驱动装置的制作方法

本发明涉及一种具备电动机和动力传递机构的驱动装置，该动力传递机构能够变更电动机与车轮之间的动力传递路径的动力传递容量。

背景技术

以往，公知有具备电动机和动力传递机构的车辆用驱动装置，该动力传递机构能够变更电动机与车轮之间的动力传递路径的动力传递容量。例如，在专利文献1记载的车辆用驱动装置中记载有：鉴于作为动力传递机构的液压制动器被要求的接合力因油的粘性等而发生变化，根据粘性等来控制液压制动器的接合力。

另外，记载有：在再生时通过使液压制动器强有力地接合并再生驱动电动机来赋予车辆制动力，并且，通过将得到的机械能转换成电能来对蓄电池进行充电。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本国特开2012-214176号公报

发明要解决的课题

此外，电动机能够产生的最大产生动力由电动机的体积决定。另外，普遍知晓的是，电动机的最大产生动力根据电动机的转速而发生变化，转速越大则最大产生动力变得越小。因此，对于与车轮相连接的电动机而言，车速越快则电动机的最大产生动力变得越小。

到目前为止，在利用与车轮相连接的电动机进行动力运行驱动或再生驱动的情况下，无论车速如何，均基于与电动机的体积相应地决定的最大产生动力来求出必要的必要制动器接合力，仅在超过该必要制动器接合力的区域许可电动机的动力运行驱动及再生驱动。由此，通过电动机的动力产生时的必要制动器接合力超过制动器接合力，从而防止制动机构发生打滑，制动机构劣化。

然而，从提高燃料经济性的观点出发，迫切期望想要在尽可能大的区域使用电动机。另外，在使用电动机时，若无论车速如何均将动力传递机构始终控制为超过必要制动器接合力的接合力，则制动机构的消耗能量会变多。

技术实现要素：

本发明提供一种能够扩大电动机的使用区域的驱动装置。

用于解决课题的方案

本发明提供以下的方案。

第一方案为驱动装置(例如，后述的实施方式的驱动装置100/后轮驱动装置1)，其具备：

电动机(例如，后述的实施方式的电动机102/电动机2a、2b)，其与车辆的车轮(例如，后述的实施方式的车轮w/后轮lwr、rwr)连接成能够进行动力传递；

动力传递机构(例如，后述的实施方式的离合器cl/液压制动器60a、60b)，其设于该电动机与所述车轮之间的动力传递路径上，且通过控制接合力能够变更所述动力传递路径的动力传递容量；

电动机控制装置(例如，后述的实施方式的电动机控制装置108a/控制装置8)，其控制所述电动机产生的动力；以及

接合力控制装置(例如，后述的实施方式的接合力控制装置108b/控制装置8)，其控制所述动力传递机构的所述接合力，

所述驱动装置的特征在于，

所述驱动装置还具备接合力取得机构(例如，后述的实施方式的接合力取得机构104/传感器92)，该接合力取得机构取得所述动力传递机构的当前的接合力即当前接合力，

所述电动机控制装置在所述电动机未产生动力的状态下接收到动力产生的要求时，基于必要接合力(例如，后述的实施方式的必要接合力f)和所述当前接合力来控制所述电动机的所述动力产生的许可及/或禁止，所述必要接合力是为了对所述电动机的当前时刻的旋转状态量即当前旋转状态量下的所述电动机的最大产生动力(例如，后述的实施方式的最大转矩t)进行传递所需的所述动力传递机构的接合力。

另外，在第一方案的结构的基础上，第二方案的特征在于，

在所述当前接合力小于所述必要接合力时，禁止所述电动机的所述动力产生。

第三方案为驱动装置(例如，后述的实施方式的驱动装置100/后轮驱动装置1)，其具备：

电动机(例如，后述的实施方式的电动机102/电动机2a、2b)，其与车辆的车轮(例如，后述的实施方式的车轮w/后轮lwr、rwr)连接成能够进行动力传递；

动力传递机构(例如，后述的实施方式的离合器cl/液压制动器60a、60b)，其设于该电动机与所述车轮之间的动力传递路径上，且通过控制接合力能够变更所述动力传递路径的动力传递容量；

电动机控制装置(例如，后述的实施方式的电动机控制装置108a/控制装置8)，其控制所述电动机产生的动力；以及

接合力控制装置(例如，后述的实施方式的接合力控制装置108b/控制装置8)，其控制所述动力传递机构的所述接合力，

所述驱动装置的特征在于，

所述驱动装置还具备接合力取得机构(例如，后述的实施方式的接合力取得机构104/传感器92)，该接合力取得机构取得所述动力传递机构的当前的接合力即当前接合力，

所述电动机控制装置在所述电动机产生动力的状态下接收到动力增加的要求时，基于必要接合力(例如，后述的实施方式的必要接合力f)和所述当前接合力来控制所述电动机的所述动力增加的许可及/或禁止，所述必要接合力是为了对所述电动机的当前时刻的旋转状态量即当前旋转状态量下的所述电动机的最大产生动力(例如，后述的实施方式的最大转矩t)进行传递所需的所述动力传递机构的接合力。

另外，在第三方案的基础上，第四方案的特征在于，

在所述当前接合力小于所述必要接合力时，禁止所述电动机的所述动力增加。

第五方案为驱动装置(例如，后述的实施方式的驱动装置100/后轮驱动装置1)，其具备：

电动机(例如，后述的实施方式的电动机102/电动机2a、2b)，其与车辆的车轮(例如，后述的实施方式的车轮w/后轮lwr、rwr)连接成能够进行动力传递；

动力传递机构(例如，后述的实施方式的离合器cl/液压制动器60a、60b)，其设于该电动机与所述车轮之间的动力传递路径上，且通过控制接合力能够变更所述动力传递路径的动力传递容量；

电动机控制装置(例如，后述的实施方式的电动机控制装置108a/控制装置8)，其控制所述电动机的产生的动力；以及

接合力控制装置(例如，后述的实施方式的接合力控制装置108b/控制装置8)，其控制所述动力传递机构的所述接合力，

所述驱动装置的特征在于，

所述驱动装置还具备接合力取得机构(例如，后述的实施方式的接合力取得机构104/传感器92)，该接合力取得机构取得所述动力传递机构的当前的接合力即当前接合力，

所述电动机控制装置在所述电动机未产生动力的状态下接收到动力产生的要求时，基于所述电动机的当前时刻的旋转状态量即当前旋转状态量下的所述电动机的最大产生动力(例如，后述的实施方式的最大转矩t)、以及所述动力传递机构通过所述当前接合力能够传递的传递允许动力，来控制所述电动机的所述动力产生的许可及/或禁止。

另外，在第五方案的基础上，第六方案的特征在于，

在所述传递允许动力小于所述最大产生动力时，禁止所述电动机的所述动力产生。

第七方案为驱动装置(例如，后述的实施方式的驱动装置100/后轮驱动装置1)，其具备：

电动机(例如，后述的实施方式的电动机102/电动机2a、2b)，其与车辆的车轮(例如，后述的实施方式的车轮w/后轮lwr、rwr)连接成能够进行动力传递；

动力传递机构(例如，后述的实施方式的离合器cl/液压制动器60a、60b)，其设于该电动机与所述车轮之间的动力传递路径上，且通过控制接合力能够变更所述动力传递路径的动力传递容量；

电动机控制装置(例如，后述的实施方式的电动机控制装置108a/控制装置8)，其控制所述电动机的产生的动力；以及

接合力控制装置(例如，后述的实施方式的接合力控制装置108b/控制装置8)，其控制所述动力传递机构的所述接合力，

所述驱动装置的特征在于，

所述驱动装置还具备接合力取得机构(例如，后述的实施方式的接合力取得机构104/传感器92)，该接合力取得机构取得所述动力传递机构的当前的接合力即当前接合力，

所述电动机控制装置在所述电动机产生动力的状态下接收到动力增加的要求时，基于所述电动机的当前时刻的旋转状态量即当前旋转状态量下的所述电动机的最大产生动力(例如，后述的实施方式的最大转矩t)、以及所述动力传递机构通过所述当前接合力能够传递的传递允许动力，来控制所述电动机的所述动力增加的许可及/或禁止。

另外，在第七方案的基础上，第八方案的特征在于，

在所述传递允许动力小于所述最大产生动力时，禁止所述电动机的所述动力增加。

发明效果

根据第一方案，与无论电动机的旋转状态量如何均是仅在动力传递机构的当前接合力超过基于与电动机的体积相应地决定的最大产生动力求出的必要接合力的区域许可电动机的动力产生的现有的控制相比，通过考虑电动机的当前旋转状态量地控制电动机的动力产生的许可及/或禁止，从而能够在保持抑制消耗能量的状态下扩大电动机的使用区域。另外，在接收到动力产生的要求时，无论该要求的大小如何均能够控制基于该要求而得的动力产生的许可及/或禁止，因此能够简化控制并且提高响应性。

根据第二方案，在动力传递机构的当前接合力小于为了对电动机的当前旋转状态量下的电动机的最大产生动力进行传递所需的动力传递机构的必要接合力时，禁止电动机的动力产生，从而能够抑制动力传递机构的打滑，防止耐久性劣化。

根据第三方案，与仅在动力传递机构的当前接合力超过基于与电动机的体积相应地决定的最大产生动力所求得的必要接合力的区域许可电动机的动力增加的现有的控制相比，通过考虑电动机的当前旋转状态量地控制电动机的动力增加的许可及/或禁止，从而能够在保持抑制消耗能量的状态下扩大电动机的使用区域。另外，在接收到动力增加的要求时，无论该要求的大小如何均能够控制基于该要求而得的动力增加的许可及/或禁止，因此能够简化控制并且提高响应性。

根据第四方案，在动力传递机构的当前接合力小于为了对电动机的当前旋转状态量下的电动机的最大产生动力进行传递所需的动力传递机构的必要接合力时，禁止电动机的动力增加，从而能够抑制动力传递机构的打滑，防止耐久性劣化。

根据第五方案，与无论电动机的旋转状态量如何均是仅在利用当前接合力能够传递的传递允许动力超过根据电动机的体积决定的最大产生动力的区域许可电动机的动力产生的现有的控制相比，通过考虑电动机的当前旋转状态量地控制电动机的动力产生的许可及/或禁止，从而能够在保持抑制消耗能量的状态下扩大电动机的使用区域。另外，在接收到动力产生的要求时，无论该要求的大小如何均能够控制基于该要求而得的动力产生的许可及/或禁止，因此能够简化控制并且提高响应性。

根据第六方案，在动力传递机构的传递允许动力小于电动机的当前旋转状态量下的电动机的最大产生动力时，禁止电动机的动力产生，从而能够抑制动力传递机构的打滑，防止耐久性劣化。

根据第七方案，与无论电动机的旋转状态量如何均是仅在利用当前接合力能够传递的传递允许动力超过根据电动机的体积决定的最大产生动力的区域许可电动机的动力增加的现有的控制相比，通过考虑电动机的当前旋转状态量地控制电动机的动力增加的许可及/或禁止，从而能够在保持抑制消耗能量的状态下扩大电动机的使用区域。另外，在接收到动力增加的要求时，无论该要求的大小如何均能够控制基于该要求而得的动力增加的许可及/或禁止，因此能够简化控制并且提高响应性。

根据第八方案，在动力传递机构的传递允许动力小于电动机的当前旋转状态量下的电动机的最大产生动力时，禁止电动机的动力增加，从而能够抑制动力传递机构的打滑，防止耐久性劣化。

附图说明

图1是表示本发明的第一实施方式的驱动装置的简要结构的框图。

图2a是表示电动机转矩与车速之间的关系的电动机转矩-车速特性图。

图2b是表示离合器接合力与车速之间的关系的离合器接合力-车速特性图。

图3是表示能够搭载本发明的第二实施方式的驱动装置的车辆的一实施方式的混合动力车辆的简要结构的框图。

图4是第二实施方式的后轮驱动装置的纵剖视图。

图5是图4所示的后轮驱动装置的局部放大图。

图6是表示后轮驱动装置搭载于框架的状态的立体图。

图7是控制液压制动器的液压控制装置的液压回路图，是表示未供给液压的状态的液压回路图。

图8a是低压油路切换阀位于低压侧位置时的说明图。

图8b是低压油路切换阀位于高压侧位置时的说明图。

图9a是制动器油路切换阀位于闭阀位置时的说明图。

图9b是制动器油路切换阀位于开阀位置时的说明图。

图10a是螺线管阀的非通电时的说明图。

图10b是螺线管阀的通电时的说明图。

图11是在行驶中液压制动器的分离状态(eop：低压模式)下的液压控制装置的液压回路图。

图12是液压制动器的弱接合状态(eop：低压模式)下的液压控制装置的液压回路图。

图13是液压制动器的接合状态(eop：高压模式)下的液压控制装置的液压回路图。

图14是表示电动油泵的负荷特性的图表。

图15是将车辆状态的前轮驱动装置与后轮驱动装置之间的关系连同电动机的工作状态和液压回路的状态一并记载的表。

图16是停车中的后轮驱动装置的速度列线图。

图17是前进低车速时的后轮驱动装置的速度列线图。

图18是前进中车速时的后轮驱动装置的速度列线图。

图19是减速再生时的后轮驱动装置的速度列线图。

图20是前进高车速时的后轮驱动装置的速度列线图。

图21是后退时的后轮驱动装置的速度列线图。

图22是表示连接状态下的液压制动器的接合力的控制的图，是表示车辆行驶的一例的时间图。

具体实施方式

以下，基于附图来说明本发明的驱动装置的各实施方式。

<第一实施方式>

如图1所示，第一实施方式的驱动装置100具有电动机102和设于电动机102与车轮w之间的动力传递路径上的作为动力传递机构的离合器cl。离合器cl是液压离合器，构成为能够变更接合力而能够变更动力传递路径的动力传递容量。

驱动装置100的控制装置108具备控制电动机102的产生转矩的电动机控制装置108a和控制离合器cl的接合力的接合力控制装置108b。

控制离合器cl的接合力的接合力控制装置108b能够通过调整油泵的转速、或调整液压回路的液压，来调整离合器cl的接合力。

控制电动机102的产生转矩的电动机控制装置108a根据乘客等的要求而将电动机102控制为动力运行驱动状态、再生驱动状态或停止状态。一般来说，电动机的能够产生的最大电动机转矩由电动机的体积来决定，而且，从电动机的性质上来说，伴随着转速的上升，能够产生的电动机转矩会减少。因此，电动机控制装置108a基于由电动机旋转状态量取得机构103获得的电动机转速来控制电动机转矩。

电动机旋转状态量取得机构103既可以是设于电动机102的旋转变压器，也可以是在电动机102与车轮w之间的动力传递路径的旋转要素(齿轮、轴)上设置的转速传感器或车速传感器，电动机控制装置108a能够根据上述构件的与电动机转速关联的电动机旋转状态量来算出电动机转速。在驱动装置100中，电动机102和车轮w经由一对齿轮g相连接，因此电动机转速与车速为比例关系。

如图2a所示，在驱动装置100的电动机102中，直到车速v1为止能够产生最大电动机转矩tmax，但若超过车速v1则能够产生的电动机转矩逐渐减少。即，在为比车速v1快的车速v下，就电动机转矩而言，电动机102被限制为比最大电动机转矩tmax小的电动机转矩(最大转矩t)。

图2b是根据图2a的电动机转矩-车速特性图中的电动机转矩与车速之间的关系来求出能够实现电动机转矩的传递所需的接合力而得到的离合器接合力-车速特性图。

在图2b的区域p1中，通过将离合器cl设为接合状态并使电动机102进行工作(动力运行驱动或再生驱动)，从而无论车速如何均能够将电动机转矩理论上全部传递给车轮w，并且，能够将来自车轮w的车轮转矩理论上全部传递给电动机102。其原因在于，离合器cl的接合力被设定为必要接合力fmax以上，该必要接合力fmax能够传递根据电动机102的体积能够产生的最大电动机转矩tmax。

需要说明的是，离合器cl的接合力从接合力取得机构104获得。接合力取得机构104既可以是直接取得离合器cl的接合力的力传感器，也可以是向设于驱动离合器cl的液压回路上的液压传感器或液压回路供给液压的油泵的转速传感器，电动机控制装置108a能够根据上述的液压或转速来算出离合器cl的接合力。

另外，返回图2b，在图2b的区域p2及区域p3中，即使将离合器cl设为接合状态并使电动机102进行工作(动力运行驱动或再生驱动)，由于离合器cl的接合力比能够传递根据电动机102的体积能够产生的最大电动机转矩tmax的必要接合力fmax小，因此也有时在电动机102与车轮w之间传递转矩不充分。因此，以往，在图2b的区域p2及区域p3中，禁止(停止)电动机102的工作，或者，将离合器cl的接合力提高到必要接合力fmax以上来许可电动机102的工作，从而防止由离合器cl发生打滑所引起的离合器cl的劣化。

然而，在图2b的区域p3中，即使例如当前的接合力即当前接合力小于能够传递根据电动机102的体积能够产生的最大电动机转矩tmax的必要接合力fmax，由于当前接合力大于基于当前的车速v下的电动机转速而得的电动机的最大转矩t产生时的必要接合力f，因此也能够在电动机102与车轮w之间理论上将转矩全部传递。

因此，本实施方式的电动机控制装置108a通过在图2b的区域p3中许可电动机102的工作(动力运行驱动或再生驱动)，从而不将离合器cl的接合力提高到必要接合力以上地增加电动机102的使用区域。

具体而言，在电动机102没有产生动力的状态下接收到动力产生的要求时，电动机控制装置108a从电动机旋转状态量取得机构103取得当前的电动机转速即当前电动机转速，并且从接合力取得机构104取得离合器cl的当前接合力，对基于电动机102的当前电动机转速(车速v)而得的最大转矩t产生时的必要接合力f和当前接合力进行比较，若当前接合力小于必要接合力f则禁止电动机102产生动力，若当前接合力为必要接合力f以上则不改变离合器cl的接合力地许可电动机102产生动力。

另外，在电动机102产生动力的状态下接收到动力增加的要求时，电动机控制装置10sa从电动机旋转状态量取得机构103取得当前的电动机转速即当前电动机转速，并且从接合力取得机构104取得离合器cl的当前接合力，对基于电动机102的当前电动机转速(车速v)而得的最大转矩t产生时的必要接合力f和当前接合力进行比较，若当前接合力小于必要接合力f则禁止电动机102的动力增加，若当前接合力为必要接合力f以上则不改变离合器cl的接合力地许可电动机102的动力增加。

像这样，电动机控制装置108a根据当前的接合力和基于电动机102的电动机转速(车速v)求得的当前电动机转速下的电动机102的最大转矩t产生时的必要接合力f，来控制电动机102的动力产生和动力增加的许可及工作的禁止，从而与以往相比，能够在保持抑制消耗能量的状态下扩大电动机102的使用区域。另外，在接收到动力产生及动力增加的要求时，无论该要求的大小如何均能够控制基于该要求进行的动力产生及动力增加的许可及/或禁止，因此能够简化控制并且提高响应性。

即，在利用比根据电动机102的体积决定的最大电动机转矩tmax产生时的必要接合力fmax小的接合力来使离合器cl接合、且当前接合力为当前电动机转速(车速v)下的电动机102的最大转矩t产生时的必要接合力f以上的情况下，许可电动机102的工作，从而无需将离合器cl控制为比根据电动机102的体积决定的最大电动机转矩tmax产生时的必要接合力fmax大的接合力，就能够使电动机102工作。

另外，在离合器cl的当前接合力小于当前的电动机转速(车速v)下的电动机102的最大转矩t产生时的必要接合力f的情况下，禁止电动机102的工作，从而能够抑制离合器cl的打滑，防止离合器cl的耐久性劣化。

需要说明的是，在上述实施方式中，在电动机102没有产生动力的状态下接收到动力产生的要求时，电动机控制装置108a基于必要接合力f和当前接合力来控制电动机102的动力产生的许可及/或禁止，但也可以是，电动机控制装置108a取得从电动机旋转状态量取得机构103取得的当前电动机转速下的电动机102的最大转矩t，并且取得利用从接合力取得机构104取得的离合器cl的当前接合力能够传递的传递允许动力，基于该最大转矩t和传递允许动力来控制电动机102的动力产生的许可及/或禁止。而且，若传递允许动力小于最大转矩t则禁止电动机102产生动力，若传递允许动力为最大转矩t以上则不改变离合器cl的接合力地许可电动机102产生动力。

同样，在上述实施方式中，在电动机102产生动力的状态下接收到动力增加的要求时，电动机控制装置108a基于必要接合力f和当前接合力来控制许可及/或禁止电动机102的动力增加，但也可以是，电动机控制装置108a取得从电动机旋转状态量取得机构103取得的当前电动机转速下的电动机102的最大转矩t，并且取得利用从接合力取得机构104取得的离合器cl的当前接合力能够传递的传递允许动力，基于该最大转矩t和传递允许动力来控制许可及/或禁止电动机102的动力增加。而且，若传递允许动力小于最大转矩t则禁止电动机102的动力增加，若传递允许动力为最大转矩t以上则不改变离合器cl的接合力地许可电动机102的动力增加。

<第二实施方式>

第二实施方式的驱动装置1将电动机作为车轴驱动用的驱动源，例如，应用于图3所示的驱动系统的车辆。在以下的说明中，以将驱动装置用作后轮驱动用的情况为例进行说明，但也可以将驱动装置用于前轮驱动用。

图3所示的车辆3是在车辆前部具有由内燃机4和电动机5串联连接而成的驱动装置6(以下称作前轮驱动装置)的混合动力车辆，该前轮驱动装置6的动力经由传动装置7传递给前轮wf，另一方面，相对于该前轮驱动装置6而言另外地设于车辆后部的驱动装置1(以下称作后轮驱动装置)的动力传递给后轮wr(rwr、lwr)。前轮驱动装置6的电动机5和后轮wr侧的后轮驱动装置1的电动机2a、2b连接于蓄电池9，能够进行来自蓄电池9的电力供给和向蓄电池9的能量再生。附图标记8是用于进行车辆整体的各种控制的控制装置。

图4是表示后轮驱动装置1的整体的纵剖视图的图，在该图中，附图标记10a、10b是车辆3的后轮wr侧的左右的车轴，它们在车宽方向上同轴地配置。后轮驱动装置1的减速器壳体11整体形成为大致圆筒状，在其内部与车轴10a、10b同轴地配置有车轴驱动用的电动机2a、2b和使该电动机2a、2b的驱动旋转减速的行星齿轮式减速器12a、12b。该电动机2a及行星齿轮式减速器12a控制左后轮lwr，电动机2b及行星齿轮式减速器12b控制右后轮rwr，电动机2a及行星齿轮式减速器12a与电动机2b及行星齿轮式减速器12b在减速器壳体11内配置成在车宽方向上左右对称。而且，如图6所示，减速器壳体11由成为车辆3的骨架的框架的一部分即框架构件13的支承部13a、13b和未图示的后轮驱动装置1的框架支承。支承部13a、13b在车宽方向上设于相对于框架构件13的中心而言的左右。需要说明的是，图6中的箭头表示后轮驱动装置1搭载于车辆3的状态下的位置关系。

在减速器壳体11的左右两端侧内部分别固定有电动机2a、2b的定子14a、14b，环状的转子15a、15b以能够旋转的方式配置在该定子14a、14b的内周侧。在转子15a、15b的内周部结合有围绕车轴10a、10b的外周的圆筒轴16a、16b，该圆筒轴16a、16b以能够与车轴10a、10b同轴地相对旋转的方式经由轴承19a、19b支承于减速器壳体11的端部壁17a、17b和中间壁18a、18b。另外，在圆筒轴16a、16b的一端侧的外周且是在减速器壳体11的端部壁17a、17b设有作为对转子15a、15b的转速进行检测的电动机旋转状态量取得机构的旋转变压器20a、20b。

另外，行星齿轮式减速器12a、12b具备太阳轮21a、21b、齿圈24a、24b、与太阳轮21a、21b及齿圈24a、24b啮合的多个行星齿轮22a、22b、以及支承上述的行星齿轮22a、22b的行星齿轮架23a、23b，从太阳轮21a、21b输入的电动机转矩通过行星齿轮架23a、23b输出。

太阳轮21a、21b一体地形成于圆筒轴16a、16b。另外，例如如图5所示，行星齿轮22a、22b是具有直接与太阳轮21a、21b啮合的大径的第一小齿轮26a、26b和比该第一小齿轮26a、26b小径的第二小齿轮27a、27b的双小齿轮，上述的第一小齿轮26a、26b和第二小齿轮27a、27b以彼此同轴且在轴向上错开的状态形成为一体。该行星齿轮22a、22b支承于行星齿轮架23a、23b，行星齿轮架23a、23b的轴向内侧端部向径向内侧延伸并与车轴10a、10b花键嵌合而被支承为能够一体旋转，并且行星齿轮架23a、23b经由轴承33a、33b支承于中间壁18a、18b。

需要说明的是，中间壁18a、18b将收容电动机2a、2b的电动机收容空间和收容行星齿轮式减速器12a、12b的减速器空间隔开，构成为以从外径侧向内径侧去彼此之间的轴向间隔扩大的方式弯折。而且，在中间壁18a、18b的内径侧且是行星齿轮式减速器12a、12b侧配置有支承行星齿轮架23a、23b的轴承33a、33b，并且在中间壁18a、18b的外径侧且是电动机2a、2b侧配置有定子14a、14b用的集电环41a、41b(参照图4)。

齿圈24a、24b构成为具备：齿轮部28a、28b，其内周面与小径的第二小齿轮27a、27b啮合；小径部29a、29b，其比齿轮部28a、28b小径，且在减速器壳体11的中间位置彼此对置配置；以及连结部30a、30b，其将齿轮部28a、28b的轴向内侧端部和小径部29a、29b的轴向外侧端部在径向上连结。就本实施方式的情况而言，齿圈24a、24b的最大半径被设定为比第一小齿轮26a、26b距车轴10a、10b的中心的最大距离小。小径部29a、29b分别与后述的单向离合器50的内圈51花键嵌合，齿圈24a、24b构成为与单向离合器50的内圈51一体旋转。

此外，在减速器壳体11与齿圈24a、24b之间确保有圆筒状的空间部，在该空间部内配置有构成针对齿圈24a、24b而言的制动机构并且作为动力传递机构的液压制动器60a、60b，该液压制动器60a、60b在径向上与第一小齿轮26a、26b重叠且在轴向上与第二小齿轮27a、27b重叠地配置。液压制动器60a、60b在轴向上交替配置有多个固定板35a、35b和多个旋转板36a、36b，该多个固定板35a、35b与在减速器壳体11的内径侧沿轴向延伸的筒状的外径侧支承部34的内周面花键嵌合，该多个旋转板36a、36b与齿圈24a、24b的外周面花键嵌合，上述的板35a、35b、36a、36b利用环状的活塞37a、37b实现接合及分离操作。活塞37a、37b进退自如地收容在环状的缸室38a、38b中，该环状的缸室38a、38b形成于从减速器壳体11的中间位置向内径侧延伸设置的左右分割壁39、由左右分割壁39连结的外径侧支承部34及内径侧支承部40之间，通过向缸室38a、38b导入高压油来使活塞37a、37b前进，通过从缸室38a、38b排出油来使活塞37a、37b后退。需要说明的是，如图6所示，液压制动器60a、60b与配置在前述的框架构件13的支承部13a、13b之间的电动油泵70相连接。

另外，进一步详细而言，活塞37a、37b在轴向前后具有第一活塞壁63a、63b和第二活塞壁64a、64b，上述的活塞壁63a、63b、64a、64b由圆筒状的内周壁65a、65b连结。因此，在第一活塞壁63a、63b与第二活塞壁64a、64b之间形成有向径向外侧开口的环状空间，该环状空间由固定于缸室38a、38b的外壁内周面的分隔构件66a、66b分隔成轴向左右两部分。减速器壳体11的左右分割壁39与第二活塞壁64a、64b之间作为供高压油直接导入的第一工作室s1(参照图7)，分隔构件66a、66b与第一活塞壁63a、63b之间作为经形成于内周壁65a、65b的贯通孔与第一工作室s1导通的第二工作室s2(参照图7)。第二活塞壁64a、64b与分隔构件66a、66b之间与大气压导通。

在该液压制动器60a、60b中，油从后述的液压回路71导入第一工作室s1和第二工作室s2，能够利用作用于第一活塞壁63a、63b和第二活塞壁64a、64b的油的压力使固定板35a、35b与旋转板36a、36b相互压接。因此，能够利用轴向左右两侧第一活塞壁63a、63b以及第二活塞壁64a、64b获得较大的受压面积，因此能够在保持抑制活塞37a、37b的径向的面积的状态下得到对于固定板35a、35b和旋转板36a、36b的较大的压接力。

对于该液压制动器60a、60b的情况而言，固定板35a、35b支承于从减速器壳体11延伸的外径侧支承部34，另一方面，旋转板36a、36b支承于齿圈24a、24b，因此，当两板即固定板35a与旋转板36a、以及两板即固定板35b与旋转板36b被活塞37a、37b按压时，利用两板即固定板35a与旋转板36a之间、以及两板即固定板35b与旋转板36b之间的摩擦接合使制动力作用于齿圈24a、24b而进行固定，当从该状态解除由活塞37a、37b进行的接合时，允许齿圈24a、24b的自由的旋转。

另外，在轴向上对置的齿圈24a、24b的连结部30a、30b之间也确保空间部，在该空间部内配置有单向离合器50，该单向离合器50相对于齿圈24a、24b仅传递一个方向的动力，切断另一方向的动力。单向离合器50使多个挡圈53介于内圈51与外圈52之间，构成为该内圈51利用花键嵌合与齿圈24a、24b的小径部29a、29b一体旋转。另外，外圈52被内径侧支承部40定位并且被禁止转动。单向离合器50构成为在车辆3利用电动机2a、2b的动力前进时进行卡合，从而锁定齿圈24a、24b的旋转。更具体地说明，单向离合器50在电动机2a、2b侧的顺向(使车辆3前进时的旋转方向)的旋转动力输入后轮wr侧时成为卡合状态，并且在电动机2a、2b侧的逆向的旋转动力输入后轮wr侧时成为非卡合状态，在后轮wr侧的顺向的旋转动力输入电动机2a、2b侧时成为非卡合状态，并且在后轮wr侧的逆向的旋转动力输入电动机2a、2b侧时成为卡合状态。

像这样在本实施方式的后轮驱动装置1中，在电动机2a、2b与后轮wr之间的动力传递路径上并联地设有单向离合器50和液压制动器60a、60b。

接着，参照图7～图10来说明构成后轮驱动装置1的液压控制装置的液压回路。

液压回路71构成为能够使从配设于油底壳80的吸入口70a吸入且从电动油泵70排出的油经由低压油路切换阀73和制动器油路切换阀74向液压制动器60a、60b的第一工作室s1供给，并且构成为能够使油经由低压油路切换阀73向电动机2a、2b及行星齿轮式减速器12a、12b等的润滑-冷却部91供给。在减速器壳体11贮存有从电动油泵70排出并供给到电动机2a、2b及行星齿轮式减速器12a、12b等的润滑-冷却部91的油。通常，电动机2a、2b的定子的下部和行星齿轮架23a、23b的下部位于贮存在减速器壳体11的油中，在行星齿轮架23a、23b旋转时，油成为搅拌阻力而产生损失。另外，当油面因车辆的回转等而倾斜时，电动机2a、2b的转子下部也会位于贮存在减速器壳体11的油中，油成为搅拌阻力而产生损失。

另外，电动油泵70能够通过由无位置传感器-无刷直流马达构成的电动机90而以至少高压模式和低压模式这两个模式进行运转(工作)，并通过pid控制进行控制，而且，在各个模式下均能够调整液压。需要说明的是，附图标记92是作为检测制动器油路77的油温及液压的接合力取得机构的传感器。

低压油路切换阀73连接于构成管线油路75的电动油泵70侧的第一管线油路75a、构成管线油路75的制动器油路切换阀74侧的第二管线油路75b、与润滑-冷却部91连通的第一低压油路76a、以及与润滑-冷却部91连通的第二低压油路76b。另外，低压油路切换阀73具备：阀芯73a，其使第一管线油路75a与第二管线油路75b始终连通，并且使管线油路75选择性地与第一低压油路76a或第二低压油路76b连通；弹簧73b，其对阀芯73a向将管线油路75与第一低压油路76a连通的方向(在图7中为右方)施力；以及油室73c，其利用管线油路75的液压对阀芯73a向将管线油路75与第二低压油路76b连通的方向(在图7中为左方)进行按压。因此，阀芯73a被弹簧73b向将管线油路75与第一低压油路76a连通的方向(在图7中为右方)施力，并且在向图中右端的油室73c输入的管线油路75的液压的作用下向将管线油路75与第二低压油路76b连通的方向(在图7中为左方)按压。

在此，弹簧73b的作用力被设定为，在受到电动油泵70以低压模式运转中向油室73c输入的管线油路75的液压作用时，如图8a所示，阀芯73a不移动而将管线油路75从第二低压油路76b切断并将管线油路75与第一低压油路76a连通(以下，将图8b中的阀芯73a的位置称为低压侧位置)，并且，弹簧73b的作用力被设定为，在受到电动油泵70以高压模式运转中向油室73c输入的管线油路75的液压的作用时，如图8b所示，阀芯73a移动而将第一低压油路76a与管线油路75之间切断并使管线油路75与第二低压油路76b连通(以下，将图8b中的阀芯73a的位置称为高压侧位置)。

制动器油路切换阀74连接于构成管线油路75的第二管线油路75b、以及与液压制动器60a、60b连接的制动器油路77，并且经由高位排放路78连接于贮存部79。另外，制动器油路切换阀74具备：阀芯74a，其将第二管线油路75b与制动器油路77之间连通、切断；弹簧74b，其对阀芯74a向将第二管线油路75b与制动器油路77之间切断的方向(在图7中为右方)施力；以及油室74c，其利用管线油路75的液压对阀芯74a向将第二管线油路75b与制动器油路77连通的方向(在图7中为左方)进行按压。因此，阀芯74a被弹簧74b向将第二管线油路75b与制动器油路77之间切断的方向(在图7中为右方)施力，并且通过向油室74c输入的管线油路75的液压而被向将第二管线油路75b与制动器油路77连通的方向(在图7中为左方)按压。

弹簧74b的作用力被设定为，在电动油泵70以低压模式及高压模式运转中，在向油室74c输入的管线油路75的液压的作用下，使阀芯74a从图9a的闭阀位置向图9b的开阀位置移动，从而将制动器油路77从高位排放路78切断并将制动器油路77与第二管线油路75b连通。即，无论电动油泵70是以低压模式运转还是以高压模式运转，向油室74c输入的管线油路75的液压均超过弹簧74b的作用力，将制动器油路77从高位排放路78切断并将制动器油路77与第二管线油路75b连通。

在将第二管线油路75b与制动器油路77之间切断的状态下，液压制动器60a、60b经由制动器油路77和高位排放路78与贮存部79连通。在此，贮存部79被配设成，处于在铅垂方向上比油底壳80高的位置，更优选的是，贮存部79的铅垂方向最上部处于在铅垂方向上比如下中分点高的位置，所述中分点是液压制动器60a、60b的第一工作室s1的铅垂方向最上部与铅垂方向最下部之间的中分点。因此，在制动器油路切换阀74闭阀的状态下，贮存在液压制动器60a、60b的第一工作室s1中的油不直接向油底壳80排出，而向贮存部79排出并储存起来。需要说明的是，从贮存部79溢出的油向油底壳80排出。另外，高位排放路78的贮存部侧端部78a连接于贮存部79的底面。

制动器油路切换阀74的油室74c能够经由先导油路81和螺线管阀83与构成管线油路75的第二管线油路75b相连接。螺线管阀83由被控制装置8控制的电磁三通阀构成，在控制装置8的控制下不向螺线管阀83的螺线管174(参照图10a及图10b)通电时，将第二管线油路75b连接于先导油路81，将管线油路75的液压输入油室74c。

如图10a及图10b所示，螺线管阀83具备：三通阀构件172；螺线管174，其设于壳体构件173，接收经由未图示的线缆供给来的电力而被励磁；螺线管阀芯175，其受到螺线管174的励磁力作用而被向右方拉拽；螺线管弹簧176，其收容于在壳体构件173的中心形成的弹簧保持凹部173a，且对螺线管阀芯175向左方施力；以及引导构件177，其设于三通阀构件172内，以对螺线管阀芯175的进退以滑动自如的方式进行引导。

三通阀构件172具有：右部凹状孔181，其是大致有底圆筒状的构件，且沿着三通阀构件172的中心线从右端部形成至大致中间部；左部凹状孔182，其同样地沿着中心线从左端部形成至右部凹状孔181的附近；第一径向孔183，其在右部凹状孔181与左部凹状孔182之间沿着与中心线正交的方向形成；第二径向孔184，其与右部凹状孔181的大致中间部连通，并沿着与中心线正交的方向形成；第一轴向孔185，其沿着中心线形成，且将左部凹状孔182与第一径向孔183连通；以及第二轴向孔186，其沿着中心线形成，且将第一径向孔183与右部凹状孔181连通。

另外，在三通阀构件172的左部凹状孔182的底部放入对第一轴向孔185进行开闭的球187，该球187能够沿左右方向移动，并且在左部凹状孔182的入口侧嵌合有限制球187的脱离的盖188。另外，在盖188沿中心线形成有与第一轴向孔185连通的贯通孔188a。

另外，第二轴向孔186通过在左右运动的螺线管阀芯175的左端部形成的开闭突起175a的根部的接触或非接触而被开闭。另外，利用左右运动的螺线管阀芯175的开闭突起175a的前端部使对第一轴向孔185进行开闭的球187左右移动。

而且，对于螺线管阀83而言，通过设成向螺线管174非通电(电力非供给)，从而如图10a所示那样，螺线管阀芯175受到螺线管弹簧176的作用力而向左运动，螺线管阀芯175的开闭突起175a的前端部推压球187而使第一轴向孔185开放，并且，螺线管阀芯175的开闭突起175a的根部与第二轴向孔186接触而封堵第二轴向孔186。由此，构成管线油路75的第二管线油路75b从第一轴向孔185和第一径向孔183经由先导油路81与油室74c连通(以下，有时将图10a的螺线管阀芯175的位置称为开阀位置。)。

另外，通过设成向螺线管174通电(电力供给)，从而如图10b所示那样，螺线管阀芯175受到螺线管174的励磁力而克服螺线管弹簧176的作用力向右运动，来自贯通孔188a的液压推压球187而封堵第一轴向孔185，并且，螺线管阀芯175的开闭突起175a的根部离开第二轴向孔186而使第二轴向孔186开放。由此，贮存在油室74c的油经由第一径向孔183、第二轴向孔186及第二径向孔184向油底壳80排出，第二管线油路75b与先导油路81之间被切断(以下，有时将图10b的螺线管阀芯175的位置称为闭阀位置。)。

另外，返回图7，在液压回路71中，第一低压油路76a和第二低压油路76b在下游侧汇合从而构成共用的低压共用油路76c，在汇合部连接有安全阀84，在低压共用油路76c的管线压力成为规定压力以上的情况下，该安全阀84将低压共用油路76c内的油经由减压排放路86向油底壳80排出，使液压降低。

在此，如图8a及图8b所示，在第一低压油路76a形成有作为流路阻力机构的节流部85a，在第二低压油路76b形成有作为流路阻力机构的节流部85b，第一低压油路76a的节流部85a构成为比第二低压油路76b的节流部85b大径。因此，第二低压油路76b的流路阻力大于第一低压油路76a的流路阻力，使电动油泵70以高压模式运转中的第二低压油路76b中的减压量大于使电动油泵70以低压模式运转中的第一低压油路76a中的减压量，高压模式及低压模式中的低压共用油路76c的液压大致相等。

这样，就与第一低压油路76a和第二低压油路76b连接的低压油路切换阀73而言，在电动油泵70以低压模式运转中，弹簧73b的作用力大于油室73c内的液压，阀芯73a在弹簧73b的作用力的作用下位于低压侧位置，从而将管线油路75从第二低压油路76b切断并将管线油路75与第一低压油路76a连通。在第一低压油路76a中流动的油在节流部85a处受到流路阻力而被减压，经由低压共用油路76c到达润滑-冷却部91。另一方面，在电动油泵70以高压模式运转中，油室73c内的液压大于弹簧73b的作用力，阀芯73a克服弹簧73b的作用力而位于高压侧位置，从而将管线油路75从第一低压油路76a切断并将管线油路75与第二低压油路76b连通。在第二低压油路76b中流动的油在节流部85b处受到比节流部85a大的流路阻力而被减压，经由低压共用油路76c到达润滑-冷却部91。

因此，当电动油泵70从低压模式切换为高压模式时，与管线油路75的液压的变化相应地自动从流路阻力较小的油路切换为流路阻力较大的油路，因此抑制在高压模式时向润滑-冷却部91供给过量的油。

另外，在从低压共用油路76c到润滑-冷却部91的油路上设有作为其他的流路阻力机构的多个节流部85c。多个节流部85c被设定成，第一低压油路76a的节流部85a的最小流路截面积小于多个节流部85c的最小流路截面积。即，设定为第一低压油路76a的节流部85a的流路阻力大于多个节流部85c的流路阻力。此时，多个节流部85c的最小流路截面积是各节流部85c的最小流路截面积的总和。由此，能够调整成在第一低压油路76a的节流部85a和第二低压油路76b的节流部85b流过所期望的流量。

在此，控制装置8(参照图3)是用于进行车辆整体的各种控制的控制装置，向控制装置8输入车速、转向角、加速器踏板开度ap、移动位置、soc、油温等，另一方面，从控制装置8输出控制内燃机4的信号、控制电动机2a、2b的信号、表示蓄电池9的发电状态-充电状态-放电状态等的信号、向螺线管阀83的螺线管174输入的控制信号、控制电动油泵70的控制信号等。

即，控制装置8至少具备控制电动机2a、2b的作为电动机控制装置的功能和控制作为动力传递机构的液压制动器60a、60b的作为动力传递机构控制装置的功能。作为电动机控制装置的功能与第一实施方式的电动机控制装置108a同样，作为动力传递机构控制装置的功能与第一实施方式的接合力控制装置108b同样。液压制动器60a、60b的接合力是如以下所示那样通过控制电动油泵70和螺线管阀83的螺线管174来进行调整的。

接着，说明后轮驱动装置1的液压回路71的动作。

图7表示停车中液压制动器60a、60b分离的状态的液压回路71。在该状态下，控制装置8不使电动油泵70工作。由此，低压油路切换阀73的阀芯73a位于低压侧位置，制动器油路切换阀74的阀芯74a位于闭阀位置，不向液压回路71供给液压。

图11表示车辆行驶中液压制动器60a、60b分离的状态。在该状态下，控制装置8使电动油泵70以低压模式运转。另外，控制装置8向螺线管阀83的螺线管174通电，将第二管线油路75b与先导油路81之间切断。由此，制动器油路切换阀74的阀芯74a在弹簧74b的作用力的作用下位于闭阀位置，将第二管线油路75b与制动器油路77之间切断并且使制动器油路77与高位排放路78连通，液压制动器60a、60b分离。而且，制动器油路77经由高位排放路78与贮存部79连接。

另外，就低压油路切换阀73而言，弹簧73b的作用力大于向图中右端的油室73c输入的电动油泵70以低压模式运转中的管线油路75的液压，因此，阀芯73a位于低压侧位置，将管线油路75从第二低压油路76b切断并且将管线油路75与第一低压油路76a连通。由此，管线油路75的油经由第一低压油路76a在节流部85a被减压，并向润滑-冷却部91供给。

图12表示液压制动器60a、60b弱接合的状态下的液压回路71。需要说明的是，弱接合是指尽管能进行动力传递，却是以比液压制动器60a、60b的接合状态的接合力弱的接合力进行接合的状态。此时，控制装置8使电动油泵70以低压模式运转。另外，控制装置8不向螺线管阀83的螺线管174通电，从而向制动器油路切换阀74的油室74c输入第二管线油路75b的液压。由此，油室74c内的液压大于弹簧74b的作用力，阀芯74a位于开阀位置，从而将制动器油路77与高位排放路78之间切断并且将第二管线油路75b与制动器油路77连通，液压制动器60a、60b进行弱接合。

就低压油路切换阀73而言，此时也与液压制动器60a、60b分离时同样，弹簧73b的作用力大于向图中右端的油室73c输入的电动油泵70以低压模式运转中的管线油路75的液压，因此，阀芯73a位于低压侧位置，将管线油路75从第二低压油路76b切断并且将管线油路75与第一低压油路76a连通。由此，管线油路75的油经由第一低压油路76a在节流部85a被减压，并向润滑-冷却部91供给。

图13表示液压制动器60a、60b接合的状态下的液压回路71。此时，控制装置8使电动油泵70以高压模式运转。另外，控制装置8不向螺线管阀83的螺线管174通电，从而向制动器油路切换阀74的右端的油室74c输入第二管线油路75b的液压。由此，油室74c内的液压大于弹簧74b的作用力，阀芯74a位于开阀位置，将制动器油路77与高位排放路78之间切断并且将第二管线油路75b与制动器油路77连通，液压制动器60a、60b进行接合。

就低压油路切换阀73而言，电动油泵70以高压模式运转中的向图中右端的油室73c输入的管线油路75的液压大于弹簧73b的作用力，因此，阀芯73a位于高压侧位置，将管线油路75从第一低压油路76a切断并且将管线油路75与第二低压油路76b连通。由此，管线油路75的油经由第二低压油路76b在节流部85b被减压，并向润滑-冷却部91供给。

像这样，控制装置8控制电动油泵70的运转模式(工作状态)和螺线管阀83的开闭，从而使液压制动器60a、60b分离或接合，将电动机2a、2b侧和后轮wr侧在切断状态及连接状态之间切换，并且控制液压制动器60a、60b的接合力。

图14是表示电动油泵70的负荷特性的图表。

如图14所示，与高压模式(液压ph)相比，低压模式(液压pl)既能够维持油的供给流量又能够将电动油泵70的功率降低为1/4～1/5程度。即，在低压模式下，电动油泵70的负荷较小，与高压模式相比，能够降低驱动电动油泵70的电动机90的消耗电力。

图15是将各车辆状态的前轮驱动装置6与后轮驱动装置1之间的关系连同电动机2a、2b的工作状态和液压回路71的状态一并记载的图。在图中，前单元表示前轮驱动装置6，后单元表示后轮驱动装置1，后马达表示电动机2a、2b，eop表示电动油泵70，sol表示螺线管174，owc表示单向离合器50，brk表示液压制动器60a、60b。另外，图16～图21表示后轮驱动装置1的各状态下的速度列线图，左侧的s、c分别表示与电动机2a连结的行星齿轮式减速器12a的太阳轮21a和与车轴10a连结的行星齿轮架23a，右侧的s、c分别表示与电动机2b连结的行星齿轮式减速器12b的太阳轮21b和与车轴10b连结的行星齿轮架23b，r表示齿圈24a、24b，brk表示液压制动器60a、60b，owc表示单向离合器50。在以下的说明中，将电动机2a、2b使车辆前进时的太阳轮21a、21b的旋转方向设为顺向。另外，在图中，从停车中的状态起往上方是顺向的旋转，往下方是逆向的旋转，箭头朝上方表示顺向的转矩，箭头朝下方表示逆向的转矩。

在停车中，前轮驱动装置6和后轮驱动装置1均不驱动。因此，如图16所示，后轮驱动装置1的电动机2a、2b停止，车轴10a、10b也停止，因此转矩没有作用于任何要素。在该车辆3的停车中，就液压回路71而言，如图7所示那样，电动油泵70不工作，尽管螺线管阀83的螺线管174成为非通电但是不供给液压，因此液压制动器60a、60b分离(off)。另外，由于电动机2a、2b不驱动，因此单向离合器50不卡合(off)。

而且，在使点火为开启(on)后，在ev起步、ev加速等马达效率良好的前进低车速时，成为由后轮驱动装置1进行的后轮驱动。如图17所示，当电动机2a、2b以顺向旋转的方式进行动力运行驱动时，对太阳轮21a、21b施加顺向的转矩。此时，如前述那样，单向离合器50卡合，齿圈24a、24b被锁定。由此，行星齿轮架23a、23b顺向旋转而进行前进行驶。需要说明的是，来自车轴10a、10b的行驶阻力朝逆向作用于行星齿轮架23a、23b。像这样在车辆3的起步时，使点火为开启(on)并提高电动机2a、2b的转矩，从而单向离合器50机械卡合，齿圈24a、24b被锁定。

此时，液压回路71如图12所示，电动油泵70以低压模式(lo)工作，螺线管阀83的螺线管174成为非通电(off)，液压制动器60a、60b成为弱接合状态。像这样，在电动机2a、2b的顺向的旋转动力输入后轮wr侧时单向离合器50成为卡合状态，能够仅利用单向离合器50实现动力传递，但通过使与单向离合器50并联设置的液压制动器60a、60b也为弱接合状态，预先使电动机2a、2b侧与后轮wr侧之间为连接状态，由此即使在来自电动机2a、2b侧的顺向的旋转动力的输入暂时降低致使单向离合器50成为非卡合状态的情况下，也能够抑制在电动机2a、2b侧与后轮wr侧之间不能进行动力传递的情况。另外，在向后述的减速再生过渡时，不需要用于使电动机2a、2b侧与后轮wr侧之间为连接状态的转速控制。此时的液压制动器60a、60b的接合力成为比后述的减速再生时、后退时弱的接合力。通过使单向离合器50为卡合状态时的液压制动器60a、60b的接合力比单向离合器50为非卡合状态时的液压制动器60a、60b的接合力弱，从而降低液压制动器60a、60b的接合用的消耗能量。此外，在该状态下，也如上所述那样管线油路75的油经由第一低压油路76a在节流部85a被减压，并向润滑-冷却部91供给，进行润滑-冷却部91的润滑及冷却。

当从前进低车速行驶的状态提高车速而到达发动机效率良好的前进中车速行驶时，从利用后轮驱动装置1进行的后轮驱动变成利用前轮驱动装置6进行的前轮驱动。如图18所示，当电动机2a、2b的动力运行驱动停止时，从车轴10a、10b向行星齿轮架23a、23b作用要促使前进行驶的顺向的转矩，因此，如前述那样单向离合器50成为非卡合状态。

此时，液压回路71如图12所示那样，电动油泵70以低压模式(lo)工作，螺线管阀83的螺线管174成为非通电(off)，液压制动器60a、60b成为弱接合状态。像这样，在后轮wr侧的顺向的旋转动力输入电动机2a、2b侧时单向离合器50成为非卡合状态，仅利用单向离合器50不能进行动力传递，但是通过使与单向离合器50并联设置的液压制动器60a、60b弱接合，预先使电动机2a、2b侧与后轮wr侧之间为连接状态，由此能够保持为能进行动力传递的状态，在向后述的减速再生时过渡时不需要转速控制。需要说明的是，此时的液压制动器60a、60b的接合力也成为比后述的减速再生时、后退时弱的接合力。此外，在该状态下，如上所述那样管线油路75的油经由第一低压油路76a在节流部85a被减压，并向润滑-冷却部91供给，进行润滑-冷却部91的润滑及冷却。

当要从图17或图18的状态再生驱动电动机2a、2b时，如图19所示，从车轴10a、10b向行星齿轮架23a、23b作用要促使继续前进行驶的顺向的转矩，因此，如前述那样单向离合器50成为非卡合状态。

此时，液压回路71如图13所示，电动油泵70以高压模式(hi)工作，螺线管阀83的螺线管174设为非通电(off)，液压制动器60a、60b成为接合状态(on)。因此，齿圈24a、24b被固定并且逆向的再生制动转矩作用于电动机2a、2b，利用电动机2a、2b进行减速再生。像这样，在后轮wr侧的顺向的旋转动力输入电动机2a、2b侧时单向离合器50成为非卡合状态，仅利用单向离合器50不能进行动力传递，但是通过使与单向离合器50并联设置的液压制动器60a、60b接合，预先使电动机2a、2b侧与后轮wr侧之间为连接状态，从而能够保持为能进行动力传递的状态，在该状态下将电动机2a、2b控制为再生驱动状态，由此能够再生车辆3的能量。此外，在该状态下，如上所述那样管线油路75的油经由第二低压油路76b在节流部85b被减压，并向润滑-冷却部91供给，进行润滑-冷却部91的润滑及冷却。

在继续加速时，成为利用前轮驱动装置6和后轮驱动装置1进行的四轮驱动，后轮驱动装置1为与图17所示的前进低车速时相同的状态，液压回路71也成为图12所示的状态。

在前进高车速时，成为利用前轮驱动装置6进行的前轮驱动。如图20所示，当电动机2a、2b停止动力运行驱动时，从车轴10a、10b向行星齿轮架23a、23b作用要促使前进行驶的顺向的转矩，因此，如前述那样单向离合器50成为非卡合状态。

此时，液压回路71如图11所示，电动油泵70以低压模式(lo)工作，螺线管阀83的螺线管174通电(on)，液压制动器60a、60b成为分离状态(off)。因此，防止电动机2a、2b的连带转动，在利用前轮驱动装置6实现高车速时防止电动机2a、2b发生过旋转。此外，在该状态下，如上所述那样管线油路75的油经由第一低压油路76a在节流部85a被减压，并向润滑-冷却部91供给，进行润滑-冷却部91的润滑及冷却。

在后退时，如图21所示，当逆向动力运行驱动电动机2a、2b时，对太阳轮21a、21b施加逆向的转矩。此时，如前述那样单向离合器50成为非卡合状态。

此时，就液压回路71而言，如图13所示，电动油泵70以高压模式(hi)工作，螺线管阀83的螺线管174设为非通电(off)，液压制动器60a、60b成为接合状态。因此，齿圈24a、24b被固定且行星齿轮架23a、23b逆向旋转并进行后退行驶。需要说明的是，来自车轴10a、10b的行驶阻力顺向作用于行星齿轮架23a、23b。像这样，在电动机2a、2b侧的逆向的旋转动力输入后轮wr侧时单向离合器50成为非卡合状态，仅利用单向离合器50不能进行动力传递，但是通过使与单向离合器50并联设置的液压制动器60a、60b接合，预先使电动机2a、2b侧与后轮wr侧之间为连接状态，从而能够保持为能进行动力传递，能够利用电动机2a、2b的旋转动力使车辆3后退。此外，在该状态下，如上所述那样管线油路75的油经由第二低压油路76b在节流部85b被减压，并向润滑-冷却部91供给，进行润滑-冷却部91的润滑及冷却。

像这样，后轮驱动装置1根据车辆3的行驶状态、换言之电动机2a、2b的旋转方向为顺向还是逆向、以及动力是从电动机2a、2b侧和后轮wr侧中的哪一侧输入，来控制液压制动器60a、60b的接合-分离，而且即使在液压制动器60a、60b的接合时也能够调整接合力。

图22是车辆3从停车中的状态起进行ev起步→ev加速→第一发动机行驶(eng行驶)→第二发动机行驶(eng行驶)→减速再生→停车时的电动油泵70(eop)、单向离合器50(owc)、液压制动器60a、60b(brk)的时间图。另外，在图22中，示出了由传感器92检测出的油温和电动机2a、2b的转矩(马达转矩)及转速(马达转速)。

首先，使点火为开启(on)，将挡位从p挡变更成d挡，并维持电动油泵70为非工作(off)、单向离合器50为非卡合(off)、液压制动器60a、60b为分离(off)的状态，直至踩踏加速器踏板。当从该状态起踩踏加速器踏板时，通过后轮驱动而利用后轮驱动装置1进行ev起步、ev加速。此时，电动油泵70以低压模式(lo)工作，单向离合器50卡合(on)，液压制动器60a、60b成为弱接合状态。

然后，当车速从低车速区达到中车速区并从后轮驱动变为前轮驱动时，成为利用内燃机4实现的第一发动机行驶。此时，单向离合器50成为非卡合(off)，电动油泵70以低压模式(lo)工作，液压制动器60a、60b维持弱接合状态。然后，当车速从中车速区达到高车速区时，保持单向离合器50为非卡合(off)、电动油泵70以低压模式(lo)工作的状态，使液压制动器60a、60b分离(off)，成为第二发动机行驶。然后，在制动器被踩踏等减速再生时，保持单向离合器50为非卡合(off)的状态，使电动油泵70以高压模式(hi)工作，使液压制动器60a、60b接合(on)。然后，当车辆3停止时，成为电动油泵70为非工作(off)、单向离合器50为非卡合(off)、液压制动器60a、60b分离(off)的状态。

在该一连串的车辆行驶动作中，由传感器92检测出的油温随时间的经过而上升。这是由电动机2a、2b的发热、搅拌阻力导致的发热、与在行星齿轮式减速器12a、12b传递电动机2a、2b的转矩时产生的转矩传递损失相伴的发热等所引起的。可知，在该油温的上升的同时，为了使液压制动器60a、60b弱接合而所需的接合力也随时间的经过而变化，其逐渐降低。为了使液压制动器60a、60b弱接合所需的接合力需要大于如下合力，该合力是将使电动机2a、2b连带转动的力与电动机2a、2b及行星齿轮式减速器12a、12b的油的搅拌阻力相加得到的力。

该油所引起的搅拌阻力根据油的粘性发生变化。另外，已知油的粘性与温度(油温)存在逆相关关系，当油温升高时粘性降低，当油温降低时粘性升高。

因此，在图22记载的车辆行驶过程中，根据由传感器92检测出的油温，进行随着油的温度升高而使连接状态下的液压制动器60a、60b的接合力减弱的控制。由此，能够在油温较低时保持接合力来确保液压制动器60a、60b的可靠性，在油温升高时减弱接合力来抑制由过剩的接合力引起的消耗能量的增加。需要说明的是，这样的控制不限于液压制动器60a、60b的弱接合中，也可以在图22的减速再生时等液压制动器60a、60b的接合中进行这样的控制。

像这样，作为动力传递机构的液压制动器60a、60b构成为能够变更接合力，从而能够变更动力传递路径的动力传递容量。

另外，在上述说明中，在减速再生时，将电动油泵70的工作状态从低压模式(lo)切换为高压模式(hi)，将液压制动器60a、60b的接合力从弱接合状态提高到接合状态。然而，如在第一实施方式中说明的那样，在图2b的区域p3中，即使当前的接合力即当前接合力小于能够传递根据电动机2a、2b的体积能够产生的最大电动机转矩tmax的必要接合力fmax，由于当前的接合力即当前接合力大于基于当前的车速v下的电动机转速即当前电动机转速而得的电动机的最大转矩t产生时的必要接合力f，因此也能够在电动机2a、2b与后轮wr之间理论上将转矩全部传递。

因此，在图22的车辆行驶中，在ev起步→ev加速→第一发动机行驶(第eng行驶)中，即在液压制动器60a、60b为弱接合状态时，在液压制动器60a、60b的当前接合力大于基于当前电动机转速(车速v)而得的电动机2a、2b的最大转矩t产生时的必要接合力f的情况下，能够在使液压制动器60a、60b保持弱接合状态下通过再生驱动电动机2a、2b来进行减速再生。

具体而言，当存在电动机2a、2b的再生驱动要求时，控制装置8从旋转变压器20a、20b取得当前电动机转速，并且从传感器92取得离合器cl的当前接合力，对基于电动机2a、2b的当前电动机转速(车速v)而得的最大转矩t产生时的必要接合力f和当前接合力进行比较，若当前接合力为必要接合力f以上，则不改变离合器cl的接合力而许可电动机102的再生驱动。

需要说明的是，在通过再生驱动电动机102得到的制动力的作用下电动机转速(车速v)变小而到达图2b的区域p2的情况下，停止再生驱动电动机2a、2b，并且使车轮制动器工作，从而能够得到必要的制动力。

另外，控制装置8在离合器cl的当前接合力小于必要接合力f时，禁止当前接合力下的电动机2a、2b的再生驱动，如利用图13及图19说明那样，使电动油泵70以高压模式(hi)工作，使螺线管阀83的螺线管174为非通电(off)，将液压制动器60a、60b设为接合状态(on)，并许可电动机2a、2b的再生驱动即可。

需要说明的是，在上述实施方式中，控制装置8基于必要接合力f和当前接合力来控制对电动机102的再生驱动的许可及/或禁止，但也可以是，控制装置8取得从旋转变压器20a、20b取得的当前电动机转速下的电动机2a、2b的最大转矩t，并且取得利用从传感器92取得的液压制动器60a、60b的当前接合力能够进行传递的传递允许动力，基于该最大转矩t和传递允许动力来控制电动机2a、2b的再生驱动的许可及/或禁止。而且，若传递允许动力小于最大转矩t则禁止电动机2a、2b的再生驱动，若传递允许动力为最大转矩t以上则不改变液压制动器60a、60b的接合力而许可电动机2a、2b的动力产生。

如以上所说明那样，在本实施方式中，控制装置8考虑电动机2a、2b的当前旋转状态量地控制电动机的动力产生的许可及/或禁止，从而能够在保持抑制消耗能量的状态下扩大电动机的使用区域，与以往相比，能够在保持抑制消耗能量的状态下扩大电动机2a、2b的使用区域。

需要说明的是，本发明并不限定于上述的实施方式，能够适当进行变形、改良等。

即，本发明只要具备电动机、车轮，并且在该电动机和车轮之间的动力传递路径上具备离合器、制动器等动力传递机构，就不特别限定其结构。

例如，在第二实施方式中，无需针对齿圈24a、24b分别设置液压制动器60a、60b，针对相连结的齿圈24a、24b设置至少一个液压制动器即可，单向离合器50并不是必要的。

需要说明的是，本申请是基于2016年3月30日申请的日本专利申请(特愿2016-067853)得到的，其内容作为参照被取入本申请中。

附图标记说明：

1后轮驱动装置

2a、2b、102电动机

8控制装置(电动机控制装置、接合力控制装置)

60a、60b液压制动器(动力传递机构)

92传感器(接合力取得机构)

100驱动装置

104接合力取得机构

108a电动机控制装置

108b接合力控制装置

cl离合器(动力传递机构)

lwr、rwr后轮(车轮)

w车轮。