动力装置的制作方法

本发明涉及一种对车辆的左右的车轮进行驱动的动力装置。

背景技术：

以往，作为这种动力装置，例如已知有专利文献1所公开的装置。该动力装置具备作为驱动源的内燃机、用于将内燃机的动力向左右的车轮传递的差动装置(差速齿轮)、用于调整左右的车轮的转矩的液压马达、及用于向液压马达供给液压的液压泵。液压马达具有彼此相对旋转自如的液压缸体及凸轮环，液压缸体与左车轮连结，凸轮环与右车轮连结。

另外，液压马达具有第一供排油路及第二供排油路，第一供排油路及第二供排油路分别经由第一连通油路及第二连通油路与滑阀类型的电磁切换阀的第一端口及第二端口连接。另外，电磁切换阀的阀芯在中立位置、第一工作位置及第二工作位置之间移动自如，电磁切换阀的第三端口及第四端口与液压泵及贮存器分别连接。第一端口～第四端口分别由单一的端口构成，电磁切换阀的动作由控制装置控制。

在以上结构的动力装置中，内燃机的驱动力经由差动装置向左右的车轮传递。另外，根据由传感器检测出的车辆的运转状态，将电磁切换阀的阀芯控制为中立位置、第一工作位置或第二工作位置。在将电磁切换阀的阀芯控制为中立位置时，液压泵与液压马达之间的液压的供排因电磁切换阀而停止，由此使液压马达的旋转输出无效化。另外，在将电磁切换阀的阀芯控制为第一工作位置或第二工作位置时，在液压缸体与凸轮环上施加有彼此相反方向的旋转力，由此，向左右的车轮分配的驱动力被变更。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2005-282597号公报

发明要解决的课题

如上述那样，在现有的动力装置中，电磁切换阀的第一端口～第四端口分别由单一的端口构成。因此，在各端口中流动的油的流量(流速)变得比较大，从而损失可能增大。另外，在因混入油的异物堵塞各端口、或使各端口变窄时，向液压马达供给的液压不足，由此，无法使动力装置适当地工作，因此无法获得高的鲁棒性。

技术实现要素：

本发明为了解决以上那样的课题而提出，其目的在于，提供一种能够降低由流体路切换机构产生的损失且能够提高坚牢性的动力装置。

用于解决课题的方案

为了实现上述的目的，技术方案1的发明为对车辆V的左右的车轮(实施方式中的(以下，在本方案中相同)左右的后轮WRL、WRR)进行驱动的动力装置1、51，其特征在于，所述动力装置具备：驱动源(旋转电机11)；差动装置(传递装置12、传递装置52)，其具有与驱动源机械连结的第一旋转要素(减速用太阳齿轮SD、内齿轮RD′)、与左右的车轮中的一方(左车轮WRL)机械连结的第二旋转要素(左太阳齿轮SL、太阳齿轮SD′)及与左右的车轮中的另一方(右车轮WRR)机械连结的第三旋转要素(右太阳齿轮SR、行星齿轮架CD′)；流体压力马达(液压马达13)，其构成为，具有与压力输送流体的流体压力供给源(液压泵14)分别连通的第一压力室13b及第二压力室13c，通过将流体压力向第一压力室13b供给，并且将被供给的流体压力向第二压力室13c排出，从而对第三旋转要素附加正的转矩，通过将流体压力向第二压力室13c供给，并且将被供给的流体压力向第一压力室13b排出，从而对第三旋转要素附加负的转矩；以及流体路切换机构(切换阀33a)，其配置在将流体压力供给源与第一压力室13b连通的流体路上及将流体压力供给源与第二压力室13c连通的流体路上，来对流体路的连通和隔断进行切换，流体路切换机构具有：第一构件(套筒33d)，其设有供与流体压力供给源连通的供给流体路(第一油路OL1)连接的第一连通口(流入端口pp)、供与第一压力室13b连通的第一流体路(第二油路OL2)连接的第二连通口(第一马达端口pm1)、供与第二压力室13c连通的第二流体路(第三油路OL3)连接的第三连通口(第二马达端口pm2)、及供与存积流体的存积部(贮存器31)连通的排出流体路(第四油路OL4)连接的第四连通口(回流端口pr)；以及第二构件(阀芯33e)，其相对于第一构件设置成能够移动到第一位置、第二位置及第三位置，并用于对第一连通口至第四连通口之间的连通状态及隔断状态进行切换，其中，供给流体路、第一流体路、第二流体路及排出流体路构成流体路，流体路切换机构构成为，在第二构件处于第一位置时，第一连通口与第二连通口成为连通状态，第一连通口与第三连通口成为连通状态，第二连通口与第四连通口成为隔断状态，并且第三连通口与第四连通口成为隔断状态，在第二构件处于第二位置时，第一连通口与第二连通口成为连通状态，第一连通口与第三连通口成为隔断状态，第二连通口与第四连通口成为隔断状态，并且第三连通口与第四连通口成为连通状态，在第二构件处于第三位置时，第一连通口与第二连通口成为隔断状态，第一连通口与第三连通口成为连通状态，第二连通口与第四连通口成为连通状态，并且第三连通口与第四连通口成为隔断状态，在第一构件中设有将第一连通口至第四连通口作为一组的多组连通口组。

根据该结构，通过将驱动源的驱动力经由差动装置的第一旋转要素～第三旋转要素向左右的车轮传递，从而驱动左右的车轮。另外，通过向流体压力马达的第一压力室供给来自流体压力供给源的流体压力，并且将被供给的流体压力向流体压力马达的第二压力室排出，从而从流体压力马达经由第三旋转要素向左右的车轮中的另一方附加正的转矩。另外，通过将来自流体压力供给源的流体压力向第二压力室供给，并且将被供给的流体压力向第一压力室排出，从而从流体压力马达经由第三旋转要素向左右的车轮中的另一方附加负的转矩。通过以上，在左右的车轮之间产生转矩差，因此能够提高车辆的转弯性、行驶稳定性。

另外，通过在将流体压力供给源与第一压力室连通的流体路上及将流体压力供给源与第二压力室连通的流体路上配置的流体路切换机构，来切换流体路的隔断及连通。该流体路切换机构具有第一构件及第二构件，在第一构件中设有供与流体压力供给源连通的供给流体路连接的第一连通口、供与流体压力马达的第一压力室连通的第一流体路连接的第二连通口、供与流体压力马达的第二压力室连通的第二流体路连接的第三连通口、及供与存积流体的存积部连通的排出流体路连接的第四连通口。另外，第二构件相对于第一构件设置成能够移动到第一位置、第二位置及第三位置，通过第二构件来变更第一连通口～第四连通口之间的连通状态及隔断状态。

在流体路切换机构中，在第二构件处于第一位置时，第一连通口与第二连通口成为连通状态，第一连通口与第三连通口成为连通状态，第二连通口与第四连通口成为隔断状态，并且第三连通口与第四连通口成为隔断状态。因此，通过使第二构件位于第一位置，从而能够将从流体压力供给源经由供给流体路供给到第一连通口的流体经由第二连通口及第一流体路向第一压力室适当供给，并且能够经由第三连通口及第二流体路向第二压力室适当供给。这样，由于能够向第一压力室及第二压力室这双方适当地供给流体压力，因此不会从流体压力马达向左右的车轮中的另一方积极附加转矩，由此，能够确保车辆的良好的直线前进性。

另外，在流体路切换机构中，在第二构件处于第二位置时，第一连通口与第二连通口成为连通状态，第一连通口与第三连通口成为隔断状态，第二连通口与第四连通口成为隔断状态，并且第三连通口与第四连通口成为连通状态。因此，通过使第二构件位于第二位置，从而能够将从流体压力供给源经由供给流体路供给到第一连通口的流体经由第二连通口及第一流体路向第一压力室适当供给，并且能够将供给到第一压力室的流体压力经由第二压力室、第二流体路、第三连通口、第四连通口及排出流体路向存积部适当排出，因此能够从流体压力马达向左右的车轮中的另一方适当附加正的转矩。

另外，在流体路切换机构中，在第二构件处于第三位置时，第一连通口与第三连通口成为连通状态，第一连通口与第二连通口成为隔断状态，第三连通口与第四连通口成为隔断状态，并且第二连通口与第四连通口成为连通状态。因此，通过使第二构件位于第三位置，从而能够将从流体压力供给源经由供给流体路供给到第一连通口的流体经由第三连通口及第二流体路向第二压力室适当供给，并且能够将供给到第二压力室的流体压力经由第一压力室、第一流体路、第二连通口、第四连通口及排出流体路向存积部适当排出，因此能够从流体压力马达向左右的车轮中的另一方适当附加负的转矩。

另外，与前述的以往的动力装置不同，设有将第一连通口～第四连通口作为一组的多组连通口组，各连通口设置多个，因此能够与之相应地减少在各连通口中流动的流体的流量(流速)，进而能够降低损失。另外，即便在因混入到流体中的异物将多组中的一组连通口堵塞或使其变窄这样的情况下，由于能够经由其他组的连通口将流体向流体压力马达供给，因此也能够使动力装置适当工作，能够提高其坚牢性。

技术方案2的发明在技术方案1所述的动力装置1、51的基础上，其特征在于，在第一构件的内周设置具有圆柱曲面的收容孔，第二构件形成为圆柱状，并且以能够旋转移动的方式插入收容孔，第一连通口至第四连通口与收容孔连通，第一连通口至第四连通口之间的连通程度及隔断程度根据第二构件的旋转移动位置而被调整，多组连通口组相对于以第二构件的旋转移动轴线为中心的圆周方向分散配置。

根据该结构，在第一构件的内周设置具有圆柱曲面的收容孔，第二构件形成为圆柱状，并且以能够旋转移动的方式插入收容孔。即，流体路切换机构由所谓的回转阀构成。另外，第一连通口～第四连通口与收容孔连通，第一连通口～第四连通口之间的连通程度及隔断程度根据第二构件的旋转移动位置而被调整。由此，仅通过流体路切换机构就能够进行流体的流路的切换、向第一压力室及第二压力室供给的流体压力的调整。因此，例如无需与流体路切换机构独立地设置压力调整用的控制阀，由此，能够实现动力装置的小型化及制造成本的削减。另外，根据上述结构，将第一连通口～第四连通口作为一组的多组连通口组相对于以第二构件的旋转移动轴线为中心的圆周方向分散配置，因此能够抑制流体压力以偏颇的状态作用于第二构件，因而，能够降低第二构件在工作时与第一构件之间的摩擦力。

技术方案3的发明在技术方案2所述的动力装置1、51的基础上，其特征在于，多组连通口组相对于以第二构件的旋转移动轴线为中心的圆周方向彼此等间隔配置。

根据该结构，将第一连通口～第四连通口作为一组的多组连通口组相对于以第二构件的旋转移动轴线为中心的圆周方向彼此等间隔配置。由此，能够使分别经由多个第一连通口～第四连通口而作用于第二构件的多个流体压力的力均朝向第二构件的旋转轴线，因此能够适当地降低第二构件在工作时与第一构件之间的摩擦力。

技术方案4的发明在技术方案1至3中任一项所述的动力装置1、51的基础上，其特征在于，在将流体压力供给源与第一压力室13b连通的流体路和将流体压力供给源与第二压力室13c连通的流体路中，共用供给流体路。

根据该结构，在将流体压力供给源与第一压力室连通的流体路和将流体压力供给源与第二压力室连通的流体路中，共用与第一连通口连接的供给流体路。由此，作为第一连通口，无需独立设置在第二构件处于第二位置时与第二连通口连通的连通口、及在第二构件处于第三位置时与第三连通口连通的连通口，因此能够与之相应地使流体路切换机构小型化。根据相同的理由，供给流体路为一个即可，因此能够与之相应地容易设置动力装置。

技术方案5的发明在技术方案1至4中任一项所述的动力装置1、51的基础上，其特征在于，在多组连通口组中包括第一连通口组及第二连通口组，作为第一连通口组的第四连通口和第二连通口组的第四连通口，共用相同的连通口。

根据该结构，在多组连通口组中包括第一连通口组及第二连通口组，作为第一连通口组的第四连通口和第二连通口组的第四连通口，共用相同的连通口，因此能够与之相应地使流体路切换机构小型化。根据相同的理由，使排出流体路的数量减少，因此能够与之相应地容易设置动力装置。

技术方案6的发明在技术方案1至5中任一项所述的动力装置1、51的基础上，其特征在于，流体路切换机构构成为，在第二构件处于第一位置时，使第二连通口与第三连通口成为连通状态。

如前述那样，流体压力马达构成为，对与左右的车轮中的另一方连结的第三旋转要素附加转矩。因此，例如在左右的车轮之间产生有转速差时，流体压力马达有时由左右的车轮中的至少一方的动力驱动，从而作为流体压力泵发挥功能。

根据上述结构，在第二构件处于第一位置时，供与第一压力室连通的第一流体路连接的第二连通口和供与第二压力室连通的第二流体路连接的第三连通口成为连通状态。由此，在左右的车轮之间产生有转速差时，能够使向作为流体压力泵发挥功能的流体压力马达的第一压力室及第二压力室中的一方吸入且从另一方喷出的流体在流体路切换机构、第一流体路及第二流体路中顺畅地循环，因此能够抑制因该流体的循环而经由流体压力马达在左右的车轮上产生的损失转矩。

技术方案7的发明在技术方案1至6中任一项所述的动力装置1、51的基础上，其特征在于，流体路切换机构还具有：驱动装置(致动器33b、ECU2)，其将第二构件从第一位置向第二位置驱动，并且从第一位置向第三位置驱动；以及复位机构(扭簧33c)，其使第二构件从第二位置向第一位置复位，并且从第三位置向第一位置复位。

根据该结构，第二构件由驱动装置从第一位置向第二位置驱动，并且从第一位置向第三位置驱动。另外，第二构件在复位机构的作用下从第二位置向第一位置复位，并且从第三位置向第一位置复位。由此，即便在驱动装置变得无法工作那样的情况下，通过使第二构件向第一位置复位，也不会从流体压力马达向左右的车轮中的另一方积极地附加转矩，因此能够防止产生使驾驶员感到不适感那样的车辆的横摆力矩的情况。

技术方案8的发明在技术方案1至7中任一项所述的动力装置1、51的基础上，其特征在于，第一位置至第三位置在第二构件相对于第一构件的移动方向上，按照第二位置、第一位置及第三位置的顺序排列。

如前述那样，在第二构件处于第一位置时，流体压力马达的转矩不会向左右的车轮中的另一方积极地附加。另外，通过使第二构件向第二位置移动，从而能够从流体压力马达向左右的车轮中的另一方附加正的转矩，并且通过使第二构件向第三位置移动，从而能够从流体压力马达向左右的车轮中的另一方附加负的转矩。根据上述的结构，第一位置～第三位置在第二构件相对于第一构件的移动方向上，按照第二位置、第一位置及第三位置的顺序进行排列，因此能够从未积极地附加来自流体压力马达的转矩的状态迅速地向积极地附加来自流体压力马达的转矩的状态转变。

技术方案9的发明在从属于技术方案5的技术方案8所述的动力装置1、51的基础上，其特征在于，作为第四连通口，针对多组连通口组中的一组连通口组而在第一构件上设有两个第四连通口，这两个第四连通口中的一方在第二构件处于第二位置时与第三连通口成为连通状态，两个第四连通口中的另一方在第二构件处于第三位置时与第二连通口成为连通状态，作为与第一连通口组的第四连通口连接的第一排出流体路和与第二连通口组的第四连通口连接的第二排出流体路，共用相同的排出流体路。

根据该结构，作为第四连通口，针对多组连通口组中的一组连通口组而设有两个第四连通口，两个第四连通口中的一方在第二构件处于第二位置时与第三连通口成为连通状态，另一方在第二构件处于第三位置时与第二连通口成为连通状态。这样，在一组连通口组中，独立设置与第二连通口连通的第四连通口和与第三连通口连通的第四连通口，因此能够提高第一连通口～第三连通口的配置的自由度。另外，作为与多组连通口组中的第一连通口组的第四连通口连接的第一排出流体路和与多组连通口组中的第二连通口组的第四连通口连接的第二排出流体路，共用相同的排出流体路，因此能够实现动力装置的小型化及其结构的简化。

技术方案10的发明在技术方案1至9中任一项所述的动力装置1、51的基础上，其特征在于，在第一构件上还设有第五连通口(LUB端口pl)，该第五连通口与动力传递构件(传递装置12)及/或冷却润滑流体路(第五油路OL5)连接，该动力传递构件与驱动源机械连结，该冷却润滑流体路与驱动源的被冷却部及/或被润滑部(冷却润滑系统CL)连通。

根据该结构，由于在第一构件上还设有第五连通口，该第五连通口与动力传递构件及/或冷却润滑流体路连接，该动力传递构件与驱动源机械连结，该冷却润滑流体路与驱动源的被冷却部及/或被润滑部连通，因此通过流体路切换机构，能够调整流体向被冷却部及/或被润滑部的供给。

技术方案11的发明在技术方案10所述的动力装置1、51的基础上，其特征在于，流体路切换机构构成为，在第二构件处于第一位置至第三位置时，使第一连通口与第五连通口成为连通状态。

根据该结构，在第二构件处于第一位置时、处于第二位置时、及处于第三位置时的任一情况下，第一连通口与第五连通口都成为连通状态，该第一连通口供与流体压力供给源连通的供给流体路连接，该第五连通口供与被冷却部及/或被润滑部连通的冷却润滑流体路连接，因此能够与向左右的车轮中的另一方的流体压力马达的转矩的附加状况无关地向冷却部及/或被润滑部供给流体。

技术方案12的发明在技术方案11所述的动力装置1、51的基础上，其特征在于，流体路切换机构构成为，使第二构件处于第二位置时及第二构件处于第三位置时的第一连通口与第五连通口之间的连通程度小于第二构件处于第一位置时的第一连通口与第五连通口之间的连通程度。

根据该结构，第二构件处于第二位置时及第二构件处于第三位置时的第一连通口与第五连通口之间的连通程度小于第二构件处于第一位置时的连通程度。由此，能够防止在通过使第二构件向第二位置或第三位置移动而附加有来自流体压力马达的转矩时，从流体压力供给源向冷却部及/或被润滑部过剩地供给流体的情况。

技术方案13的发明在技术方案10至12中任一项所述的动力装置1、51的基础上，其特征在于，流体路切换机构构成为，在第二构件处于第一位置时，第二连通口与第五连通口成为连通状态，并且第三连通口与第五连通口成为连通状态，在第二构件处于第二位置时，第二连通口与第五连通口成为连通状态，并且第三连通口与第五连通口成为隔断状态，在第二构件处于第三位置时，第二连通口与第五连通口成为隔断状态，并且第三连通口与第五连通口成为连通状态。

根据该结构，在第二构件处于第二位置时，与第一压力室连接的第二连通口和与被冷却部及/或被润滑部连接的第五连通口成为连通状态，并且与第二压力室连接的第三连通口和第五连通口成为隔断状态。另外，在第二构件处于第三位置时，第二连通口与第五连通口成为隔断状态，并且第三连通口与第五连通口成为连通状态。通过以上，在附加有来自流体压力马达的转矩时，能够将第一压力室或第二压力室与被冷却部及/或被润滑部之间隔断，因此能够更恰当地进行来自流体压力马达的转矩的附加。

技术方案14的发明在技术方案10至13中任一项所述的动力装置1、51的基础上，其特征在于，从正面观察第五连通口时的第五连通口的外缘形成为曲线状。

根据该结构，从正面观察第五连通口时的第五连通口的外缘形成为曲线状。因此，例如在流体路切换机构构成为根据第二构件相对于第一构件的移动位置来变更第一连通口与第五连通口的连通程度/隔断程度的情况下，能够抑制第一连通口与第五连通口的连通程度/隔断程度急剧变化的情况。

技术方案15的发明在技术方案1至14中任一项所述的动力装置1、51的基础上，其特征在于，流体压力供给源与驱动源机械连结。

根据该结构，将驱动源兼用作车辆的驱动源及流体压力供给源的驱动源，因此无需独立设置流体压力供给源的驱动源即可。

附图说明

图1是将第一实施方式的动力装置和适用了该动力装置的车辆一起简要表示的图。

图2是表示第一实施方式的动力装置的传递装置、车辆的左右的后轮的示意图。

图3是将空挡模式中的动力装置的液压回路、液压马达以剖开其一部分的方式简要表示的图。

图4是表示动力装置的液压泵的剖视图。

图5是表示液压泵的第二油室供给液压与泵喷出量的关系的一个例子的图。

图6是表示液压泵的泵喷出量与作用于弹簧的载荷的关系的一个例子的图。

图7是简要表示液压回路的切换装置的图。

图8是在阀芯旋转角度位置为中立位置的情况下将切换装置的套筒及阀芯的一部分沿周向展开而简要表示套筒的各端口与阀芯的第一连通槽及第二连通槽的位置关系的图。

图9是表示动力装置的ECU等的框图。

图10是将空挡模式中且液压马达的输出轴通过外力进行旋转的情况下的液压回路、液压马达以剖开其一部分的方式简要表示的图。

图11是将第一马达模式中的液压回路、液压马达以剖开其一部分的方式简要表示的图。

图12是在阀芯旋转角度位置为第一旋转角度位置的情况下将套筒及阀芯的一部分沿周向展开而简要表示套筒的各端口与阀芯的第一连通槽及第二连通槽的位置关系的图。

图13是将第二马达模式中的液压回路、液压马达以剖开其一部分的方式简要表示的图。

图14是在阀芯旋转角度位置为第二旋转角度位置的情况下将套筒及阀芯的一部分沿周向展开而简要表示套筒的各端口与阀芯的第一连通槽及第二连通槽的位置关系的图。

图15是将第一泵模式中的液压回路、液压马达以剖开其一部分的方式简要表示的图。

图16是将第二泵模式中的液压回路、液压马达以剖开其一部分的方式简要表示的图。

图17是表示阀芯旋转角度位置与各端口相对于第一连通槽及第二连通槽的连通面积的关系的图。

图18是简要表示车辆的行驶状态与图2的动力装置的动作模式的关系的一个例子的图。

图19是表示通常模式中且车辆的直线前进中的图2的动力装置的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的一个例子的速度共线图。

图20是用于说明通常模式中且车辆的直线前进中的左右的后轮的转矩的大小关系的图。

图21是表示通常模式中且车辆的左转弯中的图2的动力装置的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的一个例子的速度共线图。

图22是用于说明通常模式中且车辆的左转弯中的左右的后轮的转矩的大小关系的图。

图23是表示通常模式中且车辆的右转弯中的图2的动力装置的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的一个例子的速度共线图。

图24是表示AWD模式中且车辆的直线前进中的图2的动力装置的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的一个例子的速度共线图。

图25是用于说明AWD模式中且车辆的直线前进中的左右的后轮的转矩的大小关系的图。

图26是表示SH模式中且车辆的左转弯中的图2的动力装置的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的一个例子的速度共线图。

图27是用于说明SH模式中且车辆的左转弯中的车辆的左右的后轮的转矩的大小关系的图。

图28是表示SH模式中且车辆的右转弯中的图2的动力装置的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的一个例子的速度共线图。

图29是表示LSD模式中且车辆的左转弯中的图2的动力装置的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的一个例子的速度共线图。

图30是用于说明LSD模式中且车辆的左转弯中的车辆的左右的后轮的转矩的大小关系的图。

图31是表示LSD模式中且车辆的右转弯中的图2的动力装置的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的一个例子的速度共线图。

图32是表示不良路面行驶时LSD模式中且车辆的右后轮滑移的情况下的图2的动力装置的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的一个例子的速度共线图。

图33是用于说明不良路面行驶时LSD模式中且车辆的右后轮滑移的情况下的车辆的左右的后轮的转矩的大小关系的图。

图34是表示由ECU执行的处理的流程图。

图35是表示SH模式中的车速与液压泵的喷出量的关系的一个例子等的图。

图36是表示LSD模式中的车速与液压泵的喷出量的关系的一个例子等的图。

图37是表示不良路面行驶时LSD模式中的车速与液压泵的喷出量的关系的一个例子等的图。

图38是表示图2的动力装置的动作模式从通常模式向SH模式转变、再次转变成通常模式的情况下的各种参数的推移的一个例子的时序图。

图39是表示本发明的第二实施方式的动力装置及左右的后轮的示意图。

图40是表示通常模式中且车辆的直线前进中的图39的动力装置的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的一个例子的速度共线图。

图41是表示通常模式中且车辆的左转弯中的图39的动力装置的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的一个例子的速度共线图。

图42是表示AWD模式中且车辆的前进中的图39的动力装置的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的一个例子的速度共线图。

图43是表示SH模式中且车辆的左转弯中的图39的动力装置的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的一个例子的速度共线图。

图44是表示LSD模式中且车辆的左转弯中的图39的动力装置的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的一个例子的速度共线图。

图45是表示不良路面行驶时LSD模式中且车辆的左转弯中的图39的动力装置的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的一个例子的速度共线图。

图46是表示变形例的动力装置的各种旋转要素之间的转速的关系的一个例子的速度共线图。

具体实施方式

以下，参照附图，对本发明的优选实施方式进行详细说明。图1所示的车辆V是全轮驱动式的四轮车辆，在其前部设有作为驱动源的内燃机(以下称作“发动机”)3和用于对发动机3的动力进行变速的变速器4。发动机3是汽油发动机，其曲轴(未图示)与变速器4的输入轴(未图示)连结。变速器4是有级式自动变速器，其输出轴(未图示)经由前差速器FD与车辆V的前侧的左右的输出轴SFL、SFR连结。另外，在变速器4上设有作为车辆的驱动源的旋转电机，该旋转电机的输出轴(均未图示)与变速器4的输入轴连结。左右的输出轴SFL、SFR彼此呈同轴状配置，并且与车辆V的左右的前轮WFL、WFR分别连结。

发动机3、旋转电机的动力向变速器4的输入轴传递，在变速后的状态下向变速器4的输出轴输出，进而经由前差速器FD及左右的输出轴SFL、SFR向左右的前轮WFL、WFR传递。由此，左右的前轮WFL、WFR被驱动。

本发明的第一实施方式的动力装置1用于经由车辆V的后侧的左右的输出轴SRL、SRR来驱动车辆V的左右的后轮WRL、WRR。上述的左右的输出轴SRL、SRR彼此呈同轴状配置，并且与左右的后轮WRL、WRR分别连结。

如图2所示，动力装置1具备作为驱动源的旋转电机11、将旋转电机11的驱动力向左右的输出轴SRL、SRR传递的传递装置12、用于调整左右的后轮WRL、WRR的转矩的液压马达13、及用于向液压马达13供给液压的液压泵14。

旋转电机11例如是AC马达，具有由多个铁芯、线圈等构成的定子11a和由多个磁铁等构成的转子11b。旋转电机11与左右的输出轴SRL、SRR呈同轴状配置，并位于左右的后轮WRL、WRR之间。定子11a固定于不动的壳体CA，转子11b配置成与定子11a对置。另外，在转子11b上呈同轴状地安装有中空的旋转轴11c，两者11b、11c彼此一体地旋转自如。在转子11b及旋转轴11c的内侧嵌合有相对旋转自如的左输出轴SRL。

在旋转电机11中，当向定子11a供给电力时，供给的电力被转换为动力，并向转子11b输出。另外，当向转子11b输入动力时，该动力被转换为电力(发电)，并向定子11a输出。定子11a经由动力驱动装置(以下称作“PDU”)21与能够充电放电的蓄电池22电连接，在其与蓄电池22之间能够接受发送电能。PDU21由逆变器等电路构成，与动力装置1的后述的ECU2电连接(参照图9)。ECU2控制PDU21，从而控制向定子11a供给的电力、由定子11a发电的电力及转子11b的转速。

所述传递装置12由多个行星齿轮装置的组合构成，并具有由单小齿轮类型的行星齿轮装置构成的减速装置DG，且配置在旋转电机11与右后轮WRR之间。减速装置DG由减速用太阳齿轮SD、多个减速用双联小齿轮PGD(仅图示一个)、减速用内齿轮RD、及将各减速用双联小齿轮PGD支承为旋转自如且设置成旋转自如的行星齿轮架CD等构成。减速用双联小齿轮PGD由与减速用太阳齿轮SD啮合的减速用第一小齿轮PD1、及与减速用第一小齿轮PD1呈同轴状地设为一体且与减速用内齿轮RD啮合的减速用第二小齿轮PD2构成。

另外，减速用太阳齿轮SD呈同轴状地安装于前述的旋转电机11的旋转轴11c，与旋转轴11c及转子11b一体地旋转自如。减速用内齿轮RD固定于壳体CA，无法旋转。减速用第一小齿轮PD1的齿数被设定为比减速用第二小齿轮PD2的齿数小的值。通过以上的结构，旋转电机11的动力向减速用太阳齿轮SD传递，进而经由减速用第一小齿轮PD1及减速用第二小齿轮PD2，以规定的变速比进行了减速的状态向行星齿轮架CD传递。行星齿轮架CD呈同轴状地安装于所述液压泵14的输入轴14a，与输入轴14a一体地旋转自如。输入轴14a形成为中空状，在其内侧嵌合有相对旋转自如的旋转电机11的旋转轴11c。

另外，传递装置12还具有差动装置DS，差动装置DS由分别呈同轴状地安装于左右的输出轴SRL、SRR的左太阳齿轮SL及右太阳齿轮SR、及被上述行星齿轮架CD支承为旋转自如的多个左小齿轮PL及右小齿轮PR(分别仅图示一个)等构成。这样，行星齿轮架CD对于上述的减速用双联小齿轮PGD及左右的小齿轮PL、PR是共用的。左小齿轮PL与左太阳齿轮SL啮合，右小齿轮PR与左小齿轮PL啮合，并且与右太阳齿轮SR啮合。左右的太阳齿轮SL、SR没有彼此啮合。在图2中，出于方便，将右小齿轮PR描绘在从右太阳齿轮SR分离的位置，利用虚线来表示两者PR、SR彼此啮合。另外，左右的太阳齿轮SL、SR的齿数被设定为彼此相同的值。

另外，传递装置12还具有均为单小齿轮类型的第一行星齿轮装置PS1及第二行星齿轮装置PS2。第一行星齿轮装置PS1及第二行星齿轮装置PS2配置在前述的减速装置DG与右后轮WRR之间，从右侧依次排列。第一行星齿轮装置PS1由第一太阳齿轮S1、多个双联小齿轮PG1(仅图示两个)、第一内齿轮R1、及将各双联小齿轮PG1支承为旋转自如且设置成旋转自如的行星齿轮架C构成。双联小齿轮PG1由与第一太阳齿轮S1啮合的第一小齿轮P1A、及与第一小齿轮P1A呈同轴状地设为一体且与第一内齿轮R1啮合的第二小齿轮P2A构成。

第一太阳齿轮S1经由中空的轴及凸缘而固定于壳体CA，从而无法旋转。第一内齿轮R1经由中空的旋转轴及凸缘与前述的减速装置DG及差动装置DS的行星齿轮架CD呈同轴状地连结，并与行星齿轮架CD一体地旋转自如。另外，第一太阳齿轮S1的齿数ZS1、第一内齿轮R1的齿数ZR1、第一小齿轮P1A的齿数ZP1A及第二小齿轮P2A的齿数ZP2A以使下式(1)成立的方式设定。

ZS1·ZP2A＝ZR1·ZP1A……(1)

上述的第二行星齿轮装置PS2与第一行星齿轮装置PS1同样地构成，并由第二太阳齿轮S2、多个双联小齿轮PG2(仅图示两个)、第二内齿轮R2、及将各双联小齿轮PG2支承为旋转自如的旋转自如的行星齿轮架C构成。这样，行星齿轮架C对于第一行星齿轮装置PS1及第二行星齿轮装置PS2是共用的。双联小齿轮PG2由与第二太阳齿轮S2啮合的第一小齿轮P1B、及与第一小齿轮P1B呈同轴状地设为一体且与第二内齿轮R2啮合的第二小齿轮P2B构成。

第二太阳齿轮S2呈同轴状地安装于所述液压马达13的输出轴13a，并与输出轴13a一体地旋转自如。输出轴13a形成为中空状，在其内侧嵌合有相对旋转自如的右输出轴SRR，在其外侧嵌合有相对旋转自如的与第一太阳齿轮S1一体的中空的轴。第二内齿轮R2经由中空的旋转轴及凸缘与右输出轴SRR呈同轴状地连结，与右输出轴SRR一体地旋转自如。另外，将第二太阳齿轮S2的齿数设定为与第一太阳齿轮S1的齿数ZS1相同的值，将第二内齿轮R2的齿数设定为与第一内齿轮R1的齿数ZR1相同的值，将第一小齿轮P1B的齿数设定为与第一小齿轮P1A的齿数ZP1A相同的值，且将第二小齿轮P2B的齿数设定为与第二小齿轮P2A的齿数ZP2A相同的值。

液压马达13例如是叶片式液压马达，除了所述输出轴13a以外，还具有图3所示的第一压力室13b、第二压力室13c及旋转自如的转子13d。在转子13d上呈同轴状地安装有输出轴13a，并且呈放射状安装有多个叶片，两者13a、13d彼此一体地旋转自如。在液压马达13中，当将油向第一压力室13b供给时，通过被供给的油按压叶片，由此使转子13d及输出轴13a一体地绕图3的顺时针方向旋转，将被供给的油向第二压力室13c排出。与之相反，当将油向第二压力室13c供给时，通过被供给的油按压叶片，由此使转子13d及输出轴13a一体地绕图3的逆时针方向旋转，将被供给的油向第一压力室13b排出。

另外，液压马达13在转子13d由外力驱动时能够作为泵而发挥功能。在这种情况下，当转子13d及输出轴13a因外力绕图3的顺时针方向旋转时，将油向第一压力室13b吸入，并且将吸入的油从第二压力室13c喷出。与之相反，当转子13d及输出轴13a因外力绕图3的逆时针方向旋转时，将油向第二压力室13c吸入，并且将吸入的油从第一压力室13b喷出。在液压马达13作为泵而发挥功能时，伴随着油的吸入、喷出，在输出轴13a上作用有负的转矩。

如图4所示，液压泵14例如是叶片型的可变容量类型的泵，除所述输入轴14a以外，还具有外壳15、固定在外壳15内的接合环16、在接合环16内设置成沿径向移动自如的凸轮环17、在凸轮环17内设置成旋转自如的转子18、及固定于外壳15且将凸轮环17向径向施力的弹簧19。需要说明的是，在图4中，出于方便，将输入轴14a描绘为实心状。

转子18呈同轴状地固定于输入轴14a，相对于外壳15设置成无法移动且旋转自如，并在凸轮环17内以偏芯的状态设置。另外，在转子18上设有呈放射状地向外侧延伸的多个叶片18a，各叶片18a与凸轮环17的内周面接触，并且沿径向移动自如。需要说明的是，在图4中，出于方便，仅描绘出一个叶片18a的符号。

在凸轮环17与转子18之间划分出泵室17a，在泵室17a连通有吸入端口17b及喷出端口17c。吸入端口17b与图3所示的贮存器31连接，喷出端口17c与后述的第一油路OL1连接。在贮存器31中存积有油。另外，在接合环16与凸轮环17之间设有第一油室16a和第二油室16b，前者16a配置于弹簧19侧的部分，后者16b配置于与弹簧19相反侧的部分。另外，第一油室16a经由油路16c与喷出端口17c连通，第二油室16b与后述的第一分支油路BL1连接。

在以上结构的液压泵14中，当通过向输入轴14a输入外力而使输入轴14a与转子18一起旋转时，叶片18a以与凸轮环17的内周面接触的状态与转子18一起旋转。与之相伴，在泵室17a中的与吸入端口17b连通的一侧的部分，由叶片18a和凸轮环17划分出的空间的容积增大，由此，从吸入端口17b向泵室17a吸入贮存器31内的油。另外，伴随着转子18及叶片18a的旋转，在泵室17a中的与喷出端口17c连通的一侧的部分，由叶片18a和凸轮环17划分出的空间的容积减少，由此，将从吸入端口17b向泵室17a吸入的油向喷出端口17c喷出。在这种情况下，通过变更凸轮环17相对于转子18的偏心量(以下称作“凸轮环偏心量”)，从而来自液压泵14的油的喷出量(以下称作“泵喷出量”。(lit/sec))发生变化，凸轮环偏心量越大，泵喷出量变得越大。

在此，由上述的液压泵14的结构可知，使凸轮环偏心量增大的力包括弹簧19的作用力和向第一油室16a供给的液压所引起的力，使凸轮环偏心量减少的力包括泵室17a内的喷出端口17c侧的油的液压所引起的力和向第二油室16b供给的液压所引起的力。如前述那样，由于第一油室16a与喷出端口17c连通，因此上述力中的、向第一油室16a供给的液压的力与泵室17a内的喷出端口17c侧的油的液压的力彼此相等，彼此抵消。因而，凸轮环偏心量由弹簧19的作用力和向第二油室16b供给的液压所引起的力的平衡来决定，向第二油室16b供给的液压越高，凸轮环偏心量变得越小。

图5表示向第二油室16b供给的液压(以下称作“第二油室供给液压PO16b”)与泵喷出量QOP的关系。如该图所示，第二油室供给液压PO16b越高，凸轮环偏心量变得越小，由此泵喷出量QOP变得越小。在这种情况下，泵喷出量QOP在其最大值QOPMAX与最小值QOPMIN之间变化。另外，图6表示作用于弹簧19的载荷FSP与泵喷出量QOP的关系。如该图所示，作用于弹簧19的载荷FSP越大，即第二油室供给液压PO16b越高，泵喷出量QOP变得越小，将其斜率设定为比较小的值。其理由后述。

另外，液压泵14如前述那样为了向液压马达13供给液压而使用，并且也为了向冷却润滑系统CL供给冷却润滑用的油而使用。该冷却润滑系统CL用于对旋转电机11、传递装置12进行冷却润滑。另外，经由与第二油室16b连接的第一分支油路BL1，将从液压泵14向冷却润滑系统CL供给的液压的一部分向第二油室16b供给。由此，以使从液压泵14向冷却润滑系统CL供给的液压(以下称作“LUB液压”)成为规定值PREF(参照图38)的方式使泵喷出量QOP自动地变化。其详细内容后述。

另外，动力装置1还具备将液压马达13及冷却润滑系统CL与液压泵14连接的液压回路HC，如图3及图7所示，液压回路HC由第一油路OL1、第二油路OL2、第三油路OL3、第四油路OL4、第五油路OL5、及用于对第一油路OL1～第五油路OL5全体中的油的流路进行切换的切换装置33等构成。切换装置33具有切换阀33a、驱动切换阀33a的致动器33b、及扭簧33c。需要说明的是，在图3中，出于方便，将液压泵14的第二油室16b、凸轮环17及弹簧19简化地描绘在液压泵14的外侧。该情况对于后述的其他附图而言也是同样的。

切换阀33a由圆筒状的套筒33d、收容于套筒33d的阀芯33e等构成。需要说明的是，套筒33d的外形也可以不是圆形。在套筒33d的周壁上，将流入端口pp、回流端口pr、第一马达端口pm1、第二马达端口pm2及LUB端口pl分别各形成三个(合计三组)，套筒33d的内侧成为用于收容阀芯33e的收容孔33h。各端口pp、pr、pm1、pm2、pl在径向上开口，并且与收容孔33h连通，流入端口pp、回流端口pr、第一马达端口pm1及第二马达端口pm2在周向上绕图3的顺时针方向以pp、pm1、pr及pm2的顺序彼此等间隔(相同的角度间隔)排列。另外，图8中，将套筒33d及阀芯33e的一部分沿周向展开而简要示出各端口pp、pr、pm1、pm2、pl与阀芯33e的后述的第一连通槽33f及第二连通槽33g的位置关系。

如图8所示，流入端口pp、回流端口pr、第一马达端口pm1及第二马达端口pm2的与轴线方向正交的截面形成为沿周向较长的矩形形状。LUB端口pl的与轴线方向正交的截面形成为正圆状，其截面积小于流入端口pp、回流端口pr、第一马达端口pm1及第二马达端口pm2的截面积。另外，如图3及图8所示，流入端口pp及LUB端口pl分别配置在套筒33d的轴线方向的一端部及另一端部，且在轴线方向上配置成彼此重叠。另外，流入端口pp、回流端口pr、第一马达端口pm1、第二马达端口pm2及LUB端口pl从轴线方向的一端部侧朝向另一端部侧以pp、pm2、pm1、pr、pl的顺序配置。需要说明的是，由图3及图8可知，图3所示的切换阀33a的截面是沿着第一马达端口pm1、流入端口pp及第二马达端口pm2剖开而得到的面。

另外，三个流入端口pp彼此、三个第一马达端口pm1彼此、三个第二马达端口pm2彼此、三个回流端口pr彼此、及三个LUB端口pl彼此分别经由按端口形成在套筒33d上的沿周向延伸的连通孔(未图示)而相互连通。以下，对流入端口pp、第一马达端口pm1及第二马达端口pm2、回流端口pr及LUB端口pl进行统称，适当地称作“多个切换端口”。

另外，流入端口pp经由第一油路OL1与液压泵14的所述喷出端口17c连接，第一马达端口pm1经由第二油路OL2与液压马达13的第一压力室13b连接，第二马达端口pm2经由第三油路OL3与液压马达13的第二压力室13c连接。另外，回流端口pr经由第四油路OL4与贮存器31连接，LUB端口pl经由第五油路OL5与冷却润滑系统CL连接。

阀芯33e形成为圆柱状，并插入到套筒33d的收容孔33h中，在后述的图11所示的第一旋转角度位置与图13所示的第二旋转角度位置之间，以其轴线为中心旋转自如。由图3、图11及图13可知，第一旋转角度位置、中立位置及第二旋转角度位置沿套筒33d的周向依次排列。在阀芯33e的外周面上，用于使多个切换端口(pp、pm1、pm2、pr、pl)以规定的多个组合中的一个选择性相互连通的第一连通槽33f及第二连通槽33g分别各形成三个。第一连通槽33f及第二连通槽33g沿阀芯33e的周向交替且等间隔地配置，分别沿轴线方向延伸。如图8所示，将第一连通槽33f的LUB端口pl侧的部分的宽度设定为小于流入端口pp、第一马达端口pm1及第二马达端口pm2侧的部分的宽度。

另外，在阀芯33e上呈同轴状地安装有所述致动器33b及扭簧33c。阀芯33e在未被致动器33b驱动时，在扭簧33c产生的作用力的作用下，保持在图3所示的中立位置。致动器33b例如由DC马达构成，与所述ECU2电连接(参照图9)。

在以上结构的切换装置33中，通过来自ECU2的控制信号COSI使致动器33b工作，从而克服扭簧33c的作用力使阀芯33e旋转，由此将多个切换端口经由阀芯33e的第一连通槽33f及第二连通槽33g以规定的多个组合中的一个选择性相互连通，进而切换第一油路OL1～第五油路OL5中的油的流路。在这种情况下，通过调整阀芯33e的旋转角度位置，能够调整多个切换端口中的连通程度。其详细内容后述。

另外，在第五油路OL5上连接有第一分支油路BL1的一端部，第一分支油路BL1的另一端部与前述的液压泵14的第二油室16b连接。通过以上结构，向第二油室16b供给在第五油路OL5中流动的油的液压的一部分，由此，变更前述的液压泵14的凸轮环偏心量，从而使泵喷出量QOP变化。在这种情况下，例如，若通过增大从液压泵14向液压马达13供给的液压，来使从液压泵14经由第五油路OL5向冷却润滑系统CL供给的液压即LUB液压变得小于所述规定值PREF，则第二油室供给液压P16b(供给到第二油室16b的液压)与之相应地降低，从而增大凸轮环偏心量，由此使泵喷出量QOP增大。其结果是，LUB液压朝向所述规定值PREF增大。另一方面，例如，若通过减少从液压泵14向液压马达13供给的液压，来使LUB液压变得大于规定值PREF，则第二油室供给液压P16b与之相应地提高，从而减小凸轮环偏心量，由此使泵喷出量QOP减少。其结果是，使LUB液压朝向所述规定值PREF减少。

如以上那样，泵喷出量QOP与从液压泵14向液压马达13、冷却润滑系统CL供给的液压发生变化相对应，以使LUB液压成为规定值PREF的方式自动地变化。另外，在第一分支油路BL1的中途，设有用于调整第二油室供给液压P16b的节流孔34，该节流孔34、第一分支通路BL1及弹簧19等各种构成要素以能够得到上述的动作的方式构成。另外，参照图6如前述那样，将泵喷出量QOP相对于作用于弹簧19的载荷FSP的斜率设定为较小的值，其理由以下这样。即，虽然详细内容后述，但液压泵14通过向其输入轴14a传递左右的后轮WRL、WRR的转矩而被驱动(参照图19)。因此，防止伴随着由车辆V的车速的变化引起的泵喷出量QOP的变化而使凸轮环偏心量急剧变化的情况，由此，用于防止产生泵喷出量QOP的波动。

另外，在第五油路OL5的比与第一分支油路BL1连接的连接部靠LUB端口pl侧的部分，连接有第二分支油路BL2的一端部，第二分支油路BL2的另一端部与第四油路OL4连接。在第二分支油路BL2的中途设有止回阀35，止回阀35允许从第五油路OL5侧向第四油路OL4侧的油的流入，阻止从第四油路OL4侧向第五油路OL5侧的油的流入。上述的第二分支油路BL2及止回阀35构成溢流回路，当在第五油路OL5中流动的油的液压变得比较高时，将油向第四油路OL4放出，由此防止液压回路HC内的液压的过大化。另外，在第五油路OL5的比与第一分支油路BL1连接的连接部分靠冷却润滑系统CL侧的部分，设有用于调整向冷却润滑系统CL供给的油的液压的节流孔36。

另外，在用于经由液压回路HC控制液压马达13的控制模式中，包括空挡模式、第一马达模式、第二马达模式、第一泵模式及第二泵模式。以下，参照图3、图8及图10～图16，对上述的控制模式中的液压马达13及液压回路HC的动作进行说明。

[空挡模式(参照图3、图8及图10)]

空挡模式是没有通过来自液压泵14的液压使液压马达13工作而将液压马达13控制为空挡状态的控制模式。空挡模式中，将切换装置33的阀芯33e的旋转角度位置(以下称作“阀芯旋转角度位置”)θVA控制为图3所示的中立位置。如图3及图8所示，在空挡模式中，流入端口pp、第一马达端口pm1、第二马达端口pm2及LUB端口pl和与贮存器31连通的回流端口pr之间由阀芯33e隔断，并且流入端口pp、第一马达端口pm1、第二马达端口pm2及LUB端口pl经由阀芯33e的第一连通槽33f相互连通。

通过以上，如图3所示，来自液压泵14的油的一部分经由第一油路OL1、流入端口pp、LUB端口pl及第五油路OL5向冷却润滑系统CL供给。在图3及后述的其他附图中，沿着各油路描绘的箭头表示油的流动。另外，从液压泵14经由第一油路OL1供给到流入端口pp的油的剩余部分经由第一马达端口pm1及第二油路OL2，向液压马达14的第一压力室13b供给，并且经由第二马达端口pm2及第三油路OL3，向液压马达13的第二压力室13c供给。

以上的结果是，在空挡模式中，向第一压力室13b及第二压力室13c供给的油的液压彼此成为相同的大小，由此成为液压马达13的转子13d及输出轴13a未被来自液压泵14的液压驱动而能够通过输入的外力自由旋转的空挡状态。

另外，图10表示在空挡模式中液压马达13的输出轴13a通过外力绕该图的顺时针方向旋转的情况下的液压回路HC、液压马达13等。如该图所示，在这种情况下，也将从液压泵14供给到流入端口pp的油的一部分向冷却润滑系统CL供给。另一方面，从液压泵14供给到流入端口pp的油的剩余部分经由第一马达端口pm1及第二油路OL2向液压马达14的第一压力室13b供给。供给到第一压力室13b的油向第二压力室13c排出，进而经由第三油路OL3、第二马达端口pm2、第一马达端口pm1流入第二油路OL2。这样，在空挡模式中，在液压马达13的输出轴13a通过外力绕图10的顺时针方向旋转的情况下，从液压泵14供给到流入端口pp的油的剩余部分依次在第二油路OL2、液压马达13、第三油路OL3及切换阀33a中循环。

另一方面，在空挡模式中，在液压马达13的输出轴13a通过外力绕图10的逆时针方向旋转的情况下，从液压泵14供给到流入端口pp的油的剩余部分依次在第三油路OL3、液压马达13、第二油路OL2及切换阀33a中循环(省略图示)。需要说明的是，在空挡模式中，在液压马达13的输出轴13a通过外力进行了旋转时，在第二油路OL2内的液压与第三油路OL3内的液压之间产生压差，由此在输出轴13a上作用有负的转矩。以下，将该负的转矩称作“液压马达摩擦转矩”。需要说明的是，液压马达摩擦转矩是通过油在第二油路OL2及第三油路OL3、液压马达13及切换阀33a中循环而产生的，非常小。

如以上那样，在空挡模式中，第二油路OL2、第三油路OL3及液压马达13的第一压力室13b及第二压力室13c被保持为填充有来自液压泵14的油的状态。

[第一马达模式(参照图11、图12及图17)]

第一马达模式是通过来自液压泵14的液压使液压马达13的输出轴13a绕图11的顺时针方向旋转的控制模式。第一马达模式中，将阀芯旋转角度位置θVA控制为比上述的中立位置靠图11所示的第一旋转角度位置侧的位置。如图11及图12所示，第一马达模式中，在将阀芯旋转角度位置θVA控制为第一旋转角度位置时，流入端口pp、第一马达端口pm1及LUB端口pl与第二马达端口pm2及回流端口pr之间由阀芯33e隔断，流入端口pp、第一马达端口pm1及LUB端口pl经由第一连通槽33f相互连通，并且第二马达端口pm2及回流端口pr经由第二连通槽33g相互连通。

通过以上，如图11所示，与空挡模式的情况同样，来自液压泵14的油的一部分经由第一油路OL1、流入端口pp、LUB端口pl及第五油路OL5向冷却润滑系统CL供给。另外，从液压泵14经由第一油路OL1供给到流入端口pp的油的剩余部分经由第一马达端口pm1及第二油路OL2向液压马达14的第一压力室13b供给，由此，使转子13d及输出轴13a绕图11的顺时针方向旋转。供给到第一压力室13b的油向第二压力室13c排出，进而经由第三油路OL3、第二马达端口pm2、回流端口pr及第四油路OL4向贮存器31排出。

另外，图17表示阀芯旋转角度位置θVA与各端口pp、pm1、pm2、pr、pl相对于第一连通槽33f及第二连通槽33g的连通程度(连通面积)的关系。在图17中，P-ML是第一马达端口pm1相对于第一连通槽33f的连通面积(以下称作“33f-pm1间连通面积”)，MR-R是第二马达端口pm2相对于第二连通槽33g的连通面积(以下称作“33g-pm2间连通面积”)。另外，P-MR是第二马达端口pm2相对于第一连通槽33f的连通面积(以下称作“33f-pm2间连通面积”)，ML-R是第一马达端口pm1相对于第二连通槽33g的连通面积(以下称作“33g-pm1间连通面积”)，P-L是LUB端口pl相对于第一连通槽33f的连通面积(以下称作“33f-pl间连通面积”)。另外，阀芯旋转角度位置θVA＝0表示阀芯33e处于中立位置(参照图3)，θVA1是第一旋转角度位置，θVA2是第二旋转角度位置。

根据图12与图8的比较可知，另外如图17所示，第一马达模式中，阀芯旋转角度位置θVA越是比中立位置靠第一旋转角度位置θVA1侧，33f-pm1间连通面积P-ML变得越大，经由第一连通槽33f的流入端口pp与第一马达端口pm1之间的连通程度变得越大，由此使向第一压力室13b供给的油的量变得更多。另外，第一马达模式中，阀芯旋转角度位置θVA越靠第一旋转角度位置θVA1侧，33g-pm2间连通面积MR-R变得越大，经由第二连通槽33g的第二马达端口pm2与回流端口pr之间的连通程度变得大于阀芯旋转角度位置θVA处于中立位置时的连通程度，由此从第二压力室13c排出的油的量变得更多。另外，向第一压力室13b供给的油的液压与从第二压力室13c排出的油的液压的压差越大，向液压马达13的输出轴13a输出的输出转矩变得越大。通过以上，第一马达模式中，阀芯旋转角度位置θVA越靠第一旋转角度位置θVA1侧，液压马达13的输出转矩变得越大。

另一方面，第一马达模式中，阀芯旋转角度位置θVA越靠第一旋转角度位置θVA1侧，33f-pl间连通面积P-L变得越小，经由第一连通槽33f的流入端口pp与LUB端口pl之间的连通程度变得越小，由此从液压泵14向冷却润滑系统CL供给的油的量减少。由此，也使从液压泵14向液压马达13的第一压力室13b供给的油的量变得更多。

另外，第一马达模式中，与空挡模式的情况相比较，从液压泵14向液压马达13供给的油的量变得更多，因此LUB液压(从液压泵14向冷却润滑系统CL供给的液压)变得小于规定值PREF，并且液压泵14的第二油室供给液压P16b减小。由此，在第一马达模式中，与空挡模式的情况相比较，液压泵14的凸轮环偏心量自动地增大，弹簧19成为伸长的状态，并且使液压泵14的泵喷出量QOP变得更大。

[第二马达模式(参照图13、图14及图17)]

第二马达模式是通过来自液压泵14的液压使液压马达13的输出轴13a绕图13的逆时针方向旋转的控制模式。第二马达模式中，将阀芯旋转角度位置θVA控制为比前述的中立位置靠图13所示的第二旋转角度位置θVA2侧的位置。如图13及图14所示，第二马达模式中，在将阀芯旋转角度位置θVA控制为第二旋转角度位置θVA2时，流入端口pp、第二马达端口pm2及LUB端口pl与第一马达端口pm1及回流端口pr之间由阀芯33e隔断，流入端口pp、第二马达端口pm2及LUB端口pl经由第一连通槽33f相互连通，并且第一马达端口pm1及回流端口pr经由第二连通槽33g相互连通。

通过以上，如图13所示，与空挡模式的情况同样，来自液压泵14的油的一部分经由第一油路OL1、流入端口pp、LUB端口pl及第五油路OL5向冷却润滑系统CL供给。另外，从液压泵14经由第一油路OL1供给到流入端口pp的油的剩余部分经由第二马达端口pm2及第三油路OL3向液压马达14的第二压力室13c供给，由此，使转子13d及输出轴13a绕图13的逆时针方向旋转。供给到第二压力室13c的油向第一压力室13b排出，进而经由第二油路OL2、第一马达端口pm1、回流端口pr及第四油路OL4向贮存器31排出。

根据图14与图8的比较可知，另外如图17所示，第二马达模式中，阀芯旋转角度位置θVA越是比中立位置靠第二旋转角度位置θVA2侧，33f-pm2间连通面积P-MR变得越大，经由第一连通槽33f的流入端口pp与第二马达端口pm2之间的连通程度变得越大，由此向第二压力室13c供给的油的量变得更多。另外，第二马达模式中，阀芯旋转角度位置θVA越靠第二旋转角度位置θVA2侧，33g-pm1间连通面积ML-R变得越大，经由第二连通槽33g的第一马达端口pm1与回流端口pr之间的连通程度变得大于阀芯旋转角度位置θVA处于中立位置时的连通程度，由此使从第一压力室13b排出的油的量变得更多。另外，向第二压力室13c供给的油的液压与向第一压力室13b排出的油的液压的压差越大，向液压马达13的输出轴13a输出的输出转矩变得越大。通过以上，第二马达模式中，阀芯旋转角度位置θVA越靠第二旋转角度位置θVA2侧，液压马达13的输出转矩变得越大。

另一方面，第二马达模式中，阀芯旋转角度位置θVA越靠第二旋转角度位置θVA2侧，与第一马达模式的情况同样，33f-pl间连通面积P-L变得越小，经由第一连通槽33f的流入端口pp与LUB端口pl之间的连通程度变得越小，由此使从液压泵14向冷却润滑系统CL供给的油的量减少。由此，也使从液压泵14向液压马达13的第二压力室13c供给的油的量变得更多。

另外，第二马达模式中，与第一马达模式的情况同样，与空挡模式的情况相比较，从液压泵14向液压马达13供给的油的量变得更多，因此LUB液压变得小于规定值PREF，并且液压泵14的第二油室供给液压P16b变得更小。由此，在第二马达模式中，与空挡模式的情况相比较，液压泵14的凸轮环偏心量自动地增大，弹簧19成为伸长的状态，并且使液压泵14的泵喷出量QOP变得更大。

[第一泵模式(参照图15、图14及图17)]

第一泵模式是在液压马达13的输出轴13a通过外力绕图15的顺时针方向进行旋转时使液压马达13作为泵来工作的控制模式。第一泵模式中，将阀芯旋转角度位置θVA控制为比中立位置靠第二旋转角度位置θVA2侧的位置。如图15所示，第一泵模式中，在将阀芯旋转角度位置θVA控制为第二旋转角度位置θVA2时，与第二马达模式的情况同样，流入端口pp、第二马达端口pm2及LUB端口pl与第一马达端口pm1及回流端口pr之间由阀芯33e隔断，流入端口pp、第二马达端口pm2及LUB端口pl经由第一连通槽33f相互连通，并且第一马达端口pm1及回流端口pr经由第二连通槽33g相互连通。

在第一泵模式中，各端口如上述那样相互连通，并且输出轴13a及转子13d通过外力绕图15的顺时针方向旋转，从而使液压马达13如前述那样作为泵发挥功能，由此将贮存器31内的油经由第四油路OL4、回流端口pr、第一马达端口pm1及第二油路OL2向第一压力室13b吸入。吸入到第一压力室13b的油向第二压力室13c排出，进而经由第三油路OL3、第二马达端口pm2、LUB端口pl及第五油路OL5向冷却润滑系统CL供给。另外，在这种情况下，来自液压泵14的油经由第一油路OL1、流入端口pp、LUB端口pl及第五油路OL5向冷却润滑系统CL供给。

如以上那样，第一泵模式中，除了来自液压泵14的油以外，还向冷却润滑系统CL供给来自作为泵进行工作的液压马达13的油。根据来自液压马达13的油的喷出量，存在使第五油路OL5内的油的液压变得比较大的情况，在该情况下，通过打开前述的止回阀35，从而使第五油路OL5内的剩余的油经由第二分支油路BL2向第四油路OL4流入，进而经由第一油路OL1向液压马达13供给。

根据图14与图8的比较可知，另外如图17所示，第一泵模式中，阀芯旋转角度位置θVA越是比中立位置靠第二旋转角度位置θVA2侧，33g-pm1间连通面积ML-R变得越大，经由第二连通槽33g的回流端口pr与第一马达端口pm1之间的连通程度变得大于阀芯旋转角度位置θVA处于中立位置时的连通程度，由此向第一压力室13b吸入的油的量变得更多。另外，第一泵模式中，阀芯旋转角度位置θVA越靠第二旋转角度位置θVA2侧，33f-pm2间连通面积P-MR变得越大，经由第一连通槽33f的第二马达端口pm2与LUB端口pl之间的连通程度变得越大，由此从第二压力室13c排出的油的量变得更多。另外，第一泵模式中，由于液压马达13作为泵进行工作，在其输出轴13a输出有负的转矩(制动转矩)，吸入到第一压力室13b的油的液压与从第二压力室13c排出的油的液压的压差越大，被输出轴13a输出的负的输出转矩的绝对值变得越大。通过以上，第一泵模式中，阀芯旋转角度位置θVA越靠第二旋转角度位置θVA2侧，液压马达13的制动转矩变得越大。

另外，第一泵模式中，由于将来自液压泵14的油与来自液压马达13的油这双方向冷却润滑系统CL供给，因此LUB液压变得大于规定值PREF，并且液压泵14的第二油室供给液压P16b变得比空挡模式的情况大。由此，在第一泵模式中，与空挡模式的情况相比较，液压泵14的凸轮环偏心量自动地变小，弹簧19成为收缩的状态，并且液压泵14的泵喷出量QOP变得更小。

[第二泵模式(参照图16、图12及图17)]

第二泵模式是在液压马达13的输出轴13a通过外力绕图16的逆时针方向进行旋转时使液压马达13作为泵来工作的控制模式。第二泵模式中，将阀芯旋转角度位置θVA控制为比中立位置靠第一旋转角度位置θVA1侧的位置。如图16所示，第二泵模式中，在将阀芯旋转角度位置θVA控制为第一旋转角度位置θVA1时，与第一马达模式的情况同样，流入端口pp、第一马达端口pm1及LUB端口pl与第二马达端口pm2及回流端口pr之间由阀芯33e隔断，流入端口pp、第一马达端口pm1及LUB端口pl经由第一连通槽33f相互连通，并且第二马达端口pm2及回流端口pr经由第二连通槽33g相互连通。

在第二泵模式中，各端口如上述那样相互连通，并且输出轴13a及转子13d通过外力绕图16的逆时针方向旋转，从而使液压马达13如前述那样作为泵发挥功能，由此将贮存器31内的油经由第四油路OL4、回流端口pr、第二马达端口pm2及第三油路OL3向第二压力室13c吸入。吸入到第二压力室13c的油向第一压力室13b排出，进而经由第二油路OL2、第一马达端口pm1、LUB端口pl及第五油路OL5向冷却润滑系统CL供给。另外，在这种情况下，来自液压泵14的油经由第一油路OL1、流入端口pp、LUB端口pl及第五油路OL5向冷却润滑系统CL供给。

如以上那样，第二泵模式中，与第一泵模式的情况同样，除了来自液压泵14的油以外，还向冷却润滑系统CL供给来自作为泵进行工作的液压马达13的油。在这种情况下，第五油路OL5内的剩余的油也经由第二分支油路BL2、第四油路OL4及第一油路OL1向液压马达13供给。

根据图12与图8的比较可知，另外如图17所示，第二泵模式中，阀芯旋转角度位置θVA越是比中立位置靠第一旋转角度位置θVA1侧，33g-pm2间连通面积MR-R变得越大，经由第二连通槽33g的回流端口pr与第二马达端口pm2之间的连通程度变得大于阀芯旋转角度位置θVA处于中立位置时的连通程度，由此向第二压力室13c吸入的油的量变得更多。此外，第二泵模式中，阀芯旋转角度位置θVA越靠第一旋转角度位置θVA1侧，33f-pm1间连通面积P-ML变得越大，经由第一连通槽33f的第一马达端口pm1与LUB端口pl之间的连通程度变得越大，由此从第一压力室13b排出的油的量变得更多。另外，第二泵模式中，由于液压马达13作为泵进行工作，因此在其输出轴13a输出有负的转矩(制动转矩)，吸入到第二压力室13c的油的液压与从第一压力室13b排出的油的液压的压差越大，被输出轴13a输出的负的输出转矩的绝对值变得越大。通过以上，第二泵模式中，阀芯旋转角度位置θVA越靠第一旋转角度位置θVA1侧，液压马达13的制动转矩变得越大。

另外，第二泵模式中，与第一泵模式的情况同样，由于将来自液压泵14的油与来自液压马达13的油这双方向冷却润滑系统CL供给，因此LUB液压变得大于规定值PREF，并且液压泵14的第二油室供给液压P16b变得比空挡模式的情况大。由此，在第二泵模式中，与空挡模式的情况相比较，液压泵14的凸轮环偏心量自动地减小，弹簧19成为收缩的状态，并且液压泵14的泵喷出量QOP变得更小。

需要说明的是，在本实施方式中，切换阀33a构成为，使阀芯旋转角度位置θVA在第一旋转角度位置θVA1以下的范围及第二旋转角度位置θVA2以下的范围内变化，但也可以如图17所示，构成为变得大于第一旋转角度位置θVA1及第二旋转角度位置θVA2。

另外，在第二油路OL2及第三油路OL3中分别设有第一液压传感器41及第二液压传感器42。第一液压传感器41及第二液压传感器42检测在第二油路OL2及第三油路OL3中流动的油的液压(以下，分别称作“第二油路液压PO2”、“第三油路液压PO3”)，并将它们的检测信号向ECU2输入(参照图9)。如前述那样，第二油路OL2及第三油路OL3与液压马达13的第一压力室13b及第二压力室13c分别连接，由此可知，第二油路液压PO2及第三油路液压PO3分别表示第一压力室13b及第二压力室13c内的液压。

另外，如图9所示，向ECU2输入来自检测表示车辆V的行驶状态的参数的各种传感器的检测信号。具体来说，从转向角传感器43输入表示车辆V的转向盘(未图示)的转向角θ的检测信号，从横摆角速度传感器44输入表示车辆V的横摆角速度γ的检测信号，从车轮速度传感器45输入表示左右的前轮WFL、WFR及后轮WRL、WRR各自的转速的检测信号。在这种情况下，转向角θ在车辆V的左转弯中被检测为正值，在右转弯中被检测为负值。关于横摆角速度γ，车辆V的顺时针方向的横摆角速度被检测为正值，逆时针方向的横摆角速度被检测为负值。ECU2根据由车轮速度传感器45检测出的各车轮的转速，来计算车辆V的车速VP(后述的图34的步骤11)。以下，将左右的后轮WRL、WRR的转速分别称作“左后轮转速NWRL”及“右后轮转速NWRR”。

ECU2由包括I/O接口、CPU、RAM及ROM等的微型计算机构成，根据来自上述的各种传感器41～45的检测信号，按照存储于ROM中的控制程序，来控制前述的旋转电机11及切换装置33的动作。由此，进行动力装置1的各种动作。

在以上结构的动力装置1的动作模式中，包括通常模式、AWD模式、SH(Super Handling)模式、LSD(Limited Slip Differential)模式及不良路面行驶时LSD模式(参照图18)。以下，对于上述的动作模式依次进行说明。

[通常模式(参照图19～图23)]

通常模式是在车辆V行驶于高μ路且左右的后轮WRL、WRR未发生滑移时等使用的动作模式。通常模式中，将液压马达13的控制模式设定为空挡模式。图19是表示通常模式中且车辆V的直线前进中的旋转电机11、传递装置12的减速用太阳齿轮SD等各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的速度共线图。关于该速度共线图中的各种旋转要素的转速的标记方法，在本申请人申请的专利第5153587号等中进行了公开，请参照其公开内容。

根据前述的各种旋转要素之间的连结关系及啮合关系可知，减速用太阳齿轮SD的转速、行星齿轮架CD的转速及减速用内齿轮RD的转速在共线图中处于彼此在相同直线上依次排列的共线关系。减速用太阳齿轮SD的转速与旋转电机11的转速相等，行星齿轮架CD的转速与液压泵14的输入轴14a的转速(以下称作“液压泵14的转速”)相等。由于减速用内齿轮RD固定于壳体CA，因此其转速始终为零。另外，左太阳齿轮SL的转速、右太阳齿轮SR的转速及行星齿轮架CD的转速在共线图中处于彼此在相同直线上依次排列的共线关系。左太阳齿轮SL的转速与左后轮转速NWRL相等，右太阳齿轮SR的转速与右后轮转速NWRR相等。

另外，第一太阳齿轮S1的转速、行星齿轮架C的转速及第一内齿轮R1的转速在共线图中处于彼此在相同直线上依次排列的共线关系。同样，第二太阳齿轮S2的转速、行星齿轮架C的转速及第二内齿轮R2的转速在共线图中处于彼此在相同直线上依次排列的共线关系。由于第一太阳齿轮S1固定于壳体CA，因此其转速始终为零。第一内齿轮R1的转速与行星齿轮架CD的转速及液压泵14的转速相等。另外，第二太阳齿轮S2的转速与液压马达13的输出轴13a的转速(以下，简称为“液压马达13的转速”)相等，第二内齿轮R2的转速与右太阳齿轮SR的转速及右后轮转速NWRR相等。

在此，根据使用所述式(1)等进行说明的第一行星齿轮装置PS1及第二行星齿轮装置PS2中的各种齿轮的齿数的设定可知，共线图中的第一太阳齿轮S1与行星齿轮架C之间的距离和行星齿轮架C与第一内齿轮R1之间的距离彼此相等，第二太阳齿轮S2与行星齿轮架C之间的距离和行星齿轮架C与第二内齿轮R2之间的距离彼此相等。因此，在图19中，将右太阳齿轮SR的转速、右后轮转速NWRR及第二内齿轮R2的转速与第一太阳齿轮S1的转速描绘在相同的纵线上，该图中的空心圆表示右太阳齿轮SR的转速、右后轮转速NWRR及第二内齿轮R2的转速，带斜线的剖面线的圆表示第一太阳齿轮S1的转速。

同样，将行星齿轮架CD的转速、液压泵14的转速及第一内齿轮R1的转速与第二太阳齿轮S2的转速及液压马达13的转速描绘在相同的纵线上，空心圆表示行星齿轮架CD的转速、液压泵14的转速及第一内齿轮R1的转速，带格子状的剖面线的圆表示第二太阳齿轮S2的转速及液压马达13的转速。在这种情况下，液压马达13的输出轴13a在其旋转方向为正转方向时绕图3、图10等中的逆时针方向旋转，在其旋转方向为反转方向时绕图3、图10等中的顺时针方向旋转。

另外，在图19中，LOP是液压泵14所产生的负载转矩(以下称作“泵负载转矩”)，RWLP及RWRP分别是根据泵负载转矩LOP而作用于左右的后轮WRL、WRR的反作用力转矩。如图19所示，在通常模式中且车辆V的直线前进中，左右的后轮转速NWRL、NWRR彼此变得相等，并且液压马达13的转速成为零。另外，通过将液压马达13的控制模式设定为空挡模式，液压马达13不会因来自液压泵14的液压而工作，成为空挡状态，因此左右的后轮WRL、WRR的转矩不会被液压马达13调整，泵负载转矩LOP经由差动装置DS向左右的后轮WRL、WRR以1∶1进行分配。换言之，将伴随着发动机3对前轮WFL、WFR的驱动而进行旋转的左右的后轮WRL、WRR的转矩相互合成得到的转矩向液压泵14传递，来驱动液压泵14。

通过以上，如图20所示，在通常模式中且车辆V的直线前进中，左右的后轮WRL、WRR的转矩(以下，分别称作“左后轮转矩”、“右后轮转矩”)TRL、TRR彼此变得相等。在此，当将通过发动机3对前轮WFL、WFR的驱动而产生的左右的后轮WRL、WRR的转矩分别设为TIL、TIR时，左后轮转矩TRL及右后轮转矩TRR成为TRL＝TRR＝TIL(或TIR)-LOP/2(其中，TIL＝TIR)。

另外，图21表示通常模式中且车辆V的左转弯中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。在该图中，TFM表示前述的液压马达摩擦转矩(伴随着液压马达13的输出轴13a通过外力进行旋转而产生的负的转矩)。另外，RC及RR2分别表示伴随着液压马达摩擦转矩TFM向第二太阳齿轮S2传递而作用于行星齿轮架C及第二内齿轮R2的反作用力转矩。另外，TR1表示伴随着液压马达摩擦转矩TFM向第二太阳齿轮S2传递而向第一内齿轮R1传递的转矩，RSL及RSR分别表示根据TR1而作用于左右的太阳齿轮SL、SR的反作用力转矩。其它的参数如参照图19所说明的那样。

如图21所示，通常模式中，在车辆V进行左转弯时，作为转弯外轮的右后轮WRR的右后轮转速NWRR变得高于作为转弯内轮的左后轮WRL的左后轮转速NWRL。另外，液压马达13的输出轴13a由来自右后轮WRR的驱动力驱动，由此进行反转(绕图10的顺时针方向旋转)。

通过前述的第一行星齿轮装置PS1及第二行星齿轮装置PS2中的第一太阳齿轮S1及第二太阳齿轮S2等的齿数的设定，输入到行星齿轮架C的转矩向第一太阳齿轮S1及第一内齿轮R1分配的分配比为1∶1，向第二太阳齿轮S2及第二内齿轮R2分配的分配比也为1∶1。因此，|TFM|＝|RR2|＝|TR1|的关系成立。另外，传递到第一内齿轮R1的转矩向行星齿轮架CD传递，进而向左右的太阳齿轮SL、SR以1∶1分配，因此|TR1|/2＝|RSL|＝|RSR|的关系成立。

根据以上可知，在通常模式中且车辆V的左转弯中，伴随着液压马达摩擦转矩TFM(负的转矩)被传递，在作为转弯内轮的左后轮WRL上作用有RSL＝TR1/2＝TFM/2的正的转矩。另外，在作为转弯外轮的右后轮WRR上作用有RSR-RR2＝TR1/2-TFM＝TFM/2-TFM＝-TFM/2的负的转矩(制动转矩)。在这种情况下，也将泵负载转矩LOP向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配。以上的结果是，如图22所示，在通常模式中且车辆V的左转弯中，右后轮转矩TRR成为TRR＝TIR-LOP/2-TFM/2，左后轮转矩TRL成为TRL＝TIL-LOP/2+TFM/2，变得稍大于右后轮转矩TRR(其中，TIL＝TIR)。

另一方面，图23表示通常模式中车辆V进行右转弯时的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。图23所示的各种参数如参照图21所说明的那样。如图23所示，在通常模式中且车辆V的右转弯中，作为转弯外轮的左后轮WRL的左后轮转速NWRL变得高于作为转弯内轮的右后轮WRR的右后轮转速NWRR。另外，液压马达13的输出轴13a由来自左右的后轮WRL、WRR的驱动力驱动，由此进行正转(绕图10的逆时针方向旋转)。

在这种情况下，|TFM|＝|RR2|＝|TR1|的关系也成立，并且|TR1|/2＝|RSL|＝|RSR|的关系也成立。由以上可知，在通常模式中且车辆V的右转弯中，伴随着液压马达摩擦转矩TFM被传递，在作为转弯外轮的左后轮WRL上作用有RSL＝-TR1/2＝-TFM/2的负的转矩(制动转矩)。另外，在作为转弯内轮的右后轮WRR上作用有RR2-RSR＝TFM-TR1/2＝TFM-TFM/2＝TFM/2的正的转矩。在这种情况下，也将泵负载转矩LOP向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配。以上的结果是，在通常模式中且车辆V的右转弯中，左后轮转矩TRL成为TRL＝TIL-LOP/2-TFM/2，右后轮转矩TRR成为TRR＝TIR-LOP/2+TFM/2，变得稍大于左后轮转矩TRL(省略图示，其中，TIL＝TIR)。

如以上那样，在通常模式中且车辆V的转弯中，转弯内轮的转矩增大，并且转弯外轮的转矩减少，前者变得稍大于后者。在这种情况下，如上述那样，虽然在左右的后轮WRL、WRR之间产生液压马达摩擦转矩TFM量的转矩差，但由于液压马达摩擦转矩TFM如前述那样非常小，因此不会使驾驶员感到较大的不适感。

[AWD模式(参照图24及图25)]

AWD模式是在车辆V的行驶中由旋转电机11驱动左右的后轮WRL、WRR的动作模式。AWD模式中，向旋转电机11供给电力，并且使转子11b正转。图24表示AWD模式中且车辆V的前进中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。

在图24中，TEM是旋转电机11的输出转矩(以下称作“旋转电机输出转矩”)。TCD是伴随着旋转电机输出转矩TEM向减速用太阳齿轮SD传递而向行星齿轮架CD传递的转矩，大于泵负载转矩LOP。另外，RWLM及RWRM分别是根据TCD而作用于左右的后轮WRL、WRR的反作用力转矩。其它的参数如参照图19所说明的那样。

根据图24可知，旋转电机输出转矩TEM在以由减速装置DG的各种齿轮的齿轮比确定的规定的变速比增大的状态下，向行星齿轮架CD传递。另外，从旋转电机11传递到行星齿轮架CD的转矩TCD与泵负载转矩LOP合成而得到的转矩向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配。其结果是，左右的后轮WRL、WRR由旋转电机11驱动。通过以上，如图25所示，AWD模式中，左后轮转矩TRL与右后轮转矩TRR彼此变得相等，成为TRL＝TRR＝TIL(或TIR)+TCD/2-LOP/2。

需要说明的是，虽未图示，但在AWD模式中且车辆V的转弯中，与通常模式的情况同样，在转弯外轮作用有-TFM/2的负的转矩(制动转矩)，并且在转弯内轮作用有TFM/2的正的转矩，且转弯内轮的转矩大于转弯外轮的转矩。另外，AWD模式能够与SH模式、LSD模式及不良路面行驶时LSD模式并用。

[SH模式(参照图26～图28)]

SH模式是在车辆V的转弯中增大左右的后轮WRL、WRR中的转弯外轮的转矩且减少转弯内轮的转矩(对转弯内轮进行制动)的动作模式。SH模式中，在车辆V进行左转弯时，将液压马达13的控制模式设定为第一马达模式，并且使液压马达13的输出轴13a反转(绕图11的顺时针方向旋转)。图26表示这种情况下的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。

在图26中，TOM表示液压马达13的输出转矩(以下称作“液压马达输出转矩”)，RC及RR2分别表示伴随着液压马达输出转矩TOM向第二太阳齿轮S2传递而作用于行星齿轮架C及第二内齿轮R2的反作用力转矩。另外，TR1表示伴随着液压马达输出转矩TOM向第二太阳齿轮S2传递而向第一内齿轮R1传递的转矩，RSL及RSR分别表示根据TR1而作用于左右的太阳齿轮SL、SR的反作用力转矩。其它的参数如参照图19所说明的那样。

如图26所示，在SH模式中且车辆V的左转弯中，作为转弯外轮的右后轮WRR的右后轮转速NWRR变得高于作为转弯内轮的左后轮WRL的左后轮转速NWRL。另外，由左右的后轮转速NWRL、NWRR确定的第二太阳齿轮S2的旋转方向及液压马达13的输出轴13a的旋转方向成为反转方向。

根据图26与图21的比较可知，在SH模式中且车辆V的左转弯中，伴随着液压马达输出转矩TOM被传递，在作为转弯内轮的左后轮WRL上作用有RSL＝-TR1/2＝-TOM/2的负的转矩(制动转矩)。另外，在作为转弯外轮的右后轮WRR上作用有RR2-RSR＝TOM-TR1/2＝TOM-TOM/2＝TOM/2的正的转矩。在这种情况下，也将泵负载转矩LOP向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配。以上的结果是，如图27所示，在SH模式中且车辆V的左转弯中，左后轮转矩TRL成为TRL＝TIL-LOP/2-TOM/2，右后轮转矩TRR成为TRR＝TIR-LOP/2+TOM/2，变得大于左后轮转矩TRL(其中，TIL＝TIR)。

另一方面，在SH模式中，车辆V进行右转弯时，将液压马达13的控制模式设定为第二马达模式，并且使液压马达13的输出轴13a正转(绕图13的逆时针方向旋转)。图28表示这种情况下的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。图28所示的各种参数如参照图26所说明的那样。

如图28所示，在SH模式中且车辆V的右转弯中，作为转弯外轮的左后轮WRL的左后轮转速NWRL变得高于作为转弯内轮的右后轮WRR的右后轮转速NWRR。另外，由左右的后轮转速NWRL、NWRR确定的第二太阳齿轮S2的旋转方向及液压马达13的输出轴13a的旋转方向成为正转方向。

根据图28与图23的比较可知，在SH模式中且车辆V的右转弯中，伴随着液压马达输出转矩TOM被传递，在作为转弯外轮的左后轮WRL上作用有RSL＝TR1/2＝TOM/2的正的转矩。另外，在作为转弯内轮的右后轮WRR上作用有RSR-RR2＝TOM/2-TOM＝-TOM/2的负的转矩(制动转矩)。在这种情况下，也将泵负载转矩LOP向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配。以上的结果是，在SH模式中且车辆V的右转弯中，右后轮转矩TRR成为TRR＝TIR-LOP/2-TOM/2，左后轮转矩TRL成为TRL＝TIL-LOP/2+TOM/2，变得大于右后轮转矩TRR(省略图示，其中，TIL＝TIR)。

[LSD模式(参照图29～图31)]

LSD模式是在车辆V的转弯中与SH模式相反地增大左右的后轮WRL、WRR中的转弯内轮的转矩且减少转弯外轮的转矩(对转弯外轮进行制动)的动作模式。LSD模式中，在车辆V进行左转弯时，将液压马达13的控制模式设定为第一泵模式，使液压马达13作为泵而发挥功能。图29表示这种情况下的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。图29中的各种参数如参照图26所说明的那样。需要说明的是，由于液压马达13作为泵而发挥功能，因此液压马达输出转矩TOM为负的转矩。

如图29所示，在LSD模式中且车辆V的左转弯中，与图26的情况同样，作为转弯外轮的右后轮WRR的右后轮转速NWRR变得高于作为转弯内轮的左后轮WRL的左后轮转速NWRL。另外，使液压马达13的输出轴13a由来自右后轮WRR的驱动力驱动，由此进行反转(绕图15的顺时针方向旋转)。

根据图29与图26的比较可知，在LSD模式中且车辆V的左转弯中，伴随着液压马达输出转矩TOM被传递，在作为转弯内轮的左后轮WRL上作用有RSL＝TR1/2＝TOM/2的正的转矩。另外，在作为转弯外轮的右后轮WRR上作用有RSR-RR2＝TR1/2-TOM＝TOM/2-TOM＝-TOM/2的负的转矩(制动转矩)。在这种情况下，也将泵负载转矩LOP向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配。以上的结果是，如图30所示，在LSD模式中且车辆V的左转弯中，右后轮转矩TRR成为TRR＝TIR-LOP/2-TOM/2，左后轮转矩TRL成为TRL＝TIL-LOP/2+TOM/2，变得大于右后轮转矩TRR(其中，TIL＝TIR)。

另一方面，LSD模式中，在车辆V进行右转弯时，将液压马达13的控制模式设定为第二泵模式。图31表示这种情况下的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。图31所示的各种参数如参照图28所说明的那样。

如图31所示，在LSD模式中且车辆V的右转弯中，与图28的情况同样，作为转弯外轮的左后轮WRL的左后轮转速NWRL变得高于作为转弯内轮的右后轮WRR的右后轮转速NWRR。另外，液压马达13的输出轴13a由来自左右的后轮WRL、WRR的驱动力驱动，从而进行正转(绕图16的逆时针方向旋转)。

根据图31与图28的比较可知，在LSD模式中且车辆V的右转弯中，伴随着液压马达输出转矩TOM(负的转矩)被传递，在作为转弯外轮的左后轮WRL上作用有RSL＝-TR1/2＝-TOM/2的负的转矩(制动转矩)。另外，在作为转弯内轮的右后轮WRR上作用有RR2-RSR＝TOM-TR1/2＝TOM-TOM/2＝TOM/2的正的转矩。在这种情况下，也将泵负载转矩LOP向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配。以上的结果是，在LSD模式中且车辆V的右转弯中，左后轮转矩TRL成为TRL＝TIL-LOP/2-TOM/2，右后轮转矩TRR成为TRR＝TIR-LOP/2+TOM/2，变得大于左后轮转矩TRL(省略图示，其中，TIL＝TIR)。

[不良路面行驶时LSD模式(参照图32及图33)]

不良路面行驶时LSD模式是在车辆V的起步时或车辆V在低μ路的路面上直线前进的情况下，在左右的后轮WRL、WRR中的至少一方发生滑移时使用的动作模式。不良路面行驶时LSD模式中，例如右后轮WRR比左后轮WRL更发生滑移，由此，在右后轮转速NWRR高于左后轮转速NWRL时，将液压马达13的控制模式设定为第一泵模式。图32表示在不良路面行驶时LSD模式中右后轮WRR比左后轮WRL更发生滑移且并用AWD模式作为动作模式的情况下的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。以下，将不良路面行驶时LSD模式中的、右后轮WRR比左后轮WRL更发生滑移时使用的模式称作“第一BLSD模式”。

如图32所示，在第一BLSD模式中，右后轮转速NWRR变得高于左后轮转速NWRL。另外，液压马达13的输出轴13a由来自右后轮WRR的驱动力驱动，从而进行反转(绕图15的顺时针方向旋转)。

根据图32与图29的比较可知，这种情况下的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系与LSD模式中且车辆V的左转弯中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系基本上相同。因此，伴随着液压马达输出转矩TOM被传递，在未发生滑移或滑移的程度小的左后轮WRL上作用有RSL＝TR1/2＝TOM/2的正的转矩。另外，在发生滑移或滑移的程度大的右后轮WRR上作用有RSR-RR2＝TR1/2-TOM＝TOM/2-TOM＝-TOM/2的负的转矩(制动转矩)。在这种情况下，旋转电机输出转矩TEM与泵负载转矩LOP合成而得到的转矩向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配。以上的结果是，如图33所示，在第一BLSD模式中，右后轮转矩TRR成为TRR＝TIR-LOP/2+TCD/2-TOM/2，未发生滑移或滑移的程度小的左后轮WRL的左后轮转矩TRL成为TRL＝TIL-LOP/2+TCD/2+TOM/2，变得大于右后轮转矩TRR(其中，TIL＝TIR)。

需要说明的是，虽未图示，但在第一BLSD模式中且未并用AWD模式时，只是没有TEM、TCD、RWLM及RWRM，而基本的动作相同。即，在这种情况下，也在未发生滑移或滑移的程度小的左后轮WRL上作用有TOM/2的正的转矩，并且在发生滑移或滑移的程度大的右后轮WRR上作用有-TOM/2的负的转矩(制动转矩)。

另一方面，在不良路面行驶时LSD模式中，在左后轮WRL比右后轮WRR更发生滑移时(NWRL＞NWRR)，将液压马达13的控制模式设定为第二泵模式。以下，将不良路面行驶时LSD模式中的、左后轮WRL比右后轮WRR更发生滑移时使用的模式称作“第二BLSD模式”。虽未图示，但第二BLSD模式中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系与LSD模式中且车辆V的右转弯中(图31)的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系基本相同。因此，伴随着液压马达输出转矩TOM(负的转矩)被传递，在发生滑移或滑移的程度大的左后轮WRL上作用有RSL＝-TR1/2＝-TOM/2的负的转矩(制动转矩)。另外，在未发生滑移或滑移的程度小的右后轮WRR上作用有RR2-RSR＝TOM-TR1/2＝TOM-TOM/2＝TOM/2的正的转矩。

第二BLSD模式中，在未并用AWD模式时将泵负载转矩LOP向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配，在并用AWD模式时将旋转电机输出转矩TEM与泵负载转矩LOP合成而得到的转矩向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配。以上的结果是，在第二BLSD模式中，未发生滑移或滑移的程度小的右后轮WRR的右后轮转矩TRR变得大于左后轮WRL的左后轮转矩TRL。第二BLSD模式中，在并用AWD模式时，左后轮转矩TRL成为TRL＝TIL-LOP/2+TCD/2-TOM/2，右后轮转矩TRR成为TRR＝TIR-LOP/2+TCD/2+TOM/2，在未并用AWD模式时，成为TRL＝TIL-LOP/2-TOM/2，且成为TRR＝TIR-LOP/2+TOM/2(其中，TIL＝TIR)。

前述的ECU2为了根据车辆V的运转状态来设定动力装置1的动作模式，并且根据设定后的动作模式来控制液压马达13的动作，执行图34所示的处理。本处理每规定时间(例如为100msec)反复执行。

首先，在图34的步骤1(图示为“S1”。以下相同)中，基于检测出的转向角θ来判别是否为车辆V的转弯中。在这种情况下，在例如转向角θ不为零时，判别为是车辆V的转弯中。在该步骤1的答案为是、为车辆V的转弯中时，根据转向角θ及车速VP，来检索规定的映射(未图示)，由此计算出目标横摆角速度γOBJ(步骤2)。

在该映射中，目标横摆角速度γOBJ与前述的横摆角速度传感器44同样，将车辆V的逆时针方向的横摆角速度设定为正值，将顺时针方向的横摆角速度设定为负值，并且转向角θ越大，其绝对值设定为越大的值，在车速VP为规定车速VREF以下的范围内，车速VP越高，其绝对值设定为越大的值。另外，目标横摆角速度γOBJ在车速VP高于规定车速VREF的范围内，车速VP越高，其绝对值设定为越小的值。

在接着步骤2的步骤3中，读入由横摆角速度传感器44检测出的横摆角速度γ。接下来，通过从计算出的目标横摆角速度γOBJ的绝对值减去检测出的横摆角速度γ的绝对值，来计算横摆角速度偏差Δγ(步骤4)。

接下来，判别计算出的横摆角速度偏差Δγ是否小于零(步骤5)。在该答案为否时、即目标横摆角速度γOBJ的绝对值为实际的横摆角速度γ的绝对值以上时，视为车辆V处于不足转向状态。然后，执行接下来的步骤6～8，将动力装置1的动作模式设定为SH模式，并且为了控制液压马达输出转矩TOM而控制第二油路液压PO2及第三油路液压PO3。

具体来说，首先，在步骤6中，基于横摆角速度偏差Δγ来检索规定的映射(未图示)，由此计算出SH模式的目标压差ΔPOSH。该目标压差ΔPOSH是SH模式中的所述第二油路液压PO2与第三油路液压PO3的压差的目标值。在上述的映射中，横摆角速度偏差Δγ的绝对值越大，将目标压差ΔPOSH的绝对值设定为越大的值。这是因为，横摆角速度偏差Δγ的绝对值越大，即，实际的横摆角速度γ相对于目标横摆角速度γOBJ的背离程度越大，越产生更大的液压马达输出转矩TOM，由此进一步增大左右的后轮WRL、WRR中的转弯外轮的转矩的增大程度和转弯内轮的转矩的减少程度，从而使横摆角速度γ接近目标横摆角速度γOBJ，消除车辆V的左右的转弯中的不足转向。

另外，作为上述的映射，设定有计算左转弯用的目标压差ΔPOSH的映射和计算右转弯用的目标压差ΔPOSH的映射，基于转向角θ来分开使用。左转弯中，为了通过SH模式使作为转弯外轮的右后轮WRR的转矩比作为转弯内轮的左后轮WRL的转矩增大，如前述那样，不得不以第一马达模式控制液压马达13(PO2＞PO3)，因此在计算左转弯用的目标压差ΔPOSH的映射中，将目标压差ΔPOSH设定为正值。与之相反，在计算右转弯用的目标压差ΔPOSH的映射中，将目标压差ΔPOSH设定为负值。

在接着步骤6的步骤7中，将在步骤6中计算出的SH模式的目标压差ΔPOSH设定为目标压差ΔPOBJ。接下来，基于设定出的目标压差ΔPOBJ来检索规定的映射(未图示)，由此计算出切换装置33的致动器33b的控制信号COSI(步骤8)，并结束本处理。由此，将切换装置33的阀芯33e的旋转角度位置控制为基于目标压差ΔPOBJ的旋转角度位置，由此控制液压马达输出转矩TOM。

另一方面，在所述步骤5的答案为是(Δγ＜0)时，即在实际的横摆角速度γ的绝对值大于目标横摆角速度γOBJ的绝对值时，视为车辆V处于过多转向状态。然后，执行接下来的步骤9、10及8，将动力装置1的动作模式设定为LSD模式，并且为了控制液压马达输出转矩TOM而控制第二油路液压PO2及第三油路液压PO3。

具体来说，首先，在步骤9中，基于横摆角速度偏差Δγ来检索规定的映射(未图示)，由此计算出LSD模式的目标压差ΔPLSD。该目标压差ΔPLSD是LSD模式中的第二油路液压PO2与第三油路液压PO3的压差的目标值。在上述的映射中，横摆角速度偏差Δγ的绝对值越大，将目标压差ΔPLSD的绝对值设定为越大的值。这是因为，横摆角速度偏差Δγ的绝对值越大，即实际的横摆角速度γ相对于目标横摆角速度γOBJ的背离程度越大，越产生更大的液压马达输出转矩TOM，由此进一步增大左右的后轮WRL、WRR中的转弯外轮的转矩的减少程度和转弯内轮的转矩的增大程度，从而使横摆角速度γ接近目标横摆角速度γOBJ，消除车辆V的左右的转弯中的过多转向。

另外，作为上述的映射，设定有计算左转弯用的目标压差ΔPLSD的映射和计算右转弯用的目标压差ΔPLSD的映射，并基于转向角θ来分开使用。左转弯中，为了通过LSD模式使作为转弯内轮的左后轮WRL的转矩比作为转弯外轮的右后轮WRR的转矩增大，如前述那样，不得不以第一泵模式控制液压马达13(PO2＜PO3)，因此在计算左转弯用的目标压差ΔPLSD的映射中，将目标压差ΔPLSD设定为负值。与之相反，在计算右转弯用的目标压差ΔPLSD的映射中，将目标压差ΔPLSD设定为正值。

在接着步骤9的步骤10中，将在步骤9中计算出的LSD模式的目标压差ΔPLSD设定为目标压差ΔPOBJ。接下来，执行所述步骤8，基于设定后的目标压差ΔPOBJ计算出控制信号COSI之后，结束本处理。

另一方面，在所述步骤1的答案为否、车辆V为直线前进中时，根据由所述车轮速度传感器45检测出的各车轮的转速，使用公知的数学式，来计算车辆V的车速VP(步骤11)。接下来，基于计算出的车速VP，计算左后轮转速NWRL及右后轮转速NWRR的推定值(以下，分别称作“推定左后轮转速NWLE”、“推定右后轮转速NWRE”)(步骤12)。接下来，读入由车轮速度传感器45检测出的左后轮转速NWRL及右后轮转速NWRR(步骤13)。

接下来，计算在上述步骤12中计算出的推定左后轮转速NWLE与在步骤13中读入的左后轮转速NWRL之差作为左后轮WRL的空转量(以下称作“左后轮空转量”)ΔNWL，并且计算在步骤12中计算出的推定右后轮转速NWRE与在步骤13中读入的右后轮转速NWRR之差作为右后轮WRR的空转量(以下称作“右后轮空转量”)ΔNWR(步骤14)。接下来，判别计算出的左后轮空转量ΔNWL及右后轮空转量ΔNWR分别是否小于规定值NREF(步骤15)。

在该步骤15的答案为是时(ΔNWL＜NREF且ΔNWR＜NREF)，当作左右的后轮WRL、WRR均未空转而直接结束本处理。在该情况下，虽未图示，但将动力装置1的动作模式设定为通常模式，并且将目标压差ΔPOBJ设定为零，以正常模式控制液压马达13。

另一方面，在步骤15的答案为否(ΔNWL≥NREF或ΔNWR≥NREF)时，当作左右的后轮WRL、WRR中的至少一方进行空转，视为车辆V在低μ路(不良路面)上行驶且处于滑移状态。然后，执行接下来的步骤16～18及8，将动力装置1的动作模式设定为不良路面行驶时LSD模式，并且为了控制液压马达输出转矩TOM而控制第二油路液压PO2及第三油路液压PO3。

具体来说，首先，在步骤16中，基于左后轮空转量ΔNWL及右后轮空转量ΔNWR来检索规定的映射(未图示)，由此计算出目标转速差ΔNOBJ。该目标转速差ΔNOBJ是为了抑制左右的后轮WRL、WRR的滑移所必要的左右的后轮WRL、WRR的转速差的目标值。

在接着步骤16的步骤17中，基于计算出的目标转速差ΔNOBJ来检索规定的映射(未图示)，由此计算出不良路面行驶时LSD模式的目标压差ΔPALS。该目标压差ΔPALS是不良路面行驶时LSD模式下的第二油路液压PO2与第三油路液压PO3的压差的目标值。

在接着步骤17的步骤18中，将在步骤17中计算出的不良路面行驶时LSD模式的目标压差ΔPALS设定为目标压差ΔPOBJ。接下来，执行所述步骤8，在基于设定出的目标压差ΔPOBJ而计算出控制信号COSI之后，结束本处理。

需要说明的是，在图34所示的处理中，在所述步骤5中，车辆V是否处于不足转向状态的判定以横摆角速度偏差Δγ为0以上作为条件，但也可以将横摆角速度偏差Δγ大于0作为条件，并且在横摆角速度偏差Δγ为0时判定为车辆V没有处于不足转向状态及过多转向状态中的任一方。或者，也可以在横摆角速度偏差Δγ为规定值以下的比较小的正值时，判定为车辆V没有处于不足转向状态及过多转向状态中的任一方。另外，在判定为车辆V没有处于不足转向状态及过多转向状态中的任一方时，也可以将动力装置1的动作模式设定为通常模式。另外，当然也可以根据车辆V的行驶状态，适当地组合使用AWD模式。

另外，图35针对SH模式中而示出车速VP与液压泵14的泵喷出量QOP的关系的一个例子。在该图中，带右斜向的剖面线的部分表示在SH模式下应向液压马达13供给的油的流量(以下称作“SH流量”)，带左斜向的剖面线的部分表示应向冷却润滑系统CL供给的油的流量(以下称作“冷却润滑流量”)。

SH模式中，如前述那样，将来自液压泵14的油向液压马达13及冷却润滑系统CL供给，因此如图35所示，泵喷出量QOP等于SH流量与冷却润滑流量之和。另外，在车速VP为规定车速VREF以下的范围内，车速VP越高，SH流量变得越大。根据本实施方式，如前述那样，在车速VP为规定车速VREF以下的范围内，车速VP越高，将目标横摆角速度γOBJ设定为越大的值，与之相应，向液压马达13供给的油的量变得更多。另外，在车速VP高于规定车速VREF的范围内，车速VP越高，SH流量变得越小。根据本实施方式，如前述那样，在车速VP高于规定车速VREF的范围内，车速VP越高，将目标横摆角速度γOBJ设定为越小的值，与之相应，向液压马达13供给的油的量变得更少。

另外，图36针对LSD模式中而示出车速VP与液压泵14的泵喷出量QOP的关系的一个例子。在该图中，带右斜向的剖面线的部分表示在LSD模式下从液压马达13喷出的油的流量(以下称作“LSD流量”)。关于其他的参数，如参照图35所说明的那样。需要说明的是，在图36中，出于方便，将LSD流量和冷却润滑流量重叠表示。

如图36所示，LSD模式中，泵喷出量QOP成为其最小值QOPMIN。这是因为，如前述那样，除了来自液压泵14的油以外，还将来自液压马达13的油向冷却润滑系统CL供给，由此使向第二油室16b供给的油增大。在这种情况下，剩余的油返回液压马达13。图36中的回流流量表示车速VP为规定车速VREF时的返回液压马达13的油的流量。另外，根据前述的目标横摆角速度γOBJ相对于车速VP的设定，在车速VP为规定车速VREF以下的范围内，车速VP越高，向液压马达13吸入并喷出的油的量变得越多，因此LSD流量变得更大。另外，在高于规定车速VREF的范围内，车速VP越高，从液压马达13喷出的油的量变得越少，因此LSD流量变得更小。

另外，图37针对不良路面行驶时LSD模式中而示出车速VP与液压泵14的泵喷出量QOP的关系的一个例子。在该图中，带右斜向的剖面线的部分表示在不良路面行驶时LSD模式下从液压马达13喷出的油的流量(以下称作“BLSD流量”)。关于其他的参数，如参照图36所说明的那样。需要说明的是，在图37中，出于方便，将BLSD流量和冷却润滑流量重叠表示。

如图37所示，在不良路面行驶时LSD模式中，根据与上述的LSD模式的情况(图36)相同的理由，将泵喷出量QOP控制为其最小值QOPMIN。另外，在车速VP为规定车速VREF以下的范围内，车速VP越高，BLSD流量变得越大，在高于规定车速VREF的范围内，车速VP越高，BLSD流量变得越小。

需要说明的是，虽未图示，但在通常模式中，在车速VP的整个范围内，泵喷出量QOP大致恒定。这是因为，如前述那样，以使LUB液压PLUB成为规定值PREF的方式自动地调整泵喷出量QOP，因此即使伴随着车速VP的变化而使从左右的后轮WRL、WRR向液压泵14输入的驱动力发生变化，泵喷出量QOP也自动地维持在与规定值PREF相称的恒定的大小。

另外，图38示出动力装置1的动作模式从通常模式伴随着车辆V的左转弯而向SH模式转变，并再次转变成通常模式的情况下的各种参数的推移的一个例子。在图38中，ΔPMO是第二油路液压PO2与第三油路液压PO3的压差(以下称作“马达压差”)。另外，QOM是从液压泵14向液压马达13供给的油的流量(以下称作“马达供给油量”)，QOMMIN是马达供给油量的最小值。另外，PLUB是LUB液压(从液压泵14向冷却润滑系统CL供给的液压)。EOP是液压泵14的凸轮环偏心量，EOPMIN是凸轮环偏心量的最小值。

如图38所示，在通常模式中(时刻t0～时刻t1之前)，将目标压差ΔPOBJ设定为0，并将阀芯旋转角度位置θVA控制为0(＝中立位置)，由此将马达压差ΔPMO控制为0，并且将液压马达供给油量QOM控制为其最小值QOMMIN。另外，在该动作例中，凸轮环偏心量EOP及泵喷出量QOP分别成为最小值EOPMIN及最小值QOPMIN。

然后，当伴随着车辆V的左转弯而开始基于SH模式的动作时(时刻t1)，将目标压差ΔPOBJ设定为左转弯用的SH模式的目标压差ΔPOSH，并且将基于目标压差ΔPOBJ的控制信号COSI向致动器33b输入(图34的步骤7、8)。由此，将阀芯旋转角度位置θVA从中立位置控制为基于目标压差ΔPOBJ的第一旋转角度位置θVA1侧的位置(时刻t2)。与之相伴，经由第一油路OL1、第二油路OL2向液压马达13供给油，由此马达供给油量QOM逐渐增加，在之后的时刻t3大致恒定。另外，从液压泵14向第五油路OL5喷出的油的量减少来自液压泵14的油向液压马达13供给的量，因此LUB液压PLUB开始减少，在时刻t4以后变得大致恒定。

另外，如前述那样，将在第五油路OL5中流动的油的液压的一部分向液压泵14的第二油室16b供给，第二油室供给液压PO16b越是变小，凸轮环偏心量EOP及泵喷出量QOP变得越大。因此，根据LUB液压PLUB的减少，在之后的时刻t4～t5，凸轮环偏心量EOP增加，由此，在时刻t5，泵喷出量QOP增加。其结果是，马达压差ΔPMO从之后的时刻t6起增加，在时刻t7达到目标压差ΔPOBJ。

然后，动作模式再次向通常模式转变时(时刻t8以后)，在之后的时刻t9至时刻t14，进行与上述相反的动作。

另外，本实施方式中的各种要素与本发明中的各种要素的对应关系如以下那样。即，本实施方式中的左后轮WRL及右后轮WRL分别相当于本发明中的左右的车轮中的一方及另一方，并且本实施方式中的旋转电机11相当于本发明中的驱动源。另外，本实施方式中的传递装置12相当于本发明中的差动装置及动力传递构件，本实施方式中的减速用太阳齿轮SD、左太阳齿轮SL及右太阳齿轮SR分别相当于本发明中的第一旋转要素～第三旋转要素，并且本实施方式中的液压马达13相当于本发明中的流体压力马达。另外，本实施方式中的液压泵14相当于本发明中的流体压力供给源，并且本实施方式中的贮存器31相当于本发明中的存积部。

另外，本实施方式中的切换阀33a相当于本发明中的流体路切换机构，本实施方式中的致动器33b及ECU2相当于本发明中的驱动装置，并且本实施方式中的扭簧33c相当于本发明中的复位机构。另外，本实施方式中的套筒33d相当于本发明中的第一构件，本实施方式中的阀芯33e相当于本发明中的第二构件，并且本实施方式中的流入端口pp、第一马达端口pm1、第二马达端口pm2、回流端口pr及LUB端口pl分别相当于本发明中的第一连通口～第五连通口。

另外，本实施方式中的第一油路OL1、第二油路OL2、第三油路OL3、第四油路OL4及第五油路OL5分别相当于本发明中的供给流体路、第一流体路、第二流体路、排出流体路及冷却润滑流体路，并且本实施方式中的冷却润滑系统CL相当于本发明中的被冷却部及/或被润滑部。

如以上那样，根据第一实施方式，旋转电机11的驱动力经由传递装置12向左右的后轮WRL、WRR传递，由此驱动左右的后轮WRL、WRR(AWD模式，图24、图25)。另外，来自液压泵14的液压向液压马达13的第一压力室13b供给，并且供给的液压向液压马达13的第二压力室13c排出，由此从液压马达13经由传递装置12而向右后轮WRR附加正的转矩(左转弯中的SH模式，图26、图27)。另外，来自液压泵14的液压向第二压力室13c供给，并且供给的液压向第一压力室13b排出，由此从液压马达13经由传递装置12而向右后轮WRR附加负的转矩(右转弯中的SH模式，图28)。通过以上，在左右的后轮WRL、WRR之间产生转矩差，因此能够提高车辆V的转弯性、行驶稳定性。

另外，通过在将液压泵14与第一压力室13b连通的油路上、及将液压泵14与第二压力室13c连通的油路上配置的切换阀33a，来切换油路的隔断及连通。该切换阀33a具有套筒33d及阀芯33e。在套筒33d上形成有供与液压泵14连通的第一油路OL1连接的流入端口pp、供与液压马达13的第一压力室13b连通的第二油路OL2连接的第一马达端口pm1、供与液压马达13的第二压力室13c连通的第三油路OL3连接的第二马达端口pm2、及供与贮存器31连通的第四油路OL4连接的回流端口pr。另外，阀芯33e被设置成能够相对于套筒33d转动至中立位置、第一旋转角度位置θVA1及第二旋转角度位置θVA2。

在切换阀33a中，在阀芯33e处于中立位置时，流入端口pp与第一马达端口pm1成为连通状态，流入端口pp与第二马达端口pm2成为连通状态，第一马达端口pm1与回流端口pr成为隔断状态，并且第二马达端口pm2与回流端口pr成为隔断状态。因此，通过使阀芯33e位于中立位置，从而能够将从液压泵14供给到流入端口pp的液压经由第一马达端口pm1及第二油路OL2向第一压力室13b适当地供给，并且经由第二马达端口pm2及第三油路OL3向第二压力室13c适当地供给(图3)。这样，能够向第一液压室13b及第二液压室13c这双方适当地供给液压，因此，不会从液压马达13向右后轮WRR积极地附加转矩，由此能够确保车辆V的良好的直线前进性。

另外，在切换阀33a中，在阀芯33e处于第一旋转角度位置θVA1时，流入端口pp与第一马达端口pm1成为连通状态，流入端口pp与第二马达端口pm2成为隔断状态，第一马达端口pm1与回流端口pr成为隔断状态，并且第二马达端口pm2与回流端口pr成为连通状态。因此，通过使阀芯33e位于第一旋转角度位置θVA1，从而能够将从液压泵14供给到流入端口pp的液压经由第一马达端口pm1及第二油路OL2向第一压力室13b适当地供给，并且能够将供给到第一压力室13b的液压经由第二压力室13c、第三油路OL3、第二马达端口pm2、回流端口pr及第四油路OL4向贮存器31适当地排出，因此能够从液压马达13向右后轮WRR适当地附加正的转矩。

另外，在切换阀33a中，在阀芯33e处于第二旋转角度位置θVA2时，流入端口pp与第二马达端口pm2成为连通状态，流入端口pp与第一马达端口pm1成为隔断状态，第二马达端口pm2与回流端口pr成为隔断状态，并且第一马达端口pm1与回流端口pr成为连通状态。因此，通过使阀芯33e位于第二旋转角度位置θVA2，从而能够将从液压泵14供给至流入端口pp的液压经由第二马达端口pm2及第三油路OL3向第二压力室13c适当地供给，并且将供给到第二压力室13c的液压经由第一压力室13b、第二油路OL2、第一马达端口pm1、回流端口pr及第四油路OL4向贮存器31适当地排出，因此能够从液压马达13向右后轮WRR适当地附加负的转矩。

另外，与前述的以往的动力装置不同，设有将流入端口pp、第一马达端口pm1、第二马达端口pm2及回流端口pr作为一组的三组端口组(参照图3)，各端口各设有三个，因此与之相应地能够降低在各端口中流动的油的流量(流速)，进而能够降低损失。另外，即便在因混入到油中的异物使三组中的一组端口堵塞或变窄这样的情况下，也能够经由其他组的端口将油向液压马达13供给，因此能够使动力装置1适当地工作，能够提高其坚牢性。

另外，切换阀33a由所谓的回转阀构成，在套筒33d的内周设置具有圆柱曲面的收容孔33h，阀芯33e形成为圆柱状，并且以能够旋转移动的方式插入收容孔33h。另外，流入端口pp、第一马达端口pm1及第二马达端口pm2、回流端口pr及LUB端口pl与收容孔33h连通，上述的端口间的连通程度及隔断程度根据阀芯33e的旋转移动位置而被调整。由此，仅通过切换阀33a就能够进行油的流路的切换、向第一压力室13b及第二压力室13c供给的液压的调整。因此，例如无需与切换阀33a独立地设置压力调整用的控制阀，由此，能够实现动力装置1的小型化及制造成本的削减。

另外，将流入端口pp、第一马达端口pm1及第二马达端口pm2、回流端口pr及LUB端口pl1作为一组的三组端口组相对于以阀芯33e的旋转移动轴线为中心的圆周方向彼此等间隔地配置。由此，能够分别使经由三个端口pp、pm1、pm2、pr、pl向阀芯33e作用的多个液压的力均朝向阀芯33e的旋转轴线，因此能够适当地降低阀芯33e工作时与套筒33d之间的摩擦力。

而且，在将液压泵14与第一压力室13b连通的油路、将液压泵14与第二压力室13c连通的油路中，共用与流入端口pp连接的第一油路OL1。由此，作为流入端口pp，无需独立地设置在阀芯33e处于第一旋转角度位置θVA1时与第一马达端口pm1连通的端口、及在阀芯33e处于第二旋转角度位置θVA2时与第二马达端口pm2连通的端口，因此能够与之相应地使切换阀33a小型化。基于相同的理由，第一油路OL1为一个即可，因此能够与之相应地容易设置动力装置1。

另外，作为包含于所述三组端口组的第一端口组的回流端口pr与包含于三组端口组的第二端口组的回流端口pr，共用相同的端口，因此能够与之相应地使切换阀33a小型化。基于相同的理由，使第四油路OL4的数量减少，因此能够与之相应地容易设置动力装置1。

另外，在阀芯33e处于中立位置时，第一马达端口pm1与第二马达端口pm2成为连通状态，该第一马达端口pm1供与第一压力室13b连通的第二油路OL2连接，该第二马达端口pm2供与第二压力室13c连通的第三油路OL3连接。由此，如参照图10及图21～图23进行说明的那样，在左右的后轮WRL、WRR之间产生转速差时，能够使向作为泵发挥功能的液压马达13的第一压力室13b及第二压力室13c中的一方吸入且从另一方喷出的油在切换阀33a、第二油路OL2及第三油路OL3中顺畅地循环，因此能够抑制因该油的循环而经由液压马达13在左右的后轮WRL、WRR上产生的损失转矩。

另外，阀芯33e在致动器33b的作用下被从中立位置向第一旋转角度位置θVA1、及从中立位置向第二旋转角度位置θVA2驱动。另外，阀芯33e在扭簧33c的作用下从第一旋转角度位置θVA1向中立位置复位，并且从第二旋转角度位置θVA2向中立位置复位。由此，即使在致动器33b变得无法工作那样的情况下，通过使阀芯33e向中立位置复位，由此不会从液压马达13向右后轮WRR积极地附加转矩，因此能够防止产生使驾驶员感到不适感那样的车辆V的横摆力矩的情况。

另外，在阀芯33e处于中立位置时，不会从液压马达13向右后轮WRR积极地附加转矩。另外，通过使阀芯33e向第一旋转角度位置θVA1旋转，能够从液压马达13向右后轮WRR附加正的转矩，并且通过使阀芯33e向第二旋转角度位置θVA2旋转，能够从液压马达13向右后轮WRR附加负的转矩。在这种情况下，中立位置、第一旋转角度位置θVA1及第二旋转角度位置θVA2在阀芯33e相对于套筒33d的旋转方向上按照第一旋转角度位置θVA1、中立位置及第二旋转角度位置θVA2的顺序排列，因此能够从未积极地附加液压马达13的转矩的状态迅速地向积极附加液压马达13的转矩的状态转变。

另外，作为回流端口pr，相对于所述三组端口组中的一组端口组，设有两个回流端口pr，两个回流端口pr中的一方在阀芯33e处于第一旋转角度位置θVA1时成为与第二马达端口pm2连通的状态，另一方在阀芯33e处于第二旋转角度位置θVA2时成为与第一马达端口pm1连通的状态。这样，在一组端口组中，相互独立地设有与第一马达端口pm1及第二马达端口pm2连通的回流端口pr，因此能够提高流入端口pp、第一马达端口pm1及第二马达端口pm2的配置的自由度。另外，作为与三组端口组中的一个端口组的回流端口pr连接的第四油路OL4及与三组端口组中的另一个端口组的回流端口pr连接的第四油路OL4，共用相同的油路，因此能够实现动力装置1的小型化及其结构的简化。

另外，在套筒33d上形成有与第五油路OL5连接的LUB端口pl，该第五油路OL5与用于对旋转电机11及传递构件12进行冷却润滑的冷却润滑系统CL连通，因此通过切换阀33a，能够调节向冷却润滑系统CL的油的供给。

另外，在阀芯33e处于中立位置时、处于第一旋转角度位置θVA1时、及处于第二旋转角度位置θVA2时的任一情况下，流入端口pp与LUB端口pl都成为连通状态，该流入端口pp供与液压泵14连通的第一油路OL1连接，该LUB端口pl供与冷却润滑系统连通的第五油路OL5连接，因此能够与向右后轮WRR的液压马达13的转矩的附加状况无关地向冷却润滑系统CL供给油。

另外，阀芯33e处于第一旋转角度位置θVA1时、及阀芯33e处于第二旋转角度位置θVA2时的流入端口pp与LUB端口pl之间的连通程度比阀芯33e处于中立位置时的流入端口pp与LUB端口pl之间的连通程度小(图8、图12及图14)。由此，能够防止在附加有来自液压马达13的转矩时，从液压泵14向冷却润滑系统CL过剩地供给油的情况。

另外，在阀芯33e处于第一旋转角度位置θVA1时，与第一压力室13b连接的第一马达端口pm1和与冷却润滑系统CL连接的LUB端口pl成为连通状态，并且与第二压力室13c连接的第二马达端口pm2和LUB端口pl成为隔断状态。另外，在阀芯33e处于第二旋转角度位置θVA2时，第一马达端口pm1与LUB端口pl成为隔断状态，并且第一马达端口pm1与LUB端口pl成为连通状态。通过以上，在附加有来自液压马达13的转矩时，能够将第一压力室13b或第二压力室13c与冷却润滑系统CL之间隔断，因此能够更适当地进行来自液压马达13的转矩的附加。

另外，由于LUB端口pl的轴线方向的截面形成为正圆，因此在使阀芯33e从中立位置向第一旋转角度位置θVA1或第二旋转角度位置θVA2旋转时，能够抑制流入端口pp与LUB端口pl的连通程度/隔断程度急剧地变化的情况。

另外，作为车辆V的驱动源及液压泵14的驱动源，兼用旋转电机11，因此无需另行设置液压泵14的驱动源。

需要说明的是，在第一实施方式中，液压泵14与行星齿轮架CD连结，但也可以与减速用太阳齿轮SD连结。另外，在第一实施方式中，将第一太阳齿轮S1固定并将第二太阳齿轮S2与液压马达13连结，但也可以与之相反，将第一太阳齿轮S1与液压马达13连结并将第二太阳齿轮S2固定。另外，在第一实施方式中，将第一太阳齿轮S1固定，将第一内齿轮R1与行星齿轮架CD及液压泵14连结，并且将第二太阳齿轮S2与液压马达13连结，将第二内齿轮R2与右太阳齿轮SR及右后轮WRR连结，但也可以与之相反，将第一内齿轮R1固定，将第一太阳齿轮S1与行星齿轮架CD及液压泵14连结，并且将第二内齿轮R2与液压马达13连结，将第二太阳齿轮S2与右太阳齿轮SR及右后轮WRR连结。即，可以使共线图中的第一太阳齿轮S1与第一内齿轮R1的位置关系及第二太阳齿轮S2与第二内齿轮R2的位置关系分别颠倒。在这种情况下，也可以将第一内齿轮R1与液压马达13连结，并且将第二内齿轮R2固定。

另外，在第一实施方式中，将第一内齿轮R1与行星齿轮架CD及液压泵14连结，但也可以替代该结构而与左太阳齿轮SL及左后轮WRL连结。在这种情况下，也可以将第一太阳齿轮S1与液压马达13连结，并且将第二太阳齿轮S2固定，或者使共线图中的第一太阳齿轮S1与第一内齿轮R1的位置关系及第二太阳齿轮S2与第二内齿轮R2的位置关系分别颠倒。在该情况下，也可以将第一内齿轮R1与液压马达13连结，并且将第二内齿轮R2固定。

另外，在第一实施方式中，将第二内齿轮R2与右太阳齿轮SR及右后轮WRR连结，但也可以替代该结构而与左太阳齿轮SL及左后轮WRL连结。在这种情况下，也可以将第一太阳齿轮S1与液压马达13连结，并且将第二太阳齿轮S2固定，或者使共线图中的第一太阳齿轮S1与第一内齿轮R1的位置关系及第二太阳齿轮S2与第二内齿轮R2的位置关系分别颠倒。在该情况下，也可以将第一内齿轮R1与液压马达13连结，并且将第二内齿轮R2固定。

另外，在第一实施方式中，使用了单小齿轮类型的第一行星齿轮装置PS1及第二行星齿轮装置PS2，但也可以使用具有一对锥齿轮的差动装置。另外，在第一实施方式中，使用了具有左右的太阳齿轮SL、SR的差动装置DS，但也可以使用具有一对锥齿轮的差动装置。另外，如上述那样，在将第一内齿轮R1与左太阳齿轮SL及左后轮WRL连结的情况下，也可以替代差动装置DS而使用所谓的双小齿轮类型的行星齿轮装置。

另外，在第一实施方式中，将构成第一行星齿轮装置PS1的齿轮的齿数和构成与其对应的第二行星齿轮装置PS2的齿轮的齿数设定为彼此相同的值，但也可以设定为彼此不同的值。该情况在上述那样变更各种要素的连结关系的情况下也同样适合。另外，在第一实施方式中，将旋转电机11经由减速装置DG而与液压泵14及第一内齿轮R1连结，但也可以省略减速装置DG(其中，由于行星齿轮架CD被差动装置DS共用，因此不省略)，并且与液压泵14及行星齿轮架CD直接连结。另外，在第一实施方式中，传递装置12构成为，将从旋转电机11及液压泵14传递到行星齿轮架CD的转矩向左右的后轮WRL、WRR以1∶1的分配比进行分配，但也可以构成为以不等分配的方式进行分配。

接下来，参照图39来说明本发明的第二实施方式的动力装置51。该动力装置51与第一实施方式的动力装置1相比较，仅是其传递装置52的结构不同。在图39中，对于与第一实施方式相同的构成要素，标注相同的符号。以下，对于动力装置51，以与第一实施方式不同点为中心进行说明。

动力装置51的传递装置52具有：将旋转电机11的驱动力经由左右的输出轴SRL、SRR向左右的后轮WRL、WRR传递的差动装置DS′；以及为了调整左右的后轮WRL、WRR的转矩而将液压马达13的转矩向两者WRL、WRR传递的第一行星齿轮装置PS1′及第二行星齿轮装置PS2′。第一行星齿轮装置PS1′、第二行星齿轮装置PS2′及差动装置DS′与左右的输出轴SRL、SRR呈同轴状配置，在左右的后轮WRL、WRR之间从左侧起依次配置。

差动装置DS′由双小齿轮类型的行星齿轮装置构成，具有太阳齿轮SD′、在太阳齿轮SD′的外周设置的内齿轮RD′、与太阳齿轮SD′啮合的多个第一小齿轮PD1′(仅图示两个)、与第一小齿轮PD1′及内齿轮RD′啮合的多个第二小齿轮PD2′(仅图示两个)、及将两个小齿轮PD1′、PD2′支承为旋转自如的旋转自如的行星齿轮架CD′。太阳齿轮SD′及行星齿轮架CD′分别与左右的输出轴SRL、SRR连结，在内齿轮RD′的外周一体地设有齿轮GR。另外，太阳齿轮SD′的齿数被设定为内齿轮RD′的齿数的1/2的值。

第一行星齿轮装置PS1′由单小齿轮类型的行星齿轮装置构成，并具有第一太阳齿轮S1′、在第一太阳齿轮S1′的外周设置的第一内齿轮R1′、与第一太阳齿轮S1′及第一内齿轮R1′啮合的多个第一小齿轮P1′(仅图示两个)、及将第一小齿轮P1′支承为旋转自如的旋转自如的第一行星齿轮架C1′。第一太阳齿轮S1′固定在不动的壳体CA′，第一行星齿轮架C1′与左输出轴SRL连结。通过以上的结构，左输出轴SRL、差动装置DS′的太阳齿轮SD′及第一行星齿轮装置PS1′的第一行星齿轮架C1′彼此一体地旋转自如。

第二行星齿轮装置PS2′与第一行星齿轮装置PS1′同样地由单小齿轮类型的行星齿轮装置构成。在第二行星齿轮装置PS2′的第二太阳齿轮S2′上，经由中空的第一旋转轴而安装有齿轮GS，第二太阳齿轮S2′及齿轮GS一体地旋转自如。另外，在第二行星齿轮装置PS2′中，与第二太阳齿轮S2′啮合的多个第二小齿轮P2′(仅图示两个)由第二行星齿轮架C2′支承为旋转自如，第二行星齿轮架C2′经由中空的第二旋转轴与差动装置DS′的行星齿轮架CD′连结。在该第二旋转轴的内侧嵌合有旋转自如的左输出轴SRL，在外侧嵌合有旋转自如的上述的第一旋转轴。

通过以上的结构，右输出轴SRR、差动装置DS′的行星齿轮架CD′及第二行星齿轮装置PS2′的第二行星齿轮架C2′彼此一体地旋转自如。另外，与第二小齿轮P2′啮合的第二内齿轮R2′经由中空的旋转轴与第一行星齿轮装置PS1′的第一内齿轮R1′连结，两者R1′、R2′彼此一体地旋转自如。另外，第一太阳齿轮S1′及第二太阳齿轮S2′的齿数被设定为彼此相同的值，第一内齿轮R1′及第二内齿轮R2′的齿数被设定为彼此相同的值。

另外，旋转电机11的转子11b与液压泵14的输入轴14a呈同轴状地连结，在输入轴14a上呈同轴状地安装有齿轮G。齿轮G与第一惰轮IG1啮合，第一惰轮IG1还与差动装置DS′的所述齿轮GR啮合。齿轮G的齿数小于齿轮GR的齿数。

另外，在液压马达13的输出轴13a上，呈同轴状地安装有齿轮13e，齿轮13e与第二惰轮IG2啮合。第二惰轮IG2还与第二行星齿轮装置PS2′的所述齿轮GS啮合。齿轮13e的齿数小于齿轮GS的齿数。

在以上结构的动力装置51的动作模式中，与第一实施方式同样地包括通常模式、AWD模式、SH模式、LSD模式及不良路面行驶时LSD模式。以下，对于上述的动作模式，依次简单地进行说明。

[通常模式(参照图40及图41)]

图40是表示通常模式中且车辆V的直线前进中的旋转电机11、传递装置52的太阳齿轮SD′等各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的速度共线图。根据前述的各种要素之间的连结关系及啮合关系可知，差动装置DS′的太阳齿轮SD′的转速、内齿轮RD′的转速及行星齿轮架CD′的转速在共线图中处于彼此在相同的直线上依次排列的共线关系。另外，太阳齿轮SD′的转速与左后轮转速NWRL相等，行星齿轮架CD′的转速与右后轮转速NWRR相等。另外，旋转电机11的转速及液压泵14的转速彼此相等，若忽略齿轮G及齿轮GR引起的减速，则内齿轮RD′的转速与旋转电机11的转速及液压泵14的转速相等。

另外，第一行星齿轮装置PS1′的第一太阳齿轮S1′的转速、第一行星齿轮架C1′的转速及第一内齿轮R1′的转速在共线图中处于彼此在相同的直线上依次排列的共线关系，第二行星齿轮装置PS2′的第二太阳齿轮S2′的转速、第二行星齿轮架C2′的转速及第二内齿轮R2′的转速在共线图中处于彼此在相同的直线上依次排列的共线关系。另外，由于第一太阳齿轮S1′固定于壳体CA，因此其转速始终为0，第一行星齿轮架C1′及第二行星齿轮架C2′的转速与左后轮转速NWRL及右后轮转速NWRR分别相等。另外，第一内齿轮R1′及第二内齿轮R2′的转速彼此相等，若忽略齿轮13e及齿轮GS引起的减速，则第二太阳齿轮S2′的转速及液压马达13的转速彼此相等。在这种情况下，与第一实施方式不同，液压马达13的输出轴13a在其旋转方向为正转方向时，绕图3、图10等中的顺时针方向旋转，在其旋转方向为反转方向时，绕图3、图10等中的逆时针方向旋转。

另外，根据前述的各种齿轮的齿数的设定可知，共线图中的太阳齿轮SD′与内齿轮RD′之间的距离和内齿轮RD′与行星齿轮架CD′之间的距离彼此相等，第一行星齿轮架C1′与第一内齿轮R1′之间的距离和第二行星齿轮架C2′与第二内齿轮R2′之间的距离彼此相等。因此，在图40中，将内齿轮RD′的转速、旋转电机11的转速及液压泵14的转速与第一内齿轮R1′及第二内齿轮R2′的转速描绘在相同的纵线上，该图中的带剖面线的圆表示内齿轮RD′的转速、旋转电机11的转速及液压泵14的转速，空心圆表示第一内齿轮R1′及第二内齿轮R2′的转速。另外，共线图中的第一行星齿轮架C1′与第一太阳齿轮S1′之间的距离和第二行星齿轮架C2′与第二太阳齿轮S2′之间的距离彼此相等。需要说明的是，图40中的各种参数(LOP、RWLP及RWRP)如第一实施方式中说明的那样。

如图40所示，在通常模式中且车辆V的直线前进中，与第一实施方式的情况同样，左右的后轮转速NWRL、NWRR彼此相等，并且液压马达13的转速成为0。另外，通过将液压马达13的控制模式设定为空挡模式，由此液压马达13不会因来自液压泵14的液压而工作，成为空挡状态，因此左右的后轮WRL、WRR的转矩没有由液压马达13调整，泵负载转矩LOP经由差动装置DS′向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配。换言之，伴随着发动机3对前轮WFL、WFR的驱动而旋转的左右的后轮WRL、WRR的转矩相互合成而得到的转矩向液压泵14传递，来驱动液压泵14。

通过以上，在通常模式中且车辆V的直线前进中，与第一实施方式的情况同样，左右的后轮转矩TRL、TRR彼此相等，将通过发动机3对前轮WFL、WFR的驱动而产生的左右的后轮WRL、WRR的转矩分别设为TIL、TIR，当两者TIL、TIR彼此相等时，成为TRL＝TRR＝TIL(或TIR)-LOP/2。

另外，图41表示通常模式中且车辆V的左转弯中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。在该图中，RC2′及RR2′分别表示伴随着液压马达摩擦转矩TFM向第二太阳齿轮S2′传递而在第二行星齿轮架C2′及第二内齿轮R2′上作用的反作用力转矩。另外，TR1′表示伴随着液压马达摩擦转矩TFM向第二太阳齿轮S2′传递而向第一内齿轮R1′传递的转矩，RC1′及RS1′分别表示根据TR1′而作用于第一行星齿轮架C1′及第一太阳齿轮S1′的反作用力转矩。

如图41所示，在通常模式中且车辆V进行左转弯时，作为转弯外轮的右后轮WRR的右后轮转速NWRR变得高于作为转弯内轮的左后轮WRL的左后轮转速NWRL。另外，液压马达13的输出轴13a由来自右后轮WRR的驱动力驱动，由此进行正转(绕图10的顺时针方向旋转)。

如前述那样，第一太阳齿轮S1′及第二太阳齿轮S2′的齿数彼此相等，第一内齿轮R1′及第二内齿轮R2′的齿数彼此相等。在此，当第二太阳齿轮S2′的齿数设为ZS2′且第二内齿轮R2′的齿数设为ZR2′时，|RC2′|＝|(1+ZR2′/ZS2′)TFM|＝|RC1′|的关系成立，且|RR2′|＝|(ZR2′/ZS2′)TFM|＝|TR1′|的关系成立。

根据以上可知，在通常模式中且车辆V的左转弯中，伴随着液压马达摩擦转矩TFM(负的转矩)被传递，在作为转弯外轮的右后轮WRR上作用有RC2′＝-(1+ZR2′/ZS2′)TFM的负的转矩(制动转矩)。另外，在作为转弯内轮的左后轮WRL上作用有RC1′＝(1+ZR2′/ZS2′)TFM的正的转矩。在这种情况下，也将泵负载转矩LOP向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配。以上的结果是，在通常模式中且车辆V的左转弯中，右后轮转矩TRR成为TRR＝TIR-LOP/2-(1+ZR2′/ZS2′)TFM，左后轮转矩TRL成为TRL＝TIL-LOP/2+(1+ZR2′/ZS2′)TFM，变得稍大于右后轮转矩TRR(其中，TIL＝TIR)。

另一方面，虽未图示，但在通常模式中且车辆V的右转弯中，作为转弯外轮的左后轮WRL的左后轮转速NWRL变得高于作为转弯内轮的右后轮WRR的右后轮转速NWRR。另外，液压马达13的输出轴13a由来自左后轮WRL的驱动力驱动，从而进行反转(绕图10的逆时针方向旋转)。

在这种情况下，|RC2′|＝|(1+ZR2′/ZS2′)TFM|＝|RC1′|的关系也成立，且|RR2′|＝|(ZR2′/ZS2′)TFM|＝|TR1′|的关系也成立。根据以上可知，在通常模式中且车辆V的右转弯中，伴随着液压马达摩擦转矩TFM被传递，在作为转弯内轮的右后轮WRR上作用有RC2′＝(1+ZR2′/ZS2′)TFM的正的转矩，在作为转弯外轮的左后轮WRL上作用有RC1′＝-(1+ZR2′/ZS2′)TFM的负的转矩。在这种情况下，也将泵负载转矩LOP向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配。以上的结果是，在通常模式中且车辆V的右转弯中，左后轮转矩TRL成为TRL＝TIL-LOP/2-(1+ZR2′/ZS2′)TFM，右后轮转矩TRR成为TRR＝TIR-LOP/2+(1+ZR2′/ZS2′)TFM，变得稍大于左后轮转矩TRL(省略图示，其中，TIL＝TIR)。

如以上那样，在通常模式中且车辆V的转弯中，转弯内轮的转矩增大，并且转弯外轮的转矩减少，前者变得稍大于后者。在这种情况下，如上述那样，在左右的后轮WRL、WRR之间产生2(1+ZR2′/ZS2′)TFM量的转矩差，但由于液压马达摩擦转矩TFM如前述那样非常小，因此不会使驾驶员感到较大的不适感。

[AWD模式(参照图42)]

AWD模式中，与第一实施方式的情况同样，向旋转电机11供给电力，并且使转子11b正转。图42表示AWD模式中且车辆V的直线前进中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。在图42中，RWLM′及RWRM′分别是根据旋转电机输出转矩TEM而作用于左右的后轮WRL、WRR的反作用力转矩。在这种情况下，旋转电机输出转矩TEM大于泵负载转矩LOP。

根据图42可知，旋转电机输出转矩TEM与泵负载转矩LOP合成而得到的转矩向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配，左右的后轮WRL、WRR由旋转电机11驱动。通过以上，在AWD模式中，左后轮转矩TRL及右后轮转矩TRR变得彼此相等，成为TRL＝TRR＝TIL(或TIR)+TEM/2-LOP/2。

需要说明的是，虽未图示，但在AWD模式中且车辆V的转弯中，与通常模式的情况同样，在转弯外轮上作用有-(1+ZR2′/ZS2′)TFM的负的转矩(制动转矩)，并且在转弯内轮上作用有(1+ZR2′/ZS2′)TFM的正的转矩，转弯内轮的转矩变得大于转弯外轮的转矩。另外，AWD模式能够与SH模式、LSD模式及不良路面行驶时LSD模式并用。

[SH模式(参照图43)]

在SH模式中且车辆V进行左转弯时，将液压马达13的控制模式设定为第一马达模式，并且使液压马达13的输出轴13a正转(绕图11的顺时针方向旋转)。图43表示该情况下的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。

在图43中，RC2′及RR2′分别表示伴随着液压马达输出转矩TOM向第二太阳齿轮S2′传递而作用于第二行星齿轮架C2′及第二内齿轮R2′的反作用力转矩。另外，TR1′表示伴随着液压马达输出转矩TOM向第二太阳齿轮S2′传递而向第一内齿轮R1′传递的转矩，RC1′及RS1′分别表示根据TR1′而作用于第一行星齿轮架C1′及第一太阳齿轮S1′的反作用力转矩。

如图43所示，在SH模式中且车辆V的左转弯中，作为转弯外轮的右后轮WRR的右后轮转速NWRR变得高于作为转弯内轮的左后轮WRL的左后轮转速NWRL。另外，由左右的后轮转速NWRL、NWRR确定的第二太阳齿轮S2′的旋转方向及液压马达13的输出轴13a的旋转方向成为正转方向。

根据图43与图41的比较可知，在SH模式中且车辆V的左转弯中，伴随着液压马达输出转矩TOM被传递，在作为转弯内轮的左后轮WRL上作用有RC1′＝-(1+ZR2′/ZS2′)TOM的负的转矩(制动转矩)。另外，在作为转弯外轮的右后轮WRR上作用有RC2′＝(1+ZR2′/ZS2′)TOM的正的转矩。在这种情况下，也将泵负载转矩LOP向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配。以上的结果是，在SH模式中且车辆V的左转弯中，左后轮转矩TRL成为TRL＝TIL-LOP/2-(1+ZR2′/ZS2′)TOM，右后轮转矩TRR成为TRR＝TIR-LOP/2+(1+ZR2′/ZS2′)TOM，变得大于左后轮转矩TRL(其中，TIL＝TIR)。

另一方面，在SH模式中且车辆V进行右转弯时，将液压马达13的控制模式设定为第二马达模式，并且使液压马达13的输出轴13a反转(绕图13的逆时针方向旋转)。虽省略关于该情况下的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的图，但作为转弯外轮的左后轮WRL的左后轮转速NWRL变得高于作为转弯内轮的右后轮WRR的右后轮转速NWRR。另外，由左右的后轮转速NWRL、NWRR确定的第二太阳齿轮S2′的旋转方向及液压马达13的输出轴13a的旋转方向成为反转方向。

在SH模式中且车辆V的右转弯中，伴随着液压马达输出转矩TOM被传递，在作为转弯外轮的左后轮WRL上作用有RC1′＝(1+ZR2′/ZS2′)TOM的正的转矩。另外，在作为转弯内轮的右后轮WRR上作用有RC2′＝-(1+ZR2′/ZS2′)TOM的负的转矩(制动转矩)。在这种情况下，也将泵负载转矩LOP向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配。以上的结果是，在SH模式中且车辆V的右转弯中，右后轮转矩TRR成为TRR＝TIR-LOP/2-(1+ZR2′/ZS2′)TOM，左后轮转矩TRL成为TRL＝TIL-LOP/2+(1+ZR2′/ZS2′)TOM，变得大于右后轮转矩TRR(其中，TIL＝TIR)。

[LSD模式(参照图44)]

在LSD模式中且车辆V进行左转弯时，将液压马达13的控制模式设定为第一泵模式，使液压马达13作为泵发挥功能。图44表示该情况下的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。需要说明的是，由于液压马达13作为泵发挥功能，因此液压马达输出转矩TOM为负的转矩。

如图44所示，在LSD模式中且车辆V的左转弯中，与图43的情况同样，作为转弯外轮的右后轮WRR的右后轮转速NWRR变得高于作为转弯内轮的左后轮WRL的左后轮转速NWRL。另外，液压马达13的输出轴13a由来自右后轮WRR的驱动力驱动，从而进行正转(绕图15的顺时针方向旋转)。

根据图44与图43的比较可知，在LSD模式中且车辆V的左转弯中，伴随着液压马达输出转矩TOM被传递，在作为转弯内轮的左后轮WRL上作用有RC1′＝(1+ZR2′/ZS2′)TOM的正的转矩。另外，在作为转弯外轮的右后轮WRR上作用有RC2′＝-(1+ZR2′/ZS2′)TOM的负的转矩(制动转矩)。在这种情况下，也将泵负载转矩LOP向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配。以上的结果是，在LSD模式中且车辆V的左转弯中，右后轮转矩TRR成为TRR＝TIR-LOP/2-(1+ZR2′/ZS2′)TOM，左后轮转矩TRL成为TRL＝TIL-LOP/2+(1+ZR2′/ZS2′)TOM，变得大于右后轮转矩TRR(其中，TIL＝TIR)。

另一方面，在LSD模式中且车辆V进行右转弯时，将液压马达13的控制模式设定为第二泵模式。虽省略关于该情况下的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的图，但作为转弯外轮的左后轮WRL的左后轮转速NWRL变得高于作为转弯内轮的右后轮WRR的右后轮转速NWRR。另外，液压马达13的输出轴13a由来自左后轮WRL的驱动力驱动，从而进行反转(绕图16的逆时针方向旋转)。

另外，在LSD模式中且车辆V的右转弯中，伴随着液压马达输出转矩TOM(负的转矩)被传递，在作为转弯外轮的左后轮WRL上作用有RC1′＝-(1+ZR2′/ZS2′)TOM的负的转矩(制动转矩)。另外，在作为转弯内轮的右后轮WRR上作用有RC2′＝(1+ZR2′/ZS2′)TOM的正的转矩。在这种情况下，也将泵负载转矩LOP向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配。以上的结果是，在LSD模式中且车辆V的右转弯中，左后轮转矩TRL成为TRL＝TIL-LOP/2-(1+ZR2′/ZS2′)TOM，右后轮转矩TRR成为TRR＝TIR-LOP/2+(1+ZR2′/ZS2′)TOM，变得大于左后轮转矩TRL(其中，TIL＝TIR)。

[不良路面行驶时LSD模式(参照图45)]

在不良路面行驶时LSD模式中的第一BLSD模式中(右后轮WRR比左后轮WRL更发生滑移时)，在右后轮转速NWRR高于左后轮转速NWRL时，将液压马达13的控制模式设定为第一泵模式。图45表示第一BLSD模式中且并用AWD模式作为动作模式的情况下的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。

如图45所示，在第一BLSD模式中，右后轮转速NWRR变得高于左后轮转速NWRL。另外，液压马达13的输出轴13a由来自右后轮WRR的驱动力驱动，从而进行正转(绕图15的顺时针方向旋转)。

根据图45与图44的比较可知，该情况下的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系与LSD模式中且车辆V的左转弯中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系基本相同。因此，伴随着液压马达输出转矩TOM被传递，在未发生滑移或滑移的程度小的左后轮WRL上作用有RC1′＝(1+ZR2′/ZS2′)TOM的正的转矩。另外，在发生滑移或滑移的程度大的右后轮WRR上作用有RC2′＝-(1+ZR2′/ZS2′)TOM的负的转矩(制动转矩)。在这种情况下，旋转电机输出转矩TEM与泵负载转矩LOP合成而得到的转矩向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配。以上的结果是，在第一BLSD模式中，右后轮转矩TRR成为TRR＝TIR-LOP/2+TEM/2-(1+ZR2′/ZS2′)TOM，左后轮转矩TRL成为TRL＝TIL-LOP/2+TEM/2+(1+ZR2′/ZS2′)TOM，变得大于右后轮转矩TRR(其中，TIL＝TIR)。

需要说明的是，虽未图示，但在第一BLSD模式中且未并用AWD模式时，只是没有TEM、RWLM′及RWRM′，而基本动作相同。即，在这种情况下，也在未发生滑移或滑移的程度小的左后轮WRL上作用有(1+ZR2′/ZS2′)TOM的正的转矩，并且在发生滑移或滑移的程度大的右后轮WRR上作用有-(1+ZR2′/ZS2′)TOM的负的转矩(制动转矩)。

另外，在不良路面行驶时LSD模式中的第二BLSD模式中(左后轮WRL比右后轮WRR更发生滑移时)，将液压马达13的控制模式设定为第二泵模式。虽未图示，但第二BLSD模式中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系与LSD模式中且车辆V的右转弯中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系基本相同。因此，伴随着液压马达输出转矩TOM(负的转矩)被传递，在发生滑移或滑移的程度大的左后轮WRL上作用有-(1+ZR2′/ZS2′)TOM的负的转矩(制动转矩)。另外，在未发生滑移或滑移的程度小的右后轮WRR上作用有(1+ZR2′/ZS2′)TOM的正的转矩。

第二BLSD模式中，在未并用AWD模式时将泵负载转矩LOP向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配，在并用AWD模式时将旋转电机输出转矩TEM与泵负载转矩LOP合成而得到的转矩向左右的后轮WRL、WRR以1∶1分配。以上的结果是，在第二BLSD模式中，未发生滑移或滑移的程度小的右后轮WRR的转矩变得大于左后轮WRL的转矩。第二BLSD模式中，在并用AWD模式时，左后轮转矩TRL成为TRL＝TIL-LOP/2+TEM/2-(1+ZR2′/ZS2′)TOM，右后轮转矩TRR成为TRR＝TIR-LOP/2+TEM/2+(1+ZR2′/ZS2′)TOM，在未并用AWD模式时，成为TRL＝TIL-LOP/2-(1+ZR2′/ZS2′)TOM，TRR＝TIR-LOP/2+(1+ZR2′/ZS2′)TOM(其中，TIL＝TIR)。

另外，第二实施方式中的各种要素与本发明中的各种要素的对应关系如以下那样。即，本实施方式中的传递装置52相当于本发明中的差动装置及动力传递构件，并且本实施方式中的内齿轮RD′、太阳齿轮SD′及行星齿轮架CD′分别相当于本发明中的第一旋转要素～第三旋转要素。

另外，在第二实施方式中，ECU2进行的控制处理与参照图34所说明的第一实施方式的情况同样地进行，因此省略其详细的说明。通过以上，根据第二实施方式，能够同样地得到第一实施方式所得到的前述的效果。

需要说明的是，在第二实施方式中，将第一太阳齿轮S1′固定，并且将第二太阳齿轮S2′与液压马达13连结，但也可以与之相反，将第一太阳齿轮S1′与液压马达13连结，并且将第二太阳齿轮S2′固定。另外，在第二实施方式中，将第一太阳齿轮S1′固定，将第二太阳齿轮S2′与液压马达13连结，并将第一内齿轮R1′及第二内齿轮R2′彼此连结，但也可以将第一太阳齿轮S1′及第二太阳齿轮S2′彼此连结，将第一内齿轮R1′固定，并且将第二内齿轮R2′与液压马达13连结。即，也可以使共线图中的第一太阳齿轮S1′与第一内齿轮R1′的位置关系及第二太阳齿轮S2′与第二内齿轮R2′的位置关系分别颠倒。在这种情况下，也可以将第一内齿轮R1′与液压马达13连结，并且将第二内齿轮R2′固定。

另外，在第二实施方式中，使用了单小齿轮类型的第一行星齿轮装置PS1′及第二行星齿轮装置PS2′，但也可以使用具有一对锥齿轮的差动装置。另外，在第二实施方式中，在差动装置DS′的太阳齿轮SD′、内齿轮RD′及行星齿轮架CD′所构成的三个旋转要素中，在共线图上位于左侧的旋转要素上连结第一行星齿轮架C1′，但也可以在共线图上位于中央的旋转要素上连结第一行星齿轮架C1′。另外，在第二实施方式中，在差动装置DS′的三个旋转要素中，在共线图中位于右侧的旋转要素上连结第二行星齿轮架C2′，但也可以在共线图中位于中央的旋转要素上连结第二行星齿轮架C2′。这样，在将第一行星齿轮架C1′及第二行星齿轮架C2连结的情况下，作为差动装置DS′而使用具有一对锥齿轮的差动装置(差速齿轮)。另外，在上述的情况下，也可以将第一太阳齿轮S1′与液压马达13连结，并且将第二太阳齿轮S2′固定，或者还可以将共线图中的第一太阳齿轮S1′与第一内齿轮R1′的位置关系及第二太阳齿轮S2′与第二内齿轮R2′的位置关系分别颠倒。该情况下，也可以将第一内齿轮R1′与液压马达13连结，并且将第二内齿轮R2′固定。

另外，在第二实施方式中，将传递装置52构成为，将从旋转电机11及液压泵14传递到内齿轮RD′的转矩向左右的后轮WRL、WRR以1∶1的分配比进行分配，但也可以构成为以不等分配的方式进行分配。

需要说明的是，本发明没有限定于说明的第一实施方式及第二实施方式(以下，统称为“实施方式”)，能够以各种方式进行实施。例如，在实施方式中，使用各种旋转要素的转速处于图19、图40等所示那样的关系的传递装置12、52，但也可以使用具有第一旋转要素～第九旋转要素且上述的旋转要素的转速处于图46所示那样的关系的传递装置。需要说明的是，在图46中，将旋转电机的转速、液压泵的转速、第二旋转要素的转速、第六旋转要素的转速及第九旋转要素的转速描绘在相同的纵线上，该图中的空心圆表示旋转电机的转速、液压泵的转速及第二旋转要素的转速，带剖面线的圆表示第六旋转要素的转速及第九旋转要素的转速。

如图46所示，第一旋转要素～第三旋转要素的转速、第四旋转要素～第六旋转要素的转速及第七旋转要素～第九旋转要素的转速分别处于共线关系，第一旋转要素及第四旋转要素相互连结，第三旋转要素及第七旋转要素相互连结，并且第六旋转要素及第九旋转要素相互连结。另外，第一旋转要素与旋转电机及液压泵连结，第二旋转要素及第三旋转要素与左右的车轮分别连结。另外，第五旋转要素被固定为无法旋转，第八旋转要素与液压马达连结。根据图46可知，从旋转电机及液压泵传递到第二旋转要素的转矩向左右的车轮(第一旋转要素及第三旋转要素)以1∶1分配。另外，在车辆的行驶中(左右轮的正转中)，使液压马达产生正转方向的转矩，由此能够增大右车轮的转矩，并且能够减少左车轮的转矩，使液压马达产生反转方向的转矩，由此能够减少右车轮的转矩，并且能够增大左车轮的转矩。

在这种情况下，也可以在第五旋转要素上连结液压马达，并且将第八旋转要素固定为无法旋转。或者，也可以将第四旋转要素与第二旋转要素连结而不与第一旋转要素连结。或者，也可以将第七旋转要素与第二旋转要素连结而不与第三旋转要素连结。另外，在图46中，第四旋转要素的转速与第五旋转要素的转速之差大于第五旋转要素的转速与第六旋转要素的转速之差，当然也可以与之相反，使第五旋转要素的转速与第六旋转要素的转速之差大于第四旋转要素的转速与第五旋转要素的转速之差，或者彼此相同。同样，第七旋转要素的转速与第八旋转要素的转速之差大于第八旋转要素的转速与第九旋转要素的转速之差，当然也可以与之相反，使第八旋转要素的转速与第九旋转要素的转速之差大于第七旋转要素的转速与第八旋转要素的转速之差，或者彼此相同。另外，在图46中，传递装置构成为，将从旋转电机及液压泵传递到第二旋转要素的转矩向第一旋转要素及第三旋转要素以1∶1分配，但也可以构成为以不等分配的方式进行分配。

另外，在使用上述那样的传递装置的情况下，作为分别构成第一旋转要素～第三旋转要素、第四旋转要素～第六旋转要素及第七旋转要素～第九旋转要素的差动装置，能够适当使用单小齿轮类型的行星齿轮装置、双小齿轮类型的行星齿轮装置、具有一对锥齿轮的差动装置等。

或者，也可以替代传递装置12、52，使用构成为具有转速处于共线关系的第一旋转要素～第三旋转要素、且在固定了第二旋转要素的状态下使第一旋转要素及第三旋转要素旋转时使第三旋转要素的转速高于第一旋转要素的转速的差动装置，并且将第一旋转要素与旋转电机连结，将第二旋转要素及第三旋转要素与左右的车轮中的一方及另一方连结，并将第三旋转要素与液压马达连结。作为该情况下的差动装置，能够使用双小齿轮类型的行星齿轮装置、具有一对锥齿轮的差动装置。

另外，在实施方式中，本发明中的左右的车轮为左右的后轮WRL、WRR，但也可以为左右的前轮。另外，在实施方式中，本发明中的驱动源为旋转电机11，但也可以为产生驱动力的其他的适当装置，例如为内燃机。

另外，在实施方式中，液压马达13为叶片式液压马达，但也可以为其他的适当的液压马达，例如为齿轮式马达等。另外，在实施方式中，本发明中的流体压力马达是利用油的压力来工作的液压马达13，但也可以是利用其他适当的流体的压力来工作的马达。在该情况下，替代液压泵14而使用能够供给其他适当的流体的压力的流体压力供给源是不言而喻的。另外，在实施方式中，液压泵14为叶片类型的液压泵，但也可以是其他适当的液压泵，例如为次摆线类型的液压泵等。

另外，在实施方式中，使用由左右的后轮WRL、WRR的动力、旋转电机11的动力驱动的液压泵14，但也可以使用通过从外部供给的电力来工作的电动泵。另外，在实施方式中，将液压泵14作为液压马达13及冷却润滑系统CL的油供给源而共用，但也可以用作液压马达13及其他适当装置的油供给源，或者仅用作液压马达13的油供给源。另外，在实施方式中，通过冷却润滑系统CL对旋转电机11及传递装置12、52这两方进行冷却润滑，但也可以仅对两者11及12、52中的一方进行冷却润滑，在这种情况下，也可以仅进行冷却及润滑中的一方。

另外，在实施方式中，切换阀33a为回转阀，但也可以是滑阀，该情况下，可以将本发明中的作为第一构件的套筒形成为方筒状，将本发明中的作为第二构件的阀芯形成为棱柱状。另外，在实施方式中，将流入端口pp、第一马达端口pm1及第二马达端口pm2、回流端口pr及LUB端口pl沿套筒33d的周向等间隔地配置，但也可以不等间隔地配置。另外，在实施方式中，阀芯33e的旋转角度位置按照第一旋转角度位置θVA1、中立位置及第二旋转角度位置θVA2的顺序排列，但也可以按照其他适当的顺序排列。

另外，在实施方式中，在将液压泵14与第一压力室13b连通的流体路和将液压泵14与第二压力室13c连通的流体路中，共用第一油路OL1，但也可以分别独立设置。另外，在实施方式中，作为三组端口组中的一个端口组的回流端口pr和另一个端口组的回流端口pr，共用相同的端口，但也可以分别独立设置。

另外，在实施方式中，在阀芯33e位于中立位置时，使第一马达端口pm1及第二马达端口pm2相互连通，但也可以不相互连通。另外，在实施方式中，将LUB端口pl的与轴线方向正交的截面形成为正圆状，但只要从正面观察时的外缘形成为曲线状即可，例如可以形成为在套筒的周向上长的椭圆形状等。另外，实施方式是在设有冷却润滑系统CL的车辆V中适用动力装置1的例子，也可以适用于未设置冷却润滑系统CL的车辆，在该情况下，可以删除LUB端口pl及第五油路OL5是不言而喻的。另外，在实施方式中，本发明中的复位机构为扭簧33c，但也可以是使阀芯33e向中立位置复位的其他适当的机构、例如为橡胶等。

另外，在实施方式中，液压马达13经由传递装置12或52与左右的后轮WRL、WRR连结，但作为液压马达，也可以使用具有内转子及外转子的、所谓的推斥电动机，并且将内转子及外转子与左右的后轮中的一方及另一方分别连结。在该情况下，也可以删除本发明中的作为差动装置的传递装置12、52和本发明中的作为驱动源的旋转电机11。当然也可以将与以上的实施方式相关的变化适当地组合。此外，在本发明的主旨的范围内能够适当地变更细节部分的结构。

符号说明：

V 车辆

WRL 左后轮(左车轮、左右的车轮中的一方)

WRR 右后轮(右车轮、左右的车轮中的另一方)

1 动力装置

2 ECU(驱动装置)

11 旋转电机(驱动源)

12 传递装置(差动装置、动力传递构件)

SD 减速用太阳齿轮(第一旋转要素)

SR 右太阳齿轮(第二旋转要素)

SL 左太阳齿轮(第三旋转要素)

13 液压马达(流体压力马达)

13b 第一压力室

13c 第二压力室

14 液压泵(流体压力供给源)

31 贮存器(存积部)

33a 切换阀(流体路切换机构)

33b 致动器(驱动装置)

33c 扭簧(复位机构)

33d 套筒(第一构件)

pp 流入端口(第一连通口)

pm1 第一马达端口(第二连通口)

pm2 第二马达端口(第三连通口)

pr 回流端口(第四连通口)

pl LUB端口(第五连通口)

33e 阀芯(第二构件)

33h 收容孔

OL1 第一油路(供给流体路)

OL2 第二油路(第一流体路)

OL3 第三油路(第二流体路)

OL4 第四油路(排出流体路)

OL5 第五油路(冷却润滑流体路)

CL 冷却润滑系统(被冷却部及/或被润滑部)

51 动力装置

52 传递装置(差动装置、动力传递构件)

RD′ 内齿轮(第一旋转要素)

SD′ 太阳齿轮(第二旋转要素)

CD′ 行星齿轮架(第三旋转要素)