JP7215407B2 - 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、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、油圧式の第１摩擦係合装置の係合によって形成される、変速比が固定された有段のギヤ機構を介した第１動力伝達経路、及び油圧式の第２摩擦係合装置の係合によって形成され且つ前記第１動力伝達経路よりもハイ側の変速比が形成される、変速比が可変の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動力伝達装置の制御装置がそれである。この特許文献１には、車両の走行状態に基づいて、前記第１動力伝達経路にて前記動力を伝達して走行することが可能な第１走行モードと前記第２動力伝達経路にて前記動力を伝達して走行することが可能な第２走行モードとの間で走行モードを切り替えること、又、中車速や高車速では、第２走行モードにて無段変速機構を変速して走行することが開示されている。

特開２０１９－１１６９６２号公報

ところで、目標駐車位置を設定し、駆動力の推定値を用いて、前記目標駐車位置に車両を自動的に駐車させる自動駐車制御を実行することが考えられる。前記自動駐車制御では、例えば制動力によって車速を制御することで前記目標駐車位置に車両が停止させられる。又、前記自動駐車制御では、低車速域における車速の制御であり、発生させられる駆動力は小さい。その為、前記自動駐車制御を実行する際に駆動力の推定値が精度良く算出されないと、前記自動駐車制御の制御性に問題が生じる可能性がある。

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、自動駐車制御を実行する際に、自動駐車制御の制御性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有し、前記複数の動力伝達経路は、油圧式の第１摩擦係合装置の係合によって形成される、変速比が固定された有段のギヤ機構を介した第１動力伝達経路、及び油圧式の第２摩擦係合装置の係合によって形成され且つ前記第１動力伝達経路よりもハイ側の変速比が形成される、変速比が可変の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の、制御装置であって、（ｂ）前記車両用動力伝達装置の変速比に基づく所定駆動力演算によって前記駆動輪における駆動力の推定値を算出する演算部と、（ｃ）目標駐車位置を設定し、前記駆動力の推定値を用いて、前記目標駐車位置に車両を自動的に駐車させる自動駐車制御を実行する自動駐車制御部と、（ｄ）前記車両の走行状態に基づいて、前記第１動力伝達経路にて前記動力を伝達して走行することが可能な第１走行モードと前記第２動力伝達経路にて前記動力を伝達して走行することが可能な第２走行モードとの間で走行モードを切り替える変速制御部とを、含み、（ｅ）前記演算部は、前記自動駐車制御の実行中には、前記車両用動力伝達装置で生じる慣性損失及び前記車両用動力伝達装置における伝達効率を加味して、前記駆動力の推定値を算出するものであり、（ｆ）前記変速制御部は、前記自動駐車制御の実行中には、前記走行モードを前記第１走行モードとするか、又は、前記走行モードを前記第２走行モードとし且つ前記無段変速機構の変速比を所定低車速側変速比に固定するものであり、（ｇ）前記変速制御部は、前記第１摩擦係合装置及び前記第２摩擦係合装置のうちの一方を解放しつつ他方を係合するクラッチツゥクラッチ変速によって、前記第１走行モードと前記第２走行モードとの間で前記走行モードを切り替えると共に、前記第１摩擦係合装置及び前記第２摩擦係合装置の各々の作動状態を切り替える為の作動油の温度が所定油温よりも低い場合には、前記クラッチツゥクラッチ変速を制限するものであり、（ｈ）前記変速制御部は、前記自動駐車制御の実行中において、前記作動油の温度が前記所定油温よりも低い場合には、前記走行モードを前記第２走行モードとし且つ前記無段変速機構の変速比を前記所定低車速側変速比に固定する一方で、前記作動油の温度が前記所定油温以上である場合には、前記走行モードを前記第１走行モードとすることにある。

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、前記変速制御部は、前記自動駐車制御の実行中において、走行中には、前記作動油の温度に応じた前記第１走行モードと前記第２走行モードとの切替えを行わない一方で、一時的な停車時には、前記作動油の温度に応じた前記第１走行モードと前記第２走行モードとの切替えを行うことにある。

また、第３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、油圧式の第１摩擦係合装置の係合によって形成される、変速比が固定された有段のギヤ機構を介した第１動力伝達経路、及び油圧式の第２摩擦係合装置の係合によって形成され且つ前記第１動力伝達経路よりもハイ側の変速比が形成される、変速比が可変の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の、制御装置であって、（ｂ）前記車両用動力伝達装置の変速比に基づく所定駆動力演算によって前記駆動輪における駆動力の推定値を算出する演算部と、（ｃ）目標駐車位置を設定し、前記駆動力の推定値を用いて、前記目標駐車位置に車両を自動的に駐車させる自動駐車制御を実行する自動駐車制御部と、（ｄ）前記車両の走行状態に基づいて、前記第１動力伝達経路にて前記動力を伝達して走行することが可能な第１走行モードと前記第２動力伝達経路にて前記動力を伝達して走行することが可能な第２走行モードとの間で走行モードを切り替える変速制御部とを、含み、（ｅ）前記演算部は、前記自動駐車制御の実行中には、前記車両用動力伝達装置で生じる慣性損失及び前記車両用動力伝達装置における伝達効率を加味して、前記駆動力の推定値を算出するものであり、（ｆ）前記変速制御部は、前記自動駐車制御の実行中には、前記走行モードを前記第１走行モードとするか、又は、前記走行モードを前記第２走行モードとし且つ前記無段変速機構の変速比を所定低車速側変速比に固定するものであり、（ｇ）前記演算部は、前記自動駐車制御の非実行中には、前記慣性損失及び前記伝達効率を加味せずに、前記駆動力の推定値を算出することにある。

また、第４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、油圧式の第１摩擦係合装置の係合によって形成される、変速比が固定された有段のギヤ機構を介した第１動力伝達経路、及び油圧式の第２摩擦係合装置の係合によって形成され且つ前記第１動力伝達経路よりもハイ側の変速比が形成される、変速比が可変の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の、制御装置であって、（ｂ）前記車両用動力伝達装置の変速比に基づく所定駆動力演算によって前記駆動輪における駆動力の推定値を算出する演算部と、（ｃ）目標駐車位置を設定し、前記駆動力の推定値を用いて、前記目標駐車位置に車両を自動的に駐車させる自動駐車制御を実行する自動駐車制御部と、（ｄ）前記車両の走行状態に基づいて、前記第１動力伝達経路にて前記動力を伝達して走行することが可能な第１走行モードと前記第２動力伝達経路にて前記動力を伝達して走行することが可能な第２走行モードとの間で走行モードを切り替える変速制御部とを、含み、（ｅ）前記演算部は、前記自動駐車制御の実行中には、前記車両用動力伝達装置で生じる慣性損失及び前記車両用動力伝達装置における伝達効率を加味して、前記駆動力の推定値を算出するものであり、（ｆ）前記変速制御部は、前記自動駐車制御の実行中には、前記走行モードを前記第１走行モードとするか、又は、前記走行モードを前記第２走行モードとし且つ前記無段変速機構の変速比を所定低車速側変速比に固定するものであり、（ｇ）前記演算部は、前記車両用動力伝達装置の変速比に基づく所定トルク演算によって前記動力源に要求される要求動力源トルクを算出するものであり、（ｈ）前記演算部は、前記自動駐車制御の実行中には、前記慣性損失及び前記伝達効率を加味して、前記要求動力源トルクを算出する一方で、前記自動駐車制御の非実行中には、前記慣性損失及び前記伝達効率を加味せずに、前記要求動力源トルクを算出することにある。

前記第１の発明によれば、自動駐車制御の実行中には、車両用動力伝達装置で生じる慣性損失及び車両用動力伝達装置における伝達効率が加味されて、駆動力の推定値が算出されるので、駆動力の推定精度が向上させられる。加えて、自動駐車制御の実行中には、走行モードが第１走行モードとされるか、又は、走行モードが第２走行モードとされ且つ無段変速機構の変速比が所定低車速側変速比に固定されるので、自動駐車制御に用いられる駆動力の推定値の演算において慣性損失及び伝達効率が加味される場合に、連続的な変速に伴う不安定要素が払拭される。よって、自動駐車制御を実行する際に、自動駐車制御の制御性の低下を抑制することができる。
また、自動駐車制御の実行中において、作動油の温度が所定油温よりも低い場合には、走行モードが第２走行モードとされ且つ無段変速機構の変速比が所定低車速側変速比に固定されるので、自動駐車制御での駆動力が確保されると共に自動駐車制御の解除後にクラッチツゥクラッチ変速を介すことなく第２走行モードにて無段変速機構を変速しつつ走行することができる。又、自動駐車制御の実行中において、作動油の温度が所定油温以上である場合には、走行モードが第１走行モードとされるので、自動駐車制御での駆動力が一層確保され易くされる。これにより、自動駐車制御を実行する際に、ドライバビリティー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、自動駐車制御の実行中において、走行中には、作動油の温度に応じた第１走行モードと第２走行モードとの切替えが行われない一方で、一時的な停車時には、作動油の温度に応じた第１走行モードと第２走行モードとの切替えが行われるので、走行モードの切替えに伴う駆動力の変動による自動駐車制御への影響が回避又は抑制されつつ、適切に切り替えられた走行モードにて自動駐車制御が実行される。

また、前記第３の発明によれば、自動駐車制御の実行中には、車両用動力伝達装置で生じる慣性損失及び車両用動力伝達装置における伝達効率が加味されて、駆動力の推定値が算出されるので、駆動力の推定精度が向上させられる。加えて、自動駐車制御の実行中には、走行モードが第１走行モードとされるか、又は、走行モードが第２走行モードとされ且つ無段変速機構の変速比が所定低車速側変速比に固定されるので、自動駐車制御に用いられる駆動力の推定値の演算において慣性損失及び伝達効率が加味される場合に、連続的な変速に伴う不安定要素が払拭される。よって、自動駐車制御を実行する際に、自動駐車制御の制御性の低下を抑制することができる。
また、自動駐車制御の非実行中には、慣性損失及び伝達効率が加味されずに駆動力の推定値が算出されるので、駆動力の推定精度は向上させられないものの、連続的な変速が生じても駆動力の推定値が安定的に算出される。

また、前記第４の発明によれば、自動駐車制御の実行中には、車両用動力伝達装置で生じる慣性損失及び車両用動力伝達装置における伝達効率が加味されて、駆動力の推定値が算出されるので、駆動力の推定精度が向上させられる。加えて、自動駐車制御の実行中には、走行モードが第１走行モードとされるか、又は、走行モードが第２走行モードとされ且つ無段変速機構の変速比が所定低車速側変速比に固定されるので、自動駐車制御に用いられる駆動力の推定値の演算において慣性損失及び伝達効率が加味される場合に、連続的な変速に伴う不安定要素が払拭される。よって、自動駐車制御を実行する際に、自動駐車制御の制御性の低下を抑制することができる。
また、自動駐車制御の実行中には、慣性損失及び伝達効率が加味されて要求動力源トルクが算出されるので、要求動力源トルクの算出精度が向上させられる。又、自動駐車制御の非実行中には、慣性損失及び伝達効率が加味されずに要求動力源トルクが算出されるので、連続的な変速が生じても要求動力源トルクが安定的に算出される。

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。 ドライバビリティーの低下や自動駐車制御の制御性の低下を抑制する為の、各制御モード毎の走行モード及び推定駆動力算出方法を纏めた図表である。 電子制御装置の制御作動の要部を説明するフローチャートであり、自動駐車制御を実行する際に自動駐車制御の制御性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。 電子制御装置の制御作動の要部を説明するフローチャートであり、自動駐車制御を実行する際に自動駐車制御の制御性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って、図３とは別の実施例である。

本発明の実施形態において、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無段変速機である。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、前記車両用動力伝達装置、前記無段変速機構などにおける変速比（＝ギヤ比）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ＰＴ２を形成する係合装置である。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、各々の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は前進用の第１摩擦係合装置であり、第２クラッチＣ２は第２摩擦係合装置であり、第１ブレーキＢ１は後進用の第１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。前記複数の係合装置は、車両１０に備えられた油圧制御回路４２により調圧された油圧である各制御圧が各油圧アクチュエータへ供給されることにより、各々の係合状態や解放状態などの作動状態が切り替えられる。

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４４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、例えば運転者による車両１０に対する駆動要求量に対応するアクセル開度θaccに応じてエンジン制御装置４４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。トルクコンバータ２０は、エンジン１２の動力を入力軸２２へ伝達する流体式伝動装置である。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４６を備えている。オイルポンプ４６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作動状態を切り替えたりする為の油圧の元圧となる作動油OILを、油圧制御回路４２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２７、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２７は、入力要素としてのキャリア２７ｃと、出力要素としてのサンギヤ２７ｓと、反力要素としてのリングギヤ２７ｒとの３つの回転要素を有する差動機構である。キャリア２７ｃは、入力軸２２に連結されている。リングギヤ２７ｒ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２７ｓ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２７ｃとサンギヤ２７ｓ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５１とを備えている。大径ギヤ５１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５２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５２と噛み合う出力ギヤ５３とを備えている。出力ギヤ５３は、アイドラギヤ５２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、つまり変速比（ギヤ比も同意）が固定された有段のギヤ機構である。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５１とアイドラギヤ５２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、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たクラッチハブ５４と、アイドラギヤ５２とクラッチハブ５４との間に配置されてそのアイドラギヤ５２に固設されたクラッチギヤ５５と、クラッチハブ５４に対してスプライン嵌合されることによりギヤ機構カウンタ軸５０の軸心回りの相対回転不能且つその軸心と平行な方向の相対移動可能に設けられた円筒状のスリーブ５６とを備えている。このように構成された噛合式クラッチＤ１では、クラッチハブ５４と常に一体的に回転させられるスリーブ５６がクラッチギヤ５５側へ移動させられてそのクラッチギヤ５５と噛み合わされることで、アイドラギヤ５２とギヤ機構カウンタ軸５０とが接続される。更に、噛合式クラッチＤ１は、スリーブ５６とクラッチギヤ５５とを嵌合する際に回転を同期させる、同期機構としての公知のシンクロメッシュ機構Ｓ１を備えている。噛合式クラッチＤ１は、動力伝達装置１６に備えられたアクチュエータとしての油圧アクチュエータ５７の作動によりスリーブ５６がギヤ機構カウンタ軸５０の軸心と平行な方向に摺動させられて係合状態と解放状態とが切り替えられる。このように、噛合式クラッチＤ１は、油圧アクチュエータ５７により作動させられることで、エンジン１２と駆動輪１４との間の動力伝達経路を選択的に接続したり、切断したりするシンクロメッシュ機構Ｓ１付の噛合式クラッチである。

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とが共に係合されることで形成される。第１動力伝達経路ＰＴ１は、第１クラッチＣ１に替えて選択的に係合される、噛合式クラッチＤ１よりも入力軸２２側に設けられた第１ブレーキＢ１、及び噛合式クラッチＤ１の係合によっても形成される。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。第１クラッチＣ１及び噛合式クラッチＤ１の係合によって形成される第１動力伝達経路ＰＴ１は、前進用の第１動力伝達経路である。第１ブレーキＢ１及び噛合式クラッチＤ１の係合によって形成される第１動力伝達経路ＰＴ１は、後進用の第１動力伝達経路である。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４２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４２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４２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γcvttgtとされる。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。プライマリ圧Ｐpriとセカンダリ圧Ｐsecとの相互関係で、プライマリ推力Ｗpriとセカンダリ推力Ｗsecとの比の値である推力比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。推力比τは、セカンダリ推力Ｗsecのプライマリ推力Ｗpri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。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、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。つまり、ギヤ走行モードは、第１動力伝達経路ＰＴ１にてエンジン１２の動力を伝達して走行することが可能な第１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。つまり、ベルト走行モードは、第２動力伝達経路ＰＴ２にてエンジン１２の動力を伝達して走行することが可能な第２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、高車速領域においてギヤ機構２８や遊星歯車装置２７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。ギヤ機構２８の高回転化が防止されると、例えば第１クラッチＣ１における入力側回転速度と出力側回転速度とでの差回転速度が大きくされることが防止されて、第１クラッチＣ１の摩擦材の耐久性が向上する。

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６８、６９、７０、７１、アクセル開度センサ７２、スロットル弁開度センサ７３、ブレーキペダルセンサ７４、ステアリングセンサ７５、Ｇセンサ７６、ヨーレートセンサ７７、油温センサ７８、車両周辺情報センサ８０、車両位置センサ８１、運転支援設定スイッチ群８２、ナビゲーションシステム８３、シフトポジションセンサ８４など）による検出値や取得情報に基づく各種信号等（例えばエンジン１２の回転速度であるエンジン回転速度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運転者の加速操作量としてのアクセル開度θacc、電子スロットル弁の開度であるスロットル弁開度θth、ホイールブレーキを作動させる為のブレーキペダルが運転者によって操作されている状態を示す信号であるブレーキオン信号Ｂon、ブレーキペダルの踏力に対応する、運転者によるブレーキペダルの踏込操作の大きさを表すブレーキ操作量Ｂra、車両１０に備えられたステアリングホイールの操舵角θsw及び操舵方向Ｄsw、車両１０の前後加速度Ｇx、車両１０の左右加速度Ｇy、車両１０の鉛直軸まわりの回転角速度であるヨーレートＲyaw、作動油OILの温度である作動油温ＴＨoil、車両周辺情報Ｉard、位置情報Ｉvp、クルーズ制御や自動駐車制御ＡＰ等の運転支援制御における運転者による設定を示す信号である運転支援設定信号Ｓset、ナビ情報Ｉnavi、車両１０に備えられたシフトレバー８５の操作ポジションPOSshなど）が、それぞれ供給される。

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Ｎtでもあり、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、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９０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。

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４４、油圧制御回路４２、ホイールブレーキ装置８６、操舵装置８８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、ホイールブレーキによる制動力Ｆbを制御する為のブレーキ制御指令信号Ｓbra、車輪（特には前輪）の操舵を制御する為の操舵制御指令信号Ｓsteなど）が、それぞれ出力される。

車両周辺情報センサ８０は、例えばライダー、レーダー、及び車載カメラなどのうちの少なくとも一つを含んでおり、走行中の道路に関する情報や車両周辺に存在する物体に関する情報を直接的に取得する。前記ライダーは、例えば車両１０の前方の物体、側方の物体、後方の物体などを各々検出する複数のライダー、又は、車両１０の全周囲の物体を検出する一つのライダーであり、検出した物体に関する物体情報を車両周辺情報Ｉardとして出力する。前記レーダーは、例えば車両１０の前方の物体、前方近傍の物体、後方近傍の物体などを各々検出する複数のレーダーなどであり、検出した物体に関する物体情報を車両周辺情報Ｉardとして出力する。前記ライダーやレーダーによる物体情報には、検出した物体の車両１０からの距離と方向とが含まれる。前記車載カメラは、例えば車両１０の前方や後方を撮像する単眼カメラ又はステレオカメラであり、撮像情報を車両周辺情報Ｉardとして出力する。この撮像情報には、走行路の車線、走行路における標識、駐車スペース、及び走行路や駐車場等における他車両や歩行者や障害物などの情報が含まれる。

車両位置センサ８１は、ＧＰＳアンテナなどを含んでいる。位置情報Ｉvpは、ＧＰＳ（Global Positioning System）衛星が発信するＧＰＳ信号（軌道信号）などに基づく地表又は地図上における車両１０の位置を示す自車位置情報を含んでいる。

運転支援設定スイッチ群８２は、クルーズ制御を実行させる為のクルーズスイッチ、クルーズ制御における車速を設定するスイッチ、クルーズ制御における先行車との車間距離を設定するスイッチ、設定された車線を維持して走行するレーンキープ制御を実行させる為のスイッチ、自動駐車制御ＡＰを実行させる為の自動駐車選択スイッチなどを含んでいる。

ナビゲーションシステム８３は、ディスプレイやスピーカ等を有する公知のナビゲーションシステムである。ナビゲーションシステム８３は、位置情報Ｉvpに基づいて、予め記憶された地図データ上に自車位置を特定する。ナビゲーションシステム８３は、ディスプレイに表示した地図上に自車位置を表示する。ナビゲーションシステム８３は、目的地が入力されると、出発地から目的地までの走行経路を演算し、ディスプレイやスピーカ等で運転者に走行経路などの指示を行う。ナビ情報Ｉnaviは、例えばナビゲーションシステム８３に予め記憶された地図データに基づく道路情報や施設情報などの地図情報などを含んでいる。前記道路情報には、市街地道路、郊外道路、山岳道路、高速自動車道路すなわち高速道路などの道路の種類、道路の分岐や合流、道路の勾配、制限車速などの情報が含まれる。前記施設情報には、スーパー、商店、レストラン、駐車場、公園、車両１０を修理する拠点、自宅、高速道路におけるサービスエリアなどの拠点の種類、所在位置、名称などの情報が含まれる。上記サービスエリアは、例えば高速道路で、駐車、食事、給油などの設備のある拠点である。又、ナビゲーションシステム８３は、例えば車両周辺情報Ｉardなどをディスプレイに表示したり、運転者に対して視覚的な及び／又は聴覚的な警告や報知を行う情報周知装置として機能しても良い。

シフトレバー８５の操作ポジションPOSshは、例えばＰ、Ｒ、Ｎ、Ｄ操作ポジション等を含んでいる。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。

ホイールブレーキ装置８６は、車輪にホイールブレーキによる制動力Ｆbを付与するブレーキ装置である。ホイールブレーキ装置８６は、運転者による例えばブレーキペダルの踏込操作などに応じて、ホイールブレーキに設けられたホイールシリンダへブレーキ油圧を供給する。ホイールブレーキ装置８６では、通常時には、ブレーキマスタシリンダから発生させられる、ブレーキ操作量Ｂraに対応した大きさのマスタシリンダ油圧がブレーキ油圧としてホイールシリンダへ供給される。一方で、ホイールブレーキ装置８６では、例えばＡＢＳ制御時、横滑り抑制制御時、車速制御時、自動駐車制御ＡＰ時などには、ホイールブレーキによる制動力Ｆbの発生の為に、各制御で必要なブレーキ油圧がホイールシリンダへ供給される。上記車輪は、駆動輪１４及び不図示の従動輪である。

操舵装置８８は、例えば車速Ｖ、操舵角θsw及び操舵方向Ｄsw、ヨーレートＲyawなどに応じたアシストトルクを車両１０の操舵系に付与する。操舵装置８８では、例えば自動駐車制御ＡＰ時などには、前輪の操舵を制御するトルクを車両１０の操舵系に付与する。

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、演算手段すなわち演算部９２、運転制御手段すなわち運転制御部９４、エンジン制御手段すなわちエンジン制御部９６、及び変速制御手段すなわち変速制御部９８を備えている。

演算部９２は、例えば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駆動力マップにアクセル開度θacc及び車速Ｖを適用することで、運転者による車両１０に対する要求駆動力Ｆddemであるドライバ要求駆動力Ｆddemdを算出する。

運転制御部９４は、運転者の運転操作に因らず、加減速、制動、操舵などの少なくとも一つを自動的に行うことによって車両１０を運転する運転支援制御を行う。運転支援制御は、例えばアクセル開度θaccに拘わらず車速Ｖを制御する自動車速制御、目標駐車位置ＶＰptgtに車両１０を自動的に駐車させる自動駐車制御ＡＰなどである。運転制御部９４は、例えば自動車速制御手段すなわち自動車速制御部９４ａ、自動駐車制御手段すなわち自動駐車制御部９４ｂなどを備えている。自動車速制御部９４ａは、前記自動車速制御を行う。前記自動車速制御は、例えば運転者により設定された目標車速Ｖtgtへ車速Ｖを追従させるように駆動力Ｆdを制御する公知のクルーズ制御である。又は、前記自動車速制御は、例えば車速Ｖが運転者により設定された目標車速Ｖtgtを超えないように駆動力Ｆdを制御する公知の自動車速制限制御（ＡＳＬ（Adjustable Speed Limiter））である。自動車速制御部９４ａは、前記自動車速制御にて要求される他システム要求駆動力Ｆddemvを算出する。自動駐車制御部９４ｂは、目標駐車位置ＶＰptgtを設定し、車速Ｖ、操舵等を自動的に制御して、自動駐車制御ＡＰを実行する。自動駐車制御ＡＰには、自動駐車制御ＡＰによって駐車させた車両１０を自動的に出庫させる制御を含めても良い。自動駐車制御部９４ｂは、自動駐車制御ＡＰにて要求される他システム要求駆動力Ｆddempを算出する。このように、運転制御部９４は、運転者の運転を支援する運転支援制御による要求駆動力Ｆddemである他システム要求駆動力Ｆddemsysを算出する。

演算部９２は、ドライバ要求駆動力Ｆddemd及び他システム要求駆動力Ｆddemsysのうちで、何れの要求駆動力Ｆddemを優先させるかを、予め定められた駆動力調停手順に従って選択し、この選択した要求駆動力Ｆddemを調停後要求駆動力Ｆddemaに設定する。上記駆動力調停手順は、例えばドライバ要求駆動力Ｆddemdとクルーズ制御による他システム要求駆動力Ｆddemvとでは、マックスセレクトするように定められている。又、上記駆動力調停手順は、例えばドライバ要求駆動力ＦddemdとＡＳＬによる他システム要求駆動力Ｆddemvとでは、ミニマムセレクトするように定められている。又、上記駆動力調停手順は、例えばドライバ要求駆動力Ｆddemdと自動駐車制御ＡＰによる出庫時の他システム要求駆動力Ｆddempとでは、運転者によるアクセル操作によるオーバーライド例えばアクセルオンによるドライバオーバーライドの際にはドライバ要求駆動力Ｆddemdが優先されるように定められている。

演算部９２は、例えば予め定められた次式（１）を用いて、調停後要求駆動力Ｆddemaを実現する為にエンジン１２に要求される要求エンジントルクＴedemを算出する。次式（１）において、「Ｆ」は駆動輪１４における駆動力Ｆdである。「ｒw」は駆動輪１４のタイヤ動荷重半径である。「γ」は無段変速機構２４の変速比γcvt又はギヤ機構２８の変速比ＥＬ（＝γgear）である。「ｉ」は減速歯車装置３４やデフギヤ３８等の減速比である。「ｔ」はトルクコンバータ２０のトルク比（＝タービントルクＴt／ポンプトルクＴp）である。トルク比ｔは、トルクコンバータ２０の速度比ｅ（＝タービン回転速度Ｎt／ポンプ回転速度Ｎp）の関数であり、速度比ｅとトルク比ｔとの予め定められた関係に実際の速度比ｅを適用することで算出される。タービン回転速度Ｎtは入力軸回転速度Ｎinであり、ポンプ回転速度Ｎpはエンジン回転速度Ｎeである。「Ｔe」はエンジントルクであり、「Ｆ」に調停後要求駆動力Ｆddemaが代入されることなどによって要求エンジントルクＴedemとされる。演算部９２は、次式（１）に示すような動力伝達装置１６の変速比に基づく所定トルク演算によって要求エンジントルクＴedemを算出する。

Ｔe＝（Ｆ×ｒw）／（γ×ｉ×ｔ） …（１）

エンジン制御部９６は、例えば予め定められたエンジントルクマップを用いて、要求エンジントルクＴedemが得られる目標スロットル弁開度θthtgtを算出する。エンジン制御部９６は、要求エンジントルクＴedemが得られるように、実際のスロットル弁開度θthを目標スロットル弁開度θthtgtとすると共に噴射信号や点火時期信号などを制御する為のエンジン制御指令信号Ｓeをエンジン制御装置４４へ出力する。

演算部９２は、例えば予め定められたエンジントルクマップを用いて、実際のスロットル弁開度θth及びエンジン回転速度ＮeにおけるエンジントルクＴeの推定値である推定エンジントルクＴeestを算出する。演算部９２は、例えば予め定められた次式（２）を用いて、駆動力Ｆdの推定値である推定駆動力Ｆdestを算出する。次式（２）において、「Ｔe」、「ｔ」、「γ」、「ｉ」、「ｒw」、「Ｆ」は、前記式（１）と同じである。「Ｆ」は、「Ｔe」に推定エンジントルクＴeestが代入されることなどによって推定駆動力Ｆdestとされる。演算部９２は、次式（２）に示すような動力伝達装置１６の変速比に基づく所定駆動力演算によって推定駆動力Ｆdestを算出する。

Ｆ＝Ｔe×ｔ×γ×ｉ／ｒw …（２）

自動駐車制御部９４ｂは、例えば推定駆動力Ｆdest、及び車両１０の現在位置から目標駐車位置ＶＰptgtまでの残距離に基づいて目標車速Ｖtgtを設定する。自動駐車制御部９４ｂは、目標車速Ｖtgtを得る為に必要なホイールブレーキによる制動力Ｆbである必要制動力Ｆbnを算出し、その必要制動力Ｆbnが得られる為のブレーキ制御指令信号Ｓbraをホイールブレーキ装置８６へ出力する。これにより、推定駆動力Ｆdestと必要制動力Ｆbnとの組合せで決まる車速Ｖで車両１０が目標駐車位置ＶＰptgtに近付いていくことが実現される。このように、自動駐車制御部９４ｂは、推定駆動力Ｆdestを用いて自動駐車制御ＡＰを実行する。尚、本実施例では、動力伝達装置１６のシフトポジションの切替えにシフトバイワイヤ方式を採用していないので、自動駐車制御ＡＰにおける車両１０の前進走行と後進走行との切替えでは、運転者によるシフトレバー８５の操作が必要である。動力伝達装置１６のシフトポジションの切替えにシフトバイワイヤ方式を採用している場合には、自動駐車制御ＡＰにおける車両１０の前進走行と後進走行との切替えも自動的に行うことが可能である。

変速制御部９８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４２へ出力する。変速制御部９８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４２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９８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４２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９８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９８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及びアクセル開度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。このように、変速制御部９８は、車両１０の走行状態に基づいて、ギヤ走行モードとベルト走行モードとの間で走行モードを切り替える。

変速制御部９８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、噛合式クラッチＤ１の係合状態において、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４２へ出力する。このように、変速制御部９８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、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のアップシフトすなわち有段アップシフトを実行する。

変速制御部９８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、噛合式クラッチＤ１の係合状態において、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４２へ出力する。このように、変速制御部９８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、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のダウンシフトすなわち有段ダウンシフトを実行する。

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の係合状態において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、走行モードが切り替えられるので、切替えショックが抑制される。本実施例では、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クラッチツゥクラッチ変速制御すなわちＣtoＣ変速制御と称する。このように、変速制御部９８は、第１クラッチＣ１及び第２クラッチＣ２のうちの一方を解放しつつ他方を係合するクラッチツゥクラッチ変速によって、ギヤ走行モードとベルト走行モードとの間で走行モードを切り替える。

作動油OILが低油温である程、油圧の応答性が悪くなる為、変速制御部９８によるＣtoＣ変速制御における油圧応答が不安定となり易い。その為、変速制御部９８は、作動油温ＴＨoilが所定油温ＴＨoilfxよりも低い場合には、ギヤ走行モードとベルト走行モードとを切り替える為のクラッチツゥクラッチ変速を制限する。変速制御部９８は、クラッチツゥクラッチ変速を禁止することでクラッチツゥクラッチ変速を制限する。所定油温ＴＨoilfxは、例えばクラッチツゥクラッチ変速を制限する必要がある極低油温の領域に作動油温ＴＨoilがあることを判断する為の予め定められた閾値である。

変速制御部９８は、例えばエンジン１２の始動完了後に、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４２へ出力する。又、変速制御部９８は、有段アップシフト後のベルト走行モードにおいて車速Ｖが上昇した場合には、噛合式クラッチＤ１を解放する油圧制御指令信号Ｓcbdを油圧制御回路４２へ出力する。一方で、変速制御部９８は、噛合式クラッチＤ１を解放した後のベルト走行モードにおいて車速Ｖが低下した場合には、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４２へ出力する。つまり、変速制御部９８は、ベルト走行モードでの走行中において、所定車速Ｖfxを超える車速域では噛合式クラッチＤ１を解放状態とする一方で、所定車速Ｖfx以下となる車速域では噛合式クラッチＤ１を係合状態とする。この所定車速Ｖfxは、例えば有段ダウンシフトに備えて噛合式クラッチＤ１を係合状態としておくことが適切である予め定められた低車速域又は中車速域における上限車速である。所定車速Ｖfxがこのように設定されていることで、高車速領域におけるベルト走行モードでの走行中において、ギヤ機構２８等の引き摺りが防止される共にギヤ機構２８や遊星歯車装置２７の構成部材の高回転化が防止される。

変速制御部９８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４２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９８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開度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９８は、目標プライマリ回転速度Ｎpritgtに基づいて目標変速比γcvttgt（＝Ｎpritgt／Ｎsec）を算出する。変速制御部９８は、推定エンジントルクＴeestに基づいて推定タービントルクＴtest（＝Ｔeest×ｔ；ｔはトルクコンバータ２０のトルク比）を算出する。タービントルクＴtは、無段変速機構２４に入力されるトルクである。変速制御部９８は、予め定められた関係である推力比マップを用いて、目標変速比γcvttgt及び推定タービントルクＴtestに基づいて、目標変速比γcvttgtを実現する為の推力比τを算出する。変速制御部９８は、この推力比τを達成する為の目標プライマリ推力Ｗpritgt及び目標セカンダリ推力Ｗsectgtを算出する。変速制御部９８は、目標プライマリ推力Ｗpritgt及び目標セカンダリ推力Ｗsectgtを、目標プライマリ圧Ｐpritgt（＝Ｗpritgt／受圧面積）及び目標セカンダリ圧Ｐsectgt（＝Ｗsectgt／受圧面積）に各々変換する。変速制御部９８は、目標プライマリ圧Ｐpritgt及び目標セカンダリ圧Ｐsectgt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４２へ出力する。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γcvttgt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。

ここで、自動駐車制御ＡＰのように低車速域で制動力Ｆbによって車速Ｖを制御する場合、目標車速Ｖtgtを得る為の必要制動力Ｆbnが精緻に算出される必要がある。その為、自動駐車制御ＡＰでは、推定駆動力Ｆdestの演算精度が高くされる必要がある。自動駐車制御ＡＰでは、エンジン１２は例えばアイドル回転速度で運転させられる為、発生させられる駆動力Ｆdが小さいということから見ても、推定駆動力Ｆdestの演算精度が高くされる必要がある。自動駐車制御ＡＰを実行する際に推定駆動力Ｆdestが精度良く算出されないと、目標駐車位置ＶＰptgtに車両１０を停止できないなど、自動駐車制御ＡＰの制御性に問題が生じる可能性がある。そこで、演算部９２は、推定駆動力Ｆdestの演算精度を高くする為に、例えば動力伝達装置１６の慣性損失及び伝達効率を加味して推定駆動力Ｆdestを算出する。

具体的には、演算部９２は、自動駐車制御ＡＰが行われる場合には、前記式（１）に替えて、予め定められた次式（３）を用いて、要求エンジントルクＴedemを算出する。又、演算部９２は、自動駐車制御ＡＰが行われる場合には、前記式（２）に替えて、予め定められた次式（４）を用いて、推定駆動力Ｆdestを算出する。次式（３）及び次式（４）において、「Ｔe」、「ｔ」、「γ」、「ｉ」、「ｒw」、「Ｆ」は、前記式（１）及び前記式（２）と同じである。「Ｔloss1」は、一軸慣性損失トルクすなわち入力軸２２において生じる慣性損失トルクＴlossである。一軸慣性損失トルクＴloss1は、入力軸２２における慣性モーメントと、入力軸回転速度Ｎinの時間変化率つまり入力軸２２の角加速度との乗算値である。「Ｔloss2」は、二軸慣性損失トルクすなわち出力軸３０において生じる慣性損失トルクＴlossである。二軸慣性損失トルクＴloss2は、出力軸３０における慣性モーメントと、出力軸回転速度Ｎoutの時間変化率つまり出力軸３０の角加速度との乗算値である。「ηpt」は、入力軸２２と出力軸３０との間の動力伝達経路ＰＴにおける伝達効率である。ギヤ走行モードのときの伝達効率ηptは、第１動力伝達経路ＰＴ１における伝達効率ηpt1である。ベルト走行モードのときの伝達効率ηptは、第２動力伝達経路ＰＴ２における伝達効率ηpt2である。このように、演算部９２は、自動駐車制御ＡＰの実行中には、動力伝達装置１６で生じる慣性損失である慣性損失トルクＴloss及び動力伝達装置１６における伝達効率ηptを加味して、要求エンジントルクＴedemを算出する。又、演算部９２は、自動駐車制御ＡＰの実行中には、慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptを加味して、推定駆動力Ｆdestを算出する。

Ｔe＝（（（Ｆ×ｒw／ｉ＋Ｔloss2）／ηpt／γ）＋Ｔloss1）／ｔ …（３）
Ｆ＝（（（Ｔe×ｔ）－Ｔloss1）×ηpt×γ－Ｔloss2）×ｉ／ｒw …（４）

ところで、ベルト走行モードでは、無段変速機構２４の変速が連続的に行われることにより、目標変速比γcvttgtに対して実際の変速比γcvtに応答遅れが生じる可能性がある。その為、推定駆動力Ｆdestの算出に慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptを加味すると、応答遅れを持って算出される推定駆動力Ｆdestと、その推定駆動力Ｆdestを基に算出される必要制動力Ｆbnつまり自動駐車制御ＡＰ時の目標駆動力との間が閉ループ構造になり駆動力調停の安定性に問題が発生する恐れがある。そこで、変速制御部９８は、推定駆動力Ｆdestの算出において慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptが加味される場合に、連続的な変速に伴う不安定要素が払拭される為に、入力軸２２と出力軸３０との間の動力伝達経路ＰＴにおける変速比を固定した状態とする。

具体的には、変速制御部９８は、自動駐車制御ＡＰの実行中には、走行モードをギヤ走行モードに固定するか、又は、走行モードをベルト走行モードに固定し且つ無段変速機構２４の変速比γcvtを所定低車速側変速比に固定することで、動力伝達経路ＰＴにおける変速比を固定した状態とする。前記所定低車速側変速比は、例えば自動駐車制御ＡＰを実行できる駆動力Ｆdを発生可能なロー側の変速比γcvtであり、例えば最ロー側変速比γmaxである。

しかしながら、自動駐車制御ＡＰの実行中に走行モードがギヤ走行モードに固定された場合に、自動駐車制御ＡＰの解除後において作動油温ＴＨoilが所定油温ＴＨoilfxよりも低い極低油温とされていると、ギヤ走行モードからベルト走行モードへの切替えを行う為のＣtoＣ変速制御が行えない。その為、作動油温ＴＨoilが極低油温とされているときの自動駐車制御ＡＰの実行中に走行モードがギヤ走行モードに固定されると、作動油温ＴＨoilが所定油温ＴＨoilfx以上となるまでベルト走行モードで走行できず、ドライバビリティーの低下を招くおそれがある。一方で、自動駐車制御ＡＰの実行時には、低車速での走行となるので、ベルト走行モードよりもロー側の変速比が形成されるギヤ走行モードの方が、駆動力Ｆdの実現領域幅が広くされる。他方で、作動油温ＴＨoilが極低油温とされているときには、自動駐車制御ＡＰを禁止することも考えられるが、市場での利用シーンを考えると、自動駐車制御ＡＰは、作動油温ＴＨoilが極低油温にあるときでも実行できるようにしたい。

図２は、ドライバビリティーの低下や自動駐車制御ＡＰの制御性の低下を抑制する為の、各制御モード毎の走行モード及び推定駆動力Ｆdestの算出方法を纏めた図表である。図２において、制御モードにおける通常制御は、自動駐車制御ＡＰ以外の制御であり、自動駐車制御ＡＰの非実行中における制御である。又、作動油温ＴＨoilにおける常温は、作動油温ＴＨoilが極低油温の領域よりも高い領域にあるときの作動油温ＴＨoilである。

制御モードが自動駐車制御ＡＰである場合には、前述したように、推定駆動力Ｆdestの演算において、慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptが加味される。制御モードが前記通常制御である場合には、自動駐車制御ＡＰに比べて推定駆動力Ｆdestの演算精度を高くする必要がなく、又、動力伝達経路ＰＴの変速比が変化させられる場合がある。その為、制御モードが前記通常制御である場合には、推定駆動力Ｆdestの演算において、慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptが加味されない。演算部９２は、自動駐車制御ＡＰの非実行中には、慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptを加味せずに、要求エンジントルクＴedemを算出する。又、演算部９２は、自動駐車制御ＡＰの非実行中には、慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptを加味せずに、推定駆動力Ｆdestを算出する。

制御モードが前記通常制御であって且つ作動油温ＴＨoilが常温である場合には、走行モードは、ギヤ走行モードとベルト走行モードとが用いられ、車両１０の走行状態に応じてギヤ走行モードとベルト走行モードとの間での切替制御が行われる。作動油温ＴＨoilが極低油温である場合には、ギヤ走行モードとベルト走行モードとを切り替える為のクラッチツゥクラッチ変速が制限される。その為、制御モードが前記通常制御であって且つ作動油温ＴＨoilが極低油温である場合には、中車速や高車速での走行性を考慮して、走行モードはベルト走行モードに固定され、車両１０の走行状態に応じて無段変速機構２４の変速が行われる。

制御モードが自動駐車制御ＡＰである場合には、推定駆動力Ｆdestの演算精度を高くする為に慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptが加味されるので、動力伝達経路ＰＴの変速比が固定させられることで連続的な変速に伴う不安定要素が払拭させられる。作動油温ＴＨoilが常温である場合には、ギヤ走行モードとベルト走行モードとを切り替える為のクラッチツゥクラッチ変速が制限されない。従って、制御モードが自動駐車制御ＡＰであって且つ作動油温ＴＨoilが常温である場合には、走行モードは、駆動力Ｆdの応答性が高く又駆動力Ｆdの実現領域幅が広くされる、ギヤ走行モードに固定される。一方で、作動油温ＴＨoilが極低油温である場合には、ギヤ走行モードとベルト走行モードとを切り替える為のクラッチツゥクラッチ変速が制限される。その為、制御モードが自動駐車制御ＡＰであって且つ作動油温ＴＨoilが極低油温である場合には、走行モードは、ベルト走行モードに固定され、更に、無段変速機構２４の変速比γcvtが前記所定低車速側変速比例えば最ロー側変速比γmaxに固定される。これにより、例えば自動駐車制御ＡＰによる車両１０の出庫シーンにおいて、Ｄ操作ポジションのままで運転者によるアクセル操作によるオーバーライドにより自動駐車制御ＡＰから前記通常制御へ引き渡されるシーンにおいて、ギヤ走行モードからベルト走行モードへの切替えを行う為のＣtoＣ変速制御を介さずに、制御モードが前記通常制御であって且つ作動油温ＴＨoilが極低油温である場合の走行モードであるベルト走行モード固定且つ変速比γcvt固定無しにスムーズに制御移行することができる。

電子制御装置９０は、自動駐車制御ＡＰを実行する際にドライバビリティーの低下や制御性の低下を抑制するという機能を実現する為に、更に、状態判定手段すなわち状態判定部９９を備えている。

状態判定部９９は、自動駐車機能がオンとされているか否か、すなわち自動駐車制御部９４ｂによる自動駐車制御ＡＰの実行中であるか否かを判定する。又、状態判定部９９は、作動油温ＴＨoilが所定油温ＴＨoilfxよりも低い極低油温であるか否かを判定する。

演算部９２は、状態判定部９９により自動駐車機能がオンとされていると判定された場合には、推定駆動力Ｆdestの演算に慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptを加味する。演算部９２は、状態判定部９９により自動駐車機能がオンとされていないと判定された場合には、すなわち自動駐車制御ＡＰの非実行中であると判定された場合には、推定駆動力Ｆdestの演算に慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptを加味しない。

変速制御部９８は、状態判定部９９により自動駐車機能がオンとされていると判定されたときにおいて、状態判定部９９により作動油温ＴＨoilが極低油温であると判定された場合には、走行モードをベルト走行モードに固定し且つ無段変速機構２４の変速比γcvtを前記所定低車速側変速比例えば最ロー側変速比γmaxに固定する。変速制御部９８は、状態判定部９９により自動駐車機能がオンとされていると判定されたときにおいて、状態判定部９９により作動油温ＴＨoilが極低油温でないと判定された場合には、すなわち作動油温ＴＨoilが所定油温ＴＨoilfx以上であると判定された場合には、走行モードをギヤ走行モードに固定する。

変速制御部９８は、状態判定部９９により自動駐車機能がオンとされていないと判定されたときにおいて、状態判定部９９により作動油温ＴＨoilが極低油温でないと判定された場合には、車両１０の走行状態に応じてギヤ走行モードとベルト走行モードとの間で走行モードを切り替える。変速制御部９８は、状態判定部９９により自動駐車機能がオンとされていないと判定されたときにおいて、状態判定部９９により作動油温ＴＨoilが極低油温であると判定された場合には、走行モードをベルト走行モードに固定し、車両１０の走行状態に応じて無段変速機構２４の変速を行う。

図３は、電子制御装置９０の制御作動の要部を説明するフローチャートであって、自動駐車制御ＡＰを実行する際に自動駐車制御ＡＰの制御性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、例えば繰り返し実行される。

図３において、先ず、状態判定部９９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、自動駐車機能がオンとされているか否かが判定される。このＳ１０の判断が否定される場合は変速制御部９８の機能に対応するＳ２０において、車両１０の走行状態に応じてギヤ走行モードとベルト走行モードとの間で走行モードが切り替えられる。但し、作動油温ＴＨoilが極低油温である場合には、走行モードがベルト走行モードに固定され、車両１０の走行状態に応じて無段変速機構２４の変速が行われる。次いで、演算部９２の機能に対応するＳ３０において、推定駆動力Ｆdestの演算に慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptが加味されない。上記Ｓ１０の判断が肯定される場合は状態判定部９９の機能に対応するＳ４０において、作動油温ＴＨoilが極低油温であるか否かが判定される。このＳ４０の判断が否定される場合は変速制御部９８の機能に対応するＳ５０において、走行モードがギヤ走行モードに固定される。次いで、演算部９２の機能に対応するＳ６０において、推定駆動力Ｆdestの演算に慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptが加味される。上記Ｓ４０の判断が肯定される場合は変速制御部９８の機能に対応するＳ７０において、走行モードがベルト走行モードに固定され且つ無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー側変速比γmaxに固定される。次いで、演算部９２の機能に対応するＳ８０において、推定駆動力Ｆdestの演算に慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptが加味される。

上述のように、本実施例によれば、自動駐車制御ＡＰの実行中には、慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptが加味されて、推定駆動力Ｆdestが算出されるので、推定駆動力Ｆdestの算出精度が向上させられる。加えて、自動駐車制御ＡＰには、走行モードがギヤ走行モードとされるか、又は、走行モードがベルト走行モードとされ且つ無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー側変速比γmaxに固定されるので、自動駐車制御ＡＰに用いられる推定駆動力Ｆdestの演算において慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptが加味される場合に、連続的な変速に伴う不安定要素が払拭される。つまり、自動駐車制御ＡＰの実行中には、入力軸２２と出力軸３０との間の動力伝達経路ＰＴにおける変速比が固定された状況にて、自動駐車制御ＡＰに用いられる推定駆動力Ｆdestが算出されるので、慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptが加味されたときの不安定要素の要因となる連続的な変速が生じず、推定駆動力Ｆdestの算出精度が向上させられて自動駐車制御ＡＰの制御性が向上させられる。よって、自動駐車制御ＡＰを実行する際に、自動駐車制御ＡＰの制御性の低下を抑制することができる。

また、本実施例によれば、自動駐車制御ＡＰの実行中において、作動油温ＴＨoilが所定油温ＴＨoilfxよりも低い場合には、走行モードがベルト走行モードとされ且つ無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー側変速比γmaxに固定されるので、自動駐車制御ＡＰでの駆動力Ｆdが確保されると共に自動駐車制御ＡＰの解除後にクラッチツゥクラッチ変速を介すことなくベルト走行モードにて無段変速機構２４を変速しつつ走行することができる。又、自動駐車制御ＡＰの実行中において、作動油温ＴＨoilが所定油温ＴＨoilfx以上である場合には、走行モードがギヤ走行モードとされるので、自動駐車制御ＡＰでの駆動力Ｆdが一層確保され易くされる。これにより、自動駐車制御ＡＰを実行する際に、ドライバビリティーの低下を抑制することができる。このように、自動駐車制御ＡＰの実行中の各状況下での推定駆動力Ｆdestの算出精度が向上させられ、車速Ｖのフィードバック制御に必要な制動力Ｆbを精緻に知ることができるので、目標駐車位置ＶＰptgtに車両１０を駐車させるときの位置精度が向上させられる。

また、本実施例によれば、自動駐車制御ＡＰの非実行中には、慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptが加味されずに推定駆動力Ｆdestが算出されるので、推定駆動力Ｆdestの算出精度は向上させられないものの、連続的な変速が生じても推定駆動力Ｆdestが安定的に算出される。

また、本実施例によれば、自動駐車制御ＡＰの実行中には、慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptが加味されて要求エンジントルクＴedemが算出されるので、要求エンジントルクＴedemの算出精度が向上させられる。又、自動駐車制御ＡＰの非実行中には、慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptが加味されずに要求エンジントルクＴedemが算出されるので、連続的な変速が生じても要求エンジントルクＴedemが安定的に算出される。

次に、本発明の他の実施例を説明する。尚、以下の説明において実施例相互に共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。

自動駐車制御ＡＰの実行中には、作動油温ＴＨoilが変動する可能性がある。例えば、作動油温ＴＨoilが極低油温であるときの自動駐車制御ＡＰの実行中に、作動油温ＴＨoilが常温となる場合がある。この場合、走行モードはベルト走行モードからギヤ走行モードに切り替えられる。そうすると、自動駐車制御ＡＰの実行中に、走行モードの切替えによる変速に伴って駆動力Ｆdが変動する。自動駐車制御ＡＰにおける車速制御への影響を考えると、自動駐車制御ＡＰの実行中には変速に伴う駆動力Ｆdの変動は回避したい。一方で、作動油温ＴＨoilに応じて適切な走行モードに切り替えたい。走行モードの切替えに伴う駆動力Ｆdの変動による自動駐車制御ＡＰへの影響は、停車しているようなときであれば回避又は抑制される。

変速制御部９８は、自動駐車制御ＡＰの実行中において、車速制御実施中すなわち走行中には、変速に伴う駆動力Ｆdの変動を回避する為に、作動油温ＴＨoilに応じたギヤ走行モードとベルト走行モードとの切替えを行わない。一方で、変速制御部９８は、自動駐車制御ＡＰの実行中において、一時的な停車時には、作動油温ＴＨoilに応じたギヤ走行モードとベルト走行モードとの切替えを行う。

状態判定部９９は、自動駐車機能がオンとされていると判定した場合には、自動駐車制御ＡＰにおいて切返しが行われているときであるか否かを判定する。この切返しは、例えば車両１０の前進走行と後進走行との切替えである。自動駐車制御ＡＰにおいて切返しが行われているときは、自動駐車制御ＡＰの実行中において車両１０が一時的に停車しているときに相当する。自動駐車制御ＡＰにおいて切返しが行われていないときは、自動駐車制御ＡＰの実行中において走行中であるときに相当する。

状態判定部９９は、自動駐車制御ＡＰにおいて切返しが行われているときであると判定した場合には、作動油温ＴＨoilが所定油温ＴＨoilfxよりも低い極低油温であるか否かを判定する。

図４は、電子制御装置９０の制御作動の要部を説明するフローチャートであって、自動駐車制御ＡＰを実行する際に自動駐車制御ＡＰの制御性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、例えば繰り返し実行される。図４は、前述の実施例１における図３のフローチャートとは別の実施例である。図４におけるＳ１０－Ｓ８０の各ステップは、図３におけるＳ１０－Ｓ８０の各ステップと同じであるので、図４におけるＳ１０－Ｓ８０については説明を省略する。

図４において、前記Ｓ６０に次いで、又は、前記Ｓ８０に次いで、状態判定部９９の機能に対応するＳ９０において、自動駐車制御ＡＰにおいて切返しが行われているときであるか否かが判定される。このＳ９０の判断が否定される場合は状態判定部９９の機能に対応するＳ１００において、自動駐車機能がオンとされているか否かが判定される。このＳ１００の判断が否定される場合は前記Ｓ２０以降が実行される。このＳ１００の判断が肯定される場合は前記Ｓ９０に戻される。上記Ｓ９０の判断が肯定される場合は状態判定部９９の機能に対応するＳ１１０において、作動油温ＴＨoilが極低油温であるか否かが判定される。このＳ１１０の判断が否定される場合は変速制御部９８の機能に対応するＳ１２０において、走行モードがギヤ走行モードに固定される。次いで、演算部９２の機能に対応するＳ１３０において、推定駆動力Ｆdestの演算に慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptが加味される。上記Ｓ１１０の判断が肯定される場合は変速制御部９８の機能に対応するＳ１４０において、走行モードがベルト走行モードに固定され且つ無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー側変速比γmaxに固定される。次いで、演算部９２の機能に対応するＳ１５０において、推定駆動力Ｆdestの演算に慣性損失トルクＴloss及び伝達効率ηptが加味される。

上述のように、本実施例によれば、自動駐車制御ＡＰの実行中において、走行中には、作動油温ＴＨoilに応じたギヤ走行モードとベルト走行モードとの切替えが行われない一方で、一時的な停車時には、作動油温ＴＨoilに応じたギヤ走行モードとベルト走行モードとの切替えが行われるので、走行モードの切替えに伴う駆動力Ｆdの変動による自動駐車制御ＡＰへの影響が回避又は抑制されつつ、適切に切り替えられた走行モードにて自動駐車制御ＡＰが実行される。

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、作動油温ＴＨoilが所定油温ＴＨoilfxよりも低い場合には、ギヤ走行モードとベルト走行モードとを切り替える為のクラッチツゥクラッチ変速が制限されたが、この態様に限らない。例えば、作動油温ＴＨoilが所定油温ＴＨoilfxよりも低い場合でも、上記クラッチツゥクラッチ変速が許可されても良い。このような場合、自動駐車制御ＡＰの実行中には、走行モードがギヤ走行モードに固定されるか、又は、走行モードがベルト走行モードに固定され且つ無段変速機構２４の変速比γcvtが所定低車速側変速比に固定されることで、動力伝達経路ＰＴにおける変速比が固定された状態とされれば良い。又、図３のフローチャートにおいて、前記Ｓ４０は必ずしも必要でなく、前記Ｓ１０の判断が肯定される場合は、前記Ｓ５０以降又は前記Ｓ７０以降が実行されれば良い。又、制御モードが前記通常制御である場合には、作動油温ＴＨoilに拘わらず、走行モードは、ギヤ走行モードとベルト走行モードとが用いられ、車両１０の走行状態に応じてギヤ走行モードとベルト走行モードとの間での切替制御が行われても良い（図２参照）。

また、前述の実施例では、自動駐車制御ＡＰは、アクセル操作、ブレーキ操作、及びステアリング操作が自動的に行われるものであったが、この態様に限らない。例えば、自動駐車制御ＡＰは、少なくともアクセル操作が自動的に行われるものであっても良い。

また、前述の実施例では、制御モードが自動駐車制御ＡＰであって且つ作動油温ＴＨoilが極低油温である場合に、無段変速機構２４の変速比γcvtを固定する所定低車速側変速比として最ロー側変速比γmaxを例示したが、この態様に限らない。この所定低車速側変速比は、例えば自動駐車制御ＡＰ時の駆動力Ｆdが確保されるのであれば最ロー側変速比γmaxである必要はない。

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、固定された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。ギヤ機構２８が２段以上に変速される有段変速機である場合、制御モードが自動駐車制御ＡＰであって且つ作動油温ＴＨoilが常温であるときに走行モードがギヤ走行モードに固定される際は、例えばギヤ機構２８のギヤ段が何れかのギヤ段に固定されても良い。

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及びアクセル開度θaccに基づいて要求駆動力Ｆddemを算出し、その要求駆動力Ｆddem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）
９０：電子制御装置（制御装置）
９２：演算部
９４ｂ：自動駐車制御部
９８：変速制御部
Ｃ１：第１クラッチ（第１摩擦係合装置）
Ｃ２：第２クラッチ（第２摩擦係合装置）
ＰＴ：動力伝達経路
ＰＴ１：第１動力伝達経路
ＰＴ２：第２動力伝達経路

Claims (4)

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、油圧式の第１摩擦係合装置の係合によって形成される、変速比が固定された有段のギヤ機構を介した第１動力伝達経路、及び油圧式の第２摩擦係合装置の係合によって形成され且つ前記第１動力伝達経路よりもハイ側の変速比が形成される、変速比が可変の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の、制御装置であって、
   前記車両用動力伝達装置の変速比に基づく所定駆動力演算によって前記駆動輪における駆動力の推定値を算出する演算部と、
   目標駐車位置を設定し、前記駆動力の推定値を用いて、前記目標駐車位置に車両を自動的に駐車させる自動駐車制御を実行する自動駐車制御部と、
   前記車両の走行状態に基づいて、前記第１動力伝達経路にて前記動力を伝達して走行することが可能な第１走行モードと前記第２動力伝達経路にて前記動力を伝達して走行することが可能な第２走行モードとの間で走行モードを切り替える変速制御部とを、含み、
   前記演算部は、前記自動駐車制御の実行中には、前記車両用動力伝達装置で生じる慣性損失及び前記車両用動力伝達装置における伝達効率を加味して、前記駆動力の推定値を算出するものであり、
   前記変速制御部は、前記自動駐車制御の実行中には、前記走行モードを前記第１走行モードとするか、又は、前記走行モードを前記第２走行モードとし且つ前記無段変速機構の変速比を所定低車速側変速比に固定するものであり、
   前記変速制御部は、前記第１摩擦係合装置及び前記第２摩擦係合装置のうちの一方を解放しつつ他方を係合するクラッチツゥクラッチ変速によって、前記第１走行モードと前記第２走行モードとの間で前記走行モードを切り替えると共に、前記第１摩擦係合装置及び前記第２摩擦係合装置の各々の作動状態を切り替える為の作動油の温度が所定油温よりも低い場合には、前記クラッチツゥクラッチ変速を制限するものであり、
   前記変速制御部は、前記自動駐車制御の実行中において、前記作動油の温度が前記所定油温よりも低い場合には、前記走行モードを前記第２走行モードとし且つ前記無段変速機構の変速比を前記所定低車速側変速比に固定する一方で、前記作動油の温度が前記所定油温以上である場合には、前記走行モードを前記第１走行モードとすることを特徴とする車両用動力伝達装置の制御装置。
2. 前記変速制御部は、前記自動駐車制御の実行中において、走行中には、前記作動油の温度に応じた前記第１走行モードと前記第２走行モードとの切替えを行わない一方で、一時的な停車時には、前記作動油の温度に応じた前記第１走行モードと前記第２走行モードとの切替えを行う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. 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、油圧式の第１摩擦係合装置の係合によって形成される、変速比が固定された有段のギヤ機構を介した第１動力伝達経路、及び油圧式の第２摩擦係合装置の係合によって形成され且つ前記第１動力伝達経路よりもハイ側の変速比が形成される、変速比が可変の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の、制御装置であって、
   前記車両用動力伝達装置の変速比に基づく所定駆動力演算によって前記駆動輪における駆動力の推定値を算出する演算部と、
   目標駐車位置を設定し、前記駆動力の推定値を用いて、前記目標駐車位置に車両を自動的に駐車させる自動駐車制御を実行する自動駐車制御部と、
   前記車両の走行状態に基づいて、前記第１動力伝達経路にて前記動力を伝達して走行することが可能な第１走行モードと前記第２動力伝達経路にて前記動力を伝達して走行することが可能な第２走行モードとの間で走行モードを切り替える変速制御部とを、含み、
   前記演算部は、前記自動駐車制御の実行中には、前記車両用動力伝達装置で生じる慣性損失及び前記車両用動力伝達装置における伝達効率を加味して、前記駆動力の推定値を算出するものであり、
   前記変速制御部は、前記自動駐車制御の実行中には、前記走行モードを前記第１走行モードとするか、又は、前記走行モードを前記第２走行モードとし且つ前記無段変速機構の変速比を所定低車速側変速比に固定するものであり、
   前記演算部は、前記自動駐車制御の非実行中には、前記慣性損失及び前記伝達効率を加味せずに、前記駆動力の推定値を算出することを特徴とする車両用動力伝達装置の制御装置。
4. 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、油圧式の第１摩擦係合装置の係合によって形成される、変速比が固定された有段のギヤ機構を介した第１動力伝達経路、及び油圧式の第２摩擦係合装置の係合によって形成され且つ前記第１動力伝達経路よりもハイ側の変速比が形成される、変速比が可変の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の、制御装置であって、
   前記車両用動力伝達装置の変速比に基づく所定駆動力演算によって前記駆動輪における駆動力の推定値を算出する演算部と、
   目標駐車位置を設定し、前記駆動力の推定値を用いて、前記目標駐車位置に車両を自動的に駐車させる自動駐車制御を実行する自動駐車制御部と、
   前記車両の走行状態に基づいて、前記第１動力伝達経路にて前記動力を伝達して走行することが可能な第１走行モードと前記第２動力伝達経路にて前記動力を伝達して走行することが可能な第２走行モードとの間で走行モードを切り替える変速制御部とを、含み、
   前記演算部は、前記自動駐車制御の実行中には、前記車両用動力伝達装置で生じる慣性損失及び前記車両用動力伝達装置における伝達効率を加味して、前記駆動力の推定値を算出するものであり、
   前記変速制御部は、前記自動駐車制御の実行中には、前記走行モードを前記第１走行モードとするか、又は、前記走行モードを前記第２走行モードとし且つ前記無段変速機構の変速比を所定低車速側変速比に固定するものであり、
   前記演算部は、前記車両用動力伝達装置の変速比に基づく所定トルク演算によって前記動力源に要求される要求動力源トルクを算出するものであり、
   前記演算部は、前記自動駐車制御の実行中には、前記慣性損失及び前記伝達効率を加味して、前記要求動力源トルクを算出する一方で、前記自動駐車制御の非実行中には、前記慣性損失及び前記伝達効率を加味せずに、前記要求動力源トルクを算出することを特徴とする車両用動力伝達装置の制御装置。

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