CN110017368B - 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，能够抑制或防止在发生驱动轮的滑转时发生传递要素的打滑的情况。在发生轮胎滑转时，CtoC变速控制的执行中的无级变速机构(24)的目标变速比(γcvttgt)被设为开始发生轮胎滑转时的无级变速机构的实际变速比(γcvt)，因此在无级变速机构的变速比(γcvt)不是最低速侧变速比(γmax)时，也不执行无级变速机构的降档。由此，即便在轮胎滑转发生后所产生的过大转矩从驱动轮(14)侧被输入并向无级变速机构传递，也不会产生或者难以产生因随着无级变速机构的降档所形成的主推力(Wpri)的减少而引起的带打滑。因此，能够抑制或防止在发生了轮胎滑转时发生带打滑的情况。

Description

车辆用动力传递装置的控制装置

技术领域

本发明涉及一种车辆用动力传递装置的控制装置，其中车辆用动力传递装置具备并排地设于动力源与驱动轮之间的多条动力传递路径。

背景技术

众所周知有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动力传递路径和第二动力传递路径这样的多条动力传递路径，所述多条动力传递路径被并排地设于对动力源的动力进行传递的输入旋转部件与向驱动轮输出所述动力的输出旋转部件之间，其中，所述第一动力传递路径经由具有齿轮级的齿轮机构，所述第二动力传递路径经由在主滑轮与次级带轮之间绕挂有传递要素的无级变速机构。例如专利文献1所记载的车辆的控制装置即是如此。在该专利文献1中公开了如下的情况，即，在并排具备齿轮机构和无级变速机构的车辆中，无级变速机构形成有与齿轮机构的变速比相比而靠高速侧的变速比的情况，此外，从形成第一动力传递路径的状态向形成第二动力传递路径的状态进行切换的切换控制与无级变速机构的变速控制被重叠执行的情况。此外，变速比为“输入侧的旋转部件的转速/输出侧的旋转部件的转速”。例如车辆用动力传递装置的变速比为“输入旋转部件的转速/输出旋转部件的转速”。变速比中的高速侧为变速比变小侧即高车速侧。变速比中的低速侧为变速比变大侧即低车速侧。例如，最低速侧变速比为，成为最低车速侧的最低车速侧的变速比，也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2014/170960号

发明内容

本发明所要解决的课题

然而，例如当在摩擦系数μ低的道路的行驶中驱动轮发生滑转，并在之后因离开摩擦系数μ低的道路而使驱动轮的转速急剧下降时，存在从驱动轮侧输入过大转矩的情况。在具备绕挂有传递要素的无级变速机构的车辆中，在被输入了这样的过大转矩时有可能发生传递要素的打滑。尤其是在重叠执行对形成第一动力传递路径的状态和形成第二动力传递路径的状态进行切换的切换控制以及使无级变速机构的变速比向作为目标变速比的最低速侧变速比变化的降档时，在上述那样的过大转矩被输入时会向第二动力传递路径中的无级变速机构传递并使对传递要素进行夹压的主滑轮的推力下降，因此容易因针对传递要素的夹持压力的下降而发生上述那样的传递要素的打滑。

本发明是以上述情况为背景而完成的，其目的在于，提供一种能够抑制或防止在发生了驱动轮的滑转时发生传递要素的打滑的情况的车辆用动力传递装置的控制装置。

用于解决课题的手段

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多条动力传递路径，所述多条动力传递路径被并排地设于对动力源的动力进行传递的输入旋转部件与向驱动轮输出所述动力的输出旋转部件之间，且分别能够将所述动力从所述输入旋转部件向所述输出旋转部件进行传递，所述多条动力传递路径具有：第一动力传递路径，其经由具有齿轮级的齿轮机构；第二动力传递路径，其经由形成与所述第一动力传递路径相比而靠高速侧的变速比且在主滑轮与次级带轮之间绕挂有传递要素的无级变速机构，(b)所述车辆用动力传递装置的控制装置包括变速控制部，在没有发生所述驱动轮的滑转的情况下，所述变速控制部将对形成所述第一动力传递路径的状态和形成所述第二动力传递路径的状态进行切换的切换控制的执行中的所述无级变速机构的目标变速比设为所述无级变速机构的最低速侧变速比，而在发生了所述滑转的情况下，所述变速控制部将所述切换控制的执行中的所述目标变速比设为开始发生所述滑转时的所述无级变速机构的实际的变速比。

另外，第二发明在于，在所述第一发明所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述切换控制为，从形成所述第二动力传递路径的状态向形成所述第一动力传递路径的状态进行切换的所述车辆用动力传递装置的降档，在发生了所述滑转的情况下，所述变速控制部在所述降档的执行结束后，使所述目标变速比向所述最低速侧变速比进行变更。

另外，第三发明在于，在所述第一发明或第二发明所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述切换控制为，从形成所述第一动力传递路径的状态向形成所述第二动力传递路径的状态进行切换的所述车辆用动力传递装置的升档，在发生了所述滑转的情况下，所述变速控制部在所述升档的执行结束后，也将所述目标变速比设为开始发生所述滑转时的所述无级变速机构的实际的变速比。

另外，第四发明在于，在所述第三发明所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，在没有发生所述滑转的情况下，所述变速控制部在所述升档的执行结束后，使所述目标变速比向基于车速的预先确定的所述无级变速机构的变速比进行变更。

另外，第五发明在于，在所述第一发明至第四发明中的任意一项所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述变速控制部与发生所述滑转还是没有发生所述滑转无关地，在形成所述第一动力传递路径的状态下的行驶中，将所述目标变速比设为所述最低速侧变速比。

另外，第六发明在于，在所述第一发明至第五发明中的任意一项所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述第一动力传递路径为，通过被设于所述第一动力传递路径上的第一卡合装置的卡合而形成的路径，所述第二动力传递路径为，通过被设于所述第二动力传递路径上的第二卡合装置的卡合而形成的路径，所述切换控制为，通过所述第一卡合装置的工作状态的切换和所述第二卡合装置的工作状态的切换而实现的有级变速控制。

发明效果

根据所述第一发明，由于在没有发生驱动轮的滑转的情况下，将对形成第一动力传递路径的状态和形成第二动力传递路径的状态进行切换的切换控制的执行中的无级变速机构的目标变速比设为最低速侧变速比，因此在无级变速机构的变速比不是最低速侧变速比时，重叠执行切换控制与无级变速机构的降档。由此，与在无级变速机构的变速比成为最低速侧变速比后再开始切换控制的情况相比，能够提高切换控制的响应性。另一方面，由于在发生了滑转的情况下，将切换控制的执行中的目标变速比设为开始发生滑转时的无级变速机构的实际的变速比，因此在无级变速机构的变速比不是最低速侧变速比时也不会执行无级变速机构的降档。由此，即便从驱动轮侧输入在滑转发生后所产生的过大转矩并向第二动力传递路径上的无级变速机构传递，也不会产生或者难以产生因随着无级变速机构的降档所形成的主滑轮的推力的下降而引起的传递要素的打滑。所以，能够抑制或防止在发生驱动轮的滑转时发生传递要素的打滑的情况。

另外，根据所述第二发明，由于在发生了滑转的情况下，在从形成第二动力传递路径的状态向形成第一动力传递路径的状态进行切换的车辆用动力传递装置的降档的执行结束后，使目标变速比向最低速侧变速比变更，因此在无级变速机构的变速比不是最低速侧变速比时，在即便使主滑轮的推力下降也不发生传递要素的打滑的状态下执行无级变速机构的降档。上述的即便使主滑轮的推力下降也不发生传递要素的打滑的状态为，例如，通过完成向形成第一动力传递路径的状态的切换而使在滑转发生后所产生的过大转矩几乎不向第二动力传递路径中的无级变速机构传递，从而能够确保如下的针对传递要素的夹持压力的状态，即，即便主滑轮的推力下降也不会发生传递要素的打滑这样的针对传递要素的夹持压力。

另外，根据所述第三发明，由于在发生了滑转的情况下，在从形成第一动力传递路径的状态向形成第二动力传递路径的状态进行切换的车辆用动力传递装置的升档的执行结束后，也将所述目标变速比设为开始发生滑转时的无级变速机构的实际的变速比，因此在向形成第二动力传递路径的状态的切换完成后也发生滑转的情况下，不会执行无级变速机构的降档。由此，即便从驱动轮侧输入在滑转发生后所产生的过大转矩并向第二动力传递路径中的无级变速机构传递，也不会产生或者难以产生因随着无级变速机构的降档而形成的主滑轮的推力的下降所引起的传递要素的打滑。

另外，根据所述第四发明，由于在没有发生滑转的情况下，在车辆用动力传递装置的升档的执行结束后，使目标变速比向基于车速的预先确定的无级变速机构的变速比进行变更，因此在完成了向形成第二动力传递路径的状态的切换后没有发生滑转的情况下，无级变速机构的变速比被设为与行驶状态匹配的适当的变速比。

另外，根据所述第五发明，由于与发生滑转还是没有发生滑转无关地，在形成第一动力传递路径的状态下的行驶中将目标变速比设为最低速侧变速比，因此在从形成第一动力传递路径的状态向形成第二动力传递路径的状态进行切换的车辆用动力传递装置的升档的执行时，容易将无级变速机构的变速比设为与第一动力传递路径所形成的变速比最接近的变速比。另外，即便在无级变速机构的变速比不是最低速侧变速比时发生滑转的情况下，由于是形成第一动力传递路径的状态，因此在即便主滑轮的推力下降也不发生传递要素的打滑的状态下执行无级变速机构的降档。

另外，根据所述第六发明，由于第一动力传递路径为通过第一卡合装置的卡合而形成的路径，第二动力传递路径为通过第二卡合装置的卡合而形成的路径，对形成第一动力传递路径的状态和形成第二动力传递路径的状态进行切换的切换控制为通过第一卡合装置的工作状态的切换与第二卡合装置的工作状态的切换而实现的有级变速控制，因此对于在有级变速控制的执行中当第二卡合装置处于具有转矩容量的状态时从驱动轮侧输入在发生滑转后所产生的过大转矩并向无级变速机构进行传递的情况，在发生了滑转的情况下，将这种有级变速控制的执行中的目标变速比设为开始发生滑转时的无级变速机构的实际的变速比。所以，能够抑制或防止在发生驱动轮的滑转时发生传递要素的打滑的情况。

附图说明

图1是对应用了本发明的车辆的示意结构进行说明的图，并且是对车辆中的用于各种控制的控制功能以及控制系统的主要部分进行说明的图。

图2是对电子控制装置的控制动作的主要部分即用于抑制或防止在发生驱动轮的滑转时发生传递要素的打滑的情况的控制动作进行说明的流程图。

具体实施方式

在本发明的实施方式中，输入侧的滑轮即所述主滑轮与输出侧的滑轮即所述次级带轮分别例如具有：固定槽轮；可动槽轮；液压致动器，其赋予用于对该固定槽轮以及可动槽轮之间的槽宽度进行变更的推力。具备所述车辆用动力传递装置的车辆具备液压控制回路，其对作为向所述液压致动器所供给的工作液压的滑轮液压分别独立地进行控制。该液压控制回路也可以被构成为通过对例如向所述液压致动器的工作油的流量进行控制而结果产生滑轮液压。通过这种液压控制回路，对所述主滑轮以及所述次级带轮中的各推力(＝滑轮液压×受压面积)分别进行控制，从而以在防止所述无级变速机构的所述传递要素的打滑的同时实现目标的变速的方式来执行变速控制。绕挂于所述主滑轮以及所述次级带轮之间的所述传递要素为：无端环状的压缩式的传动带，其具有无端环状的箍(hoop)和沿着该箍在厚度方向上多片连接的作为厚壁板片状的块(block)的元件；或者构成交替重叠的链板的端部通过连结销相互连结而成的无端环状的环链的牵引式的传动带等。所述无级变速机构为公知的带式的无级变速机。广义上该带式的无级变速机的概念包括链式的无级变速机。

另外，所述动力源例如是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，所述车辆除了该发动机之外还可以另外具备电动机等，或者具备电动机等来代替该发动机。

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是对应用了本发明的车辆10的示意结构进行说明的图，并且是对车辆10中的用于各种控制的控制功能以及控制系统的主要部分进行说明的图。在图1中，车辆10具备：起到动力源的作用的发动机12、驱动轮14、被设于发动机12与驱动轮14之间的动力传递路径上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。

动力传递装置16具备：在作为非旋转部件的壳体18内，连结于发动机12的作为流体式传动装置的公知的变矩器20、连结于变矩器20的输入轴22、连结于输入轴22的无级变速机构24、同样连结于输入轴22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连结且被设为与无级变速机构24并排设置的齿轮机构28、无级变速机构24以及齿轮机构28共同的输出旋转部件即输出轴30、副轴32、由相对于输出轴30以及副轴32分别以不能相对旋转的方式设置且啮合的一对齿轮组成的减速齿轮装置34、被设为相对于副轴32不能相对旋转的齿轮36、连结于齿轮36的差速器齿轮38等。另外，动力传递装置16具备连结于差速器齿轮38的左右的车轴40。输入轴22是对发动机12的动力进行传递的输入旋转部件。输出轴30是向驱动轮14输出发动机12的动力的输出旋转部件。所述动力在没有特别进行区别的情况下与转矩、力意思相同。

在如此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、差速器齿轮38、车轴40等，向左右的驱动轮14进行传递。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、差速器齿轮38、车轴40等，向左右的驱动轮14进行传递。

如上所述，动力传递装置16具备被并排地设置在发动机12与驱动轮14之间的动力传递路径PT上的齿轮机构28以及无级变速机构24。具体来说，动力传递装置16具备被并排地设置在输入轴22与输出轴30之间的动力传递路径PT上的齿轮机构28以及无级变速机构24。也就是说，动力传递装置16具备被并排地设置在输入轴22与输出轴30之间的、能够分别将发送机12的动力从输入轴22向输出轴30进行传递的多条动力传递路径。多条动力传递路径具有：经由齿轮机构28的第一动力传递路径PT1、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之间并排地具备多条动力传递路径、即第一动力传递路径PT1与第二动力传递路径PT2。第一动力传递路径PT1是将发动机12的动力从输入轴22经由齿轮机构28向驱动轮14进行传递的动力传递路径。第二动力传递路径PT2为将发动机12的动力从输入轴22经由无级变速机构24向驱动轮14进行传递的动力传递路径。

在动力传递装置16中，将发动机12的动力向驱动轮14进行传递的动力传递路径根据车辆10的行驶状态而在第一动力传递路径PT1与第二动力传递路径PT2之间切换。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与第二动力传递路径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、以及第二离合器C2。第一离合器C1被设置在第一动力传递路径PT1上，并且是选择性地对第一动力传递路径PT1进行连接或切断的卡合装置，是在前进时通过卡合形成第一动力传递路径PT1的第一卡合装置。第一制动器B1被设置在第一动力传递路径PT1上，是选择性地对第一动力传递路径PT1进行连接或切断的卡合装置，是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。通过第一离合器C1或第一制动器B1的卡合而形成第一动力传递路径PT1。第二离合器C2被设置在第二动力传递路径PT2上，是选择性地对第二动力传递路径PT2进行连接或切断的卡合装置，是通过卡合而形成第二动力传递路径PT2的第二卡合装置。通过第二离合器C2的卡合而形成第二动力传递路径PT2。第一离合器C1、第一制动器B1、以及第二离合器C2都是通过液压致动器进行摩擦卡合的公知的液压式的湿式的摩擦接合装置。第一离合器C1以及第一制动器B1如后文所述，分别是构成前进后退切换装置26的要素之一。

发动机12具备发动机控制装置42，发动机控制装置42具有电子节气装置、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通过后述的电子控制装置90，根据与驾驶员对车辆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对发动机控制装置42进行控制，从而对发动机转矩Te进行控制。

变矩器20具备：连结于发动机12的泵叶轮20p、以及连结于输入轴22的涡轮叶轮20t。动力传递装置16具备连结于泵叶轮20p连结的机械式的机油泵44。机油泵44通过由发动机12进行旋转驱动，而将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中的带夹持压力、或者对所述多个卡合装置各自的卡合或释放等工作状态进行切换的工作液压的初始压力供给到车辆10所具备的液压控制回路46。

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、以及第一制动器B1。行星齿轮装置26p是具有作为输入要素的行星齿轮架26c、作为输出要素的太阳齿轮26s、作为反作用力要素的内啮合齿轮26r这三个旋转要素的差动机构。行星齿轮架26c连结于输入轴22。内啮合齿轮26r经由第一制动器B1而选择性地连结于壳体18。太阳齿轮26s连结于小径齿轮48，小径齿轮48被设置为围绕输入轴22而与该输入轴22同轴心且能够相对于该输入轴22相对旋转。行星齿轮架26c与太阳齿轮26s经由第一离合器C1选择性地被连结。

齿轮机构28具备：小径齿轮48、齿轮机构副轴50、被设置为围绕齿轮机构副轴50而与该齿轮机构副轴50同轴心且不能相对于该齿轮机构副轴50相对旋转并与小径齿轮48啮合的大径齿轮52。大径齿轮52的直径比小径齿轮48大。另外，齿轮机构28具备：被设置为围绕齿轮机构副轴50而与该齿轮机构副轴50同轴心且能够相对于该齿轮机构副轴50相对旋转的惰轮54；被设置为围绕输出轴30而与该输出轴30同轴心且不能相对于该输出轴30相对旋转并与惰轮54啮合的输出齿轮56。输出齿轮56的直径比惰轮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中形成一个齿轮级。齿轮机构28是具有齿轮级的齿轮机构。齿轮机构28还具备围绕齿轮机构副轴50且被设置在大径齿轮52与惰轮54之间并对它们之间的动力传递路径选择性地进行连接、切断的啮合式离合器D1。啮合式离合器D1是对第一动力传递路径PT1选择性地进行连接、切断的卡合装置，是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是通过与第一离合器C1或第一制动器B1一同被卡合来形成第一动力传递路径PT1的卡合装置，被包括在所述多个卡合装置中。啮合式离合器D1由动力传递装置16所具备的未图示的液压致动器的工作来切换工作状态。

第一动力传递路径PT1通过啮合式离合器D1与设置在比啮合式离合器D1更靠近输入轴22侧的第一离合器C1或第一制动器B1一同卡合而形成。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，如果形成第一动力传递路径PT1，那么成为能够将发动机12的动力从输入轴22经由齿轮机构28向输出轴30传递的动力可传递状态。另一方面，如果第一离合器C1以及第一制动器B1一同被释放，或者啮合式离合器D1被释放，那么第一动力传递路径PT1成为不能进行动力传递的空档状态。

无级变速机构24具备：被设为与输入轴22同轴心且一体地连结于输入轴22的主轴58、连结于主轴58且有效直径可变的主滑轮60、被设为与输出轴30同轴心的次轴62、连结于次轴62且有效直径可变的次级带轮64、绕挂于各滑轮60、64之间的作为传递要素的传动带66。无级变速机构24是经由各滑轮60、64与传动带66之间的摩擦力而进行动力传递的公知的带式的无级变速机，将发动机12的动力向驱动轮14侧传递。所述摩擦力与夹持压力意思相同，也称为带夹持压力。该带夹持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。

主滑轮60具备：连结于主轴58的固定槽轮60a、被设置为相对于固定槽轮60a不能绕主轴58的轴心相对旋转且能进行轴向的移动的可动槽轮60b、对于可动槽轮60b赋予主推力Wpri的液压致动器60c。主推力Wpri是用于变更固定槽轮60a与可动槽轮60b之间的V槽宽度的主滑轮60的推力(＝主压Ppri×受压面积)。也就是说，主推力Wpri是通过液压致动器60c赋予的对传动带66进行夹压的主滑轮60的推力。主压Ppri是通过液压控制回路46向液压致动器60c供给的液压，是产生主推力Wpri的滑轮液压。另外，次级带轮64具备：连结于次轴62的固定槽轮64a、被设置为相对于固定槽轮64a不能绕次轴62的轴心相对旋转且能进行轴向的移动的可动槽轮64b、对于可动槽轮64b赋予次级推力Wsec的液压致动器64c。次级推力Wsec是用于变更固定槽轮64a与可动槽轮64b之间的V槽宽度的次级带轮64的推力(＝次级压Psec×受压面积)。也就是说，次级推力Wsec是通过液压致动器64c赋予的对传动带66进行夹压的次级带轮64的推力。次级压Psec是通过液压控制回路46向液压致动器64c供给的液压，是产生次级推力Wsec的滑轮液压。

在无级变速机构24中，通过被后述的电子控制装置90驱动的液压控制回路46而对主压Ppri以及次级压Psec分别进行调压控制，从而分别对主推力Wpri以及次级推力Wsec进行控制。由此，在无级变速机构24中，各滑轮60、64的V槽宽度发生变化而变更传动带66的绕挂直径(＝有效直径)，变速比γcvt(＝主转速Npri/次级转速Nsec)产生变化，并且以传动带66不发生打滑的方式对带夹持压力进行控制。也就是说，通过分别对主推力Wpri以及次级推力Wsec进行控制，而在防止传动带66的打滑即带打滑的同时使无级变速机构24的变速比γcvt成为目标变速比γcvtt。此外，主转速Npri为主轴58的转速，次级转速Nsec为次轴62的转速。

在无级变速机构24中，如果提高主压Ppri，那么主滑轮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，在主滑轮60的V槽宽度最小时，形成最高速侧变速比γmin。该最高速侧变速比γmin是通过无级变速机构24所能形成的变速比γcvt的范围中的成为最高车速侧的最高车速侧的变速比γcvt，是变速比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，如果降低主压Ppri，那么主滑轮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，在主滑轮60的V槽宽度最大时，形成最低速侧变速比γmax。该最低速侧变速比γmax是通过无级变速机构24所能形成的变速比γcvt的范围中的成为最低车速侧的最低车速侧的变速比γcvt，是变速比γcvt成为最大的值的最大变速比。此外，在无级变速机构24中，通过主推力Wpri与次级推力Wsec防止带打滑的同时，以主推力Wpri与次级推力Wsec的相互关系来实现目标变速比γcvttgt，并非仅通过一方的推力来实现目标的变速。通过变更各滑轮60、64的推力比τ(＝Wsec/Wpri)来变更无级变速机构24的变速比γcvt。例如，该推力比τ越大，变速比γcvt越大。

输出轴30被配置为相对于次轴62同轴心且能够相对旋转。第二离合器C2被设于次级带轮64与输出轴30之间的动力传递路径上。第二动力传递路径PT 2通过第二离合器C2卡合而形成。在动力传递装置16中，如果形成第二动力传递路径PT2，那么成为能够将发动机12的动力从输入轴22经由无级变速机构24向输出轴30传递的动力可传递状态。另一方面，如果第二离合器C2被释放，那么第二动力传递路径PT2成为空档状态。无级变速机构24的变速比γcvt相当于第二动力传递路径PT2的变速比。

在动力传递装置16中，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被设定为，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的最低速侧变速比γmax更大的值。即，变速比EL被设定为比最低速侧变速比γmax更靠近低速侧的变速比。齿轮机构28的变速比EL相当于动力传递装置16中的第一变速比γ1，无级变速机构24的最低速侧变速比γmax相当于动力传递装置16中的第二变速比γ2。如此一来，第二动力传递路径PT2形成与第一动力传递路径PT1相比而靠高速侧的变速比。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，能选择性地进行齿轮行驶模式下的行驶与带行驶模式下的行驶。齿轮行驶模式是用第一动力传递路径PT1进行行驶的行驶模式，是在动力传递装置16中形成第一动力传递路径PT1的状态下的行驶模式。带行驶模式是用第二动力传递路径PT2进行行驶的行驶模式，是在动力传递装置16中形成第二动力传递路径PT2的状态下的行驶模式。在齿轮行驶模式中，在设为能够进行前进行驶的情况下，第一离合器C1以及啮合式离合器D1被卡合，并且第二离合器C2以及第一制动器B1被释放。在齿轮行驶模式中，在设为能够进行后退行驶的情况下，第一制动器B1以及啮合式离合器D1被卡合，且第二离合器C2以及第一离合器C1被释放。在带行驶模式中，第二离合器C2被卡合并且第一离合器C1以及第一制动器B1被释放。在该带行驶模式中，能进行前进行驶。

在包括车辆停止中在内的较低车速区域中选择齿轮行驶模式。在包括中车速区域在内的较高车速区域中选择带行驶模式。在带行驶模式中的中车速区域下的带行驶模式中，啮合式离合器D1被卡合，另一方面，在带行驶模式中的高车速区域下的带行驶模式中，啮合式离合器D1被释放。在高车速区域下的带行驶模式下啮合式离合器D1被释放是为了，消除带行驶模式下的行驶中的齿轮机构28等的拖拽，并且防止在高车速下齿轮机构28、作为行星齿轮装置26p的构成部件的例如小齿轮等的高速旋转。

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包括动力传递装置16的控制装置。电子控制装置90被构成为包括具备例如CPU、RAM、ROM、输入输出接口等的所谓的微型计算机，CPU利用RAM的临时存储功能且根据预先存储在ROM中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的变速控制和带夹持压力控制、对所述多个卡合装置(C1、B1、C2、D1)的各自的工作状态进行切换的液压控制等。电子控制装置90根据需要分别构成为发动机控制用、液压控制用等。

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、车轮速度传感器84等)所得到的各种检测信号等(例如发动机转速Ne、与输入轴转速Nin同值的主转速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86的操作位置POSsh、左右的驱动轮14的各自的转速即各车轮速度Nwl、Nwr等)分别供给到电子控制装置90。另外，从电子控制装置90对车辆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)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、用于对无级变速机构24的变速和带夹持压力等进行控制的液压控制指令信号Scvt、用于对所述多个卡合装置各自的工作状态进行控制的液压控制指令信号Scbd等)。此外，输入轴转速Nin(＝主转速Npri)也是涡轮转速，另外，主转速Npri也是主滑轮60的转速，另外，次级转速Nsec也是次级带轮64的转速。另外，电子控制装置90基于主转速Npri与次级转速Nsec而对无级变速机构24的实际的变速比γcvt即实际变速比γcvt(＝Npri/Nsec)进行计算。

换档杆86的操作位置POSsh例如是P、R、N、D操作位置。P操作位置是动力传递装置16成为空档状态且输出轴30以不能够旋转的方式被机械地固定的、选择动力传递装置16的P位置的驻车操作位置。动力传递装置16的空档状态例如通过第一离合器C1、第一制动器B1以及第二离合器C2一同被释放来实现。R操作位置是在齿轮行驶模式下能够进行后退行驶的、选择动力传递装置16的R位置的后退行驶操作位置。N操作位置是动力传递装置16成为空档状态的、选择动力传递装置16的N位置的空档操作位置。D操作位置是在齿轮行驶模式下能够进行前进行驶或者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进行前进行驶的、选择动力传递装置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：发动机控制单元即发动机控制部92、变速控制单元即变速控制部94、以及状态判定单元即状态判定部96。

发动机控制部92通过对预先通过实验或设计而求得并存储的关系即预先确定的关系即例如驱动力映射应用加速器操作量θacc以及车速V，而对要求驱动力Fdem进行计算。发动机控制部92对得到该要求驱动力Fdem的目标发动机转矩Tet进行设定，并向发动机控制装置42输出以得到该目标发动机转矩Tet的方式对发动机12进行控制的发动机控制指令信号Se。

在车辆停止中操作位置POSsh是P操作位置或N操作位置的情况下，变速控制部94以备向齿轮行驶模式转移，而向液压控制回路46输出对啮合式离合器D1进行卡合的液压控制指令信号Scbd。在车辆停止中操作位置POSsh从P操作位置或N操作位置变为D操作位置的情况下，变速控制部94向液压控制回路46输出对第一离合器C1进行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。在车辆停止中操作位置POSsh从P操作位置或N操作位置变为R操作位置的情况下，变速控制部94向液压控制回路46输出对第一制动器B1进行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是D操作位置的情况下，变速控制部94执行对齿轮行驶模式与带行驶模式进行切换的切换控制。具体来说，变速控制部94通过对具有用于对与齿轮行驶模式中的齿轮机构28的变速比EL对应的第一变速级和与带行驶模式中的无级变速机构24的最低速侧变速比γmax对应的第二变速级进行切换的预定的滞后的、预先确定的关系即作为有级变速映射的升档线以及降档线应用车速V以及加速器操作量θacc而对是否需要变速进行判断，并基于其判断结果对行驶模式进行切换。

变速控制部94在齿轮行驶模式下的行驶中判断为升档而向带行驶模式切换的情况下，向液压控制回路46输出进行以释放第一离合器C1且卡合第二离合器C2的方式对离合器进行切换的离合器到离合器变速的液压控制指令信号Scbd。由此，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向第二动力传递路径PT2切换。如此一来，变速控制部94通过第一离合器C1的释放与第二离合器C2的卡合所实现的有级变速控制，来执行从形成第一动力传递路径PT1的状态即齿轮行驶模式向形成第二动力传递路径PT2的状态即带行驶模式进行切换的动力传递装置16的升档。在本实施例中，将从齿轮行驶模式向带行驶模式进行切换的动力传递装置16的升档称为有级升档。

变速控制部94在齿轮行驶模式下的行驶中判断为降档而向齿轮行驶模式切换的情况下，向液压控制回路46输出进行以释放第二离合器C2且卡合第一离合器C1的方式对离合器进行切换的离合器到离合器变速的液压控制指令信号Scbd。由此，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向第一动力传递路径PT1切换。如此一来，变速控制部94通过第二离合器C2的释放与第一离合器C1的卡合所实现的有级变速控制，来执行从形成第二动力传递路径PT2的状态即带行驶模式向形成第一动力传递路径PT1的状态即齿轮行驶模式进行切换的动力传递装置16的降档。在本实施例中，将从带行驶模式向齿轮行驶模式进行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，通过经由啮合式离合器D1被卡合的中车速区域下的带行驶模式的状态而只进行上述离合器到离合器变速所实现的转矩的交换就能对第一动力传递路径PT1与第二动力传递路径PT2进行切换，因此可抑制切换冲击。如此一来，对齿轮行驶模式和带行驶模式进行切换的切换控制为，第一离合器C1的工作状态的切换与第二离合器C2的工作状态的切换所实现的有级变速控制。在本实施例中，将对齿轮行驶模式和带行驶模式进行切换的切换控制称为离合器到离合器变速控制即CtoC变速控制。

变速控制部94在带行驶模式中，向液压控制回路46输出以无级变速机构24的带不发生打滑且达成无级变速机构24的目标变速比γcvttgt的方式对主压Ppri及次级压Psec进行控制的液压控制指令信号Scvt，执行无级变速机构24的变速。

具体来说，变速控制部94通过对预先确定的关系即例如CVT变速映射应用加速器操作量θacc以及车速V，而对目标主转速Nprit进行计算。变速控制部94基于目标主转速Nprit对目标变速比γcvttgt(＝Nprit/Nsec)进行计算。变速控制部94通过对预先确定的关系即例如发动机转矩映射应用节气门开度tap以及发动机转速Ne，而对发动机转矩Te的推定值进行计算。变速控制部94基于发动机转矩Te的推定值与预先确定的关系即例如变矩器20的特性，而对涡轮转矩Tt进行计算。变速控制部94用涡轮转矩Tt作为对主滑轮60输入的输入转矩即主输入转矩Tpri。主输入转矩Tpri是主轴58中的转矩。变速控制部94通过对预先确定的关系即推力比映射应用目标变速比γcvttgt以及转矩比，而对用于实现目标变速比γcvttgt的推力比τ进行计算。该转矩比是上述被计算出的主输入转矩Tpri与预先确定的能对主滑轮60输入的极限的转矩Tprilim之比(＝Tpri/Tprilim)。变速控制部94对用于达成该推力比τ的目标主推力Wprit以及目标次级推力Wsect进行计算。如果一个推力被确定，那么基于用于实现目标变速比γcvttgt的推力比τ，另一个推力也被确定。变速控制部94将目标主推力Wprit以及目标次级推力Wsect分别变换为目标主压Pprit(＝Wprit/受压面积)以及目标次级压Psect(＝Wsect/受压面积)。变速控制部94向液压控制回路46输出以得到目标主压Pprit与目标次级压Psect的方式对主压Ppri与次级压Psec进行控制的液压控制指令信号Scvt。液压控制回路46根据该液压控制指令信号Scvt，使各电磁阀进行工作而对主压Ppri以及次级压Psec进行调压。此外，在上述无级变速机构24的变速控制的说明中，为了方便，对于用于将目标变速比γcvttgt维持为恒定的推力进行了描述。在无级变速机构24的变速过渡中，在该用于维持为恒定的推力上加上用于实现目标的升档或目标的降档的推力。

在目标主推力Wprit以及目标次级推力Wsect的计算中，考虑为了以最小必要限度的推力防止无级变速机构24的带打滑所必要的推力即必要推力。该必要推力是无级变速机构24刚要发生打滑之前的推力即打滑极限推力。

变速控制部94对主滑轮60的极限推力即主极限推力Wprilim、以及次级带轮64的极限推力即次级极限推力Wseclim进行设定。变速控制部94用下式(1)对主极限推力Wprilim进行设定。变速控制部94用下式(2)对次级极限推力Wseclim进行设定。在下式(1)以及下式(2)中，“α”表示各滑轮60、64的槽轮角，“μ”表示带元件与槽轮之间的摩擦系数，“Rpri”表示基于无级变速机构24的变速比γcvt所计算出的主滑轮60侧的带绕挂直径，“γcvt×Tpri”表示对次级带轮64输入的转矩，“Rsec”表示基于无级变速机构24的变速比γcvt所计算出的次级带轮64侧的带绕挂直径。

Wprilim＝(Tpri×cosα)/(2×μ×Rpri)…(1)

Wseclim＝(γcvt×Tpri×cosα)/(2×μ×Rsec)…(2)

变速控制部94基于用于实现主极限推力Wprilim以及目标变速比γcvtt的推力比τ，而对为了变速控制所必要的次级带轮64的推力即次级变速控制推力Wsecsh(＝τ×Wprilim)进行计算。变速控制部94将次级极限推力Wseclim以及次级变速控制推力Wsecsh中的较大的一方设定为目标次级推力Wsect。变速控制部94基于用于实现目标次级推力Wsect以及目标变速比γcvtt的推力比τ，对目标主推力Wprit(＝Wsect/τ)进行计算。

在此，关于动力传递装置16的CtoC变速控制即有级升档、有级降档，在考虑控制性时，与公知的有级变速机那样的变速比被固定的两个齿轮级之间的有级变速控制同样地，优选为，在齿轮机构28的变速比EL与预先确定的无级变速机构24的变速比γcvt之间实施变速。在本实施例中，考虑到动力传递装置16的CtoC变速控制时的主转速Npri的变化量的抑制或者驱动力的连续性等，将上述预先确定的无级变速机构24的变速比γcvt设为成为与齿轮机构28的变速比EL最接近的变速比γcvt的最低速侧变速比γmax。主转速Npri的变化量的抑制与例如对第二离合器C2的卡合时的发热量进行抑制的情况相关。

在动力传递装置16的有级降档为伴随着驱动要求量例如加速器操作量θacc的增加而被判断出有动力降档的情况下，优选为，与冲击的抑制相比，使加速响应性优先。因此，在动力传递装置16的有级降档为有动力降档的情况下，即便在无级变速机构24的变速比γcvt没有成为最低速侧变速比γmax的状态下，变速控制部94也会执行有级降档。此时，变速控制部94与动力传递装置16的有级降档一并地以使无级变速机构24的变速比γcvt成为最低速侧变速比γmax的方式进行控制。

另外，在重叠执行动力传递装置16的有级降档和使无级变速机构24的变速比γcvt成为最低速侧变速比γmax的无级变速机构24的降档时，存在随着驱动要求量例如加速器操作量θacc的下降而判断出成为动力传递装置16的无动力升档的有级升档的情况。由于驾驶员在进行了松开加速器踏板的操作时希望发动机转速Ne降低，因此优选为迅速开始上述那样的动力传递装置16的无动力升档。因此，变速控制部94在当重叠执行动力传递装置16的有级降档和无级变速机构24的降档时判断出了动力传递装置16的有级升档的情况下，即便在无级变速机构24的变速比γcvt没有成为最低速侧变速比γmax的状态下，也执行该判断出有级升档以代替该有级降档。此时，为了对第二离合器C2的发热所导致的耐久性的下降进行抑制，优选为在第二离合器C2的转速差尽可能小的状态下使第二离合器C2卡合。变速控制部94与动力传递装置16的有级升档一并地继续执行使无级变速机构24的变速比γcvt成为最低速侧变速比γmax的无级变速机构24的降档。

如上文所述，优选为，在无级变速机构24的变速比γcvt为最低速侧变速比γmax时执行动力传递装置16的CtoC变速控制。在齿轮行驶模式下的行驶中，变速控制部94为动力传递装置16的有级升档进行准备而将无级变速机构24的变速比γcvt设为最低速侧变速比γmax。也就是说，变速控制部94在齿轮行驶模式下的行驶中，将无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为最低速侧变速比γmax。

另外，即便在无级变速机构24的变速比γcvt没有成为最低速侧变速比γmax的状态下，也执行动力传递装置16的CtoC变速控制。此时，变速控制部94将无级变速机构24的变速比γcvt设为最低速侧变速比γmax。也就是说，变速控制部94在CtoC变速控制的执行中，包括无级变速机构24的变速比γcvt已经成为最低速侧变速比γmax的状态在内，将无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为最低速侧变速比γmax。

然而，例如在摩擦系数μ低的道路上行驶的过程中发生驱动轮14的滑转即轮胎滑转，并在轮胎滑转的发生时离开摩擦系数μ低的道路从而使驱动轮14的转速急剧下降时，有可能从驱动轮14侧输入过大转矩。另一方面，在无级变速机构24的变速比γcvt没有成为最低速侧变速比γmax的状态下的CtoC变速控制的执行中，也执行使无级变速机构24的变速比γcvt成为最低速侧变速比γmax的降档。如果在CtoC变速控制的执行中第二离合器C2处于具有转矩容量的状态，则以与该第二离合器C2的转矩容量相对应的转矩为上限而向传动带66传递来自驱动轮14侧的过大转矩。由于因随着无级变速机构24的降档所导致的主推力Wpri的下降而使带转矩容量Tcvt下降，因此有可能使来自驱动轮14侧的过大转矩高于带转矩容量Tcvt从而发生打滑。

如果发生轮胎滑转，则有可能在之后从驱动轮14侧输入过大转矩，因此变速控制部94根据是否发生轮胎滑转而对使无级变速机构24的变速比γcvt变化的方式进行切换。使无级变速机构24的变速比γcvt变化的方式能够通过如何对无级变速机构24的目标变速比γcvttgt进行设定来切换。

具体来说，状态判定部96对是否发生轮胎滑转、即对是否处于轮胎滑转的发生中进行判定。例如，状态判定部96基于和驱动轮14的角加速度相对应的、各车轮速度Nwl、Nwr的变化速度中的至少一方的变化速度是否超过用于判断为发生了轮胎滑转的预先确定的滑转判定阈值，而对是否发生轮胎滑转进行判定。状态判定部96在判定为发生了轮胎滑转之后，基于各车轮速度Nwl、Nwr，而对是否变成了未发生轮胎滑转的状态、即驱动轮14抓地的状态进行判定。状态判定部96在从判定为发生了轮胎滑转开始到判定为驱动轮14成为抓地状态为止的期间，判断为处于轮胎滑转的发生中。

状态判定部96对是否处于CtoC变速控制的执行中进行判定。另外，状态判定部96对是否处于齿轮行驶模式下的行驶中进行判定。状态判定部96对是否处于带行驶模式下的行驶中进行判定。

在通过状态判定部96而在判定为没有发生轮胎滑转且判定为处于CtoC变速控制的执行中的情况下，如前所述，变速控制部94将CtoC变速控制的执行中的无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为最低速侧变速比γmax。另一方面，在通过状态判定部96而判定为发生轮胎滑转且判定为处于CtoC变速控制的执行中的情况下，变速控制部94将CtoC变速控制的执行中的无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为通过状态判定部96而判定为开始发生轮胎滑转的时刻的无级变速机构24的实际变速比γcvt。由于在将无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为轮胎滑转发生时的实际变速比γcvt时不执行无级变速机构24的降档，因此带转矩容量Tcvt不会减少，即便来自驱动轮14侧的过大转矩被传递到传动带66，也不会发生带打滑或者难以发生带打滑。此外，可以将上述的“通过状态判定部96而判定为开始发生轮胎滑转的时刻”解释为“通过状态判定部96而最初判定为发生轮胎滑转的时刻”。

在通过状态判定部96而判定为没有发生轮胎滑转且判定为处于齿轮行驶模式下的行驶中的情况下，如前文所述，变速控制部94将处于齿轮行驶模式下的行驶中的无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为最低速侧变速比γmax。另外，在通过状态判定部96而判定为发生轮胎滑转且判定为处于齿轮行驶模式下的行驶中的情况下，变速控制部94与没有发生轮胎滑转的情况同样地将处于齿轮行驶模式下的行驶中的无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为最低速侧变速比γmax。由于在齿轮行驶模式下的行驶中第二离合器C2被释放，因此从驱动轮14侧向传动带66传递的过大转矩以第二离合器C2的拖拽转矩量为上限。因此，即便因无级变速机构24的变速比γcvt未成为最低速侧变速比γmax的状态而执行无级变速机构24的降档从而使主推力Wpri减少，也能够确保不发生带打滑这样的带转矩容量Tcvt。如此一来，变速控制部94与轮胎打滑发生还是不发生无关地，在处于齿轮行驶模式下的行驶中将无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为最低速侧变速比γmax。

在通过状态判定部96而判定为没有发生轮胎滑转且判定为处于带行驶模式下的行驶中的情况下，如前文所述，变速控制部94将处于带行驶模式下的行驶中的无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为基于车速V的预先确定的变速比γcvt。上述基于车速V的预先确定的变速比γcvt为，例如利用CVT变速映射图所计算出的目标变速比γcvttgt。另一方面，在通过状态判定部96而判定为发生轮胎滑转且判定为处于带行驶模式下的行驶中的情况下，变速控制部94将处于带行驶模式下的行驶中的无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为通过状态判定部96判定为开始发生轮胎滑转的时刻的无级变速机构24的实际变速比γcvt。在处于带行驶模式下的行驶中，既执行无级变速机构24的降档又执行升档。因此，与CtoC变速控制的执行中同样地，将无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为轮胎滑转发生时的实际变速比γcvt，以便不执行无级变速机构24的降档。

在CtoC变速控制的执行结束了的情况下，在动力传递装置16的有级降档中完成向齿轮行驶模式的转移，另一方面，在动力传递装置16的有级升档中完成向带行驶模式的转移。因此，在CtoC变速控制的执行结束之后，按照齿轮行驶模式以及带行驶模式中的一个行驶模式以及是否发生轮胎滑转，而如前文所述那样对无级变速机构24的目标变速比γcvttgt进行设定。

例如，在没有发生轮胎滑转的情况下，变速控制部94将动力传递装置16的有级降档的执行中的无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为最低速侧变速比γmax，并且在有级降档的执行结束之后也将目标变速比γcvttgt设为最低速侧变速比γmax。另一方面，在发生轮胎滑转的情况下，变速控制部94将动力传递装置16的有级降档的执行中的无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为开始发生轮胎滑转时的无级变速机构24的实际变速比γcvt，并且在有级降档的执行结束之后将目标变速比γcvttgt变更为最低速侧变速比γmax。如果有级降档的执行结束且完成向齿轮行驶模式的转移，则即便为了使无级变速机构24的变速比γcvt向最低速侧变速比γmax进行变化的降档而减少主推力Wpri，也会转移成不发生带打滑的状态。即便主推力Wpri减少也不发生带打滑的状态为，例如通过完成向齿轮行驶模式的切换而使在轮胎滑转发生后所产生的过大转矩几乎不向无级变速机构24传递，从而处于能够确保如下的带转矩容量Tcvt的状态，所述带转矩容量Tcvt为，即便主推力Wpri减少也不发生带打滑的、针对传动带66的夹持压力。因此，完成向齿轮行驶模式的转移后，再将目标变速比γcvttgt变更为最低速侧变速比γmax。

另外，在没有发生轮胎滑转的情况下，变速控制部94将动力传递装置16的有级升档的执行中的无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为最低速侧变速比γmax，并且在有级升档的执行结束之后将目标变速比γcvttgt变更为基于车速V的预先确定的变速比γcvt。另一方面，在发生轮胎滑转的情况下，变速控制部94将动力传递装置16的有级升档的执行中的无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为开始发生轮胎滑转时的无级变速机构24的实际变速比γcvt，且在有级降档的执行结束之后也将目标变速比γcvttgt设为开始发生轮胎滑转时的无级变速机构24的实际变速比γcvt。

图2是对电子控制装置90的控制动作的主要部分即用于抑制或防止在发生轮胎滑转时发生带打滑的情况的控制动作进行说明的流程图，例如在行驶中被反复执行。

在图2中，首先，在与状态判定部96的功能对应的步骤(以下将“步骤”省略)S10中，对是否处于轮胎滑转的发生中进行判定。在该S10的判断被否定的情况下，在与变速控制部94的功能对应的S20中，对没有发生轮胎滑转的情况下的无级变速机构24的目标变速比γcvttgt进行设定。例如，在处于齿轮行驶模式下的行驶中或CtoC变速控制的执行中，将目标变速比γcvttgt设为最低速侧变速比γmax，另外，在处于带行驶模式下的行驶中，将目标变速比γcvttgt设为基于车速V的预先确定的变速比γcvt。在上述S10的判断为肯定的情况下，在与状态判定部96的功能对应的S30中，对是否处于CtoC变速控制的执行中进行判定。在该S30的判断被否定的情况下，在与状态判定部96的功能对应的S40中，对是否处于齿轮行驶模式下的行驶中进行判定。在该S30的判断被肯定的情况下，在与变速控制部94的功能对应的S50中，将无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为开始发生轮胎滑转的时刻的实际变速比γcvt。在上述S40的判断被肯定的情况下，在与变速控制部94的功能对应的S60中，将无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为最低速侧变速比γmax。在上述S40的判断被否定的情况下，在与变速控制部94的功能对应的S70中，对与CtoC变速控制的执行中以及齿轮行驶模式下的行驶中以外的行驶状态匹配的无级变速机构24的目标变速比γcvttgt进行设定。例如，在处于带行驶模式下的行驶中，将无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为开始发生轮胎滑转的时刻的实际变速比γcvt。紧接着上述S20，或者紧接着上述S50，或者紧接着上述S60，或者紧接着上述S70，在与变速控制部94的功能对应的S80中，利用上述被设定的目标变速比γcvttgt来执行无级变速机构24的变速控制。在无级变速机构24的变速控制中，例如也可以使用目标变速比γcvttgt，或者也可以使用基于目标变速比γcvttgt所计算出的目标主转速Npritgt(＝γcvttgt×Nsec)。

如上文所述，根据本实施例，由于在没有发生轮胎滑转的情况下将CtoC变速控制的执行中的无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为最低速侧变速比γmax，因此在无级变速机构24的变速比γcvt不是最低速侧变速比γmax时，重叠执行CtoC变速控制和无级变速机构24的降档。由此，与在变速比γcvt成为最低速侧变速比γmax后再开始CtoC变速控制的情况相比，能够提高CtoC变速控制的响应性。另一方面，由于在发生轮胎滑转的情况下将CtoC变速控制的执行中的无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为开始发生轮胎滑转的时刻的无级变速机构24的实际变速比γcvt，因此在无级变速机构24的变速比γcvt不是最低速侧变速比γmax时，也不执行无级变速机构24的降档。由此，即便在轮胎滑转发生后所产生的过大转矩从驱动轮14侧被输入并向无级变速机构24进行传递，也不会产生或者难以产生因随着无级变速机构24的降档所形成的主推力Wpri减少而引起的带打滑。因此，能够抑制或防止开始发生轮胎滑转时发生带打滑的情况。

另外，根据本实施例，由于在发生轮胎滑转的情况下，在动力传递装置16的有级降档的执行结束后，使目标变速比γcvttgt被变更为最低速侧变速比γmax，因此在变速比γcvt不是最低速侧变速比γmax时，在即便主推力Wpri减少也不发生带打滑的状态下执行无级变速机构24的降档。

另外，根据本实施例，由于在发生轮胎滑转的情况下，在动力传递装置16的有级升档的执行结束后，也将目标变速比γcvttgt设为开始发生轮胎滑转的时刻的无级变速机构24的实际变速比γcvt，因此在向带行驶模式进行的切换结束后也发生轮胎滑转的情况下，不执行无级变速机构24的降档。由此，即便在轮胎滑转发生后所产生的过大转矩从驱动轮14侧被输入并向无级变速机构24进行传递，也不会发生或者难以发生因随着无级变速机构24的降档所形成的主推力Wpri减少而引起的带打滑。

另外，根据本实施例，由于在没有发生轮胎滑转的情况下，在动力传递装置16的有级升档的执行结束后，目标变速比γcvttgt被变更为基于车速V的预先确定的变速比γcvt，因此在向带行驶模式的切换结束后没有发生轮胎滑转的情况下，无级变速机构24的变速比γcvt被设为与行驶状态匹配的适当的变速比γcvt。

另外，根据本实施例，由于与轮胎滑转发生还是没有发生无关地，在处于齿轮行驶模式下的行驶中将无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为最低速侧变速比γmax，因此在动力传递装置16的有级升档的执行时，无级变速机构24的变速比γcvt容易成为与由第一动力传递路径PT1所形成的变速比最接近的变速比。另外，即便是在当无级变速机构24变速比γcvt不是最低速侧变速比γmax时发生了轮胎滑转的情况下，由于为齿轮行驶模式，因此会在即便主推力Wpri减少也不发生带打滑的状态下执行无级变速机构24的降档。

虽然以上基于附图对本发明的实施例进行了详细说明，但是本发明也能够在其他方式中应用。

例如，在前述的实施例中，在没有发生轮胎滑转的情况下，将CtoC变速控制的执行中的无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为最低速侧变速比γmax，另一方面，在发生轮胎滑转的情况下，将CtoC变速控制的执行中的无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为开始发生轮胎滑转的时刻的无级变速机构24的实际变速比γcvt。虽然作为这里的CtoC变速控制而例示了动力传递装置16的有级降档和有级升档，但是并不限于这种方式。作为这里的CtoC变速控制，只要至少应用了动力传递装置16的有级降档即可。

另外，虽然在前述的实施例中，作为带打滑的发生的主要原因而例示了在摩擦系数μ低的道路上的行驶中发生轮胎滑转，并在之后离开摩擦系数μ低的道路，从而使驱动轮14的转速急剧下降而从驱动轮14侧输入过大转矩的方式，但是并不限于这种方式。例如，作为带打滑的发生的主要原因，还存在如下的方式，即，在波状路那样的恶劣道路上行驶中发生轮胎滑转，并在之后抓地从而使驱动轮14的转速急剧下降而从驱动轮14侧输入过大转矩的方式。在波状路那样的恶劣道路上的行驶中，例如具有在短时间内重复进行轮胎滑转和抓地的情况。因此，优选为将重复进行轮胎滑转和抓地的期间设为轮胎滑转的发生中。

另外，在前述的实施例中，虽然第二离合器C2被设置在次级带轮64与输出轴30之间的动力传递路径上，但是并不限于这种方式。例如，也可以是次轴62与输出轴30一体地连结，并且主轴58经由第二离合器C2连结于输入轴22。也就是说，第二离合器C2也可以被设置在主滑轮60与输入轴22之间的动力传递路径上。

另外，虽然在前述的实施例中，齿轮机构28为形成有成为与无级变速机构24的最低速侧变速比γmax相比而靠低速侧的变速比的一个齿轮级的齿轮机构，但是并不限于这种方式。例如，齿轮机构28也可以是形成变速比不同的多个齿轮级的齿轮机构。也就是说，也可以是齿轮机构28为可以是进行两级以上的变速的有级变速机。或者，齿轮机构28也可以是形成比无级变速机构24的最高速侧变速比γmin更靠高速侧的变速比以及比最低速侧变速比γmax更靠低速侧的变速比的齿轮机构。

另外，在前述的实施例中，虽然使用预先确定的升档线以及降档线对动力传递装置16的行驶模式进行切换，但是并不限于这种方式。例如，也可以基于车速V以及加速器操作量θacc对要求驱动力Fdem进行计算，并设定可满足该要求驱动力Fdem的变速比，从而对动力传递装置16的行驶模式进行切换。

另外，在前述的实施例中，虽然使用了变矩器20作为流体式传动装置，但是并不限于这种方式。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来代替变矩器20。或者，也可以不一定要设置这种流体式传动装置。另外，虽然在经由齿轮机构28的第一动力传递路径PT1上设置有啮合式离合器D1，但是该啮合式离合器D1在本发明的实施中也可以不一定要被设置。

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，而以施加了各种各样的变更、改良的方式来实施。

符号说明

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(输入旋转部件)

24：无级变速机构

28：齿轮机构

30：输出轴(输出旋转部件)

60：主滑轮

64：次级带轮

66：传动带(传递要素)

90：电子控制装置(控制装置)

94：变速控制部

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

Claims (6)

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)具备多条动力传递路径(PT)，所述多条动力传递路径(PT)被并排地设于对动力源(12)的动力进行传递的输入旋转部件(22)与向驱动轮(14)输出所述动力的输出旋转部件(30)之间，且分别能够将所述动力从所述输入旋转部件(22)向所述输出旋转部件(30)进行传递，所述多条动力传递路径(PT)具有：第一动力传递路径(PT1)，其经由具有齿轮级的齿轮机构(28)；第二动力传递路径(PT2)，其经由形成与所述第一动力传递路径(PT1)相比而靠高速侧的变速比(γcvt)且在主滑轮(60)与次级带轮(64)之间绕挂有传递要素(66)的无级变速机构(24)，

所述车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)的特征在于，

包括变速控制部(94)，在没有发生所述驱动轮(14)的滑转的情况下，所述变速控制部(94)将对形成所述第一动力传递路径(PT1)的状态和形成所述第二动力传递路径(PT2)的状态进行切换的切换控制的执行中的所述无级变速机构(24)的目标变速比(γcvttgt)设为所述无级变速机构(24)的最低速侧变速比(γmax)，而在发生了所述滑转的情况下，所述变速控制部(94)将所述切换控制的执行中的所述目标变速比(γcvttgt)设为开始发生所述滑转时的所述无级变速机构(24)的实际的变速比(γcvt)。

2.如权利要求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，

所述切换控制为，从形成所述第二动力传递路径(PT2)的状态向形成所述第一动力传递路径(PT1)的状态进行切换的所述车辆用动力传递装置(16)的降档，

在发生了所述滑转的情况下，所述变速控制部(94)在所述降档的执行结束后，使所述目标变速比(γcvttgt)向所述最低速侧变速比(γmax)进行变更。

3.如权利要求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，

所述切换控制为，从形成所述第一动力传递路径(PT1)的状态向形成所述第二动力传递路径(PT2)的状态进行切换的所述车辆用动力传递装置(16)的升档，

在发生了所述滑转的情况下，所述变速控制部(94)在所述升档的执行结束后，也将所述目标变速比(γcvttgt)设为开始发生所述滑转时的所述无级变速机构(24)的实际的变速比。

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

在没有发生所述滑转的情况下，所述变速控制部(94)在所述升档的执行结束后，使所述目标变速比(γcvttgt)向基于车速的预先确定的所述无级变速机构(24)的变速比进行变更。

5.如权利要求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)与发生所述滑转还是没有发生所述滑转无关地，在形成所述第一动力传递路径(PT1)的状态下的行驶中，将所述目标变速比(γcvttgt)设为所述最低速侧变速比(γmax)。

6.如权利要求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，

所述第一动力传递路径(PT1)为，通过被设于所述第一动力传递路径(PT1)上的第一卡合装置(C1)的卡合而形成的路径，

所述第二动力传递路径(PT2)为，通过被设于所述第二动力传递路径(PT2)上的第二卡合装置(C2)的卡合而形成的路径，

所述切换控制为，通过所述第一卡合装置(C1)的工作状态的切换和所述第二卡合装置(C2)的工作状态的切换而实现的有级变速控制。

Images