CN109973607B - 车辆用动力传递装置的控制装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种车辆用动力传递装置的控制装置，以便在不确保实际变速比算出用转速的检测精度时，维持最低位侧变速比而不使次级推力不必要地提高。在不确保实际变速比算出用转速的检测精度时，基于实际变速比是否为最低位侧变速比的判定结果及带部输入转矩是否为规定输入转矩以上的判定结果，设定次级推力算出用推力比及初级推力算出用推力比。由此，能够设定降低初级推力的初级推力算出用推力比，或者，设定提高次级推力的次级推力算出用推力比或不使次级推力不必要地提高的次级推力算出用推力比。因此，能够维持最低位侧变速比而不会不必要地提高次级推力。

Description

车辆用动力传递装置的控制装置

技术领域

本发明涉及具备无级变速机构的车辆用动力传递装置的控制装置，所述无级变速机构设置于动力源与驱动轮之间的动力传递路径。

背景技术

公知有具备无级变速机构的车辆用动力传递装置的控制装置，所述无级变速机构具有初级带轮、次级带轮及卷挂于各所述带轮之间的传递部件并向驱动轮侧传递动力源的动力。例如，专利文献1记载的车辆用无级变速器的控制装置就是这样的装置。在该专利文献1中公开了如下技术：在判定为不确保在算出无级变速机构的实际变速比时使用的转速的检测精度时，在实际变速比已经成为最低位侧变速比的情况下，通过将用于实现最低位侧变速比的初级带轮的推力降低与控制偏差对应的量，从而维持最低位侧变速比，另一方面，在实际变速比尚未成为最低位侧变速比的情况下，通过将用于实现最低位侧变速比的次级带轮的推力提高与控制偏差对应的量，从而使变速比向最低位侧变速比变化。此外，变速比是“输入侧的旋转构件的转速/输出侧的旋转构件的转速”。例如，所述无级变速机构的变速比是“初级带轮的转速/次级带轮的转速”。另外，所述车辆用动力传递装置的变速比是“传递动力源的动力的输入旋转构件的转速/向驱动轮输出动力的输出旋转构件的转速”。变速比中的高位侧是作为变速比变小的一侧的高车速侧。变速比中的低位侧是作为变速比变大的一侧的低车速侧。例如，所述最低位侧变速比是成为车速最低侧的最低车速侧的变速比，是变速比成为最大的值的最大变速比。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：国际公开第2012/017536号

另外，当考虑能量消耗量的降低时，用于实现目标变速比的初级带轮的推力、次级带轮的推力优选在能够防止传递部件的滑动的范围内不过度变大。因此，在向无级变速机构的输入转矩较小时，减小用于实现最低位侧变速比的初级带轮的推力。因此，将初级带轮的推力降低与控制偏差对应的量的余地有时会消失。当不能够将用于实现最低位侧变速比的初级带轮的推力降低与控制偏差对应的量时，有可能不能维持最低位侧变速比。

发明内容

本发明将以上情况作为背景而做出，其目的在于提供一种在处于不确保在算出无级变速机构的实际变速比时使用的转速的检测精度的状态时，能够维持最低位侧变速比而不使次级带轮的推力不必要地提高的车辆用动力传递装置的控制装置。

作为第一发明的要旨在于：(a)一种具备无级变速机构的车辆用动力传递装置的控制装置，所述无级变速机构具有初级带轮、次级带轮及卷挂于各所述带轮之间的传递部件并向驱动轮侧传递动力源的动力，所述控制装置包括：(b)检测精度判定部，所述检测精度判定部判定是否是不确保在算出所述无级变速机构的实际变速比时使用的转速的检测精度的状态；(c)最低位判定部，所述最低位判定部判定所述无级变速机构的实际变速比是否为最低位侧变速比；(d)输入转矩判定部，所述输入转矩判定部判定向所述无级变速机构的输入转矩是否为规定输入转矩以上；以及(e)变速控制部，所述变速控制部基于向所述无级变速机构的输入转矩算出实现所述无级变速机构的目标变速比的推力比，所述推力比是由所述初级带轮的液压致动器赋予的夹压所述传递部件的所述初级带轮的推力与由所述次级带轮的液压致动器赋予的夹压所述传递部件的所述次级带轮的推力之比，(f)所述变速控制部在判定为是不确保所述转速的检测精度的状态时，基于所述实际变速比是否为所述最低位侧变速比的判定结果及所述输入转矩是否为所述规定输入转矩以上的判定结果，以实现所述目标变速比的推力比为基本值设定次级推力算出用推力比及初级推力算出用推力比，所述次级推力算出用推力比是基于所述初级带轮的推力算出所述次级带轮的推力时使用的推力比，所述初级推力算出用推力比是基于所述次级带轮的推力算出所述初级带轮的推力时使用的推力比。

另外，第二发明为：在所述第一发明记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述变速控制部在判定为所述实际变速比是所述最低位侧变速比且判定为所述输入转矩是所述规定输入转矩以上的情况下，设定实现所述目标变速比的推力比作为所述次级推力算出用推力比，并且设定比实现所述目标变速比的推力比容易执行所述无级变速机构的降档的推力比作为所述初级推力算出用推力比。

另外，第三发明为：在所述第一发明或第二发明记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述变速控制部在判定为所述实际变速比是所述最低位侧变速比且判定为所述输入转矩不是所述规定输入转矩以上的情况下，设定比实现所述目标变速比的推力比容易执行所述无级变速机构的降档的推力比作为所述次级推力算出用推力比，并且设定比实现所述目标变速比的推力比容易执行所述无级变速机构的降档的推力比作为所述初级推力算出用推力比。

另外，第四发明为：在所述第一发明至第三发明中的任一个记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述变速控制部在判定为所述实际变速比不是所述最低位侧变速比，且判定为所述目标变速比是所述最低位侧变速比且所述输入转矩是所述规定输入转矩以上的情况下，设定实现所述目标变速比的推力比作为所述次级推力算出用推力比，并且设定实现所述目标变速比的推力比作为所述初级推力算出用推力比。

另外，第五发明为：在所述第一发明至第四发明中的任一个记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述变速控制部在判定为所述实际变速比不是所述最低位侧变速比，且判定为所述目标变速比是所述最低位侧变速比且所述输入转矩不是所述规定输入转矩以上的情况下，设定比实现所述目标变速比的推力比容易执行所述无级变速机构的降档的推力比作为所述次级推力算出用推力比，并且设定比实现所述目标变速比的推力比容易执行所述无级变速机构的降档的推力比作为所述初级推力算出用推力比。

另外，第六发明为：在所述第一发明至第五发明中的任一个记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述变速控制部在判定为所述实际变速比不是所述最低位侧变速比且判定为所述目标变速比不是所述最低位侧变速比的情况下，设定实现所述目标变速比的推力比作为所述次级推力算出用推力比，并且设定实现所述目标变速比的推力比作为所述初级推力算出用推力比。

另外，第七发明为：在所述第二发明、第三发明及第五发明中的任一个记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，设定比实现所述目标变速比的推力比容易执行所述无级变速机构的降档的推力比是指设定与实现所述目标变速比的推力比相比增大所述初级带轮的推力与所述次级带轮的推力之差的推力比。

另外，第八发明为：在所述第一发明至第七发明中的任一个记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述车辆用动力传递装置具备多个动力传递路径，所述多个动力传递路径并列设置于传递所述动力源的所述动力的输入旋转构件与向所述驱动轮输出所述动力的输出旋转构件之间，并能够从所述输入旋转构件向所述输出旋转构件分别传递所述动力，所述多个动力传递路径具有第一动力传递路径和第二动力传递路径，所述第一动力传递路径是通过第一卡合装置的卡合而形成并经由具有档位的齿轮机构的动力传递路径，所述第二动力传递路径是通过第二卡合装置的卡合而形成并经由所述无级变速机构的动力传递路径。

另外，第九发明为：在所述第八发明记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述输入转矩判定部还判定所述第二卡合装置是否为完全卡合的状态，所述变速控制部在判定为所述第二卡合装置是完全卡合的状态的情况下，设定基于所述输入转矩是否为所述规定输入转矩以上的判定结果的所述次级推力算出用推力比及所述初级推力算出用推力比，另一方面，在判定为所述第二卡合装置不是完全卡合的状态的情况下，无论所述输入转矩是否为所述规定输入转矩以上的判定结果如何，都设定基于所述输入转矩不是所述规定输入转矩以上这样的判定结果的所述次级推力算出用推力比及所述初级推力算出用推力比。

发明的效果

根据所述第一发明，由于在判定为是不确保转速的检测精度的状态时，基于实际变速比是否为最低位侧变速比的判定结果及输入转矩是否为规定输入转矩以上的判定结果，以实现目标变速比的推力比为基本值设定次级推力算出用推力比及初级推力算出用推力比，所以能够根据实际变速比是否为最低位侧变速比的判定结果，例如以可靠地维持最低位侧变速比的方式设定降低初级带轮的推力的初级推力算出用推力比。另外，能够根据输入转矩是否为规定输入转矩以上的判定结果，例如设定提高次级带轮的推力的次级推力算出用推力比，或者设定不使次级带轮的推力不必要地提高的次级推力算出用推力比。因此，在处于不确保在算出无级变速机构的实际变速比时使用的转速的检测精度的状态时，能够维持最低位侧变速比而不使次级带轮的推力不必要地提高。

另外，根据所述第二发明，由于在判定为实际变速比是最低位侧变速比且判定为输入转矩是规定输入转矩以上的情况下，设定实现目标变速比的推力比作为次级推力算出用推力比，并且设定比实现目标变速比的推力比容易执行无级变速机构的降档的推力比作为初级推力算出用推力比，所以能够不使次级带轮的推力不必要地提高，并且能够以可靠地维持最低位侧变速比的方式降低初级带轮的推力。

另外，根据所述第三发明，由于在判定为实际变速比是最低位侧变速比且判定为输入转矩不是规定输入转矩以上的情况下，设定比实现目标变速比的推力比容易执行无级变速机构的降档的推力比作为次级推力算出用推力比，并且设定比实现目标变速比的推力比容易执行无级变速机构的降档的推力比作为初级推力算出用推力比，所以能够以可靠地维持最低位侧变速比的方式提高次级带轮的推力，并且以可靠地维持最低位侧变速比的方式降低初级带轮的推力。

另外，根据所述第四发明，由于在判定为实际变速比不是最低位侧变速比，且判定为目标变速比是最低位侧变速比且输入转矩是规定输入转矩以上的情况下，设定实现目标变速比的推力比作为次级推力算出用推力比，并且设定实现目标变速比的推力比作为初级推力算出用推力比，所以能够不使次级带轮的推力不必要地提高。

另外，根据所述第五发明，由于在判定为实际变速比不是最低位侧变速比，且判定为目标变速比是最低位侧变速比且输入转矩不是规定输入转矩以上的情况下，设定比实现目标变速比的推力比容易执行无级变速机构的降档的推力比作为次级推力算出用推力比，并且设定比实现目标变速比的推力比容易执行无级变速机构的降档的推力比作为初级推力算出用推力比，所以能够以不产生传递部件的滑动的方式提高次级带轮的推力，并且能够以容易实现被设为最低位侧变速比的目标变速比的方式降低初级带轮的推力。

另外，根据所述第六发明，由于在判定为实际变速比不是最低位侧变速比且判定为目标变速比不是最低位侧变速比的情况下，设定实现目标变速比的推力比作为次级推力算出用推力比，并且设定实现目标变速比的推力比作为初级推力算出用推力比，所以能够不使次级带轮的推力不必要地提高。

另外，根据所述第七发明，由于设定比实现目标变速比的推力比容易执行无级变速机构的降档的推力比是指设定与实现目标变速比的推力比相比增大初级带轮的推力与次级带轮的推力之差的推力比，所以通过设定容易执行降档的推力比，从而容易可靠地维持最低位侧变速比。

另外，根据所述第八发明，在具备并列设置于输入旋转构件与输出旋转构件之间的经由具有档位的齿轮机构的第一动力传递路径和经由无级变速机构的第二动力传递路径这样的多个动力传递路径的车辆用动力传递装置中，在处于不确保算出无级变速机构的实际变速比时使用的转速的检测精度的状态时，能够维持最低位侧变速比而不使次级带轮的推力不必要地提高。

另外，根据所述第九发明，由于在判定为第二卡合装置是完全卡合的状态的情况下，设定基于输入转矩是否为规定输入转矩以上的判定结果的次级推力算出用推力比及初级推力算出用推力比，所以例如能够以可靠地维持最低位侧变速比的方式设定降低初级带轮的推力的初级推力算出用推力比、提高次级带轮的推力的次级推力算出用推力比、或者不使次级带轮的推力不必要地提高的次级推力算出用推力比。另一方面，由于在判定为第二卡合装置不是完全卡合的状态的情况下，无论输入转矩是否为规定输入转矩以上的判定结果如何，都设定基于输入转矩不是规定输入转矩以上这样的判定结果的、次级推力算出用推力比及初级推力算出用推力比，所以在第二卡合装置不是完全卡合的状态时，相对于输入转矩实质上成为与第二卡合装置的转矩容量对应的转矩以下，能够设定与输入转矩不是规定输入转矩以上的状态匹配的次级推力算出用推力比及初级推力算出用推力比。

附图说明

图1是说明应用本发明的车辆的概略结构的图，且是说明用于车辆中的各种控制的控制功能及控制系统的主要部分的图。

图2是用于说明无级变速机构的结构的图。

图3是示出用于说明为了进行变速控制所需的推力的一例的图。

图4是示出图3的t2时间点的各推力的关系的一例的图。

图5是示出用于以必要最小限度的推力兼顾目标的变速和带滑动防止的控制构造的框图。

图6是示出用于算出在次级带轮侧的推力的算出中使用的推力比的推力比映射的一例的图。

图7是示出用于算出在初级带轮侧的推力的算出中使用的推力比的推力比映射的一例的图。

图8是示出用于算出次级差推力的差推力映射的一例的图。

图9是示出用于算出初级差推力的差推力映射的一例的图。

图10是示出在将变速比设为最低位侧变速比的稳定状态下基于初级侧滑动极限推力算出次级目标推力时的处理的流程的图，且是示出作为本实施例的一例的类型A的图。

图11是示出在将变速比设为最低位侧变速比的稳定状态下基于初级侧滑动极限推力算出次级目标推力时的处理的流程的图，且是示出作为本实施例的一例的类型B的图。

图12是示出在将变速比设为最低位侧变速比的稳定状态下基于初级侧滑动极限推力算出次级目标推力时的处理的流程的图，是示出作为本实施例的一例的类型C的图。

图13是说明电子控制装置的控制工作的主要部分，即，用于在处于不确保实际变速比算出用转速的检测精度的状态时维持最低位侧变速比而不使次级推力不必要地提高的控制工作的流程图。

图14是说明电子控制装置的控制工作的主要部分，即，用于在处于不确保实际变速比算出用转速的检测精度的状态时维持最低位侧变速比而不使次级推力不必要地提高的控制工作的流程图，且是与图13不同的实施例。

图15是示出在将变速比设为最低位侧变速比的稳定状态下基于初级侧滑动极限推力算出次级目标推力时的处理的流程的图，且是比较例。

附图标记的说明

10：车辆

12：发动机(动力源)

14：驱动轮

16：车辆用动力传递装置

22：输入轴(输入旋转构件)

24：无级变速机构

28：齿轮机构

30：输出轴(输出旋转构件)

60：初级带轮

60c：液压致动器

64：次级带轮

64c：液压致动器

66：传动带(传递部件)

90：电子控制装置(控制装置)

94：变速控制部

96：检测精度判定部

98：最低位判定部

99：输入转矩判定部

C1：第一离合器(第一卡合装置)

C2：第二离合器(第二卡合装置)

PT1：第一动力传递路径

PT2：第二动力传递路径。

具体实施方式

在本发明的实施方式中，作为输入侧的带轮的所述初级带轮和作为输出侧的带轮的所述次级带轮例如分别具有固定滑轮、可动滑轮、以及赋予用于变更上述固定滑轮与可动滑轮之间的槽宽的推力的所述液压致动器。具备所述车辆用动力传递装置的车辆具备分别独立地控制向所述液压致动器供给的作为工作液压的带轮液压的液压控制回路。该液压控制回路例如也可以构成为通过控制向所述液压致动器的工作油的流量，其结果是产生带轮液压。通过利用这样的液压控制回路分别控制所述初级带轮及所述次级带轮的各推力(＝带轮液压×受压面积)，从而执行变速控制以防止所述传递部件的滑动并实现目标的变速。卷绕于所述初级带轮与所述次级带轮之间的所述传递部件为具有封闭环状的环箍、和沿着该环箍在厚度方向上多个相连而成的作为厚壁板片状的块的元件的封闭环状的压缩式传动带，或者，构成封闭环状的扁节链的牵拉式传动带等，所述扁节链是利用连结销将交替地重叠的连杆板的端部相互连结而成的。所述无级变速机构为公知的带式无级变速器。广义而言，在该带式无级变速器的概念中包含有链式无级变速器。

另外，所述动力源例如为通过燃料的燃烧而产生动力的汽油发动机、柴油发动机等发动机。另外，作为所述动力源，所述车辆也可以除了该发动机之外还具备电动机等，或者，也可以具备电动机等代替该发动机。

以下，参照附图，对本发明的实施例进行详细说明。

[实施例1]

实施例

图1是说明应用本发明的车辆10的概略结构的图，且是说明用于车辆10中的各种控制的控制功能及控制系统的主要部分的图。在图1中，车辆10具备作为动力源发挥功能的发动机12、驱动轮14、以及设置于发动机12与驱动轮14之间的动力传递路径的车辆用动力传递装置16。以下，将车辆用动力传递装置16称为动力传递装置16。

在作为非旋转构件的壳体18内，动力传递装置16具备：与发动机12连结的作为流体式传动装置的公知的变矩器20、与变矩器20连结的输入轴22、与输入轴22连结的无级变速机构24、同样地与输入轴22连结的前进后退切换装置26、经由前进后退切换装置26与输入轴22连结并与无级变速机构24并列设置的齿轮机构28、作为无级变速机构24及齿轮机构28的共用的输出旋转构件的输出轴30、副轴32、由分别不能相对旋转地设置于输出轴30及副轴32并啮合的一对齿轮构成的减速齿轮装置34、不能相对旋转地设置于副轴32的齿轮36、以及与齿轮36连结的差动齿轮38等。另外，动力传递装置16具备与差动齿轮38连结的左右的车轴40。输入轴22为传递发动机12的动力的输入旋转构件。输出轴30为向驱动轮14输出发动机12的动力的输出旋转构件。在不特别区分的情况下，所述动力也与转矩、力同义。

在按这种方式构成的动力传递装置16中，从发动机12输出的动力依次经由变矩器20、前进后退切换装置26、齿轮机构28、减速齿轮装置34、差动齿轮38、车轴40等，向左右的驱动轮14传递。或者，在动力传递装置16中，从发动机12输出的动力依次经由变矩器20、无级变速机构24、减速齿轮装置34、差动齿轮38、车轴40等，向左右的驱动轮14传递。

如上所述，动力传递装置16具备并列设置于发动机12与驱动轮14之间的动力传递路径PT的齿轮机构28及无级变速机构24。具体而言，动力传递装置16具备并列设置于输入轴22与输出轴30之间的动力传递路径PT的齿轮机构28及无级变速机构24。即，动力传递装置16具备多个动力传递路径，所述多个动力传递路径并列设置于输入轴22与输出轴30之间，且能够分别从输入轴22向输出轴30传递发动机12的动力。多个动力传递路径具有经由齿轮机构28的第一动力传递路径PT1、和经由无级变速机构24的第二动力传递路径PT2。即，动力传递装置16在输入轴22与输出轴30之间并列地具备第一动力传递路径PT1和第二动力传递路径PT2这样的多个动力传递路径。第一动力传递路径PT1为从输入轴22经由齿轮机构28向驱动轮14传递发动机12的动力的动力传递路径。第二动力传递路径PT2为从输入轴22经由无级变速机构24向驱动轮14传递发动机12的动力的动力传递路径。

在动力传递装置16中，向驱动轮14传递发动机12的动力的动力传递路径根据车辆10的行驶状态而切换为第一动力传递路径PT1或第二动力传递路径PT2。因此，动力传递装置16具备选择性地形成第一动力传递路径PT1和第二动力传递路径PT2的多个卡合装置。多个卡合装置包括第一离合器C1、第一制动器B1及第二离合器C2。第一离合器C1为设置于第一动力传递路径PT1并选择性地连接或切断第一动力传递路径PT1的卡合装置，且为在前进时通过卡合而形成第一动力传递路径PT1的第一卡合装置。第一制动器B1为设置于第一动力传递路径PT1并选择性地连接或切断第一动力传递路径PT1的卡合装置，且为在后退时通过卡合而形成第一动力传递路径PT1的卡合装置。第一动力传递路径PT1通过第一离合器C1或第一制动器B1的卡合而形成。第二离合器C2为设置于第二动力传递路径PT2并选择性地连接或切断第二动力传递路径PT2的卡合装置，且为通过卡合而形成第二动力传递路径PT2的第二卡合装置。第二动力传递路径PT2通过第二离合器C2的卡合而形成。第一离合器C1、第一制动器B1及第二离合器C2均为利用液压致动器进行摩擦卡合的公知的液压式的湿式摩擦卡合装置。如后所述，第一离合器C1及第一制动器B1分别为构成前进后退切换装置26的部件中的一个。

发动机12具备发动机控制装置42，所述发动机控制装置42具有电子节流装置、燃料喷射装置、点火装置等发动机12的输出控制所需要的各种设备。发动机12通过利用后述的电子控制装置90，根据由驾驶员进行的与针对车辆10的驱动要求量对应的加速器踏板的操作量即加速器操作量θacc来控制发动机控制装置42，从而控制发动机转矩Te。

变矩器20具备与发动机12连结的泵叶轮20p及与输入轴22连结的涡轮叶轮20t。动力传递装置16具备与泵叶轮20p连结的机械式油泵44。油泵44通过利用发动机12进行旋转驱动，从而向车辆10所具备的液压控制回路46供给用于对无级变速机构24进行变速控制、产生无级变速机构24的带夹压力、或切换所述多个卡合装置中的每一个的卡合、释放等工作状态的工作液压的初始压力。

前进后退切换装置26具备双小齿轮型的行星齿轮装置26p、第一离合器C1及第一制动器B1。行星齿轮装置26p为具有作为输入部件的齿轮架26c、作为输出部件的太阳轮26s及作为反作用力部件的齿圈26r这三个旋转部件的差动机构。齿轮架26c与输入轴22连结。齿圈26r经由第一制动器B1与壳体18选择性地连结。太阳轮26s与小径齿轮48连结，所述小径齿轮48被设置成能够绕输入轴22而相对于该输入轴22同轴心地相对旋转。齿轮架26c和太阳轮26s经由第一离合器C1而选择性地连结。

齿轮机构28具备小径齿轮48、齿轮机构副轴50及大径齿轮52，所述大径齿轮52被设置成不能绕齿轮机构副轴50而相对于该齿轮机构副轴50同轴心地相对旋转，并与小径齿轮48啮合。大径齿轮52的直径比小径齿轮48大。另外，齿轮机构28具备空转齿轮54和输出齿轮56，所述空转齿轮54被设置成能够绕齿轮机构副轴50而相对于该齿轮机构副轴50同轴心地相对旋转，所述输出齿轮56被设置成不能绕输出轴30而相对于该输出轴30同轴心地相对旋转，并与空转齿轮54啮合。输出齿轮56的直径比空转齿轮54大。因此，齿轮机构28在输入轴22与输出轴30之间的动力传递路径PT中形成一个档位。齿轮机构28为具有档位的齿轮机构。齿轮机构28还具备啮合式离合器D1，所述啮合式离合器D1绕齿轮机构副轴50并设置于大径齿轮52与空转齿轮54之间，并选择性地连接或切断它们之间的动力传递路径。啮合式离合器D1为选择性地连接或切断第一动力传递路径PT1的卡合装置，且为通过卡合而形成第一动力传递路径PT1的卡合装置。啮合式离合器D1为通过与第一离合器C1或第一制动器B1一起卡合而形成第一动力传递路径PT1的卡合装置，并包含于所述多个卡合装置。啮合式离合器D1通过动力传递装置16所具备的未图示的液压致动器的工作而对工作状态进行切换。

第一动力传递路径PT1是通过将啮合式离合器D1和设置于比啮合式离合器D1靠输入轴22侧的位置的第一离合器C1或第一制动器B1一起卡合而形成的。通过第一离合器C1的卡合而形成前进用的动力传递路径，另一方面，通过第一制动器B1的卡合而形成后退用的动力传递路径。在动力传递装置16中，当形成第一动力传递路径PT1时，设为能够从输入轴22经由齿轮机构28向输出轴30传递发动机12的动力的可传递动力状态。另一方面，当将第一离合器C1及第一制动器B1一起释放时，或者当将啮合式离合器D1释放时，第一动力传递路径PT1设为不能传递动力的空档状态。

图2是用于说明无级变速机构24的结构的图。在图1、图2中，无级变速机构24具备：与输入轴22同轴心地设置并与输入轴22一体连结的初级轴58、与初级轴58连结且有效直径可变的初级带轮60、与输出轴30同轴心地设置的次级轴62、与次级轴62连结且有效直径可变的次级带轮64、以及卷绕于上述各带轮60、64之间的作为传递部件的传动带66。无级变速机构24为经由各带轮60、64与传动带66之间的摩擦力来进行动力传递的公知的带式无级变速器，并向驱动轮14侧传递发动机12的动力。所述摩擦力也与夹压力同义，也称为带夹压力。该带夹压力为无级变速机构24中的传动带66的转矩容量即带转矩容量Tcvt。

初级带轮60具备：与初级轴58连结的固定滑轮60a、设置成相对于固定滑轮60a不能绕初级轴58的轴心相对旋转且能够进行轴心方向上的移动的可动滑轮60b、以及对可动滑轮60b赋予初级推力Win的液压致动器60c。初级推力Win为用于变更固定滑轮60a与可动滑轮60b之间的V槽宽度的初级带轮60的推力(＝初级压力Pin×受压面积)。即，初级推力Win为由液压致动器60c赋予的夹压传动带66的初级带轮60的推力。初级压力Pin为由液压控制回路46向液压致动器60c供给的液压，且为产生初级推力Win的带轮液压。另外，次级带轮64具备：与次级轴62连结的固定滑轮64a、设置成相对于固定滑轮64a不能绕次级轴62的轴心相对旋转且能够进行轴心方向上的移动的可动滑轮64b、以及对可动滑轮64b赋予次级推力Wout的液压致动器64c。次级推力Wout为用于变更固定滑轮64a与可动滑轮64b之间的V槽宽度的次级带轮64的推力(＝次级压力Pout×受压面积)。即，次级推力Wout为由液压致动器64c赋予的夹压传动带66的次级带轮64的推力。次级压力Pout为由液压控制回路46向液压致动器64c供给的液压，且为产生次级推力Wout的带轮液压。

在无级变速机构24中，通过利用由后述的电子控制装置90驱动的液压控制回路46分别对初级压力Pin及次级压力Pout进行调压控制，从而分别对初级推力Win及次级推力Wout进行控制。由此，在无级变速机构24中，使各带轮60、64的V槽宽度变化而变更传动带66的卷挂直径(＝有效直径)，从而使变速比γcvt(＝初级转速Npri/次级转速Nsec)变化，并且，以不使传动带66产生滑动的方式控制带夹压力。即，通过分别控制初级推力Win及次级推力Wout，从而防止作为传动带66的滑动的带滑动，并使无级变速机构24的变速比γcvt成为目标变速比γcvttgt。此外，初级转速Npri为初级轴58的转速，次级转速Nsec为次级轴62的转速。

在无级变速机构24中，在初级压力Pin升高时，初级带轮60的V槽宽度变窄，变速比γcvt变小。变速比γcvt变小意味着无级变速机构24升档。在无级变速机构24中，在使初级带轮60的V槽宽度成为最小时，形成最高位侧变速比γmin。该最高位侧变速比γmin为能够由无级变速机构24形成的变速比γcvt的范围中的成为车速最高侧的最高车速侧的变速比γcvt，且为变速比γcvt成为最小的值的最小变速比。另一方面，在无级变速机构24中，当初级压力Pin降低时，初级带轮60的V槽宽度变宽，变速比γcvt变大。变速比γcvt变大意味着无级变速机构24降档。在无级变速机构24中，在使初级带轮60的V槽宽度成为最大时，形成最低位侧变速比γmax。该最低位侧变速比γmax为能够由无级变速机构24形成的变速比γcvt的范围中的成为车速最低侧的最低车速侧的变速比γcvt，且为变速比γcvt成为最大的值的最大变速比。此外，在无级变速机构24中，利用初级推力Win和次级推力Wout来防止带滑动，并利用初级推力Win与次级推力Wout的相互关系来实现目标变速比γcvttgt，而不是仅利用一方的推力来实现目标的变速。如后所述，通过利用初级压力Pin与次级压力Pout的相互关系来变更作为初级推力Win与次级推力Wout之比的推力比τ(＝Wout/Win)，从而变更无级变速机构24的变速比γcvt。推力比τ为次级推力Wout相对于初级推力Win的比值。例如，推力比τ越大，则变速比γcvt越大，即无级变速机构24越被降档。

输出轴30配置成能够相对于次级轴62同轴心地相对旋转。第二离合器C2设置于次级带轮64与输出轴30之间的动力传递路径。第二动力传递路径PT2通过将第二离合器C2卡合而形成。在动力传递装置16中，当形成第二动力传递路径PT2时，设为能够从输入轴22经由无级变速机构24向输出轴30传递发动机12的动力的可传递动力状态。另一方面，在第二动力传递路径PT2中，当将第二离合器C2释放时，设为空档状态。无级变速机构24的变速比γcvt相当于第二动力传递路径PT2中的变速比。

在动力传递装置16中，将第一动力传递路径PT1中的变速比γgear(＝输入轴转速Nin/输出轴转速Nout)即齿轮机构28的变速比EL设定为比第二动力传递路径PT2中的最大变速比即无级变速机构24的最低位侧变速比γmax大的值。即，将变速比EL设定为比最低位侧变速比γmax靠低位侧的变速比。齿轮机构28的变速比EL相当于动力传递装置16中的第一速变速比γ1，无级变速机构24的最低位侧变速比γmax相当于动力传递装置16中的第二速变速比γ2。像这样，第二动力传递路径PT2形成比第一动力传递路径PT1靠高位侧的变速比。此外，输入轴转速Nin为输入轴22的转速，输出轴转速Nout为输出轴30的转速。

在车辆10中，能够选择性地进行齿轮行驶模式下的行驶和带行驶模式下的行驶。齿轮行驶模式是使用第一动力传递路径PT1进行行驶的行驶模式，且是设为在动力传递装置16中形成第一动力传递路径PT1的状态的行驶模式。带行驶模式是使用第二动力传递路径PT2进行行驶的行驶模式，且是设为在动力传递装置16中形成第二动力传递路径PT2的状态的行驶模式。在齿轮行驶模式下，在设为能够进行前进行驶的情况下，将第一离合器C1及啮合式离合器D1卡合并将第二离合器C2及第一制动器B1释放。在齿轮行驶模式下，在设为能够进行后退行驶的情况下，将第一制动器B1及啮合式离合器D1卡合并将第二离合器C2及第一离合器C1释放。在带行驶模式下，将第二离合器C2卡合并将第一离合器C1及第一制动器B1释放。在该带行驶模式下，能够前进行驶。

在包括车辆停止期间的车速较低的区域选择齿轮行驶模式。在包括中车速区域的车速较高的区域选择带行驶模式。在带行驶模式中的中车速区域处的带行驶模式下，将啮合式离合器D1卡合，另一方面，在带行驶模式中的高车速区域处的带行驶模式下，将啮合式离合器D1释放。之所以在高车速区域处的带行驶模式下将啮合式离合器D1释放，例如是为了消除带行驶模式下的行驶期间的齿轮机构28等的拖曳，并且防止在高车速下作为齿轮机构28、行星齿轮装置26p的构成构件的例如小齿轮等高转速化。

车辆10具备包括动力传递装置16的控制装置在内的作为控制器的电子控制装置90。电子控制装置90例如构成为包括具备CPU、RAM、ROM、输入输出接口等的所谓的微型计算机，CPU通过利用RAM的临时存储功能并按照预先存储于ROM的程序进行信号处理，从而执行车辆10的各种控制。电子控制装置90执行发动机12的输出控制、无级变速机构24的变速控制、带夹压力控制、对所述多个卡合装置(C1、B1、C2、D1)中的每一个的工作状态进行切换的液压控制等。电子控制装置90构成为根据需要而分为发动机控制用、液压控制用等。

分别向电子控制装置90供给由车辆10所具备的各种传感器等(例如各种转速传感器70、72、74、76、加速器操作量传感器78、节气门开度传感器80、档位传感器82等)检测的各种检测信号等(例如发动机转速Ne、成为与输入轴转速Nin同值的初级转速Npri、次级转速Nsec、与车速V对应的输出轴转速Nout、表示驾驶员的加速操作的大小的加速器操作量θacc、节气门开度tap、车辆10所具备的变速杆84的操作位置POSsh等)。另外，分别从电子控制装置90向车辆10所具备的各装置(例如发动机控制装置42、液压控制回路46等)输出各种指令信号(例如用于控制发动机12的发动机控制指令信号Se、用于控制无级变速机构24的变速、带夹压力等的液压控制指令信号Scvt、用于控制所述多个卡合装置中的每一个的工作状态的液压控制指令信号Scbd等)。此外，输入轴转速Nin(＝初级转速Npri)也为涡轮转速，另外，初级转速Npri也为初级带轮60的转速，另外，次级转速Nsec也为次级带轮64的转速。另外，电子控制装置90基于初级转速Npri和次级转速Nsec，算出作为无级变速机构24的实际的变速比γcvt的实际变速比γcvt(＝Npri/Nsec)。

变速杆84的操作位置POSsh例如为P、R、N、D操作位置。P操作位置为选择将动力传递装置16设为空档状态且将输出轴30机械固定成不能旋转的动力传递装置16的P位置的停车操作位置。动力传递装置16的空档状态例如通过将第一离合器C1、第一制动器B1及第二离合器C2一起释放而实现。即，动力传递装置16的空档状态为第一动力传递路径PT1及第二动力传递路径PT2均未形成的状态。R操作位置为选择在齿轮行驶模式下能够后退行驶的动力传递装置16的R位置的后退行驶操作位置。N操作位置为选择将动力传递装置16设为空档状态的动力传递装置16的N位置的空档操作位置。D操作位置为选择在齿轮行驶模式下能够前进行驶、或在带行驶模式下执行无级变速机构24的自动变速控制而能够前进行驶的动力传递装置16的D位置的前进行驶操作位置。

为了实现车辆10中的各种控制，电子控制装置90具备发动机控制机构即发动机控制部92及变速控制机构即变速控制部94。

发动机控制部92通过将加速器操作量θacc及车速V应用于作为预先实验性地或设计性地求出并存储的关系、即预先设定的关系的例如驱动力映射，从而算出目标驱动力Fwtgt。发动机控制部92设定能够得到该目标驱动力Fwtgt的目标发动机转矩Tetgt，并向发动机控制装置42输出以能够得到该目标发动机转矩Tetgt的方式控制发动机12的发动机控制指令信号Se。

在车辆停止期间，在操作位置POSsh为P操作位置或N操作位置的情况下，变速控制部94预备向齿轮行驶模式的转移，并向液压控制回路46输出将啮合式离合器D1卡合的液压控制指令信号Scbd。在车辆停止期间，在将操作位置POSsh从P操作位置或N操作位置设为D操作位置的情况下，变速控制部94向液压控制回路46输出将第一离合器C1卡合的液压控制指令信号Scbd。由此，行驶模式向能够进行前进行驶的齿轮行驶模式转移。在车辆停止期间，在将操作位置POSsh从P操作位置或N操作位置设为R操作位置的情况下，变速控制部94向液压控制回路46输出将第一制动器B1卡合的液压控制指令信号Scbd。由此，行驶模式向能够进行后退行驶的齿轮行驶模式转移。

在操作位置POSsh为D操作位置的情况下，变速控制部94执行对齿轮行驶模式和带行驶模式进行切换的切换控制。具体而言，变速控制部94通过将车速V及加速器操作量θacc应用于作为有级变速映射的升档线及降档线，从而对是否需要变速进行判断，并基于该判断结果切换行驶模式，所述有级变速映射是具有用于对第一速变速级和第二速变速级进行切换的规定滞后的预先设定的关系，所述第一速变速级与齿轮行驶模式下的齿轮机构28的变速比EL对应，所述第二速变速级与带行驶模式下的无级变速机构24的最低位侧变速比γmax对应。

当在齿轮行驶模式下的行驶期间判断升档并向带行驶模式切换的情况下，变速控制部94向液压控制回路46输出液压控制指令信号Scbd，所述液压控制指令信号Scbd进行以将第一离合器C1释放并将第二离合器C2卡合的方式切换离合器的离合器至离合器变速。由此，将动力传递装置16中的动力传递路径PT从第一动力传递路径PT1切换为第二动力传递路径PT2。像这样，变速控制部94通过基于第一离合器C1的释放和第二离合器C2的卡合的有级变速控制，执行从形成第一动力传递路径PT1的状态即齿轮行驶模式切换为形成第二动力传递路径PT2的状态即带行驶模式的动力传递装置16的升档。在本实施例中，将从齿轮行驶模式向带行驶模式切换的动力传递装置16的升档称为有级升档。

当在带行驶模式下的行驶期间判断降档并向齿轮行驶模式切换的情况下，变速控制部94向液压控制回路46输出液压控制指令信号Scbd，所述液压控制指令信号Scbd进行以将第二离合器C2释放并将第一离合器C1卡合的方式切换离合器的离合器至离合器变速。由此，将动力传递装置16中的动力传递路径PT从第二动力传递路径PT2切换为第一动力传递路径PT1。像这样，变速控制部94通过基于第二离合器C2的释放和第一离合器C1的卡合的有级变速控制，执行从形成第二动力传递路径PT2的状态即带行驶模式切换为形成第一动力传递路径PT1的状态即齿轮行驶模式的动力传递装置16的降档。在本实施例中，将从带行驶模式向齿轮行驶模式切换的动力传递装置16的降档称为有级降档。

在对齿轮行驶模式与带行驶模式进行切换的切换控制中，通过经由将啮合式离合器D1卡合的中车速区域处的带行驶模式的状态，从而仅进行基于上述离合器至离合器变速的转矩的交接，就能够切换第一动力传递路径PT1和第二动力传递路径PT2，因此，能够抑制切换冲击。

在带行驶模式下，变速控制部94向液压控制回路46输出液压控制指令信号Scvt，并执行无级变速机构24的变速，所述液压控制指令信号Scvt以不产生无级变速机构24的带滑动且达成无级变速机构24的目标变速比γcvttgt的方式控制初级压力Pin和次级压力Pout。该液压控制指令信号Scvt为用于将初级压力Pin设为目标初级压力Pintgt的初级指示压力Spin、及用于将次级压力Pout设为目标次级压力Pouttgt的次级指示压力Spout。

目标初级压力Pintgt为产生初级目标推力Wintgt的初级压力Pin的目标值，所述初级目标推力Wintgt为初级带轮60的目标推力即初级推力Win的目标值。目标次级压力Pouttgt为产生次级目标推力Wouttgt的次级压力Pout的目标值，所述次级目标推力Wouttgt为次级带轮64的目标推力即次级推力Wout的目标值。在初级目标推力Wintgt及次级目标推力Wouttgt的算出中考虑必要推力，所述必要推力是为了以必要最小限度的推力防止无级变速机构24的带滑动所需的推力。该必要推力为即将产生无级变速机构24的带滑动之前的推力即带滑动极限推力Wlmt。在本实施例中，将带滑动极限推力Wlmt称为滑动极限推力Wlmt。

具体而言，变速控制部94分别算出初级目标推力Wintgt及次级目标推力Wouttgt。变速控制部94选择基于初级侧滑动极限推力Winlmt算出的次级推力Wout和次级侧滑动极限推力Woutlmt中的较大的一方的推力作为次级目标推力Wouttgt，所述初级侧滑动极限推力Winlmt是初级带轮60中的滑动极限推力Wlmt，所述次级侧滑动极限推力Woutlmt是次级带轮64中的滑动极限推力Wlmt。如后所述，基于初级侧滑动极限推力Winlmt算出的次级推力Wout是为了在次级带轮64侧进行变速控制所需的推力即次级侧变速控制推力Woutsh。

变速控制部94设定基于次级目标推力Wouttgt算出的初级推力Win作为初级目标推力Wintgt。如后所述，基于次级目标推力Wouttgt算出的初级推力Win是为了在初级带轮60侧进行变速控制所需的推力即初级侧变速控制推力Winsh。另外，如后所述，变速控制部94通过基于目标变速比γcvttgt与实际变速比γcvt的变速比偏差Δγcvt(＝γcvttgt-γcvt)的初级推力Win的反馈控制，修正初级侧变速控制推力Winsh，即，修正初级目标推力Wintgt。

在前述初级侧变速控制推力Winsh的修正中，也可以使用与变速比γcvt一对一地对应的参数中的目标值与实际值的偏差来代替变速比偏差Δγcvt。例如，在初级侧变速控制推力Winsh的修正中，能够使用初级带轮60中的目标带轮位置Xintgt与实际带轮位置Xin(参照图2)的偏差ΔXin(＝Xintgt-Xin)、次级带轮64中的目标带轮位置Xouttgt与实际带轮位置Xout(参照图2)的偏差ΔXout(＝Xouttgt-Xout)、初级带轮60中的目标带卷挂直径Rintgt与实际带卷挂直径Rin(参照图2)的偏差ΔRin(＝Rintgt-Rin)、次级带轮64中的目标带卷挂直径Routtgt与实际带卷挂直径Rout(参照图2)的偏差ΔRout(＝Routtgt-Rout)、目标初级转速Npritgt与实际初级转速Npri的偏差ΔNpri(＝Npritgt-Npri)等。

为了进行前述变速控制所需的推力是为了实现目标的变速所需的推力，且是为了实现目标变速比γcvttgt及目标变速速度dγtgt所需的推力。变速速度dγ例如为每单位时间的变速比γcvt的变化量(＝dγcvt/dt)。在本实施例中，将变速速度dγ定义为传动带66的每个元件的带轮位置移动量(＝dX/dNelm)。“dX”为每单位时间的带轮的轴向位移量[mm/ms]，“dNelm”为每单位时间咬入带轮的元件数[个/ms]。作为变速速度dγ，用初级变速速度dγin(＝dXin/dNelmin)和次级变速速度dγout(＝dXout/dNelmout)来表示。

具体而言，将变速比γcvt成为恒定状态的稳定状态下的各带轮60、64的推力称为平衡推力Wbl。平衡推力Wbl也为稳定推力。初级带轮60的平衡推力Wbl为初级平衡推力Winbl，次级带轮64的平衡推力Wbl为次级平衡推力Woutbl，它们的比为推力比τ(＝Woutbl/Winbl)。另一方面，在处于稳定状态时，当在各带轮60、64的任意的推力中加上或减去某一推力时，稳定状态破坏而变速比γcvt发生变化，并产生与加上或减去的推力的大小相应的变速速度dγ。将该加上或减去的推力称为变速差推力ΔW。以下，将变速差推力ΔW称为差推力ΔW。差推力ΔW也为过渡推力。在初级带轮60侧实现目标的变速的情况下的差推力ΔW为作为初级带轮60侧换算的差推力ΔW的初级差推力ΔWin。在次级带轮64侧实现目标的变速的情况下的差推力ΔW为作为次级带轮64侧换算的差推力ΔW的次级差推力ΔWout。

为了进行前述变速控制所需的推力为在设定了一方的推力的情况下用于基于推力比τ实现与一方的推力对应的目标变速比γcvttgt的另一方的平衡推力Wbl、和用于实现使目标变速比γcvttgt变化时的目标变速速度dγtgt的差推力ΔW之和，所述推力比τ用于维持目标变速比γcvttgt。作为目标变速速度dγtgt，用初级目标变速速度dγintgt和次级目标变速速度dγouttgt来表示。初级差推力ΔWin在升档状态下为超过零的正值，即“ΔWin>0”，在降档状态下为小于零的负值，即“ΔWin<0”，在变速比恒定的稳定状态下为零，即“ΔWin＝0”。另外，次级差推力ΔWout在升档状态下为小于零的负值，即“ΔWout<0”，在降档状态下为超过零的正值，即“ΔWout>0”，在变速比恒定的稳定状态下为零，即“ΔWout＝0”。

图3是用于说明为了进行前述变速控制所需的推力的图。图4是示出图3的t2时间点的各推力的关系的一例的图。图3、图4例如示出在以在次级带轮64侧实现带滑动防止的方式设定次级推力Wout的情况下在初级带轮60侧实现目标的升档时设定的初级推力Win的一例。在图3中，在t1时间点以前或t3时间点以后，由于处于目标变速比γcvttgt恒定的稳定状态而设为ΔWin＝0，因此，初级推力Win仅成为初级平衡推力Winbl(＝Wout/τ)。在t1时间点-t3时间点，由于处于目标变速比γcvttgt变小的升档状态，所以如图4所示，初级推力Win成为初级平衡推力Winbl与初级差推力ΔWin之和。图4所示的各推力的斜线部分相当于用于维持图3的t2时间点的目标变速比γcvttgt的各个平衡推力Wbl。

图5是示出用于以必要最小限度的推力兼顾目标的变速和带滑动防止的控制构造的框图，且是说明无级变速机构24中的液压控制即CVT液压控制的图。

在图5中，变速控制部94算出目标变速比γcvttgt。具体而言，变速控制部94通过将加速器操作量θacc及车速V应用于作为预先设定的关系的例如CVT变速映射，从而算出目标初级转速Npritgt。变速控制部94基于目标初级转速Npritgt，算出在无级变速机构24变速后要达成的变速比γcvt、即变速后目标变速比γcvttgtl(＝Npritgt/Nsec)。变速控制部94例如在以实现迅速且平滑的变速的方式预先设定的关系中，基于变速开始前的变速比γcvt、变速后目标变速比γcvttgtl及它们的差，决定目标变速比γcvttgt作为变速期间的过渡性的变速比γcvt的目标值。例如，变速控制部94将在变速期间变化的目标变速比γcvttgt决定为沿着从变速开始时朝向变速后目标变速比γcvttgtl变化的平滑的曲线进行变化的经过时间的函数。该平滑的曲线例如为一阶滞后曲线、二阶滞后曲线。在决定目标变速比γcvttgt时，变速控制部94基于该目标变速比γcvttgt算出变速期间的目标变速速度dγtgt。若变速完成而成为目标变速比γcvttgt恒定的稳定状态，则将目标变速速度dγtgt设为零。

变速控制部94算出作为向无级变速机构24的输入转矩的带部输入转矩Tb及滑动极限推力算出用转矩Tin，所述带部输入转矩Tb是在推力比τ的算出中使用的转矩，所述滑动极限推力算出用转矩Tin是在滑动极限推力Wlmt的算出中使用的转矩。

具体而言，变速控制部94通过将节气门开度tap及发动机转速Ne应用于作为预先设定的关系的例如发动机转矩映射，从而算出发动机转矩Te的推定值。变速控制部94基于发动机转矩Te的推定值和作为预先设定的关系的例如变矩器20的特性，算出涡轮转矩Tt。该涡轮转矩Tt是向无级变速机构24的输入转矩的推定值。变速控制部94将该涡轮转矩Tt设为带部输入转矩Tb。

滑动极限推力算出用转矩Tin基本上使用带部输入转矩Tb即可。然而，当考虑偏差等时，不优选在带部输入转矩Tb为零时将滑动极限推力Wlmt设为零。因此，滑动极限推力算出用转矩Tin能够使用对带部输入转矩Tb的绝对值实施下限保护处理得到的转矩。变速控制部94选择带部输入转矩Tb的绝对值和下限转矩Tinlim中的较大的一方的转矩作为滑动极限推力算出用转矩Tin。下限转矩Tinlim例如是为了防止带滑动而考虑偏差并用于向安全侧提高滑动极限推力算出用转矩Tin的预先设定的正值的转矩。此外，在带部输入转矩Tb成为负值的情况下，当考虑到转矩精度(转矩的算出等的取得精度)较低这一情况时，可以使用与带部输入转矩Tb对应的规定转矩作为滑动极限推力算出用转矩Tin。该规定转矩例如是预先设定为比带部输入转矩Tb的绝对值大的值的正值的转矩。这样，滑动极限推力算出用转矩Tin是以向无级变速机构24的输入转矩为基础的转矩，即，以带部输入转矩Tb为基础的转矩。

在图5的框B1及框B2中，变速控制部94基于实际变速比γcvt和滑动极限推力算出用转矩Tin，算出滑动极限推力Wlmt。具体而言，变速控制部94使用以下的公式(1)算出次级侧滑动极限推力Woutlmt。变速控制部94使用以下的公式(2)算出初级侧滑动极限推力Winlmt。在以下的公式(1)及以下的公式(2)中，“Tin”是滑动极限推力算出用转矩Tin，“Tout”是将滑动极限推力算出用转矩Tin向次级带轮64侧换算得到的转矩(＝γcvt×Tin＝(Rout/Rin)×Tin)，“α”是各带轮60、64的滑轮角，“μin”是初级带轮60中的规定的元件与带轮间摩擦系数，“μout”是次级带轮64中的规定的元件与带轮间摩擦系数，“Rin”是根据实际变速比γcvt唯一地算出的初级带轮60中的带卷挂直径，“Rout”是根据实际变速比γcvt唯一地算出的次级带轮64中的带卷挂直径(参照图2)。

Woutlmt＝(Tout×cosα)/(2×μout×Rout)

＝(Tin×cosα)/(2×μout×Rin)…(1)

Winlmt＝(Tin×cosα)/(2×μin×Rin)…(2)

滑动极限推力Wlmt能够使用对上述算出的滑动极限推力Wlmt实施下限保护处理得到的值。变速控制部94选择使用所述公式(2)算出的初级侧滑动极限推力Winlmt和初级侧最低推力Winmin中的较大的一方的推力作为在图5的框B3中使用的初级侧滑动极限推力Winlmt。初级侧最低推力Winmin是包含ΔPin相当推力的、初级带轮60的硬极限最低推力。ΔPin相当推力是由初级压力偏差ΔPin产生的推力(＝ΔPin×受压面积)。初级压力偏差ΔPin例如是即使输出将初级压力Pin设为零的初级指示压力Spin也有可能从液压控制回路46向液压致动器60c供给的、初级压力Pin的控制上的偏差量。对于次级侧滑动极限推力Woutlmt也同样地实施下限保护处理。此外，例如在检测次级压力Pout的液压传感器设置于液压控制回路46等，并通过基于次级压力Pout的实际值与检测值之差的反馈控制来控制次级压力Pout的情况下，可以不考虑次级压力Pout的控制上的偏差量。

在图5的框B3及框B6中，变速控制部94算出平衡推力Wbl。也就是说，变速控制部94分别算出相对于初级侧滑动极限推力Winlmt的次级平衡推力Woutbl及相对于次级目标推力Wouttgt的初级平衡推力Winbl。

具体而言，变速控制部94例如通过将目标变速比γcvttgt及初级侧安全率SFin的倒数SFin^-1应用于图6所示的推力比映射map(τin)，从而算出实现目标变速比γcvttgt的推力比τin。推力比映射map(τin)是示出将目标变速比γcvttgt作为参数而预先设定的初级侧安全率的倒数SFin^-1与推力比τin的关系的一例的图。推力比τin是基于初级带轮60侧的推力算出次级带轮64侧的推力时使用的推力比。变速控制部94使用以下的公式(3)，基于初级侧滑动极限推力Winlmt及推力比τin算出次级平衡推力Woutbl。初级侧安全率SFin例如是“Win/Winlmt”或“Tin/Tb”，初级侧安全率的倒数SFin^-1例如是“Winlmt/Win”或“Tb/Tin”。另外，变速控制部94例如通过将目标变速比γcvttgt及次级侧安全率SFout的倒数SFout^-1应用于图7所示的推力比映射map(τout)，从而算出实现目标变速比γcvttgt的推力比τout。推力比映射map(τout)是示出将目标变速比γcvttgt作为参数而预先设定的次级侧安全率的倒数SFout^-1与推力比τout的关系的一例的图。推力比τout是基于次级带轮64侧的推力算出初级带轮60侧的推力时使用的推力比。变速控制部94使用以下的公式(4)，基于次级目标推力Wouttgt及推力比τout算出初级平衡推力Winbl。次级侧安全率SFout例如是“Wout/Woutlmt”或“Tin/Tb”，次级侧安全率的倒数SFout^-1例如是“Woutlmt/Wout”或“Tb/Tin”。此外，由于滑动极限推力算出用转矩Tin始终为正值，所以在带部输入转矩Tb成为正值的车辆10为驱动状态时，上述各安全率的倒数SFin^-1、SFout^-1也成为正值，因此，推力比τ使用驱动区域的值。另一方面，在带部输入转矩Tb成为负值的车辆10为被驱动状态时，上述各安全率的倒数SFin^-1、SFout^-1也成为负值，因此，推力比τ使用被驱动区域的值。另外，倒数SFin^-1、SFout^-1可以在每当平衡推力Wbl的算出时被算出，但若对安全率SFin、SFout分别设定规定的值(例如1-1.5左右)，则也可以设定其倒数。

Woutbl＝Winlmt×τin…(3)

Winbl＝Wouttgt/τout…(4)

如上所述，滑动极限推力Winlmt、Woutlmt基于以带部输入转矩Tb为基础的滑动极限推力算出用转矩Tin算出。成为算出推力比τin、τout的基础的上述各安全率的倒数SFin^-1、SFout^-1是基于带部输入转矩Tb的值。因此，变速控制部94基于带部输入转矩Tb，算出实现无级变速机构24的目标变速比γcvttgt的推力比τ。

在图5的框B4及框B7中，变速控制部94算出差推力ΔW。也就是说，变速控制部94算出次级差推力ΔWout及初级差推力ΔWin。

具体而言，变速控制部94例如通过将次级目标变速速度dγouttgt应用于图8所示的差推力映射map(ΔWout)，从而算出次级差推力ΔWout。差推力映射map(ΔWout)是示出预先设定的次级变速速度dγout与次级差推力ΔWout的关系的一例的图。变速控制部94算出将次级差推力ΔWout与次级平衡推力Woutbl相加得到的次级侧变速控制推力Woutsh(＝Woutbl+ΔWout)作为用于防止初级带轮60侧的带滑动所需的次级推力。另外，变速控制部94例如通过将初级目标变速速度dγintgt应用于图9所示的差推力映射map(ΔWin)，从而算出初级差推力ΔWin。差推力映射map(ΔWin)是示出预先设定的初级变速速度dγin与初级差推力ΔWin的关系的一例的图。变速控制部94将初级差推力ΔWin与初级平衡推力Winbl相加而算出初级侧变速控制推力Winsh(＝Winbl+ΔWin)。

在上述框B3、B4的运算中，能够使用图6所示的推力比映射map(τin)、图8所示的差推力映射map(ΔWout)等预先设定的物理特性图。因此，由于液压控制回路46等的个体差异，在次级平衡推力Woutbl、次级差推力ΔWout的算出结果中存在相对于物理特性的偏差。因此，在考虑这样的相对于物理特性的偏差的情况下，变速控制部94可以将控制余量Wmgn与初级侧滑动极限推力Winlmt相加。控制余量Wmgn是与次级平衡推力Woutbl、次级差推力ΔWout的算出相关的、相对于物理特性的偏差量所对应的预先设定的规定推力。在考虑上述相对于物理特性的偏差的情况下，变速控制部94使用图5中示出的公式“Woutbl＝(Winlmt+Wmgn)×τin”代替所述公式(3)而算出次级平衡推力Woutbl。此外，上述相对于物理特性的偏差量与相对于液压控制指令信号Scvt的实际的带轮液压的偏差量不同。该带轮液压的偏差量根据液压控制回路46等硬件单元的不同会成为比较大的值，但上述相对于物理特性的偏差量与上述带轮液压的偏差量相比是极小的值。

在图5的框B5中，变速控制部94选择次级侧滑动极限推力Woutlmt和次级侧变速控制推力Woutsh中的较大的一方的推力作为次级目标推力Wouttgt。

在图5的框B8中，变速控制部94算出反馈控制量Winfb。具体而言，变速控制部94例如使用以下的公式(5)所示的预先设定的反馈控制式，算出用于使实际变速比γcvt与目标变速比γcvttgt一致的反馈控制量(＝FB控制量)Winfb。在以下的公式(5)中，“Δγcvt”是变速比偏差Δγcvt，“Kp”是规定的比例常数，“Ki”是规定的积分常数，“Kd”是规定的微分常数。变速控制部94通过将反馈控制量Winfb与初级侧变速控制推力Winsh相加，从而算出通过反馈控制对初级侧变速控制推力Winsh进行修正后的值(＝Winsh+Winfb)作为初级目标推力Wintgt。

Winfb＝Kp×Δγcvt+Ki×(∫Δγcvtdt)+Kd×(dΔγcvt/dt)…(5)

在图5的框B9及框B10中，变速控制部94将目标推力转换为目标带轮压力。具体而言，变速控制部94分别基于各液压致动器60c、64c的受压面积，将次级目标推力Wouttgt及初级目标推力Wintgt分别转换为目标次级压力Pouttgt(＝Wouttgt/受压面积)及目标初级压力Pintgt(＝Wintgt/受压面积)。变速控制部94将目标次级压力Pouttgt及目标初级压力Pintgt分别设定为次级指示压力Spout及初级指示压力Spin。

变速控制部94以能够得到目标初级压力Pintgt及目标次级压力Pouttgt的方式向液压控制回路46输出初级指示压力Spin及次级指示压力Spout作为液压控制指令信号Scvt。液压控制回路46按照该液压控制指令信号Scvt，对初级压力Pin及次级压力Pout分别进行调压。

在此，在本实施例中，采用了机械地阻止可动滑轮60b向加宽初级带轮60的V槽宽的方向移动的构造。在无级变速机构24中，在被机械地阻止向加宽初级带轮60的V槽宽的方向移动的可动滑轮60b的位置，该V槽宽设为最大，并形成最低位侧变速比γmax。在无级变速机构24的变速比γcvt成为最低位侧变速比γmax时，由于可动滑轮60b向加宽初级带轮60的V槽宽的方向的移动被机械地阻止，所以即使降低用于实现最低位侧变速比γmaxtgt的目标初级压力Pintgt，也能确保用于防止带滑动的带转矩容量Tcvt。

因此，可考虑：在无级变速机构24的变速比γcvt成为最低位侧变速比γmax的情况下，考虑推力比误差Δτ，以可靠地维持最低位侧变速比γmax的方式设定降低初级推力Win的推力比τout。推力比误差Δτ是预先设定的推力比τ的偏差量。以下，将基于次级带轮64侧的推力算出初级带轮60侧的推力时使用的推力比τout表示为“初级推力算出用推力比τout”，将实现目标变速比γcvttgt的推力比τout即基于带部输入转矩Tb算出的推力比τout表示为“基础推力比τout0”来区分两者。另外，将基于初级带轮60侧的推力算出次级带轮64侧的推力时使用的推力比τin表示为“次级推力算出用推力比τin”，将实现目标变速比γcvttgt的推力比τin即基于带部输入转矩Tb算出的推力比τin表示为“基础推力比τin0”来区分两者。另外，将实现目标变速比γcvttgt的推力比τ表示为“基础推力比τ0”。

设定降低初级推力Win的初级推力算出用推力比τout是指设定将推力比误差Δτ与基础推力比τout0相加得到的、比基础推力比τout0容易执行无级变速机构24的降档的推力比(＝τout0+Δτ)。设定比基础推力比τout0容易执行无级变速机构24的降档的推力比是指设定与基础推力比τout0相比增大初级推力Win与次级推力Wout之差的推力比。此外，设定提高次级推力Wout的次级推力算出用推力比τin是指设定将推力比误差Δτ与基础推力比τin0相加得到的、比基础推力比τin0容易执行无级变速机构24的降档的推力比(＝τin0+Δτ)。设定比基础推力比τin0容易执行无级变速机构24的降档的推力比是指设定与基础推力比τin0相比增大初级推力Win与次级推力Wout之差的推力比。

另一方面，例如在采用公知的电磁拾取式传感器等作为转速传感器70、72、74、76的情况下，由于转速传感器的特性，在实际转速处于极其接近零的低转速区域时，有可能无法确保检测到的转速的精度。当在不确保算出无级变速机构24的实际变速比γcvt时使用的转速的检测精度的情况下，有可能不能适当地执行对基于次级目标推力Wouttgt算出的初级推力Win进行修正并算出初级目标推力Wintgt时的、使实际变速比γcvt(＝Npri/Nsec)与目标变速比γcvttgt一致的反馈控制。如上所述，在无级变速机构24的变速比γcvt成为最低位侧变速比γmax时，即使降低用于实现最低位侧变速比γmaxtgt的目标初级压力Pintgt，也能确保用于防止带滑动的带转矩容量Tcvt。在本实施例中，将算出无级变速机构24的实际变速比γcvt时使用的转速称为实际变速比算出用转速。检测精度会成为问题的实际变速比算出用转速是初级转速Npri或次级转速Nsec。

因此，在不确保实际变速比算出用转速的检测精度且无级变速机构24的变速比γcvt成为最低位侧变速比γmax的情况下，变速控制部94算出从考虑推力比误差Δτ并基于次级目标推力Wouttgt算出的初级推力Win减去ΔPin相当推力得到的值作为初级目标推力Wintgt。由此，在不能执行使实际变速比γcvt与目标变速比γcvttgt一致的反馈控制的状态时，可靠地维持最低位侧变速比γmax。

另外，在带部输入转矩Tb较小时，由于次级目标推力Wouttgt减小，所以考虑推力比误差Δτ并基于次级目标推力Wouttgt算出的初级推力Win也减小。这样一来，从该初级推力Win减去ΔPin相当推力的余地消失，有可能不能维持最低位侧变速比γmax。图15是示出在将变速比γcvt设为最低位侧变速比γmax的稳定状态下基于初级侧滑动极限推力Winlmt算出次级目标推力Wouttgt时的处理的流程的图，且是比较例。在图15中，在稳定状态下，基于初级侧滑动极限推力Winlmt及被设为实现最低位侧变速比γmax的基础推力比τin0的次级推力算出用推力比τin，算出次级目标推力Wouttgt(＝Winlmt×τin0)。而且，在稳定状态下，基于考虑推力比误差Δτ而设为容易执行无级变速机构24的降档的推力比(＝τout0+Δτ)的初级推力算出用推力比τout及次级目标推力Wouttgt，算出初级推力Win(＝Wouttgt/(τout0+Δτ))。在无级变速机构24的变速比γcvt设为最低位侧变速比γmax且不能执行使实际变速比γcvt与目标变速比γcvttgt一致的反馈控制的情况下，算出从考虑推力比误差Δτ并基于次级目标推力Wouttgt算出的初级推力Win减去ΔPin相当推力得到的值作为初级目标推力Wintgt。在图15所示的状态下，上述算出的初级推力Win设为比ΔPin相当推力小。在这样的状态下，不能够从该初级推力Win降低与ΔPin相当推力对应的推力。因此，有可能不能够将无级变速机构24的变速比γcvt维持为最低位侧变速比γmax。在图15中，由于若设定提高次级目标推力Wouttgt的推力比(＝τin0+Δτ)作为次级推力算出用推力比τin，则会增大次级目标推力Wouttgt(＝Winlmt×(τin0+Δτ))，所以也增大基于该次级目标推力Wouttgt算出的初级推力Win。这样，能够从该初级推力Win降低与ΔPin相当推力对应的推力。然而，当增大次级目标推力Wouttgt时，有可能导致燃料效率的恶化。

因此，变速控制部94在判定为是不确保实际变速比算出用转速的检测精度的状态时，基于无级变速机构24的实际变速比γcvt是否为最低位侧变速比γmax的判定结果及带部输入转矩Tb是否为规定输入转矩Tbf以上的判定结果，以实现目标变速比γcvttgt的基础推力比τ0即基础推力比τin0及基础推力比τout0为基本值设定次级推力算出用推力比τin及初级推力算出用推力比τout。

为了实现设定上述次级推力算出用推力比τin及初级推力算出用推力比τout这样的控制功能，电子控制装置90还具备检测精度判定机构即检测精度判定部96、最低速判定机构即最低位判定部98以及输入转矩判定机构即输入转矩判定部99。

检测精度判定部96判定是否是不确保实际变速比算出用转速的检测精度的状态，即，是否不是实际变速比算出用转速的检测精度的确保时。例如，检测精度判定部96基于由转速传感器72、74分别检测到的初级转速Npri及次级转速Nsec中的至少一方的转速是否不是规定的极低转速Nf以上，判定是否不是实际变速比算出用转速的检测精度的确保时。该规定的极低转速Nf例如是由于转速传感器72、74的特性而预先设定为能够高精度地检测实际转速的转速的、转速区域的下限转速。此外，规定的极低转速Nf例如既可以在各转速传感器72、74中使用相同的值，或者，也可以按各转速传感器72、74使用不同的值。

最低位判定部98判定无级变速机构24的实际变速比γcvt是否为最低位侧变速比γmax。例如，最低位判定部98在由检测精度判定部96判定为不是实际变速比算出用转速的检测精度的确保时的情况下，基于是否在判定为不是实际变速比算出用转速的检测精度的确保时之前实际变速比γcvt已经成为最低位侧变速比γmax，判定实际变速比γcvt是否为最低位侧变速比γmax。实际变速比γcvt为最低位侧变速比γmax的状态是传动带66返回到最低位侧变速比γmax的位置的带返回的状态。因此，判定实际变速比γcvt是否为最低位侧变速比γmax是指判定是否为带返回的状态。

输入转矩判定部99判定带部输入转矩Tb是否为规定输入转矩Tbf以上。规定输入转矩Tbf例如是预先设定为能够从考虑推力比误差Δτ并基于次级推力Wout算出的初级推力Win(＝Wout/(τout0+Δτ))减去ΔPin相当推力的带部输入转矩Tb的、输入转矩区域的下限转矩。该输入转矩区域是车辆10成为驱动状态的正值的带部输入转矩Tb的区域。

变速控制部94在由检测精度判定部96判定为不是实际变速比算出用转速的检测精度的确保时之时，在由最低位判定部98判定为实际变速比γcvt是最低位侧变速比γmax且由输入转矩判定部99判定为带部输入转矩Tb是规定输入转矩Tbf以上的情况下，如图10所示，设定基础推力比τin0作为次级推力算出用推力比τin，并且设定比基础推力比τout0容易执行无级变速机构24的降档的推力比(＝τout0+Δτ)作为初级推力算出用推力比τout。在判定为带返回的状态的情况下，以可靠地维持最低位侧变速比γmax的方式设定考虑推力比误差Δτ得到的初级推力算出用推力比τout。另外，在带部输入转矩Tb较大的情况下，由于充分地增大次级目标推力Wouttgt，所以考虑推力比误差Δτ并基于次级目标推力Wouttgt算出的初级推力Win被确保减去ΔPin相当推力的余地(参照图10)。因此，无需设定提高次级目标推力Wouttgt的推力比(＝τin0+Δτ)作为次级推力算出用推力比τin。

图10是示出在将变速比γcvt设为最低位侧变速比γmax的稳定状态下基于初级侧滑动极限推力Winlmt算出次级目标推力Wouttgt时的处理的流程的图，且是示出作为本实施例的一例的类型A的图。在该类型A中，通过考虑推力比误差Δτ得到的无级变速机构24的降档保证，使变速追随性提高。另外，通过不使次级推力Wout不必要地提高，从而使燃料效率提高。

变速控制部94在由检测精度判定部96判定为不是实际变速比算出用转速的检测精度的确保时之时，在由最低位判定部98判定为实际变速比γcvt是最低位侧变速比γmax且由输入转矩判定部99判定为带部输入转矩Tb不是规定输入转矩Tbf以上的情况下，如图11所示，设定比基础推力比τin0容易执行无级变速机构24的降档的推力比(＝τin0+Δτ)作为次级推力算出用推力比τin，并且设定比基础推力比τout0容易执行无级变速机构24的降档的推力比(＝τout0+Δτ)作为初级推力算出用推力比τout。在判定为带返回的状态的情况下，以可靠地维持最低位侧变速比γmax的方式设定考虑推力比误差Δτ得到的初级推力算出用推力比τout。另外，在带部输入转矩Tb较小的情况下，考虑推力比误差Δτ并基于次级目标推力Wouttgt算出的初级推力Win有可能不确保减去ΔPin相当推力的余地。因此，设定提高次级目标推力Wouttgt的推力比作为次级推力算出用推力比τin。

图11是示出在将变速比γcvt设为最低位侧变速比γmax的稳定状态下基于初级侧滑动极限推力Winlmt算出次级目标推力Wouttgt时的处理的流程的图，且是示出作为本实施例的一例的类型B的图。在该类型B中，通过考虑推力比误差Δτ得到的无级变速机构24的降档保证，使变速追随性提高。

变速控制部94在由检测精度判定部96判定为不是实际变速比算出用转速的检测精度的确保时之时，在由最低位判定部98判定为实际变速比γcvt不是最低位侧变速比γmax，且目标变速比γcvttgt是最低位侧变速比γmax，且由输入转矩判定部99判定为带部输入转矩Tb是规定输入转矩Tbf以上的情况下，如图12所示，设定基础推力比τin0作为次级推力算出用推力比τin，并且设定基础推力比τout0作为初级推力算出用推力比τout。在不是带返回的状态时，由于未设为机械地阻止可动滑轮60b向加宽初级带轮60的V槽宽的方向移动的状态，所以为了防止带滑动，初级推力Win需要确保初级侧滑动极限推力Winlmt以上的推力。而且，在驱动区域中，带部输入转矩Tb越大，越提高转矩精度(转矩的算出等的取得精度)，并且越减小相对于带部输入转矩Tb的变化的、推力比τout的变化(参照图7)。因此，虽然目标变速比γcvttgt是最低位侧变速比γmax，但不设定考虑推力比误差Δτ得到的初级推力算出用推力比τout(＝τout0+Δτ)。另外，由于不设定降低初级推力Win的初级推力算出用推力比τout，所以无需设定提高次级目标推力Wouttgt的推力比(＝τin0+Δτ)作为次级推力算出用推力比τin。

图12是示出在将变速比γcvt设为最低位侧变速比γmax的稳定状态下基于初级侧滑动极限推力Winlmt算出次级目标推力Wouttgt时的处理的流程的图，且是示出作为本实施例的一例的类型C的图。在该类型C中，通过不使次级推力Wout不必要地提高，从而使燃料效率提高。

变速控制部94在由检测精度判定部96判定为不是实际变速比算出用转速的检测精度的确保时之时，在由最低位判定部98判定为实际变速比γcvt不是最低位侧变速比γmax，且目标变速比γcvttgt是最低位侧变速比γmax，且由输入转矩判定部99判定为带部输入转矩Tb不是规定输入转矩Tbf以上的情况下，如图11所示，设定比基础推力比τin0容易执行无级变速机构24的降档的推力比(＝τin0+Δτ)作为次级推力算出用推力比τin，并且设定比基础推力比τout0容易执行无级变速机构24的降档的推力比(＝τout0+Δτ)作为初级推力算出用推力比τout。带部输入转矩Tb越小，越降低转矩精度，并且越增大相对于带部输入转矩Tb的变化的、推力比τout的变化(参照图7)。因此，虽然不是带返回的状态，但以容易实现被设为最低位侧变速比γmax的目标变速比γcvttgt的方式，设定考虑推力比误差Δτ得到的初级推力算出用推力比τout。另外，由于不是带返回的状态，所以如上所述，为了防止带滑动，初级推力Win需要确保初级侧滑动极限推力Winlmt以上的推力。因此，设定提高次级目标推力Wouttgt的推力比作为次级推力算出用推力比τin。

变速控制部94在由检测精度判定部96判定为不是实际变速比算出用转速的检测精度的确保时之时，在由最低位判定部98判定为实际变速比γcvt不是最低位侧变速比γmax且目标变速比γcvttgt不是最低位侧变速比γmax的情况下，如图12所示，设定基础推力比τin0作为次级推力算出用推力比τin，并且设定基础推力比τout0作为初级推力算出用推力比τout。由于实际变速比γcvt不是最低位侧变速比γmax，另外，目标变速比γcvttgt也不是最低位侧变速比γmax，所以不设定考虑推力比误差Δτ得到的初级推力算出用推力比τout(＝τout0+Δτ)及初级推力算出用推力比τout(＝τin0+Δτ)。

变速控制部94在由检测精度判定部96判定为是实际变速比算出用转速的检测精度的确保时的情况下，如图12所示，设定基础推力比τin0作为次级推力算出用推力比τin，并且设定基础推力比τout0作为初级推力算出用推力比τout。由于是实际变速比算出用转速的检测精度的确保时，所以不设定考虑推力比误差Δτ得到的初级推力算出用推力比τout(＝τout0+Δτ)及初级推力算出用推力比τout(＝τin0+Δτ)。

图13是说明电子控制装置90的控制工作的主要部分，即，用于在处于不确保实际变速比算出用转速的检测精度的状态时维持最低位侧变速比γmax而不使次级推力Wout不必要地提高的控制工作的流程图，例如在行驶期间反复执行。

在图13中，首先，在与检测精度判定部96的功能对应的步骤(以下，省略“步骤”)S10中，判定是否不是实际变速比算出用转速的检测精度的确保时。在该S10的判断为肯定的情况下，在与最低位判定部98的功能对应的S20中，判定是否是带返回的状态。在该S20的判断为肯定的情况下，在与输入转矩判定部99的功能对应的S30中，判定带部输入转矩Tb是否为规定输入转矩Tbf以上。在上述S20的判断为否定的情况下，在与变速控制部94的功能对应的S40中，判定目标变速比γcvttgt是否为最低位侧变速比γmax。在该S40的判断为肯定的情况下，在与输入转矩判定部99的功能对应的S50中，判定带部输入转矩Tb是否为规定输入转矩Tbf以上。在上述S30的判断为肯定的情况下，在与变速控制部94的功能对应的S60中，设定基础推力比τin0作为次级推力算出用推力比τin，并且设定容易执行降档的推力比(＝τout0+Δτ)作为初级推力算出用推力比τout。在上述S30的判断为否定的情况下，或，在上述S50的判断为否定的情况下，在与变速控制部94的功能对应的S70中，设定容易执行降档的推力比(＝τin0+Δτ)作为次级推力算出用推力比τin，并且设定容易执行降档的推力比(＝τout0+Δτ)作为初级推力算出用推力比τout。在上述S10的判断为否定的情况下，或，在上述S40的判断为否定的情况下，或，在上述S50的判断为肯定的情况下，在与变速控制部94的功能对应的S80中，设定基础推力比τin0作为次级推力算出用推力比τin，并且设定基础推力比τout0作为初级推力算出用推力比τout。

如上所述，根据本实施例，由于在判定为是不确保实际变速比算出用转速的检测精度的状态时，基于无级变速机构24的实际变速比γcvt是否为最低位侧变速比γmax的判定结果及带部输入转矩Tb是否为规定输入转矩Tbf以上的判定结果，以实现目标变速比γcvttgt的基础推力比τin0、τout0为基本值设定次级推力算出用推力比τin及初级推力算出用推力比τout，所以能够根据实际变速比γcvt是否为最低位侧变速比γmax的判定结果，例如以可靠地维持最低位侧变速比γmax的方式设定降低初级推力Win的初级推力算出用推力比τout。另外，能够根据带部输入转矩Tb是否为规定输入转矩Tbf以上的判定结果，例如设定提高次级推力Wout的次级推力算出用推力比τin或不使次级推力Wout不必要地提高的次级推力算出用推力比τin。因此，在处于不确保实际变速比算出用转速的检测精度的状态时，能够维持最低位侧变速比γmax而不会不必要地提高次级推力Wout。因此，能够防止或抑制带滑动，并且实现兼顾燃料效率的提高和驱动性能的提高。

另外，根据本实施例，由于在判定为实际变速比γcvt是最低位侧变速比γmax且判定为带部输入转矩Tb是规定输入转矩Tbf以上的情况下，设定基础推力比τin0作为次级推力算出用推力比τin，并且设定比基础推力比τout0容易执行无级变速机构24的降档的推力比(＝τout0+Δτ)作为初级推力算出用推力比τout，所以能够不使次级推力Wout不必要地提高，并且能够以可靠地维持最低位侧变速比γmax的方式降低初级推力Win。

另外，根据本实施例，由于在判定为实际变速比γcvt是最低位侧变速比γmax且判定为带部输入转矩Tb不是规定输入转矩Tbf以上的情况下，设定比基础推力比τin0容易执行无级变速机构24的降档的推力比(＝τin0+Δτ)作为次级推力算出用推力比τin，并且设定比基础推力比τout0容易执行无级变速机构24的降档的推力比(＝τout0+Δτ)作为初级推力算出用推力比τout，所以能够以可靠地维持最低位侧变速比γmax的方式提高次级推力Wout，并且能够以可靠地维持最低位侧变速比γmax的方式降低初级推力Win。

另外，根据本实施例，由于在判定为实际变速比γcvt不是最低位侧变速比γmax，且判定为目标变速比γcvttgt是最低位侧变速比γmax，且带部输入转矩Tb是规定输入转矩Tbf以上的情况下，设定基础推力比τin0作为次级推力算出用推力比τin，并且设定基础推力比τout0作为初级推力算出用推力比τout，所以能够不使次级推力Wout不必要地提高。

另外，根据本实施例，由于在判定为实际变速比γcvt不是最低位侧变速比γmax，且判定为目标变速比γcvttgt是最低位侧变速比γmax且带部输入转矩Tb不是规定输入转矩Tbf以上的情况下，设定比基础推力比τin0容易执行无级变速机构24的降档的推力比(＝τin0+Δτ)作为次级推力算出用推力比τin，并且设定比基础推力比τout0容易执行无级变速机构24的降档的推力比(＝τout0+Δτ)作为初级推力算出用推力比τout，所以能够以不产生带滑动的方式提高次级推力Wout，并且以容易实现被设为最低位侧变速比γmax的目标变速比γcvttgt的方式降低初级推力Win。

另外，根据本实施例，由于在判定为实际变速比γcvt不是最低位侧变速比γmax，且目标变速比γcvttgt不是最低位侧变速比γmax的情况下，设定基础推力比τin0作为次级推力算出用推力比τin，并且设定基础推力比τout0作为初级推力算出用推力比τout，所以能够不使次级推力Wout不必要地提高。

另外，根据本实施例，由于设定比基础推力比τin0、τout0容易执行无级变速机构24的降档的推力比是指设定与基础推力比τin0、τout0相比增大初级推力Win与次级推力Wout之差的推力比τin、τout，所以通过设定容易执行降档的推力比，从而容易可靠地维持最低位侧变速比γmax。

接着，说明本发明的其他实施例。此外，在以下说明中，对实施例相互共用的部分标注相同的附图标记并省略说明。

[实施例2]

在动力传递装置16中，根据行驶模式等，第二离合器C2的工作状态不同。在带行驶模式下，第二离合器C2设为完全卡合的状态，另一方面，在齿轮行驶模式下，第二离合器C2设为完全释放的状态。另外，在切换齿轮行驶模式和带行驶模式的切换控制的执行期间，第二离合器C2设为释放过渡的状态或卡合过渡的状态。若第二离合器C2的工作状态不同，则带部输入转矩Tb不同。也就是说，带部输入转矩Tb成为与第二离合器C2的工作状态对应的转矩。

变速控制部94根据第二离合器C2的工作状态算出带部输入转矩Tb。具体而言，变速控制部94在第二离合器C2为完全卡合的状态的情况下将涡轮转矩Tt设为带部输入转矩Tb。变速控制部94在第二离合器C2为释放过渡的状态或卡合过渡的状态的情况下，把将第二离合器C2的转矩容量换算为初级轴58上的转矩得到的值设为带部输入转矩Tb。变速控制部94基于液压控制指令信号Scbd算出第二离合器C2的转矩容量。在第二离合器C2为完全释放的状态的情况下，变速控制部94将带部输入转矩Tb设为零。

输入转矩判定部99判定与第二离合器C2的工作状态对应的带部输入转矩Tb是否为规定输入转矩Tbf以上。

在上述实施例1中，作为带行驶模式下的情况，变速控制部94基于带部输入转矩Tb是否为规定输入转矩Tbf以上的判定结果，设定次级推力算出用推力比τin及初级推力算出用推力比τout。也就是说，上述实施例1中的图13的流程图是第二离合器C2为完全卡合的状态下的情况。在本实施例中，变速控制部94考虑第二离合器C2的工作状态，基于与第二离合器C2的工作状态对应的带部输入转矩Tb是否为规定输入转矩Tbf以上的判定结果，设定次级推力算出用推力比τin及初级推力算出用推力比τout。也就是说，在本实施例中，在图13的流程图中的S30及S50中，判定与第二离合器C2的工作状态对应的带部输入转矩Tb是否为规定输入转矩Tbf以上。

如上所述，根据本实施例，即使在第二离合器C2没有设为完全卡合的状态的情况下，也能够得到与第二离合器C2设为完全卡合的状态的情况同样的效果，即与上述实施例1同样的效果。

[实施例3]

在第二离合器C2为释放过渡的状态或卡合过渡的状态的情况下，由于在过渡期间带部输入转矩Tb较大地变化，所以即使带部输入转矩Tb为规定输入转矩Tbf以上，推力比τ的变化也较大。因此，优选的是，即使带部输入转矩Tb为规定输入转矩Tbf以上，也与相对于带部输入转矩Tb的变化的推力比τout的变化较大的、带部输入转矩Tb较小时同样地，考虑推力比误差Δτ。在另一观点中，由于在第二离合器C2为释放过渡的状态或卡合过渡的状态的情况下，存在实际液压相对于液压控制指令信号Scbd的响应延迟，所以转矩精度不高，因此需要考虑推力比误差Δτ。因此，在本实施例中，在第二离合器C2不是完全卡合的状态的情况下，即使带部输入转矩Tb为规定输入转矩Tbf以上，也看作带部输入转矩Tb不是规定输入转矩Tbf以上。

具体而言，输入转矩判定部99还判定第二离合器C2是否为完全卡合的状态。输入转矩判定部99在判定为第二离合器C2是完全卡合的状态的情况下，将带部输入转矩Tb是否为规定输入转矩Tbf以上的判定结果设为有效。输入转矩判定部99在判定为第二离合器C2不是完全卡合的状态的情况下，将带部输入转矩Tb是否为规定输入转矩Tbf以上的判定结果设为带部输入转矩Tb不是规定输入转矩Tbf以上这样的判定结果。也就是说，输入转矩判定部99在判定为第二离合器C2是完全卡合的状态且带部输入转矩Tb是规定输入转矩Tbf以上的情况下，将带部输入转矩Tb是否为规定输入转矩Tbf以上的判定结果设为带部输入转矩Tb是规定输入转矩Tbf以上这样的判定结果。另一方面，输入转矩判定部99在判定为第二离合器C2不是完全卡合的状态或带部输入转矩Tb不是规定输入转矩Tbf以上的情况下，将带部输入转矩Tb是否为规定输入转矩Tbf以上的判定结果设为带部输入转矩Tb不是规定输入转矩Tbf以上这样的判定结果。

因此，变速控制部94在由输入转矩判定部99判定为第二离合器C2是完全卡合的状态的情况下，设定基于在上述实施例1中示出的输入转矩判定部99判定的带部输入转矩Tb是否为规定输入转矩Tbf以上的判定结果的、次级推力算出用推力比τin及初级推力算出用推力比τout。另一方面，变速控制部94在由输入转矩判定部99判定为第二离合器C2不是完全卡合的状态的情况下，无论输入转矩判定部99判定的带部输入转矩Tb是否为规定输入转矩Tbf以上的判定结果如何，都设定基于在上述实施例1中示出的输入转矩判定部99判定的带部输入转矩Tb不是规定输入转矩Tbf以上这样的判定结果的、次级推力算出用推力比τin及初级推力算出用推力比τout。

图14是说明电子控制装置90的控制工作的主要部分，即，用于在处于不确保实际变速比算出用转速的检测精度的状态时维持最低位侧变速比γmax而不使次级推力Wout不必要地提高的控制工作的流程图，例如在行驶期间反复执行。该图14是与上述实施例1中的图13的流程图不同的实施例。

在图14中，首先，在与检测精度判定部96的功能对应的S10中，判定是否不是实际变速比算出用转速的检测精度的确保时。在该S10的判断为肯定的情况下，在与最低位判定部98的功能对应的S20中，判定是否是带返回的状态。在该S20的判断为肯定的情况下，在与输入转矩判定部99的功能对应的S35中，判定是否第二离合器C2为完全卡合的状态且带部输入转矩Tb为规定输入转矩Tbf以上。在上述S20的判断为否定的情况下，在与变速控制部94的功能对应的S40中，判定目标变速比γcvttgt是否为最低位侧变速比γmax。在该S40的判断为肯定的情况下，在与输入转矩判定部99的功能对应的S55中，判定是否第二离合器C2为完全卡合的状态且带部输入转矩Tb为规定输入转矩Tbf以上。在上述S35的判断为肯定的情况下，在与变速控制部94的功能对应的S60中，设定基础推力比τin0作为次级推力算出用推力比τin，并且设定容易执行降档的推力比(＝τout0+Δτ)作为初级推力算出用推力比τout。在上述S35的判断为否定的情况下，或，在上述S55的判断为否定的情况下，在与变速控制部94的功能对应的S70中，设定容易执行降档的推力比(＝τin0+Δτ)作为次级推力算出用推力比τin，并且设定容易执行降档的推力比(＝τout0+Δτ)作为初级推力算出用推力比τout。在上述S10的判断为否定的情况下，或，在上述S40的判断为否定的情况下，或，在上述S55的判断为肯定的情况下，在与变速控制部94的功能对应的S80中，设定基础推力比τin0作为次级推力算出用推力比τin，并且设定基础推力比τout0作为初级推力算出用推力比τout。

如上所述，根据本实施例，由于在判定为第二离合器C2是完全卡合的状态的情况下，设定基于在上述实施例1中示出的带部输入转矩Tb是否为规定输入转矩Tbf以上的判定结果的、次级推力算出用推力比τin及初级推力算出用推力比τout，所以例如能够以可靠地维持最低位侧变速比γmax的方式设定降低初级推力Win的初级推力算出用推力比τout，或者，设定提高次级推力Wout的次级推力算出用推力比τin或不使次级推力Wout不必要地提高的次级推力算出用推力比τin。另一方面，由于在判定为第二离合器C2不是完全卡合的状态的情况下，无论带部输入转矩Tb是否为规定输入转矩Tbf以上的判定结果如何，都设定基于在上述实施例1中示出的带部输入转矩Tb不是规定输入转矩Tbf以上这样的判定结果的、次级推力算出用推力比τin及初级推力算出用推力比τout，所以在第二离合器C2不是完全卡合的状态时，相对于带部输入转矩Tb实质上成为与第二离合器C2的转矩容量对应的转矩以下，能够设定与带部输入转矩Tb不是规定输入转矩Tbf以上的状态匹配的次级推力算出用推力比τin及初级推力算出用推力比τout。

以上，基于附图详细说明了本发明的实施例，但本发明也应用于其他形态。

例如，在上述实施例中，将本发明应用于具备并列设置于输入轴22与输出轴30之间的经由齿轮机构28的第一动力传递路径PT1和经由无级变速机构24的第二动力传递路径PT2这样的多个动力传递路径的动力传递装置16的电子控制装置90，但不限于该形态。例如，也能够将本发明应用于在动力源与驱动轮之间的动力传递路径中单独具备无级变速机构24那样的带式无级变速器的车辆用动力传递装置的控制装置。例如，在发动机与驱动轮之间的动力传递路径中串联配置离合器和无级变速机构的车辆用动力传递装置中，上述离合器相当于上述实施例中的第二离合器C2。上述离合器是起步离合器或输入离合器等摩擦卡合装置，或者是与前进后退切换装置26相同的前进后退切换装置中的摩擦卡合装置等。总之，只要是具备无级变速机构的车辆用动力传递装置的控制装置，所述无级变速机构具有初级带轮、次级带轮及卷挂于各所述带轮之间的传递部件并向驱动轮侧传递动力源的动力，则能够应用本发明。

另外，在上述实施例中，例如在判定为不是实际变速比算出用转速的检测精度的确保时的情况下，基于是否在判定为不是实际变速比算出用转速的检测精度的确保时之前实际变速比γcvt已经成为最低位侧变速比γmax，判定实际变速比γcvt是否为最低位侧变速比γmax，但不限于该形态。例如，在具备检测初级带轮60中的实际带轮位置Xin的传感器的情况下，也可以基于实际带轮位置Xin的检测值是否成为最低位侧变速比γmax下的带轮位置Xinmax，判定实际变速比γcvt是否为最低位侧变速比γmax。

另外，在上述实施例3中的图14的流程图中，在S35的判断为否定的情况下执行S70，但不限于该形态。例如，在第二离合器C2为释放过渡的状态或卡合过渡的状态时，若考虑车辆10停止的情况，则在第二离合器C2中，发动机12侧的转速比驱动轮14侧高。能够认为这会保证车辆10为驱动状态。因此，在图14的流程图的S35中，也可以将第二离合器C2是否为完全卡合的状态的判定变更为是否第二离合器C2为完全卡合的状态，或第二离合器C2为释放过渡的状态，或第二离合器C2为卡合过渡的状态的判定。由此，在第二离合器C2为释放过渡的状态或卡合过渡的状态时，增加执行S60的机会。因此，使燃料效率提高。

另外，在上述实施例中，推力比误差Δτ例如可以是恒定的值，或者，例如可以是与基础推力比τin0、τout0对应的值。或者，与基础推力比τin0相加的推力比误差Δτ、和与基础推力比τout0相加的推力比误差Δτ可以是相同的值，或者，也可以是与基础推力比τin0和基础推力比τout0对应的分别不同的值。

另外，在上述实施例中，第二离合器C2设置于次级带轮64与输出轴30之间的动力传递路径，但不限于该形态。例如，也可以是，次级轴62与输出轴30一体地连结，并且初级轴58经由第二离合器C2与输入轴22连结。也就是说，第二离合器C2也可以设置于初级带轮60与输入轴22之间的动力传递路径。

另外，在上述实施例中，齿轮机构28是形成了成为比无级变速机构24的最低位侧变速比γmax靠低位侧的变速比的一个档位的齿轮机构，但不限于该形态。例如，齿轮机构28也可以是形成变速比不同的多个档位的齿轮机构。也就是说，齿轮机构28也可以是变速为两级以上的有级变速器。或者，齿轮机构28也可以是形成比无级变速机构24的最高位侧变速比γmin靠高位侧的变速比和/或比最低位侧变速比γmax靠低位侧的变速比的齿轮机构。

另外，在上述实施例中，使用预先设定的升档线及降档线切换动力传递装置16的行驶模式，但不限于该形态。例如，也可以通过基于车速V及加速器操作量θacc算出目标驱动力Fwtgt，并设定能够满足该目标驱动力Fwtgt的变速比，从而切换动力传递装置16的行驶模式。

另外，在上述实施例中，使用变矩器20作为流体式传动装置，但不限于该形态。例如，也可以使用没有转矩放大作用的液力耦合器等其他流体式传动装置代替变矩器20。或者，也可以是，并不一定设置该流体式传动装置。另外，在经由齿轮机构28的第一动力传递路径PT1设置有啮合式离合器D1，但在实施本发明时，也可以是，并不一定设置该啮合式离合器D1。

此外，上述内容仅为一个实施方式，本发明能够以基于本领域技术人员的知识而施加各种变更、改良得到的形态来实施。

Claims (9)

1.一种车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，所述车辆用动力传递装置(16)具备无级变速机构(24)，所述无级变速机构(24)具有初级带轮(60)、次级带轮(64)及卷挂于各所述带轮之间的传递部件(66)并向驱动轮(14)侧传递动力源(12)的动力，所述车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)的特征在于，包括：

检测精度判定部(96)，所述检测精度判定部(96)判定是否是不确保在算出所述无级变速机构(24)的实际变速比(γcvt)时使用的转速(Npri、Nsec)的检测精度的状态；

最低位判定部(98)，所述最低位判定部(98)判定所述无级变速机构(24)的实际变速比(γcvt)是否为最低位侧变速比(γmax)；

输入转矩判定部(99)，所述输入转矩判定部(99)判定向所述无级变速机构(24)的输入转矩(Tb)是否为规定输入转矩(Tbf)以上；以及

变速控制部(94)，所述变速控制部(94)基于向所述无级变速机构(24)的输入转矩(Tb)算出实现所述无级变速机构(24)的目标变速比(γcvttgt)的推力比(τ)，所述推力比(τ)是由所述初级带轮(60)的液压致动器(60c)赋予的夹压所述传递部件(66)的所述初级带轮(60)的推力(Win)与由所述次级带轮(64)的液压致动器(60c)赋予的夹压所述传递部件(66)的所述次级带轮(64)的推力(Wout)之比，

所述变速控制部(94)在判定为是不确保所述转速(Npri、Nsec)的检测精度的状态时，基于所述实际变速比(γcvt)是否为所述最低位侧变速比(γmax)的判定结果及所述输入转矩(Tb)是否为所述规定输入转矩(Tbf)以上的判定结果，以实现所述目标变速比(γcvttgt)的推力比(τ0)为基本值(τ0)设定次级推力算出用推力比(τin)及初级推力算出用推力比(τout)，所述次级推力算出用推力比(τin)是基于所述初级带轮(60)的推力(Win)算出所述次级带轮(64)的推力(Wout)时使用的推力比(τ)，所述初级推力算出用推力比(τout)是基于所述次级带轮(64)的推力(Wout)算出所述初级带轮(60)的推力(Win)时使用的推力比(τ)。

2.根据权利要求1所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，

所述变速控制部(94)在判定为所述实际变速比(γcvt)是所述最低位侧变速比(γmax)且判定为所述输入转矩(Tb)是所述规定输入转矩(Tbf)以上的情况下，设定实现所述目标变速比(γcvttgt)的推力比(τin0)作为所述次级推力算出用推力比(τin)，并且设定比实现所述目标变速比(γcvttgt)的推力比(τout0)容易执行所述无级变速机构(24)的降档的推力比(τout0+Δτ)作为所述初级推力算出用推力比(τout)。

3.根据权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，

所述变速控制部(94)在判定为所述实际变速比(γcvt)是所述最低位侧变速比(γmax)且判定为所述输入转矩(Tb)不是所述规定输入转矩(Tbf)以上的情况下，设定比实现所述目标变速比(γcvttgt)的推力比(τin0)容易执行所述无级变速机构(24)的降档的推力比(τin0+Δτ)作为所述次级推力算出用推力比(τin)，并且设定比实现所述目标变速比(γcvttgt)的推力比(τout0)容易执行所述无级变速机构(24)的降档的推力比(τout0+Δτ)作为所述初级推力算出用推力比(τout)。

4.根据权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，

所述变速控制部(94)在判定为所述实际变速比(γcvt)不是所述最低位侧变速比(γmax)，且判定为所述目标变速比(γcvttgt)是所述最低位侧变速比(γmax)且所述输入转矩(Tb)是所述规定输入转矩(Tbf)以上的情况下，设定实现所述目标变速比(γcvttgt)的推力比(τin0)作为所述次级推力算出用推力比(τin)，并且设定实现所述目标变速比(γcvttgt)的推力比(τout0)作为所述初级推力算出用推力比(τout)。

5.根据权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，

所述变速控制部(94)在判定为所述实际变速比(γcvt)不是所述最低位侧变速比(γmax)，且判定为所述目标变速比(γcvttgt)是所述最低位侧变速比(γmax)且所述输入转矩(Tb)不是所述规定输入转矩(Tbf)以上的情况下，设定比实现所述目标变速比(γcvttgt)的推力比(τin0)容易执行所述无级变速机构(24)的降档的推力比(τin0+Δτ)作为所述次级推力算出用推力比(τin)，并且设定比实现所述目标变速比(γcvttgt)的推力比(τout0)容易执行所述无级变速机构(24)的降档的推力比(τout0+Δτ)作为所述初级推力算出用推力比(τout)。

6.根据权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，

所述变速控制部(94)在判定为所述实际变速比(γcvt)不是所述最低位侧变速比(γmax)且判定为所述目标变速比(γcvttgt)不是所述最低位侧变速比(γmax)的情况下，设定实现所述目标变速比(γcvttgt)的推力比(τin0)作为所述次级推力算出用推力比(τin)，并且设定实现所述目标变速比(γcvttgt)的推力比(τout0)作为所述初级推力算出用推力比(τout)。

7.根据权利要求2所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，

设定比实现所述目标变速比(γcvttgt)的推力比(τ0)容易执行所述无级变速机构(24)的降档的推力比(τ0+Δτ)是指设定与实现所述目标变速比(γcvttgt)的推力比(τ0)相比增大所述初级带轮(60)的推力(Win)与所述次级带轮(64)的推力(Wout)之差的推力比(τ0+Δτ)。

8.根据权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，

所述车辆用动力传递装置(16)具备多个动力传递路径(PT)，所述多个动力传递路径(PT)并列设置于传递所述动力源(12)的所述动力的输入旋转构件(22)与向所述驱动轮(14)输出所述动力的输出旋转构件(30)之间，并能够从所述输入旋转构件(22)向所述输出旋转构件(30)分别传递所述动力，

所述多个动力传递路径(PT)具有第一动力传递路径(PT1)和第二动力传递路径(PT2)，所述第一动力传递路径(PT1)是通过第一卡合装置(C1)的卡合而形成并经由具有档位的齿轮机构(28)的动力传递路径，所述第二动力传递路径(PT2)是通过第二卡合装置(C2)的卡合而形成并经由所述无级变速机构(24)的动力传递路径。

9.根据权利要求8所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，

所述输入转矩判定部(99)还判定所述第二卡合装置(C2)是否为完全卡合的状态，

所述变速控制部(94)在判定为所述第二卡合装置(C2)是完全卡合的状态的情况下，设定基于所述输入转矩(Tb)是否为所述规定输入转矩(Tbf)以上的判定结果的所述次级推力算出用推力比(τin)及所述初级推力算出用推力比(τout)，另一方面，在判定为所述第二卡合装置(C2)不是完全卡合的状态的情况下，无论所述输入转矩(Tb)是否为所述规定输入转矩(Tbf)以上的判定结果如何，都设定基于所述输入转矩(Tb)不是所述规定输入转矩(Tbf)以上这样的判定结果的所述次级推力算出用推力比(τin)及所述初级推力算出用推力比(τout)。

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