CN110094474B - 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。在不能确保输出旋转构件的转速的检测精度时抑制或避免无级变速机构的耐久性的下降。在没有输出轴转速的检测精度时，在有设定基于硬保护要求的最低位侧变速比以外的目标变速比的要求的情况下，将无级变速机构的目标变速比设定为基于硬保护要求的目标变速比，因此，当由于将目标变速比设为最低位侧变速比而执行向该最低位侧变速比的无级变速机构的变速时，在无级变速机构的耐久性有可能下降时，不执行将无级变速机构的变速比设为最低位侧变速比的控制。因此，在不能确保输出轴转速的检测精度时，能够抑制或避免无级变速机构的耐久性的下降。

Description

车辆用动力传递装置的控制装置

技术领域

本发明涉及具备并列设置于动力源与驱动轮之间的多个动力传递路径的车辆用动力传递装置的控制装置。

背景技术

众所周知有如下的车辆用动力传递装置的控制装置，该车辆用动力传递装置的控制装置具备并列地设置于传递动力源的动力的输入旋转构件与向驱动轮输出所述动力的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在初级带轮与次级带轮之间卷绕有传递部件的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，所述第一动力传递路径通过使第一卡合装置卡合而形成，所述第二动力传递路径通过使设置于比所述无级变速机构靠所述驱动轮侧的位置的第二卡合装置卡合而形成。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。该专利文献1公开了：在并列地具备齿轮机构和无级变速机构的车辆中，在处于将第一动力传递路径切断的空档状态且形成有第二动力传递路径的状态下的行驶期间，若车辆趋近于停止，则释放第二卡合装置并切断无级变速机构与驱动轮之间的动力传递路径，之后，在车辆停止且驾驶员实施了发动机停止操作时，在无级变速机构的变速比不是最低位侧变速比的情况下，不执行发动机停止而利用发动机使无级变速机构旋转，直到成为最低位侧变速比。

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，所述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”。变速比中的高位侧为变速比变小的一侧、即高车速侧。变速比中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值的最大变速比。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2016-23716号公报

另外，在如车辆停止时等那样不能确保输出旋转构件的转速的检测精度的状况下，可以考虑将无级变速机构的目标变速比一律设为最低位侧变速比。然而，根据车辆的状况，有时将无级变速机构的目标变速比设为最低位侧变速比并不适当。为了将无级变速机构的变速比设为最低位侧变速比，使初级带轮的推力下降并将次级带轮的推力设为能够可靠地实现最低位侧变速比的推力即可。此时，若例如产生次级带轮的推力成为最大这样的故障，则虽然能够将无级变速机构的变速比设为最低位侧变速比，但对传递部件的夹压力会变得过大，因此无级变速机构的耐久性有可能会下降。

发明内容

本发明是以上述情况为背景而做出的，其目的在于提供一种能够在不能确保输出旋转构件的转速的检测精度时抑制或避免无级变速机构的耐久性的下降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多个动力传递路径，所述多个动力传递路径并列地设置于传递动力源的动力的输入旋转构件与向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，所述齿轮机构具有档位，所述无级变速机构在初级带轮与次级带轮之间卷绕有传递部件，所述第一动力传递路径通过使设置于所述第一动力传递路径的第一卡合装置卡合而形成，所述第二动力传递路径通过使在所述第二动力传递路径中设置于比所述无级变速机构靠所述驱动轮侧的位置的第二卡合装置卡合而形成，所述车辆用动力传递装置的控制装置包括：(b)精度有无判定部，所述精度有无判定部判定是否没有所述输出旋转构件的转速的检测精度；(c)要求有无判定部，所述要求有无判定部判定是否有设定用于硬保护(日文：ハード保護)的成为比最低位侧变速比靠高位侧的变速比的所述无级变速机构的目标变速比的要求；以及(d)变速控制部，在没有所述输出旋转构件的转速的检测精度时，在有所述要求的情况下，所述变速控制部将所述无级变速机构的目标变速比设定为用于所述硬保护的所述目标变速比，另一方面，在没有所述要求的情况下，所述变速控制部将所述无级变速机构的目标变速比设定为所述最低位侧变速比。

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，判定是否没有所述输出旋转构件的转速的检测精度是指判定是否处于车辆停止期间。

另外，根据所述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，在所述车辆停止期间且所述第一卡合装置及所述第二卡合装置均处于被释放的状态的所述车辆用动力传递装置的空档状态时，在有所述要求的情况下，所述变速控制部将所述无级变速机构的目标变速比设定为用于所述硬保护的所述目标变速比，另一方面，在没有所述要求的情况下，所述变速控制部将所述无级变速机构的目标变速比设定为所述最低位侧变速比。

另外，根据所述第三发明记载的车辆用动力传递装置的控制装置，在第四发明中，在处于所述车辆停止期间时，在形成有所述第一动力传递路径及所述第二动力传递路径中的任一方的情况下，所述变速控制部将所述无级变速机构的目标变速比设定为所述最低位侧变速比。

另外，根据所述第一发明～第四发明中任一项记载的车辆用动力传递装置的控制装置，在第五发明中，在有所述输出旋转构件的转速的检测精度时，所述变速控制部使用所述输出旋转构件的转速的实际值和所述输入旋转构件的转速的目标值算出所述无级变速机构的目标变速比。

另外，根据所述第一发明～第五发明中任一项记载的车辆用动力传递装置的控制装置，在第六发明中，所述硬保护抑制或避免所述无级变速机构的耐久性的下降。

发明效果

根据所述第一发明，在没有输出旋转构件的转速的检测精度时，在有设定用于硬保护的成为比最低位侧变速比靠高位侧的变速比的无级变速机构的目标变速比的要求的情况下，将无级变速机构的目标变速比设定为用于硬保护的目标变速比，因此，当由于将目标变速比设为最低位侧变速比而执行向该最低位侧变速比的无级变速机构的变速时，在无级变速机构的耐久性有可能下降时，不执行将无级变速机构的变速比设为最低位侧变速比的控制。因此，在不能确保输出旋转构件的转速的检测精度时，能够抑制或避免无级变速机构的耐久性的下降。另一方面，在没有输出旋转构件的转速的检测精度时，在没有所述要求的情况下，将无级变速机构的目标变速比设定为最低位侧变速比，因此，在不能使用输出旋转构件的转速来算出目标变速比时，可以执行将无级变速机构的变速比设为最低位侧变速比的控制。

另外，根据所述第二发明，判定是否没有输出旋转构件的转速的检测精度是指判定是否处于车辆停止期间，因此，在处于车辆停止期间时，能够抑制或避免无级变速机构的耐久性的下降。

另外，根据所述第三发明，在车辆停止期间且车辆用动力传递装置处于空档状态时，在有设定用于硬保护的成为比最低位侧变速比靠高位侧的变速比的无级变速机构的目标变速比的要求的情况下，将无级变速机构的目标变速比设定为用于硬保护的目标变速比，因此，当由于将目标变速比设为最低位侧变速比而执行向该最低位侧变速比的无级变速机构的变速时，在无级变速机构的耐久性有可能下降时，不将无级变速机构的变速比设为最低位侧变速比。因此，在车辆停止期间且车辆用动力传递装置处于空档状态时，能够抑制或避免无级变速机构的耐久性的下降。另一方面，在车辆停止期间且车辆用动力传递装置处于空档状态时，在没有所述要求的情况下，将无级变速机构的目标变速比设定为最低位侧变速比，因此，在不能使用输出旋转构件的转速来算出目标变速比时，将无级变速机构的变速比设为最低位侧变速比。

另外，根据所述第四发明，在处于车辆停止期间时，在形成有第一动力传递路径及第二动力传递路径中的任一方的情况下，将无级变速机构的目标变速比设定为最低位侧变速比，因此，在不能使用输出旋转构件的转速来算出目标变速比且不能执行无级变速机构的变速时，将目标变速比固定为最低位侧变速比。

另外，根据所述第五发明，在有输出旋转构件的转速的检测精度时，使用输出旋转构件的转速的实际值和输入旋转构件的转速的目标值来算出无级变速机构的目标变速比，因此，可以算出与行驶状态相匹配的适当的目标变速比。

另外，根据所述第六发明，由于所述硬保护能够抑制或避免无级变速机构的耐久性的下降，因此，在不能确保输出旋转构件的转速的检测精度时，能够抑制或避免无级变速机构的耐久性的下降。

附图说明

图1是说明应用本发明的车辆的概略结构的图，并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是用于说明输出轴转速的检测精度与目标变速比的设定的关系的图表。

图3是说明电子控制装置的控制工作的主要部分即用于在不能确保输出轴转速的检测精度时抑制或避免无级变速机构的耐久性的下降的控制工作的流程图。

附图标记说明

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

64：次级带轮

66：传动带(传递部件)

90：电子控制装置(控制装置)

94：变速控制部

96：精度有无判定部

98：要求有无判定部

B1：第一制动器(第一卡合装置)

C1：第一离合器(第一卡合装置)

C2：第二离合器(第二卡合装置)

PT1：第一动力传递路径

PT2：第二动力传递路径。

具体实施方式

在本发明的实施方式中，作为输入侧带轮的所述初级带轮和作为输出侧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度的推力的液压致动器。具备所述车辆用动力传递装置的车辆具备液压控制回路，该液压控制回路分别独立地控制作为向所述液压致动器供给的工作液压的带轮液压。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而最终产生带轮液压。通过利用这样的液压控制回路分别对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)进行控制，从而执行变速控制以防止所述无级变速机构的所述传递部件的滑动并实现目标的变速。卷绕于所述初级带轮与所述次级带轮之间的所述传递部件为具有封闭环状的环箍、和沿着该环箍在厚度方向上多个相连而成的作为厚壁板片状的块的元件的封闭环状的压缩式传动带，或者，构成封闭环状的扁节链的牵拉式传动带等，所述扁节链是利用连结销将交替地重叠的连杆板的端部相互连结而成的。所述无级变速机构为公知的带式无级变速器。广义而言，在该带式无级变速器的概念中包含有链式无级变速器。

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

以下，参照附图，对本发明的实施例进行详细说明。

实施例

图1是说明应用本发明的车辆10的概略结构的图，并且是说明用于车辆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。

动力传递装置16在作为非旋转构件的壳体18内具备与发动机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并列地设置的齿轮机构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等而向左右的驱动轮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等而向左右的驱动轮14传递。

如上所述，动力传递装置16具备并列地设置于发动机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具备并列地设置于输入轴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具备并列地设置于输入轴22与输出轴30之间并能够分别从输入轴22向输出轴30传递发动机12的动力的多个动力传递路径。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将第一动力传递路径PT1和第二动力传递路径PT2这多个动力传递路径并列地设置于输入轴22与输出轴30之间。第一动力传递路径PT1是从输入轴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是从输入轴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的行驶状态而在第一动力传递路径PT1和第二动力传递路径PT2中切换。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是设置于第一动力传递路径PT1且将第一动力传递路径PT1选择性地连接或切断的卡合装置，且是在前进时通过被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是设置于第一动力传递路径PT1且将第一动力传递路径PT1选择性地连接或切断的卡合装置，且是在后退时通过被卡合而形成第一动力传递路径PT1的第一卡合装置。第一动力传递路径PT1通过使第一离合器C1或第一制动器B1卡合而形成。第二离合器C2是设置于第二动力传递路径PT2且将第二动力传递路径PT2选择性地连接或切断的卡合装置，且是通过被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通过使第二离合器C2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。如后述那样，第一离合器C1及第一制动器B1分别是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，该发动机控制装置42具有电子节气门装置、燃料喷射装置、点火装置等在发动机12的输出控制中需要的各种设备。发动机12通过利用后述的电子控制装置90并根据由驾驶员进行的与对车辆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，从而对发动机转矩Te进行控制。

变矩器20具备与发动机12连结的泵叶轮20p和与输入轴22连结的涡轮叶轮20t。动力传递装置16具备与泵叶轮20p连结的机械式的油泵44。通过利用发动机12对油泵44进行旋转驱动，从而向设置于车辆10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中的带夹压力、或切换所述多个卡合装置各自的卡合、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是具有作为输入部件的齿轮架26c、作为输出部件的太阳轮26s以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，该小径齿轮48被设置成能够与输入轴22同轴心地绕该输入轴22相对旋转。齿轮架26c和太阳轮26s经由第一离合器C1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、以及与小径齿轮48啮合的大径齿轮52，该大径齿轮52被设置成不能与齿轮机构副轴50同轴心地绕该齿轮机构副轴50相对旋转。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和与空转齿轮54啮合的输出齿轮56，所述空转齿轮54被设置成能够与齿轮机构副轴50同轴心地绕该齿轮机构副轴50相对旋转，所述输出齿轮56被设置成不能与输出轴30同轴心地绕该输出轴30相对旋转。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中形成有一个档位。齿轮机构28是具有档位的齿轮机构。齿轮机构28还具备啮合式离合器D1，该啮合式离合器D1在齿轮机构副轴50周围设置于大径齿轮52与空转齿轮54之间，并将大径齿轮52与空转齿轮54之间的动力传递路径选择性地连接或切断。啮合式离合器D1是将第一动力传递路径PT1选择性地连接或切断的卡合装置，且是通过被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B1一起卡合而形成第一动力传递路径PT1的卡合装置，包括在所述多个卡合装置中。啮合式离合器D1通过设置于动力传递装置16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是通过使啮合式离合器D1与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的卡合来形成前进用的动力传递路径，另一方面，通过第一制动器B1的卡合来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，成为能够从输入轴22经由齿轮机构28向输出轴30传递发动机12的动力的动力可传递状态。另一方面，当将第一离合器C1及第一制动器B1一起释放或将啮合式离合器D1释放时，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是经由各带轮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的无级变速器，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Wpri的液压致动器60c。初级推力Wpri是用于变更固定滑轮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Ppri×受压面积)。即，初级推力Wpri是由液压致动器60c赋予的夹压传动带66的初级带轮60的推力。初级压力Ppri是利用液压控制回路46向液压致动器60c供给的液压，且是产生初级推力Wpri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Wsec的液压致动器64c。次级推力Wsec是用于变更固定滑轮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Psec×受压面积)。即，次级推力Wsec是由液压致动器64c赋予的夹压传动带66的次级带轮64的推力。次级压力Psec是利用液压控制回路46向液压致动器64c供给的液压，且是产生次级推力Wsec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Ppri及次级压力Psec进行调压控制，从而分别对初级推力Wpri及次级推力Wsec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Wpri及次级推力Wsec，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γcvtt。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，当提高初级压力Ppri时，使初级带轮60的V槽宽度变窄而使变速比γcvt变小。变速比γcvt变小是指使无级变速机构24升档。在无级变速机构24中，在将初级带轮60的V槽宽度设为最小时，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成为最小值的最小变速比。另一方面，在无级变速机构24中，当降低初级压力Ppri时，使初级带轮60的V槽宽度变宽而使变速比γcvt变大。变速比γcvt变大是指使无级变速机构24降档。在无级变速机构24中，在将初级带轮60的V槽宽度设为最大时，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成为最大值的最大变速比。此外，在无级变速机构24中，利用初级推力Wpri和次级推力Wsec来防止带滑动，并利用初级推力Wpri与次级推力Wsec的相互关系来实现目标变速比γcvtt，并不是仅利用一方的推力来实现目标的变速。在初级压力Ppri与次级压力Psec的相互关系中，通过变更作为初级推力Wpri与次级推力Wsec的比值的推力比τ(＝Wsec/Wpri)，从而变更无级变速机构24的变速比γcvt。推力比τ是次级推力Wsec相对于初级推力Wpri的比值。例如，推力比τ越大，则变速比γcvt越大，即越使无级变速机构24降档。

输出轴30被配置成能够与次级轴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。即，第二离合器C2在第二动力传递路径PT2中设置于比无级变速机构24靠驱动轮14侧的位置。第二动力传递路径PT2通过使第二离合器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，成为能够从输入轴22经由无级变速机构24向输出轴30传递发动机12的动力的动力可传递状态。另一方面，第二动力传递路径PT2在将第二离合器C2释放时成为空档状态。无级变速机构24的变速比γcvt相当于第二动力传递路径PT2中的变速比。

在动力传递装置16中，将作为第一动力传递路径PT1中的变速比γgear(＝输入轴转速Nin/输出轴转速Nout)的齿轮机构28的变速比EL设定为比作为第二动力传递路径PT2中的最大变速比的无级变速机构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。这样，在第二动力传递路径PT2中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是输入轴22的转速，输出轴转速Nout是输出轴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中形成有第一动力传递路径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中形成有第二动力传递路径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，能够进行前进行驶。

齿轮行驶模式是在包括车辆停止期间在内的车速较低的区域中被选择的。带行驶模式是在包括中车速区域在内的车速较高的区域中被选择的。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，并且防止在高车速时作为齿轮机构28、行星齿轮装置26p的结构构件的例如小齿轮等高速旋转化。

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、切换所述多个卡合装置(C1、B1、C2、D1)中的每一个的工作状态的液压控制等。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供给由设置于车辆10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、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、设置于车辆10的变速杆84的操作位置POSsh等)。另外，分别从电子控制装置90向设置于车辆10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)也是涡轮转速，另外，初级转速Npri也是初级带轮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例如是P、R、N、D操作位置。P操作位置是选择使动力传递装置16成为空档状态且将输出轴30不能旋转地机械固定的动力传递装置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C2一起释放来实现。即，动力传递装置16的空档状态是均未形成第一动力传递路径PT1及第二动力传递路径PT2的状态。R操作位置是选择能够在齿轮行驶模式下进行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操作位置是选择使动力传递装置16成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操作位置是选择能够在齿轮行驶模式下进行前进行驶或能够在带行驶模式下执行无级变速机构24的自动变速控制而进行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具备发动机控制单元即发动机控制部92、及变速控制单元即变速控制部94。

发动机控制部92通过将加速器操作量θacc及车速V应用于预先实验性或设计性地求出并存储的关系、即作为预先设定的关系的例如驱动力映射来算出要求驱动力Fdem。发动机控制部92设定能够得到该要求驱动力Fdem的目标发动机转矩Tet，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Tet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处于P操作位置或N操作位置的情况下，变速控制部94准备向齿轮行驶模式的转移，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，在使操作位置POSsh从P操作位置或N操作位置成为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，使行驶模式转移到能够进行前进行驶的齿轮行驶模式。在车辆停止期间，在使操作位置POSsh从P操作位置或N操作位置成为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，使行驶模式转移到能够进行后退行驶的齿轮行驶模式。

在操作位置POSsh处于D操作位置的情况下，变速控制部94执行切换齿轮行驶模式和带行驶模式的切换控制。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。像这样，切换齿轮行驶模式和带行驶模式的切换控制是基于第一离合器C1的工作状态的切换和第二离合器C2的工作状态的切换的有级变速控制。

变速控制部94在带行驶模式下向液压控制回路46输出液压控制指令信号Scvt，从而执行无级变速机构24的变速，所述液压控制指令信号Scvt控制初级压力Ppri和次级压力Psec以不产生无级变速机构24的带滑动并达成无级变速机构24的目标变速比γcvtt。

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，从而算出作为初级转速Npri(＝输入轴转速Nin)的目标值的目标输入轴转速Nint。变速控制部94基于作为输出轴转速Nout的实际值的实际输出轴转速Nout和目标输入轴转速Nint算出无级变速机构24的目标变速比γcvtt(＝Nint/Nout)。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。变速控制部94使用涡轮转矩Tt作为向初级带轮60输入的输入转矩、即初级输入转矩Tpri。初级输入转矩Tpri是初级轴58的转矩。变速控制部94通过将目标变速比γcvtt及转矩比应用于作为预先设定的关系的推力比映射，从而算出用于实现目标变速比γcvtt的推力比τ。该转矩比为上述算出的初级输入转矩Tpri与预先设定的能够向初级带轮60输入的极限的转矩Tprilim之比(＝Tpri/Tprilim)。变速控制部94算出用于达成该推力比τ的目标初级推力Wprit及目标次级推力Wsect。若确定了一方的推力，则基于用于实现目标变速比γcvtt的推力比τ，另一方的推力也会被确定。变速控制部94分别将目标初级推力Wprit及目标次级推力Wsect转换为目标初级压力Pprit(＝Wprit/受压面积)及目标次级压力Psect(＝Wsect/受压面积)。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，所述液压控制指令信号Scvt控制初级压力Ppri和次级压力Psec以能够得到目标初级压力Pprit及目标次级压力Psect。液压控制回路46按照该液压控制指令信号Scvt使各电磁阀工作而对初级压力Ppri及次级压力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，为了方便起见，对用于将目标变速比γcvtt维持为恒定的推力进行了叙述。在无级变速机构24的变速过渡中，将用于实现目标的升档或目标的降档的推力附加到该用于维持恒定的推力中。

在目标初级推力Wprit及目标次级推力Wsect的算出中，可以考虑为了利用必要最小限度的推力来防止无级变速机构24的带滑动所需的推力、即必要推力。该必要推力是即将产生无级变速机构24的带滑动之前的推力即滑动极限推力。

变速控制部94设定作为初级带轮60的极限推力的初级极限推力Wprilim和作为次级带轮64的极限推力的次级极限推力Wseclim。变速控制部94使用下式(1)来设定初级极限推力Wprilim。变速控制部94使用下式(2)来设定次级极限推力Wseclim。在下式(1)及下式(2)中，“α”表示各带轮60、64的滑轮角，“μ”表示带元件与滑轮之间的摩擦系数，“Rpri”表示基于无级变速机构24的变速比γcvt算出的初级带轮60侧的带卷挂直径，“γcvt×Tpri”表示向次级带轮64输入的转矩，“Rsec”表示基于无级变速机构24的变速比γcvt算出的次级带轮64侧的带卷挂直径。此外，滑轮角α是指各带轮60、64的圆锥面与相对于该带轮的轴线垂直的面所成的角度。

Wprilim＝(Tpri×cosα)/(2×μ×Rpri)…(1)

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

变速控制部94基于用于实现初级极限推力Wprilim及目标变速比γcvtt的推力比τ，算出作为为了进行变速控制所需的次级带轮64的推力的次级变速控制推力Wsecsh(＝τ×Wprilim)。变速控制部94将次级极限推力Wseclim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及目标变速比γcvtt的推力比τ算出目标初级推力Wprit(＝Wsect/τ)。变速控制部94通过算出用于使实际变速比γcvt与目标变速比γcvtt一致的反馈控制量，并将反馈控制量与基于目标次级推力Wsect及推力比τ算出的目标初级推力Wprit相加，从而通过反馈控制对该目标初级推力Wprit进行修正。

除了齿轮行驶模式、切换齿轮行驶模式和带行驶模式的切换控制、在N操作位置与D操作位置之间操作变速杆84的车库操作(日文：ガレージ操作)等带行驶模式以外，也优选防止无级变速机构24的带滑动并实现无级变速机构24的目标变速比γcvtt。除了带行驶模式以外，也与带行驶模式同样地，变速控制部94设定目标初级推力Wprit及目标次级推力Wsect，并向液压控制回路46输出控制初级压力Ppri和次级压力Psec的液压控制指令信号Scvt。其中，初级输入转矩Tpri成为与第二离合器C2的工作状态相应的转矩。例如，在如齿轮行驶模式下的行驶期间等那样使第二离合器C2处于完全释放的状态时，初级输入转矩Tpri为零。另外，在如上述切换控制期间等那样使第二离合器C2处于释放过渡的状态或卡合过渡的状态时，初级输入转矩Tpri为将第二离合器C2的转矩容量换算到初级轴58上的转矩值。该第二离合器C2的转矩容量例如基于液压控制指令信号Scbd而算出。

在此，在例如采用公知的电磁拾取式传感器等作为转速传感器70、72、74、76的情况下，从转速传感器的特性来看，在实际的转速处于极接近于零的低转速区域时，有可能不能确保检测到的转速的精度。在不确保输出轴转速Nout的检测精度的情况下，不能准确地算出无级变速机构24的目标变速比γcvtt(＝Nint/Nout)。以下，对与是否没有输出轴转速Nout的检测精度相应的目标变速比γcvtt的设定进行说明。在该说明中，作为不确保输出轴转速Nout的检测精度的情况，例示车辆停止期间。

图2是用于说明输出轴转速Nout的检测精度与目标变速比γcvtt的设定的关系的图表。图2中的“CVT变速FB控制”是前述无级变速机构24的变速控制中的用于使实际变速比γcvt与目标变速比γcvtt一致的反馈控制。

在图2中，在由于不处于车辆停止期间且存在某一程度的车速V而有输出轴转速Nout的检测精度的情况下，基于实际输出轴转速Nout和目标输入轴转速Nint算出无级变速机构24的目标变速比γcvtt。即使在有输出轴转速Nout的检测精度的情况下，例如当在行驶期间产生发动机12的失速(日文：ストール)时，也会使初级带轮60及次级带轮64的旋转停止。因此，不能准确地算出实际变速比γcvt(＝Npri/Nsec)。因此，在有次级转速Nsec的检测精度的情况下，使CVT变速FB控制工作，在没有次级转速Nsec的检测精度的情况下，使CVT变速FB控制停止。此外，在产生发动机12的失速时，由于油泵44未被旋转驱动，所以多个卡合装置均被释放，动力传递装置16成为空档状态。

另外，在由于处于车辆停止期间而没有输出轴转速Nout的检测精度的情况下，对于无级变速机构24的目标变速比γcvtt而言，基本上将最低位侧变速比γmax设定为预先设定的固定值。在处于车辆停止期间时，在形成有第一动力传递路径PT1及第二动力传递路径PT2中的任一方的情况下，使初级带轮60及次级带轮64的旋转停止。因此，不能准确地算出实际变速比γcvt。因此，在没有次级转速Nsec的检测精度的情况下，使CVT变速FB控制停止。另一方面，即使在车辆停止期间，在使动力传递装置16成为空档状态的情况下，也使初级带轮60及次级带轮64与发动机转速Ne相匹配地旋转。因此，能够准确地算出实际变速比γcvt，并且还能够执行无级变速机构24的变速控制。因此，在有次级转速Nsec的检测精度的情况下，使CVT变速FB控制工作。

此外，对于在发动机12与驱动轮14之间的动力传递路径串联地具备前进后退切换装置26、和设置于比前进后退切换装置26靠驱动轮14侧的位置的无级变速机构24那样的公知的车辆用动力传递装置而言，即便使该车辆用动力传递装置成为空档状态，在处于车辆停止期间的情况下，也会使初级带轮60及次级带轮64的旋转停止。因此，不能准确地算出实际变速比γcvt，另外，也不能执行无级变速机构24的变速控制。

在无级变速机构24中，在向使初级带轮60的V槽宽度变宽的方向的移动被机械地阻止的可动滑轮60b的位置，该V槽宽度成为最大，从而形成最低位侧变速比γmax。因此，在无级变速机构24的变速比γcvt成为最低位侧变速比γmax时，即使降低用于实现最低位侧变速比γmax的目标初级压力Pprit，也可以确保用于防止带滑动的带转矩容量Tcvt。因此，在将最低位侧变速比γmax设定为目标变速比γcvtt的情况下，例如使目标初级推力Wprit比用于实现最低位侧变速比γmax的初级推力Wpri小。

另外，由于在车辆停止期间且动力传递装置16处于空档状态时能够进行无级变速机构24的变速，因此，若在产生从液压控制回路46输出使次级推力Wsec成为最大的次级压力Psec那样的故障的情况下减小初级推力Wpri，则过大的负载会施加于机械地阻止可动滑轮60b的移动的构件等，无级变速机构24的耐久性有可能会下降。在这样的故障时，优选的是，通过增大初级推力Wpri来抑制或解除对机械地阻止可动滑轮60b的移动的构件等的负载，从而抑制或避免无级变速机构24的耐久性的下降。在这样的故障时，以增大初级推力Wpri的方式将目标变速比γcvtt例如设定为“1”。或者，在执行无级变速机构24的变速时，在工作油的流量收支不再平衡的情况下(即，在向液压致动器60c、64c供给的流量不足的情况下)，不能确保所需的带转矩容量Tcvt而产生带滑动，无级变速机构24的耐久性有可能下降。在这样的工作油的流量收支不再平衡时，优选的是，通过暂时停止无级变速机构24的变速来确保所需的带转矩容量Tcvt，从而抑制或避免无级变速机构24的耐久性的下降。在这样的工作油的流量收支不再平衡时，将目标变速比γcvtt设定为当前的实际变速比γcvt的值，以暂时停止无级变速机构24的变速。

在本实施例中，将抑制或避免前述的无级变速机构24的耐久性的下降称为硬保护。另外，在本实施例中，将如前述那样的用于预先设定的硬保护的成为比最低位侧变速比γmax靠高位侧的变速比γcvt的无级变速机构24的目标变速比γcvtt称为基于硬保护要求的最低位侧变速比γmax以外的目标变速比γcvtt。有时也将基于该硬保护要求的最低位侧变速比γmax以外的目标变速比γcvtt称为基于硬保护要求的目标变速比γcvtt。

如图2所示，在没有输出轴转速Nout的检测精度且有次级转速Nsec的检测精度时，即在车辆停止期间且动力传递装置16处于空档状态时，在有设定基于硬保护要求的最低位侧变速比γmax以外的目标变速比γcvtt的要求的情况下，将无级变速机构24的目标变速比γcvtt设定为基于硬保护要求的目标变速比γcvtt来代替最低位侧变速比γmax。

为了实现根据是否没有上述输出轴转速Nout的检测精度来设定目标变速比γcvtt这样的控制功能，电子控制装置90还具备精度有无判定单元即精度有无判定部96及要求有无判定单元即要求有无判定部98。

精度有无判定部96判定是否没有输出轴转速Nout的检测精度。例如，精度有无判定部96基于由转速传感器76检测的输出轴转速Nout是否不为规定的极低转速Noutf以上，来判定是否没有输出轴转速Nout的检测精度。例如从转速传感器76的特性来看，该规定的极低转速Noutf为作为能够精度良好地检测输出轴转速Nout的转速而预先设定的转速区域的下限转速。

特别是，精度有无判定部96基于是否处于车辆停止期间，来判定是否没有输出轴转速Nout的检测精度。像这样，判定是否没有输出轴转速Nout的检测精度是指判定是否处于车辆停止期间。即，精度有无判定部96判定是否处于车辆停止期间。在处于车辆停止期间时，精度有无判定部96判定为没有输出轴转速Nout的检测精度。

精度有无判定部96判定是否有次级转速Nsec的检测精度。例如，精度有无判定部96基于由转速传感器74检测的次级转速Nsec是否为规定的极低转速Nsecf以上，来判定是否有次级转速Nsec的检测精度。例如从转速传感器74的特性来看，该规定的极低转速Nsecf为作为能够精度良好地检测次级转速Nsec的转速而预先设定的转速区域的下限转速。

特别是，精度有无判定部96在判定为没有输出轴转速Nout的检测精度的情况下，基于动力传递装置16是否处于空档状态，来判定是否有次级转速Nsec的检测精度。像这样，在没有输出轴转速Nout的检测精度的情况下，判定是否有次级转速Nsec的检测精度是指判定动力传递装置16是否处于空档状态。即，精度有无判定部96在判定为处于车辆停止期间的情况下，判定动力传递装置16是否处于空档状态。在车辆停止期间，在动力传递装置16处于空档状态时，精度有无判定部96判定为有次级转速Nsec的检测精度。

要求有无判定部98判定是否有设定基于硬保护要求的最低位侧变速比γmax以外的目标变速比γcvtt的要求。即，要求有无判定部98判定是否有需要设定最低位侧变速比γmax以外的目标变速比γcvtt那样的硬保护的要求。在产生了从液压控制回路46输出使次级推力Wsec成为最大的次级压力Psec那样的故障的时刻、和在执行无级变速机构24的变速时工作油的流量收支不再平衡的时刻等中的至少一个时刻，要求有无判定部98判定为有设定基于硬保护要求的最低位侧变速比γmax以外的目标变速比γcvtt的要求。

在由精度有无判定部96判定为没有输出轴转速Nout的检测精度时，在由要求有无判定部98判定为有设定基于硬保护要求的最低位侧变速比γmax以外的目标变速比γcvtt的要求的情况下，变速控制部94将无级变速机构24的目标变速比γcvtt设定为基于硬保护要求的目标变速比γcvtt。例如在产生了从液压控制回路46输出使次级推力Wsec成为最大的次级压力Psec那样的故障时，变速控制部94将基于硬保护要求的目标变速比γcvtt设定为“1”。或者，例如当在执行无级变速机构24的变速时工作油的流量收支不再平衡的情况下，变速控制部94将当前的实际变速比γcvt的值设定为基于硬保护要求的目标变速比γcvtt。在产生了上述故障的时刻、上述流量收支不再平衡的时刻等重叠时，变速控制部94设定优先级较高的一方的基于硬保护要求的目标变速比γcvtt。将使无级变速机构24的耐久性更加下降的现象的优先级设为较高。例如，使产生了上述故障的时刻的优先级比上述流量收支不再平衡的时刻高。

另一方面，在由精度有无判定部96判定为没有输出轴转速Nout的检测精度时，在由要求有无判定部98判定为没有设定基于硬保护要求的最低位侧变速比γmax以外的目标变速比γcvtt的要求的情况下，变速控制部94将无级变速机构24的目标变速比γcvtt设定为最低位侧变速比γmax。

特别是，在由精度有无判定部96判定为处于车辆停止期间且动力传递装置16处于空档状态时，在由要求有无判定部98判定为有设定基于硬保护要求的最低位侧变速比γmax以外的目标变速比γcvtt的要求的情况下，变速控制部94将无级变速机构24的目标变速比γcvtt设定为基于硬保护要求的目标变速比γcvtt。另一方面，在由精度有无判定部96判定为处于车辆停止期间且动力传递装置16处于空档状态时，在由要求有无判定部98判定为没有设定基于硬保护要求的最低位侧变速比γmax以外的目标变速比γcvtt的要求的情况下，变速控制部94将无级变速机构24的目标变速比γcvtt设定为最低位侧变速比γmax。另一方面，在由精度有无判定部96判定为处于车辆停止期间时，在由精度有无判定部96判定为动力传递装置16不处于空档状态的情况下，即在由精度有无判定部96判定为形成有第一动力传递路径PT1及第二动力传递路径PT2中的任一方的情况下，变速控制部94将无级变速机构24的目标变速比γcvtt设定为最低位侧变速比γmax。

在由精度有无判定部96判定为有输出轴转速Nout的检测精度时，变速控制部94使用实际输出轴转速Nout和目标输入轴转速Nint算出无级变速机构24的目标变速比γcvtt(＝Nint/Nout)。

图3是说明电子控制装置90的控制工作的主要部分即用于在不能确保输出轴转速Nout的检测精度时抑制或避免无级变速机构24的耐久性的下降的控制工作的流程图，例如被反复执行。

在图3中，首先，在与精度有无判定部96的功能对应的步骤(以下，省略步骤)S10中，判定是否没有输出轴转速Nout的检测精度。特别是，判定是否处于车辆停止期间。在该S10的判断为肯定的情况下，在与精度有无判定部96的功能对应的S20中，判定是否有次级转速Nsec的检测精度。特别是，判定动力传递装置16是否处于空档状态。在该S20的判断为肯定的情况下，在与要求有无判定部98的功能对应的S30中，判定是否有设定基于硬保护要求的最低位侧变速比γmax以外的目标变速比γcvtt的要求。在该S30的判断为肯定的情况下，在与变速控制部94的功能对应的S40中，将无级变速机构24的目标变速比γcvtt设定为基于硬保护要求的目标变速比γcvtt。另一方面，在上述S20的判断为否定或上述S30的判断为否定的情况下，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γcvtt设定为最低位侧变速比γmax。在上述S10的判断为否定的情况下，在与变速控制部94的功能对应的S60中，基于实际输出轴转速Nout和目标输入轴转速Nint算出无级变速机构24的目标变速比γcvtt(＝Nint/Nout)。接着上述S40，或接着上述S50，或接着上述S60，在与变速控制部94的功能对应的S70中，使用上述设定的目标变速比γcvtt来执行无级变速机构24的变速控制。即，将上述设定的目标变速比γcvtt反映到无级变速机构24的变速控制中。

如上所述，根据本实施例，在没有输出轴转速Nout的检测精度时，在有设定基于硬保护要求的最低位侧变速比γmax以外的目标变速比γcvtt的要求的情况下，将无级变速机构24的目标变速比γcvtt设定为基于硬保护要求的目标变速比γcvtt，因此，当由于将目标变速比γcvtt设为最低位侧变速比γmax而执行向该最低位侧变速比γmax的无级变速机构24的变速时，在无级变速机构24的耐久性有可能下降时，不执行将无级变速机构24的变速比γcvt设为最低位侧变速比γmax的控制。因此，在不能确保输出轴转速Nout的检测精度时，能够抑制或避免无级变速机构24的耐久性的下降。另一方面，在没有输出轴转速Nout的检测精度时，在没有所述要求的情况下，将无级变速机构24的目标变速比γcvtt设定为最低位侧变速比γmax，因此，在不能使用实际输出轴转速Nout算出目标变速比γcvtt时，可以执行将无级变速机构24的变速比γcvt设为最低位侧变速比γmax的控制。

另外，根据本实施例，判定是否没有输出轴转速Nout的检测精度是指判定是否处于车辆停止期间，因此，在处于车辆停止期间时，能够抑制或避免无级变速机构24的耐久性的下降。

另外，根据本实施例，在车辆停止期间且动力传递装置16处于空档状态时，在有设定基于硬保护要求的最低位侧变速比γmax以外的目标变速比γcvtt的要求的情况下，将无级变速机构24的目标变速比γcvtt设定为基于硬保护要求的目标变速比γcvtt，因此，当由于将目标变速比γcvtt设为最低位侧变速比γmax而执行向该最低位侧变速比γmax的无级变速机构24的变速时，在无级变速机构24的耐久性有可能下降时，不将无级变速机构24的变速比γcvt设为最低位侧变速比γmax。因此，在车辆停止期间且动力传递装置16处于空档状态时，能够抑制或避免无级变速机构24的耐久性的下降。另一方面，在车辆停止期间且动力传递装置16处于空档状态时，在没有所述要求的情况下，将无级变速机构24的目标变速比γcvtt设定为最低位侧变速比γmax，因此，在不能使用实际输出轴转速Nout算出目标变速比γcvtt时，将无级变速机构24的变速比γcvt设为最低位侧变速比γmax。

另外，根据本实施例，在处于车辆停止期间时，在形成有第一动力传递路径PT1及第二动力传递路径PT2中的任一方的情况下，将无级变速机构24的目标变速比γcvtt设定为最低位侧变速比γmax，因此，在不能使用实际输出轴转速Nout算出目标变速比γcvtt且不能执行无级变速机构24的变速时，将目标变速比γcvtt固定为最低位侧变速比γmax。

另外，根据本实施例，在有输出轴转速Nout的检测精度时，使用实际输出轴转速Nout和目标输入轴转速Nint算出无级变速机构24的目标变速比γcvtt，因此，可以算出与行驶状态相匹配的适当的目标变速比γcvtt。

另外，根据本实施例，由于所述硬保护能够抑制或避免无级变速机构24的耐久性的下降，因此，在不能确保输出轴转速Nout的检测精度时，能够抑制或避免无级变速机构24的耐久性的下降。

以上，基于附图，对本发明的实施例进行了详细说明，但本发明在其他形态中也可以被应用。

例如，在前述的实施例中，并不一定需要图3的流程图中的S20。即，也可以是，在没有输出轴转速Nout的检测精度时，在有设定基于硬保护要求的最低位侧变速比γmax以外的目标变速比γcvtt的要求的情况下，不论是否有次级转速Nsec的检测精度，都将无级变速机构24的目标变速比γcvtt设定为基于硬保护要求的目标变速比γcvtt。在本发明中，只要设定与输出轴转速Nout的检测精度、硬保护要求相应的目标变速比γcvtt即可。

另外，在前述的实施例中，作为没有输出轴转速Nout的检测精度的情况，例示了车辆停止期间，但不限于该形态。例如，没有输出轴转速Nout的检测精度的情况也可以是实际输出轴转速Nout不为规定的极低转速Noutf以上那样的极低车速下的行驶期间。

另外，在前述的实施例中，在有输出轴转速Nout的检测精度时，基于实际输出轴转速Nout和目标输入轴转速Nint算出无级变速机构24的目标变速比γcvtt，但不限于该形态。例如，也可以是，在有输出轴转速Nout的检测精度时，在有设定基于硬保护要求的最低位侧变速比γmax以外的目标变速比γcvtt的要求的情况下，将无级变速机构24的目标变速比γcvtt设定为基于硬保护要求的目标变速比γcvtt。

另外，在前述的实施例中，齿轮机构28是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也可以是形成有比无级变速机构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，在前述的实施例中，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算出要求驱动力Fdem，并设定能够满足该要求驱动力Fdem的变速比，由此切换动力传递装置16的行驶模式。

另外，在前述的实施例中，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 (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)具备多个动力传递路径(PT)，所述多个动力传递路径(PT)并列地设置于传递动力源(12)的动力的输入旋转构件(22)与向驱动轮(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)，所述齿轮机构(28)具有档位，所述无级变速机构(24)在初级带轮(60)与次级带轮(64)之间卷绕有传递部件(66)，所述第一动力传递路径(PT1)通过使设置于所述第一动力传递路径(PT1)的第一卡合装置(B1、C1)卡合而形成，所述第二动力传递路径(PT2)通过使在所述第二动力传递路径(PT2)中设置于比所述无级变速机构(24)靠所述驱动轮(14)侧的位置的第二卡合装置(C2)卡合而形成，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：

精度有无判定部(96)，所述精度有无判定部(96)判定是否没有所述输出旋转构件(30)的转速(Nout)的检测精度；

要求有无判定部(98)，所述要求有无判定部(98)判定是否有设定用于硬保护的成为比最低位侧变速比(γmax)靠高位侧的变速比的所述无级变速机构(24)的目标变速比(γcvtt)的要求；以及

变速控制部(94)，在没有所述输出旋转构件(30)的转速(Nout)的检测精度时，在有所述要求的情况下，所述变速控制部(94)将所述无级变速机构(24)的目标变速比(γcvtt)设定为用于所述硬保护的所述目标变速比(γcvtt)，另一方面，在没有所述要求的情况下，所述变速控制部(94)将所述无级变速机构(24)的目标变速比(γcvtt)设定为所述最低位侧变速比(γmax)。

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，

判定是否没有所述输出旋转构件(30)的转速(Nout)的检测精度是指判定是否处于车辆停止期间。

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

在所述车辆停止期间且所述第一卡合装置(B1、C1)及所述第二卡合装置(C2)均处于被释放的状态的所述车辆用动力传递装置(16)的空档状态时，在有所述要求的情况下，所述变速控制部(94)将所述无级变速机构(24)的目标变速比(γcvtt)设定为用于所述硬保护的所述目标变速比(γcvtt)，另一方面，在没有所述要求的情况下，所述变速控制部(94)将所述无级变速机构(24)的目标变速比(γcvtt)设定为所述最低位侧变速比(γmax)。

4.根据权利要求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，

在处于所述车辆停止期间时，在形成有所述第一动力传递路径(PT1)及所述第二动力传递路径(PT2)中的任一方的情况下，所述变速控制部(94)将所述无级变速机构(24)的目标变速比(γcvtt)设定为所述最低位侧变速比(γmax)。

5.根据权利要求1～4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，

在有所述输出旋转构件(30)的转速(Nout)的检测精度时，所述变速控制部(94)使用所述输出旋转构件(30)的转速(Nout)的实际值和所述输入旋转构件(22)的转速(Nin)的目标值算出所述无级变速机构(24)的目标变速比(γcvtt)。

6.根据权利要求1～5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，

所述硬保护抑制或避免所述无级变速机构(24)的耐久性的下降。

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