用于车辆变速器的控制装置的制作方法

本发明涉及一种用于车辆变速器的控制装置，所述车辆变速器包括彼此并行设置在驱动力源和驱动轮之间的无级变速机构和齿轮机构。

背景技术：

众所周知这样一种车辆变速器，所述车辆变速器包括彼此并行设置在输入旋转构件和输出旋转构件之间的带式无级变速机构和齿轮机构。齿轮机构具有预定的档位。驱动力源的动力被传递到输入旋转构件。输出旋转构件将动力输出到驱动轮。例如，在日本专利申请公开第63-28740号(JP 63-28740A)中描述的车辆变速器。JP 63-28740A描述了这样一种车辆，其包括彼此并行设置在输入旋转构件和输出旋转构件之间的无级变速路径和直接驱动路径。无级变速器插置在无级变速路径中。直接驱动路径具有接近无级变速路径中的最高车速侧(最高侧)变速比(最高变速比)的固定变速比。例如，最高车速侧(最高侧)变速比(最高变速比)是最大变速比。另外，JP 63-28740A描述了在车辆通过使用直接驱动路径正行驶的同时，通过将在无负载状态下持续空转的无级变速器的变速比控制为相对于最高变速比的低车速侧(低侧)的最佳变速比来减小空转的无级变速器中的损失转矩。低车速侧最佳变速比例如是作为变速比“1”的中间变速比。

技术实现要素：

附带一提的是，当其中插置有齿轮机构的动力传递路径中的变速比低于其中插置有无级变速机构的动力传递路径中的最低变速比时，期望在无级变速机构的最低变速比侧实行无级变速机构和齿轮机构之间的转换。在这种情况下，当在经由齿轮机构进行动力传递期间空转的无级变速机构的变速比从实行转换所在的最低变速比侧变速到更高变速比侧(例如，中间变速比侧)时，无级变速机构的输出侧带轮的推力(次级推力)减小。因此，作为施加到输出侧带轮的液压(次级压力)的源压力的管路压力减小，并且用于驱动产生管路压力的源压力的液压泵的驱动力源的损失被抑制，结果是，可期待提高燃料经济性的效果。然而，仅在管路压力由次级压力和施加到输入侧带轮的液压(初级压力)支配的区域中，可以减小管路压力。例如，该区域是其中的次级压力和初级压力二者都大于用于建立插置有齿轮机构的动力传递路径的离合器的液压(离合器压力)的区域，并且该离合器的液压是使用相同的管路压力作为源压力的另一控制液压)。因此，未获得提高燃料经济性的效果。如果在除了由次级压力和初级压力支配管路压力的区域以外的区域中空转的无级变速机构的变速比变速为更高变速比侧，不但未获得提高燃料经济性的效果，而且输入旋转构件的等效惯性增加(例如，用于输出侧带轮的输入旋转构件的等效惯性增加，并且输入旋转构件的等效惯性取决于变速比)。因此，例如，存在由车辆加速期间的旋转波动所引起的输入旋转构件的惯性损失可能增加，且结果是，车辆的动力性能(驾驶性能)可能恶化。因此，在如何控制空转的无级变速机构方面仍有改进的空间。上述的不便之处还不是公知的。

本发明提供一种控制装置，其能够通过适当地控制包括彼此并行设置在输入旋转构件和输出旋转构件之间的无级变速器和齿轮机构在内的车辆变速器中的空转的无级变速机构来提高燃料经济性或提高动力性能。

本发明的方案提供了一种用于车辆的变速器的控制装置。变速器包括无级变速机构、齿轮机构和离合器机构。无级变速机构包括输入侧带轮、输出侧带轮和带。所述带被缠绕为跨在所述输入侧带轮和所述输出侧带轮之间。齿轮机构包括一个或多个档位。所述无级变速机构和所述齿轮机构彼此并行设置在所述输入旋转构件和所述输出旋转构件之间。驱动力源的动力被传递到所述输入旋转构件。所述输出旋转构件被构造为将动力输出到驱动轮。离合器机构被构造为选择性地在第一路径和第二路径之间转换动力传递路径，所述第一路径是所述驱动力源的动力经由所述无级变速机构传递所通过的路径。所述第二路径是所述驱动力源的动力经由所述齿轮机构传递所通过的路径。所述离合器机构包括构造为在所述第二路径中传递动力或中断动力传递的离合器。所述控制装置包括电子控制单元。所述电子控制单元被配置为i)在所述离合器接合且所述驱动力源的所述动力通过所述第二路径传递的同时，当施加到所述输入侧带轮的输入带轮液压或施加到输出侧带轮的输出带轮液压中的至少一个大于施加到所述离合器的离合器液压时，控制大于所述离合器液压的所述输入带轮液压或所述输出带轮液压中的所述至少一个，使得被施加有比离合器液压更大的液压的所述输入侧带轮或所述输出侧带轮中的所述至少一个上的所述带的缠绕半径减小，以及ii)当所述离合器液压大于所述输入带轮液压和输出带轮液压中的任一个时，控制所述输入带轮液压和所述输出带轮液压，使得所述输入侧带轮上的带的缠绕半径减小且所述输出侧带轮上的带的缠绕半径增大。

通过这种配置，当在无级变速机构的空转期间施加到带轮或离合器的液压的源压力由施加到输入侧带轮的液压或施加到输出侧带轮的液压中的至少一个所支配时，通过减小大于离合器液压的输入带轮液压和输出带轮液压中的所述至少一个来获得提高燃料经济性的效果。另一方面，当在无级变速机构的空转期间源压力由离合器液压所支配时，通过将无级变速机构的变速比向最低变速比进行控制来减小输入旋转构件的等效惯性。所以，由于旋转波动引起的输入旋转构件的惯性损失减小，因此提高了车辆的动力性能。因此，在包括彼此并行设置在输入旋转构件和输出旋转构件之间的无级变速机构和齿轮机构的车辆变速器中，可以通过适当地控制空转的无级变速机构来提高燃料经济性或提高动力性能。

在上述方案中，电子控制单元可以被配置为当所述输入带轮液压或所述输出带轮液压中的至少一个大于所述离合器液压时，控制所述输入带轮液压和所述输出带轮液压，使得所述输入带轮液压和所述输出带轮液压变为对于无级变速机构的输入转矩而不使带滑动的相应的最小液压。通过这种配置，当将无级变速机构的变速比朝向最低变速比控制时，由于不引起带的滑动的每个最小液压与分别施加到输入侧带轮和输出侧带轮的输入带轮液压和输出带轮液压中相应的一个之间的差量而适当地获得提高燃料经济性的效果。

在上述方案中，所述电子控制单元可以被配置为当对于所述无级变速机构的输入转矩而不使所述带滑动的所述最小液压都小于所述离合器液压时，在将所述离合器液压设定为下限液压的同时对所述输入带轮液压和所述输出带轮液压进行控制。根据该配置，能够将大于离合器液压的液压中的至少一个减小为在输入带轮液压和输出带轮液压中的一个大于离合器液压的范围内的液压或大致等于离合器液压的液压。

在上述方案中，所述电子控制单元可以被配置为当所述离合器液压大于所述输入带轮液压和所述输出带轮液压中的任一个时，控制所述输入带轮液压和所述输出带轮液压，使得所述无级变速机构的变速比变为最低车速侧变速比。通过这种配置，输入旋转构件的等效惯性被最小化，因此适当地提高了车辆的动力性能。

附图说明

下面将参照附图对本发明的示范性实施例的特征、优点以及技术和工业意义进行描述，其中相同的标号表示相同的元件，且其中：

图1是示出应用了本发明的车辆的示意构造的视图；

图2是说明车辆变速器的行驶模式的转换的视图；

图3是示出用于车辆中的各种控制的控制功能和控制系统的相关部分的视图；

图4是显示预先确定的以目标变速比为参数在转矩比和推力比之间的推力比映射的示例的图；

图5是示出保持目标变速比所需的推力的图；

图6是显示用于保持最低变速比的推力和滑动极限推力的示例的图；和

图7是示出电子控制单元的控制操作的相关部分，即，用于通过适当地控制空转的无级变速器来提高燃料经济性或提高动力性能的控制操作的流程图。

具体实施例

下面，将参照附图详细地描述本发明的实施例。

图1是示出本发明所应用于的车辆10的示意构造的视图。如图1所示，车辆10包括发动机12、驱动轮14和动力传递系统16。发动机12起用于推进车辆10的驱动力源的作用。动力传递系统16设置在发动机12与驱动轮14之间。动力传递系统16包括已知的变矩器20、输入轴22、已知的带式无级变速器24(以下称为无级变速器24)、前进/后退切换装置26、齿轮机构28、输出轴30、副轴32、减速齿轮单元34、差动齿轮38、一对车桥40等。变矩器20用作联接到用作非旋转构件的壳体18中发动机12的流体式传动装置。输入轴22联接到变矩器20。无级变速器24联接到输入轴22。无级变速器24用作无级变速机构。前进/后退切换装置26也联接到输入轴22。齿轮机构28经由前进/后退切换装置26联接到输入轴22。齿轮机构28与无级变速器24并行设置。齿轮机构28用作传动机构。输出轴30是无级变速器24和齿轮机构28共同的输出旋转构件。减速齿轮单元34由分别设置在输出轴30和副轴32上以便相对地不可旋转并且彼此啮合的一对齿轮形成。差动齿轮38联接到齿轮36。齿轮36设置在副轴32上以便相对地不可旋转。一对车桥40联接到差动齿轮38。在这样构造的动力传递系统16中，发动机12的动力(当没有特别地彼此区分时，动力与转矩及力同义)依次经由变矩器20、无级变速器24(或前进/后退切换装置26和齿轮机构28)、减速齿轮单元34、差动齿轮38、车桥40等被传递给一对驱动轮14。

这样，动力传递系统16包括彼此并联在发动机12和驱动轮14之间的无级变速器24和齿轮机构28。无级变速器24和齿轮机构28构成车辆变速器17(以下称为变速器17)。因此，变速器17包括输入轴22、输出轴30、无级变速器24和齿轮机构28。输入轴22是发动机12的动力所传递至的输入旋转构件。输出轴30是将发动机12的动力输出到驱动轮14的输出旋转构件。无级变速器24和齿轮机构28彼此并行地设置在输入轴22和输出轴30之间。变速器17包括第一动力传递路径和第二动力传递路径。第一动力传递路径将发动机12的动力从输入轴22经由无级变速器24向驱动轮14(即，输出轴30)传递。第二动力传递路径将发动机12的动力从输入轴22经由齿轮机构28向驱动轮14(即，输出轴30)传递。变速器17被构造为基于车辆10的行驶状态在第一动力传递路径和第二动力传递路径之间转换动力传递路径。因此，变速器17包括作为选择性地在第一动力传递路径和第二动力传递路径之间转换将发动机12的动力向驱动轮14传递的动力传递路径的离合器机构的CVT行驶离合器C2、前进档离合器C1和倒档制动器B1。CVT行驶离合器C2用作在第一动力传递路径中传递动力或中断动力传递的离合器。前进档离合器C1和倒档制动器B1用作在第二动力传递路径中传递动力或中断动力传递的离合器。CVT行驶离合器C2、前进档离合器C1和倒档制动器B1对应于分离装置。CVT行驶离合器C2、前进档离合器C1和倒档制动器B1中的每一个都是已知的通过液压致动器摩擦接合的液压摩擦接合装置(摩擦离合器)。如将在后面所描述的，前进档离合器C1和倒档制动器B1的每一个是构成前进/后退切换装置26的元件的其中一个。

变矩器20与输入轴22同轴地围绕输入轴22设置。变矩器20包括泵轮20p和涡轮20t。泵轮20p联接到发动机12。涡轮20t联接到输入轴22。机械式油泵41联接到泵轮20p。油泵41通过被发动机12旋转地驱动来产生液压。该液压用于控制无级变速器24的变速、在无级变速器24中产生带夹紧力、转换各个离合器机构的操作，或者供应润滑油给动力传递系统16的动力传递路径的各部。

前进/后退切换装置26与输入轴22同轴地围绕输入轴22设置。前进/后退切换装置26包括双小齿轮型行星齿轮系26p、前进档离合器C1和倒档制动器B1。行星齿轮系26p的太阳轮26s一体地联接到输入轴22。行星齿轮系26p的内齿圈26r经由倒档制动器B1选择性地联接到壳体18。行星齿轮系26p的行星齿轮架26c联接到小直径齿轮42。小直径齿轮42与输入轴22同轴地围绕输入轴22设置，以便相对地可旋转。行星齿轮架26c和太阳轮26s经由前进档离合器C1选择性地彼此联接。在这样构造的前进/后退切换装置26中，当前进档离合器C1接合且倒档制动器B1被释放时，行星齿轮系26p一体地旋转，小直径齿轮42以与输入轴22相同的转速旋转，并且在第二动力传递路径中建立(实现)前进动力传递路径。当倒档制动器B1接合并且前进档离合器C1释放时，小直径齿轮42以与输入轴22的旋转方向相反的方向旋转，并且在第二动力传递中建立后退动力传递路径。当前进档离合器C1和倒档制动器B1都被释放时，第二动力传递路径被设定为中断动力传递的空档状态(动力传递中断状态)。

齿轮机构28包括小直径齿轮42和大直径齿轮46。大直径齿轮46设置在齿轮机构副轴44上，以便相对地不可旋转。大直径齿轮46与小直径齿轮42相啮合。因此，齿轮机构28是具有一个档位(速度级)的传动机构。空转齿轮48与齿轮机构副轴44同轴地围绕齿轮机构副轴44而设置，以便相对地不可旋转。空转齿轮48与具有比空转齿轮48更大的直径的输出齿轮50相啮合。输出齿轮50围绕与输出轴30相同的转动轴而设置，以便相对于输出轴30相对地可旋转。

变速器17进一步包括围绕输出轴30的犬牙式离合器D1。犬牙式离合器D1选择性地将输出轴30连接到输出齿轮50或者将输出轴30与输出齿轮50断开。因此，犬牙式离合器D1在第二动力传递路径中传递动力或中断动力的传递。具体地，犬牙式离合器D1包括第一齿轮52、第二齿轮54和毂套56。第一齿轮52设置在输出轴30上。第二齿轮54与输出齿轮50一体地设置。毂套56具有与这些第一齿轮52和第二齿轮54可配合(可接合，可啮合)的内齿。在这样构造的犬牙式离合器D1中，当毂套56配合至这些第一齿轮52和第二齿轮54时，输出轴30和输出齿轮50彼此连接。犬牙式离合器D1包括用作同步机构的已知的同步齿轮机构(未示出)。同步齿轮机构在第一齿轮52与第二齿轮54配合时同步旋转。当前进档离合器C1和倒档制动器B1中的一个接合并且犬牙式离合器D1接合时，第二动力传递路径被建立(连接)。在第二动力传递路径中，发动机12的动力从输入轴22依次经由前进/后退切换装置26、齿轮机构28、空转齿轮48和输出齿轮50被传递到输出轴30。

无级变速器24设置在输入轴22和输出轴30之间的动力传递路径中。无级变速器24包括输入侧带轮(以下称为主带轮)58、输出侧带轮(以下称为次级带轮)62和传动带64。主带轮58是设置在输入轴22上的输入侧旋转构件，并且是具有可变有效直径的驱动带轮。次级带轮62是设置在与输出轴30同轴的旋转轴60上的输出侧旋转构件，并且是具有可变有效直径的从动带轮。传动带64是被缠绕为跨在这些带轮58、62之间的带。动力通过带轮58、62和传动带64之间的摩擦力来传递。

在主带轮58中，通过使用液压控制回路84(参见图3)调节施加到主带轮58的液压(即，供应给主液压缸58c的初级压力Pin)而控制用于改变槽轮58a、58b之间的V型槽宽度的主带轮58中的输入侧推力(初级推力)Win(＝初级压力Pin×受压面积)。在次级带轮62中，通过使用液压控制回路84调节施加到次级带轮62的液压(即，供应给次级液压缸62c的次级压力Pout)而控制用于改变槽轮62a、62b之间的V型槽的宽度的次级带轮62中的输出侧推力(次级推力)Wout(＝次级压力Pout×受压力面积)。当初级推力Win和次级推力Wout均被控制时，带轮58、62的每一个的V型槽的宽度改变，结果是传动带64的缠绕直径(有效直径)被改变。当传动带64的缠绕直径被改变时，变速比(齿数比)γ(＝输入轴转速Ni/输出轴转速No)被连续地改变，并且控制带轮58、62中的每一个和传动带64之间的摩擦力(带夹紧力)，使得不发生传动带64的滑动。以这种方式，当初级推力Win和次级推力Wout均被控制时，在防止传动带64的滑动的同时，实际变速比γ被设定为目标变速比γtgt。

例如，当通过增加初级压力Pin来减小主带轮58的V型槽的宽度时，无级变速器24的变速比γ减小(即，无级变速器24升档)。例如，当通过减小初级压力Pin而增大主带轮58的V型槽的宽度时，变速比γ增大(即，无级变速器24降档)。因此，例如，当主带轮58的V型槽的宽度为最小时，建立最小变速比γmin(最高车速侧变速比，最高变速比)作为无级变速器24的变速比。例如，当主带轮58的V型槽宽度为最大时，建立最大变速比γmax(最低车速侧变速比，最低变速比)作为无级变速器24的变速比。在通过初级压力Pin(其与初级推力Win同义)和次级压力Pout(其与次级推力Wout同义)来防止传动带64的滑动(带滑动)的同时，通过初级推力Win和次级推力Wout之间的相互关系来实现目标变速比γtgt。目标变速比无法仅通过带轮压力(其与推力同义)之一来实现。

CVT行驶离合器C2相对于无级变速器24设置在驱动轮14侧上(即，CVT行驶离合器C2设置在次级带轮62和输出轴30之间)。CVT行驶离合器C2选择性地将次级带轮62(旋转轴60)连接到输出轴30或者将次级带轮62(旋转轴60)与输出轴30断开。当CVT行驶离合器C2接合时，第一动力传递路径被建立(连接)。在第一动力传递路径中，发动机12的动力从输入轴22经由无级变速器24传递至输出轴30。

下面将对变速器17的操作进行描述。图2是用于通过使用对于各行驶模式的接合元件的接合图表来说明变速器17的行驶模式的转换的视图。在图2中，C1对应于前进档离合器C1的操作状态，C2对应于CVT行驶离合器C2的操作状态，B1对应于倒档制动器B1的操作状态，D1对应于犬牙式离合器D1的操作状态，“O”表示接合(连接)状态，而“×”表示释放(断开)状态。

首先，将对齿轮行驶模式(也称为齿轮传动模式)进行描述，其为使发动机12的动力经由齿轮机构28传递到输出轴30的行驶模式(即，其中动力传递路径转换为第二动力传递路径的行驶模式)的。如图2所示，在齿轮行驶模式下，例如，在CVT行驶离合器C2和倒档制动器B1都被释放的同时，前进档离合器C1和犬牙式离合器D1都接合。

具体地，当前进档离合器C1接合时，行星齿轮系26p以与输入轴22相同的转速一体地旋转，因此，机械地联接的齿轮机构28、齿轮机构副轴44、空转齿轮48和输出齿轮50也旋转。因为输出齿轮50和第一齿轮52通过犬牙式离合器D1的接合而彼此连接，所以，与第一齿轮52一体设置的输出轴30旋转。这样，当前进档离合器C1和犬牙式离合器D1接合时，发动机12的动力依次经由变矩器20、前进/后退切换装置26、齿轮机构28等被传递到输出轴30。在该齿轮行驶模式中，例如，当倒档制动器B1和犬牙式离合器D1接合，并且CVT行驶离合器C2和前进档离合器C1被释放时，能够进行后退行驶。

接着，将对CVT行驶模式(也称为CVT传动模式)进行描述，其为发动机12的动力通过无级变速器24传递到输出轴30的行驶模式(即，其中动力传递路径转换为第一动力传递路径的行驶模式)。例如，在该CVT行驶模式中，如图2中所示的CVT行驶模式(高车速)，在前进档离合器C1、倒档制动器B1和犬牙式离合器D1均被释放的同时，CVT行驶离合器C2被接合。

具体地，当CVT行驶离合器C2被接合时，旋转轴60和输出轴30彼此相连接，因此次级带轮62和输出轴30一体地旋转。以这种方式，当CVT行驶离合器C2接合时，发动机12的动力依次经由变矩器20、无级变速器24等被传递到输出轴30。例如，在CVT行驶模式(高车速)下犬牙式离合器D1被释放的原因是为了消除CVT行驶模式下的齿轮机构28等的拖曳，并且防止在高车速时齿轮机构28等高速旋转。

例如，齿轮行驶模式在包括车辆停止期间的状态的低车速区域中被选择。在第二动力传递路径中的变速比γ1(即，由齿轮机构28建立的变速比EL)被设定为比由无级变速器24建立的最低变速比γmax更低的变速比。例如，变速比γ1对应于作为变速器17中的第一档位的变速比的第一速变速比γ1，并且无级变速器24的最低变速比γmax对应于作为变速器17中的第二档位的变速比的第二速变速比γ2。因此，例如，根据已知的有级变速器的换档特性图中用于在第一档位和第二档位之间转换的变速线来转换齿轮行驶模式和CVT行驶模式。例如，在CVT行驶模式下，实行变速(例如CVT变速、无级变速)。在该变速中，通过使用已知的方法基于诸如加速器操作量θacc和车速V的行驶状态来改变变速比γ。当行驶模式从齿轮行驶模式被切换到CVT行驶模式(高车速)或行驶模式从CVT行驶模式(高车速)被切换到齿轮行驶模式时，经由图2所示的CVT行驶模式(中间车速)过渡地实行该转换。

例如，当行驶模式从齿轮行驶模式切换到CVT行驶模式(高车速)时，行驶模式从齿轮行驶模式过渡地切换为CVT行驶模式(中间车速)。齿轮行驶模式是前进档离合器C1和犬牙式离合器D1都接合的状态。CVT行驶模式(中间车速)是CVT行驶离合器C2和犬牙式离合器D1都接合的状态。也就是说，实行离合器接合转换变速(例如，离合器至离合器变速(以下称为C至C变速))以便释放前进档离合器C1并接合CVT行驶离合器C2。此时，动力传递路径从第二动力传递路径转换为第一动力传递路径，并且变速器17实质上升档。在动力传递路径被转换之后，犬牙式离合器D1被释放，以防止齿轮机构28的不必要的拖曳或高速旋转等(参见图2中被驱动输入的中断)。这样，犬牙式离合器D1起中断来自驱动轮14侧的输入的被驱动输入中断离合器的作用。

例如，当行驶模式从CVT行驶模式(高车速)切换为齿轮行驶模式时，行驶模式从CVT行驶模式(高车速)过渡地切换为CVT行驶模式(中间车速)，为将行驶模式切换为齿轮行驶模式(参见图2中的降档准备)做准备。CVT行驶模式(高车速)是CVT行驶离合器C2接合的状态。CVT行驶模式(中间车速)是CVT行驶离合器C2接合且犬牙式离合器D1进一步接合的状态。在CVT行驶模式(中间车速)下，旋转还经由齿轮机构28传递到行星齿轮系26p的行星齿轮架26c。当从CVT行驶模式的状态(中间车速)实行离合器接合转换变速(例如，C至C变速)以便释放CVT行驶离合器C2并且接合前进档离合器C1时，则行驶模式转换为齿轮行驶模式。此时，动力传递路径从第一动力传递路径转换为第二动力传递路径，并且变速器17实质上降档。

图3是示出用于车辆10中的各种控制的控制功能和控制系统的相关部分的视图。如图3所示，车辆10包括电子控制单元(ECU)70，所述电子控制单元(ECU)70例如包括用于车辆10的控制单元。控制单元切换变速器17的行驶模式。因此，图3是示出电子控制单元70的输入/输出线路的视图，并且是示出由电子控制单元70实现的控制功能的相关部分的功能框图。电子控制单元70包括所谓的微型计算机。微型计算机包括例如CPU、RAM、ROM、输入/输出接口等。CPU在利用RAM的暂时存储功能的同时根据预先存储在ROM中的程序来执行信号处理，以便对车辆10执行各种控制。例如，电子控制单元70被配置为对发动机12执行输出控制、对无级变速器24执行变速控制和带夹紧力控制、执行用于转换变速器17的行驶模式的控制等。必要时，电子控制单元70分为用于控制发动机的电子控制单元、用于变速控制的电子控制单元等等。

基于车辆10的各种传感器的检测信号的各种实际值被供应给电子控制单元70。各种传感器例如包括各种转速传感器72、74、76、78、加速器操作量传感器80、节气门开度传感器82等。各种实际值例如包括发动机转速Ne、输入轴转速Ni、输出轴转速No、车轮速度Nw、加速器操作量θacc、节气门开度θth等。输入轴转速Ni是输入轴22的转速，且对应于输入轴22(主带轮58)的角速度(输入轴角速度)ωi。输出轴转速No是旋转轴60的转速，且对应于旋转轴60(次级带轮62)的角速度(输出轴角速度)ωo。车轮速度Nw是驱动轮14中的一个的转速，并且对应于车速V。加速器操作量θacc是作为驾驶者的加速要求量的加速踏板的操作量。例如，电子控制单元70基于输出轴转速No和输入轴转速Ni来计算无级变速器24的实际变速比γ。

从电子控制单元70输出发动机输出控制命令信号Se、液压控制命令信号Scvt、液压控制命令信号Sswt等。发动机输出控制命令信号Se用于控制发动机12的输出。液压控制命令信号Scvt用于控制与无级变速器24的变速相关联的液压。液压控制命令信号Sswt用于控制与变速器17的行驶模式的转换相关的前进/后退切换装置26、CVT行驶离合器C2和犬牙式离合器D1。例如，用于驱动调节初级压力Pin的电磁阀的命令信号，用于驱动调节次级压力Pout的电磁阀的命令信号，用于驱动控制管路压力Pl的电磁阀的命令信号等作为液压控制命令信号Scvt被输出到液压控制回路84。用于分别驱动调节施加到前进档离合器C1、倒档制动器B1、CVT行驶离合器C2和犬牙式离合器D1的液压的电磁阀的命令信号等作为液压控制命令信号Sswt被输出到液压控制回路84。施加到前进档离合器C1、倒档制动器B1、CVT行驶离合器C2和犬牙式离合器D1的液压是分别供应给前进档离合器C1、倒档制动器B1、CVT行驶离合器C2和犬牙式离合器D1的各个致动器的离合器压力Pc1、离合器压力Pb1、离合器压力Pc2和离合器压力Pd1。

在液压控制回路84中，管路压力Pl是作为调节初级压力Pin、次级压力Pout、离合器压力Pc1、离合器压力Pb1、离合器压力Pc2、离合器压力Pd1等的源压力的液压。例如，管路压力Pl由电磁阀通过使用从油泵41输出(由油泵41产生)的液压油压力而调节。例如，管路压力P1被调节为通过将预定裕量加到初级压力Pin、次级压力Pout、离合器压力Pc1、离合器压力Pb1、离合器压力Pc2、离合器压力Pd1等中的最高液压而获得的液压。因此，在调节液压时避免了作为源压力的管路压力P1的不足，并且避免了不必要的高的管路压力Pl。在液压控制回路84中，例如，控制初级压力Pin和次级压力Pout，从而致使带轮58、62产生不使带滑动的带夹紧力或产生不会不必要地增大的带夹紧力。由于初级压力Pin和次级压力Pout之间的相互关系，无级变速器24的变速比γ由于带轮62、58之间的推力比τ(＝Wout/Win)的改变而被改变。例如，随着推力比τ增大，变速比γ增大(即，无级变速器24降档)。

电子控制单元70包括发动机输出控制工具，即，发动机输出控制单元90，以及变速控制工具，即变速控制单元92。

例如，发动机输出控制单元90将发动机输出控制命令信号Se输出到节气门致动器、燃料喷射装置和点火装置以便控制发动机12的输出。例如，发动机输出控制单元90通过使用经验获得的或者通过事先设计并存储(即，预定的)而获得的相互关系(驱动力特性图)(未示出)而基于实际加速器操作量θacc和实际车速V来计算作为驾驶者的驱动要求量的要求驱动力Fdem。发动机输出控制单元100设定用于获取要求驱动力Fdem的目标发动机转矩Tetgt。发动机输出控制单元100不仅通过节气门致动器控制电子节气门的开/闭，而且通过燃料喷射装置控制燃料喷射量且通过点火装置控制点火正时，从而获得目标发动机转矩Tetgt。不但可以使用驱动轮14的要求驱动力Fdem[N]，而且可以使用驱动轮14的要求驱动转矩[Nm]、驱动轮14的要求驱动功率[W]等作为驱动要求量。可以简单地使用加速器操作量θacc[％]、节气门开度θth[％]、发动机12的进气量[g/sec]等作为驱动要求量。

在CVT行驶模式下，例如，变速控制单元92通过将初级命令压力Pindir和次级命令压力Poutdir作为液压控制命令信号Scvt输出到液压控制回路84来实行CVT变速，使得在不发生无级变速器24的带的滑动的同时，实现无级变速器24的目标变速比γtgt。初级命令压力Pindir是初级压力Pin的命令值。次级命令压力Poutdir是次级压力Pout的命令值。

具体地，变速控制单元92通过参照预定的已知相互关系(例如，CVT换档特性图)基于加速器操作量θacc和车速V来计算目标输入轴转速Nitgt。变速控制单元92基于目标输入轴转速Nitgt来计算目标变速比γtgt(＝Nitgt/No)。变速控制单元92通过参照预定的已知相互关系(例如，发动机转矩特性图)基于节气门开度θth和发动机转速Ne来计算发动机转矩Te的估计值。变速控制单元92基于发动机转矩Te和变矩器20的特性来计算无级变速器24的输入转矩Tin。变速控制单元92通过参照图4所示的预定的相互关系(推力比特性图)基于目标变速比γtgt和转矩比来计算用于稳定地保持目标变速比γtgt的推力比τ。转矩比是计算出的输入转矩Tin与极限输入转矩Tlmtin的比(＝Tin/Tlmtin)。极限输入转矩Tlmtin是被允许输入到无级变速器24的预定极限转矩。变速控制单元92计算用于实现推力比τ的目标次级推力Wouttgt和目标初级推力Wintgt。如图5所示，当确定了其中一个推力时，还基于实现目标变速比γtgt的推力比τ来确定另一个推力。变速控制单元92基于液压缸62c的受压面积将目标次级推力Wouttgt转换成目标次级压力Pouttgt(＝Wouttgt/液压缸62c的受压面积)。变速控制单元92基于液压缸58c的受压面积将目标初级推力Wintgt转换成目标初级压力Pintgt(＝Wintgt/液压缸58c的受压面积)。变速控制单元92将初级命令压力Pindir和次级命令压力Poutdir作为液压控制命令信号Scvt输出到液压控制回路84使得获取目标初级压力Pintgt和目标次级压力Pouttgt。液压控制回路84通过根据液压控制命令信号Scvt操作相应的电磁阀来调节初级压力Pin和次级压力Pout。在CVT变速的上述说明中，为了便于说明，对用于使目标变速比γtgt保持恒定的推力(例如平衡推力)进行了说明；然而，在变速的过渡中，用于实现目标升档或降档的推力(例如，变速差动推力(可以是正值或负值))被加到平衡推力。也就是说，上述CVT变速描述了当变速差动推力被设定为零时的变速控制的情况。

在计算目标次级推力Wouttgt和目标初级推力Wintgt时，考虑带滑动极限推力(以下称为滑动极限推力)Wlmt。滑动极限推力Wlmt是要求以必要的最小推力来防止带滑动的推力(要求推力)，即，恰好发生带滑动之前的推力。例如，变速控制单元92基于初级滑动极限推力Wlmtin和实现目标变速比γtgt的推力比τ来计算次级变速控制推力Woutsh。初级滑动极限推力Wlmtin是主带轮58侧滑动极限推力。次级变速控制推力Woutsh是为变速控制所需的次级带轮62侧推力。变速控制单元92将目标次级推力Wouttgt设定为次级滑动极限推力Wlmtout和计算出的次级变速控制推力Woutsh中较大的一个。次级滑动极限推力Wlmtout是次级带轮62侧滑动极限推力。变速控制单元92基于目标次级推力Wouttgt和推力比τ来计算目标初级推力Wintgt。基于无级变速器24的输入转矩Tin、主带轮58的槽轮角α(锥形面角)、预定的带元件-槽轮摩擦系数μ和主带轮58侧的带缠绕半径Rin,由变速控制单元92通过以下数学表达式(1)来计算初级滑动极限推力Wlmtin(参见图1)。无级变速器24的输入转矩Tin是主带轮58的输入转矩。根据实际变速比γ唯一地计算出主带轮58侧的带缠绕半径Rin。基于无级变速器24的输出转矩Tout(＝γ×Tin)、次级带轮62的槽轮角(锥面角)α、预定的带元件-槽轮摩擦系数μ和次级带轮62侧的带缠绕半径Rout,由变速控制单元92通过以下数学表达式(2)来计算次级滑动极限推力Wlmtout(参见图1)。无级变速器24的输出转矩Tout是次级带轮62的输入转矩。根据实际变速比γ唯一地计算出次级带轮62侧带缠绕半径Rout。

Wlmtin＝(Tin×cosα)/(2×μ×Rin) (1)

Wlmtout＝(Tout×cosα)/(2×μ×Rout) (2)

变速控制单元92执行用于在齿轮行驶模式和CVT行驶模式之间转换行驶模式的转换控制。具体地，变速控制单元92判定是否转换车辆正行驶所处的行驶模式。例如，变速控制单元92通过使用用于在第一速变速比γ1和第二速变速比γ2之间转换变速比的升档线和降档线并基于车速V和加速器操作量θacc来判定是否变速(转换变速比)。变速控制单元92基于判定的结果来判定是否转换车辆正在行驶所处的行驶模式。第一速变速比对应于齿轮行驶模式下的变速比EL。第二速变速比对应于CVT行驶模式下的最低变速比γmax。例如，升档线和降档线都是预定的变速线，并且具有预定的滞后。

当变速控制单元92判定转换行驶模式时，变速控制单元92转换行驶模式。例如，当变速控制单元92判定在齿轮行驶模式下升档时，变速控制单元92将行驶模式从齿轮行驶模式切换为CVT行驶模式(高车速)。当变速控制单元92将行驶模式从齿轮行驶模式切换为CVT行驶模式(高车速)时，变速控制单元92首先通过用于释放前进档离合器C1并接合CVT行驶离合器C2的C至C变速来实行升档。该状态对应于图2中行驶模式被过渡地转换至的CVT行驶模式(中间车速)。变速器17中的动力传递路径从经由齿轮机构28传递动力所通过的第二动力传递路径转换为经由无级变速器24传递动力所通过的第一动力传递路径。随后，变速控制单元92通过输出致动毂套56使得接合的犬牙式离合器D1被释放的命令来将行驶模式切换为CVT行驶模式(高车速)。毂套56由液压致动器(未示出)驱动，并且通过供应给液压致动器的液压来调节施加到毂套56的按压力。在CVT行驶模式下，例如，变速控制单元92将目标离合器压力Pc2tgt设定为这种程度的液压：该液压使得CVT行驶离合器C2的转矩容量大于根据将要在第一动力传递路径中传递的所要求的输入转矩Tin而传递的转矩。变速控制部92将作为液压控制命令信号Sswt的离合器命令压力Pc2dir输出至液压控制回路84，使得获得目标离合器压力Pc2tgt。液压控制回路84通过根据液压控制命令信号Sswt来操作相应的电磁阀而调节离合器压力Pc2。

当变速控制单元92判定在CVT行驶模式(高车速)下降档时，变速控制单元92将行驶模式从CVT行驶模式(高车速)转换为齿轮行驶模式。当变速控制单元92将行驶模式从CVT行驶模式(高车速)转换为齿轮行驶模式时，变速控制单元92首先通过输出致动毂套56使得释放的犬牙式离合器D1被接合的命令以将行驶模式转换为CVT行驶模式(中间车速)。随后，变速控制单元92通过用于释放CVT行驶离合器C2并接合前进档离合器C1的C至C变速实行降档。该状态对应于图2中的齿轮行驶模式。变速器17中的动力传递路径从经由无级变速器24传递动力所通过的第一动力传递路径转换为经由齿轮机构28传递动力所通过的第二动力传递路径。这样，在车辆10正行驶的同时，当变速控制单元92将动力传递从经由无级变速器24进行的动力传递转换到经由齿轮机构28进行的动力传递时，犬牙式离合器D1被致动到接合侧，接着CVT行驶离合器C2被释放。在齿轮行驶模式下，例如，变速控制单元92将目标离合器压力Pc1tgt设定为这样程度的液压：该液压使得前进档离合器C1的转矩容量大于根据将要在第二动力传递路径中传递的要求的输入转矩Tin而传递的转矩。变速控制单元92将作为液压控制命令信号Sswt的离合器命令压力Pc1dir输出到液压控制回路84，以获得目标离合器压力Pc1tgt。液压控制回路84通过根据液压控制命令信号Sswt来操作相应的电磁阀而调节离合器压力Pc1。

在如上所述用于将行驶模式过渡地转换为CVT行驶模式(中间车速)的控制中，仅通过C至C变速来交换转矩而转换第一动力传递路径和第二动力传递路径。因此，抑制了转换震动。

附带一提的是，在齿轮行驶模式下，在旋转轴60与输出轴30分离的状态下，无级变速器24随着联接到输入轴22的主带轮58的旋转而空转。一方面，鉴于从齿轮行驶模式到CVT行驶模式的转换中的连续性，例如，可以想到无级变速器24的变速比γ被控制为无级变速器24的空转期间的最低变速比γmax。另一方面，在齿轮行驶模式下，未通过无级变速器24传递转矩，因此在无级变速器24的空转期间，仅仅需要保证带夹紧力(初级压力Pin和次级压力Pout)处于对于输入转矩Tin而不发生带滑动的程度。因而，如图6所示，在无级变速器24的空转期间，与用于将最低变速比γmax保持在确保次级滑动极限推力Wlmtout的范围内的推力相比，次级推力Wout减小。因此，作为次级压力Pout的源压力的管路压力Pl减小，并且驱动用于产生管路压力Pl的源压力的油泵41的发动机12的损失被抑制，因此，可期待提高燃料经济性的效果。

然而，如上所述，齿轮行驶模式下的管路压力Pl不仅不取决于初级压力Pin和次级压力Pout，还不取决于离合器压力Pc1(在后退行驶的情况下为离合器压力Pb1)。因此，根据输入转矩Tin的大小，可以增加离合器压力Pc1，并且能够通过离合器压力Pc1支配(设定)管路压力Pl。在这种情况下，无论初级压力Pin或次级压力Pout减小多少，管路压力P1都不会减小，则未获得提高燃料经济性的效果。如图6所示，当次级推力Wout减小时，无级变速器24的变速比γ从最低变速比γmax被朝向更高的变速比控制，因此，无级变速器24中的输入轴等效惯性Iin[kgm²]增大(参见下面的数学表达式(3))。在由离合器压力Pc1支配(设定)管路压力P1的情况下，当无级变速器24从最低变速比γmax被控制为更高变速比时，不仅无法获得提高燃料经济性的效果，而且例如在车辆加速期间，由于输入轴22的旋转波动引起的输入轴惯性损失Tli[Nm]增大(参照下述数学表达式(4))。因此，存在车辆10的动力性能(驾驶性能)恶化的可能性。在下面的数学表达式(3)、(4)中，Igear表示沿第一动力传递路径的输入轴等效惯性[kgm²]，Isec表示次级带轮62的惯性[kgm²]，γ表示无级变速器24的变速比，(Isec/γ²)表示次级带轮62的输入轴等效惯性，ωi表示输入轴角速度[rad/s]，且(dωi/dt)输入轴角加速度[rad/s²]，即输入轴22的转速的时间变化率。

Iin＝Igear+(Isec/γ²) (3)

Tli＝Iin×(dωi/dt) (4)

当前进档离合器C1(在后退行驶的情况下为倒档制动器B1)接合并且发动机12的动力通过第二动力传递路径被传递(即，在无级变速器24的空转期间)时，并且当初级压力Pin和次级压力Pout中的至少一个大于离合器压力Pc1(在后退行驶的情况下为离合器压力Pb1)时，电子控制单元70控制液压大于离合器压力Pc1，使得施加有大于离合器压力Pc1的液压的至少其中一个带轮上的传动带64的缠绕半径(即，带缠绕半径R)减小。如上所述，控制施加到带轮的使得带缠绕半径R减小的液压是减小施加到带轮的液压。当初级压力Pin和次级压力Pout都大于离合器压力Pc1时，控制初级压力Pin和次级压力Pout使得带缠绕半径R都减小。在这种情况下，初级压力Pin和次级压力Pout肯定都减小。因此，实际上不是带轮58、62的带缠绕半径Rin、Rout都减小，而是根据减小的初级压力Pin和减小的次级压力Pout，按照初级推力Win和次级推力Wout之间的相互关系，来改变对应于变速比γ的带缠绕半径Rin、Rout。

具体地，当初级压力Pin或次级压力Pout中的至少一个大于离合器压力Pc1时，电子控制单元70将初级压力Pin和次级压力Pout控制为对于无级变速器24的输入转矩Tin而不使传动带64滑动的相应的最小液压(即，提供初级滑动极限推力Wlmtin和次级滑动极限推力Wlmtout的液压)。例如，在初级压力Pin被设定为提供初级滑动极限推力Wlmtin的液压并且次级压力Pout被设定为大于提供次级滑动极限推力Wlmtout的液压的值的状态下，电子控制单元70将次级压力Pout控制为提供次级滑动极限推力Wlmtout的液压(参见图6)。

然而，当对于无级变速器24的输入转矩Tin而不使传动带64滑动的最小液压都小于离合器压力Pc1时，在初级压力Pin和次级压力Pout都减小到离合器压力Pc1以下的区域中不允许减小管路压力P1。因此，当对于无级变速器24的输入转矩Tin而不使传动带64滑动的最小液压都小于离合器压力Pc1时，电子控制单元70在将离合器压力Pc1设定为下限液压的同时对初级压力Pin和次级压力Pout进行控制。

另一方面，当离合器压力Pc1大于初级压力Pin和次级压力Pout中的任一个时，电子控制单元70控制初级压力Pin使得主带轮58上的带缠绕半径Rin减小，并且控制次级压力Pout使得次级带轮62上的带缠绕半径Rout增大。具体地，当离合器压力Pc1大于初级压力Pin和次级压力Pout中的任一个时，电子控制单元70将初级压力Pin和次级压力Pout控制为使得无级变速器24的变速比γ被设定为最低变速比γmax的液压(即，提供用于实现最低变速比γmax的初级推力Win和次级推力Wout的液压)。

更具体地，电子控制单元70进一步包括液压判定工具，即，液压判定单元94。例如，在目标变速比γtgt被设定为最低变速比γmax的情况下，液压判定单元94判定目标初级压力Pintgt和目标次级压力Pouttgt(或初级命令压力Pindir和次级命令压力Poutdir)中较大的一个是否大于齿轮行驶模式下的目标离合器压力Pc1tgt(或离合器命令压力Pc1dir)。目标初级压力Pintgt和目标次级压力Pouttgt(或初级命令压力Pindir和次级命令压力Poutdir)由变速控制单元92设定。目标离合器压力Pc1tgt(或离合器命令压力Pc1dir)由变速控制单元92设定。

当液压判定单元94判定目标初级压力Pintgt和目标次级压力Pouttgt中较大的一个大于目标离合器压力Pc1tgt时，变速控制单元92将初级推力Win设定为初级滑动极限推力Wlmtin并且将次级推力Wout设定为次级滑动极限推力Wlmtout。也就是说，变速控制单元92将初级命令压力Pindir和次级命令压力Poutdir输出到液压控制回路84。初级命令压力Pindir提供初级滑动极限推力Wlmtin。次级命令压力Poutdir提供次级滑动极限推力Wlmtout。当目标离合器压力Pc1tgt大于提供初级滑动极限推力Wlmtin的液压和提供次级滑动极限推力Wlmtout的液压中的任一液压时，变速控制单元92在将目标离合器压力Pc1tgt设定为下限液压的同时，设定初级命令压力Pindir和次级命令压力Poutdir。例如，在该控制中，变速控制单元92不设定无级变速器24的目标变速比γtgt，而根据初级命令压力Pindir和次级命令压力Poutdir来建立变速比γ。

当液压判定单元94判定目标初级压力Pintgt和目标次级压力Pouttgt中较大的一个小于目标离合器压力Pc1tgt时，变速控制单元92将初级推力Win和次级推力Wout分别设定为用于实现最低变速比γmax的初级推力Win和次级推力Wout。也就是说，变速控制单元92通过输出提供用于实现最低变速比γmax的初级推力Win和次级推力Wout的初级命令压力Pindir和次级命令压力Poutdir到液压控制回路84，来将变速比γ变速为最低变速比γmax或保持最低变速比γmax。例如，在该控制中，变速控制单元92在反馈控制和/或前馈控制中实行变速，其中最低变速比γmax被设定为无级变速器24的目标变速比γtgt。例如，根据各种转速传感器74、76的特性，在检测转速的准确性低的极低车速区域中，变速控制单元92仅在前馈控制中实行变速。

图7是示出电子控制单元70的控制操作的流程图，即，通过适当地控制空转的无级变速器24来提高燃料经济性或者提高动力性能的控制操作的相关部分的流程图。例如，该流程图以大约几毫秒到几十毫秒的极其短的周期时间重复执行。

如图7所示，首先，在对应于变速控制单元92的步骤(以下省略“步骤”二字)S10中，例如，基于对液压控制回路84的命令信号判定变速器17的动力传递路径是否是第二动力传递路径，即是否选择齿轮传动模式。当在S10中做出否定的判定时，例程结束。当在S10中做出肯定的判定时，在对应于液压判定单元94的S20中，例如，在目标变速比γtgt设定为最低变速比γmax的情况下，判定目标初级压力Pintgt和目标次级压力Pouttgt中的较大的一个是否大于齿轮行驶模式下的目标离合器压力Pc1tgt。当在S20中做出肯定的判定时，例如，在对应于变速控制单元92的S30中，将带轮58、62的推力W分别设定为初级滑动极限推力Wlmtin和次级滑动极限推力Wlmtout。另一方面，当在S20中做出否定的判定时，在对应于变速控制单元92的S40中，例如，将带轮58、62的推力W分别设定为用于实现最低变速比γmax的初级推力Win和次级推力Wout，无级变速器24变速为最低变速比γmax。随后，在对应于变速控制单元92的S50中，例如，判定无级变速器24的变速比γ是否是最低变速比γmax。当在S50中做出否定的判定时，S40被重复执行。当在S50中做出肯定的判定时，例程结束。

在仅包括其中插置有无级变速器24的动力传递路径的变速器中，例如，在低车速区域中，用于实现最低变速比γmax的初级推力Win和次级推力Wout(参照图6，以下被称为γmax对应推力，γmax保持推力)被设定。相反，在包括其中插置有无级变速器24的第一动力传递路径和其中插置有齿轮机构28的第二动力传递路径的变速器17中，允许在低车速区域实行齿轮行驶模式。因此，通过执行S30，如图6所示，根据对应于γmax保持推力和次级滑动极限推力Wlmtout之间的差的液压的量而获得提高燃料经济性的效果。另一方面，在甚至当由于离合器压力Pc1大于对应于γmax保持推力的次级压力Pout而导致次级压力Pout减小时也未获得提高燃料经济性的效果的区域中，通过执行S40、S50使输入轴等效惯性Iin最小化。因此，能够减小由于在车辆加速期间输入轴22的旋转波动引起的输入轴惯性损失Tli。

如上所述，根据本实施例，当在无级变速器24的空转期间管路压力Pl由初级压力Pin或次级压力Pout中的至少一个支配(确定)时，通过减小大于离合器压力Pc1的初级压力Pin或次级压力Pout中的至少一个来获得提高燃料经济性的效果。另一方面，当在无级变速器24的空转期间管路压力P1由离合器压力Pc1支配时，通过将无级变速器24的变速比γ朝向最低变速比γmax控制，来减小输入轴等效惯性Iin。因此，由于输入轴22的旋转波动所引起的输入轴惯性损失Tli减小，车辆10的动力性能得以提高。因此，在包括彼此并联于输入轴22与输出轴30之间的无级变速器24和齿轮机构28的变速器17中，能够通过适当地控制空转的无级变速器24来提高燃料经济性或提高动力性能。

根据本实施例，当初级压力Pin或次级压力Pout中的至少一个大于离合器压力Pc1时，初级压力Pin和次级压力Pout被控制为对于无级变速器24的输入转矩Tin而不使传动带64滑动的相应的最小液压。因此，在将无级变速器24的变速比γ朝向最低变速比γmax进行控制时，根据不引起传动带64的滑动的各个最小液压以及初级压力Pin和次级压力Pout中的相应一个之间的差的量而适当地获得提高燃料经济性的效果。

根据本实施例，当对于无级变速器24的输入转矩Tin而不使传动带64滑动的最小液压都小于离合器压力Pc1时，在将离合器压力Pc1设定为下限液压的同时控制初级压力Pin和次级压力Pout。因此，可以将大于离合器压力Pc1的液压中至少一个减小为处于其中初级压力Pin和次级压力Pout中的一个大于离合器压力Pc1的范围内的液压，或者基本上等于离合器压力Pc1的液压。

根据本实施例，当离合器压力Pc1大于初级压力Pin和次级压力Pout中的任一个时，初级压力Pin和次级压力Pout被控制为使得无级变速器24的变速比γ被设定为最低速齿数比γmax的液压。因此，输入轴等效惯性Iin被最小化，因此，适当地提高了车辆10的动力性能。

已经参照附图对本发明的实施例进行了详细描述；然而，本发明也可应用于其它替代实施例。

例如，在上述实施例中，主要通过使用离合器压力Pc1与初级压力Pin和次级压力Pout中的较大者之间的大小关系来描述本发明。这适用于前进行驶的情况。在本实施例中，如所描述的(在后退行驶的情况下为离合器压力Pb1)，本发明也能够应用于后退行驶的情况。

在上述实施例中，犬牙式离合器D1设置在插置有齿轮机构28的第二动力传递路径中。然而，并不总是需要设置犬牙式离合器D1来实施本发明。

在上述实施例中，齿轮机构28是具有单一档位的传动机构；然而，齿轮机构28不限于该构造。例如，齿轮机构28可以是具有不同变速比γ的多个档位的传动机构。也就是说，齿轮机构28可以是变速为两档或更多档的有级变速器。

在上述实施例中，就变速比γ而言，齿轮机构28是建立低于无级变速器24的最低变速比γmax的变速比EL的传动机构；然而，齿轮机构28不限于该构造。例如，齿轮机构28可以是既建立高变速比EH又建立低变速比EL的传动机构。高变速比EH高于无级变速器24的最高变速比γmin。本发明也可以应用于如此构造的齿轮机构28。这也适用于齿轮机构28为具有多个档位的传动机构的情况。

在上述实施例中，通过使用预定的换档特性图来转换变速器17的行驶模式；然而，本发明不限于该配置。例如，可以通过基于车速V和加速器操作量θacc计算出驾驶者的驱动要求量(例如，要求转矩)，然后设定满足要求转矩的变速比来转换变速器17的行驶模式。

在上述实施例中，发动机12被示出为驱动力源；然而，本发明不限于该配置。例如，可使用诸如汽油发动机和柴油发动机的内燃机作为驱动力源。可替代地，可以单独地或与发动机12组合地使用诸如电动机的另一原动机作为驱动力源。发动机12的动力经由变矩器20传递到无级变速器24或齿轮机构28；然而，本发明不限于该配置。例如，代替变矩器20，可以使用另一流体式传动装置，例如不具有转矩放大功能的流体式联轴器。可替换地，不一定要设置流体式传动装置。

上述实施例仅是说明性的，并且可以在包括基于本领域技术人员的知识的各种修改或改进的模式中实现本发明。