JP2018105495A

JP2018105495A - 車両用動力伝達装置の制御装置

Info

Publication number: JP2018105495A
Application number: JP2016255990A
Authority: JP
Inventors: 進守友; Susumu Moritomo; 光博深尾; Mitsuhiro Fukao; 澤田　真; Makoto Sawada; 澤田　　真; 諭加藤; Satoshi Kato
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2016-12-28
Filing date: 2016-12-28
Publication date: 2018-07-05
Also published as: CN108253137A; US20180180180A1

Abstract

【課題】車両の走行状態に応じ、ギヤによる走行とベルト式無段変速機による走行とを切り替えるクラッチ機構を備える車両用動力伝達装置において、クラッチの発熱を抑制することのできる制御装置を提供する。【解決手段】ベルト式無段変速機２４の変速比γcvtが所定の閾値γt以上となった場合に、クラッチＣ１、Ｃ２によるギヤ伝動機構２８の第１動力伝達経路ＰＴ１とベルト式無段変速機２８の第２動力伝達経路ＰＴ２との切り替えを行なうことによって、切り替え時にクラッチＣ１、Ｃ２に入力する入力軸回転速度Ｎinの差回転を減少させる。この差回転の減少によってクラッチＣ１、Ｃ２に生じる発熱量を抑制する。【選択図】図７

Description

本発明は、車両用動力伝達装置の制御装置に係り、ベルト式無段変速機構とギヤを有する伝動機構とを切り替えるクラッチ機構を備える車両用動力伝達装置の制御装置の制御に関するものである。

駆動力源から出力されたトルクが伝達される入力軸と駆動輪に対してトルクを出力する出力軸との間に設けられたプライマリプーリと前記プライマリプーリと共に伝動ベルトが巻き掛けられたセカンダリプーリとを備えるベルト式無段変速機構と、少なくとも1つのギヤ比を有する伝動機構と、前記駆動力源から出力されたトルクを前記ベルト式無段変速機構を介して前記出力軸に伝達可能な第1伝達経路と前記伝動機構を介して前記出力軸に伝達可能な第２伝達経路とを切り替えるクラッチ機構と、を備える車両用動力伝達装置の制御装置が開示されている。例えば、特許文献１においては、前記第１伝達経路と前記第２伝達経路との間でトルク伝達経路を切り替える際、一方のクラッチを解放させるとともに他方のクラッチを係合する、クラッチトウクラッチ変速を行なう変速制御が開示されている。

特開２０１６−３６７３号公報

特許文献１の構造を備える車両用動力伝達装置において、前記第１伝達経路と前記第２伝達経路とを切り替えるクラッチトウクラッチ変速を実施する場合、前記ベルト式無段変速機の変速比がハイギヤ側、すなわち変速比が低く前記入力軸と前記出力軸との差回転が大きい状態にあると、クラッチ機構に用いられているクラッチの摩擦材の発熱量が増加しクラッチ機構の耐久性の低下を招く虞があった。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、前記第１伝達経路と前記第２伝達経路との間でトルク伝達経路を切り替えるクラッチトウクラッチ変速を行なう際に、前記クラッチ機構の発熱量を減少することによって耐久性の低下を抑制する、車両用動力伝達装置の制御装置を供給することにある。

第１の発明の要旨とするところは、（ａ）駆動力源から出力されたトルクが伝達される入力軸および駆動輪に対してトルクを出力する出力軸に設けられたプライマリプーリおよびセカンダリプーリと、前記プライマリプーリおよび前記セカンダリプーリに巻き掛けられた伝動ベルトとを備えるベルト式無段変速機構と、少なくとも1つのギヤ比を有する伝動機構と、前記駆動力源から出力されたトルクを前記ベルト式無段変速機構を介して前記出力軸に伝達可能な第1伝達経路と前記伝動機構を介して前記出力軸に伝達可能な第２伝達経路とを切り替えるクラッチ機構と、を備える車両用動力伝達装置の制御装置において、（ｂ）前記ベルト式無段変速機構の変速比が予め定められた閾値以上の場合に、前記第１伝達経路と前記第２伝達経路との間でトルク伝達経路を切り替えることを特徴とする。

第２の発明の要旨とするところは、第１発明の車両用動力伝達装置の制御装置において、前記閾値は、予め記憶された関係から車速に基づいて変更されることを特徴とする。

第３の発明の要旨とするところは、第１発明の車両用動力伝達装置の制御装置において、前記閾値は、予め記憶された関係から前記車両用動力伝達装置内の油温に基づいて変更されることを特徴とする。

第４の発明の要旨とするところは、前記閾値は、前記駆動力源はエンジンであり、予め記憶された関係から前記エンジンのエンジン水温に基づいて変更されることを特徴とする。

第５の発明の要旨とするところは、前記トルク伝達経路の切り替後の前記エンジンの回転速度が過回転抑制のために予め設定されたオーバーレブ回転速度Ｎｅｏ以上となると予想される場合には、前記トルク伝達経路の切り換えを禁止することを特徴とする。

第１発明によれば、駆動力源から出力されたトルクが伝達される入力軸および駆動輪に対してトルクを出力する出力軸に設けられたプライマリプーリおよびセカンダリプーリと、前記プライマリプーリおよびセカンダリプーリに巻き掛けられた伝動ベルトとを備えるベルト式無段変速機構と、少なくとも1つのギヤ比を有する伝動機構と、前記駆動力源から出力されたトルクを前記ベルト式無段変速機構を介して前記出力軸に伝達可能な第1伝達経路と前記伝動機構を介して前記出力軸に伝達可能な第２伝達経路とを切り替えるクラッチ機構と、を備える車両用動力伝達装置の制御装置において、前記ベルト式無段変速機構の変速比が予め定められた閾値以上の場合に、前記第１伝達経路と前記第２伝達経路との間でトルク伝達経路を切り替える。これによって、前記ベルト式無段変速機構と前記伝動機構とを切り替える際に、前記ベルト式無段変速機の変速比がローギヤ側へ変化させられてから変速制御が開始されるので、ハイギヤ側すなわち変速比が低く、前記入力軸と前記出力軸との差回転が大きい状態において変速制御が開始された場合に生じる、前記クラッチ機構に用いられている摩擦材の発熱量が抑制されることによって、前記摩擦材の耐久性の低下が効果的に抑制される。

また第２発明によれば、前記第１伝達経路と前記第２伝達経路との間でトルク伝達経路を切り替える制御の開始を判定する前記閾値が、車速に基づいて変更される。これにより前記クラッチ機構に用いられている前記摩擦材の耐久性の低下がより効果的に抑制されるとともに、前記閾値が前記車速に基づいてより正確に設定されることによって、より小さい変速比を選択することが可能となり、前記第１伝達経路と前記第２伝達経路との間におけるトルク伝達経路の切り替えをより早いものとすることができる。

また第３の発明によれば、前記第１伝達経路と前記第２伝達経路との間でトルク伝達経路を切り替える制御の開始を判定する前記閾値が、前記車両用動力伝達装置内の油温に基づいて変更される。これにより前記クラッチ機構に用いられている前記摩擦材の耐久性の低下がより効果的に抑制されるとともに、前記閾値が前記油温に基づいてより正確に設定されることによって、より小さい変速比を選択することが可能となり、前記第１伝達経路と前記第２伝達経路との間におけるトルク伝達経路の切り替えをより早いものとすることができる。

また第４の発明によれば、前記第１伝達経路と前記第２伝達経路との間でトルク伝達経路を切り替える制御の開始を判定する前記閾値が、前記駆動力源はエンジンであり、前記エンジンのエンジン水温に基づいて変更される。これにより前記クラッチ機構に用いられている前記摩擦材の耐久性の低下がより効果的に抑制されるとともに、前記閾値が前記駆動力源の水温に基づいてより正確に設定されることによって、より小さい変速比を選択することが可能となり、前記第１伝達経路と前記第２伝達経路との間におけるトルク伝達経路の切り替えをより早いものとすることができる。

さらに第５の発明によれば、前記トルク伝達経路の切り替後の前記エンジンの回転速度が過回転抑制のために予め設定されたオーバーレブ回転速度以上となると予想される場合には、前記トルク伝達経路の切り換えを禁止することにより、前記クラッチ機構に用いられている前記摩擦材の耐久性の低下がより効果的に抑制されるとともに、前記トルク伝達経路の切り換え後の前記エンジンの回転速度が過回転抑制のために予め設定されたオーバーレブ回転速度を超えることが効果的に防止される。

本発明が適用される車両の概略構成を説明する図である。図１の車両における動力伝達装置の走行パターンの切り替わりを説明する為の図である。図１の車両における各種制御の為の制御機能及び制御系統の要部を説明する図である。図２の走行パターンの切り替わりの際に生じるクラッチ機構の発熱を抑制するための変速比の閾値を示した一例である。図２の走行パターンの切り替わりの一つである、ダウンシフトにおけるクラッチ機構の発熱とタービン回転速度との関係を示した一例である。図４の変速比に基づくクラッチ機構の制御の一部であるベルト変速制御ルーチンのフローチャートの一実施例を示した図である。図４の変速比に基づくクラッチ機構の制御の一部であるクラッチ変速制御ルーチンのフローチャートの一実施例を示した図である。図６におけるクラッチ変速制御ルーチンのフローチャートの他の一実施例を示した図である。ベルト式無段変速機構から、伝動機構への切り替えの際の本発明の制御の一例を示したタイムチャートである。伝動機構から、ベルト式無段変速機構への切り替えの際の本発明の制御の一例を示したタイムチャートである。図４のクラッチ機構の発熱を抑制するための変速比の閾値を車速に基づいて変更する一例を示した図である。図４のクラッチ機構の発熱を抑制するための変速比の閾値を作動油の油温に基づいて変更する一例を示した図である。図４のクラッチ機構の発熱を抑制するための変速比の閾値をエンジン水温に基づいて変更する一例を示した図である。

以下、本発明の実施例を図面を参照して詳細に説明する。

図１は、本発明が適用される車両１０の概略構成を説明する図である。図１において、車両１０は、走行用の駆動力源として機能するガソリンエンジンやディーゼルエンジン等のエンジン１２と、駆動輪１４と、エンジン１２と駆動輪１４との間に設けられた動力伝達装置１６とを備えている。動力伝達装置１６は、非回転部材としてのハウジング１８内において、エンジン１２に連結された流体式伝動装置としてのトルクコンバータ２０、トルクコンバータ２０に連結された入力軸２２、入力軸２２に連結されたベルト式無段変速機構２４（以降、無段変速機２４とする）、同じく入力軸２２に連結された前後進切替装置２６、前後進切替装置２６を介して入力軸２２に連結されて無段変速機２４と並列に設けられた少なくとも一つのギヤ比を有する伝動機構２８（以降、伝動機構をギヤ伝動機構とする）、無段変速機２４及びギヤ伝動機構２８の共通の出力回転部材である出力軸３０、カウンタ軸３２、出力軸３０及びカウンタ軸３２に各々相対回転不能に設けられて噛み合う一対のギヤから成る減速歯車装置３４、カウンタ軸３２に相対回転不能に設けられたギヤ３６に連結されたデフギヤ３８、デフギヤ３８に連結された１対の車軸４０等を備えている。このように構成された動力伝達装置１６において、エンジン１２の動力(特に区別しない場合にはトルクや力も同義)は、トルクコンバータ２０、無段変速機２４或いは前後進切替装置２６及びギヤ伝動機構２８、減速歯車装置３４、デフギヤ３８、及び車軸４０等を順次介して１対の駆動輪１４へ伝達される。

このように、動力伝達装置１６は、エンジン１２(ここではエンジン１２の動力が伝達される入力回転部材である入力軸２２も同意)と駆動輪１４(ここでは駆動輪１４へエンジン１２の動力を出力する出力回転部材である出力軸３０も同意)との間に並列に設けられた、第１変速部としてのギヤ伝動機構２８及び第２変速部としての無段変速機２４を備えている。よって、動力伝達装置１６は、エンジン１２の動力を入力軸２２からギヤ伝動機構２８を介して駆動輪１４側(すなわち出力軸３０)へ伝達する第１動力伝達経路ＰＴ１と、エンジン１２の動力を入力軸２２から無段変速機２４を介して駆動輪１４側(すなわち出力軸３０)へ伝達する第２動力伝達経路ＰＴ２との複数の動力伝達経路ＰＴを、入力軸２２と出力軸３０との間に並列に備えている。動力伝達装置１６は、車両１０の走行状態に応じてその第１動力伝達経路ＰＴ１とその第２動力伝達経路ＰＴ２とが切り替えられる。その為、動力伝達装置１６は、エンジン１２の動力を駆動輪１４側へ伝達する動力伝達経路ＰＴを、第１動力伝達経路ＰＴ１と第２動力伝達経路ＰＴ２とで切り替える複数の係合装置を備えている。この係合装置は、第１動力伝達経路ＰＴ１を断接する第１クラッチＣ１と、第２動力伝達経路ＰＴ２を断接する第２係合装置としての第２クラッチＣ２とを含んでいる。

トルクコンバータ２０は、入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に設けられており、エンジン１２に連結されたポンプ翼車２０ｐ、及び入力軸２２に連結されたタービン翼車２０ｔを備えている。ポンプ翼車２０ｐには、無段変速機２４を変速制御したり、前記複数の係合装置を作動したり、動力伝達装置１６の各部に潤滑油を供給したりする為の作動油圧をエンジン１２により回転駆動されることにより発生して油圧制御回路８０に供給する機械式のオイルポンプ４２が連結されている。エンジン１２の作動中には、エンジン１２の出力トルクがトルクコンバータ２０を介して常時入力軸２２へ入力される。

前後進切替装置２６は、第１動力伝達経路ＰＴ１において入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に設けられており、ダブルピニオン型の遊星歯車装置２６ｐ、第１クラッチＣ１、及び第１ブレーキＢ１を備えている。遊星歯車装置２６ｐは、入力要素としてのキャリヤ２６ｃと、出力要素としてのサンギヤ２６ｓと、反力要素としてのリングギヤ２６ｒとの３つの回転要素を有する差動機構である。キャリヤ２６ｃは入力軸２２に一体的に連結され、リングギヤ２６ｒは第１ブレーキＢ１を介してハウジング１８に選択的に連結され、サンギヤ２６ｓは入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に相対回転可能に設けられた小径ギヤ４４に連結されている。又、キャリヤ２６ｃとサンギヤ２６ｓとは、第１クラッチＣ１を介して選択的に連結される。よって、第１クラッチＣ１は、前進ギヤ走行のために前記３つの回転要素のうちの２つの回転要素を選択的に連結する係合装置であり、第１ブレーキＢ１は、後進進行のために前記反力要素としてのリングギヤ２６ｒをハウジング１８に選択的に連結する係合装置である。

ギヤ伝動機構２８は、小径ギヤ４４と、ギヤ機構カウンタ軸４６回りにそのギヤ機構カウンタ軸４６に対して同軸心に相対回転不能に設けられてその小径ギヤ４４と噛み合う大径ギヤ４８とを備えている。又、ギヤ伝動機構２８は、ギヤ機構カウンタ軸４６回りにそのギヤ機構カウンタ軸４６に対して同軸心に相対回転可能に設けられたアイドラギヤ５０と、出力軸３０回りにその出力軸３０に対して同軸心に相対回転不能に設けられてそのアイドラギヤ５０と噛み合う出力ギヤ５２とを備えている。出力ギヤ５２は、アイドラギヤ５０よりも大径である。従って、ギヤ伝動機構２８は、入力軸２２と出力軸３０との間の動力伝達経路ＰＴにおいて、所定の変速比(変速段)としての１つの変速比(変速段)が形成されるギヤ伝動機構である。ギヤ機構カウンタ軸４６回りには、更に、大径ギヤ４８とアイドラギヤ５０との間に、これらの間を選択的に断接する噛合式クラッチＤ１が設けられている。噛合式クラッチＤ１は、動力伝達装置１６に備えられて、前後進切替装置２６(第１クラッチＣ１も同意)と出力軸３０との間の動力伝達経路に配設された(換言すれば第１クラッチＣ１よりも出力軸３０側に設けられた)、第１動力伝達経路ＰＴ１を断接する第３係合装置(換言すれば前記第１クラッチＣ１と共に係合されることで第１動力伝達経路ＰＴ１を形成する第３係合装置)として機能するものであり、前記複数の係合装置に含まれる。

具体的には、噛合式クラッチＤ１は、ギヤ機構カウンタ軸４６回りにそのギヤ機構カウンタ軸４６に対して同軸心に相対回転不能に設けられたクラッチハブ５４と、アイドラギヤ５０とクラッチハブ５４との間に配置されてそのアイドラギヤ５０に固設されたクラッチギヤ５６と、クラッチハブ５４に対してスプライン嵌合されることによりギヤ機構カウンタ軸４６の軸心回りの相対回転不能且つその軸心と平行な方向の相対移動可能に設けられた円筒状のスリーブ５８とを備えている。クラッチハブ５４と常に一体的に回転させられるスリーブ５８がクラッチギヤ５６側へ移動させられてそのクラッチギヤ５６と噛み合わされることで、アイドラギヤ５０とギヤ機構カウンタ軸４６とが接続される。更に、噛合式クラッチＤ１は、スリーブ５８とクラッチギヤ５６とを嵌合する際に回転を同期させる、同期機構としての公知のシンクロメッシュ機構Ｓ１を備えている。このように構成された噛合式クラッチＤ１では、フォークシャフト６０が油圧アクチュエータ６２によって作動させられることにより、フォークシャフト６０に固設されたシフトフォーク６４を介してスリーブ５８がギヤ機構カウンタ軸４６の軸心と平行な方向に摺動させられ、係合状態と解放状態とが切り替えられる。

第１動力伝達経路ＰＴ１は、噛合式クラッチＤ１と噛合式クラッチＤ１よりも入力軸２２側に設けられた第１クラッチＣ１(又は第１ブレーキＢ１)とが共に係合されることで形成される。第１クラッチＣ１の係合により前進用動力伝達経路が形成され、第１ブレーキＢ１の係合により後進用動力伝達経路が形成される。動力伝達装置１６では、第１動力伝達経路ＰＴ１が形成されると、エンジン１２の動力を入力軸２２からギヤ伝動機構２８を経由して出力軸３０へ伝達することができる動力伝達可能状態とされる。なお、第１動力伝達経路ＰＴ１の変速比γgear（以降、ギヤ変速比とする）は、第２動力伝達経路ＰＴ２の変速比γcvt（以降、ＣＶＴ変速比とする）における最大変速比γmaxよりも大きい変速比に設定されている。一方で、第１動力伝達経路ＰＴ１は、少なくとも第１クラッチＣ１及び第１ブレーキＢ１が共に解放されるか、或いは少なくとも噛合式クラッチＤ１が解放されると、動力伝達遮断状態とされる。

無段変速機２４は、エンジン１２と共に回転する入力軸２２に設けられた有効径が可変のプライマリプーリ（プライマリシーブ）６６と、出力軸３０と同軸心の回転軸６８に設けられた有効径が可変のセカンダリプーリ（セカンダリシーブ）７０と、それら各プーリ６６，７０の間に巻き掛けられた伝動ベルト７２とを備え、各プーリ６６，７０と伝動ベルト７２との間の摩擦力(ベルト挟圧力)を介して動力伝達が行われる。プライマリプーリ６６では、プライマリプーリ６６へ供給するシーブ油圧(すなわちプライマリ側油圧アクチュエータ６６ｃへ供給されるプライマリ圧Ｐin)が制御装置に対応する電子制御装置９０(図３参照)により駆動される油圧制御回路８０(図３参照)によって調圧制御されることにより、固定シーブ６６ａ，可動シーブ６６ｂ間のＶ溝幅を変更するプライマリ推力Ｗin(＝プライマリ圧Ｐin×受圧面積)が付与される。又、セカンダリプーリ７０では、セカンダリプーリ７０へ供給するシーブ油圧(すなわちセカンダリ側油圧アクチュエータ７０ｃへ供給されるセカンダリ圧Ｐout)が油圧制御回路８０によって調圧制御されることにより、固定シーブ７０ａ，可動シーブ７０ｂ間のＶ溝幅を変更するセカンダリ推力Ｗout(＝セカンダリ圧Ｐout×受圧面積)が付与される。無段変速機２４では、プライマリ推力Ｗin(プライマリ圧Ｐin)及びセカンダリ推力Ｗout(セカンダリ圧Ｐout)が各々制御されることで、各プーリ６６，７０のＶ溝幅が変化して伝動ベルト７２の掛かり径(有効径)が変更され、ＣＶＴ変速比γcvt(＝プライマリプーリ回転速度Ｎpri／セカンダリプーリ回転速度Ｎsec)が変化させられると共に、伝動ベルト７２が滑りを生じないように各プーリ６６，７０と伝動ベルト７２との間の摩擦力が制御される。

出力軸３０は、回転軸６８回りにその回転軸６８に対して同軸心に相対回転可能に配置されている。第２クラッチＣ２は、無段変速機２４よりも駆動輪１４(ここでは出力軸３０も同意)側に設けられており(すなわちセカンダリプーリ７０と出力軸３０との間に設けられており)、セカンダリプーリ７０(回転軸６８)と出力軸３０との間を選択的に断接する。第２動力伝達経路ＰＴ２は、第２クラッチＣ２が係合されることで形成される。動力伝達装置１６では、第２動力伝達経路ＰＴ２が形成されると、エンジン１２の動力を入力軸２２から無段変速機２４を経由して出力軸３０へ伝達することができる動力伝達可能状態とされる。一方で、第２動力伝達経路ＰＴ２は、第２クラッチＣ２が解放されると、ニュートラル状態とされる。

動力伝達装置１６の作動について、以下に説明する。図２は、電子制御装置９０により切り替えられる動力伝達装置１６の各走行パターン(走行モード)毎の係合装置の係合表を用いて、その走行パターンの切り替わりを説明する為の図である。図２において、Ｃ１は第１クラッチＣ１の作動状態に対応し、Ｃ２は第２クラッチＣ２の作動状態に対応し、Ｂ１は第１ブレーキＢ１の作動状態に対応し、Ｄ１は噛合式クラッチＤ１の作動状態に対応し、「○」は係合(接続)を示し、「×」は解放(遮断)を示している。

図３は、車両用動力伝達装置１６における各種制御の為の制御機能及び制御系統の要部を説明する図である。図３において、動力伝達装置１６は、制御装置を含む電子制御装置９０を備えている。よって、図３は、電子制御装置９０の入出力系統を示す図であり、又、電子制御装置９０による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。電子制御装置９０は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより車両用動力伝達装置１６の各種制御を実行する。例えば、電子制御装置９０は、エンジン１２の出力制御、無段変速機２４の変速制御、動力伝達装置１６の走行パターンの切替制御等を実行する。電子制御装置９０は、必要に応じてエンジン制御用、油圧制御用等に分けて構成される。

電子制御装置９０には、車両１０が備える各種センサ、例えば各種回転速度センサ１１８、１２０、１２２、１２４、アクセル開度センサ１１０、ブレーキスイッチ１１２、油温センサ１１４、エンジン水温センサ１１６等による検出信号に基づく各種実際値、例えばアクセル開度信号θacc（％）、ブレーキ操作信号Ｂon、作動油の油温Ｔoil（℃）、エンジン水温Ｔw（℃）、エンジン回転速度Ｎe（ｒｐｍ）、タービン回転速度Ｎt（ｒｐｍ）とも呼ばれる入力軸回転速度Ｎin（ｒｐｍ）であるプライマリプーリ回転速度Ｎpri（ｒｐｍ）、回転軸６８の回転速度であるセカンダリプーリ回転速度Ｎsec（ｒｐｍ）、車速Ｖに対応する出力軸回転速度Ｎout（ｒｐｍ）が、それぞれ供給される。又、電子制御装置９０からは、エンジン１２の出力制御の為のエンジン出力制御指令信号Ｓe、無段変速機２４の変速に関する油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓcvt、動力伝達装置１６の走行パターンの切替えに関連する第１クラッチＣ１、第１ブレーキＢ１、第２クラッチＣ２、及び噛合式クラッチＤ１を制御する為の油圧制御指令信号Ｓswt等が、それぞれ出力される。例えば、油圧制御指令信号Ｓswtとして、第１クラッチＣ１、第１ブレーキＢ１、第２クラッチＣ２、噛合式クラッチＤ１の各々の油圧アクチュエータへ供給される各油圧を調圧する各ソレノイド弁を駆動する為の指令信号(油圧指令)が油圧制御回路８０へ出力される。

図４は、クラッチＣ１、Ｃ２のクラッチトウクラッチ変速（以降、クラッチトウクラッチ変速をクラッチ変速とする）によって、第１動力伝達経路ＰＴ１と第２動力伝達経路ＰＴ２とを切り替えるアップシフトもしくはダウンシフトにおけるタービン回転速度Ｎtすなわちプライマリシーブ回転速度Ｎpriと出力軸回転速度Ｎoutに対応する車速Ｖとの関係の一例を示している。図４に示された直線はいずれも変速比γであり、第１動力伝達経路ＰＴ１が形成されている場合のギヤ変速比γgearは破線で示されている。また第２動力伝達経路ＰＴ２が形成されている場合の変速比γすなわちＣＶＴ変速比γcvtは、１点鎖線で示されているベルト低速変速比γmaxと２点鎖線で示されているベルト高速変速比γminとで挟まれるＣＶＴ変速比γcvtが設定可能な領域である。また、これ以上の変速比γであればクラッチ変速制御が許可される予め定められた閾値（以降、クラッチ変速制御が許可される予め定められた閾値をクラッチ許可変速比γtとする）が実線で示されている。このクラッチ許可変速比γtは、アップシフトもしくはダウンシフトにおけるタービン回転速度Ｎtの変化である差回転ΔＮtが車速Ｖ１において、所定値以下すなわち図４におけるＮt2とＮt4との差以下であれば、クラッチＣ１、Ｃ２のクラッチ変速における発熱量がクラッチＣ１、Ｃ２の摩擦材の耐久性の低下を抑制できる範囲にあり、ＣＶＴ変速比γcvtがγtを下回る場合においては、クラッチＣ１、Ｃ２の発熱量が多いことによって摩擦材の耐久性の低下を生じるため許可されない。また、クラッチ許可変速比γtは、たとえば車速Ｖに係わらず予め定められた一定値とされている。

アップシフトおよびダウンシフトにおける単位時間当りの発熱量ΔＱは下式（１）となる。従って、ＣＶＴ変速比γcvtがγmin側にある場合、差回転ΔＮtが大きく、変速時間ｔcも長いことから単位時間当りの発熱量ΔＱも増加することとなる。クラッチ変速においては、アップシフト時はイナーシャ相において係合側で変速し、ダウンシフト時はイナーシャ相において解放側で変速するため伝達トルクはアップシフトのほうが大きくなり、クラッチ許可変速比γtは、アップシフトとダウンシフトとで異なった値となる。
単位時間当りの発熱量ΔＱ＝（差回転ΔＮt×クラッチ伝達トルクＴc／摩擦材面積）×変速時間ｔc・・・（１）

図５は、クラッチＣ１、Ｃ２のクラッチ変速によって、第１動力伝達経路ＰＴ１と第２動力伝達経路ＰＴ２とを切り替えるダウンシフトにおけるタービン回転速度Ｎtの時間的変化の一例を示したタイムチャートである。図５の上側のＣＶＴ変速比γcvtにおいて、１点鎖線で示されているγd3は最大変速比γmaxであり、細い実線で示されているγd2はクラッチ許可変速比γt、２点鎖線で示されているγd1はアクセルが踏込まれるとともにクラッチ変速制御開始条件が成立したｔd1時点におけるＣＶＴ変速比γcvtである。またＣＶＴ変速比γcvtの実際の変化すなわちベルト変速からギヤ変速に切り替えられた場合のＣＶＴ変速比γcvtの変化が太い実線で示されている。図５の下側のタービン回転速度Ｎｔにおいて、破線で示されているのは、ダウンシフト後のギヤ変速におけるタービン回転速度Ｎtであり、点線で示されているのは、ＣＶＴ変速比γcvtと出力軸回転速度Ｎoutとから算出されるタービン回転速度Ｎtである。一点鎖線で示されているのは、エンジン１２のオーバーレブ、すなわちエンジン１２の回転速度Ｎｅがこれ以上の回転速度に上昇しないように制限するために予め設定されたオーバーレブ回転速度Ｎｅｏ（ｒｐｍ）である。ｔd1時点において、アクセルの踏込みが行なわれるとともにクラッチ変速制御開始条件が成立し、ＣＶＴ変速比γcvtが最大変速比γmaxに向かって上昇を開始している。一方、破線で示されるダウンシフト後のギヤ変速におけるタービン回転速度Ｎtも上昇している。ｔd2時点において、ＣＶＴ変速比γcvtがγd2すなわちクラッチ許可変速比γtに達し、クラッチＣ１、Ｃ２の発熱量については、変速が許可される範囲となっている。しかし、タービン回転速度Ｎｔすなわちエンジン回転速度Ｎｅは、Ｎtd4に達しており、エンジン回転速度Ｎｅは上限値であるオーバーレブ回転速度Ｎｅｏすなわ値Ｎtd3を上回っている。このため、クラッチＣ１、Ｃ２の発熱量についてはダウンシフトが可能な条件を満たしてはいるが、エンジン回転速度Ｎｅがオーバーレブ回転速度Ｎｅｏを上回ることによってダウンシフトが実施されず、ｔd3時点においてタービン回転速度Ｎｔは、Ｎtd2となる。

図３に戻り、電子制御装置９０には、その制御機能の要部を説明する機能ブロック線図が示されている。クラッチ変速判定手段９２は、図示されていないアクセルペダルの操作量であるアクセル開度θaccが予め定められた所定の値θa以上入力されたことを条件として、クラッチ変速制御を開始する必要があるか否かを判定する。またクラッチ変速判定手段９２は、クラッチ変速制御すなわちアップシフトもしくはダウンシフトが必要であるか否かを、車速Ｖに対応する出力軸回転速度Ｎoutとタービン回転速度Ｎtとアクセル開度θaccとの関係から求められ予め記憶されたマップに基づいて判定する。クラッチ変速制御が必要と判断されると、変速比判定手段９６は、ＣＶＴ変速比γcvtが最大変速比γmax以下であるか否かを判定する。無段変速判定手段１００は、ベルト変速を実行中であることを示すフラグをセットする（Ｆ＝１）。また無段変速機制御手段１０２は、ＣＶＴ変速比γcvtを予め定められた単位時間当りの速さで増加させる。変速比判定手段９６は、ＣＶＴ変速比γcvtが最大変速比γmaxに達したことによって、ベルト変速の完了を判断する。無段変速判定手段１００は、ベルト変速が完了すると、ベルト変速を実行中であることを示すフラグをリセットする（Ｆ＝０）。オーバーレブ判定手段１０２は、クラッチＣ１、Ｃ２のクラッチ変速後のエンジン回転速度Ｎｅ（＝変速前の出力軸回転速度Ｎout×ギヤ変速比γgear）が過回転判定のため予め設定されたオーバーレブ回転速度Ｎｅｏ以上となるか否かを判定（推定）する。

一方、クラッチ変速制御においては、クラッチ変速判定手段９２は、図示されていないアクセルペダルの操作量であるアクセル開度θaccが予め定められた所定の値θa以上入力されたことを条件として、クラッチ変速制御を開始する必要があるか否かを判定し、更に、クラッチ変速制御すなわちアップシフトもしくはダウンシフトが必要であるか否かを、車速Ｖに対応する出力軸回転速度Ｎoutとタービン回転速度Ｎtとアクセル開度θaccとの関係から求められ予め記憶されたマップに基づいて判定する。クラッチ変速制御が必要と判定されると、クラッチ変速判定手段９２は、ベルト変速実行フラグがセット（Ｆ＝１）されているかを確認する。ベルト変速実行フラグがリセットされている（Ｆ＝０）場合は、変速比判定手段９６が、ＣＶＴ変速比γcvtが最大変速比γmaxとなっているか否か、すなわちクラッチ変速制御を行ってもクラッチＣ１、Ｃ２の発熱量が多いことによって摩擦材の耐久性の低下を生じる虞の無い、最大変速比γmaxに既に達しているかを判定する。ＣＶＴ変速比γcvtが最大変速比γmaxとなっていない場合は、クラッチ変速判定手段９２は、ベルト変速実行フラグがセット（Ｆ＝１）されていることを確認するまで、クラッチ変速制御が実行されない状態を保持し、ベルト変速を確実に実行させる。変速比判定手段９６は、ＣＶＴ変速比γcvtが最大変速比γmaxとなっていることを確認すると、クラッチ変速制御手段９８は、予め定められ記憶されたクラッチＣ１、Ｃ２のクラッチ変速制御を行う。ベルト変速実行フラグがセット（Ｆ＝１）となっている場合は、変速比判定手段９６は、ＣＶＴ変速比γcvtがクラッチ許可変速比γt以上かを判定し、クラッチ許可変速比γtに達していなければ、クラッチ変速制御が実行されない状態を保持する。また、ＣＶＴ変速比γcvtがクラッチ許可変速比γt以上と判定すると、クラッチ変速制御手段９８は、第１動力伝達経路ＰＴ１と第２動力伝達経路ＰＴ２とを切替えるクラッチ変速制御を開始させる。クラッチ変速制御手段９８は、好適には、オーバーレブ判定手段１０２によりクラッチＣ１、Ｃ２のクラッチ変速後のエンジン回転速度Ｎｅ（＝現在の出力軸回転速度Ｎout×ギヤ変速比γgear）がオーバーレブ回転速度Ｎｅｏ以上と判定（予測）されたときにはクラチ変速制御を禁止するが、クラッチ変速後のエンジン回転速度ＮｅがＮｅｏを下回ると判定された場合には前記クラッチ変速制御を実行する。

図６は、電子制御装置９０の制御作動の要部を説明するフローチャートであり、ベルト変速制御のルーチンを示している。クラッチ変速判定手段９２の機能に対応するステップ（以下、ステップを省略する）Ｓ１０において、アクセル開度θaccの閾値θa以上の踏込みがあったか否かが判定される。この判定が否定される場合は、Ｓ１０からの判定が繰り返される。このＳ１０の判定が肯定される場合は、クラッチ変速判定手段９２の機能に対応するＳ２０において、クラッチ変速制御開始条件が成立しているか否かが判定される。このＳ２０判定が否定される場合は、Ｓ１０からの判定が繰り返される。このＳ２０の判定が肯定される場合は、変速比判定手段９６の機能に対応するＳ３０において、ＣＶＴ変速比γcvt
がγmaxを下回るか否かが判定される。この判定が否定される場合は、Ｓ１０からの判定が繰り返される。このＳ３０の判定が肯定される場合は、無段変速判定手段１００と無段変速機制御手段１０２との機能に対応するＳ４０において、ベルト変速制御が実行されるとともにベルト変速実行フラグセット（Ｆ＝１）が行なわれる。変速比判定手段９６の機能に対応するＳ５０において、ベルト変速が完了したか否かが判定され、このＳ５０の判定が否定された場合は、Ｓ４０においてベルト変速制御の実行とベルト変速実行フラグのセットが（Ｆ＝１）が継続される。このＳ５０の判定が肯定された場合は、無段変速判定手段１００の機能に対応するＳ６０において、ベルト変速実行フラグのリセット（Ｆ＝０）が行なわれる。

図７は、電子制御装置９０の制御作動の要部を説明するフローチャートであり、クラッチ変速制御のルーチンを示している。クラッチ変速判定手段９２の機能に対応するステップＳ１１０において、アクセル開度θaccの閾値θa以上の踏込みがあったか否かが判定される。この判定が否定される場合は、Ｓ１１０からの判定が繰り返される。このＳ１１０の判定が肯定される場合は、クラッチ変速判定手段９２の機能に対応するＳ１２０において、クラッチ変速制御開始条件が成立しているか否かが判定される。このＳ１２０判定が否定される場合は、Ｓ１１０からの判定が繰り返される。このＳ１２０の判定が肯定される場合は、クラッチ変速判定手段９２の機能に対応するＳ１３０において、ベルト変速実行フラグがセット（Ｆ＝１）されているか否かが判定される。このＳ１３０の判定が否定される場合は、変速比判定手段９６の機能に対応するＳ１５０において、ＣＶＴ変速比γcvtが最大変速比γmaxとなっているか否かが判定される。このS１５０の判定が否定された場合は、Ｓ１３０からの判定が繰り返される。このＳ１５０の判定が肯定された場合は、クラッチ変速制御手段９８の機能に対応するＳ１６０において、クラッチＣ１、Ｃ２のクラッチ変速制御が行われる。また、クラッチ変速制御手段９８の機能に対応するＳ１７０において、クラッチ変速制御が完了したか否かが判定される。このＳ１７０の判定が否定された場合は、Ｓ１６０のクラッチＣ１、Ｃ２のクラッチ変速制御が継続され、このＳ１７０の判定が肯定される場合は、クラッチ変速制御ルーチンは終了される。Ｓ１３０に戻り、Ｓ１３０の判定が肯定された、すなわちベルト変速実行フラグがセット（Ｆ＝１）されている場合は、変速比判定手段９６の機能に対応するＳ１４０においてＣＶＴ変速比γcvtがクラッチ許可変速比γt以上か否かが判定され、このＳ１４０の判定が否定される場合は、Ｓ１４０の判定が繰り返される。このＳ１４０判定が肯定される場合は、上記のＳ１６０と１７０とが繰り返され、このＳ１７０の判定が肯定される場合は、クラッチ変速制御ルーチンは終了される。

図９は、第１動力伝達経路ＰＴ１から第２動力伝達経路ＰＴ２への切り替え、すなわちアップシフトにおける、ＣＶＴ変速比γcvtおよびタービン回転速度Ｎtの経過時間に基づく変化の一例を示したタイムチャートである。図９の上側のＣＶＴ変速比γcvtにおいて、１点鎖線で示されているγa3は最大変速比γmaxであり、細い実線で示されているγa2はクラッチ許可変速比γt、２点鎖線で示されているγa1はアクセルが踏込まれるとともにクラッチ変速制御開始条件が成立したｔa1時点におけるＣＶＴ変速比γcvtである。またＣＶＴ変速比γcvtの実際の変化すなわちギヤ変速からベルト変速に切り替えられた際のＣＶＴ変速比γcvtの変化が太い実線で示されている。図９の下側のタービン回転速度Ｎｔにおいて、破線で示されているのは、アップシフトにおけるギヤ変速におけるタービン回転速度Ｎta4であり、破線で示されているのは、ＣＶＴ変速比γcvtと出力軸回転速度Ｎoutとから算出される回転速度である。またタービン回転速度Ｎtの実際の変化すなわちギヤ変速からベルト変速に切り替えられた場合のタービン回転速度Ｎtの変化が太い実線で示されている。ｔa1時点以前において、ＣＶＴ変速比γcvtはγa1を示し、またタービン回転速度ＮtはＮta4を示している。ｔa1時点において、アクセルの踏込みが行なわれるとともにクラッチ変速制御開始条件が成立し、ＣＶＴ変速比γcvtが最大変速比γmaxに向かって上昇を開始している。一方タービン回転速度Ｎtは、ギヤ変速が継続されているためＮta4が維持されている。ｔa2時点において、ＣＶＴ変速比γcvtがγa2すなわちクラッチ許可変速比γtに達するとクラッチ変速が開始される。クラッチ変速に伴ってタービン回転速度Ｎtは減少し、ｔa3時点において、ベルト変速に切り替わるとともにタービン回転速度Ｎtは、ベルト変速γcvtと出力軸回転速度Ｎoutとから算出される回転速度Ｎta2となり、ベルト変速比γcvtがγa3すなわちＣＶＴ変速比γcvtが最大変速比γmaxとなるｔa4時点において、タービン回転速度ＮtはＮta3となり、アップシフトが完了している。

図１０は、第２動力伝達経路ＰＴ２から第１動力伝達経路ＰＴ１への切り替え、すなわちダウンシフトにおける、ＣＶＴ変速比γcvtおよびタービン回転速度Ｎtの経過時間に基づく変化の一例を示したタイムチャートである。図１０の上側のＣＶＴ変速比γcvtにおいて、１点鎖線で示されているγb3は最大変速比γmaxであり、細い実線で示されているγb2はクラッチ許可変速比γt、２点鎖線で示されているγb1はアクセルが踏込まれるとともにクラッチ変速制御開始条件が成立したｔb1時点におけるＣＶＴ変速比γcvtである。またＣＶＴ変速比γcvtの実際の変化すなわちベルト変速からギヤ変速に切り替えられた場合のＣＶＴ変速比γcvtの変化が太い実線で示されている。図１０の下側のタービン回転速度Ｎｔにおいて、破線で示されているのは、ダウンシフト後のギヤ変速におけるタービン回転速度Ｎtb4であり、破線で示されているのは、ＣＶＴ変速比γcvtと出力軸回転速度Ｎoutとから算出されるタービン回転速度Ｎtである。またタービン回転速度Ｎtの実際の変化すなわちベルト変速からギヤ変速に切り替えられた場合のタービン回転速度Ｎtの変化が太い実線で示されている。ｔb1時点以前において、ＣＶＴ変速比γcvtはγb1を示し、またタービン回転速度ＮtはＮtb1を示している。ｔb1時点において、アクセルの踏込みが行なわれるとともにクラッチ変速制御開始条件が成立し、ＣＶＴ変速比γcvtが最大変速比γmaxに向かって上昇を開始している。一方タービン回転速度Ｎtは、上記のＣＶＴ変速比γcvtが最大変速比γmaxに向かって上昇するとこれに基づいて上昇し、ｔｂ2時点において、ＣＶＴ変速比γcvtがγb2すなわちクラッチ許可変速比γtに達するとクラッチ変速が開始される。クラッチ変速に伴ってタービン回転速度Ｎtは増加し、ｔb3時点において、ギヤ変速に切り替わるとともにタービン回転速度Ｎtは、ギヤ変速比γgearと出力軸回転速度Ｎoutとから算出される回転速度Ｎtb4となり、ダウンシフトが完了している。

本実施例によれば、エンジン１２から出力されたトルクが伝達される入力軸２２および駆動輪１４に対してトルクを出力する出力軸３０に設けられたプライマリプーリ６６およびセカンダリプーリ７０と、プライマリプーリ６６およびセカンダリプーリ７０に巻き掛けられた伝動ベルト７２とを備える無段変速機２４と、少なくも１つのギヤ変速比γgearを有するギヤ伝動機構２８と、エンジン１２から出力されたトルクを無段変速機２４を介して出力軸３０に伝達可能な第１動力伝達経路ＰＴ１とギヤ伝動機構２８を介して出力軸３０に伝達可能な第２動力伝達経路ＰＴ２とを切り替えるクラッチＣ１、Ｃ２とを備える車両用動力伝達装置１６において、無段変速機２４の変速比γcvtが予め定められた閾値すなわちクラッチ許可変速比γt以上の場合に、無段変速機２４を介して出力軸３０に伝達可能な第１動力伝達経路ＰＴ１とギヤ伝動機構２８を介して出力軸３０に伝達可能な第２動力伝達経路ＰＴ２とを切り替える。これによって、無段変速機２４を介して出力軸３０に伝達可能な第１動力伝達経路ＰＴ１とギヤ伝動機構２８を介して出力軸３０に伝達可能な第２動力伝達経路ＰＴ２とを切り替える際に、無段変速機２４の変速比γcvtがローギヤ側すなわち最大変速比γmax側へ変化させられてから変速制御が開始されるので、入力軸２２の回転速度Ｎinと出力軸３０の回転速度Ｎoutとの差回転が大きい状態において変速制御が開始された場合に生じる、クラッチＣ１、Ｃ２に用いられている摩擦材の耐久性の低下が効果的に抑制される。

つぎに、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説明において前述の実施例と共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。

図８は、電子制御装置９０の制御作動の要部を説明するフローチャートであり、クラッチ変速制御のルーチンを示している。オーバーレブ判定手段１０４の機能に対応する２６０以外は、図７と同一であり、Ｓ２３０の判定が肯定された以降のフローチャートのみ説明する。クラッチ変速判定手段の機能に対応するS２３０の判定が肯定された、すなわちベルト変速実行フラグがセット（Ｆ＝１）されている場合は、変速比判定手段９６の機能に対応するＳ２４０においてＣＶＴ変速比γcvtがクラッチ許可変速比γt以上か否かが判定される。このＳ２４０判定が否定される場合は、Ｓ２４０の判定が繰り返される。Ｓ２４０の判定が肯定された場合は、オーバーレブ判定手段１０４の機能に対応するＳ２６０において、クラッチ変速後にダウン変速により上昇するエンジン回転速度Ｎｅ（＝現在の出力軸回転速度Ｎout×ギヤ変速比γgear）が予め設定されたオーバーレブ回転速度Ｎｅｏ以上となるか否かが判定（予測）される。このＳ２６０の判定が肯定された場合、すなわちクラッチ変速後のエンジン回転速度Ｎｅがオーバーレブ回転速度Ｎｅｏ以上である場合は、Ｓ２１０からの判定が繰り返される。Ｓ２６０の判定が否定された場合、すなわちクラッチ変速後のエンジン回転速度Ｎｅがオーバーレブ回転速度を下回る場合は、クラッチ変速制御手段９８の機能に対応するＳ２７０において、クラッチＣ１、Ｃ２のクラッチ変速制御が行われる。また、クラッチ変速制御手段９８の機能に対応するＳ２８０において、クラッチ変速制御が完了したか否かが判定される。このＳ２８０の判定が否定された場合は、Ｓ２７０のクラッチＣ１、Ｃ２のクラッチ変速制御が継続され、このＳ２８０の判定が肯定される場合は、クラッチ変速制御ルーチンは終了される。

このようにすれば、上記の実施例１と同様に、無段変速機２４の変速比γcvtが予め定められた閾値すなわちクラッチ許可変速比γt以上の場合に、無段変速機２４を介して出力軸３０に伝達可能な第１動力伝達経路ＰＴ１とギヤ伝動機構２８を介して出力軸３０に伝達可能な第２動力伝達経路ＰＴ２とを切り替える。これによって、無段変速機２４を介して出力軸３０に伝達可能な第１動力伝達経路ＰＴ１とギヤ伝動機構２８を介して出力軸３０に伝達可能な第２動力伝達経路ＰＴ２とを切り替える際に、無段変速機２４の変速比γcvtがローギヤ側すなわち最大変速比γmax側へ変化させられてから変速制御が開始されるので、入力軸２２の回転速度Ｎinと出力軸３０の回転速度Ｎoutとの差回転が大きい状態において変速制御が開始された場合に生じる、クラッチＣ１、Ｃ２に用いられている摩擦材の耐久性の低下が効果的に抑制されるとともに、第１動力伝達経路ＰＴ１と第２動力伝達経路ＰＴ２との切り替後のエンジン１２の回転速度Ｎｅが過回転抑制のために予め設定されたオーバーレブ回転速度Ｎｅｏ以上となると予想される場合には、第１動力伝達経路ＰＴ１と第２動力伝達経路ＰＴ２との切り替えを禁止することによって、クラッチＣ１、Ｃ２に用いられている摩擦材の耐久性の低下がさらに効果的に抑制される。

さらに、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説明において前述の実施例と共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。

図１１は、クラッチ許可変速比γtと車速Ｖとを示している。前述の実施例において、クラッチ許可変速比γtを車速Ｖすなわち出力軸回転速度Ｎoutに係わらず一定値としたが、車速Ｖを変数として、予め実験的に求められた関係（マップ）に基づいてクラッチ許可変速比γtを設定するものとしても良い。クラッチ許可変速比γtを一定値とした場合と比較して、より正確なクラッチ許可変速比γtの設定が可能となり、入力軸２２の回転速度Ｎｉｎと出力軸３０の回転速度Ｎoutとの差回転が大きい状態において変速制御が開始された場合に生じる、クラッチＣ１、Ｃ２に用いられている摩擦材の耐久性の低下がより効果的に抑制される。なお、図３における制御機能の要部を説明する機能ブロック線図において、閾値決定手段９４が、車速Ｖに基づいてクラッチ許可変速比γtの設定を行なう。

次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説明において前述の実施例と共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。

図１２は、クラッチ許可変速比γtと作動油の油温Ｔoilとの関係を示している。実施例１および２において、クラッチ許可変速比γtを一定値としたが、油温Ｔoilを変数として、予め実験的に求められた関係（マップ）に基づいてクラッチ許可変速比γtを設定するものとしても良い。この場合は、クラッチ許可変速比γtを一定値とした場合と比較して、より正確なクラッチ許可変速比γtの設定が可能となり、入力軸２２の回転速度Ｎｉｎと出力軸３０の回転速度Ｎoutとの差回転が大きい状態において変速制御が開始された場合に生じる、クラッチＣ１、Ｃ２に用いられている摩擦材の耐久性の低下がより効果的に抑制される。なお、図３における制御機能の要部を説明する機能ブロック線図において、閾値決定手段９４が、油温Ｔoilに基づいてクラッチ許可変速比γtの設定を行なう。

図１３は、クラッチ許可変速比γtとエンジン水温Ｔwとの関係を示している。実施例１および２において、クラッチ許可変速比γtを一定値としたが、エンジン水温Ｔwを変数として、予め実験的に求められた関係（マップ）に基づいてクラッチ許可変速比γtを設定するものとしても良い。この場合は、クラッチ許可変速比γtを一定値とした場合と比較して、より正確なクラッチ許可変速比γtの設定が可能となり、入力軸２２の回転速度Ｎｉｎと出力軸３０の回転速度Ｎoutとの差回転が大きい状態において変速制御が開始された場合に生じる、クラッチＣ１、Ｃ２に用いられている摩擦材の耐久性の低下がより効果的に抑制される。なお、図３における制御機能の要部を説明する機能ブロック線図において、閾値決定手段９４が、エンジン水温Ｔwに基づいてクラッチ許可変速比γtの設定を行なう。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

前述の実施例３、４、５において、それぞれ車速Ｖ、油温Ｔoil、エンジン水温Ｔwに基づいて、クラッチ許可変速比γtを設定するものとしたが、車速Ｖ、油温Ｔoil、エンジン水温Ｔwの何れかによる複数の組み合わせ、もしくは全てに基づいてクラッチ許可変速比γtを設定するものとしても良い。

前述の実施例では、クラッチ変速制御開始条件の成立後、ＣＶＴ変速比γcvtがクラッチ許可変速比以上である場合に、クラッチ変速制御すなわちクラッチトウクラッチ制御を行うものである。このクラッチ変速制御において、ＣＶＴ変速比γcvtがクラッチ許可変速比γtを下まわる場合に、イナーシャ相の変化に先立つトルク相の変化を開始させ、ＣＶＴ変速比γcvtがクラッチ許可変速比γt以上となった時点でイナーシャ相の変化すなわちタービン回転速度Ｎtを変化させるように制御しても良い。またＣＶＴ変速比γcvtがクラッチ許可変速比γtを上回ってからイナーシャ相の変化に先立つトルク相の変化を開始させてもよい。

また、前述の実施例において、クラッチ変速制御開始条件の成立を車速Ｖに対応する出力軸回転速度Ｎoutとタービン回転速度Ｎtとアクセル開度θaccとの関係から求められ予め記憶されたマップに基づいて判定するとしたが、それ以外にも、上記アクセル開度θaccに替えて、スロットル開度、エンジントルク、入力トルクの何れかを用い、上記出力軸回転速度Ｎoutに替えて車速Ｖが用いられるなどそれ等のいずれかを組み合わせることによってクラッチ変速制御開始条件の成立を判断することができる。

さらに前述の実施例では、駆動力源としてエンジン１２を例示したが、これに限らない。例えば、前記駆動力源は、電動機等の他の原動機を単独で或いはエンジン１２と組み合わせて採用することもできる。又、エンジン１２の動力は、トルクコンバータ２０を介して入力軸２２へ伝達されたが、これに限らない。例えば、トルクコンバータ２０に替えて、トルク増幅作用のない流体継手(フルードカップリング)などの他の流体式伝動装置が用いられても良い。或いは、この流体式伝動装置は必ずしも設けられなくても良い。

尚、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

１２：エンジン
１４：駆動輪
１６：車両用動力伝達装置
２２：入力軸
２４：ベルト式無段変速機（ベルト式無段変速機構）
２８：ギヤ伝動機構（伝動機構）
６６：プライマリプーリ
７０：セカンダリプーリ
７２：伝動ベルト
９０：電子制御装置（制御装置）
ＰＴ１：第１動力伝達経路（第１伝達経路）
ＰＴ２：第２動力伝達経路（第２伝達経路）
Ｃ１、Ｃ２：クラッチ（クラッチ機構）
γ：変速比
γｔ：クラッチ許可変速比（閾値）
Ｖ：車速
Ｔoil：油温
Ｔw：エンジン水温

Claims

駆動力源から出力されたトルクが伝達される入力軸および駆動輪に対してトルクを出力する出力軸に設けられたプライマリプーリおよびセカンダリプーリと、前記プライマリプーリおよび前記セカンダリプーリに巻き掛けられた伝動ベルトとを備えるベルト式無段変速機構と、少なくとも1つのギヤ比を有する伝動機構と、前記駆動力源から出力されたトルクを前記ベルト式無段変速機構を介して前記出力軸に伝達可能な第1伝達経路と前記伝動機構を介して前記出力軸に伝達可能な第２伝達経路とを切り替えるクラッチ機構と、を備える車両用動力伝達装置の制御装置において、
前記ベルト式無段変速機構の変速比が予め定められた閾値以上の場合に、前記第１伝達経路と前記第２伝達経路との間でトルク伝達経路を切り替える
ことを特徴とする車両用動力伝達装置の制御装置。
前記閾値は、予め記憶された関係から車速に基づいて変更される
ことを特徴とする請求項１の車両用動力伝達装置の制御装置。
前記閾値は、予め記憶された関係から前記車両用動力伝達装置内の油温に基づいて変更される
ことを特徴とする請求項１の車両用動力伝達装置の制御装置。
前記閾値は、前記駆動力源はエンジンであり、予め記憶された関係から前記エンジンのエンジン水温に基づいて変更される
ことを特徴とする請求項１の車両用動力伝達装置の制御装置。
前記トルク伝達経路の切り替後の前記エンジンの回転速度が過回転抑制のために予め設定されたオーバーレブ回転速度以上となると予想される場合には、前記トルク伝達経路の切り換えを禁止する
ことを特徴とする請求項１から４のいずれか１の車両用動力伝達装置の制御装置。