時に運転性と燃費性とを両立するように予め実験的に求められて記憶された図７に破線で示すようなエンジン２０の最適燃費曲線（燃費マップ、関係）に基づいて、その最適燃費曲線に沿ってエンジン２０が作動させられるように、車速Ｖに応じて動力伝達装置１０のトータルの変速比の目標値を定め、その目標値が得られるように自動変速機３０のギヤ段を考慮して電気式差動部１２の変速比γＳを制御する。

　このとき、ハイブリッド制御手段９０は、第１モータジェネレータＭＧ１により発電された電気エネルギーをインバータ６２を通して蓄電装置６４や第２モータジェネレータＭＧ２へ供給するので、エンジン２０の動力の主要部は機械的に差動出力部材２２へ伝達されるが、エンジン２０の動力の一部は第１モータジェネレータＭＧ１の発電のために消費されてそこで電気エネルギーに変換される。その電気エネルギーは、インバータ６２を通して第２モータジェネレータＭＧ２へ供給され、その第２モータジェネレータＭＧ２が駆動されてそのトルクが後輪側出力軸２６に加えられる。この電気エネルギーの発生から第２モータジェネレータＭＧ２で消費されるまでに関連する機器により、エンジン２０の動力の一部を電気エネルギーに変換し、その電気エネルギーを機械的エネルギーに変換するまでの電気パスが構成される。通常の定常走行時には図８に実線で示すように、第１モータジェネレータＭＧ１の回転速度ＮＭＧ１は略０に保持されるか、或いは車速Ｖに応じてエンジン回転方向と同じ正回転方向へ回転させられ、回生制御によって電気エネルギーを発生させるとともに、エンジン２０によって差動出力部材２２（リングギヤＳＲ）を正回転方向へ回転駆動する際の反力が受け止められる。

　また、ハイブリッド制御手段９０は、車両の停止中又は走行中に拘わらず、電気式差動部１２の電気的ＣＶＴ機能によって第１モータジェネレータ回転速度ＮＭＧ１を制御することにより、エンジン回転速度ＮＥを略一定に維持したり任意の回転速度に制御したりする。

　また、ハイブリッド制御手段９０は、スロットル制御のためにスロットルアクチュエータにより電子スロットル弁を開閉制御させる他、燃料噴射制御のために燃料噴射装置による燃料噴射量や噴射時期を制御させ、点火時期制御のためにイグナイタ等の点火装置による点火時期を制御させる指令を単独で或いは組み合わせてエンジン出力制御装置６０に出力して、必要なエンジン出力を発生するようにエンジン２０の出力制御を実行するエンジン出力制御手段を機能的に備えている。例えば、基本的には図示しない予め記憶された関係からアクセル操作量Ａccに基づいてスロットルアクチュエータを駆動し、アクセル操作量Ａccが増加するほどスロットル弁開度θ_THを増加させるようにスロットル制御を実行する。

　また、ハイブリッド制御手段９０は、エンジン２０の停止又はアイドル状態に拘わらず、電気式差動部１２の電気的ＣＶＴ機能（差動作用）によってモータ走行させることができる。例えば、一般的にエンジン効率が高トルク域に比較して悪いとされる比較的低出力トルク域すなわち低エンジントルク域、或いは車速Ｖの比較的低車速域すなわち低負荷域においては、エンジン２０を停止又はアイドル状態とし、第２モータジェネレータＭＧ２のみを動力源として用いて走行するモータ走行を実行する。例えば図６において実線Ａよりも原点側、すなわち低トルク側或いは低車速側は予め定められたモータ走行領域である。このモータ走行時においては、後輪３４のみを駆動して走行する後輪駆動走行となる。エンジン２０が停止している時には、そのエンジン２０の引き摺りを抑制して燃費を向上させるため、例えば第１モータジェネレータＭＧ１を無負荷状態とすることにより空転させて、電気式差動部１２の電気的ＣＶＴ機能（差動作用）によりエンジン回転速度ＮＥを０乃至略０に維持することが望ましい。モータ走行領域であっても、所定の加速時など必要に応じてエンジン２０を作動させてエンジン２０および第２モータジェネレータＭＧ２の両方を動力源として走行する。また、蓄電装置６４の充電や暖機等のために必要に応じてエンジン２０を運転状態とする。

　ハイブリッド制御手段９０は、エンジン２０を動力源として走行するエンジン走行時であっても、上述した電気パスによる第１モータジェネレータＭＧ１からの電気エネルギーおよび／または蓄電装置６４からの電気エネルギーを第２モータジェネレータＭＧ２へ供給し、その第２モータジェネレータＭＧ２を駆動して後輪３４にトルクを付与することにより、エンジン２０の動力を補助するための所謂トルクアシストが可能である。例えばアクセルペダルが大きく踏込み操作された加速走行時や登坂路などでは、第２モータジェネレータＭＧ２を力行制御してトルクアシストを行う。図６において実線Ａよりも外側、すなわち高トルク側或いは高車速側は、エンジン走行が行われるエンジン走行領域であるが、必要に応じて第２モータジェネレータＭＧ２によるトルクアシストが行われる。なお、図６の実線Ａで示すモータ走行領域を設けることなく、全域をエンジン走行領域とし、第１モータジェネレータＭＧ１を回生制御して得られた電気エネルギーで第２モータジェネレータＭＧ２によりトルクアシストが行われるようになっていても良い。

　また、ハイブリッド制御手段９０は、第１モータジェネレータＭＧ１を無負荷状態として自由回転すなわち空転させることにより、電気式差動部１２がトルクの伝達を不能な状態すなわち電気式差動部１２内の動力伝達経路が遮断された状態と同等の状態であって、且つ動力発生装置１１からの出力が発生されない状態とすることが可能である。すなわち、ハイブリッド制御手段９０は、第１モータジェネレータＭＧ１を無負荷状態とすることにより、電気式差動部１２を、その動力伝達経路が電気的に遮断される中立状態（ニュートラル状態）とすることが可能である。

　また、ハイブリッド制御手段９０は、アクセルオフの惰性走行時（コースト走行時）やフットブレーキによる制動時などには、燃費を向上させるために車両の運動エネルギーすなわち後輪３４から入力される逆駆動力により第２モータジェネレータＭＧ２が回転駆動される際に、その第２モータジェネレータＭＧ２を回生制御して発電機として作動させ、その電気エネルギーをインバータ６２を介して蓄電装置６４へ充電する回生制御手段としての機能を有する。この回生制御は、蓄電装置６４の蓄電容量ＳＯＣやブレーキペダル操作量に応じた制動力を得るための油圧ブレーキによる制動力の制動力配分等に基づいて決定された回生量となるように制御される。

　一方、本実施例の前後輪駆動車両の動力伝達装置１０は、前後輪動力分配装置１４の３つの回転要素（ＣＳ、ＣＣＡ、ＣＲ）の回転速度を直線上で表すことができる前記図８の共線図上において、一端から他端に向かって順番に入力回転要素、第１出力回転要素、第２出力回転要素となるように構成されている。具体的には、シングルピニオン型の分配用遊星歯車装置２４のリングギヤＣＲが入力回転要素で差動出力部材２２に連結され、キャリアＣＣＡが第１出力回転要素で後輪側出力軸２６に連結され、サンギヤＣＳが第２出力回転要素で前輪側出力歯車２８に連結されている。このため、入力回転要素であるリングギヤＣＲの回転速度Ｎcrによって、第１出力回転要素であるキャリアＣＣＡの回転速度Ｎcca および第２出力回転要素であるサンギヤＣＳの回転速度Ｎcsの差動回転が制限され、更にはそれ等に連結された後輪３４および前輪４４の差動回転が制限される。

　すなわち、共線図の一端に位置する入力回転要素（リングギヤＣＲ）の回転速度Ｎcrに対して、第１出力回転要素（キャリアＣＣＡ）および第２出力回転要素（サンギヤＣＳ）の各回転速度Ｎcca 、Ｎcsが一直線で結ばれるように、それ等の第１出力回転要素（キャリアＣＣＡ）および第２出力回転要素（サンギヤＣＳ）の回転速度Ｎcca 、Ｎcsが規制されるのである。したがって、動力発生装置１１の第１モータジェネレータＭＧ１の回転速度制御で入力回転要素（リングギヤＣＲ）の回転速度Ｎcrを制御することにより、第１出力回転要素（キャリアＣＣＡ）および第２出力回転要素（サンギヤＣＳ）の差動回転を制限したり、旋回時等に所定の差動状態にしたりすることができる。第１モータジェネレータＭＧ１の回転速度制御は、実際の第１モータジェネレータ回転速度ＮＭＧ１が所定の目標回転速度となるようにフィードバック制御等により制御するものである。

　また、例えば第１モータジェネレータＭＧ１の回転速度ＮＭＧ１を制御する際の第１モータジェネレータＭＧ１のトルク（回生トルク）を制御することにより、入力回転要素（リングギヤＣＲ）の回転速度Ｎcrの変化のし易さを制御することが可能で、これにより前後輪の差動を制限したり許容したりすることができる。第１モータジェネレータＭＧ１のトルクを大きくして入力回転要素（リングギヤＣＲ）の回転速度変化を制限すると、第１出力回転要素（キャリアＣＣＡ）および第２出力回転要素（サンギヤＣＳ）の差動回転が制限され、更にはそれ等に連結された後輪３４および前輪４４の差動回転が制限される。第１モータジェネレータＭＧ１のトルクを小さくして入力回転要素（リングギヤＣＲ）の回転速度変化を許容すると、第１出力回転要素（キャリアＣＣＡ）および第２出力回転要素（サンギヤＣＳ）の差動回転が許容され、更にはそれ等に連結された後輪３４および前輪４４の差動回転が許容される。

　以下、このような前後輪の差動制御の具体例を説明する。
　前記ハイブリッド制御手段９０は、図５の機能ブロック線図に示すように、前後輪の差動を制御するための前後輪差動制御手段９２を機能的に備えている。前後輪差動制御手段９２は、車両走行状態に基づいて、直進走行時には第１出力回転要素であるキャリアＣＣＡと第２出力回転要素であるサンギヤＣＳとの差動回転を制限しつつ、旋回走行時にはそれ等のキャリアＣＣＡおよびサンギヤＣＳの差動回転を許容する第１モータジェネレータＭＧ１の運転点、ここでは差動許容目標回転速度ＮＭＧ１def を算出し、その差動許容目標回転速度ＮＭＧ１def で運転させられるように第１モータジェネレータＭＧ１を制御するもので、具体的には図９のフローチャートに従って信号処理を実行する。

　ここで、上記キャリアＣＣＡの回転速度Ｎcca およびサンギヤＣＳの回転速度Ｎcsは、前後輪動力分配装置１４から後輪３４までの変速比γｒ、前輪４４までの変速比γｆ、および車速Ｖ（平均車輪回転速度）に応じて定まり、回転速度Ｎcca ＝Ｖ×γｒ、Ｎcs＝Ｖ×γｆで表すことができる。後輪側変速比γｒは、自動変速機３０の変速比γＴとデフ比ｉｒとを掛け算した値γＴ×ｉｒで、前輪側変速比γｆはデフ比ｉｆであり、且つｉｒ＝ｉｆであるため、変速比γＴが１すなわち第３速ギヤ段「３ｒｄ」の時にはＮcca ＝Ｎcsとなり、変速比γＴが１より小さいＯ／Ｄギヤ段「Ｏ／Ｄ」の時には前記図８に示すようにＮcca ＜Ｎcsとなり、変速比γＴが１より大きい第１速ギヤ段「１ｓｔ」或いは第２速ギヤ段「２ｎｄ」の時にはＮcca ＞Ｎcsとなる。このように車速Ｖおよび後輪側変速比γｒ、前輪側変速比γｆに応じて定まる回転速度Ｎcca ＝Ｖ×γｒ、Ｎcs＝Ｖ×γｆは、それぞれ差動が生じていない基準の回転速度で、互いに相違する場合でも差動状態ではなく、旋回走行時に前後輪の旋回軌跡の相違に伴ってそれ等の回転速度Ｎcca 、Ｎcsが基準回転速度（Ｎcca ＝Ｖ×γｒ、Ｎcs＝Ｖ×γｆ）からずれる場合が差動状態である。前後輪差動制御手段９２は、このような差動を許容したり制限したりするものである。なお、前後輪の径寸法が異なる場合は、その径寸法の相違も考慮して上記回転速度Ｎcca 、Ｎcsが求められる。

　図９のステップＳ１では、前後輪の差動に影響する車両走行状態を表すパラメータとして車速Ｖ、舵角Φ、スロットル弁開度θ_TH等を読み込み、ステップＳ２では、それ等のパラメータに基づいて前後輪の回転速度差ΔＮを算出（予測）する。この回転速度差ΔＮは、前輪４４および後輪３４の旋回軌跡が図１０の(a) 、(b) に示すように相違し、この旋回軌跡の相違に起因して生じるものであり、基本的には旋回軌跡から求めることができる。この回転速度差ΔＮは、従来から知られている種々の算出方法で求めることができるが、前輪４４および後輪３４の旋回軌跡は、図１０の(a) 、(b) に示すように車速Ｖによって相違するため、車速Ｖに応じて異なるアルゴリズムで求めることが望ましい。例えば図１０の(a) に示す低速旋回走行時には、舵角Φや車両の諸元（ホイールベース等）に基づいて幾何学的に旋回軌跡を求めることができるとともに、各車輪４４、３４はその旋回軌跡に沿って転がり回転する。このような低速旋回では、前輪４４の旋回軌跡半径ｒｆが後輪３４の旋回軌跡半径ｒｒよりも大きくなる。そして、例えば重心点Ｃが車速Ｖに応じて定まる角速度で半径ｒの円弧を移動した場合を想定して、各車輪４４、３４の移動距離、更には回転速度を求めることにより、回転速度差ΔＮを算出することができる。すなわち、舵角Φおよび車速Ｖをパラメータとして予め定められた演算式やデータマップにより回転速度差ΔＮを算出することができる。

　図１０の(b) は高速旋回走行の場合で、前後輪のコーナリングフォースと遠心力との釣り合いにより旋回軌跡が定まるとともに、車輪４４、３４の転がり回転方向と旋回軌跡との間にはずれ（スリップ角）が発生する。このずれ、すなわちスリップ角は図１０の(c) に示すように車速Ｖの増加と共に大きくなり、スリップ角が大きくなると、後輪３４の旋回軌跡半径ｒｒが前輪４４の旋回軌跡半径ｒｆよりも大きくなる。図１０の(b) は、後輪３４の旋回軌跡半径ｒｒが前輪４４の旋回軌跡半径ｒｆよりも大きくなった場合であるが、車速Ｖによっては図１０の(a) と同様に後輪３４の旋回軌跡半径ｒｒが前輪４４の旋回軌跡半径ｒｆよりも小さい。コーナリングフォースは、舵角Φや車速Ｖ、動力源の出力すなわちスロットル弁開度θ_TH、ヨーレイトＹ、ホイールベース等の車両の諸元等によって定まり、それに基づいて旋回軌跡を求めることができるため、例えば重心点Ｃが車速Ｖに応じて定まる角速度で半径ｒの円弧を移動した場合を想定して、上記スリップ角を考慮して各車輪４４、３４の移動距離、更には回転速度を求めることにより、回転速度差ΔＮを算出することができる。すなわち、舵角Φや車速Ｖ、スロットル弁開度θ_TH等をパラメータとして予め定められた演算式やデータマップにより回転速度差ΔＮを算出することができる。車両重量や路面の摩擦係数μなど、前後輪差動に影響する更に他のパラメータを考慮して更にきめ細かく高い精度で回転速度差ΔＮを求めることも可能である。

　ステップＳ３では、上記回転速度差ΔＮの前後輪差動を許容する入力回転要素（リングギヤＣＲ）の回転速度Ｎcrdef を、分配用遊星歯車装置２４のギヤ比ρＣや前輪側変速比γｆ、後輪側変速比γｒを用いて定められた次式(1) に従って算出する。(1) 式は、シングルピニオン型遊星歯車装置の３つの回転要素の回転速度の関係を表す基本式で、回転速度差ΔＮを前後輪で半分ずつ変化させた場合である。図１１の共線図に示す実線は、前記自動変速機３０がＯ／Ｄギヤ段「Ｏ／Ｄ」で変速比γＴが１より小さく、γｒ＜γｆでＮcr＜Ｎcca ＜Ｎcsの場合（破線）に、旋回走行時に後輪３４の旋回軌跡半径ｒｒが前輪４４の旋回軌跡半径ｒｆよりも小さくなり、前輪４４の回転速度ＮｆがΔＮ／２だけ上昇するとともに後輪３４の回転速度ＮｒがΔＮ／２だけ低下した場合である。なお、例えば前記ステップＳ２で回転速度差ΔＮを求める代りに、前輪４４、後輪３４毎に差動による回転速度変化量ΔＮｆ、ΔＮｒを別々に求めたり、差動が発生した後の前輪４４、後輪３４の回転速度Ｎｆdef 、Ｎｒdef そのものを算出したりして、その前後輪差動を許容するリングギヤＣＲの回転速度Ｎcrdef を、(1) 式と同様な演算式に従って求めるようにしても良いなど、種々の手法を採用できる。
　Ｎcrdef ＝｛Ｎcca －（ΔＮ／２)・γｒ｝・（１＋ρＣ）
　　　　　　－（Ｎcs＋（ΔＮ／２)・γｆ）・ρＣ　　　　・・・(1)

　そして、次のステップＳ４では、エンジン回転速度ＮＥを変化させることなく入力回転要素（リングギヤＣＲ）の回転速度Ｎcrが上記回転速度差ΔＮを許容するΔＮ許容回転速度Ｎcrdef となる第１モータジェネレータＭＧ１の差動許容目標回転速度ＮＭＧ１def を、差動用遊星歯車装置１６のギヤ比ρＳを用いて定められた次式(2) に従って算出する。この(2) 式も前記(1) 式と同様にシングルピニオン型遊星歯車装置の３つの回転要素の回転速度の関係を表す基本式で、差動用遊星歯車装置１６のリングギヤＳＲの回転速度Ｎsr＝Ｎcrdef となり、キャリアＳＣＡの回転速度Ｎsca ＝ＮＥであることから(2) 式が得られる。そして、第１モータジェネレータＭＧ１の回転速度ＮＭＧ１が差動許容目標回転速度ＮＭＧ１def となるように、フィードバック制御或いはフィードフォワード制御等により第１モータジェネレータＭＧ１を制御する。
　ＮＭＧ１def ＝Ｎsca ・（１＋ρＳ）－Ｎsr
　　　　　　　＝ＮＥ・（１＋ρＳ）－Ｎcrdef 　　・・・(2)

　これにより、分配用遊星歯車装置２４の入力回転要素であるリングギヤＣＲの回転速度ＮcrがΔＮ許容回転速度Ｎcrdef となり、前輪４４の回転速度Ｎｆが車速Ｖに対応する基準の回転速度からΔＮ／２だけ変化するとともに、後輪３４の回転速度Ｎｒが車速Ｖに対応する基準の回転速度から－ΔＮ／２だけ変化する前後輪の差動回転が許容され、車速Ｖや舵角Φ、スロットル弁開度θ_TH等の車両走行状態に応じて円滑な旋回性能が得られる。図１１は、旋回走行時に後輪３４の旋回軌跡半径ｒｒが前輪４４の旋回軌跡半径ｒｆよりも小さくなる場合で、前輪４４の回転速度ＮｆがΔＮ／２だけ上昇するとともに後輪３４の回転速度ＮｒがΔＮ／２だけ低下することを許容するように、第１モータジェネレータＭＧ１の回転速度ＮＭＧ１が上昇させられる。逆に、図１０の(b) に示すように旋回走行時に後輪３４の旋回軌跡半径ｒｒが前輪４４の旋回軌跡半径ｒｆよりも大きくなる場合は、前輪４４の回転速度ＮｆがΔＮ／２だけ低下するとともに後輪３４の回転速度ＮｒがΔＮ／２だけ上昇することを許容するように、第１モータジェネレータＭＧ１の回転速度ＮＭＧ１が下降させられ、必要に応じて逆回転方向へ力行制御する。

　また、回転速度差ΔＮが略０の場合には、入力回転要素（リングギヤＣＲ）の回転速度Ｎcrの変化が制限されるため、直進走行時の前後輪差動が抑制されて優れた直進安定性が得られる。

　図１２は、前記前後輪差動制御手段９２によって実行される前後輪差動制御の別の例を説明するフローチャートで、ここでは実際のヨーレイトＹに基づいて第１モータジェネレータＭＧ１のトルクＴＭＧ１を増減補正することにより、オーバーステアが抑制されるように差動を制限したり、アンダーステアが抑制されるように差動を許容したりするとともに、このような第１モータジェネレータＭＧ１のトルクＴＭＧ１の増減補正で車両の駆動力が変化することを防止するため、副動力源である第２モータジェネレータＭＧ２のトルクＴＭＧ２を増減補正する。また、オーバーステアを抑制するために第１モータジェネレータＭＧ１のトルクＴＭＧ１を大きくする場合は、代りにエンジン回転速度ＮＥが低下することを防止するためにエンジントルクを増大補正する。

　図１２のフローチャートに基づいて具体的に説明すると、ステップＲ１、Ｒ２では前記図９のステップＳ１、Ｓ２と同様にして車速Ｖ等を読み込むとともに、その車速Ｖ等に基づいて前後輪の回転速度差ΔＮを算出する。ステップＲ３では、ヨーレイトセンサによって検出された実際のヨーレイトＹを読み込み、ステップＲ４では、そのヨーレイトＹが予め定められた目標ヨーレイトＹｒに許容偏差Δｙを加算した判定値（Ｙｒ＋Δｙ）よりも大きいか否か、言い換えればオーバーステア傾向か否かを判断する。目標ヨーレイトＹｒは適切な旋回性能が得られる最適値で、車速Ｖや舵角Φ、スロットル弁開度θ_TH、ステップＲ２で求められる回転速度差ΔＮ等の車両走行状態、ホイールベース等の車両の諸元などに基づいて予め定められたものであり、それ等をパラメータとしてデータマップ等により設定されている。図１３は、所定の条件下における目標ヨーレイトＹｒと車速Ｖとの関係を示した図で、車速Ｖに比例して目標ヨーレイトＹｒは大きくなる。車両重量や横加速度など更に他のパラメータを考慮して更にきめ細かく目標ヨーレイトＹｒを設定することもできる。許容偏差Δｙは、ステップＲ５以下のオーバーステアに対する差動制御とステップＲ８以下のアンダーステアに対する差動制御とが頻繁に切り換わることを防止するためのもので、一定値が定められても良いが、本実施例では図１３に示すように車速Ｖが大きくなる程、すなわち目標ヨーレイトＹｒが大きくなる程、大きな値となるように定められている。

　ステップＲ４の判断がＹＥＳ（肯定）の場合、すなわちＹ＞Ｙｒ＋Δｙのオーバーステア傾向の場合には、続いてステップＲ５以下を実行する。ステップＲ５では、オーバーステアが抑制されるように前後輪の差動を制限するため、前記入力回転要素（リングギヤＣＲ）の回転速度変化が抑制されるように、第１モータジェネレータＭＧ１およびエンジン２０の出力増大制御を行う。すなわち、オーバーステアにより例えば図１１に実線で示すように入力回転要素（リングギヤＣＲ）の回転速度Ｎcrが低下する場合、これを阻止するため、第１モータジェネレータＭＧ１の回転速度変化が抑制されるように、その第１モータジェネレータＭＧ１の回転速度制御を行う際のトルクＴＭＧ１を所定の補正量ΔＴＭＧ１ｏだけ増大補正するとともに、代りにエンジン回転速度ＮＥが低下することを防止するため、エンジン２０のトルクＴＥを所定の補正量ΔＴＥｏだけ増大補正する。具体的にはスロットル弁開度θ_THを大きくする。補正量ΔＴＭＧ１ｏ、ΔＴＥｏは、予め一定値が定められても良いが、実際のヨーレイトＹと目標ヨーレイトＹｒとの偏差に応じて、その偏差が大きい程補正量ΔＴＭＧ１ｏ、ΔＴＥｏが大きくなるように、演算式やデータマップ等により設定されても良い。

　上記ステップＲ５で第１モータジェネレータＭＧ１およびエンジン２０の出力増大制御が行われると、車両の駆動力が大きくなるため、次のステップＲ６では、この駆動力変化を相殺するように、前記第２モータジェネレータＭＧ２のトルクＴＭＧ２を補正量ΔＴＭＧ２ｏだけ減少させる。補正量ΔＴＭＧ２ｏは、前記補正量ΔＴＭＧ１ｏやΔＴＥｏに応じて設定される。

　前記ステップＲ４の判断がＮＯ（否定）の場合、すなわちＹ＞Ｙｒ＋Δｙのオーバーステア傾向でない場合は、ステップＲ７でヨーレイトＹが予め定められた目標ヨーレイトＹｒから許容偏差Δｙを減算した判定値（Ｙｒ－Δｙ）よりも小さいか否か、言い換えればアンダーステア傾向か否かを判断する。この時の許容偏差Δｙは、オーバーステア判定時の値と同じであっても良いが、異なる値を設定することもできる。そして、Ｙ＜Ｙｒ－Δｙのアンダーステア傾向の場合には、続いてステップＲ８以下を実行する。ステップＲ８では、アンダーステアが抑制されるように前後輪の差動を許容するため、前記入力回転要素（リングギヤＣＲ）の回転速度変化が許容されるように、第１モータジェネレータＭＧ１の出力低減制御を行う。すなわち、アンダーステアを抑制するために、図１１に実線で示すように入力回転要素（リングギヤＣＲ）の回転速度Ｎcrが低下することを許容する場合、第１モータジェネレータＭＧ１の回転速度ＮＭＧ１が変化し易くなるように、その第１モータジェネレータＭＧ１の回転速度制御を行う際のトルクＴＭＧ１を所定の補正量ΔＴＭＧ１ｕだけ減少補正する。この場合の補正量ΔＴＭＧ１ｕは、予め一定値が定められても良いが、実際のヨーレイトＹと目標ヨーレイトＹｒとの偏差に応じて、その偏差が大きい程補正量ΔＴＭＧ１ｕが大きくなるように、演算式やデータマップ等により設定されても良い。このステップＲ８では、エンジン２０の負荷が増加することが無いため、前記ステップＲ５のようにエンジン２０のトルクＴＥを増大補正する必要はない。

　上記ステップＲ８で第１モータジェネレータＭＧ１の出力低減制御が行われると、車両の駆動力が低下するため、次のステップＲ９では、この駆動力変化を相殺するように、前記第２モータジェネレータＭＧ２のトルクＴＭＧ２を補正量ΔＴＭＧ２ｕだけ増大させる。補正量ΔＴＭＧ２ｕは、前記補正量ΔＴＭＧ１ｕに応じて設定される。

　前記ステップＲ７の判断がＮＯ（否定）の場合、すなわちオーバーステア傾向でもアンダーステア傾向でもなく、ヨーレイトＹがＹｒ－Δｙ≦Ｙ≦Ｙｒ＋Δｙの範囲内の時には、ステップＲ１０を実行する。この場合は、現在の実際のヨーレイトＹが目標ヨーレイトＹｒの近傍で適切な旋回性能が期待できるため、エンジン２０や第１モータジェネレータＭＧ１、第２モータジェネレータＭＧ２の出力制御に関して、前後輪差動制御の追加補正を行うことなく現状の出力制御を維持する。

　このように本実施例の前後輪駆動車両の動力伝達装置１０によれば、例えば図９のフローチャートのように第１モータジェネレータＭＧ１の運転状態すなわち回転速度ＮＭＧ１を制御したり、図１２のフローチャートのように第１モータジェネレータＭＧ１のトルクＴＭＧ１を制御したりすることより、第１出力回転要素（キャリアＣＣＡ）および第２出力回転要素（サンギヤＣＳ）の差動回転を制限したり許容したりすることができるため、クラッチや皿ばね等の機械的な差動制御手段を別途設ける必要がなく、装置が簡単且つ安価に構成される。

　また、本実施例の動力伝達装置１０は電気式差動部１２を有する場合で、第１モータジェネレータＭＧ１およびエンジン２０の両者の回転速度ＮＭＧ１、ＮＥによって差動出力部材２２の回転速度、すなわち前後輪動力分配装置１４の入力回転要素（リングギヤＣＲ）の回転速度Ｎcrが定まるため、図９のフローチャートのように第１モータジェネレータＭＧ１の回転速度制御で回転速度Ｎcrを制御することにより、前後輪の差動回転を制限したり所定の差動状態としたすることができる。また、図１２のフローチャートのように第１モータジェネレータＭＧ１のトルク制御で、前後輪の差動回転を制限したり差動を許容したりすることができる。その場合に、車輪３４、４４側からの逆入力トルクが急に変化した時などにエンジン２０の回転速度変化によって負荷トルクが吸収され、第１モータジェネレータＭＧ１やその他の回転要素に過大な負荷が作用することを防止することができる。

　また、図９のフローチャートによる前後輪差動制御では、車速Ｖや舵角Φ、スロットル弁開度θ_TH等の車両走行状態に基づいて、第１出力回転要素（キャリアＣＣＡ）と第２出力回転要素（サンギヤＣＳ）とが所定の差動状態となる第１モータジェネレータＭＧ１の運転点、すなわち差動許容目標回転速度ＮＭＧ１def を算出し、その差動許容目標回転速度ＮＭＧ１def で運転させられるように第１モータジェネレータＭＧ１を制御するため、直進走行時の差動回転を制限しつつ旋回時等の差動回転を許容して、タイトコーナーブレーキ現象の発生を防止したりアンダーステアを抑制したりすることができる。

　また、図１２のフローチャートによる前後輪差動制御では、オーバーステア傾向と判断した場合、第１出力回転要素（キャリアＣＣＡ）と第２出力回転要素（サンギヤＣＳ）とが互いに差動制限されるようにするために、ステップＲ５で第１モータジェネレータＭＧ１の回転速度変化が抑制されるようにトルクＴＭＧ１を増大補正するとともに、差動入力軸１８の回転速度すなわちエンジン回転速度ＮＥの変化を抑制するようにエンジン２０のトルクＴＥを増大補正するため、第１出力回転要素（キャリアＣＣＡ）および第２出力回転要素（サンギヤＣＳ）の差動増加による旋回走行時のオーバーステアが適切に抑制される。

　また、図１２のフローチャートによる前後輪差動制御では、ステップＲ５またはＲ８による第１モータジェネレータＭＧ１のトルク補正制御やエンジン２０のトルク補正制御により車両の駆動力変化が生じることを防止するため、ステップＲ６またはＲ９で第２モータジェネレータＭＧ２のトルク補正制御が行われるため、前後輪差動を制限したり許容したりするための差動制御に起因して車両の駆動力変化が生じることが適切に抑制される。

　次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の実施例において前記実施例と共通する部分には同一の符号を付して詳しい説明を省略する。

　図１４の(a) 、(b) は、前記前後輪動力分配装置１４の別の例を説明する骨子図である。図１４の(a) の前後輪動力分配装置２１０は、横置き型の前輪駆動車両をベースとする前後輪駆動車両の場合で、差動用遊星歯車装置２４のリングギヤＣＲが入力回転要素で前記差動出力部材２２に連結される点は同じであるが、第１出力回転要素としてのキャリアＣＣＡには前輪側出力軸２１２が連結され、その前輪側出力軸２１２に前記第２モータジェネレータＭＧ２や自動変速機３０が設けられる一方、第２出力回転要素としてのサンギヤＣＳには後輪側出力歯車２１４が連結される。後輪側出力歯車２１４として傘歯車を用い、そのままプロペラシャフト等に連結することも可能である。この場合も、前後輪が異なるだけで、実質的に前記実施例と同様の作用効果が得られる。

　図１４の(b) の前後輪動力分配装置２２０は、差動用遊星歯車装置２４のサンギヤＣＳが入力回転要素で前記差動出力部材２２に連結され、キャリアＣＣＡが第１出力回転要素で前記後輪側出力軸２６に連結され、リングギヤＣＲが第２出力回転要素で前記前輪側出力歯車２８に連結される。この場合も、前記実施例と同様の作用効果が得られる。なお、この前後輪動力分配装置２２０も、(a) のように横置き型の前輪駆動車両をベースとする前後輪駆動車両に適用することが可能で、括弧書きで示すように、第１出力回転要素であるキャリアＣＣＡに前輪側出力軸２１２を連結し、第２出力回転要素であるリングギヤＣＲに後輪側出力歯車２１４を連結すれば良い。

　図１５の(a) 、(b) は、前記前後輪動力分配装置１４の更に別の例を説明する骨子図で、前記分配用遊星歯車装置２４の代りにダブルピニオン型の分配用遊星歯車装置２３２が用いられている。図１５の(a) の前後輪動力分配装置２３０は、分配用遊星歯車装置２３２のサンギヤＣＳが入力回転要素で前記差動出力部材２２に連結され、リングギヤＣＲが第１出力回転要素で前記後輪側出力軸２６に連結され、キャリアＣＣＡが第２出力回転要素で前記前輪側出力歯車２８に連結される。この場合も、前記実施例と同様の作用効果が得られる。なお、この前後輪動力分配装置２３０も、横置き型の前輪駆動車両をベースとする前後輪駆動車両に適用することが可能で、括弧書きで示すように、第１出力回転要素であるリングギヤＣＲに前輪側出力軸２１２を連結し、第２出力回転要素であるキャリアＣＣＡに後輪側出力歯車２１４を連結すれば良い。

　図１５の(b) の前後輪動力分配装置２４０は、分配用遊星歯車装置２３２のキャリアＣＣＡが入力回転要素で前記差動出力部材２２に連結され、リングギヤＣＲが第１出力回転要素で前記後輪側出力軸２６に連結され、サンギヤＣＳが第２出力回転要素で前記前輪側出力歯車２８に連結される。この場合も、前記実施例と同様の作用効果が得られる。なお、この前後輪動力分配装置２４０も、横置き型の前輪駆動車両をベースとする前後輪駆動車両に適用することが可能で、括弧書きで示すように、第１出力回転要素であるリングギヤＣＲに前輪側出力軸２１２を連結し、第２出力回転要素であるサンギヤＣＳに後輪側出力歯車２１４を連結すれば良い。

　図１６は、前記電気式差動部１２の別の例を説明する共線図で、この電気式差動部２５０は、前記差動用遊星歯車装置１６のサンギヤＳＳに第１モータジェネレータＭＧ１が連結される点は同じであるが、共線図において中間に位置するキャリアＳＣＡに前記差動出力部材２２が連結され、リングギヤＳＲに前記差動入力軸１８が連結されてエンジン２０が接続される場合である。この場合は、第１モータジェネレータＭＧ１が逆回転方向へ回転させられるとともに、回生制御が行われてサンギヤＳＳに回生トルクが作用させられることにより反力が受け止められ、キャリアＳＣＡから動力が出力される。

　図１７は、本発明の更に別の実施例を説明する骨子図である。この動力伝達装置２６０は、前記動力伝達装置１０に比較して動力発生装置２６２が相違し、この実施例では第１モータジェネレータＭＧ１のみで動力発生装置２６２が構成されており、動力伝達部材２６４を介して前後輪動力分配装置１４の入力回転要素であるリングギヤＣＲに一体的に連結されている。

　図１８は、本発明の更に別の実施例を説明する骨子図である。この動力伝達装置２７０は、左右輪動力分配装置２７２に本発明が適用された場合で、この左右輪動力分配装置２７２は、前記第１実施例と同様にシングルピニオン型の分配用遊星歯車装置２４を主体として構成されている。分配用遊星歯車装置２４のリングギヤＣＲは入力回転要素で、前記動力発生装置１１から動力伝達軸２７４等を介して動力が伝達されるようになっている。動力伝達軸２７４には、必要に応じて前記自動変速機３０などが設けられる。また、キャリアＣＣＡは第１出力回転要素で左車輪２７６Ｌに作動的に連結されており、サンギヤＣＳは第２出力回転要素で右車輪２７６Ｒに作動的に連結されている。左車輪２７６Ｌは第１車輪に相当し、右車輪２７６Ｒは第２車輪に相当する。

　このような動力伝達装置２７０においても、第１モータジェネレータＭＧ１の運転状態すなわち回転速度ＮＭＧ１やトルクＴＭＧ１を制御することより、第１出力回転要素（キャリアＣＣＡ）および第２出力回転要素（サンギヤＣＳ）の差動回転、すなわち左右輪２７６Ｌ、２７６Ｒの差動回転を制限したり許容したりすることができるため、クラッチや皿ばね等の機械的な差動制御手段を別途設ける必要がなく、装置が簡単且つ安価に構成されるなど前記実施例と同様の作用効果が得られる。

　なお、上記実施例の電気式差動部１２、２５０は、何れも差動機構としてシングルピニオン型の差動用遊星歯車装置１６が用いられていたが、ダブルピニオン型の遊星歯車装置を採用することも可能である。また、上記実施例は何れも自動変速機３０を搭載していたが、本発明の実施に際してこの自動変速機３０は必ずしも必須ではない。

　その他一々例示はしないが、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

　本発明の車両用動力伝達装置は、動力分配装置の３つの回転要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において、一端から他端に向かって順番に入力回転要素、第１出力回転要素、第２出力回転要素となるように構成されているため、動力発生装置の回転機の運転状態すなわち回転速度やトルクを制御して、入力回転要素の回転速度やその回転速度の変化のし易さを制御することより、第１出力回転要素および第２出力回転要素の差動回転を制限したり許容したりすることができる。これにより、クラッチや皿ばね等の機械的な差動制御手段を別途設ける必要がなく、装置が簡単且つ安価に構成されるようになるため、例えば前後輪へ動力を分配する前後輪動力分配装置等の動力分配装置を有する車両に好適に適用される。

Claims

　電気的にトルク制御可能な回転機を備えている動力発生装置と、
　入力回転要素、第１車輪に作動的に連結された第１出力回転要素、および第２車輪に作動的に連結された第２出力回転要素の３つの回転要素から成り、前記動力発生装置から該入力回転要素に入力された動力を該第１出力回転要素と該第２出力回転要素とに分配する動力分配装置と、
　を有する車両用動力伝達装置において、
　前記動力分配装置は、前記３つの回転要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において、一端から他端に向かって順番に前記入力回転要素、前記第１出力回転要素、前記第２出力回転要素となるように構成されているとともに、
　前記第１出力回転要素と前記第２出力回転要素とが所定の差動状態となるように前記回転機の運転状態が制御される
　ことを特徴とする車両用動力伝達装置。
　前記動力発生装置は、
　前記回転機が差動機構に動力伝達可能に連結され、該回転機の運転状態が制御されることにより差動入力部材の回転速度と差動出力部材の回転速度との差動状態が制御される電気式差動部と、
　前記差動入力部材に動力伝達可能に連結された動力源と、
　を有するものである
　ことを特徴とする第１項に記載の車両用動力伝達装置。
　車両走行状態に基づいて、前記第１出力回転要素と前記第２出力回転要素とが所定の差動状態となる前記回転機の運転点を算出し、該運転点で運転させられるように該回転機を制御する
　ことを特徴とする第１項または第２項に記載の車両用動力伝達装置。
　前記第１出力回転要素と前記第２出力回転要素とが互いに差動制限されるように前記回転機の回転速度変化を抑制する
　ことを特徴とする第１項～第３項の何れか１項に記載の車両用動力伝達装置。
　前記第１出力回転要素と前記第２出力回転要素とが互いに差動制限されるように、前記回転機の回転速度変化を抑制するとともに、該回転機の回転速度変化の抑制で前記差動入力部材の回転速度が変化することを抑制するように前記動力源を制御する
　ことを特徴とする第２項に記載の車両用動力伝達装置。