JP6935763B2 - 車両の制御装置 - 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複数の動力伝達経路を有し、前記複数の動力伝達経路は、第１係合装置の係合によって形成される、ギヤ段を有するギヤ機構を介した第１動力伝達経路、及び第２係合装置の係合によって形成される、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無段変速機構を介した第２動力伝達経路である車両用動力伝達装置を備えた車両の制御装置が良く知られている。例えば、特許文献１に記載された自動変速機の油圧制御装置がそれである。この特許文献１には、第１動力伝達経路及び第２動力伝達経路を並列に有する車両用動力伝達装置を備えた車両において、調圧された油圧を第２係合装置へ供給可能な第１の状態とその調圧された油圧の元圧を第２係合装置へ供給可能な第２の状態とに切替え可能なシーケンスバルブ、及び第２係合装置へ油圧が供給される場合には第１係合装置を係合する為の油圧の供給を遮断することが可能なクラッチアプライコントロールバルブを有する油圧制御回路を備え、第１動力伝達経路を用いた第１走行モードでの走行と第２動力伝達経路を用いた第２走行モードでの走行とを選択的に行うことが開示されている。

特開２０１７−４８８９８号公報

ところで、無段変速機構の変速制御に用いる無段変速機構への入力トルクを、例えば解放状態や係合状態で表される第２係合装置の作動状態に応じて算出することが考えられる。例えば、第２係合装置が解放状態であるときには、無段変速機構への入力トルクを第２係合装置の引き摺りトルクとすることが考えられる。一方で、第２係合装置が解放状態であるときにシーケンスバルブが第２の状態に切り替えられた場合、元圧が第２係合装置に供給されるので、第２係合装置は調圧された油圧による係合時に比べて急な係合とされる。この場合、シーケンスバルブが第２の状態に切り替えられた後に、第２係合装置の係合に合わせて無段変速機構への入力トルクの算出値を切り替え、無段変速機構における伝達要素のトルク容量を増加させることが考えられる。しかしながら、実際の無段変速機構への入力トルクの増加に対して伝達要素のトルク容量の増加に応答遅れがあると伝達要素の滑りが生じる可能性がある。このような現象は、動力源の出力トルクが大きい程生じ易い。このように、第２係合装置が解放状態であるときに無段変速機構への入力トルクを一律に第２係合装置の引き摺りトルクとすることは、無段変速機構への入力トルクの算出方法として適切でない可能性がある。第２係合装置が解放過渡の状態であるときも含め、第２係合装置が解放状態であるときに無段変速機構への入力トルクを精度良く算出することが望まれる。

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２係合装置が完全解放の状態又は解放過渡の状態であるときに無段変速機構への入力トルクの算出精度を向上することができる車両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有し、前記複数の動力伝達経路は、第１係合装置の係合によって形成される、ギヤ段を有するギヤ機構を介した第１動力伝達経路、及び第２係合装置の係合によって形成される、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無段変速機構を介した第２動力伝達経路である車両用動力伝達装置と、調圧された油圧を前記第２係合装置へ供給可能な第１の状態と前記調圧された油圧の元圧を前記第２係合装置へ供給可能な第２の状態とに切替え可能なシーケンスバルブを有する油圧制御回路とを備え、前記第１動力伝達経路を用いて走行することが可能な走行モードである第１走行モードでの走行と前記第２動力伝達経路を用いて走行することが可能な走行モードである第２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車両の、制御装置であって、（ｂ）前記シーケンスバルブの前記第２の状態への切替え時は、前記走行モードを前記第２走行モードとする変速制御部を含み、（ｃ）前記変速制御部は、前記第２係合装置が完全解放の状態又は解放過渡の状態であるときに、前記走行モードが前記第２走行モードである場合には、前記伝達要素の滑り防止の為に必要となる、前記プライマリプーリの油圧アクチュエータによって付与される前記伝達要素を挟圧する前記プライマリプーリの推力及び前記セカンダリプーリの油圧アクチュエータによって付与される前記伝達要素を挟圧する前記セカンダリプーリの推力の、各々の算出に用いる前記無段変速機構への入力トルクとして、前記入力回転部材上に換算した前記動力源の出力トルク及び前記入力回転部材上に換算した前記第２係合装置の引き摺りトルクのうちの大きい方のトルクを選択することにある。

前記第１の発明によれば、第２係合装置が完全解放の状態又は解放過渡の状態であるときに、走行モードが第２走行モードである場合には、伝達要素の滑り防止の為に必要となるプライマリプーリの推力及びセカンダリプーリの推力の各々の算出に用いる無段変速機構への入力トルクとして、入力回転部材上に換算した動力源の出力トルク及び入力回転部材上に換算した第２係合装置の引き摺りトルクのうちの大きい方のトルクが選択されるので、シーケンスバルブの第２の状態への切替え時に備えることができる。又は、シーケンスバルブの第２の状態への切替え後に第２係合装置が係合されてからではなく、単にシーケンスバルブが第２の状態へ切り替えられたことだけで上述したような無段変速機構への入力トルクが算出される。これにより、シーケンスバルブの第２の状態への切替えに伴う第２係合装置の急係合時に、実際の無段変速機構への入力トルクの増加に対する伝達要素のトルク容量の増加の応答遅れによる伝達要素の滑りを抑制又は防止することができる。このように、元圧が第２係合装置へ供給されて第２係合装置が強制的に係合させられる場合を考慮した精度の高い無段変速機構への入力トルクの算出を行うことができる。よって、第２係合装置が完全解放の状態又は解放過渡の状態であるときに無段変速機構への入力トルクの算出精度を向上することができる。

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。 無段変速機構の構成及び油圧制御回路の構成を説明する為の図である。 変速制御の為に必要な推力を説明する為の一例を示す図である。 図３のｔ２時点における各推力の関係の一例を示す図である。 必要最小限の推力で目標の変速とベルト滑り防止とを両立する為の制御構造を示すブロック図である。 セカンダリプーリ側の推力の算出に用いる推力比を算出する為の推力比マップの一例を示す図である。 プライマリプーリ側の推力の算出に用いる推力比を算出する為の推力比マップの一例を示す図である。 セカンダリ差推力を算出する為の差推力マップの一例を示す図である。 プライマリ差推力を算出する為の差推力マップの一例を示す図である。 完全解放、完全係合、解放過渡、及び係合過渡の４つの状態で表される第２クラッチの作動状態と、その作動状態の切替えを判定する遷移条件との関係を示す状態遷移図である。 シーケンスバルブの構成を詳しく説明する為の図である。 電子制御装置の制御作動の要部すなわち第２クラッチが完全解放の状態又は解放過渡の状態であるときにベルト滑り防止用入力トルクの算出精度を向上する為の制御作動を説明するフローチャートである。

本発明の実施形態において、前記車両の制御装置は、前記第２係合装置に対する油圧制御の状態と前記第２係合装置における差回転速度の状態とに基づいて、完全解放、完全係合、解放過渡、及び係合過渡の４つの状態で表される前記第２係合装置の作動状態の遷移条件が成立したか否かを判定し、前記遷移条件が成立したか否かの判定結果に基づいて前記第２係合装置の作動状態を判定する作動状態判定部を更に含む。

また、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前記油圧アクチュエータとを有する。前記油圧制御回路は、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。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、前記伝達要素の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、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、前記無段変速機構の変速比は、「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。又、前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。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。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。例えば、最ロー側変速比は、最も低車速側となる最低車速側の変速比であり、変速比が最も大きな値となる最大変速比である。

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、及び無段変速機構２４を介した第２動力伝達経路ＰＴ２である。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を形成する第１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ＰＴ２を形成する第２係合装置である。第２動力伝達経路ＰＴ２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１００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１２の出力トルクであるエンジントルク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ア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。

図２は、無段変速機構２４の構成を説明する為の図である。図１、図２において、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Ｗin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Ｗin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Ｐin×受圧面積）である。つまり、プライマリ推力Ｗin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Ｐin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Ｗin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Ｗout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Ｗout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Ｐout×受圧面積）である。つまり、セカンダリ推力Ｗout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Ｐout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Ｗout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１００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Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutが各々調圧制御されることにより、プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗout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Ｗin及びセカンダリ推力Ｗout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γcvttgtとされる。尚、プライマリ回転速度Ｎpriはプライマリ軸５８の回転速度であり、セカンダリ回転速度Ｎsecはセカンダリ軸６２の回転速度である。

無段変速機構２４では、プライマリ圧Ｐin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、最ハイ側変速比γminが形成される。この最ハイ側変速比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Ｐin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、最ロー側変速比γmaxが形成される。この最ロー側変速比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Ｗinとセカンダリ推力Ｗoutとによりベルト滑りが防止されつつ、プライマリ推力Ｗinとセカンダリ推力Ｗoutとの相互関係にて目標変速比γcvttgt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。後述するように、プライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとの相互関係で、プライマリ推力Ｗinとセカンダリ推力Ｗoutとの比の値である推力比τ（＝Ｗout／Ｗin）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。推力比τは、セカンダリ推力Ｗoutのプライマリ推力Ｗinに対する比の値である。例えば、推力比τが大きくされる程、変速比γcvtが大きくされる、すなわち無段変速機構２４はダウンシフトされる。

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。無段変速機構２４の変速比γcvtは、第２動力伝達経路ＰＴ２における変速比に相当する。

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の最ロー側変速比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、最ロー側変速比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の最ロー側変速比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。尚、入力軸回転速度Ｎinは入力軸２２の回転速度であり、出力軸回転速度Ｎoutは出力軸３０の回転速度である。

車両１０では、第１走行モードとしてのギヤ走行モードでの走行と第２走行モードとしての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を用いて走行することが可能な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を用いて走行することが可能な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等が高回転化するのを防止する為である。

車両１０は、車両１０の制御装置を含むコントローラとしての電子制御装置１００を備えている。電子制御装置１００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１００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１００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１００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回転速度Ｎpri、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１００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、入力軸回転速度Ｎin（＝プライマリ回転速度Ｎpri）はタービン回転速度でもあり、又、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。又、電子制御装置１００は、プライマリ回転速度Ｎpriとセカンダリ回転速度Ｎsecとに基づいて無段変速機構２４の実際の変速比γcvtである実変速比γcvt（＝Ｎpri／Ｎsec）を算出する。

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出力軸３０が回転不能に機械的に固定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。つまり、動力伝達装置１６のニュートラル状態は、第１動力伝達経路ＰＴ１及び第２動力伝達経路ＰＴ２が何れも形成されていない状態である。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。

油圧制御回路４６は、図２に示すように、プライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰ、セカンダリ用ソレノイドバルブＳＬＳ、Ｃ１用ソレノイドバルブＳＬ１、Ｃ２用ソレノイドバルブＳＬ２、Ｄ１用ソレノイドバルブＳＬＧ、マニュアルバルブ８６、プライマリ圧コントロールバルブ８８、セカンダリ圧コントロールバルブ９０、シーケンスバルブ９２、Ｃ１コントロールバルブ９４、及びアキュムレータ９６などを備えている。

マニュアルバルブ８６は、シフトレバー８４における切替操作に連動して機械的に油路が切り替えられる。マニュアルバルブ８６は、シフトレバー８４がＤ操作ポジションにあるときには、入力されたモジュレータ圧ＰＭをドライブ圧ＰＤとして出力し、シフトレバー８４がＲ操作ポジションにあるときには、入力されたモジュレータ圧ＰＭをリバース圧ＰＲとして出力する。又、マニュアルバルブ８６は、シフトレバー８４がＮ操作ポジション或いはＰ操作ポジションにあるときには、油圧の出力を遮断し、ドライブ圧ＰＤ及びリバース圧ＰＲを排出側へ導く。ドライブ圧ＰＤは、Ｄレンジ圧又は前進油圧ともいう。リバース圧ＰＲは、Ｒレンジ圧又は後進油圧ともいう。モジュレータ圧ＰＭは、ライン圧ＰＬを元圧として、不図示のモジュレータバルブにより一定値に調圧された油圧である。ライン圧ＰＬは、オイルポンプ４４が発生する油圧を元圧として、不図示のプライマリレギュレータバルブにより例えばスロットル開度tap等で表されるエンジン負荷に応じて調圧された油圧である。

各ソレノイドバルブＳＬＰ、ＳＬＳ、ＳＬ１、ＳＬ２、ＳＬＧは、各々、電子制御装置１００により電流制御が為されることで、調圧した油圧を出力する。プライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰは、ノーマリーオープン式の電磁弁であり、モジュレータ圧ＰＭを元圧として、プライマリ圧Ｐinを制御する為のＳＬＰ圧Ｐslpを出力する。セカンダリ用ソレノイドバルブＳＬＳは、ノーマリーオープン式の電磁弁であり、モジュレータ圧ＰＭを元圧として、セカンダリ圧Ｐoutを制御する為のＳＬＳ圧Ｐslsを出力する。Ｃ１用ソレノイドバルブＳＬ１は、ノーマリークローズ式の電磁弁であり、ドライブ圧ＰＤを元圧として、第１クラッチＣ１へ供給される油圧であるＣ１クラッチ圧Ｐc1となり得るＳＬ１圧Ｐsl1を出力する。Ｃ２用ソレノイドバルブＳＬ２は、ノーマリークローズ式の電磁弁であり、ドライブ圧ＰＤを元圧として、第２クラッチＣ２へ供給される油圧であるＣ２クラッチ圧Ｐc2となり得るＳＬ２圧Ｐsl2を出力する。Ｄ１用ソレノイドバルブＳＬＧは、ノーマリークローズ式の電磁弁であり、モジュレータ圧ＰＭを元圧として、噛合式クラッチＤ１の作動状態を切り替える為の不図示の油圧アクチュエータへ供給される油圧となり得るＳＬＧ圧Ｐslgを出力する。ノーマリーオープン式の電磁弁は、例えば電子制御装置１００からの駆動電流が途絶える断線時には最大油圧を出力するオンフェール状態とされる一方で、ノーマリークローズ式の電磁弁は、断線時には油圧を出力しないオフフェール状態とされる。

プライマリ圧コントロールバルブ８８は、ライン圧ＰＬを元圧として、ＳＬＰ圧Ｐslpに基づいて作動させられることでプライマリ圧Ｐinを調圧する。プライマリ圧コントロールバルブ８８では、ＳＬＰ圧Ｐslpが大きい程、プライマリ圧Ｐinが大きくされる。セカンダリ圧コントロールバルブ９０は、ライン圧ＰＬを元圧として、ＳＬＳ圧Ｐslsに基づいて作動させられることでセカンダリ圧Ｐoutを調圧する。

シーケンスバルブ９２は、ＳＬＰ圧Ｐslpに基づいて、ＳＬ２圧Ｐsl2を第２クラッチＣ２へ供給する油路を形成する第１の状態としての正常位置と、ドライブ圧ＰＤを第２クラッチＣ２へ供給する油路を形成する第２の状態としてのフェール位置とに、弁位置が択一的に切り替えられる。このように、シーケンスバルブ９２は、調圧された油圧であるＳＬ２圧Ｐsl2を第２クラッチＣ２へ供給可能な第１の状態と、ＳＬ２圧Ｐsl2の元圧であるドライブ圧ＰＤを第２クラッチＣ２へ供給可能な第２の状態とに切替え可能なシーケンスバルブである。ＳＬ２圧Ｐsl2やドライブ圧ＰＤは、シーケンスバルブ９２を介してＣ２クラッチ圧Ｐc2として第２クラッチＣ２へ供給される。

Ｃ１コントロールバルブ９４は、ＳＬ１圧Ｐsl1及びＣ２クラッチ圧Ｐc2に基づいて、ＳＬ１圧Ｐsl1を第１クラッチＣ１へ供給する油路を形成する通常状態としての正常位置と、Ｃ１クラッチ圧Ｐc1を排出する油路を形成するタイアップ防止状態としてのフェール位置とに、弁位置が択一的に切り替えられる。Ｃ１コントロールバルブ９４は、ＳＬ１圧Ｐsl1及びＣ２クラッチ圧Ｐc2が共に付与されることでフェール位置に切り替えられる。ＳＬ１圧Ｐsl1は、Ｃ１コントロールバルブ９４を介してＣ１クラッチ圧Ｐc1として第１クラッチＣ１へ供給される。Ｃ１コントロールバルブ９４は、Ｃ１クラッチ圧Ｐc1としてＳＬ１圧Ｐsl1を第１クラッチＣ１へ供給する油路を遮断することで第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２との同時係合によるタイアップを防止するフェールセーフバルブとして機能する。

アキュムレータ９６は、ドライブ圧ＰＤが流通するドライブ圧油路９８に接続されている。アキュムレータ９６は、スプリングや作動油の漏れを抑制するシール部材などを備え、油圧の蓄圧と蓄圧した油圧の供給とが可能な公知の蓄圧器である。アキュムレータ９６内の油圧よりもドライブ圧油路９８の油圧が高い場合には、ドライブ圧油路９８からアキュムレータ９６に油圧が供給され、アキュムレータ９６内の油圧がドライブ圧油路９８の油圧よりも高い場合には、アキュムレータ９６からドライブ圧油路９８に油圧が供給される。

第１クラッチＣ１は、Ｃ１クラッチ圧Ｐc1に応じてトルク容量が変化させられることで作動状態が切り替えられる。第２クラッチＣ２は、Ｃ２クラッチ圧Ｐc2に応じてトルク容量が変化させられることで作動状態が切り替えられる。第１クラッチＣ１のトルク容量は、Ｃ１クラッチトルクＴcltc1である。第２クラッチＣ２のトルク容量は、Ｃ２クラッチトルクＴcltc2である。このように、油圧制御回路４６は、電子制御装置１００が出力する油圧制御指令信号Ｓcbdである油圧指示値に基づいて各クラッチ圧Ｐc1，Ｐc2を供給する。Ｃ１クラッチ圧Ｐc1に対応する油圧指示値はＣ１指示圧であり、Ｃ２クラッチ圧Ｐc2に対応する油圧指示値はＣ２指示圧である。

電子制御装置１００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１０２及び変速制御手段すなわち変速制御部１０４を備えている。

エンジン制御部１０２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を適用することで目標駆動力Ｆwtgtを算出する。エンジン制御部１０２は、その目標駆動力Ｆwtgtが得られる目標エンジントルクＴetgtを設定し、その目標エンジントルクＴetgt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１０４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１０４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１０４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１０４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１０４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の最ロー側変速比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１０４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。このように、変速制御部１０４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、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のアップシフトを実行する。本実施例では、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。

変速制御部１０４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。このように、変速制御部１０４は、第２クラッチＣ２の解放と第１クラッチＣ１の係合とによる有段変速制御によって、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から第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へ切り替える動力伝達装置１６のダウンシフトを実行する。本実施例では、ベルト走行モードからギヤ走行モードへ切り替える動力伝達装置１６のダウンシフトを有段ダウンシフトと称する。

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１０４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γcvttgtを達成するように、プライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐout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。この油圧制御指令信号Ｓcvtは、プライマリ圧Ｐinを目標プライマリ圧Ｐintgtとする為のプライマリ指示圧Ｓpin、及びセカンダリ圧Ｐoutを目標セカンダリ圧Ｐouttgtとする為のセカンダリ指示圧Ｓpoutである。

目標プライマリ圧Ｐintgtは、プライマリプーリ６０の目標推力すなわちプライマリ推力Ｗinの目標値であるプライマリ目標推力Ｗintgtを生じさせるプライマリ圧Ｐinの目標値である。目標セカンダリ圧Ｐouttgtは、セカンダリプーリ６４の目標推力すなわちセカンダリ推力Ｗoutの目標値であるセカンダリ目標推力Ｗouttgtを生じさせるセカンダリ圧Ｐoutの目標値である。プライマリ目標推力Ｗintgt及びセカンダリ目標推力Ｗouttgt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ベルト滑り限界推力Ｗlmtである。本実施例では、ベルト滑り限界推力Ｗlmtを滑り限界推力Ｗlmtと称する。

具体的には、変速制御部１０４は、プライマリ目標推力Ｗintgt及びセカンダリ目標推力Ｗouttgtを各々算出する。変速制御部１０４は、セカンダリ目標推力Ｗouttgtとして、プライマリプーリ６０における滑り限界推力Ｗlmtであるプライマリ側滑り限界推力Ｗinlmtに基づいて算出したセカンダリ推力Ｗoutと、セカンダリプーリ６４における滑り限界推力Ｗlmtであるセカンダリ側滑り限界推力Ｗoutlmtとのうちの大きい方の推力を選択する。プライマリ側滑り限界推力Ｗinlmtに基づいて算出したセカンダリ推力Ｗoutは、後述するように、セカンダリプーリ６４側にて変速制御の為に必要な推力であるセカンダリ側変速制御推力Ｗoutshである。

変速制御部１０４は、プライマリ目標推力Ｗintgtとして、セカンダリ目標推力Ｗouttgtに基づいて算出したプライマリ推力Ｗinを設定する。セカンダリ目標推力Ｗouttgtに基づいて算出したプライマリ推力Ｗinは、後述するように、プライマリプーリ６０側にて変速制御の為に必要な推力であるプライマリ側変速制御推力Ｗinshである。又、変速制御部１０４は、後述するように、目標変速比γcvttgtと実変速比γcvtとの変速比偏差Δγcvt（＝γcvttgt−γcvt）に基づいたプライマリ推力Ｗinのフィードバック制御により、プライマリ側変速制御推力Ｗinshを補正する、すなわちプライマリ目標推力Ｗintgtを補正する。

前述したプライマリ側変速制御推力Ｗinshの補正では、変速比偏差Δγcvtに替えて、変速比γcvtと１対１に対応するパラメータにおける目標値と実際値との偏差が用いられても良い。例えば、プライマリ側変速制御推力Ｗinshの補正では、プライマリプーリ６０における目標プーリ位置Ｘintgtと実プーリ位置Ｘin（図２参照）との偏差ΔＸin（＝Ｘintgt−Ｘin）、セカンダリプーリ６４における目標プーリ位置Ｘouttgtと実プーリ位置Ｘout（図２参照）との偏差ΔＸout（＝Ｘouttgt−Ｘout）、プライマリプーリ６０における目標ベルト掛かり径Ｒintgtと実ベルト掛かり径Ｒin（図２参照）との偏差ΔＲin（＝Ｒintgt−Ｒin）、セカンダリプーリ６４における目標ベルト掛かり径Ｒouttgtと実ベルト掛かり径Ｒout（図２参照）との偏差ΔＲout（＝Ｒouttgt−Ｒout）、目標プライマリ回転速度Ｎpritgtと実プライマリ回転速度Ｎpriとの偏差ΔＮpri（＝Ｎpritgt−Ｎpri）などを用いることができる。

前述した変速制御の為に必要な推力は、目標の変速を実現する為に必要な推力であって、目標変速比γcvttgt及び目標変速速度ｄγtgtを実現する為に必要な推力である。変速速度ｄγは、例えば単位時間当たりの変速比γcvtの変化量（＝dγcvt/dt）である。本実施例では、変速速度ｄγを、伝動ベルト６６のエレメント１個当たりのプーリ位置移動量（＝dＸ/dＮelm）として定義する。「dＸ」は、単位時間当たりのプーリの軸方向変位量[mm/ms]であり、「dＮelm」は、単位時間当たりにプーリに噛み込むエレメント数[個/ms]である。変速速度ｄγとしては、プライマリ変速速度ｄγin（＝dＸin/dＮelmin）と、セカンダリ変速速度ｄγout（＝dＸout/dＮelmout）とで表される。

具体的には、変速比γcvtが一定の状態となる定常状態での各プーリ６０，６４の推力をバランス推力Ｗblと称する。バランス推力Ｗblは定常推力でもある。プライマリプーリ６０のバランス推力Ｗblはプライマリバランス推力Ｗinblであり、セカンダリプーリ６４のバランス推力Ｗblはセカンダリバランス推力Ｗoutblであり、これらの比が推力比τ（＝Ｗoutbl／Ｗinbl）である。一方で、定常状態にあるときに、各プーリ６０，６４の何れかの推力に、ある推力を加算又は減算すると、定常状態が崩れて変速比γcvtが変化し、加算又は減算した推力の大きさに応じた変速速度ｄγが生じる。この加算又は減算した推力のことを変速差推力ΔＷと称する。以下、変速差推力ΔＷを差推力ΔＷという。差推力ΔＷは過渡推力でもある。プライマリプーリ６０側にて目標の変速を実現する場合の差推力ΔＷは、プライマリプーリ６０側換算の差推力ΔＷとしてのプライマリ差推力ΔＷinである。セカンダリプーリ６４側にて目標の変速を実現する場合の差推力ΔＷは、セカンダリプーリ６４側換算の差推力ΔＷとしてのセカンダリ差推力ΔＷoutである。

前述した変速制御の為に必要な推力は、一方の推力が設定された場合、目標変速比γcvttgtを維持する為の推力比τに基づいて一方の推力に対応する目標変速比γcvttgtを実現する為の他方のバランス推力Ｗblと、目標変速比γcvttgtが変化させられるときの目標変速速度ｄγtgtを実現する為の差推力ΔＷとの和となる。目標変速速度ｄγtgtとしては、プライマリ目標変速速度ｄγintgtと、セカンダリ目標変速速度ｄγouttgtとで表される。プライマリ差推力ΔＷinは、アップシフト状態であればゼロを超える正値すなわち「ΔＷin＞０」となり、ダウンシフト状態であればゼロ未満の負値すなわち「ΔＷin＜０」となり、変速比一定の定常状態であればゼロすなわち「ΔＷin＝０」となる。又、セカンダリ差推力ΔＷoutは、アップシフト状態であればゼロ未満の負値すなわち「ΔＷout＜０」となり、ダウンシフト状態であればゼロを超える正値すなわち「ΔＷout＞０」となり、変速比一定の定常状態であればゼロすなわち「ΔＷout＝０」となる。

図３は、前述した変速制御の為に必要な推力を説明する為の図である。図４は、図３のｔ２時点における各推力の関係の一例を示す図である。図３、図４は、例えばセカンダリプーリ６４側にてベルト滑り防止を実現するようにセカンダリ推力Ｗoutを設定した場合に、プライマリプーリ６０側にて目標のアップシフトを実現するときに設定されるプライマリ推力Ｗinの一例を示している。図３において、ｔ１時点以前或いはｔ３時点以降では、目標変速比γcvttgtが一定の定常状態にありΔＷin＝０とされるので、プライマリ推力Ｗinはプライマリバランス推力Ｗinbl（＝Ｗout／τ）のみとなる。ｔ１時点−ｔ３時点では、目標変速比γcvttgtが小さくされるアップシフト状態にあるので、図４に示されるように、プライマリ推力Ｗinはプライマリバランス推力Ｗinblとプライマリ差推力ΔＷinとの和となる。図４に示した各推力の斜線部分は、図３のｔ２時点の目標変速比γcvttgtを維持する為の各々のバランス推力Ｗblに相当する。

図５は、必要最小限の推力で目標の変速とベルト滑り防止とを両立する為の制御構造を示すブロック図であって、無段変速機構２４における油圧制御すなわちＣＶＴ油圧制御を説明する図である。

図５において、変速制御部１０４は、目標変速比γcvttgtを算出する。具体的には、変速制御部１０４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Ｎpritgtを算出する。変速制御部１０４は、目標プライマリ回転速度Ｎpritgtに基づいて、無段変速機構２４の変速後に達成すべき変速比γcvtである変速後目標変速比γcvttgtl（＝Ｎpritgt／Ｎsec）を算出する。変速制御部１０４は、例えば迅速且つ滑らかな変速が実現されるように予め定められた関係に、変速開始前の変速比γcvtと変速後目標変速比γcvttgtlとそれらの差とに基づいて、変速中の過渡的な変速比γcvtの目標値として目標変速比γcvttgtを決定する。例えば、変速制御部１０４は、変速中に変化させる目標変速比γcvttgtを、変速開始時から変速後目標変速比γcvttgtlに向かって変化する滑らかな曲線に沿って変化する経過時間の関数として決定する。この滑らかな曲線は、例えば１次遅れ曲線や２次遅れ曲線である。変速制御部１０４は、目標変速比γcvttgtを決定する際、その目標変速比γcvttgtに基づいて、変速中における目標変速速度ｄγtgtを算出する。変速が完了して目標変速比γcvttgtが一定の定常状態となれば、目標変速速度ｄγtgtはゼロとされる。

変速制御部１０４は、プライマリ目標推力Ｗintgt及びセカンダリ目標推力Ｗouttgtの算出に用いる無段変速機構２４への入力トルクを算出する。この無段変速機構２４への入力トルクは、無段変速機構２４の目標変速比γcvttgtを実現する推力比τの算出に用いる第１入力トルクとしての推力比算出用のベルト入力トルクＴb1、及び、プライマリ側滑り限界推力Ｗinlmtとセカンダリ側滑り限界推力Ｗoutlmtとの各々の算出に用いる第２入力トルクとしてのベルト滑り防止用のベルト入力トルクＴb2である。本実施例では、推力比算出用のベルト入力トルクＴb1を推力比算出用入力トルクＴb1と称し、ベルト滑り防止用のベルト入力トルクＴb2をベルト滑り防止用入力トルクＴb2と称する。

具体的には、変速制御部１０４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１０４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。このタービントルクＴtは、無段変速機構２４への入力トルクの推定値である。変速制御部１０４は、このタービントルクＴtを推力比算出用入力トルクＴb1とする。

ベルト滑り防止用入力トルクＴb2は、基本的には推力比算出用入力トルクＴb1が用いられれば良い。しかしながら、推力比算出用入力トルクＴb1がゼロのときに滑り限界推力Ｗlmtがゼロとされることは、ばらつき等を考慮すると好ましくない。そこで、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2は、推力比算出用入力トルクＴb1の絶対値に対して下限ガード処理が施されたトルクが用いられる。変速制御部１０４は、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2として、推力比算出用入力トルクＴb1の絶対値及び最低保証トルクＴblimのうちの大きい方のトルクを選択する。この最低保証トルクＴblimは、例えばベルト滑りを防止する為にばらつきを考慮してベルト滑り防止用入力トルクＴb2を安全側に高くする為の予め定められた下限トルクであって正値のトルクである。尚、推力比算出用入力トルクＴb1が負値となる場合には、トルク精度が低いことを考慮すると、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2として、推力比算出用入力トルクＴb1に応じた所定トルクが用いられても良い。この所定トルクは、例えば推力比算出用入力トルクＴb1の絶対値よりも大きな値として予め定められた正値のトルクである。このようにベルト滑り防止用入力トルクＴb2は、推力比算出用入力トルクＴb1を元にしたトルクである。

図５のブロックＢ１及びブロックＢ２において、変速制御部１０４は、実変速比γcvtとベルト滑り防止用入力トルクＴb2とに基づいて滑り限界推力Ｗlmtを算出する。具体的には、変速制御部１０４は、次式（１）を用いてセカンダリ側滑り限界推力Ｗoutlmtを算出する。変速制御部１０４は、次式（２）を用いてプライマリ側滑り限界推力Ｗinlmtを算出する。次式（１）及び次式（２）において、「Ｔb2」はベルト滑り防止用入力トルクＴb2、「Ｔout」はベルト滑り防止用入力トルクＴb2をセカンダリプーリ６４側へ換算したトルク（＝γcvt×Ｔb2＝（Ｒout／Ｒin）×Ｔb2）、「α」は各プーリ６０，６４のシーブ角、「μin」はプライマリプーリ６０における所定のエレメント・プーリ間摩擦係数、「μout」はセカンダリプーリ６４における所定のエレメント・プーリ間摩擦係数、「Ｒin」は実変速比γcvtから一意的に算出されるプライマリプーリ６０におけるベルト掛かり径、「Ｒout」は実変速比γcvtから一意的に算出されるセカンダリプーリ６４におけるベルト掛かり径である（図２参照）。

Ｗoutlmt＝（Ｔout×cosα）／（２×μout×Ｒout）
＝（Ｔb2 ×cosα）／（２×μout×Ｒin ） …（１）
Ｗinlmt ＝（Ｔb2 ×cosα）／（２×μin ×Ｒin ） …（２）

滑り限界推力Ｗlmtは、例えば上記算出された滑り限界推力Ｗlmtに対して下限ガード処理が施された値が用いられても良い。変速制御部１０４は、例えば図５のブロックＢ３で用いるプライマリ側滑り限界推力Ｗinlmtとして、前記式（２）を用いて算出したプライマリ側滑り限界推力Ｗinlmtと、プライマリ側最低推力Ｗinminとのうちの大きい方の推力を選択する。プライマリ側最低推力Ｗinminは、プライマリ圧Ｐinの制御上のばらつきにて生じる推力や油圧アクチュエータ６０ｃにおける遠心油圧にて生じる推力を含む、プライマリプーリ６０のハード限界最低推力である。プライマリ圧Ｐinの制御上のばらつきは、例えばプライマリ圧Ｐinをゼロとするプライマリ指示圧Ｓpinが出力されたとしても油圧制御回路４６から油圧アクチュエータ６０ｃに供給される可能性がある、予め定められたプライマリ圧Ｐinの最大値である。セカンダリ側滑り限界推力Ｗoutlmtについても同様である。

図５のブロックＢ３及びブロックＢ６において、変速制御部１０４は、バランス推力Ｗblを算出する。つまり、変速制御部１０４は、プライマリ側滑り限界推力Ｗinlmtに対するセカンダリバランス推力Ｗoutbl、及びセカンダリ目標推力Ｗouttgtに対するプライマリバランス推力Ｗinblをそれぞれ算出する。

具体的には、変速制御部１０４は、例えば図６に示すような推力比マップmap(τin)に、目標変速比γcvttgt及びプライマリ側安全率ＳＦinの逆数ＳＦin^−１を適用することで目標変速比γcvttgtを実現する推力比τinを算出する。推力比マップmap(τin)は、目標変速比γcvttgtをパラメータとして予め定められたプライマリ側安全率の逆数ＳＦin^−１と推力比τinとの関係の一例を示す図である。推力比τinは、プライマリプーリ６０側の推力に基づいてセカンダリプーリ６４側の推力を算出するときに用いる推力比としてのセカンダリ推力算出用推力比である。変速制御部１０４は、次式（３）を用いて、プライマリ側滑り限界推力Ｗinlmt及び推力比τinに基づいてセカンダリバランス推力Ｗoutblを算出する。プライマリ側安全率ＳＦinは、例えば「Ｗin／Ｗinlmt」、又は、「Ｔb2／Ｔb1」であり、プライマリ側安全率の逆数ＳＦin^−１は、例えば「Ｗinlmt／Ｗin」、又は、「Ｔb1／Ｔb2」である。又、変速制御部１０４は、例えば図７に示すような推力比マップmap(τout)に、目標変速比γcvttgt及びセカンダリ側安全率ＳＦoutの逆数ＳＦout^−１を適用することで目標変速比γcvttgtを実現する推力比τoutを算出する。推力比マップmap(τout)は、目標変速比γcvttgtをパラメータとして予め定められたセカンダリ側安全率の逆数ＳＦout^−１と推力比τoutとの関係の一例を示す図である。推力比τoutは、セカンダリプーリ６４側の推力に基づいてプライマリプーリ６０側の推力を算出するときに用いる推力比としてのプライマリ推力算出用推力比である。変速制御部１０４は、次式（４）を用いて、セカンダリ目標推力Ｗouttgt及び推力比τoutに基づいてプライマリバランス推力Ｗinblを算出する。セカンダリ側安全率ＳＦoutは、例えば「Ｗout／Ｗoutlmt」、又は、「Ｔb2／Ｔb1」であり、セカンダリ側安全率の逆数ＳＦout^−１は、例えば「Ｗoutlmt／Ｗout」、又は、「Ｔb1／Ｔb2」である。尚、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2は常に正値であるので、推力比算出用入力トルクＴb1が正値となるような車両１０が駆動状態であるときには上記各安全率の逆数ＳＦin^−１，ＳＦout^−１も正値となる為、推力比τは駆動領域の値が用いられる。一方で、推力比算出用入力トルクＴb1が負値となるような車両１０が被駆動状態であるときには上記各安全率の逆数ＳＦin^−１，ＳＦout^−１も負値となる為、推力比τは被駆動領域の値が用いられる。又、逆数ＳＦin^−１，ＳＦout^−１は、バランス推力Ｗblの算出の度に算出されても良いが、安全率ＳＦin、ＳＦoutに所定の値（例えば１−１．５程度）を各々設定するならばその逆数を設定しても良い。

Ｗoutbl＝Ｗinlmt×τin …（３）
Ｗinbl＝Ｗouttgt／τout …（４）

前述したように、滑り限界推力Ｗinlmt，Ｗoutlmtは、推力比算出用入力トルクＴb1を元にしたベルト滑り防止用入力トルクＴb2に基づいて算出される。推力比τin，τoutを算出する基になる上記各安全率の逆数ＳＦin^−１，ＳＦout^−１は、推力比算出用入力トルクＴb1に基づく値である。従って、変速制御部１０４は、無段変速機構２４の目標変速比γcvttgtを実現する推力比τを、推力比算出用入力トルクＴb1に基づいて算出する。

図５のブロックＢ４及びブロックＢ７において、変速制御部１０４は、差推力ΔＷを算出する。つまり、変速制御部１０４は、セカンダリ差推力ΔＷout及びプライマリ差推力ΔＷinを算出する。

具体的には、変速制御部１０４は、例えば図８に示すような差推力マップmap(ΔＷout)に、セカンダリ目標変速速度ｄγouttgtを適用することでセカンダリ差推力ΔＷoutを算出する。差推力マップmap(ΔＷout)は、予め定められたセカンダリ変速速度ｄγoutとセカンダリ差推力ΔＷoutとの関係の一例を示す図である。変速制御部１０４は、プライマリプーリ６０側のベルト滑りを防止する為に必要なセカンダリ推力として、セカンダリバランス推力Ｗoutblにセカンダリ差推力ΔＷoutを加算したセカンダリ側変速制御推力Ｗoutsh（＝Ｗoutbl＋ΔＷout）を算出する。又、変速制御部１０４は、例えば図９に示すような差推力マップmap(ΔＷin)に、プライマリ目標変速速度ｄγintgtを適用することでプライマリ差推力ΔＷinを算出する。差推力マップmap(ΔＷin)は、予め定められたプライマリ変速速度ｄγinとプライマリ差推力ΔＷinとの関係の一例を示す図である。変速制御部１０４は、プライマリバランス推力Ｗinblにプライマリ差推力ΔＷinを加算してプライマリ側変速制御推力Ｗinsh（＝Ｗinbl＋ΔＷin）を算出する。

上記ブロックＢ３，Ｂ４における演算では、図６に示すような推力比マップmap(τin)や図８に示すような差推力マップmap(ΔＷout)等の予め定められた物理特性図が用いられる。その為、油圧制御回路４６等の個体差によりセカンダリバランス推力Ｗoutblやセカンダリ差推力ΔＷoutの算出結果には物理特性に対するばらつきが存在する。そこで、このような物理特性に対するばらつきを考慮する場合には、変速制御部１０４は、制御マージンＷmgnをプライマリ側滑り限界推力Ｗinlmtに加算しても良い。制御マージンＷmgnは、セカンダリバランス推力Ｗoutblやセカンダリ差推力ΔＷoutの算出に関わる物理特性に対するばらつき分に対応する予め定められた所定推力である。上述したような物理特性に対するばらつきを考慮する場合には、変速制御部１０４は、前記式（３）に替えて、図５中に示す式「Ｗoutbl＝（Ｗinlmt＋Ｗmgn）×τin」を用いて、セカンダリバランス推力Ｗoutblを算出する。尚、上記物理特性に対するばらつき分は、油圧制御指令信号Ｓcvtに対する実際のプーリ油圧のばらつき分とは異なるものである。このプーリ油圧のばらつき分は、油圧制御回路４６等のハードユニットによっては比較的大きな値となるが、上記物理特性に対するばらつき分は、上記プーリ油圧のばらつき分と比べて極めて小さな値である。

図５のブロックＢ５において、変速制御部１０４は、セカンダリ側滑り限界推力Ｗoutlmtとセカンダリ側変速制御推力Ｗoutshとのうちの大きい方の推力を、セカンダリ目標推力Ｗouttgtとして選択する。

図５のブロックＢ８において、変速制御部１０４は、フィードバック制御量Ｗinfbを算出する。具体的には、変速制御部１０４は、例えば次式（５）に示すような予め定められたフィードバック制御式を用いて、実変速比γcvtを目標変速比γcvttgtと一致させる為のフィードバック制御量（＝ＦＢ制御量）Ｗinfbを算出する。次式（５）において、「Δγcvt」は変速比偏差Δγcvt、「Ｋp」は所定の比例定数、「Ｋi」は所定の積分定数、「Ｋd」は所定の微分定数である。変速制御部１０４は、プライマリ側変速制御推力Ｗinshにフィードバック制御量Ｗinfbを加算することで、フィードバック制御によりプライマリ側変速制御推力Ｗinshを補正した後の値（＝Ｗinsh＋Ｗinfb）をプライマリ目標推力Ｗintgtとして算出する。

Ｗinfb＝Ｋp×Δγcvt＋Ｋi×(∫Δγcvtdt)＋Ｋd×(dΔγcvt/dt) …（５）

図５のブロックＢ９及びブロックＢ１０において、変速制御部１０４は、目標推力を目標プーリ圧に変換する。具体的には、変速制御部１０４は、セカンダリ目標推力Ｗouttgt及びプライマリ目標推力Ｗintgtを、各々、各油圧アクチュエータ６０ｃ，６４ｃの受圧面積に基づいて、目標セカンダリ圧Ｐouttgt（＝Ｗouttgt／受圧面積）及び目標プライマリ圧Ｐintgt（＝Ｗintgt／受圧面積）に各々変換する。変速制御部１０４は、目標セカンダリ圧Ｐouttgt及び目標プライマリ圧Ｐintgtを、各々、セカンダリ指示圧Ｓpout及びプライマリ指示圧Ｓpinとして設定する。

変速制御部１０４は、目標プライマリ圧Ｐintgt及び目標セカンダリ圧Ｐouttgtが得られるように、油圧制御指令信号Ｓcvtとしてプライマリ指示圧Ｓpin及びセカンダリ指示圧Ｓpout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に従ってプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutを各々調圧する。

ここで、動力伝達装置１６では、完全解放、完全係合、解放過渡、及び係合過渡の４つの状態で表される第２クラッチＣ２の作動状態が走行モード等に応じて異なる。ベルト走行モードでは第２クラッチＣ２は完全係合の状態とされる一方で、ギヤ走行モードでは第２クラッチＣ２は完全解放の状態とされる。又、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、第２クラッチＣ２は一時的に解放過渡の状態又は係合過渡の状態とされる。又、シフトレバー８４がＮ操作ポジションとＤ操作ポジションとの間で操作されるガレージ操作が行われると、第２クラッチＣ２は一時的に解放過渡の状態又は係合過渡の状態とされる。第２クラッチＣ２の作動状態が異なれば、無段変速機構２４への入力トルクは異なる。つまり、無段変速機構２４への入力トルクは、第２クラッチＣ２の作動状態に応じたトルクとなる。

ベルト走行モード以外においても、ベルト走行モードと同様に、無段変速機構２４のベルト滑りを防止しつつ、無段変速機構２４の目標変速比γcvttgtを実現することが望ましい。その為、変速制御部１０４は、プライマリ目標推力Ｗintgt及びセカンダリ目標推力Ｗouttgtの算出に用いる無段変速機構２４への入力トルクを、第２クラッチＣ２の作動状態に応じて算出する。つまり、変速制御部１０４は、第２クラッチＣ２の作動状態に応じて推力比算出用入力トルクＴb1及びベルト滑り防止用入力トルクＴb2を各々算出する。

変速制御部１０４は、第２クラッチＣ２が完全係合の状態であるときには、車両１０がベルト走行モードであるときを例示して説明した、プライマリ目標推力Ｗintgt及びセカンダリ目標推力Ｗouttgtの算出方法のように、推力比算出用入力トルクＴb1をタービントルクＴtとし、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2を最低保証トルクＴblimを考慮したタービントルクＴtとする。

変速制御部１０４は、第２クラッチＣ２が完全解放の状態であるときには、推力比算出用入力トルクＴb1をゼロとし、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2を、第２クラッチＣ２の引き摺りトルクをプライマリ軸５８上に換算したトルク値、すなわち入力軸２２上に換算した第２クラッチＣ２の引き摺りトルクとする。この第２クラッチＣ２の引き摺りトルクは、例えば第２クラッチＣ２が完全解放の状態であるときの予め定められたトルクである。

変速制御部１０４は、第２クラッチＣ２が係合過渡の状態であるときには、推力比算出用入力トルクＴb1を、Ｃ２クラッチトルクＴcltc2をプライマリ軸５８上に換算したトルク値、すなわち入力軸２２上に換算したＣ２クラッチトルクＴcltc2とする。変速制御部１０４は、第２クラッチＣ２が係合過渡の状態であるときには、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2として、推力比算出用入力トルクＴb1及び最低保証トルクＴblimのうちの大きい方のトルクを選択する、すなわちベルト滑り防止用入力トルクＴb2を最低保証トルクＴblimを考慮した、入力軸２２上に換算したＣ２クラッチトルクＴcltc2とする。変速制御部１０４は、例えば予め定められたＣ２クラッチトルクマップに、Ｃ２指示圧を適用することでＣ２クラッチトルクＴcltc2を算出する。尚、ここでの最低保証トルクＴblimは、第２クラッチＣ２が完全係合の状態であるときと同じ値が用いられても良いし、異なる値が用いられても良い。

変速制御部１０４は、第２クラッチＣ２が解放過渡の状態であるときには、推力比算出用入力トルクＴb1として、タービントルクＴt及び入力軸２２上に換算したＣ２クラッチトルクＴcltc2のうちの小さい方のトルクを選択する。変速制御部１０４は、第２クラッチＣ２が解放過渡の状態であるときには、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2として、推力比算出用入力トルクＴb1、タービントルクＴt、及び入力軸２２上に換算した第２クラッチＣ２の引き摺りトルクのうちの大きい方のトルクを選択する。

上述したように、第２クラッチＣ２の作動状態に応じて推力比算出用入力トルクＴb1及びベルト滑り防止用入力トルクＴb2が各々算出されるので、ベルト滑り防止と目標変速比γcvttgtへの追従性確保とを両立させる為に第２クラッチＣ２の作動状態を精度良く判定する必要がある。

電子制御装置１００は、上述した第２クラッチＣ２の作動状態を精度良く判定するという制御機能を実現する為に、更に、作動状態判定手段すなわち作動状態判定部１０６を備えている。

作動状態判定部１０６は、第２クラッチＣ２に対する油圧制御の状態と第２クラッチＣ２における差回転速度ΔＮc2の状態とに基づいて、完全解放、完全係合、解放過渡、及び係合過渡の４つの状態で表される第２クラッチＣ２の作動状態の遷移条件が成立したか否かを判定する。作動状態判定部１０６は、その遷移条件が成立したか否かの判定結果に基づいて第２クラッチＣ２の作動状態を判定する。作動状態判定部１０６は、第２クラッチＣ２に対する油圧制御の状態を油圧制御指令信号Ｓcbdに基づいて取得する。又、作動状態判定部１０６は、セカンダリ回転速度Ｎsecと出力軸回転速度Ｎoutとに基づいて第２クラッチＣ２における差回転速度ΔＮc2（＝Ｎsec−Ｎout）を算出する。本実施例では、第２クラッチＣ２における差回転速度ΔＮc2をＣ２差回転速度ΔＮc2と称する。

第２クラッチＣ２に対する油圧制御の状態は、第２クラッチＣ２のクラッチ圧が上げられているのか下げられているのかの傾向、及び／又は、第２クラッチＣ２に対する油圧制御におけるＣ２指示圧の状態である。Ｃ２差回転速度ΔＮc2の状態は、第２クラッチＣ２が実際にどのよう作動しているのかの実状態である。

上述した第２クラッチＣ２に対する油圧制御は、第２クラッチＣ２を係合する油圧制御、又は、第２クラッチＣ２を解放する油圧制御である。本実施例では、第２クラッチＣ２を係合する油圧制御をＣ２係合油圧制御と称し、第２クラッチＣ２を解放する油圧制御をＣ２解放油圧制御と称する。又、本実施例では、油圧制御回路４６から第２クラッチＣ２に供給される実際のＣ２クラッチ圧Ｐc2をＣ２実圧と称する。尚、前述したように、第２クラッチＣ２に対する油圧制御における油圧制御指令信号Ｓcbdは、Ｃ２指示圧である。

Ｃ２係合油圧制御は、第１動力伝達経路ＰＴ１が形成された状態から第２動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態へ切り替える制御におけるＣ２係合油圧制御が想定される。第１動力伝達経路ＰＴ１が形成された状態から第２動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態へ切り替える制御は、第１クラッチＣ１を解放して第２クラッチＣ２を係合するクラッチツゥクラッチ変速にて実行される、走行モードをギヤ走行モードからベルト走行モードへ切り替える切替制御である。又は、Ｃ２係合油圧制御は、動力伝達装置１６のニュートラル状態から第２動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態へ切り替える制御におけるＣ２係合油圧制御が想定される。動力伝達装置１６のニュートラル状態から第２動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態へ切り替える制御は、ベルト走行モードにおいてシフトレバー８４がＮ操作ポジションからＤ操作ポジションへ操作されるガレージ操作に伴って第２クラッチＣ２を係合するガレージ係合制御である。

Ｃ２解放油圧制御は、第２動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態から第１動力伝達経路ＰＴ１が形成された状態へ切り替える制御におけるＣ２解放油圧制御が想定される。第２動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態から第１動力伝達経路ＰＴ１が形成された状態へ切り替える制御は、第２クラッチＣ２を解放して第１クラッチＣ１を係合するクラッチツゥクラッチ変速にて実行される、走行モードをベルト走行モードからギヤ走行モードへ切り替える切替制御である。又は、Ｃ２解放油圧制御は、第２動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態から動力伝達装置１６のニュートラル状態へ切り替える制御におけるＣ２解放油圧制御が想定される。第２動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態から動力伝達装置１６のニュートラル状態へ切り替える制御は、ベルト走行モードにおいてシフトレバー８４がＤ操作ポジションからＮ操作ポジションへ操作されるガレージ操作に伴って第２クラッチＣ２を解放するガレージ解放制御である。

図１０は、完全解放、完全係合、解放過渡、及び係合過渡の４つの状態で表される第２クラッチＣ２の作動状態と、その作動状態の切替えを判定する遷移条件との関係を示す状態遷移図である。図１０は、電子制御装置１００の制御作動の要部すなわち第２クラッチＣ２の作動状態の判定精度を向上する為の制御作動を説明する図でもある。

図１０において、第２クラッチＣ２が完全解放の状態又は解放過渡の状態であるときに、遷移条件としての［条件１］が成立させられると、第２クラッチＣ２が係合過渡の状態へ切り替えられたと判定される。Ｃ２係合油圧制御における第２クラッチＣ２の係合過程では、Ｃ２指示圧に対してＣ２実圧の出力に応答遅れが発生する。その為、「Ｃ２指示圧＞Ｃ２実圧」の関係が保証可能である。一方で、第２クラッチＣ２が係合過渡の状態であるときは、Ｃ２指示圧に基づいて算出されるＣ２クラッチトルクＴcltc2に応じたトルク値が推力比算出用入力トルクＴb1とされる。このようなことから、Ｃ２係合油圧制御が作動させられていることのみで、第２クラッチＣ２が係合過渡の状態へ切り替えられたと判定されても、ベルトトルク容量Ｔcvtが確保可能とされる。

従って、前記［条件１］は、Ｃ２係合油圧制御が作動していること、すなわちＣ２係合油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓcbdが出力されていることである。作動状態判定部１０６は、第２クラッチＣ２が完全解放の状態又は解放過渡の状態であるときに、Ｃ２係合油圧制御が作動しているという［条件１］が成立した場合には、第２クラッチＣ２が係合過渡の状態へ切り替えられたと判定する。

又、第２クラッチＣ２が完全係合の状態又は解放過渡の状態又は係合過渡の状態であるときに、遷移条件としての［条件２］が成立させられると、第２クラッチＣ２が完全解放の状態へ切り替えられたと判定される。Ｃ２解放油圧制御が作動させられていることに加え、Ｃ２解放油圧制御におけるＣ２指示圧が第２クラッチＣ２を完全解放させる値以下となり、且つ、Ｃ２差回転速度ΔＮc2が大きくなっておれば、第２クラッチＣ２が完全解放の状態へ切り替えられたと判定されても問題が生じ難い。但し、この判定方法は、無段変速機構２４の入力回転速度である入力軸回転速度Ｎin（＝プライマリ回転速度Ｎpri＝タービン回転速度）が高い領域において有効である。入力軸回転速度Ｎinが低い領域では、Ｃ２差回転速度ΔＮc2を検出し難くなるおそれがある。例えば、車両１０の停止状態におけるベルト走行モードからギヤ走行モードへの切替制御では、第２クラッチＣ２の解放後に第１クラッチＣ１が係合されて入力軸回転速度Ｎinが上昇させられない為、Ｃ２差回転速度ΔＮc2を検出することができない。入力軸回転速度Ｎinが低い領域では、Ｃ２解放油圧制御におけるＣ２指示圧が第２クラッチＣ２の完全解放を保証できる値まで低下したことによって、第２クラッチＣ２が完全解放の状態へ切り替えられたと判定される。又、上記判定方法に加え、動力伝達装置１６のニュートラル状態が確定していることによって、第２クラッチＣ２が完全解放の状態へ切り替えられたと判定されても良い。例えば、シフトレバー８４の操作に連動して作動させられる公知のマニュアルバルブが油圧制御回路４６に設けられている場合、Ｎ操作ポジションへの操作に伴って、第２クラッチＣ２に供給されるクラッチ圧の元圧が供給されなくなり、第２クラッチＣ２のクラッチ圧が低下させられて第２クラッチＣ２が解放させられる。尚、シフトレバー８４がＮ操作ポジションへ操作されたことでＣ２解放油圧制御が作動させられる場合には、例えば上述したＣ２解放油圧制御が作動させられているときの遷移条件が用いられる。

従って、前記［条件２］は、Ｃ２解放油圧制御が作動していること、すなわちＣ２解放油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓcbdが出力されていることに加えて、入力軸回転速度Ｎinが所定回転速度Ｎinf以上、Ｃ２解放油圧制御におけるＣ２指示圧が第１所定指示圧以下、及びＣ２差回転速度ΔＮc2が第１所定差回転速度ΔＮc2f1よりも大きいという各条件の何れもが所定時間ＴＭ１以上成立したことである。或いは、前記［条件２］は、Ｃ２解放油圧制御が作動していることに加えて、入力軸回転速度Ｎinが所定回転速度Ｎinf未満、及びＣ２解放油圧制御におけるＣ２指示圧が第２所定指示圧以下という各条件の何れもが所定時間ＴＭ２以上成立したことである。或いは、前記［条件２］は、動力伝達装置１６のニュートラル状態が確定していること、例えばシフトレバー８４がＮ操作ポジションへ操作されてから所定時間ＴＭ３以上経過していることである。

前記所定回転速度Ｎinfは、例えば第２クラッチＣ２の完全解放の判定に用いる為のＣ２差回転速度ΔＮc2を検出することができる、予め定められた入力軸回転速度Ｎinの領域の下限回転速度である。前述した、第１所定指示圧、第２所定指示圧、第１所定差回転速度ΔＮc2f1、所定時間ＴＭ１、所定時間ＴＭ２、及び所定時間ＴＭ３は、各々、例えば第２クラッチＣ２が完全解放の状態であることを判定する為の予め定められた閾値である。特に、第２所定指示圧は、第１所定指示圧よりも低い値であって、例えば第２クラッチＣ２が完全解放の状態であることを保証できる、予め定められたＣ２指示圧領域の上限値である。

作動状態判定部１０６は、第２クラッチＣ２が完全係合の状態又は解放過渡の状態又は係合過渡の状態であるときに、入力軸回転速度Ｎinが所定回転速度Ｎinf以上とされた領域において、Ｃ２解放油圧制御が作動しており、且つ、Ｃ２指示圧が第１所定指示圧以下であり、且つ、Ｃ２差回転速度ΔＮc2が第１所定差回転速度ΔＮc2f1よりも大きいという［条件２］、入力軸回転速度Ｎinが所定回転速度Ｎinf未満とされた領域において、Ｃ２解放油圧制御が作動しており、且つ、Ｃ２指示圧が第２所定指示圧以下であるという［条件２］、及び動力伝達装置１６のニュートラル状態が確定しているという［条件２］のうちの何れかの［条件２］が成立した場合には、第２クラッチＣ２が完全解放の状態へ切り替えられたと判定する。

又、第２クラッチＣ２が完全解放の状態又は解放過渡の状態又は係合過渡の状態であるときに、遷移条件としての［条件３］が成立させられると、第２クラッチＣ２が完全係合の状態へ切り替えられたと判定される。Ｃ２係合油圧制御が作動させられていることに加え、Ｃ２係合油圧制御におけるＣ２指示圧が第２クラッチＣ２の係合に必要な値以上となり、且つ、Ｃ２差回転速度ΔＮc2が小さくなっておれば、第２クラッチＣ２が完全係合の状態へ切り替えられたと判定されても問題が生じ難い。つまり、第２クラッチＣ２に対する油圧制御におけるＣ２指示圧の変化方向が第２クラッチＣ２を係合する方向であり、且つ、第２クラッチＣ２の実状態として完全係合の状態とみなせる場合は、第２クラッチＣ２が完全係合の状態へ切り替えられたと判定される。又、上記判定方法に加え、第２クラッチＣ２に対する油圧制御が、Ｃ２係合油圧制御から第２クラッチＣ２を完全係合の状態に維持する油圧制御であるＣ２定常油圧制御へ移行させられた時点で、第２クラッチＣ２が完全係合の状態へ切り替えられたと判定されても良い。例えば、Ｃ２係合油圧制御からＣ２定常油圧制御への移行時にＣ２指示圧がステップ的に増大させられる場合、第２クラッチＣ２が係合過渡の状態であるとの判定のままであると、その増大させられたＣ２指示圧を基にしたＣ２クラッチトルクＴcltc2に応じた推力比算出用入力トルクＴb1などが算出される。このように算出された推力比算出用入力トルクＴb1などは適切でないおそれがあるので、Ｃ２定常油圧制御への移行時点で第２クラッチＣ２が完全係合の状態へ切り替えられたと判定されても良い。

従って、前記［条件３］は、Ｃ２係合油圧制御が作動していることに加えて、Ｃ２係合油圧制御におけるＣ２指示圧が第３所定指示圧以上、及びＣ２差回転速度ΔＮc2が第２所定差回転速度ΔＮc2f2よりも小さいという各条件の何れもが所定時間ＴＭ４以上成立したことである。或いは、前記［条件３］は、第２クラッチＣ２に対する油圧制御がＣ２係合油圧制御からＣ２定常油圧制御へ移行させられたことである。第３所定指示圧、第２所定差回転速度ΔＮc2f2、及び所定時間ＴＭ４は、各々、例えば第２クラッチＣ２が完全係合の状態であることを判定する為の予め定められた閾値である。

作動状態判定部１０６は、第２クラッチＣ２が完全解放の状態又は解放過渡の状態又は係合過渡の状態であるときに、Ｃ２係合油圧制御が作動しており、且つ、Ｃ２指示圧が第３所定指示圧以上であり、且つ、Ｃ２差回転速度ΔＮc2が第２所定差回転速度ΔＮc2f2よりも小さいという［条件３］、及び第２クラッチＣ２に対する油圧制御がＣ２係合油圧制御からＣ２定常油圧制御へ移行させられたという［条件３］のうちの何れかの［条件３］が成立した場合には、第２クラッチＣ２が完全係合の状態へ切り替えられたと判定する。

又、第２クラッチＣ２が完全係合の状態であるときに、遷移条件としての［条件４］が成立させられると、第２クラッチＣ２が解放過渡の状態へ切り替えられたと判定される。Ｃ２解放油圧制御が作動させられていることに加え、Ｃ２差回転速度ΔＮc2が増加しておれば、第２クラッチＣ２が解放過渡の状態へ切り替えられたと判定されても問題が生じ難い。Ｃ２解放油圧制御が作動させられていたとしても、例えば第２クラッチＣ２に供給されるクラッチ圧を調圧する電磁弁等の故障時などで第２クラッチＣ２の実態が完全係合の状態であると、実際に無段変速機構２４へ入力されるトルクよりも小さいベルト滑り防止用入力トルクＴb2を算出してしまい、ベルト滑りが生じる懸念がある。このようなベルト滑りが生じることを回避する為に、Ｃ２解放油圧制御が作動させられていることのみでは第２クラッチＣ２が解放過渡の状態へ切り替えられたと判定せず、Ｃ２差回転速度ΔＮc2が増加していることを遷移条件として考慮する。

従って、前記［条件４］は、Ｃ２解放油圧制御が作動していることに加えて、Ｃ２差回転速度ΔＮc2が第３所定差回転速度ΔＮc2f3以上という条件が所定時間ＴＭ５以上成立したことである。第３所定差回転速度ΔＮc2f3及び所定時間ＴＭ５は、各々、例えば第２クラッチＣ２が解放過渡の状態であることを判定する為の予め定められた閾値である。

作動状態判定部１０６は、第２クラッチＣ２が完全係合の状態であるときに、Ｃ２解放油圧制御が作動しており、且つ、Ｃ２差回転速度ΔＮc2が第３所定差回転速度ΔＮc2f3以上であるという［条件４］が成立した場合には、第２クラッチＣ２が解放過渡の状態へ切り替えられたと判定する。

又、第２クラッチＣ２が係合過渡の状態であるときに、遷移条件としての［条件５］が成立させられると、第２クラッチＣ２が解放過渡の状態へ切り替えられたと判定される。Ｃ２係合油圧制御からＣ２解放油圧制御へ移行させられた場合に、第２クラッチＣ２が解放過渡の状態へ切り替えられたと判定されても問題が生じ難い。第２クラッチＣ２が係合過渡の状態であるときには、Ｃ２差回転速度ΔＮc2がある程度生じていること、又、推力比算出用入力トルクＴb1はＣ２指示圧に基づいて算出されるＣ２クラッチトルクＴcltc2に応じたトルク値とされている。このようなことから、Ｃ２解放油圧制御が作動させられていることのみで、第２クラッチＣ２が解放過渡の状態へ切り替えられたと判定される。

従って、前記［条件５］は、Ｃ２解放油圧制御が作動していることである。作動状態判定部１０６は、第２クラッチＣ２が係合過渡の状態であるときに、Ｃ２解放油圧制御が作動しているという［条件５］が成立した場合には、第２クラッチＣ２が解放過渡の状態へ切り替えられたと判定する。

変速制御部１０４は、作動状態判定部１０６により判定された第２クラッチＣ２の作動状態に応じて無段変速機構２４への入力トルクを算出する。変速制御部１０４は、無段変速機構２４への入力トルクに基づいて、プライマリ目標推力Ｗintgt及びセカンダリ目標推力Ｗouttgtを算出する。

図１１は、シーケンスバルブ９２の構成を詳しく説明する為の図である。図１１において、シーケンスバルブ９２は、スプール弁子９２sv、スプリング９２sp、第１油室９２c1、第２油室９２c2、第３油室９２c3、第１入力ポート９２i1、第２入力ポート９２i2、第３入力ポート９２i3、第１出力ポート９２o1、及び第２出力ポート９２o2を有している。

スプール弁子９２svは、バルブボデー内において、所定の移動ストロークで摺動可能に収容されている。スプリング９２spは、第１油室９２c1内に収容されており、スプール弁子９２svを正常位置に保持する為の付勢力を発生する。第１油室９２c1は、モジュレータ圧ＰＭを受け入れる作動油室であり、モジュレータ圧ＰＭによってスプール弁子９２svを正常位置側に押圧する推力を発生させることができる。第２油室９２c2は、ＳＬＰ圧Ｐslpを受け入れる作動油室であり、ＳＬＰ圧Ｐslpによってスプール弁子９２svをフェール位置側に押圧する推力を発生させることができる。第３油室９２c3は、ＳＬ２圧Ｐsl2を受け入れる作動油室であり、ＳＬ２圧Ｐsl2によってスプール弁子９２svを正常位置側に押圧する推力を発生させることができる。第１入力ポート９２i1には、ＳＬ２圧Ｐsl2が入力される。第２入力ポート９２i2には、ドライブ圧ＰＤが入力される。第３入力ポート９２i3には、ＳＬＧ圧Ｐslgが入力される。第１出力ポート９２o1は、第２クラッチＣ２に連通させられている、すなわち第２クラッチＣ２へＣ２クラッチ圧Ｐc2を供給する油路に接続されている。加えて、第１出力ポート９２o1は、Ｃ１コントロールバルブ９４をフェール位置側へ切り替えるようにＣ２クラッチ圧Ｐc2を受け入れるＣ１コントロールバルブ９４の油室に連通させられている。第２出力ポート９２o2は、ＳＬＰ圧Ｐslpが大きい程プライマリ圧Ｐinが大きくされるプライマリ圧コントロールバルブ８８においてＳＬＰ圧Ｐslpによる推力に対向する推力が発生させられるようにＳＬＧ圧Ｐslgを受け入れるプライマリ圧コントロールバルブ８８の油室に連通させられている。

シーケンスバルブ９２では、スプール弁子９２svが正常位置に移動させられると、第１入力ポート９２i1と第１出力ポート９２o1とが連通させられる。一方で、シーケンスバルブ９２では、スプール弁子９２svがフェール位置に移動させられると、第２入力ポート９２i2と第１出力ポート９２o1とが連通させられると共に、第３入力ポート９２i3と第２出力ポート９２o2とが連通させられる。

このように構成されたシーケンスバルブ９２は、正常位置においては、ＳＬ２圧Ｐsl2を第２クラッチＣ２へ供給することが可能である。一方で、シーケンスバルブ９２は、ＳＬＰ圧Ｐslpの作用によってフェール位置へ切り替えられると、ドライブ圧ＰＤを第２クラッチＣ２へ供給することが可能であると共に、ＳＬＧ圧Ｐslgをプライマリ圧コントロールバルブ８８の油室へ供給することが可能である。

例えば、シーケンスバルブ９２は、断線等によってＣ２用ソレノイドバルブＳＬ２がオフフェール状態となったときに所定圧以上のＳＬＰ圧Ｐslpが出力されると、フェール位置へ切り替えられる。この際、シフトレバー８４がＤ操作ポジションにあるときには、第２クラッチＣ２へ強制的にドライブ圧ＰＤが供給されてその第２クラッチＣ２が係合されるので、第２動力伝達経路ＰＴ２が形成される。これにより、Ｃ２用ソレノイドバルブＳＬ２のオフフェール時にも、ベルト走行モードにて走行することができる。変速制御部１０４は、Ｃ２用ソレノイドバルブＳＬ２がオフフェール状態となった場合には、所定圧以上のＳＬＰ圧Ｐslpを出力する為の油圧制御指令信号Ｓcvtを油圧制御回路４６へ出力する。

又、シーケンスバルブ９２は、断線等によってプライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰがオンフェール状態となって最大のＳＬＰ圧Ｐslpが出力されると、フェール位置へ切り替えられる。この際、ＳＬＧ圧Ｐslgがプライマリ圧コントロールバルブ８８の油室へ供給され得る。これにより、ＳＬＰ圧Ｐslpが最大油圧とされて無段変速機構２４がアップシフトされてしまうことに対して、ＳＬＧ圧Ｐslgによってプライマリ圧Ｐinが小さくされて、無段変速機構２４をダウンシフト側に変速することが可能となる。

シフトレバー８４がＤ操作ポジションにあるときにシーケンスバルブ９２がフェール位置へ切り替えられると、ドライブ圧ＰＤによって強制的に第２クラッチＣ２が係合される為、走行モードがベルト走行モードとされる。変速制御部１０４は、シーケンスバルブ９２のフェール位置への切替え時は、走行モードをベルト走行モードとする。尚、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２との同時係合については、Ｃ１コントロールバルブ９４の機能により防止される。

ところで、前述したように、第２クラッチＣ２が完全解放の状態であるときにはベルト滑り防止用入力トルクＴb2が入力軸２２上に換算した第２クラッチＣ２の引き摺りトルクとされたが、ベルト走行モード中の第２クラッチＣ２の完全解放時にシーケンスバルブ９２がフェール位置へ切り替えられた場合、ドライブ圧ＰＤによる第２クラッチＣ２の急係合によりタービントルクＴtが無段変速機構２４に入力される。第２クラッチＣ２の作動状態の切替えに合わせてベルト滑り防止用入力トルクＴb2の算出方法を切り替えてベルトトルク容量Ｔcvtを増加させた場合、第２クラッチＣ２にドライブ圧ＰＤが供給されることによる実際の無段変速機構２４の入力トルクの増加に対して、ベルトトルク容量Ｔcvtの増加が遅れ、ベルト滑りが発生する懸念がある。このような現象は、タービントルクＴtが大きい領域で生じ易い。又、このような現象は、第２クラッチＣ２が解放過渡の状態であるときにも同様に生じる可能性がある。

そこで、変速制御部１０４は、作動状態判定部１０６により第２クラッチＣ２が完全解放の状態又は解放過渡の状態であると判定された場合には、走行モードがベルト走行モードであるか否かを判定する。例えば、変速制御部１０４は、前述した有段変速マップを用いた走行モードの切替え判断に基づいて、走行モードがベルト走行モードであるか否かを判定する。又、変速制御部１０４は、シーケンスバルブ９２のフェール位置への切替え時には、走行モードがベルト走行モードであると判定する。

変速制御部１０４は、作動状態判定部１０６により第２クラッチＣ２が完全解放の状態であると判定されたときに、走行モードがベルト走行モードであると判定した場合には、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2を入力軸２２上に換算した第２クラッチＣ２の引き摺りトルクとすることに替えて、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2として、タービントルクＴt及び入力軸２２上に換算した第２クラッチＣ２の引き摺りトルクのうちの大きい方のトルクを選択する。又、変速制御部１０４は、作動状態判定部１０６により第２クラッチＣ２が解放過渡の状態であると判定されたときに、走行モードがベルト走行モードであると判定した場合には、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2として、推力比算出用入力トルクＴb1、タービントルクＴt、及び入力軸２２上に換算した第２クラッチＣ２の引き摺りトルクのうちの大きい方のトルクを選択することに替えて、タービントルクＴt及び入力軸２２上に換算した第２クラッチＣ２の引き摺りトルクのうちの大きい方のトルクを選択する。尚、走行モードがベルト走行モードである場合に限定したのは、シーケンスバルブ９２のフェール位置への切替え時は走行モードがベルト走行モードとされる為である。又、タービントルクＴtは、入力軸２２上に換算したエンジントルクＴeである。

図１２は、電子制御装置１００の制御作動の要部すなわち第２クラッチＣ２が完全解放の状態又は解放過渡の状態であるときにベルト滑り防止用入力トルクＴb2の算出精度を向上する為の制御作動を説明するフローチャートであり、例えば繰り返し実行される。

図１２において、先ず、作動状態判定部１０６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、第２クラッチＣ２に対する油圧制御の状態が取得される。又、Ｃ２差回転速度ΔＮc2が算出される。次いで、作動状態判定部１０６の機能に対応するＳ２０において、第２クラッチＣ２の作動状態が判定される。つまり、第２クラッチＣ２の作動状態が、完全解放、完全係合、解放過渡、及び係合過渡で表される４つの状態の何れであるかが、前述した図１０における制御作動によって判定される。次いで、作動状態判定部１０６の機能に対応するＳ３０において、第２クラッチＣ２の作動状態が完全解放の状態であるか否かが判定される。このＳ３０の判断が肯定される場合は変速制御部１０４の機能に対応するＳ４０において、走行モードがベルト走行モードであるか否かが判定される。このＳ４０の判断が肯定される場合は変速制御部１０４の機能に対応するＳ５０において、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2として、タービントルクＴt及び入力軸２２上に換算した第２クラッチＣ２の引き摺りトルクのうちの大きい方のトルクが選択される。上記Ｓ４０の判断が否定される場合は変速制御部１０４の機能に対応するＳ６０において、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2が入力軸２２上に換算した第２クラッチＣ２の引き摺りトルクとされる。上記Ｓ３０の判断が否定される場合は作動状態判定部１０６の機能に対応するＳ７０において、第２クラッチＣ２の作動状態が解放過渡の状態であるか否かが判定される。このＳ７０の判断が否定される場合は本ルーチンが終了させられる。このＳ７０の判断が肯定される場合は変速制御部１０４の機能に対応するＳ８０において、走行モードがベルト走行モードであるか否かが判定される。このＳ８０の判断が肯定される場合は変速制御部１０４の機能に対応するＳ９０において、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2として、タービントルクＴt及び入力軸２２上に換算した第２クラッチＣ２の引き摺りトルクのうちの大きい方のトルクが選択される。上記Ｓ８０の判断が否定される場合は変速制御部１０４の機能に対応するＳ１００において、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2として、推力比算出用入力トルクＴb1、タービントルクＴt、及び入力軸２２上に換算した第２クラッチＣ２の引き摺りトルクのうちの大きい方のトルクが選択される。上記Ｓ５０に次いで、又は、上記Ｓ６０に次いで、又は、上記Ｓ９０に次いで、又は、上記Ｓ１００に次いで、変速制御部１０４の機能に対応するＳ１１０において、上記算出されたベルト滑り防止用入力トルクＴb2が用いられて、プライマリ側滑り限界推力Ｗinlmtとセカンダリ側滑り限界推力Ｗoutlmtとが算出される。

上述のように、本実施例によれば、第２クラッチＣ２が完全解放の状態又は解放過渡の状態であるときに、走行モードがベルト走行モードである場合には、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2として、タービントルクＴt及び入力軸２２上に換算した第２クラッチＣ２の引き摺りトルクのうちの大きい方のトルクが選択されるので、シーケンスバルブ９２のフェール位置への切替え時に備えることができる。又は、シーケンスバルブ９２のフェール位置への切替え後に第２クラッチＣ２が係合されてからではなく、単にシーケンスバルブ９２がフェール位置へ切り替えられたことだけで上述したようなベルト滑り防止用入力トルクＴb2が算出される。これにより、シーケンスバルブ９２のフェール位置への切替えに伴う第２クラッチＣ２の急係合時に、実際の無段変速機構２４への入力トルクの増加に対するベルトトルク容量Ｔcvtの増加の応答遅れによるベルト滑りを抑制又は防止することができる。このように、ドライブ圧ＰＤが第２クラッチＣ２へ供給されて第２クラッチＣ２が強制的に係合させられる場合を考慮した精度の高い無段変速機構２４への入力トルクの算出を行うことができる。よって、第２クラッチＣ２が完全解放の状態又は解放過渡の状態であるときに無段変速機構２４への入力トルクの算出精度を向上することができる。

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、前述の実施例における図１２のフローチャートにおいて、Ｓ２０，Ｓ３０，Ｓ７０の各ステップが１つのステップで実行されても良いなど、図１２のフローチャートは適宜変更され得る。

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の最ロー側変速比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の最ハイ側変速比γminよりもハイ側の変速比、及び／又は、最ロー側変速比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に基づいて目標駆動力Ｆwtgtを算出し、その目標駆動力Ｆwtgt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。

１０：車両
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）
４６：油圧制御回路
６０：プライマリプーリ
６０ｃ：油圧アクチュエータ
６４：セカンダリプーリ
６４ｃ：油圧アクチュエータ
６６：伝動ベルト（伝達要素）
９２：シーケンスバルブ
１００：電子制御装置（制御装置）
１０４：変速制御部
Ｂ１：第１ブレーキ（第１係合装置）
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）
ＰＴ１：第１動力伝達経路
ＰＴ２：第２動力伝達経路

Claims (1)

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有し、前記複数の動力伝達経路は、第１係合装置の係合によって形成される、ギヤ段を有するギヤ機構を介した第１動力伝達経路、及び第２係合装置の係合によって形成される、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無段変速機構を介した第２動力伝達経路である車両用動力伝達装置と、調圧された油圧を前記第２係合装置へ供給可能な第１の状態と前記調圧された油圧の元圧を前記第２係合装置へ供給可能な第２の状態とに切替え可能なシーケンスバルブを有する油圧制御回路とを備え、前記第１動力伝達経路を用いて走行することが可能な走行モードである第１走行モードでの走行と前記第２動力伝達経路を用いて走行することが可能な走行モードである第２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車両の、制御装置であって、
   前記シーケンスバルブの前記第２の状態への切替え時は、前記走行モードを前記第２走行モードとする変速制御部を含み、
   前記変速制御部は、前記第２係合装置が完全解放の状態又は解放過渡の状態であるときに、前記走行モードが前記第２走行モードである場合には、前記伝達要素の滑り防止の為に必要となる、前記プライマリプーリの油圧アクチュエータによって付与される前記伝達要素を挟圧する前記プライマリプーリの推力及び前記セカンダリプーリの油圧アクチュエータによって付与される前記伝達要素を挟圧する前記セカンダリプーリの推力の、各々の算出に用いる前記無段変速機構への入力トルクとして、前記入力回転部材上に換算した前記動力源の出力トルク及び前記入力回転部材上に換算した前記第２係合装置の引き摺りトルクのうちの大きい方のトルクを選択することを特徴とする車両の制御装置。

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