CN110230693B - 车辆用动力传递装置的控制装置 - Google Patents

Abstract

本发明为一种车辆用动力传递装置的控制装置，在当计算无级变速机构的实际的变速比时，使用处理后输出侧旋转速度的情况下，防止实际的变速比的误运算。由于在处于次级旋转速度Nsec位于上述规定低旋转速度区域，并且，存在着次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值变成上述规定变化速度以上的可能性的上述规定控制动作的实施中的情况下，实际变速比γcvt的更新被禁止，因此，即使在实施上述规定控制动作时，次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值变成上述规定变化速度以上被延迟，在延迟的期间，也会防止无级变速机构（24）的实际变速比γcvt被更新。因而，在当计算无级变速机构（24）的实际变速比γcvt时，使用次级旋转变化速度dNsec/dt的情况下，可以防止实际变速比γcvt的误运算。

Description

车辆用动力传递装置的控制装置

技术领域

本发明涉及车辆用动力传递装置的控制装置，上述车辆用动力传递装置配备有设置在发动机与驱动轮之间的动力传递路径中的无级变速机构。

背景技术

已知一种车辆用动力传递装置的控制装置，上述车辆用动力传递装置配备有无级变速机构，上述无级变速机构具有初级带轮、次级带轮和卷绕在上述各个带轮之间的传递部件，向驱动轮侧传递动力源的动力。例如，专利文献1中记载的车辆用无级变速器的控制装置就是这样的装置。在该专利文献1中公开了以下内容：当在计算无级变速机构的实际的变速比时所使用的无级变速机构的输入侧旋转速度和输出侧旋转速度各自的检测值处于不足预定的极低旋转速度的旋转速度区域时，判断为该旋转速度的检测值不反映实际的旋转速度。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：国际公开第2012/017536号

发明内容

发明所要解决的课题

不过，为了除去在路况差的道路上行驶时等外部干扰因素，有时对于无级变速机构的输出侧旋转速度的检测值进行使该检测值的变动推迟的滤波处理。另一方面，在车辆用动力传递装置中，在有的情况下，在无级变速机构与驱动轮之间的动力传递路径中设置无级部卡合装置。在这种情况下，通过无级部卡合装置的卡合状态与释放状态的切换，无级变速机构与驱动轮被连接或者被断开，因此，易于使无级变速机构的输出侧旋转速度变化。例如，在有的情况下，通过无级部卡合装置的卡合状态与释放状态的切换，使无级变速机构的输出侧旋转速度向不足极低旋转速度的旋转速度区域降低。在这种情况下，当对输出侧旋转速度的检测值进行滤波处理时，作为进行了滤波处理的输出侧旋转速度的处理后输出侧旋转速度不会立即向不足极低旋转速度降低。因此，输出侧旋转速度的检测值不反映实际的旋转速度的判断会延迟，存在着误运算无级变速机构的实际的变速比的担忧。

本发明是以上述情况作为背景而做出的，其目的在于提供一种车辆用动力传递装置的控制装置，在当计算无级变速机构的实际的变速比时使用处理后输出侧旋转速度的情况下，可以防止实际的变速比的误运算。

解决课题的手段

作为第一个发明的要点在于，(a)一种车辆用动力传递装置的控制装置，上述车辆用动力传递装置配备有无级变速机构和无级部卡合装置，上述无级变速机构具有初级带轮、次级带轮和卷绕在上述各个带轮之间的传递部件，向驱动轮侧传递动力源的动力，上述无级部卡合装置设置在上述无级变速机构与上述驱动轮之间的动力传递路径中，其中，包括：(b)滤波处理部，上述滤波处理部对于上述无级变速机构的输出侧旋转速度的检测值进行使上述检测值的变动延迟的滤波处理，并输出处理后输出侧旋转速度；(c)变速控制部，上述变速控制部利用上述无级变速机构的输入侧旋转速度的检测值和上述处理后输出侧旋转速度来计算上述无级变速机构的变速比，(d)更新禁止部，在处于规定控制动作的实施中的情况下，上述更新禁止部禁止上述变速控制部更新上述无级变速机构的变速比，上述规定控制动作为这样的动作：无论上述处理后输出侧旋转速度的变化速度如何，上述处理后输出侧旋转速度都处于比确保上述变速比的运算精度的规定高旋转速度区域低的旋转速度区域，但是，如果上述处理后输出侧旋转速度的变化速度的绝对值比作为不能确保上述变速比的运算精度的变化速度区域的下限值的规定变化速度小，则上述处理后输出侧旋转速度处于确保上述变速比的运算精度的规定低旋转速度区域，并且，存在上述处理后输出侧旋转速度的变化速度的绝对值变成上述规定变化速度以上的可能性。

另外，第二个发明在于，在上述第一个发明记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，上述规定低旋转速度区域是上述处理后输出侧旋转速度在作为确保检测精度的规定输出侧旋转速度区域的下限值的第一规定输出侧旋转速度以上、并且不足作为上述规定高旋转速度区域的下限值的第二规定输出侧旋转速度的旋转速度区域，在当上述输入侧旋转速度的检测值在作为确保检测精度的规定输入侧旋转速度区域的下限值的规定输入侧旋转速度以上时，上述处理后输出侧旋转速度在上述第一规定输出侧旋转速度以上并且不足上述第二规定输出侧旋转速度，并且处于上述规定控制动作的实施中的情况下，上述更新禁止部禁止上述变速控制部更新上述无级变速机构的变速比。

另外，第三个发明在于，在上述第二个发明记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，在上述输入侧旋转速度的检测值不足上述规定输入侧旋转速度的情况下，在上述处理后输出侧旋转速度不足上述第一规定输出侧旋转速度的情况下，以及在当上述输入侧旋转速度的检测值在上述规定输入侧旋转速度以上时，上述处理后输出侧旋转速度在上述第一规定输出侧旋转速度以上并且不足上述第二规定输出侧旋转速度，并且上述处理后输出侧旋转速度的变化速度的绝对值在上述规定变化速度以上的情况下，上述更新禁止部禁止上述变速控制部更新上述无级变速机构的变速比。

另外，第四个发明在于，在上述第二个发明或第三个发明记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，在上述输入侧旋转速度的检测值在上述规定输入侧旋转速度以上，并且，上述处理后输出侧旋转速度在上述第二规定输出侧旋转速度以上的情况下，以及在当上述输入侧旋转速度的检测值在上述规定输入侧旋转速度以上，并且，上述处理后输出侧旋转速度在上述第一规定输出侧旋转速度以上并且不足上述第二规定输出侧旋转速度时，上述处理后输出侧旋转速度的变化速度的绝对值不足上述规定变化速度，并且，不处于上述规定控制动作的实施中的情况下，上述更新禁止部允许上述变速控制部更新上述无级变速机构的变速比。

另外，第五个发明在于，在上述第一个发明至第四个发明中任一项记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，上述规定控制动作为在上述无级部卡合装置处于释放状态时，伴随着将换挡切换装置向行驶操作位置切换的由驾驶员进行的换挡操作而将上述无级部卡合装置向卡合状态切换的控制动作。

另外，第六个发明在于，在上述第一个发明至第四个发明中任一项记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，上述动力源为发动机，上述规定控制动作为在上述无级部卡合装置的卡合状态下的行驶中，停止上述发动机的动作并且将上述无级部卡合装置向释放状态切换的控制动作。

另外，第七个发明在于，在上述第一个发明至第四个发明中任一项记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，上述车辆用动力传递装置具有多个动力传递路径，上述多个动力传递路径并列地设置在被传递上述动力源的上述动力的输入旋转构件与向上述驱动轮输出上述动力的输出旋转构件之间，能够分别从上述输入旋转构件向上述输出旋转构件传递上述动力，上述多个动力传递路径为：通过齿轮部卡合装置的卡合而形成的、经由具有齿轮级的齿轮机构的第一动力传递路径；以及通过上述无级部卡合装置的卡合而形成的、经由上述无级变速机构的第二动力传递路径。

另外，第八个发明在于，在上述第七个发明记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，上述规定控制动作为：当上述齿轮部卡合装置及上述无级部卡合装置均处于释放状态时，伴随着将换挡切换装置向行驶操作位置切换的由驾驶员进行的换挡操作，只将上述齿轮部卡合装置及上述无级部卡合装置之中的一个卡合装置向卡合状态切换。

另外，第九个发明在于，在上述第七个发明记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，上述动力源为发动机，上述规定控制动作为：在只有上述齿轮部卡合装置及上述无级部卡合装置之中的一个卡合装置处于卡合状态的行驶中，停止上述发动机的动作并且将处于上述卡合状态的卡合装置向释放状态切换。

发明的效果

根据上述第一个发明，由于在处于规定控制动作的实施中的情况下，由变速控制部进行的无级变速机构的变速比的更新被禁止，所述规定控制动作为，如果处理后输出侧旋转速度的变化速度的绝对值比上述规定变化速度小，则处理后输出侧旋转速度处于确保变速比的运算精度的规定低旋转速度区域，并且，存在处理后输出侧旋转速度的变化速度的绝对值变成上述规定变化速度以上的可能性，因此，在规定控制动作被实施时，与实际的输出侧旋转速度的变化速度的绝对值变成上述规定变化速度以上相比，即使处理后输出侧旋转速度的变化速度的绝对值变成上述规定变化速度以上延迟，也会防止在该延迟期间，无级变速机构的变速比被更新。因而，在当计算无级变速机构的实际的变速比时，使用处理后输出侧旋转速度的情况下，可以防止实际的变速比的误运算。

另外，根据上述第二个发明，由于在当输入侧旋转速度的检测值在上述规定输入侧旋转速度以上时，处理后输出侧旋转速度在上述第一规定输出侧旋转速度以上并且不足上述第二规定输出侧旋转速度，并且，处于上述规定控制动作的实施中的情况下，由变速控制部进行的无级变速机构的变速比的更新被禁止，因此，可以确保用于实际的变速比的计算的旋转速度的检测精度，并且，可以防止实际的变速比的误运算。

另外，根据上述第三个发明，由于在输入侧旋转速度的检测值不足上述规定输入侧旋转速度的情况下，在处理后输出侧旋转速度不足上述第一规定输出侧旋转速度的情况下，以及在当输入侧旋转速度的检测值在上述规定输入侧旋转速度以上时，处理后输出侧旋转速度在上述第一规定输出侧旋转速度以上并且不足上述第二规定输出侧旋转速度，并且，处理后输出侧旋转速度的变化速度的绝对值在上述规定变化速度以上的情况下，由变速控制部进行的无级变速机构的变速比的更新被禁止，因此，在不能确保输入侧旋转速度的检测精度时，以及在不能确保处理后输出侧旋转速度的检测精度时，无级变速机构的变速比不更新。另外，当由于处理后输出侧旋转速度的变化速度的绝对值大，因此不能确保无级变速机构的变速比的运算精度时，无级变速机构的变速比不更新。由此，由输出侧旋转速度变化引起的实际的变速比的误运算得到抑制。

另外，根据上述第四个发明，由于在输入侧旋转速度的检测值在上述规定输入侧旋转速度以上，并且，处理后输出侧旋转速度在上述第二规定输出侧旋转速度以上的情况下，以及在当输入侧旋转速度的检测值在上述规定输入侧旋转速度以上，并且，处理后输出侧旋转速度在上述第一规定输出侧旋转速度以上并且不足上述第二规定输出侧旋转速度时，处理后输出侧旋转速度的变化速度的绝对值不足上述规定变化速度，并且，不处于上述规定控制动作的实施中的情况下，允许由变速控制部进行的无级变速机构的变速比的更新，因此，可以恰当地确保实际的变速比的运算精度。

另外，根据上述第五个发明，当在无级部卡合装置处于释放状态时，伴随着将换挡切换装置向行驶操作位置切换的由驾驶员进行的换挡操作，实施将无级部卡合装置向卡合状态切换的控制动作时，可以防止实际的变速比的误运算。

另外，根据上述第六个发明，当在无级部卡合装置的卡合状态下的行驶中，实施停止发动机的动作并且将无级部卡合装置向释放状态切换的控制动作时，可以防止实际的变速比的误运算。

另外，根据上述第七个发明，在配备有并列地设置在输入旋转构件与输出旋转构件之间的、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多个动力传递路径的车辆用动力传递装置中，在当计算无级变速机构的实际的变速比时，使用处理后输出侧旋转速度的情况下，可以防止实际的变速比的误运算。

另外，根据上述第八个发明，在实施如下的控制动作时，可以防止实际的变速比的误运算，所述控制动作为：当齿轮部卡合装置及无级部卡合装置均处于释放状态时，伴随着将换挡切换装置向行驶操作位置切换的由驾驶员进行的换挡操作，只将齿轮部卡合装置及无级部卡合装置之中的一个卡合装置向卡合状态切换。

另外，根据上述第九个发明，在实施如下的控制动作时，可以防止实际的变速比的误运算，所述控制动作为：在只有齿轮部卡合装置及无级部卡合装置之中的一个卡合装置处于卡合状态的行驶中，停止发动机的动作并且将处于卡合状态的卡合装置向释放状态切换。

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，是说明车辆中各种控制用的控制功能及控制系统的要部的图。

图2是用于说明无级变速机构的结构的图。

图3是表示允许实际变速比的更新的允许更新区域的一个例子的图。

图4是说明电子控制装置的控制动作的要部，即，在计算无级变速机构的实际变速比时，采用次级旋转速度的情况下，防止实际变速比的误运算用的控制动作的流程图。

图5是表示实施了图4的流程图中所示的控制动作的情况下的时间图的一个例子的图。

图6是说明电子控制装置的控制动作的要部，即，在计算无级变速机构的实际变速比时采用次级旋转速度的情况下，防止实际变速比的误运算用的控制动作的流程图，是图4的流程图的另一实施例。

具体实施方式

在本发明的实施方式中，作为输入侧带轮的上述初级带轮和作为输出侧带轮的上述次级带轮，例如，分别具有固定滑轮、可动滑轮、以及施加用于变更这些固定滑轮及可动滑轮之间的槽宽的推力的液压促动器。配备有上述车辆用动力传递装置的车辆配备有液压控制回路，上述液压控制回路分别独立地控制作为向上述液压促动器供应的工作油压的带轮液压。该液压控制回路例如可以构成为通过控制流向上述液压促动器的工作油的流量，从而产生带轮液压。以如下方式实施变速控制，即，利用这样的液压控制回路，分别控制上述初级带轮及上述次级带轮中的各推力(＝带轮液压×受压面积)，由此，防止上述传递部件的打滑，并且，实现目标变速。卷绕在上述初级带轮与上述次级带轮之间的上述传递部件为无端环状的压缩式的传动带或者拉伸式的传动带等，上述无端环状的压缩式的传动带具有无端环状的箍圈、以及沿着该箍圈在厚度方向上多个相连的作为厚板片状的块的元件，所述拉伸式的传动带构成利用连接销将交替重叠的链节板的端部相互连接起来的无端环状的平环链。上述无级变速机构是公知的带式的无级变速器。广义上，在该带式的无级变速机构的概念中包括链式的无级变速器。

另外，上述变速比是“输入侧的旋转构件的旋转速度/输出侧的旋转构件的旋转速度”。例如，上述无级变速机构的变速比是“无级变速机构的输入侧旋转速度/无级变速机构的输出侧旋转速度”，即，“初级带轮的旋转速度/次级带轮的旋转速度”。或者，上述车辆用动力传递装置的变速比是“输入旋转构件的旋转速度/输出旋转构件的旋转速度”。变速比中高的一侧是作为变速比变小侧的高车速侧。变速比中低的一侧是作为变速比变大侧的低车速侧。例如，最低侧变速比是成为最低的车速侧的最低车速侧的变速比，是变速比变为最大值的最大变速比。

另外，上述动力源例如是通过燃料的燃烧来产生动力的汽油发动机或柴油发动机等上述发动机。或者，在该发动机之外，上述车辆也可以配备有电动机等作为上述动力源，或者，如果不实施停止发动机的动作并且将卡合装置向释放状态切换这样的上述控制动作，上述车辆也可以配备电动机等作为上述动力源来代替该发动机。

下面，参照附图详细地说明本发明的实施方式。

实施例1

图1是说明应用本发明的车辆10的概略结构的图，并且，是说明车辆10中各种控制用的控制功能及控制系统的要部的图。在图1中，车辆10配备有：作为动力源起作用的发动机12、驱动轮14、以及设置在发动机12与驱动轮14之间的动力传递路径中的车辆用动力传递装置16。下面，将车辆用动力传递装置16称作动力传递装置16。

动力传递装置16在作为非旋转构件的壳体18内配备有：作为与发动机12连接的流体式传动装置的公知的变矩器20、与变矩器20连接的输入轴22、与输入轴22连接的无级变速机构24、与该输入轴22连接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连接且与无级变速机构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共同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并相互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、与齿轮36连接的差速齿轮38等。另外，动力传递装置16配备有与差速齿轮38连接的左右车轴40。输入轴22是被传递发动机12的动力的输入旋转构件。输出轴30是向驱动轮14输出发动机12的动力的输出旋转构件。上述动力在没有特别加以区分的情况下，与转矩或力同义。

在这样构成的动力传递装置16中，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、差速齿轮38、车轴40等向左右驱动轮14传递从发动机12输出的动力。另外，在动力传递装置16中，依次经由变矩器20、无级变速机构24、减速齿轮装置34、差速齿轮38、车轴40等向左右驱动轮14传递从发动机12输出的动力。

如上所述，动力传递装置16配备有并列地设置在发动机12与驱动轮14之间的动力传递路径PT中的齿轮机构28及无级变速机构24。具体地说，动力传递装置16配备有并列地设置在输入轴22与输出轴30之间的动力传递路径PT中的齿轮机构28及无级变速机构24。即，动力传递装置16配备有多个动力传递路径，上述多个动力传递路径并列地设置在输入轴22与输出轴30之间，能够分别从输入轴22向输出轴30传递发动机12的动力。多个动力传递路径为经由齿轮机构28的第一动力传递路径PT1和经由无级变速机构24的第二动力传递路径PT2。即，动力传递装置16在输入轴22与输出轴30之间并列地配备有第一动力传递路径PT1和第二动力传递路径PT2多个动力传递路径。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的行驶状态在第一动力传递路径PT1与第二动力传递路径PT2间切换。因此，动力传递装置16配备有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、以及第二离合器C2。第一离合器C1设置于第一动力传递路径PT1，是选择性地连接或切断第一动力传递路径PT1的卡合装置，是在前进时通过卡合而形成第一动力传递路径PT1的卡合装置。第一制动器B1设置于第一动力传递路径PT1，是选择性地连接或切断第一动力传递路径PT1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。第一动力传递路径PT1通过第一离合器C1或者第一制动器B1的卡合而形成。第二离合器C2设置于第二动力传递路径PT2，是选择性地连接或切断第二动力传递路径PT2的卡合装置，是通过卡合而形成第二动力传递路径PT2的卡合装置。第二动力传递路径PT2通过第二离合器C2的卡合而形成。第一离合器C1、第一制动器B1、以及第二离合器C2都是利用各自的液压促动器进行摩擦卡合的公知的液压式的湿式摩擦卡合装置。第一离合器C1是前进用的齿轮部卡合装置，第二离合器C2是无级部卡合装置，第一制动器B1是后退用的齿轮部卡合装置。如后面将要描述的那样，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的部件之一。

发动机12配备有发动机控制装置42，上述发动机控制装置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的输出控制中所必需的各种器件。发动机12利用后面将描述的电子控制装置90，根据与驾驶员对车辆10的驱动要求量相对应的加速踏板的操作量、即加速踏板操作量θacc，控制发动机控制装置42，由此，控制发动机12的输出转矩、即发动机转矩Te。

变矩器20配备有与发动机12连接的泵轮20p、以及与输入轴22连接的涡轮叶轮20t。动力传递装置16配备有与泵轮20p连接的机械式的油泵44。油泵44通过被发动机12旋转驱动，而向配备在车辆10中的液压控制回路46供应工作油压的初始压，上述工作油压用于对无级变速机构24进行变速控制，或者产生无级变速机构24中的传动带夹持压力，或者对上述多个卡合装置各自的卡合或释放等动作状态进行切换。

前进后退切换装置26配备有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是具有作为输入部件的行星齿轮架26c、作为输出部件的太阳齿轮26s、作为反作用力部件的齿圈26r这三个旋转部件的差动机构。行星齿轮架26c与输入轴22连接。齿圈26r经由第一制动器B1选择性地与壳体18连接。太阳齿轮26s与小直径齿轮48连接，上述小直径齿轮48围绕输入轴22相对于该输入轴22同轴心地能够相对旋转地设置。行星齿轮架26c与太阳齿轮26s经由第一离合器C1被选择性地连接。

齿轮机构28配备有小直径齿轮48、齿轮机构副轴50、和大直径齿轮52，上述大直径齿轮52围绕齿轮机构副轴50相对于该齿轮机构副轴50同轴心地不能相对旋转地设置，并且与小直径齿轮48啮合。大直径齿轮48的直径比小直径齿轮48的直径大。另外，齿轮机构28配备有空转齿轮54和输出齿轮56，上述空转齿轮54围绕齿轮机构副轴50相对于该齿轮机构副轴50同轴心地能够相对旋转地设置，上述输出齿轮56围绕输出轴30相对于该输出轴30同轴心地不能相对旋转地设置，并且与空转齿轮54啮合。输出齿轮56的直径比空转齿轮54的直径大。从而，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还配备有啮合式离合器D1，上述啮合式离合器D1围绕齿轮机构副轴50设置在大直径齿轮52与空转齿轮54之间，选择性地连接或切断它们之间的动力传递路径。啮合式离合器D1是选择性地连接或切断第一动力传递路径PT1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或者第一制动器B1一起卡合而形成第一动力传递路径PT1的卡合装置，包含在上述多个卡合装置中。啮合式离合器D1通过配备在动力传递装置16中的图中未示出的液压促动器的动作来切换动作状态。

通过啮合式离合器D1与设置在比啮合式离合器D1靠输入轴22侧的第一离合器C1或者第一制动器B1一起卡合，形成第一动力传递路径PT1。通过第一离合器C1的卡合，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，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，变成能够将发动机12的动力从输入轴22经由齿轮机构28向输出轴30传递的能够动力传递状态。另一方面，当第一离合器C1及第一制动器B1一起释放时，或者，当啮合式离合器D1释放时，第一动力传递路径PT1变成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配备有：与输入轴22同轴心地设置并与输入轴22成一体地连接的第一轴58、与第一轴58连接的有效半径可变的初级带轮60、与输出轴30同轴心地设置的第二轴62、与第二轴62连接的有效直径可变的次级带轮64、以及作为卷绕在各个带轮60、64之间的传递部件的传动带66。无级变速机构24是通过各个带轮60、64与传动带66之间的摩擦力进行动力传递的公知的带式无级变速器，向驱动轮14侧传递发动机12的动力。上述摩擦力与夹持压力同义，也称作带夹持压力。该带夹持压力是无级变速机构24中的传动带66的转矩容量、即带转矩容量Tcvt。

初级带轮60配备有固定滑轮60a、可动滑轮60b和液压促动器60c，上述固定滑轮60a与第一轴58连接，上述可动滑轮60b相对于固定滑轮60a不能围绕第一轴58的轴心相对旋转并且能够在轴心方向上移动地设置，上述液压促动器60c对可动滑轮60b施加初级推力Wpri。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形槽宽度的初级带轮60的推力(＝初级压Ppri×受压面积)。即，初级推力Wpri是由液压促动器60c施加的夹持推压传动带66的初级带轮60的推力。初级压Ppri是由液压控制回路46向液压促动器60c供应的液压，是产生初级推力Wpri的带轮液压。另外，次级带轮64配备有固定滑轮64a、可动滑轮64b和液压促动器64c，上述固定滑轮64a与第二轴62连接，上述可动滑轮64b相对于固定滑轮64a不能围绕第二轴62的轴心相对旋转并且能够在轴心方向上移动地设置，上述液压促动器64c对可动滑轮64b施加次级推力Wsec。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形槽宽度的次级带轮64的推力(＝次级压Psec×受压面积)。即，次级推力Wsec是由液压促动器64c施加的夹持推压传动带66的次级带轮64的推力。次级压Psec是由液压控制回路46向液压促动器64c供应的液压，是产生次级推力Wsec的带轮液压。

在无级变速机构24中，利用由后面将要描述的电子控制装置90驱动的液压控制回路46分别对初级压Ppri及次级压Psec进行调压控制，由此，分别控制初级推力Wpri及次级推力Wsec。由此，在无级变速机构24中，各个带轮60、64的V形槽宽度变化，改变传动带66的卷绕半径(＝有效半径)，使变速比γcvt(＝初级旋转速度Npri/次级旋转速度Nsec)变化，并且，使传动带66不产生滑动地控制带夹持压力。即，通过分别控制初级推力Wpri及次级推力Wsec，防止传动带66的打滑、即带打滑，并且使无级变速机构24的变速比γcvt成为目标变速比γcvttgt。另外，初级旋转速度Npri是第一轴58的旋转速度，次级旋转速度Nsec是第二轴62的旋转速度。

在无级变速机构24中，当初级压Ppri被提高时，初级带轮60的V形槽宽度变窄，变速比γcvt变小。变速比γcvt变小是无级变速机构24被升挡。在无级变速机构24中，通过初级带轮60的V形槽宽度变为最小，形成最高侧变速比γmin。该最高侧变速比γmin是由无级变速机构24能够形成的变速比γcvt的范围内成为最高的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，当初级压Ppri降低时，初级带轮60的V形槽宽度变宽，变速比γcvt变大。变速比γcvt变大是无级变速机构24被降挡。在无级变速机构24中，通过初级带轮60的V形槽宽度变成最大，形成最低侧变速比γmax。该最低侧变速比γmax是由无级变速机构24能够形成的变速比γcvt的范围内的成为最低的车速侧的最低车速侧的变速比γcvt，是变速比γcvt成为最大值的最大变速比。另外，在无级变速机构24中，借助初级推力Wpri和次级推力Wsec防止带打滑，并且，利用初级推力Wpri与次级推力Wsec的相互关系，实现目标变速比γcvttgt，而不是只利用一方的推力来实现目标变速。通过利用初级压Ppri与次级压Psec的相互关系来改变作为初级推力Wpri与次级推力Wsec的比值的推力比τ(＝Wsec/Wpri)，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变得越大，则变速比γcvt变得越大，即，无级变速机构24越被降挡。

输出轴30相对于第二轴62同轴心地能够相对旋转地配置。第二离合器C2设置在次级带轮64与输出轴30之间的动力传递路径中。这样，第二离合器C2被设置在无级变速机构24的后段侧，即，被设置在无级变速机构24与驱动轮14之间的动力传递路径中。第二动力传递路径PT2通过第二离合器C2被卡合而形成。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传递的能够动力传递状态。另一方面，当第二离合器C2被释放时，第二动力传递路径PT2变成空挡状态。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，第一动力传递路径PT1中的变速比γgear(＝输入轴旋转速度Nin/输出轴旋转速度Nout)、即齿轮机构28的变速比EL被设定成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的最低侧变速比γmax大的值。即，变速比EL被设定成比最低侧变速比γmax更低侧的变速比。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，第二动力传递路径PT2形成比第一动力传递路径PT1更高侧的变速比。另外，输入轴旋转速度Nin是输入轴22的旋转速度，输出轴旋转速度Nout是输出轴30的旋转速度。

在车辆10中，能够选择性地进行齿轮行驶模式的行驶和带行驶模式的行驶。齿轮行驶模式是能够利用第一动力传递路径PT1行驶的行驶模式，是作为在动力传递装置16中形成了第一动力传递路径PT1的状态的行驶模式。带行驶模式是能够利用第二动力传递路径PT2行驶的行驶模式，是作为在动力传递装置16中形成了第二动力传递路径PT2的状态的行驶模式。在齿轮行驶模式中，在能够前进行驶的情况下，第一离合器C1及啮合式离合器D1被卡合并且第二离合器C2及第一制动器B1被释放。在齿轮行驶模式中，在能够后退行驶的情况下，第一制动器B1及啮合式离合器D1被卡合并且第二离合器C2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及第一制动器B1被释放。在该带行驶模式中，前进行驶成为可能。

在包含车辆停止中在内的较低车速区域，选择齿轮行驶模式。在包括中等车速区域在内的较高车速区域，选择带行驶模式。在带行驶模式之中的中等车速区域中的带行驶模式中，啮合式离合器D1被卡合，另一方面，在带行驶模式之中的高车速区域中的带行驶模式中，啮合式离合器D1被释放。在高车速区域中的带行驶模式中，啮合式离合器D1被释放，是为了消除例如在带行驶模式中的行驶中齿轮机构28等的打滑，并且，防止在高车速中作为齿轮机构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配备有作为包括动力传递装置16的控制装置在内的控制器的电子控制装置90。电子控制装置90构成为例如包括配备有CPU、RAM、ROM、输入输出接口等的所谓微型计算机，CPU通过利用RAM的暂时存储功能并且根据预先存储在ROM中的程序来进行信号处理，实施车辆10的各种控制。电子控制装置90实施发动机12的输出控制、无级变速机构24的变速控制或带夹持压力控制、切换上述多个卡合装置(C1、B1、C2、D1)各自的动作状态的液压控制等。电子控制装置90构成为根据需要分成发动机控制用、液压控制用等。

由配备在车辆10中的各种传感器等(例如，各种旋转速度传感器70、72、74、76、加速踏板操作量传感器78、节气门开度传感器80、换挡位置传感器82等)产生的各种检测信号等(例如，发动机旋转速度Ne、与输入轴旋转速度Nin数值相同的初级旋转速度Npri、次级旋转速度Nsec、对应于车速V的输出轴旋转速度Nout、表示操作者的加速操作的大小的加速踏板操作量θacc、节气门开度tap、作为配备在车辆10中的换挡切换装置的变速杆84的操作位置POSsh等)被分别提供给电子控制装置90。另外，从电子控制装置90分别向在车辆10中配备的各个装置(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的变速或带夹持压力等的液压控制指令信号Scvt、用于控制上述多个卡合装置各自的动作状态的液压控制指令信号Scbd等)。另外，输入轴旋转速度Nin(＝初级旋转速度Npri)也是涡轮旋转速度，另外，初级旋转速度Npri也是初级带轮60的旋转速度，另外，次级旋转速度Nsec也是次级带轮64的旋转速度。另外，初级旋转速度Npri是无级变速机构24的输入侧旋转速度的检测值，次级旋转速度Nsec是无级变速机构24的输出侧旋转速度的检测值。

变速杆84的操作位置POSsh例如是P、R、N、D操作位置。P操作位置是选择动力传递装置16成为空挡状态并且输出轴30被不能旋转地机械固定的动力传递装置16的P位置的驻车操作位置。动力传递装置16的空挡状态例如通过第一离合器C1、第一制动器B1及第二离合器C2一起被释放来实现。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均没有形成的状态。R操作位置是选择在齿轮行驶模式中能够后退行驶的动力传递装置16的R位置的后退行驶操作位置。N操作位置是选择动力传递装置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操作位置是选择在齿轮行驶模式中能够前进行驶，或者，在带行驶模式中实施无级变速机构24的自动变速控制并能够前进行驶的动力传递装置16的D位置的前进行驶操作位置。从而，D操作位置及R操作位置分别是用于使动力传递装置16处于能够动力传递状态的行驶操作位置。

为了实现车辆10中的各种控制，电子控制装置90配备有滤波处理机构亦即滤波处理部92、发动机控制机构亦即发动机控制部94、以及变速控制机构亦即变速控制部96。

滤波处理部92对次级旋转速度Nsec进行使次级旋转速度Nsec的变动延迟的滤波处理，输出处理后输出侧旋转速度。该滤波处理是对次级旋转速度Nsec的变化进行平滑化的平滑化处理，即，是次级旋转速度Nsec的变化的平滑化处理。该平滑化处理例如是将次级旋转速度Nsec的变化延迟的、由低通滤波器进行的滤波处理。由于次级旋转速度Nsec容易因来自路面的外部干扰而变动，因此，为了去除在路况差的道路上行驶时的外部干扰因素，对次级旋转速度Nsec实施滤波处理。在由电子控制装置90进行的各种控制中，作为次级旋转速度Nsec的值，基本上使用由滤波处理部92输出的处理后输出侧旋转速度。在本实施例中，在没有特别区分的情况下，次级旋转速度Nsec表示处理后输出侧旋转速度。

发动机控制部94通过将加速踏板操作量θacc及车速V应用于作为预先通过实验或者设计求出并存储的关系、即预定的关系的例如驱动力映射，计算出要求驱动力Fdem。发动机控制部94设定获得该要求驱动力Fdem的目标发动机转矩Tet，向发动机控制装置42输出以获得该目标发动机转矩Tet的方式控制发动机12的发动机控制指令信号Se。

在车辆停止中，操作位置POSsh为P操作位置或者N操作位置的情况下，变速控制部96准备向齿轮行驶模式的转移，向液压控制回路46输出使啮合式离合器D1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操作位置或者N操作位置被变成D操作位置的情况下，变速控制部96向液压控制回路46输出使第一离合器C1卡合的液压控制指令信号Scbd。由此，使行驶模式向能够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操作位置或者N操作位置被变成R操作位置的情况下，变速控制部96向液压控制回路46输出使第一制动器B1卡合的液压控制指令信号Scbd。由此，行驶模式被向能够后退行驶的齿轮行驶模式转移。

在操作位置POSsh为D操作位置的情况下，变速控制部96实施切换齿轮行驶模式和带行驶模式的切换控制。具体地说，变速控制部96将车速V及加速踏板操作量θacc应用于升挡线及降挡线，判断是否需要变速，基于其判断结果来切换行驶模式，上述升挡线及降挡线为用于切换第一速变速挡和第二速变速挡的具有规定滞后的、作为预定关系的有级变速映射，上述第一速变速挡对应于齿轮行驶模式中的齿轮机构28的变速比EL，上述第二速变速挡对应于传动带行驶模式中的无级变速机构24的最低侧变速比γmax。

在齿轮行驶模式的行驶中判断为升挡并向带行驶模式切换的情况下，变速控制部96向液压控制回路46输出液压控制指令信号Scbd，上述液压控制指令信号是进行以将第一离合器C1释放而将第二离合器C2卡合的方式使离合器更替的双离合器变速的信号。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。这样，变速控制部96通过由第一离合器C1的释放和第二离合器C2的卡合来进行的有级变速控制，实施从形成了第一动力传递路径PT1的状态、即齿轮行驶模式向形成了第二动力传递路径PT2的状态、即带行驶模式切换的动力传递装置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的升挡称作有级升挡。

在带行驶模式的行驶中判断为升挡而向齿轮行驶模式切换的情况下，变速控制部96向液压控制回路46输出液压控制指令信号Scbd，上述液压控制指令信号Scbd是进行以将第二离合器C2释放而将第一离合器C1卡合的方式使离合器更替的双离合器变速的信号。由此，动力传递装置16中的动力传递路径PT被从第二动力传递路径PT2向第一动力传递路径PT1切换。这样，变速控制部96通过由第二离合器C2的释放和第一离合器C1的卡合来进行的有级变速控制，实施从形成了第二动力传递路径PT2的状态、即带行驶模式向形成了第一动力传递路径PT1的状态、即齿轮行驶模式切换的动力传递装置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的降挡称作有级降挡。

在切换齿轮行驶模式和带行驶模式的切换控制中，经过在啮合式离合器D1被卡合的中等车速区域中的带行驶模式的状态，由此，只通过进行由上述双离合器变速实施的转矩的授受来切换第一动力传递路径PT1和第二动力传递路径PT2的切换，因此，切换振动受到抑制。

在带行驶模式中，变速控制部96向液压控制回路46输出控制初级压Ppri和次级压Psec、以便不会发生无级变速机构24的带打滑并且达到无级变速机构24的目标变速比γcvttgt的液压控制指令信号Scvt，实施无级变速机构24的变速。

具体地说，变速控制部96通过将加速踏板操作量θacc及车速V应用于作为预定的关系的例如CVT变速映射中，计算目标初级旋转速度Nprit。变速控制部96基于目标初级旋转速度Nprit计算目标变速比γcvttgt(＝Nprit/Nsec)。变速控制部96通过将节气门开度tap及发动机旋转速度Ne应用于作为预定的关系的例如发动机转矩映射中，计算发动机转矩Te的推定值。变速控制部96基于发动机转矩Te的推定值和作为预定的关系的例如变矩器20的特性，计算涡轮转矩Tt。变速控制部96使用涡轮转矩Tt作为被输入给初级带轮60的输入转矩、即初级输入转矩Tpri。初级输入转矩Tpri是第一轴58的转矩。变速控制部96通过将目标变速比γcvttgt及转矩比应用于作为预定的关系的推力比映射中，计算用于实现目标变速比γcvttgt的推力比τ。该转矩比是上述计算出的初级输入转矩Tpri与预定的能够输入给初级带轮60的临界转矩Tprilim之比(＝Tpri/Tprilim)。变速控制部96计算出用于达到该推力比τ的目标初级推力Wprit及目标次级推力Wsect。如果一个推力被确定，则基于用于实现目标变速比γcvttgt的推力比τ，另一个推力也被确定。变速控制部96将目标初级推力Wprit及目标次级推力Wsect分别变换成目标初级压Pprit(＝Wprit/受压面积)及目标次级压Psect(＝Wsect/受压面积)。变速控制部96向液压控制回路46输出控制初级压Pprit和次级压Psect的液压控制指令信号Scvt，以获得目标初级压Pprit及目标次级压Psect。液压控制回路46根据该液压控制指令信号Scvt，使各个电磁阀动作，对初级压Pprit及次级压Psec进行调压。另外，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，对于用于将目标变速比γcvttgt保持恒定的推力进行了描述。在无级变速机构24的变速过渡中，在该用于保持恒定的推力上附加用于实现目标升挡或者目标降挡的推力。

在目标初级推力Wprit及目标次级推力Wsect的计算中，考虑到作为为了以必要的最小限度的推力来防止无级变速机构24的带打滑而需要的推力的必要推力。该必要推力是作为无级变速机构24即将发生带打滑之前的推力的打滑临界推力。

变速控制部96设定初级带轮60的临界推力、即初级临界推力Wprilim和次级带轮64的临界推力、即次级临界推力Wseclim。变速控制部60利用下面的式(1)设定初级临界推力Wprilim。变速控制部96利用下面的式(2)设定次级临界推力Wseclim。在下面的式(1)及式(2)中，“α”表示各个带轮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的实际的变速比γcvt、即实际变速比γcvt计算出的初级带轮60侧的带卷绕半径，“Rsec”表示基于无级变速机构24的实际变速比γcvt计算出的次级带轮64侧的带卷绕半径(参照图2)。另外，“γcvt×Tpri”表示被输入给次级带轮64的转矩。变速控制部96利用初级旋转速度Npri和次级旋转速度Nsec来计算无级变速机构24的实际变速比γcvt(＝Npri/Nsec)。

Wprilim＝(Tpri×cosα)/(2×μ×Rpri)···(1)

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

变速控制部96基于用于实现初级临界推力Wprilim及目标变速比γcvttgt的推力比τ，计算为了变速控制所需要的次级带轮64的推力、即次级变速控制推力Wsecsh(＝τ×Wprilim)。变速控制部96将次级临界推力Wseclim及次级变速控制推力Wsecsh之中大的一方设定为目标次级推力Wsect。变速控制部96基于用于实现目标次级推力Wsect及目标变速比γcvttgt的推力τ，计算目标初级推力Wprit(＝Wsect/τ)。

即使在带行驶模式以外，也有必要将无级变速机构24控制在规定的状态。因此，即使在带行驶模式以外，也希望与带行驶模式同样地防止无级变速机构24的带打滑，并且，实现无级变速机构24的目标变速比γcvttgt。变速控制部96，即使在带行驶模式以外，也与传动带行驶模式一样地计算目标初级推力Wprit及目标次级推力Wsect，向液压控制回路46输出控制初级压Ppri和次级压Psec的液压控制指令信号Scvt，以获得分别变换目标初级推力Wprit及目标次级推力Wsect而成的目标初级压Pprit及目标次级压psect。

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的动作状态因行驶模式等而异。在带行驶模式中，第二离合器C2变成完全卡合的状态，另一方面，在齿轮行驶模式中，第二离合器C2变成完全释放的状态。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暂时变成释放过渡的状态或者卡合过渡的状态。另外，当变速杆84进行在N操作位置与D操作位置之间被操作的原地换挡操作时，第二离合器C2暂时变成释放过渡的状态或者卡合过渡的状态。如果第二离合器C2的动作状态不同，则用于目标初级推力Wprit及目标次级推力Wsect的计算的初级输入转矩Tpri不同。

变速控制部96根据第二离合器C2的动作状态计算初级输入转矩Tpri。例如，在第二离合器C2处于完全卡合的状态时，即，在处于带行驶模式时，如上所述，初级输入转矩Tpri成为涡轮转矩Tt。另外，在第二离合器C2处于卡合过渡的状态时，初级输入转矩Tpri成为将第二离合器C2的转矩容量换算到第一轴58上得到的转矩值(＝第二离合器C2的转矩容量/实际变速比γcvt)。例如基于液压控制指令信号Scbd计算该第二离合器C2的转矩容量。另外，在第二离合器C2处于完全释放的状态时，初级输入转矩Tpri变成零。另外，在第二离合器C2处于释放过渡的状态时，初级输入转矩Tpri成为将涡轮转矩Tt及第二离合器C2的转矩容量换算到第一轴58上得到的转矩值之中小的那一个转矩值。

变速控制部96基于对第二离合器C2的液压控制的状态和第二离合器C2中的旋转速度差△Nc2(＝Nsec－Nout)的状态，判断第二离合器C2的动作状态处于完全卡合、卡合过渡、完全释放、以及释放过渡四个状态中的哪个状态。变速控制部96基于液压控制指令信号Scbd取得对第二离合器C2的液压控制的状态。对第二离合器C2的液压控制的状态为第二离合器C2的离合器压是上升还是下降的倾向、以及/或者对第二离合器C2的液压控制中的指示压的状态。第二离合器C2中的旋转速度差△Nc2的状态为第二离合器C2实际如何动作的实际状态。

这里，通常，在低车速行驶时或停车时，由于无级变速机构24的实际变速比γcvt变成最低侧变速比γmax或者接近于最低侧变速比γmax的值，因此，在无级变速机构24的各个带轮60、64旋转时，与初级旋转速度Npri相比，次级旋转速度Nsec低。作为检测旋转速度Npri、Nsec的旋转速度传感器72、74，在使用公知的电磁拾音器式旋转速度传感器等的情况下，由于低旋转速度时脉冲信号的输出正时被延迟，因此，旋转速度的检测被延迟。因此，在低车速行驶时或停车时，由于与初级旋转速度Npri相比，次级旋转速度Nsec的检测被延迟，因此，旋转速度减少时的实际变速比γcvt容易被向变小侧、即升挡侧误运算。

在次级旋转速度Nsec处于低旋转速度区域并且处于次级旋转速度Nsec的变化速度大的区域时，变速控制部96不更新实际变速比γcvt。换句话说，只有在次级旋转速度Nsec处于低旋转速度区域并且处于次级旋转速度Nsec的变化速度大的区域时之外的时候，变速控制部96才更新实际变速比γcvt。但是，在从旋转速度传感器72、74的特性考虑，初级旋转速度Npri及次级旋转速度Nsec中的至少一方的旋转速度处于不能确保检测精度本身的极低旋转速度区域时，变速控制部96不更新实际变速比γcvt。由此，能够确保实际变速比γcvt的运算精度。在本实施例中，将次级旋转速度Nsec的变化速度称作次级旋转变化速度dNsec/dt。

图3是表示允许由变速控制部96进行的实际变速比γcvt的更新的更新允许区域的一个例子。在图3中，次级旋转速度Nsec不足第一规定输出侧旋转速度的极低旋转速度区域是由变速控制部96进行的实际变速比γcvt的更新被禁止的更新禁止区域。上述极低旋转速度区域，例如，是从旋转速度传感器74的特性考虑，存在检测精度本身恶化的可能性的预定的旋转速度区域。上述第一规定输出侧旋转速度，例如，是确保旋转速度传感器74的检测精度的预定的旋转速度区域、即规定输出侧旋转速度区域的下限值。另外，所谓实际变速比γcvt的更新被禁止，可以是通过实际变速比γcvt的计算本身被禁止来禁止实际变速比γcvt的更新，或者，也可以是实际变速比γcvt的计算本身被反复实施，但是，不将用于各种控制动作的实际变速比γcvt的值更新为计算出的值，由此禁止实际变速比γcvt的更新。

另外，作为图3的斜线部分A的区域，次级旋转速度Nsec在第二规定输出侧旋转速度以上的旋转速度区域、即规定高旋转速度区域为更新允许区域。上述规定高旋转速度区域，例如，是无论次级旋转变化速度dNsec/dt如何都确保实际变速比γcvt的运算精度的预定的旋转速度区域。上述第二规定输出侧旋转速度是上述规定高旋转速度区域的下限值。

另外，作为图3的斜线部B的区域，次级旋转速度Nsec在上述第一规定输出侧旋转速度以上并且不足上述第二规定输出侧旋转速度的旋转速度区域、即规定低旋转速度区域，并且，次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值不足规定变化速度的旋转变化速度区域，是更新允许区域。例如，在次级旋转速度Nsec处于上述规定低旋转速度区域时，上述规定变化速度是不能确保实际变速比γcvt的运算精度的预定的次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值的变化速度区域的下限值。从而，上述规定低旋转速度区域是比上述规定高旋转速度区域低的旋转速度区域，但是，如果次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值比上述规定变化速度小，则是确保实际变速比γcvt的运算精度的预定的旋转速度区域。如果换个角度来看，则上述规定低旋转速度区域且次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值在上述规定变化速度以上的旋转变化速度区域为更新禁止区域。

图3的斜线部A的更新允许区域是并非由上述极低旋转速度区域以及上述规定低旋转速度区域表示的低旋转速度区域的区域。图3的斜线部B的更新允许区域是上述规定低旋转速度区域，但是，是次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值小的区域。

如上所述，用图3说明了与次级旋转速度Nsec相关的更新允许区域。另一方面，对于与初级旋转速度Npri相关的更新允许区域，例如，考虑旋转速度传感器72的检测精度。具体地说，初级旋转速度Npri不足规定输入侧旋转速度的极低旋转速度区域是由变速控制部96进行的实际变速比γcvt的更新被禁止的更新禁止区域。上述极低旋转速度区域，例如，是从旋转速度传感器72的特性考虑，存在检测精度本身恶化的可能性的预定的旋转速度区域。上述规定输入侧旋转速度例如是确保旋转速度传感器72的检测精度的预定的旋转速度区域、即规定输入侧旋转速度区域的下限值。

不过，在有的情况下，实施某些控制动作使次级旋转速度Nsec降低。在这样的情况下，如果次级旋转速度Nsec处于上述规定低旋转速度区域，并且，次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值在上述规定变化速度以上，则由变速控制部96进行的实际变速比γcvt的更新被禁止(参照图3)。但是，由于对次级旋转速度Nsec进行由滤波处理部92实施的滤波处理，因此，存在着次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值变成上述规定变化速度以上的情况被延迟，到实际变速比γcvt的更新被禁止需要花费一定时间的可能性。这样，在到实际变速比γcvt的更新被禁止为止的期间，存在着实际变速比γcvt被向升挡侧误运算的可能性。因此，在实施存在着次级旋转速度Nsec处于上述规定低旋转速度区域、并且次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值变成上述规定变化速度以上的可能性的规定控制动作时，希望即使现在的次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值不在上述规定变化速度以上，实际变速比γcvt的更新也被禁止。

具体地说，电子控制装置90，为了实现如上所述的禁止实际变速比γcvt的更新的功能，进一步配备有更新禁止手段、即更新禁止部98。

在次级旋转速度Nsec处于上述规定低旋转速度区域，并且，处于上述规定控制动作的实施中的情况下，更新禁止部98禁止变速控制部96更新无级变速机构24的实际变速比γcvt。

更具体地说，更新禁止部98判定初级旋转速度Npri是否在上述规定输入侧旋转速度以上。更新禁止部98判定次级旋转速度Nsec是否在上述第一规定输出侧旋转速度以上。更新禁止部98判定次级旋转速度Nsec是否不足上述第二规定输出侧旋转速度。更新禁止部98判定次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值是否在上述规定变化速度以上。更新禁止部98判定是否处于上述规定控制动作的实施中。

在判定为初级旋转速度Npri在上述规定输入侧旋转速度以上时，在判定为次级旋转速度Nsec在上述第一规定输出侧旋转速度以上并且不足上述第二规定输出侧旋转速度，并且，处于上述规定控制动作的实施中的情况下，更新禁止部98向变速控制部96输出禁止变速控制部96更新无级变速机构24的实际变速比γcvt、即禁止实际变速比γcvt的更新的更新禁止指令。

在判定为初级旋转速度Npri不足上述规定输入侧旋转速度的情况下，更新禁止部98禁止变速控制部96更新无级变速机构24的实际变速比γcvt。在判定为次级旋转速度Nsec不足上述第一规定输出侧旋转速度的情况下，更新禁止部98禁止变速控制部96更新无级变速机构24的实际变速比γcvt。在判定为初级旋转速度Npri在上述规定输入侧旋转速度以上时，在判定为次级旋转速度Nsec在上述第一规定输出侧旋转速度以上并且不足上述第二规定输出侧旋转速度，并且，次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值在上述规定变化速度以上的情况下，更新禁止部98禁止变速控制部96更新无级变速机构24的实际变速比γcvt。

在判定为初级旋转速度Npri在上述规定输入侧旋转速度以上，并且，次级旋转速度Nsec在上述第二规定输出侧旋转速度以上的情况下，更新禁止部98向变速控制部96输出允许变速控制部96更新无级变速机构24的实际变速比γcvt、即允许实际变速比γcvt的更新的更新允许指令。在判定为初级旋转速度Npri在上述规定输入侧旋转速度以上，并且，次级旋转速度Nsec在上述第一规定输出侧旋转速度以上并且不足上述第二规定输出侧旋转速度时，在判断为次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值不足上述规定变化速度，并且，不处于上述规定控制动作的实施中的情况下，更新禁止部98允许变速控制部96更新无级变速机构24的实际变速比γcvt。

在由更新禁止部98输出更新禁止指令的情况下，变速控制部96不进行实际变速比γcvt的更新。在由更新禁止部98输出更新允许指令的情况下，变速控制部96计算实际变速比γcvt，更新实际变速比γcvt。

下面，对于上述规定控制动作进行说明。由于在车辆10中，在无级变速机构24的驱动轮14侧配置有第二离合器C2，因此，例如，在发动机12的运转中并且在动力传递装置16的空挡状态下，无论驱动轮14的旋转状态如何，都使无级变速机构24的各个带轮60、64旋转。在该状态下，当第一动力传递路径PT1或者第二动力传递路径PT2被形成时，各个带轮60、64的旋转被驱动轮14的旋转的状态所约束。这时，当车辆10停止或者在低车速行驶中时，存在着次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值变成上述规定变化速度以上的可能性。

当变速杆84处于N操作位置时，动力传递装置16变成空挡状态。当变速杆84处于D操作位置及R操作位置之中的任一个操作位置时，形成第一动力传递路径PT1或者第二动力传递路径PT2。从而，上述规定控制动作，例如，是在带行驶模式中伴随着变速杆84被从N操作位置向D操作位置操作的原地换挡操作而将第二离合器C2卡合的原地卡合控制。另外，上述规定控制动作，例如，是在齿轮行驶模式中伴随着变速杆84被从N操作位置向D操作位置操作的原地换挡操作而将第一离合器C1卡合的原地卡合控制。另外，上述规定控制动作，例如，是在齿轮行驶模式中伴随着变速杆84被从N操作位置向R操作位置操作的原地换挡操作而将第一制动器B1卡合的原地卡合控制。

这样，上述规定控制动作，例如，是在第一离合器C1、第二离合器C2及第一制动器B1均处于释放状态时，伴随着将变速杆84向行驶操作位置切换的由驾驶员进行的换挡操作，只将第一离合器C1、第二离合器C2及第一制动器B1之中的一个卡合装置向卡合状态切换的控制动作。

更新禁止部98判定是否处于上述原地卡合控制的实施中。上述原地卡合控制的实施中，例如，是由变速控制部96向液压控制回路46输出只将第一离合器C1、第二离合器C2及第一制动器B1之中的一个卡合装置卡合的液压控制指令信号Scbd的期间。另外，上述原地卡合控制的实施中，例如，是从进行变速杆84被从N操作位置向行驶操作位置操作的原地换挡操作的时刻起到由变速控制部96进行的上述液压控制指令信号Scbd的输出结束的期间。

图4是说明电子控制装置90的控制动作的要部的流程图，即，说明在当计算无级变速机构24的实际变速比γcvt时，利用次级旋转速度Nsec的情况下，防止实际变速比γcvt的误运算用的控制动作的流程图，例如，该流程被反复实施。图5是表示在实施图4的流程图中所示的控制动作的情况下的时间图的一个例子。

在图4中，首先，在对应于更新禁止部98的功能的步骤(下面，省略“步骤”二字)S10中，判断是否初级旋转速度Npri在上述规定输入侧旋转速度以上，并且，次级旋转速度Nsec在上述第一规定输出侧旋转速度以上。在该S10的判断为肯定的情况下，在对应于更新禁止部98的功能的S20中，判断次级旋转速度Nsec是否不足上述第二规定输出侧旋转速度。在该S20的判断为肯定的情况下，在对应于更新禁止部98的功能的S30中，判定次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值是否在上述规定变化速度以上。在该S30的判断为否定的情况下，在对应于更新禁止部98的功能的S40中，判断是否处于上述原地卡合控制的实施中。在上述S10的判断为否定的情况下，或者，在上述S30的判断为肯定的情况下，或者，在上述S40的判断为肯定的情况下，在对应于更新禁止部98及变速控制部96的功能的S50中，输出更新禁止指令，不实施实际变速比γcvt的更新。在上述S20的判断为否定的情况下，或者，在上述S40的判断为否定的情况下，在对应于更新禁止部98及变速控制部96的功能的S60中，输出更新允许指令，实际变速比γcvt被更新。

图5表示在车辆10的停止中且在发动机12的运转中进行变速杆84被从N操作位置向D操作位置操作的原地换挡操作的情况下的实施方式的一个例子。在图5中，t1时刻表示伴随着上述原地换挡操作，将第二离合器C2卡合的原地卡合控制开始的时刻。t3时刻表示上述原地卡合控制完毕的时刻，即，第二离合器C2被完全卡合的时刻。在第二离合器C2的卡合过渡中，初级旋转速度Npri及次级旋转速度Nsec一起向零变化(参照t1时刻－t3时刻)。进行了滤波处理的次级旋转变化速度dNsec/dt花费一定的时间向本来的值变化(参照t1时刻－t2时刻)。因此，在用虚线表示的比较例中，直到t2时刻为止，实际变速比γcvt的更新不被禁止，在此期间，实际变速比γcvt会被向升挡侧误运算。与此相对，在用实线表示的本实施例中，由于在t1时刻，实际变速比γcvt的更新被禁止，因此，实际变速比γcvt不会被向升挡侧误运算。

如上所述，根据本实施例，由于在处于如果次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值比上述规定变化速度小，则次级旋转速度Nsec处于确保实际变速比γcvt的运算精度的上述规定低旋转速度区域，并且，存在次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值变成上述规定变化速度以上的可能性的上述规定控制动作的实施中的情况下，由变速控制部96进行的无级变速机构24的实际变速比γcvt的更新被禁止，因此，即使与在实施了上述规定控制动作时、实际的次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值变成上述规定变化速度以上相比，进行了过滤波处理的次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值变成上述规定变化速度以上被延迟，在被延迟的期间，也会防止无级变速机构24的实际变速比γcvt被更新。因而，在当计算无级变速机构24的实际变速比γcvt时，利用进行了滤波处理的次级旋转变化速度dNsec/dt的情况下，可以防止实际变速比γcvt的误运算。

另外，根据本实施例，在上述规定控制动作的实施中，确保利用实际变速比γcvt计算出的初级输入转矩Tpri的计算精度。由此，利用目标变速比γcvttgt和初级输入转矩Tpri计算目标次级推力Wsect及目标初级推力Wprit来控制无级变速机构24这样的前馈控制的精度被提高。因而，在这样的前馈控制中，可以兼顾相对于次级旋转速度Nsec在低旋转速度区域中的急剧变化的鲁棒性(robustness：“抗变换性”)和对目标变速比γcvttgt的追随性。另外，这里的上述鲁棒性例如表示相对于外部干扰等而言系统不会变得不稳定。

另外，根据本实施例，由于在当初级旋转速度Npri在上述规定输入侧旋转速度以上时，次级旋转速度Nsec在上述第一规定输出侧旋转速度以上并且不足上述第二规定输出侧旋转速度，并且，处于上述规定控制动作的实施中的情况下，由变速控制部96进行的无级变速机构24的实际变速比γcvt的更新被禁止，因此，可以确保用于实际变速比γcvt的计算的旋转速度的检测精度，并且，防止实际变速比γcvt的误运算。

另外，根据本实施例，由于在初级旋转速度Npri不足上述规定输入侧旋转速度的情况下，在次级旋转速度Nsec不足上述第一规定输出侧旋转速度的情况下，以及在当初级旋转速度Npri在上述规定输入侧旋转速度以上时，次级旋转速度Nsec在上述第一规定输出侧旋转速度以上并且不足上述第二规定输出侧旋转速度，并且，次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值在上述规定变化速度以上的情况下，由变速控制部96进行的无级变速机构24的实际变速比γcvt的更新被禁止，因此，在不能确保初级旋转速度Npri的检测精度时，以及在不能确保次级旋转速度Nsec的检测精度时，无级变速机构24的实际变速比γcvt不被更新。另外，在因次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值的变化速度大而不能确保无级变速机构24的实际变速比γcvt的运算精度时，无级变速机构24的实际变速比γcvt不被更新。由此，由次级旋转速度Nsec变化而引起的实际变速比γcvt的误运算受到抑制。

另外，根据本实施例，由于在初级旋转速度Npri在上述规定输入侧旋转速度以上，并且，次级旋转速度Nsec在上述第二规定输出侧旋转速度以上的情况下，以及，在当初级旋转速度Npri在上述规定输入侧旋转速度以上，并且，次级旋转速度Nsec在上述第一规定输出侧旋转速度以上并且不足上述第二规定输出侧旋转速度时，次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值不足上述规定变化速度，并且，不处于上述规定控制动作的实施中的情况下，由变速控制部96进行的无级变速机构24的实际变速比γcvt的更新被允许，因此，可以恰当地确保实际变速比γcvt的运算精度。

另外，根据本实施例，在实施上述原地卡合控制时，可以防止实际变速比γcvt的误运算。

接下来，说明本发明的其它实施例。另外，在下面的说明中，对于实施例相互共同的部分，赋予相同的附图标记，省略其说明。

实施例2

在上述实施例1中，作为上述规定控制动作，举例说明了上述原地卡合控制。在本实施例中，对于上述规定控制动作，举例说明不同于该原地卡合控制的控制动作。在车辆10中，由于在无级变速机构24的驱动轮14侧配置有第二离合器C2，因此，在动力传递装置16的空挡状态下，各个带轮60、64的旋转不被驱动轮14的旋转的状态所约束。在该状态下，当使发动机12的动作停止时，各个带轮60、64的旋转向零降低。这时，存在着次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值变成上述规定变化速度以上的可能性。

从而，上述规定控制动作例如是在第一离合器C1被卡合的齿轮行驶模式的减速行驶中，将发动机12的动作停止并且将第一离合器C1释放的经济运转控制。另外，上述规定控制动作例如是在第二离合器C2被卡合的带行驶模式的减速行驶中，将发动机12的动作停止并且将第二离合器C2释放的经济运转控制。

这样，上述规定控制动作例如是在只有第一离合C1及第一制动器B1之中的一个卡合装置处于卡合状态的行驶中，将发动机12的动作停止并且将处于该卡合状态的卡合装置向释放状态切换的控制动作。

更新禁止部98判断是否处于上述经济运转控制的实施中。上述经济运转控制的实施中，是由发动机控制部94向发动机控制装置42输出暂时将发动机12停止的发动机控制指令信号Se，并且，由变速控制部96向液压控制回路46输出将处于卡合状态的卡合装置释放的液压控制指令信号Scbd。

图6是说明电子控制装置90的控制动作的要部的流程图，即，说明在当计算无级变速机构24的实际变速比γcvt时，利用次级旋转速度Nsec的情况下，防止实际变速比γcvt的误运算用的控制动作的流程图，例如，该流程被反复实施。图6是不同于图4的流程图的实施例。图6的流程图与图4的流程图在S40变成S45这一点上不同。下面，主要对于该不同点进行说明。

在图6中，在上述S30的判断为否定的情况下，在对应于更新禁止部98的功能的S45，判断是否处于上述经济运转控制的实施中。在上述S10的判断为否定的情况下，或者，在上述S30的判断为肯定的情况下，或者，在上述S45的判断为肯定的情况下，在对应于更新禁止部98及变速控制部96的功能的S50中，输出更新禁止指令，不进行实际变速比γcvt的更新。在上述S20的判断为否定的情况下，或者，在上述S45的判断为否定的情况下，在对应于更新禁止部98及变速控制部96的功能的S60中，输出更新允许指令，实际变速比γcvt被更新。

如上所述，根据本实施例，与上述实施例1一样，在当计算无级变速机构24的实际变速比γcvt时，利用进行了滤波处理的次级旋转变化速度dNsec/dt的情况下，可以防止实际变速比γcvt的误运算。例如，在实施了上述经济运转控制时，可以防止实际变速比γcvt的误运算。

基于附图对本发明的实施例详细地进行了说明，但是，本发明也适用于其它的方式。

例如，在上述实施例1中，也可以将图4的流程图中的S30和S40交换等，图4的流程图可以被适当地变更。另外，在上述实施例2中，也可以将图6的流程图中的S30和S45交换等，图6的流程图可以被适当地变更。

另外，在上述实施例1中，在图5的时间图中，举例说明了在车辆10的停止中实施原地卡合控制的情况下的实施方式，但是，并不局限于该方式。例如，即使在车辆10的行驶中实施原地卡合控制的情况下，也可以应用本发明。在车辆10的行驶中的情况下，在图5的时间图的“旋转速度”栏中的“0”变成对应于车速V的值。

另外，在上述实施例中，作为上述规定控制动作，举例说明了上述原地卡合控制或上述经济运转控制的例子，但是并不局限于该方式。例如，上述规定控制动作也可以是在车辆10的停止中或者行驶中，并且，在发动机12的运转中，在变速杆84被保持在D操作位置不变而使动力传递装置16为空挡状态的空挡控制的实施中，结束该空挡控制而形成第一动力传递路径PT1或者第二动力传递路径PT2的控制动作。即，上述规定控制动作也可以是从上述空挡控制恢复的控制动作。总之，上述规定控制动作只要是存在着次级旋转变化速度dNsec/dt的绝对值变成上述规定变化速度以上的可能性的控制动作就可以。

另外，在上述实施例中，将本发明应用于配备有并列地设置在输入轴22与输出轴30之间的、经由齿轮机构28的第一动力传递路径PT1和经由无级变速机构24的第二动力传递路径PT2的车辆10，但是，并不局限于该方式。例如，也可以在将本发明应用于如下的车辆用动力传递装置,即,上述车辆用动力传递装置在动力源与驱动轮之间的动力传递路径中单独地配备无级变速机构24这样的带式的无级变速器，并且,在该带式的无级变速器与上述驱动轮之间的动力传递路径中配置无级部卡合装置。总之，只要是在动力源与驱动轮之间的动力传递路径中串列地配置带式的无级变速器和设置于比带式的无级变速器靠驱动轮侧的无级部卡合装置的车辆用动力传递装置，都可以应用本发明。该无级部卡合装置例如是起动离合器等摩擦卡合装置，或者，是配备有前进后退切换装置26的与第一离合器C1或者第一制动器B1同样的摩擦卡合装置等。

在单独配备有如上所述的带式的无级变速器的车辆用动力传递装置的控制装置中，上述规定控制动作，例如，是在上述无级部卡合装置处于释放状态时，伴随着将变速杆84向行驶操作位置切换的由驾驶员进行的换挡操作而将上述无级部卡合装置向卡合状态切换的控制动作，即，伴随着原地换挡操作而将上述无级部卡合装置卡合的原地卡合控制。即使这样，在实施该原地卡合控制时，也可以防止带式的无级变速器的实际变速比的误运算。

另外，在单独配备上述那样的带式的无级变速器的车辆用动力传递装置的控制装置中，上述规定控制动作，例如，是在上述无级部卡合装置的卡合状态下的行驶中，停止发动机的动作并且将上述无级部卡合装置向释放状态切换的控制动作，即，在上述无级部卡合装置被卡合的减速行驶中，停止发动机的动作并且将上述无级部卡合装置释放的经济运转控制。即使这样，在实施该经济运转控制时，也可以防止带式的无级变速器的实际变速比的误运算。

另外，在上述实施例中，齿轮机构28是形成成为比无级变速机构24的最低侧变速比γmax更低侧的变速比的一个齿轮级的齿轮机构，但是，并不局限于该方式。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。即，齿轮机构28也可以是两级以上变速的有级变速器。或者，齿轮机构28也可以是形成比无级变速机构24的最高侧变速比γmin更高侧的变速比、以及/或者比最低侧变速比γmax更低侧的变速比的齿轮机构。

另外，在上述实施例中，利用预定的升挡线及降挡线切换动力传递装置16的行驶模式，但是，并不局限于该方式。例如，也可以基于车速V及加速踏板操作量θacc来计算要求驱动力Fdem，设定可以满足该要求驱动力Fdem的变速比，由此，切换动力传递装置16的行驶模式。

另外，在上述实施例中，作为流体式传动装置，使用变矩器20，但是，并不局限于该方式。例如，也可以代替变矩器20而使用没有转矩放大作用的液力偶合器等其它的流体式传动装置。或者，也可以不必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中设置有啮合式离合器D1，但是，该啮合式离合器D1对于实施本发明也可以不是必须设置的。

另外，上面所述的终归是一种实施方式，基于本领域人员的知识，可以以附加各种变更、改进的方式实施上述本发明。

附图标记说明

10：车辆

12：发动机(动力源)

14：驱动轮

16：车辆用动力传递装置

22：输入轴(输入旋转构件)

24：无级变速机构

28：齿轮机构

30：输出轴(输出旋转构件)

60：初级带轮

64：次级带轮

66：传动带(传递部件)

84：变速杆(换挡切换装置)

90：电子控制装置(控制装置)

92：滤波处理部

96：变速控制部

98：更新禁止部

B1：第一制动器(齿轮部卡合装置)

C1：第一离合器(齿轮部卡合装置)

C2：第二离合器(无级部卡合装置)

PT1：第一动力传递路径

PT2：第二动力传递路径

Claims (10)

1.一种车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，上述车辆用动力传递装置(16)配备有无级变速机构(24)和无级部卡合装置(C2)，上述无级变速机构(24)具有初级带轮(60)、次级带轮(64)和卷绕在上述初级带轮与上述次级带轮之间的传递部件(66)，向驱动轮(14)侧传递动力源(12)的动力，上述无级部卡合装置(C2)设置在上述无级变速机构(24)与上述驱动轮(14)之间的动力传递路径(PT)中，其特征在于，包括：

滤波处理部(92)，上述滤波处理部(92)对于上述无级变速机构(24)的输出侧旋转速度(Nsec)的检测值进行使上述检测值的变动延迟的滤波处理，并输出处理后输出侧旋转速度(Nsec)；

变速控制部(96)，上述变速控制部(96)利用上述无级变速机构(24)的输入侧旋转速度(Npri)的检测值和上述处理后输出侧旋转速度(Nsec)计算上述无级变速机构(24)的变速比(γcvt)；以及

更新禁止部(98)，在处于规定控制动作的实施中的情况下，上述更新禁止部(98)禁止上述变速控制部(96)更新上述无级变速机构(24)的变速比(γcvt)，上述规定控制动作的实施中的情况为：无论上述处理后输出侧旋转速度(Nsec)的变化速度(dNsec/dt)如何，上述处理后输出侧旋转速度(Nsec)都处于比确保上述变速比(γcvt)的运算精度的规定高旋转速度区域低的旋转速度区域，但是，如果上述处理后输出侧旋转速度(Nsec)的变化速度(dNsec/dt)的绝对值比作为不能确保上述变速比(γcvt)的运算精度的变化速度区域的下限值的规定变化速度小，则上述处理后输出侧旋转速度(Nsec)处于确保上述变速比(γcvt)的运算精度的规定低旋转速度区域，并且，存在上述处理后输出侧旋转速度(Nsec)的变化速度(dNsec/dt)的绝对值变成上述规定变化速度以上的可能性。

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，

上述规定低旋转速度区域是上述处理后输出侧旋转速度(Nsec)在作为确保检测精度的规定输出侧旋转速度区域的下限值的第一规定输出侧旋转速度以上、并且不足作为上述规定高旋转速度区域的下限值的第二规定输出侧旋转速度的旋转速度区域，

在当上述输入侧旋转速度(Npri)的检测值在作为确保检测精度的规定输入侧旋转速度区域的下限值的规定输入侧旋转速度以上时，上述处理后输出侧旋转速度(Nsec)在上述第一规定输出侧旋转速度以上并且不足上述第二规定输出侧旋转速度，并且处于上述规定控制动作的实施中的情况下，上述更新禁止部(98)禁止上述变速控制部(96)更新上述无级变速机构(24)的变速比(γcvt)。

3.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，

在当上述输入侧旋转速度(Npri)的检测值不足上述规定输入侧旋转速度时，上述处理后输出侧旋转速度(Nsec)不足上述第一规定输出侧旋转速度的情况下，以及在当上述输入侧旋转速度(Npri)的检测值在上述规定输入侧旋转速度以上时，上述处理后输出侧旋转速度(Nsec)在上述第一规定输出侧旋转速度以上并且不足上述第二规定输出侧旋转速度，并且上述处理后输出侧旋转速度(Nsec)的变化速度(dNsec/dt)的绝对值在上述规定变化速度以上的情况下，上述更新禁止部(98)禁止上述变速控制部(96)更新上述无级变速机构(24)的变速比(γcvt)。

4.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，

在上述输入侧旋转速度(Npri)的检测值在上述规定输入侧旋转速度以上，并且，上述处理后输出侧旋转速度(Nsec)在上述第二规定输出侧旋转速度以上的情况下，以及，在当上述输入侧旋转速度(Npri)的检测值在上述规定输入侧旋转速度以上，并且，上述处理后输出侧旋转速度(Nsec)在上述第一规定输出侧旋转速度以上并且不足上述第二规定输出侧旋转速度时，上述处理后输出侧旋转速度(Nsec)的变化速度(dNsec/dt)的绝对值不足上述规定变化速度，并且，不处于上述规定控制动作的实施中的情况下，上述更新禁止部(98)允许上述变速控制部(96)更新上述无级变速机构(24)的变速比(γcvt)。

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

在上述输入侧旋转速度(Npri)的检测值在上述规定输入侧旋转速度以上，并且，上述处理后输出侧旋转速度(Nsec)在上述第二规定输出侧旋转速度以上的情况下，以及，在当上述输入侧旋转速度(Npri)的检测值在上述规定输入侧旋转速度以上，并且，上述处理后输出侧旋转速度(Nsec)在上述第一规定输出侧旋转速度以上并且不足上述第二规定输出侧旋转速度时，上述处理后输出侧旋转速度(Nsec)的变化速度(dNsec/dt)的绝对值不足上述规定变化速度，并且，不处于上述规定控制动作的实施中的情况下，上述更新禁止部(98)允许上述变速控制部(96)更新上述无级变速机构(24)的变速比(γcvt)。

6.如权利要求1至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，

上述规定控制动作为在上述无级部卡合装置(C2)处于释放状态时，伴随着将换挡切换装置(84)向行驶操作位置(D、R)切换的由驾驶员进行的换挡操作而将上述无级部卡合装置(C2)向卡合状态切换的控制动作。

7.如权利要求1至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，

上述动力源(12)为发动机(12)，上述规定控制动作为在上述无级部卡合装置(C2)的卡合状态下的行驶中，停止上述发动机(12)的动作并且将上述无级部卡合装置(C2)向释放状态切换的控制动作。

8.如权利要求1至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，

上述车辆用动力传递装置(16)具有多个动力传递路径(PT)，上述多个动力传递路径(PT)并列地设置在被传递上述动力源(12)的上述动力的输入旋转构件(22)与向上述驱动轮(14)输出上述动力的输出旋转构件(30)之间，能够分别从上述输入旋转构件(22)向上述输出旋转构件(30)传递上述动力，

上述多个动力传递路径(PT)为：通过齿轮部卡合装置(C1、B1)的卡合而形成的、经由具有齿轮级的齿轮机构(28)的第一动力传递路径(PT1)；以及通过上述无级部卡合装置(C2)的卡合而形成的、经由上述无级变速机构(24)的第二动力传递路径(PT2)。

9.如权利要求8所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，

上述规定控制动作为：当上述齿轮部卡合装置(C1、B1)及上述无级部卡合装置(C2)均处于释放状态时，伴随着将换挡切换装置(84)向行驶操作位置切换的由驾驶员进行的换挡操作，只将上述齿轮部卡合装置(C1、B1)及上述无级部卡合装置(C2)之中的一个卡合装置向卡合状态切换。

10.如权利要求8所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，

上述动力源(12)为发动机(12)，上述规定控制动作为：在只有上述齿轮部卡合装置(C1、B1)及上述无级部卡合装置(C2)之中的一个卡合装置处于卡合状态的行驶中，停止上述发动机(12)的动作并且将处于上述卡合状态的卡合装置向释放状态切换。

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