CN109973644B - 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。在自动车速控制处于执行期间的情况下抑制或防止传递部件的滑动并提高车速的控制性。在自动车速控制处于执行期间的情况下，与自动车速控制不处于执行期间的情况相比，增大滞后以使判定为被驱动状态的带部输入转矩的区域扩展，因此难以产生次级推力的变动。由此，能够在自动车速控制的执行期间提高车速的控制性。另外，由于滞后向判定为被驱动状态的带部输入转矩的区域扩展的一侧增大，因此容易判定为将次级目标推力设为较大的值的被驱动状态。由此，难以产生带滑动。因此，在自动车速控制处于执行期间的情况下能够抑制或防止带滑动并提高车速的控制性。

Description

车辆用动力传递装置的控制装置
技术领域
本发明涉及具备设置于动力源与驱动轮之间的动力传递路径的无级变速机构的车辆用动力传递装置的控制装置。
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，该无级变速机构具有初级带轮、次级带轮及卷绕于各所述带轮之间的传递部件且向驱动轮侧传递动力源的动力。例如，专利文献1记载的车辆的控制装置就是这样的控制装置。在该专利文献1中，公开了如下内容：基于车辆加速度及加速器操作量来判定车辆是驱动状态还是被驱动状态，另外，在被驱动状态的情况下，与驱动状态的情况相比，使作为初级带轮的推力与次级带轮的推力之比的推力比增大，即，将基于初级带轮的推力算出的次级带轮的推力设为较大的值。
在先技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2010-107006号公报
另外，也公知有执行例如巡航控制等自动车速控制的车辆，在该自动车速控制中，以使实际的车速与目标车速一致的方式使动力源的输出转矩等操作量变化，并自动地控制车速。在这样的自动车速控制中，由于以使实际的车速与目标车速一致的方式使动力源的输出转矩变化，所以在驱动状态与被驱动状态的边界周边，动力源的输出转矩容易变动。这样一来，当在被驱动状态和驱动状态下将次级带轮的推力的目标值设为不同的值的情况下，伴随着被驱动状态与驱动状态的切换，次级带轮的推力容易变动。由于次级带轮的推力的变动例如会使排出向次级带轮供给的液压的初始压力的油泵的负载变动，所以会使驱动该油泵的动力源的输出转矩变动，也会使向无级变速机构的输入转矩变动。另外，在无级变速机构中，由于输入转矩的变动，驱动系统的动力传递效率等有时也会变化。因此，难以准确地掌握状况并实现作为目标的驱动转矩，车速的控制性有可能会降低。例如，与实际的车速收敛于目标车速时的状态相比，实际的车速会以较大的变动幅度夹着目标车速变动，有可能难以收敛于目标车速。
发明内容
本发明是以以上情况为背景而做出的，其目的在于提供一种能够在自动车速控制处于执行期间的情况下抑制或防止传递部件的滑动并提高车速的控制性的车辆用动力传递装置的控制装置。
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，所述车辆用动力传递装置具备无级变速机构，所述无级变速机构具有初级带轮、次级带轮及卷绕于各所述带轮之间的传递部件，且向驱动轮侧传递动力源的动力，所述车辆用动力传递装置的控制装置包括：(b)自动车速控制部，所述自动车速控制部执行自动车速控制，在所述自动车速控制中，以使实际的车速与目标车速一致的方式使在所述车速的控制中使用的动力关联值变化；(c)状态判定部，所述状态判定部基于所述动力关联值来判定车辆是驱动状态还是被驱动状态；(d)目标推力算出部，在所述被驱动状态的情况下，与所述驱动状态的情况相比，所述目标推力算出部将基于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算出的、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的目标值设为较大的值；以及(e)阈值设定部，在所述自动车速控制处于执行期间的情况下，与所述自动车速控制不处于执行期间的情况相比，所述阈值设定部增大第一规定判定阈值与第二规定判定阈值之差以使判定为所述被驱动状态的所述动力关联值的区域扩展，所述第一规定判定阈值是在是所述驱动状态还是所述被驱动状态的判定中使用的阈值，所述第二规定判定阈值是在从判定为所述被驱动状态向判定为所述驱动状态的切换中使用的阈值。
另外，根据所述第一发明记载的车辆用动力传递装置的控制装置，在第二发明中，所述动力关联值为所述动力源的输出转矩、向所述无级变速机构的输入转矩或所述驱动轮的转矩。
另外，根据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，在第三发明中，所述目标推力算出部基于向所述无级变速机构的输入转矩，来算出实现所述无级变速机构的目标变速比的、作为所述初级带轮的推力与所述次级带轮的推力之比的推力比，所述目标推力算出部使用所述推力比，基于所述初级带轮的推力来算出所述次级带轮的推力的目标值，在所述被驱动状态的情况下，与所述驱动状态的情况相比，所述推力比预先设定为增大所述初级带轮的推力与所述次级带轮的推力的目标值之差的值。
另外，根据所述第一发明～第三发明中任一项记载的车辆用动力传递装置的控制装置，在第四发明中，成为算出所述次级带轮的推力的目标值的基础的所述初级带轮的推力是为了防止所述传递部件的滑动所需的所述初级带轮的滑动极限推力。
另外，根据所述第四发明记载的车辆用动力传递装置的控制装置，在第五发明中，作为所述次级带轮的推力的目标值，所述目标推力算出部选择基于所述初级带轮的滑动极限推力而算出的所述次级带轮的推力和为了防止所述传递部件的滑动所需的所述次级带轮的滑动极限推力中的较大的一方的推力。
另外，根据所述第五发明记载的车辆用动力传递装置的控制装置，在第六发明中，所述目标推力算出部基于所述次级带轮的推力的目标值来算出所述初级带轮的推力的目标值。
另外，根据所述第一发明～第六发明中任一项记载的车辆用动力传递装置的控制装置，在第七发明中，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，且能够分别从所述输入旋转构件向所述输出旋转构件传递所述动力，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经由所述无级变速机构的动力传递路径。
发明效果
根据上述第一发明，在自动车速控制处于执行期间的情况下，与自动车速控制不处于执行期间的情况相比，增大在是驱动状态还是被驱动状态的判定中使用的第一规定判定阈值与在从判定为被驱动状态向判定为驱动状态的切换中使用的第二规定判定阈值之差以使判定为被驱动状态的动力关联值的区域扩展，因此，在自动车速控制的执行期间，难以产生伴随着判定为被驱动状态与判定为驱动状态的切换而产生的次级带轮的推力的变动。由此，能够在自动车速控制的执行期间提高车速的控制性。另外，由于第一规定判定阈值与第二规定判定阈值之差向判定为被驱动状态的动力关联值的区域扩展的一侧增大，因此，容易判定为次级带轮的推力的目标值设为比驱动状态下的次级带轮的推力的目标值大的值的被驱动状态。由此，难以产生由次级带轮的推力的不足导致的传递部件的滑动。因此，在自动车速控制处于执行期间的情况下，能够抑制或防止传递部件的滑动并提高车速的控制性。
另外，根据上述第二发明，由于所述动力关联值为动力源的输出转矩、向无级变速机构的输入转矩或驱动轮的转矩，所以能够适当地执行自动车速控制。
另外，根据上述第三发明，由于基于向无级变速机构的输入转矩来算出实现无级变速机构的目标变速比的推力比，另外，使用该推力比，基于初级带轮的推力来算出次级带轮的推力的目标值，因此，能够适当地得到与向无级变速机构的输入转矩相应的实现无级变速机构的目标变速比的次级带轮的推力。另外，由于与驱动状态的情况相比，在被驱动状态的情况下，所述推力比预先设定为增大初级带轮的推力与次级带轮的推力的目标值之差的值，因此，在被驱动状态的情况下，与驱动状态的情况相比，将次级带轮的推力的目标值设为较大的值。
另外，根据上述第四发明，由于成为算出次级带轮的推力的目标值的基础的初级带轮的推力是为了防止传递部件的滑动所需的初级带轮的滑动极限推力，所以可以适当地得到能够抑制或防止传递部件的滑动的次级带轮的推力。
另外，根据上述第五发明，由于选择基于初级带轮的滑动极限推力而算出的次级带轮的推力和次级带轮的滑动极限推力中的较大的一方的推力作为次级带轮的推力的目标值，因此，可以适当地得到能够抑制或防止传递部件的滑动并实现无级变速机构的目标变速比的次级带轮的推力。
另外，根据上述第六发明，由于基于次级带轮的推力的目标值来算出初级带轮的推力的目标值，所以可以适当地得到能够抑制或防止传递部件的滑动并实现无级变速机构的目标变速比的初级带轮的推力。另外，次级带轮的推力和初级带轮的推力均未被设为对于传递部件的滑动的防止而言过大的值。
另外，根据上述第七发明，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，在自动车速控制处于执行期间的情况下，能够抑制或防止传递部件的滑动并提高车速的控制性。
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是说明与自动车速控制关联的控制工作的框图。
图11是说明电子控制装置的控制工作的主要部分、即在自动车速控制处于执行期间的情况下用于抑制或防止带滑动并提高车速的控制性的控制工作的流程图。
附图标记说明
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)
95：目标推力算出部
96：自动车速控制部
98：状态判定部
99：阈值设定部
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，所述目标推力算出部基于所述无级变速机构的变速比和以向所述无级变速机构的输入转矩为基础的转矩，算出所述滑动极限推力。由此，适当地算出能够防止初级带轮的传递部件的滑动的初级带轮的推力的目标值。另外，适当地算出能够防止次级带轮的传递部件的滑动的次级带轮的推力的目标值。此外，变速比为“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为“初级带轮的转速/次级带轮的转速”。另外，具备所述多个动力传递路径的车辆用动力传递装置的变速比为“输入旋转构件的转速/输出旋转构件的转速”。变速比的高位侧为变速比变小的一侧、即高车速侧。变速比的低位侧为变速比变大的一侧、即低车速侧。例如，最低位侧变速比为成为车速最低侧的最低车速侧的变速比，且为变速比成为最大的值的最大变速比。
另外，所述第一动力传递路径通过设置于所述第一动力传递路径的第一卡合装置的卡合而形成。另外，所述第二动力传递路径通过设置于所述第二动力传递路径的第二卡合装置的卡合而形成。
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
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、设置成不能相对于固定滑轮60a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、设置成不能相对于固定滑轮64a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、变速控制机构即变速控制部94、自动车速控制机构即自动车速控制部96及状态判定机构即状态判定部98。
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功能性地具备分别算出初级目标推力Wintgt及次级目标推力Wouttgt的目标推力算出机构即目标推力算出部95。目标推力算出部95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为初级带轮60的滑动极限推力Wlmt，次级侧滑动极限推力Woutlmt为次级带轮64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。像这样，目标推力算出部95基于初级推力Win算出次级目标推力Wouttgt。成为算出次级目标推力Wouttgt的基础的初级推力Win为初级侧滑动极限推力Winlmt。
目标推力算出部95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，目标推力算出部95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算出在滑动极限推力Wlmt的算出中使用的转矩即滑动极限推力算出用转矩Tin。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为向无级变速机构24的输入转矩的推定值。在本实施例中，将向无级变速机构24的输入转矩的推定值称为带部输入转矩Tb。基本上将带部输入转矩Tb设为滑动极限推力算出用转矩Tin即可，但当考虑偏差等时，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。另外，在车辆10处于未主动驱动的状态的情况下，即，在车辆10处于被驱动状态的情况下，当考虑到带部输入转矩Tb的负值的算出精度时，优选使用与带部输入转矩Tb相应的规定转矩。因此，车辆10处于驱动状态的情况下的滑动极限推力算出用转矩Tin使用对带部输入转矩Tb实施下限保护处理而得到的驱动时输入转矩Tdrv。另外，车辆10处于被驱动状态的情况下的滑动极限推力算出用转矩Tin使用与带部输入转矩Tb相应的被驱动时输入转矩Tdrvn。被驱动时输入转矩Tdrvn是被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。在车辆10处于驱动状态的情况下，变速控制部94选择带部输入转矩Tb和下限转矩Tinlim中的较大的一方的转矩作为驱动时输入转矩Tdrv，并将该驱动时输入转矩Tdrv设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。另外，在车辆10处于被驱动状态的情况下，变速控制部94将被驱动时输入转矩Tdrvn设为滑动极限推力算出用转矩Tin。像这样，滑动极限推力算出用转矩Tin为以向无级变速机构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。此外，车辆10的驱动状态例如为车辆10倾向于加速的状态，车辆10的被驱动状态例如为车辆10倾向于减速的状态。
在图5的框B1及框B2中，目标推力算出部95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，目标推力算出部95使用下式(1)来算出次级侧滑动极限推力Woutlmt。目标推力算出部95使用下式(2)来算出初级侧滑动极限推力Winlmt。在下式(1)及下式(2)中，“Tin”为滑动极限推力算出用转矩Tin，“Tout”为将滑动极限推力算出用转矩Tin向次级带轮64侧换算而得到的转矩(＝γcvt×Tin＝(Rout/Rin)×Tin)，“α”为各带轮60、64的滑轮角，“μin”为初级带轮60中的规定的元件、带轮间摩擦系数，“μout”为次级带轮64中的规定的元件、带轮间摩擦系数，“Rin”为根据实际变速比γcvt而唯一地算出的初级带轮60中的带卷挂直径，“Rout”为根据实际变速比γcvt而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)
在图5的框B3及框B6中，目标推力算出部95算出平衡推力Wbl。即，目标推力算出部95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，目标推力算出部95例如通过将目标变速比γcvttgt及初级侧安全率SFin的倒数SFin-1应用于如图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)是示出以目标变速比γcvttgt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是在基于初级带轮60侧的推力算出次级带轮64侧的推力时使用的推力比。目标推力算出部95使用下式(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例如为“Win/Winlmt”或“Tin/Tb”，初级侧安全率的倒数SFin-1例如为“Winlmt/Win”或“Tb/Tin”。另外，目标推力算出部95例如通过将目标变速比γcvttgt及次级侧安全率SFout的倒数SFout-1应用于如图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)是示出以目标变速比γcvttgt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是在基于次级带轮64侧的推力算出初级带轮60侧的推力时使用的推力比。目标推力算出部95使用下式(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例如为“Wout/Woutlmt”或“Tin/Tb”，次级侧安全率的倒数SFout-1例如为“Woutlmt/Wout”或“Tb/Tin”。此外，推力比τ在车辆10处于驱动状态时使用驱动区域的值，另外，在车辆10处于被驱动状态时使用被驱动区域的值。虽然也可以在每次算出平衡推力Wbl时算出倒数SFin-1、SFout-1，但若对安全率SFin、SFout分别设定规定的值(例如1-1.5左右)，则也可以对其倒数进行设定。
Woutbl＝Winlmt×τin…(3)
Winbl＝Wouttgt/τout…(4)
如前所述，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，算出滑动极限推力Winlmt、Woutlmt。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为基于带部输入转矩Tb的值。因此，目标推力算出部95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，目标推力算出部95算出差推力ΔW。即，目标推力算出部95算出次级差推力ΔWout及初级差推力ΔWin。
具体而言，目标推力算出部95例如通过将次级目标变速速度dγouttgt应用于如图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。目标推力算出部95算出将次级平衡推力Woutbl加上次级差推力ΔWout而得到的次级侧变速控制推力Woutsh(＝Woutbl+ΔWout)作为为了防止初级带轮60侧的带滑动所需的次级推力。另外，目标推力算出部95例如通过将初级目标变速速度dγintgt应用于如图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。目标推力算出部95将初级平衡推力Winbl加上初级差推力ΔWin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，使用如图6所示的推力比映射map(τin)、如图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的算出结果中会存在相对于物理特性的偏差。因此，在考虑到这样的相对于物理特性的偏差的情况下，目标推力算出部95也可以将控制余量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的算出有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。在考虑到上述那样的相对于物理特性的偏差的情况下，代替所述式(3)，目标推力算出部95使用图5中示出的式“Woutbl＝(Winlmt+Wmgn)×τin”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等硬件单元的不同而会成为较大的值，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为极小的值。
在图5的框B5中，目标推力算出部95将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选择为次级目标推力Wouttgt。
在图5的框B8中，目标推力算出部95算出反馈控制量Winfb。具体而言，目标推力算出部95例如使用如下式(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。在下式(5)中，“Δγcvt”为变速比偏差Δγcvt，“Kp”为规定的比例常数，“Ki”为规定的积分常数，“Kd”为规定的微分常数。目标推力算出部95通过将初级侧变速控制推力Winsh加上反馈控制量Winfb，从而算出利用反馈控制修正初级侧变速控制推力Winsh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，以便能够得到目标初级压力Pintgt及目标次级压力Pouttgt。液压控制回路46按照该液压控制指令信号Scvt分别对初级压力Pin及次级压力Pout进行调压。
自动车速控制部96执行以使作为实际的车速V的实际车速V与目标车速Vtgt一致的方式使在实际车速V的控制中使用的动力关联值变化的自动车速控制。在实际车速V的控制中使用的动力关联值例如为作为发动机12的输出转矩的发动机转矩Te、与涡轮转矩Tt同义的作为向无级变速机构24的输入转矩的带部输入转矩Tb、作为车轴40中的转矩的驱动轴转矩Tds、作为驱动轮14中的转矩的驱动转矩Tw、或与驱动转矩Tw同义的驱动力Fw等操作量。在实际车速V的控制中使用的动力关联值为发动机12的动力的传递过程的物理量。自动车速控制例如是以使车速V追随由驾驶员设定的目标车速Vtgt的方式控制驱动力Fw的公知的巡航控制。或者，自动车速控制例如是以使车速V不超过由驾驶员设定的目标车速Vtgt的方式控制驱动力Fw的公知的自动车速限制控制(ASL；Adjustable Speed Limiter)。
图10是说明与自动车速控制关联的控制工作的框图。在图10的框B11中，自动车速控制部96算出用于使实际车速V与由驾驶员设定的目标车速Vtgt一致的在自动车速控制中使用的驱动力Fw的目标值即车速控制用的目标驱动力Fwtgtv。
在图10的框B12中，发动机控制部92算出用于实现车速控制用的目标驱动力Fwtgtv的车速控制用的目标发动机转矩Tetgtv。此时，目标驱动力Fwtgtv向目标发动机转矩Tetgtv转换，但在该转换中，使用由后述的框B14算出的车速控制用的目标变速比γcvttgtv。
在图10的框B13中，发动机控制部92例如使用所述发动机转矩映射来算出能够得到车速控制用的目标发动机转矩Tetgtv的车速控制用的目标节气门开度taptgtv。发动机控制部92以能够得到车速控制用的目标发动机转矩Tetgt的方式，向发动机控制装置42输出用于将节气门开度tap设为车速控制用的目标节气门开度taptgtv的发动机控制指令信号Se、及喷射信号、点火正时信号等发动机控制指令信号Se。
在图10的框B14中，变速控制部94通过将车速控制用的目标驱动力Fwtgtv及车速V应用于作为预先设定的关系的例如车速控制用的CVT变速映射，从而算出车速控制用的目标初级转速Npritgtv。变速控制部94基于车速控制用的目标初级转速Npritgtv算出车速控制用的目标变速比γcvttgtv(＝Npritgtv/Nsec)。
在图10的框B15中，变速控制部94及目标推力算出部95算出车速控制用的目标初级压力Pintgtv及车速控制用的目标次级压力Pouttgtv。变速控制部94以能够得到车速控制用的目标初级压力Pintgtv及车速控制用的目标次级压力Pouttgtv的方式，向液压控制回路46输出用于分别对初级压力Pin及次级压力Pout进行调压的液压控制指令信号Scvt。在该框B15中，执行与在前述图5的框图中说明的CVT液压控制同样的控制工作。
在图10的框B16中，发动机控制装置42按照发动机控制指令信号Se使发动机转矩Te变化。另外，液压控制回路46按照液压控制指令信号Scvt分别对初级压力Pin及次级压力Pout进行调压。由此，在自动车速控制中控制实际车速V。
状态判定部98基于在由自动车速控制部96进行的自动车速控制中使用的动力关联值，判定车辆10是驱动状态还是被驱动状态。在该判定中，使用前述动力关联值中的带部输入转矩Tb。在带部输入转矩Tb小于第一规定判定阈值T1的情况下，状态判定部98判定为车辆10为被驱动状态。在带部输入转矩Tb为第二规定判定阈值T2以上的情况下，状态判定部98判定为车辆10为驱动状态。在带部输入转矩Tb为第一规定判定阈值T1以上且小于第二规定判定阈值T2的情况下，状态判定部98不切换车辆10是驱动状态还是被驱动状态的判定，即，保持上次的判定结果。
第一规定判定阈值T1是在车辆10是驱动状态还是被驱动状态的判定中使用的预先设定的阈值，且是在从判定为驱动状态向判定为被驱动状态的切换中使用的规定的判定阈值。第二规定判定阈值T2是在从判定为被驱动状态向判定为驱动状态的切换中使用的预先设定的阈值。第二规定判定阈值T2为比第一规定判定阈值T1大的值。像这样，在车辆10是驱动状态还是被驱动状态的判定中，为了抑制判定的切换中的波动，设置有基于第一规定判定阈值T1与第二规定判定阈值T2之差的滞后。在本实施例中，将第一规定判定阈值T1与第二规定判定阈值T2之差称为滞后Thys。将第一规定判定阈值T1加上滞后Thys而得到的值为第二规定判定阈值T2(＝T1+Thys)。
在由状态判定部98判定为车辆10为驱动状态的情况下，变速控制部94算出驱动时输入转矩Tdrv作为滑动极限推力算出用转矩Tin。在由状态判定部98判定为车辆10为被驱动状态的情况下，变速控制部94算出被驱动时输入转矩Tdrvn作为滑动极限推力算出用转矩Tin。
在此，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。次级侧变速控制推力Woutsh是基于次级平衡推力Woutbl(＝Winlmt×τin)的值，且是基于初级侧滑动极限推力Winlmt算出的次级推力Wout。因此，目标推力算出部95使用推力比τin，基于初级推力Win算出次级目标推力Wouttgt。对于该推力比τin而言，如图6的推力比映射map(τin)所示那样，将被驱动状态的情况下的推力比τin预先设定为比驱动状态的情况下的推力比τin大的值。即，与驱动状态的情况相比，在被驱动状态的情况下，推力比τin预先设定为增大初级推力Win与次级目标推力Wouttgt之差的值。在被驱动状态的情况下，与驱动状态的情况相比，目标推力算出部95将次级目标推力Wouttgt设为较大的值。
另外，在前述自动车速控制中，由于对实际车速V进行反馈并使发动机转矩Te变化，所以在驱动状态与被驱动状态的边界周边容易产生发动机转矩Te的周期性的变化。这样一来，在如图5所示的CVT液压控制中，容易产生伴随着驱动状态与被驱动状态的切换而产生的次级目标推力Wouttgt的变动。由于次级目标推力Wouttgt的变动，会使次级压力Pout变动，因此，会使排出次级压力Pout的初始压力的油泵44的负载变动。由此，会使驱动油泵44的发动机12的负载变动，也会使带部输入转矩Tb变动。另外，在无级变速机构24中，由于带部输入转矩Tb的变动，驱动系统的动力传递效率等有时也会变化。因此，在自动车速控制中，难以准确地掌握状况并实现车速控制用的目标驱动力Fwtgtv，车速V的控制性有可能会降低。
因此，在自动车速控制的执行期间，电子控制装置90通过增大车辆10是驱动状态还是被驱动状态的判定中的滞后Thys，从而使伴随着驱动状态与被驱动状态的切换而产生的次级目标推力Wouttgt的变动难以产生，从而提高车速V的控制性。
为了实现提高上述车速V的控制性这样的控制功能，电子控制装置90还具备阈值设定机构即阈值设定部99。
状态判定部98判定自动车速控制是否处于执行期间，即，判定自动车速控制是否处于工作期间。自动车速控制处于工作期间时例如为不是基于驾驶的目标驱动力Fwtgt而是自动车速控制中的车速控制用的目标驱动力Fwtgtv反映到车辆10的控制中时。自动车速控制不处于工作期间时例如为基于驾驶的目标驱动力Fwtgt反映到车辆10的控制中时。
在由状态判定部98判定为自动车速控制处于工作期间的情况下，与由状态判定部98判定为自动车速控制不处于工作期间的情况相比，阈值设定部99以使判定为被驱动状态的带部输入转矩Tb的区域扩展的方式增大第一规定判定阈值T1与第二规定判定阈值T2之差即滞后Thys。具体而言，阈值设定部99将自动车速控制处于工作期间时的滞后Thys、即控制工作期间滞后Thys1设为比自动车速控制不处于工作期间时的滞后Thys、即控制非工作期间滞后Thys2大的值。即，阈值设定部99将自动车速控制处于工作期间时的第二规定判定阈值T2(＝T1+Thys1)设为比自动车速控制不处于工作期间时的第二规定判定阈值T2(＝T1+Thys2)大的值。通过将控制工作期间滞后Thys1设定在比控制非工作期间滞后Thys2靠判定为被驱动状态的区域扩展的一侧，由此，在自动车速控制的工作期间，容易设定较大的推力比τin且难以使次级推力Wout变小。因此，在自动车速控制的工作期间，难以产生伴随着驱动状态与被驱动状态的切换而产生的次级推力Wout的变动，从而提高车速V的控制性，除此之外，还容易确保带转矩容量Tcvt，且容易防止或抑制带滑动。该次级推力Wout的变动例如为次级推力Wout的波动。
图11是说明电子控制装置90的控制工作的主要部分、即在自动车速控制处于执行期间的情况下用于抑制或防止带滑动并提高车速V的控制性的控制工作的流程图，例如在行驶期间被反复执行。该图11的流程图与在图5的框图中说明的CVT液压控制内的次级侧的目标推力运算部所对应的控制工作关联。
在图11中，首先，在与状态判定部98的功能对应的步骤(以下省略步骤)S10中，判定自动车速控制是否处于工作期间。在该S10的判断为肯定的情况下，在与阈值设定部99及状态判定部98的功能对应的S20中，基于带部输入转矩Tb来判定车辆10是驱动状态还是被驱动状态。作为该判定中的滞后Thys，设定成为比控制非工作期间滞后Thys2大的值的控制工作期间滞后Thys1。在“Tb<第一规定判定阈值T1”的情况下，判定为车辆10为被驱动状态。在“Tb≥第二规定判定阈值T2(＝T1+Thys1)”的情况下，判定为车辆10为驱动状态。在“T1≤Tb<T1+Thys1”的情况下，保持上次的判定结果。另一方面，在上述S10的判断为否定的情况下，在与阈值设定部99及状态判定部98的功能对应的S30中，基于带部输入转矩Tb来判定车辆10是驱动状态还是被驱动状态。作为滞后Thys，设定控制非工作期间滞后Thys2。在“Tb<T1”的情况下，判定为车辆10为被驱动状态。在“Tb≥T2(＝T1+Thys2)”的情况下，判定为车辆10为驱动状态。在“T1≤Tb<T1+Thys2”的情况下，保持上次的判定结果。接着上述S20，或接着上述S30，在与变速控制部94的功能对应的S40中，设定滑动极限推力算出用转矩Tin。在判定为车辆10为驱动状态的情况下，将滑动极限推力算出用转矩Tin设为驱动时输入转矩Tdrv。在判定为车辆10为被驱动状态的情况下，将滑动极限推力算出用转矩Tin设为被驱动时输入转矩Tdrvn。接着，在与目标推力算出部95的功能对应的S50中，使用如图6所示的推力比映射map(τin)算出推力比τin。例如如图6所示，在判定为车辆10为驱动状态的情况下，将推力比τin设为推力比τ1。在判定为车辆10为被驱动状态的情况下，将推力比τin设为推力比τ2。推力比τ1和推力比τ2实现相同的目标变速比γcvttgt及相同的初级侧安全率倒数绝对值|SFin-1|(参照图6)。在基于带部输入转矩Tb(>0)进行算出时，推力比τin原本设为驱动区域的推力比τ1，但在判定为车辆10为被驱动状态的情况下，例如基于将带部输入转矩Tb视为负值的值，将推力比τin设为被驱动区域的推力比τ2。由于推力比τ2为比推力比τ1大的值，所以容易判定为被驱动状态，由此，容易确保带转矩容量Tcvt。接着，在与目标推力算出部95的功能对应的S60中，将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选择为次级目标推力Wouttgt。
如上所述，根据本实施例，由于在自动车速控制处于执行期间的情况下，与自动车速控制不处于执行期间的情况相比，以使判定为被驱动状态的带部输入转矩Tb的区域扩展的方式增大第一规定判定阈值T1与第二规定判定阈值T2之差即滞后Thys，因此，在自动车速控制的执行期间，难以产生伴随着判定为被驱动状态与判定为驱动状态的切换而产生的次级推力Wout的变动。由此，能够在自动车速控制的执行期间提高车速V的控制性。另外，由于滞后Thys向判定为被驱动状态的带部输入转矩Tb的区域扩展的一侧增大，因此，容易判定为次级目标推力Wouttgt设为比驱动状态下的次级目标推力大的值的被驱动状态。由此，难以产生由次级推力Wout的不足导致的带滑动。因此，在自动车速控制处于执行期间的情况下，能够抑制或防止带滑动并提高车速V的控制性。
另外，根据本实施例，由于在自动车速控制中变化的用于实际车速V的控制的动力关联值为发动机转矩Te、带部输入转矩Tb或驱动转矩Tw等，所以能够适当地执行自动车速控制。
另外，根据本实施例，由于基于带部输入转矩Tb算出实现无级变速机构24的目标变速比γcvttgt的推力比τ，另外，使用推力比τin，基于初级推力Win算出次级目标推力Wouttgt，因此，能够适当地得到与带部输入转矩Tb相应的实现目标变速比γcvttgt的次级推力Wout。另外，由于与驱动状态的情况相比，在被驱动状态的情况下，推力比τin预先设定为增大初级推力Win与次级目标推力Wouttgt之差的值，因此，在被驱动状态的情况下，与驱动状态的情况相比，将次级目标推力Wouttgt设为较大的值。
另外，根据本实施例，由于成为算出次级目标推力Wouttgt的基础的初级推力Win为初级侧滑动极限推力Winlmt，所以可以适当地得到能够抑制或防止带滑动的次级推力Wout。
另外，根据本实施例，由于选择次级侧变速控制推力Woutsh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，所以可以适当地得到能够抑制或防止带滑动并实现目标变速比γcvttgt的次级推力Wout。
另外，根据本实施例，由于基于次级目标推力Wouttgt算出初级目标推力Wintgt，所以可以适当地得到能够抑制或防止带滑动并实现目标变速比γcvttgt的初级推力Win。另外，次级推力Wout和初级推力Win均未被设为对于带滑动的防止而言过大的值。
以上，基于附图，对本发明的实施例进行了详细说明，但本发明也可以在其他形态中应用。
例如，在前述实施例中，将本发明应用于动力传递装置16的电子控制装置90，所述动力传递装置16具备并列设置于输入轴22与输出轴30之间的、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，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单独地具备无级变速机构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。总之，只要是具备具有初级带轮、次级带轮及卷绕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的无级变速机构的车辆用动力传递装置的控制装置，就能够应用本发明。
另外，在前述实施例中，作为在自动车速控制中变化的用于实际车速V的控制的动力关联值，例示了发动机转矩Te等，但不限于该形态。例如，该动力关联值也可以是为了在自动车速控制中控制车速V而能够变化的节气门开度tap等操作量。
另外，在前述实施例中，在由自动车速控制部96进行的自动车速控制中，对实际车速V进行反馈并使发动机转矩Te变化，但不限于该形态。例如，由于也能够通过控制车辆10的加速度来控制车速V，所以也可以将实际的加速度作为控制量进行反馈并使发动机转矩Te等操作量变化。
另外，在前述实施例中，作为在判定车辆10是驱动状态还是被驱动状态时使用的动力关联值，例示了带部输入转矩Tb，但不限于该形态。例如，该动力关联值也可以是与发动机转矩Te、带部输入转矩Tb等关联的加速器操作量θacc等。
另外，在前述实施例的图11的流程图中，也可以为在S20之前设定控制工作期间滞后Thys1或第二规定判定阈值T2(＝T1+Thys1)且在S30之前设定控制非工作期间滞后Thys2或第二规定判定阈值T2(＝T1+Thys2)等，图11的流程图可以适当变更。此外，当在S20及S30之前设定与S10的判断结果相应的滞后Thys或第二规定判定阈值T2的情况下，可以将S20及S30设为一个步骤。
另外，在前述实施例中，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，也可以将次级轴62与输出轴30一体连结，并将初级轴58经由第二离合器C2与输入轴22连结。即，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，在前述实施例中，齿轮机构28为形成有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也可以是形成有变速比不同的多个档位的齿轮机构。即，齿轮机构28也可以是以两级以上的方式变速的有级变速器。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靠高位侧的变速比及/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，在前述实施例中，使用预先设定的升档线及降档线来切换动力传递装置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，由此，切换动力传递装置16的行驶模式。
另外，在前述实施例中，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 (10)

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)及卷绕于各所述带轮之间的传递部件(66)，且向驱动轮(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：
自动车速控制部(96)，所述自动车速控制部(96)执行自动车速控制，在所述自动车速控制中，以使实际的车速与目标车速一致的方式使在所述车速的控制中使用的动力关联值(Te、Tb、Tds、Tw、Fw)变化；
状态判定部(98)，所述状态判定部(98)基于所述动力关联值(Te、Tb、Tds、Tw、Fw)来判定车辆是驱动状态还是被驱动状态；
目标推力算出部(95)，在所述被驱动状态的情况下，与所述驱动状态的情况相比，所述目标推力算出部(95)将基于由所述初级带轮(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)算出的、所述次级带轮(64)的推力(Wout)的目标值(Wouttgt)设为较大的值，所述次级带轮(64)的推力(Wout)是由所述次级带轮(64)的液压致动器(64c)赋予的夹压所述传递部件(66)的推力；以及
阈值设定部(99)，在所述自动车速控制处于执行期间的情况下，与所述自动车速控制不处于执行期间的情况相比，所述阈值设定部(99)增大第一规定判定阈值(T1)与第二规定判定阈值(T2)之差以使判定为所述被驱动状态的所述动力关联值(Te、Tb、Tds、Tw、Fw)的区域扩展，所述第一规定判定阈值(T1)用于判定是所述驱动状态还是所述被驱动状态，所述第二规定判定阈值(T2)是在从判定为所述被驱动状态向判定为所述驱动状态的切换中使用的阈值。
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，
所述动力关联值(Te、Tb、Tds、Tw、Fw)为所述动力源(12)的输出转矩(Te)、向所述无级变速机构(24)的输入转矩(Tb)或所述驱动轮(14)的转矩(Tds)。
3.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，
所述目标推力算出部(95)基于向所述无级变速机构(24)的输入转矩(Tb)，来算出实现所述无级变速机构(24)的目标变速比(γcvttgt)的、作为所述初级带轮(60)的推力(Win)与所述次级带轮(64)的推力(Wout)之比的推力比(τin)，
所述目标推力算出部(95)使用所述推力比(τin)，基于所述初级带轮(60)的推力(Win)来算出所述次级带轮(64)的推力(Wout)的目标值(Wouttgt)，
在所述被驱动状态的情况下，与所述驱动状态的情况相比，所述推力比(τin)预先设定为增大所述初级带轮(60)的推力(Win)与所述次级带轮(64)的推力(Wout)的目标值(Wouttgt)之差的值。
4.根据权利要求1～3中任一项所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，
成为算出所述次级带轮(64)的推力(Wout)的目标值(Wouttgt)的基础的所述初级带轮(60)的推力(Win)是为了防止所述传递部件(66)的滑动所需的所述初级带轮(60)的滑动极限推力(Winlmt)。
5.根据权利要求4所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，
作为所述次级带轮(64)的推力(Wout)的目标值(Wouttgt)，所述目标推力算出部(95)选择基于所述初级带轮(60)的滑动极限推力(Winlmt)而算出的所述次级带轮(64)的推力(Wout)和为了防止所述传递部件(66)的滑动所需的所述次级带轮(64)的滑动极限推力(Woutlmt)中的较大的一方的推力。
6.根据权利要求5所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，
所述目标推力算出部(95)基于所述次级带轮(64)的推力(Wout)的目标值(Wouttgt)来算出所述初级带轮(60)的推力(Win)的目标值(Wintgt)。
7.根据权利要求1～3中任一项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，且能够分别从所述输入旋转构件(22)向所述输出旋转构件(30)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)是经由所述无级变速机构(24)的动力传递路径。
8.根据权利要求4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，且能够分别从所述输入旋转构件(22)向所述输出旋转构件(30)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5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，且能够分别从所述输入旋转构件(22)向所述输出旋转构件(30)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)是经由所述无级变速机构(24)的动力传递路径。
10.根据权利要求6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，且能够分别从所述输入旋转构件(22)向所述输出旋转构件(30)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)是经由所述无级变速机构(24)的动力传递路径。
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