JP2019168063A - 車両の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】切替バルブの状態を第２状態とする必要があるときに切替バルブの誤切替えの発生を防止する。【解決手段】Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６がＲ位置に切り替えられているときに、エンジン回転速度Ｎe及び作動油温ＴＨoilを用いて推定モジュレータ圧ＰＭeが算出され、その推定モジュレータ圧ＰＭeを用いてＳ１Ｂ１切替バルブ９６をＲ位置に維持できるＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsugが算出されるので、エンジン回転速度Ｎe及び作動油温ＴＨoilは何れも作動油の流量収支に影響を与えることに対して作動油の流量収支の影響を受ける推定モジュレータ圧ＰＭeやその推定モジュレータ圧ＰＭeに応じたＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsugが適切に算出される。よって、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６の状態をＲ位置とする必要があるときにＳ１Ｂ１切替バルブ９６の誤切替えの発生を防止することができる。【選択図】図６

Description

本発明は、オイルポンプが吐出する作動油を元圧とする油圧の入力によって状態が切り替えられる切替バルブを備える車両の制御装置に関するものである。

第１アクチュエータ、第２アクチュエータ、第３アクチュエータ、及び動力源の動力を駆動輪へ伝達する動力伝達経路を有する車両用動力伝達装置と、前記動力源により回転駆動されることで作動油を吐出するオイルポンプと、前記作動油を用いて第１油圧を出力する第１ソレノイドバルブ、前記作動油を用いて第２油圧を出力すると共に前記第３アクチュエータの制御に用いられる第２ソレノイドバルブ、及び前記第２油圧と前記作動油を元圧として調圧された第３油圧との相対関係に基づいて前記第１油圧を前記第１アクチュエータへ供給可能な第１状態と前記第１油圧を前記第２アクチュエータへ供給可能な第２状態とに切り替えられるものであり、前記第３油圧の入力によって前記第２状態に切り替えられ得る切替バルブを有する油圧制御回路とを、備える車両の制御装置が良く知られている。例えば、特許文献１に記載された自動変速機の油圧制御装置がそれである。この特許文献１には、エンジンの動力が伝達される入力回転部材と駆動輪へ前記動力を出力する出力回転部材との間に並列に設けられた、噛合式クラッチ及びブレーキＢ１の係合によって形成される、ギヤ機構を介した第１動力伝達経路と、クラッチＣ２の係合によって形成される、ベルト式の無段変速機構を介した第２動力伝達経路との複数の動力伝達経路を有する車両用動力伝達装置を備えた車両において、エンジンにより回転駆動されるオイルポンプが吐出する作動油を用いて油圧Ｐslgを出力するソレノイドバルブＳＬＧ、その作動油を用いて油圧Ｐslsを出力すると共に無段変速機構の制御に用いられるソレノイドバルブＳＬＳ、及び油圧Ｐslsと前記作動油を元圧として調圧された油圧ＰＭとの相対関係に基づいて油圧Ｐslgを噛合式クラッチのアクチュエータへ供給可能な非Ｒ位置と油圧ＰslgをブレーキＢ１のアクチュエータへ供給可能なＲ位置とに切り替えられるものであり、油圧ＰＭの入力によってＲ位置に切り替えられ得る切替バルブを有する油圧制御回路を備えることが開示されている。

特開２０１７−４８８９８号公報

ところで、特許文献１における油圧ＰＭのような第３油圧は、オイルポンプが吐出する作動油の流量が必要な流量を満たしているか否かの影響、すなわち作動油の流量収支の影響を受ける為、狙いよりも油圧値が低下する可能性がある。又、特許文献１における油圧Ｐslsのような第２油圧は、特許文献１における無段変速機構のアクチュエータのような第３アクチュエータの制御の状態に応じて油圧値が変化させられる。又、切替バルブは、第２油圧と第３油圧との相対関係で弁の状態が切り替えられる。その為、切替バルブが第３油圧の入力によって特許文献１におけるＲ位置のような第２状態に切り替えられているときに、例えば第２油圧が一定のままで第３油圧が低下すると、切替バルブは特許文献１における非Ｒ位置のような第１状態へ切り替えられてしまう可能性がある。つまり、切替バルブの誤切替えが発生してしまうおそれがある。このような誤切替えが発生すると、例えば特許文献１における車両では、係合状態であったブレーキＢ１が解放されて駆動力が出せなくなったり、その後に油圧ＰＭが上昇したり又は油圧Ｐslsが低下してＲ位置へ戻った際に、ブレーキＢ１の係合状態を維持するような大きな油圧値の油圧ＰslgがブレーキＢ１へ急速に供給されることによって大きな係合ショックが生じる可能性がある。尚、第２油圧はオイルポンプが吐出する作動油を用いて出力された油圧であるので、第３油圧を超えない範囲内の油圧値とされており、第３油圧が低下しても第２油圧が低下しない状態が起こり得る。

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、切替バルブの状態を第２状態とする必要があるときに切替バルブの誤切替えの発生を防止することができる車両の制御装置を提供することにある。

第１の発明の要旨とするところは、（ａ）第１アクチュエータ、第２アクチュエータ、第３アクチュエータ、及び動力源の動力を駆動輪へ伝達する動力伝達経路を有する車両用動力伝達装置と、（ｂ）前記動力源により回転駆動されることで作動油を吐出するオイルポンプと、（ｃ）前記作動油を用いて第１油圧を出力する第１ソレノイドバルブ、前記作動油を用いて第２油圧を出力すると共に前記第３アクチュエータの制御に用いられる第２ソレノイドバルブ、及び前記第２油圧と前記作動油を元圧として調圧された第３油圧との相対関係に基づいて前記第１油圧を前記第１アクチュエータへ供給可能な第１状態と前記第１油圧を前記第２アクチュエータへ供給可能な第２状態とに切り替えられるものであり、前記第３油圧の入力によって前記第２状態に切り替えられ得る切替バルブを有する油圧制御回路とを、備える車両の、制御装置であって、（ｄ）前記切替バルブが前記第２状態に切り替えられているときに、予め定められた第１の関係に前記動力源の回転速度及び前記作動油の温度を適用することで前記第３油圧の推定値を算出する推定値算出部と、（ｅ）予め定められた第２の関係に前記第３油圧の推定値を適用することで前記切替バルブを前記第２状態に維持できる前記第２油圧の上限値を算出する上限値算出部と、（ｆ）前記上限値を超えない範囲で前記第２油圧を制御する油圧制御部とを、含むことにある。

前記第１の発明によれば、切替バルブが第２状態に切り替えられているときに、動力源の回転速度及び作動油の温度を用いて第３油圧の推定値が算出され、その第３油圧の推定値を用いて切替バルブを第２状態に維持できる第２油圧の上限値が算出されるので、動力源の回転速度及び作動油の温度は何れも作動油の流量収支に影響を与えることに対して作動油の流量収支の影響を受ける第３油圧の推定値やその第３油圧の推定値に応じた第２油圧の上限値が適切に算出される。そして、その上限値を超えない範囲で第２油圧が制御されるので、切替バルブが第２状態に適切に維持され得る。よって、切替バルブの状態を第２状態とする必要があるときに切替バルブの誤切替えの発生を防止することができる。

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と共に、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。 無段変速機構の構成及び油圧制御回路の構成を説明する為の図である。 Ｓ１Ｂ１切替バルブの構成を詳しく説明する為の図である。 Ｓ１Ｂ１切替バルブにおける弁位置の切替えを、ＳＬＳ圧とモジュレータ圧との相対関係で説明する為の図である。 油圧アクチュエータの各作動状態に応じた推定モジュレータ圧マップの一例を示す図である。 電子制御装置の制御作動の要部すなわちＳ１Ｂ１切替バルブの状態をＲ位置とする必要があるときにＳ１Ｂ１切替バルブの誤切替えの発生を防止する為の制御作動を説明するフローチャートである。 図６のフローチャートに示す制御作動を実行した場合のタイムチャートの一例を示す図である。

本発明の実施形態において、前記車両用動力伝達装置は、前記動力源の動力が伝達される入力回転部材と前記駆動輪へ前記動力を出力する出力回転部材との間に並列に設けられた、前記動力を前記入力回転部材から前記出力回転部材へ各々伝達することが可能な複数の動力伝達経路を有し、前記複数の動力伝達経路は、第１摩擦係合装置及び噛合式クラッチの係合によって形成される、ギヤ段を有するギヤ機構を介した第１動力伝達経路、及び第２摩擦係合装置の係合によって形成される、プライマリプーリとセカンダリプーリとの間に伝達要素が巻き掛けられた無段変速機構を介した第２動力伝達経路である。

また、前記第１摩擦係合装置及び前記噛合式クラッチの係合によって形成される前記第１動力伝達経路は、前進走行用第１動力伝達経路であり、前記第１動力伝達経路は、前記第１摩擦係合装置に替えて選択的に係合される第３摩擦係合装置、及び前記噛合式クラッチの係合によっても形成されるものであり、前記第３摩擦係合装置及び前記噛合式クラッチの係合によって形成される前記第１動力伝達経路は、後進走行用第１動力伝達経路である。

また、前記第１アクチュエータは、前記噛合式クラッチの作動状態を切り替える油圧アクチュエータであり、前記第２アクチュエータは、前記第３摩擦係合装置の油圧アクチュエータであり、前記第３アクチュエータは、前記セカンダリプーリの油圧アクチュエータである。

また、前記油圧制御回路は、運転者によるシフト切替装置における切替操作に連動して油路が切り替えられるマニュアルバルブを更に有するものであり、前記シフト切替装置が後進走行操作ポジションにあるときのみ、前記マニュアルバルブを介した前記第３油圧が前記切替バルブに入力され、前記切替バルブは、後進走行時に前記第２状態に切り替えられる。前記切替バルブの前記第２状態では、前記第１油圧が前記第３摩擦係合装置の油圧アクチュエータへ供給可能であり、且つ前記マニュアルバルブを介さない前記第３油圧が前記噛合式クラッチの作動状態を切り替える油圧アクチュエータへ供給可能である。

また、入力側のプーリである前記プライマリプーリと出力側のプーリである前記セカンダリプーリとは、各々、例えば固定シーブと可動シーブとそれらの固定シーブ及び可動シーブの間の溝幅を変更する為の推力を付与する油圧アクチュエータとを有する。前記プライマリプーリを作動させる前記プライマリプーリにおけるプーリ油圧は前記プライマリプーリの油圧アクチュエータに供給され、前記セカンダリプーリを作動させる前記セカンダリプーリにおけるプーリ油圧は前記セカンダリプーリの油圧アクチュエータに供給される。前記油圧制御回路は、例えば前記油圧アクチュエータの各々への作動油の流量を制御することにより結果的にプーリ油圧を生じるように構成されても良い。このような油圧制御回路により、前記プライマリプーリ及び前記セカンダリプーリにおける各推力（＝プーリ油圧×受圧面積）が各々制御されることで、前記無段変速機構の前記伝達要素の滑りを防止しつつ目標の変速が実現されるように変速制御が実行される。前記プライマリプーリと前記セカンダリプーリとの間に巻き掛けられた前記伝達要素は、無端環状のフープと、そのフープに沿って厚さ方向に多数連ねられた厚肉板片状のブロックであるエレメントとを有する無端環状の圧縮式の伝動ベルト、又は、交互に重ねられたリンクプレートの端部が連結ピンによって相互に連結された無端環状のリンクチェーンを構成する引張式の伝動ベルトなどである。前記無段変速機構は、公知のベルト式の無段変速機である。広義には、このベルト式の無段変速機の概念にチェーン式の無段変速機を含む。

また、変速比は、「入力側の回転部材の回転速度／出力側の回転部材の回転速度」である。例えば、前記無段変速機構の変速比は、「プライマリプーリの回転速度／セカンダリプーリの回転速度」である。又、前記車両用動力伝達装置の変速比は、「入力回転部材の回転速度／出力回転部材の回転速度」である。変速比におけるハイ側は、変速比が小さくなる側である高車速側である。変速比におけるロー側は、変速比が大きくなる側である低車速側である。例えば、最ロー側変速比は、最も低車速側となる最低車速側の変速比であり、変速比が最も大きな値となる最大変速比である。

また、前記動力源は、例えば燃料の燃焼によって動力を発生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である。又、前記車両は、前記動力源として、このエンジンに加えて、又は、このエンジンに替えて、電動機等を備えていても良い。

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と共に、車両１０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１において、車両１０は、動力源として機能するエンジン１２と、駆動輪１４と、エンジン１２と駆動輪１４との間の動力伝達経路に設けられた車両用動力伝達装置１６とを備えている。以下、車両用動力伝達装置１６を動力伝達装置１６という。

動力伝達装置１６は、非回転部材としてのケース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公知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に連結された無段変速機構２４、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構２４と並列に設けられたギヤ機構２８、無段変速機構２４及びギヤ機構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、ギヤ３６に連結されたデフギヤ３８等を備えている。又、動力伝達装置１６は、デフギヤ３８に連結された左右の車軸４０を備えている。入力軸２２は、エンジン１２の動力が伝達される入力回転部材である。出力軸３０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。前記動力は、特に区別しない場合にはトルクや力も同意である。

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から出力される動力は、トルクコンバータ２０、前後進切替装置２６、ギヤ機構２８、減速歯車装置３４、デフギヤ３８、車軸４０等を順次介して、左右の駆動輪１４へ伝達される。又は、動力伝達装置１６において、エンジン１２から出力される動力は、トルクコンバータ２０、無段変速機構２４、減速歯車装置３４、デフギヤ３８、車軸４０等を順次介して、左右の駆動輪１４へ伝達される。

上述したように、動力伝達装置１６は、エンジン１２と駆動輪１４との間の動力伝達経路ＰＴに並列に設けられた、ギヤ機構２８及び無段変速機構２４を備えている。具体的には、動力伝達装置１６は、入力軸２２と出力軸３０との間の動力伝達経路ＰＴに並列に設けられた、ギヤ機構２８及び無段変速機構２４を備えている。つまり、動力伝達装置１６は、入力軸２２と出力軸３０との間に並列に設けられた、エンジン１２の動力を入力軸２２から出力軸３０へ各々伝達することが可能な複数の動力伝達経路を備えている。複数の動力伝達経路は、ギヤ機構２８を介した第１動力伝達経路ＰＴ１、及び無段変速機構２４を介した第２動力伝達経路ＰＴ２である。すなわち、動力伝達装置１６は、第１動力伝達経路ＰＴ１と第２動力伝達経路ＰＴ２との複数の動力伝達経路を、入力軸２２と出力軸３０との間に並列に備えている。第１動力伝達経路ＰＴ１は、エンジン１２の動力を入力軸２２からギヤ機構２８を介して駆動輪１４へ伝達する動力伝達経路である。第２動力伝達経路ＰＴ２は、エンジン１２の動力を入力軸２２から無段変速機構２４を介して駆動輪１４へ伝達する動力伝達経路である。

動力伝達装置１６では、エンジン１２の動力を駆動輪１４へ伝達する動力伝達経路が、車両１０の走行状態に応じて第１動力伝達経路ＰＴ１と第２動力伝達経路ＰＴ２とで切り替えられる。その為、動力伝達装置１６は、第１動力伝達経路ＰＴ１と第２動力伝達経路ＰＴ２とを選択的に形成する複数の係合装置を備えている。複数の係合装置は、第１クラッチＣ１、第１ブレーキＢ１、及び第２クラッチＣ２を含んでいる。第１クラッチＣ１は、第１動力伝達経路ＰＴ１に設けられており、第１動力伝達経路ＰＴ１を選択的に接続したり、切断したりする係合装置であって、前進時に、係合されることで第１動力伝達経路ＰＴ１を形成する係合装置である。第１ブレーキＢ１は、第１動力伝達経路ＰＴ１に設けられており、第１動力伝達経路ＰＴ１を選択的に接続したり、切断したりする係合装置であって、後進時に、係合されることで第１動力伝達経路ＰＴ１を形成する係合装置である。第１動力伝達経路ＰＴ１は、第１クラッチＣ１又は第１ブレーキＢ１の係合によって形成される。第２クラッチＣ２は、第２動力伝達経路ＰＴ２に設けられており、第２動力伝達経路ＰＴ２を選択的に接続したり、切断したりする係合装置であって、係合されることで第２動力伝達経路ＰＴ２を形成する係合装置である。第２動力伝達経路ＰＴ２は、第２クラッチＣ２の係合によって形成される。第１クラッチＣ１、第１ブレーキＢ１、及び第２クラッチＣ２は何れも、各々の油圧アクチュエータＣ１ａ、Ｂ１ａ、Ｃ２ａによって摩擦係合させられる公知の油圧式の湿式の摩擦係合装置である。第１クラッチＣ１は第１摩擦係合装置であり、第２クラッチＣ２は第２摩擦係合装置であり、第１ブレーキＢ１は第３摩擦係合装置である。第１クラッチＣ１及び第１ブレーキＢ１は、各々、後述するように、前後進切替装置２６を構成する要素の１つである。

エンジン１２は、電子スロットル装置や燃料噴射装置や点火装置などのエンジン１２の出力制御に必要な種々の機器を有するエンジン制御装置４２を備えている。エンジン１２は、後述する電子制御装置１００によって、運転者による車両１０に対する駆動要求量に対応するアクセルペダルの操作量であるアクセル操作量θaccに応じてエンジン制御装置４２が制御されることで、エンジン１２の出力トルクであるエンジントルクＴeが制御される。

トルクコンバータ２０は、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。トルクコンバータ２０は、エンジン１２の動力を入力軸２２へ伝達する流体式伝動装置である。動力伝達装置１６は、ポンプ翼車２０ｐに連結された機械式のオイルポンプ４４を備えている。オイルポンプ４４は、エンジン１２により回転駆動されることで作動油を吐出する。具体的には、オイルポンプ４４は、無段変速機構２４を変速制御したり、無段変速機構２４におけるベルト挟圧力を発生させたり、前記複数の係合装置の各々の係合や解放などの作動状態を切り替えたりする為の作動油圧の元圧を、車両１０に備えられた油圧制御回路４６へ供給する。すなわち、オイルポンプ４４は、後述する複数のソレノイドバルブＳＬへ入力される元圧に調圧される作動油を油圧制御回路４６へ供給する。

前後進切替装置２６は、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ア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。キャリア２６ｃは、入力軸２２に連結されている。リングギヤ２６ｒは、第１ブレーキＢ１を介してケース１８に選択的に連結される。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４８に連結されている。キャリア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。

ギヤ機構２８は、小径ギヤ４８と、ギヤ機構カウンタ軸５０と、ギヤ機構カウンタ軸５０回りにそのギヤ機構カウンタ軸５０に対して同軸心に相対回転不能に設けられて小径ギヤ４８と噛み合う大径ギヤ５２とを備えている。大径ギヤ５２は、小径ギヤ４８よりも大径である。又、ギヤ機構２８は、ギヤ機構カウンタ軸５０回りにそのギヤ機構カウンタ軸５０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５４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アイドラギヤ５４と噛み合う出力ギヤ５６とを備えている。出力ギヤ５６は、アイドラギヤ５４よりも大径である。従って、ギヤ機構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、１つのギヤ段が形成される。ギヤ機構２８は、ギヤ段を有するギヤ機構である。ギヤ機構２８は、更に、ギヤ機構カウンタ軸５０回りに、大径ギヤ５２とアイドラギヤ５４との間に設けられて、これらの間の動力伝達経路を選択的に接続したり、切断したりする噛合式クラッチＤ１を備えている。噛合式クラッチＤ１は、第１動力伝達経路ＰＴ１を選択的に接続したり、切断したりする係合装置であって、係合されることで第１動力伝達経路ＰＴ１を形成する係合装置である。噛合式クラッチＤ１は、第１クラッチＣ１又は第１ブレーキＢ１と共に係合されることで第１動力伝達経路ＰＴ１を形成する係合装置であり、前記複数の係合装置に含まれる。噛合式クラッチＤ１は、係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。噛合式クラッチＤ１は、動力伝達装置１６に備えられた油圧アクチュエータ５７の作動によって作動状態が切り替えられる。

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とが共に係合されることで形成される。第１動力伝達経路ＰＴ１は、第１クラッチＣ１に替えて選択的に係合される、噛合式クラッチＤ１よりも入力軸２２側に設けられた第１ブレーキＢ１、及び噛合式クラッチＤ１の係合によっても形成される。第１クラッチＣ１の係合により前進用の動力伝達経路が形成される一方で、第１ブレーキＢ１の係合により後進用の動力伝達経路が形成される。第１クラッチＣ１及び噛合式クラッチＤ１の係合によって形成される第１動力伝達経路ＰＴ１は、前進走行用第１動力伝達経路である。第１ブレーキＢ１及び噛合式クラッチＤ１の係合によって形成される第１動力伝達経路ＰＴ１は、後進走行用第１動力伝達経路である。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。一方で、第１動力伝達経路ＰＴ１は、第１クラッチＣ１及び第１ブレーキＢ１が共に解放されると、又は、噛合式クラッチＤ１が解放されると、動力伝達が不能なニュートラル状態とされる。

図２は、無段変速機構２４の構成を説明する為の図である。図１、図２において、無段変速機構２４は、入力軸２２と同軸心に設けられて入力軸２２と一体的に連結されたプライマリ軸５８と、プライマリ軸５８に連結された有効径が可変のプライマリプーリ６０と、出力軸３０と同軸心に設けられたセカンダリ軸６２と、セカンダリ軸６２に連結された有効径が可変のセカンダリプーリ６４と、それら各プーリ６０，６４の間に巻き掛けられた伝達要素としての伝動ベルト６６とを備えている。無段変速機構２４は、各プーリ６０，６４と伝動ベルト６６との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる公知のベルト式の無段変速機であり、エンジン１２の動力を駆動輪１４側へ伝達する。前記摩擦力は、挟圧力も同意であり、ベルト挟圧力ともいう。このベルト挟圧力は、無段変速機構２４における伝動ベルト６６のトルク容量であるベルトトルク容量Ｔcvtである。

プライマリプーリ６０は、プライマリ軸５８に連結された固定シーブ６０ａと、固定シーブ６０ａに対してプライマリ軸５８の軸心回りの相対回転不能且つ軸心方向の移動可能に設けられた可動シーブ６０ｂと、可動シーブ６０ｂに対してプライマリ推力Ｗpriを付与する油圧アクチュエータ６０ｃとを備えている。プライマリ推力Ｗpriは、固定シーブ６０ａと可動シーブ６０ｂとの間のＶ溝幅を変更する為のプライマリプーリ６０の推力（＝プライマリ圧Ｐpri×受圧面積）である。つまり、プライマリ推力Ｗpriは、油圧アクチュエータ６０ｃによって付与される伝動ベルト６６を挟圧するプライマリプーリ６０の推力である。プライマリ圧Ｐpriは、油圧制御回路４６によって油圧アクチュエータ６０ｃへ供給される油圧であり、プライマリ推力Ｗpriを生じさせるプーリ油圧である。又、セカンダリプーリ６４は、セカンダリ軸６２に連結された固定シーブ６４ａと、固定シーブ６４ａに対してセカンダリ軸６２の軸心回りの相対回転不能且つ軸心方向の移動可能に設けられた可動シーブ６４ｂと、可動シーブ６４ｂに対してセカンダリ推力Ｗsecを付与する油圧アクチュエータ６４ｃとを備えている。セカンダリ推力Ｗsecは、固定シーブ６４ａと可動シーブ６４ｂとの間のＶ溝幅を変更する為のセカンダリプーリ６４の推力（＝セカンダリ圧Ｐsec×受圧面積）である。つまり、セカンダリ推力Ｗsecは、油圧アクチュエータ６４ｃによって付与される伝動ベルト６６を挟圧するセカンダリプーリ６４の推力である。セカンダリ圧Ｐsecは、油圧制御回路４６によって油圧アクチュエータ６４ｃへ供給される油圧であり、セカンダリ推力Ｗsecを生じさせるプーリ油圧である。

無段変速機構２４では、後述する電子制御装置１００により駆動される油圧制御回路４６によってプライマリ圧Ｐpri及びセカンダリ圧Ｐsecが各々調圧制御されることにより、プライマリ推力Ｗpri及びセカンダリ推力Ｗsecが各々制御される。これにより、無段変速機構２４では、各プーリ６０，６４のＶ溝幅が変化して伝動ベルト６６の掛かり径（＝有効径）が変更され、変速比γcvt（＝プライマリ回転速度Ｎpri／セカンダリ回転速度Ｎsec）が変化させられると共に、伝動ベルト６６が滑りを生じないようにベルト挟圧力が制御される。つまり、プライマリ推力Ｗpri及びセカンダリ推力Ｗsecが各々制御されることで、伝動ベルト６６の滑りであるベルト滑りが防止されつつ無段変速機構２４の変速比γcvtが目標変速比γcvttgtとされる。尚、プライマリ回転速度Ｎpriはプライマリ軸５８の回転速度であり、セカンダリ回転速度Ｎsecはセカンダリ軸６２の回転速度である。

無段変速機構２４では、プライマリ圧Ｐpriが高められると、プライマリプーリ６０のＶ溝幅が狭くされて変速比γcvtが小さくされる。変速比γcvtが小さくされることは、無段変速機構２４がアップシフトされることである。無段変速機構２４では、プライマリプーリ６０のＶ溝幅が最小とされるところで、最ハイ側変速比γminが形成される。この最ハイ側変速比γminは、無段変速機構２４により形成できる変速比γcvtの範囲のうちの最も高車速側となる最高車速側の変速比γcvtであり、変速比γcvtが最も小さな値となる最小変速比である。一方で、無段変速機構２４では、プライマリ圧Ｐpriが低められると、プライマリプーリ６０のＶ溝幅が広くされて変速比γcvtが大きくされる。変速比γcvtが大きくされることは、無段変速機構２４がダウンシフトされることである。無段変速機構２４では、プライマリプーリ６０のＶ溝幅が最大とされるところで、最ロー側変速比γmaxが形成される。この最ロー側変速比γmaxは、無段変速機構２４により形成できる変速比γcvtの範囲のうちの最も低車速側となる最低車速側の変速比γcvtであり、変速比γcvtが最も大きな値となる最大変速比である。尚、無段変速機構２４では、プライマリ推力Ｗpriとセカンダリ推力Ｗsecとによりベルト滑りが防止されつつ、プライマリ推力Ｗpriとセカンダリ推力Ｗsecとの相互関係にて目標変速比γcvttgtが実現されるものであり、一方の推力のみで目標の変速が実現されるものではない。プライマリ圧Ｐpriとセカンダリ圧Ｐsecとの相互関係で、プライマリ推力Ｗpriとセカンダリ推力Ｗsecとの比の値である推力比τ（＝Ｗsec／Ｗpri）が変更されることにより無段変速機構２４の変速比γcvtが変更される。推力比τは、セカンダリ推力Ｗsecのプライマリ推力Ｗpriに対する比の値である。例えば、推力比τが大きくされる程、変速比γcvtが大きくされる、すなわち無段変速機構２４はダウンシフトされる。

出力軸３０は、セカンダリ軸６２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、セカンダリプーリ６４と出力軸３０との間の動力伝達経路に設けられている。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から無段変速機構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。無段変速機構２４の変速比γcvtは、第２動力伝達経路ＰＴ２における変速比に相当する。

動力伝達装置１６では、第１動力伝達経路ＰＴ１における変速比γgear（＝入力軸回転速度Ｎin／出力軸回転速度Ｎout）であるギヤ機構２８の変速比ＥＬは、第２動力伝達経路ＰＴ２における最大変速比である無段変速機構２４の最ロー側変速比γmaxよりも大きな値に設定されている。すなわち、変速比ＥＬは、最ロー側変速比γmaxよりもロー側の変速比に設定されている。ギヤ機構２８の変速比ＥＬは、動力伝達装置１６における第１速変速比γ１に相当し、無段変速機構２４の最ロー側変速比γmaxは、動力伝達装置１６における第２速変速比γ２に相当する。このように、第２動力伝達経路ＰＴ２は、第１動力伝達経路ＰＴ１よりもハイ側の変速比が形成される。尚、入力軸回転速度Ｎinは入力軸２２の回転速度であり、出力軸回転速度Ｎoutは出力軸３０の回転速度である。

車両１０では、ギヤ走行モードでの走行とベルト走行モードでの走行とを選択的に行うことが可能である。ギヤ走行モードは、第１動力伝達経路ＰＴ１を用いて走行することが可能な走行モードであって、動力伝達装置１６において第１動力伝達経路ＰＴ１が形成された状態とする走行モードである。ベルト走行モードは、第２動力伝達経路ＰＴ２を用いて走行することが可能な走行モードであって、動力伝達装置１６において第２動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態とする走行モードである。ギヤ走行モードでは、前進走行を可能とする場合、第１クラッチＣ１及び噛合式クラッチＤ１が係合され且つ第２クラッチＣ２及び第１ブレーキＢ１が解放される。ギヤ走行モードでは、後進走行を可能とする場合、第１ブレーキＢ１及び噛合式クラッチＤ１が係合され且つ第２クラッチＣ２及び第１クラッチＣ１が解放される。ベルト走行モードでは、第２クラッチＣ２が係合され且つ第１クラッチＣ１及び第１ブレーキＢ１が解放される。このベルト走行モードでは前進走行が可能となる。

ギヤ走行モードは、車両停止中を含む比較的低車速領域において選択される。ベルト走行モードは、中車速領域を含む比較的高車速領域において選択される。ベルト走行モードのうちの中車速領域でのベルト走行モードでは噛合式クラッチＤ１が係合される一方で、ベルト走行モードのうちの高車速領域でのベルト走行モードでは噛合式クラッチＤ１が解放される。高車速領域でのベルト走行モードにて噛合式クラッチＤ１が解放されるのは、例えばベルト走行モードでの走行中のギヤ機構２８等の引き摺りをなくすと共に、高車速においてギヤ機構２８や遊星歯車装置２６ｐの構成部材である例えばピニオン等が高回転化するのを防止する為である。

車両１０は、車両１０の制御装置を含むコントローラとしての電子制御装置１００を備えている。電子制御装置１００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１０の各種制御を実行する。電子制御装置１００は、エンジン１２の出力制御、無段変速機構２４の変速制御やベルト挟圧力制御、前記複数の係合装置（Ｃ１，Ｂ１，Ｃ２，Ｄ１）の各々の作動状態を切り替える油圧制御等を実行する。電子制御装置１００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１００には、車両１０に備えられた各種センサ等（例えば各種回転速度センサ７０、７２，７４，７６、アクセル操作量センサ７８、スロットル開度センサ８０、シフトポジションセンサ８２、油温センサ８４など）による各種検出信号等（例えばエンジン１２の回転速度であるエンジン回転速度Ｎe、入力軸回転速度Ｎinと同値となるプライマリ回転速度Ｎpri、セカンダリ回転速度Ｎsec、車速Ｖに対応する出力軸回転速度Ｎout、運転者の加速操作の大きさを表すアクセル操作量θacc、スロットル開度tap、車両１０に備えられたシフト切替装置としてのシフトレバー８５の操作ポジションPOSsh、油圧制御回路４６内の作動油の温度である作動油温ＴＨoilなど）が、それぞれ供給される。又、電子制御装置１００からは、車両１０に備えられた各装置（例えばエンジン制御装置４２、油圧制御回路４６など）に各種指令信号（例えばエンジン１２を制御する為のエンジン制御指令信号Ｓe、無段変速機構２４の変速やベルト挟圧力等を制御する為の油圧制御指令信号Ｓcvt、前記複数の係合装置の各々の作動状態を制御する為の油圧制御指令信号Ｓcbdなど）が、それぞれ出力される。尚、入力軸回転速度Ｎin（＝プライマリ回転速度Ｎpri）はタービン回転速度でもあり、又、プライマリ回転速度Ｎpriはプライマリプーリ６０の回転速度でもあり、又、セカンダリ回転速度Ｎsecはセカンダリプーリ６４の回転速度でもある。又、電子制御装置１００は、プライマリ回転速度Ｎpriとセカンダリ回転速度Ｎsecとに基づいて無段変速機構２４の実際の変速比γcvtである実変速比γcvt（＝Ｎpri／Ｎsec）を算出する。

シフトレバー８５の操作ポジションPOSshは、例えばＰ，Ｒ，Ｎ，Ｄ操作ポジションである。Ｐ操作ポジションは、動力伝達装置１６がニュートラル状態とされ且つ出力軸３０が回転不能に機械的に固定された動力伝達装置１６のＰポジションを選択するパーキング操作ポジションである。動力伝達装置１６のニュートラル状態は、例えば第１クラッチＣ１、第１ブレーキＢ１、及び第２クラッチＣ２が共に解放されることで実現される。つまり、動力伝達装置１６のニュートラル状態は、第１動力伝達経路ＰＴ１及び第２動力伝達経路ＰＴ２が何れも形成されていない状態である。Ｒ操作ポジションは、ギヤ走行モードにて後進走行を可能とする動力伝達装置１６のＲポジションを選択する後進走行操作ポジションである。Ｎ操作ポジションは、動力伝達装置１６がニュートラル状態とされた動力伝達装置１６のＮポジションを選択するニュートラル操作ポジションである。Ｄ操作ポジションは、ギヤ走行モードにて前進走行を可能とするか、又は、ベルト走行モードにて無段変速機構２４の自動変速制御を実行して前進走行を可能とする動力伝達装置１６のＤポジションを選択する前進走行操作ポジションである。

油圧制御回路４６は、図２に示すように、複数のソレノイドバルブＳＬ、マニュアルバルブ８６、プライマリ圧コントロールバルブ８８、セカンダリ圧コントロールバルブ９０、シーケンスバルブ９２、Ｃ１アプライバルブ９４、及びＳ１Ｂ１切替バルブ９６などを備えている。

マニュアルバルブ８６は、運転者によるシフトレバー８５における切替操作に連動して機械的に油路が切り替えられる。マニュアルバルブ８６は、シフトレバー８５がＤ操作ポジションにあるときには、入力されたモジュレータ圧ＰＭをドライブ圧ＰＤとして出力し、シフトレバー８５がＲ操作ポジションにあるときには、入力されたモジュレータ圧ＰＭをリバース圧ＰＲとして出力する。又、マニュアルバルブ８６は、シフトレバー８５がＮ操作ポジション或いはＰ操作ポジションにあるときには、油圧の出力を遮断し、ドライブ圧ＰＤ及びリバース圧ＰＲを排出側へ導く。ドライブ圧ＰＤは、Ｄレンジ圧又は前進油圧ともいう。リバース圧ＰＲは、Ｒレンジ圧又は後進油圧ともいう。モジュレータ圧ＰＭは、ライン圧ＰＬを元圧として、不図示のモジュレータバルブにより一定値に調圧された油圧である。ライン圧ＰＬは、オイルポンプ４４が発生する油圧を元圧として、不図示のプライマリレギュレータバルブにより例えばスロットル開度tap等で表されるエンジン負荷に応じて調圧された油圧である。モジュレータ圧ＰＭは、オイルポンプ４４が吐出する作動油を元圧として調圧された第３油圧である。

複数のソレノイドバルブＳＬは、各々、電子制御装置１００により電流制御が為されることで、オイルポンプ４４により油圧制御回路４６へ供給された作動油を用いて各々調圧した油圧を出力する。複数のソレノイドバルブＳＬは、Ｃ１用ソレノイドバルブＳＬ１、Ｃ２用ソレノイドバルブＳＬ２、第１ソレノイドバルブとしてのＳ１Ｂ１用ソレノイドバルブＳＬＧ、プライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰ、及び第２ソレノイドバルブとしてのセカンダリ用ソレノイドバルブＳＬＳである。Ｃ１用ソレノイドバルブＳＬ１、Ｃ２用ソレノイドバルブＳＬ２、及びＳ１Ｂ１用ソレノイドバルブＳＬＧは、ノーマリークローズ式の電磁弁である。プライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰ及びセカンダリ用ソレノイドバルブＳＬＳは、ノーマリーオープン式の電磁弁である。ノーマリークローズ式の電磁弁は、例えば電子制御装置１００からの駆動電流が途絶える断線時には油圧を出力しないオフフェール状態とされる一方で、ノーマリーオープン式の電磁弁は、断線時には最大油圧を出力するオンフェール状態とされる。

Ｃ１用ソレノイドバルブＳＬ１は、ドライブ圧ＰＤを元圧として、第１クラッチＣ１の油圧アクチュエータＣ１ａへ供給される油圧であるＣ１制御圧Ｐc1となり得るＳＬ１圧Ｐsl1を出力する。すなわち、Ｃ１用ソレノイドバルブＳＬ１は、第１クラッチＣ１を作動させるＣ１制御圧Ｐc1を調圧する。Ｃ２用ソレノイドバルブＳＬ２は、ドライブ圧ＰＤを元圧として、第２クラッチＣ２の油圧アクチュエータＣ２ａへ供給される油圧であるＣ２制御圧Ｐc2となり得るＳＬ２圧Ｐsl2を出力する。すなわち、Ｃ２用ソレノイドバルブＳＬ２は、第２クラッチＣ２を作動させるＣ２制御圧Ｐc2を調圧する。第１クラッチＣ１は、Ｃ１制御圧Ｐc1に応じてトルク容量が変化させられることで作動状態が切り替えられる。第２クラッチＣ２は、Ｃ２制御圧Ｐc2に応じてトルク容量が変化させられることで作動状態が切り替えられる。油圧制御回路４６は、電子制御装置１００が出力する油圧制御指令信号Ｓcbdである油圧指示値に基づいて各制御圧Ｐc1，Ｐc2を供給する。Ｃ１制御圧Ｐc1に対応する油圧指示値はＣ１指示圧であり、Ｃ２制御圧Ｐc2に対応する油圧指示値はＣ２指示圧である。

Ｓ１Ｂ１用ソレノイドバルブＳＬＧは、モジュレータ圧ＰＭを元圧として、噛合式クラッチＤ１の作動状態を切り替える為の油圧アクチュエータ５７へ供給される油圧であるシンクロ制御圧Ｐs1となり得る、第１油圧としてのＳＬＧ圧Ｐslgを出力する。すなわち、Ｓ１Ｂ１用ソレノイドバルブＳＬＧは、噛合式クラッチＤ１を作動させる、すなわち第１アクチュエータとしての油圧アクチュエータ５７を作動させるシンクロ制御圧Ｐs1を調圧する。尚、このＳＬＧ圧Ｐslgは、シフトレバー８５がＲ操作ポジションとされてマニュアルバルブ８６からリバース圧ＰＲが出力される後進走行時には、第２アクチュエータとしての第１ブレーキＢ１の油圧アクチュエータＢ１ａへ供給される油圧であるＢ１制御圧Ｐb1となり得る。すなわち、Ｓ１Ｂ１用ソレノイドバルブＳＬＧは、後進走行時には、第１ブレーキＢ１を作動させるＢ１制御圧Ｐb1を調圧する。第１ブレーキＢ１は、Ｂ１制御圧Ｐb1に応じてトルク容量が変化させられることで作動状態が切り替えられる。油圧制御回路４６は、電子制御装置１００が出力する油圧制御指令信号Ｓcbdである油圧指示値に基づいてＢ１制御圧Ｐb1を供給する。Ｂ１制御圧Ｐb1に対応する油圧指示値はＢ１指示圧である。

プライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰは、モジュレータ圧ＰＭを元圧として、プライマリプーリ６０の油圧アクチュエータ６０ｃへ供給される油圧であるプライマリ圧Ｐpriを制御する為のＳＬＰ圧Ｐslpを出力する。すなわち、プライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰは、プライマリプーリ６０を作動させるプライマリ圧Ｐpriを調圧する。セカンダリ用ソレノイドバルブＳＬＳは、モジュレータ圧ＰＭを元圧として、第３アクチュエータとしてのセカンダリプーリ６４の油圧アクチュエータ６４ｃへ供給される油圧であるセカンダリ圧Ｐsecを制御する為の第２油圧としてのＳＬＳ圧Ｐslsを出力する。すなわち、セカンダリ用ソレノイドバルブＳＬＳは、セカンダリプーリ６４を作動させるセカンダリ圧Ｐsecを調圧する。このように、セカンダリ用ソレノイドバルブＳＬＳは、油圧アクチュエータ６４ｃの制御に用いられる。

プライマリ圧コントロールバルブ８８は、ライン圧ＰＬを元圧として、ＳＬＰ圧Ｐslpに基づいて作動させられることでプライマリ圧Ｐpriを調圧する。セカンダリ圧コントロールバルブ９０は、ライン圧ＰＬを元圧として、ＳＬＳ圧Ｐslsに基づいて作動させられることでセカンダリ圧Ｐsecを調圧する。

シーケンスバルブ９２は、ＳＬＰ圧Ｐslpに基づいて、ＳＬ２圧Ｐsl2を第２クラッチＣ２へ供給する油路を形成する正常位置と、ドライブ圧ＰＤを第２クラッチＣ２へ供給する油路を形成するフェール位置とに、弁位置が択一的に切り替えられる。シーケンスバルブ９２は、モジュレータ圧ＰＭや不図示のスプリングによる付勢力によって正常位置に保持される。シーケンスバルブ９２は、ＳＬＰ圧Ｐslpの作用によってフェール位置へ切り替えられる。例えば、シーケンスバルブ９２は、断線等によってＣ２用ソレノイドバルブＳＬ２がオフフェール状態となったときに所定圧以上のＳＬＰ圧Ｐslpが出力されると、フェール位置へ切り替えられる。この際、シフトレバー８５がＤ操作ポジションにあるときには、第２クラッチＣ２へ強制的にドライブ圧ＰＤが供給されてその第２クラッチＣ２が係合される。ＳＬ２圧Ｐsl2やドライブ圧ＰＤは、シーケンスバルブ９２を介してＣ２制御圧Ｐc2として第２クラッチＣ２へ供給される。

Ｃ１アプライバルブ９４は、ＳＬ１圧Ｐsl1及びＣ２制御圧Ｐc2に基づいて、ＳＬ１圧Ｐsl1を第１クラッチＣ１へ供給する油路を形成する通常状態としての正常位置と、Ｃ１制御圧Ｐc1を排出する油路を形成するタイアップ防止状態としてのフェール位置とに、弁位置が択一的に切り替えられる。Ｃ１アプライバルブ９４は、ＳＬ１圧Ｐsl1及びＣ２制御圧Ｐc2が共に付与されることでフェール位置に切り替えられる。ＳＬ１圧Ｐsl1は、Ｃ１アプライバルブ９４を介してＣ１制御圧Ｐc1として第１クラッチＣ１へ供給される。Ｃ１アプライバルブ９４は、Ｃ１制御圧Ｐc1としてＳＬ１圧Ｐsl1を第１クラッチＣ１へ供給する油路を遮断することで第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２との同時係合によるタイアップを防止するフェールセーフバルブとして機能する。

Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６は、リバース圧ＰＲに基づいて、ＳＬＧ圧Ｐslgを油圧アクチュエータ５７へ供給する油路を形成し、且つ、Ｂ１制御圧Ｐb1を排出する油路を形成する非Ｒ位置と、モジュレータ圧ＰＭを油圧アクチュエータ５７へ供給する油路を形成し、且つ、ＳＬＧ圧Ｐslgを第１ブレーキＢ１へ供給する油路を形成するＲ位置とに、弁位置が択一的に切り替えられる。

具体的には、図３は、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６の構成を詳しく説明する為の図である。図３において、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６は、スプール弁子９６sv、スプリング９６sp、第１油室９６c1、第２油室９６c2、第１入力ポート９６i1、第２入力ポート９６i2、第１出力ポート９６o1、及び第２出力ポート９６o2を有している。

スプール弁子９６svは、バルブボディ内において、所定の移動ストロークで摺動可能に収容されている。スプリング９６spは、第１油室９６c1内に収容されており、スプール弁子９６svを非Ｒ位置に保持する為の付勢力を発生する。第１油室９６c1は、ＳＬＳ圧Ｐslsを受け入れる作動油室であり、ＳＬＳ圧Ｐslsによってスプール弁子９６svを非Ｒ位置側に押圧する推力を発生させることができる。第２油室９６c2は、リバース圧ＰＲを受け入れる作動油室であり、リバース圧ＰＲによってスプール弁子９６svをＲ位置側に押圧する推力を発生させることができる。第１入力ポート９６i1には、ＳＬＧ圧Ｐslgが入力される。第２入力ポート９６i2には、モジュレータ圧ＰＭが入力される。第１出力ポート９６o1は、噛合式クラッチＤ１の作動状態を切り替える油圧アクチュエータ５７に連通させられている、すなわち油圧アクチュエータ５７へシンクロ制御圧Ｐs1を供給する油路に接続されている。第２出力ポート９６o2は、第１ブレーキＢ１に連通させられている、すなわち油圧アクチュエータＢ１ａへＢ１制御圧Ｐb1を供給する油路に接続されている。

Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６では、スプール弁子９６svが非Ｒ位置に移動させられると、第１入力ポート９６i1と第１出力ポート９６o1とが連通させられる。一方で、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６では、スプール弁子９６svがＲ位置に移動させられると、第１入力ポート９６i1と第２出力ポート９６o2とが連通させられると共に、第２入力ポート９６i2と第１出力ポート９６o1とが連通させられる。

このように構成されたＳ１Ｂ１切替バルブ９６は、非Ｒ位置においては、ＳＬＧ圧Ｐslgを油圧アクチュエータ５７へ供給することが可能である。一方で、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６は、リバース圧ＰＲの作用によってＲ位置へ切り替えられると、ＳＬＧ圧Ｐslgを油圧アクチュエータＢ１ａへ供給することが可能であると共に、モジュレータ圧ＰＭを油圧アクチュエータ５７へ供給することが可能である。

以上のように、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６は、ＳＬＳ圧Ｐslsとマニュアルバルブ８６を介してリバース圧ＰＲとされたモジュレータ圧ＰＭとの相対関係に基づいて、ＳＬＧ圧Ｐslgを油圧アクチュエータ５７へ供給可能な第１状態としての非Ｒ位置と、ＳＬＧ圧Ｐslgを油圧アクチュエータＢ１ａへ供給可能な第２状態としてのＲ位置とに切り替えられる切替バルブである。Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６は、リバース圧ＰＲとされたモジュレータ圧ＰＭの入力によってＲ位置に切り替えられ得る切替バルブである。

又、シフトレバー８５がＲ操作ポジションにあるときのみ、マニュアルバルブ８６を介したモジュレータ圧ＰＭであるリバース圧ＰＲがＳ１Ｂ１切替バルブ９６に入力される。その為、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６は、後進走行時にはＲ位置に切り替えられる。Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６のＲ位置では、ＳＬＧ圧ＰslgがＢ１制御圧Ｐb1として油圧アクチュエータＢ１ａへ供給可能であり、且つマニュアルバルブ８６を介さないモジュレータ圧ＰＭがシンクロ制御圧Ｐs1として油圧アクチュエータ５７へ供給可能である。一方で、シフトレバー８５がＲ操作ポジション以外にあるときには、リバース圧ＰＲがＳ１Ｂ１切替バルブ９６に入力されない。その為、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６は、前進走行時等にはＳＬＳ圧Ｐslsに拘わらず常に非Ｒ位置に維持される。Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６の非Ｒ位置では、ＳＬＧ圧Ｐslgがシンクロ制御圧Ｐs1として油圧アクチュエータ５７へ供給可能である。

Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６は、後進走行時はＳＬＧ圧Ｐslgが油圧アクチュエータＢ１ａへ供給可能であるので、第２状態としてのＲ位置はＢ１側切替状態でもある。又、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６は、前進走行時や後進走行禁止時はＳＬＧ圧Ｐslgが油圧アクチュエータ５７へ供給可能であるので、第１状態としての非Ｒ位置はＳ１側切替状態でもある。

図１に戻り、電子制御装置１００は、車両１０における各種制御を実現する為に、エンジン制御手段すなわちエンジン制御部１０２、及び変速制御手段すなわち変速制御部１０４を備えている。

エンジン制御部１０２は、予め実験的に或いは設計的に求められて記憶された関係すなわち予め定められた関係である例えば駆動力マップにアクセル操作量θacc及び車速Ｖを適用することで要求駆動力Ｆdemを算出する。エンジン制御部１０２は、その要求駆動力Ｆdemが得られる目標エンジントルクＴetを設定し、その目標エンジントルクＴetが得られるようにエンジン１２を制御するエンジン制御指令信号Ｓeをエンジン制御装置４２へ出力する。

変速制御部１０４は、車両停止中に、操作ポジションPOSshがＰ操作ポジション又はＮ操作ポジションである場合には、ギヤ走行モードへの移行に備えて、噛合式クラッチＤ１を係合する油圧制御指令信号Ｓcbdを油圧制御回路４６へ出力する。変速制御部１０４は、車両停止中に、操作ポジションPOSshがＰ操作ポジション又はＮ操作ポジションからＤ操作ポジションとされた場合、第１クラッチＣ１を係合する油圧制御指令信号Ｓcbdを油圧制御回路４６へ出力する。これにより、走行モードが前進走行を可能とするギヤ走行モードへ移行させられる。変速制御部１０４は、車両停止中に、操作ポジションPOSshがＰ操作ポジション又はＮ操作ポジションからＲ操作ポジションとされた場合、第１ブレーキＢ１を係合する油圧制御指令信号Ｓcbdを油圧制御回路４６へ出力する。これにより、走行モードが後進走行を可能とするギヤ走行モードへ移行させられる。

変速制御部１０４は、操作ポジションPOSshがＤ操作ポジションである場合、ギヤ走行モードとベルト走行モードとを切り替える切替制御を実行する。具体的には、変速制御部１０４は、ギヤ走行モードにおけるギヤ機構２８の変速比ＥＬに対応する第１速変速段と、ベルト走行モードにおける無段変速機構２４の最ロー側変速比γmaxに対応する第２速変速段とを切り替える為の所定のヒステリシスを有した、予め定められた関係である有段変速マップとしてのアップシフト線及びダウンシフト線に、車速Ｖ及びアクセル操作量θaccを適用することで変速の要否を判断し、その判断結果に基づいて走行モードを切り替える。

変速制御部１０４は、ギヤ走行モードでの走行中にアップシフトを判断してベルト走行モードへ切り替える場合、第１クラッチＣ１を解放して第２クラッチＣ２を係合するようにクラッチを掴み替えるクラッチツゥクラッチ変速を行う油圧制御指令信号Ｓcbdを油圧制御回路４６へ出力する。これにより、動力伝達装置１６における動力伝達経路ＰＴは、第１動力伝達経路ＰＴ１から第２動力伝達経路ＰＴ２へ切り替えられる。このように、変速制御部１０４は、第１クラッチＣ１の解放と第２クラッチＣ２の係合とによる有段変速制御によって、第１動力伝達経路ＰＴ１が形成された状態であるギヤ走行モードから第２動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態であるベルト走行モードへ切り替える動力伝達装置１６のアップシフトを実行する。本実施例では、ギヤ走行モードからベルト走行モードへ切り替える動力伝達装置１６のアップシフトを有段アップシフトと称する。

変速制御部１０４は、ベルト走行モードでの走行中にダウンシフトを判断してギヤ走行モードへ切り替える場合、第２クラッチＣ２を解放して第１クラッチＣ１を係合するようにクラッチを掴み替えるクラッチツゥクラッチ変速を行う油圧制御指令信号Ｓcbdを油圧制御回路４６へ出力する。これにより、動力伝達装置１６における動力伝達経路ＰＴは、第２動力伝達経路ＰＴ２から第１動力伝達経路ＰＴ１へ切り替えられる。このように、変速制御部１０４は、第２クラッチＣ２の解放と第１クラッチＣ１の係合とによる有段変速制御によって、第２動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態であるベルト走行モードから第１動力伝達経路ＰＴ１が形成された状態であるギヤ走行モードへ切り替える動力伝達装置１６のダウンシフトを実行する。本実施例では、ベルト走行モードからギヤ走行モードへ切り替える動力伝達装置１６のダウンシフトを有段ダウンシフトと称する。

ギヤ走行モードとベルト走行モードとを切り替える切替制御では、噛合式クラッチＤ１が係合された中車速領域でのベルト走行モードの状態を経由することで、上記クラッチツゥクラッチ変速によるトルクの受け渡しを行うだけで第１動力伝達経路ＰＴ１と第２動力伝達経路ＰＴ２とが切り替えられるので、切替えショックが抑制される。

変速制御部１０４は、ベルト走行モードにおいては、無段変速機構２４のベルト滑りが発生しないようにしつつ無段変速機構２４の目標変速比γcvttgtを達成するように、プライマリ圧Ｐpriとセカンダリ圧Ｐsecとを制御する油圧制御指令信号Ｓcvtを油圧制御回路４６へ出力して、無段変速機構２４の変速を実行する。

具体的には、変速制御部１０４は、予め定められた関係である例えばＣＶＴ変速マップにアクセル操作量θacc及び車速Ｖを適用することで目標プライマリ回転速度Ｎpritを算出する。変速制御部１０４は、目標プライマリ回転速度Ｎpritに基づいて目標変速比γcvttgt（＝Ｎprit／Ｎsec）を算出する。変速制御部１０４は、予め定められた関係である例えばエンジントルクマップにスロットル開度tap及びエンジン回転速度Ｎeを適用することでエンジントルクＴeの推定値を算出する。変速制御部１０４は、エンジントルクＴeの推定値と予め定められた関係である例えばトルクコンバータ２０の特性とに基づいてタービントルクＴtを算出する。変速制御部１０４は、プライマリプーリ６０に入力される入力トルクであるプライマリ入力トルクＴpriとして、タービントルクＴtを用いる。プライマリ入力トルクＴpriは、プライマリ軸５８におけるトルクである。変速制御部１０４は、予め定められた関係である推力比マップに目標変速比γcvttgt及びトルク比を適用することで、目標変速比γcvttgtを実現する為の推力比τを算出する。このトルク比は、上記算出されたプライマリ入力トルクＴpriと、予め定められたプライマリプーリ６０に入力可能な限界のトルクＴprilimとの比（＝Ｔpri／Ｔprilim）である。変速制御部１０４は、この推力比τを達成する為の目標プライマリ推力Ｗprit及び目標セカンダリ推力Ｗsectを算出する。一方の推力が決められれば、目標変速比γcvttgtを実現する為の推力比τに基づいて他方の推力も決められる。変速制御部１０４は、目標プライマリ推力Ｗprit及び目標セカンダリ推力Ｗsectを、目標プライマリ圧Ｐprit（＝Ｗprit／受圧面積）及び目標セカンダリ圧Ｐsect（＝Ｗsect／受圧面積）に各々変換する。変速制御部１０４は、目標プライマリ圧Ｐprit及び目標セカンダリ圧Ｐsectが得られるように、プライマリ圧Ｐpriとセカンダリ圧Ｐsecとを制御する油圧制御指令信号Ｓcvtを油圧制御回路４６へ出力する。油圧制御回路４６は、その油圧制御指令信号Ｓcvtに従って、各ソレノイド弁を作動させてプライマリ圧Ｐpri及びセカンダリ圧Ｐsecを調圧する。尚、上述した無段変速機構２４の変速制御の説明では、便宜上、目標変速比γcvttgtを一定に維持する為の推力について述べた。無段変速機構２４の変速過渡においては、目標のアップシフト或いは目標のダウンシフトを実現する為の推力がこの一定に維持する為の推力に加えられる。

目標プライマリ推力Ｗprit及び目標セカンダリ推力Ｗsectの算出では、必要最小限の推力で無段変速機構２４のベルト滑りを防止する為に必要となる推力である必要推力が考慮される。この必要推力は、無段変速機構２４のベルト滑りが発生する直前の推力である滑り限界推力である。

変速制御部１０４は、プライマリプーリ６０の限界推力であるプライマリ限界推力Ｗprilimと、セカンダリプーリ６４の限界推力であるセカンダリ限界推力Ｗseclimを設定する。変速制御部１０４は、次式（１）を用いてプライマリ限界推力Ｗprilimを設定する。変速制御部１０４は、次式（２）を用いてセカンダリ限界推力Ｗseclimを設定する。次式（１）及び次式（２）において、「α」は各プーリ６０，６４のシーブ角、「μ」はベルトエレメントとシーブとの間の摩擦係数、「Ｒpri」は無段変速機構２４の変速比γcvtに基づいて算出されるプライマリプーリ６０側のベルト掛かり径、「Ｒsec」は無段変速機構２４の変速比γcvtに基づいて算出されるセカンダリプーリ６４側のベルト掛かり径をそれぞれ示している（図２参照）。又、「γcvt×Ｔpri」はセカンダリプーリ６４に入力されるトルクを示している。

Ｗprilim＝（Ｔpri×cosα）／（２×μ×Ｒpri） …（１）
Ｗseclim＝（γcvt×Ｔpri×cosα）／（２×μ×Ｒsec） …（２）

変速制御部１０４は、プライマリ限界推力Ｗprilim及び目標変速比γcvttgtを実現する為の推力比τに基づいて、変速制御の為に必要なセカンダリプーリ６４の推力であるセカンダリ変速制御推力Ｗsecsh（＝τ×Ｗprilim）を算出する。変速制御部１０４は、セカンダリ限界推力Ｗseclim及びセカンダリ変速制御推力Ｗsecshのうちの大きい方を、目標セカンダリ推力Ｗsectとして設定する。変速制御部１０４は、目標セカンダリ推力Ｗsect及び目標変速比γcvttgtを実現する為の推力比τに基づいて、目標プライマリ推力Ｗprit（＝Ｗsect／τ）を算出する。

ところで、オイルポンプ４４により油圧制御回路４６へ供給される作動油の流量と、油圧制御回路４６にて消費される作動油の流量とにおける流量収支の性能は、例えばエンジン回転速度Ｎeや作動油温ＴＨoilによって制限を受ける。エンジン回転速度Ｎeが低下してオイルポンプ４４から供給される作動油の流量が低下したとき、又は、油圧制御回路４６における作動油の漏れ量すなわちバルブボディからの作動油の漏れ量が増加するような作動油温ＴＨoilが高いときなどには、油圧制御回路４６にて消費される作動油の流量に対して油圧制御回路４６へ供給される作動油の流量が相対的に少なくされて、流量収支の性能が低下し易い。このような現象は、燃費向上の為にオイルポンプ４４の小型化を図る程、顕著である。

一方で、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６における非Ｒ位置とＲ位置との弁位置の切替えは、ＳＬＳ圧Ｐslsとマニュアルバルブ８６を介してリバース圧ＰＲとされたモジュレータ圧ＰＭとの相対関係で決定される。ＳＬＳ圧Ｐslsは、無段変速機構２４の制御に用いられるセカンダリ用ソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧であるので、無段変速機構２４の制御に合わせて変化させられる。モジュレータ圧ＰＭは油圧制御回路４６における流量収支の影響受ける為、流量収支の性能が低下するとモジュレータ圧ＰＭが低下させられる可能性がある。その為、流量収支の状態などによってＳ１Ｂ１切替バルブ９６における弁位置の切替えの閾値が変化してしまい、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６の誤切替えが発生するおそれがある。

図４は、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６における弁位置の切替えを、ＳＬＳ圧Ｐslsとモジュレータ圧ＰＭとの相対関係で説明する為の図である。ここでのモジュレータ圧ＰＭは、リバース圧ＰＲとされたモジュレータ圧ＰＭである。図４において、実線Ａは、ＳＬＳ圧Ｐslsとモジュレータ圧ＰＭとが同値となる関係を示している。実線Ｂは、次式（３）で示される関係を示しており、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６における弁位置の切替えの閾値を示している。この次式（３）において、左辺はスプール弁子９６svをＳ１側切替状態（＝非Ｒ位置）側へ押し付ける圧を示しており、右辺はスプール弁子９６svをＢ１側切替状態（＝Ｒ位置）側へ押し付ける圧を示している。「Ｓ」はスプリング９６spに対応した圧であり、「Ｃ」は所定の定数である。実線Ａに対してＳＬＳ圧Ｐslsが高い領域すなわちＳＬＳ圧Ｐslsがモジュレータ圧ＰＭよりも高い領域は、ＳＬＳ圧Ｐslsの元圧がモジュレータ圧ＰＭである為に、リバース圧ＰＲが出力されているときには原理上起こり得ない領域である。実線Ｂに対してＳＬＳ圧Ｐslsが低い領域すなわちＳ１Ｂ１切替バルブ９６がＲ位置から非Ｒ位置へ切り替えられる閾値よりもＳＬＳ圧Ｐslsが低い領域は、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６がＢ１側切替状態とされるＢ１側切替領域である。すなわち、実線Ｂは、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６における弁位置の切替えの閾値としてのＳ１／Ｂ１切替圧を示している。従って、実線Ａと実線Ｂとで囲まれた領域は、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６がＳ１側切替状態とされるＳ１側切替領域である。

Ｐsls＋Ｓ＝Ｃ×ＰＭ …（３）

後進走行時には、ＳＬＳ圧Ｐslsとモジュレータ圧ＰＭとの相対関係は例えば黒丸Ｃに示すようにＢ１側切替領域内に維持されて、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６はＲ位置に維持される必要がある。両者の相対関係がＢ１側切替領域内にあるときに、ＳＬＳ圧Ｐslsに変化がなく、モジュレータ圧ＰＭが低下した場合は、両者の相対関係は例えば黒丸Ｄに示すようにＢ１側切替領域内からＳ１側切替領域内へ移動させられる可能性がある。そうすると、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６が非Ｒ位置へ切り替えられる誤切替えが発生してしまう。

Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６が非Ｒ位置へ切り替えられる誤切替えが発生すると、下記のような現象が発生する可能性がある。例えば係合状態であった第１ブレーキＢ１が解放されて動力伝達装置１６がニュートラル状態とされ、駆動力が出せなくなる。又は、誤切替えによって第１ブレーキＢ１が解放された後に、モジュレータ圧ＰＭが上昇したり又はＳＬＳ圧Ｐslsが低下してＳ１Ｂ１切替バルブ９６が誤切替えの状態から正常状態であるＲ位置へ戻った際に、第１ブレーキＢ１が係合状態とされていたときのＳＬＧ圧ＰslgすなわちＢ１制御圧Ｐb1が第１ブレーキＢ１へ急速に供給されることによって急係合ショックが発生する。又は、誤切替えによってシンクロ制御圧Ｐs1が低下させられることによる噛合式クラッチＤ１の解放状態への切替え。又は、その噛合式クラッチＤ１が解放状態から再係合される際に、シンクロメッシュ機構Ｓ１での同期が進行し難くされてギヤ鳴り等のシンクロ係合不良が発生する。

Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６がＲ位置から非Ｒ位置へ切り替えられる誤切替えを防止するには、シフトレバー８５がＲ操作ポジションにあるときはＳＬＳ圧ＰslsをＢ１側切替領域内で用いる必要がある。本実施例の車両１０のようにＳＬＳ圧Ｐslsやモジュレータ圧ＰＭを各々検出する油圧センサが備えられていない場合、それらの油圧の実際値を検知することができない為、使用可能なＳＬＳ圧Ｐslsや必要なモジュレータ圧ＰＭを適宜正確に求めることができない。ＳＬＳ圧Ｐslsは、無段変速機構２４の変速制御等にも用いられている為、車両１０の状態に応じて変化させる必要がある。モジュレータ圧ＰＭに応じたＳＬＳ圧Ｐslsの使用可能な範囲を適切に設定することが望まれる。

モジュレータ圧ＰＭは、油圧制御回路４６における流量収支の影響受ける為、エンジン回転速度Ｎeやバルブボディからの作動油の漏れ量に関係する作動油温ＴＨoilなどの要因の影響を受ける。エンジン回転速度Ｎeや作動油温ＴＨoilは検知可能である。電子制御装置１００は、エンジン回転速度Ｎe及び作動油温ＴＨoilを用いてモジュレータ圧ＰＭの実際値を予測し、すなわちモジュレータ圧ＰＭの推定値を算出し、そのモジュレータ圧ＰＭの推定値を用いて使用可能なＳＬＳ圧Ｐslsを設定する、すなわちＳＬＳ圧Ｐslsとして使用可能な上限値を設定する。本実施例では、モジュレータ圧ＰＭの推定値を推定モジュレータ圧ＰＭeと称し、ＳＬＳ圧Ｐslsの上限値をＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsugと称する。

具体的には、電子制御装置１００は、上述したようなＳ１Ｂ１切替バルブ９６の誤切替えを防止する為にＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsugを設定するという機能を実現する為に、更に、状態判定手段すなわち状態判定部１０６、推定値算出手段すなわち推定値算出部１０８、及び上限値算出手段すなわち上限値算出部１１０を備えている。

状態判定部１０６は、条件［１］及び条件［２］の何れもが成立したか否かを判定する。条件［１］は、シフトレバー８５がＲ操作ポジションにあるという条件である。条件［２］は、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６がＢ１側切替状態（＝Ｒ位置）側に切り替えられているという条件である。尚、条件［１］及び条件［２］の何れもが成立したか否かを判定するということは、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６がＲ位置に切り替えられているか否かを判定するということと同意である。Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６がＲ位置に切り替えられているということとは、例えばＳ１Ｂ１切替バルブ９６がＲ位置に切り替えられた状態にあるということであるが、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６がＲ位置へ切り替えられる過渡中にあるということも含んでいる。

推定値算出部１０８は、状態判定部１０６によりＳ１Ｂ１切替バルブ９６がＲ位置に切り替えられていると判定されたときに、予め定められた第１の関係としての推定モジュレータ圧マップＰＭmap(Ｎe，ＴＨoil)にエンジン回転速度Ｎe及び作動油温ＴＨoilを適用することで推定モジュレータ圧ＰＭe（＝ＰＭmap(Ｎe，ＴＨoil)）を算出する。推定モジュレータ圧マップＰＭmap(Ｎe，ＴＨoil)は、例えばエンジン回転速度Ｎeが高い程、推定モジュレータ圧ＰＭeが高くなるように、又、作動油温ＴＨoilが高い程、推定モジュレータ圧ＰＭeが低くなるように予め定められた関係である。推定モジュレータ圧マップＰＭmap(Ｎe，ＴＨoil)では、例えばバルブボディからの作動油の漏れ量が最悪となる個体を前提として、個体ばらつきに対してもＳ１Ｂ１切替バルブ９６の誤切替えが発生しないように予め定められている。本実施例では、推定モジュレータ圧マップＰＭmap(Ｎe，ＴＨoil)をマップＰＭmap(Ｎe，ＴＨoil)と称する。

上限値算出部１１０は、予め定められた第２の関係としての次式（４）に推定値算出部１０８により算出された推定モジュレータ圧ＰＭeを適用することでＳ１Ｂ１切替バルブ９６をＲ位置に維持できるＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsug（＝Ｆ(ＰＭe)）を算出する。次式（４）は、前記式（３）を変換した式に相当する。

Ｐslsug＝Ｆ(ＰＭe)＝Ｃ×ＰＭe−Ｓ …（４）

変速制御部１０４は、ＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsugを超えない範囲でＳＬＳ圧Ｐslsを制御する油圧制御部１０５を機能的に備えている。例えば、変速制御部１０４は、ＳＬＳ圧ＰslsがＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsugを超えない範囲で、無段変速機構２４のベルト滑りが発生しないようにしつつ無段変速機構２４の変速を実行する。

油圧制御回路４６における作動油の流量の消費は、何らかの油圧アクチュエータが作動させられているときに発生させられる。例えば、第１クラッチＣ１を解放状態から係合状態へ切り替えるＣ１係合中、第２クラッチＣ２を解放状態から係合状態へ切り替えるＣ２係合中、第１ブレーキＢ１を解放状態から係合状態へ切り替えるＢ１係合中、無段変速機構２４を変速するＣＶＴ変速中などに発生させられる。何らかの油圧アクチュエータが作動させられているときには、油圧制御回路４６における流量収支の性能が低下し易い。その為、モジュレータ圧ＰＭは、油圧アクチュエータの作動の影響を受ける。

シフトレバー８５をＮ操作ポジションからＲ操作ポジションへ切り替える運転者によるシフト操作であるＮ→Ｒガレージ操作では、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６がＲ位置に切り替えられる。これに伴って、第１ブレーキＢ１を係合状態へ切り替えるリバースガレージ制御が実行される。このリバースガレージ制御の実行中である場合は、Ｂ１係合中とされる。本実施例では、リバースガレージ制御の実行中をＲガレージ中と称する。又、シフトレバー８５がＲ操作ポジションにあるときは、無段変速機構２４の変速比γcvtを最ロー側変速比γmaxとすることが望ましい。その為、無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー側変速比γmaxよりもハイ側にあるときには、最ロー側変速比γmaxへの無段変速機構２４の変速制御が実行される。無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー側変速比γmax以外にある場合は、ＣＶＴ変速中とされる。Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６の誤切替えを防止することに関して、上記Ｂ１係合中とＣＶＴ変速中とを考慮する。

油圧制御回路４６における流量収支の性能が最も低下する場合は、ＣＶＴ変速中且つＢ１係合中であり、モジュレータ圧ＰＭはＣＶＴ変速中且つＢ１係合中の状態で最も低下させられる可能性がある。ＣＶＴ変速中且つＢ１係合中の状態でＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsugを設定する場合、モジュレータ圧ＰＭの低下量が大きく、ＣＶＴ変速中且つＢ１係合中以外の状態では成立しない可能性がある。

電子制御装置１００は、第１ブレーキＢ１の油圧アクチュエータＢ１a及びセカンダリプーリ６４の油圧アクチュエータ６４ｃの各々の作動状態に応じた推定モジュレータ圧ＰＭeを設定し、それに合わせてＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsugを設定する。油圧アクチュエータＢ１aの作動状態は、例えばＲガレージ中かそれ以外かということに相当する。油圧アクチュエータ６４ｃの作動状態は、例えば無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー側変速比γmaxかそれ以外かということに相当する。

状態判定部１０６は、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６がＲ位置に切り替えられていると判定した場合には、第１ブレーキＢ１の油圧アクチュエータＢ１a及びセカンダリプーリ６４の油圧アクチュエータ６４ｃの各々の作動状態がどのような作動状態であるかを判定する。例えば、状態判定部１０６は、ＣＶＴ変速中且つＢ１係合中であるか否かを、無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー側変速比γmax以外であり且つＲガレージ中であるか否かに基づいて判定する。又、状態判定部１０６は、ＣＶＴ変速中であるか否かを、無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー側変速比γmax以外であるか否かに基づいて判定する。又、状態判定部１０６は、Ｂ１係合中であるか否かを、Ｒガレージ中であるか否かに基づいて判定する。

推定値算出部１０８は、状態判定部１０６による油圧アクチュエータＢ１a，６４ｃの各作動状態の判定結果に応じたマップＰＭmap(Ｎe，ＴＨoil)にエンジン回転速度Ｎe及び作動油温ＴＨoilを適用することで、油圧アクチュエータＢ１a，６４ｃの作動状態に応じた推定モジュレータ圧ＰＭeを算出する。

図５は、油圧アクチュエータＢ１a，６４ｃの各作動状態に応じたマップＰＭmap(Ｎe，ＴＨoil)の一例を示す図である。図５において、実線ＡはＣＶＴ変速中且つＢ１係合中であるときのマップＰＭmap1(Ｎe，ＴＨoil)であり、実線ＢはＢ１係合中であるときのマップＰＭmap2(Ｎe，ＴＨoil)であり、実線ＣはＣＶＴ変速中であるときのマップＰＭmap3(Ｎe，ＴＨoil)であり、実線Ｄは油圧アクチュエータＢ１a，６４ｃの作動無しのときのマップＰＭmap4(Ｎe，ＴＨoil)である。各マップＰＭmap(Ｎe，ＴＨoil)は、エンジン回転速度Ｎeが高い程、推定モジュレータ圧ＰＭeが高くされる。又、各マップＰＭmap(Ｎe，ＴＨoil)は、マップＰＭmap1(Ｎe，ＴＨoil)に例示するように、作動油温ＴＨoilが高い程、推定モジュレータ圧ＰＭeが低くされる。又、各マップＰＭmap(Ｎe，ＴＨoil)は、モジュレータ圧ＰＭの低下量が大きいと予測される、油圧アクチュエータＢ１a，６４ｃの作動状態である程、推定モジュレータ圧ＰＭeが低くされる。

上限値算出部１１０は、前記式（３）に推定値算出部１０８により算出された油圧アクチュエータＢ１a，６４ｃの作動状態に応じた推定モジュレータ圧ＰＭeを適用することで油圧アクチュエータＢ１a，６４ｃの作動状態に応じたＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsugを算出する。

図６は、電子制御装置１００の制御作動の要部すなわちＳ１Ｂ１切替バルブ９６の状態をＲ位置とする必要があるときにＳ１Ｂ１切替バルブ９６の誤切替えの発生を防止する為の制御作動を説明するフローチャートであり、例えば繰り返し実行される。図７は、図６のフローチャートに示す制御作動を実行した場合のタイムチャートの一例を示す図である。

図６において、先ず、状態判定部１０６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、条件［１］及び条件［２］の何れもが成立したか否かが判定される。このＳ１０の判断が否定される場合は本ルーチンが終了させられる。このＳ１０の判断が肯定される場合は状態判定部１０６の機能に対応するＳ２０−Ｓ４０において、油圧アクチュエータＢ１a，６４ｃの各作動状態が判定される。例えば、このＳ１０の判断が肯定される場合はＳ２０において、ＣＶＴ変速中且つＢ１係合中であるか否かが判定される。このＳ２０の判断が否定される場合はＳ３０において、Ｂ１係合中であるか否かが判定される。このＳ３０の判断が否定される場合はＳ４０において、ＣＶＴ変速中であるか否かが判定される。上記Ｓ２０の判断が肯定される場合は推定値算出部１０８及び上限値算出部１１０の機能に対応するＳ５０において、ＣＶＴ変速中且つＢ１係合中であるときの推定モジュレータ圧ＰＭe（＝ＰＭmap1(Ｎe，ＴＨoil)）が算出され、その推定モジュレータ圧ＰＭeを用いてＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsug（＝Ｆ(ＰＭe)）が算出される。上記Ｓ３０の判断が肯定される場合は推定値算出部１０８及び上限値算出部１１０の機能に対応するＳ６０において、Ｂ１係合中であるときの推定モジュレータ圧ＰＭe（＝ＰＭmap2(Ｎe，ＴＨoil)）が算出され、その推定モジュレータ圧ＰＭeを用いてＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsug（＝Ｆ(ＰＭe)）が算出される。上記Ｓ４０の判断が肯定される場合は推定値算出部１０８及び上限値算出部１１０の機能に対応するＳ７０において、ＣＶＴ変速中であるときの推定モジュレータ圧ＰＭe（＝ＰＭmap3(Ｎe，ＴＨoil)）が算出され、その推定モジュレータ圧ＰＭeを用いてＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsug（＝Ｆ(ＰＭe)）が算出される。上記Ｓ４０の判断が否定される場合は推定値算出部１０８及び上限値算出部１１０の機能に対応するＳ８０において、油圧アクチュエータＢ１a，６４ｃの作動無しのときの推定モジュレータ圧ＰＭe（＝ＰＭmap4(Ｎe，ＴＨoil)）が算出され、その推定モジュレータ圧ＰＭeを用いてＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsug（＝Ｆ(ＰＭe)）が算出される。上記Ｓ５０に次いで、又は、上記Ｓ６０に次いで、又は、上記Ｓ７０に次いで、又は、上記Ｓ８０に次いで、変速制御部１０４の機能に対応するＳ９０において、上記算出されたＳＬＳ上限ガード圧ＰslsugがＳＬＳ圧Ｐslsの制御に反映される。すなわち、上記算出されたＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsugを超えない範囲でＳＬＳ圧Ｐslsが制御される。

図７は、無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー側変速比γmaxよりもハイ側にあるときにＮ→Ｒガレージ操作が為された場合の実施態様の一例を示している。図７において、ｔ１時点は、Ｎ→Ｒガレージ操作が為された時点を示している。Ｎ→Ｒガレージ操作に伴って、リバースガレージ制御が実行される（ｔ１時点−ｔ２時点参照）。シフトレバー８５がＲ操作ポジションにあるが、無段変速機構２４の変速比γcvtが最ロー側変速比γmax以外にある為、最ロー側変速比γmaxへの無段変速機構２４の変速制御が実行されている（ｔ１時点−ｔ３時点参照）。ｔ１時点−ｔ２時点では、ＣＶＴ変速中且つＲガレージ中（＝Ｂ１係合中）であるので、ＳＬＳ上限ガード圧ＰslsugはＦ(ＰＭmap1(Ｎe，ＴＨoil))とされる。ｔ２時点−ｔ３時点では、ＣＶＴ変速中のみであるので、ＳＬＳ上限ガード圧ＰslsugはＦ(ＰＭmap3(Ｎe，ＴＨoil))とされる。ｔ３時点以降では、油圧アクチュエータＢ１a，６４ｃの作動無しであるので、ＳＬＳ上限ガード圧ＰslsugはＦ(ＰＭmap4(Ｎe，ＴＨoil))とされる。又、このｔ３時点以降では、エンジン回転速度Ｎeの上昇に合わせてＦ(ＰＭmap4(Ｎe，ＴＨoil))が上昇させられている。尚、Ｎ→Ｒガレージ操作時点すなわちｔ１時点以前では、ＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsugは設定されない。

上述のように、本実施例によれば、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６がＲ位置に切り替えられているときに、エンジン回転速度Ｎe及び作動油温ＴＨoilを用いて推定モジュレータ圧ＰＭeが算出され、その推定モジュレータ圧ＰＭeを用いてＳ１Ｂ１切替バルブ９６をＲ位置に維持できるＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsugが算出されるので、エンジン回転速度Ｎe及び作動油温ＴＨoilは何れも作動油の流量収支に影響を与えることに対して作動油の流量収支の影響を受ける推定モジュレータ圧ＰＭeやその推定モジュレータ圧ＰＭeに応じたＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsugが適切に算出される。そして、ＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsugを超えない範囲でＳＬＳ圧Ｐslsが制御されるので、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６がＲ位置に適切に維持され得る。よって、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６の状態をＲ位置とする必要があるときにＳ１Ｂ１切替バルブ９６の誤切替えの発生を防止することができる。

また、本実施例によれば、油圧アクチュエータＢ１a，６４ｃの各作動状態を判定することで、油圧アクチュエータＢ１a，６４ｃの作動状態に応じてＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsugが切り替えられるので、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６の誤切替え防止と、ＳＬＳ圧Ｐslsの必要領域内での制御換言すればリバースガレージ制御とを両立させることができる。

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。

例えば、前述の実施例における図６のフローチャートに示す制御作動では、油圧アクチュエータＢ１a，６４ｃの作動状態に応じたＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsugを設定する実施態様を説明したが、この態様に限らない。例えば、油圧アクチュエータＢ１a，６４ｃの作動状態に拘わらず一律の推定モジュレータ圧マップＰＭmap(Ｎe，ＴＨoil)を用いて推定モジュレータ圧ＰＭeを算出し、その推定モジュレータ圧ＰＭeを用いてＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsugを設定しても良い。このような場合には、図６のフローチャートにおけるＳ２０−Ｓ４０は備えられず、Ｓ５０−Ｓ８０は油圧アクチュエータＢ１a，６４ｃの作動状態に拘わらずＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsugを設定する、１つのステップとされる。

また、前述の実施例では、入力軸２２と出力軸３０との間に並列に設けられた、ギヤ機構２８を介した第１動力伝達経路ＰＴ１と無段変速機構２４を介した第２動力伝達経路ＰＴ２とを有する動力伝達装置１６を備えた車両１０に本発明を適用したが、この態様に限らない。要は、第１アクチュエータ、第２アクチュエータ、第３アクチュエータ、及び動力源の動力を駆動輪へ伝達する動力伝達経路を有する車両用動力伝達装置と、動力源により回転駆動されることで作動油を吐出するオイルポンプと、前記第１アクチュエータ及び前記第２アクチュエータへ制御油圧を供給可能な第１ソレノイドバルブと、前記第１ソレノイドバルブの出力油圧を前記第１アクチュエータ及び前記第２アクチュエータの一方に択一的に供給可能に油路を切り替える為の切替バルブと、前記第３アクチュエータの制御に用いられる第２ソレノイドバルブとを備え、前記作動油を元圧として調圧された油圧と第２ソレノイドバルブの出力油圧との相対関係に基づいて前記切替バルブの状態が切り替えられる車両であれば、本発明を適用することができる。

また、前述の実施例では、ＳＬＳ上限ガード圧Ｐslsugを設定することで、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６の誤切替えを防止した。Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６の誤切替えに対しては、オイルポンプ４４の吐出量の増加により、又は、エンジン１２のアイドルアップにより、ＳＬＳ圧Ｐslsの制御範囲では誤切替えが生じない程の高いモジュレータ圧ＰＭを常に設定することが考えられる。しかしながら、オイルポンプ４４の吐出量の増加は車両製造コストを増加させたり、アイドルアップは燃費を悪化させるという背反が存在する。本発明は、このような背反が存在しない。又は、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６の誤切替えに対しては、Ｓ１Ｂ１切替バルブ９６の切替えを制御する専用のソレノイドバルブを追加することが考えられる。しかしながら、専用のソレノイドバルブの追加は、車両製造コストを増加させたり、工数を増加させるという背反が存在する。本発明は、このような背反が存在しない。

また、前述の実施例では、第２クラッチＣ２は、セカンダリプーリ６４と出力軸３０との間の動力伝達経路に設けられていたが、この態様に限らない。例えば、セカンダリ軸６２が出力軸３０と一体的に連結されると共に、プライマリ軸５８は第２クラッチＣ２を介して入力軸２２と連結されても良い。つまり、第２クラッチＣ２は、プライマリプーリ６０と入力軸２２との間の動力伝達経路に設けられていても良い。

また、前述の実施例では、ギヤ機構２８は、無段変速機構２４の最ロー側変速比γmaxよりもロー側の変速比となる１つのギヤ段が形成されるギヤ機構であったが、この態様に限らない。例えば、ギヤ機構２８は、変速比が異なる複数のギヤ段が形成されるギヤ機構であっても良い。つまり、ギヤ機構２８は２段以上に変速される有段変速機であっても良い。又は、ギヤ機構２８は、無段変速機構２４の最ハイ側変速比γminよりもハイ側の変速比、及び／又は、最ロー側変速比γmaxよりもロー側の変速比を形成するギヤ機構であっても良い。

また、前述の実施例では、動力伝達装置１６の走行モードを、予め定められたアップシフト線及びダウンシフト線を用いて切り替えたが、この態様に限らない。例えば、車速Ｖ及びアクセル操作量θaccに基づいて要求駆動力Ｆdemを算出し、その要求駆動力Ｆdemを満たすことができる変速比を設定することで、動力伝達装置１６の走行モードを切り替えても良い。

また、前述の実施例では、流体式伝動装置としてトルクコンバータ２０が用いられたが、この態様に限らない。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。

１０：車両
１２：エンジン（動力源）
１４：駆動輪
１６：車両用動力伝達装置
４４：オイルポンプ
４６：油圧制御回路
５７：油圧アクチュエータ（第１アクチュエータ）
６４ｃ：油圧アクチュエータ（第３アクチュエータ）
９６：Ｓ１Ｂ１切替バルブ（切替バルブ）
１００：電子制御装置（制御装置）
１０５：油圧制御部
１０８：推定値算出部
１１０：上限値算出部
Ｂ１ａ：油圧アクチュエータ（第２アクチュエータ）
ＰＭ：モジュレータ圧（第３油圧）
Ｐslg：ＳＬＧ圧（第１油圧）
Ｐsls：ＳＬＳ圧（第２油圧）
ＰＴ１：第１動力伝達経路
ＰＴ２：第２動力伝達経路
ＳＬＧ：Ｓ１Ｂ１用ソレノイドバルブ（第１ソレノイドバルブ）
ＳＬＳ：セカンダリ用ソレノイドバルブ（第２ソレノイドバルブ）

Claims (1)

1. 第１アクチュエータ、第２アクチュエータ、第３アクチュエータ、及び動力源の動力を駆動輪へ伝達する動力伝達経路を有する車両用動力伝達装置と、
   前記動力源により回転駆動されることで作動油を吐出するオイルポンプと、
   前記作動油を用いて第１油圧を出力する第１ソレノイドバルブ、前記作動油を用いて第２油圧を出力すると共に前記第３アクチュエータの制御に用いられる第２ソレノイドバルブ、及び前記第２油圧と前記作動油を元圧として調圧された第３油圧との相対関係に基づいて前記第１油圧を前記第１アクチュエータへ供給可能な第１状態と前記第１油圧を前記第２アクチュエータへ供給可能な第２状態とに切り替えられるものであり、前記第３油圧の入力によって前記第２状態に切り替えられ得る切替バルブを有する油圧制御回路と
   を、備える車両の、制御装置であって、
   前記切替バルブが前記第２状態に切り替えられているときに、予め定められた第１の関係に前記動力源の回転速度及び前記作動油の温度を適用することで前記第３油圧の推定値を算出する推定値算出部と、
   予め定められた第２の関係に前記第３油圧の推定値を適用することで前記切替バルブを前記第２状態に維持できる前記第２油圧の上限値を算出する上限値算出部と、
   前記上限値を超えない範囲で前記第２油圧を制御する油圧制御部と
   を、含むことを特徴とする車両の制御装置。

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