车辆用驱动装置的控制装置的制作方法

本发明涉及具备以能够传递动力的方式与有级变速部的输入轴连结的动力源部的车辆用驱动装置的控制装置。

背景技术：

已知有如下的车辆用驱动装置，具备：通过多个接合装置的接合与释放来执行变速、从而使多个变速比有级地成立的有级变速部；以及以能够传递动力的方式与该有级变速部的输入轴连结的动力源部。例如，专利文献1所记载的车辆用驱动装置(车辆用动力传递装置)即是如此。在专利文献1中记载有如下内容：在有级变速部的滑行降挡时，借助从动力源部施加的输入轴转矩，使有级变速部的输入轴转速从变速前的同步转速朝向变速后的同步转速上升，由此使变速进展。另外，在专利文献1中还记载有如下内容：朝接合装置供给的工作油的油温越低，则使输入轴转矩的上升率越小，并且使输入轴转矩的变化开始正时越延迟。

专利文献1：日本特开2012－46003号公报

然而，有级变速部的接合装置构成为包括彼此相对旋转的摩擦板，该摩擦板之间被供给润滑油。另外，即便接合装置处于释放状态，在摩擦板相对旋转时，也产生因存在于摩擦板间的润滑油而导致的拖曳损失。这里，在润滑油的润滑油温低时，在有级变速部中因润滑油而导致的拖曳损失(拖曳转矩)大，在滑行降挡时，若对有级变速部施加与常温时相同的输入轴转矩，则无法使有级变速部的输入轴转速上升至降挡后的同步转速，产生变速的停滞或者倒退。作为结果，存在招致变速冲击、驾驶性能恶化的顾虑。

技术实现要素：

本发明是以上述状况为背景而提出的，其目的在于提供一种控制装置，在具备以能够传递动力的方式与有级变速部的输入轴连结的动力源部的车辆用驱动装置中，在滑行降挡时，即便有级变速部的润滑油温为低温，也能够适当地使变速进展，并能够抑制滑行降挡中的变速冲击。

第一技术方案的主旨在于提供一种车辆用驱动装置的控制装置，(a)上述车辆用驱动装置具备：有级变速部，通过多个接合装置的接合与释放来执行变速，从而使多个变速比有级地成立；以及动力源部，以能够传递动力的方式与上述有级变速部的输入轴连结，在上述有级变速部的滑行降挡时，执行如下的旋转同步控制：借助从上述动力源部施加的输入轴转矩，使上述有级变速部的输入轴转速从变速前的同步转速朝向变速后的同步转速上升，上述车辆用驱动装置的控制装置的特征在于，(b)具备转矩控制部，在上述滑行降挡时，上述转矩控制部基于上述有级变速部的润滑油温对执行上述旋转同步控制时的从上述动力源部施加的输入轴转矩的大小进行变更，在上述润滑油温低时与润滑油温高时相比使上述输入轴转矩变大。

另外，第二技术方案的主旨在于，根据第一技术方案的车辆用驱动装置的控制装置，其特征在于，上述转矩控制部在惯性阶段开始后，使上述输入轴转矩比在上述有级变速部产生的拖曳转矩大。

另外，第三技术方案的主旨在于，根据第一技术方案或者第二技术方案的车辆用驱动装置的控制装置，其特征在于，上述转矩控制部在减速度大的情况下与减速度小的情况相比使上述输入轴转矩变小。

另外，第四技术方案的主旨在于，根据第一技术方案～第三技术方案中任一项的车辆用驱动装置的控制装置，其特征在于，上述动力源部构成为包括电动机。

根据第一技术方案的车辆用驱动装置的控制装置，在滑行降挡时，对有级变速部的输入轴施加的输入轴转矩在润滑油温低时与润滑油温高时相比变大，因此，即便在润滑油温处于低温时有级变速部的拖曳损失(拖曳转矩)增加，也能够确保变速的进展所需的转矩，能够以与润滑油温高时相同的方式使变速进展。作为结果，即便润滑油温处于低温时，也能够抑制变速的停滞、倒退，因此，能够抑制因有级变速部的拖曳损失的增加而导致的变速冲击，提高驾驶性能。

另外，根据第二技术方案的车辆用驱动装置的控制装置，在惯性阶段开始后，使输入轴转矩比在有级变速部产生的拖曳转矩大，因此能够抑制惯性阶段中的变速的停滞、倒退。

另外，根据第三技术方案的车辆用驱动装置的控制装置，在减速度大的情况下，与减速度小的情况相比，难以产生变速的停滞、倒退，与此相对，通过在减速度大的情况下与减速度小的情况相比使输入轴转矩变小，能够抑制因过度的输入轴转矩而导致的变速冲击。另外，随着输入轴转矩的增加而产生的油耗恶化也降低。

另外，根据第四技术方案的车辆用驱动装置的控制装置，能够利用电动机高精度地控制输入轴转矩。

附图说明

图1是对应用本发明的车辆所具备的车辆用驱动装置的简要结构进行说明的图，且是说明车辆中的用于进行各种控制的控制功能以及控制系统的主要部分的图。

图2是说明图1中示例出的机械式有级变速部的变速工作和所使用的接合装置的工作的组合之间的关系的工作图表。

图3是表示电动式无级变速部与机械式有级变速部中的各旋转构件的转速的相对的关系的共线图。

图4是说明将多个模拟排挡分配至多个AT排挡的排挡分配表的一个例子的图。

图5是在共线图上例示出在AT2挡排挡时成立的模拟4挡排挡-模拟6挡排挡的图。

图6是说明在多个模拟排挡的变速控制中使用的模拟排挡变速设定表的一个例子的图。

图7是示出用于对2→1滑行降挡中的通常时控制进行说明的时序图的一个例子的图。

图8是用于说明在润滑油的油温处于低温状态的情况下基于与以往相同的控制动作来执行2→1滑行降挡时的控制的时序图。

图9是为了与润滑油温对应地决定朝有级变速部输入的输入轴转矩而使用的关系设定表的一个例子。

图10是说明图1的电子控制装置的控制动作的主要部分即用于抑制在有级变速部的滑行降挡中产生的拖曳、同步冲击的控制动作的流程图。

图11是示出执行图10的流程图所示的控制动作的情况下的时序图的一个例子的图。

图12是说明应用本发明的车辆所具备的动力传递装置的简要结构的图，是说明与图1不同的车辆的图。

具体实施方式

以下，参照附图对本发明的实施例进行详细说明。此外，在以下的实施例中，附图被适当简化或者变形，并且，各部的尺寸比以及形状等未必被准确地描绘。

实施例

图1是说明应用本发明的车辆10所具备的车辆用驱动装置12的简要结构的图，且是说明车辆10中的用于进行各种控制的控制系统的主要部分的图。在图1中，车辆用驱动装置12串联地具备：发动机14；电动式无级变速部18(以下称作无级变速部18)，其在安装于车身的作为非旋转部件的变速器箱16(以下称作箱体16)内配设在共同的轴心上，直接或者经由未图示的阻尼器等而间接地与发动机14连结；以及与无级变速部18的输出侧连结的机械式有级变速部20(以下称作有级变速部20)。并且，车辆用驱动装置12具备与有级变速部20的输出旋转部件亦即输出轴22连结的差动齿轮装置24、以及与差动齿轮装置24连结的一对车轴26等。在车辆用驱动装置12中，从发动机14、后述的第二电动机MG2输出的动力(在不特别区分的情况下，转矩、力也为相同意思)向有级变速部20传递，并从该有级变速部20经由差动齿轮装置24等向车辆10所具备的驱动轮28传递。车辆用驱动装置12例如优选应用于车辆10中的纵置FR(前置发动机、后轮驱动)型车辆。此外，无级变速部18、有级变速部20等构成为相对于发动机14等的旋转轴心(上述共同的轴心)大致对称，图1中省略了该旋转轴心的下半部分。

发动机14是车辆10的行驶用的动力源，是汽油发动机、柴油发动机等公知的内燃机。对于该发动机14，通过利用后述的电子控制装置80控制节气门开度或者进气量、燃料供给量、点火正时等运转状态来控制发动机转矩Te。在本实施例中，发动机14以不经由变矩器、液力耦合器等流体式传动装置的方式与无级变速部18连结。

无级变速部18具备：第一电动机MG1；将发动机14的动力朝第一电动机MG1以及无级变速部18的输出旋转部件亦即中间传动部件30机械分配的、作为动力分配机构的差动机构32；以及以能够传递动力的方式与中间传动部件30连结的第二电动机MG2。无级变速部18是通过控制第一电动机MG1的运转状态来控制差动机构32的差动状态的电动式无级变速器。第一电动机MG1相当于差动用电动机，并且第二电动机MG2是作为动力源发挥功能的电动机，相当于行驶驱动用电动机。车辆10是作为行驶用的动力源具备发动机14以及第二电动机MG2的混合动力车辆。在本实施例中构成有动力源部39，该动力源部39借助发动机14以及无级变速部18而以能够传递动力的方式与作为有级变速部20的输入轴发挥功能的中间传动部件30连结，能够调整施加于有级变速部20的AT输入轴转矩Ti的大小。这样，动力源部39构成为包括发动机14以及第二电动机MG2。另外，第二电动机MG2对应于本发明的电动机。

第一电动机MG1以及第二电动机MG2是具有作为马达的功能以及作为发电机(generator)的功能的旋转电力机械，是所谓的电动发电机。第一电动机MG1以及第二电动机MG2分别经由车辆10所具备的逆变器50而与车辆10所具备的作为蓄电装置的电池52连接，通过利用后述的电子控制装置80控制逆变器50来控制第一电动机MG1以及第二电动机MG2各自的输出转矩(动力运行转矩或者再生转矩)亦即MG1转矩Tg以及MG2转矩Tm。电池52是相对于第一电动机MG1以及第二电动机MG2分别授受电力的蓄电装置。

差动机构32由单小齿轮型的行星齿轮装置构成，具备太阳轮S0、行星架CA0以及齿圈R0。发动机14经由连结轴34以能够传递动力的方式与行星架CA0连结，第一电动机MG1以能够传递动力的方式与太阳轮S0连结，第二电动机MG2以能够传递动力的方式与齿圈R0连结。在差动机构32中，行星架CA0作为输入构件发挥功能，太阳轮S0作为反力构件发挥功能，齿圈R0作为输出构件发挥功能。

有级变速部20是构成中间传动部件30与驱动轮28之间的动力传递路径的一部分的有级变速器。中间传动部件30也作为有级变速部20的输入轴发挥功能。由于第二电动机MG2与中间传动部件30以一体旋转的方式连结，因此，有级变速部20是构成第二电动机MG2与驱动轮28之间的动力传递路径的一部分的有级变速器。有级变速部20例如是公知的行星齿轮式的自动变速器，具备第一行星齿轮装置36和第二行星齿轮装置38的多组行星齿轮装置、以及离合器C1、离合器C2、制动器B1、制动器B2的多个接合装置(以下，在不特别区分的情况下简单称作接合装置CB)，通过接合装置CB的接合与释放来执行变速，从而使多个变速比有级地成立。

接合装置CB是由构成为包括利用液压促动器按压的多片或者单片的摩擦板的离合器或制动器、利用液压促动器进行收紧的带式制动器等构成的液压式的摩擦接合装置。接合装置CB借助从车辆10所具备的液压控制回路54内的电磁阀SL1－SL4等分别输出的被调压后的各接合液压Pcb来使各自的转矩容量(接合转矩)Tcb变化，由此来分别切换工作状态(接合、释放等状态)。为了不使接合装置CB滑动(即不使接合装置CB产生转速差)地在中间传动部件30与输出轴22之间传递转矩(例如输入至有级变速部20的输入轴转矩亦即AT输入轴转矩Ti)，相对于该转矩，需要能够获得需由接合装置CB分别承担的传递转矩的量(即接合装置CB的分担转矩)的接合转矩Tcb。但是，在能够获得传递转矩量的接合转矩Tcb，即便使接合转矩Tcb增加，传递转矩也不会增加。也就是说，接合转矩Tcb相当于接合装置CB能够传递的最大转矩，传递转矩相当于接合装置CB实际传递的转矩。此外，除供给例如接合装置CB的接合接触(パック詰め)所需要的接合液压Pcb的区域之外，接合转矩Tcb(或者传递转矩)与接合液压Pcb大致成比例关系。

对于有级变速部20，第一行星齿轮装置36以及第二行星齿轮装置38的各旋转构件(太阳轮S1、S2、行星架CA1、CA2、齿圈R1、R2)直接、或者经由接合装置CB或单向离合器F1间接(或者选择性)地一部分相互连结，或者与中间传动部件30、箱体16或输出轴22连结。

有级变速部20通过接合装置CB中的规定的接合装置的接合来形成变速比(齿速比)γat(＝AT输入轴转速ωi/AT输出轴转速ωo)不同的多个变速挡(排挡)中的任一个排挡。在本实施例中，将由有级变速部20形成的排挡称作AT排挡。AT输入轴转速ωi是有级变速部20的输入旋转部件的转速(角速度)亦即有级变速部20的输入轴转速，与中间传动部件30的转速为相同值，并且与第二电动机MG2的转速亦即MG2转速ωm为相同值。即、AT输入轴转速ωi能够由MG2转速ωm表示。AT输出轴转速ωo是有级变速部20的输出转速亦即输出轴22的转速，也是将无级变速部18和有级变速部20组合在一起而成的整体的变速器40的输出轴转速。

有级变速部20例如如图2的接合工作表所示作为多个AT排挡而形成有AT1挡排挡(图中的“1st”)－AT4挡排挡(图中的“4th”)的四挡前进用的AT排挡。AT1挡排挡的变速比γat最大，越是高车速侧(高速侧的AT4挡排挡侧)则变速比γat越小。图2的接合工作表汇总了各AT排挡与接合装置CB的各工作状态(在各AT排挡中分别接合的接合装置亦即规定的接合装置)之间的关系，“○”表示接合，“△”表示在发动机制动时或有级变速部20的滑行降挡时接合，空栏表示释放。在使AT1挡排挡成立的制动器B2并列地设有单向离合器F1，因此，在起步时(加速时)不需要使制动器B2接合。有级变速部20的滑行降挡是在根据因驱动要求量(例如加速器开度θacc)的减少或加速器不工作(加速器开度θacc为零或者近似零)所导致的减速行驶中的车速关联值(例如车速V)的降低而判断为(要求)降挡的切断动力降挡中，保持加速器不工作的减速行驶状态不变而要求的降挡。此外，接合装置CB均释放，由此有级变速部20成为不形成任何排挡的空挡状态(即切断动力传递的空挡状态)。

对于有级变速部20，通过利用后述的电子控制装置80根据驾驶员的加速操作或车速V等对接合装置CB中的要释放的接合装置(释放侧接合装置)的释放、和接合装置CB中的要接合的接合装置(接合侧接合装置)的接合进行控制，所形成的AT排挡进行切换(即AT排挡有级地切换)。也就是说，在有级变速部20的变速控制中，例如通过接合装置CB中任一个的夹紧切换(即通过接合装置CB的接合与释放的切换)来执行变速，即执行所谓的离合器对离合器变速。例如，在从AT2挡排挡朝AT1挡排挡的降挡(表示为2→1降挡)中，如图2的接合工作表所示，成为释放侧接合装置的制动器B1被释放，并且成为在AT1挡排挡接合的规定的接合装置(离合器C1以及制动器B2)中的在2→1降挡前被释放的接合侧接合装置的制动器B2接合。此时，根据预先确定的变化模式对制动器B1的释放过渡液压、制动器B2的接合过渡液压进行调压控制。

图3是表示无级变速部18和有级变速部20中的各旋转构件的转速的相对关系的共线图。图3中，与构成无级变速部18的差动机构32的三个旋转构件对应的三条纵线Y1、Y2、Y3从左侧起依次是表示与第二旋转构件RE2对应的太阳轮S0的转速的g轴、表示与第一旋转构件RE1对应的行星架CA0的转速的e轴、表示与第三旋转构件RE3对应的齿圈R0的转速(即有级变速部20的输入轴转速)的m轴。并且，有级变速部20的四条纵线Y4、Y5、Y6、Y7从左起依次分别是表示与第四旋转构件RE4对应的太阳轮S2的转速的轴、表示与第五旋转构件RE5对应的相互连结的齿圈R1以及行星架CA2的转速(即输出轴22的转速)的轴、表示与第六旋转构件RE6对应的相互连结的行星架CA1以及齿圈R2的转速的轴、表示与第七旋转构件RE7对应的太阳轮S1的转速的轴。纵线Y1、Y2、Y3相互之间的间隔根据差动机构32的齿速比(齿数比)ρ0确定。并且，纵线Y4、Y5、Y6、Y7的相互之间的间隔根据第一、第二行星齿轮装置36、38的各齿数比ρ1、ρ2确定。在共线图的纵轴间的关系中，若将太阳轮与行星架之间设为对应于“1”的间隔，则行星架与齿圈之间成为对应于行星齿轮装置的齿数比ρ(＝太阳轮的齿数Zs/齿圈的齿数Zr)的间隔。

若使用图3的共线图来表现，在无级变速部18的差动机构32中，在第一旋转构件RE1连结有发动机14(参照图中的“ENG”)，在第二旋转构件RE2连结有第一电动机MG1(参照图中的“MG1”)，在与中间传动部件30一体旋转的第三旋转构件RE3连结有第二电动机MG2(参照图中的“MG2”)，构成为经由中间传动部件30向有级变速部20传递发动机14的旋转。在无级变速部18中，利用横穿纵线Y2的各直线L0，L0R来表示太阳轮S0的转速与齿圈R0的转速之间的关系。

并且，在有级变速部20中，第四旋转构件RE4经由离合器C1而与中间传动部件30选择性地连结，第五旋转构件RE5与输出轴22连结，第六旋转构件RE6经由离合器C2而与中间传动部件30选择性地连结、且经由制动器B2而与箱体16选择性地连结，第七旋转构件RE7经由制动器B1而与箱体16选择性地连结。在有级变速部20中，根据各接合装置CB的接合以及释放，利用横穿纵线Y5的各直线L1、L2、L3、L4，LR来表示输出轴22的“1st”、“2nd”、“3rd”、“4th”、“Rev”的各转速。

图3中的实线所示的直线L0以及直线L1、L2、L3、L4表示在能够进行至少以发动机14作为动力源而行驶的发动机行驶的混合动力行驶模式中、进行前进行驶时的各旋转构件的相对速度。在该混合动力行驶模式中，在差动机构32中，若相对于被输入至行星架CA0的发动机转矩Te，第一电动机MG1所产生的负转矩亦即反力转矩以正转的方式输入至太阳轮S0，则在齿圈R0以正转的方式显现出成为正转矩的发动机直达转矩Td(＝Te/(1+ρ)＝－(1/ρ)×Tg)。而且，根据要求驱动力，发动机直达转矩Td和MG2转矩Tm的合计转矩作为车辆10的前进方向的驱动转矩，经由形成有AT1挡排挡－AT4挡排挡中的任一个AT排挡的有级变速部20向驱动轮28传递。此时，第一电动机MG1作为以正转的方式产生负转矩的发电机发挥功能。第一电动机MG1的发电电力Wg被充电至电池52，或由第二电动机MG2消耗。第二电动机MG2使用发电电力Wg的全部或一部分、或者除了发电电力Wg之外还使用来自电池52的电力，输出MG2转矩Tm。

图3中虽未图示，但在能够进行使发动机14停止且以第二电动机MG2作为动力源而行驶的马达行驶的马达行驶模式的共线图中，在差动机构32中，行星架CA0被设为不旋转，向齿圈R0以正转的方式输入有成为正转矩的MG2转矩Tm。此时，与太阳轮S0连结的第一电动机MG1成为无负荷状态而以反转的方式空转。也就是说，在马达行驶模式中，发动机14不进行驱动，发动机14的转速亦即发动机转速ωe被设为零，MG2转矩Tm(此处是正转的动力运行转矩)作为车辆10的前进方向的驱动转矩，经由形成有AT1挡排挡－AT4挡排挡中的任一个AT排挡的有级变速部20向驱动轮28传递。

图3中用虚线示出的直线L0R以及直线LR示出马达行驶模式下的后退行驶中的各旋转构件的相对速度。在该马达行驶模式下的后退行驶中，向齿圈R0以反转的方式输入有成为负转矩的MG2转矩Tm，该MG2转矩Tm作为车辆10的后退方向的驱动转矩，经由形成有AT1挡排挡的有级变速部20向驱动轮28传递。后述的电子控制装置80在形成了AT1挡排挡－AT4挡排挡中的作为前进用的低车速侧(低速侧)排挡的AT1挡排挡的状态下，从第二电动机MG2输出相对于前进用的电动机转矩亦即前进用的MG2转矩Tm(这里是成为正转的正转矩的动力运行转矩；尤其表示为MG2转矩TmF)正负相反的后退用的电动机转矩亦即后退用的MG2转矩Tm(这里是成为反转的负转矩的动力运行转矩；尤其表示为MG2转矩TmR)，由此能够进行后退行驶。这样，在本实施例的车辆10中，使用前进用的AT排挡(即，与进行前进行驶时相同的AT排挡)，使MG2转矩Tm的正负反转来进行后退行驶。在有级变速部20中，不形成在有级变速部20内使输入旋转反转来进行输出的后退行驶专用的AT排挡。此外，在混合动力行驶模式中，也能够像直线L0R那样使第二电动机MG2进行反转，因此能够与马达行驶模式相同地进行后退行驶。

在车辆用驱动装置12中具备差动机构32，该差动机构32具有三个旋转构件，即：以能够传递动力的方式与发动机14连结的作为第一旋转构件RE1的行星架CA0、以能够传递动力的方式与作为差动用电动机(差动用电动机)的第一电动机MG1连结的作为第二旋转构件RE2的太阳轮S0、以及以能够传递动力的方式与作为行驶驱动用电动机(行驶驱动用电动机)的第二电动机MG2连结的作为第三旋转构件RE3的齿圈R0，构成通过控制第一电动机MG1的运转状态来控制差动机构32的差动状态的、作为电动式变速机构(电动式差动机构)的无级变速部18。也就是说，具有以能够传递动力的方式与发动机14连结的差动机构32和以能够传递动力的方式与差动机构32连结的第一电动机MG1，构成通过控制第一电动机MG1的运转状态来控制差动机构32的差动状态的无级变速部18。无级变速部18作为使连结轴34的转速(即发动机转速ωe)相对于中间传动部件30的转速亦即MG2转速ωm的变速比γ0(＝ωe/ωm)变化的电动式的无级变速器工作。

例如，在混合动力行驶模式中，相对于因在有级变速部20中形成有AT排挡而受到驱动轮28的旋转的约束的齿圈R0的转速，若通过对第一电动机MG1的转速进行控制来使太阳轮S0的转速上升或者下降，则使行星架CA0的转速(即发动机转速ωe)上升或者下降。因而，在发动机行驶中，能够使发动机14在效率良好的运转点工作。也就是说，利用形成有AT排挡的有级变速部20和作为无级变速器工作的无级变速部18，作为变速器40整体能够构成无级变速器。

并且，由于也能够使无级变速部18如有级变速器那样变速，因此能够利用形成有AT排挡的有级变速部20和如有级变速器那样变速的无级变速部18而使变速器40整体如有级变速器那样变速。也就是说，在变速器40中，能够以使发动机转速ωe相对于输出轴转速ωo的变速比γt(＝ωe/ωo)不同的多个排挡(称作模拟排挡)选择性地成立的方式控制有级变速部20和无级变速部18。变速比γt是由串联配置的无级变速部18和有级变速部20形成的总变速比，是无级变速部18的变速比γ0和有级变速部20的变速比γat相乘所得的值(γt＝γ0×γat)。

模拟排挡例如被分配为：根据有级变速部20的各AT排挡和一种或多种无级变速部18的变速比γ0的组合，相对于有级变速部20的各AT排挡，分别使一种或者多种模拟排挡成立。例如，图4是排挡分配(排挡分割)表的一个例子，预先确定为：相对于AT1挡排挡使模拟1挡排挡－模拟3挡排挡成立，相对于AT2挡排挡使模拟4挡排挡－模拟6挡排挡成立，相对于AT3挡排挡使模拟7挡排挡－模拟9挡排挡成立，相对于AT4挡排挡使模拟10挡排挡成立。图5例示出了在与图3相同的共线图上，有级变速部20的AT排挡为AT2挡排挡时，使模拟4挡排挡－模拟6挡排挡成立的情况，通过以成为相对于输出轴转速ωo实现规定的变速比γt的发动机转速ωe的方式控制无级变速部18，使各模拟排挡成立。

返回图1，车辆10还具备作为控制器的电子控制装置80，该电子控制装置80包括与发动机14、无级变速部18以及有级变速部20等的控制关联的车辆10的控制装置。因而，图1是示出电子控制装置80的输入输出系统的图，且是说明电子控制装置80的控制功能的主要部分的功能块线图。电子控制装置80例如构成为包括具备CPU、RAM、ROM、输入输出接口等的所谓微型计算机，CPU利用RAM的暂时存储功能同时根据预先存储于ROM的程序进行信号处理，由此来执行车辆10的各种控制。电子控制装置80根据需要而分别构成为发动机控制用、变速控制用等。

向电子控制装置80分别供给：基于车辆10所具备的各种传感器等(例如发动机转速传感器60、MG1转速传感器62、MG2转速传感器64、输出轴转速传感器66、加速器开度传感器68、节气门开度传感器70、G传感器72、挡位传感器74、电池传感器76、润滑油温传感器78等)的检测值的各种信号等(例如发动机转速ωe、第一电动机MG1的转速亦即MG1转速ωg、AT输入轴转速ωi亦即MG2转速ωm、与车速V对应的输出轴转速ωo、表示驾驶员的加速操作的大小的驾驶员的加速操作量(即加速踏板的操作量)即加速器开度θacc、电子节气门的开度亦即节气门开度θth、车辆10的前后加速度G、车辆10所具备的作为换挡操作部件的换挡杆56的操作位置(操作挡位)POSsh、电池52的电池温度THbat或电池充放电电流Ibat或电池电压Vbat、对接合装置CB进行润滑的润滑油的润滑油温Toil等)。此外，在液压控制回路54中，从对作为初始压而向接合装置CB的液压促动器等供给的主压进行调压的调节阀等排出的多余油作为润滑油而被向接合装置CB等供给，润滑油温传感器78安装于供给该润滑油的油路。

并且，从电子控制装置80向车辆10所具备的各装置(例如节气门促动器、燃料喷射装置、点火装置等发动机控制装置58、逆变器50、液压控制回路54等)分别输出各种指令信号(例如用于控制发动机14的发动机控制指令信号Se、用于控制第一电动机MG1以及第二电动机MG2的电动机控制指令信号Smg、用于控制接合装置CB的工作状态的(即用于控制有级变速部20的变速的)液压控制指令信号Sat等)。该液压控制指令信号Sat例如是用于驱动对朝接合装置CB的各个液压促动器供给的各接合液压Pcb进行调压的各电磁阀SL1－SL4等的指令信号(驱动电流)，向液压控制回路54输出。此外，电子控制装置80设定与朝各液压促动器供给的各接合液压Pcb的值对应的液压指令值(指示压)，并输出与该液压指令值对应的驱动电流。

换挡杆56的操作挡位POSsh例如是P、R、N、D操作挡位。P操作挡位是选择变速器40的驻车挡位(P挡位)的驻车操作挡位，在该挡位使变速器40成为空挡状态(例如因接合装置CB中的任一个均被释放而使得有级变速部20成为不能进行动力传递的空挡状态)且机械式地阻止(锁止)输出轴22的旋转。R操作挡位是选择变速器40的后退行驶挡位(R挡位)的后退行驶操作挡位，在该挡位能够在形成了有级变速部20的AT1挡排挡的状态下进行基于后退用的MG2转矩TmR的车辆10的后退行驶。N操作挡位是选择变速器40的空挡挡位(N挡位)的空挡操作挡位，在该挡位使变速器40成为空挡状态。D操作挡位是选择变速器40的前进行驶挡位(D挡位)的前进行驶操作挡位，在该挡位能够使用有级变速部20的AT1挡排挡－AT4挡排挡的所有AT排挡(例如使用模拟1挡排挡－模拟10挡排挡的所有模拟排挡)来执行自动变速控制从而进行前进行驶。因而，若换挡杆56例如从D操作挡位向R操作挡位切换(即，若进行D→R操作挡位的换挡操作亦即D→R操作)，则对变速器40进行从D挡位朝向R挡位的切换要求(即，要求从前进行驶朝向后退行驶的切换)。这样，换挡杆56作为通过被人为地操作来接受变速器40的挡位的切换要求的切换操作部件发挥功能。

电子控制装置80例如基于电池充放电电流Ibat以及电池电压Vbat等计算电池52的充电状态(充电容量)SOC。并且，电子控制装置80例如基于电池温度THbat以及电池52的充电容量SOC，计算规定电池52的输入电力的上限的可充电电力(可输入电力)Win、以及规定电池52的输出电力的上限的可放电电力(可输出电力)Wout。可充放电电力Win、Wout例如在电池温度THbat比常用区域低的低温区域随着电池温度THbat降低而变低，并且在电池温度THbat比常用区域高的高温区域随着电池温度THbat变高而变低。并且，可充电电力Win例如在充电容量SOC大的区域随着充电容量SOC变大而变小。并且，可放电电力Wout例如在充电容量SOC小的区域随着充电容量SOC变小而变小。

电子控制装置80为了实现车辆10中的各种控制而在功能上具备AT变速控制单元即AT变速控制部82、混合动力控制单元即混合动力控制部84、转矩控制单元即转矩控制部86、以及润滑油温判定单元即润滑油温判定部88。

AT变速控制部82使用预先通过实验或者通过设计而求出并存储的(即预先确定的)关系(例如AT排挡变速设定表)来进行有级变速部20的变速判断，并且向液压控制回路54输出用于利用电磁阀SL1－SL4切换接合装置CB的接合释放状态的液压控制指令信号Sat，以便根据需要执行有级变速部20的变速控制从而自动地切换有级变速部20的AT排挡。上述AT排挡变速设定表例如是在将输出轴转速ωo(此处，车速V等也为相同意思)以及加速器开度θacc(此处，要求驱动转矩Tdem、节气门开度θth等也为相同意思)作为变量的二维坐标上具有用于判断有级变速部20的变速的变速线(升挡线以及降挡线)的规定关系。

混合动力控制部84包括控制发动机14的工作的作为发动机控制单元即发动机控制部的功能、和经由逆变器50控制第一电动机MG1以及第二电动机MG2的工作的作为电动机控制单元即电动机控制部的功能，利用上述控制功能来执行基于发动机14、第一电动机MG1以及第二电动机MG2的混合动力驱动控制等。混合动力控制部84通过对预先确定的关系(例如驱动力设定表)应用加速器开度θacc以及车速V来计算要求驱动动力Pdem(换言之是此时的车速V下的要求驱动转矩Tdem)。混合动力控制部84考虑电池52的可充放电电力Win、Wout等，输出控制发动机14、第一电动机MG1以及第二电动机MG2的指令信号(发动机控制指令信号Se以及电动机控制指令信号Smg)，以便实现要求驱动动力Pdem。发动机控制指令信号Se例如是输出此时的发动机转速ωe下的发动机转矩Te的发动机动力P_e的指令值。电动机控制指令信号Smg例如是输出发动机转矩Te的反力转矩(此时的MG1转速ωg下的MG1转矩Tg)的第一电动机MG1的发电电力Wg的指令值，且是输出此时的MG2转速ωm下的MG2转矩Tm的第二电动机MG2的耗电量Wm的指令值。

对于混合动力控制部84，例如在使无级变速部18作为无级变速器工作而使变速器40整体作为无级变速器工作的情况下，考虑发动机最佳油耗点等，以成为能够获得实现要求驱动动力Pdem的发动机动力Pe的发动机转速ωe和发动机转矩Te的方式控制发动机14且控制第一电动机MG1的发电电力Wg，由此执行无级变速部18的无级变速控制从而使无级变速部18的变速比γ0变化。作为该控制的结果，作为无级变速器工作的情况下的变速器40的变速比γt被控制。

对于混合动力控制部84，例如在使无级变速部18如有级变速器那样变速而使变速器40整体如有级变速器那样变速的情况下，使用预先确定的关系(例如模拟排挡变速设定表)进行变速器40的变速判断，并与AT变速控制部82所进行的有级变速部20的AT排挡的变速控制协作，以使多个模拟排挡选择性地成立的方式执行无级变速部18的变速控制。对于多个模拟排挡，能够通过以能够维持各自的变速比γt的方式与输出轴转速ωo对应地利用第一电动机MG1对发动机转速ωe进行控制而使之成立。各模拟排挡的变速比γt不需要遍及输出轴转速ωo的整个区域为恒定值，可以在规定范围变化，也可以根据各部的转速的上限、下限等施加限制。

上述模拟排挡变速设定表与AT排挡变速设定表同样是以输出轴转速ωo以及加速器开度θacc作为参数而预先确定的。图6是模拟排挡变速设定表的一个例子，实线是升挡线，虚线是降挡线。通过根据模拟排挡变速设定表切换模拟排挡，作为串联配置有无级变速部18和有级变速部20的变速器40整体，能够获得与有级变速器相同的变速感。对于使变速器40整体如有级变速器那样变速的模拟有级变速控制，例如可以仅在由驾驶员选择了运动行驶模式等重视行驶性能的行驶模式的情况下、要求驱动转矩Tdem比较大的情况下，优先地执行使变速器40整体作为无级变速器工作的无级变速控制，但也可以在除规定的执行限制时之外基本上都执行模拟有级变速控制。

混合动力控制部84所进行的模拟有级变速控制与AT变速控制部82所进行的有级变速部20的变速控制协作执行。在本实施例中，相对于AT1挡排挡－AT4挡排挡这四种AT排挡，分配模拟1挡排挡－模拟10挡排挡这十种模拟排挡。这样，当进行模拟3挡排挡与模拟4挡排挡之间的变速(表示为模拟变速)时，进行AT1挡排挡与AT2挡排挡之间的变速(表示为变速)，并且当进行模拟变速时进行变速，并且当进行模拟变速时进行变速(参照图4)。因此，以在与模拟排挡的变速正时相同的正时进行AT排挡的变速的方式，确定AT排挡变速设定表。具体而言，图6中的模拟排挡的“3→4”、“6→7”、“9→10”的各升挡线与AT排挡变速设定表的“1→2”、“2→3”、“3→4”的各升挡线一致(参照图6中记载的“AT1→2”等)。并且，图6中的模拟排挡的“3←4”、“6←7”、“9←10”的各降挡线与AT排挡变速设定表的“1←2”、“2←3”、“3←4”的各降挡线一致(参照图6中记载的“AT1←2”等)。或者，也可以基于根据图6的模拟排挡变速设定表进行的模拟排挡的变速判断，对AT变速控制部82输出AT排挡的变速指令。这样，AT变速控制部82在模拟排挡被切换时进行有级变速部20的AT排挡的切换。由于在与模拟排挡的变速正时相同的正时进行AT排挡的变速，因此伴随发动机转速ωe的变化而进行有级变速部20的变速，即便存在伴随该有级变速部20的变速的冲击，驾驶员也难以感到不协调。

作为行驶模式，混合动力控制部84根据行驶状态而使马达行驶模式或者混合动力行驶模式选择性地成立。例如，混合动力控制部84在要求驱动动力Pdem处于比预先确定的阈值小的马达行驶区域的情况下使马达行驶模式成立，另一方面，在要求驱动动力Pdem处于预先确定的阈值以上的发动机行驶区域的情况下使混合动力行驶模式成立。并且，即便在要求驱动动力Pdem处于马达行驶区域时，在电池52的充电容量SOC小于预先确定的阈值的情况下，混合动力控制部84使混合动力行驶模式成立。

混合动力控制部84在换挡杆56为R操作挡位时，在形成了有级变速部20的AT1挡排挡的状态下，与加速器开度θacc对应地输出后退用的MG2转矩TmR，从而进行后退行驶。

这里，对有级变速部20的朝向低车速侧排挡的滑行降挡、亦即从AT2挡排挡朝向AT1挡排挡的滑行降挡(表示为2→1滑行降挡)中的变速控制进行说明。在滑行降挡那样的切断动力降挡中，在不产生形成降挡后的AT排挡的接合侧接合装置的接合转矩Tcb的状态下，不使AT输入轴转速ωi从降挡前的同步转速ωisyca(＝ωo×降挡前的变速比γata)向降挡后的同步转速ωisycb(＝ωo×降挡后的变速比γatb)上升。与此相对地，例如通过产生接合侧接合装置的接合转矩Tcb、或者向有级变速部20的输入轴(即中间传动部件30)输入的AT输入轴转矩Ti与要求输入转矩相比暂时增大，能够使AT输入轴转速ωi朝向降挡后的同步转速ωisycb上升，从而使降挡进展。在本实施例中，作为2→1滑行降挡时的通常时控制，采用如下的方式：在释放侧接合装置(制动器B1)以及接合侧接合装置(制动器B2)中的任一个均未产生接合转矩Tcb的离合器空转的状态下，使AT输入轴转矩Ti暂时增大，由此使降挡进展。

因此，AT变速控制部82执行如下的2→1滑行降挡中的变速控制：在进行2→1滑行降挡时，执行使第二电动机MG2的前进用的MG2转矩TmF暂时增大(例如向混合动力控制部84输出使MG2转矩TmF暂时增大的指令)而使朝有级变速部20施加的AT输入轴转矩Ti暂时增大、从而使AT输入轴转速ωi从降挡前的同步转速ωisyca(即AT2挡排挡下的同步转速ωisyc2(＝ωo×AT2挡排挡的变速比γat2))朝降挡后的同步转速ωisycb(即AT1挡排挡下的同步转速ωisyc1(＝ωo×AT1挡排挡的变速比γat1))上升的旋转同步控制，若AT输入轴转速ωi达到规定转速，则将在2→1降挡前已释放的接合侧接合装置(制动器B2)接合。上述规定转速例如是用于能够判断为AT输入轴转速ωi上升至即便将接合侧接合装置急速接合也能够抑制冲击的程度的预先确定的阈值，并且是AT1挡排挡时的同步转速ωisyc1、或者比该同步转速ωisyc1低的同步转速ωisyc1附近的值。

AT变速控制部86使前进用的MG2转矩TmF暂时增大而使AT输入轴转矩Ti与要求输入转矩相比暂时增大。该要求输入转矩例如是将要求驱动转矩Tdem换算成中间传动部件30上的值所得的值。在滑行降挡中使加速器不工作，因此，作为要求输入转矩，例如是能够获得产生车辆10缓慢移动的蠕动现象的所谓蠕动转矩的程度的转矩。

图7是示出用于对2→1滑行降挡中的通常时控制进行说明的时序图的一个例子的图。在图7中，t1时刻表示判断出2→1滑行降挡的时刻(参照AT排挡的虚线)。t2时刻表示2→1滑行降挡的变速输出开始的时刻(参照AT排挡的实线)。若变速输出开始，则与释放侧接合装置的接合转矩Tcb相当的实线所示的指示压(释放液压)急速降低从而释放侧接合装置被释放，并且与接合侧接合装置的接合转矩Tcb相当的虚线所示的指示压(接合液压)成为用于实现接合侧接合装置的接合接触的液压模式，从而使接合侧接合装置在即将具有接合转矩Tcb的状态下待机(参照A部)。然后，在释放侧接合装置以及接合侧接合装置中的任一个都不具有接合转矩Tcb的状态下，执行使AT输入轴转矩Ti与要求输入转矩相比暂时增大的旋转同步控制(参照B部)。AT输入轴转矩Ti的虚线所示的基准输入轴转矩是从要求输入转矩减去中间传动部件30上的被驱动转矩(从驱动轮28输入的转矩)而得的转矩。被驱动转矩伴随车速V的降低而减少，因此，只要要求输入转矩不变，基准输入轴转矩就伴随车速V的降低而增加。

通过旋转同步控制，AT输入轴转速ωi开始朝向降挡后的同步转速ωisycb上升，由此惯性阶段开始(参照t3时刻)，使变速进展(参照C部)。若AT输入轴转速ωi达到成为与降挡后的同步转速ωisycb大致同步的状态的规定转速，则虚线所示的接合侧接合装置的接合液压急速上升，接合侧接合装置接合(参照比t4时刻稍靠前的时刻－t4时刻)。在接合侧接合装置的接合完成后，旋转同步控制结束(参照t4时刻以后)。这里，由于在AT输入轴转速ωi与降挡后的同步转速ωisycb大致同步的状态下接合侧接合装置接合，因此，即使接合侧接合装置急速接合，也能够抑制冲击的产生(参照t4时刻后的前后加速度G的变化)。

然而，在有级变速部20的滑行降挡时，即便在释放侧接合装置以及接合侧接合装置中的任一个都不产生接合转矩Tcb的离合器空转的状态下，在接合装置CB中也产生与润滑油的润滑油温Toil对应的离合器转矩Tcb。有级变速部20的接合装置CB均具有由多张摩擦板构成的摩擦接合构件，摩擦板之间被供给润滑油。因而，即便接合装置CB成为释放状态，若相邻的摩擦板相对旋转，则也在相邻的摩擦板之间产生因存在于上述摩擦板之间的润滑油的粘度而导致的拖曳转矩。另外，作为有级变速部20整体，也产生因在各接合装置CB产生的拖曳转矩而导致的AT拖曳转矩Tloss。在借助AT输入轴转矩Ti使有级变速部20的AT输入轴转速ωi上升时，该AT拖曳转矩Tloss成为在妨碍该上升的方向发挥作用的拖曳损失。另外，由于润滑油温Toil越低则润滑油的粘度越高，因此，润滑油温Toil越低，则AT拖曳转矩Tloss越增加。因而，若润滑油温Toil处于低温的状态，则在滑行降挡中在有级变速部20产生的AT拖曳转矩Tloss变大，因此，若朝有级变速部20输入与常温时相同的AT输入轴转矩Ti，则无法使有级变速部20的AT输入轴转速ωi上升，存在在惯性阶段中产生变速的停滞或者倒退的顾虑。

图8是用于对在润滑油的油温Toil处于低温状态的情况下执行2→1滑行降挡时的控制进行说明的时序图，示出在惯性阶段中朝有级变速部20输入与常温时相同的AT输入轴转矩Ti的情况。在图8中，t1时刻表示判断出2→1滑行降挡的时刻(参照AT排挡的虚线)。t2时刻表示2→1滑行降挡的变速输出开始的时刻(参照AT排挡的实线)。t3时刻表示惯性阶段开始的时刻。在t3时刻以后，将与常温时相同大小的AT输入轴转矩Ti输入至有级变速部20(参照A部)。此时，润滑油温Toil为低温，与之相应，在有级变速部20产生的AT拖曳转矩Tloss增大，从惯性阶段的中途开始，AT拖曳转矩Tloss变得比AT输入轴转矩Ti大。此时，惯性阶段中的变速停滞、或者变速倒退(转速降低)(参照B部)。因而，AT输入轴转速ωi难以与降挡后的同步转速ωisycb同步。

这里，AT变速控制部82在功能上具备备用控制，在即便从变速开始经过了预先设定的备用控制待机时间仍未做出同步判定的情况下，为了完成降挡，提高接合侧接合装置的接合液压从而产生接合转矩Tcb，由此来使旋转同步。在低温时，变速停滞(或者倒退)，因此上述备用控制发挥作用，接合侧接合装置急剧接合(参照C部)。作为结果，产生因有级变速部20的急剧接合而导致的拖曳、接合冲击(同步冲击)等变速冲击(参照D部)。

与此相对，在本实施例中，在功能上具备转矩控制部86，在滑行降挡时，基于有级变速部20的润滑油温Toil来变更在旋转同步控制中施加于有级变速部20的AT输入轴转矩Ti的大小。

转矩控制部86基于有级变速部20的润滑油温Toil来变更在惯性阶段开始后的旋转同步控制的执行过程中从第二电动机MG2施加的AT输入轴转矩Ti的大小，具体而言，在润滑油温Toil低于后述的规定值α时，与高于该规定值α时相比，使AT输入轴转矩Ti变大。这样，在润滑油温Toil为低温时，AT输入轴转矩Ti变大，由此来抑制滑行降挡中的变速的停滞以及倒退。

润滑油温判定部88检测朝有级变速部20的接合装置CB(摩擦接合构件)供给的润滑油的润滑油温Toil，判定润滑油温Toil是否为预先设定的规定值α以下。该润滑油温Toil的规定值α是预先通过实验或者解析求得的值，例如被设定为：当在滑行降挡中将预先设定的AT输入轴转矩Ti(以下称为基准输入轴转矩Tist)施加于有级变速部20的情况下，即便从变速开始起经过规定时间旋转也未同步(即变速停滞)的润滑油温Toil的阈值或其附近的值。基准输入轴转矩Tist被设定成在润滑油温Toil为适于车辆行驶的常温时应用的值。另外，规定时间例如被设定为接近上述备用控制待机时间的值。

因而，在润滑油温Toil比规定值α高的区域中，通过在旋转同步控制中将基准输入轴转矩Tist施加于有级变速部20，适当地使滑行降挡(旋转同步)进展，不会产生变速冲击。由此，在润滑油温Toil比规定值α高的情况下，转矩控制部86将在旋转同步控制的执行时施加于有级变速部20的AT输入轴转矩Ti作为基准输入轴转矩Tist。另一方面，当润滑油温Toil为规定值α以下的情况下，若在旋转同步控制中将基准输入轴转矩Tist施加于有级变速部20，则存在备用控制动作而在滑行降挡中产生变速冲击的可能性。为了抑制这种情况，转矩控制部86在润滑油温Toil为规定值α以下的情况下，使在旋转同步控制中施加于有级变速部20的AT输入轴转矩Ti相比基准输入轴转矩Tist变大。

转矩控制部86设定惯性阶段开始后的AT输入轴转矩Ti的目标值(以下称为目标输入轴转矩Ti*)，并以使AT输入轴转矩Ti成为该目标输入轴转矩Ti*的方式控制MG2转矩TmF。例如，在润滑油温Toil比规定值α高的情况下，将目标输入轴转矩Ti*设定为基准输入轴转矩Tist。另一方面，在润滑油温Toil比规定值α低的情况下，将目标输入轴转矩Ti*设定为比基准输入轴转矩Tist大的值、且是比在有级变速部20产生的AT拖曳转矩Tloss大的值。

在有级变速部20产生的AT拖曳转矩Tloss能够基于实验等求得。对于目标输入轴转矩Ti*，考虑AT拖曳转矩Tloss，设定为不会产生因AT拖曳转矩Tloss而导致的变速的停滞、倒退的大小。由此，目标输入轴转矩Ti*成为比AT拖曳转矩Tloss大的值。转矩控制部86在惯性阶段开始后，以目标输入轴转矩Ti*为目标而对AT输入轴转矩Ti进行控制，因此，作为结果，输入轴转矩Ti变得比AT拖曳转矩Tloss大。

另外，润滑油温Toil越低则AT拖曳转矩Tloss越大，因此，目标输入轴转矩Ti*也与润滑油温Toil对应地变更。例如，转矩控制部86存储有图9所示的以润滑油温Toil为参数的用于求出目标输入轴转矩Ti*的关系设定表，通过将由润滑油温传感器78检测到的润滑油温Toil应用于上述关系设定表，决定与润滑油温Toil对应的目标输入轴转矩Ti*。如图9的实线所示，在润滑油温Toil比规定值α大的区域(常温区域)，目标输入轴转矩Ti*恒定。这是因为，在常温区域，在有级变速部20产生的AT拖曳转矩Tloss小，几乎不妨碍降挡的进展。另一方面，在润滑油温Toil为规定值α以下的低温区域，润滑油温Toil越低则目标输入轴转矩Ti*越大。这是因为，润滑油温Toil越低则润滑油的粘度越高，与之相应地在有级变速部20产生的AT拖曳转矩Tloss也越大。

另外，除了润滑油温Toil，也考虑与负侧的前后加速度G对应的减速度G’来决定目标输入轴转矩Ti*。在图9中，实线表示减速度G’为预先设定的规定值β以下(减速度小)的情况下的目标输入轴转矩Ti*，点划线表示减速度G’超过规定值β的情况下(减速度大)的目标输入轴转矩Ti*。如图9所示，在减速度G’超过规定值β的情况下(减速度大)，与减速度G’为规定值β以下的情况(减速度小)相比，目标输入轴转矩Ti*变小。这是因为，若减速度G’大，则降挡后的同步转速ωisycb也低，难以产生变速中的停滞、倒退。因此，对于转矩控制部86，在惯性阶段开始后，在减速度G’大的情况下，与减速度G’小的情况相比，使输入轴转矩Ti变小。另外，在图9中，目标输入轴转矩Ti*与减速度G’对应而分两级变更，但可以根据减速度G’而更精细地设定目标输入轴转矩Ti*，也可以根据减速度G’而连续地变更目标输入轴转矩Ti*(减速度G’越大则目标输入轴转矩Ti*越小)。

转矩控制部86将AT输入轴转矩Ti维持于比有级变速部20的AT拖曳转矩Tloss大的状态，直至AT输入轴转速ωi达到被判断为与降挡后的同步转速ωisycb旋转同步的规定转速(或其附近)为止。即，在从惯性阶段开始时刻到旋转同步(或者旋转同步附近)为止的期间，AT输入轴转矩Ti的目标输入轴转矩Ti*被设定为比有级变速部20的AT拖曳转矩Tloss大的值。由此，在惯性阶段中，AT输入轴转矩Ti比AT拖曳转矩Tloss大，降挡的进展停滞或倒退这一情况被抑制。另外，在旋转同步后，目标输入轴转矩Ti*例如被设定为AT拖曳转矩Tloss。

另外，例如在电池52的充电容量SOC低于规定值的情况、或者电池温度THbat为低温或者高温的情况下，可放电电力Wout受到限制，难以利用第二电动机MG2输出期望的目标输入轴转矩Ti*。在这样的情况下，转矩控制部86在输出目标输入轴转矩Ti*时，执行利用发动机转矩Te来补偿第二电动机MG2所产生的MG2转矩TmF的不足量的控制。转矩控制部86例如将输出为了输出目标输入轴转矩Ti*而需要的发动机转矩Te的指令经由混合动力控制部84、或者直接向发动机控制装置58输出。此外，在第二电动机MG2的可放电电力Wout受到限制的情况下，也可以仅利用发动机14来输出目标输入轴转矩Ti*。

图10是说明电子控制装置80的控制动作的主要部分、即用于抑制在有级变速部20的滑行降挡中产生的变速冲击的控制动作的流程图，在行驶中反复执行。图11是执行图10的流程图所示的控制动作的情况下的时序图的一个例子。

在图10中，在与AT变速控制部82的控制功能对应的步骤S1(以下，省略步骤二字)中，判定是否处于滑行降挡(特别是2→1滑行降挡)中。在不处于滑行降挡中的情况下，S1为否定判定而结束本例程。在处于滑行降挡中的情况下，S1为肯定判定而进入S2。在与润滑油温判定部88的控制功能对应的S2中，基于润滑油温Toil是否处于规定值α以下来判定润滑油是否处于低温状态。在润滑油温Toil比规定值α高的情况下，S2为否定判定而进入S4。另一方面，在润滑油温Toil处于规定值α以下的情况下，S2为肯定判定而进入S3。

在与转矩控制部86的控制功能对应的S4中，在有级变速部20的滑行降挡时，通过使在旋转同步控制中施加于有级变速部20的AT输入轴转矩Ti暂时增大而使降挡进展。此时朝有级变速部20输入的AT输入轴转矩Ti被控制为在常温时(Toil>α)预先设定的基准输入轴转矩Tist。即，在常温时(Toil>α)，不与润滑油温Toil对应地变更输入轴转矩Ti。此外，S4与图7所示的通常时控制对应。

在与转矩控制部86的控制功能对应的S3中，在有级变速部20的滑行降挡时，在旋转同步控制中(惯性阶段中)施加于有级变速部20的AT输入轴转矩Ti与润滑油温Toil对应地变更。在图11的t3时刻，惯性阶段开始，此时AT输入轴转矩Ti被控制为考虑了有级变速部20的AT拖曳转矩Tloss的量后的值。具体而言，AT输入轴转矩Ti被控制为不论润滑油温Toil的变化如何都以与常温时相同的方式使降挡进展的、比AT拖曳转矩Tloss大的值(参照A部)。由此，能够使惯性阶段中的AT输入轴转速ωi以与常温时相同的方式变化(参照B部)。作为结果，接合侧接合装置的接合液压在与常温时大致相同的正时上升(参照C部)，不产生变速的停滞、倒退，且备用控制也不动作，由此能够形成相对于常温时无变化的变速冲击(参照D部)。

如上述那样，根据本实施例，在滑行降挡时，对有级变速部20的中间传动部件30施加的AT输入轴转矩Ti在润滑油温Toil低时与润滑油温Toil高时相比变大，因此，即便在润滑油温Toil处于低油温时有级变速部20的AT拖曳转矩Tloss(拖曳损失)增加，也能够确保变速的进展所需的转矩，能够以与润滑油温Toil高时相同的方式使变速进展。作为结果，即使在润滑油温Toil处于低油温时，也能够抑制变速的停滞、倒退，因此能够抑制因有级变速部20的拖曳损失的增加而导致的变速冲击，提高驾驶性能。另外，在惯性阶段开始后，使AT输入轴转矩Ti比在有级变速部20产生的AT拖曳转矩Tloss大，因此能够抑制惯性阶段中的变速的停滞、倒退。另外，在减速度G’大的情况下，与减速度G’小的情况相比，难以产生变速的停滞、倒退，与此相对，通过在减速度G’大的情况下与减速度G’小的情况相比使AT输入轴转矩Ti变小，能够抑制因过度的AT输入轴转矩Ti而导致的变速冲击。另外，随着AT输入轴转矩Ti的增加而产生的油耗恶化也降低。

以上，基于附图对本发明的实施例进行了详细说明，但本发明也能够应用于其它方式。

例如，在上述的实施例中，示例出串联地具备无级变速部18和有级变速部20的车辆10，但并不限于该实施方式。例如，也可以是图12所示那样的车辆100。车辆100是具备由动力源部103和车辆用动力传递装置104构成的车辆用驱动装置105的混合动力车辆，动力源部103作为动力源具备发动机102以及电动机MG。图12中，动力传递装置104在安装于车身的作为非旋转部件的箱体106内从发动机102侧起依次具备离合器K0、变矩器108以及有级变速部110等。并且，动力传递装置104具备差动齿轮装置112、车轴114等。变矩器108的泵叶轮108a经由离合器K0而与发动机102连结，并且直接与电动机MG连结。变矩器108的涡轮叶轮108b与有级变速部110直接连结。在动力传递装置104中，发动机102的动力以及/或者电动机MG的动力依次经由离合器K0(传递发动机102的动力的情况)、变矩器108、有级变速部110、差动齿轮装置112、车轴114等朝驱动轮116传递。有级变速部110是行星齿轮式的自动变速器。

或者，也可以是如下车辆：不具备车辆100的发动机102、离合器K0、变矩器108，而在有级变速部110的输入侧直接连结有电动机MG。总之，只要是具备有级变速部和以能够传递动力的方式与该有级变速部的输入轴连结的动力源部的车辆用驱动装置，就能够应用本发明。

并且，在上述的实施例中，有级变速部20是形成有前进四挡的各AT排挡的行星齿轮式的自动变速器，但并不限于该实施方式。例如，有级变速部20可以是通过多个接合装置中的规定的接合装置的接合来形成多个排挡中的任一个排挡的有级变速器。

另外，在上述的实施例中，例示出了2→1滑行降挡，但并不限定于该方式。例如，即便在3→2滑行降挡、4→3滑行降挡中也能够应用本发明。

并且，在上述的实施例中，差动机构32形成为具有三个旋转构件的单小齿轮型的行星齿轮装置的结构，但并不限于该实施方式。例如，差动机构32也可以是通过多个行星齿轮装置相互连结而具有四个以上旋转构件的差动机构。并且，差动机构32也可以是双小齿轮式的行星齿轮装置。并且，差动机构32也可以是在被发动机14驱动而旋转的小齿轮、和与该小齿轮啮合的一对锥齿轮分别连结有第一电动机MG1以及中间传动部件30的差动齿轮装置。

另外，在上述的实施例中，润滑油温传感器78直接安装于供给润滑油的油路，但润滑油与朝接合装置的液压促动器供给的工作油是共用的，因此，也可以检测存积于例如在有级变速部20的下部设置的油底壳的油的油温来作为润滑油温Toil。

此外，上述的说明只不过是一个实施方式，本发明能够以基于本领域技术人员的知识施加了各种变更、改进后的实施方式加以实施。

附图标记说明

12：车辆用驱动装置；20：有级变速部；30：输入轴(中间传动部件)；39：动力源部；80：电子控制装置(控制装置)；CB：接合装置；MG2：第二电动机(电动机)。