CN103026104B - 变速装置以及变速控制装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种变速装置以及变速控制装置，可容易地谋求针对处于滑动卡合状态的摩擦卡合要素的摩擦热的对策。该变速装置或者其控制装置具备：与内燃机以及旋转电机驱动连结的输入部件；与车轮驱动连结的输出部件；以及以与多个摩擦卡合要素的卡合状态对应地形成的变速级的变速比对输入部件的旋转速度进行变速而传递给输出部件的变速机构，并且该变速装置或者其控制装置具备还具备在使摩擦卡合要素（B1、C1、…）之一滑动的状态下一边传递扭矩，一边使车辆行驶的滑动行驶模式，在滑动行驶模式下滑动的滑动卡合要素（B2）在前进起动变速级（1st）与后退起动变速级（Rev1）中共通地卡合。

Description

变速装置以及变速控制装置

技术领域

本发明涉及变速装置以及用于控制该变速装置的变速控制装置，其中，该变速装置具备：输入部件，其与作为车辆驱动力源的内燃机以及旋转电机驱动连结；输出部件，其与车轮驱动连结；以及变速机构，其与多个摩擦卡合要素的卡合状态对应地形成多个变速级，以各变速级的变速比对所述输入部件的旋转速度进行变速来传递给所述输出部件。

背景技术

对于具备内燃机以及旋转电机作为车轮的驱动力源的混合动力车辆用的变速装置而言，例如，已公知有下述的专利文献1所记载的装置。在该混合动力车辆中不具备扭矩转换器那样的吸收驱动力源的旋转速度的要素。因此，在专利文献1所记载的技术中，在车辆起动时、极低速行驶时、内燃机启动时等将变速机构所具备的摩擦卡合要素控制为滑动卡合状态，来吸收驱动力源的旋转速度。

然而，在车辆起动时、以非常低的车速行驶时，使摩擦卡合要素形成为滑动卡合状态的时间容易变长，通过该滑动卡合在摩擦卡合要素中产生的摩擦热容易变多。在专利文献1所记载的技术中，特别在容易较多地产生摩擦热的变速级即在前进起动时形成的第1速变速级与在后退起动时形成的后退速的变速级中，处于滑动卡合状态的摩擦卡合要素是不同的（专利文献1的段落0053）。因此，在专利文献1所记载的技术中，对于多个摩擦卡合要素，需要谋求针对因滑动卡合产生的摩擦热的对策。

专利文献1：日本特开2008－44599号公报

发明内容

于是，在有时一边使构成变速级的摩擦卡合要素为滑动卡合状态，一边使车辆行驶的混合动力车辆的变速装置中，谋求容易寻求针对处于滑动卡合状态的摩擦卡合要素的摩擦热的对策的变速装置、以及变速控制装置。

本发明所涉及的变速装置具备与作为车辆驱动力源的内燃机以及旋转电机驱动连结的输入部件；与车轮驱动连结的输出部件；以及与多个摩擦卡合要素的卡合状态对应地形成多个变速级，以各变速级的变速比对所述输入部件的旋转速度进行变速来传递给所述输出部件的变速机构，该变速装置的特征构成在于，具备滑动行驶模式，在滑动行驶模式中，在使构成所述变速级的所述摩擦卡合要素中的一个摩擦卡合要素滑动的状态下，一边从所述输入部件向所述输出部件传递扭矩，一边使车辆行驶，在所述滑动行驶模式下滑动的所述摩擦卡合要素即滑动卡合要素是至少在前进起动变速级和后退起动变速级中共通地卡合的所述摩擦卡合要素，其中，所述前进起动变速级是前进起动中使用的所述变速级中的一个变速级，所述后退起动变速级是后退起动中使用的所述变速级中的一个变速级。

此外，在本申请中，“旋转电机”用作包含电动机（electric motor）、发电机（generator）、以及根据需要可实现电动机以及发电机这双方的功能的电动机/发电机中的任意一种的概念。

另外，在本申请中，“驱动连结”是指2个旋转要素连结成能够传递驱动力的状态，用作包含该2个旋转要素连结成一体地旋转的状态、或者该2个旋转要素连结成能够借助一个或者二个以上的传动部件传递驱动力的状态的概念。作为这样的传动部件，包含以同速传递旋转或者对旋转变速来进行传递的各种部件，例如包含轴、齿轮机构、传动带、链条等。另外，作为这样的传动部件，还可以包含选择性地传递旋转以及驱动力的卡合要素，例如摩擦离合器、啮合式离合器等。但是，对于差动齿轮装置的各旋转要素，在提及“驱动连结”的情况下，对于该差动齿轮装置所具备的3个以上的旋转要素，是指相互不借助其他的旋转要素而被驱动连结的状态。

另外，在本申请中，“变速比”是在变速机构中形成了各变速级的情况下由形成各变速级的各齿轮的齿数等规定的输入部件的旋转速度与输出部件的旋转速度之比，在本申请中，是用输出部件的旋转速度去除输入部件的旋转速度而得到的值。

根据上述特征构成，在滑动行驶模式中，在使摩擦卡合要素滑动的状态下，一边从输入部件向输出部件传递扭矩，一边使车辆行驶，因此与在比较短的时间执行的变速级的切换相比，根据车辆的行驶状态，往往会使摩擦卡合要素滑动的期间变长。因此，在滑动行驶模式下滑动的滑动卡合要素中，会发生产生的摩擦热变多的情况。特别在前进或者后退的车辆起动之时、一边利用内燃机的驱动力在旋转电机中发电一边使车辆低速行驶之时等执行滑动行驶模式的情况下，输入部件与输出部件的旋转差大，并且滑动行驶模式的执行期间容易变长。因此，在那样的滑动行驶模式下滑动的滑动卡合要素与其他的摩擦卡合要素相比，需要提高针对摩擦热的冷却性能、耐热性能。

根据上述特征构成，滑动卡合要素在前进起动变速级与后退起动变速级中被共通化，因此能够将提高针对滑动行驶模式下的摩擦热的冷却性能、耐热性能的摩擦卡合要素归集为1个。因此，与提高多个摩擦卡合要素的冷却性能、耐热性能的情况相比，能够降低制造成本，并且能够使变速装置小型化。

另外，在滑动行驶模式中，在使摩擦卡合要素滑动的状态下，一边从输入部件向输出部件传递扭矩，一边使车辆行驶，因此若摩擦卡合要素的传递扭矩发生变动，则车辆的加减速特性会发生变动。因此，需要提高在滑动行驶模式下滑动的滑动卡合要素的传递扭矩的控制精度。根据上述特征构成，滑动卡合要素在前进起动变速级与后退起动变速级中被共通化，因此能够将提高传递扭矩的控制精度的摩擦卡合要素归集为1个。因此，与提高多个摩擦卡合要素的传递扭矩的控制精度的情况相比，能够降低制造成本，并且能够使变速装置小型化。

此处，优选构成为所述滑动卡合要素是在所述前进起动变速级的下一个变速比低的前进变速级中被释放的所述摩擦卡合要素。

根据该构成，在滑动行驶模式下发热的前进起动变速级的滑动卡合要素能够在下一个变速比低的前进变速级中被释放从而被冷却。特别是湿式摩擦卡合要素的情况下，能够在释放状态下向摩擦板之间导入制冷剂，因此能够使滑动卡合要素的冷却性能提高。

另外，优选所述多个摩擦卡合要素至少包含离合器与制动器，所述滑动卡合要素是所述制动器。

根据该构成，滑动卡合要素采用作为单方的部件被固定于非旋转部件的摩擦卡合要素的制动器。因此，在滑动卡合要素具备伺服机构的情况下，非旋转部件可以具备该伺服机构。由此，与滑动卡合要素是离合器的情况相比，能够抑制由于变速装置的输入部件以及输出部件的旋转而离心力作用于伺服机构的情况，能够容易使滑动卡合要素的传递扭矩的控制精度提高。特别是，伺服机构使用液压的情况下，能够抑制液压由于离心力而发生变动的情况，因此能够增强传递扭矩的控制精度的提高效果。

另外，能够将滑动卡合要素的冷却机构配置于非旋转部件侧，因此冷却机构的配置变得容易，能够容易使冷却性能提高。

另外，在收纳变速机构的壳体中固定制动器的情况下，能够将制动器配置在变速机构内的外侧，能够增大制动器的外形。因此，由于容易增大摩擦面的面积，因此能够使摩擦热扩散而容易提高冷却性能、耐热性能，并且能够容易提高传递扭矩的控制精度。

另外，优选构成为：所述多个摩擦卡合要素是制动器或者离合器，所述变速机构具备差动齿轮装置，该差动齿轮装置按旋转速度的顺序至少具有第一旋转要素、第二旋转要素、第三旋转要素以及第四旋转要素这4个旋转要素，所述第一旋转要素通过第三离合器的卡合传递来自所述输入部件的扭矩，被第一制动器的卡合固定于非旋转部件，所述第二旋转要素利用第二离合器的卡合传递来自所述输入部件的扭矩，被第二制动器的卡合固定于非旋转部件，所述第三旋转要素与所述输出部件驱动连结，所述第四旋转要素利用第一离合器的卡合传递来自所述输入部件的扭矩，所述滑动卡合要素是所述第二制动器。

根据该构成，能够使与输出部件驱动连结的第三旋转要素和被作为滑动卡合要素的第二制动器的卡合固定于非旋转部件的第二旋转要素为利用第三离合器的卡合传递来自输入部件的扭矩的第一旋转要素和利用第一离合器的卡合传递来自输入部件的扭矩的第四旋转要素之间的旋转速度。因此，通过第一离合器的卡合和第二制动器的卡合，能够形成对输出部件传递正旋转速度的变速比高的前进变速级，通过第三离合器的卡合和第二制动器的卡合，能够形成对输出部件传递负旋转速度的后退变速级。因此，通过使第二制动器为滑动卡合要素，能够在前进起动变速级与后退起动变速级中对滑动卡合要素进行共通化。

用于达成上述目的的本发明的变速控制装置用于控制变速装置，该变速装置具备：与作为车辆驱动力源的内燃机以及旋转电机驱动连结的输入部件；与车轮驱动连结的输出部件；以及与多个摩擦卡合要素的卡合状态对应地形成多个变速级，以各变速级的变速比对所述输入部件的旋转速度进行变速来传递给所述输出部件的变速机构，该变速控制装置的特征构成在于，该变速控制装置能够执行滑动行驶模式，在所述滑动行驶模式中，在使构成所述变速级的所述摩擦卡合要素中的一个摩擦卡合要素滑动的状态下，一边从所述输入部件向所述输出部件传递扭矩，一边使车辆行驶，在所述滑动行驶模式下滑动的所述摩擦卡合要素即滑动卡合要素是至少在前进起动变速级和后退起动变速级中共通地卡合的所述摩擦卡合要素，其中，所述前进起动变速级是前进起动中使用的所述变速级中的一个变速级，所述后退起动变速级是后退起动中使用的所述变速级中的一个变速级。

该变速控制装置也能够得到与上述变速装置同样的作用效果，并且可以组合作为上述的变速装置的优选的构成例而列举出的几个附加的技术。

附图说明

图1是本发明的第一实施方式的变速装置的概略图。

图2是本发明的第一实施方式的变速装置的动作表。

图3是本发明的第一实施方式的变速装置的速度线图。

图4是表示本发明的第一实施方式的变速控制装置的构成的框图。

图5是说明本发明的第一实施方式的变速控制装置的处理的速度线图。

图6是说明本发明的第一实施方式的变速控制装置的处理的速度线图。

图7是说明本发明的第一实施方式的变速控制装置的处理的速度线图。

图8是本发明的第二实施方式的变速装置的概略图。

图9是本发明的第二实施方式的变速装置的动作表。

图10是本发明的第二实施方式的变速装置的速度线图。

图11是本发明的第三实施方式的变速装置的概略图。

图12是本发明的第三实施方式的变速装置的动作表。

图13是本发明的第三实施方式的变速装置的速度线图。

图14是本发明的第四实施方式的变速装置的概略图。

图15是本发明的第四实施方式的变速装置的动作表。

图16是本发明的第四实施方式的变速装置的速度线图。

图17是本发明的其他实施方式的变速装置的概略图。

图18是本发明的其他实施方式的变速装置的动作表。

图19是本发明的第四实施方式的变速装置的动作表的其他例。

具体实施方式

〔第一实施方式〕

参照附图，对本发明的变速装置的第一实施方式进行说明。图1是本实施方式的变速装置的概略图。如该图所示，搭载了变速装置的车辆是具备作为内燃机的发动机E和旋转电机MG作为车轮驱动力源的混合动力车辆。变速装置具备：作为与发动机E以及旋转电机MG驱动连结的输入部件的输入轴I；作为与车轮驱动连结的输出部件的输出轴O；以及与多个摩擦卡合要素C1、B1…的卡合状态对应地形成多个变速级，以各变速级的变速比对输入轴I的旋转速度进行变速而传递至输出轴O的变速机构TM。在本实施方式中，变速装置具备选择性地使输入轴I与发动机E驱动连结的发动机分离式离合器L。另外，如图4所示，变速装置具备用于控制该变速装置的变速控制装置31。

在这样的构成中，本实施方式的变速装置具备在使构成变速级的摩擦卡合要素C1、B1…中的一个摩擦卡合要素滑动的状态下，一边从输入轴I向输出轴O传递扭矩，一边使车辆行驶的滑动行驶模式。而且，本实施方式的变速装置具有下述特征，在滑动行驶模式下滑动的摩擦卡合要素即滑动卡合要素B2是至少在前进起动变速级和后退起动变速级中共通地卡合的摩擦卡合要素，其中，该前进起动变速级是前进起动中使用的变速级中的一个变速级，该后退起动变速级是后退起动中使用的变速级中的一个变速级。以下，对本实施方式的变速装置以及变速控制装置31详细地进行说明。

1．混合动力车辆的驱动传递系统的构成

首先，对本实施方式的混合动力车辆的驱动传递系统的构成进行说明。如图1所示，混合动力车辆是具备发动机E以及旋转电机MG作为车辆驱动力源，这些发动机E与旋转电机MG串联地驱动连结的并行方式的混合动力车辆。混合动力车辆具备变速机构TM，通过该变速机构TM，对传递给输入轴I的发动机E以及旋转电机MG的旋转速度进行变速，并且变换扭矩来传递给输出轴O。

发动机E是利用燃料的燃烧来驱动的内燃机，例如，能够使用汽油发动机、柴油发动机等公知的各种发动机。在本例中，发动机E的曲轴等输出旋转轴经由发动机分离式离合器L选择性地与输入轴I驱动连结。即，变速装置的输入轴I经由发动机分离式离合器L选择性地与发动机E驱动连结。该发动机分离式离合器L是被动力控制装置32（参照图4）控制，在发动机E与输入轴I之间进行卡合或者释放的摩擦卡合要素。在本实施方式中，发动机分离式离合器L基本上被控制成无滑动的卡合状态即锁止卡合状态，成为发动机E与输入轴I一体地旋转的状态。另外，发动机E的输出旋转轴经由减震器DP与发动机分离式离合器L的输入部件驱动连结。

旋转电机MG具有固定于箱体CS的定子St和在该定子St的径向内侧被支承成旋转自如的转子Ro。该旋转电机MG的转子Ro按照与输入轴I一体旋转的方式被驱动连结。即，在本实施方式中，构成为发动机E以及旋转电机MG双方与输入轴I驱动连结。旋转电机MG与作为蓄电装置的电池（未图示）电连接。而且，旋转电机MG能够实现作为接受电力的供给而产生动力的电动机（electric motor）的功能和接受动力的供给而产生电力的发电机（generator）的功能。即，旋转电机MG接受来自电池的电力供给而继续动力运转，或者将利用从发动机E、车轮传递的旋转驱动力发电产生的电力蓄积在电池中。此外，电池是蓄电装置的一个例子，还可以使用电容器等其他的蓄电装置，或者还可以一并使用多个种类的蓄电装置。此外，以下，将由旋转电机MG产生的发电称为“再生”，将在发电中旋转电机MG输出的负扭矩称为“再生扭矩”。在旋转电机的目标输出扭矩是负扭矩的情况下，旋转电机MG成为一边利用从发动机E、车轮传递的旋转驱动力进行发电一边输出再生扭矩的状态。

驱动力源被驱动连结的输入轴I与变速机构TM驱动连结。在本实施方式中，变速机构TM是具有变速比不同的多个变速级的有级自动变速装置。为了形成这些多个变速级，变速机构TM具备行星齿轮机构等齿轮机构和多个摩擦卡合要素B1、C1、…。变速机构TM以各变速级的变速比对输入轴I的旋转速度进行变速，并且变换扭矩来传递给输出轴O。从变速机构TM向输出轴O传递的扭矩经由差速器装置等分配并传递给左右两个车轮。此处，变速比是在变速机构TM中形成了各变速级的情况下的输入部件的旋转速度与输出部件的旋转速度之比，在本申请中，是用输出轴O的旋转速度去除输入轴I的旋转速度而得到的值。即，用变速比去除输入轴I的旋转速度而得到的旋转速度为输出轴O的旋转速度。另外，对从输入轴I传递给变速机构TM的扭矩乘以变速比而得到的扭矩是从变速机构TM传递给输出轴O的扭矩。

在本例中，多个摩擦卡合要素B1、C1、…是分别具有摩擦件而构成的离合器、制动器等卡合要素。这些摩擦卡合要素B1、C1、…通过控制供给的液压来控制其卡合压，从而能够连续地控制传递扭矩容量的增减。作为这样的摩擦卡合要素，例如优选使用湿式多板离合器、湿式多板制动器等。

摩擦卡合要素利用其输入输出部件间的摩擦，在输入输出部件间传递扭矩。当在摩擦卡合要素的输入输出部件间存在旋转速度差（滑动）时，传递扭矩容量的大小的扭矩从旋转速度大的部件向旋转速度小的部件传递。当在摩擦卡合要素的输入输出部件间不存在旋转速度差（滑动）时，摩擦卡合要素将传递扭矩容量的大小作为上限，来传递作用于摩擦卡合要素的输入输出部件的扭矩。此处，传递扭矩容量是指摩擦卡合要素利用摩擦能够传递的最大扭矩的大小。传递扭矩容量的大小与摩擦卡合要素的卡合压力成比例地变化。卡合压力是指相互按压输入侧摩擦板与输出侧摩擦板的压力。在本实施方式中，卡合压力与供给的液压的大小成比例地变化。即，在本实施方式中，传递扭矩容量的大小与供给摩擦卡合要素的液压的大小成比例地变化。

变速机构TM的各摩擦卡合要素具备复位弹簧，利用弹簧的反作用力向释放侧施力。而且，若由供给各摩擦卡合要素的液压产生的力强于弹簧的反作用力，则各摩擦卡合要素中开始产生传递扭矩容量，各摩擦卡合要素从释放状态向卡合状态变化。将开始产生该传递扭矩容量时的液压称为“行程末端压力”。各摩擦卡合要素构成为当供给的液压高于行程末端压力后，其传递扭矩容量与液压的增加成比例地增加。

在本实施方式中，卡合状态是指在摩擦卡合要素中产生传递扭矩容量的状态，释放状态是指在摩擦卡合要素中未产生传递扭矩容量的状态。另外，滑动卡合状态是指在摩擦卡合要素的输入输出部件间存在滑动的卡合状态，锁止卡合状态是指在摩擦卡合要素的输入输出部件间不存在滑动的卡合状态。

2．变速机构的构成

如图1所示，变速机构TM组合2组差动齿轮装置PG1、PG2而构成。另外，变速机构TM作为多个摩擦卡合要素，具备第一离合器C1、第二离合器C2、第三离合器C3、第四离合器C4、第一制动器B1、以及第二制动器B2。另外，变速装置具备作为在内部收纳变速机构的各部件的非旋转部件的壳体CS。在本实施方式中，壳体CS是覆盖变速机构的各部件的至少径向外侧的筒状部件，被固定于车辆。第一制动器B1以及第二制动器B2中的一方的摩擦板被固定于壳体CS。

图2是表示这些摩擦卡合要素C1、C2、C3、C4、B1、B2的动作表的图。在该动作表中，“○”表示各摩擦卡合要素处于卡合状态。另外“无记号”表示各摩擦卡合要素处于解除状态。如该动作表所示，对于变速机构TM而言，在各变速级中，任意2个摩擦卡合要素为卡合状态，通过使其余的摩擦卡合要素为解除状态，来选择各变速级。

此外，在图2中，“1st”表示第一速级，“2nd”表示第二速级，“3rd”表示第三速级，“4th”表示第四速级，“5th”表示第五速级，“6th”表示第六速级，“7th”表示第七速级，“8th”表示第八速级，“Rev1”表示后退第一速级，“Rev2”表示后退第二速级。在本实施方式中，从将输入轴I的旋转向输出轴O传递时变速比大的速级开始依次称为第一速级、第二速级、…第八速级。这点对后退用变速级也相同，从变速比大的速级开始按顺序称为后退第一速级、后退第二速级。

在本实施方式中，第一速级为前进起动所使用的变速级之一即前进起动变速级，后退第一速级为后退起动所使用的变速级之一即后退起动变速级。另外，以第一速级形成为卡合状态的第二制动器B2为在第一速级的滑动行驶模式下滑动的摩擦卡合要素即滑动卡合要素。另外，以后退第一速级形成为卡合状态的第二制动器B2为在后退第一速级的滑动行驶模式下滑动的摩擦卡合要素即滑动卡合要素。因此，作为滑动卡合要素的第二制动器B2是至少在前进起动变速级与后退起动变速级中共通地被卡合的摩擦卡合要素。此外，在本实施方式中，作为滑动卡合要素的第二制动器B2构成为在后退第二速级中也被卡合。因此，可以仅使后退第二速级作为后退起动所使用的后退起动变速级，还可以构成为选择性地将后退第一速级与后退第二速级这双方作为后退起动变速级。

因此，在本实施方式中，滑动卡合要素在前进起动变速级与后退起动变速级中被共通化，因此能够提高针对滑动行驶模式下摩擦热的冷却性能、耐热性能，并且能够将提高了传递扭矩的控制精度的摩擦卡合要素归集于第二制动器B2。因此，与提高第一离合器C1以及第三离合器C3的冷却性能、耐热性能、以及传递扭矩的控制精度的情况相比，能够降低制造成本，并且能够使变速装置小型化。

另外，在本实施方式中，滑动卡合要素为一侧的摩擦板被固定于作为非旋转部件的壳体CS的第二制动器B2。而且，液压缸等第二制动器B2的伺服机构被固定于壳体CS的部件所具备，为非旋转部件。由此，能够抑制由于固定了第二制动器B2的另一侧摩擦板的第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1的旋转而离心力作用于伺服机构的情况，能够容易地提高滑动卡合要素的传递扭矩的控制精度。特别能够抑制液压缸内的液压由于离心力而发生变动的情况，因此能够提高传递扭矩的控制精度的提高效果。

另外，在本实施方式中，配置有从壳体CS侧向第二制动器B2供给冷却用制冷剂（油）的路径。因此，与从旋转部件侧配置制冷剂供给路径的情况相比，制冷剂供给路径的配置变得容易，能够提高滑动卡合要素的冷却性能。另外，第二制动器B2沿着覆盖变速机构的各部件的径向外侧的壳体CS的内周面配置，因此摩擦板的外径变大，摩擦面的面积变大。因此，能够使滑动行驶模式下摩擦热扩散，能够容易地提高冷却性能、耐热性能，并且能够容易使传递扭矩的控制精度提高。另外，可以从壳体CS外部冷却滑动卡合要素，能够容易地提高冷却性能。此外，为了提高滑动卡合要素的传递扭矩的控制精度，例如，可以在构成伺服机构的液压活塞的复位弹簧的配置上下工夫，使作用于液压活塞的弹簧负荷均匀、或减少构成滑动卡合要素的摩擦件、液压活塞、复位弹簧、液压缸、液压回路等各部件的制造误差等，在机构设计上、制造上下各种工夫。

另外，作为滑动卡合要素的第二制动器B2在作为前进起动变速级的第一速级的下一个变速比低的前进变速级即第二速级中被释放。在第一速级的滑动行驶模式下发热的第二制动器B2能够在下一个变速比低的第二速级中被释放从而被冷却。进而，在本实施方式中，第二制动器B2是湿式摩擦卡合要素，能够在摩擦板的释放状态下向摩擦板之间导入制冷剂，因此能够提高滑动卡合要素的冷却性能。

然后，返回图1，说明本实施方式中的变速机构TM的概略图。第二差动齿轮装置PG2由与输入轴I配置成同轴状的双小齿轮型行星齿轮机构构成。即，第二差动齿轮装置PG2是具有支承多组小齿轮P3以及P4的行星齿轮架CA2、与小齿轮P3啮合的太阳轮S3和与小齿轮P4啮合的内啮合齿轮R2这3个旋转要素的差动齿轮装置。第二差动齿轮装置PG2的这3个旋转要素按旋转速度的顺序为太阳轮S3、内啮合齿轮R2、行星齿轮架CA2。

第二差动齿轮装置PG2的行星齿轮架CA2按照与输入轴I一体旋转的方式被驱动连结，从驱动力源传递给输入轴I的驱动力被传递给该行星齿轮架CA2。另外，行星齿轮架CA2通过第四离合器C4的卡合，与第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1驱动连结。第二差动齿轮装置PG2的太阳轮S3被固定于作为非旋转部件的壳体CS。第二差动齿轮装置PG2的内啮合齿轮R2通过第一离合器C1的卡合，与第一差动齿轮装置PG1的第二太阳轮S2驱动连结，通过第三离合器C3的卡合，与第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1驱动连结。

另一方面，第一差动齿轮装置PG1通过配置成与输入轴I同轴状的拉维奈尔赫型行星齿轮装置构成。此处，拉维奈尔赫型行星齿轮装置是使用小齿轮P1的单小齿轮型行星齿轮机构和使用小齿轮P1、P2组的双小齿轮型行星齿轮机构共用小齿轮P1、行星齿轮架CA1和内啮合齿轮R1而构成的行星齿轮装置。具体而言，该第一差动齿轮装置PG1是具有第一太阳轮S1、第二太阳轮S2、内啮合齿轮R1、和支承长小齿轮P1以及短小齿轮P2的共通的行星齿轮架CA1这4个旋转要素的差动齿轮装置。在将第一差动齿轮装置PG1的这4个旋转要素按旋转速度的顺序设定为第一旋转要素E1、第二旋转要素E2、第三旋转要素E3以及第四旋转要素E4时，在本实施方式中，第一太阳轮S1相当于第一旋转要素E1，行星齿轮架CA1相当于第二旋转要素E2，内啮合齿轮R1相当于第三旋转要素E3，第二太阳轮S2相当于第四旋转要素E4。

在本实施方式中，利用第三离合器C3的卡合，向作为第一旋转要素E1的第一太阳轮S1输入从输入轴I经由第二差动齿轮装置PG2的行星齿轮架CA2传递给内啮合齿轮R2的驱动力源的扭矩。另外，利用第四离合器C4的卡合，向第一太阳轮S1输入从输入轴I传递给第二差动齿轮装置PG2的行星齿轮架CA2的驱动力源的扭矩。另外，第一太阳轮S1被第一制动器B1的卡合固定于壳体CS。

利用第二离合器C2的卡合，向作为第二旋转要素E2的行星齿轮架CA1输入从输入轴I传递来的驱动力源的扭矩。另外，作为第二旋转要素E2的行星齿轮架CA1被第二制动器B2的卡合固定于壳体CS。

作为第三旋转要素E3的内啮合齿轮R1与输出轴O驱动连结。

利用第一离合器C1的卡合，向作为第四旋转要素E4的第二太阳轮S2输入从输入轴I经由第二差动齿轮装置PG2的行星齿轮架CA2传递给内啮合齿轮R2的驱动力源的扭矩。

通过基于图2所示的动作表选择性地卡合这些摩擦卡合要素，来形成各变速级。图3表示本实施方式的变速机构TM的速度线图。如图2以及图3所示，第一速级通过第一离合器C1的卡合与第二制动器B2的卡合协作而实现。即，在第一离合器C1卡合的状态下，输入第二差动齿轮装置PG2的行星齿轮架CA2的输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ3被减速而传递给第一差动齿轮装置PG1的第二太阳轮S2。另外，在第二制动器B2卡合的状态下，第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1固定于壳体CS。由此，第二太阳轮S2的旋转驱动力基于齿数比λ2进一步被减速而传递给输出轴O。在本实施方式中，以第一速级处于卡合状态的第二制动器B2在滑动行驶模式中处于在第二制动器B2的输入输出部件间存在滑动的滑动卡合状态。即，第二制动器B2为本发明的滑动卡合要素。在该滑动卡合状态下，扭矩的关系与旋转速度的关系根据滑动量而变化。此外，在本实施方式中，第一速级为前进起动所使用的变速级之一即前进起动变速级。

第二速级通过第一离合器C1的卡合与第一制动器B1的卡合协作而实现。即，在第一离合器C1卡合的状态下，输入到第二差动齿轮装置PG2的行星齿轮架CA2的输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ3被减速而传递给第一差动齿轮装置PG1的第二太阳轮S2。另外，在第一制动器B1卡合的状态下，第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1固定于壳体CS。而且，第二太阳轮S2的旋转驱动力基于齿数比λ1以及λ2被进一步减速而传递给输出轴O。

第三速级通过第一离合器C1的卡合与第三离合器C3的卡合协作而实现。即，在第一离合器C1卡合的状态下，输入到第二差动齿轮装置PG2的行星齿轮架CA2的输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ3被减速而传递给第一差动齿轮装置PG1的第二太阳轮S2。另外，在第三离合器C3卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ3被减速而传递给第一差动齿轮装置PG1的第二太阳轮S2。而且，通过第一太阳轮S1与第二太阳轮S2以同速度进行旋转，基于齿数比λ3被减速后的输入轴I的旋转驱动力直接传递给输出轴O。

第四速级通过第一离合器C1的卡合与第四离合器C4的卡合协作而实现。即，在第一离合器C1卡合的状态下，输入到第二差动齿轮装置PG2的行星齿轮架CA2的输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ3被减速而传递给第一差动齿轮装置PG1的第二太阳轮S2。另外，在第四离合器C4卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接传递给第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1。而且，基于第一太阳轮S1以及第二太阳轮S2的旋转速度、齿数比λ1以及λ2所决定的输入轴I的旋转驱动力被传递给输出轴O。

第五速级通过第一离合器C1的卡合与第二离合器C2的卡合协作而实现。即，在第一离合器C1卡合的状态下，输入到第二差动齿轮装置PG2的行星齿轮架CA2的输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ3被减速而传递给第一差动齿轮装置PG1的第二太阳轮S2。另外，在第二离合器C2卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接传递给第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1。而且，基于行星齿轮架CA1以及第二太阳轮S2的旋转速度和齿数比λ2所决定的输入轴I的旋转驱动力被传递给输出轴O。

第六速级通过第二离合器C2的卡合与第四离合器C4的卡合协作而实现。即，在第二离合器C2卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接传递给第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1。另外，在第四离合器C4卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接传递给第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1。而且，通过使行星齿轮架CA1与第一太阳轮S1以同速度进行旋转，输入轴I的旋转驱动力直接被传递给输出轴O。

第七速级通过第二离合器C2的卡合与第三离合器C3的卡合协作而实现。即，在第二离合器C2卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接被传递给第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1。另外，在第三离合器C3卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ3被减速而传递给第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1。而且，基于第一太阳轮S1以及行星齿轮架CA1的旋转速度与齿数比λ1所决定的输入轴I的旋转驱动力传递给输出轴O。

第八速级通过第二离合器C2的卡合与第一制动器B1的卡合协作而实现。即，在第二离合器C2卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接传递给第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1。另外，在第一制动器B1卡合的状态下，第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1固定于壳体CS。而且，输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ1被增速而传递给输出轴O。

后退第一速级通过第三离合器C3的卡合与第二制动器B2的卡合协作而实现。即，在第三离合器C3卡合的状态下，输入到第二差动齿轮装置PG2的行星齿轮架CA2的输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ3被减速而传递给第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1。另外，在第二制动器B2卡合的状态下，第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1固定于壳体CS。由此，第一太阳轮S1的旋转驱动力基于齿数比λ1被减速，并且被逆转而传递给输出轴O。在本实施方式中，以后退第一速级处于卡合状态的第二制动器B2在滑动行驶模式中，为在第二制动器B2的输入输出部件间存在滑动的滑动卡合状态。即，第二制动器B2为本发明的滑动卡合要素。在该滑动卡合状态下，扭矩的关系与旋转速度的关系根据滑动量而变化。此外，在本实施方式中，后退第一速级为后退起动所使用的变速级之一即后退起动变速级。

后退第二速级通过第四离合器C4的卡合与第二制动器B2的卡合协作而实现。即，在第四离合器C4卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接传递给第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1。另外，在第二制动器B2卡合的状态下，第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1固定于壳体CS。而且，输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ1被减速并且被逆转而传递给输出轴O。此外，在后退第二速级为后退起动变速级的情况下，也以该后退第二速级执行滑动行驶模式。而且，在后退第二速级的滑动行驶模式中，第二制动器B2为滑动卡合状态。该情况下，后退第二速级为后退起动变速级。

如图3所示，能够使与输出轴O驱动连结的内啮合齿轮R1（第三旋转要素E3）和被第二制动器B2的卡合固定于壳体CS的行星齿轮架CA1（第二旋转要素E2）为利用第三离合器C3的卡合传递来自输入轴I的扭矩的第一太阳轮S1（第一旋转要素E1）和利用第一离合器C1的卡合传递来自输入轴I的扭矩的第二太阳轮S2（第四旋转要素E4）之间的旋转速度。因此，通过第一离合器C1的卡合与第二制动器B2的卡合，能够形成第一速级，该第一速级为向输出轴O传递正旋转速度的变速比高的前进变速级，利用第三离合器C3的卡合与第二制动器B2的卡合，能够形成后退第一速级，该后退第一速级为向输出轴O传递负旋转速度的后退变速级。因此，通过使第二制动器B2为滑动卡合要素，能够使滑动卡合要素在前进起动变速级与后退起动变速级中共通化。

3．变速控制装置的构成

变速装置具备进行变速装置的控制的变速控制装置31。另外，混合动力车辆具备发动机E、旋转电机MG、以及进行发动机分离式离合器L的控制的动力控制装置32。变速控制装置31以及动力控制装置32构成为相互进行信息的授受，能够协调地进行控制。以下，对各控制装置进行说明。

3－1．动力控制装置

动力控制装置32具备发动机控制部33、旋转电机控制部34、发动机分离式离合器控制部35、以及综合这些控制部进行控制的综合控制部36。发动机控制部33、旋转电机控制部34、发动机分离式离合器控制部35、以及综合控制部36构成为能够相互进行信息的授受。

3－1－1．综合控制部

综合控制部36是根据加速器开度、车速、以及电池的充电量等，计算传递给输入轴I的目标驱动力即目标输出扭矩，并且决定发动机E以及旋转电机MG的运转模式，计算发动机目标输出扭矩、旋转电机目标输出扭矩、以及发动机分离式离合器的目标传递扭矩容量，并将这些值指示给其他的控制部33～35来进行综合控制的功能部。

综合控制部36构成为将目标输出扭矩、对各驱动力源指示的发动机目标输出扭矩以及旋转电机目标输出扭矩、基于目标输出扭矩推定出的传递给输入轴I的驱动力源输出扭矩传递给变速控制装置31。

综合控制部36基于加速器开度、车速、以及电池的充电量等，来计算各驱动力源的运转模式。此处，电池的充电量通过电池状态检测传感器来检测。在本实施方式中，作为运转模式，能够切换地具有仅将旋转电机MG作为驱动力源的电动模式、至少将发动机E作为驱动力源的并行模式、利用发动机E的旋转驱动力进行旋转电机MG的再生发电的发动机发电模式、利用从车轮传递的旋转驱动力进行旋转电机MG的再生发电的再生发电模式、利用旋转电机MG的旋转驱动力使发动机E启动的发动机启动模式。

此处，使发动机E进行燃烧而产生驱动力的运转模式有并行模式、发动机发电模式、以及发动机启动模式。因此，在并行模式、发动机发电模式、以及发动机启动模式下，为使发动机E进行稳定燃烧，使发动机E的旋转速度在规定的下限旋转速度以上进行运转。另外，在发动机发电模式下，为了提高旋转电机MG的发电电力或者发电效率，以作为下限旋转速度以上的旋转速度的发电旋转速度使发动机E的旋转速度进行运转。在本实施方式中，并行模式、发动机发电模式、发动机启动模式与后述的变速装置中执行的滑动行驶模式相关联。即，为使发动机E的旋转速度在以规定的下限旋转速度以上、或者发电旋转速度以上进行运转，执行滑动行驶模式使变速机构TM的滑动卡合要素滑动。

3－1－2．发动机控制部

发动机控制部33是进行发动机E的动作控制的功能部。在本实施方式中，发动机控制部33将由综合控制部36指示的发动机目标输出扭矩设定为扭矩指令值，按照发动机E输出扭矩指令值的扭矩的方式控制发动机E来进行燃烧。另外，运转模式是并行模式，在发动机目标输出扭矩为零的情况下，发动机控制部33进行使发动机E的输出扭矩增减，将发动机E的旋转速度维持为规定的目标旋转速度的空转旋转速度反馈控制。

3－1－3．旋转电机控制部

旋转电机控制部34是进行旋转电机MG的动作控制的功能部。旋转电机控制部34将由综合控制部36指示的旋转电机目标输出扭矩设定为扭矩指令值，按照旋转电机MG输出扭矩指令值的扭矩的方式控制旋转电机MG。此外，在发动机发电模式、以及再生发电模式下的再生发电中，旋转电机目标输出扭矩被设定为负。由此，旋转电机MG一边向正方向旋转，一边输出负方向的再生扭矩而发电。

3－1－4．发动机分离式离合器控制部

发动机分离式离合器控制部35是控制发动机分离式离合器L的功能部。此处，发动机分离式离合器控制部35基于由综合控制部36指示的目标传递扭矩容量，控制发动机分离式离合器L的卡合压力，从而控制发动机分离式离合器L的卡合或者释放。在本实施方式中，发动机分离式离合器L基本上被控制成无滑动的卡合状态即锁止卡合状态。

3－2．变速控制装置

然后，对本实施方式的变速控制装置31的构成进行说明。如图4所示，变速控制装置31实现了作为进行变速装置的动作控制的核心部件的功能。该变速控制装置31具备CPU等运算处理装置作为核心部件，并且构成为具有能够从该运算处理装置读出以及写入数据的RAM（random access memory）、能够从运算处理装置读出数据的ROM（read only memory）等存储装置等（未图示）。而且，利用存储于ROM等中的软件（程序）或者独立设置的运算电路等硬件或这双方，来构成变速控制装置31的各功能部40～42。

另外，车辆用驱动装置1具备传感器Se1～Se4，从各传感器输出的电信号被输入变速控制装置31。变速控制装置31基于输入的电信号来计算各传感器的检测信息。

输入轴旋转速度传感器Se1是用于检测输入轴I的旋转速度的传感器。变速控制装置31基于输入轴旋转速度传感器Se1的输入信号来检测输入轴I的旋转速度。输出轴旋转速度传感器Se2是用于检测输出轴O的旋转速度的传感器。变速控制装置31基于输出轴旋转速度传感器Se2的输入信号来检测输出轴O的旋转速度。另外，由于输出轴O的旋转速度与车速成比例，因此变速控制装置31基于输出轴旋转速度传感器Se2的输入信号来计算车速。

另外，加速器开度传感器Se3是通过检测由驾驶者操作的加速踏板的操作量来检测加速器开度用的传感器。变速控制装置31基于加速器开度传感器Se3的输入信号来检测加速器开度。换挡位置传感器Se4是用于检测换挡杆的选择位置（换挡位置）的传感器。变速控制装置31基于来自换挡位置传感器Se4的输入信息，检测哪个档位范围是由驾驶者指定的。此处，作为档位范围，例如有“驱动档位范围”、“第二档位范围”、“低档位范围”等任意一个前进行驶档位范围，或者“倒车档位范围”的后退行驶档位范围、或者“空挡档位范围”、“停车档位范围”等任意一个非行驶档位范围。

如图2所示，变速控制装置31具备变速控制部40、以及作为变速控制部40的下位的功能部的行驶模式选择部41、滑动控制部42。

3－2－1．变速控制部

变速控制部40是进行形成变速机构TM的变速级的变速控制的功能部。变速控制部40基于车速、加速器开度、以及换挡位置等传感器检测信息来决定变速机构TM中的目标变速级。而且，变速控制部40基于图2所示的动作表等，来决定构成目标变速级的摩擦卡合要素。而且，变速控制部40将构成目标变速级的摩擦卡合要素控制为卡合状态，并且将不构成目标变速级的摩擦卡合要素控制为释放状态，对变速机构TM形成目标变速级的变速级。此外，变速控制部40在决定为不形成任意变速级的情况下，将所有的摩擦卡合要素B1、C1、…控制为释放状态。

在本实施方式中，在选择了行驶范围的情况下，变速控制部40参照按各行驶范围设定的变速映射，来决定目标变速级。变速映射是规定加速器开度以及车速和变速机构TM中的目标变速级之间的关系的映射图。变速控制部40通过按照决定的目标变速级控制多个摩擦卡合要素C1、B1、…的液压指令，来形成变速机构TM中的变速级。具体而言，变速控制部40对液压控制装置PC指示各摩擦卡合要素的目标液压（指令压），液压控制装置PC向各摩擦卡合要素供给被指示的目标液压（指令压）的液压。

在进行通常的变速级切换控制的情况下，变速控制部40根据预先计划的变速控制的顺序，控制各摩擦卡合要素B1、C1、…的液压指令，进行各摩擦卡合要素的卡合或者释放，将变速机构TM中形成的变速级切换为目标变速级。此时，卡合或者释放的摩擦卡合要素暂时处于滑动卡合状态，但是预先计划的变速控制顺序的期间内，与滑动控制的情况相比，为比较短的时间。

另一方面，在选择滑动行驶模式作为行驶模式的情况下，变速控制部40进行滑动控制，即将构成变速级的摩擦卡合要素之一即滑动卡合要素控制为在其输入输出部件间存在滑动的滑动卡合状态。以下，对进行滑动控制的情况进行说明。

3－2－2．行驶模式选择部

行驶模式选择部41是根据各种运转条件选择行驶模式的功能部。在本实施方式中，行驶模式选择部41基于发动机E的运转状态、输出轴O的旋转速度（车速）、以及目标变速级，来选择滑动行驶模式、以及锁止行驶模式中任意一种行驶模式。即，行驶模式选择部41在使发动机E进行燃烧而产生驱动力的各运转模式下，在使构成目标变速级的全部摩擦卡合要素为锁止卡合状态的情况下，在判断为发动机E的旋转速度小于为了发动机E的稳定燃烧、或者为了发电所需的规定判定旋转速度的情况下，选择滑动行驶模式，在判断为发动机E的旋转速度在规定的判定旋转速度以上的情况下，选择锁止行驶模式。此外，在不使发动机E进行燃烧而产生驱动力的各运转模式下，行驶模式选择部41选择锁止行驶模式。此处，滑动行驶模式是在使构成变速级的摩擦卡合要素之一滑动的卡合状态（滑动卡合状态）下，一边从输入轴I向输出轴O传递扭矩，一边使车辆行驶的行驶模式，锁止行驶模式是在构成变速级的所有的摩擦卡合要素不滑动的卡合状态（锁止卡合状态）下，一边从输入轴I向输出轴O传递扭矩，一边使车辆行驶的通常的行驶模式。

更具体而言，行驶模式选择部41将对实际检测出的输出轴O的旋转速度乘以目标变速级的变速比而得到的旋转速度计算为锁止输入旋转速度，其中，该锁止输入旋转速度是将目标变速级的所有的摩擦卡合要素假定为锁止卡合状态的状态下的输入轴I的旋转速度。而且，在驱动力源的运转模式是并行模式或者发动机启动模式的情况下，行驶模式选择部41将判定旋转速度设定为稳定燃烧所需的下限旋转速度（例如，600rpm）。而且，在锁止输入旋转速度小于下限旋转速度的情况下，行驶模式选择部41选择滑动行驶模式，在锁止输入旋转速度在下限旋转速度以上的情况下，选择锁止行驶模式。另外，在驱动力源的运转模式是发动机发电模式的情况下，行驶模式选择部41将判定旋转速度设定为发电所需的发电旋转速度（例如，1000rpm）。而且，在锁止输入旋转速度小于发电旋转速度的情况下，行驶模式选择部41选择滑动行驶模式，在输入轴I的旋转速度在发电旋转速度以上的情况下，选择锁止行驶模式。在驱动力源的运转模式是电动模式、或者再生发电模式的情况下，行驶模式选择部41选择锁止行驶模式。此外，发电旋转速度至少被设定为下限旋转速度以上的旋转速度。另外，也可以将发电旋转速度设定成与下限旋转速度一致。另外，在本实施方式中，发动机分离式离合器L为锁止卡合状态，发动机E的输出旋转轴按照与输入轴I一体旋转的方式驱动连结。因此，由于发动机E的旋转速度与输入轴I的旋转速度大致相等，所以还可以使用发动机E的旋转速度来取代输入轴I的旋转速度。

当输出轴O的旋转速度（车速）至少在零附近的情况下，对输出轴O的旋转速度乘以各变速级的变速比而计算出的锁止输入旋转速度为零附近，锁止输入旋转速度为小于判定旋转速度。在本实施方式中，如上述那样，构成为与车速（输出轴O的旋转速度）对应地决定目标变速级。而且，当车速（输出轴O的旋转速度）在零附近，且处于前进的行驶档位范围时，目标变速级被决定为第一速级。因此，第一速级变为前进起动所使用的前进起动变速级。另外，当车速（输出轴O的旋转速度）在零附近，其处于后退行驶档位范围时，目标变速级被决定为后退第一速级。因此，后退第一速级变为后退起动所使用的后退起动变速级。此外，在车速的大小从零附近增加，锁止输入旋转速度在下限旋转速度以上的情况下，即便目标变速级是第一速级或者后退第一速级，行驶模式选择部41也取代滑动行驶模式，而选择锁止行驶模式。

因此，在本实施方式中，在车速（输出轴O的旋转速度）为零附近，产生在决定为目标变速级的第一速级或者后退第一速级中，锁止输入旋转速度小于判定旋转速度，滑动行驶模式被选择的情况。此外，在本实施方式中，构成为第二速级～第八速级、以及后退第二速级在该各变速级的锁止输入旋转速度不小于判定旋转速度那样的车速（输出轴O的旋转速度）下，被决定为目标变速级，在该各变速级中，构成为不选择滑动行驶模式。

3－2－3．滑动控制部

在选择了滑动行驶模式的情况下，滑动控制部42进行滑动控制，即将构成变速级的摩擦卡合要素之一即滑动卡合要素控制成在其输入输出部件间存在滑动的滑动卡合状态。

另外，滑动控制部42将滑动卡合要素决定为至少在前进起动所使用的变速级之一即前进起动变速级和后退起动所使用的变速级之一即后退起动变速级中共通地被卡合的摩擦卡合要素。在本实施方式中，将滑动卡合要素决定为在前进起动所使用的变速级即第一速级和后退起动所使用的变速级即后退第一速级或者后退第二速级中共通地被卡合的第二制动器B2。此外，构成变速级的摩擦卡合要素内的、作为非滑动卡合要素的摩擦卡合要素即锁止卡合要素被控制成在其输入输出部件间不存在滑动的锁止卡合状态。在本实施方式中，在目标变速级是第一速级的情况下，第一离合器C1被决定为锁止卡合要素，在目标变速级是后退第一速级的情况下，第三离合器C3被决定为锁止卡合要素。另外，在目标变速级是后退第二速级的情况下，第四离合器C4被决定为锁止卡合要素。

在本实施方式中，滑动控制部42按照输入轴I的旋转速度不低于发动机E的稳定燃烧所需的下限旋转速度、或者发电所需的发电旋转速度的方式来将滑动卡合要素控制为滑动卡合状态，使得从输入轴I传递给车轮侧的扭矩即变速机构传递扭矩的大小相对于从驱动力源传递给输入轴I的扭矩即驱动力源输出扭矩的大小受到限制。即，滑动控制部42按照将从输入轴I传递给车轮侧的变速机构传递扭矩的大小控制在从驱动力源传递给输入轴I的驱动力源输出扭矩的大小附近的方式，将滑动卡合要素控制为滑动卡合状态。由此，变速机构传递扭矩的大小与驱动力源输出扭矩的大小平衡，因此作用于输入轴I的总计扭矩（输入轴作用扭矩）始终在零附近，能够使输入轴I（发动机E）的旋转速度稳定。由此，能够不使输入轴I的旋转速度低于稳定燃烧所需的下限旋转速度、或者发电所需的发电旋转速度。与此同时，驱动力源输出扭矩附近的扭矩从输入轴I被传递给车轮侧，因此能够通过驱动力源输出扭矩的控制来控制车辆的加减速。

更具体而言，在本实施方式中，滑动控制部42基于驱动力源输出扭矩，来控制滑动卡合要素的液压指令。即，滑动控制部42基于驱动力源输出扭矩和各齿轮装置的齿数比，根据传递给输入轴I的驱动力源输出扭矩，计算输入部件作用扭矩，即经由变速机构TM的各齿轮装置以及摩擦卡合要素等作用于滑动卡合要素的输入部件的扭矩。而且，滑动控制部42基于输入部件作用扭矩，计算作为输入部件作用扭矩的大小的传递扭矩容量那样的滑动卡合要素的目标液压（液压指令）。而且，变速控制部40对液压控制装置PC指示滑动卡合要素的目标液压（液压指令），液压控制装置PC向滑动卡合要素供给被指示的目标液压（指令压）的液压。由此，滑动卡合要素在滑动卡合状态下也按照能够向输出轴O传递发挥作用的驱动力源输出扭矩的方式动作。因此，变速机构TM与变速级的所有的摩擦卡合要素处于锁止卡合状态的情况同样地，能够向输出轴O传递对驱动力源输出扭矩乘以变速级的变速比而得到的扭矩的大小的扭矩。

另外，滑动控制部42在发动机E中，进行空转旋转速度反馈控制的情况下，将滑动卡合要素的目标液压（液压指令）设定为规定压，使滑动卡合要素产生规定的传递扭矩容量。由此，滑动卡合要素的输入部件中产生与传递扭矩容量对应的规定的扭矩，对输入轴I作用规定的负扭矩作为其反作用力。为了消除该负扭矩，利用空转旋转速度反馈控制来使发动机E的输出扭矩增加。由此，变速机构TM能够将与滑动卡合要素中产生的传递扭矩容量对应的扭矩传递给输出轴O，能够使车辆进行缓进行驶。

另外，在本实施方式中，滑动控制部42构成为，按照输入轴I的旋转速度不低于下限旋转速度或者发电旋转速度的方式，进行使基于驱动力源输出扭矩算出的滑动卡合要素的液压指令增减的反馈控制。即，滑动控制部42在输入轴I的旋转速度低于下限旋转速度或者发电旋转速度的情况下，使基于驱动力源输出扭矩算出的滑动卡合要素的液压指令减少。由此，变速机构传递扭矩的大小变小，作用于输入轴I的总计扭矩增加，输入轴I的旋转速度增加。

滑动控制部42在由于车速的大小的增加，从而选择了锁止行驶模式取代滑动行驶模式的情况下，将滑动卡合要素控制为锁止卡合状态，来结束滑动控制。

3－2－4．滑动行驶模式下的起动

然后，基于图5，说明在并行模式以及滑动行驶模式下，一边对前进起动变速级（第一速级）的滑动卡合要素进行滑动控制，一边使车辆起动的情况的例子。图5中示出第一速级的速度线图，在速度线图上重叠地示出作用于各差动齿轮装置的各旋转要素的扭矩。

图5的（a）表示滑动卡合要素处于滑动卡合状态前的状态。在图5的（a）的例子中，在使发动机E燃烧的状态下，不从驱动力源向输入轴I输出扭矩，车辆处于停车的状态。另外，从非行驶档位范围变更为前进行驶档位范围，目标变速级被决定为第一速级。由于是第一速级的锁止输入旋转速度小于下限旋转速度的情况，因此行驶模式选择部41选择滑动行驶模式。此外，在图5的（a）中，作为锁止卡合要素的第一离合器C1已经被控制为锁止卡合状态，作为滑动卡合要素的第二制动器B2未被控制为滑动卡合状态。另外，在图5中，“●”表示摩擦卡合要素处于锁止卡合状态，“○”表示在摩擦卡合要素的输入部件与输出部件之间存在旋转速度差，摩擦卡合要素处于滑动卡合状态或者释放状态。

此外，如图6所示，可知在车速为零附近，第一速级的锁止输入旋转速度小于下限旋转速度的情况下，假设构成为除了锁止卡合要素，滑动卡合要素也被控制为锁止卡合状态的情况下，输入轴I（发动机E）的旋转速度低于下限旋转速度。此处，与输入轴I一体旋转的各旋转部件的惯性比经由车轮作用的车辆的惯性足够小，在输出轴O的旋转速度（车速）充分增加之前，输入轴I的旋转速度大幅降低。若变为该状态，则发动机E的燃烧变得不稳定，产生扭矩变动，另外，由于变速级的摩擦卡合要素为锁止卡合状态，因此扭矩变动会传递给车轮侧。但是，通过进行滑动控制，能够防止输入轴I（发动机E）的旋转速度低于下限旋转速度，能够抑制扭矩变动的产生。

图5的（b）表示开始了使滑动卡合要素为滑动卡合状态的滑动控制的状态。从驱动力源向输入轴I传递正驱动力源输出扭矩。滑动控制部42基于驱动力源输出扭矩，控制滑动卡合要素的液压指令。因此，由滑动卡合要素的传递扭矩容量产生的扭矩（滑动扭矩）与从驱动力源输出扭矩作用于滑动卡合要素的输入部件的输入部件作用扭矩平衡。由此，输入轴I的旋转速度被维持为不低于下限旋转速度，并且滑动卡合要素的输入输出部件间的旋转速度差急速地减少，为了不变为锁止卡合状态，始终维持为滑动卡合状态。另外，扭矩的关系被平衡，因此变速机构TM与构成变速级的所有的摩擦卡合要素为锁止卡合状态的锁止行驶模式的情况同样地，能够将对驱动力源输出扭矩乘以变速级的变速比而得到的扭矩传递给输出轴O。

图5的（c）表示车辆根据从变速机构TM传递给输出轴O的扭矩而加速，车速从零增加了若干后的状态。即使在车速增加了的情况下，由于通过滑动控制，扭矩的关系被平衡，因此输入轴I的旋转速度被维持为不低于下限旋转速度，并且滑动卡合要素被维持为滑动卡合状态。此处，与车速的增加同时地各旋转要素的旋转速度增加。另外，由于通过滑动控制扭矩的关系被平衡，因此与锁止行驶模式同样地能够将与驱动力源输出扭矩对应的扭矩传递给输出轴O。

在滑动行驶模式中，在使滑动卡合要素滑动的状态下，由于一边从输入轴I向输出轴O传递扭矩，一边使车辆行驶，因此与在规定的期间计划地执行的变速级的切换相比，根据车辆的行驶状态，往往使滑动卡合要素滑动的期间变长。特别是，在前进或者后退的车辆起动之时，在使滑动行驶模式执行的情况下，车辆的惯性力量大，因此在从停车状态到车辆起动而车速增加之前，滑动行驶模式的执行期间容易变长。另外，在起动后或者行驶中，在以锁止输入旋转速度低于下限旋转速度那样的低车速继续行驶之时，滑动行驶模式的执行期间也变长。另外，在发动机发电模式下，在利用发动机E的驱动力，一边利用旋转电机MG发电，一边以低速使车辆行驶时，滑动行驶模式的执行期间也变长。另外，在起动时或者行驶中执行发动机启动模式之时，在发动机E的启动结束前等，滑动行驶模式的执行期间也变长。另外，在这些滑动行驶模式执行之时，滑动卡合要素的输入输出部件间的旋转速度差变大。因此，在那样的滑动行驶模式下滑动的滑动卡合要素中，会有产生的摩擦热变多的情况。因此，以滑动行驶模式滑动的滑动卡合要素与其他的摩擦卡合要素相比，需要提高针对摩擦热的冷却性能、耐热性能。

图5的（d）表示车速进一步增加，锁止输入旋转速度在下限旋转速度以上，取代滑动行驶模式而选择了锁止行驶模式的状态。滑动控制部42将滑动卡合要素控制为锁止卡合状态，来结束滑动控制。在该情况下，即使滑动卡合要素为锁止卡合状态，输入轴I的旋转速度也不低于下限旋转速度。

然后，基于图7，说明在并行模式以及滑动行驶模式下，一边对后退起动变速级（后退第一速级）的滑动卡合要素进行滑动控制，一边使车辆起动的情况的事例。图7示出后退第一速级的速度线图，在速度线图上重叠地表示作用于各差动齿轮装置的各旋转要素的扭矩。

图7的（a）与图5的（a）同样，表示滑动卡合要素变为滑动卡合状态前的状态。在图7的（a）中，从非行驶档位范围变更为后退行驶档位范围，目标变速级被决定为后退第一速级。由于是后退第一速级的锁止输入旋转速度小于下限旋转速度的情况，因此行驶模式选择部41选择滑动行驶模式。

图7的（b）与图5的（a）同样，表示开始了使滑动卡合要素为滑动卡合状态的滑动控制的状态。从驱动力源向输入轴I传递正驱动力源输出扭矩。滑动控制部42基于驱动力源输出扭矩，控制滑动卡合要素的液压指令。因此，根据滑动卡合要素的传递扭矩容量产生的扭矩（滑动扭矩）与从驱动力源输出扭矩作用于滑动卡合要素的输入部件的输入部件作用扭矩平衡。由此，输入轴I的旋转速度被维持成不低于下限旋转速度，并且滑动卡合要素被维持成滑动卡合状态。另外，通过滑动控制，扭矩的关系被平衡，因此能够与锁止行驶模式同样地向输出轴O传递与驱动力源输出扭矩对应的扭矩。

图7的（c）表示通过从变速机构TM向输出轴O传递的扭矩，车辆向负方向加速而车速的大小从零增加了若干的状态。在车速减速了的情况下，通过滑动控制，扭矩的关系被平衡，因此输入轴I的旋转速度被维持为不低于下限旋转速度，并且滑动卡合要素被维持为滑动卡合状态。此处，伴随车速的减速，各旋转要素的旋转速度减少，但滑动控制部42使滑动卡合要素的液压指令减少，以便不使输入轴I的旋转速度低于下限旋转速度或者发电旋转速度。另外，通过滑动控制，扭矩的关系被平衡，因此能够与锁止行驶模式同样地向输出轴O传递与驱动力源输出扭矩对应的扭矩。

图7的（d）表示车速的大小进一步增加，锁止输入旋转速度变为下限旋转速度以上，取代滑动行驶模式而选择了锁止行驶模式的状态。滑动控制部42将滑动卡合要素控制为锁止卡合状态，来结束滑动控制。该情况下，即使滑动卡合要素为锁止卡合状态，输入轴I的旋转速度也不低于下限旋转速度。

〔第二实施方式〕

然后，对本发明的第二实施方式进行说明。在上述的第一实施方式中，变速机构TM具备8个前进变速级与2个后退变速级，在本实施方式中，变速机构TM具备6个前进变速级与1个后退变速级，变速机构TM的构成不同。其他的构成能够与第一实施方式同样。因此，以下对于与上述的第一实施方式的不同点进行说明。

如图8所示，本实施方式的变速机构TM组合2组差动齿轮装置PG1、PG2而构成。另外，变速机构TM具备第一离合器C1、第二离合器C2、第三离合器C3、第一制动器B1、以及第二制动器B2，作为多个摩擦卡合要素。

图9是表示这些摩擦卡合要素C1、C2、C3、B1、B2的动作表的图。如该动作表所示，在本实施方式的变速机构TM中，在各变速级中，也通过使任意的2个摩擦卡合要素为卡合状态，使其余的摩擦卡合要素为解除状态，来选择各变速级。

此外，在图9中，“1st”是第一速级，“2nd”是第二速级，“3rd”是第三速级，“4th”是第四速级，“5th”是第五速级，“6th”是第六速级，“Rev1”是后退第一速级。在本实施方式中，从使输入轴I的旋转向输出轴O传递时变速比大的速级开始按顺序为第一速级、第二速级、…第六速级。

在本实施方式中，第一速级为前进起动所使用的变速级之一即前进起动变速级，后退第一速级为后退起动所使用的变速级之一即后退起动变速级。另外，以第一速级处于卡合状态的第二制动器B2为在第一速级的滑动行驶模式下滑动的摩擦卡合要素即滑动卡合要素。另外，以后退第一速级处于卡合状态的第二制动器B2为在后退第一速级的滑动行驶模式下滑动的摩擦卡合要素即滑动卡合要素。因此，作为滑动卡合要素的第二制动器B2至少为在前进起动变速级与后退起动变速级中共通地卡合的摩擦卡合要素。

然后，返回图8，说明本实施方式的变速机构TM的概略图。本实施方式的第二差动齿轮装置PG2与第一实施方式不同，由配置成与输入轴I同轴状的单小齿轮型的行星齿轮机构构成。即，第二差动齿轮装置PG2是具有支承多个小齿轮P3的行星齿轮架CA2、与小齿轮P3啮合的太阳轮S3、与小齿轮P3啮合的内啮合齿轮R2这3个旋转要素的差动齿轮装置。第二差动齿轮装置PG2的这3个旋转要素按旋转速度的顺序为太阳轮S3、行星齿轮架CA2、内啮合齿轮R2。

第二差动齿轮装置PG2的内啮合齿轮R2按照与输入轴I一体旋转的方式驱动连结，从驱动力源传递给输入轴I的驱动力被传递给该内啮合齿轮R2。第二差动齿轮装置PG2的太阳轮S3被固定于作为非旋转部件的壳体CS。第二差动齿轮装置PG2的行星齿轮架CA2通过第一离合器C1的卡合，与第一差动齿轮装置PG1的第二太阳轮S2驱动连结，通过第三离合器C3的卡合，与第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1驱动连结。

另一方面，第一差动齿轮装置PG1由与第一实施方式同样的被配置成与输入轴I同轴状的拉维奈尔赫型行星齿轮装置构成。在本实施方式中，第一差动齿轮装置PG1也是具有第一太阳轮S1、第二太阳轮S2、内啮合齿轮R1、支承长小齿轮P1以及短小齿轮P2的共通的行星齿轮架CA1这4个旋转要素的差动齿轮装置。若按旋转速度的顺序，将第一差动齿轮装置PG1的这4个旋转要素称为第一旋转要素E1、第二旋转要素E2、第三旋转要素E3、第四旋转要素E4，则在本实施方式中，第一太阳轮S1相当于第一旋转要素E1，行星齿轮架CA1相当于第二旋转要素E2，内啮合齿轮R1相当于第三旋转要素E3，第二太阳轮S2相当于第四旋转要素E4。

利用第三离合器C3的卡合，向第一旋转要素E1即第一太阳轮S1输入从输入轴I经由第二差动齿轮装置PG2的行星齿轮架CA2传递给内啮合齿轮R2的驱动力源的扭矩。另外，第一旋转要素E1即第一太阳轮S1被第一制动器B1的卡合固定于壳体CS。

利用第二离合器C2的卡合，向第二旋转要素E2即行星齿轮架CA1输入从输入轴I传递的驱动力源的扭矩。另外，第二旋转要素E2即行星齿轮架CA1被第二制动器B2的卡合固定于壳体CS。

第三旋转要素E3即内啮合齿轮R1与输出轴O驱动连结。

利用第一离合器C1的卡合，向第四旋转要素E4即第二太阳轮S2输入从输入轴I经由第二差动齿轮装置PG2的行星齿轮架CA2传递给内啮合齿轮R2的驱动力源的扭矩。

通过基于图9所示的动作表选择性地卡合这些摩擦卡合要素，来形成各变速级。图10示出本实施方式的变速机构TM的速度线图。如图9以及图10所示，第一速级通过第一离合器C1的卡合与第二制动器B2的卡合协作而实现。即，在第一离合器C1卡合的状态下，输入到第二差动齿轮装置PG2的内啮合齿轮R2的输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ3被减速而传递给第一差动齿轮装置PG1的第二太阳轮S2。另外，在第二制动器B2卡合的状态下，第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1被固定于壳体CS。由此，第二太阳轮S2的旋转驱动力基于齿数比λ2被进一步减速而传递给输出轴O。在本实施方式中，以第一速级处于卡合状态的第二制动器B2在滑动行驶模式下，处于在第二制动器B2的输入输出部件间存在滑动的滑动卡合状态。即，第二制动器B2是本发明的滑动卡合要素。在该滑动卡合状态下，扭矩的关系与旋转速度的关系根据滑动量而变化。此外，在本实施方式中，第一速级为前进起动所使用的变速级之一即前进起动变速级。

第二速级通过第一离合器C1的卡合与第一制动器B1的卡合协作而实现。即，在第一离合器C1卡合的状态下，输入到第二差动齿轮装置PG2的内啮合齿轮R2的输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ3被减速而传递给第一差动齿轮装置PG1的第二太阳轮S2。另外，在第一制动器B1卡合的状态下，第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1被固定于壳体CS。而且，第二太阳轮S2的旋转驱动力基于齿数比λ1以及λ2被进一步减速而传递给输出轴O。

第三速级通过第一离合器C1的卡合与第三离合器C3的卡合协作而实现。即，在第一离合器C1卡合的状态下，输入到第二差动齿轮装置PG2的内啮合齿轮R2的输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ3被减速而传递给第一差动齿轮装置PG1的第二太阳轮S2。另外，在第三离合器C3卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ3被减速而传递给第一差动齿轮装置PG1的第二太阳轮S2。而且，第一太阳轮S1与第二太阳轮S2以同速度旋转，因此基于齿数比λ3被减速后的输入轴I的旋转驱动力直接被传递给输出轴O。

第四速级通过第一离合器C1的卡合与第二离合器C2的卡合协作而实现。即，在第一离合器C1卡合的状态下，输入到第二差动齿轮装置PG2的内啮合齿轮R2的输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ3被减速而传递给第一差动齿轮装置PG1的第二太阳轮S2。另外，在第二离合器C2卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接传递给第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1。而且，基于行星齿轮架CA1以及第二太阳轮S2的旋转速度与齿数比λ2决定的输入轴I的旋转驱动力被传递给输出轴O。

第五速级通过第二离合器C2的卡合与第三离合器C3的卡合协作而实现。即，在第二离合器C2卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接传递给第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1。另外，在第三离合器C3卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ3被减速而传递给第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1。而且，基于第一太阳轮S1以及行星齿轮架CA1的旋转速度与齿数比λ1决定的输入轴I的旋转驱动力被传递给输出轴O。

第六速级通过第二离合器C2的卡合与第一制动器B1的卡合协作而实现。即，在第二离合器C2卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接传递给第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1。另外，在第一制动器B1卡合的状态下，第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1被固定于壳体CS。而且，输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ1被增速而传递给输出轴O。

后退第一速级通过第三离合器C3的卡合与第二制动器B2的卡合协作而实现。即，在第三离合器C3卡合的状态下，输入到第二差动齿轮装置PG2的内啮合齿轮R2的输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ3被减速而传递给第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1。另外，在第二制动器B2卡合的状态下，第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1被固定于壳体CS。由此，第一太阳轮S1的旋转驱动力基于齿数比λ1被减速并且逆转而传递给输出轴O。在本实施方式中，以后退第一速级处于卡合状态的第二制动器B2在滑动行驶模式下，也处于在第二制动器B2的输入输出部件间存在滑动的滑动卡合状态。即，第二制动器B2为本发明的滑动卡合要素。在该滑动卡合状态下，扭矩的关系与旋转速度的关系根据滑动量而变化。此外，在本实施方式中，后退第一速级为后退起动所使用的变速级之一即后退起动变速级。

本实施方式的变速控制装置31与第一实施方式同样，在选择滑动行驶模式作为行驶模式的情况下，进行滑动控制，即将构成变速级的摩擦卡合要素之一即滑动卡合要素控制为在其输入输出部件间存在滑动的滑动卡合状态。在本实施方式中，在车速（输出轴O的旋转速度）为零附近，产生在决定为目标变速级的第一速级或者后退第一速级中，锁止输入旋转速度小于判定旋转速度，滑动行驶模式被选择的情况。另外，在本实施方式中，将滑动卡合要素决定为至少在前进起动所使用的变速级之一即前进起动变速级与在后退起动所使用的变速级之一即后退起动变速级中共通地卡合的摩擦卡合要素即第二制动器B2。

〔第三实施方式〕

然后，对本发明的第三实施方式进行说明。在上述的第一实施方式中，变速机构TM具备8个前进变速级和2个后退变速级，但在本实施方式中，变速机构TM具备4个前进变速级与1个后退变速级，变速机构TM的构成不同。其他的构成能够与第一实施方式同样。因此，以下说明与上述的第一实施方式的不同点。

如图11所示，本实施方式的变速机构TM由1组差动齿轮装置PG1构成。另外，变速机构TM具备第一离合器C1、第二离合器C2、第三离合器C3、第一制动器B1、以及第二制动器B2，作为多个摩擦卡合要素。

图12是表示这些摩擦卡合要素C1、C2、C3、B1、B2的动作表的图。如该动作表所示，在本实施方式的变速机构TM中，在各变速级中，通过使任意2个摩擦卡合要素为卡合状态，使其余的摩擦卡合要素为解除状态，来选择各变速级。

此外，在图12中，“1st”是第一速级，“2nd”是第二速级，“3rd”是第三速级，“4th”是第四速级，“Rev1”是后退第一速级。在本实施方式中，从使输入轴I的旋转向输出轴O传递时变速比大的速级开始按顺序为第一速级、第二速级、…第四速级。

在本实施方式中，第一速级为前进起动所使用的变速级之一即前进起动变速级，后退第一速级为后退起动所使用的变速级之一即后退起动变速级。另外，以第一速级处于卡合状态的第二制动器B2为以第一速级的滑动行驶模式滑动的摩擦卡合要素即滑动卡合要素。另外，以后退第一速级处于卡合状态的第二制动器B2为以后退第一速级的滑动行驶模式滑动的摩擦卡合要素即滑动卡合要素。因此，作为滑动卡合要素的第二制动器B2为至少在前进起动变速级与后退起动变速级中共通地卡合的摩擦卡合要素。

然后，返回图11，对本实施方式的变速机构TM的概略图进行说明。本实施方式的第一差动齿轮装置PG1由与第一实施方式同样地配置成与输入轴I同轴状的拉维奈尔赫型的行星齿轮装置构成。在本实施方式中，第一差动齿轮装置PG1是具有第一太阳轮S1、第二太阳轮S2、内啮合齿轮R1、支承长小齿轮P1以及短小齿轮P2的共通的行星齿轮架CA1这4个旋转要素的差动齿轮装置。若按旋转速度的顺序，将第一差动齿轮装置PG1的这4个旋转要素称为第一旋转要素E1、第二旋转要素E2、第三旋转要素E3、第四旋转要素E4，则在本实施方式中，第一太阳轮S1相当于第一旋转要素E1，行星齿轮架CA1相当于第二旋转要素E2，内啮合齿轮R1相当于第三旋转要素E3，第二太阳轮S2相当于第四旋转要素E4。

在本实施方式中，利用第三离合器C3的卡合，向第一旋转要素E1即第一太阳轮S1输入传递给输入轴I的驱动力源的扭矩。另外，第一太阳轮S1被第一制动器B1的卡合固定于壳体CS。

利用第二离合器C2的卡合，向第二旋转要素E2即行星齿轮架CA1输入从输入轴I传递的驱动力源的扭矩。另外，第二旋转要素E2即行星齿轮架CA1被第二制动器B2的卡合固定于壳体CS。

第三旋转要素E3即内啮合齿轮R1与输出轴O驱动连结。

利用第一离合器C1的卡合，向第四旋转要素E4即第二太阳轮S2输入从输入轴I传递的驱动力源的扭矩。

通过基于图12所示的动作表选择性地卡合这些摩擦卡合要素，来形成各变速级。图13表示本实施方式的变速机构TM的速度线图。如图12以及图13所示，第一速级通过第一离合器C1的卡合与第二制动器B2的卡合协作而实现。即，在第一离合器C1卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接传递给第一差动齿轮装置PG1的第二太阳轮S2。另外，在第二制动器B2卡合的状态下，第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1被固定于壳体CS。由此，输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ2被减速而传递给输出轴O。在本实施方式中，以第一速级处于卡合状态的第二制动器B2在滑动行驶模式下，变为在第二制动器B2的输入输出部件间存在滑动的滑动卡合状态。即，第二制动器B2为本发明的滑动卡合要素。在该滑动卡合状态下，扭矩的关系与旋转速度的关系根据滑动量而变化。此外，在本实施方式中，第一速级也为前进起动所使用的变速级之一即前进起动变速级。

第二速级通过第一离合器C1的卡合与第一制动器B1的卡合协作而实现。即，在第一离合器C1卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接被传递给第一差动齿轮装置PG1的第二太阳轮S2。另外，在第一制动器B1卡合的状态下，第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1被固定于壳体CS。而且，输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ1以及λ2被进一步减速而传递给输出轴O。

第三速级通过第一离合器C1的卡合与第二离合器C2的卡合协作而实现。即，在第一离合器C1卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接传递给第一差动齿轮装置PG1的第二太阳轮S2。另外，在第二离合器C2卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接被传递给第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1。而且，第二太阳轮S2与行星齿轮架CA1以同速度旋转，因此输入轴I的旋转驱动力直接被传递给输出轴O。

第四速级通过第二离合器C2的卡合与第一制动器B1的卡合协作而实现。即，在第二离合器C2卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接被传递给第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1。另外，在第一制动器B1卡合的状态下，第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1被固定于壳体CS。而且，输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ1被增速而传递给输出轴O。

后退第一速级通过第三离合器C3的卡合与第二制动器B2的卡合协作而实现。即，在第三离合器C3卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接被传递给第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1。另外，在第二制动器B2卡合的状态下，第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1被固定于壳体CS。由此，输入轴I的旋转驱动力基于齿数比λ1被减速并被逆转而传递给输出轴O。在本实施方式中，以后退第一速级处于卡合状态的第二制动器B2在滑动行驶模式下，为在第二制动器B2的输入输出部件间存在滑动的滑动卡合状态。即，第二制动器B2为本发明的滑动卡合要素。在该滑动卡合状态下，扭矩的关系与旋转速度的关系根据滑动量而变化。此外，在本实施方式中，后退第一速级为后退起动所使用的变速级之一即后退起动变速级。

本实施方式的变速控制装置31与第一实施方式同样地，在选择滑动行驶模式作为行驶模式的情况下，进行滑动控制，即将构成变速级的摩擦卡合要素之一即滑动卡合要素控制成在其输入输出部件间存在滑动的滑动卡合状态。在本实施方式中，在车速（输出轴O的旋转速度）为零附近，产生在决定为目标变速级的第一速级或者后退第一速级中，锁止输入旋转速度小于判定旋转速度，滑动行驶模式被选择的情况。另外，在本实施方式中，将滑动卡合要素决定为至少在前进起动所所使用的变速级之一即前进起动变速级与在后退起动所使用的变速级之一即后退起动变速级中共通地卡合的摩擦卡合要素即第二制动器B2。

〔第四实施方式〕

然后，对本发明的第四实施方式进行说明。在上述的第一实施方式中，变速机构TM具备8个前进变速级和2个后退变速级，但在本实施方式中，变速机构TM具备6个前进变速级和2个后退变速级，变速机构TM的构成不同。其他的构成能够与第一实施方式相同。因此，对于与上述的第一实施方式的不同点在以下进行说明。

如图14所示，本实施方式的变速机构TM组合2组差动齿轮装置PG1、PG2而构成。另外，变速机构TM具备第一离合器C1、第二离合器C2、第三离合器C3、第一制动器B1、第二制动器B2、以及第三制动器B3，作为多个摩擦卡合要素。

图15是表示这些摩擦卡合要素C1、C2、C3、B1、B2、B3的动作表的图。如该动作表所示，在本实施方式的变速机构TM中，通过在各变速级中使任意2个以上的摩擦卡合要素为卡合状态，使其余的摩擦卡合要素为解除状态，来选择各变速级。

此外，在图15中，“1st”表示第一速级，“2nd”表示第二速级，“3rd”表示第三速级，“4th”表示第四速级，“5th”表示第五速级，“6th”表示第六速级，“Rev1”表示后退第一速级，“Rev2”表示后退第二速级。在本实施方式中，从使输入轴I的旋转向输出轴O传递时变速比大的速级开始按顺序为第一速级、第二速级、…第六速级。这点对后退用变速级也同样，从变速比大的速级开始按顺序为后退第一速级、后退第二速级。

在本实施方式中，第一速级为前进起动所使用的变速级之一即前进起动变速级，后退第一速级为后退起动所使用的变速级之一即后退起动变速级。另外，以第一速级处于卡合状态的第二制动器B2为以第一速级的滑动行驶模式滑动的摩擦卡合要素即滑动卡合要素。另外，以后退第一速级处于卡合状态的第二制动器B2为在后退第一速级的滑动行驶模式下滑动的摩擦卡合要素即滑动卡合要素。因此，作为滑动卡合要素的第二制动器B2为至少在前进起动变速级与后退起动变速级中共通地卡合的摩擦卡合要素。

然后，返回图14，对本实施方式中的变速机构TM的概略图进行说明。本实施方式的第二差动齿轮装置PG2与第一实施方式不同，由配置成与输入轴I同轴状的单小齿轮型行星齿轮机构构成。即，第二差动齿轮装置PG2是具有支承多个小齿轮P3的行星齿轮架CA2、与小齿轮P3啮合的太阳轮S3、与小齿轮P3啮合的内啮合齿轮R2这3个旋转要素的差动齿轮装置。第二差动齿轮装置PG2的这3个旋转要素按旋转速度的顺序，为太阳轮S3、行星齿轮架CA2、内啮合齿轮R2。

第二差动齿轮装置PG2的内啮合齿轮R2按照与第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1一体旋转的方式被驱动连结。第二差动齿轮装置PG2的太阳轮S3按照与第一差动齿轮装置PG1的太阳轮S1一体旋转的方式被驱动连结。第二差动齿轮装置PG2的行星齿轮架CA2通过第一制动器B1的卡合与作为非旋转部件的壳体CS驱动连结。

另一方面，第一差动齿轮装置PG1通过与第一实施方式同样地被配置成与输入轴I同轴状的拉维奈尔赫型行星齿轮装置构成。在本实施方式中，第一差动齿轮装置PG1是具有第一太阳轮S1、第二太阳轮S2、内啮合齿轮R1、支承长小齿轮P1以及短小齿轮P2的共通的行星齿轮架CA1这4个旋转要素的差动齿轮装置。若按旋转速度的顺序，将第一差动齿轮装置PG1的这4个旋转要素称为第一旋转要素E1、第二旋转要素E2、第三旋转要素E3、第四旋转要素E4，则在本实施方式中，第一太阳轮S1相当于第一旋转要素E1，行星齿轮架CA1相当于第二旋转要素E2，内啮合齿轮R1相当于第三旋转要素E3，第二太阳轮S2相当于第四旋转要素E4。

在本实施方式中，利用第三离合器C3的卡合，从输入轴I向第一旋转要素E1即第一太阳轮S1输入驱动力源的扭矩。另外，第一太阳轮S1被第一制动器B1的卡合固定于壳体CS。另外，第一太阳轮S1与第二差动齿轮装置PG2的太阳轮S3驱动连结。

利用第二离合器C2的卡合，从输入轴I向第二旋转要素E2即行星齿轮架CA1输入驱动力源的扭矩。另外，第二旋转要素E2即行星齿轮架CA1被第二制动器B2的卡合固定于壳体CS。另外，行星齿轮架CA1与第二差动齿轮装置PG2的内啮合齿轮R2驱动连结。

第三旋转要素E3即内啮合齿轮R1与输出轴O驱动连结。

利用第一离合器C1的卡合，从输入轴I向第四旋转要素E4即第二太阳轮S2输入驱动力源的扭矩。

以上，变速机构TM除了具有作为第一旋转要素E1的第一太阳轮S1以及太阳轮S3、作为第二旋转要素E2的行星齿轮架CA1以及内啮合齿轮R2、作为第三旋转要素E3的内啮合齿轮R1、以及作为第四旋转要素E4的第二太阳轮S2之外，按旋转速度的顺序，具有在第一旋转要素E1与第二旋转要素E2之间的行星齿轮架CA2。即，变速机构TM构成为具有5个旋转要素的差动齿轮装置。

通过基于图15所示的动作表选择性地卡合这些摩擦卡合要素，来形成各变速级。图16示出本实施方式的变速机构TM的速度线图。如图15以及图16所示，第一速级通过第一离合器C1的卡合与第二制动器B2的卡合协作而实现。即，在第一离合器C1卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接传递给第一差动齿轮装置PG1的第二太阳轮S2。另外，在第二制动器B2卡合的状态下，第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1以及第二差动齿轮装置PG2的内啮合齿轮R2被固定于壳体CS。由此，第二太阳轮S2的旋转驱动力基于规定的齿数比被减速而传递给输出轴O。在本实施方式中，以第一速级处于卡合状态的第二制动器B2在滑动行驶模式中，也为在第二制动器B2的输入输出部件间存在滑动的滑动卡合状态。即，第二制动器B2为本发明的滑动卡合要素。在该滑动卡合状态下，扭矩的关系与旋转速度的关系根据滑动量而变化。此外，在本实施方式中，第一速级也为前进起动所使用的变速级之一即前进起动变速级。

第二速级通过第一离合器C1的卡合与第三制动器B3的卡合协作而实现。即，在第一离合器C1卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接被传递给第一差动齿轮装置PG1的第二太阳轮S2。另外，在第三制动器B3卡合的状态下，第二差动齿轮装置PG2的行星齿轮架CA2被固定于壳体CS。而且，输入轴I的旋转驱动力基于规定的齿数比被减速而传递给输出轴O。

第三速级通过第一离合器C1的卡合与第一制动器B1的卡合协作而实现。即，在第一离合器C1卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接传递给第一差动齿轮装置PG1的第二太阳轮S2。另外，在第一制动器B1卡合的状态下，第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1以及第二差动齿轮装置PG2的太阳轮S3被固定于壳体CS。而且，输入轴I的旋转驱动力基于规定的齿数比被减速而传递给输出轴O。

第四速级通过第一离合器C1的卡合、第二离合器C2的卡合、第三离合器C3的卡合协作而实现。即，在第一离合器C1卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接传递给第一差动齿轮装置PG1的第二太阳轮S2。另外，在第二离合器C2卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接被传递给第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1以及第二差动齿轮装置PG2的内啮合齿轮R2。另外，在第三离合器C3卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接被传递给第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1。而且，第一太阳轮S1、第二太阳轮S2、行星齿轮架CA1以同速度旋转，因此输入轴I的旋转驱动力直接被传递给输出轴O。

第五速级通过第二离合器C2的卡合与第一制动器B1的卡合协作而实现。即，在第二离合器C2卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接被传递给第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1以及第二差动齿轮装置PG2的内啮合齿轮R2。另外，在第一制动器B1卡合的状态下，第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1被固定于壳体CS。而且，输入轴I的旋转驱动力基于规定的齿数比被增速而传递给输出轴O。

第六速级通过第二离合器C2的卡合与第三制动器B3的卡合协作而实现。即，在第二离合器C2卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接被传递给第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1以及第二差动齿轮装置PG2的内啮合齿轮R2。另外，在第三制动器B3卡合的状态下，第二差动齿轮装置PG2的行星齿轮架CA2被固定于壳体CS。而且，输入轴I的旋转驱动力基于规定的齿数比被增速而传递给输出轴O。

后退第一速级通过第三离合器C3的卡合与第二制动器B2的卡合协作而实现。即，在第三离合器C3卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接被传递给第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1以及第二差动齿轮装置PG2的太阳轮S3。另外，在第二制动器B2卡合的状态下，第一差动齿轮装置PG1的行星齿轮架CA1以及第二差动齿轮装置PG2的内啮合齿轮R2被固定于壳体CS。而且，输入轴I的旋转驱动力基于规定的齿数比被减速并且被逆转而传递给输出轴O。在本实施方式中，以后退第一速级处于卡合状态的第二制动器B2在滑动行驶模式中，为第二制动器B2的输入输出部件间存在滑动的滑动卡合状态。即，第二制动器B2为本发明的滑动卡合要素。在该滑动卡合状态下，扭矩的关系与旋转速度的关系根据滑动量变化。此外，在本实施方式中，后退第一速级为后退起动所使用的变速级之一即后退起动变速级。

后退第二速级通过第三离合器C3的卡合与第三制动器B3的卡合协作而实现。即，在第三离合器C3卡合的状态下，输入轴I的旋转驱动力直接被传递给第一差动齿轮装置PG1的第一太阳轮S1以及第二差动齿轮装置PG2的太阳轮S3。另外，在第三制动器B3卡合的状态下，第二差动齿轮装置PG2的行星齿轮架CA2被固定于壳体CS。而且，输入轴I的旋转驱动力基于规定的齿数比被减速并且被逆转而传递给输出轴O。

本实施方式的变速控制装置31与第一实施方式同样地，在选择滑动行驶模式作为行驶模式的情况下，进行滑动控制，即将构成变速级的摩擦卡合要素之一即滑动卡合要素控制成在其输入输出部件间存在滑动的滑动卡合状态。在本实施方式中，在车速（输出轴O的旋转速度）为零附近，产生在决定为目标变速级的第一速级或者后退第一速级中，锁止输入旋转速度小于判定旋转速度，滑动行驶模式被选择的情况。另外，在本实施方式中，将滑动卡合要素决定为至少在前进起动所使用的变速级之一即前进起动变速级与在后退起动所使用的变速级之一即后退起动变速级中共通地卡合的摩擦卡合要素即第二制动器B2。

〔其他的实施方式〕

最后，对本发明的其他的实施方式进行说明。此外，以下说明的各实施方式的构成不限于分别单独地应用，只要不产生矛盾，也能够与其他的实施方式的构成组合来应用。

（1）在上述的各实施方式中，以在作为前进起动变速级的第一速级中作为滑动卡合要素的第二制动器B2在前进起动变速级的下一个变速比低的前进变速级即第二速级中被释放的情况为例进行了说明。但是，本发明的实施方式不限于此。即，构成为在前进起动变速级中作为滑动卡合要素的摩擦卡合要素在前进起动变速级的下一个变速比低的前进变速级中也为卡合状态，这也是本发明的优选实施方式之一。

该情况下，变速装置还可以具备图17的概略图的例子所示的变速机构TM，通过基于图18所示的动作表的例子选择性地卡合该变速机构TM的摩擦卡合要素来形成各变速级。在图17所示的例子中，变速机构TM通过组合由单小齿轮型行星齿轮机构分别构成的3组差动齿轮装置PG1、PG2、PG3而构成。第一差动齿轮装置PG1通过具备太阳轮S1、行星齿轮架CA1、内啮合齿轮R1、多个小齿轮P1而构成，第二差动齿轮装置PG2通过具备太阳轮S2、行星齿轮架CA2、内啮合齿轮R2、多个小齿轮P2而构成，第三差动齿轮装置PG3通过具备太阳轮S3、行星齿轮架CA3、内啮合齿轮R3、多个小齿轮P3而构成。另外，变速机构TM具备第一离合器C1、第二离合器C2、第三离合器C3、第一制动器B1、第二制动器B2、以及第三制动器B3作为多个摩擦卡合要素。而且，各差动齿轮装置的各旋转要素如图17以及图18的例子所示，借助各连结部件或者各摩擦卡合要素的卡合而驱动连结，来形成各变速级。

在图17以及图18所示的变速装置的例子中，第一速级（1st）为前进起动所使用的变速级之一即前进起动变速级，后退第一速级（Rev1）为后退起动所使用的变速级之一即后退起动变速级。第一速级以及后退第一速级共通地使用的第二制动器B2为滑动卡合要素。而且，在作为前进起动变速级的第一速级中，作为滑动卡合要素的第二制动器B2在前进起动变速级的下一个变速比低的前进变速级即第二速级中也被卡合。

（2）在上述的各实施方式中，以下述情况为例进行了说明，即变速比最大的前进变速级即第一速级为前进起动变速级，变速比最大的后退变速级即后退第一速级为后退起动变速级，在第一速级与后退第一速级中共通地被卡合的摩擦卡合要素即第二制动器B2为滑动卡合要素。但是，本发明的实施方式不限于此。即，下述情况也是本发明的优选实施方式之一，即变速比最大的前进变速级以外的前进变速级为前进起动变速级之一即第二前进起动变速级，或者变速比最大的后退变速级以外的后退变速级为后退起动变速级之一即第二后退起动变速级，在前进起动变速级以及第二前进起动变速级的至少1个和在后退起动变速级以及第二后退起动变速级的至少1个中共通地卡合的摩擦卡合要素为滑动卡合要素。

例如，在使用图14～图16说明的本发明的第四实施方式中，下述构成也是本发明的优选实施方式之一，即变速比第2大的前进变速级即第二速级为前进起动变速级，变速比第2大的后退变速级即后退第二速级为后退起动变速级。该情况下，如取代图15的动作表而使用的图19的动作表所示，在第二速级与后退第二速级中共通地卡合的第三制动器B3为滑动卡合要素。即，第三制动器B3为第二速级以及后退第二速级的滑动行驶模式中的滑动卡合要素。此外，在该例中构成为作为滑动卡合要素的第三制动器B3在第六速级中也被卡合。因此，可以构成为仅将第六速级作为前进起动所使用的前进起动变速级，还可以构成为将第二速级与第六速级双方选择为前进起动变速级。这样，在第六速级是前进起动变速级的情况下，在该第六速级下也执行滑动行驶模式。该情况下，在第六速级的滑动行驶模式下，第三制动器B3为在输入输出部件间存在滑动的滑动卡合状态。

另外，例如，在图17以及图18所示的变速装置中，可以构成为变速比第2大的第二速级为前进起动变速级之一即第二前进起动变速级，在第二速级与作为后退起动变速级的后退第一速级中共通地卡合的摩擦卡合要素即第二制动器B2为滑动卡合要素。

（3）在上述的各实施方式中，以下述情况为例进行了说明，即在作为前进起动变速级的第一速级与在作为后退起动变速级的后退第一速级中共通地卡合的滑动卡合要素是第二制动器B2。但是，本发明的实施方式不限于此。即，在前进起动变速级与后退起动变速级中共通地卡合的滑动卡合要素是制动器以外的摩擦卡合要素，例如是离合器的情况也是本发明的优选实施方式之一。

该情况下，在图17以及图18所示的变速装置的例子中，还可以构成为在作为前进起动变速级的第一速级和作为后退起动变速级的后退第二速级中共通地卡合的摩擦卡合要素即第二离合器C2是滑动卡合要素。

（4）在上述的各实施方式中，以变速装置具备将发动机E选择性地与输入轴I驱动连结的发动机分离式离合器L的情况为例进行了说明。但是，本发明的实施方式不限于此。即，变速装置还可以优选构成为不具备发动机分离式离合器L，发动机E与输入轴I一体地驱动连结，或者经由减震器DP而驱动连结。

（5）在上述的各实施方式中，以变速装置具备减震器DP，发动机E经由减震器DP与发动机分离式离合器L驱动连结的情况为例进行了说明。但是，本发明的实施方式不限于此。即，还可以优选构成为变速装置不具备减震器DP，发动机E与发动机分离式离合器L的一方的卡合部件一体地驱动连结。

（6）在上述各实施方式中，以变速控制装置31具备控制部40~42的情况为例进行了说明。但是，本发明的实施方式不限于此。即，变速控制装置31具备发动机控制部33、旋转电机控制部34、发动机分离式离合器控制部35、以及综合控制部36中任意1个或者综合地具备多个也是本发明的优选实施方式之一。

（7）在上述的各实施方式中，举出以是至少使发动机E进行燃烧而产生驱动力的运转模式为条件，来执行滑动行驶模式的情况为例进行了说明。但是，本发明的实施方式不限于此。即，构成为在是不使发动机E进行燃烧，而使旋转电机MG产生驱动力的运转模式，例如电动模式、再生发电模式的情况下也执行滑动行驶模式，这也是本发明的优选的实施方式之一。

该情况下，还可以将旋转电机MG的驱动效率良好的旋转速度、或者输出扭矩变动减少的旋转速度被设定为作为选择滑动行驶模式的条件的规定的判定旋转速度。而且，滑动控制部42还可以按照输入轴I的旋转速度不低于对旋转电机MG设定的判定旋转速度的方式来将滑动卡合要素控制为滑动卡合状态，使得从输入轴I传递给车轮侧的扭矩即变速机构传递扭矩的大小相对于从驱动力源传递给输入轴I的扭矩即驱动力源输出扭矩的大小受到限制。

产业上的可利用性

本发明能够优选利用于变速装置以及用于控制该变速装置的变速控制装置，该变速装置具备与作为车辆驱动力源的内燃机以及旋转电机驱动连结的输入部件；与车轮驱动连结的输出部件；以及与多个摩擦卡合要素的卡合状态对应地形成多个变速级，以各变速级的变速比对所述输入部件的旋转速度进行变速来传递给所述输出部件的变速机构。

附图标记说明

E：发动机（内燃机）；MG：旋转电机；I：输入轴（输入部件）；O：输出轴（输出部件）；TM：变速机构；L：发动机分离式离合器；DP：减震器；CS：壳体；PC：液压控制装置；E1：第一旋转要素（第一太阳轮S1）；E2：第二旋转要素（行星齿轮架CA1）；E3：第三旋转要素（内啮合齿轮R1）；E4：第四旋转要素（太阳轮S2）；PG1：第一差动齿轮装置（差动齿轮装置）；PG2：第二差动齿轮装置；C1：第一离合器；C2：第二离合器；C3：第三离合器；C4：第四离合器；B1：第一制动器；B2：第二制动器（滑动卡合要素）；CA1：行星齿轮架；CA2：行星齿轮架；S1：第一太阳轮；S2：第二太阳轮；S3：太阳轮；R1：内啮合齿轮；R2：内啮合齿轮；31：变速控制装置；32：动力控制装置；33：发动机控制部；34：旋转电机控制部；35：发动机分离式离合器控制部；36：综合控制部；40：变速控制部；41：行驶模式选择部；42：滑动控制部；Se1：输入轴旋转速度传感器；Se2：输出轴旋转速度传感器；Se3：加速器开度传感器；Se4：换挡位置传感器。

Claims (6)

1.一种变速装置，其中，具备：

输入部件，其与作为车辆驱动力源的内燃机以及旋转电机驱动连结；

输出部件，其与车轮驱动连结；以及

变速机构，其与多个摩擦卡合要素的卡合状态对应地形成多个变速级，以各变速级的变速比对传递至所述输入部件的所述内燃机或所述旋转电机的旋转速度进行变速来传递给所述输出部件，

该变速装置具备滑动行驶模式，在所述滑动行驶模式中，在使构成所述变速级的所述摩擦卡合要素中的一个摩擦卡合要素滑动的状态下，一边从所述输入部件向所述输出部件传递所述内燃机的扭矩，一边利用所述内燃机的驱动力通过所述旋转电机进行发电来使车辆行驶，

在所述滑动行驶模式下滑动的所述摩擦卡合要素即滑动卡合要素是至少在前进起动变速级和后退起动变速级中共通地卡合的所述摩擦卡合要素，其中，所述前进起动变速级是前进起动中使用的所述变速级中的一个变速级，所述后退起动变速级是后退起动中使用的所述变速级中的一个变速级。

2.根据权利要求1所述的变速装置，其中，

所述滑动卡合要素是在所述前进起动变速级的下一个变速比低的前进变速级中被释放的所述摩擦卡合要素。

3.根据权利要求1所述的变速装置，其中，

所述多个摩擦卡合要素至少包含离合器与制动器，

所述滑动卡合要素是所述制动器。

4.根据权利要求2所述的变速装置，其中，

所述多个摩擦卡合要素至少包含离合器与制动器，

所述滑动卡合要素是所述制动器。

5.根据权利要求1至4中任意一项所述的变速装置，其中，

所述多个摩擦卡合要素是制动器或者离合器，

所述变速机构具备差动齿轮装置，该差动齿轮装置按旋转速度的顺序，至少具有第一旋转要素、第二旋转要素、第三旋转要素以及第四旋转要素这4个旋转要素，

所述第一旋转要素利用第三离合器的卡合传递来自所述输入部件的扭矩，被第一制动器的卡合固定于非旋转部件，

所述第二旋转要素利用第二离合器的卡合传递来自所述输入部件的扭矩，被第二制动器的卡合固定于非旋转部件，

所述第三旋转要素与所述输出部件驱动连结，

所述第四旋转要素利用第一离合器的卡合传递来自所述输入部件的扭矩，

所述滑动卡合要素是所述第二制动器。

6.一种变速控制装置，用于控制变速装置，其中，

该变速装置具备：

输入部件，其与作为车辆驱动力源的内燃机以及旋转电机驱动连结；

输出部件，其与车轮驱动连结；以及

变速机构，其与多个摩擦卡合要素的卡合状态对应地形成多个变速级，以各变速级的变速比对传递至所述输入部件的所述内燃机或所述旋转电机的旋转速度进行变速并传递给所述输出部件，

该变速控制装置能够执行滑动行驶模式，在所述滑动行驶模式中，在使构成所述变速级的所述摩擦卡合要素中的一个摩擦卡合要素滑动的状态下，一边从所述输入部件向所述输出部件传递所述内燃机的扭矩，一边利用所述内燃机的驱动力通过所述旋转电机进行发电来使车辆行驶，

在所述滑动行驶模式下滑动的所述摩擦卡合要素即滑动卡合要素是至少在前进起动变速级和后退起动变速级中共通地卡合的所述摩擦卡合要素，其中，所述前进起动变速级是前进起动中使用的所述变速级中的一个变速级，所述后退起动变速级是后退起动中使用的所述变速级中的一个变速级。