WO2014199458A1

WO2014199458A1 - 車両の制御装置

Info

Publication number: WO2014199458A1
Application number: PCT/JP2013/066172
Authority: WO
Inventors: 光洋豊田; 博文中田; 倫生吉田; 井上　大輔; 綾部　篤志; 元宣木村; 日野　顕; 近藤　宏紀; 松尾　賢治; 拓郎嶋津
Original assignee: トヨタ自動車株式会社
Priority date: 2013-06-12
Filing date: 2013-06-12
Publication date: 2014-12-18
Also published as: EP3009714A1; EP3009714B1; US9664278B2; JPWO2014199458A1; JP5447739B1; KR20160007620A; US20160131256A1; CN105283693B; CN105283693A; KR101770053B1; EP3009714A4

Abstract

　固定された変速比を設定できる伝動機構と、その伝動機構と並列に設けられた無段変速機構と、その伝動機構を含むトルクの伝達経路を選択的に遮断する経路切替機構とを備え、車両の運転状態に応じて経路切替機構の作動を制御することにより振動を減衰させるように構成された車両の制御装置を提供する。　無段変速機構と、一定の変速比を設定できる伝動機構とが入力軸と出力軸との間に並列に配置され、伝動機構を介して内燃機関から駆動輪に到るトルクの伝達経路をトルク伝達可能に選択的に接続するクラッチ機構を備え、クラッチ機構は、一方のクラッチと他方のクラッチとが直列に配置され、その他方のクラッチが相対的に下流側に配置された車両の制御装置であって、無段変速機構を介して内燃機関から駆動輪へトルクを伝達している場合、一方のクラッチおよび他方のクラッチのうちどちらか一方を継合させるように構成されている。

Description

車両の制御装置

　この発明は、動力源が出力したトルクが伝達される入力軸と駆動輪へトルクを出力する出力軸との間に、並列に形成された複数のトルク伝達経路と、一方の経路から他方の経路にトルク伝達が可能な経路を切り替えるための経路切替機構とを備えた車両の制御装置に関するものである。

　並列に設けられたギヤ機構およびベルト式無段変速機と、動力源から駆動輪に到るトルクの伝達経路を、無段変速機構を含む伝達経路と伝動機構を含む伝達経路とに切り替えるための複数のクラッチ機構とを備えた車両の構成が、実開昭６２－４５４５５号公報に記載されている。実開昭６２－４５４５５号公報に記載された構成は、そのクラッチ機構を継合させた状態もしくは切り離した状態の組み合わせによって、動力源から駆動輪に到るトルクの伝達経路を、ベルト式無段変速機を含む経路と、ギヤ機構を含む経路とに切り替え、さらにニュートラル状態を設定できるように構成されている。

　ところで、動力源として内燃機関を備えた車両において、動力損失を減らして燃費を向上させるために、内燃機関と駆動輪との間でトルクの伝達経路を直結状態にすることが知られている。この場合、内燃機関で燃料を爆発させることにより生じる振動、すなわち内燃機関がトルクを出力する際に生じる振動が、トルクの伝達経路に伝わることによって、車両の前後や上下の振動、車室内のこもり音などの振動と騒音とを発生させてしまう可能性がある。そのため、トルクの伝達経路に伝わる振動を減衰させるための構成として、流体を介してトルクを伝達させる構成や、直結状態ではギヤ比（変速比）を比較的大きく設定し、かつ内燃機関の回転数を高回転状態に制御して走行する構成や、比較的低い剛性のダンパ（振動減衰装置）をトルクの伝達経路に配置した構成や、内燃機関に連結されたフライホイールの質量を大きくさせるなど慣性質量体によってトルクの伝達経路内に慣性モーメントを持たせる構成などが知られている。

　しかしながら、上述した実開昭６２－４５４５５号公報に記載された構成では、流体伝動装置によって内燃機関がトルクを出力する際に生じる振動がトルクの伝達経路に伝わることを抑制できるものの、流体を介してトルクを伝達させるため伝達効率が低下する。仮に、トルクの伝達経路に伝わる振動を減衰させるために内燃機関の回転数を上昇させた場合には、燃費のよい運転領域で内燃機関を駆動させられなくなり、振動は減衰できるものの燃費を悪化させる可能性があった。また、フライホイールの質量を大きくさせた場合には、トルクの伝達経路に伝わる振動をフライホイールの慣性モーメントによって減衰できるものの、フライホイールの質量が増大したことに伴いトルクの伝達経路内の慣性力が増大して燃費を悪化させてしまう。加え、ユニットの重量が増大してパワートレーンが大型化してしまう。

　この発明は、上記の技術的課題に着目してなされたものであって、固定された変速比を設定できる伝動機構と、その伝動機構と並列に設けられた無段変速機構と、その伝動機構を含むトルクの伝達経路を選択的に遮断するための経路切替機構とを備え、車両の運転状態に応じて経路切替機構の作動を制御することにより振動を減衰させるように構成された車両の制御装置を提供することを目的とする。

　上記目的を達成するために、この発明は、内燃機関が出力したトルクが伝達される入力軸と駆動輪に対してトルクを出力する出力軸との間に、無段変速機構と、伝動機構と、前記無段変速機構を介して前記内燃機関から前記駆動輪へトルクを伝達可能な伝達経路と前記伝動機構を介して前記内燃機関から前記駆動輪へトルクを伝達可能な伝達経路とを選択的に切り替えるクラッチ機構とを備え、前記クラッチ機構は、一方のクラッチと、前記一方のクラッチに対して直列に設けられ、かつ前記一方のクラッチよりも前記出力軸側に設けられた他方のクラッチとを含み、前記一方のクラッチと前記他方のクラッチとの少なくともいずれか一方を切り離している場合に、前記伝動機構を介した前記駆動輪へのトルクの伝達が遮断されるように構成された車両の制御装置であって、前記無段変速機構を介して前記内燃機関から前記駆動輪へトルクを伝達している場合、前記一方のクラッチおよび前記他方のクラッチのうちのどちらか一方を継合させることを特徴とするものである。

　この発明は、上記の発明において、前記無段変速機構を介して前記内燃機関から前記駆動輪へトルクを伝達している場合、かつ前記内燃機関の回転数が所定の回転数以下の場合には、前記一方のクラッチおよび前記他方のクラッチのうちのどちらか一方を継合させることを特徴とする車両の制御装置である。

　この発明は、上記の発明において、前記無段変速機構を介して前記内燃機関から前記駆動輪へトルクを伝達している場合、かつ前記内燃機関の出力トルクが所定のトルク以上の場合には、前記一方のクラッチおよび前記他方のクラッチのうちのどちらか一方を継合させることを特徴とする車両の制御装置である。

　この発明は、上記の発明において、前記無段変速機構を介して前記内燃機関から前記駆動輪へトルクを伝達している場合、かつスロットル開度が所定のスロットル開度以上の場合には、前記一方のクラッチおよび前記他方のクラッチのうちのどちらか一方を継合させることを特徴とする車両の制御装置である。

　この発明は、上記の発明において、前記無段変速機構を介して前記内燃機関から前記駆動輪へトルクを伝達している場合、かつ前記無段変速機構による変速比が所定の変速比以下の場合には、前記一方のクラッチおよび前記他方のクラッチのうちのどちらか一方を継合させることを特徴とする車両の制御装置である。

　この発明は、上記の発明において、前記無段変速機構を介して前記内燃機関から前記駆動輪へトルクを伝達している場合、かつ車速が所定の車速以下の場合には、前記一方のクラッチおよび前記他方のクラッチのうちのどちらか一方を継合させることを特徴とする車両の制御装置である。

　この発明は、上記の発明において、前記伝動機構は、ギヤ列を有する減速機構を含み、前記伝動機構による変速比は、前記無段変速機構で設定できる最大の変速比よりも大きい変速比に設定されることを特徴とする車両の制御装置である。

　この発明は、上記の発明において、前記入力軸と前記出力軸との間で前記伝動機構を含む伝達経路内に、前記入力軸から入力されたトルクの回転方向を切り替えるための前後進切替機構をさらに備え、前記前後進切替機構は、複数の回転要素を有する遊星歯車機構を含むことを特徴とする車両の制御装置である。

　この発明は、上記の発明において、前記伝動機構は、前記入力軸および前記出力軸と平行に設けられたカウンタシャフトを含み、前記前後進切替機構は、前記入力軸と前記カウンタシャフトと前記出力軸とのうちいずれか一つの回転軸上に配置され、前記一方のクラッチおよび前記他方のクラッチのうちのどちらか一方は、前記前後進切替機構が配置された前記回転軸上に配置され、かつ前記複数の回転要素のうち、前記回転軸と一体的に回転する回転要素と、他方の回転要素とを選択的に連結するように構成されていることを特徴とする車両の制御装置である。

　この発明は、上記の発明において、前記一方のクラッチは、摩擦式クラッチを含み、前記他方のクラッチは、噛み合い式クラッチを含むことを特徴とする車両の制御装置である。

　この発明によれば、内燃機関から無段変速機構を介して駆動輪にトルクを伝達している場合、伝動機構は、内燃機関から駆動輪に到るトルクの伝達経路を構成せずに空転可能な状態にあり、他方のクラッチにより伝動機構を出力軸に結合されて、伝動機構を回転慣性体として機能させることができる。要するに、トルクの伝達経路を形成するための機能機構である伝動機構を、振動を減衰させるための機能機構として活用することができる。したがって、伝動機構に関する慣性モーメントによって、内燃機関を起振源として無段変速機構を含むトルクの伝達経路を伝わる振動を減衰させることができるので、その振動により生じるこもり音など騒音や車両の前後振動と上下振動とを抑制できる。

　さらに、この発明によれば、伝動機構を含むトルクの伝達経路に一方のクラッチと他方のクラッチとが直列に配置されているので、その伝達経路を介して内燃機構から駆動輪にトルクの伝達が生じないように遮断されているためには、それらクラッチのうちの少なくともいずれか一方を切り離せばよい。つまり、内燃機関から無段変速機構を介して駆動輪にトルクを伝達している場合であっても、一方のクラッチおよび他方のクラッチのうちのどちらか一方を作動させることができる。したがって、そのどちらかのクラッチを継合させて、内燃機関から無段変速機構を介して駆動輪に到るトルクの伝達経路に伝動機構を連結させることが可能になる。特に、出力軸のトルクが伝動機構に作用するように連結させることができる。

　そのため、無段変速機構で走行中に、内燃機関の回転数が所定の回転数以下となる場合や、内燃機関の出力トルクが所定のトルク以上となる場合や、無段変速機構による変速比が所定の変速比以下である場合などの運転状態に応じて、そのどちらかのクラッチを継合状態にすることができる。つまり、無段変速機構を含むトルクの伝達経路に伝わる振動が比較的に大きくなる運転状態において、出力軸に連結された伝動機構による慣性力によって、その振動を効果的に減衰させることができるようになる。加えて、その運転状態に応じて、他方のクラッチを切り離して出力軸から伝動機構を切り離すことが可能であり、出力軸が伝動機構を連れ回すことによる動力損失を抑制することができる。すなわち、前述した運転状態のように、内燃機関を起振源とする振動が比較的に大きい運転領域では伝動機構を出力軸に連結させ、一方、その振動が比較的に小さい運転領域では伝動機構を出力軸から切り離すように制御することができる。要は、伝動機構を回転慣性体として活用することにより、捩り振動を減衰させることと、燃費を向上させることとを両立させることができる。

　また、この発明よれば、内燃機関から駆動輪に到るトルクの伝達経路において、伝動機構は減速機構として構成されている。言い換えれば、伝動機構を含むトルクの伝達経路を出力軸から入力軸へ向けて見た場合、伝動機構は増速機構として構成されている。したがって、無段変速機構で走行中、出力軸に伝動機構が連結された場合には、伝動機構に出力軸のトルクが掛かり、その伝動機構は出力軸側から入力軸側に向けて増速作用を生じる。すなわち、伝動機構を含む伝達経路を出力軸側から入力軸側へ見た場合における伝動機構の変速比（増速比）が小さい値なので、出力軸に作用する伝動機構に関する等価慣性モーメントは大きい値になる。つまり、内燃機関から駆動輪に到るトルクの伝達経路において減速機構として構成された伝動機構の変速比（減速比）を利用して、伝動機構による変速比に基づく等価慣性モーメントを出力軸に作用する慣性力として有効に活用することができる。加えて、トルクの伝達経路に作用する慣性モーメントを増大させるために無段変速機構や伝動機構などのユニットの重量を重くさせる必要がなく、そのパワートレーンの大型化を防止できる。

　さらに、この発明によれば、伝動機構を含む伝達経路に遊星歯車機構により構成された前後進切替機を備えているので、トルクの伝達経路において下流側に配置されたクラッチを継合させることにより、その前後進切替機構による慣性モーメントを出力軸に作用させることができ、出力軸に関する等価慣性モーメントを増大させて、捩り振動を効果的に減衰させることができる。また、その下流側のクラッチは、噛み合い式クラッチにより構成されているので、そのクラッチが噛み合うことにより伝動機構の慣性モーメントを確実に出力軸に作用させることができる。加えて、その噛み合い式クラッチの作動を制御するための制御構造が複雑化することを防止でき、シンプルな制御構造で、伝動機構と出力軸との連結もしくは切り離しを制御することができる。

この発明に係る車両の制御装置、およびその制御装置を搭載した車両を模式的に示したブロック図である。この発明で対象にできるパワートレーンの第１具体例を示すスケルトン図である。車両の運転状態に応じた各クラッチ機構およびブレーキ機構の継合状態と切り離し状態とをまとめて示す図表である。車両の運転状態に応じて経路切替機構の作動を制御する際のフローチャート図である。伝動機構を含むトルクの伝達経路に直列に配置された複数のクラッチのうち下流側に配置されたクラッチをＣＶＴ走行中に継合もしくは切り離させるための判断処理に用いる判定用マップの一例を示したマップ図である。伝動機構を回転慣性体としてＣＶＴ走行モードにおけるトルクの伝達経路に連結した場合と、その伝動機構をそのトルクの伝達経路から切り離した場合とに分けて、エンジンの回転数に応じて変化する振動伝達率の推移を示す説明図である。伝動機構を回転慣性体としてＣＶＴ走行モードにおけるトルクの伝達経路に連結した場合と、その伝動機構をそのトルクの伝達経路から切り離した場合とに分けて、車速に応じて変化する振動伝達率の推移を示す説明図である。ＣＶＴ走行モードにおいてエンジン回転数とエンジントルクとに基づく運転点を制御するためのマップを示す説明図である。この発明で対象にできるパワートレーンの第２具体例を示すスケルトン図である。この発明で対象にできるパワートレーンの第３具体例を示すスケルトン図である。この発明で対象にできるパワートレーンの第４具体例を示すスケルトン図である。この発明で対象にできるパワートレーンの第５具体例を示すスケルトン図である。この発明で対象にできるパワートレーンの第６具体例を示すスケルトン図である。この発明で対象にできるパワートレーンの第７具体例を示すスケルトン図である。この発明で対象にできるパワートレーンの第８具体例を示すスケルトン図である。この発明で対象にできるパワートレーンの第９具体例を示すスケルトン図である。この発明で対象にできるパワートレーンの第１０具体例を示すスケルトン図である。この発明で対象にできるパワートレーンの第１１具体例を示すスケルトン図である。この発明で対象にできるパワートレーンの第１２具体例を示すスケルトン図である。この発明で対象にできるパワートレーンの第１３具体例を示すスケルトン図である。この発明で対象にできるパワートレーンの第１４具体例を示すスケルトン図である。この発明で対象にできるパワートレーンの第１５具体例を示すスケルトン図である。この発明で対象にできるパワートレーンの第１６具体例を示すスケルトン図である。この発明で対象にできるパワートレーンの第１７具体例を示すスケルトン図である。この発明で対象にできるパワートレーンの第１８具体例を示すスケルトン図である。この発明で対象にできるパワートレーンの第１９具体例を示すスケルトン図である。

　以下、この発明に係る車両の制御装置を具体例に基づいて説明する。この発明で対象とする車両は、動力源から駆動輪に到るトルクの伝達経路を複数備えている。それら複数の伝達経路には、固定された変速比を設定できる伝動機構を含む伝達経路と、連続的に変速比を変化させることができる無段変速機構を含む伝達経路とが含まれている。さらに、複数の伝達経路は、動力源が出力した動力が入力される入力軸と駆動輪へ向けて動力を出力する出力軸との間に並列に配置されている。そのため、その車両は、トルク伝達可能な経路を、一方の経路から他方の経路へと切り替えるための経路切替機構を備えている。すなわち、複数のクラッチを含む経路切替機構によって複数の経路のうちいずれか一つを動力源と駆動輪との間でトルク伝達可能に接続させ、かつそれ以外の経路を動力源と駆動輪との間でトルクの伝達が生じないように遮断させた状態で、車両が走行できるように構成されている。したがって、この発明に係る車両の制御装置は、車両の運転状態に応じて、経路切替機構の作動を制御して、動力源と駆動輪との間でトルク伝達可能に接続された伝達経路に、動力源と駆動輪との間でトルクの伝達が遮断された経路の一部を結合させるように構成されている。

　図１には、この発明に係る車両の制御装置の一例を模式的に示し、その車両の制御装置を搭載した車両を示してある。図１に示すように、この具体例における車両の制御装置は、車両Ｖｅに搭載された電子制御装置（以下「ＥＣＵ」と記す）１に含まれ、車両Ｖｅの動力源であるエンジン（Ｅｎｇ）２と、エンジン２が出力した動力を駆動輪５に向けて伝達させるトランスアクスル３と、駆動輪５と一体的に回転するドライブシャフト４とを備えたパワートレーンを制御するように構成されている。なお、この説明では、車両の制御装置をＥＣＵ１と記載して説明する。

　ＥＣＵ１は、車両Ｖｅを制御するためのコントローラを含み、中央演算処理装置と記憶装置と入出力インターフェースを主体とするマイクロコンピュータとを含むように構成されている。また、ＥＣＵ１は、各種のセンサＳから車両Ｖｅの運転状態を検出した各種の信号が入力されるように構成されている。さらに、ＥＣＵ１の記憶装置には、各種の制御プログラムとともに各種データが記憶されており、各種の演算処理を実行するように構成されている。したがって、ＥＣＵ１は、入力される信号および記憶されているデータに基づいて各種の演算処理を行い、その演算処理の結果に応じて各種制御を実施させる指示信号を出力するように構成されている。

　また、図１に示すトランスアクスル３は、無段変速機構を介してエンジン２から駆動輪５へトルクを伝達可能な伝達経路と、伝動機構を介してエンジン２から駆動輪５へトルクを伝達可能な伝達経路とを選択的に切り替える経路切替機構Ａを備えている。つまり、この発明で対象にできるパワートレーンは、エンジン２から駆動輪５へ到るトルクの伝達経路を複数備え、経路切替機構Ａが、その経路のうちのいずれか一つをトルク伝達可能に接続するように構成されている。したがって、ＥＣＵ１は、車両Ｖｅの運転状態に応じて経路切替機構Ａの作動を制御するように構成されている。

　ここで、図２を参照して、その経路切替機構Ａを備えたパワートレーンの第１具体例について説明する。第１具体例におけるパワートレーンは、エンジン２から駆動輪５に到るトルクの伝達経路として、変速比を連続的に変化させることができる無段変速機構（以下「ＣＶＴ」と記す）１０を含む伝達経路と、固定された変速比を設定できる伝動機構４０を含む伝達経路とを備え、それらの伝達経路が並列に設けられている。したがって、ＣＶＴ１０を含む伝達経路を「第１伝達経路」と記載し、伝動機構４０を含む伝達経路を「第２伝達経路」と記載して説明する場合がある。

　まず、エンジン２からＣＶＴ１０を介して駆動輪５に到るトルクの伝達経路、すなわち第１伝達経路について説明する。エンジン２は、周知の構造を備え、例えばガソリンエンジンやディーゼルエンジン、水素ガスエンジン、天然ガスエンジンなどのいずれかであって、要は燃料を燃焼させて動力を出力する内燃機関である。そのエンジン２は、エンジン回転数ＮｅやエンジントルクＴｅに応じて燃料消費量もしくは燃料消費率が変化するように構成されている。また、エンジン２は、ＥＣＵ１により駆動制御され、例えば運転者によるアクセルペダルの操作などの出力操作に基づいて出力すべき動力が制御されるように構成されている。

　そのエンジン２のクランク軸２ａには、ロックアップクラッチ６ｅを備えたトルクコンバータ６が連結されている。トルクコンバータ６は、流体伝動装置として周知の構成を備え、流体を介してトルクを伝達させることによりトルクを増幅させるとともに、ロックアップクラッチ６ｅを継合させて直結状態でトルクを伝達できる。フロントカバー６ａはクランク軸２ａに一体回転するように連結され、フロントカバー６ａに一体化されたポンプインペラ６ｂに対向してタービンランナ６ｃが配置されている。ポンプインペラ６ｂとタービンランナ６ｃとの間には、図示しない一方向クラッチを介して保持されたステータ６ｄが配置されている。すなわち、フロントカバー６ａおよびポンプインペラ６ｂは、クランク軸２ａと一体回転する。また、タービンランナ６ｃは、変速機における入力側の回転軸を構成する入力軸７に一体回転するように連結されている。さらに、タービンランナ６ｃと一体となって回転するロックアップクラッチ６ｅが、フロントカバー６ａの内面に対向して配置されている。なお、一方向クラッチは、ステータ６ｄとケーシングなどの固定部との間に設けられている。

　また、第１具体例では、その入力軸７上に前後進切替機構８が配置されている。前後進切替機構８は、入力軸７から伝達されたトルクがトルクの回転方向を変えず伝達する前進状態と、そのトルクがトルクの回転方向を逆転して伝達する後進状態とに切り替えるための機構である。前後進切替機構８は、複数の回転要素が互いに差動作用をなす、いわゆる差動機構によって構成されている。つまり、この種の差動機構は、従来種々知られており、この発明における前後進切替機構では、いずれの差動機構も採用することができる。図２に示す前後進切替機構８は、ダブルピニオン型の遊星歯車機構によって構成されている。すなわち、前後進切替機構８は、複数の回転要素を有し、各回転要素が入力要素と出力要素と反力要素とのうちいずれかを構成することができる。

　図２に示すように、前後進切替機構８は、外歯歯車であるサンギヤ８ｓと、そのサンギヤ８ｓと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤ８ｒと、サンギヤ８ｓに噛み合っている第１ピニオンギヤ８Ｐ_１と、その第１ピニオンギヤ８Ｐ_１ならびにリングギヤ８ｒに噛み合っている第２ピニオンギヤ８Ｐ_２と、それらのピニオンギヤ８Ｐ_１，８Ｐ_２を自転かつ公転可能に保持しているキャリヤ８ｃとを備えている。

　第１具体例では、サンギヤ８ｓは、入力要素を構成し、入力軸７と一体的に回転するように構成されている。キャリヤ８ｃは、出力要素を構成し、後述する固定された変速比を設定できる伝動機構４０に含まれる駆動ギヤ４１と一体的に回転するように構成されている。その出力要素であるキャリヤ８ｃと入力要素であるサンギヤ８ｓとの間に、キャリヤ８ｃとサンギヤ８ｓとを選択的に連結する第１クラッチ機構Ｃ_１が設けられている。第１クラッチ機構Ｃ_１は、入力軸７上に配置され、入力軸７と後述する伝動機構４０との間でトルクの伝達もしくは遮断を選択的に行うように構成されている。さらに、第１具体例の第１クラッチ機構Ｃ_１は、摩擦式クラッチ機構によって構成されている。また、第１クラッチ機構Ｃ_１は、前進方向への発進状態を設定するためのものであって、発進クラッチなどと称される機構である。

　また、第１クラッチ機構Ｃ_１は、継合することにより入力軸７のトルクを出力要素であるキャリヤ８ｃに直接伝達するように構成されている。すなわち、第１クラッチ機構Ｃ_１は、前後進切替機構８を構成している遊星歯車機構における三つの回転要素のうちの少なくとも二つの回転要素を連結して遊星歯車機構の全体を一体回転するように構成されていればよい。

　例えば、第１クラッチ機構Ｃ_１を継合させた場合、出力要素であるキャリヤ８ｃと入力要素であるサンギヤ８ｓとが連結され、前後進切替機構８は全体が一体回転する。すなわち、第１クラッチ機構Ｃ_１を継合させると、遊星歯車機構の各回転要素における回転方向および回転数は、いずれも正回転方向に同一の回転数になる。なお、正回転方向とは、入力軸７の回転方向と同じ回転方向のことをいい、負回転方向とは、入力軸７の回転方向とは反対方向のことをいう。

　さらに、前後進切替機構８が設けられた入力軸７上には、前後進切替機構８におけるリングギヤ８ｒの回転を選択的に止めるブレーキ機構Ｂ_１が設けられている。ブレーキ機構Ｂ_１は、リングギヤ８ｒとケーシングなどの固定部との間に設けられており、多板ブレーキなどの摩擦式ブレーキや噛み合い式のブレーキによって構成されている。つまり、リングギヤ８ｒは、反力要素を構成する。例えば、入力軸７が回転している状態でブレーキ機構Ｂ_１を継合させてリングギヤ８ｒの回転を止めた場合、各回転要素の回転方向は、入力要素のサンギヤ８ｓが正回転方向に回転し、反力要素のリングギヤ８ｒが固定され、出力要素のキャリヤ８ｃが負回転方向に回転する。

　その入力軸７のトルクが入力される無段変速機構（以下「ＣＶＴ」と記す）１０は、従来知られているベルト式無段変速機の構造を備えている。ＣＶＴ１０は、プライマリシャフト９とセカンダリシャフト１１とが平行に設けられ、プライマリシャフト９と一体回転するプライマリプーリ２０と、セカンダリシャフト１１と一体回転するセカンダリプーリ３０と、これらのプーリ２０，３０に巻き掛けられたベルト１０ａとを備えている。各プーリ２０，３０は、ベルト１０ａが巻き掛けられている溝の幅を広げもしくは狭めるよう変化させることによって、ベルト１０ａの巻き掛け半径を大小に変化させるように構成されている。つまり、ＣＶＴ１０は、ベルト１０ａが巻き掛けられている溝幅を変化させてＣＶＴ１０による変速比γ_cvtを連続的かつ無段階に変化させるように構成されている。

　第１具体例では、プライマリシャフト９は、入力軸７と同一軸線上に配置され、その入力軸７と一体回転する。すなわち、プライマリシャフト９が前後進切替機構８のサンギヤ８ｓと一体回転するように連結されている。また、プライマリプーリ２０は、軸線方向で前後進切替機構８を挟んでエンジン２とは反対側に配置されている。そのプライマリプーリ２０は、プライマリシャフト９と一体化された固定シーブ２１と、プライマリシャフト９に対して軸線方向で往復動可能に嵌合している可動シーブ２２とを備えている。さらに、可動シーブ２２に固定シーブ２１側へ移動させるための推力を付与する推力付与機構２３が設けられている。推力付与機構２３は、可動シーブ２２に付与するための推力を発生するように構成されている。したがって、推力付与機構２３は、可動シーブ２２の背面側、すなわち軸線方向で可動シーブ２２を挟んで固定シーブ２１とは反対側に配置されている。なお、第１具体例では、プライマリシャフト９が入力軸７と一体的に回転するため、プライマリシャフト９を入力軸７と記載して説明する場合がある。

　また、セカンダリプーリ３０は、セカンダリシャフト１１と一体化された固定シーブ３１と、セカンダリシャフト１１に対して軸線方向で往復動可能に嵌合している可動シーブ３２とを備えている。また、可動シーブ３２に固定シーブ３１側へ移動させるための推力を付与する推力付与機構３３が設けられている。推力付与機構３３は、可動シーブ３２に付与するための軸線方向の推力を発生するように構成されている。したがって、推力付与機構３３は、軸線方向で可動シーブ３２の背面側、すなわち可動シーブ３２を挟んで固定シーブ３１とは反対側に配置されている。その推力付与機構３３から付与された推力により、可動シーブ３２は固定シーブ３１との間でベルト１０ａを挟み付ける力を発生させる。その挟み付ける力が増大することによりセカンダリプーリ３０とベルト１０ａとの間で摩擦力が増大するように構成されている。その摩擦力によりプライマリプーリ２０のトルクがベルト１０ａを介してセカンダリプーリ３０に伝達され、セカンダリプーリ３０と一体回転するセカンダリシャフト１１にトルクが伝達する。

　第１具体例では、セカンダリプーリ３０と出力軸１２との間に、セカンダリシャフト１１と出力軸１２とを選択的に連結する第２クラッチ機構Ｃ_２が設けられている。図２に示すように、第２クラッチ機構Ｃ_２は、出力軸１２と同一軸線上に配置され、ＣＶＴ１０と出力軸１２との間でトルクの伝達もしくは遮断を選択的に行うように構成されている。さらに、第１具体例の第２クラッチ機構Ｃ_２は、摩擦式クラッチ機構によって構成されている。また、第２クラッチ機構Ｃ_２は、前進走行状態を設定するためのものであって、フォワードクラッチなどと称される機構を含む。その第２クラッチ機構Ｃ_２を継合させて、ＣＶＴ１０と出力軸１２との間をトルク伝達可能に接続することにより、入力軸７からＣＶＴ１０を介して出力軸１２にトルクを伝達するように構成されている。

　そして、出力軸１２から減速ギヤ機構１４を介して終減速機であるフロントデファレンシャル１６にトルクを出力するように構成されている。図２に示すように、出力軸１２に出力ギヤ１３が取り付けられ、この出力ギヤ１３に噛み合っている大径ギヤ１４ａが減速ギヤシャフト１４ｂに取り付けられている。この減速ギヤシャフト１４ｂには小径ギヤ１４ｃが取り付けられており、この小径ギヤ１４ｃがフロントデファレンシャル１６のリングギヤ１５に噛み合っている。そして、フロントデファレンシャル１６はリングギヤ１５を介して伝達されたトルクを左右のドライブシャフト４から駆動輪５に伝達するように構成されている。

　なお、上述した第１クラッチ機構Ｃ_１および第２クラッチ機構Ｃ_２は、トルクの伝達およびトルクの遮断を選択的に行うことができるものであればよいので、摩擦式クラッチや噛み合い式クラッチのいずれであってもよいが、継合力に応じて伝達トルク容量が次第に増大もしくは減少する湿式もしくは乾式の摩擦式クラッチによって構成されていることが好ましい。

　つぎに、エンジン２から伝動機構４０を介して駆動輪５に到るトルクの伝達経路、すなわち第２伝達経路について説明する。伝動機構４０は、入力軸７と出力軸１２との間に設けられ、一または複数の固定された変速比を設定できるように構成されている。その伝動機構４０は、減速機構に構成され、伝動機構４０による変速比γ_gearは、ＣＶＴ１０で設定できる最大の変速比γ_cvtmaxより大きい固定された変速比に設定されている。すなわち、伝動機構４０は、ＣＶＴ１０で設定できない変速比であって固定された変速比（減速比）γ_gearを設定できるように構成されている。

　第１具体例では、前述したように、第１クラッチ機構Ｃ_１を継合させることにより、入力軸７と伝動機構４０との間がトルク伝達可能に接続される。図２に示すように、伝動機構４０は、入力軸７と出力軸１２との間に設けられたギヤ列を含む減速機構であって、入力側の駆動ギヤ４１と、出力側の従動ギヤ４５と、入力軸７および出力軸１２と平行に配置され、かつ駆動ギヤ４１の回転方向と従動ギヤ４５の回転方向とを同一にするためのカウンタシャフト４３とを備えている。要は、伝動機構４０は、複数のギヤ対を含むように構成されている。

　第１具体例における駆動ギヤ４１は、入力軸７と相対回転可能にその入力軸７の外周側に嵌合し、前後進切替機構８の出力要素であるキャリヤ８ｃと一体回転するように構成されている。その駆動ギヤ４１は、カウンタシャフト４３に設けられたカウンタドリブンギヤ４２と常に噛み合っており、そのカウンタドリブンギヤ４２よりも小径に形成されている。すなわち、カウンタドリブンギヤ４２の歯数は、駆動ギヤ４１の歯数よりも多い。つまり、伝動機構４０を介して入力軸７から出力軸１２に向けてトルクを伝達する場合、駆動ギヤ４１とカウンタドリブンギヤ４２とからなる第１ギヤ対により減速作用を生じる。

　また、カウンタシャフト４３は、カウンタドリブンギヤ４２よりも小径に形成されたカウンタドライブギヤ４４を備えている。そのカウンタドライブギヤ４４は、従動ギヤ４５と常に噛み合っており、その従動ギヤ４５よりも小径に形成されている。すなわち、従動ギヤ４５の歯数は、カウンタドライブギヤ４４の歯数よりも多い。つまり、伝動機構４０を介して入力軸７から出力軸１２に向けてトルクを伝達する場合、カウンタドライブギヤ４４と従動ギヤ４５とからなる第２ギヤ対により減速作用を生じる。したがって、伝動機構４０による変速比（減速比）γ_gearは、駆動ギヤ４１とカウンタドリブンギヤ４２との間の減速比（ギヤ比）と、カウンタドライブギヤ４４と従動ギヤ４５との間の減速比（ギヤ比）を乗算した値となる。

　また、第１具体例の従動ギヤ４５は、中空に形成され、出力軸１２と相対回転可能にその出力軸１２の外周側に嵌合している。さらに、従動ギヤ４５は、外周面にスプラインが設けられているクラッチギヤ５３と一体回転するように形成されている。クラッチギヤ５３は、従動ギヤ４５よりも小径に形成されている。第１具体例では、従動ギヤ４５と出力軸１２との間に、従動ギヤ４５と出力軸１２とを選択的に連結する噛み合い式クラッチ機構Ｄ_１が設けられている。

　第１具体例の噛み合い式クラッチ機構Ｄ_１は、出力軸１２上に配置され、伝動機構４０と出力軸１２との間でトルクの伝達もしくは遮断を選択的に行うための機構である。この具体例では、第１クラッチ機構Ｃ_１が摩擦式クラッチであってよいから、噛み合い式クラッチ機構Ｄ_１は、継合状態と切り離し状態との二つの状態に切り替わる構成のものでよく、伝達トルク容量が０％と１００％との間の値を取る必要がない。そのため、噛み合い式クラッチ機構Ｄ_１は、ドグクラッチやシンクロメッシュ機構などによって構成することができる。図２には、クラッチギヤ５３の外周面に形成されたスプラインと、出力軸１２と一体回転するように構成されたハブ５１の外周面に形成されたスプラインとの両方に、出力軸１２の軸線方向で移動可能なスリーブ５２の内周面に形成されたスプラインを嵌合させることにより、従動ギヤ４５を出力軸１２に連結するシンクロメッシュ機構によって噛み合い式クラッチ機構Ｄ_１を構成した例を示してある。さらに、スリーブ５２を軸線方向に移動させるための図示しない適宜のアクチュエータを備え、そのアクチュエータの作動をＥＣＵ１により電気的に制御するように構成されている。なお、そのアクチュエータは、油圧によって動作する油圧アクチュエータであってもよい。したがって、噛み合い式クラッチ機構Ｄ_１は、回転同期装置であって、同期側部材である出力軸１２と被同期側部材である従動ギヤ４５との回転速度を摩擦力によって等しくさせるように構成されている。また、以下の説明では、噛み合い式クラッチ機構Ｄ_１をドグクラッチＤ_１と記載して説明する。

　したがって、第１クラッチ機構Ｃ_１およびドグクラッチＤ_１は、第２伝達経路をトルク伝達可能に選択的に接続するための機構である。そして、第２伝達経路中に、第１クラッチ機構Ｃ_１とドグクラッチＤ_１とが直列に配置されている。第１具体例では、第２伝達経路内におけるエンジン２側から駆動輪５側に向けたトルクの伝達方向で、ドグクラッチＤ_１が、第１クラッチ機構Ｃ_１よりも下流側（駆動輪５側）に配置されている。したがって、第１クラッチ機構Ｃ_１とドグクラッチＤ_１との両方を継合させることにより、エンジン２から伝動機構４０を介して駆動輪５にトルクを伝達させることができる。言い換えれば、第１クラッチ機構Ｃ_１とドグクラッチＤ_１とのうち少なくともいずれか一方を切り離すことにより、入力軸７と出力軸１２との間で第２伝達経路を介したトルクの伝達が遮断される。つまり、第１クラッチ機構Ｃ_１とドグクラッチＤ_１とは、エンジン２から駆動輪５に到るトルクの伝達が第２伝達経路で生じないように遮断するための切り離し機構、すなわち第１伝達経路と第２伝達経路とを切り替えるための経路切替機構Ａとして機能するものである。

　また、図１に示すように、経路切替機構Ａの作動を制御するＥＣＵ１に入力される信号として、エンジン回転数Ｎｅ、車速センサにより検出された車速Ｖ、ドライブシャフト４の回転数、アクセルペダル操作に基づくアクセル開度Ａｃｃ、ブレーキペダル操作などの検出信号が含まれる。例えば、ＥＣＵ１は、アクセル開度Ａｃｃと車速Ｖとに基づいて駆動要求量や目標変速比や目標エンジントルクなどを算出し、その算出値に基づいて、燃費のよい運転点でエンジン２を駆動させるように制御することができるように構成されている。

　このように構成された車両Ｖｅにおいて、車両Ｖｅが前進方向に発進する場合および後進走行する場合、伝動機構４０を介して入力軸７から出力軸１２にトルクが伝達し、車速Ｖがある程度増大し前進走行している場合には、ＣＶＴ１０を介して入力軸７から出力軸１２にトルクが伝達するように構成されている。すなわち、ＥＣＵ１が、車両Ｖｅの運転状態に応じて経路切替機構Ａの作動を制御し、エンジン２と駆動輪５との間で、第１伝達経路をトルクの伝達が生じないように遮断させ、かつ第２伝達経路をトルク伝達可能に接続させ、あるいは第１伝達経路をトルク伝達可能に接続させ、かつ第２伝達経路をトルクの伝達が生じないように遮断させるように構成されている。

　図３には、各クラッチ機構Ｃ_１，Ｃ_２，Ｄ_１およびブレーキ機構Ｂ_１における継合状態および切り離し状態を表にまとめて示してある。また、図３に記載する「ＯＮ」は継合していることを示し、「ＯＦＦ」は切り離していることを示す。さらに、括弧を付した「ＯＮ」は過渡的に継合状態になることを示し、括弧を付した「ＯＦＦ」は継合状態と切り離し状態のどちらでもよいことを示している。要するに、車両Ｖｅの運転状態に応じて、各クラッチ機構Ｃ_１，Ｃ_２，Ｄ_１およびブレーキ機構Ｂ_１の継合状態と切り離し状態とを組み合わせることにより、各種の状態に設定することができる。例えば、図示しないシフト装置もしくはシフトレバーによってドライブポジション（ドライブレンジ）やリバースポジション（リバースレンジ）が選択されると、ＥＣＵ１により経路切替機構Ａの作動が制御されるように構成されている。

　前進方向への発進時には、各クラッチ機構Ｃ_１，Ｃ_２，Ｄ_１およびブレーキ機構Ｂ_１を図３に示す発進状態のように設定することにより、伝動機構４０を介して入力軸７から出力軸１２にトルク伝達可能な状態、すなわちギヤ走行モードに設定される。具体的には、入力軸７側では、第１クラッチ機構Ｃ_１が継合しているので、入力軸７と伝動機構４０との間がトルク伝達可能に接続され、エンジン２が出力したトルクは、入力軸７および前後進切替機構８を介して伝動機構４０に伝達する。その前後進切替機構８の二つの回転要素が第１クラッチ機構Ｃ_１によって連結されているので、前後進切替機構８は全体が一体回転する。そのため、前後進切替機構８は、増速作用および減速作用を生じずに、入力軸７から入力されたトルクを伝動機構４０の駆動ギヤ４１に伝達する。一方、出力軸１２側では、ドグクラッチＤ_１が継合しているので、伝動機構４０と出力軸１２との間でトルク伝達可能に接続され、入力軸７のトルクは、伝動機構４０を介して出力軸１２に伝達される。さらに、第２クラッチ機構Ｃ_２が切り離しているので、セカンダリプーリ３０と出力軸１２との間でトルクの伝達が生じないように切り離されている。

　そして、前進方向へ発進後、車速Ｖが予め決められた所定の車速にまで増速した際に、各クラッチ機構Ｃ_１，Ｃ_２，Ｄ_１およびブレーキ機構Ｂ_１を図３に示す前進走行状態のように設定することにより、ＣＶＴ１０を介して入力軸７から出力軸１２にトルク伝達可能な状態、すなわちＣＶＴ走行モードに設定される。言い換えれば、車速Ｖがある程度増速すると、ギヤ走行モードからＣＶＴ走行モードに切り替えるように構成されている。具体的には、ＣＶＴ１０による変速比γ_cvtを最大変速比γ_cvtmaxもしくはそれに近い変速比に設定した状態で、継合されていた第１クラッチ機構Ｃ_１を切り離させるとともに、切り離されていた第２クラッチ機構Ｃ_２を継合させる。これにより、ブレーキ機構Ｂ_１が切り離されている状態で、更に第１クラッチ機構Ｃ_１が切り離されているので、前後進切替機構８は各回転要素が自由回転する状態になる。その結果、第１具体例では、入力軸７と伝動機構４０との連結が解かれる。これに対して、第２クラッチ機構Ｃ_２が継合しているので、セカンダリプーリ３０が出力軸１２に連結される。したがって、入力軸７のトルクがＣＶＴ１０を介して出力軸１２に伝達する。このＣＶＴ走行モードにおいて、ＣＶＴ１０による変速比γ_cvtを徐々に減少させ、あるいは車速Ｖとアクセル開度Ａｃｃとに応じてその変速比γ_cvtを変化させることにより、エンジン回転数Ｎｅを燃費の良い回転数に設定することができる。

　また、伝動機構４０による変速比γ_gearがＣＶＴ１０による最大変速比γ_cvtmaxより大きいため、ギヤ走行モードからＣＶＴ走行モードに切り替える際に変速比あるいは駆動力が変化することになる。そのため、第１具体例では、第１および第２クラッチ機構Ｃ_１，Ｃ_２を摩擦式クラッチ機構により構成しており、継合されていた第１クラッチ機構Ｃ_１を切り離させ、かつ切り離されていた第２クラッチ機構Ｃ_２を継合させる場合には、過渡的にそれらのクラッチ機構Ｃ_１，Ｃ_２を滑り制御するように構成されている。その滑り制御とは、従来、クラッチ・ツウ・クラッチ制御として知られている制御である。具体的には、第２クラッチ機構Ｃ_２の継合圧を次第に増大させて、第２クラッチ機構Ｃ_２の伝達トルク容量を次第に増大させ、これに併せて第１クラッチ機構Ｃ_１の継合圧を次第に低下させて第１クラッチ機構Ｃ_１の伝達トルク容量を次第に減少させる。そのように構成することにより、ギヤ走行モードからＣＶＴ走行モードに切り替える際に出力軸１２のトルクが滑らかに変化して、変速ショックが生じることを回避もしくは抑制することができる。

　そして、ギヤ走行モードからＣＶＴ走行モードに切り替わり、第１クラッチ機構Ｃ_１が切り離され、かつ第２クラッチ機構Ｃ_２が完全継合して、ＣＶＴ１０を経由したトルクの伝達が安定的に行われる状態になった後、すなわち所定の走行条件を満たす場合に、ドグクラッチＤ_１を切り離させて伝動機構４０を第１伝達経路から切り離すように構成されている。すなわち、第１具体例では、第１クラッチ機構Ｃ_１と第２クラッチ機構Ｃ_２との掴み替え動作を実施して、ギヤ走行モードからＣＶＴ走行モードに切り替わった直後では、ギヤ走行モード中に継合されていたドグクラッチＤ_１を継合させ続けている。したがって、ＣＶＴ走行モード中に、伝動機構４０を回転慣性体として出力軸１２に作用させている。なお、ＣＶＴ走行モードでは、既に第１クラッチ機構Ｃ_１が切り離されて伝動機構４０には入力軸７のトルクが掛かっていないので、ドグクラッチＤ_１を切り離させることができる。言い換えれば、ＣＶＴ走行モードを、ドグクラッチＤ_１を継合させることも、切り離させることもできる。

　一方、車両Ｖｅが後進走行する場合には、各クラッチ機構Ｃ_１，Ｃ_２，Ｄ_１およびブレーキ機構Ｂ_１を図３に示す後進走行状態のように設定することにより、ギヤ走行モードに設定される。具体的には、第１クラッチ機構Ｃ_１および第２クラッチ機構Ｃ_２を切り離すとともに、ドグクラッチＤ_１およびブレーキ機構Ｂ_１を継合させる。この場合、前後進切替機構８では、反力要素のリングギヤ８ｒがブレーキ機構Ｂ_１によって固定された状態で、入力要素のサンギヤ８ｓにエンジン２からのトルクが入力されるので、出力要素のキャリヤ８ｃが入力要素のサンギヤ８ｓに対して反対方向に回転する。そのため、入力軸７から伝動機構４０を介して出力軸１２にトルクが伝達され、そのトルクの回転方向は入力軸７のトルクの回転方向と反対方向になる。

　また、この発明で対象とする車両Ｖｅでは、入力軸７と出力軸１２との間でＣＶＴ１０と伝動機構４０とが並列に設けられているため、入力軸７と出力軸１２とのいずれか一方とＣＶＴ１０との間でトルクの伝達が遮断され、かつ入力軸７と出力軸１２との少なくともいずれか一方と伝動機構４０との間でトルクの伝達が遮断された状態がニュートラル状態に含まれる。言い換えれば、入力軸７と出力軸１２との間で、第１伝達経路と、第２伝達経路とのいずれか一方をトルク伝達可能に接続させて走行するように構成されている。したがって、図３に示すように、第１クラッチ機構Ｃ_１を切り離させ、かつドグクラッチＤ_１を継合させた状態の「第１切り離し状態」、第１クラッチ機構Ｃ_１を継合させ、かつドグクラッチＤ_１を切り離させた状態の「第２切り離し状態」、第１クラッチ機構Ｃ_１およびドグクラッチＤ_１を切り離させた状態の「第３切り離し状態」に設定することができる。また、各切り離し状態では、伝動機構４０が自由に回転できる状態となり、第２クラッチ機構Ｃ_２は継合状態あるいは切り離し状態のいずれの状態でもよい。さらに、図３に示すように、ここで説明する各切り離し状態では、ブレーキ機構Ｂ_１が切り離されている。

　第１切り離し状態に設定された場合、図２に示すパワートレーンでは、伝動機構４０は、入力軸７と切り離され、かつ出力軸１２と連結されている。すなわち、第１具体例の第１切り離し状態では、入力軸７と伝動機構４０との間でトルクの伝達が生じないように遮断され、伝動機構４０と出力軸１２との間がトルク伝達可能に接続されている。

　例えば、第１切り離し状態のうち第２クラッチ機構Ｃ_２が切り離されている場合には、車両Ｖｅはニュートラル状態になる。一方、第１切り離し状態のうち第２クラッチ機構Ｃ_２が継合されている場合、車両Ｖｅは、ＣＶＴ走行モードに設定されており、出力軸１２が伝動機構４０を連れ回すことになる。すなわち、伝動機構４０は、出力軸１２のトルクにより空転できる状態にあり、出力軸１２における回転慣性体として機能する。要は、伝動機構４０を構成するギヤ列のうち、その出力軸１２のトルクが伝達される回転部材が、出力軸１２に作用する回転慣性体として機能するように構成されている。そのため、伝動機構４０に関する等価慣性モーメントＩ_gearが、出力軸１２に作用し、そのモーメント値は、伝動機構４０による変速比（減速比）γ_gearの大きさに基づいて決まる。

　具体的には、第１切り離し状態で空転する伝動機構４０には、駆動ギヤ４１とカウンタドリブンギヤ４２とからなる第１ギヤ対と、カウンタドライブギヤ４４と従動ギヤ４５とからなる第２ギヤ対とが含まれる。したがって、出力軸等価慣性モーメントＩ_outは、カウンタドライブギヤ４４の歯数を従動ギヤ４５の歯数で除算した値（第１増速比）の二乗をカウンタシャフト４３に関する慣性モーメントの値に除算した値と、駆動ギヤ４１の歯数をカウンタドリブンギヤ４２の歯数で除算した値（第２増速比）と第１増速比との乗算値の二乗を駆動ギヤ４１に関する慣性モーメントの値に除算した値とを足し合わせた値を含む。つまり、伝動機構４０による変速比（減速比）γ_gearの逆数が大きい値であるほど出力軸等価慣性モーメントＩ_outは小さくなり、その逆数の小さい値であるほど出力軸等価慣性モーメントＩ_outは大きくなる。すなわち、伝動機構４０による変速比（減速比）γ_gearが大きい値であるほど出力軸等価慣性モーメントＩ_outは大きくなり、その変速比（減速比）γ_gearが小さい値であるほど出力軸等価慣性モーメントＩ_outは小さくなる。

　第２切り離し状態に設定された場合、図２に示すパワートレーンでは、伝動機構４０は、入力軸７と連結され、かつ出力軸１２と切り離されている。すなわち、この具体例の第２切り離し状態では、入力軸７と伝動機構４０との間はトルク伝達可能に接続され、伝動機構４０と出力軸１２との間でトルクの伝達が生じないように遮断されている。

　例えば、第２切り離し状態のうち第２クラッチ機構Ｃ_２が継合されている場合、車両Ｖｅは、ＣＶＴ走行モードに設定され、入力軸７が伝動機構４０を連れ回すことになる。したがって、伝動機構４０を構成するギヤ列のうち、その入力軸７のトルクが伝達される回転部材が、入力軸７に作用する回転慣性体として機能する。一方、第２切り離し状態のうち第２クラッチ機構Ｃ_２が切り離されている場合、車両Ｖｅはニュートラル状態になる。

　具体的には、第２切り離し状態におけるＣＶＴ走行モード中、伝動機構４０は入力軸７のトルクにより空転しており、伝動機構４０に関する等価慣性モーメントＩ_gearが入力軸７に負荷として作用する。その第２切り離し状態で空転する伝動機構４０には、駆動ギヤ４１とカウンタドリブンギヤ４２とから成る第１ギヤ対と、カウンタドライブギヤ４４と従動ギヤ４５とから成る第２ギヤ対とが含まれる。入力軸等価慣性モーメントＩ_inは、その第１ギヤ対によるギヤ比（第１減速比）の二乗値をカウンタシャフト４３に関する慣性モーメントに除算した値と、その第２ギヤ対によるギヤ比（第２減速比）と第１減速比との乗算値の二乗値を従動ギヤ４５に関する慣性モーメントに除算した値とを足し合わせた値を含む。したがって、入力軸７に関する等価慣性モーメントＩ_inは、その変速比（減速比）γ_gearが小さいほど大きくなり、反対にその変速比（減速比）γ_gearが大きいほど小さくなる。

　このように、図２に示すパワートレーンでは、伝動機構４０をトルク伝達不可能な回転慣性体として第１伝達経路に結合させる状態として、伝動機構４０を入力軸７に連結される場合、あるいは伝動機構４０を出力軸１２に連結される場合とが可能である。また、伝動機構４０による変速比γ_gearが一定であり、かつ伝動機構４０が減速機構として構成されている。したがって、自由に回転可能な伝動機構４０を第１伝達経路に結合させる場合、伝動機構４０を出力軸１２に連結させたほうが、伝動機構４０を入力軸７に連結された場合に比べて大きな慣性力を第１伝達経路に作用させることができる。つまり、パワートレーンを重量化させることなく、ギヤ比により伝動機構４０に関する等価慣性モーメントＩ_gearを有効に活用することができる。

　第３切り離し状態に設定された場合、図２に示すパワートレーンでは、伝動機構４０は、入力軸７および出力軸１２と切り離されている。すなわち、第１具体例の第３切り離し状態では、入力軸７と伝動機構４０との間、および伝動機構４０と出力軸１２との間でトルクの伝達が生じないように遮断されている。つまり、第３切り離し状態では、伝動機構４０を構成する回転部材が、入力軸７あるいは出力軸１２に作用する回転慣性体として機能しない。言い換えれば、第３切り離し状態のうち第２クラッチ機構Ｃ_２が継合されている場合、車両Ｖｅは、ＣＶＴ走行モードに設定され、入力軸７および出力軸１２は伝動機構４０を連れ回さない。なお、第３切り離し状態のうち第２クラッチ機構Ｃ_２が切り離している場合には、車両Ｖｅはニュートラル状態になる。

　つぎに、図４を参照して、ＣＶＴ走行モード中に、車両Ｖｅの運転状態に応じて、第２伝達経路中に直列に配置された第１クラッチ機構Ｃ_１とドグクラッチＤ_１とのうち、相対的に下流側に配置されたドグクラッチＤ_１の作動を制御するための制御フローについて説明する。図４に示すように、ＥＣＵ１は、エンジン２からの出力トルクがＣＶＴ１０を経由して駆動輪５に伝達している運転状態、すなわちＣＶＴ走行モード中であるか否かを判断する（ステップＳ１）。例えば、このステップＳ１の判断処理は、図１に示すように、ＥＣＵ１に含まれる判定手段１０１が、ＣＶＴ走行モードであることを識別できる信号を入力されたか否かを判断するように構成されている。また、このステップＳ１の判断処理は、ＥＣＵ１が、センサＳから入力される検出信号に基づいて、第１クラッチ機構Ｃ_１が切り離し、かつ第２クラッチ機構Ｃ_２が完全継合していることを検出した場合に、ＣＶＴ走行モードであると判断するように構成されてもよい。そして、ＥＣＵ１は、ＣＶＴ走行モードに設定されていないことによりステップＳ１で否定的に判断した場合には、リターンしてステップＳ１の判定処理を繰り返す。

　ＥＣＵ１は、ＣＶＴ走行モードであることによりステップＳ１で肯定的に判断した場合、ドグクラッチＤ_１が継合されているか否かを判断する（ステップＳ２）。このステップＳ２の判断処理は、ＣＶＴ走行モード中に伝動機構４０が出力軸１２に連れ回されているか否かを判断するための処理である。例えば、ドグクラッチＤ_１を作動させるアクチュエータのストローク量を検出するストロークセンサからの検出信号や、あるいは前述したスリーブの位置を検出するセンサからの検出信号などの入力信号に基づいて、ＥＣＵ１はそのステップＳ２の判断処理を実行するように構成されている。

　ＣＶＴ走行モード中にドグクラッチＤ_１が継合されていることによりステップＳ２で肯定的に判断された場合、ＥＣＵ１の判定手段１０１は、エンジン回転数Ｎｅと、エンジントルクＴｅと、変速比γ_cvtとに基づいて、ドグクラッチＤ_１を切り離させるか否かを判断する（ステップＳ３）。例えば、このステップＳ３の判断処理は、ＥＣＵ１の記憶手段に格納されている判定用マップを用いて、ドグクラッチＤ_１を切り離させるか否かを判断するように構成されている。判定用マップとは、エンジン回転数ＮｅとエンジントルクＴｅと変速比γ_cvtとに基づいて、ドグクラッチＤ_１を継合させてＣＶＴ走行するか、あるいはドグクラッチＤ_１を切り離させてＣＶＴ走行するか否かを判断するための判定用マップである。その判定用マップの一例を図５に示してある。

　図５は、判定用マップの一例を示し、「変速比γ_cvt＝１」である場合の判定用マップを示している。また、図５に示すように、実線で示す境界線Ｌ_１は、継合させているドグクラッチＤ_１を切り離させる境界を示し、点線で示す境界線Ｌ_２は、切り離させているドグクラッチＤ_１を継合させる境界を示している。したがって、境界線Ｌ_１よりも右側すなわち高回転側の領域αは、ＣＶＴ走行中にドグクラッチＤ_１を切り離させている運転領域を示し、境界線Ｌ_２よりも左側すなわち低回転側の領域βは、ドグクラッチＤ_１を継合させている運転領域を示している。また、図５に示す点Ｍは、変速比γ_cvtが１．０、エンジン回転数Ｎｅが１０００ｒｐｍ、エンジントルクＴｅが１００Ｎｍである第１運転状態を示し、点Ｐは、変速比γ_cvtが１．０、エンジン回転数Ｎｅが１０００ｒｐｍ、エンジントルクＴｅが１０Ｎｍである第２運転状態を示している。

　例えば、運転者がアクセルペダルを離す操作を行いエンジントルクＴｅが低下し、第１運転状態（点Ｍ）から第２運転状態（点Ｐ）に変化する際、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅとにより設定される運転点が、領域βから領域αに向けて境界線Ｌ_１を跨ぐので、判定手段１０１はドグクラッチＤ_１を切り離させるように判定する。このように、ステップＳ３の判断処理では、エンジン回転数ＮｅとエンジントルクＴｅと変速比_cvtと判定用マップとに基づいて、継合状態にあるドグクラッチＤ_１を切り離させるか否かを判断するように構成されている。すなわち、そのステップＳ３の判断処理は、車両Ｖｅの運転状態が、図５に示すような判定用マップ上で、領域βに属する状態から領域αに属する状態に移行したか否かを判断するように構成されてもよい。なお、境界線Ｌ_１，Ｌ_２は、エンジン２の低回転高負荷領域など、トルクの伝達経路で振動と騒音とが発生しやすい走行領域と、エンジン２の高回転低負荷領域など、それらの振動と騒音とが発生し難い走行領域との境界を示すものであればよい。

　また、ステップＳ３における判断処理は、エンジン回転数Ｎｅが予め定められた所定のエンジン回転数Ｎｅ_１以下である否かを判断する第１継合判断手段を含むように構成されてもよい。このように構成された場合、エンジン回転数Ｎｅが所定のエンジン回転数Ｎｅ_１以下であると判断されたことにより、ドグクラッチＤ_１の継合状態を継続させるように構成されている。また、第１継合判断手段においてエンジン回転数Ｎｅが所定のエンジン回転数Ｎｅ_１よりも大きいと判断されたことにより、エンジントルクＴｅが予め定められた所定のエンジントルクＴｅ_１以上であるか否かを判断する第２継合判断手段を含むように構成されている。そのエンジントルクＴｅが所定のエンジントルクＴｅ_１以上であると判断されたことにより、ドグクラッチＤ_１の継合状態を継続させるように構成されている。さらに、第２継合判断手段においてエンジントルクＴｅが所定のエンジントルクＴｅ_１よりも小さいと判断されたことにより、ＣＶＴ１０による変速比γ_cvtが予め定められた所定の変速比γ_cvt１以下であるか否かを判断する第３継合判断手段を含むように構成されている。その変速比γ_cvtが所定の変速比γ_cvt１以下であると判断されたことにより、ドグクラッチＤ_１の継合状態を継続させるように構成されている。例えば、所定のエンジン回転数Ｎｅ_１として、エンジン２の低回転高負荷領域など、エンジン２を起振源として第１伝達経路に伝わる振動が比較的に大きくなる走行領域に含まれるエンジン回転数が設定される。さらに、所定のエンジントルクＴｅ_１と所定の変速比γ_cvt１とについても、エンジン２を起振源として第１伝達経路に伝わる振動が比較的に大きくなる走行領域に含まれるエンジントルクと変速比とが設定される。

　あるいは、ステップＳ３における判断処理は、前述した第１継合判断手段と第２継合判断手段と第３継合判断手段とを含むように構成された場合、エンジントルクＴｅに替えてアクセル開度Ａｃｃに基づいてドグクラッチＤ_１の作動を判断するように構成されてもよい。この場合、前述した第２継合判断手段は、アクセル開度Ａｃｃが予め定められた所定のアクセル開度Ａｃｃ_１以上であるか否かを判断するように構成されている。そして、アクセル開度Ａｃｃが所定のアクセル開度Ａｃｃ_１以上であることにより、ドグクラッチＤ_１の継合状態を継続させる。同様に、変速比γ_cvtに替えて車速Ｖに基づいてドグクラッチＤ_１の作動を判断するように構成されてもよく、車速Ｖが予め定められた所定の車速Ｖ_１以下であるか否かを判断し、車速Ｖが所定の車速Ｖ_１以下であることにより、ドグクラッチＤ_１の継合状態を継続させるように構成されてもよい。

　そして、ＥＣＵ１は、エンジン回転数ＮｅとエンジントルクＴｅと変速比γ_cvtとに基づく運転状態が、判定用マップの領域αに属さないことによりステップＳ３で否定的に判断した場合、ドグクラッチＤ_１の継合状態を継続させて、ステップＳ３にリターンする。なお、そのステップＳ３で否定的に判断された場合、ＥＣＵ１は、ドグクラッチＤ_１を継合させ続ける旨の指示信号を出力するように構成されていてもよい。

　一方、ＥＣＵ１は、エンジン回転数ＮｅとエンジントルクＴｅと変速比γ_cvtとに基づく運転状態が領域αに属することによりステップＳ３で肯定的に判断した場合、ドグクラッチＤ_１を切り離させるための指示信号を出力する（ステップＳ４）。例えば、このステップＳ４における制御処理は、判定手段１０１が、ＣＶＴ走行モード中にドグクラッチＤ_１を切り離させると判断した場合、指示手段１０２が、ドグクラッチＤ_１を作動させる適宜のアクチュエータにドグクラッチＤ_１を切り離させるための指示信号を出力するように構成されている。すなわち、前述した第１，第２，第３継合判断手段を備える構成では、第３継合判断手段において変速比γ_cvtが所定の変速比γ_cvt１よりも大きいと判断された場合、あるいは車速Ｖが所定の車速Ｖ_１よりも大きいと判断された場合に、ドグクラッチＤ_１を切り離させるための指示信号を出力するように構成されてもよい。そして、ＥＣＵ１は、指示手段１０２がドグクラッチＤ_１を切り離させるための指示信号を出力して、この制御処理を終了するように構成されている。なお、ＥＣＵ１は、上述したストロークセンサなどの所定のセンサＳにより、ステップＳ４の制御処理によりドグクラッチＤ_１が切り離されたことを検出した検出信号が入力された場合に、この制御処理を終了するように構成されてもよい。

　また、ＣＶＴ走行モード中にドグクラッチＤ_１が切り離されていることによりステップＳ２で否定的に判断された場合、判定手段１０１は、エンジン回転数ＮｅとエンジントルクＴｅと変速比γ_cvtとに基づいてドグクラッチＤ_１を継合させるか否かを判断する（ステップＳ５）。例えば、このステップＳ５の判断処理は、前述したステップＳ３の判断処理と同様に、図５を参照して前述した判定用マップを用いて、ドグクラッチＤ_１を継合させるか否かを判断するように構成されている。

　例えば、図５に示すように、運転者がアクセルペダルを踏み込む操作を行いエンジントルクＴｅが増大し、点Ｐで示す第２運転状態から点Ｍで示す第１運転状態に変化する際、運転点が領域αから領域βに向けて境界線Ｌ_２を跨ぐので、判断手段１０１はドグクラッチＤ_１を継合させるように判定する。このように、ステップＳ５の判断処理では、エンジン回転ＮｅとエンジントルクＴｅと変速比_cvtと判定用マップとに基づいて、切り離し状態のドグクラッチＤ_１を継合させるか否かを判断するように構成されている。すなわち、そのステップＳ５の判断処理は、車両Ｖｅの運転状態が、図５に示すような判定マップ上で、領域αに属する状態から領域βに属する状態に移行したか否かを判断するように構成されてもよい。

　したがって、そのステップＳ５における判断処理は、エンジン回転数Ｎｅが予め定められた所定のエンジン回転数Ｎｅ_２以上である否かを判断する第１判断手段を含むように構成されてもよい。このように構成された場合、エンジン回転数Ｎｅが所定のエンジン回転数Ｎｅ_２以上であると判断されたことにより、ドグクラッチＤ_１の切り離し状態を継続させるように構成されている。また、第１判断手段においてエンジン回転数Ｎｅが所定のエンジン回転数Ｎｅ_２よりも小さいと判断されたことにより、エンジントルクＴｅが予め定められた所定のエンジントルクＴｅ_２以下であるか否かを判断する第２判断手段を含むように構成されている。そのエンジントルクＴｅが所定のエンジントルクＴｅ_２以下であると判断されたことにより、ドグクラッチＤ_１の切り離し状態を継続させるように構成されている。さらに、第２判断手段においてエンジントルクＴｅが所定のエンジントルクＴｅ_２よりも大きいと判断されたことにより、ＣＶＴ１０による変速比γ_cvtが予め定められた所定の変速比γ_cvt２以上であるか否かを判断する第３判断手段を含むように構成されている。その変速比γ_cvtが所定の変速比γ_cvt２以上であると判断されたことにより、ドグクラッチＤ_１の切り離し状態を継続させるように構成されている。例えば、所定のエンジン回転数Ｎｅ_２として、エンジン２の低回転高負荷領域など、エンジン２を起振源として第１伝達経路に伝わる振動が比較的に大きくなる走行領域に含まれるエンジン回転数が設定される。さらに、所定のエンジントルクＴｅ_２と所定の変速比γ_cvt２とについても、エンジン２を起振源として第１伝達経路に伝わる振動が比較的に大きくなる走行領域に含まれるエンジントルクと変速比とが設定される。

　あるいは、ステップＳ５における判断処理は、前述した第１判断手段と第２判断手段と第３判断手段とを含むように構成された場合、エンジントルクＴｅに替えてアクセル開度Ａｃｃに基づいてドグクラッチＤ_１の作動を判断するように構成されてもよい。この場合、前述した第２判断手段は、アクセル開度Ａｃｃが予め定められた所定のアクセル開度Ａｃｃ_２以下であるか否かを判断するように構成されている。そして、アクセル開度Ａｃｃが所定のアクセル開度Ａｃｃ_２以下であることにより、ドグクラッチＤ_１の継合状態を継続させる。同様に、変速比γ_cvtに替えて車速Ｖに基づいてドグクラッチＤ_１の作動を判断するように構成されてもよく、車速Ｖが予め定められた所定の車速Ｖ_２以上であるか否かを判断し、車速Ｖが所定の車速Ｖ_２以上であることにより、ドグクラッチＤ_１の継合状態を継続させるように構成されてもよい。

　そして、ＥＣＵ１は、エンジン回転数ＮｅとエンジントルクＴｅと変速比γ_cvtとに基づく運転状態が、判定用マップの領域βに属さないことによりステップＳ５で否定的に判断した場合、ドグクラッチＤ_１の切り離し状態を継続させて、ステップＳ５にリターンする。なお、そのステップＳ５で否定的に判断された場合、ＥＣＵ１は、ドグクラッチＤ_１を切り離させ続ける旨の指示信号を出力するように構成されていてもよい。

　一方、ＥＣＵ１は、エンジン回転数ＮｅとエンジントルクＴｅと変速比γ_cvtとに基づく運転状態が領域βに属することによりステップＳ５で肯定的に判断した場合、ドグクラッチＤ_１を継合させるための指示信号を出力する（ステップＳ６）。例えば、このステップＳ６における制御処理は、判定手段１０１が、ＣＶＴ走行モード中にドグクラッチＤ_１を継合させると判断した場合、指示手段１０２が、ドグクラッチＤ_１を作動させる適宜のアクチュエータにドグクラッチＤ_１を継合させるための指示信号を出力するように構成されている。すなわち、第３判断手段において、変速比γ_cvtが所定の変速比γ_cvt２よりも大きいと判断された場合、あるいは車速Ｖが所定の車速Ｖ_２より大きいと判断された場合には、ドグクラッチＤ_１を継合させるための指示信号を出力するように構成されてもよい。そして、ＥＣＵ１は、指示手段１０２がドグクラッチＤ_１を継合させるための指示信号を出力して、この制御処理を終了するように構成されている。なお、ＥＣＵ１は、上述したストロークセンサなどの所定のセンサＳにより、ステップＳ６の制御処理によりドグクラッチＤ_１が継合されたことを検出した検出信号が入力された場合に、この制御処理を終了するように構成されてもよい。

　このように、ＣＶＴ走行中に第２伝達経路内の直列に配置されたクラッチのうち相対的に下流側に配置されたドグクラッチＤ_１を継合させて、空転可能な伝動機構４０を回転慣性体として第１伝達経路、特に出力軸１２に連結させることによって、図６から図８に示すように、エンジン２が起振源となり第１伝達経路を伝わる振動を減衰させることができる。図６および図７には、第１伝達経路に伝動機構４０を結合させた場合において、エンジン回転数Ｎｅあるいは車速Ｖに応じた振動伝達率の推移を太線Ｘで示し、第１伝達経路から伝動機構４０を切り離した場合において、エンジン回転数Ｎｅあるいは車速Ｖに応じた振動伝達率の推移を一点鎖線Ｙで示してある。

　図６に示すように、エンジン回転数Ｎｅが動作境界線Ｆよりも高回転側では、常に太線Ｘが一点鎖線Ｙよりも低い振動伝達率に推移する。その図６に点線で示す動作境界線Ｆは、車両がエンジン２の出力トルクにより走行している状態や、トルクコンバータ６のロックアップ状態や、エンジン２のアイドル回転数Ｎｅ_０などを表す境界線、すなわちエンジン２による走行が可能な状態を示す動作境界線を示してある。したがって、ＣＶＴ走行モード中、エンジン回転数Ｎｅがアイドル回転数Ｎｅ_０よりも高回転側では、第１伝達経路に回転慣性体となる伝動機構４０を結合させたほうが、その伝動機構４０を第１伝達経路から切り離した場合に比べて、第１伝達経路に伝わる振動を減衰させることができる。

　また、図７に示すように、車速Ｖが境界線Ｇよりも高車速側では、常に太線Ｘが一点鎖線Ｙよりも低い振動伝達率に推移する。その図７に点線で示す境界線Ｇは、トルクコンバータ６のロックアップ状態と流体伝動状態との境界線、すなわちロックアップクラッチ６ｅを継合させる際の車速Ｖ_０を表す境界線である。要するに、図７に示す境界線Ｇよりも高車速側では、エンジン２と入力軸７とが直結している状態の走行領域を示し、一方、境界線Ｇより低車速側は、トルクコンバータ６が流体を介してトルクを伝動している状態を示す。したがって、車速Ｖがトルクコンバータ６をロックアップ継合させる車速Ｖ_０より高車速側の場合、第１伝達経路に伝動機構４０を結合させたほうが、その伝動機構４０を第１伝達経路から切り離した場合に比べて、第１伝達経路に伝わる振動を減衰させることができる。なお、境界線Ｇよりも低車速側では、トルクコンバータ６が流体を介してトルクを伝達しているため、その流体によりエンジン２を起振源とする振動が減衰されている。

　さらに、図８は、ＣＶＴ走行モードにおいて、エンジン回転数ＮｅとエンジントルクＴｅとに基づく運転点を燃費のよい運転領域内に制御するための制御マップを示している。図８には、太線で最低燃費線Ｈを示し、点線でエンジン２における等出力線Ｉを示し、環状曲線で等燃費率線Ｊを示し、網掛け領域でＣＶＴ走行モードで使用する運転領域（ＣＶＴ走行領域）Ｚを示してある。そのＣＶＴ走行領域Ｚは、高燃費率領域を含む。さらに、図８に一点鎖線で示す第１境界線Ｋ_０は、第１伝達経路から伝動機構４０を切り離した状態において、騒音と振動とに対する性能（ＮＶ性能）を達成する境界線を示している。加えて、図８に二点鎖線で示す第２境界線Ｋ_１は、第１伝達経路に伝動機構４０を連結させた状態において、騒音と振動とに対する性能（ＮＶ性能）を達成する境界線を示している。すなわち、ＣＶＴ走行モード中におけるＮＶ性能の境界線は、第１伝達経路から伝動機構４０を切り離した場合に第１境界線Ｋ_０となり、第１伝達経路に伝動機構４０を結合させた場合に第２境界線Ｋ_１となる。

　例えば、第１伝達経路から伝動機構４０を切り離した状態では、エンジン回転数Ｎｅが第１境界線Ｋ_０よりも低回転側、あるいはエンジントルクＴｅが第１境界線Ｋ_０よりも高トルク側では、こもり音などの騒音や車両の前後振動や上下振動などが過剰に発生する領域（ＮＶ性能未達成領域）となる。したがって、その伝動機構４０の切り離し状態において、第１境界線Ｋ_０よりも右側の運転領域（ＮＶ性能達成領域）に属するエンジン回転数ＮｅとエンジントルクＴｅとに制御されることが望ましい。一方、第１伝達経路に伝動機構４０を連結させた状態では、エンジン回転数Ｎｅが第２境界線Ｋ_１よりも低回転側、あるいはエンジントルクＴｅが第２境界線Ｋ_１よりも高トルク側では、こもり音などの騒音や車両の前後振動や上下振動などが過剰に発生する領域（ＮＶ性能未達成領域）となる。したがって、その伝動機構４０を第１伝達経路に回転慣性体として連結された状態において、第２境界線Ｋ_１よりも右側の運転領域（ＮＶ性能達成領域）に属するエンジン回転数ＮｅとエンジントルクＴｅとに制御されることが望ましい。

　具体的には、図８に示すように、第１伝達経路から伝動機構４０を切り離した状態では、基準線である第１境界線Ｋ_０が最適燃費線Ｈと交差し、ＣＶＴ走行領域Ｚ内に振動や騒音が過剰に発生する領域（ＮＶ性能未達成領域）が多く含まれる。これに対して、第１伝達経路に伝動機構４０を回転慣性体として連結させた状態では、基準線である第２境界線Ｋ_１が最適燃費線Ｈと交差せず、ＣＶＴ走行領域Ｚの全範囲が騒音を生じ難い領域（ＮＶ性能達成領域）に含まれる。したがって、ＣＶＴ走行中に、エンジン回転数ＮｅとエンジントルクＴｅとによって定まる運転点が、高燃費率領域のＣＶＴ走行領域Ｚ内に設定され、燃費のよい運転状態になるとともに、第１伝達経路に伝わる振動を減衰させることができる。なお、図８に示すように、第２境界線Ｋ_１が第１境界線Ｋ_０よりも低回転側かつ高トルク側に位置するのは、図６および図７に示すように、第１伝達経路に伝動機構４０を回転慣性体として連結させたことにより、同じエンジン回転数ＮｅあるいはエンジントルクＴｅであっても、伝動機構４０を切り離した場合に比べて振動伝達率が低下するためである。

　上述したように、第１具体例における車両の制御装置によれば、ＣＶＴ走行中に、伝動機構を含む伝達経路において直列に配置された複数のクラッチ機構のうち、相対的に下流側に配置されたドグクラッチを継合させることにより、空転可能な伝動機構を出力軸に連結されることができる。そのため、伝動機構を回転慣性体として機能させることにより、その伝動機構による慣性モーメントを出力軸に作用させることができ、エンジンを起振源としてトルクの伝達経路に伝わる振動を減衰させることができる。要するに、トルクの伝達経路を形成するための機能部材である伝動機構を振動を減衰させるための機能部材として活用することができる。

　また、第１具体例における伝動機構は、入力軸から出力軸へ向けてトルクを伝達する場合に減速作用を生じるような変速比（減速比）に設定されている。したがって、出力軸のトルクが伝動機構に掛かる際、出力軸に作用する伝動機構による等価慣性モーメントは、比較的大きい値になり、出力軸に伝わる振動を効果的に減衰させることができる。すなわち、伝動機構による変速比（減速比）の大きさにより伝動機構による等価慣性モーメントを有効に活用することができる。さらに、伝動機構が同じ重量であって、出力軸に伝動機構を連結させるので、減速比を利用して大きな慣性モーメントを出力軸に作用できるため、慣性力を増大させるために慣性質量体を重量化させる必要がなく、トランスアクスルなどのユニットの重量が重くなることや大型化を防止できる。

　さらに、伝動機構を含む伝達経路に直列に配置されたクラッチ機構において、上流側に配置された第１クラッチ機構と下流側に配置されたドグクラッチとを両方とも切り離させることにより、ＣＶＴ走行中に、入力軸および出力軸が伝動機構を連れ回さないようになる。要は、ＣＶＴ走行中に、伝動機構をトルクの伝達経路から切り離すことができるので、伝動機構による動力損失を低減できるとともに、伝動機構の耐久性の低下を抑制できる。

　加えて、遊星歯車機構により構成された前後進切替機構において、入力要素のサンギヤには入力軸からのトルクが伝達されるが、反力要素のリングギヤおよび出力要素のキャリヤが自由に回転する状態であるため、あるいは全体が一体となって回転するなど各回転要素同士の間の回転数差が小さくなる。そのため、前後進切替機構での動力損失や耐久性の低下を抑制でき、かつ騒音と振動を抑制することができる。

　つぎに、図９から図２６を参照して、この発明で対象とすることのできるパワートレーンの変形例について説明する。それらの変形例は、各クラッチ機構Ｃ_１，Ｃ_２，Ｄ_１とブレーキ機構Ｂ_１と前後進切替機構とが、前述した第１具体例とは異なるように配置され、入力軸とカウンタシャフトと出力軸とのうちいずれかの回転軸上に配置されたパワートレーンを含む。なお、ここでの説明では、図２に示す第１具体例と同様の構成については説明を省略し、その参照符号を引用することにする。さらに、ここで説明する変形例同士においても、同様の構成を備えている場合には、説明を省略し参照符号を引用することとする。図９から図１５には、第２具体例から第８具体例におけるパワートレーンを示し、第１クラッチ機構Ｃ_１が上流側、ドグクラッチＤ_１が下流側に配置された例を示してある。一方、図１６から図２５には、第９具体例から第１８具体例におけるパワートレーンを示し、ドグクラッチＤ_１が上流側、第１クラッチ機構Ｃ_１が下流側に配置された例を示してある。

　図９に示す第２具体例におけるパワートレーンは、図２に示す第１具体例とは、第２クラッチ機構Ｃ_２が配置された回転軸が相違するように構成されている。図９に示す例では、第１および第２クラッチ機構Ｃ_１，Ｃ_２と前後進切替機構８とが、入力軸７と同一軸線上に配置され、ドグクラッチＤ_１は、出力軸１２上に配置されている。その第２クラッチ機構Ｃ_２は、入力軸７とプライマリシャフト９とを選択的に連結するように構成され、入力軸７とＣＶＴ１０との間でトルクの伝達もしくは遮断を選択的に行うためのクラッチ機構である。

　図１０に示す第３具体例におけるパワートレーンは、図２に示す第１具体例とは、第１クラッチ機構Ｃ_１および前後進切替機構１９が配置された回転軸とドグクラッチＤ_１が配置された回転軸とが相違するように構成されている。図１０に示す例では、第１クラッチ機構Ｃ_１と前後進切替機構１９とが、カウンタシャフト４３上に配置され、第２クラッチ機構Ｃ_２とドグクラッチＤ_１とが、出力軸１２と同一軸線上に配置されている。そのカウンタシャフト４３上に配置された前後進切替機構１９は、入力軸７上に配置された前後進切替機構８と同様に三つの回転要素を備えたダブルピニオン型の遊星歯車機構により構成されている。具体的には、カウンタドリブンギヤ４９と一体化されたキャリヤ１９ｃが入力要素を構成し、カウンタシャフト４３と一体化されたサンギヤ１９ｓが出力要素を構成し、リングギヤ１９ｒが反力要素を構成している。そのカウンタドリブンギヤ４９は、中空に形成され、カウンタシャフト４３と相対回転可能に嵌合し、かつ入力軸７と一体化された駆動ギヤ４６と常に噛み合っている。例えば、その第１クラッチ機構Ｃ_１を継合させた場合、入力要素であるキャリヤ１９ｃと出力要素であるサンギヤ１９ｓとが連結され、遊星歯車機構である前後進切替機構１９は全体が一体回転する。この場合には、前後進切替機構１９はカウンタシャフト４３と一体回転する。したがって、伝動機構４０を経由してエンジン２から駆動輪５に到るトルクの伝達経路において、駆動ギヤ４６とカウンタドリブンギヤ４９とから成る第１ギヤ対が前後進切替機構１９に対して上流側に配置され、カウンタドライブギヤ４４と従動ギヤ４５とからなる第２ギヤ対が前後進切替機構１９に対して下流側に配置されている。また、図１０に示すドグクラッチＤ_１は、従動ギヤ４５と出力軸１２とを選択的に連結するように構成されている。したがって、図１０に示す例では、ドグクラッチＤ_１が、出力軸１２と伝動機構４０との間でトルクの伝達もしくは遮断を選択的に行うためのクラッチ機構に含まれる。

　図１１に示す第４具体例におけるパワートレーンは、図１０に示す第３具体例とは、第２クラッチ機構Ｃ_２が配置された回転軸が相違するように構成されている。図１１に示す例では、第２クラッチ機構Ｃ_２が入力軸７と同一軸線上に配置され、第１クラッチ機構Ｃ_１と前後進切替機構１９とが、カウンタシャフト４３上に配置され、ドグクラッチＤ_１が、出力軸１２上に配置されている。その第２クラッチ機構Ｃ_２は、入力軸７とプライマリシャフト９とを選択的に連結するように構成されている。

　図１２に示す第５具体例におけるパワートレーンは、図２に示す第１具体例とは、ドグクラッチＤ_１が配置された回転軸が相違するように構成されている。図１２に示す例では、第１クラッチ機構Ｃ_１と前後進切替機構８とが、入力軸７と同一軸線上に配置され、ドグクラッチＤ_１が、カウンタシャフト４３上に配置され、第２クラッチ機構Ｃ_２が、出力軸１２と同一軸線上に配置されている。そのドグクラッチＤ_１は、中空に形成されたカウンタドリブンギヤ４７と、カウンタシャフト４３とを選択的に連結するように構成されている。そのカウンタドリブンギヤ４７は、カウンタシャフト４３と相対回転可能に嵌合している。図１２に示すドグクラッチＤ_１は、カウンタシャフト４３の軸線方向に移動することができるスリーブ５８の内周面に形成されたスプラインを、そのカウンタドリブンギヤ４７と一体化されたクラッチギヤ５７に形成されたスプラインと、カウンタシャフト４３と一体化されたハブ５９に形成されたスプラインとに噛み合わせることにより、駆動ギヤ４１とカウンタドリブンギヤ４７とから成る第１ギヤ対を含む伝動機構４０を出力軸１２に連結するように構成されている。

　図１３に示す第６具体例におけるパワートレーンは、図１２に示す第５具体例とは、第２クラッチ機構Ｃ_２が配置された回転軸が相違するように構成されている。図１３に示す例では、第１および第２クラッチ機構Ｃ_１，Ｃ_２と前後進切替機構８とが、入力軸７と同一軸線上に配置され、ドグクラッチＤ_１はカウンタシャフト４３上に配置されている。そのドグクラッチＤ_１は、カウンタドリブンギヤ４７とカウンタシャフト４３とを選択的に連結するように構成されている。

　図１４に示す第７具体例におけるパワートレーンは、図２に示す第１具体例とは、ドグクラッチＤ_１が配置された回転軸が相違するように構成されている。図１４に示す例では、第１クラッチ機構Ｃ_１とドグクラッチＤ_１と前後進切替機構８とが、入力軸７と同一軸線上に配置され、第２クラッチ機構Ｃ_２が出力軸１２と同一軸線上に配置されている。その第２クラッチ機構Ｃ_２は、出力軸１２とセカンダリシャフト１１とを選択的に連結するように構成され、出力軸１２とＣＶＴ１０との間でトルクの伝達もしくは遮断を選択的に行うための機構である。そのドグクラッチＤ_１は、前後進切替機構８における出力要素であるキャリヤ８ｃと駆動ギヤ４１とを選択的に連結するように構成されている。図１４に示すドグクラッチＤ_１は、入力軸７の軸線方向に移動することができるスリーブ５５の内周面に形成されたスプラインを、キャリヤ８ｃと一体化された入力側のクラッチギヤ５４に形成されたスプラインと、駆動ギヤ４１と一体化された出力側のクラッチギヤ５６に形成されたスプラインとに噛み合わせることにより、遊星歯車機構の出力要素であるキャリヤ８ｃを駆動ギヤ４１に連結するように構成されている。

　図１５に示す第８具体例におけるパワートレーンは、図１４に示す第７具体例とは、第２クラッチ機構Ｃ_２が配置された回転軸が相違するように構成されている。図１５に示す例では、各クラッチ機構Ｃ_１，Ｃ_２，Ｄ_１と前後進切替機構８とが、入力軸７と同一軸線上に配置されている。その第２クラッチ機構Ｃ_２は、入力軸７とプライマリシャフト９とを選択的に連結するように構成され、入力軸７とＣＶＴ１０との間でトルクの伝達もしくは遮断を選択的に行うためのクラッチ機構である。そのドグクラッチＤ_１は、前後進切替機構８における出力要素であるキャリヤ８ｃと駆動ギヤ４１とを選択的に連結するように構成されている。

　図１６に示す第９具体例におけるパワートレーンは、図２に示す第１具体例とは、第１クラッチ機構Ｃ_１および前後進切替機構１７が配置された回転軸とドグクラッチＤ_１が配置された回転軸とが相違するように構成されている。図１６に示す例では、第１クラッチ機構Ｃ_１と第２クラッチ機構Ｃ_２とドグクラッチＤ_１と前後進切替機構１７とが、出力軸１２と同一軸線上に配置されている。その出力軸１２上に配置された前後進切替機構１７は、入力軸７上に配置された前後進切替機構８と同様に三つの回転要素を備えたダブルピニオン型の遊星歯車機構により構成されている。具体的には、入力要素であるキャリヤ１７ｃと、出力要素であるサンギヤ１７ｓと、反力要素であるリングギヤ１７ｒとを備えている。その第１クラッチ機構Ｃ_１を継合させた場合、入力要素であるキャリヤ１７ｃと出力要素であるサンギヤ１７ｓとが連結され、遊星歯車機構である前後進切替機構１７は全体が一体回転する。さらに、この場合には、前後進切替機構１７は出力軸１２と一体回転する。したがって、伝動機構４０を経由してエンジン２から駆動輪５に到るトルクの伝達経路において、伝動機構４０が上流側に配置され、前後進切替機構１７が下流側に配置されている。

　また、図１６に示すドグクラッチＤ_１は、従動ギヤ４５と前後進切替機構１７の入力要素であるキャリヤ１７ｃとを選択的に連結するように構成されている。その従動ギヤ４５は、中空に形成され出力軸１２に相対回転可能に嵌合している。具体的には、ドグクラッチＤ_１は、出力軸１２の軸線方向に移動することができるスリーブ６２の内周面に形成されたスプラインを、その従動ギヤ４５と一体化された入力側のクラッチギヤ５１に形成されたスプラインと、キャリヤ１７ｃと一体化された出力側のクラッチギヤ６３に形成されたスプラインとに噛み合わせることにより、伝動機構４０を前後進切替機構１７に連結するように構成されている。したがって、図１６に示す例では、第１クラッチ機構Ｃ_１およびドグクラッチＤ_１が、出力軸１２と伝動機構４０との間でトルクの伝達もしくは遮断を選択的に行うためのクラッチ機構に含まれる。

　図１７に示す第１０具体例におけるパワートレーンは、図１６に示す第９具体例とは、第２クラッチ機構Ｃ_２が配置された回転軸が相違するように構成されている。図１７に示す例では、第２クラッチ機構Ｃ_２が入力軸７と同一軸線上に配置され、第１クラッチ機構Ｃ_１とドグクラッチＤ_１と前後進切替機構１７とが、出力軸１２と同一軸線上に配置されている。そのドグクラッチＤ_１は、従動ギヤ４５と前後進切替機構１７の入力要素であるキャリヤ１７ｃとを選択的に連結するように構成されている。

　図１８に示す第１１具体例におけるパワートレーンは、図１６に示す第９具体例とは、ドグクラッチＤ_１が配置された回転軸が相違するように構成されている。図１８に示す例では、ドグクラッチＤ_１が、カウンタシャフト４３上に配置され、第１クラッチ機構Ｃ_１と第２クラッチ機構Ｃ_２と前後進切替機構１７とが、出力軸１２と同一軸線上に配置されている。そのドグクラッチＤ_１は、中空に形成されたカウンタドライブギヤ６８とカウンタシャフト４３とを選択的に連結するように構成されている。カウンタドライブギヤ６８は、カウンタシャフト４３と相対回転可能に嵌合している。具体的には、ドグクラッチＤ_１は、カウンタシャフト４３の軸線方向に移動することができるスリーブ５８の内周面に形成されたスプラインを、カウンタシャフト４３と一体化されたハブ５９に形成されたスプラインと、カウンタドライブギヤ６８と一体化されたクラッチギヤ６４に形成されたスプラインとに噛み合わせることにより、伝動機構４０を入力軸７に連結するように構成されている。したがって、図１８に示す例では、ドグクラッチＤ_１が、カウンタドライブギヤ６８と従動ギヤ４８とから成る第２ギヤ対を含む伝動機構４０と入力軸７との間でトルクの伝達もしくは遮断を選択的に行うためのクラッチ機構に含まれる。

　図１９に示す第１２具体例におけるパワートレーンは、図１８に示す第１１具体例とは、第２クラッチ機構Ｃ_２が配置された回転軸が相違するように構成されている。図１９に示す例では、第２クラッチ機構Ｃ_２が、入力軸７と同一軸線上に配置され、ドグクラッチＤ_１が、カウンタシャフト４３上に配置され、第１クラッチ機構Ｃ_１と前後進切替機構１７とが、出力軸１２と同一軸線上に配置されている。そのドグクラッチＤ_１は、カウンタドライブギヤ６８とカウンタシャフト４３とを選択的に連結するように構成されている。

　図２０に示す第１３具体例におけるパワートレーンは、図１６に示す第９具体例とは、ドグクラッチＤ_１が配置された回転軸が相違するように構成されている。図２０に示す例では、ドグクラッチＤ_１が入力軸７上に配置され、第１クラッチ機構Ｃ_１と第２クラッチ機構Ｃ_２と前後進切替機構１７とが、出力軸１２と同一軸線上に配置されている。そのドグクラッチＤ_１は、入力軸７と駆動ギヤ４１とを選択的に連結するように構成されている。その駆動ギヤ４１は、入力軸７と相対回転可能に嵌合している。また、ドグクラッチＤ_１は、入力軸７の軸線方向に移動することができるスリーブ６１の内周面に形成されたスプラインを、入力軸７と一体化された入力側のクラッチギヤ６０に形成されたスプラインと、駆動ギヤ４１と一体化された出力側のクラッチギヤ５６に形成されたスプラインとに噛み合わせることにより、伝動機構４０を入力軸７に連結するように構成されている。したがって、図２０に示す例では、ドグクラッチＤ_１が、入力軸７と伝動機構４０との間でトルクの伝達もしくは遮断を選択的に行うためのクラッチ機構に含まれる。

　図２１に示す第１４具体例におけるパワートレーンは、図２０に示す第１３具体例とは、第２クラッチ機構Ｃ_２が配置された回転軸が相違するように構成されている。図２１に示す例では、第２クラッチ機構Ｃ_２とドグクラッチＤ_１が、入力軸７と同一軸線上に配置され、第１クラッチ機構Ｃ_１と前後進切替機構１７とが、出力軸１２上に配置されている。そのドグクラッチＤ_１は、入力軸７と駆動ギヤ４１とを選択的に連結するように構成されている。

　図２２に示す第１５具体例におけるパワートレーンは、図１０に示す第３具体例とは、ドグクラッチＤ_１が配置された回転軸が相違するように構成されている。図２２に示す例では、第１クラッチ機構Ｃ_１とドグクラッチＤ_１と前後進切替機構１９とが、カウンタシャフト４３上に配置され、第２クラッチ機構Ｃ_２が、出力軸１２と同一軸線上に配置されている。そのドグクラッチＤ_１は、中空に形成されたカウンタドリブンギヤ５０とキャリヤ８ｃとを選択的に連結するように構成されている。このカウンタドリブンギヤ５０は、カウンタシャフト４３と相対回転可能に嵌合し、入力軸７と一体化された駆動ギヤ４６と常に噛み合っている。具体的には、ドグクラッチＤ_１は、カウンタシャフト４３の軸線方向に移動することができるスリーブ６５の内周面に形成されたスプラインを、カウンタドリブンギヤ５０と一体化された入力側のクラッチギヤ５７に形成されたスプラインと、入力要素であるキャリヤ１９ｃと一体化された出力側のクラッチギヤ６６に形成されたスプラインとに噛み合わせることにより、前後進切替機構１９を入力軸７に連結するように構成されている。したがって、図２２に示す例では、ドグクラッチＤ_１が、伝動機構４０における駆動ギヤ４６とカウンタドリブンギヤ５０とから成る第１ギヤ対を介して入力軸７と前後進切替機構４０との間でトルクの伝達もしくは遮断を選択的に行うためのクラッチ機構に含まれる。すなわち、この場合、伝動機構４０を経由してエンジン２から駆動輪５に到るトルクの伝達経路において、上流側にドグクラッチＤ_１が配置され、下流側に第１クラッチ機構Ｃ_１が配置されている。

　図２３に示す第１６具体例におけるパワートレーンは、図２２に示す第１５具体例とは、第２クラッチ機構Ｃ_２が配置された回転軸が相違するように構成されている。図２３に示す例では、第２クラッチ機構Ｃ_２が、入力軸７と同一軸線上に配置され、第１クラッチ機構Ｃ_１とドグクラッチＤ_１と前後進切替機構１９とが、カウンタシャフト４３上に配置されている。その図２３に示す第２クラッチ機構Ｃ_２は、図９に示す第２クラッチ機構Ｃ_２と同様の構造に構成されている。

　図２４に示す第１７具体例におけるパワートレーンは、図１０に示す第３具体例とは、ドグクラッチＤ_１が配置された回転軸が相違するように構成されている。図２４に示す例では、ドグクラッチＤ_１が入力軸７上に配置され、第１クラッチ機構Ｃ_１と前後進切替機構１９とが、カウンタシャフト４３上に配置され、第２クラッチ機構Ｃ_２が、出力軸１２と同一軸線上に配置されている。そのドグクラッチＤ_１は、図２１に示す第１４具体例におけるドグクラッチＤ_１と同様の構造に構成されている。図２４に示す例では、入力軸７と相対回転可能に嵌合している駆動ギヤ４１と、カウンタシャフト４３と相対回転可能に嵌合しているカウンタドリブンギヤ４９とが常に噛み合っている。そのカウンタドリブンギヤ４９は、前後進切替機構１９の入力要素であるキャリヤ１９ｃと一体化されている。

　図２５に示す第１８具体例におけるパワートレーンは、図２４に示す第１７具体例とは、第２クラッチ機構Ｃ_２が配置された回転軸が相違するように構成されている。図２５に示す例では、第２クラッチ機構Ｃ_２とドグクラッチＤ_１が、入力軸７と同一軸線上に配置され、第１クラッチ機構Ｃ_１と前後進切替機構１９とが、カウンタシャフト４３上に配置されている。その図２５に示す第２クラッチ機構Ｃ_２は、図９に示す第２クラッチ機構Ｃ_２と同様の構造に構成されている。

　前述したように、この発明で対象とするパワートレーンは、入力軸から無段変速機を介して出力軸にトルクを伝達する第１伝達経路と、入力軸から差動作用のある前後進切替機構およびギヤ列を介して出力軸にトルクを伝達する第２伝達経路とを選択できるように構成されていればよい。したがって第２伝達経路を、トルクを伝達できない遮断状態にするドグクラッチや入力軸と前後進切替機構との連結状態は、前述した各具体例に示す構成以外の構成とすることができる。その例を図２６に示してある。

　図２６に示す第１９具体例におけるパワートレーンは、前述した各具体例とは異なり、入力軸７が前後進切替機構１８におけるキャリヤ１８ｃと一体回転するように連結されている。また、ドグクラッチＤ_１は、カウンタシャフト７４上に配置され、かつカウンタドライブギヤ７８をカウンタシャフト７４に連結し、またその連結を解くように構成されている。前述した各具体例に対するこのような構成の変更に伴って他の適宜な変更が施されている。具体的に説明すると、入力軸７は、ＣＶＴ１０におけるプライマリシャフト９に一体となって回転するように連結されるとともに、前後進切替機構１８を構成している遊星歯車機構におけるキャリヤ１８ｃに一体となって回転するように連結されている。したがって、図２６に示す例では、キャリヤ１８ｃが入力要素となっている。また、サンギヤ１８ｓには中空軸であるサンギヤ軸７１が一体化されており、そのサンギヤ軸７１の内部を入力軸７が貫通し、サンギヤ軸７１と入力軸７とは相対回転できるように支持されている。さらに、サンギヤ軸７１は、エンジン２側（図２６では右側）に延びており、このサンギヤ軸７１の延長部分に、駆動ギヤ７２が一体となって回転するように設けられている。

　この駆動ギヤ７２と前後進切替機構１８との間に第１クラッチ機構Ｃ_１が配置されている。この第１クラッチ機構Ｃ_１は、図２６に示す例では、サンギヤ軸７１とキャリヤ１８ｃとを連結し、またその連結を解くように構成されている。なお、リングギヤ１８ｒとケーシングなどの固定部との間にブレーキ機構Ｂ_１が設けられており、このブレーキ機構Ｂ_１によってリングギヤ１８ｒの回転を止め、またリングギヤ１８ｒの回転停止を解除するように構成されている。したがって、図２６に示す構成では、外径が大きい前後進切替機構１８や第１クラッチ機構Ｃ_１が、プライマリプーリ２０に隣接して配置されている。そのため、パワートレーンとしての外径の大きい部分の軸長が短くなり、少なくとも入力軸７側での軸長を短縮化することが可能になる。

　入力軸７およびサンギヤ軸７１に対して平行に配置されたカウンタシャフト７４には、駆動ギヤ７２に噛み合っているカウンタドリブンギヤ７３が設けられている。このカウンタドリブンギヤ７３は、スプライン（図示せず）などによってカウンタシャフト７４に対して、一体となって回転するように取り付けられている。また、図２６に示す例では、減速作用が生じるように、カウンタドリブンギヤ７３は駆動ギヤ７２よりも大径に形成されている。カウンタシャフト７４には、更に、カウンタドライブギヤ７８が相対回転可能に取り付けられている。このカウンタドライブギヤ７８は、カウンタドリブンギヤ７３よりもＣＶＴ１０側に配置されており、その位置は、より具体的には、例えば第１クラッチ機構Ｃ_１の半径方向での外側の位置である。カウンタドライブギヤ７８はカウンタドリブンギヤ７３より小径のギヤであるから、外径の大きい第１クラッチ機構Ｃ_１の外周側に配置することにより、外径の大きい部材が半径方向に並ぶことを回避してパワートレーンの全体としての外径が大きくなることを抑制し、また軸長が長くなることを抑制できる。

　そして、カウンタシャフト７４上でカウンタドリブンギヤ７３とカウンタドライブギヤ７８との間にドグクラッチＤ_１が配置されている。このドグクラッチＤ_１は、カウンタドライブギヤ７８をカウンタシャフト７４に連結し、またその連結を解くように構成されている。具体的には、カウンタシャフト７４と一体回転するハブ７５に設けられたスプラインと、カウンタドライブギヤ７８と一体回転するクラッチギヤ７７に設けられたスプラインとが、スリーブ７６に設けられたスプラインと噛み合うことにより、カウンタシャフト７４とカウンタドライブギヤ７８とが連結される。

　図２６に示す構成では、出力軸８０は中空軸によって構成されている。その出力軸８０は、入力軸７およびカウンタシャフト７４に対して平行で、かつセカンダリシャフト１１と同一軸線上に回転可能に配置されている。なお、セカンダリシャフト１１は出力軸８０の内部に、出力軸８０に対して相対回転可能に挿入されている。この出力軸８０には、カウンタドライブギヤ７８に噛み合っている従動ギヤ７９が、一体となって回転するように設けられている。この従動ギヤ７９はカウンタドライブギヤ７８より大径のギヤであり、カウンタドライブギヤ７８から従動ギヤ７９にトルクを伝達する場合に減速作用が生じるようになっている。

　そのカウンタドライブギヤ７８が第１クラッチ機構Ｃ_１の外周側に配置され、従動ギヤ７９はそのカウンタドライブギヤ７８に噛み合っているから、従動ギヤ７９はセカンダリプーリ３０に隣接して配置されている。そして、このセカンダリプーリ３０と従動ギヤ７９との間に第２クラッチ機構Ｃ_２が配置されている。第２クラッチ機構Ｃ_２は、ＣＶＴ１０を含むトルク伝達経路をトルク伝達可能にするためのものであり、出力軸８０をセカンダリプーリ３０もしくはセカンダリシャフト１１に連結し、またその連結を解くように構成されている。第２クラッチ機構Ｃ_２は、例えば、図２６に模式的に示すように、セカンダリプーリ３０を構成している一方のシーブ（特に推力付与装置３３の油圧室を形成しているドラム）と従動ギヤ７９とを連結し、またその連結を解くように構成することができる。

　図２６に示す構成では、外径の大きい各プーリ２０，３０が半径方向に並んで配置されているのに対応して、それぞれ外径の大きい前後進切替機構１８および第１クラッチ機構Ｃ_１と、第２クラッチ機構Ｃ_２および従動ギヤ７９とが半径方向にほぼ並んで配置されている。そのため、外径の大きい部材を軸線方向での一端部側にまとめて配置でき、それに伴って動力伝達装置の全体としての外形形状は、大径部分の軸長が比較的短い形状とすることができ、それに伴って車載性を向上させることができる。

　その円筒軸である出力軸８０は、従動ギヤ７９からセカンダリプーリ３０とは反対の方向に延びており、その延長部分に出力ギヤ８１が設けられ、この出力ギヤ８１から大径ギヤ１４ａおよび減速ギヤシャフト１４ｂならびに小径ギヤ１４ｃおよびリングギヤ１５を介してフロントデファレシャル１６にトルクを伝達するように構成されている。この出力ギヤ８１からフロントデファレンシャル１６に到るトルクの伝達経路の構成は、前述した各具体例における構成と同様である。なお、図２６において、特に説明していない構成で前述した各具体例と同様の構成の部分には、前述した各具体例と同様の符号を図２６に付してある。

　図２６に示すように構成されたパワートレーンは、前述した各具体例のパワートレーンと同様に、各クラッチ機構Ｃ_１，Ｃ_２，Ｄ_１およびブレーキ機構Ｂ１を図３に示すように継合あるいは切り離させることにより、前進状態および所定の変速比ならびに後進状態を設定することができる。すなわち、第１クラッチ機構Ｃ_１とドグクラッチＤ_１とを継合させることにより、入力軸７から伝動機構４０を介して出力軸８０にトルクを伝達することができる。その伝動機構４０のギヤ比が、ＣＶＴ１０での最大変速比より大きいから、発進時の駆動トルクを大きくすることができる。

　また、図２６に示す第１９具体例では、第２クラッチ機構Ｃ_２のみを継合させることにより、入力軸７からＣＶＴ１０を介して出力軸８０にトルクが伝達される。その場合の変速比は、ＣＶＴ１０におけるベルト１０ａの各プーリ２０，３０に対する巻き掛け半径を適宜に変更することにより、変更される。その場合、出力軸８０に一体化されている従動ギヤ７９から、その従動ギヤ７９に噛み合っているカウンタドライブ７８にトルクが伝達されるが、ドグクラッチＤ_１が切り離されていてカウンタシャフト７４とカウンタドライブギヤ７８との間のトルク伝達が遮断されているので、カウンタシャフト７４に出力軸８０側からトルクが伝達されることはない。特に伝動機構４０が減速ギヤ列として構成されている場合、出力軸８０側からトルクが入力されると、伝動機構４０が増速ギヤ列として機能してしまうので、カウンタドライブギヤ７８の回転数が従動ギヤ７９の回転数より大きくなる。しかしながら、ドグクラッチＤ_１が切り離されていることにより、カウンタシャフト７４に対して出力軸８０側からトルクが伝達されることがないので、カウンタシャフト７４の回転数が高回転数になることがない。その結果、図２６に示す構成では、ＣＶＴ１０を使用して前進走行している場合のカウンタシャフト７４の回転数が高回転数になることを防止できるので、カウンタシャフト７４を回転可能に支持している軸受部分での動力損失を低減でき、ひいては動力伝達装置の全体としての動力伝達効率を向上させることができる。また、カウンタシャフト７４を回転可能に支持している軸受は、特に高回転数に耐え得る高級かつ高コストのものではなくてよく、その結果、動力伝達装置の全体としての構成を小型化でき、また低コスト化することが可能になる。

　なお、ＣＶＴ１０を介して入力軸７から出力軸８０にトルクを伝達して前進走行している場合に、第１クラッチ機構Ｃ_１を継合させてもよい。その場合、駆動ギヤ７２およびこれに噛み合っているカウンタドリブンギヤ７３を介してカウンタシャフト７４にトルクが伝達されて、カウンタシャフト７４が回転する。しかしながら、駆動ギヤ７２とカウンタドリブンギヤ７３との間では減速作用が生じ、カウンタシャフト７４の回転数は入力軸７よりも低回転数になる。そのため、カウンタシャフト７４を回転可能に支持している軸受を高級かつ大型のものとする必要性は特には生じない。

　また、図２６に示す構成における後進状態は、前述した各具体例と同様に、ブレーキ機構Ｂ１とドグクラッチＤ_１とを継合させることにより設定される。すなわち、前後進切替機構１８の反力要素であるリングギヤ１８ｒを固定し、入力要素であるキャリヤ１８ｃにトルクを入力することにより、出力要素であるサンギヤ１８ｓをキャリヤ１８ｃに対して反対方向に回転させ、さらにそのサンギヤ１８ｓから伝動機構４０およびドグクラッチＤ_１を介して出力軸８０にトルクを伝達する。その場合、図２６に示す構成では、前述した各具体例とは異なり、キャリヤ１８ｃが入力要素となり、かつサンギヤ１８ｓが出力要素となっているので、後進状態の前後進切替機構１８で生じる変速比が、上述した各具体例での変速比とは異なることになる。すなわち、前後進切替機構１８を構成している遊星歯車機構のギヤ比（サンギヤ１８ｓの歯数のリングギヤ１８ｒの歯数に対する比率）を「ρ」とすると、図２６に示す構成では、後進状態での前後進切替機構１８による変速比が「（１－ρ）／ρ」となり、これに対して前述した各具体例では、後進状態での前後進切替機構１８による変速比が「ρ／（１－ρ）」となる。

　このように、上述したパワートレーンの各変形例においても、ＣＶＴ走行中に、伝動機構を含む伝達経路に直列に配置されたクラッチ機構のうち、相対的に下流側に配置されたクラッチを継合させて、トルクの伝達経路に伝動機構を回転慣性体として結合させることができる。これにより、エンジンを起振源としてトルクの伝達経路を伝わる振動を減衰させることができる。すなわち、その下流側に配置されたクラッチは、噛み合い式クラッチ機構であってもよく、摩擦式クラッチ機構であってもよい。

　ここで、上述した各具体例における構成と、この発明における構成との関係について説明すると、図２を参照して説明した第１具体例におけるパワートレーンでは、相対的に上流側に配置された第１クラッチ機構Ｃ_１が、この発明の一方のクラッチに相当し、相対的に下流側に配置されたドグクラッチＤ_１が、この発明の他方のクラッチに相当する。さらに、図９から図１５を参照して説明した第２から第８具体例における第１クラッチ機構Ｃ_１は、この発明の一方のクラッチに相当し、ドグクラッチＤ_１は、この発明の他方のクラッチに相当する。また、図１６から図２５を参照して説明した第９から第１８具体例におけるパワートレーンでは、相対的に上流側に配置されたドグクラッチＤ_１が、この発明の一方のクラッチに相当し、相対的に下流側に配置された第１クラッチ機構Ｃ_１が、この発明の他方のクラッチに相当する。加えて、図２６を参照して説明した第１９具体例におけるパワートレーンでは、相対的に上流側に配置された第１クラッチ機構Ｃ_１が、この発明の一方のクラッチに相当し、相対的に下流側に配置されたドグクラッチＤ_１が、この発明の他方のクラッチに相当する。すなわち、各具体例において、伝動機構４０を含む伝達経路に直列に配置されたクラッチ機構のうち、相対的に上流側に配置されたクラッチ機構が、この発明の一方のクラッチ機構に相当し、相対的に下流側に配置されたクラッチ機構が、この発明の他方のクラッチ機構に相当する。

　なお、この発明に係る車両の制御装置は、上述した具体例に限定されず、この発明の目的を逸脱しない範囲で適宜変更が可能である。

　例えば、上述したＥＣＵは、エンジンを駆動制御するように構成されてもよい。具体的には、エンジンは、ＥＣＵにより燃料噴射制御、点火制御、吸入空気量調節制御などの駆動制御を受けるものであってもよい。例えば、燃費を重視して走行する場合には、エンジン回転数およびエンジントルクが個別に制御される。また、エンジンがガソリンエンジンの場合、図示しない電子スロットルバルブの作動を制御することによって吸入空気量が制御され、これによりエンジントルクが制御される。一方、エンジンがディーゼルエンジンの場合には、燃料噴射量によってエンジントルクが制御される。

　また、この発明における噛み合い式クラッチ機構は、キー式シンクロメッシュ機構や、シングルコーン式シンクロメッシュ機構やマルチコーン式シンクロメッシュ機構などのコーン式シンクロメッシュ機構によって構成されてもよい。

　加えて、この発明における伝動機構は、固定された変速比として一つの変速比（ギヤ比）を有するギヤ機構に限定されず、二以上の固定された変速比（ギヤ比）を有し、それらの固定された変速比を選択して設定できるギヤ機構であってもよい。要は、伝動機構が入力軸から出力軸にトルクを伝達できるギヤ機構により構成されていればよいが、この発明では、固定された変速比として無段変速機構では設定できない変速比を伝動機構で設定するから、ギヤ機構は複数のギヤを噛み合わせたギヤ対の組み合わせにより構成される。つまり、それらのギヤ比（歯数の比）が、無段変速機構で設定できる最大変速比より大きい変速比となるように構成されていればよい。

　１…電子制御装置（ＥＣＵ）、　２…エンジン、　３…トランスアクスル、　４…ドライブシャフト、　５…駆動輪、　７…入力軸、　８…前後進切替機構、　９…プライマリシャフト、　１０…無段変速機構（ＣＶＴ）、　１０ａ…ベルト、　１１…セカンダリシャフト、　１２…出力軸、　１３…出力ギヤ、　１４…減速ギヤ機構、　１６…フロントデファレンシャル、　２０…プライマリプーリ、　３０…セカンダリプーリ、　４０…伝動機構、　４１…駆動ギヤ、　４２…カウンタドリブンギヤ、　４３…カウンタシャフト、　４４…カウンタドライブギヤ、　４５…従動ギヤ、　Ａ…経路切替機構、　Ｂ_１…ブレーキ機構、　Ｃ_１…第１クラッチ機構、　Ｃ_２…第２クラッチ機構、　Ｄ_１…噛み合い式クラッチ機構（ドグクラッチ）。

Claims

　内燃機関が出力したトルクが伝達される入力軸と駆動輪に対してトルクを出力する出力軸との間に、無段変速機構と、伝動機構と、前記無段変速機構を介して前記内燃機関から前記駆動輪へトルクを伝達可能な伝達経路と前記伝動機構を介して前記内燃機関から前記駆動輪へトルクを伝達可能な伝達経路とを選択的に切り替えるクラッチ機構とを備え、前記クラッチ機構は、一方のクラッチと、前記一方のクラッチに対して直列に設けられ、かつ前記一方のクラッチよりも前記出力軸側に設けられた他方のクラッチとを含み、前記一方のクラッチと前記他方のクラッチとの少なくともいずれか一方を切り離している場合に、前記伝動機構を介した前記駆動輪へのトルクの伝達が遮断されるように構成された車両の制御装置であって、
　前記無段変速機構を介して前記内燃機関から前記駆動輪へトルクを伝達している場合、前記一方のクラッチおよび前記他方のクラッチのうちのどちらか一方を継合させることを特徴とする車両の制御装置。
　前記無段変速機構を介して前記内燃機関から前記駆動輪へトルクを伝達している場合、かつ前記内燃機関の回転数が所定の回転数以下の場合には、前記一方のクラッチおよび前記他方のクラッチのうちのどちらか一方を継合させることを特徴とする請求項１に記載の車両の制御装置。
　前記無段変速機構を介して前記内燃機関から前記駆動輪へトルクを伝達している場合、かつ前記内燃機関の出力トルクが所定のトルク以上の場合には、前記一方のクラッチおよび前記他方のクラッチのうちのどちらか一方を継合させることを特徴とする請求項１に記載の車両の制御装置。
　前記無段変速機構を介して前記内燃機関から前記駆動輪へトルクを伝達している場合、かつスロットル開度が所定のスロットル開度以上の場合には、前記一方のクラッチおよび前記他方のクラッチのうちのどちらか一方を継合させることを特徴とする請求項１に記載の車両の制御装置。
　前記無段変速機構を介して前記内燃機関から前記駆動輪へトルクを伝達している場合、かつ前記無段変速機構による変速比が所定の変速比以下の場合には、前記一方のクラッチおよび前記他方のクラッチのうちのどちらか一方を継合させることを特徴とする請求項１から４のいずれかに記載の車両の制御装置。
　前記無段変速機構を介して前記内燃機関から前記駆動輪へトルクを伝達している場合、かつ車速が所定の車速以下の場合には、前記一方のクラッチおよび前記他方のクラッチのうちのどちらか一方を継合させることを特徴とする請求項１から４のいずれかに記載の車両の制御装置。
　前記伝動機構は、ギヤ列を有する減速機構を含み、
　前記伝動機構による変速比は、前記無段変速機構で設定できる最大の変速比よりも大きい変速比に設定されることを特徴とする請求項１から６のいずれかに記載の車両の制御装置。
　前記入力軸と前記出力軸との間で前記伝動機構を含む伝達経路内に、前記入力軸から入力されたトルクの回転方向を切り替えるための前後進切替機構をさらに備え、
　前記前後進切替機構は、複数の回転要素を有する遊星歯車機構を含むことを特徴とする請求項１から７のいずれかに記載の車両の制御装置。
　前記伝動機構は、前記入力軸および前記出力軸と平行に設けられたカウンタシャフトを含み、
　前記前後進切替機構は、前記入力軸と前記カウンタシャフトと前記出力軸とのうちいずれか一つの回転軸上に配置され、
　前記一方のクラッチおよび前記他方のクラッチのうちのどちらか一方は、前記前後進切替機構が配置された前記回転軸上に配置され、かつ前記複数の回転要素のうち、前記回転軸と一体的に回転する回転要素と、他方の回転要素とを選択的に連結するように構成されていることを特徴とする請求項８に記載の車両の制御装置。
　前記一方のクラッチは、摩擦式クラッチを含み、
　前記他方のクラッチは、噛み合い式クラッチを含むことを特徴とする請求項１から８のいずれかに記載の車両の制御装置。