CN106256588A - 用于动力传递系统的控制装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种用于动力传递系统的控制装置。该控制装置包括电子控制单元。该电子控制单元配置为，在车辆行驶的同时，当机械油泵的排出流量小于预定的流量且电动油泵正在被驱动时，确定是否发生操作液压的减小。该电子控制单元配置为，当第一接合装置被从脱离状态向接合状态控制时，控制第一控制压力以使在发生操作液压的减小的情况下的第一控制压力低于在未发生操作液压的减小的情况下的第一控制压力。

Description

用于动力传递系统的控制装置

技术领域

本发明涉及一种用于动力传递系统的控制装置，该动力传递系统包括机械油泵、电动油泵以及接合装置，使用以从机械油泵或电动油泵排出的液压作为来源而控制该接合装置接合或脱离。

背景技术

现在已知的动力传递系统包括机械油泵、电动油泵以及接合装置，使用以基于从机械油泵或电动油泵排出的液压的操作液压为源压的控制压力来控制接合装置接合或脱离。即，举例讲，日本专利申请公开号2012-112461(JP2012-112461A)中描述的车辆。JP2012-112461A如此描述该车辆。该车辆包括机械油泵与电动油泵。该机械油泵由发动机的动力驱动。该电动油泵由电池提供的电力驱动。驱动该电动油泵是为了在发动机停止期间确保提供给接合装置的控制压力。

发明内容

难免地，如果意图使用电动油泵确保供给接合装置的全部控制压力，电力消耗和电动油泵的体积会增大。因此，就希望降低电动油泵的排出流量。在这种方案中，在电动油泵的排出流量降低时，可能会出现使用来自电动油泵的液压对接合装置进行接合时无法确保所需的控制压力的情况，就可能无法恰当地执行对接合装置进行接合的控制。如果在接合装置接合期间无法确保所需的压力，会造成这样的担忧：接合过程的进程会停滞或者接合过程向脱离状态后退，当稍后确保了所需的压力时，接合装置会突然接合。如果行驶中发生这种情况，可能发生震动。

本发明提供一种用于动力传递系统的控制装置，在车辆行驶期间，在作为接合装置的控制压力的来源的液压是电动油泵产生的同时当接合装置接合时，本发明的控制装置能够防止或减小震动。

本发明的一种方案提供一种用于动力传递系统的控制装置。该动力传递系统安装于车辆上。该动力传递系统包括机械油泵、电动油泵以及第一接合装置。机械油泵和电动油泵各配置为排出机油以产生动力传递系统的操作液压。第一接合装置配置为使用以操作液压为源压的第一控制压力而被控制接合或脱离。该控制装置包括电子控制单元。该电子控制单元配置为，在车辆行驶的同时，当机械油泵的排出流量小于预定的流量且电动油泵正在被驱动时，电子控制单元确定是否发生了操作液压的减小。该电子控制单元配置为，当第一接合装置被从脱离状态向接合状态控制时，电子控制单元控制第一操作压力以使得在发生操作液压的减小的情况下的第一控制压力低于在未发生操作液压的减小的情况下的第一控制压力。

通过根据本方案的控制装置，当确定作为供给第一接合装置的第一控制压力的源压的操作液压减小时，通过减小第一控制压力，向第一接合装置的液压供给也降低(被限制)，且将第一接合装置从脱离状态向接合状态控制时所需的第一控制压力也减小。因此，即使电动油泵的排出流量没有增大，也能够确保所需的第一控制压力。因此，能够避免或降低由于在第一接合装置接合期间所需的第一控制压力从无法确保的状态变为能确保的状态而造成的突然接合。因此，在车辆行驶的同时，当作为接合装置的控制压力的来源的液压全部是由电动油泵产生时，可以防止或降低接合装置接合时的震动。

在本方案的控制装置中，动力传递系统可以包括第二接合装置和多个动力传递路径。第二接合装置可以配置为使用以操作液压为源压的第二控制压力而被控制接合或脱离。所述多个动力传递路径可以相互平行地布置在输入旋转构件与输出旋转构件之间。车辆的驱动力源的动力可以被传递至输入旋转构件。输出旋转构件可以将动力输出至车辆的驱动轮。多个动力传递路径可以包括第一动力传递路径和第二动力传递路径。第一动力传递路径可以在第一接合装置接合时建立。第二动力传递路径可以在第二接合装置接合时建立。电子控制单元可以被配置为，当同时执行对第一接合装置的从脱离状态向接合状态的控制和对第二接合装置的从接合状态向脱离状态的控制时，电子控制单元控制第一接合装置与第二接合装置以使因第一接合装置的接合而增加的传递转矩与因第二接合装置的脱离而降低的传递转矩的总数不变。

通过本方案的控制装置，在改换接合的离合器以使得将第二接合装置脱离并将第一接合装置接合的控制中，第一接合装置传递的传递转矩与第二接合装置传递的传递转矩的总和保持不变，所以能够防止或降低震动。

在本方案的控制装置中，第二接合装置可以包括活塞和摩擦构件，活塞可以通过使用第二控制压力而在使第二接合装置接合的方向上或在使第二接合装置脱离的方向上移动，活塞可以挤压摩擦构件。电子控制单元可以被配置为，在第二接合装置被从接合状态向脱离状态控制时，当发生操作液压的减小且第二控制压力低于或者等于活塞冲程结束压力，电子控制单元停止供给第二控制压力而不是减小第一控制压力。活塞冲程结束压力可以是第二接合装置将活塞保持在转矩传递所开始的位置所需的第二控制压力的压力值。

通过本方案的控制装置，在脱离第二接合装置的过程中当第二控制压力低于或等于活塞冲程结束压力时，向第二接合装置供给的液压设为零。因此，在防止第二接合装置突然脱离的同时，能够确保接合第一接合装置所需的第一控制压力。

附图说明

本发明优选实施例的特点、优点、技术和工业意义将参照所附图示进行描述，附图中相似的元件标以相似的数字，其中：

图1是图示出应用了本发明的车辆的示意性结构的视图；

图2是图示出改换动力传递系统的行驶模式的图表；

图3是图示出车辆中用于各种控制的控制功能与控制系统的相关部分的视图；

图4是示出控制与无级变速器、第一离合器、第二离合器以及犬牙式离合器有关的液压的液压控制回路的一部分的视图；

图5是电子控制单元的控制操作的相关部分，即，在车辆行驶期间，在作为C1压力的来源的全部液压是电动油泵产生的同时当第一离合器接合时，用于防止或降低震动的控制操作的流程图；和

图6是执行图5的流程所示的控制操作的情况下的时序图。

具体实施例

下文中将参照所附附图对本发明的实施例进行详细描述。

图1是图示出应用了本发明的车辆的示意性结构的视图。如图1所示，车辆10包括发动机12、驱动轮14以及动力传递系统16。发动机12作用为推进车辆10的驱动力源。发动机12是，举例讲，汽油发动机或柴油发动机。动力传递系统16设置在发动机12与驱动轮14之间。动力传递系统16包括位于用作非旋转构件的壳体18中的下列部件：已知的变矩器20、输入轴22、已知的带式无级变速器24、前进/后退切换装置26、齿轮传动机构28、输出轴30、副轴32、减速齿轮单元34、差动齿轮38、一对车轴40等。变矩器20用作与发动机12联接的流体传动装置。输入轴22与变矩器20联接。无级变速器24与输入轴22联接。无级变速器24用作无级传动单元。前进/后退切换装置26也与输入轴22联接。齿轮传动机构28用作齿轮传动单元。齿轮传动机构28通过前进/后退切换装置26与输入轴22联接。齿轮传动机构28与无级变速器24平行设置。输出轴30是无级变速器24与齿轮传动机构28共同的输出旋转构件。减速齿轮单元34由一对齿轮形成。该一对齿轮分别设置在输出轴30与副轴32上从而不能相对旋转且相互啮合。差动齿轮38与齿轮36联接。齿轮36设置在副轴32上且不能相对旋转。一对车轴40与差动齿轮38联接。在如此构造的动力传递系统16中，发动机12的动力(未作明确区分的情况下，动力与力或转矩具有相同含义)顺序地经由变矩器20、无级变速器24(或前进/后退切换装置26或齿轮传动机构28)、减速齿轮单元34、差动齿轮38、车轴40等传递至一对驱动轮14。

如此,动力传递系统16包括齿轮传动机构28和无级变速器24。齿轮传动机构28用作第一传动单元。无级变速器24用作第二传动单元。齿轮传动机构28与无级变速器24相互平行地设置在发动机12(与作为发动机12的动力所传递至的输入旋转构件的输入轴22同步)与驱动轮14(与作为将发动机12的动力输出至驱动轮14的输出旋转构件的输出轴30同步)之间的动力传递路径上。如此，动力传递系统16包括位于输入轴22与输出轴30之间的、相互平行的多个动力传递路径PT。多个动力传递路径PT包括第一动力传递路径PT1与第二动力传递路径PT2。第一动力传递路径PT1将来自输入轴22的发动机12的动力通过齿轮传动机构28传递至驱动轮14侧(即，输出轴30)。第二动力传递路径PT2将来自输入轴22的发动机12的动力通过无级变速器24传递至驱动轮14侧(即，输出轴30)。动力传递系统16基于车辆10的行驶状态在第一动力传递路径PT1与第二动力传递路径PT2之间改换动力传递路径。因此，动力传递系统16包括多个接合装置，多个接合装置选择性地在第一动力传递路径PT1与第二动力传递路径PT2之间改换动力传递路径PT，该动力传递路径PT将发动机12的动力传递至驱动轮14侧。该接合装置包括第一离合器C1、第一制动器B1、以及第二离合器C2。第一离合器C1与第一制动器B1每个都作用为连接或断开第一动力传递路径PT1的第一接合装置(换言之，当第一接合装置接合时建立第一动力传递路径PT1)。第二离合器C2用作第二接合装置，连接或断开第二动力传递路径PT2(换言之，当第二接合装置接合时建立第二动力传递路径PT2)。第一离合器C1、第一制动器B1、以及第二离合器C2每个分别相当于分离装置。第一离合器C1、第一制动器B1、以及第二离合器C2每个均是已知的液压摩擦式接合装置(摩擦式离合器)，其可以通过液压致动器摩擦地接合。第一离合器C1与第一制动器B1每个均是组成前进/后退切换装置26的元件，下文中将对此进行详细描述。

变矩器20围绕输入轴22与输入轴22同轴地设置。变矩器20包括泵轮20p和涡轮20t。泵轮20p与发动机20联接。涡轮20t与输入轴22联接。动力传递系统16包括机械泵42。机械泵42用作机械油泵，与泵轮20p联接。当机械泵42被发动机12驱动而旋转时，机械泵42产生(排出)液压来执行无级变速器24的换档控制，致动多个接合装置的控制和向动力传递系统16的各部分供给润滑油的控制。

前进/后退切换装置26在第一动力传递路径PT1上围绕输入轴22与输入轴22同轴地设置。前进/后退切换装置26包括双小齿轮式行星齿轮组26p、第一离合器C1以及第一制动器B1。行星齿轮组26p是包括行星齿轮架26c、太阳轮26s、以及内齿圈26r这三个旋转元件的差动机构。行星齿轮架26c用作输入元件。太阳轮26s用作输出元件。内齿圈26r用作反作用力元件。行星齿轮架26c与输入轴22整体地联接。内齿圈26r通过第一制动器B1与壳体18选择性地联接。太阳轮26s与小径齿轮44联接。小径齿轮44围绕输入轴22与输入轴22同轴地设置以便可以相对旋转。行星齿轮架26c与太阳轮26s通过第一离合器C1选择性地相互联接。如此，第一离合器C1是使所述三个旋转元件中的两个选择性地相互联接的接合装置。第一制动器B1是将反作用力元件选择性地联接至壳体18的接合装置。

齿轮传动机构28包括小径齿轮44和大径齿轮48。大径齿轮48围绕齿轮机构副轴46与齿轮机构副轴46同轴地设置从而不能相对旋转。大径齿轮48与小径齿轮44啮合。齿轮传动机构28包括怠速齿轮50和输出齿轮52。怠速齿轮50围绕齿轮机构副轴46与齿轮机构副轴46同轴地设置从而可以相对旋转。输出齿轮52围绕输出轴30与输出轴30同轴地设置从而不能相对旋转。输出齿轮52与怠速齿轮50啮合。输出齿轮52具有比怠速齿轮更大的直径。因此，齿轮传动机构28是在输入轴22与输出轴30之间的动力传递路径PT中具有作为预定的速度比(档速位置)的速度比(档速位置)的齿轮传动机构。齿轮传动机构28进一步包括犬牙式离合器D1。犬牙式离合器D1围绕齿轮机构副轴46而设置在大径齿轮48与怠速齿轮50之间。犬牙式离合器D1选择性地将大径齿轮48与怠速齿轮50连接，或者将大径齿轮48从怠速齿轮50上断开。犬牙式离合器D1作用为第三接合装置，其连接或断开第一动力传递路径PT1(换言之，当第三接合装置与第一接合装置都接合时，建立第一动力传递路径PT1)。犬牙式离合器D1布置在前进/后退切换装置26(其与第一接合装置同步)与输出轴30之间的动力传递路径上(换言之，相对于第一接合装置设置在输出轴30侧)。犬牙式离合器D1包括多个接合装置。

具体地，犬牙式离合器D1包括离合器毂54、离合器齿轮56、以及圆筒形套管58。离合器毂52围绕齿轮机构副轴46与齿轮机构副轴46同轴地设置从而不能相对旋转。离合齿轮56布置在怠速齿轮50与离合器毂54之间，且固定至怠速齿轮50。套管58与离合毂54花键配合。因此，套管58设置得不能围绕齿轮机构副轴46的轴线相对旋转，但可以在与该轴线方向平行的方向上相对移动。当与离合器毂54整体地常时旋转的套管58向离合齿轮56移动并与离合齿轮56啮合时，怠速齿轮50与齿轮机构副轴46相互连接。犬牙式离合器D1包括已知的、用作同步机构的同步啮合机构S1。同步啮合机构S1在将套管58装配至离合齿轮56时使旋转同步。在如此构造的犬牙式离合器D1中，当液压致动器62致动拨叉轴60时，套管58经由固定在拨叉轴60上的换档拨叉64而在与齿轮机构副轴46的轴线平行的方向上滑动。

当相对于犬牙式离合器D1设置在输入轴22侧的第一离合器(或第一制动器B1)与犬牙式离合器D1都接合时，建立第一动力传递路径PT1。当第一离合器C1接合时，前进动力传递路径建立。当第一制动器B1接合时，后退动力传递路径建立。当第一动力传递路径PT1建立时，动力传递系统16设为动力传递状态，其中允许发动机12的动力从输入轴22经由齿轮传动机构28传递至输出轴30。另一方面，当至少第一离合器C1与第一制动器B1同时脱离，或至少犬牙式离合器D1脱离时，第一动力传递路径PT1设为中间状态(动力传递中断状态)，此时动力的传递中断。

无级变速器24包括初级滑轮66、次级滑轮70、以及传动带72。初级滑轮66设置在输入轴22上，具有可变的有效直径。次级滑轮70设置在旋转轴68上，与输出轴30同轴且具有可变的有效直径。传动带72围绕滑轮66、70缠绕，从而横跨在滑轮66、70之间。动力通过摩擦力(皮带夹力)在该对滑轮66、70与传动带72之间传递。在初级滑轮66中，通过电子控制单元90(参见图3与图4)驱动的液压控制回路80(参见图3与图4)调整供给初级滑轮66的液压(即，供给初级液压气缸66c的初级压力Pin)，由此施加改变槽轮66a、66b之间的V沟槽宽度的初级推力Win(＝初级压力Pin×受压面积)。在次级滑轮70中，当液压控制回路80调整供给次级滑轮70的液压(即，供给次级液压气缸70c的次级压力Pout)时，由此施加改变槽轮70a、70b之间的V沟槽宽度的次级推力Wout(＝次级压力Pout×受压面积)。在无级变速器24中，当初级推力Win(初级压力Pin)与次级推力Wout(次级压力Pout)均受到控制时，每个滑轮66、70的V沟槽宽度改变，其结果是传动带72的卷绕直径(有效直径)改变。因此，速度比γcvt(＝初级滑轮旋转速度Npri/次级滑轮旋转速度Nsec)改变，每个滑轮66、70与传动带72之间的摩擦力受到控制，使传动带72不打滑。

输出轴30围绕旋转轴68布置从而可以与旋转轴68同轴地相对旋转。第二离合器C2相对于无级变速器24设置在驱动轮14侧(与输出轴30侧同步)(即，第二离合器C2设置在次级滑轮70与输出轴30之间)。第二离合器C2选择性地将次级滑轮70(旋转轴68)与输出轴30连接，或者将次级滑轮70(旋转轴68)从输出轴30断开。当第二离合器C2接合时建立第二动力传递路径PT2。当第二传递路径PT2建立时，动力传递系统16设为动力传递状态，允许发动机12的动力从输入轴22经由无级变速器24传递至输出轴30。另一方面，当第二离合器C2脱离时，第二动力传递路径PT2设为中间状态。

下文将描述动力传递系统16的操作。图2是使用由电子控制单元90改换的接合装置的接合表，改换动力传递系统16的行驶方式(行驶模式)的说明图。在图2中，C1对应第一离合器C1的操作状态，C2对应第二离合器C2的操作状态，B1对应第一制动器B1的操作状态，D1对应犬牙式离合器D1的操作状态，“○”表示接合(连接)状态，“×”表示脱离(断开)状态。

在图2中，在行驶方式为发动机12的动力经由齿轮传动机构28(即，经由第一动力传递路径PT1)传递至输出轴30的齿轮行驶模式中，第一离合器C1与犬牙式离合器D1都接合，第二离合器C2与第一制动器B1都脱离，在行驶方式为这种齿轮行驶模式时，能够前进行驶。在行驶方式为第一制动器B1与犬牙式离合器D1都接合而第二离合器C2与第一离合器C1都脱离的齿轮行驶模式中，能够后退行驶。

在行驶方式为发动机12的动力经由无级变速器24(即，经由第二动力传递路径PT2)传递至输出轴30的CVT行驶模式(带式行驶模式、无级变速行驶模式)中，第二离合器C2接合，而第一离合器C1与第一制动器B1都脱离。在行驶方式为CVT行驶模式时，能够前进行驶。在CVT行驶模式中，在行驶方式为CVT行驶模式(中车速)时犬牙式离合器D1接合，而在行驶方式为CVT行驶模式(高车速)时犬牙式离合器D1脱离。犬牙式离合器在CVT行驶模式(高车速)下脱离的原因是，举例讲，消除CVT行驶模式中的齿轮传动机构28等的拖曳，并防止高车速时齿轮传动机构28或行星齿轮组26p的组成构件(如小齿轮)等的高速旋转。犬牙式离合器D1作用为从驱动轮14侧断开输入的从动输入断开离合器，。

齿轮行驶模式，举例讲，是从包括车辆停止期间在内的低车速区域所选的模式。在动力传递系统16中，将由第一动力传递路径PT1建立的速度比γgear(即，由齿轮传动机构28建立的速度比EL)设为大于(即，速度比低于)由第二动力传递路径PT2建立的最大速度比(即，作为由无级变速器24建立的最低车速侧的速度比的最低速度比)γmax。即，无级变速器24建立的高车速侧(高侧)的速度比γcvt比齿轮传动机构28建立的速度比EL更高。举例讲，速度比EL对应于第一速度速度比γ1，γ1是动力传递系统16在第一档速位置时的速度比γ，无级变速器24的最低速度比γmax对应于第二速度速度比γ2，γ2是动力传递系统16在第二档速位置时的速度比γ。因此，举例讲，与已知的有级变速器的换档特性图中第一档速位置与第二档速位置之间的用于改换档速位置的换档线一致地改换齿轮行驶模式与CVT行驶模式。在CVT行驶模式中，使用例如已知的技术，基于行驶状态例如加速器操作量θacc与车辆速度V，实行换档来改换速度比γcvt。

在行驶方式从齿轮行驶模式向CVT行驶模式(高车速)的改换或从CVT行驶模式(高车速)向齿轮行驶模式的改换中，经由如图2所示的CVT行驶模式(中车速)实行该改换。举例讲，当行驶方式从齿轮行驶模式改换至CVT行驶模式(高车速)时，通过实行换档来改换接合的离合器(例如，离合器至离合器换档(下文中称之为CtoC换档))从而脱离第一离合器C1并接合第二离合器C2来将行驶方式改换至CVT行驶模式(中车速)。在那之后，犬牙式离合器D1脱离。举例讲，当行驶方式从CVT行驶模式(高车速)改换至齿轮行驶模式时，通过接合为向齿轮行驶模式改换行驶方式作准备的接合犬牙式离合器D1而将行驶方式改换至CVT行驶模式(中车速)。在那之后，实行换档来改换接合的离合器(例如，CtoC换档)，从而脱离第二离合器C2并接合第一离合器C1。

图3是车辆10中用于各种控制的控制功能与控制系统的相关部分的说明图。如图3所示，车辆10举例讲，包括电子控制单元90，该电子控制单元包括有用于动力传递系统16的控制装置。因此，图3是显示电子控制单元90的输入/输出线的视图，又是说明电子控制单元90实施控制功能的相关部分的功能框图。电子控制单元90包括所谓的微型计算机。该微型计算机包括，例如CPU、RAM、ROM、输入/输出接口等。CPU在利用RAM的临时存储功能的同时通过根据预先存储在ROM中的程序执行信号处理来执行对车辆10的各种控制。举例讲，电子控制单元90配置为执行对发动机12的输出控制、控制无级变速器24的换档、控制动力传递系统16的行驶方式的改换等。根据需要，电子控制单元90拆分为控制发动机的电子控制单元、控制液压的电子控制单元等。

基于车辆10的各种传感器的检测信号的各种实际值提供给电子控制单元90。各种传感器包括，举例讲，各种旋转速度传感器100、102、104、106、108、加速器操作量传感器110、震动传感器112、液压传感器114等。各种实际值包括，举例讲，发动机旋转速度Ne、作为输入轴的旋转速度Nin的初级滑轮旋转速度Npri、作为旋转轴68的旋转虚度的次级滑轮旋转速度Nsec、与车速V相应的输出轴旋转速度Nout、作为小径齿轮44的旋转速度的太阳轮旋转速度Nsun、加速器操作量θacc、同步啮合位置POSsync、作为管路压力PL的值的管路压力值VALpl等。同步啮合位置POSsync是换档拨叉64(或拨叉轴60等)的移动位置，并与套管58在套管58的脱离侧位置和套管58的接合侧位置之间的位置信息相应。在套管58的脱离侧位置，犬牙式离合器D1处于完全脱离状态。在套管58的接合侧位置，犬牙式离合器D1处于完全接合状态。从电子控制单元90输出发动机输出控制指令信号Se、液压控制指令信号Scvt、液压控制指令信号Sswt等。发动机输出控制指令信号Se用于控制发动机12的输出。液压控制指令信号Scvt用于控制与无级变速器24的换档相关的液压。液压控制指令信号Sswt用于控制与动力传递系统16的行驶方式的改换有关的第一离合器C1、第一制动器B1、第二离合器C2以及犬牙式离合器D1。举例讲，分别驱动各电磁阀的指令信号(液压指令)作为液压控制指令信号Sswt而输出至液压控制回路80，各电磁阀控制着供给第一离合器C1、第一制动器B1、第二离合器C2以及犬牙式离合器D1的液压致动器的液压。

图4图示了设置在动力传递系统16中的液压控制回路80的一部分，其控制与无级变速器24、第一离合器C1、第二离合器C2、以及犬牙式离合器C2相关的液压。图4也图示了供给液压控制回路80的液压。在图4中，动力传递系统16不仅包括机械泵42，还包括用作电动油泵的电动油泵74。

电动油泵74布置得与机械泵42平行。当电动油泵74被电动马达75驱动而转动时，电动油泵74能够不顾及发动机12的转动状态(例如，在发动机12停止转动时)而排出液压来致动多个接合装置并供给润滑油至动力传递系统16的各部分以及机械泵42。举例讲，当发动机12在自动停止-再启动控制(节能行驶控制)下自动地停止时(将在下文中描述)，机械泵42不能排出液压油。由于该原因，举例讲，在发动机于车辆10减速或停止的同时执行节能行驶控制时自动停止时，操作电动油泵74。如此，专门临时使用电动油泵74作为机械泵42的替代。因此，举例讲，额定最大排出流量设为小于机械泵42的排出流量，电动油泵74的尺寸就紧凑了。

机械泵42与电动油泵74均通过共同的入口(粗滤器)77汲取液压油，返还至油底壳76，并将液压油排出至相应的排出油路78或79。油底壳76设置在壳体18的下部。排出油路78直接与液压控制回路80中的油路(例如，管路压力PL流经的管路压力油路82)连接。排出油路79经由设置在液压控制回路80中的单向阀81与油路联接。单向阀81设置在排出油路78与排出油路79之间。单向阀81防止从机械泵42输出的液压流入排出油路79侧。

液压控制回路80包括调节阀84、初级电磁阀SLP、次级电磁阀SLS、C1电磁阀SL1、C2电磁阀SL2、以及同步啮合电磁阀SLG、初级压力控制阀86、以及次级压力控制阀88。调节阀84调节管路压力PL，管路压力PL是基于机械泵42与电动油泵74中至少一个输出的液压的操作液压。初级电磁阀SLP控制供给初级滑轮66的初级压力Pin。次级电磁阀SLS控制供给次级滑轮70的次级压力Pout。C1电磁阀SL1控制供给第一离合器C1的C1压力Pc1。C2电磁阀SL2控制供给第二离合器C2的C2压力Pc2。同步啮合电磁阀SLG控制为了致动同步啮合机构S1而供给液压致动器62的同步啮合控制压力Ps1。

各电磁阀SLP、SLS、SL1、SL2、SLG是由电子控制单元90输出的液压控制指令信号(驱动电流)驱动的线性电磁阀。基于从初级电磁阀SLP输出的SLP压力Pslp致动初级压力控制阀86。因此，初级压力控制阀86使用管路压力PL作为源压来调节初级压力Pin。基于从次级电磁阀SLS输出的SLS压力Psls致动次级压力控制阀88。因此，次级压力控制阀88使用管路压力PL作为源压来调节第二压力Pout。C1电磁阀SL1使用压力PL作为源压来输出SL1压力Psl1。SL1压力Psl1作为C1压力Pc1直接供给第一离合器C1。C2电磁阀SL2使用管路压力PL作为源压力而输出SL2压力Psl2。SL2压力Psl2作为C2压力Pc2直接供给第二离合器C2。同步啮合电磁阀SLG使用管路压力PL作为源压而输出SLG压力Pslg。SLG压力Pslg作为同步啮合控制压力Ps1直接供给液压致动器62。因此，通过使用作为以管路压力PL为源压的第一控制压力的SL1压力Psl1(C1压力Pc1)来控制第一离合器C1接合或脱离。通过使用作为以管路压力PL为源压的第二控制压力的SL2压力Psl2(C2压力Pc2)来控制第二离合器C2接合或脱离。通过使用作为以管路压力PL为源压的第三控制压力的SLG压力Pslg(同步啮合控制压力Psl)来控制犬牙式离合器D1接合或脱离。

第一离合器C1包括活塞PIS1、摩擦构件FP1、复位弹簧SP1等。通过使用C1压力Pc1，活塞PIS1在使第一离合器C1接合的方向上或在使第一离合器C1脱离的方向上移动。活塞PIS1挤压摩擦构件FP1。摩擦构件FP1包括多个分离板以及插入在相邻分离板之间的摩擦板。复位弹簧SP1在使第一离合器C1脱离的方向上推动活塞PIS1。第二离合器C2包括活塞PIS2、摩擦构件FP2、复位弹簧SP2等。通过使用C2压力Pc2，活塞PIS2在使第二离合器C2接合的方向上或在使第二离合器C2脱离的方向上移动。活塞PIS2挤压摩擦构件FP2。摩擦构件FP2包括多个分离板以及插入在相邻分离板之间的摩擦板。复位弹簧SP2在使第二离合器C2脱离的方向上推动活塞PIS2。在如此构造的第一离合器C1中，当控制压力Pc1供给第一离合器C1时，活塞PIS1向摩擦构件FP1移动从而挤压摩擦构件FP1，将第一离合器C1从脱离状态向接合状态控制。在如此构造的第二离合器C2中，当控制压力Pc2供给第二离合器C2时，活塞PIS2向摩擦构件FP2移动从而挤压摩擦构件FP2，将第二离合器C2从脱离状态向接合状态控制。

回到图3，电子控制单元90包括，发动机输出控制器件即发动机输出控制单元92、液压控制器件即液压控制单元94、以及节能行驶控制器件即节能行驶控制单元96。

发动机输出控制单元92，举例讲，基于从试验或设计获得并预先存储(即，预先确定的)的关系(例如，驱动力特性图)中的加速器操作量θacc与车速V，计算所需驱动力Fdem。发动机输出控制单元92设定能够获得所需的驱动力Fdem的目标发动机转矩Tetgt。发动机输出控制单元92向节气门致动器、燃料喷射装置、点火装置等输出发动机输出控制指令信号Se以输出对发动机12的控制从而获得该发动机转矩Tetgt。

在车辆停止期间,液压控制单元94向液压控制回路80输出指令，操作液压致动器62接合犬牙式离合器D1为齿轮行驶模式作准备。在那之后，当换档杆换档至前进行驶位置D(或后退行驶位置R)时，液压控制单元94向液压控制回路80输出指令，接合第一离合器C1(或第一制动器B1)。

在CVT行驶模式下，液压控制单元94将加速器操作量θacc与车速V应用于，例如预定的关系(例如，CVT换档特性图、带夹紧力特性图)。因此，为了使无级变速器24达到目标速度比γtgt，从而使无级变速器24的带在不发生打滑的同时发动机12的操作点位于预定的最佳线(例如，发动机最佳燃料消耗率线)上，液压控制单元94确定初级压力Pin与次级压力Pout中的每个的液压指令(液压控制指令信号Scvt)。然后，液压控制单元94将这些液压指令输出至液压控制回路80，并实行CVT换档。

液压控制单元94控制行驶方式在齿轮行驶模式与CVT行驶模式之间的改换。具体地，举例讲，液压控制单元94通过将车速V与加速器操作量θacc应用于升档线或降档线，确定是否改换速度比γ，该升档线或降档线带有为了在齿轮行驶模式下的速度比EL与CVT行驶模式下的最低速度比γmax之间改换而预定的滞后。液压控制单元94基于所确定的结果改换行驶方式。

当液压控制单元94确定在齿轮行驶模式下升档并将齿轮行驶模式改换为CVT行驶模式(中车速)时，液压控制单元94执行CtoC换档。因此，在动力传递系统16中的动力传递路径PT从第一动力传递路径PT1改换至第二动力传递路径PT2。当液压控制单元94从CVT行驶模式(中车速)改换行驶方式至CVT行驶模式(高车速)时，液压控制单元94向液压控制回路80输出指令，操作液压致动器62脱离犬牙式离合器D1。当液压控制单元94从CVT行驶模式(高车速)改换行驶方式至CVT行驶模式(中车速)时，液压控制单元94向液压控制回路80输出指令，操作液压致动器62接合犬牙式离合器D1。当液压控制单元94确定在CVT行驶模式(中车速)下降档并改换行驶模式至齿轮行驶模式时，液压控制单元94实行CtoC换档。因此，动力传递系统16中的动力传递路径PT从第二动力传递路径PT2改换至第一动力传递路径PT1。在齿轮行驶模式与CVT行驶模式之间改换行驶方式的改换控制中，经由CVT行驶模式(中车速)实行改换，所以仅通过CtoC换档的转矩交换来改换第一动力传递路径PT1与第二动力传递路径PT2。因此，抑制了改换时的震动。如此，液压控制单元作用为换档控制器件即换档控制单元运行，实行CVT换档或CtoC换档。

节能行驶控制单元96执行节能行驶控制。节能行驶控制是对发动机12的自动停止-再启动控制(怠速停止控制)。在节能行驶控制下，除了由点火钥匙、点火开关等的用户操作造成的发动机12的启动或停止，举例讲，当车辆10临时停止在十字路口等地时，又或是以低车速前进行驶(例如，减速中)时，为了改善燃料消耗、降低排气、降低噪音等目的，发动机12不顾及用户的操作而自动地临时停止并于之后自动地再启动。

当预定的发动机停止条件(怠速停止启动条件)满足时，节能行驶控制单元96通过执行停止供油控制等，临时地停止发动机12。此时，节能行驶控制单元96为了通过驱动电动油泵74旋转而输出液压而驱动电动马达75并向液压控制回路80供给液压。另一方面，当预定的发动机再启动条件满足时，节能行驶控制单元96驱动(转动曲轴而使)发动机12旋转，从而再启动发动机12。在发动机12再启动后(例如，当发动机转动速度Ne已经增加到预定的、允许确定发动机12为进行完全燃烧(自力旋转)的旋转速度或以上时)，节能行驶控制单元96停止驱动电动油泵74。因此，在发动机12停止时，以基于电动油泵74的管路压力PL为源压的控制压力供给第一离合器C1、第二离合器C2等。

预定的发动机停止条件是，例如换档位置是D位置、或是确定加速器操作量θacc为零的加速器关闭状态、或是确定车速为零(或行驶期间能够确定车速低于或等于预定的节能行驶允许车速)期间的车辆停止期间、又或是车轮制动器处于开启状态(制动)等。另一方面，满足预定的发动机再启动条件是，举例讲，在满足预定的发动机停止条件之后，不再满足预定的发动机停止条件。

难免地，在车辆10行驶的同时，当节能行驶控制单元96执行节能行驶控制时，节能行驶控制单元96脱离变矩器20的锁止离合器。因此，当执行节能行驶控制时，即使在行驶期间，发动机12也停止旋转(或被带动以低旋转速度旋转)。当行驶期间执行节能行驶控制时，由于机械泵42的停止(或由于机械泵42的排出流量不足)，可能发生完全由电动油泵74确保的管路压力PL的减小。如果管路压力PL的减小发生在第一离合器的接合控制中，就无法确保控制第一离合器C1接合所需的C1压力Pc1，并且存在的担忧是接合过程停滞或接合过程向脱离状态后退，以及之后第一离合器C1在所需的C1压力Pc1被确保后突然接合。因此，可能发生震动。在对应的离合器C1或离合器C2的活塞冲程(离合器冲程)中活塞PIS1或PIS2的移动速度高的范围中，管路压力PL更可能发生减小。在如下两个位置之间的范围中，活塞PIS1的移动速度更可能增加：一个位置是没有液压作用于活塞PIS1且复位弹簧SP1推动活塞PIS1的位置，另一个位置是活塞PIS1挤压摩擦构件FP1使第一离合器C1能够开始传递转矩时活塞PIS1的位置(即，活塞冲程结束的位置)。在如下两个位置之间的范围中，活塞PIS2的移动速度更可能增加：一个位置是没有液压作用于活塞PIS2且复位弹簧SP2推动活塞PIS2的位置，另一个位置是活塞PIS2挤压摩擦构件FP2使第二离合器C2能够开始传递转矩时活塞PIS2的位置(即，活塞冲程结束的位置)。可以推测，当车辆停止时，这样突然的接合震动不会发生。

在车辆行驶的同时当机械泵42的排出流量小于预定的流量并且电动油泵74正在被驱动时，以及当第一离合器C1被从脱离状态向接合状态控制的同时检测到(确定)管路压力PL的减小时,为了确保控制中所需的C1压力Pc1，电子控制单元90减小C1压力Pc1，使其比未确定出管路压力PL的减小时更小。

在车辆行驶的同时将第一离合器C1从脱离状态向接合状态控制的情况下，从CVT行驶模式(中车速)改换行驶方式至齿轮行驶模式时，可以联想到用CtoC换档来脱离第二离合器C2并接合第一离合器C1。在该CtoC换档中，液压控制单元94执行两种操作：将第一离合器C1从脱离状态改换至接合状态的操作，以及将第二离合器C2从接合状态改换至脱离状态的操作，如此，第一离合器C1传递的传递转矩与第二离合器传递的传递转矩的总和不变。当液压控制单元94实行该CtoC换档时，液压控制单元94控制第一离合器C1与第二离合器C2，如此，因第一离合器C1接合而增加的传递转矩又因第二离合器C2的脱离而降低了，从而使第一离合器C1传递的传递转矩与第二离合器传递的传递转矩的总和保持不变，

当第二离合器C2的转矩容量在脱离第二离合器C2的过程中基本为零时，第二离合器C2基本脱离，所以即使C2压力Pc2从该状态迅速地增加，第二离合器C2也不会突然脱离。通过C2压力Pc2减小的量，可以确保C1压力Pc1。在将第二离合器C2从接合状态向脱离状态控制的同时，如果确定管路压力PL的压力减小，且SL2压力Psl2(C2压力Pc2)低于或等于第二离合器C2的活塞冲程结束压力，液压控制单元94停止供给SL2压力Psl2(C2压力Pc2)而不是减小C1压力Pc1。活塞冲程结束压力是第一离合器C1的控制压力Pc1，通过该压力，活塞PIS1可以保持在第一离合器C1能够以第一离合器C1出现转矩容量的前一刻的状态开始传递转矩的位置(即，活塞冲程结束的位置)。活塞冲程结束压力也指第一离合器C1的接合准备压力。活塞冲程结束压力是第二离合器C2的控制压力Pc2，通过该压力活塞PIS2可以保持在第二离合器C2能够以第二离合器C2出现转矩容量的前一刻的状态开始传递转矩的位置(即，活塞冲程结束的位置)。活塞冲程结束压力也指第二离合器C2的接合准备压力。

更具体的，电子控制单元90进一步包括车辆状态确定器件，即，车辆状态确定单元98。在车辆行驶的同时，车辆状态确定单元98确定机械泵42的排出流量是否小于预定的流量且电动油泵74是否正在被驱动。当车辆状态确定单元98确定机械泵42的排出流量小于预定的流量且电动油泵74正在被驱动时，车辆状态确定单元98确定是否发生管路压力PL的减小。当液压控制单元94将第一离合器C1从脱离状态向接合状态控制时，车辆状态确定单元98确定是否发生管路压力PL的减小。为此，车辆状态确定单元98确定液压控制单元94是否实行了降档(即，脱离第二离合器C2并接合第一离合器C1的CtoC换档是否在过渡中)。假设前述的车辆行驶在CVT行驶模式(中车速)中。机械泵42的排出流量小于预定的流量，相当于机械泵42的旋转速度低于预定的值。车辆状态确定单元98基于机械泵42的旋转速度(即，发动机旋转速度Ne)是否低于预定的值，确定机械泵42的排出流量是否小于预定的流量。预定的流量是，例如，用于确定机械泵42的排出流量小到无法成为管路压力PL的源的预定的排出流量的上限值。预定的值是，例如，用于确定机械泵42的排出流量小于预定的流量的预定的发动机旋转速度Ne的上限值。

车辆状态确定单元98确定车速V是否低于预定的车速。预定的车速是，例如维持旋转速度传感器106的检测精确度的预定的旋转速度的下限值。

当车辆状态确定单元98确定车速V高于或等于预定的车速，车辆状态确定单元98基于预定的旋转速度的变化量确定是否发生管路压力PL的减小。具体地，在脱离第二离合器C2并接合第一离合器C1的CtoC换档中，当发生管路压力PL的减小时，C2压力Pc2或C1压力Pc1可能较未发生管路压力PL的减小时减小。然后，输入轴旋转速度Pin可能下降。输入轴旋转速度Pin是预定的旋转速度，在减速中跟随车速V。因此，车辆状态确定单元98基于实际输入轴旋转速度Nin的变化量(下落量)相对于根据输出轴旋转速度Nout计算的输入轴旋转速度Nin的估算值是否超过预定的旋转变化量，来确定是否发生管路压力PL的减小。预定的旋转变化量是用于确定是否确实发生管路压力PL的减小的预定的阈值。

当车辆状态确定单元98确定车速V低于预定的车速时，车辆状态确定单元98基于管路压力值VALpl是否低于或等于预定的压力，来确定是否发生管路压力PL的减小。预定的压力是比最大管路压力PL在管路压力PL中低了预定量的减小量以上的液压，也是用于确定是否确实发生管路压力PL的减小的预定的阈值，其中最大管路压力PL是以电动油泵74的最大定额可排出的液压产生的。

或者，当车辆状态确定单元98确定车速V低于预定的车速时，车辆状态确定单元98基于同步啮合位置POSsync是否变化了预定的移动量或以上，来确定是否确实发生管路压力PL的减小。当发生管路压力PL的减小时，SLG压力Pslg(同步啮合控制压力Ps1)减小，所以尽管对同步啮合电磁阀SLG的液压控制指令信号Sswt没有变化，同步啮合位置POSsync也可能变化。因此，基于同步啮合位置POSsync的变化检测管路压力PL的减小。预定的移动量是用于确定是否确实发生管路压力PL的减小的预定的阈值。

或者，当车辆状态确定单元98确定车速V低于预定的车速时，车辆状态确定单元98基于管路压力阀VALpl是否低于或等于预定的压力、且同步啮合位置POSsync是否变化了预定的移动量或以上，来确定是否发生管路压力PL的减小。

在将第一离合器C1从脱离状态向接合状态控制的同时(即，在脱离第二离合器C2并接合第一离合器C1的CtoC换档中)，当车辆状态确定单元98确定发生管路压力PL的减小时，液压控制单元94减小C1压力Pc1使其低于车辆状态确定单元98确定没有发生管路压力PL的减小时。当C1压力Pc1在第一离合器C1的接合期间减小，活塞PIS1的移动速度减小，第一离合器C1的接合速度减小。具体地，液压控制单元94在从复位弹簧SP1推动活塞PIS1且活塞PIS1的移动速度原本高的位置至活塞冲程结束位置这两个位置间的范围内减小C1压力Pc1。因此，液压控制单元94限制C1压力Pc1的供给，使C1压力Pc1直到活塞冲程结束压力的上升梯度平缓。举例讲，对接合第一离合器C1过程中的液压控制指令信号Sswt，液压控制单元94通过缩短快注时间、或减小快注中的指令液压、或延长快注后应用固定待机压(与活塞冲程结束压相当)的时间，来限制C1压力Pc1的供给。

在CtoC换档中脱离第二离合器C2过程中,液压控制单元94改变液压控制信号Sswt，从而根据CtoC换档中直到活塞冲程结束位置为止的用于减小第一离合器C1的C1压力Pc1的液压控制指令信号Sswt而使第一离合器C1传递的传递转矩与第二离合器C2传递的传递转矩的总和不变。

车辆状态确定单元98确定发生管路压力PL的减小的情况下，当脱离第二离合器C2过程中的C2压力Pc2低于或等于活塞冲程结束压力(例如，当发出使C2压力Pc2变得低于或等于活塞冲程结束压力的液压控制信号Sswt时)，液压控制单元94通过完全关闭C2电磁阀SL2的供给口Pi(即，完全开启排出口Po)而设定C2压力Pc2的供给为零而不是减小C1压力Pc1。

图5图示了电子控制单元90的控制操作的相关部分的流程，即，在车辆行驶期间,在作为C1压力Pc1的源的液压全部由电动油泵74产生的同时，当第一离合器C1接合时防止或降低震动的控制操作。在CVT行驶模式(中车速)下重复地执行该流程。图6是执行图5所示流程的控制操作的情况下的时序图。

图5中，首先，在与车辆状态确定单元98的功能对应的步骤(下文中省略“步骤”)S10中，确定机械泵42排出流量是否小于预定的流量、电动油泵74是否正被驱动以及脱离第二离合器C2并接合第一离合器C1的CtoC换档是否在进行中。当S10的确定是否定的时，例程结束。当S10的确定是肯定的时，在与车辆状态确定单元98的功能对应的S20中，确定车速V是否低于预定的车速。当S20的确定是否定的时，在与车辆状态确定单元98的功能对应的S30中，基于预定的旋转速度的变化量，确定是否发生管路压力PL的减小。当S30的确定是否定的时，在与液压控制单元94的功能对应的S40中，使用普通离合控制(即，使用预定的液压控制指令信号Sswt)执行CtoC换档。另一方面，当S20的确定是肯定的时，在与车辆状态确定单元98的功能对应的S50中，基于管路压力VALpl是否低于或等于预定的压力，确定是否发生管路压力PL的减小。在S50中，用作另一种确定方法，可以基于同步啮合位置POSsync是否变化了预定的移动量以上，来确定是否发生管路压力PL的减小。或者，可以基于管路压力值VALpl是否低于或等于预定的压力且同步啮合位置POSsync是否变化了预定的移动量以上，来确定是否发生管路压力PL的减小。当S50的确定是否定的时，在与液压控制单元94的功能对应的S60中，使用普通离合控制实行CtoC换档。当S30的确定是肯定的或S50的确定是肯定的时，在与液压控制单元94的功能对应的S70中，确定脱离第二离合器C2的过程中C2压力Pc2是否低于或等于活塞冲程结束压力。当S70的确定是否定的时，在与液压控制单元94的功能对应的S80中，通过限制C1压力Pc1的供给来减小第一离合器C1的活塞PIS1的移动速度，以使C1压力Pc1直到活塞冲程结束压力的上升梯度比使用普通离合器控制实行CtoC换档的例子更为平缓。当S70的确定是肯定的时，在与液压控制单元94的功能对应的S90中，C2电磁阀SL2的供给口Pi完全关闭。

在图6中，时间t1表示发动机12在节能行驶控制下自动地停止且发动机旋转速度Ne减小。因此，在时间t1之前，机械泵42确保管路压力Pl；但是，从时间t1至发动机12自动地启动的时间t7之间，电动油泵74确保全部的管路压力PL。时间t2表示脱离第二离合器C2并接合第一离合器C1的CtoC换档开始。当在CtoC换档期间检测到管路压力PL减小时(参见时间t3)，相比使用普通离合器控制实行CtoC换档的情况(见虚线)，通过减小C1压力Pc1上升至活塞冲程结束压力的梯度来限制供给第一离合器的液压。因此，简单地确保了C1压力Pc1的供给。在用虚线表示的比较例中，C1压力Pc1上升至活塞冲程结束压力的时间点是时间t4；但是，在实线表示的本实施例中，该时间点是迟于时间t4的时间t5。如此，在本实施例中，与比较例相比，直到C1压力Pc1达到活塞冲程结束压力之前第一离合器C1的活塞PIS1的移动速度变化,从而比起比较例更小。根据该变化，在本实施例中，延迟了对第二离合器C2的脱离。本实施例中，在脱离第二离合器C2的过程中，当检测到管路压力PL减小时,如果C2压力Pc2低于或等于活塞冲程结束压力(见时间t6)，通过完全关闭C2电磁阀SL2的供给口Pi将C2压力Pc2的供给设为零。因此，简单地确保了C1压力Pc1的供给。

如上文所述，根据本实施例，当确定作为供给第一离合器C1的C1压力Pc1的源压的管路压力PL减小时，通过减小C1压力Pc1来降低(限制)供应给第一离合器C1的液压，并且将第一离合器C1从脱离状态向接合状态控制时所需的C1压力Pc1减小。因此，即使电动油泵74的排出流量没有增加，也可以确保所需的C1压力Pc1。因此，可以避免或降低在未确保第一离合器C1的接合中所需的C1压力Pc1的状态下确保了C1压力Pc1时所造成的突然接合。因此，在车辆行驶期间,当作为第一离合器C1的C1压力Pc1的源压力的液压全部由电动油泵74产生时，可以防止或降低第一离合器C1接合时的震动。对第一离合器C1的活塞PIS1的移动速度的限制在转矩传递开始之前的活塞冲程结束附近增大，可以防止或降低第一离合器C1的摩擦构件FP1的发热等。另外，本实施例在车速V低且无法维持旋转速度传感器106的检测精度的范围内特别有用。

根据本实施例，在脱离第二离合器C2并接合第一离合器C1的CtoC换档中,响应于因接合第一离合器C1造成的传递转矩的增加而控制因脱离第二离合器C2造成的传递转矩降低。因此，在CtoC换档中，第一离合器C1传递的传递转矩与第二离合器C2传递的传递转矩的总和可以保持不变。

根据本实施例，当CtoC换档中检测到管路压力PL的减小时，在脱离第二离合器C2过程中的C2压力Pc2低于或等于活塞冲程结束压力的情况下，将第二离合器C2的液压供给设为零。因此，可以确保接合第一离合器C1所需的C1压力Pc1，同时防止第二离合器C2的突然脱离。

参照所附附图对本发明的实施例详细进行了描述；然而，本发明还可以应用于其他实施例。

举例讲，在上述实施例中，是通过例举用于脱离第二离合器C2并接合第一离合器C1的CtoC换档的方式描述本发明的；然而，本发明不局限于该CtoC换档。举例讲，本发明还可应用于第一离合器C1的接合或犬牙式离合器D1的接合。当第二离合器C2没有脱离，且第一离合器C1或犬牙式离合器D1中仅有一个接合时，图5的流程中没有设置S70与S90。在这样的情况下，图5的流程中，S10确定CtoC换档是否处于过渡中被替换为确定离合器的接合是否处于过渡中。在图5的流程中，S10可以确定在车辆行驶的同时在节能行驶控制期间CtoC换档是否处于过渡中。即使当图5的流程中没有设置S20、S30、S40时，也可以实施本发明。在这样的方式中，根据需要对图5的流程中的每个步骤进行修改是没有难度的。当本发明也用于犬牙式离合器D1的接合时，犬牙式离合器D1作用为第一接合装置。

在上述实施例中，当在脱离第二离合器C2并接合第一离合器C1的CtoC换档期间确定管路压力PL减小时，C1压力Pc1减小，且，在确定管路压力PL减小时，当在脱离第二离合器C2的过程中C2压力Pc2小于或等于活塞冲程结束压力，则停止C2压力Pc2的供给而不是减小C1压力Pc1。该种方式没有局限，可以同时实行减小C1压力Pc1和停止C2压力Pc2的供给。即，在确定管路压力PL减小时，当在脱离第二离合器C2的过程中C2压力Pc2小于或等于活塞冲程结束压力，则可以减小C1压力Pc1，并且可以停止C2压力Pc2的供给。在这样的实施例中，图5的流程中，当S30的确定是肯定的或S50的确定是肯定的时，执行S80。

在上述实施例中，基于管路压力值VALpl确定管路压力PL的减小；然而，本发明并不局限于该方式。举例讲，可以基于检测到的传感器的值确定管路压力PL的减小，例如初级压力Pin、次级压力Pout、以及前进液压(D档位段压力)这些受到管路压力PL的减小影响的值。作为对C2压力Pc2是否小于或等于活塞冲程结束压力的确定，说明了对C2压力Pc2的液压控制指令信号Sswt是否低于或等于活塞冲程结束压力的确定；然而，本发明不局限于该方式。举例讲，可以确定检测到的C2压力Pc2的传感器的值是否小于或等于活塞冲程结束压力。

在上述实施例中，齿轮传动机构28是这样的齿轮传动机构，其建立的一个档速位置具有低于无级变速器24的最大速度比γmax的速度比；然而，齿轮传动机构28不限于该结构。举例讲，齿轮传动机构28可以是具有建立不同速度比的多个档速位置的齿轮传动机构。即，齿轮传动机构28可以是能换档至两种以上位置的有级变速器。举例讲，齿轮传动机构28可以是这样的齿轮机构，其建立比无级变速器24的最小速度比γmin高的速度比和比最大速度比γmax低的速度比。

在上述实施例中，使用预定的换档特性图改换动力传递系统16的行驶方式；然而，本发明并不局限于该配置。举例讲，通过基于车速V与加速器操作量θacc计算驾驶员的驱动要求量(例如，所需转矩)可以改换动力传递系统16的行驶方式，然后设定满足该所需转矩的速度比。

在上述实施例中，对用作驱动力源的发动机12进行了说明；然而，本发明并不局限于该模式。举例讲，可以采用其他的原动机，例如电动机，与发动机12组合使用，作为驱动力源。发动机12的动力通过变矩器20传递至输入轴22；然而，本发明并不局限于该模式。举例讲，代替变矩器20，可以使用其他的流体传动装置，例如不具有转矩放大功能的液力联轴器。或者，也可以不必设置流体传动装置。犬牙式离合器D1包括同步啮合机构S1；然而，也可以不需设置同步啮合机构S1。

在上述实施例中，动力传递系统16包括设置在输入轴22与输出轴30之间的动力传递路径上的相互平行的齿轮传动机构28与无级变速器24；然而，本发明并不局限于该模式。简而言之，只要动力传递系统包括机械泵42、电动油泵74、以及使用以基于机械泵42或电动油泵74排出的液压的管路压力PL作为源压的控制压力来控制接合或脱离的接合装置，就可以适用本发明。

Claims (3)

1.一种用于动力传递系统的控制装置，所述动力传递系统安装于车辆上，所述动力传递系统包括机械油泵、电动油泵以及第一接合装置，所述机械油泵与所述电动油泵各配置为排出机油以产生所述动力传递系统的操作液压，所述第一接合装置配置为使用以所述操作液压为源压的第一控制压力而被控制接合或脱离，所述控制装置的特征在于包括：

电子控制单元，其配置为：

(i)在所述车辆行驶的同时，当所述机械油泵的排出流量小于预定的流量且所述电动油泵正在被驱动时，所述电子控制单元确定是否发生了所述操作液压的减小；并且

(ii)当所述第一接合装置被从脱离状态向接合状态控制时，所述电子控制单元控制所述第一控制压力以使得在发生所述操作液压的减小的情况下的所述第一控制压力低于在未发生所述操作液压的减小的情况下的所述第一控制压力。

2.根据权利要求1所述的控制装置，其特征在于

所述动力传递系统包括第二接合装置与多个动力传递路径，所述第二接合装置配置为使用以所述操作液压为源压的第二控制压力而被控制接合或脱离，所述多个动力传递路径互相平行地布置在输入旋转构件与输出旋转构件之间，所述车辆的驱动力源的动力传递至所述输入旋转构件，所述输出旋转构件将所述动力输出至所述车辆的驱动轮，所述多个动力传递路径包括第一动力传递路径与第二动力传递路径，当所述第一接合装置接合时建立所述第一动力传递路径，当所述第二接合装置接合时建立所述第二动力传递路径，并且

所述电子控制单元配置为，当同时执行对所述第一接合装置的从所述脱离状态向所述接合状态的控制和对所述第二接合装置的从接合状态向脱离状态的控制时，所述电子控制单元控制所述第一接合装置与所述第二接合装置以使因所述第一接合装置的接合而增加的传递转矩与因所述第二接合装置的脱离而降低的传递转矩的总和不变。

3.根据权利要求2所述的控制装置，其特征在于

所述第二接合装置包括活塞与摩擦构件，所述活塞通过使用所述第二控制压力而在使所述第二接合装置接合的方向上或在使所述第二接合装置脱离的方向上移动，所述活塞挤压所述摩擦构件，并且

所述电子控制单元配置为，在所述第二接合装置被从所述接合状态向所述脱离状态控制时，当发生所述操作液压的减小且所述第二控制压力低于或等于活塞冲程结束压力，所述电子控制单元停止所述第二控制压力的供给而不是减小所述第一控制压力，所述活塞冲程结束压力是所述第二接合装置将所述活塞保持在转矩传递所开始的位置所需的所述第二控制压力的压力值。