(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
車両の駆動力を発生する電動機と、
前記電動機を制御する電動機制御装置と、
前記電動機と車輪との動力伝達経路上に設けられ、電動機側の順方向の回転動力が車輪側に入力されるときに係合状態となるとともに電動機側の逆方向の回転動力が車輪側に入力されるときに非係合状態となり、車輪側の順方向の回転動力が電動機側に入力されるときに非係合状態となるとともに車輪側の逆方向の回転動力が電動機側に入力されるときに係合状態となる一方向動力伝達手段と、を備えた車両用駆動装置であって、
前記電動機制御装置は、車輪側の逆方向の回転動力が電動機側に入力されるときに、前記一方向動力伝達手段が非係合状態となるように前記電動機を駆動する非係合制御を行なうことを特徴とする車両用駆動装置。
【請求項２】
前記非係合制御では、車輪側の逆方向の回転動力による回転に相関のある回転状態量を取得し、
前記回転状態量に基づいて前記電動機の目標回転数を求め、
前記目標回転数に基づいて前記電動機の駆動力を決定することを特徴とする請求項１に記載の車両用駆動装置。
【請求項３】
前記動力伝達経路には、変速機が設けられ、
前記電動機の目標回転数は、前記回転状態量としての車輪速と前記変速機の変速比とに基づいて求められることを特徴とする請求項２に記載の車両用駆動装置。
【請求項４】
前記非係合制御では、前記回転状態量が所定値より小さいとき、前記一方向動力伝達手段が非係合状態となるように、前記回転状態量によらず前記電動機の駆動力を一定値とすることを特徴とする請求項２又は３に記載の車両用駆動装置。
【請求項５】
前記非係合制御では、前記電動機の損失を取得し、
前記損失に基づいて前記電動機の駆動力を決定することを特徴とする請求項１に記載の車両用駆動装置。
【請求項６】
前記非係合制御では、前記電動機の損失と前記動力伝達経路の損失とを取得し、
前記両損失に基づいて前記電動機の駆動力を決定することを特徴とする請求項１に記載の車両用駆動装置。
【請求項７】
前記損失は、前記電動機の回転数と、前記動力伝達経路を構成する回転部材の回転数と、前記電動機の温度との少なくとも一つに基づいて求められることを特徴とする請求項５又は６に記載の車両用駆動装置。
【請求項８】
前記損失は、前記電動機の電流に基づいて求められることを特徴とする請求項５又は６に記載の車両用駆動装置。
【請求項９】
前記損失は、予め試験的に測定され又は算出されて記憶されていることを特徴とする請求項７に記載の車両用駆動装置。
【請求項１０】
車輪側の逆方向の回転動力が電動機側に入力されることを予測する逆方向入力予測手段をさらに備え、
前記逆方向入力予測手段に基づいて、前記非係合制御を行なうことを特徴とする請求項１〜９のいずれか１項に記載の車両用駆動装置。
【請求項１１】
前輪および後輪の一方である第１駆動輪を駆動する第１駆動装置と、該前輪および後輪の他方である第２駆動輪を駆動する第２駆動装置と、を備えた車両であって、
前記第１駆動装置は、
車両の駆動力を発生する電動機と、
前記電動機を制御する電動機制御装置と、
前記電動機と前記第１駆動輪との動力伝達経路上に設けられ、電動機側の順方向の回転動力が第１駆動輪側に入力されるときに係合状態となるとともに電動機側の逆方向の回転動力が第１駆動輪側に入力されるときに非係合状態となり、第１駆動輪側の順方向の回転動力が電動機側に入力されるときに非係合状態となるとともに第１駆動輪側の逆方向の回転動力が電動機側に入力されるときに係合状態となる一方向動力伝達手段と、を備え、
前記電動機制御装置は、前記第２駆動装置のみに後進駆動力を発生させて後進するとき、又は、登坂路において自然後退するときに、前記一方向動力伝達手段が非係合状態となるように前記電動機を駆動する非係合制御を行なうことを特徴とする車両。
【請求項１２】
前記非係合制御では、第１駆動輪側の逆方向の回転動力による回転に相関のある回転状態量を取得し、
前記回転状態量に基づいて前記電動機の目標回転数を求め、
前記目標回転数に基づいて前記電動機の駆動力を決定することを特徴とする請求項１１に記載の車両。
【請求項１３】
前記動力伝達経路には、変速機が設けられ、
前記電動機の目標回転数は、前記回転状態量としての車輪速と前記変速機の変速比に基づいて求められることを特徴とする請求項１２に記載の車両。
【請求項１４】
前記非係合制御では、前記回転状態量が所定値より小さいとき、前記一方向動力伝達手段が非係合状態となるように、前記回転状態量によらず前記電動機の駆動力を一定値とすることを特徴とする請求項１２又は１３に記載の車両。
【請求項１５】
前記非係合制御では、前記電動機の損失を取得し、
前記損失に基づいて前記電動機の駆動力を決定することを特徴とする請求項１１に記載の車両。
【請求項１６】
前記非係合制御は、前記電動機の損失と前記動力伝達経路の損失とを取得し、
前記両損失に基づいて前記電動機の駆動力を決定することを特徴とする請求項１１に記載の車両。
【請求項１７】
前記損失は、前記電動機の回転数と、前記動力伝達経路を構成する回転部材の回転数と、前記電動機の温度との少なくとも一つに基づいて求められることを特徴とする請求項１５又は１６に記載の車両。
【請求項１８】
前記損失は、前記電動機の電流に基づいて求められることを特徴とする請求項１５又は１６に記載の車両。
【請求項１９】
前記損失は、予め試験的に測定され又は算出されて記憶されていることを特徴とする請求項１７に記載の車両。
【請求項２０】
前記第２駆動装置のみに後進駆動力を発生させて後進すること、又は、登坂路において自然後退することを予測する逆方向入力予測手段をさらに備え、
前記逆方向入力予測手段に基づいて、前記非係合制御を行なうことを特徴とする請求項１１〜１９のいずれか１項に記載の車両。 
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、前輪を駆動する駆動装置と後輪を駆動する駆動装置とが別々に設けられた車両用駆動装置及び車両に関する。
【背景技術】
【０００２】
特許文献１には、前輪駆動装置と後輪駆動装置を備える四輪駆動車であって、後輪駆動装置は、左後輪を駆動する第１電動機と、第１電動機と左後輪との動力伝達経路上に設けられた第１遊星歯車式変速機と、右後輪を駆動する第２電動機と、第２電動機と右後輪との動力伝達経路上に設けられた第２遊星歯車式変速機と、を備え、第１遊星歯車式変速機と第２遊星歯車式変速機のリングギヤ同士が連結されている。そして、連結されたリングギヤを解放又は締結することによりリングギヤの回転を制動する油圧ブレーキと、油圧ブレーキと並列に一方向クラッチが設けられている。
【０００３】
この一方向クラッチは、電動機側の順方向の回転動力が車輪側に入力されて車両が前進する際に係合状態となり、電動機からの回転動力が車輪に伝達されるようになっている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】国際公開第２０１１/０１３８２９号
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかしながら、特許文献１に記載の車両用駆動装置では、車輪側の逆方向の回転動力が電動機側に入力されて車両が後進するときにも係合状態となるため、前輪駆動装置による前輪の駆動力だけで車両を後進しようとすると、一方向クラッチが係合してしまい第１及び第２電動機が連れまわされて、走行抵抗が発生し、燃費の悪化に加えて走行性能が悪化するおそれがある。また、登坂路で自然後退するときにも、一方向クラッチが係合状態となるため、走行抵抗が発生して後退できないおそれやモータ温度によって後退加速度が変化し、ドライバーに違和感を与えるおそれがある。
【０００６】
本発明は、上記課題に鑑みてなされたものであり、後進時や登坂路で自然後退するときに、一方向動力伝達手段が係合状態となっても走行抵抗を低減可能な車両用駆動装置及び車両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】
【０００７】
上記の目的を達成するために、請求項１に記載の発明は、
車両の駆動力を発生する電動機（例えば、後述の実施形態の電動機２Ａ、２Ｂ）と、
前記電動機を制御する電動機制御装置（例えば、後述の実施形態の制御装置８）と、
前記電動機と前記車輪との動力伝達経路上に設けられ、電動機側の順方向の回転動力が車輪側に入力されるときに係合状態となるとともに電動機側の逆方向の回転動力が車輪側に入力されるときに非係合状態となり、車輪側の順方向の回転動力が電動機側に入力されるときに非係合状態となるとともに車輪側の逆方向の回転動力が電動機側に入力されるときに係合状態となる一方向動力伝達手段（例えば、後述の実施形態の一方向クラッチ５０）と、を備えた車両用駆動装置（例えば、後述の実施形態の後輪駆動装置１）であって、
前記電動機制御装置は、車輪側の逆方向の回転動力が電動機側に入力されるときに、前記一方向動力伝達手段が非係合状態となるように前記電動機を駆動する非係合制御を行なうことを特徴とする。
【０００８】
また、請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の構成に加えて、
前記非係合制御では、車輪側の逆方向の回転動力による回転に相関のある回転状態量を取得し、
前記回転状態量に基づいて前記電動機の目標回転数を求め、
前記目標回転数に基づいて前記電動機の駆動力を決定することを特徴とする。
【０００９】
また、請求項３に記載の発明は、請求項２に記載の構成に加えて、
前記動力伝達経路には、変速機（例えば、後述の実施形態の遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂ）が設けられ、
前記電動機の目標回転数は、前記回転状態量としての車輪速と前記変速機の変速比とに基づいて求められることを特徴とする。
【００１０】
また、請求項４に記載の発明は、請求項２又は３に記載の構成に加えて、
前記非係合制御では、前記回転状態量が所定値より小さいとき、前記一方向動力伝達手段が非係合状態となるように、前記回転状態量によらず前記電動機の駆動力を一定値とすることを特徴とする。
【００１１】
また、請求項５に記載の発明は、請求項１に記載の構成に加えて、
前記非係合制御では、前記電動機の損失を取得し、
前記損失に基づいて前記電動機の駆動力を決定することを特徴とする。
【００１２】
また、請求項６に記載の発明は、請求項１に記載の構成に加えて、
前記非係合制御では、前記電動機の損失と前記動力伝達経路の損失とを取得し、
前記両損失に基づいて前記電動機の駆動力を決定することを特徴とする。
【００１３】
また、請求項７に記載の発明は、請求項５又は６に記載の構成に加えて、
前記損失は、前記電動機の回転数と、前記動力伝達経路を構成する回転部材の回転数と、前記電動機の温度との少なくとも一つに基づいて求められることを特徴とする。
【００１４】
また、請求項８に記載の発明は、請求項５又は６に記載の構成に加えて、
前記損失は、前記電動機の電流に基づいて求められることを特徴とする。
【００１５】
また、請求項９に記載の発明は、請求項７に記載の構成に加えて、
前記損失は、予め試験的に測定され又は算出されて記憶されていることを特徴とする。
【００１６】
また、請求項１０に記載の発明は、請求項１〜９のいずれか１項に記載の構成に加えて、
車輪側の逆方向の回転動力が電動機側に入力されることを予測する逆方向入力予測手段（例えば、後述の実施形態の制御装置８）をさらに備え、
前記逆方向入力予測手段に基づいて、前記非係合制御を行なうことを特徴とする。
【００１７】
上記の目的を達成するために、請求項１１に記載の発明は、
前輪および後輪の一方である第１駆動輪（例えば、後述の実施形態の後輪Ｗｒ）を駆動する第１駆動装置（例えば、後述の実施形態の後輪駆動装置１）と、該前輪および後輪の他方である第２駆動輪（例えば、後述の実施形態の前輪Ｗｆ）を駆動する第２駆動装置（例えば、後述の実施形態の前輪駆動装置６）と、を備えた車両（例えば、後述の実施形態の車両３）であって、
前記第１駆動装置は、
車両の駆動力を発生する電動機（例えば、後述の実施形態の電動機２Ａ、２Ｂ）と、
前記電動機を制御する電動機制御装置（例えば、後述の実施形態の制御装置８）と、
前記電動機と前記第１駆動輪との動力伝達経路上に設けられ、電動機側の順方向の回転動力が第１駆動輪側に入力されるときに係合状態となるとともに電動機側の逆方向の回転動力が第１駆動輪側に入力されるときに非係合状態となり、第１駆動輪側の順方向の回転動力が電動機側に入力されるときに非係合状態となるとともに第１駆動輪側の逆方向の回転動力が電動機側に入力されるときに係合状態となる一方向動力伝達手段（例えば、後述の実施形態の一方向クラッチ５０）と、を備え、
前記電動機制御装置は、前記第２駆動装置のみに後進駆動力を発生させて後進するとき、又は、登坂路において自然後退するときに、前記一方向動力伝達手段が非係合状態となるように前記電動機を駆動する非係合制御を行なうことを特徴とする。
【００１８】
また、請求項１２に記載の発明は、請求項１１に記載の構成に加えて、
前記非係合制御では、第１駆動輪側の逆方向の回転動力による回転に相関のある回転状態量を取得し、
前記回転状態量に基づいて前記電動機の目標回転数を求め、
前記目標回転数に基づいて前記電動機の駆動力を決定することを特徴とする。
【００１９】
また、請求項１３に記載の発明は、請求項１２に記載の構成に加えて、
前記動力伝達経路には、変速機（例えば、後述の実施形態の遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂ）が設けられ、
前記電動機の目標回転数は、前記回転状態量としての車輪速と前記変速機の変速比に基づいて求められることを特徴とする。
【００２０】
また、請求項１４に記載の発明は、請求項１２又は１３に記載の構成に加えて、
前記非係合制御では、前記回転状態量が所定値より小さいとき、前記一方向動力伝達手段が非係合状態となるように、前記回転状態量によらず前記電動機の駆動力を一定値とすることを特徴とする。
【００２１】
また、請求項１５に記載の発明は、請求項１１に記載の構成に加えて、
前記非係合制御では、前記電動機の損失を取得し、
前記損失に基づいて前記電動機の駆動力を決定することを特徴とする。
【００２２】
また、請求項１６に記載の発明は、請求項１１に記載の構成に加えて、
前記非係合制御は、前記電動機の損失と前記動力伝達経路の損失とを取得し、
前記両損失に基づいて前記電動機の駆動力を決定することを特徴とする。
【００２３】
また、請求項１７に記載の発明は、請求項１５又は１６に記載の構成に加えて、
前記損失は、前記電動機の回転数と、前記動力伝達経路を構成する回転部材の回転数と、前記電動機の温度との少なくとも一つに基づいて求められることを特徴とする。
【００２４】
また、請求項１８に記載の発明は、請求項１５又は１６に記載の構成に加えて、
前記損失は、前記電動機の電流に基づいて求められることを特徴とする。
【００２５】
また、請求項１９に記載の発明は、請求項１７に記載の構成に加えて、
前記損失は、予め試験的に測定され又は算出されて記憶されていることを特徴とする。
【００２６】
また、請求項２０に記載の発明は、請求項１１〜１９のいずれか１項に記載の構成に加えて、
前記第２駆動装置のみに後進駆動力を発生させて後進すること、又は、登坂路において自然後退することを予測する逆方向入力予測手段をさらに備え、
前記逆方向入力予測手段に基づいて、前記非係合制御を行なうことを特徴とする。
【発明の効果】
【００２７】
請求項１に記載の発明によれば、車輪側の逆方向の回転動力が電動機側に入力されるとき、例えば後進時や登坂路で自然後退するとき、一方向動力伝達手段が係合状態となるが、一方向動力伝達手段が非係合状態となるように電動機を駆動する非係合制御を行なうことにより、後進時や登坂路の自然後退時に電動機等の損失に起因する走行抵抗が発生せず、走行性能を向上させることができる。
【００２８】
請求項２に記載の発明によれば、電動機等の損失を取得しなくてよいので制御を簡素化することができる。
【００２９】
請求項３に記載の発明によれば、変速機の変速比は予め求められているので、車輪の回転数を検出することで目標回転数を求めることができ、制御を簡素化することができる。
【００３０】
請求項４に記載の発明によれば、回転状態量が所定値より小さいときは、センサの検出精度が低いため、一方向動力伝達手段が非係合状態となるように、回転状態量によらず電動機の駆動力を一定値とすることにより、検出誤差が発生しても確実に一方向動力伝達手段を非係合状態とすることができる。
【００３１】
請求項５に記載の発明によれば、実際に電動機に発生する損失、即ち負のトルクに基づいて非係合制御を行なうことにより制御精度を向上させることができる。
【００３２】
請求項６に記載の発明によれば、電動機の損失と動力伝達経路の損失を取得（推定、検出含む。以下、同様）して非係合制御を行なうことにより、制御精度を向上させることができる。
【００３３】
請求項７に記載の発明によれば、容易に損失を推定することができる。
【００３４】
請求項８に記載の発明によれば、電動機の電流に基づいて電動機の損失を求めることで、損失推定の精度を向上できる。
【００３５】
請求項９に記載の発明によれば、損失を予め求めておくことで、逐次の損失計算（推定）が不要となる。
【００３６】
請求項１０に記載の発明によれば、予測に基づいて非係合制御を行なうことで一方向動力伝達手段が係合状態とならずに非係合状態を維持することができる。
【００３７】
請求項１１に記載の発明によれば、車両が第２駆動装置のみに後進駆動力を発生させて後進するとき、又は、登坂路において自然後退するときに、一方向動力伝達手段が係合状態となるが、一方向動力伝達手段が非係合状態となるように電動機を駆動する非係合制御を行なうことにより、車両の後進時や登坂路の自然後退時に電動機等の損失に起因する走行抵抗が発生せず、走行性能を向上させることができる。
【００３８】
請求項１２に記載の発明によれば、電動機等の損失を取得しなくてよいので制御を簡素化することができる。
【００３９】
請求項１３に記載の発明によれば、変速機の変速比は予め求められているので、車輪の回転数を検出することで目標回転数を求めることができ、制御を簡素化することができる。
【００４０】
請求項１４に記載の発明によれば、回転状態量が所定値より小さいときは、センサの検出精度が低いため、一方向動力伝達手段が非係合状態となるように、回転状態量によらず電動機の駆動力を一定値とすることにより、検出誤差が発生しても確実に一方向動力伝達手段を非係合状態とすることができる。
【００４１】
請求項１５に記載の発明によれば、実際に電動機に発生する損失、即ち負のトルクに基づいて非係合制御を行なうことにより制御精度を向上させることができる。
【００４２】
請求項１６に記載の発明によれば、電動機の損失と動力伝達経路の損失を取得（推定、検出含む。以下、同様）して非係合制御を行なうことにより、制御精度を向上させることができる。
【００４３】
請求項１７に記載の発明によれば、容易に損失を推定することができる。
【００４４】
請求項１８に記載の発明によれば、電動機の電流に基づいて電動機の損失を求めることで、損失推定の精度を向上できる。
【００４５】
請求項１９に記載の発明によれば、損失を予め求めておくことで、逐次の損失計算（推定）が不要となる。
【００４６】
請求項２０に記載の発明によれば、予測に基づいて非係合制御を行なうことで一方向クラッチが係合状態とならずに非係合状態を維持することができる。
【図面の簡単な説明】
【００４７】
【図１】本発明に係る車両用駆動装置を搭載可能な車両の一実施形態であるハイブリッド車両の概略構成を示すブロック図である。
【図２】後輪駆動装置の一実施形態の縦断面図である。
【図３】図２に示す後輪駆動装置の部分拡大図である。
【図４】後輪駆動装置がフレームに搭載された状態を示す斜視図である。
【図５】油圧ブレーキを制御する油圧制御装置の油圧回路図であり、油圧が供給されていない状態を示す油圧回路図である。
【図６】（ａ）は低圧油路切替弁が低圧側位置に位置するときの説明図であり、（ｂ）は低圧油路切替弁が高圧側位置に位置するときの説明図である。
【図７】（ａ）はブレーキ油路切替弁が閉弁位置に位置するときの説明図であり、（ｂ）はブレーキ油路切替弁が開弁位置に位置するときの説明図である。
【図８】（ａ）はソレノイド弁の非通電時の説明図であり、（ｂ）はソレノイド弁の通電時の説明図である。
【図９】走行中であって油圧ブレーキの解放状態（ＥＯＰ：低圧モード）における油圧制御装置の油圧回路図である。
【図１０】油圧ブレーキの弱締結状態（ＥＯＰ：低圧モード）における油圧制御装置の油圧回路図である。
【図１１】油圧ブレーキの締結状態（ＥＯＰ：高圧モード）における油圧制御装置の油圧回路図である。
【図１２】電動オイルポンプの負荷特性を示すグラフである。
【図１３】車両状態における前輪駆動装置と後輪駆動装置との関係を電動機の作動状態と油圧回路の状態とをあわせて記載した表である。
【図１４】停車中の後輪駆動装置の速度共線図である。
【図１５】前進低車速時の後輪駆動装置の速度共線図である。
【図１６】前進中車速時の後輪駆動装置の速度共線図である。
【図１７】減速回生時の後輪駆動装置の速度共線図である。
【図１８】前進高車速時の後輪駆動装置の速度共線図である。
【図１９】後進時の後輪駆動装置の速度共線図である。
【図２０】後進時において、非係合制御をしない状態における後輪駆動装置の速度共線図である。
【図２１】非係合制御において、目標回転数を定め目標回転数に基づいてモータトルクを決定する制御フローを示すフロー図である。
【図２２】非係合制御において、ＭＯＴ損失を取得してモータトルクを決定する制御フローを示すフロー図である。
【発明を実施するための形態】
【００４８】
先ず、本発明に係る車両用駆動装置の一実施形態を図１〜図４に基づいて説明する。
本発明に係る車両用駆動装置は、電動機を車軸駆動用の駆動源とするものであり、例えば、図１に示すような駆動システムの車両に用いられる。以下の説明では車両用駆動装置を後輪駆動用として用いる場合を例に説明するが、前輪駆動用に用いてもよい。
図１に示す車両３は、内燃機関４と電動機５が直列に接続された駆動装置６（以下、前輪駆動装置と呼ぶ。）を車両前部に有するハイブリッド車両であり、この前輪駆動装置６の動力がトランスミッション７を介して前輪Ｗｆに伝達される一方で、この前輪駆動装置６と別に車両後部に設けられた駆動装置１（以下、後輪駆動装置と呼ぶ。）の動力が後輪Ｗｒ（ＲＷｒ、ＬＷｒ）に伝達されるようになっている。前輪駆動装置６の電動機５と、後輪Ｗｒ側の後輪駆動装置１の電動機２Ａ、２Ｂは、バッテリ９に接続され、バッテリ９からの電力供給と、バッテリ９へのエネルギー回生が可能となっている。符号８は、車両全体の各種制御をするための制御装置である。
【００４９】
図２は、後輪駆動装置１の全体の縦断面図を示すものであり、同図において、１０Ａ、１０Ｂは、車両３の後輪Ｗｒ側の左右の車軸であり、車幅方向に同軸上に配置されている。後輪駆動装置１の減速機ケース１１は全体が略円筒状に形成され、その内部には、車軸駆動用の電動機２Ａ、２Ｂと、この電動機２Ａ、２Ｂの駆動回転を減速する遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂとが、車軸１０Ａ、１０Ｂと同軸上に配置されている。この電動機２Ａ及び遊星歯車式減速機１２Ａは左後輪ＬＷｒを制御し、電動機２Ｂ及び遊星歯車式減速機１２Ｂは右後輪ＲＷｒを制御し、電動機２Ａ及び遊星歯車式減速機１２Ａと電動機２Ｂ及び遊星歯車式減速機１２Ｂは、減速機ケース１１内で車幅方向に左右対称に配置されている。そして、減速機ケース１１は、図４に示すように、車両３の骨格となるフレームの一部であるフレーム部材１３の支持部１３ａ、１３ｂと、不図示の後輪駆動装置１のフレームで支持されている。支持部１３ａ、１３ｂは、車幅方向でフレーム部材１３の中心に対し左右に設けられている。なお、図４中の矢印は、後輪駆動装置１が車両３に搭載された状態における位置関係を示している。
【００５０】
減速機ケース１１の左右両端側内部には、それぞれ電動機２Ａ、２Ｂのステータ１４Ａ、１４Ｂが固定され、このステータ１４Ａ、１４Ｂの内周側に環状のロータ１５Ａ、１５Ｂが回転可能に配置されている。ロータ１５Ａ、１５Ｂの内周部には車軸１０Ａ、１０Ｂの外周を囲繞する円筒軸１６Ａ、１６Ｂが結合され、この円筒軸１６Ａ、１６Ｂが車軸１０Ａ、１０Ｂと同軸で相対回転可能となるように減速機ケース１１の端部壁１７Ａ、１７Ｂと中間壁１８Ａ、１８Ｂに軸受１９Ａ、１９Ｂを介して支持されている。また、円筒軸１６Ａ、１６Ｂの一端側の外周であって減速機ケース１１の端部壁１７Ａ、１７Ｂには、ロータ１５Ａ、１５Ｂの回転位置情報を電動機２Ａ、２Ｂの制御コントローラ（図示せず）にフィードバックするためのレゾルバ２０Ａ、２０Ｂが設けられている。
【００５１】
また、遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂは、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂと、このサンギヤ２１に噛合される複数のプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂと、これらのプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂを支持するプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂと、プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂの外周側に噛合されるリングギヤ２４Ａ、２４Ｂと、を備え、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂから電動機２Ａ、２Ｂの駆動力が入力され、減速された駆動力がプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂを通して出力されるようになっている。
【００５２】
サンギヤ２１Ａ、２１Ｂは円筒軸１６Ａ、１６Ｂに一体に形成されている。また、プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂは、例えば図３に示すように、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂに直接噛合される大径の第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂと、この第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂよりも小径の第２ピニオン２７Ａ、２７Ｂを有する２連ピニオンであり、これらの第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂと第２ピニオン２７Ａ、２７Ｂが同軸にかつ軸方向にオフセットした状態で一体に形成されている。このプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂはプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂに支持され、プラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂは、軸方向内側端部が径方向内側に伸びて車軸１０Ａ、１０Ｂにスプライン嵌合され一体回転可能に支持されるとともに、軸受３３Ａ、３３Ｂを介して中間壁１８Ａ、１８Ｂに支持されている。
【００５３】
なお、中間壁１８Ａ、１８Ｂは電動機２Ａ、２Ｂを収容する電動機収容空間と遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂを収容する減速機空間とを隔て、外径側から内径側に互いの軸方向間隔が広がるように屈曲して構成されている。そして、中間壁１８Ａ、１８Ｂの内径側、且つ、遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂ側にはプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂを支持する軸受３３Ａ、３３Ｂが配置されるとともに中間壁１８Ａ、１８Ｂの外径側、且つ、電動機２Ａ、２Ｂ側にはステータ１４Ａ、１４Ｂ用のバスリング４１Ａ、４１Ｂが配置されている（図２参照）。
【００５４】
リングギヤ２４Ａ、２４Ｂは、その内周面が小径の第２ピニオン２７Ａ、２７Ｂに噛合されるギヤ部２８Ａ、２８Ｂと、ギヤ部２８Ａ、２８Ｂより小径で減速機ケース１１の中間位置で互いに対向配置される小径部２９Ａ、２９Ｂと、ギヤ部２８Ａ、２８Ｂの軸方向内側端部と小径部２９Ａ、２９Ｂの軸方向外側端部を径方向に連結する連結部３０Ａ、３０Ｂとを備えて構成されている。この実施形態の場合、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂの最大半径は、第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂの車軸１０Ａ、１０Ｂの中心からの最大距離よりも小さくなるように設定されている。小径部２９Ａ、２９Ｂは、それぞれ後述する一方向クラッチ５０のインナーレース５１とスプライン嵌合し、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂは一方向クラッチ５０のインナーレース５１と一体回転するように構成されている。
【００５５】
ところで、減速機ケース１１とリングギヤ２４Ａ、２４Ｂの間には円筒状の空間部が確保され、その空間部内に、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂに対する制動手段を構成する油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂが第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂと径方向でラップし、第２ピニオン２７Ａ、２７Ｂと軸方向でラップして配置されている。油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂは、減速機ケース１１の内径側で軸方向に伸びる筒状の外径側支持部３４の内周面にスプライン嵌合された複数の固定プレート３５Ａ、３５Ｂと、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂの外周面にスプライン嵌合された複数の回転プレート３６Ａ、３６Ｂが軸方向に交互に配置され、これらのプレート３５Ａ、３５Ｂ，３６Ａ、３６Ｂが環状のピストン３７Ａ、３７Ｂによって締結及び解放操作されるようになっている。ピストン３７Ａ、３７Ｂは、減速機ケース１１の中間位置から内径側に延設された左右分割壁３９と、左右分割壁３９によって連結された外径側支持部３４と内径側支持部４０間に形成された環状のシリンダ室３８Ａ、３８Ｂに進退自在に収容されており、シリンダ室３８Ａ、３８Ｂへの高圧オイルの導入によってピストン３７Ａ、３７Ｂを前進させ、シリンダ室３８Ａ、３８Ｂからオイルを排出することによってピストン３７Ａ、３７Ｂを後退させる。なお、油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂは図４に示すように、前述したフレーム部材１３の支持部１３ａ、１３ｂ間に配置された電動オイルポンプ７０に接続されている。
【００５６】
また、さらに詳細には、ピストン３７Ａ、３７Ｂは、軸方向前後に第１ピストン壁６３Ａ、６３Ｂと第２ピストン壁６４Ａ、６４Ｂを有し、これらのピストン壁６３Ａ、６３Ｂ，６４Ａ、６４Ｂが円筒状の内周壁６５Ａ、６５Ｂによって連結されている。したがって、第１ピストン壁６３Ａ、６３Ｂと第２ピストン壁６４Ａ、６４Ｂの間には径方向外側に開口する環状空間が形成されているが、この環状空間は、シリンダ室３８Ａ、３８Ｂの外壁内周面に固定された仕切部材６６Ａ、６６Ｂによって軸方向左右に仕切られている。減速機ケース１１の左右分割壁３９と第２ピストン壁６４Ａ、６４Ｂの間は高圧オイルが直接導入される第１作動室Ｓ１（図５参照）とされ、仕切部材６６Ａ、６６Ｂと第１ピストン壁６３Ａ、６３Ｂの間は、内周壁６５Ａ、６５Ｂに形成された貫通孔を通して第１作動室Ｓ１と導通する第２作動室Ｓ２（図５参照）とされている。第２ピストン壁６４Ａ、６４Ｂと仕切部材６６Ａ、６６Ｂの間は大気圧に導通している。
【００５７】
この油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂでは、第１作動室Ｓ１と第２作動室Ｓ２に後述する油圧回路７１からオイルが導入され、第１ピストン壁６３Ａ、６３Ｂと第２ピストン壁６４Ａ、６４Ｂに作用するオイルの圧力によって固定プレート３５Ａ、３５Ｂと回転プレート３６Ａ、３６Ｂを相互に押し付けが可能である。したがって、軸方向左右の第１，第２ピストン壁６３Ａ、６３Ｂ，６４Ａ、６４Ｂによって大きな受圧面積を稼ぐことができるため、ピストン３７Ａ、３７Ｂの径方向の面積を抑えたまま固定プレート３５Ａ、３５Ｂと回転プレート３６Ａ、３６Ｂに対する大きな押し付け力を得ることができる。
【００５８】
この油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂの場合、固定プレート３５Ａ、３５Ｂが減速機ケース１１から伸びる外径側支持部３４に支持される一方で、回転プレート３６Ａ、３６Ｂがリングギヤ２４Ａ、２４Ｂに支持されているため、両プレート３５Ａ、３５Ｂ，３６Ａ、３６Ｂがピストン３７Ａ、３７Ｂによって押し付けられると、両プレート３５Ａ、３５Ｂ，３６Ａ、３６Ｂ間の摩擦締結によってリングギヤ２４Ａ、２４Ｂに制動力が作用し固定され、その状態からピストン３７Ａ、３７Ｂによる締結が解放されると、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂの自由な回転が許容される。
【００５９】
また、軸方向で対向するリングギヤ２４Ａ、２４Ｂの連結部３０Ａ、３０Ｂ間にも空間部が確保され、その空間部内に、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂに対し一方向の動力のみを伝達し他方向の動力を遮断する一方向クラッチ５０が配置されている。一方向クラッチ５０は、インナーレース５１とアウターレース５２との間に多数のスプラグ５３を介在させたものであって、そのインナーレース５１がスプライン嵌合によりリングギヤ２４Ａ、２４Ｂの小径部２９Ａ、２９Ｂと一体回転するように構成されている。またアウターレース５２は、内径側支持部４０により位置決めされるとともに、回り止めされている。一方向クラッチ５０は、車両３が電動機２Ａ、２Ｂの動力で前進する際に係合してリングギヤ２４Ａ、２４Ｂの回転をロックするように構成されている。より具体的に説明すると、一方向クラッチ５０は、電動機２Ａ、２Ｂ側の順方向（車両３を前進させる際の回転方向）の回転動力が後輪Ｗｒ側に入力されるときに係合状態となるとともに電動機２Ａ、２Ｂ側の逆方向の回転動力が後輪Ｗｒ側に入力されるときに非係合状態となり、後輪Ｗｒ側の順方向の回転動力が電動機２Ａ、２Ｂ側に入力されるときに非係合状態となるとともに後輪Ｗｒ側の逆方向の回転動力が電動機２Ａ、２Ｂ側に入力されるときに係合状態となる。
【００６０】
このように本実施形態の後輪駆動装置１では、電動機２Ａ、２Ｂと後輪Ｗｒとの動力伝達経路上に一方向クラッチ５０と油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂとが並列に設けられている。
【００６１】
次に、図５〜図８を参照して後輪駆動装置１の油圧制御装置を構成する油圧回路について説明する。
油圧回路７１は、オイルパン８０に配設した吸入口７０ａから吸入され電動オイルポンプ７０から吐出されるオイルを低圧油路切替弁７３とブレーキ油路切替弁７４とを介して油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂの第１作動室Ｓ１に給油可能に構成されるとともに、低圧油路切替弁７３を介して電動機２Ａ、２Ｂ及び遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂなどの潤滑・冷却部９１に供給可能に構成される。減速機ケース１１には、電動オイルポンプ７０から吐出され、電動機２Ａ、２Ｂ及び遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂなどの潤滑・冷却部９１に供給されたオイルが貯留されている。オイルには、プラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂの下部と電動機２Ａ、２Ｂの下部が浸かっている。電動オイルポンプ７０は、位置センサレス・ブラシレス直流モータからなる電動機９０で高圧モードと低圧モードの少なくとも２つのモードで運転（稼動）可能となっておりＰＩＤ制御で制御されている。なお、符号９２は、ブレーキ油路７７の油温を検出する油温センサである。
【００６２】
低圧油路切替弁７３は、ライン油路７５を構成する電動オイルポンプ７０側の第１ライン油路７５ａと、ライン油路７５を構成するブレーキ油路切替弁７４側の第２ライン油路７５ｂと、潤滑・冷却部９１に連通する第１低圧油路７６ａと、潤滑・冷却部９１に連通する第２低圧油路７６ｂと、に接続される。また、低圧油路切替弁７３は、第１ライン油路７５ａと第２ライン油路７５ｂとを常時連通させるとともにライン油路７５を第１低圧油路７６ａ又は第２低圧油路７６ｂに選択的に連通させる弁体７３ａと、弁体７３ａをライン油路７５と第１低圧油路７６ａとを連通する方向（図５において右方）へ付勢するスプリング７３ｂと、弁体７３ａをライン油路７５の油圧によってライン油路７５と第２低圧油路７６ｂとを連通する方向（図５において左方）へ押圧する油室７３ｃと、を備える。従って、弁体７３ａは、スプリング７３ｂによってライン油路７５と第１低圧油路７６ａとを連通する方向（図５において右方）へ付勢されるとともに、図中右端の油室７３ｃに入力されるライン油路７５の油圧によってライン油路７５と第２低圧油路７６ｂとを連通する方向（図５において左方）へ押圧される。
【００６３】
ここで、スプリング７３ｂの付勢力は、電動オイルポンプ７０が低圧モードで運転中に油室７３ｃに入力されるライン油路７５の油圧では、図６（ａ）に示すように、弁体７３ａが移動せずライン油路７５を第２低圧油路７６ｂから遮断し第１低圧油路７６ａに連通させるように設定され（以下、図６（ａ）の弁体７３ａの位置を低圧側位置と呼ぶ。）、電動オイルポンプ７０が高圧モードで運転中に油室７３ｃに入力されるライン油路７５の油圧では、図６（ｂ）に示すように、弁体７３ａが移動してライン油路７５を第１低圧油路７６ａから遮断し第２低圧油路７６ｂに連通させるように設定されている（以下、図６（ｂ）の弁体７３ａの位置を高圧側位置と呼ぶ。）。
【００６４】
ブレーキ油路切替弁７４は、ライン油路７５を構成する第２ライン油路７５ｂと、油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂに接続されるブレーキ油路７７と、ハイポジションドレン７８を介して貯留部７９と、に接続される。また、ブレーキ油路切替弁７４は、第２ライン油路７５ｂとブレーキ油路７７とを連通・遮断させる弁体７４ａと、弁体７４ａを第２ライン油路７５ｂとブレーキ油路７７とを遮断する方向（図５において右方）へ付勢するスプリング７４ｂと、弁体７４ａをライン油路７５の油圧によって第２ライン油路７５ｂとブレーキ油路７７とを連通する方向（図５において左方）へ押圧する油室７４ｃと、を備える。従って、弁体７４ａは、スプリング７４ｂによって第２ライン油路７５ｂとブレーキ油路７７とを遮断する方向（図５において右方）へ付勢されるとともに、油室７４ｃに入力されるライン油路７５の油圧によって第２ライン油路７５ｂとブレーキ油路７７とを連通する方向（図５において左方）へ押圧可能にされる。
【００６５】
スプリング７４ｂの付勢力は、電動オイルポンプ７０が低圧モード及び高圧モードで運転中に、油室７４ｃに入力されるライン油路７５の油圧で、弁体７４ａを図７（ａ）の閉弁位置から図７（ｂ）の開弁位置に移動させて、ブレーキ油路７７をハイポジションドレン７８から遮断し第２ライン油路７５ｂに連通させるように設定されている。即ち、電動オイルポンプ７０が低圧モードで運転されても高圧モードで運転されても、油室７４ｃに入力されるライン油路７５の油圧がスプリング７４ｂの付勢力を上回り、ブレーキ油路７７をハイポジションドレン７８から遮断し第２ライン油路７５ｂに連通させる。
【００６６】
第２ライン油路７５ｂとブレーキ油路７７とを遮断した状態においては、油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂはブレーキ油路７７とハイポジションドレン７８を介して貯留部７９に連通される。ここで、貯留部７９は、オイルパン８０よりも鉛直方向で高い位置、より好ましくは、貯留部７９の鉛直方向最上部が、油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂの第１作動室Ｓ１の鉛直方向最上部と鉛直方向最下部との中分点よりも鉛直方向で高い位置となるように配設される。従って、ブレーキ油路切替弁７４が閉弁した状態においては、油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂの第１作動室Ｓ１に貯留していたオイルが直接オイルパン８０に排出されず、貯留部７９に排出されて蓄えられるように構成される。なお、貯留部７９から溢れたオイルは、オイルパン８０に排出されるように構成される。また、ハイポジションドレン７８の貯留部側端部７８ａは、貯留部７９の底面に接続される。
【００６７】
ブレーキ油路切替弁７４の油室７４ｃは、パイロット油路８１とソレノイド弁８３を介してライン油路７５を構成する第２ライン油路７５ｂに接続可能にされている。ソレノイド弁８３は、制御装置８によって制御される電磁三方弁で構成されており、制御装置８によるソレノイド弁８３のソレノイド１７４（図８参照）への非通電時に第２ライン油路７５ｂをパイロット油路８１に接続し、油室７４ｃにライン油路７５の油圧を入力する。
【００６８】
ソレノイド弁８３は、図８に示すように、３方弁部材１７２と、ケース部材１７３に設けられ、不図示のケーブルを介して供給される電力を受けて励磁されるソレノイド１７４と、ソレノイド１７４の励磁力を受けて右方に引っ張られるソレノイド弁体１７５と、ケース部材１７３の中心に形成されるバネ保持凹部１７３ａに収容され、ソレノイド弁体１７５を左方に付勢するソレノイドバネ１７６と、３方弁部材１７２内に設けられ、ソレノイド弁体１７５の進退を摺動自在にガイドするガイド部材１７７と、を備える。
【００６９】
３方弁部材１７２は、略有底円筒状の部材であって、その中心線に沿って右端部から略中間部まで形成される右部凹状穴１８１と、同じく中心線に沿って左端部から右部凹状穴１８１の近傍まで形成される左部凹状穴１８２と、右部凹状穴１８１と左部凹状穴１８２との間において中心線と直交する方向に沿って形成される第１径方向穴１８３と、右部凹状穴１８１の略中間部と連通し中心線と直交する方向に沿って形成される第２径方向穴１８４と、中心線に沿って形成され、左部凹状穴１８２と第１径方向穴１８３とを連通する第１軸方向穴１８５と、中心線に沿って形成され、第１径方向穴１８３と右部凹状穴１８１とを連通する第２軸方向穴１８６と、を有する。
【００７０】
また、３方弁部材１７２の左部凹状穴１８２の底部には、第１軸方向穴１８５を開閉するボール１８７が左右方向に移動可能に入れられると共に、左部凹状穴１８２の入口側には、ボール１８７の離脱を規制するキャップ１８８が嵌合されている。また、キャップ１８８には、第１軸方向穴１８５と連通する貫通穴１８８ａが中心線に沿って形成されている。
【００７１】
また、第２軸方向穴１８６は、左右動するソレノイド弁体１７５の左端部に形成される開閉突起１７５ａの根元部の接触又は非接触により開閉される。また、第１軸方向穴１８５を開閉するボール１８７は、左右動するソレノイド弁体１７５の開閉突起１７５ａの先端部により左右に移動される。
【００７２】
そして、ソレノイド弁８３では、ソレノイド１７４へ非通電（電力非供給）にすることにより、図８（ａ）に示すように、ソレノイドバネ１７６の付勢力を受けてソレノイド弁体１７５が左動して、ソレノイド弁体１７５の開閉突起１７５ａの先端部がボール１８７を押すことにより、第１軸方向穴１８５が開放されると共に、ソレノイド弁体１７５の開閉突起１７５ａの根元部が第２軸方向穴１８６に接触することにより、第２軸方向穴１８６が閉塞される。これにより、ライン油路７５を構成する第２ライン油路７５ｂが、第１軸方向穴１８５と第１径方向穴１８３からパイロット油路８１を介して油室７４ｃに連通する（以下、図８（ａ）のソレノイド弁体１７５の位置を開弁位置と呼ぶことがある。）。
【００７３】
また、ソレノイド１７４へ通電（電力供給）することにより、図８（ｂ）に示すように、ソレノイド１７４の励磁力を受けてソレノイド弁体１７５がソレノイドバネ１７６の付勢力に抗して右動し、貫通穴１８８ａからの油圧がボール１８７を押すことにより、第１軸方向穴１８５が閉塞されると共に、ソレノイド弁体１７５の開閉突起１７５ａの根元部が第２軸方向穴１８６から離れることにより、第２軸方向穴１８６が開放される。これにより、油室７４ｃに貯留していたオイルが、第１径方向穴１８３と第２軸方向穴１８６と第２径方向穴１８４を介してオイルパン８０に排出され、第２ライン油路７５ｂとパイロット油路８１とが遮断される（以下、図８（ｂ）のソレノイド弁体１７５の位置を閉弁位置と呼ぶことがある。）。
【００７４】
また、図５に戻って、油圧回路７１では、第１低圧油路７６ａと第２低圧油路７６ｂは下流側で合流して共通の低圧共通油路７６ｃを構成しており、合流部には、低圧共通油路７６ｃのライン圧が所定圧以上になった場合に低圧共通油路７６ｃ内のオイルをリリーフドレン８６を介してオイルパン８０に排出させ、油圧を低下させるリリーフ弁８４が接続されている。
【００７５】
ここで、第１低圧油路７６ａと第２低圧油路７６ｂには、図６に示すように、それぞれ流路抵抗手段としてのオリフィス８５ａ、８５ｂが形成されており、第１低圧油路７６ａのオリフィス８５ａが第２低圧油路７６ｂのオリフィス８５ｂよりも大径となるように構成されている。従って、第２低圧油路７６ｂの流路抵抗は第１低圧油路７６ａの流路抵抗よりも大きく、電動オイルポンプ７０を高圧モードで運転中における第２低圧油路７６ｂでの減圧量が、電動オイルポンプ７０を低圧モードで運転中における第１低圧油路７６ａでの減圧量よりも大きくなって、高圧モード及び低圧モードにおける低圧共通油路７６ｃの油圧は略等しくなっている。
【００７６】
このように第１低圧油路７６ａと第２低圧油路７６ｂとに接続された低圧油路切替弁７３は、電動オイルポンプ７０が低圧モードで運転中においては、油室７３ｃ内の油圧よりもスプリング７３ｂの付勢力が勝りスプリング７３ｂの付勢力により弁体７３ａが低圧側位置に位置して、ライン油路７５を第２低圧油路７６ｂから遮断し第１低圧油路７６ａに連通させる。第１低圧油路７６ａを流れるオイルは、オリフィス８５ａで流路抵抗を受けて減圧され、低圧共通油路７６ｃを経由して潤滑・冷却部９１に至る。一方、電動オイルポンプ７０が高圧モードで運転中においては、スプリング７３ｂの付勢力よりも油室７３ｃ内の油圧が勝りスプリング７３ｂの付勢力に抗して弁体７３ａが高圧側位置に位置して、ライン油路７５を第１低圧油路７６ａから遮断し第２低圧油路７６ｂに連通させる。第２低圧油路７６ｂを流れるオイルは、オリフィス８５ｂでオリフィス８５ａよりも大きな流路抵抗を受けて減圧され、低圧共通油路７６ｃを経由して潤滑・冷却部９１に至る。
【００７７】
従って、電動オイルポンプ７０が低圧モードから高圧モードに切り替わると、ライン油路７５の油圧の変化に応じて自動的に流路抵抗の小さい油路から流路抵抗の大きい油路に切り替わるので、高圧モードのときに潤滑・冷却部９１に過度のオイルが供給されることが抑制される。
【００７８】
また、低圧共通油路７６ｃから潤滑・冷却部９１に至る油路には、他の流路抵抗手段としての複数のオリフィス８５ｃが設けられている。複数のオリフィス８５ｃは、第１低圧油路７６ａのオリフィス８５ａの最小流路断面積の方が複数のオリフィス８５ｃの最小流路断面積よりも小さくなるように設定されている。即ち、複数のオリフィス８５ｃの流路抵抗よりも第１低圧油路７６ａのオリフィス８５ａの流路抵抗の方が大きく設定されている。このとき、複数のオリフィス８５ｃの最小流路断面積は、各オリフィス８５ｃの最小流路断面積の総和である。これにより、第１低圧油路７６ａのオリフィス８５ａと第２低圧油路７６ｂのオリフィス８５ｂで所望の流量を流すことが調整可能になっている。
【００７９】
ここで、制御装置８（図１参照）は、車両全体の各種制御をするための制御装置であり、制御装置８には車速、操舵角、アクセルペダル開度ＡＰ、シフトポジション、ＳＯＣ、油温、電動機２Ａ、２Ｂの回転数などが入力される一方、制御装置８からは、内燃機関４を制御する信号、電動機２Ａ、２Ｂを制御する信号、バッテリ９における発電状態・充電状態・放電状態などを示す信号、ソレノイド弁８３のソレノイド１７４への制御信号、電動オイルポンプ７０を制御する制御信号などが出力される。
【００８０】
即ち、制御装置８は、電動機２Ａ、２Ｂを制御する電動機制御装置としての機能と、断接手段としての油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂを制御する断接手段制御装置としての機能を、少なくとも備えている。断接手段制御装置としての制御装置８は、電動機２Ａ、２Ｂの駆動状態及び/又は電動機２Ａ、２Ｂの駆動指令（駆動信号）に基づいて電動オイルポンプ７０とソレノイド弁８３のソレノイド１７４を制御する。
【００８１】
次に、後輪駆動装置１の油圧回路７１の動作について説明する。
図５は、停車中に油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂが解放している状態の油圧回路７１を示している。この状態では、制御装置８は、電動オイルポンプ７０を稼動しない。これにより、低圧油路切替弁７３の弁体７３ａは低圧側位置に位置し、ブレーキ油路切替弁７４の弁体７４ａは閉弁位置に位置し、油圧回路７１には油圧が供給されていない。
【００８２】
図９は、車両走行中に油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂが解放している状態を示している。この状態では、制御装置８は、電動オイルポンプ７０を低圧モードで運転する。また、制御装置８は、ソレノイド弁８３のソレノイド１７４へ通電しており、第２ライン油路７５ｂとパイロット油路８１とが遮断される。これにより、ブレーキ油路切替弁７４の弁体７４ａはスプリング７４ｂの付勢力により閉弁位置に位置して、第２ライン油路７５ｂとブレーキ油路７７とが遮断されるとともにブレーキ油路７７とハイポジションドレン７８とが連通され、油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂが解放される。そして、ブレーキ油路７７は、ハイポジションドレン７８を介して貯留部７９に接続される。
【００８３】
また、低圧油路切替弁７３は、スプリング７３ｂの付勢力が、図中右端の油室７３ｃに入力される電動オイルポンプ７０の低圧モードで運転中のライン油路７５の油圧より大きいため、弁体７３ａが低圧側位置に位置し、ライン油路７５を第２低圧油路７６ｂから遮断し第１低圧油路７６ａに連通させる。これにより、ライン油路７５のオイルが第１低圧油路７６ａを介してオリフィス８５ａで減圧され、潤滑・冷却部９１に供給される。
【００８４】
図１０は、油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂが弱締結している状態における油圧回路７１を示している。なお、弱締結とは、動力伝達可能であるが、油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂの締結状態の締結力に対し弱い締結力で締結している状態をいう。このとき、制御装置８は、電動オイルポンプ７０を低圧モードで運転する。また、制御装置８は、ソレノイド弁８３のソレノイド１７４へ非通電にして、ブレーキ油路切替弁７４の油室７４ｃに第２ライン油路７５ｂの油圧を入力している。これにより、スプリング７４ｂの付勢力より油室７４ｃ内の油圧が勝り、弁体７４ａが開弁位置に位置して、ブレーキ油路７７とハイポジションドレン７８とが遮断されるとともに第２ライン油路７５ｂとブレーキ油路７７とが連通され、油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂが弱締結する。
【００８５】
低圧油路切替弁７３は、このときも油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂの解放時と同様に、スプリング７３ｂの付勢力が、図中右端の油室７３ｃに入力される電動オイルポンプ７０の低圧モードで運転中のライン油路７５の油圧より大きいため、弁体７３ａが低圧側位置に位置し、ライン油路７５を第２低圧油路７６ｂから遮断し第１低圧油路７６ａに連通させる。これにより、ライン油路７５のオイルが第１低圧油路７６ａを介してオリフィス８５ａで減圧され、潤滑・冷却部９１に供給される。
【００８６】
図１１は、油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂが締結している状態における油圧回路７１を示している。このとき、制御装置８は、電動オイルポンプ７０を高圧モードで運転する。また、制御装置８は、ソレノイド弁８３のソレノイド１７４へ非通電にして、ブレーキ油路切替弁７４の右端の油室７４ｃに第２ライン油路７５ｂの油圧を入力している。これにより、スプリング７４ｂの付勢力より油室７４ｃ内の油圧が勝り、弁体７４ａが開弁位置に位置して、ブレーキ油路７７とハイポジションドレン７８とが遮断されるとともに第２ライン油路７５ｂとブレーキ油路７７とが連通され、油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂが締結する。
【００８７】
低圧油路切替弁７３は、電動オイルポンプ７０の高圧モードで運転中の図中右端の油室７３ｃに入力されるライン油路７５の油圧がスプリング７３ｂの付勢力より大きいため、弁体７３ａが高圧側位置に位置し、ライン油路７５を第１低圧油路７６ａから遮断し第２低圧油路７６ｂに連通させる。これにより、ライン油路７５のオイルが第２低圧油路７６ｂを介してオリフィス８５ｂで減圧され、潤滑・冷却部９１に供給される。
【００８８】
このように、制御装置８は、電動オイルポンプ７０の運転モード（稼動状態）と、ソレノイド弁８３の開閉を制御することにより、油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂを解放又は締結させ、電動機２Ａ、２Ｂ側と後輪Ｗｒ側とを遮断状態及び接続状態に切り替えるとともに、油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂの締結力を制御することができる。
【００８９】
図１２は電動オイルポンプ７０の負荷特性を示すグラフである。
図１２に示すように、高圧モード（油圧ＰＨ）に比べて低圧モード（油圧ＰＬ）は、オイルの供給流量を維持しつつも電動オイルポンプ７０の仕事率を１／４〜１／５程度に低減することができる。即ち、低圧モードにおいては電動オイルポンプ７０の負荷が小さく、高圧モードに比べて電動オイルポンプ７０を駆動する電動機９０の消費電力を低減することができる。
【００９０】
図１３は、各車両状態における前輪駆動装置６と後輪駆動装置１との関係を電動機２Ａ、２Ｂの作動状態と油圧回路７１の状態とをあわせて記載したものである。図中、フロントユニットは前輪駆動装置６、リアユニットは後輪駆動装置１、リアモータは電動機２Ａ、２Ｂ、ＥＯＰは電動オイルポンプ７０、ＳＯＬはソレノイド１７４、ＯＷＣは一方向クラッチ５０、ＢＲＫは油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂを表わす。また、図１４〜図１９は後輪駆動装置１の各状態における速度共線図を表わし、左側のＳ、Ｃはそれぞれ電動機２Ａに連結された遊星歯車式減速機１２Ａのサンギヤ２１Ａ、車軸１０Ａに連結されたプラネタリキャリア２３Ａ、右側のＳ、Ｃはそれぞれ電動機２Ｂに連結された遊星歯車式減速機１２Ｂのサンギヤ２１Ｂ、車軸１０Ｂに連結されたプラネタリキャリア２３Ｂ、Ｒはリングギヤ２４Ａ、２４Ｂ、ＢＲＫは油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂ、ＯＷＣは一方向クラッチ５０を表わす。以下の説明において電動機２Ａ、２Ｂによる車両前進時のサンギヤ２１Ａ、２１Ｂの回転方向を順方向とする。また、図中、停車中の状態から上方が順方向の回転、下方が逆方向の回転であり、矢印は、上方が順方向のトルクを表し、下方が逆方向のトルクを表す。
【００９１】
停車中は、前輪駆動装置６も後輪駆動装置１も駆動していない。従って、図１４に示すように、後輪駆動装置１の電動機２Ａ、２Ｂは停止しており、車軸１０Ａ、１０Ｂも停止しているため、いずれの要素にもトルクは作用していない。この車両３の停車中においては、油圧回路７１は、図５に示すように、電動オイルポンプ７０が非稼動であり、ソレノイド弁８３のソレノイド１７４は非通電になっているものの油圧が供給されないため油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂは解放（ＯＦＦ）している。また、一方向クラッチ５０は、電動機２Ａ、２Ｂが非駆動のため係合していない（ＯＦＦ）。
【００９２】
そして、イグニッションをＯＮにした後、ＥＶ発進、ＥＶクルーズなどモータ効率のよい前進低車速時は、後輪駆動装置１による後輪駆動となる。図１５に示すように、電動機２Ａ、２Ｂが順方向に回転するように力行駆動すると、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂには順方向のトルクが付加される。このとき、前述したように一方向クラッチ５０が係合しリングギヤ２４Ａ、２４Ｂがロックされる。これによりプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂは順方向に回転し前進走行がなされる。なお、プラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂには車軸１０Ａ、１０Ｂからの走行抵抗が逆方向に作用している。このように車両３の発進時には、イグニッションをＯＮにして電動機２Ａ、２Ｂのトルクをあげることで、一方向クラッチ５０が機械的に係合してリングギヤ２４Ａ、２４Ｂがロックされる。
【００９３】
このとき油圧回路７１は、図１０に示すように、電動オイルポンプ７０が低圧モード（Ｌｏ）で稼動し、ソレノイド弁８３のソレノイド１７４は非通電（ＯＦＦ）になっており、油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂが弱締結状態となっている。このように、電動機２Ａ、２Ｂの順方向の回転動力が後輪Ｗｒ側に入力されるときには一方向クラッチ５０が係合状態となり、一方向クラッチ５０のみで動力伝達可能であるが、一方向クラッチ５０と並列に設けられた油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂも弱締結状態とし電動機２Ａ、２Ｂ側と後輪Ｗｒ側とを接続状態としておくことで、電動機２Ａ、２Ｂ側からの順方向の回転動力の入力が一時的に低下して一方向クラッチ５０が非係合状態となった場合にも、電動機２Ａ、２Ｂ側と後輪Ｗｒ側とで動力伝達不能になることを抑制できる。また、後述する減速回生への移行時に電動機２Ａ、２Ｂ側と後輪Ｗｒ側とを接続状態とするための回転数制御が不要となる。このときの油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂの締結力は、後述する減速回生時と比べて弱い締結力となっている。一方向クラッチ５０が係合状態のときの油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂの締結力を一方向クラッチ５０が非係合状態のときの油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂの締結力よりも弱くすることにより、油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂの締結のための消費エネルギーが低減される。さらにこの状態においても、上述したようにライン油路７５のオイルが第１低圧油路７６ａを介してオリフィス８５ａで減圧され、潤滑・冷却部９１に供給され、潤滑・冷却部９１の潤滑及び冷却がなされている。
【００９４】
前進低車速走行から車速があがりエンジン効率のよい前進中車速走行に至ると、後輪駆動装置１による後輪駆動から前輪駆動装置６による前輪駆動となる。図１６に示すように、電動機２Ａ、２Ｂの力行駆動が停止すると、プラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂには車軸１０Ａ、１０Ｂから前進走行しようとする順方向のトルクが作用するので、前述したように一方向クラッチ５０が非係合状態となる。
【００９５】
このとき油圧回路７１は、図１０に示すように、電動オイルポンプ７０が低圧モード（Ｌｏ）で稼動し、ソレノイド弁８３のソレノイド１７４は非通電（ＯＦＦ）になっており、油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂが弱締結状態となっている。このように、後輪Ｗｒ側の順方向の回転動力が電動機２Ａ、２Ｂ側に入力されるときには一方向クラッチ５０は非係合状態となり、一方向クラッチ５０のみで動力伝達不能であるが、一方向クラッチ５０と並列に設けられた油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂを弱締結させ、電動機２Ａ、２Ｂ側と後輪Ｗｒ側とを接続状態としておくことで動力伝達可能な状態に保つことができ、後述する減速回生時への移行時に回転数制御が不要となる。なお、このときの油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂの締結力も、後述する減速回生時と比べて弱い締結力となっている。さらにこの状態においては、上述したようにライン油路７５のオイルが第１低圧油路７６ａを介してオリフィス８５ａで減圧され、潤滑・冷却部９１に供給され、潤滑・冷却部９１の潤滑及び冷却がなされている。
【００９６】
図１５又は図１６の状態から電動機２Ａ、２Ｂを回生駆動しようすると、図１７に示すように、プラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂには車軸１０Ａ、１０Ｂから前進走行を続けようとする順方向のトルクが作用するので、前述したように一方向クラッチ５０が非係合状態となる。
【００９７】
このとき、油圧回路７１は、図１１に示すように、電動オイルポンプ７０が高圧モード（Ｈｉ）で稼動し、ソレノイド弁８３のソレノイド１７４は非通電（ＯＦＦ）とされ、油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂが締結状態（ＯＮ）となる。従って、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂが固定されるとともに電動機２Ａ、２Ｂには逆方向の回生制動トルクが作用し、電動機２Ａ、２Ｂで減速回生がなされる。このように、後輪Ｗｒ側の順方向の回転動力が電動機２Ａ、２Ｂ側に入力されるときには一方向クラッチ５０は非係合状態となり、一方向クラッチ５０のみで動力伝達不能であるが、一方向クラッチ５０と並列に設けられた油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂを締結させ、電動機２Ａ、２Ｂ側と後輪Ｗｒ側とを接続状態としておくことで動力伝達可能な状態に保つことができ、この状態で電動機２Ａ、２Ｂを回生駆動状態に制御することにより、車両３のエネルギーを回生することができる。さらにこの状態においては、上述したようにライン油路７５のオイルが第２低圧油路７６ｂを介してオリフィス８５ｂで減圧され、潤滑・冷却部９１に供給され、潤滑・冷却部９１の潤滑及び冷却がなされている。
【００９８】
続いて加速時には、前輪駆動装置６と後輪駆動装置１の四輪駆動となり、後輪駆動装置１は、図１５に示す前進低車速時と同じ状態であり、油圧回路７１も、図１０に示す状態となる。
【００９９】
前進高車速時には、前輪駆動装置６による前輪駆動となる。図１８に示すように、電動機２Ａ、２Ｂが力行駆動を停止すると、プラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂには車軸１０Ａ、１０Ｂから前進走行しようとする順方向のトルクが作用するので、前述したように一方向クラッチ５０が非係合状態となる。
【０１００】
このとき油圧回路７１は、図９に示すように、電動オイルポンプ７０が低圧モード（Ｌｏ）で稼動し、ソレノイド弁８３のソレノイド１７４は通電（ＯＮ）され、油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂが解放状態（ＯＦＦ）となる。従って、電動機２Ａ、２Ｂの連れ回りが防止され、前輪駆動装置６による高車速時に電動機２Ａ、２Ｂが過回転となるのが防止される。さらにこの状態においては、上述したようにライン油路７５のオイルが第１低圧油路７６ａを介してオリフィス８５ａで減圧され、潤滑・冷却部９１に供給され、潤滑・冷却部９１の潤滑及び冷却がなされている。
【０１０１】
後進時には、前輪駆動装置６による前輪駆動となる。図１９に示すように、プラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂには車軸１０Ａ、１０Ｂから後進走行しようとする逆方向のトルクが作用するので、前述したように一方向クラッチ５０が係合状態となるが、本発明においては後述する非係合制御により、一方向クラッチ５０が非係合状態となるように電動機２Ａ、２Ｂを駆動している。
【０１０２】
このとき油圧回路７１は、図９に示すように、電動オイルポンプ７０が低圧モード（Ｌｏ）で稼動し、ソレノイド弁８３のソレノイド１７４は通電（ＯＮ）され、油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂが解放状態（ＯＦＦ）となる。さらにこの状態においては、上述したようにライン油路７５のオイルが第１低圧油路７６ａを介してオリフィス８５ａで減圧され、潤滑・冷却部９１に供給され、潤滑・冷却部９１の潤滑及び冷却がなされている。
【０１０３】
このように後輪駆動装置１は、車両３の走行状態、言い換えると、電動機２Ａ、２Ｂの回転方向が順方向か逆方向か、及び電動機２Ａ、２Ｂ側と後輪Ｗｒ側のいずれから動力が入力されるかに応じて、油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂの締結・解放が制御され、さらに油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂの締結時であっても締結力が調整される。
【０１０４】
ここで、本発明における非係合制御について詳細に説明する。
先ず、図２０を参照して、後進時において、非係合制御をしない場合について説明する。
後進時は、プラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂに、車軸１０Ａ、１０Ｂから後進走行しようとする逆方向の走行トルクＴｃが作用する。後輪Ｗｒ側の逆方向の走行トルクＴｃが電動機２Ａ、２Ｂ側に入力されるので、一方向クラッチ５０が係合状態となる。この際、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂには一方向クラッチの反力Ｒｏｗｃが順方向に作用し、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂには順方向に電動機２Ａ、２Ｂ等の損失である電動機側損失に起因する抵抗力Ｆｓが作用する。電動機側損失は、電動機２Ａ、２Ｂを連れ回す際に発生する抵抗力であり、主に電動機２Ａ、２Ｂの摩擦損失、銅損、鉄損からなるＭＯＴ損失と、電動機２Ａ、２Ｂの出力軸として機能する円筒軸１６Ａ、１６Ｂとサンギヤ２１Ａ、２１Ｂとに作用する動力伝達経路の損失である伝達経路損失とからなる。
【０１０５】
また、プラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂには電動機側損失に起因する抵抗力Ｆｓの分配力Ｆｓｄが順方向に作用する。この分配力Ｆｓｄは、一方向クラッチ５０で固定されたリングギヤ２４Ａ、２４Ｂを支点として、力点であるサンギヤ２１Ａ、２１Ｂに抵抗力Ｆｓが作用した際に、作用点であるプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂに発生する力である。このプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂに発生する分配力Ｆｓｄが、車両３の走行における走行抵抗として車軸１０Ａ、１０Ｂを介して後輪Ｗｒに作用することとなり、非係合制御をしなければ、前輪駆動装置６による後進時に後輪Ｗｒに作用しつづけることなる。
【０１０６】
また、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂにも、プラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂに作用する走行トルクＴｃの分配力Ｔｃｄが逆方向に作用する。この走行トルクＴｃの分配力Ｔｃｄは、一方向クラッチ５０で固定されたリングギヤ２４Ａ、２４Ｂを支点として、力点であるプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂに走行トルクＴｃが作用した際に、作用点であるサンギヤ２１Ａ、２１Ｂに発生する力である。この分配力Ｔｃｄにより、電動機２Ａ、２Ｂが連れ回される。
【０１０７】
本発明では、例えば後進時のような、車輪Ｗｒ側の逆方向のトルクが電動機２Ａ、２Ｂ側に入力されるときに、一方向クラッチ５０が非係合状態となるように、図１９のハッチング付の矢印で示した電動機２Ａ、２Ｂに逆方向のモータトルクＴｍを発生させる非係合制御を行なう。非係合制御では、制御装置８が、目標回転数を定め目標回転数となるように電動機２Ａ、２Ｂを駆動することで、電動機側損失に起因する抵抗力を相殺するか、若しくは、電動機側損失の少なくとも一部を取得して電動機側損失に起因する抵抗力を相殺するように電動機２Ａ、２ＢにモータトルクＴｍを発生させる制御である。
【０１０８】
なお、非係合制御は、一方向クラッチ５０が非係合状態となれば必ずしもリングギヤ２４Ａ、２４Ｂは停止している必要はなく、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂが順方向に回転するように、電動機２Ａ、２Ｂを駆動させてもよい。いずれにしても、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂには、一方向クラッチ５０も係合しておらず油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂも締結していないため、電動機２Ａ、２ＢのモータトルクＴｍの分配力がプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂに作用しない状態となる。
【０１０９】
これにより、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂに作用している電動機側損失に起因する抵抗力Ｆｓが電動機２Ａ、２ＢのモータトルクＴｍで相殺され、プラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂに作用する電動機側損失に起因する抵抗力Ｆｓの分配力Ｆｓｄも消失する。また、非係合制御により電動機２Ａ、２Ｂを駆動することで、電動機２Ａ、２Ｂがプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂに作用する走行トルクＴｃの分配力Ｔｃｄにより連れ回されることなく電動機２Ａ、２Ｂが回転する状態となる。即ち、後輪Ｗｒ側の逆方向の走行トルクＴｃが電動機２Ａ、２Ｂ側に入力されなくなるため、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂに作用する一方向クラッチの反力Ｒｏｗｃも消失し、一方向クラッチ５０が非係合状態となる。
【０１１０】
このように、後進時に、一方向クラッチ５０が非係合状態となるように、電動機２Ａ、２Ｂに逆方向のモータトルクＴｍを発生させる非係合制御を行なうことにより、後進時に電動機側損失に起因する走行抵抗が発生せず、走行性能を向上させることができる。
【０１１１】
また、後進時にはシフトポジションにより予め後進を予測して、後進予測に基づいて非係合制御を行なうことが好ましい。これにより、一方向クラッチ５０は係合状態とならずに非係合状態を維持することができる。この場合、制御装置８が、逆方向入力予測手段としても機能することとなる。
【０１１２】
上記実施形態では、前輪駆動装置６による後進時に非係合制御を行なうことを説明したが、後輪Ｗｒ側の逆方向のトルクが電動機２Ａ、２Ｂ側に入力されるときとして、登坂路で自然後退する際にも適用することができる。電動機側損失は、電動機２Ａ、２Ｂの温度に依存するため、温度が低いときには後退加速度が変化し、ドライバーに違和感をもたらす場合がある。さらに、極低温時には、低斜度の登坂路では後退できない場合も考えられる。このような登坂路において自然後退する際に非係合制御を行なうことで、電動機２Ａ、２Ｂの引き摺りが走行抵抗となってドライバーの意図通りに後退できない事態を回避して、走行性能を向上させることができる。
【０１１３】
続いて、非係合制御の制御フローについて説明する。
先ず、図２１を参照して、目標回転数に基づいて電動機２Ａ、２ＢのモータトルクＴｍを決定する制御フローについて説明する。
【０１１４】
始めに車輪速、シフトポジション、電動機２Ａ、２Ｂに取り付けられたレゾルバの回転数、制御装置８内のＲＤＵ指示トルク等から車両情報を取得する（Ｓ１１）。続いて、取得した車両情報に基づいて後退判断を行なう（Ｓ１２）。シフトポジションがリバースで電動機２Ａ、２Ｂが逆方向に回転していれば後進走行、シフトポジションがニュートラルポジション又はドライブポジションで電動機２Ａ、２Ｂが逆方向に回転していれば自然後退と判断することができる。その結果、車両３が後退していない場合には、非係合制御を行なうことなく処理を終了する。
【０１１５】
車両３が後退している場合には、不図示の車輪速センサで取得される車輪速が所定値（例えば３ｋｍ/ｈ相当）以上であるか否かを判定する（Ｓ１３）。その結果、車輪速が所定値（例えば３ｋｍ/ｈ相当）以上であれば、係数と遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂのギヤ比とを車輪速に乗算することで、目標回転数を決定する（Ｓ１４）。なお、この係数は、１以上の値であり、固定値（例えば、１．１）でも車輪速に応じて変化する変動値であってもよい。係数を大きくすることで、確実に一方向クラッチ５０を非係合状態とすることができる。
【０１１６】
車輪速が所定値（例えば３ｋｍ/ｈ相当）より低い場合には、所定値（例えば３ｋｍ/ｈ相当）に遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂのギヤ比を乗算することで、目標回転数を決定する（Ｓ１５）。車輪速が低い状態では、車輪速センサの検出精度が低いため、低車速域においては車速によらず所定値を用いて目標回転数を決定することで、検出振れのリスクを回避することができる。なお、車輪速の所定値として、本実施形態では、３ｋｍ/ｈ相当を例示したが、任意に設定することができる。また、所定値（例えば３ｋｍ/ｈ相当）の代わりに、車輪速が所定値（例えば３ｋｍ/ｈ相当）以上の場合と同様に、係数と遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂのギヤ比とを車輪速に乗算することで、目標回転数を決定してもよく、この場合、係数を車輪速が所定値（例えば３ｋｍ/ｈ相当）以上の場合よりも大きく設定する（例えば、１．３）ことで、確実に一方向クラッチ５０を非係合状態とするようにすることができる。なお、ステップＳ１３は、省略することもできる。
【０１１７】
最後に、ステップＳ１４及びステップＳ１５において決定した目標回転数となるように電動機２Ａ、２Ｂを駆動してモータトルクＴｍを出力する（Ｓ１６）。
【０１１８】
このように、非係合制御において、回転状態量としての車輪速に基づいて電動機２Ａ、２Ｂの目標回転数を求め、目標回転数に基づいて電動機２Ａ、２ＢのモータトルクＴｍを決定することにより、電動機２Ａ、２Ｂ等の損失を取得しなくてよいので制御を簡素化することができる。なお、回転状態量として後輪Ｗｒの車輪速に代えて、後輪Ｗｒの回転数、動力伝達経路の回転部であるプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂの回転数、電動機２Ａ、２Ｂの回転数等から求めてもよい。
【０１１９】
また、電動機２Ａ、２Ｂの目標回転数は、車輪速と予め求められている遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂのギヤ比とに基づいて求められるので、制御を簡素化することができる。
【０１２０】
また、車輪速が所定値（例えば３ｋｍ/ｈ相当）より小さいときに、一方向クラッチ５０が非係合状態となるように、車輪速によらず電動機２Ａ、２Ｂのトルクを一定値とすることにより、検出誤差が発生しても確実に一方向クラッチ５０を非係合状態とすることができる。
【０１２１】
続いて、図２２を参照して、電動機側損失のうちＭＯＴ損失を取得して電動機２Ａ、２Ｂのモータトルクを決定する制御フローについて説明する。
【０１２２】
始めに車輪速、シフトポジション、電動機２Ａ、２Ｂに取り付けられたレゾルバの回転数、制御装置８内のＲＤＵ指示トルク等から車両情報を取得し（Ｓ２１）、取得した車両情報に基づいて後退判断を行なう（Ｓ２２）。その結果、車両３が後退していない場合には、非係合制御を行なうことなく処理を終了する。車両３が後退している場合には、ＭＯＴ損失を取得する（Ｓ２３）。
【０１２３】
電動機２Ａ、２Ｂがプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂに作用する走行トルクＴｃの分配力Ｔｃｄにより連れ回されている状態では、電動機２Ａ、２Ｂには回転に応じたＭＯＴ損失が生じており、制御装置８は、制御装置８に入力される電気角度θと、角速度ωと、相電流センサ（不図示）が検出したＵ相電流Ｉｕ及びＷ相電流ＩｗからＭＯＴ損失を取得する。ＭＯＴ損失を、電動機２Ａ、２Ｂの電流に基づいて求めることにより、損失推定の精度を向上できる。
【０１２４】
また、ＭＯＴ損失は、電動機２Ａ、２Ｂの温度と電動機２Ａ、２Ｂの回転数との少なくとも１つから、予め試験的に測定され又は算出され記憶されていた損失ＭＡＰに基づいて取得してもよい。損失が予め試験的に測定され又は算出されて記憶されていることで、逐次の損失計算（推定）が不要となる。
【０１２５】
この場合、電動機２Ａ、２Ｂの回転数の代わりに動力伝達経路を構成する回転部材の回転数、例えば、遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂのサンギヤ２１Ａ、２１Ｂの回転数を用いてもよい。また、損失マップでは、電動機２Ａ、２Ｂの温度と回転数等と、動力伝達経路の摩擦損失も関連させて動力伝達経路の摩擦を測定又は算出しておくことで、電動機２Ａ、２ＢのＭＯＴ損失に加えて動力伝達経路の伝達経路損失も考慮した電動機側損失全体を取得することができる。
【０１２６】
そして、取得されたＭＯＴ損失の絶対値に係数を乗算することで、電動機２Ａ、２Ｂのモータトルクを決定する（Ｓ２４）。なお、この係数は、１以上の値であり、固定値（例えば、１．１）でもモータトルクに応じて変化する変動値であってもよい。係数を大きくすることで、確実に一方向クラッチ５０を非係合状態とすることができる。
【０１２７】
最後に、ステップＳ２４において決定したモータトルクとなるように電動機２Ａ、２Ｂを駆動してモータトルクＴｍを出力する（Ｓ２５）。
【０１２８】
尚、本発明は、上述した実施形態に限定されるものではなく、適宜、変形、改良、等が可能である。
即ち、本発明は、駆動装置に、電動機と、車輪と、電動機と車輪との動力伝達経路上に一方向動力伝達手段を備えるものであれば、特にその構成は限定されるものではない。
例えば、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂにそれぞれ油圧ブレーキ６０Ａ、６０Ｂを設ける必要はなく、連結されたリングギヤ２４Ａ、２４Ｂに少なくとも１つの油圧ブレーキと１つの一方向クラッチが設けられていればよい。
また、反対に、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂは必ずしも連結されている必要はなく、それぞれに一方向クラッチと油圧ブレーキを設けてもよい。さらに、油圧ブレーキを省略してもよい。
また、変速機として遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂを例示したが、これに限らず、任意の変速機を用いることができる。さらに、変速機は必ずしも設ける必要はない。
また、右車輪と左車輪を１つの電動機で制御するものであってもよい。
また、断接手段として油圧ブレーキを例示したが、これに限らず機械式、電磁式等任意に選択できる。
また、前輪駆動装置は、内燃機関を用いずに電動機を唯一の駆動源とするものでもよい。
【符号の説明】
【０１２９】
１      後輪駆動装置（第１駆動装置）
２Ａ、２Ｂ    電動機
３      車両
６      前輪駆動装置（第２駆動装置）
８      制御装置（電動機制御装置、逆方向入力予測手段）
５０    一方向クラッチ（一方向動力伝達手段）
Ｗｆ    前輪（第２駆動輪）
Ｗｒ    後輪（第１駆動輪）
【図１】
0005707210.tif 000002
【図２】
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【図３】
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【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】
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【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】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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