JP7205502B2 - 四輪駆動車両 - Google Patents

Description

本発明は、主駆動輪に伝達する駆動力の主駆動輪および副駆動輪に伝達する総駆動力に対する割合である主側配分率を調節可能な四輪駆動車両に関するものである。

（ａ）駆動力源と、（ｂ）複数の係合要素を有するとともに前記駆動力源と駆動軸とに接続された自動変速機と、（ｃ）前記駆動軸から主駆動輪および副駆動輪に前記駆動力源からの駆動力を伝達可能で且つ前記主駆動輪に伝達する駆動力の前記駆動軸から前記主駆動輪および前記副駆動輪に伝達する総駆動力に対する割合である主側配分率を調節可能な駆動力配分装置と、を備えた四輪駆動車両がよく知られている。例えば、特許文献１に記載された四輪駆動車両がそれである。

国際公開第２０１１／０４２９５１号

ところで、上述した特許文献１の四輪駆動車両では、前記自動変速機でコーストダウンシフトが行われると、そのコーストダウンシフトに起因する前記駆動軸のトルク変動が前記駆動力配分装置を介して前記主駆動輪および前記副駆動輪に伝達され、前記主側配分率によっては変速ショックの悪化を招くという問題があった。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、変速応答性の悪化を抑制しつつ変速ショックの悪化を抑制する四輪駆動車両を提供することにある。

本発明者等は、以上の事情を背景として種々検討を重ねた結果、前記自動変速機でコーストダウンシフトを行うときにおいて、前記主側配分率が比較的小さい場合、すなわち、前記主駆動輪および前記副駆動輪へ伝達される駆動力の配分率が前記駆動力配分装置によって均等（５０：５０）側に調節されている場合ほど、前記副駆動輪に伝達される前記トルク変動によって変速ショックが悪化する傾向にあることを見いだした。本発明は斯かる知見に基づいて為されたものである。

すなわち、第１発明の要旨とするところは、（ａ）駆動力源と、複数の係合要素を有するとともに前記駆動力源と駆動軸とに接続された自動変速機と、前記駆動軸から主駆動輪および副駆動輪に前記駆動力源からの駆動力を伝達可能で且つ前記主駆動輪に伝達する駆動力の前記駆動軸から前記主駆動輪および前記副駆動輪に伝達する総駆動力に対する割合である主側配分率を調節可能な駆動力配分装置と、制御装置と、を備えた四輪駆動車両であって、（ｂ）前記制御装置は、前記自動変速機でコーストダウンシフトを行う場合に、前記主側配分率に応じて、前記主側配分率が小さいときには前記主側配分率が大きいときに比べて変速時間が長くなるように前記自動変速機の変速制御を行うことにある。

また、第２発明の要旨とするところは、前記第１発明において、前記制御装置は、前記主側配分率に応じて、前記主側配分率が小さいときには前記主側配分率が大きいときに比べて前記コーストダウンシフトを低車速側で行うように前記自動変速機の変速制御を行うことにある。

また、第３発明の要旨とするところは、前記第１発明又は前記第２発明において、（ａ）前記自動変速機は、前記複数の係合要素として、複数の摩擦係合要素およびワンウェイクラッチを有しており、（ｂ）前記コーストダウンシフトは、前記複数の摩擦係合要素のうちのひとつを係合状態から解放状態に切り替えるとともに前記ワンウェイクラッチを非係合状態から係合状態に切り替えるコーストダウンシフトであることにある。

また、第４発明の要旨とするところは、前記第３発明において、（ａ）前記摩擦係合要素は、前記摩擦係合要素に供給される油圧が低下させられることによって前記係合状態から前記解放状態に切り替えられる油圧式摩擦係合装置であり、（ｂ）前記制御装置は、前記コーストダウンシフトを行う場合に、前記主側配分率に応じて、前記主側配分率が小さいときには前記主側配分率が大きいときに比べて前記油圧式摩擦係合装置において前記油圧が低下させられる低下速度を低くするように前記自動変速機の変速制御を行うことにある。

第１発明の四輪駆動車両によれば、前記制御装置は、前記自動変速機でコーストダウンシフトを行う場合に、前記主側配分率に応じて、前記主側配分率が小さいときには前記主側配分率が大きいときに比べて変速時間が長くなるように前記自動変速機の変速制御を行う。このため、前記主側配分率が比較的に小さく変速ショックが悪化する傾向にある場合には、前記変速時間が長くなるように前記自動変速機の変速制御が行われるので、前記変速ショックの悪化が好適に抑制される。また、前記主側配分率が比較的に大きく前記変速ショックが悪化しない傾向にある場合には、前記変速時間が長くならないように前記自動変速機の変速制御が行われるので、前記コーストダウンシフトにおける変速応答性の悪化が好適に抑制される。これによって、前記変速応答性の悪化を抑制しつつ前記変速ショックの悪化を抑制することができる。

第２発明の四輪駆動車両によれば、前記制御装置は、前記主側配分率に応じて、前記主側配分率が小さいときには前記主側配分率が大きいときに比べて前記コーストダウンシフトを低車速側で行うように前記自動変速機の変速制御を行うので、前記変速ショックの悪化を好適に抑制することができる。

第３発明の四輪駆動車両によれば、（ａ）前記自動変速機は、前記複数の係合要素として、複数の摩擦係合要素およびワンウェイクラッチを有しており、（ｂ）前記コーストダウンシフトは、前記複数の摩擦係合要素のうちのひとつを係合状態から解放状態に切り替えるとともに前記ワンウェイクラッチを非係合状態から係合状態に切り替えるコーストダウンシフトである。このため、前記コーストダウンシフトおいて、前記ワンウェイクラッチが非係合状態から係合状態に切り替わることにより生じる変速ショックは、例えば前記ワンウェイクラッチにかえて前記摩擦係合要素が解放状態から係合状態に切り替える場合に比べて大きくなり易くなるが、この場合の前記変速ショックの悪化を好適に抑制することができる。

第４発明の四輪駆動車両によれば、（ａ）前記摩擦係合要素は、前記摩擦係合要素に供給される油圧が低下させられることによって前記係合状態から前記解放状態に切り替えられる油圧式摩擦係合装置であり、（ｂ）前記制御装置は、前記コーストダウンシフトを行う場合に、前記主側配分率に応じて、前記主側配分率が小さいときには前記主側配分率が大きいときに比べて前記油圧式摩擦係合装置において前記油圧が低下させられる低下速度を低くするように前記自動変速機の変速制御を行う。このため、前記油圧式摩擦係合装置において前記油圧が低下させられる低下速度を低くすることによって、前記自動変速機の変速制御において前記変速時間が長くなる。

本発明が適用された四輪駆動車両の概略構成を示すとともに、四輪駆動車両を制御する電子制御装置を含む制御系の概要を示す図である。 図１のトランスミッションの概略構成を示す骨子図である。 図２のトランスミッションの係合作動表である。 図２の無段変速機と有段変速機とにおける各回転要素の回転速度の相対的関係を表す共線図である。 図１のトランスファの構造を説明する為の骨子図である。 有段変速機の変速制御に用いるＡＴギヤ段変速マップと、ハイブリッド走行とモータ走行との切替制御に用いる動力源切替マップとの一例を示す図であって、それぞれの関係を示す図でもある。 ＡＴ２速ギヤ段からＡＴ１速ギヤ段へ切り替えるコーストダウンシフトが行われたときにおいて前後配分比すなわち後輪側配分率に応じて変更する解放側摩擦係合要素の解放側油圧を示す図である。 ＡＴ２速ギヤ段からＡＴ１速ギヤ段へ切り替えるコーストダウンシフトが判断されたときにおいて前後配分比すなわち後輪側配分率に応じて変更するＡＴギヤ段変速マップのダウンシフト線を示す図である。 図１の電子制御装置の制御作動の要部を説明するためのフローチャートであり、例えばＡＴ２速ギヤ段からＡＴ１速ギヤ段へ切り替えるコーストダウンシフトを行う場合における有段変速機の変速制御の制御作動を説明するためのフローチャートである。 本発明の他の実施例の四輪駆動車両に備えられたトランスファの構造を説明する為の骨子図である。

以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。

図１は、本発明が適用された四輪駆動車両１０の概略構成を示すとともに、四輪駆動車両１０を制御する電子制御装置（制御装置）２００を含む制御系の概要を示している。図１に示すように、四輪駆動車両１０は、主駆動力源としてのエンジン（駆動力源）１２と、左右一対の前輪１４Ｌ、１４Ｒと、左右一対の後輪１６Ｌ、１６Ｒと、エンジン１２からの駆動力を前輪１４Ｌ、１４Ｒおよび後輪１６Ｌ、１６Ｒへそれぞれ伝達する動力伝達装置１８等と、を備えている。後輪１６Ｌ、１６Ｒ（特に区別しない場合には後輪１６と称す）は、二輪駆動走行中および四輪駆動走行中において共に駆動輪となる主駆動輪である。また、前輪１４Ｌ、１４Ｒ（特に区別しない場合には前輪１４と称す）は、二輪駆動走行中において従動輪となり、四輪駆動走行中において駆動輪となる副駆動輪である。四輪駆動車両１０は、前置エンジン後輪駆動（ＦＲ）をベースとする四輪駆動車である。なお、後輪１６が本発明の主駆動輪に対応し、前輪１４が本発明の副駆動輪に対応している。

動力伝達装置１８は、後述する第１回転機（駆動力源）ＭＧ１および第２回転機（駆動力源）ＭＧ２を含んで構成されるハイブリッド用のトランスミッション２０と、トランスファ（駆動力配分装置）２２と、フロントプロペラシャフト２４およびリヤプロペラシャフト２６と、前輪側差動歯車装置２８と、後輪側差動歯車装置３０と、左右一対の前輪車軸３２Ｌ、３２Ｒと、左右一対の後輪車軸３４Ｌ、３４Ｒ等と、を備えている。動力伝達装置１８において、トランスミッション２０を介して伝達されたエンジン１２からの駆動力が、トランスファ２２から、リヤプロペラシャフト２６、後輪側差動歯車装置３０、後輪車軸３４Ｌ、３４Ｒ等を順次介して後輪１６Ｌ、１６Ｒへ伝達される。また、動力伝達装置１８において、トランスファ２２に伝達されたエンジン１２からの駆動力の一部が前輪１４Ｌ、１４Ｒ側へ配分されると、その配分された駆動力が、フロントプロペラシャフト２４、前輪側差動歯車装置２８、前輪車軸３２Ｌ、３２Ｒ等を順次介して前輪１４Ｌ、１４Ｒへ伝達される。

図２は、トランスミッション２０の概略構成を示す骨子図である。エンジン１２は、後述する電子制御装置２００によって、電子スロットル弁、燃料噴射装置、点火装置等を含むエンジン制御装置３６（図１参照）が制御されることによりエンジン１２の出力トルクであるエンジントルクＴeが制御される。

トランスミッション２０は、第１回転機ＭＧ１および第２回転機ＭＧ２を備えている。第１回転機ＭＧ１および第２回転機ＭＧ２は、電動機（モータ）としての機能および発電機（ジェネレータ）としての機能を有する回転電気機械であって、所謂モータジェネレータである。第１回転機ＭＧ１および第２回転機ＭＧ２は、四輪駆動車両１０の走行用の駆動力源となり得る。第１回転機ＭＧ１および第２回転機ＭＧ２は、各々、四輪駆動車両１０に備えられたインバータ３８（図１参照）を介して、四輪駆動車両１０に備えられたバッテリ４０（図１参照）に接続されている。第１回転機ＭＧ１および第２回転機ＭＧ２は、各々、電子制御装置２００によってインバータ３８が制御されることにより、第１回転機ＭＧ１の出力トルクであるＭＧ１トルクＴgおよび第２回転機ＭＧ２の出力トルクであるＭＧ２トルクＴmが制御される。回転機の出力トルクは、例えば正回転の場合、加速側となる正トルクでは力行トルクであり、減速側となる負トルクでは回生トルクである。バッテリ４０は、第１回転機ＭＧ１および第２回転機ＭＧ２の各々に対して電力を授受する蓄電装置である。第１回転機ＭＧ１および第２回転機ＭＧ２は、車体に取り付けられる非回転部材であるケース４２内に設けられている。なお、第１回転機ＭＧ１および第２回転機ＭＧ２が、本発明の駆動力源に対応している。

トランスミッション２０は、車体に取り付けられる非回転部材としてのケース４２内において共通の第１回転軸線ＣＬ１上に直列に配設された、電気式無段変速機４４および機械式有段変速機（自動変速機）４６等を備えている。電気式無段変速機４４は、エンジン１２と機械式有段変速機４６との間の動力伝達経路に設けられている。電気式無段変速機４４は、直接的に或いは図示しないダンパーなどを介して間接的にエンジン１２に連結されている。機械式有段変速機４６は、電気式無段変速機４４とトランスファ２２との間の動力伝達経路に設けられている。機械式有段変速機４６は、電気式無段変速機４４の出力側に連結されている。トランスミッション２０において、エンジン１２や第２回転機ＭＧ２から出力される動力は、機械式有段変速機４６へ伝達され、その機械式有段変速機４６からトランスファ２２に伝達される。以下、電気式無段変速機４４を無段変速機４４、機械式有段変速機４６を有段変速機４６という。なお、動力は、特に区別しない場合にはトルクや力も同意である。無段変速機４４および有段変速機４６は第１回転軸線ＣＬ１に対して略対称的に構成されており、図２ではその第１回転軸線ＣＬ１に対して下半分が省略されている。

無段変速機４４は、第１回転機ＭＧ１と、エンジン１２の動力を第１回転機ＭＧ１および無段変速機４４の出力回転部材である中間伝達部材５０に機械的に分割する動力分割機構としての差動機構５２とを備えている。中間伝達部材５０には、第２回転機ＭＧ２が動力伝達可能に連結されている。第１回転機ＭＧ１は、エンジン１２の動力が伝達される回転機である。無段変速機４４は、第１回転機ＭＧ１の運転状態が制御されることにより差動機構５２の差動状態が制御される電気式無段変速機である。無段変速機４４は、入力回転部材となる連結軸４８の回転速度と同値であるエンジン回転速度Ｎeと、出力回転部材となる中間伝達部材５０の回転速度であるＭＧ２回転速度Ｎmとの比の値である変速比γ０（＝Ｎe／Ｎm）が変化させられる電気的な無段変速機として作動させられる。第１回転機ＭＧ１は、エンジン１２の回転速度であるエンジン回転速度Ｎeを制御可能な回転機である。なお、第１回転機ＭＧ１の運転状態を制御することは、第１回転機ＭＧ１の運転制御を行うことである。

差動機構５２は、シングルピニオン型の遊星歯車装置にて構成されており、サンギヤＳ０、キャリアＣＡ０、及びリングギヤＲ０を備えている。キャリアＣＡ０には連結軸４８を介してエンジン１２が動力伝達可能に連結され、サンギヤＳ０には第１回転機ＭＧ１が動力伝達可能に連結され、リングギヤＲ０には第２回転機ＭＧ２が動力伝達可能に連結されている。差動機構５２において、キャリアＣＡ０が入力要素として機能し、サンギヤＳ０が反力要素として機能し、リングギヤＲ０が出力要素として機能する。

有段変速機４６は、中間伝達部材５０とトランスファ２２との間の動力伝達経路を構成する自動変速機であり、走行用の駆動力源であるエンジン１２、第１回転機ＭＧ１、および第２回転機ＭＧ２と駆動輪（１４、１６）との間の動力伝達経路の一部を構成する自動変速機である。中間伝達部材５０は、有段変速機４６の入力回転部材としても機能する。また、中間伝達部材５０には、第２回転機ＭＧ２が一体回転するように連結されている。有段変速機４６は、例えば第１遊星歯車装置５４および第２遊星歯車装置５６の複数組の遊星歯車装置と、ワンウェイクラッチＦ１を含む、クラッチＣ１、クラッチＣ２、ブレーキＢ１、ブレーキＢ２の複数の係合装置（係合要素）とを備えている、公知の遊星歯車式の自動変速機である。以下、クラッチＣ１、クラッチＣ２、ブレーキＢ１、及びブレーキＢ２については、特に区別しない場合は単に係合装置ＣＢと称す。

係合装置ＣＢは、油圧アクチュエータにより押圧される多板式或いは単板式のクラッチやブレーキ、油圧アクチュエータによって引き締められるバンドブレーキなどにより構成される、油圧式摩擦係合装置（摩擦係合要素）である。係合装置ＣＢは、四輪駆動車両１０に備えられた油圧制御回路５８（図１参照）から出力される調圧された係合装置ＣＢの各油圧により、各々、係合や解放などの状態である作動状態が切り替えられる。

有段変速機４６は、第１遊星歯車装置５４および第２遊星歯車装置５６の各回転要素が、直接的に或いは係合装置ＣＢやワンウェイクラッチＦ１を介して間接的に連結されたり、中間伝達部材５０、ケース４２、或いは出力軸６０に連結されている。すなわち、有段変速機４６は、複数の係合装置（係合要素）である係合装置ＣＢおよびワンウェイクラッチＦ１を有するとともに、駆動力源であるエンジン１２、第１回転機ＭＧ１、および第２回転機ＭＧ２と、出力軸６０に接続された後述するトランスファ２２の入力軸（駆動軸）６６と、に動力伝達可能に接続されている。なお、第１遊星歯車装置５４の各回転要素は、サンギヤＳ１、キャリアＣＡ１、リングギヤＲ１であり、第２遊星歯車装置５６の各回転要素は、サンギヤＳ２、キャリアＣＡ２、リングギヤＲ２である。

有段変速機４６は、複数の係合装置のうちの何れか２つの係合装置の係合によって、変速比（ギヤ比ともいう）γat（＝入力回転速度Ｎi／出力回転速度Ｎo）が異なる複数のギヤ段（変速段ともいう）のうちの何れかの変速段が形成される有段変速機である。つまり、有段変速機４６は、複数の係合装置が選択的に係合されることによって、ギヤ段が切り替えられるすなわち変速が実行される。有段変速機４６は、複数のギヤ段が択一的に形成される、有段式の自動変速機である。本実施例では、有段変速機４６にて形成されるギヤ段をＡＴギヤ段と称す。入力回転速度Ｎiは、有段変速機４６の入力回転部材の回転速度である有段変速機４６の入力回転速度であって、中間伝達部材５０の回転速度と同値であり、また、第２回転機ＭＧ２の回転速度であるＭＧ２回転速度Ｎmと同値である。入力回転速度Ｎiは、ＭＧ２回転速度Ｎmで表すことができる。出力回転速度Ｎoは、有段変速機４６の出力回転速度である出力軸６０の回転速度であって、無段変速機４４と有段変速機４６とを合わせた全体のトランスミッション２０の出力回転速度でもある。

有段変速機４６は、例えば図３の係合作動表に示すように、複数のＡＴギヤ段として、ＡＴ１速ギヤ段（図中の「１ｓｔ」）－ＡＴ４速ギヤ段（図中の「４ｔｈ」）の４段の前進用のＡＴギヤ段が形成される。ＡＴ１速ギヤ段の変速比γatが最も大きく、ハイ側のＡＴギヤ段ほど変速比γatが小さくなる。また、後進用のＡＴギヤ段（図中の「Ｒｅｖ」）は、例えばクラッチＣ１の係合且つブレーキＢ２の係合によって形成される。つまり、後進走行を行う際には、例えばＡＴ１速ギヤ段が形成される。図３の係合作動表は、各ＡＴギヤ段と複数の係合装置の各作動状態との関係をまとめたものである。すなわち、図３の係合作動表は、各ＡＴギヤ段と、各ＡＴギヤ段において各々係合される係合装置である所定の係合装置との関係をまとめたものである。図３において、「○」は係合、「△」はエンジンブレーキ時や有段変速機４６のコーストダウンシフト時に係合、空欄は解放をそれぞれ表している。

有段変速機４６は、後述する電子制御装置２００によって、ドライバー（すなわち運転者）のアクセル操作や車速Ｖ等に応じて形成されるＡＴギヤ段が切り替えられる、すなわち複数のＡＴギヤ段が選択的に形成される。例えば、有段変速機４６の変速制御においては、解放側係合装置ＣＢの解放と係合側係合装置ＣＢの係合とにより変速が実行される、所謂クラッチツゥクラッチ変速が実行される。

また、四輪駆動車両１０は、ワンウェイクラッチＦ０、機械式のオイルポンプであるＭＯＰ６２、図示しない電動式のオイルポンプ等を備えている。

ワンウェイクラッチＦ０は、キャリアＣＡ０を回転不能に固定することができるロック機構である。すなわち、ワンウェイクラッチＦ０は、エンジン１２のクランク軸に連結されるとともにキャリアＣＡ０と一体的に回転する連結軸４８を、ケース４２に対して固定することができるロック機構である。ワンウェイクラッチＦ０は、エンジン１２の運転時の回転方向である正回転方向に対して空転する一方で、エンジン１２の運転時とは逆の回転方向に対して機械的に自動係合する。従って、ワンウェイクラッチＦ０の空転時には、エンジン１２はケース４２に対して相対回転可能な状態とされる。一方で、ワンウェイクラッチＦ０の係合時には、エンジン１２はケース４２に対して相対回転不能な状態とされる。すなわち、ワンウェイクラッチＦ０の係合により、エンジン１２はケース４２に固定される。このように、ワンウェイクラッチＦ０は、エンジン１２の運転時の回転方向となるキャリアＣＡ０の正回転方向の回転を許容し且つキャリアＣＡ０の負回転方向の回転を阻止する。すなわち、ワンウェイクラッチＦ０は、エンジン１２の正回転方向の回転を許容し且つ負回転方向の回転を阻止することができるロック機構である。

ＭＯＰ６２は、連結軸４８に連結されており、エンジン１２の回転と共に回転させられて動力伝達装置１８にて用いられる作動油oilを吐出する。また、図示しない電気式のオイルポンプは、エンジン１２の停止時すなわちＭＯＰ６２の非駆動時に駆動させられる。ＭＯＰ６２や図示しない電動式のオイルポンプが吐出した作動油oilは、油圧制御回路５８へ元圧として供給される。係合装置ＣＢは、油圧制御回路５８により元圧から調圧された各油圧によって作動状態が切り替えられる。

図４は、無段変速機４４と有段変速機４６とにおける各回転要素の回転速度の相対的関係を表す共線図である。図４において、無段変速機４４を構成する差動機構５２の３つの回転要素に対応する３本の縦線Ｙ１、Ｙ２、Ｙ３は、左側から順に第２回転要素ＲＥ２に対応するサンギヤＳ０の回転速度を表すｇ軸であり、第１回転要素ＲＥ１に対応するキャリアＣＡ０の回転速度を表すｅ軸であり、第３回転要素ＲＥ３に対応するリングギヤＲ０の回転速度（すなわち有段変速機４６の入力回転速度）を表すｍ軸である。また、有段変速機４６の４本の縦線Ｙ４、Ｙ５、Ｙ６、Ｙ７は、左から順に、第４回転要素ＲＥ４に対応するサンギヤＳ２の回転速度、第５回転要素ＲＥ５に対応する相互に連結されたリングギヤＲ１およびキャリアＣＡ２の回転速度（すなわち出力軸６０の回転速度）、第６回転要素ＲＥ６に対応する相互に連結されたキャリアＣＡ１およびリングギヤＲ２の回転速度、第７回転要素ＲＥ７に対応するサンギヤＳ１の回転速度をそれぞれ表す軸である。縦線Ｙ１、Ｙ２、Ｙ３の相互の間隔は、差動機構５２の歯車比ρ０に応じて定められている。また、縦線Ｙ４、Ｙ５、Ｙ６、Ｙ７の相互の間隔は、第１、第２遊星歯車装置５４，５６の各歯車比ρ１、ρ２に応じて定められている。共線図の縦軸間の関係においてサンギヤとキャリアとの間が「１」に対応する間隔とされるとキャリアとリングギヤとの間が遊星歯車装置の歯車比ρ（＝サンギヤの歯数／リングギヤの歯数）に対応する間隔とされる。

図４の共線図を用いて表現すれば、無段変速機４４の差動機構５２において、第１回転要素ＲＥ１にエンジン１２（図中の「ＥＮＧ」参照）が連結され、第２回転要素ＲＥ２に第１回転機ＭＧ１（図中の「ＭＧ１」参照）が連結され、中間伝達部材５０と一体回転する第３回転要素ＲＥ３に第２回転機ＭＧ２（図中の「ＭＧ２」参照）が連結されて、エンジン１２の回転を中間伝達部材５０を介して有段変速機４６へ伝達するように構成されている。無段変速機４４では、縦線Ｙ２を横切る各直線Ｌ０ｅ、Ｌ０ｍ、Ｌ０Ｒにより、サンギヤＳ０の回転速度とリングギヤＲ０の回転速度との関係が示される。

また、有段変速機４６において、第４回転要素ＲＥ４はクラッチＣ１を介して中間伝達部材５０に選択的に連結され、第５回転要素ＲＥ５は出力軸６０に連結され、第６回転要素ＲＥ６はクラッチＣ２を介して中間伝達部材５０に選択的に連結されると共にブレーキＢ２を介してケース４２に選択的に連結され、第７回転要素ＲＥ７はブレーキＢ１を介してケース４２に選択的に連結される。有段変速機４６では、係合装置ＣＢの係合解放制御によって縦線Ｙ５を横切る各直線Ｌ１、Ｌ２、Ｌ３、Ｌ４、ＬＲにより、出力軸６０における「１ｓｔ」、「２ｎｄ」、「３ｒｄ」、「４ｔｈ」、「Ｒｅｖ」の各回転速度が示される。

図４中の実線で示す、直線Ｌ０ｅ、および直線Ｌ１、Ｌ２、Ｌ３、Ｌ４は、少なくともエンジン１２を駆動力源として走行するハイブリッド走行が可能なハイブリッド走行（＝ＨＶ走行）モードでの前進走行における各回転要素の相対速度を示している。このハイブリッド走行モードでは、差動機構５２において、キャリアＣＡ０に入力される正トルクのエンジントルクＴeに対して、第１回転機ＭＧ１による負トルクの反力トルクとなるＭＧ１トルクＴgがサンギヤＳ０に入力されると、リングギヤＲ０には正回転にて正トルクとなるエンジン直達トルクＴd（＝Ｔe／（１＋ρ０）＝－（１／ρ０）×Ｔg）が現れる。そして、要求駆動力に応じて、エンジン直達トルクＴdとＭＧ２トルクＴmとの合算トルクが四輪駆動車両１０の前進方向の駆動トルクとして、ＡＴ１速ギヤ段－ＡＴ４速ギヤ段のうちの何れかのＡＴギヤ段が形成された有段変速機４６を介してトランスファ２２へ伝達される。第１回転機ＭＧ１は、正回転にて負トルクを発生する場合には発電機として機能する。第１回転機ＭＧ１の発電電力Ｗgは、バッテリ４０に充電されたり、第２回転機ＭＧ２にて消費される。第２回転機ＭＧ２は、発電電力Ｗgの全部又は一部を用いて、或いは発電電力Ｗgに加えてバッテリ４０からの電力を用いて、ＭＧ２トルクＴmを出力する。

図４中の一点鎖線で示す直線Ｌ０ｍおよび図４中の実線で示す直線Ｌ１、Ｌ２、Ｌ３、Ｌ４は、エンジン１２の運転を停止した状態で第１回転機ＭＧ１および第２回転機ＭＧ２のうちの少なくとも一方の回転機を駆動力源として走行するモータ走行が可能なモータ走行（＝ＥＶ走行）モードでの前進走行における各回転要素の相対速度を示している。モータ走行モードでの前進走行におけるモータ走行としては、例えば第２回転機ＭＧ２のみを駆動力源として走行する単駆動モータ走行と、第１回転機ＭＧ１および第２回転機ＭＧ２を共に駆動力源として走行する両駆動モータ走行とがある。単駆動モータ走行では、キャリアＣＡ０はゼロ回転とされ、リングギヤＲ０には正回転にて正トルクとなるＭＧ２トルクＴmが入力される。このとき、サンギヤＳ０に連結された第１回転機ＭＧ１は、無負荷状態とされて負回転にて空転させられる。単駆動モータ走行では、ワンウェイクラッチＦ０が解放されており、連結軸４８はケース４２に対して固定されていない。

両駆動モータ走行では、キャリアＣＡ０がゼロ回転とされた状態で、サンギヤＳ０に負回転にて負トルクとなるＭＧ１トルクＴgが入力されると、キャリアＣＡ０の負回転方向への回転が阻止されるようにワンウェイクラッチＦ０が自動係合される。ワンウェイクラッチＦ０の係合によってキャリアＣＡ０が回転不能に固定された状態においては、ＭＧ１トルクＴgによる反力トルクがリングギヤＲ０へ入力される。加えて、両駆動モータ走行では、単駆動モータ走行と同様に、リングギヤＲ０にはＭＧ２トルクＴmが入力される。キャリアＣＡ０がゼロ回転とされた状態で、サンギヤＳ０に負回転にて負トルクとなるＭＧ１トルクＴgが入力されたとき、ＭＧ２トルクＴmが入力されなければ、ＭＧ１トルクＴgによる単駆動モータ走行も可能である。モータ走行モードでの前進走行では、エンジン１２は駆動されず、エンジン回転速度Ｎeはゼロとされ、ＭＧ１トルクＴgおよびＭＧ２トルクＴmのうちの少なくとも一方のトルクが四輪駆動車両１０の前進方向の駆動トルクとして、ＡＴ１速ギヤ段－ＡＴ４速ギヤ段のうちの何れかのＡＴギヤ段が形成された有段変速機４６を介して駆動輪（前輪１４、後輪１６）へ伝達される。モータ走行モードでの前進走行では、ＭＧ１トルクＴgは負回転且つ負トルクの力行トルクであり、ＭＧ２トルクＴmは正回転且つ正トルクの力行トルクである。

図４中の破線で示す、直線Ｌ０Ｒおよび直線ＬＲは、モータ走行モードでの後進走行における各回転要素の相対速度を示している。このモータ走行モードでの後進走行では、リングギヤＲ０には負回転にて負トルクとなるＭＧ２トルクＴmが入力され、そのＭＧ２トルクＴmが四輪駆動車両１０の後進方向の駆動トルクとして、ＡＴ１速ギヤ段が形成された有段変速機４６を介して駆動輪（前輪１４、後輪１６）へ伝達される。四輪駆動車両１０では、電子制御装置２００によって、複数のＡＴギヤ段のうちの前進用のロー側のＡＴギヤ段である例えばＡＴ１速ギヤ段が形成された状態で、前進走行時における前進用のＭＧ２トルクＴmとは正負が反対となる後進用のＭＧ２トルクＴmが第２回転機ＭＧ２から出力させられることで、後進走行を行うことができる。モータ走行モードでの後進走行では、ＭＧ２トルクＴmは負回転且つ負トルクの力行トルクである。なお、ハイブリッド走行モードにおいても、直線Ｌ０Ｒのように第２回転機ＭＧ２を負回転とすることが可能であるので、モータ走行モードと同様に後進走行を行うことが可能である。

次に、トランスファ２２について説明する。図５は、トランスファ２２の構造を説明するための骨子図である。トランスファ２２は、非回転部材としてのトランスファケース６４を備えている。トランスファ２２は、図５に示すように、トランスファケース６４内において、入力軸６６と、後輪側出力軸６８と、前輪駆動用ドライブスプロケット７０と、ハイロー切替機構７２と、前輪駆動用クラッチ７４と、を共通の第１回転軸線ＣＬ１まわりに備えている。なお、入力軸６６は、トランスミッション２０を介してエンジン１２に動力伝達可能に連結されている。また、後輪側出力軸６８は、リヤプロペラシャフト２６に動力伝達可能に連結されており、後輪側出力軸６８は、エンジン１２からトランスミッション２０を介して入力軸６６に伝達される駆動力を後輪１６Ｌ、１６Ｒへ出力する。また、前輪駆動用ドライブスプロケット７０は、後輪側出力軸６８に対して相対回転可能に後輪側出力軸６８に支持されている。また、ハイロー切替機構７２は、入力軸６６の回転を変速して後輪側出力軸６８へ伝達する副変速機として機能する。また、前輪駆動用クラッチ７４は、多板の湿式クラッチであり、前輪駆動用クラッチ７４は、後輪側出力軸６８に伝達された駆動力の一部を前輪駆動用ドライブスプロケット７０に伝達、すなわち後輪側出力軸６８から前輪駆動用ドライブスプロケット７０へ伝達する伝達トルクを調整する。

また、トランスファ２２は、図５に示すように、トランスファケース６４内において、前輪側出力軸７６と、前輪駆動用ドリブンスプロケット７８と、を共通の第２回転軸線ＣＬ２回りに備えている。さらに、トランスファ２２は、前輪駆動用チェーン８０と、デフロック機構８２と、を備えている。なお、前輪側出力軸７６は、フロントプロペラシャフト２４に動力伝達可能に連結されている。また、前輪駆動用ドリブンスプロケット７８は、前輪側出力軸７６に一体的に設けられている。また、前輪駆動用チェーン８０は、前輪駆動用ドライブスプロケット７０と前輪駆動用ドリブンスプロケット７８とにそれぞれ掛けられ、前輪駆動用ドライブスプロケット７０と前輪駆動用ドリブンスプロケット７８とを動力伝達可能に連結する。また、デフロック機構８２は、後輪側出力軸６８と前輪駆動用ドライブスプロケット７０とを選択的に連結するドグクラッチであり、デフロック機構８２は、リヤプロペラシャフト２６とフロントプロペラシャフト２４との間の回転差動が制限されない差動状態と、それらの間の回転差動が制限された非差動状態と、を選択的に切り替える。

ハイロー切替機構７２は、図５に示すように、シングルピニオン型の遊星歯車装置８４と、ハイロースリーブ８６と、を備えている。遊星歯車装置８４は、入力軸６６に動力伝達可能に連結されたサンギヤＳと、トランスファケース６４に第１回転軸線ＣＬ１まわりの回転が不能に連結されたリングギヤＲと、これらサンギヤＳおよびリングギヤＲに噛み合う複数のピニオンギヤＰを自転可能且つ第１回転軸線ＣＬ１まわりの公転可能に支持するキャリアＣＡと、を有している。このため、ハイロー切替機構７２において、サンギヤＳの回転速度は、入力軸６６に対して等速であり、キャリアＣＡの回転速度は、入力軸６６に対して減速する。なお、図５に示すように、サンギヤＳの内周面には、ハイ側ギヤ歯８８が形成されており、キャリアＣＡには、ハイ側ギヤ歯８８と同径のロー側ギヤ歯９０が形成されている。

ハイロースリーブ８６は、後輪側出力軸６８に対して第１回転軸線ＣＬ１方向に相対移動可能且つ後輪側出力軸６８に対して相対回転不能に、後輪側出力軸６８にスプライン嵌合されている。また、ハイロースリーブ８６には、図５に示すように、フォーク連結部８６ａと、ハイ側ギヤ歯８８およびロー側ギヤ歯９０にそれぞれ噛み合い可能な外周歯８６ｂと、が一体的に備えられている。なお、ハイロー切替機構７２では、ハイロースリーブ８６が後輪側出力軸６８に対して第１回転軸線ＣＬ１方向に移動させられて、ハイロースリーブ８６の外周歯８６ｂがハイ側ギヤ歯８８に噛み合うと、入力軸６６の回転と等速の回転を後輪側出力軸６８へ伝達する高速側ギヤ段Ｈが形成される。また、ハイロー切替機構７２では、ハイロースリーブ８６が後輪側出力軸６８に対して第１回転軸線ＣＬ１方向に移動させられて、ハイロースリーブ８６の外周歯８６ｂがロー側ギヤ歯９０に噛み合うと、入力軸６６の回転に対して減速された回転を後輪側出力軸６８へ伝達する低速側ギヤ段Ｌが形成される。

デフロック機構８２は、図５に示すように、ロック歯９２と、ロックスリーブ９４と、を備えている。なお、ロック歯９２は、前輪駆動用ドライブスプロケット７０の内周面に一体的に形成されている。また、ロックスリーブ９４は、後輪側出力軸６８に対して第１回転軸線ＣＬ１方向に相対移動可能且つ後輪側出力軸６８に対して相対回転不能に、後輪側出力軸６８にスプライン嵌合されている。なお、ロックスリーブ９４には、ロック歯９２に噛み合い可能な外周歯９４ａが形成されている。このため、デフロック機構８２では、ロックスリーブ９４が後輪側出力軸６８に対して第１回転軸線ＣＬ１方向に移動させられて、ロックスリーブ９４の外周歯９４ａがロック歯９２に噛み合うと、後輪側出力軸６８と前輪駆動用ドライブスプロケット７０とが一体的に回転する。

トランスファ２２は、図５に示すように、コイル状の第１スプリング９６と、コイル状の第２スプリング９８と、を備えている。第１スプリング９６は、ハイロースリーブ８６とロックスリーブ９４との間に圧縮された状態で配設されており、第１スプリング９６は、ハイロースリーブ８６とロックスリーブ９４とを相互に離間させる方向へ付勢する。第２スプリング９８は、後輪側出力軸６８に形成された凸部６８ａとロックスリーブ９４との間に圧縮された状態で配設されており、第２スプリング９８は、ロックスリーブ９４をロック歯９２から離間する方向へ付勢する。なお、トランスファ２２では、ハイロースリーブ８６の外周歯８６ｂがロー側ギヤ歯９０に噛み合うと、ロックスリーブ９４が第１スプリング９６の付勢力によってロック歯９２に接近する方向に第２スプリング９８の付勢力に抗して移動して、ロックスリーブ９４の外周歯９４ａがロック歯９２に噛み合うようになっている。また、トランスファ２２では、ハイロースリーブ８６の外周歯８６ｂがハイ側ギヤ歯８８に噛み合うと、ロックスリーブ９４が第２スプリング９８の付勢力によってロック歯９２から離間する方向に第１スプリング９６の付勢力に抗して移動して、ロックスリーブ９４の外周歯９４ａがロック歯９２から離れるようになっている。

前輪駆動用クラッチ７４は、図５に示すように、クラッチハブ１００と、クラッチドラム１０２と、摩擦係合要素１０４と、ピストン１０６と、を備えている。クラッチハブ１００は、後輪側出力軸６８に動力伝達可能に連結されている。クラッチドラム１０２は、前輪駆動用ドライブスプロケット７０に動力伝達可能に連結されている。摩擦係合要素１０４は、第１摩擦板１０４ａと第２摩擦板１０４ｂとを備えている。なお、第１摩擦板１０４ａは、クラッチハブ１００に対して第１回転軸線ＣＬ１方向に移動可能且つクラッチハブ１００に対して第１回転軸線ＣＬ１まわりに相対回転不能に、クラッチハブ１００の外周側に設けられている。また、第２摩擦板１０４ｂは、クラッチドラム１０２に対して第１回転軸線ＣＬ１方向に移動可能且つクラッチドラム１０２に対して第１回転軸線ＣＬ１まわりに相対回転不能に、クラッチドラム１０２の内周側に設けられている。ピストン１０６は、摩擦係合要素１０４に当接して第１摩擦板１０４ａと第２摩擦板１０４ｂとを挟圧する。

トランスファ２２は、ハイロー切替機構７２、前輪駆動用クラッチ７４、およびデフロック機構８２を作動させる装置として、図５に示すように、電動モータ１０８と、電動モータ１０８のモータシャフト（図示しない）の回転運動を直線運動に変換するねじ機構１１０と、ねじ機構１１０において直線運動する力をハイロー切替機構７２、前輪駆動用クラッチ７４、およびデフロック機構８２へそれぞれ伝達する伝達機構１１２と、を備えている。

ねじ機構１１０は、図５に示すように、後輪側出力軸６８と同じ軸心である第１回転軸線ＣＬ１上に配置されており、ねじ機構１１０は、ねじ軸部材１１４とナット部材１１６とを備えている。ねじ軸部材１１４は、ウォームギヤ１１８を介して電動モータ１０８に連結されている。また、ねじ軸部材１１４は、後輪側出力軸６８に対して第１回転軸線ＣＬ１まわりに相対回転可能に、後輪側出力軸６８に支持されている。ナット部材１１６は、ねじ軸部材１１４が第１回転軸線ＣＬ１まわりに回転することによってねじ軸部材１１４に対して第１回転軸線ＣＬ１方向に移動可能に、ねじ軸部材１１４に螺合されている。なお、ウォームギヤ１１８は、電動モータ１０８のモータシャフトに一体的に形成されたウォーム１２０と、ねじ軸部材１１４に一体的に形成されたウォームホイール１２２と、を備えた歯車対である。このように構成されることによって、ねじ機構１１０は、ウォームギヤ１１８を介してねじ軸部材１１４に伝達された電動モータ１０８からの回転を、ナット部材１１６が第１回転軸線ＣＬ１方向に移動する直線運動に変換する。

伝達機構１１２には、図５に示すように、第１伝達機構１１２ａと、第２伝達機構１１２ｂと、第３伝達機構１１２ｃと、が備えられている。第１伝達機構１１２ａは、ねじ機構１１０においてナット部材１１６が第１回転軸線ＣＬ１方向に直線運動する力を前輪駆動用クラッチ７４のピストン１０６に伝達する。なお、第１伝達機構１１２ａは、前輪駆動用クラッチ７４のピストン１０６とナット部材１１６との間に配設された軸受である。第２伝達機構１１２ｂは、ねじ機構１１０においてナット部材１１６が第１回転軸線ＣＬ１方向に直線運動する力をハイロー切替機構７２のハイロースリーブ８６に伝達する。第２伝達機構１１２ｂは、連結機構１２４と、フォークシャフト１２６と、フォーク１２８と、を備えている。なお、連結機構１２４は、ねじ機構１１０のナット部材１１６とフォークシャフト１２６を動力伝達可能に連結する。また、フォークシャフト１２６は、トランスファケース６４に対して第１回転軸線ＣＬ１に平行な第３回転軸線ＣＬ３方向に相対移動可能に、トランスファケース６４内に設けられている。また、フォーク１２８は、フォークシャフト１２６とハイロースリーブ８６のフォーク連結部８６ａとにそれぞれ連結されている。第３伝達機構１１２ｃは、ねじ機構１１０においてナット部材１１６が第１回転軸線ＣＬ１方向に直線運動する力をデフロック機構８２のロックスリーブ９４に伝達する。第３伝達機構１１２ｃは、前述した連結機構１２４、フォークシャフト１２６、およびフォーク１２８と、ハイロースリーブ８６と、第１スプリング９６と、第２スプリング９８と、を備えている。

以上のように構成されたトランスファ２２では、電子制御装置２００から電動モータ１０８に供給される電動モータ制御指令信号Ｓwによって電動モータ１０８のモータシャフトの回転量が制御されて、例えばねじ機構１１０におけるナット部材１１６の第１回転軸線ＣＬ１方向の位置が切り替えられると、トランスファ２２の作動状態が順次切り替えられるようになっている。

例えば、電動モータ１０８によってナット部材１１６の位置が予め定められたＬ４Ｌ位置に切り替えられると、伝達機構１１２によってハイロースリーブ８６の外周歯８６ｂがロー側ギヤ歯９０に噛み合う位置に移動させられる。なお、前述したように、ハイロースリーブ８６の外周歯８６ｂがロー側ギヤ歯９０に噛み合うと、第１スプリング９６および第２スプリング９８の付勢力によって、ロックスリーブ９４の外周歯９４ａがロック歯９２に噛み合うようになっている。このため、トランスファ２２では、ナット部材１１６の位置が前記Ｌ４Ｌ位置であると、ハイロー切替機構７２で低速側ギヤ段Ｌが形成され、且つ、デフロック機構８２でフロントプロペラシャフト２４とリヤプロペラシャフト２６との間の回転差動が制限されるようになっている。

また、電動モータ１０８によってナット部材１１６の位置が予め定められたＨ２位置に切り替えられると、ハイロースリーブ８６の外周歯８６ｂがハイ側ギヤ歯８８に噛み合い且つピストン１０６が前輪駆動用クラッチ７４の摩擦係合要素１０４から離間させられる位置に移動させられる。このため、トランスファ２２では、ナット部材１１６の位置が前記Ｈ２位置であると、ハイロー切替機構７２で高速側ギヤ段Ｈが形成され、且つ、前輪駆動用クラッチ７４が解放させられるようになっている。

また、電動モータ１０８によってナット部材１１６の位置が予め定められたＨ４Ａ位置に切り替えられると、ハイロースリーブ８６の外周歯８６ｂがハイ側ギヤ歯８８に噛み合い且つピストン１０６が前輪駆動用クラッチ７４の摩擦係合要素１０４を押圧する位置に移動させられる。このため、トランスファ２２では、ナット部材１１６の位置が前記Ｈ４Ａ位置であると、ハイロー切替機構７２で高速側ギヤ段Ｈが形成され、且つ、前輪駆動用クラッチ７４がスリップ係合させられるようになっている。

また、電動モータ１０８によってナット部材１１６の位置が予め定められたＨ４Ｌ位置に切り替えられると、ハイロースリーブ８６の外周歯８６ｂがハイ側ギヤ歯８８に噛み合い且つピストン１０６が前輪駆動用クラッチ７４の摩擦係合要素１０４を押圧する位置に移動させられる。このため、トランスファ２２では、ナット部材１１６の位置が前記Ｈ４Ｌ位置であると、ハイロー切替機構７２で高速側ギヤ段Ｈが形成され、且つ、前輪駆動用クラッチ７４が完全係合させられるようになっている。

上記のように構成されたトランスファ２２では、走行中の駆動力源からの駆動力を入力軸６６から主駆動輪である後輪１６および副駆動輪である前輪１４に伝達可能であって、且つ、デフロック機構８２で前記差動状態と前記非差動状態とを切り替えたり又は前輪駆動用クラッチ７４のトルク容量を調節することで、走行中の駆動力源から後輪１６に伝達する駆動力Ｐrの走行中の駆動力源から後輪１６および前輪１４に伝達される総駆動力Ｐtotal（Ｐtotal＝Ｐr＋Ｐf）に対する割合である後輪側配分率Ｘr（Ｘr＝Ｐr／Ｐtotal）を調節することができる。なお、上記「Ｐf」は、走行中の駆動力源から前輪１４に伝達する駆動力である。例えば、ナット部材１１６の位置が前記Ｈ２位置でありピストン１０６が摩擦係合要素１０４を押圧しない場合には、前輪駆動用クラッチ７４のトルク容量がゼロになる。このとき、前輪駆動用クラッチ７４が解放され、後輪側配分率Ｘrが１．０になる。言い換えれば、前輪１４と後輪１６とに配分される駆動力の前後配分比が０（前輪）：１００（後輪）になる。一方、ナット部材１１６の位置が前記Ｈ４Ａ位置でありピストン１０６が摩擦係合要素１０４を押圧する場合には、前輪駆動用クラッチ７４のトルク容量がゼロよりも大きくなり、前輪駆動用クラッチ７４のトルク容量が増加するほど後輪側配分率Ｘrが低下する。そして、ナット部材１１６の位置が前記Ｈ４Ｌ位置であり前輪駆動用クラッチ７４が完全係合されるトルク容量になると、後輪側配分率Ｘrが０．５になる。言い換えれば、前輪１４と後輪１６とに配分される駆動力の前後配分比が５０：５０になる。また、ナット部材１１６の位置が前記Ｌ４Ｌ位置でありデフロック機構８２でフロントプロペラシャフト２４とリヤプロペラシャフト２６との間の回転差動が制限されると、後輪側配分率Ｘrが０．５になる。このように、トランスファ２２は、デフロック機構８２で前記差動状態と前記非差動状態とが切り替えられたり又は前輪駆動用クラッチ７４のトルク容量が調整されることによって、後輪側配分率Ｘrを１．０～０．５の間、すなわち前輪１４と後輪１６とに配分される駆動力の前後配分比を０：１００～５０：５０の間で調整できる。なお、トランスファ２２が、本発明の駆動力配分装置に対応している。また、後輪１６が主駆動輪に対応することから、後輪側配分率Ｘrが、本発明の主側配分率に対応している。

図１に戻り、四輪駆動車両１０は、エンジン１２、無段変速機４４、および有段変速機４６、トランスファ２２などの制御に関連する四輪駆動車両１０の制御装置を含むコントローラとしての電子制御装置２００を備えている。図１は、電子制御装置２００の入出力系統を示す図であり、また、電子制御装置２００による制御機能の要部を説明する機能ブロック図である。電子制御装置２００は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより四輪駆動車両１０の各種制御を実行する。電子制御装置２００は、必要に応じてエンジン制御用、変速制御用等に分けて構成される。なお、電子制御装置２００が、本発明の制御装置に対応している。

電子制御装置２００には、四輪駆動車両１０に備えられた各種センサ等（例えばエンジン回転速度センサ１３０、出力回転速度センサ１３２、ＭＧ１回転速度センサ１３４、ＭＧ２回転速度センサ１３６、回転角度センサ１３８、アクセル開度センサ１４０、スロットル弁開度センサ１４２、デフロック選択スイッチ１４４、Ｇセンサ１４６、バッテリセンサ１４８、油温センサ１５０、シフトポジションセンサ１５２、ヨーレートセンサ１５４、ステアリングセンサ１５６など）による検出値に基づく各種信号等（例えばエンジン回転速度Ｎe、車速Ｖに対応する出力回転速度Ｎo、第１回転機ＭＧ１の回転速度であるＭＧ１回転速度Ｎg、入力回転速度ＮiであるＭＧ２回転速度Ｎm、電動モータ１０８のモータシャフトの回転角度θ、運転者の加速操作の大きさを表す運転者の加速操作量としてのアクセル開度θacc、電子スロットル弁の開度であるスロットル弁開度θth、デフロック機構８２においてリヤプロペラシャフト２６とフロントプロペラシャフト２４との間の回転差動が制限された非差動状態（デフロック状態）を選択する要求が運転者からあるか否かを表すＯＮ、ＯＦＦ信号、四輪駆動車両１０の前後および左右加速度Ｇx、Ｇy、バッテリ４０のバッテリ温度ＴＨbatやバッテリ充放電電流Ｉbatやバッテリ電圧Ｖbat、作動油oilの温度である作動油温ＴＨoil、四輪駆動車両１０に備えられたシフトレバーの操作ポジションPOSsh、四輪駆動車両１０の鉛直軸まわりの回転角速度であるヨーレートＲyaw、四輪駆動車両１０に備えられたステアリングホイールの操舵角θswなど）が、それぞれ供給される。

電子制御装置２００からは、四輪駆動車両１０に備えられた各装置（例えばエンジン制御装置３６、インバータ３８、油圧制御回路５８、電動モータ１０８など）に各種指令信号（例えばエンジン１２を制御する為のエンジン制御指令信号Ｓe、第１回転機ＭＧ１および第２回転機ＭＧ２を各々制御する為の回転機制御指令信号Ｓmg、係合装置ＣＢの作動状態を制御する為の油圧制御指令信号Ｓat、電動モータ１０８を制御する為の電動モータ制御指令信号Ｓwなど）が、それぞれ出力される。油圧制御指令信号Ｓatは、有段変速機４６の変速を制御する為の油圧制御指令信号でもあり、例えば係合装置ＣＢの各々の油圧アクチュエータ（クラッチＣ１、クラッチＣ２、ブレーキＢ１、ブレーキＢ２）へ供給される各油圧Ｐc1、Ｐc2、Ｐb1、Ｐb2を調圧する各ソレノイドバルブ等を駆動する為の指令信号である。電子制御装置２００は、各油圧Ｐc1、Ｐc2、Ｐb1、Ｐb2の値に対応する油圧指令値を設定し、その油圧指令値に応じた駆動電流又は駆動電圧を油圧制御回路５８へ出力する。

電子制御装置２００は、四輪駆動車両１０における各種制御を実現する為に、有段変速制御手段として機能する有段変速制御部１６０と、ハイブリッド制御手段として機能するハイブリッド制御部１６２と、四輪駆動制御手段として機能する四輪駆動制御部１６４と、を備えている。

有段変速制御部１６０は、予め実験的に或いは設計的に求められて記憶された関係すなわち予め定められた関係である例えば図６に示すようなＡＴギヤ段変速マップを用いて有段変速機４６の変速判断を行い、必要に応じて有段変速機４６の変速制御を実行する為の油圧制御指令信号Ｓatを油圧制御回路５８へ出力する。上記ＡＴギヤ段変速マップは、例えば車速Ｖ及び要求駆動力Ｆrdemを変数とする二次元座標上に、有段変速機４６の変速が判断される為の変速線を有する所定の関係である。ここでは、車速Ｖに替えて出力回転速度Ｎoなどを用いても良い。また、要求駆動力Ｆrdemに替えて要求駆動トルクＴrdemやアクセル開度θaccやスロットル弁開度θthなどを用いても良い。ＡＴギヤ段変速マップにおける各変速線は、実線に示すようなアップシフトが判断される為のアップシフト線、および破線に示すようなダウンシフトが判断される為のダウンシフト線である。

ハイブリッド制御部１６２は、エンジン１２の作動を制御するエンジン制御手段すなわちエンジン制御部としての機能と、インバータ３８を介して第１回転機ＭＧ１および第２回転機ＭＧ２の作動を制御する回転機制御手段すなわち回転機制御部としての機能を含んでおり、それら制御機能によりエンジン１２、第１回転機ＭＧ１、および第２回転機ＭＧ２によるハイブリッド駆動制御等を実行する。ハイブリッド制御部１６２は、予め定められた関係である例えば駆動要求量マップにアクセル開度θaccおよび車速Ｖを適用することで駆動要求量としての要求駆動力Ｆrdemを算出する。前記駆動要求量としては、要求駆動力Ｆrdem［Ｎ］の他に、各駆動輪（前輪１４、後輪１６）における要求駆動トルクＴrdem［Ｎｍ］、各駆動輪における要求駆動パワーＰrdem［Ｗ］、出力軸６０における要求ＡＴ出力トルク等を用いることもできる。

ハイブリッド制御部１６２は、バッテリ４０の充電可能電力Ｗinや放電可能電力Ｗout等を考慮して、要求駆動トルクＴrdemと車速Ｖとに基づく要求駆動パワーＰrdemを実現するように、エンジン１２を制御する指令信号であるエンジン制御指令信号Ｓeと、第１回転機ＭＧ１および第２回転機ＭＧ２を制御する指令信号である回転機制御指令信号Ｓmgとを出力する。エンジン制御指令信号Ｓeは、例えばそのときのエンジン回転速度ＮeにおけるエンジントルクＴeを出力するエンジン１２のパワーであるエンジンパワーＰeの指令値である。回転機制御指令信号Ｓmgは、例えばエンジントルクＴeの反力トルクとしての指令出力時のＭＧ１回転速度ＮgにおけるＭＧ１トルクＴgを出力する第１回転機ＭＧ１の発電電力Ｗgの指令値であり、また、指令出力時のＭＧ２回転速度ＮmにおけるＭＧ２トルクＴmを出力する第２回転機ＭＧ２の消費電力Ｗmの指令値である。

バッテリ４０の充電可能電力Ｗinは、バッテリ４０の入力電力の制限を規定する入力可能電力であり、バッテリ４０の放電可能電力Ｗoutは、バッテリ４０の出力電力の制限を規定する出力可能電力である。バッテリ４０の充電可能電力Ｗinや放電可能電力Ｗoutは、例えばバッテリ温度ＴＨbatおよびバッテリ４０の充電量に相当する充電状態値ＳＯＣ［％］に基づいて電子制御装置２００により算出される。バッテリ４０の充電状態値ＳＯＣは、バッテリ４０の充電状態を示す値であり、例えばバッテリ充放電電流Ｉbatおよびバッテリ電圧Ｖbatなどに基づいて電子制御装置２００により算出される。

ハイブリッド制御部１６２は、例えば無段変速機４４を無段変速機として作動させて無段変速機４４と有段変速機４６とが直列に配置された複合変速機６３全体として無段変速機として作動させる場合、エンジン最適燃費点等を考慮して、要求駆動パワーＰrdemを実現するエンジンパワーＰeが得られるエンジン回転速度ＮeとエンジントルクＴeとなるように、エンジン１２を制御すると共に第１回転機ＭＧ１の発電電力Ｗgを制御することで、無段変速機４４の無段変速制御を実行して無段変速機４４の変速比γ０を変化させる。この制御の結果として、無段変速機として作動させる場合の複合変速機６３の変速比γｔ（γｔ＝γ０×γat）が制御される。

ハイブリッド制御部１６２は、例えば無段変速機４４を有段変速機のように変速させて複合変速機６３全体として有段変速機のように変速させる場合、予め定められた関係である例えば変速マップを用いて複合変速機６３の変速判断を行い、有段変速制御部１６０による有段変速機４６のＡＴギヤ段の変速制御と協調して、複数のギヤ段を選択的に成立させるように無段変速機４４の変速制御を実行する。

ハイブリッド制御部１６２は、走行モードとして、モータ走行モード又はハイブリッド走行モードを走行状態に応じて選択的に成立させる。例えば、ハイブリッド制御部１６２は、要求駆動パワーＰrdemが予め定められた閾値よりも小さなモータ走行領域にある場合には、モータ走行モードを成立させる一方で、要求駆動パワーＰrdemが予め定められた閾値以上となるハイブリッド走行領域にある場合には、ハイブリッド走行モードを成立させる。図６の一点鎖線Ａは、四輪駆動車両１０の走行用の駆動力源を、少なくともエンジン１２とするか、第２回転機ＭＧ２のみとするかを切り替える為の境界線である。すなわち、図６の一点鎖線Ａは、ハイブリッド走行とモータ走行とを切り替える為のハイブリッド走行領域とモータ走行領域との境界線である。この図６の一点鎖線Ａに示すような境界線を有する予め定められた関係は、車速Ｖ及び要求駆動力Ｆrdemを変数とする二次元座標で構成された駆動力源切替マップの一例である。なお、図６では、便宜上、この駆動力源切替マップをＡＴギヤ段変速マップと共に示している。

ハイブリッド制御部１６２は、要求駆動パワーＰrdemがモータ走行領域にあるときであっても、バッテリ４０の充電状態値ＳＯＣが予め定められたエンジン始動閾値未満となる場合には、ハイブリッド走行モードを成立させる。モータ走行モードは、エンジン１２を停止した状態で第２回転機ＭＧ２により駆動トルクを発生させて走行する走行状態である。ハイブリッド走行モードは、エンジン１２を運転した状態で走行する走行状態である。前記エンジン始動閾値は、エンジン１２を強制的に始動してバッテリ４０を充電する必要がある充電状態値ＳＯＣであることを判断する為の予め定められた閾値である。

ハイブリッド制御部１６２は、エンジン１２の運転停止時にハイブリッド走行モードを成立させた場合には、エンジン１２を始動する始動制御を行う。ハイブリッド制御部１６２は、エンジン１２を始動するときには、第１回転機ＭＧ１によりエンジン回転速度Ｎeを上昇させつつ、エンジン回転速度Ｎeが点火可能な所定回転速度以上となったときに点火することでエンジン１２を始動する。すなわち、ハイブリッド制御部１６２は、第１回転機ＭＧ１によりエンジン１２をクランキングすることでエンジン１２を始動する。

四輪駆動制御部１６４は、走行中の駆動力源から後輪１６に伝達する駆動力Ｐrの走行中の駆動力源から前輪１４および後輪１６に伝達する総駆動力Ｐtotalに対する割合（Ｐr／Ｐtotal）である後輪側配分率Ｘrを調節する。例えば、四輪駆動制御部１６４は、出力回転速度センサ１３２やＧセンサ１４６などから判断される四輪駆動車両１０の走行状態に応じて、電動モータ１０８を制御して例えば前輪駆動用クラッチ７４のトルク容量を調節することによって、後輪側配分率Ｘrを適切な値に調節する。

四輪駆動制御部１６４は、例えば直進走行時には、前輪駆動用クラッチ７４を解放することで、後輪側配分率Ｘrを１．０（すなわち、前輪１４と後輪１６とに配分される駆動力の前後配分比が０：１００）に制御する。また、四輪駆動制御部１６４は、旋回走行中の操舵角θswと車速Ｖ等とに基づいて目標ヨーレートＲyaw*を算出し、ヨーレートセンサ１５４によって随時検出されるヨーレートＲyawが目標ヨーレートＲyaw*に追従するように、後輪側配分率Ｘrを調節する。また、四輪駆動制御部１６４は、例えば運転者がデフロック選択スイッチ１４４を操作した場合には、デフロック機構８２でリヤプロペラシャフト２６とフロントプロペラシャフト２４との間の回転差動が制限されることで、後輪側配分率Ｘrを０．５（すなわち、前輪１４と後輪１６とに配分される駆動力の前後配分比が５０：５０）に制御する。

図１に示すように、有段変速制御部１６０には、ダウンシフト判定手段として機能するダウンシフト判定部１６０ａが備えられており、ダウンシフト判定部１６０ａには、コーストダウンシフト判定手段として機能するコーストダウンシフト判定部１６０ｂが備えられている。また、電子制御装置２００には、前後配分比決定手段として機能する前後配分比決定部１６６が備えられている。

ダウンシフト判定部１６０ａは、有段変速機４６でダウンシフトが判断されたか否かを判定する。例えば、ダウンシフト判定部１６０ａは、図６に示すように実際の要求駆動力Ｆrdemおよび車速Ｖから求められる車両状態を示す点が破線で示すダウンシフト線を横切ると、有段変速機４６でダウンシフトが判断されたと判定する。

コーストダウンシフト判定部１６０ｂは、ダウンシフト判定部１６０ａでダウンシフトが判断されたと判定されると、有段変速機４６で判断されたダウンシフトがコーストダウンシフトであるか否かを判定する。例えば、コーストダウンシフト判定部１６０ｂは、ダウンシフト判定部１６０ａでダウンシフトが判断されたと判定されたときにアクセル開度センサ１４０から検出されるアクセル開度θaccから運転者がアクセルペダルを踏み込んでいないと判定されると、有段変速機４６で判断されたダウンシフトがコーストダウンシフトであると判定する。

前後配分比決定部１６６は、ダウンシフト判定部１６０ａでダウンシフトが判断されたと判定されると、ダウンシフト判定部１６０ａでダウンシフトが判断されたと判定されたときの前輪１４と後輪１６とに配分される駆動力の前後配分比、すなわちダウンシフト判定部１６０ａでダウンシフトが判断されたと判定されたときの後輪側配分率Ｘrを決定する。例えば、前後配分比決定部１６６は、ダウンシフト判定部１６０ａでダウンシフトが判断されたと判定されたときのナット部材１１６の第１回転軸線ＣＬ１方向の位置から後輪側配分率Ｘrを決定する。なお、ナット部材１１６の第１回転軸線ＣＬ１方向の位置は、サンプリングタイム毎に回転角度センサ１３８から検出される電動モータ１０８のモータシャフトの回転角度θの変化等から算出されるようになっている。

有段変速制御部１６０は、予め定められた第１条件ＣＤ１と予め定められた第２条件ＣＤ２とがそれぞれ成立すると、前後配分比決定部１６６で決定された後輪側配分率Ｘrに応じて、後輪側配分率Ｘrが小さいときには後輪側配分率Ｘrが大きいときに比べて変速時間Ｔ［sec］が長くなるように有段変速機４６の変速制御を行う。なお、第１条件ＣＤ１は、コーストダウンシフト判定部１６０ｂにおいてダウンシフト判定部１６０ａで判断されたダウンシフトがコーストダウンシフトであると判定されると、成立するようになっている。また、第２条件ＣＤ２は、前後配分比決定部１６６で後輪側配分率Ｘrが決定されると、成立するようになっている。

例えば、有段変速制御部１６０は、第１条件ＣＤ１と第２条件ＣＤ２とがそれぞれ成立すると、図７に示すように、後輪側配分率Ｘrが０．５で後輪側配分率Ｘrが比較的小さいときには後輪側配分率Ｘrが１．０で後輪側配分率Ｘrが比較的大きいときに比べて解放側摩擦係合装置であるブレーキＢ１において解放側油圧Ｐb1が低下させられる低下速度Ｖd［Ｐa／sec］を低くするように有段変速機４６の変速制御を行う。なお、図７は、解放側摩擦係合装置であるブレーキＢ１を係合状態から解放状態に切り替えるとともにワンウェイクラッチＦ１を非係合状態から係合状態に切り替える２→１コーストダウンシフトが行われる過程において、前後配分比すなわち後輪側配分率Ｘrに応じて変更する解放側のブレーキＢ１の解放側油圧Ｐb1［Ｐa］の変化を示す図である。また、図７に示す実線ＬＪは、前後配分比決定部１６６で後輪側配分率Ｘrが１．０であると決定されたとき、すなわち前後配分比決定部１６６で前輪１４と後輪１６とに配分される駆動力の前後配分比が０：１００であると決定されたときにおけるブレーキＢ１の解放側油圧Ｐb1の変化を示す線である。また、図７に示す破線ＬＨは、前後配分比決定部１６６で後輪側配分率が０．５であると決定されたとき、すなわち前後配分比決定部１６６で前輪１４と後輪１６とに配分される駆動力の前後配分比が５０：５０であると決定されたときにおけるブレーキＢ１の解放側油圧Ｐb1の変化を示す線である。また、図７に示すｔ１時点は、有段変速機４６で変速出力が出力されたときである。また、低下速度Ｖdは、解放側摩擦係合装置であるブレーキＢ１において所定油圧Ｐ１から単位時間当たりに解放側油圧Ｐb1が低下する速度であり、低下速度Ｖdが低くなるほど変速時間Ｔが長くなる。なお、有段変速制御部１６０では、図７に示すように、変速出力が出力されると、解放側係合要素であるブレーキＢ１の解放側油圧Ｐb1を予め定められた所定油圧Ｐ１まで低下させる。

また、例えば、有段変速制御部１６０は、第１条件ＣＤ１と第２条件ＣＤ２とがそれぞれ成立すると、前後配分比決定部１６６で決定された後輪側配分率Ｘrが小さくなるほど解放側係合装置であるブレーキＢ１において低下速度Ｖdが低くなるように有段変速機４６の変速制御を行う。例えば、前後配分比決定部１６６で後輪側配分率Ｘrが０．６であると決定されたときの低下速度Ｖｄは、前後配分比決定部１６６で後輪側配分率Ｘrが１．０であると決定されたときの低下速度Ｖdよりも低く、且つ、前後配分比決定部１６６で後輪側配分率Ｘrが０．５であると決定されたときの低下速度Ｖdよりも高くなる。

また、有段変速制御部１６０は、第１条件ＣＤ１と第２条件ＣＤ２とがそれぞれ成立すると、前後配分比決定部１６６で決定された後輪側配分率Ｘrに応じて、後輪側配分率Ｘrが小さいときには後輪側配分率Ｘrが大きいときに比べてコーストダウンシフトを低車速側で行うように有段変速機４６の変速制御を行う。

例えば、有段変速制御部１６０は、第１条件ＣＤ１と第２条件ＣＤ２とがそれぞれ成立すると、図８に示すように、後輪側配分率Ｘrが０．５で後輪側配分率Ｘrが比較的小さいときには後輪側配分率Ｘrが１．０で後輪側配分率Ｘrが比較的大きいときに比べてＡＴギヤ段変速マップのダウンシフト線を低車速側に変更する。なお、ＡＴギヤ段変速マップのダウンシフト線が低車速側に変更するほどコーストダウンシフトが低車速側で行われる。また、図８は、ＡＴ２速ギヤ段からＡＴ１速ギヤ段へ切り替えるコーストダウンシフトが判断されたときにおいて前後配分比すなわち後輪側配分率Ｘrに応じて変更するＡＴギヤ段変速マップのダウンシフト線を示す図である。また、図８に示す破線ＬＨ１は、前後配分比決定部１６６で後輪側配分率Ｘrが１．０であると決定されたとき、すなわち前後配分比決定部１６６で前輪１４と後輪１６とに配分される駆動力の前後配分比が０：１００であると決定されたときにＡＴギヤ段変速マップで用いられるダウンシフト線である。また、図８に示す破線ＬＨ２は、前後配分比決定部１６６で後輪側配分率が０．５であると決定されたとき、すなわち前後配分比決定部１６６で前輪１４と後輪１６とに配分される駆動力の前後配分比が５０：５０であると決定されたときにＡＴギヤ段変速マップで用いられるダウンシフト線である。

また、例えば、有段変速制御部１６０は、第１条件ＣＤ１と第２条件ＣＤ２とがそれぞれ成立すると、前後配分比決定部１６６で決定された後輪側配分率Ｘrが小さくなるほどＡＴギヤ段変速マップのダウンシフト線を低車速側に変更する。例えば、前後配分比決定部１６６で後輪側配分率Ｘrが０．６であると決定されたときのダウンシフト線は、前後配分比決定部１６６で後輪側配分率Ｘrが１．０であると決定されたときのダウンシフト線（破線ＬＨ１）よりも低車速側に変更され、且つ、前後配分比決定部１６６で後輪側配分率Ｘrが０．５であると決定されたときのダウンシフト線（破線ＬＨ２）よりも高車速側に変更される。

図９は、電子制御装置２００の制御作動の要部を説明するためのフローチャートであり、例えばＡＴ２速ギヤ段からＡＴ１速ギヤ段へ切り替えるコーストダウンシフトを行う場合における有段変速機４６の変速制御の制御作動を説明するためのフローチャートである。なお、図９のフローチャートでは、有段変速機４６でダウンシフトが判断されたとダウンシフト判定部１６０ａで判定されたときをスタートとしている。

先ず、前後配分比決定部１６６の機能に対応するステップ（以下、ステップを省略する）Ｓ１０において、前輪１４と後輪１６とに配分される駆動力の前後配分比、すなわち後輪側配分率Ｘrが決定される。次に、コーストダウンシフト判定部１６０ｂの機能に対応するＳ２０において、コーストダウンシフトであるか否かが判定される。Ｓ２０の判定が否定される場合、すなわちコーストダウンシフトでない場合には、本ルーチンが終了させられる。Ｓ２０の判定が肯定される場合、すなわち第１条件ＣＤ１と第２条件ＣＤ２とがそれぞれ成立する場合には、有段変速制御部１６０の機能に対応するＳ３０が実行される。Ｓ３０では、Ｓ１０で決定された前後配分比すなわち後輪側配分率Ｘrに応じて有段変速機４６の変速制御が変更される。すなわち、Ｓ３０では、後輪側配分率Ｘrが小さいときには後輪側配分率Ｘrが大きいときに比べて変速時間Ｔが長くなるように、且つ、後輪側配分率Ｘrが小さいときには後輪側配分率Ｘrが大きいときに比べてコーストダウンシフトを低車速側で行うように、有段変速機４６の変速制御が行われる。

上述のように、本実施例の四輪駆動車両１０によれば、電子制御装置２００は、有段変速機４６でコーストダウンシフトを行う場合に、後輪側配分率Ｘrに応じて、後輪側配分率Ｘrが小さいときには後輪側配分率Ｘrが大きいときに比べて変速時間Ｔが長くなるように有段変速機４６の変速制御を行う。このため、後輪側配分率Ｘrが比較的に小さく変速ショックが悪化する傾向にある場合には、変速時間Ｔが長くなるように有段変速機４６の変速制御が行われるので、前記変速ショックの悪化が好適に抑制される。また、後輪側配分率Ｘrが比較的に大きく前記変速ショックが悪化しない傾向にある場合には、変速時間Ｔが長くならないように有段変速機４６の変速制御が行われるので、前記コーストダウンシフトにおける変速応答性の悪化が好適に抑制される。これによって、前記変速応答性の悪化を抑制しつつ前記変速ショックの悪化を抑制することができる。

また、本実施例の四輪駆動車両１０によれば、電子制御装置２００は、後輪側配分率Ｘrに応じて、後輪側配分率Ｘrが小さいときには後輪側配分率Ｘrが大きいときに比べて前記コーストダウンシフトを低車速側で行うように有段変速機４６の変速制御を行うので、前記変速ショックの悪化を好適に抑制することができる。

また、本実施例の四輪駆動車両１０によれば、有段変速機４６は、複数の係合装置ＣＢおよびワンウェイクラッチＦ１を有しており、前記コーストダウンシフトは、複数の係合装置ＣＢのうちのブレーキＢ１を係合状態から解放状態に切り替えるとともにワンウェイクラッチＦ１を非係合状態から係合状態に切り替えるコーストダウンシフトである。このため、前記コーストダウンシフトおいて、ワンウェイクラッチＦ１が非係合状態から係合状態に切り替わることにより生じる変速ショックは、例えばワンウェイクラッチＦ１にかえて係合側の係合装置ＣＢが解放状態から係合状態に切り替える場合に比べて大きくなり易くなるが、この場合の前記変速ショックの悪化を好適に抑制することができる。

また、本実施例の四輪駆動車両１０によれば、ブレーキＢ１は、ブレーキＢ１に供給される解放側油圧Ｐb1が低下させられることによって前記係合状態から前記解放状態に切り替えられる油圧式摩擦係合装置であり、電子制御装置２００は、前記コーストダウンシフトを行う場合に、後輪側配分率Ｘrに応じて、後輪側配分率Ｘrが小さいときには後輪側配分率Ｘrが大きいときに比べてブレーキＢ１において解放側油圧Ｐb1が低下させられる低下速度Ｖdを低くするように有段変速機４６の変速制御を行う。このため、ブレーキＢ１において解放側油圧Ｐb1が低下させられる低下速度Ｖdを低くすることによって、有段変速機４６の変速制御において変速時間Ｔが長くなる。

次に、本発明の他の実施例を説明する。尚、以下の説明において実施例相互に共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。

図１０は、本発明の他の実施例（実施例２）の四輪駆動車両を説明する図、すなわちその四輪駆動車両に備えられたトランスファ（駆動力配分装置）２０２を説明する図である。本実施例の四輪駆動車両は、トランスファ２０２の構造が実施例１の四輪駆動車両１０に備えられたトランスファ２２に比べて異なる点で相違しており、その他は実施例１の四輪駆動車両１０と略同じである。すなわち、トランスファ２０２は、実施例１のトランスファ２２に比べて、ハイロー切替機構７２、デフロック機構８２、第２伝達機構１１２ｂ、および第３伝達機構１１２ｃを備えておらず、入力軸６６と後輪側出力軸６８とが一体的に連結されている。

図１０に示すように構成されたトランスファ２０２では、走行中の駆動力源からの駆動力を入力軸６６から主駆動輪である後輪１６および副駆動輪である前輪１４に伝達可能であって、且つ、前輪駆動用クラッチ７４のトルク容量を調節することで後輪側配分率Ｘrを調節することができる。例えば、ピストン１０６が摩擦係合要素１０４を押圧しない場合には、前輪駆動用クラッチ７４のトルク容量がゼロになる。このとき、前輪駆動用クラッチ７４が解放され、後輪側配分率Ｘrが１．０になる。一方、ピストン１０６が摩擦係合要素１０４を押圧する場合には、前輪駆動用クラッチ７４のトルク容量がゼロよりも大きくなり、前輪駆動用クラッチ７４のトルク容量が増加するほど後輪側配分率Ｘrが低下する。そして、前輪駆動用クラッチ７４が完全係合されるトルク容量になると、後輪側配分率Ｘrが０．５になる。このように、トランスファ２０２は、前輪駆動用クラッチ７４のトルク容量が調整されることによって、後輪側配分率Ｘrを１．０～０．５の間で調整できる。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

例えば、前述の実施例１では、四輪駆動車両１０は、エンジン１２、第２回転機ＭＧ２および第１回転機ＭＧ１を駆動力源とするハイブリッド形式の車両であったが、本発明は、必ずしもハイブリッド形式の車両に限定されない。例えば、回転機のみを駆動力源とする電気自動車やエンジンのみを駆動力源とする車両であっても、本発明を適用することができる。

また、前述の実施例１では、四輪駆動車両１０は、前置エンジン後輪駆動（ＦＲ）をベースとするものであったが、本発明は、必ずしもこれに限定されない。例えば、前置エンジン前輪駆動（ＦＦ）をベースとする四輪駆動車両であっても構わない。なお、前置エンジン前輪駆動をベースとする四輪駆動車両の場合には、前輪が主駆動輪となり、後輪が副駆動輪となる。また、四輪駆動車両１０は、走行状態に応じて二輪駆動および四輪駆動が切り替えられるパートタイム式の四輪駆動車両であったが、本発明は、必ずしもパートタイム式の四輪駆動車両に限定されず、フルタイム式の四輪駆動車両であっても構わない。例えば、差動制限クラッチを有する中央差動歯車装置（センターデフ）を備えたフルタイム式の四輪駆動車両であっても構わない。

また、前述の実施例１では、トランスファ２２に備えられた前輪駆動用クラッチ７４のピストン１０６は、電動モータ１０８が回転すると、回転運動を直線運動に変換するねじ機構１１０を介してピストン１０６が摩擦係合要素１０４を押圧するように構成されていたが、本発明は、必ずしもこの構成に限定されない。例えば、電動モータ１０８が回転すると、ボールカムを介してピストン１０６が摩擦係合要素１０４を押圧するように構成されるものであっても良い。また、ピストン１０６が油圧アクチュエータによって駆動させられるものであっても構わない。

また、前述の実施例１では、有段変速制御部１６０において、第１条件ＣＤ１と第２条件ＣＤ２とが成立すると、後輪側配分率Ｘrが小さいときには後輪側配分率Ｘrが大きいときに比べて低下速度Ｖd［Ｐa／sec］を低くするように、且つ、後輪側配分率Ｘrが小さいときには後輪側配分率Ｘrが大きいときに比べてダウンシフト線を低車速側に変更するように、有段変速機４６の変速制御が行われていた。例えば、有段変速制御部１６０では、第１条件ＣＤ１と第２条件ＣＤ２とが成立しても、後輪側配分率Ｘrに応じてダウンシフト線を必ずしも変更させなくても良い。

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

１０：四輪駆動車両
１２：エンジン（駆動力源）
１４：前輪（副駆動輪）
１６：後輪（主駆動輪）
２２、２０２：トランスファ（駆動力配分装置）
４６：有段変速機（自動変速機）
６６：入力軸（駆動軸）
１６０：有段変速制御部
１６０ａ：ダウンシフト判定部
１６０ｂ：コーストダウンシフト判定部
１６６：前後配分比決定部
２００：電子制御装置（制御装置）
Ｂ１：ブレーキ（係合要素、摩擦係合要素、油圧式摩擦係合装置）
ＣＢ：係合装置（係合要素、摩擦係合要素、油圧式摩擦係合装置）
Ｆ１：ワンウェイクラッチ（係合要素）
ＭＧ１：第１回転機（駆動力源）
ＭＧ２：第２回転機（駆動力源）
Ｐb1：解放側油圧（油圧）
Ｐr：駆動力
Ｐtotal：総駆動力
Ｔ：変速時間
Ｖd：低下速度
Ｘr：後輪側配分率（主側配分率）

Claims (4)

1. 駆動力源と、複数の係合要素を有するとともに前記駆動力源と駆動軸とに接続された自動変速機と、前記駆動軸から主駆動輪および副駆動輪に前記駆動力源からの駆動力を伝達可能で且つ前記主駆動輪に伝達する駆動力の前記駆動軸から前記主駆動輪および前記副駆動輪に伝達する総駆動力に対する割合である主側配分率を調節可能な駆動力配分装置と、制御装置と、を備えた四輪駆動車両であって、
   前記制御装置は、前記自動変速機でコーストダウンシフトを行う場合に、前記主側配分率に応じて、前記主側配分率が小さいときには前記主側配分率が大きいときに比べて変速時間が長くなるように前記自動変速機の変速制御を行う
   ことを特徴とする四輪駆動車両。
2. 前記制御装置は、前記主側配分率に応じて、前記主側配分率が小さいときには前記主側配分率が大きいときに比べて前記コーストダウンシフトを低車速側で行うように前記自動変速機の変速制御を行う
   ことを特徴とする請求項１の四輪駆動車両。
3. 前記自動変速機は、前記複数の係合要素として、複数の摩擦係合要素およびワンウェイクラッチを有しており、
   前記コーストダウンシフトは、前記複数の摩擦係合要素のうちのひとつを係合状態から解放状態に切り替えるとともに前記ワンウェイクラッチを非係合状態から係合状態に切り替えるコーストダウンシフトである
   ことを特徴とする請求項１又は２の四輪駆動車両。
4. 前記摩擦係合要素は、前記摩擦係合要素に供給される油圧が低下させられることによって前記係合状態から前記解放状態に切り替えられる油圧式摩擦係合装置であり、
   前記制御装置は、前記コーストダウンシフトを行う場合に、前記主側配分率に応じて、前記主側配分率が小さいときには前記主側配分率が大きいときに比べて前記油圧式摩擦係合装置において前記油圧が低下させられる低下速度を低くするように前記自動変速機の変速制御を行う
   ことを特徴とする請求項３の四輪駆動車両。

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