JP2019173769A - 車両用動力伝達装置の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】車両用動力伝達装置のアップシフトの完了後に動力源の過回転が発生してしまうことを防止する。【解決手段】動力伝達装置１６の有段アップシフトの実行が完了させられた後に、目標変速比γcvttgtが最ロー側変速比γmaxから外れた時には、変速ＦＢ制御で用いる変速ＦＢ積分項の値が一旦ゼロにされるので、動力伝達装置１６の有段アップシフトの実行中に無段変速機構２４の変速比γcvtを最ロー側変速比γmaxに維持する為の変速ＦＢ積分項の値によるプライマリ推力Ｗinを小さくする側の補正に影響を受けることなく、無段変速機構２４のアップシフトを実行する為にプライマリ推力Ｗinを増大することつまりプライマリ圧Ｐinを高くすることができる。よって、動力伝達装置１６の有段アップシフトの完了後にエンジン１２の過回転が発生してしまうことを防止することができる。【選択図】図１０

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。

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を介した動力伝達経路を有す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に記載された車両用無段変速機の制御装置がそれである。この特許文献１には、無段変速機構の変速比を最ロー側変速比に確実に維持する為に、無段変速機構の変速に関する油圧制御における制御上のばらつきである制御バラツキ分を考慮して、プライマリプーリの油圧アクチュエータに供給されるプーリ油圧の指示値を、最ロー側変速比を維持する為の設定値から下げることが開示されている。

又、例えば特許文献２に記載された車両用駆動装置のように、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、及び前記第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動力伝達経路を有する車両用動力伝達装置も良く知られている。

特許第５４３５１３７号公報 特開２０１５−１０５７０８号公報

ところで、前述したような、複数の動力伝達経路を有する車両用動力伝達装置の制御装置において、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車両用動力伝達装置のアップシフトを無段変速機構の変速比が最ロー側変速比とされた状態で実行し、そのアップシフトの実行中には、無段変速機構の変速比を最ロー側変速比に確実に維持する為に、プライマリプーリの油圧アクチュエータに供給されるプーリ油圧を、ばらつきを考慮しない場合のプーリ油圧よりも低くすることが考えられる。運転者による駆動要求量が大きくされたときの車両発進時のように、第１動力伝達経路が形成された状態で発進し、動力源の回転速度が高回転領域に達してから車両用動力伝達装置のアップシフトを実行した場合、そのアップシフトの完了後に、無段変速機構の変速比が最ロー側変速比から車速等に応じた変速比に切り替えられる、すなわち無段変速機構のアップシフトが実行される。このような無段変速機構のアップシフトでは、車両用動力伝達装置のアップシフトの実行中に最ロー側変速比を確実に維持する為にプライマリプーリのプーリ油圧を低くしていた影響によって、プライマリプーリのプーリ油圧を高める作動が遅れる可能性がある。そうすると、無段変速機構のアップシフトが遅れて、動力源の回転速度が過大になる、すなわち動力源の過回転が発生するおそれがある。

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、車両用動力伝達装置のアップシフトの完了後に動力源の過回転が発生してしまうことを防止す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有し、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、及び前記第１動力伝達経路よりもハイ側の変速比が形成される、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を介した第２動力伝達経路である車両用動力伝達装置の、制御装置であって、（ｂ）前記第１動力伝達経路が形成された状態から前記第２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アップシフトを、前記無段変速機構の変速比が最ロー側変速比とされた状態で実行すると共に、前記無段変速機構の実変速比を目標変速比と一致させるようにフィードバック制御により前記プライマリプーリの油圧アクチュエータによって付与される前記伝達要素を挟圧する前記プライマリプーリの推力を補正する変速制御部を含み、（ｃ）前記変速制御部は、前記車両用動力伝達装置のアップシフトの実行を完了した後に、前記無段変速機構の目標変速比を前記最ロー側変速比から前記最ロー側変速比よりもハイ側の変速比へ切り替えた時には、前記フィードバック制御で用いる予め定められたフィードバック制御式における積分項の値を一旦ゼロにすることにある。

前記第１の発明によれば、車両用動力伝達装置のアップシフトの実行が完了させられた後に、無段変速機構の目標変速比が最ロー側変速比からその最ロー側変速比よりもハイ側の変速比へ切り替えられた時には、フィードバック制御で用いる予め定められたフィードバック制御式における積分項の値が一旦ゼロにされるので、車両用動力伝達装置のアップシフトの実行中に無段変速機構の変速比を最ロー側変速比に維持する為の上記積分項の値によるプライマリプーリの推力の補正に影響を受けることなく、無段変速機構のアップシフトを実行する為にプライマリプーリの推力を増大することつまりプライマリプーリのプーリ油圧を高くすることができる。よって、車両用動力伝達装置のアップシフトの完了後に動力源の過回転が発生してしまうことを防止することができる

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。 無段変速機構の構成及び油圧制御回路の構成を説明する為の図である。 変速制御の為に必要な推力を説明する為の一例を示す図である。 図３のｔ２時点における各推力の関係の一例を示す図である。 必要最小限の推力で目標の変速とベルト滑り防止とを両立する為の制御構造を示すブロック図である。 セカンダリプーリ側の推力の算出に用いる推力比を算出する為の推力比マップの一例を示す図である。 プライマリプーリ側の推力の算出に用いる推力比を算出する為の推力比マップの一例を示す図である。 セカンダリ差推力を算出する為の差推力マップの一例を示す図である。 プライマリ差推力を算出する為の差推力マップの一例を示す図である。 電子制御装置の制御作動の要部すなわち動力伝達装置の有段アップシフトの完了後にエンジンの過回転が発生してしまうことを防止する為の制御作動を説明するフローチャートである。

本発明の実施形態において、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、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。

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、及び無段変速機構２４を介した第２動力伝達経路ＰＴ２である。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１２の出力トルクであるエンジントルク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。

図２は、無段変速機構２４の構成を説明する為の図である。図１、図２において、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Ｗin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Ｗin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Ｐin×受圧面積）である。つまり、プライマリ推力Ｗin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Ｐin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Ｗin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Ｗout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Ｗout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Ｐout×受圧面積）である。つまり、セカンダリ推力Ｗout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Ｐout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Ｗout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Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutが各々調圧制御されることにより、プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗout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Ｗin及びセカンダリ推力Ｗout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γcvttgt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Ｐin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Ｐin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Ｗinとセカンダリ推力Ｗoutとによりベルト滑りが防止されつつ、プライマリ推力Ｗinとセカンダリ推力Ｗoutとの相互関係にて目標変速比γcvttgt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。後述するように、プライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとの相互関係で、プライマリ推力Ｗinとセカンダリ推力Ｗoutとの比の値である推力比τ（＝Ｗout／Ｗin）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Ｗoutのプライマリ推力Ｗin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。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を用いて走行することが可能な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を用いて走行することが可能な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切替装置としてのシフトレバー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。

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。従って、Ｄ操作ポジション及びＲ操作ポジションは、各々、動力伝達装置１６を動力伝達可能状態とする為の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及び変速制御手段すなわち変速制御部９４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を適用することで目標駆動力Ｆwtgtを算出する。エンジン制御部９２は、その目標駆動力Ｆwtgtが得られる目標エンジントルクＴetgtを設定し、その目標エンジントルクＴetgt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。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。本実施例では、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クラッチツゥクラッチ変速制御すなわちＣtoＣ変速制御と称する。

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γcvttgtを達成するように、プライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐout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。この油圧制御指令信号Ｓcvtは、プライマリ圧Ｐinを目標プライマリ圧Ｐintgtとする為のプライマリ指示圧Ｓpin、及びセカンダリ圧Ｐoutを目標セカンダリ圧Ｐouttgtとする為のセカンダリ指示圧Ｓpoutである。

目標プライマリ圧Ｐintgtは、プライマリプーリ６０の目標推力すなわちプライマリ推力Ｗinの目標値であるプライマリ目標推力Ｗintgtを生じさせるプライマリ圧Ｐinの目標値である。目標セカンダリ圧Ｐouttgtは、セカンダリプーリ６４の目標推力すなわちセカンダリ推力Ｗoutの目標値であるセカンダリ目標推力Ｗouttgtを生じさせるセカンダリ圧Ｐoutの目標値である。プライマリ目標推力Ｗintgt及びセカンダリ目標推力Ｗouttgt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ベルト滑り限界推力Ｗlmtである。本実施例では、ベルト滑り限界推力Ｗlmtを滑り限界推力Ｗlmtと称する。

具体的には、変速制御部９４は、プライマリ目標推力Ｗintgt及びセカンダリ目標推力Ｗouttgtを各々算出する。変速制御部９４は、セカンダリ目標推力Ｗouttgtとして、プライマリプーリ６０における滑り限界推力Ｗlmtであるプライマリ側滑り限界推力Ｗinlmtに基づいて算出したセカンダリ推力Ｗoutと、セカンダリプーリ６４における滑り限界推力Ｗlmtであるセカンダリ側滑り限界推力Ｗoutlmtとのうちの大きい方の推力を選択する。プライマリ側滑り限界推力Ｗinlmtに基づいて算出したセカンダリ推力Ｗoutは、後述するように、セカンダリプーリ６４側にて変速制御の為に必要な推力であるセカンダリ側変速制御推力Ｗoutshである。

変速制御部９４は、プライマリ目標推力Ｗintgtとして、セカンダリ目標推力Ｗouttgtに基づいて算出したプライマリ推力Ｗinを設定する。セカンダリ目標推力Ｗouttgtに基づいて算出したプライマリ推力Ｗinは、後述するように、プライマリプーリ６０側にて変速制御の為に必要な推力であるプライマリ側変速制御推力Ｗinshである。又、変速制御部９４は、後述するように、目標変速比γcvttgtと実変速比γcvtとの変速比偏差Δγcvt（＝γcvttgt−γcvt）に基づいたプライマリ推力Ｗinのフィードバック制御により、プライマリ側変速制御推力Ｗinshを補正する、すなわちプライマリ目標推力Ｗintgtを補正する。本実施例では、ここでのフィードバック制御を、変速ＦＢ制御と称する。

前述したプライマリ側変速制御推力Ｗinshの補正では、変速比偏差Δγcvtに替えて、変速比γcvtと１対１に対応するパラメータにおける目標値と実際値との偏差が用いられても良い。例えば、プライマリ側変速制御推力Ｗinshの補正では、プライマリプーリ６０における目標プーリ位置Ｘintgtと実プーリ位置Ｘin（図２参照）との偏差ΔＸin（＝Ｘintgt−Ｘin）、セカンダリプーリ６４における目標プーリ位置Ｘouttgtと実プーリ位置Ｘout（図２参照）との偏差ΔＸout（＝Ｘouttgt−Ｘout）、プライマリプーリ６０における目標ベルト掛かり径Ｒintgtと実ベルト掛かり径Ｒin（図２参照）との偏差ΔＲin（＝Ｒintgt−Ｒin）、セカンダリプーリ６４における目標ベルト掛かり径Ｒouttgtと実ベルト掛かり径Ｒout（図２参照）との偏差ΔＲout（＝Ｒouttgt−Ｒout）、目標プライマリ回転速度Ｎpritgtと実プライマリ回転速度Ｎpriとの偏差ΔＮpri（＝Ｎpritgt−Ｎpri）などを用いることができる。

前述した変速制御の為に必要な推力は、目標の変速を実現する為に必要な推力であって、目標変速比γcvttgt及び目標変速速度ｄγtgtを実現する為に必要な推力である。変速速度ｄγは、例えば単位時間当たりの変速比γcvtの変化量（＝dγcvt/dt）である。本実施例では、変速速度ｄγを、伝動ベルト６６のエレメント１個当たりのプーリ位置移動量（＝dＸ/dＮelm）として定義する。「dＸ」は、単位時間当たりのプーリの軸方向変位量[mm/ms]であり、「dＮelm」は、単位時間当たりにプーリに噛み込むエレメント数[個/ms]である。変速速度ｄγとしては、プライマリ変速速度ｄγin（＝dＸin/dＮelmin）と、セカンダリ変速速度ｄγout（＝dＸout/dＮelmout）とで表される。

具体的には、変速比γcvtが一定の状態となる定常状態での各プーリ６０，６４の推力をバランス推力Ｗblと称する。バランス推力Ｗblは定常推力でもある。プライマリプーリ６０のバランス推力Ｗblはプライマリバランス推力Ｗinblであり、セカンダリプーリ６４のバランス推力Ｗblはセカンダリバランス推力Ｗoutblであり、これらの比が推力比τ（＝Ｗoutbl／Ｗinbl）である。一方で、定常状態にあるときに、各プーリ６０，６４の何れかの推力に、ある推力を加算又は減算すると、定常状態が崩れて変速比γcvtが変化し、加算又は減算した推力の大きさに応じた変速速度ｄγが生じる。この加算又は減算した推力のことを変速差推力ΔＷと称する。以下、変速差推力ΔＷを差推力ΔＷという。差推力ΔＷは過渡推力でもある。プライマリプーリ６０側にて目標の変速を実現する場合の差推力ΔＷは、プライマリプーリ６０側換算の差推力ΔＷとしてのプライマリ差推力ΔＷinである。セカンダリプーリ６４側にて目標の変速を実現する場合の差推力ΔＷは、セカンダリプーリ６４側換算の差推力ΔＷとしてのセカンダリ差推力ΔＷoutである。

前述した変速制御の為に必要な推力は、一方の推力が設定された場合、目標変速比γcvttgtを維持する為の推力比τに基づいて一方の推力に対応する目標変速比γcvttgtを実現する為の他方のバランス推力Ｗblと、目標変速比γcvttgtが変化させられるときの目標変速速度ｄγtgtを実現する為の差推力ΔＷとの和となる。目標変速速度ｄγtgtとしては、プライマリ目標変速速度ｄγintgtと、セカンダリ目標変速速度ｄγouttgtとで表される。プライマリ差推力ΔＷinは、アップシフト状態であればゼロを超える正値すなわち「ΔＷin＞０」となり、ダウンシフト状態であればゼロ未満の負値すなわち「ΔＷin＜０」となり、変速比一定の定常状態であればゼロすなわち「ΔＷin＝０」となる。又、セカンダリ差推力ΔＷoutは、アップシフト状態であればゼロ未満の負値すなわち「ΔＷout＜０」となり、ダウンシフト状態であればゼロを超える正値すなわち「ΔＷout＞０」となり、変速比一定の定常状態であればゼロすなわち「ΔＷout＝０」となる。

図３は、前述した変速制御の為に必要な推力を説明する為の図である。図４は、図３のｔ２時点における各推力の関係の一例を示す図である。図３、図４は、例えばセカンダリプーリ６４側にてベルト滑り防止を実現するようにセカンダリ推力Ｗoutを設定した場合に、プライマリプーリ６０側にて目標のアップシフトを実現するときに設定されるプライマリ推力Ｗinの一例を示している。図３において、ｔ１時点以前或いはｔ３時点以降では、目標変速比γcvttgtが一定の定常状態にありΔＷin＝０とされるので、プライマリ推力Ｗinはプライマリバランス推力Ｗinbl（＝Ｗout／τ）のみとなる。ｔ１時点−ｔ３時点では、目標変速比γcvttgtが小さくされるアップシフト状態にあるので、図４に示されるように、プライマリ推力Ｗinはプライマリバランス推力Ｗinblとプライマリ差推力ΔＷinとの和となる。図４に示した各推力の斜線部分は、図３のｔ２時点の目標変速比γcvttgtを維持する為の各々のバランス推力Ｗblに相当する。

図５は、必要最小限の推力で目標の変速とベルト滑り防止とを両立する為の制御構造を示すブロック図であって、無段変速機構２４における油圧制御すなわちＣＶＴ油圧制御を説明する図である。

図５において、変速制御部９４は、目標変速比γcvttgtを算出する。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Ｎpritgtを算出する。変速制御部９４は、目標プライマリ回転速度Ｎpritgtに基づいて、無段変速機構２４の変速後に達成すべき変速比γcvtである変速後目標変速比γcvttgtl（＝Ｎpritgt／Ｎsec）を算出する。変速制御部９４は、例えば迅速且つ滑らかな変速が実現されるように予め定められた関係に、変速開始前の変速比γcvtと変速後目標変速比γcvttgtlとそれらの差とに基づいて、変速中の過渡的な変速比γcvtの目標値として目標変速比γcvttgtを決定する。例えば、変速制御部９４は、変速中に変化させる目標変速比γcvttgtを、変速開始時から変速後目標変速比γcvttgtlに向かって変化する滑らかな曲線に沿って変化する経過時間の関数として決定する。この滑らかな曲線は、例えば１次遅れ曲線や２次遅れ曲線である。変速制御部９４は、目標変速比γcvttgtを決定する際、その目標変速比γcvttgtに基づいて、変速中における目標変速速度ｄγtgtを算出する。変速が完了して目標変速比γcvttgtが一定の定常状態となれば、目標変速速度ｄγtgtはゼロとされる。

変速制御部９４は、プライマリ目標推力Ｗintgt及びセカンダリ目標推力Ｗouttgtの算出に用いる無段変速機構２４への入力トルクを算出する。この無段変速機構２４への入力トルクは、無段変速機構２４の目標変速比γcvttgtを実現する推力比τの算出に用いる第１入力トルクとしての推力比算出用のベルト入力トルクＴb1、及び、プライマリ側滑り限界推力Ｗinlmtとセカンダリ側滑り限界推力Ｗoutlmtとの各々の算出に用いる第２入力トルクとしてのベルト滑り防止用のベルト入力トルクＴb2である。本実施例では、推力比算出用のベルト入力トルクＴb1を推力比算出用入力トルクＴb1と称し、ベルト滑り防止用のベルト入力トルクＴb2をベルト滑り防止用入力トルクＴb2と称する。

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。このタービントルクＴtは、無段変速機構２４への入力トルクの推定値である。変速制御部９４は、このタービントルクＴtを推力比算出用入力トルクＴb1とする。

ベルト滑り防止用入力トルクＴb2は、基本的には推力比算出用入力トルクＴb1が用いられれば良い。しかしながら、推力比算出用入力トルクＴb1がゼロのときに滑り限界推力Ｗlmtがゼロとされることは、ばらつき等を考慮すると好ましくない。そこで、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2は、推力比算出用入力トルクＴb1の絶対値に対して下限ガード処理が施されたトルクが用いられる。変速制御部９４は、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2として、推力比算出用入力トルクＴb1の絶対値及び最低保証トルクＴblimのうちの大きい方のトルクを選択する。この最低保証トルクＴblimは、例えばベルト滑りを防止する為にばらつきを考慮してベルト滑り防止用入力トルクＴb2を安全側に高くする為の予め定められた下限トルクであって正値のトルクである。尚、推力比算出用入力トルクＴb1が負値となる場合には、トルク精度が低いことを考慮すると、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2として、推力比算出用入力トルクＴb1に応じた所定トルクが用いられても良い。この所定トルクは、例えば推力比算出用入力トルクＴb1の絶対値よりも大きな値として予め定められた正値のトルクである。このようにベルト滑り防止用入力トルクＴb2は、推力比算出用入力トルクＴb1を元にしたトルクである。

図５のブロックＢ１及びブロックＢ２において、変速制御部９４は、実変速比γcvtとベルト滑り防止用入力トルクＴb2とに基づいて滑り限界推力Ｗlmtを算出する。具体的には、変速制御部９４は、次式（１）を用いてセカンダリ側滑り限界推力Ｗoutlmtを算出する。変速制御部９４は、次式（２）を用いてプライマリ側滑り限界推力Ｗinlmtを算出する。次式（１）及び次式（２）において、「Ｔb2」はベルト滑り防止用入力トルクＴb2、「Ｔout」はベルト滑り防止用入力トルクＴb2をセカンダリプーリ６４側へ換算したトルク（＝γcvt×Ｔb2＝（Ｒout／Ｒin）×Ｔb2）、「α」は各プーリ６０，６４のシーブ角、「μin」はプライマリプーリ６０における所定のエレメント・プーリ間摩擦係数、「μout」はセカンダリプーリ６４における所定のエレメント・プーリ間摩擦係数、「Ｒin」は実変速比γcvtから一意的に算出されるプライマリプーリ６０におけるベルト掛かり径、「Ｒout」は実変速比γcvtから一意的に算出されるセカンダリプーリ６４におけるベルト掛かり径である（図２参照）。

Ｗoutlmt＝（Ｔout×cosα）／（２×μout×Ｒout）
＝（Ｔb2 ×cosα）／（２×μout×Ｒin ） …（１）
Ｗinlmt ＝（Ｔb2 ×cosα）／（２×μin ×Ｒin ） …（２）

滑り限界推力Ｗlmtは、例えば上記算出された滑り限界推力Ｗlmtに対して下限ガード処理が施された値が用いられても良い。変速制御部９４は、例えば図５のブロックＢ３で用いるプライマリ側滑り限界推力Ｗinlmtとして、前記式（２）を用いて算出したプライマリ側滑り限界推力Ｗinlmtと、プライマリ側最低推力Ｗinminとのうちの大きい方の推力を選択する。プライマリ側最低推力Ｗinminは、プライマリ圧Ｐinの制御上のばらつきにて生じる推力や油圧アクチュエータ６０ｃにおける遠心油圧にて生じる推力を含む、プライマリプーリ６０のハード限界最低推力である。プライマリ圧Ｐinの制御上のばらつきは、例えばプライマリ圧Ｐinをゼロとするプライマリ指示圧Ｓpinが出力されたとしても油圧制御回路４６から油圧アクチュエータ６０ｃに供給される可能性がある、予め定められたプライマリ圧Ｐinの最大値である。セカンダリ側滑り限界推力Ｗoutlmtについても同様である。

図５のブロックＢ３及びブロックＢ６において、変速制御部９４は、バランス推力Ｗblを算出する。つまり、変速制御部９４は、プライマリ側滑り限界推力Ｗinlmtに対するセカンダリバランス推力Ｗoutbl、及びセカンダリ目標推力Ｗouttgtに対するプライマリバランス推力Ｗinblをそれぞれ算出する。

具体的には、変速制御部９４は、例えば図６に示すような推力比マップmap(τin)に、目標変速比γcvttgt及びプライマリ側安全率ＳＦinの逆数ＳＦin^−１を適用することで目標変速比γcvttgtを実現する推力比τinを算出する。推力比マップmap(τin)は、目標変速比γcvttgtをパラメータとして予め定められたプライマリ側安全率の逆数ＳＦin^−１と推力比τinとの関係の一例を示す図である。推力比τinは、プライマリプーリ６０側の推力に基づいてセカンダリプーリ６４側の推力を算出するときに用いる推力比としてのセカンダリ推力算出用推力比である。変速制御部９４は、次式（３）を用いて、プライマリ側滑り限界推力Ｗinlmt及び推力比τinに基づいてセカンダリバランス推力Ｗoutblを算出する。プライマリ側安全率ＳＦinは、例えば「Ｗin／Ｗinlmt」、又は、「Ｔb2／Ｔb1」であり、プライマリ側安全率の逆数ＳＦin^−１は、例えば「Ｗinlmt／Ｗin」、又は、「Ｔb1／Ｔb2」である。又、変速制御部９４は、例えば図７に示すような推力比マップmap(τout)に、目標変速比γcvttgt及びセカンダリ側安全率ＳＦoutの逆数ＳＦout^−１を適用することで目標変速比γcvttgtを実現する推力比τoutを算出する。推力比マップmap(τout)は、目標変速比γcvttgtをパラメータとして予め定められたセカンダリ側安全率の逆数ＳＦout^−１と推力比τoutとの関係の一例を示す図である。推力比τoutは、セカンダリプーリ６４側の推力に基づいてプライマリプーリ６０側の推力を算出するときに用いる推力比としてのプライマリ推力算出用推力比である。変速制御部９４は、次式（４）を用いて、セカンダリ目標推力Ｗouttgt及び推力比τoutに基づいてプライマリバランス推力Ｗinblを算出する。セカンダリ側安全率ＳＦoutは、例えば「Ｗout／Ｗoutlmt」、又は、「Ｔb2／Ｔb1」であり、セカンダリ側安全率の逆数ＳＦout^−１は、例えば「Ｗoutlmt／Ｗout」、又は、「Ｔb1／Ｔb2」である。尚、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2は常に正値であるので、推力比算出用入力トルクＴb1が正値となるような車両１０が駆動状態であるときには上記各安全率の逆数ＳＦin^−１，ＳＦout^−１も正値となる為、推力比τは駆動領域の値が用いられる。一方で、推力比算出用入力トルクＴb1が負値となるような車両１０が被駆動状態であるときには上記各安全率の逆数ＳＦin^−１，ＳＦout^−１も負値となる為、推力比τは被駆動領域の値が用いられる。又、逆数ＳＦin^−１，ＳＦout^−１は、バランス推力Ｗblの算出の度に算出されても良いが、安全率ＳＦin、ＳＦoutに所定の値（例えば１−１．５程度）を各々設定するならばその逆数を設定しても良い。

Ｗoutbl＝Ｗinlmt×τin …（３）
Ｗinbl＝Ｗouttgt／τout …（４）

前述したように、滑り限界推力Ｗinlmt，Ｗoutlmtは、推力比算出用入力トルクＴb1を元にしたベルト滑り防止用入力トルクＴb2に基づいて算出される。推力比τin，τoutを算出する基になる上記各安全率の逆数ＳＦin^−１，ＳＦout^−１は、推力比算出用入力トルクＴb1に基づく値である。従って、変速制御部９４は、無段変速機構２４の目標変速比γcvttgtを実現する推力比τを、推力比算出用入力トルクＴb1に基づいて算出する。

図５のブロックＢ４及びブロックＢ７において、変速制御部９４は、差推力ΔＷを算出する。つまり、変速制御部９４は、セカンダリ差推力ΔＷout及びプライマリ差推力ΔＷinを算出する。

具体的には、変速制御部９４は、例えば図８に示すような差推力マップmap(ΔＷout)に、セカンダリ目標変速速度ｄγouttgtを適用することでセカンダリ差推力ΔＷoutを算出する。差推力マップmap(ΔＷout)は、予め定められたセカンダリ変速速度ｄγoutとセカンダリ差推力ΔＷoutとの関係の一例を示す図である。変速制御部９４は、プライマリプーリ６０側のベルト滑りを防止する為に必要なセカンダリ推力として、セカンダリバランス推力Ｗoutblにセカンダリ差推力ΔＷoutを加算したセカンダリ側変速制御推力Ｗoutsh（＝Ｗoutbl＋ΔＷout）を算出する。又、変速制御部９４は、例えば図９に示すような差推力マップmap(ΔＷin)に、プライマリ目標変速速度ｄγintgtを適用することでプライマリ差推力ΔＷinを算出する。差推力マップmap(ΔＷin)は、予め定められたプライマリ変速速度ｄγinとプライマリ差推力ΔＷinとの関係の一例を示す図である。変速制御部９４は、プライマリバランス推力Ｗinblにプライマリ差推力ΔＷinを加算してプライマリ側変速制御推力Ｗinsh（＝Ｗinbl＋ΔＷin）を算出する。

上記ブロックＢ３，Ｂ４における演算では、図６に示すような推力比マップmap(τin)や図８に示すような差推力マップmap(ΔＷout)等の予め定められた物理特性図が用いられる。その為、油圧制御回路４６等の個体差によりセカンダリバランス推力Ｗoutblやセカンダリ差推力ΔＷoutの算出結果には物理特性に対するばらつきが存在する。そこで、このような物理特性に対するばらつきを考慮する場合には、変速制御部９４は、制御マージンＷmgnをプライマリ側滑り限界推力Ｗinlmtに加算しても良い。制御マージンＷmgnは、セカンダリバランス推力Ｗoutblやセカンダリ差推力ΔＷoutの算出に関わる物理特性に対するばらつき分に対応する予め定められた所定推力である。上述したような物理特性に対するばらつきを考慮する場合には、変速制御部９４は、前記式（３）に替えて、図５中に示す式「Ｗoutbl＝（Ｗinlmt＋Ｗmgn）×τin」を用いて、セカンダリバランス推力Ｗoutblを算出する。尚、上記物理特性に対するばらつき分は、油圧制御指令信号Ｓcvtに対する実際のプーリ油圧のばらつき分とは異なるものである。このプーリ油圧のばらつき分は、油圧制御回路４６等のハードユニットによっては比較的大きな値となるが、上記物理特性に対するばらつき分は、上記プーリ油圧のばらつき分と比べて極めて小さな値である。

図５のブロックＢ５において、変速制御部９４は、セカンダリ側滑り限界推力Ｗoutlmtとセカンダリ側変速制御推力Ｗoutshとのうちの大きい方の推力を、セカンダリ目標推力Ｗouttgtとして選択する。

図５のブロックＢ８において、変速制御部９４は、フィードバック制御量（＝ＦＢ制御量）Ｗinfbを算出する。具体的には、変速制御部９４は、例えば次式（５）に示すような予め定められたフィードバック制御式（＝ＦＢ制御式）を用いて、実変速比γcvtを目標変速比γcvttgtと一致させる為のＦＢ制御量Ｗinfbを算出する。次式（５）において、「Δγcvt」は変速比偏差Δγcvt、「Ｋp」は所定の比例定数、「Ｋi」は所定の積分定数である。従って、右辺第１項の「Ｋp×Δγcvt」はＦＢ制御式における比例項であり、右辺第２項の「Ｋi×(∫Δγcvtdt)」はＦＢ制御式における積分項である。変速制御部９４は、プライマリ側変速制御推力ＷinshにＦＢ制御量Ｗinfbを加算することで、変速ＦＢ制御によりプライマリ側変速制御推力Ｗinshを補正した後の値（＝Ｗinsh＋Ｗinfb）をプライマリ目標推力Ｗintgtとして算出する。このように、変速制御部９４は、無段変速機構２４の実変速比γcvtを目標変速比γcvttgtと一致させるように変速ＦＢ制御によりプライマリ推力Ｗinを補正する。この変速ＦＢ制御は、公知のＰＩ制御である。本実施例では、ＦＢ制御式における比例項を変速ＦＢ比例項と称し、ＦＢ制御式における積分項を変速ＦＢ積分項と称する。

Ｗinfb＝Ｋp×Δγcvt＋Ｋi×(∫Δγcvtdt) …（５）

図５のブロックＢ９及びブロックＢ１０において、変速制御部９４は、目標推力を目標プーリ圧に変換する。具体的には、変速制御部９４は、セカンダリ目標推力Ｗouttgt及びプライマリ目標推力Ｗintgtを、各々、各油圧アクチュエータ６０ｃ，６４ｃの受圧面積に基づいて、目標セカンダリ圧Ｐouttgt（＝Ｗouttgt／受圧面積）及び目標プライマリ圧Ｐintgt（＝Ｗintgt／受圧面積）に各々変換する。変速制御部９４は、目標セカンダリ圧Ｐouttgt及び目標プライマリ圧Ｐintgtを、各々、セカンダリ指示圧Ｓpout及びプライマリ指示圧Ｓpinとして設定する。

変速制御部９４は、目標プライマリ圧Ｐintgt及び目標セカンダリ圧Ｐouttgtが得られるように、油圧制御指令信号Ｓcvtとしてプライマリ指示圧Ｓpin及びセカンダリ指示圧Ｓpout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に従ってプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutを各々調圧する。

ここで、動力伝達装置１６では、完全解放、完全係合、解放過渡、及び係合過渡の４つの状態で表される第２クラッチＣ２の作動状態が走行モード等に応じて異なる。例えば、ベルト走行モードでは第２クラッチＣ２は完全係合の状態とされる一方で、ギヤ走行モードでは第２クラッチＣ２は完全解放の状態とされる。又、動力伝達装置１６のＣtoＣ変速制御では、第２クラッチＣ２は一時的に解放過渡の状態又は係合過渡の状態とされる。又、ベルト走行モードにおいて、シフトレバー８４がＮ操作ポジションとＤ操作ポジションとの間で操作されるガレージ操作が行われると、第２クラッチＣ２は一時的に解放過渡の状態又は係合過渡の状態とされる。第２クラッチＣ２の作動状態が異なれば、無段変速機構２４への入力トルクは異なる。つまり、無段変速機構２４への入力トルクは、第２クラッチＣ２の作動状態に応じたトルクとなる。

ベルト走行モード以外においても、ベルト走行モードと同様に、無段変速機構２４のベルト滑りを防止しつつ、無段変速機構２４の目標変速比γcvttgtを実現することが望ましい。その為、変速制御部９４は、プライマリ目標推力Ｗintgt及びセカンダリ目標推力Ｗouttgtの算出に用いる無段変速機構２４への入力トルクを、第２クラッチＣ２の作動状態に応じて算出する。つまり、変速制御部９４は、第２クラッチＣ２の作動状態に応じて推力比算出用入力トルクＴb1及びベルト滑り防止用入力トルクＴb2を各々算出する。

変速制御部９４は、第２クラッチＣ２が完全係合の状態であるときには、車両１０がベルト走行モードであるときを例示して説明した、プライマリ目標推力Ｗintgt及びセカンダリ目標推力Ｗouttgtの算出方法のように、推力比算出用入力トルクＴb1をタービントルクＴtとし、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2を最低保証トルクＴblimを考慮したタービントルクＴtとする。

変速制御部９４は、第２クラッチＣ２が完全解放の状態であるときには、推力比算出用入力トルクＴb1をゼロとし、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2を、第２クラッチＣ２の引き摺りトルクをプライマリ軸５８上に換算したトルク値、すなわち入力軸２２上に換算した第２クラッチＣ２の引き摺りトルクとする。この第２クラッチＣ２の引き摺りトルクは、例えば第２クラッチＣ２が完全解放の状態であるときの予め定められたトルクである。

変速制御部９４は、第２クラッチＣ２が係合過渡の状態であるときには、推力比算出用入力トルクＴb1を、Ｃ２クラッチトルクＴcltc2をプライマリ軸５８上に換算したトルク値、すなわち入力軸２２上に換算したＣ２クラッチトルクＴcltc2とする。変速制御部９４は、第２クラッチＣ２が係合過渡の状態であるときには、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2として、推力比算出用入力トルクＴb1及び最低保証トルクＴblimのうちの大きい方のトルクを選択する、すなわちベルト滑り防止用入力トルクＴb2を最低保証トルクＴblimを考慮した、入力軸２２上に換算したＣ２クラッチトルクＴcltc2とする。変速制御部９４は、例えば予め定められたＣ２クラッチトルクマップに、Ｃ２指示圧を適用することでＣ２クラッチトルクＴcltc2を算出する。尚、ここでの最低保証トルクＴblimは、第２クラッチＣ２が完全係合の状態であるときと同じ値が用いられても良いし、異なる値が用いられても良い。

変速制御部９４は、第２クラッチＣ２が解放過渡の状態であるときには、推力比算出用入力トルクＴb1として、タービントルクＴt及び入力軸２２上に換算したＣ２クラッチトルクＴcltc2のうちの小さい方のトルクを選択する。変速制御部９４は、第２クラッチＣ２が解放過渡の状態であるときには、ベルト滑り防止用入力トルクＴb2として、推力比算出用入力トルクＴb1、タービントルクＴt、及び入力軸２２上に換算した第２クラッチＣ２の引き摺りトルクのうちの大きい方のトルクを選択する。

一方で、無段変速機構２４の目標変速比γcvttgtは、走行モードの違いや制御状態に応じて設定されることが望ましい。変速制御部９４は、ベルト走行モードでの走行中は、前述したように、無段変速機構２４の目標変速比γcvttgtを、ＣＶＴ変速マップを用いて算出される目標変速比γcvttgtとする。

動力伝達装置１６のＣtoＣ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との間での変速とされることが望ましい。本実施例では、動力伝達装置１６のＣtoＣ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の係合過渡時の差回転速度を小さくして発熱量を抑制することにつながる。

変速制御部９４は、動力伝達装置１６のＣtoＣ変速制御を、無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー側変速比γmaxとされた状態で実行する。変速制御部９４は、ギヤ走行モードでの走行中には、動力伝達装置１６の有段アップシフトに備えて、無段変速機構２４の変速比γcvtを最ロー側変速比γmaxとする。つまり、変速制御部９４は、動力伝達装置１６のＣtoＣ変速制御の実行中やギヤ走行モードでの走行中は、無段変速機構２４の変速比γcvtを最ロー側変速比γmaxに維持する。

変速制御部９４は、動力伝達装置１６のＣtoＣ変速制御の実行中やギヤ走行モードでの走行中に、無段変速機構２４の変速比γcvtを最ロー側変速比γmaxに確実に維持する為に、前述した変速ＦＢ制御における前記式（５）のＦＢ制御式で用いる目標変速比γcvttgtとして、ハードばらつきを考慮した最ロー側目標変速比γmaxtgtを設定する。この最ロー側目標変速比γmaxtgtは、例えば最ロー側変速比γmaxの設計ノミナル値であるγmax設計ノミナル値に、そのγmax設計ノミナル値に対する無段変速機構２４の個体差によるハードばらつき分の上限値であるγmaxハード上限ばらつきを加えた、予め定められた値である。

目標変速比γcvttgtとしてハードばらつきを考慮した最ロー側目標変速比γmaxtgtが設定されると、目標変速比γcvttgtがγmax設計ノミナル値である場合と比較して、変速ＦＢ制御にてプライマリ目標推力Ｗintgtが小さくされてプライマリ圧Ｐinが低くされる。これにより、無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー側変速比γmaxに確実に維持され易くなる。尚、本実施例では、プライマリプーリ６０のＶ溝幅を広くする方向への可動シーブ６０ｂの移動が機械的に阻止される構造を採用している。無段変速機構２４では、プライマリプーリ６０のＶ溝幅を広くする方向への移動が機械的に阻止された可動シーブ６０ｂの位置にてそのＶ溝幅が最大とされて、最ロー側変速比γmaxが形成される。無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー側変速比γmaxとなっているときには、可動シーブ６０ｂはプライマリプーリ６０のＶ溝幅を広くする方向への移動が機械的に阻止されるので、最ロー側変速比γmaxを実現する為の値よりもプライマリ圧Ｐinを下げてもベルト滑りを防止する為のベルトトルク容量Ｔcvtが確保される。

ところで、車両停止状態からの発進時は、動力性能を確保する為にギヤ走行モードで走行し、その後、有段アップシフトとなる動力伝達装置１６のＣtoＣ変速制御が実行させられる。ＣtoＣ変速制御の実行中の無段変速機構２４における変速制御では、変速ＦＢ制御が実行される為、目標変速比γcvttgtが最ロー側目標変速比γmaxtgtに設定されてプライマリ圧Ｐinを下げるプライマリ指示圧Ｓpinの出力が継続され、変速ＦＢ積分項の値が積算される。有段アップシフトが終了してベルト走行モードへの移行が完了した後は、ＣＶＴ変速マップを用いた、アクセル操作量θacc及び車速Ｖに応じた目標変速比γcvttgtが算出される。つまり、目標変速比γcvttgtは、ベルト走行モードへの移行完了後に、例えば車速Ｖの上昇に伴い、最ロー側変速比γmaxから車速Ｖに応じた算出値に切り替えられる。これにより、無段変速機構２４はアップシフトされる。しかしながら、この際、最ロー側変速比γmaxを確実に維持する為にプライマリ圧Ｐinを下げる側に積算されていた変速ＦＢ積分項の値の影響によって、その積算された変速ＦＢ積分項の値が掃き出されるまでの間、無段変速機構２４におけるベルト走行モードでの変速制御においてプライマリ圧Ｐinを高くするプライマリ指示圧Ｓpinの出力、すなわち無段変速機構２４のアップシフトを指示する出力が遅れてしまう可能性がある。無段変速機構２４のアップシフトが遅れると、エンジン回転速度Ｎeが過回転領域（＝オーバーレブ領域）に到達する程の高回転速度となるおそれがある。このような現象は、例えばアクセル操作量θaccが大きくされた発進時等、エンジン回転速度Ｎeが高回転速度領域にある状態で有段アップシフトが実行させられる場合に発生し易い。

前述したような有段アップシフトの完了後に無段変速機構２４のアップシフトが遅れてエンジン１２がオーバーレブに至るおそれに対して、変速制御部９４は、有段アップシフトの完了後のベルト走行モードにおいて目標変速比γcvttgtが最ロー側変速比γmaxから外れた時に、すなわち無段変速機構２４のアップシフトを開始した時に、変速ＦＢ積分項の値である積算値を一旦ゼロにリセットするすなわちゼロクリアすることで、目標変速比γcvttgtに応じたプライマリ圧Ｐinを高くするプライマリ指示圧Ｓpinの出力を実行可能にしてエンジン１２の過回転が発生してしまうことを防止する。

電子制御装置９０は、上述した変速ＦＢ積分項の値を一旦ゼロにするという制御機能を実現する為に、更に、状態判定手段すなわち状態判定部１０６を備えている。

状態判定部１０６は、変速制御部９４により動力伝達装置１６の有段アップシフトの実行が完了させられた、ベルト走行モードへの移行完了後に、変速制御部９４が無段変速機構２４の目標変速比γcvttgtを最ロー側変速比γmaxから最ロー側変速比γmaxよりもハイ側の変速比であるハイ側変速比γcvthiへ切り替えたか否かを判定する。状態判定部１０６は、目標変速比γcvttgtが最ロー側変速比γmaxから外れた時という条件１が成立した時であるか否かを判定することで、変速制御部９４が目標変速比γcvttgtを最ロー側変速比γmaxからハイ側変速比γcvthiへ切り替えたか否かを判定する。状態判定部１０６は、前記条件１が成立した時であると判定した時には、変速制御部９４が目標変速比γcvttgtを最ロー側変速比γmaxからハイ側変速比γcvthiへ切り替えたと判定する。

変速制御部９４は、動力伝達装置１６の有段アップシフトの実行を完了した後に、状態判定部１０６により前記条件１が成立した時であると判定された時には、変速ＦＢ制御で用いるＦＢ制御式における変速ＦＢ積分項の値を一旦ゼロにする。その後のベルト走行モードでの無段変速機構２４の変速制御では、変速ＦＢ制御で用いられるＦＢ制御式における変速ＦＢ積分項の値は新たに積算される。

図１０は、電子制御装置９０の制御作動の要部すなわち動力伝達装置１６の有段アップシフトの完了後にエンジン１２の過回転が発生してしまうことを防止する為の制御作動を説明するフローチャートであり、例えば動力伝達装置１６の有段アップシフトの実行が完了させられた後に、繰り返し実行される。

図１０において、先ず、状態判定部１０６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、目標変速比γcvttgtが最ロー側変速比γmaxから外れた時という条件１が成立した時であるか否かが判定される。この条件１は、例えばこのフローチャートで繰り返し実行される制御作動において、目標変速比γcvttgtの前回値が最ロー側変速比γmaxであり、且つ、目標変速比γcvttgtの今回値が最ロー側変速比γmaxでないという条件である。このＳ１０の判断が否定される場合は本ルーチンが終了させられる。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、変速ＦＢ積分項の値である積算値が一旦ゼロにされる。

上述のように、本実施例によれば、動力伝達装置１６の有段アップシフトの実行が完了させられた後に、無段変速機構２４の目標変速比γcvttgtが最ロー側変速比γmaxからハイ側変速比γcvthiへ切り替えられた時には、すなわち目標変速比γcvttgtが最ロー側変速比γmaxから外れた時には、変速ＦＢ制御で用いる変速ＦＢ積分項の値が一旦ゼロにされるので、動力伝達装置１６の有段アップシフトの実行中に無段変速機構２４の変速比γcvtを最ロー側変速比γmaxに維持する為の変速ＦＢ積分項の値によるプライマリ推力Ｗinを小さくする側の補正に影響を受けることなく、無段変速機構２４のアップシフトを実行する為にプライマリ推力Ｗinを増大することつまりプライマリ圧Ｐinを高くすることができる。よって、動力伝達装置１６の有段アップシフトの完了後にエンジン１２の過回転が発生してしまうことを防止することができる。

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、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たが、この態様に限らない。例えば、セカンダリ軸６２が出力軸３０と一体的に連結されると共に、プライマリ軸５８は第２クラッチＣ２を介して入力軸２２と連結されても良い。つまり、第２クラッチＣ２は、プライマリプーリ６０と入力軸２２との間の動力伝達経路に設けられていても良い。

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に基づいて目標駆動力Ｆwtgtを算出し、その目標駆動力Ｆwtgt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）
６０：プライマリプーリ
６０ｃ：油圧アクチュエータ
６４：セカンダリプーリ
６６：伝動ベルト（伝達要素）
９０：電子制御装置（制御装置）
９４：変速制御部
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有し、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、及び前記第１動力伝達経路よりもハイ側の変速比が形成される、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を介した第２動力伝達経路である車両用動力伝達装置の、制御装置であって、
   前記第１動力伝達経路が形成された状態から前記第２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アップシフトを、前記無段変速機構の変速比が最ロー側変速比とされた状態で実行すると共に、前記無段変速機構の実変速比を目標変速比と一致させるようにフィードバック制御により前記プライマリプーリの油圧アクチュエータによって付与される前記伝達要素を挟圧する前記プライマリプーリの推力を補正する変速制御部を含み、
   前記変速制御部は、前記車両用動力伝達装置のアップシフトの実行を完了した後に、前記無段変速機構の目標変速比を前記最ロー側変速比から前記最ロー側変速比よりもハイ側の変速比へ切り替えた時には、前記フィードバック制御で用いる予め定められたフィードバック制御式における積分項の値を一旦ゼロに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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