车辆用动力传递装置的控制装置的制作方法

本发明涉及被构成为具备多个动力传递路径的车辆用动力传递装置的控制。

背景技术：

已知有一种被构成为具备被设置于输入轴和输出轴之间的多个动力传递路径、和用于对各个动力传递路径进行切断与连接的卡合装置的车辆用动力传递装置。专利文献1所记载的混合动力驱动装置就属于这种装置。在专利文献1所记载的混合动力驱动装置之中记载了以下内容，即，在对动力传递路径进行切换的切换过渡期(专利文献1中为变速过渡期)中，通过执行在释放被释放侧的卡合装置的同时，将被卡合侧的卡合装置卡合的离合器到离合器控制，从而对在切换过渡期发生的冲击进行抑制。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2015-113932号公报

技术实现要素：

发明所要解决的课题

但是，虽然为了降低制造成本，而考虑了将实施车辆用动力传递装置所具备的卡合装置中的、一部分的卡合装置的油压控制的电磁阀从线性电磁阀变更为开关电磁阀(on-offsolenoidvalve)，但是使用开关电磁阀来对供给油压进行控制的卡合装置无法精确地对该供给油压进行控制。因此，例如，在车辆用动力传递装置从空档的状态使该卡合装置卡合从而使车辆行驶的情况下，由于无法精确地对该卡合装置的供给油压进行控制，因此有可能在卡合装置的卡合过渡期发生冲击。

本发明是以以上的实际情况为背景而完成的发明，其目的在于，提供一种在具备多个动力传递路径、和对各个动力传递路径进行切断与连接的卡合装置的车辆用动力传递装置中，即使在使用开关电磁阀来对一部分卡合装置的供给油压进行控制的情况下，也能够对在该卡合装置的卡合过渡期中发生的冲击进行抑制的控制装置。

用于解决课题的方法

第一发明的主旨为，一种车辆用动力传递装置的控制装置，(a)所述车辆用动力传递装置被构成为，具备被设置于输入轴和输出轴之间的多个动力传递路径、和被设置于各个动力传递路径上并用于对该各个动力传递路径进行切断与连接的卡合装置，所述车辆用动力传递装置的控制装置的特征在于，(b)所述多个动力传递路径包括第一动力传递路径和第二动力传递路径，其中，所述第一动力传递路径为，通过供给油压被开关电磁阀所控制的第一卡合装置被卡合，从而被切换为动力传递状态的路径，所述第二动力传递路径为，通过供给油压被线性电磁阀所控制的第二卡合装置被卡合，从而被切换为动力传递状态的路径，(c)所述第一动力传递路径具备所述第一卡合装置和副离合器，所述副离合器被设置于该第一卡合装置和所述输出轴之间，并在车辆的驱动状态下传递动力，并且在车辆的被驱动状态下切断动力，(d)所述车辆用动力传递装置的控制装置具备控制部，所述控制部在从空档状态将所述第一卡合装置向卡合状态切换的情况下，在使所述第二卡合装置卡合之后，使所述第一卡合装置卡合，并当该第一卡合装置的卡合完成时，使所述第二卡合装置释放。

此外，第二发明的主旨为，在第一发明的车辆用动力传递装置的控制装置中，其特征在于，在所述第一动力传递路径中被设定的所述输入轴与所述输出轴之间的第一变速比大于在所述第二动力传递路径中被设定的所述输入轴与所述输出轴之间的第二变速比。

此外，第三发明的主旨为，在第一发明或第二发明的车辆用动力传递装置的控制装置中，其特征在于，当所述第一卡合装置的卡合完成时，所述控制部使第二卡合装置的供给油压以预定的梯度降低。

此外，第四发明的主旨为，在第一发明至第三发明中的任意一个发明所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，其特征在于，所述第一动力传递路径和所述第二动力传递路径被并联设置，所述第二动力传递路径以具备无级变速器的方式被构成。

此外，第五发明的主旨为，在第一发明至第四发明中的任意一个发明所记载的车辆用动力传递装置的控制装置中，其特征在于，所述副离合器被构成为，能够切换为单向模式和锁定模式，其中，所述单向模式为，在车辆的驱动状态下传递动力，并且在车辆的被驱动状态下切断动力的模式，所述锁定模式为，在车辆的驱动状态以及车辆的被驱动状态下传递动力的模式。

发明效果

根据第一发明的车辆用动力传递装置的控制装置，由于当被设定为在第一卡合装置和第二卡合装置均被卡合的状态下，在副离合器中将动力切断时，即使在使第二卡合装置卡合之后第一卡合装置被卡合了，第一动力传递路径也会通过副离合器而被切断，因此能够将第一卡合装置和第二卡合装置一起卡合。因此，在从空档状态将第一卡合装置向卡合状态切换的情况下，通过最初先使第二卡合装置卡合，而将第二动力传递路径设为动力传递状态，并在使第二卡合装置卡合之后使第一卡合装置卡合，从而即使无法精确地对第一卡合装置的供给油压进行控制，也抑制了在第一卡合装置的卡合过渡期产生的冲击。此外，通过当第一卡合装置的卡合完成时，使第二卡合装置释放，从而使第一动力传递路径被切换为动力传递状态，并能够实现基于在第一动力传递路径上传递有动力的行驶。

此外，根据第二发明的车辆用动力传递装置的控制装置，由于在第一动力传递路径中被设定的第一变速比大于在第二动力传递路径中被设定的第二变速比，因此即使第一卡合装置和第二卡合装置一起被卡合，第一动力传递路径也会通过副离合器而被切断，从而能够防止第一动力传递路径和第二动力传递路径相互干涉。

此外，根据第三发明的车辆用动力传递装置的控制装置，由于当第一卡合装置的卡合完成时，第二卡合装置的供给油压以预定的梯度被降低，因此抑制了在第二卡合装置的释放过渡期产生的冲击。

此外，根据第四发明的车辆用动力传递装置的控制装置，在动力经由第二动力传递路径而被传递的行驶状态下，能够实现基于使无级变速器适当变速的行驶。

此外，根据第五发明的车辆用动力传递装置的控制装置，由于副离合器被构成为，能够切换为单向模式和锁定模式，因此在例如第一动力传递路径在动力传递状态下在行驶中实施了惯性行驶的情况下，通过将副离合器切换为锁定模式，从而使驱动轮的旋转经由副离合器而向驱动源侧被传递，并且通过驱动源被连带转动，从而产生发动机制动。

附图说明

图1为对应用了本发明的车辆的概要结构进行说明的图。

图2为对图1的双向离合器的圆周方向的一部分进行剖切的剖视图，且为表示双向离合器被切换为单向模式的状态的图。

图3为对图1的双向离合器的圆周方向的一部分进行剖切的剖视图，且为表示双向离合器被切换为锁定模式的状态的图。

图4为表示通过车辆所具备的作为挡位切换装置的换挡杆而被选择的、每个操作位置的各个卡合装置的卡合状态的卡合工作表。

图5为概要性地表示对图1的无级变速器以及动力传递装置的工作状态进行控制的油压控制回路的图。

图6为用于对图1的电子控制装置的控制工作的主要部分、即车辆在停止状态或低车速状态中，换挡杆的操作位置从n位置被切换为d位置时的控制工作进行说明的流程图。

图7为表示基于图6的流程图的工作结果的时序图，具体而言，表示换挡杆的操作位置从n位置被切换为d位置时的工作结果。

图8为对与本发明的其他实施例相对应的车辆的概要结构进行说明的图。

图9为对图8的电子控制装置的控制工作的主要部分、即从n控制恢复并以齿轮行驶模式行驶时的工作控制进行说明的流程图。

图10为表示基于图9的流程图的工作结果的时序图，具体而言表示从n控制恢复并切换为齿轮行驶模式时的控制结果。

具体实施方式

以下，在参照附图的同时，对本发明的实施例进行详细说明。另外，在以下的实施例中，附图被适当简化或改变，各部分的尺寸比例以及形状等并不一定被准确地描绘出来。

[实施例]

图1为，对应用了本发明的车辆10的概要结构进行说明的图。在图1中，车辆10具备车辆用动力传递装置16(以下，称为动力传递装置16)，所述车辆用动力传递装置16将作为动力源而发挥功能的发动机12的动力传递给驱动轮14。

动力传递装置16被设置于发动机12和驱动轮14之间。动力传递装置16在作为非旋转部件的壳体18内，具备：与发动机12相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相连结的输入轴22；与输入轴22相连结的带式的无级变速器24；同样地与输入轴22相连结的前进后退切换装置26；经由前进后退切换装置26而与输入轴22相连结，并且与无级变速器24并联设置的齿轮机构28；作为无级变速器24以及齿轮机构28的共同的输出旋转部件的输出轴30；副轴32；由以不可相对旋转的方式而分别被设置于输出轴30以及副轴32上并啮合的一对齿轮构成的减速齿轮装置34；以不可相对旋转的方式被设置于副轴32上的齿轮36；以可传递动力的方式与齿轮36相连结的差动装置38；对差动装置38和左右的驱动轮14之间进行连结的左右一对车轴40。

在以此方式被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、差动装置38、车轴40等，而向左右的驱动轮14被传递。或者，在动力传递装置16中，从发动机12输出的动力依次通过变矩器20、无级变速器24、减速齿轮装置34、差动装置38、车轴40等，而向左右的驱动轮14被传递。所述动力在未特别进行区别的情况下，与扭矩或力也是意义相同的。

动力传递装置16具备在输入轴22和输出轴30之间被并联设置的第一动力传递路径pt1和第二动力传递路径pt2。第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2各自将发动机12的动力从输入轴22向输出轴30进行传递。第一动力传递路径pt1以包含齿轮机构28的方式被构成，第二动力传递路径pt2以包含无级变速器24的方式被构成。以此方式，动力传递装置16在输入轴22和输出轴30之间以并联的方式具备第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2这两个(多个)动力传递路径pt。

第一动力传递路径pt1为，具备以包含第一离合器c1以及第一制动器b1的方式被构成的前进后退切换装置26、齿轮机构28、以及作为副离合器而发挥功能的双向离合器twc，并将发动机12的动力从输入轴22经由齿轮机构28而向驱动轮14进行传递的动力传递路径。在第一动力传递路径pt1中，从发动机12朝向驱动轮14，而按照前进后退切换装置26、齿轮机构28、双向离合器twc的顺序配置。由此，双向离合器twc在第一动力传递路径pt1中被设置于第一离合器c1和输出轴30之间。另外，双向离合器twc对应于本发明的副离合器。

第二动力传递路径pt2为，具备无级变速器24以及第二离合器c2，并将发动机12的动力从输入轴22经由无级变速器24而向驱动轮14进行传递的动力传递路径。在第二动力传递路径pt2中，从发动机12朝向驱动轮14，而按照无级变速器24、第二离合器c2的顺序配置。

构成第二动力传递路径pt2的无级变速器24具备：被设置在与输入轴22同一轴心上，并与输入轴22一体地连结的初级轴58；与初级轴58相连结的有效直径可变的初级带轮60；被设置在与输出轴30同一轴心上的次级轴62；与次级轴62相连结的有效直径可变的次级带轮64；被卷挂在这些带轮60、64之间的作为传递要素的传动带66。无级变速器24为，通过各个带轮60、64与传动带66之间的摩擦力而实施动力传递的公知的带式的无级变速器。

此外，具有齿轮机构28的第一动力传递路径pt1中的输入轴22和输出轴30之间的齿轮比el(＝输入轴转速nin/输出轴转速nout)被设定为，大于第二动力传递路径pt2中的输入轴22和输出轴30之间的最大变速比即无级变速器24的最低侧变速比γmax的值。即，齿轮比el被设定为，与最低侧变速比γmax相比更低侧的变速比。由此，在第二动力传递路径pt2上，形成有与第一动力传递路径pt1相比更高侧的变速比。另外，输入轴转速nin为输入轴22的转速，输出轴转速nout为输出轴30的转速。此外，齿轮比el对应于本发明的第一变速比，无级变速器24的最低侧变速比γmax对应于本发明的第二变速比。

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和第二动力传递路径pt2之间被适当切换。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和第二动力传递路径pt2的多个卡合装置。多个卡合装置对应于第一离合器c1、第一制动器b1、第二离合器c2、双向离合器twc。

第一离合器c1为，被设置于第一动力传递路径pt1上，并选择性地对第一动力传递路径pt1进行切断与连接的卡合装置，并且为通过被卡合，从而被切换为第一动力传递路径pt1对作用于车辆前进方向上的动力进行传递的动力传递状态的卡合装置。第一制动器b1为，被设置于第一动力传递路径pt1上，并选择性地对第一动力传递路径pt1进行切断与连接的卡合装置，并且为通过被卡合，从而被切换为第一动力传递路径pt1对作用于车辆后退方向上的动力进行传递的动力传递状态的卡合装置。另外，第一离合器c1对应于本发明的第一卡合装置。

第二离合器c2为，被设置于第二动力传递路径pt2上，并选择性地对第二动力传递路径pt2进行切断与连接的卡合装置，并且为通过被卡合，从而被切换为第二动力传递路径pt2对作用于车辆前进方向上的动力进行传递的动力传递状态的卡合装置。另外，第二离合器c2对应于本发明的第二卡合装置。

第一离合器c1、第一制动器b1、第二离合器c2均为通过油压致动器从而被摩擦卡合的公知的油压式的湿式摩擦卡合装置。第一离合器c1以及第一制动器b1分别为构成前进后退切换装置26的要素之一。

双向离合器twc被设置在第一动力传递路径pt1上，并且被构成为能够切换为单向模式和锁定模式，其中，所述单向模式为，在前进行驶中的车辆10的驱动状态下传递动力，另一方面，在前进行驶中的车辆10的被驱动状态下将动力切断的模式，所述锁定模式为，在车辆10的驱动状态以及被驱动状态下传递动力的模式。例如，在第一离合器c1被卡合、且双向离合器twc被切换为单向模式的状态下，双向离合器twc能够在通过发动机12的动力而前进行驶的车辆10的驱动状态下进行传递动力。即，在前进行驶中，发动机12的动力经由第一动力传递路径pt1而向驱动轮14侧被传递。另一方面，在前进行驶时的惯性行驶等的车辆10的被驱动状态下，即使第一离合器c1被卡合，从驱动轮14侧被传递的旋转也会通过双向离合器twc而被切断。另外，车辆10的驱动状态对应于输入轴22的扭矩成为以行进方向为基准时的正值的状态，并且实质上，对应于车辆10通过发动机12的动力而被驱动的状态。此外，车辆10的被驱动状态对应于输入轴22的扭矩成为以行进方向为基准时的负值的状态，并且实质上，对应于通过车辆10的惯性而实施行驶，且输入轴22以及发动机12通过从驱动轮14侧被传递的旋转从而被连带转动的状态。

此外，在第一离合器c1被卡合、且双向离合器twc被切换为锁定模式的状态下，双向离合器twc能够在车辆10的驱动状态以及被驱动状态下进行传递动力，从而发动机12的动力经由第一动力传递路径pt1而向驱动轮14侧被传递，并且在惯性行驶中(被驱动状态)，使从驱动轮14侧被传递的旋转经由第一动力传递路径pt1而向发动机12侧被传递，因此能够通过发动机12被连带转动，从而产生发动机制动。此外，在第一制动器b1被卡合、且双向离合器twc被切换为锁定模式的状态下，从发动机12侧被传递的作用于车辆后退方向上的动力经由双向离合器twc而被传递给驱动轮14，从而能够实施经由第一动力传递路径pt1的后退行驶。另外，关于双向离合器twc的结构，将在后文中进行叙述。

发动机12具备发动机控制装置42，所述发动机控制装置42具有电子节气门装置、燃料喷射装置、点火装置等的发动机12的输出控制所需的各种各样的设备。对于发动机12而言，通过电子控制装置100，并根据由驾驶员实施的与对车辆10的驱动要求量相对应的加速器踏板45的操作量即加速器操作量θacc来对发动机控制装置42进行控制，从而对发动机12的输出扭矩即发动机扭矩te进行控制。

变矩器20被设置于发动机12和无级变速器24之间，并具备与发动机12相连结的泵叶轮20p、以及与输入轴22相连结的涡轮叶轮20t。变矩器20为，将发动机12的动力向输入轴22进行传递的流体传动装置。变矩器20具备能够对泵叶轮20p和涡轮叶轮20t之间、即变矩器20的输入输出旋转部件间进行直接连结的公知的锁止离合器lu。锁止离合器lu根据车辆的行驶状态，而对泵叶轮20p和涡轮叶轮20t之间(即发动机12和输入轴22之间)进行直接连结。例如，在较高的车速区域中，发动机12和输入轴22通过锁止离合器lu从而被直接连结。

动力传递装置16具备与泵叶轮20p相连结的机械式的油泵44。油泵44通过被发动机12旋转驱动，从而将工作油压的原始压力向车辆10所具备的油压控制回路46(参照图5)进行供给，其中，所述工作油压的原始压力用于对无级变速器24进行变速控制，或者使无级变速器24中的带夹紧压力产生，或者对所述多个卡合装置的各自的卡合或释放等的工作状态进行切换，或者对锁止离合器lu的工作状态进行切换。

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为，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与输入轴22相连结。内啮合齿轮26r通过第一制动器b1而选择性地与壳体18相连结。太阳齿轮26s被配置于输入轴22的外周侧，并与小直径齿轮48相连结，所述小直径齿轮48被设置为相对于该输入轴22而能够进行相对旋转。行星齿轮架26c和太阳齿轮26s通过第一离合器c1而选择性地相连结。

齿轮机构28具备小直径齿轮48、副轴50和大直径齿轮52，其中，大直径齿轮52以能够相对旋转的方式被设置于副轴50上，并且与小直径齿轮48相啮合。此外，与被设置于输出轴30上的输出齿轮56啮合的副轴齿轮54以无法相对于副轴50而进行相对旋转的方式被设置于副轴50上。

在副轴50的轴向上，在大直径齿轮52和副轴齿轮54之间，设置有能够对它们之间进行切断与连接的双向离合器twc。双向离合器twc在第一动力传递路径pt1上，与第一离合器c1以及齿轮机构28相比被设置于驱动轮14侧。双向离合器twc被构成为，能够通过油压式的油压致动器41而切换为单向模式以及锁定模式中的一个模式。

图2以及图3为，简要地表示能够实现向单向模式以及锁定模式的模式的切换的双向离合器twc的结构的图，并且为对双向离合器twc的圆周方向的一部分进行剖切的剖视图。图2示出了双向离合器twc被切换为单向模式的状态，图3示出了双向离合器twc被切换为锁定模式的状态。另外，图2以及图3的纸面上下方向对应于旋转方向，纸面上方对应于车辆后退方向(后退旋转方向)，纸面下方对应于车辆前进方向(前进旋转方向)。此外，图2以及图3的纸面左右方向对应于副轴50的轴向(以下，只要没有特别提及，则轴向对应于副轴50的轴向)，纸面右侧对应于图1的大直径齿轮52侧，纸面左侧对应于图1的副轴齿轮54侧。

双向离合器twc被形成为圆盘状，并被配置于副轴50的外周侧。双向离合器twc被构成为，包含：输入侧旋转部件68；在轴向上被配置在与输入侧旋转部件68相邻的位置上的第一输出侧旋转部件70a以及第二输出侧旋转部件70b；在轴向上被插入至输入侧旋转部件68和第一输出侧旋转部件70a之间的多个第一支撑件72a以及多个扭力螺旋弹簧73a；在轴向上被插入至输入侧旋转部件68和第二输出侧旋转部件70b之间的多个第二支撑件72b以及多个扭力螺旋弹簧73b。另外，第一输出侧旋转部件70a以及第二输出侧旋转部件70b对应于本发明的输出侧旋转部件。

输入侧旋转部件68被形成为圆盘状，并且被配置为，能够以副轴50的轴心为中心而相对于副轴50进行相对旋转。输入侧旋转部件68被配置为，在轴向上被夹在第一输出侧旋转部件70a和第二输出侧旋转部件70b之间。此外，在输入侧旋转部件68的外周侧，一体地形成有大直径齿轮52的啮合齿。即，输入侧旋转部件68和大直径齿轮52被一体成形。输入侧旋转部件68经由齿轮机构28、前进后退切换装置26等而以可传递动力的方式与发动机12相连结。

在于输入侧旋转部件68的轴向上与第一输出侧旋转部件70a对置的面上，形成有对第一支撑件72a以及扭力螺旋弹簧73a进行收纳的第一收纳部76a。第一收纳部76a在圆周方向上以等角度间隔被形成有多个。此外，在于输入侧旋转部件68的轴向上与第二输出侧旋转部件70b对置的面上，形成有对第二支撑件72b以及扭力螺旋弹簧73b进行收纳的第二收纳部76b。第二收纳部76b在圆周方向上以等角度间隔被形成有多个。第一收纳部76a以及第二收纳部76b在输入侧旋转部件68的径向上被形成于相同的位置上。

第一输出侧旋转部件70a被形成为圆盘状，并被配置为能够以副轴50的轴心为中心而进行旋转。第一输出侧旋转部件70a通过以无法相对旋转的方式被设置在副轴50上，从而与副轴50一体地进行旋转。与之相关联地，第一输出侧旋转部件70a通过副轴50、副轴齿轮54、输出轴30、差动装置38等而以可传递动力的方式与驱动轮14相连结。

在于第一输出侧旋转部件70a的轴向上与输入侧旋转部件68对置的面上，形成有向远离输入侧旋转部件68的方向凹陷的第一凹部78a。第一凹部78a仅形成有与第一收纳部76a相同的数量，并且在圆周方向上以等角度间隔被配置。此外，第一凹部78a在第一输出侧旋转部件70a的径向上，被形成在与形成于输入侧旋转部件68上的第一收纳部76a相同的位置上。因此，当第一收纳部76a和第一凹部78a的旋转位置一致时，各个第一收纳部76a和各个第一凹部78a成为分别在轴向上相互邻接的状态。第一凹部78a成为能够对第一支撑件72a的一端进行收纳的形状。此外，在第一凹部78a的圆周方向的一端上形成有第一壁面80a，所述第一壁面80a在通过发动机12的动力从而使输入侧旋转部件68(相对于输出侧旋转部件70而相对地)向车辆前进方向(图2、图3中为纸面下方)旋转了的情况下，与第一支撑件72a的一端相抵接。

第二输出侧旋转部件70b被形成为圆盘状，并且被配置为能够以副轴50的轴心为中心而进行旋转。第二输出侧旋转部件70b通过以无法相对旋转的方式被设置在副轴50上，从而与副轴50一体地进行旋转。与之相关联地，第二输出侧旋转部件70b通过副轴50、副轴齿轮54、输出轴30、差动装置38等而以可传递动力的方式与驱动轮14相连结。

在于第二输出侧旋转部件70b的轴向上与输入侧旋转部件68对置的面上，形成有向远离输入侧旋转部件68的方向凹陷的第二凹部78b。第二凹部78b仅形成有与第二收纳部76b相同的数量，并且在圆周方向上以等角度间隔被配置。此外，第二凹部78b在第二输出侧旋转部件70b的径向上，被形成在与形成于输入侧旋转部件68上的第二收纳部76b相同的位置上。因此，当第二收纳部76b和第二凹部78b的旋转位置一致时，各个第二收纳部76b和各个第二凹部78b成为分别在轴向上相互邻接的状态。第二凹部78b成为能够对第二支撑件72b的一端进行收纳的形状。此外，在第二凹部78b的圆周方向的一端上形成有第二壁面80b，所述第二壁面80b在图3所示的双向离合器twc被切换为锁定模式的状态下，通过发动机12的动力从而使输入侧旋转部件68(相对于输出侧旋转部件70而相对地)向车辆后退方向(在图2、图3中为纸面上方)旋转了的情况下，即、在车辆后退行驶中的情况下或者在车辆前进行驶中实施了惯性行驶的情况下，与第二支撑件72b的一端相抵接。

第一支撑件72a由具有预定的厚度的板状的部件构成，并且如图2以及图3的剖面所示的那样，沿着旋转方向(纸面上下方向)而被形成为长条状。此外，第一支撑件72a在图2以及图3中与纸面垂直的方向上具有预定的尺寸。

第一支撑件72a的长度方向的一端通过扭力螺旋弹簧73a而被向第一输出侧旋转部件70a侧施力。此外，第一支撑件72a的长度方向的另一端与被形成于第一收纳部76a上的第一台阶部82a相抵接。第一支撑件72a能够以与第一台阶部82a抵接的另一端为中心而进行转动。扭力螺旋弹簧73a介于第一支撑件72a和输入侧旋转部件68之间，并且朝向第一输出侧旋转部件70a而对第一支撑件72a的一端施力。

通过以上述方式被构成，从而对于第一支撑件72a而言，当在双向离合器twc被切换为单向模式以及锁定模式的状态下，从发动机12侧被传递有作用于车辆前进方向上的动力时，将使第一支撑件72a的一端与第一输出侧旋转部件70a的第一壁面80a抵接，并且使第一支撑件72a的另一端与输入侧旋转部件68的第一台阶部82a抵接。在该状态下，输入侧旋转部件68与第一输出侧旋转部件70a的相对旋转被阻止，从而作用于车辆前进方向上的动力通过双向离合器twc而向驱动轮14侧被传递。通过上述第一支撑件72a、扭力螺旋弹簧73a、第一收纳部76a、以及第一凹部78a(第一壁面80a)，从而构成了单向离合器(实质上相当于本发明的副离合器)，其中，所述单向离合器在前进行驶中的车辆10的驱动状态下传递动力，另一方面，在前进行驶中的车辆10的被驱动状态下将动力切断。

第二支撑件72b由具有预定的厚度的板状的部件构成，并且如图2以及图3的剖面所示的那样，沿着旋转方向(纸面上下方向)而被形成为长条状。此外，第二支撑件72b在图2以及图3中与纸面垂直的方向上具有预定的尺寸。

第二支撑件72b的长度方向的一端通过扭力螺旋弹簧73b而被向第二输出侧旋转部件70b侧施力。此外，第二支撑件72b的长度方向的另一端与被形成于第二收纳部76b上的第二台阶部82b相抵接。第二支撑件72b能够以与第二台阶部82b抵接的另一端为中心而进行转动。扭力螺旋弹簧73b介于第二支撑件72b和输入侧旋转部件68之间，并且朝向第二输出侧旋转部件70b而对第二支撑件72b的一端施力。

通过以上述方式被构成，从而对于第二支撑件72b而言，当在双向离合器twc被切换为锁定模式的状态下，从发动机12侧被传递有作用于车辆后退方向上的动力时，将使第二支撑件72b的一端与第二输出侧旋转部件70b的第二壁面80b抵接，并且使第二支撑件72b的另一端与输入侧旋转部件68的第二台阶部82b抵接。此外，即使在前进行驶中实施了惯性行驶的情况下，也会使第二支撑件72b的一端与第二输出侧旋转部件70b的第二壁面80b抵接，并且使第二支撑件72b的另一端与输入侧旋转部件68的第二台阶部82b抵接。在该状态下，输入侧旋转部件68与第二输出侧旋转部件70b之间的相对旋转被阻止，从而作用于车辆后退方向上的动力经由双向离合器twc而被传递给驱动轮14。此外，在惯性行驶中从驱动轮14侧被传递的旋转经由双向离合器twc而向发动机12侧被传递。通过上述第二支撑件72b、扭力螺旋弹簧73b、第二收纳部76b、以及第二凹部78b(第二壁面80b)，从而构成了单向离合器，所述单向离合器将作用于车辆后退方向上的动力传递给驱动轮14，另一方面，将作用于车辆前进方向上的动力切断。

此外，在第二输出侧旋转部件70b上，形成有在轴向上贯穿该第二输出侧旋转部件70b的多个贯穿孔88。各个贯穿孔88被形成在从副轴50的轴向观察时与各个第二凹部78b重叠的位置上。因此，各个贯穿孔88的一端分别与第二凹部78b连通。在各个贯穿孔88中，分别插穿有销90。销90被形成为圆柱状，并且能够在贯穿孔88内滑动。销90的一端与构成油压致动器41的压板74抵接，销90的另一端与圆周方向的一部分穿过第二凹部78b的圆环状的环86抵接。

环86与多个圆弧状的槽84嵌合，并被允许相对于第二输出侧旋转部件70b的轴向上的相对移动，其中，所述多个圆弧状的槽84被形成在第二输出侧旋转部件70b上，并且被形成为在圆周方向上与相邻的第二凹部78b相连。

油压致动器41与双向离合器twc同样地被配置于副轴50上，且被配置于在副轴50的轴向上与第二输出侧旋转部件70b邻接的位置上。油压致动器41具备：压板74；在轴向上被插入至副轴齿轮54和压板74之间的多个螺旋弹簧92；通过被供给有工作油从而产生使压板74在轴向上向副轴齿轮54侧移动的推力的未图示的油压室。

压板74被形成为圆板状，并且被配置为能够相对于副轴50而进行向轴向的相对移动。弹簧92在轴向上向第二输出侧旋转部件70b侧对压板74进行施力。因此，在于油压致动器41的所述油压室中未被供给有工作油的状态下，如图2所示那样，通过弹簧92的施力从而使压板74在轴向上向第二输出侧旋转部件70b侧移动，并使压板74与第二输出侧旋转部件70b接触。此时，如图2所示的那样，通过使销90、环86、以及第二支撑件72b的一端在轴向上向输入侧旋转部件68侧移动，从而双向离合器twc被切换为单向模式。

此外，在于油压致动器41的所述油压室中被供给有工作油的情况下，压板74克服弹簧92的施力而在轴向上向副轴齿轮54侧移动，从而压板74成为远离第二输出侧旋转部件70b的状态。此时，如图3所示的那样，由于销90、环86、以及第二支撑件72b的一端通过扭力螺旋弹簧73b的施力从而在轴向上向副轴齿轮54侧移动，因此双向离合器twc被切换为锁定模式。

在图2所示的双向离合器twc为单向模式的状态下，压板74通过弹簧92的施力而与第二输出侧旋转部件70b抵接。此时，销90被压板74按压而在轴向上向输入侧旋转部件68侧移动，并且即使对于环86而言，也被销90按压而在轴向上向输入侧旋转部件68侧移动。其结果为，通过第二支撑件72b的一端被按压于环86上而向输入侧旋转部件68侧移动，从而阻止了第二支撑件72b的一端与第二壁面80b的抵接。此时，输入侧旋转部件68与第二输出侧旋转部件70b之间的相对旋转被允许，从而第二支撑件72b不会作为单向离合器而发挥功能。另一方面，第一支撑件72a的一端通过扭力螺旋弹簧73a而向第一输出侧旋转部件70a侧施力，进而能够与第一凹部78a的第一壁面80a抵接，由此第一支撑件72a作为对作用于车辆前进方向上的驱动力进行传递的单向离合器而发挥功能。即，第一支撑件72a作为如下的单向离合器而发挥功能，所述单向离合器在前进行驶中的车辆10的驱动状态下传递动力，另一方面，在前进行驶中的车辆10的被驱动状态下将动力切断。

由于在图2所示的双向离合器twc为单向模式的状态下，第一支撑件72a的一端能够与第一输出侧旋转部件70a的第一壁面80a抵接，因此当成为从发动机12向双向离合器twc传递有作用于车辆前进方向上的动力的车辆10的驱动状态时，如图2所示那样，第一支撑件72a的一端与第一壁面80a抵接，并且第一支撑件72a的另一端和第一台阶部82a抵接，从而在输入侧旋转部件68和第一输出侧旋转部件70a之间，向车辆前进方向的相对旋转被阻止，发动机12的动力经由双向离合器twc而被传递给驱动轮14。另一方面，由于在于前进行驶中通过实施惯性行驶从而车辆10成为了被驱动状态的情况下，第一支撑件72a的一端和第一输出侧旋转部件70a的第一壁面80a不会抵接，从而输入侧旋转部件68和第一输出侧旋转部件70a的相对旋转被允许，因此经由双向离合器twc的动力传递被切断。由此，在双向离合器twc为单向模式的状态下，第一支撑件72a作为单向离合器而发挥功能，从而在从发动机12被传递有作用于车辆前进方向上的动力的车辆10的驱动状态下，动力被传递，另一方面，在前进行驶中实施惯性行驶的车辆10的被驱动状态下，动力被切断。

在图3所示的双向离合器twc为锁定模式的状态下，通过向油压致动器41的油压室中供给工作油，从而压板74克服了弹簧92的施力而向远离第二输出侧旋转部件70b的方向移动。此时，第二支撑件72b的一端通过扭力螺旋弹簧73b的施力而向第二输出侧旋转部件70b的第二凹部78b侧移动，从而能够与第二壁面80b抵接。此外，对于第一支撑件72a而言，与图2的单向模式同样地，其一端能够与第一输出侧旋转部件70a的第一壁面80a抵接。

在图3所示的双向离合器twc为锁定模式的状态下，当传递有作用于车辆前进方向上的动力时，通过第一支撑件72a的一端与第一输出侧旋转部件70a的第一壁面80a抵接，并且第一支撑件72a的另一端与第一台阶部82a抵接，从而输入侧旋转部件68与第一输出侧旋转部件70a之间的向车辆前进方向的相对旋转被阻止。而且，在双向离合器twc为锁定模式的状态下，当传递有作用于车辆后退方向上的动力时，如图3所示那样，通过第二支撑件72b的一端与第二输出侧旋转部件70b的第二壁面80b抵接，并且第二支撑件72b的另一端与第二台阶部82b抵接，从而在输入侧旋转部件68和第二输出侧旋转部件70b之间向车辆后退方向的相对旋转被阻止。由此，在双向离合器twc为锁定模式的状态下，第一支撑件72a以及第二支撑件72b分别作为单向离合器而发挥功能，并且在双向离合器twc中，能够将作用于车辆前进方向以及车辆后退方向上的动力传递给驱动轮14。因此，在车辆后退时，双向离合器twc被切换为锁定模式，从而能够进行后退行驶。此外，在车辆前进行驶中实施惯性行驶的车辆10的被驱动状态下，通过双向离合器twc被切换为锁定模式，从而从驱动轮14侧被传递的旋转经由双向离合器twc而向发动机12侧被传递，进而能够发生由发动机12被连带转动而实现的发动机制动。由此，在双向离合器twc为锁定模式的状态下，第一支撑件72a以及第二支撑件72b作为单向离合器而发挥功能，并且在车辆10的驱动状态以及被驱动状态下动力被传递。

图4为表示通过车辆10所具备的作为挡位切换装置的换挡杆98而被选择的、每个操作位置possh的各个卡合装置的卡合状态的卡合工作表。在图4中，“c1”对应于第一离合器c1、“c2”对应于第二离合器c2、“b1”对应于第一制动器b1、以及“twc”对应于双向离合器twc。此外，“p(p位置)”、“r(r位置)”、“n(n位置)”、“d(d位置)”、以及“m(m位置)”表示通过换挡杆98而被选择的各个操作位置possh。此外，图4中的“○”表示各个卡合装置的卡合，空栏表示释放。另外，在与双向离合器twc相对应的“twc”中，“○”表示双向离合器twc向锁定模式的切换，空栏表示双向离合器twc向单向模式的切换。

在例如换挡杆98的操作位置possh被切换为作为车辆停止位置的p位置、或者作为动力传递切断位置的n位置的情况下，如图4所示那样，第一离合器c1、第二离合器c2、以及第一制动器b1被释放。此时，在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2中的任意一个中都成为未被实施动力传递的空档状态。另外，空档状态不仅包括第一离合器c1和第二离合器c2均处于释放状态的情况，而且例如还包括第一离合器c1处于释放状态，另一方面，第二离合器c2处于半卡合状态的情况。

此外，当换挡杆98的操作位置possh被切换为作为后退行驶位置的r位置时，如图4所示那样，第一制动器b1被卡合，并且双向离合器twc被切换为锁定模式。通过第一制动器b1被卡合，从而使作用于后退方向上的动力从发动机12侧被传递给齿轮机构28。此时，当双向离合器twc处于单向模式时，其动力将通过双向离合器twc而被切断，因此无法进行后退行驶。因此，由于通过双向离合器twc被切换为锁定模式，从而使作用于车辆后退方向上的动力经由双向离合器twc而向输出轴30侧被传递，因此能够进行后退行驶。由此，当操作位置possh被切换为r位置时，第一制动器b1被卡合，并且双向离合器twc被切换为锁定模式，从而形成了车辆后退方向的动力经由第一动力传递路径pt1(齿轮机构28)而被传递的、后退用齿轮级。

此外，当换挡杆98的操作位置possh被切换为作为前进行驶位置的d位置时，如图4所示那样，第一离合器c1被卡合、或者第二离合器c2被卡合。当图4所示的“d1(d1位置)”以及“d2(d2位置)”为控制上被设定的假想的操作位置、且操作位置possh被切换为d位置时，将根据车辆10的行驶状态而自动地被切换为d1位置或者d2位置。d1位置在包括车辆停止中在内的较低的车速区域中被切换。d2位置在包括中车速区域在内的较高的车速区域中被切换。例如，在以d位置而处于行驶中时，在车辆10的行驶状态从例如低车速区域移动到了高车速区域的情况下，将自动地从d1位置被切换为d2位置。

例如，当操作位置possh被切换为d位置时，在车辆10的行驶状态处于与d1位置相对应的行驶区域的情况下，第一离合器c1被卡合，并且第二离合器c2被释放。此时，形成有作用于车辆前进方向上的动力从发动机12侧经由第一动力传递路径pt1(齿轮机构28)而被传递给驱动轮14的前进用齿轮级。以下，将形成有前进用齿轮级的状态下的行驶称为齿轮行驶模式。另外，由于双向离合器twc被切换为单向模式，因此会将作用于车辆前进方向上的动力传递至驱动轮14。

此外，在操作位置possh被切换为d位置时，在车辆10的行驶状态处于与d2位置相对应的行驶区域的情况下，第一离合器c1被释放，并且第二离合器c2被卡合。此时，形成有作用于前进方向上的动力从发动机12侧经由第二动力传递路径pt2(无级变速器24)而被传递至驱动轮14的前进用无级变速级。以下，将形成有前进用无级变速级的状态下的行驶称为带行驶模式(beltrunningmode)。当形成有前进用无级变速级时，能够进行伴随于无级变速器24的变速的行驶。以此方式，当操作位置possh被切换为d位置时，动力传递路径pt将根据车辆10的行驶状态，而在第一动力传递路径pt1和第二动力传递路径pt2之间被切换。

此外，当换挡杆98的操作位置possh被切换为m位置时，能够通过驾驶员的手动操作而切换为升档以及降档。即，m位置成为，能够实现由驾驶员的手动操作实施的变速的手动换挡位置。例如，在操作位置possh被切换为m位置的状态下，当由驾驶员向降档侧实施手动操作时，将形成有第一离合器c1被卡合，并且双向离合器twc被切换为锁定模式的前进用齿轮级。通过双向离合器twc被切换为锁定模式，从而在双向离合器twc中，能够在车辆10的驱动状态以及被驱动状态双方下进行动力传递。虽然在例如惯性行驶中，成为从驱动轮14侧传递有旋转的被驱动状态，但当此时在m位置处向降档侧实施手动操作时，从驱动轮14侧被传递的旋转通过经由双向离合器twc而向发动机12侧被传递，从而能够因发动机12被连带转动而产生发动机制动。以此方式，当操作位置possh在m位置处实施降档时，将形成有经由第一动力传递路径pt1(齿轮机构28)而向驱动轮14传递有动力，并且在惯性行驶中使从驱动轮14侧被传递的旋转经由第一动力传递路径pt1而向发动机12侧被传递从而能够产生发动机制动的、前进用齿轮级。

此外，当在换挡杆98的操作位置possh被切换为m位置的状态下，通过驾驶员而向升档侧实施手动操作时，第二离合器c2被卡合。此时，形成有动力经由第二动力传递路径pt2(无级变速器24)而被传递给驱动轮14的前进用无级变速级。以此方式，当操作位置possh被切换为m位置时，能够通过驾驶员的手动操作，从而实现被切换为动力经由第一动力传递路径pt1而被传递的前进用齿轮级、以及动力经由第二动力传递路径pt2而被传递的前进用无级变速级中的一个的手动换挡。另外，操作位置possh在m位置处实施降档的情况对应于图4的m1位置，操作位置possh在m位置处实施升档的情况对应于图4的m2位置。此外，虽然这些m1位置以及m2位置表面上不存在，但是在操作位置possh于m位置处向降档侧实施手动操作的情况下，将被切换为与m1位置相对应的卡合状态，在操作位置possh于m位置处向升档侧实施手动操作的情况下，将被切换为与m2位置相对应的卡合状态。

如图4所示那样，第一离合器c1仅在形成动力经由第一动力传递路径pt1而被传递的前进用齿轮级(在图4中对应于d1位置以及m1位置)的齿轮行驶模式下被卡合。换而言之，第一离合器c1在形成前进用齿轮级以外的变速级时不被卡合。

图5为概要性地表示对图1的无级变速器24以及动力传递装置16的工作状态进行控制的油压控制回路46的图。在图5中，构成无级变速器24的初级带轮60具备：与初级轴58相连结的固定滑轮(fixedsheave)60a；被设置为不能相对于固定滑轮60a而进行绕初级轴58的轴心的相对旋转且能够进行轴心方向上的移动的可动滑轮(movablesheave)60b；对可动滑轮60b赋予初级推力wpri的油压致动器60c。初级推力wpri为，用于对固定滑轮60a和可动滑轮60b之间的v槽宽度进行变更的初级带轮60的推力(＝初级压力ppri×受压面积)。初级压力ppri为，通过油压控制回路46而向油压致动器60c供给的油压。

此外，次级带轮64具备：与次级轴62相连结的固定滑轮64a；被设置为不能相对于固定滑轮64a而进行绕次级轴62的轴心的相对旋转且能够进行轴心方向上的移动的可动滑轮64b；对可动滑轮64b赋予次级推力wsec的油压致动器64c。次级推力wsec为，用于对固定滑轮64a和可动滑轮64b之间的v槽宽度进行变更的次级带轮64的推力(＝次级压力psec×受压面积)。次级压力psec为，通过油压控制回路46而向油压致动器64c供给的油压。

在无级变速器24中，通过利用油压控制回路46而对初级压力ppri以及次级压力psec分别实施调压，从而分别对初级推力wpri以及次级推力wsec实施控制。由此，在无级变速器24中，各个带轮60、64的v槽宽度发生变化，从而使传动带66的悬挂直径(＝有效直径)被改变，且使变速比γcvt(＝初级转速npri/次级转速nsec)发生变化，并且使带夹紧压力被控制，以使传动带66不发生滑动。也就是说，通过分别对初级推力wpri以及次级推力wsec实施控制，从而在防止传动带66的打滑即带滑动的同时，使无级变速器24的变速比γcvt朝向目标变速比γcvttgt而变速。另外，初级转速npri为初级轴58、输入轴22、以及初级带轮60的转速，次级转速nsec为次级轴62以及次级带轮64的转速。

油压控制回路46被构成为，具备多个电磁阀(solenoidvalve)以及多个控制阀等。此外，作为多个电磁阀，而包括用于对第一离合器c1的油压致动器c1a的供给油压即c1控制压力pc1进行控制的开关电磁阀(on-offsolenoidvalve)91、和用于对第二离合器c2的油压致动器c2a的供给油压即c2控制压力pc2进行控制的线性电磁阀94。另外，由于开关电磁阀91以及线性电磁阀94为公知的技术，因此省略详细的说明。

此外，虽然在图5中被省略了，但是油压控制回路46具备多个电磁阀，所述多个电磁阀用于直接或者间接地对被供给至第一制动器b1的油压致动器b1a的供给油压即b1控制压力pb1、被供给至用于切换双向离合器twc的模式的油压致动器41的供给油压即twc油压ptwc、被供给至初级带轮60的油压致动器60c的初级压力ppri、被供给至次级带轮64的油压致动器64c的次级压力psec、以及控制锁止离合器lu的lu压力plu进行控制。在本实施例中，对这些油压进行控制的电磁阀均由线性电磁阀构成。

如上所述，被供给至第一离合器c1的油压致动器c1a的c1控制压力pc1通过开关电磁阀91而被控制。开关电磁阀91将通过未图示的调节阀而被调压了的调节压力(modulatorpressure)pm作为原始压力，而输出向油压致动器c1a被供给的c1控制压力pc1。例如，通过开关电磁阀91被切换为导通侧，从而调节压力pm作为c1控制压力pc1而被输出，通过开关电磁阀91被切换为断开侧，从而油压致动器c1a的工作油被排出，c1控制压力pc1成为零。即，虽然开关电磁阀91作为指示压力而被设定为调节压力pm或零中的任意一个，但是对于其间的油压而言是无法精确地进行控制的。另外，在油压控制回路46中，开关电磁阀91以不与第一离合器c1以外的卡合装置的油压致动器连接的方式构成油路。

向第二离合器c2的油压致动器c2a被供给的c2控制压力pc2通过线性电磁阀94而被控制。线性电磁阀94能够将调节压力pm作为原始压力并根据被输出至线性电磁阀94的电信号(指示电流)，从而精确地对向油压致动器c2a被供给的c2控制压力pc2进行控制。

返回图1，车辆10具备包括动力传递装置16的控制装置在内的作为控制器的电子控制装置100。电子控制装置100以包括具备例如cpu、ram、rom、输入输出接口等的所谓的微型计算机的方式被构成，cpu通过在利用ram的暂时存储功能的同时根据预先存储于rom中的程序来实施信号处理，从而执行车辆10的各种控制。电子控制装置100执行发动机12的输出控制、无级变速器24的变速控制或带夹紧压力控制、对所述多个卡合装置(c1、b1、c2、twc)的各自的工作状态进行切换的油压控制等。电子控制装置100以根据需要而分为发动机控制用、油压控制用等的方式被构成。

在电子控制装置100中，分别被供给有由车辆10所具备的各种传感器等(例如，各种转速传感器102、104、106、108、109、加速器操作量传感器110、节气门开度传感器112、换档位置传感器114、油温传感器116等)发出的各种检测信号等(例如，发动机转速ne、成为与输入轴转速nin相同值的初级转速npri、次级转速nsec、与车速v相对应的输出轴转速nout、构成双向离合器twc的输入侧旋转部件68的输入转速ntwcin、表示驾驶员的加速操作的大小的加速器踏板45的加速器操作量θacc、节气门开度tap、车辆10所具备的作为挡位切换装置的换挡杆98的操作位置possh、作为油压控制回路46内的工作油的温度的工作油温thoil等)。另外，输入轴转速nin(＝初级转速npri)也可以为涡轮转速nt。此外，电子控制装置100根据初级转速npri和次级转速nsec而计算出无级变速器24的实际的变速比γcvt即实际变速比γcvt(＝npri/nsec)。此外，电子控制装置100根据输出轴转速nout，而计算出构成双向离合器twc的第一输出侧旋转部件70a以及第二输出侧旋转部件70b(以下，在未进行特别区别的情况下称为输出侧旋转部件70)的输出转速ntwcout。

从电子控制装置100向车辆10所具备的各个装置(例如，发动机控制装置42、油压控制回路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、用于对无级变速器24的变速或带夹紧压力等进行控制的油压控制指令信号scvt、用于对所述多个卡合装置的各自的工作状态进行控制的油压控制指令信号scbd、用于对锁止离合器lu的工作状态进行控制的油压控制指令信号slu等)。

接受这些各种指令信号，从油压控制回路46输出被供给至第一离合器c1的油压致动器c1a的供给油压即c1控制压力pc1、被供给至第一制动器b1的油压致动器b1a的供给油压即b1控制压力pb1、被供给至第二离合器c2的油压致动器c2a的供给油压即c2控制压力pc2、被供给至对双向离合器twc的模式进行切换的油压致动器41的供给油压即twc油压ptwc、被供给至初级带轮60的油压致动器60c的初级压力ppri、被供给至次级带轮64的油压致动器64c的次级压力psec、对锁止离合器lu进行控制的lu压力plu等。

在电子控制装置100中，为了实现车辆10中的各种控制，而功能性地具备作为发动机控制单元而发挥功能的发动机控制部120、以及作为变速控制单元而发挥功能的变速控制部122。另外，变速控制部122与本发明的控制部相对应。

发动机控制部120通过将加速器操作量θacc以及车速v应用于预先实验性地或者设计性地求出并存储的关系、也就是作为被预先规定的关系的例如驱动力映射图中，从而计算出要求驱动力fdem。发动机控制部120对可获得该要求驱动力fdem的目标发动机扭矩tet进行设定，并向发动机控制装置42输出以能够得到该目标发动机扭矩tet的方式对发动机12进行控制的指令。

当例如在车辆停止状态或者低车速状态下，操作位置possh从n位置被切换为例如d位置时，变速控制部122向油压控制回路46输出将第一离合器c1切换为卡合状态的指令。由此，在动力传递装置16中形成了前进用齿轮级，并被切换为通过经由第一动力传递路径pt1来传递动力从而能够进行前进行驶的前进用齿轮行驶模式。此外，当在车辆停止状态下，操作位置possh从n位置被切换为r位置时，变速控制部122向油压控制回路46输出将第一制动器b1切换为卡合状态，并且将双向离合器twc切换为锁定模式的指令。由此，在动力传递装置16中形成了后退用齿轮级，并被切换为通过经由第一动力传递路径pt1来传递动力从而能够进行后退行驶的后退用齿轮行驶模式。

此外，变速控制部122在例如以经由第二动力传递路径pt2来传递动力的带行驶模式来行驶的过程中，向油压控制回路46输出以成为根据加速器开度θacc、车速v等而被计算出的目标齿轮比γtgt的方式对无级变速器24的齿轮比γ进行控制的指令。具体而言，变速控制部122对在将无级变速器24的带夹紧压力调整为最佳值的同时，实现发动机12的动作点在预定的最佳线(例如发动机最佳燃油消耗线)上的无级变速器24的目标齿轮比γtgt的、被预先规定的关系(例如变速映射图)进行存储，并根据该关系而基于加速器操作量θacc以及车速v等，来决定作为向初级带轮60的油压致动器60c被供给的初级压力ppri的指令值的初级指示压力ppritgt、和作为向次级带轮64的油压致动器64c被供给的次级压力psec的指令值的次级指示压力psectgt，并且向油压控制回路46输出以成为初级指示压力ppritgt以及次级指示压力psectgt的方式对初级压力ppri以及次级压力psec进行控制的指令，从而执行无级变速器24的变速。另外，关于无级变速器24的变速控制，由于为公知的技术，因此省略详细的说明。

此外，变速控制部122在操作位置possh为d位置的情况下，执行在动力经由第一动力传递路径pt1而被传递的齿轮行驶模式、和动力经由第二动力传递路径pt2而被传递的带行驶模式之间对行驶模式进行切换的切换控制。即，变速控制部122执行将动力传递路径pt在第一动力传递路径pt1和第二动力传递路径pt2之间进行切换的切换控制。变速控制部122对变速映射图进行存储，所述变速映射图为，用于在对应于齿轮行驶模式中的齿轮机构28的齿轮比el(第一变速比)的第一速变速级、和对应于带行驶模式中的无级变速器24的最低侧变速比γmax(第二变速比)的第二速变速级之间进行变速的、被预先规定的关系。变速映射图由车速v以及加速器操作量θacc等构成，在变速映射图上，设定有用于对向第二速变速级的升档即向带行驶模式的切换进行判断的升档线、以及用于对向第一速变速级的降档即向齿轮行驶模式的切换进行判断的降档线。变速控制部122通过将实际的车速v以及加速器操作量θacc应用于变速映射图中，从而对是否需要变速进行判断，并根据该判断结果来执行变速(即行驶模式的切换)。例如，在以带行驶模式而行驶的过程中，在跨过降档线的情况下，被判断有向第一速变速级(齿轮行驶模式)的降档(降档要求)，在以齿轮行驶模式而行驶的过程中，在跨过升档线的情况下，被判断有向第二速变速级(带行驶模式)的升档(升档要求)。另外，齿轮行驶模式对应于图4的d1位置，带行驶模式对应于图4的d2位置。

例如，对于变速控制部122而言，当在以操作位置possh为d位置的齿轮行驶模式(对应于图4的d1位置)而行驶的过程中，向带行驶模式(对应于图4的d2位置)切换的升档要求成立时，其向油压控制回路46输出使第一离合器c1释放、并且使第二离合器c2卡合的指令。由此，通过动力传递路径pt从第一动力传递路径pt1被切换为第二动力传递路径pt2，从而从齿轮行驶模式被切换为带行驶模式。

但是，如上所述，当在车辆停止状态或者低车速状态下，换档杆98的操作位置possh从n位置被切换为例如d位置时，第一离合器c1被切换为卡合状态。由此，车辆10被切换为动力经由第一动力传递路径pt1而被传递的前进用齿轮行驶模式。在此，由于第一离合器c1的供给油压即c1控制压力pc1通过开关电磁阀91而被控制，因此无法精确地对c1控制压力pc1进行控制。此外，在操作位置possh从n位置被切换为d位置时，如果第一离合器c1直接被卡合，则有可能产生冲击。相对于此，在本实施例中，在操作位置possh从n位置被切换为d位置的情况下(即，在从空档状态将第一离合器c1切换为卡合状态的情况下)，通过采用以下所说明的方式进行控制，从而能够在不产生冲击的条件下将第一离合器c1切换为卡合状态。

在电子控制装置100中，还功能性地具备作为切换判断单元而发挥功能的切换判断部126、作为c2卡合判断单元而发挥功能的c2卡合判断部128、和作为c1卡合判断单元而发挥功能的c1卡合判断部130。以下，对上述各个控制部126、128、130的控制功能进行说明。

切换判断部126对将动力传递装置16向如下的齿轮行驶模式进行切换的要求是否成立进行判断，所述齿轮行驶模式为，从空档状态使第一离合器c1卡合并使车辆10行驶的模式。切换判断部126在例如操作位置possh处于n位置的情况下，判断为动力传递装置16处于空档状态。此外，当判断为动力传递装置16处于空档状态时，切换判断部126进一步对操作位置possh是否从该状态被切换为d位置进行判断。切换判断部126在操作位置possh从n位置被切换为d位置的情况下，判断为从空档状态向齿轮行驶模式切换的要求成立。

c2卡合判断部128对第二离合器c2是否被完全卡合进行判断。在c2卡合判断部128中，首先，对第二离合器c2的指示压力是否在被预先设定的判断阈值pc2m以上进行判断。判断阈值pc2m被预先实验性地或者设计性地求出，并被设定为在第二离合器c2中不会产生打滑的值。而且，当判断为第二离合器c2的指示压力在判断阈值pc2m以上时，c2卡合判断部128对第二离合器c2的前后的旋转要素的转速差δnc2进行计算，并对该转速差δnc2是否在被预先设定的判断阈值α以下进行判断。c2卡合判断部128在第二离合器c2的指示压力为判断阈值pc2m以上、且转速差δnc2为判断阈值α以下的情况下，判断为第二离合器c2被完全卡合。判断阈值α被预先实验性地或者设计性地求出，并被设定为能够判断为在第二离合器c2中不会产生打滑的值。此外，转速差δnc2是根据次级轴62的次级转速nsec与输出轴30的输出轴转速nout的差分(＝|nsec-nout|)而被计算出来的。

c1卡合判断部130对第一离合器c1是否被完全卡合进行判断。在c1卡合判断部130中，首先，对开关电磁阀91是否被切换为导通侧、也就是第一离合器c1的指示压力是否被设定为调节压力pm进行判断。而且，当判断为开关电磁阀91被切换为导通侧时，c1卡合判断部130对第一离合器的前后的旋转要素的转速差δnc1进行计算，并对该转速差δnc1是否在被预先设定的判断阈值β以下进行判断。c1卡合判断部130在开关电磁阀91被切换为导通侧、且转速差δnc1为判断阈值β以下的情况下，判断为第一离合器c1被完全卡合。判断阈值β被预先实验性地或者设计性地求出，并被设定为能够判断为在第一离合器c1中不会产生打滑的值。此外，转速差δnc1是根据前进后退切换装置26的行星齿轮架26c的转速n26c与太阳齿轮26s的转速n26s的差分(＝|n26c-n26s|)而被计算出来的。另外，行星齿轮架26c的转速n26c与输入轴转速nin相等，太阳齿轮26s的转速n26s根据双向离合器twc的输入侧旋转部件68的输入转速ntwcin以及齿轮机构28的齿轮比(小直径齿轮48与大直径齿轮52之间的齿轮比)而被计算出来。

在变速控制部122中，当通过切换判断部126而判断为从动力传递装置16的空档状态向齿轮行驶模式切换的要求成立时，首先，向油压控制回路46输出将第二离合器c2卡合的指令，从而使第二离合器c2卡合。变速控制部122向油压控制回路46输出将被预先设定的第二离合器c2的指示压力作为目标，并以追随该指示压力的方式对向第二离合器c2的油压致动器c2a被供给的c2控制压力pc2(实际压力)进行控制的指令。第二离合器c2的指示压力例如被设定为，在暂时性地被提高至被预先设定的快速充注压力(quick-fillpressurevalue)pck之后，被维持为待机压力pst，进而以被预先设定的梯度(变化率)被增压。变速控制部122通过以第二离合器c2的c2控制压力pc2(实际压力)追随于指示压力的方式进行控制，从而使第二离合器c2的c2控制压力pc2(实际压力)被增压，并使第二离合器c2的扭矩容量与c2控制压力pc2成比例地增加。

当随着第二离合器c2的扭矩容量的增加，而能够通过第二动力传递路径pt2来传递扭矩时，惯性相开始作用，从而输入轴转速nin开始下降。在该惯性相中，例如，第二离合器c2的c2控制压力pc2通过线性电磁阀94而被精确地控制，以使输入轴转速nin按照被预先设定的目标变化率dnin/dt(目标梯度)降低。以此方式，通过精确地控制第二离合器c2的卡合过渡期的c2控制压力pc2，从而抑制了在惯性相中产生的冲击。而且，当第二离合器c2成为被完全卡合的状态(在第二离合器c2中不产生打滑的状态)时，由第二离合器c2的卡合产生的惯性相结束。此时，在车辆10停止的状态下，输入轴转速nin变成零，在车辆10处于低车速状态的情况下，输入轴转速nin成为基于车速v以及无级变速器24的齿轮比γcvt(实质上，为最低变速比γmax)的转速。另外，第二离合器c2的完全卡合是通过c2卡合判断部128来判断的。

当通过c2卡合判断部128而被判断有第二离合器c2的完全卡合时，接下来，变速控制部122向油压控制回路46输出将第一离合器c1卡合的指令，并使第一离合器c1卡合。具体而言，变速控制部122通过向油压控制回路46输出将开关电磁阀91切换为导通侧的指令，从而使作为c1控制压力pc1的指示压力的调节压力pm从开关电磁阀91输出。在此，虽然由于c1控制压力pc1是通过开关电磁阀91而被控制的，因此无法精确地对第一离合器c1的卡合过渡期的c1控制压力pc1进行控制，但是由于第二离合器c2被完全卡合且惯性相结束，因此抑制了在第一离合器c1的卡合过渡期中产生的冲击。此外，虽然当第一离合器c1被完全卡合时，成为第一离合器c1和第二离合器c2同时卡合的状态，但是由于第一动力传递路径pt1的齿轮比el大于第二动力传递路径pt2的最低侧变速比γmax，因此通过双向离合器twc而使第一动力传递路径pt1被切断。因此，在动力传递装置16中，防止了由第一离合器c1以及第二离合器c2的同时卡合所导致的动力传递路径pt1、pt2彼此的干涉。

此外，当第一离合器c1的卡合完成时，通过c1卡合判断部130而判断为第一离合器c1被完全卡合，从而变速控制部122向油压控制回路46输出将第二离合器c2释放的指令，并使第二离合器c2释放。对于变速控制部122而言，由于将第二离合器c2释放，因此将使第二离合器c2的c2控制压力pc2以预定的梯度l而逐渐地降低。在该第二离合器c2的释放过渡期中，动力传递路径pt从第二动力传递路径pt2被切换为第一动力传递路径pt1。在此，虽然在车辆10处于低车速状态的情况下，在第二离合器c2的释放过渡期中，输入轴转速nin与基于齿轮比el的转速同步，但是通过第二离合器c2的c2控制压力pc2以预定的梯度l慢慢降低，从而抑制了在释放过渡期中产生的冲击。而且，当输入轴转速nin的同步完成时，第二离合器c2的c2控制压力pc2成为零，从而第二离合器c2被完全释放。另外，预定的梯度l被预先实验性地或者设计性地规定，并且被设定为抑制了在第二离合器c2的释放过渡期产生的冲击的值。

图6为，用于对电子控制装置100的控制工作的主要部分，即在车辆10为停止状态或者低车速状态下，通过换档杆98的操作位置possh从n位置被切换为d位置，从而使动力传递装置16从空档状态被切换为齿轮行驶模式时的控制工作进行说明的流程图。该流程图被反复执行。

在与切换判断部126的控制功能相对应的步骤st1(以下，省略步骤)中，根据换档杆98的操作位置possh是否处于n位置，从而对车辆10是否处于空档状态进行判断。在st1为否定的情况下，结束本程序。在st1为肯定的情况下，在与切换判断部126的控制功能相对应的st2中，根据操作位置possh是否被切换为d位置，来对向齿轮行驶模式切换的要求是否成立进行判断。在st2为否定的情况下，结束本程序。在st2为肯定的情况下，在与变速控制部122的控制功能相对应的st3中，执行第二离合器c2的卡合。在此，在惯性相中，通过精确地对第二离合器c2的c2控制压力pc2进行控制，以使输入轴转速nin以目标变化率dnin/dt降低，从而抑制了在第二离合器c2的卡合过渡期产生的冲击。接下来，在与c2卡合判断部128的控制功能相对应的st4中，对第二离合器c2是否被完全卡合进行判断。在st4为否定的情况下，返回st3，继续执行第二离合器c2的卡合。在st4为肯定的情况下，在与变速控制部122的控制功能相对应的st5中，执行第一离合器c1的卡合。接下来，在与c1卡合判断部130的控制功能相对应的st6中，对第一离合器c1是否被完全卡合进行判断。在st6为否定的情况下，返回st5，继续执行第一离合器c1的卡合。在st6为肯定的情况下，在与变速控制部122的控制功能相对应的st7中，执行第二离合器c2的释放。此时，通过第二离合器c2的c2控制压力pc2以预定的梯度l而慢慢降低，从而抑制了在第二离合器c2的释放过渡期产生的冲击。而且，当第二离合器c2的c2控制压力pc2成为零时，第二离合器c2被释放，从而向齿轮行驶模式的切换完成。

图7为表示基于图6的流程图的工作结果的时序图，具体而言，表示动力传递装置16从空档状态被切换为齿轮行驶模式时的工作结果。在图7中，纵轴从上到下依次分别表示输入轴转速nin(即、涡轮转速nt)、c1控制压力pc1(指示压力)、c2控制压力pc2(指示压力)、以及twc油压ptwc(指示压力)。另外，在图7中，由于双向离合器twc的油压致动器41的供给油压即twc油压ptwc被维持在零，因此双向离合器twc被维持在单向模式的状态。

由于在图7的t1时间点下，当换档杆98的操作位置possh从n位置向d位置切换时，会将动力传递装置16从空档状态向齿轮行驶模式切换，因此，首先开始第二离合器c2的卡合。如图7所示，第二离合器c2的c2控制压力pc2(指示压力)暂时性地被设定为被预先设定的快速充注压力pck，之后暂时性地维持为待机压力pst，进一步以预定的增加梯度而慢慢增压。c2控制压力pc2的实际压力以追随该指示压力的方式被增压。

随着第二离合器c2的卡合，在t2时间点下，开始有惯性相。在t2时间点～t3时间点的期间内，第二离合器c2的c2控制压力pc2通过线性电磁阀94而被精确地控制，以使输入轴转速nin以被预先设定的目标变化率dnin/dt而降低。在t3时间点下，当第二离合器c2被完全卡合时，输入轴转速nin同步于在第二离合器c2的卡合后被设定的同步转速。例如，如果车辆10处于停止状态，则同步转速成为零，如果车辆10处于低车速状态，则同步转速成为根据车速v以及无级变速器24的变速比γcvt而被计算出的转速。

此外，在t3时间点下，当第二离合器c2的完全卡合被判断时，则开始第一离合器c1的卡合。由于第一离合器c1的c1控制压力pc1通过开关电磁阀91而被控制，因此c1控制压力pc1从零阶段性地上升至调节压力pm。在此，虽然无法精确地对第一离合器c1的卡合过渡期的c1控制压力pc1进行控制，但是由于输入轴转速nin因第二离合器c2被完全卡合而预先下降至同步转速，因此抑制了在第一离合器c1的卡合过渡期中由输入轴转速nin发生变动而导致的冲击。在t4时间点下，当被判断有第一离合器c1的完全卡合时，开始进行第二离合器c2的释放。在t4时间点以后，在第二离合器c2的c2控制压力pc2暂时性地被维持在固定值之后，逐渐地降低。以此方式，通过使c2控制压力pc2逐渐地降低，从而抑制了在第二离合器c2的释放过渡期产生的冲击。而且，当c2控制压力pc2成为零时，向齿轮行驶模式的切换完成。

如上所述，根据本实施例，在从空档状态使第一离合器c1而向齿轮行驶模式切换的情况下，通过最初先使第二离合器c2卡合，而将第二动力传递路径pt2设为动力传递状态，并在使第二离合器c2卡合之后使第一离合器c1卡合，从而即使在无法精确地对第一离合器c1的供给油压进行控制的条件下，也抑制了在第一离合器c1的卡合过渡期产生的冲击。此外，当第一离合器c1的卡合完成时，通过使第二离合器c2释放，从而使第一动力传递路径pt1被切换为动力传递状态，由此能够实现基于在第一动力传递路径pt1上传递有动力的行驶。此外，由于第一离合器c1的c1控制压力pc1通过开关电磁阀91而被控制，因此与第一离合器c1的c1控制压力pc1通过线性电磁阀而被控制的情况相比，降低了制造成本。

此外，根据本实施例，由于在第一动力传递路径pt1中被设定的齿轮比el大于在第二动力传递路径pt2中被设定的最低侧变速比γmax，因此即使第一离合器c1以及第二离合器c2均被卡合，第一动力传递路径pt1也会通过双向离合器twc而被切断，从而能够防止第一动力传递路径pt1和第二动力传递路径pt2相互干涉。此外，由于当第一离合器c1的卡合完成时，第二离合器c2的c2控制压力pc2以预定的梯度降低，因此抑制了在第二离合器c2的释放过渡期产生的冲击。

接下来，对本发明的其他实施例进行说明。另外，在以下的说明中，对与前述的实施例共同的部分标记相同的符号，并省略说明。

[实施例2]

图8为对与本发明的其他实施例相对应的车辆150的概要结构进行说明的图。在图8中，由于动力传递装置16与前述的实施例相同，因此标记相同的符号，并省略其说明。以下，对与前述的实施例不同的电子控制装置152的控制功能进行说明。

电子控制装置152功能性地具备发动机控制部120以及变速控制部154。由于发动机控制部120与前述的实施例相同，因此省略其说明。

变速控制部154在换档杆98的操作位置possh处于d位置、且通过制动踏板被踩下而成为车辆停止状态时，执行空档控制(以下，称为n控制)。n控制是指，通过在车辆停止状态下使起动离合器半卡合(滑动卡合)，从而降低施加于发动机12上的负载，并实现车辆停止状态下的耗油率提高。在动力传递装置16中，通过将第一离合器c1卡合从而使车辆10起动，因此起动离合器属于第一离合器c1。然而，对第一离合器c1的c1控制压力pc1进行控制的开关电磁阀91无法将第一离合器c1设为半卡合，因此无法实施基于将第一离合器c1设为半卡合的n控制。

因此，变速控制部154在执行n控制的情况下，对第二离合器c2的c2控制压力pc2进行控制，并执行基于使第二离合器c2半卡合的n控制。变速控制部154以使第二离合器c2的前后的旋转要素的转速差δnc2成为被预先设定的值的方式对c2控制压力pc2进行控制。另外，由于能够通过线性电磁阀94而精确地对第二离合器c2的c2控制压力pc2进行控制，因此能够实施基于使第二离合器c2半卡合的n控制。

此外，电子控制装置152还功能性地具备c2卡合判断部128、c1卡合判断部130、以及n控制恢复判断部156。c2卡合判断部128、c1卡合判断部130、以及n控制恢复判断部156分别在从n控制恢复并以齿轮行驶模式使车辆150行驶(起动)时被执行。在此，关于c2卡合判断部128以及c1卡合判断部130的控制功能，由于与前述的实施例相同，因此省略其说明。

n控制恢复判断部156对车辆150是否处于n控制中进行判断。n控制恢复判断部156在例如从变速控制部154输出有执行n控制的指令的情况下，判断为处于n控制中。此外，n控制恢复判断部156对从n控制恢复的要求是否成立进行判断。n控制恢复判断部156在n控制中，例如制动踏板的踩下被解除的情况下，判断为从n控制恢复的要求成立。

当在n控制的执行中通过n控制恢复判断部156而判断为从n控制中恢复的要求成立时，变速控制部154执行下文所说明的从n控制恢复的控制。首先，变速控制部154向油压控制回路46输出将处于半卡合状态的第二离合器c2卡合的指令，从而使第二离合器c2卡合。变速控制部154以例如输入轴转速nin按照被预先设定的目标变化率dnin/dt而降低的方式，对第二离合器c2的c2控制压力pc2进行控制。由此，抑制了在第二离合器c2的卡合过渡期中由输入轴转速nin发生变动而导致的冲击。

此外，当第二离合器c2被完全卡合时，惯性相结束，输入轴转速nin成为零。此时，当通过c2卡合判断部128而判断有第二离合器c2的完全卡合时，变速控制部154向油压控制回路46输出将第一离合器c1卡合的指令，并使第一离合器c1卡合。虽然当第一离合器c1被卡合时，第一离合器c1和第二离合器c2同时被卡合，但是第一动力传递路径pt1通过双向离合器twc而被切断了，从而防止了由第一离合器c1以及第二离合器c2的同时卡合导致的、动力传递路径pt1、pt2彼此的干涉。当通过c1卡合判断部130而判断为第一离合器c1完全卡合时，变速控制部154向油压控制回路46输出将第二离合器c2释放的指令，从而使第二离合器c2释放。此时，变速控制部154通过使第二离合器c2的c2控制压力pc2以预定的梯度l而逐渐地降低，从而抑制了在第二离合器c2的释放过渡期产生的冲击。而且，当第二离合器c2的c2控制压力pc2成为零，且第二离合器c2被释放时，第一离合器c1被卡合的第一动力传递路径pt1被切换为动力传递状态，从而能够实施基于齿轮行驶模式的车辆150的起动。

图9为对电子控制装置152的控制工作的主要部分，即从n控制中恢复并以齿轮行驶模式行驶时的工作控制进行说明的流程图。该流程图被反复执行。

在与n控制恢复判断部156的控制功能相对应的st10中，对车辆150是否处于n控制中进行判断。在st10为否定的情况下，结束本程序。在st10为肯定的情况下，在与n控制恢复判断部156的控制功能相对应的st11中，对从n控制恢复的要求是否成立进行判断。在st11为否定的情况下，结束本程序。在st11为肯定的情况下，在与变速控制部154的控制功能相对应的st3中，执行第二离合器c2的卡合。此时，通过精确地控制第二离合器c2的c2控制压力pc2，从而抑制了在第二离合器c2的卡合过渡期产生的冲击。接下来，在与c2卡合判断部128的控制功能相对应的st4中，对第二离合器c2是否被完全卡合了进行判断。在st4为否定的情况下，返回st3，继续执行第二离合器c2的卡合。在st4为肯定的情况下，在与变速控制部154的控制功能相对应的st5中，执行第一离合器c1的卡合。接下来，在与c1卡合判断部130的控制功能相对应的st6中，对第一离合器c1是否被完全卡合了进行判断。在st6为否定的情况下，返回st5，继续执行第一离合器c1的卡合。在st6为肯定的情况下，在与变速控制部154的控制功能相对应的st7中，执行第二离合器c2的释放。此时，通过第二离合器c2的c2控制压力pc2逐渐地降低，从而抑制了在第二离合器c2的释放过渡期产生的冲击。而且，由于当第二离合器c2的c2控制压力pc2成为零时，第一离合器c1被卡合，因此能够进行齿轮行驶模式下的行驶。

图10为表示基于图9的流程图的工作结果的时序图，具体而言，表示从n控制恢复并切换为齿轮行驶模式时的控制结果。

在图10的t1时间点下，当从n控制中恢复的要求成立时，开始第二离合器c2的卡合。在t1时间点～t2时间点的期间内，第二离合器c2的c2控制压力pc2通过线性电磁阀94而被精确地控制，以使输入轴转速nin按照被预先设定的目标变化率dnin/dt而降低。在t2时间点下，当第二离合器c2被完全卡合时，输入轴转速nin成为零。此外，在t2时间点下，被判断有第二离合器c2的完全卡合，从而开始第一离合器c1的卡合。由于第一离合器c1的c1控制压力pc1通过开关电磁阀91而被控制，因此c1控制压力pc1从零阶段性地上升至调节压力pm。在此，虽然无法精确地对第一离合器c1的卡合过渡期的c1控制压力pc1进行控制，但是由于输入轴转速nin通过第二离合器c2被完全卡合而成为零，因此抑制了在第一离合器c1的卡合过渡期中由输入轴转速nin发生变动而导致的冲击。在t3时间点下，当被判断有第一离合器c1的完全卡合时，则开始第二离合器c2的释放。在t3时间点以后，在第二离合器c2的c2控制压力pc2暂时性地被维持在固定值之后，逐渐地降低。以此方式，通过使c2控制压力pc2逐渐地降低，从而抑制了在第二离合器c2的释放过渡期产生的冲击。而且，当c2控制压力pc2成为零时，第一离合器c1被卡合的第一动力传递路径pt1切换为动力传递状态，从而能够进行基于齿轮行驶模式的行驶。

如上所述，即使在本实施例中，也能够获得与前述的实施例相同的效果，并且能够对在从n控制恢复到齿轮行驶模式时产生的冲击进行抑制。

以上，虽然根据附图而对本发明的实施例进行了详细说明，但是即使在其他方式中也可应用本发明。

例如，虽然在前述的实施例中，动力传递装置16被构成为，在输入轴22和输出轴30之间以并联的方式具备第一动力传递路径pt1和第二动力传递路径pt2，其中，所述第一动力传递路径pt1具备第一离合器c1以及双向离合器twc，所述第二动力传递路径pt2具备无级变速器24以及第二离合器c2，但是本发明并不一定被限定于上述结构。本发明只要为具备多个动力传递路径、和被设置在各个动力传递路径上的卡合装置的结构，则就能够适当应用。

例如，即使车辆用动力传递装置由以具备多个行星齿轮装置和多个卡合装置的方式被构成的有级的自动变速器所构成，也能够应用本发明。在有级的自动变速器中，根据卡合装置的卡合状态而变速为多个变速级。此外，由于当变速为各个变速级时，形成有各自不同的动力传递路径，因此自动变速器具备与变速级数相同的数量的动力传递路径。在此，被构成为，在车辆起动时所形成的动力传递路径中，在该动力传递路径上串联配置有卡合装置(起动用卡合装置)以及副离合器(单向离合器)，并且该起动用卡合装置通过开关电磁阀而被控制。即使在以上述方式构成车辆用动力传递装置的情况下，也能够在从空档状态使起动用卡合装置卡合从而使车辆行驶的情况下，通过在使与起动用卡合装置不同的卡合装置预先卡合之后，使起动用卡合装置卡合，从而对在起动用卡合装置的卡合过渡期产生的冲击进行抑制。

此外，虽然在前述的实施例中，双向离合器twc被构成为能够切换为单向模式和锁定模式，其中，所述单向模式为，在车辆的驱动状态下传递动力，另一方面，在车辆的被驱动状态下将动力切断的模式，所述锁定模式为，在车辆的驱动状态以及车辆的被驱动状态下传递动力的模式，但是本发明并不一定被限定于双向离合器twc。即使为在车辆的驱动状态下传递动力，另一方面，在车辆的被驱动状态下将动力切断的现有的单向离合器，也能够应用本发明。此外，双向离合器twc的结构并不一定被限定于本发明，而是可以适当改变的。

另外，上述的实施方式归根结底仅为一个实施方式，本发明能够以根据本领域技术人员的知识而施加了各种各样的变更、改良的方式来实施。

符号说明

16：车辆用动力传递装置；

22：输入轴；

24：无级变速器；

30：输出轴；

91：开关电磁阀；

94：线性电磁阀；

100、152：电子控制装置(控制装置)；

122、154：变速控制部(控制部)；

c1：第一离合器(第一卡合装置、卡合装置)；

c2：第二离合器(第二卡合装置、卡合装置)；

twc：双向离合器(副离合器)；

pt1：第一动力传递路径；

pt2：第二动力传递路径；

el：齿轮比(第一变速比)；

γmax：最低侧变速比(第二变速比)。