CN106233043B - 用于车辆的控制设备 - Google Patents

Abstract

当动力传递***的动力传递路径设定为第二动力传递路径时，无级变速器被控制在速度比(γ)下，所述速度比(γ)在输入轴角加速度(dωi/dt)小的情况下比在输入轴角加速度(dωi/dt)大的情况下提供更高的车速。因此，当动力传递路径是第二动力传递路径时，能够将无级变速器的速度比(γ)控制为反映无级变速器的惯性损失(Tli)的速度比(γ)。惯性损失(Tli)随输入轴角加速度(dωi/dt)而变化。因此，在输入轴和输出轴之间彼此并行地设置有无级变速器和齿轮机构的车辆中，能够适当地减少空转的无级变速器的损失。

Description

用于车辆的控制设备

技术领域

本发明涉及一种用于车辆的控制设备，所述车辆包括彼此并行地设置在驱动力源和驱动轮之间的无级变速机构和传动机构。

背景技术

公知一种车辆包括彼此并行地设置在输入旋转构件和输出旋转构件之间的无级变速机构和传动机构。传动机构具有一个或多个档位。驱动力源的动力传递至输入旋转构件。输出旋转构件将动力输出至驱动轮。例如，这是在日本专利申请公开第63-28740号(JP63-28740 A)中所述的车辆。JP 63-28740 A描述了包括彼此并行地设置在输入旋转构件与输出旋转构件之间的无级变速路径和直接驱动路径的车辆。无级变速路径中经由无级变速器。直接驱动路径具有接近于无级变速路径中的最高速度比的固定的速度比。车辆通过使用无级变速路径从车辆起动开始加速。当无级变速路径中的速度比达到直接驱动路径中的速度比时，车辆将传动路径改变为直接驱动路径并继续行驶。此外，JP 63-28740A描述了当车辆通过使用直接驱动路径行驶时，通过控制在空载状态下继续空转的无级变速器的速度比至相对于最高速度比的低车速侧的最佳速度比，来减少空转的无级变速机构中的损失转矩。该低车速侧最佳速度比是，例如，即速度比为“1”的中间速度比。

发明内容

附带一提地，如果空转的无级变速机构的总损失转矩是无级变速机构的摩擦损失和无级变速机构的惯性损失的总和，即使当空转的无级变速机构被控制在上述的中间速度比处时，也可能无法减少总损失转矩。具体地，摩擦损失在中间速度比处通常变为最小值，并且随着速度比接近最高速度比或最低速度比单调地增加。另一方面，通常，无级变速机构的输出侧旋转构件(例如，次级滑轮)的角加速度相对于无级变速机构的输入侧旋转构件(例如，主滑轮)的角加速度根据速度比而变化，并且输出侧旋转构件的角加速度随着速度比接近最高速度比而增大。因此，次级滑轮的惯性损失随着速度比接近最高速度比而增加，并随着速度比接近最低速度比而单调地减小。出于这个原因，如在JP 63-28740 A中所述，在无级变速机构的最高速度比侧进行无级变速机构和传动机构之间的切换的变速器中，当空转的无级变速机构的速度比被设定为中间速度比侧时，与当该速度比被设定为进行切换的最高速度比侧时相比较，总损失转矩减小。然而，在无级变速机构的最低速度比侧进行无级变速机构和传动机构之间的切换的变速器中，当空转的无级变速机构的速度比从进行切换的最低速度比侧改变至中间速度比侧时，摩擦损失减小，同时，另一方面，惯性损失增大。因此，例如，取决于随主滑轮的角加速度而改变的惯性损失的大小，通过将速度比改变至中间速度比侧并不总是减少总损失转矩。因而，当考虑到无级变速机构的总损失转矩的减小时，在空转的无级变速机构被控制在怎样的速度比方面仍然有改善的空间。上述的缺陷并不是公知的。

本发明提供了一种能够适当地减少车辆中的空转的无级变速机构的损失的控制设备，所述车辆包括彼此并行设置在输入旋转构件和输出旋转构件之间的无级变速机构和传动机构。

本发明的第一方案提供了一种用于车辆的控制设备。所述车辆包括无级变速机构、传动机构，以及离合器机构。传动机构具有至少一个档位。所述无级变速机构和所述传动机构被彼此并行地设置在输入旋转构件与输出旋转构件之间。驱动力源的动力被传递到所述输入旋转构件。所述输出旋转构件被构造为输出所述动力到驱动轮。离合器机构被构造为在第一动力传递路径和第二动力传递路径之间选择性地切换动力传递路径。所述动力传递路径被构造为传递所述驱动力源的所述动力到所述驱动轮。所述第一动力传递路径为其中经由所述无级变速机构的路径。所述第二动力传递路径为其中经由所述传动机构的路径。所述控制设备包括电子控制单元。所述电子控制单元被配置为，当所述动力通过所述第二动力传递路径传递到所述驱动轮时，控制所述无级变速机构，使得速度比在所述输入旋转构件的角加速度小的情况下比在所述输入旋转构件的所述角加速度大的情况下提供更高的车速。

利用这样的构造，当动力传递路径是第二动力传递路径时，能够将无级变速机构的速度比控制为反映无级变速机构的惯性损失的速度比。惯性损失随着输入旋转构件的角加速度而变化。因此，在包括彼此并行地设置在输入旋转构件与输出旋转构件之间的无级变速机构和传递机构的车辆中，能够适当地减少空转的无级变速机构的损失。

在第一方案中，电子控制单元可被配置为ⅰ)计算所述无级变速机构的摩擦损失的估计值，ⅱ)计算所述无级变速机构的惯性损失的估计值，ⅲ)基于所述摩擦损失的所述估计值和所述惯性损失的所述估计值来计算所述无级变速机构的目标速度比，并且，ⅳ)当所述动力通过所述第二动力传递路径被传递到所述驱动轮时，将所述无级变速机构控制在所述目标速度比处。利用这样的构造，当动力传递路径是第二动力传递路径时，能够将无级变速机构的速度比控制为反映无级变速机构的摩擦损失和无级变速机构的惯性损失的目标速度比。

在第一方案中，目标速度比可以是用于使摩擦损失的估计值和惯性损失的估计值的总和最小化的无级变速机构的速度比。利用这样的构造，当动力传递路径是第二动力传递路径时，空转的无级变速机构的摩擦损失和惯性损失的总和被尽可能地减小。因此，燃料经济性得以提高。

在第一方案中，所述电子控制单元可以被配置为，当所述动力通过所述第二动力传递路径被传递到所述驱动轮时，将所述无级变速机构控制在所述目标速度比处，直到所述电子控制单元判定将所述动力传递路径切换至所述第一动力传递路径。利用这样的构造，当判定将动力传递路径切换至第一动力传递路径时，能够禁止将无级变速机构控制在目标速度比处，而将无级变速机构控制在如同所述动力传递路径是第一动力传递路径的情况下的速度比处，从而为将所述动力传递路径切换至第一动力传递路径做准备。因此，能够给予驾驶性能，诸如抑制切换冲击，比燃料经济性更高的优先级。

在第一方案中，电子控制单元可被配置为ⅰ)计算被构造为供给推力至所述无级变速机构的旋转构件的推力供给装置的装置损失的估计值，并且ⅱ)基于所述摩擦损失的所述估计值、所述惯性损失的所述估计值以及所述装置损失的所述估计值计算所述无级变速机构的目标速度比。利用这样的构造，当动力传递路径是第二动力传递路径时，能够将无级变速机构的速度比控制为反映无级变速机构的摩擦损失、无级变速机构的惯性损失和推力供给装置的装置损失的目标速度比。因此，能够进一步适当地减少空转的无级变速机构的损失。

在第一方案中，电子控制单元可被配置为：ⅰ)通过使用在(a)所述输入旋转构件的所述角加速度与(b)用于使所述无级变速机构的摩擦损失和所述无级变速机构的惯性损失的总和最小化的所述无级变速机构的速度比之间的预定的相互关系，基于所述输入旋转构件的所述角加速度来计算所述无级变速机构的目标速度比，所述预定的相互关系被确定为使得所述速度比在所述输入旋转构件的角加速度小的情况下比在所述输入旋转构件的所述角加速度大的情况下提供更高的车速，并且ⅱ)当所述动力通过所述第二动力传递路径被传递到所述驱动轮时，将所述无级变速机构控制在所述目标速度比处。利用这样的构造，当动力传递路径是第二动力传递路径时，空转的无级变速机构的速度比被控制为将无级变速机构的摩擦损失和无级变速机构的惯性损失的总和尽可能减少的目标速度比。因此，燃料经济性得以提高。

本发明的第二方案提供了一种用于车辆的控制设备。所述车辆包括无级变速机构、传动机构和离合器机构。传动机构具有至少一个档位。所述无级变速机构和所述传动机构被彼此并行地设置在输入旋转构件与输出旋转构件之间。驱动力源的动力被传递到所述输入旋转构件。所述输出旋转构件被构造为输出所述动力到驱动轮。离合器机构被构造为在第一动力传递路径和第二动力传递路径之间选择性地切换动力传递路径。所述动力传递路径被构造为传递所述驱动力源的所述动力到所述驱动轮。所述第一动力传递路径为其中经由所述无级变速机构的路径。所述第二动力传递路径为其中经由所述传动机构的路径。所述控制设备包括电子控制单元。所述电子控制单元被配置为ⅰ)计算所述无级变速机构的摩擦损失的估计值，ⅱ)计算所述无级变速机构的惯性损失的估计值，ⅲ)基于所述摩擦损失的所述估计值和所述惯性损失的所述估计值来计算所述无级变速机构的目标速度比，并且ⅳ)当所述动力通过所述第二动力传递路径传递到所述驱动轮时，将所述无级变速机构控制在所述目标速度比处。

利用这样的构造，当动力传递路径是第二动力传递路径时，能够将无级变速机构的速度比控制为反映无级变速机构的摩擦损失和无级变速机构的惯性损失的目标速度比。因此，在包括被彼此并行地设置在输入旋转构件与输出旋转构件之间的无级变速机构和传动机构的车辆中，能够适当地减少空转的无级变速机构的损失。

在第二方案中，所述目标速度比可以是用于使所述摩擦损失的所述估计值和所述惯性损失的所述估计值的总和最小化的所述无级变速机构的速度比。利用这样的构造，当动力传递路径是第二动力传递路径时，空转的无级变速机构的摩擦损失和空转的无级变速机构的惯性损失的总和被尽可能地减小。因此，燃料经济性得以提高。

在第二方案中，所述电子控制单元可以被配置为，当所述动力通过所述第二动力传递路径传递到所述驱动轮时，将所述无级变速机构控制在所述目标速度比处，直到所述电子控制单元判定将所述动力传递路径切换至所述第一动力传递路径。利用这样的构造，当判定将动力传递路径切换至第一动力传递路径时，能够禁止将无级变速机构控制在目标速度比处，而将无级变速机构控制在如同所述动力传递路径是第一动力传递路径的情况下的速度比处，从而为将所述动力传递路径切换至第一动力传递路径做准备。因此，能够给予驾驶性能，诸如抑制切换冲击，比燃料经济性更高的优先级。

在第二方案中，电子控制单元可被配置为ⅰ)计算被构造为供给推力至所述无级变速机构的旋转构件的推力供给装置的装置损失的估计值，并且ⅱ)基于所述摩擦损失的所述估计值、所述惯性损失的所述估计值以及所述装置损失的所述估计值来计算所述无级变速机构的目标速度比。利用这样的构造，当动力传递路径是第二动力传递路径时，能够将无级变速机构的速度比控制为反映无级变速机构的摩擦损失、无级变速机构的惯性损失和推力供给装置的装置损失的目标速度比。因此，能够进一步适当地减少空转的无级变速机构的损失。

附图说明

下面将参照附图描述本发明的示例性实施例的特征、优势以及技术和工业意义，其中相同标号表示相同元件，并且其中：

图1是示出本发明应用于的车辆的示意性构造的视图；

图2是用于示出动力传递***的行驶模式的切换的视图；

图3是示出用于车辆中的各种控制的控制功能和控制***的相关部分的视图；

图4是示出以速度比作为参数的、输入轴角加速度和无级变速器的总损失转矩之间的相互关系的图表；

图5是示出输入轴角加速度和使总损失最小化的速度比之间的相互关系的图表；

图6是示出电子控制单元的控制操作，即，用于适当地减少空转的无级变速机构的损失的控制操作的相关部分的流程图；以及

图7是在执行图6的流程图中所示的控制操作的情况下的时间图。

具体实施例

下面，将参照附图对本发明的实施例进行详细地说明。

图1是示出本发明应用于的车辆10的示意性构造的视图。如图1中所示，车辆10包括发动机12、驱动轮14和动力传递***16。发动机12起用于推进车辆10的驱动力源的作用。动力传递***16被设置在发动机12和驱动轮14之间。动力传递***16包括已知的变矩器20、输入轴22、已知的带式无级变速器24(以下，称为无级变速器24)、前进/后退切换装置26、齿轮机构28、输出轴30、副轴32、减速齿轮单元34、差动齿轮38、一对车桥40等。变矩器20用作联接至在作为非旋转构件的外壳18中的发动机12的流体式传动装置。输入轴22联接至变矩器20。无级变速器24联接至输入轴22。无级变速器24用作无级变速机构。前进/后退切换装置26也联接到输入轴22。齿轮机构28经由前进/后退切换装置26联接至输入轴22。齿轮机构28与无级变速器24并行设置。齿轮机构28用作传动机构。输出轴30是无级变速器24和齿轮机构28所共用的输出旋转构件。减速齿轮单元34由分别设置在输出轴30和副轴32上以便相对不可旋转且彼此相互啮合的一对齿轮形成。差动齿轮38联接至齿轮36。齿轮36设置在副轴32上以便相对地不可旋转。一对车桥40被联接至差动齿轮38。在这样构成的动力传递***16中，发动机12的动力(在没有特别区分彼此时，动力与转矩以及力同义)顺序通过变矩器20、无级变速器24(或前进/后退切换装置26和齿轮机构28)、减速齿轮单元34、差动齿轮38、车桥40等被传递到一对驱动轮14。

这样，动力传递***16包括彼此并行地设置在发动机12(其与被传递有发动机12的动力的作为输入旋转构件的输入轴22同义)与驱动轮14(其与输出发动机12的动力到驱动轮14的作为输出旋转构件的输出轴30同义)之间的无级变速器24和齿轮机构28。因此，动力传递***16包括第一动力传动路径和第二动力传递路径。第一动力传递路径经由无级变速器24将发动机12的动力从输入轴22传递至驱动轮14侧(即，输出轴30)。第二动力传递路径经由齿轮机构28将发动机12的动力从输入轴22传递至驱动轮14侧(即，输出轴30)。动力传递***16被构造为基于车辆10的行驶状态在第一动力传递路径和第二动力传递路径之间切换动力传递路径。因此，动力传递***16包括作为在第一动力传动路径和第二动力传递路径之间选择性地切换将发动机12的动力传递至驱动轮14侧的动力传递路径的离合器机构的CVT行驶离合器C2、前进档离合器C1和倒档制动器B1。CVT行驶离合器C2用作连接或中断第一动力传递路径中的动力的传递的第一离合器机构。前进档离合器C1和倒档制动器B1用作连接或中断第二动力传递路径中的动力的传递的第二离合器机构。CVT行驶离合器C2、前进档离合器C1和倒档制动器B1相当于分离装置。CVT行驶离合器C2、前进档离合器C1和倒档制动器B1中的每一个均是已知的通过液压致动器摩擦接合的液压摩擦接合装置(摩擦离合器)。前进档离合器C1和倒档制动器B1中的每一个均是组成稍后将描述的前进/后退切换装置26的元件之一。

变矩器20围绕输入轴22与输入轴22同轴设置。变矩器20包括泵轮20p和涡轮20t。泵轮20p联接至发动机12。涡轮20t联接至输入轴22。机械油泵41联接至泵轮20p。油泵41通过由发动机12旋转驱动而产生液压。液压用于控制无级变速器24的变速，在无级变速器24中产生带夹紧力，改变每个离合器机构的操作，或者供给润滑油至动力传递***16的动力传递路径的各部分。

前进/后退切换装置26围绕输入轴22与输入轴22同轴设置。前进/后退切换装置26主要由双小齿轮型行星齿轮系26p、前进档离合器C1和倒档制动器B1组成。行星齿轮系26p的太阳轮26s一体地联接至输入轴22。行星齿轮系26p的内齿圈26r经由倒档制动器B1选择性地联接至壳体18。行星齿轮系26p的行星齿轮架26c联接至小直径齿轮42。小直径齿轮42围绕输入轴22与输入轴22同轴设置以便相对可旋转。行星齿轮架26c及太阳轮26s经由前进档离合器C1选择性地彼此联接。在这样构成的前进/后退切换装置26中，当前进档离合器C1接合并且倒档制动器B1释放时，行星齿轮系26p一体地旋转，小直径齿轮42以与输入轴22相同的转速旋转，以及在第二动力传递路径中建立(实现)前进动力传递路径。当倒档制动器B1接合，并且前进档离合器C1释放时，小直径齿轮42沿与输入轴22的旋转方向相反的方向旋转，并在第二动力传递路径中建立后退动力传递路径。当前进档离合器C1和倒档制动器B1两者均被释放时，所述第二动力传递路径被设定为在其下动力的传递被中断的中间状态(动力传递中断状态)。

齿轮机构28包括小直径齿轮42和大直径齿轮46。大直径齿轮46被设置在齿轮机构副轴44上以便相对地不可旋转。大直径齿轮46与小直径齿轮42啮合。因此，齿轮机构28是具有一个档位(速度级)的传动机构。空转齿轮48围绕齿轮机构副轴44与齿轮机构副轴44同轴地设置，以便相对地不可旋转。空转齿轮48与具有比空转齿轮48更大直径的输出齿轮50啮合。输出齿轮50围绕与输出轴30的旋转轴相同的旋转轴而设置以便相对于输出轴30相对地可旋转。

犬牙式离合器D1围绕输出轴30进一步被设置在输出轴30和输出齿轮50之间。犬牙式离合器D1选择性地将输出轴30连接到输出齿轮50或使输出轴30与输出齿轮50分离。因此，犬牙式离合器D1起设置在动力传递***16中且连接或中断第二动力传递路径中的动力传递的第三离合器机构的作用。具体地，犬牙式离合器D1包括第一齿轮52、第二齿轮54和毂套56。第一齿轮52设置在输出轴30上。第二齿轮54与输出齿轮50一体地设置。毂套56具有与这些第一齿轮52和第二齿轮54可配合(可接合、可啮合)的内齿。在这样构造的犬牙式离合器D1中，当毂套56与这些第一齿轮52和第二齿轮54相配合时，输出轴30和输出齿轮50彼此连接。犬牙式离合器D1包括已知的用作同步机构的同步啮合机构(未示出)。同步啮合机构在第一齿轮52与第二齿轮54相配合时使旋转同步。当前进档离合器C1和倒档制动器B1中的一个接合，并且犬牙式离合器D1接合时，第二动力传递路径建立(连接)。在第二动力传递路径中，发动机12的动力从输入轴22顺序地通过前进/后退切换装置26、齿轮机构28、空转齿轮48和输出齿轮50传递到输出轴30。

无级变速器24设置在输入轴22和输出轴30之间的动力传递路径中。无级变速器24包括主滑轮58、次级滑轮62和传动皮带64。主滑轮58是设置在输入轴22上的输入侧构件，并且具有可变的有效直径。次级滑轮62是设置在与输出轴30同轴的旋转轴60上的输出侧构件，并且具有可变的有效直径。传动皮带64围绕一对可变滑轮58、62缠绕，以便横跨在一对可变滑轮58、62之间。通过一对可变滑轮58、62和传动皮带64之间的摩擦力来传递动力。

在主滑轮58中，通过使用液压控制回路96(参照图3)来调节主压力Pin而对主滑轮58中用于改变槽轮之间的V形槽宽度的主推力Win(＝主压力Pin×受压面积)进行控制。主压力Pin被供给至主液压缸58c。在次级滑轮62中，通过使用液压控制回路96来调节次级压力Pout而对次级滑轮62中用于改变槽轮之间的V形槽宽度的次级推力Wout(＝次级压力Pout×受压面积)进行控制。次级压力Pout被供给至次级液压缸62c。当主推力Win和次级推力Wout都被控制时，在阻止传动皮带64打滑的同时，一对可变滑轮58、62中的每一个的V形槽宽度都被改变，其结果是传动皮带64的卷绕直径(有效直径)改变。产生通过液压控制回路96来调节的主压力Pin和次级压力Pout中每一个的源压力的液压源是油泵41。以这种方式，油泵41起供给主推力Win及次级推力Wout中每一个的来源的推力源供给装置的作用。

在无级变速器24中，当传动皮带64的卷绕直径改变时，速度比(齿数比)γ(＝输入轴转速Ni/输出轴转速No)被连续地改变。例如，当主滑轮58的V形槽宽度减小时，速度比γ降低(即，无级变速器24升档)。当主滑轮58的V形槽宽度增加时，速度比γ升高(即，无级变速器24降档)。CVT行驶离合器C2相对于无级变速器24被设置在驱动轮14侧(即，CVT行驶离合器C2被设置在次级滑轮62和输出轴30之间)。CVT行驶离合器C2选择性地将次级滑轮62(旋转轴60)连接至输出轴30或使次级滑轮62(旋转轴60)与输出轴30分离。当CVT行驶离合器C2接合时，第一动力传递路径建立(连接)。在第一动力传递路径中，发动机12的动力从输入轴22经由无级变速器24传递到输出轴30。

下面将对动力传递***16的操作进行描述。图2是用于通过使用各个行驶模式的接合元件的接合图表来示出动力传递***16的行驶模式的切换的视图。在图2中，C1对应于前进档离合器C1的操作状态，C2对应于CVT行驶离合器C2的操作状态，B1对应于倒档制动器B1的操作状态，D1对应于犬牙式离合器D1的操作状态，“O”表示接合(连接)状态，“x”表示释放(分离)状态。

首先，将对其中将发动机12的动力经由齿轮机构28传递至输出轴30的行驶模式(即，在其中动力传递路径切换至第二动力传递路径的行驶模式)的齿轮行驶模式(也被称为齿轮传动模式)进行描述。例如，如图2所示，在这种齿轮行驶模式下，在CVT行驶离合器C2和倒档制动器B1都释放的同时，前进档离合器C1和犬牙式离合器D1都接合。

具体地，当前进档离合器C1接合时，行星齿轮系26p以与输入轴22相同的转速一体地旋转，因此，机械地联接的齿轮机构28、齿轮机构副轴44、空转齿轮48和输出齿轮50也旋转。由于输出齿轮50和第一齿轮52通过犬牙式离合器D1的接合而彼此连接，因此，与第一齿轮52一体地设置的输出轴30被旋转。以这种方式，当前进档离合器C1和犬牙式离合器D1都接合时，发动机12的动力顺序经由变矩器20、前进/后退切换装置26、齿轮机构28等传递到输出轴30。在这种齿轮行驶模式下，例如，当倒档制动器B1和犬牙式离合器D1都接合，并且CVT行驶离合器C2和前进档离合器C1都释放时，使得能够后退行驶。

接着，将对其中将发动机12的动力经由无级变速器24传递至输出轴30的行驶模式(即，在其中动力传递路径切换至第一动力传递路径的行驶模式)的CVT行驶模式(也被称为CVT传动模式)进行描述。在这种CVT行驶模式下，如在图2所示的CVT行驶模式(高车速)下，例如，在前进档离合器C1、倒档制动器B1和犬牙式离合器D1都释放的同时，CVT行驶离合器C2接合。

具体地，当CVT行驶离合器C2接合时，旋转轴60和输出轴30彼此连接，由此，次级滑轮62和输出轴30一体旋转。以这种方式，当CVT行驶离合器C2接合时，发动机12的动力顺序经由变矩器20、无级变速器24等传递到输出轴30。犬牙式离合器D1在CVT行驶模式(高车速)下被释放的原因是，例如，消除了在CVT行驶模式下齿轮机构28等的拖曳，并且在高车速下防止齿轮机构28等的高速旋转。

例如，齿轮行驶模式在包括车辆停止期间的状态的低车速区域中被选择。该第二动力传递路径中的速度比γ1(即由齿轮机构28建立的速度比EL)被设定为比由无级变速器24建立的最大速度比γmax(即，作为最低车速侧速度比的最低速度比)更大的值(即作为低于最大速度比γmax的速度比)。例如，速度比γ1对应于作为动力传递***16中的第一档位的速度比的第一速度速度比γ1，并且无级变速器24的最低速度比γmax对应于作为动力传递***16中的第二档位的速度比的第二速度速度比γ2。因此，例如，根据已知的有级变速器的换档特性图中用于在第一档位和第二档位之间切换的变速线来切换齿轮行驶模式与CVT行驶模式。例如，在CVT行驶模式下，进行变速(例如，CVT变速，以及无级变速)。在这种变速中，通过使用已知的方法根据诸如加速器操作量θacc和车速V的行驶状态来改变速度比γ。当行驶模式从齿轮行驶模式切换到CVT行驶模式(高车速)或从CVT行驶模式(高车速)切换到齿轮行驶模式时，经由图2中所示的CVT行驶模式(中车速)过渡地进行切换。

例如，当行驶模式从齿轮行驶模式切换到CVT行驶模式(高车速)时，行驶模式从齿轮行驶模式被过渡地切换到CVT行驶模式(中车速)。齿轮行驶模式是前进档离合器C1和犬牙式离合器D1都接合的状态。CVT行驶模式(中车速)是CVT行驶离合器C2和犬牙式离合器D1都接合的状态。即，进行离合器接合改换变速(例如，离合器至离合器变速(在下文，称为C到C变速))以便释放前进档离合器C1并接合CVT行驶离合器C2。此时，动力传递路径从第二动力传递路径切换到第一动力传递路径，动力传递***16实质上升档。在切换动力传递路径之后，犬牙式离合器D1被释放以防止齿轮机构28等的不必要的拖曳或高速旋转(参见图2中的被驱动输入的中断)。以这种方式，犬牙式离合器D1起中断来自驱动轮14侧的输入的被驱动输入中断离合器的作用。

例如，当行驶模式从CVT行驶模式(高车速)切换到齿轮行驶模式时，行驶模式从CVT行驶模式(高车速)被过渡地切换到CVT行驶模式(中车速)，为将行驶模式切换到齿轮行驶模式做准备(参见图2中的降档准备)。CVT行驶模式(高车速)是CVT行驶离合器C2接合的状态。CVT行驶模式(中间车速)是CVT行驶离合器C2接合且进一步犬牙式离合器D1接合的状态。在CVT行驶模式(中车速)下，旋转也通过齿轮机构28传递给行星齿轮系26p的行星齿轮架26c。当进行离合器接合改变变速(例如，C到C变速)以便从CVT行驶模式(中车速)的状态释放CVT行驶离合器C2并且接合前进档离合器C1时，行驶模式被切换到齿轮行驶模式。此时，动力传递路径从第一动力传递路径切换到第二动力传递路径，动力传递***16实质上降档。

图3是示出用于车辆10中的各种控制的控制功能和控制***的相关部分的视图。如图3所示，车辆10包括电子控制单元(ECU)80，电子控制单元(ECU)80包括如用于车辆10的控制单元。控制单元切换动力传递***16的行驶模式。因此，图3是示出了电子控制单元80的输入/输出线的视图，并且是示出由电子控制单元80实施的控制功能的相关部分的功能框图。电子控制单元80包括所谓的微型计算机。微型计算机包括，例如，CPU、RAM、ROM、输入/输出接口等。CPU在利用RAM的暂时存储功能的同时，通过根据预先存储在ROM中的程序执行信号处理来执行对车辆10的各种控制。例如，电子控制单元80被配置为执行对发动机12的输出控制、对无级变速器24的变速控制和皮带夹紧力控制、用于切换行驶模式的控制等。在必要时，电子控制单元80被分为用于控制发动机的电子控制单元，用于控制变速的电子控制单元等。

电子控制单元80被供给基于车辆10的各种传感器的检测信号的各种实际值。各种传感器包括，例如，各种转速传感器82、84、86、88，加速器操作量传感器90，节气门开度传感器92，G传感器94等。各种实际值包括，例如，发动机转速Ne、输入轴转速Ni、输出轴转速No、车轮速度Nw、加速器操作量θacc、节气门开度θth、车辆10的纵向加速度G等。输入轴转速Ni是输入轴22(主滑轮58)的转速，其对应于输入轴角速度ωi。输出轴转速No是旋转轴60(次级滑轮62)的转速，其对应于输出轴角速度ωo。车轮速度Nw是其中一个驱动轮14的转速，其对应于车速V。加速器操作量θacc是作为驾驶者的加速请求量的加速踏板的操作量。

发动机输出控制命令信号Se、液压控制命令信号Scvt、液压控制命令信号Sswt等从电子控制单元80输出。发动机输出控制命令信号Se用于控制发动机12的输出。液压控制命令信号Scvt用于控制与无级变速器24的变速相关的液压。液压控制命令信号Sswt用于控制与动力传递***16的行驶模式的切换相关的前进/后退切换装置26、CVT行驶离合器C2和犬牙式离合器D1。具体地，节气门驱动信号、燃料喷射信号、点火正时信号等作为发动机输出控制命令信号Se被输出。用于驱动调节主压力Pin的电磁阀的命令信号、用于驱动调节次级压力Pout的电磁阀的命令信号等作为液压控制命令信号Scvt被输出至液压控制回路96。用于分别驱动控制供应给前进档离合器C1、倒档制动器B1、CVT行驶离合器C2、用于致动轮毂套56的致动器等的液压的各电磁阀的命令信号等作为液压控制命令信号Sswt被输出至液压控制回路96。

电子控制单元80包括发动机输出控制单元100(即，发动机输出控制手段)，以及变速控制单元102(即，变速控制手段)。

例如，发动机输出控制单元100输出发动机输出控制命令信号Se至节气门致动器、燃料喷射装置和点火装置以便控制发动机12的输出。例如，发动机输出控制单元100通过使用经验上获得或通过设计获得并且预先存储的(即，预定的)的相互关系(驱动力特性图)(未示出)基于实际加速器操作量θacc和实际车速V来计算作为驾驶者的驾驶请求量的要求驱动力Fdem。发动机输出控制单元100设定用于获得要求驱动力Fdem的目标发动机转矩Tetgt。发动机输出控制单元100不仅通过节气门致动器控制电子节气门的开/闭，还通过燃料喷射装置控制燃料喷射量，并且通过点火装置控制点火正时，从而实现目标发动机转矩Tetgt。不仅驱动轮14的要求驱动力Fdem[N]，而且驱动轮14的要求驱动转矩[Nm]、驱动轮14的要求驱动功率[W]、输出轴30的要求输出转矩[Nm]、要求发动机转矩[Nm]等都可以用作为驾驶请求量。加速器操作量θacc[％]、节气门开度θth[％]、发动机12的进气量[g/sec]等都可以简单地用作驾驶请求量。

在CVT行驶模式下，变速控制单元102输出液压控制命令信号Scvt至液压控制回路96，使得速度比γ变为目标速度比γtgt。液压控制命令信号Scvt用于控制无级变速器24的速度比γ。目标速度比γtgt是基于加速器操作量θacc、车速V等来计算的。具体地，变速控制单元102具有如下预定的相互关系(例如，CVT换档特性图、皮带夹紧力特性图)，通过该预定的关系，在无级变速器24不会发生皮带打滑的同时，实现无级变速器24的目标速度比γtgt。设定目标速度比γtgt使得发动机12的操作点处于预定的最佳线上(例如，发动机最佳燃料消耗线)。变速控制单元102通过使用上述的相互关系基于加速器操作量θacc、车速V等来确定主命令压力Pintgt和次级命令压力Pouttgt。主命令压力Pintgt是主压力Pin的命令值。次级命令压力Pouttgt是次级压力Pout的命令值。变速控制单元102输出主命令压力Pintgt和次级命令压力Pouttgt至液压控制回路96，并进行CVT变速。

变速控制单元102控制行驶模式在齿轮行驶模式与CVT行驶模式之间的切换。具体地，变速控制单元102判定是否切换车辆行驶中的行驶模式。例如，通过使用用于在第一速度速度比γ1和第二速度速度比γ2之间改变速度比的升档线和降档线基于车速V和加速器操作量θacc来判定是否变速(改变速度比)。变速控制单元102基于所判定的结果来判定是否切换车辆行驶中的行驶模式。第一速度速度比对应于在齿轮行驶模式下的速度比EL。第二速度速度比对应于CVT行驶模式下的最低速度比γmax。例如，升档线和降档线是预定的变速线，并且有预定的滞后现象。

当变速控制单元102判定切换行驶模式时，变速控制单元102切换行驶模式。例如，当变速控制单元102判定在齿轮行驶模式下升档时，变速控制单元102将行驶模式从齿轮行驶模式切换到CVT行驶模式(高车速)。当变速控制单元102将行驶模式从齿轮行驶模式切换到CVT行驶模式(高车速)时，变速控制单元102首先通过用于释放前进档离合器C1并且接合CVT行驶离合器C2的C到C变速来进行升档。此状态对应于图2中将行驶模式过渡地切换到的CVT行驶模式(中车速)。动力传递***16中的动力传递路径从动力经由齿轮机构28传递所通过的第二动力传递路径切换到动力经由无级变速器24传递所通过的第一动力传递路径。随后，变速控制单元102通过输出命令来致动毂套56使得已接合的犬牙式离合器D1释放从而将行驶模式切换至CVT行驶模式(高车速)。毂套56由液压致动器(未示出)来驱动，并且通过供应给液压致动器的液压来调节施加给毂套56的压紧力。

当变速控制单元102判定在CVT行驶模式(高车速)下降档时，变速控制单元102将行驶模式从CVT行驶模式(高车速)切换到齿轮行驶模式。当变速控制单元102将行驶模式从CVT行驶模式(高车速)切换到齿轮行驶模式时，变速控制单元102首先通过输出命令来致动毂套56使得已释放的犬牙式离合器D1接合从而将行驶模式切换到CVT行驶模式(中车速)。随后，变速控制单元102通过用于释放CVT行驶离合器C2且接合前进档离合器C1的C到C变速进行降档。此状态对应于图2中的齿轮行驶模式。动力传递***16中的动力传递路径从动力经由无级变速器24传递所通过的第一动力传递路径切换到动力经由齿轮机构28传递所通过的第二动力传递路径。以这种方式，在车辆10正在行驶的同时，当变速控制单元102将动力的传递从经由无级变速器24的动力的传递切换至经由齿轮机构28的动力的传递时，犬牙式离合器D1被致动至接合侧，然后CVT行驶离合器C2被释放。

在如上所述的用于过渡地将行驶模式切换到CVT行驶模式(中车速)的控制中，仅通过经由C到C变速交换转矩来切换第一动力传递路径和第二动力传递路径。因此，抑制了切换冲击。

附带地，在齿轮行驶模式下，在旋转轴60与输出轴30分离的状态下，无级变速器24随着联接至输入轴22的主滑轮58的旋转而空转。空转的无级变速器24的损失的减少引起燃料经济性的提高。在行驶模式从齿轮行驶模式切换到CVT行驶模式(中车速)期间，从CVT行驶模式的连续性的观点，无级变速器24的速度比γ理想地被设定为如在例如CVT行驶模式的情况下计算出的目标速度比γtgt。然而，存在在齿轮行驶模式下将无级变速器24控制在如同CVT行驶模式的情况下的目标速度比γtgt不减少无级变速器24的损失的情况。因此，例如，在无级变速器24的速度比γ被设定为如同在CVT行驶模式的情况下计算出的目标速度比γtgt的状态下，变速控制单元102将行驶模式从齿轮行驶模式切换到CVT行驶模式(中车速)。但是，在齿轮行驶模式下，速度比γ被设定为使无级变速器24的损失尽可能减小的速度比γ。

因此，电子控制单元80进一步包括损失计算单元104，即，损失计算手段，以及目标速度比计算单元106，即，目标速度比计算手段。

损失计算单元104包括估计摩擦损失计算单元108，即，估计摩擦损失计算手段，以及估计惯性损失计算单元110，即，估计惯性损失计算手段。估计摩擦损失计算单元108计算估计摩擦损失Tlfp。估计摩擦损失Tlfp是无级变速器24的摩擦损失Tlf[Nm]的估计值。估计惯性损失计算单元110计算估计惯性损失Tlip。估计惯性损失Tlip是无级变速器24的惯性损失Tli[Nm]的估计值。摩擦损失Tlf包括例如，无级变速器24中的传动皮带64和滑轮58、62中每一个之间的摩擦损失转矩，并且可以包括由于构成传动皮带64的环和元件之间的摩擦引起的带内部损失转矩。惯性损失Tli例如是由齿轮行驶模式下处于空转状态的无级变速器24的空转构件的惯性矩在加速期间产生的惯性损失转矩。具体地，次级滑轮62的惯性损失随着无级变速器24的速度比γ而变化。因此，在本实施例中，为了获得使无级变速器24的损失被尽可能减小的速度比γ，取决于速度比γ的次级滑轮62的惯性损失被描述为惯性损失Tli。

估计摩擦损失计算单元108通过使用如下面的数学表达式(1)所表达的用于计算无级变速器24的摩擦损失Tlf的预定的示意数学表达式基于无级变速器的速度比γ来计算估计摩擦损失Tlfp。在下面的数学表达式(1)中，C表示预定的摩擦损失计算系数，且可以为例如定值或者可以是随着无级变速器24的输入转矩Ti增加而增大的值。

Tlfp＝C×|logγ| (1)

估计惯性损失计算单元110通过使用如下面的数学表达式(2)所表达的用于计算次级滑轮62的惯性损失的预定的算术表达式基于无级变速器24的速度比γ和输入轴22的角加速度(输入轴角加速度)dωi/dt[rad/s²]来计算估计惯性损失Tlip。在下面的数学表达式(2)中，Is表示预定的次级滑轮62的惯性矩。输入轴角加速度dωi/dt为输入轴22的转速的时间变化率，并且时间导数，即，时间变化率，使用曲线图中的点来表示(同样适用于以下描述)。

Tlip＝Is×(1÷γ)²×(dωi/dt) (2)

损失计算单元104根据如下面的数学表达式(3)所表达的估计摩擦损失Tlfp和估计惯性损失Tlip的总和来计算齿轮行驶模式下的无级变速器24的总损失Tlt。

Tlt＝Tlfp+Tlip (3)

在数学表达式(3)中，作为右手侧的第一项的估计摩擦损失Tlfp随着速度比γ在速度比γ从最小速度比γmin(即，作为最高车速侧速度比的最高速度比)至“1”的范围内增加而单调地减少。最小速度比γmin由无级变速器24来建立。估计摩擦损失Tlfp随着速度比γ在速度比γ从“1”至最低速度比γmax的范围内增加而单调地增加。另一方面，作为右手侧的第二项的估计惯性损失Tlip随着速度比γ增加而单调地减少。因此，在从最高速度比γmin至“1”的范围内，使无级变速器24的总损失Tlt最小化的速度比γ是“1”。与此相反，在速度比γ从“1”至最低速度比γmax的范围内，使无级变速器24的总损失Tlt最小化的速度比γ根据输入轴角加速度dωi/dt的值而变化。

图4是示出输入轴角加速度dωi/dt和无级变速器24的总损失Tlt之间的相互关系的曲线图，其中，从“1”至最低速度比γmax范围内的速度比γ作为参数，以便反映数学表达式(3)。图4示出了如下趋势：当输入轴角加速度dωi/dt比较小时，总损失Tlt随着速度比γ接近“1”而减小，即，速度比γ提供高车速，而且，当输入轴角加速度dωi/dt比较大时，总损失Tlt随着速度比γ接近最低速度比γmax而减小，即，速度比γ提供低车速。

例如，目标速度比计算单元106基于输入轴角加速度dωi/dt将用于使无级变速器24的总损失Tlt最小化的无级变速器24的速度比γ设定作为空转的无级变速器24的目标速度比γtgt。无级变速器24的总损失Tlt是无级变速器24的估计摩擦损失Tlfp和无级变速器24的估计惯性损失Tlip的总和。以这种方式，目标速度比计算单元106基于估计摩擦损失Tlfp和估计惯性损失Tlip来计算空转的无级变速器24的目标速度比γtgt。

为了在电子控制单元80中实施，代替使用上述实施例，在上述实施例中，设置有损失计算单元104和目标速度比计算单元106，并且目标速度比γtgt是通过目标速度比计算单元106基于由损失计算单元104计算出的总损失Tlt来计算的，可以采用替代的实施例。在替代的实施例中，未设置损失计算单元104，并且目标速度比γtgt是通过使用预定的相互关系(特性图)由目标速度比计算单元106来计算的。下面，将对替代的实施例进行说明。

图5是选择且标绘出使图4中的总损失Tlt最小化的速度比γ的曲线图。即，图5是示出输入轴角加速度dωi/dt和使总损失Tlt最小化的速度比γ之间的相互关系的曲线图。图5示出如下趋势：使总损失Tlt最小化的速度比γ在输入轴角加速度dωi/dt小的情况下比在输入轴角加速度dωi/dt大的情况下更小。如果下面的数学表达式(1)中的摩擦损失计算系数C根据无级变速器24的输入转矩Ti而改变，那么，图5示出的相互曲线图也根据输入转矩Ti而改变。

目标速度比计算单元106通过使用图5所示的相互关系基于输入轴角加速度dωi/dt来计算空转的无级变速器24的目标速度比γtgt。图5中示出的相互关系是预定的，使得用于使无级变速器24的总损失Tlt最小化的无级变速器24的速度比γ在输入轴角加速度dωi/dt小的情况下比在输入轴角加速度dωi/dt大的情况下提供了更高的车速。目标速度比计算单元106例如，通过使用下面的数学表达式(4)中所示的预定的数学表达式基于估计输入转矩Tip来计算输入轴角加速度dωi/dt。估计输入转矩Tip是无级变速器24的输入转矩Ti的估计值。在下面的数学表达式(4)中，Ieq是包括旋转构件的惯性系的车辆10的等效惯性矩。目标速度比计算单元106例如，通过使用预定的相互关系(例如，发动机转矩特性图)基于发动机转速Ne、节气门开度θth等来计算发动机转矩Te的估计值Tep(估计发动机转矩)，并且通过将估计发动机转矩Tep乘以变矩器20的转矩比t(＝涡轮转矩/泵转矩)来计算估计输入转矩Tip。转矩比t是变矩器的速度比e(＝涡轮转速(输入轴转速Ni)/泵转速(发动机转速Ne))的函数。目标速度比计算单元106例如，通过使用速度比e和转矩比t之间预定的相互关系(特性图)基于实际速度比e来计算转矩比t。

dωi/dt＝Tip÷Ieq (4)

在设置有损失计算单元104的实施例和未设置损失计算单元104的替代的实施例中的任一个中，当动力传递***16的动力传递路径是第二动力传递路径时，变速控制单元102将无级变速器24控制在空转的无级变速器24的目标速度比γtgt处。空转的无级变速器24的目标速度比γtgt由目标速度比计算单元106来计算。因此，当动力传递***16的动力传递路径是第二动力传递路径时，变速控制单元102将无级变速器24控制在如下速度比γ处：该速度比γ在输入轴角加速度dωi/dt小的情况下比在输入轴角加速度dωi/dt大的情况下提供更高的车速。

当动力传递***16的动力传递路径是第二动力传递路径时，变速控制单元102将无级变速器24控制在空转的无级变速器24的目标速度比γtgt处直至变速控制单元102判定将动力传递路径切换至第一动力传递路径。另一方面，例如，当变速控制单元102判定将动力传递路径切换至第一动力传递路径时，变速控制单元102将无级变速器24控制在目标速度比γtgt处。该目标速度比γtgt如在CVT行驶模式的情况下基于加速器操作量θacc、车速V等来计算的。由变速控制单元102在实际进行切换之前判定将动力传递路径切换到第一动力传递路径，因此，例如，这个判定相当于将动力传输路径从第二动力传递路径切换到第一动力传递路径的预先通知(将行驶模式从齿轮行驶模式切换到CVT行驶模式的预先通知)。

图6是示出电子控制单元80的控制操作，即用于适当地减少空转的无级变速器24的损失的控制操作的相关部分的流程图。例如，该流程图以约为几毫秒至几十毫秒的极短的周期时间被反复地执行。图7是在执行图6的流程图中所示的控制操作的情况下的时间图的一个例子，并且是在车辆减速、停止、起动和加速时的一个例子。

在图6中，首先，在对应于变速控制单元102的步骤S10(下面，步骤被省略)中，例如，基于对液压控制回路96的命令信号，判定动力传递***16的动力传递路径是否是第二动力传递路径，即，齿轮传动模式是否被选择和设定。当在S10中做出肯定的判定时，在对应于变速控制单元102的S20中，例如，基于是否将动力传递路径从第二动力传递路径切换到第一动力传递路径的判定来判定是否存在将行驶模式从齿轮行驶模式切换到CVT行驶模式的预先通知。当在S20中做出否定的判定时，在对应于目标速度比计算单元106的S30中，例如，将用于使无级变速器24的总损失Tlt最小化的无级变速器24的速度比γ设定为空转的无级变速器24的目标速度比γtgt。具体地，通过使用数学表达式(4)来计算输入轴角加速度dωi/dt的估计值。用于使无级变速器24的总损失Tlt最小化的无级变速器24的速度比γ是通过使用图5中示出的预设的相互关系基于输入轴角加速度dωi/dt的估计值来计算的，并且，该速度比γ被设定为空转的无级变速器24的目标速度比γtgt。另一方面，当在S10中做出否定的判定时，或当在S20做出肯定的判定时，在对应于变速控制单元102的S40中，例如，基于对行驶中的车辆的请求(即，加速器操作量θacc、车速V等)来计算(设定)目标变速度比γtgt。例如，当CVT传动模式被设定时、当行驶模式正从CVT行驶模式切换到齿轮传动模式时、当动力传递路径处于空档状态时、当选择后退行驶模式时等，在S10中做出否定的判定。

在图7中，在车辆10的减速期间，在车辆停止之前行驶模式从CVT传动模式被切换到齿轮传动模式。t1时间表示上述的切换已经完成的时间。在齿轮传动模式下车辆开始前进之后，行驶模式基于行驶状态从齿轮传动模式切换到CVT传动模式。t2时间表示做出关于上述切换的判定(预先通知)的时间。如图6的流程图所示，当齿轮传动模式被设定并且没有将行驶模式由齿轮传动模式切换至CVT传动模式的预先通知时，基于用于使无级变速器24的总损失Tlt最小化的无级变速器24的速度比γ来设定无级变速器24的目标速度比γtgt(见t1时间到t2时间)。在除上述情况之外的情况下，无级变速器24的目标速度比γtgt是基于根据对行驶中的车辆的请求而计算出的目标速度比γtgt来被设定的(参见t1时间之前以及t2时间之后)。

如上所述，根据本实施例，当动力传递***16的动力传递路径是第二动力传递路径时，无级变速器24被控制在速度比γ处，该速度比γ在输入轴角加速度dωi/dt小的情况下比在输入轴角加速度dωi/dt大的情况下提供更高的车速。因此，当动力传递路径是第二动力传递路径时，能够将无级变速器24的速度比γ控制为反映无级变速器24的惯性损失Tli的速度比γ。惯性损失Tli随输入轴角加速度dωi/dt而改变。因此，在包括相互并行地设置在输入轴22和输出轴30之间的无级变速器24和齿轮机构28的车辆10中，能够适当地减少空转的无级变速器24的损失。

根据本实施例，当动力传递***16的动力传递路径是第二动力传递路径时，空转的无级变速器24被控制在基于估计摩擦损失Tlfp和估计惯性损失Tlip而计算出的目标速度比γtgt处。因此，当动力传递***16的动力传递路径是第二动力传递路径时，能够将无级变速器24的速度比γ控制为反映无级变速器24的摩擦损失Tlf和无级变速器24的惯性损失Tli的目标速度比γtgt。

根据本实施例，空转的无级变速器24的目标速度比γtgt是用于使作为估计摩擦损失Tlfp和估计损失惯性Tlip的总和的总损失Tlt最小化的速度比γ。因此，当动力传递***16的动力传递路径是第二动力传递路径时，空转的无级变速器24的总损失Tlt被尽可能地减小。因此，燃料经济性得以提高。

根据本实施例，当动力传递***16的动力传递路径是第二动力传递路径时，无级变速器24被控制在空转的无级变速器24的目标速度比γtgt处，直到判定将动力传递路径切换至第一动力传递路径。因此，当判定将动力传递路径切换至第一动力传递路径时，能够禁止将空转的无级变速器24控制在该目标速度比γtgt，而将无级变速器24控制在如同CVT行驶模式的情况下计算出的目标速度比γtgt处，从而为将动力传递路径切换到第一动力传递路径做准备。因此，能够给予驾驶性能，诸如抑制切换冲击比燃料经济性更高的优先级。

根据本实施例，用于使无级变速器24的总损失Tlt最小化的无级变速器24的速度比γ是通过使用图5中所示的预定的相互关系基于输入轴角加速度dωi/dt的估计值来计算的，且该速度比γ被设定为空转的无级变速器24的目标速度比γtgt。当动力传递***16的动力传递路径是第二动力传递路径时，无级变速器24被控制在空转的无级变速器24的目标速度比γtgt处。因此，当动力传递***16的动力传递路径是第二动力传递路径时，空转的无级变速器24的速度比γ被控制为尽可能地减少无级变速器24的总损失Tlt的目标速度比γtgt。因此，燃料经济性得以提高。

参照附图对本发明的实施例进行了详细描述；然而，本发明也适用于其它替代的实施例。

例如，在上述实施例中，随着无级变速器24的速度比γ而改变的损失不仅包括摩擦损失Tlf或惯性损失Tli，而且包括供给主推力Win和次级推力Wout的来源的油泵41的装置损失Tlp。该装置损失Tlp随着速度比γ而改变。因此，如图3所示，损失计算单元104可以进一步包括估计装置损失计算单元112，即，估计装置损失计算手段。估计装置损失计算单元112计算作为油泵41的装置损失Tlp的估计值的估计装置损失Tlpp。在这种情况下，目标速度比计算单元106基于估计摩擦损失Tlfp、估计惯性损失Tlip和估计装置损失Tlpp来计算空转的无级变速器24的目标速度比γtgt。替代地，如图5所示，装置损失Tlp可以被结合到输入轴角加速度dωi/dt和使总损失Tlt最小化的速度比γ之间的相互关系中。利用这样的构造，当动力传递***16的动力传递路径是第二动力传递路径时，能够将无级变速器24的速度比γ控制为反映无级变速器24的摩擦损失Tlf、无级变速器24的惯性损失Tli和油泵41的装置损失Tlp的目标速度比γtgt。因此，能够进一步适当地减少空转的无级变速器24的损失。

在上述实施例中，由变速控制单元102判定将动力传递路径切换至第一动力传递路径相当于将行驶模式从齿轮行驶模式切换到CVT行驶模式的预先通知。切换的预先通知例如可以是上述切换判定以外的关于接近于由变速控制单元102做出切换判定的行驶状态的行驶状态的判定。例如，当车辆进入预定的行驶状态，在所述预定的行驶状态下判定车辆进入由于车速V的增加等而做出切换判定的行驶状态，如果车辆继续行驶，可以发出切换的预先通知。

在上述实施例中，在设定齿轮传动模式的期间，当发出从齿轮传动模式到CVT传动模式的行驶模式的切换的预先通知时，无级变速器24的目标速度比γtgt是基于对行驶中的车辆的请求而被设定的；然而，本发明不限于该配置。例如，在这种情况下的无级变速器24的目标速度比γtgt可被设定为恒定值，例如最接近于齿轮行驶模式下的速度比的最低速度比γmax和接近于最低速度比γmax的速度比γ。替代地，在设定齿轮传动模式的期间，直到行驶模式实际上从齿轮传动模式切换到CVT传动模式，用于使无级变速器24的总损失Tlt最小化的无级变速器24的速度比γ可以被设定为空转的无级变速器24的目标速度比γtgt。在这种情况下，不执行图6的流程图中的S20。因此，可以没有任何困难的根据需要来改变步骤。例如，S20在图6的流程图中的S20可以省略。

在上述实施例中，齿轮机构28是具有单一档位的传动机构；然而，齿轮机构28并不限于该配置。例如，齿轮机构28可以是具有不同速度比γ的多个档位的传动机构。即，齿轮机构28可以是进行两级或多级变速的有级变速器。

在上述实施例中，从速度比γ看来，齿轮机构28是建立比无级变速器24的最低速度比γmax更低的速度比EL的传动机构；然而，齿轮机构28并不限于该配置。例如，齿轮机构28可以是建立比无级变速器24的最高速度比γmin更高的速度比EH的传动机构或者可以是既建立低速度比EL又建立高速度比EH的传动机构。本发明也可以应用于这样构造的齿轮机构28。这也适用于齿轮机构28是具有多个档位的传动机构的情况。

在上述实施例中，动力传递***16的行驶模式通过使用预定的换档特性图来切换；然而，本发明不限于该配置。例如，动力传递***16的行驶模式可以通过基于车速V和加速器操作量θacc计算驾驶者的驾驶请求量(例如，要求转矩)，然后设定满足要求转矩的速度比来切换。

在上述实施例中，发动机12示出为驱动力源；然而，本发明并不限于该配置。例如，诸如汽油发动机和柴油发动机的内燃机也可以用作驱动力源。替代地，诸如电动机的另外的原动机也可以单独地或与发动机12组合用作驱动力源。发动机12的动力经由变矩器20被传递到无级变速器24或齿轮机构28；然而，本发明并不限于该配置。例如，替代变矩器20，也可以使用另外的流体式传动装置，例如不具有转矩增大功能的流体式联轴器。替代地，不一定必需设置流体式传动装置。

上述的实施例仅仅是示例性的，并且本发明可以基于本领域技术人员的知识在包括各种变化或改进的模式下来实施。

Claims (12)

1.一种用于车辆的控制设备，所述车辆包括

无级变速机构，

传动机构，其具有至少一个档位，所述无级变速机构和所述传动机构被彼此并行地设置在输入旋转构件与输出旋转构件之间，驱动力源的动力被传递到所述输入旋转构件，所述输出旋转构件被构造为输出所述动力到驱动轮，以及

离合器机构，其被构造为在第一动力传递路径和第二动力传递路径之间选择性地切换动力传递路径，所述动力传递路径被构造为传递所述驱动力源的所述动力到所述驱动轮，所述第一动力传递路径为其中经由所述无级变速机构的路径，所述第二动力传递路径为其中经由所述传动机构的路径，所述控制设备的特征在于包括：

电子控制单元，其被配置为，当所述动力通过所述第二动力传递路径传递到所述驱动轮时，控制所述无级变速机构，使得速度比在所述输入旋转构件的角加速度小的情况下比在所述输入旋转构件的所述角加速度大的情况下提供更高的车速。

2.根据权利要求1所述的控制设备，其特征在于

所述电子控制单元被配置为

ⅰ)计算所述无级变速机构的摩擦损失的估计值，

ⅱ)计算所述无级变速机构的惯性损失的估计值，

ⅲ)基于所述摩擦损失的所述估计值和所述惯性损失的所述估计值来计算所述无级变速机构的目标速度比，并且

ⅳ)当所述动力通过所述第二动力传递路径被传递到所述驱动轮时，将所述无级变速机构控制在所述目标速度比处。

3.根据权利要求2所述的控制设备，其特征在于

所述目标速度比是用于使所述摩擦损失的所述估计值和所述惯性损失的所述估计值的总和最小化的所述无级变速机构的速度比。

4.根据权利要求2或3所述的控制设备，其特征在于

所述电子控制单元被配置为，当所述动力通过所述第二动力传递路径被传递到所述驱动轮时，将所述无级变速机构控制在所述目标速度比处，直到所述电子控制单元判定将所述动力传递路径切换至所述第一动力传递路径。

5.根据权利要求2或3所述的控制设备，其特征在于

所述电子控制单元被配置为

ⅰ)计算被构造为供给推力至所述无级变速机构的旋转构件的推力供给装置的装置损失的估计值，并且

ⅱ)基于所述摩擦损失的所述估计值、所述惯性损失的所述估计值以及所述装置损失的所述估计值计算所述无级变速机构的目标速度比。

6.根据权利要求4所述的控制设备，其特征在于

所述电子控制单元被配置为

ⅰ)计算被构造为供给推力至所述无级变速机构的旋转构件的推力供给装置的装置损失的估计值，并且

ⅱ)基于所述摩擦损失的所述估计值、所述惯性损失的所述估计值以及所述装置损失的所述估计值计算所述无级变速机构的目标速度比。

7.根据权利要求1所述的控制设备，其特征在于

所述电子控制单元被配置为

ⅰ)通过使用(a)所述输入旋转构件的所述角加速度与(b)用于使所述无级变速机构的摩擦损失和所述无级变速机构的惯性损失的总和最小化的所述无级变速机构的速度比之间的预定的相互关系基于所述输入旋转构件的所述角加速度来计算所述无级变速机构的目标速度比，所述预定的相互关系被确定为使得所述速度比在所述输入旋转构件的所述角加速度小的情况下比在所述输入旋转构件的所述角加速度大的情况下提供更高的车速，并且

ⅱ)当所述动力通过所述第二动力传递路径被传递到所述驱动轮时，将所述无级变速机构控制在所述目标速度比处。

8.一种用于车辆的控制设备，所述车辆包括

无级变速机构，

传动机构，其具有至少一个档位，所述无级变速机构和所述传动机构被彼此并行地设置在输入旋转构件与输出旋转构件之间，驱动力源的动力被传递到所述输入旋转构件，所述输出旋转构件被构造为输出所述动力到驱动轮，以及

离合器机构，其被构造为在第一动力传递路径和第二动力传递路径之间选择性地切换动力传递路径，所述动力传递路径被构造为传递所述驱动力源的所述动力到所述驱动轮，所述第一动力传递路径为其中经由所述无级变速机构的路径，所述第二动力传递路径为其中经由所述传动机构的路径，所述控制设备的特征在于包括：

电子控制单元，其被配置为

ⅰ)计算所述无级变速机构的摩擦损失的估计值，

ⅱ)计算所述无级变速机构的惯性损失的估计值，

ⅲ)基于所述摩擦损失的所述估计值和所述惯性损失的所述估计值来计算所述无级变速机构的目标速度比，并且

ⅳ)当所述动力通过所述第二动力传递路径传递到所述驱动轮时，将所述无级变速机构控制在所述目标速度比处。

9.根据权利要求8所述的控制设备，其特征在于

所述目标速度比是用于使所述摩擦损失的所述估计值和所述惯性损失的所述估计值的总和最小化的所述无级变速机构的速度比。

10.根据权利要求8或9所述的控制设备，其特征在于

所述电子控制单元被配置为，当所述动力通过所述第二动力传递路径传递到所述驱动轮时，将所述无级变速机构控制在所述目标速度比处，直到所述电子控制单元判定将所述动力传递路径切换至所述第一动力传递路径。

11.根据权利要求8或9所述的控制设备，其特征在于

所述电子控制单元被配置为

ⅰ)计算被构造为供给推力至所述无级变速机构的旋转构件的推力供给装置的装置损失的估计值，并且

ⅱ)基于所述摩擦损失的所述估计值、所述惯性损失的所述估计值以及所述装置损失的所述估计值来计算所述无级变速机构的目标速度比。

12.根据权利要求10所述的控制设备，其特征在于

所述电子控制单元被配置为

ⅰ)计算被构造为供给推力至所述无级变速机构的旋转构件的推力供给装置的装置损失的估计值，并且

ⅱ)基于所述摩擦损失的所述估计值、所述惯性损失的所述估计值以及所述装置损失的所述估计值来计算所述无级变速机构的目标速度比。