CN110118249A - 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，能够提高第二卡合装置的工作状态的判定精度。由于基于针对第二离合器(C2)的液压控制的状态和第二离合器(C2)的转速差(ΔNc2)的状态，判定由完全释放、完全卡合、释放过渡及卡合过渡这四个状态表示的第二离合器(C2)的工作状态的转移条件是否已成立，并基于该转移条件是否已成立的判定结果，判定第二离合器(C2)的工作状态，因此，通过在第二离合器(C2)的离合器液压正在提升或正在下降的倾向及/或第二离合器(C2)的指示液压的状态中，将第二离合器(C2)的实际状态考虑在内，从而能够适当地判定第二离合器(C2)的四个状态。因此，能够提高第二离合器(C2)的工作状态的判定精度。

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地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、经由具有挡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。例如，专利文献1记载的动力传递装置的控制装置就是这样的控制装置。该专利文献1公开了如下内容：在并列地具备通过使第一卡合装置卡合而形成的经由齿轮机构的第一动力传递路径、和通过使第二卡合装置卡合而形成的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的动力传递装置中，基于针对第二卡合装置的液压控制中的指示压力来判定第二卡合装置是否处于完全释放的状态或打滑(日文：スリップ)的状态，另外，在判定为第二卡合装置处于完全释放的状态或打滑的状态的情况下，使抑制次级带轮的过旋转的优先级最高，对无级变速机构的变速比进行控制。

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2017-36783号公报

另外，作为第二卡合装置的工作状态，例如由完全释放、完全卡合、释放过渡及卡合过渡这四个状态来表示。在根据第二卡合装置的工作状态对无级变速机构进行控制的情况下，若不能适当地判定第二卡合装置的工作状态，则例如在带式无级变速器的情况下，有可能会产生传递部件的滑动或难以实现目标变速比。在切换第二卡合装置的工作状态时，或在第二卡合装置的工作状态处于过渡状态时，或在对向第二卡合装置供给的液压进行调压的电磁阀等产生故障时等，针对第二卡合装置的液压控制的状态与第二卡合装置的实际的工作状态易于不同。因此，在仅基于针对第二卡合装置的液压控制中的指示压力来判定第二卡合装置的工作状态的情况下，判定精度有可能会变差。期待的是，精度良好地判定第二卡合装置的四个状态。

发明内容

本发明是以上述情况为背景而做出的，其目的在于提供能够提高第二卡合装置的工作状态的判定精度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通过使第一卡合装置卡合而形成的经由具有挡位的齿轮机构的第一动力传递路径、和通过使第二卡合装置卡合而形成的经由无级变速机构的第二动力传递路径，其中，所述车辆用动力传递装置的控制装置包括：(b)工作状态判定部，所述工作状态判定部基于针对所述第二卡合装置的液压控制的状态和所述第二卡合装置的转速差的状态，判定由完全释放、完全卡合、释放过渡及卡合过渡这四个状态表示的所述第二卡合装置的工作状态的转移条件是否已成立，并基于所述转移条件是否已成立的判定结果，判定所述第二卡合装置的工作状态。

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，所述无级变速机构是具有初级带轮、次级带轮以及卷绕于所述初级带轮与所述次级带轮之间的传递部件的带式无级变速器，所述车辆用动力传递装置的控制装置还包括变速控制部，所述变速控制部根据所述判定出的所述第二卡合装置的工作状态，算出在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的目标值、及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的算出中使用的向所述无级变速机构的输入转矩。

另外，根据所述第二发明记载车辆用动力传递装置的控制装置，在第三发明中，向所述无级变速机构的输入转矩为在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的比值的推力比的算出中使用的第一输入转矩、以及在为了进行所述传递部件的滑动防止而需要的所述初级带轮与所述次级带轮的各推力的算出中使用的第二输入转矩。

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，在所述第二卡合装置处于完全释放的状态或释放过渡的状态时，在将所述第二卡合装置卡合的液压控制正在工作这样的转移条件成立的情况下，所述工作状态判定部判定为已将所述第二卡合装置切换为卡合过渡的状态。

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，在所述第二卡合装置处于完全卡合的状态或释放过渡的状态或卡合过渡的状态时，在所述无级变速机构的输入转速为规定转速以上的区域处将所述第二卡合装置释放的液压控制正在工作且针对所述第二卡合装置的液压控制中的指示压力为第一规定指示压力以下且所述第二卡合装置的转速差比第一规定转速差大这样的转移条件、在所述无级变速机构的输入转速小于所述规定转速的区域处将所述第二卡合装置释放的液压控制正在工作且针对所述第二卡合装置的液压控制中的指示压力为比所述第一规定指示压力低的第二规定指示压力以下这样的转移条件、及确定了将所述第一卡合装置与所述第二卡合装置一起释放后的所述车辆用动力传递装置的空挡状态这样的转移条件中的任一个转移条件成立的情况下，所述工作状态判定部判定为已将所述第二卡合装置切换为完全释放的状态。

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，在所述第二卡合装置处于完全释放的状态或释放过渡的状态或卡合过渡的状态时，在将所述第二卡合装置卡合的液压控制正在工作且针对所述第二卡合装置的液压控制中的指示压力为第三规定指示压力以上且所述第二卡合装置的转速差比第二规定转速差小这样的转移条件、及已将针对所述第二卡合装置的液压控制从将所述第二卡合装置卡合的液压控制转变为将所述第二卡合装置维持在完全卡合的状态的液压控制这样的转移条件中的任一个转移条件成立的情况下，所述工作状态判定部判定为已将所述第二卡合装置切换为完全卡合的状态。

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，在所述第二卡合装置处于完全卡合的状态时，在将所述第二卡合装置释放的液压控制正在工作且所述第二卡合装置的转速差为第三规定转速差以上这样的转移条件成立的情况下，所述工作状态判定部判定为已将所述第二卡合装置切换为释放过渡的状态。

另外，根据所述第一发明～第七发明中任一项记载的车辆用动力传递装置的控制装置，在第八发明中，在所述第二卡合装置处于卡合过渡的状态时，在将所述第二卡合装置释放的液压控制正在工作这样的转移条件成立的情况下，所述工作状态判定部判定为已将所述第二卡合装置切换为释放过渡的状态。

另外，根据所述第一发明～第八发明中任一项记载的车辆用动力传递装置的控制装置，在第九发明中，针对所述第二卡合装置的液压控制为将所述第二卡合装置卡合的液压控制或将所述第二卡合装置释放的液压控制，将所述第二卡合装置卡合的液压控制为从形成有所述第一动力传递路径的状态向形成有所述第二动力传递路径的状态切换的控制中的将所述第二卡合装置卡合的液压控制，或者为从将所述第一卡合装置与所述第二卡合装置一起释放后的所述车辆用动力传递装置的空挡状态向形成有所述第二动力传递路径的状态切换的控制中的将所述第二卡合装置卡合的液压控制，将所述第二卡合装置释放的液压控制为从形成有所述第二动力传递路径的状态向形成有所述第一动力传递路径的状态切换的控制中的将所述第二卡合装置释放的液压控制，或者为从形成有所述第二动力传递路径的状态向所述车辆用动力传递装置的空挡状态切换的控制中的将所述第二卡合装置释放的液压控制。

根据所述第一发明，由于基于针对第二卡合装置的液压控制的状态和第二卡合装置的转速差的状态来判定由完全释放、完全卡合、释放过渡及卡合过渡这四个状态表示的第二卡合装置的工作状态的转移条件是否已成立，并基于该转移条件是否已成立的判定结果来判定第二卡合装置的工作状态，因此，通过在第二卡合装置的液压正在提升或正在下降的倾向及/或针对第二卡合装置的液压控制中的指示压力的状态中，将第二卡合装置实际上正在如何工作的实际状态考虑在内，从而能够适当地判定第二卡合装置的四个状态。因此，能够提高第二卡合装置的工作状态的判定精度。

另外，根据所述第二发明，由于根据所述判定出的第二卡合装置的工作状态算出在初级带轮的推力的目标值及次级带轮的推力的目标值的算出中使用的向无级变速机构的输入转矩，因此，能够使用与精度良好地被判定出的第二卡合装置的工作状态相匹配的输入转矩来适当地控制无级变速机构。

另外，根据所述第三发明，由于向所述无级变速机构的输入转矩为在实现无级变速机构的目标变速比的推力比的算出中使用的第一输入转矩、及在为了进行传递部件的滑动防止而需要的推力的算出中使用的第二输入转矩，因此，能够适当地控制无级变速机构。

另外，根据所述第四发明，由于在第二卡合装置处于完全释放的状态或释放过渡的状态时，在将第二卡合装置卡合的液压控制正在工作这样的转移条件成立的情况下，判定为已将第二卡合装置切换为卡合过渡的状态，因此，能够适当地判定第二卡合装置的卡合过渡的状态。

另外，根据所述第五发明，由于在第二卡合装置处于完全卡合的状态或释放过渡的状态或卡合过渡的状态时，在无级变速机构的输入转速为规定转速以上的区域处将第二卡合装置释放的液压控制正在工作且针对第二卡合装置的液压控制中的指示压力为第一规定指示压力以下且第二卡合装置的转速差比第一规定转速差大这样的转移条件成立的情况下，判定为已将第二卡合装置切换为完全释放的状态，因此，能够在输入转速为规定转速以上时适当地判定第二卡合装置的完全释放的状态。另外，由于在第二卡合装置处于完全卡合的状态或释放过渡的状态或卡合过渡的状态时，在无级变速机构的输入转速小于规定转速的区域处将第二卡合装置释放的液压控制正在工作且针对第二卡合装置的液压控制中的指示压力为比第一规定指示压力低的第二规定指示压力以下这样的转移条件成立的情况下，判定为已将第二卡合装置切换为完全释放的状态，因此，能够在输入转速小于规定转速时适当地判定第二卡合装置的完全释放的状态。另外，由于在第二卡合装置处于完全卡合的状态或释放过渡的状态或卡合过渡的状态时，在确定了车辆用动力传递装置的空挡状态这样的转移条件成立的情况下，判定为已将第二卡合装置切换为完全释放的状态，因此，能够适当地判定第二卡合装置的完全释放的状态。

另外，根据所述第六发明，由于在第二卡合装置处于完全释放的状态或释放过渡的状态或卡合过渡的状态时，在将第二卡合装置卡合的液压控制正在工作且针对第二卡合装置的液压控制中的指示压力为第三规定指示压力以上且第二卡合装置的转速差比第二规定转速差小这样的转移条件成立的情况下，判定为已将第二卡合装置切换为完全卡合的状态，因此，能够适当地判定第二卡合装置的完全卡合的状态。另外，在第二卡合装置处于完全释放的状态或释放过渡的状态或卡合过渡的状态时，在针对第二卡合装置的液压控制已从将第二卡合装置卡合的液压控制转变为将第二卡合装置维持在完全卡合的状态的液压控制这样的转移条件成立的情况下，判定为已将第二卡合装置切换为完全卡合的状态，因此，能够适当地判定第二卡合装置的完全卡合的状态。

另外，根据所述第七发明，由于在第二卡合装置处于完全卡合的状态时，在将第二卡合装置释放的液压控制正在工作且第二卡合装置的转速差为第三规定转速差以上这样的转移条件成立的情况下，判定为已将第二卡合装置切换为释放过渡的状态，因此，能够适当地判定第二卡合装置的释放过渡的状态。

另外，根据所述第八发明，在第二卡合装置处于卡合过渡的状态时，在将第二卡合装置释放的液压控制正在工作这样的转移条件成立的情况下，判定为已将第二卡合装置切换为释放过渡的状态，因此，能够适当地判定第二卡合装置的释放过渡的状态。

另外，根据所述第九发明，在将第二卡合装置卡合的液压控制或将第二卡合装置释放的液压控制中，能够提高第二卡合装置的工作状态的判定精度。

附图说明

图1是说明应用本发明的车辆的简要结构的图，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而需要的推力的一例的图。

图4是示出图3的t2时间点处的各推力的关系的一例的图。

图5是示出用于利用必要最小限度的推力来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推力差的推力差映射的一例的图。

图9是示出用于算出初级推力差的推力差映射的一例的图。

图10是示出由完全释放、完全卡合、释放过渡及卡合过渡这四个状态表示的第二离合器的工作状态与判定该工作状态的切换的转移条件的关系的状态转移图。

图11是说明电子控制装置的控制工作的主要部分、即用于提高第二离合器的工作状态的判定精度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(带式无级变速器)

28：齿轮机构

30：输出轴(输出旋转构件)

60：初级带轮

60c：液压致动器

64：次级带轮

64c：液压致动器

66：传动带(传递部件)

90：电子控制装置(控制装置)

94：变速控制部

96：工作状态判定部

C1：第一离合器(第一卡合装置)

C2：第二离合器(第二卡合装置)

PT1：第一动力传递路径

PT2：第二动力传递路径

具体实施方式

在本发明的实施方式中，作为输入侧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槽轮、可动槽轮、以及赋予用于变更上述固定槽轮与可动槽轮之间的槽宽度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×承压面积)进行控制，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相连多个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，为构成封闭环状的环链的牵拉式传动带等，所述环链是利用连结销将交替地重叠的链节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、与该输入轴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中形成有一个挡位。齿轮机构28是具有挡位的齿轮机构。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挡状态。

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连结的固定槽轮60a、被设置成不能相对于固定槽轮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槽轮60b、以及对可动槽轮60b赋予初级推力Win的液压致动器60c。初级推力Win是用于变更固定槽轮60a与可动槽轮60b之间的V槽宽度的初级带轮60的推力(＝初级压力Pin×承压面积)。即，初级推力Win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Pin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连结的固定槽轮64a、被设置成不能相对于固定槽轮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槽轮64b、以及对可动槽轮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(＝次级压力Pout×承压面积)。即，次级推力Wout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Pout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，通过使各带轮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，当提高初级压力Pin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升挡。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Pin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降挡。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，并不是仅利用一方的推力来实现目标的变速。如后所述，在初级压力Pin与次级压力Pout的相互关系中，通过变更作为初级推力Win与次级推力Wout的比值的推力比τ(＝Wout/Win)，从而变更无级变速机构24的变速比γcvt。推力比τ是次级推力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，即越使无级变速机构24降挡。

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。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释放时成为空挡状态。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、挡位传感器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成为空挡状态且将输出轴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的空挡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的空挡状态是第一动力传递路径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成为空挡状态的动力传递装置16的N位置的空挡操作位置。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变，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，使行驶模式转变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，使行驶模式转变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挡线及降挡线，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挡和第二速变速挡进行切换的规定滞后的预先设定的关系，所述第一速变速挡与齿轮行驶模式下的齿轮机构28的变速比EL对应，所述第二速变速挡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为升挡并向带行驶模式切换时，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，执行从形成有第一动力传递路径PT1的状态即齿轮行驶模式切换为形成有第二动力传递路径PT2的状态即带行驶模式的动力传递装置16的升挡。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的升挡称为有级升挡。

当在带行驶模式下的行驶期间判断为降挡并向齿轮行驶模式切换时，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，执行从形成有第二动力传递路径PT2的状态即带行驶模式切换为形成有第一动力传递路径PT1的状态即齿轮行驶模式的动力传递装置16的降挡。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的降挡称为有级降挡。

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以不产生无级变速机构24的带滑动的方式且以达成无级变速机构24的目标变速比γcvttgt的方式向液压控制回路46输出控制初级压力Pin和次级压力Pout的液压控制指令信号Scvt，并执行无级变速机构24的变速。该液压控制指令信号Scvt为用于使初级压力Pin成为目标初级压力Pintgt的初级指示压力Spin及用于使次级压力Pout成为目标次级压力Pouttgt的次级指示压力Spout。

目标初级压力Pintgt是产生初级带轮60的目标推力、即作为初级推力Win的目标值的初级目标推力Wintgt的初级压力Pin的目标值。目标次级压力Pouttgt是产生次级带轮64的目标推力、即作为次级推力Wout的目标值的次级目标推力Wouttgt的次级压力Pout的目标值。在初级目标推力Wintgt及次级目标推力Wouttgt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的带滑动而需要的推力、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带滑动极限推力Wlmt。在本实施例中，将带滑动极限推力Wlmt称为滑动极限推力Wlmt。

具体而言，变速控制部94分别算出初级目标推力Wintgt及次级目标推力Wouttgt。作为次级目标推力Wouttgt，变速控制部94选择基于作为初级带轮60的滑动极限推力Wlmt的初级侧滑动极限推力Winlmt算出的次级推力Wout与作为次级带轮64的滑动极限推力Wlmt的次级侧滑动极限推力Woutlmt中的较大的一方的推力。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侧进行变速控制而需要的推力、即次级侧变速控制推力Woutsh。

作为初级目标推力Wintgt，变速控制部94设定基于次级目标推力Wouttgt算出的初级推力Win。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侧进行变速控制而需要的推力、即初级侧变速控制推力Winsh。另外，如后所述，变速控制部94通过基于目标变速比γcvttgt与实际变速比γcvt的变速比偏差Δγcvt(＝γcvttgt-γcvt)的初级推力Win的反馈控制来修正初级侧变速控制推力Winsh、即修正初级目标推力Wintgt。

在前述的初级侧变速控制推力Winsh的修正中，也可以代替变速比偏差Δγcvt，而使用与变速比γcvt一对一地对应的参数的目标值与实际值的偏差。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。

为了进行前述的变速控制而需要的推力是为了实现目标的变速而需要的推力，且是为了实现目标变速比γcvttgt及目标变速速度dγtgt而需要的推力。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的每一个元件的带轮位置移动量(＝dX/dNelm)。“dX”是每单位时间的带轮的轴向位移量[mm/ms]，“dNelm”是每单位时间咬入带轮的元件个数[个/ms]。作为变速速度dγ，由初级变速速度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成为恒定的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，若使各带轮60、64中的任一推力加上或减去某一推力，则稳定状态破坏而变速比γcvt变化，会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推力差ΔW。以下，将变速推力差ΔW称为推力差ΔW。推力差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推力差ΔW为作为初级带轮60侧换算的推力差ΔW的初级推力差ΔWin。在次级带轮64侧实现目标的变速的情况下的推力差ΔW为作为次级带轮64侧换算的推力差ΔW的次级推力差ΔWout。

对于为了进行前述的变速控制而需要的推力而言，在设定了一方的推力的情况下，另一方的推力为基于用于维持目标变速比γcvttgt的推力比τ而与一方的推力对应的用于实现目标变速比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的推力差ΔW之和。作为目标变速速度dγtgt，由初级目标变速速度dγintgt和次级目标变速速度dγouttgt来表示。对于初级推力差ΔWin而言，若处于升挡状态，则为超过零的正值即“ΔWin>0”，若处于降挡状态，则为小于零的负值即“ΔWin<0”，若处于变速比恒定的稳定状态，则为零即“ΔWin＝0”。另外，对于次级推力差ΔWout而言，若处于升挡状态，则为小于零的负值即“ΔWout<0”，若处于降挡状态，则为超过零的正值即“ΔWout>0”，若处于变速比恒定的稳定状态，则为零即“ΔWout＝0”。

图3是用于说明为了进行前述的变速控制而需要的推力的图。图4是示出图3的t2时间点处的各推力的关系的一例的图。图3、图4示出了例如在以在次级带轮64侧实现带滑动防止的方式设定次级推力Wout后的情况下当在初级带轮60侧实现目标的升挡时设定的初级推力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仅为初级平衡推力Winbl(＝Wout/τ)。在t1时间点-t3时间点处，由于处于目标变速比γcvttgt变小的升挡状态，因此，如图4所示，初级推力Win为初级平衡推力Winbl与初级推力差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的各平衡推力Wbl。

图5是示出用于利用必要最小限度的推力来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来算出作为在无级变速机构24的变速后应达成的变速比γcvt的变速后目标变速比γcvttgtl(＝Npritgt/Nsec)。例如在被预先设定成能够实现迅速且平滑的变速的关系中，变速控制部94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，确定目标变速比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确定为沿着从变速开始时起朝向变速后目标变速比γcvttgtl变化的平滑的曲线变化的时间经过的函数。该平滑的曲线例如为一阶滞后曲线或二阶滞后曲线。在确定目标变速比γcvttgt时，变速控制部94基于该目标变速比γcvttgt来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，则使目标变速速度dγtgt为零。

变速控制部94算出在初级目标推力Wintgt及次级目标推力Wouttgt的算出中使用的向无级变速机构24的输入转矩。该向无级变速机构24的输入转矩为在实现无级变速机构24的目标变速比γcvttgt的推力比τ的算出中使用的作为第一输入转矩的推力比算出用的带输入转矩Tb1、及在初级侧滑动极限推力Winlmt与次级侧滑动极限推力Woutlmt各自的算出中使用的作为第二输入转矩的带滑动防止用的带输入转矩Tb2。在本实施例中，将推力比算出用的带输入转矩Tb1称为推力比算出用输入转矩Tb1，将带滑动防止用的带输入转矩Tb2称为带滑动防止用输入转矩Tb2。

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。变速控制部94将该涡轮转矩Tt设为推力比算出用输入转矩Tb1。

对于带滑动防止用输入转矩Tb2而言，基本上使用推力比算出用输入转矩Tb1即可。然而，在推力比算出用输入转矩Tb1为零时，滑动极限推力Wlmt为零，若考虑到波动等，则这并不优选。因此，带滑动防止用输入转矩Tb2使用对推力比算出用输入转矩Tb1的绝对值施加下限保护处理而得到的转矩。作为带滑动防止用输入转矩Tb2，变速控制部94选择推力比算出用输入转矩Tb1的绝对值与最低保证转矩Tblim中的较大的一方的转矩。该最低保证转矩Tblim例如是为了防止带滑动并考虑到波动而用于将带滑动防止用输入转矩Tb2提高到安全侧的预先设定的下限转矩，且为正值的转矩。此外，在推力比算出用输入转矩Tb1为负值的情况下，若考虑到转矩精度较低，则作为带滑动防止用输入转矩Tb2，也可以使用与推力比算出用输入转矩Tb1相应的规定转矩。该规定转矩例如是被预先设定为比推力比算出用输入转矩Tb1的绝对值大的值的正值的转矩。像这样，带滑动防止用输入转矩Tb2是以推力比算出用输入转矩Tb1为基础的转矩。

在图5的块B1及块B2中，变速控制部94基于实际变速比γcvt和带滑动防止用输入转矩Tb2算出滑动极限推力Wlmt。具体而言，变速控制部94使用下式(1)算出次级侧滑动极限推力Woutlmt。变速控制部94使用下式(2)算出初级侧滑动极限推力Winlmt。在下式(1)及下式(2)中，“Tb2”为带滑动防止用输入转矩Tb2，“Tout”为将带滑动防止用输入转矩Tb2换算到次级带轮64侧而得到的转矩(＝γcvt×Tb2＝(Rout/Rin)×Tb2)，“α”为各带轮60、64的槽轮角，“μin”为初级带轮60的规定的元件-带轮间摩擦系数，“μout”为次级带轮64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的带卷挂直径(参照图2)。

Woutlmt＝(Tout×cosα)/(2×μout×Rout)

＝(Tb2×cosα)/(2×μout×Rin)…(1)

Winlmt＝(Tb2×cosα)/(2×μin×Rin)…(2)

对于滑动极限推力Wlmt而言，例如也可以使用对上述算出的滑动极限推力Wlmt施加下限保护处理而得到的值。变速控制部94例如选择使用所述式(2)而算出的初级侧滑动极限推力Winlmt与初级侧最低推力Winmin中的较大的一方的推力作为在图5的块B3中使用的初级侧滑动极限推力Winlmt。初级侧最低推力Winmin为包括由初级压力Pin的控制上的波动产生的推力、由液压致动器60c的离心液压产生的推力在内的初级带轮60的硬件极限最低推力。初级压力Pin的控制上的波动例如为即便输出使初级压力Pin为零的初级指示压力Spin也有可能会从液压控制回路46向液压致动器60c供给的预先设定的初级压力Pin的最大值。这对于次级侧滑动极限推力Woutlmt而言也是同样的。

在图5的块B3及块B6中，变速控制部94算出平衡推力Wbl。即，变速控制部94分别算出针对初级侧滑动极限推力Winlmt的次级平衡推力Woutbl及针对次级目标推力Wouttgt的初级平衡推力Winbl。

具体而言，变速控制部94例如通过将目标变速比γcvttgt及初级侧安全系数SFin的倒数SFin^-1应用于图6所示那样的推力比映射图(τin)，从而算出实现目标变速比γcvttgt的推力比τin。推力比映射图(τin)是将目标变速比γcvttgt作为参数而示出预先设定的初级侧安全系数的倒数SFin^-1与推力比τin的关系的一例的图。推力比τin为作为在基于初级带轮60侧的推力算出次级带轮64侧的推力时使用的推力比的次级推力算出用推力比。变速控制部94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。初级侧安全系数SFin例如为“Win/Winlmt”或“Tb2/Tb1”，初级侧安全系数的倒数SFin^-1例如为“Winlmt/Win”或“Tb1/Tb2”。另外，变速控制部94例如通过将目标变速比γcvttgt及次级侧安全系数SFout的倒数SFout^-1应用于图7所示那样的推力比映射图(τout)，从而算出实现目标变速比γcvttgt的推力比τout。推力比映射图(τout)是将目标变速比γcvttgt作为参数而示出预先设定的次级侧安全系数的倒数SFout^-1与推力比τout的关系的一例的图。推力比τout为作为在基于次级带轮64侧的推力算出初级带轮60侧的推力时使用的推力比的初级推力算出用推力比。变速控制部94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。次级侧安全系数SFout例如为“Wout/Woutlmt”或“Tb2/Tb1”，次级侧安全系数的倒数SFout^-1例如为“Woutlmt/Wout”或“Tb1/Tb2”。此外，由于带滑动防止用输入转矩Tb2始终为正值，所以在推力比算出用输入转矩Tb1为正值的车辆10处于驱动状态时，上述各安全系数的倒数SFin^-1、SFout^-1也为正值，因此，推力比τ使用驱动区域的值。另一方面，在推力比算出用输入转矩Tb1为负值的车辆10处于被驱动状态(车辆未对自身进行驱动的状态)时，上述各安全系数的倒数SFin^-1、SFout^-1也为负值，因此，推力比τ使用被驱动区域的值。另外，倒数SFin^-1、SFout^-1可以在每次进行平衡推力Wbl的算出时被算出，但若将规定的值(例如1-1.5左右)分别设定为安全系数SFin、SFout，则也可以设定该规定的值的倒数。

Woutbl＝Winlmt×τin…(3)

Winbl＝Wouttgt/τout…(4)

如前述那样，滑动极限推力Winlmt、Woutlmt基于以推力比算出用输入转矩Tb1为基础的带滑动防止用输入转矩Tb2而被算出。成为算出推力比τin、τout的基础的上述各安全系数的倒数SFin^-1、SFout^-1是基于推力比算出用输入转矩Tb1的值。因此，变速控制部94基于推力比算出用输入转矩Tb1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的块B4及块B7中，变速控制部94算出推力差ΔW。即，变速控制部94算出次级推力差ΔWout及初级推力差ΔWin。

具体而言，变速控制部94例如通过将次级目标变速速度dγouttgt应用于图8所示那样的推力差映射图(ΔWout)，从而算出次级推力差ΔWout。推力差映射图(ΔWout)是示出预先设定的次级变速速度dγout与次级推力差ΔWout的关系的一例的图。作为为了防止初级带轮60侧的带滑动而需要的次级推力，变速控制部94算出使次级平衡推力Woutbl加上次级推力差ΔWout而得到的次级侧变速控制推力Woutsh(＝Woutbl+ΔWout)。另外，变速控制部94例如通过将初级目标变速速度dγintgt应用于图9所示那样的推力差映射图(ΔWin)，从而算出初级推力差ΔWin。推力差映射图(ΔWin)是示出预先设定的初级变速速度dγin与初级推力差ΔWin的关系的一例的图。变速控制部94通过使初级平衡推力Winbl加上初级推力差ΔWin而算出初级侧变速控制推力Winsh(＝Winbl+ΔWin)。

在上述块B3、B4的运算中，使用图6所示那样的推力比映射图(τin)、图8所示那样的推力差映射图(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、次级推力差ΔWout的算出结果中会存在相对于物理特性的波动。因此，在考虑到这样的相对于物理特性的波动的情况下，变速控制部94也可以将控制余量Wmgn加在初级侧滑动极限推力Winlmt上。控制余量Wmgn为与相对于与次级平衡推力Woutbl、次级推力差ΔWout的算出有关的物理特性的波动的量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波动的情况下，变速控制部94代替所述式(3)而使用在图5中示出的式“Woutbl＝(Winlmt+Wmgn)×τin”来算出次级平衡推力Woutbl。此外，上述相对于物理特性的波动的量与相对于液压控制指令信号Scvt的实际的带轮液压的波动的量不同。该带轮液压的波动的量由于液压控制回路46等硬件单元而会成为较大的值，但上述相对于物理特性的波动的量与上述带轮液压的波动的量相比为极小的值。

在图5的块B5中，变速控制部94将次级侧滑动极限推力Woutlmt与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的块B8中，变速控制部94算出反馈控制量Winfb。具体而言，变速控制部94例如使用下式(5)所示那样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。变速控制部94通过使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)并将其作为初级目标推力Wintgt。

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

在图5的块B9及块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的承压面积，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/承压面积)及目标初级压力Pintgt(＝Wintgt/承压面积)。变速控制部94分别将目标次级压力Pouttgt及目标初级压力Pintgt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。

在此，在动力传递装置16中，由完全释放、完全卡合、释放过渡及卡合过渡这四个状态表示的第二离合器C2的工作状态根据行驶模式等而不同。在带行驶模式下，第二离合器C2为完全卡合的状态，另一方面，在齿轮行驶模式下，第二离合器C2为完全释放的状态。另外，在切换齿轮行驶模式和带行驶模式的切换控制中，第二离合器C2暂时为释放过渡的状态或卡合过渡的状态。另外，当进行在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)时，第二离合器C2暂时为释放过渡的状态或卡合过渡的状态。若第二离合器C2的工作状态不同，则向无级变速机构24的输入转矩不同。即，向无级变速机构24的输入转矩为与第二离合器C2的工作状态相应的转矩。

除了带行驶模式以外，与带行驶模式同样地，也期待防止无级变速机构24的带滑动并实现无级变速机构24的目标变速比γcvttgt。因此，变速控制部94根据第二离合器C2的工作状态，算出在初级目标推力Wintgt及次级目标推力Wouttgt的算出中使用的向无级变速机构24的输入转矩。即，变速控制部94根据第二离合器C2的工作状态，分别算出推力比算出用输入转矩Tb1及带滑动防止用输入转矩Tb2。例如，在第二离合器C2处于完全卡合的状态时，如例示车辆10处于带行驶模式时进行说明的初级目标推力Wintgt及次级目标推力Wouttgt的算出方法那样，推力比算出用输入转矩Tb1为涡轮转矩Tt，带滑动防止用输入转矩Tb2为考虑到最低保证转矩Tblim的涡轮转矩Tt(即，推力比算出用输入转矩Tb1的绝对值与最低保证转矩Tblim中的较大的一方的转矩)。另外，在第二离合器C2处于释放过渡的状态或卡合过渡的状态时，推力比算出用输入转矩Tb1例如为将第二离合器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而被算出。另外，在第二离合器C2处于完全释放的状态时，推力比算出用输入转矩Tb1例如为零。另外，即使在第二离合器C2处于完全卡合的状态以外的状态时，也分别将带滑动防止用输入转矩Tb2例如设为相对于推力比算出用输入转矩Tb1考虑到最低保证转矩Tblim而得到的转矩(即，推力比算出用输入转矩Tb1的绝对值与最低保证转矩Tblim中的较大的一方的转矩)。

如上所述，由于根据第二离合器C2的工作状态而分别算出推力比算出用输入转矩Tb1及带滑动防止用输入转矩Tb2，因此，为了兼顾带滑动的防止和向目标变速比γcvttgt的追随性的确保，需要精度良好地判定第二离合器C2的工作状态。

为了实现精度良好地判定上述第二离合器C2的工作状态这样的控制功能，电子控制装置90还具备工作状态判定单元即工作状态判定部96。

工作状态判定部96基于针对第二离合器C2的液压控制的状态和第二离合器C2的转速差ΔNc2的状态，判定由完全释放、完全卡合、释放过渡及卡合过渡这四个状态表示的第二离合器C2的工作状态的转移条件是否已成立。工作状态判定部96基于该转移条件是否已成立的判定结果来判定第二离合器C2的工作状态。工作状态判定部96基于液压控制指令信号Scbd取得针对第二离合器C2的液压控制的状态。另外，工作状态判定部96基于次级转速Nsec和输出轴转速Nout算出第二离合器C2的转速差ΔNc2(＝Nsec-Nout)。在本实施例中，将第二离合器C2的转速差ΔNc2称为C2转速差ΔNc2。

针对第二离合器C2的液压控制的状态为第二离合器C2的离合器液压正在提升或正在下降的倾向、及/或针对第二离合器C2的液压控制中的指示压力的状态。第二离合器C2的转速差ΔNc2的状态为第二离合器C2实际上正在如何工作的实际状态。

上述针对第二离合器C2的液压控制为将第二离合器C2卡合的液压控制或将第二离合器C2释放的液压控制。在本实施例中，将使第二离合器C2卡合的液压控制称为C2卡合液压控制，将使第二离合器C2释放的液压控制称为C2释放液压控制。另外，在本实施例中，将作为针对第二离合器C2的液压控制中的指示压力的液压控制指令信号Scbd称为C2指示液压，将从液压控制回路46向第二离合器C2供给的实际的离合器液压称为C2实际液压。

将C2卡合液压控制设想为从形成有第一动力传递路径PT1的状态向形成有第二动力传递路径PT2的状态切换的控制中的C2卡合液压控制。从形成有第一动力传递路径PT1的状态向形成有第二动力传递路径PT2的状态切换的控制为由将第一离合器C1释放并将第二离合器C2卡合的离合器至离合器变速执行的、将行驶模式从齿轮行驶模式切换为带行驶模式的切换控制。或者，将C2卡合液压控制设想为从动力传递装置16的空挡状态向形成有第二动力传递路径PT2的状态切换的控制中的C2卡合液压控制。从动力传递装置16的空挡状态向形成有第二动力传递路径PT2的状态切换的控制为伴随着在带行驶模式下从N操作位置向D操作位置对变速杆84进行操作的车库操作而将第二离合器C2卡合的车库卡合控制。

将C2释放液压控制设想为从形成有第二动力传递路径PT2的状态向形成有第一动力传递路径PT1的状态切换的控制中的C2释放液压控制。从形成有第二动力传递路径PT2的状态向形成有第一动力传递路径PT1的状态切换的控制为由将第二离合器C2释放并将第一离合器C1卡合的离合器至离合器变速执行的、将行驶模式从带行驶模式切换为齿轮行驶模式的切换控制。或者，将C2释放液压控制设想为从形成有第二动力传递路径PT2的状态向动力传递装置16的空挡状态切换的控制中的C2释放液压控制。从形成有第二动力传递路径PT2的状态向动力传递装置16的空挡状态切换的控制为伴随着在带行驶模式下从D操作位置向N操作位置对变速杆84进行操作的车库操作而将第二离合器C2释放的车库释放控制。

图10是示出由完全释放、完全卡合、释放过渡及卡合过渡这四个状态表示的第二离合器C2的工作状态与判定该工作状态的切换的转移条件的关系的状态转移图。图10也是说明电子控制装置90的控制工作的主要部分、即用于提高第二离合器C2的工作状态的判定精度的控制工作的图。在转移条件中包含有后述的[条件1]～[条件5]。

在图10中，在第二离合器C2处于完全释放的状态或释放过渡的状态时，若作为转移条件的[条件1]成立，则判定为已将第二离合器C2切换为卡合过渡的状态。在C2卡合液压控制的第二离合器C2的卡合过程中，相对于C2指示液压，在C2实际液压的输出中会产生响应延迟。因此，能够保证“C2指示液压>C2实际液压”的关系。另一方面，在第二离合器C2处于卡合过渡的状态时，将与基于液压控制指令信号Scbd算出的第二离合器C2的转矩容量相应的转矩值设为推力比算出用输入转矩Tb1。由此，即便仅根据C2卡合液压控制正在工作而判定为已将第二离合器C2切换为卡合过渡的状态，也能够确保带转矩容量Tcvt。

因此，所述[条件1]是指C2卡合液压控制正在工作、即正在输出用于C2卡合液压控制的液压控制指令信号Scbd。在第二离合器C2处于完全释放的状态或释放过渡的状态时，在C2卡合液压控制正在工作这样的[条件1]成立的情况下，工作状态判定部96判定为已将第二离合器C2切换为卡合过渡的状态。

另外，在第二离合器C2处于完全卡合的状态或释放过渡的状态或卡合过渡的状态时，若作为转移条件的[条件2]成立，则判定为已将第二离合器C2切换为完全释放的状态。若除了使C2释放液压控制正在工作之外，还使C2释放液压控制中的C2指示液压成为将第二离合器C2完全释放的值以下且使C2转速差ΔNc2变大，则即使判定为已将第二离合器C2切换为完全释放的状态，也不容易产生问题。但是，该判定方法在作为无级变速机构24的输入转速的输入轴转速Nin(＝初级转速Npri＝涡轮转速)较高的区域是有效的。在输入轴转速Nin较低的区域，有可能难以检测C2转速差ΔNc2。例如，在车辆10的停止状态下的从带行驶模式向齿轮行驶模式的切换控制中，由于在将第二离合器C2释放后将第一离合器C1卡合而不能使输入轴转速Nin上升，所以无法检测C2转速差ΔNc2。在输入轴转速Nin较低的区域，根据C2释放液压控制中的C2指示液压已下降到能够保证第二离合器C2的完全释放的值这一情况，判定为已将第二离合器C2切换为完全释放的状态。另外，除了上述判定方法之外，还可以根据确定了动力传递装置16处于空挡状态这一情况，判定为已将第二离合器C2切换为完全释放的状态。例如，在将与变速杆84的操作连动地进行工作的公知的手动阀设置于液压控制回路46的情况下，伴随着向N操作位置的操作，不再供给向第二离合器C2供给的离合器液压的初始压力，使第二离合器C2的离合器液压下降，并将第二离合器C2释放。此外，在通过向N操作位置对变速杆84进行操作而使C2释放液压控制工作的情况下，例如可以使用上述的使C2释放液压控制工作时的转移条件。

因此，所述[条件2]是指除了C2释放液压控制正在工作、即正在输出用于C2释放液压控制的液压控制指令信号Scbd之外，还使输入轴转速Nin为规定转速Ninf以上且C2释放液压控制中的C2指示液压为第一规定指示压力以下且C2转速差ΔNc2比第一规定转速差ΔNc2f1大这样的各条件均成立规定时间TM1以上。或者，所述[条件2]是指除了C2释放液压控制正在工作之外，还使输入轴转速Nin小于规定转速Ninf且C2释放液压控制中的C2指示液压为第二规定指示压力以下这样的各条件均成立规定时间TM2以上。或者，所述[条件2]是指确定了动力传递装置16处于空挡状态，例如是指在向N操作位置对变速杆84进行操作后经过了规定时间TM3以上。

所述规定转速Ninf例如为能够检测用于第二离合器C2的完全释放的判定的C2转速差ΔNc2的预先设定的输入轴转速Nin的区域的下限转速。前述的第一规定指示压力、第二规定指示压力、第一规定转速差ΔNc2f1、规定时间TM1、规定时间TM2及规定时间TM3例如分别为用于判定第二离合器C2处于完全释放的状态的预先设定的阈值。特别是，第二规定指示压力为比第一规定指示压力低的值，且例如为能够保证第二离合器C2处于完全释放的状态的预先设定的C2指示液压区域的上限值。

在第二离合器C2处于完全卡合的状态或释放过渡的状态或卡合过渡的状态时，在输入轴转速Nin为规定转速Ninf以上的区域处C2释放液压控制正在工作且C2指示液压为第一规定指示压力以下且C2转速差ΔNc2比第一规定转速差ΔNc2f1大这样的[条件2]、在输入轴转速Nin小于规定转速Ninf的区域处C2释放液压控制正在工作且C2指示液压为第二规定指示压力以下这样的[条件2]、以及确定了动力传递装置16处于空挡状态这样的[条件2]中的任一个[条件2]成立的情况下，工作状态判定部96判定为已将第二离合器C2切换为完全释放的状态。

另外，在第二离合器C2处于完全释放的状态或释放过渡的状态或卡合过渡的状态时，若作为转移条件的[条件3]成立，则判定为已将第二离合器C2切换为完全卡合的状态。若除了使C2卡合液压控制正在工作之外，还使C2卡合液压控制中的C2指示液压成为为了进行第二离合器C2的卡合而需要的值以上且使C2转速差ΔNc2变小，则即使判定为已将第二离合器C2切换为完全卡合的状态，也不容易产生问题。即，在针对第二离合器C2的液压控制中的C2指示液压的变化方向为将第二离合器C2卡合的方向且能够将第二离合器C2的实际状态视为完全卡合的状态的情况下，判定为已将第二离合器C2切换为完全卡合的状态。另外，除了上述判定方法之外，还可以在使针对第二离合器C2的液压控制从C2卡合液压控制转变为作为将第二离合器C2维持在完全卡合的状态的液压控制的C2稳定液压控制的时间点，判定为已将第二离合器C2切换为完全卡合的状态。例如，在从C2卡合液压控制向C2稳定液压控制的转变时，在使C2指示液压阶段性地增大的情况下，若仍判定为第二离合器C2处于卡合过渡的状态，则算出与以该增大后的C2指示液压为基础的第二离合器C2的转矩容量相应的推力比算出用输入转矩Tb1等。由于像这样算出的推力比算出用输入转矩Tb1等有可能并不是适当的，因此，也可以在向C2稳定液压控制转变的转变时间点，判定为已将第二离合器C2切换为完全卡合的状态。

因此，所述[条件3]是指除了C2卡合液压控制正在工作之外，还使C2卡合液压控制中的C2指示液压为第三规定指示压力以上且C2转速差ΔNc2比第二规定转速差ΔNc2f2小这样的各条件均成立规定时间TM4以上。或者，所述[条件3]是指已将针对第二离合器C2的液压控制从C2卡合液压控制转变为C2稳定液压控制。第三规定指示压力、第二规定转速差ΔNc2f2及规定时间TM4例如分别为用于判定第二离合器C2处于完全卡合的状态的预先设定的阈值。

在第二离合器C2处于完全释放的状态或释放过渡的状态或卡合过渡的状态时，在C2卡合液压控制正在工作且C2指示液压为第三规定指示压力以上且C2转速差ΔNc2比第二规定转速差ΔNc2f2小这样的[条件3]、以及已将针对第二离合器C2的液压控制从C2卡合液压控制转变为C2稳定液压控制这样的[条件3]中的任一个[条件3]成立的情况下，工作状态判定部96判定为已将第二离合器C2切换为完全卡合的状态。

另外，在第二离合器C2处于完全卡合的状态时，若作为转移条件的[条件4]成立，则判定为已将第二离合器C2切换为释放过渡的状态。若除了使C2释放液压控制正在工作之外，还使C2转速差ΔNc2增加，则即使判定为已将第二离合器C2切换为释放过渡的状态，也不容易产生问题。即便使C2释放液压控制正在工作，例如在对向第二离合器C2供给的离合器液压进行调压的电磁阀等产生故障时等，第二离合器C2的实际状态也为完全卡合的状态，在该情况下，会算出比实际向无级变速机构24输入的转矩小的带滑动防止用输入转矩Tb2，有可能会产生带滑动。为了避免产生这样的带滑动，不是仅根据C2释放液压控制正在工作这一情况而判定为已将第二离合器C2切换为释放过渡的状态，而是考虑将C2转速差ΔNc2正在增加这一情况作为转移条件。

因此，所述[条件4]是指除了C2释放液压控制正在工作之外，还使C2转速差ΔNc2为第三规定转速差ΔNc2f3以上这样的条件成立规定时间TM5以上。第三规定转速差ΔNc2f3及规定时间TM5例如分别为用于判定第二离合器C2处于释放过渡的状态的预先设定的阈值。

在第二离合器C2处于完全卡合的状态时，在C2释放液压控制正在工作且C2转速差ΔNc2为第三规定转速差ΔNc2f3以上这样的[条件4]成立的情况下，工作状态判定部96判定为已将第二离合器C2切换为释放过渡的状态。

另外，在第二离合器C2处于卡合过渡的状态时，若作为转移条件的[条件5]成立，则判定为已将第二离合器C2切换为释放过渡的状态。在已从C2卡合液压控制转变为C2释放液压控制的情况下，即使判定为已将第二离合器C2切换为释放过渡的状态，也不容易产生问题。在第二离合器C2处于卡合过渡的状态时，会产生某一程度的C2转速差ΔNc2，另外，推力比算出用输入转矩Tb1为与基于液压控制指令信号Scbd算出的第二离合器C2的转矩容量相应的转矩值。由此，仅根据C2释放液压控制正在工作这一情况，就能够判定为已将第二离合器C2切换为释放过渡的状态。

因此，所述[条件5]是指C2释放液压控制正在工作。在第二离合器C2处于卡合过渡的状态时，在C2释放液压控制正在工作这样的[条件5]成立的情况下，工作状态判定部96判定为已将第二离合器C2切换为释放过渡的状态。

变速控制部94根据由工作状态判定部96判定出的第二离合器C2的工作状态，算出在初级目标推力Wintgt及次级目标推力Wouttgt的算出中使用的向无级变速机构24的输入转矩。

图11是说明电子控制装置90的控制工作的主要部分、即用于提高第二离合器C2的工作状态的判定精度的控制工作的流程图，例如被反复执行。

在图11中，首先，在与工作状态判定部96的功能对应的步骤(以下，省略“步骤”)S10中，取得针对第二离合器C2的液压控制的状态。另外，算出C2转速差ΔNc2。接下来，在与工作状态判定部96的功能对应的S20中，判定第二离合器C2的工作状态。即，通过前述的图10中的控制工作来判定第二离合器C2的工作状态为由完全释放、完全卡合、释放过渡及卡合过渡表示的这四个状态中的哪一个。接下来，在与工作状态判定部96的功能对应的S30中，判定第二离合器C2的工作状态是否处于完全释放的状态。在该S30的判断为否定的情况下，在与工作状态判定部96的功能对应的S40中，判定第二离合器C2的工作状态是否处于完全卡合的状态。在该S40的判断为否定的情况下，在与工作状态判定部96的功能对应的S50中，判定第二离合器C2的工作状态是否处于卡合过渡的状态。在上述S30的判断为肯定的情况下，在与变速控制部94的功能对应的S60中，算出与第二离合器C2的完全释放的状态相应的推力比算出用输入转矩Tb1。接下来，在与变速控制部94的功能对应的S70中，算出与第二离合器C2的完全释放的状态相应的带滑动防止用输入转矩Tb2。在上述S40的判断为肯定的情况下，在与变速控制部94的功能对应的S80中，算出与第二离合器C2的完全卡合的状态相应的推力比算出用输入转矩Tb1。接下来，在与变速控制部94的功能对应的S90中，算出与第二离合器C2的完全卡合的状态相应的带滑动防止用输入转矩Tb2。在上述S50的判断为肯定的情况下，在与变速控制部94的功能对应的S100中，算出与第二离合器C2的卡合过渡的状态相应的推力比算出用输入转矩Tb1。接下来，在与变速控制部94的功能对应的S110中，算出与第二离合器C2的卡合过渡的状态相应的带滑动防止用输入转矩Tb2。在上述S50的判断为否定的情况下，在与变速控制部94的功能对应的S120中，算出与第二离合器C2的释放过渡的状态相应的推力比算出用输入转矩Tb1。接下来，在与变速控制部94的功能对应的S130中，算出与第二离合器C2的释放过渡的状态相应的带滑动防止用输入转矩Tb2。接着上述S70，或接着上述S90，或接着上述S110，或接着上述S130，在与变速控制部94的功能对应的S140中，通过前述的图5中的控制工作来算出初级目标推力Wintgt及次级目标推力Wouttgt。

如上述那样，根据本实施例，由于基于针对第二离合器C2的液压控制的状态和C2转速差ΔNc2的状态来判定由完全释放、完全卡合、释放过渡及卡合过渡这四个状态表示的第二离合器C2的工作状态的转移条件是否已成立，并基于该转移条件是否已成立的判定结果来判定第二离合器C2的工作状态，因此，通过在第二离合器C2的离合器液压正在提升或正在下降的倾向及/或C2指示液压的状态中，将第二离合器C2的实际状态考虑在内，从而能够适当地判定第二离合器C2的四个状态。因此，能够提高第二离合器C2的工作状态的判定精度。

另外，根据本实施例，由于根据所述判定出的第二离合器C2的工作状态算出在初级目标推力Wintgt及次级目标推力Wouttgt的算出中使用的向无级变速机构24的输入转矩，因此，能够使用与精度良好地被判定出的第二离合器C2的工作状态相匹配的输入转矩来适当地控制无级变速机构24。

另外，根据本实施例，由于向无级变速机构24的输入转矩为推力比算出用输入转矩Tb1及带滑动防止用输入转矩Tb2，因此，能够适当地控制无级变速机构24。

另外，根据本实施例，由于在第二离合器C2处于完全释放的状态或释放过渡的状态时，在所述[条件1]成立的情况下，判定为已将第二离合器C2切换为卡合过渡的状态，因此，能够适当地判定第二离合器C2的卡合过渡的状态。

另外，根据本实施例，由于在第二离合器C2处于完全卡合的状态或释放过渡的状态或卡合过渡的状态时，在所述[条件2]成立的情况下，判定为已将第二离合器C2切换为完全释放的状态，因此，能够适当地判定第二离合器C2的完全释放的状态。

另外，根据本实施例，由于在第二离合器C2处于完全释放的状态或释放过渡的状态或卡合过渡的状态时，在所述[条件3]成立的情况下，判定为已将第二离合器C2切换为完全卡合的状态，因此，能够适当地判定第二离合器C2的完全卡合的状态。

另外，根据本实施例，由于在第二离合器C2处于完全卡合的状态时，在所述[条件4]成立的情况下，判定为已将第二离合器C2切换为释放过渡的状态，因此，能够适当地判定第二离合器C2的释放过渡的状态。

另外，根据本实施例，由于在第二离合器C2处于卡合过渡的状态时，在所述[条件5]成立的情况下，判定为已将第二离合器C2切换为释放过渡的状态，因此，能够适当地判定第二离合器C2的释放过渡的状态。

另外，根据本实施例，在C2卡合液压控制或C2释放液压控制中，能够提高第二离合器C2的工作状态的判定精度。

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，在前述实施例的图11的流程图中，也可以通过一个步骤来执行S20-S50的各步骤等，能够对图11的流程图进行适当变更。

另外，在前述的实施例中，无级变速机构24为带式无级变速器，但并不限定于该形态。例如，设置于第二动力传递路径PT2的无级变速机构也可以是公知的环式无级变速器。

另外，在前述的实施例中，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，但并不限定于该形态。例如，也可以是，次级轴62与输出轴30一体地连结，并且初级轴58经由第二离合器C2与输入轴22连结。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挡位的齿轮机构，但并不限定于该形态。例如，齿轮机构28也可以是形成有变速比不同的多个挡位的齿轮机构。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/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，在前述的实施例中，使用预先设定的升挡线及降挡线来切换动力传递装置16的行驶模式，但并不限定于该形态。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，在前述的实施例中，使用变矩器20作为流体式传动装置，但并不限定于该形态。例如，也可以使用没有转矩放大作用的液力耦合器等其他流体式传动装置代替变矩器20。或者，也可以是，并不一定设置该流体式传动装置。另外，在经由齿轮机构28的第一动力传递路径PT1设置有啮合式离合器D1，但在实施本发明时，也可以是，并不一定设置该啮合式离合器D1。

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

Claims (9)

1.一种车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，所述车辆用动力传递装置(16)具备多个动力传递路径(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)具有通过使第一卡合装置(C1)卡合而形成的经由具有挡位的齿轮机构(28)的第一动力传递路径(PT1)、和通过使第二卡合装置(C2)卡合而形成的经由无级变速机构(24)的第二动力传递路径(PT2)，其特征在于，

所述车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)包括工作状态判定部(96)，所述工作状态判定部(96)基于针对所述第二卡合装置(C2)的液压控制的状态和所述第二卡合装置(C2)的转速差(ΔNc2)的状态，判定由完全释放、完全卡合、释放过渡及卡合过渡这四个状态表示的所述第二卡合装置(C2)的工作状态的转移条件是否已成立，并基于所述转移条件是否已成立的判定结果，判定所述第二卡合装置(C2)的工作状态。

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，

所述无级变速机构(24)是具有初级带轮(60)、次级带轮(64)以及卷绕于所述初级带轮(60)与所述次级带轮(64)之间的传递部件(66)的带式无级变速器，

所述车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)还包括变速控制部(94)，所述变速控制部(94)根据所述判定出的所述第二卡合装置(C2)的工作状态，算出在由所述初级带轮(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)的目标值(Wintgt)、及由所述次级带轮(64)的液压致动器(64c)赋予的夹压所述传递部件(66)的所述次级带轮(64)的推力(Wout)的目标值(Wouttgt)的算出中使用的向所述无级变速机构(24)的输入转矩。

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，

向所述无级变速机构(24)的输入转矩为在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)的比值的推力比(τ)的算出中使用的第一输入转矩(Tb1)、以及在为了进行所述传递部件(66)的滑动防止而需要的所述初级带轮(60)与所述次级带轮(64)的各推力(Win、Wout)的算出中使用的第二输入转矩(Tb2)。

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，

在所述第二卡合装置(C2)处于完全释放的状态或释放过渡的状态时，在将所述第二卡合装置(C2)卡合的液压控制正在工作这样的转移条件成立的情况下，所述工作状态判定部(96)判定为已将所述第二卡合装置(C2)切换为卡合过渡的状态。

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，

在所述第二卡合装置(C2)处于完全卡合的状态或释放过渡的状态或卡合过渡的状态时，在所述无级变速机构(24)的输入转速(Nin)为规定转速(NinF)以上的区域处将所述第二卡合装置(C2)释放的液压控制正在工作且针对所述第二卡合装置(C2)的液压控制中的指示压力为第一规定指示压力以下且所述第二卡合装置(C2)的转速差(ΔNc2)比第一规定转速差(ΔNc2f1)大这样的转移条件、在所述无级变速机构(24)的输入转速(Nin)小于所述规定转速(NinF)的区域处将所述第二卡合装置(C2)释放的液压控制正在工作且针对所述第二卡合装置(C2)的液压控制中的指示压力为比所述第一规定指示压力低的第二规定指示压力以下这样的转移条件、及确定了将所述第一卡合装置(C1)与所述第二卡合装置(C2)一起释放后的所述车辆用动力传递装置(16)的空挡状态这样的转移条件中的任一个转移条件成立的情况下，所述工作状态判定部(96)判定为已将所述第二卡合装置(C2)切换为完全释放的状态。

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，

在所述第二卡合装置(C2)处于完全释放的状态或释放过渡的状态或卡合过渡的状态时，在将所述第二卡合装置(C2)卡合的液压控制正在工作且针对所述第二卡合装置(C2)的液压控制中的指示压力为第三规定指示压力以上且所述第二卡合装置(C2)的转速差(ΔNc2)比第二规定转速差(ΔNc2f2)小这样的转移条件、及已将针对所述第二卡合装置(C2)的液压控制从将所述第二卡合装置(C2)卡合的液压控制转变为将所述第二卡合装置(C2)维持在完全卡合的状态的液压控制这样的转移条件中的任一个转移条件成立的情况下，所述工作状态判定部(96)判定为已将所述第二卡合装置(C2)切换为完全卡合的状态。

7.根据权利要求1～6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，

在所述第二卡合装置(C2)处于完全卡合的状态时，在将所述第二卡合装置(C2)释放的液压控制正在工作且所述第二卡合装置(C2)的转速差(ΔNc2)为第三规定转速差(ΔNc2f3)以上这样的转移条件成立的情况下，所述工作状态判定部(96)判定为已将所述第二卡合装置(C2)切换为释放过渡的状态。

8.根据权利要求1～7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，

在所述第二卡合装置(C2)处于卡合过渡的状态时，在将所述第二卡合装置(C2)释放的液压控制正在工作这样的转移条件成立的情况下，所述工作状态判定部(96)判定为已将所述第二卡合装置(C2)切换为释放过渡的状态。

9.根据权利要求1～8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，

针对所述第二卡合装置(C2)的液压控制为将所述第二卡合装置(C2)卡合的液压控制或将所述第二卡合装置(C2)释放的液压控制，

将所述第二卡合装置(C2)卡合的液压控制为从形成有所述第一动力传递路径(PT1)的状态向形成有所述第二动力传递路径(PT2)的状态切换的控制中的将所述第二卡合装置(C2)卡合的液压控制，或者为从将所述第一卡合装置(C1)与所述第二卡合装置(C2)一起释放后的所述车辆用动力传递装置(16)的空挡状态向形成有所述第二动力传递路径(PT2)的状态切换的控制中的将所述第二卡合装置(C2)卡合的液压控制，

将所述第二卡合装置(C2)释放的液压控制为从形成有所述第二动力传递路径(PT2)的状态向形成有所述第一动力传递路径(PT1)的状态切换的控制中的将所述第二卡合装置(C2)释放的液压控制，或者为从形成有所述第二动力传递路径(PT2)的状态向所述车辆用动力传递装置(16)的空挡状态切换的控制中的将所述第二卡合装置(C2)释放的液压控制。