本发明涉及一种能对从驱动力源分别传递至主驱动轮和副驱动轮的驱动力的驱动力分配比进行调节的四轮驱动车辆。
背景技术：
公知有一种四轮驱动车辆，(a)具备旋转机来作为驱动力源，并且具备：(b)驱动力分配装置，能将来自所述驱动力源的驱动力传递至主驱动轮和副驱动轮，而且能对从所述驱动力源分别传递至所述主驱动轮和所述副驱动轮的所述驱动力的驱动力分配比进行调节；以及(c)控制装置，对所述驱动力源进行控制。例如，国际公开第2011/042951所记载的四轮驱动车辆正是如此。
再者，在上述的国际公开第2011/042951的四轮驱动车辆中，可以想到在车辆减速时执行使所述旋转机再生的再生控制、执行以所述四轮驱动车辆的实际的横摆角速度追随目标横摆角速度的方式控制例如所述驱动力分配比等的横摆角速度控制。然而，若在所述横摆角速度控制被执行时执行所述再生控制，则所述实际的横摆角速度对所述目标横摆角速度的追随性恐怕会因由所述再生控制所控制的再生转矩而恶化。
技术实现要素：
本发明是将以上的情形作为背景而完成的，其目的在于提供一种抑制实际的横摆角速度对目标横摆角速度的追随性恶化的四轮驱动车辆。
第一发明的主旨在于，(a)一种四轮驱动车辆，具备旋转机来作为驱动力源，并且具备：驱动力分配装置，能将来自所述驱动力源的驱动力传递至主驱动轮和副驱动轮，而且能对从所述驱动力源分别传递至所述主驱动轮和所述副驱动轮的所述驱动力的驱动力分配比进行调节；以及控制装置，对所述驱动力源进行控制，(b)所述控制装置在车辆减速时执行使所述旋转机再生的再生控制并且以所述四轮驱动车辆的实际的横摆角速度追随目标横摆角速度的方式控制所述驱动力分配比的横摆角速度控制被执行的情况下，禁止所述再生控制，或者针对所述横摆角速度控制未被执行的情况而限制由所述再生控制产生的所述旋转机的再生转矩。
此外，第二发明的主旨在于，在所述第一发明中，(a)在所述主驱动轮和所述副驱动轮的各轮的每一个设有制动力能单独调节的车轮制动器，(b)所述控制装置以补偿所述四轮驱动车辆的制动力的不足的方式控制设于所述各轮的所述车轮制动器的制动力，所述四轮驱动车辆的制动力的不足是与禁止所述再生控制或者针对所述横摆角速度控制未被执行的情况而限制由所述再生控制产生的所述再生转矩相伴产生的。
此外，第三发明的主旨在于，在所述第一发明或所述第二发明中，(a)所述再生控制以所述再生转矩成为根据驾驶员的制动操作量求出的请求再生转矩的方式控制所述再生转矩，(b)所述控制装置在所述横摆角速度控制被执行而且所述请求再生转矩增加的情况下，限制所述再生转矩的变更。
此外，第四发明的主旨在于，在所述第三发明中，所述控制装置在所述横摆角速度控制被执行而且所述请求再生转矩减小的情况下，允许所述再生转矩的变更。
此外，第五发明的主旨在于，在所述第三发明或所述第四发明中，当所述横摆角速度控制结束时，所述控制装置执行结束时控制，所述结束时控制是使所述再生转矩以预先设定的恒定的变化量变化直至所述再生转矩与所述请求再生转矩一致为止的控制。
此外，第六发明的主旨在于，在所述第一发明至所述第五发明中的任一发明中，(a)在所述主驱动轮和所述副驱动轮的各轮的每一个设有制动力能单独调节的车轮制动器，(b)所述控制装置以所述实际的横摆角速度追随所述目标横摆角速度的方式控制所述车轮制动器的制动力和所述驱动力分配比。
根据第一发明的四轮驱动车辆，在所述横摆角速度控制被执行时执行所述再生控制的情况下，禁止所述再生控制，或者针对所述横摆角速度控制未被执行的情况而限制由所述再生控制产生的所述旋转机的再生转矩，因此能适当地抑制由所述再生控制所控制的再生转矩产生的对横摆角速度控制的影响，因此能抑制在所述横摆角速度控制中所述实际的横摆角速度对所述目标横摆角速度的追随性恶化。
根据第二发明的四轮驱动车辆，以补偿所述四轮驱动车辆的制动力的不足的方式控制设于所述各轮的所述车轮制动器的制动力，所述四轮驱动车辆的制动力的不足是与禁止所述再生控制或者针对所述横摆角速度控制未被执行的情况而限制由所述再生控制产生的所述再生转矩相伴产生的，因此能通过所述车轮制动器的制动力来抑制所述四轮驱动车辆的制动力的不足，并且能抑制所述实际的横摆角速度对所述目标横摆角速度的追随性恶化。
根据第三发明的四轮驱动车辆，在所述横摆角速度控制被执行时执行所述再生控制的情况下，在所述请求再生转矩增加的情况下，限制所述再生转矩的变更，因此由所述再生控制产生的对所述横摆角速度控制的影响被抑制。
根据第四发明的四轮驱动车辆，在所述横摆角速度控制被执行时执行所述再生控制的情况下，在所述请求再生转矩减小的情况下，允许所述再生控制，因此能适当地兼顾所述横摆角速度控制和所述再生控制。
根据第五发明的四轮驱动车辆，当所述横摆角速度控制结束时，执行结束时控制，所述结束时控制是使所述再生转矩以预先设定的恒定的变化量变化直至所述再生转矩与所述请求再生转矩一致为止的控制，因此能适当地抑制所述横摆角速度结束后的每单位时间变化的所述再生转矩的变化。
根据第六发明的四轮驱动车辆，在所述横摆角速度控制中，以所述实际的横摆角速度追随所述目标横摆角速度的方式控制所述车轮制动器的制动力和所述驱动力分配比，因此能使所述实际的横摆角速度适当地追随所述目标横摆角速度。
附图说明
以下，参照附图，对本发明的示例性实施例的特征、优点以及技术和工业意义进行说明，其中，相同的附图标记表示相同的元件，其中：
图1是表示应用了本发明的四轮驱动车辆的概略构成并且表示包括对四轮驱动车辆进行控制的电子控制装置的控制系统的概要的图。
图2是表示图1的变速器的概略构成的骨架图。
图3是图2的变速器的接合工作表。
图4是表示图2的无级变速器和有级变速器中的各旋转元件的转速的相对关系的共线图。
图5是用于对图1的分动器的构造进行说明的骨架图。
图6是表示用于有级变速器的变速控制的at挡位变速映射图和用于混合动力行驶和马达行驶的切换控制的动力源切换映射图的一个例子的图，也是表示各自的关系的图。
图7是用于对图1的电子控制装置的控制工作的主要部分进行说明的流程图，是用于对横摆角速度控制和再生控制被执行的情况下的再生控制的控制工作进行说明的流程图。
图8是表示图7所示的电子控制装置的控制工作被执行了的情况下的时间图的一个例子的图。
图9是用于对本发明的其他实施例的四轮驱动车辆所具备的分动器的构造进行说明的骨架图。
具体实施方式
以下，参照附图对本发明的实施例进行详细说明。
图1表示应用了本发明的四轮驱动车辆10的概略构成，并且示出了包括对四轮驱动车辆10进行控制的电子控制装置(控制装置)200的控制系统的概要。如图1所示，四轮驱动车辆10具备作为主驱动力源的发动机(驱动力源)12、左右一对前轮14l、14r、左右一对后轮16l、16r以及将来自发动机12的驱动力分别向前轮14l、14r和后轮16l、16r传递的动力传递装置18等。后轮16l、16r(在不特殊地加以区别的情况下称为后轮16)是在二轮驱动行驶中和四轮驱动行驶中均成为驱动轮的主驱动轮。此外，前轮14l、14r(在不特殊地加以区别的情况下称为前轮14)是在二轮驱动行驶中成为从动轮、在四轮驱动行驶中成为驱动轮的副驱动轮。四轮驱动车辆10是以前置发动机后轮驱动(fr：front-enginerear-wheel-drive)为基础的四轮驱动车。需要说明的是，后轮16对应于本发明的主驱动轮，前轮14对应于本发明的副驱动轮。
动力传递装置18具备：被配置为包括后述的第一旋转机(驱动力源)mg1和第二旋转机(驱动力源)mg2的混合动力用的变速器(transmission)20、分动器(驱动力分配装置)22、前传动轴24和后传动轴26、前轮侧差动齿轮装置28、后轮侧差动齿轮装置30、左右一对前轮车轴32l、32r以及左右一对后轮车轴34l、34r等。在动力传递装置18中，经由变速器20传递来的来自发动机12的驱动力从分动器22起依次经由后传动轴26、后轮侧差动齿轮装置30、后轮车轴34l、34r等向后轮16传递。此外，在动力传递装置18中，当传递至分动器22的来自发动机12的驱动力的一部分向前轮14侧分配时，该所分配的驱动力依次经由前传动轴24、前轮侧差动齿轮装置28、前轮车轴32l、32r等向前轮14传递。
图2是表示变速器20的概略构成的骨架图。就发动机12而言，通过后述的电子控制装置200来控制包括电子节气门、燃料喷射装置、点火装置等的发动机控制装置36(参照图1)，由此来控制作为发动机12的输出转矩的发动机转矩te。
变速器20具备第一旋转机mg1和第二旋转机mg2。第一旋转机mg1和第二旋转机mg2是具有作为电动机(马达)的功能和作为发电机(generator)的功能的旋转电力机械，是所谓的电动发电机。第一旋转机mg1和第二旋转机mg2可以成为四轮驱动车辆10的行驶用的驱动力源。第一旋转机mg1和第二旋转机mg2分别经由四轮驱动车辆10所具备的变换器38(参照图1)连接于四轮驱动车辆10所具备的电池40(参照图1)。就第一旋转机mg1和第二旋转机mg2而言，分别通过电子控制装置200来控制变换器38，由此来控制作为第一旋转机mg1的输出转矩的mg1转矩tg和作为第二旋转机mg2的输出转矩的mg2转矩tm。就旋转机的输出转矩而言，例如在正转的情况下，作为加速侧的正转矩是动力运行转矩，作为减速侧的负转矩是再生转矩。电池40是与第一旋转机mg1和第二旋转机mg2的每一个之间授受电力的蓄电装置。第一旋转机mg1和第二旋转机mg2设于作为装配于车身的非旋转构件的变速箱42内。需要说明的是，第一旋转机mg1和第二旋转机mg2对应于本发明的驱动力源。
变速器20具备在作为装配于车身的非旋转构件的变速箱42内串联配设于共同的第一旋转轴线cl1上的电动式无级变速器44和机械式有级变速器46等。电动式无级变速器44设于发动机12与机械式有级变速器46之间的动力传递路径。电动式无级变速器44直接地或经由未图示的阻尼器(damper)等间接地连结于发动机12。机械式有级变速器46设于电动式无级变速器44与分动器22之间的动力传递路径。机械式有级变速器46连结于电动式无级变速器44的输出侧。在变速器20中，从发动机12、第二旋转机mg2输出的动力向机械式有级变速器46传递，并从该机械式有级变速器46传递至分动器22。以下，将电动式无级变速器44称为无级变速器44，将机械式有级变速器46称为有级变速器46。需要说明的是，在不特殊地加以区别的情况下，动力也与转矩、力意义相同。无级变速器44和有级变速器46被配置为相对于第一旋转轴线cl1大致对称，在图2中省略了无级变速器44和有级变速器46的相对于第一旋转轴线cl1的下半部分。
无级变速器44具备：第一旋转机mg1；以及作为动力分配机构的差动机构52，将发动机12的动力机械地分配给第一旋转机mg1和作为无级变速器44的输出旋转构件的中间传递构件50。第二旋转机mg2以可传递动力的方式连结于中间传递构件50。第一旋转机mg1是被传递发动机12的动力的旋转机。无级变速器44是通过控制第一旋转机mg1的运转状态来控制差动机构52的差动状态的电动式无级变速器。无级变速器44作为电动的无级变速器来工作，在该无级变速器44中，作为发动机转速ne与mg2转速nm的比值的变速比γ0(＝ne/nm)变化，该发动机转速ne与成为输入旋转构件的连结轴48的转速的值相同，该mg2转速nm是成为输出旋转构件的中间传递构件50的转速。第一旋转机mg1是能对作为发动机12的转速的发动机转速ne进行控制的旋转机。需要说明的是，控制第一旋转机mg1的运转状态是进行第一旋转机mg1的运转控制。
差动机构52由单小齿轮型的行星齿轮装置构成，具备太阳轮s0、轮架ca0以及齿圈r0。发动机12经由连结轴48以可传递动力的方式连结于轮架ca0，第一旋转机mg1以可传递动力的方式连结于太阳轮s0，第二旋转机mg2以可传递动力的方式连结于齿圈r0。在差动机构52中，轮架ca0作为输入元件发挥功能，太阳轮s0作为反作用力元件发挥功能，齿圈r0作为输出元件发挥功能。
有级变速器46是构成中间传递构件50与分动器22之间的动力传递路径的自动变速器，是构成作为行驶用的驱动力源的发动机12、第一旋转机mg1以及第二旋转机mg2与驱动轮(14、16)之间的动力传递路径的一部分的自动变速器。中间传递构件50也作为有级变速器46的输入旋转构件发挥功能。此外，第二旋转机mg2与中间传递构件50以一体旋转的方式连结。有级变速器46例如是具备第一行星齿轮装置54和第二行星齿轮装置56这多组行星齿轮装置以及包括单向离合器f1在内的离合器c1、离合器c2、制动器b1、制动器b2这多个接合装置的公知的行星齿轮式的自动变速器。以下，在不特殊地加以区别的情况下，离合器c1、离合器c2、制动器b1以及制动器b2仅称为接合装置cb。
接合装置cb是由被液压致动器推压的多板式或单板式的离合器、制动器、被液压致动器拉紧的带式制动器等构成的液压式摩擦接合装置。就接合装置cb而言，通过从四轮驱动车辆10所具备的液压控制回路58(参照图1)输出的被调压后的接合装置cb的各液压分别对接合、释放等状态即工作状态进行切换。
就有级变速器46而言，第一行星齿轮装置54和第二行星齿轮装置56的各旋转元件直接地或经由接合装置cb、单向离合器f1间接地连结，或者连结于中间传递构件50、变速箱42或输出轴60。第一行星齿轮装置54的各旋转元件是太阳轮s1、轮架ca1、齿圈r1，第二行星齿轮装置56的各旋转元件是太阳轮s2、轮架ca2、齿圈r2。
有级变速器46是通过多个接合装置中的任意两个接合装置的接合来形成变速比(也称为齿轮传动比)γat(＝输入转速ni/输出转速no)不同的多个挡位(也称为变速挡)中的任一个变速挡的有级变速器。就是说，有级变速器46通过多个接合装置选择性地进行接合来切换挡位即执行变速。有级变速器46是择一地形成多个挡位的有级式的自动变速器。在本实施例中，将由有级变速器46形成的挡位称为at挡位。输入转速ni是作为有级变速器46的输入旋转构件的转速的有级变速器46的输入转速，与中间传递构件50的转速的值相同，此外，与作为第二旋转机mg2的转速的mg2转速nm的值相同。输入转速ni可以由mg2转速nm表示。输出转速no是作为有级变速器46的输出转速的输出轴60的转速，也是将无级变速器44和有级变速器46合起来的整体的变速器20的输出转速。
就有级变速器46而言，例如，如图3的接合工作表所示，作为多个at挡位，形成at1速挡位(图中的“第一挡”)至at4速挡位(图中的“第四挡”)这4挡前进用的at挡位。at1速挡位的变速比γat最大，越是高挡位侧的at挡位，变速比γat越小。此外，后退用的at挡位(图中的“后退挡”)例如通过离合器c1的接合且制动器b2的接合来形成。就是说，在进行后退行驶时，例如形成at1速挡位。图3的接合工作表是汇总了各at挡位与多个接合装置的各工作状态的关系的表。即，图3的接合工作表是汇总了各at挡位与在各at挡位分别被接合的接合装置即规定的接合装置的关系的表。在图3中，“○”表示接合，“△”表示在发动机制动时或有级变速器46的滑行降挡(coastdownshift)时接合，空栏表示释放。
就有级变速器46而言，通过后述的电子控制装置200来切换根据驾驶员(driver)的加速操作、车速v等而形成的at挡位，即选择性地形成多个at挡位。例如，在有级变速器46的变速控制中，通过释放侧接合装置cb的释放和接合侧接合装置cb的接合来执行变速，即执行所谓离合器到离合器(clutchtoclutch)变速。
此外，四轮驱动车辆10具备：单向离合器f0、作为机械式的油泵的mop62、未图示的电动式的油泵等。
单向离合器f0是能将轮架ca0固定为无法旋转的锁定机构。即，单向离合器f0是能将连结于发动机12的曲轴并且与轮架ca0一体地旋转的连结轴48固定于变速箱42的锁定机构。单向离合器f0对于作为发动机12的运转时的旋转方向的正转方向进行空转，另一方面，对于与发动机12的运转时相反的旋转方向机械地进行自动接合。因此，在单向离合器f0的空转时，发动机12被设为能与变速箱42进行相对旋转的状态。另一方面，在单向离合器f0的接合时，发动机12被设为无法与变速箱42进行相对旋转的状态。即，通过单向离合器f0的接合，发动机12被固定于变速箱42。如此，单向离合器f0允许作为发动机12的运转时的旋转方向的轮架ca0的正转方向的旋转而且阻止轮架ca0的反转方向的旋转。即，单向离合器f0是能允许发动机12的正转方向的旋转而且阻止反转方向的旋转的锁定机构。
mop62连结于连结轴48，与发动机12的旋转一起旋转并排出在动力传递装置18中使用的工作油oil。此外，未图示的电动式的油泵在发动机12的停止时即mop62的非驱动时被驱动。mop62、未图示的电动式的油泵所排出的工作油oil被作为源压力向液压控制回路58供给。接合装置cb通过被液压控制回路58从源压力进行调压后的各液压来切换工作状态。
图4是表示无级变速器44和有级变速器46中的各旋转元件的转速的相对关系的共线图。在图4中，与构成无级变速器44的差动机构52的三个旋转元件对应的三条纵线y1、y2、y3从左侧起依次是：表示与第二旋转元件re2对应的太阳轮s0的转速的g轴、表示与第一旋转元件re1对应的轮架ca0的转速的e轴、表示与第三旋转元件re3对应的齿圈r0的转速(即有级变速器46的输入转速)的m轴。此外，有级变速器46的四条纵线y4、y5、y6、y7从左起依次是：表示与第四旋转元件re4对应的太阳轮s2的转速的轴、表示与第五旋转元件re5对应的相互连结的齿圈r1和轮架ca2的转速(即输出轴60的转速)的轴、表示与第六旋转元件re6对应的相互连结的轮架ca1和齿圈r2的转速的轴、表示与第七旋转元件re7对应的太阳轮s1的转速的轴。纵线y1、y2、y3的相互的间隔根据差动机构52的齿轮比ρ0来确定。此外，纵线y4、y5、y6、y7的相互的间隔根据第一行星齿轮装置54、第二行星齿轮装置56的各齿轮比ρ1、ρ2来确定。在共线图的纵轴间的关系中，当太阳轮与轮架之间被设为与“1”对应的间隔时，轮架与齿圈之间被设为与行星齿轮装置的齿轮比ρ(＝太阳轮的齿数/齿圈的齿数)对应的间隔。
如果使用图4的共线图来表现，则在无级变速器44的差动机构52中被配置为：发动机12(参照图中的“eng”)连结于第一旋转元件re1，第一旋转机mg1(参照图中的“mg1”)连结于第二旋转元件re2，第二旋转机mg2(参照图中的“mg2”)连结于与中间传递构件50一体旋转的第三旋转元件re3，将发动机12的旋转经由中间传递构件50向有级变速器46传递。在无级变速器44中，通过横穿纵线y2的各直线l0e、l0m、l0r来表示太阳轮s0的转速与齿圈r0的转速的关系。
此外，在有级变速器46中，第四旋转元件re4经由离合器c1选择性地连结于中间传递构件50，第五旋转元件re5连结于输出轴60，第六旋转元件re6经由离合器c2选择性地连结于中间传递构件50并且经由制动器b2选择性地连结于变速箱42，第七旋转元件re7经由制动器b1选择性地连结于变速箱42。在有级变速器46中，根据接合装置cb的接合释放控制，通过横穿纵线y5的各直线l1、l2、l3、l4、lr来表示输出轴60中的“第一挡”、“第二挡”、“第三挡”、“第四挡”、“后退挡”的各转速。
由图4中的实线表示的直线l0e和直线l1、l2、l3、l4示出了能进行至少以发动机12作为驱动力源来行驶的混合动力行驶的混合动力行驶(＝hv行驶)模式下的前进行驶中的各旋转元件的相对速度。在该混合动力行驶模式下，在差动机构52中，当相对于输入至轮架ca0的正转矩的发动机转矩te，由第一旋转机mg1产生的负转矩即作为反作用力转矩的mg1转矩tg被输入至太阳轮s0时，在齿圈r0出现以正转的形式成为正转矩的发动机直达转矩td(＝te/(1 ρ0)＝－(1/ρ0)×tg)。并且，根据请求驱动力，发动机直达转矩td与mg2转矩tm的合计转矩作为四轮驱动车辆10的前进方向的驱动转矩，经由形成有at1速挡位至at4速挡位中的任一at挡位的有级变速器46向分动器22传递。第一旋转机mg1在以正转的形式产生负转矩的情况下作为发电机发挥功能。第一旋转机mg1的发电电力wg被充电至电池40，或者被第二旋转机mg2消耗。第二旋转机mg2使用发电电力wg的全部或一部分，或者除了发电电力wg之外还使用来自电池40的电力来输出mg2转矩tm。
由图4中的单点划线表示的直线l0m和由图4中的实线表示的直线l1、l2、l3、l4示出了马达行驶(＝ev行驶)模式下的前进行驶中的各旋转元件的相对速度，该马达行驶模式能在使发动机12的运转停止的状态下进行以第一旋转机mg1和第二旋转机mg2中的至少一方的旋转机作为驱动力源来行驶的马达行驶。作为马达行驶模式下的前进行驶中的马达行驶，例如包括仅以第二旋转机mg2作为驱动力源来行驶的单驱动马达行驶和将第一旋转机mg1和第二旋转机mg2一起作为驱动力源来行驶的双驱动马达行驶。在单驱动马达行驶中，轮架ca0被设为零旋转，对齿圈r0输入以正转的形式成为正转矩的mg2转矩tm。此时，连结于太阳轮s0的第一旋转机mg1被设为无负载状态，以反转的形式进行空转。在单驱动马达行驶中，单向离合器f0被释放，连结轴48未固定于变速箱42。
在双驱动马达行驶中，当在轮架ca0被设为零旋转的状态下，对太阳轮s0输入以反转的形式成为负转矩的mg1转矩tg时，单向离合器f0被自动接合，使得轮架ca0向反转方向的旋转被阻止。在轮架ca0通过单向离合器f0的接合被固定为无法旋转的状态下，由mg1转矩tg产生的反作用力转矩被输入至齿圈r0。除此之外，在双驱动马达行驶中，与单驱动马达行驶同样，对齿圈r0输入mg2转矩tm。如果在轮架ca0被设为零旋转的状态下对太阳轮s0输入了以反转的形式成为负转矩的mg1转矩tg时不输入mg2转矩tm，则也能进行由mg1转矩tg实现的单驱动马达行驶。在马达行驶模式下的前进行驶中，发动机12不被驱动，发动机转速ne被设为零，mg1转矩tg和mg2转矩tm中的至少一方的转矩作为四轮驱动车辆10的前进方向的驱动转矩，经由形成有at1速挡位至at4速挡位中的任一at挡位的有级变速器46向驱动轮(前轮14、后轮16)传递。在马达行驶模式下的前进行驶中，mg1转矩tg是反转且负转矩的动力运行转矩，mg2转矩tm是正转且正转矩的动力运行转矩。
由图4中的虚线表示的直线l0r和直线lr示出了马达行驶模式下的后退行驶中的各旋转元件的相对速度。在该马达行驶模式下的后退行驶中，对齿圈r0输入以反转的形式成为负转矩的mg2转矩tm，该mg2转矩tm作为四轮驱动车辆10的后退方向的驱动转矩，经由形成有at1速挡位的有级变速器46向驱动轮(前轮14、后轮16)传递。在四轮驱动车辆10中，在通过电子控制装置200形成了多个at挡位中的作为前进用的低挡位侧的at挡位的例如at1速挡位的状态下，使与前进行驶时的前进用的mg2转矩tm正负相反的后退用的mg2转矩tm从第二旋转机mg2输出，由此能进行后退行驶。在马达行驶模式下的后退行驶中，mg2转矩tm是反转且负转矩的动力运行转矩。需要说明的是，在混合动力行驶模式下，也能如直线l0r那样将第二旋转机mg2设为反转，因此能与马达行驶模式同样地进行后退行驶。
接着，对分动器22进行说明。图5是用于对分动器22的构造进行说明的骨架图。分动器22具备作为非旋转构件的分动箱64。如图5所示，分动器22在分动箱64内绕着共同的第一旋转轴线cl1而具备输入轴66、后轮侧输出轴68、前轮驱动用驱动链轮70、高低速切换机构72以及前轮驱动用离合器74。需要说明的是，输入轴66经由变速器20以可传递动力的方式连结于发动机12。此外，后轮侧输出轴68以可传递动力的方式连结于后传动轴26，后轮侧输出轴68将从发动机12经由变速器20传递至输入轴66的驱动力向后轮16输出。此外，前轮驱动用驱动链轮70以能与后轮侧输出轴68进行相对旋转的方式支承于后轮侧输出轴68。此外，高低速切换机构72作为使输入轴66的旋转变速并向后轮侧输出轴68传递的副变速器发挥功能。此外，前轮驱动用离合器74是多板的湿式离合器，前轮驱动用离合器74将传递至后轮侧输出轴68的驱动力的一部分传递至前轮驱动用驱动链轮70，即对从后轮侧输出轴68向前轮驱动用驱动链轮70传递的传递转矩进行调整。
此外，如图5所示，分动器22在分动箱64内绕着共同的第二旋转轴线cl2而具备前轮侧输出轴76和前轮驱动用从动链轮78。而且，分动器22具备前轮驱动用链条80和差速器锁定机构82。需要说明的是，前轮侧输出轴76以可传递动力的方式连结于前传动轴24。此外，前轮驱动用从动链轮78一体地设于前轮侧输出轴76。此外，前轮驱动用链条80分别挂于前轮驱动用驱动链轮70和前轮驱动用从动链轮78，将前轮驱动用驱动链轮70与前轮驱动用从动链轮78以可传递动力的方式连结。此外，差速器锁定机构82是选择性地将后轮侧输出轴68与前轮驱动用驱动链轮70连结的牙嵌式离合器(dogclutch)，差速器锁定机构82在差动状态与非差动状态之间选择性地进行切换，该差动状态是后传动轴26与前传动轴24之间的旋转差动不被限制的状态，该非差动状态是后传动轴26与前传动轴24之间的旋转差动被限制的状态。
如图5所示，高低速切换机构72具备单小齿轮型的行星齿轮装置84和高低速套筒86。行星齿轮装置84具有：太阳轮s，以可传递动力的方式连结于输入轴66；齿圈r，以无法绕着第一旋转轴线cl1旋转的方式连结于分动箱64；以及轮架ca，将与该太阳轮s和齿圈r啮合的多个小齿轮p支承为能自转且能绕着第一旋转轴线cl1公转。因此，在高低速切换机构72中，太阳轮s的转速相对于输入轴66等速，轮架ca的转速相对于输入轴66减速。需要说明的是，如图5所示，在太阳轮s的内周面形成有高挡位侧齿轮齿88，在轮架ca形成有与高挡位侧齿轮齿88直径相同的低挡位侧齿轮齿90。
高低速套筒86以能相对于后轮侧输出轴68在第一旋转轴线cl1方向进行相对移动且无法与后轮侧输出轴68进行相对旋转的方式花键嵌合于后轮侧输出轴68。此外，如图5所示，在高低速套筒86一体地具备拨叉连结部86a以及能分别与高挡位侧齿轮齿88和低挡位侧齿轮齿90啮合的外周齿86b。需要说明的是，在高低速切换机构72中，当高低速套筒86相对于后轮侧输出轴68在第一旋转轴线cl1方向移动，并且高低速套筒86的外周齿86b与高挡位侧齿轮齿88啮合时，形成将与输入轴66的旋转等速的旋转向后轮侧输出轴68传递的高速侧挡位h。此外，在高低速切换机构72中，当高低速套筒86相对于后轮侧输出轴68在第一旋转轴线cl1方向移动，并且高低速套筒86的外周齿86b与低挡位侧齿轮齿90啮合时，形成将相对于输入轴66的旋转减速后的旋转向后轮侧输出轴68传递的低速侧挡位l。
如图5所示，差速器锁定机构82具备锁定齿92和锁定套筒94。需要说明的是，锁定齿92一体地形成于前轮驱动用驱动链轮70的内周面。此外，锁定套筒94以能相对于后轮侧输出轴68在第一旋转轴线cl1方向进行相对移动且无法与后轮侧输出轴68进行相对旋转的方式花键嵌合于后轮侧输出轴68。需要说明的是，在锁定套筒94形成有能与锁定齿92啮合的外周齿94a。因此，在差速器锁定机构82中，当锁定套筒94相对于后轮侧输出轴68在第一旋转轴线cl1方向移动，并且锁定套筒94的外周齿94a与锁定齿92啮合时，后轮侧输出轴68与前轮驱动用驱动链轮70一体地旋转。
如图5所示，分动器22具备螺旋状(coil-shape)的第一弹簧96和螺旋状的第二弹簧98。第一弹簧96以被压缩的状态配设于高低速套筒86与锁定套筒94之间，第一弹簧96向使高低速套筒86与锁定套筒94相互远离的方向施力。第二弹簧98以被压缩的状态配设于形成于后轮侧输出轴68的凸部68a与锁定套筒94之间，第二弹簧98向使锁定套筒94远离锁定齿92的方向施力。需要说明的是，在分动器22中，当高低速套筒86的外周齿86b与低挡位侧齿轮齿90啮合时，锁定套筒94通过第一弹簧96的施加力而克服第二弹簧98的施加力地向接近锁定齿92的方向移动，从而锁定套筒94的外周齿94a与锁定齿92啮合。此外，在分动器22中，当高低速套筒86的外周齿86b与高挡位侧齿轮齿88啮合时，锁定套筒94通过第二弹簧98的施加力而克服第一弹簧96的施加力地向远离锁定齿92的方向移动，从而锁定套筒94的外周齿94a与锁定齿92分离。
如图5所示，前轮驱动用离合器74具备离合器毂100、离合器鼓102、摩擦接合元件104以及活塞106。离合器毂100以可传递动力的方式连结于后轮侧输出轴68。离合器鼓102以可传递动力的方式连结于前轮驱动用驱动链轮70。摩擦接合元件104具备第一摩擦板104a和第二摩擦板104b。需要说明的是，第一摩擦板104a以能相对于离合器毂100在第一旋转轴线cl1方向移动且无法绕着第一旋转轴线cl1与离合器毂100进行相对旋转的方式设于离合器毂100的外周侧。此外，第二摩擦板104b以能相对于离合器鼓102在第一旋转轴线cl1方向移动且无法绕着第一旋转轴线cl1与离合器鼓102进行相对旋转的方式设于离合器鼓102的内周侧。活塞106抵接于摩擦接合元件104而夹压第一摩擦板104a和第二摩擦板104b。
如图5所示，作为使高低速切换机构72、前轮驱动用离合器74以及差速器锁定机构82工作的装置，分动器22具备：电动马达108；螺旋机构110，将电动马达108的马达轴(未图示)的旋转运动转换为直线运动；以及传递机构112，将在螺旋机构110中进行直线运动的力分别向高低速切换机构72、前轮驱动用离合器74以及差速器锁定机构82传递。
如图5所示，螺旋机构110配置于与后轮侧输出轴68的轴心相同的第一旋转轴线cl1上，螺旋机构110具备螺旋轴构件114和螺母构件116。螺旋轴构件114经由蜗轮蜗杆118连结于电动马达108。此外，螺旋轴构件114以能绕着第一旋转轴线cl1与后轮侧输出轴68进行相对旋转的方式支承于后轮侧输出轴68。螺母构件116以能通过螺旋轴构件114绕着第一旋转轴线cl1旋转而相对于螺旋轴构件114在第一旋转轴线cl1方向移动的方式螺合于螺旋轴构件114。需要说明的是，蜗轮蜗杆118是具备与电动马达108的马达轴一体地形成的蜗杆120以及与螺旋轴构件114一体地形成的蜗轮122的齿轮副。通过如此构成，螺旋机构110将经由蜗轮蜗杆118传递至螺旋轴构件114的来自电动马达108的旋转转换为螺母构件116在第一旋转轴线cl1方向移动的直线运动。
在传递机构112中，如图5所示，具备第一传递机构112a、第二传递机构112b以及第三传递机构112c。第一传递机构112a将在螺旋机构110中螺母构件116在第一旋转轴线cl1方向进行直线运动的力传递至前轮驱动用离合器74的活塞106。需要说明的是，第一传递机构112a是配设于前轮驱动用离合器74的活塞106与螺母构件116之间的轴承。第二传递机构112b将在螺旋机构110中螺母构件116在第一旋转轴线cl1方向进行直线运动的力传递至高低速切换机构72的高低速套筒86。第二传递机构112b具备连结机构124、拨叉轴126以及拨叉128。需要说明的是，连结机构124将螺旋机构110的螺母构件116与拨叉轴126以可传递动力的方式连结。此外，拨叉轴126以能相对于分动箱64在与第一旋转轴线cl1平行的第三旋转轴线cl3方向进行相对移动的方式设于分动箱64内。此外，拨叉128分别连结于拨叉轴126和高低速套筒86的拨叉连结部86a。第三传递机构112c将在螺旋机构110中螺母构件116在第一旋转轴线cl1方向进行直线运动的力传递至差速器锁定机构82的锁定套筒94。第三传递机构112c具备上述的连结机构124、拨叉轴126和拨叉128、高低速套筒86、第一弹簧96以及第二弹簧98。
在以上这样构成的分动器22中，通过从电子控制装置200供给至电动马达108的电动马达控制指令信号sw来控制电动马达108的马达轴的旋转量，例如当螺旋机构110中的螺母构件116在第一旋转轴线cl1方向的位置被切换时，分动器22的工作状态依次被切换。
例如，当螺母构件116的位置被电动马达108切换至预先确定的l4l位置时，高低速套筒86的外周齿86b通过传递机构112而移动至与低挡位侧齿轮齿90啮合的位置。需要说明的是，如上所述，当高低速套筒86的外周齿86b与低挡位侧齿轮齿90啮合时，通过第一弹簧96和第二弹簧98的施加力，锁定套筒94的外周齿94a与锁定齿92啮合。因此，在分动器22中，当螺母构件116的位置为所述l4l位置时，在高低速切换机构72中形成低速侧挡位l，而且，在差速器锁定机构82中前传动轴24与后传动轴26之间的旋转差动被限制。
此外，当螺母构件116的位置被电动马达108切换至预先确定的h2位置时，高低速套筒86的外周齿86b与高挡位侧齿轮齿88啮合且活塞106移动至与前轮驱动用离合器74的摩擦接合元件104分离的位置。因此，在分动器22中，当螺母构件116的位置为所述h2位置时，在高低速切换机构72中形成高速侧挡位h，而且，前轮驱动用离合器74被释放。
此外，当螺母构件116的位置被电动马达108切换至预先确定的h4a位置时，高低速套筒86的外周齿86b与高挡位侧齿轮齿88啮合且活塞106移动至对前轮驱动用离合器74的摩擦接合元件104进行推压的位置。因此，在分动器22中，当螺母构件116的位置为所述h4a位置时，在高低速切换机构72中形成高速侧挡位h，而且，前轮驱动用离合器74被滑移接合。
此外，当螺母构件116的位置被电动马达108切换至预先确定的h4l位置时，高低速套筒86的外周齿86b与高挡位侧齿轮齿88啮合且活塞106移动至对前轮驱动用离合器74的摩擦接合元件104进行推压的位置。因此，在分动器22中，当螺母构件116的位置为所述h4l位置时，在高低速切换机构72中形成高速侧挡位h，而且，前轮驱动用离合器74被完全接合。
在如上所述构成的分动器22中，能将来自行驶中的驱动力源的驱动力从输入轴66传递至前轮14和后轮16，而且，通过由差速器锁定机构82在所述差动状态与所述非差动状态之间进行切换或者对前轮驱动用离合器74的转矩容量进行调节，能对从行驶中的驱动力源分别传递至前轮14和后轮16的驱动力的驱动力分配比进行调节，即能对作为从行驶中的驱动力源传递至后轮16的驱动力pr与从行驶中的驱动力源传递至后轮16和前轮14的总驱动力ptotal(ptotal＝pr pf)的比例的后轮侧分配率xr(xr＝pr/ptotal)进行调节。需要说明的是，上述“pf”是从行驶中的驱动力源传递至前轮14的驱动力。例如，在螺母构件116的位置为所述h2位置且活塞106不推压摩擦接合元件104的情况下，前轮驱动用离合器74的转矩容量成为零。此时，前轮驱动用离合器74被释放，后轮侧分配率xr成为1.0。换言之，分别传递至前轮14和后轮16的驱动力的驱动力分配比成为0(前轮)∶100(后轮)。另一方面，在螺母构件116的位置为所述h4a位置且活塞106推压摩擦接合元件104的情况下，前轮驱动用离合器74的转矩容量变得比零大，前轮驱动用离合器74的转矩容量越增加，后轮侧分配率xr越降低。并且，当螺母构件116的位置为所述h4l位置且前轮驱动用离合器74的转矩容量成为该前轮驱动用离合器74被完全接合的转矩容量时，后轮侧分配率xr成为0.5。换言之，分别传递至前轮14和后轮16的驱动力的驱动力分配比成为50(前轮)∶50(后轮)。此外，当螺母构件116的位置为所述l4l位置且在差速器锁定机构82中前传动轴24与后传动轴26之间的旋转差动被限制时，后轮侧分配率xr成为0.5。如此，对于分动器22，通过由差速器锁定机构82在所述差动状态与所述非差动状态之间进行切换或者对前轮驱动用离合器74的转矩容量进行调整，能在1.0～0.5之间对后轮侧分配率xr进行调整，即，能在0(前轮)∶100(后轮)～50(前轮)∶50(后轮)之间对分别传递至前轮14和后轮16的驱动力的驱动力分配比进行调整。需要说明的是，分动器22对应于本发明的驱动力分配装置。
返回图1，在四轮驱动车辆10中，具备在前轮14l、前轮14r和后轮16l、后轮16r产生制动力(制动转矩)的制动装置130，该制动装置130是作为常用制动器而公知的所谓盘式制动器。需要说明的是，如图1所示，在制动装置130设有：设于前轮14l的第一车轮制动器(车轮制动器)132、设于前轮14r的第二车轮制动器(车轮制动器)134、设于后轮16l的第三车轮制动器(车轮制动器)136、设于后轮16r的第四车轮制动器(车轮制动器)138以及制动致动器140等。
如图1所示，第一车轮制动器132具备：第一盘132a，固定设置于前轮车轴32l，与前轮14l的车轮一起旋转；以及第一卡钳132b，配设于构成连结于车身的悬架的构件等，根据制动踏板142的操作量从主缸144被供给制动液压br[mpa]，由此隔着制动垫块(未图示)来夹压第一盘132a。此外，第二车轮制动器134具备：第二盘134a，固定设置于前轮车轴32r，与前轮14r的车轮一起旋转；以及第二卡钳134b，配设于构成连结于车身的悬架的构件等，根据制动踏板142的操作量从主缸144被供给制动液压br，由此隔着制动垫块(未图示)来夹压第二盘134a。此外，第三车轮制动器136具备：第三盘136a，固定设置于后轮车轴34l，与后轮16l的车轮一起旋转；以及第三卡钳136b，配设于构成连结于车身的悬架的构件等，根据制动踏板142的操作量从主缸144被供给制动液压br，由此隔着制动垫块(未图示)来夹压第三盘136a。此外，第四车轮制动器138具备：第四盘138a，固定设置于后轮车轴34r，与后轮16r的车轮一起旋转；以及第四卡钳138b，配设于构成连结于车身的悬架的构件等，根据制动踏板142的操作量从主缸144被供给制动液压br，由此隔着制动垫块(未图示)来夹压第四盘138a。此外，制动致动器140例如具备产生制动液压br的源压力的液压泵、蓄液器以及对设于各车轮的卡钳132b、134b、136b、138b的制动液压br进行调压的多个电磁阀146等，制动致动器140是按照来自电子控制装置200的制动指令信号sb分别向各轮的卡钳132b、134b、136b、138b供给制动液压br并且对该供给的制动液压br进行调整控制的装置。就是说，设于制动装置130的第一车轮制动器132、第二车轮制动器134、第三车轮制动器136以及第四车轮制动器138能通过来自电子控制装置200的制动指令信号sb来单独地调整制动力。
此外，返回图1，四轮驱动车辆10具备作为包括与发动机12、无级变速器44、有级变速器46、分动器22以及制动装置130等的控制关联的四轮驱动车辆10的控制装置的控制器的电子控制装置200。图1是表示电子控制装置200的输入输出系统的图，还是对由电子控制装置200实现的控制功能的主要部分进行说明的功能框图。电子控制装置200例如被配置为包括具备cpu(centralprocessingunit：中央处理器)、ram(randomaccessmemory：随机存取存储器)、rom(readonlymemory：只读存储器)、输入输出接口等的所谓微型计算机，cpu利用ram的暂时存储功能并且按照预先存储于rom的程序进行信号处理，由此执行四轮驱动车辆10的各种控制。电子控制装置200根据需要被配置成分为发动机控制用、变速控制用等。需要说明的是，电子控制装置200对应于本发明的对驱动力源和驱动力分配装置进行控制的控制装置。
向电子控制装置200分别供给基于由四轮驱动车辆10所具备的各种传感器等(例如发动机转速传感器150、输出转速传感器152、mg1转速传感器154、mg2转速传感器156、旋转角度传感器158、加速器开度传感器160、节气门开度传感器162、差速器锁定选择开关164、g传感器166、电池传感器168、油温传感器170、制动操作量传感器172、横摆角速度传感器174、转向传感器176等)得到的检测值的各种信号等(例如发动机转速ne、与车速v对应的输出转速no、作为第一旋转机mg1的转速的mg1转速ng、作为输入转速ni的mg2转速nm、电动马达108的马达轴的旋转角度θ、作为表示驾驶员的加速操作的大小的驾驶员的加速操作量的加速器开度θacc、作为电子节气门的开度的节气门开度θth、表示从驾驶员是否有选择在差速器锁定机构82中后传动轴26与前传动轴24之间的旋转差动被限制的非差动状态(差速器锁定状态)的请求的接通/断开信号、四轮驱动车辆10的前后和左右加速度gx、gy、电池40的电池温度thbat、电池充放电电流ibat、电池电压vbat、作为工作油oil的温度的工作油温thoil、作为为了使车轮制动器132、134、136、138工作而由驾驶员操作的制动踏板142的操作量的制动操作量bra[％]、作为绕着四轮驱动车辆10的竖直轴的旋转角速度的横摆角速度ryaw、四轮驱动车辆10所具备的方向盘的转向角θsw等)。
从电子控制装置200向四轮驱动车辆10所具备的各装置(例如发动机控制装置36、变换器38、液压控制回路58、电动马达108、制动装置130等)分别输出各种指令信号(例如用于控制发动机12的发动机控制指令信号se、用于分别控制第一旋转机mg1和第二旋转机mg2的旋转机控制指令信号smg、用于控制接合装置cb的工作状态的液压控制指令信号sat、用于控制电动马达108的电动马达控制指令信号sw、用于控制制动装置130的制动指令信号sb等)。液压控制指令信号sat也是用于控制有级变速器46的变速的液压控制指令信号，例如是用于驱动各电磁阀等的指令信号，各电磁阀对向接合装置cb的各个液压致动器(离合器c1、离合器c2、制动器b1、制动器b2)供给的各液压pc1、pc2、pb1、pb2进行调压。电子控制装置200设定与各液压pc1、pc2、pb1、pb2的值对应的液压指令值，将与该液压指令值相应的驱动电流或驱动电压向液压控制回路58输出。制动指令信号sb是用于驱动电磁阀146的指令信号，该电磁阀146设于制动致动器140来控制第一卡钳132b、第二卡钳134b、第三卡钳136b以及第四卡钳138b的制动液压br。
为了实现四轮驱动车辆10中的各种控制，电子控制装置200具备作为有级变速控制单元发挥功能的有级变速控制部180、作为混合动力控制单元发挥功能的混合动力控制部182、作为四轮驱动控制单元发挥功能的四轮驱动控制部184、作为横摆角速度控制单元发挥功能的横摆角速度控制部186以及作为制动控制单元发挥功能的制动控制部188。
有级变速控制部180使用作为预先通过实验或通过设计求出并存储的关系即预先确定的关系的例如图6所示的at挡位变速映射图来进行有级变速器46的变速判断，并根据需要将用于执行有级变速器46的变速控制的液压控制指令信号sat向液压控制回路58输出。上述at挡位变速映射图例如是在以车速v和请求驱动力frdem为变量的二维坐标上具有用于判断有级变速器46的变速的变速线的规定的关系。在此，也可以使用输出转速no等来代替车速v。此外，也可以使用请求驱动转矩trdem、加速器开度θacc、节气门开度θth等来代替请求驱动力frdem。at挡位变速映射图中的各变速线是如实线所示的用于判断升挡的升挡线和如虚线所示的用于判断降挡的降挡线。
混合动力控制部182包含以下功能，即，作为控制发动机12的工作的发动机控制单元即发动机控制部的功能和作为经由变换器38控制第一旋转机mg1和第二旋转机mg2的工作的旋转机控制单元即旋转机控制部的功能，并且混合动力控制部182通过这些控制功能来执行由发动机12、第一旋转机mg1以及第二旋转机mg2实现的混合动力驱动控制等。混合动力控制部182将加速器开度θacc和车速v应用于作为预先确定的关系的例如驱动请求量映射图，由此计算出作为驱动请求量的请求驱动力frdem。作为所述驱动请求量，除了使用请求驱动力frdem[n]之外，还可以使用各驱动轮(前轮14、后轮16)中的请求驱动转矩trdem[nm]、各驱动轮中的请求驱动功率prdem[w]、输出轴60中的请求at输出转矩等。
混合动力控制部182考虑电池40的可充电电力win、可放电电力wout等，输出作为控制发动机12的指令信号的发动机控制指令信号se和作为控制第一旋转机mg1和第二旋转机mg2的指令信号的旋转机控制指令信号smg，以便实现基于请求驱动转矩trdem和车速v的请求驱动功率prdem。发动机控制指令信号se例如是输出此时的发动机转速ne下的发动机转矩te的发动机12的功率即发动机功率pe的指令值。旋转机控制指令信号smg例如是输出作为发动机转矩te的反作用力转矩的、指令输出时的mg1转速ng下的mg1转矩tg的第一旋转机mg1的发电电力wg的指令值，还是输出指令输出时的mg2转速nm下的mg2转矩tm的第二旋转机mg2的消耗电力wm的指令值。
电池40的可充电电力win是对电池40的输入电力的限制进行规定的可输入电力，电池40的可放电电力wout是对电池40的输出电力的限制进行规定的可输出电力。电池40的可充电电力win、可放电电力wout例如由电子控制装置200基于电池温度thbat和与电池40的充电量相当的充电状态值soc[％]来计算。电池40的充电状态值soc(stateofcharge：荷电状态)是表示电池40的充电状态的值，例如由电子控制装置200基于电池充放电电流ibat和电池电压vbat等来计算。
例如在使无级变速器44作为无级变速器工作而使无级变速器44和有级变速器46串联配置成的复合变速器63整体作为无级变速器工作的情况下，混合动力控制部182考虑发动机最佳燃料效率点等，以成为得到实现请求驱动功率prdem的发动机功率pe的发动机转速ne和发动机转矩te的方式控制发动机12并且控制第一旋转机mg1的发电电力wg，由此执行无级变速器44的无级变速控制而使无级变速器44的变速比γ0变化。作为该控制的结果，作为无级变速器工作的情况下的复合变速器63的变速比γt(γt＝γ0×γat)被控制。
例如在使无级变速器44像有级变速器那样变速而使复合变速器63整体像有级变速器那样变速的情况下，混合动力控制部182使用作为预先确定的关系的例如变速映射图来进行复合变速器63的变速判断，与由有级变速控制部180进行的有级变速器46的at挡位的变速控制合作，以使多个挡位选择性地成立的方式执行无级变速器44的变速控制。
混合动力控制部182根据行驶状态使马达行驶模式或混合动力行驶模式选择性地成立来作为行驶模式。例如，混合动力控制部182在处于请求驱动功率prdem小于预先确定的阈值的马达行驶区域的情况下，使马达行驶模式成立，另一方面，在处于请求驱动功率prdem成为预先确定的阈值以上的混合动力行驶区域的情况下，使混合动力行驶模式成立。图6的单点划线a是用于切换是将四轮驱动车辆10的行驶用的驱动力源至少设为发动机12还是将四轮驱动车辆10的行驶用的驱动力源仅设为第二旋转机mg2的边界线。即，图6的单点划线a是用于在混合动力行驶与马达行驶之间进行切换的混合动力行驶区域与马达行驶区域的边界线。具有如该图6的单点划线a所示的边界线的预先确定的关系是在以车速v和请求驱动力frdem为变量的二维坐标中构成的驱动力源切换映射图的一个例子。需要说明的是，在图6中，为了方便，将该驱动力源切换映射图与at挡位变速映射图一起示出。
即使在请求驱动功率prdem处于马达行驶区域时，在电池40的充电状态值soc小于预先确定的发动机起动阈值的情况下，混合动力控制部182也使混合动力行驶模式成立。马达行驶模式是在使发动机12停止的状态下通过第二旋转机mg2产生驱动转矩来行驶的行驶状态。混合动力行驶模式是在使发动机12运转的状态下行驶的行驶状态。所述发动机起动阈值是用于判断需要强制地起动发动机12来对电池40进行充电的充电状态值soc的预先确定的阈值。
在发动机12的运转停止时使混合动力行驶模式成立的情况下，混合动力控制部182进行起动发动机12的起动控制。在起动发动机12时，混合动力控制部182通过第一旋转机mg1使发动机转速ne上升，并且在发动机转速ne成为可点火的规定转速以上时进行点火，由此起动发动机12。即，混合动力控制部182通过第一旋转机mg1使发动机12起转(cranking)，由此起动发动机12。
四轮驱动控制部184对后轮侧分配率xr进行调节，该后轮侧分配率xr是从行驶中的驱动力源传递至后轮16的驱动力pr与从行驶中的驱动力源传递至前轮14和后轮16的总驱动力ptotal的比例(pr/ptotal)。例如，四轮驱动控制部184根据由输出转速传感器152、g传感器166等判断出的四轮驱动车辆10的行驶状态来控制电动马达108，从而例如调节前轮驱动用离合器74的转矩容量，由此，将后轮侧分配率xr调节为适当的值。需要说明的是，例如在驾驶员对差速器锁定选择开关164进行了操作的情况下，四轮驱动控制部184通过在差速器锁定机构82中限制后传动轴26与前传动轴24之间的旋转差动而将后轮侧分配率xr控制为0.5(即，将分别传递至前轮14和后轮16的驱动力的驱动力分配比控制为50(前轮)∶50(后轮))。
混合动力控制部182具备作为再生控制单元发挥功能的再生控制部190。在驾驶员对制动踏板142进行操作的车辆减速时，再生控制部190以得到与驾驶员对制动踏板142进行操作的制动操作量bra对应的目标减速度gtgt的方式，执行使第二旋转机mg2再生的再生控制。需要说明的是，所述再生控制以成为得到目标减速度gtgt的请求再生转矩tmdem的方式控制第二旋转机mg2的再生转矩tm。此外，请求再生转矩tmdem例如根据由制动操作量传感器172检测到的驾驶员的制动操作量bra，按照预先确定的关系来求出。
横摆角速度控制部186具备作为开始条件成立判定单元发挥功能的开始条件成立判定部186a和作为结束条件成立判定单元发挥功能的结束条件成立判定部186b。开始条件成立判定部186a判定开始由横摆角速度控制部186执行的横摆角速度控制的开始条件cds是否成立。例如，当横摆角速度偏差δryaw为预先确定的转向过度判定值以上、或者横摆角速度偏差δryaw为预先确定的转向不足判定值以下时，开始条件成立判定部186a判定为开始条件cds成立。需要说明的是，横摆角速度偏差δryaw是从由横摆角速度传感器174检测到的实际的横摆角速度ryaw减去了目标横摆角速度ryaw*而得到的值(δryaw＝ryaw－ryaw*)。此外，目标横摆角速度ryaw*基于转弯行驶中的转向角θsw和车速v等来计算。此外，所述转向过度判定值是用于判定转向过度的判定值，是正值。此外，所述转向不足判定值是用于判定转向不足的判定值，是负值。
结束条件成立判定部186b判定结束由横摆角速度控制部186执行的横摆角速度控制的结束条件cde是否成立。例如，在横摆角速度偏差δryaw小于所述转向过度判定值且大于所述转向不足判定值的情况下，而且，例如，当在横摆角速度控制中请求的第一车轮制动器132、第二车轮制动器134、第三车轮制动器136以及第四车轮制动器138的制动控制量为零的状态经过预先确定的规定时间时，结束条件成立判定部186b判定为结束条件cde成立。
当由开始条件成立判定部186a判定为开始条件cds成立时，横摆角速度控制部186执行横摆角速度控制，直至由结束条件成立判定部186b判定为结束条件cde成立为止，该横摆角速度控制以由横摆角速度传感器174检测到的实际的横摆角速度ryaw追随目标横摆角速度ryaw*的方式，例如与制动控制部188和四轮驱动控制部184等合作进行控制。例如，横摆角速度控制部186执行以实际的横摆角速度ryaw追随目标横摆角速度ryaw*的方式对第一车轮制动器132、第二车轮制动器134、第三车轮制动器136以及第四车轮制动器138的制动力和后轮侧分配率xr进行控制的横摆角速度控制。
再生控制部190具备作为限制单元发挥功能的限制部190a和作为结束时控制单元发挥功能的结束时控制部190b。当预先确定的第一条件cd1和预先确定的第二条件cd2分别成立时，限制部190a针对横摆角速度控制未被横摆角速度控制部186执行的情况而限制由被再生控制部190执行的再生控制产生的第二旋转机mg2的再生转矩tm。需要说明的是，当再生控制被再生控制部190执行时，第一条件cd1成立。此外，当横摆角速度控制被横摆角速度控制部186执行时，即当由开始条件成立判定部186a判定为开始条件cds成立且由结束条件成立判定部186b判定为结束条件cde未成立时，第二条件cd2成立。例如，当第一条件cd1和第二条件cd2分别成立时，限制部190a在由再生控制部190求出的请求再生转矩tmdem增加的情况下，即在由再生控制部190求出的本次的请求再生转矩tmdem_n相对于前一次的请求再生转矩tmdem_n-1向远离0(零)[nm]的方向变更的情况下，以再生转矩tm不变化的方式限制再生转矩tm的变更。此外，限制部190a在由再生控制部190求出的请求再生转矩tmdem减小的情况下，即在由再生控制部190求出的本次的请求再生转矩tmdem_n相对于前一次的请求再生转矩tmdem_n-1向接近0(零)[nm]的方向变更的情况下，以再生转矩tm成为请求再生转矩tmdem的方式允许再生转矩tm的变更。
当由横摆角速度控制部186执行的横摆角速度控制结束时，即当由结束条件成立判定部186b判定为结束条件cde成立时，结束时控制部190b执行结束时控制，该结束时控制是使再生转矩tm以例如不会因再生转矩tm的变化而带给驾驶员违和感的方式以预先设定的恒定的变化量hr向请求再生转矩tmdem变化，直至再生转矩tm与请求再生转矩tmdem一致为止的控制。需要说明的是，变化量hr是再生转矩tm每单位时间变化的变化量。此外，在结束时控制部190b中，当再生转矩tm与请求再生转矩tmdem一致时，结束所述结束时控制。
当由限制部190a限制由再生控制产生的第二旋转机mg2的再生转矩tm时，制动控制部188以补偿与限制再生转矩tm相伴产生的四轮驱动车辆10的制动力的不足的方式，控制第一车轮制动器132、第二车轮制动器134、第三车轮制动器136以及第四车轮制动器138的制动力。例如，当由限制部190a限制由再生控制产生的第二旋转机mg2的再生转矩tm时，制动控制部188以补偿根据请求再生转矩tmdem与再生转矩tm的差(tmdem－tm)求出的四轮驱动车辆10的制动力的不足的方式，控制第一车轮制动器132、第二车轮制动器134、第三车轮制动器136以及第四车轮制动器138的制动力。
图7是用于对电子控制装置200的控制工作的主要部分进行说明的流程图，是用于对横摆角速度控制和再生控制被执行的情况下的再生控制的控制工作进行说明的流程图。此外，图8是表示图7所示的电子控制装置200的控制工作被执行了的情况下的时间图的一个例子的图。需要说明的是，在图7的流程图中，将再生控制被执行时作为开始。
首先，在与开始条件成立判定部186a和结束条件成立判定部186b的功能对应的步骤(以下，省略“步骤”)s10中，判定横摆角速度控制是否被执行。在s10的判定为否定的情况下，即在横摆角速度控制未被执行的情况下，结束本例程。在s10的判定为肯定的情况下(图8的t1时间点至t2时间点)，即在横摆角速度控制被执行的情况下，执行与限制部190a的功能对应的s20。在s20中，例如在请求再生转矩tmdem增加的情况下，限制再生转矩tm的变更。
在图8的时间图中，在横摆角速度控制和再生控制被执行的t1时间点至t2时间点之间时，在请求再生转矩tmdem增加的情况下，以再生转矩tm不变化的方式限制再生转矩tm的变更，而在请求再生转矩tmdem减小的情况下，以再生转矩tm成为请求再生转矩tmdem的方式允许再生转矩tm的变更。需要说明的是，在图8的时间图的mg2转矩tm即再生转矩tm中，实线lj表示实际的再生转矩tm，虚线lh表示请求再生转矩tmdem。此外，如图8所示，在再生转矩tm的变更被限制时，车轮制动转矩即第一车轮制动器132、第二车轮制动器134、第三车轮制动器136以及第四车轮制动器138的制动力上升，从而补偿与再生转矩tm的变更被限制相伴产生的四轮驱动车辆10的制动力的不足。需要说明的是，如上所述，就第二旋转机mg2的mg2转矩tm而言，例如在正转的情况下，作为加速侧的正转矩是动力运行转矩，作为减速侧的负转矩是再生转矩，因此，上述的“请求再生转矩tmdem增加”表示mg2转矩tm的值在负侧变大，上述的“请求再生转矩tmdem减小”表示mg2转矩tm的值在负侧变小。
此外，在图8的时间图中，当横摆角速度控制结束(t2时间点)时，执行结束时控制，该结束时控制是使再生转矩tm以预先设定的恒定的变化量hr向请求再生转矩tmdem变化直至再生转矩tm与请求再生转矩tmdem一致为止的控制。需要说明的是，在图8的时间图中，t1时间点是横摆角速度控制开始时、即由开始条件成立判定部186a判定为开始条件cds成立时。此外，t2时间点是横摆角速度控制结束时、即由结束条件成立判定部186b判定为结束条件cde成立时。此外，t3时间点是结束时控制结束时、即再生转矩tm与请求再生转矩tmdem一致时。
如上所述，根据本实施例的四轮驱动车辆10，在横摆角速度控制被执行时执行再生控制的情况下，针对所述横摆角速度控制未被执行的情况而限制由所述再生控制产生的第二旋转机mg2的再生转矩tm，因此能适当地抑制由所述再生控制所控制的再生转矩tm产生的对横摆角速度控制的影响，因此能抑制在所述横摆角速度控制中实际的横摆角速度ryaw对目标横摆角速度ryaw*的追随性恶化。
此外，根据本实施例的四轮驱动车辆10，以补偿四轮驱动车辆10的制动力的不足的方式控制设于各轮的第一车轮制动器132、第二车轮制动器134、第三车轮制动器136以及第四车轮制动器138的制动力，所述四轮驱动车辆10的制动力的不足是与针对所述横摆角速度控制未被执行的情况而限制由所述再生控制产生的再生转矩tm相伴产生的，因此能通过第一车轮制动器132、第二车轮制动器134、第三车轮制动器136以及第四车轮制动器138的制动力来抑制四轮驱动车辆10的制动力的不足，并且能抑制实际的横摆角速度ryaw对目标横摆角速度ryaw*的追随性恶化。
此外，根据本实施例的四轮驱动车辆10，在所述横摆角速度控制被执行时执行所述再生控制的情况下，在请求再生转矩tmdem增加的情况下，限制再生转矩tm的变更，因此由所述再生控制产生的对所述横摆角速度控制的影响被抑制。
此外，根据本实施例的四轮驱动车辆10，在所述横摆角速度控制被执行时执行所述再生控制的情况下，在请求再生转矩tmdem减小的情况下，允许所述再生控制，因此能适当地兼顾所述横摆角速度控制和所述再生控制。
此外，根据本实施例的四轮驱动车辆10，当所述横摆角速度控制结束时，执行结束时控制，所述结束时控制是使再生转矩tm以预先设定的恒定的变化量hr变化直至再生转矩tm与请求再生转矩tmdem一致为止的控制，因此能适当地抑制所述横摆角速度结束后的每单位时间变化的再生转矩tm的变化。
此外，根据本实施例的四轮驱动车辆10，在所述横摆角速度控制中，以实际的横摆角速度ryaw追随目标横摆角速度ryaw*的方式控制第一车轮制动器132、第二车轮制动器134、第三车轮制动器136以及第四车轮制动器138的制动力和分动器22的后轮侧分配率xr，因此能使实际的横摆角速度ryaw适当地追随目标横摆角速度ryaw*。
接着，对本发明的其他实施例进行说明。需要说明的是，在以下的说明中，对实施例彼此共同的部分标注相同的附图标记并省略说明。
图9是对本发明的其他实施例(实施例2)的四轮驱动车辆进行说明的图，即是对该四轮驱动车辆所具备的分动器(驱动力分配装置)202进行说明的图。本实施例的四轮驱动车辆与实施例1的四轮驱动车辆10的不同点在于，分动器202的构造与实施例1的四轮驱动车辆10所具备的分动器22相比有所不同，其他与实施例1的四轮驱动车辆10大致相同。即，与实施例1的分动器22相比，分动器202不具备高低速切换机构72、差速器锁定机构82、第二传递机构112b以及第三传递机构112c，输入轴66与后轮侧输出轴68被一体地连结。
在如图9所示那样构成的分动器202中，能将来自行驶中的驱动力源的驱动力传递至作为主驱动轮的后轮16和作为副驱动轮的前轮14，而且，能通过调节前轮驱动用离合器74的转矩容量来调节分别传递至后轮16和前轮14的驱动力的驱动力分配比即后轮侧分配率xr。例如，在活塞106不推压摩擦接合元件104的情况下，前轮驱动用离合器74的转矩容量成为零。此时，前轮驱动用离合器74被释放，所述驱动力分配比成为0(前轮)∶100(后轮)，即后轮侧分配率xr成为1.0。另一方面，在活塞106推压摩擦接合元件104的情况下，前轮驱动用离合器74的转矩容量变得比零大，前轮驱动用离合器74的转矩容量越增加，后轮侧分配率xr越降低。并且，当前轮驱动用离合器74的转矩容量成为该前轮驱动用离合器74被完全接合的转矩容量时，所述驱动力分配比成为50(前轮)∶50(后轮)，即后轮侧分配率xr成为0.5。如此，对于分动器202，通过对前轮驱动用离合器74的转矩容量进行调整，能在0(前轮)∶100(后轮)～50(前轮)∶50(后轮)之间对所述驱动力分配比进行调整，即能在1.0～0.5之间对后轮侧分配率xr进行调整。
以上，基于附图对本发明的实施例进行了详细说明，但本发明也适用于其他方案。
例如，在上述的实施例1中，在限制部190a中，当第一条件cd1和第二条件cd2分别成立时，在由再生控制部190求出的请求再生转矩tmdem增加的情况下，以再生转矩tm不变化的方式限制了再生转矩tm的变更，但例如也可以是，当第一条件cd1和第二条件cd2分别成立时，禁止由再生控制部190执行的再生控制。即，也可以是，在图8的时间图中，当横摆角速度控制开始(t1时间点)时，使实线lj所示的再生转矩tm为零，直至横摆角速度控制结束(t2时间点)为止。此外，也可以是，当横摆角速度控制开始(t1时间点)时，使再生转矩tm以预先设定的恒定的变化量减小直至再生转矩tm成为零为止，并且使再生转矩tm为零直至横摆角速度控制结束(t2时间点)为止。通过这样变更限制部190a，在四轮驱动车辆10中，在横摆角速度控制被执行时执行再生控制的情况下，禁止所述再生控制，因此能适当地抑制由所述再生控制所控制的再生转矩tm产生的对横摆角速度控制的影响，因此能抑制在所述横摆角速度控制中实际的横摆角速度ryaw对目标横摆角速度ryaw*的追随性恶化。而且，在制动控制部188中，当由限制部190a禁止所述再生控制时，以补偿与禁止所述再生控制相伴产生的四轮驱动车辆10的制动力的不足的方式，控制第一车轮制动器132、第二车轮制动器134、第三车轮制动器136以及第四车轮制动器138的制动力，因此能通过第一车轮制动器132、第二车轮制动器134、第三车轮制动器136以及第四车轮制动器138的制动力来抑制四轮驱动车辆10的制动力的不足，并且能抑制实际的横摆角速度ryaw对目标横摆角速度ryaw*的追随性恶化。需要说明的是，当在所述横摆角速度控制过程中所述再生控制被禁止时，在横摆角速度控制部186中，对第一车轮制动器132、第二车轮制动器134、第三车轮制动器136以及第四车轮制动器138的制动力进行控制，由此，使实际的横摆角速度ryaw追随目标横摆角速度ryaw*。
此外，在上述的实施例1中，四轮驱动车辆10是将发动机12、第二旋转机mg2以及第一旋转机mg1作为驱动力源的混合动力形式的车辆，但本发明并不一定限定于混合动力形式的车辆。例如，即使是仅将旋转机作为驱动力源的电动汽车，也可以应用本发明。
此外，在上述的实施例1中，四轮驱动车辆10是以前置发动机后轮驱动(fr)为基础的四轮驱动车辆，但本发明并不一定限定于此。例如，也可以是以前置发动机前轮驱动(ff：front-enginefront-wheel-drive)为基础的四轮驱动车辆。需要说明的是，在以前置发动机前轮驱动为基础的四轮驱动车辆的情况下，前轮成为主驱动轮，后轮成为副驱动轮。此外，四轮驱动车辆10是根据行驶状态来在二轮驱动与四轮驱动之间进行切换的分时(part-time)式的四轮驱动车辆，但本发明并不一定限定于分时式的四轮驱动车辆，也可以是全时(full-time)式的四轮驱动车辆。例如，也可以是具备具有差动限制离合器的中央差动齿轮装置(中央差速器)的全时式的四轮驱动车辆。
此外，在上述的实施例1中，分动器22所具备的前轮驱动用离合器74的活塞106被配置为：当电动马达108旋转时，活塞106经由将旋转运动转换为直线运动的螺旋机构110来推压摩擦接合元件104，但本发明并不一定限定于该构成。例如，也可以被配置为：当电动马达108旋转时，活塞106经由滚珠凸轮(ballcam)来推压摩擦接合元件104。此外，也可以是活塞106由液压致动器驱动的构成。
需要说明的是，上述的方案仅是一个实施方式，本发明可以通过基于本领域技术人员的知识而施加了各种变更、改良的方案来实施。
1.一种四轮驱动车辆，具备旋转机来作为驱动力源，并且具备：驱动力分配装置，能将来自所述驱动力源的驱动力传递至主驱动轮和副驱动轮，而且能对从所述驱动力源分别传递至所述主驱动轮和所述副驱动轮的所述驱动力的驱动力分配比进行调节；以及控制装置，对所述驱动力源进行控制，所述四轮驱动车辆的特征在于，
所述控制装置在车辆减速时执行使所述旋转机再生的再生控制并且以所述四轮驱动车辆的实际的横摆角速度追随目标横摆角速度的方式控制所述驱动力分配比的横摆角速度控制被执行的情况下，禁止所述再生控制，或者针对所述横摆角速度控制未被执行的情况而限制由所述再生控制产生的所述旋转机的再生转矩。
2.根据权利要求1的四轮驱动车辆，其特征在于，
在所述主驱动轮和所述副驱动轮的各轮的每一个设有制动力能单独调节的车轮制动器，
所述控制装置以补偿所述四轮驱动车辆的制动力的不足的方式控制设于所述各轮的所述车轮制动器的制动力，所述四轮驱动车辆的制动力的不足是与禁止所述再生控制或者针对所述横摆角速度控制未被执行的情况而限制由所述再生控制产生的所述再生转矩相伴产生的。
3.根据权利要求1或2的四轮驱动车辆，其特征在于，
所述再生控制以所述再生转矩成为根据驾驶员的制动操作量求出的请求再生转矩的方式控制所述再生转矩，
所述控制装置在所述横摆角速度控制被执行而且所述请求再生转矩增加的情况下，限制所述再生转矩的变更。
4.根据权利要求3的四轮驱动车辆，其特征在于，
所述控制装置在所述横摆角速度控制被执行而且所述请求再生转矩减小的情况下，允许所述再生转矩的变更。
5.根据权利要求3或4的四轮驱动车辆，其特征在于，
当所述横摆角速度控制结束时，所述控制装置执行结束时控制，所述结束时控制是使所述再生转矩以预先设定的恒定的变化量变化直至所述再生转矩与所述请求再生转矩一致为止的控制。
6.根据权利要求1至5中任一项的四轮驱动车辆，其特征在于，
在所述主驱动轮和所述副驱动轮的各轮的每一个设有制动力能单独调节的车轮制动器，
所述控制装置以所述实际的横摆角速度追随所述目标横摆角速度的方式控制所述车轮制动器的制动力和所述驱动力分配比。
技术总结