CN109838550B - 车辆用动力传递装置的控制装置 - Google Patents

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Abstract

一种车辆用动力传递装置的控制装置，在执行从形成了第一动力传递路径的状态向形成了第二动力传递路径的状态进行切换的车辆用动力传递装置的升档的情况下抑制驾驶员的不适感。当判断出动力传递装置(16)的有级升档时，在叠降控制为执行状态且无级变速机构(24)的变速比(γcvt)为第二预定变速比(γcvtf2)以上的值的情况下执行该被判断出的有级升档，因此，相对于在叠降控制为执行状态时无级变速机构的变速比未成为第一预定变速比(γcvtf1)以上的值的可能性较高的情况，即使无级变速机构的变速比未成为第一预定变速比以上的值也能够执行该有级升档。因此，在执行动力传递装置的有级升档的情况下，能够抑制驾驶员的不适感。

Description

车辆用动力传递装置的控制装置
技术领域
本发明涉及一种车辆用动力传递装置的控制装置，该车辆用动力传递装置具备并列设置于动力源与驱动轮之间的多条动力传递路径。
背景技术
众所周知有一种车辆用动力传递装置的控制装置，所述车辆用动力传递装置具备并列设置于被传递动力源的动力的输入旋转部件与向驱动轮输出所述动力的输出旋转部件之间的、经由具有齿轮级的齿轮机构的第一动力传递路径和经由无级变速机构的第二动力传递路径这样的多条动力传递路径。例如，专利文献1记载的自动变速器的控制装置就是这种装置。在该专利文献1中，公开了如下的内容：在以并列设置的方式而具备齿轮机构和无级变速机构的的自动变速器中，无级变速机构形成与齿轮机构的变速比相比而靠高速侧的变速比，另外，还公开了如下的内容：在将要执行升档的情况下，要在将无级变速机构的变速比设定为最低速侧变速比之后才开始该升档，所述升档将向驱动轮传递动力源的动力的动力传递路径从经由齿轮机构的第一动力传递路径切换为经由无级变速机构的第二动力传递路径。另外，变速比为“输入侧的旋转部件的转速/输出侧的旋转部件的转速”。例如，上述车辆用动力传递装置的变速比为“输入旋转部件的转速/输出旋转部件的转速”。上述变速比中的高速侧为，作为变速比较小一侧的高车速侧。上述变速比中的低速侧为，作为变速比较大一侧的低车速侧。上述最低速侧变速比为，成为最低车速侧的最低车速侧变速比，且为变速比成为最大值的最大变速比。
专利文献1：国际公开第2014/147779号
发明内容
发明所要解决的课题
但是，有时会随着驾驶员的操作而判断出从形成了第一动力传递路径的状态向形成了第二动力传递路径的状态切换的车辆用动力传递装置的升档。例如，有时会随着驾驶员所实施的加速器断开而判断出车辆用动力传递装置的升档。在当这样的升档的判断时无级变速机构的变速比不是最低速侧变速比的情况下，直到无级变速机构的变速比被设为最低速侧变速比为止才会开始该升档。于是，有可能在驾驶员的操作与升档的实施之间产生偏差从而给驾驶员带来不适感。例如，虽然在驾驶员实施了加速器断开时期待动力源的转速的下降，但是由于在执行升档之前动力源的转速不会下降，因此有可能给驾驶员带来不适感。
本发明为是将以上的情况作为背景而完成的发明，其目的在于，提供一种在执行从形成了第一动力传递路径的状态向形成了第二动力传递路径的状态进行切换的车辆用动力传递装置的升档的情况下抑制驾驶员的不适感进行的车辆用动力传递装置的控制装置。
用于解决课题的手段
第一发明的主旨在于一种所述车辆用动力传递装置的控制装置，(a)所述车辆用动力传递装置具备多条动力传递路径，所述多条动力传递路径被并列地设置在对动力源的动力进行传递的输入旋转部件与向驱动轮输出所述动力的输出旋转部件之间，并且能够分别从所述输入旋转部件向所述输出旋转部件传递所述动力，所述多条动力传递路径具有第一动力传递路径和第二动力传递路径，所述第一动力传递路径为，经由具有齿轮级的齿轮机构的传递路径，所述第二动力传递路径为，经由形成了与所述第一动力传递路径相比而靠高速侧的变速比的无级变速机构的传递路径，(b)包括变速控制部，所述变速控制部执行叠加实施所述车辆用动力传递装置的降档和所述无级变速机构的降档的叠降控制，所述车辆用动力传递装置的降档是从形成了所述第二动力传递路径的状态向形成了所述第一动力传递路径的状态进行切换，所述无级变速机构的降档是将所述无级变速机构的变速比设为预定低速侧变速比,(c)在判断出形成了所述第一动力传递路径的状态向形成了所述第二动力传递路径的状态切换的所述车辆用动力传递装置的升档时，在所述无级变速机构的变速比为第一预定变速比或者与所述第一预定变速比相比而靠低速侧的变速比的情况下，所述变速控制部执行所述判断出的升档，并且，在所述叠降控制为执行状态，且所述无级变速机构的变速比是被设为与所述第一预定变速比相比而靠高速侧的第二预定变速比或者是与所述第二预定变速比相比而靠低速侧的变速比的情况下，所述变速控制部执行所述判断出的升档。
此外，第二发明为，在所述第一发明所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述预定低速侧变速比为，预先确定的所述无级变速机构的最低速侧变速比，或者，为预先确定的所述最低速侧变速比以及所述最低速侧变速比附近的变速比。
此外，第三发明为，在所述第一发明或者第二发明所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述第一预定变速比为，能够判断出所述无级变速机构的变速比成为所述预定低速侧变速比的、预先确定的所述无级变速机构的高速侧的极限变速比。
此外，第四发明为，在从所述第一发明至第三发明中的任意一项所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述第二预定变速比为，能够容许所述叠降控制的执行的、预先确定的所述无级变速机构的高速侧的极限变速比。
此外，第五发明为，在从所述第一发明至第四发明中的任意一项所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述叠降控制为执行状态是指，所述叠降控制为执行中的状态，或者，能够视为所述叠降控制处于执行中的、在预先确定的所述叠降控制结束后预定时间以内的、所述叠降控制刚刚完成后的状态。
此外，第六发明为，在从所述第一发明至第五发明中的任意一个所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述第一动力传递路径为，通过设置在所述第一动力传递路径上的第一卡合装置的卡合而形成的路径，所述第二动力传递路径为，通过设置在所述第二动力传递路径上的第二卡合装置的卡合而形成的路径，所述变速控制部通过由所述第一卡合装置的卡合和所述第二卡合装置的释放所实现的有级变速控制来执行所述车辆用动力传递装置的降档，并且通过由所述第一卡合装置的释放和所述第二卡合装置的卡合的有级变速控制而执行所述车辆用动力传递装置的升档。
此外，第七发明为，在所述第六发明所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，在所述叠降控制为执行状态，且所述无级变速机构的变速比是所述第二预定变速比或者与所述第二预定变速比相比而靠低速侧的变速比的情况下，所述变速控制部利用以如下方式进行了补正的所述第二卡合装置的卡合压来执行所述判断出的升档，即，所述第二卡合装置的卡合压是以使所述无级变速机构的变速比越靠高速侧的变速比而越是减小的方式进行了补正的卡合压。
此外，第八发明为，在所述第七发明所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述变速控制部在所述判断出的所述车辆用动力传递装置的升档是随着驱动要求量的下降而判断出的所述车辆用动力传递装置的无动力升档时，通过在所述第二卡合装置的转速差成为能够判断所述第二卡合装置处于同步状态的预先确定的第一预定转速差以内之后使第二卡合装置的卡合压逐渐增压，从而使述第二卡合装置的卡合，所述变速控制部利用以如下方式进行了补正的所述第二卡合装置的卡合压来执行所述判断的无动力升档，即，所述第二卡合装置的卡合压以所述第二卡合装置的卡合压的逐渐增加的开始时间点处的所述无级变速机构的变速比越为高速侧的变速比则越将在使所述第二卡合装置的卡合压逐渐增加时的梯度减小从而进行所述变小的方式而进行了补正。
此外，第九发明为，在所述第六发明中记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述第二卡合装置为摩擦卡合装置，在所述叠降控制为执行状态，并且，所述无级变速机构的变速比为所述第二预定变速比或者与所述第二预定变速比相比而靠低速侧的变速比，且所述第二卡合装置的转速差小于能够容许所述第二卡合装置的发热的预先确定的第二预定转速差的情况下，所述变速控制部执行所述判断出的升档。
此外，第十发明为，在所述第一发明至第九发明中的任意一个所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述变速控制部在所述叠降控制为执行状态，并且，所述无级变速机构的变速比为所述第二预定变速比或者与所述第二预定变速比相比而靠低速侧的变速比的情况下执行所述判断出的升档时，继续执行将所述无级变速机构的变速比设为所述预定低速侧变速比的所述无级变速机构的降档。
此外，第十一发明为，在所述第一发明至第十发明中的任意一项所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述叠降控制中的所述车辆用动力传递装置的降档为，随着驱动要求量的增加而判断出的有动力降档。
此外，第十二发明为，在所述第一发明至第十一发明中的任意一项所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述无级变速机构为，在主滑轮与次级带轮之间绕挂有传递要素的带式的无级变速器。
发明效果
根据上述第一发明，由于当判断出车辆用动力传递装置的升档时，当叠降控制为执行状态，且无级变速机构的变速比为第二预定变速比或者与第二预定变速比相比而靠低速侧的变速比的情况下执行该判断出的升档，因此相对于在叠降(lap-down)控制为执行状态时无级变速机构的变速比未成为第一预定变速比或者与第一预定变速比相比而靠低速侧的变速比的可能性较高的情况，即使无级变速机构的变速比未成为第一预定变速比或者与第一预定变速比相比而靠低速侧的变速比，也能够执行车辆用动力传递装置的升档。因此，在执行车辆用动力传递装置的升档时，能够抑制驾驶员的不适感。
此外，根据所述第二发明，由于所述预定低速侧变速比是预先确定的无级变速机构的最低速侧变速比或者是该最低速侧变速比以及该最低速侧变速比附近的变速比，因此能够通过叠降控制而易于准备下一次的车辆用动力传递装置的升档。
此外，根据上述第三发明，由于所述第一预定变速比是能够判断出无级变速机构的变速比成为所述预定低速侧变速比的、预先确定的无级变速机构的高速侧的极限变速比，因此相对于在叠降控制为执行状态时无级变速机构的变速比未成为预定低速侧变速比的可能性较高的情况，即使无级变速机构的变速比未成为预定低速侧变速比，也能够执行车辆用动力传递装置的升档。
此外，根据上述第四发明，由于所述第二预定变速比是能够容许叠降控制的执行的、预先确定的无级变速机构的高速侧的极限变速比，因此易于执行在叠降控制为执行状态时判断出的车辆用动力传递装置的升档。
此外，根据上述第五发明，由于所述叠降控制为执行状态是指，叠降控制为实施中的状态，或者，能够视为所述叠降控制处于执行中的叠降控制刚刚完成后的状态，因此相对于在叠降控制为执行状态时无级变速机构的变速比未成为第一预定变速比或者与第一预定变速比相比而靠低速侧的变速比的可能性较高的情况，即使无级变速机构的变速比未成为第一预定变速比或者与第一预定变速比相比而靠低速侧的变速比，也能够执行车辆用动力传递装置的升档。
此外，根据上述第六发明，在执行由第一卡合装置的释放和第二卡合装置的卡合所实现的车辆用动力传递装置的升档的情况下，能够抑制驾驶员的不适感。
此外，根据上述第七发明，由于利用以如下方式进行了补正的第二卡合装置的卡合压来执行叠降控制为执行状态时判断出的车辆用动力传递装置的升档，即，所述第二卡合装置的卡合压以使无级变速机构的变速比越靠高速侧的变速而越是变小的方式进行了补正，因此，能够对随着第二卡合装置的卡合而形成的冲击进行抑制。
此外，根据上述第八发明，由于利用以如下方式进行了补正的第二卡合装置的卡合压来执行在叠降控制为执行状态时所判断出的无动力升档，即，所述第二卡合装置的卡合压以第二卡合装置的卡合压的逐渐增加的开始时间点处的无级变速机构的变速比越为高速侧的变速比则越将在使第二卡合装置的卡合压时逐渐增加的梯度减小从而进行所述变小的方式而进行了补正，因此能够确切地抑制随着第二卡合装置的卡合的冲击。
此外，根据所述第九发明，由于在作为摩擦卡合装置的第二卡合装置的转速差与能够容许第二卡合装置的发热的预先确定的第二预定转速差相比而较小的情况下执行在叠降控制为执行状态时被判断出的车辆用动力传递装置的升档，因此能够抑制因第二卡合装置的发热所导致的耐久性的下降。
此外，根据上述第十发明，由于在执行当叠降控制为执行状态时所判断出的车辆用动力传递装置的升档时继续执行将无级变速机构的变速比设为预定低速侧变速比的无级变速机构的降档，因此易于使第二卡合装置成为同步状态，或者，易于抑制第二卡合装置的转速差。
此外，根据上述第十一发明，由于所述叠降控制中的车辆用动力传递装置的降档为有动力降档，因此即使在无级变速机构的变速比未被设为预定低速侧变速比的状态下也能够执行该有动力降档。因此，能够与冲击的抑制相比而使加速响应性优先。
此外，根据上述第十二发明，在执行并列设置了第一动力传递路径和第二动力传递路径的车辆用动力传递装置的升档的情况下，能够抑制驾驶员的不适感，所述第一动力传递路径为经由具有齿轮级的齿轮机构的路径，所述第二动力传递路径为经由带式的无级变速器的路径。
附图说明
图1为对应用了本发明的车辆的示意结构进行说明的图，并且为对车辆中的用于各种控制的控制功能以及控制***的主要部分进行说明的图。
图2为对电子控制装置的控制动作的主要部分、即用于在执行动力传递装置的有级升档的情况下对驾驶员的不适感进行抑制的控制动作进行说明的流程图。
图3为表示执行了图2的流程图所示的控制动作时的时序图的一个示例的图。
图4为对电子控制装置的控制动作的主要部分、即用于在执行动力传递装置的有级升档的情况下对驾驶员的不适感进行抑制的控制动作进行说明的流程图，且为与图2的流程图不同的实施方式。
图5为表示执行了图4的流程图所示的控制动作的情况下的时序图的一个示例的图。
具体实施方式
在本发明的实施方式中，输入侧的滑轮即所述主滑轮与输出侧的滑轮即所述次级带轮分别例如具有：固定槽轮；可动槽轮；液压致动器，其赋予用于对该固定槽轮以及可动槽轮之间的槽宽度进行变更的推力。具备所述车辆用动力传递装置的车辆具备液压控制回路，其对作为向所述液压致动器所供给的工作液压的滑轮液压分别独立地进行控制。该液压控制回路也可以被构成为通过对例如向所述液压致动器的工作油的流量进行控制而结果产生滑轮液压。通过这种液压控制回路，对所述主滑轮以及所述次级带轮中的各推力(＝滑轮液压×受压面积)分别进行控制，从而以在防止所述无级变速机构的带打滑的同时实现目标变速的方式来执行变速控制。绕挂于所述主滑轮以及所述次级带轮的所述传递要素为：无端环状的压缩式的传动带，其具有无端环状的箍(hoop)和沿着该箍在厚度方向上多片连接的作为厚壁板片状的块(block)的元件；或者构成交替重叠的链板的端部通过连结销相互连结而成的无端环状的环链的牵引式的传动带等。所述无级变速机构为公知的带式的无级变速机。广义上该带式的无级变速器的概念包括链式的无级变速器。
另外，所述动力源例如是通过燃料的燃烧而产生动力的汽油发动机、柴油发动机等发动机。另外，作为所述动力源，所述车辆除了该发动机之外还可以另外具备电动机等，或者具备电动机等来代替该发动机。
以下，参照附图，对本发明的实施例进行详细说明。
[实施例1]
图1是对应用了本发明的车辆10的示意结构进行说明的图，并且是对车辆10中的用于各种控制的控制功能以及控制***的主要部分进行说明的图。在图1中，车辆10具备：起到动力源的作用的发动机12、驱动轮14、被设于发动机12与驱动轮14之间的动力传递路径上的车辆用动力传递装置16。以下，将车辆用动力传递装置16称为动力传递装置16。
动力传递装置16具备：在作为非旋转部件的壳体18内，连结于发动机12的作为流体式传动装置的公知的变矩器20、连结于变矩器20的输入轴22、连结于输入轴22的无级变速机构24、同样连结于输入轴22的前进后退切换装置26、经由前进后退切换装置26与输入轴22连结且与无级变速机构24并列设置的齿轮机构28、无级变速机构24以及齿轮机构28共同的输出旋转部件即输出轴30、副轴32、由相对于输出轴30以及副轴32分别以不能相对旋转的方式设置且啮合的一对齿轮组成的减速齿轮装置34、被设为相对于副轴32不能相对旋转的齿轮36、连结于齿轮36的差速器齿轮38等。另外，动力传递装置16具备连结于差速器齿轮38的左右的车轴40。输入轴22是对发动机12的动力进行传递的输入旋转部件。输出轴30是向驱动轮14输出发动机12的动力的输出旋转部件。所述动力在没有特别进行区分的情况下与转矩、力意思相同。
在如此构成的动力传递装置16中，从发动机12输出的动力依次经由变矩器20、前进后退切换装置26、齿轮机构28、减速齿轮装置34、差速器齿轮38、车轴40等，向左右的驱动轮14进行传递。或者，在动力传递装置16中，从发动机12输出的动力依次经由变矩器20、无级变速机构24、减速齿轮装置34、差速器齿轮38、车轴40等，向左右的驱动轮14进行传递。
如上所述，动力传递装置16具备被并列地设置在发动机12与驱动轮14之间的动力传递路径PT上的齿轮机构28以及无级变速机构24。具体来说，动力传递装置16具备被并列地设置在输入轴22与输出轴30之间的动力传递路径PT上的齿轮机构28以及无级变速机构24。也就是说，动力传递装置16具备被并列地设置在输入轴22与输出轴30之间的、能够分别将发动机12的动力从输入轴22向输出轴30进行传递的多条动力传递路径。多条动力传递路径具有：经由齿轮机构28的第一动力传递路径PT1、经由无级变速机构24的第二动力传递路径PT2。即，动力传递装置16在输入轴22与输出轴30之间并列地具备多条动力传递路径、即第一动力传递路径PT1与第二动力传递路径PT2。第一动力传递路径PT1是将发动机12的动力从输入轴22经由齿轮机构28向驱动轮14进行传递的动力传递路径。第二动力传递路径PT2是将发动机12的动力从输入轴22经由无级变速机构24向驱动轮14进行传递的动力传递路径。
在动力传递装置16中，将发动机12的动力向驱动轮14进行传递的动力传递路径根据车辆10的行驶状态而在第一动力传递路径PT1与第二动力传递路径PT2之间切换。因此，动力传递装置16具备选择性地形成第一动力传递路径PT1与第二动力传递路径PT2的多个卡合装置。多个卡合装置包括：第一离合器C1、第一制动器B1、以及第二离合器C2。第一离合器C1是被设置于第一动力传递路径PT1上并选择性地对第一动力传递路径PT1进行连接或切断的卡合装置，是在前进时通过卡合而形成第一动力传递路径PT1的第一卡合装置。第一制动器B1是被设置于第一动力传递路径PT1上并选择性地对第一动力传递路径PT1进行连接或切断的卡合装置，是在后退时通过卡合而形成第一动力传递路径PT1的卡合装置。通过第一离合器C1或第一制动器B1的卡合而形成第一动力传递路径PT1。第二离合器C2是被设置于第二动力传递路径PT2上并选择性地对第二动力传递路径PT2进行连接或切断的卡合装置，是通过卡合而形成第二动力传递路径PT2的第二卡合装置。通过第二离合器C2的卡合而形成第二动力传递路径PT2。第一离合器C1、第一制动器B1、以及第二离合器C2都是通过液压致动器进行摩擦卡合的公知的液压式的湿式的摩擦接合装置。第一离合器C1以及第一制动器B1如后文所述，分别是构成前进后退切换装置26的要素之一。
发动机12具备发动机控制装置42，发动机控制装置42具有电子节气装置、燃料喷射装置、点火装置等发动机12的输出控制所需要的各种设备。发动机12通过后述的电子控制单元90，根据与驾驶员对车辆10的驱动要求量对应的加速踏板的操作量即加速器操作量θacc对发动机控制装置42进行控制，从而对发动机转矩Te进行控制。
变矩器20具备：连结于发动机12的泵叶轮20p、以及连结于输入轴22的涡轮叶轮20t。动力传递装置16具备连结于泵叶轮20p的机械式的机油泵44。机油泵44通过由发动机12进行旋转驱动，而将用于对无级变速机构24进行变速控制、产生无级变速机构24中的带夹持压力、或者对所述多个卡合装置各自的卡合或释放等工作状态进行切换的工作液压的初始压力供给到车辆10所具备的液压控制回路46。
前进后退切换装置26具备：双小齿轮型的行星齿轮装置26p、第一离合器C1、以及第一制动器B1。行星齿轮装置26p是具有作为输入要素的行星齿轮架26c、作为输出要素的太阳齿轮26s、作为反作用力要素的内啮合齿轮26r这三个旋转要素的差动机构。行星齿轮架26c连结于输入轴22。内啮合齿轮26r经由第一制动器B1而选择性地连结于壳体18。太阳齿轮26s连结于小径齿轮48，小径齿轮48被设置为围绕输入轴22而与该输入轴22同轴心且能够相对于该输入轴22相对旋转。行星齿轮架26c与太阳齿轮26s经由第一离合器C1选择性地被连结。
齿轮机构28具备：小径齿轮48、齿轮机构副轴50、被设置为围绕齿轮机构副轴50而与该齿轮机构副轴50同轴心且不能相对于该齿轮机构副轴50相对旋转并与小径齿轮48啮合的大径齿轮52。大径齿轮52的直径比小径齿轮48大。另外，齿轮机构28具备：被设置为围绕齿轮机构副轴50而与该齿轮机构副轴50同轴心且能够相对于该齿轮机构副轴50相对旋转的惰轮54；被设置为围绕输出轴30而与该输出轴30同轴心且不能相对于该输出轴30相对旋转并与惰轮54啮合的输出齿轮56。输出齿轮56的直径比惰轮54大。因此，齿轮机构28在输入轴22与输出轴30之间的动力传递路径PT中形成一个齿轮级。齿轮机构28是具有齿轮级的齿轮机构。齿轮机构28还具备围绕齿轮机构副轴50且被设置在大径齿轮52与惰轮54之间并对它们之间的动力传递路径选择性地进行连接、切断的啮合式离合器D1。啮合式离合器D1是对第一动力传递路径PT1选择性地进行连接、切断的卡合装置，是通过卡合而形成第一动力传递路径PT1的卡合装置。啮合式离合器D1是通过与第一离合器C1或者第一制动器B1一同卡合来形成第一动力传递路径PT1的卡合装置，被包括在所述多个卡合装置中。啮合式离合器D1由动力传递装置16所具备的未图示的液压致动器的工作来切换工作状态。
第一动力传递路径PT1通过啮合式离合器D1与设置在比啮合式离合器D1更靠近输入轴22侧的第一离合器C1或第一制动器B1一同卡合而形成。通过第一离合器C1的卡合而形成前进用的动力传递路径，另一方面，通过第一制动器B1的卡合而形成后退用的动力传递路径。在动力传递装置16中，如果形成第一动力传递路径PT1，那么成为能够将发动机12的动力从输入轴22经由齿轮机构28向输出轴30传递的动力可传递状态。另一方面，如果第一离合器C1以及第一制动器B1一同被释放，或者啮合式离合器D1被释放，那么第一动力传递路径PT1成为不能进行动力传递的空档状态。
无级变速机构24具备：被设为与输入轴22同轴心且一体地连结于输入轴22的主轴58、连结于主轴58且有效直径可变的主滑轮60、被设为与输出轴30同轴心的次轴62、连结于次轴62且有效直径可变的次级带轮64、绕挂于各滑轮60、64之间的作为传递要素的传动带66。无级变速机构24是经由各滑轮60、64与传动带66之间的摩擦力而进行动力传递的公知的带式的无级变速器，将发动机12的动力向驱动轮14侧传递。所述摩擦力与夹持压力意思相同，也称为带夹持压力。该带夹持压力为无级变速机构24中的传动带66的转矩容量即带转矩容量Tcvt。
主滑轮60具备：连结于主轴58的固定槽轮60a、被设置为相对于固定槽轮60a不能绕主轴58的轴心相对旋转且能进行轴向的移动的可动槽轮60b、对于可动槽轮60b赋予主推力Wpri的液压致动器60c。主推力Wpri是用于变更固定槽轮60a与可动槽轮60b之间的V槽宽度的主滑轮60的推力(＝主压Ppri×受压面积)。也就是说，主推力Wpri是通过液压致动器60c赋予的对传动带66进行夹压的主滑轮60的推力。主压Ppri是通过液压控制回路46向液压致动器60c供给的液压，是产生主推力Wpri的滑轮液压。另外，次级带轮64具备：连结于次轴62的固定槽轮64a、被设置为相对于固定槽轮64a不能绕次轴62的轴心相对旋转且能进行轴向的移动的可动槽轮64b、对于可动槽轮64b赋予次级推力Wsec的液压致动器64c。次级推力Wsec是用于变更固定槽轮64a与可动槽轮64b之间的V槽宽度的次级带轮64的推力(＝次级压Psec×受压面积)。也就是说，次级推力Wsec是通过液压致动器64c赋予的对传动带66进行夹压的次级带轮64的推力。次级压Psec是通过液压控制回路46向液压致动器64c供给的液压，是产生次级推力Wsec的滑轮液压。
在无级变速机构24中，通过被后述的电子控制装置90驱动的液压控制回路46而对主压Ppri以及次级压Psec分别进行调压控制，从而分别对主推力Wpri以及次级推力Wsec进行控制。由此，在无级变速机构24中，各滑轮60、64的V槽宽度发生变化而变更传动带66的绕挂直径(＝有效直径)，变速比γcvt(＝主转速Npri/次级转速Nsec)产生变化，并且以传动带66不发生打滑的方式对带夹持压力进行控制。也就是说，通过分别对主推力Wpri以及次级推力Wsec进行控制，而在防止传动带66的打滑即带打滑的同时使无级变速机构24的变速比γcvt成为目标变速比γcvtt。另外，主转速Npri为主轴58的转速，次级转速Nsec为次轴62的转速。
在无级变速机构24中，如果提高主压Ppri，那么主滑轮60的V槽宽度变窄，变速比γcvt变小。变速比γcvt变小意味着无级变速机构24升档。在无级变速机构24中，在主滑轮60的V槽宽度最小时，形成最高速侧变速比γmin。该最高速侧变速比γmin是通过无级变速机构24所能形成的变速比γcvt的范围中的成为最高车速侧的最高车速侧的变速比γcvt，是变速比γcvt成为最小的值的最小变速比。另一方面，在无级变速机构24中，如果降低主压Ppri，那么主滑轮60的V槽宽度变宽，变速比γcvt变大。变速比γcvt变大意味着无级变速机构24降档。在无级变速机构24中，在主滑轮60的V槽宽度最大时，形成最低速侧变速比γmax。该最低速侧变速比γmax是通过无级变速机构24所能形成的变速比γcvt的范围中的成为最低车速侧的最低车速侧的变速比γcvt，是变速比γcvt成为最大的值的最大变速比。此外，在无级变速机构24中，通过主推力Wpri与次级推力Wsec防止带打滑的同时，以主推力Wpri与次级推力Wsec的相互关系来实现目标变速比γcvtt，并非仅通过一方的推力来实现目标的变速。通过变更各滑轮60、64的推力比τ(＝Wsec/Wpri)来变更无级变速机构24的变速比γcvt。例如，该推力比τ越大，变速比γcvt越大。
输出轴30被配置为相对于次轴62同轴心且能够相对旋转。第二离合器C2被设于次级带轮64与输出轴30之间的动力传递路径上。第二动力传递路径PT 2通过第二离合器C2卡合而形成。在动力传递装置16中，如果形成第二动力传递路径PT2，那么成为能够将发动机12的动力从输入轴22经由无级变速机构24向输出轴30传递的动力可传递状态。另一方面，如果第二离合器C2被释放，那么第二动力传递路径PT2成为空档状态。
在动力传递装置16中，第一动力传递路径PT1中的变速比γgear(＝输入轴转速Nin/输出轴转速Nout)即齿轮机构28的变速比EL被设定为，比第二动力传递路径PT2中的最大变速比即无级变速机构24的最低速侧变速比γmax更大的值。即，变速比EL被设定为比最低速侧变速比γmax更靠近低速侧的变速比。齿轮机构28的变速比EL相当于动力传递装置16中的第一变速比γ1，无级变速机构24的最低速侧变速比γmax相当于动力传递装置16中的第二变速比γ2。这样，第二动力传递路径PT2形成与第一动力传递路径PT1相比而靠高速侧的变速比。另外，输入轴转速Nin为输入轴22的转速，输出轴转速Nout为输出轴30的转速。
在车辆10中，能选择性地进行齿轮行驶模式下的行驶与带行驶模式下的行驶。齿轮行驶模式是用第一动力传递路径PT1进行行驶的行驶模式，是在动力传递装置16中形成第一动力传递路径PT1的状态下的行驶模式。带行驶模式是用第二动力传递路径PT2进行行驶的行驶模式，是在动力传递装置16中形成第二动力传递路径PT2的状态下的行驶模式。在齿轮行驶模式中，在设为能够进行前进行驶的情况下，第一离合器C1以及啮合式离合器D1被卡合，并且第二离合器C2以及第一制动器B1被释放。在齿轮行驶模式中，在设为能够进行后退行驶的情况下，第一制动器B1以及啮合式离合器D1被卡合，且第二离合器C2以及第一离合器C1被释放。在带行驶模式中，第二离合器C2被卡合并且第一离合器C1以及第一制动器B1被释放。在该带行驶模式中，能进行前进行驶。
在包括车辆停止中在内的较低车速区域中选择齿轮行驶模式。在包括中车速区域在内的较高车速区域中选择带行驶模式。在带行驶模式中的中车速区域下的带行驶模式中，啮合式离合器D1被卡合，另一方面，在带行驶模式中的高车速区域下的带行驶模式中，啮合式离合器D1被释放。在高车速区域下的带行驶模式下啮合式离合器D1被释放是为了，消除带行驶模式下的行驶中的齿轮机构28等的拖拽，并且防止在高车速下齿轮机构28、作为行星齿轮装置26p的构成部件的例如小齿轮等的高速旋转。
车辆10具备作为控制器的电子控制装置90，电子控制装置90包括动力传递装置16的控制装置。电子控制装置90被构成为包括具备例如CPU、RAM、ROM、输入输出接口等的所谓的微型计算机，CPU利用RAM的临时存储功能且根据预先存储在ROM中的程序进行信号处理从而执行车辆10的各种控制。电子控制装置90执行发动机12的输出控制、无级变速机构24的变速控制和带夹持压力控制、对所述多个卡合装置(C1、B1、C2、D1)的各自的工作状态进行切换的液压控制等。电子控制装置90根据需要分别构成为发动机控制用、液压控制用等。
车辆10所具备的各种传感器等(例如，各种转速传感器70、72、74、76、加速器操作量传感器78、节气门开度传感器80、档位传感器82)所得的各种检测信号等(例如，发动机转速Ne、与输入轴转速Nin同值的主转速Npri、次级转速Nsec、与车速V对应的输出轴转速Nout、表示驾驶员的加速操作的大小的加速器操作量θacc、节气门开度tap、车辆10所具备的换档杆84的操作位置POSsh等)分别供给到电子控制装置90。另外，从电子控制装置90对车辆10所具备的各装置(例如，发动机控制装置42、液压控制回路46等)分别输出各种指令信号(例如，用于对发动机12进行控制的发动机控制指令信号Se、用于对无级变速机构24的变速和带夹持压力等进行控制的液压控制指令信号Scvt、用于对所述多个卡合装置各自的工作状态进行控制的液压控制指令信号Scbd等)。此外，输入轴转速Nin(＝主转速Npri)也是涡轮转速，另外，主转速Npri也是主滑轮60的转速，另外，次级转速Nsec也是次级带轮64的转速。
换档杆84的操作位置POSsh例如是P、R、N、D操作位置。P操作位置是动力传递装置16成为空档状态且输出轴30以不能旋转的方式而被机械固定的、选择动力传递装置16的P位置的驻车操作位置。动力传递装置16的空档状态例如通过第一离合器C1、第一制动器B1以及第二离合器C2一同被释放来实现。R操作位置是在齿轮行驶模式下能够进行后退行驶的、选择动力传递装置16的R位置的后退行驶操作位置。N操作位置是动力传递装置16成为空档状态的、选择动力传递装置16的N位置的空档操作位置。D操作位置是在齿轮行驶模式下能够进行前进行驶或者在带行驶模式下执行无级变速机构24的自动变速控制而能够进行前进行驶的、选择动力传递装置16的D位置的前进行驶操作位置。
为了实现车辆10中的各种控制，电子控制装置90具备：发动机控制单元即发动机控制部92、变速控制单元即变速控制部94、以及状态判断单元即状态判断部96。
发动机控制部92通过对预先通过实验或设计而求得并存储的关系即预先确定的关系即例如驱动力映射应用加速器操作量θacc以及车速V，而对要求驱动力Fdem进行计算。发动机控制部92对得到该要求驱动力Fdem的目标发动机转矩Tet进行设定，并向发动机控制装置42输出以得到该目标发动机转矩Tet的方式对发动机12进行控制的发动机控制指令信号Se。
在车辆停止中操作位置POSsh是P操作位置或N操作位置的情况下，变速控制部94以备向齿轮行驶模式转移，而向液压控制回路46输出对啮合式离合器D1进行卡合的液压控制指令信号Scbd。在车辆停止中操作位置POSsh从P操作位置或N操作位置变为D操作位置的情况下，变速控制部94向液压控制回路46输出对第一离合器C1进行卡合的液压控制指令信号Scbd。由此，行驶模式向能够进行前进行驶的齿轮行驶模式转移。在车辆停止中操作位置POSsh从P操作位置或N操作位置变为R操作位置的情况下，变速控制部94向液压控制回路46输出对第一制动器B1进行卡合的液压控制指令信号Scbd。由此，行驶模式向能够进行后退行驶的齿轮行驶模式转移。
在操作位置POSsh是D操作位置的情况下，变速控制部94执行对齿轮行驶模式与带行驶模式进行切换的切换控制。具体来说，变速控制部94通过对具有用于对与齿轮行驶模式中的齿轮机构28的变速比EL对应的第一变速级和与带行驶模式中的无级变速机构24的最低速侧变速比γmax对应的第二变速级进行切换的预定的滞后的、作为预先确定的关系即有级变速映射的升档线以及降档线应用车速V以及加速器操作量θacc而对是否需要变速进行判断，并基于其判断结果对行驶模式进行切换。
变速控制部94在齿轮行驶模式下的行驶中判断出升档而向带行驶模式切换的情况下，向液压控制回路46输出进行以释放第一离合器C1且卡合第二离合器C2的方式对离合器进行切换的离合器到离合器变速的液压控制指令信号Scbd。由此，动力传递装置16中的动力传递路径PT从第一动力传递路径PT1向第二动力传递路径PT2切换。这样，变速控制部94通过第一离合器C1的释放和第二离合器C2的卡合所实现的有级变速控制来执行从形成了第一动力传递路径PT1的状态即齿轮行驶模式向形成了第二动力传递路径PT2的状态即带行驶模式切换的动力传递装置16的升档。在本实施例中，将从齿轮行驶模式向带行驶模式切换的动力传递装置16的升档称为有级升档。
变速控制部94在齿轮行驶模式下的行驶中判断出降档而向齿轮行驶模式切换的情况下，向液压控制回路46输出进行以释放第二离合器C2且卡合第一离合器C1的方式对离合器进行切换的离合器到离合器变速的液压控制指令信号Scbd。由此，动力传递装置16中的动力传递路径PT从第二动力传递路径PT2向第一动力传递路径PT1切换。这样，变速控制部94通过第二离合器C2的释放和第一离合器C1的卡合所形成的有级变速控制来执行从形成了第二动力传递路径PT2的状态即带行驶模式向形成了第一动力传递路径PT1的状态即齿轮行驶模式的动力传递装置16的降档。在本实施例中，将从带行驶模式向齿轮行驶模式切换的动力传递装置16的降档称为有级降档。
在对齿轮行驶模式与带行驶模式进行切换的切换控制中，通过经由啮合式离合器D1被卡合的中车速区域下的带行驶模式的状态而只进行上述离合器到离合器变速所实现的转矩的交换就能对第一动力传递路径PT1与第二动力传递路径PT2进行切换，因此可抑制切换冲击。
变速控制部94在带行驶模式中，向液压控制回路46输出以无级变速机构24的带不发生打滑且达成无级变速机构24的目标变速比γcvtt的方式对主压Ppri及次级压Psec进行控制的液压控制指令信号Scvt，执行无级变速机构24的变速。
具体来说，变速控制部94通过对预先确定的关系即例如CVT变速映射应用加速器操作量θacc以及车速V，而对目标主转速Nprit进行计算。变速控制部94基于目标主转速Nprit对目标变速比γcvtt(＝Nprit/Nsec)进行计算。变速控制部94通过对预先确定的关系即例如发动机转矩映射应用节气门开度tap以及发动机转速Ne，而对发动机转矩Te的推定值进行计算。变速控制部94基于发动机转矩Te的推定值与预先确定的关系即例如变矩器20的特性，而对涡轮转矩Tt进行计算。变速控制部94用涡轮转矩Tt作为对主滑轮60输入的输入转矩即主输入转矩Tpri。主输入转矩Tpri是主轴58中的转矩。变速控制部94通过对预先确定的关系即推力比映射应用目标变速比γcvtt以及转矩比，而对用于实现目标变速比γcvtt的推力比τ进行计算。该转矩比是上述被计算出的主输入转矩Tpri与预先确定的能对主滑轮60输入的极限的转矩Tprilim之比(＝Tpri/Tprilim)。变速控制部94对用于达成该推力比τ的目标主推力Wprit以及目标次级推力Wsect进行计算。如果一个推力被确定，那么基于用于实现目标变速比γcvtt的推力比τ，另一个推力也被确定。变速控制部94将目标主推力Wprit以及目标次级推力Wsect分别变换为目标主压Pprit(＝Wprit/受压面积)以及目标次级压Psect(＝Wsect/受压面积)。变速控制部94向液压控制回路46输出以得到目标主压Pprit与目标次级压Psect的方式对主压Ppri与次级压Psec进行控制的液压控制指令信号Scvt。液压控制回路46根据该液压控制指令信号Scvt，使各电磁阀进行工作而对主压Ppri以及次级压Psec进行调压。此外，在上述无级变速机构24的变速控制的说明中，为了方便，对于用于将目标变速比γcvtt维持为恒定的推力进行了描述。在无级变速机构24的变速过渡中，在该用于维持为恒定的推力上加上用于实现目标的升档或目标的降档的推力。
在目标主推力Wprit以及目标次级推力Wsect的计算中，考虑为了以最小必要限度的推力防止无级变速机构24的带打滑所必要的推力即必要推力。该必要推力是无级变速机构24刚要发生打滑之前的推力即打滑极限推力。
变速控制部94对主滑轮60的极限推力即主极限推力Wprilim、以及次级带轮64的极限推力即次级极限推力Wseclim进行设定。变速控制部94用下式(1)对主极限推力Wprilim进行设定。变速控制部94用下式(2)对次级极限推力Wseclim进行设定。在下式(1)以及下式(2)中，“α”表示各滑轮60、64的槽轮角，“μ”表示带元件与槽轮之间的摩擦系数，“Rpri”表示基于无级变速机构24的变速比γcvt所计算出的主滑轮60侧的带绕挂直径，“γcvt×Tpri”表示对次级带轮64输入的转矩，“Rsec”表示基于无级变速机构24的变速比γcvt所计算出的次级带轮64侧的带绕挂直径。
Wprilim＝(Tpri×cosα)/(2×μ×Rpri)...(1)
Wseclim＝(γcvt×Tpri×cosα)/(2×μ×Rsec)...(2)
变速控制部94基于用于实现主极限推力Wprilim以及目标变速比γcvtt的推力比τ，而对为了变速控制所必要的次级带轮64的推力即次级变速控制推力Wsecsh(＝τ×Wprilim)进行计算。变速控制部94将次级极限推力Wseclim以及次级变速控制推力Wsecsh中的较大的一方设定为目标次级推力Wsect。变速控制部94基于用于实现目标次级推力Wsect以及目标变速比γcvtt的推力比τ，对目标主推力Wprit(＝Wsect/τ)进行计算。
在此，关于动力传递装置16的有级变速控制即有级升档、有级降档，如果考虑控制性，那么与公知的有级变速器那样在各个变速比被固定的两个齿轮级之间的有级变速控制同样地，优选为，在齿轮机构28的变速比EL与预先确定的无级变速机构24的变速比γcvt之间实施变速。在本实施例中，考虑动力传递装置16的有级变速控制时的主转速Npri的变化量的抑制、或者驱动力的连续性等，将上述预先确定的无级变速机构24的变速比γcvt设为预定低速侧变速比γlowf，所述预定低速侧变速比γlowf成为与齿轮机构28的变速比EL比较接近的变速比γcvt。主转速Npri的变化量的抑制，例如与对第二离合器C2的卡合时的发热量进行抑制的情况相关连。在本实施例中，预定低速侧变速比γlowf为预先确定的无级变速机构24的最低速侧变速比γmax。
在动力传递装置16的有级降档是随着驱动要求量例如加速器操作量θacc的增加而被判断出的有动力降档的情况下，优选为，与冲击的抑制相比而使加速响应性优先。因此，在动力传递装置16的有级降档为有动力降档的情况下，即使在无级变速机构24的变速比γcvt未成为最低速侧变速比γmax的状态下，变速控制部94也会执行有级降档。此时，变速控制部94以在动力传递装置16的有级降档的同时将无级变速机构24的变速比γcvt设为最低速侧变速比γmax的方式进行控制。这样，变速控制部94执行叠降控制，所述叠降控制为叠加实施动力传递装置16的有级降档和将无级变速机构24的变速比γcvt设为最低速侧变速比γmax的无级变速机构24的降档的控制。叠降控制中的动力传递装置16的有级降档为有动力降档。
但是，当叠降控制为执行状态时，存在随着驱动要求量例如加速器操作量θacc的降低而判断出成为动力传递装置16的无动力升档的有级升档的情况。在这种情况下，如果直到无级变速机构24的变速比γcvt成为最低速侧变速比γmax为止才执行该判断出的有级升档，则有可能出现发动机转速Ne暂时性地居高不下的情况，从而有可能给驾驶员带来不适感。也就是说，虽然在驾驶员进行了返回加速器踏板的操作时期待着发动机转速Ne下降，但是如果有级升档未开始，则会出现发动机转速Ne被提升为随着有级降档而形成的齿轮机构28的变速比EL中的同步转速的情况，从而有可能给驾驶员带来不适感。
因此，变速控制部94在无级变速机构24的变速比γcvt为最低速侧变速比γmax的状态时作为通常的有级升档来执行有级升档。除此之外，只要是在叠降控制为执行状态时判断出的有级升档，则即使无级变速机构24的变速比γcvt不是最低速侧变速比γmax的状态时，变速控制部94也会执行有级升档。
具体来说，在通过变速控制部94而判断出了动力传递装置16的有级升档时，状态判断部96对无级变速机构24的变速比γcvt是否为第一预定变速比γcvtf1或者与第一预定变速比γcvtf1相比而靠低速侧的变速比进行判断。也就是说，状态判断部96对无级变速机构24的变速比γcvt是否为第一预定变速比γcvtf1以上的值进行判断。第一预定变速比γcvtf1为，能够判断出无级变速机构24的变速比γcvt成为最低速侧变速比γmax的预先确定的无级变速机构24的高速侧的极限变速比。
另外，在通过变速控制部94而判断出了动力传递装置16的有级升档时，状态判断部96对变速控制部94所进行的叠降控制是否为执行状态且无级变速机构24的变速比γcvt是否为第二预定变速比γcvtf2或者与第二预定变速比γcvtf2相比而靠低速侧的变速比进行判断。也就是说，状态判断部96对叠降控制是否为执行状态且无级变速机构24的变速比γcvt是否为第二预定变速比γcvtf2以上的值进行判断。第二预定变速比γcvtf2被设为与第一预定变速比γcvtf1相比而靠高速侧的变速比。例如，考虑与叠降控制的匹配性，将第二预定变速比γcvtf2设为能够容许叠降控制的执行的预先确定的无级变速机构24的高速侧的极限变速比。
上述的叠降控制为执行状态是指，叠降控制为实施中的状态，或者，是在能够视为叠降控制的执行中的、预先确定的叠降控制结束后预定时间以内的叠降控制刚完成后的状态。考虑到在叠降控制刚完成后有可能因偏差而使无级变速机构24的变速比γcvt未成为最低速侧变速比γmax，并且，由于实施与叠降控制相关联的控制而希望限定在能够视为叠降控制的实施中的范围内，因此叠降控制的执行状态包含叠降控制刚完成后的状态。
当判断出动力传递装置16的有级升档时，在通过状态判断部96而判断出无级变速机构24的变速比γcvt是第一预定变速比γcvtf1以上的值的情况下，变速控制部94实施该判断出的有级升档。在此的有级升档为上述的通常的有级升档。
当判断出动力传递装置16的有级升档时，在通过状态判断部96而判断出叠降控制处于执行状态、且无级变速机构24的变速比γcvt为第二预定变速比γcvtf2以上的值的情况下，变速控制部94执行该判断出的有级升档。在叠降控制下的动力传递装置16执行有级降档的过渡中时，变速控制部94代替该有级降档而执行该判断出的有级升档。
在无级变速机构24的变速比γcvt与最低速侧变速比γmax相比而靠高速侧的情况下的有级升档中，与变速比γcvt为最低速侧变速比γmax的情况相比，向第二离合器C2输入的转矩减小。因此，如果以通常的有级升档来执行该情况下的有级升档，则有可能使第二离合器C2的卡合压被增大到必要以上从而使第二离合器C2发生急卡合。
当判断出动力传递装置16的有级升档时，在通过状态判断部96而判断出叠降控制为执行状态、且无级变速机构24的变速比γcvt为第二预定变速比γcvtf2以上的值的情况下，变速控制部94利用以随着无级变速机构24的变速比γcvt越为高速侧的变速比则变得越小的方式进行了补正的第二离合器C2的卡合压，来执行该判断出的有级升档。
由于在有级升档为随着驱动要求量例如加速器操作量θacc的降低而判断出的动力传递装置16的无动力升档的情况下，只要使释放侧卡合装置即第一离合器C1的卡合压降低，则会使输入轴转速Nin在过程中朝向升档后的同步转速下降，且卡合侧卡合装置即第二离合器C2被设为转速差△Nc2较小的同步状态，因此只要在第二离合器C2被设为同步状态后使第二离合器C2的卡合压上升即可。即，在判断出的有级升档为随着驱动要求量的下降而判断出的无动力升档时，变速控制部94通过在第二离合器C2的转速差△Nc2成为能够判断第二离合器C2为同步状态的预先确定的第一预定转速差△Nc2f1以内后使第二离合器C2的卡合压逐渐增压，从而使第二离合器C2卡合。在本实施例中，将第二离合器C2的转速差△Nc2称为C2转速差△Nc2。
当判断出动力传递装置16的无动力升档时，在通过状态判断部96而判断出叠降控制处于执行状态、且无级变速机构24的变速比γcvt为第二预定变速比γcvtf2以上的值的情况下，变速控制部94利用以如下方式进行了补正的第二离合器C2的卡合压来执行该判断出的无动力升档，即，所述第二离合器C2的卡合压以使第二离合器C2的卡合压的逐渐增压开始时间点处的无级变速机构24的变速比γcvt越是高速侧的变速比，则越是通过减小使第二离合器C2的卡合压逐渐增加时的梯度而变小的方式进行了补正。
在无级变速机构24的变速比γcvt不是最低速侧变速比γmax的状态时所执行的动力传递装置16的有级升档中，有可能使第二离合器C2难以成为同步状态，或者，难以抑制C2转速差△Nc2。当在叠降控制为执行状态、且无级变速机构24的变速比γcvt为第二预定变速比γcvtf2以上的值的情况下执行有级升档时，变速控制部94继续执行将无级变速机构24的变速比γcvt设为最低速侧变速比γmax的无级变速机构24的降档。
图2是对电子控制装置90的控制动作的主要部分、即用于在执行动力传递装置16的有级升档的情况下对驾驶员的不适感进行抑制的控制动作进行说明的流程图，例如在判断出动力传递装置16的有级升档的执行时被执行。图3为表示执行了图2的流程图所示的控制动作的情况下的时序图的一个示例的图。
在图2中，首先，在与状态判断部96的功能相对应的步骤(以下，省略步骤)S10中，对无级变速机构24的变速比γcvt是否为第一预定变速比γcvtf1以上的值进行判断。在该S10的判断被否定的情况下，在与状态判断部96的功能相对应的S20中，对是否是叠降控制为执行中或者刚刚完成后的状态且无级变速机构24的变速比γcvt为第二预定变速比γcvtf2以上的值进行判断。在该S20的判断被否定的情况下，返回上述S10。在上述S10的判断被肯定的情况下，在与变速控制部94的功能相对应的S30中，输出有级升档的液压控制指令信号Scbd，并执行通常的有级升档。在上述S20的判断被肯定的情况下，在与变速控制部94的功能相当对应的S40中，输出有级升档的液压控制指令信号Scbd。在该有级升档中，根据无级变速机构24的变速比γcvt而对第二离合器C2的卡合压进行补正。
图3为表示在叠降控制的执行中判断出了有级升档的执行的情况下的实施方式的一个示例。在图3中，t1时间点表示开始叠降控制的时间点。随着无级变速机构24的降档，输入轴转速Nin在沿着带行驶模式下的同步转速的同时朝向最低速侧变速比γmax时的同步转速而上升。随着动力传递装置16的有动力降档的进行，使输入轴转速Nin远离带行驶模式下的同步转速并朝向齿轮行驶模式下的同步转速上升(参照t1时间点至t2时间点)。t2时间点表示随着加速器操作量θacc的下降而判断出动力传递装置16的有级升档从而输出有级升档的液压控制指令信号Scbd的时间点。无级变速机构24的降档在有级升档的执行中也在继续，从而使带行驶模式下的输入轴转速Nin的同步转速朝向最低速侧变速比γmax时的同步转速上升。另外，随着动力传递装置16的有动力降档的进行而上升的输入轴转速Nin随着加速器操作量θacc的下降而在过程中下降(参照t2时间点至t3时间点)。如果输入轴转速Nin接近带行驶模式的同步转速且第二离合器C2接近同步状态，则开始第二离合器C2的卡合压的逐渐增加即开始扫描(参照t3时间点)。在该扫描中，根据在扫描开始时间点的无级变速机构24的变速比γcvt而对第二离合器C2的卡合压进行补正。例如，对扫描中的预定梯度乘以变速比补正项(参照t3时间点至t4时间点)。该变速比补正项例如在将最低速侧变速比γmax的时候设为“1”的情况下，则随着变速比γcvt越被设为高速侧而被设为越小的值。t4时间点为表示有级升档结束的时间点。
如上文所述，根据本实施例，由于当动力传递装置16的有级升档被判断出时，在叠降控制为执行状态、且无级变速机构24的变速比γcvt为第二预定变速比γcvtf2以上的值的情况下，执行该被判断出的有级升档，因此相对于叠降控制为执行状态时无级变速机构24的变速比γcvt未成为第一预定变速比γcvtf1以上的值的可能性较高的情况，即使无级变速机构24的变速比γcvt未成为第一预定变速比γcvtf1以上的值，也会执行该有级升档。因此，在执行动力传递装置16的有级升档的情况下，能够抑制驾驶员的不适感。
此外，根据本实施例，由于预定低速侧变速比γlowf是预先确定的无级变速机构24的最低速侧变速比γmax，因此能够通过叠降控制而准备下一次的动力传递装置16的有级升档。
此外，根据本实施例，由于第一预定变速比γcvtf1是能够判断出无级变速机构24的变速比γcvt成为最低速侧变速比γmax的预先确定的无级变速机构24的高速侧的极限变速比，因此相对于在叠降控制为执行状态时无级变速机构24的变速比γcvt未成为最低速侧变速比γmax的可能性较高的情况，即使无级变速机构24的变速比γcvt未成为最低速侧变速比γmax，也会执行动力传递装置16的有级升档。
此外，根据本实施例，由于第二预定变速比γcvtf2是能够容许叠降控制的执行的预先确定的无级变速机构24的高速侧的极限变速比，因此易于执行在叠降控制为执行状态时所判断出的动力传递装置16的有级升档。
此外，根据本实施例，由于叠降控制为执行状态是指叠降控制为执行中或者刚刚完成后的状态，因此相对于叠降控制为执行状态时无级变速机构24的变速比γcvt未成为第一预定变速比γcvtf1以上的值的可能性较高的情况，即使无级变速机构24的变速比γcvt未成为第一预定变速比γcvtf1以上的值，也会执行动力传递装置16的有级升档。
此外，根据本实施例，由于利用以随着无级变速机构24的变速比γcvt越是高速侧的变速比则越是变小的方式进行了补正的第二离合器C2的卡合压，来执行在叠降控制为执行状态时判断出的动力传递装置16的有级升档，因此能够对随着第二离合器C2的卡合而形成的冲击进行抑制。
此外，根据本实施例，由于利用以如下方式进行了补正的第二离合器C2的卡合压来执行在叠降控制为执行状态时所判断出的动力传递装置16的无动力升档，即，所述第二离合器C2的卡合压是以随着在第二离合器C2的卡合压逐渐增压的开始时间点处的无级变速机构24的变速比γcvt越是为高速侧的变速比则通过减小在使第二离合器C2的卡合压逐渐增加时的梯度从而越是变小的方式进行了补正，因此能够适当地抑制随着第二离合器C2的卡合而形成的冲击。
此外，根据本实施例，由于在执行叠降控制为执行状态时所判断出的动力传递装置16的有级升档时，会继续执行将无级变速机构24的变速比γcvt设为最低速侧变速比γmax的无级变速机构24的降档，因此易于使第二离合器C2成为同步状态，或者，易于抑制C2转速差△Nc2。
此外，根据本实施例，由于叠降控制中的动力传递装置16的有级降档为有动力降档，因此即使在无级变速机构24的变速比γcvt未被设为最低速侧变速比γmax的状态下也能够执行该有动力降档。由此，能够与冲击的抑制相比而使加速响应性优先。
接下来，对于本发明的其他的实施例进行说明，另外，在以下的说明中，对与实施例相互共同的部分标记相同的符号并省略说明。
[实施例2]
考虑到在上述的实施例1所示的叠降控制中，会因流量不足等的任何控制上的制约等而无法进行将无级变速机构24的变速比γcvt控制为最低速侧变速比γmax的降档、或者无级变速机构24反而进行升档的可能性。在这样的状态下，如果执行在叠降控制为执行状态时所判断出的动力传递装置16的有级升档，那么与适当地进行无级变速机构24的降档的状态相比，有可能使C2转速差△Nc2变大。因此，考虑到了第二离合器C2的发热超过基准的可能性。
因此，为了在对第二离合器C2的发热所导致的耐久性的降低进行抑制的同时对驾驶员的不适感进行抑制，只要C2转速差△Nc2处于能够容许第二离合器C2的发热的范围内，则变速控制部94执行在叠降控制为执行状态时判断出的动力传递装置16的有级升档。
具体而言，状态判断部96对C2转速差△Nc2是否小于能够容许第二离合器C2的发热的预先确定的第二预定转速差△Nc2f2进行判断。
当判断出动力传递装置16的有级升档时，在通过状态判断部96而判断叠降控制是执行状态、且无级变速机构24的变速比γcvt为第二预定变速比γcvtf2以上的值，并且通过状态判断部96而判断出C2转速差△Nc2小于第二预定转速差△Nc2f2的情况下，变速控制部94执行该判断出的有级升档。另一方面，当判断出动力传递装置16的有级升档时，在通过状态判断部96而判断出C2转速差△Nc2在第二预定转速差△Nc2f2以上的情况下，直到通过状态判断部96而判断为C2转速差△Nc2小于第二预定转速差△Nc2f2为止，变速控制部94才执行该判断出的有级升档。
图4是对电子控制装置90的控制动作的主要部分、即用于在执行动力传递装置16的有级升档时对驾驶员的不适感进行抑制的控制动作进行说明的流程图，例如在判断出了动力传递装置16的有级升档时执行。图5为表示执行了图4的流程图所示的控制动作的情况下的时序图的一个示例的图。
在图4中，首先，在与状态判断部96的功能相对应的S10中，对无级变速机构24的变速比γcvt是否为第一预定变速比γcvtf1以上的值进行判断，在该S10的判断被否定的情况下，在与状态判断部96的功能相对应的S20中，对是否是叠降控制为执行中或者刚刚完成后的状态、且无级变速机构24的变速比γcvt为第二预定变速比γcvtf2以上的值进行判断。在该S20的判断被肯定的情况下，在与状态判断部96的功能相对应的S25中，对C2转速差△Nc2是否小于第二预定转速差△Nc2f2进行判断。在上述S20的判断被否定、或者上述S25的判断被否定的情况下，返回上述S10。在上述S10的判断被肯定的情况下，开始有级升档的液压控制指令信号Scbd的输出。即，在上述S10的判断被肯定的情况下，执行上述的实施例1中的图2的S30以后的步骤。在上述S25的判断被肯定的情况下，开始有级升档的液压控制指令信号Scbd的输出。即，在上述S25的判断被肯定的情况下，执行上述的实施例1中的图2的S40以后的步骤。但是，也可以不执行图2的S40中的与无级变速机构24的变速比γcvt相对应的第二离合器C2的卡合压的补正。
图5表示在叠降控制的执行中判断出有级升档的执行的情况下的实施方式的一个示例且为与图3不同的实施方式。在图5中，t1时间点表示开始叠降控制的时间点。随着无级变速机构24的降档，输入轴转速Nin在沿着带行驶模式下的同步转速的同时朝向最低速侧变速比γmax时的同步转速而上升。随着动力传递装置16的有动力降档的进行，输入轴转速Nin远离带行驶模式的同步转速且朝向齿轮行驶模式的同步转速而上升。此时，由于无级变速机构24的降档的进行停滞，因此使带行驶模式下的输入轴转速Nin的同步转速的变化停滞。由输入轴转速Nin与带行驶模式下的输入轴转速Nin的同步转速之间的转速差来表示的C2转速差△Nc2为，与仅无级变速机构24的降档的进行发生停滞所导致的差相比而较大(参照t1时间点至t2时间点)。t2时间点表示随着加速操作量θacc的下降而判断出的动力传递装置16的有级升档的时间点。在该t2时间点所判断出的有级升档直到C2转速差△Nc2小于第二预定转速差△Nc2f2为止才开始。无级变速机构24的降档在进行着且带行驶模式下的输入轴转速Nin的同步转速朝向最低速侧变速比γmax时的同步转速而上升，并且随着动力传递装置16的有动力降档的进行而上升的输入轴转速Nin随着加速器操作量θacc的下降而在过程中下降(参照t2时间点至t3时间点)。由此，C2转速差△Nc2被设为小于第二预定转速差△Nc2f2，并输出在t2时间点处判断出的有级升档的液压控制指令信号Scbd(参照t3时间点)。
如上文所述，根据本实施例，由于在C2转速差△Nc2小于第二预定转速差△Nc2f2的情况下，执行在叠降控制为执行状态时判断出的动力传递装置16的有级升档，因此能够抑制因第二离合器C2的发热所导致的耐久性的下降。
虽然以上基于附图对本发明的实施例进行了详细的说明，但是本发明也可以被适用在其他的方式中。
例如，虽然在上述的实施例中，预定低速侧变速比γlowf为最低速侧变速比γmax，但是并不限定于该方式。例如，预定低速侧变速比γlowf也可以为最低速侧变速比γmax以及最低速侧变速比γmax附近的变速比。也就是说，预定低速侧变速比γlowf也可以不必是最低速侧变速比γmax，只要有级升档所导致的主转速Npri的变化量被抑制等，则也可以是最低速侧变速比γmax附近的变速比γcvt。即使是这样的方式，也能够通过叠降控制而易于准备下一次的动力传递装置16的有级升档。
此外，虽然在上述的实施例中作为在叠降控制为执行状态时判断出的动力传递装置16的有级升档而例示了无动力升档，但是并不限定于该方式。即使动力传递装置16的有级升档为例如随着车速V的上升而被判断出那样的无动力升档，也能够应用本发明。
此外，虽然在上述的实施例中，在执行当叠降控制为执行状态时判断出的动力传递装置16的有级升档时，继续执行将无级变速机构24的变速比γcvt设为最低速侧变速比γmax的无级变速机构24的降档，但是并不限定于该方式。例如，只要C2转速差△Nc2成为能够容许第二离合器C2的发热的程度的转速，则没有必要继续执行无级变速机构24的降档。
此外，在上述的实施例中，也可以通过各自独立的流程来执行图2的流程图中的S10以及S30、S20以及S40。同样地，也可以通过各自独立的流程来执行图4的流程图中的S10、S20以及S25。
此外，在上述的实施例中，C2转速差△Nc2也可以利用第二离合器C2的输入侧的旋转部件的转速与输出侧的旋转部件的转速的转速差，也可以利用如图5所示那样的输入轴转速Nin与带行驶模式下的输入轴转速Nin的同步转速之间的转速差等。在利用输入轴转速Nin与带行驶模式下的输入轴转速Nin的同步转速之间的转速差等的情况下，使用与其相匹配的第二预定转速差△Nc2f2。
另外，虽然在上述的实施例中，无级变速机构24为带式的无级变速器，但是并不限定于该方式。例如，被设置于第二动力传递路径PT2中的无级变速机构也可以为公知的环形的无级变速器。
另外，虽然在上述的实施例中，第二离合器C2被设置在次级带轮64与输出轴30之间的动力传递路径上，但是并不限于这种方式。例如，也可以是次轴62与输出轴30一体地连结，并且主轴58经由第二离合器C2连结于输入轴22。也就是说，第二离合器C2也可以被设置在主滑轮60与输入轴22之间的动力传递路径上。
另外，虽然在上述的实施例中，齿轮机构28是形成成为比无级变速机构24的最低速变速比γmax更靠低速侧的变速比的一个齿轮级的齿轮机构，但是并不限于这种方式。例如，齿轮机构28也可以是形成变速比不同的多个齿轮级的齿轮机构。也就是说，齿轮机构28也可以是进行两级以上变速的有级变速机。或者，齿轮机构28也可以是形成比无级变速机构24的最高速变速比γmin更靠高速侧的变速比、以及比最低速变速比γmax更靠低速侧的变速比的齿轮机构。
另外，虽然在上述的实施例中，使用预先确定的升档线以及降档线对动力传递装置16的行驶模式进行切换，但是并不限于这种方式。例如，也可以基于车速V以及加速器操作量θacc对要求驱动力Fdem进行计算，并设定可满足该要求驱动力Fdem的变速比，从而对动力传递装置16的行驶模式进行切换。
另外，虽然在上述的实施例中，使用了变矩器20作为流体式传动装置，但是并不限于这种方式。例如，也可以使用没有转矩放大作用的液力耦合器等其他流体式传动装置来代替变矩器20。或者，也可以不一定要设置这种流体式传动装置。另外，虽然在经由齿轮机构28的第一动力传递路径PT1上设置有啮合式离合器D1，但是该啮合式离合器D1在本发明的实施中也可以不一定要被设置。
此外，上述的方式只不过为一种实施方式，本发明能够根据本领域技术人员的知识，而以施加了各种各样的变更、改良的方式来实施。
符号说明
12：发动机(动力源)
14：驱动轮
16：车辆用动力传递装置
22：输入轴(输入旋转部件)
24：无级变速机构(无级变速器)
28：齿轮机构
30：输出轴(输出旋转部件)
60：主滑轮
64：次级带轮
66：传动带(传递要素)
90：电子控制装置(控制装置)
94：变速控制部
C1：第一离合器(第一卡合装置)
C2：第二离合器(第二卡合装置)
PT1：第一动力传递路径
PT2：第二动力传递路径。

Claims (12)

1.一种车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，所述车辆用动力传递装置(16)具备多条动力传递路径(PT)，所述多条动力传递路径(PT)被并列地设置在对动力源(12)的动力进行传递的输入旋转部件(22)与向驱动轮(14)输出所述动力的输出旋转部件(30)之间，并且能够分别从所述输入旋转部件(22)向所述输出旋转部件(30)传递所述动力，所述多条动力传递路径具有第一动力传递路径(PT1)和第二动力传递路径(PT2)，所述第一动力传递路径(PT1)为，经由具有齿轮级的齿轮机构(28)的传递路径，所述第二动力传递路径(PT2)为，经由形成了与所述第一动力传递路径(PT1)相比而靠高速侧的变速比(γcvt)的无级变速机构(24)的传递路径，
所述车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)的特征在于，
包括变速控制部(94)，所述变速控制部(94)执行叠加实施所述车辆用动力传递装置(16)的降档和所述无级变速机构(24)的降档的叠降控制，所述车辆用动力传递装置(16)的降档是从形成了所述第二动力传递路径(PT2)的状态向形成了所述第一动力传递路径(PT1)的状态进行切换，所述无级变速机构(24)的降档是将所述无级变速机构(24)的变速比(γcvt)设为预定低速侧变速比(γlowf)，
在判断出从形成了所述第一动力传递路径(PT1)的状态向形成了所述第二动力传递路径(PT2)的状态切换的所述车辆用动力传递装置(16)的升档时，
在所述无级变速机构(24)的变速比(γcvt)为第一预定变速比(γcvtf1)或者与所述第一预定变速比(γcvtf1)相比而靠低速侧的变速比的情况下，所述变速控制部(94)执行所述判断出的升档，
并且，在所述叠降控制为执行状态且所述无级变速机构(24)的变速比(γcvt)是被设为与所述第一预定变速比(γcvtf1)相比而靠高速侧的第二预定变速比(γcvtf2)或者是与所述第二预定变速比(γcvtf2)相比而靠低速侧的变速比的情况下，所述变速控制部(94)执行所述判断出的升档。
2.如权利要求1所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，
所述预定低速侧变速比(γlowf)为，预先确定的所述无级变速机构(24)的最低速侧变速比(γmax)，或者，为预先确定的所述最低速侧变速比(γmax)以及所述最低速侧变速比(γmax)附近的变速比。
3.如权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，
所述第一预定变速比(γcvtf1)为，能够判断出所述无级变速机构(24)的变速比(γcvt)成为所述预定低速侧变速比(γlowf)的、预先确定的所述无级变速机构的高速侧的极限变速比。
4.如权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，
所述第二预定变速比(γcvtf2)为，能够容许所述叠降控制的执行的、预先确定的所述无级变速机构(24)的高速侧的极限变速比。
5.如权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，
所述叠降控制为执行状态是指，所述叠降控制为执行中的状态，或者，能够视为所述叠降控制处于执行中的、在预先确定的所述叠降控制结束后预定时间以内的、所述叠降控制刚刚完成后的状态。
6.如权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，
所述第一动力传递路径(PT1)为，通过设置在所述第一动力传递路径(PT1)上的第一卡合装置(C1)的卡合而形成的路径，
所述第二动力传递路径(PT2)为，通过设置在所述第二动力传递路径(PT2)上的第二卡合装置(C2)的卡合而形成的路径，
所述变速控制部(94)通过由所述第一卡合装置(C1)的卡合和所述第二卡合装置(C2)的释放所实现的有级变速控制来执行所述车辆用动力传递装置(16)的降档，并且，通过由所述第一卡合装置(C1)的释放和所述第二卡合装置(C2)的卡合所实现的有级变速控制而执行所述车辆用动力传递装置(16)的升档。
7.如权利要求6所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，
在所述叠降控制为执行状态且所述无级变速机构(24)的变速比(γcvt)是所述第二预定变速比(γcvtf2)或者是与所述第二预定变速比(γcvtf2)相比而靠低速侧的变速比的情况下，所述变速控制部(94)利用以如下方式进行了补正的所述第二卡合装置(C2)的卡合压来执行所述判断出的升档，即，所述第二卡合装置(C2)的卡合压以使所述无级变速机构(24)的变速比(γcvt)越靠高速侧的变速比而越是变小的方式进行了补正。
8.如权利要求7所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，
所述变速控制部(94)在所述判断出的所述车辆用动力传递装置(16)的升档是随着驱动要求量的下降而判断出的所述车辆用动力传递装置(16)的无动力升档时，通过在所述第二卡合装置(C2)的转速差(△Nc2)成为能够判断所述第二卡合装置(C2)处于同步状态的预先确定的第一预定转速差(△Nc2f1)以内之后使所述第二卡合装置(C2)的卡合压逐渐增加，从而使所述第二卡合装置(C2)卡合，
所述变速控制部(94)利用以如下方式进行了补正的所述第二卡合装置(C2)的卡合压来执行所述判断出的无动力升档，即，所述第二卡合装置(C2)的卡合压以所述第二卡合装置(C2)的卡合压的逐渐增加的开始时间点处的所述无级变速机构(24)的变速比(γcvt)越为高速侧的变速比则越将在使所述第二卡合装置(C2)的卡合压逐渐增加时的梯度减小从而进行所述变小的方式而进行了补正。
9.如权利要求6所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，
所述第二卡合装置(C2)为摩擦卡合装置，
在所述叠降控制为执行状态，且所述无级变速机构(24)的变速比(γcvt)为所述第二预定变速比(γcvtf2)或者与所述第二预定变速比(γcvtf2)相比而靠低速侧的变速比，并且所述第二卡合装置(C2)的转速差(△Nc2)小于能够容许所述第二卡合装置(C2)的发热的预先确定的第二预定转速差(△Nc2)的情况下，所述变速控制部(94)执行所述判断出的升档。
10.如权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，
所述变速控制部(94)在所述叠降控制为执行状态，并且所述无级变速机构(24)的变速比(γcvt)为所述第二预定变速比(γcvtf2)或者与所述第二预定变速比(γcvtf2)相比而靠低速侧的变速比的情况下执行所述判断出的升档时，继续执行将所述无级变速机构(24)的变速比(γcvt)设为所述预定低速侧变速比(γlowf)的所述无级变速机构(24)的降档。
11.如权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，
所述叠降控制中的所述车辆用动力传递装置(16)的降档为，随着驱动要求量的增加而判断出的有动力降档。
12.如权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，
所述无级变速机构(24)为，在主滑轮(60)与次级带轮(64)之间绕挂有传递要素(66)的带式的无级变速器。
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