CN109532456A - 车辆用动力传递装置的控制装置 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种车辆用动力传递装置的控制装置，其能够以较大的驱动转矩而进行后退行驶。在被判断为后退时的加速器操作量为判断值以上的情况下，通过模式设定部而设定了第一后退模式。在该第一后退模式中，当发动机(ENG)的输出转矩向第一行星齿轮架(C1)被输入时，发动机(ENG)的输出转矩被设为反转而从第一太阳齿轮(S1)输出。由于该第一太阳齿轮(S1)与第二差动机构(40)的第二内啮合齿轮(R2)连结，因此当与第二太阳齿轮(S2)连结的第一旋转机(MG1)被控制为输出反转的输出转矩时，将从与第二差动机构(40)的第二行星齿轮架(C2)连结的输出轴(24)输出包含发动机(ENG)的输出转矩在内的较大的后退驱动转矩。

Description

车辆用动力传递装置的控制装置
技术领域
本发明涉及一种具备第一差动机构、第二差动机构、以及第二旋转机的车辆的控制装置，其中，所述第一差动机构以能够传递动力的方式而与发动机连结，所述第二差动机构通过对第一旋转机的运转状态进行控制从而使差动状态被控制，所述第二旋转机以能够传递动力的方式而与输出旋转部件连结，该输出旋转部件与驱动轮连结。
背景技术
例如，如专利文献1所示出的那样，已知有一种车辆用动力传递装置，该车辆用动力传递装置具备：动力传递机构，其对发动机的旋转进行传递；差动机构，其对所述动力传递机构和驱动轮进行连接；以及切换装置，其使所述动力传递机构变速，所述差动机构包含：第一旋转要素，其与所述动力传递机构的输出要素连结；第二旋转要素，其与所述第一旋转要素连接；以及第三旋转要素，其与第二电动机及驱动轮连结。
在先技术文献
专利文献
专利文献1：国际公开第2013/114594号
发明内容
本发明所要解决的课题
另外，在上述车辆用动力传递装置中，通过对构成所述切换装置的离合器及制动器等卡合装置的卡合状态进行变更，从而形成了多种行驶模式。然而，在后退行驶模式中，发动机的输出转矩在与后退方向的驱动转矩相反的方向上发挥作用，从而产生了后退行驶时的驱动转矩的大小被发动机的输出转矩限制的问题。
本发明是以上述情况为背景而完成的，其目的在于，提供一种能够以较大的驱动转矩而进行后退行驶的车辆用动力传递装置的控制装置。
用于解决课题的方法
第一发明的主旨在于，(a)一种车辆用动力传递装置的控制装置，该车辆用动力传递装置具备：第一差动机构，其包含第一旋转要素、第二旋转要素与第三旋转要素；第二差动机构，其包含第四旋转要素、第五旋转要素与第六旋转要素；以及第一卡合要素(B1)，该第一卡合要素对所述第二旋转要素和非旋转部件进行卡合，所述第一旋转要素与内燃机连结，第三旋转要素与第六旋转要素连结，第五旋转要素与输出轴连结，第四旋转要素与第一旋转机连结，所述输出轴与第二旋转机连结，(b)所述车辆用动力传递装置的控制装置具有：模式设定部，其形成由所述第一卡合要素的卡合而实现的第一后退模式；(c)以及要求驱动力判断部，其对后退时的加速器操作量是否为预先设定的判断值以上进行判断，(d)所述模式设定部在所述要求驱动力判断部中被判断为所述后退时的加速器操作量为所述判断值以上的情况下，设定所述第一后退模式。
发明效果
根据第一发明的车辆用动力传递装置的控制装置，在被判断为所述后退时的加速器操作量为所述判断值以上的情况下，通过所述模式设定部而对所述第一后退模式进行设定。在该第一后退模式中，当通过第一卡合要素的卡合动作而使第一差动机构的第二旋转要素的旋转停止时，若第一差动机构的第一旋转要素成为正转，则第三旋转要素成为反转。由此，当内燃机的输出转矩向第一旋转要素被输入时，发动机的输出转矩反转而从第三旋转要素被输出。由于该第三旋转要素与第二差动机构的第六旋转要素连结，因此当与第四旋转要素连结的第一旋转机以输出负旋转的输出转矩的方式而被控制时，从与第二差动机构的第五旋转要素连结的输出轴输出包含内燃机的输出转矩在内的较大的驱动转矩。即，能够以较大的驱动转矩而进行后退行驶。例如，通过后退进行的上坡行驶变得容易。
优选为，所述加速器操作量为加速器开度、加速器开度变化率、以及加速器开度变化量中的至少一个。
优选为，所述动力传递装置具备第二卡合要素，该第二卡合要素对所述第一差动机构的第一旋转要素、第二旋转要素、及第三旋转要素中的至少两个进行卡合，所述控制装置具备移库操作判断部，该移库操作判断部对移库操作进行判断，该移库操作实施加速器操作量为零且在预定车速以下使用所述内燃机的内燃机行驶中的前进后退切换，所述模式设定部能够对由所述第二卡合要素的卡合而实现的所述第二后退模式进行设定，并在通过所述移库操作判断部被判断出所述移库操作的情况下，设定所述第二后退模式。根据该方式，在移库操作时，由于在前进后退时能够设定第二卡合要素卡合的行驶模式，因此提高了移库操作时的模式转换性。
优选为，所述模式切换部在从由所述发动机行驶而实现的前进行驶被切换为后退行驶时，设定所述第二后退模式。根据该方式，转换变得容易，从而抑制了切换时的冲击的发生。
优选为，具备要求驱动力判断部，该要求驱动力判断部对所述加速器操作量或基于加速器操作量而获得的要求驱动力是否超过预先设定的驱动力判断值进行判断，所述模式设定部在通过所述要求驱动力判断部而判断为所述加速器操作量或基于加速器操作量而获得的要求驱动力超过预先设定的驱动力判断值的情况下，设定所述第一后退模式。根据该方式，在预测为切换时的冲击的发生可能性大的区域中，选择第一后退模式。
优选为，在由所述模式设定部实现的从所述第二后退模式向所述第一后退模式的切换时，在第一卡合要素的卡合同步结束之后，使所述内燃机的输出转矩增加。由此，抑制了从所述第二后退模式向所述第一后退模式的切换时的冲击的发生。
优选为，在从内燃机驱动下的通过所述第一后退模式而实现的后退向内燃机驱动的前进切换时，经由所述第二后退模式而向前进切换。根据该方式，模式转换变得容易，从而抑制了从后退向前进切换时的冲击的发生。
优选为，所述第一后退模式被选择，并通过所述模式设定部而形成了所述第一后退模式。根据该方式，当增加后退行驶的要求驱动力而选择所述第一后退模式时，由于第二旋转机以保持反转的方式从电动机驱动向内燃机驱动切换，因此可顺畅地实施驱动力的关联。
附图说明
图1是对应用了本发明的车辆的行驶所涉及的各部分的概要结构进行说明的图，也是对用于控制其各部分的控制系统的主要部分进行说明的图。
图2是表示对卡合要素的动作状态进行控制的液压控制电路的一个例子的图。
图3是示出了表示各行驶模式中的各卡合要素的各工作状态的工作卡合表的图。
图4是单独驱动EV模式(前进)时的列线图。
图5是单独驱动EV模式(后退)时的列线图。
图6是双驱动EV模式(前进)时的列线图。
图7是双驱动EV模式(后退)时的列线图。
图8是在U/D输入分流的待机模式时的列线图。
图9是在O/D输入分流的待机模式时的列线图。
图10是在U/D输入分流的发动机制动并用模式时的列线图。
图11是在O/D输入分流的发动机制动并用模式时的列线图。
图12是HV行驶模式的U/DHV模式时的前进行驶时的列线图。
图13是HV行驶模式的O/DHV模式时的前进行驶时的列线图。
图14是HV行驶模式的U/DHV模式时的后退行驶时的列线图，且是发动机反转输入的情况。
图15是HV行驶模式的U/DHV模式时的后退行驶时的列线图，且是发动机正转输入的情况。
图16是HV行驶模式的O/DHV模式时的后退行驶时的列线图，且是发动机正转输入的情况。
图17是HV行驶模式的固定级模式时的列线图，且是直接连结的情况。
图18是HV行驶模式的固定级模式时的列线图，且是输出轴固定的情况。
图19是表示发动机行驶与电动机行驶的切换控制所使用的行驶模式切换映射图的一个例子的图，且是以保持蓄电池容量的状态而进行行驶的情况。
图20是表示发动机行驶与电动机行驶的切换控制所使用的行驶模式切换映射图的一个例子的图，其是在消耗蓄电池容量的同时进行行驶的情况。
图21是对如下的控制动作进行说明的流程图，所述控制工作为，当在电子控制装置的控制动作的主要部分即后退行驶过程中加速器操作量高于判断值的后退加速操作时，通过发动机反转输入而向进行后退行驶的第一后退模式切换，从而产生较大的后退驱动力的控制动作。
图22是对图21的电子控制装置的控制动作的主要部分进行说明的时序图。
图23是对本发明的其他实施例的控制动作的主要部分进行说明的流程图。
图24是对本发明的其他实施例的控制动作的主要部分进行说明的流程图。
图25是表示构成本发明的其他实施例的动力传递装置的齿轮系A3FF的框架图。
图26是表示构成本发明的其他实施例的动力传递装置的齿轮系A1FR的框架图。
图27是表示图26的齿轮系A1FR中的第一后退模式的列线图。
图28是表示构成本发明的其他实施例的动力传递装置的齿轮系A1FF的框架图。
图29是表示构成本发明的其他实施例的动力传递装置的齿轮系A2FR的框架图。
图30是表示图29的齿轮系A2FR中的第一后退模式的列线图。
图31是表示构成本发明的其他实施例的动力传递装置的齿轮系A2FF的框架图。
图32是表示构成本发明的其他实施例的动力传递装置的齿轮系B1FR的框架图。
图33是表示图32的齿轮系B1FR中的第一后退模式的列线图。
图34是表示表示具备图32的齿轮系B1FR的车辆用动力传递装置的各行驶模式中的各卡组要素的各动作状态的动作卡合表的图表。
图35是示出了表示本发明的其他实施例的动力传递装置的齿轮系B1FF的框架图。
图36是表示构成本发明的其他实施例的动力传递装置的齿轮系B2FF的框架图。
图37是表示构成本发明的其他实施例的动力传递装置的齿轮系B3FF的框架图。
具体实施方式
以下，参照附图，对本发明的实施例进行详细说明。
实施例一
图1是对应用了本发明的车辆10的各部分的概要结构进行说明的图，而且是对用于控制其各部分的控制系统的主要部分进行说明的图。在图1中，车辆10是混合动力车辆，且具备成为行驶用的动力源的、发动机(内燃机)12、第一旋转机MG1，及第二旋转机MG2、动力传递装置14、驱动轮16。图1的动力传递装置14示出了由齿轮系A3FR构成的例子。
发动机12例如是汽油发动机、柴油发动机等使规定的燃料燃烧而输出动力的公知的内燃机。该发动机12通过由后述的电子控制装置90对节气门开度θ或吸入空气量、燃料供给量、点火正时等运转状态进行控制，从而对发动机转矩Te进行控制。
第一旋转机MG1及第二旋转电机MG2是具有作为产生驱动转矩的电动机(电机)的功能及作为发电机(电机)的功能的所谓的电动发电机。第一旋转机MG1及第二旋转电机MG2经由具有逆变器部、平滑电容器等的车辆10所具备的电力控制单元50而与作为授受各电力的蓄电装置的车辆10所具备的蓄电池单元52连接，并通过由后述的电子控制装置90对电力控制单元50进行控制，从而对作为第一旋转机MG1及第二旋转电机MG2的各输出转矩(动力运行转矩或再生转矩)的MG1扭矩Tg和MG2扭矩Tm进行控制。
动力传递装置14具备齿轮系A3FR，齿轮系A3FR被设置于发动机12与驱动轮16之间的动力传递路径上。动力传递装置14的齿轮系A3FR在作为被安装于车身上的非旋转部件的壳体18内具备：第一旋转机MG1、第二旋转机MG2、第一动力传递部20、第二动力传递部22等。另外，动力传递装置14具备：与作为第一动力传递部20的输出旋转部件的输出轴24连结的汽车连结轴26、与汽车连结轴26连结的驱动小齿轮28、经由差速器内啮合齿轮30而与驱动小齿轮28相啮合的差速器齿轮32、与差速器齿轮32连结的驱动轴34等。
第一动力传递部20与输入轴36同轴心地被配置，输入轴36为与发动机12的曲轴连接的、作为第一动力传递部20的输入旋转部件，第一动力传递部20具备第一差动机构38、第二差动机构40、第一旋转机MG1、离合器(第二卡合要素)CL1、制动器(第一卡合要素)BR1、及离合器CLc等。
第一差动机构38是公知的双小齿轮型的行星齿轮机构，并作为产生差动作用的差动机构而发挥作用，所述第一差动机构38具有：第一太阳齿轮S1、相互啮合的多对第一小齿轮P1a、P1b、对第一小齿轮P1a、P1b以能够自转及公转的方式进行支承的第一行星齿轮架C1、经由第一小齿轮P1a、P1b而与第一太阳齿轮S1相啮合的第一内啮合齿轮R1。第一差动机构38例如考虑到将齿轮比ρ1(关于齿轮比ρ将在后文中叙述)设得恰当而采用双小齿轮型的行星齿轮机构。另外，第二差动机构40是公知的单小齿轮型的行星齿轮机构，并作为产生差动作用的差动机构而发挥作用，所述第二差动机构40具有第二太阳齿轮S2、第二小齿轮P2、对第二小齿轮P2以能够能自转及公转的方式进行支承的第二行星齿轮架C2、经由第二小齿轮P2而与第二太阳齿轮S2相啮合的第二内啮合齿轮R2。
在第一差动机构38中，第一行星齿轮架C1一体地与输入轴36连结，是经由该输入轴36与发动机12以能够传递动力连结的第一旋转要素RE1，并作为第一差动机构38的输入旋转部件而发挥作用。第一内啮合齿轮R1是经由制动器BR1与壳体18选择性地连结的第二旋转要素RE2。第一太阳齿轮S1是与第二差动机构40的输入旋转部件(即第二差动机构40的第二内啮合齿轮R2)连结的第三旋转要素RE3，并作为第一差动机构38的输出旋转部件而发挥作用。
在第二差动机构40中，第二太阳齿轮S2与第一旋转机MG1的转子轴42一体地连结，并作为与第一旋转机MG1以能够传递动力的方式而连结的反作用力要素的第四旋转要素RE4。第二行星齿轮架C2是与输出轴24连结(即以与输出轴24一体旋转的方式而被设置)、且与驱动轮16连结的作为输出要素的第五旋转要素RE5，并作为第二差动机构40的输出旋转部件而发挥作用。第二内啮合齿轮R2是作为与第一差动机构38的输出旋转部件(即第一差动机构38的第一太阳齿轮S1)连结的输入要素的第六旋转要素RE6，并作为第二差动机构40的输入旋转部件而发挥作用。
第1行星齿轮架C1与第一内啮合齿轮R1经由离合器CL1选择性地连结。另外，第一内啮合齿轮R1与第二行星齿轮架C2经由离合器CLc而选择性地连接。因此，离合器CL1是选择性地将第一旋转要素RE1与第二旋转要素RE2连结的第二卡合要素。另外，离合器CLc是选择性地将第二旋转要素RE2与第五旋转要素RE5连结的第三卡合要素。另外，制动器BR1是选择性地将第二旋转要素RE2连结到壳体18上的第一卡合要素。离合器CL1、制动器BR1、及离合器CLc优选为都是湿式的摩擦卡合装置，且是通过液压致动器而被卡合控制的多板型的液压式摩擦卡合装置。
图2是表示对各卡合要素(离合器CL1、制动器BR1、离合器CLc)的工作状态(卡合、释放等状态)进行控制的、车辆10所具备的液压控制电路60的主要部分的一个例子的图。在图2中，液压控制电路60具备主调节阀62及线性电磁阀SL1、SL2、SL3等。主调节阀62以车辆10所具备的机械式的机油泵64(也称为MOP64)所产生的液压作为原压，或者以车辆10所具备的电动式的机油泵66(也称为EOP66)所产生的液压作为原压，而对线液压PL进行调压。MOP64与例如伴随着发动机12的旋转而进行旋转的、动力传递装置14的任意的旋转部件(也与旋转要素同义)连结，并通过发动机12而被旋转驱动从而供给液压。EOP66在例如发动机12的旋转停止时(例如发动机12的运转已停止的电动机行驶时)，通过由后述的电子控制装置90所控制的未图示的专用的电动机而被旋转驱动从而供给液压。线性电磁阀SL1以线液压PL作为原压，而对向离合器CL1供给的卡合液压(也称为CL1液压Pcl1)进行调压。线性电磁阀SL2以线液压PL作为原压，而对向制动器BR1供给的卡合液压(也称为BR1液压Pbr1)进行调压。线性电磁阀SL3以线液压PL作为原压，而对向离合器CLc供给的卡合液压(也称为CLc液压Pclc)进行调压。线性电磁阀SL1、SL2SL3基本上都有相同的结构，且通过电子控制装置90而分别独立地进行激磁、非激磁及电流控制，从而单独地对各液压Pcl1、Pbr1、Pclc进行调压。各卡合要素(离合器CL1、制动器BR1、离合器CLc)根据从液压控制电路60分别被供给的各液压Pcl1、Pbr1、Pclc而对工作状态进行切换。
回到图1，第一差动机构38通过对离合器CL1及制动器BR1的各工作状态进行切换，从而能够形成直接连结状态、发动机12的反转变速状态、空档状态(中立状态)、及内部锁定状态这四个状态。具体来说，第一差动机构38在离合器CL1的卡合状态中被设为，第一差动机构38的各旋转要素进行一体旋转的直接连结状态。另外，第一差动机构38在制动器BR1的卡合状态中被设为，第一内啮合齿轮R1的旋转被设为0[rpm]，且第一太阳齿轮S1(第一差动机构38的输出旋转部件)相对于发动机转速Ne的正旋转而成为负旋转的发动机12的反转变速状态。另外，第一差动机构38在离合器CL1的释放状态且制动器BR1的释放状态中，被设为允许第一差动机构38的差动的空档状态。另外，第一差动机构38在离合器CL1的卡合状态且制动器BR1的卡合状态中，被设为第一差动机构38的各旋转要素成为旋转停止的内部锁定状态。
第二差动机构40在允许差动的状态下能够作为动力分割机构而发挥作用，该动力分割机构将向第二内啮合齿轮R2输入的发动机12的动力分割至(也与分配同义)第一旋转机MG1及第二行星齿轮架C2。因此，在车辆10中，通过利用第一旋转机MG1而取得向第二内啮合齿轮R2输入的发动机转矩Te的反作用力，从而能够利用直接传递转矩和第二旋转机MG2的MG2转矩Tm来进行发动机行驶，直接传递转矩(也称为发动机直接传递转矩)向第二行星齿轮架G2机械地被传递，第二旋转机MG2以由被分割至第一旋转机MG1的动力实现的第一电动机MG1的发电电力而被驱动。由此，第二差动机构40作为公知的电气式差动部(电气式无级变速器)而发挥功能，所述第二差动机构40通过利用后述的电子控制装置90来控制电子控制单元50从而对第一旋转机MG1的运转状态进行控制，由此对齿数比(变速比)进行控制。即，第二差动机构40是通过对第一旋转机MG1的运转状态进行控制而对差动状态进行控制的电气式变速机构。
在第一动力传递部20中，能够构成以与第二差动机构40的动力分割比不同的动力分割比而动作的电气式无级变速器。即，在第一动力传递部20中，除了第一太阳齿轮S1(第三旋转要素RE3)与第二内啮合齿轮R2(第六旋转要素RE6)被连结以外，通过使离合器CLc为卡合状态而使第一内啮合齿轮R1(第二旋转要素RE2)与第二行星齿轮架C2(第五旋转要素RE5)被连结，从而利用第一差动机构38与第二差动机构40而构成一个差动机构，由此能够作为以与第二差动机构40单独的动力分割比不同的动力分割比而使第一差动机构和第二差动机构40的整体动作的电气式无级变速器而发挥作用。
在第一动力传递部20中，形成有上述四个状态的第一差动机构38与第二差动机构40连结，车辆10配合于离合器CLc的动作状态的切换，从而能够实现后述的多种行驶模式。
在以此方式而构成的第一动力传递部20中，发动机12的动力、第一旋转机MG1的动力向输出轴24传递。因此，发动机12及第一旋转机MG1经由第一动力传递部20而以能够传递动力的方式与驱动轮16连结。
第二动力传递部22具备减速机构44，减速机构44与输入轴36(或输出轴24)同轴心地配置，且与第二旋转机MG2及输出轴24连结。减速机构44是公知的单小齿轮型的行星齿轮机构，并且具有：第三太阳齿轮S3、第三小齿轮P3、对第三小齿轮P3以能够自转及公转的方式进行支承的第三行星齿轮架C3、经由第三小齿轮P3而与第三太阳齿轮S3相啮合的第三内啮合齿轮R3。第三太阳齿轮S3是与第二旋转机MG2的转子轴46连结的输入要素。第三内啮合齿轮R3是与壳体18连结的反作用力要素。第三行星齿轮架C3是与输出轴24连结的输出要素。以此方式而构成的减速机构44对MG2转速Nm进行减速并向输出轴24传递。由此，在第二动力传递部22中，第二旋转机MG2的动力不经由第一动力传递部20而向输出轴24传递。因此，第二旋转机MG2不经由第一动力传递部20而以能够传递动力的方式被连结于驱动轮16。也就是说，第二旋转机MG2是不经由第一动力传递部20而以能够传递动力传递的方式被连结于作为动力传递装置14的输出旋转部件的驱动轴34的旋转机，驱动轴34是动力传递装置14的输出旋转要素。此外，动力传递装置14的输出旋转要素是与驱动轮16连结的输出旋转要素，除了驱动轴34之外，也与输出轴24、汽车连结轴26等同义。
以此方式构成的动力传递装置14优选地适用于FR(front engine rear drive：前置发动机后轮驱动)方式的车辆。另外，在动力传递装置14，发动机12的动力、第一旋转机MG1的动力、第二旋转机MG2动力向输出轴24被传递，并且从该输出轴24依次经由差速器齿轮32、驱动轴34等而向驱动轮16传递。
车辆10具备作为控制器的电子控制装置90，电子控制装置90包含与发动机12、动力传递装置14等的控制相关的车辆10的控制装置。电子控制单元90例如被构成为包含所谓的微型计算机，该微型计算机具备CPU、RAM、ROM、输入输出界面等，CP在利用RAM的临时存储功能的同时，通过按照预先被存储于ROM的程序而进行信号处理，从而执行车辆10的各种控制。例如，电子控制装置90执行发动机12、第一旋转机MG1、及第二旋转机MG2的各输出控制、后述的行驶模式的切换控制等，并根据需要而区分构成为发动机控制用、旋转机控制用、液压控制用等。
在电子控制装置90中被供给基于由车辆10所具备的各种传感器等(例如发动机转速传感器70、输出转速传感器72、旋转变压器等的MG1转速传感器74、旋转变压器等的MG2转速传感器76、加速器开度传感器78、换档位置传感器80、蓄电池传感器82等)得到的检测值的各种信号等(例如，发动机转速Ne、与车速V对应的输出轴24的转速即输出转速No、MG1转速Ng、MG2转速Nm、加速器开度θacc、“P”，“R”，“N”，“D”等换档杆的操作位置(换档位置)POSsh、蓄电池单元52的蓄电池温度THbat、蓄电池充放电电流Ibat、蓄电池电压Vbat等)。另外，从电子控制装置90向车辆10所具备的各装置(例如，节气门致动器、燃料喷射装置、点火装置等发动机控制装置54、电力控制单元50、液压控制电路60、EOP66等)分别输出各种指令信号(例如用于对发动机12进行控制的发动机控制指令信号Se、用于分别对第一旋转机MG1及第二旋转机MG2进行控制的旋转机控制指令信号Smg、用于对各卡合要素(离合器CL1、制动器BR1、离合器CLc)的动作状态进行控制的液压控制指令信号Sp、用于对EOP66进行驱动的泵驱动控制指令信号Sop等)。此外，电子控制单元90例如基于蓄电池充放电电流Ibat及蓄电池电压Vbat等而对作为表示蓄电池单元52的充电状态的值的蓄电池单元52的充电容量SOC(也称为蓄电池容量SOC)进行计算。
电子控制装置90为了实现用于车辆10中的各种控制的控制功能，而具备混合控制单元即混合控制部92、动力传递切换单元即动力传递切换部94、要求驱动力判断单元即要求驱动力判断部96、以及移库操作判断单元即移库操作判断部98。
混合控制部92输出发动机控制指令信号Se而执行发动机12的输出控制，以获得发动机转矩Te的目标转矩，发动机控制指令信号Se对电子节气门进行开闭控制，且对燃料喷射量、喷射时期进行控制，并对点火正时进行控制。另外，混合控制部92向电力控制单元50输出对第一旋转机MG1、第二旋转机MG2的动作进行控制的旋转机控制指令信号Smg而执行第一旋转机MG1、第二旋转机MG2的输出控制，以获得MG1转矩Tg、MG2转矩Tm的目标转矩。
混合控制部92基于加速器开度θacc及车速V而对要求驱动扭矩进行计算，并考虑充电要求值(充电要求功率)等而成为以低耗油率且排气量少的运转的方式输出发动机控制指令信号Se，从而执行发动机12的输出控制，以获得发动机转矩Te的目标转矩(要求驱动转矩)。另外，混合控制部92向电力控制单元50输出对第一旋转机MG1、第二旋转机MG2的动作进行控制的旋转机控制指令信号Smg而执行第一旋转机MG1、第二旋转机MG2的输出控制，以获得MG1转矩Tg、MG2转矩Tm的目标转矩。
混合控制部92具有模式设定部95，模式设定部95根据后述的图19及图20所示的关系并基于发动机转速Ne、与车速V对应的输出轴24的转速即输出转速No、MG1转速Ng、MG2转速Nm、加速器开度θacc、“P”，“R”，“N”，“D”等换档杆的操作位置(换档位置)POSsh、蓄电池单元52的蓄电池温度THbat、蓄电池充放电电流Ibat、蓄电池电压Vbat等而选择性地决定电动机行驶(EV行驶)模式、混合行驶(HV行驶)模式(也称为发动机行驶模式)等图3所记载的行驶模式，并对之进行设定。EV行驶模式是如下的控制方式，即，在发动机12的运转停止的状态下，将第一旋转机MG1及第二旋转机MG2中的至少一个旋转机作为行驶用的动力源进行行驶从而能够实现电动机行驶的方式。HV行驶模式是如下的控制方式，即，至少将发动机12作为行驶用的动力源进行行驶(即将发动机12的动力向驱动轮16传递而进行行驶)从而能够实现HV行驶(发动机行驶)的方式。此外，即便是采用如将发动机12的动力通过第一旋转机MG1的发电而转换为电力且专门将该电力向蓄电池单元52进行充电的模式那样、不以车辆10的行驶为前提的模式，由于设为使发动机12运转的状态，因此也被包含于HV行驶模式中。
动力传递切换部94基于通过混合控制部92而成立的行驶模式，而对离合器CL1、制动器BR1、及离合器CLc各自的工作状态进行控制。动力传递切换部94向液压控制电路60输出使离合器CL1、制动器BR1、及离合器CLc分别卡合和/或释放的液压控制指令信号Sp，以便能够实现用于在通过混合控制部92而成立的行驶模式下进行行驶的动力传递。
要求驱动力判断部96对后退时的加速器操作量是否为预先设定的判断值以上进行判断。要求驱动力判断部96也可以基于加速操作量等而对要求驱动力或要求驱动转矩进行计算，并对该要求驱动力或要求驱动转矩是否为预先规定的判断值以上进行判断。上述判断值是用于对需要使后退行驶时发动机的输出转矩有助于后退驱动力的要求驱动力的大小进行判断的值。在通过要求驱动力判断部96而被判断为后退时的加速器操作量为所述判断值以上的情况下，通过后退行驶的要求驱动力的增加而选择第一后退模式，并通过模式设定部95来设定由如后述的图14所示的发动机反转输入而实现的第一后退模式。图15为，虽然发动机12进行动作但是发动机12的输出转矩并不作为后退转矩而直接起作用的第二后退模式。
移库操作判断部98对由行驶(D或R)位置与非行驶位置之间的换档杆的换档操作是否在例如加速器开度为零、车速为低车速、路面为平坦道路的状态下被实施的情况进行判断。
在此，使用图3及图4-图19而对在车辆10中能够执行的行驶模式进行说明。图3是表示各行驶模式中的离合器CL1、制动器BR1、及离合器CLc的各工作状态的图表。图3的图表中的○标记表示卡合要素(离合器CL1、制动器BR1、离合器CLc)的卡合，空白栏表示释放，△标记表示在使运转停止状态的发动机12成为带动旋转状态的发动机制动器(也称为发动机制动)被一并使用时根据状况而对任意一方进行卡合、或者对双方进行卡合的情况。另外，“G”表示使旋转机(MG1，MG2)主要作为发电机而发挥功能的情况，“M”表示使旋转机(MG1，MG2)在驱动时主要作为电动机而发挥功能的情况。如图3所示，车辆10能够选择性地实现EV行驶模式及HV行驶模式作为行驶模式。EV行驶模式具有单独驱动EV模式与双驱动EV模式这两种模式，单独驱动EV模式是能够实现以第二旋转机MG2作为单独的动力源的电动机行驶的控制方式，双驱动EV模式是能够实现以第一旋转机及第二旋转机MG2作为动力源的电动机行驶的控制方式。HV行驶模式具有超速(O/D)输入分流模式(以下称为O/DHV模式)、低速(U/D)输入分流模式(以下称为U/DHV模式)、固定级模式这三种模式。
图4-图18是能够相对地表示第一差动机构38及第二差动机构40各自的各旋转要素RE1-RE6的转速的列线图。在该列线图中，表示各旋转要素的转速的纵线Y1-Y4朝向纸面而从左侧起依次表示如下内容，即，纵线Y1示出了作为与第一旋转机MG1连结的第四旋转要素RE4的第二太阳齿轮S2的转速，纵线Y2示出了作为与发动机12(参照图中的“ENG”)连结的第一旋转要素RE1的第一行星齿轮架C1的转速，纵线Y3示出了作为经由制动器BR1而与壳体18选择性地连结的第二旋转要素RE2的第一内啮合齿轮R1的转速、及作为与输出轴24(参照图中的“OUT”)连结的第五旋转要素RE5的第二行星齿轮架C2的转速，纵线Y4示出了相互连结的作为第三旋转要素RE3的第一太阳齿轮S1及作为第六旋转要素RE6的第二内啮合齿轮R2的转速。在输出轴24上经由减速机构44而连结有第二旋转机MG2。另外，白色四边形标记(□)中的箭头标记表示MG1转矩Tg，白色圆形标记(○)中的箭头标记表示发动机转矩Te，黑色圆形标记(●)中的箭头标记表示MG2转矩Tm。另外，选择性地将第一行星齿轮架C1与第一内啮合齿轮R1连结的离合器CL1由留白来表示的是离合器CL1的释放状态，离合器CL1由影线(斜线)来表示的是离合器CL1的卡合状态。另外，选择性地将第一内啮合齿轮R1与壳体18连结的制动器BR1中的白色菱形标记(◇)示出了制动器BR1的释放状态，黑色菱形标记(◆)示出了制动器BR1的卡合状态。另外，选择性地将第一内啮合齿轮R1与第二行星齿轮架C2连结的离合器CLc中的白色菱形标记(◇)示出了离合器CLc的释放状态，黑色菱形标记(◆)示出了离合器CLc的卡合状态。另外，相对地表示与第一差动机构38的转速相关的直线由虚线来表示，相对地表示与第二差动机构40相关的转速的直线由实线来表示。此外，黑色圆形标记(●)中的箭头标记为被分割至第一旋转机MG1的发动机12的动力所产生的第一旋转机MG1的发电电力和/或通过从蓄电池单元52供给的电力而被驱动的第二旋转机MG2所产生的MG2转矩Tm，且不包含发动机直接传递转矩的分量。另外，由于离合器CLc中的黑色菱形标记(◆)与黑色圆形标记(●)重叠，因此在图中未被显示。另外，纵线Y1、Y2、Y3、Y4的相互的间隔根据差动机构38、40的各齿轮比ρ1、ρ2而被确定。在列线图的纵轴间的关系中，当太阳齿轮与行星齿轮架之间的间隔被设为与“1”相对应的间隔时，行星齿轮架与内啮合齿轮之间的间隔被设为与齿轮比ρ(＝太阳齿轮的齿数/内啮合齿轮的齿数)相对应的间隔。
图4及图5是单独驱动EV模式时的列线图。如图3的“通常”所示，以离合器CL1、制动器BR1、离合器CLc同时释放的状态来实现单独驱动EV模式。在单独驱动EV模式中，离合器CL1及制动器BR1被释放，且允许第一差动机构38的差动，并且第一差动机构38被设为空档状态。混合控制部92停止发动机12的运转，并且使行驶用的MG2转矩Tm从第二旋转机MG2输出。图4是第二旋转机MG2以正旋转(即车辆10的前进时的第二行星齿轮架C2的旋转方向)的方式输出正转矩的前进时的情况。另外，图5是第二旋转机MG2以负旋转(即车辆10的后退时的第二行星齿轮架C2的旋转方向)的方式输出负转矩的后退时的情况。在车辆行驶过程中，以与第二旋转机MG2的旋转(此处也与驱动轮16的旋转同义)联动的方式而使与输出轴24连结的第二行星齿轮架C2旋转。在单独驱动EV模式中，进一步地，由于离合器CLc被释放，因此发动机12及第一旋转机MG1没有分别被带动旋转，从而能够使发动机转速Ne及MG1转速Ng为0。由此，能够降低发动机12及第一旋转机MG1中各自的拖曳损耗而提高功耗(即抑制了电力消耗)。混合控制部92通过反馈控制而将MG1转速Ng维持为0。或者，混合控制部92以第一旋转机MG1的旋转被固定的方式而执行电流流过第一旋转机MG1的控制(d轴锁定控制)，从而将MG1转速Ng维持为0。或者，当即便将MG1转矩Tg设为0也能够通过第一旋转机MG1的齿槽转矩而将MG1转速Ng维持为0时，无需添加MG1转矩Tg。此外，即便实施将MG1转速Ng维持为0的控制，由于第一动力传递部20为不获得MG1转矩Tg的反作用力的中立状态，因此也不会对驱动转矩造成影响。另外，在单独驱动EV模式中，也可以使第一旋转机MG1无负载而空转。
图6及图7是双驱动EV模式时的列线图。如图3的“双驱动”所示，以将离合器CL1及制动器BR1卡合的状态且将离合器CLc处于释放的状态来实现双驱动EV模式。在双驱动EV模式中，离合器CL1及制动器BR1被卡合，并限制了第一差动机构38的差动，从而使第一内啮合齿轮R1的旋转停止。因此，第一差动机构38的任意旋转要素均停止旋转，第一差动机构38成为内部锁定状态。由此，发动机12以零旋转而被设为停止状态，并且，与第一太阳齿轮S1连结的第二内啮合齿轮R2也以零旋转而被固定。当第二内啮合齿轮R2以无法旋转的方式而被固定时，由于利用第二内啮合齿轮R2而获取MG1转矩Tg的反作用力转矩，因此能够从第二行星齿轮架C2机械性地输出基于MG1转矩Tg的转矩而向驱动轮16传递。混合控制部92使发动机12的运转停止，而且从第一旋转机MG1及第二旋转机MG2输出各自行驶用的MG1转矩Tg及MG2转矩Tm。图6是第一旋转机MG1及第二旋转机MG2同时以正旋转的方式输出正转矩的前进时的情况。另外，图7是第一旋转机MG1及第二旋转机MG2同时以负旋转的方式输出负转矩的后退时的情况。
如使用图4至图7的说明所示，单独驱动EV模式时仅由第二旋转机MG2对车辆10进行驱动，双驱动EV模式能够由第一旋转机MG1及第二旋转机MG2对车辆10进行驱动。因此，在电动机行驶的情况下，在低负载时，单独驱动EV模式成立，从而由第二旋转机MG2进行单独行驶，在高负载时，双驱动EV模式成立，从而由第一旋转机MG1第二旋转机MG2进行双驱动。此外，包含发动机行驶在内，车辆减速中的再生主要由第二旋转机MG2执行。
在单独驱动EV模式的行驶中利用第二旋转机MG2进行再生控制的情况下，由于停止运转的发动机12不被带动旋转以零旋转被设为停止状态，因此能够大量获取再生量。另一方面，当在单独驱动EV模式下的行驶时蓄电池单元52处于充满电状态时，由于不获取再生能量，因此无法利用再生制动器而得到制动扭矩。在单独驱动EV模式的行驶时，在蓄电池单元52为充满电状态而不获取再生能量的情况下，利用发动机制动而得到制动转矩，或者在蓄电池单元52为接近充满电的状态下考虑一并使用发动机制动。另外，从其他观点来看，当在单独驱动EV模式的行驶时蓄电池容量SOC下降而难以确保向第二旋转机MG2供给的电力时，无法对第二旋转机MG2进行驱动。在单独驱动EV模式的行驶时，在蓄电池容量SOC下降的情况下考虑向发动机行驶切换。根据以上内容，在EV行驶模式中，具有待机模式和发动机制动并用模式，待机模式是为了使发动机制动迅速地起作用或用于准备迅速地向发动机行驶切换的模式，在发动机制动并用模式一并使用发动机制动。
图8、图9分别是EV行驶模式中的待机模式时的列线图。如图3的“待机模式”所示，以将离合器CL1或离合器CLc卡合的状态来实现该待机模式。虽然当离合器CL1或离合器CLc被卡合时发动机12可以被设为带动旋转的状态，但是由于在该待机模式中第一旋转机MG1无负载而空转，因此运转停止中的发动机12以零旋转而被设为停止状态。因此，在该待机模式中，发动机制动不发挥作用，从而能够利用第二旋转机MG2而实施电动机行驶或再生控制。通过从待机模式的状态利用第一旋转机MG1而提高发动机转速Ne，从而利用第一旋转机MG1来获取发动机转矩Te(负值)的反作用力，由此能够使与发动机转速Ne相应的发动机制动发挥作用。另外，通过从待机模式的状态下利用第一旋转机MG1来提高发动机转速Ne而进行点火，从而能够向发动机行驶转移。
如图8所示的离合器CL1被卡合的待机模式中的各卡合装置(离合器CL1、制动器BR1、离合器CLc)的工作状态为，与后述的HV行驶模式的U/DHV模式时的前进行驶中的各卡合要素的工作状态相同的状态。虽然在待机模式下发动机12不运转，但是为了便于说明，将离合器CL1被卡合的待机模式称为U/D输入分流下的待机模式。
图9所示的离合器CLc被卡合的待机模式中的各卡合要素的工作状态为，与后述的HV行驶模式的O/DHV模式时的前进行驶中的各卡合要素的工作状态相同的状态。为了便于说明，将离合器CLc被卡合的待机模式称为O/D输入分流下的待机模式。
图10、图11分别是EV行驶模式中的发动机制动并用模式的列线图。如图3的“发动机制动并用”所示，以将离合器CL1或离合器CLc卡合的状态来实现该发动机制动并用模式。由于当离合器CL1或离合器CLc被卡合时发动机12被设为带动旋转的状态，因此在该发动机制动并用模式中，通过利用第一旋转机MG1而对发动机转速Ne进行控制的同时，获取发动机转矩Te(负值)的反作用力，从而能够使与发动机转速Ne相应的发动机制动发挥作用。因此，在该发动机制动并用模式中，除了第二旋转机MG2所进行的再生制动之外，也能够使发动机制动发挥作用，或者代替该再生制动而使发动机制动发挥作用。此外，即便对离合器CL1及离合器CLc进行卡合，也能够使发动机制动发挥作用。在这种情况下，无需利用第一旋转机MG1而获取发动机转矩Te(负值)的反作用力。离合器CL1及离合器CLc被卡合的发动机制动并用模式中的各卡合要素(离合器CL1、制动器BR1、离合器CLc)的工作状态为，与后述的HV行驶模式的直接连结固定级模式中的各卡合要素的工作状态相同的状态。
图10所示的离合器CL1被卡合的发动机制动并用模式中的各卡合要素(离合器CL1、制动器BR1、离合器CLc)的工作状态为，与后述的HV行驶模式的U/DHV模式时的前进行驶中的各卡合要素的工作状态相同的状态。虽然在发动机制动并用模式下发动机12不运转，但是为了便于说明，将离合器CL1被卡合的发动机制动并用模式称为在U/D输入分流下的发动机制动并用模式。
图11所示的离合器CLc被卡合的发动机制动并用模式中的各卡合要素的工作状态为，与后述的HV行驶模式的O/DHV模式时的前进行驶中的各卡合要素的工作状态相同的状态。为了便于说明，将离合器CLc被卡合的发动机制动并用模式称为在O/D输入分流下的发动机制动并用模式。
图12是HV行驶模式的U/DHV模式时的前进行驶时的列线图。如图3的“U/D输入分流”的“前进”所示，以离合器CL1卡合的状态且将制动器BR1及离合器CLc释放的状态来实现U/DHV模式的前进行驶(以下称为U/DHV模式(前进))。由于在U/DHV模式(前进)中，离合器CL1被卡合且制动器BR1被释放，第一差动机构38被设为直接连结状态，因此向第一行星齿轮架C1输入的发动机12的动力向与第一太阳齿轮S1连结的第二内啮合齿轮R2直接地传递。除此以外，在U/DHV模式(前进)中，离合器CLc被释放，从而通过第二差动机构40而单独地构成了电气式无级变速器。由此，在第一动力传递部20中，向第二内啮合齿轮R2输入的发动机12的动力能够被分割至第二太阳齿轮S2与第二行星齿轮架C2。即，在第一动力传递部20中，通过利用第一旋转机MG1而获取向第二内啮合齿轮R2输入的发动机转矩Te的反作用力，从而发动机直接连结转矩向第二行星齿轮架C2机械性地传递，并且被分割至第一旋转机MG1的发动机12的动力所产生的第一旋转机MG1的发电电力经由预定的电气路径而向第二旋转机MG2传递。混合控制部92使发动机12驱动(启动)，并通过第一旋转机MG1的发电而使成为相对于发动机转矩Te的反作用力转矩的MG1转矩Tg输出，并且通过第一旋转机MG1的发电电力而使MG2转矩Tm从第二旋转机MG2输出。混合控制部92能够在第一旋转机MG1的发电电力之上加上从蓄电池单元52被供给的电力，从而对第二旋转机MG2进行驱动。图12是第二旋转机MG2以正旋转的方式输出正转矩的前进行驶时的情况。
图13是HV行驶模式的O/DHV模式时的前进行驶时的列线图。如图3的“O/D输入分流”的“前进”所示，在将离合器CL1及制动器BR1释放的状态且将离合器CLc卡合的状态来实现O/DHV模式的前进行驶(以下称为O/DHV模式(前进))。在O/DHV模式(前进)中，离合器CLc被卡合，并通过第一差动机构38与第二差动机构40而构成一个差动机构。除此以外，在O/DHV模式(前进)中，离合器CL1及制动器BR1被释放，并通过第一差动机构38与第二差动机构40的整体，而构成了以与第二差动机构40单独时的动力分割比所不同的动力分割比而进行动作的电气式无级变速器。由此，在第一动力传递部20中，向第一行星齿轮架C1输入的发动机12的动力能够被分割至第二太阳齿轮S2与第二行星齿轮架C2。即，在第一动力传递部20中，通过利用第一旋转机MG1而获取向第一行星齿轮架C1输入的发动机转矩Te的反作用力，从而发动机直接连结转矩向第二行星齿轮架C2机械性地传递，并且被分割至第一旋转机MG1的发动机12的动力所产生的第一旋转机MG1的发电电力经由规定的电气路径而向第二旋转机MG2传递。混合控制部92使发动机12驱动(启动)，并且通过第一旋转机MG1的发电而使成为相对于发动机转矩Te的反作用力的转矩的MG1转矩Tg输出，并通过第一旋转机MG1的发电电力而使MG2转矩Tm从第二旋转机MG2输出。图13是第二旋转机MG2以正旋转的方式输出正转矩的前进时的情况。
图14是HV行驶模式的U/DHV模式时的后退行驶时的列线图，其相对于达到作为电气式无级变速器的功能的结构，而为发动机12的旋转与转矩反转为负值而被输入的、发动机反转输入的情况。该图14示出了第一后退行驶模式。如图3的“U/D输入分流”的“后退”的“发动机反转输入”所示，在将制动器BR1卡合的状态且将离合器CL1及离合器CLc处于释放的状态来实现U/DHV模式的发动机反转输入时的后退行驶(以下称为U/DHV模式反转输入(后退))。由于在U/DHV模式反转输入(后退)中，离合器CL1被释放且制动器BR1被卡合，并且第一差动机构38被设为发动机12的反转变速状态，因此向第一行星齿轮架C1输入的发动机12的动力向与第一太阳齿轮S1连结的第二内啮合齿轮R2以负旋转及负转矩的方式被传递。除此以外，在U/DHV模式反转输入(后退)中，离合器CLc被释放，并通过第二差动机构40而单独构成电气式无级变速器。由此，在第一动力传递部20中，向第二内啮合齿轮R2反转输入的发动机12的动力能够被分割至第二太阳齿轮S2和第二行星齿轮架C2。混合控制部92使发动机12驱动(启动)，并且通过第一旋转机MG1的动力运行而使成为相对于发动机转矩Te的反作用力的转矩的MG1转矩Tg输出，通过从蓄电池单元52被供给的电力而使MG2转矩Tm从第二旋转机MG2输出。图14是第二旋转机MG2以负旋转的方式输出负转矩的后退行驶时的情况。另外，在U/DHV模式反转输入(后退)中，由于发动机12的动力向第二内啮合齿轮R2以负旋转及负转矩的方式被传递，因此能够适应于MG2转矩Tm而输出后退行驶用的驱动转矩。另外，为了对第一旋转机MG1的动力运行所用的电力进行发电，第二旋转机MG2也可以以负旋转的方式输出正转矩，即便在这种情况下，也由于成为负转矩的发动机直接连结转矩的绝对值大于MG2转矩Tm，因此能够进行后退行驶。
图15是HV行驶模式的U/DHV模式时的后退行驶时的列线图，且是发动机正转输入的情况。如图3的“U/D输入分流”的“后退”的“发动机正转输入”所示，以将离合器CL1卡合的状态且将制动器BR1及离合器CLc释放的状态来实现U/DHV模式的发动机正转输入时的后退行驶(以下称为U/DHV模式正转输入(后退))。由于在U/DHV模式正转输入(后退)中，离合器CL1被卡合且制动器BR1被释放，并且第一差动机构38被设为直接连结状态，因此向第一行星齿轮架C1输入的发动机12的动力向与第一太阳齿轮S1连结的第二内啮合齿轮R2直接地传递。除此以外，在U/DHV模式正转输入(后退)中，离合器CLc被释放，并且通过第二差动机构40而单独构成电气式无级变速器。由此，在第一动力传递部20中，向第二内啮合齿轮R2输入的发动机12的动力能够被分割至第二太阳齿轮S2和第二行星齿轮架C2。混合控制部92使发动机12运转(驱动)，并且通过第一旋转机MG1的发电而使成为相对于发动机转矩Te的反作用力的转矩的MG1转矩Tg输出，并通过第一旋转机MG1的发电电力而使MG2转矩Tm从第二旋转机MG2输出。图15是第二旋转机MG2以负旋转的方式输出负转矩的后退行驶时的情况，且与第二后退行驶模式相对应。另外，虽然发动机直接连结转矩成为正转矩，但是由于利用第一旋转机MG1的发电电力而被驱动的(或在第一旋转机MG1的发电电力的之上加上从蓄电池单元52被供给的电力而被驱动的)第二旋转机MG2的输出转矩(负值(负转矩))的绝对值大于发动机直接连结转矩，因此能够进行后退行驶。即，如图15所示，U/DHV模式的发动机正转输入时的后退行驶(U/DHV模式正转输入(后退))为，通过与发动机直接连结转矩相比而较大的负转矩而从第二旋转机MG2被输出至输出轴24从而进行后退行驶的第二后退行驶，其中，发动机直接传递转矩为，通过离合器CL1被卡合而使发动机12起动从而发动机12的转矩被增大，由此向输出轴24传递的正转矩。此外，在上述第二后退行驶中，由于发动机12的旋转被减速而向第二行星齿轮架C2即输出轴24传递，因此发动机12的转矩被增大而向输出轴24传递。另外，上述第二后退行驶中的后退转矩的大小为，输出轴24上的从第二旋转机MG2被输出的输出转矩(负转矩)与发动机直接传递转矩(正转矩)之差。
图16是HV行驶模式的O/DHV模式时的后退行驶时的列线图，且是发动机正转输入的情况。如图3的“O/D输入分流”的“后退”的“发动机正转输入”所示，以将离合器CL1及制动器BR1释放的状态且将离合器CLc卡合的状态来实现O/DHV模式的发动机正转输入时的后退行驶(以下称为O/DHV模式正转输入(后退))。在O/DHV模式正转输入(后退)中，离合器CLc被卡合，并且第一差动机构38与第二差动机构40构成一个差动机构。除此以外，在O/DHV模式正转输入(后退)中，离合器CL1及制动器BR1被释放，并利用第一差动机构38和第二差动机构40的整体而构成了以与第二差动机构40单独时的动力分割比不同的动力分割比而进行动作的电气式无级变速器。由此，在第一动力传递部20中，向第一行星齿轮架C1输入的发动机12的动力能够被分割至第二太阳齿轮S2和第二行星齿轮架C2。混合控制部92使发动机12驱动(启动)，并且通过第一旋转机MG1的发电而使成为相对于发动机转矩Te的反作用力的转矩的MG1转矩Tg输出，通过第一旋转机MG1的发电电力而使MG2转矩Tm从第二旋转机MG2输出。图16是第二旋转机MG2以负旋转的方式输出负转矩的后退行驶时的情况。此外，虽然发动机直接连结转矩成为正转矩，但是与U/DHV模式正转输入(后退)的情况相同，也能够进行后退行驶。即，如图16所示，O/DHV模式的发动机正转输入时的后退行驶(O/DHV模式正转输入(后退))是通过与发动机直接传递转矩相比而较大的负转矩从第二旋转机MG2向输出轴24输出从而进行后退行驶的第一后退行驶，其中，所述发动机直接传递转矩为，通过离合器CLc被卡合而使发动机12起动，从而发动机12的转矩被减少而向输出轴24传递的正转矩。此外，在上述第一后退行驶中，由于发动机12的旋转被增速而向第二行星齿轮架C2即输出轴24传递，因此发动机12的转矩被减少而向输出轴24传递。另外，上述第一后退行驶中的后退转矩的大小为，输出轴24上的从第二旋转机MG2被输出的输出转矩(负转矩)与发动机直接传递转矩(正转矩)之差。
如使用图12至图16的说明所示，在U/DHV模式和O/DHV模式中，相对于达成作为电气式无级变速器的功能的结构，被输入发动机12的动力的旋转要素不同，且使第一动力传递部20作为电气式无级变速器而发挥功能时的动力分割比不同。即，在O/DHV模式和U/DHV模式中，相对于发动机12的、旋转机MG1、MG2的各输出转矩和各转速的比率被改变。离合器CLc为了对相对于发动机行驶中的发动机12的、旋转机MG1及MG2的各输出转矩、各转速的比率进行变更，而对工作状态进行切换。
在所谓的机械点状态时，成为发动机12的旋转被减速而从第二行星齿轮架C2被输出的低速状态的情况为U/DHV模式，另外，成为发动机12的旋转被增速而从第二行星齿轮架C2被输出的超速状态的情况为O/DHV模式，其中，所谓的机械点状态为，MG1转速Ng被设为0而使发动机12的动力不经由电气路径(作为与第一旋转机MG1、第二旋转机MG2的电力授受相关的电气路径的电气的动力传递路径)而全部向第二行星齿轮架C2机械性地传递的状态。U/DHV模式下的发动机直接连结转矩相对于发动机转矩Te而被增大。另一方面，在O/DHV模式下的发动机直接连结转矩相对于发动机转矩Te而被减少。
图17是HV行驶模式的固定级模式时的列线图，且是使第一差动机构38及第二差动机构40的各旋转要素一体地旋转的、直接连结的情况。如图3的“固定级”的“前进”的“直接连结”所示，以将离合器CL1及离合器CLc卡合的状态且将制动器BR1释放的状态来实现固定级模式的直接连结(以下称为直接连结固定级模式)。在直接连结固定级模式中，离合器CL1被卡合且制动器BR1被释放，并且第一差动机构38被设为直接连结状态。除此以外，在直接连结固定级模式中，离合器CLc被卡合，并且使第一差动机构38及第二差动机构40的各旋转要素一体地旋转。由此，在第一动力传递部20中，能够从第二行星齿轮架C2直接地输出发动机12的动力。混合控制部92使发动机转矩Te从发动机12输出。在该直接连结固定级模式中，利用来自蓄电池单元52的电力而对第一旋转机MG1进行驱动，从而能够从第二行星齿轮架C2直接地输出第一旋转机MG1的动力。另外，在该直接连结固定级模式中，利用来自蓄电池单元52的电力而对第二旋转机MG2进行驱动，从而也能够将第二旋转机MG2的动力向驱动轮16传递。因此，混合控制部92除了可以使发动机转矩Te输出，而且也可以使行驶用的转矩从第一旋转机MG1及第二旋转机MG2中的至少一个旋转机输出。也就是说，在直接连结固定级模式中，可以仅利用发动机12来对车辆10进行驱动，或者也可以利用第一旋转机MG1和/或第二旋转机MG2来进行转矩辅助。
图18是HV行驶模式的固定级模式时的列线图，且是第二行星齿轮架C2以无法旋转的方式被固定的、输出轴固定的情况。如图3的“固定级”的“前进”的“输出轴固定”所示，以将制动器BR1及离合器CLc卡合的状态且离合器CL1释放的状态来实现固定级模式的输出轴固定(以下称为输出轴固定级模式)。在输出轴固定级模式中，离合器CLc被卡合，并且第一差动机构38与第二差动机构40构成一个差动机构。除此以外，在输出轴固定级模式中，制动器BR1被卡合且离合器CL1被释放，并且第二行星齿轮架C2以无法旋转的方式被固定。由此，在第一动力传递部20中，能够利用第一旋转机MG1而获取向第一行星齿轮架C1输入的发动机12的动力的反作用力。因此，在输出轴固定级模式中，能够将发动机12的动力所产生的第一旋转机MG1的发电电力而向蓄电池单元52进行充电。由于第二行星齿轮架C2以无法旋转的方式被固定，因此该输出轴固定级模式是车辆10停止时专门对蓄电池单元52进行充电的模式。如使用图17、图18的说明所示，在HV行驶模式的直接连结固定级模式、输出轴固定级模式时，离合器CLc被卡合。
在第一动力传递部20的减速比I(＝Ne/No)较大的区域中，对于MG1功率Pg相对于发动机功率Pe的输出比率(Pg/Pe)、及MG2功率Pm相对于发动机功率Pe的输出比率(Pm/Pe)的各绝对值来说，与O/DHV模式相比，U/DHV模式下的绝对值进一步减小。因此，在减速比I较大的区域中，通过使U/DHV模式成立，从而能够分别对MG1功率Pg的增大及MG2功率Pm的增大进行抑制。另一方面，在减速比I比“1”小的较小的区域中，输出比率(Pm/Pe)成为负值(即输出比率(Pg/Pe)成为正值)，从而对于输出比率(Pg/Pe)及输出比率(Pm/Pe)的各绝对值来说，与O/DHV模式相比，U/DHV模式下的绝对值被增大。输出比率(Pm/Pe)成为负值的状态(输出比率(Pg/Pe)成为正值的状态)是第二旋转机MG2进行发电且其发电电力被供给至第一旋转机MG1的动力循环状态。希望尽量避免或抑制成为该动力循环状态。因此，在减速比I较小的区域中，通过使O/DHV模式成立，从而能够降低动力循环功率。通过根据减速比I而对U/DHV模式与O/DHV模式进行切换，因此能够利用更低输出(低功率)的旋转机MG1、MG2而对发动机功率进行传递。
也就是说，通过分别使用U/DHV模式与O/DHV模式，以便在使用较大的减速比I的发动机12的高负载时使U/DHV模式成立，且在使用较小的减速比I的发动机12的低负载时或高车速时使O/DHV模式，从而防止或抑制了旋转机MG1、MG2的各转矩、各转速的增加，由此在高车速时降低了动力循环功率。这与减少电路径中的能量转换损耗，提高耗油率相关联。或者，与旋转机MG1、MG2的小型化相关联。
图19及图20分别是示出发动机行驶与电动机行驶的切换控制所使用的行驶模式切换映射图的一个例子的图。这些行驶模式切换映射图是分别以车速V与车辆10的行驶负载(以下，称为车辆负载)(例如要求驱动转矩)作为变量而具有发动机行驶区域与电动机行驶区域的分界线的通过预先实验性地或设计性地求出而存储的关系、即预先规定的关系。
图19示出以保持蓄电池容量SOC的状态而进行行驶的CS(charge sustain：电量保持)行驶时的动力传递装置14的状态转换(即车辆10的行驶模式的切换)。该图19被用于车辆10例如是蓄电池容量SOC原本被设定为较少的混合动力车辆等的情况中。另外，该图19被用于在车辆10例如为蓄电池容量SOC原本被设定为较多的插电式混合动力车辆、增程车辆等中保持蓄电池容量SOC的模式成立的情况。另一方面，图20示出在消耗蓄电池容量SOC的同时进行行驶的CD(charge depleting：电量消耗)行驶时的动力传递装置14的状态转换(即车辆10的行驶模式的切换)。该图20被用于车辆10例如为蓄电池容量SOC原本被设定为较多的插电式混合动力车辆、增程车辆等中消耗蓄电池容量SOC的模式成立的情况。在车辆10例如是蓄电池容量SOC原本被设定为较少的混合动力车辆等的情况下，优选为不使用该图20。
在图19中，以在高负载时U/DHV模式易于成立，在低负载或高车速时O/DHV模式易于成立的方式，而对与车速V及车辆负载等行驶状态相应的各行驶模式的区域进行设定。此外，在U/DHV模式的区域与O/DHV模式的区域之间设定有直接连结固定级模式的区域。另外，在能够带出蓄电池单元52的电力的情况下(或者在发动机12的暖机、发动机12的运转所实现的各装置的暖机已完成的情况下)，在发动机12的运转效率变差的区域中，在电动机行驶中进行第二旋转机MG2的动力运行。因此，在如虚线所示的成为低车速且低负载的区域中，单独驱动EV模式的区域被设定。另外，在车辆负载为负的情况下，在U/DHV模式或O/DHV模式中，实施令使用发动机12的负转矩的发动机制动发挥作用的减速行驶。在能够接受蓄电池单元52的电力的情况下，在电动机行驶中实施第二旋转机MG2的再生控制。因此，在如单点划线所示的车辆负载为负的区域中，单独驱动EV模式的区域被设定。在以此方式而被设定的CS行驶时的行驶模式切换映射图中，例如在起动时使U/DHV模式与前进后退行驶一起成立。由此，由于更有效地使用了发动机功率Pe，因此提高了起动加速性能。在前进行驶中，随着车速V的上升，第一动力传递部20的减速比I变得接近于“1”。在这种状态下，向直接连结固定级模式转移。在低速行驶中，由于发动机转速Ne变为极低旋转，因此从U/DHV模式直接向O/DHV模式转移。在直接连结固定级模式中，由于没有经由旋转机MG1、MG2的动力传递，因此不存在伴随于机械能与电能的转换的热量损耗。因此，有利于改善耗油率并避免发热。由此，在拖车等处于高负载、高车速时，也可以积极地向直接连结固定级模式转移。此外，在通过驾驶员对选择电动机行驶的开关进行操作而选择了电动机行驶时，在由虚线所示的区域中使单独驱动EV模式成立。
在图20中，以在车辆负载较低的区域中使单独驱动EV模式成立，且在车辆负载较高的区域中使双驱动EV模式成立的方式，而对与车速V及车辆负载等行驶状态相应的各行驶模式的区域进行设定。在双驱动EV模式中，基于第一旋转机MG1及第二旋转机MG2的运转效率(例如以改善功耗、降低旋转机MG1、MG2的温度、降低电力控制单元50的温度等为目的)，而决定第一旋转机MG1与第二旋转机MG2的功率分担比例。另外，通过蓄电池单元52的最大输出、旋转机MG1、MG2的最大输出，或者在电动机行驶时的车速V的上升所引起的动力传递装置14的任意的旋转要素的转速的上升而使发动机12进行运转从而被缓和的情况下，如图20所示，也可以在高负载区域、高车速区域中对HV行驶模式的区域进行设定，从而向将发动机12作为行驶用的动力源的状态转移。此外，在图20中，在HV行驶模式的区域中，在U/DHV模式的区域与O/DHV模式的区域之间设定了直接连结固定级模式的区域。另外，在车辆负载为负的区域中，设定了单独驱动EV模式的区域，以使得在电动机行驶中进行第二旋转机MG2的再生控制。在以此方式被设定的CD行驶时的行驶模式切换映射图中，例如，由于当车速V上升时，旋转机MG1、MG2、差动机构38/40等各要素的转速增大，因此向在CS行驶时的行驶模式切换映射图中所设定的HV行驶模式转移，各要素的转速被控制在限制范围内。此外，在单独驱动EV模式中，由于第一旋转机MG1与发动机12分离(即第一旋转机MG1与发动机12相互之间的动力传递被切断)，因此也可以与双EV模式相比而使单独驱动EV模式的高车速侧的区域向高车速侧扩展。车辆负载为负的区域中的再生控制也可以作为双驱动EV模式以代替单独驱动EV模式。另外，也可以对驱动扭矩、车速V设置上限，从而发动机12不启动而不消耗燃料。
返回至图1，混合控制部92根据预先存储的如图19或图20所示的行驶模式切换映射图并基于实际的车速V及车辆负载(例如要求驱动转矩)，而对成立的行驶模式为哪个行驶模式进行判断。模式设定部95在通过混合控制部92而被判断出的行驶模式为当前的行驶模式的情况下，使当前的行驶模式保持不变而成立，另一方面，在被判断出的行驶模式与当前的行驶模式不同的情况下，使该判断出的行驶模式成立以代替当前的行驶模式。
混合控制部92在使单独驱动EV模式成立的情况下，能够实现仅以第二旋转机MG2作为行驶用的动力源的电动机行驶。混合控制部92在使双驱动EV模式成立的情况下，能够实现以第一旋转机MG1及第二旋转机MG2作为行驶用的动力源的电动机行驶。
混合控制部92在使U/DHV模式或O/DHV模式成立的情况下，能够实现如下的发动机行驶，即，通过利用第一旋转机MG1的发电而承受相对于发动机12的动力的反作用力，从而向第二行星齿轮架C2传递发动机直接连结转矩，并且通过利用第一旋转机MG1的发电电力而对第二旋转机MG2进行驱动，从而向驱动轮16传递转矩而进行行驶。混合控制部92在U/DHV模式或O/DHV模式中，以考虑了公知的最佳耗油率线的发动机动作点(即以发动机转速Ne与发动机转矩Te表示的发动机动作点)而使发动机12驱动。此外，在该U/DHV模式或O/DHV模式中，能够在第一旋转机MG1的发电电力的之上加上来自蓄电池单元52的电力而对第二旋转机MG2进行驱动。
混合控制部92在使直接连结固定级模式成立的情况下，能够实现使发动机12的动力从第二行星齿轮架C2直接地输出而进行行驶的发动机行驶。混合控制部92在直接连结固定级模式中，在发动机12的动力的之上再加上来自蓄电池单元52的电力而对第一旋转机MG1进行驱动，从而从第二行星齿轮架C2直接地输出第一旋转机MG1的动力，或者，利用来自蓄电池单元52的动力而对第二旋转机MG2进行驱动，从而也能够将第二旋转机MG2的动力向驱动轮16传递而进行的行驶。
混合控制部92在车辆停止时，在蓄电池容量SOC为被判断为需要蓄电池单元52的充电的预先规定的规定容量以下的情况下，使输出轴固定级模式成立。混合控制部92在使输出轴固定级模式成立的情况下，通过第一旋转机MG1的发电而承受相对于发动机12的动力的反作用力，而且使第一旋转机MG1的发电电力经由电力控制单元50而向蓄电池单元52进行充电。
U/DHV模式及O/DHV模式都能使第一动力传递部20作为电气式无级变速器而发挥作用。另外，第一动力连结部20的减速比I为“1”的状态为，与离合器CL1和离合器CLc同时被卡合的直接连结固定级模式的状态(参照图15)相同的状态。因此，混合控制部92通过对减速比I为“1”的同步状态时的离合器CL1与离合器CLc的各工作状态进行切换，从而(经由与直接连结固定级模式相同的状态)执行离合器CL1被卡合的U/DHV模式与离合器CLc被卡合的O/DHV模式的切换。另外，混合控制部92也可以通过实施利用离合器CL1与离合器CLc而进行替换的所谓的双离合器同步的变速控制，来执行离合器CL1被卡合的U/DHV模式与离合器CLc被卡合的O/DHV模式之间的切换。
在单驱动EV模式中，通过对离合器CL1或离合器CLc进行卡合，从而被设为发动机12带动旋转的状态。因此，混合控制部92在单独驱动EV模式下的电动机行驶过程中使发动机12启动的情况下，对离合器CL1或离合器CLc进行卡合，并提高发动机转速Ne而进行点火。此时，混合控制单元92也可以根据需要而利用第一旋转机MG1来提高发动机转速Ne。
或者，混合控制部92在单独驱动EV模式下的电动机行驶过程中使发动机12启动的情况下，以与发动机转速Ne为0[rpm]的状态且对离合器CL1或离合器CLc进行卡合的状态相同的状态的方式，而利用第一旋转机MG1来对差动机构38、40的各要素的转速进行了同步控制之后，在与将离合器CL1卡合的状态相同的状态而对离合器CL1进行卡合，或者在与将离合器CLc卡合的状态相同的状态而对离合器CLc进行卡合，并利用第一旋转机MG1来提高发动机转速Ne而进行点火。也就是说，混合控制部92在单独驱动EV模式下的电动机行驶中使发动机12启动的情况下，虽然用于使待机模式成立的卡合要素(离合器CL1或离合器CLc)仍未被释放，但是以差动机构38、40的各要素的转速成为与其待机模式相同的状态的方式利用第一旋转机MG1进行了同步控制之后，对用于使其待机模式成立的卡合要素进行卡合而使待机模式暂时成立，并利用第一旋转机MG1从其待机模式的状态提高发动机转速Ne而进行点火。如此，在单独驱动EV模式下的电动机行驶中使发动机12启动的情况下，也可以经由待机模式而向发动机行驶转移。在这种情况下，也可以配合于发动机行驶时的行驶模式(U/DHV模式或O/DHV模式)，而只需使所经由的待机模式(U/D输入分流或O/D输入分流)成立即可。
在发动机12的启动时，由于作为用于使发动机转速Ne上升的反作用力而向与驱动轮16连结的第二行星齿轮架C2传递伴随着停止运转中的发动机12的旋转的提高而产生的发动机12的负转矩(也称为发动机牵入转矩)，因此驱动转矩下降。混合控制部92在单独驱动EV模式下的电动机行驶中使发动机12启动的情况下，为了抑制发动机启动时的冲击，而通过第二旋转机MG2来追加并输出对驱动转矩的下降进行补偿的转矩(也称为反作用力抵消转矩)。
在离合器CL1及制动器BR1被卡合的状态即双驱动EV模式中，通过对制动器BR1进行释放，从而发动机12被设为带动旋转状态。因此，混合控制部92在双驱动EV模式时电动机行驶中使发动机12启动的情况下，在将制动器BR1释放后对离合器CLc进行卡合，从而提高发动机转速Ne来进行点火。此时，混合控制单元92也可以根据需要而通过第一旋转机MG1来提高发动机转速Ne。或者，混合控制部92在双驱动EV模式下的电动机行驶中使发动机12启动的情况下，对制动器BR1进行释放，并通过第一旋转机MG1来提高发动机转速Ne而进行点火。或者，在双驱动器EV模式中，通过将离合器CL1及制动器BR1释放而成为与单独驱动EV模式相同的状态，因此通过释放离合器CL1及制动器BR1，从而也能够实施上述单独驱动EV模式时的发动机启动。混合控制部92在双驱动EV模式下的电动机行驶中使发动机12启动的情况下，通过第二旋转机MG2而追加并输出反作用力抵消转矩。
模式设定部95在通过发动机行驶而进行的前进行驶中，在通过换档杆的操作而向后退行驶进行切换的情况下，对如图15所示的第二后退模式进行设定。模式设定部95在利用这样的第二后退模式而进行后退行驶时，在加速器操作量或基于加速器操作量而获得的要求驱动力超过预先设定的驱动力判断值的情况下，对第一后退行驶模式进行设定。在从该第二后退模式向第一后退模式的切换时，虽然动力传递切换部94通过实施制动器BR1的释放与离合器CL1的卡合而使至此停止旋转的第二旋转要素即第一内啮合齿轮R1的速度上升至发动机转速，但是混合控制部92等待该第一内啮合齿轮R1与发动机12的旋转同步结束而使发动机12的输出转矩增加。即，混合控制部92即便在加速器操作量增加时也不会立即使发动机12的输出转矩增加，而是在同步结束后再增加。
另外，在发动机驱动的第一后退模式所进行的后退行驶中的、通过换档杆的操作而向发动机驱动的前进行驶切换时，模式设定部95从第一后退模式暂时向第二后退模式切换，并从经由该第二后退模式起向发动机驱动的前进行驶模式、例如U/D输入分流的前进模式切换。在这种情况下，离合器CL1的卡合状态被维持。
另外，在后退行驶中从电动机驱动被切换为发动机驱动的情况下，模式设定部95选择第一后退模式并对其进行设定。在这种情况下，由于第二旋转机MG2以保持反转不变的方式而从电动机驱动向发动机驱动切换，因此可顺畅地实施驱动力的关联。在重视驱动力的关联的情况下，执行这种控制。
图21是对电子控制装置90的控制动作的主要部分即后退行驶中加速器操作量高于判断值的后退加速操作时，通过发动机反转输入而向进行后退行驶的第一后退模式切换从而产生较大的后退驱动力的控制动作进行说明的流程图，图22是对该控制动作的主要部分进行说明的时序图。
在图21中，首先，在与混合控制部92对应的步骤(以下省略步骤)S10中，对发动机行驶中是否为例如图12所示出的HV行驶模式的U/DHV模式时的前进行驶进行判断。虽然在该S10的判断为否定的情况下结束本程序，但是在肯定的情况下，在与移库操作判断部98对应的S20中，对是否在加速器开度θ为零、车速为低于预定的低车速判断值的低车速且路面为平坦道路的状态下，通过换档杆而实施了从前进行驶(D)位置向后退行驶(R)位置的操作进行判断。虽然在该S20的判断为否定的情况下结束本程序，但是在肯定的情况下，由于为移库操作，因此在与模式判断部95对应的S30中，选择第二后退模式并对之进行设定。图22的t1时间点表示该状态。
在S30中，由于设定了图15所示的第二后退模式，因此通过混合控制部92使离合器CL1保持卡合，并使第一旋转机MG1及第二旋转机MG2如图22所示的那样工作。即，通过使第二旋转机MG2反转动作，从而以发动机的动作状态而进行后退行驶。这种U/DHV模式时的从前进行驶向第二后退模式的后退行驶的切换并不需要摩擦卡合装置的切换控制，且由于仅对第一旋转机MG1及第二旋转机MG2进行控制即可，因此模式的转换变得容易。在该第二后退模式中，制动器BR1被释放、离合器CL1被卡合而使第一差动机构38被设为直接连结状态，且使与输出轴24连结的第二旋转机MG2反转。
在通过该第二后退模式进行的后退行驶中，在由驾驶员要求进一步的后退驱动力的情况下，存在如图22的t2时点所示的通过驾驶员而开始增加加速踏板操作的情况。
在与要求驱动力判断部96对应的S40中，对加速器开度θacc(％)是否超过为了判断驾驶员是否要求更大的要求驱动力而预先设定的判断值A(％)进行判断。在该S40的判断为否定的情况下结束本程序，而在肯定的情况下，在与模式判断部95对应的S50中，执行从第二后退模式向第一后退模式的设定变更。图22的t3时间点表示该状态。
在S40中，由于设定了图14所示的第二后退模式，因此通过混合控制部92而使离合器CL1被释放的同时开始进行制动器BR1的卡合，并且使第一旋转机MG1及第二旋转机MG2如图22所示的那样进行动作。即，由于发动机12的旋转通过第一差动机构38而进行反转从而被输入至第二差动机构40以与后退转矩相加，因此可得到较大的后退转矩。图22的t4时间点示出了同步地实施离合器CL1的释放与制动器BR1的卡合的状态，图22的t5时间点示出了制动器BR1的同步卡合结束而结束了向第一后退模式的切换的状态。混合控制部92从该模式切换结束的t5时间点开始增加发动机12的转速及转矩。
如上文所述，根据本实施例的动力传递装置14及其电子控制装置90，在判断为后退时的加速器操作量为判断值以上的情况下，通过模式设定部95而对第一后退模式进行设定。在该第一后退模式中，当通过第一卡合要素(制动器BR1)的卡合动作而使第一差动机构38的第二旋转要素RE2(第一内啮合齿轮R1)的旋转停止时，若第一差动机构38的第一旋转要素RE1(第一行星齿轮架C1)为正转，则第三旋转要素RE3(第一太阳齿轮S1)为反转。由此，当发动机12的输出转矩向第一旋转要素RE1(第一行星齿轮架C1)输入时，发动机12的输出转矩被设为反转而从第三旋转要素RE3(第一太阳齿轮S1)被输出。由于该第三旋转要素RE3(第一太阳齿轮S1)与第二差动机构40的第六旋转要素RE6(第二内啮合齿轮R2)连结，因此当对与第四旋转要素RE4(第二太阳齿轮S2)连结的第一旋转机MG1进行控制以使反转的输出转矩被输出时，从与第二差动机构40的第五旋转要素RE5(第二行星齿轮架C2)连结的输出轴24输出包含发动机12的输出转矩在内的较大的后退驱动转矩。即，由于能够以较大的后退驱动转矩来实现后退行驶，因此例如通过后退进行的上坡行驶变得容易。
另外，根据本实施例的车辆用的动力传递装置14及其电子控制装置90，动力传递装置14具备第二卡合要素(离合器CL1)，第二卡合要素对第一差动机构38的第一旋转要素RE1(第一行星齿轮架C1)、第二旋转要素RE2(第一内啮合齿轮R1)及第三旋转要素RE3(第一太阳齿轮S1)中的任意两个进行卡合，电子控制装置90具备移库操作判断部98，所述移库操作判断部98对加速器操作量为零且在预定车速以下而使用了发动机12的发动机行驶的前进后退切换进行判断，模式设定部95能够对通过第二卡合要素(离合器CL1)的卡合的第二后退模式进行设定，在通过移库操作判断部98而被判断为移库操作的情况下，模式设定部95对第二后退模式进行设定。如此，在移库操作时，在前进后退时，由于可对第二卡合要素所卡合的行驶模式进行设定，因此提高了移库操作时的模式转换性。
另外，根据本实施例的车辆用的动力传递装置14及其电子控制装置90，在从通过所述发动机行驶而进行的前进行驶、例如U/D输入分流前进行驶向后退行驶切换时对第二后退模式进行设定。由此，由于以离合器CL1以保持卡合的方式而进行切换，因此转换变得容易且抑制了切换时的冲击的发生。
另外，根据本实施例的车辆用的动力传递装置14及其电子控制装置90，在加速器操作量或基于加速器操作量的要求驱动力超过预先设定的驱动力判断值的情况下，对第一后退模式进行设定。由此，在被预测为切换时的冲击的发生可能性较大的区域中，选择第一后退模式，从而抑制了冲击的发生。
另外，根据本实施例的车辆用的动力传递装置14及其电子控制装置90，在从第二后退模式向第一后退模式的切换时，在第一卡合要素(制动器BR1)的同步(卡合)结束后使发动机12的输出转矩增加。由此，抑制了从第二后退模式向第一后退模式的切换时的冲击的发生。
接下来，对本发明的其他实施例进行说明。在以下的说明中，对实施例相互之间所共通的部分标注相同的附图标号并省略说明。
实施例2
图23是对本发明的其他实施例中的电子控制装置90的动作的主要部分进行说明的流程图。在S110中，对发动机行驶是否处于后退中进行判断。虽然在该S110的判断为否定的情况下结束本程序，但是在肯定的情况下，在S120中，对换档杆是否从后退(R)位置向前进(D)位置被操作进行判断。在该S120的判断为否定的情况下结束本程序，而在肯定的情况下，在与模式设定部95对应的S130中，在至此为止为第一后退模式的情况下，暂时设定第二后退模式。接下来，在与模式设定部95对应的S140中，设定U/D输入分流的前进模式。
根据本实施例，在从发动机驱动行驶时的通过第一后退模式进行的后退向发动机驱动的前进切换时，经由第二后退模式而向U/D输入分流的前进模式切换。根据该方式，在经由从实施制动器BR1的释放及离合器CL1的卡合的第一后退模式向第二后退模式的切换之后，由于保持离合器CL1的卡合而从第二后退模式向U/D输入分流的前进模式切换，因此模式转换变得容易，且抑制了从后退向前进切换时的冲击的发生。
实施例3
图24是本发明的其他实施例的流程图。在S210中，对电动机行驶(EV行驶)是否处于后退行驶中进行判断。在S210的判断为否定的情况下结束本程序，而在肯定的情况下，在S220中，对是否具有因例如蓄电池单元52的容量(充电剩余量)的下降所引起的从电动机行驶向发动机行驶的切换要求进行判断。在S220的判断为否定的情况下结束本程序，而在肯定的情况下，在S230中，对加速器开度θacc(％)是否超过预先设定的判断值A(％)进行判断。在S230的判断为肯定的情况下，在与模式设定部95对应的S240中，设定图14的第一后退模式。从如图7所示的通过第一旋转机MG1及第二旋转机MG2所进行的双驱动的后退行驶向发动机行驶的切换为，将离合器CL1释放而利用第一旋转机而使发动机12的旋转上升来进行点火，从而实施发动机12的启动。从如图5所示的单驱动的后退行驶向发动机行驶的切换为，将致动器BR1卡合而利用第一旋转机MG1使发动机12的旋转上升来进行点火，从而实施发动机12的启动。
然而，在S230的判断为否定的情况下，在与模式设定部95对应的S250中，设定图15的第二后退模式。在该第二后退模式中，使离合器CL1卡合，并使第二旋转机MG2反转而输出后退转矩。从如图7所示的通过第一旋转机MG1及第二旋转机MG2所进行的双驱动的后退行驶向发动机行驶的切换为，将制动器BR1释放而利用第一旋转机MG1使发动机12的旋转上升来进行点火，从而实施发动机12的启动。从如图5所示的单驱动的后退行驶向发动机行驶的切换为，利用第一旋转机MG1将第一差动机构38的各旋转要素的相对旋转同步控制为零之后，对离合器CL1进行卡合，并利用第一旋转机MG1使发动机12的旋转上升来进行点火，从而实施发动机12的启动。
根据本实施例，在后退行驶中从电动机驱动行驶向发动机驱动行驶的切换要求时，在选择第一后退模式以作为通过发动机驱动所进行的后退行驶时，由于第二旋转机MG2以保持反转的方式从电动机驱动行驶向发动机驱动行驶切换，因此顺畅地实施了驱动力的关联。
实施例4
图25是本发明的其他实施例，且示出了由齿轮系A3FF所构成的动力传递装置15。构成本实施例的动力传递装置15的齿轮系A3FF在被构成为适用于发动机前置前轮驱动型的车辆这一点上，与适用于发动机前置后轮驱动型的车辆的图1的齿轮系A3FR不同。图1的齿轮系A3FR同心地具备第一旋转机MG1、第二旋转机MG2、第一动力传递部20、第二动力传递部22等。然而，图25的齿轮系A3FF相对于第一旋转轴线CC1而同心地具备第一旋转机MG1及第一动力传递部20，且相对于与第一旋转轴线CC1的第二旋转轴线CC2而同心地具备第二旋转机MG2及第二动力传递部22。
在图25的齿轮系A3FF中，虽然在具备与第二差动机构40的第二行星齿轮架C2连结的转鼓齿轮DG、被固定设置在第二旋转机MG2的转子轴46上的第二旋转机输出齿轮P46、副轴104的这些点上与图1的齿轮系A3FR不同，但是其他部分是相同的，其中，副轴104具备与转鼓齿轮DG及第二旋转机输出齿轮P46相啮合的副轴从动齿轮100、以及与差速器齿轮32的差速器内啮合齿轮30相啮合的副轴驱动齿轮102。另外，根据本实施例的动力传递装置15，可得到如图1至图22所示的前述的实施例1的动力传递装置14相同的动作及作用效果。
实施例5
图26示出了作为本发明的其他实施例的、由齿轮系A1FR构成的动力传递装置114。构成本实施例的动力传递装置114的齿轮系A1FR在被构成为适用于发动机前置后轮驱动型的车辆这一点上，与构成图1的动力传递装置14的齿轮系A3FR是共通的。然而，在图26的齿轮系A1FR中，相对于在第一差动机构38中来自发动机12的输入是第一太阳齿轮S1的情况，在图1的齿轮系A3FR中，来自发动机12的输入是第一行星齿轮架C1的这一点、以及第一差动机构38是单小齿轮型的行星齿轮机构的这一点是不同的。因此，在图26的齿轮系A1FR中，虽然在离合器CL1被设置于第一太阳齿轮S1与第一行星齿轮架C1之间、制动器BR1被设置于作为非旋转部件的壳体18与第一行星齿轮架C1之间、离合器CLc被设置于第一行星齿轮架C1与第二行星齿轮架C2之间的这些点与图1的齿轮系A3FR不同，但是其他部分是相同的。根据本实施例的动力传递装置114，可得到与图1至图22所示的前述的实施例1的动力传递装置14同样的动作及作用效果。但是，在本实施例的齿轮系A1FR中，由于第一差动机构38的第一太阳齿轮S1、第一行星齿轮架C1及第一内啮合齿轮R1与第一旋转要素RE1、第二旋转要素RE2及第三旋转要素RE3对应，因此在图4至图18的列线图中，与第一旋转要素RE1对应的纵线Y2示出了第一太阳齿轮S1的转速以代替第一行星齿轮架C1，与第二旋转要素RE2对应的纵线Y3示出了第一行星齿轮架C1的转速以代替第一内啮合齿轮R1，与第三旋转要素RE3对应的纵线Y4示出了第一内啮合齿轮R1的转速以代替第一太阳齿轮S1。图27是表示本实施例中的HV行驶模式的U/DHV模式时的后退行驶即第一后退模式的列线图，且是表示与实施例1的图14对应的模式的图。
实施例6
图28示出了作为本发明的其他实施例的、由齿轮系A1FF构成的动力传递装置115。构成本实施例的动力传递装置115的齿轮系A1FF在被构成为适用于发动机前置前轮驱动型的车辆这一点上，与适用于发动机前置后轮驱动型的车辆的图26的齿轮系A1FR不同。图26的齿轮系A1FR同心地具备第一旋转机MG1、第二旋转机MG2、第一动力传递部20、第二动力传递部22等。但是，图28的齿轮系A1FF相对于第一旋转轴线CC1而同心地具备第一旋转机MG1及第一动力传递部20，且相对于与第一旋转轴线CC1平行的第二旋转轴线CC2而同心地具备第二旋转机MG2及第二动力传递部22。
在图28的齿轮系A1FF中，在具备与第二差动机构40的第二行星齿轮架C2连结的转鼓齿轮DG、被固定设置在第二旋转机MG2的转子轴46上的第二旋转机输出齿轮P46、副轴104的这些点上与图26的齿轮系A1FR不同，但是其他部分是相同的，其中，副轴104具备与转鼓齿轮DG及第二旋转机输出齿轮P46相啮合的副轴从动齿轮100、以及与差速器齿轮32的差速器内啮合齿轮30相啮合的副轴驱动齿轮102。另外，根据本实施例的动力传递装置115，可得到如图26所示的前述的实施例5的动力传递装置114相同的动作及作用效果。
实施例7
图29示出了作为本发明的其他实施例的、由齿轮系A2FR构成的动力传递装置214。构成本实施例的动力传递装置214的齿轮系A2FR在被构成为适用于发动机前置后轮驱动型的车辆这一点上，与图1的齿轮系A3FR是共通的。但是，在图29的齿轮系A2FR中，相对于第一差动机构38中来自发动机12的输入是第一太阳齿轮S1的情况，在图1的齿轮系A3FR中，来自发动机12的输入是第一行星齿轮架C1的这一点是不同的，但是其他部分是相同的。根据本实施例的动力传递装置214，可得到与如图1至图22所示的前述的实施例1的动力传递装置14同样的动作及作用效果。但是，因此在本实施例的齿轮系A2FR中，由于第一差动机构38的第一太阳齿轮S1、第一内啮合齿轮R1及第一行星齿轮架C1与第一旋转要素RE1、第二旋转要素RE2及第三旋转要素RE3对应，因此在图4至图19的列线图中，与第一旋转要素RE1对应的纵线Y2示出了第一太阳齿轮S1的转速以代替第一行星齿轮架C1，与第三旋转要素RE3对应的纵线Y4示出了第一行星齿轮架C1的转速以代替第一太阳齿轮S1。图30是示出了本实施例中的HV行驶模式的U/DHV模式时的后退行驶即第一后退模式的列线图，且是示出了与图14对应的模式的图。
实施例8
图31示出了作为本发明的其他实施例的、由齿轮系A2FF构成的动力传递装置215。构成本实施例的动力传递装置215的齿轮系A2FF在被构成为适用于发动机前置前轮驱动型的车辆这一点上，与适用于发动机前置后轮驱动型的车辆的图29的齿轮系A2FR不同。图29的齿轮系A2FR同心地具备第一旋转机MG1、第二旋转机MG2、第一动力传递部20、第二动力传递部22等。但是，图31的齿轮系A2FF相对于第一旋转轴线CC1而同心地具备第一旋转机MG1及第一动力传递部20，且相对于与第一旋转轴线CC1平行的第二旋转轴线CC2而同心地具备第二旋转机MG2及第二动力传递部22。
在图31的齿轮系A2FF中，虽然在具备与第二差动机构40的第二行星齿轮架C2连结的转鼓齿轮DG、被固定设置在第二旋转机MG2的转子轴46上的第二旋转机输出齿轮P46、副轴104的这些点上，与图29的齿轮系A2FR不同，但是其他部分是相同的，其中，副轴104具备副轴从动齿轮100及副轴驱动齿轮102，副轴从动齿轮100与转鼓齿轮DG及第二旋转机输出齿轮P46啮合，副轴驱动齿轮102与差速器齿轮32的差速器内啮合齿轮30啮合。另外，根据本实施例的动力传递装置215，可得到与如图29所示出的前述的实施例7的动力传递装置214同样的动作及作用效果。
实施例9
图32是本发明的其他实施例，其示出了由齿轮系B1FR构成的动力传递装置314。构成本实施例的动力传递装置314的齿轮系B1FR在被构成为适用于发动机前置后轮驱动型的车辆这一点上，与构成图1的动力传递装置14的齿轮系A3FR是共通的。但是，在图32的齿轮系B1FR中，在第一差动机构38是单小齿轮型行星齿轮机构的这一点、在相对于第一差动机构38中来自发动机12的输入是第一太阳齿轮S1的情况、在图1的齿轮系A3FR中来自发动机12的输入是第一行星齿轮架C1的这一点是不同的。因此，在图32的齿轮系B1FR中，在离合器CL1被设置于第一太阳齿轮S1与第一行星齿轮架C1之间、制动器BR1被设置于作为非旋转部件的壳体18与第一行星齿轮架C1之间、离合器CLc被设于置第一行星齿轮架C1与第二行星齿轮架C2之间、第二内啮合齿轮R2作为输出旋转要素的这些点上，与图1的齿轮系A3FR不同。根据本实施例的动力传递装置314，可得到与如图1至图22所示出的前述的实施例1的动力传递装置14同样的动作及作用效果。
在本实施例的齿轮系B1FR中，对应于第一旋转要素RE1的第一太阳齿轮S1与发动机12连结，对应于第二旋转要素RE2的第一行星齿轮架C1经由离合器CLc而与对应于第五旋转要素RE5的第二内啮合齿轮R2及输出轴24连结，对应于第三旋转要素RE3的第一内啮合齿轮R1而与对应于第六旋转要素RE6的第二行星齿轮架C2连结，对应于第四旋转要素RE4的第二太阳齿轮S2而与第一旋转机MG1连结，输出轴24与第二旋转机MG2在动作上连结。图33是示出了本实施例中的HV行驶模式的U/DHV模式时的后退行驶即第一后退模式的列线图，且是示出与实施例一的图14对应的模式的图。另外，图34示出了本实施例所用的动作卡合表。根据本实施例的动力传递装置314，在如图33所示的列线图中，纵线Y1示出了对应于第四旋转要素RE4的第二太阳齿轮S2的转速，纵线Y2示出了对应于第三旋转要素RE3及第六旋转要素RE6的第一内啮合齿轮R1及第二行星齿轮架C2的转速，纵线Y3示出了对应于第二旋转要素RE2及第五旋转要素RE5的第一行星齿轮架C1及第二内啮合齿轮R2的转速，纵线Y4示出了对应于第一旋转要素RE1的第一太阳齿轮S1及发动机转速。根据本实施例的动力传递装置314，由于可得到与如图21至图24所示的动作同样的动作，因此可得到与如图1所示出的前述的实施例1的动力传递装置14同样的动作及作用效果。
实施例10
图35示出了作为本发明的其他实施例的、由齿轮系B1FF构成的动力传递装置315。构成本实施例的动力传递装置315的齿轮系B1FF在被构成为适用于发动机前置前轮驱动型的车辆这一点上，与适用于发动机前置后轮驱动型的车辆的图32的齿轮系B1FR不同。图32的齿轮系B1FR同心地具备第一旋转机MG1、第二旋转机MG2、第一动力传递部20、第二动力传递部22等。但是，图35的齿轮系B1FF相对于第一旋转轴线CC1而同心地具备第一旋转机MG1及第一动力传递部20，且相对于与第一旋转轴线CC1平行的第二旋转轴线CC2而同心地具备第二旋转机MG2及第二动力传递部22。
在图35的齿轮系B1FF中，虽然在具备与第二差动机构40的第二行星齿轮架C2连结的转鼓齿轮DG、在第二旋转机MG2的转子轴46固定设置的第二旋转机输出齿轮P46、副轴104的这些点上，与图32的齿轮系B1FR不同，但是其他部分是相同的，其中，副轴104具备与转鼓齿轮DG及第二旋转机输出齿轮P46相啮合的副轴从动齿轮100、以及与差速器齿轮32的差速器内啮合齿轮30相啮合的副轴驱动齿轮102。另外，根据本实施例的动力传递装置315，可得到与前述的实施例9的动力传递装置314同样的动作及作用效果。
实施例11
图36示出了作为本发明的其他实施例的、由齿轮系B2FF构成的动力传递装置415。虽然构成本实施例的动力传递装置415的齿轮系B2FF与构成图35的动力传递装置315的齿轮系B1FF相比，在第一差动机构38是双小齿轮型的行星齿轮机构、离合器CLc被设置于第一内啮合齿轮R1与转鼓齿轮DG之间、第一太阳齿轮S1与第二行星齿轮架C2连结的这些点上不同，但是其他部分是相同的。本实施例的动力传递装置415可得到与构成图32的动力传递装置314的齿轮系B1FR同样的作用效果。
实施例12
图37示出了作为本发明的其他实施例的、由齿轮系B3FF构成的动力传递装置515。虽然构成本实施例的动力传递装置515的齿轮系B3FF与构成图35的动力传递装置315的齿轮系B1FF相比，在第一差动机构38是双小齿轮型的行星齿轮机构、离合器CLc被设置于第一内啮合齿轮R1与转鼓齿轮DG之间、第一行星齿轮架C1与第二行星齿轮架C2连结的这些点上不同，但是其他部分是相同的。本实施例的动力传递装置515可得到与构成图32的动力传递装置314的齿轮系B1FR同样的作用效果。
以上，虽然基于附图而对本发明的实施例详细地进行了说明，但是本发明也可以适用于其他方式。
例如，虽然在前述的实施例中提出了使第二旋转要素RE2与作为非旋转部件的壳体18连结的制动器BR1以作为第一卡合装置，但是在第一差动机构38的三个旋转要素RE1、RE2、RE3在列线图上被排列在横轴上的情况下，只需为使三个旋转要素中的位于中央的旋转要素与非旋转部件连结的装置即可。
另外，虽然在前述的实施例中例示出与第一旋转要素RE1和第二旋转要素RE2选择性地连结的离合器CL1作为第二卡合装置，但是并不限于这种方式。例如，第二卡合装置也可以是与第二旋转要素RE2和第三旋转要素RE3选择性地连结的离合器，也可以是与第一旋转要素RE1和第三旋转要素RE3选择性地连结的离合器。简而言之，第二卡合装置只要是与第一旋转要素RE1、第二旋转要素RE2、及第三旋转要素RE3中的任意两个旋转要素连结的离合器即可。
另外，虽然在前述的实施例中，第二差动机构40为单小齿轮型的行星齿轮机构，但是并不限于这种方式。例如，也可以利用双小齿轮型的行星齿轮机构来构成第二差动机构。因此，第一差动机构38中的第一太阳齿轮S1、第一行星齿轮架C1、及第一内啮合齿轮R1与第一旋转要素RE1、第二旋转要素RE2、及第三旋转要素RE3的对应关系、以及第二差动机构40中的第二太阳齿轮S2、第二行星齿轮架C2、及第二内啮合齿轮R2与第四旋转要素RE4、第五旋转要素RE5、及第六旋转要素RE6的对应关系当然并不限于前述的实施例中的第一差动机构38及第二差动机构40所表示的对应关系。
另外，虽然在前述的实施例中，离合器CL1、制动器BR1、及离合器CLc是湿式的液压式摩擦卡合装置，但也可以是通过对动作状态进行电气式地切换的卡合装置。
此外，上述的方式只不过为一种实施方式，本发明能够根据本领域技术人员的知识，并以施加了各种变更、改良的方式而实施。
符号说明
10：车辆
12：发动机
16：驱动轮
24：输出轴(输出旋转部件)
38：第一差动机构
C1：第一行星齿轮架(旋转要素)
R1：第一内啮合齿轮(旋转要素)
S1：第一太阳齿轮(旋转要素)
40：第二差动机构
S2：第二太阳齿轮(旋转要素)
C2：第二行星齿轮架(旋转要素)
R2：第二内啮合齿轮(旋转要素)
90：电子控制装置(控制装置)
92：混合动力控制部
BR1：制动器(第一卡合要素)
CL1：离合器(第二卡合要素)
CLc：离合器
MG1：第一旋转机
MG2：第二旋转机
92：混合动力控制部
95：模式设定部
96：要求驱动力判断部
98：移库操作判断部

Claims (8)

1.一种车辆用动力传递装置的控制装置(90)，该车辆用动力传递装置(14、14、14、15、114、115、215、215、314、315、415、515)具备：
第一差动机构(38)，其包含第一旋转要素(C1、C1、C1、C1、S1、S1、S1、S1、S1、S1、S1、S1)、第二旋转要素(R1、R1、R1、R1、C1、C1、R1、R1、C1、C1、C1、C1)与第三旋转要素(S1、S1、S1、S1、R1、R1、C1、C1、R1、R1、R1、R1)；
第二差动机构(40)，其包含第四旋转要素(S2、S2、S2、S2、S2、S2、S2、S2、S2、S2、S2、S2)、第五旋转要素(C2、C2、C2、C2、C2、C2、C2、C2、R2、R2、R2、R2)与第六旋转要素(R2、R2、R2、R2、R2、R2、R2、R2、C2、C2、C2、C2)；以及
第一卡合要素(BR1)，其对所述第二旋转要素与非旋转部件(18)进行卡合，
所述第一旋转要素与内燃机(12)连结，第三旋转要素与第六旋转要素连结，第五旋转要素与输出轴(24)连结，第四旋转要素与第一旋转机(MG1)连结，所述输出轴与第二旋转机(MG2)连结，
所述车辆用动力传递装置的控制装置的特征在于，具有：
模式设定部(95)，其形成由所述第一卡合要素的卡合而实现的第一后退模式；以及
要求驱动力判断部(96)，其对后退时的加速器操作量是否为预先设定的判断值以上进行判断，
所述模式设定部在所述要求驱动力判断部中被判断为所述后退时的加速器操作量为所述判断值以上的情况下，设定所述第一后退模式。
2.如权利要求1所述的车辆用动力传递装置(14)的控制装置，其特征在于，
所述加速器操作量为加速器开度、加速器开度变化率、以及加速器开度变化量中的至少一个。
3.如权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置(14)的控制装置，其特征在于，
所述动力传递装置具备第二卡合要素(CL1)，所述第二卡合要素对所述第一差动机构的第一旋转要素、第二旋转要素、以及第三旋转要素中的至少两个进行卡合，
所述控制装置具备移库操作判断部(98)，所述移库操作判断部对移库操作进行判断，该移库操作实施加速器操作量为零且在预定车速以下使用了所述内燃机的内燃机行驶中的前进后退切换，
所述模式设定部能够对由所述第二卡合要素的卡合实现的第二后退模式进行设定，并在通过所述移库操作判断部而被判断出所述移库操作的情况下，设定所述第二后退模式。
4.如权利要求3所述的车辆用动力传递装置(14)的控制装置，其特征在于，
所述模式切换部在从由所述内燃机行驶而实现的前进行驶被切换为后退行驶时，设定所述第二后退模式。
5.如权利要求1至4中任意一项所述的车辆用动力传递装置(14)的控制装置，其特征在于，
具备要求驱动力判断部(96)，该要求驱动力判断部对所述加速器操作量或基于加速器操作量而获得的要求驱动力是否超过预先设定的驱动力判断值进行判断，
所述模式设定部在通过所述要求驱动力判断部而判断为所述加速器操作量或基于加速器操作量而获得的要求驱动力超过预先设定的驱动力判断值的情况下，设定所述第一后退模式。
6.如权利要求3至5中任意一项所述的车辆用动力传递装置(14)的控制装置，其特征在于，
在由所述模式设定部实现的从所述第二后退模式向所述第一后退模式的切换时，在第一卡合要素的卡合同步结束之后，使所述内燃机的输出转矩增加。
7.如权利要求3至6中任意一项所述的车辆用动力传递装置(14)的控制装置，其特征在于，
在从内燃机驱动下的由所述第一后退模式实现的后退向内燃机驱动的前进切换时，经由所述第二后退模式而向前进切换。
8.如权利要求1至7中任意一项所述的车辆用动力传递装置(14)的控制装置，其特征在于，
所述第一后退模式被选择，并通过所述模式设定部而形成了所述第一后退模式。
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