用于車輛變速器的控制裝置的制作方法

本發明涉及一種用于車輛變速器的控制裝置，所述車輛變速器包括彼此并行設置在驅動力源和驅動輪之間的無級變速機構和齒輪機構。

背景技術：

眾所周知這樣一種車輛變速器，所述車輛變速器包括彼此并行設置在輸入旋轉構件和輸出旋轉構件之間的帶式無級變速機構和齒輪機構。齒輪機構具有預定的檔位。驅動力源的動力被傳遞到輸入旋轉構件。輸出旋轉構件將動力輸出到驅動輪。例如，在日本專利申請公開第63-28740號(JP 63-28740A)中描述的車輛變速器。JP 63-28740A描述了這樣一種車輛，其包括彼此并行設置在輸入旋轉構件和輸出旋轉構件之間的無級變速路徑和直接驅動路徑。無級變速器插置在無級變速路徑中。直接驅動路徑具有接近無級變速路徑中的最高車速側(最高側)變速比(最高變速比)的固定變速比。例如，最高車速側(最高側)變速比(最高變速比)是最大變速比。另外，JP 63-28740A描述了在車輛通過使用直接驅動路徑正行駛的同時，通過將在無負載狀態下持續空轉的無級變速器的變速比控制為相對于最高變速比的低車速側(低側)的最佳變速比來減小空轉的無級變速器中的損失轉矩。低車速側最佳變速比例如是作為變速比“1”的中間變速比。

技術實現要素：

附帶一提的是，當其中插置有齒輪機構的動力傳遞路徑中的變速比低于其中插置有無級變速機構的動力傳遞路徑中的最低變速比時，期望在無級變速機構的最低變速比側實行無級變速機構和齒輪機構之間的轉換。在這種情況下，當在經由齒輪機構進行動力傳遞期間空轉的無級變速機構的變速比從實行轉換所在的最低變速比側變速到更高變速比側(例如，中間變速比側)時，無級變速機構的輸出側帶輪的推力(次級推力)減小。因此，作為施加到輸出側帶輪的液壓(次級壓力)的源壓力的管路壓力減小，并且用于驅動產生管路壓力的源壓力的液壓泵的驅動力源的損失被抑制，結果是，可期待提高燃料經濟性的效果。然而，僅在管路壓力由次級壓力和施加到輸入側帶輪的液壓(初級壓力)支配的區域中，可以減小管路壓力。例如，該區域是其中的次級壓力和初級壓力二者都大于用于建立插置有齒輪機構的動力傳遞路徑的離合器的液壓(離合器壓力)的區域，并且該離合器的液壓是使用相同的管路壓力作為源壓力的另一控制液壓)。因此，未獲得提高燃料經濟性的效果。如果在除了由次級壓力和初級壓力支配管路壓力的區域以外的區域中空轉的無級變速機構的變速比變速為更高變速比側，不但未獲得提高燃料經濟性的效果，而且輸入旋轉構件的等效慣性增加(例如，用于輸出側帶輪的輸入旋轉構件的等效慣性增加，并且輸入旋轉構件的等效慣性取決于變速比)。因此，例如，存在由車輛加速期間的旋轉波動所引起的輸入旋轉構件的慣性損失可能增加，且結果是，車輛的動力性能(駕駛性能)可能惡化。因此，在如何控制空轉的無級變速機構方面仍有改進的空間。上述的不便之處還不是公知的。

本發明提供一種控制裝置，其能夠通過適當地控制包括彼此并行設置在輸入旋轉構件和輸出旋轉構件之間的無級變速器和齒輪機構在內的車輛變速器中的空轉的無級變速機構來提高燃料經濟性或提高動力性能。

本發明的方案提供了一種用于車輛的變速器的控制裝置。變速器包括無級變速機構、齒輪機構和離合器機構。無級變速機構包括輸入側帶輪、輸出側帶輪和帶。所述帶被纏繞為跨在所述輸入側帶輪和所述輸出側帶輪之間。齒輪機構包括一個或多個檔位。所述無級變速機構和所述齒輪機構彼此并行設置在所述輸入旋轉構件和所述輸出旋轉構件之間。驅動力源的動力被傳遞到所述輸入旋轉構件。所述輸出旋轉構件被構造為將動力輸出到驅動輪。離合器機構被構造為選擇性地在第一路徑和第二路徑之間轉換動力傳遞路徑，所述第一路徑是所述驅動力源的動力經由所述無級變速機構傳遞所通過的路徑。所述第二路徑是所述驅動力源的動力經由所述齒輪機構傳遞所通過的路徑。所述離合器機構包括構造為在所述第二路徑中傳遞動力或中斷動力傳遞的離合器。所述控制裝置包括電子控制單元。所述電子控制單元被配置為i)在所述離合器接合且所述驅動力源的所述動力通過所述第二路徑傳遞的同時，當施加到所述輸入側帶輪的輸入帶輪液壓或施加到輸出側帶輪的輸出帶輪液壓中的至少一個大于施加到所述離合器的離合器液壓時，控制大于所述離合器液壓的所述輸入帶輪液壓或所述輸出帶輪液壓中的所述至少一個，使得被施加有比離合器液壓更大的液壓的所述輸入側帶輪或所述輸出側帶輪中的所述至少一個上的所述帶的纏繞半徑減小，以及ii)當所述離合器液壓大于所述輸入帶輪液壓和輸出帶輪液壓中的任一個時，控制所述輸入帶輪液壓和所述輸出帶輪液壓，使得所述輸入側帶輪上的帶的纏繞半徑減小且所述輸出側帶輪上的帶的纏繞半徑增大。

通過這種配置，當在無級變速機構的空轉期間施加到帶輪或離合器的液壓的源壓力由施加到輸入側帶輪的液壓或施加到輸出側帶輪的液壓中的至少一個所支配時，通過減小大于離合器液壓的輸入帶輪液壓和輸出帶輪液壓中的所述至少一個來獲得提高燃料經濟性的效果。另一方面，當在無級變速機構的空轉期間源壓力由離合器液壓所支配時，通過將無級變速機構的變速比向最低變速比進行控制來減小輸入旋轉構件的等效慣性。所以，由于旋轉波動引起的輸入旋轉構件的慣性損失減小，因此提高了車輛的動力性能。因此，在包括彼此并行設置在輸入旋轉構件和輸出旋轉構件之間的無級變速機構和齒輪機構的車輛變速器中，可以通過適當地控制空轉的無級變速機構來提高燃料經濟性或提高動力性能。

在上述方案中，電子控制單元可以被配置為當所述輸入帶輪液壓或所述輸出帶輪液壓中的至少一個大于所述離合器液壓時，控制所述輸入帶輪液壓和所述輸出帶輪液壓，使得所述輸入帶輪液壓和所述輸出帶輪液壓變為對于無級變速機構的輸入轉矩而不使帶滑動的相應的最小液壓。通過這種配置，當將無級變速機構的變速比朝向最低變速比控制時，由于不引起帶的滑動的每個最小液壓與分別施加到輸入側帶輪和輸出側帶輪的輸入帶輪液壓和輸出帶輪液壓中相應的一個之間的差量而適當地獲得提高燃料經濟性的效果。

在上述方案中，所述電子控制單元可以被配置為當對于所述無級變速機構的輸入轉矩而不使所述帶滑動的所述最小液壓都小于所述離合器液壓時，在將所述離合器液壓設定為下限液壓的同時對所述輸入帶輪液壓和所述輸出帶輪液壓進行控制。根據該配置，能夠將大于離合器液壓的液壓中的至少一個減小為在輸入帶輪液壓和輸出帶輪液壓中的一個大于離合器液壓的范圍內的液壓或大致等于離合器液壓的液壓。

在上述方案中，所述電子控制單元可以被配置為當所述離合器液壓大于所述輸入帶輪液壓和所述輸出帶輪液壓中的任一個時，控制所述輸入帶輪液壓和所述輸出帶輪液壓，使得所述無級變速機構的變速比變為最低車速側變速比。通過這種配置，輸入旋轉構件的等效慣性被最小化，因此適當地提高了車輛的動力性能。

附圖說明

下面將參照附圖對本發明的示范性實施例的特征、優點以及技術和工業意義進行描述，其中相同的標號表示相同的元件，且其中：

圖1是示出應用了本發明的車輛的示意構造的視圖；

圖2是說明車輛變速器的行駛模式的轉換的視圖；

圖3是示出用于車輛中的各種控制的控制功能和控制系統的相關部分的視圖；

圖4是顯示預先確定的以目標變速比為參數在轉矩比和推力比之間的推力比映射的示例的圖；

圖5是示出保持目標變速比所需的推力的圖；

圖6是顯示用于保持最低變速比的推力和滑動極限推力的示例的圖；和

圖7是示出電子控制單元的控制操作的相關部分，即，用于通過適當地控制空轉的無級變速器來提高燃料經濟性或提高動力性能的控制操作的流程圖。

具體實施例

下面，將參照附圖詳細地描述本發明的實施例。

圖1是示出本發明所應用于的車輛10的示意構造的視圖。如圖1所示，車輛10包括發動機12、驅動輪14和動力傳遞系統16。發動機12起用于推進車輛10的驅動力源的作用。動力傳遞系統16設置在發動機12與驅動輪14之間。動力傳遞系統16包括已知的變矩器20、輸入軸22、已知的帶式無級變速器24(以下稱為無級變速器24)、前進/后退切換裝置26、齒輪機構28、輸出軸30、副軸32、減速齒輪單元34、差動齒輪38、一對車橋40等。變矩器20用作聯接到用作非旋轉構件的殼體18中發動機12的流體式傳動裝置。輸入軸22聯接到變矩器20。無級變速器24聯接到輸入軸22。無級變速器24用作無級變速機構。前進/后退切換裝置26也聯接到輸入軸22。齒輪機構28經由前進/后退切換裝置26聯接到輸入軸22。齒輪機構28與無級變速器24并行設置。齒輪機構28用作傳動機構。輸出軸30是無級變速器24和齒輪機構28共同的輸出旋轉構件。減速齒輪單元34由分別設置在輸出軸30和副軸32上以便相對地不可旋轉并且彼此嚙合的一對齒輪形成。差動齒輪38聯接到齒輪36。齒輪36設置在副軸32上以便相對地不可旋轉。一對車橋40聯接到差動齒輪38。在這樣構造的動力傳遞系統16中，發動機12的動力(當沒有特別地彼此區分時，動力與轉矩及力同義)依次經由變矩器20、無級變速器24(或前進/后退切換裝置26和齒輪機構28)、減速齒輪單元34、差動齒輪38、車橋40等被傳遞給一對驅動輪14。

這樣，動力傳遞系統16包括彼此并聯在發動機12和驅動輪14之間的無級變速器24和齒輪機構28。無級變速器24和齒輪機構28構成車輛變速器17(以下稱為變速器17)。因此，變速器17包括輸入軸22、輸出軸30、無級變速器24和齒輪機構28。輸入軸22是發動機12的動力所傳遞至的輸入旋轉構件。輸出軸30是將發動機12的動力輸出到驅動輪14的輸出旋轉構件。無級變速器24和齒輪機構28彼此并行地設置在輸入軸22和輸出軸30之間。變速器17包括第一動力傳遞路徑和第二動力傳遞路徑。第一動力傳遞路徑將發動機12的動力從輸入軸22經由無級變速器24向驅動輪14(即，輸出軸30)傳遞。第二動力傳遞路徑將發動機12的動力從輸入軸22經由齒輪機構28向驅動輪14(即，輸出軸30)傳遞。變速器17被構造為基于車輛10的行駛狀態在第一動力傳遞路徑和第二動力傳遞路徑之間轉換動力傳遞路徑。因此，變速器17包括作為選擇性地在第一動力傳遞路徑和第二動力傳遞路徑之間轉換將發動機12的動力向驅動輪14傳遞的動力傳遞路徑的離合器機構的CVT行駛離合器C2、前進檔離合器C1和倒檔制動器B1。CVT行駛離合器C2用作在第一動力傳遞路徑中傳遞動力或中斷動力傳遞的離合器。前進檔離合器C1和倒檔制動器B1用作在第二動力傳遞路徑中傳遞動力或中斷動力傳遞的離合器。CVT行駛離合器C2、前進檔離合器C1和倒檔制動器B1對應于分離裝置。CVT行駛離合器C2、前進檔離合器C1和倒檔制動器B1中的每一個都是已知的通過液壓致動器摩擦接合的液壓摩擦接合裝置(摩擦離合器)。如將在后面所描述的，前進檔離合器C1和倒檔制動器B1的每一個是構成前進/后退切換裝置26的元件的其中一個。

變矩器20與輸入軸22同軸地圍繞輸入軸22設置。變矩器20包括泵輪20p和渦輪20t。泵輪20p聯接到發動機12。渦輪20t聯接到輸入軸22。機械式油泵41聯接到泵輪20p。油泵41通過被發動機12旋轉地驅動來產生液壓。該液壓用于控制無級變速器24的變速、在無級變速器24中產生帶夾緊力、轉換各個離合器機構的操作，或者供應潤滑油給動力傳遞系統16的動力傳遞路徑的各部。

前進/后退切換裝置26與輸入軸22同軸地圍繞輸入軸22設置。前進/后退切換裝置26包括雙小齒輪型行星齒輪系26p、前進檔離合器C1和倒檔制動器B1。行星齒輪系26p的太陽輪26s一體地聯接到輸入軸22。行星齒輪系26p的內齒圈26r經由倒檔制動器B1選擇性地聯接到殼體18。行星齒輪系26p的行星齒輪架26c聯接到小直徑齒輪42。小直徑齒輪42與輸入軸22同軸地圍繞輸入軸22設置，以便相對地可旋轉。行星齒輪架26c和太陽輪26s經由前進檔離合器C1選擇性地彼此聯接。在這樣構造的前進/后退切換裝置26中，當前進檔離合器C1接合且倒檔制動器B1被釋放時，行星齒輪系26p一體地旋轉，小直徑齒輪42以與輸入軸22相同的轉速旋轉，并且在第二動力傳遞路徑中建立(實現)前進動力傳遞路徑。當倒檔制動器B1接合并且前進檔離合器C1釋放時，小直徑齒輪42以與輸入軸22的旋轉方向相反的方向旋轉，并且在第二動力傳遞中建立后退動力傳遞路徑。當前進檔離合器C1和倒檔制動器B1都被釋放時，第二動力傳遞路徑被設定為中斷動力傳遞的空檔狀態(動力傳遞中斷狀態)。

齒輪機構28包括小直徑齒輪42和大直徑齒輪46。大直徑齒輪46設置在齒輪機構副軸44上，以便相對地不可旋轉。大直徑齒輪46與小直徑齒輪42相嚙合。因此，齒輪機構28是具有一個檔位(速度級)的傳動機構。空轉齒輪48與齒輪機構副軸44同軸地圍繞齒輪機構副軸44而設置，以便相對地不可旋轉。空轉齒輪48與具有比空轉齒輪48更大的直徑的輸出齒輪50相嚙合。輸出齒輪50圍繞與輸出軸30相同的轉動軸而設置，以便相對于輸出軸30相對地可旋轉。

變速器17進一步包括圍繞輸出軸30的犬牙式離合器D1。犬牙式離合器D1選擇性地將輸出軸30連接到輸出齒輪50或者將輸出軸30與輸出齒輪50斷開。因此，犬牙式離合器D1在第二動力傳遞路徑中傳遞動力或中斷動力的傳遞。具體地，犬牙式離合器D1包括第一齒輪52、第二齒輪54和轂套56。第一齒輪52設置在輸出軸30上。第二齒輪54與輸出齒輪50一體地設置。轂套56具有與這些第一齒輪52和第二齒輪54可配合(可接合，可嚙合)的內齒。在這樣構造的犬牙式離合器D1中，當轂套56配合至這些第一齒輪52和第二齒輪54時，輸出軸30和輸出齒輪50彼此連接。犬牙式離合器D1包括用作同步機構的已知的同步齒輪機構(未示出)。同步齒輪機構在第一齒輪52與第二齒輪54配合時同步旋轉。當前進檔離合器C1和倒檔制動器B1中的一個接合并且犬牙式離合器D1接合時，第二動力傳遞路徑被建立(連接)。在第二動力傳遞路徑中，發動機12的動力從輸入軸22依次經由前進/后退切換裝置26、齒輪機構28、空轉齒輪48和輸出齒輪50被傳遞到輸出軸30。

無級變速器24設置在輸入軸22和輸出軸30之間的動力傳遞路徑中。無級變速器24包括輸入側帶輪(以下稱為主帶輪)58、輸出側帶輪(以下稱為次級帶輪)62和傳動帶64。主帶輪58是設置在輸入軸22上的輸入側旋轉構件，并且是具有可變有效直徑的驅動帶輪。次級帶輪62是設置在與輸出軸30同軸的旋轉軸60上的輸出側旋轉構件，并且是具有可變有效直徑的從動帶輪。傳動帶64是被纏繞為跨在這些帶輪58、62之間的帶。動力通過帶輪58、62和傳動帶64之間的摩擦力來傳遞。

在主帶輪58中，通過使用液壓控制回路84(參見圖3)調節施加到主帶輪58的液壓(即，供應給主液壓缸58c的初級壓力Pin)而控制用于改變槽輪58a、58b之間的V型槽寬度的主帶輪58中的輸入側推力(初級推力)Win(＝初級壓力Pin×受壓面積)。在次級帶輪62中，通過使用液壓控制回路84調節施加到次級帶輪62的液壓(即，供應給次級液壓缸62c的次級壓力Pout)而控制用于改變槽輪62a、62b之間的V型槽的寬度的次級帶輪62中的輸出側推力(次級推力)Wout(＝次級壓力Pout×受壓力面積)。當初級推力Win和次級推力Wout均被控制時，帶輪58、62的每一個的V型槽的寬度改變，結果是傳動帶64的纏繞直徑(有效直徑)被改變。當傳動帶64的纏繞直徑被改變時，變速比(齒數比)γ(＝輸入軸轉速Ni/輸出軸轉速No)被連續地改變，并且控制帶輪58、62中的每一個和傳動帶64之間的摩擦力(帶夾緊力)，使得不發生傳動帶64的滑動。以這種方式，當初級推力Win和次級推力Wout均被控制時，在防止傳動帶64的滑動的同時，實際變速比γ被設定為目標變速比γtgt。

例如，當通過增加初級壓力Pin來減小主帶輪58的V型槽的寬度時，無級變速器24的變速比γ減小(即，無級變速器24升檔)。例如，當通過減小初級壓力Pin而增大主帶輪58的V型槽的寬度時，變速比γ增大(即，無級變速器24降檔)。因此，例如，當主帶輪58的V型槽的寬度為最小時，建立最小變速比γmin(最高車速側變速比，最高變速比)作為無級變速器24的變速比。例如，當主帶輪58的V型槽寬度為最大時，建立最大變速比γmax(最低車速側變速比，最低變速比)作為無級變速器24的變速比。在通過初級壓力Pin(其與初級推力Win同義)和次級壓力Pout(其與次級推力Wout同義)來防止傳動帶64的滑動(帶滑動)的同時，通過初級推力Win和次級推力Wout之間的相互關系來實現目標變速比γtgt。目標變速比無法僅通過帶輪壓力(其與推力同義)之一來實現。

CVT行駛離合器C2相對于無級變速器24設置在驅動輪14側上(即，CVT行駛離合器C2設置在次級帶輪62和輸出軸30之間)。CVT行駛離合器C2選擇性地將次級帶輪62(旋轉軸60)連接到輸出軸30或者將次級帶輪62(旋轉軸60)與輸出軸30斷開。當CVT行駛離合器C2接合時，第一動力傳遞路徑被建立(連接)。在第一動力傳遞路徑中，發動機12的動力從輸入軸22經由無級變速器24傳遞至輸出軸30。

下面將對變速器17的操作進行描述。圖2是用于通過使用對于各行駛模式的接合元件的接合圖表來說明變速器17的行駛模式的轉換的視圖。在圖2中，C1對應于前進檔離合器C1的操作狀態，C2對應于CVT行駛離合器C2的操作狀態，B1對應于倒檔制動器B1的操作狀態，D1對應于犬牙式離合器D1的操作狀態，“O”表示接合(連接)狀態，而“×”表示釋放(斷開)狀態。

首先，將對齒輪行駛模式(也稱為齒輪傳動模式)進行描述，其為使發動機12的動力經由齒輪機構28傳遞到輸出軸30的行駛模式(即，其中動力傳遞路徑轉換為第二動力傳遞路徑的行駛模式)的。如圖2所示，在齒輪行駛模式下，例如，在CVT行駛離合器C2和倒檔制動器B1都被釋放的同時，前進檔離合器C1和犬牙式離合器D1都接合。

具體地，當前進檔離合器C1接合時，行星齒輪系26p以與輸入軸22相同的轉速一體地旋轉，因此，機械地聯接的齒輪機構28、齒輪機構副軸44、空轉齒輪48和輸出齒輪50也旋轉。因為輸出齒輪50和第一齒輪52通過犬牙式離合器D1的接合而彼此連接，所以，與第一齒輪52一體設置的輸出軸30旋轉。這樣，當前進檔離合器C1和犬牙式離合器D1接合時，發動機12的動力依次經由變矩器20、前進/后退切換裝置26、齒輪機構28等被傳遞到輸出軸30。在該齒輪行駛模式中，例如，當倒檔制動器B1和犬牙式離合器D1接合，并且CVT行駛離合器C2和前進檔離合器C1被釋放時，能夠進行后退行駛。

接著，將對CVT行駛模式(也稱為CVT傳動模式)進行描述，其為發動機12的動力通過無級變速器24傳遞到輸出軸30的行駛模式(即，其中動力傳遞路徑轉換為第一動力傳遞路徑的行駛模式)。例如，在該CVT行駛模式中，如圖2中所示的CVT行駛模式(高車速)，在前進檔離合器C1、倒檔制動器B1和犬牙式離合器D1均被釋放的同時，CVT行駛離合器C2被接合。

具體地，當CVT行駛離合器C2被接合時，旋轉軸60和輸出軸30彼此相連接，因此次級帶輪62和輸出軸30一體地旋轉。以這種方式，當CVT行駛離合器C2接合時，發動機12的動力依次經由變矩器20、無級變速器24等被傳遞到輸出軸30。例如，在CVT行駛模式(高車速)下犬牙式離合器D1被釋放的原因是為了消除CVT行駛模式下的齒輪機構28等的拖曳，并且防止在高車速時齒輪機構28等高速旋轉。

例如，齒輪行駛模式在包括車輛停止期間的狀態的低車速區域中被選擇。在第二動力傳遞路徑中的變速比γ1(即，由齒輪機構28建立的變速比EL)被設定為比由無級變速器24建立的最低變速比γmax更低的變速比。例如，變速比γ1對應于作為變速器17中的第一檔位的變速比的第一速變速比γ1，并且無級變速器24的最低變速比γmax對應于作為變速器17中的第二檔位的變速比的第二速變速比γ2。因此，例如，根據已知的有級變速器的換檔特性圖中用于在第一檔位和第二檔位之間轉換的變速線來轉換齒輪行駛模式和CVT行駛模式。例如，在CVT行駛模式下，實行變速(例如CVT變速、無級變速)。在該變速中，通過使用已知的方法基于諸如加速器操作量θacc和車速V的行駛狀態來改變變速比γ。當行駛模式從齒輪行駛模式被切換到CVT行駛模式(高車速)或行駛模式從CVT行駛模式(高車速)被切換到齒輪行駛模式時，經由圖2所示的CVT行駛模式(中間車速)過渡地實行該轉換。

例如，當行駛模式從齒輪行駛模式切換到CVT行駛模式(高車速)時，行駛模式從齒輪行駛模式過渡地切換為CVT行駛模式(中間車速)。齒輪行駛模式是前進檔離合器C1和犬牙式離合器D1都接合的狀態。CVT行駛模式(中間車速)是CVT行駛離合器C2和犬牙式離合器D1都接合的狀態。也就是說，實行離合器接合轉換變速(例如，離合器至離合器變速(以下稱為C至C變速))以便釋放前進檔離合器C1并接合CVT行駛離合器C2。此時，動力傳遞路徑從第二動力傳遞路徑轉換為第一動力傳遞路徑，并且變速器17實質上升檔。在動力傳遞路徑被轉換之后，犬牙式離合器D1被釋放，以防止齒輪機構28的不必要的拖曳或高速旋轉等(參見圖2中被驅動輸入的中斷)。這樣，犬牙式離合器D1起中斷來自驅動輪14側的輸入的被驅動輸入中斷離合器的作用。

例如，當行駛模式從CVT行駛模式(高車速)切換為齒輪行駛模式時，行駛模式從CVT行駛模式(高車速)過渡地切換為CVT行駛模式(中間車速)，為將行駛模式切換為齒輪行駛模式(參見圖2中的降檔準備)做準備。CVT行駛模式(高車速)是CVT行駛離合器C2接合的狀態。CVT行駛模式(中間車速)是CVT行駛離合器C2接合且犬牙式離合器D1進一步接合的狀態。在CVT行駛模式(中間車速)下，旋轉還經由齒輪機構28傳遞到行星齒輪系26p的行星齒輪架26c。當從CVT行駛模式的狀態(中間車速)實行離合器接合轉換變速(例如，C至C變速)以便釋放CVT行駛離合器C2并且接合前進檔離合器C1時，則行駛模式轉換為齒輪行駛模式。此時，動力傳遞路徑從第一動力傳遞路徑轉換為第二動力傳遞路徑，并且變速器17實質上降檔。

圖3是示出用于車輛10中的各種控制的控制功能和控制系統的相關部分的視圖。如圖3所示，車輛10包括電子控制單元(ECU)70，所述電子控制單元(ECU)70例如包括用于車輛10的控制單元。控制單元切換變速器17的行駛模式。因此，圖3是示出電子控制單元70的輸入/輸出線路的視圖，并且是示出由電子控制單元70實現的控制功能的相關部分的功能框圖。電子控制單元70包括所謂的微型計算機。微型計算機包括例如CPU、RAM、ROM、輸入/輸出接口等。CPU在利用RAM的暫時存儲功能的同時根據預先存儲在ROM中的程序來執行信號處理，以便對車輛10執行各種控制。例如，電子控制單元70被配置為對發動機12執行輸出控制、對無級變速器24執行變速控制和帶夾緊力控制、執行用于轉換變速器17的行駛模式的控制等。必要時，電子控制單元70分為用于控制發動機的電子控制單元、用于變速控制的電子控制單元等等。

基于車輛10的各種傳感器的檢測信號的各種實際值被供應給電子控制單元70。各種傳感器例如包括各種轉速傳感器72、74、76、78、加速器操作量傳感器80、節氣門開度傳感器82等。各種實際值例如包括發動機轉速Ne、輸入軸轉速Ni、輸出軸轉速No、車輪速度Nw、加速器操作量θacc、節氣門開度θth等。輸入軸轉速Ni是輸入軸22的轉速，且對應于輸入軸22(主帶輪58)的角速度(輸入軸角速度)ωi。輸出軸轉速No是旋轉軸60的轉速，且對應于旋轉軸60(次級帶輪62)的角速度(輸出軸角速度)ωo。車輪速度Nw是驅動輪14中的一個的轉速，并且對應于車速V。加速器操作量θacc是作為駕駛者的加速要求量的加速踏板的操作量。例如，電子控制單元70基于輸出軸轉速No和輸入軸轉速Ni來計算無級變速器24的實際變速比γ。

從電子控制單元70輸出發動機輸出控制命令信號Se、液壓控制命令信號Scvt、液壓控制命令信號Sswt等。發動機輸出控制命令信號Se用于控制發動機12的輸出。液壓控制命令信號Scvt用于控制與無級變速器24的變速相關聯的液壓。液壓控制命令信號Sswt用于控制與變速器17的行駛模式的轉換相關的前進/后退切換裝置26、CVT行駛離合器C2和犬牙式離合器D1。例如，用于驅動調節初級壓力Pin的電磁閥的命令信號，用于驅動調節次級壓力Pout的電磁閥的命令信號，用于驅動控制管路壓力Pl的電磁閥的命令信號等作為液壓控制命令信號Scvt被輸出到液壓控制回路84。用于分別驅動調節施加到前進檔離合器C1、倒檔制動器B1、CVT行駛離合器C2和犬牙式離合器D1的液壓的電磁閥的命令信號等作為液壓控制命令信號Sswt被輸出到液壓控制回路84。施加到前進檔離合器C1、倒檔制動器B1、CVT行駛離合器C2和犬牙式離合器D1的液壓是分別供應給前進檔離合器C1、倒檔制動器B1、CVT行駛離合器C2和犬牙式離合器D1的各個致動器的離合器壓力Pc1、離合器壓力Pb1、離合器壓力Pc2和離合器壓力Pd1。

在液壓控制回路84中，管路壓力Pl是作為調節初級壓力Pin、次級壓力Pout、離合器壓力Pc1、離合器壓力Pb1、離合器壓力Pc2、離合器壓力Pd1等的源壓力的液壓。例如，管路壓力Pl由電磁閥通過使用從油泵41輸出(由油泵41產生)的液壓油壓力而調節。例如，管路壓力P1被調節為通過將預定裕量加到初級壓力Pin、次級壓力Pout、離合器壓力Pc1、離合器壓力Pb1、離合器壓力Pc2、離合器壓力Pd1等中的最高液壓而獲得的液壓。因此，在調節液壓時避免了作為源壓力的管路壓力P1的不足，并且避免了不必要的高的管路壓力Pl。在液壓控制回路84中，例如，控制初級壓力Pin和次級壓力Pout，從而致使帶輪58、62產生不使帶滑動的帶夾緊力或產生不會不必要地增大的帶夾緊力。由于初級壓力Pin和次級壓力Pout之間的相互關系，無級變速器24的變速比γ由于帶輪62、58之間的推力比τ(＝Wout/Win)的改變而被改變。例如，隨著推力比τ增大，變速比γ增大(即，無級變速器24降檔)。

電子控制單元70包括發動機輸出控制工具，即，發動機輸出控制單元90，以及變速控制工具，即變速控制單元92。

例如，發動機輸出控制單元90將發動機輸出控制命令信號Se輸出到節氣門致動器、燃料噴射裝置和點火裝置以便控制發動機12的輸出。例如，發動機輸出控制單元90通過使用經驗獲得的或者通過事先設計并存儲(即，預定的)而獲得的相互關系(驅動力特性圖)(未示出)而基于實際加速器操作量θacc和實際車速V來計算作為駕駛者的驅動要求量的要求驅動力Fdem。發動機輸出控制單元100設定用于獲取要求驅動力Fdem的目標發動機轉矩Tetgt。發動機輸出控制單元100不僅通過節氣門致動器控制電子節氣門的開/閉，而且通過燃料噴射裝置控制燃料噴射量且通過點火裝置控制點火正時，從而獲得目標發動機轉矩Tetgt。不但可以使用驅動輪14的要求驅動力Fdem[N]，而且可以使用驅動輪14的要求驅動轉矩[Nm]、驅動輪14的要求驅動功率[W]等作為驅動要求量。可以簡單地使用加速器操作量θacc[％]、節氣門開度θth[％]、發動機12的進氣量[g/sec]等作為驅動要求量。

在CVT行駛模式下，例如，變速控制單元92通過將初級命令壓力Pindir和次級命令壓力Poutdir作為液壓控制命令信號Scvt輸出到液壓控制回路84來實行CVT變速，使得在不發生無級變速器24的帶的滑動的同時，實現無級變速器24的目標變速比γtgt。初級命令壓力Pindir是初級壓力Pin的命令值。次級命令壓力Poutdir是次級壓力Pout的命令值。

具體地，變速控制單元92通過參照預定的已知相互關系(例如，CVT換檔特性圖)基于加速器操作量θacc和車速V來計算目標輸入軸轉速Nitgt。變速控制單元92基于目標輸入軸轉速Nitgt來計算目標變速比γtgt(＝Nitgt/No)。變速控制單元92通過參照預定的已知相互關系(例如，發動機轉矩特性圖)基于節氣門開度θth和發動機轉速Ne來計算發動機轉矩Te的估計值。變速控制單元92基于發動機轉矩Te和變矩器20的特性來計算無級變速器24的輸入轉矩Tin。變速控制單元92通過參照圖4所示的預定的相互關系(推力比特性圖)基于目標變速比γtgt和轉矩比來計算用于穩定地保持目標變速比γtgt的推力比τ。轉矩比是計算出的輸入轉矩Tin與極限輸入轉矩Tlmtin的比(＝Tin/Tlmtin)。極限輸入轉矩Tlmtin是被允許輸入到無級變速器24的預定極限轉矩。變速控制單元92計算用于實現推力比τ的目標次級推力Wouttgt和目標初級推力Wintgt。如圖5所示，當確定了其中一個推力時，還基于實現目標變速比γtgt的推力比τ來確定另一個推力。變速控制單元92基于液壓缸62c的受壓面積將目標次級推力Wouttgt轉換成目標次級壓力Pouttgt(＝Wouttgt/液壓缸62c的受壓面積)。變速控制單元92基于液壓缸58c的受壓面積將目標初級推力Wintgt轉換成目標初級壓力Pintgt(＝Wintgt/液壓缸58c的受壓面積)。變速控制單元92將初級命令壓力Pindir和次級命令壓力Poutdir作為液壓控制命令信號Scvt輸出到液壓控制回路84使得獲取目標初級壓力Pintgt和目標次級壓力Pouttgt。液壓控制回路84通過根據液壓控制命令信號Scvt操作相應的電磁閥來調節初級壓力Pin和次級壓力Pout。在CVT變速的上述說明中，為了便于說明，對用于使目標變速比γtgt保持恒定的推力(例如平衡推力)進行了說明；然而，在變速的過渡中，用于實現目標升檔或降檔的推力(例如，變速差動推力(可以是正值或負值))被加到平衡推力。也就是說，上述CVT變速描述了當變速差動推力被設定為零時的變速控制的情況。

在計算目標次級推力Wouttgt和目標初級推力Wintgt時，考慮帶滑動極限推力(以下稱為滑動極限推力)Wlmt。滑動極限推力Wlmt是要求以必要的最小推力來防止帶滑動的推力(要求推力)，即，恰好發生帶滑動之前的推力。例如，變速控制單元92基于初級滑動極限推力Wlmtin和實現目標變速比γtgt的推力比τ來計算次級變速控制推力Woutsh。初級滑動極限推力Wlmtin是主帶輪58側滑動極限推力。次級變速控制推力Woutsh是為變速控制所需的次級帶輪62側推力。變速控制單元92將目標次級推力Wouttgt設定為次級滑動極限推力Wlmtout和計算出的次級變速控制推力Woutsh中較大的一個。次級滑動極限推力Wlmtout是次級帶輪62側滑動極限推力。變速控制單元92基于目標次級推力Wouttgt和推力比τ來計算目標初級推力Wintgt。基于無級變速器24的輸入轉矩Tin、主帶輪58的槽輪角α(錐形面角)、預定的帶元件-槽輪摩擦系數μ和主帶輪58側的帶纏繞半徑Rin,由變速控制單元92通過以下數學表達式(1)來計算初級滑動極限推力Wlmtin(參見圖1)。無級變速器24的輸入轉矩Tin是主帶輪58的輸入轉矩。根據實際變速比γ唯一地計算出主帶輪58側的帶纏繞半徑Rin。基于無級變速器24的輸出轉矩Tout(＝γ×Tin)、次級帶輪62的槽輪角(錐面角)α、預定的帶元件-槽輪摩擦系數μ和次級帶輪62側的帶纏繞半徑Rout,由變速控制單元92通過以下數學表達式(2)來計算次級滑動極限推力Wlmtout(參見圖1)。無級變速器24的輸出轉矩Tout是次級帶輪62的輸入轉矩。根據實際變速比γ唯一地計算出次級帶輪62側帶纏繞半徑Rout。

Wlmtin＝(Tin×cosα)/(2×μ×Rin) (1)

Wlmtout＝(Tout×cosα)/(2×μ×Rout) (2)

變速控制單元92執行用于在齒輪行駛模式和CVT行駛模式之間轉換行駛模式的轉換控制。具體地，變速控制單元92判定是否轉換車輛正行駛所處的行駛模式。例如，變速控制單元92通過使用用于在第一速變速比γ1和第二速變速比γ2之間轉換變速比的升檔線和降檔線并基于車速V和加速器操作量θacc來判定是否變速(轉換變速比)。變速控制單元92基于判定的結果來判定是否轉換車輛正在行駛所處的行駛模式。第一速變速比對應于齒輪行駛模式下的變速比EL。第二速變速比對應于CVT行駛模式下的最低變速比γmax。例如，升檔線和降檔線都是預定的變速線，并且具有預定的滯后。

當變速控制單元92判定轉換行駛模式時，變速控制單元92轉換行駛模式。例如，當變速控制單元92判定在齒輪行駛模式下升檔時，變速控制單元92將行駛模式從齒輪行駛模式切換為CVT行駛模式(高車速)。當變速控制單元92將行駛模式從齒輪行駛模式切換為CVT行駛模式(高車速)時，變速控制單元92首先通過用于釋放前進檔離合器C1并接合CVT行駛離合器C2的C至C變速來實行升檔。該狀態對應于圖2中行駛模式被過渡地轉換至的CVT行駛模式(中間車速)。變速器17中的動力傳遞路徑從經由齒輪機構28傳遞動力所通過的第二動力傳遞路徑轉換為經由無級變速器24傳遞動力所通過的第一動力傳遞路徑。隨后，變速控制單元92通過輸出致動轂套56使得接合的犬牙式離合器D1被釋放的命令來將行駛模式切換為CVT行駛模式(高車速)。轂套56由液壓致動器(未示出)驅動，并且通過供應給液壓致動器的液壓來調節施加到轂套56的按壓力。在CVT行駛模式下，例如，變速控制單元92將目標離合器壓力Pc2tgt設定為這種程度的液壓：該液壓使得CVT行駛離合器C2的轉矩容量大于根據將要在第一動力傳遞路徑中傳遞的所要求的輸入轉矩Tin而傳遞的轉矩。變速控制部92將作為液壓控制命令信號Sswt的離合器命令壓力Pc2dir輸出至液壓控制回路84，使得獲得目標離合器壓力Pc2tgt。液壓控制回路84通過根據液壓控制命令信號Sswt來操作相應的電磁閥而調節離合器壓力Pc2。

當變速控制單元92判定在CVT行駛模式(高車速)下降檔時，變速控制單元92將行駛模式從CVT行駛模式(高車速)轉換為齒輪行駛模式。當變速控制單元92將行駛模式從CVT行駛模式(高車速)轉換為齒輪行駛模式時，變速控制單元92首先通過輸出致動轂套56使得釋放的犬牙式離合器D1被接合的命令以將行駛模式轉換為CVT行駛模式(中間車速)。隨后，變速控制單元92通過用于釋放CVT行駛離合器C2并接合前進檔離合器C1的C至C變速實行降檔。該狀態對應于圖2中的齒輪行駛模式。變速器17中的動力傳遞路徑從經由無級變速器24傳遞動力所通過的第一動力傳遞路徑轉換為經由齒輪機構28傳遞動力所通過的第二動力傳遞路徑。這樣，在車輛10正行駛的同時，當變速控制單元92將動力傳遞從經由無級變速器24進行的動力傳遞轉換到經由齒輪機構28進行的動力傳遞時，犬牙式離合器D1被致動到接合側，接著CVT行駛離合器C2被釋放。在齒輪行駛模式下，例如，變速控制單元92將目標離合器壓力Pc1tgt設定為這樣程度的液壓：該液壓使得前進檔離合器C1的轉矩容量大于根據將要在第二動力傳遞路徑中傳遞的要求的輸入轉矩Tin而傳遞的轉矩。變速控制單元92將作為液壓控制命令信號Sswt的離合器命令壓力Pc1dir輸出到液壓控制回路84，以獲得目標離合器壓力Pc1tgt。液壓控制回路84通過根據液壓控制命令信號Sswt來操作相應的電磁閥而調節離合器壓力Pc1。

在如上所述用于將行駛模式過渡地轉換為CVT行駛模式(中間車速)的控制中，僅通過C至C變速來交換轉矩而轉換第一動力傳遞路徑和第二動力傳遞路徑。因此，抑制了轉換震動。

附帶一提的是，在齒輪行駛模式下，在旋轉軸60與輸出軸30分離的狀態下，無級變速器24隨著聯接到輸入軸22的主帶輪58的旋轉而空轉。一方面，鑒于從齒輪行駛模式到CVT行駛模式的轉換中的連續性，例如，可以想到無級變速器24的變速比γ被控制為無級變速器24的空轉期間的最低變速比γmax。另一方面，在齒輪行駛模式下，未通過無級變速器24傳遞轉矩，因此在無級變速器24的空轉期間，僅僅需要保證帶夾緊力(初級壓力Pin和次級壓力Pout)處于對于輸入轉矩Tin而不發生帶滑動的程度。因而，如圖6所示，在無級變速器24的空轉期間，與用于將最低變速比γmax保持在確保次級滑動極限推力Wlmtout的范圍內的推力相比，次級推力Wout減小。因此，作為次級壓力Pout的源壓力的管路壓力Pl減小，并且驅動用于產生管路壓力Pl的源壓力的油泵41的發動機12的損失被抑制，因此，可期待提高燃料經濟性的效果。

然而，如上所述，齒輪行駛模式下的管路壓力Pl不僅不取決于初級壓力Pin和次級壓力Pout，還不取決于離合器壓力Pc1(在后退行駛的情況下為離合器壓力Pb1)。因此，根據輸入轉矩Tin的大小，可以增加離合器壓力Pc1，并且能夠通過離合器壓力Pc1支配(設定)管路壓力Pl。在這種情況下，無論初級壓力Pin或次級壓力Pout減小多少，管路壓力P1都不會減小，則未獲得提高燃料經濟性的效果。如圖6所示，當次級推力Wout減小時，無級變速器24的變速比γ從最低變速比γmax被朝向更高的變速比控制，因此，無級變速器24中的輸入軸等效慣性Iin[kgm²]增大(參見下面的數學表達式(3))。在由離合器壓力Pc1支配(設定)管路壓力P1的情況下，當無級變速器24從最低變速比γmax被控制為更高變速比時，不僅無法獲得提高燃料經濟性的效果，而且例如在車輛加速期間，由于輸入軸22的旋轉波動引起的輸入軸慣性損失Tli[Nm]增大(參照下述數學表達式(4))。因此，存在車輛10的動力性能(駕駛性能)惡化的可能性。在下面的數學表達式(3)、(4)中，Igear表示沿第一動力傳遞路徑的輸入軸等效慣性[kgm²]，Isec表示次級帶輪62的慣性[kgm²]，γ表示無級變速器24的變速比，(Isec/γ²)表示次級帶輪62的輸入軸等效慣性，ωi表示輸入軸角速度[rad/s]，且(dωi/dt)輸入軸角加速度[rad/s²]，即輸入軸22的轉速的時間變化率。

Iin＝Igear+(Isec/γ²) (3)

Tli＝Iin×(dωi/dt) (4)

當前進檔離合器C1(在后退行駛的情況下為倒檔制動器B1)接合并且發動機12的動力通過第二動力傳遞路徑被傳遞(即，在無級變速器24的空轉期間)時，并且當初級壓力Pin和次級壓力Pout中的至少一個大于離合器壓力Pc1(在后退行駛的情況下為離合器壓力Pb1)時，電子控制單元70控制液壓大于離合器壓力Pc1，使得施加有大于離合器壓力Pc1的液壓的至少其中一個帶輪上的傳動帶64的纏繞半徑(即，帶纏繞半徑R)減小。如上所述，控制施加到帶輪的使得帶纏繞半徑R減小的液壓是減小施加到帶輪的液壓。當初級壓力Pin和次級壓力Pout都大于離合器壓力Pc1時，控制初級壓力Pin和次級壓力Pout使得帶纏繞半徑R都減小。在這種情況下，初級壓力Pin和次級壓力Pout肯定都減小。因此，實際上不是帶輪58、62的帶纏繞半徑Rin、Rout都減小，而是根據減小的初級壓力Pin和減小的次級壓力Pout，按照初級推力Win和次級推力Wout之間的相互關系，來改變對應于變速比γ的帶纏繞半徑Rin、Rout。

具體地，當初級壓力Pin或次級壓力Pout中的至少一個大于離合器壓力Pc1時，電子控制單元70將初級壓力Pin和次級壓力Pout控制為對于無級變速器24的輸入轉矩Tin而不使傳動帶64滑動的相應的最小液壓(即，提供初級滑動極限推力Wlmtin和次級滑動極限推力Wlmtout的液壓)。例如，在初級壓力Pin被設定為提供初級滑動極限推力Wlmtin的液壓并且次級壓力Pout被設定為大于提供次級滑動極限推力Wlmtout的液壓的值的狀態下，電子控制單元70將次級壓力Pout控制為提供次級滑動極限推力Wlmtout的液壓(參見圖6)。

然而，當對于無級變速器24的輸入轉矩Tin而不使傳動帶64滑動的最小液壓都小于離合器壓力Pc1時，在初級壓力Pin和次級壓力Pout都減小到離合器壓力Pc1以下的區域中不允許減小管路壓力P1。因此，當對于無級變速器24的輸入轉矩Tin而不使傳動帶64滑動的最小液壓都小于離合器壓力Pc1時，電子控制單元70在將離合器壓力Pc1設定為下限液壓的同時對初級壓力Pin和次級壓力Pout進行控制。

另一方面，當離合器壓力Pc1大于初級壓力Pin和次級壓力Pout中的任一個時，電子控制單元70控制初級壓力Pin使得主帶輪58上的帶纏繞半徑Rin減小，并且控制次級壓力Pout使得次級帶輪62上的帶纏繞半徑Rout增大。具體地，當離合器壓力Pc1大于初級壓力Pin和次級壓力Pout中的任一個時，電子控制單元70將初級壓力Pin和次級壓力Pout控制為使得無級變速器24的變速比γ被設定為最低變速比γmax的液壓(即，提供用于實現最低變速比γmax的初級推力Win和次級推力Wout的液壓)。

更具體地，電子控制單元70進一步包括液壓判定工具，即，液壓判定單元94。例如，在目標變速比γtgt被設定為最低變速比γmax的情況下，液壓判定單元94判定目標初級壓力Pintgt和目標次級壓力Pouttgt(或初級命令壓力Pindir和次級命令壓力Poutdir)中較大的一個是否大于齒輪行駛模式下的目標離合器壓力Pc1tgt(或離合器命令壓力Pc1dir)。目標初級壓力Pintgt和目標次級壓力Pouttgt(或初級命令壓力Pindir和次級命令壓力Poutdir)由變速控制單元92設定。目標離合器壓力Pc1tgt(或離合器命令壓力Pc1dir)由變速控制單元92設定。

當液壓判定單元94判定目標初級壓力Pintgt和目標次級壓力Pouttgt中較大的一個大于目標離合器壓力Pc1tgt時，變速控制單元92將初級推力Win設定為初級滑動極限推力Wlmtin并且將次級推力Wout設定為次級滑動極限推力Wlmtout。也就是說，變速控制單元92將初級命令壓力Pindir和次級命令壓力Poutdir輸出到液壓控制回路84。初級命令壓力Pindir提供初級滑動極限推力Wlmtin。次級命令壓力Poutdir提供次級滑動極限推力Wlmtout。當目標離合器壓力Pc1tgt大于提供初級滑動極限推力Wlmtin的液壓和提供次級滑動極限推力Wlmtout的液壓中的任一液壓時，變速控制單元92在將目標離合器壓力Pc1tgt設定為下限液壓的同時，設定初級命令壓力Pindir和次級命令壓力Poutdir。例如，在該控制中，變速控制單元92不設定無級變速器24的目標變速比γtgt，而根據初級命令壓力Pindir和次級命令壓力Poutdir來建立變速比γ。

當液壓判定單元94判定目標初級壓力Pintgt和目標次級壓力Pouttgt中較大的一個小于目標離合器壓力Pc1tgt時，變速控制單元92將初級推力Win和次級推力Wout分別設定為用于實現最低變速比γmax的初級推力Win和次級推力Wout。也就是說，變速控制單元92通過輸出提供用于實現最低變速比γmax的初級推力Win和次級推力Wout的初級命令壓力Pindir和次級命令壓力Poutdir到液壓控制回路84，來將變速比γ變速為最低變速比γmax或保持最低變速比γmax。例如，在該控制中，變速控制單元92在反饋控制和/或前饋控制中實行變速，其中最低變速比γmax被設定為無級變速器24的目標變速比γtgt。例如，根據各種轉速傳感器74、76的特性，在檢測轉速的準確性低的極低車速區域中，變速控制單元92僅在前饋控制中實行變速。

圖7是示出電子控制單元70的控制操作的流程圖，即，通過適當地控制空轉的無級變速器24來提高燃料經濟性或者提高動力性能的控制操作的相關部分的流程圖。例如，該流程圖以大約幾毫秒到幾十毫秒的極其短的周期時間重復執行。

如圖7所示，首先，在對應于變速控制單元92的步驟(以下省略“步驟”二字)S10中，例如，基于對液壓控制回路84的命令信號判定變速器17的動力傳遞路徑是否是第二動力傳遞路徑，即是否選擇齒輪傳動模式。當在S10中做出否定的判定時，例程結束。當在S10中做出肯定的判定時，在對應于液壓判定單元94的S20中，例如，在目標變速比γtgt設定為最低變速比γmax的情況下，判定目標初級壓力Pintgt和目標次級壓力Pouttgt中的較大的一個是否大于齒輪行駛模式下的目標離合器壓力Pc1tgt。當在S20中做出肯定的判定時，例如，在對應于變速控制單元92的S30中，將帶輪58、62的推力W分別設定為初級滑動極限推力Wlmtin和次級滑動極限推力Wlmtout。另一方面，當在S20中做出否定的判定時，在對應于變速控制單元92的S40中，例如，將帶輪58、62的推力W分別設定為用于實現最低變速比γmax的初級推力Win和次級推力Wout，無級變速器24變速為最低變速比γmax。隨后，在對應于變速控制單元92的S50中，例如，判定無級變速器24的變速比γ是否是最低變速比γmax。當在S50中做出否定的判定時，S40被重復執行。當在S50中做出肯定的判定時，例程結束。

在僅包括其中插置有無級變速器24的動力傳遞路徑的變速器中，例如，在低車速區域中，用于實現最低變速比γmax的初級推力Win和次級推力Wout(參照圖6，以下被稱為γmax對應推力，γmax保持推力)被設定。相反，在包括其中插置有無級變速器24的第一動力傳遞路徑和其中插置有齒輪機構28的第二動力傳遞路徑的變速器17中，允許在低車速區域實行齒輪行駛模式。因此，通過執行S30，如圖6所示，根據對應于γmax保持推力和次級滑動極限推力Wlmtout之間的差的液壓的量而獲得提高燃料經濟性的效果。另一方面，在甚至當由于離合器壓力Pc1大于對應于γmax保持推力的次級壓力Pout而導致次級壓力Pout減小時也未獲得提高燃料經濟性的效果的區域中，通過執行S40、S50使輸入軸等效慣性Iin最小化。因此，能夠減小由于在車輛加速期間輸入軸22的旋轉波動引起的輸入軸慣性損失Tli。

如上所述，根據本實施例，當在無級變速器24的空轉期間管路壓力Pl由初級壓力Pin或次級壓力Pout中的至少一個支配(確定)時，通過減小大于離合器壓力Pc1的初級壓力Pin或次級壓力Pout中的至少一個來獲得提高燃料經濟性的效果。另一方面，當在無級變速器24的空轉期間管路壓力P1由離合器壓力Pc1支配時，通過將無級變速器24的變速比γ朝向最低變速比γmax控制，來減小輸入軸等效慣性Iin。因此，由于輸入軸22的旋轉波動所引起的輸入軸慣性損失Tli減小，車輛10的動力性能得以提高。因此，在包括彼此并聯于輸入軸22與輸出軸30之間的無級變速器24和齒輪機構28的變速器17中，能夠通過適當地控制空轉的無級變速器24來提高燃料經濟性或提高動力性能。

根據本實施例，當初級壓力Pin或次級壓力Pout中的至少一個大于離合器壓力Pc1時，初級壓力Pin和次級壓力Pout被控制為對于無級變速器24的輸入轉矩Tin而不使傳動帶64滑動的相應的最小液壓。因此，在將無級變速器24的變速比γ朝向最低變速比γmax進行控制時，根據不引起傳動帶64的滑動的各個最小液壓以及初級壓力Pin和次級壓力Pout中的相應一個之間的差的量而適當地獲得提高燃料經濟性的效果。

根據本實施例，當對于無級變速器24的輸入轉矩Tin而不使傳動帶64滑動的最小液壓都小于離合器壓力Pc1時，在將離合器壓力Pc1設定為下限液壓的同時控制初級壓力Pin和次級壓力Pout。因此，可以將大于離合器壓力Pc1的液壓中至少一個減小為處于其中初級壓力Pin和次級壓力Pout中的一個大于離合器壓力Pc1的范圍內的液壓，或者基本上等于離合器壓力Pc1的液壓。

根據本實施例，當離合器壓力Pc1大于初級壓力Pin和次級壓力Pout中的任一個時，初級壓力Pin和次級壓力Pout被控制為使得無級變速器24的變速比γ被設定為最低速齒數比γmax的液壓。因此，輸入軸等效慣性Iin被最小化，因此，適當地提高了車輛10的動力性能。

已經參照附圖對本發明的實施例進行了詳細描述；然而，本發明也可應用于其它替代實施例。

例如，在上述實施例中，主要通過使用離合器壓力Pc1與初級壓力Pin和次級壓力Pout中的較大者之間的大小關系來描述本發明。這適用于前進行駛的情況。在本實施例中，如所描述的(在后退行駛的情況下為離合器壓力Pb1)，本發明也能夠應用于后退行駛的情況。

在上述實施例中，犬牙式離合器D1設置在插置有齒輪機構28的第二動力傳遞路徑中。然而，并不總是需要設置犬牙式離合器D1來實施本發明。

在上述實施例中，齒輪機構28是具有單一檔位的傳動機構；然而，齒輪機構28不限于該構造。例如，齒輪機構28可以是具有不同變速比γ的多個檔位的傳動機構。也就是說，齒輪機構28可以是變速為兩檔或更多檔的有級變速器。

在上述實施例中，就變速比γ而言，齒輪機構28是建立低于無級變速器24的最低變速比γmax的變速比EL的傳動機構；然而，齒輪機構28不限于該構造。例如，齒輪機構28可以是既建立高變速比EH又建立低變速比EL的傳動機構。高變速比EH高于無級變速器24的最高變速比γmin。本發明也可以應用于如此構造的齒輪機構28。這也適用于齒輪機構28為具有多個檔位的傳動機構的情況。

在上述實施例中，通過使用預定的換檔特性圖來轉換變速器17的行駛模式；然而，本發明不限于該配置。例如，可以通過基于車速V和加速器操作量θacc計算出駕駛者的驅動要求量(例如，要求轉矩)，然后設定滿足要求轉矩的變速比來轉換變速器17的行駛模式。

在上述實施例中，發動機12被示出為驅動力源；然而，本發明不限于該配置。例如，可使用諸如汽油發動機和柴油發動機的內燃機作為驅動力源。可替代地，可以單獨地或與發動機12組合地使用諸如電動機的另一原動機作為驅動力源。發動機12的動力經由變矩器20傳遞到無級變速器24或齒輪機構28；然而，本發明不限于該配置。例如，代替變矩器20，可以使用另一流體式傳動裝置，例如不具有轉矩放大功能的流體式聯軸器。可替換地，不一定要設置流體式傳動裝置。

上述實施例僅是說明性的，并且可以在包括基于本領域技術人員的知識的各種修改或改進的模式中實現本發明。