CN105283693A - 车辆的控制装置 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种车辆的控制装置，所述车辆具备：传动机构，其能够设定固定的变速比；无级变速机构，其与该传动机构并列设置；路径切换机构，其选择性地对包括该传动机构的转矩的传递路径进行截断，所述车辆的控制装置被构成为，通过根据车辆的运转状态而对路径切换机构的动作进行控制从而使振动衰减。所述车辆的控制装置中，无级变速机构与能够设定恒定的变速比的传动机构被并列配置在输入轴与输出轴之间，并具备以能够传递转矩的方式而使经由传动机构而从内燃机至驱动轮的转矩的传递路径选择性地连接的离合器机构，在离合器机构中直列配置有一个离合器与另一个离合器，并且该另一个离合器相对而言被配置于下游侧，该车辆的控制装置被构成为，在经由无级变速机构而从内燃机向驱动轮传递转矩的情况下，使一个离合器以及另一个离合器中的某一方接合。

Description

车辆的控制装置
技术领域
本发明涉及一种车辆的控制装置，所述车辆在被传递有所述动力源所输出的转矩的输入轴与对驱动轮输出转矩的输出轴之间，具备被并列形成的多个转矩传递路径与用于对能够从一个路径向另一个路径传递转矩的路径进行切换的路径切换机构。
背景技术
在日本实开昭62-45455号公报中，记载有一种车辆的结构，所述车辆具备：被并列设置的齿轮机构、带式无级变速器以及多个离合器机构，所述多个离合器机构用于将从动力源至驱动轮的转矩的传递路径切换为包括无级变速机构在内的传递路径与包括传动机构在内的传递路径。日本实开昭62-45455号公报所记载的结构被构成为，通过对使该离合器机构接合的状态或者断开的状态进行组合，能够将从动力源至驱动轮的转矩的传递路径向包括带式无级变速器在内的路径与包括齿轮机构在内的路径进行切换，而且能够设定成空档状态。
另外，已知一种如下的技术，即，在作为动力源而具备内燃机的车辆中，为了减少动力损失且改善耗油率，从而在内燃机与驱动轮之间将转矩的传递路径设为直接连结状态。在该情况下，由于内燃机中因燃料爆炸而产生的振动、即内燃机输出转矩时所产生的振动将会被传递到转矩的传递路径上，从而存在如下可能性，即，会产生车辆的前后或上下方向上的振动、车厢内的轰鸣声等的振动与噪音。因此，作为用于使向转矩的传递路径传递的振动衰减的结构而已知有如下结构，即，经由流体来对转矩进行传递的结构、在直接连结状态下将齿轮比(变速比)设定为相对较大且将内燃机的转速控制为高旋转状态来进行行驶的结构、将刚性较低的减震器(振动衰减装置)配置于转矩的传递路径上的结构、将与内燃机连结的飞轮的质量设为较大等的通过惯性质量体而使转矩的传递路径内具有惯性力矩的结构等。
然而，在上述的日本实开昭62-45455号公报中所记载的结构中，虽然能够抑制内燃机输出转矩时所产生的振动经由流体传动装置而向转矩的传递路径传递的情况，但由于是经由流体来传递转矩，因此传递效率会下降。假设，在为了使向转矩的传递路径传递的振动衰减而使内燃机的转速上升的情况下，存在如下可能性，即无法使内燃机在耗油率较好的运转区域中驱动，从而虽然能够使振动衰减但耗油率却会恶化。此外，在将飞轮的质量设为较大的情况下，虽然能够通过飞轮的惯性力矩而使向转矩的传递路径传递的振动衰减，但是随着飞轮的质量增大从而转矩的传递路径内的惯性力会增大，进而耗油率会恶化。除此之外，单元的重量增大会导致动力系统大型化。
发明内容
本发明是着眼于上述的技术课题而被完成的，其目的在于，提供一种车辆的控制装置，其中，所述车辆被构成为，具备能够设定固定的变速比的传动机构、与该传动机构并列设置的无级变速机构、用于选择性地对包括该传动机构在内的转矩的传递路径进行截断的路径切换机构，并且通过根据车辆的运转状态来对路径切换机构的动作进行控制从而使振动衰减。
为了达成上述目的，本发明的特征在于，在被传递有内燃机所输出的转矩的输入轴与对驱动轮输出转矩的输出轴之间具备：无级变速机构、传动机构、离合器机构，所述离合器机构选择性地对能够经由所述无级变速机构而从所述内燃机向所述驱动轮传递转矩的传递路径与能够经由所述传动机构而从所述内燃机向所述驱动轮传递转矩的传递路径进行切换，所述离合器机构被构成为，包括一个离合器与另一个离合器，所述另一个离合器相对于所述一个离合器而被直列设置，且所述另一个离合器与所述一个离合器相比被设置于所述输出轴侧，在使所述一个离合器与所述另一个离合器中的至少任意一方断开的情况下，截断经由所述传动机构而朝向所述驱动轮的转矩传递，所述车辆的控制装置的特征在于，在经由所述无级变速机构而从所述内燃机向所述驱动轮传递转矩的情况下，使所述一个离合器以及所述另一个离合器中的某一方接合。
此发明为一种车辆的控制装置，其特征在于，在上述发明中，在经由所述无级变速机构而从所述内燃机向所述驱动轮传递转矩、且所述内燃机的转速在预定的转速以下的情况下，使所述一个离合器以及所述另一个离合器中的某一方接合。
此发明为一种车辆的控制装置，其特征在于，在上述发明中，在经由所述无级变速机构而从所述内燃机向所述驱动轮传递转矩、且所述内燃机的输出转矩在预定的转矩以上的情况下，使所述一个离合器以及所述另一个离合器中的某一方接合。
此发明为一种车辆的控制装置，其特征在于，在上述发明中，在经由所述无级变速机构而从所述内燃机向所述驱动轮传递转矩、且节气门开度在预定的节气门开度以上的情况下，使所述一个离合器以及所述另一个离合器中的某一方接合。
此发明为一种车辆的控制装置，其特征在于，在上述发明中，在经由所述无级变速机构而从所述内燃机向所述驱动轮传递转矩、且由所述无级变速机构而获得的变速比在预定的变速比以下的情况下，使所述一个离合器以及所述另一个离合器中的某一方接合。
此发明为一种车辆的控制装置，其特征在于，在上述发明中，在经由所述无级变速机构而从所述内燃机向所述驱动轮传递转矩、且车速在预定的车速以下的情况下，使所述一个离合器以及所述另一个离合器中的某一方接合。
此发明为一种车辆的控制装置，其特征在于，在上述发明中，所述传动机构包括具有齿轮列的减速机构，由所述传动机构获得的变速比被设定为与所述无级变速机构中能够设定的最大变速比相比而较大的变速比。
此发明为一种车辆的控制装置，其特征在于，在上述发明中，还具备前进后退切换机构，所述前进后退切换机构用于在所述输入轴与所述输出轴之间于包括所述传动机构的传递路径内，对从所述输入轴输入的转矩的旋转方向进行切换，所述前进后退切换机构包括具有多个旋转元件的行星齿轮机构。
此发明为一种车辆的控制装置，其特征在于，在上述发明中，所述传动机构包括与所述输入轴以及所述输出轴平行地设置的副轴，所述前进后退切换机构被配置在所述输入轴、所述副轴以及所述输出轴中的任意一个旋转轴上，所述一个离合器以及所述另一个离合器中的某一方被配置在配置有所述前进后退切换机构的所述旋转轴上，且选择性地对所述多个旋转元件中的与所述旋转轴一体旋转的旋转元件与另一个旋转元件进行连结。
此发明为一种车辆的控制装置，其特征在于，在上述发明中，所述一个离合器包括摩擦式离合器，所述另一个离合器包括啮合式离合器。
根据本发明，在从内燃机经由无级变速机构而向驱动轮传递转矩的情况下，传动机构将不构成从内燃机至驱动轮的转矩的传递路径而处于能够进行空转的状态，从而能够通过另一个离合器而将传动机构与输出轴结合，并能够将传动机构作为旋转惯性体而发挥功能。即，能够将作为用于形成转矩的传递路径的功能机构的传动机构活用为用于使振动衰减的功能机构。因此，由于能够通过传动机构所涉及的惯性力矩来使以内燃机为振源而向包括无级变速机构在内的转矩的传递路径传递的振动衰减，因此能够抑制由于该振动而产生的轰鸣音等的噪音、车辆的前后振动与上下振动。
并且，根据本发明，由于在包括传动机构在内的转矩的传递路径上直列配置有一个离合器与另外一个离合器，因此为了以不产生经由该传递路径而从内燃机向驱动轮传递转矩的方式而实施截断，只要将该离合器中的至少任意一方断开即可。即，即使在经由无级变速机构而从内燃机向驱动轮传递转矩的情况下，也能够使一个离合器以及另一个离合器中的某一方工作。因此，能够使其中某一方的离合器接合，从而将传动机构连结在与经由无级变速机构而从内燃机至驱动轮的转矩的传递路径上。尤其是，能够以使输出轴的转矩作用于传动机构上的方式而实施连结。
因此，在通过无级变速机构而进行行驶的过程中，根据内燃机的转速在预定的转速以下的情况、内燃机的输出转矩在预定的转矩以上的情况、由无级变速机构而获得的变速比在预定的变速比以下的情况等的运转状态，来将其中某一方的离合器设为接合状态。即，在传递至包括无级变速机构在内的转矩的传递路径的振动相对变大的运转状态下，能够通过由被连结在输出轴上的传动机构实施的惯性力，从而使该振动有效地衰减。除此之外，能够根据该运转状态而将另一个离合器断开从而将传动机构从输出轴上断开，从而能够抑制由输出轴带动传动机构旋转而导致的动力损失。即，如前文所述的运转状态那样，能够以如下方式来进行控制，即，在以内燃机为振源的振动相对较大的运转区域中将传动机构连结在输出轴上，相反，在该振动相对较小的运转区域中将传动机构从输出轴上断开。总而言之，通过将传动机构活用为旋转惯性体，从而能够同时实现使扭转振动衰减与改善耗油率。
此外，根据本发明，在从内燃机至驱动轮的转矩的传递路径中，传动机构被构成为减速机构。换言之，在从输出轴向输入轴观察包括传动机构在内的转矩的传递路径的情况下，传动机构被构成为增速机构。因此，在通过无级变速机构而进行行驶的过程中，在传动机构被连结在输出轴上的情况下，输出轴的转矩将被施加于传动机构上，从而该传动机构将会从输出轴侧朝向输入轴侧产生增速作用。即，由于在从输出轴侧向输入轴侧观察包括传动机构在内的传递路径的情况下的传动机构的变速比(增速比)为较小的值，因此作用于输出轴上的传动机构所涉及的等价惯性力矩将为较大的值。即，能够利用在从内燃机至驱动轮的转矩的传递路径中被构成为减速机构的传动机构的变速比(减速比)，来将基于由传动机构获得的变速比的等价惯性力矩活用为作用于输出轴上的惯性力。除此之外，无需为了使作用于转矩的传递路径上的惯性力矩增大而增加无级变速机构或传动机构等的单元的重量，从而能够防止该动力系统的大型化。
并且，根据该发明，由于在包括传动机构在内的传递路径上具备通过行星齿轮机构而构成的前进后退切换机构，因此通过使在转矩的传递路径上被配置于下游侧的离合器接合，从而将由前进后退切换机构而获得的惯性力矩作用于输出轴上，并能够使输出轴所涉及的等价惯性力矩增大来使扭转振动有效地衰减。此外，由于该下游侧的离合器通过啮合式离合器而构成，因此通过使该离合器啮合从而能够切实地使传动机构的惯性力矩作用于输出轴。除此之外，能够防止用于对该啮合式离合器的动作进行控制的控制结构复杂化，并能够通过简单的控制结构来对传动机构与输出轴的连结或者断开进行控制。
附图说明
图1为模式化地表示本发明所涉及的车辆的控制装置、以及搭载了该控制装置的车辆的框图。
图2为表示能够在该发明中被设为对象的动力系统的第一具体示例的框架图。
图3为归纳表示对应于车辆的运转状态的各离合器机构以及制动器机构的接合状态与断开状态的图表。
图4为根据车辆的运转状态而对路径切换机构的动作进行控制时的流程图。
图5为表示判断处理所使用的判断用映射图的一个示例的映射图，其中，所述判断处理用于使被直列设置于包括传动机构在内的传递路径中的多个离合器中的、被配置于靠下游侧的离合器，在CVT行驶中接合或断开。
图6为分如下两种情况来表示对应于发动机的转速而变化的振动传递率的推移的说明图，即，将传动机构作为旋转惯性体而连结在CVT行驶模式的转矩的传递路径上的情况，和使该传动机构从该转矩的传递路径上断开的情况。
图7为分如下两种情况来表示对应于车速而变化的振动传递率的推移的说明图，即，将传动机构作为旋转惯性体而连结在CVT行驶模式的转矩的传递路径上的情况，和使该传动机构从该转矩的传递路径上断开的情况。
图8为表示用于对如下运转点进行控制的映射图的说明图，即，在CVT行驶模式中，基于发动机转速与发动机转矩而获得的运转点。
图9为表示在该发明中能够被设为对象的动力系统的第二具体示例的框架图。
图10为表示在该发明中能够被设为对象的动力系统的第三具体示例的框架图。
图11为表示在该发明中能够被设为对象的动力系统的第四具体示例的框架图。
图12为表示在该发明中能够被设为对象的动力系统的第五具体示例的框架图。
图13为表示在该发明中能够被设为对象的动力系统的第六具体示例的框架图。
图14为表示在该发明中能够被设为对象的动力系统的第七具体示例的框架图。
图15为表示在该发明中能够被设为对象的动力系统的第八具体示例的框架图。
图16为表示在该发明中能够被设为对象的动力系统的第九具体示例的框架图。
图17为表示在该发明中能够被设为对象的动力系统的第十具体示例的框架图。
图18为表示在该发明中能够被设为对象的动力系统的第十一具体示例的框架图。
图19为表示在该发明中能够被设为对象的动力系统的第十二具体示例的框架图。
图20为表示在该发明中能够被设为对象的动力系统的第十三具体示例的框架图。
图21为表示在该发明中能够被设为对象的动力系统的第十四具体示例的框架图。
图22为表示在该发明中能够被设为对象的动力系统的第十五具体示例的框架图。
图23为表示在该发明中能够被设为对象的动力系统的第十六具体示例的框架图。
图24为表示在该发明中能够被设为对象的动力系统的第十七具体示例的框架图。
图25为表示在该发明中能够被设为对象的动力系统的第十八具体示例的框架图。
图26为表示在该发明中能够被设为对象的动力系统的第十九具体示例的框架图。
具体实施方式
以下，根据具体示例来对本发明所涉及的车辆的控制装置进行说明。在本发明中被设为对象的车辆具备多个从动力源至驱动轮的转矩的传递路径。在该多个传递路径中具备，包括能够设定固定的变速比的传动机构在内的传递路径、与包括能够使变速比连续地变化的无级变速机构在内的传递路径。并且，多个传递路径被并列设置在被输入有从动力源输出的动力的输入轴与向驱动轮输出动力的输出轴之间。因此，该车辆具备路径切换机构，所述路径切换机构用于将能够传递转矩的路径从一个路径向另一个路径进行切换。即被构成为，使车辆能够在如下状态下行驶，即，通过包括多个离合器在内的路径切换机构而将多个路径中的任意一个以能够在动力源与驱动轮之间传递转矩的方式连接，并且将其以外的路径以不会在动力源与驱动轮之间产生传递转矩的方式而截断的状态。因此，该发明所涉及的车辆的控制装置被构成为，根据车辆的运转状态来对路径切换机构的动作进行控制，并使转矩在动力源与驱动轮之间的传递被截断的路径的一部分、与以在能够动力源与驱动轮之间传递转矩的方式而被连接的传递路径结合。
在图1中模式化地图示了该发明所涉及的车辆的控制装置的一个示例，并图示了搭载有该车辆的控制装置的车辆。如图1所示，该具体示例中的车辆的控制装置被包括在车辆Ve所搭载的电子控制装置(以下记为“ECU”)1之中，并且以对如下动力系统进行控制的方式而构成，所述动力系统具备，作为车辆Ve的动力源的发动机(Eng)2、将发动机2所输出的动力向驱动轮5传递的变速驱动桥3以及与驱动轮5一体地旋转的驱动轴4。另外，在本说明中，将车辆的控制装置记载为ECU1而进行说明。
ECU1被构成为，包括用于对车辆Ve进行控制的控制器，并包括将中央运算处理装置、存储装置、输入输出接口作为主体的微型计算机。此外，ECU1被构成为，被从各种传感器S输入对车辆Ve的运转状态进行检测所得到的各种信号。并且，在ECU1的存储装置中与各种控制程序一起存储有各种数据，并执行各种运算处理。因此，ECU1被构成为，根据被输入的信号以及所存储的数据来实施各种运算处理，并根据该运算处理的结果来输出实施各种控制的指示信号。
此外，图1所示的变速驱动桥3具备路径切换机构A，所述路径切换机构A选择性地对能够经由无级变速机构而从发动机2向驱动轮5传递转矩的传递路径、与能够经由传动机构而从发动机2向驱动轮5传递转矩的传递路径进行切换。即，在该发明中能够被设为对象的动力系统具备多个从发动机2至驱动轮5的转矩的传递路径，路径切换机构A被构成为，以能够传递转矩的方式而将该路径中的任意一个连接。因此，ECU1被构成为，根据车辆Ve的运转状态来对路径切换机构A的动作进行控制。
在此，参照图2来对具备该路径切换机构A的动力系统的第一具体示例进行说明。在第一具体示例中的动力系统中，作为从发动机2至驱动轮5的转矩的传递路径而具备，包括能够使变速比连续地变化的无级变速机构(以下记为“CVT”)10在内的传递路径、与包括能够设定固定的变速比的传动机构40在内的传递路径，并且该传递路径被并列设置。因此，有时会将包括CVT10在内的传递路径记载为“第一传递路径”、并将包括传动机构40在内的传递路径记载为“第二传递路径”而进行说明。
首先，对经由CVT10而从发动机2至驱动轮5的转矩的传递路径、即第一传递路径进行说明。发动机2具备众所周知的结构，例如为汽油发动机、柴油发动机、氢气发动机、天然气发动机等中的任意一种，总之其为使燃料燃烧来输出动力的内燃机。该发动机2被构成为，根据发动机转速Ne或发动机转矩Te来使燃料消耗量或者燃料消耗率发生变化。此外，发动机2通过ECU1而被驱动控制，例如，其被构成为，根据由驾驶者实施的加速踏板的操作等的输出操作来对应当输出的动力进行控制。
在该发动机2的曲轴2a上连结有具备锁止离合器6e的转矩变换器6。转矩变换器6作为流体传动装置而具备众所周知的结构，其通过经由流体而传递转矩来使转矩增幅，且能够使锁止离合器6e接合从而在直接连结状态下传递转矩。前盖6a与曲轴2a以一体旋转的方式而被连结，并且涡轮6c以和与前盖6a一体化的泵轮6b对置的方式而被配置。在泵轮6b与涡轮6c之间配置有经由未图示的单向离合器而被保持的定子6d。即，前盖6a以及泵轮6b与曲轴2a一体地旋转。此外，涡轮6c以一体旋转的方式而被连结在输入轴7上，其中，所述输入轴7构成变速器的输入侧的旋转轴。并且，与涡轮6c成为一体而旋转的锁止离合器6e以与前盖6a的内表面对置的方式而配置。另外，单向离合器被设置于定子6d与壳体等的固定部之间。
此外，在第一具体示例中，在该输入轴7上配置有前进后退切换机构8。前进后退切换机构8为用于对前进状态与后退状态进行切换的机构，所述前进状态为，使从输入轴7传递的转矩以不会改变转矩的旋转方向的方式而进行传递的状态，所述后退状态为，使该转矩以反转转矩的旋转方向的方式而进行传递的状态。前进后退切换机构8通过使多个旋转元件相互形成差动作用的、所谓的差动机构而构成。即，目前已知有多种这种差动机构，而在该发明中的前进后退切换机构中，能够采用任意的差动机构。图2所示的前进后退切换机构8通过双小齿轮型的行星齿轮机构而构成。即，前进后退切换机构8具有多个旋转元件，各旋转元件能够构成输入元件、输出元件、反力元件中的任意一方。
如图2所示，前进后退切换机构8具备，作为外齿齿轮的太阳齿轮8s、作为与该太阳齿轮8s被配置在同心圆上的内齿齿轮的内啮合齿轮8r、与太阳齿轮8s啮合的第一小齿轮8P1、与该第一小齿轮8P1及内啮合齿轮8r啮合的第二小齿轮8P2、以及以能够自转且公转的方式对该小齿轮8P1、8P2进行保持的行星齿轮架8c。
在第一具体示例中，太阳齿轮8s构成输入元件，并被构成为与输入轴7一体地旋转。行星齿轮架8c构成输出元件，并被构成为，与能够设定后文所述的固定的变速比的传动机构40中所包括的驱动齿轮41一体地旋转。在作为该输出元件的行星齿轮架8c与作为输入元件的太阳齿轮8s之间，设置有选择性地对行星齿轮架8c与太阳齿轮8s进行连结的第一离合器机构C1。第一离合器机构C1被配置在输入轴7上，并被构成为，在输入轴7与后文所述的传动机构40之间选择性地实施转矩的传递或者断开。并且，第一具体示例的第一离合器机构C1通过摩擦式离合器机构而构成。此外，第一离合器机构C1为用于对朝向前进方向的启动状态进行设定的部件，且为被称作启动离合器等的机构。
此外，第一离合器机构C1被构成为，通过接合而将输入轴7的转矩直接传递至作为输出元件的行星齿轮架8c。即，只要使第一离合器机构C1被构成为，将构成前进后退切换机构8的行星齿轮机构中的三个旋转元件中的至少两个旋转元件连结在一起，从而使行星齿轮机构的整体一体旋转即可。
例如，在使第一离合器机构C1接合的情况下，作为输出元件的行星齿轮架8c与作为输入元件的太阳齿轮8s连结，从而前进后退切换机构8的整体会一体地旋转。即，当使第一离合器机构C1接合时，行星齿轮机构的各旋转元件的旋转方向以及转速均为朝向正旋转方向的相同转速。另外，正旋转方向为与输入轴7的旋转方向相同的旋转方向，负旋转方向为与输入轴7的旋转方向相反的方向。
并且，在设置有前进后退切换机构8的输入轴7上，设置有选择性地使前进后退切换机构8中的内啮合齿轮8r的旋转停止的制动器机构B1。制动器机构B1被设置于内啮合齿轮8r与壳体等的固定部之间，并通过多板制动器等的摩擦式制动器或啮合式的制动器而构成。即，内啮合齿轮8r构成反力元件。例如，在于输入轴7旋转着的状态下使制动器机构B1接合而停止内啮合齿轮8r的旋转的情况下，各旋转元件的旋转方向为，输入元件的太阳齿轮8s向正旋转方向旋转，反力元件的内啮合齿轮8r被固定，输出元件的行星齿轮架8c向负旋转方向旋转。
被输入该输入轴7的转矩的无级变速机构(以下记为“CVT”)10具备目前已知的带式无级变速器的结构。在CVT10中，主轴9与第二轴11被平行地设置，并且所述CVT10具备：主带轮20，其与主轴9一体旋转；次级带轮30，其与第二轴11一体旋转，带10a，其被卷绕在该带轮20、30上。各带轮20、30被构成为，通过使卷绕有带10a的槽的宽度在大小上变化，从而使带10a的卷绕半径在大小上变化。即，CVT10被构成为，通过使卷绕有带10a的槽宽度变化从而使由CVT10而获得的变速比γcvt连续且无级地变化。
在第一具体示例中，主轴9被配置在与输入轴7相同的轴线上，并与输入轴7一体地旋转。即，主轴9以一体旋转的方式而被连结于前进后退切换机构8的太阳齿轮8s。此外，主带轮20以在轴线方向上隔着前进后退切换机构8的方式而被配置在与发动机2的相反的一侧。该主带轮20具备固定滑轮21和可动滑轮22，其中，所述固定滑轮21与主轴9一体化，所述可动滑轮22相对于主轴9而以能够在轴线方向上往返移动的方式嵌合。并且，在可动滑轮22上设置有施加用于使其向固定滑轮21侧移动的推力的推力施加机构23。推力施加机构23被构成为，产生用于施加于可动滑轮22上的推力。因此，推力施加机构23被配置于可动滑轮22的背面侧，即在轴线方向上隔着可动滑轮22而被配置在与固定滑轮21相反的一侧。另外，由于在第一具体示例中，主轴9与输入轴7一体地旋转，因此有时会将主轴9记载为输入轴7而进行说明。
此外，次级带轮30具备固定滑轮31和可动滑轮32，其中，所述固定滑轮31与第二轴11一体化，所述可动滑轮32相对于第二轴11而以能够在轴线方向上往返移动的方式嵌合。此外，在可动滑轮32上设置有施加用于使其向固定滑轮31侧移动的推力的推力施加机构33。推力施加机构33被构成为，产生用于施加于可动滑轮32上的轴线方向的推力。因此，推力施加机构33在轴线方向上被配置于可动滑轮32的背面侧，即隔着可动滑轮32而被配置于与固定滑轮31相反的一侧。通过从该推力施加机构33所施加的推力，从而使可动滑轮32在其与固定滑轮31之间产生对带10a进行夹持的夹持力。并且被构成为，通过使该夹持力增大从而使次级带轮30与带10a之间的摩擦力增大。通过该摩擦力而将主带轮20的转矩经由带10a而传递至次级带轮30，并将转矩传递至与次级带轮30一体旋转的第二轴11。
在第一具体示例中，在次级带轮30与输出轴12之间设置有选择性地使第二轴11与输出轴12连结的第二离合器机构C2。如图2所示，第二离合器机构C2与输出轴12被配置在相同的轴线上，并被构成为，选择性地在CVT10与输出轴12之间实施转矩的传递或者截断。并且，第一具体示例的第二离合器机构C2通过摩擦式离合器机构而构成。此外，第二离合器机构C2为用于对前进行驶状态进行设定的部件，并包括被称为前进离合器等的机构。由此被构成为，通过使该第二离合器机构C2接合以使CVT10与输出轴12之间以能够传递转矩的方式而连接，从而经由CVT10而从输入轴7向输出轴12传递转矩。
而且，采用了如下结构，即，经由减速齿轮机构14而将转矩从输出轴12向作为终减速器的前差速器16输出。如图2所示，在输出轴12上安装有输出齿轮13，且与该输出齿轮13啮合的大径齿轮14a被安装于减速齿轮轴14b上。在该减速齿轮轴14b上安装有小径齿轮14c，并且该小径齿轮14c与前差速器16的内啮合齿轮15啮合。而且，前差速器16被构成为，将经由内啮合齿轮15而被传递的转矩从左右驱动轴4传递至驱动轮5。
另外，由于上述的第一离合器机构C1以及第二离合器机构C2只要能够选择性地实施转矩的传递以及转矩的截断即可，因此可以为摩擦式离合器与啮合式离合器中的任意一个，但是优选为，由根据接合力而使传递转矩容量逐渐增大或减小的湿式或者干式摩擦式离合器而构成。
接下来，对经由传动机构40而从发动机2至驱动轮5的转矩的传递路径、即第二传递路径进行说明。传动机构40被设置于输入轴7与输出轴12之间，并以能够设定一个或者多个固定的变速比的方式而构成。该传动机构40被构成为减速机构，且由传动机构40获得的变速比γgear被设定为，大于CVT10所能够设定的最大的变速比γcvtmax的固定的变速比。即，传动机构40被构成为，能够设定CVT10所无法设定的变速比且固定的变速比(减速比)γgear。
在第一具体示例中，如前文所述，通过使第一离合器机构C1接合，从而以能够传递转矩的方式而对输入轴7与传动机构40之间进行连接。如图2所示，传动机构40为，包括被设置于输入轴7与输出轴12之间的齿轮列的减速机构，且具备输入侧的驱动齿轮41、输出侧的从动齿轮45以及副轴43，所述副轴43与输入轴7以及输出轴12平行配置，且用于将驱动齿轮41的旋转方向与从动齿轮45的旋转方向设为相同。总之，传动机构40被构成为包括多个齿轮对。
第一具体示例中的驱动齿轮41被构成为，以能够与输入轴7进行相对旋转的方式而嵌合于该输入轴7的外周侧，从而与作为前进后退切换机构8的输出元件的行星齿轮架8c一体旋转。该驱动齿轮41始终与被设置于副轴43上的副轴从动齿轮42啮合，并且与该副轴从动齿轮42相比而被形成为小径。即，副轴从动齿轮42的齿数多于驱动齿轮41的齿数。即，在经由传动机构40而从输入轴7向输出轴12传递转矩的情况下，将会通过由驱动齿轮41与副轴从动齿轮42形成的第一齿轮对而产生减速作用。
此外，副轴43具备与副轴从动齿轮42相比而被形成为小径的副轴驱动齿轮44。该副轴驱动齿轮44始终与从动齿轮45啮合，并且与该从动齿轮45相比而被形成为小径。即，从动齿轮45的齿数多于副轴驱动齿轮44的齿数。即，在经由传动机构40而从输入轴7向输出轴12传递转矩的情况下，将会通过副轴驱动齿轮44与从动齿轮45所形成的第二齿轮对而产生减速作用。因此，由传动机构40获得的变速比(减速比)γgear成为，将驱动齿轮41与副轴从动齿轮42之间的减速比(齿轮比)乘以副轴驱动齿轮44与从动齿轮45之间的减速比(齿轮比)相乘所得到的值。
此外，第一具体示例的从动齿轮45被形成为中空，并以能够与输出轴12进行相对旋转的方式而嵌合于该输出轴12的外周侧。并且，从动齿轮45被形成为，与在外周面上设置有花键的离合器齿轮53一体旋转。离合器齿轮53与从动齿轮45相比而被形成为小径。在第一具体示例中，在从动齿轮45与输出轴12之间设置有选择性地使从动齿轮45与输出轴12连结的啮合式离合器机构D1。
第一具体示例的啮合式离合器机构D1被配置在输出轴12上，并为用于在传动机构40与输出轴12之间选择性地实施转矩的传递或者截断的机构。在该具体示例中，由于第一离合器机构C1也可以为摩擦式离合器，因此，啮合式离合器机构D1也可以为向接合状态与断开状态这两个状态进行切换的结构，从而无需使传递转矩容量取0％与100％之间的值。因此，啮合式离合器机构D1能够通过犬牙式离合器或同步齿轮机构等来构成。在图2中图示了如下示例，即，通过使以能够在输出轴12的轴线方向上移动的方式而被形成于套筒52的内周面上的花键、与被形成于离合器齿轮53的外周面上的花键和被形成于以与输出轴12一体旋转的方式而被构成的轴套51的外周面上的花键的双方嵌合，从而通过将从动齿轮45连结于输出轴12上的同步齿轮机构来构成啮合式离合器机构D1。并且被构成为，具备用于使套筒52在轴线方向上移动的未图示的适当的致动器，并且通过ECU1来对该致动器的动作进行电控制。另外，该致动器也可以为通过液压来实施动作的液压致动器。因此，啮合式离合器机构D1为旋转同步装置，且被构成为通过摩擦力而使作为同步侧部件的输出轴12与作为被同步侧部件的从动齿轮45的旋转速度相等。此外，在以下的说明中，将啮合式离合器机构D1记载为犬牙式离合器D1来进行说明。
因此，第一离合器机构C1以及犬牙式离合器D1为，以能够传递转矩的方式来选择性地对第二传递路径进行连接的机构。而且，在第二传递路径中，第一离合器机构C1与犬牙式离合器D1被直列配置。在第一具体示例中，犬牙式离合器D1在第二传递路径内从发动机2侧向驱动轮5侧传递转矩的转矩传递方向上，被配置于与第一离合器机构C1相比靠下游侧(驱动轮5侧)处。因此，能够通过使第一离合器机构C1与犬牙式离合器D1的双方接合，从而经由传动机构40而从发动机2向驱动轮5传递转矩。换言之，通过将第一离合器机构C1与犬牙式离合器D1中的至少任意一方断开，从而在输入轴7与输出轴12之间截断经由第二传递路径的转矩的传递。即，第一离合器机构C1与犬牙式离合器D1为，作为用于以使第二传递路径不会产生从发动机2至驱动轮5的转矩的传递的方式来实施截断的断开机构，即作为用于对第一传递路径与第二传递路径进行切换的路径切换机构A而发挥功能。
此外，如图1所示，作为被输入到对路径切换机构A的动作进行控制的ECU1的信号而包括有如下信号，即，发动机转速Ne、通过车速传感器而检测到的车速V、驱动轴4的转速、基于加速踏板操作而获得的加速器开度Acc、制动踏板操作等的检测信号。例如，ECU1被构成为，能够根据加速器开度Acc、车速V来对驱动要求量、目标变速比、目标发动机转矩等进行计算，并以根据该计算值来在耗油率较优异的运转点使发动机2驱动的方式来进行控制。
在以此方式而构成的车辆Ve中，在使车辆Ve向前进方向启动的情况以及进行后退行驶的情况、与经由传动机构40而从输入轴7向输出轴12传递转矩从而使车速V某种程度上增大而前进行驶的情况下，以经由CVT10而从输入轴7向输出轴12传递转矩的方式而构成。即，ECU1被构成为，根据车辆Ve的运转状态来对路径切换机构A的动作进行控制，并且在发动机2与驱动轮5之间，以不会产生转矩的传递的方式来截断第一传递路径且以能够传递转矩的方式而将第二传递路径连接，或者，以能够传递转矩的方式将第一传递路径连接且以不会产生转矩的传递的方式来将第二传递路径截断。
在图3中，将各离合器机构C1、C2、D1以及制动器机构B1中的接合状态以及断开状态归纳为表格来进行表示。此外，图3中所记载的“开启(ON)”表示接合，“关闭(OFF)”表示断开。并且，附带括弧的“开启”表示过渡性接合状态，附带括弧的“关闭”表示接合状态与断开状态中的哪一方均可。即，通过根据车辆Ve的运转状态而对各离合器机构C1、C2、D1以及制动器机构B1的接合状态与断开状态进行组合，从而能够设定为各种状态。例如，被构成为，当通过未图示的换档装置或者换档杆而选择驱动位置(驱动范围)或倒档位置(倒档范围)时，通过ECU1来对路径切换机构A的动作进行控制。
在向前进方向启动时，通过将各离合器机构C1、C2、D1以及制动器机构B1设定为图3所示的启动状态，从而设定能够经由传动机构40而从输入轴7向输出轴12传递转矩的状态，即齿轮行驶模式。具体而言为，由于在输入轴7侧，第一离合器机构C1接合，因此输入轴7与传动机构40之间以能够传递转矩的方式而被连接，从而发动机2所输出的转矩经由输入轴7以及前进后退切换机构8而向传动机构40传递。由于该前进后退切换机构8的两个旋转元件通过第一离合器机构C1而被连结，因此前进后退切换机构8的整体将会一体地旋转。因此，前进后退切换机构8会在不产生增速作用以及减速作用的条件下，将从输入轴7输入的转矩向传动机构40的驱动齿轮41传递。另一方面，由于在输出轴12侧犬牙式离合器D1接合，因此传动机构40与输出轴12之间以能够传递转矩的方式而被连接，从而输入轴7的转矩将会经由传动机构40而向输出轴12传递。并且，由于第二离合器机构C2断开，因此次级带轮30与输出轴12之间以不会产生转矩的传递的方式而被断开。
而且，在向前进方向启动后，将车速V增加至预先决定的预定的车速时，通过将各离合器机构C1、C2、D1以及制动器机构B1设定为图3所示的前进行驶状态，从而设定为能够经由CVT10而从输入轴7向输出轴12传递转矩的状态，即CVT行驶模式。换言之，被构成为，当车速V某种程度上增加时，采用从齿轮行驶模式向CVT行驶模式切换。具体而言为，在将由CVT10而获得的变速比γcvt设定为最大变速比γcvtmax或者与之接近的变速比的状态下，将接合了的第一离合器机构C1断开并且将断开了的第二离合器机构C2接合。由此，由于在制动器机构B1被断开的状态下进一步将第一离合器机构C1断开，因此前进后退切换机构8的各旋转元件成为旋转自如的状态。其结果为，在第一具体示例中，输入轴7与传动机构40的连结被解除。与此相对，由于第二离合器机构C2接合，因此次级带轮30与输出轴12连结。因此，输入轴7的转矩经由CVT10而向输出轴12传递。在该CVT行驶模式中，通过使由CVT10而获得的变速比γcvt逐渐减少，或根据车速V与加速器开度Acc来使该变速比γcvt变化，从而能够将发动机转速Ne设定为耗油率较优异的转速。
此外，由于由传动机构40而实施的变速比γgear大于由CVT10实施的最大变速比γcvtmax，因此在从齿轮行驶模式向CVT行驶模式切换时变速比或者驱动力将会发生变化。因此，在第一具体示例中，通过摩擦式离合器机构来构成第一以及第二离合器机构C1、C2，并且在将接合了的第一离合器机构C1断开且将断开的第二离合器机构C2接合的情况下，采用过渡性地对该离合器机构C1、C2进行滑动控制的结构。该滑动控制是指，现有的作为双离合器同步控制而被熟知的控制。具体而言，使第二离合器机构C2的接合压力逐渐增大，从而使第二离合器机构C2的传递转矩容量逐渐增大，并同时使第一离合器机构C1的接合压力逐渐降低，从而使第一离合器机构C1的传递转矩容量逐渐减小。通过以该方式来构成，从而能够在从齿轮行驶模式向CVT行驶模式进行切换时使输出轴12的转矩顺畅地变化，并抑制或回避产生变速振动的情况。
而且被构成为，在从齿轮行驶模式被切换到CVT行驶模式，从而第一离合器机构C1被断开且第二离合器机构C2完全接合，进而成为经由CVT10而稳定地传递转矩的状态后，即满足了预定的行驶条件的情况下，将犬牙式离合器D1断开从而将传动机构40从第一传递路径上断开。即，在第一具体示例中，实施第一离合器机构C1与第二离合器机构C2的交替接合释放动作，并在从齿轮行驶模式切换成CVT行驶模式之后，使在齿轮行驶模式中被接合了的犬牙式离合器D1持续地接合。因此，在CVT行驶模式中，将传动机构40作为旋转惯性体而作用于输出轴12上。另外，由于在CVT行驶模式中，第一离合器机构C1已断开从而输入轴7的转矩并未被施加于传动机构40上，因此能够将犬牙式离合器D1断开。换言之，在CVT行驶模式中，能够将犬牙式离合器D1接合，也能够将其断开。
另一方面，在车辆Ve进行后退行驶的情况下，通过将各离合器机构C1、C2、D1以及制动器机构B1设定为图3所示的后退行驶状态，从而设定齿轮行驶模式。具体而言，将第一离合器机构C1以及第二离合器机构C2断开并且将犬牙式离合器D1以及制动器机构B1接合。在该情况下，在前进后退切换机构8中，由于在反力元件的内啮合齿轮8r通过制动器机构B1而被固定的状态下，来自发动机2的转矩会被输入到输入元件的太阳齿轮8s，因此输出元件的行星齿轮架8c相对于输入元件的太阳齿轮8s而向相反方向旋转。因此，经由传动机构40而从输入轴7向输出轴12传递转矩，并且该转矩的旋转方向与输入轴7的转矩的旋转方向为相反方向。
此外，由于在本发明中被设为对象的车辆Ve中，在输入轴7与输出轴12之间被并列设置有CVT10与传动机构40，因此转矩在输入轴7与输出轴12的任意一方和CVT10之间的传递将会被截断，且转矩在输入轴7与输出轴12的至少任意一方和传动机构40之间的传递被截断的状态包括在空档状态内。换言之，被构成为，在输入轴7与输出轴12之间，以能够传递转矩的方式而使第一传递路径与第二传递路径的任意一方连接的方式进行行驶。因此，如图3所示，能够设定如下状态，即，使第一离合器机构C1断开且使犬牙式离合器D1接合的状态的“第一断开状态”，使第一离合器机构C1接合且使犬牙式离合器D1断开的状态的“第二断开状态”，使第一离合器机构C1以及犬牙式离合器D1均断开的状态的“第三断开状态”。此外，在各断开状态下，传动机构40成为能够旋转自如的状态，并且第二离合器机构C2也可以为接合状态或断开状态中的任意一个状态。并且，如图3所示，在此处所说明的各断开状态中，制动器机构B1被断开。
在设定为第一断开状态的情况下，在图2所示的动力系统中，传动机构40与输入轴7断开且与输出轴12连结。即，在第一具体示例的第一断开状态下，以在输入轴7与传动机构40之间不会产生转矩的传递的方式而实施截断，并以在传动机构40与输出轴12之间能够传递转矩的方式而进行连接。
例如，在于第一断开状态中将第二离合器机构C2断开的情况下，车辆Ve将成为空档状态。另一方面，在于第一断开状态中将第二离合器机构C2接合的情况下，车辆Ve将被设定为CVT行驶模式，从而输出轴12会带动传动机构40旋转。即，传动机构40处于能够通过输出轴12的转矩而进行空转的状态，并作为输出轴12中的旋转惯性体而发挥功能。重要的是，构成传动机构40的齿轮列中的、被传递有该输出轴12的转矩的旋转部件被构成为，作为作用于输出轴12上的旋转惯性体而发挥功能。因此，传动机构40所涉及的等价惯性力矩Igear将作用于输出轴12上，并且该力矩值根据由传动机构40获得的变速比(减速比)γgear的大小而被决定。
具体而言，在于第一断开状态下进行空转的传动机构40中，包括由驱动齿轮41与副轴从动齿轮42形成的第一齿轮对、与由副轴驱动齿轮44与从动齿轮45形成的第二齿轮对。因此，输出轴等价惯性力矩Iout包括将如下两个值相加所得到的值，所述两个值分别为，将副轴43所涉及的惯性力矩的值除以，将副轴驱动齿轮44的齿数除以从动齿轮45的齿数所得到的值(第一增速比)的平方而得到的值；以及将驱动齿轮41所涉及的惯性力矩的值除以，将以驱动齿轮41的齿数除以从42的齿数所得到的值(第二增速比)与第一增速比相乘所得到的值的平方而得到的值。即，由传动机构40获得的变速比(减速比)γgear的倒数越为较大的值，则输出轴等价惯性力矩Iout越变小，该倒数越为较小的值则输出轴等价惯性力矩Iout越变大。即，由传动机构40获得的变速比(减速比)γgear越为较大的值则输出轴等价惯性力矩Iout越大，该变速比(减速比)γgear越为较小的值则输出轴等价惯性力矩Iout越小。
在被设定为第二断开状态的情况下，在图2所示的动力系统中，传动机构40与输入轴7连结且与输出轴12断开。即，在该具体示例的第二断开状态下，将输入轴7与传动机构40之间以能够传递转矩的方式而进行连接，并在传动机构40与输出轴12之间以不会产生转矩的传递的方式而实施截断。
例如，在于第二断开状态中的、第二离合器机构C2接合的情况下，车辆Ve被设定为CVT行驶模式，从而输入轴7带动传动机构40旋转。因此，构成传动机构40的齿轮列中的被传递有该输入轴7的转矩的旋转部件作为作用于输入轴7上的旋转惯性体而发挥功能。另一方面，在于第二断开状态中第二离合器机构C2被断开的情况下，车辆Ve成为空档状态。
具体而言，在第二断开状态下的CVT行驶模式中，传动机构40通过输入轴7的转矩而空转，并且传动机构40所涉及的等价惯性力矩Igear作为负载而作用于输入轴7。在该第二断开状态下进行空转的传动机构40中包括，由驱动齿轮41与副轴从动齿轮42形成的第一齿轮对和由副轴驱动齿轮44与从动齿轮45形成的第二齿轮对。输入轴等价惯性力矩Iin包括将如下两个值相加的值，所述两个值为，将副轴43所涉及的惯性力矩除以由该第一齿轮对所获得的齿轮比(第一减速比)的平方所得到的值，与将从动齿轮45所涉及的惯性力矩除以，将由该第二齿轮对所获得的齿轮比(第二减速比)与第一减速比相乘所得到的值的平方所得到的值。因此，该变速比(减速比)γgear越小则输入轴7所涉及的等价惯性力矩Iin越大，与此相反该变速比(减速比)γgear越大则输入轴7所涉及的等价惯性力矩Iin越小。
如此，在图2所示的动力系统中，作为将传动机构40设为无法传递转矩的旋转惯性体而使其与第一传递路径结合的状态，存在如下两种情况，即，将传动机构40连结在输入轴7上的情况或者将传动机构40连结在输出轴12上的情况。此外，由传动机构40获得的变速比γgear为固定，且传动机构40作为减速机构而构成。因此，在将能够自如旋转的传动机构40与第一传递路径结合的情况下，传动机构40与输出轴12连结的情况和传动机构40与输入轴7连结的情况相比，能够使较大的惯性力作用于第一传递路径上。即，能够在不使动力系统重量化的条件下，通过齿轮比来有效地活用传动机构40所涉及的等价惯性力矩Igear。
在被设定为第三断开状态的情况下，在图2所示的动力系统中，传动机构40与输入轴7以及输出轴12断开。即，在第一具体示例的第三断开状态下，以在输入轴7与传动机构40之间以及传动机构40与输出轴12之间不会产生转矩的传递的方式来实施截断。即，在第三断开状态下，构成传动机构40的旋转部件不会作为作用于输入轴7或者输出轴12上的旋转惯性体而发挥功能。换言之，在于第三断开状态下使第二离合器机构C2被接合的情况下，将车辆Ve设定为CVT行驶模式，从而输入轴7以及输出轴12将不会带动传动机构40旋转。另外，在第三断开状态下使第二离合器机构C2断开的情况下，车辆Ve将成为空档状态。
接下来，参照图4而对如下控制流程进行说明，即，用于在CVT行驶模式中，对根据车辆Ve的运转状态来对被直列配置于第二传递路径中的第一离合器机构C1与犬牙式离合器D1中的、相对而言被配置于下游侧的犬牙式离合器D1的动作进行控制。如图4所示，ECU1对是否处于将转矩从发动机2的输出转矩经由CVT10而向驱动轮5进行传递的运转状态，即是否处于CVT行驶模式中进行判断(步骤S1)。例如，如图1所示，该步骤S1的判断处理被构成为，ECU1所包括的判断单元101对是否输入有能够识别处于CVT行驶模式中的信号进行判断。此外，该步骤S1的判断处理也可以被构成为，在ECU1根据从传感器S输入的检测信号而检测到第一离合器机构C1断开且第二离合器机构C2完全接合的情况下，判断为处于CVT行驶模式中。然后，在由于未被设定为CVT行驶模式从而在步骤S1中判断为否定的情况下，ECU1返回并重复执行步骤S1的判断处理。
在由于处于CVT行驶模式中而在步骤S1中被判断为肯定的情况下，ECU1对犬牙式离合器D1是否接合进行判断(步骤S2)。该步骤S2的判断处理为，用于对在CVT行驶模式中传动机构40是否带动输出轴12旋转的进行判断的处理。例如，被构成为，ECU1根据来自对使犬牙式离合器D1工作的致动器的行程量进行检测的行程传感器的检测信号或者来自对前文所述的套筒的位置进行检测的传感器的检测信号等的输入信号，来执行该步骤S2的判断处理。
在由于在CVT行驶模式中犬牙式离合器D1接合从而在步骤S2中被判断为肯定的情况下，ECU1的判断单元101根据发动机转速Ne、发动机转矩Te、变速比γcvt来对犬牙式离合器D1是否断开进行判断(步骤S3)。例如，该步骤S3的判断处理被构成为，使用被收纳在ECU1的存储单元中的判断用映射图来对犬牙式离合器D1是否断开进行判断。判断用映射图是指，用于根据发动机转速Ne、发动机转矩Te、变速比γcvt来对是否使犬牙式离合器D1接合而进行CVT行驶、或者是否使犬牙式离合器D1断开而进行CVT行驶进行判断的判断用映射图。在图5中图示了该判断用映射图的一个示例。
图5表示判断用映射图的一个示例，其表示“变速比γcvt＝1”的情况下的判断用映射图。此外，如图5所示，通过实线而表示的分界线L1表示将接合着的犬牙式离合器D1断开的分界，通过虚线而表示的分界线L2表示将断开了的犬牙式离合器D1接合的分界。因此，与分界线L1相比靠右侧即高旋转侧的区域α表示在CVT行驶中将犬牙式离合器D1断开的运转区域，与分界线L2相比靠左侧即低旋转侧的区域β表示将犬牙式离合器D1接合的运转区域。此外，图5所示的点M表示变速比γcvt为1.0、发动机转速Ne为1000rpm、发动机转矩Te为100Nm的第一运转状态，点P表示变速比γcvt为1.0、发动机转速Ne为1000rpm、发动机转矩Te为10Nm的第二运转状态。
例如，在驾驶者实施脱离加速踏板的操作而使发动机转矩Te降低，并从第一运转状态(点M)向第二运转状态(点P)变化时，由于通过发动机转矩Te与发动机转速Ne而设定的运转点从区域β起朝向区域α而跨过分界线L1，因此判断单元101会判断为将犬牙式离合器D1断开。以该方式，步骤S3的判断处理被构成为，根据发动机转速Ne、发动机转矩Te、变速比cvt、判断用映射图来对是否将处于接合状态的犬牙式离合器D1断开进行判断。即，该步骤S3的判断处理也可以被构成为，对车辆Ve的运转状态是否在图5所示的判断用映射图的基础上从属于区域β的状态起转换到属于区域α的状态进行判断。另外，分界线L1、L2只要表示发动机2的低旋转高负载区域等的容易在转矩的传递路径上产生振动与噪音的行驶区域，与发动机2的高旋转低负载区域等的不易产生该振动与噪音的行驶区域的分界即可。
此外，步骤S3中的判断处理也可以被构成为，包括对发动机转速Ne是否在预先规定的预定的发动机转速Ne1以下进行判断的第一接合判断单元。在以该方式而构成的情况下，其被构成为，通过判断为发动机转速Ne在预定的发动机转速Ne1以下，从而使犬牙式离合器D1的接合状态持续。此外，被构成为，包括第二接合判断单元的结构，所述第二接合判断单元通过在第一接合判断单元中判断为发动机转速Ne大于预定的发动机转速Ne1，从而对发动机转矩Te是否在预先规定的预定的发动机转矩Te1以上进行判断。并且被构成为，通过判断为该发动机转矩Te在预定的发动机转矩Te1以上从而使犬牙式离合器D1的接合状态持续。并且被构成为，包括第三接合判断单元，所述第三接合判断单元通过在第二接合判断单元中判断为发动机转矩Te小于预定的发动机转矩Te1，从而对由CVT10而获得的变速比γcvt是否在预先规定的预定的变速比γcvt1以下进行判断。并且被构成为，通过判断为该变速比γcvt在预定的变速比γcvt1以下从而使犬牙式离合器D1的接合状态持续。例如，作为预定的发动机转速Ne1而设定有，发动机2的低旋转高负载区域等的将发动机2作为振源而向第一传递路径传递的振动较大的行驶区域所包括的发动机转速。并且，对于预定的发动机转矩Te1与预定的变速比γcvt1也设定有，将发动机2作为振源而向第一传递路径传递的振动相对较大的行驶区域所包括的发动机转矩与变速比。
或者，步骤S3中的判断处理也可以被构成为，在包括前文所述的第一接合判断单元、第二接合判断单元、第三接合判断单元的情况下，取代发动机转矩Te而根据加速器开度Acc来对犬牙式离合器D1的动作进行判断。在该情况下，前文所述的第二接合判断单元被构成为，对加速器开度Acc是否在预先规定的预定的加速器开度Acc1以上进行判断。而且，会由于加速器开度Acc在预定的加速器开度Acc1以上而使犬牙式离合器D1的接合状态持续。同样，也可以被构成为取代变速比γcvt而根据车速V来对犬牙式离合器D1的动作进行判断，并且也可以被构成为，对车速V是否在预先规定的预定的车速V1以下进行判断，且会由于车速V在预定的车速V1以下而使犬牙式离合器D1的接合状态持续。
而且，在由于基于发动机转速Ne、发动机转矩Te、变速比γcvt的运转状态不属于判断用映射图的区域α从而在步骤S3中判断为否定的情况下，ECU1使犬牙式离合器D1的接合状态持续，并返回至步骤S3。另外，也可以被构成为，在于该步骤S3中判断为否定的情况下，使ECU1输出旨在使犬牙式离合器D1持续接合的指示信号。
另一方面，在由于基于发动机转速Ne、发动机转矩Te、变速比γcvt的运转状态属于区域α从而在步骤S3中判断为肯定的情况下，ECU1输出用于使犬牙式离合器D1断开的指示信号(步骤S4)。例如，该步骤S4中的控制处理被构成为，在判断单元101判断为在CVT行驶模式中使犬牙式离合器D1断开的情况下，指示单元102将会对使犬牙式离合器D1工作的适当的致动器输出用于使犬牙式离合器D1断开的指示信号。即，在具备前文所述的第一、第二、第三接合判断单元的结构中，也可以被构成为，在于第三接合判断单元中判断为变速比γcvt大于预定的变速比γcvt1的情况，或者在判断为车速V大于预定的车速V1的情况下，输出用于使犬牙式离合器D1断开的指示信号。而且，ECU1被构成为，指示单元102输出用于使犬牙式离合器D1断开的指示信号，从而使该控制处理结束。另外，也可以被构成为，在输入有如下检测信号的情况下，使该控制处理结束，所述检测信号为，通过上述的行程传感器等的预定的传感器S而检测到通过步骤S4的控制处理而使犬牙式离合器D1断开时所产生的检测信号。
此外，在由于在CVT行驶模式中使犬牙式离合器D1断开，从而在步骤S2中被判断为否定的情况下，判断单元101将会根据发动机转速Ne、发动机转矩Te、变速比γcvt来对是否使犬牙式离合器D1接合进行判断(步骤S5)。例如，该步骤S5的判断处理与前文所述的步骤S3的判断处理相同，其被构成为，参照图5而使用前文所述的判断用映射图来对是否使犬牙式离合器D1接合进行判断。
例如，如图5所示，由于在驾驶者实施踩踏加速踏板的操作并且发动机转矩Te增大，从而从点P所示的第二运转状态向点M所示的第一运转状态进行变化时，运转点会以从区域α朝向区域β的方式而跨过分界线L2，因此判断单元101将会判断为使犬牙式离合器D1接合。以此方式，在步骤S5的判断处理中被构成为，根据发动机旋转Ne、发动机转矩Te、变速比cvt以及判断用映射图来对是否使断开状态的犬牙式离合器D1接合进行判断。即，该步骤S5的判断处理也可以被构成为，在图5所示的映射图的基础上，对车辆Ve的运转状态是否从属于区域α的状态转换到属于区域β的状态进行判断。
因此，该步骤S5中的判断处理也可以被构成为，包括第一判断单元，所述第一判断单元对发动机转速Ne是否在预先规定的预定的发动机转速Ne2以上进行判断。在以该方式而构成的情况下，其被构成为，通过判断为发动机转速Ne在预定的发动机转速Ne2以上，从而使犬牙式离合器D1的断开状态持续。此外被构成为，包括第二判断单元，所述第二判断单元通过在第一判断单元中判断为发动机转速Ne小于预定的发动机转速Ne2，从而对发动机转矩Te是否在预先规定的预定的发动机转矩Te2以下进行判断。并且，被构成为，通过判断为该发动机转矩Te在预定的发动机转矩Te2以下从而使犬牙式离合器D1的断开状态持续。并且被构成为，包括第三判断单元，所述第三判断单元通过在第二判断单元中判断为发动机转矩Te大于预定的发动机转矩Te2，从而对由CVT10而获得的变速比γcvt是否在预先规定的预定的变速比γcvt2以上进行判断。并且被构成为，通过判断为变速比γcvt在预定的变速比γcvt2以上来使犬牙式离合器D1的断开状态持续。例如，作为预定的发动机转速Ne2而设定有，发动机2的低旋转高负载区域等将发动机2作为振源而向第一传递路径传递的振动相对较大的行驶区域所包括的发动机转速。并且，对于预定的发动机转矩Te2与预定的变速比γcvt2也设定有，将发动机2作为振源而向第一传递路径传递的振动相对较大的行驶区域所包括的发动机转矩与变速比。
或者，步骤S5中的判断处理也可以被构成为，在包括前文所述的第一判断单元、第二判断单元、第三判断单元的情况下，取代发动机转矩Te而根据加速器开度Acc来对犬牙式离合器D1的动作进行判断。在该情况下，前文所述的第二判断单元被构成为，对加速器开度Acc是否在预先规定的预定的加速器开度Acc2以下进行判断。而且，通过使加速器开度Acc在预定的加速器开度Acc2以下，从而使犬牙式离合器D1的接合状态持续。同样地，也可以被构成为，取代变速比γcvt而根据车速V来对犬牙式离合器D1的动作进行判断，还可以被构成为，对车速V是否在预先规定的预定的车速V2以上进行判断，并且通过使车速V在预定的车速V2以上，从而使犬牙式离合器D1的接合状态持续。
而且，ECU1在由于基于发动机转速Ne、发动机转矩Te、变速比γcvt的运转状态不属于判断用映射图的区域β，从而在步骤S5中判断为否定的情况下，使犬牙式离合器D1的断开状态持续，并返回至步骤S5。另外，在于该步骤S5中被判断为否定的情况下，ECU1也可以被构成为，输出旨在使犬牙式离合器D1持续断开的指示信号。
另一方面，ECU1在由于基于发动机转速Ne、发动机转矩Te、变速比γcvt的运转状态属于区域β从而在步骤S5中判断为肯定的情况下，输出用于使犬牙式离合器D1接合的指示信号(步骤S6)。例如，该步骤S6中的控制处理被构成为，在判断单元101判断为在CVT行驶模式中使犬牙式离合器D1接合的情况下，指示单元102向使犬牙式离合器D1工作的适当的致动器输出用于使犬牙式离合器D1接合的指示信号。即，也可以被构成为，在于第三判断单元中判断为变速比γcvt大于预定的变速比γcvt2的情况下，或者判断为车速V大于预定的车速V2的情况下，输出用于使犬牙式离合器D1接合的指示信号。而且，ECU1被构成为，使指示单元102输出用于使犬牙式离合器D1接合的指示信号，并使该控制处理结束。另外，ECU1也可以被构成为，在输入有如下检测信号的情况下，使该控制处理结束，所述检测信号为，通过上述的行程传感器等的预定的传感器S而检测到通过步骤S6的控制处理而使犬牙式离合器D1接合的情况的检测信号。
以此方式，通过在CVT行驶中使直列配置于第二传递路径内的离合器中的、相对而言被配置于下游侧的犬牙式离合器D1接合，而将能够空转的传动机构40作为旋转惯性体而与第一传递路径、尤其是输出轴12连结，从而如图6至图8所示那样，能够使以发动机2为振源并通过第一传递路径而传递的振动衰减。在图6以及图7中，在使传动机构40与第一传递路径结合的情况下，通过粗线X来表示与发动机转速Ne或车速V相对应的振动传递率的推移，在将传动机构40从第一传递路径断开的情况下，通过点划线Y来表示与发动机转速Ne或车速V相对应的振动传递率的推移。
如图6所示，在发动机转速Ne与动作分界线F相比靠高旋转侧，粗线X恒定地向与点划线Y相比低的振动传递率进行推移。在该图6中虚线来所示的动作分界线F为，表示车辆通过发动机2的输出转矩而行驶的状态、转矩变换器6的锁止状态、发动机2的怠速转速Ne0等的分界线，即表示能够实现由发动机2实施的行驶的状态的动作分界线。因此，在CVT行驶模式中，在发动机转速Ne与怠速转速Ne0相比靠高旋转侧，将作为旋转惯性体的传动机构40与第一传递路径结合的情况与将该传动机构40从第一传递路径断开的情况相比，能够使向第一传递路径传递的振动衰减。
此外，如图7所示，在车速V与分界线G相比靠高车速侧，粗线X恒定地向与点划线Y相比低的振动传递率进行推移。在该图7中虚线所示的分界线G为，表示转矩变换器6的锁止状态与流体传动状态的分界线，即表示使锁止离合器6e接合时的车速V0的分界线。总之，与图7所示的分界线G相比靠高车速侧表示将发动机2与输入轴7直接连结的状态的行驶区域，相反，与分界线G相比靠低车速侧表示转矩变换器6经由流体而对转矩进行传动的状态。因此，在车速V为与使转矩变换器6锁止接合的车速V0相比靠高车速侧的情况下，将使传动机构40与第一传递路径结合的情况与将该传动机构40从第一传递路径断开的情况相比，能够使向第一传递路径传递的振动衰减。另外，由于在与分界线G相比靠低车速侧，转矩变换器6经由流体而传递转矩，从而通过该流体而使以发动机2为振源的振动衰减。
并且，图8为表示用于在CVT行驶模式中，将基于发动机转速Ne与发动机转矩Te的运转点控制在耗油率较优异的运转区域内的控制映射图。在图8中，通过粗线来表示最低耗油率线H，通过虚线来表示发动机2的等输出线I，通过环状曲线来表示等耗油率线J，通过网格区域来表示在CVT行驶模式中所使用的运转区域(CVT行驶区域)Z。该CVT行驶区域Z包括高耗油率区域。并且，图8中点划线所示的第一分界线K0为表示在将传动机构40从第一传递路径断开的状态下，达成针对噪音与振动的性能(NV性能)的分界线。除此之外，图8中双点划线所示的第二分界线K1表示在将传动机构40与第一传递路径连结的状态下，达成针对噪音与振动的性能(NV性能)的分界线。即，CVT行驶模式中的NV性能的分界线在将传动机构40从第一传递路径断开的情况下为第一分界线K0，在将传动机构40与第一传递路径结合的情况下为第二分界线K1。
例如，在将传动机构40从第一传递路径断开的状态下，在发动机转速Ne与第一分界线K0相比靠低旋转侧或者发动机转矩Te与第一分界线K0相比靠高转矩侧，将成为轰鸣音等的噪音、车辆的前后振动或上下振动等过度产生的区域(NV性能未达成区域)。因此，在该传动机构40的断开状态下，优选为，被控制为属于与第一分界线K0相比靠右侧的运转区域(NV性能达成区域)的发动机转速Ne与发动机转矩Te。另一方面，在将传动机构40与第一传递路径连结的状态下，在发动机转速Ne与第二分界线K1相比靠低旋转侧或者发动机转矩Te与第二分界线K1相比靠高转矩侧，将成为轰鸣音等的噪音、车辆的前后振动或上下振动等过度产生的区域(NV性能未达成区域)。因此，在将该传动机构40作为旋转惯性体而与第一传递路径连结的状态下，优选为，被控制为属于与第二分界线K1相比靠右侧的运转区域(NV性能达成区域)的发动机转速Ne与发动机转矩Te。
具体而言，如图8所示，在将传动机构40从第一传递路径断开的状态下，作为基准线的第一分界线K0与最佳耗油率线H交叉，从而在CVT行驶区域Z内包括较多的振动与噪音过度产生的区域(NV性能未达成区域)。与此相对，在将传动机构40作为旋转惯性体而与第一传递路径连结的状态下，作为基准线的第二分界线K1未与最佳耗油率线H交叉，从而CVT行驶区域Z的全部范围均被包括在不易产生噪音的区域(NV性能达成区域)中。因此，在CVT行驶中，由发动机转速Ne与发动机转矩Te确定的运转点将被设定于高耗油率区域的CVT行驶区域Z内，从而会成为耗油率较优异的运转状态，并且能够使向第一传递路径传递的振动衰减。另外，如图8所示，第二分界线K1位于与第一分界线K0相比靠低旋转侧且靠高转矩侧是由于，如图6以及图7所示，通过将传动机构40作为旋转惯性体而与第一传递路径连结，从而即使为相同的发动机转速Ne或者发动机转矩Te，与将传动机构40断开的情况相比振动传递率也会降低。
如上述那样，根据第一具体示例的车辆的控制装置，通过在CVT行驶中，将在包括传动机构在内的传递路径中被直列配置的多个离合器机构中的相对地被配置于下游侧的犬牙式离合器接合，从而能够将可空转的传动机构与输出轴连结。因此，能够通过使传动机构作为旋转惯性体而发挥功能，从而使由该传动机构所获得的惯性力矩作用于输出轴上，从而能够使以发动机为振源而向转矩的传递路径传递的振动衰减。即，能够将作为用于形成转矩的传递路径的功能部件的传动机构活用为用于使振动衰减的功能部件。
此外，第一具体示例的传动机构被设定为，在从输入轴向输出轴传递转矩的情况下会产生减速作用的变速比(减速比)。因此，在输出轴的转矩作用于传动机构上时，由作用于输出轴上的传动机构获得的等价惯性力矩将会成为相对较大的值，从而能够有效地使向输出轴传递的振动衰减。即，能够根据由传动机构获得的变速比(减速比)的大小而有效地活用由传动机构获得的等价惯性力矩。并且，由于传动机构为相同重量，并且将传动机构被连结在输出轴上，因此能够利用减速比而将较大的惯性力矩作用于输出轴上，因此无需为了增大惯性力而使惯性质量体重量化，从而能够防止变速驱动桥等的单元的重量变重或大型化。
并且，在被直列配置于包括传动机构在内的传递路径中的离合器机构中，通过将配置于上游侧的第一离合器机构与配置于下游侧的犬牙式离合器双方均断开，从而在CVT行驶中，输入轴以及输出轴将不会带动传动机构旋转。总而言之，在CVT行驶中，由于能够将传动机构从转矩的传递路径断开，因此能够减小由传动机构造成的动力损失，并且能够抑制传动机构的耐性的降低。
除此之外，在由行星齿轮机构构成的前进后退切换机构中，虽然在输入元件的太阳齿轮上传递有来自输入轴的转矩，但是由于反力元件的内啮合齿轮以及输出元件的行星齿轮架处于自由旋转的状态，或因整体一体旋转等的各旋转元件彼此之间的转速差变小。因此，能够抑制前进后退切换机构中的动力损失与耐性的降低，且能够抑制噪音与振动。
接下来，参照图9至图26来对能够在本发明中设为对象的动力系统的改变例进行说明。在该改变例中，各离合器机构C1、C2、D1、制动器机构B1、前进后退切换机构以与前文所述的第一具体示例不同的方式而配置，所述改变例包括被配置在输入轴、副轴、输出轴中的任意一个旋转轴上的动力系统。另外，在此处的说明中，对于与图2所示的第一具体示例相同的结构省略说明，并引用其参照符号。并且，在此处所说明的改变例彼此之间具备相同的结构的情况下，也省略说明并引用参照符号。在图9至图15中，图示了第二具体示例至第八具体示例的动力系统，并图示了将第一离合器机构C1配置于上游侧，并将犬牙式离合器D1配置于下游侧的示例。另一方面，在图16至图25中表示了第九具体示例至第十八具体示例的动力系统，并图示了将犬牙式离合器D1配置于上游侧，将第一离合器机构C1配置于下游侧的示例。
图9所示的第二具体示例的动力系统被构成为，与图2所示的第一具体示例相比，配置有第二离合器机构C2的旋转轴不同。在图9所示的示例中，第一以及第二离合器机构C1、C2与前进后退切换机构8被配置在与输入轴7相同的轴线上，犬牙式离合器D1被配置在输出轴12上。该第二离合器机构C2以使输入轴7与主轴9选择性连结的方式而构成，且为在输入轴7与CVT10之间选择性地实施转矩的传递或截断的离合器机构。
图10所示的第三具体示例的动力系统被构成为，与图2所示的第一具体示例相比，配置有第一离合器机构C1以及前进后退切换机构19的旋转轴、与配置有犬牙式离合器D1的旋转轴不同。在图10所示的示例中，第一离合器机构C1与前进后退切换机构19被配置在副轴43上，第二离合器机构C2与犬牙式离合器D1被配置在与输出轴12相同的轴线上。被配置在该副轴43上的前进后退切换机构19与被配置在输入轴7上的前进后退切换机构8相同，通过具备三个旋转元件的双小齿轮型的行星齿轮机构而构成。具体而言为，与副轴从动齿轮49一体化的行星齿轮架19c构成输入元件，与副轴43一体化的太阳齿轮19s构成输出元件，内啮合齿轮19r构成反力元件。该副轴从动齿轮49被形成为中空，并且以能够与副轴43进行相对旋转的方式而嵌合，并且始终与和输入轴7一体化的驱动齿轮46啮合。例如，在使该第一离合器机构C1接合的情况下，作为输入元件的行星齿轮架19c与作为输出元件的太阳齿轮19s连结，从而作为行星齿轮机构的前进后退切换机构19整体一体地旋转。在该情况下，前进后退切换机构19与副轴43一体旋转。因此，在经由传动机构40而从发动机2至驱动轮5的转矩的传递路径中，由驱动齿轮46与副轴从动齿轮49形成的第一齿轮对相对于前进后退切换机构19而被配置于上游侧，由副轴驱动齿轮44与从动齿轮45形成的第二齿轮对相对于前进后退切换机构19而被配置于下游侧。此外，图10所示的犬牙式离合器D1以使从动齿轮45与输出轴12选择性连结的方式而构成。因此，在图10所示的示例中，犬牙式离合器D1被包括在用于在输出轴12与传动机构40之间选择性地实施转矩的传递或截断的离合器机构之中。
图11所示的第四具体示例中的动力系统被构成为，与图10所示的第三具体示例相比，配置有第二离合器机构C2的旋转轴不同。在图11所示的示例中，第二离合器机构C2被配置在与输入轴7相同的轴线上，第一离合器机构C1与前进后退切换机构19被配置在副轴43上，犬牙式离合器D1被配置在输出轴12上。该第二离合器机构C2被构成为选择性地对输入轴7与主轴9进行连结。
图12所示的第五具体示例的动力系统被构成为，与图2所示的第一具体示例相比，配置有犬牙式离合器D1的旋转轴不同。在图12所示的示例中，第一离合器机构C1与前进后退切换机构8被配置在与输入轴7相同的轴线上，犬牙式离合器D1被配置在副轴43上，第二离合器机构C2被配置在与输出轴12相同的轴线上。该犬牙式离合器D1被构成为，使被形成为中空的副轴从动齿轮47与副轴43选择性连结。该副轴从动齿轮47以能够与副轴43相对旋转的方式而嵌合。图12所示的犬牙式离合器D1被构成为，通过使被形成于能够向副轴43的轴线方向移动的套筒58的内周面上的花键与被形成于与该副轴从动齿轮47一体化的离合器齿轮57上的花键和被形成于与副轴43一体化的轴套59上的花键啮合，从而将包括由驱动齿轮41与副轴从动齿轮47形成的第一齿轮对在内的传动机构40与输出轴12连结。
图13所示的第六具体示例中的动力系统被构成为，与图12所示的第五具体示例相比，配置有第二离合器机构C2的旋转轴不同。在图13所示的示例中，第一以及第二离合器机构C1、C2与前进后退切换机构8被配置在与输入轴7相同的轴线上，犬牙式离合器D1被配置在副轴43上。该犬牙式离合器D1以使副轴从动齿轮47与副轴43选择性连结的方式而构成。
图14所示的第七具体示例的动力系统被构成为，与图2所示的第一具体示例相比，配置有犬牙式离合器D1的旋转轴不同。在图14所示的示例中，第一离合器机构C1、犬牙式离合器D1、前进后退切换机构8被配置在与输入轴7相同的轴线上，第二离合器机构C2被配置在与输出轴12相同的轴线上。该第二离合器机构C2以使输出轴12与第二轴11选择性连结的方式而构成，且为用于在输出轴12与CVT10之间选择性地实施转矩的传递或截断的机构。该犬牙式离合器D1被构成为，使作为前进后退切换机构8的输出元件的行星齿轮架8c与驱动齿轮41选择性连结。图14所示的犬牙式离合器D1被构成为，通过使被形成于能够向输入轴7的轴线方向移动的套筒55的内周面上的花键与被形成于与行星齿轮架8c一体化的输入侧的离合器齿轮54上的花键和被形成于与驱动齿轮41一体化的输出侧的离合器齿轮56上的花键啮合，从而将作为行星齿轮机构的输出元件的行星齿轮架8c与驱动齿轮41连结。
图15所示的第八具体示例的动力系统被构成为，与图14所示的第七具体示例相比，配置有第二离合器机构C2的旋转轴不同。在图15所示的示例中，各离合器机构C1、C2、D1与前进后退切换机构8被配置在与输入轴7相同的轴线上。该第二离合器机构C2以输入轴7与主轴9选择性连结的方式而构成，且为用于在输入轴7与CVT10之间选择性地实施转矩的传递或截断的离合器机构。该犬牙式离合器D1被构成为，使作为前进后退切换机构8的输出元件的行星齿轮架8c与驱动齿轮41选择性连结。
图16所示的第九具体示例的动力系统被构成为，与图2所示的第一具体示例相比，配置有第一离合器机构C1以及配置有前进后退切换机构17的旋转轴、配置有犬牙式离合器D1的旋转轴不同。在图16所示的示例中，第一离合器机构C1、第二离合器机构C2、犬牙式离合器D1、前进后退切换机构17被配置在与输出轴12相同的轴线上。被配置在该输出轴12上的前进后退切换机构17与被配置在输入轴7上的前进后退切换机构8相同，通过具备三个旋转元件的双小齿轮型的行星齿轮机构而构成。具体而言，具备：作为输入元件的行星齿轮架17c、作为输出元件的太阳齿轮17s、作为反力元件的内啮合齿轮17r。在使该第一离合器机构C1接合了的情况下，作为输入元件的行星齿轮架17c将与作为输出元件的太阳齿轮17s连结，从而使作为行星齿轮机构的前进后退切换机构17整体一体旋转。并且，在该情况下，前进后退切换机构17与输出轴12一体旋转。因此，在经由传动机构40而从发动机2至驱动轮5的转矩的传递路径中，传动机构40被配置于上游侧，前进后退切换机构17被配置于下游侧。
此外，图16所示的犬牙式离合器D1以使从动齿轮45与作为前进后退切换机构17的输入元件的行星齿轮架17c选择性连结的方式而构成。该从动齿轮45被形成为中空，并以能够与输出轴12相对旋转的方式而嵌合。具体而言，犬牙式离合器D1被构成为，通过使被形成于能够向输出轴12的轴线方向移动的套筒62的内周面上的花键与被形成于与该从动齿轮45一体化的输入侧的离合器齿轮51上的花键和被形成于与行星齿轮架17c一体化的输出侧的离合器齿轮63上的花键啮合，从而将传动机构40与前进后退切换机构17连结。因此，在图16所示的示例中，第一离合器机构C1以及犬牙式离合器D1被包括在用于在输出轴12与传动机构40之间选择性地实施转矩的传递或截断的离合器机构中。
图17所示的第十具体示例的动力系统被构成为，与图16所示的第九具体示例相比，配置有第二离合器机构C2的旋转轴不同。在图17所示的示例中，第二离合器机构C2被配置在与输入轴7相同的轴线上，第一离合器机构C1、犬牙式离合器D1、前进后退切换机构17被配置在与输出轴12相同的轴线上。该犬牙式离合器D1以使从动齿轮45与作为前进后退切换机构17的输入元件的行星齿轮架17c选择性连结的方式而构成。
图18所示的第十一具体示例的动力系统被构成为，与图16所示的第九具体示例相比，配置有犬牙式离合器D1的旋转轴不同。在图18所示的示例中，犬牙式离合器D1被配置在副轴43上，第一离合器机构C1、第二离合器机构C2、前进后退切换机构17被配置在与输出轴12相同的轴线上。该犬牙式离合器D1以使被形成为中空的副轴驱动齿轮68与副轴43选择性连结的方式而被构成。副轴驱动齿轮68以能够与副轴43相对旋转的方式而嵌合。具体而言为，犬牙式离合器D1被构成为，通过使被形成于能够向副轴43的轴线方向移动的套筒58的内周面上的花键与，被形成于与副轴43一体化的轴套59上的花键和被形成于与副轴驱动齿轮68一体化的离合器齿轮64上的花键啮合，从而将传动机构40与输入轴7连结。因此，在图18所示的示例中，犬牙式离合器D1被包括在，用于在传动机构40和输入轴7之间选择性地实施转矩的传递或截断的离合器机构之中，所述传动机构40包括由副轴驱动齿轮68与从动齿轮48形成的第二齿轮对。
图19所示的第十二具体示例的动力系统被构成为，与图18所示的第十一具体示例相比，配置有第二离合器机构C2的旋转轴不同。在图19所示的示例中，第二离合器机构C2被配置在与输入轴7相同的轴线上，犬牙式离合器D1被配置在副轴43上，第一离合器机构C1与前进后退切换机构17被配置在与输出轴12相同的轴线上。该犬牙式离合器D1以使副轴驱动齿轮68与副轴43选择性连结的方式而构成。
图20所示的第十三具体示例的动力系统被构成为，与图16所示的第九具体示例相比，配置有犬牙式离合器D1的旋转轴不同。在图20所示的示例中，犬牙式离合器D1被配置在输入轴7上，第一离合器机构C1、第二离合器机构C2、前进后退切换机构17被配置在与输出轴12相同的轴线上。该犬牙式离合器D1以使输入轴7与驱动齿轮41选择性连结的方式而构成。该驱动齿轮41以能够与输入轴7相对旋转的方式而嵌合。此外，犬牙式离合器D1被构成为，通过使被形成于能够向输入轴7的轴线方向移动的套筒61的内周面上的花键与被形成于与输入轴7一体化的输入侧的离合器齿轮60上的花键和被形成于与驱动齿轮41一体化的输出侧的离合器齿轮56上的花键啮合，从而将传动机构40与输入轴7连结。因此，在图20所示的示例中，犬牙式离合器D1被包括在，用于在输入轴7与传动机构40之间选择性地实施转矩的传递或截断的离合器机构之中。
图21所示的第十四具体示例的动力系统被构成为，与图20所示的第十三具体示例相比，配置有第二离合器机构C2的旋转轴不同。在图21所示的示例中，第二离合器机构C2与犬牙式离合器D1被配置在与输入轴7相同的轴线上，第一离合器机构C1与前进后退切换机构17被配置在输出轴12上。该犬牙式离合器D1以使输入轴7与驱动齿轮41选择性连结的方式而构成。
图22所示的第十五具体示例的动力系统被构成为，与图10所示的第三具体示例相比，配置有犬牙式离合器D1的旋转轴不同。在图22所示的示例中，第一离合器机构C1、犬牙式离合器D1、前进后退切换机构19被配置在副轴43上，第二离合器机构C2被配置在与输出轴12相同的轴线上。该犬牙式离合器D1以使被形成为中空的副轴从动齿轮50与行星齿轮架8c选择性连结的方式而构成。该副轴从动齿轮50以能够与副轴43相对旋转的方式而嵌合，并始终和与输入轴7一体化的驱动齿轮46啮合。具体而言，犬牙式离合器D1被构成为，通过使被形成于能够向副轴43的轴线方向移动的套筒65的内周面上的花键与被形成于与副轴从动齿轮50一体化的输入侧的离合器齿轮57上的花键和被形成于与作为输入元件的行星齿轮架19c一体化的输出侧的离合器齿轮66上的花键啮合，从而将前进后退切换机构19与输入轴7连结。因此，在图22所示的示例中，犬牙式离合器D1被包括在，用于经由由传动机构40的驱动齿轮46与副轴从动齿轮50形成的第一齿轮对而在输入轴7与前进后退切换机构40之间选择性地实施转矩的传递或截断的离合器机构之中。即，在该情况下，在经由传动机构40而从发动机2至驱动轮5的转矩的传递路径中，犬牙式离合器D1被配置于上游侧，第一离合器机构C1被配置于下游侧。
图23所示的第十六具体示例的动力系统被构成为，与图22所示的第十五具体示例相比，配置有第二离合器机构C2的旋转轴不同。在图23所示的示例中，第二离合器机构C2被配置在与输入轴7相同的轴线上，第一离合器机构C1、犬牙式离合器D1、前进后退切换机构19被配置在副轴43上。该图23所示的第二离合器机构C2被构成为与图9所示的第二离合器机构C2相同的结构。
图24所示的第十七具体示例的动力系统被构成为，与图10所示的第三具体示例相比，配置有犬牙式离合器D1的旋转轴不同。在图24所示的示例中，犬牙式离合器D1被配置在输入轴7上，第一离合器机构C1与前进后退切换机构19被配置在副轴43上，第二离合器机构C2被配置在与输出轴12相同的轴线上。该犬牙式离合器D1被构成为，与图21所示的第十四具体示例的犬牙式离合器D1相同的结构。在图24所示的示例中，以能够与输入轴7相对旋转的方式而嵌合的驱动齿轮41和以能够与副轴43相对旋转的方式而嵌合的副轴从动齿轮49始终啮合。该副轴从动齿轮49与作为前进后退切换机构19的输入元件的行星齿轮架19c一体化。
图25所示的第十八具体示例的动力系统被构成为，与图24所示的第十七具体示例相比，配置有第二离合器机构C2的旋转轴不同。在图25所示的示例中，第二离合器机构C2与犬牙式离合器D1被配置在与输入轴7相同的轴线上，第一离合器机构C1与前进后退切换机构19被配置在副轴43上。该图25所示的第二离合器机构C2被构成为，与图9所示的第二离合器机构C2相同的结构。
如前文所述，在该发明中被设为对象的动力系统只要被构成为，能够对第一传递路径与第二传递路径进行选择即可，所述第一传递路径从输入轴起经由无级变速器而向输出轴传递转矩，所述第二传递路径从输入轴起经由具有差动作用的前进后退切换机构以及齿轮列而向输出轴传递转矩。因此，将第二传递路径设为无法传递转矩的截断状态的犬牙式离合器、输入轴与前进后退切换机构连结的连结状态，能够采用与前文所述的各具体示例所示的结构以外的结构。在图26中对该示例进行了图示。
图26所示的第十九具体示例的动力系统与前文所述的各具体示例不同，输入轴7以与前进后退切换机构18中的行星齿轮架18c一体旋转的方式而与其连结。此外，犬牙式离合器D1配置在副轴74上，以使副轴驱动齿轮78与副轴74连结、或将该连结解除的方式而构成。随着对前文所述的各具体示例实施这样的结构的改变，也会实施其他的适当的改变。具体而言，输入轴7与CVT10的主轴9以成为一体而旋转的方式连结，并且与构成前进后退切换机构18的行星齿轮机构的行星齿轮架18c以成为一体而旋转的方式连结。因此，在图26所示的示例中，行星齿轮架18c成为输入元件。此外，太阳齿轮18s与作为中空轴的太阳齿轮轴71一体化，并且输入轴7贯穿该太阳齿轮轴71的内部，从而使太阳齿轮轴71与输入轴7以能够相对旋转的方式而被支承。并且，太阳齿轮轴71向发动机2侧(图26中为右侧)延伸，并且在该太阳齿轮轴71的延长部分上，驱动齿轮72以成为一体而旋转的方式被设置。
在该驱动齿轮72与前进后退切换机构18之间配置有第一离合器机构C1。该第一离合器机构C1在图26所示的示例中，以将太阳齿轮轴71与行星齿轮架18c连结或将其连结解除的方式而构成。另外，在内啮合齿轮18r与壳体等的固定部之间设置有制动器机构B1，并且被构成为，通过该制动器机构B1来使内啮合齿轮18r的旋转停止、或解除内啮合齿轮18r的旋转停止。因此，在图26所示的结构中，外径较大的前进后退切换机构18与第一离合器机构C1以与主带轮20邻接的方式而配置。因此，作为动力系统的外径的较大部分的轴长将会变短，从而至少能够使输入轴7侧处的轴长缩短化。
在相对于输入轴7以及太阳齿轮轴71而被平行配置的副轴74上，设置有与驱动齿轮72啮合的副轴从动齿轮73。该副轴从动齿轮73通过花键(未图示)等，而以相对于副轴74一体地旋转的方式被安装。此外，在图26所示的示例中，为了产生减速作用而将副轴从动齿轮73形成为与驱动齿轮72相比而直径较大。在副轴74上，还以能够进行相对旋转的方式而安装有副轴驱动齿轮78。该副轴驱动齿轮78被配置于与副轴从动齿轮73相比靠CVT10侧，其位置更加具体而言，例如为第一离合器机构C1的半径方向上的外侧的位置处。由于副轴驱动齿轮78为与副轴从动齿轮73相比而直径较小的齿轮，因此通过将所述副轴驱动齿轮78配置在外径较大的第一离合器机构C1的外周侧，从而能够回避外径较大的部件在半径方向上并排的情况，并能够抑制作为动力系统的整体的外径变大的情况，且能够抑制轴长变长的情况。
而且，在副轴74上的、副轴从动齿轮73与副轴驱动齿轮78之间配置有犬牙式离合器D1。该犬牙式离合器D1以将副轴驱动齿轮78与副轴74连结或将该连结解除的方式而构成。具体而言，通过使被设置于与副轴74一体旋转的轴套75上的花键和被设置于与副轴驱动齿轮78一体旋转的离合器齿轮77上的花键与被设置于套筒76上的花键啮合，从而将副轴74与副轴驱动齿轮78连结。
在图26所示的结构中，输出轴80通过中空轴而构成。该输出轴80相对于输入轴7以及副轴74平行且以能够在与第二轴11相同的轴线上旋转的方式而配置。另外，第二轴11以能够相对于输出轴80而相对旋转的方式被插入至输出轴80的内部。在该输出轴80上，以与其成为一体而旋转的方式设置有与副轴驱动齿轮78啮合的从动齿轮79。该从动齿轮79为与副轴驱动齿轮78相比而直径较大的齿轮，从而在从副轴驱动齿轮78向从动齿轮79传递转矩的情况下会产生减速作用。
由于该副轴驱动齿轮78被配置于第一离合器机构C1的外周侧，且从动齿轮79与该副轴驱动齿轮78啮合，因此从动齿轮79被配置为与次级带轮30邻接。而且，在该次级带轮30与从动齿轮79之间配置有第二离合器机构C2。第二离合器机构C2为用于使包括CVT10在内的转矩传递路径能够传递转矩的离合器机构，其以将输出轴80与次级带轮30或者第二轴11连结、或将该连结解除的方式而构成。第二离合器机构C2例如如图26中模式化所示，能够以如下方式而构成，即，将构成次级带轮30的一方的滑轮(尤其是形成推力提供装置33的液压室的圆筒)与从动齿轮79连结、或将该连结解除。
在图26所示的结构中，对应于外径较大的各带轮20、30以在半径方向上并列的方式而配置的情况，外径较大的前进后退切换机构18、第一离合器机构C1、第二离合器机构C2以及从动齿轮79分别以在半径方向上大致并列的方式而配置。因此，能够将外径较大的部件统一配置在轴线方向上的一端部侧，伴随于此，能够将作为动力传递装置的整体的外形形状的大径部分的轴长设为较短的形状，伴随于此能够使车载性能提高。
作为该圆筒轴的输出轴80被构成为，从从动齿轮79起而向与次级带轮30相反的方向延伸，并且在该延长部分上设置有输出齿轮81，并从该输出齿轮81起，经由大径齿轮14a以及减速齿轮轴14b、小径齿轮14c以及内啮合齿轮15而向前差速器16传递转矩。从该输出齿轮81起至前差速器16的转矩的传递路径的结构与前文所述的各具体示例的结构相同。另外，在图26中，对于未特别进行说明的结构，与前文所述的各具体示例相同的结构的部分对图26中标注与前文所述的各具体示例相同的符号。
以图26所示的方式而构成的动力系统与前文所述的各具体示例的动力系统相同，通过将各离合器机构C1、C2、D1以及制动器机构B1如图3所示那样接合或者断开，从而来设定前进状态以及预定的变速比及后退状态。即，通过使第一离合器机构C1与犬牙式离合器D1接合，从而能够从输入轴7经由传动机构40而向输出轴80传递转矩。由于该传动机构40的齿轮比大于CVT10的最大变速比，因此能够将启动时的驱动转矩设为较大。
此外，在图26所示的第十九具体示例中，通过仅使第二离合器机构C2接合，从而从输入轴7起经由CVT10而向输出轴80传递转矩。该情况下的变速比通过适当地改变CVT10中的带10a的相对于各带轮20、30的卷绕半径而被改变。在该情况下，虽然会从与输出轴80一体化的从动齿轮79向与该从动齿轮79啮合的副轴驱动齿轮78传递转矩，但由于犬牙式离合器D1断开从而使副轴74与副轴驱动齿轮78之间的转矩传递被截断，因此不会从输出轴80侧向副轴74传递转矩。尤其是在传动机构40作为减速齿轮列而构成的情况下，由于当将转矩从输出轴80侧输入时，将会导致传动机构40作为增速齿轮列而发挥功能，因此副轴驱动齿轮78的转速与从动齿轮79的转速相比将会增大。然而，由于犬牙式离合器D1断开，从而转矩不会从输出轴80侧起而对副轴74传递，因此副轴74的转速不会成为高转速。其结果为，由于在图26所示的结构中，能够防止使用CVT10而前进行驶的情况下的副轴74的转速成为高转速的情况，并能够减小以能够旋转的方式来对副轴74进行支承的轴承部分处的动力损失，进而能够提高作为动力传递装置的整体的动力传递效率。此外，以能够旋转的方式而对副轴74进行支承的轴承也可以不特别地设为能够耐高转速的高级且高成本的轴承，其结果为，能够使作为动力传递装置的整体的结构小型化，此外能够实现低成本化。
另外，在从输入轴7经由CVT10向输出轴80传递转矩而进行前进行驶的情况下，也可以使第一离合器机构C1接合。在该情况下，转矩经由驱动齿轮72以及与其啮合的副轴从动齿轮73而向副轴74传递，从而副轴74进行旋转。然而，在驱动齿轮72与副轴从动齿轮73之间会产生减速作用，从而副轴74的转速与输入轴7相比而成为低转速。因此，并不特别需要将以能够旋转的方式来对副轴74进行支承的轴承设为高级且大型的轴承。
此外，图26所示的结构的后退状态与前文所述的各具体示例同样，是通过使制动器机构B1与犬牙式离合器D1接合而被设定的。即，通过对作为前进后退切换机构18的反力元件的内啮合齿轮18r进行固定，并对作为输入元件的行星齿轮架18c输入转矩，从而使作为输出元件的太阳齿轮18s相对于行星齿轮架18c而向相反方向旋转，并且将转矩从该太阳齿轮18s起经由传动机构40以及犬牙式离合器D1而向输出轴80传递。在该情况下，由于在图26所示的结构中，与前文所述的各具体示例不同，行星齿轮架18c成为输入元件，并且太阳齿轮18s成为输出元件，因此后退状态的前进后退切换机构18所产生的变速比与上述的各具体示例中的变速比不同。即，当将构成前进后退切换机构18的行星齿轮机构的齿轮比(太阳齿轮18s的齿数相对于内啮合齿轮18r的齿数的比率)设为“ρ”时，在图26所示的结构中，由后退状态下的前进后退切换机构18所获得的变速比将为“(1-ρ)/ρ”，与此相对，在前文所述的各具体示例中，由后退状态下的前进后退切换机构18所获得的变速比将为“ρ/(1-ρ)”。
以此方式，在上述的动力系统的各改变例中，在CVT行驶中，也能够将被直列配置于包括传动机构在内的传递路径中的离合器机构中的、相对而言被配置于下游侧的离合器接合，从而将传动机构作为旋转惯性体而与转矩的传递路径结合。由此，能够使以发动机为振源而向转矩的传递路径传递的振动衰减。即，被配置于其下游侧的离合器既可以为啮合式离合器机构，也可以为摩擦式离合器机构。
在此，如果对上述的各具体示例的结构与该发明中的结构的关系进行说明，则在参照图2而进行说明的第一具体示例的动力系统中，相对而言被配置于上游侧的第一离合器机构C1相当于本发明的一个离合器，相对而言被配置于下游侧的犬牙式离合器D1相当于本发明的另一个离合器。并且，参照图9至图15来进行说明的第二至第八具体示例中的第一离合器机构C1相当于本发明的一个离合器，犬牙式离合器D1相当于本发明的另一个离合器。此外，在参照图16至图25来进行说明的第九至第十八具体示例中的动力系统中，相对而言被配置于上游侧的犬牙式离合器D1相当于本发明的一个离合器，相对而言被配置于下游侧的第一离合器机构C1相当于本发明的另一个离合器。除此之外，在参照图26来进行说明的第十九具体示例中的动力系统中，相对而言被配置于上游侧的第一离合器机构C1相当于本发明的一个离合器，相对而言被配置于下游侧的犬牙式离合器D1相当于本发明的另一个离合器。即，在各具体示例中，被直列配置于包括传动机构40的传递路径的离合器机构中的、相对而言被配置于上游侧的离合器机构相当于本发明的一个离合器机构，而相对而言被配置于下游侧的离合器机构相当于本发明的另一个离合器机构。
另外，本发明所涉及的车辆的控制装置不限定于上述的具体示例，其能够在不脱离于本发明的目的的范围内适当地实施改变。
例如，上述的ECU也可以以对发动机进行驱动控制的方式而构成。具体而言，发动机也可以通过ECU而接受燃料喷射控制、点火控制、吸入空气量调节控制等的驱动控制。例如，在重视耗油率而进行行驶的情况下，将会独立地对发动机转速以及发动机转矩进行控制。此外，在发动机为汽油发动机的情况下，将会通过对未图示的电子节气门的动作进行控制来对吸入空气量进行控制，由此而对发动机转矩进行控制。另一方面，在发动机为柴油发动机的情况下，会通过燃料喷射量来对发动机转矩进行控制。
此外，本发明中的啮合式离合器机构也可以通过键槽式同步齿轮机构或单锥式同步齿轮机构或多锥式同步齿轮机构等的锥式同步齿轮机构而构成。
除此之外，该发明中的传动机构并不限定于作为固定的变速比而具有一个变速比(齿轮比)的齿轮机构，也可以为具有两个以上的固定的变速比(齿轮比)，并能够对该固定的变速比进行选择设定的齿轮机构。总而言之，虽然只要使传动机构通过能够从输入轴向输出轴传递转矩的齿轮机构而构成即可，但在本发明中，由于能够通过传动机构来设定无极变速机构所无法设定的变速比来作为固定的变速比，因此齿轮机构通过使多个齿轮啮合的齿轮对的组合而构成。即，只要被构成为，使该齿轮比(齿数的比)成为与无级变速机构所能够设定的最大变速比相比而较大的变速比即可。
符号说明
1：电子控制装置(ECU)；2：发动机；3：变速驱动桥；4：驱动轴；5：驱动轮；7：输入轴；8：前进后退切换机构；9：主轴；10：无级变速机构(CVT)；10a：带；11：第二轴；12：输出轴；13：输出齿轮；14：减速齿轮机构；16：前差速器；20：主带轮；30：次级带轮；40：传动机构；41：驱动齿轮；42：副轴从动齿轮；43：副轴；44：副轴驱动齿轮；45：从动齿轮；A：路径切换机构；B1：制动器机构；C1：第一离合器机构；C2：第二离合器机构；D1：啮合式离合器机构(犬牙式离合器)。

Claims (10)

1.一种车辆的控制装置，其中，
所述车辆在被传递有内燃机所输出的转矩的输入轴与对驱动轮输出转矩的输出轴之间具备：无级变速机构、传动机构、离合器机构，所述离合器机构选择性地对能够经由所述无级变速机构而从所述内燃机向所述驱动轮传递转矩的传递路径与能够经由所述传动机构而从所述内燃机向所述驱动轮传递转矩的传递路径进行切换，所述离合器机构被构成为，包括一个离合器与另一个离合器，所述另一个离合器相对于所述一个离合器而被直列设置，且所述另一个离合器与所述一个离合器相比被设置于所述输出轴侧，在使所述一个离合器与所述另一个离合器中的至少任意一方断开的情况下，截断经由所述传动机构而朝向所述驱动轮的转矩传递，
所述车辆的控制装置的特征在于，在经由所述无级变速机构而从所述内燃机向所述驱动轮传递转矩的情况下，使所述一个离合器以及所述另一个离合器中的某一方接合。
2.如权利要求1所述的车辆的控制装置，其特征在于，
在经由所述无级变速机构而从所述内燃机向所述驱动轮传递转矩、且所述内燃机的转速在预定的转速以下的情况下，使所述一个离合器以及所述另一个离合器中的某一方接合。
3.如权利要求1所述的车辆的控制装置，其特征在于，
在经由所述无级变速机构而从所述内燃机向所述驱动轮传递转矩、且所述内燃机的输出转矩在预定的转矩以上的情况下，使所述一个离合器以及所述另一个离合器中的某一方接合。
4.如权利要求1所述的车辆的控制装置，其特征在于，
在经由所述无级变速机构而从所述内燃机向所述驱动轮传递转矩、且节气门开度在预定的节气门开度以上的情况下，使所述一个离合器以及所述另一个离合器中的某一方接合。
5.如权利要求1至4中的任一项所述的车辆的控制装置，其特征在于，
在经由所述无级变速机构而从所述内燃机向所述驱动轮传递转矩、且由所述无级变速机构而获得的变速比在预定的变速比以下的情况下，使所述一个离合器以及所述另一个离合器中的某一方接合。
6.如权利要求1至4中的任一项所述的车辆的控制装置，其特征在于，
在经由所述无级变速机构而从所述内燃机向所述驱动轮传递转矩、且车速在预定的车速以下的情况下，使所述一个离合器以及所述另一个离合器中的某一方接合。
7.如权利要求1至6中的任一项所述的车辆的控制装置，其特征在于，
所述传动机构包括具有齿轮列的减速机构，
由所述传动机构所获得的变速比被设定为与所述无级变速机构中能够设定的最大变速比相比而较大的变速比。
8.如权利要求1至7中的任一项所述的车辆的控制装置，其特征在于，
还具备前进后退切换机构，所述前进后退切换机构用于在所述输入轴与所述输出轴之间于包括所述传动机构的传递路径内，对从所述输入轴输入的转矩的旋转方向进行切换，
所述前进后退切换机构包括具有多个旋转元件的行星齿轮机构。
9.如权利要求8所述的车辆的控制装置，其特征在于，
所述传动机构包括与所述输入轴以及所述输出轴平行地设置的副轴，
所述前进后退切换机构被配置在所述输入轴、所述副轴以及所述输出轴中的任意一个旋转轴上，
所述一个离合器以及所述另一个离合器中的某一方被配置在配置有所述前进后退切换机构的所述旋转轴上，且选择性地对所述多个旋转元件中的与所述旋转轴一体旋转的旋转元件与另一个旋转元件进行连结。
10.如权利要求1至8中的任一项所述的车辆的控制装置，其中，
所述一个离合器包括摩擦式离合器，
所述另一个离合器包括啮合式离合器。
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Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN108240464A (zh) * 2016-12-24 2018-07-03 丰田自动车株式会社 用于车辆驱动系统的控制装置
CN108253137A (zh) * 2016-12-28 2018-07-06 丰田自动车株式会社 用于车辆动力传递系统的控制系统及用于车辆动力传递系统的控制方法
CN108327517A (zh) * 2017-01-17 2018-07-27 丰田自动车株式会社 混合动力车辆
CN110094474A (zh) * 2018-01-29 2019-08-06 丰田自动车株式会社 车辆用动力传递装置的控制装置
CN110159748A (zh) * 2018-02-13 2019-08-23 丰田自动车株式会社 车辆的控制装置

Families Citing this family (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR101784083B1 (ko) * 2013-06-12 2017-10-10 도요타 지도샤（주） 차량의 제어 시스템 및 방법
CN105813877B (zh) * 2013-12-09 2019-05-14 舍弗勒技术股份两合公司 Cvt驱动系
JP6127961B2 (ja) * 2013-12-25 2017-05-17 トヨタ自動車株式会社 車両の制御装置
JP6176203B2 (ja) * 2014-07-28 2017-08-09 トヨタ自動車株式会社 車両の制御装置
JP6308911B2 (ja) * 2014-08-12 2018-04-11 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 自動変速機
JP6119702B2 (ja) * 2014-08-29 2017-04-26 トヨタ自動車株式会社 車両の制御装置
KR20160035328A (ko) * 2014-09-23 2016-03-31 현대자동차주식회사 차량용 무단 변속기
JP2017078508A (ja) * 2015-10-20 2017-04-27 株式会社エクセディ 車両用動力伝達装置及び車両用動力伝達システム
CN108138927B (zh) * 2015-10-30 2020-10-23 爱信艾达株式会社 自动变速器
US10626970B2 (en) * 2016-04-11 2020-04-21 GM Global Technology Operations LLC Multi-mode transmission including a continuously variable transmission
JP6801580B2 (ja) 2017-05-19 2020-12-16 トヨタ自動車株式会社 車両の制御装置
JP7070317B2 (ja) * 2018-10-16 2022-05-18 トヨタ自動車株式会社 車両用動力伝達装置の制御装置
US20200130692A1 (en) * 2018-10-30 2020-04-30 GM Global Technology Operations LLC Steady state control of model predictive control based powertrain with continuously variable transmission

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6263259A (ja) * 1985-09-11 1987-03-19 Daihatsu Motor Co Ltd 変速機の直結制御方法
US5086671A (en) * 1989-08-10 1992-02-11 Nissan Motor Co., Ltd. Quick downshift control in hybrid continuously variable transmission
JP2001056045A (ja) * 1999-08-13 2001-02-27 Fuji Heavy Ind Ltd 車両用ベルト式無段変速装置
CN1391046A (zh) * 2001-06-12 2003-01-15 本田技研工业株式会社 自动变速器的控制装置
CN102959210A (zh) * 2010-06-29 2013-03-06 本田技研工业株式会社 双离合变速器
CN105143729A (zh) * 2013-04-16 2015-12-09 丰田自动车株式会社 车辆用变速器的控制装置

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5690155A (en) 1979-12-21 1981-07-22 Toyota Motor Corp Speed change gear
JPS6245455U (zh) 1985-09-07 1987-03-19
JPH02240438A (ja) 1989-03-14 1990-09-25 Nissan Motor Co Ltd 変速機の油圧制御装置
JPH07317875A (ja) 1994-05-27 1995-12-08 Mazda Motor Corp 車両の動力伝達装置
JP2000055177A (ja) 1998-08-04 2000-02-22 Mazda Motor Corp 無段変速機の制御装置
JP4401203B2 (ja) 2004-03-17 2010-01-20 三洋電機株式会社 角形電池
JP2007265846A (ja) 2006-03-29 2007-10-11 Sanyo Electric Co Ltd 円筒形電池およびその製造方法

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6263259A (ja) * 1985-09-11 1987-03-19 Daihatsu Motor Co Ltd 変速機の直結制御方法
US5086671A (en) * 1989-08-10 1992-02-11 Nissan Motor Co., Ltd. Quick downshift control in hybrid continuously variable transmission
JP2001056045A (ja) * 1999-08-13 2001-02-27 Fuji Heavy Ind Ltd 車両用ベルト式無段変速装置
CN1391046A (zh) * 2001-06-12 2003-01-15 本田技研工业株式会社 自动变速器的控制装置
CN102959210A (zh) * 2010-06-29 2013-03-06 本田技研工业株式会社 双离合变速器
CN105143729A (zh) * 2013-04-16 2015-12-09 丰田自动车株式会社 车辆用变速器的控制装置

Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN108240464A (zh) * 2016-12-24 2018-07-03 丰田自动车株式会社 用于车辆驱动系统的控制装置
CN108253137A (zh) * 2016-12-28 2018-07-06 丰田自动车株式会社 用于车辆动力传递系统的控制系统及用于车辆动力传递系统的控制方法
CN108327517A (zh) * 2017-01-17 2018-07-27 丰田自动车株式会社 混合动力车辆
CN110094474A (zh) * 2018-01-29 2019-08-06 丰田自动车株式会社 车辆用动力传递装置的控制装置
CN110159748A (zh) * 2018-02-13 2019-08-23 丰田自动车株式会社 车辆的控制装置
CN110159748B (zh) * 2018-02-13 2020-07-21 丰田自动车株式会社 车辆的控制装置

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JP5447739B1 (ja) 2014-03-19
EP3009714B1 (en) 2018-10-03
JPWO2014199458A1 (ja) 2017-02-23
CN105283693B (zh) 2018-09-04

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