JP2019120280A - 車両用動力伝達装置の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】ラップダウン制御を実行する場合のパワーオンダウンシフトを適切に進行させる。【解決手段】ラップダウン制御を実行する場合のパワーオンダウンシフト時には、パワーオンダウンシフトの開始時における無段変速機構２４の変速比γcvtに基づいて、第２クラッチＣ２の係合圧がラップダウン制御を実行しない場合での第２クラッチＣ２の基本係合圧に対して補正されるので、狙いのタイミングで第２クラッチＣ２の滑り出しが行われ得る。加えて、入力軸回転速度Ｎinがパワーオンダウンシフトの終了後の同期回転速度に近づくときに入力軸回転速度Ｎinの傾きが大きい場合は、その傾きが小さい場合よりも第２クラッチＣ２の係合圧が高くされるので、安定したパワーオンダウンシフトを行うことができる。よって、ラップダウン制御を実行する場合のパワーオンダウンシフトを適切に進行させることができる。【選択図】図２

Description

本発明は、動力源と駆動輪との間に並列に設けられた複数の動力伝達経路を備える車両用動力伝達装置の制御装置に関するものである。

動力源の動力が伝達される入力回転部材と駆動輪へ前記動力を出力する出力回転部材との間に並列に設けられた、ギヤ段を有するギヤ機構を介した第１動力伝達経路と、前記第１動力伝達経路よりもハイ側の変速比が形成される、無段変速機構を介した第２動力伝達経路との複数の動力伝達経路を備え、前記第１動力伝達経路は第１係合装置の係合によって形成され、前記第２動力伝達経路は前記無段変速機構よりも前記駆動輪側に設けられた第２係合装置の係合によって形成される車両用動力伝達装置の制御装置が良く知られている。例えば、特許文献１に記載された車両の制御装置がそれである。この特許文献１には、１つのギヤ段が形成されるギヤ機構と、プライマリプーリとセカンダリプーリとの間に伝達要素が巻き掛けられた無段変速機構とを並列に備えた車両において、第１係合装置の解放と第２係合装置の係合とによる有段変速制御によって第１動力伝達経路が形成された状態から第２動力伝達経路が形成された状態へ切り替える際、無段変速機構の変速制御を重ねて実行することが開示されている。

尚、変速比は、「入力側の回転部材の回転速度／出力側の回転部材の回転速度」である。例えば、前記無段変速機構の変速比は、「プライマリプーリの回転速度／セカンダリプーリの回転速度」である。又、前記車両用動力伝達装置の変速比は、「入力回転部材の回転速度／出力回転部材の回転速度」である。変速比におけるハイ側は、変速比が小さくなる側である高車速側である。変速比におけるロー側は、変速比が大きくなる側である低車速側である。例えば、最ロー側変速比は、最も低車速側となる最低車速側の変速比であり、変速比が最も大きな値となる最大変速比である。

国際公開第２０１４／１７０９６０号

ところで、一般的な有段の自動変速機を備える車両では、各々変速比が固定された２つのギヤ段間で有段変速制御が実行される。ギヤ機構を介した第１動力伝達経路と無段変速機構を介した第２動力伝達経路とを並列に備える車両においても、制御性を考慮すると、第１動力伝達経路が形成された状態と第２動力伝達経路が形成された状態とを切り替える、第１係合装置の作動状態の切替えと第２係合装置の作動状態の切替えとによる車両用動力伝達装置の有段変速制御を、ギヤ機構の変速比と予め定められた無段変速機構の変速比との間で実行することが望ましい。例えば、車両用動力伝達装置の有段変速制御を、無段変速機構の変速比が最ロー側変速比であるときに限定して実行する。その為、車両用動力伝達装置の有段変速制御の実行に際して無段変速機構の変速比が最ロー側変速比よりもハイ側にあると、先ず、無段変速機構の変速比を最ロー側変速比とするダウンシフトを実行し、その後に有段変速制御を実行することになるので、有段変速制御がアクセル操作量等の駆動要求量の増加に伴って判断されたパワーオンダウンシフトである場合には、運転者に駆動力の応答遅れを感じさせてしまうおそれがある。そこで、車両用動力伝達装置の有段変速制御がパワーオンダウンシフトである場合には、加速応答性を向上させる為に、無段変速機構の変速比が最ロー側変速比となっていない状態でもそのパワーオンダウンシフトを実行し、これに併せて、無段変速機構の変速比を最ロー側変速比とするようにダウンシフトを行うラップダウン制御を実行することが考えられる。このような場合、無段変速機構を介して第２係合装置へ入力されるトルクは最ロー側変速比のときとは異なる。そうすると、最ロー側変速比を想定した、第２係合装置を解放する油圧制御では、パワーオンダウンシフトを適切に進行させられないおそれがある。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、ラップダウン制御を実行する場合のパワーオンダウンシフトを適切に進行させることができる車両用動力伝達装置の制御装置を提供することにある。

第１の発明の要旨とするところは、（ａ）動力源の動力が伝達される入力回転部材と駆動輪へ前記動力を出力する出力回転部材との間に並列に設けられた、前記動力を前記入力回転部材から前記出力回転部材へ各々伝達することが可能な複数の動力伝達経路を備え、前記複数の動力伝達経路は、ギヤ段を有するギヤ機構を介した第１動力伝達経路と、前記第１動力伝達経路よりもハイ側の変速比が形成される、無段変速機構を介した第２動力伝達経路とを有しており、前記第１動力伝達経路は前記第１動力伝達経路に設けられた第１係合装置の係合によって形成され、前記第２動力伝達経路は前記第２動力伝達経路において前記無段変速機構よりも前記駆動輪側に設けられた第２係合装置の係合によって形成される車両用動力伝達装置の、制御装置であって、（ｂ）前記第２係合装置の解放と前記第１係合装置の係合とによる有段変速制御によって前記第２動力伝達経路が形成された状態から前記第１動力伝達経路が形成された状態へ切り替える前記車両用動力伝達装置のダウンシフトを駆動要求量の増加に伴って実行するパワーオンダウンシフト時に、前記無段変速機構の変速比が最ロー側変速比でない場合は、前記無段変速機構の変速比を前記最ロー側変速比とする前記無段変速機構のダウンシフトを重ねて行うラップダウン制御を実行する変速制御部を含むものであり、（ｃ）前記変速制御部は、前記ラップダウン制御を実行する場合の前記パワーオンダウンシフト時には、前記パワーオンダウンシフトの開始時における前記無段変速機構の変速比に基づいて、前記パワーオンダウンシフトを進行させるように低下させられる前記第２係合装置の係合圧を、前記ラップダウン制御を実行しない場合での前記第２係合装置の基本係合圧に対して補正すると共に、前記入力回転部材の回転速度が前記パワーオンダウンシフトの終了後の同期回転速度に近づくときに前記入力回転部材の回転速度の傾きが大きい場合は、前記傾きが小さい場合よりも前記第２係合装置の係合圧を高くすることにある。

前記第１の発明によれば、ラップダウン制御を実行する場合のパワーオンダウンシフト時には、パワーオンダウンシフトの開始時における無段変速機構の変速比に基づいて、第２係合装置の係合圧がラップダウン制御を実行しない場合での第２係合装置の基本係合圧に対して補正されるので、無段変速機構を介して第２係合装置へ入力されるトルクが最ロー側変速比のときと異なっても、狙いのタイミングで第２係合装置の滑り出しが行われ得る。加えて、入力回転部材の回転速度がパワーオンダウンシフトの終了後の同期回転速度に近づくときにその入力回転部材の回転速度の傾きが大きい場合は、その傾きが小さい場合よりも第２係合装置の係合圧が高くされるので、パワーオンダウンシフトの進行に無段変速機構のダウンシフトの影響があったとしても、入力回転部材の回転速度の変化を安定させられる、すなわち安定したパワーオンダウンシフトを行うことができる。よって、ラップダウン制御を実行する場合のパワーオンダウンシフトを適切に進行させることができる。

本発明が適用される車両の概略構成を説明する図であると共に、車両における各種制御の為の制御機能及び制御系統の要部を説明する図である。 電子制御装置の制御作動の要部すなわちラップダウン制御を実行する場合のパワーオンダウンシフトを適切に進行させる為の制御作動を説明するフローチャートである。 図２のフローチャートに示す制御作動を実行した場合のタイムチャートの一例を示す図である。

本発明の実施形態において、前記無段変速機構は、プライマリプーリとセカンダリプーリとの間に伝達要素が巻き掛けられたベルト式の無段変速機である。入力側のプーリである前記プライマリプーリと出力側のプーリである前記セカンダリプーリとは、各々、例えば固定シーブと可動シーブとそれらの固定シーブ及び可動シーブの間の溝幅を変更する為の推力を付与する油圧アクチュエータとを有する。前記車両用動力伝達装置を備える車両は、前記油圧アクチュエータに供給される作動油圧としてのプーリ油圧をそれぞれ独立に制御する油圧制御回路を備える。この油圧制御回路は、例えば前記油圧アクチュエータへの作動油の流量を制御することにより結果的にプーリ油圧を生じるように構成されても良い。このような油圧制御回路により、前記プライマリプーリ及び前記セカンダリプーリにおける各推力（＝プーリ油圧×受圧面積）が各々制御されることで、前記無段変速機構の前記伝達要素の滑りを防止しつつ目標の変速が実現されるように変速制御が実行される。前記プライマリプーリと前記セカンダリプーリとの間に巻き掛けられた前記伝達要素は、無端環状のフープと、そのフープに沿って厚さ方向に多数連ねられた厚肉板片状のブロックであるエレメントとを有する無端環状の圧縮式の伝動ベルト、又は、交互に重ねられたリンクプレートの端部が連結ピンによって相互に連結された無端環状のリンクチェーンを構成する引張式の伝動ベルトなどである。前記無段変速機構は、公知のベルト式の無段変速機である。広義には、このベルト式の無段変速機の概念にチェーン式の無段変速機を含む。

また、前記動力源は、例えば燃料の燃焼によって動力を発生するガソリンエンジンやディーゼルエンジン等のエンジンである。又、前記車両は、前記動力源として、このエンジンに加えて、又は、このエンジンに替えて、電動機等を備えていても良い。

以下、本発明の実施例を図面を参照して詳細に説明する。

図１は、本発明が適用される車両１０の概略構成を説明する図であると共に、車両１０における各種制御の為の制御機能及び制御系統の要部を説明する図である。図１において、車両１０は、動力源として機能するエンジン１２と、駆動輪１４と、エンジン１２と駆動輪１４との間の動力伝達経路に設けられた車両用動力伝達装置１６とを備えている。以下、車両用動力伝達装置１６を動力伝達装置１６という。

動力伝達装置１６は、非回転部材としてのケース１８内において、エンジン１２に連結された流体式伝動装置としての公知のトルクコンバータ２０、トルクコンバータ２０に連結された入力軸２２、入力軸２２に連結された無段変速機構２４、同じく入力軸２２に連結された前後進切替装置２６、前後進切替装置２６を介して入力軸２２に連結されて無段変速機構２４と並列に設けられたギヤ機構２８、無段変速機構２４及びギヤ機構２８の共通の出力回転部材である出力軸３０、カウンタ軸３２、出力軸３０及びカウンタ軸３２に各々相対回転不能に設けられて噛み合う一対のギヤから成る減速歯車装置３４、カウンタ軸３２に相対回転不能に設けられたギヤ３６、ギヤ３６に連結されたデフギヤ３８等を備えている。又、動力伝達装置１６は、デフギヤ３８に連結された左右の車軸４０を備えている。入力軸２２は、エンジン１２の動力が伝達される入力回転部材である。出力軸３０は、駆動輪１４へエンジン１２の動力を出力する出力回転部材である。前記動力は、特に区別しない場合にはトルクや力も同意である。

このように構成された動力伝達装置１６において、エンジン１２から出力される動力は、トルクコンバータ２０、前後進切替装置２６、ギヤ機構２８、減速歯車装置３４、デフギヤ３８、車軸４０等を順次介して、左右の駆動輪１４へ伝達される。又は、動力伝達装置１６において、エンジン１２から出力される動力は、トルクコンバータ２０、無段変速機構２４、減速歯車装置３４、デフギヤ３８、車軸４０等を順次介して、左右の駆動輪１４へ伝達される。

上述したように、動力伝達装置１６は、エンジン１２と駆動輪１４との間の動力伝達経路ＰＴに並列に設けられた、ギヤ機構２８及び無段変速機構２４を備えている。具体的には、動力伝達装置１６は、入力軸２２と出力軸３０との間の動力伝達経路ＰＴに並列に設けられた、ギヤ機構２８及び無段変速機構２４を備えている。つまり、動力伝達装置１６は、入力軸２２と出力軸３０との間に並列に設けられた、エンジン１２の動力を入力軸２２から出力軸３０へ各々伝達することが可能な複数の動力伝達経路を備えている。複数の動力伝達経路は、ギヤ機構２８を介した第１動力伝達経路ＰＴ１と、無段変速機構２４を介した第２動力伝達経路ＰＴ２とを有している。すなわち、動力伝達装置１６は、第１動力伝達経路ＰＴ１と第２動力伝達経路ＰＴ２との複数の動力伝達経路を、入力軸２２と出力軸３０との間に並列に備えている。第１動力伝達経路ＰＴ１は、エンジン１２の動力を入力軸２２からギヤ機構２８を介して駆動輪１４へ伝達する動力伝達経路である。第２動力伝達経路ＰＴ２は、エンジン１２の動力を入力軸２２から無段変速機構２４を介して駆動輪１４へ伝達する動力伝達経路である。

動力伝達装置１６では、エンジン１２の動力を駆動輪１４へ伝達する動力伝達経路が、車両１０の走行状態に応じて第１動力伝達経路ＰＴ１と第２動力伝達経路ＰＴ２とで切り替えられる。その為、動力伝達装置１６は、第１動力伝達経路ＰＴ１と第２動力伝達経路ＰＴ２とを選択的に形成する複数の係合装置を備えている。複数の係合装置は、第１クラッチＣ１、第１ブレーキＢ１、及び第２クラッチＣ２を含んでいる。第１クラッチＣ１は、第１動力伝達経路ＰＴ１に設けられており、第１動力伝達経路ＰＴ１を選択的に接続したり、切断したりする係合装置であって、前進時に、係合されることで第１動力伝達経路ＰＴ１を形成する第１係合装置である。第１ブレーキＢ１は、第１動力伝達経路ＰＴ１に設けられており、第１動力伝達経路ＰＴ１を選択的に接続したり、切断したりする係合装置であって、後進時に、係合されることで第１動力伝達経路ＰＴ１を形成する係合装置である。第１動力伝達経路ＰＴ１は、第１クラッチＣ１又は第１ブレーキＢ１の係合によって形成される。第２クラッチＣ２は、第２動力伝達経路ＰＴ２に設けられており、第２動力伝達経路ＰＴ２を選択的に接続したり、切断したりする係合装置であって、係合されることで第２動力伝達経路ＰＴ２を形成する第２係合装置である。第２動力伝達経路ＰＴ２は、第２クラッチＣ２の係合によって形成される。第１クラッチＣ１、第１ブレーキＢ１、及び第２クラッチＣ２は、何れも油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる公知の油圧式の湿式の摩擦係合装置である。第１クラッチＣ１及び第１ブレーキＢ１は、各々、後述するように、前後進切替装置２６を構成する要素の１つである。

エンジン１２は、電子スロットル装置や燃料噴射装置や点火装置などのエンジン１２の出力制御に必要な種々の機器を有するエンジン制御装置４２を備えている。エンジン１２は、後述する電子制御装置９０によって、運転者による車両１０に対する駆動要求量に対応するアクセルペダルの操作量であるアクセル操作量θaccに応じてエンジン制御装置４２が制御されることで、エンジントルクＴeが制御される。

トルクコンバータ２０は、エンジン１２に連結されたポンプ翼車２０ｐ、及び入力軸２２に連結されたタービン翼車２０ｔを備えている。動力伝達装置１６は、ポンプ翼車２０ｐに連結された機械式のオイルポンプ４４を備えている。オイルポンプ４４は、エンジン１２により回転駆動されることにより、無段変速機構２４を変速制御したり、無段変速機構２４におけるベルト挟圧力を発生させたり、前記複数の係合装置の各々の係合や解放などの作動状態を切り替えたりする為の作動油圧の元圧を、車両１０に備えられた油圧制御回路４６へ供給する。

前後進切替装置２６は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置２６ｐ、第１クラッチＣ１、及び第１ブレーキＢ１を備えている。遊星歯車装置２６ｐは、入力要素としてのキャリア２６ｃと、出力要素としてのサンギヤ２６ｓと、反力要素としてのリングギヤ２６ｒとの３つの回転要素を有する差動機構である。キャリア２６ｃは、入力軸２２に連結されている。リングギヤ２６ｒは、第１ブレーキＢ１を介してケース１８に選択的に連結される。サンギヤ２６ｓは、入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に相対回転可能に設けられた小径ギヤ４８に連結されている。キャリア２６ｃとサンギヤ２６ｓとは、第１クラッチＣ１を介して選択的に連結される。

ギヤ機構２８は、小径ギヤ４８と、ギヤ機構カウンタ軸５０と、ギヤ機構カウンタ軸５０回りにそのギヤ機構カウンタ軸５０に対して同軸心に相対回転不能に設けられて小径ギヤ４８と噛み合う大径ギヤ５２とを備えている。大径ギヤ５２は、小径ギヤ４８よりも大径である。又、ギヤ機構２８は、ギヤ機構カウンタ軸５０回りにそのギヤ機構カウンタ軸５０に対して同軸心に相対回転可能に設けられたアイドラギヤ５４と、出力軸３０回りにその出力軸３０に対して同軸心に相対回転不能に設けられてアイドラギヤ５４と噛み合う出力ギヤ５６とを備えている。出力ギヤ５６は、アイドラギヤ５４よりも大径である。従って、ギヤ機構２８は、入力軸２２と出力軸３０との間の動力伝達経路ＰＴにおいて、１つのギヤ段が形成される。ギヤ機構２８は、ギヤ段を有するギヤ機構である。ギヤ機構２８は、更に、ギヤ機構カウンタ軸５０回りに、大径ギヤ５２とアイドラギヤ５４との間に設けられて、これらの間の動力伝達経路を選択的に接続したり、切断したりする噛合式クラッチＤ１を備えている。噛合式クラッチＤ１は、第１動力伝達経路ＰＴ１を選択的に接続したり、切断したりする係合装置であって、係合されることで第１動力伝達経路ＰＴ１を形成する係合装置である。噛合式クラッチＤ１は、第１クラッチＣ１又は第１ブレーキＢ１と共に係合されることで第１動力伝達経路ＰＴ１を形成する係合装置であり、前記複数の係合装置に含まれる。噛合式クラッチＤ１は、動力伝達装置１６に備えられた不図示の油圧アクチュエータの作動によって作動状態が切り替えられる。

第１動力伝達経路ＰＴ１は、噛合式クラッチＤ１と、噛合式クラッチＤ１よりも入力軸２２側に設けられた、第１クラッチＣ１又は第１ブレーキＢ１とが共に係合されることで形成される。第１クラッチＣ１の係合により前進用の動力伝達経路が形成される一方で、第１ブレーキＢ１の係合により後進用の動力伝達経路が形成される。動力伝達装置１６では、第１動力伝達経路ＰＴ１が形成されると、エンジン１２の動力を入力軸２２からギヤ機構２８を経由して出力軸３０へ伝達することができる動力伝達可能状態とされる。一方で、第１動力伝達経路ＰＴ１は、第１クラッチＣ１及び第１ブレーキＢ１が共に解放されると、又は、噛合式クラッチＤ１が解放されると、動力伝達が不能なニュートラル状態とされる。

無段変速機構２４は、入力軸２２と同軸心に設けられて入力軸２２と一体的に連結されたプライマリ軸５８と、プライマリ軸５８に連結された有効径が可変のプライマリプーリ６０と、出力軸３０と同軸心に設けられたセカンダリ軸６２と、セカンダリ軸６２に連結された有効径が可変のセカンダリプーリ６４と、それら各プーリ６０，６４の間に巻き掛けられた伝達要素としての伝動ベルト６６とを備えている。無段変速機構２４は、各プーリ６０，６４と伝動ベルト６６との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる公知のベルト式の無段変速機であり、エンジン１２の動力を駆動輪１４側へ伝達する。前記摩擦力は、挟圧力も同意であり、ベルト挟圧力ともいう。このベルト挟圧力は、無段変速機構２４における伝動ベルト６６のトルク容量であるベルトトルク容量Ｔcvtである。

プライマリプーリ６０は、プライマリ軸５８に連結された固定シーブ６０ａと、固定シーブ６０ａに対してプライマリ軸５８の軸心回りの相対回転不能且つ軸心方向の移動可能に設けられた可動シーブ６０ｂと、可動シーブ６０ｂに対してプライマリ推力Ｗpriを付与する油圧アクチュエータ６０ｃとを備えている。プライマリ推力Ｗpriは、固定シーブ６０ａと可動シーブ６０ｂとの間のＶ溝幅を変更する為のプライマリプーリ６０の推力（＝プライマリ圧Ｐpri×受圧面積）である。つまり、プライマリ推力Ｗpriは、油圧アクチュエータ６０ｃによって付与される伝動ベルト６６を挟圧するプライマリプーリ６０の推力である。プライマリ圧Ｐpriは、油圧制御回路４６によって油圧アクチュエータ６０ｃへ供給される油圧であり、プライマリ推力Ｗpriを生じさせるプーリ油圧である。又、セカンダリプーリ６４は、セカンダリ軸６２に連結された固定シーブ６４ａと、固定シーブ６４ａに対してセカンダリ軸６２の軸心回りの相対回転不能且つ軸心方向の移動可能に設けられた可動シーブ６４ｂと、可動シーブ６４ｂに対してセカンダリ推力Ｗsecを付与する油圧アクチュエータ６４ｃとを備えている。セカンダリ推力Ｗsecは、固定シーブ６４ａと可動シーブ６４ｂとの間のＶ溝幅を変更する為のセカンダリプーリ６４の推力（＝セカンダリ圧Ｐsec×受圧面積）である。つまり、セカンダリ推力Ｗsecは、油圧アクチュエータ６４ｃによって付与される伝動ベルト６６を挟圧するセカンダリプーリ６４の推力である。セカンダリ圧Ｐsecは、油圧制御回路４６によって油圧アクチュエータ６４ｃへ供給される油圧であり、セカンダリ推力Ｗsecを生じさせるプーリ油圧である。

無段変速機構２４では、後述する電子制御装置９０により駆動される油圧制御回路４６によってプライマリ圧Ｐpri及びセカンダリ圧Ｐsecが各々調圧制御されることにより、プライマリ推力Ｗpri及びセカンダリ推力Ｗsecが各々制御される。これにより、無段変速機構２４では、各プーリ６０，６４のＶ溝幅が変化して伝動ベルト６６の掛かり径（＝有効径）が変更され、変速比γcvt（＝プライマリ回転速度Ｎpri／セカンダリ回転速度Ｎsec）が変化させられると共に、伝動ベルト６６が滑りを生じないようにベルト挟圧力が制御される。つまり、プライマリ推力Ｗpri及びセカンダリ推力Ｗsecが各々制御されることで、伝動ベルト６６の滑りであるベルト滑りが防止されつつ無段変速機構２４の変速比γcvtが目標変速比γcvttとされる。尚、プライマリ回転速度Ｎpriはプライマリ軸５８の回転速度であり、セカンダリ回転速度Ｎsecはセカンダリ軸６２の回転速度である。

無段変速機構２４では、プライマリ圧Ｐpriが高められると、プライマリプーリ６０のＶ溝幅が狭くされて変速比γcvtが小さくされる。変速比γcvtが小さくされることは、無段変速機構２４がアップシフトされることである。無段変速機構２４では、プライマリプーリ６０のＶ溝幅が最小とされるところで、最ハイ側変速比γminが形成される。この最ハイ側変速比γminは、無段変速機構２４により形成できる変速比γcvtの範囲のうちの最も高車速側となる最高車速側の変速比γcvtであり、変速比γcvtが最も小さな値となる最小変速比である。一方で、無段変速機構２４では、プライマリ圧Ｐpriが低められると、プライマリプーリ６０のＶ溝幅が広くされて変速比γcvtが大きくされる。変速比γcvtが大きくされることは、無段変速機構２４がダウンシフトされることである。無段変速機構２４では、プライマリプーリ６０のＶ溝幅が最大とされるところで、最ロー側変速比γmaxが形成される。この最ロー側変速比γmaxは、無段変速機構２４により形成できる変速比γcvtの範囲のうちの最も低車速側となる最低車速側の変速比γcvtであり、変速比γcvtが最も大きな値となる最大変速比である。尚、無段変速機構２４では、プライマリ推力Ｗpriとセカンダリ推力Ｗsecとによりベルト滑りが防止されつつ、プライマリ推力Ｗpriとセカンダリ推力Ｗsecとの相互関係にて目標変速比γcvttが実現されるものであり、一方の推力のみで目標の変速が実現されるものではない。プライマリ圧Ｐpriとセカンダリ圧Ｐsecとの相互関係で、プライマリ推力Ｗpriとセカンダリ推力Ｗsecとの比である推力比τ（＝Ｗsec／Ｗpri）が変更されることにより無段変速機構２４の変速比γcvtが変更される。推力比τは、セカンダリ推力Ｗsecのプライマリ推力Ｗpriに対する比の値である。例えば、推力比τが大きくされる程、変速比γcvtが大きくされる、すなわち無段変速機構２４はダウンシフトされる。

出力軸３０は、セカンダリ軸６２に対して同軸心に相対回転可能に配置されている。第２クラッチＣ２は、セカンダリプーリ６４と出力軸３０との間の動力伝達経路に設けられている。すなわち、第２クラッチＣ２は、第２動力伝達経路ＰＴ２において無段変速機構２４よりも駆動輪１４側に設けられている。第２動力伝達経路ＰＴ２は、第２クラッチＣ２が係合されることで形成される。動力伝達装置１６では、第２動力伝達経路ＰＴ２が形成されると、エンジン１２の動力を入力軸２２から無段変速機構２４を経由して出力軸３０へ伝達することができる動力伝達可能状態とされる。一方で、第２動力伝達経路ＰＴ２は、第２クラッチＣ２が解放されると、ニュートラル状態とされる。無段変速機構２４の変速比γcvtは、第２動力伝達経路ＰＴ２における変速比に相当する。

動力伝達装置１６では、第１動力伝達経路ＰＴ１における変速比γgear（＝入力軸回転速度Ｎin／出力軸回転速度Ｎout）であるギヤ機構２８の変速比ＥＬは、第２動力伝達経路ＰＴ２における最大変速比である無段変速機構２４の最ロー側変速比γmaxよりも大きな値に設定されている。すなわち、変速比ＥＬは、最ロー側変速比γmaxよりもロー側の変速比に設定されている。ギヤ機構２８の変速比ＥＬは、動力伝達装置１６における第１速変速比γ１に相当し、無段変速機構２４の最ロー側変速比γmaxは、動力伝達装置１６における第２速変速比γ２に相当する。このように、第２動力伝達経路ＰＴ２は、第１動力伝達経路ＰＴ１よりもハイ側の変速比が形成される。尚、入力軸回転速度Ｎinは入力軸２２の回転速度であり、出力軸回転速度Ｎoutは出力軸３０の回転速度である。

車両１０では、ギヤ走行モードでの走行とベルト走行モードでの走行とを選択的に行うことが可能である。ギヤ走行モードは、第１動力伝達経路ＰＴ１を用いて走行する走行モードであって、動力伝達装置１６において第１動力伝達経路ＰＴ１が形成された状態とする走行モードである。ベルト走行モードは、第２動力伝達経路ＰＴ２を用いて走行する走行モードであって、動力伝達装置１６において第２動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態とする走行モードである。ギヤ走行モードでは、前進走行を可能とする場合、第１クラッチＣ１及び噛合式クラッチＤ１が係合され且つ第２クラッチＣ２及び第１ブレーキＢ１が解放される。ギヤ走行モードでは、後進走行を可能とする場合、第１ブレーキＢ１及び噛合式クラッチＤ１が係合され且つ第２クラッチＣ２及び第１クラッチＣ１が解放される。ベルト走行モードでは、第２クラッチＣ２が係合され且つ第１クラッチＣ１及び第１ブレーキＢ１が解放される。このベルト走行モードでは前進走行が可能となる。

ギヤ走行モードは、車両停止中を含む比較的低車速領域において選択される。ベルト走行モードは、中車速領域を含む比較的高車速領域において選択される。ベルト走行モードのうちの中車速領域でのベルト走行モードでは噛合式クラッチＤ１が係合される一方で、ベルト走行モードのうちの高車速領域でのベルト走行モードでは噛合式クラッチＤ１が解放される。高車速領域でのベルト走行モードにて噛合式クラッチＤ１が解放されるのは、例えばベルト走行モードでの走行中のギヤ機構２８等の引き摺りをなくすと共に、高車速においてギヤ機構２８や遊星歯車装置２６ｐの構成部材である例えばピニオン等が高回転化するのを防止する為である。

車両１０は、動力伝達装置１６の制御装置を含むコントローラとしての電子制御装置９０を備えている。電子制御装置９０は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより車両１０の各種制御を実行する。電子制御装置９０は、エンジン１２の出力制御、無段変速機構２４の変速制御やベルト挟圧力制御、前記複数の係合装置（Ｃ１，Ｂ１，Ｃ２，Ｄ１）の各々の作動状態を切り替える油圧制御等を実行する。電子制御装置９０は、必要に応じてエンジン制御用、油圧制御用等に分けて構成される。

電子制御装置９０には、車両１０に備えられた各種センサ等（例えば各種回転速度センサ７０、７２，７４，７６、アクセル操作量センサ７８、スロットル開度センサ８０、シフトポジションセンサ８２など）による各種検出信号等（例えばエンジン回転速度Ｎe、入力軸回転速度Ｎinと同値となるプライマリ回転速度Ｎpri、セカンダリ回転速度Ｎsec、車速Ｖに対応する出力軸回転速度Ｎout、運転者の加速操作の大きさを表すアクセル操作量θacc、スロットル開度tap、車両１０に備えられたシフトレバー８４の操作ポジションPOSshなど）が、それぞれ供給される。又、電子制御装置９０からは、車両１０に備えられた各装置（例えばエンジン制御装置４２、油圧制御回路４６など）に各種指令信号（例えばエンジン１２を制御する為のエンジン制御指令信号Ｓe、無段変速機構２４の変速やベルト挟圧力等を制御する為の油圧制御指令信号Ｓcvt、前記複数の係合装置の各々の作動状態を制御する為の油圧制御指令信号Ｓcbdなど）が、それぞれ出力される。尚、入力軸回転速度Ｎin（＝プライマリ回転速度Ｎpri）はタービン回転速度でもあり、又、プライマリ回転速度Ｎpriはプライマリプーリ６０の回転速度でもあり、又、セカンダリ回転速度Ｎsecはセカンダリプーリ６４の回転速度でもある。又、電子制御装置９０は、プライマリ回転速度Ｎpriとセカンダリ回転速度Ｎsecとに基づいて無段変速機構２４の実際の変速比γcvtである実変速比γcvt（＝Ｎpri／Ｎsec）を算出する。又、油圧制御指令信号Ｓcbdは、例えば第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２などの各係合装置の係合圧である、各々の油圧アクチュエータへ供給される各係合油圧を調圧する各ソレノイドバルブ等を駆動する為の指令信号である。電子制御装置９０は、各係合装置の狙いのトルク容量を得る為の各係合油圧の値に対応する油圧指示値を設定し、その油圧指示値に応じた駆動電流又は駆動電圧を油圧制御回路４６へ出力する。

シフトレバー８４の操作ポジションPOSshは、例えばＰ，Ｒ，Ｎ，Ｄ操作ポジションである。Ｐ操作ポジションは、動力伝達装置１６がニュートラル状態とされ且つ出力軸３０が回転不能に機械的に固定された動力伝達装置１６のＰポジションを選択するパーキング操作ポジションである。動力伝達装置１６のニュートラル状態は、例えば第１クラッチＣ１、第１ブレーキＢ１、及び第２クラッチＣ２が共に解放されることで実現される。つまり、動力伝達装置１６のニュートラル状態は、第１動力伝達経路ＰＴ１及び第２動力伝達経路ＰＴ２が何れも形成されていない状態である。Ｒ操作ポジションは、ギヤ走行モードにて後進走行を可能とする動力伝達装置１６のＲポジションを選択する後進走行操作ポジションである。Ｎ操作ポジションは、動力伝達装置１６がニュートラル状態とされた動力伝達装置１６のＮポジションを選択するニュートラル操作ポジションである。Ｄ操作ポジションは、ギヤ走行モードにて前進走行を可能とするか、又は、ベルト走行モードにて無段変速機構２４の自動変速制御を実行して前進走行を可能とする動力伝達装置１６のＤポジションを選択する前進走行操作ポジションである。

電子制御装置９０は、車両１０における各種制御を実現する為に、エンジン制御手段すなわちエンジン制御部９２、変速制御手段すなわち変速制御部９４、及び状態判定手段すなわち状態判定部９６を備えている。

エンジン制御部９２は、予め実験的に或いは設計的に求められて記憶された関係すなわち予め定められた関係である例えば駆動力マップにアクセル操作量θacc及び車速Ｖを適用することで要求駆動力Ｆdemを算出する。エンジン制御部９２は、その要求駆動力Ｆdemが得られる目標エンジントルクＴetを設定し、その目標エンジントルクＴetが得られるようにエンジン１２を制御するエンジン制御指令信号Ｓeをエンジン制御装置４２へ出力する。

変速制御部９４は、車両停止中に、操作ポジションPOSshがＰ操作ポジション又はＮ操作ポジションである場合には、ギヤ走行モードへの移行に備えて、噛合式クラッチＤ１を係合する油圧制御指令信号Ｓcbdを油圧制御回路４６へ出力する。変速制御部９４は、車両停止中に、操作ポジションPOSshがＰ操作ポジション又はＮ操作ポジションからＤ操作ポジションとされた場合、第１クラッチＣ１を係合する油圧制御指令信号Ｓcbdを油圧制御回路４６へ出力する。これにより、走行モードが前進走行を可能とするギヤ走行モードへ移行させられる。変速制御部９４は、車両停止中に、操作ポジションPOSshがＰ操作ポジション又はＮ操作ポジションからＲ操作ポジションとされた場合、第１ブレーキＢ１を係合する油圧制御指令信号Ｓcbdを油圧制御回路４６へ出力する。これにより、走行モードが後進走行を可能とするギヤ走行モードへ移行させられる。

変速制御部９４は、操作ポジションPOSshがＤ操作ポジションである場合、ギヤ走行モードとベルト走行モードとを切り替える切替制御を実行する。具体的には、変速制御部９４は、ギヤ走行モードにおけるギヤ機構２８の変速比ＥＬに対応する第１速変速段と、ベルト走行モードにおける無段変速機構２４の最ロー側変速比γmaxに対応する第２速変速段とを切り替える為の所定のヒステリシスを有した、予め定められた関係である有段変速マップとしてのアップシフト線及びダウンシフト線に、車速Ｖ及びアクセル操作量θaccを適用することで変速の要否を判断し、その判断結果に基づいて走行モードを切り替える。

変速制御部９４は、ギヤ走行モードでの走行中にアップシフトを判断してベルト走行モードへ切り替える場合、第１クラッチＣ１を解放して第２クラッチＣ２を係合するようにクラッチを掴み替えるクラッチツゥクラッチ変速を行う油圧制御指令信号Ｓcbdを油圧制御回路４６へ出力する。これにより、動力伝達装置１６における動力伝達経路ＰＴは、第１動力伝達経路ＰＴ１から第２動力伝達経路ＰＴ２へ切り替えられる。このように、変速制御部９４は、第１クラッチＣ１の解放と第２クラッチＣ２の係合とによる有段変速制御によって、第１動力伝達経路ＰＴ１が形成された状態であるギヤ走行モードから第２動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態であるベルト走行モードへ切り替える動力伝達装置１６のアップシフトを実行する。本実施例では、ギヤ走行モードからベルト走行モードへ切り替える動力伝達装置１６のアップシフトを有段アップシフトと称する。

変速制御部９４は、ベルト走行モードでの走行中にダウンシフトを判断してギヤ走行モードへ切り替える場合、第２クラッチＣ２を解放して第１クラッチＣ１を係合するようにクラッチを掴み替えるクラッチツゥクラッチ変速を行う油圧制御指令信号Ｓcbdを油圧制御回路４６へ出力する。これにより、動力伝達装置１６における動力伝達経路ＰＴは、第２動力伝達経路ＰＴ２から第１動力伝達経路ＰＴ１へ切り替えられる。このように、変速制御部９４は、第２クラッチＣ２の解放と第１クラッチＣ１の係合とによる有段変速制御によって、第２動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態であるベルト走行モードから第１動力伝達経路ＰＴ１が形成された状態であるギヤ走行モードへ切り替える動力伝達装置１６のダウンシフトを実行する。本実施例では、ベルト走行モードからギヤ走行モードへ切り替える動力伝達装置１６のダウンシフトを有段ダウンシフトと称する。

ギヤ走行モードとベルト走行モードとを切り替える切替制御では、噛合式クラッチＤ１が係合された中車速領域でのベルト走行モードの状態を経由することで、上記クラッチツゥクラッチ変速によるトルクの受け渡しを行うだけで第１動力伝達経路ＰＴ１と第２動力伝達経路ＰＴ２とが切り替えられるので、切替えショックが抑制される。このように、ギヤ走行モードとベルト走行モードとを切り替える切替制御は、第１クラッチＣ１の作動状態の切替えと第２クラッチＣ２の作動状態の切替えとによる有段変速制御である。

変速制御部９４は、ベルト走行モードにおいては、無段変速機構２４のベルト滑りが発生しないようにしつつ無段変速機構２４の目標変速比γcvttを達成するように、プライマリ圧Ｐpriとセカンダリ圧Ｐsecとを制御する油圧制御指令信号Ｓcvtを油圧制御回路４６へ出力して、無段変速機構２４の変速を実行する。

具体的には、変速制御部９４は、予め定められた関係である例えばＣＶＴ変速マップにアクセル操作量θacc及び車速Ｖを適用することで目標プライマリ回転速度Ｎpritを算出する。変速制御部９４は、目標プライマリ回転速度Ｎpritに基づいて目標変速比γcvtt（＝Ｎprit／Ｎsec）を算出する。変速制御部９４は、予め定められた関係である例えばエンジントルクマップにスロットル開度tap及びエンジン回転速度Ｎeを適用することでエンジントルクＴeの推定値を算出する。変速制御部９４は、エンジントルクＴeの推定値と予め定められた関係である例えばトルクコンバータ２０の特性とに基づいてタービントルクＴtを算出する。変速制御部９４は、プライマリプーリ６０に入力される入力トルクであるプライマリ入力トルクＴpriとして、タービントルクＴtを用いる。プライマリ入力トルクＴpriは、プライマリ軸５８におけるトルクである。変速制御部９４は、予め定められた関係である推力比マップに目標変速比γcvtt及びトルク比を適用することで、目標変速比γcvttを実現する為の推力比τを算出する。このトルク比は、上記算出されたプライマリ入力トルクＴpriと、予め定められたプライマリプーリ６０に入力可能な限界のトルクＴprilimとの比（＝Ｔpri／Ｔprilim）である。変速制御部９４は、この推力比τを達成する為の目標プライマリ推力Ｗprit及び目標セカンダリ推力Ｗsectを算出する。一方の推力が決められれば、目標変速比γcvttを実現する為の推力比τに基づいて他方の推力も決められる。変速制御部９４は、目標プライマリ推力Ｗprit及び目標セカンダリ推力Ｗsectを、目標プライマリ圧Ｐprit（＝Ｗprit／受圧面積）及び目標セカンダリ圧Ｐsect（＝Ｗsect／受圧面積）に各々変換する。変速制御部９４は、目標プライマリ圧Ｐprit及び目標セカンダリ圧Ｐsectが得られるように、プライマリ圧Ｐpriとセカンダリ圧Ｐsecとを制御する油圧制御指令信号Ｓcvtを油圧制御回路４６へ出力する。油圧制御回路４６は、その油圧制御指令信号Ｓcvtに従って、各ソレノイド弁を作動させてプライマリ圧Ｐpri及びセカンダリ圧Ｐsecを調圧する。尚、上述した無段変速機構２４の変速制御の説明では、便宜上、目標変速比γcvttを一定に維持する為の推力について述べた。無段変速機構２４の変速過渡においては、目標のアップシフト或いは目標のダウンシフトを実現する為の推力がこの一定に維持する為の推力に加えられる。

目標プライマリ推力Ｗprit及び目標セカンダリ推力Ｗsectの算出では、必要最小限の推力で無段変速機構２４のベルト滑りを防止する為に必要となる推力である必要推力が考慮される。この必要推力は、無段変速機構２４のベルト滑りが発生する直前の推力である滑り限界推力である。

変速制御部９４は、プライマリプーリ６０の限界推力であるプライマリ限界推力Ｗprilimと、セカンダリプーリ６４の限界推力であるセカンダリ限界推力Ｗseclimを設定する。変速制御部９４は、次式（１）を用いてプライマリ限界推力Ｗprilimを設定する。変速制御部９４は、次式（２）を用いてセカンダリ限界推力Ｗseclimを設定する。次式（１）及び次式（２）において、「α」は各プーリ６０，６４のシーブ角、「μ」はベルトエレメントとシーブとの間の摩擦係数、「Ｒpri」は無段変速機構２４の変速比γcvtに基づいて算出されるプライマリプーリ６０側のベルト掛かり径、「γcvt×Ｔpri」はセカンダリプーリ６４に入力されるトルク、「Ｒsec」は無段変速機構２４の変速比γcvtに基づいて算出されるセカンダリプーリ６４側のベルト掛かり径をそれぞれ示している。

Ｗprilim＝（Ｔpri×cosα）／（２×μ×Ｒpri） …（１）
Ｗseclim＝（γcvt×Ｔpri×cosα）／（２×μ×Ｒsec） …（２）

変速制御部９４は、プライマリ限界推力Ｗprilim及び目標変速比γcvttを実現する為の推力比τに基づいて、変速制御の為に必要なセカンダリプーリ６４の推力であるセカンダリ変速制御推力Ｗsecsh（＝τ×Ｗprilim）を算出する。変速制御部９４は、セカンダリ限界推力Ｗseclim及びセカンダリ変速制御推力Ｗsecshのうちの大きい方を、目標セカンダリ推力Ｗsectとして設定する。変速制御部９４は、目標セカンダリ推力Ｗsect及び目標変速比γcvttを実現する為の推力比τに基づいて、目標プライマリ推力Ｗprit（＝Ｗsect／τ）を算出する。

ここで、動力伝達装置１６の有段変速制御である有段アップシフトや有段ダウンシフトは、制御性を考慮すると、公知の有段変速機のように各々変速比が固定された２つのギヤ段間での有段変速制御と同様に、ギヤ機構２８の変速比ＥＬと予め定められた無段変速機構２４の変速比γcvtとの間で変速を行うことが望ましい。本実施例では、動力伝達装置１６の有段変速制御時のプライマリ回転速度Ｎpriの変化量の抑制、又は、駆動力の連続性などを考慮して、上記予め定められた無段変速機構２４の変速比γcvtを、ギヤ機構２８の変速比ＥＬに最も近い変速比γcvtとなる最ロー側変速比γmaxとする。プライマリ回転速度Ｎpriの変化量の抑制は、例えば第２クラッチＣ２の係合時の発熱量を抑制することにつながる。

動力伝達装置１６の有段ダウンシフトが駆動要求量例えばアクセル操作量θaccの増加に伴って判断されたパワーオンダウンシフトである場合には、ショックの抑制よりも加速応答性を優先する方が望ましい。その為、変速制御部９４は、動力伝達装置１６の有段ダウンシフトがパワーオンダウンシフトである場合には、無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー側変速比γmaxとなっていない状態でも有段ダウンシフトを実行する。この際、変速制御部９４は、動力伝達装置１６の有段ダウンシフトと併せて、無段変速機構２４の変速比γcvtを最ロー側変速比γmaxとするように制御する。つまり、変速制御部９４は、動力伝達装置１６の有段ダウンシフトを駆動要求量の増加に伴って実行するパワーオンダウンシフト時に、無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー側変速比γmaxでない場合は、変速比γcvtを最ロー側変速比γmaxとする無段変速機構２４のダウンシフトを重ねて行うラップダウン制御を実行する。このように、変速制御部９４は、動力伝達装置１６の有段ダウンシフトと、無段変速機構２４の変速比γcvtを最ロー側変速比γmaxとする無段変速機構２４のダウンシフトとを重ねて行うラップダウン制御を実行する。

動力伝達装置１６の有段ダウンシフトがパワーオンダウンシフトである場合、仮に変速中に解放側係合装置及び係合側係合装置の何れにもトルク容量を発生させない状態とすると、入力軸回転速度Ｎinは成り行きでパワーオンダウンシフトの終了後の同期回転速度に向かって上昇させられる。従って、パワーオンダウンシフトでは、解放側係合装置の係合圧を低下させることを主体として変速を進行させる。解放側係合装置は、変速時に解放される側の係合装置であり、動力伝達装置１６の有段ダウンシフトにおいては第２クラッチＣ２が相当する。係合側係合装置は、変速時に係合される側の係合装置であり、動力伝達装置１６の有段ダウンシフトにおいては第１クラッチＣ１が相当する。パワーオンダウンシフトの終了後の同期回転速度は、ギヤ走行モードでの同期回転速度（＝γ１×Ｎout）であり、パワーオンダウンシフトの開始前の同期回転速度は、ベルト走行モードでの同期回転速度（＝γcvt×Ｎout）である。

ところで、ラップダウン制御を実行する場合の動力伝達装置１６のパワーオンダウンシフト時は、無段変速機構２４を介して第２クラッチＣ２へ入力されるトルク（＝γcvt×Ｔpri）は最ロー側変速比γmaxのときとは異なる値とされる。

そこで、変速制御部９４は、ラップダウン制御時には、動力伝達装置１６のパワーオンダウンシフトを適切に進行させる為に、パワーオンダウンシフトの変速出力時における無段変速機構２４の実変速比γcvtに基づいて、第２クラッチＣ２の係合圧を補正する。この第２クラッチＣ２の係合圧の補正は、主に、パワーオンダウンシフトの開始から、入力軸回転速度Ｎinがベルト走行モードでの同期回転速度を離れてギヤ走行モードでの同期回転速度へ向かって上昇開始するところまで行われる。つまり、パワーオンダウンシフトの前半における第２クラッチＣ２の係合圧を補正することで、狙いの時間以内に確実に第２クラッチＣ２が滑り出すようにする。

ラップダウン制御時のパワーオンダウンシフトの進行には、無段変速機構２４の実変速比γcvtが変化する影響がある為、第２クラッチＣ２の係合圧でパワーオンダウンシフトの進行を制御することは好ましくない。第２クラッチＣ２の係合圧でパワーオンダウンシフトの進行を制御することに替えて、入力軸回転速度Ｎinがギヤ走行モードでの同期回転速度に近づいたところで、入力軸回転速度Ｎinの傾きに基づいて、パワーオンダウンシフトの後半における第２クラッチＣ２の係合圧を補正する。

具体的には、状態判定部９６は、変速制御部９４により動力伝達装置１６のパワーオンダウンシフトが判断又は開始された場合には、無段変速機構２４の変速比γcvtが所定変速比γcvtfよりもハイ側の変速比であるか否かを判定する。つまり、状態判定部９６は、無段変速機構２４の変速比γcvtが所定変速比γcvtf未満の値であるか否かを判定する。所定変速比γcvtfは、無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー側変速比γmaxとなっていないことを判断する為の予め定められた閾値である。つまり、所定変速比γcvtfは、最ロー側変速比γmax相当の値である。

変速制御部９４は、動力伝達装置１６のパワーオンダウンシフトに際して、状態判定部９６により無段変速機構２４の変速比γcvtが所定変速比γcvtf以上の値であると判定された場合には、無段変速機構２４の変速比γcvtを最ロー側変速比γmaxに維持しつつ、通常のパワーオンダウンシフト制御を実行する。通常のパワーオンダウンシフト制御は、例えば最ロー側変速比γmax時のパワーオンダウンシフト制御であって、プライマリ入力トルクＴpriに応じた、予め定められた最ロー側変速比γmax時における第２クラッチＣ２の基本係合圧でパワーオンダウンシフトが進行させられる制御である。

変速制御部９４は、動力伝達装置１６のパワーオンダウンシフトに際して、状態判定部９６により無段変速機構２４の変速比γcvtが所定変速比γcvtf未満の値であると判定された場合には、無段変速機構２４の変速比γcvtを最ロー側変速比γmaxとするダウンシフトを実行しつつ、ラップダウン用のパワーオンダウンシフト制御を実行する。ラップダウン用のパワーオンダウンシフト制御は、例えばパワーオンダウンシフトの開始時における無段変速機構２４の実変速比γcvtに基づいて、最ロー側変速比γmax時における第２クラッチＣ２の基本係合圧に対して補正された第２クラッチＣ２の係合圧でパワーオンダウンシフトが実行させられる制御である。つまり、変速制御部９４は、ラップダウン制御を実行する場合のパワーオンダウンシフト時には、パワーオンダウンシフトの開始時における無段変速機構２４の実変速比γcvtに基づいて、パワーオンダウンシフトを進行させるように低下させられる第２クラッチＣ２の係合圧を、ラップダウン制御を実行しない場合での第２クラッチＣ２の基本係合圧に対して補正する。例えば、変速制御部９４は、漸減開始前及び漸減時の第２クラッチＣ２の係合圧を、パワーオンダウンシフトの開始時における無段変速機構２４の変速比γcvtがハイ側の変速比である程、第２クラッチＣ２の基本係合圧に対して小さくするように補正する。

加えて、ラップダウン用のパワーオンダウンシフト制御は、例えば入力軸回転速度Ｎinがギヤ走行モードでの同期回転速度に近づくときに、入力軸回転速度Ｎinの傾きに応じて補正された第２クラッチＣ２の係合圧でパワーオンダウンシフトが実行させられる制御である。入力軸回転速度Ｎinの傾きは、入力軸回転速度Ｎinの変化速度であり、所定時間で繰り返し実行される制御における入力軸回転速度Ｎinの変化量である。入力軸回転速度Ｎinの傾きに応じた補正は、例えばギヤ走行モードでの同期回転速度付近で、入力軸回転速度Ｎinの変化を引き留めるように作用させる為に、第２クラッチＣ２の係合圧を上乗せする補正すなわち増大させる補正である。入力軸回転速度Ｎinの変化を引き留めることは、入力軸回転速度Ｎinの傾きを小さくすることである。ギヤ走行モードでの同期回転速度付近での入力軸回転速度Ｎinの傾きが比較的大きいときは、第２クラッチＣ２の係合圧の上乗せ量が大きくされることで、入力軸回転速度Ｎinの変化を引き留めるように作用させられる。一方で、ギヤ走行モードでの同期回転速度付近での入力軸回転速度Ｎinの傾きが比較的小さいときは、第２クラッチＣ２の係合圧の上乗せ量が小さくされることで、入力軸回転速度Ｎinの変化を引き留める作用が小さくされる。以上により、適切な第１クラッチＣ１の係合制御が行え得る。つまり、変速制御部９４は、ラップダウン制御を実行する場合のパワーオンダウンシフト時には、入力軸回転速度Ｎinがギヤ走行モードでの同期回転速度に近づくときに入力軸回転速度Ｎinの傾きが大きい場合は、その傾きが小さい場合よりも第２クラッチＣ２の係合圧を高くする。

図２は、電子制御装置９０の制御作動の要部すなわちラップダウン制御を実行する場合のパワーオンダウンシフトを適切に進行させる為の制御作動を説明するフローチャートであり、例えばパワーオンダウンシフトの開始時に実行される。図３は、図２のフローチャートに示す制御作動を実行した場合のタイムチャートの一例を示す図である。

図２において、先ず、状態判定部９６の機能に対応するステップ（以下、ステップを省略する）Ｓ１０において、無段変速機構２４の変速比γcvtが所定変速比γcvtf未満の値であるか否かが判定される。このＳ１０の判断が肯定される場合は変速制御部９４の機能に対応するＳ２０において、無段変速機構２４の変速比γcvtを最ロー側変速比γmaxとするダウンシフトが実行されつつ、ラップダウン用のパワーオンダウンシフト制御が実行される。上記Ｓ１０の判断が否定される場合は変速制御部９４の機能に対応するＳ３０において、無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー側変速比γmaxに維持されつつ、通常のパワーオンダウンシフト制御である最ロー側変速比γmax時のパワーオンダウンシフト制御が実行される。

図３は、ラップダウン制御を伴う動力伝達装置１６のパワーオンダウンシフトが実行される場合の実施態様の一例を示している。図３において、実線はラップダウン時のパワーオンダウンシフト制御を示している。参考として、通常のパワーオンダウンシフト制御における解放側係合装置の油圧指示値を破線で示した。パワーオンダウンシフトは動力伝達装置１６の有段ダウンシフトであるので、解放側係合装置は第２クラッチＣ２であり、係合側係合装置は第１クラッチＣ１である。ｔ１時点は、パワーオンダウンシフトが開始された時点を示している。ラップダウン制御によりベルト走行モードでの同期回転速度は最ロー側変速比γmax時の同期回転速度に向かって変化させられる（ｔ１時点−ｔ４時点参照）。入力軸回転速度Ｎinは、無段変速機構２４のパワーオンダウンシフトにより、ベルト走行モードでの同期回転速度からギヤ走行モードでの同期回転速度に向かって上昇開始させられる（ｔ１時点−ｔ２時点参照）。このときのパワーオンダウンシフトの油圧制御では、漸減開始前すなわちスイープダウン開始前の第２クラッチＣ２の油圧指示値として、第２クラッチＣ２のベース圧である最ロー側変速比γmax時の基本係合圧におけるスイープダウン開始前の油圧指示値に変速比補正項が掛けられた値が用いられる。又、漸減時すなわちスイープダウン時の第２クラッチＣ２の油圧指示値として、スイープダウン時のスイープ勾配が第２クラッチＣ２のベース圧における漸減時のスイープ勾配に変速比補正項が掛けられた値とされた油圧指示値が用いられる。この変速比補正項は、例えば最ロー側変速比γmaxのときを「１」とした場合に、変速比γcvtがハイ側とされる程小さくなる値とされている。続くパワーオンダウンシフトの油圧制御では、上記のスイープダウンよりもスイープ勾配が緩やかなスイープダウンとなる第２クラッチＣ２の油圧指示値が出力され、入力軸回転速度Ｎinはギヤ走行モードでの同期回転速度に向かって上昇させられる（ｔ２時点−ｔ３時点参照）。入力軸回転速度Ｎinがギヤ走行モードでの同期回転速度に近づくと、第２クラッチＣ２の油圧指示値が入力軸回転速度Ｎinの変化量に応じた分だけ増大させられる（ｔ３時点参照）。入力軸回転速度Ｎinの変化量が大きい程、第２クラッチＣ２の油圧指示値の上乗せ分が大きくされる。この第２クラッチＣ２の油圧指示値が所定時間保持された後、その油圧指示値がゼロに向かってスイープダウンさせられる（ｔ３時点−ｔ４時点参照）。これに併せて、第１クラッチＣ１の油圧指示値は、スイープアップさせられ、その後、第１クラッチＣ１を完全係合の状態に維持する為の最大値とされる。ｔ４時点は、パワーオンダウンシフトが終了した時点を示している。

上述のように、本実施例によれば、ラップダウン制御を実行する場合のパワーオンダウンシフト時には、パワーオンダウンシフトの開始時における無段変速機構２４の変速比γcvtに基づいて、第２クラッチＣ２の係合圧がラップダウン制御を実行しない場合での第２クラッチＣ２の基本係合圧に対して補正されるので、無段変速機構２４を介して第２クラッチＣ２へ入力されるトルクが最ロー側変速比γmaxのときと異なっても、狙いのタイミングで第２クラッチＣ２の滑り出しが行われ得る。加えて、入力軸回転速度Ｎinがパワーオンダウンシフトの終了後の同期回転速度に近づくときに入力軸回転速度Ｎinの傾きが大きい場合は、その傾きが小さい場合よりも第２クラッチＣ２の係合圧が高くされるので、パワーオンダウンシフトの進行に無段変速機構２４のダウンシフトの影響があったとしても、入力軸回転速度Ｎinの変化を安定させられる、すなわち安定したパワーオンダウンシフトを行うことができる。よって、ラップダウン制御を実行する場合のパワーオンダウンシフトを適切に進行させることができる。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

例えば、前述の実施例では、ラップダウン用のパワーオンダウンシフト制御において、ギヤ走行モードでの同期回転速度に近づくときの入力軸回転速度Ｎinの傾きに応じた、第２クラッチＣ２の係合圧の補正は、第２クラッチＣ２の係合圧を増大させる補正であったがこの態様に限らない。例えば、入力軸回転速度Ｎinの傾きに応じた、第２クラッチＣ２の係合圧の補正は、第２クラッチＣ２の係合圧を減少させる補正であっても良い。この場合には、ギヤ走行モードでの同期回転速度付近での入力軸回転速度Ｎinの傾きが大きい程、第２クラッチＣ２の係合圧の低下量が小さくされる。このようにしても、ギヤ走行モードでの同期回転速度付近における入力軸回転速度Ｎinの変化を引き留める作用を入力軸回転速度Ｎinの傾きに応じて変化させることができる。上述した第２クラッチＣ２の係合圧を減少させる補正であっても、入力軸回転速度Ｎinがパワーオンダウンシフトの終了後の同期回転速度に近づくときに入力軸回転速度Ｎinの傾きが大きい場合は、その傾きが小さい場合よりも第２クラッチＣ２の係合圧が高くされる。或いは、入力軸回転速度Ｎinの傾きに応じた、第２クラッチＣ２の係合圧の補正は、第２クラッチＣ２の係合圧を増大させる補正と第２クラッチＣ２の係合圧を減少させる補正とを組み合わせた補正であっても良い。

また、前述の実施例では、無段変速機構２４は、ベルト式の無段変速機であったが、この態様に限らない。例えば、第２動力伝達経路ＰＴ２に設けられる無段変速機構は、公知のトロイダル式の無段変速機であっても良い。

また、前述の実施例では、ギヤ機構２８は、無段変速機構２４の最ロー側変速比γmaxよりもロー側の変速比となる１つのギヤ段が形成されるギヤ機構であったが、この態様に限らない。例えば、ギヤ機構２８は、変速比が異なる複数のギヤ段が形成されるギヤ機構であっても良い。つまり、ギヤ機構２８は２段以上に変速される有段変速機であっても良い。又は、ギヤ機構２８は、無段変速機構２４の最ハイ側変速比γminよりもハイ側の変速比、及び最ロー側変速比γmaxよりもロー側の変速比を形成するギヤ機構であっても良い。

また、前述の実施例では、動力伝達装置１６の走行モードを、予め定められたアップシフト線及びダウンシフト線を用いて切り替えたが、この態様に限らない。例えば、車速Ｖ及びアクセル操作量θaccに基づいて要求駆動力Ｆdemを算出し、その要求駆動力Ｆdemを満たすことができる変速比を設定することで、動力伝達装置１６の走行モードを切り替えても良い。

また、前述の実施例では、流体式伝動装置としてトルクコンバータ２０が用いられたが、この態様に限らない。例えば、トルクコンバータ２０に替えて、トルク増幅作用のないフルードカップリングなどの他の流体式伝動装置が用いられても良い。或いは、この流体式伝動装置は必ずしも設けられなくても良い。又、ギヤ機構２８を介した第１動力伝達経路ＰＴ１には、噛合式クラッチＤ１が設けられていたが、この噛合式クラッチＤ１は本発明を実施する上では、必ずしも設けられなくても良い。

尚、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

１２：エンジン（動力源）
１４：駆動輪
１６：車両用動力伝達装置
２２：入力軸（入力回転部材）
２４：無段変速機構
２８：ギヤ機構
３０：出力軸（出力回転部材）
９０：電子制御装置（制御装置）
９４：変速制御部
Ｃ１：第１クラッチ（第１係合装置）
Ｃ２：第２クラッチ（第２係合装置）
ＰＴ１：第１動力伝達経路
ＰＴ２：第２動力伝達経路

Claims (1)

1. 動力源の動力が伝達される入力回転部材と駆動輪へ前記動力を出力する出力回転部材との間に並列に設けられた、前記動力を前記入力回転部材から前記出力回転部材へ各々伝達することが可能な複数の動力伝達経路を備え、前記複数の動力伝達経路は、ギヤ段を有するギヤ機構を介した第１動力伝達経路と、前記第１動力伝達経路よりもハイ側の変速比が形成される、無段変速機構を介した第２動力伝達経路とを有しており、前記第１動力伝達経路は前記第１動力伝達経路に設けられた第１係合装置の係合によって形成され、前記第２動力伝達経路は前記第２動力伝達経路において前記無段変速機構よりも前記駆動輪側に設けられた第２係合装置の係合によって形成される車両用動力伝達装置の、制御装置であって、
   前記第２係合装置の解放と前記第１係合装置の係合とによる有段変速制御によって前記第２動力伝達経路が形成された状態から前記第１動力伝達経路が形成された状態へ切り替える前記車両用動力伝達装置のダウンシフトを駆動要求量の増加に伴って実行するパワーオンダウンシフト時に、前記無段変速機構の変速比が最ロー側変速比でない場合は、前記無段変速機構の変速比を前記最ロー側変速比とする前記無段変速機構のダウンシフトを重ねて行うラップダウン制御を実行する変速制御部を含むものであり、
   前記変速制御部は、前記ラップダウン制御を実行する場合の前記パワーオンダウンシフト時には、前記パワーオンダウンシフトの開始時における前記無段変速機構の変速比に基づいて、前記パワーオンダウンシフトを進行させるように低下させられる前記第２係合装置の係合圧を、前記ラップダウン制御を実行しない場合での前記第２係合装置の基本係合圧に対して補正すると共に、前記入力回転部材の回転速度が前記パワーオンダウンシフトの終了後の同期回転速度に近づくときに前記入力回転部材の回転速度の傾きが大きい場合は、前記傾きが小さい場合よりも前記第２係合装置の係合圧を高くすることを特徴とする車両用動力伝達装置の制御装置。

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