CN110388433A - 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，其在发生了最低速侧返回不良时，同时实现考虑了车辆用动力传递装置的升档时的第二卡合装置的发热的最低速侧返回不良的迅速消除和传递要素的打滑的防止或者抑制。在设定回带用目标变速比(γtgtb)时，在齿轮行驶模式下与带行驶模式相比而使回带速度(Δγtgtb)加快，因此能够在齿轮行驶模式下迅速消除回带不良。此外，在向无级变速机构(24)输入的输入转矩被设为较小的齿轮行驶模式下，即使回带速度被设为较快也易于防止带打滑。在向无级变速机构输入的输入转矩被设为较大的带行驶模式下，回带速度被设为较慢，因此易于防止带打滑。因此，能够同时实现回带不良的迅速消除和带打滑的防止。

Description

车辆用动力传递装置的控制装置

技术领域

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

背景技术

众所周知一种具备多条动力传递路径的车辆用动力传递装置的控制装置，所述多条动力传递路径被并排地设于对动力源的动力进行传递的输入旋转部件与向驱动轮输出所述动力的输出旋转部件之间，并且能够分别从所述输入旋转部件向所述输出旋转部件传递所述动力，所述多条动力传递路径为第一动力传递路径以及第二动力传递路径，所述第一动力传递路径通过第一卡合装置的卡合而形成且经由具有齿轮级的齿轮机构，所述第二动力传递路径通过第二卡合装置的卡合而形成且经由形成与所述第一动力传递路径相比而靠高速侧的变速比的、在主滑轮与次级带轮之间绕挂有传递要素的无级变速机构。例如，记载于专利文献1中的动力传递装置的控制装置即是如此。在该专利文献1中公开了如下内容，即，在形成经由齿轮机构的第一动力传递路径的情况下，将无级变速机构的变速比设为最低速侧变速比，并使次级带轮中的滑轮液压与主滑轮中的滑轮液压相比而升高。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2017-101745号公报

发明内容

发明所要解决的课题

但是，考虑在无级变速机构的实际的变速比被设为最低速侧变速比的状态下执行从形成第一动力传递路径的状态向形成第二动力传递路径的状态进行切换的车辆用动力传递装置的升档。由此，在上述车辆用动力传递装置的升档时，第二卡合装置的差转速减小从而抑制第二卡合装置的发热量。因此，当在形成第一动力传递路径的状态时存在无级变速机构的目标变速比为最低速侧变速比而无级变速机构的实际的变速比未变为最低速侧变速比的最低速侧返回不良的情况下，考虑使实际的变速比向最低速侧变速比进行变化。此外，当在形成第二动力传递路径的状态下实施车辆启动时，为了提高动力性能，考虑在无级变速机构的实际的变速比被设为最低速侧变速比的状态下执行。因此，即使在当形成第二动力传递路径的状态时存在最低速侧返回不良的情况下，也考虑使实际的变速比向最低速侧变速比进行变化。优选为，迅速地消除上述最低速侧返回不良。但是，若为了使实际的变速比迅速地向最低速侧变速比进行变化而使主滑轮中的滑轮液压暂时性地大幅降低，则会因向无级变速机构输入的输入转矩的增大而使传递要素的转矩容量不足，从而有可能发生传递要素的打滑。另一方面，若与向无级变速机构输入的输入转矩的大小无关地以考虑了防止传递要素的打滑的一样的速度而使实际的变速比向最低速侧变速比进行变化，则有可能给使开始车辆用动力传递装置的升档的时刻延迟。

本发明是以上述情况为背景而完成的，其目的在于，提供一种能够在发生了最低速侧返回不良时同时实现考虑了车辆用动力传递装置的升档时的第二卡合装置的发热的最低速侧返回不良的迅速消除和传递要素的打滑的防止或抑制的车辆用动力传递装置的控制装置。

用于解决课题的手段

第一发明的主旨在于，(a)一种车辆用动力传递装置的控制装置，所述车辆用动力传递装置具备多条动力传递路径，所述多条动力传递路径被并排地设于对动力源的动力进行传递的输入旋转部件与向驱动轮输出所述动力的输出旋转部件之间，并且能够分别从所述输入旋转部件向所述输出旋转部件传递所述动力，所述多条动力传递路径为第一动力传递路以及第二动力传递路径，所述第一动力传递路通过第一卡合装置的卡合而形成且经由具有齿轮级的齿轮机构，所述第二动力传递路径通过第二卡合装置的卡合而形成且经由如下的无级变速机构，所述无级变速机构形成有与所述第一动力传递路径相比而靠高速侧的变速比且在主滑轮与次级带轮之间绕挂有传递要素，所述车辆用动力传递装置的控制装置包括：(b)状态判断部,其在所述无级变速机构的目标变速比为最低速侧变速比时，对是否处于所述无级变速机构的实际的变速比未变为所述最低速侧变速比的状态进行判断；(c)变速控制部，其在通过所述状态判断部而判断为处于所述实际的变速比未变为所述最低速侧变速比的状态的情况下，作为所述无级变速机构的目标变速比而设定使所述实际的变速比向所述最低速侧变速比变化的过渡目标变速比，以代替所述最低速侧变速比，并且在设定所述过渡目标变速比时，在形成了所述第一动力传递路径的状态下，与形成了所述第二动力传递路径的状态相比而使所述过渡目标变速比的变化速度加快。

另外，第二发明在于，在所述第一发明所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述变速控制部在设定所述过渡目标变速比时，在所述实际的变速比和所述最低速侧变速比之差变小的情况下，与所述差较大时相比而使所述过渡目标变速比的变化速度减慢。

另外，第三发明在于，在所述第一发明或者第二发明所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述第二卡合装置被设于所述次级带轮与所述输出旋转部件之间的动力传递路径中，所述变速控制部在设定所述过渡目标变速比时，在形成了所述第一动力传递路径的状态下，随着所述次级带轮的转速越快则使所述过渡目标变速比的变化速度越快。

另外，第四发明在于，在所述第一发明至第三发明中的任意一个所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述变速控制部在所述实际的变速比被设为所述最低速侧变速比的状态下，执行从形成了所述第一动力传递路径的状态向形成了所述第二动力传递路径的状态的切换。

另外，第五发明在于，在所述第一发明至第四发明中的任意一个所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，在形成了所述第一动力传递路径的状态时，所述变速控制部设定所述最低速侧变速比来作为所述无级变速机构的目标变速比。

另外，第六发明在于，在所述第一发明至第五发明中的任意一个所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述变速控制部在车辆被启动时，设定所述最低速侧变速比来作为所述无级变速机构的目标变速比。

另外，第七发明在于，在所述第一发明至第六发明中的任意一个所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述变速控制部在设定所述过渡目标变速比时，当在完全卡合的状态和完全释放的状态之间对所述第二卡合装置的动作状态进行切换的过渡中的状态下，与形成了所述第二动力传递路径的状态相比而使所述过渡目标变速比的变化速度加快。

另外，第八发明在于，在所述第一发明至第六发明中的任意一个所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述变速控制部在设定所述过渡目标变速比时，当在完全卡合的状态和完全释放的状态之间对所述第二卡合装置的动作状态进行切换的过渡中的状态下，与形成了所述第一动力传递路径的状态相比而使所述过渡目标变速比的变化速度减慢。

发明效果

根据所述第一发明，在发生了无级变速机构的目标变速比为最低速侧变速比且无级变速机构的实际的变速比未变为最低速侧变速比的状态、即最低速侧返回不良的情况下，由于作为无级变速机构的目标变速比而设定使实际的变速比向最低速侧变速比变化的过渡目标变速比以代替最低速侧变速比，因此能够在发生了最低速侧返回不良时使实际的变速比适当地向最低速侧变速比进行变化。并且，由于在设定该过渡目标变速比时，在形成了第一动力传递路径的状态下，与形成了第二动力传递路径的状态相比而使过渡目标变速比的变化速度加快，因此能够在形成了第一动力传递路径的状态下迅速地消除最低速侧返回不良。此外，在形成了第二卡合装置为完全释放的状态即第一动力传递路径的状态下，与形成第二卡合装置为完全卡合的状态即第二动力传递路径的状态相比，向无级变速机构输入的输入转矩变小。因此，在形成了第一动力传递路径的状态下，即使过渡目标变速比的变化速度被设为较快，也易于防止或者抑制传递要素的打滑。另一方面，由于在形成了向无级变速机构输入的输入转矩被设为较大的第二动力传递路径的状态下，过渡目标变速比的变化速度被设为较慢，因此易于防止或者抑制传递要素的打滑。因此，能够在发生了最低速侧返回不良时，同时实现考虑了在从形成有第一动力传递路径的状态向形成了第二动力传递路径的状态进行切换的车辆用动力传递装置的升档时的第二卡合装置的发热的最低速侧返回不良的迅速消除和传递要素的打滑的防止或抑制。

另外，根据所述第二发明，由于在设定过渡目标变速比时，在实际的变速比和最低速侧变速比之差变小的情况下，与该差较大时相比而使过渡目标变速比的变化速度减慢，因此能够使实际的变速比平顺地接近最低速侧变速比。

另外，根据所述第三发明，由于在设定过渡目标变速比时，在形成了第一动力传递路径的状态下，随着次级带轮的转速越快则使过渡目标变速比的变化速度越快，因此能够在形成了第一动力传递路径的状态下更加迅速地消除最低速侧返回不良。

另外，根据所述第四发明，由于在实际的变速比被设为最低速侧变速比的状态下执行从形成了第一动力传递路径的状态向形成了第二动力传递路径的状态的切换，因此在形成了第一动力传递路径的状态下迅速地消除最低速侧返回不良，从而能够适当地准备车辆用动力传递装置的升档。

另外，根据所述第五发明，由于在形成了第一动力传递路径的状态时，设定最低速侧变速比来作为无级变速机构的目标变速比，因此能够准备车辆用动力传递装置的升档。

另外，根据所述第六发明，由于在车辆被启动时，设定最低速侧变速比来作为无级变速机构的目标变速比，因此即使在形成了第二动力传递路径的状态下启动车辆时，也易于确保动力性能。

另外，根据所述第七发明，由于在设定过渡目标变速比时，当在完全卡合的状态和完全释放的状态之间对第二卡合装置的动作状态进行切换的过渡中的状态下，与形成第二动力传递路径的状态相比而使过渡目标变速比的变化速度加快，因此能够在第二卡合装置的动作状态被设为过渡中的状态下迅速地消除最低速侧返回不良。此外，第二卡合装置的动作状态被设为过渡中的状态，与第二卡合装置为完全卡合的状态、即形成了第二动力传递路径的状态相比，向无级变速机构输入的输入转矩变小。因此，在第二卡合装置的动作状态被设为过渡中的状态下，即使过渡目标变速比的变化速度被设为较快，也易于防止或抑制传递要素的打滑。

另外，根据所述第八发明，由于在设定过渡目标变速比时，当在完全卡合的状态和完全释放的状态之间对第二卡合装置的动作状态进行切换的过渡中的状态下，与形成第一动力传递路径的状态相比而使过渡目标变速比的变化速度减慢，因此在第二卡合装置的动作状态被设为过渡中的状态下，与第二卡合装置为完全释放的状态、即形成第一动力传递路径的状态相比，向无级变速机构输入的输入转矩变大，相对于该情况，也易于防止或抑制传递要素的打滑。

附图说明

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

图2是用于对无级变速机构的结构以及液压控制回路的结构进行说明的图。

图3是表示用于对变速控制所必需的推力进行说明的一个示例的图。

图4是表示图3的t2时间点处的各个推力的关系的一个示例的图。

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

图6是表示用于对在次级带轮侧的推力的计算中所使用的推力比进行计算的推力比映射的一个示例的图。

图7是表示用于对在主滑轮侧的推力的计算中所使用的推力比进行计算的推力比映射的一个示例的图。

图8是表示用于对次级差推力进行计算的差推力映射的一个示例的图。

图9是表示用于对主差推力进行计算的差推力映射的一个示例的图。

图10是对在带行驶模式下的车辆启动时发生了回带不良的情况下所设定的回带用目标变速比进行例示的图。

图11是对发生了回带不良时的车辆启动时所设定的回带用目标变速比以与图10所示的带行驶模式时的回带用目标变速比进行比较的方式进行例示的图。

图12是对电子控制装置的控制动作的主要部分、即在产生回带不良时用于同时实现动力传递装置的有级升档时的考虑了第二离合器的发热的回带不良的迅速消除和带打滑的防止或抑制的控制动作进行说明的流程图。

图13是对电子控制装置的控制动作的主要部分、即用于对回带用目标变速比进行设定的控制动作进行说明的流程图，并且是与图12的流程图中的步骤S40相对应的子程序。

具体实施方式

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

另外，变速比为“输入侧的旋转部件的转速/输出侧的旋转部件的转速”。例如，所述无极变速机构的变速比为“主滑轮的转速/次级带轮的转速”。此外，所述车辆用动力传递装置的变速比为“输入旋转部件的转速/输出旋转部件的转速”。变速比中的高速侧为变速比变小的一侧即高车速侧。变速比中的低速侧为变速比变大的一侧即低车速侧。例如，所述最低速侧变速比为，成为最低的车速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。

另外，所述动力源例如是通过燃料的燃烧而产生动力的汽油发动机、柴油发动机等发动机。另外，作为所述动力源，所述车辆除了该发动机之外还可以另外具备电动机等，或者具备电动机等来代替该发动机。

以下，参照附图，对本发明的实施例进行详细说明。

[实施例]

图1是对应用了本发明的车辆10的概要结构进行说明的图，并且是对车辆10中的用于各种控制的控制功能以及控制系统的主要部分进行说明的图。在图1中，车辆10具备：起到动力源的作用的发动机12、驱动轮14、被设于发动机12与驱动轮14之间的动力传递路径上的车辆用动力传递装置16。以下，将车辆用动力传递装置16称为动力传递装置16。

动力传递装置16具备：在作为非旋转部件的壳体18内，连结于发动机12的作为流体式传动装置的公知的变矩器20、连结于变矩器20的输入轴22、连结于输入轴22的无级变速机构24、同样连结于输入轴22的前进后退切换装置26、经由前进后退切换装置26与输入轴22连结且被设为与无级变速机构24并排设置的齿轮机构28、无级变速机构24以及齿轮机构28共同的输出旋转部件即输出轴30、副轴32、由相对于输出轴30以及副轴32分别以不能相对旋转的方式设置且啮合的一对齿轮组成的减速齿轮装置34、被设为相对于副轴32不能相对旋转的齿轮36、连结于齿轮36的差速器齿轮38等。另外，动力传递装置16具备连结于差速器齿轮38的左右的车轴40。输入轴22是对发动机12的动力进行传递的输入旋转部件。输出轴30是向驱动轮14输出发动机12的动力的输出旋转部件。所述动力在没有特别进行区别的情况下与转矩力意思相同。

在如此构成的动力传递装置16中，从发动机12输出的动力依次经由变矩器20、前进后退切换装置26、齿轮机构28、减速齿轮装置34、差速器齿轮38、车轴40等，向左右的驱动轮14进行传递。或者，在动力传递装置16中，从发动机12输出的动力依次经由变矩器20、无级变速机构24、减速齿轮装置34、差速器齿轮38、车轴40等，向左右的驱动轮14进行传递。

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

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

发动机12具备发动机控制装置42，发动机控制装置42具有电子节气装置、燃料喷射装置、点火装置等发动机12的输出控制所需要的各种设备。发动机12通过后述的电子控制装置100，根据与驾驶员对车辆10的驱动要求量对应的加速器踏板的操作量即加速器操作量θacc对发动机控制装置42进行控制，从而对发动机12的输出转矩即发动机转矩Te进行控制。

变矩器20具备：连结于发动机12的泵叶轮20p、以及连结于输入轴22的涡轮叶轮20t。动力传递装置16具备连结于泵叶轮20p的机械式的机油泵44。机油泵44通过由发动机12进行旋转驱动，而将用于对无级变速机构24进行变速控制、产生无级变速机构24中的带夹持压力、或者对所述多个卡合装置各自的卡合或释放等工作状态进行切换的工作液压的初始压力供给到车辆10所具备的液压控制回路46。

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

齿轮机构28具备：小径齿轮48、齿轮机构副轴50、被设置为围绕齿轮机构副轴50而与该齿轮机构副轴50同轴心且不能相对于该齿轮机构副轴50相对旋转并与小径齿轮48啮合的大径齿轮52。大径齿轮52的直径比小径齿轮48大。另外，齿轮机构28具备：被设置为围绕齿轮机构副轴50而与该齿轮机构副轴50同轴心且能够相对于该齿轮机构副轴50相对旋转的惰轮54；被设置为围绕输出轴30而与该输出轴30同轴心且不能相对于该输出轴30相对旋转并与惰轮54啮合的输出齿轮56。输出齿轮56的直径比惰轮54大。因此，齿轮机构28在输入轴22与输出轴30之间的动力传递路径PT中形成一个齿轮级。齿轮机构28是具有齿轮级的齿轮机构。齿轮机构28还具备围绕齿轮机构副轴50且被设置在大径齿轮52与惰轮54之间并对它们之间的动力传递路径选择性地进行连接、切断的啮合式离合器D1。啮合式离合器D1是对第一动力传递路径PT1选择性地进行连接、切断的卡合装置，是通过卡合而形成第一动力传递路径PT1的卡合装置。啮合式离合器D1是通过与第一离合器C1或第一制动器B1一同被卡合来形成第一动力传递路径PT1的卡合装置，被包括在所述多个卡合装置中。啮合式离合器D1是通过动力传递装置16中具备的未图示的液压作动器的工作而被切换工作状态的。

第一动力传递路径PT1通过啮合式离合器D1与设置在比啮合式离合器D1更靠近输入轴22侧的第一离合器C1或第一制动器B1一同卡合而形成。通过第一离合器C1的卡合而形成前进用的动力传递路径，另一方面，通过第一制动器B1的卡合而形成后退用的动力传递路径。在动力传递装置16中，如果形成第一动力传递路径PT1，那么成为能够将发动机12的动力从输入轴22经由齿轮机构28向输出轴30传递的动力可传递状态。另一方面，如果第一离合器C1以及第一制动器B1一同被释放，或者啮合式离合器D1被释放，那么第一动力传递路径PT1成为不能进行动力传递的空档状态。

图2是用于对无级变速机构24的结构进行说明的图。在图1、图2中，无级变速机构24具备：被设为与输入轴22同轴心且一体地连结于输入轴22的主轴58、连结于主轴58且有效直径可变的主滑轮60、被设为与输出轴30同轴心的次轴62、连结于次轴62且有效直径可变的次级带轮64、绕挂于各滑轮60、64之间的作为传递要素的传动带66。无级变速机构24是经由各滑轮60、64与传动带66之间的摩擦力而进行动力传递的公知的带式的无级变速机，将发动机12的动力向驱动轮14侧传递。所述摩擦力与夹持压力意思相同，也称为带夹持压力。该带夹持压力为无级变速机构24中的传动带66的转矩容量即带转矩容量Tcvt。

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

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

在无级变速机构24中，如果提高主压Pin，那么主滑轮60的V槽宽度变窄，变速比γcvt变小。变速比γcvt变小意味着无级变速机构24升档。在无级变速机构24中，在主滑轮60的V槽宽度最小时，形成最高速侧变速比γmin。该最高速侧变速比γmin是通过无级变速机构24所能形成的变速比γcvt的范围中的成为最高车速侧的最高车速侧的变速比γcvt，是变速比γcvt成为最小的值的最小变速比。另一方面，在无级变速机构24中，如果降低主压Pin，那么主滑轮60的V槽宽度变宽，变速比γcvt变大。变速比γcvt变大意味着无级变速机构24降档。在无级变速机构24中，在主滑轮60的V槽宽度最大时，形成最低速侧变速比γmax。该最低速侧变速比γmax是通过无级变速机构24所能形成的变速比γcvt的范围中的成为最低车速侧的最低车速侧的变速比γcvt，是变速比γcvt成为最大的值的最大变速比。此外，在无级变速机构24中，通过主推力Win与次级推力Wout防止带打滑的同时，以主推力Win与次级推力Wout的相互关系来实现目标变速比γcvttgt，并非仅通过一方的推力来实现目标的变速。如下文所述，通过利用主压Pin与次级压Pout的相互关系而对主推力Win与次级推力Wout的比的值即推力比τ(＝Wout/Win)进行变更来对无级变速机构24的变速比γcvt进行变更。推力比τ为次级推力Wout相对于主推力Win的比的值。例如，推力比τ越大，变速比γcvt越大，即无级变速机构24被降档。

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

在动力传递装置16中，第一动力传递路径PT1中的变速比γgear(＝输入轴转速Nin/输出轴转速Nout)即齿轮机构28的变速比EL被设定为，比第二动力传递路径PT2中的最大变速比即无级变速机构24的最低速侧变速比γmax更大的值。即，变速比EL被设定为比最低速侧变速比γmax更靠近低速侧的变速比。齿轮机构28的变速比EL相当于动力传递装置16中的第一变速比γ1，无级变速机构24的最低速侧变速比γmax相当于动力传递装置16中的第二变速比γ2。如此一来，第二动力传递路径PT2形成与第一动力传递路径PT1相比而靠高速侧的变速比。此外，输入轴转速Nin为输入轴22的转速，输出轴转速Nout为输出轴30的转速。

在车辆10中，能选择性地进行齿轮行驶模式下的行驶与带行驶模式下的行驶。齿轮行驶模式为能够用第一动力传递路径PT1进行行驶的行驶模式，是在动力传递装置16中形成第一动力传递路径PT1的状态下的行驶模式。带行驶模式为能够用第二动力传递路径PT2进行行驶的行驶模式，是在动力传递装置16中形成第二动力传递路径PT2的状态下的行驶模式。在齿轮行驶模式中，在设为能够进行前进行驶的情况下，第一离合器C1以及啮合式离合器D1被卡合，并且第二离合器C2以及第一制动器B1被释放。在齿轮行驶模式中，在设为能够进行后退行驶的情况下，第一制动器B1以及啮合式离合器D1被卡合，且第二离合器C2以及第一离合器C1被释放。在带行驶模式中，第二离合器C2被卡合并且第一离合器C1以及第一制动器B1被释放。在该带行驶模式中，能进行前进行驶。

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

车辆10具备作为控制器的电子控制装置90，电子控制装置90包括动力传递装置16的控制装置。电子控制装置90被构成为包括具备例如CPU、RAM、R0M、输入输出接口等的所谓的微型计算机，CPU利用RAM的临时存储功能且根据预先存储在R0M中的程序进行信号处理从而执行车辆10的各种控制。电子控制装置90执行发动机12的输出控制、无级变速机构24的变速控制和带夹持压力控制、对所述多个卡合装置(C1、B1、C2、D1)的各自的工作状态进行切换的液压控制等。电子控制装置90根据需要分别构成为发动机控制用、液压控制用等。

车辆10所具备的各种传感器等(例如，各种转速传感器70、72、74、76、加速器操作量传感器78、节气门开度传感器80、档位传感器82、油温传感器84等)所得到的各种检测信号等(例如发动机转速Ne、与输入轴转速Nin同值的主转速Npri、次级转速Nsec、与车速V对应的输出轴转速Nout、表示驾驶员的加速操作的大小的加速器操作量θacc、节气门开度tap、作为车辆10所具备的换档装置的变速杆86的操作位置P0Ssh、液压控制电路46内的工作油的温度即工作油温THoil等)分别供给到电子控制装置90。另外，从电子控制装置90对车辆10所具备的各装置(例如，发动机控制装置42、液压控制回路46等)分别输出各种指令信号(例如，用于对发动机12进行控制的发动机控制指令信号Se、用于对无级变速机构24的变速和带夹持压力等进行控制的液压控制指令信号Scvt、用于对所述多个卡合装置各自的工作状态进行控制的液压控制指令信号Scbd等)。此外，输入轴转速Nin(＝主转速Npri)也是涡轮转速，另外，主转速Npri也是主滑轮60的转速，另外，次级转速Nsec也是次级带轮64的转速。另外，电子控制装置90基于主转速Npri与次级转速Nsec而对无级变速机构24的实际的变速比γcvt即实际变速比γcvt(＝Npri/Nsec)进行计算。

换档杆86的操作位置P0Ssh例如是P、R、N、D操作位置。P操作位置是动力传递装置16成为空档状态且输出轴30以不能够旋转的方式被机械地固定的、选择动力传递装置16的P位置的驻车操作位置。动力传递装置16的空档状态例如通过第一离合器C1、第一制动器B1以及第二离合器C2一同被释放来实现。也就是说，动力传递装置16的空档状态为第一动力传递路径PT1以及第二动力传递路径PT2均未形成的状态。R操作位置是在齿轮行驶模式下能够进行后退行驶的、选择动力传递装置16的R位置的后退行驶操作位置。N操作位置是动力传递装置16成为空档状态的、选择动力传递装置16的N位置的空档操作位置。D操作位置是在齿轮行驶模式下能够进行前进行驶或者在带行驶模式下执行无级变速机构24的自动变速控制而能够进行前进行驶的、选择动力传递装置16的D位置的前进行驶操作位置。因此，D操作位置以及R操作位置分别是用于将动力传递装置16设为能够进行动力传递的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具备：发动机控制单元即发动机控制部92以及变速控制单元即变速控制部94。

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

在车辆停止中操作位置POSsh是P操作位置或N操作位置的情况下，变速控制部94以备向齿轮行驶模式转移，而向液压控制回路46输出对啮合式离合器D1进行卡合的液压控制指令信号Scbd。在车辆停止中操作位置POSsh从P操作位置或N操作位置变为D操作位置的情况下，变速控制部94向液压控制回路46输出对第一离合器C1进行卡合的液压控制指令信号Scbd。由此，行驶模式向能够进行前进行驶的齿轮行驶模式转移。在车辆停止中操作位置POSsh从P操作位置或N操作位置变为R操作位置的情况下，变速控制部94向液压控制回路46输出对第一制动器B1进行卡合的液压控制指令信号Scbd。由此，行驶模式向能够进行后退行驶的齿轮行驶模式转移。

在操作位置P0Ssh是D操作位置的情况下，变速控制部94执行对齿轮行驶模式与带行驶模式进行切换的切换控制。具体来说，变速控制部104通过对具有用于对与齿轮行驶模式中的齿轮机构28的变速比EL对应的第一变速级和与带行驶模式中的无级变速机构24的最低速侧变速比γmax对应的第二变速级进行切换的预定的滞后的、预先确定的关系即作为有级变速映射的升档线以及降档线应用车速V以及加速器操作量θacc而对是否需要变速进行判断，并基于其判断结果对行驶模式进行切换。

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

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

在对齿轮行驶模式与带行驶模式进行切换的切换控制中，通过经由啮合式离合器D1被卡合的中车速区域下的带行驶模式的状态而只进行上述离合器到离合器变速所实现的转矩的交换就能对第一动力传递路径PT1与第二动力传递路径PT2进行切换，因此可抑制切换冲击。在本实施例中，将对齿轮行驶模式和带行驶模式进行切换的切换控制称为离合器到离合器变速控制即CtoC变速控制。

变速控制部94在带行驶模式中，向液压控制回路46输出以无级变速机构24的带不发生打滑且达成无级变速机构24的目标变速比γcvttgt的方式对主压Pin及次级压Pout进行控制的液压控制指令信号Scvt，执行无级变速机构24的变速。该液压控制指令信号Scvt为，用于将使主压Pin成为目标主压Pintgt的主指示压Spin以及用于使次级压Pout成为目标次级压Pouttgt的次级指示压Spout。

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

具体来说，变速控制部94分别对主目标推力Wintgt以及次级目标推力Wouttgt进行计算。作为次级目标推力Wouttgt，变速控制部94选择次级推力Wout和次级侧打滑极限推力Woutlmt中的较大的推力，所述次级推力Wout基于主滑轮60的打滑极限推力Wlmt即主侧打滑极限推力Winlmt而计计算，所述次级侧打滑极限推力Woutlmt为次级带轮64的打滑极限推力Wlmt。基于主侧打滑极限推力Winlmt所计计算的次级推力Wout是如下文所述那样在次级带轮64侧进行变速控制所必需的推力即次级侧变速控制推力Woutsh。

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

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

前述的变速控制所必需的推力是用于实现目标的变速所必需的推力，并且是用于实现目标变速比γcvttgt以及目标变速速度dγtgt所必需的推力。变速速度dγ例如是每单位时间的变速比γcvt的变化量(＝dγcvt/dt)。在本实施例中，将变速速度dγ定义为传动带66的每一个元件所对应的滑轮位置移动量(＝dX/dNelm)。“dX”是每单位时间的滑轮的轴向位移量[mm/ms]，“dNelm”是每单位时间内卷入滑轮的元件数量[个/ms]。作为变速速度dγ，由主变速速度dγin(＝dXin/dNelmin)与次级变速速度dγout(＝dXout/dNelmout)来表示。

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

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

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

图5是表示用于以必需的最小限度的推力来使目标的变速和防止带打滑同时成立的控制结构的框图，并且是对无级变速机构24中的液压控制即CVT液压控制进行说明的图。

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

变速控制部94对在主目标推力Wintgt以及次级目标推力Wouttgt的计算中使用的向无级变速机构24输入的输入转矩进行计算。向该无级变速机构24输入的输入转矩为，在实现无级变速机构24的目标变速比γcvttgt的推力比τ的计算中使用的推力比计算用的带输入转矩Tb1、以及在主侧打滑极限推力Winlmt和次级侧打滑极限推力Woutlmt的各自的计算中使用的防止带打滑用的带输入转矩Tb2。在本实施例中，将推力比计算用的带输入转矩Tb1称为推力比计算用输入转矩Tb1，将防止带打滑用的带输入转矩Tb2称为带打滑防止用输入转矩Tb2。

具体来说，变速控制部94通过在预先确定的关系即例如发动机转矩映射中应用节气门开度tap以及发动机转速Ne，从而计算发动机转矩Te的推断值。变速控制部94基于发动机转矩Te的推断值和预先确定的关系即例如转矩变矩器20的特性，来计算涡轮转矩Tt。该涡轮转矩Tt是向无级变速机构24输入的输入转矩的推断值。变速控制部94将该涡轮转矩Tt设为推力比计算用输入转矩Tb1。

带打滑防止用输入转矩Tb2只要基本上使用推力比计算用输入转矩Tb1即可。但是，对于推力比计算用输入转矩Tb1为0时打滑极限推力Wlmt被设为0的情况，若考虑到偏差等则并不是优选的。如此，带打滑防止用输入转矩Tb2使用对推力比计算用输入转矩Tb1的绝对值实施了下限保护处理的转矩。变速控制部94选择推力比计算用输入转矩Tb1的绝对值以及最低保证转矩Tblim中的较大一方的转矩来作为带打滑防止用输入转矩Tb2。该最低保证转矩Tblim为，例如为了防止带打滑而用于以考虑到偏差的方式使带打滑防止用输入转矩Tb2在安全侧升高的预先确定的下限转矩，且为正值的转矩。另外，在推力比计算用输入转矩Tb1变为负值的情况下，若考虑到转矩精度较低的情况，也可以使用与推力比计算用输入转矩Tb1相对应的预定转矩来作为带打滑防止用输入转矩Tb2。该预定转矩例如是作为与推力比计算用输入转矩Tb1的绝对值相比较大的值而预先确定的正值的转矩。如此带打滑防止用输入转矩Tb2是以推力比计算用输入转矩Tb1为基础的转矩。

在图5的框B1以及框B2中，变速控制部94基于实际变速比γcvt和带打滑防止用输入转矩Tb2来计算打滑极限推力Wlmt。具体来说，变速控制部94利用下式(1)而对次级侧打滑极限推力Woutlmt进行计算。变速控制部94利用下式(2)而对主侧打滑极限推力Winlmt进行计算。在下式(1)以及下式(2)中，“Tb2”是带打滑防止用输入转矩Tb2、“Tout”是将带打滑防止用输入转矩Tb2向次级带轮64侧进行换算所得到的转矩(＝γcvt×Tb2＝(Rout/Rin)×Tb2)、“α”是各个滑轮60、64的槽轮角，“μin”是主滑轮60中的预定的元件-滑轮之间的摩擦系数，“μout”是次级带轮64中的预定的元件-滑轮之间的摩擦系数，“Rin”是根据实际变速比γcvt而唯一地计算出的主滑轮60的带绕挂直径，“Rout”是根据实际变速比γcvt而唯一地计算出的次级带轮64的带绕挂直径(参照图2)。

Woutlmt＝(Tout×cosα)/(2×μout×Rout)

＝(Tin×cosα)/(2×μout×Rin)…(1)

Winlmt＝(Tin×cosα)/(2×μin×Rin)…(2)

打滑极限推力Wlmt例如也可以使用对上述计算出的打滑极限推力Wlmt实施了下限保护处理的值。例如作为图5的框B3中使用的主侧打滑极限推力Winlmt，变速控制部94选择利用所述式(2)计算出的主侧打滑极限推力Winlmt和主侧最低推力Winmin中的较大一方的推力。主侧最低推力Winmin为，包括因主压Pin的控制上的偏差而产生的推力和因液压作动器60c的离心液压而产生的推力的主滑轮60的结构极限最低推力。主压Pin的控制上的偏差为，例如即使输出了将主压Pin设为0的主指示压Spin，也有可能从液压控制电路46被供给到液压作动器60c中的、预先确定的主压Pin的最大值。对于次级侧打滑极限推力Woutlmt也同样。

在图5的框B3以及框B6中，变速控制部94对平衡推力Wbl进行计算。也就是说，变速控制部94分别计算相对于主侧打滑极限推力Winlmt的次级平衡推力Woutbl以及相对于次级目标推力Wouttgt的主平衡推力Winbl。

具体来说，变速控制部94例如通过将目标变速比γcvttgt以及主侧安全率SFin的倒数SFin^-1应用到如图6所示的推力比映射map(τin)中，从而对实现目标变速比γcvttgt的推力比τin进行计算。推力比映射map(τin)为表示将目标变速比γcvttgt作为参数而预先确定的主侧安全率的倒数SFin^-1与推力比τin的关系的一个示例的图。推力比τin是作为在基于主滑轮60侧的推力来对次级带轮64侧的推力进行计算时所使用的推力比的次级推力计算用推力比。变速控制部94利用下式(3)并基于主侧打滑极限推力Winlmt以及推力比τin来对次级平衡推力Woutbl进行计算。主侧安全率SFin例如为“Win/Winlmt”或者“Tb2/Tb1”，主侧安全率的倒数SFin^-1例如为“Winlmt/Win”或者“Tb1/Tb2”。此外，变速控制部94例如通过将目标变速比γcvttgt以及次级侧安全率SFout的倒数SFout^-1应用到如图7所示的推力比映射map(τout)中，而对实现目标变速比γcvttgt的推力比τout进行计算。推力比映射map(τout)为表示将目标变速比γcvttgt作为参数而预先确定的次级侧安全率的倒数SFout^-1与推力比τout的关系的一个示例的图。推力比τout是作为在基于次级带轮64侧的推力而对主滑轮60侧的推力进行计算时所使用的推力比的主推力计算用推力比。变速控制部94利用下式(4)并基于次级目标推力Wouttgt以及推力比τout，来对主平衡推力Winbl进行计算。次级侧安全率SFout例如为“Wout/Woutlmt”或者“Tb2/Tb1”，次级侧安全率的倒数SFout^-1例如为“Woutlmt/Wout”或者“Tb1/Tb2”。另外，由于带打滑防止用输入转矩Tb2始终为正值，因此在推力比计算用输入转矩Tb1成为正值的车辆10处于驱动状态时，为了使上述各个安全率的倒数SFin^-1、SFout^-1也成为正值，推力比τ使用驱动区域的值。另一方面，由于在推力比计算用输入转矩Tb1成为负值那样的车辆10处于被驱动状态(车辆自身未驱动的状态)时，为了使上述各个安全率的倒数SFin^-1、SFout^-1也成为负值，推力比τ使用被驱动区域的值。此外，倒数SFin^-1、SFout^-1可以在每次平衡推力Wbl的计算时被计算出，而如果对安全率SFin、SFout分别设定了预定的值(例如大约1-1.5)，则可以对其倒数进行设定。

Woutbl＝Winlmt(g)×τin…(3)

Winbl＝Wouttgt/τout…(4)

如前文所述，打滑极限推力Winlmt、Woutlmt为，基于以推力比计算用输入转矩Tb1为基础的带打滑防止用输入转矩Tb2而被计算出的。成为对推力比τin、τout进行计算的基础的上述各个安全率的倒数SFin^-1、SFout^-1是基于推力比计算用输入转矩Tb1的值。因此，变速控制部94基于推力比计算用输入转矩Tb1来对实现无级变速机构24的目标变速比γcvttgt的推力比τ进行计算。

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

具体来说，变速控制部94例如通过将次级目标变速速度dγouttgt应用于如图8所示的差推力映射map(ΔWout)中从而对次级差推力ΔWout进行计算。差推力映射map(ΔWout)为表示预先确定的次级变速速度dγout与次级差推力ΔWout的关系的一个示例的图。作为用于防止主滑轮60侧的带打滑所必需的次级推力，变速控制部94对在次级平衡推力Woutbl中加上次级差推力ΔWout所得到的次级侧变速控制推力Woutsh(＝Woutbl+ΔWout)进行计算。另外，变速控制部94例如通过将主目标变速速度dγintgt应用到如图9所示的差推力映射map(ΔWin)中从而对主差推力ΔWin进行计算。差推力映射map(ΔWin)为表示预先确定的主变速速度dγin与主差推力ΔWin的关系的一个示例的图。变速控制部94在主平衡推力Winbl中加上主差推力ΔWin从而对主侧变速控制推力Winsh(＝Winbl+ΔWin)进行计算。

在上述框B3、框B4中的运算中，使用了如图6所示的推力比映射map(τin)或如图8所示那样的差推力映射map(ΔWout)等预先确定的物理特性图。因此，由于液压控制电路46等的个体差而在次级平衡推力Woutbl、次级差推力ΔWout的计算结果中存在相对于物理特性的偏差。如此，在考虑相对于这种物理特性的偏差的情况下，变速控制部94也可以将控制裕度Wmgn加到主侧打滑极限推力Winlmt中。控制裕度Wmgn是和相对于物理特性的偏差量相对应的预先确定的预定推力，该物理特性是与次级平衡推力Woutbl、次级差推力ΔWout的计算相关的物理特性。在考虑到对于如上述物理特性的偏差的情况下，变速控制部94使用图5中所示的式“Woutbl＝(Winlmt+Wmgn)×τin”来代替所述式(3)，而计算出次级平衡推力Woutbl。另外，上述相对于物理特性的偏差量与实际的滑轮液压相对于液压控制指令信号Scvt的偏差量不同。该滑轮液压的偏差量可能根据液压控制电路46等结构单元而成为比较大的值，而上述相对于物理特性的偏差量为与上述滑轮液压的偏差量相比却是极小的值。

在图5的框B5中，变速控制部94选择次级侧打滑极限推力Woutlmt与次级侧变速控制推力Woutsh中的较大的推力作为次级目标推力Wouttgt。

在图5的框B8中，变速控制部94对反馈控制量Winfb进行计算。具体来说，变速控制部94使用例如下式(5)所示的预先确定的反馈控制式来对用于使实际变速比γcvt与目标变速比γcvttgt一致的反馈控制量(＝FB控制量)Winfb进行计算。在下式(5)中，“Δγcvt”为变速比偏差Δγcvt，“Kp”为预定的比例常数，“Ki”为预定的积分常数，“Kd”为预定的微分常数。变速控制部94通过在主侧变速控制推力Winsh中加上反馈控制量Wingb，从而计计算通过反馈控制而对主侧变速控制推力Winsh进行了补正的值(Winsh+Winfb)，以作为主目标推力Wintgt。

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

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

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

在此，在动力传递装置16中，由完全释放、完全卡合、释放过渡以及卡合过渡的这4个状态所表现的第二离合器C2的动作状态根据行驶模式等而不同。例如，在带行驶模式下，第二离合器C2被设为完全卡合的状态，另一方面，在齿轮行驶模式下，第二离合器C2被设为完全释放的状态。此外，在动力传递装置16的CtoC变速控制中，第二离合器C2被暂时地设为释放过渡的状态或者卡合过渡的状态。此外，当在带行驶模式下实施在N操作位置与D操作位置之间操作换档杆86的入库操作时，第二离合器C2被暂时设为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，则向无级变速机构24输入的输入转矩不同。也就是说，向无级变速机构24输入的输入转矩成为与第二离合器C2的动作状态相对应的转矩。

即使在带行驶模式以外，也与带行驶模式同样，优选为，在防止无级变速机构24的带打滑的同时，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的动作状态而对在主目标推力Wintgt以及次级目标推力Wouttgt的计算中使用的向无级变速机构24输入的输入转矩进行计算。也就是说，变速控制部94根据第二离合器C2的动作状态，分别对推力比计算用输入转矩Tb1以及带打滑防止用输入转矩Tb2进行计算。

在第二离合器C2处于完全卡合的状态时，变速控制部94如在车辆10处于带行驶模式时所例示并说明的主目标推力Wintgt以及次级目标推力Wouttgt的计算方法那样，将推力比计算用输入转矩Tb设为涡轮转矩Tt，且将带打滑防止用输入转矩Tb2设为考虑了最低保证转矩Tblim的涡轮转矩Tt。

变速控制部94在第二离合器C2处于完全释放的状态时，将推力比计算用输入转矩Tb1设为0，且将带打滑防止用输入转矩Tb2设为将第二离合器C2的拖曳转矩换算到主轴58上的转矩值，即设为换算到输入轴22上的第二离合器C2的拖曳转矩。该第二离合器C2的拖曳转矩例如为在第二离合器C2处于完全释放的状态时的预先确定的转矩。

在第二离合器C2处于卡合过渡的状态或者释放过渡的状态时，变速控制部94将推力比计算用输入转矩Tb1设为把C2离合器转矩Tcltc2换算为主轴58上的转矩值，即设为换算到输入轴22上的C2离合器转矩Tcltc2。在第二离合器C2处于卡合过渡的状态或者释放过渡的状态时，变速控制部94选择推力比计算用输入转矩Tb1以及最低保证转矩Tblim中的较大一方的转矩作为带打滑防止用输入转矩Tb2，即将带打滑防止用输入转矩Tb2设为考虑了最低保证转矩Tblim的、换算到输入轴22上的C2离合器转矩Tcltc2。变速控制部94例如通过将C2指示压应用到预先确定的C2离合器转矩映射中而对C2离合器转矩Tcltc2进行计算。另外，此处的最低保证转矩Tblim既可以使用与第二离合器C2处于完全卡合的状态时相同的值，也可以使用不同的值。

另一方面，无级变速机构24的目标变速比γcvttgt优选为根据行驶模式的不同或控制状态而设定。在带行驶模式下的行驶中，变速控制部94如前所述，将无级变速机构24的目标变速比γcvttgt设为利用CVT变速映射而计算出的目标变速比γcvttgt。

为了减小第二离合器C2的卡合过渡时的差转速并抑制发热量，优选为，在无级变速机构24的变速比γcvt被设为最接近齿轮机构28的变速比EL的最低速侧变速比γmax的状态下执行动力传递装置16的有级升档。变速控制部94在无级变速机构24的实际变速比γcvt被设为最低速侧变速比γmax的状态下执行动力传递装置16的有级升档。也就是说，当处于无级变速机构24的实际变速比γcvt被设为最低速侧变速比γmax的状态时，变速控制部94允许动力传递装置16的有级升档的执行。因此，在齿轮行驶模式时，变速控制部94设定最低速侧变速比γmax来作为无级变速机构24的目标变速比γcvttgt，以备动力传递装置16的有级升档。

若考虑到控制性，则优选为，在工作油温THoil较低时不执行动力传递装置16的CtoC变速控制即有级升档或有级降档。例如在工作油温THoil较低时，变速控制部94为了不执行动力传递装置16的CtoC变速控制，而仅在带行驶模式下行驶。例如在工作油温THoil低于预先确定的预定油温的情况下，变速控制部94禁止齿轮行驶模式。因此，虽然车辆10的启动通常是在齿轮行驶模式下执行的，但是在工作油温THoil低于预定油温的情况下则是在带行驶模式下执行的。为了确保动力性能，优选为，在无级变速机构24的变速比γcvt被设为最低速侧变速比γmax的状态下执行带行驶模式下的车辆启动。因此，在包含处于带行驶模式的情况在内而使车辆10启动时，变速控制部94设定最低速侧变速比γmax作为无级变速机构24的目标变速比γcvttgt。

但是，在无级变速机构24的目标变速比γcvttgt为最低速侧变速比γmax时，有时会处于无级变速机构24的实际变速比γcvt未成为最低速侧变速比γmax的状态，即有时会产生最低速侧返回不良。也就是说，有时当需要使传动带66返回至与最低速侧变速比γmax相对应的位置时却处于传动带66未返回至与最低速侧变速比γmax相对应的位置的状态，即产生回带不良。例如，当在带行驶模式下的行驶中由驾驶员实施较大的制动操作而使车辆10急停的情况下，有可能在无级变速机构24的实际变速比γcvt还未变速到最低速侧变速比γmax的状态下停止，即有可能发生回带不良。或者，当在使车辆10停止时液压控制电路46中的工作油的流量暂时性地不足的情况下，有可能使无级变速机构24的变速控制中的变速速度减慢从而发生回带不良。无级变速机构24的变速控制中的变速速度相当于变速比γcvt的变化速度即变速比γcvt的时间微分即时间变化率(＝dγcvt/dt)。

在发生回带不良的情况下，优选为迅速地消除该回带不良。在发生回带不良的情况下，由于相对于原本将实际变速比γcvt设为最低速侧变速比γmax的情况而实际变速比γcvt与最低速侧变速比γmax偏离，因此在图5的框B8中，当通过基于变速比偏差Δγcvt的反馈控制而对主目标推力Wintgt进行补正时，若将目标变速比γcvttgt设为最低速侧变速比γmax则目标主压Pintgt变得过低，从而有可能发生带打滑。相对于此，在本实施例中，在发生了回带不良的情况下，变速控制部94代替最低速侧变速比γmax而设定使实际变速比γcvt向最低速侧变速比γmax变化的过渡目标变速比即回带用目标变速比γtgtb，来作为目标变速比γcvttgt。

另外，在本实施例中，将在未发生回带不良的通常时的情况下所设定的目标变速比γcvttgt设为通常用目标变速比γtgtn。该通常用目标变速比γtgtn如前所述，是在带行驶模式中利用CVT变速映射所计算出的目标变速比γcvttgt、在齿轮行驶模式时所设定的最低速侧变速比γmax、包含处于带行驶模式的情况在内而在车辆启动时被设定的最低速侧变速比γmax等。

图10是对在带行驶模式下的车辆启动时发生了回带不良的情况下所设定的回带用目标变速比γtgtb进行例示的图。在图10中，t0时间点表示使车辆10的启动开始的时间点。在转速传感器72、74的特性上，在检测精度本身无法得到确保的极低转速区域中，由于无法确保实际变速比γcvt(＝Npri/Nsec)的运算精度，在车速V上升至某种程度之前检测不到实际变速比γcvt(参照t0至t1时间点)。在能够检测到实际变速比γcvt之前的期间内，设定通常用目标变速比γtgtn即最低速侧变速比γmax来作为目标变速比γcvttgt，例如通过图5的框图所示的控制，而将目标主压Pintgt以及目标次级压Pouttgt设为与用于维持最低速侧变速比γmax的主平衡推力Winbl以及次级平衡推力Woutbl相对应的目标滑轮压。在能够检测到实际变速比γcvt的从t1时间点至t2时间点的期间内，设定在从t1时间点的实际变速比γcvt(参照黑圈A)至最低速侧变速比γmax为止的期间进行连接的回带用目标变速比γtgtb来作为目标变速比γcvttgt。该回带用目标变速比γtgtb的变化速度即回带速度Δγtgtb(＝dγtgtb/dt)例如是用于在防止带打滑的同时解除回带不良的预先设定的值。从t1时间点至t2时间点为止的期间，使用回带用目标变速比γtgtb，并通过例如图5的框图所示的控制而对目标主压Pintgt以及目标次级压Pouttgt进行计算。在回带用目标变速比γtgtb到达了最低速侧变速比γmax的t2时间点以后，再次设定通常用目标变速比γtgtn来作为目标变速比γcvttgt，并通过例如图5的框图所示的控制而对目标主压Pintgt以及目标次级压Pouttgt进行计算。也就是说，在t2时间点处，从消除回带不良的回带控制转移到通常控制。在带行驶模式下，作为t2时间点以后的通常用目标变速比γtgtn而对使用了CVT变速映射的目标变速比γcvttgt进行计算，且最初对最低速侧变速比γmax进行设定。

即使在齿轮行驶模式下发生了回带不良的情况下也会设定回带用目标变速比γtgtb。在第二离合器C2为完全卡合的状态即带行驶模式下，由于与第二离合器C2为完全释放的状态即齿轮行驶模式不同，且推力比计算用输入转矩Tb1不为0，因此若使回带速度Δγtgtb过快则主压Pin降低而有可能使带转矩容量Tcvt相对于推力比计算用输入转矩Tb1而不足。在上述的图10所示的带行驶模式下的回带速度Δγtgtb被预先设定为，不会产生这样的带转矩容量Tcvt的不足的值。但是，若在齿轮行驶模式下也一律使用与带行驶模式下的回带速度Δγtgtb相同的值，则有可能使在实际变速比γcvt被设为最低速侧变速比γmax的状态下所允许的动力传递装置16的有级升档的执行被延迟。换个角度看，有可能在判断为动力传递装置16的有级升档的时间点之前无法使实际变速比γcvt返回至最低速侧变速比γmax。由于在齿轮行驶模式下推力比计算用输入转矩Tb1被设为0，因此认为即使回带速度Δγtgtb与带行驶模式时相比而加快也难以产生带打滑。

图11是对发生了回带不良时的车辆启动时所设定的回带用目标变速比γtgtb以与图10所示的带行驶模式时的回带用目标变速比γtgtb进行比较的方式进行例示的图。在图11中，实线α为，在带行驶模式时使用的回带用目标变速比γtgtb，且为与图10所示的回带用目标变速比γtgtb相同的比。虚线β为，在齿轮行驶模式时使用的回带用目标变速比γtgtb，并且，回带速度Δγtgtb与实线α相比而被设为较快，即被设为较大。在第二离合器C2为完全卡合以外的状态下，也就是说在第二离合器C2为完全释放的状态、释放过渡的状态以及卡合过渡的状态下，与第二离合器C2为完全卡合的状态相比而减小推力比计算用输入转矩Tb1。从这样的观点出发，即使在释放过渡的状态以及卡合过渡的状态下，也与齿轮行驶模式同样地，使回带速度Δγtgtb与带行驶模式时相比而被设为较快。因此，图11的虚线β表示在包括齿轮行驶模式时、释放过渡的状态时、以及卡合过渡的状态时在内的除了带行驶模式时以外被使用的回带用目标变速比γtgtb。带行驶模式时以外的回带速度Δγtgtb为如下的预先确定的值，即，例如与带行驶模式时相比而被加快与推力比计算用输入转矩Tb1减小的量相对应的量。

为了实现根据上述的行驶模式来设定回带用目标变速比γtgtb这样的控制功能，电子控制装置90还具备状态判断单元即状态判断部96。

状态判断部96对是否发生了最低速侧返回不良，即是否发生了回带不良进行判断。状态判断部96基于目标变速比γcvttgt即最低速侧变速比γmax与实际变速比γcvt的变速比偏差Δγcvt(＝γmax-γcvt)是否超过预定偏差A，而对是否发生了回带不良进行判断。如前所述，在转速传感器72、74的特性上，存在无法检测到实际变速比γcvt的情况。状态判断部96预先存储能够检测时的最新的实际变速比γcvt，并在不能检测实际变速比γcvt时使用该存储的最新的实际变速比γcvt来对是否发生了回带不良进行判断直至能够检测为止。上述预定偏差A例如是用于对发生了回带不良进行判断的预先确定的阈值。换个角度看，上述预定偏差A例如为，用于判断为是如下的变速比偏差Δγcvt的预先确定的阈值，所述变速比偏差Δγcvt是在设定最低速侧变速比γmax来作为目标变速比γcvttgt时有可能发生带打滑的偏差。

状态判断部96通过对主转速Npri是否为预定转速A以上且次级转速Nsec是否为预定转速B以上进行判断，从而对实际变速比γcvt是否能够检测到进行判断。上述预定转速A、B分别为，例如作为能够确保转速Npri、Nsec的检测精度的转速而预先确定的阈值。

状态判断部96对回带用目标变速比γtgtb是否与最低速侧变速比γmax大概一致进行判断。状态判断部96基于最低速侧变速比γmax与回带用目标变速比γtgtb的偏差(＝γmax-γtgtb)是否在预定偏差B以下，来对回带用目标变速比γtgtb是否与最低速侧变速比γmax大致一致进行判断。上述预定偏差B是用于对如下情况进行判断的预先确定的阈值，所述情况为，例如回带用目标变速比γtgtb以可以判断为与最低速侧变速比γmax一致的程度而接近了最低速侧变速比γmax的情况。

在通过状态判断部96判断为发生了回带不良的情况下，变速控制部94在通过状态判断部96而判断为能够检测到实际变速比γcvt为止的期间内，例如利用图5的框图所示的控制而对与用于维持最低速侧变速比γmax的主平衡推力Winbl以及次级平衡推力Woutbl相对应的目标滑轮压进行计算，来作为目标主压Pintgt以及目标次级压Pouttgt。

在通过状态判断部96而判断为发生了回带不良且判断为能够检测到实际变速比γcvt的情况下，变速控制部94设定在从能够检测时间点处的实际变速比γcvt至最低速侧变速比γmax之间进行直线连接的回带用目标变速比γtgtb来作为目标变速比γcvttgt。如此，在通过状态判断部96而判断为发生回带不良的情况下，变速控制部94代替最低速侧变速比γmax而设定回带用目标变速比γtgtb来作为目标变速比γcvttgt。

变速控制部94在设定回带用目标变速比γtgtb时，在齿轮行驶模式下与带行驶模式相比而使回带速度Δγtgtb加快。变速控制部94在设定回带用目标变速比γtgtb时，当在完全卡合的状态和完全释放的状态之间对第二离合器C2的动作状态进行切换的过渡中的状态下，即在第二离合器C2的卡合过渡的状态或者释放过渡的状态下，与带行驶模式相比而使回带速度Δγtgtb加快。也就是说，变速控制部94在设定回带用目标变速比γtgtb时，在带行驶模式时以外，使回带速度Δγtgtb与带行驶模式相比而加快。该回带速度Δγtgtb相当于目标变速速度dγtgt。

变速控制部94在设定回带用目标变速比γtgtb时，也可以设为，如果实际变速比γcvt和最低速侧变速比γmax之差(＝γmax-γcvt)变小，则与该差变大时相比而将回带速度Δγtgtb减慢。也就是说，变速控制部94在设定回带用目标变速比γtgtb时，如果实际变速比γcvt接近最低速侧变速比γmax，则将预先确定的回带速度Δγtgtb减慢。

变速控制部94在设定回带用目标变速比γtgtb时，也可以设为，在齿轮行驶模式下随着次级转速Nsec越快而使回带速度Δγtgtb越快。此时的次级转速Nsec为例如回带用目标变速比γtgtb的设定开始时的值，回带速度Δγtgtb被预先确定为与次级转速Nsec相对应的值。次级转速Nsec较快是指实际变速比γcvt处于更高速侧。为了将在实际变速比γcvt处于靠高速侧时返回到最低速侧变速比γmax为止的时间设为与处于低速侧时相同的程度，需要使回带速度Δγtgtb加快。

变速控制部94例如在图5的框图所示的控制中，利用设定的回带用目标变速比γtgtb而对目标主压Pintgt以及目标次级压Pouttgt进行计算。在图5的框图所示的控制中，框B1至框B7为前馈控制(＝FF控制)，框B8为反馈控制(＝FB控制)。因此，变速控制部94基于设定的回带用目标变速比γtgtb而执行例如图5的框图所示的FF控制以及FB控制。

在通过状态判断部96判断为回带用目标变速比γtgtb与最低速侧变速比γmax大概一致的情况下，变速控制部94向基于通常用目标变速比γtgtn的、例如图5的框图所示的FF控制以及FB控制转移。作为通常用目标变速比γtgtn，在带行驶模式下最初设定为最低速侧变速比γmax，另一方面，在齿轮行驶模式下设定最低速侧变速比γmax。

图12是对电子控制装置90的控制动作的主要部分、即用于同时实现考虑了发生回带不良时动力传递装置16的有级升档时的第二离合器C2的发热的回带不良的迅速消除和带打滑的防止或者抑制的控制动作进行说明的流程图，例如被反复执行。图13是对电子控制装置90的控制动作的主要部分、即用于对回带用目标变速比γtgtb进行设定的控制动作进行说明的流程图，并且是与上述图12的流程图中的步骤S40相对应的子程序。

在图12、图13中，首先，在与状态判断部96的功能相对应的步骤(以下，省略步骤)S10中，对是否发生了回带不良进行判断。在该S10的判断被否定的情况下结束本程序。在该S10的判断被肯定的情况下在与变速控制部94的功能相对应的S20中，将目标主压Pintgt以及目标次级压Pouttgt设为用于维持最低速侧变速比γmax的目标滑轮压。接下来，在与状态判断部96的功能相对应的S30中，对是否能够检测到实际变速比γcvt进行判断。在该S30的判断被否定的情况下返回至上述S20。在该S30的判断被肯定的情况下在与变速控制部94的功能相对应的S40中，设定在从实际变速比γcvt至最低速侧变速比γmax之间进行直线连接的回带用目标变速比γtgtb。具体来说，在图13的S41中，对是否为带行驶模式时以外进行判断。在该S41的判断被肯定的情况下，在S42中使回带速度Δγtgtb即目标变速速度dγtgt加快，即使其增大。在该S41的判断被否定的情况下，在S43中使回带速度Δγtgtb即目标变速速度dγtgt减慢，即使其减小。接下来，返回至图12，在与变速控制部94的功能相对应的S50中，基于被设定的回带用目标变速比γtgtb而执行FF控制以及FB控制。然后，在与状态判断部96的功能相对应的S60中，对回带用目标变速比γtgtb是否与最低速侧变速比γmax大致一致进行判断。在该S60的判断被否定的情况下返回至上述S40。在该S60的判断被肯定的情况下，在与变速控制部94的功能相对应的S70中，向基于通常用目标变速比γtgtn的FF控制以及FB控制转移。

如上述那样，根据本实施例，由于在发生回带不良的情况下，代替最低速侧变速比γmax而设定回带用目标变速比γtgtb来作为目标变速比γcvttgt，因此在发生回带不良时，能够使实际变速比γcvt适当地向最低速侧变速比γmax进行变化。并且，由于在设定回带用目标变速比γtgtb时，在齿轮行驶模式下，与带行驶模式相比而使回带速度Δγtgtb加快，因此能够在齿轮行驶模式下迅速地消除回带不良。此外，在向无级变速机构24输入的输入转矩被设为比较小的齿轮行驶模式下，即使回带速度Δγtgtb设为较快，也易于防止或者抑制带打滑。另一方面，在向无级变速机构24输入的输入转矩被设为较大的带行驶模式下，由于回带速度Δγtgtb被设为较慢，因此易于防止或者抑制带打滑。因此，在发生回带不良时，能够同时实现考虑了动力传递装置16的有级升档时的第二离合器C2的发热的回带不良的迅速消除和带打滑的防止或者抑制。

另外，根据本实施例的往前数第7段中记载的方式，由于在设定回带用目标变速比γtgtb时，如果实际变速比γcvt和最低速侧变速比γmax之差变小，则使回带速度Δγtgtb与该差较大时相比而减慢，因此实际变速比γcvt能够平顺地接近最低速侧变速比γmax。

另外，根据本实施例的往前数第7段中记载的方式，由于在设定回带用目标变速比γtgtb时，在齿轮行驶模式中，随着次级转速Nsec越快而使回带速度Δγtgtb越快，因此能够更加迅速地消除回带不良。

另外，根据本实施例，由于动力传递装置16的有级升档在实际变速比γcvt被设为最低速侧变速比γmax的状态下执行，因此能够通过在齿轮行驶模式中迅速地消除回带不良而适当地准备动力传递装置16的有级升档。

另外，根据本实施例，由于在齿轮行驶模式时设定最低速侧变速比γmax来作为目标变速比γcvttgt，因此能够准备动力传递装置16的有级升档。

另外，根据本实施例，由于在使车辆10被启动时设定最低速侧变速比γmax来作为目标变速比γcvttgt，因此即使当在带行驶模式下使车辆10启动时，也易于确保动力性能。

另外，根据本实施例，由于在设定回带用目标变速比γtgtb时，在第二离合器C2为卡合过渡的状态或者释放过渡的状态下，与带行驶模式相比而使回带速度Δγtgtb加快，因此能够在第二离合器C2的动作状态被设为过渡中的状态下迅速地消除回带不良。在向无级变速机构24输入的输入转矩被设为较小的、第二离合器C2的动作状态被设为过渡中的状态下，即使回带速度Δγtgtb被设为较快，也易于防止或者抑制带打滑。

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

例如，在前述的实施例中，从第二离合器C2的释放过渡的状态以及卡合过渡的状态与完全卡合的状态相比而使推力比计算用输入转矩Tb1减小的观点出发，在释放过渡的状态以及卡合过渡的状态下，与齿轮行驶模式即第二离合器C2为完全释放的状态同样地使回带速度Δγtgtb与带行驶模式时相比而被加快。也就是说，在带行驶模式时以外，第二离合器C2为完全释放的状态、释放过渡的状态、以及卡合过渡的状态。并不限定于这种方式。例如，从第二离合器C2的释放过渡的状态以及卡合过渡的状态与完全释放的状态相比而使推力比计算用输入转矩Tb1增大的观点出发，也可以在释放过渡的状态以及卡合过渡的状态下，与带行驶模式即第二离合器C2为完全卡合的状态同样地使回带速度Δγtgtb与齿轮行驶模式时相比而被减慢。即，变速控制部94也可以在设定回带用目标变速比γtgtb时，在第二离合器C2为卡合过渡的状态或者释放过渡的状态下，与齿轮行驶模式相比而使回带速度Δγtgtb减慢。在这种情况下，在图11的虚线β所示的带行驶模式时以外，第二离合器C2仅被设为完全释放的状态，在图11的实线α所示的带行驶模式时，包括第二离合器C2为完全卡合的状态、释放过渡的状态、以及卡合过渡的状态。此外，在图13的流程图中，在齿轮行驶模式时S41的判断被肯定，另一方面，在带行驶模式时、释放过渡的状态时以及卡合过渡的状态时，S41的判断被否定。如果这样设置，则在第二离合器C2的动作状态被设为过渡中的状态下，相对于和齿轮行驶模式时相比而增大向无级变速机构24输入的输入转矩的情况，能够易于防止或者抑制带打滑。

此外，释放过渡的状态以及卡合过渡的状态时的回带速度Δγtgtb也可以不被设为与齿轮行驶模式时或者带行驶模式时相同的值。例如，释放过渡的状态以及卡合过渡的状态时的回带速度Δγtgtb也可以被设为,齿轮行驶模式时的回带速度Δγtgtb与带行驶模式时的回带速度Δγtgtb之间的值。

另外，虽然在前述的实施例中，第二离合器C2被设于次级带轮64与输出轴30之间的动力传递路径上，但是并不限定于这种方式。例如，除了在齿轮行驶模式时随着次级转速Nsec越快而使回带速度Δγtgtb越快的方式以外，也可以使次级轴62与输出轴30一体连结,并且使主轴58经由第二离合器C2而与输入轴22连结。也就是说，第二离合器C2也可以被设于主滑轮60与输入轴22之间的动力传递路径上。

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

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

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

此外，上述的方式只不过为一种实施方式，本发明能够根据本领域技术人员的知识，而以施加了各种各样的变更、改良的方式来实施。

符号说明

12：发动机(动力源)

14：驱动轮

16：车辆用动力传递装置

22：输入轴(输入旋转部件)

24：无级变速机构

28：齿轮机构

30：输出轴(输出旋转部件)

60：主滑轮

64：次级带轮

66：传动带(传递要素)

90：电子控制装置(控制装置)

94：变速控制部

96：状态判断部

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。

Claims (8)

1.一种车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，所述车辆用动力传递装置(16)具备多条动力传递路径(PT)，所述多条动力传递路径(PT)被并排地设于对动力源(12)的动力进行传递的输入旋转部件(22)与向驱动轮(14)输出所述动力的输出旋转部件(30)之间，并且能够分别从所述输入旋转部件(22)向所述输出旋转部件(30)传递所述动力，所述多条动力传递路径(PT)为第一动力传递路径(PT1)以及第二动力传递路径(PT2)，所述第一动力传递路径(PT1)通过第一卡合装置(B1、C1)的卡合而形成且经由具有齿轮级的齿轮机构(28)，所述第二动力传递路径(PT2)通过第二卡合装置(C2)的卡合而形成且经由如下的无级变速机构(24)，所述无级变速机构(24)形成有与所述第一动力传递路径相比而靠高速侧的变速比且在主滑轮(60)与次级带轮(64)之间绕挂有传递要素(66)，

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：

状态判断部(96)，其在所述无级变速机构(24)的目标变速比(γcvttgt)为最低速侧变速比(γmax)时，对是否处于所述无级变速机构(24)的实际的变速比(γcvt)未变为所述最低速侧变速比的状态进行判断；

变速控制部(94)，其在通过所述状态判断部(96)而判断为处于所述实际的变速比(γcvt)未变为所述最低速侧变速比(γmax)的状态的情况下，作为所述无级变速机构(24)的目标变速比(γtgtb)而设定使所述实际的变速比(γcvt)向所述最低速侧变速比(γmax)变化的过渡目标变速比(γtgtb)，以代替所述最低速侧变速比(γmax)，并且在设定所述过渡目标变速比(γtgtb)时，在形成了所述第一动力传递路径(PT1)的状态下，与形成了所述第二动力传递路径(PT2)的状态相比而使所述过渡目标变速比(γtgtb)的变化速度(Δγtgtb)加快。

2.如权利要求1所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，

所述变速控制部(94)在设定所述过渡目标变速比(γtgtb)时，在所述实际的变速比(γcvt)和所述最低速侧变速比(γmax)之差变小的情况下，与所述差较大时相比而使所述过渡目标变速比(γtgtb)的变化速度(Δγtgtb)减慢。

3.如权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置(16)的控制装置(90)，其特征在于，

所述第二卡合装置(C2)被设于所述次级带轮(64)与所述输出旋转部件(30)之间的动力传递路径(PT2)中，

所述变速控制部(94)在设定所述过渡目标变速比(γtgtb)时，在形成了所述第一动力传递路径(PT1)的状态下，随着所述次级带轮(64)的转速越快则使所述过渡目标变速比(γtgtb)的变化速度(Δγtgtb)越快。

4.如权利要求1至3中的任意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，

所述变速控制部(94)在所述实际的变速比(γcvt)被设为所述最低速侧变速比(γmax)的状态下，执行从形成了所述第一动力传递路径(PT1)的状态向形成了所述第二动力传递路径(PT2)的状态的切换。

5.如权利要求1至4中的任意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，

在形成了所述第一动力传递路径(PT1)的状态时，所述变速控制部(94)设定所述最低速侧变速比(γmax)来作为所述无级变速机构(24)的目标变速比(γcvttgt)。

6.如权利要求1至5中的任意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，

所述变速控制部(94)在车辆被启动时，设定所述最低速侧变速比(γmax)来作为所述无级变速机构(24)的目标变速比(γcvttgt)。

7.如权利要求1至6中的任意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，

所述变速控制部(94)在设定所述过渡目标变速比(γtgtb)时，当在完全卡合的状态和完全释放的状态之间对所述第二卡合装置(C2)的动作状态进行切换的过渡中的状态下，与形成了所述第二动力传递路径(PT2)的状态相比而使所述过渡目标变速比(γtgtb)的变化速度(Δγtgtb)加快。

8.如权利要求1至6中的任意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，

所述变速控制部(94)在设定所述过渡目标变速比(γtgtb)时，当在完全卡合的状态和完全释放的状态之间对所述第二卡合装置(C2)的动作状态进行切换的过渡中的状态下，与形成了所述第一动力传递路径(PT1)的状态相比而使所述过渡目标变速比(γtgtb)的变化速度(Δγtgtb)减慢。