CN105209792A - 动力传递装置 - Google Patents

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Abstract

提供动力传递装置，能够在车辆的减速行驶中使发动机制动适当地作用于驱动轮，从而提高驾驶性能并防止内燃机的超速旋转。动力传递装置具有：第1变速装置，其将内燃机的动力进行无级变速后传递到车辆的驱动轮；以及第2变速装置(T2)，其与第1变速装置并列设置，在内燃机与驱动轮之间有级地对动力进行变速后进行传递，第2变速装置(T2)具有：转速彼此处于共线关系的、与内燃机联结的第1旋转要素(62、72)、与驱动轮联结的第2旋转要素(65、73)、第3旋转要素(63)以及第4旋转要素(76)；动力传递变更装置(81、111)，其能够变更在第1旋转要素(62、72)与内燃机之间传递的动力；用于对第3旋转要素(63)进行制动的第1制动器(91)；以及用于对第4旋转要素(76)进行制动的第2制动器(101)。

Description

动力传递装置
技术领域
本发明涉及在内燃机与车辆的驱动轮之间传递动力的动力传递装置。
背景技术
以往，作为这种动力传递装置，已知有例如专利文献1所公开的动力传递装置。该动力传递装置具有应用了所谓的四节连杆原理的无级变速装置。该无级变速装置具有：分别与内燃机的曲轴和车辆的驱动轮联结的输入轴和输出轴；分别与输入轴和输出轴联结的偏心盘和外部部件；将偏心盘和外部部件彼此联结的连杆；以及设于输出轴与外部部件之间的单向离合器。偏心盘构成为能够变更相对于输入轴的偏心量，通过来自输入轴的动力的传递而与输入轴一起旋转。
在该无级变速装置中，当因从内燃机到输入轴的动力传递，偏心盘以相对于输入轴偏心的状态进行旋转时，伴随于此，连杆使外部部件摆动。该情况下，仅在外部部件相对于输出轴在一方的方向上旋转时，外部部件与输出轴之间通过单向离合器而连接，由此输出轴旋转。根据以上内容，内燃机的动力经由输入轴、偏心盘、连杆及外部部件而在变速的状态下被传递到输出轴。通过利用致动器变更偏心盘的偏心量，由此，如上所述使摆动的外部部件的摆动角度变化，从而无级地变更无级变速装置的变速比。
此外，在这种无级变速装置中，通过单向离合器截断从输出轴到外部部件的动力传递，因此无法将驱动轮的动力传递到内燃机，无法使用驱动轮的动力进行内燃机的起动。因此，在上述以往的动力传递装置中，在内燃机的曲轴上设置第1齿轮，在与驱动轮联结的输出轴上设置第2齿轮，并且，这些第1齿轮和第2齿轮彼此啮合，在使用驱动轮的动力起动内燃机时，能够将驱动轮的动力经由第2齿轮和第1齿轮而传递到内燃机。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本特表2012-026181号公报
发明内容
发明要解决的问题
如上所述，在以往的动力传递装置中，从驱动轮到内燃机的动力传递只不过经由第2齿轮和第1齿轮进行。因此，例如，在伴随车辆的减速行驶的内燃机的燃料切断运转中，进行了经由第2齿轮和第1齿轮的从驱动轮到内燃机的动力传递的情况下，可能出现以下情况：在开始该动力传递时驱动轮的转速较高的情况下，内燃机的转速大幅上升而成为过大(超转速)，或者由于发动机制动的制动力过大而产生震动，使驾驶性能恶化。
本发明是为了解决以上那样的课题而完成的，其目的在于提供一种动力传递装置，在车辆的减速行驶中，能够使发动机制动适当地作用于驱动轮，由此能够提高驾驶性能，并且能够防止内燃机的超速旋转。
用于解决问题的手段
为了达成上述的目的，权利要求1的发明的特征在于，具有：第1变速装置T1，其用于将内燃机3的动力进行无级变速后传递到车辆V的驱动轮DW、DW；以及第2变速装置T2、T2A、T2B、T2C，其与第1变速装置T1并列设置，用于在内燃机3与驱动轮DW之间对动力进行有级变速后进行传递，第1变速装置T1具有：输入轴11和输出轴12，它们分别与内燃机3和驱动轮DW联结；输入侧部件(实施方式中的(以下，在本项中相同)偏心盘18)，其构成为能够变更相对于输入轴11的偏心量，并且通过来自输入轴11的动力的传递而旋转；致动器(变速致动器14)，其用于变更输入侧部件相对于输入轴11的偏心量；输出侧部件(外环21)，其转动自如地与输出轴12联结；连杆19，其一端部和另一端部分别旋转自如地支承于输入侧部件和输出侧部件，伴随输入侧部件的旋转，经由另一端部而使输出侧部件摆动；以及第1单向离合器(单向离合器23)，其在输出侧部件相对于输出轴12向一个方向旋转时，对输出轴12与输出侧部件之间进行连接，在输出侧部件相对于输出轴12向另一个方向旋转时，对输出轴12与输出侧部件之间进行截断，第2变速装置T2、T2A、T2B、T2C具有：第1差动装置(第1行星齿轮装置61、第2行星齿轮装置71、第1行星齿轮装置141、第2行星齿轮装置151、第3行星齿轮装置161)，其具有能够在彼此之间传递动力的第1旋转要素(第1太阳齿轮62、第2太阳齿轮72、第1～第3太阳齿轮142、152、162)、第2旋转要素(第1行星架65、第2齿圈73、第1行星架145、第2行星架155、第3齿圈163)、第3旋转要素(第1齿圈63、第1齿圈143)和第4旋转要素(第2行星架76、第2齿圈153)，构成为第1～第4旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上依次排列的共线关系，并且，第1旋转要素与内燃机3联结，第2旋转要素与驱动轮DW联结；动力传递变更装置(第3行星齿轮装置81、制动器111、离合器171)，其能够变更在第1旋转要素与内燃机之间传递的动力；用于对第3旋转要素进行制动的第1制动器91、121；以及用于对第4旋转要素进行制动的第2制动器101、131。
根据该结构，第1变速装置是应用了所谓四节连杆的原理的无级变速装置。在第1变速装置中，通过从内燃机向输入轴输入动力，伴随输入侧部件以相对于输入轴偏心的状态进行旋转，连杆经由其另一端部而使输出侧部件摆动。
此外，在输出侧部件与输出轴之间设有第1单向离合器，第1单向离合器在输出侧部件相对于输出轴向一个方向旋转时，将输出轴与输出侧部件之间连接，在这以外时将输出轴与输出侧部件之间截断。由此，从内燃机向输入轴传递的动力经由输入侧部件、连杆和输出侧部件，以变速后的状态被传递到输出轴。该情况下，通过致动器变更输入侧部件相对于输入轴的偏心量，从而使上述的输出侧部件的摆动角度变化，由此，无级地变更第1变速装置的变速比。
此外，在该第1变速装置中，虽然能够进行从内燃机到驱动轮的动力传递，但是，与此相反，由于从驱动轮到内燃机的动力传递被上述的第1单向离合器截断，因此无法进行。根据前述的结构，与第1变速装置并列地设置有用于在内燃机与驱动轮之间有级地对动力进行变速后进行传递的第2变速装置。
该第2变速装置具有具备第1～第4旋转要素的第1差动装置。第1～第4旋转要素的转速满足在共线图中在单一的直线上依次排列的共线关系。此外，第1旋转要素与内燃机联结，第2旋转要素与驱动轮联结。由此，第1～第4旋转要素、内燃机和驱动轮之间的转速的关系例如表示为图98所示的共线图那样。在该图中，从表示值0的横线到纵线上的白圈之间的距离相当于各旋转要素的转速。这在后述的其他的共线图中也同样。
此外，通过动力传递变更装置变更在第1旋转要素与内燃机之间传递的动力，第3和第4旋转要素分别通过第1和第2制动器而被制动。因此，在车辆的减速行驶中，通过动力传递变更装置在第1旋转要素与内燃机之间传递动力，并且，通过第1或第2制动器对第3或第4旋转要素进行制动，从而由图98可知，能够将第1或第2制动器作用于第3或第4旋转要素的的制动力作为反力，将由惯性产生的驱动轮的动力经由第2旋转要素和第1旋转要素传递到内燃机。因此，能够将传递到第1旋转要素的发动机制动的制动力适当地传递到驱动轮。
该情况下，当驱动轮的转速比较高时，解除第1制动器对第3旋转要素的制动，并且利用第2制动器对第4旋转要素进行制动，从而能够减小第1旋转要素和内燃机的转速相对于驱动轮的转速之比。由此，能够利用更高速侧的变速档进行内燃机与驱动轮之间的经由第2变速装置的动力传递，因此，能够抑制内燃机的转速的上升，进而能够防止内燃机的超速旋转和发动机制动的制动力的过大化。
此外，当驱动轮的转速比较低时，解除第2制动器对第4旋转要素的制动，并且利用第1制动器对第3旋转要素进行制动，从而能够增大传递到驱动轮的制动力与传递到第1旋转要素的制动力之比。由此，能够利用更低速侧的变速档进行内燃机与驱动轮之间的经由第2变速装置的动力传递，因此，能够充分地将发动机制动的制动力传递到驱动轮。如以上那样，在车辆的减速行驶中，能够使发动机制动适当地作用于驱动轮，由此能够提高驾驶性能，并且能够防止内燃机的超速旋转。
此外，在车辆的行驶中，当将内燃机的动力经由第1变速装置传递到驱动轮时，通过动力传递变更装置截断内燃机与第1旋转要素之间的动力传递，从而能够截断经由第2变速装置向驱动轮进行的内燃机的动力的传递。由此，能够无障碍地经由第1变速装置向驱动轮传递内燃机的动力。
另外，图98示出了将第1旋转要素直接与内燃机联结、第2旋转要素直接与驱动轮联结的情况，但毕竟只是一例，当然也可以经由齿轮、链条、或链轮等而联结。
权利要求2的发明是在权利要求1所述的动力传递装置中，其特征在于，第2变速装置T2、T2A具有离合器CL(单向离合器OW)，该离合器CL(单向离合器OW)用于对第1～第4旋转要素中的1个旋转要素与另1个旋转要素之间进行连接/截断，动力传递变更装置具有：第2差动装置(第3行星齿轮装置81)，其具有能够在彼此之间传递动力的第5旋转要素(第3太阳齿轮82)、第6旋转要素(第3齿圈83)和第7旋转要素(第3行星架86)，构成为第5～第7旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上依次排列的共线关系，第5旋转要素与内燃机3联结，第6旋转要素与第1旋转要素联结；以及制动器111，其构成为能够变更制动力，用于对第7旋转要素进行制动。
根据该结构，动力传递变更装置具有第2差动装置，第2差动装置的第5～第7旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上依次排列的共线关系。此外，第5旋转要素与内燃机联结，第6旋转要素与第1旋转要素联结。这样，第1旋转要素经由第2差动装置而与内燃机联结。由此，第1～第7旋转要素、内燃机和驱动轮之间的转速的关系例如表示为图99所示的共线图那样。在该图中，粗实线表示第1～第4旋转要素之间的转速的关系，粗单点划线表示第5～第7旋转要素之间的转速的关系。此外，通过制动器对第7旋转要素进行制动，因此由图99可知，通过变更该制动器的制动力，能够自由变更在与第5旋转要素联结的内燃机和与第6旋转要素联结的第1旋转要素之间传递的动力。
此外，在车辆的减速行驶中，当驱动轮的转速非常高时，为了在内燃机与第1旋转要素之间传递动力，在通过制动器对第7旋转要素进行制动，并且通过第1或第2制动器对第3或第4旋转要素进行制动后，第1旋转要素的转速比第2旋转要素的转速高，与内燃机联结的第5旋转要素的转速比与第1旋转要素联结的第6旋转要素的转速高，其结果是，内燃机的转速大幅上升，可能产生内燃机的超速旋转和发动机制动的制动力的过大化。
根据前述的结构，第2变速装置具有用于对第1～第4旋转要素中的1个旋转要素与另1个旋转要素之间进行连接/截断的离合器。因此，当驱动轮的转速非常高时，解除第1和第2制动器的制动，并且，通过离合器对上述1个旋转要素与另1个旋转要素之间进行连接，由此，第1～第4旋转要素一体地旋转，所以，由此，能够将经由第2差动装置传递到第1旋转要素的发动机制动的制动力进一步经由第1差动装置而适当地传递到驱动轮。
该情况下，由于第1～第4旋转要素一体地旋转，因此，与前述那样利用第1或第2制动器对第3或第4旋转要素进行制动的情况不同，第1旋转要素的转速不会高于第2旋转要素的转速，由此，能够防止前述的内燃机的超速旋转和发动机制动的制动力的过大化。
另外，图99示出将第5旋转要素与内燃机直接联结、第2旋转要素与驱动轮直接联结的情况，但毕竟只是一例，当然也可以经由齿轮、链条、或链轮等而联结。
权利要求3的发明是在权利要求2所述的动力传递装置中，其特征在于，离合器(单向离合器OW)是第2单向离合器(单向离合器OW)，该第2单向离合器(单向离合器OW)在第2旋转要素的转速高于第1旋转要素的转速时，对作为1个旋转要素的第2旋转要素与作为另1个旋转要素的第1旋转要素之间进行连接，在第2旋转要素的转速低于第1旋转要素的转速时对作为1个旋转要素第2旋转要素与作为另1个旋转要素的第1旋转要素之间进行截断。
根据该结构，当第2旋转要素的转速高于第1旋转要素的转速时，通过第2单向离合器对第2旋转要素与第1旋转要素之间进行连接。在车辆的减速行驶中，通过动力传递变更装置在第1旋转要素与内燃机之间传递动力，并且，当解除了第1和第2制动器的制动时，将发动机制动的制动力经由动力传递变更装置传递到第1旋转要素，从而使第1旋转要素的转速低于第2旋转要素。由于以上原因以及第3和第4旋转要素的制动被解除，第2旋转要素的转速高于第1旋转要素的转速，由此，第2旋转要素与第1旋转要素之间通过第2单向离合器而连接。由此，与权利要求2的发明同样，第1～第4旋转要素一体地旋转，其结果是，被传递到第1旋转要素的发动机制动的制动力还被传递到第2旋转要素。
该情况下，第2单向离合器与油压式或电磁式的离合器不同，由于其连接/截断是根据第1旋转要素与第2旋转要素的转速的关系而自动被切换的，因此，在进行上述的动作的基础上，不需要第2单向离合器本身的特别的控制。
权利要求4的发明是在权利要求1所述的动力传递装置中，其特征在于，第1差动装置(第1行星齿轮装置141、第2行星齿轮装置151、第3行星齿轮装置161)还具有能够与第1～第4旋转要素传递动力的第5旋转要素(第3行星架166)，第1～第5旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上依次排列的共线关系，第2变速装置T2B、T2C还具有用于对第5旋转要素进行制动的第3制动器181、211。
根据该结构，第1差动装置除了具有第1～第4旋转要素以外，还具有第5旋转要素，第1～第5旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上依次排列的共线关系。由此，第1～第5旋转要素、内燃机和驱动轮之间的转速的关系例如表示为如图100所示的共线图那样。此外，第5旋转要素通过第3制动器而被制动。
此外，在车辆的减速行驶中，当驱动轮的转速非常高时，如权利要求2的发明的说明中所述那样，在通过动力传递变更装置在内燃机与第1旋转要素之间传递动力，并且通过第1或第2制动器对第3或第4旋转要素进行制动后，与内燃机联结的第1旋转要素的转速高于第2旋转要素的转速，其结果是，内燃机的转速大幅上升，可能产生内燃机的超速旋转和发动机制动的制动力的过大化。
该情况下，解除第1和第2制动器的制动，并且通过第3制动器对第5旋转要素进行制动，从而与通过第2制动器对第4旋转要素进行制动的情况下相比，能够减小第1旋转要素和内燃机的转速与驱动轮的转速之比，由此，能够抑制内燃机的转速的上升，进而，能够防止内燃机的超速旋转和发动机制动的制动力的过大化。
另外，图100示出将第1旋转要素与内燃机直接联结、第2旋转要素与驱动轮直接联结的情况，但毕竟只是一例，当然也可以经由齿轮、链条，链轮等而联结。
权利要求5的发明是在权利要求4所述的动力传递装置中，其特征在于，第3制动器由第2单向离合器(第3制动器181)构成，该第2单向离合器(第3制动器181)阻止第5旋转要素向一个方向旋转，并且容许第5旋转要素向另一个方向旋转。
由前述的图100可知，通过将第2差动装置中的第5旋转要素的转速与第2旋转要素的转速之比设定得较大，从而在车辆的减速行驶中，驱动轮的转速较高的情况下，当解除了第1和第2制动器的制动时，第5旋转要素向与驱动轮联结的第2旋转要素的旋转方向(正转方向)相反的方向(反转方向)旋转。在该状态下，当发动机制动的制动力经由动力传递变更装置而传递到第1旋转要素时，驱动轮的惯性扭矩将传递到第1旋转要素的发动机制动的制动力作为反力，而被传递到第5旋转要素，使目前为止反转的第5旋转要素正转。
根据上述的结构，第3制动器由阻止第5旋转要素向一个方向旋转的第2单向离合器构成。因此，通过将第2单向离合器构成为阻止第5旋转要素正转，从而能够将作用于第5旋转要素的第2单向离合器的制动力作为反力，将传递到第1旋转要素的发动机制动的制动力适当地传递到驱动轮。
该情况下，第2单向离合器与油压式或电磁式的离合器不同，由于其连接/截断是根据第5旋转要素的旋转方向而自动切换的，因此，在进行上述的动作的基础上，不需要第2单向离合器自身的特别的控制。
权利要求6的发明是在权利要求1至5中的任意一项所述的动力传递装置中，其特征在于，第1制动器由第3单向离合器(第1制动器91)构成，该第3单向离合器(第1制动器91)能够执行第1阻止动作和第1解除动作，其中，在所述第1阻止动作中，阻止第3旋转要素向一个方向旋转，并容许第3旋转要素向另一个方向旋转，在所述第1解除动作中，为了容许第3旋转要素的旋转而解除第1阻止动作，第2制动器由第4单向离合器(第2制动器101)构成，该第4单向离合器(第2制动器101)能够执行第2阻止动作和第2解除动作，其中，在所述第2阻止动作中，阻止第4旋转要素向一个方向旋转、并容许第4旋转要素向另一个方向旋转，在所述第2解除动作中，为了容许第4旋转要素的旋转而解除第2阻止动作。
根据该结构，第1制动器由第3单向离合器构成，该第3单向离合器能够执行第1阻止动作和第1解除动作，在所述第1阻止动作中，阻止第3旋转要素向一个方向旋转，并容许第3旋转要素向另一个方向旋转，在所述第1解除动作中，为了容许第3旋转要素的旋转而解除第1阻止动作。此外，第2制动器由第4单向离合器构成，该第4单向离合器能够执行第2阻止动作和第2解除动作，在所述第2阻止动作中，阻止第4旋转要素向一个方向旋转，并容许第4旋转要素向另一个方向旋转，在所述第2解除动作中，为了容许第4旋转要素的旋转而解除第2阻止动作。
由前述的图98可知，在车辆的行驶中，将内燃机的动力经由第1变速装置传递到驱动轮的情况下，驱动轮的转速比较低，由此，当与驱动轮联结的第2旋转要素的转速低于与内燃机联结的第1旋转要素的转速时，由两者的转速的关系确定的第3和第4旋转要素的旋转方向成为反转方向。从该状态向车辆的减速行驶转移，在解除了第1和第2制动器的制动的状态下，当发动机制动的制动力被传递到第1旋转要素时，传递到第2旋转要素的驱动轮的惯性扭矩将传递到第1旋转要素的发动机制动的制动力作为反力，而被传递到第3和第4旋转要素，由此，第3和第4旋转要素正转。
因此，例如，在上述的情况下，通过第3单向离合器的第1阻止动作阻止第3旋转要素的正转，从而能够将第3单向离合器的制动力作为反力，将发动机制动的制动力适当传递到驱动轮。该情况下，第3单向离合器对第3旋转要素的正转的阻止是在第3旋转要素的旋转方向由于发动机制动的作用而变化为正转方向时自动进行的，因此，与使用接合(ON)/断开(OFF)式的离合器的情况不同，能够无需始终监视第3旋转要素的转速而进行上述的动作。
此外，由图98可知，在车辆的行驶中，在将内燃机的动力经由第1变速装置传递到驱动轮的情况下，驱动轮的转速为中速程度，由此，当与驱动轮联结的第2旋转要素的转速稍稍低于与内燃机联结的第1旋转要素的转速时，由两者的转速的关系确定的第3和第4旋转要素的旋转方向分别成为正转方向和反转方向。从该状态向车辆的减速行驶转移，在解除了第1和第2制动器的制动的状态下，当发动机制动的制动力传递到第1旋转要素时，传递到第2旋转要素的驱动轮的惯性扭矩将传递到第1旋转要素的发动机制动的制动力作为反力，而被传递到第3和第4旋转要素，由此，第3和第4旋转要素均成为正转。
因此，例如在上述那样的情况下，通过第3单向离合器的第1解除动作容许第3旋转要素的正转，并且通过第4单向离合器的第2阻止动作阻止第4旋转要素的正转，从而能够将第4单向离合器的制动力作为反力，将发动机制动的制动力适当传递到驱动轮。该情况下，第4单向离合器对第4旋转要素的正转的阻止也可以在第4旋转要素的旋转方向由于发动机制动的作用而从反转方向变化为正转方向时自动进行，因此与使用接合/断开式的离合器的情况不同，能够无需始终监视第4旋转要素的转速而进行上述动作。
此外，在如权利要求2的发明中所述那样通过离合器使第1～第4旋转要素一体地旋转的情况下，或如权利要求4的发明中所述那样通过第3制动器对第5旋转要素进行制动的情况下，第3和第4旋转要素正转。在这些情况下，通过第3和第4单向离合器的第1和第2解除动作，容许第3和第4旋转要素的正转，从而能够无障碍地进行权利要求2和4的发明中所述的动作。
权利要求7的发明是在权利要求1至5中的任意一项所述的动力传递装置中，其特征在于，还具有：故障判定单元(ECU2，图28)，其判定第1变速装置T1是否故障；以及故障时用控制单元(ECU2、图47、图50、图90、图93)，其在通过故障判定单元判定为第1变速装置T1发生了故障时，控制动力传递变更装置、第1和第2制动器121、131的动作，在车辆V正停止且要使内燃机3运转时，故障时用控制单元以截断内燃机3与第1旋转要素之间的动力传递的方式控制动力传递变更装置(步骤83、步骤211)，在内燃机3正运转且使车辆V起步时，故障时用控制单元以对第3旋转要素进行制动的方式控制第1制动器121(步骤133、步骤263)，解除第2制动器131的制动(步骤132、步骤261)，并且以使从内燃机3向第1旋转要素传递的动力逐渐增加的方式控制动力传递变更装置(步骤89、步骤212)。
根据该结构，在通过故障判定单元判定第1变速装置的故障，并且判定为第1变速装置发生了故障时，通过故障时用控制单元控制动力传递变更装置、第1和第2制动器的动作。具体而言，在判定为第1变速装置发生了故障的情况下，在车辆正停止且使内燃机运转时，以截断内燃机与第1旋转要素之间的动力传递的方式控制动力传递变更装置。由此，在第1变速装置正故障且车辆正停止时，能够不驱动驱动轮而适当进行内燃机的起动和怠速运转。
此外，在判定为第1变速装置发生了故障的情况下，在内燃机正运转且使车辆起步时，通过第1制动器对第3旋转要素进行制动，解除第2制动器的制动，并且，以使从内燃机向驱动轮传递的动力逐渐增大的方式控制动力传递变更装置。由此，在第1变速装置的故障中，由前述的图98的共线图可知，能够从内燃机经由第2变速装置向驱动轮传递动力，并且能够使传递到该驱动轮的动力逐渐增大，因此，能够在不发生发动机熄火和震动的情况下适当使车辆起步。
此外，该情况下，通过第1制动器控制第3旋转要素，因此，与通过第2制动器对第4旋转要素进行制动的情况相比，能够增大传递到第2旋转要素的扭矩与传递到第1旋转要素的扭矩之比。因此，当通过经由第2变速装置向驱动轮传递的动力使车辆起步时，能够将更大的扭矩传递到驱动轮，进而，能够提高车辆的起步性能。
权利要求8的发明是在权利要求7所述的动力传递装置中，其特征在于，在内燃机3正运转且车辆V正行驶时，故障时用控制单元以从内燃机3向第1旋转要素传递动力的方式控制动力传递变更装置(步骤147、步骤275)，解除第1制动器121的制动(步骤145、步骤272)，并且以对第4旋转要素进行制动的方式控制第2制动器131(步骤146、步骤274)。
根据该结构，在判定为第1变速装置发生了故障的情况下，在内燃机正运转且车辆正行驶时，以从内燃机向第1旋转要素传递动力的方式控制动力传递变更装置，解除第1制动器的制动，并且通过第2制动器对第4旋转要素进行制动。由此，在第1变速装置的故障中，由前述的图98所示的共线图可知，与通过第1制动器对第3旋转要素进行制动的情况相比，第1旋转要素的转速与联结于驱动轮的第2旋转要素的转速之比减小，能够减小从内燃机经由第2变速装置而传递到驱动轮的动力的减速比，进而，能够使驱动轮的转速上升。
权利要求9的发明是在权利要求1至6中的任意一项所述的动力传递装置中，其特征在于，还具有对动力传递变更装置、第1和第2制动器91、121、101、131的动作进行控制的控制单元(ECU2)，动力传递变更装置、第1和第2制动器91、121、101、131以及控制单元在车辆V的减速行驶中，执行对内燃机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2、T2A、T2B、T2C的动力传递进行连接的连接动作(步骤24、图16、图19、图22、图25、步骤93、24、图36、步骤103、105、图39、步骤113、115、图42、步骤123、125、图45、步骤161、图60、图63、图66、图69、步骤223、161、图79、步骤233、235、图82、步骤243、245、图85、步骤253、255、图88)，在从车辆V的减速行驶进行加速时，执行截断该动力传递的截断动作(步骤25、图15、图18、图21、图24、步骤25、图35、步骤106、图38、步骤116、图41、步骤126、图44、步骤162、图59、图62、图65、图68、步骤162、图78、步骤236、图81、步骤246、图84、步骤256、图87)。
根据该结构，通过动力传递装置、第1和第2制动器以及控制单元，在车辆的减速行驶中执行对内燃机与驱动轮之间的经由第2变速装置的动力传递进行连接的连接动作，在从车辆的减速行驶进行加速时，执行截断该动力传递的截断动作。
附图说明
图1是概略示出本发明的第1实施方式的动力传递装置和应用该动力传递装置的的车辆的图。
图2是示出第1变速装置的概略图。
图3是针对第1变速装置的变速比处于顶点状态的情况示出沿图2的线III-III的截面的图。
图4是针对第1变速装置的变速比处于空档状态的情况示出沿图2的线III-III的截面的图。
图5是用于说明变速比是顶点状态时的第1变速装置的动作的图。
图6是用于说明变速比是空档状态时的第1变速装置的动作的图。
图7是示出第1实施方式的第2变速装置的概略图。
图8是第2制动器的部分剖视图。
图9是示出第1实施方式的动力传递装置的ECU等的框图。
图10是示出图7所示的第2变速装置的变速档是1速档时的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图11是示出图7所示的第2变速装置的变速档是2速档时的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图12是示出图7所示的第2变速装置的变速档是3速档时的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图13是示出由图9所示的ECU执行的、用于在车辆的减速行驶中控制第2变速装置的动作的处理的流程图。
图14是示出用于执行图13的步骤3的第1控制模式的处理的子程序的流程图。
图15是针对即将开始第1控制模式之前的车辆的行驶中，示出图7所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图16是针对第1控制模式的执行中，示出图7所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图17是示出用于执行图13的步骤5的第2控制模式的处理的子程序的流程图。
图18是针对即将开始第2控制模式之前的车辆的行驶中，示出图7所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图19是针对第2控制模式的执行中，示出图7所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图20是示出用于执行图13的步骤7的第3控制模式的处理的子程序的流程图。
图21是针对即将开始第3控制模式之前的车辆的行驶中，示出图7所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图22是针对第3控制模式的执行中，示出图7所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图23是示出用于执行图13的步骤8的第4控制模式的处理的子程序的流程图。
图24是针对即将开始第4控制模式之前的车辆的行驶中，示出图7所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图25是针对第4控制模式的执行中，示出图7所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图26是示出由图9所示的ECU执行的、用于停止车辆的减速行驶中的发动机的怠速的处理的流程图。
图27是针对图26所示的处理的执行中，示出图7所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图28是示出由图9所示的ECU执行的、用于判定第1变速装置的故障的处理的流程图。
图29是示出由图9所示的ECU执行的、用于在第1变速装置的故障中控制第2变速装置的动作的处理的流程图。
图30是针对通过图29所示的处理在车辆的停止中起动发动机的情况，示出图7所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图31是针对通过图29所示的处理使车辆起步的情况，示出图7所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图32是示出第2实施方式的第2变速装置的概略图。
图33是示出第2实施方式的动力传递装置的ECU等的框图。
图34是示出由图33所示的ECU执行的用于执行第1控制模式的处理的流程图。
图35是针对即将开始第1控制模式之前的车辆的行驶中，示出图32所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图36是针对第1控制模式的执行中，示出图32所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图37是示出由图33所示的ECU执行的用于执行第2控制模式的处理的流程图。
图38是针对即将开始第2控制模式之前的车辆的行驶中，示出图32所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图39是针对第2控制模式的执行中，示出图32所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图40是示出由图33所示的ECU执行的用于执行第3控制模式的处理的流程图。
图41是针对即将开始第3控制模式之前的车辆的行驶中，示出图32所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图42是针对第3控制模式的执行中，示出图32所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图43是示出由图33所示的ECU执行的用于执行第4控制模式的处理的流程图。
图44是针对即将开始第4控制模式之前的车辆的行驶中，示出图32所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图45是针对第4控制模式的执行中，示出图32所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图46是示出由图33所示的ECU执行的、用于停止车辆的减速行驶中的发动机的怠速的处理的流程图。
图47是由图33所示的ECU执行的、用于在第1变速装置的故障中控制第2变速装置的动作的处理的流程图。
图48是针对通过图47所示的处理在车辆的停止中起动了发动机的情况，示出图32所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图49是针对通过图47所示的处理使车辆起步的情况，示出图32所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图50是示出由图33所示的ECU执行的、用于在第1变速装置的故障中变更第2变速装置的变速档的处理的流程图。
图51是针对将第2变速装置的变速档设定为2速档的情况，示出图32所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图52是示出第3实施方式的第2变速装置的概略图。
图53是示出第3实施方式的动力传递装置的ECU等的框图。
图54是示出图52所示的第2变速装置的变速档是1速档时的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图55是示出图52所示的第2变速装置的变速档是2速档时的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图56是示出图52所示的第2变速装置的变速档是3速档时的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图57是示出由图53所示的ECU执行的、用于在车辆的减速行驶中控制第2变速装置的动作的处理的流程图。
图58是示出用于执行图57的步骤152的第1控制模式的处理的子程序的流程图。
图59是针对即将开始第1控制模式之前的车辆的行驶中，示出图52所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图60是针对第1控制模式的执行中，示出图52所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图61是示出用于执行图57的步骤154的第2控制模式的处理的子程序的流程图。
图62是针对即将开始第2控制模式之前的车辆的行驶中，示出图52所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图63是针对第2控制模式的执行中，示出图52所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图64是示出用于执行图57的步骤156的第3控制模式的处理的子程序的流程图。
图65是针对即将开始第3控制模式之前的车辆的行驶中，示出图52所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图66是针对第3控制模式的执行中，示出图52所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图67是示出用于执行图57的步骤157的第4控制模式的处理的子程序的流程图。
图68是针对即将开始第4控制模式之前的车辆的行驶中，示出图52所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图69是针对第4控制模式的执行中，示出图52所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图70是示出由图53所示的ECU执行的、用于停止车辆的减速行驶中的发动机的怠速的处理的流程图。
图71是针对图70所示的处理的执行中，示出图52所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图72是示出由图53所示的ECU执行的、用于在第1变速装置的故障中控制第2变速装置的动作的处理的流程图。
图73是针对通过图72所示的处理在车辆的停止中起动发动机的情况，示出图52所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图74是针对通过图72所示的处理使车辆起步的情况，示出图52所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图75是示出第4实施方式的第2变速装置的概略图。
图76是示出第4实施方式的动力传递装置的ECU等的框图。
图77是示出由图76所示的ECU执行的用于执行第1控制模式的处理的流程图。
图78是针对即将开始第1控制模式之前的车辆的行驶中，示出图75所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图79是针对第1控制模式的执行中，示出图75所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图80是示出由图76所示的ECU执行的用于执行第2控制模式的处理的流程图。
图81是针对即将开始第2控制模式之前的车辆的行驶中，示出图75所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图82是针对第2控制模式的执行中，示出图75所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图83是示出由图76所示的ECU执行的用于执行第3控制模式的处理的流程图。
图84是针对即将开始第3控制模式之前的车辆的行驶中，示出图75所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图85是针对第3控制模式的执行中，示出图75所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图86是示出由图76所示的ECU执行的用于执行第4控制模式的处理的流程图。
图87是这对即将开始第4控制模式之前的车辆的行驶中，示出图75所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图88是针对第4控制模式的执行中，示出图75所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图89是示出由图76所示的ECU执行的、用于停止车辆的减速行驶中的发动机的怠速的处理的流程图。
图90是示出由图76所示的ECU执行的、用于在第1变速装置的故障中控制第2变速装置的动作的处理的流程图。
图91是针对通过图90所示的处理在车辆的停止中起动了发动机的情况，示出图75所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图92是针对通过图90所示的处理使车辆起步的情况，示出图75所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图93是示出由图76所示的ECU执行的、用于在第1变速装置的故障中变更第2变速装置的变速档的处理的流程图。
图94是针对将第2变速装置的变速档设定为2速档的情况，示出图75所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系的共线图。
图95是示出第2变速装置的变形例的概略图。
图96是示出图95所示的第2变速装置的各种旋转要素之间的转速的关系的图。
图97是示出第2变速装置的别的变形例的概略图。
图98是用于说明本发明的第2变速装置的动作的图。
图99是用于说明本发明的第2变速装置的动作的另一图。
图100是用于说明本发明的第2变速装置的动作的又一图。
具体实施方式
以下，参照附图详细说明本发明的优选实施方式。图1所示的内燃机(以下称作“发动机”)3是在车辆V中作为动力源而搭载的汽油发动机，其燃料喷射阀(以下称作“喷射器”)3a进行的燃料喷射动作、火花塞(未图示)进行的点火动作由后述的ECU2控制(参照图9)。
如图1所示，本发明的第1实施方式的动力传递装置在发动机3与车辆V的驱动轮DW、DW之间传递动力，具有彼此并列设置的第1变速装置T1和第2变速装置T2。
第1变速装置T1是应用了四节连杆的原理的无级变速装置，对发动机3的动力进行无级变速，并将其传递到驱动轮DW、DW。如图2和图3所示，第1变速装置T1具有彼此平行的输入轴11和输出轴12以及设于输入轴11与输出轴12之间的多个(本例中为4个)变速单元10。
输入轴11与发动机3的曲轴(未图示)直接联结，呈同轴状延伸。中空的旋转轴13旋转自如地嵌合于输入轴11，在输入轴11与旋转轴13之间设有变速致动器14。该变速致动器14是将电动机与行星齿轮机构(均未图示)组合而成，构成为：当使电动机旋转时，根据其旋转角度，旋转轴13相对于输入轴11的相对角度发生变化。此外，当向输入轴11传递动力时，旋转轴13以保持相对于输入轴11的相对角度的状态，与输入轴11一体地旋转。
输出轴12是中空状的，经由起步离合器5而与差动装置DF联结，进而经由左右的驱动轴DS、DS而与驱动轮DW、DW联结(参照图1)。一方的驱动轴DS在输出轴12的内部呈同轴状通过。起步离合器5在接合时对输出轴12与差动装置DF之间进行连接，在释放时对输出轴12与差动装置DF之间进行截断。如图9所示，起步离合器5与ECU2连接，由ECU2控制起步离合器5的动作。
4个变速单元10被配置成沿着输入轴11排列，彼此具有相同的结构。各变速单元10具有在输入轴11上一体设置的第1小齿轮15、在旋转轴13上一体设置的行星架16、支承于行星架16上的2个第2小齿轮17、17、偏心盘18以及连杆19。
行星架16包围第1小齿轮15并且呈从旋转轴13偏向径向的一方侧而延伸的曲轴状。如图2所示，该行星架16从旋转轴13延伸的方向在4个变速单元10之间分别偏离90°。例如，在图2中，最左侧的行星架16向上方延伸，左数第2个行星架16向图面的里侧延伸，左数第3个行星架16向下方延伸，最右侧的行星架16向图面的近前侧延伸。
第2小齿轮17、17具有与第1小齿轮15相同的直径和齿数，旋转自如地支承于在行星架16上一体设置的小齿轮销16a、16a。根据以上的结构，第1小齿轮15和第2小齿轮17、17被配置为：在与输入轴11垂直的平面内，这3个中心之间形成正三角形。
偏心盘18具有圆形的偏心孔18a，在其周面上形成有齿圈18b。第1小齿轮15和第2小齿轮17、17被收容在偏心孔18a内，并且与齿圈18b啮合。
连杆19由三角形状的杆部19a和在杆部19a的一端侧设置的环部19b构成，该环部19b经由球轴承20而旋转自如地与偏心盘18的外周部嵌合。
变速单元10还在输出轴12侧具有外环21、内轴22以及具有弹簧24和滚轮25的单向离合器23。外环21转动自如地设置在输出轴12的外侧，经由销19c而转动自如地与连杆19的杆部19a的另一端部联结。
内轴22在输出轴12上一体地设置，被配置在外环21的内侧。此外，内轴22具有向外方突出并与外环21接触的4个突部。在内轴22与外环21之间，通过由内轴22的相邻的各2个突部而形成的L形的平面以及外环21的内周的圆弧面，划分成4个楔形的空间。在这些楔形空间内分别收容有单向离合器23的弹簧24和滚轮25，滚轮25通过弹簧24而向楔形空间的锥部侧被施力。
接着，说明上述的结构的第1变速装置T1的动作。首先，说明1个变速单元10的动作。当在输入轴11未旋转的状态下使变速致动器14的电动机旋转时，根据其旋转角度，伴随旋转轴13相对于输入轴11相对地旋转，与旋转轴13一体的行星架16以及支承于行星架16的第2小齿轮17、17绕输入轴11的轴线(以下称作“输入轴线”)L1旋转。与此相伴，通过第1小齿轮15和第2小齿轮17、17形成的正三角形的中心(以下称作“行星架中心”)OC绕输入轴线L1旋转与旋转轴13相同的角度。
其结果是，经由齿圈18b而与第1小齿轮15和第2小齿轮17、17接合的偏心盘18的偏心孔18a的中心也旋转与旋转轴13相同的角度，与此相伴，偏心盘18的中心OD与输入轴线L1之间的距离，即偏心盘18相对于输入轴11的偏心量D被变更。
例如，图3和图5示出偏心盘18的中心OD相对于行星架中心OC位于与输入轴线L1相反的一侧的状态。在该状态下，偏心盘18相对于输入轴11的偏心量D成为最大，第1变速装置T1成为输出轴12的旋转速度最大且变速比最小的顶点状态。另一方面，图4和图6示出偏心盘18的中心OD与输入轴线L1一致的状态。在该状态下，偏心盘18相对于输入轴11的偏心量D为0，第1变速装置T1处于输出轴12的旋转速度为0且变速比为无限大的空档状态。
接着，参照图5说明第1变速装置T1被设定为图3的顶点状态时的动作。在该顶点状态下，当与传递发动机3的动力对应地，输入轴11在该图的逆时针方向上旋转时，第1小齿轮15与输入轴11一体地旋转(自转)。此外，旋转轴13与输入轴11一体地旋转，与此相伴，支承于行星架16的第2小齿轮17、17在与输入轴11相同的方向上以相同的速度绕输入轴线L1旋转(公转)。其结果是，偏心盘18在输入轴11每旋转1次时，绕着输入轴线L1偏心地在逆时针方向(箭头A方向)上进行1次旋转。
图5的(a)和(c)分别示出偏心盘18的中心OD处于相距外环21最远的位置和最近的位置的状态。当伴随输入轴11的旋转，偏心盘18从上述的位置(a)经由中间的位置(b)而旋转至位置(c)时，在此期间内，与偏心盘18旋转自如地嵌合的连杆19移动至外环21侧，经由末端部的销19c按压外环21，使其向逆时针方向(箭头B方向)转动。
这样，当外环21向箭头B方向转动时，单向离合器23的各滚轮25咬入外环21与内轴22之间的楔形空间的锥部，从而使外环21与内轴22连接。由此，外环21的旋转经由内轴22传递到输出轴12，从而使输出轴12向与外环21相同的逆时针方向旋转。
然后，当伴随输入轴11进一步旋转，偏心盘18从位置(c)经由中间的位置(d)而旋转至位置(a)时，在此期间内，连杆19向与外环21相反的一侧移动，经由销19c牵引外环21，使其向顺时针方向(箭头B’方向)转动。
这样，当外环21向箭头B’方向转动时，单向离合器23的各滚轮25对弹簧24进行压缩并脱离楔形空间的锥部，从而使外环21从内轴22被截断，不将外环21的旋转传递到输出轴12。
如以上那样，伴随输入轴11的旋转，偏心盘18绕着输入轴线L1偏心地旋转，由此，连杆19往复运动，外环21在图5的位置(a)和位置(c)之间摆动。而且，通过单向离合器23，仅在外环21从位置(a)朝向位置(c)向逆时针方向转动时，将输入轴11的旋转间断地传递到输出轴12。
另一方面，当第1变速装置T1被设定为图4的空档状态时，偏心盘18的中心OD与输入轴线L1一致，偏心盘18相对于输入轴11的偏心量D为0。因此，如图6所示，伴随输入轴11的旋转，行星架16和第2小齿轮17、17进行旋转，与此相应地，偏心盘18绕输入轴线L1旋转，但是，偏心盘18的中心OD的位置完全不变。其结果是，不会产生连杆19的往复运动和外环21的摆动，因此，输入轴11的旋转不会传递到输出轴12，输出轴12的旋转速度为0。
由以上的动作可知，偏心盘18的偏心量D相当于四节连杆机构的输入连杆的长度，根据该偏心量D确定外环21的摆动角度，并确定第1变速装置T1的变速比。因此，通过变速致动器14的电动机变更旋转轴13相对于输入轴11的相对角度，变更偏心盘18的偏心量D，由此，在图3所示的顶点状态(最小变速比)与图4所示的空档状态(无限大变速比)之间无级地设定第1变速装置T1的变速比。如图9所示，变速致动器14与ECU2连接，通过ECU2控制变速致动器14的动作。
此外，如前所述，在4个变速单元10之间，行星架16从旋转轴13的延伸方向即偏心盘18的相位彼此分别偏离90°。因此，在各变速单元10中通过单向离合器23间断地进行从输入轴11到输出轴12的动力传递，但是，在4个变速单元10之间交替进行的结果是，作为第1变速装置T1的整体，不间断而连续地进行从输入轴11到输出轴12的动力传递。
接着，对所述第2变速装置T2进行说明。第2变速装置T2在发动机3与驱动轮DW、DW之间有级地对动力进行变速而传递。由上述的第1变速装置T1的动作可知，从驱动轮DW、DW到发动机3的动力传递通过设于输出轴12与外环21之间的单向离合器23而被截断。因此，第2变速装置T2主要用于在车辆V的减速行驶中，为了使发动机制动作用于驱动轮DW、DW，而从驱动轮DW、DW向发动机3传递动力。此外，用于在第1变速装置T1故障时，为了使车辆V行驶而从发动机3向驱动轮DW、DW传递动力。
如图1和图7所示，第2变速装置T2具有第1链轮SP1、第2链轮SP2和链条CH，以及彼此同轴状地设置的第1旋转轴51、第1行星齿轮装置61、第2行星齿轮装置71和第3行星齿轮装置81。第1～第3行星齿轮装置61、71、81被配置在第1变速装置T1与差动装置DF之间，从左侧起依次排列。前述的第1变速装置T1的输入轴11和输出轴12作为第2变速装置T2的输入轴和输出轴而分别被并用。另外，在图7中，为了方便，省略了链条CH。这样在后述的其他实施方式的图32、图52、图75、图95和图97中也同样。
如图1所示，第1链轮SP1呈同轴状地一体设置于输入轴11，能够与输入轴11和发动机3的曲轴一体地自由旋转。此外，如图1和图7所示，第2变速装置T2的第1旋转轴51形成为中空，在其内部旋转自如地配置有第1变速装置T1的输出轴12。此外，第2链轮SP2呈同轴状地一体设置于第1旋转轴51，两者51、SP2能够一体地自由旋转。第2链轮SP2具有比前述的第1链轮SP1大的直径，两链轮SP1、SP2上卷挂有链条CH。
如图7所示，第1行星齿轮装置61是单小齿轮式的行星齿轮装置，具有第1太阳齿轮62、设于第1太阳齿轮62的外周的第1齿圈63、与两齿轮62、63啮合的多个小齿轮64、以及旋转自如地支承小齿轮64的旋转自如的第1行星架65。
此外，第2行星齿轮装置71是双小齿轮式的行星齿轮装置，具有第2太阳齿轮72、设于第2太阳齿轮72的外周的第2齿圈73、与第2太阳齿轮72啮合的多个第1小齿轮74、与第1小齿轮74和第2齿圈73啮合的多个第2小齿轮75、以及旋转自如地支承第1和第2小齿轮74、75的旋转自如的第2行星架76。第2太阳齿轮72的齿数相对于第2齿圈73的齿数和第2太阳齿轮72的齿数之间的偏差之比，被设定为大于第1太阳齿轮62的齿数与第1齿圈63的齿数之比的值。
第1和第2太阳齿轮62、72呈同轴状地一体设置于中空的第2旋转轴52，能够与第2旋转轴52一体地自由旋转。第2旋转轴52位于第1旋转轴51与差动装置DF之间，被配置为与第1旋转轴51和输出轴12同轴状，在其内部旋转自如地配置有第1变速装置T1的输出轴12。此外，第1行星架65经由凸缘等而呈同轴状地与输出轴12联结，第2齿圈73经由凸缘等而呈同轴状地与第1行星架65联结。由此，第2齿圈73、第1行星架65和输出轴12能够彼此一体地自由旋转。
所述第3行星齿轮装置81与第2行星齿轮装置71同样，是双小齿轮式的行星齿轮装置，具有第3太阳齿轮82、第3齿圈83、与第3太阳齿轮82啮合的多个第1小齿轮84、与第1小齿轮84和第3齿圈83啮合的多个第2小齿轮85、以及旋转自如地支承第1和第2小齿轮84、85的旋转自如的第3行星架86。
第3太阳齿轮82呈同轴状地一体设置于第1旋转轴51，能够与第1旋转轴51一体地自由旋转。此外，第3齿圈83经由凸缘等而呈同轴状地与上述的第2旋转轴52联结，第2旋转轴52、第1和第2太阳齿轮62、72能够一体地自由旋转。
此外，在第1齿圈63上安装有第1制动器91，在第2行星架76上安装有第2制动器101。第1制动器91是组合2个设有接合解除机构的滚轮式的单向离合器，并且以使得通过这2个单向离合器而被阻止的旋转方向成为彼此相反方向的方式而构成的。此外，第2制动器101由设有接合解除机构的滚轮式的单向离合器等构成。首先，对结构比较简单的第2制动器101进行说明。
如图8所示，第2制动器101具有内部件102、外部件103、多个滚轮104和电磁铁105。另外，为了方便，在图8中省略了剖面线。内部件102呈同轴状地一体设置于第2行星架76。在内部件102的外周部形成有与上述的滚轮104相同数量的凹部102a，在各凹部102a中收容有滚轮104、用于在周向上对滚轮104施力的恢复弹簧102b。外部件103由磁性材料构成，形成为环状，并且旋转自如地支承于箱CA，在内部件102的外周上，在与内部件102之间以存在少许间隙的状态设置外部件103。此外，电磁铁105被设置为与箱CA一体，以与外部件103之间存在规定的间隙的状态与外部件103对置。
在以上的结构的第2制动器101中，当向电磁铁105供应电流时，由此产生电磁铁105的电磁力，从而将外部件103固定于箱CA。在该状态下，第2制动器101作为通常的机械式的单向离合器而发挥功能。具体而言，当传递使内部件102正转的动力时，滚轮104与内部件102的凹部102a的壁部和外部件103的内周面抵接，与两者102、103接合(参照图8)。由此，内部件102经由滚轮104和外部件103而与箱CA连接，从而阻止内部件102和与其一体的第2行星架76的正转。另外，图8利用粗箭头表示内部件102的正转方向。
另一方面，当传递使内部件102反转的动力时，滚轮104克服恢复弹簧102b的作用力而在凹部102a内移动，不再与内部件102和外部件103接合，由此，内部件102与箱CA之间被截断，容许内部件102和与其一体的第2行星架76的反转。
此外，当停止向电磁铁105供应电流时，外部件103成为相对于箱CA旋转自如，由此，容许内部件102和与其一体的第2行星架76的正转和反转这两者。如以上那样，在该第2制动器101中，能够执行对第2行星架76的正转进行阻止(制动)、并容许反转的正转阻止动作，以及为了容许第2行星架76的旋转(正转/反转)而解除正转阻止动作的解除动作。如图9所示，第2制动器101与ECU2连接，当被输入来自ECU2的驱动信号时，执行上述的正转阻止动作，当未被输入驱动信号，执行解除动作。
如前所述，第1制动器91是组合两个设有接合解除机构的滚轮式的单向离合器而成的，其基本的结构与第2制动器101相同，因此，以下简单地对该第1制动器91进行说明。第1制动器91的各单向离合器虽然省略了图示，但是与第2制动器101同样，具有内部件、外部件、滚轮、电磁铁，内部件与第1齿圈63一体地设置。
如图9所示，第1制动器91与ECU2连接，当来自ECU2的第1和第2驱动信号被输入到第1制动器91时，两方的单向离合器的外部件被固定于箱CA。该情况下，第1制动器91如前所述构成为使得通过2个单向离合器阻止的旋转方向成为彼此相反的方向，因此，两方的单向离合器的内部件和与其一体的第1齿圈63的正转和反转这两者被阻止。即，该情况下，第1制动器91作为阻止第1齿圈63的正转和反转这两者的机械式的双向离合器来发挥功能。
此外，在向第1制动器91输入第1驱动信号并且未输入第2驱动信号时，一方的单向离合器的外部件被固定于箱CA，并且另一方的单向离合器的外部件相对于箱CA旋转自如。由此，两方的单向离合器的内部件和与其一体的第1齿圈63的正转被阻止，并且反转被容许。即，该情况下，第1制动器91作为仅阻止第1齿圈63的正转的机械式的单向离合器来发挥功能。
此外，当向第1制动器91输入第2驱动信号并且未输入第1驱动信号时，另一方的单向离合器的外部件被固定于箱CA，并且一方的单向离合器的外部件相对于箱CA旋转自如。由此，两方的单向离合器的内部件和与其一体的第1齿圈63的反转被阻止，并且正转被容许。即，该情况下，第1制动器91作为仅阻止第1齿圈63的反转的机械式的单向离合器来发挥功能。
此外，当未向第1制动器91输入第1和第2驱动信号这两者时，两方的单向离合器的外部件相对于箱CA旋转自如。由此，两方的单向离合器的内部件和与其一体的第1齿圈63的正转和反转均被容许。
如以上那样，该第1制动器91能够执行：对第1齿圈63的正转进行阻止(制动)并容许反转的正转阻止动作；从对第1齿圈63的反转进行阻止(制动)并容许正转的反转阻止动作；以及为了容许第1齿圈63的旋转(正转/反转)而解除正转和反转阻止动作的解除动作。
此外，在第3行星架86上安装有能够变更制动力的制动器111。制动器111由电磁离合器等构成，具有与第3行星架86一体设置的内部件以及与不动的箱CA一体设置的外部件。制动器111在其接合时，通过对第3行星架86与箱CA之间进行连接，从而对第3行星架86进行制动，另一方面，在释放时，通过对第3行星架86与箱CA之间进行截断，从而解除第3行星架86的制动。如图9所示，制动器111与ECU2连接，通过ECU2控制制动器111的接合程度即制动力。
此外，在第1太阳齿轮62与第1行星架65之间设有单向离合器OW。单向离合器OW是滚轮式的一般的单向离合器，当第1行星架65的转速高于第1太阳齿轮62的转速时，对第1太阳齿轮62与第1行星架65之间进行连接，当第1行星架65的转速低于第1太阳齿轮62的转速时，对第1太阳齿轮62与第1行星架65之间进行截断。
如以上那样，在第2变速装置T2中，第1和第2行星齿轮装置61、71的第1和第2太阳齿轮62、72之间能够一体地自由旋转，第1行星架65和第2齿圈73之间能够一体地自由旋转。此外，众所周知，在单小齿轮式的第1行星齿轮装置61中，第1太阳齿轮62的转速、第1行星架65的转速和第1齿圈63的转速在共线图中满足在单一的直线上依次排列的共线关系。此外，在双小齿轮式的第2行星齿轮装置71中，第2太阳齿轮72的转速、第2齿圈73的转速和第2行星架76的转速在共线图中满足在单一的直线上依次排列的共线关系。此外，第2太阳齿轮72的齿数相对于第2齿圈73的齿数与第2太阳齿轮72的齿数之间的偏差之比，被设定为大于第1太阳齿轮62的齿数与第1齿圈63的齿数之比的值。
根据以上说明，第1和第2太阳齿轮62、72的转速、第1行星架65和第2齿圈73的转速、第1齿圈63的转速以及第2行星架76的转速在共线图中满足在单一的直线上依次排列的共线关系。这样，通过第1和第2行星齿轮装置61、71，构成转速彼此处于共线关系的4个旋转要素。
此外，在双小齿轮式的第3行星齿轮装置81中，与第2行星齿轮装置71同样，第3太阳齿轮82、第3齿圈83和第3行星架86的转速在共线图中满足在单一的直线上依次排列的共线关系。这样，通过第3行星齿轮装置81，构成转速彼此处于共线关系的3个旋转要素。此外，第3齿圈83、第1和第2太阳齿轮62、72能够彼此一体地自由旋转。
此外，第3太阳齿轮82经由第1旋转轴51、第2链轮SP2、链条CH、第1链轮SP1、和输入轴11而与曲轴联结，如果无视第1和第2链轮SP1、SP2导致的减速，则发动机3和第3太阳齿轮82的转速彼此相等。此外，第1行星架65和第2齿圈73经由输出轴12、差动装置DF和左右的驱动轴DS、DS而与左右的驱动轮DW、DW联结。因此，如果无视差动装置DF导致的减速，则第1行星架65和第2齿圈73的转速与驱动轮DW、DW的转速相等。
根据以上说明，发动机3、驱动轮DW、DW和第2变速装置T2中的各种旋转要素之间的转速的关系例如表示为如图10～图12所示的共线图那样。在这些共线图中，粗实线表示由第1和第2行星齿轮装置61、71构成的4个旋转要素之间的转速的关系，粗单点划线表示由第3行星齿轮装置81构成的3个旋转要素之间的转速的关系。
由这些共线图可知，传递到第3太阳齿轮82的发动机3的动力将作用于第3行星架86的制动器111的制动力作为反力，而被传递到第3齿圈83，进而被传递到第1和第2太阳齿轮62、72。因此，通过变更制动器111的制动力，使在发动机3与第1和第2太阳齿轮62、72之间传递的动力变化。例如，当释放了制动器111时，即使发动机3的动力被传递到第3太阳齿轮82，第3行星架86也是空转，因此，发动机3的动力不会被传递到第3齿圈83、第1和第2太阳齿轮62、72。即，该情况下，发动机3与第1和第2太阳齿轮62、72之间的动力传递被第3行星齿轮装置81和制动器111截断。
此外，如图10所示，当通过制动器111的接合而对第3行星架86进行制动，通过单向离合器OW对第1太阳齿轮62和第1行星架65之间进行截断，通过第2制动器101的解除动作容许第2行星架76的旋转，并且通过第1制动器91的正转或反转阻止动作阻止了第1齿圈63的旋转(正转/反转)时，第2变速装置T2的变速比(输入轴11的转速/输出轴12的转速)成为最大(最低速侧)，其变速档成为1速档。
此外，如图11所示，当通过制动器111的接合而对第3行星架86进行制动，通过单向离合器OW对第1太阳齿轮62和第1行星架65之间进行截断，通过第1制动器91的解除动作容许第1齿圈63的旋转，并且通过第2制动器101的正转阻止动作阻止了第2行星架76的正转时，第2变速装置T2的变速比成为中速侧的值，其变速档成为2速档。
进而，如图12所示，当通过制动器111的接合而对第3行星架86进行制动，通过第1和第2制动器91、101分别容许第1齿圈63和第2行星架76的旋转，并且通过单向离合器OW对第1太阳齿轮62和第1行星架65之间进行了连接时，第2变速装置T2的变速比成为最小(最高速侧)，其变速档成为3速档。
另外，由图10可知，发动机3的扭矩将驱动轮DW、DW的负荷作为反力，以使第1齿圈63反转的方式进行作用，由惯性产生的驱动轮DW、DW的扭矩将发动机制动的制动力作为反力，以使第1齿圈63正转的方式进行作用。因此，关于上述的第2变速装置T2的1速档，在第1制动器91的反转阻止动作的执行中且从发动机3经由第2变速装置T2向驱动轮DW、DW进行的动力传递中成立，在第1制动器91的正转阻止动作的执行中且从驱动轮DW、DW经由第2变速装置T2向发动机3进行的动力传递中成立。
此外，第2制动器101容许第2行星架76的反转，与此相对，由图11可知，发动机3的扭矩将驱动轮DW、DW的负荷作为反力，以使第2行星架76反转的方式进行作用。因此，关于前述的第2变速装置T2的2速档，在从发动机3仅经由第2变速装置T2向驱动轮DW、DW进行的动力传递中不成立，仅在从驱动轮DW、DW经由第2变速装置T2向发动机3进行的动力传递中成立。
此外，如前所述，当与驱动轮DW、DW联结的第1行星架65的转速低于与发动机3联结的第1太阳齿轮62的转速时，单向离合器OW对第1太阳齿轮62与第1行星架65之间进行截断。因此，在从发动机3仅经由第2变速装置T2的向驱动轮DW、DW进行的动力传递中，单向离合器OW不会被接合，仅在从驱动轮DW、DW经由第2变速装置T2的向发动机3进行的动力传递中，单向离合器OW被接合。因此，前述的第2变速装置T2的3速档仅在从驱动轮DW、DW经由第2变速装置T2向发动机3进行的动力传递中成立。
此外，如图9所示，从发动机转速传感器41向ECU2输出表示发动机3的转速(以下称作“发动机转速”)NE的检测信号，从节气门开度传感器42向ECU2输出表示发动机3的节气门(未图示)的开度(以下称作“节气门开度TH”)的检测信号。此外，从第1转速传感器43向ECU2输出表示输入轴11的转速的检测信号，从第2转速传感器44向ECU2输出表示输出轴12的转速的检测信号。ECU2根据所检测到的输入轴11的转速和输出轴12的转速，计算输入轴11的转速与输出轴12的转速之比(输入轴11的转速/输出轴12的转速)即变速比RATIO。
此外，从油门开度传感器45向ECU2输出表示车辆V的油门踏板的操作量(以下称作“油门开度”)AP的检测信号，从车速传感器46向ECU2输出表示车辆V的车速VP的检测信号。此外，从用于起动发动机3的点火开关(以下称作“IG-SW”)47向ECU2输出表示其接通(ON)信号和断开(OFF)信号作为点火信号IG。
ECU2由微型计算机构成，该微型计算机由I/O接口、CPU、RAM和ROM等构成，按照该ROM中存储的控制程序，并根据来自上述的各种传感器41～46的检测信号和IG-SW47的点火信号IG，对发动机3和第1和第2变速装置T1、T2的动作进行控制。
具体而言，ECU2在车辆V的行驶中，经由第1变速装置T1将发动机3的动力进行无级变速后传递到驱动轮DW、DW。该情况下，第1变速装置T1的变速比RATIO借助变速致动器14被控制成为目标变速比。该目标变速比是根据与所检测到的车速VP和节气门开度TH对应的映射图检索来计算的，由此，基本上，车速VP越高，则设定越小的值(高速侧)。此外，在车辆V的行驶中，通过后述的第2变速装置T2的控制，截断经由第2变速装置T2的发动机3与驱动轮DW、DW之间的动力传递。此外，在车辆V的停止中以外，基本上将起步离合器5保持为接合状态。
此外，在车辆V的减速行驶中，通过控制喷射器3a，从而执行停止对发动机3的燃料供应的减速燃料切断运转。关于是否是车辆V的减速行驶中的判定，是通过判定所检测到的油门开度AP是否为规定开度APREF以下来进行的。此外，在该减速燃料切断运转的执行中，当所检测到的发动机转速NE低于规定的恢复转速(例如1000rpm)时，结束该减速燃料切断运转，由此，重新开始喷射器3a对发动机3的燃料供应。
此外，在车辆V的减速行驶中，如前所述，通过第1变速装置T1的单向离合器23，截断从驱动轮DW、DW经由第1变速装置T1的向发动机3进行的动力传递。因此，在车辆V的减速行驶中，为了使发动机制动作用于驱动轮DW、DW，执行图13所示的处理，以控制第2变速装置T2的动作。本处理每隔规定的时间(例如100msec)就被重复执行。
首先，在图13的步骤1(图示为“S1”。以下相同)中，判别减速燃料切断标志F_F/C是否为“1”。该减速燃料切断标志F_F/C在上述的减速燃料切断运转的执行中时被设定为“1”。
当上述步骤1的结果为“否”(F_F/C＝0)时，直接结束本处理。另一方面，在结果为“是”且是减速燃料切断运转中时，判别所计算出的变速比RATIO是否为规定的第3变速比r3以下(步骤2)。该第3变速比r3被设定为第2变速装置T2的前述的3速档(图12)的变速比。当该步骤3的结果为“是”且变速比RATIO为第3变速比r3以下时，即，当变速比RATIO为第2变速装置T2的最高速侧的变速比以下(高速侧)时，执行后述的第1控制模式(步骤3)，结束本处理。
另一方面，当上述步骤2的结果为“否”(RATIO＞r3)时，判别变速比RATIO是否为第2变速比r2以下(步骤4)。该第2变速比r2被设定为第2变速装置T2的前述的2速档(图11)的变速比。当该步骤4的结果为“是”时，即，变速比RATIO大于3速档的变速比(低速侧)且为2速档的变速比以下(高速侧)时，执行第2控制模式(步骤5)，结束本处理。
另一方面，当上述步骤4的结果为“否”(RATIO＞r2)时，判别变速比RATIO是否为第1变速比r1以下(步骤6)。该第1变速比r1被设定为第2变速装置T2的前述的1速档(图10)的变速比。当该步骤6的结果为“是”时，即，变速比RATIO大于2速档的变速比(低速侧)且为1速档的变速比以下(高速侧)时，执行第3控制模式(步骤7)，结束本处理。
另一方面，当上述步骤6的结果为“否”(RATIO＞r1)、变速比RATIO大于1速档的变速比(低速侧)时，执行第4控制模式(步骤8)，结束本处理。
[第1控制模式]
接着，参照图14说明图13的步骤3的用于执行第1控制模式的处理。首先，在图14的步骤21和22中分别执行第1和第2制动器91、101的解除动作，以将第2变速装置T2的变速档设定为3速档。
接着，判别油门开度AP是否大于规定开度APREF(步骤23)。当该结果为“否”且油门踏板未被踩下时，将制动器111接合(步骤24)，结束本处理。通过该步骤24的执行，制动器111对第3行星架86的制动力逐渐增大，重复该执行的结果是，第3行星架86被完全地制动。
另一方面，当上述步骤23的结果为“是”且油门踏板被踩下时，释放制动器111(步骤25)，结束本处理。
接着，参照图15和图16说明上述的第1控制模式中的第2变速装置T2的动作。图15示出即将开始第1控制模式之前的车辆V的行驶中的各种旋转要素之间的转速的关系，图16示出第1控制模式的执行中的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。如前所述，第1控制模式在变速比RATIO为第3变速比r3以下时被执行(图13的步骤2、3)，由此可知，在即将开始第1控制模式之前的车辆V的行驶中，变速比RATIO为第3变速比r3以下。
如图15所示，在车辆V的行驶中，当变速比RATIO为第3变速比r3以下(高速侧)时，为了在之后的第1控制模式的开始时将第2变速装置T2的变速档迅速设定为3速档，执行第1和第2制动器91、101的解除动作并释放制动器111。
通过该制动器111的释放，如前所述，发动机3与第1和第2太阳齿轮62、72之间的动力传递被截断，从而使发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2的动力传递被截断，因此，传递到第3太阳齿轮82的发动机3的动力不会经由第1和第2行星齿轮装置61、71而传递到驱动轮DW、DW。因此，该情况下，发动机3的动力仅经由第1变速装置T1而传递到驱动轮DW、DW。
此外，通过上述的第1和第2制动器91、101的解除动作，容许第1齿圈63和第2齿圈76的旋转(正转/反转)，并且变速比RATIO为第3变速比r3以下，由此，第1太阳齿轮62的转速低于第1行星架65的转速。其结果是，两者62、65之间通过前述的单向离合器OW而连接，由此，由第1和第2行星齿轮装置61、71构成的4个旋转要素一体地旋转。在图15中，细单点划线表示第2变速装置T2的变速档为3速档时的各种旋转要素之间的转速的关系。
此外，当行驶中的车辆V向减速行驶转移，伴随执行发动机3的减速燃料切断运转而执行第1控制模式时，如图16所示，为了将第2变速装置T2的变速档设定为3速档，继续执行第1和第2制动器91、101的解除动作(图14的步骤21、22)。此外，使制动器111对第3行星架86的制动力逐渐增大(步骤24)。由此，第3行星架86的转速为值0。
在图16中，中空的箭头表示由第1和第2行星齿轮装置61、71构成的4个旋转要素之间的扭矩的平衡关系，带剖面线的箭头表示由第3行星齿轮装置81构成的3个旋转要素之间的扭矩的平衡关系。这在后述的其他共线图中也同样。此外，BE表示发动机制动的制动扭矩，RB表示制动器111的反力扭矩，R83表示作用于第3齿圈83的反力扭矩。此外，B62表示伴随发动机制动发挥作用而作用于第1和第2太阳齿轮62、72的制动扭矩，TDW表示驱动轮DW、DW的惯性扭矩。这些反力扭矩R83和制动扭矩B62彼此相等。
由图16可知，发动机制动的制动力将制动器111的制动力作为反力，经由第3行星齿轮装置81而传递到第1和第2太阳齿轮62、72。由此，第1太阳齿轮62的转速低于第1行星架65的转速，由此，两者62、65之间通过单向离合器OW而连接，从而使由第1和第2行星齿轮装置61、71构成的4个旋转要素一体地旋转。其结果是，传递到第1和第2太阳齿轮62、72的发动机制动的制动力进一步经由第1和第2行星齿轮装置61、71而传递到驱动轮DW、DW。换言之，基于惯性而产生的驱动轮DW、DW的动力经由第2变速装置T2被传递到发动机3。
该情况下，当将第3太阳齿轮82的齿数设为ZS3、第3齿圈83的齿数设为ZR3时，由图16可知，发动机制动的制动力在增大为ZR3/ZS3倍的状态下传递到驱动轮DW、DW。因此，能够将更大的制动力作用于驱动轮DW、DW。
此外，在第1控制模式的执行中，当油门踏板被踩下且油门开度AP大于规定开度APREF时(图14的步骤23：是)，制动器111被释放(步骤25)，由此，与前述的车辆V的行驶中同样，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2的动力传递被截断。此外，在通过上述油门踏板的踩下，结束减速燃料切断运转并重新开始对发动机3的燃料供应后，再次进行前述的图15所示的车辆V的行驶中的动作，发动机3的动力经由第1变速装置T1而被传递到驱动轮DW、DW。
[第2控制模式]
接着，参照图17说明前述的图13的步骤5的用于执行第2控制模式的处理。首先，为了将第2变速装置T2的变速档设定为3速档，在图17的步骤31和32中分别执行第1和第2制动器91、101的解除动作，并且在接下来的步骤33中，将制动器111接合，结束本处理。
图18示出即将开始第2控制模式之前的车辆V的行驶中的各种旋转要素之间的转速的关系，图19示出第2控制模式的执行中的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。如前所述，第2控制模式在变速比RATIO大于第3变速比r3且为第2变速比r2以下时被执行(图13的步骤4、5)，由此可知，在即将开始第2控制模式之前的车辆V的行驶中，变速比RATIO大于第2变速装置T2的3速档的变速比即第3变速比r3并且为2速档的变速比即第2变速比r2以下。
如图18所示，在车辆V的行驶中，当变速比RATIO大于第3变速比r3且为第2变速比r2以下时，为了在之后的第2控制模式的开始时将第2变速装置T2的变速档迅速设定为3速档，执行第1和第2制动器91、101的解除动作，并将制动器111接合。
如前所述，当第2变速装置T2的变速档为3速档时，通过制动器111的制动使第3行星架86的转速成为值0，并且通过单向离合器OW的接合使由第1和第2行星齿轮装置61、71构成的4个旋转要素一体地旋转(参照图12)。此外，当变速档为2速档时，通过制动器111的制动使第3行星架86的转速成为值0，并且通过第2制动器101的正转阻止动作使第2行星架76的转速成为值0(参照图11)。在图18中，细单点划线表示变速档为3速档时的各种旋转要素之间的转速的关系，细双点划线表示2速档时的各种旋转要素之间的转速的关系。
与此相对，在图18所示的车辆V的行驶中，通过前述的制动器111的接合，第3行星架86被制动器111制动，从而使第3行星架86的转速成为值0，此外，通过第1和第2制动器91、101的解除动作，容许第1齿圈63和第2行星架76的旋转(正转/反转)。并且还由于变速比RATIO处于第2变速装置T2的3速档的第3变速比r3与2速档的第2变速比r2之间，因此，第1太阳齿轮62的转速高于第1行星架65的转速，由此，两者62、65之间通过单向离合器OW被截断，并且第1齿圈63和第2行星架76向正转方向空转。
该情况下，发动机3的动力将制动器111的制动力作为反力，经由第3行星齿轮装置81而被传递到第1和第2太阳齿轮62、72，但是，由于第1齿圈63和第2行星架76空转，因此传递到第1太阳齿轮62等的发动机3的动力不会经由第1和第2行星齿轮装置61、71而传递到驱动轮DW、DW。因此，该情况下，也与前述的图15所示的车辆V的行驶中的情况同样，发动机3的动力仅经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW。
此外，当行驶中的车辆V向减速行驶转移，伴随执行发动机3的减速燃料切断运转而执行第2控制模式时，如图19所示，为了将第2变速装置T2的变速档设定为3速档，继续执行第1和第2制动器91、101的解除动作(图17的步骤31、32)，并且将制动器111接合(步骤33)。通过该制动器111的接合，与图18所示的车辆V的行驶中的情况同样，第3行星架86的转速成为值0。另外，图19所示的各种参数如参照图16说明的那样。
由图19可知，当伴随发动机转速NE降低，将发动机制动的制动力传递到第3太阳齿轮82时，传递到第3太阳齿轮82的发动机制动的制动力与前述的第1控制模式的情况(图16)同样，将制动器111的制动力作为反力，而被传递到第1和第2太阳齿轮62、72。由此，第1太阳齿轮62的转速低于第1行星架65的转速，由此，两者62、65之间通过单向离合器OW而连接，从而使由第1和第2行星齿轮装置61、71构成的4个旋转要素一体地旋转。其结果是，传递到第1和第2太阳齿轮62、72的发动机制动的制动力进一步经由第1和第2行星齿轮装置61、71而传递到驱动轮DW、DW。换言之，基于惯性而产生的驱动轮DW、DW的动力经由第2变速装置T2被传递到发动机3。
此外，在第2控制模式的执行中，在油门踏板被踩下从而结束减速燃料切断运转并重新开始对发动机3的燃料供应后，由图19可知，由此产生的发动机3的扭矩将驱动轮DW、DW的负荷作为反力，以使第1齿圈63和第2行星架76反转的方式进行作用。由此，第1太阳齿轮62的转速高于第1行星架65的转速，由此，通过单向离合器OW将两者62、65之间截断，其结果是，再次进行前述的图18所示的车辆V的行驶中的动作，发动机3的动力经由第1变速装置T1而被传递到驱动轮DW、DW。
[第3控制模式]
接着，参照图20说明图13的步骤7的用于执行第3控制模式的处理。首先，为了将第2变速装置T2的变速档设定为2速档，在图20的步骤41和42中分别执行第1制动器91的解除动作和第2制动器101的正转阻止动作，并在接下来的步骤43中，将制动器111接合，结束本处理。
此外，图21示出即将开始第3控制模式之前的车辆V的行驶中的各种旋转要素之间的转速的关系，图22示出第3控制模式的执行中的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。如前所述，第3控制模式在变速比RATIO大于第2变速比r2且为第1变速比r1以下时被执行(图13的步骤6、7)，由此可知，在即将开始第3控制模式之前的车辆V的行驶中，变速比RATIO大于第2变速装置T2的2速档的第2变速比r2且为1速档的第1变速比r1以下。
如图21所示，在车辆V的行驶中，当变速比RATIO大于第2变速比r2且为第1变速比r1以下时，为了在之后的第3控制模式的开始时将第2变速装置T2的变速档迅速设定为2速档，执行第1制动器91的解除动作和第2制动器101的正转阻止动作，并且将制动器111接合。
如前所述，当第2变速装置T2的变速档为2速档时，通过制动器111的制动而使第3行星架86的转速成为值0，通过第2制动器101的正转阻止动作而使第2行星架76的转速成为值0(参照图11)。此外，当变速档为1速档时，通过制动器111的制动而使第3行星架86的转速成为值0，并且通过第1制动器91的正转/反转阻止动作而使第1齿圈63的转速成为值0(参照图10)。在图21中，细单点划线表示变速档为2速档时的各种旋转要素之间的转速的关系，细双点划表示1速档时的各种旋转要素之间的转速的关系。
与此相对，在图21所示的车辆V的行驶中，通过前述的制动器111的接合，第3行星架86被制动器111制动，从而使第3行星架86的转速成为值0，此外，通过第1制动器91的解除动作，容许第1齿圈63的旋转(正转/反转)，并且通过第2制动器101的正转阻止动作，容许第2行星架76的反转。并且还由于变速比RATIO处于第2变速装置T2的2速档的第2变速比r2与1速档的第1变速比r1之间，因此，第1太阳齿轮62的转速高于第1行星架65的转速，由此，两者62、65之间通过单向离合器OW被截断，并且第1齿圈63向正转方向空转，第2行星架76向反转方向空转。
该情况下，也与前述的图18所示的车辆V的行驶中的情况同样，发动机3的动力将制动器111的制动力作为反力，经由第3行星齿轮装置81而传递到第1和第2太阳齿轮62、72，但是，由于第1齿圈63和第2行星架76空转，因此，从发动机3传递到第1太阳齿轮62等的动力不会经由第1和第2行星齿轮装置61、71而传递到驱动轮DW、DW。因此，发动机3的动力仅经由第1变速装置T1而传递到驱动轮DW、DW。
此外，当行驶中的车辆V向减速行驶转移，伴随执行发动机3的减速燃料切断运转而执行第3控制模式时，如图22所示，为了将第2变速装置T2的变速档设定为2速档，继续执行第1制动器91的解除动作(图20的步骤41)，执行第2制动器101的正转阻止动作(步骤42)，并且将制动器111接合(步骤43)。通过该制动器111的接合，第3行星架86的转速与图21所示的车辆V的行驶中的情况同样，成为值0。另外，在图22中，RB2表示第2制动器101的反力扭矩。
由图22可知，当伴随发动机转速NE降低，将发动机制动的制动力传递到第3太阳齿轮82时，传递到第3太阳齿轮82的发动机制动的制动力与前述的第1和第2控制模式的情况(图16，图19)同样，将制动器111的制动力作为反力，而被传递到第1和第2太阳齿轮62、72。如上所述，传递到第1行星架65和第2齿圈73的驱动轮DW、DW的惯性扭矩将传递到第1太阳齿轮62等的发动机制动的制动力作为反力，而被传递到第1齿圈63和第2行星架76，以使两者76、63正转的方式进行作用。由此，之前如图21所示反转的第2行星架76的转速成为值0。此外，与此相伴，通过第2制动器101的上述的正转阻止动作，第2行星架76的正转被阻止。
然后，如上所述，在第2行星架76的正转被阻止后，传递到第1太阳齿轮62等的发动机制动的制动力将从第2制动器101作用于第2行星架76的制动力作为反力，而经由第1和第2行星齿轮装置61、71传递到驱动轮DW、DW。换言之，基于惯性而产生的驱动轮DW、DW的动力经由第2变速装置T2传递到发动机3。
此外，在第3控制模式的执行中，在油门踏板被踩下从而结束减速燃料切断运转并重新开始对发动机3的燃料供应后，由图22可知，由此产生的发动机3的扭矩将驱动轮DW、DW的负荷作为反力，以使第1齿圈63和第2行星架76反转的方式进行作用。由此，不再从第2制动器101向第2行星架76作用制动力，其结果是，再次进行前述的图21所示的车辆V的行驶中的动作，发动机3的动力经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW。
[第4控制模式]
接着，参照图23说明前述的图13的步骤8的用于执行第4控制模式的处理。首先，为了将第2变速装置T2的变速档设定为1速档，在图23的步骤51和52中分别执行第1和第2制动器91、101的正转阻止动作，并在接下来的步骤53中，将制动器111接合，结束本处理。
此外，图24示出即将开始第4控制模式之前的车辆V的行驶中的各种旋转要素之间的转速的关系，图25示出第4控制模式的执行中的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。第4控制模式在变速比RATIO大于第1变速比r1时被执行(图13的步骤6、8)，由此可知，在即将开始第4控制模式之前的车辆V的行驶中，变速比RATIO大于第2变速装置T2的1速档的第1变速比r1。
如图24所示，在车辆V的行驶中，当变速比RATIO大于第1变速比r1时，为了在之后的第4控制模式的开始时将第2变速装置T2的变速档迅速设定为1速档，执行第1和第2制动器91、101的正转阻止动作，并将制动器111接合。
如前所述，当第2变速装置T2的变速档被设定为1速档时，通过制动器111的制动使第3行星架86的转速成为值0，并且通过第1制动器91的正转/反转阻止动作使第1齿圈63的转速成为值0(参照图10)。在图24中，细单点划线表示变速档为1速档时的各种旋转要素之间的转速的关系。
与此相对，在图24所示的车辆V的行驶中，通过前述的制动器111的接合，第3行星架86被制动器111制动，从而使第3行星架86的转速成为值0，此外，通过第1和第2制动器91、101的正转阻止动作，容许第1齿圈63和第2行星架76的反转。并且还由于变速比RATIO大于第2变速装置T2的1速档的第1变速比r1，因此，第1太阳齿轮62的转速高于第1行星架65的转速，由此，两者62、65之间通过单向离合器OW被截断，并且第1齿圈63和第2行星架76向反转方向空转。
该情况下，也与前述的图18和图21所示的车辆V的行驶中的情况同样，发动机3的动力将制动器111的制动力作为反力，而被传递到第1和第2太阳齿轮62、72，但是，由于第1齿圈63和第2行星架76空转，因此，传递到第1太阳齿轮62等的发动机3的动力不会经由第1和第2行星齿轮装置61、71而传递到驱动轮DW、DW。因此，发动机3的动力仅经由第1变速装置T1而传递到驱动轮DW、DW。
此外，当行驶中的车辆V向减速行驶转移，伴随执行发动机3的减速燃料切断运转而执行第4控制模式时，如图25所示，为了将第2变速装置T2的变速档设定为1速档，继续执行第1和第2制动器91、101的正转阻止动作(图23的步骤51、52)，并将制动器111接合(步骤53)。通过该制动器111的接合，第3行星架86的转速与图24所示的车辆V的行驶中的情况同样，成为值0。另外，在图25中，RB1表示第1制动器91的反力扭矩。
由图25可知，当伴随发动机转速NE降低，将发动机制动的制动力传递到第3太阳齿轮82时，传递到第3太阳齿轮82的发动机制动的制动力与前述的第1～第3控制模式的情况(图16，图19，图22)同样，将制动器111的制动力作为反力，而被传递到第1和第2太阳齿轮62、72。如上所述，传递到第1行星架65和第2齿圈73的驱动轮DW、DW的惯性扭矩将传递到第1太阳齿轮62等的发动机制动的制动力作为反力，而被传递到第1齿圈63和第2行星架76，以使两者76、63正转的方式进行作用。由此，之前如图24所示反转的第1齿圈63的转速成为值0。此外，与此相伴，通过第1制动器91的上述的正转阻止动作，第1齿圈63的正转被阻止。
此外，如上所述，在第1齿圈63的正转被阻止后，传递到第1太阳齿轮62等的发动机制动的制动力将从第1制动器91作用于第1齿圈63的制动力作为反力，经由第1和第2行星齿轮装置61、71而传递到驱动轮DW、DW。换言之，基于惯性而产生的驱动轮DW、DW的动力经由第2变速装置T2而传递到发动机3。
此外，在第4控制模式中，如前所述，不执行第2制动器101的解除动作而执行第2制动器101的正转阻止动作的理由如下。即，由图13所示的处理的执行内容可知，在车辆V的减速行驶中，通过发动机制动的作用而使变速比RATIO减小，伴随于此，进行用于控制第2变速装置T2的控制模式的切换。该情况下，例如当伴随车辆V的减速行驶的开始而选择了第4控制模式时，在第4控制模式的执行中，到目前为止大于第1变速比r1的变速比RATIO由于发动机制动的作用而成为第1变速比r1以下，由此，图13的步骤6的结果为“是”，由此，执行第3控制模式(步骤7)。
这样是为了如下原因：在将第2变速装置T2的控制模式切换为第3控制模式时，不是等待该切换而将第2制动器101切换为正转阻止动作，而是提前执行第2制动器101的正转阻止动作，由此迅速进行控制模式的切换。此外，该情况下，在第4控制模式的执行中，第2行星架76反转，该第2行星架76的反转通过第2制动器101而被容许，因此，即使执行第2制动器101的正转阻止动作，第4控制模式的动作也不会有任何障碍。
此外，在第4控制模式的执行中在油门踏板被踩下从而结束减速燃料切断运转并重新开始对发动机3的燃料供应后，由图25可知，由此产生的发动机3的扭矩将驱动轮DW、DW的负荷作为反力，以使第1齿圈63和第2行星架76反转的方式进行作用。由此，不再从第1制动器91向第1齿圈63作用制动力，其结果是，再次进行前述的图24所示的车辆V的行驶中的动作，发动机3的动力经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW。
另外，在第4控制模式中，也可以代替第2制动器101的正转阻止动作而执行解除动作。
接着，参照图26说明用于停止车辆V的减速行驶中的发动机3的怠速(怠速停止)的处理。每隔规定的时间(例如100msec)优先前述的第1～第4控制模式而重复执行本处理。首先，在图26的步骤61中，判别减速燃料切断标志F_F/C是否为“1”。当该结果为“否”时，直接结束本处理，另一方面，当该结果为“是”时，即，当处于减速燃料切断运转中时，判别车速VP是否为规定的车速VPREF(例如10km/h)以下(步骤62)。
当该步骤62的结果为“否”时，直接结束本处理，另一方面，当结果为“是”(VP≦VPREF)且车速VP非常低时，释放制动器111(步骤63)并停止发动机3(步骤64)，结束本处理。通过该步骤64的执行，停止车辆V的行驶中的发动机3的怠速。相比于基于前述的发动机转速NE与恢复转速的比较结果的从减速燃料切断运转重新开始对发动机3的燃料供应，优先执行该发动机3的怠速的停止。
另外，在图26所示的处理中，第1和第2制动器91、101被保持为即将在步骤62(VP≦VPREF)的结果成为“是”之前所被控制的状态。例如，即将在步骤62的结果成为“是”之前执行了前述的第1控制模式时，与第1控制模式的情况同样，第1和第2制动器91、101被控制成执行解除动作。
图27示出在前述的第2控制模式的执行中，执行了图26的步骤63和64的情况下的各种旋转要素之间的转速的关系。如图27所示，通过释放制动器111(图26的步骤63)，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2的动力传递被截断，因此，能够防止基于惯性而产生的驱动轮DW、DW的动力经由第2变速装置T2而被传递所导致的发动机3的不需要的反冲起动。此外，在车辆V的减速行驶中，当车速VP为规定的车速VPREF以下时，能够优先于从减速燃料切断运转重新开始对发动机3的燃料供应，而适当进行发动机3的怠速停止。
另外，图27示出第2控制模式的执行中执行了发动机3的怠速停止的情况，但毕竟只是一例，在其他的控制模式的执行中，如果上述步骤61和62的结果为“是”且执行步骤63和64，那么由此，也能够适当地进行车辆V的减速行驶中的发动机3的怠速停止。
此外，当ECU2判定第1变速装置T1的故障并且判定为第1变速装置T1发生了故障时，控制第2变速装置T2的动作，使得将发动机3的动力经由第2变速装置T2传递到驱动轮DW、DW。
图28示出用于判定第1变速装置T1的故障的处理。首先，在图28的步骤71中，判别用于判定第1变速装置T1的故障的规定的条件是否成立。该规定的条件中包含如下的条件(a)～(d)。另外，此处所说的第1变速装置T1的故障是指，无法进行从发动机3经由第1变速装置T1到驱动轮DW、DW的动力传递的状况。
(a)变速比RATIO与目标变速比之间的偏差大于规定的值。
(b)从第1变速装置T1作用于发动机3的起动用的起动器的摩擦力大于规定的值。
(c)发动机熄火的次数大于规定的值。
(d)供应到变速致动器14的电流的检测值大于上限值。
这里，从第1变速装置T1作用于起动器的摩擦力是根据起动器的转速、供应到起动器的电流的检测值来计算的。此外，发动机熄火的次数是根据发动机转速NE、前述的点火信号IG等来计算的。
当上述步骤71的结果为“是”且规定的条件成立时，判定为第1变速装置T1发生了故障，并且为了表示该情况，将第1变速装置故障标志F_T1NG设定为“1”(步骤72)，结束本处理。另一方面，当步骤71的结果为“否”时，判定为第1变速装置T1没有发生故障，并且将第1变速装置故障标志F_T1NG设定为“0”(步骤73)，结束本处理。
接着，参照图29说明用于在第1变速装置T1的故障中控制第2变速装置T2的动作的处理。每隔规定的时间(例如100msec)重复执行本处理。首先，在图29的步骤81中，判别前述的点火信号IG是否为接通(ON)。当该结果为“否”时，直接结束本处理，另一方面，当该结果为“是”且点火信号IG为接通(ON)时，判别图28的步骤72或73中设定的第1变速装置故障标志F_T1NG是否为“1”(步骤82)。
当该步骤82的结果为“否”(F_T1NG＝0)时，直接结束本处理，另一方面，当该结果为“是”时，即，当第1变速装置T1发生了故障时，释放制动器111(步骤83)。接着，执行第1制动器91的反转阻止动作(步骤84)，并执行第2制动器101的解除动作(步骤85)。
接着，判别点火信号的前次值IGZ是否为断开(OFF)(步骤86)。当该结果为“是”时，即，本次的循环是IG-SW47刚刚从断开(OFF)变为接通(ON)后的循环时，为了起动发动机3，控制起动器和发动机3的喷射器3a等的动作(步骤87)，进入接下来的步骤88。另一方面，当步骤86的结果为“否”时，跳过步骤87，进入步骤88。
在该步骤88中，判别油门开度AP是否大于规定开度APREF。当该结果为“否”时(AP≦APREF)，即，当油门踏板未被踩下时，直接结束本处理。另一方面，当该步骤88的结果为“是”且油门踏板被踩下时，为了使车辆V起步，将制动器111接合，以将发动机3的动力经由第2变速装置T2传递到驱动轮DW、DW(步骤89)，结束本处理。在该步骤89中，使制动器111的接合程度逐渐增大，由此，制动器111的制动力逐渐增大。
图30示出通过上述的图29所示的处理在车辆V的停止中起动了发动机3的情况下的各种旋转要素之间的转速的关系。如上所述，在发动机3起动时(步骤86：是)，制动器111被保持为释放状态(步骤83)。由此，从发动机3到驱动轮DW、DW的经由第2变速装置T2的动力传递被截断。因此，如图30所示，在第1变速装置T1的故障中，能够在驱动轮DW、DW的转速为值0，即车辆V停止的状态下适当进行发动机3的起动。此外，只要油门踏板不被踩下(步骤88：否)，则将制动器111保持为释放状态，因此，能够适当进行发动机3的怠速运转。
此外，图31示出通过图29所示的处理使车辆V起步的情况下的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。如前所述，当油门踏板被踩下时(步骤88：是)，将到目前为止释放的制动器111接合，使其制动力逐渐增大。由此，如图31所示，第3行星架86的转速成为值0。此外，执行第1制动器91的反转阻止动作(步骤84)，并执行第2制动器101的解除动作(步骤85)。
这里，在图31中，TE表示发动机3的扭矩，T62表示伴随发动机3的扭矩被传递而传递到第1太阳齿轮62的扭矩，RDW表示驱动轮DW、DW的反力扭矩。其他的参数如参照图16说明的那样。另外，作用于第3齿圈83的反力扭矩R83与传递到第1太阳齿轮62的扭矩T62彼此相等。
由图31可知，发动机3的扭矩将制动器111的制动力作为反力，而经由第3行星齿轮装置81传递到第1和第2太阳齿轮62、72。传递到第1和第2太阳齿轮62、72的扭矩将从第1制动器91作用于第1齿圈63的制动力作为反力，而经由第1和第2行星齿轮装置61、71被传递到驱动轮DW、DW。由此，在第1变速装置T1的故障中，发动机3的动力以根据第2变速装置T2的1速档的变速比而被减速的状态，传递到驱动轮DW、DW。因此，能够将更大的扭矩传递到驱动轮DW、DW。
该情况下，由于使制动器111的制动力逐渐增大，因此，能够使从发动机3经由第2变速装置T2传递到驱动轮DW、DW的扭矩逐渐增大，由此，不会使发动机熄火而能够适当地使车辆V起步。
此外，第1实施方式中的各种要素与本发明中的各种要素之间的对应关系如下。即，第1实施方式中的变速致动器14、偏心盘18、外环21和单向离合器23分别相当于本发明中的致动器、输入侧部件、输出侧部件和第1单向离合器。
此外，第1实施方式中的第1和第2行星齿轮装置61、71相当于本发明2的第1差动装置，并且，第1实施方式中的第3行星齿轮装置81相当于本发明中的第2差动装置。并且，第1实施方式中的第1和第2太阳齿轮62、72相当于本发明中的第1旋转要素，第1实施方式中的第1行星架65和第2齿圈73相当于本发明中的第2旋转要素，第1实施方式中的第1齿圈63和第2行星架76相当于本发明中的第3和第4旋转要素。
此外，第1实施方式中的第3行星齿轮装置81和制动器111相当于本发明中的动力传递变更装置，并且第1实施方式中的第3太阳齿轮82、第3齿圈83和第3行星架86分别相当于本发明中的第5旋转要素、第6旋转要素和第7旋转要素。并且，第1实施方式中的单向离合器OW相当于本发明中的离合器和第2单向离合器。此外，第1实施方式中的第1和第2制动器91、101分别相当于本发明中的第3和第4单向离合器，并且第1实施方式中的ECU2相当于本发明中的控制单元。
如以上那样，根据第1实施方式，与应用了四节连杆的原理的无级变速式的第1变速装置T1并列地设置有有级变速式的第2变速装置T2，在车辆V的减速行驶中，经由第2变速装置T2来进行驱动轮DW、DW与发动机3之间的动力传递。该情况下，如参照图13～图25详细说明的那样，变速比RATIO越小(高速侧)，即，驱动轮DW、DW的转速越高，则将第2变速装置T2的变速档设定为越高速侧的变速档，因此，在车辆V的减速行驶中，能够使发动机制动适当地作用于驱动轮DW、DW，由此，能够提高驾驶性能，并且能够防止发动机3的超速旋转。
此外，如参照图13～图16详细说明的那样，在车辆V的减速行驶开始时，当所计算出的变速比RATIO为第3变速比r3以下时，将第2变速装置T2的变速档设定为最高速侧的3速档，因此，能够防止发动机3的超速旋转和发动机制动的制动力的过大化。
此外，在车辆V的行驶中，当将发动机3的动力经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW时，通过第3行星齿轮装置81和制动器111将发动机3与第1和第2太阳齿轮62、72之间的动力传递截断，从而能够将经由第2变速装置T2向驱动轮DW、DW的发动机3的动力传递截断。由此，能够无障碍地经由第1变速装置T1向驱动轮DW、DW传递发动机3的动力。
此外，当在车辆V的减速行驶中踩下了油门踏板时，通过解除制动器111对第3行星架86的制动(图14～图16)，或者通过解除第1和第2制动器91、101对第1齿圈63和第2行星架76的制动(图17～图25)，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2的动力传递被截断。因此，在从车辆V的减速行驶进行加速时，能够将发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2的动力传递截断，能够顺畅地转移到经由第1变速装置T1向驱动轮DW、DW的发动机3的动力传递。
此外，如参照图16和图19说明的那样，在车辆V的减速行驶中，当变速比RATIO比较小时，即驱动轮DW、DW的转速较高时，通过单向离合器OW自动连接第1太阳齿轮62与第1行星架65之间，从而将第2变速装置T2的变速档设定为3速档。此外，在车辆V的减速行驶中，当变速比RATIO比较大时，即驱动轮DW、DW的转速较低时，通过单向离合器OW自动截断第1太阳齿轮62与第1行星架65之间。因此，在进行上述的动作的基础上，不需要单向离合器OW自身的特别的控制。
此外，如参照图22和图25说明的那样，在车辆V的减速行驶中，第2制动器101对第2行星架76的正转的阻止以及第1制动器91对第1齿圈63的正转的阻止是伴随向第1～第3行星齿轮装置61、71，81传递发动机制动的制动力而自动进行的。因此，与使用接合/断开式的离合器的情况不同，在进行上述的动作的基础上，不需要始终监视第1齿圈63和第2行星架76的转速。
此外，如参照图16和图19说明的那样，在为了将第2变速装置T2的变速档设定为3速档，使第1和第2行星齿轮装置61、71的4个旋转要素一体地旋转的情况下，通过第1和第2制动器91、101的解除动作，能够容许第1齿圈73和第2行星架76的正转，因此，能够无障碍地进行使用上述的单向离合器OW的向3速档的变速档的设定动作。
此外，如参照图28～图31说明的那样，在判定为第1变速装置T1发生了故障的情况下，在车辆V正停止且使发动机3起动时，发动机3与第1和第2太阳齿轮62、72之间的动力传递通过第3行星齿轮装置81和制动器111被截断。因此，在第1变速装置T1正故障且车辆V正停止时，能够不驱动驱动轮DW、DW而适当进行发动机3的起动。此外，在判定为第1变速装置T1发生了故障的情况下，在车辆V的停止中，只要不踩下油门踏板，就保持上述的发动机3与第1和第2太阳齿轮62、72之间的动力传递的截断。因此，在第1变速装置T1正故障且车辆V正停止时，能够不驱动驱动轮DW、DW而适当进行发动机3的怠速运转。
此外，在判定为第1变速装置T1发生了故障的情况下，在发动机3正运转且使车辆V起步时，通过第1制动器91的反转阻止动作阻止第1齿圈63的反转，执行第2制动器101的解除动作，并且，以使得从发动机3向驱动轮DW、DW传递的动力逐渐增大的方式，逐渐增大制动器111的制动力。由此，在第1变速装置T1的故障中，能够从发动机3经由第2变速装置T2向驱动轮DW、DW传递动力，并且，能够逐渐增大传递到该驱动轮DW、DW的动力，因此，能够适当地使车辆V起步而不会发生发动机熄火和震动。
此外，该情况下，由于通过第1制动器91对第1齿圈63进行制动，因此，与通过第2制动器101对第2行星架76进行了制动的情况相比，能够增大传递到第1行星架65和第2齿圈73的扭矩与传递到第1和第2太阳齿轮62、72的扭矩之比。因此，当通过经由第2变速装置T2的向驱动轮DW、DW的动力传递而使车辆V起步时，能够将更大的扭矩传递到驱动轮DW、DW，进而，能够提高车辆V的起步性能。
此外，如参照图26和图27说明的那样，在车辆V的减速行驶中，当所检测到的车速VP为规定的车速VPREF以下时，优先于从减速燃料切断运转重新开始对发动机3的燃料供应而停止发动机3，因此，能够适当进行发动机3的怠速停止。此外，在车辆V的减速行驶中，当所检测到的车速VP为规定的车速VPREF以下时，通过释放制动器111，将发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2的动力传递截断，因此，能够防止发动机3的不需要的反冲起动。
接着，参照图32说明本发明的第2实施方式的动力传递装置。如图32所示，第2实施方式的动力传递装置与第1实施方式相比，主要不同之处在于：代替单向离合器OW而设有作为电磁离合器的离合器CL；以及第1和第2制动器121、131均由电磁离合器式的制动器构成。在图32中，对与第1实施方式相同的结构要素标注相同的标号。以下以与第1实施方式的不同点为中心进行说明。
如图33所示，离合器CL、第1和第2制动器121、131与ECU2连接，它们的接合程度由ECU2控制。根据与上述的第1实施方式之间的结构的不同，第2实施方式中的第2变速装置T2A的动作与第1实施方式不同，因此，以下参照图34～图51对这方面进行说明。
[第1控制模式]
图34示出第1实施方式中叙述的用于执行第1控制模式的处理。在该图中，对与第1实施方式(图14)相同的执行内容的部分标注相同的步骤编号。首先，为了将第2变速装置T2A的变速档设定为3速档，在图34的步骤91和92中分别释放第1和第2制动器121、131，在接下来的步骤93中，将离合器CL接合。接着，执行第1实施方式中叙述的步骤23～25，结束本处理。由此，当油门踏板未被踩下时(步骤23：否)，逐渐增大制动器111的制动力(步骤24)，当被踩下时(步骤23：是)，释放制动器111(步骤25)。
图35示出即将开始第1控制模式之前的车辆V的行驶中的各种旋转要素之间的转速的关系，图36示出第1控制模式的执行中的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。对第1实施方式中叙述的图15和图16与这些图35和图36进行对比可知，这些情况下的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系与第1实施方式相同。
如图35所示，在车辆V的行驶中，当变速比RATIO为第3变速比r3以下时，为了在之后的第1控制模式的开始时将第2变速装置T2A的变速档设定为3速档，释放制动器111、第1和第2制动器121、131，并将离合器CL接合。
通过该制动器111的释放，与第1实施方式同样，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2A的动力传递被截断，从而使发动机3的动力仅经由第1变速装置T1而传递到驱动轮DW、DW。此外，通过上述的第1和第2制动器121、131的释放而容许第1齿圈63和第2行星架76的旋转(正转/反转)，并且通过离合器CL的接合而使第1太阳齿轮62与第1行星架65之间利用离合器CL连接，由此，由第1和第2行星齿轮装置61、71构成的4个旋转要素一体地旋转。在图35中，细单点划线表示第2变速装置T2A的变速档为3速档时的各种旋转要素之间的转速的关系。
此外，当行驶中的车辆V向减速行驶转移，伴随执行发动机3的减速燃料切断运转而执行第1控制模式时，如图36所示，为了将第2变速装置T2A的变速档设定为3速档，继续释放第1和第2制动器121、131(图34的步骤91、92)，并将离合器CL接合(步骤93)。此外，与第1实施方式同样，使制动器111对第3行星架86的制动力逐渐增大(步骤24)。由此，第3行星架86的转速成为值0。图36中的各种参数如参照图16而在第1实施方式中说明的那样。
由图36可知，与第1实施方式同样，发动机制动的制动力将制动器111的制动力作为反力，而被传递到第1和第2太阳齿轮62、72。此外，通过离合器CL的接合，第1太阳齿轮62与第1行星架65之间被连接，从而使由第1和第2行星齿轮装置61、71构成的4个旋转要素一体地旋转。其结果是，与第1实施方式同样，传递到第1太阳齿轮62等的发动机制动的制动力进一步经由第1和第2行星齿轮装置61、71而传递到驱动轮DW、DW。
此外，在第1控制模式的执行中，与第1实施方式同样，当油门踏板被踩下时(步骤23：是)，制动器111被释放(步骤25)，由此，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2A的动力传递被截断。此外，在通过上述油门踏板的踩下而重新开始对发动机3的燃料供应后，再次进行前述的图35所示的车辆V的行驶中的动作，将发动机3的动力经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW。
[第2控制模式]
接着，参照图37说明用于执行第2控制模式的处理。首先，为了将第2变速装置T2A的变速档设定为3速档，在图37的步骤101和102中分别释放第1和第2制动器121、131，在接下来的步骤103中，将离合器CL接合。接着，在步骤104～106中，与所述步骤23～25同样，根据油门开度AP与规定开度APREF的比较结果来控制制动器111的动作，结束本处理。
具体而言，在步骤104中判别油门开度AP是否大于规定开度APREF，当该结果为“否”且油门踏板未被踩下时，在步骤105中将制动器111接合，结束本处理。通过该步骤105的执行，使制动器111的制动力逐渐增大。另一方面，当步骤104的结果为“是”且油门踏板被踩下时，在步骤106中释放制动器111，结束本处理。
图38示出即将开始第2控制模式之前的车辆V的行驶中的各种旋转要素之间的转速的关系，图39示出第2控制模式的执行中的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。
如图38所示，在车辆V的行驶中，当变速比RATIO大于第3变速比r3并且为第2变速比r2以下时，为了在之后的第2控制模式的开始时将第2变速装置T2A的变速档迅速设定为3速档，释放制动器111、第1和第2制动器121、131，并且将离合器CL接合。
通过该制动器111的释放，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2A的动力传递被截断，从而使发动机3的动力仅经由第1变速装置T1而传递到驱动轮DW、DW。此外，如图38所示，通过上述的第1和第2制动器121、131的释放以及离合器CL的接合，从而使由第1和第2行星齿轮装置61、71构成的4个旋转要素一体地旋转。并且还由于变速比RATIO大于第2变速装置T2A的3速档的第3变速比r3，因此第3行星架86反转。在图38中，细单点划线表示变速档为3速档时的各种旋转要素之间的转速的关系，细双点划线表示为2速档时的各种旋转要素之间的转速的关系。
此外，当行驶中的车辆V向减速行驶转移，伴随执行发动机3的减速燃料切断运转而执行第2控制模式时，如图39所示，为了将第2变速装置T2A的变速档设定为3速档，继续释放第1和第2制动器121、131(图37的步骤101、102)，并将离合器CL接合(步骤103)。此外，使制动器111对第3行星架86的制动力逐渐增大(步骤105)。由此，第3行星架86的转速成为值0。
由图39可知，与第1实施方式同样，发动机制动的制动力将制动器111的制动力作为反力，而被传递到第1和第2太阳齿轮62、72。此外，通过离合器CL的接合，使由第1和第2行星齿轮装置61、71构成的4个旋转要素一体地旋转，其结果是，传递到第1太阳齿轮62等的发动机制动的制动力进一步经由第1和第2行星齿轮装置61、71而传递到驱动轮DW、DW。
此外，在第2控制模式的执行中，与图34所示的第1控制模式的情况同样，当油门踏板被踩下时(步骤104：是)，制动器111被释放(步骤106)，由此，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2A的动力传递被截断。此外，在通过上述油门踏板的踩下而重新开始对发动机3的燃料供应后，再次进行前述的图38所示的车辆V的行驶中的动作，将发动机3的动力经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW。
[第3控制模式]
接着，参照图40说明用于执行第3控制模式的处理。首先，为了将第2变速装置T2A的变速档设定为2速档，在图40的步骤111和112中分别释放第1制动器121和离合器CL，在接下来的步骤113中，将第2制动器131接合。接着，在步骤114～116中，与所述步骤23～25同样，根据油门开度AP与规定开度APREF的比较结果来控制制动器111的动作，结束本处理。
图41示出即将开始第3控制模式之前的车辆V的行驶中的各种旋转要素之间的转速的关系，图42示出第3控制模式的执行中的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。
如图41所示，在车辆V的行驶中，当变速比RATIO大于第2变速比r2并且为第1变速比r1以下时，为了在之后的第3控制模式的开始时将第2变速装置T2A的变速档迅速设定为2速档，释放第1制动器121，将第2制动器131接合，并释放离合器CL。
通过该制动器111的释放，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2A的动力传递被截断，从而使发动机3的动力经由第1变速装置T1被传递到驱动轮DW、DW。此外，通过上述的第1制动器121的释放而容许第1齿圈63的旋转，并且，通过第2制动器131的接合，利用第2制动器131对第2行星架76进行制动，从而使第2行星架76的转速成为值0，并且，通过离合器CL的释放，第1太阳齿轮62与第1行星架65之间被截断。并且还由于变速比RATIO大于第2变速装置T2A的2速档的第2变速比r2，因此如图41所示，第3行星架86反转。在图41中，细单点划线表示第2变速装置T2A的变速档为2速档时的各种旋转要素之间的转速的关系，细双点划线表示为1速档时的各种旋转要素之间的转速的关系。
此外，当行驶中的车辆V向减速行驶转移，伴随执行发动机3的减速燃料切断运转而执行第3控制模式时，如图42所示，为了将第2变速装置T2A的变速档设定为2速档，继续释放第1制动器121和离合器CL(图40的步骤111、112)，并将第2制动器131接合(步骤113)。此外，使制动器111对第3行星架86的制动力逐渐增大(步骤115)。由此，第3行星架86的转速成为值0。在图42中，RB2A表示第2制动器131的反力扭矩。
由图42可知，与第1实施方式同样，发动机制动的制动力将制动器111的制动力作为反力，而被传递到第1和第2太阳齿轮62、72。此外，传递到第1太阳齿轮62等的发动机制动的制动力将作用于第2行星架76的第2制动器131的制动力作为反力，经由第1行星架65和第2齿圈73而被传递到驱动轮DW、DW。
此外，在第3控制模式的执行中，与图34所示的第1控制模式的情况同样，当油门踏板被踩下时(步骤114：是)，制动器111被释放(步骤116)，由此，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2A的动力传递被截断。此外，在通过上述油门踏板的踩下而重新开始对发动机3的燃料供应后，再次进行前述的图41所示的车辆V的行驶中的动作，将发动机3的动力经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW。
[第4控制模式]
接着，参照图43说明用于执行第4控制模式的处理。首先，为了将第2变速装置T2A的变速档设定为1速档，在图43的步骤121和122中分别释放第2制动器131和离合器CL，在接下来的步骤123中，将第1制动器121接合。接着，在步骤124～126中，与所述步骤23～25同样，根据油门开度AP与规定开度APREF的比较结果来控制制动器111的动作，结束本处理。
图44示出即将开始第4控制模式之前的车辆V的行驶中的各种旋转要素之间的转速的关系，图45示出第4控制模式的执行中的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。
如图44所示，在车辆V的行驶中，当变速比RATIO大于第1变速比r1时，为了在之后的第4控制模式的开始时将第2变速装置T2A的变速档迅速设定为1速档，将第1制动器121接合，并释放第2制动器131和离合器CL。
通过该制动器111的释放，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2A的动力传递被截断，从而将发动机3的动力经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW。此外，通过上述的第1制动器121的接合，第1齿圈63利用第1制动器121被制动，从而使第1齿圈63的转速成为值0，进而，通过第2制动器131的释放而容许第2行星架76的旋转，并且通过离合器CL的释放而使第1太阳齿轮62与第1行星架65之间被截断。并且还由于变速比RATIO大于第2变速装置T2A的1速档的第1变速比r1，因此如图44所示，第3行星架86反转。在图44中，细单点划线表示变速档为1速档时的各种旋转要素之间的转速的关系。
此外，当行驶中的车辆V向减速行驶转移，伴随执行发动机3的减速燃料切断运转而执行第4控制模式时，如图45所示，为了将第2变速装置T2A的变速档设定为1速档，继续释放第2制动器131和离合器CL(图40的步骤121、122)，并且将第1制动器121接合(步骤123)。此外，使制动器111对第3行星架86的制动力逐渐增大(步骤125)。由此，第3行星架86的转速成为值0。在图45中，RB1A表示第1制动器121的反力扭矩。
由图45可知，与第1实施方式同样，发动机制动的制动力将制动器111的制动力作为反力，而被传递到第1和第2太阳齿轮62、72。此外，传递到第1太阳齿轮62等的发动机制动的制动力将作用于第1齿圈63的第1制动器121的制动力作为反力，而经由第1行星架65和第2齿圈73被传递到驱动轮DW、DW。
此外，在第4控制模式的执行中，与图34所示的第1控制模式的情况同样，当油门踏板被踩下时(步骤124：是)，制动器111被释放(步骤126)，由此，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2A的动力传递被截断。此外，在通过上述油门踏板的踩下而重新开始对发动机3的燃料供应后，再次进行前述的图44所示的车辆V的行驶中的动作，将发动机3的动力经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW。
此外，在第2实施方式中，与第1实施方式(图26)同样地执行用于停止车辆V的减速行驶中的发动机3的怠速(怠速停止)的处理。图46示出在前述的第2控制模式的执行中，执行了本处理的情况下的各种旋转要素之间的转速的关系。
如图46所示，通过释放制动器111，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2A的动力传递被截断，因此，能够防止基于惯性而产生的驱动轮DW、DW的动力经由第2变速装置T2A而传递所导致的发动机3的不需要的反冲起动。此外，与第1实施方式同样，在车辆V的减速行驶中，当车速VP为规定的车速VPREF以下时，能够优先于从减速燃料切断运转重新开始对发动机3的燃料供应，而适当进行发动机3的怠速停止。
此外，在第2实施方式中，与第1实施方式同样，当判定第1变速装置T1的故障(图28)并且判定为第1变速装置T1发生了故障时，控制第2变速装置T2A的动作，使得经由第2变速装置T2A将发动机3的动力传递到驱动轮DW、DW。图47示出用于在第1变速装置T1的故障中控制第2变速装置T2A的动作的处理。在该图中，对与第1实施方式(图29)相同的执行内容的部分标注相同的步骤编号。以下，以与第1实施方式不同的执行内容为中心进行说明。
如图47所示，在所述步骤83的接下来的步骤131和132中分别释放离合器CL和第2制动器131。接着，将第1制动器121接合(步骤133)，之后执行所述步骤86以后的步骤。
图48示出通过上述的图47所示的处理在车辆V的停止中起动了发动机3的情况下的各种旋转要素之间的转速的关系。如上所述，与第1实施方式同样，在发动机3起动时(步骤86：是)，将制动器111保持为释放状态(步骤83)。由此，在第1变速装置T1的故障中，从发动机3到驱动轮DW、DW的经由第2变速装置T2A的动力传递被截断，因此如图48所示，驱动轮DW、DW的转速保持为值0，能够适当进行发动机3的起动，并且能够适当进行发动机3的怠速运转。
此外，图49示出通过图47所示的处理使车辆V起步的情况下的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。如前所述，当油门踏板被踩下时(步骤88：是)，将到目前为止被释放的制动器111接合，并且使其制动力逐渐增大。由此，如图49所示，第3行星架86的转速成为值0。此外，释放第2制动器131(步骤132)，并且将第1制动器121接合(步骤133)。在图49中，如参照图45说明的那样，RB1A表示第1制动器121的制动扭矩，其他的参数如第1实施方式中说明的那样。
由图49可知，与第1实施方式同样，发动机3的扭矩将制动器111的制动力作为反力，而被传递到第1和第2太阳齿轮62、72，进而，将从第1制动器121作用于第1齿圈63的制动力作为反力，而被传递到驱动轮DW、DW。由此，发动机3的动力以按照第2变速装置T2A的1速档的变速比来减速的状态，被传递到驱动轮DW、DW。
此外，在第2实施方式中，在第1变速装置T1的故障中，当将发动机3的动力经由第2变速装置T2A传递到驱动轮DW、DW时，进行变速档的变更。图50示出用于将第2变速装置T2A的变速档从1速档变更到2速档的处理。每隔规定的时间(例如100msec)重复执行本处理。
首先，在图50的步骤141中，判别第1实施方式中叙述的第1变速装置故障标志F_T1NG是否为“1”。当该结果为“否”时，直接结束本处理，另一方面，当该结果为“是”时，即，当第1变速装置T1发生了故障时，判别升档请求标志F_UPRATIO是否为“1”(步骤142)。当判定为应将第2变速装置T2A的变速档从1速档升档为2速档时，将该升档请求标志F_UPRATIO设定为“1”，表示存在升档请求。该判定是根据车速VP、发动机转速NE和油门开度AP来进行的。
当上述步骤142的结果为“否”时，直接结束本处理，另一方面，当上述步骤142的结果为“是”时(F_UPRATIO＝1)，请求将第2变速装置T2A的变速档从1速档变更为2速档时，执行接下来的步骤143～147的处理，以将变速档变更为2速档。
即，将到目前为止处于释放状态的离合器CL(参照图47的步骤131)继续保持为释放状态(步骤143)，释放到目前为止处于接合状态的制动器111和第1制动器91(参照图47的步骤83和步骤133)(步骤144，145)。接着，将处于释放状态的第2制动器101(图47的步骤132参照)接合(步骤146)，并将制动器111接合(步骤147)，结束本处理。以使得这些步骤146和147中的第2制动器101和制动器111的制动力逐渐增大的方式来进行两者101、111的接合。
此外，图51示出通过上述的图50所示的处理将第2变速装置T2A的变速档升档为2速档时的车辆V的行驶中的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。在图51中，如参照图42说明的那样，RB2A表示第2制动器131的反力扭矩。
由图51可知，发动机3的扭矩将制动器111的制动力作为反力，而被传递到第1和第2太阳齿轮62、72，进而将从第2制动器131作用于第2行星架76的制动力作为反力，而被传递到驱动轮DW、DW。由此，发动机3的动力以根据第2变速装置T2A的2速档的变速比而被减速的状态，被传递到驱动轮DW、DW。
另外，虽然未图示，但是，也能够同样地进行将第2变速装置T2A的变速档向3速档的切换。该情况下，与第1和第2控制模式的情况同样地进行用于将变速档设定为3速档的制动器111、第1和第2制动器121、131的控制。
此外，第2实施方式中的各种要素与本发明中的各种要素之间的对应关系如下。即，第2实施方式中的ECU2相当于本发明中的控制单元、故障判定单元和故障时用控制单元。其他的对应关系除了本发明中的第2～第4单向离合器以外，与第1实施方式相同。
如以上那样，根据第2实施方式，与第1实施方式同样，在车辆V的减速行驶中，经由与第1变速装置T1并列设置的第2变速装置T2A，进行驱动轮DW、DW与发动机3之间的动力传递。该情况下，如参照图34～图45详细说明的那样，变速比RATIO越小，即，驱动轮DW、DW的转速越高，则将第2变速装置T2A的变速档设定为越高速侧的变速档，因此，在车辆V的减速行驶中，能够使发动机制动适当地作用于驱动轮DW、DW，由此能够提高驾驶性能，并且能够防止发动机3的超速旋转。
此外，如参照图34～图36详细说明的那样，在车辆V的减速行驶开始时，当所计算出的变速比RATIO为第3变速比r3以下时，将第2变速装置T2A的变速档设定为最高速侧的3速档，因此，能够防止发动机3的超速旋转和发动机制动的制动力的过大化。
此外，在车辆V的行驶中，当将发动机3的动力经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW时，通过第3行星齿轮装置81和制动器111将发动机3与第1和第2太阳齿轮62、72之间的动力传递截断，从而能够将经由第2变速装置T2A向驱动轮DW、DW的发动机3的动力传递截断。由此，能够无障碍地经由第1变速装置T1向驱动轮DW、DW传递发动机3的动力。
此外，当车辆V的减速行驶中踩下了油门踏板时，通过解除制动器111对第3行星架86的制动(图34～图45)，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2A的动力传递被截断。因此，在从车辆V的减速行驶进行加速时，能够将发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2A的动力传递截断，能够顺畅地转移到经由第1变速装置T1向驱动轮DW、DW的发动机3的动力传递。
此外，如参照图47～图51说明的那样，与第1实施方式同样，在判定为第1变速装置T1发生了故障的情况下，在车辆V的停止中，能够不驱动驱动轮DW、DW而适当地进行发动机3的起动和怠速运转。此外，在判定为第1变速装置T1发生了故障的情况下，当发动机3正运转且使车辆V起步时，能够从发动机3经由第2变速装置T2A向驱动轮DW、DW传递动力，并且能够使传递到该驱动轮DW、DW的动力逐渐增大。因此，在第1变速装置T1的故障中，能够适当地使车辆V起步而不会发生发动机熄火和震动。该情况下，由于通过第1制动器121对第1齿圈63进行制动，因此能够将更大的扭矩传递到驱动轮DW、DW，进而，能够提高车辆V的起步性能。
此外，在判定为第1变速装置T1发生了故障的情况下，在发动机3正运转且车辆V正行驶时，以使得从发动机3向第1和第2太阳齿轮62、72传递动力的方式，控制制动器111，解除第1制动器121的制动，并且通过第2制动器131对第2行星架76进行制动。由此，与通过第1制动器121对第1齿圈63进行制动的情况相比，第1太阳齿轮62等的转速与联结于驱动轮DW、DW的第1行星架65等的转速之比变小，能够减小从发动机3经由第2变速装置T2A传递到驱动轮DW、DW的动力的减速比，进而，能够使驱动轮DW、DW的转速上升。
此外，如参照图46详细说明的那样，与第1实施方式同样，在车辆V的减速行驶中，当所检测到的车速VP为规定的车速VPREF以下时，优先于从减速燃料切断运转重新开始对发动机3的燃料供应而停止发动机3，因此，能够适当进行发动机3的怠速停止。此外，在车辆V的减速行驶中，当所检测到的车速VP为规定的车速VPREF以下时，释放制动器111，从而将发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2A的动力传递截断，因此，能够防止发动机3的不需要的反冲起动。
接着，参照图52说明本发明的第3实施方式的动力传递装置。第3实施方式的动力传递装置与第1实施方式相比，主要是第2变速装置T2B的结构不同。在图52中，对与第1实施方式相同的结构要素标准相同的标号。以下以与第1实施方式的不同点为中心进行说明。
如图52所示，第2变速装置T2B除了具有第1行星齿轮装置141、第2行星齿轮装置151、第3行星齿轮装置161、离合器171和第3制动器181以外，还具有第1实施方式中叙述的第1和第2制动器91、101。
第1行星齿轮装置141是单小齿轮式的行星齿轮装置，具有第1太阳齿轮142、设于第1太阳齿轮142的外周的第1齿圈143、与两个齿轮142、143啮合的多个小齿轮144、以及旋转自如地支承小齿轮144的旋转自如的第1行星架145。第2行星齿轮装置151与第1行星齿轮装置141同样，是单小齿轮式的行星齿轮装置，具有第2太阳齿轮152、第2齿圈153、与两个齿轮152、153啮合的多个小齿轮154、以及旋转自如地支承小齿轮154的旋转自如的第2行星架155。
此外，第3行星齿轮装置161是双小齿轮式的行星齿轮装置，具有第3太阳齿轮162、第3齿圈163、与第3太阳齿轮162啮合的多个第1小齿轮164、与第1小齿轮164和第3齿圈163啮合的多个第2小齿轮165、以及旋转自如地支承第1和第2小齿轮164、165的旋转自如的第3行星架166。第1太阳齿轮142的齿数与第1齿圈143的齿数之比被设定为小于第2太阳齿轮152的齿数与第2齿圈153的齿数之比的值。
第1～第3太阳齿轮142、152、162呈同轴状地设置于第1实施方式中叙述的中空的第2旋转轴52，能够与第2旋转轴52一体地自由旋转。第1和第2行星架145、155设置成彼此一体，呈同轴状地与输出轴12联结。此外，第3齿圈163经由凸缘等而呈同轴状地与第2行星架155联结。由此，第3齿圈163、第1和第2行星架145、155能够与输出轴12一体地自由旋转。
此外，在第1实施方式中叙述的第1旋转轴51与第2旋转轴52之间设有所述离合器171。离合器171是电磁式的离合器，如图53所示，该离合器171与ECU2连接，其接合程度由ECU2控制。此外，所述第3制动器181是通过通常的单向离合器和不动的箱CA的组合而构成的，被安装在第3行星架166上。当被传递使第3行星架166正转的动力时，第3制动器181通过对第3行星架166与箱CA之间进行连接，从而阻止第3行星架166的正转，另一方面，当被传递使第3行星架166反转的动力时，第3制动器181通过将第3行星架166与箱CA之间截断，从而容许第3行星架166的反转。
如以上那样，在第2变速装置T2B中，第1～第3太阳齿轮142、152、162能够彼此一体地自由旋转。此外，第3齿圈163、第1和第2行星架145、155能够彼此一体地自由旋转。此外，第1太阳齿轮142的齿数与第1齿圈143的齿数之比被设定为小于第2太阳齿轮152的齿数与第2齿圈153的齿数之比的值。
根据以上说明，第1～第3太阳齿轮142、152、162的转速，第3齿圈163、第1和第2行星架145、155的转速，第1齿圈143的转速，第2齿圈153的转速，以及第3行星架166的转速，在共线图中满足在单一的直线上依次排列的共线关系。这样，通过第1～第3行星齿轮装置141、151、161构成转速彼此处于共线关系的5个旋转要素。
此外，如图1和图52所示，第1～第3太阳齿轮142、152、162经由第2旋转轴52、离合器171、第1旋转轴51、第2链轮SP2、链条CH、第1链轮SP1和第1变速装置T1的输入轴11而与曲轴联结。因此，在离合器171的接合时，如果无视第1和第2链轮SP1、SP2导致的减速，则第1～第3太阳齿轮142、152、162和发动机转速NE彼此相等。此外，第3齿圈163、第1和第2行星架145、155经由输出轴12、差动装置DF和左右的驱动轴DS、DS，与左右的驱动轮DW、DW联结。因此，如果无视差动装置DF导致的减速，则第3齿圈163、第1和第2行星架145、155的转速与驱动轮DW、DW的转速相等。
根据以上说明，离合器171的连接中的发动机3、驱动轮DW、DW以及第2变速装置T2B中的各种旋转要素之间的转速的关系例如表示为图54所示的共线图那样。由该共线图可知，当通过第3制动器181容许第3行星架181的反转，通过第2制动器101的解除动作容许第2齿圈153的旋转，通过第1制动器91的正转或反转阻止动作阻止了第1齿圈143的旋转(正转/反转)时，第2变速装置T2B的变速比(输入轴11的转速/输出轴12的转速)成为最大(最低速侧)，其变速档成为1速档。
此外，如图55所示，当通过第3制动器181容许第3行星架181的反转，通过第2制动器101的正转阻止动作阻止第2齿圈153的正转，通过第1制动器91的解除动作容许了第1齿圈143的旋转时，成为中速侧的值，其变速档成为2速档。此外，如图56所示，当通过第3制动器181阻止第3行星架181的正转，通过第2制动器101的解除动作容许第2齿圈153的旋转，通过第1制动器91的解除动作容许了第1齿圈143的旋转时，成为最小(最高速侧)，其变速档成为3速档。
另外，图54可知，发动机3的扭矩将驱动轮DW、DW的负荷作为反力，以使第1齿圈143反转的方式进行作用，基于惯性而产生的驱动轮DW、DW的扭矩将发动机制动的制动力作为反力，以使第1齿圈143正转的方式进行作用。因此，关于上述的第2变速装置T2B的1速档，在第1制动器91的反转阻止动作的执行中、并且从发动机3经由第2变速装置T2B向驱动轮DW、DW的动力传递中成立，在第1制动器91的正转阻止动作的执行中、并且从驱动轮DW、DW经由第2变速装置T2B向发动机3的动力传递中成立。
此外，第2和第3制动器101、181容许第2齿圈153和第3行星架166的反转，与此相对，由图55和图56可知，发动机3的扭矩将来自驱动轮DW、DW的负荷作为反力，以使第2齿圈153和第3行星架166反转的方式进行作用。因此，关于上述的第2变速装置T2B的2速档和3速档，在从发动机3仅经由第2变速装置T2B向驱动轮DW、DW的动力传递中不成立，仅在从驱动轮DW、DW经由第2变速装置T2B向发动机3的动力传递中成立。
如上所述，第3实施方式的第2变速装置T2B的结构与第1实施方式的第2变速装置T2的结构不同，因此，用于控制车辆V的减速行驶中的第2变速装置T2B的动作的处理也第1实施方式不同。以下，参照图57以与第1实施方式的不同点为中心对该处理进行说明。在该图中，对与第1实施方式相同的执行内容的部分标注相同的步骤编号。
如图57所示，当所述步骤1的结果为“是”时，在接下来的步骤151以后，与第1实施方式同样，根据变速比RATIO，执行用于控制第2变速装置T2B的控制模式。具体而言，判别变速比RATIO是否为规定的第3变速比R3以下(步骤151)。该第3变速比R3被设定为第2变速装置T2B的前述的3速档的变速比。
当该步骤151的结果为“是”、变速比RATIO为第3变速比R3以下时，即，当变速比RATIO为第2变速装置T2B的最高速侧的变速比以下(高速侧)时，执行后述的第1控制模式(步骤152)，结束本处理。
另一方面，当上述步骤151的结果为“否”(RATIO＞R3)时，判别变速比RATIO是否为第2变速比R2以下(步骤153)。该第2变速比R2被设定为第2变速装置T2B的前述的2速档的变速比。当该步骤153的结果为“是”时，即，变速比RATIO大于3速档的变速比(低速侧)、并且为2速档的变速比以下(高速侧)时，执行第2控制模式(步骤154)，结束本处理。
另一方面，当上述步骤153的结果为“否”(RATIO＞R2)时，判别变速比RATIO是否为第1变速比R1以下(步骤155)。该第1变速比R1被设定为第2变速装置T2B的前述的1速档的变速比。当该步骤155的结果为“是”时，即，变速比RATIO大于2速档的变速比(低速侧)并且为1速档的变速比以下(高速侧)时，执行第3控制模式(步骤156)，结束本处理。
另一方面，当上述步骤155的结果为“否”(RATIO＞R1)、变速比RATIO大于第2变速装置T2B的1速档的变速比(低速侧)时，执行第4控制模式(步骤157)，结束本处理。
[第1控制模式]
接着，参照图58说明图57的步骤152的用于执行第1控制模式的处理。在图58中，对与第1实施方式相同的执行内容的部分标注相同的步骤编号。如该图所示，为了将第2变速装置T2B的变速档设定为前述的3速档，通过所述步骤21和22的执行，分别执行第1和第2制动器91、101的解除动作。
接着，当所述步骤23的结果为“否”(AP≦APREF)、油门踏板未被踩下时，执行将离合器171接合(步骤161)并结束本处理的该步骤161，从而使离合器171的接合程度逐渐增大，重复该执行的结果是，发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间被完全连接。
另一方面，当步骤23的结果为“是”、油门踏板被踩下时，释放离合器171(步骤162)，结束本处理。由此，发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间通过离合器171被截断，因此，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2B的动力传递被截断。因此，伴随油门踏板的踩下而产生的发动机3的动力不会经由第2变速装置T2B而传递到驱动轮DW、DW，而是仅经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW。
接着，参照图59和图60说明上述的第1控制模式中的第2变速装置T2B的动作。图59示出即将开始第1控制模式之前的车辆V的行驶中的各种旋转要素之间的转速的关系，图60示出第1控制模式的执行中的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。如前所述，第1控制模式在变速比RATIO为第3变速比R3以下时被执行(图57的步骤151、152)，由此可知，在即将开始第1控制模式之前的车辆V的行驶中，变速比RATIO为第3变速比R3以下。
如图59所示，在车辆V的行驶中，当变速比RATIO为第3变速比R3以下时(高速侧)，为了在之后的第1控制模式的开始时将第2变速装置T2B的变速档迅速设定为3速档，执行第1和第2制动器91、101的解除动作，并释放离合器171。
通过该离合器171的释放，发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间被截断，从而使发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2B的动力传递被截断。因此，发动机3的动力仅经由第1变速装置T1而被传递。另外，该情况下，通过离合器171使发动机3与第1太阳齿轮142等之间被截断，因此，在图59中，用括号示出发动机3，并用虚线示出表示发动机转速NE的白圈。
此外，通过上述的第1和第2制动器91、101的解除动作容许第1和第2齿圈143、153的旋转，并且第3制动器181是仅阻止第3行星架166的正转的机械式的单向离合器，因此，第1和第2齿圈143、153正转，并且第3行星架166反转。在图59中，细单点划线表示第2变速装置T2B的变速档为3速档时的各种旋转要素之间的转速的关系。
此外，当行驶中的车辆V向减速行驶转移，伴随执行发动机3的减速燃料切断运转而执行第1控制模式时，如图60所示，为了将第2变速装置T2B的变速档设定为3速档，继续执行第1和第2制动器91、101的解除动作(图58的步骤21、22)。此外，使离合器171的接合程度逐渐增大(步骤161)。在图60中，RB3表示第3制动器181的反力扭矩，其他的参数如第1实施方式中说明的那样。
由图60可知，通过基于离合器171进行的发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间的连接，发动机制动的制动力被传递到第1～第3太阳齿轮142、152、162。与此相伴，传递到第1和第2行星架145、155以及第3齿圈163的驱动轮DW、DW的惯性扭矩将传递到第1太阳齿轮142等的发动机制动的制动力作为反力，而被传递到第3行星架166，以使第3行星架166正转的方式进行作用。由此，目前为止如图59所示反转的第3行星架166的转速成为值0。与此相伴，通过第3制动器181阻止第3行星架166的正转。
然后，如上所述，在阻止了第3行星架166的正转后，传递到第1太阳齿轮142等的发动机制动的制动力将从第3制动器181作用于第3行星架166的制动力作为反力，经由第1～第3行星齿轮装置141、151、161而传递到驱动轮DW、DW。换言之，将基于惯性而产生的驱动轮DW、DW的动力经由第2变速装置T2B传递到发动机3。
此外，在第1控制模式的执行中，当油门踏板被踩下、油门开度AP大于规定开度APREF时(图58的步骤23：是)，离合器171被释放(步骤162)，由此，与前述的车辆V的行驶中同样，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2B的动力传递被截断。此外，在通过上述的驾驶员的油门踏板的操作结束了减速燃料切断运转后，再次进行前述的图59所示的车辆V的行驶中的动作，将发动机3的动力经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW。
[第2控制模式]
接着，参照图61说明前述的图57的步骤154的用于执行第2控制模式的处理。在该图中，对与第1实施方式相同的执行内容标注相同的步骤编号。如图61所示，为了将第2变速装置T2B的变速档设定为3速档，通过所述步骤31和32的执行，分别执行第1和第2制动器91、101的解除动作，并在接下来的步骤171中将离合器171接合，结束本处理。
此外，图62示出即将开始第2控制模式之前的车辆V的行驶中的各种旋转要素之间的转速的关系，图63示出第2控制模式的执行中的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。如前所述，第2控制模式在变速比RATIO大于第3变速比R3且为第2变速比R2以下时被执行(图57的步骤153、154)，由此可知，在即将开始第2控制模式之前的车辆V的行驶中，变速比RATIO大于第2变速装置T2B的3速档的变速比即第3变速比R3，并且为2速档的变速比即第2变速比R2以下。
如图62所示，在车辆V的行驶中，当变速比RATIO大于第3变速比R3并且为第2变速比R2以下时，为了在之后的第2控制模式的开始时将第2变速装置T2B的变速档迅速设定为3速档，执行第1和第2制动器91、101的解除动作，并且将离合器171接合。
如前所述，当第2变速装置T2B的变速档为3速档时，通过第3制动器171阻止第3行星架166的正转，从而使第3行星架86的转速成为值0(参照图56)。此外，当变速档为2速档时，通过第2制动器101的正转阻止动作，使第2齿圈153的转速成为值0(参照图55)。在图62中，细单点划线表示变速档为3速档时的各种旋转要素之间的转速的关系，细双点划线表示为2速档时的各种旋转要素之间的转速的关系。
与此相对，在图62所示的车辆V的行驶中，通过前述的第1和第2制动器91、101的解除动作，容许第1和第2齿圈143、153的旋转(正转/反转)，并且通过上述的离合器171的接合，将发动机3的动力传递到第1～第3太阳齿轮142、152、162。并且还由于变速比RATIO处于第2变速装置T2B的3速档的第3变速比R3与2速档的第2变速比R2之间，因此，第1和第2齿圈143、153向正转方向空转，并且第3行星架166向反转方向空转。
该情况下，发动机3的动力被传递到第1太阳齿轮142等，但是，由于第1和第2齿圈143、153以及第3行星架166均空转，因此，传递到第1太阳齿轮142等的发动机3的动力不会经由第1～第3行星齿轮装置141、151、161而传递到驱动轮DW、DW。因此，发动机3的动力仅经由第1变速装置T1而传递到驱动轮DW、DW。
此外，当行驶中的车辆V向减速行驶转移，伴随执行发动机3的减速燃料切断运转而执行第2控制模式时，如图63所示，为了将第2变速装置T2B的变速档设定为3速档，继续执行第1和第2制动器91、101的解除动作(图61的步骤31、32)，并且将离合器171接合(步骤171)。图63所示的各种参数如参照图60说明的那样。
由图63可知，在通过上述的离合器171的接合而将发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间连接的状态下，当发动机转速NE降低时，与此相伴，发动机制动的制动力被传递到第1～第3太阳齿轮142、152、162。此外，与前述的图60所示的第1控制模式的情况同样，传递到第1和第2行星架145，155以及第3齿圈163的驱动轮DW、DW的惯性扭矩将传递到第1太阳齿轮142等的发动机制动的制动力作为反力，而被传递到第3行星架166，以使第3行星架166正转的方式进行作用。由此，目前为止如图62所示反转的第3行星架166的转速成为值0。与此相伴，通过第3制动器181阻止第3行星架166的正转。
然后，如上所述，在阻止了第3行星架166的正转后，传递到第1太阳齿轮142等的发动机制动的制动力将从第3制动器181作用于第3行星架166的制动力作为反力，而经由第1～第3行星齿轮装置141、151、161被传递到驱动轮DW、DW。换言之，将基于惯性而产生的驱动轮DW、DW的动力经由第2变速装置T2B传递到发动机3。
此外，在第2控制模式的执行中，在油门踏板被踩下从而结束减速燃料切断运转并重新开始对发动机3的燃料供应后，由图63可知，由此产生的发动机3的扭矩将驱动轮DW、DW的负荷作为反力，以使第1齿圈143、第2齿圈153和第3行星架166反转的方式进行作用。由此，不再从第3制动器181向第3行星架166作用制动力，其结果是，再次进行前述的图62所示的车辆V的行驶中的动作，将发动机3的动力经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW。
[第3控制模式]
接着，参照图64说明前述的图57的步骤156的用于执行第3控制模式的处理。在该图中，对与第1实施方式相同的执行内容标注相同的步骤编号。如图64所示，为了将第2变速装置T2B的变速档设定为2速档，通过所述步骤41和42的执行，分别执行第1制动器91的解除动作和第2制动器101的正转阻止动作，在接下来的步骤181中，将离合器171接合，结束本处理。
此外，图65示出即将开始第3控制模式之前的车辆V的行驶中的各种旋转要素之间的转速的关系，图66示出第3控制模式的执行中的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。如前所述，第3控制模式在变速比RATIO大于第2变速比R2并且为第1变速比R1以下时被执行(图57的步骤155，156)，由此可知，在即将开始第3控制模式之前的车辆V的行驶中，变速比RATIO大于第2变速装置T2B的2速档的变速比即第2变速比R2、并且为1速档的变速比即第1变速比R1以下。
如图65所示，在车辆V的行驶中，当变速比RATIO大于第2变速比R2并且为第1变速比R2以下时，为了在之后的第3控制模式的开始时将第2变速装置T2B的变速档迅速设定为2速档，执行第1制动器91的解除动作和第2制动器101的正转阻止动作，并将离合器171接合。
如前所述，当第2变速装置T2B的变速档为2速档时，通过第2制动器101的正转阻止动作而使第2齿圈153的转速成为值0(参照图55)。此外，当变速档为1速档时，通过第1制动器91的正转阻止动作而使第1齿圈143的转速成为值0(参照图54)。在图65中，细单点划线表示变速档为2速档时的各种旋转要素之间的转速的关系，细双点划线表示为1速档时的各种旋转要素之间的转速的关系。
与此相对，在图65所示的车辆V的行驶中，通过上述的第1制动器91的解除动作，容许第1齿圈143的旋转(正转/反转)，通过第2制动器101的正转阻止动作，容许第2齿圈153的反转，并且通过离合器171的接合，将发动机3的动力传递到第1～第3太阳齿轮142、152、162。并且还由于变速比RATIO处于第2变速装置T2B的2速档的第2变速比R2与1速档的第1变速比R1之间，因此，第1齿圈143向正转方向空转，并且第2齿圈153和第3行星架166向反转方向空转。
该情况下，与前述的图62所示的车辆V的行驶中的情况同样，发动机3的动力被传递到第1太阳齿轮142等，但是，由于第1和第2齿圈143、153以及第3行星架166均空转，因此，传递到第1太阳齿轮142等的发动机3的动力不会经由第1～第3行星齿轮装置141、151、161而传递到驱动轮DW、DW。因此，发动机3的动力仅经由第1变速装置T1而被传递到驱动轮DW、DW。
此外，当行驶中的车辆V向减速行驶转移，伴随执行发动机3的减速燃料切断运转而执行第3控制模式时，如图66所示，为了将第2变速装置T2B的变速档设定为3速档，继续执行第1制动器91的解除动作和第2制动器101的正转阻止动作(图64的步骤41、42)，并将离合器171接合(步骤181)。
由图66可知，与前述的图63所示的第2控制模式的情况同样，当通过上述的离合器171的接合，发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间被连接的状态下，发动机转速NE降低时，与此相伴，发动机制动的制动力被传递到第1～第3太阳齿轮142、152、162。此外，传递到第1和第2行星架145、155以及第3齿圈163的驱动轮DW、DW的惯性扭矩将传递到第1太阳齿轮142等的发动机制动的制动力作为反力，而被传递到第2齿圈153，以使第2齿圈153正转的方式进行作用。由此，目前为止如图65所示反转的第2齿圈153的转速成为值0。与此相伴，通过第2制动器101阻止第2齿圈153的正转。
然后，如上所述，在阻止了第2齿圈153的正转后，传递到第1太阳齿轮142等的发动机制动的制动力将从第2制动器101作用于第2齿圈153的制动力作为反力，经由第1～第3行星齿轮装置141、151、161而被传递到驱动轮DW、DW。换言之，将基于惯性而产生的驱动轮DW、DW的动力经由第2变速装置T2B传递到发动机3。
此外，在第3控制模式的执行中，在油门踏板被踩下从而结束减速燃料切断运转并重新开始对发动机3的燃料供应后，由图66可知，由此产生的发动机3的扭矩将驱动轮DW、DW的负荷作为反力，以使第1齿圈143，第2齿圈153和第3行星架166反转的方式进行作用。由此，不再从第2制动器101向第2齿圈153作用制动力，其结果是，再次进行前述的图65所示的车辆V的行驶中的动作，将发动机3的动力经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW。
[第4控制模式]
接着，参照图67说明前述的图57的步骤157的用于执行第4控制模式的处理。在该图中，对与第1实施方式相同的执行内容标注相同的步骤编号。如图67所示，为了将第2变速装置T2B的变速档设定为1速档，通过所述步骤51和52的执行，分别执行第1和第2制动器91、101的正转阻止动作，并在接下来的步骤191中将离合器171接合，结束本处理。
此外，图68示出即将开始第4控制模式之前的车辆V的行驶中的各种旋转要素之间的转速的关系，图69示出第4控制模式的执行中的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。如前所述，第4控制模式在变速比RATIO大于第1变速比R1时被执行(图57的步骤155、157)，由此可知，在即将开始第4控制模式之前的车辆V的行驶中，变速比RATIO大于第2变速装置T2B的1速档的变速比即第1变速比R1。
如图68所示，在车辆V的行驶中，当变速比RATIO大于第1变速比R1时，为了在之后的第4控制模式的开始时将第2变速装置T2B的变速档迅速设定为1速档，执行第1和第2制动器91、101的正转阻止动作，并将离合器171接合。
如前所述，当第2变速装置T2B的变速档为1速档时，通过第1制动器91的正转阻止动作而使第1齿圈143的转速成为值0(参照图54)。在图68中，细单点划线表示变速档为1速档时的各种旋转要素之间的转速的关系。
与此相对，在图68所示的车辆V的行驶中，通过上述的第1和第2制动器91、101的正转阻止动作，容许第1和第2齿圈143、153的反转，并且通过离合器171的接合，将发动机3的动力传递到第1～第3太阳齿轮142、152、162。并且还由于变速比RATIO大于第2变速装置T2B的1速档的第1变速比R1，因此，第1齿圈143、第2齿圈153和第3行星架166向反转方向空转。
该情况下，也与前述的图62和图65所示的车辆V的行驶中的情况同样，发动机3的动力被传递到第1太阳齿轮142等，但是，由于第1和第2齿圈143、153以及第3行星架166均空转，因此，传递到第1太阳齿轮142等的发动机3的动力不会经由第1～第3行星齿轮装置141、151、161而传递到驱动轮DW、DW。因此，发动机3的动力仅经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW。
此外，当行驶中的车辆V向减速行驶转移，伴随执行发动机3的减速燃料切断运转而执行第4控制模式时，如图69所示，为了将第2变速装置T2B的变速档设定为1速档，继续执行第1和第2制动器91、101的正转阻止动作(图67的步骤51、52)，并且将离合器171接合(步骤191)。图69所示的各种参数如第1实施方式中说明的那样。
由图69可知，与前述的图63和图66的情况同样，在通过上述的离合器171的接合而将发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间连接的状态下，当发动机转速NE降低时，与此相伴，发动机制动的制动力被传递到第1～第3太阳齿轮142、152、162。此外，传递到第1和第2行星架145，155以及第3齿圈163的驱动轮DW、DW的惯性扭矩将传递到第1太阳齿轮142等的发动机制动的制动力作为反力，而被传递到第1齿圈143，以使第1齿圈143正转的方式进行作用。由此，目前为止如图68所示反转的第1齿圈143的转速成为值0。与此相伴，通过第1制动器91阻止第1齿圈143的正转。
然后，如上所述，在阻止了第1齿圈143的正转后，传递到第1太阳齿轮142等的发动机制动的制动力将从第1制动器91作用于第1齿圈143的制动力作为反力，经由第1～第3行星齿轮装置141、151、161被传递到驱动轮DW、DW。换言之，将基于惯性而产生的驱动轮DW、DW的动力经由第2变速装置T2B传递到发动机3。
另外，如前所述，不执行第2制动器101的解除动作而执行第2制动器101的正转阻止动作的理由与第1实施方式中叙述的的理由相同。即，由图57所示的处理的执行内容可知，在车辆V的减速行驶中，通过发动机制动的作用而使变速比RATIO减小，伴随于此，进行用于控制第2变速装置T2B的控制模式的切换。该情况下，例如当伴随车辆V的减速行驶的开始而选择了第4控制模式时，在第4控制模式的执行中，到目前为止大于第1变速比r1的变速比RATIO由于发动机制动的作用而成为第1变速比R1以下，由此，图57的步骤155的结果为“是”，由此，执行第3控制模式(步骤156)。
这样是为了当将第2变速装置T2B的控制模式切换为第3控制模式时，不是等待该切换来将第2制动器101切换为正转阻止动作，而是提前执行第2制动器101的正转阻止动作，由此迅速进行控制模式的切换。此外，该情况下，在第4控制模式的执行中，第2齿圈153反转，该第2齿圈153的反转通过第2制动器101而被容许，因此，即使执行第2制动器101的正转阻止动作，第4控制模式的动作也不会有任何障碍。
此外，在第4控制模式的执行中，在油门踏板被踩下从而结束减速燃料切断运转并重新开始对发动机3的燃料供应后，由图69可知，由此产生的发动机3的扭矩将驱动轮DW、DW的负荷作为反力，以使第1齿圈143、第2齿圈153和第3行星架166反转的方式进行作用。由此，不再从第1制动器91向第1齿圈143作用制动力，其结果是，再次进行前述的图68所示的车辆V的行驶中的动作，将发动机3的动力经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW。
另外，在第4控制模式中，也可以代替第2制动器101的正转阻止动作而执行解除动作。
接着，参照图70说明用于停止车辆V的减速行驶中的发动机3的怠速(怠速停止)的处理。每隔规定的时间(例如100msec)，优先于前述的第1～第4控制模式而重复执行本处理。在图70中，对与第1实施方式(图26)相同的执行内容的部分标注相同的步骤编号。如图70所示，当所述步骤62的结果为“是”、车速VP为规定的车速VPREF以下时，释放离合器171(步骤201)，执行所述步骤64。
另外，在图70所示的处理中，第1和第2制动器91、101与第1实施方式同样，保持为在所述步骤62(VP≦VPREF)的结果即将成为“是”之前所控制的状态。例如，在步骤62的结果即将成为“是”之前，执行了前述的第1控制模式时，与第1控制模式的情况同样，第1和第2制动器91、101被控制成分别执行第1和解除动作。
图71示出在前述的第2控制模式的执行中，执行了图70的步骤201和64的情况下的各种旋转要素之间的转速的关系。如图71所示，通过释放离合器171，发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间被截断，因此，能够防止基于惯性而产生的驱动轮DW、DW的动力经由第2变速装置T2B而传递所导致的发动机3的不需要的反冲起动。此外，在车辆V的减速行驶中，当车速VP为规定的车速VPREF以下时，能够优先于从减速燃料切断运转重新开始对发动机3的燃料供应，而适当进行发动机3的怠速停止。
另外，该情况下，由于通过离合器171将发动机3与第1太阳齿轮142等之间截断，因此，在图71中，用括号示出发动机3，用虚线示出表示发动机转速NE的白圈。此外，图71虽然示出在第2控制模式的执行中执行了发动机3的怠速停止的情况，但毕竟只是一例，在其他的控制模式的执行中，如果由于上述步骤61和62的条件的成立而执行步骤201和64，则由此也能够适当进行发动机3的怠速停止。
此外，与第1实施方式同样，当判定第1变速装置T1的故障(图28)并且判定为第1变速装置T1发生了故障时，以经由第2变速装置T2B将发动机3的动力传递到驱动轮DW、DW的方式，控制第2变速装置T2B的动作。
图72示出用于在第1变速装置T1的故障中控制第2变速装置T2B的动作的处理。每隔规定的时间(例如100msec)重复执行本处理。在图72中，对与第1实施方式(图29)执行内容的部分标注相同的步骤编号。如该图所示，当所述步骤82的结果为“是”(F_T1NG＝1)时，即，当判定为第1变速装置T1发生了故障时，释放离合器171(步骤211)，执行所述步骤84以后的步骤。此外，当所述步骤88的结果为“是”(AP＞APREF)、油门踏板被踩下时，将离合器171接合(步骤212)，结束本处理。通过该步骤212的执行，离合器171的接合程度逐渐增大，通过重复该执行，将离合器171完全接合。
图73示出通过上述的图72所示的处理在车辆V的停止中起动了发动机3的情况下的各种旋转要素之间的转速的关系。如上所述，在发动机3起动时(步骤86：是)，将离合器171保持为释放状态(步骤211)。由此，由于发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间被截断，因此，从发动机3到驱动轮DW、DW的经由第2变速装置T2B的动力传递被截断。因此，如图73所示，能够在驱动轮DW、DW的转速保持为值0，即保持车辆V停止的状态下，适当进行发动机3的起动，并且能够适当进行发动机3的怠速运转。
另外，该情况下，由于通过离合器171将发动机3与第1太阳齿轮142等之间截断，因此，在图73中，用括号示出发动机3，用虚线示出表示发动机转速NE的白圈。
此外，图74示出通过图72所示的处理使车辆V起步的情况下的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。该图中的各种参数如第1实施方式中说明的那样。
如前所述，当油门踏板被踩下时(图72的步骤88：是)，将到目前为止被释放的离合器171接合，并且使其接合程度逐渐增大。由此，如图74所示，发动机3的扭矩被传递到第1～第3太阳齿轮142、152、162。传递到第1太阳齿轮142等的发动机3的扭矩将从第1制动器91作用于第1齿圈143的制动力作为反力，经由第1～第3行星齿轮装置141、151、161而被传递到驱动轮DW、DW。由此，发动机3的动力在根据第2变速装置T2B的1速档的变速比而被减速的状态下，被传递到驱动轮DW、DW。因此，能够将更大的扭矩传递到驱动轮DW、DW。
该情况下，由于使离合器171的接合程度逐渐增大，因此，能够使从发动机3经由第2变速装置T2B传递到驱动轮DW、DW的扭矩逐渐增大，由此，能够适当使车辆V起步而不会发生发动机熄火。
此外，第3实施方式中的各种要素与本发明中的各种要素之间的对应关系如下。即，第3实施方式中的第1～第3行星齿轮装置141、151、161相当于本发明中的第1差动装置。此外，第3实施方式中的第1～第3太阳齿轮142、152、162相当于本发明中的第1旋转要素，第3实施方式中的第1和第2行星架145、155以及第3齿圈163相当于本发明中的第2旋转要素。此外，第3实施方式中的第1齿圈143、第2齿圈153和第3行星架166分别相当于本发明中的第3旋转要素、第4旋转要素和第5旋转要素，第3实施方式中的离合器171相当于本发明中的动力传递变更装置，并且，第3实施方式中的第3制动器181相当于本发明中的第2单向离合器。其他的对应关系与第1实施方式相同。
如以上那样，根据第3实施方式，与第1实施方式同样，在车辆V的减速行驶中，经由与第1变速装置T1并列设置的第2变速装置T2B，进行驱动轮DW、DW与发动机3之间的动力传递。该情况下，如参照图57～图69详细说明的那样，变速比RATIO越小，即驱动轮DW、DW的转速越高，则将第2变速装置T2B的变速档设定为越高速侧的变速档，因此，在车辆V的减速行驶中，能够使发动机制动适当作用于驱动轮DW、DW，由此能够提高驾驶性能，并能够防止发动机3的超速旋转。
此外，如参照图58～图60详细说明的那样，在车辆V的减速行驶开始时，当所计算出的变速比RATIO为第3变速比R3以下时，将第2变速装置T2B的变速档设定为最高速侧的3速档，因此，能够防止发动机3的超速旋转和发动机制动的制动力的过大化。
此外，在车辆V的行驶中，当将发动机3的动力经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW时，通过离合器171将发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间的动力传递截断，从而能够将经由第2变速装置T2B向驱动轮DW、DW的发动机3的动力传递截断。由此，能够无障碍地经由第1变速装置T1向驱动轮DW、DW传递发动机3的动力。
此外，当在车辆V的减速行驶中油门踏板被踩下时，通过利用离合器171的释放将发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间截断(图58～图60)，或者，通过解除第1～第3制动器91、101、181对第1和第2齿圈143、153以及第3行星架166的制动(图61～图69)，从而将发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2B的动力传递截断。因此，在从车辆V的减速行驶进行加速时，能够将发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2B的动力传递截断，能够顺畅地转移到经由第1变速装置T1向驱动轮DW、DW的发动机3的动力的传递。
此外，如参照图60和图63说明的那样，在车辆V的减速行驶中，当变速比RATIO较小时，即驱动轮DW、DW的转速较高时，通过由单向离合器构成的第3制动器181自动阻止第3行星架166的正转，从而将第2变速装置T2B的变速档设定为3速档。此外，在车辆V的减速行驶中，当变速比RATIO较大时，即驱动轮DW、DW的转速较低时，第3行星架166反转，通过第3制动器181自动容许该第3行星架166的反转。因此，在进行上述的动作的基础上，不需要第3制动器181自身的特别的控制。
此外，如参照图66和图69说明的那样，在车辆V的减速行驶中，伴随向第1～第3行星齿轮装置141、151、161传递发动机制动的制动力，自动地进行第2制动器101对第2齿圈153的正转的阻止以及第1制动器91对第1齿圈143的正转的阻止。因此，与使用接合/断开式的离合器的情况不同，在进行上述的动作的基础上，不需要始终监视第1和第2齿圈143、153的转速。
此外，如参照图60和图63说明的那样，为了将第2变速装置T2B的变速档设定为3速档，在利用第3制动器181对第3行星架166进行制动的情况下，通过第1和第2制动器91、101的解除动作，能够容许第1和第2齿圈143、153的正转，因此，能够无障碍地进行上述的动作。
此外，如参照图72～图74说明的那样，在判定为第1变速装置T1发生了故障的情况下，在车辆V正停止且要起动发动机3时，通过离合器171截断发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间的动力传递。因此，在第1变速装置T1正故障且车辆V正停止时，能够以不驱动驱动轮DW、DW的方式适当地进行发动机3的起动。此外，在判定为第1变速装置T1发生了故障的情况下，在车辆V的停止中，只要油门踏板未被踩下，就保持上述的发动机3与第1太阳齿轮142等之间的动力传递的截断。因此，在第1变速装置T1正故障且车辆V正停止时，能够以不驱动驱动轮DW、DW的方式适当地进行发动机3的怠速运转。
此外，在未判定为第1变速装置T1发生了故障的情况下，在发动机3正运转且要使车辆V起步时，通过第1制动器91的反转阻止动作阻止第1齿圈143的反转，执行第2制动器101的解除动作，并且，以使得从发动机3向驱动轮DW、DW传递的动力逐渐增大的方式，使离合器171的接合程度逐渐增大。由此，在第1变速装置T1的故障中，能够从发动机3经由第2变速装置T2B向驱动轮DW、DW传递动力，并且，能够使传递到该驱动轮DW、DW的动力逐渐增大，因此，能够适当地使车辆V起步而不会发生发动机熄火和震动。
此外，该情况下，通过第1制动器91对第1齿圈143进行制动，因此，与通过第2制动器101对第2齿圈153进行制动的情况相比，能够增大传递到第1和第2行星架145、155以及第3齿圈163的扭矩与传递到第1～第3太阳齿轮142、152、162的扭矩之比。因此，当通过经由第2变速装置T2B向驱动轮DW、DW的动力传递而使车辆V起步时，能够将更大的扭矩传递到驱动轮DW、DW，进而，能够提高车辆V的起步性能。
此外，如参照图70和图71详细说明的那样，与第1实施方式同样，在车辆V的减速行驶中，当所检测到的车速VP为规定的车速VPREF以下时，优先于从减速燃料切断运转重新开始对发动机3的燃料供应而停止发动机3，因此，能够适当进行发动机3的怠速停止。此外，在车辆V的减速行驶中，当所检测到的车速VP为规定的车速VPREF以下时，通过释放离合器171，将发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2B的动力传递截断，因此，能够防止发动机3的不需要的反冲起动。
接着，参照图75说明本发明的第4实施方式的动力传递装置。如图75所示，第4实施方式的动力传递装置与第3实施方式相比，主要不同点在于，第1～第3制动器121、131、211均由电磁离合器式的制动器构成。在图75中，对与第2和第3实施方式相同的结构要素标注相同的标号。以下，以与第3实施方式的不同点为中心进行说明。
如图76所示，第1～第3制动器121、131、211与ECU2连接，它们的接合程度由ECU2控制。由于与上述的第3实施方式之间的结构的不同，第4实施方式中的第2变速装置T2C的动作与第3实施方式的不同，因此，以下参照图77～图94对该不同点进行说明。
[第1控制模式]
图77示出用于执行第3实施方式中叙述的第1控制模式的处理。在该图中，对与第3实施方式(图58)相同的执行内容的部分标注相同的步骤编号。首先，为了将第2变速装置T2C的变速档设定为3速档，在图77的步骤221和222中分别释放第1和第2制动器121、131。接着，将第3制动器211接合(步骤223)，执行第3实施方式中叙述的步骤23、161和162，结束本处理。由此，当油门踏板未被踩下时(步骤23：否)，使离合器171的接合程度逐渐增大(步骤161)，当油门踏板被踩下时(步骤23：是)，释放离合器171(步骤162)。
图78示出即将开始第1控制模式之前的车辆V的行驶中的各种旋转要素之间的转速的关系，图79示出第1控制模式的执行中的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。
如图78所示，在车辆V的行驶中，当变速比RATIO为第3变速比R3以下时，为了在之后的第1控制模式的开始时将第2变速装置T2C的变速档迅速设定为3速档，释放第1和第2制动器121、131，将第3制动器211接合，并释放离合器171。
与第3实施方式同样，通过上述的离合器171的释放，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2C的动力传递被截断，从而使发动机3的动力仅经由第1变速装置T1而传递到驱动轮DW、DW。另外，该情况下，通过离合器171将发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间截断，因此，在图78中，用括号示出发动机3，并且用虚线示出表示发动机转速NE的白圈。此外，通过上述的第1和第2制动器121、131的释放，容许第1和第2齿圈143、153的旋转(正转/反转)，并且，通过第3制动器211的接合，第3行星架166被第3制动器211制动，从而使第3行星架166的转速成为值0。
此外，当行驶中的车辆V向减速行驶转移，伴随执行发动机3的减速燃料切断运转而执行第1控制模式时，如图79所示，为了将第2变速装置T2C的变速档设定为3速档，继续释放第1和第2制动器121、131(图77的步骤221、222)，并且将第3制动器211接合(步骤223)。此外，与第3实施方式同样，使离合器171的接合程度逐渐增大(步骤161)。由此，发动机制动的制动力被传递到第1～第3太阳齿轮142、152、162。在图79中，RB3A表示第3制动器211的反力扭矩，其他的参数如第1实施方式中说明的那样。
由图79可知，与第3实施方式同样，传递到第1～第3太阳齿轮142、152、162的发动机制动的制动力将第3制动器211的制动力作为反力，而经由第1～第3行星齿轮装置141、151、161被传递到驱动轮DW、DW。
此外，在第1控制模式的执行中，与第3实施方式同样，当油门踏板被踩下时(步骤23：是)，释放离合器171(步骤162)，由此，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2C的动力传递被截断。此外，在通过上述油门踏板的踩下而重新开始对发动机3的燃料供应后，再次进行前述的图78所示的车辆V的行驶中的动作，将发动机3的动力经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW。
[第2控制模式]
接着，参照图80说明用于执行第2控制模式的处理。首先，为了将第2变速装置T2C的变速档设定为3速档，在图80的步骤231和232中分别释放第1和第2制动器121、131，并且，在接下来的步骤233中将第3制动器211接合。接着，在步骤234～236中，与所述步骤23、161和162同样，根据油门开度AP与规定开度APREF的比较结果控制离合器171的动作，结束本处理。
具体而言，在步骤234中，判定油门开度AP是否大于规定开度APREF，当该结果为“否”、油门踏板未被踩下时，在步骤235中将离合器171接合，结束本处理。通过该步骤235的执行，离合器171的接合程度逐渐增大。另一方面，当步骤234的结果为“是”、油门踏板被踩下时，在步骤236中，释放离合器171，结束本处理。
图81示出即将开始第2控制模式之前的车辆V的行驶中的各种旋转要素之间的转速的关系，图82示出第2控制模式的执行中的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。
如图81所示，在车辆V的行驶中，当变速比RATIO大于第3变速比R3并且为第2变速比R2以下时，为了在之后的第2控制模式的开始时将第2变速装置T2C的变速档迅速设定为3速档，释放第1和第2制动器121、131，将第3制动器211接合，并释放离合器171。
通过该离合器171的释放，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2C的动力传递被截断，从而使发动机3的动力仅经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW。另外，该情况下，通过离合器171将发动机3与第1太阳齿轮142等之间截断，因此，在图81中，用括号示出发动机3，并用虚线示出表示发动机转速NE的白圈。此外，在该图中，细单点划线表示第2变速装置T2C的变速档为2速档时的各种旋转要素之间的转速的关系。
此外，当行驶中的车辆V向减速行驶转移，伴随执行发动机3的减速燃料切断运转而执行第2控制模式时，如图82所示，为了将第2变速装置T2C的变速档设定为3速档，继续释放第1和第2制动器121、131(图80的步骤231、232)，并将第3制动器211接合(步骤233)。此外，使离合器171的接合程度逐渐增大(步骤235)。图82中的各种参数如参照图79说明的那样。
由图82可知，在通过上述的离合器171的接合而将发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间连接的状态下，当发动机转速NE降低时，与此相伴，发动机制动的制动力传递到第1～第3太阳齿轮142、152、162。传递到第1太阳齿轮142等的发动机制动的制动力将第3制动器211的制动力作为反力，经由第1～第3行星齿轮装置141、151、161而被传递到驱动轮DW、DW。
此外，在第2控制模式的执行中，与图77所示的第1控制模式的情况同样，当油门踏板被踩下时(步骤234：是)，将离合器171释放(步骤236)，由此，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2C的动力传递被截断。此外，在通过上述油门踏板的踩下而重新开始对发动机3的燃料供应后，再次进行前述的图81所示的车辆V的行驶中的动作，将发动机3的动力经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW。
[第3控制模式]
接着，参照图83说明用于执行第3控制模式的处理。首先，为了将第2变速装置T2C的变速档设定为2速档，在图83的步骤241和242中分别释放第1和第3制动器121、211，并且，在接下来的步骤243中将第2制动器131接合。接着，在步骤244～246中，与所述步骤23、161和162同样，根据油门开度AP与规定开度APREF的比较结果控制离合器171的动作，结束本处理。
图84示出即将开始第3控制模式之前的车辆V的行驶中的各种旋转要素之间的转速的关系，图85示出第3控制模式的执行中的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。
如图84所示，在车辆V的行驶中，当变速比RATIO大于第2变速比R2并且为第1变速比R1以下时，为了在之后的第3控制模式的开始时将第2变速装置T2C的变速档迅速设定为2速档，释放第1和第3制动器121、211，将第2制动器131接合，并释放离合器171。
通过离合器171的释放，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2C的动力传递被截断，从而使发动机3的动力仅经由第1变速装置T1传递到到驱动轮DW、DW。另外，该情况下，通过离合器171将发动机3与第1太阳齿轮142等之间截断，因此，在图84中，用括号示出发动机3，并用虚线示出表示发动机转速NE的白圈。
此外，通过上述的第1和第3制动器121、211的释放，容许第1齿圈143和第3行星架166的旋转(正转/反转)，并且，通过第2制动器131的接合，利用第2制动器131对第2齿圈153进行制动，从而使第2齿圈153的转速成为值0。在图84中，细单点划线表示第2变速装置T2C的变速档为1速档时的各种旋转要素之间的转速的关系。
此外，当行驶中的车辆V向减速行驶转移，伴随执行发动机3的减速燃料切断运转而执行第3控制模式时，如图85所示，为了将第2变速装置T2C的变速档设定为2速档，继续释放第1和第3制动器121、211(图83的步骤241、242)，并将第2制动器131接合(步骤243)。此外，使离合器171的接合程度逐渐增大(步骤245)。在图85中，RB2A如第2实施方式中说明那样表示第2制动器131的反力扭矩。
由图85可知，在通过上述的离合器171的接合而将发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间连接的状态下，当发动机转速NE降低时，与此相伴，发动机制动的制动力被传递到第1～第3太阳齿轮142、152、162。传递到第1太阳齿轮142等的发动机制动的制动力将第2制动器131的制动力作为反力，经由第1～第3行星齿轮装置141、151、161而被传递到驱动轮DW、DW。
此外，在第3控制模式的执行中，与图77所示的第1控制模式的情况同样，当油门踏板被踩下时(步骤244：是)，将离合器171释放(步骤246)，由此，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2C的动力传递被截断。此外，在通过上述油门踏板的踩下而重新开始对发动机3的燃料供应后，再次进行前述的图84所示的车辆V的行驶中的动作，将发动机3的动力经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW。
[第4控制模式]
接着，参照图86说明用于执行第4控制模式的处理。首先，为了将第2变速装置T2C的变速档设定为1速档，在图86的步骤251和252中分别释放第2和第3制动器131、211，并在接下来的步骤253中，将第1制动器121接合。接着，在步骤254～256中，与所述步骤23，161和162同样，根据油门开度AP与规定开度APREF的比较结果控制离合器171的动作，结束本处理。
图87示出即将开始第4控制模式之前的车辆V的行驶中的各种旋转要素之间的转速的关系，图88示出第4控制模式的执行中的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。
如图87所示，在车辆V的行驶中，当变速比RATIO大于第1变速比R1时，为了在之后的第4控制模式的开始时将第2变速装置T2C的变速档迅速设定为1速档，将第1制动器121接合，释放第2和第3制动器131、211，并释放离合器171。
通过该离合器171的释放，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2C的动力传递被截断，从而使发动机3的动力仅经由第1变速装置T1而被传递到驱动轮DW、DW。另外，该情况下，通过离合器171将发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间截断，因此，在图87中，用括号示出发动机3，并用虚线示出表示发动机转速NE的白圈。
此外，通过上述的第1制动器121的接合，利用第1制动器121对第1齿圈143进行制动，从而使第1齿圈143的转速成为值0，并且通过第2和第3制动器131、211的释放，容许第2齿圈153和第3行星架166的旋转(正转/反转)。
此外，当行驶中的车辆V向减速行驶转移，伴随执行发动机3的减速燃料切断运转而执行第4控制模式时，如图88所示，为了将第2变速装置T2C的变速档设定为1速档，继续释放第2和第3制动器131、211(图86的步骤251、252)，并将第1制动器121接合(步骤253)。此外，使离合器171的接合程度逐渐增大(步骤255)。在图88中，RB1A如第2实施方式中说明的那样，表示第1制动器121的反力扭矩。
由图88可知，在通过上述的离合器171的接合将发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间连接的状态下，当发动机转速NE降低时，与此相伴，发动机制动的制动力被传递到第1～第3太阳齿轮142、152、162。传递到第1太阳齿轮142等的发动机制动的制动力将第1制动器121的制动力作为反力，经由第1～第3行星齿轮装置141、151、161而被传递到驱动轮DW、DW。
此外，在第4控制模式的执行中，与图77所示的第1控制模式的情况同样，当油门踏板被踩下时(步骤254：是)，将离合器171释放(步骤256)，由此，发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2C的动力传递被截断。此外，在通过上述油门踏板的踩下而重新开始对发动机3的燃料供应后，再次进行前述的图87所示的车辆V的行驶中的动作，将发动机3的动力经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW。
此外，在第4实施方式中，与第3实施方式(图70)同样地执行用于停止车辆V的减速行驶中的发动机3的怠速(怠速停止)的处理。图89示出前述的第2控制模式的执行中执行了本处理的情况下的各种旋转要素之间的转速的关系。
如图89所示，通过释放离合器171，发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间被截断，因此，能够防止基于惯性产生的驱动轮DW、DW的动力经由第2变速装置T2C而传递所导致的发动机3的不需要的反冲起动。此外，与第1实施方式同样，在车辆V的减速行驶中，当车速VP为规定的车速VPREF以下时，能够优先于从减速燃料切断运转重新开始对发动机3的燃料供应，而适当进行发动机3的怠速停止。
此外，在第4实施方式中，与第1实施方式同样，当判定第1变速装置T1的故障(图28)并且判定为第1变速装置T1发生了故障时，以经由第2变速装置T2C将发动机3的动力传递到驱动轮DW、DW的方式，控制第2变速装置T2C的动作。图90说明用于在第1变速装置T1的故障中控制第2变速装置T2C的动作的处理。在该图中，对与第1和第3实施方式(图29，图72)相同的执行内容的部分标注相同的步骤编号。以下，以与第1和第3实施方式不同的执行内容为中心进行说明。
如图90所示，在所述步骤211的接下来的步骤261和262中，分别释放第2和第3制动器131、211。接着，将第1制动器121接合(步骤263)，执行所述步骤86以后的步骤。
图91示出通过上述的图90所示的处理在车辆V的停止中起动了发动机3的情况下的各种旋转要素之间的转速的关系。如上所述，与第3实施方式同样，在发动机3起动时(步骤86：是)，将离合器171保持为释放状态(步骤211)。由此，从发动机3到驱动轮DW、DW的经由第2变速装置T2C的动力传递被截断，因此，如图91所示，能够将驱动轮DW、DW的转速保持为值0，而适当进行发动机3的起动，并能够适当进行发动机3的怠速运转。
此外，图92示出通过图90所示的处理使车辆V起步的情况下的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。在图92中，RB1A如参照图88叙述的那样，表示第1制动器121的反力扭矩，其他的参数如第1实施方式中说明的那样。
如前所述，当油门踏板被踩下时(步骤88：是)，将目前为止被释放的离合器171进行接合，并且，使其接合程度逐渐增大。由此，将发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间连接。此外，将第2和第3制动器131、211释放(步骤261、262)，并将第1制动器121接合(步骤263)。
由图92可知，与第3实施方式同样，发动机3的扭矩被传递到第1～第3太阳齿轮142、152、162，进而，将第1制动器121的制动力作为反力，被传递到驱动轮DW、DW。由此，发动机3的动力在根据第2变速装置T2C的1速档的变速比而被减速的状态下，被传递到驱动轮DW、DW。
此外，在第4实施方式中，与第2实施方式同样，在判定为第1变速装置T1发生了故障的情况下，当将发动机3的动力经由第2变速装置T2C传递到驱动轮DW、DW时，进行变速档的变更。图93示出用于将第2变速装置T2C的变速档从1速档变更为2速档的处理。在该图中，对与第2实施方式(图50)相同的执行内容标注相同的步骤编号。以下以与第2实施方式的不同点为中心进行说明。
当所述步骤142的结果为“是”(F_UPRATIO＝1)、请求了将第2变速装置T2C的变速档从1速档变更为2速档时，执行接下来的步骤271～275的处理，以将变速档变更为2速档。
即，将目前为止处于释放状态的离合器171继续保持为释放状态(步骤271)，释放目前为止处于接合状态的第1制动器121(步骤272)。接着，继续释放处于释放状态的第3制动器211(步骤273)，并且将处于释放状态的第2制动器131接合(步骤274)。接着，将离合器171接合(步骤275)，结束本处理。以使得这些步骤274和275中的第2制动器131和离合器171的接合程度逐渐增大的方式，进行两者131、171的接合。
此外，图94示出通过上述的图93所示的处理使第2变速装置T2C的变速档升档为2速档时的车辆V的行驶中的各种旋转要素之间的转速的关系和扭矩的平衡关系。
由图94可知，发动机3的扭矩被传递到第1～第3太阳齿轮142、152、162，进而，将第2制动器131的制动力作为反力而被传递到驱动轮DW、DW。由此，发动机3的动力在根据第2变速装置T2C的2速档的变速比而被减速的状态下，被传递到驱动轮DW、DW。
另外，虽然未图示，但是，也能够同样地进行第2变速装置T2C的变速档向3速档的切换。该情况下，与第1和第2控制模式的情况同样地进行用于将变速档设定为3速档的离合器171、第1～第3制动器121、131、211的控制。
此外，第4实施方式中的各种要素与本发明中的各种要素之间的对应关系如下。即，第4实施方式中的ECU2相当于本发明中的控制单元、故障判定单元和故障时用控制单元。其他的对应关系除了本发明中的第2单向离合器以外，与第3实施方式相同。
如以上那样，根据第4实施方式，与第3实施方式同样，在车辆V的减速行驶中，经由与第1变速装置T1并列设置的第2变速装置T2C，进行驱动轮DW、DW与发动机3之间的动力传递。该情况下，如参照图77～图88详细说明的那样，变速比RATIO越小，即，驱动轮DW、DW的转速越高，则将第2变速装置T2C的变速档设定为越高速侧的变速档，因此，在车辆V的减速行驶中，能够使发动机制动适当作用于驱动轮DW、DW，由此能够提高驾驶性能，并且，能够防止发动机3的超速旋转。
此外，如参照图77～图79详细说明的那样，在车辆V的减速行驶开始时，当所计算出的变速比RATIO为第3变速比R3以下时，将第2变速装置T2C的变速档设定为最高速侧的3速档，因此，能够防止发动机3的超速旋转和发动机制动的制动力的过大化。
此外，在车辆V的行驶中，当将发动机3的动力经由第1变速装置T1传递到驱动轮DW、DW时，通过离合器171将发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间的动力传递截断，从而能够将经由第2变速装置T2C向驱动轮DW、DW的发动机3的动力的传递截断。由此，能够无障碍地经由第1变速装置T1向驱动轮DW、DW传递发动机3的动力。
此外，当在车辆V的减速行驶中油门踏板被踩下时，通过利用离合器171的释放将发动机3与第1～第3太阳齿轮142、152、162之间截断(图77～图88)，从而将发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2C的动力传递截断。因此，在从车辆V的减速行驶进行加速时，能够将发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2C的动力传递截断，能够顺畅地转移到经由第1变速装置T1向驱动轮DW、DW的发动机3的动力传递。
此外，如参照图90～图94说明的那样，与第3实施方式同样，在判定为第1变速装置T1发生了故障的情况下，在车辆V的停止中，能够以不驱动驱动轮DW、DW的方式适当进行发动机3的起动和怠速运转。此外，在判定为第1变速装置T1发生了故障的情况下，在发动机3正运转且使车辆V起步时，能够从发动机3经由第2变速装置T2C向驱动轮DW、DW传递动力，并且使传递到该驱动轮DW、DW的动力逐渐增大。因此，在第1变速装置T1的故障中，能够适当使车辆V起步而不会发生发动机熄火和震动。该情况下，通过第1制动器121对第1齿圈143进行制动，因此，能够将更大的扭矩传递到驱动轮DW、DW，进而，能够提高车辆V的起步性能。
此外，在判定为第1变速装置T1发生了故障的情况下，在发动机3的运转中并且在车辆V的行驶中，以使得从发动机3向第1～第3太阳齿轮142、152、162传递动力的方式，控制离合器171，解除第1制动器121的制动，并且，通过第2制动器131对第2齿圈153进行制动。由此，与通过第1制动器121对第1齿圈143进行制动的情况相比，第1太阳齿轮142等的转速与联结于驱动轮DW、DW的第1行星架145等的转速之比变小，能够减小从发动机3经由第2变速装置T2C传递到驱动轮DW、DW的动力的减速比，进而，能够使驱动轮DW、DW的转速上升。
此外，如参照图89详细说明的那样，与第1实施方式同样，在车辆V的减速行驶中，当所检测到的车速VP为规定的车速VPREF以下时，优先于从减速燃料切断运转重新开始对发动机3的燃料供应而停止发动机3，因此，能够适当进行发动机3的怠速停止。此外，在车辆V的减速行驶中，与第3实施方式同样，当所检测到的车速VP为规定的车速VPREF以下时，释放离合器171，从而将发动机3与驱动轮DW、DW之间的经由第2变速装置T2C的动力传递截断，因此，能够防止发动机3的不需要的反冲起动。
另外，本发明不限于说明的第1～第4实施方式，能够以各种方式进行实施。例如，在第1和第2实施方式中，作为本发明中的第1差动装置，使用了组合单小齿轮式的第1行星齿轮装置61和双小齿轮式的第2行星齿轮装置71而成的差动装置，但是，也可以使用具有转速彼此处于共线关系的第1～第4旋转要素的其他适当的差动装置。例如，如图95所示，也可以使用组合了双小齿轮式的第1行星齿轮装置221和第2行星齿轮装置71而成的差动装置。
该第1行星齿轮装置221具有第1太阳齿轮222、第1齿圈223、与第1太阳齿轮222啮合的第1小齿轮224、与第1小齿轮224和第1齿圈223啮合的第2小齿轮225、以及旋转自如地支承第1和第2小齿轮224、225的旋转自如的第1行星架226。
第1太阳齿轮222呈同轴状地一体设置于中空的第1旋转轴231，能够与第1旋转轴231一体地自由旋转。此外，前述的第3齿圈83和第2行星架76经由凸缘等而与第1旋转轴231联结。由此，第1太阳齿轮222、第1旋转轴231、第2行星架76和第3齿圈83能够彼此一体地自由旋转。此外，在第1行星架226安装有前述的第1制动器91。
此外，在第1太阳齿轮222与第1齿圈223之间，设有前述的单向离合器OW。单向离合器OW在第1齿圈223的转速高于第1太阳齿轮222的转速时，将第1太阳齿轮222与第1齿圈223之间连接，在第1齿圈223的转速低于第1太阳齿轮222的转速时，将第1太阳齿轮222与第1齿圈223之间截断。此外，第1和第2齿圈223、73经由凸缘等呈同轴状地一体设置于输出轴12，能够与输出轴12一体地自由旋转。
此外，第2太阳齿轮72呈同轴状地一体设置于中空的第2旋转轴232的一端部。第2旋转轴232与输出轴12同轴状地配置，在其内部以相对旋转自如的方式配置有输出轴12，在其外部以相对旋转自如的方式配置有上述的第1旋转轴231。此外，在第2旋转轴232的另一端部安装有前述的第2制动器101。其他的结构与第1实施方式相同。
根据以上的结构，图95所示的第2变速装置T2D中的各种旋转要素之间的转速的关系例如表示为图96所示的共线图那样。由该共线图可知，该情况下，也能够同样得到第1实施方式的效果。
此外，如上所述，在通过第1和第2行星齿轮装置221、71的组合而构成了第1差动装置的情况下，第3太阳齿轮82和第3行星架86与发动机3和制动器111之间的联结关系也可以相反。即，如图97所示，也可以在第3太阳齿轮82上设置制动器111，并且将第3行星架86设置成能够与第2链轮SP2一体地自由旋转。
另外，在图95和图97所示的变形例中，使用了第1和第2制动器91、101以及单向离合器OW，但是，当然也可以使用第2实施方式中叙述的电磁离合器式的第1和第2制动器121、131以及离合器CL。
或者，作为第1差动装置，也可以使用具有转速彼此处于共线关系的第1～第4旋转要素的其他适当的差动装置。例如，也可以使用将单小齿轮式的行星齿轮装置和双小齿轮式的行星齿轮装置的行星架共通化、并将齿圈共通化而得到的拉维略型的行星齿轮装置。
或者，也可以使用如下的差动装置：利用旋转自如的行星架部件将由彼此一体的第1和第2小齿轮构成的2连小齿轮支承为旋转自如，从由与该第1小齿轮啮合的旋转自如的第1太阳齿轮和第1齿圈、与第2小齿轮啮合的旋转自如的第2太阳齿轮和第2齿圈构成的4个旋转要素中选择3个旋转要素，并且，所述差动装置具有在这3个旋转要素上加上上述的行星架部件得到的4个旋转要素。该情况下，可以省略没有被选择的其余的旋转要素。此外，也可以在第1太阳齿轮或第1齿圈与第1小齿轮之间，设置其他的小齿轮，并使该小齿轮与第1太阳齿轮或第1齿圈和第1小齿轮啮合。这对于第2太阳齿轮和第2齿圈也是同样的。
或者，也可以使用日本特开平8-114255号公报中公开的差动装置，该差动装置具有由将3连小齿轮支承为旋转自如的行星架部件以及与3连小齿轮啮合的第1～第3太阳齿轮构成的4个旋转要素。该情况下，也可以代替第1～第3太阳齿轮中的至少1个而使用齿圈，还可以在3连小齿轮与第1～第3太阳齿轮中的至少1个之间设置小齿轮，并且使该小齿轮与至少1个齿轮和第1小齿轮啮合。
或者，也可以使用如下的差动装置：利用旋转自如的行星架部件将彼此啮合的第1和第2小齿轮支承为旋转自如，从由与该第1小齿轮啮合的旋转自如的第1太阳齿轮和第1齿圈、与第2小齿轮啮合的旋转自如的第2太阳齿轮和第2齿圈构成的4个旋转要素中选择3个旋转要素，并且所述差动装置具有在这3个旋转要素上加上上述的行星架部件得到的4个旋转要素。该情况下，可以省略没有被选择的其余的旋转要素。此外，也可以在第1太阳齿轮或第1齿圈与第1小齿轮之间，设置其他的小齿轮，并使该小齿轮与第1太阳齿轮或第1齿圈和第1小齿轮啮合。这对于第2太阳齿轮和第2齿圈也是同样的。
此外，在第1和第2实施方式中，使用双小齿轮式的第3行星齿轮装置81作为本发明中的第2差动装置，但是，也可以使用具有转速彼此处于共线关系的第5～第7旋转要素的其他适当的差动装置，例如单小齿轮式的行星齿轮装置或锥齿轮型的差动装置等。
此外，在第3和第4实施方式中，作为本发明中的第1差动装置，使用了组合第1～第3行星齿轮装置141、151、161而得到的差动装置，但是，也可以使用具有转速彼此处于共线关系的第1～第5旋转要素的其他适当的差动装置。例如可也以使用组合了前述的拉维略型的行星齿轮装置以及单小齿轮式或双小齿轮式的行星齿轮装置而得到的差动装置。
或者，也可以使用具有将前述的2连小齿轮支承为旋转自如的行星架部件、第1太阳齿轮、第1齿圈、第2太阳齿轮以及第2齿圈构成的具有5个旋转要素的差动装置。该情况下，也可以在第1太阳齿轮或第1齿圈与第1小齿轮之间设置其他的小齿轮，并且使该小齿轮与第1太阳齿轮或第1齿圈和第1小齿轮啮合。这对于第2太阳齿轮和第2齿圈也是同样的。
或者，也可以使用如下的具有5个旋转要素的差动装置，差动装置具有从由与该前述的3连小齿轮啮合的第1～第3太阳齿轮和第1～第3齿圈构成的6个旋转要素中选择的4个旋转要素、以及将3连小齿轮支承为旋转自如的行星架部件构成。该情况下，也可以在3连小齿轮与4个旋转要素中的至少1个之间设置小齿轮，并且该小齿轮与至少1个旋转要素和3连小齿轮啮合。
或者，也可以使用由将前述的彼此啮合的第1和第2小齿轮支承为旋转自如的行星架部件、第1太阳齿轮、第1齿圈、第2太阳齿轮和第2齿圈构成的具有5个旋转要素的差动装置。该情况下，当然也可以设置前述的其他的小齿轮。
此外，在第1和第2实施方式中，制动器111是电磁式的制动器，但是，也可以是油压式的制动器等。这对于第2和第4实施方式的第1和第2制动器121、131以及第4实施方式的第3制动器211也同样适用。此外，在第1和第3实施方式中，第1制动器91构成为除了能够执行正转阻止动作以外，还能够执行反转阻止动作，但是，也可以与第2制动器101同样，构成为仅能够执行正转阻止动作。
此外，在第1和第3实施方式中，第1和第2制动器91、101是滚轮式的单向(双向)离合器，斜撑式的单向(双向)离合器等。这对于第1实施方式的单向离合器OW和第3实施方式的第3制动器181也同样适用。此外，在第2实施方式中，离合器CL是电磁式的离合器，但是也可以是油压式的离合器等。这对于第3和第4实施方式的离合器171也同样适用。此外，在第1和第2实施方式中，将单向离合器OW和离合器CL分别设置在第1太阳齿轮62与第1行星架65之间，即第1旋转要素与第2旋转要素之间，但是，也可以从第1～第4旋转要素中自由选择这2个旋转要素。该情况下，当第1旋转要素的转速高于第2旋转要素的转速时，所选择的2个旋转要素之间通过单向离合器OW而被连接。
此外，在第1实施方式中，使用第1和第2制动器91、101以及单向离合器OW，但是，也可以代替它们中的2个或1个，而使用对应的第2实施方式的第1和第2制动器121、131以及离合器CL中的2个或1个。此外，在第1和第2实施方式中，分别使用了单向离合器OW和离合器CL，但是也可以省略两者OW、CL。进而，在第3实施方式中，使用了第1～第3制动器91、101，181，但是，也可以代替它们中的2个或1个，而使用对应的第4实施方式的第1～第3制动器112、113、211中的2个或1个。
此外，在第1和第2实施方式中，将第3太阳齿轮82经由第2和第1链轮SP2、SP1以及链条CH而与发动机3的曲轴联结，但是，也可以经由多个齿轮等而进行联结，或者，也可以直接联结。这对于第3和第4实施方式的第1～第3太阳齿轮142、152、162也同样适用。进而，在第1和第2实施方式中，将第1行星架65和第2齿圈73经由输出轴12和差动装置DF而与驱动轴DS联结，但是也可以经由多个滑轮等而进行联结，或者，也可以直接联结。这对于第3和第4实施方式的第1和第2行星架145、155以及第3齿圈163也同样适用。
此外，在第1和第2实施方式中，使用第3行星齿轮装置81和制动器111作为本发明中的动力传递变更装置，但是，也可以使用第3和第4实施方式的离合器171。同样，在第3和第4实施方式中，使用离合器171作为本发明中的动力传递变更装置，但是，也可以使用第1和第2实施方式的第3行星齿轮装置81和制动器111。
此外，在第1～第4实施方式中，本发明中的第1单向离合器是滚轮式的单向离合器23，但是，也可以是斜撑式等其他类型的单向离合器。此外，在第1和第2实施方式中，由第1和第2行星齿轮装置61、71构成的旋转要素的数量是4个，在第3和第4实施方式中，由第1～第3行星齿轮装置141、151、161构成的旋转要素的数量是5个，但是，也可以是6个以上。该情况下，还设置用于对增加的旋转要素进行制动的制动器。这样，也可以使用具有4个以上的变速档的第2变速装置。
此外，在第1～第4实施方式中，第1变速装置T1是输入侧部件和输出侧部件构成为圆板状的类型的无级变速装置，但是，当然也可以是应用了四节连杆的原理的其他适当的无级变速装置，例如输入侧部件和输出侧部件由臂构成的类型的无级变速装置。此外，在第1～第4实施方式中，作为用于控制第2变速装置T2、T2A、T2B、T2C的参数，使用了输入轴11的转速与输出轴12的转速之比即变速比RATIO，但是，也可以使用表示发动机转速NE与驱动轮DW、DW的转速之比的其他适当的变速比参数，例如发动机转速NE本身与驱动轮DW、DW的转速本身之比(发动机转速NE/驱动轮DW、DW的转速)。
此外，在第1～第4实施方式中，发动机3是汽油发动机，但是，也可以是柴油发动机、LPG发动机、CNG发动机等。另外，能够在本发明的主旨的范围内适当变更具体部分的结构。
标号说明
V车辆
2ECU(控制单元，故障判定单元，故障时用控制单元)
3发动机
DW驱动轮
T1第1变速装置
11输入轴
12输出轴
14变速致动器(致动器)
18偏心盘(输入侧部件)
19连杆
21外环(输出侧部件)
23单向离合器(第1单向离合器)
T2第2变速装置
61第1行星齿轮装置(第1差动装置)
62第1太阳齿轮(第1旋转要素)
63第1齿圈(第3旋转要素)
65第1行星架(第2旋转要素)
71第2行星齿轮装置(第1差动装置)
72第2太阳齿轮(第1旋转要素)
73第2齿圈(第2旋转要素)
76第2行星架(第4旋转要素)
81第3行星齿轮装置(第2差动装置，动力传递变更装置)
82第3太阳齿轮(第5旋转要素)
83第3齿圈(第6旋转要素)
86第3行星架(第7旋转要素)
91第1制动器(第3单向离合器)
101第2制动器(第4单向离合器)
111制动器(动力传递变更装置)
OW单向离合器(离合器，第2单向离合器)
CL离合器
T2A第2变速装置
121第1制动器
131第2制动器
T2B第2变速装置
141第1行星齿轮装置(第1差动装置)
142第1太阳齿轮(第1旋转要素)
143第1齿圈(第3旋转要素)
145第1行星架(第2旋转要素)
151第2行星齿轮装置(第1差动装置)
152第2太阳齿轮(第1旋转要素)
153第2齿圈(第4旋转要素)
155第2行星架(第2旋转要素)
161第3行星齿轮装置(第1差动装置)
162第3太阳齿轮(第1旋转要素)
163第3齿圈(第2旋转要素)
166第3行星架(第5旋转要素)
171离合器(动力传递变更装置)
181第3制动器(第2单向离合器)
T2C第2变速装置
211第3制动器
权利要求书(按照条约第19条的修改)
1.(修改后)一种动力传递装置，其特征在于，该动力传递装置具有：
第1变速装置，其用于将内燃机的动力进行无级变速后传递到车辆的驱动轮；以及
第2变速装置，其与该第1变速装置并列设置，用于在所述内燃机与所述驱动轮之间对动力进行有级变速后进行传递，
所述第1变速装置具有：
输入轴和输出轴，它们分别与所述内燃机和所述驱动轮联结；
输入侧部件，其构成为能够变更相对于所述输入轴的偏心量，并且通过来自该输入轴的动力的传递而旋转；
致动器，其用于变更所述输入侧部件相对于所述输入轴的偏心量；
输出侧部件，其转动自如地与所述输出轴联结；
连杆，其一端部和另一端部分别旋转自如地支承于所述输入侧部件和所述输出侧部件，伴随所述输入侧部件的旋转，经由所述另一端部而使所述输出侧部件摆动；以及
第1单向离合器，其在该输出侧部件相对于所述输出轴向一个方向旋转时，对所述输出轴与所述输出侧部件之间进行连接，在所述输出侧部件相对于所述输出轴向另一个方向旋转时，对所述输出轴与所述输出侧部件之间进行截断，
所述第2变速装置具有：
第1差动装置，其具有能够在彼此之间传递动力的第1旋转要素、第2旋转要素、第3旋转要素和第4旋转要素，构成为所述第1～第4旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上依次排列的共线关系，并且，所述第1旋转要素与所述内燃机联结，所述第2旋转要素与所述驱动轮联结；
动力传递变更装置，其能够变更在所述第1旋转要素与所述内燃机之间传递的动力；
第1制动器，其用于对所述第3旋转要素进行制动；
第2制动器，其用于对所述第4旋转要素进行制动；以及
离合器，其用于对所述第1～第4旋转要素中的1个旋转要素与另1个旋转要素之间进行连接/截断，
所述动力传递变更装置具有：
第2差动装置，其具有能够在彼此之间传递动力的第5旋转要素、第6旋转要素和第7旋转要素，构成为所述第5～第7旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上依次排列的共线关系，并且，所述第5旋转要素与所述内燃机联结，所述第6旋转要素与所述第1旋转要素联结；以及
制动器，其构成为能够变更制动力，用于对所述第7旋转要素进行制动。
2.(修改后)根据权利要求1所述的动力传递装置，其特征在于，
所述第2旋转要素是所述1个旋转要素，所述第1旋转要素是所述另1个旋转要素，所述离合器是第2单向离合器，该第2单向离合器在所述第2旋转要素的转速高于所述第1旋转要素的转速时，对所述第2旋转要素与所述第1旋转要素之间进行连接，在所述第2旋转要素的转速低于所述第1旋转要素的转速时，对所述第2旋转要素与所述第1旋转要素之间进行截断。
3.(修改后)一种动力传递装置，其特征在于，该动力传递装置具有：
第1变速装置，其用于将内燃机的动力进行无级变速后传递到车辆的驱动轮；以及
第2变速装置，其与该第1变速装置并列设置，用于在所述内燃机与所述驱动轮之间对动力进行有级变速后进行传递，
所述第1变速装置具有：
输入轴和输出轴，它们分别与所述内燃机和所述驱动轮联结；
输入侧部件，其构成为能够变更相对于所述输入轴的偏心量，并且通过来自该输入轴的动力的传递而旋转；
致动器，其用于变更所述输入侧部件相对于所述输入轴的偏心量；
输出侧部件，其转动自如地与所述输出轴联结；
连杆，其一端部和另一端部分别旋转自如地支承于所述输入侧部件和所述输出侧部件，伴随所述输入侧部件的旋转，经由所述另一端部而使所述输出侧部件摆动；以及
第1单向离合器，其在该输出侧部件相对于所述输出轴向一个方向旋转时，对所述输出轴与所述输出侧部件之间进行连接，在所述输出侧部件相对于所述输出轴向另一个方向旋转时，对所述输出轴与所述输出侧部件之间进行截断，
所述第2变速装置具有：
第1差动装置，其具有能够在彼此之间传递动力的第1旋转要素、第2旋转要素、第3旋转要素和第4旋转要素，构成为所述第1～第4旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上依次排列的共线关系，所述第1旋转要素与所述内燃机联结，所述第2旋转要素与所述驱动轮联结；
动力传递变更装置，其能够变更在所述第1旋转要素与所述内燃机之间传递的动力；
第1制动器，其用于对所述第3旋转要素进行制动；以及
第2制动器，其用于对所述第4旋转要素进行制动，
所述第1差动装置还具有第5旋转要素，该第5旋转要素能够在该第5旋转要素与所述第1～第4旋转要素之间传递动力，
所述第1～第5旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上依次排列的共线关系，
所述第2变速装置还具有用于对所述第5旋转要素进行制动的第3制动器。
4.(修改后)根据权利要求3所述的动力传递装置，其特征在于，
所述第3制动器由第2单向离合器构成，该第2单向离合器阻止所述第5旋转要素向一个方向旋转，并且容许所述第5旋转要素向另一个方向旋转。
5.(修改后)根据权利要求2至4中的任意一项所述的动力传递装置，其特征在于，
所述第1制动器由第3单向离合器构成，该第3单向离合器能够执行第1阻止动作和第1解除动作，其中，在所述第1阻止动作中，阻止所述第3旋转要素向一个方向旋转，并容许所述第3旋转要素向另一个方向旋转，在所述第1解除动作中，为了容许所述第3旋转要素的旋转而解除所述第1阻止动作，
所述第2制动器由第4单向离合器构成，该第4单向离合器能够执行第2阻止动作和第2解除动作，其中，在所述第2阻止动作中，阻止所述第4旋转要素向一个方向旋转，并容许所述第4旋转要素向另一个方向旋转，在所述第2解除动作中，为了容许所述第4旋转要素的旋转而解除所述第2阻止动作。
6.(修改后)一种动力传递装置，其特征在于，该动力传递装置具有：
第1变速装置，其用于将内燃机的动力进行无级变速后传递到车辆的驱动轮；以及
第2变速装置，其与该第1变速装置并列设置，用于在所述内燃机与所述驱动轮之间对动力进行有级变速后进行传递，
所述第1变速装置具有：
输入轴和输出轴，它们分别与所述内燃机和所述驱动轮联结；
输入侧部件，其构成为能够变更相对于所述输入轴的偏心量，并且通过来自该输入轴的动力的传递而旋转；
致动器，其用于变更所述输入侧部件相对于所述输入轴的偏心量；
输出侧部件，其转动自如地与所述输出轴联结；
连杆，其一端部和另一端部分别旋转自如地支承于所述输入侧部件和所述输出侧部件，伴随所述输入侧部件的旋转，经由所述另一端部而使所述输出侧部件摆动；以及
第1单向离合器，其在该输出侧部件相对于所述输出轴向一个方向旋转时，对所述输出轴与所述输出侧部件之间进行连接，在所述输出侧部件相对于所述输出轴向另一个方向旋转时，对所述输出轴与所述输出侧部件之间进行截断，
所述第2变速装置具有：
第1差动装置，其具有能够在彼此之间传递动力的第1旋转要素、第2旋转要素、第3旋转要素和第4旋转要素，构成为所述第1～第4旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上依次排列的共线关系，并且，所述第1旋转要素与所述内燃机联结，所述第2旋转要素与所述驱动轮联结；
动力传递变更装置，其能够变更在所述第1旋转要素与所述内燃机之间传递的动力；
第1制动器，其用于对所述第3旋转要素进行制动；以及
第2制动器，其用于对所述第4旋转要素进行制动，
所述动力传递装置还具有：
故障判定单元，其判定所述第1变速装置是否发生了故障；以及
故障时用控制单元，其在由该故障判定单元判定为所述第1变速装置发生了故障时，对所述动力传递变更装置、所述第1制动器和所述第2制动器的动作进行控制，
在所述车辆正停止且要使所述内燃机运转时，该故障时用控制单元以截断所述内燃机与所述第1旋转要素之间的动力传递的方式控制所述动力传递变更装置，
在所述内燃机正运转且要使所述车辆起步时，该故障时用控制单元以对所述第3旋转要素进行制动的方式控制所述第1制动器，解除所述第2制动器的制动，并且以使从所述内燃机向所述第1旋转要素传递的动力逐渐增大的方式控制所述动力传递变更装置。
7.(修改后)根据权利要求6所述的动力传递装置，其特征在于，
在所述内燃机正运转且所述车辆正行驶时，所述故障时用控制单元以从所述内燃机向所述第1旋转要素传递动力的方式控制所述动力传递变更装置，解除所述第1制动器的制动，并且以对所述第4旋转要素进行制动的方式控制所述第2制动器。
8.(修改后)一种动力传递装置，其特征在于，该动力传递装置具有：
第1变速装置，其用于将内燃机的动力进行无级变速后传递到车辆的驱动轮；以及
第2变速装置，其与该第1变速装置并列设置，用于在所述内燃机与所述驱动轮之间对动力进行有级变速后进行传递，
所述第1变速装置具有：
输入轴和输出轴，它们分别与所述内燃机和所述驱动轮联结；
输入侧部件，其构成为能够变更相对于所述输入轴的偏心量，并且通过来自该输入轴的动力的传递而旋转；
致动器，其用于变更所述输入侧部件相对于所述输入轴的偏心量；
输出侧部件，其转动自如地与所述输出轴联结；
连杆，其一端部和另一端部分别旋转自如地支承于所述输入侧部件和所述输出侧部件，伴随所述输入侧部件的旋转，经由所述另一端部而使所述输出侧部件摆动；以及
第1单向离合器，其在该输出侧部件相对于所述输出轴向一个方向旋转时，对所述输出轴与所述输出侧部件之间进行连接，在所述输出侧部件相对于所述输出轴向另一个方向旋转时，对所述输出轴与所述输出侧部件之间进行截断，
所述第2变速装置具有：
第1差动装置，其具有能够在彼此之间传递动力的第1旋转要素、第2旋转要素、第3旋转要素和第4旋转要素，构成为所述第1～第4旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上依次排列的共线关系，所述第1旋转要素与所述内燃机联结，所述第2旋转要素与所述驱动轮联结；
动力传递变更装置，其能够变更在所述第1旋转要素与所述内燃机之间传递的动力；
第1制动器，其用于对所述第3旋转要素进行制动；以及
第2制动器，其用于对所述第4旋转要素进行制动，
所述动力传递装置还具有控制单元，该控制单元对所述动力传递变更装置、所述第1制动器以及所述第2制动器的动作进行控制，
所述动力传递变更装置、所述第1制动器和所述第2制动器以及所述控制单元在所述车辆的减速行驶中，执行对所述内燃机与所述驱动轮之间的经由所述第2变速装置的动力传递进行连接的连接动作，在从所述车辆的减速行驶开始进行加速时，执行截断该动力传递的截断动作。
9.(删除)

Claims (9)

1.一种动力传递装置，其特征在于，该动力传递装置具有：
第1变速装置，其用于将内燃机的动力进行无级变速后传递到车辆的驱动轮；以及
第2变速装置，其与该第1变速装置并列设置，用于在所述内燃机与所述驱动轮之间对动力进行有级变速后进行传递，
所述第1变速装置具有：
输入轴和输出轴，它们分别与所述内燃机和所述驱动轮联结；
输入侧部件，其构成为能够变更相对于所述输入轴的偏心量，并且通过来自该输入轴的动力的传递而旋转；
致动器，其用于变更所述输入侧部件相对于所述输入轴的偏心量；
输出侧部件，其转动自如地与所述输出轴联结；
连杆，其一端部和另一端部分别旋转自如地支承于所述输入侧部件和所述输出侧部件，伴随所述输入侧部件的旋转，经由所述另一端部而使所述输出侧部件摆动；以及
第1单向离合器，其在该输出侧部件相对于所述输出轴向一个方向旋转时，对所述输出轴与所述输出侧部件之间进行连接，在所述输出侧部件相对于所述输出轴向另一个方向旋转时，对所述输出轴与所述输出侧部件之间进行截断，
所述第2变速装置具有：
第1差动装置，其具有能够在彼此之间传递动力的第1旋转要素、第2旋转要素、第3旋转要素和第4旋转要素，构成为所述第1～第4旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上依次排列的共线关系，并且，所述第1旋转要素与所述内燃机联结，所述第2旋转要素与所述驱动轮联结；
动力传递变更装置，其能够变更在所述第1旋转要素与所述内燃机之间传递的动力；
第1制动器，其用于对所述第3旋转要素进行制动；以及
第2制动器，其用于对所述第4旋转要素进行制动。
2.根据权利要求1所述的动力传递装置，其特征在于，
所述第2变速装置具有离合器，该离合器用于对所述第1～第4旋转要素中的1个旋转要素与另1个旋转要素之间进行连接/截断，
所述动力传递变更装置具有：
第2差动装置，其具有能够在彼此之间传递动力的第5旋转要素、第6旋转要素和第7旋转要素，构成为所述第5～第7旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上依次排列的共线关系，并且，所述第5旋转要素与所述内燃机联结，所述第6旋转要素与所述第1旋转要素联结；以及
制动器，其构成为能够变更制动力，用于对所述第7旋转要素进行制动。
3.根据权利要求2所述的动力传递装置，其特征在于，
所述第2旋转要素是所述1个旋转要素，所述第1旋转要素是所述另1个旋转要素，所述离合器是第2单向离合器，该第2单向离合器在所述第2旋转要素的转速高于所述第1旋转要素的转速时，对所述第2旋转要素与所述第1旋转要素之间进行连接，在所述第2旋转要素的转速低于所述第1旋转要素的转速时，对所述第2旋转要素与所述第1旋转要素之间进行截断。
4.根据权利要求1所述的动力传递装置，其特征在于，
所述第1差动装置还具有第5旋转要素，该第5旋转要素能够在该第5旋转要素与所述第1～第4旋转要素之间传递动力，
所述第1～第5旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上依次排列的共线关系，
所述第2变速装置还具有用于对所述第5旋转要素进行制动的第3制动器。
5.根据权利要求4所述的动力传递装置，其特征在于，
所述第3制动器由第2单向离合器构成，该第2单向离合器阻止所述第5旋转要素向一个方向旋转，并且容许所述第5旋转要素向另一个方向旋转。
6.根据权利要求1至5中的任意一项所述的动力传递装置，其特征在于，
所述第1制动器由第3单向离合器构成，该第3单向离合器能够执行第1阻止动作和第1解除动作，其中，在所述第1阻止动作中，阻止所述第3旋转要素向一个方向旋转，并容许所述第3旋转要素向另一个方向旋转，在所述第1解除动作中，为了容许所述第3旋转要素的旋转而解除所述第1阻止动作，
所述第2制动器由第4单向离合器构成，该第4单向离合器能够执行第2阻止动作和第2解除动作，其中，在所述第2阻止动作中，阻止所述第4旋转要素向一个方向旋转，并容许所述第4旋转要素向另一个方向旋转，在所述第2解除动作中，为了容许所述第4旋转要素的旋转而解除所述第2阻止动作。
7.根据权利要求1至5中的任意一项所述的动力传递装置，其特征在于，
所述动力传递装置还具有：
故障判定单元，其判定所述第1变速装置是否发生了故障；以及
故障时用控制单元，其在由该故障判定单元判定为所述第1变速装置发生了故障时，对所述动力传递变更装置、所述第1制动器和所述第2制动器的动作进行控制，
在所述车辆正停止且要使所述内燃机运转时，该故障时用控制单元以截断所述内燃机与所述第1旋转要素之间的动力传递的方式控制所述动力传递变更装置，
在所述内燃机正运转且要使所述车辆起步时，该故障时用控制单元以对所述第3旋转要素进行制动的方式控制所述第1制动器，解除所述第2制动器的制动，并且以使从所述内燃机向所述第1旋转要素传递的动力逐渐增大的方式控制所述动力传递变更装置。
8.根据权利要求7所述的动力传递装置，其特征在于，
在所述内燃机正运转且所述车辆正行驶时，所述故障时用控制单元以从所述内燃机向所述第1旋转要素传递动力的方式控制所述动力传递变更装置，解除所述第1制动器的制动，并且以对所述第4旋转要素进行制动的方式控制所述第2制动器。
9.根据权利要求1至6中的任意一项所述的动力传递装置，其特征在于，
所述动力传递装置还具有控制单元，该控制单元对所述动力传递变更装置、所述第1制动器以及所述第2制动器的动作进行控制，
所述动力传递变更装置、所述第1制动器和所述第2制动器以及所述控制单元在所述车辆的减速行驶中，执行对所述内燃机与所述驱动轮之间的经由所述第2变速装置的动力传递进行连接的连接动作，在从所述车辆的减速行驶进行加速时，执行截断该动力传递的截断动作。
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