WO2010079604A1 - 四輪駆動車両用動力伝達装置の制御装置 - Google Patents

四輪駆動車両用動力伝達装置の制御装置 Download PDF

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WO2010079604A1
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中尾　道彰
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トヨタ自動車株式会社
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    • F16H37/06—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts
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    • F16H37/0833—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths
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Definitions

  • the present invention relates to a control device for a power transmission device for a four-wheel drive vehicle, and more particularly to a technique for improving the degree of freedom of drive force distribution.
  • the drive device of the hybrid vehicle of patent document 1 is the example.
  • the length in the front-rear direction of the vehicle is determined by disposing a central differential mechanism (power split mechanism) between the first driving force source and the second driving force source in the front-rear direction of the vehicle.
  • a technique for shortening is disclosed.
  • the driving force of the second driving force source is output only to one of the pair of output rotating elements, while the other output rotating element.
  • the degree of freedom in driving force distribution is low. Therefore, there is a problem that a suitable driving force distribution according to the traveling state cannot be obtained and sufficient traveling performance cannot be obtained.
  • An object of the present invention is to provide a control device for a power transmission device for a four-wheel drive vehicle that can further increase the degree of freedom of drive force distribution and obtain a suitable drive force distribution in a power transmission device for a four-wheel drive vehicle. Is to provide.
  • the gist of the invention according to claim 1 includes a first driving force source, an input rotation element, and a pair of output rotation elements, which are input to the input rotation element.
  • a central differential mechanism that distributes the output of the first driving force source to the pair of output rotating elements and outputs the output to the front and rear wheels of the vehicle, and one of the pair of output rotating elements and the front and rear wheels
  • a second driving force source provided in a power transmission path between the first driving force source and the second driving force source, and the central differential mechanism is arranged between the first driving force source and the second driving force source.
  • a control device for a power transmission device for a four-wheel drive vehicle wherein the engagement device is provided between the pair of output rotation elements, the driving force output from the second driving force source, and Driving the pair of output rotating elements by changing the engagement capacity of the engagement device Characterized in that it comprises a driving force distribution changing means for changing the allocation.
  • the driving force distribution changing means is further output from a first driving force source.
  • the driving force distribution of the pair of output rotating elements is changed by changing the driving force.
  • a control device for a four-wheel drive vehicle power transmission device according to the first or second aspect, wherein the first driving force source is an engine and a differential motor. And a differential gear device that distributes the output of the engine to the differential motor and the input rotary element, and the engine and the input rotary element are controlled by controlling the operating state of the differential motor. It functions as an electric continuously variable transmission that continuously changes the gear ratio.
  • a control device for a power transmission device for a four-wheel drive vehicle according to any one of the first to third aspects, wherein the second driving force source is an electric motor. It is characterized by.
  • the driving force distribution changing means includes the driving force output from the second driving force source and the engagement of the engagement device.
  • the engagement device is half-engaged (slip-engaged), so that the driving force from the second driving source is reduced. A part can be transmitted to the other of the pair of output rotating elements. Further, by changing not only the engagement capacity of the engagement device but also the drive force output from the second drive source, the degree of freedom in distributing the drive force to the front and rear wheels can be increased.
  • the driving force distribution changing means further changes the driving force output from the first driving force source. Since the driving force distribution of the pair of output rotating elements is changed, the degree of freedom in distributing the driving force to the front wheels and the rear wheels can be further increased.
  • the first driving force source includes an engine, a differential motor, and an output of the engine as a differential.
  • Motor and a differential gear device that distributes to the input rotating element, and the gear ratio between the engine and the input rotating element is continuously changed by controlling the operating state of the differential motor. Since it functions as an electric continuously variable transmission, the driving force output to the input rotation element can be changed steplessly.
  • the second driving force source is an electric motor
  • the driving force of the second driving force source is stepless. Can be changed.
  • the driving force distribution is set based on the front wheel driving force distribution ratio or the rear wheel driving force distribution ratio set in advance according to the running state.
  • the engagement capacity of the engagement device, the driving force of the first driving force source, and the driving force of the second driving force source are based on the front wheel driving force distribution ratio or the rear wheel driving force distribution ratio.
  • FIG. 1 shows a part of the power transmission device shown in FIG. 1, that is, a part including a first driving force source, a central differential mechanism, a rear wheel output shaft, a front wheel output shaft, a second driving force source, an automatic transmission, and the like.
  • FIG. It is a figure explaining the input-output signal of the electronic controller provided in the power transmission device for four-wheel drive vehicles of FIG.
  • It is a functional block diagram for demonstrating the principal part of the control function with which the electronic control apparatus which functions also as a control apparatus of a power transmission device.
  • FIG. 1 is a diagram showing a power transmission device for a four-wheel drive vehicle (hereinafter referred to as a power transmission device) 10 according to the present embodiment.
  • a power transmission device 10 is connected to a first driving force source 12 as a main power source of a vehicle and the first driving force source 12 so as to be able to transmit power.
  • a central differential mechanism 22 that distributes the output to the front wheel output shaft 14 and the rear wheel output shaft 16 and outputs the output to the front wheel 18 and the rear wheel 20.
  • a second driving force source 13 connected to the power transmission path.
  • a clutch device 41 corresponding to the engagement device of the present invention is provided between the front wheel output shaft 14 and the rear wheel output shaft 16.
  • the front wheel output shaft 14 corresponds to one of the pair of output rotation elements in the present invention
  • the rear wheel output shaft 16 corresponds to the other of the pair of output rotation elements in the present invention. It is.
  • the driving force (torque) transmitted to the front wheel output shaft 14 includes a power transmission gear pair 28 around which a chain 26 is wound, a front wheel propulsion shaft (propeller shaft) 30, a front wheel differential gear device 32, and It is transmitted to the pair of left and right front wheels 18 via the pair of left and right front wheel drive shafts 34, respectively.
  • the driving force (torque) transmitted to the rear wheel output shaft 16 includes a rear wheel propulsion shaft (propeller shaft) 36, a rear wheel differential gear device 38, and a pair of left and right rear wheel drive shafts 40. Are transmitted to the pair of left and right rear wheels 20 respectively.
  • Driving force is transmitted from the first driving force source 12 and the second driving force source 13 to the rear wheel output shaft 16.
  • the first drive source 12 includes an engine 42, a damper device 47 that suppresses rotational fluctuations of the engine 42, a first electric motor MG1 (differential electric motor), and outputs of the engine 42 to the first electric motor MG1 and the central differential mechanism. 22 (which will be described later, carrier CA2).
  • the second drive source 13 includes a second electric motor MG2 (electric motor) and an automatic transmission 24 that changes the rotational speed of the second electric motor MG2.
  • FIG. 2 shows a part of the power transmission device 10 of FIG. 1, that is, the first driving force source 12, the central differential mechanism 22, the rear wheel output shaft 14, the front wheel output shaft 16, the second electric motor MG2, and the automatic transmission. It is a skeleton diagram showing a portion including 24 and the like.
  • the output of the engine 42 is transmitted to the differential gear device 44 via the damper device 47.
  • the output transmitted from the engine 42 is distributed to the first electric motor MG1 and the central differential mechanism 22 via the differential gear device 44.
  • the differential gear device 44 is constituted by a single pinion type planetary gear device, the sun gear S1 of the planetary gear device is connected to the first electric motor MG1, and the carrier CA1 is connected to the output shaft of the engine 42 via the damper device 47.
  • the ring gear R1 is connected to the central differential mechanism 22 (carrier CA2) through the transmission member 46 functioning as an input rotation element of the present invention so as to be able to transmit power.
  • the engine 42 is constituted by an internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine.
  • the engine 42 is electrically controlled in operating conditions such as throttle opening, intake air amount, fuel supply amount, ignition timing, etc. by an electronic control unit 54 shown in FIG. It is configured as follows. For example, detection signals from an accelerator opening sensor, a throttle opening sensor, a vehicle speed sensor, a first motor rotation speed sensor, a second motor rotation speed sensor, and the like (not shown) are supplied to the electronic control unit 54. ing.
  • the first electric motor MG1 and the second electric motor MG2 are motor generators configured to selectively obtain a function as an electric motor for generating a driving torque and a function as a generator.
  • the first motor MG1 and the second motor MG2 are electrically connected to a power storage device 52 such as a battery or a capacitor via an inverter 48 as shown in FIG.
  • a power storage device 52 such as a battery or a capacitor
  • the drive torque or regenerative braking torque of the 1st electric motor MG1 and the said 2nd electric motor MG2 is each adjusted by controlling the inverter 48 by the electronic controller 54 shown in FIG.
  • the first drive source 12 is an electric continuously variable that continuously changes the speed ratio between the engine 42 and the transmission member 46 by controlling the operating state of the first electric motor MG1. It functions as a transmission. Specifically, for example, when the rotation speed of the engine 42 is constant, the rotation speed of the transmission member 46 changes continuously (steplessly) by changing the rotation speed of the first electric motor MG1 to a larger or smaller value. It is like that. Further, for example, when the rotation speed of the transmission member 46 is constant, the rotation speed of the engine 42 is changed continuously (in a stepless manner) by changing the rotation speed of the first electric motor MG1. ing.
  • the central differential mechanism 22 is composed of a single pinion type planetary gear device, the sun gear S2 of the central differential mechanism 22 is connected to the rear wheel output shaft 16, and the carrier CA2 is connected to the differential gear via the transmission member 46.
  • the ring gear R1 of the device 44 is connected to the ring gear R1, and the ring gear R2 is connected to the front wheel output shaft 14.
  • the central differential mechanism 22 distributes the output of the first drive source 12 input to the carrier CA2 to the ring gear R2 (front wheel output shaft 14) and the sun gear S2 (rear wheel output shaft 16), so that the front wheels 14 and This is output to the rear wheel 16.
  • a clutch device 41 is disposed between the front wheel output shaft 14 and the rear wheel output shaft 16, and the power of the output shafts is mutually engaged by half-engagement (slip engagement) or engagement. Communication is possible.
  • a transfer (power distribution device) is configured including the central differential mechanism 22, the front wheel output shaft 14, the rear wheel output shaft 16, the chain 26, and the power transmission gear pair 28.
  • the transfer further includes a clutch device 41 that enables power transmission between the front wheel output shaft 14 and the rear wheel output shaft 16.
  • the clutch device 41 is a so-called friction engagement device that generates a braking torque by friction, for example, and is a wet multi-plate hydraulic friction engagement device in which a plurality of friction plates stacked on each other are pressed by a hydraulic actuator.
  • one or two bands wound around the outer peripheral surface of the rotating drum are configured by a band brake or the like in which one end of the two bands is tightened by a hydraulic actuator, and the members on both sides, that is, the front wheel output shaft 14 are inserted.
  • the rear wheel output shaft 16 is selectively connected.
  • the hydraulic pressure (engagement pressure) of the hydraulic oil supplied to the hydraulic actuator of the clutch device 41 is adjusted by switching the operating state of the hydraulic control circuit 59 by the electronic control device 54 shown in FIG.
  • the torque capacity (engagement capacity) is continuously changed according to the hydraulic pressure of the hydraulic oil.
  • the central differential mechanism 22 is brought into a non-differential state when the clutch device 41 is completely engaged, and the driving force to the front wheels 18 and the rear wheels 20 is evenly distributed. Further, when the clutch device 41 is in the half-engaged state (slip engaged state), the torque (transmission torque) transmitted from the rear wheel output shaft 16 to the front wheel output shaft 14 changes according to the engagement force. It is supposed to be.
  • the second drive source 13 includes a second electric motor MG2 and an automatic transmission 24.
  • the automatic transmission 24 is constituted by a set of Ravigneaux type planetary gear mechanisms. That is, a sun gear S3 that is selectively connected to the housing 60 that is a non-rotating member via the brake B1, a sun gear S4 that is connected to the second electric motor MG2, a plurality of short pinion gears P3 that mesh with the sun gear S3, and the plurality of these A plurality of long pinion gears P4 meshing with the short pinion gear P3 and the sun gear S3 are supported so as to be capable of rotating and revolving around the rear wheel output shaft 16, and a carrier CA3 connected to the rear wheel output shaft 16 and a plurality of long pins A ring gear R3 that meshes with the pinion gear P4 and is selectively connected to the housing 60 via the brake B2 is provided.
  • the sun gear S3 and the ring gear R3 together with the short pinion gear P3 and the long pinion gear P4 constitute a mechanism corresponding to a double pinion type planetary gear unit.
  • the sun gear S4 and the ring gear R3 together with the long pinion gear P4 are single pinion type planetary planets.
  • a mechanism corresponding to the gear device is configured.
  • the brakes B1 and B2 are so-called friction engagement devices that generate a braking force by a friction force, like the clutch device 41, and preferably a plurality of friction plates stacked on each other are pressed by a hydraulic actuator. It is composed of a wet multi-plate hydraulic friction engagement device or a band brake in which one or two bands wound around the outer peripheral surface of a rotating drum are tightened by a hydraulic actuator. The members on both sides are selectively connected.
  • the hydraulic pressure (engagement pressure) of the hydraulic oil supplied to each hydraulic actuator is adjusted by switching the operating state of the hydraulic control circuit 59 by the electronic control unit 54 shown in FIG.
  • the torque capacity (engagement force) is continuously changed according to the hydraulic pressure.
  • the sun gear S4 functions as an input element and the carrier CA3 functions as an output element.
  • the brake B1 When the brake B1 is engaged, a high speed stage H having a speed ratio greater than “1” is obtained. Achieved.
  • the brake B2 is engaged instead of the brake B1, the low speed stage L having a speed ratio larger than the speed ratio of the high speed stage H is achieved.
  • both the brakes B1 and B2 are released, a neutral state in which the power transmission path of the automatic transmission 24 is interrupted is achieved.
  • the automatic transmission 24 is a stepped transmission mechanism in which the gear position is switched by engagement and release of the hydraulic friction engagement device.
  • the shift of the automatic transmission 24, that is, the switching between the high speed stage H and the low speed stage L is executed based on the running state such as the vehicle speed and the required driving force related value (target driving force related value).
  • the electronic control unit 54 shown in FIG. 4 detects the relationship between the running state of the vehicle and the shift stage experimentally obtained in advance and stored by a variety of sensors (shift diagram).
  • the gear position to be switched is calculated based on the travel state.
  • a command is output to a hydraulic control circuit 59 shown in FIG. 4 that controls the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied to the brakes B1 and B2 in order to achieve the calculated shift speed.
  • the electronic control unit 54 includes an oil temperature sensor for detecting the temperature of the hydraulic oil supplied to the brakes B1 and B2, brakes B1 and B2, and a pressure for detecting the hydraulic pressure of the clutch device 41.
  • a detection signal is also supplied from a hydraulic switch or the like.
  • the required driving force-related value includes, for example, a required value (target value) of a driving force-related value determined based on the accelerator opening (or throttle valve opening, intake air amount, air-fuel ratio, fuel injection amount).
  • the accelerator opening degree or the like may be used as it is.
  • FIG. 3 illustrates a signal input to the electronic control device 54 for controlling the power transmission device 10 of the present embodiment and a signal output from the electronic control device 54.
  • the electronic control unit 54 includes a so-called microcomputer including a CPU, a ROM, a RAM, an input / output interface, and the like, and performs signal processing according to a program stored in the ROM in advance using the temporary storage function of the RAM.
  • drive control such as hybrid drive control relating to the engine 42, the first and second electric motors MG1, MG2 and the shift control of the automatic transmission unit 24 is executed.
  • the electronic control unit 54 includes a signal representing the engine water temperature TEMP W , a signal representing the number of operations at the shift position P SH of the shift lever and the “M” position, etc. from the sensors and switches as shown in FIG.
  • a signal representing the engine rotational speed NE a signal representing the gear ratio train set value, a signal for instructing the M mode (manual transmission travel mode), a signal representing the operation of the air conditioner, and the rotational speed of the output shaft (hereinafter referred to as the rotational speed of the output shaft) ,
  • Output shaft rotation speed) signal representing vehicle speed V corresponding to N OUT
  • signal representing hydraulic oil temperature T OIL of automatic transmission unit 24 signal representing side brake operation, signal representing foot brake operation, signal representing catalyst temperature
  • a signal indicating the accelerator opening Acc which is the amount of operation of the accelerator pedal corresponding to the driver's required output, a signal indicating the cam angle, and the snow mode setting
  • a signal representing the longitudinal acceleration G of the vehicle a signal representing auto-cruising, a signal representing
  • the electronic control unit 54 sends a control signal to the engine output control unit that controls the engine output, for example, a throttle actuator that operates the throttle valve opening ⁇ TH of the electronic throttle valve provided in the intake pipe of the engine 42.
  • the fuel supply amount signal for controlling the fuel supply amount into the intake pipe by the fuel injection device or the cylinder of the engine 42
  • the ignition signal for instructing the ignition timing of the engine 42 by the ignition device
  • the supercharging pressure A boost pressure adjustment signal, an electric air conditioner drive signal for operating the electric air conditioner, a command signal for instructing the operation of the electric motors MG1 and MG2, a shift position (operation position) display signal for operating the shift indicator, and a gear ratio are displayed.
  • an ABS operation signal for operating an ABS actuator that prevents slipping of a wheel during braking an ABS operation signal for operating an ABS actuator that prevents slipping of a wheel during braking
  • an M mode display signal for indicating that the M mode is selected
  • hydraulic friction of the clutch device 41 and the automatic transmission unit 24 A valve command signal for operating an electromagnetic valve (linear solenoid valve) included in the hydraulic control circuit 59 (see FIG.
  • a regulator valve provided in the hydraulic control circuit 59 a drive command signal for actuating an electric hydraulic pump serving as a hydraulic pressure source of the original pressure for signals for pressure regulating the line pressure P L by valve), is the line pressure P L is adjusted in pressure to drive an electric heater Signal for driving, a signal to the computer for cruise control control, etc. are output respectively.
  • FIG. 4 is a functional block diagram for explaining the main part of the control function provided in the electronic control device 54 (the dashed line corresponds to the electronic control device 54) that also functions as the control device of the power transmission device 10. is there.
  • the hybrid control means 62 operates the engine 42 in an efficient operating range, while changing the reaction force generated by the power generation of the first electric motor MG1 so as to be optimized, thereby making the electric continuously variable transmission of the differential gear device 44.
  • the gear ratio as a machine is controlled. For example, at the traveling vehicle speed V at that time, the target (request) output of the vehicle is calculated from the accelerator opening Acc and the vehicle speed V as the driver's required output amount, and the total required from the target output and the required charging value of the vehicle.
  • a target output is calculated, and a target engine output (required engine output) PER is calculated in consideration of transmission loss, auxiliary load, and driving force of the second electric motor MG2 so as to obtain the total target output.
  • a target engine output (required engine output) PER is calculated in consideration of transmission loss, auxiliary load, and driving force of the second electric motor MG2 so as to obtain the total target output.
  • the hybrid control means 62 supplies the electric energy generated by the first electric motor MG1 to the power storage device 52 and the second electric motor MG2 through the inverter 48, the main part of the power of the engine 42 is mechanically supplied to the central differential mechanism 22. However, a part of the motive power of the engine 42 is consumed for power generation of the first electric motor MG1 and converted into electric energy there, and the electric energy is supplied to the second electric motor MG2 through the inverter 48, and the second The electric motor MG2 is driven and transmitted from the second electric motor MG2 to the rear wheel output shaft 16 via the automatic transmission 24.
  • the hybrid control means 62 controls the opening and closing of the electronic throttle valve by a throttle actuator for throttle control, controls the fuel injection amount and injection timing by the fuel injection device for fuel injection control, and controls the ignition timing.
  • Engine output control means for executing output control of the engine 42 so as to generate a necessary engine output by outputting a command for controlling the ignition timing of an ignition device such as an igniter alone or in combination. Yes.
  • the hybrid control means 62 can also carry out motor traveling by the second electric motor MG2 with the engine 42 stopped. Normally, when the motor is running, the engine 42 is stopped, so that the driving force from the first driving force source 12 becomes zero. Therefore, the hybrid control means 62 causes the vehicle to travel by driving the second electric motor MG2 in a state where the automatic transmission 24 is switched to, for example, the low speed stage L.
  • the hybrid control means 62 is transmitted from the kinetic energy of the vehicle, that is, from the rear wheels 20 to the engine 42 side in order to improve fuel efficiency, for example, during coasting when the accelerator is off (coasting) or when braking with a foot brake.
  • the second electric motor MG2 is rotationally driven by the reverse driving force to operate as a generator, and has a function as a regeneration control means for charging the electric energy, that is, the second motor generated current, to the power storage device 52 via the inverter 48.
  • the regenerative control is performed so that the regenerative amount is determined based on the braking force distribution of the braking force by the hydraulic brake for obtaining the braking force according to the remaining charge SOC of the power storage device 52 and the brake pedal operation amount. Is done.
  • the hybrid control means 62 outputs a command for changing the driving force distribution of the front wheels 18 and the rear wheels 20 to the optimum driving force distribution changing means 64.
  • the driving force distribution changing unit 64 includes a clutch torque control unit 66, a first driving source control unit 68, and a second driving source control unit 70, and the driving force of the front wheels 18 and the rear wheels 20 of the power transmission device 10. The distribution is appropriately changed according to the running state of the vehicle.
  • the clutch torque control means 66 changes the engagement capacity of the clutch device 41 based on the command value from the driving force distribution changing means 64. Specifically, the engagement capacity of the clutch device 41 is changed by changing the engagement hydraulic pressure of the hydraulic actuator of the clutch device 41.
  • the first drive source control means 68 changes the drive force output to the central differential mechanism 22 by controlling the output of the engine 42 and the reaction torque of the first electric motor MG1.
  • the second drive source control means 70 changes the driving force output to the rear wheel output shaft 16 by controlling the output of the second electric motor MG2.
  • the driving force distribution changing unit 64 includes a driving force output from the first driving force source 12 by the clutch torque control unit 66, the first driving force source control unit 68, and the second driving force source control unit 70, a second driving force.
  • the driving force distribution during traveling is appropriately changed according to the traveling state.
  • the optimal driving force distribution ratio of the front wheels 18 and the rear wheels 20 according to the traveling state of the vehicle is determined by wheel speed, vehicle speed V, rudder angle (steering angle), total driving force, road surface gradient, road surface friction coefficient, and the like.
  • a suitable value based on this is preset experimentally or analytically, and is stored in the optimum distribution ratio setting means 72 by being mapped or the like. Then, the optimum distribution ratio setting means 72 sequentially determines the optimum distribution ratio based on the traveling state of the vehicle.
  • the torque capacity calculation means 74 calculates a transmission torque Tc (engagement capacity) that is a target control amount of the clutch device 41 based on the driving force distribution ratio set by the optimum distribution ratio setting means 72.
  • Tc engagement capacity
  • FIG. 5 is a power flow diagram showing the torque transmission relationship of the first drive source 12 and the second drive source 13 as a whole.
  • the first driving force source torque T1 is output from the first driving force source 12
  • the second driving force source torque T2 is output from the second driving force source 13.
  • the first driving force source torque T1 is mechanically distributed to the front wheel output shaft 14 and the rear wheel output shaft 16 by the central differential mechanism 22.
  • the clutch device 41 is half-engaged, a part of the driving force transmitted to the rear wheel output shaft 16 according to the torque capacity (engagement capacity) of the clutch device 41 is transmitted to the front wheel output shaft 14. Is done.
  • FIG. 6 is a power flow diagram showing the torque transmission relationship between the first driving force source 12 and the clutch device 41.
  • the first driving force source torque output from the first driving force source 12 is T1
  • the driving force distribution ratio to the front wheel 14 side by the central differential mechanism 22 is a
  • the slip engagement of the clutch device 41 If the transmission torque transmitted from the rear wheel output shaft 16 to the front wheel output shaft 14 is Tc1, the front wheel torque Tf1 output to the front wheel 18 by the first driving force source 12 and the rear wheel 20 output to the rear wheel 20
  • the wheel torque Tr1 is expressed by the following expressions (1) and (2), respectively.
  • the distribution ratio a is mechanically determined based on the gear ratio of the central differential 22.
  • Tf1 aT1 + Tc1 ...
  • Tr1 (1-a) T1-Tc1
  • FIG. 7 is a power flow diagram showing the torque transmission relationship between the second drive source 13 and the clutch device 41.
  • the second driving force source torque output from the second driving force source 13 is T2
  • the transmission torque from the rear wheel output shaft 16 to the front wheel output shaft 14 due to the slip engagement of the clutch device 41 is Assuming Tc2, the front wheel torque Tf2 output to the front wheels 18 by the second driving force source 13 and the rear wheel torque Tr2 output to the rear wheels 20 are expressed by the following equations (3) and (4), respectively.
  • Tf2 Tc2 Equation (3)
  • Tr2 T2-Tc2 Formula (4)
  • the transmission torque Tc2 which is a part of the second driving force source torque T2 transmitted from the rear wheel output shaft 16 by the clutch 41, is transmitted to the front wheel 18. Further, from the equation (4), the difference between the second driving force source torque T2 output from the second driving force source 13 and the transmission torque Tc2 is transmitted to the rear wheel 20.
  • the rear wheel driving force distribution ratio trr is the total driving force of the front wheels and the total driving force of the rear wheels with respect to the total driving force Tt that is the sum of the driving forces output from the first driving force source 12 and the second driving force source 13. Represents the ratio.
  • Tc tfr (T1 + T2) -aT1 (11)
  • Tc (1 ⁇ a) T1 + T2 ⁇ trr (T1 + T2) (12)
  • the target transmission torque Tc of the clutch device 41 is calculated based on the equation (11).
  • the transmission torque Tc can be calculated based on the equation (12).
  • the transmission torque Tc can be calculated by any of the above formulas.
  • the driving force distribution changing means 64 controls the engagement capacity (torque capacity) of the clutch device 41 so that the calculated transmission torque Tc is transmitted. That is, the engagement hydraulic pressure of the hydraulic actuator of the clutch device 41 is controlled so that the engagement capacity (torque capacity) of the clutch device 41 becomes the calculated transmission torque Tc.
  • the transmission torque Tc can be calculated by the equation (11) or the equation (12).
  • the front wheel driving force distribution ratio tfr and the rear wheel driving force distribution ratio trr are the first driving force source torque T1, the second driving force source torque T2, and
  • the transmission torque Tc is described as a parameter. Therefore, by appropriately changing the first driving force source torque T1, the second driving force source torque T2, and the transmission torque Tc, the change width of the front wheel driving force distribution ratio tfr and the rear wheel driving force distribution ratio trr is increased. That is, the degree of freedom in driving force distribution increases.
  • the transmission torque Tc is zero, so that the front wheel driving force distribution ratio tfr and the rear wheel are based on the first driving force source torque T1 and the second driving force source torque T2.
  • the driving force distribution ratio trr is determined.
  • the clutch device 41 is further half-engaged (slip-engaged)
  • the front wheel driving force distribution ratio tfr and the rear wheel driving force distribution ratio trr change according to the transmission torque Tc by the clutch device 41, and the degree of freedom. Becomes higher.
  • the driving force distribution changing unit 64 is configured such that the clutch torque control unit 66, the first driving force source control unit 68, and the second driving force source control unit 70 use the engagement capacity (torque capacity) of the clutch device 41, the first By controlling the driving force of the driving force source 12 and the driving force of the second driving force source 13, the front wheel driving force distribution ratio tfr and the rear wheel driving force distribution ratio trr are preset according to the running state. Can be controlled to a certain value, and the degree of freedom of driving force distribution is increased.
  • FIG. 8 is a flowchart for calculating a main part of the control operation of the electronic control unit 54, that is, a transmission torque Tc transmitted by the clutch device 41, and is repeatedly executed with an extremely short cycle time of, for example, about several milliseconds to several tens of milliseconds. .
  • step SA1 (hereinafter, step is omitted) corresponding to the optimum distribution ratio setting means 72, the optimum front wheel driving force distribution is based on the vehicle speed V, wheel speed, steering angle (steering angle), road surface gradient, etc. of the vehicle.
  • the ratio tfr or the rear wheel driving force distribution ratio trr is set.
  • SA2 corresponding to the hybrid control means 62, the first driving force source torque T1 outputted from the first driving force source 12 and the second driving force source torque T2 outputted from the second driving force source 13 are obtained. Detected.
  • the transmission torque Tc is calculated.
  • the engagement hydraulic pressure of the hydraulic actuator of the clutch device 41 is set based on the transmission torque Tc calculated in SA3.
  • the driving force distribution changing unit 64 changes the driving force output from the second driving force source 13 and the engagement capacity (torque capacity) of the clutch device 41.
  • the clutch device 41 is half-engaged (slip-engaged), so that the driving force T2 from the second driving source 13 is increased. A part can be transmitted to the front wheel output shaft 14. Further, by changing not only the engagement capacity of the clutch device 41 but also the driving force T2 output from the second driving source 13, the degree of freedom in distributing the driving force to the front wheels 18 and the rear wheels 20 can be increased. it can.
  • the driving force distribution changing means 64 further changes the driving force T1 output from the first driving force source 12 to thereby change the front wheel output shaft 14 and the rear wheel output shaft 16. Therefore, the degree of freedom in distributing the driving force to the front wheels 18 and the rear wheels 20 can be further increased.
  • the first driving force source 12 includes the engine 42, the first electric motor MG1, and the output of the engine 42 with the first electric motor MG1 and the transmission member 46 (central differential mechanism 22). And an electric continuously variable transmission that continuously changes the gear ratio between the engine 42 and the transmission member 46 by controlling the operating state of the first electric motor MG1. Since it functions as a machine, the driving force output to the transmission member 46 (central differential mechanism 22) can be changed steplessly.
  • the second driving force source 13 is the second electric motor MG2
  • the driving force of the second driving force source 13 can be changed steplessly.
  • the clutch device 41 changes the transmission torque Tc by controlling the hydraulic pressure of the hydraulic actuator.
  • the clutch device 41 is not limited to the hydraulic control, and may be another mode such as an electromagnetic clutch.
  • the transmission torque Tc may be changed.
  • the automatic transmission 24 is a transmission capable of switching between two speeds of the high speed stage H and the low speed stage L.
  • the automatic transmission 24 is not necessarily limited to the second speed. You may be an automatic transmission which has.
  • the transmission is not limited to a stepped transmission, and may be a continuously variable transmission.
  • the automatic transmission 24 is not necessarily required and may be omitted.
  • the central differential mechanism 22 is composed of a planetary gear device, but it may be composed of other configurations such as a Babel gear type.
  • the first driving force source 12 includes the engine 42, the first electric motor MG1, and the differential gear unit 44.
  • the first driving force source 12 is, for example, the engine 42 alone. It is also possible to output a driving force. In short, as long as the driving force is output from the first driving force source 12, the configuration is not particularly limited. Accordingly, the first driving force source 12 may be configured to output driving force by the electric motor.
  • the transmission torque Tc is calculated, and the hydraulic pressure of the hydraulic actuator of the clutch device 41 is controlled so that the clutch device 41 can transmit the transmission torque Tc.
  • the transmission torque Tc is changed to a controllable value by changing the driving force of the first driving force source 12 and the driving force of the second driving force source 13. It is desirable to add control to do this.

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Abstract

　四輪駆動車両用動力伝達装置において、駆動力配分の自由度をさらに高め、好適な駆動力配分を得ることができる四輪駆動車両用動力伝達装置の制御装置を提供する。　駆動力配分変更手段６４は、第２の駆動力源１３から出力される駆動力およびクラッチ装置４１の係合容量（トルク容量）を変化させることにより、前輪用出力軸１４および後輪用出力軸１６の駆動力配分を変更するため、クラッチ装置４１を半係合（スリップ係合）させることで、第２の駆動源１３からの駆動力Ｔ2の一部を前輪用出力軸１４に伝達することができ、また、第２の駆動源１３から出力される駆動力Ｔ2を変化させることで、前輪１８および後輪２０への駆動力配分の自由度を高めることができる。

Description

四輪駆動車両用動力伝達装置の制御装置
　本発明は、四輪駆動車両用動力伝達装置の制御装置に係り、特に、駆動力配分の自由度を向上する技術に関するものである。
　第１の駆動力源と、入力回転要素と一対の出力回転要素とを有し、その入力回転要素に入力されたその第１の駆動力源の出力をその一対の出力回転要素に分配して車両の前輪および後輪へ出力する中央差動機構と、その一対の出力回転要素の一方と前記前輪および後輪の一方との間の動力伝達経路に設けられた第２の駆動力源とを、備え、前記第１の駆動力源と前記第２の駆動力源との間に前記中央差動機構が配列されている四輪駆動車両用動力伝達装置が知られている。例えば特許文献１のハイブリッド車の駆動装置がその一例である。特許文献１においては、車両の前後方向において第１の駆動力源と第２の駆動力源との間に中央差動機構（動力分割機構）を配置させることで、車両の前後方向の長さを短縮する技術が開示されている。
特開２００４－１１４９４４号公報
　ところで、上記のように構成される四輪駆動車両用動力伝達装置においては、第２の駆動力源の駆動力は、一対の出力回転要素の一方にのみ出力される一方、他方の出力回転要素には出力されないため、駆動力配分の自由度が低くなる問題があった。したがって、走行状態に応じた好適な駆動力配分が得られず、十分な走行性を得られない問題があった。
　本発明の目的とするところは、四輪駆動車両用動力伝達装置において、駆動力配分の自由度をさらに高め、好適な駆動力配分を得ることができる四輪駆動車両用動力伝達装置の制御装置を提供することにある。
　上記目的を達成するための、請求項１にかかる発明の要旨とするところは、第１の駆動力源と、入力回転要素と一対の出力回転要素とを有し、その入力回転要素に入力されたその第１の駆動力源の出力をその一対の出力回転要素に分配して車両の前輪および後輪へ出力する中央差動機構と、その一対の出力回転要素の一方と前記前輪および後輪の一方との間の動力伝達経路に設けられた第２の駆動力源とを、備え、前記第１の駆動力源と前記第２の駆動力源との間に前記中央差動機構が配列されている四輪駆動車両用動力伝達装置の制御装置であって、前記一対の出力回転要素の間に設けられた係合装置と、前記第２の駆動力源から出力される駆動力および前記係合装置の係合容量を変化させることにより、前記一対の出力回転要素の駆動力配分を変更する駆動力配分変更手段を備えることを特徴とする。
　また、請求項２にかかる発明の要旨とするところは、請求項１の四輪駆動車両用動力伝達装置の制御装置において、前記駆動力配分変更手段は、さらに第１の駆動力源から出力される駆動力を変化させることにより、前記一対の出力回転要素の駆動力配分を変更することを特徴とする。
　また、請求項３にかかる発明の要旨とするところは、請求項１または２の四輪駆動車両用動力伝達装置の制御装置において、前記第１の駆動力源は、エンジンと、差動用電動機と、そのエンジンの出力をその差動用電動機および前記入力回転要素へ分配する差動歯車装置とを有し、その差動用電動機の運転状態が制御されることによりそのエンジンとその入力回転要素との変速比を連続的に変化させる電気式無段変速機として機能することを特徴とする。
　また、請求項４にかかる発明の要旨とするところは、請求項１乃至３のいずれか１つの四輪駆動車両用動力伝達装置の制御装置において、前記第２の駆動力源は電動機であることを特徴とする。
　請求項１にかかる発明の四輪駆動車両用動力伝達装置の制御装置によれば、駆動力配分変更手段は、前記第２の駆動力源から出力される駆動力および前記係合装置の係合容量を変化させることにより、前記一対の出力回転要素の駆動力配分を変更するため、前記係合装置を半係合（スリップ係合）させることで、前記第２の駆動源からの駆動力の一部を一対の出力回転要素の他方に伝達することができる。また、前記係合装置の係合容量だけでなく、第２の駆動源から出力される駆動力を変化させることで、前記前輪および後輪への駆動力配分の自由度を高めることができる。
　また、請求項２にかかる発明の四輪駆動車両用動力伝達装置の制御装置によれば、前記駆動力配分変更手段は、さらに第１の駆動力源から出力される駆動力を変化させることにより、前記一対の出力回転要素の駆動力配分を変更するため、前記前輪および後輪への駆動力配分の自由度をさらに高めることができる。
　また、請求項３にかかる発明の四輪駆動車両用動力伝達装置の制御装置によれば、前記第１の駆動力源は、エンジンと、差動用電動機と、そのエンジンの出力をその差動用電動機および前記入力回転要素へ分配する差動歯車装置とを有し、その差動用電動機の運転状態が制御されることによりそのエンジンとその入力回転要素との変速比を連続的に変化させる電気式無段変速機として機能するため、前記入力回転要素へ出力される駆動力を無段階的に変更することができる。
　また、請求項４にかかる発明の四輪駆動車両用動力伝達装置の制御装置によれば、前記第２の駆動力源は電動機であるため、第２の駆動力源の駆動力を無段階的に変更することができる。
　上記態様において、駆動力配分は、予め走行状態に応じて設定されている前輪駆動力配分比または後輪駆動力配分比に基づいて設定される。このようにすれば、前輪駆動力配分比または後輪駆動力配分比に基づいて、係合装置の係合容量、第１の駆動力源の駆動力、第２の駆動力源の駆動力が制御されることで、車両の駆動力配分が好適に実施される。
本実施例の四輪駆動車両用動力伝達装置の概要を示す図である。 図１の動力伝達装置の一部すなわち第１の駆動力源、中央差動機構、後輪用出力軸、前輪用出力軸、第２の駆動力源、自動変速機等を含む部分を示す骨子図である。 図１の四輪駆動車両用動力伝達装置に設けられた電子制御装置の入出力信号を説明する図である。 動力伝達装置の制御装置としても機能する電子制御装置に備えられた制御機能の要部を説明するための機能ブロック線図である。 第１の駆動源および第２の駆動源全体のトルク伝達関係を示すパワーフロー図である。 第１の駆動力源およびクラッチ装置のトルク伝達関係を示すパワーフロー図である。 第２の駆動源およびクラッチ装置のトルク伝達関係を示すパワーフロー図である。 電子制御装置の制御作動の要部すなわちクラッチ装置によって伝達される伝達トルクを算出するフローチャートである。
符号の説明
　１０：四輪駆動車両用動力伝達装置
　１２：第１の駆動力源
　１３：第２の駆動力源
　１４：前輪用出力軸（一対の出力軸）
　１６：後輪用出力軸（一対の出力軸）
　１８：前輪
　２０：後輪
　２２：中央差動機構
　４１：クラッチ装置（係合装置）
　４２：エンジン
　４４：差動歯車装置
　４６：伝達部材（入力回転要素）
　６４：駆動力配分変更手段
　ＭＧ１：第１電動機（差動用電動機）
　ＭＧ２：第２電動機（電動機）
　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。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。
　図１は、本実施例の四輪駆動車両用動力伝達装置（以下、動力伝達装置と記載する）１０を示す図である。図１において、動力伝達装置１０は、車両の主動力源としての第１の駆動力源１２と、その第１の駆動力源１２に動力伝達可能に連結されて、第１の駆動力源１２の出力を前輪用出力軸１４および後輪用出力軸１６に分配して前輪１８および後輪２０に出力する中央差動機構２２と、上記後輪用出力軸１６と後輪２０との間の動力伝達経路に連結された第２の駆動力源１３とを有している。また、前輪用出力軸１４と後輪用出力軸１６との間には、本発明の係合装置に相当するクラッチ装置４１が設けられている。なお、上記前輪用出力軸１４は、本発明における一対の出力回転要素の一方に相当するものであり、上記後輪用出力軸１６は、本発明における一対の出力回転要素の他方に相当するものである。
　前輪用出力軸１４に伝達された駆動力（トルク）は、相互にチェーン２６が巻き掛けられた動力伝達歯車対２８、前輪用推進軸（プロペラシャフト）３０、前輪用差動歯車装置３２、および左右一対の前輪用駆動軸３４をそれぞれ介して左右一対の前輪１８にそれぞれ伝達されるようになっている。また、上記後輪用出力軸１６に伝達された駆動力（トルク）は、後輪用推進軸（プロペラシャフト）３６、後輪用差動歯車装置３８、および左右一対の後輪用駆動軸４０をそれぞれ介して左右一対の後輪２０にそれぞれ伝達されるようになっている。なお、後輪用出力軸１６には、第１の駆動力源１２および第２の駆動力源１３から駆動力が伝達される。
　前記第１の駆動源１２は、エンジン４２、エンジン４２の回転変動を抑制するダンパ装置４７、第１電動機ＭＧ１（差動用電動機）、およびエンジン４２の出力を第１電動機ＭＧ１および中央差動機構２２（後述のキャリヤＣＡ２）へ分配する差動歯車装置４４を有して構成されている。また、前記第２の駆動源１３は、第２電動機ＭＧ２（電動機）、第２電動機ＭＧ２の回転速度を変速させる自動変速機２４を有して構成されいる。
　図２は、図１の動力伝達装置１０の一部すなわち第１の駆動力源１２、中央差動機構２２、後輪用出力軸１４、前輪用出力軸１６、第２電動機ＭＧ２、自動変速機２４等を含む部分を示す骨子図である。図２に示すように、エンジン４２の出力は、ダンパ装置４７を介して差動歯車装置４４に伝達される。そして、エンジン４２から伝達された出力が、差動歯車装置４４を介して、第１電動機ＭＧ１および中央差動機構２２に分配される。
　前記差動歯車装置４４は、シングルピニオン型の遊星歯車装置によって構成され、遊星歯車装置のサンギヤＳ１が第１電動機ＭＧ１に連結され、キャリヤＣＡ１がダンパ装置４７を介してエンジン４２の出力軸に連結され、リングギヤＲ１が本発明の入力回転要素として機能する伝達部材４６を介して中央差動機構２２（キャリヤＣＡ２）に動力伝達可能に連結されている。
　上記エンジン４２は、例えばガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関により構成されている。このエンジン４２は、例えばマイクロコンピュータを主体として構成された後述する図４に示す電子制御装置５４によってスロットル開度或いは吸入空気量、燃料供給量、点火時期等の運転状態が電気的に制御されるように構成されている。電子制御装置５４には、例えば、図示しないアクセル開度センサ、スロットル開度センサ、車速センサ、第１電動機回転速度センサ、および第２電動機回転速度センサ等からの検出信号が供給されるようになっている。
　前記第１電動機ＭＧ１および前記第２電動機ＭＧ２は、駆動トルクを発生させる電動機としての機能と発電機としての機能とが選択的に得られるように構成されたモータージェネレータである。これら第１電動機ＭＧ１および前記第２電動機ＭＧ２は、図４に示すようにインバータ４８を介してバッテリーやコンデンサ等の蓄電装置５２に電気的に接続されている。そして、図４に示す電子制御装置５４によってインバータ４８が制御されることにより、第１電動機ＭＧ１および前記第２電動機ＭＧ２の駆動トルク或いは回生制動トルクがそれぞれ調整されるようになっている。
　このように構成されることにより、第１の駆動源１２は、第１電動機ＭＧ１の運転状態が制御されることによりエンジン４２と伝達部材４６との速度比を連続的に変化させる電気式無段変速機として機能する。具体的には、例えば、エンジン４２の回転速度が一定であるときに第１電動機ＭＧ１の回転速度を大小に変化させることにより、伝達部材４６の回転速度が連続的に（無段階に）変化するようになっている。また、例えば、伝達部材４６の回転速度が一定であるときに第１電動機ＭＧ１の回転速度を大小に変化させることにより、エンジン４２の回転速度が連続的に（無段階に）変化するようになっている。
　前記中央差動機構２２は、シングルピニオン型の遊星歯車装置から構成され、中央差動機構２２のサンギヤＳ２が後輪用出力軸１６に連結され、キャリヤＣＡ２が伝達部材４６を介して差動歯車装置４４のリングギヤＲ１に連結され、リングギヤＲ２が前輪用出力軸１４に連結されている。この中央差動機構２２は、キャリヤＣＡ２に入力された第１の駆動源１２の出力をリングギヤＲ２（前輪用出力軸１４）およびサンギヤＳ２（後輪用出力軸１６）に分配して前輪１４および後輪１６に出力するものである。また、前輪用出力軸１４と後輪用出力軸１６との間には、クラッチ装置４１が配設されており、半係合（スリップ係合）または係合されることで互い出力軸の動力伝達を可能としている。
　本実施例では、中央差動機構２２、前輪用出力軸１４、後輪用出力軸１６、チェーン２６、および動力伝達歯車対２８を含んでトランスファ（動力分配装置）が構成されている。このトランスファには、さらに、前輪用出力軸１４と後輪用出力軸１６との間の動力伝達を可能とするクラッチ装置４１も含んでいる。このクラッチ装置４１は、例えば、摩擦によって制動トルクを生じる所謂摩擦係合装置であって、互いに重ねられた複数枚の摩擦板が油圧アクチュエータにより押圧される湿式多板型の油圧式摩擦係合装置や、回転するドラムの外周面に巻き付けられた１本又は２本のバンドの一端が油圧アクチュエータによって引き締められるバンドブレーキなどにより構成され、それが介挿されている両側の部材すなわち前輪用出力軸１４および後輪用出力軸１６を選択的に連結するものである。このクラッチ装置４１は、図４に示す電子制御装置５４によって油圧制御回路５９の作動状態が切り換えられることによりクラッチ装置４１の油圧アクチュエータに供給される作動油の油圧（係合圧）が調整され、その作動油の油圧に応じてトルク容量（係合容量）が連続的に変化するように構成されている。中央差動機構２２は、クラッチ装置４１が完全係合状態とされることにより非差動状態とされ前輪１８および後輪２０への駆動力が均等に配分される。また、クラッチ装置４１が半係合状態（スリップ係合状態）とされることによりその係合力に応じて後輪用出力軸１６から前輪用出力軸１４へ伝達されるトルク（伝達トルク）が変化するようになっている。
　第２の駆動源１３は、第２電動機ＭＧ２と自動変速機２４とを含んで構成されている。前記自動変速機２４は、一組のラビニヨ型遊星歯車機構によって構成されている。すなわち、ブレーキＢ１を介して非回転部材であるハウジング６０に選択的に連結されるサンギヤＳ３と、第２電動機ＭＧ２に連結されたサンギヤＳ４と、サンギヤＳ３に噛み合う複数のショートピニオンギヤＰ３とそれら複数のショートピニオンギヤＰ３およびサンギヤＳ３にそれぞれ噛み合う複数のロングピニオンギヤＰ４を自転可能且つ後輪用出力軸１６まわりの公転可能に支持するとともに、後輪用出力軸１６に連結されたキャリヤＣＡ３と、複数のロングピニオンギヤＰ４に噛み合うとともにブレーキＢ２を介してハウジング６０に選択的に連結されるリングギヤＲ３とを備えて構成されている。上記サンギヤＳ３およびリングギヤＲ３は、各ショートピニオンギヤＰ３およびロングピニオンギヤＰ４と共にダブルピニオン型の遊星歯車装置に相当する機構を構成し、また、サンギヤＳ４およびリングギヤＲ３は、ロングピニオンギヤＰ４と共にシングルピニオン型の遊星歯車装置に相当する機構を構成している。
　上記ブレーキＢ１、Ｂ２は、前記クラッチ装置４１と同様に、摩擦力によって制動力を生じる所謂摩擦係合装置であって、好適には互いに重ねられた複数枚の摩擦板が油圧アクチュエータにより押圧される湿式多板型の油圧式摩擦係合装置や、回転するドラムの外周面に巻き付けられた１本又は２本のバンドの一端が油圧アクチュエータによって引き締められるバンドブレーキなどにより構成され、それが介挿されている両側の部材を選択的に連結するものである。これらブレーキＢ１、Ｂ２は、図４に示す電子制御装置５４によって油圧制御回路５９の作動状態が切り換えられることにより前記各油圧アクチュエータに供給される作動油の油圧（係合圧）がそれぞれ調整され、それら油圧に応じてトルク容量（係合力）がそれぞれ連続的に変化するように構成されている。
　このように構成された自動変速機２４では、サンギヤＳ４が入力要素として機能するとともにキャリヤＣＡ３が出力要素として機能し、ブレーキＢ１が係合させられると「１」より大きい変速比の高速段Ｈが達成される。また、ブレーキＢ１に替えてブレーキＢ２が係合させられるとその高速段Ｈの変速比より大きい変速比の低速段Ｌが達成される。また、ブレーキＢ１およびＢ２が共に解放させられると自動変速機２４の動力伝達経路を遮断する中立状態が達成される。このように、自動変速機２４は、油圧式摩擦係合装置の係合と解放とにより変速段が切り換えられる有段式の変速機構である。
　自動変速機２４の変速すなわち上記高速段Ｈおよび低速段Ｌの切り換えは、車速や要求駆動力関連値（目標駆動力関連値）等の走行状態に基づいて実行される。具体的には、例えば、図４に示す電子制御装置５４によって、車両の走行状態と変速段との関係として予め実験的に求められて記憶されたマップ（変速線図）から、各種センサで検出された走行状態に基づいて切り換えるべき変速段が算出される。そして、その算出された変速段を達成するためにブレーキＢ１およびＢ２に供給される作動油の油圧を制御する図４に示す油圧制御回路５９に指令が出力される。電子制御装置５４には、前述のセンサの他、ブレーキＢ１およびＢ２に供給される作動油の温度を検出するための油温センサ、ブレーキＢ１、Ｂ２、およびクラッチ装置４１の油圧を検出するための油圧スイッチ等からも検出信号が供給されるようになっている。なお、上記要求駆動力関連値には、例えばアクセル開度（或いはスロットル弁開度、吸入空気量、空燃比、燃料噴射量）に基づいて決定される駆動力関連値の要求値（目標値）であるが、アクセル開度等がそのまま用いられても良い。
　図３は、本実施例の動力伝達装置１０を制御するための電子制御装置５４に入力される信号及びその電子制御装置５４から出力される信号を例示している。この電子制御装置５４は、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、及び入出力インターフェースなどから成る所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつＲＯＭに予め記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことによりエンジン４２、第１、第２電動機ＭＧ１、ＭＧ２に関するハイブリッド駆動制御、自動変速部２４の変速制御等の駆動制御を実行するものである。
　電子制御装置５４には、図３に示すような各センサやスイッチなどから、エンジン水温ＴＥＭＰＷを表す信号、シフトレバーのシフトポジションＰＳＨや「Ｍ」ポジションにおける操作回数等を表す信号、エンジン４２の回転速度であるエンジン回転速度ＮＥを表す信号、ギヤ比列設定値を表す信号、Ｍモード（手動変速走行モード）を指令する信号、エアコンの作動を表す信号、出力軸の回転速度（以下、出力軸回転速度）ＮＯＵＴに対応する車速Ｖを表す信号、自動変速部２４の作動油温ＴＯＩＬを表す信号、サイドブレーキ操作を表す信号、フットブレーキ操作を表す信号、触媒温度を表す信号、運転者の出力要求量に対応するアクセルペダルの操作量であるアクセル開度Ａccを表す信号、カム角を表す信号、スノーモード設定を表す信号、車両の前後加速度Ｇを表す信号、オートクルーズ走行を表す信号、車両の重量（車重）を表す信号、各車輪の車輪速を表す信号、第１電動機ＭＧ１の回転速度ＮＭ１を表す信号、第２電動機ＭＧ２の回転速度ＮＭ２を表す信号、蓄電装置５２（図４参照）の充電容量（充電状態）ＳＯＣおよび温度ＴＢＡＴを表す信号などが、それぞれ供給される。
　また、上記電子制御装置５４からは、エンジン出力を制御するエンジン出力制御装置への制御信号例えばエンジン４２の吸気管に備えられた電子スロットル弁のスロットル弁開度θＴＨを操作するスロットルアクチュエータへの駆動信号や燃料噴射装置による吸気管或いはエンジン４２の筒内への燃料供給量を制御する燃料供給量信号や点火装置によるエンジン４２の点火時期を指令する点火信号、過給圧を調整するための過給圧調整信号、電動エアコンを作動させるための電動エアコン駆動信号、電動機ＭＧ１およびＭＧ２の作動を指令する指令信号、シフトインジケータを作動させるためのシフトポジション（操作位置）表示信号、ギヤ比を表示させるためのギヤ比表示信号、スノーモードであることを表示させるためのスノーモード表示信号、制動時の車輪のスリップを防止するＡＢＳアクチュエータを作動させるためのＡＢＳ作動信号、Ｍモードが選択されていることを表示させるＭモード表示信号、クラッチ装置４１や自動変速部２４の油圧式摩擦係合装置の油圧アクチュエータを制御するために油圧制御回路５９（図４参照）に含まれる電磁弁（リニアソレノイドバルブ）を作動させるバルブ指令信号、この油圧制御回路５９に設けられたレギュレータバルブ（調圧弁）によりライン油圧ＰＬを調圧するための信号、そのライン油圧ＰＬが調圧されるための元圧の油圧源である電動油圧ポンプを作動させるための駆動指令信号、電動ヒータを駆動するための信号、クルーズコントロール制御用コンピュータへの信号等が、それぞれ出力される。
　図４は、動力伝達装置１０の制御装置としても機能する電子制御装置５４（一点鎖線が電子制御装置５４に相当する）に備えられた制御機能の要部を説明するための機能ブロック線図である。ハイブリッド制御手段６２は、エンジン４２を効率のよい作動域で作動させる一方で、第１電動機ＭＧ１の発電による反力を最適になるように変化させて差動歯車装置４４の電気的な無段変速機としての変速比を制御する。例えば、そのときの走行車速Ｖにおいて、運転者の出力要求量としてのアクセル開度Ａccや車速Ｖから車両の目標（要求）出力を算出し、その車両の目標出力と充電要求値から必要なトータル目標出力を算出し、そのトータル目標出力が得られるように伝達損失、補機負荷、第２電動機ＭＧ２の駆動力を考慮して目標エンジン出力（要求エンジン出力）ＰＥＲを算出し、その目標エンジン出力ＰＥＲ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８を制御するとともに第１電動機ＭＧ１の発電量を制御する。
　ハイブリッド制御手段６２は、第１電動機ＭＧ１により発電された電気エネルギをインバータ４８を通して蓄電装置５２や第２電動機ＭＧ２へ供給するので、エンジン４２の動力の主要部は機械的に中央差動機構２２へ伝達されるが、エンジン４２の動力の一部は第１電動機ＭＧ１の発電のために消費されてそこで電気エネルギに変換され、インバータ４８を通してその電気エネルギが第２電動機ＭＧ２へ供給され、その第２電動機ＭＧ２が駆動されて第２電動機ＭＧ２から自動変速機２４を介して後輪用出力軸１６へ伝達される。この電気エネルギの発生から第２電動機ＭＧ２で消費されるまでに関連する機器により、エンジン４２の動力の一部を電気エネルギに変換し、その電気エネルギを機械的エネルギに変換するまでの電気パスが構成される。このとき、ハイブリッド制御手段６２は、予め設定されている変速線図に基づいて、自動変速機２４を切り換えるべき変速段に適宜切り換える指令を油圧制御回路５９へ出力する。
　また、ハイブリッド制御手段６２は、スロットル制御のためにスロットルアクチュエータにより電子スロットル弁を開閉制御させる他、燃料噴射制御のために燃料噴射装置による燃料噴射量や噴射時期を制御させ、点火時期制御のためにイグナイタ等の点火装置る点火時期を制御させる指令を単独で或いは組み合わせて出力して、必要なエンジン出力を発生するようにエンジン４２の出力制御を実行するエンジン出力制御手段を機能的に備えている。
　また、ハイブリッド制御手段６２は、エンジン４２を停止させた状態での第２電動機ＭＧ２によるモータ走行を実施することもできる。通常、モータ走行時においては、エンジン４２が停止されることから、第１の駆動力源１２からの駆動力が零となる。そこで、ハイブリッド制御手段６２は、自動変速機２４を例えば低速段Ｌに切り換えた状態で、第２電動機ＭＧ２を駆動させることにより車両を走行させる。
　また、ハイブリッド制御手段６２は、アクセルオフの惰性走行時（コースト走行時）やフットブレーキによる制動時などには、燃費を向上させるために車両の運動エネルギすなわち後輪２０からエンジン４２側へ伝達される逆駆動力により第２電動機ＭＧ２を回転駆動させて発電機として作動させ、その電気エネルギすなわち第２電動機発電電流をインバータ４８を介して蓄電装置５２へ充電する回生制御手段としての機能を有する。この回生制御は、蓄電装置５２の充電残量ＳＯＣやブレーキペダル操作量に応じた制動力を得るための油圧ブレーキによる制動力の制動力配分等に基づいて決定された回生量となるように制御される。
　また、ハイブリッド制御手段６２は、前輪１８および後輪２０の駆動力配分が最適となるように変更する命令を駆動力配分変更手段６４に出力する。駆動力配分変更手段６４は、クラッチトルク制御手段６６、第１駆動源制御手段６８、および第２駆動源制御手段７０を有しており、動力伝達装置１０の前輪１８および後輪２０の駆動力配分を車両の走行状態に応じて適宜変更する。
　クラッチトルク制御手段６６は、クラッチ装置４１の係合容量を駆動力配分変更手段６４による指令値に基づいて変更する。具体的には、クラッチ装置４１の油圧アクチュエータの係合油圧を変更することによって、クラッチ装置４１の係合容量を変更する。第１駆動源制御手段６８は、エンジン４２の出力および第１電動機ＭＧ１の反力トルクを制御することによって、中央差動機構２２へ出力される駆動力を変更する。第２駆動源制御手段７０は、第２電動機ＭＧ２の出力を制御することで、後輪用出力軸１６へ出力される駆動力を変更する。
　駆動力配分変更手段６４は、上記クラッチトルク制御手段６６、第１駆動力源制御手段６８、および第２駆動力源制御手段７０によって第１の駆動力源１２から出力される駆動力、第２の駆動力源１３から出力される駆動力、およびクラッチ装置４１の係合容量を制御することで走行中の駆動力配分を走行状態に応じて適宜変更する。
　ここで、車両の走行状態に応じた前輪１８および後輪２０の最適な駆動力配分比は、車輪速度、車速Ｖ、舵角（操舵角）、総駆動力、路面勾配や路面摩擦係数等に基づく好適な値が実験的または解析的に予め設定されており、マップ化されるなどして最適配分比設定手段７２に記憶されている。そして、最適配分比設定手段７２は、車両の走行状態に基づいて最適な配分比を逐次決定する。
　トルク容量算出手段７４は、最適配分比設定手段７２によって設定される駆動力配分比に基づいて、クラッチ装置４１の目標制御量となる伝達トルクＴc（係合容量）を算出する。以下、前後駆動力配分比に基づく伝達トルクＴcの算出方法について説明する。
　図５は、第１の駆動源１２および第２の駆動源１３全体のトルク伝達関係を示すパワーフロー図である。図５において、第１の駆動力源１２からは第１駆動力源トルクＴ1が出力され、第２の駆動力源１３からは第２駆動力源トルクＴ2が出力されるものとする。そして、中央差動機構２２によって第１駆動力源トルクＴ1が前輪用出力軸１４および後輪用出力軸１６に機械的に分配される。また、クラッチ装置４１が半係合されると、クラッチ装置４１のトルク容量（係合容量）に応じて後輪用出力軸１６に伝達される駆動力の一部が前輪用出力軸１４に伝達される。
　図６は、第１の駆動力源１２およびクラッチ装置４１のトルク伝達関係を示すパワーフロー図である。図６において、第１の駆動力源１２から出力される第１駆動力源トルクをＴ1とし、中央差動機構２２による前輪１４側への駆動力配分比をａ、クラッチ装置４１のスリップ係合によって後輪用出力軸１６から前輪用出力軸１４へ伝達される伝達トルクをＴc1とすると、第１の駆動力源１２による前輪１８へ出力される前輪トルクＴf1および後輪２０へ出力される後輪トルクＴr1は、下式（１）および（２）でそれぞれ示される。なお、上記配分比ａは、中央差動装置２２のギヤ比に基づいて機械的に決定されるものである。
　Ｔf1＝ａＴ1＋Ｔc1・・・・・・・式（１）
　Ｔr1＝（１－ａ）Ｔ1－Ｔc1・・・式（２）
　式（１）より、前輪１８には、中央差動機構２２によって分配される第１駆動力源トルクＴ1の駆動力（＝ａＴ1）およびクラッチ装置４１によって後輪用出力軸１６から伝達される伝達トルク（＝Ｔc1）が伝達される。また、式（２）より、後輪２０には、中央差動機構２２によって分配された第１駆動力源トルクＴ1の駆動力（＝（１－ａ）Ｔ1）と、クラッチ装置４１によって前輪１８側に伝達される伝達トルク（＝Ｔc1）との差分が伝達される。
　図７は、第２の駆動源１３およびクラッチ装置４１のトルク伝達関係を示すパワーフロー図である。図７において、第２の駆動力源１３から出力される第２駆動力源トルクをＴ2とし、クラッチ装置４１のスリップ係合による後輪用出力軸１６から前輪用出力軸１４への伝達トルクをＴc2とすると、第２の駆動力源１３による前輪１８へ出力される前輪トルクＴf2および後輪２０へ出力される後輪トルクＴr2は、下式（３）および（４）でそれぞれ示される。
　Ｔf2＝Ｔc2・・・・・・式（３）
　Ｔr2＝Ｔ2－Ｔc2・・・ 式（４）
　式（３）より、前輪１８には、クラッチ４１によって後輪用出力軸１６から伝達される第２駆動力源トルクＴ2の一部である伝達トルクＴc2が伝達される。また、式（４）より、後輪２０には、第２の駆動力源１３から出力される第２駆動力源トルクＴ2と伝達トルクＴc2との差分が伝達される。
　上記より、前輪１８のトータル駆動力、および後輪２０のトータル駆動力は、式（５）および（６）でそれぞれ示される。
　Ｔf＝Ｔf1＋Ｔf2＝ａＴ1+(Ｔc1＋Ｔc2)・・・・・式（５）
　Ｔr＝Ｔr1＋Ｔr2＝（１－ａ）Ｔ1＋Ｔ2－（Ｔc1＋Ｔc2）・・・式（６）
　そして、前輪１８を基準とする前輪駆動力配分比ｔfr（＝Ｔf／Ｔt）、および後輪２０を基準とする後輪駆動力配分比ｔrr（＝Ｔr／Ｔt）は、式（７）および（８）で示される。なお、Ｔtは、第１の駆動力源１２および第２の駆動力源１３から出力される駆動力の総和であるトータル駆動力Ｔt（＝Ｔ1＋Ｔ2）を示しており、前輪駆動力配分比ｔfrおよび後輪駆動力配分比ｔrrは、第１の駆動力源１２および第２の駆動力源１３から出力される駆動力の総和であるトータル駆動力Ｔtに対する前輪トータル駆動力および後輪トータルの駆動力比を表している。
　Ｔf／Ｔt＝（ａＴ1＋（Ｔc1＋Ｔc2））／（Ｔ1＋Ｔ2）・・・式（７）
　Ｔr／Ｔt＝（１－ａ）Ｔ1＋Ｔ2－（Ｔc1＋Ｔc2）／（Ｔ1＋Ｔ2）・・式（８）
　ここで、Ｔc＝Ｔc1＋Ｔc2、ｔfr＝Ｔf／Ｔt、ｔrr＝Ｔr／Ｔtとして、式（７）および式（８）に代入すると、式（９）および式（１０）に変形される。
　ｔfr＝（ａＴ1＋Ｔc）／（Ｔ1＋Ｔ2）・・・・・式（９）
　ｔrr＝（（１－ａ）Ｔ1＋Ｔ2－Ｔc）／（Ｔ1＋Ｔ2）・・・式（１０）
　したがって、式（９）および式（１０）より、クラッチ装置４１による伝達トルクＴc（＝Ｔc1＋Ｔc2）は、式（１１）および式（１２）でそれぞれ算出される。
　Ｔc＝ｔfr（Ｔ1＋Ｔ2）－ａＴ1・・・・・式（１１）
　Ｔc＝（１－ａ）Ｔ1＋Ｔ2－ｔrr（Ｔ1＋Ｔ2）・・・式（１２）
　上記より、目標とする前輪駆動力配分比ｔfrが設定されると、式（１１）に基づいて、クラッチ装置４１の目標となる伝達トルクＴcが算出される。また、後輪駆動力配分ｔrrが設定される場合、式（１２）に基づいて伝達トルクＴcを算出することができる。上記いずれの式であっても伝達トルクＴcを算出することができる。
　そして、駆動力配分変更手段６４（クラッチトルク制御手段６６）は、算出された伝達トルクＴcが伝達されるように、クラッチ装置４１の係合容量（トルク容量）を制御する。すなわち、クラッチ装置４１の係合容量（トルク容量）が、算出された伝達トルクＴcとなるように、クラッチ装置４１の油圧アクチュエータの係合油圧が制御される。
　上記トルク配分算出手段７２は、エンジン４２を停止させて第２の駆動力源１３のみによって走行を実施するモータ走行時においても適用することができる。エンジン４２が停止された状態では、第１の駆動力源１２からの出力は零となるので、第１駆動力源トルクＴ1（Ｔ1＝０）は零となる。したがって、このような場合に前輪１８への駆動力配分を制御する場合も、式（１１）によって伝達トルクＴcを算出することができる。
　また、回生走行時においては、第２の駆動力源１３の出力は負（Ｔ2＜０）となり、後輪２０から逆駆動力が第２の駆動力源１３へ入力されることとなる。このような場合も同様に、式（１１）または式（１２）によって、伝達トルクＴcを算出することができる。
　また、式（９）および式（１０）で示されるように、前輪駆動力配分比ｔfrおよび後輪駆動力配分比ｔrrは、第１駆動力源トルクＴ1、第２駆動力源トルクＴ2、および伝達トルクＴcをパラメータとして記述される。したがって、上記第１駆動力源トルクＴ1、第２駆動力源トルクＴ2、および伝達トルクＴcを適宜変更することで、前輪駆動力配分比ｔfrおよび後輪駆動力配分比ｔrrの変化幅が大きくなる、すなわち駆動力配分の自由度が高くなる。例えば、クラッチ装置４１が解放された状態では、伝達トルクＴcが零となることから、第１駆動力源トルクＴ1および第２駆動力源トルクＴ2に基づいて、前輪駆動力配分比ｔfrおよび後輪駆動力配分比ｔrrが決定される。ここで、さらにクラッチ装置４１が半係合（スリップ係合）されると、クラッチ装置４１による伝達トルクＴcに応じて前輪駆動力配分比ｔfrおよび後輪駆動力配分比ｔrrが変化して自由度が高くなる。上記より、駆動力配分変更手段６４は、クラッチトルク制御手段６６、第１駆動力源制御手段６８、および第２駆動力源制御手段７０によってクラッチ装置４１の係合容量（トルク容量）、第１の駆動力源１２の駆動力、および第２の駆動力源１３の駆動力を制御することで、前輪駆動力配分比ｔfrおよび後輪駆動力配分比ｔrrを、走行状態に応じて予め設定されている値に制御することができ、駆動力配分の自由度が高くなる。
　図８は、電子制御装置５４の制御作動の要部すなわちクラッチ装置４１によって伝達される伝達トルクＴcを算出するフローチャートであり、例えば数ｍｓｅｃ乃至数十ｍｓｅｃ程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行される。
　先ず、最適配分比設定手段７２に対応するステップＳＡ１（以下、ステップを省略）において、車両の車速Ｖ、車輪速度、舵角（操舵角）、路面勾配等に基づいて、最適な前輪駆動力配分比ｔfrまたは後輪駆動力配分比ｔrrが設定される。次いで、ハイブリッド制御手段６２に対応するＳＡ２において、第１の駆動力源１２から出力される第１駆動力源トルクＴ1および第２の駆動力源１３から出力される第２駆動力源トルクＴ2が検出される。次いで、トルク配分算出手段７４に対応するＳＡ３において、ＳＡ１で設定された前輪駆動力配分比ｔfrまたは後輪駆動力配分比ｔrrとＳＡ２で検出された第１駆動力源トルクＴ1および第２駆動力源Ｔ2とに、基づいて、伝達トルクＴcが算出される。そして、駆動力配分変更手段（クラッチトルク制御手段６６）に対応するＳＡ４において、ＳＡ３で算出された伝達トルクＴcに基づいて、クラッチ装置４１の油圧アクチュエータの係合油圧が設定される。ここで、例えば前輪駆動力配分比ｔfrまたは後輪駆動力配分比ｔrrに基づいて算出される伝達トルクＴcが制御困難な値となる場合、第１駆動源トルクＴ1および第２駆動源トルクＴ2を変更することで、伝達トルクＴcを制御可能な値に変更することができる。なお、このときにトータル駆動力Ｔt（＝Ｔ1＋Ｔ2）が変化しないように変更することで、駆動力変化を抑制することが望ましい。
　上述のように、本実施例によれば、駆動力配分変更手段６４は、第２の駆動力源１３から出力される駆動力およびクラッチ装置４１の係合容量（トルク容量）を変化させることにより、前輪用出力軸１４および後輪用出力軸１６の駆動力配分を変更するため、クラッチ装置４１を半係合（スリップ係合）させることで、第２の駆動源１３からの駆動力Ｔ2の一部を前輪用出力軸１４に伝達することができる。また、クラッチ装置４１の係合容量だけでなく、第２の駆動源１３から出力される駆動力Ｔ2を変化させることで、前輪１８および後輪２０への駆動力配分の自由度を高めることができる。
　また、本実施例によれば、駆動力配分変更手段６４は、さらに第１の駆動力源１２から出力される駆動力Ｔ1を変化させることにより、前輪用出力軸１４および後輪用出力軸１６の駆動力配分を変更するため、前輪１８および後輪２０への駆動力配分の自由度をさらに高めることができる。
　また、本実施例によれば、第１の駆動力源１２は、エンジン４２と、第１電動機ＭＧ１と、そのエンジン４２の出力をその第１電動機ＭＧ１および伝達部材４６（中央差動機構２２）へ分配する差動歯車装置４４とを有し、その第１電動機ＭＧ１の運転状態が制御されることによりそのエンジン４２とその伝達部材４６との変速比を連続的に変化させる電気式無段変速機として機能するため、前記伝達部材４６（中央差動機構２２）へ出力される駆動力を無段階的に変更することができる。
　また、本実施例によれば、第２の駆動力源１３は第２電動機ＭＧ２であるため、第２の駆動力源１３の駆動力を無段階的に変更することできる。
　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、これはあくまでも一実施形態であり、本発明はその他の態様においても適用される。
　たとえば、前述の実施例において、クラッチ装置４１は、油圧アクチュエータの油圧を制御することにより、伝達トルクＴcを変更するものであったが、上記油圧制御に限定されず、例えば電磁クラッチなど他の態様で伝達トルクＴcを変更するものであっても構わない。
　また、前述の実施例において、自動変速機２４は高速段Ｈおよび低速段Ｌの２速の切換が可能な変速機であったが、必ずしも２速に限定されず、３速以上の変速段を有する自動変速機であっても構わない。また、有段式の変速機に限定されず無段式の変速機であっても構わない。さらに、自動変速機２４は必ずしも必要ではなく、省略しても構わない。
　また、前述の実施例において、中央差動機構２２は、遊星歯車装置で構成されているが、例えばバベルギヤ式等の他の構成からなるものであっても構わない。
　また、前述の実施例において、第１の駆動力源１２はエンジン４２、第１電動機ＭＧ１、および差動歯車装置４４から構成されているが、第１の駆動力源１２は、たとえばエンジン４２単体で駆動力を出力するものであっても構わない。要するに、第１の駆動力源１２から駆動力が出力される構成であれば、その構成は特に限定されない。従って、第１の駆動力源１２においても電動機によって駆動力が出力される構成であっても構わない。
　また、前述の実施例において、伝達トルクＴcを算出し、クラッチ装置４１がその伝達トルクＴcを伝達可能となるようにクラッチ装置４１の油圧アクチュエータの油圧を制御するとしたが、算出された伝達トルクＴcが制御可能な係合容量を外れる場合には、第１の駆動力源１２の駆動力および第２の駆動力源１３の駆動力を変更することで、伝達トルクＴcを制御可能な値に変更する制御を付け加えることが望ましい。
　なお、上述したのはあくまでも本発明の一実施形態であり、本発明はその趣旨を逸脱しない範囲において種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

Claims (4)

  1. 　第１の駆動力源と、入力回転要素と一対の出力回転要素とを有し、該入力回転要素に入力された該第１の駆動力源の出力を該一対の出力回転要素に分配して車両の前輪および後輪へ出力する中央差動機構と、該一対の出力回転要素の一方と前記前輪および後輪の一方との間の動力伝達経路に設けられた第２の駆動力源とを、備え、前記第１の駆動力源と前記第２の駆動力源との間に前記中央差動機構が配列されている四輪駆動車両用動力伝達装置の制御装置であって、
    　前記一対の出力回転要素の間に設けられた係合装置と、
    　前記第２の駆動力源から出力される駆動力および前記係合装置の係合容量を変化させることにより、前記一対の出力回転要素の駆動力配分を変更する駆動力配分変更手段を備えることを特徴とする四輪駆動車両用動力伝達装置の制御装置。
  2. 　前記駆動力配分変更手段は、さらに第１の駆動力源から出力される駆動力を変化させることにより、前記一対の出力回転要素の駆動力配分を変更することを特徴とする請求項１の四輪駆動車両用動力伝達装置の制御装置。
  3. 　前記第１の駆動力源は、
    　エンジンと、差動用電動機と、該エンジンの出力を該差動用電動機および前記入力回転要素へ分配する差動歯車装置とを有し、該差動用電動機の運転状態が制御されることにより該エンジンと該入力回転要素との変速比を連続的に変化させる電気式無段変速機として機能することを特徴とする請求項１または２の四輪駆動車両用動力伝達装置の制御装置。
  4. 　前記第２の駆動力源は電動機であることを特徴とする請求項１乃至３のいずれか１つの四輪駆動車両用動力伝達装置の制御装置。
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