本发明涉及具备并列地设置于动力源与驱动轮之间的多个动力传递路径的车辆用动力传递装置的控制装置。
背景技术：
：：已知如下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有多个动力传递路径，所述多个动力传递路径并列地设置于传递动力源的动力的输入旋转构件与向驱动轮输出所述动力的输出旋转构件之间，并能够分别从所述输入旋转构件向所述输出旋转构件传递所述动力。所述多个动力传递路径包含第一动力传递路径及第二动力传递路径，所述第一动力传递路径是通过液压式的第一摩擦卡合装置的卡合而形成的经由变速比固定的有级的齿轮机构的路径，所述第二动力传递路径是通过液压式的第二摩擦卡合装置的卡合而形成且形成比所述第一动力传递路径靠高速侧的变速比的经由变速比可变的无级变速机构的路径。例如日本特开2019-116962记载的车辆用动力传递装置的控制装置就是这种装置。在该日本特开2019-116962中记载了：基于车辆的行驶状态，在第一行驶模式和第二行驶模式之间切换行驶模式，另外，在中车速或高车速下，以第二行驶模式使无级变速机构变速而行驶，所述第一行驶模式是能够通过所述第一动力传递路径传递所述动力而行驶的模式，所述第二行驶模式是能够通过所述第二动力传递路径传递所述动力而行驶的模式。技术实现要素：此外，可考虑执行如下自动驻车控制：设定目标驻车位置，使用驱动力的推定值而使车辆自动驻车于所述目标驻车位置。在所述自动驻车控制中，例如通过利用制动力控制车速，从而使车辆停止在所述目标驻车位置。另外，在所述自动驻车控制中，是低车速区域中的车速的控制，产生的驱动力较小。因此，若在执行所述自动驻车控制时未高精度地算出驱动力的推定值，则所述自动驻车控制的控制性有可能会产生问题。本发明提供能够在执行自动驻车控制时抑制自动驻车控制的控制性的降低的车辆用动力传递装置的控制装置。本发明的一个方案涉及车辆用动力传递装置的控制装置，该动力传递装置具有第一动力传递路径和第二动力传递路径，所述第一动力传递路径和所述第二动力传递路径并列地设置于传递动力源的动力的输入旋转构件与向驱动轮输出所述动力的输出旋转构件之间，并能够分别从所述输入旋转构件向所述输出旋转构件传递所述动力。所述第一动力传递路径通过液压式的第一摩擦卡合装置的卡合而形成，并包含有级的齿轮机构，所述有级的齿轮机构具有至少一个固定的变速比，所述第二动力传递路径通过液压式的第二摩擦卡合装置的卡合而形成，并包含变速比可变的无级变速机构，所述无级变速机构形成比所述第一动力传递路径靠高速侧的变速比。所述控制装置包括：运算部，所述运算部构成为通过基于所述动力传递装置的变速比的规定驱动力运算，算出所述驱动轮处的驱动力的推定值；自动驻车控制部，所述自动驻车控制部构成为设定目标驻车位置，并执行使用所述驱动力的推定值而使车辆自动驻车到所述目标驻车位置的自动驻车控制；以及变速控制部，所述变速控制部构成为基于所述车辆的行驶状态，在第一行驶模式与第二行驶模式之间切换行驶模式，所述第一行驶模式是能够通过所述第一动力传递路径传递所述动力而行驶的模式，所述第二行驶模式是能够通过所述第二动力传递路径传递所述动力而行驶的模式。所述运算部构成为在所述自动驻车控制的执行期间，考虑在所述动力传递装置中产生的惯性损失及所述动力传递装置中的传递效率，算出所述驱动力的推定值，所述变速控制部构成为在所述自动驻车控制的执行期间，将所述行驶模式设为所述第一行驶模式，或者将所述行驶模式设为所述第二行驶模式并且将所述无级变速机构的变速比固定为规定低车速侧变速比。在该结构的控制装置中，由于在自动驻车控制的执行期间考虑在动力传递装置中产生的惯性损失及动力传递装置中的传递效率，算出驱动力的推定值，所以使驱动力的推定精度提高。而且，由于在自动驻车控制的执行期间，将行驶模式设为第一行驶模式，或者将行驶模式设为第二行驶模式并且将无级变速机构的变速比固定为规定低车速侧变速比，所以在自动驻车控制所使用的驱动力的推定值的运算中考虑惯性损失及传递效率的情况下，伴随着连续变速的不稳定要素被消除。因此，能够在执行自动驻车控制时抑制自动驻车控制的控制性的降低。在上述方案的控制装置中，所述变速控制部可以构成为通过将所述第一摩擦卡合装置及所述第二摩擦卡合装置中的一方释放并将另一方卡合的离合器至离合器变速，从而在所述第一行驶模式与所述第二行驶模式之间切换所述行驶模式。所述变速控制部可以构成为在工作油的温度比规定油温低的情况下，限制所述离合器至离合器变速，所述工作油用于切换所述第一摩擦卡合装置及所述第二摩擦卡合装置中的各自的工作状态。所述变速控制部构成为在所述自动驻车控制的执行期间，在所述工作油的温度比所述规定油温低的情况下，将所述行驶模式设为所述第二行驶模式并且将所述无级变速机构的变速比固定为所述规定低车速侧变速比，另一方面，在所述工作油的温度为所述规定油温以上的情况下，将所述行驶模式设为所述第一行驶模式。在该结构的控制装置中，由于在自动驻车控制的执行期间，在工作油的温度比规定油温低的情况下，将行驶模式设为第二行驶模式且将无级变速机构的变速比固定为规定低车速侧变速比，所以能够确保自动驻车控制中的驱动力，并且在解除自动驻车控制后不经由离合器至离合器变速而在第二行驶模式下一边使无级变速机构变速一边行驶。另外，由于在自动驻车控制的执行期间，在工作油的温度为规定油温以上的情况下，将行驶模式设为第一行驶模式，所以更容易确保自动驻车控制中的驱动力。由此，能够在执行自动驻车控制时抑制驾驶性能的降低。在上述控制装置中，所述变速控制部可以构成为在所述自动驻车控制的执行期间，在行驶期间不进行与所述工作油的温度对应的所述第一行驶模式和所述第二行驶模式的切换，另一方面，在临时停车时进行与所述工作油的温度对应的所述第一行驶模式和所述第二行驶模式的切换。在该结构的控制装置中，由于在自动驻车控制的执行期间，在行驶期间不进行与工作油的温度对应的第一行驶模式和第二行驶模式的切换，另一方面，在临时停车时，进行与工作油的温度对应的第一行驶模式和第二行驶模式的切换，所以由伴随着行驶模式的切换的驱动力的变动对自动驻车控制的影响得到避免或抑制，同时以适当切换得到的行驶模式执行自动驻车控制。在上述方案的控制装置中，所述运算部可以构成为在不执行所述自动驻车控制的期间，不考虑所述惯性损失及所述传递效率，算出所述驱动力的推定值。在该结构的控制装置中，由于在不执行自动驻车控制的期间，不考虑惯性损失及传递效率地算出驱动力的推定值，所以虽然不使驱动力的推定精度提高，但即使产生连续变速，也会稳定地算出驱动力的推定值。在上述方案的控制装置中，所述运算部可以构成为通过基于所述动力传递装置的变速比的规定转矩运算，算出对所述动力源要求的要求动力源转矩。所述运算部可以构成为在所述自动驻车控制的执行期间，考虑所述惯性损失及所述传递效率，算出所述要求动力源转矩，另一方面，在不执行所述自动驻车控制的期间，不考虑所述惯性损失及所述传递效率，算出所述要求动力源转矩。在该结构的控制装置中，由于在自动驻车控制的执行期间考虑惯性损失及传递效率而算出要求动力源转矩，所以使要求动力源转矩的算出精度提高。另外，由于在不执行自动驻车控制的期间不考虑惯性损失及传递效率地算出要求动力源转矩，所以即使产生连续变速，也会稳定地算出要求动力源转矩。附图说明以下，将参照附图说明本发明的示例性实施方式的特征、优点以及技术和工业意义，其中，相应的数字代表相应的元件，其中：图1是说明应用本发明的车辆的概略结构的图，并且是说明用于进行车辆中的各种控制的控制功能及控制系统的主要部分的图。图2是汇总了用于抑制驾驶性能的降低或自动驻车控制的控制性的降低的每种控制模式下的行驶模式及推定驱动力的算出方法而成的图表。图3是说明电子控制装置的控制工作的主要部分的流程图，是说明用于在执行自动驻车控制时抑制自动驻车控制的控制性的降低的控制工作的流程图。图4是说明电子控制装置的控制工作的主要部分的流程图，是说明用于在执行自动驻车控制时抑制自动驻车控制的控制性的降低的控制工作的流程图，是与图3不同的实施例。具体实施方式在本发明的实施方式中，所述无级变速机构是在初级带轮与次级带轮之间卷绕传递元件而成的无级变速器。作为输入侧的带轮的所述初级带轮和作为输出侧的带轮的所述次级带轮例如分别具有固定滑轮、可动滑轮以及赋予用于变更上述固定滑轮与可动滑轮之间的槽宽的推力的液压致动器。具备所述车辆用动力传递装置的车辆具备液压控制回路，所述液压控制回路分别独立地控制作为向所述液压致动器供给的工作液压的带轮液压。该液压控制回路例如可以构成为通过控制向所述液压致动器的工作油的流量从而结果产生带轮液压。通过利用这种液压控制回路分别控制所述初级带轮及所述次级带轮处的各推力(＝带轮液压×受压面积)，从而以在防止所述传递元件的滑动的同时实现目标的变速的方式执行变速控制。卷绕于所述初级带轮与所述次级带轮之间的所述传递元件是环状(日文：無端環状)的压缩式传动带、或者是构成环状的连接链条(英文：linkchain)的牵引式传动带等，所述环状的压缩式传动带具有环状的环状件和沿着该环状件在厚度方向上多个相连而成的作为厚壁板片状的块的元件，所述环状的连接链条是交替重叠的连接板(英文：linkplate)的端部利用连结销相互连结而成的。所述无级变速机构是公知的带式无级变速器。广义而言，在该带式无级变速器的概念中包含链式无级变速器。另外，所述动力传递装置、所述无级变速机构等中的变速比(＝齿数比)是“输入侧的旋转构件的旋转速度/输出侧的旋转构件的旋转速度”。例如，所述无级变速机构的变速比是“初级带轮的旋转速度/次级带轮的旋转速度”。另外，所述动力传递装置的变速比是“输入旋转构件的旋转速度/输出旋转构件的旋转速度”。变速比中的高速侧是作为变速比变为较小的一侧的高车速侧。变速比中的低速侧是作为变速比变为较大的一侧的低车速侧。例如，最低速侧变速比是成为车速最低侧的最低车速侧的变速比，是变速比成为最大的值的最大变速比。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，所述车辆可以除该发动机之外还具备电动机等，或者也可以具备电动机等代替该发动机。以下，参照附图详细说明本发明的实施例。图1是说明应用本发明的车辆10的概略结构的图，并且是说明用于进行车辆10中的各种控制的控制功能及控制系统的主要部分的图。在图1中，车辆10具备作为动力源发挥功能的发动机12、驱动轮14及车辆用动力传递装置16，所述车辆用动力传递装置16设置在发动机12与驱动轮14之间的动力传递路径。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在作为非旋转构件的壳体18内具备与发动机12连结的作为流体式传动装置的公知的变矩器20、与变矩器20连结的输入轴22、与输入轴22连结的无级变速机构24、同样地与输入轴22连结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并列地设置的齿轮机构28、作为无级变速机构24及齿轮机构28共用的输出旋转构件的输出轴30、副轴32、由分别与输出轴30及副轴32不能相对旋转地设置并相互啮合的一对齿轮构成的减速齿轮装置34、与副轴32不能相对旋转地设置的齿轮36、与齿轮36连结的差动齿轮38等。另外，动力传递装置16具备与差动齿轮38连结的左右的车轴40。输入轴22是被传递发动机12的动力的输入旋转构件。输出轴30是向驱动轮14输出发动机12的动力的输出旋转构件。在不特别区分的情况下，所述动力与转矩、力同义。在按这种方式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、差动齿轮38及车轴40等，向左右的驱动轮14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、差动齿轮38及车轴40等向左右的驱动轮14传递。如上所述，动力传递装置16具备并列地设置在发动机12与驱动轮14之间的动力传递路径pt上的齿轮机构28及无级变速机构24。具体而言，动力传递装置16具备并列地设置在输入轴22与输出轴30之间的动力传递路径pt上的齿轮机构28及无级变速机构24。也就是说，动力传递装置16具备并列地设置在输入轴22与输出轴30之间的、能够分别从输入轴22向输出轴30传递发动机12的动力的多个动力传递路径。多个动力传递路径是经由齿轮机构28的第一动力传递路径pt1及经由无级变速机构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之间并列地具备第一动力传递路径pt1和第二动力传递路径pt2。第一动力传递路径pt1是从输入轴22经由齿轮机构28向驱动轮14传递发动机12的动力的动力传递路径。第二动力传递路径pt2是从输入轴22经由无级变速机构24向驱动轮14传递发动机12的动力的动力传递路径。在动力传递装置16中，根据车辆10的行驶状态，在第一动力传递路径pt1和第二动力传递路径pt2中切换向驱动轮14传递发动机12的动力的动力传递路径。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和第二动力传递路径pt2的多个卡合装置。多个卡合装置包含第一离合器c1、第一制动器b1及第二离合器c2。第一离合器c1是设置于第一动力传递路径pt1并选择性地连接或切断第一动力传递路径pt1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的卡合装置。第一制动器b1是设置于第一动力传递路径pt1并选择性地连接或切断第一动力传递路径pt1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的卡合装置。第一动力传递路径pt1通过第一离合器c1或第一制动器b1的卡合而形成。第二离合器c2是设置于第二动力传递路径pt2并选择性地连接或切断第二动力传递路径pt2的卡合装置，是通过卡合而形成第二动力传递路径pt2的卡合装置。第二动力传递路径pt2通过第二离合器c2的卡合而形成。第一离合器c1、第一制动器b1及第二离合器c2均为利用各自的液压致动器摩擦卡合的公知的液压式的湿式摩擦卡合装置。第一离合器c1是前进用的第一摩擦卡合装置，第二离合器c2是第二摩擦卡合装置，第一制动器b1是后退用的第一摩擦卡合装置。如后所述，第一离合器c1及第一制动器b1分别是构成前进后退切换装置26的一个元件。通过向各液压致动器供给各控制压，从而所述多个卡合装置的各自的卡合状态、释放状态等工作状态被切换，所述各控制压是利用设置于车辆10的液压控制回路42调压而成的液压。发动机12具备发动机控制装置44，所述发动机控制装置44具有电子节气门装置、燃料喷射装置、点火装置等发动机12的输出控制所需的各种设备。发动机12通过利用后述的电子控制装置90，例如根据油门开度θacc控制发动机控制装置44，从而控制作为发动机12的输出转矩的发动机转矩te，所述油门开度θacc与驾驶员对车辆10的驱动要求量对应。变矩器20具备与发动机12连结的泵叶轮20p及与输入轴22连结的涡轮叶轮20t。变矩器20是向输入轴22传递发动机12的动力的流体式传动装置。动力传递装置16具备与泵叶轮20p连结的机械式油泵46。油泵46通过由发动机12旋转驱动，从而向液压控制回路42供给工作油oil，所述工作油oil成为用于对无级变速机构24进行变速控制、使无级变速机构24中的带夹压力产生或切换所述多个卡合装置中的每一个的工作状态的液压的原始压力。前进后退切换装置26具备双小齿轮型行星齿轮装置27、第一离合器c1及第一制动器b1。行星齿轮装置27是具有作为输入元件的行星架27c、作为输出元件的太阳齿轮27s及作为反作用力元件的齿圈27r这三个旋转元件的差动机构。行星架27c与输入轴22连结。齿圈27r经由第一制动器b1与壳体18选择性地连结。太阳齿轮27s与小直径齿轮48连结，所述小直径齿轮48设置成能够绕输入轴22而相对于该输入轴22同轴心地相对旋转。行星架27c和太阳齿轮27s经由第一离合器c1选择性地连结。齿轮机构28具备小直径齿轮48、齿轮机构副轴50及大直径齿轮51，所述大直径齿轮51设置成不能绕齿轮机构副轴50地相对于该齿轮机构副轴50同轴心地相对旋转，并且所述大直径齿轮51与小直径齿轮48啮合。大直径齿轮51的直径比小直径齿轮48的直径大。另外，齿轮机构28具备空转齿轮52和输出齿轮53，所述空转齿轮52设置成能够绕齿轮机构副轴50而相对于该齿轮机构副轴50同轴心地相对旋转，所述输出齿轮53设置成不能绕输出轴30地相对于该输出轴30同轴心地相对旋转，并且所述输出齿轮53与空转齿轮52啮合。输出齿轮53的直径比空转齿轮52的直径大。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形成一个挡位。齿轮机构28是具有挡位的齿轮机构，也就是说是变速比(与齿数比同义)固定的有级的齿轮机构。齿轮机构28还具备啮合式离合器d1，所述啮合式离合器d1绕齿轮机构副轴50并设置于大直径齿轮51与空转齿轮52之间，并且选择性地连接或切断它们之间的动力传递路径。啮合式离合器d1是选择性地连接或切断第一动力传递路径pt1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是通过与第一离合器c1或第一制动器b1一并卡合而形成第一动力传递路径pt1的卡合装置，并包含于所述多个卡合装置。啮合式离合器d1具备：离合器毂54、离合器齿轮55以及圆筒状的套筒56，所述离合器毂54设置成不能绕齿轮机构副轴50地相对于该齿轮机构副轴50同轴心地相对旋转，所述离合器齿轮55配置于空转齿轮52与离合器毂54之间并固定设置于该空转齿轮52，所述圆筒状的套筒56设置成通过与离合器毂54花键嵌合从而不能绕齿轮机构副轴50的轴心相对旋转并能够进行与该轴心平行的方向上的相对移动。在按这种方式构成的啮合式离合器d1中，通过与离合器毂54始终一体地旋转的套筒56向离合器齿轮55侧移动而与该离合器齿轮55啮合，从而空转齿轮52与齿轮机构副轴50连接。啮合式离合器d1还具备在将套筒56与离合器齿轮55嵌合时使旋转同步的作为同步机构的公知的同步啮合机构s1。啮合式离合器d1通过设置于动力传递装置16的作为致动器的液压致动器57的工作从而使套筒56在与齿轮机构副轴50的轴心平行的方向上滑动而切换卡合状态和释放状态。这样，啮合式离合器d1是通过利用液压致动器57工作从而选择性地连接或切断发动机12与驱动轮14之间的动力传递路径的带同步啮合机构s1的啮合式离合器。第一动力传递路径pt1通过啮合式离合器d1和设置在比啮合式离合器d1靠输入轴22侧的第一离合器c1一并卡合而形成。第一动力传递路径pt1也通过代替第一离合器c1而选择性地卡合的设置在比啮合式离合器d1靠输入轴22侧的第一制动器b1及啮合式离合器d1的卡合而形成。通过第一离合器c1的卡合形成前进用的动力传递路径，另一方面，通过第一制动器b1的卡合形成后退用的动力传递路径。通过第一离合器c1及啮合式离合器d1的卡合而形成的第一动力传递路径pt1是前进用的第一动力传递路径。通过第一制动器b1及啮合式离合器d1的卡合而形成的第一动力传递路径pt1是后退用的第一动力传递路径。在动力传递装置16中，当形成第一动力传递路径pt1时，设为能够从输入轴22经由齿轮机构28向输出轴30传递发动机12的动力的能够传递动力状态。另一方面，当第一离合器c1及第一制动器b1一并被释放时或当啮合式离合器d1被释放时，第一动力传递路径pt1成为不能传递动力的空挡状态。无级变速机构24具备与输入轴22同轴心地设置并与输入轴22一体地连结的初级轴58、与初级轴58连结的有效直径可变的初级带轮60、与输出轴30同轴心地设置的次级轴62、与次级轴62连结的有效直径可变的次级带轮64及卷绕于上述各带轮60、64之间的作为传递元件的传动带66。无级变速机构24是经由各带轮60、64与传动带66之间的摩擦力进行动力传递的公知的带式无级变速器，并向驱动轮14侧传递发动机12的动力。所述摩擦力与夹压力同义，也称为带夹压力。该带夹压力是无级变速机构24中的传动带66的转矩容量、即带转矩容量。初级带轮60具备与初级轴58连结的固定滑轮60a、设置成不能相对于固定滑轮60a绕初级轴58的轴心相对旋转且能够进行轴心方向上的移动的可动滑轮60b及对可动滑轮60b赋予初级推力wpri的液压致动器60c。初级推力wpri是用于变更固定滑轮60a与可动滑轮60b之间的v槽宽的初级带轮60的推力(＝初级压力ppri×受压面积)。也就是说，初级推力wpri是由液压致动器60c赋予的夹压传动带66的初级带轮60的推力。初级压力ppri是利用液压控制回路42向液压致动器60c供给的液压，是使初级推力wpri产生的带轮液压。另外，次级带轮64具备与次级轴62连结的固定滑轮64a、设置成不能相对于固定滑轮64a绕次级轴62的轴心相对旋转且能够进行轴心方向上的移动的可动滑轮64b及对可动滑轮64b赋予次级推力wsec的液压致动器64c。次级推力wsec是用于变更固定滑轮64a与可动滑轮64b之间的v槽宽的次级带轮64的推力(＝次级压力psec×受压面积)。也就是说，次级推力wsec是由液压致动器64c赋予的夹压传动带66的次级带轮64的推力。次级压力psec是利用液压控制回路42向液压致动器64c供给的液压，是使次级推力wsec产生的带轮液压。在无级变速机构24中，通过利用由后述的电子控制装置90驱动的液压控制回路42分别对初级压力ppri及次级压力psec进行调压控制，从而分别控制初级推力wpri及次级推力wsec。由此，在无级变速机构24中，各带轮60、64的v槽宽变化而变更传动带66的卷绕直径(＝有效直径)，使变速比γcvt(＝初级旋转速度npri/次级旋转速度nsec)变化，并且以传动带66不产生滑动的方式控制带夹压力。也就是说，通过分别控制初级推力wpri及次级推力wsec，从而在防止传动带66的滑动即带滑动的同时，使无级变速机构24的变速比γcvt成为目标变速比γcvttgt。初级旋转速度npri是初级轴58的旋转速度，次级旋转速度nsec是次级轴62的旋转速度。在无级变速机构24中，当提高初级压力ppri时，缩窄初级带轮60的v槽宽而减小变速比γcvt。减小变速比γcvt是指将无级变速机构24升挡。在无级变速机构24中，在使初级带轮60的v槽宽成为最小时，形成最高速侧变速比γmin。该最高速侧变速比γmin是能够利用无级变速机构24形成的变速比γcvt的范围中的成为车速最高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，当降低初级压力ppri时，扩展初级带轮60的v槽宽而增大变速比γcvt。增大变速比γcvt是指将无级变速机构24降挡。在无级变速机构24中，在使初级带轮60的v槽宽成为最大时，形成最低速侧变速比γmax。该最低速侧变速比γmax是能够利用无级变速机构24形成的变速比γcvt的范围中的成为车速最低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，在利用初级推力wpri和次级推力wsec防止带滑动的同时，利用初级推力wpri与次级推力wsec的相互关系实现目标变速比γcvttgt，而不是仅用一方的推力实现目标的变速。通过利用初级压力ppri与次级压力psec的相互关系来变更作为次级推力wsec相对于初级推力wpri的比值的推力比τ(＝wsec/wpri)，从而变更无级变速机构24的变速比γcvt。例如，越增大推力比τ，则变速比γcvt越被增大，即，无级变速机构24越被降挡。输出轴30配置成能够相对于次级轴62同轴心地相对旋转。第二离合器c2设置于次级带轮64与输出轴30之间的动力传递路径。通过将第二离合器c2卡合而形成第二动力传递路径pt2。在动力传递装置16中，当形成第二动力传递路径pt2时，设为能够从输入轴22经由无级变速机构24向输出轴30传递发动机12的动力的能够传递动力状态。另一方面，当释放第二离合器c2时，第二动力传递路径pt2成为空挡状态。无级变速机构24的变速比γcvt相当于第二动力传递路径pt2中的变速比。在动力传递装置16中，作为第一动力传递路径pt1中的变速比γgear(＝输入轴旋转速度nin/输出轴旋转速度nout)的齿轮机构28的变速比el设定为比作为第二动力传递路径pt2中的最大变速比的无级变速机构24的最低速侧变速比γmax大的值。即，变速比el设定为比最低速侧变速比γmax靠低速侧的变速比。齿轮机构28的变速比el相当于动力传递装置16中的第一速变速比γ1，无级变速机构24的最低速侧变速比γmax相当于动力传递装置16中的第二速变速比γ2。这样，第二动力传递路径pt2形成比第一动力传递路径pt1靠高速侧的变速比。输入轴旋转速度nin是输入轴22的旋转速度，输出轴旋转速度nout是输出轴30的旋转速度。在车辆10中，能够选择性地进行在齿轮行驶模式下的行驶和在带行驶模式下的行驶。齿轮行驶模式是能够使用第一动力传递路径pt1行驶的行驶模式，是设为在动力传递装置16中形成第一动力传递路径pt1的状态的行驶模式。也就是说，齿轮行驶模式是能够以第一动力传递路径pt1传递发动机12的动力并行驶的第一行驶模式。带行驶模式是能够使用第二动力传递路径pt2行驶的行驶模式，是设为在动力传递装置16中形成第二动力传递路径pt2的状态的行驶模式。也就是说，带行驶模式是能够以第二动力传递路径pt2传递发动机12的动力并行驶的第二行驶模式。在齿轮行驶模式下，在设为能够前进行驶的情况下，将第一离合器c1及啮合式离合器d1卡合且将第二离合器c2及第一制动器b1释放。在齿轮行驶模式下，在设为能够后退行驶的情况下，将第一制动器b1及啮合式离合器d1卡合且将第二离合器c2及第一离合器c1释放。在带行驶模式下，将第二离合器c2卡合且将第一离合器c1及第一制动器b1释放。在该带行驶模式下能够前进行驶。在包含车辆停止期间的比较低车速区域中选择齿轮行驶模式。在包含中车速区域的比较高车速区域中选择带行驶模式。在带行驶模式中的在中车速区域中的带行驶模式下将啮合式离合器d1卡合，另一方面，在带行驶模式中的在高车速区域中的带行驶模式下将啮合式离合器d1释放。在高车速区域中的带行驶模式下释放啮合式离合器d1是为了消除例如在带行驶模式下的行驶期间齿轮机构28等的拖曳，并且防止在高车速区域中作为齿轮机构28或行星齿轮装置27的构成构件的例如小齿轮等高转速化。若防止齿轮机构28的高转速化，则会防止例如第一离合器c1中的输入侧旋转速度与输出侧旋转速度的旋转速度差增大，第一离合器c1的摩擦件的耐久性提高。车辆10具备作为控制器的电子控制装置90，所述电子控制装置90包含动力传递装置16的控制装置。电子控制装置90例如包含具备cpu、ram、rom、输入输出接口等的所谓微型计算机而构成，cpu通过在利用ram的暂时存储功能的同时按照预先存储于rom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的变速控制或带夹压力控制、切换所述多个卡合装置(c1、b1、c2、d1)中的每一个的工作状态的液压控制等。电子控制装置90根据需要分为发动机控制用、液压控制用等而构成。向电子控制装置90分别供给基于设置于车辆10的各种传感器等(例如各种旋转速度传感器68、69、70、71、油门开度传感器72、节气门开度传感器73、制动踏板传感器74、转向传感器75、g传感器76、横摆率传感器77、油温传感器78、车辆周边信息传感器80、车辆位置传感器81、驾驶支援设定开关组82、导航系统83、挡位传感器84等)的检测值或取得信息的各种信号等(例如作为发动机12的旋转速度的发动机旋转速度ne、与输入轴旋转速度nin的值相同的初级旋转速度npri、次级旋转速度nsec、与车速v对应的输出轴旋转速度nout、作为表示驾驶员的加速操作的大小的驾驶员的加速操作量的油门开度θacc、作为电子节气门的开度的节气门开度θth、作为示出驾驶员操作用于使车轮制动器工作的制动踏板的状态的信号的制动器接通信号bon、与制动踏板的踩踏力对应的表示驾驶员对制动踏板的踏入操作的大小的制动器操作量bra、设置于车辆10的转向盘的转向角θsw及转向方向dsw、车辆10的前后加速度gx、车辆10的左右加速度gy、作为绕车辆10的铅垂轴的旋转角速度的横摆率ryaw、作为工作油oil的温度的工作油温thoil、车辆周边信息iard、位置信息ivp、作为示出巡航控制或自动驻车控制ap等驾驶支援控制中的由驾驶员进行的设定的信号的驾驶支援设定信号sset、导航信息inavi、设置于车辆10的换挡杆85的操作位置possh等)。输入轴旋转速度nin(＝初级旋转速度npri)也是涡轮旋转速度nt，初级旋转速度npri也是初级带轮60的旋转速度，次级旋转速度nsec也是次级带轮64的旋转速度。另外，电子控制装置90基于初级旋转速度npri和次级旋转速度nsec，算出作为无级变速机构24的实际变速比γcvt的实际变速比γcvt(＝npri/nsec)。另外，从电子控制装置90向设置于车辆10的各装置(例如发动机控制装置44、液压控制回路42、车轮制动装置86、转向装置88等)分别输出各种指令信号(例如用于控制发动机12的发动机控制指令信号se、用于控制无级变速机构24的变速或带夹压力等的液压控制指令信号scvt、用于控制所述多个卡合装置中的每一个的工作状态的液压控制指令信号scbd、用于控制车轮制动器的制动力fb的制动控制指令信号sbra、用于控制车轮(特别是前轮)的转向的转向控制指令信号sste等)。车辆周边信息传感器80例如包含激光雷达、雷达及车载相机等中的至少一个，直接取得与正在行驶的道路相关的信息或与存在于车辆周边的物体相关的信息。所述激光雷达例如是分别检测车辆10的前方的物体、侧方的物体、后方的物体等的多个激光雷达或是检测车辆10的全部周围的物体的一个激光雷达，将与检测出的物体相关的物体信息作为车辆周边信息iard输出。所述雷达例如是分别检测车辆10的前方的物体、前方附近的物体、后方附近的物体等的多个雷达等，将与检测出的物体相关的物体信息作为车辆周边信息iard输出。在利用所述激光雷达或雷达检测出的物体信息中包含检测出的物体的距车辆10的距离和方向。所述车载相机例如是拍摄车辆10的前方或后方的单眼相机或立体相机，将拍摄信息作为车辆周边信息iard输出。在该拍摄信息中包含行驶路径的车道、行驶路径中的标识、驻车空间及行驶路径或停车场等处的其他车辆、行人或障碍物等的信息。车辆位置传感器81包含gps天线等。位置信息ivp包含本车位置信息，所述本车位置信息示出基于gps(globalpositioningsystem：全球定位系统)卫星发送的gps信号(轨道信号)等的地表或地图上的车辆10的位置。驾驶支援设定开关组82包含用于执行巡航控制的巡航开关、设定巡航控制中的车速的开关、设定巡航控制中的与先行车的车间距离的开关、用于执行维持设定的车道并行驶的车道保持控制的开关、用于执行自动驻车控制ap的自动驻车选择开关等。导航系统83是具有显示器、扬声器等的公知的导航系统。导航系统83基于位置信息ivp，在预先存储的地图数据上确定本车位置。导航系统83在显示于显示器的地图上显示本车位置。导航系统83在被输入目的地时，运算从出发地到目的地的行驶路径，用显示器或扬声器等向驾驶员进行行驶路径等的指示。导航信息inavi例如包含基于预先存储于导航系统83的地图数据的道路信息或设施信息等地图信息等。在所述道路信息中包含市区道路、郊外道路、山岳道路、高速汽车道路即高速公路等道路的种类、道路的分支或合流、道路的坡度、限制车速等信息。在所述设施信息中包含超市、商店、餐馆、停车场、公园、修理车辆10的地点、家、高速公路中的服务区域等地点的种类、所在位置、名称等信息。上述服务区域例如是在高速公路上具有停车、饮食、加油等的设备的地点。另外，导航系统83例如可以作为将车辆周边信息iard等显示于显示器、对驾驶员进行视觉和/或听觉的警告或报知的信息通知装置发挥功能。换挡杆85的操作位置possh例如包含p、r、n、d操作位置等。p操作位置是选择动力传递装置16成为空挡状态且输出轴30不能旋转而机械地固定的动力传递装置16的p位置的驻车操作位置。动力传递装置16的空挡状态例如通过第一离合器c1、第一制动器b1及第二离合器c2一并被释放而实现。也就是说，动力传递装置16的空挡状态是第一动力传递路径pt1及第二动力传递路径pt2都不形成的状态。r操作位置是选择在齿轮行驶模式下能够后退行驶的动力传递装置16的r位置的后退行驶操作位置。n操作位置是选择动力传递装置16成为空挡状态的动力传递装置16的n位置的空挡操作位置。d操作位置是选择在齿轮行驶模式下能够前进行驶或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前进行驶的动力传递装置16的d位置的前进行驶操作位置。车轮制动装置86是向车轮赋予利用车轮制动器产生的制动力fb的制动装置。车轮制动装置86根据驾驶员进行的例如制动踏板的踏入操作等，向设置于车轮制动器的轮缸供给制动液压。在车轮制动装置86中，在通常时，从制动器主缸产生的与制动器操作量bra对应的大小的主缸液压作为制动液压向轮缸供给。另一方面，在车轮制动装置86中，例如在abs控制时、侧滑抑制控制时、车速控制时、自动驻车控制ap时等，为了利用车轮制动器产生制动力fb，向轮缸供给在各控制中需要的制动液压。上述车轮是驱动轮14及未图示的从动轮。转向装置88例如向车辆10的转向系统赋予与车速v、转向角θsw及转向方向dsw、横摆率ryaw等对应的辅助转矩。在转向装置88中，例如在自动驻车控制ap时等，向车辆10的转向系统赋予控制前轮的转向的转矩。为了实现车辆10中的各种控制，电子控制装置90具备运算部92、驾驶控制部94、发动机控制部96及变速控制部98。运算部92例如通过将油门开度θacc及车速v应用于作为预先通过实验或设计求出并存储的预先确定的关系的驱动力映射图，从而算出驾驶员要求驱动力fddemd，所述驾驶员要求驱动力fddemd是驾驶员对车辆10的要求驱动力fddem。驾驶控制部94通过不依据驾驶员的驾驶操作而自动进行加减速、制动、转向等中的至少一个，从而进行驾驶车辆10的驾驶支援控制。驾驶支援控制例如是不管油门开度θacc如何都控制车速v的自动车速控制、使车辆10自动驻车于目标驻车位置vpptgt的自动驻车控制ap等。驾驶控制部94例如具备自动车速控制部94a和自动驻车控制部94b等。自动车速控制部94a进行所述自动车速控制。所述自动车速控制例如是以使车速v追随由驾驶员设定的目标车速vtgt的方式控制驱动力fd的公知的巡航控制。或者，所述自动车速控制例如是以车速v不超过由驾驶员设定的目标车速vtgt的方式控制驱动力fd的公知的自动车速限制控制(asl(adjustablespeedlimiter))。自动车速控制部94a算出在所述自动车速控制中要求的其他系统要求驱动力fddemv。自动驻车控制部94b设定目标驻车位置vpptgt，自动控制车速v、转向等，并执行自动驻车控制ap。在自动驻车控制ap中也可以包含使通过自动驻车控制ap驻车的车辆10自动出库的控制。自动驻车控制部94b算出在自动驻车控制ap中要求的其他系统要求驱动力fddemp。这样，驾驶控制部94算出其他系统要求驱动力fddemsys，所述其他系统要求驱动力fddemsys是支援驾驶员的驾驶的驾驶支援控制的要求驱动力fddem。运算部92按照预先确定的驱动力调解顺序选择在驾驶员要求驱动力fddemd及其他系统要求驱动力fddemsys之中的哪个要求驱动力fddem优先，并将该选择出的要求驱动力fddem设定为调解后要求驱动力fddema。例如以在驾驶员要求驱动力fddemd和基于巡航控制的其他系统要求驱动力fddemv中选择最大的方式，确定上述驱动力调解顺序。另外，例如以在驾驶员要求驱动力fddemd和基于asl的其他系统要求驱动力fddemv中选择最小的方式，确定上述驱动力调解顺序。另外，例如在驾驶员要求驱动力fddemd和基于自动驻车控制ap的出库时的其他系统要求驱动力fddemp中，在通过驾驶员的加速器操作而进行的超控例如通过加速器开启而进行的驾驶员超控时，以驾驶员要求驱动力fddemd优先的方式确定上述驱动力调解顺序。运算部92例如使用预先确定的以下的式(1)，算出为了实现调解后要求驱动力fddema而对发动机12要求的要求发动机转矩tedem。在以下的式(1)中，“f”是驱动轮14处的驱动力fd。“rw”是驱动轮14的轮胎动载荷半径。“γ”是无级变速机构24的变速比γcvt或齿轮机构28的变速比el(＝γgear)。“i”是减速齿轮装置34或差动齿轮38等的减速比。“t”是变矩器20的转矩比(＝涡轮转矩tt/泵转矩tp)。转矩比t是变矩器20的速度比e(＝涡轮旋转速度nt/泵旋转速度np)的函数，通过将实际的速度比e应用于速度比e与转矩比t的预先确定的关系而算出。涡轮旋转速度nt是输入轴旋转速度nin，泵旋转速度np是发动机旋转速度ne。“te”是发动机转矩，通过将调解后要求驱动力fddema代入“f”等而成为要求发动机转矩tedem。运算部92通过以下的式(1)所示的基于动力传递装置16的变速比的规定转矩运算，从而算出要求发动机转矩tedem。te＝(f×rw)/(γ×i×t)…(1)发动机控制部96例如使用预先确定的发动机转矩映射图，算出能够得到要求发动机转矩tedem的目标节气门开度θthtgt。为了得到要求发动机转矩tedem，发动机控制部96将实际的节气门开度θth设为目标节气门开度θthtgt，并且向发动机控制装置44输出用于控制喷射信号或点火正时信号等的发动机控制指令信号se。运算部92例如使用预先确定的发动机转矩映射图，算出实际的节气门开度θth及作为发动机旋转速度ne下的发动机转矩te的推定值的推定发动机转矩teest。运算部92例如使用预先确定的以下的式(2)，算出作为驱动力fd的推定值的推定驱动力fdest。在以下的式(2)中，“te”、“t”、“γ”、“i”、“rw”、“f”与所述式(1)相同。“f”通过将推定发动机转矩teest代入“te”等而成为推定驱动力fdest。运算部92通过以下的式(2)所示的基于动力传递装置16的变速比的规定驱动力运算，从而算出推定驱动力fdest。f＝te×t×γ×i/rw…(2)自动驻车控制部94b例如基于推定驱动力fdest及从车辆10的当前位置到目标驻车位置vpptgt的剩余距离，设定目标车速vtgt。自动驻车控制部94b算出需要制动力fbn，并向车轮制动装置86输出用于得到该需要制动力fbn的制动控制指令信号sbra，所述需要制动力fbn是为了得到目标车速vtgt所需的车轮制动器的制动力fb。由此，实现车辆10以车速v接近目标驻车位置vpptgt，所述车速v由推定驱动力fdest与需要制动力fbn的组合决定。这样，自动驻车控制部94b使用推定驱动力fdest执行自动驻车控制ap。此外，在本实施例中，由于在动力传递装置16的挡位切换中不采用线控换挡方式，所以在自动驻车控制ap中的车辆10的前进行驶与后退行驶的切换中，需要驾驶员操作换挡杆85。在动力传递装置16的挡位切换中采用了线控换挡方式的情况下，自动驻车控制ap中的车辆10的前进行驶与后退行驶的切换也能够自动进行。在车辆停止期间，在操作位置possh为p操作位置或n操作位置的情况下，变速控制部98为准备向齿轮行驶模式的转移而向液压控制回路42输出将啮合式离合器d1卡合的液压控制指令信号scbd。在车辆停止期间，在将操作位置possh从p操作位置或n操作位置设为d操作位置的情况下，变速控制部98向液压控制回路42输出将第一离合器c1卡合的液压控制指令信号scbd。由此，使行驶模式向能够前进行驶的齿轮行驶模式转移。在车辆停止期间，在将操作位置possh从p操作位置或n操作位置设为r操作位置的情况下，变速控制部98向液压控制回路42输出将第一制动器b1卡合的液压控制指令信号scbd。由此，使行驶模式向能够后退行驶的齿轮行驶模式转移。在操作位置possh为d操作位置的情况下，变速控制部98执行切换齿轮行驶模式和带行驶模式的切换控制。具体而言，变速控制部98通过将车速v及油门开度θacc应用于作为有级变速映射的升挡线及降挡线从而判断是否需要变速，并基于其判断结果切换行驶模式，所述有级变速映射是具有为了切换与齿轮行驶模式下的齿轮机构28的变速比el对应的第一速度挡位和与带行驶模式下的无级变速机构24的最低速侧变速比γmax对应的第二速度挡位的规定迟滞的预先确定的关系。这样，变速控制部98基于车辆10的行驶状态，在齿轮行驶模式与带行驶模式之间切换行驶模式。在齿轮行驶模式下的行驶期间判断升挡并向带行驶模式切换的情况下，变速控制部98在啮合式离合器d1的卡合状态下向液压控制回路42输出以将第一离合器c1释放并将第二离合器c2卡合的方式进行将离合器卡合切换的离合器至离合器变速的液压控制指令信号scbd。这样，变速控制部98通过利用第一离合器c1的释放和第二离合器c2的卡合进行的有级变速控制，执行从齿轮行驶模式向带行驶模式切换的动力传递装置16的升挡即有级升挡。在带行驶模式下的行驶期间判断降挡并向齿轮行驶模式切换的情况下，变速控制部98在啮合式离合器d1的卡合状态下向液压控制回路42输出以将第二离合器c2释放并将第一离合器c1卡合的方式进行将离合器卡合切换的离合器至离合器变速的液压控制指令信号scbd。这样，变速控制部98通过利用第二离合器c2的释放和第一离合器c1的卡合的有级变速控制，执行从带行驶模式向齿轮行驶模式切换的动力传递装置16的降挡即有级降挡。由于在切换齿轮行驶模式和带行驶模式的切换控制中，仅通过在啮合式离合器d1的卡合状态下进行利用上述离合器至离合器变速进行的转矩的传递而切换行驶模式，所以切换冲击得到抑制。在本实施例中，将切换齿轮行驶模式和带行驶模式的切换控制称为离合器至离合器变速控制即ctoc变速控制。这样，变速控制部98通过将第一离合器c1及第二离合器c2中的一方释放并将另一方卡合的离合器至离合器变速，在齿轮行驶模式与带行驶模式之间切换行驶模式。由于工作油oil的油温越低，液压的响应性越差，所以利用变速控制部98进行的ctoc变速控制中的液压响应容易变得不稳定。因此，在工作油温thoil比规定油温thoilfx低的情况下，变速控制部98限制用于切换齿轮行驶模式和带行驶模式的离合器至离合器变速。变速控制部98通过禁止离合器至离合器变速，从而限制离合器至离合器变速。规定油温thoilfx例如是用于判断在需要限制离合器至离合器变速的极低油温区域存在工作油温thoil的预先确定的阈值。在例如发动机12的起动完成后，变速控制部98向液压控制回路42输出将啮合式离合器d1卡合的液压控制指令信号scbd。另外，在有级升挡后的带行驶模式下车速v上升的情况下，变速控制部98向液压控制回路42输出将啮合式离合器d1释放的液压控制指令信号scbd。另一方面，在将啮合式离合器d1释放后的带行驶模式下车速v降低的情况下，变速控制部98向液压控制回路42输出将啮合式离合器d1卡合的液压控制指令信号scbd。也就是说，变速控制部98在带行驶模式下的行驶期间，在超过规定车速vfx的车速区域中使啮合式离合器d1成为释放状态，另一方面，在成为规定车速vfx以下的车速区域中使啮合式离合器d1成为卡合状态。该规定车速vfx例如是适合于为准备有级降挡而预先将啮合式离合器d1设为卡合状态的预先确定的低车速区域或中车速区域中的上限车速。通过按这种方式设定规定车速vfx，从而在高车速区域中的带行驶模式下的行驶期间，会防止齿轮机构28等的拖曳，并且会防止齿轮机构28或行星齿轮装置27的构成构件的高转速化。变速控制部98在带行驶模式下向液压控制回路42输出控制初级压力ppri和次级压力psec的液压控制指令信号scvt，并执行无级变速机构24的变速，以便不产生无级变速机构24的带滑动的同时达成无级变速机构24的目标变速比γcvttgt。具体而言，变速控制部98通过将油门开度θacc及车速v应用于作为预先确定的关系的例如cvt变速映射，从而算出目标初级旋转速度npritgt。变速控制部98基于目标初级旋转速度npritgt算出目标变速比γcvttgt(＝npritgt/nsec)。变速控制部98基于推定发动机转矩teest算出推定涡轮转矩ttest(＝teest×t，t是变矩器20的转矩比)。涡轮转矩tt是向无级变速机构24输入的转矩。变速控制部98使用作为预先确定的关系的推力比映射图，基于目标变速比γcvttgt及推定涡轮转矩ttest，算出用于实现目标变速比γcvttgt的推力比τ。变速控制部98算出用于达成该推力比τ的目标初级推力wpritgt及目标次级推力wsectgt。变速控制部98分别将目标初级推力wpritgt及目标次级推力wsectgt转换为目标初级压力ppritgt(＝wpritgt/受压面积)及目标次级压力psectgt(＝wsectgt/受压面积)。变速控制部98以能够得到目标初级压力ppritgt及目标次级压力psectgt的方式向液压控制回路42输出控制初级压力ppri和次级压力psec的液压控制指令信号scvt。此外，在上述无级变速机构24的变速控制的说明中，为了方便起见，叙述了用于将目标变速比γcvttgt维持为恒定的推力。在无级变速机构24的变速过渡中，用于实现目标的升挡或目标的降挡的推力施加于该用于维持为恒定的推力。在此，在如自动驻车控制ap那样在低车速区域中利用制动力fb控制车速v的情况下，需要精细地算出用于得到目标车速vtgt的需要制动力fbn。因此，在自动驻车控制ap中，需要提高推定驱动力fdest的运算精度。在自动驻车控制ap中，即使从由于发动机12例如以怠速旋转速度运转而产生的驱动力fd较小这一情况来看，推定驱动力fdest的运算精度也需要较高。当在执行自动驻车控制ap时未高精度地算出推定驱动力fdest时，有可能不能将车辆10停止在目标驻车位置vpptgt等，自动驻车控制ap的控制性产生问题。因此，为了提高推定驱动力fdest的运算精度，运算部92例如考虑动力传递装置16的惯性损失及传递效率而算出推定驱动力fdest。具体而言，在进行自动驻车控制ap的情况下，运算部92使用预先确定的以下的式(3)代替所述式(1)来算出要求发动机转矩tedem。另外，在进行自动驻车控制ap的情况下，运算部92使用预先确定的以下的式(4)代替所述式(2)来算出推定驱动力fdest。在以下的式(3)及以下的式(4)中，“te”、“t”、“γ”、“i”、“rw”、“f”与所述式(1)及所述式(2)相同。“tloss1”是一轴惯性损失转矩即在输入轴22产生的惯性损失转矩tloss。一轴惯性损失转矩tloss1是输入轴22上的惯性力矩与输入轴旋转速度nin的时间变化率即输入轴22的角加速度的相乘值。“tloss2”是二轴惯性损失转矩即在输出轴30产生的惯性损失转矩tloss。二轴惯性损失转矩tloss2是输出轴30上的惯性力矩与输出轴旋转速度nout的时间变化率即输出轴30的角加速度的相乘值。“ηpt”是输入轴22与输出轴30之间的动力传递路径pt中的传递效率。齿轮行驶模式时的传递效率ηpt是第一动力传递路径pt1中的传递效率ηpt1。带行驶模式时的传递效率ηpt是第二动力传递路径pt2中的传递效率ηpt2。这样，在自动驻车控制ap的执行期间，运算部92考虑作为在动力传递装置16中产生的惯性损失的惯性损失转矩tloss及动力传递装置16中的传递效率ηpt而算出要求发动机转矩tedem。另外，在自动驻车控制ap的执行期间，运算部92考虑惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt而算出推定驱动力fdest。te＝(((f×rw/i+tloss2)/ηpt/γ)+tloss1)/t…(3)f＝(((te×t)-tloss1)×ηpt×γ-tloss2)×i/rw…(4)此外，在带行驶模式下，由于连续地进行无级变速机构24的变速，从而有可能相对于目标变速比γcvttgt，实际的变速比γcvt产生响应延迟。因此，当在推定驱动力fdest的算出中考虑惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt时，带有响应延迟地算出的推定驱动力fdest与以该推定驱动力fdest为基础算出的需要制动力fbn即自动驻车控制ap时的目标驱动力之间成为闭环构造，驱动力调解的稳定性有可能产生问题。因此，在推定驱动力fdest的算出中考虑惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt的情况下，为了消除伴随着连续变速的不稳定要素，变速控制部98将输入轴22与输出轴30之间的动力传递路径pt中的变速比设为固定的状态。具体而言，变速控制部98在自动驻车控制ap的执行期间，通过将行驶模式固定为齿轮行驶模式，或者将行驶模式固定为带行驶模式且将无级变速机构24的变速比γcvt固定为规定低车速侧变速比，从而设为将动力传递路径pt中的变速比固定的状态。所述规定低车速侧变速比例如是能够产生能执行自动驻车控制ap的驱动力fd的低速侧的变速比γcvt，例如是最低速侧变速比γmax。然而，在自动驻车控制ap的执行期间将行驶模式固定为齿轮行驶模式的情况下，在自动驻车控制ap的解除后，工作油温thoil成为比规定油温thoilfx低的极低油温时，不能进行用于进行从齿轮行驶模式向带行驶模式的切换的ctoc变速控制。因此，若在工作油温thoil成为极低油温时的自动驻车控制ap的执行期间将行驶模式固定为齿轮行驶模式，则不能以带行驶模式行驶直到工作油温thoil成为规定油温thoilfx以上，有可能招致驾驶性能的降低。另一方面，在执行自动驻车控制ap时，由于成为低车速下的行驶，所以与带行驶模式相比靠低速侧的变速比的齿轮行驶模式下的驱动力fd的实现区域宽度较宽。另一方面，在工作油温thoil成为极低油温时，也可考虑禁止自动驻车控制ap，但考虑市场上的利用场景时，希望即使在工作油温thoil处于极低油温时也能够执行自动驻车控制ap。图2是汇总了用于抑制驾驶性能的降低、自动驻车控制ap的控制性的降低的每种控制模式下的行驶模式及推定驱动力fdest的算出方法而成的图表。在图2中，控制模式中的通常控制是自动驻车控制ap以外的控制，是不执行自动驻车控制ap的期间的控制。另外，工作油温thoil中的常温是工作油温thoil处于比极低油温区域高的区域时的工作油温thoil。在控制模式为自动驻车控制ap的情况下，如上所述，在推定驱动力fdest的运算中，考虑惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt。在控制模式为所述通常控制的情况下，与自动驻车控制ap相比无需提高推定驱动力fdest的运算精度，另外，使动力传递路径pt的变速比有时会变化。因此，在控制模式为所述通常控制的情况下，在推定驱动力fdest的运算中，不考虑惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt。运算部92在不执行自动驻车控制ap的期间，不考虑惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt地算出要求发动机转矩tedem。另外，运算部92在不执行自动驻车控制ap的期间，不考虑惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt地算出推定驱动力fdest。在控制模式为所述通常控制且工作油温thoil为常温的情况下，行驶模式能够使用齿轮行驶模式和带行驶模式，并根据车辆10的行驶状态进行齿轮行驶模式与带行驶模式之间的切换控制。在工作油温thoil为极低油温的情况下，限制用于切换齿轮行驶模式和带行驶模式的离合器至离合器变速。因此，在控制模式为所述通常控制且工作油温thoil为极低油温的情况下，考虑中车速或高车速下的行驶性，将行驶模式固定为带行驶模式，并根据车辆10的行驶状态进行无级变速机构24的变速。在控制模式为自动驻车控制ap的情况下，由于为了提高推定驱动力fdest的运算精度而考虑惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt，所以通过固定动力传递路径pt的变速比，从而消除伴随着连续变速的不稳定要素。在工作油温thoil为常温的情况下，不限制用于切换齿轮行驶模式和带行驶模式的离合器至离合器变速。因此，在控制模式为自动驻车控制ap且工作油温thoil为常温的情况下，行驶模式固定为驱动力fd的响应性较高且驱动力fd的实现区域宽度较宽的齿轮行驶模式。另一方面，在工作油温thoil为极低油温的情况下，限制用于切换齿轮行驶模式和带行驶模式的离合器至离合器变速。因此，在控制模式为自动驻车控制ap且工作油温thoil为极低油温的情况下，行驶模式固定为带行驶模式，而且，无级变速机构24的变速比γcvt固定为所述规定低车速侧变速比例如最低速侧变速比γmax。由此，例如，在利用自动驻车控制ap进行的车辆10的出库场景中，在保持d操作位置并通过驾驶员的加速器操作进行的超控而从自动驻车控制ap向所述通常控制交接的场景中，能够不经由用于进行从齿轮行驶模式向带行驶模式的切换的ctoc变速控制，而顺畅地控制转移至通常控制且工作油温thoil为极低油温的情况下的行驶模式，即固定为带行驶模式且不固定变速比γcvt的行驶模式。为了实现在执行自动驻车控制ap时抑制驾驶性能的降低、控制性的降低这样的功能，电子控制装置90还具备状态判定部99。状态判定部99判定自动驻车功能是否开启，即是否在利用自动驻车控制部94b进行的自动驻车控制ap的执行期间。另外，状态判定部99判定工作油温thoil是否是比规定油温thoilfx低的极低油温。在利用状态判定部99判定为自动驻车功能开启的情况下，运算部92在推定驱动力fdest的运算中考虑惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt。在利用状态判定部99判定为自动驻车功能未开启的情况下，即判定为是不执行自动驻车控制ap的期间的情况下，运算部92在推定驱动力fdest的运算中不考虑惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt。在利用状态判定部99判定为自动驻车功能开启时，在利用状态判定部99判定为工作油温thoil为极低油温的情况下，变速控制部98将行驶模式固定为带行驶模式，且将无级变速机构24的变速比γcvt固定为所述规定低车速侧变速比例如最低速侧变速比γmax。在利用状态判定部99判定为自动驻车功能开启时，在利用状态判定部99判定为工作油温thoil不是极低油温的情况下，即判定为工作油温thoil为规定油温thoilfx以上的情况下，变速控制部98将行驶模式固定为齿轮行驶模式。在利用状态判定部99判定为自动驻车功能未开启时，在利用状态判定部99判定为工作油温thoil不是极低油温的情况下，变速控制部98根据车辆10的行驶状态在齿轮行驶模式与带行驶模式之间切换行驶模式。在利用状态判定部99判定为自动驻车功能未开启时，在利用状态判定部99判定为工作油温thoil为极低油温的情况下，变速控制部98将行驶模式固定为带行驶模式，并根据车辆10的行驶状态进行无级变速机构24的变速。图3是说明电子控制装置90的控制工作的主要部分的流程图，是说明用于在执行自动驻车控制ap时抑制自动驻车控制ap的控制性的降低的控制工作的流程图，例如被重复执行。在图3中，首先，在与状态判定部99的功能对应的步骤(以下，省略“步骤”)s10中，判定自动驻车功能是否开启。在该s10的判断为否定的情况下，在与变速控制部98的功能对应的s20中，根据车辆10的行驶状态在齿轮行驶模式与带行驶模式之间切换行驶模式。但是，在工作油温thoil为极低油温的情况下，将行驶模式固定为带行驶模式，并根据车辆10的行驶状态进行无级变速机构24的变速。接着，在与运算部92的功能对应的s30中，在推定驱动力fdest的运算中，不考虑惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt。在上述s10的判断为肯定的情况下，在与状态判定部99的功能对应的s40中，判定工作油温thoil是否为极低油温。在该s40的判断为否定的情况下，在与变速控制部98的功能对应的s50中，将行驶模式固定为齿轮行驶模式。接着，在与运算部92的功能对应的s60中，在推定驱动力fdest的运算中，考虑惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt。在上述s40的判断为肯定的情况下，在与变速控制部98的功能对应的s70中，将行驶模式固定为带行驶模式，且将无级变速机构24的变速比γcvt固定为最低速侧变速比γmax。接着，在与运算部92的功能对应的s80中，在推定驱动力fdest的运算中，考虑惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt。如上所述，根据本实施例，由于在自动驻车控制ap的执行期间，考虑惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt而算出推定驱动力fdest，所以使推定驱动力fdest的算出精度提高。而且，由于在自动驻车控制ap的执行期间，使行驶模式成为齿轮行驶模式，或者使行驶模式成为带行驶模式且将无级变速机构24的变速比γcvt固定为最低速侧变速比γmax，所以在自动驻车控制ap所使用的推定驱动力fdest的运算中考虑惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt的情况下，伴随着连续变速的不稳定要素被消除。也就是说，由于在自动驻车控制ap的执行期间，在输入轴22与输出轴30之间的动力传递路径pt中的变速比固定的状况下，算出在自动驻车控制ap所使用的推定驱动力fdest，所以不会产生成为考虑了惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt时的不稳定要素的因素的连续变速，使推定驱动力fdest的算出精度提高并使自动驻车控制ap的控制性提高。因此，能够在执行自动驻车控制ap时抑制自动驻车控制ap的控制性的降低。另外，根据本实施例，由于在自动驻车控制ap的执行期间，在工作油温thoil比规定油温thoilfx低的情况下，行驶模式成为带行驶模式且无级变速机构24的变速比γcvt固定为最低速侧变速比γmax，所以能够确保自动驻车控制ap中的驱动力fd，并且在解除自动驻车控制ap后不经由离合器至离合器变速而在带行驶模式下一边使无级变速机构24变速一边行驶。另外，由于在自动驻车控制ap的执行期间，在工作油温thoil为规定油温thoilfx以上的情况下，行驶模式成为齿轮行驶模式，所以更容易确保自动驻车控制ap中的驱动力fd。由此，能够在执行自动驻车控制ap时抑制驾驶性能的降低。这样，由于能够使自动驻车控制ap的执行期间的各状况下的推定驱动力fdest的算出精度提高，并精密地知晓车速v的反馈控制所需的制动力fb，所以使车辆10驻车于目标驻车位置vpptgt时的位置精度提高。另外，根据本实施例，由于在不执行自动驻车控制ap的期间，不考虑惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt地算出推定驱动力fdest，所以虽然不使推定驱动力fdest的算出精度提高，但即使产生连续变速，也会稳定地算出推定驱动力fdest。另外，根据本实施例，由于在自动驻车控制ap的执行期间，考虑惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt而算出要求发动机转矩tedem，所以使要求发动机转矩tedem的算出精度提高。另外，由于在不执行自动驻车控制ap的期间，不考虑惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt地算出要求发动机转矩tedem，所以即使产生连续变速，也会稳定地算出要求发动机转矩tedem。接着，说明本发明的其他实施例。此外，在以下说明中，向实施例相互共用的部分标注相同的附图标记并省略说明。在自动驻车控制ap的执行期间，工作油温thoil有可能变动。例如，在工作油温thoil为极低油温时的自动驻车控制ap的执行期间，有时工作油温thoil成为常温。在该情况下，行驶模式从带行驶模式切换为齿轮行驶模式。这样，在自动驻车控制ap的执行期间，伴随着由行驶模式的切换带来的变速，驱动力fd变动。当考虑对自动驻车控制ap中的车速控制的影响时，在自动驻车控制ap的执行期间，希望避免伴随着变速的驱动力fd的变动。另一方面，希望根据工作油温thoil切换为适当的行驶模式。如果是停车时，则避免或抑制由伴随着行驶模式的切换的驱动力fd的变动对自动驻车控制ap的影响。在自动驻车控制ap的执行期间，在实施车速控制期间即行驶期间，为了避免伴随着变速的驱动力fd的变动，变速控制部98不进行与工作油温thoil对应的齿轮行驶模式和带行驶模式的切换。另一方面，变速控制部98在自动驻车控制ap的执行期间，在临时停车时，进行与工作油温thoil对应的齿轮行驶模式和带行驶模式的切换。状态判定部99在判定为自动驻车功能被开启的情况下，判定是否是在自动驻车控制ap中进行了切回时。该切回例如是车辆10的前进行驶与后退行驶的切换。在自动驻车控制ap中进行了切回时相当于在自动驻车控制ap的执行期间车辆10暂时停车时。在自动驻车控制ap中没有进行切回时相当于在自动驻车控制ap的执行期间正在行驶时。在判定为是在自动驻车控制ap中进行了切回时的情况下，状态判定部99判定工作油温thoil是否是比规定油温thoilfx低的极低油温。图4是说明电子控制装置90的控制工作的主要部分的流程图，是说明用于在执行自动驻车控制ap时抑制自动驻车控制ap的控制性的降低的控制工作的流程图，例如被反复执行。图4是与上述实施例1中的图3的流程图不同的实施例。由于图4中的s10-s80的各步骤与图3中的s10-s80的各步骤相同，所以省略关于图4中的s10-s80的说明。在图4中，接着所述s60或接着所述s80，在与状态判定部99的功能对应的s90中，判定是否是在自动驻车控制ap中进行了切回时。在该s90的判断为否定的情况下，在与状态判定部99的功能对应的s100中，判定自动驻车功能是否开启。在该s100的判断为否定的情况下，执行所述s20以后的步骤。在该s100的判断为肯定的情况下，返回所述s90。在上述s90的判断为肯定的情况下，在与状态判定部99的功能对应的s110中，判定工作油温thoil是否为极低油温。在该s110的判断为否定的情况下，在与变速控制部98的功能对应的s120中，将行驶模式固定为齿轮行驶模式。接着，在与运算部92的功能对应的s130中，在推定驱动力fdest的运算中考虑惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt。在上述s110的判断为肯定的情况下，在与变速控制部98的功能对应的s140中，将行驶模式固定为带行驶模式，且将无级变速机构24的变速比γcvt固定为最低速侧变速比γmax。接着，在与运算部92的功能对应的s150中，在推定驱动力fdest的运算中考虑惯性损失转矩tloss及传递效率ηpt。如上所述，根据本实施例，由于在自动驻车控制ap的执行期间，在行驶期间不进行与工作油温thoil对应的齿轮行驶模式和带行驶模式的切换，另一方面，在临时停车时进行与工作油温thoil对应的齿轮行驶模式和带行驶模式的切换，所以由伴随着行驶模式的切换的驱动力fd的变动对自动驻车控制ap的影响得到避免或抑制，同时以适当切换得到的行驶模式执行自动驻车控制ap。以上，基于附图详细说明了本发明的实施例，但本发明也应用于其他方案。例如，在上述实施例中，在工作油温thoil比规定油温thoilfx低的情况下，限制用于切换齿轮行驶模式和带行驶模式的离合器至离合器变速，但不限于该方案。例如，可以是，即使在工作油温thoil比规定油温thoilfx低的情况下，也许可上述离合器至离合器变速。在这种情况下，在自动驻车控制ap的执行期间，通过将行驶模式固定为齿轮行驶模式，或者将行驶模式固定为带行驶模式且将无级变速机构24的变速比γcvt固定为规定低车速侧变速比，从而成为动力传递路径pt中的变速比被固定的状态即可。另外，在图3的流程图中，所述s40并非必要，在所述s10的判断为肯定的情况下，执行所述s50以后或所述s70以后即可。另外，也可以是，在控制模式为所述通常控制的情况下，不论工作油温thoil如何，对于行驶模式都能够使用齿轮行驶模式和带行驶模式，并根据车辆10的行驶状态进行齿轮行驶模式与带行驶模式之间的切换控制(参照图2)。另外，在上述实施例中，自动驻车控制ap是自动进行加速器操作、制动器操作及转向操作的控制，但不限于该方案。例如，自动驻车控制ap也可以是至少自动进行加速器操作的控制。另外，在上述实施例中，在控制模式为自动驻车控制ap且工作油温thoil为极低油温的情况下，作为规定低车速侧变速比，例示了无级变速机构24的变速比γcvt固定于最低速侧变速比γmax，但不限于该方案。该规定低车速侧变速比例如只要确保自动驻车控制ap时的驱动力fd，则无需是最低速侧变速比γmax。另外，在上述实施例中，第二离合器c2设置于次级带轮64与输出轴30之间的动力传递路径，但不限于该方案。例如，也可以是，次级轴62与输出轴30一体地连结，并且初级轴58经由第二离合器c2与输入轴22连结。也就是说，第二离合器c2也可以设置于初级带轮60与输入轴22之间的动力传递路径。另外，在上述实施例中，齿轮机构28是形成了成为比无级变速机构24的最低速侧变速比γmax靠低速侧的变速比的一个挡位的齿轮机构，但不限于该方案。例如，齿轮机构28也可以是形成固定的变速比不同的多个挡位的齿轮机构。也就是说，齿轮机构28也可以是变速为两级以上的有级变速器。在齿轮机构28是二级变速以上的有级变速器的情况下，在控制模式为自动驻车控制ap且工作油温thoil为常温时，在行驶模式固定为齿轮行驶模式时，例如齿轮机构28的挡位可以固定为任意的挡位。另外，在上述实施例中，使用预先确定的升挡线及降挡线切换动力传递装置16的行驶模式，但不限于该方案。例如，也可以通过基于车速v及油门开度θacc算出要求驱动力fddem，并设定能够满足该要求驱动力fddem的变速比，从而切换动力传递装置16的行驶模式。另外，在上述实施例中，使用变矩器20作为流体式传动装置，但不限于该方案。例如，也可以使用没有转矩放大作用的液力联轴器等其他流体式传动装置代替变矩器20。或者，也可以不必设置该流体式传动装置。另外，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，但在实施本发明方面，也可以不必设置该啮合式离合器d1。此外，上述内容仅为一实施方式，本发明能够用基于本领域技术人员的知识施加各种变更、改良而成的方案来实施。当前第1页12当前第1页12