JP5707210B2 - Vehicle drive device and vehicle - Google Patents

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Description

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。   The present invention relates to a vehicle drive device and a vehicle in which a drive device for driving front wheels and a drive device for driving rear wheels are separately provided.

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。   Patent Document 1 discloses a four-wheel drive vehicle including a front wheel drive device and a rear wheel drive device. The rear wheel drive device includes a first motor that drives a left rear wheel, a first motor, and a left rear wheel. A first planetary gear type transmission provided on the power transmission path, a second motor for driving the right rear wheel, and a second planetary gear type provided on the power transmission path between the second motor and the right rear wheel. And the ring gears of the first planetary gear type transmission and the second planetary gear type transmission are connected to each other. A hydraulic brake that brakes the rotation of the ring gear by releasing or fastening the connected ring gear, and a one-way clutch are provided in parallel with the hydraulic brake.

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。   The one-way clutch is engaged when the forward rotational power on the motor side is input to the wheel side and the vehicle moves forward, and the rotational power from the motor is transmitted to the wheel.

国際公開第２０１１/０１３８２９号International Publication No. 2011/013829

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。   However, in the vehicle drive device described in Patent Document 1, since the rotational power in the reverse direction on the wheel side is input to the electric motor side and the vehicle is moved backward, the vehicle is engaged. If the vehicle is driven backward only by force, the one-way clutch is engaged and the first and second motors are driven, resulting in running resistance, which may result in worsening of fuel efficiency as well as worsening of fuel consumption. is there. In addition, even when the vehicle naturally reverses on an uphill road, the one-way clutch is engaged, so there is a risk that the vehicle will not be able to move backward due to running resistance, or the reverse acceleration will change depending on the motor temperature, which may make the driver feel uncomfortable. .

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。   The present invention has been made in view of the above problems, and is a vehicle drive device that can reduce running resistance even when the one-way power transmission means is in an engaged state when reversing or when naturally retreating on an uphill road. And to provide a vehicle.

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。 In order to achieve the above object, the invention described in claim 1
An electric motor that generates a driving force of the vehicle (for example, electric motors 2A and 2B in embodiments described later);
An electric motor control device for controlling the electric motor (for example, a control device 8 of an embodiment described later);
Provided on the power transmission path between the electric motor and the wheel, the motor is engaged when the forward rotational power on the motor side is input to the wheel side, and the reverse rotational power on the motor side is on the wheel side. When it is input, it is in a non-engaged state, and when wheel-side forward rotational power is input to the motor side, it is in a non-engaged state and wheel-side reverse rotational power is input to the motor side. One-way power transmission means (for example, a one-way clutch 50 in the embodiment described later) that is sometimes engaged is a vehicle drive device (for example, a rear wheel drive device 1 in the embodiment described later). And
The motor control device performs disengagement control for driving the motor so that the one-way power transmission means is disengaged when rotational power in the reverse direction on the wheel side is input to the motor side. It is characterized by that.

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。 Moreover, in addition to the structure of Claim 1, the invention of Claim 2 is
In the non-engagement control, a rotational state amount correlated with the rotation by the rotational power in the reverse direction on the wheel side is acquired,
Obtaining the target rotational speed of the electric motor based on the rotational state quantity,
The driving force of the electric motor is determined based on the target rotational speed.

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。 Moreover, in addition to the structure of Claim 2, the invention of Claim 3 is
The power transmission path is provided with a transmission (for example, planetary gear speed reducers 12A and 12B according to embodiments described later),
The target rotational speed of the electric motor is obtained based on a wheel speed as the rotational state quantity and a transmission gear ratio of the transmission.

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。 Moreover, in addition to the structure of Claim 2, the invention of Claim 4 adds to the structure of Claim 2 or 3,
In the disengagement control, when the rotational state amount is smaller than a predetermined value, the driving force of the electric motor is set to a constant value regardless of the rotational state amount so that the one-way power transmission means is disengaged. It is characterized by doing.

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。 Moreover, in addition to the structure of Claim 1, the invention of Claim 5 is
In the non-engagement control, the loss of the electric motor is acquired,
The driving force of the electric motor is determined based on the loss.

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。 Moreover, in addition to the structure of Claim 1, the invention of Claim 6 is
In the non-engagement control, the loss of the electric motor and the loss of the power transmission path are acquired,
The driving force of the electric motor is determined based on both the losses.

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。 Moreover, in addition to the structure of Claim 5 or 6, the invention of Claim 7 is
The loss is obtained based on at least one of the number of revolutions of the electric motor , the number of revolutions of a rotating member constituting the power transmission path, and the temperature of the electric motor .

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。 In addition to the configuration described in claim 5 or 6, the invention described in claim 8
The loss is obtained based on a current of the electric motor.

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。 Moreover, in addition to the structure of Claim 7, invention of Claim 9 is added to the structure of Claim 7,
The loss is preliminarily measured experimentally or calculated and stored.

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。 Moreover, in addition to the structure of any one of Claims 1-9, the invention of Claim 10 is
Further comprising reverse direction input predicting means (for example, a control device 8 in an embodiment described later) for predicting that the rotational power in the reverse direction on the wheel side is input to the motor side;
The disengagement control is performed based on the reverse direction input predicting means.

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。 In order to achieve the above object, the invention according to claim 11 provides:
A first drive device (for example, a rear wheel drive device 1 according to an embodiment described later) for driving a first drive wheel (for example, a rear wheel Wr of an embodiment described later) which is one of the front wheel and the rear wheel; A vehicle (e.g., a second drive wheel (e.g., a front wheel drive device 6 according to an embodiment described later)) that drives a second drive wheel (e.g., a front wheel Wf of an embodiment described later) that is the other of the rear wheels; A vehicle 3) of an embodiment described later,
The first driving device includes:
An electric motor that generates a driving force of the vehicle (for example, electric motors 2A and 2B in embodiments described later);
An electric motor control device for controlling the electric motor (for example, a control device 8 of an embodiment described later);
It is provided on a power transmission path between the electric motor and the first drive wheel, and is engaged when the forward rotational power on the motor side is input to the first drive wheel side and in the reverse direction on the motor side. When the rotational power is input to the first drive wheel side, it is disengaged, and when the forward rotational power on the first drive wheel side is input to the motor side, it is disengaged and the first drive is performed. One-way power transmission means (for example, one-way clutch 50 in the embodiment described later) that is engaged when rotational power in the reverse direction on the wheel side is input to the motor side,
The electric motor control device is configured so that the one-way power transmission means is disengaged when the reverse drive force is generated only in the second drive device and the vehicle moves backward or when the vehicle naturally moves backward on the uphill road. Non-engagement control for driving the electric motor is performed.

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。 Moreover, in addition to the structure of Claim 11, the invention of Claim 12 is
In the disengagement control, a rotational state quantity correlated with rotation by the reverse rotational power on the first drive wheel side is acquired,
Obtaining the target rotational speed of the electric motor based on the rotational state quantity,
The driving force of the electric motor is determined based on the target rotational speed.

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。 Moreover, in addition to the structure of Claim 12, the invention of Claim 13 is
The power transmission path is provided with a transmission (for example, planetary gear speed reducers 12A and 12B according to embodiments described later),
The target rotational speed of the electric motor is obtained based on a wheel speed as the rotational state quantity and a gear ratio of the transmission.

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。 Further, in the invention described in claim 14, in addition to the structure described in claim 12 or 13,
In the disengagement control, when the rotational state amount is smaller than a predetermined value, the driving force of the electric motor is set to a constant value regardless of the rotational state amount so that the one-way power transmission means is disengaged. It is characterized by doing.

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。 Moreover, in addition to the structure of Claim 11, the invention of Claim 15 adds to the structure of Claim 11,
In the non-engagement control, the loss of the electric motor is acquired,
The driving force of the electric motor is determined based on the loss.

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。 Moreover, in addition to the structure of Claim 11, the invention of Claim 16 is
The disengagement control acquires a loss of the electric motor and a loss of the power transmission path,
The driving force of the electric motor is determined based on both the losses.

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。 Moreover, in addition to the structure of Claim 15 or 16, the invention of Claim 17 is
The loss is obtained based on at least one of the number of revolutions of the electric motor , the number of revolutions of a rotating member constituting the power transmission path, and the temperature of the electric motor .

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。 Further, the invention described in claim 18 has the configuration described in claim 15 or 16,
The loss is obtained based on a current of the electric motor.

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。 In addition to the configuration described in claim 17, the invention described in claim 19 includes
The loss is preliminarily measured experimentally or calculated and stored.

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。 Moreover, in addition to the structure of any one of Claims 11-19, the invention of Claim 20 is
A reverse direction input predicting means for predicting that the reverse drive force is generated only in the second drive device and the vehicle reverses or the vehicle naturally retreats on an uphill road;
The disengagement control is performed based on the reverse direction input predicting means.

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。   According to the first aspect of the present invention, when the rotational power in the reverse direction on the wheel side is input to the electric motor side, for example, when the vehicle moves backward or naturally on an uphill road, the one-way power transmission means is in the engaged state. However, by carrying out disengagement control to drive the motor so that the one-way power transmission means is disengaged, running resistance due to loss of the motor, etc. occurs during reverse travel or natural retreat of the uphill road Without being able to improve driving performance.

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。   According to the second aspect of the present invention, it is not necessary to acquire the loss of the electric motor or the like, so that the control can be simplified.

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。   According to the third aspect of the present invention, since the transmission gear ratio is obtained in advance, the target rotational speed can be obtained by detecting the rotational speed of the wheel, and the control can be simplified. .

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。   According to the fourth aspect of the present invention, when the rotational state quantity is smaller than the predetermined value, the detection accuracy of the sensor is low, so that the one-way power transmission means is brought into the disengaged state. First, by setting the driving force of the electric motor to a constant value, the one-way power transmission means can be surely brought into the disengaged state even if a detection error occurs.

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。   According to the fifth aspect of the present invention, the control accuracy can be improved by performing the non-engagement control based on the loss actually generated in the electric motor, that is, the negative torque.

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。   According to the sixth aspect of the present invention, it is possible to improve control accuracy by acquiring (including estimation and detection; hereinafter the same) the loss of the motor and the loss of the power transmission path and performing the disengagement control. it can.

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。   According to the invention described in claim 7, it is possible to easily estimate the loss.

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。   According to the eighth aspect of the invention, the accuracy of loss estimation can be improved by obtaining the loss of the motor based on the current of the motor.

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。   According to the ninth aspect of the present invention, it is not necessary to calculate (estimate) the loss in advance by obtaining the loss in advance.

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。   According to the tenth aspect of the present invention, the one-way power transmission means can be maintained in the disengaged state without performing the disengaged control by performing the disengagement control based on the prediction.

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。   According to the eleventh aspect of the present invention, the one-way power transmission means is engaged when the vehicle moves backward by generating the backward driving force only in the second driving device or when the vehicle naturally moves backward on the uphill road. However, by performing disengagement control that drives the motor so that the one-way power transmission means is disengaged, the vehicle travels due to loss of the motor or the like when the vehicle moves backward or when the vehicle naturally moves uphill. Resistance is not generated and traveling performance can be improved.

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。   According to the twelfth aspect of the present invention, since it is not necessary to acquire a loss of the electric motor or the like, the control can be simplified.

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。   According to the invention described in claim 13, since the transmission gear ratio is obtained in advance, the target rotational speed can be obtained by detecting the rotational speed of the wheel, and the control can be simplified. .

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。   According to the fourteenth aspect of the present invention, when the rotational state quantity is smaller than the predetermined value, the detection accuracy of the sensor is low, so that the one-way power transmission means is in the disengaged state. First, by setting the driving force of the electric motor to a constant value, the one-way power transmission means can be surely brought into the disengaged state even if a detection error occurs.

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。   According to the fifteenth aspect of the present invention, the control accuracy can be improved by performing the non-engagement control based on the loss actually generated in the motor, that is, the negative torque.

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。   According to the sixteenth aspect of the present invention, it is possible to improve the control accuracy by obtaining (including estimation and detection) the loss of the motor and the loss of the power transmission path and performing the disengagement control. it can.

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。   According to the invention described in claim 17, it is possible to easily estimate the loss.

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。   According to the invention described in claim 18, the accuracy of loss estimation can be improved by obtaining the loss of the motor based on the current of the motor.

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。   According to the nineteenth aspect of the present invention, it is not necessary to perform sequential loss calculation (estimation) by obtaining the loss in advance.

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。   According to the twentieth aspect of the present invention, the one-way clutch can be maintained in the disengaged state without being engaged by performing the disengagement control based on the prediction.

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。1 is a block diagram showing a schematic configuration of a hybrid vehicle that is an embodiment of a vehicle on which a vehicle drive device according to the present invention can be mounted. 後輪駆動装置の一実施形態の縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view of one Embodiment of a rear-wheel drive device. 図２に示す後輪駆動装置の部分拡大図である。FIG. 3 is a partially enlarged view of the rear wheel drive device shown in FIG. 2. 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。It is a perspective view which shows the state with which the rear-wheel drive device was mounted in the flame | frame. 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。FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic control device that controls a hydraulic brake, and is a hydraulic circuit diagram showing a state where hydraulic pressure is not supplied. （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。(A) is explanatory drawing when a low pressure oil path switching valve is located in a low pressure side position, (b) is an explanatory drawing when a low pressure oil path switching valve is located in a high pressure side position. （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。(A) is explanatory drawing when a brake oil path switching valve is located in a valve closing position, (b) is explanatory drawing when a brake oil path switching valve is located in a valve opening position. （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。(A) is explanatory drawing at the time of non-energization of a solenoid valve, (b) is explanatory drawing at the time of energization of a solenoid valve. 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。FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic control device during traveling and in a hydraulic brake release state (EOP: low pressure mode). 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。It is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic control device in a weakly engaged state (EOP: low pressure mode) of a hydraulic brake. 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。It is a hydraulic circuit diagram of the hydraulic control device in the engagement state (EOP: high pressure mode) of the hydraulic brake. 電動オイルポンプの負荷特性を示すグラフである。It is a graph which shows the load characteristic of an electric oil pump. 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。It is the table | surface which described the relationship of the operating state of an electric motor, and the state of a hydraulic circuit about the relationship between the front-wheel drive device and rear-wheel drive device in a vehicle state. 停車中の後輪駆動装置の速度共線図である。It is a speed alignment chart of the rear-wheel drive device in a stop. 前進低車速時の後輪駆動装置の速度共線図である。It is a speed alignment chart of the rear-wheel drive device at the time of forward low vehicle speed. 前進中車速時の後輪駆動装置の速度共線図である。It is a speed alignment chart of the rear-wheel drive device at the time of forward vehicle speed. 減速回生時の後輪駆動装置の速度共線図である。It is a speed alignment chart of the rear-wheel drive device at the time of deceleration regeneration. 前進高車速時の後輪駆動装置の速度共線図である。It is a speed alignment chart of the rear-wheel drive device at the time of forward high vehicle speed. 後進時の後輪駆動装置の速度共線図である。It is a speed alignment chart of the rear-wheel drive device at the time of reverse drive. 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。It is a speed alignment chart of the rear-wheel drive device in the state which does not perform non-engagement control at the time of reverse drive. 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。FIG. 6 is a flowchart showing a control flow for determining a target torque and determining a motor torque based on the target speed in non-engagement control. 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。It is a flowchart which shows the control flow which acquires a MOT loss and determines a motor torque in non-engagement control.

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。 First, an embodiment of a vehicle drive device according to the present invention will be described with reference to FIGS.
The vehicle drive device according to the present invention uses an electric motor as a drive source for driving an axle, and is used, for example, in a vehicle having a drive system as shown in FIG. In the following description, the case where the vehicle drive device is used for rear wheel drive will be described as an example, but it may be used for front wheel drive.
A vehicle 3 shown in FIG. 1 is a hybrid vehicle having a drive device 6 (hereinafter referred to as a front wheel drive device) in which an internal combustion engine 4 and an electric motor 5 are connected in series at the front portion of the vehicle. While power is transmitted to the front wheel Wf via the transmission 7, the power of the driving device 1 (hereinafter referred to as a rear wheel driving device) provided at the rear of the vehicle separately from the front wheel driving device 6 is the rear wheel Wr ( RWr, LWr). The electric motor 5 of the front wheel drive device 6 and the electric motors 2A and 2B of the rear wheel drive device 1 on the rear wheel Wr side are connected to the battery 9 so that power supply from the battery 9 and energy regeneration to the battery 9 are possible. ing. Reference numeral 8 denotes a control device for performing various controls of the entire vehicle.

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。   FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the entire rear wheel drive device 1. In FIG. 2, 10A and 10B are left and right axles on the rear wheel Wr side of the vehicle 3, and are coaxial in the vehicle width direction. Is arranged. The reduction gear case 11 of the rear wheel drive device 1 is formed in a substantially cylindrical shape as a whole, and includes an electric motor 2A and 2B for driving an axle, and a planetary gear type reduction gear for reducing the drive rotation of the electric motors 2A and 2B. The machines 12A and 12B are arranged coaxially with the axles 10A and 10B. The electric motor 2A and the planetary gear type speed reducer 12A control the left rear wheel LWr, and the electric motor 2B and the planetary gear type speed reducer 12B control the right rear wheel RWr. The planetary gear type speed reducer 12B is disposed symmetrically in the vehicle width direction within the speed reducer case 11. As shown in FIG. 4, the speed reducer case 11 is supported by the support portions 13 a and 13 b of the frame member 13 that is a part of the frame serving as the frame of the vehicle 3 and the frame of the rear wheel drive device 1 (not shown). Has been. The support portions 13a and 13b are provided on the left and right with respect to the center of the frame member 13 in the vehicle width direction. Note that the arrows in FIG. 4 indicate the positional relationship when the rear wheel drive device 1 is mounted on the vehicle 3.

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。   The stators 14A and 14B of the electric motors 2A and 2B are respectively fixed inside the left and right ends of the speed reducer case 11, and annular rotors 15A and 15B are rotatably arranged on the inner peripheral sides of the stators 14A and 14B. . Cylindrical shafts 16A and 16B surrounding the outer periphery of the axles 10A and 10B are coupled to the inner peripheral portions of the rotors 15A and 15B. The machine case 11 is supported by end walls 17A and 17B and intermediate walls 18A and 18B via bearings 19A and 19B. In addition, the rotational position information of the rotors 15A and 15B is transmitted to the end walls 17A and 17B of the reduction gear case 11 on the outer periphery on one end side of the cylindrical shafts 16A and 16B, and the control controllers (not shown) of the motors 2A and 2B. Resolvers 20A and 20B are provided for feedback.

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。   The planetary gear speed reducers 12A and 12B include sun gears 21A and 21B, a plurality of planetary gears 22A and 22B meshed with the sun gear 21, planetary carriers 23A and 23B that support the planetary gears 22A and 22B, and planetary gears. Ring gears 24A and 24B meshed with the outer peripheral sides of 22A and 22B, and the driving forces of the electric motors 2A and 2B are input from the sun gears 21A and 21B, and the reduced driving force is output through the planetary carriers 23A and 23B. It is like that.

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。   The sun gears 21A and 21B are formed integrally with the cylindrical shafts 16A and 16B. Further, for example, as shown in FIG. 3, the planetary gears 22A and 22B include large-diameter first pinions 26A and 26B that are directly meshed with the sun gears 21A and 21B, and a second pinion having a smaller diameter than the first pinions 26A and 26B. The first and second pinions 26A and 26B and the second pinions 27A and 27B are integrally formed in a state of being coaxially and offset in the axial direction. The planetary gears 22A and 22B are supported by the planetary carriers 23A and 23B, and the planetary carriers 23A and 23B are supported so as to be integrally rotatable by spline fitting with the axles 10A and 10B with the axially inner ends extending radially inward. Along with the bearings 33A and 33B, the intermediate walls 18A and 18B are supported.

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）。   The intermediate walls 18A and 18B separate the motor housing space for housing the motors 2A and 2B and the speed reducer space for housing the planetary gear type speed reducers 12A and 12B, and the axial distance from the outer diameter side to the inner diameter side. It is configured to bend so as to spread. Bearings 33A and 33B for supporting the planetary carriers 23A and 23B are arranged on the inner diameter side of the intermediate walls 18A and 18B and on the planetary gear type speed reducers 12A and 12B, and the outer diameter side of the intermediate walls 18A and 18B. In addition, bus rings 41A and 41B for the stators 14A and 14B are arranged on the side of the electric motors 2A and 2B (see FIG. 2).

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。   The ring gears 24A and 24B are disposed opposite to each other at gears 28A and 28B whose inner peripheral surfaces are meshed with the second pinions 27A and 27B having a small diameter, and smaller in diameter than the gear parts 28A and 28B, at an intermediate position of the speed reducer case 11. Small-diameter portions 29A and 29B, and connecting portions 30A and 30B that connect the axially inner ends of the gear portions 28A and 28B and the axially outer ends of the small-diameter portions 29A and 29B in the radial direction. . In the case of this embodiment, the maximum radii of the ring gears 24A and 24B are set to be smaller than the maximum distance from the center of the axles 10A and 10B of the first pinions 26A and 26B. The small diameter portions 29A and 29B are spline-fitted to an inner race 51 of a one-way clutch 50, which will be described later, and the ring gears 24A and 24B are configured to rotate integrally with the inner race 51 of the one-way clutch 50.

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。   By the way, a cylindrical space is secured between the speed reducer case 11 and the ring gears 24A and 24B, and hydraulic brakes 60A and 60B that constitute braking means for the ring gears 24A and 24B are provided in the space portions in the first pinion 26A, It wraps in the radial direction with 26B and wraps in the axial direction with the second pinions 27A and 27B. The hydraulic brakes 60A and 60B include a plurality of fixed plates 35A and 35B that are spline-fitted to the inner peripheral surface of a cylindrical outer diameter side support portion 34 that extends in the axial direction on the inner diameter side of the speed reducer case 11, a ring gear 24A, A plurality of rotating plates 36A, 36B that are spline-fitted on the outer peripheral surface of 24B are alternately arranged in the axial direction, and these plates 35A, 35B, 36A, 36B are fastened and released by the annular pistons 37A, 37B. It is like that. The pistons 37 </ b> A and 37 </ b> B are formed between the left and right dividing walls 39 extending from the intermediate position of the reduction gear case 11 to the inner diameter side, and the outer diameter side support portion 34 and the inner diameter side support portion 40 connected by the left and right division walls 39. The pistons 37A and 37B are moved forward by introducing high pressure oil into the cylinder chambers 38A and 38B, and the oil is discharged from the cylinder chambers 38A and 38B. The pistons 37A and 37B are moved backward. The hydraulic brakes 60A and 60B are connected to an electric oil pump 70 disposed between the support portions 13a and 13b of the frame member 13 described above, as shown in FIG.

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。   More specifically, the pistons 37A and 37B have first piston walls 63A and 63B and second piston walls 64A and 64B in the axial direction, and the piston walls 63A, 63B, 64A and 64B are cylindrical. Are connected by inner peripheral walls 65A and 65B. Therefore, an annular space that opens radially outward is formed between the first piston walls 63A and 63B and the second piston walls 64A and 64B. This annular space is formed on the inner periphery of the outer wall of the cylinder chambers 38A and 38B. It is partitioned in the axial direction left and right by partition members 66A and 66B fixed to the surface. A space between the left and right dividing walls 39 of the speed reducer case 11 and the second piston walls 64A and 64B is a first working chamber S1 (see FIG. 5) into which high-pressure oil is directly introduced, and the partition members 66A and 66B and the first piston wall A space between 63A and 63B is a second working chamber S2 (see FIG. 5) that is electrically connected to the first working chamber S1 through a through hole formed in the inner peripheral walls 65A and 65B. The second piston walls 64A and 64B and the partition members 66A and 66B are electrically connected to the atmospheric pressure.

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。   In the hydraulic brakes 60A and 60B, oil is introduced into the first working chamber S1 and the second working chamber S2 from a hydraulic circuit 71, which will be described later, and acts on the first piston walls 63A and 63B and the second piston walls 64A and 64B. The fixed plates 35A and 35B and the rotating plates 36A and 36B can be pressed against each other by the pressure of. Therefore, since the large pressure receiving area can be gained by the first and second piston walls 63A, 63B, 64A, 64B on the left and right in the axial direction, the fixing plates 35A, 35B A large pressing force against the rotating plates 36A and 36B can be obtained.

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。   In the case of the hydraulic brakes 60A and 60B, the fixed plates 35A and 35B are supported by the outer diameter side support portion 34 extending from the reduction gear case 11, while the rotation plates 36A and 36B are supported by the ring gears 24A and 24B. When the plates 35A, 35B, 36A, and 36B are pressed by the pistons 37A and 37B, the frictional engagement between the plates 35A, 35B, 36A, and 36B causes a braking force to be applied to the ring gears 24A and 24B, thereby fixing them. When the fastening by the pistons 37A and 37B is released, the ring gears 24A and 24B are allowed to freely rotate.

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。   Also, a space is secured between the coupling portions 30A and 30B of the ring gears 24A and 24B facing each other in the axial direction, and only power in one direction is transmitted to the ring gears 24A and 24B in the space to transmit power in the other direction. A one-way clutch 50 is arranged to be shut off. The one-way clutch 50 has a large number of sprags 53 interposed between an inner race 51 and an outer race 52. The inner race 51 is connected to the small diameter portions 29A, 29B of the ring gears 24A, 24B by spline fitting. It is configured to rotate integrally. The outer race 52 is positioned by the inner diameter side support portion 40 and is prevented from rotating. The one-way clutch 50 is configured to engage and lock the rotation of the ring gears 24A and 24B when the vehicle 3 moves forward with the power of the electric motors 2A and 2B. More specifically, the one-way clutch 50 is in an engaged state when rotational power in the forward direction of the electric motors 2A and 2B (the rotational direction when the vehicle 3 is advanced) is input to the rear wheel Wr side. When the rotational power in the reverse direction on the electric motors 2A, 2B is input to the rear wheel Wr, the disengagement state occurs, and the forward rotational power on the rear wheel Wr side is input to the electric motors 2A, 2B. Sometimes the engagement state occurs when the disengagement state and the reverse rotational power on the rear wheel Wr side are input to the electric motors 2A, 2B.

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。   Thus, in the rear wheel drive device 1 of the present embodiment, the one-way clutch 50 and the hydraulic brakes 60A and 60B are provided in parallel on the power transmission path between the electric motors 2A and 2B and the rear wheel Wr.

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。 Next, a hydraulic circuit constituting the hydraulic control device of the rear wheel drive device 1 will be described with reference to FIGS.
The hydraulic circuit 71 supplies oil that is sucked from the suction port 70 a provided in the oil pan 80 and discharged from the electric oil pump 70 via the low pressure oil passage switching valve 73 and the brake oil passage switching valve 74 to the hydraulic brakes 60 </ b> A and 60 </ b> B. The first working chamber S1 is configured to be capable of refueling, and is configured to be capable of being supplied to the lubrication / cooling unit 91 such as the electric motors 2A, 2B and the planetary gear speed reducers 12A, 12B via the low pressure oil passage switching valve 73. The The reducer case 11 stores oil discharged from the electric oil pump 70 and supplied to the lubrication / cooling unit 91 such as the electric motors 2A, 2B and the planetary gear type speed reducers 12A, 12B. The oil is immersed in the lower parts of the planetary carriers 23A, 23B and the lower parts of the electric motors 2A, 2B. The electric oil pump 70 can be operated (operated) in at least two modes of a high pressure mode and a low pressure mode by an electric motor 90 composed of a position sensorless brushless DC motor, and is controlled by PID control. Reference numeral 92 denotes an oil temperature sensor that detects the oil temperature of the brake oil passage 77.

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。   The low-pressure oil passage switching valve 73 includes a first line oil passage 75a on the electric oil pump 70 side constituting the line oil passage 75 and a second line oil passage 75b on the brake oil passage switching valve 74 side constituting the line oil passage 75. And a first low-pressure oil passage 76 a communicating with the lubrication / cooling unit 91 and a second low-pressure oil passage 76 b communicating with the lubrication / cooling unit 91. Further, the low-pressure oil passage switching valve 73 allows the first line oil passage 75a and the second line oil passage 75b to always communicate with each other and the line oil passage 75 is selectively used as the first low-pressure oil passage 76a or the second low-pressure oil passage 76b. A valve body 73a that communicates with the valve body 73a, a spring 73b that urges the valve body 73a in a direction that communicates the line oil passage 75 and the first low-pressure oil passage 76a (rightward in FIG. 5), and a valve body 73a that communicates with the line oil passage. And an oil chamber 73c that presses the line oil passage 75 and the second low-pressure oil passage 76b in a direction (leftward in FIG. 5) in communication with the oil pressure of 75. Therefore, the valve element 73a is urged by the spring 73b in a direction (rightward in FIG. 5) that connects the line oil passage 75 and the first low-pressure oil passage 76a, and is input to the oil chamber 73c at the right end in the drawing. The oil pressure of the line oil passage 75 is pressed in a direction (leftward in FIG. 5) that connects the line oil passage 75 and the second low-pressure oil passage 76b.

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。）。   Here, the urging force of the spring 73b is such that when the electric oil pump 70 is operated in the low-pressure mode, the valve body 73a has an oil pressure of the line oil passage 75 that is input to the oil chamber 73c as shown in FIG. It is set so that it does not move and the line oil passage 75 is cut off from the second low pressure oil passage 76b and communicated with the first low pressure oil passage 76a (hereinafter, the position of the valve body 73a in FIG. 6A is referred to as a low pressure side position). .), When the electric oil pump 70 is operated in the high pressure mode, the hydraulic pressure of the line oil passage 75 that is input to the oil chamber 73c moves the valve body 73a to move the line oil passage 75 as shown in FIG. Is cut off from the first low-pressure oil passage 76a and communicated with the second low-pressure oil passage 76b (hereinafter, the position of the valve body 73a in FIG. 6B is referred to as a high-pressure side position).

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。   The brake oil passage switching valve 74 includes a second line oil passage 75b constituting the line oil passage 75, a brake oil passage 77 connected to the hydraulic brakes 60A and 60B, and a storage portion 79 via a high-position drain 78. Connected to. Further, the brake oil passage switching valve 74 connects and disconnects the second line oil passage 75b and the brake oil passage 77, and shuts off the valve body 74a from the second line oil passage 75b and the brake oil passage 77. Spring 74b urging in the direction (rightward in FIG. 5) and the direction in which the valve body 74a communicates with the second line oil passage 75b and the brake oil passage 77 by the oil pressure of the line oil passage 75 (leftward in FIG. 5) And an oil chamber 74c that presses the Therefore, the valve body 74a is urged by the spring 74b in a direction (to the right in FIG. 5) that blocks the second line oil passage 75b and the brake oil passage 77, and is input to the oil chamber 74c. The hydraulic pressure of 75 enables the second line oil passage 75b and the brake oil passage 77 to be pressed in a direction (leftward in FIG. 5).

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。   The urging force of the spring 74b is the hydraulic pressure of the line oil passage 75 that is input to the oil chamber 74c while the electric oil pump 70 is operating in the low pressure mode and the high pressure mode. 7 (b), the brake oil passage 77 is cut off from the high-position drain 78 and communicated with the second line oil passage 75b. That is, regardless of whether the electric oil pump 70 is operated in the low pressure mode or the high pressure mode, the oil pressure of the line oil passage 75 input to the oil chamber 74c exceeds the urging force of the spring 74b, and the brake oil passage 77 is increased. Shut off from the position drain 78 and communicate with the second line oil passage 75b.

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。   In a state where the second line oil passage 75 b and the brake oil passage 77 are disconnected, the hydraulic brakes 60 </ b> A and 60 </ b> B are communicated with the storage portion 79 via the brake oil passage 77 and the high position drain 78. Here, the reservoir 79 is higher in the vertical direction than the oil pan 80, more preferably, the vertical uppermost portion of the reservoir 79 is the uppermost vertical direction of the first working chamber S1 of the hydraulic brakes 60A and 60B. It arrange | positions so that it may become a position higher in the vertical direction than the middle dividing point with the lowest vertical direction. Therefore, when the brake oil passage switching valve 74 is closed, the oil stored in the first working chamber S1 of the hydraulic brakes 60A and 60B is not directly discharged to the oil pan 80 but is discharged to the storage unit 79. Configured to be stored. The oil overflowing from the reservoir 79 is configured to be discharged to the oil pan 80. In addition, the storage portion side end portion 78 a of the high position drain 78 is connected to the bottom surface of the storage portion 79.

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。   The oil chamber 74 c of the brake oil passage switching valve 74 is connectable to a second line oil passage 75 b constituting the line oil passage 75 via a pilot oil passage 81 and a solenoid valve 83. The solenoid valve 83 is configured by an electromagnetic three-way valve controlled by the control device 8, and the pilot oil is supplied to the second line oil passage 75 b when the control device 8 is not energized to the solenoid 174 of the solenoid valve 83 (see FIG. 8). Connected to the path 81, the oil pressure of the line oil path 75 is input to the oil chamber 74c.

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。   As shown in FIG. 8, the solenoid valve 83 is provided on a three-way valve member 172 and a case member 173, and is energized by receiving a power supplied via a cable (not shown) and a solenoid 174. A solenoid valve body 175 that is pulled right by receiving an exciting force, a solenoid spring 176 that is housed in a spring holding recess 173a formed at the center of the case member 173, and biases the solenoid valve body 175 leftward, A guide member 177 which is provided in the direction valve member 172 and slidably guides the advancement / retraction of the solenoid valve body 175.

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。   The three-way valve member 172 is a substantially bottomed cylindrical member, and includes a right concave hole 181 formed from the right end portion to the substantially middle portion along the center line, and from the left end portion also along the center line. A left concave hole 182 formed up to the vicinity of the right concave hole 181, and a first radial hole formed along the direction orthogonal to the center line between the right concave hole 181 and the left concave hole 182 183, a second radial hole 184 that communicates with a substantially middle portion of the right concave hole 181 and is formed along a direction orthogonal to the center line, and a left concave hole 182 that is formed along the center line. A first axial hole 185 that communicates with the first radial hole 183, and a second axial hole 186 that is formed along the center line and communicates with the first radial hole 183 and the right concave hole 181. Have.

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。   A ball 187 that opens and closes the first axial hole 185 is placed in the bottom of the left concave hole 182 of the three-way valve member 172 so as to be movable in the left-right direction, and on the inlet side of the left concave hole 182 A cap 188 for restricting the detachment of the ball 187 is fitted. The cap 188 has a through hole 188a that communicates with the first axial hole 185 along the center line.

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。   Further, the second axial hole 186 is opened and closed by contact or non-contact of the root portion of the open / close projection 175a formed at the left end portion of the solenoid valve body 175 that moves left and right. The ball 187 that opens and closes the first axial hole 185 is moved to the left and right by the tip of the opening and closing protrusion 175a of the solenoid valve body 175 that moves left and right.

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。）。   In the solenoid valve 83, the solenoid valve body 175 is moved to the left by receiving the urging force of the solenoid spring 176 as shown in FIG. 8A by deenergizing the solenoid 174 (no power supply). When the tip of the opening / closing protrusion 175a of the solenoid valve body 175 pushes the ball 187, the first axial hole 185 is opened, and the root of the opening / closing protrusion 175a of the solenoid valve body 175 is the second axial hole 186. , The second axial hole 186 is closed. Accordingly, the second line oil passage 75b constituting the line oil passage 75 communicates with the oil chamber 74c from the first axial hole 185 and the first radial hole 183 via the pilot oil passage 81 (hereinafter, FIG. 8). (A) The position of the solenoid valve body 175 may be referred to as a valve opening position.)

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。）。   Further, by energizing the solenoid 174 (power supply), the solenoid valve body 175 moves to the right against the urging force of the solenoid spring 176 by receiving the exciting force of the solenoid 174 as shown in FIG. When the oil pressure from the through hole 188a pushes the ball 187, the first axial hole 185 is closed, and the root portion of the opening / closing protrusion 175a of the solenoid valve body 175 is separated from the second axial hole 186, The second axial hole 186 is opened. Thereby, the oil stored in the oil chamber 74c is discharged to the oil pan 80 through the first radial hole 183, the second axial hole 186, and the second radial hole 184, and the second line oil passage 75b. And the pilot oil passage 81 are shut off (hereinafter, the position of the solenoid valve body 175 in FIG. 8B may be referred to as a valve closing position).

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。   Returning to FIG. 5, in the hydraulic circuit 71, the first low-pressure oil passage 76 a and the second low-pressure oil passage 76 b merge on the downstream side to form a common low-pressure common oil passage 76 c. When the line pressure of the low pressure common oil passage 76c becomes equal to or higher than a predetermined pressure, the relief valve 84 is connected to discharge the oil in the low pressure common oil passage 76c to the oil pan 80 through the relief drain 86 and reduce the oil pressure. ing.

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。   Here, as shown in FIG. 6, orifices 85a and 85b as flow path resistance means are formed in the first low pressure oil passage 76a and the second low pressure oil passage 76b, respectively. The orifice 85a is configured to have a larger diameter than the orifice 85b of the second low-pressure oil passage 76b. Therefore, the flow resistance of the second low pressure oil passage 76b is larger than the flow resistance of the first low pressure oil passage 76a, and the amount of pressure reduction in the second low pressure oil passage 76b when the electric oil pump 70 is operating in the high pressure mode is The pressure reduction amount in the first low-pressure oil passage 76a during operation of the electric oil pump 70 in the low-pressure mode is greater, and the oil pressure in the low-pressure common oil passage 76c in the high-pressure mode and the low-pressure mode is substantially equal.

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。   Thus, the low-pressure oil passage switching valve 73 connected to the first low-pressure oil passage 76a and the second low-pressure oil passage 76b is more than the oil pressure in the oil chamber 73c when the electric oil pump 70 is operating in the low-pressure mode. The urging force of the spring 73b wins, and the urging force of the spring 73b causes the valve body 73a to be positioned at the low pressure side position, blocking the line oil passage 75 from the second low pressure oil passage 76b and communicating with the first low pressure oil passage 76a. The oil flowing through the first low-pressure oil passage 76a is subjected to flow resistance by the orifice 85a and is depressurized, and reaches the lubrication / cooling section 91 via the low-pressure common oil passage 76c. On the other hand, when the electric oil pump 70 is operating in the high pressure mode, the oil pressure in the oil chamber 73c is greater than the urging force of the spring 73b, and the valve element 73a is positioned at the high pressure side position against the urging force of the spring 73b. The line oil passage 75 is cut off from the first low-pressure oil passage 76a and communicated with the second low-pressure oil passage 76b. The oil flowing through the second low-pressure oil passage 76b is depressurized by the orifice 85b due to a larger passage resistance than the orifice 85a, and reaches the lubrication / cooling section 91 via the low-pressure common oil passage 76c.

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。   Therefore, when the electric oil pump 70 is switched from the low pressure mode to the high pressure mode, the oil passage having the small flow resistance is automatically switched from the oil passage having the small flow resistance to the oil passage having the large flow resistance in accordance with the change in the oil pressure of the line oil passage 75. It is suppressed that excessive oil is supplied to the lubrication / cooling unit 91 in the mode.

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。   A plurality of orifices 85c as other flow path resistance means are provided in the oil path from the low pressure common oil path 76c to the lubrication / cooling unit 91. The plurality of orifices 85c are set so that the minimum flow passage cross-sectional area of the orifice 85a of the first low-pressure oil passage 76a is smaller than the minimum flow passage cross-sectional area of the plurality of orifices 85c. That is, the flow resistance of the orifice 85a of the first low-pressure oil passage 76a is set larger than the flow resistance of the plurality of orifices 85c. At this time, the minimum channel cross-sectional area of the plurality of orifices 85c is the sum of the minimum channel cross-sectional areas of the respective orifices 85c. Thereby, it is possible to adjust the flow of a desired flow rate through the orifice 85a of the first low-pressure oil passage 76a and the orifice 85b of the second low-pressure oil passage 76b.

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。   Here, the control device 8 (see FIG. 1) is a control device for performing various controls of the entire vehicle. The control device 8 includes a vehicle speed, a steering angle, an accelerator pedal opening AP, a shift position, an SOC, an oil temperature. On the other hand, the rotational speeds of the motors 2A and 2B are input, while the control device 8 receives a signal for controlling the internal combustion engine 4, a signal for controlling the motors 2A and 2B, a power generation state / charge state / discharge state of the battery 9, etc. , A control signal for the solenoid valve 83 to the solenoid 174, a control signal for controlling the electric oil pump 70, and the like are output.

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。   That is, the control device 8 has at least a function as an electric motor control device for controlling the electric motors 2A and 2B and a function as a connection / disconnection means control device for controlling the hydraulic brakes 60A and 60B as connection / disconnection means. The control device 8 as the connection / disconnection means control device controls the electric oil pump 70 and the solenoid 174 of the solenoid valve 83 based on the driving state of the electric motors 2A and 2B and / or the driving command (driving signal) of the electric motors 2A and 2B. .

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。 Next, the operation of the hydraulic circuit 71 of the rear wheel drive device 1 will be described.
FIG. 5 shows the hydraulic circuit 71 in a state where the hydraulic brakes 60A and 60B are released while the vehicle is stopped. In this state, the control device 8 does not operate the electric oil pump 70. Thereby, the valve body 73a of the low pressure oil passage switching valve 73 is located at the low pressure side position, the valve body 74a of the brake oil passage switching valve 74 is located at the valve closing position, and no hydraulic pressure is supplied to the hydraulic circuit 71. .

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。   FIG. 9 shows a state in which the hydraulic brakes 60A and 60B are released during traveling of the vehicle. In this state, the control device 8 operates the electric oil pump 70 in the low pressure mode. Further, the control device 8 is energized to the solenoid 174 of the solenoid valve 83, and the second line oil passage 75b and the pilot oil passage 81 are shut off. Thus, the valve body 74a of the brake oil passage switching valve 74 is positioned at the valve closing position by the urging force of the spring 74b, and the second line oil passage 75b and the brake oil passage 77 are shut off, and the brake oil passage 77 and The high position drain 78 is communicated, and the hydraulic brakes 60A and 60B are released. The brake oil passage 77 is connected to the storage portion 79 via a high position drain 78.

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。   Further, the low pressure oil passage switching valve 73 has a biasing force of the spring 73b larger than the oil pressure of the line oil passage 75 operating in the low pressure mode of the electric oil pump 70 inputted to the oil chamber 73c at the right end in the figure. The body 73a is located at the low-pressure side position, and the line oil passage 75 is cut off from the second low-pressure oil passage 76b and communicated with the first low-pressure oil passage 76a. As a result, the oil in the line oil passage 75 is depressurized by the orifice 85 a through the first low-pressure oil passage 76 a and supplied to the lubrication / cooling unit 91.

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。   FIG. 10 shows the hydraulic circuit 71 in a state where the hydraulic brakes 60A and 60B are weakly engaged. The weak engagement means a state in which power can be transmitted but is fastened with a weak fastening force with respect to the fastening force of the hydraulic brakes 60A and 60B. At this time, the control device 8 operates the electric oil pump 70 in the low pressure mode. Further, the control device 8 deenergizes the solenoid 174 of the solenoid valve 83 and inputs the hydraulic pressure of the second line oil passage 75 b to the oil chamber 74 c of the brake oil passage switching valve 74. As a result, the hydraulic pressure in the oil chamber 74c is superior to the urging force of the spring 74b, the valve body 74a is positioned at the valve open position, the brake oil passage 77 and the high position drain 78 are shut off, and the second line oil passage. 75b and the brake oil passage 77 are communicated, and the hydraulic brakes 60A and 60B are weakly engaged.

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。   At this time, the low-pressure oil passage switching valve 73 is operated in the low-pressure mode of the electric oil pump 70 in which the urging force of the spring 73b is input to the oil chamber 73c at the right end in the figure, similarly to the release of the hydraulic brakes 60A and 60B. Since it is larger than the hydraulic pressure of the inner line oil passage 75, the valve body 73a is positioned at the low pressure side position, and the line oil passage 75 is cut off from the second low pressure oil passage 76b and communicated with the first low pressure oil passage 76a. As a result, the oil in the line oil passage 75 is depressurized by the orifice 85 a through the first low-pressure oil passage 76 a and supplied to the lubrication / cooling unit 91.

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。   FIG. 11 shows the hydraulic circuit 71 in a state where the hydraulic brakes 60A and 60B are engaged. At this time, the control device 8 operates the electric oil pump 70 in the high pressure mode. Further, the control device 8 deenergizes the solenoid 174 of the solenoid valve 83 and inputs the hydraulic pressure of the second line oil passage 75 b to the oil chamber 74 c at the right end of the brake oil passage switching valve 74. As a result, the hydraulic pressure in the oil chamber 74c is superior to the urging force of the spring 74b, the valve body 74a is positioned at the valve open position, the brake oil passage 77 and the high position drain 78 are shut off, and the second line oil passage. 75b and the brake oil passage 77 are communicated, and the hydraulic brakes 60A and 60B are fastened.

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。   Since the oil pressure of the line oil passage 75 input to the oil chamber 73c at the right end in the figure when the electric oil pump 70 is operating in the high pressure mode of the electric oil pump 70 is larger than the urging force of the spring 73b, the low pressure oil passage switching valve 73 Located at the high pressure side position, the line oil passage 75 is blocked from the first low pressure oil passage 76a and communicated with the second low pressure oil passage 76b. As a result, the oil in the line oil passage 75 is depressurized by the orifice 85 b through the second low-pressure oil passage 76 b and supplied to the lubrication / cooling unit 91.

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。   As described above, the control device 8 controls the operation mode (operating state) of the electric oil pump 70 and the opening and closing of the solenoid valve 83 to release or fasten the hydraulic brakes 60A and 60B. The rear wheel Wr side can be switched between a disconnected state and a connected state, and the fastening force of the hydraulic brakes 60A and 60B can be controlled.

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。 FIG. 12 is a graph showing load characteristics of the electric oil pump 70.
As shown in FIG. 12, in the low pressure mode (hydraulic pressure PL) compared to the high pressure mode (hydraulic pressure PH), the power of the electric oil pump 70 is reduced to about 1/4 to 1/5 while maintaining the oil supply flow rate. Can be reduced. That is, the load of the electric oil pump 70 is small in the low pressure mode, and the power consumption of the electric motor 90 that drives the electric oil pump 70 can be reduced compared to the high pressure mode.

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。   FIG. 13 shows the relationship between the front wheel drive device 6 and the rear wheel drive device 1 in each vehicle state, including the operating states of the electric motors 2A and 2B and the state of the hydraulic circuit 71. In the figure, the front unit is a front wheel drive device 6, the rear unit is a rear wheel drive device 1, the rear motor is an electric motor 2A, 2B, EOP is an electric oil pump 70, SOL is a solenoid 174, OWC is a one-way clutch 50, and BRK is a hydraulic brake. 60A and 60B are represented. 14 to 19 show speed collinear charts in each state of the rear wheel drive device 1, and S and C on the left side are the sun gear 21A and the axle 10A of the planetary gear type reduction gear 12A connected to the electric motor 2A, respectively. Planetary carrier 23A connected, S and C on the right are sun gear 21B of planetary gear speed reducer 12B connected to electric motor 2B, planetary carrier 23B connected to axle 10B, R are ring gears 24A, 24B, BRK is hydraulic The brakes 60 </ b> A, 60 </ b> B, and OWC represent the one-way clutch 50. In the following description, the rotation direction of the sun gears 21A and 21B when the vehicle moves forward with the electric motors 2A and 2B is assumed to be the forward direction. Also, in the figure, from the stationary state, the upper direction is forward rotation and the lower direction is reverse rotation, and the arrow indicates forward torque and the lower direction indicates reverse torque.

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）。   While the vehicle is stopped, neither the front wheel drive device 6 nor the rear wheel drive device 1 is driven. Therefore, as shown in FIG. 14, since the motors 2A and 2B of the rear wheel drive device 1 are stopped and the axles 10A and 10B are also stopped, no torque acts on any of the elements. When the vehicle 3 is stopped, the hydraulic circuit 71 is not supplied with hydraulic pressure although the electric oil pump 70 is inactive and the solenoid 174 of the solenoid valve 83 is not energized, as shown in FIG. The hydraulic brakes 60A and 60B are released (OFF). The one-way clutch 50 is not engaged (OFF) because the motors 2A and 2B are not driven.

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。   Then, after the ignition is turned on, the rear wheel drive device 1 performs the rear wheel drive at the forward low vehicle speed with good motor efficiency such as EV start and EV cruise. As shown in FIG. 15, when the electric motors 2A and 2B are driven to rotate in the forward direction, forward torque is applied to the sun gears 21A and 21B. At this time, as described above, the one-way clutch 50 is engaged and the ring gears 24A and 24B are locked. As a result, the planetary carriers 23A and 23B rotate in the forward direction and travel forward. In addition, traveling resistance from the axles 10A and 10B acts on the planetary carriers 23A and 23B in the reverse direction. Thus, when the vehicle 3 starts, the ignition is turned on and the torque of the electric motors 2A and 2B is increased, whereby the one-way clutch 50 is mechanically engaged and the ring gears 24A and 24B are locked.

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。   At this time, as shown in FIG. 10, in the hydraulic circuit 71, the electric oil pump 70 operates in the low pressure mode (Lo), the solenoid 174 of the solenoid valve 83 is not energized (OFF), and the hydraulic brakes 60A, 60B Is in a weak fastening state. As described above, when the forward rotational power of the electric motors 2A and 2B is input to the rear wheel Wr, the one-way clutch 50 is engaged and power can be transmitted only by the one-way clutch 50. The hydraulic brakes 60A and 60B provided in parallel with the motor 50 are also weakly engaged, and the motors 2A and 2B and the rear wheels Wr are connected to each other so that forward rotational power input from the motors 2A and 2B can be input. Even when the one-way clutch 50 is disengaged due to a temporary decrease, it is possible to prevent power transmission from being disabled between the electric motors 2A, 2B and the rear wheels Wr. Further, the rotational speed control for connecting the electric motors 2A, 2B and the rear wheel Wr side at the time of shifting to deceleration regeneration described later is not necessary. The fastening force of the hydraulic brakes 60A and 60B at this time is weaker than that at the time of deceleration regeneration described later. By making the fastening force of the hydraulic brakes 60A, 60B when the one-way clutch 50 is engaged smaller than the fastening force of the hydraulic brakes 60A, 60B when the one-way clutch 50 is not engaged, the hydraulic brake 60A , Energy consumption for fastening 60B is reduced. Even in this state, as described above, the oil in the line oil passage 75 is depressurized by the orifice 85a via the first low-pressure oil passage 76a and supplied to the lubrication / cooling section 91, and the lubrication / cooling section 91 is lubricated and cooled. Has been made.

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。   When the vehicle speed increases from the forward low vehicle speed travel to the forward vehicle speed travel with good engine efficiency, the rear wheel drive by the rear wheel drive device 1 changes to the front wheel drive by the front wheel drive device 6. As shown in FIG. 16, when the power running drive of the electric motors 2A and 2B is stopped, the forward torque to travel forward from the axles 10A and 10B acts on the planetary carriers 23A and 23B. The clutch 50 is disengaged.

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。   At this time, as shown in FIG. 10, in the hydraulic circuit 71, the electric oil pump 70 operates in the low pressure mode (Lo), the solenoid 174 of the solenoid valve 83 is not energized (OFF), and the hydraulic brakes 60A, 60B Is in a weak fastening state. Thus, when the forward rotational power on the rear wheel Wr side is input to the electric motors 2A and 2B, the one-way clutch 50 is disengaged and power transmission is impossible only with the one-way clutch 50. The hydraulic brakes 60A and 60B provided in parallel with the directional clutch 50 are weakly engaged, and the electric motors 2A and 2B and the rear wheels Wr can be kept in a connected state so that power can be transmitted. Rotational speed control is not required when shifting to deceleration regeneration. Note that the fastening force of the hydraulic brakes 60A and 60B at this time is also weaker than that at the time of deceleration regeneration described later. Further, in this state, as described above, the oil in the line oil passage 75 is depressurized by the orifice 85a through the first low-pressure oil passage 76a and supplied to the lubrication / cooling section 91, and the lubrication / cooling section 91 is lubricated and cooled. Has been made.

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。   When the electric motors 2A and 2B are to be regeneratively driven from the state of FIG. 15 or FIG. 16, forward torque is applied to the planetary carriers 23A and 23B from the axles 10A and 10B, as shown in FIG. Therefore, as described above, the one-way clutch 50 is disengaged.

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。   At this time, as shown in FIG. 11, in the hydraulic circuit 71, the electric oil pump 70 operates in the high pressure mode (Hi), the solenoid 174 of the solenoid valve 83 is deenergized (OFF), and the hydraulic brakes 60A and 60B are turned on. It will be in a fastening state (ON). Accordingly, the ring gears 24A and 24B are fixed, and the regenerative braking torque in the reverse direction acts on the motors 2A and 2B, and the motors 2A and 2B perform deceleration regeneration. Thus, when the forward rotational power on the rear wheel Wr side is input to the electric motors 2A and 2B, the one-way clutch 50 is disengaged and power transmission is impossible only with the one-way clutch 50. The hydraulic brakes 60A and 60B provided in parallel with the directional clutch 50 are fastened, and the electric motors 2A and 2B and the rear wheels Wr can be connected to each other so that the power can be transmitted. By controlling the electric motors 2A and 2B to the regenerative drive state, the energy of the vehicle 3 can be regenerated. Further, in this state, as described above, the oil in the line oil passage 75 is depressurized by the orifice 85b through the second low-pressure oil passage 76b and supplied to the lubrication / cooling section 91, and the lubrication / cooling section 91 is lubricated and cooled. Has been made.

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。   Subsequently, at the time of acceleration, the front wheel drive device 6 and the rear wheel drive device 1 are driven by four wheels. The rear wheel drive device 1 is in the same state as the forward low vehicle speed shown in FIG. 15, and the hydraulic circuit 71 is also shown in FIG. It will be in the state shown.

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。   At the forward high vehicle speed, the front wheel drive device 6 drives the front wheels. As shown in FIG. 18, when the electric motors 2A and 2B stop the power running drive, the forward torque to travel forward from the axles 10A and 10B acts on the planetary carriers 23A and 23B. The clutch 50 is disengaged.

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。   At this time, as shown in FIG. 9, in the hydraulic circuit 71, the electric oil pump 70 is operated in the low pressure mode (Lo), the solenoid 174 of the solenoid valve 83 is energized (ON), and the hydraulic brakes 60A and 60B are released ( OFF). Accordingly, the accompanying rotation of the electric motors 2A and 2B is prevented, and the electric motors 2A and 2B are prevented from over-rotating at the high vehicle speed by the front wheel drive device 6. Further, in this state, as described above, the oil in the line oil passage 75 is depressurized by the orifice 85a through the first low-pressure oil passage 76a and supplied to the lubrication / cooling section 91, and the lubrication / cooling section 91 is lubricated and cooled. Has been made.

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。   At the time of reverse travel, front wheel drive by the front wheel drive device 6 is performed. As shown in FIG. 19, since the reverse torque to reverse travel from the axles 10A and 10B acts on the planetary carriers 23A and 23B, the one-way clutch 50 is engaged as described above. In the present invention, the electric motors 2A and 2B are driven so that the one-way clutch 50 is disengaged by non-engagement control described later.

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。   At this time, as shown in FIG. 9, in the hydraulic circuit 71, the electric oil pump 70 is operated in the low pressure mode (Lo), the solenoid 174 of the solenoid valve 83 is energized (ON), and the hydraulic brakes 60A and 60B are released ( OFF). Further, in this state, as described above, the oil in the line oil passage 75 is depressurized by the orifice 85a through the first low-pressure oil passage 76a and supplied to the lubrication / cooling section 91, and the lubrication / cooling section 91 is lubricated and cooled. Has been made.

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。   Thus, the rear wheel drive device 1 is powered by the traveling state of the vehicle 3, in other words, whether the rotation direction of the electric motors 2A, 2B is the forward direction or the reverse direction, and from either the electric motor 2A, 2B side or the rear wheel Wr side. Engagement / release of the hydraulic brakes 60A and 60B is controlled depending on whether the input is made, and the engagement force is adjusted even when the hydraulic brakes 60A and 60B are engaged.

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。 Here, the non-engagement control in the present invention will be described in detail.
First, with reference to FIG. 20, the case where the non-engagement control is not performed during reverse travel will be described.
During reverse travel, reverse traveling torque Tc that tries to travel backward from the axles 10A and 10B acts on the planetary carriers 23A and 23B. Since the traveling torque Tc in the reverse direction on the rear wheel Wr side is input to the electric motors 2A and 2B, the one-way clutch 50 is engaged. At this time, the reaction force Rowc of the one-way clutch acts in the forward direction on the ring gears 24A and 24B, and the resistance force Fs caused by the motor side loss, which is the loss of the motors 2A and 2B, etc. in the forward direction on the sun gears 21A and 21B. Works. The motor side loss is a resistance force generated when the motors 2A and 2B are rotated, and functions mainly as an MOT loss consisting of friction loss, copper loss and iron loss of the motors 2A and 2B, and an output shaft of the motors 2A and 2B. The transmission path loss is a loss of the power transmission path acting on the cylindrical shafts 16A and 16B and the sun gears 21A and 21B.

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。   Further, the distribution force Fsd of the resistance force Fs caused by the electric motor side loss acts in the forward direction on the planetary carriers 23A and 23B. The distribution force Fsd is generated in the planetary carriers 23A and 23B as the action points when the resistance force Fs acts on the sun gears 21A and 21B as the power points with the ring gears 24A and 24B fixed by the one-way clutch 50 as fulcrums. It is power to do. The distribution force Fsd generated in the planetary carriers 23A and 23B acts on the rear wheels Wr via the axles 10A and 10B as a running resistance in the running of the vehicle 3. If the non-engagement control is not performed, the front wheel drive device 6 will continue to act on the rear wheel Wr when moving backward.

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。   Further, the distribution force Tcd of the running torque Tc acting on the planetary carriers 23A, 23B also acts on the sun gears 21A, 21B in the opposite direction. The distribution force Tcd of the traveling torque Tc is applied to the planetary carriers 23A and 23B, which are power points, with the ring gears 24A and 24B fixed by the one-way clutch 50 as fulcrums. , 21B. The electric motors 2A and 2B are rotated by the distribution force Tcd.

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。   In the present invention, the hatching of FIG. 19 is performed so that the one-way clutch 50 is disengaged when reverse torque on the wheel Wr side is input to the electric motors 2A, 2B, for example, during reverse travel. Non-engagement control is performed for causing the motors 2A and 2B indicated by the attached arrows to generate a motor torque Tm in the reverse direction. In the non-engagement control, the control device 8 determines the target rotational speed and drives the motors 2A and 2B so as to achieve the target rotational speed, thereby canceling the resistance force caused by the motor-side loss, or the motor side In this control, the motor torque Tm is generated in the electric motors 2A and 2B so that at least a part of the loss is acquired and the resistance force caused by the electric motor side loss is offset.

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。   In the non-engagement control, the ring gears 24A and 24B do not necessarily have to be stopped if the one-way clutch 50 is in the non-engaged state, and the motors 2A, 2A, 2B may be driven. In any case, since the one-way clutch 50 is not engaged and the hydraulic brakes 60A and 60B are not engaged with the ring gears 24A and 24B, the distribution force of the motor torque Tm of the electric motors 2A and 2B is increased by the planetary carrier 23A. , 23B.

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。   Thereby, the resistance force Fs caused by the motor side loss acting on the sun gears 21A and 21B is offset by the motor torque Tm of the motors 2A and 2B, and the resistance force caused by the motor side loss acting on the planetary carriers 23A and 23B. The distribution force Fsd of Fs also disappears. Further, by driving the electric motors 2A and 2B by non-engagement control, the electric motors 2A and 2B rotate without being driven by the distribution force Tcd of the running torque Tc acting on the planetary carriers 23A and 23B. It becomes a state to do. That is, since the reverse traveling torque Tc on the rear wheel Wr side is not input to the electric motors 2A, 2B, the one-way clutch reaction force Rowc acting on the ring gears 24A, 24B disappears, and the one-way clutch 50 is not engaged. It becomes a joint state.

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。   As described above, by performing the non-engagement control for generating the motor torque Tm in the reverse direction in the electric motors 2A and 2B so that the one-way clutch 50 is in the non-engagement state during the reverse movement, the loss on the electric motor side is reduced during the reverse movement. As a result, the running resistance is not generated, and the running performance can be improved.

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。   Further, it is preferable that the reverse is predicted in advance based on the shift position during reverse travel, and the disengagement control is performed based on the reverse travel prediction. Thereby, the one-way clutch 50 can maintain the non-engaged state without being engaged. In this case, the control device 8 also functions as reverse direction input prediction means.

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。   In the above-described embodiment, it has been described that the non-engagement control is performed at the time of reverse drive by the front wheel drive device 6. However, when the reverse torque on the rear wheel Wr side is input to the electric motors 2A and 2B, It can also be applied when retreating. Since the motor-side loss depends on the temperatures of the motors 2A and 2B, the reverse acceleration changes when the temperature is low, which may cause the driver to feel uncomfortable. Furthermore, at extremely low temperatures, it may be possible that the vehicle cannot be retreated on a low-slope slope. By performing non-engagement control when naturally retreating on such an uphill road, the drag of the electric motors 2A and 2B becomes a running resistance and avoids the situation where the driver cannot retreat as intended, thereby improving the running performance. be able to.

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。 Subsequently, a control flow of non-engagement control will be described.
First, a control flow for determining the motor torque Tm of the electric motors 2A and 2B based on the target rotation speed will be described with reference to FIG.

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。   First, vehicle information is acquired from the wheel speed, the shift position, the number of revolutions of the resolver attached to the electric motors 2A and 2B, the RDU instruction torque in the control device 8, and the like (S11). Subsequently, a reverse determination is made based on the acquired vehicle information (S12). If the shift position is reverse and the motors 2A and 2B are rotating in the reverse direction, it is determined that the vehicle is traveling backwards. it can. As a result, when the vehicle 3 is not moving backward, the process is terminated without performing the non-engagement control.

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。   When the vehicle 3 is moving backward, it is determined whether or not the wheel speed acquired by a wheel speed sensor (not shown) is equal to or higher than a predetermined value (for example, equivalent to 3 km / h) (S13). As a result, if the wheel speed is equal to or higher than a predetermined value (e.g., equivalent to 3 km / h), the target rotational speed is determined by multiplying the wheel speed by the coefficient and the gear ratio of the planetary gear reducers 12A and 12B ( S14). This coefficient is a value of 1 or more, and may be a fixed value (for example, 1.1) or a fluctuation value that varies depending on the wheel speed. By increasing the coefficient, the one-way clutch 50 can be reliably disengaged.

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。   When the wheel speed is lower than a predetermined value (for example, equivalent to 3 km / h), the target rotational speed is determined by multiplying the predetermined value (for example, equivalent to 3 km / h) by the gear ratio of the planetary gear type reducers 12A and 12B. (S15). Since the detection accuracy of the wheel speed sensor is low when the wheel speed is low, the risk of detection shake can be avoided by determining the target rotational speed using a predetermined value regardless of the vehicle speed in the low vehicle speed range. . In addition, in this embodiment, although 3 km / h equivalency was illustrated as a predetermined value of wheel speed, it can set arbitrarily. Further, instead of a predetermined value (e.g., equivalent to 3 km / h), the coefficient and the gear ratio of the planetary gear type speed reducers 12 </ b> A and 12 </ b> B are changed to the wheel as in the case where the wheel speed is equal to or higher than the predetermined value (e.g. The target rotational speed may be determined by multiplying the speed, and in this case, the coefficient is set to be larger (for example, 1.3) than when the wheel speed is a predetermined value (for example, equivalent to 3 km / h) or more. Thus, the one-way clutch 50 can be surely brought into the non-engaged state. Note that step S13 may be omitted.

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）。   Finally, the motors 2A and 2B are driven to output the motor torque Tm so as to achieve the target rotational speed determined in step S14 and step S15 (S16).

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。   As described above, in the non-engagement control, the target rotational speed of the electric motors 2A and 2B is obtained based on the wheel speed as the rotational state quantity, and the motor torque Tm of the electric motors 2A and 2B is determined based on the target rotational speed. Since it is not necessary to acquire the losses of the electric motors 2A, 2B, etc., the control can be simplified. It should be noted that the rotation state quantity is obtained from the rotation speed of the rear wheel Wr, the rotation speed of the planetary carriers 23A and 23B, which are the rotating portions of the power transmission path, the rotation speed of the electric motors 2A and 2B, etc. May be.

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。   Further, since the target rotational speeds of the electric motors 2A and 2B are obtained based on the wheel speed and the gear ratios of the planetary gear speed reducers 12A and 12B obtained in advance, the control can be simplified.

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。   In addition, when the wheel speed is smaller than a predetermined value (e.g., equivalent to 3 km / h), the torque of the electric motors 2A and 2B is set to a constant value regardless of the wheel speed so that the one-way clutch 50 is disengaged. Thus, even if a detection error occurs, the one-way clutch 50 can be surely brought into a disengaged state.

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。   Next, with reference to FIG. 22, the control flow for determining the motor torque of the electric motors 2A and 2B by acquiring the MOT loss among the electric motor side losses will be described.

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）。   First, vehicle information is acquired from the wheel speed, shift position, the number of revolutions of the resolver attached to the electric motors 2A and 2B, the RDU instruction torque in the control device 8 (S21), and a reverse determination is made based on the acquired vehicle information. Perform (S22). As a result, when the vehicle 3 is not moving backward, the process is terminated without performing the non-engagement control. If the vehicle 3 is moving backward, the MOT loss is acquired (S23).

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。   In a state where the electric motors 2A and 2B are driven by the distribution force Tcd of the running torque Tc acting on the planetary carriers 23A and 23B, the motors 2A and 2B have MOT loss corresponding to the rotation, and the control device 8 The MOT loss is acquired from the electrical angle θ, the angular velocity ω, and the U-phase current Iu and W-phase current Iw detected by the phase current sensor (not shown) input to the control device 8. By obtaining the MOT loss based on the currents of the electric motors 2A and 2B, the accuracy of loss estimation can be improved.

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。   Further, the MOT loss may be acquired based on the loss MAP measured or calculated in advance and stored from at least one of the temperatures of the motors 2A and 2B and the rotation speeds of the motors 2A and 2B. . Since the loss is experimentally measured or calculated in advance and stored, sequential loss calculation (estimation) becomes unnecessary.

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。   In this case, instead of the rotation speeds of the electric motors 2A and 2B, the rotation speeds of the rotating members constituting the power transmission path, for example, the rotation speeds of the sun gears 21A and 21B of the planetary gear speed reducers 12A and 12B may be used. In the loss map, the MOT loss of the motors 2A and 2B is measured or calculated by measuring or calculating the friction of the power transmission path in association with the temperature and rotation speed of the motors 2A and 2B and the friction loss of the power transmission path. In addition to this, it is possible to obtain the entire motor side loss in consideration of the transmission path loss of the power transmission path.

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。   Then, the motor torque of the electric motors 2A and 2B is determined by multiplying the acquired absolute value of the MOT loss by a coefficient (S24). This coefficient is a value of 1 or more, and may be a fixed value (for example, 1.1) or a fluctuation value that changes according to the motor torque. By increasing the coefficient, the one-way clutch 50 can be reliably disengaged.

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）。   Finally, the motors 2A and 2B are driven so as to have the motor torque determined in step S24, and the motor torque Tm is output (S25).

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。 In addition, this invention is not limited to embodiment mentioned above, A deformation | transformation, improvement, etc. are possible suitably.
That is, the configuration of the present invention is not particularly limited as long as the drive device includes a motor, a wheel, and a one-way power transmission unit on a power transmission path between the motor and the wheel.
For example, it is not necessary to provide the hydraulic brakes 60A and 60B on the ring gears 24A and 24B, respectively, and it is sufficient that at least one hydraulic brake and one one-way clutch are provided on the connected ring gears 24A and 24B.
On the other hand, the ring gears 24A and 24B are not necessarily connected, and each may be provided with a one-way clutch and a hydraulic brake. Furthermore, the hydraulic brake may be omitted.
Moreover, although planetary gear type reduction gears 12A and 12B have been illustrated as transmissions, the present invention is not limited to this, and any transmission can be used. Furthermore, it is not always necessary to provide a transmission.
Further, the right wheel and the left wheel may be controlled by one electric motor.
Moreover, although the hydraulic brake is illustrated as the connecting / disconnecting means, the invention is not limited to this, and a mechanical type, an electromagnetic type or the like can be arbitrarily selected.
Further, the front wheel drive device may use an electric motor as a sole drive source without using an internal combustion engine.

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） 1 Rear wheel drive device (first drive device)
2A, 2B Electric motor 3 Vehicle 6 Front wheel drive device (second drive device)
8. Control device (motor control device, reverse direction input prediction means)
50 one-way clutch (one-way power transmission means)
Wf Front wheel (second drive wheel)
Wr Rear wheel (first drive wheel)

Claims (20)

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。 An electric motor that generates the driving force of the vehicle;
An electric motor control device for controlling the electric motor;
Provided on the power transmission path between the motor and the wheel, the motor is engaged when the forward rotational power on the motor side is input to the wheel side, and the reverse rotational power on the motor side is input to the wheel side. When the wheel side forward rotational power is input to the motor side, and the wheel side reverse rotational power is input to the motor side. And a one-way power transmission means that is engaged with the vehicle drive device,
The motor control device performs disengagement control for driving the motor so that the one-way power transmission means is disengaged when rotational power in the reverse direction on the wheel side is input to the motor side. The vehicle drive device characterized by the above-mentioned. 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。 In the non-engagement control, a rotational state amount correlated with the rotation by the rotational power in the reverse direction on the wheel side is acquired,
Obtaining the target rotational speed of the electric motor based on the rotational state quantity,
The vehicle drive device according to claim 1, wherein a driving force of the electric motor is determined based on the target rotational speed. 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。 A transmission is provided in the power transmission path,
The vehicle drive device according to claim 2, wherein the target rotational speed of the electric motor is obtained based on a wheel speed as the rotational state quantity and a transmission gear ratio of the transmission. 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。   In the disengagement control, when the rotational state amount is smaller than a predetermined value, the driving force of the electric motor is set to a constant value regardless of the rotational state amount so that the one-way power transmission means is disengaged. The vehicle drive device according to claim 2, wherein the vehicle drive device is a vehicle drive device. 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。 In the non-engagement control, the loss of the electric motor is acquired,
The vehicle drive device according to claim 1, wherein a driving force of the electric motor is determined based on the loss. 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。 In the non-engagement control, the loss of the electric motor and the loss of the power transmission path are acquired,
The vehicle drive device according to claim 1, wherein a driving force of the electric motor is determined based on the both losses. 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。 The said loss is calculated | required based on at least one of the rotation speed of the said electric motor , the rotation speed of the rotating member which comprises the said power transmission path, and the temperature of the said electric motor. The vehicle drive device as described. 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。   The vehicle drive device according to claim 5, wherein the loss is obtained based on a current of the electric motor. 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。   8. The vehicle drive device according to claim 7, wherein the loss is experimentally measured or calculated in advance and stored. 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。 A reverse direction input predicting means for predicting that the rotational power in the reverse direction on the wheel side is input to the motor side;
The vehicle drive device according to any one of claims 1 to 9, wherein the disengagement control is performed based on the reverse direction input predicting means. 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。 A vehicle comprising: a first drive device that drives a first drive wheel that is one of a front wheel and a rear wheel; and a second drive device that drives a second drive wheel that is the other of the front wheel and the rear wheel. ,
The first driving device includes:
An electric motor that generates the driving force of the vehicle;
An electric motor control device for controlling the electric motor;
It is provided on a power transmission path between the electric motor and the first drive wheel, and is engaged when the forward rotational power on the motor side is input to the first drive wheel side and in the reverse direction on the motor side. When the rotational power is input to the first drive wheel side, it is disengaged, and when the forward rotational power on the first drive wheel side is input to the motor side, it is disengaged and the first drive is performed. Unidirectional power transmission means that is engaged when rotational power in the reverse direction on the wheel side is input to the motor side,
The electric motor control device is configured so that the one-way power transmission means is disengaged when the reverse drive force is generated only in the second drive device and the vehicle moves backward or when the vehicle naturally moves backward on the uphill road. A vehicle that performs non-engagement control for driving the electric motor. 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。 In the disengagement control, a rotational state quantity correlated with rotation by the reverse rotational power on the first drive wheel side is acquired,
Obtaining the target rotational speed of the electric motor based on the rotational state quantity,
The vehicle according to claim 11, wherein a driving force of the electric motor is determined based on the target rotational speed. 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。 A transmission is provided in the power transmission path,
The vehicle according to claim 12, wherein the target rotational speed of the electric motor is obtained based on a wheel speed as the rotational state quantity and a transmission gear ratio of the transmission. 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。   In the disengagement control, when the rotational state amount is smaller than a predetermined value, the driving force of the electric motor is set to a constant value regardless of the rotational state amount so that the one-way power transmission means is disengaged. The vehicle according to claim 12 or 13, characterized in that: 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。 In the non-engagement control, the loss of the electric motor is acquired,
The vehicle according to claim 11, wherein the driving force of the electric motor is determined based on the loss. 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。 The disengagement control acquires a loss of the electric motor and a loss of the power transmission path,
The vehicle according to claim 11, wherein a driving force of the electric motor is determined based on the both losses. 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。 The said loss is calculated | required based on at least one of the rotation speed of the said electric motor , the rotation speed of the rotating member which comprises the said power transmission path | route, and the temperature of the said electric motor. The vehicle described. 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。   The vehicle according to claim 15 or 16, wherein the loss is obtained based on a current of the electric motor. 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。   The vehicle according to claim 17, wherein the loss is preliminarily measured experimentally or calculated and stored. 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。 A reverse direction input predicting means for predicting that the reverse drive force is generated only in the second drive device and the vehicle reverses or the vehicle naturally retreats on an uphill road;
The vehicle according to any one of claims 11 to 19, wherein the disengagement control is performed based on the reverse direction input predicting means.
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JP5834927B2 (en) * 2012-01-12 2015-12-24 トヨタ自動車株式会社 Vehicle drive device
CN107303806B (en) * 2016-04-19 2022-06-24 舍弗勒技术股份两合公司 Power coupling device for hybrid electric vehicle
WO2018037480A1 (en) * 2016-08-23 2018-03-01 三菱電機株式会社 Power measuring device and power measuring method
DE202020105111U1 (en) 2020-09-04 2021-12-07 Hofer Powertrain Innovation Gmbh Arrangement of components of an electric drive train for two individual wheel drives on a common vehicle axle

Family Cites Families (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2001315682A (en) * 2000-05-10 2001-11-13 Suzuki Motor Corp Power-assisted bicycle
WO2011013828A1 (en) * 2009-07-31 2011-02-03 本田技研工業株式会社 Drive control device for vehicle

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