车辆用动力传递装置的控制装置的制作方法

本发明涉及一种车辆用动力传递装置的控制装置，车辆用动力传递装置具备并排地设于动力源与驱动轮之间的多条动力传递路径。

背景技术：

众所周知有如下的车辆用动力传递装置：具有经由无级变速机构的多条动力传递路径，该无级变速机构在主滑轮与次级带轮之间绕挂有带或链等传递要素。例如专利文献1所记载的车辆即是如此。在该专利文献1公开了具备对发动机的动力进行变速而向驱动轮传递的带式的无级变速机的车辆。另外，众所周知有如下的车辆用动力传递装置：以与经由无级变速机构的动力传递路径并排的方式而具备经由具有齿轮级的齿轮机构的动力传递路径。例如专利文献2所记载的车辆用变速机即是如此。在该专利文献2公开了车辆用变速机，其具备：并排地设于对动力源的动力进行传递的输入旋转部件与向驱动轮输出所述动力的输出旋转部件之间的、具有齿轮级的齿轮机构及带式的无级变速机构、设于经由齿轮机构的动力传递路径上的第一卡合装置、及设于经由无级变速机构的动力传递路径上的第二卡合装置。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2015-98892号公报

专利文献2：日本特开2015-227697号公报

技术实现要素：

本发明所要解决的课题

然而，在车辆减速时，伴随着驱动轮的转速的降低，会发生惯性转矩。在如专利文献1所记载的那种单独具有经由无级变速机构的动力传递路径的车辆用动力传递装置中，在车辆的减速时，伴随着驱动轮的转速降低的惯性转矩被输入到无级变速机构。对此，认为要考虑上述惯性转矩而对主滑轮的推力的下限值进行设定，以便在车辆减速时使主滑轮的推力不会低于为了防止无级变速机构的带打滑所需要的推力。

在此，在如专利文献2所记载的那种具有经由无级变速机构的动力传递路径与经由齿轮机构的动力传递路径的车辆用动力传递装置中，除了形成经由无级变速机构的动力传递路径的状态下的行驶之外，还能够进行形成经由齿轮机构的动力传递路径的状态下的行驶。在进行形成经由齿轮机构的动力传递路径的状态下的行驶时，通过第二卡合装置的释放来切断经由无级变速机构的动力传递路径。因此，在车辆减速时输入至无级变速机构的转矩的大小，在形成经由无级变速机构的动力传递路径的状态下的行驶时与形成经由齿轮机构的动力传递路径的状态下的行驶时可能会不同。那样的话，将设定为与形成经由无级变速机构的动力传递路径的状态下的行驶时相同的主滑轮的推力的下限值作为形成经由齿轮机构的动力传递路径的状态下的行驶时的主滑轮的推力的下限值可能不是合适的值。在主滑轮的推力的下限值不是合适的值的情况下，例如可能会发生无级变速机构的带打滑，或者导致无级变速机构的传递效率降低。

本发明是以上述情况为背景而完成的，其目的在于，提供一种在车辆减速时能够设定出与形成经由齿轮机构的动力传递路径的状态下的行驶相符合的合适的主滑轮的推力的下限值的车辆用动力传递装置的控制装置。

用于解决课题的手段

第一发明的主旨在于，(a)一种车辆用动力传递装置的控制装置，所述车辆用动力传递装置具备多条动力传递路径，所述多条动力传递路径被并排地设于对动力源的动力进行传递的输入旋转部件与向驱动轮输出所述动力的输出旋转部件之间且能够将所述动力从所述输入旋转部件分别向所述输出旋转部件进行传递，所述多条动力传递路径具有：第一动力传递路径，其通过第一卡合装置的卡合而被形成且经由具有齿轮级的齿轮机构；第二动力传递路径，其通过第二卡合装置的卡合而被形成且经由在主滑轮与次级带轮之间绕挂有传递要素的无级变速机构，(b)包括下限值设定部，该下限值设定部在车辆减速时在形成所述第一动力传递路径的状态下的行驶中的情况下，基于所述无级变速机构的变速比与所述主滑轮的转速的变化量，对通过液压致动器而被赋予的对所述传递要素进行夹压的所述主滑轮的推力的下限值进行设定。上述无级变速机构的变速比为“主滑轮的转速/次级带轮的转速”。

另外，第二发明在于，在所述第一发明所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述无级变速机构的变速比越靠高侧，所述下限值设定部将所述下限值设定得越大，而且所述主滑轮的转速的变化量越大，所述下限值设定部将所述下限值设定得越大。上述变速比靠高侧意味着，变速比为高车速侧，且为变速比变小的一侧。

另外，第三发明在于，在所述第一发明或第二发明所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述下限值设定部通过将所述无级变速机构的变速比与所述主滑轮的转速的变化量应用到预先确定的关系来计算对所述主滑轮输入的输入转矩，并且，所述输入转矩越大，将所述下限值设定得越大。

另外，第四发明在于，在所述第三发明所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述预先确定的关系为，所述无级变速机构的变速比越靠高侧则所述输入转矩越大的关系，而且为所述主滑轮的转速的变化量越大则所述输入转矩越大的关系。

另外，第五发明在于，在所述第一发明至第四发明中任意一项所记载的车辆用动力传递装置中，所述下限值设定部在所述减速时在形成所述第二动力传递路径的状态下的行驶中的情况下，基于所述动力源所产生的转矩与从所述驱动轮侧输入的转矩，对所述下限值进行设定。

另外，第六发明在于，在所述第五发明所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，所述动力源所产生的转矩越大，所述下限值设定部将所述下限值设定得越大，而且从所述驱动轮侧输入的转矩越大，所述下限值设定部将所述下限值设定得越大。

另外，第七发明的主旨在于，在所述第一发明至第六发明中任意一项所记载的车辆用动力传递装置中，所述第二卡合装置被设于所述次级带轮与所述输出旋转部件之间的动力传递路径上，所述下限值设定部在所述减速时为所述第一卡合装置以及所述第二卡合装置一同被释放的空档状态的情况下，不对所述下限值进行设定或者将所述下限值设定为零。

发明效果

根据所述第一发明，由于在车辆减速时在形成经由齿轮机构的第一动力传递路径的状态下的行驶中的情况下，通过第二卡合装置的释放来切断经由无级变速机构的第二动力传递路径，因此基于对在无级变速机构中发生的转矩的大小带来影响的、无级变速机构的变速比与主滑轮的转速的变化量，对主滑轮的推力的下限值进行设定。因此，在车辆减速时能够对与形成经由齿轮机构的动力传递路径的状态下的行驶相符合的合适的主滑轮的推力的下限值进行设定。

另外，根据所述第二发明，由于无级变速机构的变速比越靠高侧，主滑轮的推力的下限值被设定得越大，而且主滑轮的转速的变化量越大，主滑轮的推力的下限值被设定得越大，因此在车辆减速时在形成第一动力传递路径的状态下的行驶中，能够对主滑轮的推力的下限值合适地进行设定。

另外，根据所述第三发明，由于通过将无级变速机构的变速比与主滑轮的转速的变化量应用到预先确定的关系来计算对主滑轮输入的输入转矩，并且，该输入转矩越大，主滑轮的推力的下限值被设定得越大，因此在车辆减速时在形成第一动力传递路径的状态下的行驶中，能够对主滑轮的推力的下限值合适地进行设定。

另外，根据所述第四发明，由于所述预先确定的关系为，无级变速机构的变速比越靠高侧则对主滑轮输入的输入转矩越大的关系，而且为主滑轮的转速的变化量越大则对主滑轮输入的输入转矩越大的关系，因此在车辆减速时在形成第一动力传递路径的状态下的行驶中，能够对主滑轮的推力的下限值合适地进行设定。

另外，根据所述第五发明，在车辆减速时在形成经由无级变速机构的第二动力传递路径的状态下的行驶中的情况下，基于对在形成该第二动力传递路径时向无级变速机构输入的转矩的大小带来影响的、动力源所产生的转矩与从驱动轮侧输入的转矩，对主滑轮的推力的下限值进行设定。因此，在车辆减速时能够对与形成经由无级变速机构的动力传递路径的状态下的行驶相符合的合适的主滑轮的推力的下限值进行设定。另外，可对应于是形成第一动力传递路径以及第二动力传递路径中的哪一条的状态下的行驶中而对合适的下限值进行设定。

另外，根据所述第六发明，由于动力源所产生的转矩越大，主滑轮的推力的下限值被设定得越大，而且从驱动轮侧输入的转矩越大，主滑轮的推力的下限值被设定得越大，因此在车辆减速时在形成第二动力传递路径的状态下的行驶中，能够对主滑轮的推力的下限值合适地进行设定。

另外，根据所述第七发明，由于在车辆减速时为空档状态的情况下，在切断经由无级变速机构的第二动力传递路径的基础上，还不会伴随着驱动轮的转速降低而产生主滑轮的转速降低，因此不对主滑轮的推力的下限值进行设定，或者将主滑轮的推力的下限值设定为零。因此，在车辆减速时能够设为与空档状态相符合的合适的主滑轮的推力。

附图说明

图1是对应用了本发明的车辆的示意结构进行说明的图，并且是对车辆中的用于各种控制的控制功能以及控制系统的主要部分进行说明的图。

图2是用于对设定齿轮行驶模式下的车辆减速时的主推力下限值的考虑方法进行说明的图。

图3是用于对设定带行驶模式下的车辆减速时的主推力下限值的考虑方法进行说明的图。

图4是用于对设定动力传递装置的空档状态下的车辆减速时的主推力下限值的考虑方法进行说明的图。

图5是对电子控制装置的控制动作的主要部分、即用于对在车辆减速时与齿轮行驶模式下的行驶相符合的合适的主推力下限值进行设定的控制动作进行说明的流程图。

具体实施方式

在本发明的实施方式中，输入侧的滑轮即所述主滑轮与输出侧的滑轮即所述次级带轮分别例如具有：固定槽轮；可动槽轮；液压致动器，其赋予用于对该固定槽轮以及可动槽轮之间的槽宽度进行变更的推力。具备所述车辆用动力传递装置的车辆具备液压控制回路，其对作为向所述液压致动器所供给的工作液压的滑轮液压分别独立地进行控制。该液压控制回路也可以被构成为通过对例如向所述液压致动器的工作油的流量进行控制而结果产生滑轮液压。通过这种液压控制回路，对所述主滑轮以及所述次级带轮中的各推力(＝滑轮液压×受压面积)分别进行控制，从而以在防止所述无级变速机构的带打滑的同时实现目标变速的方式来执行变速控制。绕挂于所述主滑轮以及所述次级带轮的所述传递要素为：无端环状的压缩式的传动带，其具有无端环状的箍(hoop)和沿着该箍在厚度方向上多片连接的作为厚壁板片状的块(block)的元件；或者构成交替重叠的链板的端部通过连结销相互连结而成的无端环状的环链的牵引式的传动带等。所述无级变速机构为公知的带式的无级变速机。广义上该带式的无级变速机的概念包括链式的无级变速机。

另外，所述动力源例如是通过燃料的燃烧而产生动力的汽油发动机、柴油发动机等发动机。另外，作为所述动力源，所述车辆除了该发动机之外还可以另外具备电动机等，或者具备电动机等来代替该发动机。

以下，参照附图，对本发明的实施例进行详细说明。

[实施例]

图1是对应用了本发明的车辆10的示意结构进行说明的图，并且是对车辆10中的用于各种控制的控制功能以及控制系统的主要部分进行说明的图。在图1中，车辆10具备：起到动力源的作用的发动机12、驱动轮14、被设于发动机12与驱动轮14之间的动力传递路径上的车辆用动力传递装置16。以下，将车辆用动力传递装置16称为动力传递装置16。

动力传递装置16具备：在作为非旋转部件的壳体18内，连结于发动机12的作为流体式传动装置的公知的变矩器20、连结于变矩器20的输入轴22、连结于输入轴22的无级变速机构24、同样连结于输入轴22的前进后退切换装置26、经由前进后退切换装置26与输入轴22连结且与无级变速机构24并排设置的齿轮机构28、无级变速机构24以及齿轮机构28共同的输出旋转部件即输出轴30、副轴32、由相对于输出轴30以及副轴32分别以不能相对旋转的方式设置且啮合的一对齿轮组成的减速齿轮装置34、被设为相对于副轴32不能相对旋转的齿轮36、连结于齿轮36的差速器齿轮38等。另外，动力传递装置16具备连结于差速器齿轮38的左右的车轴40。输入轴22是对发动机12的动力进行传递的输入旋转部件。输出轴30是向驱动轮14输出发动机12的动力的输出旋转部件。所述动力在没有特别进行区分的情况下与转矩、力意思相同。

在如此构成的动力传递装置16中，从发动机12输出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、减速齿轮装置34、差速器齿轮38、车轴40等，向左右的驱动轮14进行传递。或者，在动力传递装置16中，从发动机12输出的动力依次经由变矩器20、无级变速机构24、减速齿轮装置34、差速器齿轮38、车轴40等，向左右的驱动轮14进行传递。

如上所述，动力传递装置16具备被并排地设置在发动机12与驱动轮14之间的动力传递路径pt上的齿轮机构28以及无级变速机构24。具体来说，动力传递装置16具备被并排地设置在输入轴22与输出轴30之间的动力传递路径pt上的齿轮机构28以及无级变速机构24。也就是说，动力传递装置16具备被并排地设置在输入轴22与输出轴30之间的、能够分别将发动机12的动力从输入轴22向输出轴30进行传递的多条动力传递路径。多条动力传递路径具有：经由齿轮机构28的第一动力传递路径pt1、经由无级变速机构24的第二动力传递路径pt2。即，动力传递装置16在输入轴22与输出轴30之间并排地具备多条动力传递路径、即第一动力传递路径pt1与第二动力传递路径pt2。第一动力传递路径pt1是将发动机12的动力从输入轴22经由齿轮机构28向驱动轮14进行传递的动力传递路径。第二动力传递路径pt2是将发动机12的动力从输入轴22经由无级变速机构24向驱动轮14进行传递的动力传递路径。

在动力传递装置16中，将发动机12的动力向驱动轮14进行传递的动力传递路径根据车辆10的行驶状态而在第一动力传递路径pt1与第二动力传递路径pt2之间切换。因此，动力传递装置16具备选择性地形成第一动力传递路径pt1与第二动力传递路径pt2的多个卡合装置。多个卡合装置包括：第一离合器c1、第一制动器b1、以及第二离合器c2。第一离合器c1是选择性地对第一动力传递路径pt1进行连接或切断的卡合装置，是在前进时通过卡合而形成第一动力传递路径pt1的第一卡合装置。第一制动器b1是选择性地对第一动力传递路径pt1进行连接或切断的卡合装置，是在后退时通过卡合而形成第一动力传递路径pt1的第一卡合装置。通过第一离合器c1或第一制动器b1的卡合而形成第一动力传递路径pt1。第二离合器c2是选择性地对第二动力传递路径pt2进行连接或切断的卡合装置，是通过卡合而形成第二动力传递路径pt2的第二卡合装置。通过第二离合器c2的卡合而形成第二动力传递路径pt2。第一离合器c1、第一制动器b1、以及第二离合器c2都是通过液压致动器进行摩擦卡合的公知的液压式的湿式的摩擦接合装置。第一离合器c1以及第一制动器b1如后文所述，分别是构成前进后退切换装置26的要素之一。

发动机12具备发动机控制装置42，发动机控制装置42具有电子节气装置、燃料喷射装置、点火装置等发动机12的输出控制所需要的各种设备。发动机12通过后述的电子控制单元90，根据与驾驶员对车辆10的驱动要求量对应的加速踏板的操作量即加速器操作量θacc对发动机控制装置42进行控制，从而对发动机转矩te进行控制。

变矩器20具备：连结于发动机12的泵叶轮20p、以及连结于输入轴22的涡轮叶轮20t。动力传递装置16具备连结于泵叶轮20p的机械式的机油泵44。机油泵44通过由发动机12进行旋转驱动，而将用于对无级变速机构24进行变速控制、产生无级变速机构24中的带夹持压力、或者对所述多个卡合装置各自的卡合或释放等工作状态进行切换的工作液压的初始压力供给到车辆10所具备的液压控制回路46。

前进后退切换装置26具备：双小齿轮型的行星齿轮装置26p、第一离合器c1、以及第一制动器b1。行星齿轮装置26p是具有作为输入要素的行星齿轮架26c、作为输出要素的太阳齿轮26s、作为反作用力要素的内啮合齿轮26r这三个旋转要素的差动机构。行星齿轮架26c连结于输入轴22。内啮合齿轮26r经由第一制动器b1而选择性地连结于壳体18。太阳齿轮26s连结于小径齿轮48，小径齿轮48被设置为围绕输入轴22而与该输入轴22同轴心且能够相对于该输入轴22相对旋转。行星齿轮架26c与太阳齿轮26s经由第一离合器c1选择性地被连结。

齿轮机构28具备：小径齿轮48、齿轮机构副轴50、被设置为围绕齿轮机构副轴50而与该齿轮机构副轴50同轴心且不能相对于该齿轮机构副轴50相对旋转并与小径齿轮48啮合的大径齿轮52。大径齿轮52的直径比小径齿轮48大。另外，齿轮机构28具备：被设置为围绕齿轮机构副轴50而与该齿轮机构副轴50同轴心且能够相对于该齿轮机构副轴50相对旋转的惰轮54；被设置为围绕输出轴30而与该输出轴30同轴心且不能相对于该输出轴30相对旋转并与惰轮54啮合的输出齿轮56。输出齿轮56的直径比惰轮54大。因此，齿轮机构28在输入轴22与输出轴30之间的动力传递路径pt中形成一个齿轮级。齿轮机构28是具有齿轮级的齿轮机构。齿轮机构28还具备围绕齿轮机构副轴50且被设置在大径齿轮52与惰轮54之间并对它们之间的动力传递路径选择性地进行连接、切断的啮合式离合器d1。啮合式离合器d1是对第一动力传递路径pt1选择性地进行连接、切断的卡合装置，是通过卡合而形成第一动力传递路径pt1的卡合装置。啮合式离合器d1是通过与所述第一卡合装置一同卡合来形成第一动力传递路径pt1的第三卡合装置，被包括在所述多个卡合装置中。啮合式离合器d1由动力传递装置16所具备的未图示的液压致动器的工作来切换工作状态。

第一动力传递路径pt1通过啮合式离合器d1与设置在比啮合式离合器d1更靠近输入轴22侧的第一离合器c1或第一制动器b1一同卡合而形成。通过第一离合器c1的卡合而形成前进用的动力传递路径，另一方面，通过第一制动器b1的卡合而形成后退用的动力传递路径。在动力传递装置16中，如果形成第一动力传递路径pt1，那么成为能够将发动机12的动力从输入轴22经由齿轮机构28向输出轴30传递的动力可传递状态。另一方面，如果第一离合器c1以及第一制动器b1一同被释放，或者啮合式离合器d1被释放，那么第一动力传递路径pt1成为不能进行动力传递的空档状态。

无级变速机构24具备：被设为与输入轴22同轴心且一体地连结于输入轴22的主轴58、连结于主轴58且有效直径可变的主滑轮60、被设为与输出轴30同轴心的次轴62、连结于次轴62且有效直径可变的次级带轮64、绕挂于各滑轮60、64之间的作为传递要素的传动带66。无级变速机构24是经由各滑轮60、64与传动带66之间的摩擦力而进行动力传递的公知的带式的无级变速机，将发动机12的动力向驱动轮14侧传递。所述摩擦力与夹持压力意思相同，也称为带夹持压力。该带夹持压力为无级变速机构24中的传动带66的转矩容量即带转矩容量tcvt。

主滑轮60具备：连结于主轴58的固定槽轮60a、被设置为相对于固定槽轮60a不能绕主轴58的轴心相对旋转且能进行轴向的移动的可动槽轮60b、对于可动槽轮60b赋予主推力wpri的液压致动器60c。主推力wpri是用于变更固定槽轮60a与可动槽轮60b之间的v槽宽度的主滑轮60的推力(＝主压ppri×受压面积)。也就是说，主推力wpri是通过液压致动器60c赋予的对传动带66进行夹压的主滑轮60的推力。主压ppri是通过液压控制回路46向液压致动器60c供给的液压，是产生主推力wpri的滑轮液压。另外，次级带轮64具备：连结于次轴62的固定槽轮64a、被设置为相对于固定槽轮64a不能绕次轴62的轴心相对旋转且能进行轴向的移动的可动槽轮64b、对于可动槽轮64b赋予次级推力wsec的液压致动器64c。次级推力wsec是用于变更固定槽轮64a与可动槽轮64b之间的v槽宽度的次级带轮64的推力(＝次级压psec×受压面积)。也就是说，次级推力wsec是通过液压致动器64c赋予的对传动带66进行夹压的次级带轮64的推力。次级压psec是通过液压控制回路46向液压致动器64c供给的液压，是产生次级推力wsec的滑轮液压。

在无级变速机构24中，通过被后述的电子控制装置90驱动的液压控制回路46而对主压ppri以及次级压psec分别进行调压控制，从而分别对主推力wpri以及次级推力wsec进行控制。由此，在无级变速机构24中，各滑轮60、64的v槽宽度发生变化而变更传动带66的绕挂直径(＝有效直径)，变速比γcvt(＝主转速npri/次级转速nsec)产生变化，并且以传动带66不发生打滑的方式对带夹持压力进行控制。也就是说，通过分别对主推力wpri以及次级推力wsec进行控制，而在防止传动带66的打滑即带打滑的同时使无级变速机构24的变速比γcvt成为目标变速比γcvtt。

在无级变速机构24中，如果提高主压ppri，那么主滑轮60的v槽宽度变窄，变速比γcvt变小。变速比γcvt变小意味着无级变速机构24升档。在无级变速机构24中，在主滑轮60的v槽宽度最小时，形成最高变速比γmin。该最高变速比γmin是通过无级变速机构24所能形成的变速比γcvt的范围中的成为最高车速侧的最高车速侧的变速比γcvt，是变速比γcvt成为最小的值的最小变速比。另一方面，在无级变速机构24中，如果降低主压ppri，那么主滑轮60的v槽宽度变宽，变速比γcvt变大。变速比γcvt变大意味着无级变速机构24降档。在无级变速机构24中，在主滑轮60的v槽宽度最大时，形成最低变速比γmax。该最低变速比γmax是通过无级变速机构24所能形成的变速比γcvt的范围中的成为最低车速侧的最低车速侧的变速比γcvt，是变速比γcvt成为最大的值的最大变速比。此外，在无级变速机构24中，通过主推力wpri与次级推力wsec防止带打滑的同时，以主推力wpri与次级推力wsec的相互关系来实现目标变速比γcvtt，并非仅通过一方的推力来实现目标的变速。通过变更各滑轮60、64的推力比τ(＝wsec/wpri)来变更无级变速机构24的变速比γcvt。例如，该推力比τ越大，变速比γcvt越大。

输出轴30被配置为相对于次轴62同轴心且能够相对旋转。第二离合器c2被设于次级带轮64与输出轴30之间的动力传递路径上。第二动力传递路径pt2通过第二离合器c2卡合而形成。在动力传递装置16中，如果形成第二动力传递路径pt2，那么成为能够将发动机12的动力从输入轴22经由无级变速机构24向输出轴30传递的动力可传递状态。另一方面，如果第二离合器c2被释放，那么第二动力传递路径pt2成为空档状态。

在动力传递装置16中，第一动力传递路径pt1中的变速比γgear(＝输入轴转速nin/输出轴转速nout)即齿轮机构28的变速比el被设定为，比第二动力传递路径pt2中的最大变速比即无级变速机构24的最低变速比γmax更大的值。即，变速比el被设定为比最低变速比γmax更靠近低侧的变速比。上述低侧的变速比是低车速侧的变速比，是变速比变大侧的变速比。齿轮机构28的变速比el相当于动力传递装置16中的第一变速比γ1，无级变速机构24的最低变速比γmax相当于动力传递装置16中的第二变速比γ2。

在车辆10中，能选择性地进行齿轮行驶模式下的行驶与带行驶模式下的行驶。齿轮行驶模式是用第一动力传递路径pt1进行行驶的行驶模式，是在动力传递装置16中形成第一动力传递路径pt1的状态下的行驶模式。带行驶模式是用第二动力传递路径pt2进行行驶的行驶模式，是在动力传递装置16中形成第二动力传递路径pt2的状态下的行驶模式。在齿轮行驶模式中，在设为能够进行前进行驶的情况下，第一离合器c1以及啮合式离合器d1被卡合，并且第二离合器c2以及第一制动器b1被释放。在齿轮行驶模式中，在设为能够进行后退行驶的情况下，第一制动器b1以及啮合式离合器d1被卡合，且第二离合器c2以及第一离合器c1被释放。在带行驶模式中，第二离合器c2被卡合并且第一离合器c1以及第一制动器b1被释放。在该带行驶模式中，能进行前进行驶。

在包括车辆停止中在内的较低车速区域中选择齿轮行驶模式。在包括中车速区域在内的较高车速区域中选择带行驶模式。在带行驶模式中的中车速区域下的带行驶模式中，啮合式离合器d1被卡合，另一方面，在带行驶模式中的高车速区域下的带行驶模式中，啮合式离合器d1被释放。在高车速区域下的带行驶模式下啮合式离合器d1被释放是为了，消除带行驶模式下的行驶中的齿轮机构28等的拖拽，并且防止在高车速下齿轮机构28、作为行星齿轮装置26p的构成部件的例如小齿轮等的高速旋转。

车辆10具备作为控制器的电子控制装置90，电子控制装置90包括动力传递装置16的控制装置。电子控制装置90被构成为包括具备例如cpu、ram、rom、输入输出接口等的所谓的微型计算机，cpu利用ram的临时存储功能且根据预先存储在rom中的程序进行信号处理从而执行车辆10的各种控制。电子控制装置90执行发动机12的输出控制、无级变速机构24的变速控制和带夹持压力控制、对所述多个卡合装置(c1、b1、c2、d1)的各自的工作状态进行切换的液压控制等。电子控制装置90根据需要分别构成为发动机控制用、液压控制用等。

车辆10所具备的各种传感器等(例如，各种转速传感器70、72、74、76、加速器操作量传感器78、节气门开度传感器80、档位传感器82)所得的各种检测信号等(例如，发动机转速ne、与输入轴转速nin同值的主轴58的转速即主转速npri、次轴62的转速即次级转速nsec、与车速v对应的输出轴转速nout、表示驾驶员的加速操作的大小的加速器操作量θacc、节气门开度tap、车辆10所具备的换档杆84的操作位置possh等)分别供给到电子控制装置90。另外，从电子控制装置90对车辆10所具备的各装置(例如，发动机控制装置42、液压控制回路46等)分别输出各种指令信号(例如，用于对发动机12进行控制的发动机控制指令信号se、用于对无级变速机构24的变速和带夹持压力等进行控制的液压控制指令信号scvt、用于对所述多个卡合装置各自的工作状态进行控制的液压控制指令信号scbd等)。此外，主转速npri也是主滑轮60的转速，另外，次级转速nsec也是次级带轮64的转速。

换档杆84的操作位置possh例如是p、r、n、d操作位置。p操作位置是动力传递装置16成为空档状态且输出轴30的旋转被机械地阻止的、选择动力传递装置16的p位置的驻车操作位置。动力传递装置16的空档状态例如通过第一离合器c1、第一制动器b1以及第二离合器c2一同被释放来实现。r操作位置是在齿轮行驶模式下能够进行后退行驶的、选择动力传递装置16的r位置的后退行驶操作位置。n操作位置是动力传递装置16成为空档状态的、选择动力传递装置16的n位置的空档操作位置。d操作位置是在齿轮行驶模式下能够进行前进行驶或者在带行驶模式下执行无级变速机构24的自动变速控制而能够进行前进行驶的、选择动力传递装置16的d位置的前进行驶操作位置。

为了实现车辆10中的各种控制，电子控制装置90具备：发动机控制单元即发动机控制部92、变速控制单元即变速控制部94、下限值设定单元即下限值设定部96、以及状态判断单元即状态判定部98。

发动机控制部92通过对预先通过实验或设计而求得并存储的关系即预先确定的关系即例如驱动力映射应用加速器操作量θacc以及车速v，而对要求驱动力fdem进行计算。发动机控制部92对得到该要求驱动力fdem的目标发动机转矩tet进行设定，并向发动机控制装置42输出以得到该目标发动机转矩tet的方式对发动机12进行控制的发动机控制指令信号se。

在车辆停止中操作位置possh是p操作位置或n操作位置的情况下，变速控制部94以备向齿轮行驶模式转移，而向液压控制回路46输出对啮合式离合器d1进行卡合的液压控制指令信号scbd。在车辆停止中操作位置possh从p操作位置或n操作位置变为d操作位置的情况下，变速控制部94向液压控制回路46输出对第一离合器c1进行卡合的液压控制指令信号scbd。由此，行驶模式向能够进行前进行驶的齿轮行驶模式转移。在车辆停止中操作位置possh从p操作位置或n操作位置变为r操作位置的情况下，变速控制部94向液压控制回路46输出对第一制动器b1进行卡合的液压控制指令信号scbd。由此，行驶模式向能够进行后退行驶的齿轮行驶模式转移。

在操作位置possh是d操作位置的情况下，变速控制部94执行对齿轮行驶模式与带行驶模式进行切换的切换控制。具体来说，变速控制部94通过对具有用于对与齿轮行驶模式中的齿轮机构28的变速比el对应的第一变速级和与带行驶模式中的无级变速机构24的最低变速比γmax对应的第二变速级进行切换的预定的滞后的、预先确定的升档线以及降档线应用车速v以及加速器操作量θacc而对是否需要变速进行判断，并基于其判断结果对行驶模式进行切换。

变速控制部94在齿轮行驶模式下的行驶中判断为升档而向带行驶模式切换的情况下，向液压控制回路46输出进行以释放第一离合器c1且卡合第二离合器c2的方式对离合器进行切换的离合器到离合器变速的液压控制指令信号scbd。由此，动力传递装置16中的动力传递路径pt从第一动力传递路径pt1向第二动力传递路径pt2切换。另一方面，变速控制部94在齿轮行驶模式下的行驶中判断为降档而向齿轮行驶模式切换的情况下，向液压控制回路46输出进行以释放第二离合器c2且卡合第一离合器c1的方式对离合器进行切换的离合器到离合器变速的液压控制指令信号scbd。由此，动力传递装置16中的动力传递路径pt从第二动力传递路径pt2向第一动力传递路径pt1切换。在对齿轮行驶模式与带行驶模式进行切换的切换控制中，通过经由啮合式离合器d1被卡合的中车速区域下的带行驶模式的状态而只进行上述离合器到离合器变速所实现的转矩的交换就能对第一动力传递路径pt1与第二动力传递路径pt2进行切换，因此可抑制切换冲击。

变速控制部94在带行驶模式中，向液压控制回路46输出以无级变速机构24的带不发生打滑且达成无级变速机构24的目标变速比γcvtt的方式对主压ppri及次级压psec进行控制的液压控制指令信号scvt，执行无级变速机构24的变速。

具体来说，变速控制部94通过对预先确定的关系即例如cvt变速映射应用加速器操作量θacc以及车速v，而对目标主转速nprit进行计算。变速控制部94基于目标主转速nprit对目标变速比γcvtt(＝nprit/nsec)进行计算。变速控制部94通过对预先确定的关系即例如发动机转矩映射应用节气门开度tap以及发动机转速ne，而对发动机转矩te的推定值进行计算。变速控制部94基于发动机转矩te的推定值与预先确定的关系即例如变矩器20的特性，而对涡轮转矩tt进行计算。变速控制部94用涡轮转矩tt作为对主滑轮60输入的输入转矩即主输入转矩tpri。主输入转矩tpri是主轴58中的转矩。变速控制部94通过对预先确定的关系即推力比映射应用目标变速比γcvtt以及转矩比，而对用于实现目标变速比γcvtt的推力比τ进行计算。该转矩比是上述被计算出的主输入转矩tpri与预先确定的能对主滑轮60输入的极限的转矩tprilim之比(＝tpri/tprilim)。变速控制部94对用于达成该推力比τ的目标主推力wprit以及目标次级推力wsect进行计算。如果一个推力被确定，那么基于用于实现目标变速比γcvtt的推力比τ，另一个推力也被确定。变速控制部94将目标主推力wprit以及目标次级推力wsect分别变换为目标主压pprit(＝wprit/受压面积)以及目标次级压psect(＝wsect/受压面积)。变速控制部94向液压控制回路46输出以得到目标主压pprit与目标次级压psect的方式对主压ppri与次级压psec进行控制的液压控制指令信号scvt。液压控制回路46根据该液压控制指令信号scvt，使各电磁阀进行工作而对主压ppri以及次级压psec进行调压。此外，在上述无级变速机构24的变速控制的说明中，为了方便，对于用于将目标变速比γcvtt维持为恒定的推力进行了描述。在无级变速机构24的变速过渡中，在该用于维持为恒定的推力上加上用于实现目标的升档或目标的降档的推力。

在目标主推力wprit以及目标次级推力wsect的计算中，考虑为了以最小必要限度的推力防止无级变速机构24的带打滑所必要的推力即必要推力。该必要推力是无级变速机构24刚要发生打滑之前的推力即打滑极限推力。

变速控制部94对主滑轮60的极限推力即主极限推力wprilim、以及次级带轮64的极限推力即次级极限推力wseclim进行设定。变速控制部94用下式(1)对主极限推力wprilim进行设定。变速控制部94用下式(2)对次级极限推力wseclim进行设定。在下式(1)以及下式(2)中，“α”表示各滑轮60、64的槽轮角，“μ”表示带元件与槽轮之间的摩擦系数，“rpri”表示基于无级变速机构24的变速比γcvt所计算出的主滑轮60侧的带绕挂直径，“γcvt×tpri”表示对次级带轮64输入的转矩，“rsec”表示基于无级变速机构24的变速比γcvt所计算出的次级带轮64侧的带绕挂直径。此外，槽轮角α表示各滑轮60、64的圆锥面与相对于该滑轮的轴线垂直的面所形成的角度。

wprilim＝(tpri×cosα)/(2×μ×rpri)...(1)

wseclim＝(γcvt×tpri×cosα)/(2×μ×rsec)...(2)

变速控制部94基于用于实现主极限推力wprilim以及目标变速比γcvtt的推力比τ，而对为了变速控制所必要的次级带轮64的推力即次级变速控制推力wsecsh(＝τ×wprilim)进行计算。变速控制部94将次级极限推力wseclim以及次级变速控制推力wsecsh中的较大的一方设定为目标次级推力wsect。变速控制部94基于用于实现目标次级推力wsect以及目标变速比γcvtt的推力比τ，对目标主推力wprit(＝wsect/τ)进行计算。

下限值设定部96以在车辆10减速时使主推力wpri不低于必要推力的方式，基于主输入转矩tpri而对主推力wpri的下限值即主推力下限值wprimin(＝f(tpri))进行设定。函数“f(tpri)”使用上述式(1)的右边。将上述的车辆10减速时称为车辆减速时。此外，如后文所述，车辆减速时的主输入转矩tpri使用与上述式(1)中所使用的涡轮转矩tt不同的值。

变速控制部94在车辆减速时，在主推力下限值wprimin比主极限推力wprilim大的情况下，用主推力下限值wprimin作为主极限推力wprilim。或者，变速控制部94在车辆减速时，在主推力下限值wprimin比上述计算出的目标主推力wprit大的情况下，将目标主推力wprit作为主推力下限值wprimin。

在车辆减速时，伴随着驱动轮14的转速的降低，会发生惯性转矩。伴随着驱动轮14的转速降低的惯性转矩被称为驱动轮侧惯性转矩。因此，作为主输入转矩tpri，除了涡轮转矩tt之外有时还需要考虑驱动轮侧惯性转矩。另一方面，作为车辆减速时的行驶状态，有齿轮行驶模式下的行驶状态、带行驶模式下的行驶状态、以及动力传递装置16成为空档状态的状态这三种状态。这三种状态各自的动力传递装置16中的动力传递的状态不同，因此主输入转矩tpri的状态也可能不同。利用图2至图4分别对设定车辆减速时这三种状态中的主推力下限值wprimin的考虑方法进行说明。图2至图4中的粗箭头标记分别表示驱动轮侧惯性转矩的传递的状态。

图2是用于对设定齿轮行驶模式下的车辆减速时的主推力下限值wprimin的考虑方法进行说明的图。在图2中，在齿轮行驶模式下的行驶中第二离合器被释放。因此，驱动轮侧惯性转矩通过第一离合器c1以及第一制动器b1中被卡合的那个卡合装置的转矩容量和/或啮合式离合器d1的转矩容量而被承受。另外，虽然涡轮转矩tt与驱动轮侧惯性转矩传递到主轴58，但是由于第二离合器c2被释放，无级变速机构24无需承受这些转矩。因此，在齿轮行驶模式下的车辆减速时，作为主输入转矩tpri无需考虑将涡轮转矩tt与驱动轮侧惯性转矩。

另一方面，在齿轮行驶模式下的车辆减速时，主转速npri伴随着驱动轮14的转速的降低而降低。因此，在齿轮行驶模式下的车辆减速时，只要有仅承受主转速npri降低时的无级变速机构24自身的惯性的大小的带转矩容量tcvt，就不会发生无级变速机构24的带打滑。

具体来说，第二离合器被释放的状态下的无级变速机构24可视为连结于主轴58的一个刚体。因此，主推力下限值wprimin只要被设定为承受伴随着主转速npri的降低而产生的无级变速机构24中的惯性转矩的推力即可。将伴随着主转速npri的降低的无级变速机构24中的惯性转矩称为cvt惯性转矩。因此，在齿轮行驶模式下的车辆减速时，使用换算到主轴58上的cvt惯性转矩作为主输入转矩tpri。将换算到主轴58上的cvt惯性转矩称为主轴cvt惯性转矩。

主转速npri的变化量越大，主轴cvt惯性转矩越大。主转速npri的变化量在重复进行的控制动作中是主转速npri的变化速度。

伴随着主转速npri的降低，次级转速nsec也降低。cvt惯性转矩包括伴随着次级转速nsec的降低的次级带轮64中的惯性转矩。无级变速机构24的变速比γcvt越靠高侧，换算到主轴58上的次级带轮64的等价惯性越大。变速比γcvt越靠高侧，换算到主轴58上的次级带轮64的惯性转矩越大。因此，变速比γcvt越靠高侧，主轴cvt惯性转矩越大。

用作主输入转矩tpri的主轴cvt惯性转矩取决于主转速npri的变化量与无级变速机构24的变速比γcvt。下限值设定部96在车辆减速时在齿轮行驶模式下的行驶中的情况下，基于主转速npri的变化量与无级变速机构24的变速比γcvt，对主推力下限值wprimin进行设定。

主输入转矩tpri越大，主推力下限值wprimin被设定得越大(参照上述式(1)的右边)。也就是说，主轴cvt惯性转矩越大，主推力下限值wprimin被设定得越大。因此，无级变速机构24的变速比γcvt越靠高侧，下限值设定部96将主推力下限值wprimin设定得越大，并且主转速npri越大，下限值设定部96将主推力下限值wprimin设定得越大。

下限值设定部96通过对预先确定的关系即主轴cvt惯性转矩映射应用无级变速机构24的变速比γcvt与主转速npri的变化量，而对主轴cvt惯性转矩进行计算以作为主输入转矩tpri。主输入转矩tpri越大，下限值设定部96将主推力下限值wprimin设定得越大。所述主轴cvt惯性转矩映射是“映射(无级变速机构24的变速比γcvt、主转速npri的变化量)”。

所述主轴cvt惯性转矩映射为，无级变速机构24的变速比γcvt越靠高侧则作为主输入转矩tpri的主轴cvt惯性转矩越大的关系，并且为主转速npri的变化量越大则该主轴cvt惯性转矩越大的关系。

图3是用于对设定带行驶模式下的车辆减速时的主推力下限值wprimin的考虑方法进行说明的图。在图3中，在带行驶模式下的行驶中，第二离合器被卡合并且第一离合器c1以及第一制动器b1被释放。由此，无级变速机构24需要承受驱动轮侧惯性转矩。因此，在带行驶模式下的车辆减速时，作为主输入转矩tpri需要考虑涡轮转矩tt与驱动轮侧惯性转矩。

主推力下限值wprimin只要被设定为可承受涡轮转矩tt与驱动轮侧惯性转矩的推力即可。因此，在带行驶模式下的车辆减速时，作为主输入转矩tpri，使用发动机12所产生的转矩即涡轮转矩tt与主轴58上的驱动轮侧惯性转矩的合计转矩。主轴58上的驱动轮侧惯性转矩是从驱动轮14侧输入的转矩，将该转矩称为主轴驱动轮侧惯性转矩。

在车辆减速时在带行驶模式下的行驶中的情况下，下限值设定部96基于涡轮转矩tt与主轴驱动轮侧惯性转矩，对主推力下限值wprimin进行设定。

主输入转矩tpri越大，主推力下限值wprimin被设定得越大(参照上述式(1)的右边)。因此，涡轮转矩tt越大，下限值设定部96将主推力下限值wprimin设定得越大，并且主轴驱动轮侧惯性转矩越大，下限值设定部96将主推力下限值wprimin设定得越大。

下限值设定部96通过对预先确定的关系即主轴驱动轮侧惯性转矩映射应用输出轴转速nout的变化量，而对主轴驱动轮侧惯性转矩进行计算。输出轴转速nout的变化量在重复进行的控制动作中是输出轴转速nout的变化速度。所述主轴驱动轮侧惯性转矩映射为，输出轴转速nout的变化量越大则主轴驱动轮侧惯性转矩越大的关系。此外，在车辆10减速时，与输出轴转速nout降低同样地，主转速npri降低。因此，所述主轴驱动轮侧惯性转矩映射也可以为，主转速npri的变化量越大则主轴驱动轮侧惯性转矩越大的关系。在这种情况下，下限值设定部96通过对主轴驱动轮侧惯性转矩映射应用主转速npri的变化量，而对主轴驱动轮侧惯性转矩进行计算。

图4是用于对设定动力传递装置16的空档状态下的车辆减速时的主推力下限值wprimin的考虑方法进行说明的图。动力传递装置16的空档状态下的车辆减速时是将动力传递装置16设为空档状态而进行行驶的惰性行驶时。在图4中，在动力传递装置16的空档状态下，第一离合器c1、第一制动器b1、以及第二离合器c2被释放。由此，伴随着驱动轮14的转速的降低，不会发生主转速npri的降低。另外，驱动轮侧惯性转矩不传递到无级变速机构24。另外，虽然涡轮转矩tt传递到主轴58，但是由于第二离合器被释放，因此无级变速机构24无需承受涡轮转矩tt。因此，在动力传递装置16的空档状态下的车辆减速时，作为主输入转矩tpri不需要考虑涡轮转矩tt、驱动轮侧惯性转矩与cvt惯性转矩。此外，在图4中，进一步地，啮合式离合器d1也被释放，但是在动力传递装置16的空档状态下的车辆减速时，啮合式离合器d1不一定需要被释放。

在车辆减速时动力传递装置16为空档状态的情况下，下限值设定部96不对主推力下限值wprimin进行设定，或者，将主推力下限值wprimin设定为零。从另一种观点来看，在动力传递装置16的空档状态下的车辆减速时，主输入转矩tpri也可以为零。

状态判定部98对车辆10是否处于减速状态，即，是否是车辆减速时进行判定。车辆减速时例如是，车轮制动器的工作所实现的制动器减速时。或者，车辆减速时例如是，车辆10停止时的减速时。或者，车辆减速时是，超过预定的减速度的迅速减速时。该预定的减速度是，例如在主推力wpri的设定中需要考虑伴随着驱动轮侧惯性转矩或驱动轮14的转速的降低而产生的主转速npri的降低的、预先确定的车辆10的减速度。

状态判定部98在判定为是车辆减速时的情况下，对动力传递装置16是否处于空档状态进行判定。该空档状态的判定也可以是判定行驶模式为齿轮行驶模式以及带行驶模式中的任一个。状态判定部98在判定为动力传递装置16不处于空档状态的情况下，对是齿轮行驶模式以及带行驶模式中的哪一个行驶模式进行判定。例如，状态判定部98对是否是齿轮行驶模式下的行驶中进行判定。或者，状态判定部98对是否是带行驶模式下的行驶中进行判定。

图5是对电子控制装置90的控制动作的主要部分、即用于对与在车辆减速时齿轮行驶模式下的行驶相符合的合适的主推力下限值wprimin进行设定的控制动作进行说明的流程图，例如在行驶中重复被执行。

在图5中，首先，在与状态判定部98的功能对应的步骤(以下对“步骤”进行省略)s10中，对是否是车辆减速时进行判定。在该s10的判定为否定的情况下，则结束本程序。在该s10的判定为肯定的情况下，在与状态判定部98的功能对应的s20中，对动力传递装置16是否处于空档状态进行判定。在该s20的判定为否定的情况下，在与状态判定部98的功能对应的s30中，对是齿轮行驶模式以及带行驶模式中的哪一个行驶模式进行判定。例如对是否是齿轮行驶模式下的行驶中进行判定。在该s30的判定为肯定的情况下，在与下限值设定部96的功能对应的s40中，基于无级变速机构24的变速比γcvt与主转速npri的变化量，对主推力下限值wprimin进行设定。另一方面，在上述s30的判定为否定的情况下，在与下限值设定部96的功能对应的s50中，基于涡轮转矩tt与主轴驱动轮侧惯性转矩的合计转矩，对主推力下限值wprimin进行设定。进一步地，在上述s20的判定为肯定的情况下，在与下限值设定部96的功能对应的s60中，将主推力下限值wprimin设定为零。接着上述s40，或者接着上述s50，或者接着上述s60，在与变速控制部94的功能对应的s70中，使主推力下限值wprimin反映到目标主推力wprit。

如上所述，根据本实施例，在车辆减速时在齿轮行驶模式下的行驶中的情况下，由于经由无级变速机构24的第二动力传递路径pt2通过第二离合器c2的释放而被切断，因此基于对无级变速机构24中产生的转矩的大小带来影响的、无级变速机构24的变速比γcvt与主转速npri的变化量，对主推力下限值wprimin进行设定。因此，在车辆减速时，可对与齿轮行驶模式下的行驶相符合的合适的主推力下限值wprimin进行设定。

另外，根据本实施例，由于无级变速机构24的变速比γcvt越靠高侧，主推力下限值wprimin被设定得越大，并且主转速npri的变化量越大，主推力下限值wprimin被设定得越大，因此在车辆减速时在齿轮行驶模式下的行驶中，可对主推力下限值wprimin适当地进行设定。

另外，根据本实施例，通过对主轴cvt惯性转矩映射应用无级变速机构24的变速比γcvt与主转速npri的变化量而对主输入转矩tpri进行计算，由于主输入转矩tpri越大，主推力下限值wprimin越大，因此在车辆减速时在齿轮行驶模式下的行驶中，可对主推力下限值wprimin适当地进行设定。

另外，根据本实施例，由于所述主轴cvt惯性转矩映射为，无级变速机构24的变速比γcvt越靠高侧则主输入转矩tpri越大的关系，并且为主转速npri的变化量越大则主输入转矩tpri越大的关系，因此在车辆减速时在齿轮行驶模式下的行驶中，可对主推力下限值wprimin适当地进行设定。

另外，根据本实施例，在车辆减速时在齿轮行驶模式下的行驶中的情况下，基于在第二动力传递路径pt2被形成时对向无级变速机构24输入的转矩的大小带来影响的、涡轮转矩tt与主轴驱动轮侧惯性转矩，对主推力下限值wprimin进行设定。因此，在车辆减速时，可对与带行驶模式下的行驶相符合的合适的主推力下限值wprimin进行设定。另外，可对应于是第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2中的哪一个被形成的状态下的行驶中而对合适的主推力下限值wprimin进行设定。

另外，根据本实施例，由于涡轮转矩tt越大，主推力下限值wprimin越大，并且主轴驱动轮侧惯性转矩越大，主推力下限值wprimin越大，因此在车辆减速时在齿轮行驶模式下的行驶中，可对主推力下限值wprimin适当地进行设定。

另外，根据本实施例，在车辆减速时动力传递装置16处于空档状态的情况下，除了经由无级变速机构24的第二动力传递路径pt2被切断之外，还不会伴随着驱动轮14的转速降低而产生主滑轮60的转速降低，因此不对主推力下限值wprimin进行设定，或者，将主推力下限值wprimin设定为零。因此，在车辆减速时，可以设为与动力传递装置16的空档状态相符合的合适的主推力wpri。

以上，虽然基于附图而对本发明的实施例详细地进行了说明，但是本发明也可以被应用于其他的方式中。

例如，在前述的实施例中，变速控制部94也可以向液压控制回路46输出以使无级变速机构24的变速比γcvt成为低侧的变速比γcvt的方式使主推力wpri降低的液压控制指令信号scvt。特别是，在朝向车辆停止的减速时，变速控制部94也可以向液压控制回路46输出以使无级变速机构24的变速比γcvt成为最低变速比γmax的方式使主推力wpri降低的液压控制指令信号scvt。由此，在车辆减速时，可以对车辆10的再启动、再加速进行准备。本发明在车辆减速时以使无级变速机构24的变速比γcvt成为低侧的变速比γcvt的方式使主推力wpri降低的情况下是有用的。

另外，在前述的实施例中，虽然第二离合器c2被设置在次级带轮64与输出轴30之间的动力传递路径上，但是并不限于这种方式。例如，也可以是次轴62与输出轴30一体地连结，并且主轴58经由第二离合器c2连结于输入轴22。也就是说，第二离合器c2也可以被设置在主滑轮60与输入轴22之间的动力传递路径上。

在第二离合器c2被设置在主滑轮60与输入轴22之间的情况下，在齿轮行驶模式下的车辆减速时，驱动轮侧惯性转矩传递到无级变速机构24，但是由于第二离合器c2被释放，从而无级变速机构24无需承受驱动轮侧惯性转矩。另一方面，在齿轮行驶模式下的车辆减速时，伴随着驱动轮14的转速的降低，主转速npri降低。因此，在齿轮行驶模式下的车辆减速时，与前述的实施例同样地，只要将主推力下限值wprimin设定为可承受伴随着主转速npri的降低而产生的无级变速机构24中的惯性转矩的推力即可。另外，在带行驶模式下的车辆减速时，与前述的实施例同样。

在第二离合器c2被设置在主滑轮60与输入轴22之间的情况下，在动力传递装置16的空档状态下的车辆减速时，与上述齿轮行驶模式下的车辆减速时同样。这与单独具有经由无级变速机构的动力传递路径且前进后退切换装置被配置在无级变速机构的动力源侧的车辆用动力传递装置中的、车辆用动力传递装置的空档状态下的车辆减速时同样。对此，如前述的实施例那样，在第二离合器c2被设置在次级带轮64与输出轴30之间的动力传递路径上的情况下，在动力传递装置16的空档状态下的车辆减速时，不对主推力下限值wprimin进行设定，或者，将主推力下限值wprimin设定为零。

另外，在前述的实施例中，虽然齿轮机构28是形成成为比无级变速机构24的最低变速比γmax更靠低侧的变速比的一个齿轮级的齿轮机构，但是并不限于这种方式。例如，齿轮机构28也可以是形成变速比不同的多个齿轮级的齿轮机构。也就是说，齿轮机构28也可以是进行两级以上变速的有级变速机。或者，齿轮机构28也可以是形成比无级变速机构24的最高变速比γmin更靠高侧的变速比的齿轮机构。或者，齿轮机构28也可以是形成比无级变速机构24的最高变速比γmin更靠高侧的变速比以及比最低变速比γmax更靠低侧的变速比的齿轮机构。

另外，在前述的实施例中，虽然使用预先确定的升档线以及降档线对动力传递装置16的行驶模式进行切换，但是并不限于这种方式。例如，也可以基于车速v以及加速器操作量θacc对要求驱动力fdem进行计算，并设定可满足该要求驱动力fdem的变速比，从而对动力传递装置16的行驶模式进行切换。

另外，在前述的实施例中，虽然使用了变矩器20作为流体式传动装置，但是并不限于这种方式。例如，也可以使用没有转矩放大作用的液力耦合器等其他流体式传动装置来代替变矩器20。或者，也可以不一定要设置这种流体式传动装置。另外，虽然在经由齿轮机构28的第一动力传递路径pt1上设置有啮合式离合器d1，但是该啮合式离合器d1在本发明的实施中也可以不一定要被设置。

此外，上述的方式只不过为一种实施方式，本发明能够根据本领域技术人员的知识，而以施加了各种各样的变更、改良的方式来实施。

符号说明

10：车辆

12：发动机(动力源)

14：驱动轮

16：车辆用动力传递装置

22：输入轴(输入旋转部件)

24：无级变速机构

28：齿轮机构

30：输出轴(输出旋转部件)

60：主滑轮

64：次级带轮

66：传动带(传递要素)

90：电子控制装置(控制装置)

94：变速控制部

96：下限值设定部

b1：第一制动器(第一卡合装置)

c1：第一离合器(第一卡合装置)

c2：第二离合器(第二卡合装置)

pt1：第一动力传递路径

pt2：第二动力传递路径。