CN111059280A - 用于车辆的动力传递系统的控制设备 - Google Patents

Abstract

一种用于车辆的动力传递系统的控制设备，包括电子控制单元。当在双向离合器中输入侧旋转构件的输入转速低于输出侧旋转构件的输出转速，并且产生形成将所述双向离合器切换至锁定模式的变速级的变速要求时，在使所述输入侧旋转构件的输入转速大致等于所述输出侧旋转构件的输出转速之后，所述电子控制单元将所述双向离合器切换至所述锁定模式。

Description

用于车辆的动力传递系统的控制设备

技术领域

本发明涉及用于车辆的动力传递系统的控制，所述用于车辆的动力传递系统包括在发动机与驱动轮之间彼此并行设置的第一动力传递路径和第二动力传递路径。

背景技术

已知这样一种用于车辆的动力传递系统：其中具有第一离合器、齿轮机构以及牙嵌式离合器的第一动力传递路径和具有无级变速器和第二离合器的第二动力传递路径彼此并行设置在发动机与驱动轮之间。WO 2013/176208 A1描述了动力传递系统的一个示例。

发明内容

在WO 2013/176208 A1描述的动力传递系统中，牙嵌式离合器设置在第一动力传递路径上。当车辆进入齿轮机构的转速增加的行驶状态时，牙嵌式离合器被释放，使得防止齿轮机构以高速旋转。然而，WO 2013/176208 A1的牙嵌式离合器包括同步机构；因此，增加了部件的数量，导致高制造成本。

同时，可以考虑采用双向离合器来替代牙嵌式离合器，从而减少成本。双向离合器在离合器用作传递沿车辆向前方向作用的动力并且切断沿车辆向后方向作用的动力的单向离合器的模式(将称为“单向模式”)，与离合器至少传递沿车辆向后方向的旋转的模式(将称为“锁定模式”)之间能够切换。通过该布置，当车辆进入齿轮机构的转速增加的行驶状态时，双向离合器切换至其用作单向离合器的单向模式，使得由双向离合器抑制旋转被传递至齿轮机构，并且防止齿轮机构以高速旋转。

在如上所述构造的动力传递系统中，如果当双向离合器在行驶期间从单向模式切换至锁定模式时在双向离合器的输入侧旋转构件与输出侧旋转构件之间存在大的转速差，则可能由于双向离合器的结构而在向锁定模式切换的过渡期内产生冲击。

本发明提供一种用于车辆的动力传递系统的控制设备，在所述用于车辆的动力传递系统中，具有第一离合器和双向离合器的第一动力传递路径以及具有无级变速器和第二离合器的第二动力传递路径彼此并行设置在发动机与驱动轮之间，所述控制设备能够减小在车辆行驶期间在所述双向离合器向锁定模式切换的过渡期内产生的冲击。

根据本发明的一个方案，提供一种用于车辆的动力传递系统的控制设备。所述动力传递系统包括：在发动机与驱动轮之间彼此并行布置的第一动力传递路径和第二动力传递路径，设置在所述第一动力传递路径上的第一离合器和副离合器，以及设置在所述第二动力传递路径上的无级变速器和第二离合器。所述第一离合器位于所述第一动力传递路径中比所述副离合器靠近所述发动机的位置，并且所述副离合器为至少在单向模式与锁定模式之间能切换的双向离合器。所述单向模式为当所述车辆处于驱动状态时传递动力并且当所述车辆处于被驱动状态时切断动力的模式。所述锁定模式为当所述车辆处于驱动状态以及处于被驱动状态时传递动力的模式。所述双向离合器包括位于所述第一动力传递路径中靠近所述发动机的位置的输入侧旋转构件，以及位于所述第一动力传递路径中靠近所述驱动轮的位置的输出侧旋转构件。所述控制设备包括电子控制单元，所述电子控制单元配置为：在所述输入侧旋转构件的输入转速低于所述输出侧旋转构件的输出转速的情况下，当产生形成将所述双向离合器切换至所述锁定模式的变速级的变速要求时，在使所述输入转速大致等于所述输出转速之后，将所述双向离合器切换至所述锁定模式。

通过根据本发明的以上方案的动力传递系统的控制设备，在输入侧旋转构件的输入转速低于输出侧旋转构件的输出转速的情况下，当产生形成将双向离合器切换至锁定模式的变速级的变速要求时，在使输入侧旋转构件的输入转速大致等于输出侧旋转构件的输出转速之后，将双向离合器切换至锁定模式。因此，在输入转速与输出转速之间的转速差被减小的状态下，双向离合器被切换至锁定模式，并且能够减小在双向离合器向锁定模式切换的过渡期内产生的冲击。

在根据本发明的以上方案的控制设备中，所述电子控制单元可以配置为：在当产生形成将所述双向离合器切换至所述锁定模式的所述变速级的所述变速要求时所述第一离合器处于释放状态的情况下，接合所述第一离合器并且实行所述发动机的扭矩增大控制，并且所述电子控制单元可以配置为：在当产生形成将所述双向离合器切换至所述锁定模式的所述变速级的所述变速要求时所述第一离合器处于接合状态的情况下，实行所述发动机的所述扭矩增大控制。

通过如上所述的控制设备，当产生形成将双向离合器切换至锁定模式的变速级的变速要求时，接合第一离合器，使得能够通过第一离合器传递动力。在该情况下，实行发动机的扭矩增大控制，使得发动机的扭矩经由第一离合器传递至双向离合器的输入侧旋转构件，并且增加输入转速。结果，能够使输入侧旋转构件的输入转速大致等于输出侧旋转构件的输出转速。另一方面，如果当产生变速要求时第一离合器被接合，则能够通过发动机的扭矩增加输入侧旋转构件的输入转速。通过实行发动机的扭矩增大控制，因此能够使输入侧旋转构件的输入转速大致等于输出侧旋转构件的输出转速。

在如上所述的控制设备中，所述电子控制单元可以配置为：在所述第一离合器在所述双向离合器被切换至所述锁定模式的时间点处于接合状态的情况下，紧接在将所述双向离合器切换至所述锁定模式之前暂时减小所述第一离合器的扭矩容量。

通过如上所述的控制设备，当第一离合器在双向离合器向锁定模式切换时处于接合状态时，紧接在双向离合器切换至锁定模式之前，暂时减小第一离合器的扭矩容量，使得防止超过第一离合器的扭矩容量的扭矩被传递至双向离合器。因此，能够进一步减小在双向离合器向锁定模式切换的过渡期内产生的冲击。

在如上所述的控制设备中，所述电子控制单元可以配置为：在将所述双向离合器切换至所述锁定模式之前，在增加所述输入侧旋转构件的所述输入转速的同时，增加所述第二离合器的扭矩容量。

通过如上所述的控制设备，在双向离合器切换至锁定模式之前，在输入侧旋转构件的输入转速正在增加的同时，增加第二离合器的扭矩容量，使得限制输入侧旋转构件的输入转速的增长率。因此，提高了输入转速的可控性，并且能够进一步减小在双向离合器向锁定模式切换的过渡期内产生的冲击。

在如上所述的控制设备中，所述电子控制单元可以配置为：在增加所述第二离合器的扭矩容量的同时，使所述无级变速器升档。

通过如上所述的控制设备，在增加第二离合器的扭矩容量的同时，通过使无级变速器升档，能够限制输入侧旋转构件的输入转速的增长率。因此，能够进一步减小在双向离合器向锁定模式切换的过渡期内产生的冲击。

在如上所述的控制设备中，所述电子控制单元可以配置为：当所述输出侧旋转构件的所述输出转速与所述输入侧旋转构件的所述输入转速之间的转速差变为等于或小于同步判定阈值时，将所述双向离合器切换至所述锁定模式，所述同步判定阈值被预先设定，用于判定所述输入转速是否大致等于所述输出转速。

通过如上所述的控制设备，当输出转速与输入转速之间的转速差变为等于或小于同步判定阈值(所述同步判定阈值被预先设定，用于判定输入转速是否大致等于输出转速)时，双向离合器被切换至锁定模式，使得能够减小在双向离合器向锁定模式切换的过渡期内产生的冲击。

附图说明

将在下文中参照附图描述本发明的示例性实施例的特征、优势以及技术和工业方面的重要性，其中相同的附图标记表示相同的元件，并且其中：

图1为图示出应用了本发明的车辆的大体构造，并且还图示出用于车辆的各种控制的控制功能和控制系统的主要部分的视图；

图2为简单地示出图1的双向离合器的结构的剖视图，更具体地，为示出双向离合器处于单向模式时其周向部分的剖视图；

图3为简单地示出图1的双向离合器的结构的剖视图，更具体地，为示出双向离合器处于锁定模式时其周向部分的剖视图；

图4为指示用于通过作为包括在车辆中的换档装置的换档杆选择的每个操作位置的各接合装置的接合状态的接合操作表；

图5为图示出图1的电子控制单元的控制操作的主要部分的流程图，更具体地，为图示出在以D档或M2档行驶期间当操作位置切换至M1档时执行的控制操作的流程图；

图6为示出基于图5的流程图的控制结果的时序图；

图7为示出基于图5的流程图的控制结果的另一个时序图；

图8为图示出根据本发明的另一个实施例的、控制车辆动力传递系统的电子控制单元的控制功能的功能框图；

图9为图示出图8的电子控制单元的控制操作的主要部分的流程图，更具体地，为图示出在以D档或M2档行驶期间当操作位置切换至M1档时执行的控制操作的流程图；

图10为指示基于图9的流程图的控制结果的时序图；

图11为图示出根据本发明的又一个实施例的、控制车辆动力传递系统的电子控制单元的控制功能的功能框图；

图12为图示出图11的电子控制单元的控制操作的主要部分的流程图，更具体地，为图示出在以D档或M2档行驶期间当操作位置切换至M1档时执行的控制操作的流程图；

图13为指示基于图12的流程图的控制结果的时序图；

图14为指示基于图12的流程图的控制结果的时序图的另一个示例；

图15为指示基于图12的流程图的控制结果的时序图的又一个示例；以及

图16为指示基于图12的流程图的控制结果的时序图的再一个示例。

具体实施方式

将参照附图详细描述本发明的一些实施例。在接下来的实施例中，根据需要简化或变形了在附图中示出的零件或部件，并且不一定精确地图示出各零件或部件的尺寸比例、形状等。

图1图示出应用了本发明的车辆10的大体构造，并且还图示出用于在车辆10中执行的各种控制的控制功能和控制系统的主要部分。在图1中，车辆10包括将用作动力源的发动机12的动力传递至驱动轮14的车辆动力传递系统16(将被称为“动力传递系统16”)。

动力传递系统16设置在发动机12与驱动轮14之间。动力传递系统16包括：作为联接至发动机12的流体式传递装置的已知的变矩器20，联接至变矩器20的输入轴22，联接至输入轴22的带式无级变速器(将被称为“CVT”)24，同样联接至输入轴22的前进/后退驱动切换装置26，以及经由前进/后退驱动切换装置26连接至输入轴22并且与CVT 24并行设置的齿轮机构28。动力传递系统16还包括作为CVT 24和齿轮机构28的共用的输出旋转构件的输出轴30，中间轴32，减速齿轮装置34，齿轮36以及差动装置38。减速齿轮装置34由分别不能相对旋转地设置在输出轴30和中间轴32上并且彼此啮合的一对齿轮组成。齿轮36不能相对旋转地设置在中间轴32上。差动装置38联接至齿轮36，使得动力能够在它们之间传递。动力传递系统16的上述部件容纳在作为非旋转构件的壳体18中。动力传递系统16还包括联接至差动装置38的左右车轴40。

在如此构成的动力传递系统16中，从发动机12产生的动力经由变矩器20、前进/后退驱动切换装置26、齿轮机构28、减速齿轮装置34、差动装置38、车轴40等以所描述的顺序传递至左右驱动轮14。或者，在动力传递系统16中，从发动机12产生的动力经由变矩器20、CVT 24、减速齿轮装置34、差动装置38、车轴40等以所描述的顺序传递至左右驱动轮14。当没有特别区分时，上述的动力等同于扭矩或者力。

在如上所述的动力传递系统16中，齿轮机构28和CVT 24彼此并行地设置在发动机12与驱动轮14之间的动力传递路径PT上。即，动力传递系统16具有彼此并行地设置在输入轴22与输出轴30之间的两个动力传递路径，并且发动机12的动力能够通过每个动力传递路径从输入轴22传递至输出轴30。两个动力传递路径包括第一动力传递路径PT1和第二动力传递路径PT2，动力经由齿轮机构28通过所述第一动力传递路径PT1传递，动力经由CVT 24通过所述第二动力传递路径PT2传递。即，在动力传递系统16中，两个动力传递路径，即，第一动力传递路径PT1和第二动力传递路径PT2，彼此并行地设置在输入轴22与输出轴30之间。

第一动力传递路径PT1具有包括第一离合器C1和第一制动器B1的前进/后退驱动切换装置26，齿轮机构28，以及用作副离合器的双向离合器TWC，并且允许发动机12的动力经由齿轮机构28从输入轴22传递至驱动轮14。在第一动力传递路径PT1中，前进/后退驱动切换装置26、齿轮机构28以及双向离合器TWC以所描述的顺序沿从发动机12至驱动轮14的方向布置。即，第一离合器C1位于比双向离合器TWC靠近发动机12的位置。第二动力传递路径PT2具有CVT 24和第二离合器C2，并且允许发动机12的动力经由CVT 24从输入轴22传递至驱动轮14。在第二动力传递路径PT2中，CVT 24和第二离合器C2以所描述的顺序沿从发动机12至驱动轮14的方向布置。

第一动力传递路径PT1上的齿轮机构28具有齿数比EL(＝输入轴转速Nin/输出轴转速Nout)，所述齿数比EL被设定为比作为第二动力传递路径PT2上的最大速比的CVT 24的最低变速比γmax大的值。即，齿数比EL被设定为低于最低变速比γmax的变速比。因此，第二动力传递路径PT2提供比第一动力传递路径PT1高的变速比。输入轴转速Nin为输入轴22的转速，而输出轴转速Nout为输出轴30的转速。

CVT 24包括与输入轴22同轴设置并且一体联接至输入轴22的主轴58，联接至主轴58并且具有可变的有效直径的主滑轮60，与输出轴30同轴设置的副轴62，联接至副轴62并且具有可变的有效直径的副滑轮64，以及环绕在滑轮60、64上并且用作传递元件的传动带66。CVT 24为动力经由摩擦力在每个滑轮60、64与传动带66之间传递的已知的带式无级变速器，并且将发动机12的动力朝向驱动轮14传递。通过液压致动器60a来改变主滑轮60的有效直径，而通过液压致动器64a来改变副滑轮64的有效直径。

在动力传递系统16中，发动机12的动力传递至驱动轮14所通过的动力传递路径PT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。为了这个目的，动力传递系统16包括用于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的两个或更多个接合装置。所述接合装置包括第一离合器C1、第一制动器B1、第二离合器C2以及双向离合器TWC。

第一离合器C1为设置在第一动力传递路径PT1上、用于选择性地使第一动力传递路径PT1连接或断开的接合装置。当在车辆向前行驶的同时接合第一离合器C1时，动力能够通过第一动力传递路径PT1传递。第一制动器B1为设置在第一动力传递路径PT1上、用于选择性地使第一动力传递路径PT1连接或断开的接合装置。当在车辆向后行驶的同时接合第一制动器B1时，动力能够通过第一动力传递路径PT1传递。第一动力传递路径PT1通过第一离合器C1或第一制动器B1的接合而形成。

双向离合器TWC设置在第一动力传递路径PT1上，并且能够在单向模式与锁定模式之间切换。在单向模式中，当车辆10在向前行驶期间处于驱动状态时双向离合器TWC传递动力，并且当车辆10在向前行驶期间处于被驱动状态时双向离合器TWC切断动力。在锁定模式中，当车辆10处于驱动状态以及当车辆10处于被驱动状态时，双向离合器TWC传递动力。例如，在第一离合器C1被接合并且双向离合器TWC被置于单向模式的状态下，当车辆10处于驱动状态并且通过发动机12的动力向前行驶时，双向离合器TWC允许动力通过其传递。即，在向前行驶期间，发动机12的动力经由第一动力传递路径PT1传递至驱动轮14。另一方面，当车辆10处于被驱动状态时，诸如当其滑行时，即使当第一离合器C1被接合时，从驱动轮14传递的旋转也被双向离合器TWC阻断。在这一点上，车辆10的驱动状态对应于在沿作为参考方向的行驶方向测量时输入轴22的扭矩为正值的状态，或者实质上对应于通过发动机12的动力驱动车辆10的状态。车辆10的被驱动状态对应于在沿作为参考方向的行驶方向测量时输入轴22的扭矩为负值的状态，或者实质上对应于车辆10通过其惯性行驶并且输入轴22和发动机12根据从驱动轮14传递的旋转而旋转的状态。

在第一离合器C1被接合并且双向离合器TWC被置于锁定模式的状态下，当车辆10处于驱动状态以及当车辆10处于被驱动状态时，双向离合器TWC允许动力传递，并且发动机12的动力经由第一动力传递路径PT1传递至驱动轮14。在车辆滑行(处于被驱动状态)的同时，从驱动轮14传递的旋转经由第一动力传递路径PT1传递至发动机12，使得产生发动机制动。在第一制动器B1被接合并且双向离合器TWC被置于锁定模式的状态下，从发动机12传递并且沿车辆向后方向作用的动力经由双向离合器TWC传递至驱动轮14，并且车辆10能够使用通过第一动力传递路径PT1传递的动力向后行驶。稍后将描述双向离合器TWC的结构。

第二离合器C2为设置在第二动力传递路径PT2上、用于选择性地使第二动力传递路径PT2连接或断开的接合装置。当在车辆向前行驶的同时接合第二离合器C2时，动力能够通过第二动力传递路径PT2传递。第一离合器C1、第一制动器B1以及第二离合器C2中的每个为通过液压致动器而摩擦接合的已知的液压湿式摩擦接合装置。第一离合器C1和第一制动器B1构成前进/后退驱动切换装置26。

发动机12包括发动机控制单元42，所述发动机控制单元42具有发动机12的输出控制所需要的各种装置，诸如电子节气门装置、燃料喷射装置以及点火装置。根据作为加速器踏板45的操作量的加速器操作量θacc，通过将稍后描述的电子控制单元100来控制发动机控制单元42，使得控制作为发动机12的输出扭矩的发动机扭矩Te，所述加速器踏板的操作量对应于由驾驶员做出的车辆10的要求驱动量。

变矩器20设置在发动机12与CVT 24以及前进/后退驱动切换装置26之间，并且包括联接至发动机12的泵轮20p和联接至输入轴22的涡轮20t。变矩器20为将发动机12的动力传递至输入轴22的流体传送装置。变矩器20包括已知的锁止离合器LU，所述已知的锁止离合器LU配置在泵轮20p与涡轮20t之间，即，配置在变矩器20的输入旋转构件与输出旋转构件之间，用于将这些构件直接连接。锁止离合器LU根据车辆的行驶状态直接将泵轮20p和涡轮20t(即，发动机12和输入轴22)连接。例如，在相对高的车速范围中，发动机12和输入轴22经由锁止离合器LU而直接彼此连接。

动力传递系统16包括联接至泵轮20p的机械式油泵44。油泵44由发动机12旋转驱动，以便向包括在车辆10中的液压控制回路46供给液压的初始压力，所述液压的初始压力用于执行CVT 24的变速控制、在CVT 24中产生带夹紧力、切换每个接合装置的操作状态(诸如接合状态和释放状态)以及切换锁止离合器LU的操作状态。

前进/后退驱动切换装置26包括双小齿轮型行星齿轮单元26p、第一离合器C1以及第一制动器B1。行星齿轮单元26p为具有三个旋转元件(即，作为输入元件的行星架26c、作为输出元件的太阳轮26s以及作为反作用力元件的齿圈26r)的差动机构。行星架26c联接至输入轴22。齿圈26r经由第一制动器B1选择性地联接至壳体18。太阳轮26s联接至小直径齿轮48，所述小直径齿轮48配置在输入轴22的径向外侧，使得其能够相对于输入轴22旋转。行星架26c和太阳轮26s经由第一离合器C1选择性地彼此联接。

齿轮机构28包括小直径齿轮48、中间轴50以及大直径齿轮52，所述大直径齿轮52相对于中间轴50能够旋转并且与小直径齿轮48啮合。中间轴50设置有中间轴齿轮54，中间轴齿轮54与设置在输出轴30上的输出齿轮56啮合，使得中间轴齿轮54相对于中间轴50不能旋转。

当沿中间轴50的轴向方向观看时，双向离合器TWC设置在大直径齿轮52与中间轴齿轮54之间。在第一动力传递路径PT1上，双向离合器TWC位于比第一离合器C1和齿轮机构28靠近驱动轮14的位置。双向离合器TWC通过沿中间轴50的轴向方向与双向离合器TWC邻接设置的液压致动器41而切换至单向模式和锁定模式中的一种。

图2和图3为双向离合器TWC的周向部分的剖视图，示意性地示出了能够在单向模式与锁定模式之间切换的双向离合器TWC的结构。图2示出了双向离合器TWC被置于单向模式的状态，而图3示出了双向离合器TWC被置于锁定模式的状态。有图2和图3的纸面上的竖直方向对应于旋转方向，并且纸面的上侧对应于车辆向后方向(反向旋转方向)，而纸面的下侧对应于车辆向前方向(正向旋转方向)。有图2和图3的纸面上的横向方向对应于中间轴50的轴向方向(在接下来的描述中，除非另有说明，否则“轴向方向”对应于中间轴50的轴向方向)，并且图1中的大直径齿轮52位于纸面的右手侧，而图1中的中间轴齿轮54位于纸面的左手侧。

双向离合器TWC形成为盘状形状，并且配置在中间轴50的径向外侧。双向离合器TWC包括：输入侧旋转构件68，在轴向方向上与输入侧旋转构件68邻近配置的第一输出侧旋转构件70a和第二输出侧旋转构件70b，在轴向方向上介于输入侧旋转构件68与第一输出侧旋转构件70a之间的多个第一支架72a和多个扭力盘簧73a，以及在轴向方向上介于输入侧旋转构件68与第二输出侧旋转构件70b之间的多个第二支架72b和多个扭力盘簧73b。第一输出侧旋转构件70a和第二输出侧旋转构件70b对应于本发明的输出侧旋转构件。

输入侧旋转构件68形成为盘状形状，并且配置为使得其能够相对于中间轴50绕中间轴50的轴线旋转。输入侧旋转构件68在轴向方向上夹在第一输出侧旋转构件70a与第二输出侧旋转构件70b之间。大直径齿轮52的接合齿一体地形成在输入侧旋转构件68的径向外侧。即，输入侧旋转构件68与大直径齿轮52一体地形成。输入侧旋转构件68经由齿轮机构28、前进/后退驱动切换装置26等连接至发动机12，使得动力能够在输入侧旋转构件68与发动机12之间传递。

输入侧旋转构件68具有形成在其沿轴向方向与第一输出侧旋转构件70a相对的面中的多个第一容纳部76a，使得第一容纳部76a沿周向方向以等角间隔布置。第一支架72a和扭力盘簧73a容纳在第一容纳部76a中。输入侧旋转构件68还具有形成在其沿轴向方向与第二输出侧旋转构件70b相对的面中的多个第二容纳部76b，使得第二容纳部76b沿周向方向以等角间隔布置。第二支架72b和扭力盘簧73b容纳在第二容纳部76b中。当沿输入侧旋转构件68的径向方向观看时，第一容纳部76a和第二容纳部76b形成在相同的位置处。

第一输出侧旋转构件70a形成为盘状形状，并且配置为使得其能够绕中间轴50的轴线旋转。第一输出侧旋转构件70a不能相对于中间轴50旋转，并且与中间轴50作为一个整体旋转。在这一点上，第一输出侧旋转构件70a经由中间轴50、中间轴齿轮54、输出轴30、差动装置38等联接至驱动轮14，使得动力能够在第一输出侧旋转构件70a与驱动轮14之间传递。

第一输出侧旋转构件70a具有形成在其沿轴向方向与输入侧旋转构件68相对的面中的第一凹陷部78a，使得第一凹陷部78a沿远离输入侧旋转构件68的方向凹陷。形成与第一容纳部76a数量相同的第一凹陷部78a，并且与第一容纳部76a数量相同的第一凹陷部78a沿周向方向以等角间隔布置。当沿第一输出侧旋转构件70a的径向方向观看时，第一凹陷部78a形成在与在输入侧旋转构件68中形成的第一容纳部76a相同的位置处。因此，当第一容纳部76a的旋转位置与第一凹陷部78a的旋转位置重合时，每个第一容纳部76a和对应的第一凹陷部78a沿轴向方向位于彼此邻近的位置。第一凹陷部78a定形为使得其能够接纳第一支架72a的一端。而且，当输入侧旋转构件68通过发动机12的动力沿车辆向前方向(在图2和图3的纸面中向下)旋转时，第一凹陷部78a在其周向方向的一端形成有与第一支架72a的一端接触的第一壁80a。

第二输出侧旋转构件70b形成为盘状形状，并且配置为使得其能够绕中间轴50的轴线旋转。第二输出侧旋转构件70b不能相对于中间轴50旋转，并且与中间轴50作为一个整体旋转。在这一点上，第二输出侧旋转构件70b经由中间轴50、中间轴齿轮54、输出轴30、差动装置38等连接至驱动轮14，使得动力能够在第二输出侧旋转构件70b与驱动轮14之间传递。

第二输出侧旋转构件70b具有形成在其沿轴向方向与输入侧旋转构件68相对的面中的第二凹陷部78b，使得第二凹陷部78b沿远离输入侧旋转构件68的方向凹陷。形成与第二容纳部76b数量相同的第二凹陷部78b，并且与第二容纳部76b数量相同的第二凹陷部78b沿周向方向以等角间隔布置。当沿第二输出侧旋转构件70b的径向方向观看时，第二凹陷部78b形成在与在输入侧旋转构件68中形成的第二容纳部76b相同的位置处。因此，当第二容纳部76b的旋转位置与第二凹陷部78b的旋转位置重合时，每个第二容纳部76b和对应的第二凹陷部78b沿轴向方向位于彼此邻近的位置。第二凹陷部78b定形为使得其能够接纳第二支架72b的一端。而且，第二凹陷部78b在其周向方向的一端形成有第二壁80b。在图3所示的双向离合器TWC被置于锁定模式的状态下，当输入侧旋转构件68通过发动机12的动力沿车辆向后方向(在图2和图3的纸面中向上)旋转时，并且当车辆10在向前行驶期间滑行时，第二壁80b接触第二支架72b的一端。

第一支架72a为具有给定厚度的板状构件，并且如图2和图3的剖视图所示，第一支架72a沿着作为其纵向方向的旋转方向(纸面上的竖直方向)延伸。而且，第一支架72a沿垂直于图2和图3中的纸面的方向具有给定尺寸。

第一支架72a的一个纵向端部被扭力盘簧73a朝向第一输出侧旋转构件70a偏置。第一支架72a的另一个纵向端部抵接在形成于第一容纳部76a中的第一阶梯部82a上。第一支架72a能够围绕抵接在每个第一阶梯部82a上的另一端枢转。扭力盘簧73a介于第一支架72a与输入侧旋转构件68之间，并且朝向第一输出侧旋转构件70a偏置第一支架72a的一端。

通过以上布置，在双向离合器TWC被置于单向模式和锁定模式的状态下，当从发动机12传递沿车辆向前方向作用的动力时，第一支架72a的一端抵接在第一输出侧旋转构件70a的第一壁80a上，而第一支架72a的另一端抵接在输入侧旋转构件68的第一阶梯部82a上。在该状态下，抑制输入侧旋转构件68和第一输出侧旋转构件70a相对于彼此旋转，并且沿车辆向前方向作用的动力经由双向离合器TWC传递至驱动轮14。第一支架72a、扭力盘簧73a、第一容纳部76a以及第一凹陷部78a(第一壁80a)构成将沿车辆向前方向施加的动力传递至驱动轮14并且切断沿车辆向后方向施加的动力的单向离合器。

第二支架72b为具有给定厚度的板状构件，并且如图2和图3的剖视图所示，第二支架72b沿着作为其纵向方向的旋转方向(纸面上的竖直方向)延伸。而且，第二支架72b沿垂直于图2和图3中的纸面的方向具有给定尺寸。

第二支架72b的一个纵向端部被扭力盘簧73b朝向第二输出侧旋转构件70b偏置。第二支架72b的另一个纵向端部抵接在形成于第二容纳部76b中的第二阶梯部82b上。第二支架72b能够围绕抵接接触第二阶梯部82b的另一端枢转。扭力盘簧73b介于第二支架72b与输入侧旋转构件68之间，并且朝向第二输出侧旋转构件70b偏置第二支架72b的一端。

通过以上布置，在双向离合器TWC被置于锁定模式的状态下，当从发动机12传递沿车辆向后方向作用的动力时，第二支架72b的一端抵接在第二输出侧旋转构件70b的第二壁80b上，而第二支架72b的另一端抵接在输入侧旋转构件68的第二阶梯部82b上。而且，当车辆10在向前行驶期间滑行时，同样地，第二支架72b的一端抵接在第二输出侧旋转构件70b的第二壁80b上，而第二支架72b的另一端抵接在输入侧旋转构件68的第二阶梯部82b上。在该状态下，抑制输入侧旋转构件68和第二输出侧旋转构件70b相对于彼此旋转，并且沿车辆向后方向作用的动力经由双向离合器TWC传递至驱动轮14。而且，在滑行期间从驱动轮14传递的旋转经由双向离合器TWC传递至发动机12。第二支架72b、扭力盘簧73b、第二容纳部76b以及第二凹陷部78b(第二壁80b)构成将沿车辆向后方向作用的动力传递至驱动轮14并且切断沿车辆向前方向作用的动力的单向离合器。

第二输出侧旋转构件70b形成有沿轴向方向延伸穿过第二输出侧旋转构件70b的多个通孔88。当沿中间轴50的轴向方向观看时，每个通孔88形成在与对应的第二凹陷部78b对准的位置处。因此，每个通孔88的一端与对应的第二凹陷部78b连通。销90插入穿过每个通孔88。所述销90形成为圆柱形，并且能够在通孔88中滑动。销90的一端抵接在构成液压致动器41的挤压板74上，而销90的另一端抵接在环形的圈86上，所述环形的圈86的周向部分通过第二凹陷部78b。

圈86装配在多个弧形的沟槽84中，所述多个弧形的沟槽84形成为以便连接形成在第二输出侧旋转构件70b中的第二凹陷部78b中的沿周向邻近的第二凹陷部78b。允许圈86相对于第二输出侧旋转构件70b沿轴向方向移动。

液压致动器41配置在配置有双向离合器TWC的中间轴50上，并且位于沿中间轴50的轴向方向与第二输出侧旋转构件70b邻近的位置处。液压致动器41包括挤压板74、在轴向方向上介于中间轴齿轮54与挤压板74之间的多个盘簧92以及液压室(未示出)，液压油供应至所述液压室以便产生使挤压板74沿轴向方向朝向中间轴齿轮54移动的推力。

挤压板74形成为盘状形状，并且相对于中间轴50沿轴向方向能够移动。弹簧92将挤压板74沿轴向方向朝向第二输出侧旋转构件70b偏置。因此，当没有液压油供应至液压致动器41的液压室时，如图2所示，在弹簧92的偏置力的作用下，挤压板74在轴向方向上朝向第二输出侧旋转构件70b移动，使得挤压板74与第二输出侧旋转构件70b接触。此时，如图2所示，销90、圈86以及第二支架72b的一端沿轴向方向朝向输入侧旋转构件68移动，使得双向离合器TWC被切换至单向模式。

当液压油被供应至液压致动器41的液压室时，挤压板74在轴向方向上抵抗弹簧92的偏置力而朝向中间轴齿轮54移动，使得挤压板74与第二输出侧旋转构件70b间隔开。此时，如图3所示，在扭力盘簧73b的偏置力的作用下，销90、圈86以及第二支架72b的一端沿轴向方向朝向中间轴齿轮54移动，使得双向离合器TWC被切换至锁定模式。

当双向离合器TWC如图2所示处于单向模式时，挤压板74在弹簧92的偏置力的作用下与第二输出侧旋转构件70b接触。此时，销90被挤压板74推动，而且沿轴向方向朝向输入侧旋转构件68移动，并且圈86也被销90推动，而且沿轴向方向朝向输入侧旋转构件68移动。结果，第二支架72b的一端压在圈86上并且朝向输入侧旋转构件68移动，使得抑制第二支架72b的一端抵接在第二壁80b上。此时，允许输入侧旋转构件68和第二输出侧旋转构件70b相对于彼此旋转，并且第二支架72b停止用作单向离合器。另一方面，第一支架72a的一端被扭力盘簧73a朝向第一输出侧旋转构件70a偏置，使得所述一端能够抵接在第一凹陷部78a的第一壁80a上。因此，第一支架72a用作传递沿车辆向前方向作用的驱动力的单向离合器。

当双向离合器TWC如图2所示处于单向模式时，第一支架72a的一端能够抵接在第一输出侧旋转构件70a的第一壁80a上。因此，当车辆10处于沿车辆向前方向作用的动力从发动机12传递至双向离合器TWC的驱动状态时，如图2所示，第一支架72a的一端抵接在第一壁80a上，并且第一支架72a的另一端抵接在第一阶梯部82a上，使得抑制输入侧旋转构件68和第一输出侧旋转构件70a相对于彼此旋转，并且发动机12的动力经由双向离合器TWC传递至驱动轮14。另一方面，当车辆10在向前行驶期间滑行，并且车辆10被置于被驱动状态时，第一支架72a的一端不与第一输出侧旋转构件70a的第一壁80a接触，并且允许输入侧旋转构件68和第一输出侧旋转构件70a相对于彼此旋转，使得经由双向离合器TWC的动力传递被中断。因此，当双向离合器TWC处于单向模式时，第一支架72a用作单向离合器，并且在车辆10处于从发动机12传递沿车辆向前方向作用的动力的驱动状态的同时传递动力，而在车辆10在向前行驶期间滑行并且被置于被驱动状态的同时切断动力。

当双向离合器TWC如图3所示处于锁定模式时，液压油被供应至液压致动器41的液压室，使得挤压板74抵抗弹簧92的偏置力而沿远离第二输出侧旋转构件70b的方向移动。此时，第二支架72b的一端在扭力盘簧73b的偏置力的作用下朝向第二输出侧旋转构件70b的第二凹陷部78b移动，并且变得能够抵接在第二壁80b上。而且，像在图2所示的单向模式中那样，第一支架72a的一端能够抵接在第一输出侧旋转构件70a的第一壁80a上。

当在双向离合器TWC如图3所示处于锁定模式的同时沿车辆向前方向作用的动力传递至时双向离合器TWC时，第一支架72a的一端抵接在第一输出侧旋转构件70a的第一壁80a上，并且第一支架72a的另一端抵接在第一阶梯部82a上，使得抑制输入侧旋转构件68和第一输出侧旋转构件70a沿车辆向前方向相对于彼此旋转。当在双向离合器TWC处于锁定模式的同时沿车辆向后方向作用的动力传递至双向离合器TWC时，如图3所示，第二支架72b的一端抵接在第二输出侧旋转构件70b的第二壁80b上，并且第二支架72b的另一端抵接在第二阶梯部82b上，使得抑制输入侧旋转构件68和第二输出侧旋转构件70b沿车辆向后方向相对于彼此旋转。因此，当双向离合器TWC处于锁定模式时，第一支架72a和第二支架72b分别用作单向离合器，并且沿车辆向前方向作用的动力以及沿车辆向后方向作用的动力能够传递至驱动轮14。因此，当双向离合器TWC被切换至锁定模式时，车辆10变得能够向后行驶。此外，当车辆10处于被驱动状态并且在向前行驶期间滑行时，双向离合器TWC被切换至锁定模式，并且从驱动轮14传递的旋转经由双向离合器TWC而传递至发动机12，使得发动机12根据所述旋转而旋转，并且产生发动机制动。因此，当双向离合器TWC处于锁定模式时，第一支架72a和第二支架72b用作单向离合器，并且当车辆10处于驱动状态和被驱动状态时传递动力。

图4为指示用于通过作为包括在车辆10中的换档装置的换档杆98选择的每个操作位置POSsh的各接合装置的接合状态的接合操作表。在图4中，“C1”表示第一离合器C1，“C2”表示第二离合器C2，“B1”表示第一制动器B1，而“TWC”表示双向离合器TWC。此外，“P(P档)”、“R(R档)”、“N(N档)”、“D(D档)”以及“M(M档)”表示通过换档杆98选择的各操作位置POSsh。在图4中，“O”表示每个接合装置的接合状态，而空白区表示释放状态。在表示双向离合器TWC的“TWC”的情况下，“O”表示双向离合器TWC向锁定模式的切换，而空白区表示双向离合器TWC向单向模式的切换。

例如，当换档杆98的操作位置POSsh被切换至作为驻车位置的P档，或者作为动力传递中断位置的N档时，如图4所示，释放第一离合器C1、第二离合器C2以及第一制动器B1。此时，第一动力传递路径PT1和第二动力传递路径PT2二者被置于没有动力传递的空档状态。

当换档杆98的操作位置POSsh被切换至作为后退驱动位置的R档时，如图4所示，第一制动器B1接合，并且双向离合器TWC被切换至锁定模式。通过这样接合第一制动器B1，沿向后方向作用的动力从发动机12传递至齿轮机构28。如果双向离合器TWC在此时处于单向模式，则双向离合器TWC切断动力，并且车辆10不能向后行驶。因此，双向离合器TWC被切换至锁定模式，使得沿车辆向后方向作用的动力经由双向离合器TWC传递至输出轴30，因此使车辆10能够向后行驶。因此，当操作位置POSsh被切换至R档时，接合第一制动器B1，并且双向离合器TWC被切换至锁定模式，使得形成后退齿轮级，其中经由第一动力传递路径PT1(齿轮机构28)传递沿车辆向后方向作用的动力。

当换档杆98的操作位置POSsh被切换至作为前进驱动位置的D档时，如图4所示，第一离合器C1接合，或者第二离合器C2接合。图4所示的“D1(D1档)”和“D2(D2档)”为针对控制中的使用设定的假想操作位置；当操作位置POSsh被切换至D档时，取决于车辆10的行驶状态，其被自动切换至D1档或D2档。当车辆10处于较低车速区域时(包括车辆停止的情况)，操作位置POSsh被切换至D1档。当车辆10处于包括中等车速区域的较高车速区域时，操作位置POSsh被切换至D2档。例如，在以D档行驶期间，当车辆10从低车速区域变速至高车速区域时，操作位置(POSsh)被自动从D1档切换至D2档。

例如，当操作位置POSsh被切换至D档时，当车辆10的行驶状态处于对应于D1档的行驶区域时，第一离合器C1接合，并且第二离合器C2释放。此时，车辆10被置于沿车辆向前方向作用的动力经由第一动力传递路径PT1(齿轮机构28)从发动机12传递至驱动轮14的齿轮行驶模式。被置于单向模式的双向离合器TWC传递沿车辆向前方向作用的动力。

当操作位置POSsh被切换至D档时，当车辆10的行驶状态处于对应于D2档的行驶区域时，第一离合器C1释放，并且第二离合器C2接合。此时，车辆10被置于沿车辆向前方向作用的动力经由第二动力传递路径PT2(CVT 24)从发动机12传递至驱动轮14的皮带行驶模式。因此，当操作位置POSsh被切换至D档时，取决于车辆10的行驶状态，发动机12的动力经由第一动力传递路径PT1(齿轮机构28)或者第二动力传递路径PT2(CVT 24)传递至驱动轮14。

当换档杆98的操作位置POSsh被切换至M档时，能够通过驾驶员的手动操作选择升档或降档。即，M档为能够通过驾驶员的手动操作改变速比的手动换档位置。例如，在操作位置POSsh被切换至M档的状态下，当由驾驶员执行向降档侧的手动操作时，形成第一离合器C1接合并且双向离合器TWC被切换至锁定模式的前进齿轮级。通过如此置于锁定模式的双向离合器TWC，当车辆10处于驱动状态以及处于被驱动状态时，能够通过双向离合器TWC传递动力。例如，在滑行期间，车辆10处于从驱动轮14传递旋转的被驱动状态；如果此时在M档执行向降档侧的手动操作，则从驱动轮14传递的旋转经由双向离合器TWC传递至发动机12，使得发动机12根据所述旋转而旋转，并且产生发动机制动。因此，当在操作位置POSsh处于M档的同时执行降档时，形成经由第一动力传递路径PT1(齿轮机构28)向驱动轮14传递动力的前进齿轮级，并且在滑行期间，从驱动轮14传递的旋转经由第一动力传递路径PT1传递至发动机12，并且能够产生发动机制动。

在换档杆98的操作位置POSsh被切换至M档的状态下，当由驾驶员执行向升档侧的手动操作时，第二离合器C2接合。此时，形成动力经由第二动力传递路径PT2(CVT 24)传递至驱动轮14的前进无级变速级。因此，当操作位置POSsh被切换至M档时，通过驾驶员的手动操作，动力传递系统能够被手动地变速至经由第一动力传递路径PT1传递动力的前进齿轮级(即，齿轮行驶模式)和经由第二动力传递路径PT2传递动力的前进无级变速级(即，皮带行驶模式)中的一个。当操作位置POSsh为M档时选择降档的情况对应于图4中的M1档，而当操作位置POSsh为M档时选择升档的情况对应于图4中的M2档。虽然M1档和M2档明显是不存在的，但为了描述的目的，陈述了当在操作位置POSsh为M档的同时执行向降档侧的手动操作时操作位置POSsh被切换至M1档，并且为了描述的目的，陈述了当在操作位置POSsh为M档的同时执行向升档侧的手动操作时操作位置POSsh被切换至M2档。

回顾图1，车辆10包括用作包括动力传递系统16的控制单元的控制器的电子控制单元100。电子控制单元100包括所谓的微型计算机，所述微型计算机具有中央处理单元(CPU)、随机存取存储器(RAM)、只读存储器(ROM)、输入-输出接口等，并且CPU在利用RAM的暂时存储功能的同时根据预先存储在ROM中的程序执行信号处理，以便执行关于车辆10的各种控制。电子控制单元100执行发动机12的输出控制、CVT 24的变速控制和皮带夹紧力控制、用于切换每个接合装置(C1、B1、C2、TWC)的操作状态的液压控制等。根据需要将电子控制单元100分为用于发动机控制的子单元、用于液压控制的子单元等。

电子控制单元100被供给有由包括在车辆10中的各种传感器等获得的各种检测信号等。传感器包括各种转速传感器102、104、106、108、109，加速器操作量传感器110，节气门开度传感器112，变速位置传感器114，油温传感器116等。上述检测信号例如包括发动机速度Ne、具有与输入轴转速Nin相同的数值的主滑轮转速Npri、副滑轮转速Nsec、对应于车速V的输出轴转速Nout、构成双向离合器TWC的输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin、代表驾驶员的加速操作的大小的加速踏板45的加速器操作量θacc、节气门开度tap、作为包括在车辆10中的换档装置的换档杆98的操作位置POSsh、作为液压控制回路46中的液压油的温度的液压油温度THoil等。输入轴转速Nin(＝主滑轮转速Npri)也是涡轮转速NT。电子控制单元100基于主滑轮转速Npri和副滑轮转速Nsec计算作为CVT 24的实际速比γcvt的实际速比γcvt(＝Npri/Nsec)。此外，电子控制单元100基于输出轴转速Nout计算构成双向离合器TWC的第一输出侧旋转构件70a和第二输出侧旋转构件70b(当未对它们特别彼此区分时将称为“输出侧旋转构件70”)的输出转速Ntwcout。

电子控制单元100向包括在车辆10中的各装置(例如，发动机控制单元42、液压控制回路46等)产生各种指令信号。所述指令信号例如包括用于控制发动机12的发动机控制指令信号Se、用于控制CVT 24的速比、皮带夹紧力等的液压控制指令信号Scvt、用于控制每个接合装置的操作状态的液压控制指令信号Scbd、用于控制锁止离合器LU的操作状态的液压控制指令信号Slu等。

响应于这些各种指令信号，液压控制回路46产生作为供应至第一离合器C1的液压致动器的液压压力的SL1液压压力Psl1，作为供应至第一制动器B1的液压致动器的液压压力的B1控制压力Pb1，作为供应至第二离合器C2的液压致动器的液压压力的SL2液压压力Psl2，作为供应至切换双向离合器TWC的模式的液压致动器41的液压压力的TWC液压压力Ptwc，供应至主滑轮60的液压致动器60a的主压力Ppri，供应至副滑轮64的液压致动器64a的副压力Psec，用于控制锁止离合器LU的LU压力Plu等。在这一点上，SL1液压压力Psl1、SL2液压压力Psl2、B1控制压力Pb1、TWC液压压力Ptwc、主压力Ppri、副压力Psec以及LU压力Plu中的每个由包括在液压控制回路46中的电磁阀(未示出)直接或间接地调节。

电子控制单元100在功能上包括用作发动机控制装置的发动机控制器120，以及用作变速控制装置的变速控制器122，以便实施车辆10中的各种控制。

发动机控制器120通过向驱动力映射图(例如，作为根据经验获得或者在设计中预先计算出的预定的关系)应用加速器操作量θacc和车速V来计算要求驱动力Fdem。发动机控制器120设定提供要求驱动力Fdem的目标发动机扭矩Tet，并且向发动机控制单元42输出控制发动机12以便提供目标发动机扭矩Tet的指令。

当在车辆停止的同时操作位置POSsh被从P档或N档切换至D档时，变速控制器122向液压控制回路46输出接合第一离合器C1的指令。结果，车辆10被切换至其能够通过经由第一动力传递路径PT1传递的动力向前行驶的前进齿轮行驶模式。此外，在车辆停止期间，当操作位置POSsh被从P档或N档切换至R档时，变速控制器122向液压控制回路46输出接合第一制动器B1并且将双向离合器TWC切换至锁定模式的指令。结果，车辆10被切换至其能够通过经由第一动力传递路径PT1传递的动力向后行驶的后退齿轮行驶模式。

在车辆10通过例如经由第二动力传递路径PT2传递的动力在皮带行驶模式下行驶的同时，变速控制器122向液压控制回路46输出将CVT 24的速比γ控制为基于加速器操作量θacc、车速V等计算出的目标速比γtgt的指令。更具体地，在将CVT 24的皮带夹紧力调节至最佳值的同时，变速控制器122存储实现CVT 24的目标速比γtgt的预定关系(例如，变速映射图)，在所述CVT 24的目标速比γtgt处，发动机12的操作点位于给定的最佳线(例如，发动机最佳燃料经济线)上。从该关系，基于加速器操作量θacc、车速V等，变速控制器122判定作为供应至主滑轮60的液压致动器60a的主压力Ppri的指令值的主指令压力Ppritgt，以及作为供应至副滑轮64的液压致动器64a的副压力Psec的指令值的副指令压力Psectgt。随后，变速控制器122向液压控制回路46输出将主压力Ppri和副压力Psec控制为分别等于主指令压力Ppritgt和副指令压力Psectgt的指令，以便改变CVT 24的速比。CVT 24的变速控制为已知的技术，并且因此将不详细描述。

当操作位置POSsh为D档时，变速控制器122执行用于在齿轮行驶模式与皮带行驶模式之间进行切换的切换控制。更具体地，变速控制器122存储作为用于在第一变速级与第二变速级之间进行切换的预定关系的变速映射图，所述第一变速级对应于齿轮行驶模式中的齿轮机构28的齿数比EL，所述第二变速级对应于皮带行驶模式中的CVT 24的最低变速比γmax。变速映射图由车速V、加速器操作量θacc等组成，并且在变速映射图上设定用于判定向第二变速级的升档(即，切换至皮带行驶模式)的升档线，以及用于判定向第一变速级的降档(即，切换至齿轮行驶模式)的降档线。通过将实际的车速V以及加速器操作量θacc应用至变速映射图，变速控制器122判定是否需要变速，并且基于判定的结果实行变速(即，行驶模式的切换)。例如，在以皮带行驶模式行驶期间，当车辆10的操作点经过降档线时，判定向第一变速级(齿轮行驶模式)的降档(要求降档)。在以齿轮行驶模式行驶期间，当操作点经过升档线时，判定向第二变速级(皮带行驶模式)的升档(要求升档)。齿轮行驶模式对应于图4中的D1档，而皮带行驶模式对应于图4中的D2档。

例如，在以操作位置POSsh为D档的齿轮行驶模式(对应于D1档)行驶期间，当判定实行用于切换至皮带行驶模式(对应于D2档)的升档时，变速控制器122向液压控制回路46输出释放第一离合器C1并且接合第二离合器C2的指令。结果，动力传递系统16中的动力传递路径PT被从第一动力传递路径PT1切换至第二动力传递路径PT2。因此，通过释放第一离合器C1并且接合第二离合器C2的有级变速控制，变速控制器122将动力传递系统16从经由第一动力传递路径PT1传递动力的齿轮行驶模式切换(升档)至经由第二动力传递路径PT2传递动力的皮带行驶模式。

当行驶模式被切换至皮带行驶模式时，在动力传递系统16中经由第二动力传递路径PT2(CVT 24)传递动力。此时，驱动轮14的旋转经由差动装置38、减速齿轮装置34、输出齿轮56等传递至中间轴齿轮54。此外，双向离合器TWC被置于单向模式下，使得中间轴齿轮54的旋转被双向离合器TWC中断，并且旋转没有传递至齿轮机构28。因此，即使当车速V变为高速时，旋转也没有传递至齿轮机构28，并且在以高车速行驶期间防止齿轮机构28的高转速。

在以操作位置POSsh为D档的皮带行驶模式(对应于D2档)行驶期间，当变速控制器122判定降档并且将行驶模式切换至齿轮行驶模式(对应于D1档)时，其向液压控制回路46输出释放第二离合器C2并且接合第一离合器C1的指令。结果，动力传递系统16中的动力传递路径PT被从第二动力传递路径PT2切换至第一动力传递路径PT1。因此，通过释放第二离合器C2并且接合第一离合器C1的有级变速控制，变速控制器122通过将行驶模式从经由第二动力传递路径PT2传递动力的皮带行驶模式切换至经由第一动力传递路径PT1传递动力的齿轮行驶模式而对动力传递系统16进行降档。

当操作位置POSsh被从D档切换至M1档，以及从M2档切换至M1档时，切换包含双向离合器TWC的从单向模式向锁定模式的切换。当驾驶员在滑行期间需要发动机制动力时，有利地实行操作位置POSsh的从D档向M1档的切换以及从M2档向M1档的切换。

在双向离合器TWC中，当在输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin与输出侧旋转构件70(第一输出侧旋转构件70a和第二输出侧旋转构件70b)的输出转速Ntwcout之间存在转速差时，在向锁定模式切换的过渡期内，可能由于输入侧旋转构件68与每个第二支架72b的一端的碰撞而产生冲击。此外，可能由于输入侧旋转构件68与第二支架72b之间的碰撞而降低耐久性。

为了解决以上问题，当在以D档或M2档行驶期间操作位置POSsh被切换至M1档时，在使双向离合器TWC的输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin大致等于输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout之后，变速控制器122将双向离合器TWC切换至锁定模式。在下文中，将描述当操作位置POSsh被从D档或M2档切换至M1档时执行的控制。

变速控制器122在功能上包括切换判定单元126、条件满足判定单元128、接合状态判定单元130以及同步判定单元132。发动机控制器120和变速控制器122构成本发明的电子控制单元。

在操作位置POSsh为D档或M2档的情况下的行驶期间，切换判定单元126判定操作位置POSsh是否已经由驾驶员切换至M1档。当驾驶员要求施加发动机制动时，操作位置POSsh被切换至M1档。即，操作位置POSsh向M1档的切换指示形成确保发动机制动的齿轮级的要求已经产生。当操作位置POSsh被切换至M1档时，双向离合器TWC被切换至锁定模式；因此，切换判定单元126具有判定是否已经产生形成双向离合器TWC被切换至锁定模式的变速级的变速要求的功能。

当切换判定单元126判定向M1档切换时，条件满足判定单元128基于等于零的加速器操作量θacc判定车辆是否处于从驱动轮14传递旋转的被驱动状态。而且，条件满足判定单元128判定输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin是否低于输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout。更具体地，条件满足判定单元128判定输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout与输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc(＝Ntwcout-Ntwcin)是否大于预设的锁定控制判定阈值α1(Ntwcout-Ntwcin>α1)。

锁定控制判定阈值α1(将被称作“阈值α1”)为根据经验获得或者在设计中预先计算出的数值，并且当双向离合器TWC以转速差ΔNtwc切换至锁定模式时被设定为如下范围内的阈值：在所述范围中，在双向离合器TWC向锁定模式切换的过渡期内产生的冲击未被传递至驾驶员，并且没有降低双向离合器TWC的耐久性。例如，阈值α1被设定为大约100rpm。因此，当在转速差ΔNtwc大于阈值α1的状态下实行双向离合器TWC向锁定模式的切换时，可能产生冲击。

当条件满足判定单元128判定车辆10处于被驱动状态，并且转速差ΔNtwc大于阈值α1时，接合状态判定单元130判定第一离合器C1是否处于接合状态。当接合状态判定单元130判定第一离合器C1处于释放状态时，变速控制器122执行用于释放第二离合器C2并且接合第一离合器C1的所谓的双离合器同步控制(clutch-to-clutch control)。

一旦开始双离合器同步控制，则发动机控制器120使发动机控制单元42执行发动机12的扭矩增大控制。同样，当接合状态判定单元130判定第一离合器C1处于接合状态时，发动机控制器120使发动机控制单元42执行发动机12的扭矩增大控制。通过因此实行的发动机12的扭矩增大控制，由发动机12的扭矩提高或增加输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin。发动机12的扭矩增大控制可以在与第一离合器C1开始接合所处的时间点相同的时间开始。然而，在第一离合器C1的扭矩容量等于零的状态下，由于即使执行发动机12的扭矩增大控制也没有增加输入转速Ntwcin，所以可以在从第一离合器C1开始接合的时间起经过给定的延迟时间之后开始扭矩增大控制。

发动机控制器120设定在扭矩增大控制下预先设定的目标发动机扭矩Tet，并且向发动机控制单元42输出控制发动机12以便实现目标发动机扭矩Tet的指令。执行发动机12的扭矩增大控制以便将双向离合器TWC的输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin提高至输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout。在扭矩增大控制下设定的目标发动机扭矩Tet根据经验获得或者在设计中被预先计算出，并且被设定为输入转速Ntwcin以给定的增长率ΔNtwcin增加并且达到输出转速Ntwcout的值。例如，根据开始发动机12的扭矩增大控制时的输入转速Ntwcin与输出转速Ntwcout之间的转速差ΔNtwc，可以按需改变目标发动机扭矩Tet。

当输出转速Ntwcout与输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc变为等于或小于预设的扭矩增大结束判定阈值α2(将被称为“阈值α2”)时，发动机控制器120完成发动机12的扭矩增大控制。阈值α2根据经验获得或者在设计中被预先计算出，并且被设定为这样的值：当从扭矩增大控制的结束起经过预定时间时，预测输入转速Ntwcin达到输出转速Ntwcout或者变为等于输出转速Ntwcout。阈值α2被设定为比预先设定以便判定输入转速Ntwcin的同步的同步判定阈值α3大的值，如稍后描述的。

在发动机12的扭矩增大控制结束之后，通过判定输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout与输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc是否已经变为等于或小于预设的同步判定阈值α3，同步判定单元132判定输入转速Ntwcin是否已经变为大致等于输出转速Ntwcout。同步判定阈值α3根据经验获得或者在设计中被预先计算出，并且被设定为能够判定输入转速Ntwcin已经变为大致等于输出转速Ntwcout的值。可以基于从输入转速Ntwcin开始增加的时间点(或者从发动机12的扭矩增大控制结束)起是否已经经过预定的时间来判定输入转速Ntwcin是否已经变为大致等于输出转速Ntwcout。

当同步判定单元132判定转速差ΔNtwc已经变为等于或小于同步判定阈值α3时，变速控制器122向液压控制回路46输出将双向离合器TWC切换至锁定模式的指令。液压致动器41响应于所述指令而被激活，并且双向离合器TWC被切换至锁定模式。因此，在输入转速Ntwcin变为大致等于输出转速Ntwcout时，双向离合器TWC被切换至锁定模式，使得减小了在切换过渡期内产生的冲击，并且不太可能降低双向离合器TWC的耐久性。

图5为图示出电子控制单元100的控制操作的主要部分(即，在操作位置POSsh为D档或M2档的情况下行驶期间，当操作位置POSsh被切换至M1档时执行的控制操作)的流程图。在该流程图中图示出的控制程序在车辆行驶期间被重复实行。

起初，在步骤ST1中，切换判定单元126基于操作位置POSsh是否已经从D档或M2档切换至M1档来判定形成确保发动机制动的齿轮级的要求是否已经产生。当在步骤ST1中获得否定的判断(否(NO))时，该例程的当前循环结束。当在步骤ST1中获得肯定的判断(是(YES))时，条件满足判定单元128在步骤ST2中判定车辆10是否处于被驱动状态，以及转速差ΔNtwc(＝Ntwcout-Ntwcin)是否大于阈值α1。当在步骤ST2中获得否定的判断(否)时，该例程的当前循环结束。当在步骤ST2中获得肯定的判断(是)时，接合状态判定单元130在步骤ST3中判定第一离合器C1是否处于接合状态。当在步骤ST3中获得否定的判断(否)时，在步骤ST4中，变速控制器122开始释放第二离合器C2并且接合第一离合器C1的所谓的双离合器同步控制，并且控制继续进行至步骤ST5。当在步骤ST3中获得肯定的判断(是)时，控制也继续进行至步骤ST5。

在步骤ST5中，发动机控制器120开始发动机12的扭矩增大控制。继续执行发动机12的扭矩增大控制，直到输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout与输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α2。在步骤ST6中，同步判定单元132判定输出转速Ntwcout与输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc是否已经变为等于或小于同步判定阈值α3。重复实行步骤ST6，直到转速差ΔNtwc变为等于或小于同步判定阈值α3。当转速差ΔNtwc变为等于或小于同步判定阈值α3时，在步骤ST6中获得肯定的判断(是)，并且在步骤ST7中变速控制器122实行双向离合器TWC的向锁定模式的切换。此时，由于转速差ΔNtwc等于或小于同步判定阈值α3，所以减小了在双向离合器TWC向锁定模式切换的过渡期内产生的冲击。此外，由于双向离合器TWC被切换至锁定模式，所以发动机12根据从驱动轮14传递的旋转而旋转，使得产生发动机制动。

图6为指示基于图5的流程图的控制结果的时序图。图6示出了在车辆以操作位置POSsh为D档并且加速器操作量θacc等于零的被驱动状态行驶的同时，驾驶员将操作位置POSsh切换至M1档以便确保发动机制动的情况。图6的操作位置的D档对应于如图4所示的接合第一离合器C1的D1档。

在图6中，竖直轴线指示输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin、用于控制第一离合器C1的扭矩容量的SL1液压压力Psl1、用于控制第二离合器C2的扭矩容量的SL2液压压力Psl2、用于切换双向离合器TWC的模式的TWC液压压力Ptwc以及发动机扭矩Te，当从上方观看时它们以所描述的顺序布置。在图6中，当SL1液压压力Psl1变为等于液压压力Pc1on时，第一离合器C1被放置在接合状态。当SL2液压压力Psl2变为等于液压压力Pc2on时，第二离合器C2被放置在接合状态。当TWC液压压力Ptwc变为等于液压压力Ptwcon时，双向离合器TWC被切换至锁定模式。图6所示的SL1液压压力Psl1、SL2液压压力Psl2以及TWC液压压力Ptwc为指令压力，并且实际的液压压力通过一定的延迟而遵循每个指令压力。

在图6所示的时刻t1，当操作位置POSsh被驾驶员从D档切换至确保发动机制动的M1档时，在车辆10处于被驱动状态，并且输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout与输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc大于阈值α1的条件下，开始用于使输入转速Ntwcin大致等于输出转速Ntwcout的发动机12的扭矩增大控制。

在图6中的时刻t2，当输出转速Ntwcout与输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α2时，完成发动机12的扭矩增大控制。即使发动机12的扭矩增大控制在时刻t2结束，虽然减小了输入转速Ntwcin的增长率，但由于惯性力输入转速Ntwcin也保持增加。当在时刻t3判定输出转速Ntwcout与输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc已经变为等于或小于同步判定阈值α3时，TWC液压压力Ptwc(指令压力)被提高至双向离合器TWC能够被切换至锁定模式的液压压力Ptwcon。此时，双向离合器TWC的输出转速Ntwcout与输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc等于或小于同步判定阈值α3；因此，由于输出转速Ntwcout大致等于输入转速Ntwcin，所以减小了在向锁定模式切换的过渡期内产生的冲击。

图7为指示基于图5的流程图的控制结果的另一个时序图。图7示出了如下的情况：在车辆以操作位置POSsh为M2档的被驱动状态行驶并且加速器操作量θacc等于零的同时，操作位置POSsh被驾驶员切换至M1档以便确保发动机制动。

在图7所示的时刻t1，当操作位置POSsh被驾驶员从M2档切换至确保发动机制动的M1档时，在车辆10在时刻t1处于被驱动状态并且输出转速Ntwcout与输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc大于阈值α1的条件下，开始用于使输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin大致等于输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout的控制。

由于第二离合器C2在时刻t1接合，所以在时刻t1开始释放第二离合器C2并且接合第一离合器C1的双离合器同步控制。如图7所示，对应于第一离合器C1的扭矩容量的SL1液压压力Psl1的目标值(指令压力)被设定为接合第一离合器C1的接合压力Pc1on，而对应于第二离合器C2的扭矩容量的SL2液压压力Psl2的目标值(指令压力)被设定为零。结果，第一离合器C1被控制到接合侧，而第二离合器C2被控制到释放侧。在SL1液压压力Psl1(指令压力)和SL2液压压力Psl2(指令压力)在图7中被逐步改变的同时，这些液压压力Psl1、Psl2实际上被控制使得在第一离合器C1的接合以及第二离合器C2的释放的过渡期内没有产生冲击。此外，与时刻t1同时地，或者在从时刻t1起经过预定的时间之后，开始发动机12的扭矩增大控制。例如，在预测第一离合器C1开始具有扭矩容量的时间点，例如开始发动机12的扭矩增大控制。

在时刻t2，第一离合器C1具有一定的扭矩容量，使得在发动机12的扭矩增大控制下输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin增加。在时刻t3，输出转速Ntwcout与输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α2，并且因此，完成发动机12的扭矩增大控制。即使发动机12的扭矩增大控制结束，由于惯性力，输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin也保持增加。在时刻t4，转速差ΔNtwc变为等于或小于同步判定阈值α3，使得双向离合器TWC被切换至锁定模式。更具体地，TWC液压压力Ptwc被控制为液压压力Ptwcon。此时，由于输出转速Ntwcout与输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc等于或小于同步判定阈值α3，所以减小了在向锁定模式切换的过渡期内产生的冲击。

如上所述，根据该实施例，在双向离合器TWC中，在输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin低于输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout的情况下，当形成双向离合器TWC被切换至锁定模式的变速级的变速要求产生时，在使输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin大致等于输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout之后，双向离合器TWC被切换至锁定模式。因此，能够减小在双向离合器TWC向锁定模式切换的过渡期内产生的冲击。

此外，根据该实施例，当形成双向离合器TWC被切换至锁定模式的变速级的变速要求产生时，第一离合器C1接合，使得能够经由第一离合器C1传递动力。在该状态下，执行发动机12的扭矩增大控制，使得发动机12的发动机扭矩Te经由第一离合器C1传递至双向离合器TWC的输入侧旋转构件68，并且增加输入转速Ntwcin。结果，能够使输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin大致等于输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout。另一方面，当第一离合器C1在产生变速要求时接合时，能够通过发动机12的发动机扭矩Te提高输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin。因此通过实行发动机12的扭矩增大控制，能够使输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin大致等于输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout。

接下来，将描述本发明的其他实施例。在下面的描述中，相同的附图标记被分配给与以上实施例共用的部分或部件，并且将不进一步描述这些部分或部件。

在以上实施例中，通过发动机12的扭矩增大控制来提高输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin。然而，如果输入转速Ntwcin变为等于输出转速Ntwcout所处的时刻由于发动机扭矩Te的变化而偏离目标时间点，则在双向离合器TWC向锁定模式切换的过渡期内的转速差ΔNtwc增加，这可能导致冲击的增加。例如，当输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin增加时，在双向离合器TWC被切换至锁定模式之前，输入转速Ntwcin达到输出转速Ntwcout。此时，经由双向离合器TWC施加至驱动轮侧的扭矩可以传递至驱动轮14，并且可能产生冲击。

因此，在该实施例中，当第一离合器在双向离合器TWC被切换至锁定模式时处于接合状态时，紧接在双向离合器TWC切换至锁定模式之前，暂时减小第一离合器C1的扭矩容量，使得即使当发动机12的发动机扭矩Te存在变化时，也减小了在双向离合器TWC向锁定模式切换的过渡期内产生的冲击。在下文中，将描述该实施例的控制示例。

图8为图示出控制该实施例的车辆动力传递系统148的电子控制单元150的控制功能的功能框图。该实施例的构造除了电子控制单元150以外大致与以上实施例的构造相同，并且因此将不再描述。

该实施例的变速控制器152在功能上包括切换判定单元126、条件满足判定单元128、接合状态判定单元130、同步判定单元132以及C1扭矩控制器154。切换判定单元126、条件满足判定单元128、接合状态判定单元130以及同步判定单元132的功能基本上与以上实施例相同，并且因此将不再描述。发动机控制器120和变速控制器152(C1扭矩控制器154)构成本发明的电子控制单元。

当由发动机控制器120进行的发动机12的扭矩增大控制完成时，C1扭矩控制器154计算输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout与输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc(＝Ntwcout-Ntwcin)，并且判定计算出的转速差ΔNtwc是否等于或小于紧接在同步之前使用的预设的阈值α4(将被称为“阈值α4”)。

阈值α4根据经验获得或者在设计中被预先计算出，并且被设定为使得能够判定当前时刻紧接在输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin变为大致等于输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout之前的值。阈值α4被设定为大于同步判定阈值α3(用于判定输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin已经变为大致等于输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout)并且小于阈值α2(用于判定发动机12的扭矩增大控制的结束)的值(α3<α4<α2)。

当C1扭矩控制器154判定转速差ΔNtwc已经变为等于或小于阈值α4时，其将第一离合器C1的扭矩容量减小至作为目标值的零。更具体地，例如，C1扭矩控制器154将SL1液压压力Psl1的目标值设定为零，并且向液压控制回路46输出减小SL1液压压力Psl1的指令，以便减小第一离合器C1的扭矩容量。不必要求第一离合器C1的目标扭矩容量为零。例如，如果所述值在如下的范围内：输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin能够保持增加，并且即使在由位于双向离合器TWC上游的旋转构件产生的惯性扭矩经由双向离合器TWC传递至驱动轮14的情况下驾驶员也不会感到冲击，则第一离合器C1的目标扭矩容量可以被设定为零以外的值。此外，第一离合器C1的扭矩容量不但被逐步减小，而且可以以给定的比率逐渐减小。

通过因此减小的第一离合器C1的扭矩容量，当输入转速Ntwcin达到输出转速Ntwcout时，因为经由第一离合器C1传递至驱动轮14的扭矩没有超过第一离合器C1的扭矩容量，所以相比于第一离合器C1处于接合(完全接合)状态的情况，传递至驱动轮14的扭矩被减小。即，在第一离合器C1中发生滑动，并且超过第一离合器C1的扭矩容量的扭矩没有传递至双向离合器TWC；因此，即使当扭矩经由双向离合器TWC传递至驱动轮14时，相比于第一离合器C1处于接合状态的情况也减小了冲击。

当同步判定单元132判定输出转速Ntwcout与输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc已经变为等于或小于同步判定阈值α3时，变速控制器152开始双向离合器TWC向锁定模式的切换。此外，与双向离合器TWC开始向锁定模式切换同时地，C1扭矩控制器154实行增加第一离合器C1的扭矩容量的控制。更具体地，C1扭矩控制器154向液压控制回路46输出使SL1液压压力Psl1朝向第一离合器C1被置于接合状态的液压压力Pc1on逐渐增加的指令。结果，第一离合器C1的扭矩容量逐渐增加，并且第一离合器C1再次接合。

第一离合器C1的扭矩容量开始增加的时刻并不限于与双向离合器TWC开始切换至锁定模式的时刻相同的时刻。例如，可以在从双向离合器TWC开始切换至锁定模式的时刻起经过预定的延迟时间之后，增加第一离合器C1的扭矩容量。在另一个示例中，可以在转速差ΔNtwc(＝Ntwcout-Ntwcin)变为等于或小于预设的阈值的条件下，增加第一离合器C1的扭矩容量。

因此，当判定当前时刻紧接在输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin变为等于输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout之前时，暂时减小第一离合器C1的扭矩容量。因此，即使当扭矩经由双向离合器TWC传递至驱动轮14时，由于发动机12的发动机扭矩Te的变化，也会因为在第一离合器C1中发生的滑动而减小传递至驱动轮14的扭矩，导致冲击的减小。

图9为图示出电子控制单元150的控制操作的主要部分(即，在以D档或M2档行驶期间当操作位置POSsh切换至M1档时执行的控制操作)的流程图。在车辆行驶期间重复实行图9的流程图中图示出的控制例程。

起初，在步骤ST1中，切换判定单元126基于操作位置POSsh是否已经从D档或M2档切换至M1档来判定形成确保发动机制动的齿轮级的要求是否已经产生。当在步骤ST1中获得否定的判断(否)时，该例程的当前循环结束。当在步骤ST1中获得肯定的判断(是)时，条件满足判定单元128在步骤ST2中判定车辆10是否处于被驱动状态，以及转速差ΔNtwc(＝Ntwcout-Ntwcin)是否大于阈值α1。当在步骤ST2中获得否定的判断(否)时，该例程的当前循环结束。当在步骤ST2中获得肯定的判断(是)时，接合状态判定单元130在步骤ST3中判定第一离合器C1是否处于接合状态。当在步骤ST3中获得否定的判断(否)时，在步骤ST4中，变速控制器122开始释放第二离合器C2并且接合第一离合器C1的所谓的双离合器同步控制，并且控制继续进行至步骤ST5。当在步骤ST3中获得肯定的判断(是)时，控制也继续进行至步骤ST5。

在步骤ST5中，发动机控制器120开始发动机12的扭矩增大控制。继续执行发动机12的扭矩增大控制，直到输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout与输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α2。随后，在步骤ST10中，C1扭矩控制器154基于输出转速Ntwcout与输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc是否已经变为等于或小于阈值α4来判定当前时刻是否紧接在输入转速Ntwcin变为大致等于输出转速Ntwcout之前。重复实行步骤ST10，直到转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α4。当转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α4时，C1扭矩控制器154判定当前时刻紧接在输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin变为等于输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout之前，并且在步骤ST10中获得肯定的判断(是)。随后，控制继续进行至步骤ST11。

在步骤ST11中，基于步骤ST3和步骤ST4，由于第一离合器C1处于接合状态，所以C1扭矩控制器154执行减小第一离合器C1的扭矩容量的控制。在步骤ST6中，同步判定单元132判定输出转速Ntwcout与输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc是否已经变为等于或小于同步判定阈值α3。当在步骤ST6中获得否定的判断(否)时，控制返回步骤ST11，并且重复执行减小第一离合器C1的扭矩容量的控制。当转速差ΔNtwc变为等于或小于同步判定阈值α3时，在步骤ST7中，变速控制器152将双向离合器TWC切换至锁定模式。此时，由于转速差ΔNtwc等于或小于同步判定阈值α3，所以减小或防止在双向离合器TWC向锁定模式切换的过渡期内产生的冲击。

随后，在步骤ST12中，C1扭矩控制器154判定是否满足使第一离合器C1再次接合的条件。例如，在双向离合器TWC开始切换至锁定模式，或者从双向离合器TWC开始向锁定模式切换已经经过预定的延迟时间，或者转速差ΔNtwc已经变为等于或小于预设的阈值的条件下，第一离合器C1再次接合。重复实行步骤ST12，直到满足使第一离合器C1再次接合的条件。当满足使第一离合器C1再次接合的条件时，在步骤ST12中获得肯定的判断(是)，并且在对应于C1扭矩控制器154的控制功能的步骤ST13中使第一离合器C1再次接合。

图10为指示基于图9的流程图的控制结果的时序图。图10示出了如下情况下的控制结果：在操作位置POSsh为M2档并且车辆在加速器操作量等于零的被驱动状态下行驶的同时，操作位置POSsh被驾驶员切换至M1档以便确保发动机制动。

在图10所示的时刻t1，当操作位置POSsh被驾驶员从M2档切换至确保发动机制动的M1档时，在车辆10在时刻t1处于被驱动状态并且输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout与输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc大于阈值α1的条件下，开始用于使输入转速Ntwcin大致等于输出转速Ntwcout的控制。

此外，在时刻t1，开始释放第二离合器C2并且接合第一离合器C1的双离合器同步控制。如图10所示，在时刻t1，SL1液压压力Psl1的目标值(指令压力)被设定为接合第一离合器C1的接合压力Pc1on，而SL2液压压力Psl2的目标值(指令压力)被设定为零。结果，第一离合器C1被控制到接合侧，而第二离合器C2被控制到释放侧。同时，或者在经过预定时间之后，开始发动机12的扭矩增大控制。

在时刻t2，第一离合器C1具有一定的扭矩容量，使得在发动机12的扭矩增大控制下输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin增加。在时刻t3，输出转速Ntwcout与输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α2，使得完成发动机12的扭矩增大控制。即使发动机12的扭矩增大控制完成，由于惯性力，输入转速Ntwcin也保持朝向输出转速Ntwcout增加。

在时刻t4，转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α4，使得当前时刻被判定为紧接在输入转速Ntwcin变为大致等于输出转速Ntwcout之前，并且第一离合器C1的扭矩容量开始减小。在时刻t5，转速差ΔNtwc变为等于或小于同步判定阈值α3，使得双向离合器TWC被切换至锁定模式。此时，由于转速差ΔNtwc等于或小于同步判定阈值α3，所以减小或防止在向锁定模式切换的过渡期内产生的冲击。此外，即使由于发动机12的扭矩增大控制期间的发动机扭矩Te的变化导致在输入转速Ntwcin在完成切换至锁定模式之前达到输出转速Ntwcout并且扭矩经由双向离合器TWC传递至驱动轮14的情况下，因为第一离合器C1的扭矩容量被预先减小，并且从第一离合器C1的上游侧传递的扭矩没有超过第一离合器C1的扭矩容量，所以传递至驱动轮14的扭矩也被减小。当在时刻t6满足使第一离合器C1再次接合的条件时，第一离合器C1的扭矩容量逐渐增加，并且第一离合器C1再次接合。

如上所述，同样根据该实施例，能够获得与以上实施例相同的效果。而且，在该实施例中，紧接在双向离合器TWC被切换至锁定模式之前，第一离合器C1的扭矩容量被暂时减小，使得由于超过第一离合器C1的扭矩容量的扭矩没有被传递至双向离合器TWC，所以在双向离合器TWC向锁定模式的过渡期内产生的冲击能够被进一步地减小。在这一点上，能够使发动机12的发动机扭矩Te大于第一离合器C1的扭矩容量没有被减小的情况下的发动机扭矩Te，结果，能够改善切换响应。

在第三实施例中，当操作位置POSsh被切换至M1档时，增加第二离合器C2的扭矩容量，并且执行CVT 24的升档，使得输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin被限制。结果，减小了在双向离合器TWC向锁定模式切换的过渡期内产生的冲击。图11为图示出控制对应于该实施例的车辆动力传递系统178的电子控制单元180的控制功能的功能框图。该实施例的构造除了电子控制单元180以外与以上实施例大致相同，并且因此，将不再描述。

该实施例的变速控制器182在功能上包括切换判定单元126、条件满足判定单元128、接合状态判定单元130、同步判定单元132、C2扭矩控制器184以及皮带变速控制器186。切换判定单元126、条件满足判定单元128、接合状态判定单元130以及同步判定单元132的功能与以上实施例基本上相同，并且因此，将不再描述。发动机控制器120和变速控制器182(C2扭矩控制器184、皮带变速控制器186)对应于本发明的控制器。

C2扭矩控制器184控制第二离合器C2的扭矩容量，以便将通过发动机12的扭矩增大控制而增加的输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin控制为适当的值。在发动机12的扭矩增大控制中，扭矩被设定为输入转速Ntwcin达到输出转速Ntwcout的扭矩值。因此，例如如果由于发动机12的发动机扭矩Te的变化而导致输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin变为大于目标值，并且输入转速Ntwcin在双向离合器TWC完成切换至锁定模式之前达到输出转速Ntwcout，则位于双向离合器TWC的上游的旋转构件的惯性扭矩经由双向离合器TWC传递至驱动轮14，并且可能产生冲击。为了应对该情况，C2扭矩控制器184增加第二离合器C2的扭矩容量，以便限制输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin，使得输入转速Ntwcin在目标时间点变为大致等于输出转速Ntwcout，并且进一步减小在双向离合器TWC向锁定模式切换的过渡期内产生的冲击。

当开始发动机12的扭矩增大控制时，C2扭矩控制器184控制SL2液压压力Psl2，以便建立紧接在第二离合器C2具有扭矩容量之前的状态。随后，例如，当输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout与输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc变为等于或小于预设的C2扭矩增加判定阈值α5(将被称为“阈值α5”)时，C2扭矩控制器184向液压控制回路46输出增加SL2液压压力Psl2(指令压力)的指令，以便增加第二离合器C2的扭矩容量。

阈值α5根据经验获得或者在设计中被预先计算出，并且考虑到第二离合器C2的响应等而被设定为适当的值，使得通过控制第二离合器C2的扭矩容量能够调节输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin，直到输入转速Ntwcin变为等于输出转速Ntwcout。阈值α5小于用于判定发动机12的扭矩增大控制结束的阈值α2，并且大于用于判定输入转速Ntwcin是否达到输出转速Ntwcout的同步判定阈值α3。因此，至少在双向离合器TWC被切换至锁定模式之前，增加第二离合器C2的扭矩容量。

例如，第二离合器C2的扭矩容量增加的时刻可以根据需要改变为从发动机12的扭矩增大控制的开始起已经经过了预定时间的时间点，或者输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin等于或大于阈值并且输入转速Ntwcin变为等于或高于阈值的时间点。

C2扭矩控制器184控制SL2液压压力Psl2，使得输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin变为等于预设的目标比率β。随着SL2液压压力Psl2增加，并且第二离合器C2具有扭矩容量，所以由于第二动力传递路径PT2(CVT 24)侧的惯性而沿降低输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin的方向施加力，并且还减小了增长率ΔNtwcin。

C2扭矩控制器184根据需要计算输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin，并且当计算出的增长率ΔNtwcin大于目标比率β时，将SL2液压压力Psl2(指令压力)增加预设的固定值K。此外，当即使在SL2液压压力Psl2增加固定值K之后增长率ΔNtwcin依然大于目标比率β时，C2扭矩控制器184将SL2液压压力Psl2进一步增加固定值K。因此，C2扭矩控制器184逐步地增加SL2液压压力Psl2，直到增长率ΔNtwcin变为等于或小于目标比率β。当增长率ΔNtwcin变为等于或小于目标比率β时，C2扭矩控制器184停止增加SL2液压压力Psl2。

当输出转速Ntwcout与输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc变为等于或小于预设的C2释放判定阈值α6(将被称为“阈值α6”)时，C2扭矩控制器184使SL2液压压力Psl2等于零，以便释放第二离合器C2。即，C2扭矩控制器184完成增加第二离合器C2的扭矩容量的控制。阈值α6根据经验获得或者在设计中被预先计算出，并且被设定为使得预测在经过预定时间之后输入转速Ntwcin等于输出转速Ntwcout的值。阈值α6被设定为大于用于判定输入转速Ntwcin变为等于输出转速Ntwcout的同步判定阈值α3的值。因此，在双向离合器TWC被切换至锁定模式之前，完成增加第二离合器C2的扭矩容量的控制。在输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin变为小于预设的给定值的条件下，也可以完成增加第二离合器C2的扭矩容量的控制。

当第二离合器C2的扭矩容量变为等于或大于预设的给定值L时，皮带变速控制器186实行CVT 24的升档。给定值L大于零，并且被确定为使得输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin通过CVT 24的升档而能够被减小。当CVT 24升档时，CVT 24的输入轴22的输入轴转速Nin被减小，使得增加沿降低输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin的方向施加的力。因此，除了使C2扭矩控制器184增加第二离合器C2的扭矩容量以外，通过使皮带变速控制器186实行CVT 24的升档，能够将输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin控制为目标比率β。

当第二离合器C2的扭矩容量变为等于或大于能够通过CVT 24的升档减小输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin的给定值L时，皮带变速控制器186开始CVT 24的升档。例如，当从第二离合器C2的扭矩容量开始增加的时刻到假设第二离合器C2的扭矩容量等于或大于给定值L的时刻经过了预设的给定时间时，皮带变速控制器186开始CVT 24的升档。当用于控制第二离合器C2的SL2液压压力Psl2(指令值)变为等于或大于预设的给定值时，也可以开始CVT 24的升档。

皮带变速控制器186例如将CVT 24的速比γcvt向升档侧改变预设的固定值K2。当即使CVT 24的速比γcvt减小了固定值K2增长率ΔNtwcin也依然大于目标比率β时，皮带变速控制器186使CVT 24进一步升档固定值K2。因此，皮带变速控制器186逐步减小CVT 24的速比γcvt，直到增长率ΔNtwcin变为等于或小于目标比率β。以这种方式，增长率ΔNtwcin被限于目标比率β。在此，预先设定了CVT 24的升档的上限。更具体地，上限被设定在如下的范围内：在由皮带变速控制器186进行的升档期间，当操作位置POSsh被驾驶员切换至D档或M2档时，能够迅速确保要求驱动力。换言之，在操作位置POSsh被切换至D档或M2档的情况下，在能够迅速确保要求驱动力的范围内，CVT 24升档，使得增长率ΔNtwcin变为等于目标比率β。

当第二离合器C2的扭矩容量被减小至CVT 24的升档没有有助于输入转速Ntwcin的减小的值时，皮带变速控制器186将CVT 24的速比γcvt增加至原始速比(例如，γmax)。在从第二离合器C2的释放的开始起已经经过预定时间的条件下，或者在用于控制第二离合器C2的SL2液压压力Psl2(指令压力)变为等于或低于预定值的条件下，判定第二离合器C2的扭矩容量的减小。为了防止由于降档造成的惯性的改变影响车辆10的性能，皮带变速控制器186使CVT 24降档，使得速比γcvt以给定的间隔逐渐改变，或者使CVT 24降档以便速比γcvt以给定的比率改变。

图12为图示出电子控制单元180的控制操作的主要部分(即，在以D档或M2档行驶期间当操作位置POSsh被切换至M1档时执行的控制操作)的流程图。在车辆行驶期间，重复实行图示在流程图中的控制例程。

起初，在步骤ST1中，切换判定单元126基于操作位置POSsh是否已经从D档或M2档切换至M1档来判定形成确保发动机制动的齿轮级的要求是否已经产生。当在步骤ST1中获得否定的判断(否)时，该例程的当前循环结束。当在步骤ST1中获得肯定的判断(是)时，条件满足判定单元128在步骤ST2中判定车辆10是否处于被驱动状态，以及转速差ΔNtwc(＝Ntwcout-Ntwcin)是否大于阈值α1。当在步骤ST2中获得否定的判断(否)时，该例程的当前循环结束。当在步骤ST2中获得肯定的判断(是)时，接合状态判定单元130在步骤ST3中判定第一离合器C1是否处于接合状态。当在步骤ST3中获得否定的判断(否)时，第一离合器C1在对应于变速控制器182的控制功能的步骤ST20中接合。

在步骤ST21中，变速控制器182控制第二离合器C2以建立紧接在第二离合器C2具有扭矩容量之前的状态(接合待命状态)，以便确保第二离合器C2的响应。随后，在对应于发动机控制器120的控制功能的步骤ST5中，开始发动机12的扭矩增大控制。继续执行发动机12的扭矩增大控制，直到输出转速Ntwcout与输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α2。在对应于C2扭矩控制器184和皮带变速控制器186的控制功能的步骤ST22中，例如在转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α5的条件下，增加第二离合器C2的扭矩容量。而且，当第二离合器C2的扭矩容量变为等于或大于给定值L时，开始CVT 24的升档。通过第二离合器C2的扭矩容量的增加以及CVT 24的升档，输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin被控制为目标比率β。

在步骤ST23中，C2扭矩控制器184判定输出转速Ntwcout与输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc是否已经变为等于或小于阈值α6。当转速差ΔNtwc大于阈值α6时，控制返回步骤ST22，以重复增加第二离合器C2的扭矩容量，并且使CVT 24升档。当转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α6时，在步骤ST23中获得肯定的判断(是)，并且在对应于变速控制器186的控制功能的步骤ST24中释放第二离合器C2。在步骤ST6中，同步判定单元132判定转速差ΔNtwc是否已经变为等于或小于同步判定阈值α3。当在步骤ST6中获得否定的判断(否)时，重复执行步骤ST6，直到转速差ΔNtwc变为等于或小于同步判定阈值α3。当转速差ΔNtwc变为等于或小于同步判定阈值α3时，在步骤ST6中获得肯定的判断(是)，并且在对应于变速控制器186的控制功能的步骤ST7中双向离合器TWC被切换至锁定模式。由于此时转速差ΔNtwc等于或小于同步判定阈值α3，所以减小或防止在双向离合器TWC向锁定模式切换的过渡期内产生的冲击。在对应于变速控制器186的控制功能的步骤ST25中，为了降档，使CVT 24的速比γcvt朝向原始速比(γmax)增加。

图13为指示基于图12的流程图的控制结果的时序图的一个示例。图13示出了如下情况下的控制结果：在车辆以加速器操作量等于零并且操作位置POSsh为D档的被驱动状态行驶的同时，操作位置POSsh被切换至M1档以便确保发动机制动。

在图13所示的时刻t1，当操作位置POSsh被驾驶员从D档切换至M1档时，在车辆10在时刻t1处于被驱动状态并且输出转速Ntwcout与输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc大于阈值α1的条件下，开始用于使输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin大致等于输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout的控制。

在时刻t1，开始用于增加输入转速Ntwcin的发动机12的扭矩增大控制，并且开始用于增加第二离合器C2的扭矩容量的控制。在时刻t1与时刻t3之间的期间，控制SL2液压压力Psl2，使得第二离合器C2进入紧接在其开始具有扭矩容量之前的状态。在时刻t2，转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α2，使得完成发动机12的扭矩增大控制。

在时刻t3，例如在输出转速Ntwcout与输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α5的条件下，通过逐渐增加SL2液压压力Psl2(指令压力)来增加第二离合器C2的扭矩容量。通过因此增加的第二离合器C2的扭矩容量，输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin被朝向目标比率β控制。

在时刻t4，转速差ΔNtwc变为等于或小于预设的阈值α6，并且使SL2液压压力Psl2(指令压力)等于零，以便释放第二离合器C2。在时刻t5，转速差ΔNtwc变为等于或小于同步判定阈值α3；因此，判定输入转速Ntwcin大致等于输出转速Ntwcout，并且TWC液压压力Ptwc(指令压力)被控制为Ptwcon，以便将双向离合器TWC切换至锁定模式。当第二离合器C2处于低压力级别，并且即使第二离合器C2的释放延迟也不存在变速干涉(tie-up)的担心时，如由图13中的单点划线所指示的，可以在TWC液压压力Ptwc被控制到Ptwcon之后释放第二离合器C2。在另一个示例中，例如当输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin变为小于预设的给定值时，可以释放第二离合器C2。

图14为示出基于图12的流程图的控制结果的时序图的一个示例。图14示出了如下情况下的控制结果：在车辆以加速器操作量θacc等于零并且操作位置POSsh处于D档的被驱动状态行驶的同时，操作位置POSsh被切换至M1档以便确保发动机制动。在图14的时序图中，除了第二离合器C2的扭矩容量的增加以外，还实施CVT 24的升档。

在图14所示的时刻t1，当在以D档行驶期间操作位置POSsh被驾驶员切换至M1档时，在车辆10在时刻t1处于被驱动状态并且输出转速Ntwcout与输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc大于阈值α1的条件下，开始用于使输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin大致等于输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout的控制。

在时刻t1，开始用于增加输入转速Ntwcin的发动机12的扭矩增大控制，并且开始用于增加第二离合器C2的扭矩容量的控制。在从时刻t1至时刻t3之间的期间，控制SL2液压压力Psl2，使得第二离合器C2进入紧接在其开始具有扭矩容量之前的状态。在时刻t2，例如当转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α2时，完成发动机12的扭矩增大控制。

在时刻t3，例如在转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α5的条件下，SL2液压压力Psl2逐渐增加，使得第二离合器C2开始具有扭矩容量。调节第二离合器C2的扭矩容量，使得输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin被控制至目标比率β。

在从第二离合器C2开始具有扭矩容量的时刻t3起已经经过预定时间的时刻t4，开始CVT 24的升档。由于随着第二离合器C2的扭矩容量的增加实行CVT 24的升档，所以输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin也被CVT 24的升档控制，并且改善输入转速Ntwcin的可控性。在时刻t5，转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α6，使得SL2液压压力Psl2被控制为零，以便释放第二离合器C2。

在时刻t6，转速差ΔNtwc变为等于或小于同步判定阈值α3，使得判定输入转速Ntwcin大致等于输出转速Ntwcout，并且TWC液压压力Ptwc被控制至Ptwcon，以便将双向离合器TWC切换至锁定模式。在时刻t7，使第二离合器C2的扭矩容量等于零，使得CVT 24的速比γcvt朝向原始速比(γmax)增加，即，使CVT 24降档。在降档中，例如，速比γcvt以固定值的间隔逐步地改变，或者以给定的比率逐渐增加，使得由于降档引起的惯性的改变没有影响车辆10的性能。当第二离合器C2处于低压力级别，并且即使第二离合器C2的释放延迟也不存在变速干涉的担心时，如由图14中的单点划线所指示的，可以在TWC液压压力Ptwc被控制到Ptwcon之后释放第二离合器C2。

图15为指示基于图12的流程图的控制结果的时序图的一个示例。图15示出了如下情况下的控制结果：当车辆处于加速器操作量θacc等于零的被驱动状态时，操作位置POSsh被从M2档切换至M1档以便确保发动机制动。

在图15所示的时刻t1，当在以M2档行驶期间操作位置POSsh被驾驶员切换至M1档时，在车辆10处于被驱动状态并且输出转速Ntwcout与输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc大于阈值α1的条件下，开始用于使输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin大致等于输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout的控制。

在时刻t1，开始用于接合第一离合器C1并且释放第二离合器C2的双离合器同步控制。此外，开始发动机12的扭矩增大控制，以便增加输入转速Ntwcin。在从时刻t1到时刻t3之间的期间内，SL2液压压力Psl2被控制至提供紧接在第二离合器C2开始具有扭矩容量之前的状态的压力级别。

在时刻t2，在发动机12的扭矩增大控制下，第一离合器C1具有扭矩容量，并且输入转速Ntwcin开始增加(惯性阶段的开始)。在时刻t3，例如，转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α2，并且完成发动机12的扭矩增大控制。在时刻t4，在转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α5的条件下，SL2液压压力Psl2开始增加。随着SL2液压压力Psl2增加，第二离合器C2开始具有扭矩容量。在时刻t4并且在时刻t4之后，调节第二离合器C2的扭矩容量，使得输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin被控制至目标比率β。

在从第二离合器C2开始具有扭矩容量的时刻t4起已经经过预定时间的时刻t5，转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α6，并且SL2液压压力Psl2被控制至零，以便释放第二离合器C2。在时刻t6，转速差ΔNtwc变为等于或小于同步判定阈值α3，使得判定输入转速Ntwcin大致等于输出转速Ntwcout，并且TWC液压压力Ptwc被控制为Ptwcon，以便将双向离合器TWC切换至锁定模式。当第二离合器C2处于低压力级别，并且即使第二离合器C2的释放延迟也不存在变速干涉的担心时，如由图15中的单点划线所指示的，可以在TWC液压压力Ptwc被控制为Ptwcon之后释放第二离合器C2。

图16为示出基于图12的流程图的控制结果的时序图的一个示例。图16示出了在如下情况下获得的控制结果：当车辆处于加速器操作量θacc等于零的被驱动状态时，操作位置POSsh被从M2档切换至M1档以便确保发动机制动。在图16的时序图中，除了第二离合器C2的扭矩容量的增加以外，还实施CVT 24的升档。

在图16所示的时刻t1，当在以M2档行驶期间操作位置POSsh被驾驶员切换至M1档时，在车辆10处于被驱动状态并且输出转速Ntwcout与输入转速Ntwcin之间的转速差ΔNtwc大于阈值α1的条件下，开始用于使输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin大致等于输出侧旋转侧构件70的输出转速Ntwcout的控制。

在时刻t1，开始接合第一离合器C1并且释放第二离合器C2的双离合器同步控制。此外，开始用于增加输入转速Ntwcin的发动机12的扭矩增大控制。在从时刻t1到时刻t3之间的期间内，SL2液压压力Psl2被控制至提供紧接在第二离合器C2开始具有扭矩容量之前的状态的压力级别。

在时刻t2，在发动机12的扭矩增大控制下，第一离合器C1具有扭矩容量，并且输入转速Ntwcin开始增加(惯性阶段的开始)。在时刻t3，例如，转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α2，使得完成发动机12的扭矩增大控制。在时刻t4，例如，在转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α5的条件下，SL2液压压力Psl2开始增加。随着SL2液压压力Psl2增加，第二离合器C2开始具有扭矩容量。在时刻t4并且在时刻t4之后，调节第二离合器C2的扭矩容量，使得输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin被控制至目标比率β。

在从第二离合器C2开始具有扭矩容量的时刻t4起已经经过预定时间的时刻t5，开始CVT 24的升档。由于随着第二离合器C2的扭矩容量的增加实施CVT 24的升档，所以输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin也通过CVT 24的升档来控制，并且改善输入转速Ntwcin的可控性。在时刻t6，转速差ΔNtwc变为等于或小于阈值α6，并且SL2液压压力Psl2被控制至零，以便释放第二离合器C2。在时刻t7，转速差ΔNtwc变为等于或小于同步判定阈值α3，使得判定输入转速Ntwcin大致等于输出转速Ntwcout，并且TWC液压压力Ptwc被控制至Ptwcon，以便将双向离合器TWC切换至锁定模式。在时刻t8，使第二离合器C2的扭矩容量变为等于零，并且使CVT 24降档，使得CVT 24的速比γcvt朝向原始速比(γmax)增加。当第二离合器C2处于低压力级别，并且即使第二离合器C2的释放延迟也不存在变速干涉的担心时，如由图16中的单点划线所指示的，可以在TWC液压压力Ptwc被控制为Ptwcon之后释放第二离合器C2。

如上所述，该实施例也提供了与以上实施例相同的效果。此外，在该实施例中，在双向离合器TWC被切换至锁定模式之前，在第一离合器C1的接合过渡期内，第二离合器C2的扭矩容量增加。以这种方式，限制了输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin。因此，改善了输入转速Ntwcin的可控性，并且因此能够进一步减小在双向离合器TWC向锁定模式切换的过渡期内产生的冲击。而且，当第二离合器C2的扭矩容量变为等于或大于给定值L时，使CVT 24升档，使得能够限制输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin。因此，能够进一步减小在双向离合器TWC向锁定模式切换的过渡期内产生的冲击。

虽然已经基于附图详细描述了本发明的一些实施例，但本发明可以以其他形式体现。

例如，如上所述的实施例不一定彼此独立地实施，而是可以根据需要组合并且实施。例如，紧接在输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin变为等于输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout之前，可以执行用于减小第一离合器C1的扭矩容量的控制，并且可以增加第二离合器C2的扭矩容量，使得输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin被控制至目标比率β。而且，可以根据需要实施CVT 24的升档。

在以上实施例中，双向离合器TWC构造为当其被置于单向模式时在处于驱动状态的车辆10的向前行驶期间传递动力，并且构造为当其被置于锁定模式时在车辆10处于驱动状态以及处于被驱动状态的同时传递动力。然而，本发明的双向离合器不一定限于该类型。例如，除了单向模式和锁定模式以外，双向离合器可以被置于当车辆10处于驱动状态以及被驱动状态时中断动力传递的自由模式。

此外，双向离合器TWC的结构不一定限于以上实施例的结构。例如，双向离合器可以由设置为分开的构件的第一单向离合器和第二单向离合器组成，并且第一单向离合器可以构造为能够传递沿车辆10的向前方向作用的动力，而第二单向离合器可以构造为能够传递沿车辆10的向后方向作用的动力，而且第二单向离合器还可以构造为能够被切换至切断沿车辆10的向后方向作用的动力的模式。此外，第一单向离合器可以构造为能够被切换至切断沿车辆向前方向作用的动力的模式。总之，可以根据需要改变双向离合器的结构，只要其能够在单向模式与锁定模式之间切换。

在以上实施例中，第二离合器C2的扭矩容量的增加和CVT 24的升档导致输入转速Ntwcin的增长率ΔNtwcin的减小。因此，当增长率ΔNtwcin小于下限阈值时，可以添加不增加第二离合器C2的扭矩容量并且不使CVT 24升档的步骤。

在以上实施例中，执行发动机12的扭矩增大控制，以便使输入侧旋转构件68的输入转速Ntwcin大致等于输出侧旋转构件70的输出转速Ntwcout。然而，输入转速Ntwcin可以通过发动机12的扭矩增大控制以外的方法增加。例如，电动马达可以联接至输入侧旋转构件68，使得动力能够传递至旋转构件68，并且输入转速Ntwcin可以通过电动马达增加，以便大致等于输出转速Ntwcout。即，根据需要可以采用能够增加输入转速Ntwcin并且使其大致等于输出转速Ntwcout的任何配置。

在以上实施例中，当第二离合器C2的扭矩容量变为等于或大于给定值L时，实行CVT 24的升档。然而，在第二离合器C2的扭矩容量小于给定值L的条件下，可以预先使CVT24升档。即，本发明可以根据需要被应用于构造为在增加第二离合器C2的扭矩容量的同时使CVT 24升档的任何系统。

上述实施例仅仅是示例性的实施例，并且基于本领域技术人员的知识可以以各种改变和改进来体现本发明。

Claims (6)

1.一种用于车辆的动力传递系统的控制设备，所述动力传递系统包括：在发动机与驱动轮之间彼此并行布置的第一动力传递路径和第二动力传递路径，设置在所述第一动力传递路径上的第一离合器和副离合器，以及设置在所述第二动力传递路径上的无级变速器和第二离合器，所述第一离合器位于所述第一动力传递路径中比所述副离合器靠近所述发动机的位置，所述副离合器为至少在单向模式与锁定模式之间能切换的双向离合器，所述单向模式为当所述车辆处于驱动状态时传递动力并且当所述车辆处于被驱动状态时切断动力的模式，所述锁定模式为当所述车辆处于所述驱动状态以及处于所述被驱动状态时传递动力的模式，并且所述双向离合器包括位于所述第一动力传递路径中靠近所述发动机的位置的输入侧旋转构件，以及位于所述第一动力传递路径中靠近所述驱动轮的位置的输出侧旋转构件，

所述控制设备的特征在于包括电子控制单元，所述电子控制单元配置为：在所述输入侧旋转构件的输入转速低于所述输出侧旋转构件的输出转速的情况下，当产生形成将所述双向离合器切换至所述锁定模式的变速级的变速要求时，在使所述输入转速大致等于所述输出转速之后，将所述双向离合器切换至所述锁定模式。

2.根据权利要求1所述的控制设备，其特征在于

所述电子控制单元配置为：在当产生形成将所述双向离合器切换至所述锁定模式的所述变速级的所述变速要求时所述第一离合器处于释放状态的情况下，接合所述第一离合器并且实行所述发动机的扭矩增大控制，并且

所述电子控制单元配置为：在当产生形成将所述双向离合器切换至所述锁定模式的所述变速级的所述变速要求时所述第一离合器处于接合状态的情况下，实行所述发动机的所述扭矩增大控制。

3.根据权利要求1或2所述的控制设备，其特征在于，所述电子控制单元配置为：在所述第一离合器在所述双向离合器被切换至所述锁定模式的时间点处于接合状态的情况下，紧接在将所述双向离合器切换至所述锁定模式之前暂时减小所述第一离合器的扭矩容量。

4.根据权利要求1或2所述的控制设备，其特征在于，所述电子控制单元配置为：在将所述双向离合器切换至所述锁定模式之前，在增加所述输入侧旋转构件的所述输入转速的同时，增加所述第二离合器的扭矩容量。

5.根据权利要求4所述的控制设备，其特征在于，所述电子控制单元配置为：在增加所述第二离合器的所述扭矩容量的同时，使所述无级变速器升档。

6.根据权利要求1至5中任一项所述的控制设备，其特征在于，所述电子控制单元配置为：当所述输出侧旋转构件的所述输出转速与所述输入侧旋转构件的所述输入转速之间的转速差变为等于或小于同步判定阈值时，将所述双向离合器切换至所述锁定模式，所述同步判定阈值被预先设定，用于判定所述输入转速是否大致等于所述输出转速。

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