JP6662274B2 - 車両用動力伝達装置の制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、ベルト式無段変速機を介した第１動力伝達経路と歯車式伝動機構を介した第２動力伝達経路とを並列に備えた車両用動力伝達装置において、第１クラッチおよび第２クラッチの一方から他方への掛け替えにより第１動力伝達経路および第２動力伝達経路を択一的に選択するクラッチツゥクラッチ変速（ＣｔｏＣ変速）中におけるベルト式無段変速機のアップシフトを抑制するとともに、ベルト式無段変速機の耐久性の低下を抑制する技術に関する。

駆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、ベルト式無段変速機を通る第１動力伝達経路と１つ又は複数のギヤ段が形成される歯車式伝動機構を通る第２動力伝達経路とを並列に備え、前記第１動力伝達経路を選択するために係合させられる第１クラッチが前記ベルト式無段変速機の出力側プーリあるいは前記出力側プーリよりもトルク伝達経路における下流側に設けられた車両用動力伝達装置において、前記第１クラッチおよび第２クラッチを一方から他方へ掛け換えることで前記第１動力伝達経路および前記第２動力伝達経路を択一的に選択するクラッチツゥクラッチ変速（ＣｔｏＣ変速）を実行する車両用動力伝達装置の制御装置が知られている。たとえば特許文献１の車両用動力伝達装置の制御装置がそれである。

特許文献１の車両用動力伝達装置では、前記ベルト式無段変速機は、前記入力回転部材に設けられた有効径が可変の入力側プーリであるプライマリプーリと、前記出力回転部材と同軸心の回転軸に設けられた有効径が可変の出力側プーリであるセカンダリプーリと、プライマリプーリとセカンダリプーリとの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを備えている。プライマリプーリおよびセカンダリプーリに付与される推力が制御されることにより、各プーリの有効径が変化させられて、変速比が連続的に変化させられる。前記第１クラッチは、前記セカンダリプーリが設けられた前記回転軸と前記出力回転部材との間を断接する。前記第２クラッチは、差動歯車式前後進切替機構の前記駆動力源から動力が入力される入力要素と前記出力回転部材に間接的に連結された出力要素との間を断接する。前記第２クラッチが解放されるとともに前記第１クラッチが係合されるＣｔｏＣ変速により、１つ又は複数のギヤ段が形成される前記歯車式伝動機構を介した前記第２動力伝達経路から前記ベルト式無段変速機を介した前記第１動力伝達経路へ切り替えられる。前記第１クラッチが解放されるとともに前記第２クラッチが係合されるＣｔｏＣ変速により、前記第１動力伝達経路から前記第２動力伝達経路へ切り替えられる。ＣｔｏＣ変速中においては前記ベルト式無段変速機のプライマリプーリへ入力される入力トルクが前記第１クラッチのトルク容量に応じて変化する。このため、ＣｔｏＣ変速中において、前記第１クラッチの指示油圧から算出される前記第１クラッチのトルク容量に基づいて、前記ベルト式無段変速機への入力トルクが推定されており、その推定された入力トルクに基づいてＣｔｏＣ変速中におけるプライマリプーリおよびセカンダリプーリの推力制御が油圧を用いて行われている。

特開２０１６−３６７３号公報

ところで、ＣｔｏＣ変速中の前記ベルト式無段変速機の入力トルクを推定するための、前記第１クラッチの指示油圧から算出される前記第１クラッチのトルク容量は、たとえば前記第１クラッチの出力側油圧シリンダおよび摩擦板などのハードに関わる各諸元などに起因してバラツキが生じる可能性がある。ＣｔｏＣ変速中において前記ベルト式無段変速機のトルク容量を確保するため、前記第１クラッチの指令値に対するトルク容量のバラツキの最大値に基づいて推定される前記ベルト式無段変速機の入力トルクの推定入力トルクを、ＣｔｏＣ変速中の前記ベルト式無段変速機のトルク容量を確保するための推力の算出に用いられるトルク容量算出用推定入力トルク、およびＣｔｏＣ変速中の前記ベルト式無段変速機の推力比の算出に用いられる推力比算出用推定入力トルクにそれぞれ設定することが考えられる。しかし、この場合には、前記ベルト式無段変速機への実際の入力トルクが推力比算出用推定入力トルクに設定された推定入力トルクよりも低くなり、推力比の特性上、前記ベルト式無段変速機のＣｔｏＣ変速中の目標変速比であって最低車速側の変速比である最ロー変速比γmaxから実際の入力トルクに応じた変速比への意図しないアップシフトが生じて、クラッチの発熱や車両のドライバビリティに影響する可能性があった。

また、前記ベルト式無段変速機の実際の入力トルクの値に拘わらずＣｔｏＣ変速中において前記ベルト式無段変速機を最ロー変速比γmaxに維持するために、最ロー変速比γmaxを達成する為の推力比を最大値として、プライマリプーリに推力を付与する入力側油圧シリンダの圧力を最低圧とすることが考えられる。この場合、プライマリプーリのトルク容量は、出力側油圧シリンダへ供給される圧力に応じたセカンダリプーリへの推力によるベルト張力の反力で定められる。これにより、推力比の特性上、実際の入力トルクの値に拘わらず最ロー変速比γmaxが維持される。しかしながら、入力側油圧シリンダの圧力が最低圧へ必要以上に低下させられることで、体格が最適化された前記ベルト式無段変速機の耐久性を確保することができない可能性があった。

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、ＣｔｏＣ変速中におけるベルト式無段変速機のアップシフトを抑制するとともに、ベルト式無段変速機の耐久性の低下を抑制す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。

本発明の要旨とするところは、駆動力源から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、ベルト式無段変速機を通る第１動力伝達経路と歯車式伝動機構を通る第２動力伝達経路とを並列に備え、前記第１動力伝達経路を選択するために係合させられる第１クラッチが前記ベルト式無段変速機の出力側プーリあるいは前記出力側プーリよりもトルク伝達経路における下流側に設けられた車両用動力伝達装置において、前記第１クラッチおよび第２クラッチを一方から他方へ掛け換えることで前記第１動力伝達経路および前記第２動力伝達経路を択一的に選択するクラッチツゥクラッチ変速を実行するとともに、前記ベルト式無段変速機の入力トルクを前記第１クラッチのトルク容量から推定し、前記第１クラッチのトルク容量に基づいて前記ベルト式無段変速機の入力側プーリに設けられた入力側油圧シリンダの圧力を制御する車両用動力伝達装置の制御装置であって、前記クラッチツゥクラッチ変速中に前記入力側油圧シリンダの圧力を算出する際、前記ベルト式無段変速機の入力トルクとして、前記ベルト式無段変速機のトルク容量を確保するための推力を算出するためのトルク容量算出用推定入力トルク、および前記ベルト式無段変速機の推力比を算出するための推力比算出用推定入力トルクを用い、前記トルク容量算出用推定入力トルクを、前記第１クラッチへの指令値に対するトルク容量のバラツキの最大値に基づいて設定し、前記推力比算出用推定入力トルクを、前記第１クラッチへの指令値に対するトルク容量のバラツキの最小値に基づいて設定することにある。

本発明によれば、前記クラッチツゥクラッチ変速中に前記入力側油圧シリンダの圧力を算出する際、前記ベルト式無段変速機の入力トルクとして、前記ベルト式無段変速機のトルク容量を確保するための推力を算出するためのトルク容量算出用推定入力トルク、および前記ベルト式無段変速機の推力比を算出するための推力比算出用推定入力トルクを用い、前記トルク容量算出用推定入力トルクを、前記第１クラッチへの指令値に対するトルク容量のバラツキの最大値に基づいて設定し、前記推力比算出用推定入力トルクを、前記第１クラッチへの指令値に対するトルク容量のバラツキの最小値に基づいて設定する。このため、前記推力比算出用推定入力トルクは、前記第１クラッチへの指令値に対するトルク容量のバラツキの最小値に基づいて設定されるため、ベルト式無段変速機への実際の入力トルクが推力比算出用推定入力トルクよりも低くなることが抑制されて、ＣｔｏＣ変速中の前記ベルト式無段変速機のアップシフトが抑制される。また、たとえばＣｔｏＣ変速中に最ロー変速比を達成するために前記ベルト式無段変速機の推力比を最大として入力側油圧シリンダの圧力を最低圧とする場合と比較して、入力側油圧シリンダへ供給する油圧低下を抑制できるため、前記ベルト式無段変速機の耐久性の低下を抑制することができる。

また、好適には、前記ベルト式無段変速機の出力側プーリのトルク容量を確保するための推力と前記ベルト式無段変速機の入力トルクとの予め定められた第１の関係と、前記ベルト式無段変速機の推力比を算出するための、前記ベルト式無段変速機の目標変速比をパラメータとして前記ベルト式無段変速機の入力トルクと前記ベルト式無段変速機の推力比との予め定められた第２の関係とを備え、前記クラッチツゥクラッチ変速中は、前記第１の関係から前記トルク容量算出用推定入力トルクに基づいて、前記ベルト式無段変速機の前記出力側プーリのトルク容量を確保するための推力を算出し、前記クラッチツゥクラッチ変速中は、前記ベルト式無段変速機の目標変速比を前記ベルト式無段変速機により形成される最大変速比とし、前記第２の関係から前記最大変速比と前記推力比算出用推定入力トルクとに基づいて、前記ベルト式無段変速機の最大変速比を達成する推力比を算出し、前記ベルト式無段変速機の前記出力側プーリのトルク容量を確保するための推力を前記ベルト式無段変速機の最大変速比を達成する推力比により除して、前記入力側プーリの目標推力を算出し、前記入力側プーリの目標推力から前記ベルト式無段変速機の入力側プーリに設けられた入力側油圧シリンダの圧力を算出する。このため、前記第２の関係から、前記ベルト式無段変速機の最大変速比と前記第１クラッチへの指令値に対するトルク容量のバラツキの最小値に基づいて設定された前記推力比算出用推定入力トルクとに基づいて、前記ベルト式無段変速機の最大変速比を達成する推力比が算出される。これにより、ＣｔｏＣ変速中におけるベルト式無段変速機のアップシフトを抑制するとともに、ベルト式無段変速機の耐久性の低下を抑制することができる。

また、好適には、前記第２の関係は、前記ベルト式無段変速機の入力トルクが小さくなるほど、前記ベルト式無段変速機の目標変速比を達成するための推力比が大きくなる関係である。このため、前記第２の関係から前記ベルト式無段変速機の最大変速比と前記第１クラッチへの指令値に対するトルク容量のバラツキの最小値に基づいて設定された前記推力比算出用推定入力トルクとに基づいて算出される推力比が、前記第２の関係から前記ベルト式無段変速機の最大変速比と前記ベルト式無段変速機の実際の入力トルクとに基づいて算出される推力比よりも大きくなる。これにより、実際の入力トルクに応じた目標変速比がダウンシフトとなることから、ＣｔｏＣ変速中における前記ベルト式無段変速機のアップシフトが抑制される。

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。 図１の車両に備えられる動力伝達装置の走行パターンの切り換わりを説明する為の図である。 図１の動力伝達装置における変速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とともに、電子制御装置の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。 図１の動力伝達装置に備えられる無段変速機において、ＣｔｏＣ変速中においてトルクシフト（アップシフト）を発生させるトルクシフト発生要因と、そのトルクシフト発生要因によるトルクシフトの発生を抑制するための対応とを示す図である。 図１の無段変速機において、ＣｔｏＣ変速中に最ロー変速比γmaxを達成するための本実施例および比較例の各推力比（γmaxバランス推力比）からそれぞれ定まるプライマリ推力Ｗinについて説明する図である。 図１の動力伝達装置に備えられる無段変速機の目標変速比に対する推力比を算出するために用いられる、目標変速比γtgtをパラメータとしてトルク比と推力比τとの予め定められた推力比マップの一例を示す図である。 図１の無段変速機の入力トルクＴinと推力比τと変速比γcとの関係を示す図であって、トルクシフトを説明する概念図である。 図３の電子制御装置の制御作動の要部を説明するフローチャートである。 図３の電子制御装置のＣｔｏＣ変速によるアップシフトにおける制御作動の一例を説明する図である。 図３の電子制御装置とは異なる制御機能を有する比較例の電子制御装置の、ＣｔｏＣ変速によるアップシフトにおける制御作動の一例を説明する図である。 図３の電子制御装置のＣｔｏＣ変速によるアップシフトにおける制御作動の一例と、図３の電子制御装置とは異なる制御機能を有する比較例の電子制御装置の制御作動の一例とを、それぞれ示すタイムチャートである。

以下、本発明の車両用動力伝達装置の制御装置の一実施例について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。図１において、車両１０は、走行用の駆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との間に設けられた動力伝達装置１６とを備えている。動力伝達装置１６は、非回転部材としてのハウジング１８内において、エンジン１２に連結されたトルクコンバータ２０、トルクコンバータ２０の出力回転部材であるタービン軸と一体的に設けられた入力軸２２、入力軸２２に連結された無段変速機構としてのベルト式無段変速機２４(以下、無段変速機２４)、同じく入力軸２２に連結された前後進切換装置２６、前後進切換装置２６を介して入力軸２２に連結されて無段変速機２４と並列に設けられた伝動機構としてのギヤ機構２８、無段変速機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に連結されたデフギヤ３８、デフギヤ３８に連結された１対の車軸４０等を備えている。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の動力(特に区別しない場合にはトルクや力も同義)は、トルクコンバータ２０、無段変速機２４(或いは前後進切換装置２６及びギヤ機構２８)、減速歯車装置３４、デフギヤ３８、及び車軸４０等を順次介して１対の駆動輪１４へ伝達される。

動力伝達装置１６は、エンジン１２の動力を入力回転部材である入力軸２２から無段変速機２４を通り駆動輪１４側(すなわち出力軸３０)へ伝達する第１動力伝達経路と、エンジン１２の動力を入力軸２２からギヤ機構２８を通り駆動輪１４側(すなわち出力軸３０)へ伝達する第２動力伝達経路とを、入力軸２２と出力軸３０との間に並列に備え、車両１０の走行状態に応じてその第１動力伝達経路とその第２動力伝達経路とが切り換えられるように構成されている。その為、動力伝達装置１６は、上記第１動力伝達経路と上記第２動力伝達経路とを選択的（択一的）に切り替えるクラッチ機構として、上記第１動力伝達経路における動力伝達を断続するＣＶＴ走行用クラッチＣ２と、上記第２動力伝達経路における動力伝達を断続する前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１とを備えている。ＣＶＴ走行用クラッチＣ２、前進用クラッチＣ１、及び後進用ブレーキＢ１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油圧式摩擦係合装置(摩擦クラッチ)である。なお、無段変速機２４は本発明のベルト式無段変速機構に対応し、前後進切替装置２６およびギヤ機構２８は本発明の歯車式伝動機構に対応する。また、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２は本発明の第１クラッチに対応し、前進用クラッチＣ１は本発明の第２クラッチに対応する。

トルクコンバータ２０は、入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に設けられており、エンジン１２に連結されたポンプ翼車２０ｐ、および入力軸２２に連結されたタービン翼車２０ｔを備えている。ポンプ翼車２０ｐには、無段変速機２４を変速制御したり、無段変速機２４におけるベルト狭圧力を発生させたり、前記クラッチ機構の各々の作動を切り替えたり、動力伝達装置１６の動力伝達経路の各部に潤滑油を供給したりする為の作動油圧をエンジン１２により回転駆動されることにより発生する機械式のオイルポンプ６８が連結されている。

前後進切換装置２６は、入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に設けられており、ダブルピニオン型の遊星歯車装置２６ｐ、前進用クラッチＣ１、及び後進用ブレーキＢ１を主体として構成されている。遊星歯車装置２６ｐのキャリヤ２６ｃは入力軸２２に一体的に連結され、遊星歯車装置２６ｐのリングギヤ２６ｒは後進用ブレーキＢ１を介してハウジング１８に選択的に連結され、遊星歯車装置２６ｐのサンギヤ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４２に連結されている。又、キャリヤ２６ｃとサンギヤ２６ｓとは、前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結される。

ギヤ機構２８は、小径ギヤ４２と、ギヤ機構カウンタ軸４４に相対回転不能に設けられてその小径ギヤ４２と噛み合う大径ギヤ４６とを含んで構成されている。従って、ギヤ機構２８は、１つギヤ段（変速比)が形成される伝動機構である。ギヤ機構カウンタ軸４４回りには、アイドラギヤ４８がギヤ機構カウンタ軸４４に対して同軸心に相対回転可能に設けられている。ギヤ機構カウンタ軸４４回りには、更に、ギヤ機構カウンタ軸４４とアイドラギヤ４８との間に、これらの間を選択的に断接する噛合式クラッチＤ１が設けられている。噛合式クラッチＤ１は、ギヤ機構カウンタ軸４４に形成された第１ギヤ５０と、アイドラギヤ４８に形成された第２ギヤ５２と、これら第１ギヤ５０及び第２ギヤ５２と嵌合可能(係合可能、噛合可能)な内周歯が形成されたハブスリーブ５４とを含んで構成されている。このように構成された噛合式クラッチＤ１では、ハブスリーブ５４がこれら第１ギヤ５０及び第２ギヤ５２と嵌合することで、ギヤ機構カウンタ軸４４とアイドラギヤ４８とが接続される。又、噛合式クラッチＤ１は、第１ギヤ５０と第２ギヤ５２とを嵌合する際に回転を同期させる、同期機構としての公知のシンクロメッシュ機構Ｓ１を更に備えている。アイドラギヤ４８は、そのアイドラギヤ４８よりも大径の出力ギヤ５６と噛み合っている。出力ギヤ５６は、出力軸３０と同じ回転軸心回りにその出力軸３０に対して相対回転不能に設けられている。前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１の一方が係合され且つ噛合式クラッチＤ１が係合されると、第１動力伝達経路および第２動力伝達経路のうちの、エンジン１２の動力が入力軸２２から前後進切換装置２６、ギヤ機構２８、アイドラギヤ４８、及び出力ギヤ５６を順次経由して出力軸３０に伝達される、第２動力伝達経路が選択される。

無段変速機２４は、入力軸２２と出力軸３０との間の動力伝達経路上に設けられている。無段変速機２４は、入力軸２２に設けられた入力側部材である有効径が可変の入力側プーリであるプライマリプーリ５８と、出力軸３０と同軸心のセカンダリ軸６０に設けられた出力側部材である有効径が可変の出力側プーリであるセカンダリプーリ６２と、その一対の可変プーリ５８，６２の間に巻き掛けられた伝動ベルト６４とを備え、一対の可変プーリ５８，６２と伝動ベルト６４との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。出力軸３０は、セカンダリ軸６０回りにそのセカンダリ軸６０に対して同軸心に相対回転可能に配置されている。

プライマリプーリ５８では、プライマリプーリ５８に作用する油圧（すなわちプライマリプーリ５８に設けられたプライマリ側油圧シリンダ５８ｃへ供給されるプライマリ圧Ｐin）が油圧制御回路６６（図３参照）によって調圧制御されることにより、各シーブ５８ａ、５８ｂ間のＶ溝幅を変更する為のプライマリプーリ５８における入力側推力（プライマリ推力）Ｗin（＝プライマリ圧Ｐin×受圧面積）が制御される。又、セカンダリプーリ６２では、セカンダリプーリ６２に作用する油圧(すなわちセカンダリプーリ６２に設けられたセカンダリ側油圧シリンダ６２ｃへ供給されるセカンダリ圧Ｐout)が油圧制御回路６６によって調圧制御されることにより、各シーブ６２ａ，６２ｂ間のＶ溝幅を変更する為のセカンダリプーリ６２における出力側推力(セカンダリ推力)Ｗout(＝セカンダリ圧Ｐout×受圧面積)が制御される。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、各プーリ５８，６２のＶ溝幅が変化して伝動ベルト６４の掛かり径(有効径)が変更され、変速比(ギヤ比)γ(＝入力軸回転速度Ｎin／出力軸回転速度Ｎout)が連続的に変化させられると共に、伝動ベルト６４が滑りを生じないように各プーリ５８，６２と伝動ベルト６４との間の摩擦力(ベルト挟圧力)が必要且つ充分に制御される。このように、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６４の滑りが防止されつつ実際の変速比(実変速比)γが目標変速比γtgtとされる。なお、プライマリ側油圧シリンダ５８ｃは、本発明の入力側油圧シリンダに対応する。

ＣＶＴ走行用クラッチＣ２は、無段変速機２４の出力側部材（出力側プーリ）であるセカンダリプーリ６２（セカンダリ軸６０）（ここではセカンダリプーリ６２（セカンダリ軸６０）よりもトルク伝達経路における下流側の駆動輪１４側である出力軸３０でも同意）に設けられており、セカンダリプーリ６２と出力軸３０との間を断接する。言い換えれば、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２は、セカンダリプーリ６２と出力軸３０との間に設けられている。第１動力伝達経路および第２動力伝達経路のうちの、エンジン１２の動力が入力軸２２から無段変速機２４を経由して出力軸３０に伝達される、第１動力伝達経路が選択されるときに、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合される。

図２は、動力伝達装置１６の各走行パターン毎の係合要素の係合表を用いて、その走行パターンの切り換わりを説明する為の図である。図２において、Ｃ１は前進用クラッチＣ１の作動状態に対応し、Ｃ２はＣＶＴ走行用クラッチＣ２の作動状態に対応し、Ｂ１は後進用ブレーキＢ１の作動状態に対応し、Ｄ１は噛合式クラッチＤ１の作動状態に対応し、「○」は係合(接続)を示し、「×」は解放(遮断)を示している。

例えばギヤ機構２８を介してエンジン１２の動力が出力軸３０に伝達される走行パターン（すなわち第２動力伝達経路を通って動力が伝達される走行パターン）であるギヤ走行（ギヤモードともいう）から、無段変速機２４を介してエンジン１２の動力が出力軸３０に伝達される走行パターン（すなわち第１動力伝達経路を通って動力が伝達される走行パターン）であるＣＶＴ走行（ベルトモードともいう）(高車速)へ切り換えられる場合、前進用クラッチＣ１を解放してＣＶＴ走行用クラッチＣ２を係合するようにクラッチを掛け替えるＣtoＣ変速が実行され、動力伝達装置１６においてはアップシフトさせられる。

又、例えばＣＶＴ走行(高車速)からギヤ走行へ切り換えられる場合、ＣＶＴ走行(中車速)の状態からＣＶＴ走行用クラッチＣ２を解放して前進用クラッチＣ１を係合するようにクラッチを掛け替える変速(例えばＣtoＣ変速)が実行され、動力伝達装置１６においてはダウンシフトさせられる。したがって、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２および前進用クラッチＣ１を一方から他方へ掛け替えるＣｔｏＣ変速が実行されることで、第１動力伝達経路および第２動力伝達経路が択一的に選択される。

図３は、動力伝達装置１６における変速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３において、車両１０には、例えば動力伝達装置１６の走行パターンを切り換えたり、無段変速機２４の無段変速を制御するための、本発明の車両用動力伝達装置の制御装置としての機能を含む電子制御装置１００が備えられている。よって、図３は、電子制御装置１００の入出力系統を示す図であり、又、電子制御装置１００による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図でもある。電子制御装置１００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。例えば、電子制御装置１００は、エンジン１２の出力制御、無段変速機２４の変速制御やベルト挟圧力制御、走行パターンを切り換える制御等を実行するようになっており、必要に応じてエンジン制御用、変速制御用等に分けて構成される。

電子制御装置１００には、車両１０が備える各種センサ(例えば各種回転速度センサ８２，８４，８６、アクセル開度センサ８８、スロットル弁開度センサ９０、セカンダリ回転速度センサ９２など)による検出信号に基づく各種実際値(例えばエンジン回転速度Ｎe（ｒｐｍ）、タービン回転速度Ｎt（ｒｐｍ）に対応するプライマリプーリ５８の回転速度である入力軸回転速度Ｎin（ｒｐｍ）、車速Ｖ（ｋｍ／ｈ）に対応する出力軸回転速度Ｎout（ｒｐｍ）、運転者の加速要求量としてのアクセルペダルの操作量であるアクセル開度θacc（％）、スロットル弁開度θth（％）、セカンダリプーリ６２の回転速度であるセカンダリ回転速度Ｎsec、など）が、それぞれ供給される。なお、電子制御装置１００は、たとえば入力軸回転速度Ｎinとセカンダリ回転速度Ｎsecとに基づいて無段変速機２４の変速比γc（＝入力軸回転速度Ｎin／セカンダリ回転速度Ｎsec）を算出する。

又、電子制御装置１００からは、エンジン１２の出力制御の為のエンジン出力制御指令信号Ｓe、無段変速機２４の変速に関する油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓin、Ｓout、動力伝達装置１６の走行パターンの切換えに関連する前後進切換装置２６、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２、及び噛合式クラッチＤ１を制御する為の油圧制御指令信号Ｓc1、Ｓb1、Ｓc2、Ｓd1等が、それぞれ出力される。具体的には、エンジン出力制御指令信号Ｓeとして、スロットルアクチュエータを駆動して電子スロットル弁の開閉を制御する為のスロットル信号や燃料噴射装置から噴射される燃料の量を制御する為の噴射信号や点火装置によるエンジン１２の点火時期を制御する為の点火時期信号などが出力される。又、油圧制御指令信号Ｓinとして、プライマリプーリ５８のアクチュエータに供給されるプライマリ圧Ｐinを調圧するソレノイド弁を駆動する為の指令信号、油圧制御指令信号Ｓoutとして、セカンダリプーリ６２のアクチュエータに供給されるセカンダリ圧Ｐoutを調圧するソレノイド弁を駆動する為の指令信号などが油圧制御回路６６へ出力される。又、油圧制御指令信号Ｓc1、Ｓb1、Ｓc2、Ｓd1として、前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２、噛合式クラッチＤ１に各々作用する各油圧（すなわち前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２、噛合式クラッチＤ１の各アクチュエータへ供給されるクラッチ圧Ｐc1、クラッチ圧Ｐb1、クラッチ圧Ｐc2、クラッチ圧Ｐd1）を調圧する各ソレノイド弁を駆動する為の指令信号などが油圧制御回路６６へ出力される。

油圧制御回路６６において、ライン圧Ｐ１は、例えばオイルポンプ６８から出力（発生）される作動油圧を元圧として、ソレノイド弁により調圧される。油圧制御回路６６において、たとえばプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutは、ベルト滑りを発生させず且つ不必要に大きくならないベルト狭圧力を各プーリ５８、６２に発生させるように制御される。又、プライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとの相互関係で、各プーリ５８、６２の推力比τ（＝Ｗout／Ｗin）が変更されることにより無段変速機２４の変速比γcが変更される。例えば、その推力比τが大きくされる程、変速比γcが大きくされる（すなわち無段変速機２４はダウンシフトされる）。

電子制御装置１００は、変速制御部１０２を備えている。変速制御部１０２は、ＣｔｏＣ変速判断部１０４、ベルト入力トルク算出部１０６、推力制御部１１０およびＣｔｏＣ変速制御部１１２を備えている。

ＣｔｏＣ変速判断部１０４は、ギヤ走行における変速比ＥＬに対応する第１速変速比γ１とＣＶＴ走行における最ロー変速比γmaxに対応する第２速変速比γ２とを切り替える為のアップシフト線及びダウンシフト線を用いて、車速Ｖ及びアクセル開度θaccに基づいて変速(変速比の切替え)を判断し、その判断結果に基づいて車両走行中の走行パターンを切り替えるか否かを判定する。上記アップシフト線及びダウンシフト線は、例えば予め定められた変速線であり、所定のヒステリシスを有している。なお、ＣＶＴ走行における最ロー変速比γmaxは、本発明のベルト式無段変速機により形成される最大変速比に相当する。

ＣｔｏＣ変速制御部１１２は、ギヤ走行中にＣｔｏＣ変速判断部１０４によりアップシフトが判定されると、前進用クラッチＣ１を解放すると共にＣＶＴ走行用クラッチＣ２を係合するＣtoＣ変速によりアップシフトを実行することで、ギヤモードからＣＶＴ走行モード(高車速)へ切り替える。また、ギヤモードからＣＶＴ走行モードへの切替えに伴う変速比γの変化の連続性の観点から、推力制御部１１０によるＣｔｏＣ変速によるアップシフト中は、無段変速機２４の変速比γcがたとえば最ロー変速比γmax側に維持されるように制御される。

又、ＣｔｏＣ変速制御部１１２は、ＣＶＴ走行(高車速)中にＣｔｏＣ変速判断部１０４によりダウンシフトが判断されると、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２を解放すると共に前進用クラッチＣ１を係合するＣtoＣ変速によりダウンシフトを実行することで、ＣＶＴ走行モードからギヤ走行モードへ切り替える。このＣｔｏＣ変速によるダウンシフトは、たとえばドライバによる大きな加速操作が行われた場合などには、無段変速機２４のダウンシフトと同時に行われる場合がある。

ＣｔｏＣ変速中は、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2の変化に応じて、無段変速機２４への入力トルクＴinが変化するため、基本的には、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2を無段変速機２４の実際の変速比γcで除算して、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４への入力トルクＴinが算出される。以下、このように算出された入力トルクＴinを推定入力トルクＴinesという。ここで、ＣｔｏＣ変速中のＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2は、油圧制御回路６６へ出力されるクラッチ指示圧Ｐc2dirおよびセカンダリ側油圧シリンダ６２ｃの各諸元に基づいて算出される。

図４は、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４のトルクシフト（アップシフト）を発生させるトルクシフト発生要因と、そのトルクシフト発生要因による無段変速機２４でのトルクシフトの発生を抑制するための対応とを、示す図である。ここで、トルクシフトとは、たとえばクラッチ指示圧Ｐc2dirに基づいて算出した推定入力トルクＴinesと実際の入力トルクＴinとの乖離（バラツキ）などのトルクシフト要素に起因して、目標変速比γtgtを維持できず、目標変速比γtgtからアップシフトする、あるいはダウンシフトすることである。

図４に示されるように、後述する図７の横軸（トルク）に対応するトルクシフト発生要因（トルクシフト要素）には、クラッチ指示圧Ｐc2dirに対するＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2のバラツキが挙げられている。ＣｔｏＣ変速中において推定入力トルクＴinesの算出に用いられるＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2は、クラッチ指示圧Ｐc2dirおよびセカンダリ側油圧シリンダ６２ｃの各諸元に基づいて算出される。このため、たとえば、クラッチ指示圧Ｐc2dirと実際のクラッチ圧Ｐc2との乖離、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２の摩擦板の摩擦係数μおよびセカンダリ側油圧シリンダ６２ｃの各諸元などに起因して、クラッチ指示圧Ｐc2dirに対して実際に得られるトルク容量Ｔc2は揃わず、所定の範囲でバラツキを有する可能性がある。推定入力トルクＴinesは、バラツキを有するトルク容量Ｔc2の算出値から求められるため、実際の入力トルクＴinとの間に乖離が生じる可能性がある。

ＣｔｏＣ変速中において、実際の入力トルクＴinが推定入力トルクＴinesよりも低い値となると、推力比特性上、最ロー変速比γmaxからアップシフトが生じる可能性がある。このため、ＣｔｏＣ変速中において、実際の入力トルクＴinに拘わらず最ロー変速比γmaxを維持するために、最ロー変速比γmaxを達成する推力比τを最大値に設定して目標プライマリ推力Ｗintgtを得るためのプライマリ側油圧シリンダ５８ｃに供給されるプライマリ圧Ｐinを最低圧とすることが考えられる。これにより、実際の入力トルクＴinに拘わらず無段変速機２４の最ロー変速比γmaxが維持される。しかしながら、最ロー変速比γmaxを達成する推力比τが最大値に設定された場合のプライマリ圧Ｐinは、実際の入力トルクＴinに応じてトルク容量を確保するために必要となるプライマリ圧Ｐinから必要以上に低下させられるため、無段変速機２４の耐久性が低下する可能性があった。このため、電子制御装置１００は、ＣｔｏＣ変速中に、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2に基づいてＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の入力トルクＴinを推定し、その推定した無段変速機２４の入力トルクＴinである推定入力トルクＴinesに基づいて、ＣｔｏＣ変速中に無段変速機２４のアップシフトが生じないように、プライマリプーリ５８に設けられたプライマリ側油圧シリンダ５８ｃのプライマリ圧Ｐinを制御する。つまり、本実施例では、プライマリ圧Ｐinが実際の入力トルクＴinに応じたプライマリ圧Ｐinよりも小さくなるように制御されて、推力比特性上、最ロー変速比γmaxにおいて実際の入力トルクＴinに応じたトルクシフトがダウンシフト側となり最ロー変速比γmaxが維持されるγmax押付け制御（図４）が行われる。この無段変速機２４のγmax押付け制御では、プライマリ圧Ｐinが最低圧まで下げられないことから、無段変速機２４の耐久性の低下を抑制することが可能となる。電子制御装置１００は、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４のγmax押付け制御において、ＣｔｏＣ変速中にプライマリ側油圧シリンダ５８ｃのプライマリ圧Ｐinを算出する際、無段変速機２４のトルク容量Ｔc2を確保するためのトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtc、および無段変速機２４の推力比τを算出するための推力比算出用推定入力トルクＴincを用いるが、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の入力トルクＴinとして、以下の２種類の異なる値の推定入力トルクＴinesが用いられる。ここで、ＣｔｏＣ変速中のトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcは、ＣｔｏＣ変速中におけるベルト滑りの抑制を保証する為の必要且つ充分な推力であるベルト滑り保証推力Ｗlmtcを算出するのに用いられる無段変速機２４の入力トルクＴinである。また、推力比算出用推定入力トルクＴincは、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の推力比τを算出するのに用いられる無段変速機２４の入力トルクＴinである。

ベルト入力トルク算出部１０６は、ＣｔｏＣ変速判断部１０４によりＣｔｏＣ変速が実行中であると判定されると、クラッチ指示圧Ｐc2dirおよびセカンダリ側油圧シリンダ６２ｃの各諸元から推定入力トルクＴinesを算出する際に、クラッチ指示圧Ｐc2dirとＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2およびそのバラツキとの予め定められた関係から、実際のクラッチ指示圧Ｐc2dirに基づいてクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキを推定し、トルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxとトルク容量Ｔc2のバラツキの最小値Ｔc2minとを推定する。ここで、トルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxからトルク容量Ｔc2のバラツキの最小値Ｔc2minを引いたトルク容量Ｔc2の所定のバラツキ範囲は、略一定値であり、クラッチ指示圧Ｐc2dirと実際のクラッチ圧Ｐc2との乖離幅、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２の摩擦板の摩擦係数μおよびセカンダリ側油圧シリンダ６２ｃの各諸元などから、予め実験的に設定されている。ベルト入力トルク算出部１０６は、タービントルクＴtとトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxを無段変速機２４の変速比γcで除算した推定入力トルクのバラツキ最大値Ｔinesmaxとのうちの小さい方の値（ミニマムセレクト値）を、ＣｔｏＣ変速中のトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcに設定する。つまり、ベルト入力トルク算出部１０６は、推定入力トルクのバラツキ最大値ＴinesmaxがタービントルクＴtよりも小さい場合には、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２へのクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxに基づいてトルク容量算出用推定入力トルクＴinesmaxを設定する。

ベルト入力トルク算出部１０６は、トルク容量Ｔc2のバラツキの最小値Ｔc2minに基づいて推力比算出用推定入力トルクＴincを設定する。具体的には、トルク容量Ｔc2のバラツキの最小値Ｔc2minを無段変速機２４の変速比γcで除算した推定入力トルクのバラツキ最小値Ｔinesminが推力比算出用推定入力トルクＴincに設定される。あるいは、ベルト入力トルク算出部１０６は、タービントルクＴtおよび推定入力トルクのバラツキ最大値Ｔinesmaxのうちミニマムセレクトにより推定入力トルクのバラツキ最大値Ｔinesmaxをトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcに設定する場合には、推定入力トルクのバラツキ最小値Ｔinesminを推力比算出用推定入力トルクＴincに設定し、タービントルクＴtおよび推定入力トルクのバラツキ最大値ＴinesmaxのうちミニマムセレクトによりタービントルクＴtをトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcに設定する場合には、タービントルクＴtからトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲を変速比γcで除算した除算値を引いた値を推力比算出用推定入力トルクＴincに設定してもよい。つまり、ベルト入力トルク算出部１０６は、トルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcからトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲を変速比γcで除算した除算値を引いた値を推力比算出用推定入力トルクＴincに設定してもよい。これにより、ＣｔｏＣ変速中において、実際の入力トルクＴinが推力比算出用推定入力トルクＴincよりも低くなることが抑制される。

推力制御部１１０は、ＣｔｏＣ変速中のプライマリ推力Ｗinを得るためのプライマリプーリ５８のプライマリ側油圧シリンダ５８ｃに供給されるプライマリ圧Ｐinを算出する。図５は、ＣｔｏＣ変速中に最ロー変速比γmaxを達成するための本実施例および比較例の各推力比（γmaxバランス推力比）からそれぞれ定まるプライマリ推力Ｗinについて説明する図である。推力制御部１１０は、プライマリ圧Ｐinの算出の際に、無段変速機２４の入力トルクＴinとして、無段変速機２４のトルク容量を確保するために必要且つ充分な推力であるベルト滑り保証推力Ｗlmtを算出するために、タービントルクＴtおよび推定入力トルクのバラツキ最大値Ｔinesmaxのうちの小さい方の値に設定されたトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcを用い、無段変速機２４の推力比τを算出するために、推定入力トルクのバラツキ最小値ＴinesminあるいはタービントルクＴtからトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲を無段変速機２４の変速比γcで除算した徐算値を引いた値に設定された推力比算出用推定入力トルクＴincを用いる。

推力制御部１１０は、トルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcを用いて、ＣｔｏＣ変速中のプライマリ側ベルト滑り保証推力Ｗlmtinおよびセカンダリ側ベルト滑り保証推力Ｗlmtoutを算出する。推力制御部１１０は、各々、次式(１)及び次式(２)から、ＣｔｏＣ変速中のプライマリプーリ５８の入力トルクとしてベルト入力トルク算出部１０６により設定されたトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtc、セカンダリプーリ６２の入力トルクとしての無段変速機２４の出力トルクＴout(＝γ×Ｔlmtc)、各プーリ５８，６２のシーブ角(コーン面角)α、所定のベルトエレメント−シーブ間摩擦係数μ、実変速比γから一意的に算出されるプライマリプーリ５８側のベルト掛かり径Ｒin、実変速比γから一意的に算出されるセカンダリプーリ６２側のベルト掛かり径Ｒout(以上、図１参照)に基づいて、ＣｔｏＣ変速中のプライマリ側ベルト滑り保証推力Ｗlmtin及びセカンダリ側ベルト滑り保証推力Ｗlmtoutを算出する。なお、次式（２）は、本発明の第１の関係に相当する。
Ｗlmtin ＝(Ｔlmtc ×cosα)／(２×μ×Ｒin ) …(１)
Ｗlmtout＝(Ｔout×cosα)／(２×μ×Ｒout) …(２)

図６は、目標変速比γtgtをパラメータとしてトルク比と推力比τとの予め定められた推力比マップの一例を示す図である。推力制御部１１０は、図６に示す推力比マップから、推力比算出用推定入力トルクＴincを用いて、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の推力比τを算出する。推力比マップは、無段変速機２４の推力比τを算出するための、無段変速機２４の目標変速比γtgtをパラメータとして、無段変速機２４の入力トルクＴinから求められるトルク比と無段変速機２４の推力比τとの予め定められた関係である。推力制御部１１０は、予め定められた関係(例えばＣＶＴ変速マップ)からアクセル開度θacc及び車速Ｖに基づいて目標入力軸回転速度Ｎitgtを算出し、その目標入力軸回転速度Ｎitgtに基づいて目標変速比γtgt(＝Ｎitgt／Ｎout)を算出するが、ＣｔｏＣ変速中では目標変速比γtgtは最ロー変速比γmaxである。また、推力制御部１１０は、推力比τの算出に用いるトルク比を算出する。ＣｔｏＣ変速中のトルク比は、ベルト入力トルク算出部１０６により設定された推力比算出用推定入力トルクＴincと、予め定められた無段変速機２４に入力可能な限界のトルクである保証入力トルクＴlmtinとの比(＝Ｔinc／Ｔlmtin)である。推力制御部１１０は、図６に示されるような予め定められた関係(推力比マップ)から目標変速比γtgt及びＣｔｏＣ変速中のトルク比に基づいて、目標変速比γtgtである最ロー変速比γmaxを定常的に維持する為の推力比τ（γmaxバランス推力比）を算出する。推力比マップは、トルク比が０から１のエンジン１２の駆動力によって駆動輪１４が駆動される駆動状態では、トルク比が１に近い比較的高トルク比の領域以外においては、トルク比が小さくなるほどすなわちＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の入力トルクとしての推力比算出用推定入力トルクＴincが小さくなるほど、最ロー変速比γmaxを達成する推力比τ（γmaxバランス推力比）が大きくなる関係を有している。なお、推力比マップは、本発明の第２の関係に相当する。

図５に示されるように、本実施例におけるＣｔｏＣ変速中の推力比τ（γmaxバランス推力比）は、トルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcの設定に考慮されるクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxに対して、トルク容量Ｔc2の差（バラツキ）が最大（ＭＡＸ）となる、クラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキの最小値Ｔc2minが考慮されて設定される推力比算出用推定入力トルクＴincに基づいて算出される。一方、図５の比較例におけるＣｔｏＣ変速中の最ロー変速比γmaxを達成する推力比τ（γmaxバランス推力比）を算出するための推力比算出用推定入力トルクＴincは、トルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcと同様に、トルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxを変速比γcで除算した推定入力トルクのバラツキ最大値ＴinesmaxおよびタービントルクＴtのうちの小さい方の値に設定されている。つまり、比較例におけるＣｔｏＣ変速中の推力比（γmaxバランス推力比）は、トルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcの設定に考慮されるクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxに対して、トルク容量Ｔc2のバラツキが考慮されずに（Ｃ２トルク容量ノミナル）、トルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcと同じ値に設定された推力比算出用推定入力トルクＴincに基づいて算出される。このため、本実施例のＣｔｏＣ変速中の推力比τ（γmaxバランス推力比）は、比較例のＣｔｏＣ変速中の推力比τ（γmaxバランス推力比）よりも大きい。

図５において、推力制御部１１０は、前記（１）式からトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcに基づいて算出したプライマリ側滑り保証推力Ｗlmtinおよび最ロー変速比γmaxを達成する推力比τ（γmaxバランス推力比）から、セカンダリ側変速制御推力Ｗoutshを算出する。推力制御部１１０は、前記（２）式からトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcに基づいて算出したセカンダリ側滑り保証推力Ｗlmtoutと、上記のように算出したセカンダリ側変速制御推力Ｗoutshとのうちの大きい方を、目標セカンダリ推力Ｗouttgt（図５中の実線の棒グラフで示されるセカンダリ推力）として設定する。推力制御部１１０は、目標セカンダリ推力Ｗouttgtを推力比τ（γmaxバランス推力比）で除して、目標プライマリ推力Ｗintgt（図５中の実線の棒グラフで示されるプライマリ推力）を算出する。推力制御部１１０は、目標セカンダリ推力Ｗouttgt及び目標プライマリ推力Ｗintgtを、各油圧シリンダ６２ｃ，５８ｃの各受圧面積に基づいて目標セカンダリ圧Ｐouttgt(＝Ｗouttgt／６２ｃの受圧面積)及び目標プライマリ圧Ｐintgt(＝Ｗintgt／５８ｃの受圧面積)に各々変換する。推力制御部１１０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Ｓinとしてプライマリ指示圧Ｐindirを、油圧制御指令信号Ｓoutとしてセカンダリ指示圧Ｐoutdirを、それぞれ油圧制御回路６６へ出力する。油圧制御回路６６は、その油圧制御指令信号Ｓin、Ｓoutに従って、各ソレノイド弁を作動させてプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutを調圧する。

比較例での目標プライマリ推力Ｗintgtおよび目標セカンダリ推力Ｗouttgtは、前記（１）式，（２）式および推力比マップから、タービントルクＴtおよびクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxを変速比γcで除算した推定入力トルクのバラツキ最大値Ｔinesmaxのうちの小さい方の値に設定されたトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcおよび推力比算出用推定入力トルクＴincに基づいて算出される。図５において、比較例の目標プライマリ推力Ｗintgtは、実線の棒グラフで示される実施例の目標プライマリ推力Ｗintgtよりも破線で示されるクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲に相当する推力分だけ大きい。つまり、本実施例のＣｔｏＣ変速中の推力比τ（γmaxバランス推力比）は、比較例のＣｔｏＣ変速中の推力比τ（γmaxバランス推力比）よりも大きいため、本実施例での目標プライマリ推力Ｗintgtは、比較例での目標プライマリ推力Ｗintgtから、トルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲に相当する推力分だけ差し引かれた（下げられた）プライマリ推力Ｗinに設定される。このように設定される本実施例での目標プライマリ推力Ｗinを得るためのプライマリ側油圧シリンダ５８ｃに供給されるプライマリ圧Ｐinの、図５の比較例での目標プライマリ推力Ｗintgtを得るためのプライマリ圧Ｐinからの下げ量は、たとえば最ロー変速比γmaxを達成する推力比τが最大とされて最低圧に設定されたプライマリ圧Ｐinの、図５の比較例でのプライマリ圧Ｐinからの下げ量よりも小さい。

図７は、無段変速機２４の入力トルクＴinと推力比τと変速比γcとの関係を示す図であって、トルクシフトを説明する概念図である。なお、図７において、同一の変速比γcを示す点の連なりが実線で例示されている。図７の白丸位置では、その白丸位置での目標変速比γtgt、および鎖線で示される制御上の無段変速機２４の入力トルクＴin（制御認識値）である推定入力トルクＴinesに基づいて算出される推力比τから得られるバランス推力によって目標変速比γtgtが維持される。このとき、一点鎖線で示される無段変速機２４の実際の入力トルクＴin（実態値）が推定入力トルクＴines（制御認識値）よりも低い値である場合には、白丸位置から推力比τを一定のまま低トルク側に矢印方向へ移動した実際（実態）の入力トルクＴinに対応する、白丸位置での変速比γcよりも高車速側の変速比γcへアップシフトする可能性がある。反対に、無段変速機２４の実際の入力トルクＴin（実態値）が推定入力トルクＴines（制御認識値）よりも高い値である場合には、白丸位置から推力比τを一定のまま高トルク側に矢印方向へ移動した実際（実態）の入力トルクＴinに対応する、白丸位置での変速比γcよりも低車速側の変速比γcへダウンシフトする可能性がある。

本実施例では、ＣｔｏＣ変速中において最ロー変速比γmaxを維持するための推力比τ（γmaxバランス推力比）を算出するための推力比算出用推定入力トルクＴincは、クラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキの最小値Ｔc2minを変速比γcで除算した推定入力トルクのバラツキ最小値Ｔinesmin、あるいはタービントルクＴtからトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲を変速比γcで除算した徐算値を引いた値に設定される。このため、ＣｔｏＣ変速中において実際の入力トルクＴinが推力比算出用推定入力トルクＴincよりも低い値となることが抑制されるため、無段変速機２４の最ロー変速比γmaxからのアップシフトが抑制される。一方、比較例の推力比算出用推定入力トルクＴincは、トルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxを考慮して設定されるため、実際の入力トルクＴinが推力比算出用推定入力トルクＴincよりも低い値となり、ＣｔｏＣ変速中に無段変速機２４の最ロー変速比γmaxからのアップシフトが生じる可能性がある。つまり、本実施例のプライマリ側油圧シリンダ５８ｃに供給されるプライマリ圧Ｐinは、トルク容量Ｔc2のバラツキに起因したＣｔｏＣ変速中の最ロー変速比γmaxからのアップシフトを抑制するために、図５の比較例のプライマリ圧Ｐinから必要最低限下げられている。これにより、本実施例のγmax押付け制御では、クラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキに起因したＣｔｏＣ変速中の最ロー変速比γmaxからのアップシフトの抑制と無段変速機２４の耐久性の低下の抑制とを両立可能な目標プライマリ推力Ｗintgtとするための最適な目標プライマリ圧Ｐintgtが設定される。

なお、図４に示されるように、ＣｔｏＣ変速中には、プライマリ指示圧Ｐindirに対する実際のプライマリ圧Ｐinのばらつきによって、図７の推力比（縦軸）に乖離（指示推力比に対する実推力比の乖離）が生じて最ロー変速比γmaxからのトルクシフト（アップシフト）が生じる可能性がある。このため、たとえば最ロー変速比γmaxを維持するための、プライマリ圧Ｐinと油圧ばらつきを見込んだプライマリ圧Ｐinの下げ量との予め定められたマップから、たとえば油圧センサからの実際のセカンダリ圧Ｐoutおよび推力比τから算出されたプライマリ圧Ｐinに基づいて、ＣｔｏＣ変速中のプライマリ圧Ｐinの下げ量を設定する（Ｐinばらつきダウンシフト保証制御）。本実施例のγmax押付け制御は、このＰinばらつきダウンシフト保証制御に並行して行なわれてもよい。その場合、ＣｔｏＣ変速中のプライマリ圧Ｐinの下げ量は、γmax押付け制御での下げ量とＰinばらつきダウンシフト保証制御での下げ量とを足したものとなる。

図８は、電子制御装置１００の制御作動の要部を説明するフローチャートである。図９は、ＣｔｏＣ変速によるアップシフトにおける本実施例の電子制御装置１００の制御作動の一例を説明する図である。図１０は、ＣｔｏＣ変速によるアップシフトにおける電子制御装置１００とは異なる制御機能を有する比較例の電子制御装置の制御作動の一例を説明する図である。図１１は、ＣｔｏＣ変速によるアップシフトにおいて、本実施例の電子制御装置１００の制御作動の一例と、電子制御装置１００とは異なる制御機能を有する比較例の電子制御装置の制御作動の一例とを、それぞれ示すタイムチャートである。

図８において、ＣｔｏＣ変速判断部１０４の機能に対応するステップ（以下、「ステップ」を省略する。）Ｓ１において、ＣｔｏＣ変速中であるか否かが判定される。Ｓ１の判定が否定される場合には、本フローチャートは終了させられる。Ｓ１の判定が肯定される場合（図９の本実施例におけるｔ１時点からｔ３時点および図１１のｔ１時点からｔ３時点）には、ベルト入力トルク算出部１０６の機能に対応するＳ２において、クラッチ指示圧Ｐc2dir（Ｃ２指示油圧）に対するＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxを無段変速機２４の変速比γcで除算した推定入力トルクのバラツキ最大値ＴinesmaxとタービントルクＴtとのうちの小さい値が、トルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcに設定される。図９および図１１のｔ１時点からｔ２時点において、図９の破線で示されるベルト入力トルク、図１１の実線で示されるＣ２トルク容量ばらつき最大値／変速比にそれぞれ対応する推定入力トルクのバラツキ最大値Ｔinesmaxがトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtc（狭圧力算出用推定入力トルク）に設定され、図９および図１１のｔ２時点からｔ３時点において、図９および図１１においてそれぞれ一点鎖線で示されるタービントルクＴtがトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcに設定されている。なお、図１１において、分かり易くするために破線で示されるトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcは、推定入力トルクのバラツキ最大値ＴinesmaxあるいはタービントルクＴtから僅かにずらして示されている。ベルト入力トルク算出部１０６の機能に対応するＳ３において、クラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキの最小値Ｔc2minを変速比γcにより除算した推定入力トルクのバラツキ最小値Ｔinesmin、あるいはタービントルクＴtからトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲を変速比γcで除算した除算値を引いた値が、推力比算出用推定入力トルクＴincに設定される。図９のｔ１時点からｔ３時点において、二点鎖線で示されるベルト入力トルクに対応する推定入力トルクのバラツキ最小値Ｔinesminが推力比算出用推定入力トルクＴincに設定されている。図１１のｔ１時点からｔ２時点において、推定入力トルクのバラツキ最小値Ｔinesminが実線で示される推力比算出用推定入力トルクＴincに設定され、図１１のｔ２時点からｔ３時点において、タービントルクＴtからトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲（クラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxとバラツキの最小値Ｔc2minとの差）を変速比γcで除算した除算値を引いた値が推力比算出用推定入力トルクＴincに設定されている。このため、図９に示されるように、ＣｔｏＣ変速中において実際の入力トルクＴin（実ベルト入力トルク）が推力比算出用推定入力トルクＴincよりも低い値となることが抑制される。これにより、最ロー変速比γmaxにおいて実際の入力トルクＴinに応じたトルクシフトがダウンシフト側となり実際の変速比（実レシオ）が目標変速比（目標レシオ）γtgtである最ロー変速比γmaxに維持される。

推力制御部１１０の機能に対応するＳ４において、前記（１）式および前記（２）式からトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcに基づいて、ベルト滑り保証推力Ｗlmtが算出される。また、図４に示される推力比マップから推力比算出用推定入力トルクＴincに基づいて、最ロー変速比γmaxを達成する推力比τが算出される。図１１において、実線で示される最ロー変速比γmaxを達成する推力比τ（γmaxバランス推力比（Ｃ２容量ばらつき下限））は、破線で示されるトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcからクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲を変速比γcで除算した除算値を引いた値に設定された、実線で示される推力比算出用推定入力トルクＴincに基づいて算出される。推力制御部１１０の機能に対応するＳ５において、ベルト滑り保証推力Ｗlmtcおよび推力比τから、目標セカンダリ推力Ｗouttgt、目標プライマリ推力Ｗintgtが設定される。目標プライマリ推力Ｗintgtは、目標セカンダリ推力Ｗouttgtを推力比τにより除算した値に設定される。図１１に示されるように、本実施例の実線で示される推力比τはクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲が考慮されて設定されるため、たとえば最ロー変速比γmaxを達成する推力比τを最大値としてプライマリ圧Ｐinを最低圧とする場合よりも、実線で示されるプライマリ圧Ｐinを高くすることができる。このため、プライマリプーリ５８のプライマリ側油圧シリンダ５８ｃに供給されるプライマリ圧Ｐinを、ＣｔｏＣ変速中の最ロー変速比γmaxからのアップシフトを抑制するとともに、無段変速機２４の耐久性の低下を抑制するために最適なプライマリ圧とすることができる。推力制御部１１０の機能に対応するＳ６において、ＣｔｏＣ変速中において、目標セカンダリ推力Ｗouttgtおよび目標プライマリ推力Ｗintgtに基づいて、無段変速機２４の推力制御が行われる。Ｓ６実行後、本フローチャートは終了させられる。

一方、図１０および図１１のｔ１時点からｔ２時点においては、図１０の破線で示されるベルト入力トルク、図１１の実線で示されるＣ２トルク容量ばらつき最大値／変速比にそれぞれ対応する推定入力トルクのバラツキ最大値Ｔinesmaxが推力比算出用推定入力トルクＴincに設定され、図１０および図１１のｔ２時点からｔ３時点においては一点鎖線で示されるタービントルクＴtが推力比算出用推定入力トルクＴincに設定されている。つまり、図１０および図１１の比較例では、トルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcと同じ値が、推力比算出用推定入力トルクＴincに設定されている。図１０に示されるように、比較例では、ＣｔｏＣ変速中において、実際の入力トルクＴinが推力比算出用推定入力トルクＴincよりも低い値となり、アップシフト側へのトルクシフトが生じて、目標変速比（目標レシオ）γtgtである最ロー変速比γmaxよりも実際の変速比（実レシオ）γcが小さくなっている。また、図１１に示されるように、比較例の破線で示される最ロー変速比γmaxを維持するための推力比（γmaxバランス推力比）は、トルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲が考慮されていないため（Ｃ２トルク容量ノミナル）、本実施例の実線で示される推力比τよりも小さい。このため、図１１に示されるように、比較例の破線で示されるプライマリ圧Ｐin（Ｃ２トルク容量ノミナル）は、実施例の実線で示されるプライマリ圧Ｐinよりも、トルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲に相当する推力の油圧分だけ大きい。なお、図９および図１０のｔ１時点から所定時間の間において、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２の油圧シリンダへ所定の作動油を供給するクイックアプライ制御のクラッチ指示圧Ｐc2dirが点線で示されている。また、図１１には、タービン回転速度Ｎt（入力軸回転速度Ｎin）が実線で、無段変速機２４の基本目標回転速度Ｎinbsが破線でそれぞれ示されている。また、セカンダリ安全率逆数ＳＦout^−１（＝Ｗlmtout／Ｗout）が点線で、セカンダリ推力比逆数が実線でそれぞれ示されている。

上述のように、本実施例の電子制御装置１００によれば、ＣｔｏＣ変速中に目標プライマリ推力Ｗintgtを得るためのプライマリ側油圧シリンダ５８ｃへ供給されるプライマリ圧Ｐinを算出する際、無段変速機２４の入力トルクＴinとして、無段変速機２４のトルク容量を確保するためのベルト滑り保証推力Ｗlmtcを算出するためのトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtc、および無段変速機２４の推力比τを算出するための推力比算出用推定入力トルクＴincを用い、クラッチ指示圧Ｐc2dirに対するＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxを無段変速機２４の変速比γcで除算した推定入力トルクのバラツキ最大値ＴinesmaxおよびタービントルクＴtのうちの小さい方の値がトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcに設定され、クラッチ指示圧Ｐc2dirに対するＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2のバラツキの最小値Ｔc2minを無段変速機２４の変速比γcで除算した推定入力トルクのバラツキ最小値Ｔinesmin、あるいはタービントルクＴtからトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲を無段変速機２４の変速比γcで除算した除算値を引いた値が、推力比算出用推定入力トルクＴincに設定される。このため、推力比算出用推定入力トルクＴincは、クラッチ指示圧Ｐc2dirに対するＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2のバラツキの最小値Ｔc2minを考慮して設定されるため、無段変速機２４への実際の入力トルクＴinが推力比算出用推定入力トルクＴincよりも低くなることが抑制されて、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４のアップシフトが抑制される。また、ＣｔｏＣ変速中のプライマリプーリ５８に設けられたプライマリ側油圧シリンダ５８ｃのプライマリ圧Ｐinの、たとえばクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxに基づいて設定された推力比算出用推定入力トルクＴincから無段変速機２４の推力比τが算出される比較例のプライマリプーリ５８に設けられたプライマリ側油圧シリンダ５８ｃのプライマリ圧Ｐinからの下げ量は、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2の推定のバラツキ範囲分に相当する油圧に抑えられる。このため、たとえば最ロー変速比γmaxを達成する無段変速機２４の推力比τを最大値としてプライマリ側油圧シリンダ５８ｃのプライマリ圧Ｐinを最低圧とする場合と比較して、プライマリ側油圧シリンダ５８ｃのプライマリ圧Ｐinの下げ量を小さくすることができることから、無段変速機２４の耐久性の低下を抑制することができる。

また、本実施例によれば、電子制御装置１００は、無段変速機２４のプライマリプーリ５８のトルク容量を確保するために必要且つ充分な推力であるプライマリ側滑り保証推力Ｗlmtinと無段変速機２４の入力トルクＴinとの予め定められた前記（１）式と、無段変速機２４のセカンダリプーリ６２のトルク容量を確保するために必要且つ充分な推力であるセカンダリ側滑り保証推力Ｗlmtoutと無段変速機２４の入力トルクＴinとの予め定められた前記（２）式と、無段変速機２４の推力比τを算出するための、無段変速機２４の目標変速比γtgtをパラメータとして無段変速機２４の入力トルクＴinと無段変速機２４の推力比τとの予め定められた推力比マップとを備えている。また、推力制御部１１０は、ＣｔｏＣ変速中は、前記（１）式あるいは前記（２）式からトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcに基づいて、無段変速機２４のプライマリプーリ５８のプライマリ側滑り保証推力Ｗlmtin、およびセカンダリプーリ６２のセカンダリ側滑り保証推力Ｗlmtoutをそれぞれ算出するとともに、無段変速機２４の目標変速比γtgtを無段変速機２４により形成される最ロー変速比γmaxとし、前記推力比マップから最ロー変速比γmaxと推力比算出用推定入力トルクＴincに基づいて、無段変速機２４の最ロー変速比γmaxを達成する推力比τを算出する。そして、推力制御部１１０は、プライマリ側滑り保証推力Ｗlmtinおよび最ロー変速比γmaxを達成する推力比τから算出したセカンダリ側変速制御推力Ｗoutshとセカンダリ側滑り保証推力Ｗlmtoutとの大きい方の値を、目標セカンダリ推力Ｗouttgtに設定し、目標セカンダリ推力Ｗouttgtを無段変速機２４の最ロー変速比γmaxを達成する推力比τにより除して、プライマリプーリ５８の目標プライマリ推力Ｗintgtを算出し、目標プライマリ推力Ｗintgtから無段変速機２４のプライマリプーリ５８に設けられたプライマリ側油圧シリンダ５８ｃのプライマリ指示圧Ｐindirを算出する。このため、前記推力比マップから、無段変速機２４の最ロー変速比γmaxとＣＶＴ走行用クラッチＣ２へのクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲が考慮されて設定された推力比算出用推定入力トルクＴincとに基づいて、無段変速機２４の最ロー変速比γmaxを達成する推力比τが算出される。これにより、ＣｔｏＣ変速中における無段変速機２４のアップシフトが抑制されるとともに、無段変速機２４の耐久性の低下が抑制される。

また、本実施例によれば、前記推力比マップは、無段変速機２４の入力トルクＴinが小さくなるほど、無段変速機２４の目標変速比γtgtを達成するための推力比τが大きくなる関係である。このため、前記推力比マップから無段変速機２４の最ロー変速比γmaxとＣＶＴ走行用クラッチＣ２へのクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲が考慮されて設定された推力比算出用推定入力トルクＴincとに基づいて算出される推力比τが、前記推力比マップから無段変速機２４の最ロー変速比γmaxと無段変速機２４の実際の入力トルクＴinとに基づいて算出される推力比τよりも大きくなる。これにより、最ロー変速比γmaxにおいて実際の入力トルクＴinに応じたトルクシフトがダウンシフト側となり実際の変速比が目標変速比γtgtである最ロー変速比γmaxに維持される。

以上、本発明を表及び図面を参照して詳細に説明したが、本発明は更に別の態様でも実施でき、その主旨を逸脱しない範囲で種々変更を加え得るものである。

たとえば、前述の実施例の電子制御装置１００では、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxあるいはバラツキの最小値Ｔc2minを無段変速機２４の変速比γcで除算した推定入力トルクのバラツキ最大値Ｔinesmax、推定入力トルクのバラツキ最小値Ｔinesminが、トルク容量算出用推定入力トルクＴlmtc、あるいは推力比算出用推定入力トルクＴincに設定されていたが、これに限定されるものではない。たとえばエンジン１２から出力されるエンジントルクＴeとＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2とから構成される、予め求められて記憶されている運動方程式ないしは関係マップから、実際のエンジントルクＴeおよびＣＶＴ走行用クラッチＣ２へのクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxに基づいて推定入力トルクのバラツキ最大値Ｔinesmaxを算出し、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２へのクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキの最小値Ｔc2minに基づいて推定入力トルクのバラツキ最小値Ｔinesminを算出してもよい。

また、前述の実施例では、ギヤ機構２８は、１つのギヤ段が形成される伝動機構であったが、これに限定されるものではない。たとえば、ギヤ機構２８は、変速比γが異なる複数のギヤ段が形成される伝動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よい。

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、その他一々例示はしないが、本発明は、その主旨を逸脱しない範囲で当業者の知識に基づいて種々変更、改良を加えた態様で実施することができる。

１２：エンジン（駆動力源）
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（ベルト式無段変速機）
２８：ギヤ機構（歯車式伝動機構）
３０：出力軸（出力回転部材）
５８：プライマリプーリ（入力側プーリ）
５８ｃ：プライマリ側油圧シリンダ（入力側油圧シリンダ）
６２：セカンダリプーリ（出力側プーリ）
１００：電子制御装置（車両用動力伝達装置の制御装置）
Ｃ１：前進用クラッチ（第１クラッチ）
Ｃ２：ＣＶＴ走行用クラッチ（第２クラッチ）

Claims (1)

1. 駆動力源から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、ベルト式無段変速機を通る第１動力伝達経路と歯車式伝動機構を通る第２動力伝達経路とを並列に備え、前記第１動力伝達経路を選択するために係合させられる第１クラッチが前記ベルト式無段変速機の出力側プーリあるいは前記出力側プーリよりもトルク伝達経路における下流側に設けられた車両用動力伝達装置において、
   前記第１クラッチおよび第２クラッチを一方から他方へ掛け換えることで前記第１動力伝達経路および前記第２動力伝達経路を択一的に選択するクラッチツゥクラッチ変速を実行するとともに、前記ベルト式無段変速機の入力トルクを前記第１クラッチのトルク容量から推定し、前記第１クラッチのトルク容量に基づいて前記ベルト式無段変速機の入力側プーリに設けられた入力側油圧シリンダの圧力を制御する車両用動力伝達装置の制御装置であって、
   前記クラッチツゥクラッチ変速中に前記入力側油圧シリンダの圧力を算出する際、前記ベルト式無段変速機の入力トルクとして、前記ベルト式無段変速機のトルク容量を確保するための推力を算出するためのトルク容量算出用推定入力トルク、および前記ベルト式無段変速機の推力比を算出するための推力比算出用推定入力トルクを用い、
   前記トルク容量算出用推定入力トルクを、前記第１クラッチへの指令値に対するトルク容量のバラツキの最大値に基づいて設定し、
   前記推力比算出用推定入力トルクを、前記第１クラッチへの指令値に対するトルク容量のバラツキの最小値に基づいて設定する
   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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