车辆用变速器的控制装置的制作方法

1.本发明涉及并列地具备第一动力传递路径以及第二动力传递路径的车辆用变速器的控制装置。


背景技术：

2.已知有设置在驱动源与驱动轮之间且并列地具备第一动力传递路径以及第二动力传递路径的车辆用变速器。日本专利第5765485中记载的车辆用变速器(在日本专利第5765485中为车辆用动力传递装置)即是如此。在日本专利第5765485的车辆用变速器中，在第一动力传递路径上设置有第一离合器以及由爪形离合器构成的第三离合器，在第二动力传递路径上设置有第二离合器。而且，构成为，通过切换第一离合器～第三离合器的卡合状态，驱动源的动力经由第一动力传递路径或第二动力传递路径传递到驱动轮。
3.另外，在日本专利第5765485中，代替设置于第一动力传递路径的第三离合器，可考虑采用传递作用于一个方向的动力而切断作用于相反方向的动力的单向离合器、或者至少能够切换为作为单向离合器发挥功能的单向模式的模式切换离合器。在如上所述构成的车辆用变速器中，在经由第二动力传递路径传递驱动源的动力的状态下行驶的过程中，在单向离合器或模式切换离合器产生故障并在传递作用于两个方向的动力的状态下固定的情况下，若为了将动力传递路径切换为第一动力传递路径而使第一离合器卡合，则有可能因在第一动力传递路径以及第二动力传递路径同时传递动力而产生冲击。


技术实现要素：

4.本发明以上述情况为背景而作出，其目的在于提供一种控制装置，在设置在驱动源与驱动轮之间且并列地具备第一动力传递路径以及第二动力传递路径的车辆用变速器中，所述控制装置抑制在设置于第一动力传递路径的单向离合器或模式切换离合器以传递作用于两个方向的动力的状态固定的情况下产生的冲击。
5.第一发明的要点在于：(a)一种车辆用变速器的控制装置，所述车辆用变速器设置在能够传递动力地与驱动源连结的输入轴和能够传递动力地与驱动轮连结的输出轴之间，所述车辆用变速器至少具备并列设置的第一动力传递路径和第二动力传递路径，在所述第一动力传递路径中设置有第一离合器和动力断接机构，在所述第二动力传递路径中设置有无级变速机构和第二离合器，所述第一离合器配置在比所述动力断接机构靠所述驱动源侧的位置，所述控制装置的特征在于，(b)所述动力断接机构由模式切换离合器或单向离合器构成，所述模式切换离合器或单向离合器至少能够切换为传递作用于一个方向的动力而切断作用于相反方向的动力的单向模式，(c)在所述驱动源的动力经由所述第二动力传递路径向所述驱动轮传递的行驶模式下行驶的过程中，在所述动力断接机构的旋转部件之间的转速差为规定值以下的情况下，所述控制装置禁止向所述驱动源的动力经由所述第一动力传递路径向所述驱动轮传递的行驶模式的切换。
6.第二发明的要点在于：在第一发明的车辆用变速器的控制装置中，其特征在于，在
从所述驱动源的动力经由所述第一动力传递路径向所述驱动轮传递的行驶模式向所述驱动源的动力经由所述第二动力传递路径向所述驱动轮传递的行驶模式切换的切换过渡期内，在与切换的进行相伴随的所述输入轴的转速的变化量为规定值以下的情况下，所述控制装置将所述第一离合器释放。
7.第三发明的要点在于：在第一发明的车辆用变速器的控制装置中，其特征在于，在从所述驱动源的动力经由所述第一动力传递路径向所述驱动轮传递的行驶模式向所述驱动源的动力经由所述第二动力传递路径向所述驱动轮传递的行驶模式切换的切换过渡期内的车辆的减速度为规定值以上的情况下，所述控制装置将所述第一离合器释放。
8.根据第一发明的车辆用变速器的控制装置，在驱动源的动力经由第二动力传递路径向驱动轮传递的行驶模式下行驶的过程中，在动力断接机构的旋转部件之间的转速差为规定值以下的情况下，动力断接机构有可能在传递作用于两个方向的动力的状态下固定。此时，向驱动源的动力经由第一动力传递路径向驱动轮传递的行驶模式的切换被禁止，因此，在向驱动源的动力经由第一动力传递路径向驱动轮传递的行驶模式切换的过渡期内，能够抑制在第一动力传递路径以及第二动力传递路径同时传递动力时产生的冲击。
9.根据第二发明的车辆用变速器的控制装置，在从驱动源的动力经由第一动力传递路径向驱动轮传递的行驶模式向驱动源的动力经由第二动力传递路径向驱动轮传递的行驶模式切换的切换过渡期内，在不产生与切换的进行相伴随的旋转变化的情况下，动力断接机构有可能在传递作用于两个方向的动力的状态下固定。与此相对，在切换过渡期内的与切换的进行相伴随的所述输入轴的转速的变化量为规定值以下的情况下，第一离合器被释放，因此，能够抑制在第一动力传递路径以及第二动力传递路径同时传递动力时产生的冲击。
10.根据第三发明的车辆用变速器的控制装置，在从驱动源的动力经由第一动力传递路径向驱动轮传递的行驶模式向驱动源的动力经由第二动力传递路径向驱动轮传递的行驶模式切换的切换过渡期内，若车辆的减速度变大，则动力断接机构有可能在传递作用于两个方向的动力的状态下固定。与此相对，当在切换过渡期内车辆的减速度为规定值以上的情况下，第一离合器被释放，因此，能够抑制在第一动力传递路径以及第二动力传递路径同时传递动力时产生的冲击。
附图说明
11.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，相同的附图标记表示相同的元件，其中：
12.图1是说明应用了本发明的车辆的概略结构以及对车辆进行控制的电子控制装置的控制系统的图。
13.图2是简略地表示图1的模式切换离合器的结构的图，是剖切模式切换离合器的周向的一部分而展开的剖视图，特别是示出模式切换离合器被切换到单向模式的状态。
14.图3是简略地表示图1的模式切换离合器的结构的图，是剖切模式切换离合器的周向的一部分而展开的剖视图，特别是示出模式切换离合器被切换到锁定模式的状态。
15.图4是表示由车辆所具备的未图示的变速杆选择的每个操作位置的各卡合装置的卡合状态的卡合工作表。
16.图5是概略地表示对图1的变速器的工作状态进行控制的液压控制回路的图。
17.图6是用于说明图1的电子控制装置的控制工作的主要部分的流程图，是用于抑制因在第一动力传递路径以及第二动力传递路径同时传递动力而产生的冲击的流程图。
18.图7是说明与本发明的另一实施例对应的电子控制装置的控制功能的功能模块线图。
19.图8是用于说明图7的电子控制装置的控制工作的主要部分的流程图，是用于抑制因在第一动力传递路径以及第二动力传递路径同时传递动力而产生的冲击的流程图。
具体实施方式
20.以下，参照附图详细说明本发明的实施例。需要说明的是，在以下的实施例中对附图进行适当的简化或变形，各部分的尺寸比及形状等并不一定被准确地描绘出。
21.图1是说明应用了本发明的车辆10的概略结构以及对车辆10进行控制的电子控制装置100的控制系统的图。在图1中，车辆10具备将发动机12的动力向驱动轮14传递的车辆用动力传递装置16(以下，称为动力传递装置16)。
22.动力传递装置16设置在发动机12与驱动轮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：作为与发动机12连结的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连结的带式无级变速机构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连结而与无级变速机构24并列设置的齿轮机构28；无级变速机构24以及齿轮机构28的共用的输出旋转部件即输出轴30；副轴32；由分别不能相对旋转地设置于输出轴30以及副轴32而啮合的一对齿轮构成的减速齿轮装置34；不能相对旋转地设置于副轴32的齿轮36；能够传递动力地与齿轮36连结的差动装置38；以及与差动装置38连结的左右的车轴40。
23.在如上所述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以及车轴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、差动装置38以及车轴40等向左右的驱动轮14传递。上述动力在不特意区分的情况下，也与转矩、力同义。
24.另外，动力传递装置16具备并列设置在输入轴22与输出轴30之间的第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2。第一动力传递路径pt1构成为包括齿轮机构28，第二动力传递路径pt2构成为包括无级变速机构24。由并列设置的第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2构成车辆用变速器39(以下，称为变速器39)。即，变速器39在能够传递动力地与发动机12连结的输入轴22和能够传递动力地与驱动轮14连结的输出轴30之间，并列地具备第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2而构成。
25.第一动力传递路径pt1是具备包括第一离合器c1以及第一制动器b1在内的前进后退切换装置26、齿轮机构28、模式切换离合器sowc并将发动机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按照前进后退切换装置26、齿轮机构28、模式切换离合器sowc的顺序配置。即，第一离合器c1配置在比模式切换离合器sowc靠发动机12侧(上游侧)的位置。第二动力传递路径pt2是具备无级变速机构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
速机构24向驱动轮14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按照无级变速机构24以及第二离合器c2的顺序配置。需要说明的是，模式切换离合器sowc对应于本发明的动力断接机构。
26.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是具有作为输入元件的行星齿轮架26c、作为输出元件的太阳轮26s、以及作为反作用力元件的齿圈26r这三个旋转元件的差动机构。行星齿轮架26c与输入轴22连结。齿圈26r经由第一制动器b1选择性地与壳体18连结。太阳轮26s配置在输入轴22的外周侧，与相对于该输入轴22能够相对旋转地设置的小径齿轮48连结。行星齿轮架26c和太阳轮26s经由第一离合器c1选择性地连结。
27.齿轮机构28具备小径齿轮48、副轴50、以及能够相对旋转地设置于副轴50并与小径齿轮48啮合的大径齿轮52。另外，在副轴50上，相对于副轴50不能相对旋转地设置有与设置于输出轴30的输出齿轮56啮合的副轴齿轮54。
28.无级变速机构24具备：与输入轴22设置在同轴心上并与输入轴22一体地连结的初级轴58、与初级轴58连结且有效直径可变的初级带轮60、与输出轴30设置在同轴心上的次级轴62、与次级轴62连结且有效直径可变的次级带轮64、以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机构，将发动机12的动力向驱动轮14侧传递。初级带轮60的有效直径通过后述的液压致动器60c的作用而变更，次级带轮64的有效直径通过后述的液压致动器64c的作用而变更。
29.另外，由齿轮机构28构成的第一动力传递路径pt1中的齿数比el(＝输入轴转速nin/输出轴转速nout)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的最低侧变速比γmax大的值。即，齿数比el被设定为比最低侧变速比γmax靠低侧的变速比。由此，第二动力传递路径pt2形成比第一动力传递路径pt1靠高侧的变速比。需要说明的是，输入轴转速nin是输入轴22的转速，输出轴转速nout是输出轴30的转速。
30.在变速器39中，将发动机12的动力向驱动轮14传递的动力传递路径pt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之间进行切换。因此，变速器39具备用于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。多个卡合装置包括第一离合器c1、第一制动器b1、第二离合器c2以及模式切换离合器sowc。
31.第一离合器c1是设置在第一动力传递路径pt1上、用于选择性地连接或切断第一动力传递路径pt1的卡合装置，是通过在车辆前进行驶的情况下进行卡合而能够在第一动力传递路径pt1进行动力传递的卡合装置。第一制动器b1是设置在第一动力传递路径pt1上、用于选择性地连接或切断第一动力传递路径pt1的卡合装置，是通过在车辆后退行驶的情况下进行卡合而能够在第一动力传递路径pt1进行动力传递的卡合装置。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。
32.模式切换离合器sowc设置于第一动力传递路径pt1，并构成为能够切换为单向模式和锁定模式，在所述单向模式中，传递作用于前进行驶过程中的车辆10的驱动方向的动力(作用于一个方向的动力)而切断作用于前进行驶过程中的车辆10的被驱动方向的动力(作用于相反方向的动力)，在所述锁定模式中，在车辆10的驱动方向以及被驱动方向上传
递动力。
33.例如，在第一离合器c1被卡合且模式切换离合器sowc被切换到单向模式的状态下，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，模式切换离合器sowc能够进行动力传递。即，在前进行驶过程中，发动机12的动力经由模式切换离合器sowc向驱动轮14侧传递。另一方面，即便在第一离合器c1被卡合且模式切换离合器sowc被切换到单向模式的状态下，在处于惯性行驶过程中等车辆10的被驱动状态下，模式切换离合器sowc也将动力传递切断。需要说明的是，车辆10的驱动状态与输入轴22的转矩成为以行进方向为基准的情况下的正值的状态对应，实质上与通过发动机12的动力使车辆10驱动的状态对应。另外，车辆的被驱动状态与输入轴22的转矩成为以行进方向为基准的情况下的负值的状态对应，实质上与车辆10通过惯性而行驶并通过从驱动轮14侧传递的旋转使与驱动轮14机械地连结的旋转部件被带动旋转的状态对应。
34.另外，在第一离合器c1被卡合且模式切换离合器sowc被切换到锁定模式的状态下，模式切换离合器sowc能够在车辆10的驱动状态以及被驱动状态下进行动力传递，即能够传递作用于两个方向(前进方向以及后退方向)的动力，发动机12的动力经由第一动力传递路径pt1向驱动轮14侧传递，并且，在惯性行驶过程中(车辆10的被驱动状态下)，从驱动轮14侧传递的旋转经由第一动力传递路径pt1向发动机12侧传递，从而可以产生发动机制动。另外，在第一制动器b1被卡合且模式切换离合器sowc被切换到锁定模式的状态下，从发动机12侧传递的作用于后退方向的动力经由模式切换离合器sowc向驱动轮14传递，能够进行经由第一动力传递路径pt1的后退进驶。需要说明的是，在后面论述模式切换离合器sowc的结构。
35.第二离合器c2是设置于第二动力传递路径pt2、用于连接或切断第二动力传递路径pt2的卡合装置，是通过在前进行驶的情况下进行卡合而能够在第二动力传递路径pt2进行动力传递的卡合装置。第二离合器c2是通过液压致动器进行摩擦卡合的公知的液压式的湿式摩擦卡合装置。
36.另外，动力传递装置16具备与泵叶轮20p连结的机械式的油泵44。油泵44通过被发动机12旋转驱动，从而产生用于对无级变速机构24进行变速控制、或产生无级变速机构24中的带夹持压力、或对上述多个卡合装置各自的卡合、释放等工作状态进行切换、或对锁止离合器lu的工作状态进行切换的工作液压的源压(source pressure)，向车辆10所具备的液压控制回路46(参照图5)供给。
37.接着，说明模式切换离合器sowc的结构。模式切换离合器sowc以副轴50为中心而设置。模式切换离合器sowc在第一动力传递路径pt1中设置在比第一离合器c1以及齿轮机构28靠驱动轮14侧的位置。模式切换离合器sowc构成为，通过控制液压式的液压致动器41，从而能够切换为单向模式以及锁定模式中的一方。
38.图2以及图3是简略地表示能够进行向单向模式以及锁定模式的模式切换的模式切换离合器sowc的结构的图，是剖切模式切换离合器sowc的周向的一部分而展开的剖视图。图2表示模式切换离合器sowc被切换到单向模式的状态，图3表示模式切换离合器sowc被切换到锁定模式的状态。需要说明的是，图2以及图3的纸面上下方向与旋转方向对应，纸面上方与车辆后退方向(后退旋转方向)对应，纸面下方与车辆前进方向(前进旋转方向)对应。另外，图2以及图3的纸面左右方向与副轴50的轴向(以下，在未特别提及时，轴向与副轴
50的轴向对应)对应，纸面右侧与图1的大径齿轮52侧对应，纸面左侧与图1的副轴齿轮54侧对应。
39.模式切换离合器sowc形成为圆盘状，配置在副轴50的外周侧。模式切换离合器sowc构成为包括：输入侧旋转部件68；配置于在轴向上与输入侧旋转部件68相邻的位置的第一输出侧旋转部件70a及第二输出侧旋转部件70b；在轴向上被插设在输入侧旋转部件68与第一输出侧旋转部件70a之间的多个第一支柱72a及多个扭转螺旋弹簧73a；以及在轴向上被插设在输入侧旋转部件68与第二输出侧旋转部件70b之间的多个第二支柱72b及多个扭转螺旋弹簧73b。
40.输入侧旋转部件68形成为圆盘状，设置成能够以副轴50为中心相对于副轴50相对旋转。输入侧旋转部件68配置成在轴向上被夹在第一输出侧旋转部件70a与第二输出侧旋转部件70b之间。另外，在输入侧旋转部件68的外周侧一体地形成有大径齿轮52的啮合齿。即，输入侧旋转部件68和大径齿轮52一体成形。输入侧旋转部件68能够经由齿轮机构28、前进后退切换装置26等向发动机12传递动力。
41.在输入侧旋转部件68的在轴向上与第一输出侧旋转部件70a相向的面上，形成有收容第一支柱72a以及扭转螺旋弹簧73a的第一收容部76a。第一收容部76a在周向上以等角度间隔形成有多个。另外，在输入侧旋转部件68的在轴向上与第二输出侧旋转部件70b相向的面上，形成有收容第二支柱72b以及扭转螺旋弹簧73b的第二收容部76b。第二收容部76b在周向上以等角度间隔形成有多个。第一收容部76a以及第二收容部76b在输入侧旋转部件68的径向上形成在相同的位置。
42.第一输出侧旋转部件70a形成为圆盘状，配置成能够以副轴50为中心进行旋转。第一输出侧旋转部件70a不能相对旋转地固定于副轴50，从而与副轴50一体地旋转。
43.在第一输出侧旋转部件70a的在轴向上与输入侧旋转部件68相向的面上，形成有向从输入侧旋转部件68离开的方向凹陷的第一凹部78a。第一凹部78a以与第一收容部76a相同的数量形成，在周向上等角度间隔地配置。另外，第一凹部78a在第一输出侧旋转部件70a的径向上形成在与形成于输入侧旋转部件68的第一收容部76a相同的位置。
44.因此，当第一收容部76a与第一凹部78a的旋转位置一致时，如图2、3所示，各第一收容部76a与各第一凹部78a分别在轴向上彼此相邻。第一凹部78a成为能够收容第一支柱72a的一端的形状。另外，在第一凹部78a的周向的一端形成有第一壁面80a，该第一壁面80a在通过发动机12的动力而使输入侧旋转部件68向车辆前进方向(前进旋转方向，在图2、图3中为纸面下方)旋转的情况下，与第一支柱72a的一端抵接。
45.第二输出侧旋转部件70b形成为圆盘状，配置成能够以副轴50为中心进行旋转。第二输出侧旋转部件70b不能相对旋转地固定于副轴50，从而与副轴50一体地旋转。
46.在第二输出侧旋转部件70b的在轴向上与输入侧旋转部件68相向的面上，形成有向从输入侧旋转部件68离开的方向凹陷的第二凹部78b。第二凹部78b以与第二收容部76b相同的数量形成，在周向上等角度间隔地配置。另外，第二凹部78b在第二输出侧旋转部件70b的径向上形成在与形成于输入侧旋转部件68的第二收容部76b相同的位置。
47.因此，当第二收容部76b与第二凹部78b的旋转位置一致时，如图2、3所示，各第二收容部76b与各第二凹部78b分别在轴向上彼此相邻。第二凹部78b成为能够收容第二支柱72b的一端的形状。另外，在第二凹部78b的周向的一端形成有第二壁面80b，该第二壁面80b
在图3所示的模式切换离合器sowc被切换到锁定模式的状态下，在通过发动机12的动力而使输入侧旋转部件68向车辆后退方向(后退旋转方向，在图2、图3中为纸面上方)旋转的情况、以及车辆10惯性行驶的情况下，与第二支柱72b的一端抵接。
48.第一支柱72a由形成为长条状的具有规定厚度的板状的部件构成，如图2以及图3的截面所示，以长度方向沿着旋转方向(纸面上下方向)的方式配置。另外，第一支柱72a在图2以及图3中在与纸面垂直的方向上具有规定的尺寸。
49.第一支柱72a的长度方向的一端被扭转螺旋弹簧73a向第一输出侧旋转部件70a侧施力。另外，第一支柱72a的长度方向的另一端与形成于第一收容部76a的第一台阶部82a抵接。第一支柱72a能够以与第一台阶部82a抵接的另一端为中心进行转动。扭转螺旋弹簧73a收容在第一收容部76a内，对第一支柱72a的一端朝向第一输出侧旋转部件70a施力。
50.通过如上所述构成，第一支柱72a在模式切换离合器sowc被切换到单向模式(图2)以及锁定模式(图3)的状态下，若从发动机12侧传递作用于前进方向(前进旋转方向)的动力，则第一支柱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，第一支柱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，作用于前进方向的动力经由模式切换离合器sowc向驱动轮14侧传递。通过上述第一支柱72a、扭转螺旋弹簧73a、第一收容部76a以及第一凹部78a(第一壁面80a)，构成将作用于前进方向(前进旋转方向)的动力向驱动轮14传递而将作用于后退方向(后退旋转方向)的动力切断的单向离合器。
51.第二支柱72b由形成为长条状的具有规定厚度的板状的部件构成，如图2以及图3的截面所示，以长度方向沿着旋转方向(纸面上下方向)的方式配置。另外，第二支柱72b在图2以及图3中在与纸面垂直的方向上具有规定的尺寸。
52.第二支柱72b的长度方向的一端被扭转螺旋弹簧73b向第二输出侧旋转部件70b侧施力。另外，第二支柱72b的长度方向的另一端与形成于第二收容部76b的第二台阶部82b抵接。第二支柱72b能够以与第二台阶部82b抵接的另一端为中心进行转动。扭转螺旋弹簧73b收容在第二收容部76b内，对第二支柱72b的一端朝向第二输出侧旋转部件70b施力。
53.通过如上所述构成，第二支柱72b在模式切换离合器sowc被切换到锁定模式(图3)的状态下，若从发动机12侧传递作用于后退方向的动力，则第二支柱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，第二支柱72b的另一端与输入侧旋转部件68的第二台阶部82b抵接。另外，在前进行驶过程中在惯性行驶的情况下，第二支柱72b的一端也与第二输出侧旋转部件70b的第二壁面80b抵接，并且，第二支柱72b的另一端也与输入侧旋转部件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的相对旋转被阻止，作用于后退方向的动力经由模式切换离合器sowc向驱动轮14传递。另外，在惯性行驶过程中从驱动轮14侧传递的旋转经由模式切换离合器sowc向发动机12侧传递。通过上述第二支柱72b、扭转螺旋弹簧73b、第二收容部76b以及第二凹部78b(第二壁面80b)，构成将作用于后退方向(后退旋转方向)的动力向驱动轮14传递而将作用于前进方向(前进旋转方向)的动力切断的单向离合器。
54.另外，在第二输出侧旋转部件70b形成有在轴向上贯通该第二输出侧旋转部件70b的多个通孔88。各通孔88的一端分别与第二凹部78b连通。在各通孔88中分别穿过销90。销90形成为圆柱状，能够在通孔88内在轴向上移动。销90的一端与构成液压致动器41的按压
板74抵接，并且，销90的另一端与圆环状的环86抵接。
55.环86形成于第二输出侧旋转部件70b，与以将在周向上相邻的第二凹部78b相连的方式形成的多个圆弧形的槽84嵌合，允许在轴向上相对于第二输出侧旋转部件70b的相对移动。
56.液压致动器41在与模式切换离合器sowc相同的副轴50上配置于在副轴50的轴向上与第二输出侧旋转部件70b相邻的位置。
57.液压致动器41具备：按压板74；通过被供给工作油而产生使按压板74在轴向上向副轴齿轮54侧移动、即在轴向上向远离第二输出侧旋转部件70b的一侧移动的推力的虚线所示的液压室75；以及将按压板74在轴向上朝向第二输出侧旋转部件70b施力的弹簧92。需要说明的是，液压室75设置在比按压板74的与销90抵接的位置靠径向内侧的位置，因此在图2、3中用虚线表示。
58.按压板74形成为环形，配置成能够相对于副轴50向轴向相对移动。按压板74被弹簧92在轴向上向第二输出侧旋转部件70b侧施力。因此，在不向液压致动器41的液压室75供给工作油的状态下，如图2所示，利用弹簧92的作用力使按压板74在轴向上向第二输出侧旋转部件70b侧移动，使按压板74与第二输出侧旋转部件70b接触。此时，如图2所示，销90通过按压板74的作用向输入侧旋转部件68侧移动，进而通过销90的作用使环86向输入侧旋转部件68侧移动。此时，第二支柱72b的一端通过环86的作用向输入侧旋转部件68侧移动，第二支柱72b的一端与第二壁面80b不抵接。由此，第二支柱72b不再作为单向离合器发挥功能，模式切换离合器sowc成为单向模式。
59.另一方面，在向液压致动器41的液压室75供给工作油的情况下，按压板74克服弹簧92的作用力而在轴向上向副轴齿轮54侧移动，按压板74成为从第二输出侧旋转部件70b离开的状态。此时，如图3所示，通过扭转螺旋弹簧73b的作用力，使第二支柱72b的一端、环86以及销90在轴向上向副轴齿轮54侧移动。由此，第二支柱72b的一端能够与第二输出侧旋转部件70b的第二壁面80b抵接，模式切换离合器sowc成为锁定模式。
60.在图2所示的模式切换离合器sowc处于单向模式的状态下，按压板74通过弹簧92的作用力而与第二输出侧旋转部件70b抵接。此时，销90被按压板74按压而在轴向上向输入侧旋转部件68侧移动，并且，环86也被销90按压而在轴向上向输入侧旋转部件68侧移动。其结果是，第二支柱72b的一端被压在环86上而向输入侧旋转部件68侧移动，从而阻止第二支柱72b的一端与第二壁面80b的抵接。此时，允许输入侧旋转部件68与第二输出侧旋转部件70b的相对旋转，第二支柱72b不再作为单向离合器发挥功能。另一方面，第一支柱72a的一端通过扭转螺旋弹簧73a向第一输出侧旋转部件70a侧施力，从而能够与第一凹部78a的第一壁面80a抵接，因此，第一支柱72a作为传递作用于前进方向的驱动力的单向离合器发挥功能。
61.在图2所示的模式切换离合器sowc处于单向模式的状态下，第一支柱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向模式切换离合器sowc传递作用于前进方向的动力的车辆10的驱动状态时，如图2所示，第一支柱72a的一端与第一壁面80a抵接，并且，第一支柱72a的另一端与第一台阶部82a抵接，从而在输入侧旋转部件68与第一输出侧旋转部件70a之间向前进方向的相对旋转被阻止，发动机12的动力经由模式切换离合器sowc向驱动轮14传递。另一方面，在通过在前进行驶过程中进行
惯性行驶而使车辆10成为被驱动状态的情况下，第一支柱72a的一端与第一输出侧旋转部件70a的第一壁面80a不抵接，输入侧旋转部件68与第一输出侧旋转部件70a的相对旋转被允许，因此，经由模式切换离合器sowc的动力传递被切断。因此，在模式切换离合器sowc处于单向模式的状态下，第一支柱72a作为单向离合器发挥功能，在从发动机12传递作用于前进方向的动力的车辆10的驱动状态下传递动力，另一方面，在前进行驶过程中进行惯性行驶的车辆10的被驱动状态下动力被切断。
62.在图3所示的模式切换离合器sowc处于锁定模式的状态下，通过向液压致动器41的液压室75供给工作油，从而克服弹簧92的作用力而使按压板74向从第二输出侧旋转部件70b离开的方向移动。此时，第二支柱72b的一端通过扭转螺旋弹簧73b的作用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。另外，关于第一支柱72a，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。
63.在图3所示的模式切换离合器sowc处于锁定模式的状态下，若传递作用于前进方向的动力，则第一支柱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，第一支柱72a的另一端与第一台阶部82a抵接，从而阻止输入侧旋转部件68与第一输出侧旋转部件70a之间的向前进方向的相对旋转。并且，在模式切换离合器sowc处于锁定模式的状态下，若传递作用于后退方向的动力，则如图3所示，第二支柱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，第二支柱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与第二输出侧旋转部件70b之间向后退方向的相对旋转被阻止。
64.这样，在模式切换离合器sowc处于锁定模式的状态下，第一支柱72a以及第二支柱72b分别作为单向离合器发挥功能，在模式切换离合器sowc中，能够传递作用于前进方向以及后退方向的动力。因此，在后退行驶时，通过将模式切换离合器sowc切换为锁定模式，能够进行后退行驶。另外，在前进行驶过程中进行惯性行驶的车辆10的被驱动状态下，通过将模式切换离合器sowc切换为锁定模式，从驱动轮14侧传递的旋转经由模式切换离合器sowc向发动机12侧传递，能够产生因发动机12被带动旋转而产生的发动机制动。因此，在模式切换离合器sowc处于锁定模式的状态下，第一支柱72a以及第二支柱72b作为单向离合器发挥功能，在车辆10的驱动状态以及被驱动状态下传递动力。
65.图4是表示由车辆10所具备的变速杆98(参照图1)选择的每个操作位置possh的各卡合装置的卡合状态的卡合工作表。在图4中，“c1”与第一离合器c1对应，“c2”与第二离合器c2对应，“b1”与第一制动器b1对应，“sowc”与模式切换离合器sowc对应。另外，“p(p位置)”、“r(r位置)”、“n(n位置)”、“d(d位置)”以及“m(m位置)”表示由变速杆选择的各操作位置possh。另外，图4中的
“○”
表示各卡合装置的卡合，空白栏表示释放。需要说明的是，在与模式切换离合器sowc对应的“sowc”中，
“○”
表示模式切换离合器sowc向锁定模式的切换，空白栏表示模式切换离合器sowc向单向模式的切换。
66.例如，在变速杆的操作位置possh被切换到了作为车辆停止位置的p位置或作为动力传递切断位置的n位置的情况下，如图4所示，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，成为在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2中均不传递动力的空挡状态。
67.另外，当变速杆的操作位置possh被切换到作为后退行驶位置的r位置时，如图4所
示，第一制动器b1被卡合，并且，模式切换离合器sowc被切换为锁定模式。通过使第一制动器b1卡合，作用于后退方向(后退旋转方向)的动力从发动机12侧被传递到齿轮机构28。此时，通过将模式切换离合器sowc切换为锁定模式，作用于后退方向的动力经由模式切换离合器sowc向驱动轮14侧传递，因此能够后退行驶。因此，当操作位置possh被切换到r位置时，第一制动器b1被卡合，并且，模式切换离合器sowc被切换为锁定模式，从而形成经由第一动力传递路径pt1(齿轮机构28)传递后退方向的动力的后退用齿轮挡。
68.另外，当变速杆的操作位置possh被切换到作为前进行驶位置的d位置时，如图4所示，第一离合器c1被卡合或第二离合器c2被卡合。图4所示的“d1(d1位置)”以及“d2(d2位置)”是在控制上设定的假想的操作位置，当操作位置possh被切换到d位置时，根据车辆10的行驶状态，自动切换到d1位置或d2位置。d1位置在包括车辆停止中在内的较低车速区域中被切换。d2位置在包括中车速区域在内的较高车速区域中被切换。例如，在d位置行驶过程中，在车辆10的行驶状态例如从低车速区域移动到了高车速区域的情况下，从d1位置自动切换到d2位置。
69.例如，在操作位置possh被切换到了d位置时，在车辆10的行驶状态处于与d1位置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，成为作用于前进方向的动力从发动机12侧经由第一动力传递路径pt1(齿轮机构28)向驱动轮14传递的齿轮行驶模式。需要说明的是，由于模式切换离合器sowc被切换为单向模式，因此，能够传递作用于前进方向的动力。
70.另外，在操作位置possh被切换到了d位置时，在车辆10的行驶状态处于与d2位置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，成为作用于前进方向的动力从发动机12侧经由第二动力传递路径pt2(无级变速机构24)向驱动轮14传递的带行驶模式。这样，当操作位置possh被切换到d位置时，发动机12的动力根据车辆10的行驶状态，经由第一动力传递路径pt1(齿轮机构28)或第二动力传递路径pt2(无级变速机构24)向驱动轮14传递。
71.另外，当变速杆的操作位置possh被切换到m位置时，能够通过驾驶员的手动操作切换为升挡以及降挡。即，m位置成为能够通过驾驶员的手动操作进行变速的手动换挡位置。例如，在操作位置possh被切换到了m位置的状态下，在图4所示的m2位置的状态下行驶的过程中，当由驾驶员向降挡侧手动操作时，切换到图4所示的m1位置，形成从第二离合器c2被卡合的状态将第一离合器c1卡合并且模式切换离合器sowc被切换为锁定模式的前进用齿轮挡。
72.通过将模式切换离合器sowc切换为锁定模式，在模式切换离合器sowc中，能够在车辆10的驱动状态以及被驱动状态这两方进行动力传递。即，在模式切换离合器sowc中，能够传递作用于车辆前进方向(前进旋转方向)以及车辆后退方向(后退旋转方向)的动力。例如在惯性行驶过程中，成为从驱动轮14侧传递旋转的被驱动状态，但此时若在m位置向降挡侧手动操作，则从驱动轮14侧传递的旋转经由模式切换离合器sowc向发动机12侧传递，从而能够产生因发动机12被带动旋转而产生的发动机制动。这样，当操作位置possh在m位置降挡时，在惯性行驶过程中，从驱动轮14侧传递的旋转经由第一动力传递路径pt1向发动机12侧传递，从而形成能够产生发动机制动的前进用齿轮挡。
73.另外，在变速杆的操作位置possh被切换到了m位置的状态下，在图4所示的m1位置
行驶过程中，当由驾驶员向升挡侧手动操作时，切换到图4所示的m2位置，第二离合器c2被卡合。此时，形成经由第二动力传递路径pt2(无级变速机构24)向驱动轮14传递动力的前进用无级变速挡。
74.这样，当操作位置possh被切换到m位置时，通过驾驶员的手动操作，能够进行切换为经由第一动力传递路径pt1传递动力的前进用齿轮挡(即齿轮行驶模式)、以及经由第二动力传递路径pt2传递动力的前进用无级变速挡(即带行驶模式)中的一方的手动换挡。需要说明的是，在操作位置possh处于m位置的状态下被降挡的情况与图4的m1位置对应，在操作位置possh处于m位置的状态下被升挡的情况与图4的m2位置对应。上述m1位置以及m2位置是在控制上设定的假想的位置，在外观上不存在。
75.图5是概略地表示对图1的变速器39的工作状态进行控制的液压控制回路46的图。在图5中，构成无级变速机构24的初级带轮60具备：固定于初级轴58的固定滑轮60a、相对于初级轴58以不能相对旋转且能够向轴向相对移动的方式设置的可动滑轮60b、以及对可动滑轮60b施加初级推力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槽宽度的初级带轮60的推力(＝初级压力ppri
×
受压面积)。初级压力ppri是通过液压控制回路46向液压致动器60c供给的工作油的液压。
76.另外，次级带轮64具备：固定于次级轴62的固定滑轮64a、相对于次级轴62以不能相对旋转且能够向轴向相对移动的方式设置的可动滑轮64b、以及对可动滑轮64b施加次级推力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槽宽度的次级带轮64的推力(＝次级压力psec
×
受压面积)。次级压力psec是通过液压控制回路46向液压致动器64c供给的工作油的液压。
77.在无级变速机构24中，通过液压控制回路46分别对初级压力ppri以及次级压力psec进行调压，从而分别控制初级推力wpri以及次级推力wsec。由此，在无级变速机构24中，各带轮60、64的v槽宽度变化而变更传动带66的卷绕直径(＝有效直径)，使变速比γcvt(＝初级转速npri/次级转速nsec)变化，并且，以传动带66不产生滑动的方式控制带夹持压力。即，通过分别控制初级推力wpri以及次级推力wsec，防止传动带66的滑动即带滑动，并且使无级变速机构24的变速比γcvt朝向目标变速比γcvttgt变速。需要说明的是，目标变速比γcvttgt是基于车速v以及油门开度θacc等随时设定的目标值。另外，初级转速npri是初级轴58、输入轴22以及初级带轮60的转速，次级转速nsec是次级轴62以及次级带轮64的转速。
78.液压控制回路46构成为具备多个电磁阀(solenoid valve)以及多个控制阀等。另外，作为多个电磁阀，包括：用于对作为第一离合器c1的液压致动器c1a的供给液压的c1离合器压力pc1进行控制的开闭电磁阀91、以及用于对作为第二离合器c2的液压致动器c2a的供给液压的c2离合器压力pc2进行控制的线性电磁阀94。需要说明的是，由于开闭电磁阀91以及线性电磁阀94是公知的技术，因此省略详细的说明。
79.另外，虽然在图5中省略，但液压控制回路46具备用于直接或间接地控制作为向第一制动器b1的液压致动器b1a供给的供给液压的b1控制压力pb1、作为向用于切换模式切换离合器sowc的模式的液压致动器41供给的供给液压的模式切换液压psowc、向初级带轮60的液压致动器60c供给的初级压力ppri、向次级带轮64的液压致动器64c供给的次级压力psec、以及对锁止离合器lu进行控制的lu压力plu的多个电磁阀。在本实施例中，对这些液
压进行控制的电磁阀均由线性电磁阀构成。
80.回到图1，车辆10具备作为包括变速器39的控制装置在内的控制器的电子控制装置100。电子控制装置100构成为包括例如具备cpu、ram、rom、输入输出接口等的所谓微型计算机，cpu利用ram的临时存储功能并根据预先存储于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100执行发动机12的输出控制、无级变速机构24的变速控制、带夹持压力控制、对上述多个卡合装置(c1、b1、c2、sowc)各自的工作状态进行切换的液压控制等。电子控制装置100根据需要分为发动机控制用、液压控制用等而构成。
81.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、油门开度传感器110、节气门开度传感器112、换挡位置传感器114、油温传感器116、加速度传感器118等)的各种检测信号等(例如发动机转速ne、与输入轴转速nin为相同值的初级转速npri、次级转速nsec、与车速v对应的输出轴转速nout、构成模式切换离合器sowc的输入侧旋转部件68的输入侧转速nsoin、表示驾驶员对油门踏板45的操作量的油门开度θacc、节气门开度θth、作为车辆10所具备的换挡切换装置的变速杆98的操作位置possh、液压控制回路46内的工作油的温度即工作油温thoil、车辆10的加减速度g等)分别供给到电子控制装置100。需要说明的是，输入轴转速nin(＝初级转速npri)也是涡轮转速nt。另外，电子控制装置100基于初级转速npri和次级转速nsec随时计算无级变速机构24的实际的变速比即变速比γcvt(＝npri/nsec)。另外，电子控制装置100基于输出轴转速nout，随时计算构成模式切换离合器sowc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，在不特意区分的情况下称为输出侧旋转部件70)的输出侧转速nsoout。
82.从电子控制装置100向车辆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、带夹持压力等进行控制的液压控制指令信号scvt、用于对上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)。
83.接收这些液压控制指令信号scvt以及液压控制指令信号scbd而从液压控制回路46输出：作为向第一离合器c1的液压致动器c1a供给的供给液压的c1离合器压力pc1、作为向第一制动器b1的液压致动器b1a供给的供给液压的b1制动器压力pb1、作为向第二离合器c2的液压致动器c2a供给的供给液压的c2离合器压力pc2、作为向对模式切换离合器sowc的模式进行切换的液压致动器41供给的供给液压的模式切换液压psowc、向初级带轮60的液压致动器60c供给的初级压力ppri、向次级带轮64的液压致动器64c供给的次级压力psec等。
84.电子控制装置100为了实现车辆10中的各种控制而在功能上具备：作为对发动机12的输出进行控制的发动机控制构件发挥功能的发动机控制部120、作为执行无级变速机构24的无级变速控制的无级变速控制构件发挥功能的无级变速控制部122、以及作为进行第一动力传递路径pt1与第二动力传递路径pt2之间的动力传递路径pt的切换控制的切换控制构件发挥功能的切换控制部124。
85.发动机控制部120通过将油门开度θacc以及车速v等驱动力关联值应用于预先通过实验或通过设计而求出并存储的关系即驱动力映射来计算要求驱动力fdem。发动机控制部120设定能够得到该要求驱动力fdem的目标发动机转矩tetgt，并向发动机控制装置42输出控制发动机12的指令，以便能够得到该目标发动机转矩tetgt。
86.无级变速控制部122在经由第二动力传递路径pt2传递动力的带行驶模式下行驶的过程中，向液压控制回路46输出对无级变速机构24的变速比γcvt进行控制的指令，以便成为基于油门开度θacc、车速v等算出的目标变速比γcvttgt。无级变速控制部122将无级变速机构24的带夹持压力调整为最佳的值，并且存储有实现发动机12的工作点处于规定的最佳线(例如发动机最佳油耗线)上的无级变速机构24的目标变速比γcvttgt的预先确定的关系(例如变速映射)，根据该关系，基于油门开度θacc以及车速v等，确定作为向初级带轮60的液压致动器60c供给的初级压力ppri的指令值的初级指示压力ppritgt、以及作为向次级带轮64的液压致动器64c供给的次级压力psec的指令值的次级指示压力psectgt，以成为初级指示压力ppritgt以及次级指示压力psectgt的方式向液压控制回路46输出对初级压力ppri以及次级压力psec进行控制的指令来执行无级变速机构24的变速。需要说明的是，关于无级变速机构24的变速控制，由于是公知的技术，因此省略详细的说明。
87.切换控制部124在操作位置possh处于d位置的情况下，执行在发动机12的动力经由第一动力传递路径pt1向驱动轮14传递的齿轮行驶模式和发动机12的动力经由第二动力传递路径pt2向驱动轮14传递的带行驶模式之间切换行驶模式的切换控制。即，切换控制部124执行在第一动力传递路径pt1与第二动力传递路径pt2之间切换动力传递路径pt的切换控制。
88.切换控制部124存储有用于在齿轮行驶模式与带行驶模式之间切换行驶模式的预先确定的关系即切换映射。切换映射由车速v以及油门开度θacc等构成，在切换映射上设定有用于判断从齿轮行驶模式向带行驶模式的切换的升挡线、以及用于判断从带行驶模式向齿轮行驶模式的切换的降挡线。
89.切换控制部124通过将实际的车速v以及油门开度θacc应用于切换映射来判断是否需要切换，并基于该判断结果来执行行驶模式的切换。例如，在带行驶模式下行驶的过程中，在跨过降挡线的情况下，判断向齿轮行驶模式的切换(降挡)，在齿轮行驶模式下行驶的过程中，在跨过升挡线的情况下，判断向带行驶模式的切换(升挡)。需要说明的是，齿轮行驶模式与图4的d1位置对应，带行驶模式与图4的d2位置对应。
90.例如，在操作位置possh处于d位置处的齿轮行驶模式(与图4的d1位置对应)下行驶的过程中，若切换为带行驶模式(与图4的d2位置对应)的切换要求(升挡要求)成立，则切换控制部124向液压控制回路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，变速器39中的动力传递路径pt从第一动力传递路径pt1切换为第二动力传递路径pt2。另外，在操作位置possh处于d位置处的带行驶模式下行驶的过程中，若切换为齿轮行驶模式的切换要求(降挡要求)成立，则切换控制部124向液压控制回路46输出使第二离合器c2释放并且使第一离合器c1卡合的指令。由此，变速器39中的动力传递路径pt从第二动力传递路径pt2切换为第一动力传递路径pt1。
91.如上所述，在带行驶模式下行驶的过程中切换为齿轮行驶的情况下，在切换过渡期内，第二离合器c2被释放并且第一离合器c1被卡合。此时，在动力传递路径pt的切换过渡期内，虽然临时存在第一离合器c1以及第二离合器c2均具有转矩容量的状态，但第一动力传递路径pt1通过模式切换离合器sowc切断动力传递，从而能够抑制在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2同时传递动力。
92.但是，在产生了模式切换离合器sowc固定在锁定模式的异常的情况下，即在产生
了模式切换离合器sowc在传递作用于两个方向的动力的状态下固定的异常的情况下，若在该状态下从带行驶模式切换为齿轮行驶模式，则在切换过渡期内成为第一离合器c1以及第二离合器c2均具有转矩容量的状态时，有可能因在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2双方传递动力而产生冲击。
93.另外，在从齿轮行驶模式切换为带行驶模式的情况下，在切换过渡期也临时存在第一离合器c1以及第二离合器c2均具有转矩容量的状态，但此时，若产生模式切换离合器sowc固定在锁定模式的异常，则在切换过渡期内成为第一离合器c1以及第二离合器c2均具有转矩容量的状态时，有可能因在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2双方传递动力而产生冲击。
94.为了解决该问题，电子控制装置100在功能上具备离合器异常应对部126，该离合器异常应对部126作为即便在产生模式切换离合器sowc固定在锁定模式的异常的情况下也能够抑制伴随着行驶模式的切换的冲击的离合器异常应对构件发挥功能。
95.离合器异常应对部126对是否处于在带行驶模式下行驶的过程中进行判断，在带行驶模式下行驶的过程中，在模式切换离合器sowc的前后的旋转部件之间的转速差δnsowc为规定值α1以下的情况下，即便在判断为向齿轮行驶模式切换的情况下，也禁止向齿轮行驶模式的切换。在此，模式切换离合器sowc的前后的旋转部件之间的转速差δn与构成模式切换离合器sowc的、输入侧旋转部件68的输入侧转速nsoin与输出侧旋转部件70的输出侧转速nsoout的差值(＝|nsoin-nsoout|)对应。需要说明的是，带行驶模式与本发明的驱动源的动力经由第二动力传递路径向驱动轮传递的行驶模式对应，齿轮行驶模式与本发明的驱动源的动力经由第一动力传递路径向驱动轮传递的行驶模式对应。
96.离合器异常应对部126在带行驶模式下行驶的过程中，随时计算模式切换离合器sowc的旋转部件之间的转速差δnsowc，对转速差δnsowc是否为规定值α1以下进行判定。在带行驶模式下行驶的过程中，第一离合器c1成为被释放的状态，因此，来自发动机12侧的旋转不传递到输入侧旋转部件68。即，输入侧转速nsoin成为零或由第一离合器c1中的拖曳引起的极低转速。另一方面，输出侧旋转部件70的输出侧转速nsoout成为与车速v相应的转速。因此，如果模式切换离合器sowc正常，则转速差δnsowc与输出侧转速nsoout的值大致相等。另一方面，若模式切换离合器sowc固定在锁定模式，则输出侧旋转部件70的旋转传递到输入侧旋转部件68，因此，转速差δnsowc为零或大致为零。因此，在规定值α1设定为零附近的极低转速且转速差δnsowc为规定值α1以下的情况下，判断为产生了模式切换离合器sowc固定在锁定模式的异常。
97.离合器异常应对部126在带行驶模式下行驶的过程中，在转速差δnsowc为规定值α1以下的情况下，即便在基于切换映射作出了切换为齿轮行驶模式的判断的情况下，也禁止向齿轮行驶模式的切换。通过禁止向齿轮行驶模式的切换，在向齿轮行驶模式切换的切换过渡期内，能够抑制因在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2同时传递动力而产生的冲击。
98.另外，离合器异常应对部126对是否处于从齿轮行驶模式向带行驶模式切换的切换过渡期进行判断，并且，在从齿轮行驶模式向带行驶模式切换的切换过渡期内，在与切换的进行相伴随的变速器39的输入轴22的输入轴转速nin的变化量为后述的规定值α3以下的情况下，将第一离合器c1释放。
99.当在行驶过程中作出从齿轮行驶模式切换为带行驶模式的判定时，在模式切换离合器sowc为锁定模式的状态的情况下，切换控制部124在将模式切换离合器sowc迅速切换为单向模式后，开始切换控制。因此，在从齿轮行驶模式向带行驶模式切换的情况下，从模式切换离合器sowc为单向模式的状态开始切换控制。
100.切换控制部124在从齿轮行驶模式向带行驶模式切换的切换过渡期内，在第一离合器c1被卡合的状态下，开始第二离合器c2的卡合。而且，当第二离合器c2的转矩容量tc2达到能够传递从发动机12侧传递的动力的值时，模式切换离合器sowc被切断，切换为经由第二动力传递路径pt2的动力传递，开始变速器39的伴随着动力传递路径pt的惯性阶段(inertia phase)。另一方面，当在切换过渡期内产生了模式切换离合器sowc固定在锁定模式的异常的情况下，即便第二离合器c2的转矩容量成为能够传递来自发动机12侧的动力的值，第一动力传递路径pt1也维持在动力传递状态，因此，阻碍切换的进行而不开始惯性阶段。
101.因此，离合器异常应对部126在从齿轮行驶模式向带行驶模式切换的切换过渡期内，若开始变速器39的惯性阶段的条件(以下，称为旋转变化开始条件)成立，则对伴随着切换的输入轴转速nin的变化量是否为规定值α3以下、即是否不开始惯性阶段进行判定，在输入轴转速nin的变化量为规定值α3以下的情况下(即不开始惯性阶段的情况下)，将第一离合器c1释放。在从齿轮行驶模式向带行驶模式切换的切换过渡期内，在即便旋转变化开始条件成立也不产生输入轴转速nin的旋转变化的情况下(不开始惯性阶段的情况下)，模式切换离合器sowc有可能固定在锁定模式。在这种情况下，通过将第一离合器c1释放，即便在模式切换离合器sowc固定在锁定模式的情况下，第一动力传递路径pt1的动力传递也被切断，因此，能够抑制因在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2同时传递动力而引起的冲击。
102.在此，基于第二离合器c2的转矩容量tc2的推定值即推定转矩容量tc2est是否成为开始惯性阶段的规定值α2以上，来判定旋转变化开始条件是否成立。规定值α2预先通过实验或通过设计而求出，被设定为在变速器39中开始惯性阶段的转矩容量tc2。另外，开始惯性阶段的第二离合器c2的转矩容量tc2根据发动机12的发动机转矩te等而变化。因此，预先求出并存储有由发动机转矩te等构成的、用于求出规定值α2的关系映射，通过将发动机转矩te等与规定值α2相关的关联值应用于该关系映射来确定规定值α2。
103.离合器异常应对部126确定规定值α2，并且，推定作为第二离合器c2的转矩容量tc2的推定值的推定转矩容量tc2est，并判定推定转矩容量tc2est是否为规定值α2以上。需要说明的是，推定转矩容量tc2est基于由第二离合器c2的指示压力pc2*、工作油的工作油温thoil等构成的转矩容量tc2的推定映射来求出。需要说明的是，关于推定转矩容量tc2est的推定方法，由于是公知的技术，因此省略其说明。
104.离合器异常应对部126在推定转矩容量tc2est为规定值α2以上的情况下，换言之，在旋转变化开始条件成立的情况下，基于输入轴22的输入轴转速nin的变化量是否为规定值α3以下，来判定是否不开始惯性阶段。离合器异常应对部126对变速器39的输入轴22的输入轴转速nin与根据切换前的齿数比el以及输出轴转速nout算出的切换前的输入轴转速nins的差值δnin(＝|nin-nins|)进行计算。该差值δnin与输入轴转速nin的变化量对应。
105.接着，离合器异常应对部126判定算出的差值δnin是否为规定值α3以下。规定值α
3被设定为未产生输入轴转速nin的旋转变化的、即能够判断为不开始惯性阶段这种程度的低速旋转的值。因此，在差值δnin为规定值α3以下的情况下，判断为不开始惯性阶段。即，即便旋转变化条件成立，也判断为不产生与切换的进行相伴随的输入轴转速nin的变化。此时，离合器异常应对部126通过将第一离合器c1释放，由第一动力传递路径pt1进行的动力传递被切断，能够抑制因在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2同时传递动力而引起的冲击。另外，通过切断第一动力传递路径pt1，从而开始惯性阶段，能够向第二动力传递路径pt2进行切换。
106.另外，在从切换开始时刻起的经过时间t经过了规定时间t1时，也可以基于输入轴22的输入轴转速nin的变化量是否为规定值α3以下对是否不开始惯性阶段进行判定。在此，规定时间t1预先通过实验或通过设计而求出，第二离合器c2的转矩容量tc2被设定为开始惯性阶段的上述规定值α2以上的值。即，在经过时间t达到规定时间t1的情况下，判定为旋转变化开始条件成立。需要说明的是，规定时间t1根据发动机转矩te等而变化，因此，预先求出并存储有由发动机转矩te等构成的用于求出规定时间t1的关系映射，通过将发动机转矩te等应用于该关系映射，从而随时确定规定时间t1。
107.当从切换开始时刻起的经过时间t达到规定时间t1时，离合器异常应对部126基于变速器39的输入轴22的输入轴转速nin与根据切换前的齿数比el以及输出轴转速nout算出的切换前的输入轴转速nins的差值δnin(＝|nin-nins|)是否为规定值α3以下，对是否不开始惯性阶段进行判定。而且，在差值δnin为规定值α3以下的情况下，即在即便旋转变化开始条件成立也不开始惯性阶段的情况下，离合器异常应对部126将第一离合器c1释放。这样，也可以根据经过时间t来判断旋转变化开始条件是否成立。
108.另外，在从齿轮行驶模式向带行驶模式切换的切换过渡期内，在从切换开始时刻起的经过时间t经过预先设定的规定时间t2后，也可以基于输入轴22的输入轴转速nin是否不会达到切换后设定的同步转速nsync来判定与切换的进行相伴随的输入轴22的输入轴转速nin的变化量是否为规定值以下。在此，规定时间t2预先通过实验或通过设计而求出，在模式切换离合器sowc正常的情况下，被设定为输入轴转速nin达到切换后的同步转速nsync的值。即，规定时间t2被设定为伴随着动力传递路径pt的切换的惯性阶段结束的时间。需要说明的是，同步转速nsync根据输出轴转速nout以及切换后设定的无级变速机构24的变速比γcvt(最低侧变速比γmax)之积(＝nout
×
γmax)求出。
109.离合器异常应对部126在从切换开始时刻起的经过时间t经过规定时间t2时，对输入轴转速nin与同步转速nsync的差值δnsync(＝|nsync-nin|)是否比预先设定的规定值α4大进行判定。需要说明的是，规定值α4被设定为在差值δnsync为该规定值α4以下的情况下能够判定为输入轴转速nin达到同步转速nsync这种程度的低速旋转的值。离合器异常应对部126在差值δnsync比规定值α4大的情况下，即在输入轴转速nin不会达到同步转速nsync的情况下，将第一离合器c1释放。需要说明的是，即便经过规定时间t2后输入轴转速nin也不会达到同步转速nsync的情况，是与切换的进行相伴随的输入轴22的输入轴转速nin为规定值以下的情况下的一种方式。
110.图6是用于说明电子控制装置100的控制工作的主要部分的流程图，是用于抑制因在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2同时传递动力而产生的冲击的流程图。该流程图在车辆的行驶过程中反复执行。
111.首先，在与离合器异常应对部126的控制功能对应的步骤st1(以下，省略步骤)中，判断是否处于在经由第二动力传递路径pt2传递动力的带行驶模式下行驶的过程中。在st1为肯定的情况下，在与离合器异常应对部126的控制功能对应的st2中，判定模式切换离合器sowc的前后的旋转部件之间的转速差δnsowc是否为规定值α1以下。在st2为否定的情况下，判断为模式切换离合器sowc正常工作，并返回。在st2为肯定的情况下，模式切换离合器sowc有可能固定在锁定模式，因此，在与离合器异常应对部126的控制功能对应的st3中，禁止向经由第一动力传递路径pt1传递动力的齿轮行驶模式的切换。由此，能够抑制由于通过切换为齿轮行驶模式而在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2同时传递动力而引起的冲击。
112.回到st1，在st1为否定的情况下，在与离合器异常应对部126的控制功能对应的st4中，判断是否处于从齿轮行驶模式向带行驶模式的切换中、即是否处于从第一动力传递路径pt1向第二动力传递路径pt2的切换中。在st4为否定的情况下返回。在st4为肯定的情况下，在与离合器异常应对部126的控制功能对应的st5中，对切换的进行是否停滞进行判定，具体而言，对是否为即便伴随着切换的旋转变化开始条件成立也未产生输入轴转速nin的旋转变化进行判定。在st5为否定的情况下返回。另一方面，在st5为肯定的情况下，在与离合器异常应对部126的控制功能对应的st6中，形成第一动力传递路径pt1的第一离合器c1被释放。由此，第一动力传递路径pt1的动力传递被切断，因此，向带行驶模式进行切换，并且，能够抑制因在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2同时传递动力而引起的冲击。
113.如上所述，根据本实施例，在带行驶模式下行驶的过程中，在模式切换离合器sowc的旋转部件之间的转速差δnsowc为规定值α1以下的情况下，模式切换离合器sowc有可能固定在传递作用于两个方向的动力的锁定模式。此时，向齿轮行驶模式的切换被禁止，因此，在切换为齿轮行驶模式的过渡期内，能够抑制在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2同时传递动力时产生的冲击。
114.另外，根据本实施例，在从齿轮行驶模式切换为带行驶模式的切换过渡期内，在不产生与切换的进行相伴随的输入轴转速nin的旋转变化的情况下，模式切换离合器sowc有可能固定在传递作用于两个方向的动力的锁定模式。与此相对，在与切换的进行相伴随的输入轴22的输入轴转速nin的变化量为规定值α3以下的情况下，第一离合器c1被释放，因此，能够抑制在切换过渡期在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2同时传递动力时产生的冲击。
115.接着，说明本发明的另一实施例。需要说明的是，在以下的说明中，对与前述实施例通用的部分标注相同的附图标记并省略说明。
116.图7是说明与本发明的另一实施例对应的电子控制装置150的控制功能的功能模块线图。需要说明的是，关于车辆10的结构，由于与前述实施例相同，因此省略。
117.电子控制装置150在功能上具备发动机控制部120、无级变速控制部122、切换控制部124以及离合器异常应对部152。需要说明的是，关于发动机控制部120、无级变速控制部122以及切换控制部124，由于具有与前述实施例相同的功能，因此，省略其说明。
118.离合器异常应对部152与前述实施例相同，在带行驶模式下行驶的过程中，在模式切换离合器sowc的前后的转速差δnsowc为规定值α1以下的情况下，禁止向齿轮行驶模式
的切换。
119.另外，离合器异常应对部152在从齿轮行驶模式向带行驶模式切换的切换过渡期内的车辆10的减速度g为规定值α5以上的情况下，将第一离合器c1释放。具体而言，离合器异常应对部152在作为形成第二动力传递路径pt2的第二离合器c2的转矩容量tc2的推定值的推定转矩容量tc2est达到开始惯性阶段的规定值α2之后，在车辆10的减速度g比规定值α5大的情况下，将第一离合器c1释放。
120.在模式切换离合器sowc固定在锁定模式的情况下，在从齿轮行驶模式向带行驶模式切换的切换过渡期内，随着第二离合器c2的转矩容量tc2的增加，对旋转进行阻碍的方向上的力作用于构成变速器39的各旋转部件，车辆10的减速度g增加。因此，在切换过渡期内车辆10的减速度g比规定值α5大的情况下，将第一离合器c1释放而切断第一动力传递路径pt1的动力传递，从而能够抑制因在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2同时传递动力而引起的冲击。
121.在此，规定值α5被设定为如下值，即在与基于形成第二动力传递路径pt2的第二离合器c2的转矩容量tc2的增加比例(增加梯度)而产生的车辆10的减速度g相当的值上加上考虑了车辆10的部件的偏差等的修正值而得到的值。在模式切换离合器sowc固定在锁定模式的情况下，由于力作用于使变速器39的旋转停止的方向，因此，车辆10的减速度g变得比规定值α5大。因此，基于车辆10的减速度g是否比规定值α5大，判断模式切换离合器sowc是否固定在锁定模式。
122.另外，由于切换过渡期内的车辆10的减速度g也根据发动机转矩te以及车速v等而变化，因此，预先求出并存储预先由发动机转矩te以及车速v等构成的用于求出规定值α5的关系映射，通过将发动机转矩te以及车速v等应用于该关系映射，从而求出与行驶状态相应的规定值α5。
123.离合器异常应对部152在从齿轮行驶模式向带行驶模式切换的切换过渡期内，当第二离合器c2的推定转矩容量tc2est达到开始惯性阶段的规定值α2时，判定车辆10的减速度g是否比规定值α5大，在减速度g比规定值α5大的情况下，将第一离合器c1释放。由此，第一动力传递路径pt1的动力传递被切断，因此，能够抑制因在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2同时传递动力而引起的冲击。需要说明的是，车速10的减速度g由加速度传感器118直接检测。或者，车辆10的减速度g也可以基于随时检测的车速v的变化来计算。
124.图8是用于说明电子控制装置150的控制工作的主要部分的流程图，是用于抑制因在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2同时传递动力而产生的冲击的流程图。该流程图在车辆的行驶过程中反复执行。
125.首先，在与离合器异常应对部152的控制功能对应的步骤st1(以下，省略步骤)中，判断是否处于在经由第二动力传递路径pt2传递动力的带行驶模式下行驶的过程中。在st1为肯定的情况下，在与离合器异常应对部152的控制功能对应的st2中，判定模式切换离合器sowc的前后的旋转部件之间的转速差δnsowc是否为规定值α1以下。在st2为否定的情况下，判断为模式切换离合器sowc正常工作，并返回。在st2为肯定的情况下，模式切换离合器sowc有可能固定在锁定模式，因此，在与离合器异常应对部152的控制功能对应的st3中，禁止向经由第一动力传递路径pt1传递动力的齿轮行驶模式的切换。由此，能够抑制由于通过
切换为齿轮行驶模式而在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2同时传递动力而引起的冲击。
126.回到st1，在st1为否定的情况下，在与离合器异常应对部152的控制功能对应的st4中，判断是否处于从齿轮行驶模式向带行驶模式的切换中、即是否处于从第一动力传递路径pt1向第二动力传递路径pt2的切换中。在st4为否定的情况下返回。在st4为肯定的情况下，在与离合器异常应对部152的控制功能对应的st10中，判定车辆10的减速度g是否比规定值α5大。在st10为否定的情况下返回。另一方面，在st10为肯定的情况下，在与离合器异常应对部152的控制功能对应的st6中，形成第一动力传递路径pt1的第一离合器c1被释放。由此，第一动力传递路径pt1的动力传递被切断，因此，进行向带行驶模式的切换，并且，能够抑制因在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2同时传递动力而引起的冲击。
127.如上所述，根据本实施例也能够得到与前述实施例相同的效果。另外，在从齿轮行驶模式向带行驶模式切换的切换过渡期内，当车辆10的减速度g变大时，模式切换离合器sowc有可能在传递作用于两个方向的动力的状态下固定。与此相对，在切换过渡期内车辆10的减速度g为规定值α5以上的情况下，第一离合器c1被释放，因此，能够抑制在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2同时传递动力时产生的冲击。
128.以上，基于附图详细地说明了本发明的实施例，但本发明也能够应用于其他方式。
129.例如，在前述实施例中，在从齿轮行驶模式向带行驶模式切换的切换过渡期内，基于是否为即便第二离合器c2的转矩容量tc2达到开始惯性阶段的规定值α2也不产生伴随着切换的旋转变化，或者基于向带行驶模式切换的切换过渡期的车辆10的减速度g是否为规定值α5以上，间接地判断模式切换离合器sowc是否固定在锁定模式。但是，也可以通过其他方法来判定模式切换离合器sowc是否固定在锁定模式。例如，在从齿轮行驶模式向带行驶模式切换的切换过渡期内，也可以基于在无级变速机构24的初级带轮60以及次级带轮64与传动带66之间是否产生滑动，间接地判定模式切换离合器sowc是否固定在锁定模式。
130.在模式切换离合器sowc固定在锁定模式的情况下，在从齿轮行驶模式向带行驶模式切换的切换过渡期内，在第二离合器c2的转矩容量tc2达到开始惯性阶段的规定值α2时，因在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2同时传递动力而产生滑动。因此，通过在切换过渡期内检测滑动的产生，从而能够判定模式切换离合器sowc向锁定模式的固定。例如，基于初级带轮60的初级转速npri是否比通过次级带轮64的次级转速nsec与无级变速机构24的变速比γcvt之积而算出的值(＝nsec
×
γcvt)高(npri>nsec
×
γcvt)，对滑动的产生进行判定，在产生了滑动的情况下，第一离合器c1被释放。这样，即便在基于从齿轮行驶模式向带行驶模式切换的切换过渡期内的滑动的产生对模式切换离合器sowc是否固定在锁定模式进行判定的情况下，也能够得到与前述实施例相同的效果。
131.另外，在前述实施例中，作为驱动源而使用发动机12，但本发明不一定限于发动机12。例如，也可以使用电动机作为驱动源，也可以使用由发动机以及电动机构成的混合动力形式的驱动源。
132.另外，在前述实施例中，无级变速机构24是带式无级变速机构，但本发明不一定限于带式，例如能够适当变更为环式无级变速机构等。
133.另外，在前述实施例中，变速器39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以及第二动力传递路径pt2而构成，但除这些动力传递路径之外，也可以进一步并列地具备一个或多个动力传递路径而构成。
134.另外，在前述实施例中，在第一动力传递路径pt1中，作为动力断接机构而设置有模式切换离合器sowc，但也可以代替模式切换离合器sowc而设置传递作用于一个方向的动力而切断作用于相反方向的动力的单向离合器。在该情况下，由于基于第一动力传递路径pt1的后退行驶变得困难，因此，例如后退用的动力传递路径与第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2并列地设置等而构成为能够切换为后退行驶。另外，即便代替模式切换离合器sowc而设置的单向离合器产生故障并成为单向离合器进行作用于两个方向的动力传递的状态，通过执行上述控制，也能够抑制因在第一动力传递路径pt1以及第二动力传递路径pt2同时传递动力而产生的冲击。
135.另外，在前述实施例中，第一动力传递路径pt1中的齿数比el设定为比第二动力传递路径pt2中的最低侧变速比γmax靠低侧，但第一动力传递路径pt1中的齿数比el也可以设定为比第二动力传递路径pt2中的最高侧变速比γmin靠高侧。在该情况下，从第二动力传递路径pt2向第一动力传递路径pt1的切换成为升挡，从第一动力传递路径pt1向第二动力传递路径pt2的切换成为降挡。
136.需要说明的是，上述内容仅为一个实施方式，本发明能够以基于本领域技术人员的知识进行了各种变更、改良的方式来实施。