CN110017372B - 车辆用动力传递装置的控制装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种在于第二卡合装置被完全释放的状态下的行驶中无级变速机构的目标变速比为最低速侧变速比的情况下，将变速比维持在最低速侧变速比的车辆用动力传递装置的控制装置。在于第二离合器(C2)的完全释放状态下的行驶中目标变速比为最低速侧变速比的情况下，作为主推力→次级推力计算用的推力比(τin)以及次级推力→主推力计算用的推力比(τout)，而设定考虑了第二离合器的拖曳转矩的偏差的推力比(τinA、τoutA)，因此可确保实现与最低速侧变速比(γmax)相比靠低速侧的变速比的推力比(τ)，并且可计算出能够确保主侧下限推力以上的主目标推力的次级目标推力。因此，能够将变速比维持在最低速侧变速比。

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有经由无级变速机构的动力传递路径，所述无级变速机构在主滑轮与次级带轮之间绕挂有带或链条等传递要素。例如专利文献1记载的车辆的控制装置即是如此。在该专利文献1中公开了如下内容：对用于防止主滑轮以及次级带轮中各个传递要素的打滑所需要的打滑极限推力进行计算，此外，将基于主滑轮的打滑极限推力以及实现目标变速比的推力比(次级带轮的推力/主滑轮的推力)所计算出的次级带轮的必需推力和次级带轮的打滑极限推力中的较大的那个推力设定为次级带轮的目标推力，此外，基于次级带轮的目标推力以及实现目标变速比的推力比而对主滑轮的目标推力进行计算。

另外，还众所周知有一种车辆用动力传递装置，其如专利文献2所记载的车辆用驱动装置那样，具备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的第一动力传递路径和第二动力传递路径，该第一动力传递路径通过第一卡合装置的卡合而形成且经由具有齿轮级的齿轮机构，该第二动力传递路径通过第二卡合装置的卡合而形成且经由无级变速机构。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本专利第5403164号公报

专利文献2：日本特开2015-105708号公报

发明内容

本发明所要解决的课题

然而，在并排地设有经由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的车辆用动力传递装置中，即便在例如形成第一动力传递路径的状态下的行驶中那样第二卡合装置被完全释放的状态下的行驶中，也希望对无级变速机构的变速比进行适当控制。例如，考虑为在于第二卡合装置被完全释放的状态下的行驶中将无级变速机构的变速比维持为最低速侧变速比的情况下，通过将基于次级带轮的目标推力所计算出的主滑轮的目标推力设定为比实现最低速侧变速比的值小的值，可以容易地维持最低速侧变速比。另一方面，即便在第二卡合装置被完全释放的状态下的行驶中也会使无级变速机构的各个滑轮进行旋转。因此，无级变速机构的滑轮上会随着旋转而产生离心液压，并通过该离心液压而作用有离心推力。如此一来，滑轮上作用有包含离心推力在内的结构上产生的结构极限最低推力。由于离心推力具有滑轮的旋转越快而变得越大的倾向，因此在第二卡合装置被完全释放的状态下的行驶中，有可能使主滑轮的目标推力变得小于主滑轮中的结构极限最低推力。在这种情况下，即便输出了与主滑轮的目标推力相对应的指令，也可能由于使主滑轮的推力成为大于目标推力的结构极限最低推力，从而无法将无级变速机构的变速比维持在最低速侧变速比。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，上述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”。另外，无级变速机构的变速比为“主滑轮的转速/次级带轮的转速”。上述变速比中的高速侧为，变速比变小的一侧即高车速侧。上述变速比中的低速侧为，变速比变大的一侧即低车速侧。上述最低速侧变速比是成为最低车速侧的最低车速侧的变速比，是变速比成为最大值的最大变速比。

本发明是以上述情况为背景而完成的，其目的在于，提供一种能够在于第二卡合装置被完全释放的状态下的行驶中，无级变速机构的目标变速比为最低速侧变速比的情况下，将无级变速机构的变速比维持在最低速侧变速比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，其通过第一卡合装置的卡合而被形成，且经由具有齿轮级的齿轮机构；第二动力传递路径，其通过第二卡合装置的卡合而被形成，且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，(b)所述车辆用动力传递装置的控制装置包括变速控制部，所述变速控制部基于向所述无级变速机构输入的输入转矩，而对实现所述无级变速机构的目标变速比的推力比进行计算，所述推力比为，由所述主滑轮的液压致动器赋予的对所述传递要素进行夹压的所述主滑轮的推力与由所述次级带轮的液压致动器赋予的对所述传递要素进行夹压的所述次级带轮的推力之比，(c)在于所述第二卡合装置被完全释放的状态下的行驶中，所述目标变速比为所述无级变速机构的最低速侧变速比的情况下，作为在基于所述主滑轮的下限推力来对所述次级带轮的目标推力进行计算时所使用的所述推力比，所述变速控制部设定为与实现所述最低速侧变速比的推力比相比而使所述主滑轮的下限推力与所述次级带轮的目标推力之差扩大的推力比，并且，作为在基于所述次级带轮的目标推力来对所述主滑轮的目标推力进行计算时所使用的所述推力比，所述变速控制部设定为与实现所述最低速侧变速比的推力比相比而使所述主滑轮的目标推力与所述次级带轮的目标推力之差扩大的推力比，其中，所述主滑轮的下限推力为所述主滑轮中的离心推力以上的推力。

另外，第二发明为，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，在于所述第二卡合装置被完全释放的状态下的行驶中所述目标变速比不是所述最低速侧变速比的情况下，作为在基于所述主滑轮的下限推力来对所述次级带轮的目标推力进行计算时所使用的所述推力比，所述变速控制部设定为与实现所述目标变速比的推力比相比而使所述主滑轮的下限推力与所述次级带轮的目标推力之差扩大的推力比，并且，作为在基于所述次级带轮的目标推力来对所述主滑轮的目标推力进行计算时所使用的所述推力比，所述变速控制部设定为实现所述目标变速比的推力比。

另外，第三发明为，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，所述第二卡合装置为湿式的摩擦卡合装置，所述变速控制部为，在所述第二卡合装置被完全释放的状态下的行驶中将向所述无级变速机构输入的输入转矩设为所述第二卡合装置的拖曳转矩的变速控制部，使所述差扩大的推力比为，在实现所述目标变速比的推力比中加上考虑到所述第二卡合装置的拖曳转矩的偏差而预先确定的推力比补正量所得到的推力比。

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，所述第二卡合装置被完全释放的状态下的行驶中为，形成所述第一动力传递路径的状态下的行驶中，所述变速控制部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，第五发明为，在所述第二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，所述第二卡合装置被完全释放的状态下的行驶中为，所述第一卡合装置以及所述第二卡合装置均被释放的所述车辆用动力传递装置的空档状态下的行驶中，在所述车辆用动力传递装置的空档状态下的行驶中，所述变速控制部在车速较高的区域内将所述目标变速比设为基于所述车速的预先确定的变速比，而在所述车速较低的区域内将所述目标变速比设为所述最低速侧变速比。

另外，第六发明为，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，作为所述主滑轮的下限推力，所述变速控制部选择用于防止所述传递要素的打滑所必需的所述主滑轮的打滑极限推力和包含所述主滑轮的离心推力在内的结构上产生的所述主滑轮的结构极限最低推力中的较大的推力。

另外，第七发明为，在所述第六发明所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，作为所述次级带轮的下限推力，所述变速控制部选择用于防止所述传递要素的打滑所必需的所述次级带轮的打滑极限推力和包含所述次级带轮的离心推力在内的结构上产生的所述次级带轮的结构极限最低推力中的较大的推力，并且，作为所述次级带轮的目标推力，所述变速控制部选择基于所述主滑轮的下限推力而计算出的所述次级带轮的推力和所述次级带轮的下限推力中的较大的推力。

另外，第八发明为，在所述第六发明或第七发明所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述变速控制部基于所述无级变速机构的变速比和向所述无级变速机构输入的输入转矩而对所述打滑极限推力进行计算。

另外，第九发明为，在所述第一发明至第八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，所述第二动力传递路径形成与所述第一动力传递路径相比而靠高速侧的变速比。

发明效果

根据所述第一发明，由于在于第二卡合装置被完全释放的状态下的行驶中无级变速机构的目标变速比为最低速侧变速比的情况下，作为在基于主滑轮的下限推力(其为主滑轮的离心推力以上的推力)来对次级带轮的目标推力进行计算时所使用的所述推力比，而设定为与实现最低速侧变速比的推力比相比而使主滑轮的下限推力与次级带轮的目标推力之差扩大的推力比，并且，作为在基于次级带轮的目标推力来对主滑轮的目标推力进行计算时所使用的所述推力比，而设定为与实现最低速侧变速比的推力比相比而使主滑轮的目标推力与次级带轮的目标推力之差扩大的推力比，因此主滑轮的目标推力在成为与将无级变速机构的变速比维持在最低速侧变速比的推力相比而较小的值的同时成为主滑轮的下限推力以上。也就是说，可确保实现与最低速侧变速比相比而靠低速侧的变速比的推力比，并且可计算出能够确保主滑轮的下限推力以上的主滑轮的目标推力的次级带轮的目标推力。因此，在于第二卡合装置被完全释放的状态下的行驶中无级变速机构的目标变速比为最低速侧变速比的情况下，能够将无级变速机构的变速比维持在最低速侧变速比。

另外，根据所述第二发明，由于在于第二卡合装置被完全释放的状态下的行驶中目标变速比不是最低速侧变速比的情况下，作为在基于主滑轮的下限推力来对次级带轮的目标推力进行计算时所使用的推力比，设定为与实现目标变速比的推力比相比而使主滑轮的下限推力与次级带轮的目标推力之差扩大的推力比，并且，作为在基于次级带轮的目标推力来对主滑轮的目标推力进行计算时所使用的推力比，设定为实现目标变速比的推力比，因此可确保实现目标变速比的推力比，并且可计算出能够确保主滑轮的下限推力以上的主滑轮的目标推力的次级带轮的目标推力。另外，无级变速机构的实际的变速比难以相对于目标变速比而向降档侧偏离。

另外，根据所述第三发明，由于在湿式的摩擦卡合装置即第二卡合装置被完全释放的状态下的行驶中，将向无级变速机构输入的输入转矩设为第二卡合装置的拖曳转矩，并且使所述差扩大的推力比为，在实现目标变速比的推力比中加上因考虑到第二卡合装置的拖曳转矩的偏差而预先确定的推力比补正量而获得的推力比，因此可适当地计算出如下的次级带轮的目标推力，该次级带轮的目标推力能够确保主滑轮的下限推力以上的主滑轮的目标推力。另外，可适当地被设定使所述差扩大的推力比。

另外，根据所述第四发明，由于第二卡合装置被完全释放的状态下的行驶中是形成第一动力传递路径的状态下的行驶中，并在形成该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，因此能够在形成第一动力传递路径的状态下的行驶中将无级变速机构的变速比维持在最低速侧变速比。

另外，根据所述第五发明，由于第二卡合装置被完全释放的状态下的行驶中是车辆用动力传递装置的空档状态下的行驶中，并在车辆用动力传递装置的空档状态下的行驶中，在车速较高的区域内将目标变速比设为基于车速的预先确定的变速比，而在车速较低的区域内将目标变速比设为最低速侧变速比，因此能够在车速较低的区域内的车辆用动力传递装置的空档状态下的行驶中，将无级变速机构的变速比维持在最低速侧变速比。另外，能够在车速较高的区域内的车辆用动力传递装置的空档状态下的行驶中，使无级变速机构的实际的变速比难以相对于目标变速比而向降档侧偏离。

另外，根据所述第六发明，由于作为主滑轮的下限推力而选择用于防止传递要素的打滑所必需的主滑轮中的打滑极限推力和主滑轮的包含离心推力在内的结构上产生的主滑轮的结构极限最低推力中的较大的推力，因此可计算出能够确保如下的主滑轮的目标推力的次级带轮的目标推力，所述主滑轮的目标推力可防止主滑轮的传递要素的打滑并且成为主滑轮的结构极限最低推力以上。

另外，根据所述第七发明，由于作为次级带轮的下限推力而选择用于防止传递要素的打滑所必需的次级带轮的打滑极限推力和次级带轮的包含离心推力在内的结构上产生的次级带轮的结构极限最低推力中的较大的推力，并且，作为次级带轮的目标推力而选择基于主滑轮的下限推力所计算出的次级带轮的推力和次级带轮的下限推力中的较大的推力，因此可计算出能够确保如下的主滑轮的目标推力并且能够防止次级带轮中的传递要素的打滑的次级带轮的目标推力，所述主滑轮的目标推力可防止主滑轮中的传递要素的打滑且成为主滑轮的结构极限最低推力以上。

另外，根据所述第八发明，由于基于无级变速机构的变速比和向无级变速机构输入的输入转矩而对各个滑轮的打滑极限推力进行计算，因此可适当计算出能够防止主滑轮中的传递要素的打滑的主滑轮的目标推力。另外，在引用所述第七发明的所述第八发明中，可适当计算出能够防止次级带轮中的传递要素的打滑的次级带轮的目标推力。

另外，根据所述第九发明，由于第二动力传递路径形成与第一动力传递路径相比而靠高速侧的变速比，因此通过使无级变速机构的变速比成为最低速侧变速比，从而使第二动力传递路径所形成的变速比成为与第一动力传递路径所形成的变速比最接近的变速比。

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是用于对无级变速机构的结构进行说明的图。

图3是表示用于对变速控制所必需的推力进行说明的一个示例的图。

图4是表示图3的t2时刻处的各个推力的关系的一个示例的图。

图5是表示用于以必需最小限度的推力来使目标的变速和防止带打滑同时成立的控制结构的框图。

图6是表示图5的框B11中的控制结构的一个示例的框图。

图7是表示图5的框B21中的控制结构的一个示例的框图。

图8是表示用于对在次级带轮侧的推力的计算中所使用的推力比进行计算的推力比映射的一个示例的图。

图9是表示用于对在主滑轮侧的推力的计算中所使用的推力比进行计算的推力比映射的一个示例的图。

图10是表示用于对在次级差推力进行计算的差推力映射的一个示例的图。

图11是表示用于对主差推力进行计算的差推力映射的一个示例的图。

图12是表示在将变速比设为最低速侧变速比的稳定状态下基于主侧下限推力而计算次级目标推力时的处理的流程的图，且为本实施例的一个示例。

图13是对电子控制装置的控制动作的主要部分即在第二离合器被完全释放的状态下的行驶中在目标变速比为最低速侧变速比的情况下用于将变速比维持在最低速侧变速比的控制动作进行说明的流程图。

图14是表示在将变速比设为最低速侧变速比的稳定状态下基于主侧下限推力而计算次级目标推力时的处理的流程的图，且为比较例。

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。

图2是用于对无级变速机构24的结构进行说明的图。在图1、图2中，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Win的液压致动器60c。主推力Win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Pin×受压面积)。也就是说，主推力Win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Pin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Win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Wout的液压致动器64c。次级推力Wout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Pout×受压面积)。也就是说，次级推力Wout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Pout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Wout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Pin以及次级压Pout分别进行调压控制，从而分别对主推力Win以及次级推力Wout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Win以及次级推力Wout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Pin，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Pin，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Win与次级推力Wout防止带打滑的同时，以主推力Win与次级推力Wout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。如下文所述，通过利用主压Pin和次级压Pout的相互关系而对主推力Win和次级推力Wout之比即推力比τ(＝Wout/Win)进行变更来对无级变速机构24的变速比γcvt进行变更。例如，该推力比τ越大，变速比γcvt越大，即无级变速机构24被降档。

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所具备的换档杆84的操作位置POSsh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84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成为空档状态且对输出轴30以不能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。也就是说，动力传递装置16的空档状态为第一动力传递路径PT1以及第二动力传递路径PT2均未被形成的状态。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进行切换的情况下，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在带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。

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Pin及次级压Pout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。该液压控制指令信号Scvt为，用于将使主压Pin成为目标主压Pintgt的主指示压Spin以及用于使次级压Pout成为目标次级压Pouttgt的次级指示压Spout。

目标主压Pintgt为产生主滑轮60的目标推力即主目标推力Wintgt的目标滑轮液压。目标次级压Pouttgt为产生次级带轮64的目标推力即次级目标推力Wouttgt的目标滑轮液压。在主目标推力Wintgt以及次级目标推力Wouttgt的计算中，考虑到必需推力，该必需推力是以必需最小限度的推力来防止无级变速机构24的带打滑所必需的推力。该必需推力是在无级变速机构24即将发生带打滑之前的推力即带打滑极限推力Wlmt。在本实施例中，将带打滑极限推力Wlmt称为打滑极限推力Wlmt。

具体来说，作为次级目标推力Wouttgt，变速控制部94选择次级推力Wout和次级侧打滑极限推力Woutlmt中的较大的推力，所述次级推力Wout基于主滑轮60的打滑极限推力Wlmt即主侧打滑极限推力Winlmt而计算出，所述次级侧打滑极限推力Woutlmt为次级带轮64的打滑极限推力Wlmt。基于主侧打滑极限推力Winlmt所计算出的次级推力Wout是如下文所述那样在次级带轮64侧进行变速控制所必需的推力即次级侧变速控制推力Woutsh。此外，主侧打滑极限推力Winlmt使用如下文所述那样针对主侧打滑极限推力Winlmt而实施了下限保护处理的、主滑轮60的下限推力即主侧下限推力Winlmt(g)。次级侧打滑极限推力Woutlmt使用如下文所述那样针对次级侧打滑极限推力Woutlmt而实施了下限保护处理的、次级带轮64的下限推力即次级侧下限推力Woutlmt(g)。

作为主目标推力Wintgt，变速控制部94设定基于次级目标推力Wouttgt所计算出的主推力Win。基于次级目标推力Wouttgt所计算出的主推力Win是如下文所述在主滑轮60侧进行变速控制所必需的推力即主侧变速控制推力Winsh。另外，变速控制部94如下文所述那样通过基于目标变速比γcvttgt和实际变速比γcvt的变速比偏差Δγcvt(＝γcvttgt-γcvt)的主推力Win的反馈控制，而对主侧变速控制推力Winsh进行补正，即对主目标推力Wintgt进行补正。

在前述的主侧变速控制推力Winsh的补正中，也可以使用与变速比γcvt一对一对应的参数的目标值和实际值的偏差来代替变速比偏差Δγcvt。例如，在主侧变速控制推力Winsh的补正中，能够使用主滑轮60的目标滑轮位置Xintgt与实际滑轮位置Xin(参照图2)的偏差ΔXin(＝Xintgt-Xin)、次级带轮64的目标滑轮位置Xouttgt与实际滑轮位置Xout(参照图2)的偏差ΔXout(＝Xouttgt-Xout)、主滑轮60的目标带绕挂直径Rintgt与实际带绕挂直径Rin(参照图2)的偏差ΔRin(＝Rintgt-Rin)、次级带轮64的目标带绕挂直径Routtgt与实际带绕挂直径Rout(参照图2)的偏差ΔRout(＝Routtgt-Rout)、目标主转速Npritgt与实际主转速Npri的偏差ΔNpri(＝Npritgt-Npri)等。

前述的变速控制所必需的推力是用于实现目标的变速所必需的推力，并且是用于实现目标变速比γcvttgt以及目标变速速度dγtgt所必需的推力。变速速度dγ例如是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的每一个元件所对应的滑轮位置移动量(＝dX/dNelm)。“dX”是每单位时间的滑轮的轴向位移量[mm/ms]，“dNelm”是每单位时间内卷入滑轮的元件数量[个/ms]。作为变速速度dγ，由主变速速度dγin(＝dXin/dNelmin)与次级变速速度dγout(＝dXout/dNelmout)来表示。

具体来说，将作为变速比γcvt固定的状态的稳定状态下的各个滑轮60、64的推力称为平衡推力Wbl。平衡推力Wbl也被称为稳定推力。主滑轮60的平衡推力Wbl为主平衡推力Winbl，次级带轮64的平衡推力Wbl为次级平衡推力Woutbl，两者之比为推力比τ(Woutbl/Winbl)。另一方面，在处于稳定状态时，若在各个滑轮60、64中的任意一个滑轮的推力中加上或者减去某个推力，则稳定状态被破坏，从而使变速比γcvt发生变化，进而产生与加上或者减去的推力的大小相对应的变速速度dγ。将该加上或者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也是过渡推力。在主滑轮60侧实现目标的变速的情况下的差推力ΔW是作为主滑轮60侧换算的差推力ΔW的、主差推力ΔWin。在次级带轮64侧实现目标的变速的情况下的差推力ΔW是作为次级带轮64侧换算的差推力ΔW的、次级差推力ΔWout。

前述的用于变速控制所必需的推力成为，在设定了一方的推力的情况下用于根据推力比τ来实现与一方的推力相对应的目标变速比γcvttgt的另一方的平衡推力Wbl、与用于实现在使目标变速比γcvttgt发生变化时的目标变速速度dγtgt的差推力ΔW之和，所述推力比τ是用于维持目标变速比γcvttgt的推力比。作为目标变速速度dγtgt，由主目标变速速度dγintgt和次级目标变速速度dγouttgt来表示。关于主差推力ΔWin，在升档状态下成为超过0的正值即“ΔWin＞0”，在降档状态下成为小于0的负值即“ΔWin＜0”，在变速比固定的稳定状态下成为0即“ΔWin＝0”。另外，关于次级差推力ΔWout，在升档状态下成为小于0的负值即“ΔWout＜0”，在降档状态下成为超过0的正值即“ΔWout＞0”，在变速比固定的稳定状态下成为0即“ΔWout＝0”。

图3是用于对前述的用于变速控制所必需的推力进行说明的图。图4是表示图3的t2时刻处的各个推力的关系的一个示例的图。图3、图4是表示例如在设定了次级推力Wout以便在次级带轮64侧实现防止带打滑的情况下，在主滑轮60侧实现目标的升档时所设定的主推力Win的一个示例。在图3中，在t1时刻以前或t3时刻以后，由于处于目标变速比γcvttgt固定的稳定状态且ΔWin＝0，因此主推力Win仅为主平衡推力Winbl(＝Wout/τ)。在t1时刻至t3时刻内，由于处于目标变速比γcvttgt变小的升档状态，因此如图4所示，主推力Win成为主平衡推力Winbl与主差推力Δwin之和。图4所示的各个推力的斜线部分相当于用于对图3的t2时刻的目标变速比γcvttgt进行维持的各个平衡推力Wbl。

图5是表示用于以必需最小限度的推力来使目标的变速和带打滑防止同时成立的控制结构的框图。在图5中，变速控制部94对目标变速比γcvttgt进行计算。具体来说，变速控制部94通过将加速器操作量θacc以及车速V应用到预先确定的关系即例如CVT变速映射中而对目标主转速Npritgt进行计算。变速控制部94基于目标主转速Npritgt而对在无级变速机构24的变速之后应该达成的变速比γcvt即变速后目标变速比γcvttgtl(＝Npritgt/Nsec)进行计算。变速控制部94例如对于为了实现迅速且流畅的变速而预先确定的关系，基于变速开始前的变速比γcvt和变速后目标变速比γcvttgtl以及两者之差，来决定目标变速比γcvttgt以作为变速中的过渡的变速比γcvt的目标值。例如，变速控制部94将在变速中发生变化的目标变速比γcvttgt确定为，沿着从变速开始时朝向变速后目标变速比γcvttgtl斜度发生变化的平滑的曲线而进行变化的经过时间的函数。该平滑曲线例如为一阶滞后曲线或二阶滞后曲线。变速控制部94在确定目标变速比γcvttgt时，基于该目标变速比γcvttgt而对变速中的目标变速速度dγtgt进行计算。当完成变速而成为目标变速比γcvttgt固定的稳定状态时，目标变速速度dγtgt成为0。

变速控制部94对向无级变速机构24输入的输入转矩Tin进行计算。变速控制部94通过将节气门开度tap以及发动机转速Ne应用到作为预先确定的关系的例如发动机转矩映射中从而对发动机转矩Te的推断值进行计算。变速控制部94基于发动机转矩Te的推断值和作为预先确定的关系的例如变矩器20的特性而对涡轮转矩Tt进行计算。变速控制部94将该涡轮转矩Tt设为输入转矩Tin。输入转矩Tin为主轴58中的转矩。

在图5的框B1以及B2中，变速控制部94基于实际变速比γcvt和向无级变速机构24输入的输入转矩Tin而对打滑极限推力Wlmt进行计算。具体来说，变速控制部94利用下式(1)而对次级侧打滑极限推力Woutlmt进行计算。变速控制部94利用下式(2)而对主侧打滑极限推力Winlmt进行计算。在下式(1)以及下式(2)中，“Tin”是作为向主滑轮60输入的输入转矩的、无级变速机构24的输入转矩Tin，“Tout”是作为向次级带轮64输入的输入转矩的、无级变速机构24的输出转矩，“α”是各个滑轮60、64的槽轮角，“μin”是主滑轮60中的预定的元件-滑轮之间的摩擦系数，“μout”是次级带轮64中的预定的元件-滑轮之间的摩擦系数，“Rin”是根据实际变速比γcvt而唯一地计算出的主滑轮60的带绕挂直径，“Rout”是根据实际变速比γcvt而唯一地计算出的次级带轮64的带绕挂直径(参照图2)。此外，Tout＝γcvt×Tin＝(Rout/Rin)×Tin。

Woutlmt＝(Tout×cosα)/(2×μout×Rout)

＝(Tin×cosα)/(2×μout×Rin)…(1)

Winlmt＝(Tin×cosα)/(2×μin×Rin)…(2)

在图5的框B11以及框B21中，变速控制部94通过对所计算出的打滑极限推力Wlmt实施下限保护处理，从而计算出下限推力Wlmt(g)。具体来说，图6是表示图5的框B11中的控制结构的一个示例的框图。图7是表示图5的框B21中的控制结构的一个示例的框图。

在图6的框B11a中，变速控制部对液压致动器64c的油室64d内的离心液压加上次级最低液压，对次级带轮64的结构极限最低液压即次级侧结构极限最低液压Poutmin进行计算。变速控制部94基于液压致动器64c的受压面积，而将次级侧结构极限最低液压Poutmin变换为次级侧结构极限最低推力Woutmin(＝Poutmin×受压面积)。变速控制部94例如通过将次级转速Nsec等应用到预定的计算式中而对油室64d内的离心液压进行计算。上述次级最低液压为，例如即便输出了使次级压Pout成为0的次级指示压Spout也有可能从液压控制回路46向油室64d供给的、包括次级压Pout的偏差量在内的液压。如此一来，次级侧结构极限最低推力Woutmin为，包括受油室64d内的离心液压作用的次级带轮64的离心推力在内的结构上产生的次级带轮64的结构极限最低推力。在图6的框B11b中，变速控制部94选择次级侧打滑极限推力Woutlmt与次级侧结构极限最低推力Woutmin中的较大的推力来作为实施了下限保护处理的次级侧下限推力Woutlmt(g)。如此一来，次级侧下限推力Woutlmt(g)为至少在次级带轮64的离心推力以上的推力。

在图7的框B21a中，变速控制部94对液压致动器60c的油室60d内的离心液压加上主最低液压，对主滑轮60的结构极限最低液压即主侧结构极限最低液压Pinmin进行计算。变速控制部94基于液压致动器60c的受压面积，而将主侧结构极限最低液压Pinmin变换为主侧结构极限最低推力Winmin(＝Pinmin×受压面积)。变速控制部94例如通过将主转速Npri等应用到预定的计算式中从而对油室60d内的离心液压进行计算。上述主最低液压为，例如即便输出了使主压Pin成为0的主指示压Spin也有可能从液压控制回路46向油室64d供给的、包括主压Pin的偏差量在内的液压。如此一来，主侧结构极限最低推力Winmin为，包括受油室60d内的离心液压作用的主滑轮60的离心推力在内的结构上产生的主滑轮60的结构极限最低推力。在图7的框B21b中，变速控制部94选择主侧打滑极限推力Winlmt和主侧结构极限最低推力Winmin中的较大的推力，来作为实施了下限保护处理的主侧下限推力Winlmt(g)。如此一来，主侧下限推力Winlmt(g)为至少在主滑轮60的离心推力以上的推力。

在图5的框B3以及框B6中，变速控制部94对平衡推力Wbl进行计算。也就是说，变速控制部94分别对相对于主侧下限推力Winlmt(g)的次级平衡推力Woutbl以及相对于次级目标推力Wouttgt的主平衡推力Winbl进行计算。

具体来说，变速控制部94例如通过将目标变速比γcvttgt以及主侧安全率SFin(＝Win/Winlmt)的倒数SFin^-1(＝Winlmt/Win)应用到例如图8所示的推力比映射map(τin)中，从而对实现目标变速比γcvttgt的推力比τin进行计算。推力比映射map(τin)是表示将目标变速比γcvttgt作为参数而预先确定的主侧安全率的倒数SFin^-1与推力比τin的关系的一个示例的图。推力比τin是在基于主滑轮60侧的推力来对次级带轮64侧的推力进行计算时所使用的推力比。变速控制部94使用下式(3)并基于主侧下限推力Winlmt(g)以及推力比τin来对次级平衡推力Woutbl进行计算。另外，变速控制部94例如通过将目标变速比γcvttgt以及次级侧安全率SFout(＝Wout/Woutlmt)的倒数SFout^-1(＝Woutlmt/Wout)应用到图9所示的推力比映射map(τout)中，从而对实现目标变速比γcvttgt的推力比τout进行计算。推力比映射map(τout)是表示将目标变速比γcvttgt作为参数而预先确定的次级侧安全率的倒数SFout^-1与推力比τout的关系的一个示例的图。推力比τout是在基于次级带轮64侧的推力而对主滑轮60侧的推力进行计算时所使用的推力比。变速控制部94使用下式(4)并基于次级目标推力Wouttgt以及推力比τout来对主平衡推力Winbl进行计算。此外，由于在车辆没有自驱动时，即在被驱动时，输入转矩Tin、输出转矩Tout成为负的值，因此上述各个安全率的倒数SFin^-1、SFout^-1也在被驱动时成为负的值。另外，该倒数SFin^-1、SFout^-1既可以在每次平衡推力Wbl的计算时被计算出，也可以在对安全率SFin、SFout分别设定了预定的值(例如大约1-1.5)时对该倒数进行设定。

Woutbl＝Winlmt(g)×τin…(3)

Winbl＝Wouttgt/τout…(4)

如前文所述，成为对推力比τin、τout进行计算的基础的上述各个安全率的倒数SFin^-1、SFout^-1是基于打滑极限推力Winlmt、Woutlmt的值。打滑极限推力Winlmt、Woutlmt是基于向无级变速机构24输入的输入转矩Tin而计算出的。因此，变速控制部94基于向无级变速机构24输入的输入转矩Tin来对实现无级变速机构24的目标变速比γcvttgt的推力比τ进行计算。

在图5的框B4以及框B7中，变速控制部94对差推力ΔW进行计算。也就是说，变速控制部94对次级差推力ΔWout以及主差推力ΔWin进行计算。

具体来说，变速控制部94例如通过将次级目标变速速度dγouttgt应用到图10所示的差推力映射map(ΔWout)中从而对次级差推力ΔWout进行计算。差推力映射map(ΔWout)是表示预先确定的次级变速速度dγout与次级差推力ΔWout的关系的一个示例的图。作为用于防止主滑轮60侧的带打滑所必需的次级推力，变速控制部94对在次级平衡推力Woutbl中加上次级差推力ΔWout所得到的次级侧变速控制推力Woutsh(＝Woutbl+ΔWout)进行计算。另外，变速控制部94例如通过将主目标变速速度dγintgt应用到图11所示的差推力映射map(ΔWin)中从而对主差推力ΔWin进行计算。差推力映射map(ΔWin)是表示预先确定的主变速速度dγin与主差推力ΔWin的关系的一个示例的图。变速控制部94对在主平衡推力Winbl中加上主差推力ΔWin所得的主侧变速控制推力Winsh(＝Winbl+ΔWin)进行计算。

在上述框B3、B4中的运算中，使用了图8所示的推力比映射map(τin)、图10所示的差推力映射map(ΔWout)等预先确定的物理特性图。因此，由于液压控制回路46等的个体差异而在次级平衡推力Woutbl、次级差推力ΔWout的计算结果中存在相对于物理特性的偏差。因此，在考虑相对于这种物理特性的偏差的情况下，变速控制部94也可以将控制裕度Wmgn加到主侧打滑极限推力Winlmt中。控制裕度Wmgn是和相对于物理特性的偏差量相对应的预先确定的预定推力，该物理特性是与次级平衡推力Woutbl、次级差推力ΔWout的计算相关的物理特性。此外，上述相对于物理特性的偏差量与实际的滑轮液压相对于液压控制指令信号Scvt的偏差量不同。该滑轮液压的偏差量可能根据液压控制回路46等结构单元而成为较大的值，而上述相对于物理特性的偏差量与上述滑轮液压的偏差量相比却是极小的值。

在图5的框B5中，变速控制部94选择次级侧下限推力Woutlmt(g)与次级侧变速控制推力Woutsh中的较大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对反馈控制量Winfb进行计算。具体来说，变速控制部94使用例如下式(5)所示的预先确定的反馈控制式来对用于使实际变速比γcvt与目标变速比γcvttgt一致的反馈控制量(＝FB控制量)Winfb进行计算。在下式(5)中，“Δγcvt”为变速比偏差Δγcvt，“Kp”为预定的比例常数，“Ki”为预定的积分常数，“Kd”为预定的微分常数。变速控制部94通过在主侧变速控制推力Winsh中加上反馈控制量Wingb，从而计算出通过反馈控制而对主侧变速控制推力Winsh进行了补正的值(Winsh+Winfb)，以作为主目标推力Wintgt。

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

在图5的框B9以及框B10中，变速控制部94将目标推力变换为目标滑轮压力。具体来说，变速控制部94分别基于各个液压致动器60c、64c的受压面积，而将次级目标推力Wouttgt以及主目标推力Wintgt分别变换为目标次级压Pouttgt(＝Wouttgt/受压面积)以及目标主压Pintgt(＝Wintgt/受压面积)。变速控制部94将目标次级压Pouttgt以及目标主压Pintgt分别设定为次级指示压Spout以及主指示压Spin。

变速控制部94作为液压控制指令信号Scvt而向液压控制回路46输出主指示压Spin以及次级指示压Spout，以便获得目标主压Pintgt以及目标次级压Pouttgt。液压控制回路46根据该液压控制指令信号Scvt来对主压Pin以及次级压Pout分别进行调压。

在此，由于即便在第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中，也使无级变速机构24进行旋转，因此优选为，以在不发生无级变速机构24的带打滑的同时达成无级变速机构24的目标变速比γcvttgt的方式而对无级变速机构24进行控制。即便在第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中，变速控制部94也与带行驶模式下的行驶中同样地以例如图5的框图所示的方式而对无级变速机构24进行控制。在第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中，向无级变速机构24输入的输入转矩Tin成为第二离合器C2的拖曳转矩量。第二离合器C2的拖曳转矩是第二离合器C2被完全释放的状态下的第二离合器C2的转矩容量即离合器转矩。在第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中，变速控制部94将向无级变速机构24输入的输入转矩Tin设为预先确定的第二离合器C2的拖曳转矩。

由于在第二离合器C2的拖曳转矩存在偏差时，会产生向无级变速机构24输入的输入转矩Tin的实际值相对于预先确定的第二离合器C2的拖曳转矩而产生的偏差，因此有可能会无法控制为目标变速比γcvttgt。因此，在本实施例中，在于第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中将目标变速比γcvttgt设为最低速侧变速比γmax的情况下，考虑到第二离合器C2的拖曳转矩的偏差，而使用能够得到容易对最低速侧变速比γmax进行维持的主推力Win这样的推力比τoutA。

在于第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中目标变速比γcvttgt为最低速侧变速比γmax的情况下，作为在基于次级目标推力Wouttgt来对主目标推力Wintgt进行计算时所使用的推力比τout，变速控制部94设定与实现目标变速比γcvttgt即最低速侧变速比γmax的推力比τout相比而使主目标推力Wintgt与次级目标推力Wouttgt之差扩大的推力比τoutA。使该差扩大的推力比τoutA为，在实现目标变速比γcvttgt的推力比τout中加上因考虑到第二离合器C2的拖曳转矩的偏差而预先确定的推力比补正量α所得到的推力比(＝τout+α)。

并且，如前所述，次级目标推力Wouttgt是次级侧下限推力Woutlmt(g)与次级侧变速控制推力Woutsh中的较大的推力。另外，次级侧变速控制推力Woutsh是基于主侧下限推力Winlmt(g)而计算出来的，所述主侧下限推力Winlmt(g)是通过主侧结构极限最低推力Winmin来对主侧打滑极限推力Winlmt实施了下限保护处理后得到的。图14是表示在将变速比γcvt设为最低速侧变速比γmax的稳定状态下基于主侧下限推力Winlmt(g)而算出了次级目标推力Wouttgt时的处理的流程的图，是比较例。在图14中，若通过利用主转速Npri的高转速等来使离心推力变大从而使主侧结构极限最低推力Winmin大于主侧打滑极限推力Winlmt，则主侧下限推力Winlmt(g)成为主侧结构极限最低推力Winmin。在稳定状态下，基于主侧结构极限最低推力Winmin以及实现最低速侧变速比γmax的推力比τin，来对次级目标推力Wouttgt(＝Winmin×τin)进行计算。基于次级目标推力Wouttgt以及容易维持最低速侧变速比γmax的推力比τoutA(＝τout+α)，来对主目标推力Wintgt(＝Wouttgt/(＝τout+α))进行计算。在图14所示的状态下，主目标推力Wintgt被设为小于主侧结构极限最低推力Winmin。在这种状态下，即便输出了与主目标推力Wintgt相对应的主指示压Spin，实际的主推力Win也会成为与主目标推力Wintgt相比而较大的主侧结构极限最低推力Winmin。因此，有可能无法将无级变速机构24的变速比γcvt维持在最低速侧变速比γmax。

因此，在于第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中目标变速比γcvttgt为最低速侧变速比γmax的情况下，进一步，作为在基于主侧下限推力Winlmt(g)来对次级目标推力Wouttgt进行计算时所使用的推力比τin，变速控制部94设定与实现作为目标变速比γcvttgt的最低速侧变速比γmax的推力比τin相比而使主侧下限推力Winlmt(g)与次级目标推力Wouttgt之差扩大的推力比τinA。使该差扩大的推力比τinA为，在实现目标变速比γcvttgt的推力比τin中加入因考虑到第二离合器C2的拖曳转矩的偏差而预先确定的推力比补正量α所得到的推力比(＝τin+α)。

图12是表示在将变速比γcvt设为最低速侧变速比γmax的稳定状态下基于主侧下限推力Winlmt(g)而计算出次级目标推力Wouttgt时的处理的流程的图，是本实施例的一个示例。在图12中，若与主侧打滑极限推力Winlmt相比而将主侧结构极限最低推力Winmin设为较大，则主侧下限推力Winlmt(g)成为主侧结构极限最低推力Winmin。在稳定状态下，基于主侧结构极限最低推力Winmin以及推力比τinA(＝τin+α)来对次级目标推力Wouttgt(＝Winmin×(＝τin+α))进行计算，该推力比τinA(＝τin+α)是考虑了第二离合器C2的拖曳转矩的偏差的、实现最低速侧变速比γmax的推力比。基于次级目标推力Wouttgt以及容易维持最低速侧变速比γmax的推力比τoutA(＝τout+α)来对主目标推力Wintgt(＝Wouttgt/(＝τout+α))进行计算。在图12所示的状态下，可确保主目标推力Wintgt为主侧结构极限最低推力Winmin以上的推力。因此，通过对与主目标推力Wintgt相对应的主指示压Spin进行输出，从而能够将无级变速机构24的变速比γcvt适当地维持在最低速侧变速比γmax。

状态判定部96对是否处于在第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中进行判断。在第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中例如是形成第一动力传递路径PT1的状态即齿轮行驶模式下的行驶中。或者，在第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中例如是动力传递装置16的空档状态下的行驶中。

在状态判定部96判定为处于第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中的情况下，对目标变速比γcvttgt是否为最低速侧变速比γmax进行判定。

变速控制部94在齿轮行驶模式下的行驶中将目标变速比γcvttgt设为最低速侧变速比γmax。由此，在齿轮行驶模式下的行驶中，例如准备进行有级升档，并且无级变速机构24的变速比γcvt成为最低速侧变速比γmax。在有级升档时，若考虑有级升档所导致的主转速Npri的变化量的抑制或驱动力的连续性等，则将无级变速机构24的变速比γcvt设为最低速侧变速比γmax是适当的。

另一方面，在动力传递装置16的空档状态下的行驶中，变速控制部94在车速V比较高的区域内将目标变速比γcvttgt设为基于车速V的预先确定的变速比γcvt，另一方面，变速控制部94在车速V比较低的区域内将目标变速比γcvttgt设为最低速侧变速比γmax。上述基于车速V的预先确定的变速比γcvt与在带行驶模式下的行驶中所计算出的目标变速比γcvttgt同样是使用例如CVT变速映射而计算出的目标变速比γcvttgt。车速V比较高的区域为，例如车速V超过预定车速的车速区域，车速V比较低的区域为，例如车速V在预定车速以下的车速区域。若考虑从空档状态向齿轮行驶模式的转移或从空档状态向带行驶模式的转移，则上述预定车速为，例如在对齿轮行驶模式与带行驶模式的切换进行判断时所使用的有级变速映射中作为判断该切换的变速点的车速、该变速点附近的车速。

在通过状态判定部96而判定为处于第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中且判定为目标变速比γcvttgt为最低速侧变速比γmax的情况下，变速控制部94作为推力比τin而设定考虑了第二离合器C2的拖曳转矩的偏差的推力比τinA，并且作为推力比τout而设定考虑了第二离合器C2的拖曳转矩的偏差的推力比τoutA。

即便在第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中，若在目标变速比γcvttgt不是最低速侧变速比γmax的情况下设定考虑了第二离合器C2的拖曳转矩的偏差的推力比τoutA，则容易使实际变速比γcvt向降档侧偏离。另一方面，关于推力比τin，因担心无法通过主侧结构极限最低推力Winmin而得到对目标变速比γcvttgt进行维持的主推力Win，出于计算出用于成为如下的主目标推力Wintgt的次级目标推力Wouttgt这样的观点，而设定考虑了第二离合器C2的拖曳转矩的偏差的推力比τinA，该主目标推力Wintgt能够得到对目标变速比γcvttgt进行维持的主推力Win。

在通过状态判定部96而判定为处于第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中且判定为目标变速比γcvttgt不是最低速侧变速比γmax的情况下，变速控制部94设定与实现目标变速比γcvttgt的推力比τin相比而使主侧下限推力Winlmt(g)与次级目标推力Wouttgt之差扩大的推力比τinA(＝τin+α)来作为推力比τin，且设定实现目标变速比γcvttgt的推力比τout来作为推力比τout。

图13是对电子控制装置90的控制动作的主要部分即在第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中目标变速比γcvttgt为最低速侧变速比γmax的情况下用于将变速比γcvt维持在最低速侧变速比γmax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13中，首先，在与状态判定部96的功能对应的步骤(以下，省略“步骤”)S10中，对第二离合器C2的动作状态是否处于被完全释放的状态进行判定。即，对是否为在第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中进行判定。在该S10的判断被否定的情况下，结束本流程。在该S10的判断被肯定的情况下，在与状态判定部96的功能对应的S20中，对目标变速比γcvttgt是否为最低速侧变速比γmax进行判定。在该S20的判断被肯定的情况下，在与变速控制部94的功能对应的S30中，作为在基于主滑轮60侧的推力来对次级带轮64侧的推力进行计算时所使用的推力比τin，而对考虑了第二离合器C2的拖曳转矩的偏差的推力比τinA(＝τin+α)进行计算。接着，在与变速控制部94的功能对应的S40中，作为在基于次级带轮64侧的推力来对主滑轮60侧的推力进行计算时所使用的推力比τout，而对考虑了第二离合器C2的拖曳转矩的偏差的推力比τoutA(＝τout+α)进行设定。在上述S20的判断被否定的情况下，在与变速控制部94的功能对应的S50中，作为推力比τin而对考虑了第二离合器C2的拖曳转矩的偏差的推力比τinA进行计算。接着，在与变速控制部94的功能对应的S60中，作为推力比τout而对没有考虑第二离合器C2的拖曳转矩的偏差的、实现目标变速比γcvttgt的推力比τoutA进行计算。在上述S40之后，或者在上述S60之后，在与变速控制部94的功能对应的S70中，将上述所计算出的各个推力比τ用于次级目标推力Wouttgt以及主目标推力Wintgt的计算。

如上文所述，根据本实施例，在于第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中，在目标变速比γcvttgt为最低速侧变速比γmax的情况下，作为在基于主侧下限推力Winlmt(g)来对次级目标推力Wouttgt进行计算时所使用的推力比τin，而设定与实现最低速侧变速比γmax的推力比τin相比而使主侧下限推力Winlmt(g)与次级目标推力Wouttgt之差扩大的推力比τinA(＝τin+α)，并且，作为在基于次级目标推力Wouttgt来对主目标推力Wintgt进行计算时所使用的推力比τout，而设定与实现最低速侧变速比γmax的推力比τout相比而使主目标推力Wintgt与次级目标推力Wouttgt之差扩大的推力比τoutA(＝τout+α)，因此，主目标推力Wintgt在成为与将无级变速机构24的变速比γcvt维持在最低速侧变速比γmax的推力相比而较小的值的同时成为主侧下限推力Winlmt(g)以上。也就是说，确保可实现与最低速侧变速比γmax相比而靠低速侧的变速比γcvt的推力比τ，并且计算出能够确保主侧下限推力Winlmt(g)以上的主目标推力Wintg的次级目标推力Wouttgt。因此，在第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中无级变速机构24的目标变速比γcvttgt为最低速侧变速比γmax的情况下，能够将无级变速机构24的变速比γcvt维持在最低速侧变速比γmax。

另外，根据本实施例，在第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中，在目标变速比γcvttgt不是最低速侧变速比γmax的情况下，作为推力比τin而设定与实现目标变速比γcvttgt的推力比τin相比而使主侧下限推力Winlmt(g)与次级目标推力Wouttgt之差扩大的推力比τinA，并且作为推力比τout而设定实现目标变速比γcvttgt的推力比τout，因此，确保了实现目标变速比γcvttgt的推力比τ，并且计算出能够确保主侧下限推力Winlmt(g)以上的主目标推力Wintgt的次级目标推力Wouttgt。另外，无级变速机构24的实际变速比γcvt相对于目标变速比γcvttgt而难以向降档侧偏离。

另外，根据本实施例，在第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中，向无级变速机构24输入的输入转矩Tin被设为第二离合器C2的拖曳转矩，并且，使所述差扩大的推力比τinA、τoutA是在实现目标变速比γcvttgt的推力比τin、τout中加入因考虑了第二离合器C2的拖曳转矩的偏差而预先确定的推力比补正量α所得到的推力比，因此，能够适当地计算出如下的次级目标推力Wouttgt，该次级目标推力Wouttgt能够确保主侧下限推力Winlmt(g)以上的主目标推力Wintgt。另外，能够适当设定使所述差扩大的推力比τinA、τoutA。

另外，根据本实施例，第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中是形成了第一动力传递路径PT1的状态下的行驶中，且在形成了第一动力传递路径PT1的状态下的行驶中将目标变速比γcvttgt设为最低速侧变速比γmax，因此，能够在形成了第一动力传递路径PT1的状态下的行驶中将无级变速机构24的变速比γcvt维持在最低速侧变速比γmax。

另外，根据本实施例，第二离合器C2被完全释放的状态下的行驶中是动力传递装置16的空档状态下的行驶中，且在动力传递装置16的空档状态下的行驶中，在车速V比较高的区域内将目标变速比γcvttgt设为基于车速V的预先确定的变速比γcvt，另一方面在车速V比较低的区域内将目标变速比γcvttgt设为最低速侧变速比γmax，因此，在车速V比较低的区域内的动力传递装置16的空档状态下的行驶中能够将无级变速机构24的变速比γcvt维持在最低速侧变速比γmax。另外，在车速V比较高的区域内的动力传递装置16的空档状态下的行驶中，无级变速机构24的实际变速比γcvt难以相对于目标变速比γcvttgt而向降档侧偏离。

另外，根据本实施例，作为主侧下限推力Winlmt(g)而选择主侧打滑极限推力Winlmt与主侧结构极限最低推力Winmin中的较大的推力，因此，可计算出能够确保如下的主目标推力Wintgt的次级目标推力Wouttgt，所述主目标推力Wintgt能够防止主滑轮60中的传动带66的打滑并且成为主侧结构极限最低推力Winmin以上。

另外，根据本实施例，作为次级侧下限推力Woutlmt(g)而选择次级侧打滑极限推力Woutlmt与次级侧结构极限最低推力Woutmin中的较大的推力，成为，作为次级目标推力Wouttgt而选择基于主侧下限推力Winlmt(g)所计算出的次级推力Wout与次级侧下限推力Woutlmt(g)中的较大的推力，因此，可计算出如下的次级目标推力Wouttgt，该次级目标推力Wouttgt能够确保防止主滑轮60中的传动带66的打滑且在主侧结构极限最低推力Winmin以上的主目标推力Wintgt，并且能够防止次级带轮64中的传动带66的打滑。

另外，根据本实施例，基于无级变速机构24的变速比γcvt和向无级变速机构24输入的输入转矩Tin而对各个滑轮60、64的打滑极限推力Wlmt进行计算，因此，可适当算出能够防止主滑轮60中的传动带66的打滑的主目标推力Wintgt。另外，可以适当算出能够防止次级带轮64中的传动带66的打滑的次级目标推力Wouttgt。

另外，根据本实施例，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，因此，通过将无级变速机构24的变速比γcvt设为最低速侧变速比γmax，从而使第二动力传递路径PT2所形成的变速比成为与第一动力传递路径PT1所形成的变速比最接近的变速比。

虽然以上基于附图对本发明的实施例进行了详细说明，但是本发明也可以被应用在其他方式中。

例如，在前述的实施例中，在考虑到第二离合器C2的拖曳转矩的偏差的情况下，以将推力比补正量α加到推力比τin、τout中的方式进行计算。推力比补正量α例如可以是固定的值，或者也可以是与推力比τin、τout相对应的值。另外，与推力比τin相加的推力比补正量α和与推力比τout相加的推力比补正量α可以是相同的值，或者也可以是与推力比τin、τout相对应的各自不同的值。

另外，在前述的实施例中的图13的流程图中，也可以在执行S40之后执行S30，或者也可以在执行S60之后执行S50等，从而对图13的流程进行适当变更。

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

60c：液压致动器

64：次级带轮

64c：液压致动器

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 (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)，其通过第一卡合装置(C1)的卡合而被形成，且经由具有齿轮级的齿轮机构(28)；第二动力传递路径(PT2)，其通过第二卡合装置(C2)的卡合而被形成，且经由在主滑轮(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)，所述变速控制部(94)基于向所述无级变速机构(24)输入的输入转矩(Tin)，而对实现所述无级变速机构(24)的目标变速比(γcvttgt)的推力比(τ)进行计算，所述推力比(τ)为，由所述主滑轮(60)的液压致动器(60c)所赋予的对所述传递要素(66)进行夹压的所述主滑轮(60)的推力(Win)与由所述次级带轮(64)的液压致动器(64c)所赋予的对所述传递要素(66)进行夹压的所述次级带轮(64)的推力(Wout)之比，

在于所述第二卡合装置(C2)被完全释放的状态下的行驶中所述目标变速比(γcvttgt)为所述无级变速机构(24)的最低速侧变速比(γmax)的情况下，作为在基于所述主滑轮(60)的下限推力(Winlmt(g))来对所述次级带轮(64)的目标推力(Wouttgt)进行计算时所使用的所述推力比(τin)，所述变速控制部(94)设定为与实现所述最低速侧变速比(γmax)的推力比相比而使所述主滑轮(60)的下限推力(Winlmt(g))与所述次级带轮(64)的目标推力(Wouttgt)之差扩大的推力比(τinA)，并且，作为在基于所述次级带轮(64)的目标推力(Wouttgt)来对所述主滑轮(60)的目标推力(Wintgt)进行计算时所使用的所述推力比(τout)，所述变速控制部(94)设定为与实现所述最低速侧变速比(γmax)的推力比相比而使所述主滑轮(60)的目标推力(Wintgt)与所述次级带轮(64)的目标推力(Wouttgt)之差扩大的推力比(τoutA)，其中，所述主滑轮(60)的下限推力(Winlmt(g))为所述主滑轮(60)中的离心推力以上的推力。

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，

在于所述第二卡合装置(C2)被完全释放的状态下的行驶中所述目标变速比(γcvttgt)不是所述最低速侧变速比(γmax)的情况下，作为在基于所述主滑轮(60)的下限推力(Winlmt(g))来对所述次级带轮(64)的目标推力(Wouttgt)进行计算时所使用的所述推力比(τin)，所述变速控制部(94)设定为与实现所述目标变速比(γcvttgt)的推力比相比而使所述主滑轮(60)的下限推力(Winlmt(g))与所述次级带轮(64)的目标推力(Wouttgt)之差扩大的推力比(τinA)，并且，作为在基于所述次级带轮(64)的目标推力(Wouttgt)来对所述主滑轮(60)的目标推力(Wintgt)进行计算时所使用的所述推力比(τout)，所述变速控制部(94)设定为实现所述目标变速比(γcvttgt)的推力比。

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，

所述第二卡合装置(C2)为湿式的摩擦卡合装置，

所述变速控制部(94)为，在所述第二卡合装置(C2)被完全释放的状态下的行驶中，将向所述无级变速机构(24)输入的输入转矩(Tin)设为所述第二卡合装置(C2)的拖曳转矩的变速控制部，

使所述差扩大的推力比(τin、τout)为，在实现所述目标变速比(γcvttgt)的推力比中加上考虑到所述第二卡合装置(C2)的拖曳转矩的偏差而预先确定的推力比补正量(α)所得到的推力比。

4.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，

所述第二卡合装置(C2)被完全释放的状态下的行驶中为，形成所述第一动力传递路径(PT1)的状态下的行驶中，

所述变速控制部(94)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)。

5.如权利要求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，

所述第二卡合装置(C2)被完全释放的状态下的行驶中为，所述第一卡合装置(C1)以及所述第二卡合装置(C2)均被释放的所述车辆用动力传递装置(16)的空档状态下的行驶中，

在所述车辆用动力传递装置(16)的空档状态下的行驶中，所述变速控制部(94)在车速(V)较高的区域内将所述目标变速比(γcvttgt)设为基于所述车速(V)的预先确定的变速比，而在所述车速较低的区域内将所述目标变速比(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，

作为所述主滑轮(60)的下限推力(Winlmt(g))，所述变速控制部(94)选择用于防止所述传递要素(66)的打滑所必需的所述主滑轮(60)中的打滑极限推力(Winlmt)与包含所述主滑轮(60)的离心推力在内的结构上产生的所述主滑轮(60)的结构极限最低推力(Winmin)中的较大的推力。

7.如权利要求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，

作为所述次级带轮(64)的下限推力(Woutlmt(g))，所述变速控制部(94)选择用于防止所述传递要素(66)的打滑所必需的所述次级带轮(64)中的打滑极限推力(Woutlmt)与包含所述次级带轮(64)的离心推力在内的结构上产生的所述次级带轮(64)的结构极限最低推力(Woutmin)中的较大的推力，

并且，作为所述次级带轮(64)的目标推力(Wouttgt)，所述变速控制部(94)选择基于所述主滑轮(60)的下限推力(Winlmt(g))所计算出的所述次级带轮(64)的推力和所述次级带轮(64)的下限推力(Woutlmt(g))中的较大的推力。

8.如权利要求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，

所述变速控制部(94)基于所述无级变速机构(24)的变速比(γcvt)和向所述无级变速机构(24)输入的输入转矩(Tin)而对所述打滑极限推力(Winlmt、Woutlmt)进行计算。

9.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，

所述第二动力传递路径(PT2)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)。

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