CN107588186B - 用于车辆变速器的控制*** - Google Patents

Abstract

提供一种用于车辆变速器的控制***。所述控制***包括电子控制单元。所述电子控制单元被配置为：当要求进行用于接合将动力传递切换到经由第一动力传递机构进行的动力传递的至少一个接合装置的控制并要求进行用于增大施加到无级变速器的液压的控制时，控制所述无级变速器和所述至少一个接合装置，使得先开始用于接合所述至少一个接合装置的控制，并且在从用于接合所述至少一个接合装置的控制开始起经过了预定时间之后，开始用于增大施加到所述无级变速器的液压的控制。

Description

用于车辆变速器的控制***

技术领域

本发明涉及对包括彼此并行设置在驱动源与驱动轮之间的第一动力传递机构和第二动力传递机构的车辆变速器的控制。

背景技术

已知一种包括第一动力传递机构和第二动力传递机构的车辆变速器。第一动力传递机构包括由液压控制的接合装置。第二动力传动机构包括由液压控制的无级变速机构。这是日本专利申请公开第2011-47459号(JP2011-47459A)中描述的车辆变速器。在JP2011-47459A中描述的车辆变速器包括在发动机与驱动轮之间彼此串行设置的无级变速机构(第二动力传递机构)和辅助传动机构(第一动力传递机构)。JP2011-47459A还描述了当在向无级变速机构的液压致动器供给液压的同时切换辅助传动机构时，估计从辅助传动机构输入到无级变速机构的惯性转矩，并且基于惯性转矩和从发动机输入到无级变速机构的输入转矩中的较大者来确定要提供给无级变速机构的液压。当如上所述控制无级变速机构时，减少了由于带夹紧力不足所引起的带打滑。

发明内容

无级变速机构与辅助传动机构彼此串行设置，考虑了沿着动力传递路径的最大转矩，并且可以基于最大转矩来控制供给到无级变速机构的液压。另一方面，当无级变速机构和辅助传动机构彼此并行设置时，要求根据输入到无级变速机构的输入转矩和辅助传动机构的惯性转矩的总和来控制待供给的液压压力，因此要求很大的液压。在这种情形下，如果同时开始对无级变速机构的液压控制和对辅助传动机构的液压控制，则同时要求用于辅助传动机构的液压和用于包括了由辅助传动机构的旋转变动所引起的惯性转矩的无级变速机构的液压。根据液压供给源的最大输出容量或油温，可能无法充分供给所要求的液压。例如，当无级变速机构是带式无级变速机构时，可能会发生由于液压下降而引起的带打滑。

本发明提供了一种控制***，能够减少在包括彼此并行设置在驱动力源与驱动轮之间的第一动力传递机构和第二动力传递机构的车辆变速器中的液压下降的发生。

本发明的一个方案提供了一种用于车辆变速器的控制***。所述车辆变速器包括彼此并行设置在驱动源与驱动轮之间的第一动力传递机构和第二动力传递机构。所述第二动力传递机构包括由液压控制的无级变速器。所述车辆变速器包括至少一个接合装置，所述至少一个接合装置由液压控制并且将动力传递切换到经由所述第一动力传递机构进行的动力传递。所述控制***包括电子控制单元。所述电子控制单元被配置为：当要求进行用于接合将动力传递切换到经由所述第一动力传递机构进行的动力传递的所述至少一个接合装置的控制并要求进行用于增大施加到所述无级变速器的液压的控制时，控制所述无级变速器和所述至少一个接合装置，使得先开始用于接合所述至少一个接合装置的控制，并且在从用于接合所述至少一个接合装置的控制开始起经过了预定时间之后，开始用于增大施加到所述无级变速器的液压的控制。

利用根据该方案的控制***，用于接合至少一个接合装置的起动控制的时机和用于开始增大施加到无级变速器的液压的控制的时机彼此不完全重叠。因此，抑制了一次消耗大量的液压油，于是可以抑制由于液压油的流量不足引起的液压下降。在经过了预定时间之后开始增大施加到无级变速器的液压的控制；然而，由于已经执行了用于接合至少一个接合装置的控制，因此相比于同时开始用于接合至少一个接合装置的控制和用于增大施加到无级变速器的液压的控制的情况，要消耗的流量较小。因此，因为不容易发生流量不足，所以抑制了液压下降，因此可以确保在进行用于增大施加到无级变速器的油压的控制时所要求的液压。此外，当无级变速器是带式无级变速器时，可以减少由于液压下降而引起的带打滑。

在根据上述方案的控制***中，所述至少一个接合装置被构造为：能够将所述驱动源与所述驱动轮之间的动力传递切换到经由所述第一动力传递机构进行的动力传递和经由所述第二动力传递机构进行的动力传递中的任一个。

利用根据该方案的控制***，通过执行用于接合至少一个接合装置的控制，在经由第一动力传递机构进行的动力传递和经由第二动力传递机构进行的动力传递之间切换动力传递。在执行用于接合至少一个接合装置的控制中，从用于接合至少一个接合装置的控制开始起经过了预定时间之后，开始用于增大施加到所述无级变速器的液压的控制。因此，用于增大施加到无级变速器的液压的控制的开始和用于接合所述接合装置的控制的开始彼此不重叠。因此，在切换动力传递时，抑制了液压油的流量不足的发生，并且在进行用于增大施加到无级变速器的液压的控制时，抑制了由于流量不足所引起的液压下降。

在根据上述方案的控制***中，所述至少一个接合装置包括第一接合装置和第二接合装置。所述第一接合装置和所述第二接合装置可以被构造为：当所述第一接合装置被接合并且所述第二接合装置被释放时，将动力传递切换到经由所述第一动力传递机构进行的动力传递，并且可以被构造为：当所述第二接合装置被接合并且所述第一接合装置被释放时，将动力传递切换到经由所述第二动力传递机构进行的动力传递。

根据该方案的控制***，当由第一接合装置和第二接合装置在经由第一动力传递机构进行的动力传递和经由第二动力传递机构进行的动力传递之间切换动力传递时，从用于接合至少一个接合装置的控制开始起经过了预定时间之后，开始用于增大施加到无级变速器的液压的控制。因此，用于增大施加到无级变速器的液压的控制的开始和用于接合至少一个接合装置的控制的开始彼此不重叠。于是，在进行用于增大施加到无级变速器的液压的控制时，防止了液压油的流量不足的发生，并且抑制了由于流量不足而引起的液压下降。

在根据上述方案的控制***中，所述至少一个接合装置各自可以包括接合元件和按压所述接合元件的活塞。所述预定时间可以被设定为与从用于接合所述至少一个接合装置的控制开始起到当所述活塞到达所述活塞刚要按压所述接合元件之前的位置时所用的时间对应的时间。

利用根据该方案的控制***，在开始用于接合至少一个接合装置的控制的初始阶段，为了快速地将活塞移动到活塞刚要按压所述接合元件之前的位置所要求的流量增大；然而，由于此时未开始用于增大施加到无级变速器的油压的控制，因此抑制了液压油的流量不足。此外，由于活塞在经过预定时间之前没有按压接合元件，因此由用于接合至少一个接合装置的控制所引起的第一动力传递机构的旋转变动所引起的惯性转矩不被输入到无级变速器。因此，即使在经过了预定时间之前没有执行用于增大施加到无级变速器的液压的控制，仍然不会发生由输入到无级变速器的惯性转矩引起的转矩波动。另一方面，在经过预定时间之后开始用于增大施加到无级变速器的液压的控制。由于开始用于增大施加到无级变速器的液压的控制与开始用于接合至少一个接合装置的控制彼此不重叠，因此难以发生流量不足。因此，在进行用于增大施加到无级变速器的液压的控制时，抑制了由于流量不足所引起的液压下降。

在根据上述方案的控制***中，所述电子控制单元可以被配置为：当由于用于接合所述至少一个接合装置的控制而引起的所述第一动力传递机构的旋转变动结束时，结束用于增大施加到所述无级变速器的液压的控制。

利用根据该方案的控制***，当用于接合至少一个接合装置的控制所引起的第一动力传递机构的旋转变动结束时，由旋转变动引起的惯性转矩不被输入到无级变速器。因此，当第一动力传递机构的旋转变动结束时，通过结束用于增大施加到无级变速器的液压的控制消除了不必要的液压供给，从而改善了燃料消耗率。

附图说明

下面将参照附图对本发明的示例性实施例的特征、优点以及技术和工业意义进行描述，其中相同的附图标记表示相同的元件，且其中：

图1是示出应用了本发明的车辆的示意性构造的视图；

图2是通过使用各驾驶方式中接合元件的接合表来示出图1所示的动力传递装置的驾驶方式的转换的视图；

图3是示出用于图1所示的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是示出控制与设置在图1所示的动力传递装置中的液压控制回路中的无级变速器24、前进档离合器以及CVT驱动离合器相关的液压的部分的视图；

图5是示出图4所示的C1压力控制阀的构造的视图；

图6是示出图3所示的电子控制单元的控制操作(具体地，用于减少在执行用于转换驾驶方式的有级变速期间发生的带打滑的控制操作)的相关部分的流程图；

图7是示出基于由图3所示的电子控制单元执行的控制操作的车辆行为的时间图；以及

图8是示出基于现有控制的车辆行为的时间图。

具体实施例

在下文中，将参照附图详细描述本公开的实施例。在下面的实施例中，在适当的情况下对附图简化或变型，并且不一定准确地画出每个部分的尺寸比例、形状等。

图1是示出应用了本发明的车辆10的示意性构造的视图。如图1所示，车辆10包括发动机12、驱动轮14和动力传递装置16。发动机12起到用于推进车辆10的驱动力源的作用。动力传递装置16设置在发动机12与驱动轮14之间。动力传递装置16包括在壳体18内的已知的变矩器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)、前进档/倒档切换装置26、齿轮机构28、输出轴30、副轴32、减速齿轮装置34、差动齿轮38、一对车轴40等。壳体18用作非旋转构件。变矩器20用作联接到发动机12的流体传动装置。输入轴22与涡轮轴一体地设置。涡轮轴是变矩器20的输出旋转构件。无级变速器24用作联接到输入轴22的无级变速机构。前进档/倒档切换装置26同样地联接到输入轴22。齿轮机构28经由前进档/倒档切换装置26联接到输入轴22，并且用作与无级变速器24并行设置的齿轮传动机构。输出轴30是无级变速器24和齿轮机构28两者共同的输出旋转构件。减速齿轮装置34由一对齿轮组成。所述一对齿轮分别设置在输出轴30和副轴32上以便不可相对旋转，并且彼此啮合。差动齿轮38联接到齿轮36。齿轮36设置在副轴32上以相对地不可旋转。所述一对车轴40联接到差动齿轮38。在如此构造的动力传递装置16中，发动机12的动力(除非特别区分，否则与转矩或力同义)依次经由变矩器20、无级变速器24(或前进档/倒档切换装置26和齿轮机构28)、减速齿轮装置34、差动齿轮38、车轴40等被传递到一对驱动轮14。

以这种方式，动力传递装置16包括无级变速器24和齿轮机构28。无级变速器24和齿轮机构28彼此并行设置在发动机12(与作为输入旋转构件的输入轴22同义，发动机12的动力传递至输入轴22)与驱动轮14(与作为输出旋转构件的输出轴30同义，输出轴30发动机12的动力输出至驱动轮14)之间的动力传递路径中。因而，动力传递装置16包括彼此并行的第一动力传递机构43和第二动力传递机构41，并且被构造为响应于车辆10的行驶状态在第一动力传递路径与第二动力传递路径之间转换动力传递路径。第一动力传递机构43建立第一动力传递路径。第二动力传递机构41建立第二动力传递路径。第一动力传递路径经由前进档/倒档切换装置26和齿轮机构28将发动机12的动力从输入轴22传递到驱动轮14侧(即，输出轴30)。第二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传递到驱动轮14侧(即，输出轴30)。为此，动力传递装置16包括前进档离合器C1、倒档制动器B1和CVT驱动离合器C2作为用于将动力传递切换到经由第一动力传递机构43进行的动力传递和经由第二动力传递机构41进行的动力传递中的一个的接合装置。前进档离合器C1和倒档制动器B1各自用作允许或中断经由第一动力传递路径进行的动力传递的第一接合装置(即，第一接合装置将动力传递切换到经由第一动力传递机构43进行的动力传递)。CVT驱动离合器C2用作允许或中断经由第二动力传递路径进行的动力传递的第二接合装置(即，第二接合装置将动力传递切换到经由第二动力传递机构41进行的动力传递)。通过将第一动力传递机构43和第二动力传递机构41彼此并行布置来设置车辆变速器45。

CVT驱动离合器C2、前进档离合器C1和倒档制动器B1对应于接合装置。CVT驱动离合器C2、前进档离合器C1和倒档制动器B1中的每个是由液压致动器摩擦地接合的已知的液压摩擦接合装置(摩擦离合器)。也就是说，由液压致动器移动的活塞按压由多个摩擦构件形成的摩擦接合元件，于是摩擦离合器被摩擦地接合。摩擦离合器是已知的技术，因此省略其详细描述。如下文所述，前进档离合器C1和倒档制动器B1中的每个是构成前进档/倒档切换装置26的元件之一。

前进档/倒档切换装置26绕输入轴22且与输入轴22同轴地设置。前进档/倒档切换装置26主要包括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。行星齿轮系26p的行星齿轮架26c一体地联接到输入轴22。行星齿轮系26p的内齿圈26r经由倒档制动器B1选择性地联接到壳体18。行星齿轮系26p的太阳轮26s联接到小直径齿轮42。小直径齿轮42绕输入轴22且与输入轴22同轴地设置，从而可相对旋转。行星架26c和太阳轮26s经由前进档离合器C1选择性地彼此联接。在如此构成的前进档/倒档切换装置26中，当前进档离合器C1被接合并且倒档制动器B1被释放时，输入轴22直接联接到小直径齿轮42，于是在第一动力传动机构43中建立了前进档的动力传递路径。当倒档制动器B1被接合并且前进档离合器C1被释放时，小直径齿轮42在与输入轴22的旋转方向相反的方向上旋转，于是在第一动力传递机构43中建立了倒档动力传递路径。当前进档离合器C1和倒档制动器B1两者都被释放时，第一动力传递机构43处于动力传递中断的空档状态(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设置成相对于齿轮机构副轴44不可相对旋转。大直径齿轮46与小直径齿轮42啮合。因此，齿轮机构28是建立了一个档位(齿数比)的动力传递机构。空转齿轮48绕齿轮机构副轴44且与齿轮机构副轴44同轴地设置，从而可相对旋转。犬牙式离合器D1进一步绕齿轮机构副轴44而设置在齿轮机构副轴44与空转齿轮48之间。该犬牙式离合器D1选择性地将齿轮机构副轴44和空转齿轮48联接或者将齿轮机构副轴44从空转齿轮48断开。因此，犬牙式离合器D1起到允许或中断设置在动力传递装置16中的第一动力传递机构43中的动力传递的离合器机构的作用。

具体地，犬牙式离合器D1包括第一齿轮50、第二齿轮52和毂套54。第一齿轮50设置在齿轮机构副轴44上。第二齿轮52设置在空转齿轮48上。毂套54具有可配合到(可接合或可啮合)这些第一齿轮50和第二齿轮52的内齿。在如此构造的犬牙式离合器D1中，当毂套54配合到这些第一齿轮50和第二齿轮52时，齿轮机构副轴44和空转齿轮48彼此连接。犬牙式离合器D1进一步包括作为同步机构的已知同步啮合机构S1。在毂套54配合到第一齿轮50和第二齿轮52时，同步啮合机构S1使旋转同步。空转齿轮48与比空转齿轮48具有更大直径的输出齿轮56啮合。输出齿轮56与输出轴30绕相同的旋转轴线而设置，使得不可相对于输出轴30旋转。当前进档离合器C1和倒档制动器B1中的一个被接合并且犬牙式离合器D1被接合时，建立了第一个动力传递路径。第一动力传递路径依次经由前进档/倒档切换装置26、齿轮机构28、空转齿轮48和输出齿轮56将发动机12的动力从输入轴22传递到输出轴30。因而，第一动力传递机构43包括前进档/倒档切换装置26(包括前进档离合器C1和倒档制动器B1)、齿轮机构28、空转齿轮48和输出齿轮56。在本实施例中，CVT驱动离合器C2不直接有助于第一动力传递机构43中的动力传递；然而，为了方便起见，CVT驱动离合器C2包括在第一动力传递机构43中。前进档离合器C1和CVT驱动离合器C2对应于根据本发明的接合装置。

无级变速器24设置在输入轴22与输出轴30之间的动力传递路径中。无级变速器24是公知的推动型带式无级变速器。无级变速器24包括初级带轮58、次级带轮62和传动带64。初级带轮58具有可变有效直径，并且设置在输入轴22上。次级带轮62具有可变有效直径，并且设置在与输出轴30同轴的旋转轴60上。传动带64被卷绕成横跨于一对可变带轮58、62之间。经由所述一对可变带轮58、62与传动带64之间的摩擦力来传递动力。

初级带轮58包括固定槽轮58a、可动槽轮58b和初级液压致动器58c(以下称为液压致动器58c)。固定槽轮58a用作输入侧固定转子，并且同轴地连接到输入轴22。可动槽轮58b用作输入侧可动转子。可动槽轮58b设置为不可绕其轴线相对旋转并且在轴向方向上可相对于输入轴22移动。初级液压致动器58c产生用于移动可动槽轮58b的推力，以便改变固定槽轮58a与可动槽轮58b之间的V型槽宽度。

次级带轮62包括固定槽轮62a、可动槽轮62b和次级液压致动器62c(以下称为液压致动器62c)。固定槽轮62a用作输出侧固定转子。可动槽轮62b用作输出侧可动转子。可动槽轮62b设置成不可绕其轴线相对旋转并且在轴向方向上可相对于固定槽轮62a移动。液压致动器62c产生用于移动可动槽轮62b的推力，以便改变固定槽轮62a与可动槽轮62b之间的V型槽宽度。

在无级变速器24中，当传动带64的卷绕直径(有效直径)由于一对可动带轮58、62中的每个的V型槽宽度的改变而改变时，速度比(齿数比)γ(＝输入轴转速Nin/输出轴转速Nout)被连续地变动。例如，当初级带轮58的V型槽宽度变窄时，齿数比γ减小(即，无级变速器24被升档)。当初级带轮58的V型槽宽度变宽时，齿数比γ增大(即，无级变速器24被降档)。输出轴30绕旋转轴60且与旋转轴60同轴地布置，从而可相对旋转。CVT驱动离合器C2相对于无级变速器24设置在驱动轮14侧(即，CVT驱动离合器C2设置在次级带轮62与驱动轮14(输出轴30)之间)。CVT驱动离合器C2选择性地将次级带轮62连接到输出轴30(驱动轮14)或者将次级带轮62从输出轴30(驱动轮14)断开。当CVT驱动离合器C2被接合时，建立了第二动力传递路径。第二动力传递路径将发动机12的动力从输入轴22经由无级变速器24传递到输出轴30。因此，第二动力传递机构41包括无级变速器24。

下面将对动力传递装置16的操作进行描述。图2是通过使用每个驾驶方式中接合元件的接合表来示出动力传递装置16的驾驶方式的转换的视图。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驱动离合器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，圆形标记表示接合(连接)状态，并且十字标记表示释放(断开)状态。

首先，将描述作为发动机12的动力经由第一动力传递机构43传递到输出轴30的驾驶方式的齿轮行驶模式。在齿轮行驶模式中，例如，如图2所示，前进档离合器C1和犬牙式离合器D1被接合，并且CVT驱动离合器C2和倒档制动器B1被释放。

具体地，当前进档离合器C1被接合时，构成前进档/倒档切换装置26的行星齿轮系26p一体地旋转，因此小直径齿轮42以与输入轴22相同的转速旋转。由于小直径齿轮42与设置在齿轮机构副轴44上的大直径齿轮46啮合，因此齿轮机构副轴44也同样地旋转。此外，由于犬牙式离合器D1被接合，因此齿轮机构副轴44和空转齿轮48彼此连接。由于空转齿轮48与输出齿轮56啮合，因此与输出齿轮56一体地设置的输出轴30旋转。以这种方式，当前进档离合器C1和犬牙式离合器D1被接合时，发动机12的动力依次经由变矩器20、前进档/倒档切换装置26、齿轮机构28、空转齿轮48等传递到输出轴。在齿轮行驶模式中，例如，当倒档制动器B1和犬牙式离合器D1被接合并且CVT驱动离合器C2和前进档离合器C1被释放时，启用倒档行驶。

接下来，将对作为发动机12的动力经由第二动力传递机构41传递到输出轴30的驾驶方式的CVT行驶模式进行描述。在CVT行驶模式中，例如，如图2的CVT行驶模式(高车速)所示，CVT驱动离合器C2被接合，并且前进档离合器C1、倒档制动器B1和犬牙式离合器D1被释放。

具体地，当CVT驱动离合器C2被接合时，次级带轮62和输出轴30彼此连接，因此次级带轮62和输出轴30一体地旋转。以这种方式，当CVT驱动离合器C2被接合时，发动机12的动力依次经由变矩器20、无级变速器24等被传递到输出轴30。在CVT行驶模式(高车速)中释放犬牙式离合器D1的原因在于例如消除CVT行驶模式中齿轮机构28的拖曳等并且防止齿轮机构28在高车速时的高速旋转等。

例如，齿轮行驶模式在包括车辆10的停止状态在内的低车速区域中被选择。第一动力传递机构43的齿数比γ1(即，由齿轮机构28建立的齿数比EL)被设定为比由无极变速器24建立的最大齿数比(即，作为最低车速侧齿数比的最低齿数比)γmax更大的值(更低的齿数比)。例如，齿数比γ1对应于作为动力传递装置16中的第一速度档位的齿数比的第一速度齿数比γ1，并且无级变速器24的最低齿数比γmax对应于作为动力传递装置16中的第二速度档位的齿数比的第二速度齿数比γ2。为此，根据已知的有级变速器的换档特性图中的用于在第一速度档位与第二速度档位之间转换档位的变速线来转换齿轮行驶模式和CVT行驶模式。例如，在CVT行驶模式中，利用已知技术基于诸如加速器操作量θacc和车速V的行驶状态来进行改变齿数比γ的变速(例如，CVT变速、无级变速)。在将驾驶方式从齿轮行驶模式转换到CVT行驶模式(高车速)或将驾驶方式从CVT行驶模式(高车速)转换到齿轮行驶模式中，在过渡地经过CVT行驶模式(中车速)之后，转换了行驶类型。

例如，当驾驶方式从齿轮行驶模式转换到CVT行驶模式(高车速)时，驾驶方式从前进档离合器C1和犬牙式离合器D1被接合的状态(即与齿轮行驶模式对应的状态)过渡地转换到CVT行驶模式(中车速)，即CVT驱动离合器C2和犬牙式离合器D1被接合的状态。也就是说，进行离合器接合转换有级变速(例如，离合器至离合器变速(以下称为C至C变速))，以便释放前进档离合器C1并接合CVT驱动离合器C2。此时，动力传递路径从第一动力传递路径转换到第二动力传递路径，因此动力传递装置16实质上被升档。在动力传递路径被转换之后，为了防止不必要的拖曳、齿轮机构28的高速旋转等(参见图2中的对被驱动输入的中断)，犬牙式离合器D1被释放。以这种方式，犬牙式离合器D1起到中断来自驱动轮14侧的输入的被驱动输入中断离合器的作用。

例如，当驾驶方式从CVT行驶模式(高车速)转换到齿轮行驶模式时，驾驶方式从CVT驱动离合器C2被接合的状态过渡地被转换到CVT行驶模式(中车速)，即，离合器D1进一步接合来为将驾驶方式转换到齿轮行驶模式作准备的状态(参见图2中的降档准备)。在CVT行驶模式(中车速)中，也经由齿轮机构28传递到行星齿轮系26p的太阳轮26s传递了旋转。当进行离合器接合转换有级变速(例如，C至C变速)以便从CVT行驶模式(中车速)的状态释放CVT驱动离合器C2并且接合前进档离合器C1时，驾驶方式被转换到齿轮行驶模式。此时，动力传递路径从第二动力传递路径转换到第一动力传递路径，因此动力传递装置16实质上被降档。

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包括例如包括用于车辆10的控制***在内的电子控制单元80。控制***转换动力传递装置16的驾驶方式。图3是示出电子控制单元80的输入/输出***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。微型计算机例如包括CPU、RAM、ROM、输入/输出接口等。CPU根据预先存储在ROM中的程序同时利用RAM的暂时存储功能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的变速控制和带夹紧力控制、用于将驾驶方式转换到CVT行驶模式或齿轮行驶模式的转换控制等。必要时，电子控制单元80被划分为用于发动机控制的电子控制单元、用于变速控制的电子控制单元等。

基于车辆10的各种传感器的检测信号的各种实际值供给到电子控制单元80。所述各种传感器包括例如发动机转速传感器82、输入轴转速传感器84、输出轴转速传感器86、加速器操作量传感器88、节气门开度传感器90、脚制动开关92、G传感器94、液压传感器98、99等。各种实际值包括例如发动机转速Ne、输入轴转速Nin、输出轴转速Nout、加速器操作量θacc、节气门开度θth、制动器开启信号Bon、车辆10的纵向加速度G、初级压力Pin、次级压力Pout等。输入轴转速Nin是初级带轮58的转速，并且对应于涡轮转速Nt。输出轴转速Nout是次级带轮62的转速，并且对应于车速V。加速器操作量θacc是作为驾驶员的加速要求量的加速踏板的操作量。制动器开启信号Bon是指示已经操作了作为工作制动器的脚制动器的状态的信号。初级压力Pin被供给到初级带轮58的液压致动器58c。次级压力Pout被供给到次级带轮62的液压致动器62c。

从电子控制单元80输出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。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装置16的驾驶方式的转换相关的前进档/倒档切换装置26、CVT驱动离合器C2和犬牙式离合器D1。具体地，节气门信号、喷射信号，点火定时信号等作为发动机输出控制命令信号Se而输出。节气门信号用于通过驱动节气门致动器来控制电子节气门的开启/关闭。喷射信号用于控制从燃料喷射装置喷射出的燃料量。点火正时信号用于通过点火装置控制发动机12的点火正时。用于驱动调节供给到初级带轮58的液压致动器58c的初级压力Pin的电磁阀的命令信号、用于驱动调节供给到次级带轮62的液压致动器62c的次级压力Pout的电磁阀的命令信号等作为液压控制命令信号Scvt被输出到油压控制回路96。用于驱动各电磁阀的命令信号等作为液压控制命令信号Sswt被输出到液压控制回路96，各电磁阀控制供给到用于致动前进档离合器C1、倒档制动器B1、CVT驱动离合器C2和毂套54的各致动器等的液压。

图4是示出控制与设置在动力传递装置16中的液压控制回路96中的无级变速器24、前进档离合器C1、CVT驱动离合器C2和犬牙式离合器D1相关的液压的部分的视图。液压控制回路96包括初级电磁阀SLP、次级电磁阀SLS、C1电磁阀SL1、C2电磁阀SL2和同步啮合电磁阀SLG。初级电磁阀SLP用于控制供给到初级带轮58的初级压力Pin。次级电磁阀SLS用于控制供给到次级带轮62的次级压力Pout。C1电磁阀SL1用于控制供给到前进档离合器C1的C1压力Pc1。C2电磁阀SL2用于控制供给到CVT驱动离合器C2的C2压力Pc2。同步啮合电磁阀SLG用于控制供给到致动同步啮合机构S1的液压致动器100的同步啮合控制压力PS1。液压控制回路96包括初级压力控制阀102、次级压力控制阀104、C1压力控制阀106和同步啮合控制阀108。

电磁阀SLP、SLS、SL1、SL2、SLG中的每个是由从电子控制单元80输出的液压控制命令信号(驱动电流)所驱动的线性电磁阀。初级压力控制阀102基于SLP压力Pslp进行操作来调节初级压力Pin。SLP压力Pslp从初级电磁阀SLP输出。次级压力控制阀104基于SLS压力Psls进行操作来调节次级压力Pout。SLS压力Psls从次级电磁阀SLS输出。同步啮合控制阀108基于SLG压力Pslg进行操作来调节同步啮合控制压力Ps1。SLG压力Pslg从同步啮合电磁阀SLG输出。C1压力控制阀106进行切换来连通或中断作为C1压力Pc1的SL1压力Psl1被供给到前进档离合器C1所经过的油路。SL1压力Psl1从C1电磁阀SL1输出。C1压力控制阀106起到故障防护阀的作用，所述故障防护阀通过中断C1压力Pc1(与SL1压力Psl1同义)供给到前进档离合器C1所经过的油路来避免同时接合前进档离合器C1和CVT驱动离合器C2。从C2电磁阀SL2输出的SL2压力Psl2作为C2压力Pc2被直接供给到CVT驱动用离合器C2。

图5是示出C1压力控制阀106的构造的视图。如图5所示，C1压力控制阀106包括弹簧SP、输入口Pi、排出口Pex、输出口Po、径差口Pd、第一油室Pr1以及第二油室Pr2。输出口Po择一地与输入口Pi或排出口Pex连通。C1压力控制阀106由公知的滑阀形成。C1压力控制阀106包括阀体内的滑阀元件SV。滑阀元件SV被容纳为使得能够以预定的可移动行程滑动，并且由弹簧SP在一个方向上推动。随着滑阀元件SV移动到可滑动行程的一端或另一端，C1压力控制阀106将输入口Pi与输出口Po连通，或者将排出口Pex与输出口Po连通。SL1压力Psl1供给到C1电磁阀SL1所经过的油路Lsl1连接到输入口Pi和径差口Pd。排出油路Lex连接到排出口Pex。供给C1压力Pc1的油路Lc1连接到输出口Po。从C2电磁阀SL2供给SL2压力Ps12所经过的油路Lsl2连接到第一油室Pr1。从调节器阀LPM供给调节器压力Plpm所经过的油路L1pm连接到第二油室Pr2。从调节器阀LPM输出的调节器压力P1pm是预定的恒定压力。调节器压力Plpm例如作为调节SL1压力Psl1的C1电磁阀SL1的源压力和调节SL2压力Ps12的C2电磁阀SL2的源压力被供给。

对图5所示的前进档离合器C1和CVT驱动离合器C2中的每个的结构进行了简化。将对前进档离合器C1进行描述。前进档离合器C1包括在一对旋转构件之间的摩擦接合元件120、活塞122和弹簧124。活塞122用于按压摩擦接合元件120。弹簧124将活塞122推离摩擦接合元件120。随着液压油经过油路Lc1供给到限定在前进档离合器C1内的液压室126中，活塞122克服弹簧124的推力而朝向摩擦接合元件120移动，并且活塞122按压摩擦接合元件120。此时，前进档离合器C1以打滑状态接合或完全接合。图5所示的前进档离合器C1处于活塞122刚要按压摩擦接合元件120之前的状态。

将描述CVT驱动离合器C2。CVT驱动离合器C2包括一对旋转构件之间的摩擦接合元件130、活塞132和弹簧134。活塞132用于按压摩擦接合元件130。弹簧134将活塞132推离摩擦接合元件130。随着液压油供给到限定在CVT驱动离合器C2内的液压室136中，活塞132克服弹簧134的推力而朝向摩擦接合元件130移动，并且活塞132按压摩擦接合元件130。此时，CVT驱动离合器C2以打滑状态接合或完全接合。图5所示的CVT驱动离合器C2是处于通过弹簧134的推力将活塞132移动到远离摩擦接合元件130的位置的状态(释放状态)。

基于SL1压力Ps11、SL2压力Ps12、调节器压力Plpm和弹簧SP，如此构造的C1压力控制阀106在正常阀位置(参见图5中的正常侧的阀位置)和故障防护阀位置(参见图5中的故障防护侧的阀位置)之间两者择一地切换。在正常阀位置，油路Lsl1和油路Lc1彼此连接。在故障防护阀位置，排放油路Lex和油路Lc1彼此连接。

在C1压力控制阀106中，弹簧SP提供了用于将滑阀元件SV保持在正常阀位置(正常)的推力。SL1压力Ps11和SL2压力Ps12提供了用于克服弹簧SP的推力将滑阀元件SV移动到故障防护阀位置(故障防护)的推力。调节器压力Plpm提供了与弹簧SP的推力在相同的方向上的推力。也就是说，调节器压力Plpm提供了用于将滑阀元件SV移动到正常阀位置(正常)的推力。

在C1压力控制阀106中，当基于调节器压力Plpm和弹簧SP将滑阀元件SV移动到正常阀位置(正常)的力大于基于SL1压力Ps11和SL2压力Ps12将滑阀元件SV移动到故障防护阀位置(故障防护)的力时，滑阀元件SV被移动到正常阀位置(正常)。另一方面，当基于SL1压力Ps11和SL2压力Ps12将滑阀元件SV移动到故障防护阀位置(故障防护)的力大于基于调节器压力Plpm和弹簧SP将滑阀元件SV移动到正常阀位置(正常)的力时，滑阀元件SV被移动到故障防护阀位置(故障防护)。

具体地，当滑阀元件SV被移动到正常阀位置(正常)时(在正常期间)，下面的数学表达式(1)成立。在数学表达式(1)中，S1表示接收SL1压力Ps11的压力接收区域，S2表示接收SL2压力Psl2的压力接收区域，并且S3表示接收调节器压力Plpm的压力接收区域。A表示弹簧SP的推力(弹性回复力)。另一方面，当滑阀元件SV被移动到故障防护阀位置(故障防护)时(在故障的情况下)，下面的数学表达式(2)成立。

S1×Psl1+S2×Psl2<S3×Plpm+A (1)

S1×Psl1+S2×Psl2≥S3×Plpm+A (2)

例如，当用于接合前进档离合器C1的SL1压力Psl1的输出由于C2电磁阀SL2的故障而与SL2压力Ps12的输出重叠时，数学表达式(2)成立，并且C1压力控制阀106被切换到故障防护阀位置(故障防护)。同样地，当用于接合CVT驱动离合器C2的SL2压力Psl2的输出同样由于C1电磁阀SL1的故障而与SL1压力Psl1的输出重叠时，数学表达式(2)成立，并且C1压力控制阀106被切换到故障防护阀位置(故障防护)。因而，当油路Lc1连接到排出油路Lex时，C1压力Pc1(SL1压力Psl1)不被供给到前进档离合器C1，并且前进档离合器C1被释放，因此第一动力传递路径被置于动力传递中断状态。因而，避免了前进档离合器C1和CVT驱动离合器C2的同时接合，因此避免了由于建立第二动力传递路径和第一动力传递路径两者所引起的动力传递装置16的变速干涉。

返回到图3，电子控制单元80在功能上包括发动机输出控制部(即，发动机输出控制单元112)、变速控制部(即，变速控制单元114)以及历时判定部(即，历时判定单元116)。

发动机输出控制单元112例如通过将加速器操作量θacc和车速V应用于经验性地或通过设计获取并预先存储的(即，预先确定的)相互关系(例如，驱动力特性图)来计算所要求的输出Pdem，设定用于获取所要求的输出Pdem的目标发动机转矩Tetgt，并将用于控制发动机12的输出的发动机输出控制命令信号Se输出到节气门致动器、燃料喷射装置、点火装置等，从而获取了目标发动机转矩Tetgt。

在CVT行驶模式中，变速控制单元114将用于控制无级变速器24的齿数比γ的液压控制命令信号Scvt输出到液压控制回路96，使得目标齿数比为基于加速器操作量θacc、车速V、制动器开启信号Bon等计算出的目标齿数比γtgt。具体地，变速控制单元114存储了用于在将无级变速器24的带夹紧力调整到最佳值同时来实现无级变速器24的目标齿数比γtgt的预定的相互关系(例如，CVT变速特性图)，在所述目标齿数比γtgt，发动机12的操作点处于预定的最佳线(例如，发动机最佳燃料消耗率线)上。变速控制单元114通过查询所述相互关系并基于加速器操作量θacc、车速V等来判定初级命令压力Pintgt和次级命令压力Pouttgt，并将初级命令压力Pintgt和次级命令压力Pouttgt输出到液压控制回路96，从而进行CVT变速。初级命令压力Pintgt用作供给到液压致动器58c的初级压力Pin的命令值。次级命令压力Pouttgt用作供给到液压致动器62c的次级压力Pout的命令值。

变速控制单元114执行用于在齿轮行驶模式与CVT行驶模式之间转换驾驶方式的转换控制。在齿轮行驶模式中，发动机12的动力经由第一动力传递机构43传递到输出轴30。在CVT行驶模式中，发动机12的动力经由第二动力传递机构41传递到输出轴30。具体地，变速控制单元114判定是否在车辆行驶时转换驾驶方式。例如，变速控制单元114通过参考换档特性图(转换特性图)中的升档线和降档线并基于车速V和加速器操作量θacc来判定进行变速(转换齿数比)用来在对应于齿轮行驶模式中的齿数比EL的第一速度齿数比γ1与对应于CVT行驶模式中的最低齿数比γmax的第二速度齿数比γ2之间转换齿数比γ，并且基于判定结果判定是否在车辆行驶时转换驾驶方式。升档线和降档线是预定的变速线，并且具有预定的滞后。

当变速控制单元114判定转换驾驶方式时，变速控制单元114转换驾驶方式。例如，当变速控制单元114判定在齿轮行驶模式中升档时，变速控制单元114将驾驶方式从齿轮行驶模式转换到CVT行驶模式(高车速)。当变速控制单元114将驾驶方式从齿轮行驶模式转换到CVT行驶模式(高车速)时，变速控制单元114首先通过用于释放前进档离合器C1并接合CVT驱动离合器C2的C至C变速进行升档。该状态对应于图2中的驾驶方式所过渡地转换到的CVT行驶模式(中车速)。动力传递装置16中的动力传递路径从经由第一动力传递机构43传递动力的第一动力传递路径转换到经由第二动力传递机构41传递动力的第二动力传递路径。随后，变速控制单元114通过输出用于操作同步啮合机构S1的毂套54的命令使得接合的犬牙式离合器D1被释放来将驾驶方式转换到CVT行驶模式(高车速)。毂套54由液压致动器100驱动，并且调节了通过供给到液压致动器100的液压而作用在毂套54上的按压力。

当变速控制单元114判定在CVT行驶模式(高车速)中降档时，变速控制单元114将驾驶方式从CVT行驶模式(高车速)转换到齿轮行驶模式。当变速控制单元114将驾驶方式从CVT行驶模式(高车速)转换到齿轮行驶模式时，变速控制单元114首先通过输出用于操作同步啮合机构S1的毂套54的命令使得释放的犬牙式离合器D1被接合来将驾驶方式转换到CVT行驶模式(中车速)。随后，变速控制单元114通过用于释放CVT驱动离合器C2并接合前进档离合器C1的C至C变速进行降档。该状态对应于图1所示的齿轮行驶模式。动力传递装置16中的动力传递路径从经由第二动力传递机构41传递动力的第二动力传递路径转换到经由第一动力传递机构43传递动力的第一动力传递路径。以这种方式，当变速控制单元114在车辆10行驶时将动力传递从经由第二动力传递机构41(无级变速器24)进行的动力传递转换到经由第一动力传递机构43(齿轮机构28等)进行的动力传递时，变速控制单元114将犬牙式离合器D1操作到接合侧，然后释放CVT驱动离合器C2。

附带一提的是，例如，当在车辆10在经由第二动力传递机构41传递动力的CVT行驶模式中行驶时判定将驾驶方式转换到经由第一动力传递机构43传递动力的齿轮行驶模式时，进行用于释放CVT驱动离合器C2并接合前进档离合器C1的C至C变速。此时，构成第一动力传递机构43的齿轮机构28等的旋转由于C至C变速而变动所引起的惯性转矩被输入到无级变速器24，因此发生转矩波动。为了减少由于转矩波动引起的带打滑，常规地，与C至C变速的开始同时，执行用于在无级变速器24中增大液压致动器58c的初级压力Pin和液压致动器62c的次级压力Pout的增压控制。然而，如果同时开始C至C变速和用于带式无级变速器24的增压控制，则将要在C至C变速时接合的接合侧离合器的液压的增大以及无级变速器24的每个液压致动器58c、62c的液压的增大同时发生。因此，要求的流量在液压控制回路96中增大，于是可能发生流量不足。于是，不能确保无级变速器24的液压致动器58c、62c所要求的液压，于是可能发生带打滑。

在本实施例中，即使当SL1压力Psl1的输出和SL2压力Psl2的输出彼此重叠时，仍然设置了用于避免前进档离合器C1和CVT驱动离合器C2的同时接合的C1压力控制阀106。如果在液压控制回路96中发生流量不足，则作为各种阀的源压力而供给的调节器压力Plpm下降。于是，上述的数学表达式(2)成立，并且C1压力控制阀106切换到故障防护阀位置(故障防护)，于是供给到前进档离合器C1的液压可能被中断。变速控制单元114在进行用于转换驾驶方式的C至C变速时执行如下所述的控制。因而，抑制了流量不足(液压不足)的发生，并且减少了无级变速器24的带打滑和C1压力控制阀106的非意愿的切换。

再参照图3，当变速控制单元114基于预设的换档特性图判定将驾驶方式从CVT行驶模式转换到齿轮行驶模式或者将驾驶方式从齿轮行驶模式转换到CVT行驶模式时，变速控制单元114在对无级变速器24的增压控制之前开始C至C变速(即，用于接合所述接合侧离合器的控制和用于释放所述释放侧离合器的控制)。随着执行C至C变速，由于C至C变速所引起的惯性转矩被输入到无级变速器24，并且减少带打滑的发生。为此，当要求C至C变速时，要求对无级变速器24的增压控制。

当判定开始C至C变速时，历时判定单元116开始测量从C至C变速开始的时刻起的历时T，并且判定历时T是否已经达到预先设定的预定时间T1。预定时间T1是预先通过实验或分析获得的，并且被设定为构成要在C至C变速时接合的接合侧离合器(前进档离合器C1或CVT驱动离合器C2)的活塞被移位到该活塞刚要按压同样地构成接合侧离合器的摩擦接合元件之前的位置所要求的时间。也就是说，预定时间T1被设定为判定活塞已经到达该活塞刚要按压摩擦接合元件之前的位置(在下文中称为填塞位置)所基于的时间。由于活塞的移动速度取决于例如液压油的油温Toil而不同，因此必要时通过使用预先获取的关系表达式或关系特性图来设定预定时间T1，所述关系表达式或关系特性图用于以油温Toil为参数获取预定时间T1。由于前进档离合器C1和CVT驱动离合器C2中的一个对应于接合侧离合器，前进档离合器C1和CVT驱动离合器C2具有不同的结构，因此相应的活塞到达填塞位置所要求的时间也不同。因此，针对要在C至C变速时接合的每个接合侧离合器设定了预定时间T1。

当历时判定单元116判定从C至C变速开始起已经经过了预定时间T1时，变速控制单元114开始对无级变速器24的增压控制以减少带打滑。也就是说，变速控制单元114在由于C至C变速所引起的惯性相之前开始增压控制。因此，当惯性相由于C至C变速而开始时，产生了由于构成第一动力传递机构43的齿轮机构28等的旋转变动引起的惯性转矩，并且惯性转矩被输入到无级变速器24侧，因此发生转矩波动。然而，由于通过对无级变速器24的增压控制而预先增大了带夹紧力(初级压力Pin和次级压力Pout)，因此减少了带打滑。

无级变速器24中的初级压力Pin的增量α和次级压力Pout的增量β基于实验或分析而预先设定，并且被设定为能够减少由于惯性转矩输入到无级变速器24而发生的转矩波动所引起的带打滑的值。例如，预先获取由发动机转矩Te、车速V、液压油的油温Toil等构成的用于获取增量α、β的增量特性图，并且通过使用实际发动机转矩Te、实际车速V和实际油温Toil查询增量特性图来获取增量α、β。可替代地，例如，可以获取用于获取初级压力Pin的增量α的增量特性图或用于获取次级压力Pout的增量β的增量特性图中的任一者，并且必要时该增量中另一个可以基于通过使用增量特性图获取的增量来计算，使得保持了无级变速器24的速度比γ。增量特性图是针对用于将驾驶方式从齿轮行驶模式转换到CVT行驶模式的升档和用于将驾驶方式从CVT行驶模式转换到齿轮行驶模式的降档中的每个而设定的。

例如，当进行了用于将驾驶方式从经由第二动力传递机构41传递动力的CVT行驶模式转换到经由第一动力传递机构43传递动力的齿轮行驶模式的C至C变速(降档)时，在C至C变速时CVT驱动离合器C2被释放并且前进档离合器C1(接合侧离合器)被接合。当从C至C变速开始起经过了预定时间T1之后开始惯性相时，产生了由齿轮机构28等的旋转变动引起的惯性转矩，并且惯性转矩被输入到无级变速器24，因此发生转矩波动。然而，由于无级变速器24的带夹紧力通过对无级变速器24的增压控制而预先增大，因此减少了带打滑。在用于将驾驶方式从CVT行驶模式转换到齿轮行驶模式的C至C变速中，在C至C变速的过渡期间，传递到无级变速器24的转矩随着时间的推移而减小，并且带夹紧力整体下降。然而，相比于不执行增压控制的情况，考虑到使带夹紧力下降的惯性转矩所引起的转矩波动，带夹紧力相对地增大了增量α、β。

当进行用于将驾驶方式从经由第一动力传递机构43传递动力的齿轮行驶模式转换到经由第二动力传递机构41传递动力的CVT行驶模式的C至C变速(升档)时，在C至C变速时，前进档离合器C1被释放，并且CVT驱动离合器C2(接合侧离合器)被接合。当从C至C变速开始起经过了预定时间T1之后开始惯性相时，产生了由齿轮机构28等的旋转变动引起的惯性转矩，并且惯性转矩被输入到无级变速器24。然而，由于无级变速器24的带夹紧力通过对无级变速器24的增压控制而预先增大，因此减少了带打滑。在用于将驾驶方式从齿轮行驶模式转换到CVT行驶模式的C至C变速中，在C至C变速的过渡期间，传递到无级变速器24的转矩随着时间的推移而增大，并且带夹紧力整体增大。然而，相比于不执行增压控制的情况，考虑到使带夹紧力增大的惯性转矩引起的转矩波动，带夹紧力进一步增大了增量α、β。

如上所述，随着在C至C变速已经开始之后经过了预定时间T1，开始对无级变速器24的增压控制。由于在C至C变速的惯性相开始之前没有惯性转矩输入到无级变速器24，因此即使当对无级变速器24的增压控制不与C到C变速的开始同时地开始时，仍然不容易发生带打滑。另一方面，在接合侧离合器中，活塞需要快速地移位，并且例如，进行用于在开始变速时暂时提升命令压力的快速填充。因而，所要求的液压油的量也增大。相反，由于在活塞到达填塞位置之前没有开始对无级变速器24的增压控制，因此在无级变速器24侧不消耗液压油，并且也不容易发生由于液压油的量不足而引起的液压下降。因此，调节器压力Plpm不下降，并且也避免了C1压力控制阀106随着调节器压力Plpm的下降而被切换到故障防护阀位置(故障防护)。

随着活塞到达填塞位置，开始对无级变速器24的增压控制。此时，在无级变速器24中消耗液压油；然而，由于在接合侧离合器中活塞移动到填塞位置，因此消耗的液压油的量比变速开始时的小。因此，即使当开始对无级变速器24进行增压控制，也不容易发生液压油的量不足，因此也不容易发生由于带夹紧力的下降引起的带打滑。也抑制了调节器压力Plpm的下降。

当变速控制单元114判定惯性相的结束时，变速控制单元114结束C至C变速。同时，当变速控制单元114判定惯性相的结束时，变速控制单元114结束对无级变速器24的增压控制。也就是说，通过将增压控制之前的初级压力Pin和次级压力Pout设定为目标来控制液压。例如，基于输入轴转速Nin是否已经达到在C至C变速之后设定的转速(即，输入轴转速Nin的旋转变动是否已经结束)来判定惯性相的结束。可替代地，判定输入轴转速Nin的变动量是否变得小于预先设定的阈值。

图6是示出电子控制单元80的控制操作(具体地，用于减少在执行用于转换驾驶方式的有级变速期间发生的带打滑的控制操作)的相关部分的流程图。在车辆形式时重复执行该流程图。

首先，在对应于变速控制单元114的功能的步骤S1(下文中，省略“步骤”)中，判定是否开始与驾驶方式的转换相关的有级变速(C至C变速)。当未判定开始C至C变速时，在S1中做出否定判定，在此之后该例程结束。当判定开始C至C变速时，在S1中做出肯定判定，并且进程进行到S2。在对应于变速控制单元114的功能的S2中，开始C至C变速，并且开始增大施加到接合侧离合器的压力。在对应于历时判定单元116的功能的S3中，判定从C至C变速开始起的历时T是否已经达到预定时间T1。当历时T未达到预定时间T1时，在S3中做出否定判定，并且再次执行S3。也就是说，重复执行S3，直到历时T达到预定时间T1为止。当历时T达到预定时间T1时，在S3中做出肯定判定，并且进程进行到S4。

在对应于变速控制单元114的功能的S4中，开始对无级变速器24的增压控制。在对应于变速控制单元114的功能的S5中，判定C至C变速的惯性相是否已经结束。当惯性相未结束时，在S5中做出否定判定。继续对无级变速器24的增压控制，直到在S5中做出肯定判定为止。当判定C至C变速的惯性相已经结束时，在S5中做出肯定判定，并且进程进行到S6。在对应于变速控制单元114的功能的S6中，结束C至C变速，并且结束对无级变速器24的增压控制。

图7是基于在转换驾驶方式时由电子控制部80执行的控制操作示出车辆行为的时间图。图8是基于现有控制示出车辆行为的时间图。在图7和图8中的每个中，横坐标轴表示时间，并且纵坐标轴从顶部依次分别表示在C至C变速时接合的接合侧离合器(前进档离合器C1或CVT驱动离合器C2)的初级压力Pin、次级压力Pout和接合侧离合器压力。图7和图8中的初级压力Pin、次级压力Pout和离合器压力中的每个示出了命令压力。对于初级压力Pin和次级压力Pout，仅示出了压力通过增压控制的增量。

当判定在图7中的时间t1开始C至C变速时，接合侧离合器的接合侧离合器压力增大到预定值。离合器压力(命令压力)暂时急剧增大的原因是为了通过促进实际离合器压力的上升来快速地将活塞移动到填塞位置(快速填充)。此时，接合侧离合器中消耗的液压油的量增大。相反，在时间t1，不开始对无级变速器24中的初级压力Pin和次级压力Pout的增压控制。因此，在液压控制回路96中抑制了液压油的流量不足。在活塞移动到填塞位置之前，不开始惯性相，并且在惯性相期间产生的惯性转矩没有被输入到无级变速器24，因此即使当在时间t1没有开始增压控制时，仍然不容易发生带打滑。

在从时间t1起经过预定时间T1之后的时间t2，开始对初级压力Pin和次级压力Pout的增压控制，以便减少带打滑。惯性相从时间t2开始；然而，接合侧离合器的活塞已经在按压摩擦接合元件，并且接合侧离合器中消耗的液压的量比在活塞开始移动时的小，因此，即使当开始对无级变速器24的增压控制时，仍然不容易出现流量不足。因此，不容易发生由于初级压力Pin和次级压力Pout因流量不足而未增加到目标液压压力而引起的带打滑。调节器压力Plpm不会由于流量不足而下降，并且也防止了C1压力控制阀106由于调节器压力Plpm的下降而被切换到故障防护阀位置(故障防护)。

在时间t3，当判定C至C变速的惯性相的结束时，结束对无级变速器24的增压控制，并且初级压力Pin和次级压力Pout下降到增压控制之前的液压。

另一方面，在现有的控制中，如图8所示，与C至C变速在时间t1'开始同时地开始对无级变速器24的增压控制。然而，由于在接合侧离合器和无级变速器24两者中消耗的液压油的流量都很大，因此往往发生液压油的流量不足。因此，难以产生所要求的液压，并且可能发生由于液压压力的下降所引起的带打滑或C1压力控制阀106的非意愿的切换。

如上所述，根据本实施例，开始对接合侧离合器的接合控制(增压控制)的时机与开始对无级变速器24的增压控制的时机彼此不完全重叠。因此，防止了一下消耗大量的液压油。于是，可以抑制液压由于液压油的流量不足而下降。在经过预定时间T1之后开始对无级变速器24的增压控制；然而，由于已经在执行对接合侧离合器的接合控制，因此相比于同时开始对接合侧离合器的接合控制和对无级变速器24的增压控制的情况，消耗的流量较小。因此，可以确保在对无级变速器24的增压控制时所要求的液压，因此可以减少由于液压下降而引起的无级变速器24的带打滑。

根据本实施例，当通过前进档离合器C1和CVT驱动离合器C2而将动力传递路径从经由第一动力传递机构43(前进档/倒档切换装置26、齿轮机构28等)进行的动力传递转换到经由第二动力传递机构41(无级变速器24)进行的动力传递时，在从C至C变速开始起经过了预定时间T1之后，开始对无级变速器24的增压控制。因此，开始对无级变速器24的增压控制和开始对接合侧离合器的接合控制不重叠。于是，防止了液压油的流量不足的发生，并且在对无级变速器24进行增压控制时，抑制了由于流量不足而引起的液压下降。

根据本实施例，在开始对接合侧离合器的接合控制的初始阶段，将活塞快速地移动到活塞刚要按压接合元件之前的位置所要求的流量增大；然而，此时未开始对无级变速器24的增压控制，因此抑制了液压油的流量不足。此外，在经过预定时间T1之前活塞没有按压接合元件，因此通过对接合侧离合器的接合控制而由齿轮机构28等的旋转变动引起的惯性转矩未被输入到无级变速器24。因此，即使在经过预定时间T1之前没有执行对无级变速器24的增压控制，仍然不会发生由于惯性转矩输入到无级变速器24所引起的转矩波动，因此不存在对带打滑的担心。另一方面，在经过预定时间T1之后，开始对无级变速器24的增压控制；然而，这不与开始对接合侧离合器的接合控制重叠，因此也不容易发生流量不足。因此，在对无级变速器24的增压控制时，抑制了由于流量不足引起的液压下降。

根据本实施例，当与接合侧离合器的接合控制相关的齿轮机构28等的旋转变动结束时，由旋转变动引起的惯性转矩没有输入到无级变速器24。因此，当齿轮机构28等的旋转变动结束时，通过结束对无级变速器24的增压控制，消除了不必要的液压供给，因此改善了燃料消耗率。

参照附图对本发明的实施例进行了详细描述；然而，本发明还适用于其他实施例。

例如，在上述实施例中，包括前进档/倒档切换装置26、齿轮机构28等的第一动力传递机构43具有前进档的一档速齿数比。相反，第一动力传递机构43可以被构造为能够变速到多个速度档位。也就是说，第一动力传递机构43没有特别限制，只要第一动力传递机构43包括由液压控制的接合装置即可。

在上述实施例中，前进档离合器C1设置在前进档/倒档切换装置26中，并且CVT驱动离合器C2设置在次级带轮62与输出轴30之间；然而，前进档离合器C1和CVT驱动离合器C2的位置不一定限于这些位置。也就是说，前进档离合器C1和CVT驱动离合器C2的位置可以根据需求进行变型，只要前进档离合器C1和CVT驱动离合器C2能够将动力传递路径切换到经由第一动力传递机构43进行的动力传递和经由第二动力传递机构41进行的动力传递中的任一者即可。

上述实施例仅仅是说明性的。本发明可以基于本领域技术人员的知识以包括各种变型或改进在内的方式来实现。

Claims (4)

1.一种用于车辆变速器的控制***，所述车辆变速器包括彼此并行设置在驱动源与驱动轮之间的第一动力传递机构和第二动力传递机构，所述第二动力传递机构包括由液压控制的无级变速器，所述车辆变速器包括至少一个接合装置，所述至少一个接合装置由液压控制并且将动力传递切换到经由所述第一动力传递机构进行的动力传递，所述控制***的特征在于包括：

电子控制单元，其被配置为：当要求进行用于接合将动力传递切换到经由所述第一动力传递机构进行的动力传递的所述至少一个接合装置的控制并要求进行用于增大施加到所述无级变速器的液压的控制时，控制所述无级变速器和所述至少一个接合装置，使得先开始用于接合所述至少一个接合装置的控制，并且在从用于接合所述至少一个接合装置的控制开始起经过了预定时间之后，开始用于增大施加到所述无级变速器的液压的控制，

所述至少一个接合装置各自包括接合元件和按压所述接合元件的活塞，并且

所述预定时间被设定为与从用于接合所述至少一个接合装置的控制开始起到当所述活塞到达所述活塞刚要按压所述接合元件之前的位置时所用的时间对应的时间。

2.根据权利要求1所述的控制***，其特征在于，所述至少一个接合装置被构造为能够将所述驱动源与所述驱动轮之间的动力传递切换到经由所述第一动力传递机构进行的动力传递和经由所述第二动力传递机构进行的动力传递中的任一个。

3.根据权利要求2所述的控制***，其特征在于

所述至少一个接合装置包括第一接合装置和第二接合装置，并且

所述第一接合装置和所述第二接合装置被构造为：当所述第一接合装置被接合并且所述第二接合装置被释放时，将动力传递切换到经由所述第一动力传递机构进行的动力传递，并且所述第一接合装置和所述第二接合装置被构造为：当所述第二接合装置被接合并且所述第一接合装置被释放时，将动力传递切换到经由所述第二动力传递机构进行的动力传递。

4.根据权利要求1所述的控制***，其特征在于，所述电子控制单元被配置为：当由于用于接合所述至少一个接合装置的控制而引起的所述第一动力传递机构的旋转变动结束时，结束用于增大施加到所述无级变速器的液压的控制。