JP6926973B2 - 車両用動力伝達装置の制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、動力源と駆動輪との間に並列に設けられた複数の動力伝達経路を備える車両用動力伝達装置の制御装置に関するものである。

動力源の動力が伝達される入力回転部材と駆動輪へ前記動力を出力する出力回転部材との間に並列に設けられた、ギヤ段を有するギヤ機構を介した第１動力伝達経路と無段変速機構を介した第２動力伝達経路との複数の動力伝達経路を備える車両用動力伝達装置の制御装置が良く知られている。例えば、特許文献１に記載された車両用駆動装置の制御装置がそれである。この特許文献１には、ギヤ機構と無段変速機構とを並列に備えた車両用駆動装置において、無段変速機構はプライマリプーリとセカンダリプーリとの間に伝動ベルトが巻き掛けられたベルト式の無段変速機であり、ギヤ機構の変速比よりもハイ側の変速比が形成されること、又、動力源の動力を駆動輪へ伝達する動力伝達経路を、ギヤ機構を介した第１動力伝達経路から無段変速機構を介した第２動力伝達経路へ切り替えるアップシフトは、無段変速機構の最ロー変速比にて行われることが開示されている。尚、変速比は、「入力側の回転部材の回転速度／出力側の回転部材の回転速度」である。例えば、上記車両用動力伝達装置の変速比は、「入力回転部材の回転速度／出力回転部材の回転速度」である。又、上記ベルト式の無段変速機の変速比は、「プライマリプーリの回転速度／セカンダリプーリの回転速度」である。上記変速比におけるハイ側は、変速比が小さくなる側である高車速側である。上記変速比におけるロー側は、変速比が大きくなる側である低車速側である。

特開２０１５−１４８２８１号公報

ところで、第１動力伝達経路が形成された状態と第２動力伝達経路が形成された状態との切替えは有段変速制御となる為、有段変速制御の制御性を考慮して予め定められた２つの変速比間で変速を行うことが考えられる。例えば、第１動力伝達経路が形成された状態から第２動力伝達経路が形成された状態へのアップシフトを許可する無段変速機構の変速比として、最ロー変速比を設定することが考えられる。一方で、故障又は制御上の制約などによって無段変速機構の変速比を最ロー変速比に制御できない可能性がある。無段変速機構の変速比を最ロー変速比に制御できない場合は、上述したアップシフトが許可されない。第１動力伝達経路が形成された状態での走行時にアップシフトが許可されないと、無段変速機構の変速比よりもロー側のギヤ機構の変速比のままで高車速領域も走行することになるので、動力源の回転速度が過回転領域（＝オーバーレブ領域）に到達する程の高回転速度となる可能性がある。動力源が高回転速度とされた状態でアクセルオフされると急減速が生じたり、又は、動力源がエンジンである場合にはフューエルカット制御の頻度が増加したりして、ドライバビリティの低下を招くおそれがある。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、第１動力伝達経路が形成された状態から第２動力伝達経路が形成された状態へ切り替える車両用動力伝達装置のアップシフトを許可する無段変速機構の変速比を設定する場合に、ドライバビリティの低下を抑制することができる車両用動力伝達装置の制御装置を提供することにある。

第１の発明の要旨とするところは、（ａ）動力源の動力が伝達される入力回転部材と駆動輪へ前記動力を出力する出力回転部材との間に並列に設けられた、前記動力を前記入力回転部材から前記出力回転部材へ各々伝達することが可能な複数の動力伝達経路を備え、前記複数の動力伝達経路は、ギヤ段を有するギヤ機構を介した第１動力伝達経路と、形成される変速比範囲のうちの最ロー側の変速比が前記第１動力伝達経路にて形成される変速比よりもハイ側の変速比とされた、無段変速機構を介した第２動力伝達経路とを有している車両用動力伝達装置の、制御装置であって、（ｂ）前記第１動力伝達経路が形成された状態から前記第２動力伝達経路が形成された状態へ切り替える前記車両用動力伝達装置の有段のアップシフトを許可する前記無段変速機構の変速比として、所定ロー側変速比を設定すると共に、車速が所定車速よりも高い場合には、前記アップシフトを許可する前記無段変速機構の変速比として、前記所定ロー側変速比から前記所定ロー側変速比よりもハイ側となる所定ハイ側変速比までの間の変速比を設定する許可変速比設定部を含むことにある。

また、第２の発明は、前記第１の発明に記載の車両用動力伝達装置の制御装置において、前記所定ロー側変速比は、予め定められた前記無段変速機構の最ロー変速比、又は、予め定められた前記最ロー変速比及び前記最ロー変速比近傍の変速比である。

また、第３の発明は、前記第１の発明又は第２の発明に記載の車両用動力伝達装置の制御装置において、前記所定車速は、前記第１動力伝達経路が形成された状態での走行において前記動力源の回転速度が許容される上限回転速度となる、予め定められた限界車速である。

また、第４の発明は、前記第１の発明又は第２の発明に記載の車両用動力伝達装置の制御装置において、前記所定車速は、前記アップシフトが判断される、予め定められた変速車速である。

また、第５の発明は、前記第１の発明から第４の発明の何れか１つに記載の車両用動力伝達装置の制御装置において、前記第１動力伝達経路は、前記第１動力伝達経路に設けられた第１係合装置の係合によって形成されるものであり、前記第２動力伝達経路は、前記第２動力伝達経路に設けられた第２係合装置の係合によって形成されるものであり、前記アップシフトは、前記第１係合装置の解放と前記第２係合装置の係合とによる有段変速制御によって実行されることにある。

また、第６の発明は、前記第５の発明に記載の車両用動力伝達装置の制御装置において、前記第２係合装置は摩擦係合装置であり、前記所定ハイ側変速比は、前記第２係合装置の係合過程における発熱要件を満たすことができる、予め定められた限界変速比である。

また、第７の発明は、前記第６の発明に記載の車両用動力伝達装置の制御装置において、前記所定ハイ側変速比は、前記車速が高い程、ロー側の変速比とされることにある。

また、第８の発明は、前記第１の発明から第７の発明の何れか１つに記載の車両用動力伝達装置の制御装置において、前記無段変速機構は、プライマリプーリとセカンダリプーリとの間に伝達要素が巻き掛けられたベルト式の無段変速機である。

前記第１の発明によれば、第１動力伝達経路が形成された状態から最ロー側の変速比が第１動力伝達経路よりもハイ側の変速比とされた第２動力伝達経路が形成された状態へ切り替える車両用動力伝達装置の有段のアップシフトを許可する無段変速機構の変速比として、所定ロー側変速比が設定されるので、前記アップシフトの制御性が向上される。又は、前記所定ロー側変速比は、無段変速機構にて形成される変速比範囲のうちの、第１動力伝達経路にて形成される変速比に比較的近い変速比であるので、アップシフトに伴う入力回転部材の回転速度の変化が抑制される。加えて、車速が所定車速よりも高い場合には、前記アップシフトを許可する無段変速機構の変速比として、所定ロー側変速比からその所定ロー側変速比よりもハイ側となる所定ハイ側変速比までの間の変速比が設定されるので、仮に故障等で無段変速機構の変速比を所定ロー側変速比に制御できない場合でも、車速が所定車速よりも高い領域では前記アップシフトを行うことができる。これにより、第１動力伝達経路が形成された状態での高車速領域の走行による動力源の高回転速度が抑制される。よって、車両用動力伝達装置のアップシフトを許可する無段変速機構の変速比を設定する場合に、ドライバビリティの低下を抑制することができる。

また、前記第２の発明によれば、前記所定ロー側変速比は、予め定められた最ロー変速比、又は、その最ロー変速比及びその最ロー変速比近傍の変速比であるので、前記アップシフトの制御性が向上される。又は、アップシフトに伴う入力回転部材の回転速度の変化が抑制される。

また、前記第３の発明によれば、前記所定車速は、第１動力伝達経路が形成された状態での走行において動力源の回転速度が許容される上限回転速度となる、予め定められた限界車速であるので、動力源の回転速度が上限回転速度を超えることが回避又は抑制される。又は、無段変速機構の変速比が所定ロー側変速比でないときに行われる前記アップシフトが許可されない車速領域ができるだけ大きくされる。

また、前記第４の発明によれば、前記所定車速は、前記アップシフトが判断される、予め定められた変速車速であるので、動力源の回転速度が上限回転速度を超えることが確実に回避又は抑制される。

また、前記第５の発明によれば、前記アップシフトは、第１動力伝達経路に設けられた第１係合装置の解放と、第２動力伝達経路に設けられた第２係合装置の係合とによる有段変速制御によって実行されるので、上述した前記アップシフトを許可する無段変速機構の変速比の設定によって、前記アップシフトの制御性が向上される。

また、前記第６の発明によれば、前記所定ハイ側変速比は、摩擦係合装置である前記第２係合装置の係合過程における発熱要件を満たすことができる、予め定められた限界変速比であるので、無段変速機構の変速比が所定ロー側変速比でない場合の前記アップシフトによる第２係合装置の耐久性の低下が抑制される。

また、前記第７の発明によれば、前記所定ハイ側変速比は、車速が高い程、ロー側の変速比とされるので、無段変速機構の変速比が同じ値であると車速が高い程、第２係合装置の発熱の要因となる、前記アップシフトに伴う入力回転部材の回転速度の変化量が増大させられることに対して、そのような入力回転部材の回転速度の変化量の増大が抑制される。これにより、無段変速機構の変速比が所定ロー側変速比でない場合の前記アップシフトによる第２係合装置の耐久性の低下が適切に抑制される。

また、前記第８の発明によれば、前記無段変速機構はベルト式の無段変速機であるので、仮に故障等でベルト式の無段変速機の変速比を所定ロー側変速比に制御できないようなベルト戻り不良が発生した場合でも、車速が所定車速よりも高い領域では前記アップシフトを行うことができる。よって、車両用動力伝達装置のアップシフトを許可するベルト式の無段変速機の変速比を設定する場合に、ドライバビリティの低下を抑制することができる。

本発明が適用される車両の概略構成を説明する図であると共に、車両における各種制御の為の制御機能及び制御系統の要部を説明する図である。 車速とアップシフト許可変速比との関係の一例を示す図である。 有段変速マップ及びＣＶＴ変速マップを示す概略図に、図２に対応するアップシフト許可変速比の一例を示した図である。 電子制御装置の制御作動の要部すなわちアップシフト許可変速比を設定する場合にドライバビリティの低下を抑制する為の制御作動を説明するフローチャートである。 車速とアップシフト許可変速比との関係を示す図であり、アップシフト許可変速比として最ロー変速比が設定された場合の比較例である。 有段変速マップ及びＣＶＴ変速マップを示す概略図に、図５に対応するアップシフト許可変速比を示した図であり、アップシフト許可変速比として最ロー変速比が設定された場合の比較例である。

本発明の実施形態において、入力側のプーリである前記プライマリプーリと出力側のプーリである前記セカンダリプーリとは、各々、例えば固定シーブと可動シーブとそれらの固定シーブ及び可動シーブの間の溝幅を変更する為の推力を付与する油圧アクチュエータとを有する。前記車両用動力伝達装置を備える車両は、前記油圧アクチュエータに供給される作動油圧としてのプーリ油圧をそれぞれ独立に制御する油圧制御回路を備える。この油圧制御回路は、例えば前記油圧アクチュエータへの作動油の流量を制御することにより結果的にプーリ油圧を生じるように構成されても良い。このような油圧制御回路により、前記プライマリプーリ及び前記セカンダリプーリにおける各推力（＝プーリ油圧×受圧面積）が各々制御されることで、前記無段変速機構のベルト滑りを防止しつつ目標の変速が実現されるように変速制御が実行される。前記プライマリプーリと前記セカンダリプーリとの間に巻き掛けられた前記伝達要素は、無端環状のフープと、そのフープに沿って厚さ方向に多数連ねられた厚肉板片状のブロックであるエレメントとを有する無端環状の圧縮式の伝動ベルト、又は、交互に重ねられたリンクプレートの端部が連結ピンによって相互に連結された無端環状のリンクチェーンを構成する引張式の伝動ベルトなどである。前記無段変速機構は、公知のベルト式の無段変速機である。広義には、このベルト式の無段変速機の概念にチェーン式の無段変速機を含む。

また、前記動力源は、例えば燃料の燃焼によって動力を発生するガソリンエンジンやディーゼルエンジン等のエンジンである。又、前記車両は、前記動力源として、このエンジンに加えて、又は、このエンジンに替えて、電動機等を備えていても良い。

以下、本発明の実施例を図面を参照して詳細に説明する。

図１は、本発明が適用される車両１０の概略構成を説明する図であると共に、車両１０における各種制御の為の制御機能及び制御系統の要部を説明する図である。図１において、車両１０は、動力源として機能するエンジン１２と、駆動輪１４と、エンジン１２と駆動輪１４との間の動力伝達経路に設けられた車両用動力伝達装置１６とを備えている。以下、車両用動力伝達装置１６を動力伝達装置１６という。

動力伝達装置１６は、非回転部材としてのケース１８内において、エンジン１２に連結された流体式伝動装置としての公知のトルクコンバータ２０、トルクコンバータ２０に連結された入力軸２２、入力軸２２に連結された無段変速機構２４、同じく入力軸２２に連結された前後進切替装置２６、前後進切替装置２６を介して入力軸２２に連結されて無段変速機構２４と並列に設けられたギヤ機構２８、無段変速機構２４及びギヤ機構２８の共通の出力回転部材である出力軸３０、カウンタ軸３２、出力軸３０及びカウンタ軸３２に各々相対回転不能に設けられて噛み合う一対のギヤから成る減速歯車装置３４、カウンタ軸３２に相対回転不能に設けられたギヤ３６、ギヤ３６に連結されたデフギヤ３８等を備えている。又、動力伝達装置１６は、デフギヤ３８に連結された左右の車軸４０を備えている。入力軸２２は、エンジン１２の動力が伝達される入力回転部材である。出力軸３０は、駆動輪１４へエンジン１２の動力を出力する出力回転部材である。前記動力は、特に区別しない場合にはトルクや力も同意である。

このように構成された動力伝達装置１６において、エンジン１２から出力される動力は、トルクコンバータ２０、前後進切替装置２６、ギヤ機構２８、減速歯車装置３４、デフギヤ３８、車軸４０等を順次介して、左右の駆動輪１４へ伝達される。又は、動力伝達装置１６において、エンジン１２から出力される動力は、トルクコンバータ２０、無段変速機構２４、減速歯車装置３４、デフギヤ３８、車軸４０等を順次介して、左右の駆動輪１４へ伝達される。

上述したように、動力伝達装置１６は、エンジン１２と駆動輪１４との間の動力伝達経路ＰＴに並列に設けられた、ギヤ機構２８及び無段変速機構２４を備えている。具体的には、動力伝達装置１６は、入力軸２２と出力軸３０との間の動力伝達経路ＰＴに並列に設けられた、ギヤ機構２８及び無段変速機構２４を備えている。つまり、動力伝達装置１６は、入力軸２２と出力軸３０との間に並列に設けられた、エンジン１２の動力を入力軸２２から出力軸３０へ各々伝達することが可能な複数の動力伝達経路を備えている。複数の動力伝達経路は、ギヤ機構２８を介した第１動力伝達経路ＰＴ１と、無段変速機構２４を介した第２動力伝達経路ＰＴ２とを有している。すなわち、動力伝達装置１６は、第１動力伝達経路ＰＴ１と第２動力伝達経路ＰＴ２との複数の動力伝達経路を、入力軸２２と出力軸３０との間に並列に備えている。第１動力伝達経路ＰＴ１は、エンジン１２の動力を入力軸２２からギヤ機構２８を介して駆動輪１４へ伝達する動力伝達経路である。第２動力伝達経路ＰＴ２は、エンジン１２の動力を入力軸２２から無段変速機構２４を介して駆動輪１４へ伝達する動力伝達経路である。

動力伝達装置１６では、エンジン１２の動力を駆動輪１４へ伝達する動力伝達経路が、車両１０の走行状態に応じて第１動力伝達経路ＰＴ１と第２動力伝達経路ＰＴ２とで切り替えられる。その為、動力伝達装置１６は、第１動力伝達経路ＰＴ１と第２動力伝達経路ＰＴ２とを選択的に形成する複数の係合装置を備えている。複数の係合装置は、第１クラッチＣ１、第１ブレーキＢ１、及び第２クラッチＣ２を含んでいる。第１クラッチＣ１は、第１動力伝達経路ＰＴ１に設けられており、第１動力伝達経路ＰＴ１を選択的に接続したり、切断したりする係合装置であって、前進時に、係合されることで第１動力伝達経路ＰＴ１を形成する第１係合装置である。第１ブレーキＢ１は、第１動力伝達経路ＰＴ１に設けられており、第１動力伝達経路ＰＴ１を選択的に接続したり、切断したりする係合装置であって、後進時に、係合されることで第１動力伝達経路ＰＴ１を形成する係合装置である。第１動力伝達経路ＰＴ１は、第１クラッチＣ１又は第１ブレーキＢ１の係合によって形成される。第２クラッチＣ２は、第２動力伝達経路ＰＴ２に設けられており、第２動力伝達経路ＰＴ２を選択的に接続したり、切断したりする係合装置であって、係合されることで第２動力伝達経路ＰＴ１を形成する第２係合装置である。第２動力伝達経路ＰＴ１は、第２クラッチＣ２の係合によって形成される。第１クラッチＣ１、第１ブレーキＢ１、及び第２クラッチＣ２は、何れも油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる公知の油圧式の湿式の摩擦係合装置である。第１クラッチＣ１及び第１ブレーキＢ１は、各々、後述するように、前後進切替装置２６を構成する要素の１つである。

エンジン１２は、電子スロットル装置や燃料噴射装置や点火装置などのエンジン１２の出力制御に必要な種々の機器を有するエンジン制御装置４２を備えている。エンジン１２は、後述する電子制御装置９０によって、運転者による車両１０に対する駆動要求量に対応するアクセルペダルの操作量であるアクセル操作量θaccに応じてエンジン制御装置４２が制御されることで、エンジントルクＴeが制御される。

トルクコンバータ２０は、エンジン１２に連結されたポンプ翼車２０ｐ、及び入力軸２２に連結されたタービン翼車２０ｔを備えている。動力伝達装置１６は、ポンプ翼車２０ｐに連結された機械式のオイルポンプ４４を備えている。オイルポンプ４４は、エンジン１２により回転駆動されることにより、無段変速機構２４を変速制御したり、無段変速機構２４におけるベルト挟圧力を発生させたり、前記複数の係合装置の各々の係合や解放などの作動状態を切り替えたりする為の作動油圧の元圧を、車両１０に備えられた油圧制御回路４６へ供給する。

前後進切替装置２６は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置２６ｐ、第１クラッチＣ１、及び第１ブレーキＢ１を備えている。遊星歯車装置２６ｐは、入力要素としてのキャリヤ２６ｃと、出力要素としてのサンギヤ２６ｓと、反力要素としてのリングギヤ２６ｒとの３つの回転要素を有する差動機構である。キャリア２６ｃは、入力軸２２に連結されている。リングギヤ２６ｒは、第１ブレーキＢ１を介してケース１８に選択的に連結される。サンギヤ２６ｓは、入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に相対回転可能に設けられた小径ギヤ４８に連結されている。キャリア２６ｃとサンギヤ２６ｓとは、第１クラッチＣ１を介して選択的に連結される。

ギヤ機構２８は、小径ギヤ４８と、ギヤ機構カウンタ軸５０と、ギヤ機構カウンタ軸５０回りにそのギヤ機構カウンタ軸５０に対して同軸心に相対回転不能に設けられて小径ギヤ４８と噛み合う大径ギヤ５２とを備えている。大径ギヤ５２は、小径ギヤ４８よりも大径である。又、ギヤ機構２８は、ギヤ機構カウンタ軸５０回りにそのギヤ機構カウンタ軸５０に対して同軸心に相対回転可能に設けられたアイドラギヤ５４と、出力軸３０回りにその出力軸３０に対して同軸心に相対回転不能に設けられてアイドラギヤ５４と噛み合う出力ギヤ５６とを備えている。出力ギヤ５６は、アイドラギヤ５４よりも大径である。従って、ギヤ機構２８は、入力軸２２と出力軸３０との間の動力伝達経路ＰＴにおいて、１つのギヤ段が形成される。ギヤ機構２８は、ギヤ段を有するギヤ機構である。ギヤ機構２８は、更に、ギヤ機構カウンタ軸５０回りに、大径ギヤ５２とアイドラギヤ５４との間に設けられて、これらの間の動力伝達経路を選択的に接続したり、切断したりする噛合式クラッチＤ１を備えている。噛合式クラッチＤ１は、第１動力伝達経路ＰＴ１を選択的に接続したり、切断したりする係合装置であって、係合されることで第１動力伝達経路ＰＴ１を形成する係合装置である。噛合式クラッチＤ１は、第１クラッチＣ１又は第１ブレーキＢ１と共に係合されることで第１動力伝達経路ＰＴ１を形成する係合装置であり、前記複数の係合装置に含まれる。噛合式クラッチＤ１は、動力伝達装置１６に備えられた不図示の油圧アクチュエータの作動によって作動状態が切り替えられる。

第１動力伝達経路ＰＴ１は、噛合式クラッチＤ１と、噛合式クラッチＤ１よりも入力軸２２側に設けられた、第１クラッチＣ１又は第１ブレーキＢ１とが共に係合されることで形成される。第１クラッチＣ１の係合により前進用の動力伝達経路が形成される一方で、第１ブレーキＢ１の係合により後進用の動力伝達経路が形成される。動力伝達装置１６では、第１動力伝達経路ＰＴ１が形成されると、エンジン１２の動力を入力軸２２からギヤ機構２８を経由して出力軸３０へ伝達することができる動力伝達可能状態とされる。一方で、第１動力伝達経路ＰＴ１は、第１クラッチＣ１及び第１ブレーキＢ１が共に解放されると、又は、噛合式クラッチＤ１が解放されると、動力伝達が不能なニュートラル状態とされる。

無段変速機構２４は、入力軸２２と同軸心に設けられて入力軸２２と一体的に連結されたプライマリ軸５８と、プライマリ軸５８に連結された有効径が可変のプライマリプーリ６０と、出力軸３０と同軸心に設けられたセカンダリ軸６２と、セカンダリ軸６２に連結された有効径が可変のセカンダリプーリ６４と、それら各プーリ６０，６４の間に巻き掛けられた伝達要素としての伝動ベルト６６とを備えている。無段変速機構２４は、各プーリ６０，６４と伝動ベルト６６との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる公知のベルト式の無段変速機であり、エンジン１２の動力を駆動輪１４側へ伝達する。前記摩擦力は、挟圧力も同意であり、ベルト挟圧力ともいう。このベルト挟圧力は、無段変速機構２４における伝動ベルト６６のトルク容量であるベルトトルク容量Ｔcvtである。

プライマリプーリ６０は、プライマリ軸５８に連結された固定シーブ６０ａと、固定シーブ６０ａに対してプライマリ軸５８の軸心回りの相対回転不能且つ軸心方向の移動可能に設けられた可動シーブ６０ｂと、可動シーブ６０ｂに対してプライマリ推力Ｗpriを付与する油圧アクチュエータ６０ｃとを備えている。プライマリ推力Ｗpriは、固定シーブ６０ａと可動シーブ６０ｂとの間のＶ溝幅を変更する為のプライマリプーリ６０の推力（＝プライマリ圧Ｐpri×受圧面積）である。つまり、プライマリ推力Ｗpriは、油圧アクチュエータ６０ｃによって付与される伝動ベルト６６を挟圧するプライマリプーリ６０の推力である。プライマリ圧Ｐpriは、油圧制御回路４６によって油圧アクチュエータ６０ｃへ供給される油圧であり、プライマリ推力Ｗpriを生じさせるプーリ油圧である。又、セカンダリプーリ６４は、セカンダリ軸６２に連結された固定シーブ６４ａと、固定シーブ６４ａに対してセカンダリ軸６２の軸心回りの相対回転不能且つ軸心方向の移動可能に設けられた可動シーブ６４ｂと、可動シーブ６４ｂに対してセカンダリ推力Ｗsecを付与する油圧アクチュエータ６４ｃとを備えている。セカンダリ推力Ｗsecは、固定シーブ６４ａと可動シーブ６４ｂとの間のＶ溝幅を変更する為のセカンダリプーリ６４の推力（＝セカンダリ圧Ｐsec×受圧面積）である。つまり、セカンダリ推力Ｗsecは、油圧アクチュエータ６４ｃによって付与される伝動ベルト６６を挟圧するセカンダリプーリ６４の推力である。セカンダリ圧Ｐsecは、油圧制御回路４６によって油圧アクチュエータ６４ｃへ供給される油圧であり、セカンダリ推力Ｗsecを生じさせるプーリ油圧である。

無段変速機構２４では、後述する電子制御装置９０により駆動される油圧制御回路４６によってプライマリ圧Ｐpri及びセカンダリ圧Ｐsecが各々調圧制御されることにより、プライマリ推力Ｗpri及びセカンダリ推力Ｗsecが各々制御される。これにより、無段変速機構２４では、各プーリ６０，６４のＶ溝幅が変化して伝動ベルト６６の掛かり径（＝有効径）が変更され、変速比γcvt（＝プライマリ回転速度Ｎpri／セカンダリ回転速度Ｎsec）が変化させられると共に、伝動ベルト６６が滑りを生じないようにベルト挟圧力が制御される。つまり、プライマリ推力Ｗpri及びセカンダリ推力Ｗsecが各々制御されることで、伝動ベルト６６の滑りであるベルト滑りが防止されつつ無段変速機構２４の変速比γcvtが目標変速比γcvttとされる。

無段変速機構２４では、プライマリ圧Ｐpriが高められると、プライマリプーリ６０のＶ溝幅が狭くされて変速比γcvtが小さくされる。変速比γcvtが小さくされることは、無段変速機構２４がアップシフトされることである。無段変速機構２４では、プライマリプーリ６０のＶ溝幅が最小とされるところで、最ハイ変速比γminが形成される。この最ハイ変速比γminは、無段変速機構２４により形成できる変速比γcvtの範囲のうちの最も高車速側となる最高車速側の変速比γcvtであり、変速比γcvtが最も小さな値となる最小変速比である。一方で、無段変速機構２４では、プライマリ圧Ｐpriが低められると、プライマリプーリ６０のＶ溝幅が広くされて変速比γcvtが大きくされる。変速比γcvtが大きくされることは、無段変速機構２４がダウンシフトされることである。無段変速機構２４では、プライマリプーリ６０のＶ溝幅が最大とされるところで、最ロー変速比γmaxが形成される。この最ロー変速比γmaxは、無段変速機構２４により形成できる変速比γcvtの範囲のうちの最も低車速側となる最低車速側の変速比γcvtであり、変速比γcvtが最も大きな値となる最大変速比である。尚、無段変速機構２４では、プライマリ推力Ｗpriとセカンダリ推力Ｗsecとによりベルト滑りが防止されつつ、プライマリ推力Ｗpriとセカンダリ推力Ｗsecとの相互関係にて目標変速比γcvttが実現されるものであり、一方の推力のみで目標の変速が実現されるものではない。各プーリ６０，６４の推力比τ（＝Ｗsec／Ｗpri）が変更されることにより無段変速機構２４の変速比γcvtが変更される。例えば、その推力比τが大きくされる程、変速比γcvtが大きくされる。

出力軸３０は、セカンダリ軸６２に対して同軸心に相対回転可能に配置されている。第２クラッチＣ２は、セカンダリプーリ６４と出力軸３０との間の動力伝達経路に設けられている。第２動力伝達経路ＰＴ２は、第２クラッチＣ２が係合されることで形成される。動力伝達装置１６では、第２動力伝達経路ＰＴ２が形成されると、エンジン１２の動力を入力軸２２から無段変速機構２４を経由して出力軸３０へ伝達することができる動力伝達可能状態とされる。一方で、第２動力伝達経路ＰＴ２は、第２クラッチＣ２が解放されると、ニュートラル状態とされる。

動力伝達装置１６では、第１動力伝達経路ＰＴ１における変速比γgear（＝入力軸回転速度Ｎin／出力軸回転速度Ｎout）であるギヤ機構２８の変速比ＥＬは、第２動力伝達経路ＰＴ２における最大変速比である無段変速機構２４の最ロー変速比γmaxよりも大きな値に設定されている。すなわち、変速比ＥＬは、最ロー変速比γmaxよりもロー側の変速比に設定されている。ギヤ機構２８の変速比ＥＬは、動力伝達装置１６における第１速変速比γ１に相当し、無段変速機構２４の最ロー変速比γmaxは、動力伝達装置１６における第２速変速比γ２に相当する。このように、第２動力伝達経路ＰＴ２は、第１動力伝達経路ＰＴ１よりもハイ側の変速比が形成される。

車両１０では、ギヤ走行モードでの走行とベルト走行モードでの走行とを選択的に行うことが可能である。ギヤ走行モードは、第１動力伝達経路ＰＴ１を用いて走行する走行モードであって、動力伝達装置１６において第１動力伝達経路ＰＴ１が形成された状態とする走行モードである。ベルト走行モードは、第２動力伝達経路ＰＴ２を用いて走行する走行モードであって、動力伝達装置１６において第２動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態とする走行モードである。ギヤ走行モードでは、前進走行を可能とする場合、第１クラッチＣ１及び噛合式クラッチＤ１が係合され且つ第２クラッチＣ２及び第１ブレーキＢ１が解放される。ギヤ走行モードでは、後進走行を可能とする場合、第１ブレーキＢ１及び噛合式クラッチＤ１が係合され且つ第２クラッチＣ２及び第１クラッチＣ１が解放される。ベルト走行モードでは、第２クラッチＣ２が係合され且つ第１クラッチＣ１及び第１ブレーキＢ１が解放される。このベルト走行モードでは前進走行が可能となる。

ギヤ走行モードは、車両停止中を含む比較的低車速領域において選択される。ベルト走行モードは、中車速領域を含む比較的高車速領域において選択される。ベルト走行モードのうちの中車速領域でのベルト走行モードでは噛合式クラッチＤ１が係合される一方で、ベルト走行モードのうちの高車速領域でのベルト走行モードでは噛合式クラッチＤ１が解放される。高車速領域でのベルト走行モードにて噛合式クラッチＤ１が解放されるのは、例えばベルト走行モードでの走行中のギヤ機構２８等の引き摺りをなくすと共に、高車速においてギヤ機構２８や遊星歯車装置２６ｐの構成部材である例えばピニオンギヤ等が高回転化するのを防止する為である。

車両１０は、動力伝達装置１６の制御装置を含むコントローラとしての電子制御装置９０を備えている。電子制御装置９０は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより車両１０の各種制御を実行する。電子制御装置９０は、エンジン１２の出力制御、無段変速機構２４の変速制御やベルト挟圧力制御、前記複数の係合装置（Ｃ１，Ｂ１，Ｃ２，Ｄ１）の各々の作動状態を切り替える油圧制御等を実行する。電子制御装置９０は、必要に応じてエンジン制御用、油圧制御用等に分けて構成される。

電子制御装置９０には、車両１０に備えられた各種センサ等（例えば各種回転速度センサ７０、７２，７４，７６、アクセル操作量センサ７８、スロットル開度センサ８０、シフトポジションセンサ８２など）による各種検出信号等（例えばエンジン回転速度Ｎe、入力軸回転速度Ｎinと同値となるプライマリ軸５８の回転速度であるプライマリ回転速度Ｎpri、セカンダリ軸６２の回転速度であるセカンダリ回転速度Ｎsec、車速Ｖに対応する出力軸回転速度Ｎout、運転者の加速操作の大きさを表すアクセル操作量θacc、スロットル開度tap、車両１０に備えられたシフトレバー８４の操作ポジションPOSshなど）が、それぞれ供給される。又、電子制御装置９０からは、車両１０に備えられた各装置（例えばエンジン制御装置４２、油圧制御回路４６など）に各種指令信号（例えばエンジン１２を制御する為のエンジン制御指令信号Ｓe、無段変速機構２４の変速やベルト挟圧力等を制御する為の油圧制御指令信号Ｓcvt、前記複数の係合装置の各々の作動状態を制御する為の油圧制御指令信号Ｓcbdなど）が、それぞれ出力される。尚、プライマリ回転速度Ｎpriはプライマリプーリ６０の回転速度でもあり、又、セカンダリ回転速度Ｎsecはセカンダリプーリ６４の回転速度でもある。

シフトレバー８４の操作ポジションPOSshは、例えばＰ，Ｒ，Ｎ，Ｄ操作ポジションである。Ｐ操作ポジションは、動力伝達装置１６がニュートラル状態とされ且つ機械的に出力軸３０の回転が機械的に阻止された、動力伝達装置１６のＰポジションを選択するパーキング操作ポジションである。動力伝達装置１６のニュートラル状態は、例えば第１クラッチＣ１、第１ブレーキＢ１、及び第２クラッチＣ２が共に解放されることで実現される。Ｒ操作ポジションは、ギヤ走行モードにて後進走行を可能とする、動力伝達装置１６のＲポジションを選択する後進走行操作ポジションである。Ｎ操作ポジションは、動力伝達装置１６がニュートラル状態とされた、動力伝達装置１６のＮポジションを選択するニュートラル操作ポジションである。Ｄ操作ポジションは、ギヤ走行モードにて前進走行を可能とするか、又は、ベルト走行モードにて無段変速機構２４の自動変速制御を実行して前進走行を可能とする、動力伝達装置１６のＤポジションを選択する前進走行操作ポジションである。

電子制御装置９０は、車両１０における各種制御を実現する為に、エンジン制御手段すなわちエンジン制御部９２、変速制御手段すなわち変速制御部９４、許可変速比設定手段すなわち許可変速比設定部９６、及び状態判定手段すなわち状態判定部９８を備えている。

エンジン制御部９２は、予め実験的に或いは設計的に求められて記憶された関係すなわち予め定められた関係である例えば駆動力マップにアクセル操作量θacc及び車速Ｖを適用することで要求駆動力Ｆdemを算出する。エンジン制御部９２は、その要求駆動力Ｆdemが得られる目標エンジントルクＴetを設定し、その目標エンジントルクＴetが得られるようにエンジン１２を制御するエンジン制御指令信号Ｓeをエンジン制御装置４２へ出力する。

変速制御部９４は、車両停止中に、操作ポジションPOSshがＰ操作ポジション又はＮ操作ポジションである場合には、ギヤ走行モードへの移行に備えて、噛合式クラッチＤ１を係合する油圧制御指令信号Ｓcbdを油圧制御回路４６へ出力する。変速制御部９４は、車両停止中に、操作ポジションPOSshがＰ操作ポジション又はＮ操作ポジションからＤ操作ポジションとされた場合、第１クラッチＣ１を係合する油圧制御指令信号Ｓcbdを油圧制御回路４６へ出力する。これにより、走行モードが前進走行を可能とするギヤ走行モードへ移行させられる。変速制御部９４は、車両停止中に、操作ポジションPOSshがＰ操作ポジション又はＮ操作ポジションからＲ操作ポジションとされた場合、第１ブレーキＢ１を係合する油圧制御指令信号Ｓcbdを油圧制御回路４６へ出力する。これにより、走行モードが後進走行を可能とするギヤ走行モードへ移行させられる。

変速制御部９４は、操作ポジションPOSshがＤ操作ポジションである場合、ギヤ走行モードとベルト走行モードとを切り替える切替制御を実行する。具体的には、変速制御部９４は、ギヤ走行モードにおけるギヤ機構２８の変速比ＥＬに対応する第１速変速段と、ベルト走行モードにおける無段変速機構２４の最ロー変速比γmaxに対応する第２速変速段とを切り替える為の所定のヒステリシスを有した、予め定められた関係である有段変速マップとしてのアップシフト線及びダウンシフト線に、車速Ｖ及びアクセル操作量θaccを適用することで変速の要否を判断し、その判断結果に基づいて走行モードを切り替える。

変速制御部９４は、ギヤ走行モードでの走行中にアップシフトを判断してベルト走行モードへ切り替える場合、第１クラッチＣ１を解放して第２クラッチＣ２を係合するようにクラッチを掴み替えるクラッチツゥクラッチ変速を行う油圧制御指令信号Ｓcbdを油圧制御回路４６へ出力する。これにより、動力伝達装置１６における動力伝達経路ＰＴは、第１動力伝達経路ＰＴ１から第２動力伝達経路ＰＴ２へ切り替えられる。一方で、変速制御部９４は、ベルト走行モードでの走行中にダウンシフトを判断してギヤ走行モードへ切り替える場合、第２クラッチＣ２を解放して第１クラッチＣ１を係合するようにクラッチを掴み替えるクラッチツゥクラッチ変速を行う油圧制御指令信号Ｓcbdを油圧制御回路４６へ出力する。これにより、動力伝達装置１６における動力伝達経路ＰＴは、第２動力伝達経路ＰＴ２から第１動力伝達経路ＰＴ１へ切り替えられる。ギヤ走行モードとベルト走行モードとを切り替える切替制御では、噛合式クラッチＤ１が係合された中車速領域でのベルト走行モードの状態を経由することで、上記クラッチツゥクラッチ変速によるトルクの受け渡しを行うだけで第１動力伝達経路ＰＴ１と第２動力伝達経路ＰＴ２とが切り替えられるので、切替えショックが抑制される。

変速制御部９４は、ベルト走行モードにおいては、無段変速機構２４のベルト滑りが発生しないようにしつつ無段変速機構２４の目標変速比γcvttを達成するように、プライマリ圧Ｐpriとセカンダリ圧Ｐsecとを制御する油圧制御指令信号Ｓcvtを油圧制御回路４６へ出力して、無段変速機構２４の変速を実行する。

具体的には、変速制御部９４は、予め定められた関係である例えばＣＶＴ変速マップにアクセル操作量θacc及び車速Ｖを適用することで目標プライマリ回転速度Ｎpritを算出する。変速制御部９４は、目標プライマリ回転速度Ｎpritに基づいて目標変速比γcvtt（＝Ｎprit／Ｎsec）を算出する。変速制御部９４は、予め定められた関係である例えばエンジントルクマップにスロットル開度tap及びエンジン回転速度Ｎeを適用することでエンジントルクＴeの推定値を算出する。変速制御部９４は、エンジントルクＴeの推定値と予め定められた関係である例えばトルクコンバータ２０の特性とに基づいてタービントルクＴtを算出する。変速制御部９４は、プライマリプーリ６０に入力される入力トルクであるプライマリ入力トルクＴpriとして、タービントルクＴtを用いる。プライマリ入力トルクＴpriは、プライマリ軸５８におけるトルクである。変速制御部９４は、予め定められた関係である推力比マップに目標変速比γcvtt及びトルク比を適用することで、目標変速比γcvttを実現する為の推力比τを算出する。このトルク比は、上記算出されたプライマリ入力トルクＴpriと、予め定められたプライマリプーリ６０に入力可能な限界のトルクＴprilimとの比（＝Ｔpri／Ｔprilim）である。変速制御部９４は、この推力比τを達成する為の目標プライマリ推力Ｗprit及び目標セカンダリ推力Ｗsectを算出する。一方の推力が決められれば、目標変速比γcvttを実現する為の推力比τに基づいて他方の推力も決められる。変速制御部９４は、目標プライマリ推力Ｗprit及び目標セカンダリ推力Ｗsectを、目標プライマリ圧Ｐprit（＝Ｗprit／受圧面積）及び目標セカンダリ圧Ｐsect（＝Ｗsect／受圧面積）に各々変換する。変速制御部９４は、目標プライマリ圧Ｐprit及び目標セカンダリ圧Ｐsectが得られるように、プライマリ圧Ｐpriとセカンダリ圧Ｐsecとを制御する油圧制御指令信号Ｓcvtを油圧制御回路４６へ出力する。油圧制御回路４６は、その油圧制御指令信号Ｓcvtに従って、各ソレノイド弁を作動させてプライマリ圧Ｐpri及びセカンダリ圧Ｐsecを調圧する。尚、上述した無段変速機構２４の変速制御の説明では、便宜上、目標変速比γcvttを一定に維持する為の推力について述べた。無段変速機構２４の変速過渡においては、目標のアップシフト或いは目標のダウンシフトを実現する為の推力がこの一定に維持する為の推力に加えられる。

目標プライマリ推力Ｗprit及び目標セカンダリ推力Ｗsectの算出では、必要最小限の推力で無段変速機構２４のベルト滑りを防止する為に必要となる推力である必要推力が考慮される。この必要推力は、無段変速機構２４のベルト滑りが発生する直前の推力である滑り限界推力である。

変速制御部９４は、プライマリプーリ６０の限界推力であるプライマリ限界推力Ｗprilimと、セカンダリプーリ６４の限界推力であるセカンダリ限界推力Ｗseclimを設定する。変速制御部９４は、次式（１）を用いてプライマリ限界推力Ｗprilimを設定する。変速制御部９４は、次式（２）を用いてセカンダリ限界推力Ｗseclimを設定する。次式（１）及び次式（２）において、「α」は各プーリ６０，６４のシーブ角、「μ」はベルトエレメントとシーブとの間の摩擦係数、「Ｒpri」は無段変速機構２４の変速比γcvtに基づいて算出されるプライマリプーリ６０側のベルト掛かり径、「γcvt×Ｔpri」はセカンダリプーリ６４に入力されるトルク、「Ｒsec」は無段変速機構２４の変速比γcvtに基づいて算出されるセカンダリプーリ６４側のベルト掛かり径をそれぞれ示している。

Ｗprilim＝（Ｔpri×cosα）／（２×μ×Ｒpri） …（１）
Ｗseclim＝（γcvt×Ｔpri×cosα）／（２×μ×Ｒsec） …（２）

変速制御部９４は、プライマリ限界推力Ｗprilim及び目標変速比γcvttを実現する為の推力比τに基づいて、変速制御の為に必要なセカンダリプーリ６４の推力であるセカンダリ変速制御推力Ｗsecsh（＝τ×Ｗprilim）を算出する。変速制御部９４は、セカンダリ限界推力Ｗseclim及びセカンダリ変速制御推力Ｗsecshのうちの大きい方を、目標セカンダリ推力Ｗsectとして設定する。変速制御部９４は、目標セカンダリ推力Ｗsect及び目標変速比γcvttを実現する為の推力比τに基づいて、目標プライマリ推力Ｗprit（＝Ｗsect／τ）を算出する。

前述したように、第１動力伝達経路ＰＴ１が形成された状態であるギヤ走行モードから第２動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態であるベルト走行モードへ切り替える動力伝達装置１６のアップシフトは、第１クラッチＣ１の解放と第２クラッチＣ２の係合とによる有段変速制御によって実行される。ギヤ走行モードからベルト走行モードへ切り替える動力伝達装置１６のアップシフトを有段アップシフトと称する。この有段アップシフトは、制御性を考慮すると、一方のギヤ段から他方のギヤ段への有段変速制御と同様に、ギヤ機構２８の変速比ＥＬから予め定められた無段変速機構２４の変速比γcvtへアップシフトすることが望ましい。

有段アップシフト時の無段変速機構２４の変速比γcvtは、有段アップシフトによるプライマリ回転速度Ｎpriの変化量の抑制、又は、駆動力の連続性などを考慮すると、無段変速機構２４にて形成される変速比範囲のうちの、ギヤ機構２８の変速比ＥＬに比較的近い変速比γcvtとなる所定ロー側変速比γlowfが適切である。プライマリ回転速度Ｎpriの変化量の抑制は、例えば第２クラッチＣ２の係合時の発熱量を抑制することにつながる。前述したように、有段アップシフトはギヤ機構２８の変速比ＥＬと、無段変速機構２４の最ロー変速比γmaxとを切り替える為のアップシフト線を用いて判断される。本実施例では、所定ロー側変速比γlowfは、予め定められた無段変速機構２４の最ロー変速比γmaxである。

許可変速比設定部９６は、有段アップシフトを許可する無段変速機構２４の変速比γcvtとして、所定ロー側変速比γlowfとしての最ロー変速比γmaxを設定する。有段アップシフトを許可する無段変速機構２４の変速比γcvtを、アップシフト許可変速比γuppと称する。有段アップシフトを許可することは、有段変速マップを用いて判断された有段アップシフトを実行する為の油圧制御指令信号Ｓcbdの出力を許可することである。

図５は、車速Ｖとアップシフト許可変速比γuppとの関係を示す図である。図６は、有段変速マップ及びＣＶＴ変速マップを示す概略図に、図５に対応するアップシフト許可変速比γuppを示した図である。図５及び図６は何れも、アップシフト許可変速比γuppとして最ロー変速比γmaxのみが設定される場合の比較例を示す図である。図５、図６において、無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー変速比γmaxである場合には、有段アップシフトが許可される一方で、無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー変速比γmaxでない場合には、有段アップシフトが禁止される。

変速制御部９４は、ギヤ走行モードでの走行中には、有段アップシフトに備えて、無段変速機構２４の変速比γcvtを最ロー変速比γmaxとするように制御する。又は、変速制御部９４は、ギヤ走行モードでの走行中に有段アップシフトの実行を判断した際には、無段変速機構２４の変速比γcvtを最ロー変速比γmaxとするように制御する。

ところで、故障又は制御上の制約などによって、無段変速機構２４の変速比γcvtを最ロー変速比γmaxに制御できないようなベルト戻り不良が発生する可能性がある。アップシフト許可変速比γuppとして最ロー変速比γmaxのみが設定される場合、ベルト戻り不良が発生すると、有段アップシフトが許可されない。ギヤ走行モードでの走行時に有段アップシフトを実行できないと、ギヤ機構２８の変速比ＥＬのままで高車速領域も走行することになるので、エンジン回転速度Ｎeがオーバーレブ領域に到達する程の高回転速度となる可能性がある。このような高回転速度の状態でアクセルオンが継続されると、エンジン１２のフューエルカット制御の頻度が増加して、ドライバビリティの低下を招くおそれがある。

許可変速比設定部９６は、車速Ｖが所定車速Ｖfよりも高い場合には、アップシフト許可変速比γuppとして、最ロー変速比γmaxから最ロー変速比γmaxよりもハイ側となる所定ハイ側変速比γhifまでの間の変速比γcvtを設定する。

所定車速Ｖfは、ギヤ走行モードでの走行においてエンジン回転速度Ｎeが許容される上限回転速度となる、予め定められた限界車速である。上記上限回転速度は、エンジン１２において許容されるエンジン回転速度Ｎeの範囲のうちの上限の回転速度である。エンジン１２において許容されるエンジン回転速度Ｎeの範囲は、予め定められたエンジン回転速度Ｎeのオーバーレブ領域よりも低回転速度の領域である。

所定ハイ側変速比γhifは、有段アップシフト時に係合される第２クラッチＣ２の係合過程における発熱要件を満たすことができる、予め定められた限界変速比である。有段アップシフト時における無段変速機構２４の変速比γcvtがハイ側である程、有段アップシフトに伴って低下させられるプライマリ回転速度Ｎpriの変化量が大きくされる為、第２クラッチＣ２の係合過程における発熱量が大きくされる。発熱による第２クラッチＣ２の耐久性の低下が抑制されるように上記限界変速比が予め定められている。第２クラッチＣ２の係合過程における発熱要件を満たすことは、第２クラッチＣ２の係合過程における発熱による第２クラッチＣ２の耐久性の低下を抑制することである。

有段アップシフト時における無段変速機構２４の変速比γcvtが同じ値である場合、車速Ｖが高い程、第２クラッチＣ２の係合過程における発熱の要因となる、有段アップシフトに伴って低下させられるプライマリ回転速度Ｎpriの変化量が大きくされる。所定ハイ側変速比γhifは、発熱による第２クラッチＣ２の耐久性の低下が抑制されるように、車速Ｖが高い程、ロー側の変速比γcvtとされている。

図２は、車速Ｖとアップシフト許可変速比γuppとの関係を示す図である。図３は、有段変速マップ及びＣＶＴ変速マップを示す概略図に、図２に対応するアップシフト許可変速比γuppを示した図である。図２及び図３は何れも、アップシフト許可変速比γuppとして最ロー変速比γmaxから所定ハイ側変速比γhifまでの間の変速比γcvtが設定される場合の本実施例の一例を示す図である。図２、図３において、無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー変速比γmaxである場合には、有段アップシフトが許可される。加えて、車速Ｖが所定車速Ｖfよりも高い場合には、無段変速機構２４の変速比γcvtが、最ロー変速比γmaxから所定ハイ側変速比γhifまでの間の変速比γcvtの範囲にて有段アップシフトが許可される。一方で、車速Ｖが所定車速Ｖf以下であり、且つ、無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー変速比γmaxでない場合には、及び、車速Ｖが所定車速Ｖfよりも高い場合であっても無段変速機構２４の変速比γcvtが所定ハイ側変速比γhifよりもハイ側の変速比γcvtである場合には、有段アップシフトが禁止される。このように、エンジン回転速度Ｎeのオーバーレブ領域手前で有段アップシフトが許可される。別の見方では、制御性が低下する可能性がある、無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー変速比γmaxでない場合の有段アップシフトが、車速Ｖが所定車速Ｖfよりも高くなるまでは許可されない。又、車速Ｖが所定車速Ｖfよりも高い場合であっても、第２クラッチＣ２の発熱要件を満たせる領域のみに限定して有段アップシフトが許可される。

状態判定部９８は、車速Ｖが所定車速Ｖfよりも高いか否かを判定する。

許可変速比設定部９６は、状態判定部９８により車速Ｖが所定車速Ｖf以下であると判定された場合には、アップシフト許可変速比γuppとして、最ロー変速比γmaxを設定する。許可変速比設定部９６は、状態判定部９８により車速Ｖが所定車速Ｖfよりも高いと判定された場合には、アップシフト許可変速比γuppとして、最ロー変速比γmaxから、第２クラッチＣ２の発熱要件を満たせる所定ハイ側変速比γhifまでの間の変速比γcvtを設定する。

図４は、電子制御装置９０の制御作動の要部すなわちアップシフト許可変速比γuppを設定する場合にドライバビリティの低下を抑制する為の制御作動を説明するフローチャートであり、例えば走行中に繰り返し実行される。

図４において、先ず、状態判定部９８の機能に対応するステップ（以下、ステップを省略する）Ｓ１０において、車速Ｖが所定車速Ｖfよりも高いか否かが判定される。上記Ｓ１０の判断が肯定される場合は許可変速比設定部９６の機能に対応するＳ２０において、アップシフト許可変速比γuppとして、最ロー変速比γmaxから第２クラッチＣ２の発熱要件を満たせる所定ハイ側変速比γhifまでの間の変速比γcvtが設定される。上記Ｓ１０の判断が否定される場合は許可変速比設定部９６の機能に対応するＳ３０において、アップシフト許可変速比γuppとして、最ロー変速比γmaxが設定される。

上述のように、本実施例によれば、アップシフト許可変速比γuppとして、所定ロー側変速比γlowfとしての最ロー変速比γmaxが設定されるので、有段アップシフトの制御性が向上される。又は、最ロー変速比γmaxは、無段変速機構２４にて形成される変速比範囲のうちの、ギヤ機構２８の変速比ＥＬに比較的近い変速比γcvtであるので、有段アップシフトに伴うプライマリ回転速度Ｎpriの変化が抑制される。加えて、車速Ｖが所定車速Ｖfよりも高い場合には、アップシフト許可変速比γuppとして、最ロー変速比γmaxから所定ハイ側変速比γhifまでの間の変速比γcvtが設定されるので、仮に故障等で無段変速機構２４の変速比γcvtを最ロー変速比γmaxに制御できないようなベルト戻り不良が発生した場合でも、車速Ｖが所定車速Ｖfよりも高い領域では有段アップシフトを行うことができる。これにより、ギヤ走行モードでの高車速領域の走行によるエンジン１２の高回転速度が抑制される。よって、アップシフト許可変速比γuppを設定する場合に、ドライバビリティの低下を抑制することができる。

また、本実施例によれば、所定車速Ｖfは、ギヤ走行モードでの走行においてエンジン回転速度Ｎeが許容される上限回転速度となる、予め定められた限界車速であるので、エンジン回転速度Ｎeが上限回転速度を超えることが回避又は抑制される。又は、無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー変速比γmaxでないときに行われる有段アップシフトが許可されない車速領域ができるだけ大きくされる。

また、本実施例によれば、有段アップシフトは、第１クラッチＣ１の解放と第２クラッチＣ２の係合とによる有段変速制御によって実行されるので、アップシフト許可変速比γuppの設定によって有段アップシフトの制御性が向上される。

また、本実施例によれば、所定ハイ側変速比γhifは、第２クラッチＣ２の係合過程における発熱要件を満たすことができる、予め定められた限界変速比であるので、無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー変速比γmaxでない場合の有段アップシフトによる第２クラッチＣ２の耐久性の低下が抑制される。

また、本実施例によれば、所定ハイ側変速比γhifは、車速Ｖが高い程、ロー側の変速比γcvtとされるので、有段アップシフトに伴うプライマリ回転速度Ｎpriの変化量の増大が抑制される。これにより、無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー変速比γmaxでない場合の有段アップシフトによる第２クラッチＣ２の耐久性の低下が適切に抑制される。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

例えば、前述の実施例では、所定ロー側変速比γlowfは最ロー変速比γmaxであったが、この態様に限らない。例えば、所定ロー側変速比γlowfは、最ロー変速比γmax及び最ロー変速比γmax近傍の変速比であっても良い。つまり、所定ロー側変速比γlowfは、必ずしも最ロー変速比γmaxでなくても良く、有段アップシフトによるプライマリ回転速度Ｎpriの変化量が抑制されるなどすれば、最ロー変速比γmax近傍の変速比γcvtであっても良い。

また、前述の実施例では、所定車速Ｖfは、ギヤ走行モードでの走行においてエンジン回転速度Ｎeが許容される上限回転速度となる、予め定められた限界車速であったが、この態様に限らない。エンジン回転速度Ｎeがオーバーレブ領域に到達する程の高回転速度となることを回避するという観点では、所定車速Ｖfは上記限界車速よりも低い車速Ｖであっても良い。例えば、所定車速Ｖfは、有段アップシフトが判断される、予め定められた変速車速であっても良い。変速車速は、例えば予め定められたアップシフト線において有段アップシフトが判断されるときの車速Ｖである。これにより、エンジン回転速度Ｎeが上記上限回転速度を超えることが確実に回避又は抑制される。

また、前述の実施例において、許可変速比設定部９６により、車速Ｖが所定車速Ｖfよりも高い場合に、アップシフト許可変速比γuppとして、最ロー変速比γmaxから所定ハイ側変速比γhifまでの間の変速比γcvtが設定されるという実施態様は、故障等によってベルト戻り不良が発生している場合に実行されるようにしても良い。例えば、図４のフローチャートでは、ベルト戻り不良が発生しているか否かを判定するステップが実行され、このステップにてベルト戻り不良が発生していると判定された場合にはＳ１０のステップが実行されるようにしても良い。又、図４のフローチャートにてベルト戻り不良が発生しているか否かを判定するステップが実行される実施態様では、このステップにてベルト戻り不良が発生していないと判定された場合には、例えば図５に示すように、車速Ｖに拘わらず、アップシフト許可変速比γuppとして最ロー変速比γmaxのみが設定される。

また、前述の実施例では、無段変速機構２４は、ベルト式の無段変速機であったが、この態様に限らない。例えば、第２動力伝達経路ＰＴ２に設けられる無段変速機構は、公知のトロイダル式の無段変速機であっても良い。トロイダル式の無段変速機の場合には、ベルト戻り不良は発生しないが、故障又は制御上の制約などによって、変速比を最ロー変速比に制御できない可能性はある。

また、前述の実施例では、第２クラッチＣ２は、セカンダリプーリ６４と出力軸３０との間の動力伝達経路に設けられていたが、この態様に限らない。例えば、セカンダリ軸６２が出力軸３０と一体的に連結されると共に、プライマリ軸５８は第２クラッチＣ２を介して入力軸２２と連結されても良い。つまり、第２クラッチＣ２は、プライマリプーリ６０と入力軸２２との間の動力伝達経路に設けられていても良い。

また、前述の実施例では、ギヤ機構２８は、無段変速機構２４の最ロー変速比γmaxよりもロー側の変速比となる１つのギヤ段が形成されるギヤ機構であったが、この態様に限らない。例えば、ギヤ機構２８は、変速比が異なる複数のギヤ段が形成されるギヤ機構であっても良い。つまり、ギヤ機構２８は２段以上に変速される有段変速機であっても良い。又は、ギヤ機構２８は、無段変速機構２４の最ハイ変速比γminよりもハイ側の変速比、及び最ロー変速比γmaxよりもロー側の変速比を形成するギヤ機構であっても良い。

また、前述の実施例では、動力伝達装置１６の走行モードを、予め定められたアップシフト線及びダウンシフト線を用いて切り替えたが、この態様に限らない。例えば、車速Ｖ及びアクセル操作量θaccに基づいて要求駆動力Ｆdemを算出し、その要求駆動力Ｆdemを満たすことができる変速比を設定することで、動力伝達装置１６の走行モードを切り替えても良い。

また、前述の実施例では、流体式伝動装置としてトルクコンバータ２０が用いられたが、この態様に限らない。例えば、トルクコンバータ２０に替えて、トルク増幅作用のないフルードカップリングなどの他の流体式伝動装置が用いられても良い。或いは、この流体式伝動装置は必ずしも設けられなくても良い。又、ギヤ機構２８を介した第１動力伝達経路ＰＴ１には、噛合式クラッチＤ１が設けられていたが、この噛合式クラッチＤ１は本発明を実施する上では、必ずしも設けられなくても良い。

尚、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

１２：エンジン（動力源）
１４：駆動輪
１６：車両用動力伝達装置
２２：入力軸（入力回転部材）
２４：無段変速機構
２８：ギヤ機構
３０：出力軸（出力回転部材）
６０：プライマリプーリ
６４：セカンダリプーリ
６６：伝動ベルト（伝達要素）
９０：電子制御装置（制御装置）
９６：許可変速比設定部
ＰＴ１：第１動力伝達経路
ＰＴ２：第２動力伝達経路
Ｃ１：第１クラッチ（第１係合装置）
Ｃ２：第２クラッチ（第２係合装置）

Claims (8)

1. 動力源の動力が伝達される入力回転部材と駆動輪へ前記動力を出力する出力回転部材との間に並列に設けられた、前記動力を前記入力回転部材から前記出力回転部材へ各々伝達することが可能な複数の動力伝達経路を備え、前記複数の動力伝達経路は、ギヤ段を有するギヤ機構を介した第１動力伝達経路と、形成される変速比範囲のうちの最ロー側の変速比が前記第１動力伝達経路にて形成される変速比よりもハイ側の変速比とされた、無段変速機構を介した第２動力伝達経路とを有している車両用動力伝達装置の、制御装置であって、
   前記第１動力伝達経路が形成された状態から前記第２動力伝達経路が形成された状態へ切り替える前記車両用動力伝達装置の有段のアップシフトを許可する前記無段変速機構の変速比として、所定ロー側変速比を設定すると共に、車速が所定車速よりも高い場合には、前記アップシフトを許可する前記無段変速機構の変速比として、前記所定ロー側変速比から前記所定ロー側変速比よりもハイ側となる所定ハイ側変速比までの間の変速比を設定する許可変速比設定部を含むことを特徴とする車両用動力伝達装置の制御装置。
2. 前記所定ロー側変速比は、予め定められた前記無段変速機構の最ロー変速比、又は、予め定められた前記最ロー変速比及び前記最ロー変速比近傍の変速比であることを特徴とする請求項１に記載の車両用動力伝達装置の制御装置。
3. 前記所定車速は、前記第１動力伝達経路が形成された状態での走行において前記動力源の回転速度が許容される上限回転速度となる、予め定められた限界車速であることを特徴とする請求項１又は２に記載の車両用動力伝達装置の制御装置。
4. 前記所定車速は、前記アップシフトが判断される、予め定められた変速車速であることを特徴とする請求項１又は２に記載の車両用動力伝達装置の制御装置。
5. 前記第１動力伝達経路は、前記第１動力伝達経路に設けられた第１係合装置の係合によって形成されるものであり、
   前記第２動力伝達経路は、前記第２動力伝達経路に設けられた第２係合装置の係合によって形成されるものであり、
   前記アップシフトは、前記第１係合装置の解放と前記第２係合装置の係合とによる有段変速制御によって実行されることを特徴とする請求項１から４の何れか１項に記載の車両用動力伝達装置の制御装置。
6. 前記第２係合装置は摩擦係合装置であり、
   前記所定ハイ側変速比は、前記第２係合装置の係合過程における発熱要件を満たすことができる、予め定められた限界変速比であることを特徴とする請求項５に記載の車両用動力伝達装置の制御装置。
7. 前記所定ハイ側変速比は、前記車速が高い程、ロー側の変速比とされることを特徴とする請求項６に記載の車両用動力伝達装置の制御装置。
8. 前記無段変速機構は、プライマリプーリとセカンダリプーリとの間に伝達要素が巻き掛けられたベルト式の無段変速機であることを特徴とする請求項１から７の何れか１項に記載の車両用動力伝達装置の制御装置。

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