(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
車両の左右の車輪を駆動する動力装置であって、
駆動源と、
該駆動源に機械的に連結された第１回転要素、前記左右の車輪の一方に機械的に連結された第２回転要素、及び、前記左右の車輪の他方に機械的に連結された第３回転要素を有する差動装置と、
流体を圧送する流体圧供給源にそれぞれ連通する第１圧力室及び第２圧力室を有し、流体圧が前記第１圧力室に供給されるとともに、該供給された流体圧が前記第２圧力室に排出されることによって、前記第３回転要素に正のトルクを付加し、流体圧が前記第２圧力室に供給されるとともに、該供給された流体圧が前記第１圧力室に排出されることによって、前記第３回転要素に負のトルクを付加するように構成された流体圧モータと、
前記流体圧供給源と前記第１圧力室とを連通する流体路上、及び前記流体圧供給源と前記第２圧力室とを連通する流体路上に配置され、前記流体路の連通と遮断を切り替える流体路切替機構と、を備え、
前記流体路切替機構は、
前記流体圧供給源に連通する給流体路が接続された第１連通口と、前記第１圧力室に連通する第１流体路が接続された第２連通口と、前記第２圧力室に連通する第２流体路が接続された第３連通口と、前記流体を貯留する貯留部に連通する排流体路が接続された第４連通口と、が設けられた第１部材と、
該第１部材に対して第１位置、第２位置及び第３位置に移動可能に設けられ、前記第１ないし前記第４連通口の間の連通状態及び遮断状態を切り替えるための第２部材と、を有し、
前記給流体路、前記第１流体路、前記第２流体路及び前記排流体路は、前記流体路を構成しており、
前記流体路切替機構は、
前記第２部材が第１位置にあるときに、前記第１連通口と前記第２連通口とが連通状態になり、前記第１連通口と前記第３連通口とが連通状態になり、前記第２連通口と前記第４連通口とが遮断状態になるとともに、前記第３連通口と前記第４連通口とが遮断状態になり、
前記第２部材が第２位置にあるときに、前記第１連通口と前記第２連通口とが連通状態になり、前記第１連通口と前記第３連通口とが遮断状態になり、前記第２連通口と前記第４連通口とが遮断状態になるとともに、前記第３連通口と前記第４連通口とが連通状態になり、
前記第２部材が第３位置にあるときに、前記第１連通口と前記第２連通口とが遮断状態になり、前記第１連通口と前記第３連通口とが連通状態になり、前記第２連通口と前記第４連通口とが連通状態になるとともに、前記第３連通口と前記第４連通口とが遮断状態になるように構成されており、
前記第１部材には、前記第１ないし前記第４連通口を１組とする複数組の連通口群が設けられていることを特徴とする動力装置。
【請求項２】
前記第１部材の内周には、円柱曲面を有する収容穴が設けられており、
前記第２部材は、円柱状に形成されるとともに、前記収容穴に回転移動可能に挿通されており、
前記第１ないし前記第４連通口は前記収容穴に連通し、
前記第１ないし前記第４連通口間の連通度合及び遮断度合は、前記第２部材の回転移動位置に応じて調整され、
前記複数組の連通口群が前記第２部材の回転移動軸線を中心とする円周方向に対し分散して配置されていることを特徴とする、請求項１に記載の動力装置。
【請求項３】
前記複数組の連通口群が前記第２部材の回転移動軸線を中心とする円周方向に対し互いに等間隔に配置されていることを特徴とする、請求項２に記載の動力装置。
【請求項４】
前記流体圧供給源と前記第１圧力室とを連通する前記流体路と、前記流体圧供給源と前記第２圧力室とを連通する前記流体路とにおいて、前記給流体路が共用されていることを特徴とする、請求項１ないし３のいずれかに記載の動力装置。
【請求項５】
前記複数組の連通口群には、第１連通口群及び第２連通口群が含まれ、前記第１連通口群の前記第４連通口と、前記第２連通口群の前記第４連通口として、同じ連通口が共用されていることを特徴とする、請求項１ないし４のいずれかに記載の動力装置。
【請求項６】
前記流体路切替機構は、前記第２部材が前記第１位置にあるときに、前記第２連通口と前記第３連通口とが連通状態になるように構成されていることを特徴とする、請求項１ないし５のいずれかに記載の動力装置。
【請求項７】
前記流体路切替機構は、
前記第２部材を前記第１位置から前記第２位置に駆動するとともに、前記第１位置から前記第３位置に駆動する駆動装置と、
前記第２部材を前記第２位置から前記第１位置に復帰させるとともに、前記第３位置から前記第１位置に復帰させる復帰手段と、をさらに有することを特徴とする、請求項１ないし６のいずれかに記載の動力装置。
【請求項８】
前記第１ないし前記第３位置が、前記第１部材に対する前記第２部材の移動方向において、前記第２位置、前記第１位置及び前記第３位置の順に並んでいることを特徴とする、請求項１ないし７のいずれかに記載の動力装置。
【請求項９】
前記第１部材には、前記第４連通口として、前記複数組の連通口群のうちの１組の連通口群に対し、２つの第４連通口が設けられており、
該２つの第４連通口の一方は、前記第２部材が第２位置にあるときに、前記第３連通口と連通状態になり、前記２つの第４連通口の他方は、前記第２部材が第３位置にあるときに、前記第２連通口と連通状態になり、
前記第１連通口群の前記第４連通口に接続された第１排流体路と、前記第２連通口群の前記第４連通口に接続された第２排流体路として、同じ排流体路が共用されていることを特徴とする、請求項５に従属する請求項８に記載の動力装置。
【請求項１０】
前記第１部材には、前記駆動源に機械的に連結された動力伝達部材及び／又は前記駆動源の被冷却部及び／又は被潤滑部に連通する冷潤流体路が接続された第５連通口がさらに設けられていることを特徴とする、請求項１ないし９のいずれかに記載の動力装置。
【請求項１１】
前記流体路切替機構は、前記第２部材が前記第１位置ないし前記第３位置にあるときに、前記第１連通口と前記第５連通口とが連通状態になるように構成されていることを特徴とする、請求項１０に記載の動力装置。
【請求項１２】
前記流体路切替機構は、前記第２部材が前記第２位置にあるとき、及び、前記第２部材が前記第３位置にあるときの前記第１連通口と前記第５連通口との間の連通度合が、前記第２部材が前記第１位置にあるときの前記第１連通口と前記第５連通口との間の連通度合よりも小さくなるように構成されていることを特徴とする、請求項１１に記載の動力装置。
【請求項１３】
前記流体路切替機構は、
前記第２部材が前記第１位置にあるときに、前記第２連通口と前記第５連通口とが連通状態になるとともに、前記第３連通口と前記第５連通口とが連通状態になり、
前記第２部材が前記第２位置にあるときに、前記第２連通口と前記第５連通口とが連通状態になるとともに、前記第３連通口と前記第５連通口とが遮断状態になり、
前記第２部材が前記第３位置にあるときに、前記第２連通口と前記第５連通口とが遮断状態になるとともに、前記第３連通口と前記第５連通口とが連通状態になるように構成されていることを特徴とする、請求項１０ないし１２のいずれかに記載の動力装置。
【請求項１４】
前記第５連通口を正面から見たときの該第５連通口の外縁が曲線状に形成されていることを特徴とする、請求項１０ないし１３のいずれかに記載の動力装置。
【請求項１５】
前記流体圧供給源は前記駆動源に機械的に連結されていることを特徴とする、請求項１ないし１４のいずれかに記載の動力装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車両の左右の車輪を駆動する動力装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、この種の動力装置として、例えば特許文献１に開示されたものが知られている。この動力装置は、駆動源としての内燃機関と、内燃機関の動力を左右の車輪に伝達するための差動装置（ディファレンシャルギヤ）と、左右の車輪のトルクを調整するための油圧モータと、油圧モータに油圧を供給するための油圧ポンプを備えている。油圧モータは、互いに相対的に回転自在のシリンダブロック及びカムリングを有しており、シリンダブロックは左車輪に、カムリングは右車輪に、それぞれ連結されている。【０００３】
また、油圧モータは、第１給排油路及び第２給排油路を有しており、第１及び第２給排油路はそれぞれ、第１及び第２連通油路を介して、スプールタイプの電磁切替弁の第１ポート及び第２ポートに接続されている。また、電磁切替弁の弁体は、中立位置、第１作動位置及び第２作動位置の間で移動自在であり、電磁切替弁の第３ポート及び第４ポートは、油圧ポンプ及びリザーバにそれぞれ接続されている。第１〜第４ポートの各々は、単一のポートで構成されており、電磁切替弁の動作は、制御装置によって制御される。【０００４】
以上の構成の動力装置では、内燃機関の駆動力が、差動装置を介して左右の車輪に伝達される。また、センサで検出された車両の運転状態に応じて、電磁切替弁の弁体が中立位置、第１又は第２作動位置に制御される。電磁切替弁の弁体が中立位置に制御されているときには、油圧ポンプと油圧モータの間の油圧の給排が電磁切替弁で停止されることによって、油圧モータの回転出力が無効化される。また、電磁切替弁の弁体が第１又は第２作動位置に制御されているときには、シリンダブロックとカムリングに、互いに反対方向の回転力が付与され、それにより、左右の車輪に配分される駆動力が変更される。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特開２００５−２８２５９７号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
上述したように、従来の動力装置では、電磁切替弁の第１〜第４ポートの各々が単一のポートで構成されている。このため、各ポートを流れるオイルの流量（流速）が比較的大きくなることによって、損失が増大するおそれがある。また、オイルに混入した異物で各ポートが塞がれたり、狭められたりしたときには、油圧モータに供給される油圧が不足し、それにより、動力装置が適切に作動しなくなるので、高いロバスト性を得ることができない。【０００７】
本発明は、以上のような課題を解決するためになされたものであり、流体路切替機構で発生する損失を低減できるとともに、堅牢性を向上させることができる動力装置を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
上記の目的を達成するために、請求項１に係る発明は、車両Ｖの左右の車輪（実施形態における（以下、本項において同じ）左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲ）を駆動する動力装置１、５１であって、駆動源（回転電機１１）と、駆動源に機械的に連結された第１回転要素（減速用サンギヤＳＤ、リングギヤＲＤ’）、左右の車輪の一方（左車輪ＷＲＬ）に機械的に連結された第２回転要素（左サンギヤＳＬ、サンギヤＳＤ’）、及び、左右の車輪の他方（右車輪ＷＲＲ）に機械的に連結された第３回転要素（右サンギヤＳＲ、キャリヤＣＤ’）を有する差動装置（伝達装置１２、伝達装置５２）と、流体を圧送する流体圧供給源（油圧ポンプ１４）にそれぞれ連通する第１圧力室１３ｂ及び第２圧力室１３ｃを有し、流体圧が第１圧力室１３ｂに供給されるとともに、供給された流体圧が第２圧力室１３ｃに排出されることによって、第３回転要素に正のトルクを付加し、流体圧が第２圧力室１３ｃに供給されるとともに、供給された流体圧が第１圧力室１３ｂに排出されることによって、第３回転要素に負のトルクを付加するように構成された流体圧モータ（油圧モータ１３）と、流体圧供給源と第１圧力室１３ｂとを連通する流体路上、及び流体圧供給源と第２圧力室１３ｃとを連通する流体路上に配置され、流体路の連通と遮断を切り替える流体路切替機構（切替弁３３ａ）と、を備え、流体路切替機構は、流体圧供給源に連通する給流体路（第１油路ＯＬ１）が接続された第１連通口（流入ポートｐｐ）と、第１圧力室１３ｂに連通する第１流体路（第２油路ＯＬ２）が接続された第２連通口（第１モータポートｐｍ１）と、第２圧力室１３ｃに連通する第２流体路（第３油路ＯＬ３）が接続された第３連通口（第２モータポートｐｍ２）と、流体を貯留する貯留部（リザーバ３１）に連通する排流体路（第４油路ＯＬ４）が接続された第４連通口（リターンポートｐｒ）と、が設けられた第１部材（スリーブ３３ｄ）と、第１部材に対して第１位置、第２位置及び第３位置に移動可能に設けられ、第１ないし第４連通口の間の連通状態及び遮断状態を切り替えるための第２部材（弁体３３ｅ）と、を有し、給流体路、第１流体路、第２流体路及び排流体路は、流体路を構成しており、流体路切替機構は、第２部材が第１位置にあるときに、第１連通口と第２連通口とが連通状態になり、第１連通口と第３連通口とが連通状態になり、第２連通口と第４連通口とが遮断状態になるとともに、第３連通口と第４連通口とが遮断状態になり、第２部材が第２位置にあるときに、第１連通口と第２連通口とが連通状態になり、第１連通口と第３連通口とが遮断状態になり、第２連通口と第４連通口とが遮断状態になるとともに、第３連通口と第４連通口とが連通状態になり、第２部材が第３位置にあるときに、第１連通口と第２連通口とが遮断状態になり、第１連通口と第３連通口とが連通状態になり、第２連通口と第４連通口とが連通状態になるとともに、第３連通口と第４連通口とが遮断状態になるように構成されており、第１部材には、第１ないし第４連通口を１組とする複数組の連通口群が設けられていることを特徴とする。【０００９】
この構成によれば、駆動源の駆動力が差動装置の第１〜第３回転要素を介して左右の車輪に伝達されることによって、左右の車輪が駆動される。また、流体圧モータの第１圧力室に、流体圧供給源からの流体圧が供給されるとともに、供給された流体圧が流体圧モータの第２圧力室に排出されることによって、流体圧モータから第３回転要素を介して左右の車輪の他方に正のトルクが付加される。さらに、流体圧供給源からの流体圧が第２圧力室に供給されるとともに、供給された流体圧が第１圧力室に排出されることによって、流体圧モータから第３回転要素を介して左右の車輪の他方に負のトルクが付加される。以上により、左右の車輪の間にトルク差を発生させられるので、車両の旋回性や走行安定性を向上させることができる。【００１０】
また、流体圧供給源と第１圧力室とを連通する流体路上、及び流体圧供給源と第２圧力室とを連通する流体路上に配置された流体路切替機構によって、流体路の遮断及び連通が切り替えられる。この流体路切替機構は、第１及び第２部材を有しており、第１部材には、流体圧供給源に連通する給流体路が接続された第１連通口と、流体圧モータの第１圧力室に連通する第１流体路が接続された第２連通口と、流体圧モータの第２圧力室に連通する第２流体路が接続された第３連通口と、流体を貯留する貯留部に連通する排流体路が接続された第４連通口と、が設けられている。また、第２部材は、第１部材に対して第１位置、第２位置及び第３位置に移動可能に設けられており、第２部材によって、第１〜第４連通口の間の連通状態及び遮断状態が変更される。【００１１】
流体路切替機構では、第２部材が第１位置にあるときには、第１連通口と第２連通口とが連通状態になり、第１連通口と第３連通口とが連通状態になり、第２連通口と第４連通口とが遮断状態になるとともに、第３連通口と第４連通口とが遮断状態になる。したがって、第２部材を第１位置に位置させることにより、流体圧供給源から給流体路を介して第１連通口に供給された流体を、第２連通口及び第１流体路を介して第１圧力室に適切に供給できるとともに、第３連通口及び第２流体路を介して第２圧力室に適切に供給できる。このように、第１及び第２圧力室の双方に流体圧を適切に供給できるので、流体圧モータから左右の車輪の他方にトルクが積極的に付加されることがなく、それにより車両の良好な直進性を確保することができる。【００１２】
また、流体路切替機構では、第２部材が第２位置にあるときには、第１連通口と第２連通口とが連通状態になり、第１連通口と第３連通口とが遮断状態になり、第２連通口と第４連通口とが遮断状態になるとともに、第３連通口と第４連通口とが連通状態になる。したがって、第２部材を第２位置に位置させることにより、流体圧供給源から給流体路を介して第１連通口に供給された流体を、第２連通口及び第１流体路を介して第１圧力室に適切に供給できるとともに、第１圧力室に供給された流体圧を、第２圧力室、第２流体路、第３連通口、第４連通口及び排流体路を介して、貯留部に適切に排出できるので、流体圧モータから左右の車輪の他方に正のトルクを適切に付加することができる。【００１３】
さらに、流体路切替機構では、第２部材が第３位置にあるときには、第１連通口と第３連通口とが連通状態になり、第１連通口と第２連通口とが遮断状態になり、第３連通口と第４連通口とが遮断状態になるとともに、第２連通口と第４連通口とが連通状態になる。したがって、第２部材を第３位置に位置させることにより、流体圧供給源から給流体路を介して第１連通口に供給された流体を、第３連通口及び第２流体路を介して第２圧力室に適切に供給できるとともに、第２圧力室に供給された流体圧を、第１圧力室、第１流体路、第２連通口、第４連通口及び排流体路を介して、貯留部に適切に排出できるので、流体圧モータから左右の車輪の他方に負のトルクを適切に付加することができる。【００１４】
また、前述した従来の動力装置と異なり、第１〜第４連通口を１組とする複数組の連通口群が設けられており、各連通口が複数、設けられているので、その分、各連通口を流れる流体の流量（流速）を低減でき、ひいては、損失を低減することができる。また、流体に混入した異物で複数組の１組の連通口が塞がれたり、狭められたりしたような場合でも、他の組の連通口を介して流体を流体圧モータに供給できるので、動力装置を適切に作動させることができ、その堅牢性を向上させることができる。【００１５】
請求項２に係る発明は、請求項１に記載の動力装置１、５１において、第１部材の内周には、円柱曲面を有する収容穴が設けられており、第２部材は、円柱状に形成されるとともに、収容穴に回転移動可能に挿通されており、第１ないし第４連通口は収容穴に連通し、第１ないし第４連通口間の連通度合及び遮断度合は、第２部材の回転移動位置に応じて調整され、複数組の連通口群が第２部材の回転移動軸線を中心とする円周方向に対し分散して配置されていることを特徴とする。【００１６】
この構成によれば、第１部材の内周に、円柱曲面を有する収容穴が設けられており、第２部材が、円柱状に形成されるとともに、収容穴に回転移動可能に挿通されている。すなわち、流体路切替機構は、いわゆるロータリーバルブで構成されている。また、第１〜第４連通口は収容穴に連通しており、第１〜第４連通口間の連通度合及び遮断度合は、第２部材の回転移動位置に応じて調整される。これにより、流体の流路の切替と、第１及び第２圧力室に供給される流体圧の調整とを、流体路切替機構のみで行うことができる。このため、例えば流体路切替機構と別個に圧力調整用の制御弁を設けずに済むので、それにより、動力装置の小型化及び製造コストの削減を図ることができる。また、上述した構成によれば、第１〜第４連通口を１組とする複数組の連通口群が、第２部材の回転移動軸線を中心とする円周方向に対し分散して配置されているので、流体圧が第２部材に偏った状態で作用するのを抑制でき、したがって、第２部材の作動時における第１部材との間の摩擦力を低減することができる。【００１７】
請求項３に係る発明は、請求項２に記載の動力装置１、５１において、複数組の連通口群が第２部材の回転移動軸線を中心とする円周方向に対し互いに等間隔に配置されていることを特徴とする。【００１８】
この構成によれば、第１〜第４連通口を１組とする複数組の連通口群が第２部材の回転移動軸線を中心とする円周方向に対し互いに等間隔に配置されている。これにより、それぞれ複数の第１〜第４連通口を介して第２部材に作用する複数の流体圧の力をいずれも、第２部材の回転軸線に向かわせることができるので、第２部材の作動時における第１部材との間の摩擦力を適切に低減することができる。【００１９】
請求項４に係る発明は、請求項１ないし３のいずれかに記載の動力装置１、５１において、流体圧供給源と第１圧力室１３ｂとを連通する流体路と、流体圧供給源と第２圧力室１３ｃとを連通する流体路とにおいて、給流体路が共用されていることを特徴とする。【００２０】
この構成によれば、流体圧供給源と第１圧力室とを連通する流体路と、流体圧供給源と第２圧力室とを連通する流体路とにおいて、第１連通口に接続された給流体路が共用されている。これにより、第１連通口として、第２部材が第２位置にあるときに第２連通口に連通する連通口と、第２部材が第３位置にあるときに第３連通口に連通する連通口とを別個に設けずに済むので、その分、流体路切替機構を小型化することができる。同じ理由により、給流体路が１つで済むので、その分、動力装置を容易に設置することができる。【００２１】
請求項５に係る発明は、請求項１ないし４のいずれかに記載の動力装置１、５１において、複数組の連通口群には、第１連通口群及び第２連通口群が含まれ、第１連通口群の第４連通口と、第２連通口群の第４連通口として、同じ連通口が共用されていることを特徴とする。【００２２】
この構成によれば、複数組の連通口群には、第１連通口群及び第２連通口群が含まれており、第１連通口群の第４連通口と、第２連通口群の第４連通口として、同じ連通口が共用されているので、その分、流体路切替機構を小型化することができる。同じ理由により、排流体路の数を減らせるので、その分、動力装置を容易に設置することができる。【００２３】
請求項６に係る発明は、請求項１ないし５のいずれかに記載の動力装置１、５１において、流体路切替機構は、第２部材が第１位置にあるときに、第２連通口と第３連通口とが連通状態になるように構成されていることを特徴とする。【００２４】
前述したように、流体圧モータは、左右の車輪の他方に連結された第３回転要素にトルクを付加するように構成されている。このため、例えば、左右の車輪の間で差回転が発生しているときに、流体圧モータは、左右の車輪の少なくとも一方の動力で駆動されることによって、流体圧ポンプとして機能する場合がある。【００２５】
上述した構成によれば、第１圧力室に連通する第１流体路が接続された第２連通口と、第２圧力室に連通する第２流体路が接続された第３連通口とが、第２部材が第１位置にあるときに、連通状態になる。これにより、左右の車輪の間で差回転が発生しているときに、流体圧ポンプとして機能する流体圧モータの第１及び第２圧力室の一方に吸い込まれるとともに他方から吐出される流体を、流体路切替機構、第１及び第２流体路において円滑に循環させることができるので、この流体の循環に起因して流体圧モータを介して左右の車輪に発生する損失トルクを抑制することができる。【００２６】
請求項７に係る発明は、請求項１ないし６のいずれかに記載の動力装置１、５１において、流体路切替機構は、第２部材を第１位置から第２位置に駆動するとともに、及び第１位置から第３位置に駆動する駆動装置（アクチュエータ３３ｂ、ＥＣＵ２）と、第２部材を第２位置から第１位置に復帰させるとともに、第３位置から第１位置に復帰させる復帰手段（トーションスプリング３３ｃ）と、をさらに有することを特徴とする。【００２７】
この構成によれば、第２部材が駆動装置によって、第１位置から第２位置に駆動するとともに、第１位置から第３位置に駆動される。また、第２部材が復帰手段によって、第２位置から第１位置に復帰させられるとともに、第３位置から第１位置に復帰させられる。これにより、駆動装置が作動不能になったような場合でも、第２部材が第１位置に復帰させられることで、流体圧モータから左右の車輪の他方にトルクが積極的に付加されることがないので、運転者が違和感を覚えるような車両のヨーモーメントが発生するのを防止することができる。【００２８】
請求項８に係る発明は、請求項１ないし７のいずれかに記載の動力装置１、５１において、第１ないし第３位置が、第１部材に対する第２部材の移動方向において、第２位置、第１位置及び第３位置の順に並んでいることを特徴とする。【００２９】
前述したように、第２部材が第１位置にあるときには、流体圧モータのトルクが、左右の車輪の他方に積極的には付加されない。また、第２部材を第２位置に移動させることによって、流体圧モータから左右の車輪の他方に正のトルクを付加できるとともに、第２部材を第３位置に移動させることによって、流体圧モータから左右の車輪の他方に負のトルクを付加できる。上述した構成によれば、第１〜第３位置が、第１部材に対する第２部材の移動方向において、第２位置、第１位置及び第３位置の順に並んでいるので、流体圧モータからのトルクを積極的に付加していない状態から、積極的に付加する状態に迅速に移行することができる。【００３０】
請求項９に係る発明は、請求項５に従属する請求項８に記載の動力装置１、５１において、第１部材には、第４連通口として、複数組の連通口群のうちの１組の連通口群に対し、２つの第４連通口が設けられており、該２つの第４連通口の一方は、第２部材が第２位置にあるときに、第３連通口と連通状態になり、２つの第４連通口の他方は、第２部材が第３位置にあるときに、第２連通口と連通状態になり、第１連通口群の第４連通口に接続された第１排流体路と、第２連通口群の第４連通口に接続された第２排流体路として、同じ排流体路が共用されていることを特徴とする。【００３１】
この構成によれば、第４連通口として、複数組の連通口群のうちの１組の連通口群に対し、２つの第４連通口が設けられており、２つの第４連通口の一方は、第２部材が第２位置にあるときに、第３連通口と連通状態になり、他方は、第２部材が第３位置にあるときに、第２連通口と連通状態になる。このように、１組の連通口群において、第２連通口に連通する第４連通口と、第３連通口に連通する第４連通口を別個に設けているので、第１〜第３連通口の配置の自由度を高めることができる。また、複数組の連通口群のうちの第１連通口群の第４連通口に接続された第１排流体路と、複数組の連通口群のうちの第２連通口群の第４連通口に接続された第２排流体路として、同じ排流体路が共用されているので、動力装置の小型化及びその構成の簡素化を図ることができる。【００３２】
請求項１０に係る発明は、請求項１ないし９のいずれかに記載の動力装置１、５１において、第１部材には、駆動源に機械的に連結された動力伝達部材（伝達装置１２）及び／又は駆動源の被冷却部及び／又は被潤滑部（冷却・潤滑系ＣＬ）に連通する冷潤流体路（第５油路ＯＬ５）が接続された第５連通口（ＬＵＢポートｐｌ）がさらに設けられていることを特徴とする。【００３３】
この構成によれば、第１部材に、駆動源に機械的に連結された動力伝達部材及び／又は駆動源の被冷却部及び／又は被潤滑部に連通する冷潤流体路が接続された第５連通口がさらに設けられているので、流体路切替機構によって、被冷却部及び／又は被潤滑部への流体の供給を調節することが可能になる。【００３４】
請求項１１に係る発明は、請求項１０に記載の動力装置１、５１において、流体路切替機構は、第２部材が第１位置ないし第３位置にあるときに、第１連通口と第５連通口とが連通状態になるように構成されていることを特徴とする。【００３５】
この構成によれば、第２部材が第１位置にあるとき、第２位置にあるとき、及び第３位置にあるときのいずれにおいても、流体圧供給源に連通する給流体路が接続された第１連通口と、被冷却部及び／又は被潤滑部に連通する冷潤流体路が接続された第５連通口とが連通状態になるので、左右の車輪の他方への流体圧モータのトルクの付加状況にかかわらずに、冷却部及び／又は被潤滑部に流体を供給することができる。【００３６】
請求項１２に係る発明は、請求項１１に記載の動力装置１、５１において、流体路切替機構は、第２部材が第２位置にあるとき、及び、第２部材が第３位置にあるときの第１連通口と第５連通口との間の連通度合が、第２部材が第１位置にあるときの第１連通口と第５連通口との間の連通度合よりも小さくなるように構成されていることを特徴とする。【００３７】
この構成によれば、第２部材が第２位置にあるとき、及び、第２部材が第３位置にあるときの第１連通口と第５連通口との間の連通度合が、第２部材が第１位置にあるときのそれよりも小さくなっている。これにより、第２部材を第２位置又は第３位置に移動させることで流体圧モータからのトルクが付加されているときに、流体圧供給源から冷却部及び／又は被潤滑部に流体が過剰に供給されるのを防止することができる。【００３８】
請求項１３に係る発明は、請求項１０ないし１２のいずれかに記載の動力装置１、５１において、流体路切替機構は、第２部材が第１位置にあるときに、第２連通口と第５連通口とが連通状態になるとともに、第３連通口と第５連通口とが連通状態になり、第２部材が第２位置にあるときに、第２連通口と第５連通口とが連通状態になるとともに、第３連通口と第５連通口とが遮断状態になり、第２部材が第３位置にあるときに、第２連通口と第５連通口とが遮断状態になるとともに、第３連通口と第５連通口とが連通状態になるように構成されていることを特徴とする。【００３９】
この構成によれば、第２部材が第２位置にあるときに、第１圧力室に接続された第２連通口と、被冷却部及び／又は被潤滑部に接続された第５連通口とが連通状態になるとともに、第２圧力室に接続された第３連通口と、第５連通口とが遮断状態になる。また、第２部材が第３位置にあるときに、第２連通口と第５連通口とが遮断状態になるとともに、第３連通口と第５連通口とが連通状態になる。以上により、流体圧モータからのトルクが付加されているときに、第１又は第２圧力室と被冷却部及び／又は被潤滑部との間を遮断できるので、流体圧モータからのトルクの付加をより適切に行うことができる。【００４０】
請求項１４に係る発明は、請求項１０ないし１３のいずれかに記載の動力装置１、５１において、第５連通口を正面から見たときの第５連通口の外縁が曲線状に形成されていることを特徴とする。【００４１】
この構成によれば、第５連通口を正面から見たときの第５連通口の外縁が曲線状に形成されている。このため、例えば、流体路切替機構を、第１部材に対する第２部材の移動位置に応じて第１連通口と第５連通口との連通度合／遮断度合が変更されるように構成した場合に、第１連通口と第５連通口との連通度合／遮断度合が急激に変化するのを抑制することができる。【００４２】
請求項１５に係る発明は、請求項１ないし１４のいずれかに記載の動力装置１、５１において、流体圧供給源は駆動源に機械的に連結されていることを特徴とする。【００４３】
この構成によれば、車両の駆動源及び流体圧供給源の駆動源として、駆動源が兼用されているので、流体圧供給源の駆動源を別個に設けずに済む。
【図面の簡単な説明】
【００４４】
【図１】第１実施形態による動力装置を、これを適用した車両とともに概略的に示す図である。
【図２】第１実施形態による動力装置の伝達装置や車両の左右の後輪を示すスケルトン図である。
【図３】ニュートラルモード中における動力装置の油圧回路や油圧モータを、その一部を破断して概略的に示す図である。
【図４】動力装置の油圧ポンプを示す断面図である。
【図５】油圧ポンプの第２油室供給油圧とポンプ吐出量の関係の一例を示す図である。
【図６】油圧ポンプのポンプ吐出量とスプリングに作用する荷重との関係の一例を示す図である。
【図７】油圧回路の切替装置を概略的に示す図である。
【図８】切替装置のスリーブ及び弁体の一部を周方向に展開し、スリーブの各ポートと、弁体の第１及び第２連通溝との位置関係を、弁体回転角度位置が中立位置である場合について概略的に示す図である。
【図９】動力装置のＥＣＵなどを示すブロック図である。
【図１０】ニュートラルモード中で、かつ、油圧モータの出力軸が外力により回転している場合における油圧回路や油圧モータを、その一部を破断して概略的に示す図である。
【図１１】第１モータモード中における油圧回路や油圧モータを、その一部を破断して概略的に示す図である。
【図１２】スリーブ及び弁体の一部を周方向に展開し、スリーブの各ポートと、弁体の第１及び第２連通溝との位置関係を、弁体回転角度位置が第１回転角度位置である場合について概略的に示す図である。
【図１３】第２モータモード中における油圧回路や油圧モータを、その一部を破断して概略的に示す図である。
【図１４】スリーブ及び弁体の一部を周方向に展開し、スリーブの各ポートと、弁体の第１及び第２連通溝との位置関係を、弁体回転角度位置が第２回転角度位置である場合について概略的に示す図である。
【図１５】第１ポンプモード中における油圧回路や油圧モータを、その一部を破断して概略的に示す図である。
【図１６】第２ポンプモード中における油圧回路や油圧モータを、その一部を破断して概略的に示す図である。
【図１７】弁体回転角度位置と、第１及び第２連通溝に対する各ポートの連通面積との関係を示す図である。
【図１８】車両の走行状態と図２の動力装置の動作モードとの関係の一例を概略的に示す図である。
【図１９】通常モード中で、かつ、車両の直進中における図２の動力装置の各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係の一例を示す速度共線図である。
【図２０】通常モード中で、かつ、車両の直進中における左右の後輪のトルクの大小関係を説明するための図である。
【図２１】通常モード中で、かつ、車両の左旋回中における図２の動力装置の各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係の一例を示す速度共線図である。
【図２２】通常モード中で、かつ、車両の左旋回中における左右の後輪のトルクの大小関係を説明するための図である。
【図２３】通常モード中で、かつ、車両の右旋回中における図２の動力装置の各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係の一例を示す速度共線図である。
【図２４】ＡＷＤモード中で、かつ、車両の直進中における図２の動力装置の各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係の一例を示す速度共線図である。
【図２５】ＡＷＤモード中で、かつ、車両の直進中における左右の後輪のトルクの大小関係を説明するための図である。
【図２６】ＳＨモード中で、かつ、車両の左旋回中における図２の動力装置の各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係の一例を示す速度共線図である。
【図２７】ＳＨモード中で、かつ、車両の左旋回中における車両の左右の後輪のトルクの大小関係を説明するための図である。
【図２８】ＳＨモード中で、かつ、車両の右旋回中における図２の動力装置の各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係の一例を示す速度共線図である。
【図２９】ＬＳＤモード中で、かつ、車両の左旋回中における図２の動力装置の各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係の一例を示す速度共線図である。
【図３０】ＬＳＤモード中で、かつ、車両の左旋回中における車両の左右の後輪のトルクの大小関係を説明するための図である。
【図３１】ＬＳＤモード中で、かつ、車両の右旋回中における図２の動力装置の各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係の一例を示す速度共線図である。
【図３２】悪路走行時ＬＳＤモード中で、かつ、車両の右後輪がスリップしている場合における図２の動力装置の各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係の一例を示す速度共線図である。
【図３３】悪路走行時ＬＳＤモード中で、かつ、車両の右後輪がスリップしている場合における車両の左右の後輪のトルクの大小関係を説明するための図である。
【図３４】ＥＣＵによって実行される処理を示すフローチャートである。
【図３５】ＳＨモード中における車速と油圧ポンプの吐出量との関係の一例などを示す図である。
【図３６】ＬＳＤモード中における車速と油圧ポンプの吐出量との関係の一例などを示す図である。
【図３７】悪路走行時ＬＳＤモード中における車速と油圧ポンプの吐出量との関係の一例などを示す図である。
【図３８】図２の動力装置の動作モードが通常モードからＳＨモードに移行し、再度、通常モードに移行した場合における各種のパラメータの推移の一例を示すタイミングチャートである。
【図３９】本発明の第２実施形態による動力装置及び左右の後輪を示すスケルトン図である。
【図４０】通常モード中で、かつ、車両の直進中における図３９の動力装置の各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係の一例を示す速度共線図である。
【図４１】通常モード中で、かつ、車両の左旋回中における図３９の動力装置の各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係の一例を示す速度共線図である。
【図４２】ＡＷＤモード中で、かつ、車両の直進中における図３９の動力装置の各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係の一例を示す速度共線図である。
【図４３】ＳＨモード中で、かつ、車両の左旋回中における図３９の動力装置の各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係の一例を示す速度共線図である。
【図４４】ＬＳＤモード中で、かつ、車両の左旋回中における図３９の動力装置の各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係の一例を示す速度共線図である。
【図４５】悪路走行時ＬＳＤモード中で、かつ、車両の左旋回中における図３９の動力装置の各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係の一例を示す速度共線図である。
【図４６】変形例による動力装置の各種の回転要素の間の回転数の関係の一例を示す速度共線図である。
【発明を実施するための形態】
【００４５】
以下、図面を参照しながら、本発明の好ましい実施形態を詳細に説明する。図１に示す車両Ｖは、全輪駆動式の四輪車両であり、その前部には、駆動源としての内燃機関（以下「エンジン」という）３と、エンジン３の動力を変速するための変速機４が設けられている。エンジン３は、ガソリンエンジンであり、そのクランク軸（図示せず）が変速機４の入力軸（図示せず）に連結されている。変速機４は、有段式の自動変速機であり、その出力軸（図示せず）が、フロントデフＦＤを介して、車両Ｖの前側の左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲに連結されている。また、変速機４には、車両の駆動源としての回転電機が設けられており、この回転電機の出力軸（いずれも図示せず）は、変速機４の入力軸に連結されている。左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲは、互いに同軸状に配置されるとともに、車両Ｖの左右の前輪ＷＦＬ、ＷＦＲにそれぞれ連結されている。
【００４６】
エンジン３や回転電機の動力は、変速機４の入力軸に伝達され、変速された状態で変速機４の出力軸に出力され、さらにフロントデフＦＤ及び左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲを介して、左右の前輪ＷＦＬ、ＷＦＲに伝達される。これにより、左右の前輪ＷＦＬ、ＷＦＲが駆動される。
【００４７】
本発明の第１実施形態による動力装置１は、車両Ｖの後ろ側の左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲを介して車両Ｖの左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲを駆動するためのものである。これらの左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲは、互いに同軸状に配置されるとともに、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲにそれぞれ連結されている。
【００４８】
図２に示すように、動力装置１は、駆動源としての回転電機１１と、回転電機１１の駆動力を左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達する伝達装置１２と、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲのトルクを調整するための油圧モータ１３と、油圧モータ１３に油圧を供給するための油圧ポンプ１４を備えている。
【００４９】
回転電機１１は、例えばＡＣモータであり、複数の鉄芯やコイルなどで構成されたステータ１１ａと、複数の磁石などで構成されたロータ１１ｂを有している。回転電機１１は、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲと同軸状に配置されており、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲの間に位置している。ステータ１１ａは、不動のケースＣＡに固定され、ロータ１１ｂは、ステータ１１ａに対向するように配置されている。また、ロータ１１ｂには、中空の回転軸１１ｃが同軸状に取り付けられており、両者１１ｂ、１１ｃは互いに一体に回転自在である。ロータ１１ｂ及び回転軸１１ｃの内側には、左出力軸ＳＲＬが相対的に回転自在に嵌合している。
【００５０】
回転電機１１では、ステータ１１ａに電力が供給されると、供給された電力は、動力に変換され、ロータ１１ｂに出力される。また、ロータ１１ｂに動力が入力されると、この動力は、電力に変換され（発電）、ステータ１１ａに出力される。ステータ１１ａは、パワードライブユニット（以下「ＰＤＵ」という）２１を介して、充電・放電可能なバッテリ２２に電気的に接続されており、バッテリ２２との間で電気エネルギを授受可能である。ＰＤＵ２１は、インバータなどの電気回路で構成されており、動力装置１の後述するＥＣＵ２に電気的に接続されている（図９参照）。ＥＣＵ２は、ＰＤＵ２１を制御することによって、ステータ１１ａに供給する電力と、ステータ１１ａで発電する電力と、ロータ１１ｂの回転数を制御する。
【００５１】
前記伝達装置１２は、複数の遊星歯車装置の組み合わせで構成され、シングルピニオンタイプの遊星歯車装置で構成された減速装置ＤＧを有しており、回転電機１１と右後輪ＷＲＲの間に配置されている。減速装置ＤＧは、減速用サンギヤＳＤと、複数の減速用２連ピニオンギヤＰＧＤ（１つのみ図示）と、減速用リングギヤＲＤと、各減速用２連ピニオンギヤＰＧＤを回転自在に支持するとともに、回転自在に設けられたキャリヤＣＤなどで構成されている。減速用２連ピニオンギヤＰＧＤは、減速用サンギヤＳＤに噛み合う減速用第１ピニオンギヤＰＤ１と、減速用第１ピニオンギヤＰＤ１に同軸状に一体に設けられるとともに、減速用リングギヤＲＤに噛み合う減速用第２ピニオンギヤＰＤ２で構成されている。
【００５２】
また、減速用サンギヤＳＤは、前述した回転電機１１の回転軸１１ｃに同軸状に取り付けられており、回転軸１１ｃ及びロータ１１ｂと一体に回転自在である。減速用リングギヤＲＤは、ケースＣＡに固定されており、回転不能である。減速用第１ピニオンギヤＰＤ１の歯数は、減速用第２ピニオンギヤＰＤ２の歯数よりも小さな値に設定されている。以上の構成により、回転電機１１の動力は、減速用サンギヤＳＤに伝達され、さらに減速用第１及び第２ピニオンギヤＰＤ１、ＰＤ２を介して、所定の変速比で減速された状態で、キャリヤＣＤに伝達される。キャリヤＣＤは、前記油圧ポンプ１４の入力軸１４ａに同軸状に取り付けられており、入力軸１４ａと一体に回転自在である。入力軸１４ａは、中空状に形成されており、その内側には、回転電機１１の回転軸１１ｃが相対的に回転自在に嵌合している。
【００５３】
また、伝達装置１２は、差動装置ＤＳをさらに有しており、差動装置ＤＳは、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲにそれぞれ同軸状に取り付けられた左サンギヤＳＬ及び右サンギヤＳＲと、上述したキャリヤＣＤに回転自在に支持された複数の左ピニオンギヤＰＬ及び右ピニオンギヤＰＲ（それぞれ１つのみ図示）などで構成されている。このように、キャリヤＣＤは、上記の減速用２連ピニオンギヤＰＧＤ及び左右のピニオンギヤＰＬ、ＰＲについて共用されている。左ピニオンギヤＰＬは、左サンギヤＳＬに噛み合っており、右ピニオンギヤＰＲは、左ピニオンギヤＰＬに噛み合うとともに、右サンギヤＳＲに噛み合っている。左右のサンギヤＳＬ、ＳＲは、互いに噛み合っていない。図２では、便宜上、右ピニオンギヤＰＲが右サンギヤＳＲから離れた位置に描かれており、両者ＰＲ、ＳＲが互いに噛み合っていることを、破線で示している。また、左右のサンギヤＳＬ、ＳＲの歯数は、互いに同じ値に設定されている。
【００５４】
さらに、伝達装置１２は、いずれもシングルピニオンタイプの第１遊星歯車装置ＰＳ１及び第２遊星歯車装置ＰＳ２をさらに有している。第１及び第２遊星歯車装置ＰＳ１、ＰＳ２は、前述した減速装置ＤＧと右後輪ＷＲＲの間に配置されており、右側からこの順で並んでいる。第１遊星歯車装置ＰＳ１は、第１サンギヤＳ１と、複数の２連ピニオンギヤＰＧ１（２つのみ図示）と、第１リングギヤＲ１と、各２連ピニオンギヤＰＧ１を回転自在に支持するとともに、回転自在に設けられたキャリヤＣで構成されている。２連ピニオンギヤＰＧ１は、第１サンギヤＳ１に噛み合う第１ピニオンギヤＰ１Ａと、第１ピニオンギヤＰ１Ａに同軸状に一体に設けられるとともに、第１リングギヤＲ１に噛み合う第２ピニオンギヤＰ２Ａで構成されている。
【００５５】
第１サンギヤＳ１は、中空の軸及びフランジを介してケースＣＡに固定されており、回転不能である。第１リングギヤＲ１は、中空の回転軸及びフランジを介して、前述した減速装置ＤＧ及び差動装置ＤＳのキャリヤＣＤに同軸状に連結されており、キャリヤＣＤと一体に回転自在である。また、第１サンギヤＳ１の歯数ＺＳ１、第１リングギヤＲ１の歯数ＺＲ１、第１及び第２ピニオンギヤＰ１Ａ、Ｐ２Ａの歯数ＺＰ１Ａ、ＺＰ２Ａは、次式（１）が成立するように設定されている。
ＺＳ１・ＺＰ２Ａ＝ＺＲ１・ＺＰ１Ａ                ……（１）
【００５６】
上記の第２遊星歯車装置ＰＳ２は、第１遊星歯車装置ＰＳ１と同様に構成されており、第２サンギヤＳ２と、複数の２連ピニオンギヤＰＧ２（２つのみ図示）と、第２リングギヤＲ２と、各２連ピニオンギヤＰＧ２を回転自在に支持する、回転自在のキャリヤＣで構成されている。このように、キャリヤＣは、第１及び第２遊星歯車装置ＰＳ１、ＰＳ２について共用されている。２連ピニオンギヤＰＧ２は、第２サンギヤＳ２に噛み合う第１ピニオンギヤＰ１Ｂと、第１ピニオンギヤＰ１Ｂに同軸状に一体に設けられるとともに、第２リングギヤＲ２に噛み合う第２ピニオンギヤＰ２Ｂで構成されている。
【００５７】
第２サンギヤＳ２は、前記油圧モータ１３の出力軸１３ａに同軸状に取り付けられており、出力軸１３ａと一体に回転自在である。出力軸１３ａは、中空状に形成されており、その内側には右出力軸ＳＲＲが、外側には第１サンギヤＳ１と一体の中空の軸が、相対的に回転自在に嵌合している。第２リングギヤＲ２は、中空の回転軸及びフランジを介して、右出力軸ＳＲＲに同軸状に連結されており、右出力軸ＳＲＲと一体に回転自在である。また、第２サンギヤＳ２の歯数は第１サンギヤＳ１の歯数ＺＳ１と、第２リングギヤＲ２の歯数は第１リングギヤＲ１の歯数ＺＲ１と、第１ピニオンギヤＰ１Ｂの歯数は第１ピニオンギヤＰ１Ａの歯数ＺＰ１Ａと、第２ピニオンギヤＰ２Ｂの歯数は第２ピニオンギヤＰ２Ａの歯数ＺＰ２Ａと、それぞれ同じ値に設定されている。
【００５８】
油圧モータ１３は、例えばベーンモータであり、前記出力軸１３ａに加え、図３に示す第１圧力室１３ｂ、第２圧力室１３ｃ、及び、回転自在のロータ１３ｄをさらに有している。ロータ１３ｄには、出力軸１３ａが同軸状に取り付けられるとともに、複数のベーンが放射状に取り付けられており、両者１３ａ、１３ｄは互いに一体に回転自在である。油圧モータ１３では、オイルが第１圧力室１３ｂに供給されると、供給されたオイルでベーンが押圧されることによって、ロータ１３ｄ及び出力軸１３ａが一体に図３の時計回りに回転し、供給されたオイルは、第２圧力室１３ｃに排出される。これとは逆に、オイルが第２圧力室１３ｃに供給されると、供給されたオイルでベーンが押圧されることによって、ロータ１３ｄ及び出力軸１３ａが一体に図３の反時計回りに回転し、供給されたオイルは、第１圧力室１３ｂに排出される。
【００５９】
また、油圧モータ１３は、ロータ１３ｄが外力により駆動されているときには、ポンプとして機能させることができる。この場合、ロータ１３ｄ及び出力軸１３ａが外力により図３の時計回りに回転すると、オイルが第１圧力室１３ｂに吸い込まれるとともに、吸い込まれたオイルが第２圧力室１３ｃから吐出される。これとは逆に、ロータ１３ｄ及び出力軸１３ａが外力により図３の反時計回りに回転すると、オイルが第２圧力室１３ｃに吸い込まれるとともに、吸い込まれたオイルが第１圧力室１３ｂから吐出される。油圧モータ１３がポンプとして機能しているときには、オイルの吸込み・吐出に伴って、出力軸１３ａに負のトルクが作用する。
【００６０】
図４に示すように、油圧ポンプ１４は、例えばベーン型の可変容量タイプのものであり、前記入力軸１４ａに加え、ハウジング１５と、ハウジング１５内に固定されたアダプタリング１６と、アダプタリング１６内に径方向に移動自在に設けられたカムリング１７と、カムリング１７内に回転自在に設けられたロータ１８と、ハウジング１５に固定されるとともに、カムリング１７を径方向に付勢するスプリング１９をさらに有している。なお、図４では、便宜上、入力軸１４ａが中実状に描かれている。
【００６１】
ロータ１８は、入力軸１４ａに同軸状に固定され、ハウジング１５に対して移動不能かつ回転自在に設けられており、カムリング１７内に偏芯した状態で設けられている。また、ロータ１８には、放射状に外方に延びる複数のベーン１８ａが設けられており、各ベーン１８ａは、カムリング１７の内周面に接触するとともに、径方向に移動自在である。なお、図４では、便宜上、１つのベーン１８ａの符号のみ描いている。
【００６２】
カムリング１７とロータ１８の間には、ポンプ室１７ａが画成されており、ポンプ室１７ａには、吸込ポート１７ｂ及び吐出ポート１７ｃが連通している。吸込ポート１７ｂは、図３に示すリザーバ３１に接続されており、吐出ポート１７ｃは、後述する第１油路ＯＬ１に接続されている。リザーバ３１には、オイルが貯留されている。また、アダプタリング１６とカムリング１７の間には、第１油室１６ａと第２油室１６ｂが設けられており、前者１６ａはスプリング１９側の部分に、後者１６ｂはスプリング１９と反対側の部分に、それぞれ配置されている。さらに、第１油室１６ａは、油路１６ｃを介して吐出ポート１７ｃに連通しており、第２油室１６ｂは、後述する第１分岐油路ＢＬ１に接続されている。
【００６３】
以上の構成の油圧ポンプ１４では、外力が入力軸１４ａに入力されることによって、入力軸１４ａがロータ１８と一緒に回転すると、ベーン１８ａが、カムリング１７の内周面に接触した状態でロータ１８と一緒に回転する。それに伴い、ポンプ室１７ａのうちの吸込ポート１７ｂに連通する側の部分において、ベーン１８ａとカムリング１７で画成された空間の容積が増大し、それにより、吸込ポート１７ｂからポンプ室１７ａに、リザーバ３１内のオイルが吸い込まれる。また、ロータ１８及びベーン１８ａの回転に伴い、ポンプ室１７ａのうちの吐出ポート１７ｃに連通する側の部分において、ベーン１８ａとカムリング１７で画成された空間の容積が減少し、それにより、吸込ポート１７ｂからポンプ室１７ａに吸い込まれたオイルが、吐出ポート１７ｃに吐出される。この場合、油圧ポンプ１４からのオイルの吐出量（以下「ポンプ吐出量」という。（lit/sec））は、ロータ１８に対するカムリング１７の偏芯量（以下「カムリング偏芯量」という）を変更することによって、変化し、カムリング偏芯量が大きいほど、より大きくなる。
【００６４】
ここで、上述した油圧ポンプ１４の構成から明らかなように、カムリング偏芯量を増大させる力には、スプリング１９の付勢力と、第１油室１６ａに供給される油圧による力が含まれ、カムリング偏芯量を減少させる力には、ポンプ室１７ａ内における吐出ポート１７ｃ側のオイルの油圧による力と、第２油室１６ｂに供給される油圧による力が含まれる。前述したように、第１油室１６ａが吐出ポート１７ｃに連通しているので、上記の力のうち、第１油室１６ａに供給される油圧の力と、ポンプ室１７ａ内における吐出ポート１７ｃ側のオイルの油圧の力は互いに等しく、互いに相殺される。したがって、カムリング偏芯量は、スプリング１９の付勢力と、第２油室１６ｂに供給される油圧による力とのバランスによって決まり、第２油室１６ｂに供給される油圧が高いほど、より小さくなる。
【００６５】
図５は、第２油室１６ｂに供給される油圧（以下「第２油室供給油圧ＰＯ１６ｂ」という）と、ポンプ吐出量ＱＯＰとの関係を示している。同図に示すように、第２油室供給油圧ＰＯ１６ｂが高いほど、カムリング偏芯量がより小さくなることによって、ポンプ吐出量ＱＯＰが、より小さくなる。この場合、ポンプ吐出量ＱＯＰは、その最大値ＱＯＰＭＡＸと最小値ＱＯＰＭＩＮの間で変化する。また、図６は、スプリング１９に作用する荷重ＦＳＰと、ポンプ吐出量ＱＯＰとの関係を示している。同図に示すように、スプリング１９に作用する荷重ＦＳＰが大きいほど、すなわち、第２油室供給油圧ＰＯ１６ｂが高いほど、ポンプ吐出量ＱＯＰはより小さくなり、その傾きは比較的小さな値に設定されている。その理由については後述する。
【００６６】
また、油圧ポンプ１４は、前述したように油圧モータ１３に油圧を供給するために用いられるとともに、冷却・潤滑系ＣＬに冷却・潤滑用のオイルを供給するためにも用いられる。この冷却・潤滑系ＣＬは、回転電機１１や伝達装置１２を冷却・潤滑するためのものである。また、第２油室１６ｂには、第２油室１６ｂが接続された第１分岐油路ＢＬ１を介して、油圧ポンプ１４から冷却・潤滑系ＣＬに供給される油圧の一部が供給される。これにより、油圧ポンプ１４から冷却・潤滑系ＣＬに供給される油圧（以下「ＬＵＢ油圧」という）が所定値ＰＲＥＦ（図３８参照）になるように、ポンプ吐出量ＱＯＰが自動的に変化する。その詳細については後述する。
【００６７】
また、動力装置１は、油圧モータ１３及び冷却・潤滑系ＣＬと油圧ポンプ１４とを接続する油圧回路ＨＣをさらに備えており、図３及び図７に示すように、油圧回路ＨＣは、第１油路ＯＬ１、第２油路ＯＬ２、第３油路ＯＬ３、第４油路ＯＬ４、及び第５油路ＯＬ５と、第１〜第５油路ＯＬ１〜ＯＬ５の全体におけるオイルの流路を切り替えるための切替装置３３などで構成されている。切替装置３３は、切替弁３３ａと、切替弁３３ａを駆動するアクチュエータ３３ｂと、トーションスプリング３３ｃを有している。なお、図３では、便宜上、油圧ポンプ１４の第２油室１６ｂ、カムリング１７及びスプリング１９が、油圧ポンプ１４の外側に簡略化して描かれている。このことは、後述する他の図面についても同様である。
【００６８】
切替弁３３ａは、円筒状のスリーブ３３ｄと、スリーブ３３ｄに収容された弁体３３ｅなどで構成されている。なお、スリーブ３３ｄの外形は円形でなくてもよい。スリーブ３３ｄの周壁には、流入ポートｐｐ、リターンポートｐｒ、第１モータポートｐｍ１、第２モータポートｐｍ２及びＬＵＢポートｐｌが、それぞれ３つずつ（計３組）形成されており、スリーブ３３ｄの内側は、弁体３３ｅを収容するための収容穴３３ｈになっている。各ポートｐｐ、ｐｒ、ｐｍ１、ｐｍ２、ｐｌは、径方向に開口するとともに、収容穴３３ｈに連通しており、流入ポートｐｐ、リターンポートｐｒ、第１及び第２モータポートｐｍ１、ｐｍ２は、周方向に図３の時計回りに、ｐｐ、ｐｍ１、ｐｒ及びｐｍ２の順で、互いに等間隔（同じ角度間隔）に並んでいる。また、図８は、スリーブ３３ｄ及び弁体３３ｅの一部を周方向に展開し、各ポートｐｐ、ｐｒ、ｐｍ１、ｐｍ２、ｐｌと、弁体３３ｅの後述する第１連通溝３３ｆ及び第２連通溝３３ｇとの位置関係を概略的に示している。
【００６９】
図８に示すように、流入ポートｐｐ、リターンポートｐｒ、第１及び第２モータポートｐｍ１、ｐｍ２の軸線方向に直交する断面は、周方向に長い矩形状に形成されている。ＬＵＢポートｐｌの軸線方向に直交する断面は、真円状に形成されており、その断面積は、流入ポートｐｐ、リターンポートｐｒ、第１及び第２モータポートｐｍ１、ｐｍ２のそれよりも小さくなっている。また、図３及び図８に示すように、流入ポートｐｐ及びＬＵＢポートｐｌは、スリーブ３３ｄの軸線方向の一端部及び他端部にそれぞれ配置されており、軸線方向において互いに重なるように配置されている。また、流入ポートｐｐ、リターンポートｐｒ、第１モータポートｐｍ１、第２モータポートｐｍ２及びＬＵＢポートｐｌは、軸線方向の一端部側から他端部側に向かって、ｐｐ、ｐｍ２、ｐｍ１、ｐｒ、ｐｌの順に配置されている。なお、図３及び図８から明らかなように、図３に示す切替弁３３ａの断面は、第１モータポートｐｍ１、流入ポートｐｐ及び第２モータポートｐｍ２に沿って破断した面である。
【００７０】
また、３つの流入ポートｐｐ同士、３つの第１モータポートｐｍ１同士、３つの第２モータポートｐｍ２同士、３つのリターンポートｐｒ同士、及び３つのＬＵＢポートｐｌ同士はそれぞれ、スリーブ３３ｄにポートごとに形成された周方向に延びる連通孔（図示せず）を介して、互いに連通している。以下、流入ポートｐｐ、第１及び第２モータポートｐｍ１、ｐｍ２、リターンポートｐｒ、ならびにＬＵＢポートｐｌを総称して、適宜「複数の切替ポート」という。
【００７１】
さらに、流入ポートｐｐは、第１油路ＯＬ１を介して油圧ポンプ１４の前記吐出ポート１７ｃに接続され、第１モータポートｐｍ１は、第２油路ＯＬ２を介して、油圧モータ１３の第１圧力室１３ｂに接続されており、第２モータポートｐｍ２は、第３油路ＯＬ３を介して、油圧モータ１３の第２圧力室１３ｃに接続されている。また、リターンポートｐｒは、第４油路ＯＬ４を介して、リザーバ３１に接続されており、ＬＵＢポートｐｌは、第５油路ＯＬ５を介して冷却・潤滑系ＣＬに接続されている。
【００７２】
弁体３３ｅは、円柱状に形成され、スリーブ３３ｄの収容穴３３ｈに挿通されており、後述する図１１に示す第１回転角度位置と図１３に示す第２回転角度位置との間で、その軸線を中心として回転自在である。図３、図１１及び図１３から明らかなように、第１回転角度位置、中立位置及び第２回転角度位置は、スリーブ３３ｄの周方向に、この順で並んでいる。弁体３３ｅの外周面には、複数の切替ポート（ｐｐ、ｐｍ１、ｐｍ２、ｐｒ、ｐｌ）を所定の複数の組み合わせのうちの１つで選択的に互いに連通させるための第１及び第２連通溝３３ｆ、３３ｇが、それぞれ３つずつ形成されている。第１及び第２連通溝３３ｆ、３３ｇは、弁体３３ｅの周方向に交互に等間隔に配置されており、それぞれ軸線方向に延びている。図８に示すように、第１連通溝３３ｆのＬＵＢポートｐｌ側の部分の幅は、流入ポートｐｐ、第１及び第２モータポートｐｍ１、ｐｍ２側の部分の幅よりも小さく設定されている。
【００７３】
また、弁体３３ｅには、前記アクチュエータ３３ｂ及びトーションスプリング３３ｃが同軸状に取り付けられている。弁体３３ｅは、アクチュエータ３３ｂで駆動されていないときには、トーションスプリング３３ｃによる付勢力によって、図３に示す中立位置に保持されている。アクチュエータ３３ｂは、例えばＤＣモータで構成されており、前記ＥＣＵ２に電気的に接続されている（図９参照）。
【００７４】
以上の構成の切替装置３３では、ＥＣＵ２からの制御信号ＣＯＳＩによりアクチュエータ３３ｂを作動させることで、トーションスプリング３３ｃの付勢力に抗して弁体３３ｅを回転させることにより、複数の切替ポートが、弁体３３ｅの第１及び第２連通溝３３ｆ、３３ｇを介して、所定の複数の組み合わせのうちの１つで選択的に互いに連通し、ひいては、第１〜第５油路ＯＬ１〜ＯＬ５におけるオイルの流路が切り替えられる。この場合、弁体３３ｅの回転角度位置を調整することによって、複数の切替ポートにおける連通度合いを調整することができる。その詳細については後述する。
【００７５】
また、第５油路ＯＬ５には、第１分岐油路ＢＬ１の一端部が接続されており、第１分岐油路ＢＬ１の他端部は、前述した油圧ポンプ１４の第２油室１６ｂに接続されている。以上の構成により、第２油室１６ｂには、第５油路ＯＬ５を流れるオイルの油圧の一部が供給され、それにより、前述した油圧ポンプ１４のカムリング偏芯量が変更されることによって、ポンプ吐出量ＱＯＰが変化する。この場合、例えば、油圧ポンプ１４から油圧モータ１３に供給される油圧が増大することによって、油圧ポンプ１４から第５油路ＯＬ５を介して冷却・潤滑系ＣＬに供給される油圧であるＬＵＢ油圧が前記所定値ＰＲＥＦよりも小さくなると、それに応じて第２油室供給油圧Ｐ１６ｂ（第２油室１６ｂに供給される油圧）が低くなることで、カムリング偏芯量が大きくなることによって、ポンプ吐出量ＱＯＰが増大する。その結果、ＬＵＢ油圧が前記所定値ＰＲＥＦに向かって増大する。一方、例えば、油圧ポンプ１４から油圧モータ１３に供給される油圧が減少することによって、ＬＵＢ油圧が所定値ＰＲＥＦよりも大きくなると、それに応じて第２油室供給油圧Ｐ１６ｂが高くなることで、カムリング偏芯量が小さくなることによって、ポンプ吐出量ＱＯＰが減少する。その結果、ＬＵＢ油圧が前記所定値ＰＲＥＦに向かって減少する。
【００７６】
以上のように、ポンプ吐出量ＱＯＰは、油圧ポンプ１４から油圧モータ１３や冷却・潤滑系ＣＬに供給される油圧が変化するのに応じて、ＬＵＢ油圧が所定値ＰＲＥＦになるように、自動的に変化する。また、第１分岐油路ＢＬ１の途中には、第２油室供給油圧Ｐ１６ｂを調整するためのオリフィス３４が設けられており、このオリフィス３４や、第１分岐通路ＢＬ１、スプリング１９などの各種の構成要素は、上述した動作が得られるように構成されている。また、スプリング１９に作用する荷重ＦＳＰに対するポンプ吐出量ＱＯＰの傾きは、図６を参照して前述したように、小さな値に設定されており、その理由は次のとおりである。すなわち、油圧ポンプ１４は、その詳細は後述するが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲのトルクがその入力軸１４ａに伝達されることによって駆動される（図１９参照）。このため、車両Ｖの車速の変化によるポンプ吐出量ＱＯＰの変化に伴って、カムリング偏芯量が急激に変化するのを防止し、それにより、ポンプ吐出量ＱＯＰのハンチングが発生するのを防止するためである。
【００７７】
さらに、第５油路ＯＬ５の第１分岐油路ＢＬ１との接続部よりもＬＵＢポートｐｌ側の部分には、第２分岐油路ＢＬ２の一端部が接続されており、第２分岐油路ＢＬ２の他端部は、第４油路ＯＬ４に接続されている。第２分岐油路ＢＬ２の途中には、逆止弁３５が設けられており、逆止弁３５は、第５油路ＯＬ５側から第４油路ＯＬ４側へのオイルの流入を許容し、第４油路ＯＬ４側から第５油路ＯＬ５側へのオイルの流入を阻止する。これらの第２分岐油路ＢＬ２及び逆止弁３５は、リリーフ回路を構成しており、第５油路ＯＬ５を流れるオイルの油圧が比較的高くなったときに、オイルを第４油路ＯＬ４に逃がすことによって、油圧回路ＨＣ内の油圧の過大化が防止される。また、第５油路ＯＬ５の第１分岐油路ＢＬ１との接続部分よりも冷却・潤滑系ＣＬ側の部分には、冷却・潤滑系ＣＬに供給されるオイルの油圧を調整するためのオリフィス３６が設けられている。
【００７８】
また、油圧回路ＨＣを介して油圧モータ１３を制御するための制御モードには、ニュートラルモード、第１モータモード、第２モータモード、第１ポンプモード及び第２ポンプモードが含まれる。以下、これらの制御モードにおける油圧モータ１３及び油圧回路ＨＣの動作について、図３、図８及び図１０〜図１６を参照しながら説明する。
【００７９】
［ニュートラルモード（図３、図８及び図１０参照）］
ニュートラルモードは、油圧ポンプ１４からの油圧により油圧モータ１３を作動させずに、油圧モータ１３をニュートラル状態に制御する制御モードである。ニュートラルモード中、切替装置３３の弁体３３ｅの回転角度位置（以下「弁体回転角度位置」という）θＶＡは、図３に示す中立位置に制御される。図３及び図８に示すように、ニュートラルモード中には、流入ポートｐｐ、第１及び第２モータポートｐｍ１、ｐｍ２ならびにＬＵＢポートｐｌと、リザーバ３１に連通するリターンポートｐｒとの間が弁体３３ｅで遮断されるとともに、流入ポートｐｐ、第１及び第２モータポートｐｍ１、ｐｍ２ならびにＬＵＢポートｐｌが、弁体３３ｅの第１連通溝３３ｆを介して互いに連通する。
【００８０】
以上により、図３に示すように、油圧ポンプ１４からのオイルの一部は、第１油路ＯＬ１、流入ポートｐｐ、ＬＵＢポートｐｌ及び第５油路ＯＬ５を介して、冷却・潤滑系ＣＬに供給される。図３及び後述する他の図面では、各油路に沿って描かれた矢印は、オイルの流れを示している。また、油圧ポンプ１４から第１油路ＯＬ１を介して流入ポートｐｐに供給されたオイルの残りは、第１モータポートｐｍ１及び第２油路ＯＬ２を介して、油圧モータ１４の第１圧力室１３ｂに供給されるとともに、第２モータポートｐｍ２及び第３油路ＯＬ３を介して、油圧モータ１３の第２圧力室１３ｃに供給される。
【００８１】
以上の結果、ニュートラルモード中には、第１及び第２圧力室１３ｂ、１３ｃに供給されるオイルの油圧が互いに同じ大きさになることによって、油圧モータ１３のロータ１３ｄ及び出力軸１３ａは、油圧ポンプ１４からの油圧によっては駆動されず、入力された外力によって自由に回転可能なニュートラル状態になる。
【００８２】
また、図１０は、ニュートラルモード中に、油圧モータ１３の出力軸１３ａが外力により同図の時計回りに回転した場合における油圧回路ＨＣや油圧モータ１３などを示している。同図に示すように、この場合にも、油圧ポンプ１４から流入ポートｐｐに供給されたオイルの一部が冷却・潤滑系ＣＬに供給される。一方、油圧ポンプ１４から流入ポートｐｐに供給されたオイルの残りは、第１モータポートｐｍ１及び第２油路ＯＬ２を介して、油圧モータ１４の第１圧力室１３ｂに供給される。第１圧力室１３ｂに供給されたオイルは、第２圧力室１３ｃに排出され、さらに、第３油路ＯＬ３、第２モータポートｐｍ２、第１モータポートｐｍ１を介して、第２油路ＯＬ２に流入する。このように、ニュートラルモード中に、油圧モータ１３の出力軸１３ａが外力により図１０の時計回りに回転した場合には、油圧ポンプ１４から流入ポートｐｐに供給されたオイルの残りは、第２油路ＯＬ２、油圧モータ１３、第３油路ＯＬ３及び切替弁３３ａを順に循環する。
【００８３】
一方、ニュートラルモード中に、油圧モータ１３の出力軸１３ａが外力により図１０の反時計回りに回転した場合には、油圧ポンプ１４から流入ポートｐｐに供給されたオイルの残りは、第３油路ＯＬ３、油圧モータ１３、第２油路ＯＬ２及び切替弁３３ａを順に循環する（図示省略）。なお、ニュートラルモード中、油圧モータ１３の出力軸１３ａが外力により回転したときには、第２油路ＯＬ２内の油圧と第３油路ＯＬ３内の油圧の間で差圧が発生することによって、負のトルクが出力軸１３ａに作用する。以下、この負のトルクを「油圧モータフリクショントルク」という。なお、油圧モータフリクショントルクは、オイルが第２及び第３油路ＯＬ２、ＯＬ３、油圧モータ１３ならびに切替弁３３ａにおいて循環することにより発生するものであるので、非常に小さい。
【００８４】
以上のように、ニュートラルモード中には、第２及び第３油路ＯＬ２、ＯＬ３ならびに油圧モータ１３の第１及び第２圧力室１３ｂ、１３ｃは、油圧ポンプ１４からのオイルが充填された状態に保持される。
【００８５】
［第１モータモード（図１１、図１２及び図１７参照）］
第１モータモードは、油圧ポンプ１４からの油圧により油圧モータ１３の出力軸１３ａを図１１の時計回りに回転させる制御モードである。第１モータモード中、弁体回転角度位置θＶＡが、上述した中立位置よりも図１１に示す第１回転角度位置側の位置に制御される。図１１及び図１２に示すように、第１モータモード中、弁体回転角度位置θＶＡを第１回転角度位置に制御したときには、流入ポートｐｐ、第１モータポートｐｍ１及びＬＵＢポートｐｌと、第２モータポートｐｍ２及びリターンポートｐｒとの間が弁体３３ｅで遮断され、流入ポートｐｐ、第１モータポートｐｍ１及びＬＵＢポートｐｌが、第１連通溝３３ｆを介して互いに連通するとともに、第２モータポートｐｍ２及びリターンポートｐｒが、第２連通溝３３ｇを介して互いに連通する。
【００８６】
以上により、図１１に示すように、油圧ポンプ１４からのオイルの一部は、ニュートラルモードの場合と同様、第１油路ＯＬ１、流入ポートｐｐ、ＬＵＢポートｐｌ及び第５油路ＯＬ５を介して、冷却・潤滑系ＣＬに供給される。また、油圧ポンプ１４から第１油路ＯＬ１を介して流入ポートｐｐに供給されたオイルの残りは、第１モータポートｐｍ１及び第２油路ＯＬ２を介して、油圧モータ１４の第１圧力室１３ｂに供給され、それにより、ロータ１３ｄ及び出力軸１３ａが図１１の時計回りに回転する。第１圧力室１３ｂに供給されたオイルは、第２圧力室１３ｃに排出され、さらに、第３油路ＯＬ３、第２モータポートｐｍ２、リターンポートｐｒ及び第４油路ＯＬ４を介して、リザーバ３１に排出される。
【００８７】
また、図１７は、弁体回転角度位置θＶＡと、第１及び第２連通溝３３ｆ、３３ｇに対する各ポートｐｐ、ｐｍ１、ｐｍ２、ｐｒ、ｐｌの連通度合（連通面積）との関係を示している。図１７において、Ｐ−ＭＬは、第１連通溝３３ｆに対する第１モータポートｐｍ１の連通面積（以下「３３ｆ−ｐｍ１間連通面積」という）であり、ＭＲ−Ｒは、第２連通溝３３ｇに対する第２モータポートｐｍ２の連通面積（以下「３３ｇ−ｐｍ２間連通面積」という）である。また、Ｐ−ＭＲは、第１連通溝３３ｆに対する第２モータポートｐｍ２の連通面積（以下「３３ｆ−ｐｍ２間連通面積」という）であり、ＭＬ−Ｒは、第２連通溝３３ｇに対する第１モータポートｐｍ１の連通面積（以下「３３ｇ−ｐｍ１間連通面積」という）、Ｐ−Ｌは、第１連通溝３３ｆに対するＬＵＢポートｐｌの連通面積（以下「３３ｆ−ｐｌ間連通面積」という）である。また、弁体回転角度位置θＶＡ＝０は、弁体３３ｅが中立位置（図３参照）にあることを示しており、θＶＡ１及びθＶＡ２はそれぞれ、第１及び第２回転角度位置である。
【００８８】
図１２と図８の比較から明らかなように、また、図１７に示すように、第１モータモード中、弁体回転角度位置θＶＡが中立位置よりも第１回転角度位置θＶＡ１側にあるほど、３３ｆ−ｐｍ１間連通面積Ｐ−ＭＬがより大きくなり、第１連通溝３３ｆを介した流入ポートｐｐと第１モータポートｐｍ１との間の連通度合いがより大きくなることで、第１圧力室１３ｂに供給されるオイルの量は、より多くなる。また、第１モータモード中、弁体回転角度位置θＶＡが第１回転角度位置θＶＡ１側にあるほど、３３ｇ−ｐｍ２間連通面積ＭＲ−Ｒがより大きくなり、第２連通溝３３ｇを介した第２モータポートｐｍ２とリターンポートｐｒとの間の連通度合いが、弁体回転角度位置θＶＡが中立位置にあるときよりも大きくなることで、第２圧力室１３ｃから排出されるオイルの量は、より多くなる。また、第１圧力室１３ｂに供給されるオイルの油圧と、第２圧力室１３ｃから排出されるオイルの油圧との差圧が大きいほど、油圧モータ１３の出力軸１３ａに出力される出力トルクは、より大きくなる。以上により、第１モータモード中、弁体回転角度位置θＶＡが第１回転角度位置θＶＡ１側にあるほど、油圧モータ１３の出力トルクは、より大きくなる。
【００８９】
一方、第１モータモード中、弁体回転角度位置θＶＡが第１回転角度位置θＶＡ１側にあるほど、３３ｆ−ｐｌ間連通面積Ｐ−Ｌがより小さくなり、第１連通溝３３ｆを介した流入ポートｐｐとＬＵＢポートｐｌとの間の連通度合いがより小さくなることによって、油圧ポンプ１４から冷却・潤滑系ＣＬに供給されるオイルの量が少なくなる。このことによっても、油圧ポンプ１４から油圧モータ１３の第１圧力室１３ｂに供給されるオイルの量は、より多くなる。
【００９０】
また、第１モータモード中、ニュートラルモードの場合と比較して、油圧ポンプ１４から油圧モータ１３に供給されるオイルの量がより多くなるため、ＬＵＢ油圧（油圧ポンプ１４から冷却・潤滑系ＣＬに供給される油圧）が所定値ＰＲＥＦよりも小さくなるとともに、油圧ポンプ１４の第２油室供給油圧Ｐ１６ｂが小さくなる。これにより、第１モータモード中には、ニュートラルモードの場合と比較して、油圧ポンプ１４のカムリング偏芯量が自動的に大きくなり、スプリング１９が伸びた状態になるとともに、油圧ポンプ１４のポンプ吐出量ＱＯＰがより大きくなる。
【００９１】
［第２モータモード（図１３、図１４及び図１７参照）］
第２モータモードは、油圧ポンプ１４からの油圧により油圧モータ１３の出力軸１３ａを図１３の反時計回りに回転させる制御モードである。第２モータモード中、弁体回転角度位置θＶＡが、前述した中立位置よりも図１３に示す第２回転角度位置θＶＡ２側の位置に制御される。図１３及び図１４に示すように、第２モータモード中、弁体回転角度位置θＶＡを第２回転角度位置θＶＡ２に制御したときには、流入ポートｐｐ、第２モータポートｐｍ２及びＬＵＢポートｐｌと、第１モータポートｐｍ１及びリターンポートｐｒとの間が弁体３３ｅで遮断され、流入ポートｐｐ、第２モータポートｐｍ２及びＬＵＢポートｐｌが、第１連通溝３３ｆを介して互いに連通するとともに、第１モータポートｐｍ１及びリターンポートｐｒが、第２連通溝３３ｇを介して互いに連通する。
【００９２】
以上により、図１３に示すように、油圧ポンプ１４からのオイルの一部は、ニュートラルモードの場合と同様、第１油路ＯＬ１、流入ポートｐｐ、ＬＵＢポートｐｌ及び第５油路ＯＬ５を介して、冷却・潤滑系ＣＬに供給される。また、油圧ポンプ１４から第１油路ＯＬ１を介して流入ポートｐｐに供給されたオイルの残りは、第２モータポートｐｍ２及び第３油路ＯＬ３を介して、油圧モータ１４の第２圧力室１３ｃに供給され、それにより、ロータ１３ｄ及び出力軸１３ａが図１３の反時計回りに回転する。第２圧力室１３ｃに供給されたオイルは、第１圧力室１３ｂに排出され、さらに、第２油路ＯＬ２、第１モータポートｐｍ１、リターンポートｐｒ及び第４油路ＯＬ４を介して、リザーバ３１に排出される。
【００９３】
図１４と図８の比較から明らかなように、また、図１７に示すように、第２モータモード中、弁体回転角度位置θＶＡが中立位置よりも第２回転角度位置θＶＡ２側にあるほど、３３ｆ−ｐｍ２間連通面積Ｐ−ＭＲがより大きくなり、第１連通溝３３ｆを介した流入ポートｐｐと第２モータポートｐｍ２との間の連通度合いがより大きくなることで、第２圧力室１３ｃに供給されるオイルの量は、より多くなる。また、第２モータモード中、弁体回転角度位置θＶＡが第２回転角度位置θＶＡ２側にあるほど、３３ｇ−ｐｍ１間連通面積ＭＬ−Ｒがより大きくなり、第２連通溝３３ｇを介した第１モータポートｐｍ１とリターンポートｐｒとの間の連通度合いが、弁体回転角度位置θＶＡが中立位置にあるときよりも大きくなることで、第１圧力室１３ｂから排出されるオイルの量は、より多くなる。また、第２圧力室１３ｃに供給されるオイルの油圧と、第１圧力室１３ｂに排出されるオイルの油圧との差圧が大きいほど、油圧モータ１３の出力軸１３ａに出力される出力トルクは、より大きくなる。以上により、第２モータモード中、弁体回転角度位置θＶＡが第２回転角度位置θＶＡ２側にあるほど、油圧モータ１３の出力トルクは、より大きくなる。
【００９４】
一方、第２モータモード中、弁体回転角度位置θＶＡが第２回転角度位置θＶＡ２側にあるほど、第１モータモードの場合と同様、３３ｆ−ｐｌ間連通面積Ｐ−Ｌがより小さくなり、第１連通溝３３ｆを介した流入ポートｐｐとＬＵＢポートｐｌとの間の連通度合いがより小さくなることによって、油圧ポンプ１４から冷却・潤滑系ＣＬに供給されるオイルの量が少なくなる。このことによっても、油圧ポンプ１４から油圧モータ１３の第２圧力室１３ｃに供給されるオイルの量は、より多くなる。
【００９５】
また、第２モータモード中、第１モータモードの場合と同様、ニュートラルモードの場合と比較して、油圧ポンプ１４から油圧モータ１３に供給されるオイルの量がより多くなるため、ＬＵＢ油圧が所定値ＰＲＥＦよりも小さくなるとともに、油圧ポンプ１４の第２油室供給油圧Ｐ１６ｂがより小さくなる。これにより、第２モータモード中には、ニュートラルモードの場合と比較して、油圧ポンプ１４のカムリング偏芯量が自動的に大きくなり、スプリング１９が伸びた状態になるとともに、油圧ポンプ１４のポンプ吐出量ＱＯＰがより大きくなる。
【００９６】
［第１ポンプモード（図１５、図１４及び図１７参照）］
第１ポンプモードは、油圧モータ１３の出力軸１３ａが外力によって図１５の時計回りに回転しているときに、油圧モータ１３をポンプとして作動させる制御モードである。第１ポンプモード中、弁体回転角度位置θＶＡが、中立位置よりも第２回転角度位置θＶＡ２側の位置に制御される。図１５に示すように、第１ポンプモード中、弁体回転角度位置θＶＡを第２回転角度位置θＶＡ２に制御したときには、第２モータモードの場合と同様、流入ポートｐｐ、第２モータポートｐｍ２及びＬＵＢポートｐｌと、第１モータポートｐｍ１及びリターンポートｐｒとの間が弁体３３ｅで遮断され、流入ポートｐｐ、第２モータポートｐｍ２及びＬＵＢポートｐｌが、第１連通溝３３ｆを介して互いに連通するとともに、第１モータポートｐｍ１及びリターンポートｐｒが、第２連通溝３３ｇを介して互いに連通する。
【００９７】
第１ポンプモード中には、各ポートが上記のように互いに連通することと、出力軸１３ａ及びロータ１３ｄが外力により図１５の時計回りに回転することで油圧モータ１３が前述したようにポンプとして機能することとによって、リザーバ３１内のオイルが、第４油路ＯＬ４、リターンポートｐｒ、第１モータポートｐｍ１、及び第２油路ＯＬ２を介して、第１圧力室１３ｂに吸い込まれる。第１圧力室１３ｂに吸い込まれたオイルは、第２圧力室１３ｃに吐出され、さらに第３油路ＯＬ３、第２モータポートｐｍ２、ＬＵＢポートｐｌ、及び第５油路ＯＬ５を介して、冷却・潤滑系ＣＬに供給される。また、この場合、油圧ポンプ１４からのオイルは、第１油路ＯＬ１、流入ポートｐｐ、ＬＵＢポートｐｌ及び第５油路ＯＬ５を介して、冷却・潤滑系ＣＬに供給される。
【００９８】
以上のように、第１ポンプモード中、冷却・潤滑系ＣＬには、油圧ポンプ１４からのオイルに加え、ポンプとして作動する油圧モータ１３からのオイルが供給される。油圧モータ１３からのオイルの吐出量によっては、第５油路ＯＬ５内のオイルの油圧が比較的大きくなる場合があり、その場合には、前述した逆止弁３５が開弁することによって、第５油路ＯＬ５内の余剰のオイルが、第２分岐油路ＢＬ２を介して、第４油路ＯＬ４に流入し、さらに第１油路ＯＬ１を介して、油圧モータ１３に供給される。
【００９９】
図１４と図８の比較から明らかなように、また、図１７に示すように、第１ポンプモード中、弁体回転角度位置θＶＡが中立位置よりも第２回転角度位置θＶＡ２側にあるほど、３３ｇ−ｐｍ１間連通面積ＭＬ−Ｒがより大きくなり、第２連通溝３３ｇを介したリターンポートｐｒと第１モータポートｐｍ１との間の連通度合いが、弁体回転角度位置θＶＡが中立位置にあるときよりも大きくなることで、第１圧力室１３ｂに吸い込まれるオイルの量は、より多くなる。また、第１ポンプモード中、弁体回転角度位置θＶＡが第２回転角度位置θＶＡ２側にあるほど、３３ｆ−ｐｍ２間連通面積Ｐ−ＭＲがより大きくなり、第１連通溝３３ｆを介した第２モータポートｐｍ２とＬＵＢポートｐｌとの間の連通度合いがより大きくなることで、第２圧力室１３ｃから排出されるオイルの量は、より多くなる。また、第１ポンプモード中、油圧モータ１３がポンプとして作動することから、その出力軸１３ａには負のトルク（制動トルク）が出力され、出力軸１３ａに出力される負の出力トルクの絶対値は、第１圧力室１３ｂに吸い込まれるオイルの油圧と、第２圧力室１３ｃから排出されるオイルの油圧との差圧が大きいほど、より大きくなる。以上により、第１ポンプモード中、弁体回転角度位置θＶＡが第２回転角度位置θＶＡ２側にあるほど、油圧モータ１３の制動トルクは、より大きくなる。
【０１００】
また、第１ポンプモード中、油圧ポンプ１４からのオイルと油圧モータ１３からのオイルの双方が冷却・潤滑系ＣＬに供給されるため、ＬＵＢ油圧が所定値ＰＲＥＦよりも大きくなるとともに、油圧ポンプ１４の第２油室供給油圧Ｐ１６ｂが、ニュートラルモードの場合よりも大きくなる。これにより、第１ポンプモード中には、ニュートラルモードの場合と比較して、油圧ポンプ１４のカムリング偏芯量が自動的に小さくなり、スプリング１９が縮んだ状態になるとともに、油圧ポンプ１４のポンプ吐出量ＱＯＰがより小さくなる。
【０１０１】
［第２ポンプモード（図１６、図１２及び図１７参照）］
第２ポンプモードは、油圧モータ１３の出力軸１３ａが外力によって図１６の反時計回りに回転しているときに、油圧モータ１３をポンプとして作動させる制御モードである。第２ポンプモード中、弁体回転角度位置θＶＡが、中立位置よりも第１回転角度位置θＶＡ１側の位置に制御される。図１６に示すように、第２ポンプモード中、弁体回転角度位置θＶＡを第１回転角度位置θＶＡ１に制御したときには、第１モータモードの場合と同様、流入ポートｐｐ、第１モータポートｐｍ１及びＬＵＢポートｐｌと、第２モータポートｐｍ２及びリターンポートｐｒとの間が弁体３３ｅで遮断され、流入ポートｐｐ、第１モータポートｐｍ１及びＬＵＢポートｐｌが、第１連通溝３３ｆを介して互いに連通するとともに、第２モータポートｐｍ２及びリターンポートｐｒが、第２連通溝３３ｇを介して互いに連通する。
【０１０２】
第２ポンプモード中には、各ポートが上記のように互いに連通することと、出力軸１３ａ及びロータ１３ｄが外力により図１６の反時計回りに回転することで油圧モータ１３が前述したようにポンプとして機能することによって、リザーバ３１内のオイルが、第４油路ＯＬ４、リターンポートｐｒ、第２モータポートｐｍ２、及び第３油路ＯＬ３を介して、第２圧力室１３ｃに吸い込まれる。第２圧力室１３ｃに吸い込まれたオイルは、第１圧力室１３ｂに吐出され、さらに第２油路ＯＬ２、第１モータポートｐｍ１、ＬＵＢポートｐｌ、及び第５油路ＯＬ５を介して、冷却・潤滑系ＣＬに供給される。また、この場合、油圧ポンプ１４からのオイルは、第１油路ＯＬ１、流入ポートｐｐ、ＬＵＢポートｐｌ及び第５油路ＯＬ５を介して、冷却・潤滑系ＣＬに供給される。
【０１０３】
以上のように、第２ポンプモード中、第１ポンプモードの場合と同様、冷却・潤滑系ＣＬには、油圧ポンプ１４からのオイルに加え、ポンプとして作動する油圧モータ１３からのオイルが供給される。この場合にも、第５油路ＯＬ５内の余剰のオイルは、第２分岐油路ＢＬ２、第４油路ＯＬ４及び第１油路ＯＬ１を介して、油圧モータ１３に供給される。
【０１０４】
図１２と図８の比較から明らかなように、また、図１７に示すように、第２ポンプモード中、弁体回転角度位置θＶＡが中立位置よりも第１回転角度位置θＶＡ１側にあるほど、３３ｇ−ｐｍ２間連通面積ＭＲ−Ｒがより大きくなり、第２連通溝３３ｇを介したリターンポートｐｒと第２モータポートｐｍ２との間の連通度合いが、弁体回転角度位置θＶＡが中立位置にあるときよりも大きくなることで、第２圧力室１３ｃに吸い込まれるオイルの量は、より多くなる。また、第２ポンプモード中、弁体回転角度位置θＶＡが第１回転角度位置θＶＡ１側にあるほど、３３ｆ−ｐｍ１間連通面積Ｐ−ＭＬがより大きくなり、第１連通溝３３ｆを介した第１モータポートｐｍ１とＬＵＢポートｐｌとの間の連通度合いがより大きくなることで、第１圧力室１３ｂから排出されるオイルの量は、より多くなる。さらに、第２ポンプモード中、油圧モータ１３がポンプとして作動することから、その出力軸１３ａには負のトルク（制動トルク）が出力され、出力軸１３ａに出力される負の出力トルクの絶対値は、第２圧力室１３ｃに吸い込まれるオイルの油圧と、第１圧力室１３ｂから排出されるオイルの油圧との差圧が大きいほど、より大きくなる。以上により、第２ポンプモード中、弁体回転角度位置θＶＡが第１回転角度位置θＶＡ１側にあるほど、油圧モータ１３の制動トルクがより大きくなる。
【０１０５】
また、第２ポンプモード中、第１ポンプモードの場合と同様、油圧ポンプ１４からのオイルと油圧モータ１３からのオイルの双方が冷却・潤滑系ＣＬに供給されるため、ＬＵＢ油圧が所定値ＰＲＥＦよりも大きくなるとともに、油圧ポンプ１４の第２油室供給油圧Ｐ１６ｂが、ニュートラルモードの場合よりも大きくなる。これにより、第２ポンプモード中には、ニュートラルモードの場合と比較して、油圧ポンプ１４のカムリング偏芯量が自動的に小さくなり、スプリング１９が縮んだ状態になるとともに、油圧ポンプ１４のポンプ吐出量ＱＯＰがより小さくなる。
【０１０６】
なお、本実施形態では、切替弁３３ａは、弁体回転角度位置θＶＡが第１回転角度位置θＶＡ１以下の範囲及び第２回転角度位置θＶＡ２以下の範囲内で変化するように、構成されているが、図１７に示すように、第１及び第２回転角度位置θＶＡ１、θＶＡ２よりも大きくなるように、構成してもよい。
【０１０７】
また、第２及び第３油路ＯＬ２、ＯＬ３には、第１油圧センサ４１及び第２油圧センサ４２がそれぞれ設けられている。第１及び第２油圧センサ４１、４２は、第２及び第３油路ＯＬ２、ＯＬ３を流れるオイルの油圧（以下、それぞれ「第２油路油圧ＰＯ２」「第３油路油圧ＰＯ３」という）を検出し、それらの検出信号はＥＣＵ２に入力される（図９参照）。前述したように第２及び第３油路ＯＬ２、ＯＬ３が、油圧モータ１３の第１及び第２圧力室１３ｂ、１３ｃにそれぞれ接続されていることから明らかなように、第２油路油圧ＰＯ２及び第３油路油圧ＰＯ３はそれぞれ、第１及び第２圧力室１３ｂ、１３ｃ内の油圧を表す。
【０１０８】
また、図９に示すように、ＥＣＵ２には、車両Ｖの走行状態を表すパラメータを検出する各種のセンサからの検出信号が入力される。具体的には、操舵角センサ４３から車両Ｖのハンドル（図示せず）の操舵角θを表す検出信号が、ヨーレートセンサ４４から車両Ｖのヨーレートγを表す検出信号が、車輪速センサ４５から左右の前輪ＷＦＬ、ＷＦＲ及び後輪ＷＲＬ、ＷＲＲの各々の回転数を表す検出信号が、入力される。この場合、操舵角θは、車両Ｖの左旋回中には正値として、右旋回中には負値として、検出される。ヨーレートγは、車両Ｖの時計回りのヨーレートを正値として、反時計回りのヨーレートを負値として、検出される。ＥＣＵ２は、車輪速センサ４５で検出された各車輪の回転数に応じて、車両Ｖの車速ＶＰを算出する（後述する図３４のステップ１１）。以下、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲの回転数をそれぞれ、「左後輪回転数ＮＷＲＬ」及び「右後輪回転数ＮＷＲＲ」という。
【０１０９】
ＥＣＵ２は、Ｉ／Ｏインターフェース、ＣＰＵ、ＲＡＭ及びＲＯＭなどから成るマイクロコンピュータで構成されており、上述した各種のセンサ４１〜４５からの検出信号に応じ、ＲＯＭに記憶された制御プログラムに従って、前述した回転電機１１及び切替装置３３の動作を制御する。これにより、動力装置１の各種の動作が行われる。
【０１１０】
以上の構成の動力装置１の動作モードには、通常モード、ＡＷＤモード、ＳＨ（Super Handling）モード、ＬＳＤ（Limited Slip Differential）モード、及び悪路走行時ＬＳＤモードが含まれる（図１８参照）。以下、これらの動作モードについて、順に説明する。
【０１１１】
［通常モード（図１９〜図２３参照）］
通常モードは、車両Ｖが高μ路を走行しており、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲがスリップしていないときなどに用いられる動作モードである。通常モード中、油圧モータ１３の制御モードがニュートラルモードに設定される。図１９は、通常モード中で、かつ、車両Ｖの直進中における回転電機１１や、伝達装置１２の減速用サンギヤＳＤなどの各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係を示す速度共線図である。この速度共線図における各種の回転要素の回転数の表記の仕方については、本出願人による特許第5153587号などに開示されているので、これを参照されたい。
【０１１２】
前述した各種の回転要素の間の連結関係及び噛み合い関係から明らかなように、減速用サンギヤＳＤの回転数、キャリヤＣＤの回転数及び減速用リングギヤＲＤの回転数は、共線図において互いに同じ直線上にこの順で並ぶ共線関係にある。減速用サンギヤＳＤの回転数は回転電機１１の回転数と等しく、キャリヤＣＤの回転数は、油圧ポンプ１４の入力軸１４ａの回転数（以下「油圧ポンプ１４の回転数」という）と等しい。減速用リングギヤＲＤはケースＣＡに固定されているため、その回転数が常に０である。また、左サンギヤＳＬの回転数、右サンギヤＳＲの回転数及びキャリヤＣＤの回転数は、共線図において互いに同じ直線上にこの順で並ぶ共線関係にある。左サンギヤＳＬの回転数は、左後輪回転数ＮＷＲＬと等しく、右サンギヤＳＲの回転数は、右後輪回転数ＮＷＲＲと等しい。
【０１１３】
さらに、第１サンギヤＳ１の回転数、キャリヤＣの回転数及び第１リングギヤＲ１の回転数は、共線図において互いに同じ直線上にこの順で並ぶ共線関係にある。同様に、第２サンギヤＳ２の回転数、キャリヤＣの回転数及び第２リングギヤＲ２の回転数は、共線図において互いに同じ直線上にこの順で並ぶ共線関係にある。第１サンギヤＳ１はケースＣＡに固定されているため、その回転数が常に０である。第１リングギヤＲ１の回転数は、キャリヤＣＤの回転数及び油圧ポンプ１４の回転数と等しい。また、第２サンギヤＳ２の回転数は、油圧モータ１３の出力軸１３ａの回転数（以下、短縮して「油圧モータ１３の回転数」という）と等しく、第２リングギヤＲ２の回転数は、右サンギヤＳＲの回転数及び右後輪回転数ＮＷＲＲと等しい。
【０１１４】
ここで、前記式（１）などを用いて説明した第１及び第２遊星歯車装置ＰＳ１、ＰＳ２における各種のギヤの歯数の設定から明らかなように、共線図における第１サンギヤＳ１とキャリヤＣの間の距離と、キャリヤＣと第１リングギヤＲ１の間の距離とは互いに等しく、第２サンギヤＳ２とキャリヤＣの間の距離と、キャリヤＣと第２リングギヤＲ２の間の距離とは互いに等しい。このため、図１９では、右サンギヤＳＲの回転数、右後輪回転数ＮＷＲＲ及び第２リングギヤＲ２の回転数と、第１サンギヤＳ１の回転数とが、同じ縦線上に描かれており、同図における白丸が、右サンギヤＳＲの回転数、右後輪回転数ＮＷＲＲ及び第２リングギヤＲ２の回転数を表し、斜線のハッチング付きの丸が第１サンギヤＳ１の回転数を表している。
【０１１５】
同様に、キャリヤＣＤの回転数、油圧ポンプ１４の回転数及び第１リングギヤＲ１の回転数と、第２サンギヤＳ２の回転数及び油圧モータ１３の回転数とが、同じ縦線上に描かれており、白丸が、キャリヤＣＤの回転数、油圧ポンプ１４の回転数及び第１リングギヤＲ１の回転数を表し、格子状のハッチング付きの丸が、第２サンギヤＳ２の回転数及び油圧モータ１３の回転数を表している。この場合、油圧モータ１３の出力軸１３ａは、その回転方向が正転方向であるときには、図３や図１０などにおける反時計回りに回転しており、その回転方向が逆転方向であるときには、図３や図１０などにおける時計回りに回転している。
【０１１６】
また、図１９において、ＬＯＰは、油圧ポンプ１４による負荷トルク（以下「ポンプ負荷トルク」という）であり、ＲＷＬＰ及びＲＷＲＰはそれぞれ、ポンプ負荷トルクＬＯＰに応じて左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに作用する反力トルクである。図１９に示すように、通常モード中で、かつ、車両Ｖの直進中、左右の後輪回転数ＮＷＲＬ、ＮＷＲＲが互いに等しくなるとともに、油圧モータ１３の回転数は０になる。また、油圧モータ１３の制御モードがニュートラルモードに設定されることによって、油圧モータ１３が、油圧ポンプ１４からの油圧で作動せずにニュートラル状態になるので、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲのトルクは油圧モータ１３で調整されず、ポンプ負荷トルクＬＯＰが、差動装置ＤＳを介して、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１で分配される。替言すれば、エンジン３による前輪ＷＦＬ、ＷＦＲの駆動に伴って回転する左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲのトルクを互いに合成したトルクが、油圧ポンプ１４に伝達され、油圧ポンプ１４が駆動される。
【０１１７】
以上により、図２０に示すように、通常モード中で、かつ、車両Ｖの直進中、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲのトルク（以下、それぞれ「左後輪トルク」「右後輪トルク」という）ＴＲＬ、ＴＲＲは、互いに等しくなる。ここで、エンジン３による前輪ＷＦＬ、ＷＦＲの駆動により発生した左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲのトルクをそれぞれＴＩＬ、ＴＩＲとすると、左後輪トルクＴＲＬ及び右後輪トルクＴＲＲは、ＴＲＬ＝ＴＲＲ＝ＴＩＬ（又はＴＩＲ）−ＬＯＰ／２となる（ただし、ＴＩＬ＝ＴＩＲ）。
【０１１８】
また、図２１は、通常モード中で、かつ、車両Ｖの左旋回中における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係を示している。同図において、ＴＦＭは、前述した油圧モータフリクショントルク（油圧モータ１３の出力軸１３ａが外力により回転するのに伴って発生する負のトルク）を表している。また、ＲＣ及びＲＲ２は、油圧モータフリクショントルクＴＦＭが第２サンギヤＳ２に伝達されるのに伴って、キャリヤＣ及び第２リングギヤＲ２に作用する反力トルクを、それぞれ表している。また、ＴＲ１は、油圧モータフリクショントルクＴＦＭが第２サンギヤＳ２に伝達されるのに伴って、第１リングギヤＲ１に伝達されるトルクを表しており、ＲＳＬ及びＲＳＲは、ＴＲ１に応じて左右のサンギヤＳＬ、ＳＲに作用する反力トルクを、それぞれ表している。その他のパラメータは、図１９を参照して説明したとおりである。
【０１１９】
図２１に示すように、通常モード中、車両Ｖが左旋回しているときには、旋回外輪である右後輪ＷＲＲの右後輪回転数ＮＷＲＲが、旋回内輪である左後輪ＷＲＬの左後輪回転数ＮＷＲＬよりも高くなる。また、油圧モータ１３の出力軸１３ａが、右後輪ＷＲＲからの駆動力で駆動されることによって、逆転（図１０の時計回りに回転）する。
【０１２０】
前述した第１及び第２遊星歯車装置ＰＳ１、ＰＳ２における第１及び第２サンギヤＳ１、Ｓ２などの歯数の設定によって、キャリヤＣに入力されたトルクが第１サンギヤＳ１及び第１リングギヤＲ１に分配される分配比は１：１であり、第２サンギヤＳ２及び第２リングギヤＲ２に分配される分配比も１：１である。したがって、｜ＴＦＭ｜＝｜ＲＲ２｜＝｜ＴＲ１｜の関係が成立する。また、第１リングギヤＲ１に伝達されたトルクは、キャリヤＣＤに伝達され、さらに左右のサンギヤＳＬ、ＳＲに１：１で分配されるので、｜ＴＲ１｜／２＝｜ＲＳＬ｜＝｜ＲＳＲ｜の関係が成立する。
【０１２１】
以上から明らかなように、通常モード中で、かつ、車両Ｖの左旋回中、油圧モータフリクショントルクＴＦＭ（負のトルク）が伝達されるのに伴い、旋回内輪である左後輪ＷＲＬには、ＲＳＬ＝ＴＲ１／２＝ＴＦＭ／２の正のトルクが作用する。また、旋回外輪である右後輪ＷＲＲには、ＲＳＲ−ＲＲ２＝ＴＲ１／２−ＴＦＭ＝ＴＦＭ／２−ＴＦＭ＝−ＴＦＭ／２の負のトルク（制動トルク）が作用する。この場合にも、ポンプ負荷トルクＬＯＰが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１で分配される。以上の結果、図２２に示すように、通常モード中で、かつ、車両Ｖの左旋回中、右後輪トルクＴＲＲは、ＴＲＲ＝ＴＩＲ−ＬＯＰ／２−ＴＦＭ／２となり、左後輪トルクＴＲＬは、ＴＲＬ＝ＴＩＬ−ＬＯＰ／２＋ＴＦＭ／２となり、右後輪トルクＴＲＲよりも若干、大きくなる（ただし、ＴＩＬ＝ＴＩＲ）。
【０１２２】
一方、図２３は、通常モード中、車両Ｖが右旋回しているときにおける各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係を示している。図２３に示す各種のパラメータは、図２１を参照して説明したとおりである。図２３に示すように、通常モード中で、かつ、車両Ｖの右旋回中、旋回外輪である左後輪ＷＲＬの左後輪回転数ＮＷＲＬが、旋回内輪である右後輪ＷＲＲの右後輪回転数ＮＷＲＲよりも高くなる。また、油圧モータ１３の出力軸１３ａが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲからの駆動力で駆動されることによって、正転（図１０の反時計回りに回転）する。
【０１２３】
この場合にも、｜ＴＦＭ｜＝｜ＲＲ２｜＝｜ＴＲ１｜の関係が成立するとともに、｜ＴＲ１｜／２＝｜ＲＳＬ｜＝｜ＲＳＲ｜の関係が成立する。以上から明らかなように、通常モード中で、かつ、車両Ｖの右旋回中、油圧モータフリクショントルクＴＦＭが伝達されるのに伴い、旋回外輪である左後輪ＷＲＬには、ＲＳＬ＝−ＴＲ１／２＝−ＴＦＭ／２の負のトルク（制動トルク）が作用する。また、旋回内輪である右後輪ＷＲＲには、ＲＲ２−ＲＳＲ＝ＴＦＭ−ＴＲ１／２＝ＴＦＭ−ＴＦＭ／２＝ＴＦＭ／２の正のトルクが作用する。この場合にも、ポンプ負荷トルクＬＯＰが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１で分配される。以上の結果、通常モード中で、かつ、車両Ｖの右旋回中、左後輪トルクＴＲＬは、ＴＲＬ＝ＴＩＬ−ＬＯＰ／２−ＴＦＭ／２となり、右後輪トルクＴＲＲは、ＴＲＲ＝ＴＩＲ−ＬＯＰ／２＋ＴＦＭ／２となり、左後輪トルクＴＲＬよりも若干、大きくなる（図示省略、ただし、ＴＩＬ＝ＴＩＲ）。
【０１２４】
以上のように、通常モード中で、かつ、車両Ｖの旋回中には、旋回内輪のトルクが増大されるとともに、旋回外輪のトルクが低減され、前者が後者よりも若干、大きくなる。この場合、上述したように、油圧モータフリクショントルクＴＦＭ分のトルク差が左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲの間に発生するものの、油圧モータフリクショントルクＴＦＭは前述したように非常に小さいので、運転者が大きな違和感を覚えることはない。
【０１２５】
［ＡＷＤモード（図２４及び図２５参照）］
ＡＷＤモードは、車両Ｖの走行中、回転電機１１で左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲを駆動する動作モードである。ＡＷＤモード中、回転電機１１に電力を供給するとともに、ロータ１１ｂを正転させる。図２４は、ＡＷＤモード中で、かつ、車両Ｖの直進中における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係を示している。
【０１２６】
図２４において、ＴＥＭは、回転電機１１の出力トルク（以下「回転電機出力トルク」という）である。ＴＣＤは、回転電機出力トルクＴＥＭが減速用サンギヤＳＤに伝達されるのに伴ってキャリヤＣＤに伝達されるトルクであり、ポンプ負荷トルクＬＯＰよりも大きい。また、ＲＷＬＭ及びＲＷＲＭはそれぞれ、ＴＣＤに応じて左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに作用する反力トルクである。その他のパラメータは、図１９を参照して説明したとおりである。
【０１２７】
図２４から明らかなように、回転電機出力トルクＴＥＭは、減速装置ＤＧの各種のギヤのギヤ比で定まる所定の変速比で増大された状態で、キャリヤＣＤに伝達される。また、回転電機１１からキャリヤＣＤに伝達されたトルクＴＣＤと、ポンプ負荷トルクＬＯＰとを合成したトルクが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１で分配される。その結果、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲが回転電機１１で駆動される。以上により、図２５に示すように、ＡＷＤモード中、左後輪トルクＴＲＬ及び右後輪トルクＴＲＲは、互いに等しくなり、ＴＲＬ＝ＴＲＲ＝ＴＩＬ（又はＴＩＲ）＋ＴＣＤ／２−ＬＯＰ／２となる。
【０１２８】
なお、図示しないが、ＡＷＤモード中で、かつ、車両Ｖの旋回中には、通常モードの場合と同様、−ＴＦＭ／２の負のトルク（制動トルク）が旋回外輪に作用するとともに、ＴＦＭ／２の正のトルクが旋回内輪に作用し、旋回内輪のトルクが旋回外輪のトルクよりも大きくなる。また、ＡＷＤモードは、ＳＨモード、ＬＳＤモード及び悪路走行時ＬＳＤモードと併用することができる。
【０１２９】
［ＳＨモード（図２６〜図２８参照）］
ＳＨモードは、車両Ｖの旋回中に、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲのうちの旋回外輪のトルクを増大するとともに、旋回内輪のトルクを低減する（旋回内輪を制動する）動作モードである。ＳＨモード中、車両Ｖが左旋回しているときには、油圧モータ１３の制御モードを第１モータモードに設定するとともに、油圧モータ１３の出力軸１３ａを逆転（図１１の時計回りに回転）させる。図２６は、この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係を示している。
【０１３０】
図２６において、ＴＯＭは、油圧モータ１３の出力トルク（以下「油圧モータ出力トルク」という）を表しており、ＲＣ及びＲＲ２は、油圧モータ出力トルクＴＯＭが第２サンギヤＳ２に伝達されるのに伴って、キャリヤＣ及び第２リングギヤＲ２に作用する反力トルクを、それぞれ表している。また、ＴＲ１は、油圧モータ出力トルクＴＯＭが第２サンギヤＳ２に伝達されるのに伴って、第１リングギヤＲ１に伝達されるトルクを表しており、ＲＳＬ及びＲＳＲは、ＴＲ１に応じて左右のサンギヤＳＬ、ＳＲに作用する反力トルクを、それぞれ表している。その他のパラメータは、図１９を参照して説明したとおりである。
【０１３１】
図２６に示すように、ＳＨモード中で、かつ、車両Ｖの左旋回中、旋回外輪である右後輪ＷＲＲの右後輪回転数ＮＷＲＲが、旋回内輪である左後輪ＷＲＬの左後輪回転数ＮＷＲＬよりも高くなる。また、左右の後輪回転数ＮＷＲＬ、ＮＷＲＲによって定まる第２サンギヤＳ２の回転方向及び油圧モータ１３の出力軸１３ａの回転方向は、逆転方向になる。
【０１３２】
図２６と図２１との比較から明らかなように、ＳＨモード中で、かつ、車両Ｖの左旋回中、油圧モータ出力トルクＴＯＭが伝達されるのに伴い、旋回内輪である左後輪ＷＲＬには、ＲＳＬ＝−ＴＲ１／２＝−ＴＯＭ／２の負のトルク（制動トルク）が作用する。また、旋回外輪である右後輪ＷＲＲには、ＲＲ２−ＲＳＲ＝ＴＯＭ−ＴＲ１／２＝ＴＯＭ−ＴＯＭ／２＝ＴＯＭ／２の正のトルクが作用する。この場合にも、ポンプ負荷トルクＬＯＰが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１で分配される。以上の結果、図２７に示すように、ＳＨモード中で、かつ、車両Ｖの左旋回中、左後輪トルクＴＲＬは、ＴＲＬ＝ＴＩＬ−ＬＯＰ／２−ＴＯＭ／２となり、右後輪トルクＴＲＲは、ＴＲＲ＝ＴＩＲ−ＬＯＰ／２＋ＴＯＭ／２となり、左後輪トルクＴＲＬよりも大きくなる（ただし、ＴＩＬ＝ＴＩＲ）。
【０１３３】
一方、ＳＨモード中、車両Ｖが右旋回しているときには、油圧モータ１３の制御モードを第２モータモードに設定するとともに、油圧モータ１３の出力軸１３ａを正転（図１３の反時計回りに回転）させる。図２８は、この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係を示している。図２８に示す各種のパラメータは、図２６を参照して説明したとおりである。
【０１３４】
図２８に示すように、ＳＨモード中で、かつ、車両Ｖの右旋回中、旋回外輪である左後輪ＷＲＬの左後輪回転数ＮＷＲＬが、旋回内輪である右後輪ＷＲＲの右後輪回転数ＮＷＲＲよりも高くなる。また、左右の後輪回転数ＮＷＲＬ、ＮＷＲＲによって定まる第２サンギヤＳ２の回転方向及び油圧モータ１３の出力軸１３ａの回転方向は、正転方向になる。
【０１３５】
図２８と図２３の比較から明らかなように、ＳＨモード中で、かつ、車両Ｖの右旋回中、油圧モータ出力トルクＴＯＭが伝達されるのに伴い、旋回外輪である左後輪ＷＲＬには、ＲＳＬ＝ＴＲ１／２＝ＴＯＭ／２の正のトルクが作用する。また、旋回内輪である右後輪ＷＲＲには、ＲＳＲ−ＲＲ２＝ＴＯＭ／２−ＴＯＭ＝−ＴＯＭ／２の負のトルク（制動トルク）が作用する。この場合にも、ポンプ負荷トルクＬＯＰが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１で分配される。以上の結果、ＳＨモード中で、かつ、車両Ｖの右旋回中、右後輪トルクＴＲＲは、ＴＲＲ＝ＴＩＲ−ＬＯＰ／２−ＴＯＭ／２となり、左後輪トルクＴＲＬは、ＴＲＬ＝ＴＩＬ−ＬＯＰ／２＋ＴＯＭ／２となり、右後輪トルクＴＲＲよりも大きくなる（図示省略、ただし、ＴＩＬ＝ＴＩＲ）。
【０１３６】
［ＬＳＤモード（図２９〜図３１参照）］
ＬＳＤモードは、車両Ｖの旋回中に、ＳＨモードとは逆に、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲのうちの旋回内輪のトルクを増大するとともに、旋回外輪のトルクを低減する（旋回外輪を制動する）動作モードである。ＬＳＤモード中、車両Ｖが左旋回しているときには、油圧モータ１３の制御モードが第１ポンプモードに設定され、油圧モータ１３をポンプとして機能させる。図２９は、この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係を示している。図２９における各種のパラメータは、図２６を参照して説明したとおりである。なお、油圧モータ１３はポンプとして機能するため、油圧モータ出力トルクＴＯＭは負のトルクである。
【０１３７】
図２９に示すように、ＬＳＤモード中で、かつ、車両Ｖの左旋回中、図２６の場合と同様、旋回外輪である右後輪ＷＲＲの右後輪回転数ＮＷＲＲが、旋回内輪である左後輪ＷＲＬの左後輪回転数ＮＷＲＬよりも高くなる。また、油圧モータ１３の出力軸１３ａが、右後輪ＷＲＲからの駆動力で駆動されることによって、逆転（図１５の時計回りに回転）する。
【０１３８】
図２９と図２６の比較から明らかなように、ＬＳＤモード中で、かつ、車両Ｖの左旋回中、油圧モータ出力トルクＴＯＭが伝達されるのに伴い、旋回内輪である左後輪ＷＲＬには、ＲＳＬ＝ＴＲ１／２＝ＴＯＭ／２の正のトルクが作用する。また、旋回外輪である右後輪ＷＲＲには、ＲＳＲ−ＲＲ２＝ＴＲ１／２−ＴＯＭ＝ＴＯＭ／２−ＴＯＭ＝−ＴＯＭ／２の負のトルク（制動トルク）が作用する。この場合にも、ポンプ負荷トルクＬＯＰが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１で分配される。以上の結果、図３０に示すように、ＬＳＤモード中で、かつ、車両Ｖの左旋回中、右後輪トルクＴＲＲは、ＴＲＲ＝ＴＩＲ−ＬＯＰ／２−ＴＯＭ／２となり、左後輪トルクＴＲＬは、ＴＲＬ＝ＴＩＬ−ＬＯＰ／２＋ＴＯＭ／２となり、右後輪トルクＴＲＲよりも大きくなる（ただし、ＴＩＬ＝ＴＩＲ）。
【０１３９】
一方、ＬＳＤモード中、車両Ｖが右旋回しているときには、油圧モータ１３の制御モードは第２ポンプモードに設定される。図３１は、この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係を示している。図３１に示す各種のパラメータは、図２８を参照して説明したとおりである。
【０１４０】
図３１に示すように、ＬＳＤモード中で、かつ、車両Ｖの右旋回中、図２８の場合と同様、旋回外輪である左後輪ＷＲＬの左後輪回転数ＮＷＲＬが、旋回内輪である右後輪ＷＲＲの右後輪回転数ＮＷＲＲよりも高くなる。また、油圧モータ１３の出力軸１３ａが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲからの駆動力で駆動されることによって、正転（図１６の反時計回りに回転）する。
【０１４１】
図３１と図２８の比較から明らかなように、ＬＳＤモード中で、かつ、車両Ｖの右旋回中、油圧モータ出力トルクＴＯＭ（負のトルク）が伝達されるのに伴い、旋回外輪である左後輪ＷＲＬには、ＲＳＬ＝−ＴＲ１／２＝−ＴＯＭ／２の負のトルク（制動トルク）が作用する。また、旋回内輪である右後輪ＷＲＲには、ＲＲ２−ＲＳＲ＝ＴＯＭ−ＴＲ１／２＝ＴＯＭ−ＴＯＭ／２＝ＴＯＭ／２の正のトルクが作用する。この場合にも、ポンプ負荷トルクＬＯＰが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１で分配される。以上の結果、ＬＳＤモード中で、かつ、車両Ｖの右旋回中、左後輪トルクＴＲＬは、ＴＲＬ＝ＴＩＬ−ＬＯＰ／２−ＴＯＭ／２となり、右後輪トルクＴＲＲは、ＴＲＲ＝ＴＩＲ−ＬＯＰ／２＋ＴＯＭ／２となり、左後輪トルクＴＲＬよりも大きくなる（図示省略、ただし、ＴＩＬ＝ＴＩＲ）。
【０１４２】
［悪路走行時ＬＳＤモード（図３２及び図３３参照）］
悪路走行時ＬＳＤモードは、車両Ｖの発進時や、車両Ｖが低μ路の路面を直進している場合において、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲの少なくとも一方がスリップしているときに用いられる動作モードである。悪路走行時ＬＳＤモード中、例えば右後輪ＷＲＲが左後輪ＷＲＬよりもスリップしており、それにより右後輪回転数ＮＷＲＲが左後輪回転数ＮＷＲＬよりも高いときには、油圧モータ１３の制御モードが第１ポンプモードに設定される。図３２は、悪路走行時ＬＳＤモード中で、右後輪ＷＲＲが左後輪ＷＲＬよりもスリップしており、かつ、ＡＷＤモードが動作モードとして併用されている場合における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係を示している。以下、悪路走行時ＬＳＤモードのうち、右後輪ＷＲＲが左後輪ＷＲＬよりもスリップしているときに用いられるものを「第１ＢＬＳＤモード」という。
【０１４３】
図３２に示すように、第１ＢＬＳＤモード中には、右後輪回転数ＮＷＲＲが左後輪回転数ＮＷＲＬよりも高くなる。また、油圧モータ１３の出力軸１３ａが、右後輪ＷＲＲからの駆動力で駆動されることによって、逆転（図１５の時計回りに回転）する。
【０１４４】
図３２と図２９との比較から明らかなように、この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係は、ＬＳＤモード中で、かつ、車両Ｖの左旋回中における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係と基本的に同じである。したがって、油圧モータ出力トルクＴＯＭが伝達されるのに伴い、スリップしていない又はスリップの度合いが小さい左後輪ＷＲＬには、ＲＳＬ＝ＴＲ１／２＝ＴＯＭ／２の正のトルクが作用する。また、スリップしている又はスリップの度合いが大きい右後輪ＷＲＲには、ＲＳＲ−ＲＲ２＝ＴＲ１／２−ＴＯＭ＝ＴＯＭ／２−ＴＯＭ＝−ＴＯＭ／２の負のトルク（制動トルク）が作用する。この場合、回転電機出力トルクＴＥＭとポンプ負荷トルクＬＯＰを合成したトルクが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１で分配される。以上の結果、図３３に示すように、第１ＢＬＳＤモード中には、右後輪トルクＴＲＲは、ＴＲＲ＝ＴＩＲ−ＬＯＰ／２＋ＴＣＤ／２−ＴＯＭ／２となり、スリップしていない又はスリップの度合いが小さい左後輪ＷＲＬの左後輪トルクＴＲＬは、ＴＲＬ＝ＴＩＬ−ＬＯＰ／２＋ＴＣＤ／２＋ＴＯＭ／２となり、右後輪トルクＴＲＲよりも大きくなる（ただし、ＴＩＬ＝ＴＩＲ）。
【０１４５】
なお、図示しないが、第１ＢＬＳＤモード中で、かつ、ＡＷＤモードが併用されていないときには、ＴＥＭ、ＴＣＤ、ＲＷＬＭ及びＲＷＲＭがなくなるだけで、基本的な動作は同じである。すなわち、この場合にも、スリップしていない又はスリップの度合いが小さい左後輪ＷＲＬに、ＴＯＭ／２の正のトルクが作用するとともに、スリップしている又はスリップの度合いが大きい右後輪ＷＲＲに、−ＴＯＭ／２の負のトルク（制動トルク）が作用する。
【０１４６】
一方、悪路走行時ＬＳＤモード中、左後輪ＷＲＬが右後輪ＷＲＲよりもスリップしているとき（ＮＷＲＬ＞ＮＷＲＲ）には、油圧モータ１３の制御モードが第２ポンプモードに設定される。以下、悪路走行時ＬＳＤモードのうち、左後輪ＷＲＬが右後輪ＷＲＲよりもスリップしているときに用いられるものを「第２ＢＬＳＤモード」という。図示しないが、第２ＢＬＳＤモード中における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係は、ＬＳＤモード中で、かつ、車両Ｖの右旋回中（図３１）におけるそれらと基本的に同じである。したがって、油圧モータ出力トルクＴＯＭ（負のトルク）が伝達されるのに伴い、スリップしている又はスリップの度合いが大きい左後輪ＷＲＬには、ＲＳＬ＝−ＴＲ１／２＝−ＴＯＭ／２の負のトルク（制動トルク）が作用する。また、スリップしていない又はスリップの度合いが小さい右後輪ＷＲＲには、ＲＲ２−ＲＳＲ＝ＴＯＭ−ＴＲ１／２＝ＴＯＭ−ＴＯＭ／２＝ＴＯＭ／２の正のトルクが作用する。
【０１４７】
第２ＢＬＳＤモード中、ＡＷＤモードが併用されていないときにはポンプ負荷トルクＬＯＰが、ＡＷＤモードが併用されているときには回転電機出力トルクＴＥＭとポンプ負荷トルクＬＯＰを合成したトルクが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１で分配される。以上の結果、第２ＢＬＳＤモード中には、スリップしていない又はスリップの度合いが小さい右後輪ＷＲＲの右後輪トルクＴＲＲが、左後輪ＷＲＬの左後輪トルクＴＲＬよりも大きくなる。第２ＢＬＳＤモード中、ＡＷＤモードが併用されているときには、左後輪トルクＴＲＬは、ＴＲＬ＝ＴＩＬ−ＬＯＰ／２＋ＴＣＤ／２−ＴＯＭ／２となり、右後輪トルクＴＲＲは、ＴＲＲ＝ＴＩＲ−ＬＯＰ／２＋ＴＣＤ／２＋ＴＯＭ／２となり、ＡＷＤモードが併用されていないときには、ＴＲＬ＝ＴＩＬ−ＬＯＰ／２−ＴＯＭ／２となり、ＴＲＲ＝ＴＩＲ−ＬＯＰ／２＋ＴＯＭ／２となる（ただし、ＴＩＬ＝ＴＩＲ）。
【０１４８】
前述したＥＣＵ２は、車両Ｖの運転状態に応じて、動力装置１の動作モードを設定するとともに、設定された動作モードに従って油圧モータ１３の動作を制御するために、図３４に示す処理を実行する。本処理は、所定時間（例えば１００ｍｓｅｃ）ごとに、繰り返し実行される。
【０１４９】
まず、図３４のステップ１（「Ｓ１」と図示。以下同じ）では、検出された操舵角θに基づき車両Ｖの旋回中であるか否かを判別する。この場合、例えば操舵角θが０でないときに、車両Ｖの旋回中であると判別される。このステップ１の答がＹＥＳで、車両Ｖの旋回中であるときには、操舵角θ及び車速ＶＰに応じ、所定のマップ（図示せず）を検索することによって、目標ヨーレートγＯＢＪを算出する（ステップ２）。
【０１５０】
このマップでは、目標ヨーレートγＯＢＪは、前述したヨーレートセンサ４４と同様、車両Ｖの反時計回りのヨーレートを正値として、時計回りのヨーレートを負値として設定されるとともに、操舵角θが大きいほど、その絶対値がより大きな値に設定されており、車速ＶＰが所定車速ＶＲＥＦ以下の範囲では、車速ＶＰが高いほど、その絶対値がより大きな値に設定されている。また、目標ヨーレートγＯＢＪは、車速ＶＰが所定車速ＶＲＥＦよりも高い範囲では、車速ＶＰが高いほど、その絶対値がより小さな値に設定されている。
【０１５１】
ステップ２に続くステップ３では、ヨーレートセンサ４４で検出されたヨーレートγを読み込む。次いで、算出された目標ヨーレートγＯＢＪの絶対値から検出されたヨーレートγの絶対値を減算することによって、ヨーレート偏差Δγを算出する（ステップ４）。
【０１５２】
次に、算出されたヨーレート偏差Δγが０よりも小さいか否かを判別する（ステップ５）。この答がＮＯのとき、すなわち、目標ヨーレートγＯＢＪの絶対値が実際のヨーレートγの絶対値以上であるときには、車両Ｖがアンダーステア状態にあるとみなす。そして、続くステップ６〜８を実行し、動力装置１の動作モードをＳＨモードに設定するとともに、油圧モータ出力トルクＴＯＭを制御するために、第２及び第３油路油圧ＰＯ２、ＰＯ３を制御する。
【０１５３】
具体的には、まず、ステップ６において、ヨーレート偏差Δγに基づき、所定のマップ（図示せず）を検索することによって、ＳＨモードの目標差圧ΔＰＯＳＨを算出する。この目標差圧ΔＰＯＳＨは、ＳＨモードにおける前記第２油路油圧ＰＯ２と第３油路油圧ＰＯ３との差圧の目標値である。上記のマップでは、目標差圧ΔＰＯＳＨの絶対値は、ヨーレート偏差Δγの絶対値が大きいほど、より大きな値に設定されている。これは、ヨーレート偏差Δγの絶対値が大きいほど、すなわち、目標ヨーレートγＯＢＪに対する実際のヨーレートγの乖離度合いが大きいほど、より大きな油圧モータ出力トルクＴＯＭを発生させることにより、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲのうちの旋回外輪のトルクの増大度合いと、旋回内輪のトルクの低減度合いをより大きくすることによって、ヨーレートγを目標ヨーレートγＯＢＪに近づけ、車両Ｖの左右の旋回中におけるアンダーステアを解消するためである。
【０１５４】
また、上記のマップとして、左旋回用の目標差圧ΔＰＯＳＨを算出するマップと、右旋回用の目標差圧ΔＰＯＳＨを算出するマップとが設定されており、操舵角θに基づいて、使い分けられる。左旋回中、ＳＨモードにより旋回外輪である右後輪ＷＲＲのトルクを旋回内輪である左後輪ＷＲＬのトルクよりも増大させるには、前述したように、油圧モータ１３を第１モータモードで制御しなければならない（ＰＯ２＞ＰＯ３）ので、左旋回用の目標差圧ΔＰＯＳＨを算出するマップでは、目標差圧ΔＰＯＳＨは正値に設定されている。これとは逆に、右旋回用の目標差圧ΔＰＯＳＨを算出するマップでは、目標差圧ΔＰＯＳＨは負値に設定されている。
【０１５５】
ステップ６に続くステップ７では、ステップ６で算出されたＳＨモードの目標差圧ΔＰＯＳＨを目標差圧ΔＰＯＢＪとして設定する。次いで、設定された目標差圧ΔＰＯＢＪに基づき、所定のマップ（図示せず）を検索することによって、切替装置３３のアクチュエータ３３ｂの制御信号ＣＯＳＩを算出し（ステップ８）、本処理を終了する。これにより、切替装置３３の弁体３３ｅの回転角度位置が、目標差圧ΔＰＯＢＪに基づく回転角度位置に制御されることによって、油圧モータ出力トルクＴＯＭが制御される。
【０１５６】
一方、前記ステップ５の答がＹＥＳ（Δγ＜０）のとき、すなわち、実際のヨーレートγの絶対値が目標ヨーレートγＯＢＪの絶対値よりも大きいときには、車両Ｖがオーバーステア状態にあるとみなす。そして、続くステップ９、１０及び８を実行し、動力装置１の動作モードをＬＳＤモードに設定するとともに、油圧モータ出力トルクＴＯＭを制御するために、第２及び第３油路油圧ＰＯ２、ＰＯ３を制御する。
【０１５７】
具体的には、まず、ステップ９において、ヨーレート偏差Δγに基づき、所定のマップ（図示せず）を検索することによって、ＬＳＤモードの目標差圧ΔＰＬＳＤを算出する。この目標差圧ΔＰＬＳＤは、ＬＳＤモードにおける第２油路油圧ＰＯ２と第３油路油圧ＰＯ３との差圧の目標値である。上記のマップでは、目標差圧ΔＰＬＳＤの絶対値は、ヨーレート偏差Δγの絶対値が大きいほど、より大きな値に設定されている。これは、ヨーレート偏差Δγの絶対値が大きいほど、すなわち、目標ヨーレートγＯＢＪに対する実際のヨーレートγの乖離度合いが大きいほど、より大きな油圧モータ出力トルクＴＯＭを発生させることにより、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲのうちの旋回外輪のトルクの低減度合いと、旋回内輪のトルクの増大度合いをより大きくすることによって、ヨーレートγを目標ヨーレートγＯＢＪに近づけ、車両Ｖの左右の旋回中におけるオーバーステアを解消するためである。
【０１５８】
また、上記のマップとして、左旋回用の目標差圧ΔＰＬＳＤを算出するマップと、右旋回用の目標差圧ΔＰＬＳＤを算出するマップとが設定されており、操舵角θに基づいて、使い分けられる。左旋回中、ＬＳＤモードにより旋回内輪である左後輪ＷＲＬのトルクを旋回外輪である右後輪ＷＲＲのトルクよりも増大させるには、前述したように、油圧モータ１３を第１ポンプモードで制御しなければならない（ＰＯ２＜ＰＯ３）ので、左旋回用の目標差圧ΔＰＬＳＤを算出するマップでは、目標差圧ΔＰＬＳＤは負値に設定されている。これとは逆に、右旋回用の目標差圧ΔＰＬＳＤを算出するマップでは、目標差圧ΔＰＬＳＤは正値に設定されている。
【０１５９】
ステップ９に続くステップ１０では、ステップ９で算出されたＬＳＤモードの目標差圧ΔＰＬＳＤを目標差圧ΔＰＯＢＪとして設定する。次いで、前記ステップ８を実行し、設定された目標差圧ΔＰＯＢＪに基づいて制御信号ＣＯＳＩを算出した後、本処理を終了する。
【０１６０】
一方、前記ステップ１の答がＮＯで、車両Ｖが直進中であるときには、前記車輪速センサ４５で検出された各車輪の回転数に応じ、公知の数式を用いて、車両Ｖの車速ＶＰを算出する（ステップ１１）。次いで、算出された車速ＶＰに基づいて、左後輪回転数ＮＷＲＬ及び右後輪回転数ＮＷＲＲの推定値（以下、それぞれ「推定左後輪回転数ＮＷＬＥ」「推定右後輪回転数ＮＷＲＥ」という）を算出する（ステップ１２）。次に、車輪速センサ４５で検出された左後輪回転数ＮＷＲＬ及び右後輪回転数ＮＷＲＲを読み込む（ステップ１３）。
【０１６１】
次いで、上記ステップ１２で算出された推定左後輪回転数ＮＷＬＥと、ステップ１３で読み込まれた左後輪回転数ＮＷＲＬとの差を左後輪ＷＲＬの空転量（以下「左後輪空転量という」）ΔＮＷＬとして算出するとともに、ステップ１２で算出された推定右後輪回転数ＮＷＲＥと、ステップ１３で読み込まれた右後輪回転数ＮＷＲＲとの差を右後輪ＷＲＲの空転量（以下「右後輪空転量という」）ΔＮＷＲとして算出する（ステップ１４）。次に、算出された左後輪空転量ΔＮＷＬ及び右後輪空転量ΔＮＷＲの各々が所定値ＮＲＥＦよりも小さいか否かを判別する（ステップ１５）。
【０１６２】
このステップ１５の答がＹＥＳのとき（ΔＮＷＬ＜ＮＲＥＦかつΔＮＷＲ＜ＮＲＥＦ）には、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲがいずれも空転していないとして、そのまま本処理を終了する。この場合には、図示しないが、動力装置１の動作モードが通常モードに設定されるとともに、目標差圧ΔＰＯＢＪが０に設定され、油圧モータ１３がノーマルモードで制御される。
【０１６３】
一方、ステップ１５の答がＮＯ（ΔＮＷＬ≧ＮＲＥＦ又はΔＮＷＲ≧ＮＲＥＦ）のときには、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲの少なくとも一方が空転しているとして、車両Ｖが低μ路（悪路）を走行しており、スリップ状態にあるとみなす。そして、続くステップ１６〜１８及び８を実行し、動力装置１の動作モードを悪路走行時ＬＳＤモードに設定するとともに、油圧モータ出力トルクＴＯＭを制御するために、第２及び第３油路油圧ＰＯ２、ＰＯ３を制御する。
【０１６４】
具体的には、まず、ステップ１６において、左後輪空転量ΔＮＷＬ及び右後輪空転量ΔＮＷＲに基づき、所定のマップ（図示せず）を検索することによって、目標差回転ΔＮＯＢＪを算出する。この目標差回転ΔＮＯＢＪは、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲのスリップを抑制するために必要とされる左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲの差回転の目標値である。
【０１６５】
ステップ１６に続くステップ１７では、算出された目標差回転ΔＮＯＢＪに基づき、所定のマップ（図示せず）を検索することによって、悪路走行時ＬＳＤモードの目標差圧ΔＰＡＬＳを算出する。この目標差圧ΔＰＡＬＳは、悪路走行時ＬＳＤモードにおける第２油路油圧ＰＯ２と第３油路油圧ＰＯ３との差圧の目標値である。
【０１６６】
ステップ１７に続くステップ１８では、ステップ１７で算出された悪路走行時ＬＳＤモードの目標差圧ΔＰＡＬＳを目標差圧ΔＰＯＢＪとして設定する。次いで、前記ステップ８を実行し、設定された目標差圧ΔＰＯＢＪに基づいて制御信号ＣＯＳＩを算出した後、本処理を終了する。
【０１６７】
なお、図３４に示す処理では、前記ステップ５において、車両Ｖがアンダーステア状態にあるか否かの判定を、ヨーレート偏差Δγが０以上であることを条件としているが、ヨーレート偏差Δγが０よりも大きいことを条件とするとともに、ヨーレート偏差Δγが０のときに、車両Ｖがアンダーステア状態及びオーバーステア状態のいずれでもないと判定してもよい。あるいは、ヨーレート偏差Δγが所定値以下の比較的小さい正値であるときに、車両Ｖがアンダーステア状態及びオーバーステア状態のいずれでもないと判定してもよい。また、車両Ｖがアンダーステア状態及びオーバーステア状態のいずれでもないと判定されているときに、動力装置１の動作モードを通常モードに設定してもよい。さらに、車両Ｖの走行状態に応じて、ＡＷＤモードを適宜、組み合わせて用いてもよいことは、もちろんである。
【０１６８】
また、図３５は、車速ＶＰと油圧ポンプ１４のポンプ吐出量ＱＯＰとの関係の一例を、ＳＨモード中について示している。同図において、右斜めのハッチングが付された部分は、ＳＨモードで油圧モータ１３に供給すべきオイルの流量（以下「ＳＨ流量」という）を示しており、左斜めのハッチングが付された部分は、冷却・潤滑系ＣＬに供給すべきオイルの流量（以下「冷却・潤滑流量」という）を示している。
【０１６９】
ＳＨモード中、前述したように、油圧ポンプ１４からのオイルが油圧モータ１３及び冷却・潤滑系ＣＬに供給されるので、図３５に示すように、ポンプ吐出量ＱＯＰは、ＳＨ流量と冷却・潤滑流量の和と等しい。また、車速ＶＰが所定車速ＶＲＥＦ以下の範囲では、車速ＶＰが高いほど、ＳＨ流量がより大きくなる。本実施形態によれば、前述したように、車速ＶＰが所定車速ＶＲＥＦ以下の範囲では、車速ＶＰが高いほど、目標ヨーレートγＯＢＪがより大きな値に設定され、それに応じて、油圧モータ１３に供給されるオイルの量がより多くなる。また、車速ＶＰが所定車速ＶＲＥＦよりも高い範囲では、車速ＶＰが高いほど、ＳＨ流量がより小さくなる。本実施形態によれば、前述したように、車速ＶＰが所定車速ＶＲＥＦよりも高い範囲では、車速ＶＰが高いほど、目標ヨーレートγＯＢＪがより小さな値に設定され、それに応じて、油圧モータ１３に供給されるオイルの量がより少なくなる。
【０１７０】
また、図３６は、車速ＶＰと油圧ポンプ１４のポンプ吐出量ＱＯＰとの関係の一例を、ＬＳＤモード中について示している。同図において、右斜めのハッチングが付された部分は、ＬＳＤモードで油圧モータ１３から吐出されるオイルの流量（以下「ＬＳＤ流量」という）を示している。その他のパラメータについては、図３５を参照して説明したとおりである。なお、図３６では、便宜上、ＬＳＤ流量と冷却・潤滑流量をオーバーラップさせて示している。
【０１７１】
図３６に示すように、ＬＳＤモード中、ポンプ吐出量ＱＯＰは、その最小値ＱＯＰＭＩＮになる。これは、前述したように、油圧ポンプ１４からのオイルに加え、油圧モータ１３からのオイルが冷却・潤滑系ＣＬに供給されることによって、第２油室１６ｂに供給されるオイルが増大するためである。この場合、余剰のオイルは、油圧モータ１３に戻される。図３６におけるリターン流量は、車速ＶＰが所定車速ＶＲＥＦであるときの油圧モータ１３に戻されるオイルの流量を示している。また、前述した車速ＶＰに対する目標ヨーレートγＯＢＪの設定に応じて、車速ＶＰが所定車速ＶＲＥＦ以下の範囲では、車速ＶＰが高いほど、油圧モータ１３に吸い込まれ、吐出されるオイルの量がより多くなるので、ＬＳＤ流量がより大きくなる。また、所定車速ＶＲＥＦよりも高い範囲では、車速ＶＰが高いほど、油圧モータ１３から吐出されるオイルの量がより少なくなるので、ＬＳＤ流量がより小さくなる。
【０１７２】
また、図３７は、車速ＶＰと油圧ポンプ１４のポンプ吐出量ＱＯＰとの関係の一例を、悪路走行時ＬＳＤモード中について示している。同図において、右斜めのハッチングが付された部分は、悪路走行時ＬＳＤモードで油圧モータ１３から吐出されるオイルの流量（以下「ＢＬＳＤ流量」という）を示している。その他のパラメータについては、図３６を参照して説明したとおりである。なお、図３７では、便宜上、ＢＬＳＤ流量と冷却・潤滑流量をオーバーラップさせて示している。
【０１７３】
図３７に示すように、悪路走行時ＬＳＤモード中には、上述したＬＳＤモードの場合（図３６）と同じ理由により、ポンプ吐出量ＱＯＰが、その最小値ＱＯＰＭＩＮに制御される。また、車速ＶＰが所定車速ＶＲＥＦ以下の範囲では、車速ＶＰが高いほど、ＢＬＳＤ流量がより大きくなり、所定車速ＶＲＥＦよりも高い範囲では、車速ＶＰが高いほど、ＢＬＳＤ流量がより小さくなる。
【０１７４】
なお、図示しないが、通常モード中には、車速ＶＰの全範囲において、ポンプ吐出量ＱＯＰはほぼ一定になる。これは、前述したように、ＬＵＢ油圧ＰＬＵＢが所定値ＰＲＥＦになるように、ポンプ吐出量ＱＯＰが自動的に調整されるため、車速ＶＰの変化に伴って左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲから油圧ポンプ１４に入力される駆動力が変化しても、ポンプ吐出量ＱＯＰが、所定値ＰＲＥＦに見合った一定の大きさに、自動的に維持されるためである。
【０１７５】
また、図３８は、動力装置１の動作モードが通常モードから車両Ｖの左旋回に伴ってＳＨモードに移行し、再度、通常モードに移行した場合における各種のパラメータの推移の一例を示している。図３８において、ΔＰＭＯは、第２油路油圧ＰＯ２と第３油路油圧ＰＯ３との差圧（以下「モータ差圧」という）である。また、ＱＯＭは、油圧ポンプ１４から油圧モータ１３に供給されるオイルの流量（以下「モータ供給油量」という）であり、ＱＯＭＭＩＮは、モータ供給油量の最小値である。さらに、ＰＬＵＢは、ＬＵＢ油圧（油圧ポンプ１４から冷却・潤滑系ＣＬに供給される油圧）である。ＥＯＰは、油圧ポンプ１４のカムリング偏芯量であり、ＥＯＰＭＩＮは、カムリング偏芯量の最小値である。
【０１７６】
図３８に示すように、通常モード中（時点ｔ０〜時点ｔ１直前）には、目標差圧ΔＰＯＢＪが０に設定され、弁体回転角度位置θＶＡが０（＝中立位置）に制御されることによって、モータ差圧ΔＰＭＯが０に制御されるとともに、油圧モータ供給油量ＱＯＭがその最小値ＱＯＭＭＩＮに制御される。また、この動作例では、カムリング偏芯量ＥＯＰ及びポンプ吐出量ＱＯＰがそれぞれ、最小値ＥＯＰＭＩＮ及び最小値ＱＯＰＭＩＮになっている。
【０１７７】
そして、車両Ｖの左旋回に伴ってＳＨモードによる動作が開始されると（時点ｔ１）、目標差圧ΔＰＯＢＪが左旋回用のＳＨモードの目標差圧ΔＰＯＳＨに設定されるとともに、目標差圧ΔＰＯＢＪに基づく制御信号ＣＯＳＩがアクチュエータ３３ｂに入力される（図３４のステップ７、８）。これにより、弁体回転角度位置θＶＡが、中立位置から、目標差圧ΔＰＯＢＪに基づく第１回転角度位置θＶＡ１側の位置に制御される（時点ｔ２）。それに伴い、第１油路ＯＬ１や第２油路ＯＬ２を介して油圧モータ１３にオイルが供給されることにより、モータ供給油量ＱＯＭが漸増し、その後の時点ｔ３において、ほぼ一定になる。また、油圧ポンプ１４からのオイルが油圧モータ１３に供給される分、油圧ポンプ１４から第５油路ＯＬ５に吐出されるオイルの量が減少するので、ＬＵＢ油圧ＰＬＵＢが減少し始め、時点ｔ４以降にほぼ一定になる。
【０１７８】
さらに、前述したように、第５油路ＯＬ５を流れるオイルの油圧の一部が油圧ポンプ１４の第２油室１６ｂに供給され、カムリング偏芯量ＥＯＰ及びポンプ吐出量ＱＯＰは、第２油室供給油圧ＰＯ１６ｂが小さくなるほど、より大きくなる。このため、ＬＵＢ油圧ＰＬＵＢの減少に応じて、その後の時点ｔ４からｔ５において、カムリング偏芯量ＥＯＰが増加し、それにより、時点ｔ５において、ポンプ吐出量ＱＯＰが増加する。その結果、モータ差圧ΔＰＭＯが、その後の時点ｔ６から増加し、時点ｔ７で目標差圧ΔＰＯＢＪに達する。
【０１７９】
そして、動作モードが再度、通常モードに移行すると（時点ｔ８以降）、その後の時点ｔ９から時点ｔ１４において、上記と反対の動作が行われる。
【０１８０】
また、本実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は、次のとおりである。すなわち、本実施形態における左後輪ＷＲＬ及び右後輪ＷＲＬが、本発明における左右の車輪の一方及び他方にそれぞれ相当するとともに、本実施形態における回転電機１１が、本発明における駆動源に相当する。また、本実施形態における伝達装置１２が、本発明における差動装置及び動力伝達部材に相当し、本実施形態における減速用サンギヤＳＤ、左サンギヤＳＬ及び右サンギヤＳＲが、本発明における第１〜第３回転要素にそれぞれ相当するとともに、本実施形態における油圧モータ１３が、本発明における流体圧モータに相当する。さらに、本実施形態における油圧ポンプ１４が、本発明における流体圧供給源に相当するとともに、本実施形態におけるリザーバ３１が、本発明における貯留部に相当する。
【０１８１】
また、本実施形態における切替弁３３ａが、本発明における流体路切替機構に相当し、本実施形態におけるアクチュエータ３３ｂ及びＥＣＵ２が、本発明における駆動装置に相当するとともに、本実施形態におけるトーションスプリング３３ｃが、本発明における復帰手段に相当する。さらに、本実施形態におけるスリーブ３３ｄが、本発明における第１部材に相当し、本実施形態における弁体３３ｅが、本発明における第２部材に相当するとともに、本実施形態における流入ポートｐｐ、第１モータポートｐｍ１、第２モータポートｐｍ２、リターンポートｐｒ及びＬＵＢポートｐｌが、本発明における第１〜第５連通口にそれぞれ相当する。
【０１８２】
また、本実施形態における第１油路ＯＬ１、第２油路ＯＬ２、第３油路ＯＬ３、第４油路ＯＬ４及び第５油路ＯＬ５が、本発明における給流体路、第１流体路、第２流体路、排流体路及び冷潤流体路にそれぞれ相当するとともに、本実施形態における冷却・潤滑系ＣＬが、本発明における被冷却部及び／又は被潤滑部に相当する。
【０１８３】
以上のように、第１実施形態によれば、回転電機１１の駆動力が伝達装置１２を介して左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに伝達されることによって、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲが駆動される（ＡＷＤモード、図２４、図２５）。また、油圧モータ１３の第１圧力室１３ｂに、油圧ポンプ１４からの油圧が供給されるとともに、供給された油圧が油圧モータ１３の第２圧力室１３ｃに排出されることによって、油圧モータ１３から伝達装置１２を介して右後輪ＷＲＲに正のトルクが付加される（左旋回中のＳＨモード、図２６、図２７）。さらに、油圧ポンプ１４からの油圧が第２圧力室１３ｃに供給されるとともに、供給された油圧が第１圧力室１３ｂに排出されることによって、油圧モータ１３から伝達装置１２を介して右後輪ＷＲＲに負のトルクが付加される（右旋回中のＳＨモード、図２８）。以上により、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲの間にトルク差を発生させられるので、車両Ｖの旋回性や走行安定性を向上させることができる。
【０１８４】
また、油圧ポンプ１４と第１圧力室１３ｂとを連通する油路上、及び油圧ポンプ１４と第２圧力室１３ｃとを連通する油路上に配置された切替弁３３ａによって、油路の遮断及び連通が切り替えられる。この切替弁３３ａは、スリーブ３３ｄ及び弁体３３ｅを有している。スリーブ３３ｄには、油圧ポンプ１４に連通する第１油路ＯＬ１が接続された流入ポートｐｐと、油圧モータ１３の第１圧力室１３ｂに連通する第２油路ＯＬ２が接続された第１モータポートｐｍ１と、油圧モータ１３の第２圧力室１３ｃに連通する第３油路ＯＬ３が接続された第２モータポートｐｍ２と、リザーバ３１に連通する第４油路ＯＬ４が接続されたリターンポートｐｒが形成されている。また、弁体３３ｅは、スリーブ３３ｄに対して中立位置、第１回転角度位置θＶＡ１及び第２回転角度位置θＶＡ２に回動可能に設けられている。
【０１８５】
切替弁３３ａでは、弁体３３ｅが中立位置にあるときには、流入ポートｐｐと第１モータポートｐｍ１とが連通状態になり、流入ポートｐｐと第２モータポートｐｍ２とが連通状態になり、第１モータポートｐｍ１とリターンポートｐｒとが遮断状態になるとともに、第２モータポートｐｍ２とリターンポートｐｒとが遮断状態になる。したがって、弁体３３ｅを中立位置に位置させることにより、油圧ポンプ１４から流入ポートｐｐに供給された油圧を、第１モータポートｐｍ１及び第２油路ＯＬ２を介して第１圧力室１３ｂに適切に供給できるとともに、第２モータポートｐｍ２及び第３油路ＯＬ３を介して第２圧力室１３ｃに適切に供給できる（図３）。このように、第１及び第２油圧室１３ｂ、１３ｃの双方に油圧を適切に供給できるので、油圧モータ１３から右後輪ＷＲＲにトルクが積極的に付加されることがなく、それにより車両Ｖの良好な直進性を確保することができる。
【０１８６】
また、切替弁３３ａでは、弁体３３ｅが第１回転角度位置θＶＡ１にあるときには、流入ポートｐｐと第１モータポートｐｍ１とが連通状態になり、流入ポートｐｐと第２モータポートｐｍ２とが遮断状態になり、第１モータポートｐｍ１とリターンポートｐｒとが遮断状態になるとともに、第２モータポートｐｍ２とリターンポートｐｒとが連通状態になる。したがって、弁体３３ｅを第１回転角度位置θＶＡ１に位置させることにより、油圧ポンプ１４から流入ポートｐｐに供給された油圧を、第１モータポートｐｍ１及び第２油路ＯＬ２を介して第１圧力室１３ｂに適切に供給できるとともに、第１圧力室１３ｂに供給された油圧を、第２圧力室１３ｃ、第３油路ＯＬ３、第２モータポートｐｍ２、リターンポートｐｒ及び第４油路ＯＬ４を介して、リザーバ３１に適切に排出できるので、油圧モータ１３から右後輪ＷＲＲに正のトルクを適切に付加することができる。
【０１８７】
さらに、切替弁３３ａでは、弁体３３ｅが第２回転角度位置θＶＡ２にあるときには、流入ポートｐｐと第２モータポートｐｍ２とが連通状態になり、流入ポートｐｐと第１モータポートｐｍ１とが遮断状態になり、第２モータポートｐｍ２とリターンポートｐｒとが遮断状態になるとともに、第１モータポートｐｍ１とリターンポートｐｒとが連通状態になる。したがって、弁体３３ｅを第２回転角度位置θＶＡ２に位置させることにより、油圧ポンプ１４から流入ポートｐｐに供給された油圧を、第２モータポートｐｍ２及び第３油路ＯＬ３を介して第２圧力室１３ｃに適切に供給できるとともに、第２圧力室１３ｃに供給された油圧を、第１圧力室１３ｂ、第２油路ＯＬ２、第１モータポートｐｍ１、リターンポートｐｒ及び第４油路ＯＬ４を介して、リザーバ３１に適切に排出できるので、油圧モータ１３から右後輪ＷＲＲに負のトルクを適切に付加することができる。
【０１８８】
また、前述した従来の動力装置と異なり、流入ポートｐｐ、第１及び第２モータポートｐｍ１、ｐｍ２ならびにリターンポートｐｒを１組とする３組のポート群が設けられており（図３参照）、各ポートが３つずつ、設けられているので、その分、各ポートを流れるオイルの流量（流速）を低減でき、ひいては、損失を低減することができる。また、オイルに混入した異物で３組のうちの１組のポートが塞がれたり、狭められたりしたような場合でも、他の組のポートを介してオイルを油圧モータ１３に供給できるので、動力装置１を適切に作動させることができ、その堅牢性を向上させることができる。
【０１８９】
さらに、切替弁３３ａがいわゆるロータリーバルブで構成されており、スリーブ３３ｄの内周に、円柱曲面を有する収容穴３３ｈが設けられており、弁体３３ｅが、円柱状に形成されるとともに、収容穴３３ｈに回転移動可能に挿通されている。また、流入ポートｐｐ、第１及び第２モータポートｐｍ１、ｐｍ２、リターンポートｐｒならびにＬＵＢポートｐｌは収容穴３３ｈに連通しており、これらのポート間の連通度合及び遮断度合は、弁体３３ｅの回転移動位置に応じて調整される。これにより、オイルの流路の切替と、第１及び第２圧力室１３ｂ、１３ｃに供給される油圧の調整とを、切替弁３３ａのみで行うことができる。このため、例えば切替弁３３ａと別個に圧力調整用の制御弁を設けずに済むので、それにより、動力装置１の小型化及び製造コストの削減を図ることができる。
【０１９０】
また、流入ポートｐｐ、第１及び第２モータポートｐｍ１、ｐｍ２、リターンポートｐｒならびにＬＵＢポートｐｌ１を１組とする３組のポート群が、弁体３３ｅの回転移動軸線を中心とする円周方向に対し互いに等間隔に配置されている。これにより、それぞれ３つのポートｐｐ、ｐｍ１、ｐｍ２、ｐｒ、ｐｌを介して弁体３３ｅに作用する複数の油圧の力をいずれも、弁体３３ｅの回転軸線に向かわせることができるので、弁体３３ｅの作動時におけるスリーブ３３ｄとの間の摩擦力を適切に低減することができる。
【０１９１】
さらに、油圧ポンプ１４と第１圧力室１３ｂとを連通する油路と、油圧ポンプ１４と第２圧力室１３ｃとを連通する油路とにおいて、流入ポートｐｐに接続された第１油路ＯＬ１が共用されている。これにより、流入ポートｐｐとして、弁体３３ｅが第１回転角度位置θＶＡ１にあるときに第１モータポートｐｍ１に連通するポートと、弁体３３ｅが第２回転角度位置θＶＡ２にあるときに第２モータポートｐｍ２に連通するポートとを別個に設けずに済むので、その分、切替弁３３ａを小型化することができる。同じ理由により、第１油路ＯＬ１が１つで済むので、その分、動力装置１を容易に設置することができる。
【０１９２】
また、前記３組のポート群に含まれる第１ポート群のリターンポートｐｒと、３組のポート群に含まれる第２ポート群のリターンポートｐｒとして、同じポートが共用されているので、その分、切替弁３３ａを小型化することができる。同じ理由により、第４油路ＯＬ４の数を減らせるので、その分、動力装置１を容易に設置することができる。
【０１９３】
さらに、弁体３３ｅが中立位置にあるときに、第１圧力室１３ｂに連通する第２油路ＯＬ２が接続された第１モータポートｐｍ１と、第２圧力室１３ｃに連通する第３油路ＯＬ３が接続された第２モータポートｐｍ２とが連通状態になる。これにより、図１０及び図２１〜図２３を参照して説明したように、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲの間で差回転が発生しているときに、ポンプとして機能する油圧モータ１３の第１及び第２圧力室１３ｂ、１３ｃの一方に吸い込まれるとともに他方から吐出されるオイルを、切替弁３３ａ、第２及び第３油路ＯＬ２、ＯＬ３において円滑に循環させることができるので、このオイルの循環に起因して油圧モータ１３を介して左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに発生する損失トルクを抑制することができる。
【０１９４】
また、弁体３３ｅがアクチュエータ３３ｂによって、中立位置から第１回転角度位置θＶＡ１に、及び、中立位置から第２回転角度位置θＶＡ２に駆動される。また、弁体３３ｅが、トーションスプリング３３ｃによって、第１回転角度位置θＶＡ１から中立位置に復帰させられるとともに、第２回転角度位置θＶＡ２から中立位置に復帰させられる。これにより、アクチュエータ３３ｂが作動不能になったような場合でも、弁体３３ｅを中立位置に復帰させられることで、油圧モータ１３から右後輪ＷＲＲにトルクが積極的に付加されることがないので、運転者が違和感を覚えるような車両Ｖのヨーモーメントが発生するのを防止することができる。
【０１９５】
さらに、弁体３３ｅが中立位置にあるときには、油圧モータ１３から右後輪ＷＲＲにトルクが積極的に付加されない。また、弁体３３ｅを第１回転角度位置θＶＡ１に回転させることによって、油圧モータ１３から右後輪ＷＲＲに正のトルクを付加できるとともに、弁体３３ｅを第２回転角度位置θＶＡ２に回転させることによって、油圧モータ１３から右後輪ＷＲＲに負のトルクを付加できる。この場合、中立位置、第１及び第２回転角度位置θＶＡ１、θＶＡ２が、スリーブ３３ｄに対する弁体３３ｅの回転方向において、第１回転角度位置θＶＡ１、中立位置及び第２回転角度位置θＶＡ２の順に並んでいるので、油圧モータ１３のトルクを積極的に付加していない状態から、積極的に付加する状態に迅速に移行することができる。
【０１９６】
また、リターンポートｐｒとして、前記３組のポート群のうちの１組のポート群に対し、２つのリターンポートｐｒが設けられており、２つのリターンポートｐｒの一方は、弁体３３ｅが第１回転角度位置θＶＡ１にあるときに、第２モータポートｐｍ２と連通状態になり、他方は、弁体３３ｅが第２回転角度位置θＶＡ２にあるときに、第１モータポートｐｍ１と連通状態になる。このように、１組のポート群において、第１及び第２モータポートｐｍ１、ｐｍ２に連通するリターンポートｐｒを互いに別個に設けているので、流入ポートｐｐ、第１及び第２モータポートｐｍ１、ｐｍ２の配置の自由度を高めることができる。また、３組のポート群のうちの１つのポート群のリターンポートｐｒに接続された第４油路ＯＬ４と、３組のポート群のうちの他の１つのポート群のリターンポートｐｒに接続された第４油路ＯＬ４として、同じ油路が共用されているので、動力装置１の小型化及びその構成の簡素化を図ることができる。
【０１９７】
さらに、スリーブ３３ｄに、回転電機１１及び伝達部材１２を冷却・潤滑するための冷却・潤滑系ＣＬに連通する第５油路ＯＬ５が接続されたＬＵＢポートｐｌが形成されているので、切替弁３３ａによって、冷却・潤滑系ＣＬへのオイルの供給を調節することが可能になる。
【０１９８】
また、弁体３３ｅが中立位置にあるとき、第１回転角度位置θＶＡ１にあるとき、及び第２回転角度位置θＶＡ２にあるときのいずれにおいても、油圧ポンプ１４に連通する第１油路ＯＬ１が接続された流入ポートｐｐと、冷却・潤滑系に連通する第５油路ＯＬ５が接続されたＬＵＢポートｐｌとが連通状態になるので、右後輪ＷＲＲへの油圧モータ１３のトルクの付加状況にかかわらずに、冷却・潤滑系ＣＬにオイルを供給することができる。
【０１９９】
さらに、弁体３３ｅが第１回転角度位置θＶＡ１にあるとき、及び、弁体３３ｅが第２回転角度位置θＶＡ２にあるときの流入ポートｐｐとＬＵＢポートｐｌとの間の連通度合が、弁体３３ｅが中立位置にあるときのそれよりも小さくなっている（図８、図１２及び図１４）。これにより、油圧モータ１３からのトルクが付加されているときに、油圧ポンプ１４から冷却・潤滑系ＣＬにオイルが過剰に供給されるのを防止することができる。
【０２００】
また、弁体３３ｅが第１回転角度位置θＶＡ１にあるときに、第１圧力室１３ｂに接続された第１モータポートｐｍ１と、冷却・潤滑系ＣＬに接続されたＬＵＢポートｐｌとが連通状態になるとともに、第２圧力室１３ｃに接続された第２モータポートｐｍ２と、ＬＵＢポートｐｌとが遮断状態になる。また、弁体３３ｅが第２回転角度位置θＶＡ２にあるときに、第１モータポートｐｍ１とＬＵＢポートｐｌとが遮断状態になるとともに、第１モータポートｐｍ１とＬＵＢポートｐｌとが連通状態になる。以上により、油圧モータ１３からのトルクが付加されているときに、第１又は第２圧力室１３ｂ、１３ｃと冷却・潤滑系ＣＬの間を遮断できるので、油圧モータ１３からのトルクの付加をより適切に行うことができる。
【０２０１】
さらに、ＬＵＢポートｐｌの軸線方向の断面が真円に形成されているので、弁体３３ｅを中立位置から第１又は第２回転角度位置θＶＡ１、θＶＡ２に回転させるときに、流入ポートｐｐとＬＵＢポートｐｌとの連通度合／遮断度合が急激に変化するのを抑制することができる。
【０２０２】
また、車両Ｖの駆動源及び油圧ポンプ１４の駆動源として、回転電機１１が兼用されているので、油圧ポンプ１４の駆動源を別個に設けずに済む。
【０２０３】
なお、第１実施形態では、油圧ポンプ１４をキャリヤＣＤに連結しているが、減速用サンギヤＳＤに連結してもよい。また、第１実施形態では、第１サンギヤＳ１を固定するとともに、第２サンギヤＳ２を油圧モータ１３に連結しているが、これとは逆に、第１サンギヤＳ１を油圧モータ１３に連結するとともに、第２サンギヤＳ２を固定してもよい。さらに、第１実施形態では、第１サンギヤＳ１を固定し、第１リングギヤＲ１をキャリヤＣＤ及び油圧ポンプ１４に連結するとともに、第２サンギヤＳ２を油圧モータ１３に連結し、第２リングギヤＲ２を右サンギヤＳＲ及び右後輪ＷＲＲに連結しているが、これとは逆に、第１リングギヤＲ１を固定し、第１サンギヤＳ１をキャリヤＣＤ及び油圧ポンプ１４に連結するとともに、第２リングギヤＲ２を油圧モータ１３に連結し、第２サンギヤＳ２を右サンギヤＳＲ及び右後輪ＷＲＲに連結してもよい。すなわち、共線図における第１サンギヤＳ１と第１リングギヤＲ１の位置関係及び第２サンギヤＳ２と第２リングギヤＲ２の位置関係をそれぞれ逆にしてもよい。この場合、第１リングギヤＲ１を油圧モータ１３に連結するとともに、第２リングギヤＲ２を固定してもよい。
【０２０４】
また、第１実施形態では、第１リングギヤＲ１を、キャリヤＣＤ及び油圧ポンプ１４に連結しているが、これらに代えて、左サンギヤＳＬ及び左後輪ＷＲＬに連結してもよい。この場合にも、第１サンギヤＳ１を油圧モータ１３に連結するとともに、第２サンギヤＳ２を固定してもよく、あるいは、共線図における第１サンギヤＳ１と第１リングギヤＲ１の位置関係及び第２サンギヤＳ２と第２リングギヤＲ２の位置関係をそれぞれ逆にしてもよい。その場合にも、第１リングギヤＲ１を油圧モータ１３に連結するとともに、第２リングギヤＲ２を固定してもよい。
【０２０５】
さらに、第１実施形態では、第２リングギヤＲ２を、右サンギヤＳＲ及び右後輪ＷＲＲに連結しているが、これに代えて、左サンギヤＳＬ及び左後輪ＷＲＬに連結してもよい。この場合にも、第１サンギヤＳ１を油圧モータ１３に連結するとともに、第２サンギヤＳ２を固定してもよく、あるいは、共線図における第１サンギヤＳ１と第１リングギヤＲ１の位置関係及び第２サンギヤＳ２と第２リングギヤＲ２の位置関係をそれぞれ逆にしてもよい。その場合にも、第１リングギヤＲ１を油圧モータ１３に連結するとともに、第２リングギヤＲ２を固定してもよい。
【０２０６】
また、第１実施形態では、シングルピニオンタイプの第１及び第２遊星歯車装置ＰＳ１、ＰＳ２を用いているが、一対のベベルギヤを有する差動装置を用いてもよい。また、第１実施形態では、左右のサンギヤＳＬ、ＳＲを有する差動装置ＤＳを用いているが、一対のベベルギヤを有する差動装置を用いてもよい。また、上述したように、第１リングギヤＲ１を左サンギヤＳＬ及び左後輪ＷＲＬに連結する場合には、差動装置ＤＳに代えて、いわゆるダブルピニオンタイプの遊星歯車装置を用いてもよい。
【０２０７】
さらに、第１実施形態では、第１遊星歯車装置ＰＳ１を構成するギヤの歯数と、これらに対応する第２遊星歯車装置ＰＳ２を構成するギヤの歯数とを互いに同じ値に設定しているが、互いに異なる値に設定してもよい。このことは、上述したように各種の要素の連結関係を変更する場合にも、同様に当てはまる。また、第１実施形態では、回転電機１１を、減速装置ＤＧを介して油圧ポンプ１４及び第１リングギヤＲ１に連結しているが、減速装置ＤＧを省略する（ただし、キャリヤＣＤは差動装置ＤＳに共用されているので省略しない）とともに、油圧ポンプ１４及びキャリヤＣＤに直接、連結してもよい。さらに、第１実施形態では、伝達装置１２を、回転電機１１及び油圧ポンプ１４からキャリヤＣＤに伝達されたトルクが左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１の分配比で分配されるように構成しているが、不等配分で分配されるように構成してもよい。
【０２０８】
次に、図３９を参照しながら、本発明の第２実施形態による動力装置５１について説明する。この動力装置５１は、第１実施形態による動力装置１と比較して、その伝達装置５２の構成のみが異なっている。図３９では、第１実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、動力装置５１について、第１実施形態と異なる点を中心に説明する。
【０２０９】
動力装置５１の伝達装置５２は、回転電機１１の駆動力を左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲを介して左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに伝達する差動装置ＤＳ’と、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲのトルクを調整するために油圧モータ１３のトルクを両者ＷＲＬ、ＷＲＲに伝達する第１及び第２遊星歯車装置ＰＳ１’、ＰＳ２’を有している。第１及び第２遊星歯車装置ＰＳ１’、ＰＳ２’ならびに差動装置ＤＳ’は、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲと同軸状に配置されており、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲの間に、左側からこの順で配置されている。
【０２１０】
差動装置ＤＳ’は、ダブルピニオンタイプの遊星歯車装置で構成されており、サンギヤＳＤ’と、サンギヤＳＤ’の外周に設けられたリングギヤＲＤ’と、サンギヤＳＤ’に噛み合う複数の第１ピニオンギヤＰＤ１’（２つのみ図示）と、第１ピニオンギヤＰＤ１’及びリングギヤＲＤ’に噛み合う複数の第２ピニオンギヤＰＤ２’（２つのみ図示）と、両ピニオンギヤＰＤ１’、ＰＤ２’を回転自在に支持する回転自在のキャリヤＣＤ’を有している。サンギヤＳＤ’及びキャリヤＣＤ’はそれぞれ、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに連結されており、リングギヤＲＤ’の外周には、ギヤＧＲが一体に設けられている。また、サンギヤＳＤ’の歯数は、リングギヤＲＤ’の歯数の１／２の値に設定されている。
【０２１１】
第１遊星歯車装置ＰＳ１’は、シングルピニオンタイプの遊星歯車装置で構成されており、第１サンギヤＳ１’と、第１サンギヤＳ１’の外周に設けられた第１リングギヤＲ１’と、第１サンギヤＳ１’及び第１リングギヤＲ１’に噛み合う複数の第１ピニオンギヤＰ１’（２つのみ図示）と、第１ピニオンギヤＰ１’を回転自在に支持する回転自在の第１キャリヤＣ１’を有している。第１サンギヤＳ１’は不動のケースＣＡ’に固定されており、第１キャリヤＣ１’は、左出力軸ＳＲＬに連結されている。以上の構成により、左出力軸ＳＲＬ、差動装置ＤＳ’のサンギヤＳＤ’及び第１遊星歯車装置ＰＳ１’の第１キャリヤＣ１’は、互いに一体に回転自在である。
【０２１２】
第２遊星歯車装置ＰＳ２’は、第１遊星歯車装置ＰＳ１’と同様、シングルピニオンタイプの遊星歯車装置で構成されている。第２遊星歯車装置ＰＳ２’の第２サンギヤＳ２’には、中空の第１回転軸を介してギヤＧＳが取り付けられており、第２サンギヤＳ２’及びギヤＧＳは一体に回転自在である。また、第２遊星歯車装置ＰＳ２’では、第２サンギヤＳ２’に噛み合う複数の第２ピニオンギヤＰ２’（２つのみ図示）が、第２キャリヤＣ２’により回転自在に支持されており、第２キャリヤＣ２’は、中空の第２回転軸を介して、差動装置ＤＳ’のキャリヤＣＤ’に連結されている。この第２回転軸の内側には左出力軸ＳＲＬが、外側には上記の第１回転軸が、それぞれ回転自在に嵌合している。
【０２１３】
以上の構成により、右出力軸ＳＲＲ、差動装置ＤＳ’のキャリヤＣＤ’及び第２遊星歯車装置ＰＳ２’の第２キャリヤＣ２’は、互いに一体に回転自在である。さらに、第２ピニオンギヤＰ２’に噛み合う第２リングギヤＲ２’が、第１遊星歯車装置ＰＳ１’の第１リングギヤＲ１’に中空の回転軸を介して連結されており、両者Ｒ１’、Ｒ２’は互いに一体に回転自在である。また、第１及び第２サンギヤＳ１’Ｓ２’の歯数は、互いに同じ値に設定されており、第１及び第２リングギヤＲ１’、Ｒ２’の歯数は、互いに同じ値に設定されている。
【０２１４】
また、回転電機１１のロータ１１ｂは、油圧ポンプ１４の入力軸１４ａに同軸状に連結されており、入力軸１４ａには、ギヤＧが同軸状に取り付けられている。ギヤＧは、第１アイドラギヤＩＧ１に噛み合っており、第１アイドラギヤＩＧ１はさらに、差動装置ＤＳ’の前記ギヤＧＲに噛み合っている。ギヤＧの歯数は、ギヤＧＲの歯数よりも小さい。
【０２１５】
さらに、油圧モータ１３の出力軸１３ａには、ギヤ１３ｅが同軸状に取り付けられており、ギヤ１３ｅは、第２アイドラギヤＩＧ２に噛み合っている。第２アイドラギヤＩＧ２はさらに、第２遊星歯車装置ＰＳ２’の前記ギヤＧＳに噛み合っている。ギヤ１３ｅの歯数は、ギヤＧＳの歯数よりも小さい。
【０２１６】
以上の構成の動力装置５１の動作モードには、第１実施形態と同様、通常モード、ＡＷＤモード、ＳＨモード、ＬＳＤモード、及び悪路走行時ＬＳＤモードが含まれる。以下、これらの動作モードについて順に、簡単に説明する。
【０２１７】
［通常モード（図４０及び図４１参照）］
図４０は、通常モード中で、かつ、車両Ｖの直進中における回転電機１１や、伝達装置５２のサンギヤＳＤ’などの各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係を示す速度共線図である。前述した各種の要素の間の連結関係及び噛み合い関係から明らかなように、差動装置ＤＳ’のサンギヤＳＤ’の回転数、リングギヤＲＤ’の回転数及びキャリヤＣＤ’の回転数は、共線図において互いに同じ直線上にこの順で並ぶ共線関係にある。また、サンギヤＳＤ’の回転数は、左後輪回転数ＮＷＲＬと等しく、キャリヤＣＤ’の回転数は、右後輪回転数ＮＷＲＲと等しい。さらに、回転電機１１の回転数及び油圧ポンプ１４の回転数は、互いに等しく、ギヤＧ及びギヤＧＲによる減速を無視すれば、リングギヤＲＤ’の回転数は、回転電機１１の回転数及び油圧ポンプ１４の回転数と等しい。
【０２１８】
また、第１遊星歯車装置ＰＳ１’の第１サンギヤＳ１’の回転数、第１キャリヤＣ１’の回転数及び第１リングギヤＲ１’の回転数は、共線図において互いに同じ直線上にこの順で並ぶ共線関係にあり、第２遊星歯車装置ＰＳ２’の第２サンギヤＳ２’の回転数、第２キャリヤＣ２’の回転数及び第２リングギヤＲ２’の回転数は、共線図において互いに同じ直線上にこの順で並ぶ共線関係にある。さらに、第１サンギヤＳ１’はケースＣＡに固定されているため、その回転数が常に０であり、第１及び第２キャリヤＣ１’、Ｃ２’の回転数は、左後輪回転数ＮＷＲＬ及び右後輪回転数ＮＷＲＲとそれぞれ等しい。また、第１及び第２リングギヤＲ１’、Ｒ２’の回転数は互いに等しく、ギヤ１３ｅ及びギヤＧＳによる減速を無視すれば、第２サンギヤＳ２’の回転数及び油圧モータ１３の回転数は、互いに等しい。この場合、第１実施形態と異なり、油圧モータ１３の出力軸１３ａは、その回転方向が正転方向であるときには、図３や図１０などにおける時計回りに回転しており、その回転方向が逆転方向であるときには、図３や図１０などにおける反時計回りに回転している。
【０２１９】
さらに、前述した各種のギヤの歯数の設定から明らかなように、共線図におけるサンギヤＳＤ’とリングギヤＲＤ’の間の距離と、リングギヤＲＤ’とキャリヤＣＤ’の間の距離とは互いに等しく、第１キャリヤＣ１’と第１リングギヤＲ１’の間の距離と、第２キャリヤＣ２’と第２リングギヤＲ２’の間の距離とは互いに等しい。このため、図４０では、リングギヤＲＤ’の回転数、回転電機１１の回転数及び油圧ポンプ１４の回転数と、第１及び第２リングギヤＲ１’、Ｒ２’の回転数とが、同じ縦線上に描かれており、同図におけるハッチング付きの丸が、リングギヤＲＤ’の回転数、回転電機１１の回転数及び油圧ポンプ１４の回転数を表し、白丸が、第１及び第２リングギヤＲ１’、Ｒ２’の回転数を表している。また、共線図における第１キャリヤＣ１’と第１サンギヤＳ１’の間の距離と、第２キャリヤＣ２’と第２サンギヤＳ２’の間の距離とは互いに等しい。なお、図４０における各種のパラメータ（ＬＯＰ、ＲＷＬＰ及びＲＷＲＰ）は、第１実施形態で説明したとおりである。
【０２２０】
図４０に示すように、通常モード中で、かつ、車両Ｖの直進中、第１実施形態の場合と同様、左右の後輪回転数ＮＷＲＬ、ＮＷＲＲが互いに等しくなるとともに、油圧モータ１３の回転数は０になる。また、油圧モータ１３の制御モードがニュートラルモードに設定されることによって、油圧モータ１３が、油圧ポンプ１４からの油圧で作動せずにニュートラル状態になるので、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲのトルクは油圧モータ１３で調整されず、ポンプ負荷トルクＬＯＰが、差動装置ＤＳ’を介して、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１で分配される。替言すれば、エンジン３による前輪ＷＦＬ、ＷＦＲの駆動に伴って回転する左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲのトルクを互いに合成したトルクが、油圧ポンプ１４に伝達され、油圧ポンプ１４が駆動される。
【０２２１】
以上により、通常モード中で、かつ、車両Ｖの直進中、第１実施形態の場合と同様、左右の後輪トルクＴＲＬ、ＴＲＲは互いに等しくなり、エンジン３による前輪ＷＦＬ、ＷＦＲの駆動により発生した左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲのトルクをそれぞれＴＩＬ、ＴＩＲとし、両者ＴＩＬ、ＴＩＲが互いに等しいとすると、ＴＲＬ＝ＴＲＲ＝ＴＩＬ（又はＴＩＲ）−ＬＯＰ／２となる。
【０２２２】
また、図４１は、通常モード中で、かつ、車両Ｖの左旋回中における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係を示している。同図において、ＲＣ２’及びＲＲ２’は、油圧モータフリクショントルクＴＦＭが第２サンギヤＳ２’に伝達されるのに伴って第２キャリヤＣ２’及び第２リングギヤＲ２’に作用する反力トルクを、それぞれ表している。また、ＴＲ１’は、油圧モータフリクショントルクＴＦＭが第２サンギヤＳ２’に伝達されるのに伴って、第１リングギヤＲ１’に伝達されるトルクを表しており、ＲＣ１’及びＲＳ１’は、ＴＲ１’に応じて第１キャリヤＣ１’及び第１サンギヤＳ１’に作用する反力トルクを、それぞれ表している。
【０２２３】
図４１に示すように、通常モード中、車両Ｖが左旋回しているときには、旋回外輪である右後輪ＷＲＲの右後輪回転数ＮＷＲＲが、旋回内輪である左後輪ＷＲＬの左後輪回転数ＮＷＲＬよりも高くなる。また、油圧モータ１３の出力軸１３ａが、右後輪ＷＲＲからの駆動力で駆動されることによって、正転（図１０の時計回りに回転）する。
【０２２４】
前述したように、第１及び第２サンギヤＳ１’、Ｓ２’の歯数は互いに等しく、第１及び第２リングギヤＲ１’、Ｒ２’の歯数は互いに等しい。ここで、第２サンギヤＳ２’の歯数をＺＳ２’とし、第２リングギヤＲ２’の歯数をＺＲ２’とすると、｜ＲＣ２’｜＝｜（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＦＭ｜＝｜ＲＣ１’｜の関係が成立し、｜ＲＲ２’｜＝｜（ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＦＭ｜＝｜ＴＲ１’｜の関係が成立する。
【０２２５】
以上から明らかなように、通常モード中で、かつ、車両Ｖの左旋回中、油圧モータフリクショントルクＴＦＭ（負のトルク）が伝達されるのに伴い、旋回外輪である右後輪ＷＲＲには、ＲＣ２’＝−（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＦＭの負のトルク（制動トルク）が作用する。また、旋回内輪である左後輪ＷＲＬには、ＲＣ１’＝（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＦＭの正のトルクが作用する。この場合にも、ポンプ負荷トルクＬＯＰが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１で分配される。以上の結果、通常モード中で、かつ、車両Ｖの左旋回中、右後輪トルクＴＲＲは、ＴＲＲ＝ＴＩＲ−ＬＯＰ／２−（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＦＭとなり、左後輪トルクＴＲＬは、ＴＲＬ＝ＴＩＬ−ＬＯＰ／２＋（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＦＭとなり、右後輪トルクＴＲＲよりも若干、大きくなる（ただし、ＴＩＬ＝ＴＩＲ）。
【０２２６】
一方、図示しないが、通常モード中で、かつ、車両Ｖの右旋回中には、旋回外輪である左後輪ＷＲＬの左後輪回転数ＮＷＲＬが、旋回内輪である右後輪ＷＲＲの右後輪回転数ＮＷＲＲよりも高くなる。また、油圧モータ１３の出力軸１３ａが、左後輪ＷＲＬからの駆動力で駆動されることによって、逆転（図１０の反時計回りに回転）する。
【０２２７】
この場合にも、｜ＲＣ２’｜＝｜（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＦＭ｜＝｜ＲＣ１’｜の関係が成立し、｜ＲＲ２’｜＝｜（ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＦＭ｜＝｜ＴＲ１’｜の関係が成立する。以上から明らかなように、通常モード中で、かつ、車両Ｖの右旋回中、油圧モータフリクショントルクＴＦＭが伝達されるのに伴い、旋回内輪である右後輪ＷＲＲには、ＲＣ２’＝（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＦＭの正のトルクが作用し、旋回外輪である左後輪ＷＲＬには、ＲＣ１’＝−（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＦＭの負のトルクが作用する。この場合にも、ポンプ負荷トルクＬＯＰが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１で分配される。以上の結果、通常モード中で、かつ、車両Ｖの右旋回中、左後輪トルクＴＲＬは、ＴＲＬ＝ＴＩＬ−ＬＯＰ／２−（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＦＭとなり、右後輪トルクＴＲＲは、ＴＲＲ＝ＴＩＲ−ＬＯＰ／２＋（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＦＭとなり、左後輪トルクＴＲＬよりも若干、大きくなる（図示省略、ただし、ＴＩＬ＝ＴＩＲ）。
【０２２８】
以上のように、通常モード中で、かつ、車両Ｖの旋回中には、旋回内輪のトルクが増大されるとともに、旋回外輪のトルクが低減され、前者が後者よりも若干、大きくなる。この場合、上述したように、２（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＦＭ分のトルク差が左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲの間に発生するものの、油圧モータフリクショントルクＴＦＭは前述したように非常に小さいので、運転者が大きな違和感を覚えることはない。
【０２２９】
［ＡＷＤモード（図４２参照）］
ＡＷＤモード中、第１実施形態の場合と同様、回転電機１１に電力を供給するとともに、ロータ１１ｂを正転させる。図４２は、ＡＷＤモード中で、かつ、車両Ｖの直進中における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係を示している。図４２において、ＲＷＬＭ’及びＲＷＲＭ’はそれぞれ、回転電機出力トルクＴＥＭに応じて左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに作用する反力トルクである。この場合、回転電機出力トルクＴＥＭは、ポンプ負荷トルクＬＯＰよりも大きい。
【０２３０】
図４２から明らかなように、回転電機出力トルクＴＥＭと、ポンプ負荷トルクＬＯＰとを合成したトルクが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１で分配され、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲが回転電機１１で駆動される。以上により、ＡＷＤモード中、左後輪トルクＴＲＬ及び右後輪トルクＴＲＲは、互いに等しくなり、ＴＲＬ＝ＴＲＲ＝ＴＩＬ（又はＴＩＲ）＋ＴＥＭ／２−ＬＯＰ／２となる。
【０２３１】
なお、図示しないが、ＡＷＤモード中で、かつ、車両Ｖの旋回中には、通常モードの場合と同様、−（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＦＭの負のトルク（制動トルク）が旋回外輪に作用するとともに、（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＦＭの正のトルクが旋回内輪に作用し、旋回内輪のトルクが旋回外輪のトルクよりも大きくなる。また、ＡＷＤモードは、ＳＨモード、ＬＳＤモード及び悪路走行時ＬＳＤモードと併用することができる。
【０２３２】
［ＳＨモード（図４３参照）］
ＳＨモード中、車両Ｖが左旋回しているときには、油圧モータ１３の制御モードを第１モータモードに設定するとともに、油圧モータ１３の出力軸１３ａを正転（図１１の時計回りに回転）させる。図４３は、この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係を示している。
【０２３３】
図４３において、ＲＣ２’及びＲＲ２’は、油圧モータ出力トルクＴＯＭが第２サンギヤＳ２’に伝達されるのに伴って、第２キャリヤＣ２’及び第２リングギヤＲ２’に作用する反力トルクを、それぞれ表している。また、ＴＲ１’は、油圧モータ出力トルクＴＯＭが第２サンギヤＳ２’に伝達されるのに伴って、第１リングギヤＲ１’に伝達されるトルクを表しており、ＲＣ１’及びＲＳ１’は、ＴＲ１’に応じて第１キャリヤＣ１’及び第１サンギヤＳ１’に作用する反力トルクを、それぞれ表している。
【０２３４】
図４３に示すように、ＳＨモード中で、かつ、車両Ｖの左旋回中、旋回外輪である右後輪ＷＲＲの右後輪回転数ＮＷＲＲが、旋回内輪である左後輪ＷＲＬの左後輪回転数ＮＷＲＬよりも高くなる。また、左右の後輪回転数ＮＷＲＬ、ＮＷＲＲによって定まる第２サンギヤＳ２’の回転方向及び油圧モータ１３の出力軸１３ａの回転方向は、正転方向になる。
【０２３５】
図４３と図４１の比較から明らかなように、ＳＨモード中で、かつ、車両Ｖの左旋回中、油圧モータ出力トルクＴＯＭが伝達されるのに伴い、旋回内輪である左後輪ＷＲＬには、ＲＣ１’＝−（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭの負のトルク（制動トルク）が作用する。また、旋回外輪である右後輪ＷＲＲには、ＲＣ２’＝（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭの正のトルクが作用する。この場合にも、ポンプ負荷トルクＬＯＰが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１で分配される。以上の結果、ＳＨモード中で、かつ、車両Ｖの左旋回中、左後輪トルクＴＲＬは、ＴＲＬ＝ＴＩＬ−ＬＯＰ／２−（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭとなり、右後輪トルクＴＲＲは、ＴＲＲ＝ＴＩＲ−ＬＯＰ／２＋（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭとなり、左後輪トルクＴＲＬよりも大きくなる（ただし、ＴＩＬ＝ＴＩＲ）。
【０２３６】
一方、ＳＨモード中、車両Ｖが右旋回しているときには、油圧モータ１３の制御モードを第２モータモードに設定するとともに、油圧モータ１３の出力軸１３ａを逆転（図１３の反時計回りに回転）させる。この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係についての図は省略するが、旋回外輪である左後輪ＷＲＬの左後輪回転数ＮＷＲＬが、旋回内輪である右後輪ＷＲＲの右後輪回転数ＮＷＲＲよりも高くなる。また、左右の後輪回転数ＮＷＲＬ、ＮＷＲＲによって定まる第２サンギヤＳ２’の回転方向及び油圧モータ１３の出力軸１３ａの回転方向は、逆転方向になる。
【０２３７】
ＳＨモード中で、かつ、車両Ｖの右旋回中、油圧モータ出力トルクＴＯＭが伝達されるのに伴い、旋回外輪である左後輪ＷＲＬには、ＲＣ１’＝（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭの正のトルクが作用する。また、旋回内輪である右後輪ＷＲＲには、ＲＣ２’＝−（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭの負のトルク（制動トルク）が作用する。この場合にも、ポンプ負荷トルクＬＯＰが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１で分配される。以上の結果、ＳＨモード中で、かつ、車両Ｖの右旋回中、右後輪トルクＴＲＲは、ＴＲＲ＝ＴＩＲ−ＬＯＰ／２−（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭとなり、左後輪トルクＴＲＬは、ＴＲＬ＝ＴＩＬ−ＬＯＰ／２＋（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭとなり、右後輪トルクＴＲＲよりも大きくなる（ただし、ＴＩＬ＝ＴＩＲ）。
【０２３８】
［ＬＳＤモード（図４４参照）］
ＬＳＤモード中、車両Ｖが左旋回しているときには、油圧モータ１３の制御モードが第１ポンプモードに設定され、油圧モータ１３をポンプとして機能させる。図４４は、この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係を示している。なお、油圧モータ１３はポンプとして機能するため、油圧モータ出力トルクＴＯＭは負のトルクである。
【０２３９】
図４４に示すように、ＬＳＤモード中で、かつ、車両Ｖの左旋回中、図４３の場合と同様、旋回外輪である右後輪ＷＲＲの右後輪回転数ＮＷＲＲが、旋回内輪である左後輪ＷＲＬの左後輪回転数ＮＷＲＬよりも高くなる。また、油圧モータ１３の出力軸１３ａが、右後輪ＷＲＲからの駆動力で駆動されることによって、正転（図１５の時計回りに回転）する。
【０２４０】
図４４と図４３の比較から明らかなように、ＬＳＤモード中で、かつ、車両Ｖの左旋回中、油圧モータ出力トルクＴＯＭが伝達されるのに伴い、旋回内輪である左後輪ＷＲＬには、ＲＣ１’＝（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭの正のトルクが作用する。また、旋回外輪である右後輪ＷＲＲには、ＲＣ２’＝−（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭの負のトルク（制動トルク）が作用する。この場合にも、ポンプ負荷トルクＬＯＰが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１で分配される。以上の結果、ＬＳＤモード中で、かつ、車両Ｖの左旋回中、右後輪トルクＴＲＲは、ＴＲＲ＝ＴＩＲ−ＬＯＰ／２−（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭとなり、左後輪トルクＴＲＬは、ＴＲＬ＝ＴＩＬ−ＬＯＰ／２＋（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭとなり、右後輪トルクＴＲＲよりも大きくなる（ただし、ＴＩＬ＝ＴＩＲ）。
【０２４１】
一方、ＬＳＤモード中、車両Ｖが右旋回しているときには、油圧モータ１３の制御モードは第２ポンプモードに設定される。この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係についての図は省略するが、旋回外輪である左後輪ＷＲＬの左後輪回転数ＮＷＲＬが、旋回内輪である右後輪ＷＲＲの右後輪回転数ＮＷＲＲよりも高くなる。また、油圧モータ１３の出力軸１３ａが、左後輪ＷＲＬからの駆動力で駆動されることによって、逆転（図１６の反時計回りに回転）する。
【０２４２】
また、ＬＳＤモード中で、かつ、車両Ｖの右旋回中、油圧モータ出力トルクＴＯＭ（負のトルク）が伝達されるのに伴い、旋回外輪である左後輪ＷＲＬには、ＲＣ１’＝−（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭの負のトルク（制動トルク）が作用する。また、旋回内輪である右後輪ＷＲＲには、ＲＣ２’＝（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭの正のトルクが作用する。この場合にも、ポンプ負荷トルクＬＯＰが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１で分配される。以上の結果、ＬＳＤモード中で、かつ、車両Ｖの右旋回中、左後輪トルクＴＲＬは、ＴＲＬ＝ＴＩＬ−ＬＯＰ／２−（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭとなり、右後輪トルクＴＲＲは、ＴＲＲ＝ＴＩＲ−ＬＯＰ／２＋（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭとなり、左後輪トルクＴＲＬよりも大きくなる（ただし、ＴＩＬ＝ＴＩＲ）。
【０２４３】
［悪路走行時ＬＳＤモード（図４５参照）］
悪路走行時ＬＳＤモードのうちの第１ＢＬＳＤモード中（右後輪ＷＲＲが左後輪ＷＲＬよりもスリップしているとき）で、右後輪回転数ＮＷＲＲが左後輪回転数ＮＷＲＬよりも高いときには、油圧モータ１３の制御モードが第１ポンプモードに設定される。図４５は、第１ＢＬＳＤモード中で、かつ、ＡＷＤモードが動作モードとして併用されている場合における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係を示している。
【０２４４】
図４５に示すように、第１ＢＬＳＤモード中には、右後輪回転数ＮＷＲＲが左後輪回転数ＮＷＲＬよりも高くなる。また、油圧モータ１３の出力軸１３ａが、右後輪ＷＲＲからの駆動力で駆動されることによって、正転（図１５の時計回りに回転）する。
【０２４５】
図４５と図４４との比較から明らかなように、この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係は、ＬＳＤモード中で、かつ、車両Ｖの左旋回中における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係と基本的に同じである。したがって、油圧モータ出力トルクＴＯＭが伝達されるのに伴い、スリップしていない又はスリップの度合いが小さい左後輪ＷＲＬには、ＲＣ１’＝（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭの正のトルクが作用する。また、スリップしている又はスリップの度合いが大きい右後輪ＷＲＲには、ＲＣ２’＝−（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭの負のトルク（制動トルク）が作用する。この場合、回転電機出力トルクＴＥＭとポンプ負荷トルクＬＯＰを合成したトルクが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１で分配される。以上の結果、第１ＢＬＳＤモード中、右後輪トルクＴＲＲは、ＴＲＲ＝ＴＩＲ−ＬＯＰ／２＋ＴＥＭ／２−（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭとなり、左後輪トルクＴＲＬは、ＴＲＬ＝ＴＩＬ−ＬＯＰ／２＋ＴＥＭ／２＋（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭとなり、右後輪トルクＴＲＲよりも大きくなる（ただし、ＴＩＬ＝ＴＩＲ）。
【０２４６】
なお、図示しないが、第１ＢＬＳＤモード中で、かつ、ＡＷＤモードが併用されていないときには、ＴＥＭ、ＲＷＬＭ’及びＲＷＲＭ’がなくなるだけで、基本的な動作は同じである。すなわち、この場合にも、スリップしていない又はスリップの度合いが小さい左後輪ＷＲＬに、（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭの正のトルクが作用するとともに、スリップしている又はスリップの度合いが大きい右後輪ＷＲＲに、−（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭの負のトルク（制動トルク）が作用する。
【０２４７】
また、悪路走行時ＬＳＤモードのうちの第２ＢＬＳＤモード中（左後輪ＷＲＬが右後輪ＷＲＲよりもスリップしているとき）には、油圧モータ１３の制御モードが第２ポンプモードに設定される。図示しないが、第２ＢＬＳＤモード中における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣合関係は、ＬＳＤモード中で、かつ、車両Ｖの右旋回中におけるそれらと基本的に同じである。したがって、油圧モータ出力トルクＴＯＭ（負のトルク）が伝達されるのに伴い、スリップしている又はスリップの度合いが大きい左後輪ＷＲＬには、−（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭの負のトルク（制動トルク）が作用する。また、スリップしていない又はスリップの度合いが小さい右後輪ＷＲＲには、（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭの正のトルクが作用する。
【０２４８】
第２ＢＬＳＤモード中、ＡＷＤモードが併用されていないときにはポンプ負荷トルクＬＯＰが、ＡＷＤモードが併用されているときには回転電機出力トルクＴＥＭとポンプ負荷トルクＬＯＰを合成したトルクが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１で分配される。以上の結果、第２ＢＬＳＤモード中には、スリップしていない又はスリップの度合いが小さい右後輪ＷＲＲのトルクが、左後輪ＷＲＬのトルクよりも大きくなる。第２ＢＬＳＤモード中、ＡＷＤモードが併用されているときには、左後輪トルクＴＲＬは、ＴＲＬ＝ＴＩＬ−ＬＯＰ／２＋ＴＥＭ／２−（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭとなり、右後輪トルクＴＲＲは、ＴＲＲ＝ＴＩＲ−ＬＯＰ／２＋ＴＥＭ／２＋（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭとなり、ＡＷＤモードが併用されていないときには、ＴＲＬ＝ＴＩＬ−ＬＯＰ／２−（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭとなり、ＴＲＲ＝ＴＩＲ−ＬＯＰ／２＋（１＋ＺＲ２’／ＺＳ２’）ＴＯＭとなる（ただし、ＴＩＬ＝ＴＩＲ）。
【０２４９】
また、第２実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は、次のとおりである。すなわち、本実施形態における伝達装置５２が、本発明における差動装置及び動力伝達部材に相当するとともに、本実施形態におけるリングギヤＲＤ’、サンギヤＳＤ’及びキャリヤＣＤ’が、本発明における第１〜第３回転要素にそれぞれ相当する。
【０２５０】
また、第２実施形態において、ＥＣＵ２による制御処理は、図３４を参照して説明した第１実施形態の場合と同様にして行われるので、その詳細な説明については省略する。以上により、第２実施形態によれば、第１実施形態による前述した効果を同様に得ることができる。
【０２５１】
なお、第２実施形態では、第１サンギヤＳ１’を固定するとともに、第２サンギヤＳ２’を油圧モータ１３に連結しているが、これとは逆に、第１サンギヤＳ１’を油圧モータ１３に連結するとともに、第２サンギヤＳ２’を固定してもよい。また、第２実施形態では、第１サンギヤＳ１’を固定し、第２サンギヤＳ２’を油圧モータ１３に連結し、第１及び第２リングギヤＲ１’、Ｒ２’を互いに連結しているが、第１及び第２サンギヤＳ１’、Ｓ２’を互いに連結し、第１リングギヤＲ１’を固定するとともに、第２リングギヤＲ２’を油圧モータ１３に連結してもよい。すなわち、共線図における第１サンギヤＳ１’と第１リングギヤＲ１’の位置関係及び第２サンギヤＳ２’と第２リングギヤＲ２’の位置関係をそれぞれ逆にしてもよい。この場合、第１リングギヤＲ１’を油圧モータ１３に連結するとともに、第２リングギヤＲ２’を固定してもよい。
【０２５２】
さらに、第２実施形態では、シングルピニオンタイプの第１及び第２遊星歯車装置ＰＳ１’、ＰＳ２’を用いているが、一対のベベルギヤを有する差動装置を用いてもよい。また、第２実施形態では、差動装置ＤＳ’のサンギヤＳＤ’、リングギヤＲＤ’及びキャリヤＣＤ’から成る３つの回転要素のうち、共線図において左側に位置する回転要素に、第１キャリヤＣ１’を連結しているが、共線図において中央に位置する回転要素に、第１キャリヤＣ１’を連結してもよい。さらに、第２実施形態では、差動装置ＤＳ’の３つの回転要素のうち、共線図において右側に位置する回転要素に、第２キャリヤＣ２’を連結しているが、共線図において中央に位置する回転要素に、第２キャリヤＣ２’を連結してもよい。このように第１及び第２キャリヤＣ１’Ｃ２を連結する場合、差動装置ＤＳ’として、一対のベベルギヤを有する差動装置（ディファレンシャルギヤ）が用いられる。また、これらの場合にも、第１サンギヤＳ１’を油圧モータ１３に連結するとともに、第２サンギヤＳ２’を固定してもよく、あるいは、共線図における第１サンギヤＳ１’と第１リングギヤＲ１’の位置関係及び第２サンギヤＳ２’と第２リングギヤＲ２’の位置関係をそれぞれ逆にしてもよい。その場合、第１リングギヤＲ１’を油圧モータ１３に連結するとともに、第２リングギヤＲ２’を固定してもよい。
【０２５３】
また、第２実施形態では、伝達装置５２を、回転電機１１及び油圧ポンプ１４からリングギヤＲＤ’に伝達されたトルクが左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに１：１の分配比で分配されるように構成しているが、不等配分で分配されるように構成してもよい。
【０２５４】
なお、本発明は、説明した第１及び第２実施形態（以下、総称して「実施形態」という）に限定されることなく、種々の態様で実施することができる。例えば、実施形態では、各種の回転要素の回転数が図１９や図４０などに示すような関係にある伝達装置１２、５２を用いているが、第１〜第９回転要素を有し、これらの回転要素の回転数が図４６に示すような関係にある伝達装置を用いてもよい。なお、図４６では、回転電機の回転数、油圧ポンプの回転数、第２回転要素の回転数、第６回転要素の回転数、及び第９回転要素の回転数が、同じ縦線上に描かれており、同図における白丸が、回転電機の回転数、油圧ポンプの回転数及び第２回転要素の回転数を表し、ハッチング付きの丸が、第６回転要素の回転数及び第９回転要素の回転数を表している。
【０２５５】
図４６に示すように、第１〜第３回転要素の回転数、第４〜第６回転要素の回転数、及び第７〜第９回転要素の回転数がそれぞれ共線関係にあり、第１及び第４回転要素が互いに連結され、第３及び第７回転要素が互いに連結されるとともに、第６及び第９回転要素が互いに連結されている。また、第１回転要素は、回転電機及び油圧ポンプに連結されており、第２及び第３回転要素は、左右の車輪にそれぞれ連結されている。さらに、第５回転要素は、回転不能に固定されており、第８回転要素は油圧モータに連結されている。図４６から明らかなように、回転電機及び油圧ポンプから第２回転要素に伝達されたトルクは、左右の車輪（第１及び第３回転要素）に１：１で分配される。また、車両の走行中（左右輪の正転中）、油圧モータに正転方向のトルクを発生させることによって、右車輪のトルクを増大できるとともに、左車輪のトルクを低減でき、油圧モータに逆転方向のトルクを発生させることによって、右車輪のトルクを低減できるとともに、左車輪のトルクを増大することができる。
【０２５６】
この場合、第５回転要素に油圧モータを連結するとともに、第８回転要素を回転不能に固定してもよい。あるいは、第４回転要素を、第１回転要素ではなく、第２回転要素に連結してもよい。あるいは、第７回転要素を、第３回転要素ではなく、第２回転要素に連結してもよい。また、図４６では、第４回転要素の回転数と第５回転要素の回転数の差が、第５回転要素の回転数と第６回転要素の回転数の差よりも大きいが、これとは逆に、第５回転要素の回転数と第６回転要素の回転数の差が、第４回転要素の回転数と第５回転要素の回転数の差よりも大きくてもよく、あるいは、互いに同じでもよいことはもちろんである。同様に、第７回転要素の回転数と第８回転要素の回転数の差が、第８回転要素の回転数と第９回転要素の回転数の差よりも大きいが、これとは逆に、第８回転要素の回転数と第９回転要素の回転数の差が、第７回転要素の回転数と第８回転要素の回転数の差よりも大きくてもよく、あるいは、互いに同じでもよいことはもちろんである。さらに、図４６では、伝達装置を、回転電機及び油圧ポンプから第２回転要素に伝達されたトルクが第１及び第３回転要素に１：１で分配されるように構成しているが、不等配分で分配されるように構成してもよい。
【０２５７】
さらに、上述したような伝達装置を用いる場合、第１〜第３回転要素、第４〜第６回転要素及び第７〜第９回転要素をそれぞれ構成する差動装置として、シングルピニオンタイプの遊星歯車装置や、ダブルピニオンタイプの遊星歯車装置、一対のベベルギヤを有する差動装置などを適宜、用いることができる。
【０２５８】
あるいは、伝達装置１２、５２に代えて、回転数が共線関係にある第１〜第３回転要素を有し、第２回転要素を固定した状態で第１及び第３回転要素を回転させたときに、第３回転要素の回転数が第１回転要素の回転数よりも高くなるように構成された差動装置を用いるとともに、第１回転要素を回転電機に連結し、第２及び第３回転要素を左右の車輪の一方及び他方に、第３回転要素を油圧モータに、それぞれ連結してもよい。この場合の差動装置として、ダブルピニオンタイプの遊星歯車装置や、一対のベベルギヤを有する差動装置を用いることができる。
【０２５９】
また、実施形態では、本発明における左右の車輪は、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲであるが、左右の前輪でもよい。さらに、実施形態では、本発明における駆動源は、回転電機１１であるが、駆動力を発生する他の適当な装置、例えば内燃機関でもよい。
【０２６０】
さらに、実施形態では、油圧モータ１３は、ベーンモータであるが、他の適当な油圧モータ、例えば歯車モータなどでもよい。また、実施形態では、本発明における流体圧モータは、オイルの圧力によって作動する油圧モータ１３であるが、他の適当な流体の圧力によって作動するモータでもよい。その場合には、油圧ポンプ１４に代えて、他の適当な流体の圧力を供給可能な流体圧供給源が用いられることは、もちろんである。さらに、実施形態では、油圧ポンプ１４は、ベーンタイプの油圧ポンプであるが、他の適当な油圧ポンプ、例えばトロコイドタイプの油圧ポンプなどでもよい。
【０２６１】
また、実施形態では、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲの動力や回転電機１１の動力によって駆動される油圧ポンプ１４を用いているが、外部から供給される電力で作動する電動ポンプを用いてもよい。さらに、実施形態では、油圧ポンプ１４を、油圧モータ１３及び冷却・潤滑系ＣＬのオイル供給源として共用しているが、油圧モータ１３及び他の適当な装置のオイル供給源として用いてもよく、あるいは、油圧モータ１３のオイル供給源としてのみ用いてもよい。また、実施形態では、冷却・潤滑系ＣＬによって、回転電機１１及び伝達装置１２、５２の両方を冷却・潤滑しているが、両者１１及び１２、５２の一方のみを冷却・潤滑してもよく、この場合、冷却及び潤滑の一方のみを行ってもよい。
【０２６２】
さらに、実施形態では、切替弁３３ａはロータリーバルブであるが、スプールバルブでもよく、その場合、本発明における第１部材としてのスリーブを角筒状に、本発明における第２部材としての弁体を角柱状に、それぞれ形成してもよい。また、実施形態では、流入ポートｐｐ、第１及び第２モータポートｐｍ１、ｐｍ２、リターンポートｐｒならびにＬＵＢポートｐｌを、スリーブ３３ｄの周方向に等間隔に配置しているが、不等間隔に配置してもよい。さらに、実施形態では、弁体３３ｅの回転角度位置は、第１回転角度位置θＶＡ１、中立位置及び第２回転角度位置θＶＡ２の順に並んでいるが、他の適当な順番で並んでいてもよい。
【０２６３】
また、実施形態では、油圧ポンプ１４と第１圧力室１３ｂとを連通する流体路と、油圧ポンプ１４と第２圧力室１３ｃとを連通する流体路とにおいて、第１油路ＯＬ１が共用されているが、それぞれ別個に設けてもよい。さらに、実施形態では、３組のポート群のうちの１つのポート群のリターンポートｐｒと、他の１つのポート群のリターンポートｐｒとして、同じポートが共用されているが、それぞれ別個に設けてもよい。
【０２６４】
また、実施形態では、弁体３３ｅが中立位置にあるときに、第１及び第２モータポートｐｍ１、ｐｍ２を互いに連通させているが、互いに連通させなくてもよい。さらに、実施形態では、ＬＵＢポートｐｌの軸線方向に直交する断面を、真円状に形状しているが、正面から見たときの外縁が曲線状に形成されていればよく、例えば、スリーブの周方向に長い楕円形状などに形成してもよい。また、実施形態は、冷却・潤滑系ＣＬが設けられた車両Ｖに動力装置１を適用した例であるが、冷却・潤滑系ＣＬが設けられていない車両に適用してもよく、その場合には、ＬＵＢポートｐｌ及び第５油路ＯＬ５を削除してもよいことは、もちろんである。さらに、実施形態では、本発明における復帰手段は、トーションスプリング３３ｃであるが、弁体３３ｅを中立位置に復帰させる他の適当な手段、例えばゴムなどでもよい。
【０２６５】
また、実施形態では、油圧モータ１３を、伝達装置１２又は５２を介して左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに連結しているが、油圧モータとして、インナーロータ及びアウターロータを有する、いわゆる相反モータを用いるとともに、インナーロータ及びアウターロータを、左右の後輪の一方及び他方にそれぞれ連結してもよい。その場合には、本発明における差動装置としての伝達装置１２、５２と、本発明における駆動源としての回転電機１１を削除してもよい。以上の実施形態に関するバリエーションを適宜、組み合わせてもよいことは、もちろんである。その他、本発明の趣旨の範囲内で、細部の構成を適宜、変更することが可能である。
【符号の説明】
【０２６６】
Ｖ  車両
ＷＲＬ  左後輪（左車輪、左右の車輪の一方）
ＷＲＲ  右後輪（右車輪、左右の車輪の他方）
１  動力装置
２  ＥＣＵ（駆動装置）
１１  回転電機（駆動源）
１２  伝達装置（差動装置、動力伝達部材）
ＳＤ  減速用サンギヤ（第１回転要素）
ＳＲ  右サンギヤ（第２回転要素）
ＳＬ  左サンギヤ（第３回転要素）
１３  油圧モータ（流体圧モータ）
１３ｂ  第１圧力室
１３ｃ  第２圧力室
１４  油圧ポンプ（流体圧供給源）
３１  リザーバ（貯留部）
３３ａ  切替弁（流体路切替機構）
３３ｂ  アクチュエータ（駆動装置）
３３ｃ  トーションスプリング（復帰手段）
３３ｄ  スリーブ（第１部材）
ｐｐ  流入ポート（第１連通口）
ｐｍ１  第１モータポート（第２連通口）
ｐｍ２  第２モータポート（第３連通口）
ｐｒ  リターンポート（第４連通口）
ｐｌ  ＬＵＢポート（第５連通口）
３３ｅ  弁体（第２部材）
３３ｈ  収容穴
ＯＬ１  第１油路（給流体路）
ＯＬ２  第２油路（第１流体路）
ＯＬ３  第３油路（第２流体路）
ＯＬ４  第４油路（排流体路）
ＯＬ５  第５油路（冷潤流体路）
ＣＬ  冷却・潤滑系（被冷却部及び／又は被潤滑部）
５１  動力装置
５２  伝達装置（差動装置、動力伝達部材）
ＲＤ’  リングギヤ（第１回転要素）
ＳＤ’  サンギヤ（第２回転要素）
ＣＤ’  キャリヤ（第３回転要素）
【要約】
流体路切替機構における損失を低減でき、堅牢性を向上可能な動力装置を提供する。第1部材33dに対して第2部材33eが第1位置にあるときに、流体圧供給源14に連通する第1連通口ppと、流体圧モータ13の第1及び第2圧力室13b、13cにそれぞれ連通する第2及び第3連通口pm1、pm2とが連通状態に、第2及び第3連通口pm1、pm2と、貯留部31に接続された第4連通口prとが遮断状態になり、第2部材が第2位置にあるときに、第1及び第2連通口の間が連通状態に、第1及び第3連通口の間が遮断状態に、第2及び第4連通口の間が遮断状態に、第3及び第4連通口の間が連通状態になり、第2部材が第3位置にあるときに、第1及び第2連通口の間が遮断状態、第1及び第3連通口の間が連通状態に、第2及び第4連通口の間が連通状態に、第3及び第4連通口の間が遮断状態になり、第1〜第4連通口は、それらを1組とする複数組の連通口群で構成されている。【図１】
0005901866.tif 000002
【図２】
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【図３】
0005901866.tif 000004
【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
0005901866.tif 000009
【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
0005901866.tif 000014
【図１４】
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【図１５】
0005901866.tif 000016
【図１６】
0005901866.tif 000017
【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
0005901866.tif 000020
【図２０】
0005901866.tif 000021
【図２１】
0005901866.tif 000022
【図２２】
0005901866.tif 000023
【図２３】
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【図２４】
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【図２５】
0005901866.tif 000026
【図２６】
0005901866.tif 000027
【図２７】
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【図２８】
0005901866.tif 000029
【図２９】
0005901866.tif 000030
【図３０】
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【図３１】
0005901866.tif 000032
【図３２】
0005901866.tif 000033
【図３３】
0005901866.tif 000034
【図３４】
0005901866.tif 000035
【図３５】
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【図３６】
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【図３７】
0005901866.tif 000038
【図３８】
0005901866.tif 000039
【図３９】
0005901866.tif 000040
【図４０】
0005901866.tif 000041
【図４１】
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【図４２】
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【図４３】
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【図４４】
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【図４５】
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【図４６】
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