用於動力傳遞系統的控制裝置的製作方法

2023-05-04 18:55:51

本發明涉及一種用於包括自動變速器的動力傳遞系統的控制裝置，所述自動變速器能夠提供不同的動力傳遞路徑來將驅動力源的動力傳遞給驅動輪。

背景技術：

公知一種用於包括自動變速器的動力傳遞系統的控制裝置，在所述自動變速器中選擇性地建立將驅動力源的動力傳遞給驅動輪的第一動力傳遞路徑和第二動力傳遞路徑中的一個。在發生車輛振動的車輛的預定狀態下，在保持建立第一傳遞路徑的同時，控制裝置通過半接合用於建立第二動力傳遞路徑的接合設備而減小車輛振動或由車輛振動產生的噪聲。這是例如在日本專利申請公開第2008-14457號(JP 2008-14457 A)中描述的用於車輛的減振系統。JP 2008-14457 A描述了一種通過以預定的轉矩容量對接合設備進行半接合而建立半聯鎖狀態的技術，所述接合設備不同於要求建立當前速度級的接合設備且當接合時聯鎖，以便減小在鎖止離合器接合的狀態下由傳動系的扭轉共振產生的車輛振動。

順便提及的是，在JP 2008-14457 A所述的技術中，當自動變速器的速度級是第一速度級或第二速度級時，通過半接合用於建立作為較高車速側速度級的第三速度級或第四速度級的離合器而建立半聯鎖狀態。在這種情況下，因為負載沿減小自動變速器的輸入軸轉速的方向起作用，也就是，因為轉矩內部循環，所以駕駛性能可能會惡化。也就是，如果為了減小車輛振動或噪聲而始終建立半聯鎖狀態，駕駛性能可能會惡化。

技術實現要素：

本發明提供一種用於動力傳遞系統的控制裝置，其在減小車輛振動或噪聲時能夠防止或降低駕駛性能的惡化。

本發明的方案是提供了一種用於動力傳遞系統的控制裝置，所述動力傳遞系統包括自動變速器，所述自動變速器將驅動力源的動力傳遞給驅動輪且選擇性地建立第一動力傳遞路徑和第二動力傳遞路徑中的一個。所述控制裝置包括振動判定單元和半接合控制單元。所述振動判定單元被配置為判定車輛的狀態是否為發生車輛振動的車輛的預定狀態。所述半接合控制單元可以被配置為當在車輛在建立了第一動力傳遞路徑的狀態下行駛的同時車輛的狀態為車輛的預定狀態時，在保持建立第一動力傳遞路徑的同時，對被配置為建立第二動力傳遞路徑的接合設備進行半接合。所述控制裝置進一步包括其他路徑狀態設定單元。所述其他路徑狀態設定單元被配置為當在車輛在建立了第一動力傳遞路徑的狀態下行駛的同時車輛的狀態為車輛的預定狀態時，響應於車輛的行駛狀態，擇一地將第二動力傳遞路徑的速度比設定為關於第一動力傳遞路徑的速度比的較低車速側速度比和關於第一動力傳遞路徑的速度比的較高車速側速度比中的一個。

利用上述控制裝置，當車輛的狀態為車輛的發生車輛振動的預定狀態時，在自動變速器中保持建立第一動力傳遞路徑的同時，通過對被配置為建立第二動力傳遞路徑的接合設備進行半接合而產生弱循環轉矩以填充自動變速器內部以及動力傳遞路徑中的間隙。因此，能夠減小車輛振動或由車輛振動產生的噪聲。此時，因為響應於行駛狀態將第二動力傳遞路徑的速度比擇一地設定為關於第一動力傳遞路徑的速度比的較低車速側速度比和關於第一動力傳遞路徑的所述速度比的較高車速側速度比中的一個。因此，根據行駛狀態，諸如車輛正加速的狀態，車輛正減速的狀態和車輛正行駛在上坡或下坡的狀態，能夠在增大自動變速器的輸入軸轉速的方向上或在減小自動變速器的輸入軸轉速的方向上產生弱循環轉矩(也就是，填充間隙)。因此，在減小車輛振動或噪聲時，能夠防止或降低駕駛性能的惡化。

用於動力傳遞系統的控制裝置可以進一步包括行駛狀態判定單元，所述行駛狀態判定單元被配置為判定行駛狀態是否為驅動狀態和被驅動狀態中的一個。其他路徑狀態設定單元可以被配置為當行駛狀態為驅動狀態時，將第二動力傳遞路徑的速度比設定為關於第一動力傳遞路徑的速度比的較低車速側速度比，且當行駛狀態為被驅動狀態時，將第二動力傳遞路徑的速度比設定為關於第一動力傳遞路徑的速度比的較高車速側速度比。

利用上述控制裝置，當行駛狀態為驅動狀態時，將第二動力傳遞路徑的速度比設定為關於第一動力傳遞路徑的速度比的較低車速側速度比。因此，能夠在增大自動變速器的輸入軸轉速的方向上產生弱循環轉矩(也就是，填充間隙)。另一方面，當行駛狀態為被驅動狀態時，將第二動力傳遞路徑的速度比設定為關於第一動力傳遞路徑的速度比的較高車速側速度比。因此，能夠在減小自動變速器的輸入軸轉速的方向上產生弱循環轉矩(也就是，填充間隙)。

在用於動力傳遞系統的控制裝置中，自動變速器可以包括傳動機構、無級變速機構、第一接合設備和第二接合設備。傳動機構和無級變速機構可以彼此並行地設置在輸入旋轉構件和輸出旋轉構件之間的動力傳遞路徑中以便建立檔位，所述驅動力源的動力被傳遞給所述輸入旋轉構件，而所述輸出旋轉構件將所述動力輸出至所述驅動輪。第一接合設備可以被配置為建立經由傳動機構的第一動力傳遞路徑。第二接合設備可以被配置為建立經由無級變速機構的第二動力傳遞路徑。其他路徑狀態設定單元可以被配置為通過將無級變速機構的速度比設定為關於在第一動力傳遞路徑中建立的速度比的較低車速側速度比和關於在第一動力傳遞路徑中建立的速度比的較高車速側速度比中的一個，來將第二動力傳遞路徑的速度比設定為關於第一動力傳遞路徑的速度比的較低車速側速度比和關於第一動力傳遞路徑的速度比的較高車速側速度比中的一個。

利用上述控制裝置，通過將無級變速機構的速度比設定為較低車速側速度比和較高車速側速度比中的一個，能夠響應於行駛狀態將第二動力傳遞路徑的速度比擇一地設定為關於第一動力傳遞路徑的速度比的較低車速側速度比和關於第一動力傳遞路徑的速度比的較高車速側速度比中的一個。此時，因為允許無級調節第二動力傳遞路徑的速度比，所以能夠施加適合於車輛的狀態的慣性。也就是，能夠產生與行駛狀態相稱的弱循環轉矩。也就是，無需複雜地調節對用來建立第二動力傳遞路徑的接合設備進行半接合所用的接合力就能夠產生弱變速幹涉(tie-up)狀態。

在用於動力傳遞系統的控制裝置中，自動變速器為通過接合預定接合設備而選擇性建立多個速度級的有級變速器。其他路徑狀態設定單元可以被配置為通過將在第二動力傳遞路徑中建立的速度級設定為關於第二動力傳遞路徑的當前建立的速度級的較低車速側速度級和關於第二動力傳遞路徑的當前建立的速度級的較高車速側速度級中的一個，來將第二動力傳遞路徑的速度比設定為關於第一動力傳遞路徑的速度比的較低車速側速度比和關於第一動力傳遞路徑的速度比的較高車速側速度比中的一個。

利用上述控制裝置，通過將在第二動力傳遞路徑中建立的速度級設定為關於當前建立的速度級的較低車速側速度級和較高車速側速度級中的一個，能夠響應於行駛狀態容易地將第二動力傳遞路徑的速度比擇一地設定為關於第一動力傳遞路徑的速度比的較低車速側速度比和關於第一動力傳遞路徑的速度比的較高車速側速度比中的一個。

在用於動力傳遞系統的控制裝置中，振動判定單元可以被配置為基於輔助設備負載而改變車輛的狀態。

利用上述控制裝置，基於影響傳遞給第一動力傳遞路徑的驅動力源的實際動力的大小的輔助設備負載來改變車輛的狀態。因此，車輛的發生車輛振動的狀態或由車輛振動產生的噪聲的狀態被適當地判定。

振動判定單元可以被配置為基於自動變速器的輸入軸轉速的旋轉變化和旋轉變化角加速度中的至少一個是否大於或等於預定閾值來判定車輛是否處于振動產生狀態下。這裡，旋轉變化和旋轉變化角加速度中的至少一個是基於發動機轉速、車速和自動變速器的估計輸入轉矩中的至少一個而計算出的。振動判定單元可以被配置為基於發動機轉速、車速和自動變速器的估計輸入轉矩中的至少一個是否大於或等於分別設定的預定閾值中的對應的一個來判定車輛是否處于振動產生狀態下。

利用上述控制裝置，能夠準確地判定車輛是否處于振動產生狀態下，所以能夠適當地判定正發生車輛振動或正發生由車輛振動產生的噪聲的車輛的狀態。

附圖說明

將在下文中參考附圖描述本發明的示例性實施例的特徵、優點以及技術和工業意義，其中相同的附圖標記表示相同的元件，並且在附圖中：

圖1為示出應用本發明的第一實施例的車輛的示意性構造的視圖；

圖2為用於示出圖1中所示的動力傳遞系統的行駛模式的變化的圖表；

圖3為示出用於車輛中各種控制的控制功能和控制系統的相關部分的視圖；

圖4為顯示動力傳遞系統的輸入軸轉速的旋轉變化或旋轉變化角加速度與無級變速器的速度比和齒輪路徑的速度比之間的比率之間的預定關係的曲線圖；

圖5為顯示動力傳遞系統的輸入轉速的旋轉變化或旋轉變化角加速度與在產生弱變速幹涉時接合的接合設備的接合力之間的預定關係的曲線圖；

圖6為示出圖3中所示的電子控制單元的控制操作，即，用於在減小車輛振動或噪聲時防止或降低駕駛性能惡化的控制操作的相關部分的流程圖；

圖7為示出應用本發明的第二實施例的車輛的示意性構造的視圖；以及

圖8為示出圖7中所示的自動變速器的變速操作與在變速操作中使用的啟動的接合設備的組合之間的關係的操作圖表。

具體實施方式

在下文中，將參照附圖詳細地描述本發明的實施例。

圖1為示出應用了本發明的第一實施例的車輛10的示意性構造的視圖。在圖1中，車輛10包括發動機12、驅動輪14和動力傳遞系統16。發動機12是用作用於推進車輛10的驅動力源的汽油發動機、柴油發動機等。動力傳遞系統16設置在發動機12和驅動輪14之間的動力傳遞路徑中。動力傳遞系統16包括變矩器20、輸入軸22、自動變速器24、輸出軸26、副軸28、減速齒輪單元30、差動齒輪組34、一對車軸36等。輸入軸22聯接至變矩器20。自動變速器24聯接至輸入軸22。輸出軸26聯接至自動變速器24的輸出側。一對車軸36聯接至差動齒輪組34。變矩器20公知為聯接至作為非旋轉構件的殼體18內部的發動機12的流體式傳動設備。減速齒輪單元30包括一對嚙合齒輪。該對嚙合齒輪分別設置在輸出軸26和副軸28上以便相對不可旋轉。差動齒輪組34聯接至齒輪32。齒輪32設置在副軸28上以便相對不可旋轉。在由此構造的動力傳遞系統16中，發動機12的動力(當未具體區分彼此時，動力與轉矩和力同義)經由變矩器20、自動變速器24、減速齒輪單元30、差動齒輪組34、車軸36等順序地傳遞至所述一對驅動輪14。

變矩器20在動力傳遞路徑中介於發動機12與輸入軸22之間。變矩器20圍繞輸入軸22與輸入軸22同軸地設置。變矩器20包括泵輪20p和渦輪20t。泵輪20p聯接至發動機12。渦輪20t聯接至輸入軸22。變矩器20將發動機12的動力傳遞給輸入軸22。變矩器20包括公知的鎖止離合器38。鎖止離合器38能夠直接將泵輪20p和渦輪20t彼此聯接，也就是，將變矩器20的輸入旋轉構件和輸出旋轉構件彼此聯接。動力傳遞系統16包括聯接至泵輪20p的機械式的油泵40。油泵40通過由發動機12驅動旋轉而產生(排放)用於對變速器24進行變速控制或將潤滑油供應給動力傳遞系統16的各部分的液壓。

自動變速器24包括公知的帶式無級變速器(CVT)50、前進/後退轉換設備52和齒輪傳動機構54。無級變速器50用作聯接至輸入軸22的無級變速機構。前進/後退轉換設備52同樣聯接至輸入軸22。齒輪傳動機構54用作經由前進/後退轉換設備52聯接至輸入軸22且與無級變速器50並行設置的傳動機構。也就是，自動變速器24包括齒輪傳動機構54和無級變速器50。齒輪傳動機構54和無級變速器50彼此並行地設置在發動機12(其與作為發動機12的動力所傳遞至的輸入旋轉構件的輸入軸22同義)和驅動輪14(其與作為將發動機12的動力輸出至驅動輪14的輸出旋轉構件的輸出軸26同義)之間的動力傳遞路徑PT中。

因此，動力傳遞系統16包括多個動力傳遞路徑，也就是，彼此在輸入軸22和輸出軸26之間並行的第一動力傳遞路徑PT1和第二動力傳遞路徑PT2。第一動力傳遞路徑PT1將發動機12的動力經由齒輪傳動機構54從輸入軸22傳遞給驅動輪14側(也就是，輸出軸26)。第二動力傳遞路徑PT2將發動機12的動力經由無級變速器50從輸入軸22傳遞給驅動輪14側(也就是，輸出軸26)。動力傳遞系統16被構造為基於車輛10的行駛狀態在第一動力傳遞路徑PT1和第二動力傳遞路徑PT2之間改變動力傳遞路徑。

因此，自動變速器24包括在第一動力傳遞路徑PT1和第二動力傳遞路徑PT2之間選擇性地改變將發動機12的動力傳遞給驅動輪14側的動力傳遞路徑的多個接合設備。接合設備包括第一離合器C1、第一制動器B1和的第二離合器C2。第一離合器C1和第一制動器B1均用作連接或中斷第一動力傳遞路徑PT1的第一接合設備。第二離合器C2用作連接或中斷第二動力傳遞路徑PT2的第二接合設備。第一接合設備為，換言之，用於當接合時建立經由齒輪傳動機構54的第一動力傳遞路徑PT1的接合設備。第二接合設備為，換言之，用於當接合時建立經由無級變速器50的第二動力傳遞路徑的接合設備。第一離合器C1、第一制動器B1和第二離合器C2相當於分離設備。第一離合器C1、第一制動器B1和第二離合器C2中的每一個均為公知的通過液壓致動器摩擦接合的液壓溼式摩擦接合設備(摩擦離合器)。如後面將描述的，第一離合器C1和第一制動器B1中的每一個均為構成前進/後退轉換設備52的元件中的一個。

前進/後退轉換設備52在第一動力傳遞路徑PT1中圍繞輸入軸22與輸入軸22同軸設置。前進/後退轉換設備52包括雙小齒輪型行星齒輪系52p、第一離合器C1和第一制動器B1。行星齒輪系52p為包括3個旋轉元件，也就是，行星齒輪架52c、太陽輪52s和內齒圈52r的差動機構。行星齒輪架52c用作輸入元件。太陽輪52s用作輸出元件。內齒圈52r用作反作用元件。行星齒輪架52c一體地聯接至輸入軸22。內齒圈52r經由第一制動器B1選擇性地聯接至殼體18。太陽輪52s聯接至小直徑齒輪56。小直徑齒輪56圍繞輸入軸22與輸入軸22同軸地設置以便相對不可旋轉。行星齒輪架52c和太陽輪52s經由第一離合器C1選擇性地彼此聯接。因此，第一離合器C1為選擇性地將3個旋轉元件中的2個彼此聯接的接合設備，且第一制動器1為選擇性地將反作用元件聯接至殼體18的接合設備。

齒輪傳動機構54包括小直徑齒輪56、齒輪機構副軸58和大直徑齒輪60。大直徑齒輪60圍繞齒輪機構副軸58與齒輪機構副軸58同軸地設置以便相對不可旋轉。大直徑齒輪60與小直徑齒輪56相嚙合。齒輪傳動機構54包括空轉齒輪62和輸出齒輪64。空轉齒輪62圍繞齒輪機構副軸58與齒輪機構副軸58同軸地設置以便相對不可旋轉。輸出齒輪64圍繞輸出軸26與輸出軸26同軸地設置以便相對不可旋轉。輸出齒輪64與空轉齒輪62相嚙合。輸出齒輪64具有比空轉齒輪62更大的直徑。因此，齒輪傳動機構54為在輸入軸22和輸出軸26之間的動力傳遞路徑PT中具有作為預定的速度比(速度級、檔位)的速度比(速度級)的傳動機構。齒輪傳動機構54進一步包括犬牙式離合器D1。犬牙式離合器D1圍繞齒輪機構副軸58設置在大直徑齒輪60和空轉齒輪62之間。犬牙式離合器D1選擇性地將大直徑齒輪60連接至空轉齒輪62或使大直徑齒輪60與空轉齒輪62分離。犬牙式離合器D1布置在前進/後退轉換設備52(其與第一離合器C1同義)和輸出軸26之間的動力傳遞路徑中(換言之，犬牙式離合器D1相對於第一離合器C1設置在輸出軸26側)。犬牙式離合器D1用作連接或中斷第一動力傳遞路徑PT1的第三接合設備。犬牙式離合器D1包括在多個接合設備中。換言之，第三接合設備為用於當與第一離合器C1一起接合時建立第一動力傳遞路徑PT1的接合設備。犬牙式離合器D1包括公知的用作同步機構的同步嚙合機構S1。同步嚙合機構S1在犬牙式離合器D1通過液壓致動器接合時同步旋轉。

當犬牙式離合器D1和相對於犬牙式離合器D1設置在輸入軸22側的第一離合器C1(或第一制動器B1)接合時建立第一動力傳遞路徑PT1。當第一離合器C1接合時，建立前進動力傳遞路徑。當第一制動器B1接合時，建立倒退動力傳遞路徑。當建立第一動力傳遞路徑PT1時，動力傳遞系統16被設定為動力可傳遞狀態，在該狀態下，允許將發動機12的動力經由齒輪傳動機構54從輸入軸22傳遞給輸出軸26。另一方面，當至少第一離合器C1和第一制動器B1兩者都被釋放或至少犬牙式離合器D1被釋放時，第一動力傳遞路徑PT1被設定為空檔狀態(動力傳遞中斷狀態)，在該狀態下，動力的傳遞被中斷。

無級變速器50為帶式無級變速機構。無級變速器50包括主滑輪66、次級滑輪70和傳動帶72。主滑輪66設置在輸入軸22上，且具有可變的有效直徑。次級滑輪70設置在與輸出軸26同軸的旋轉軸68上，且具有可變的有效直徑。傳動帶72圍繞滑輪66、70纏繞以便橫跨在滑輪66、70之間。動力經由所述一對滑輪66、70和傳動帶72之間的摩擦力(帶夾緊力)而傳遞。在主滑輪66中，供應給主滑輪66的液壓(也就是，供應給主液壓缸66c的主壓力Pin)通過由電子控制單元80(參見圖3)驅動的液壓控制迴路74(參見圖3)來調節，其結果是施加了改變槽輪66a、66b之間的V形槽寬度的主推力Win(＝主壓力Pin×受壓面積)。在次級滑輪70中，供應給次級滑輪70的液壓(也就是，供應給次級液壓缸70c的次級壓力Pout)通過液壓控制迴路74來調節，其結果是施加了改變槽輪70a、70b之間的V形槽寬度的次級推力Wout(＝次級壓力Pout×受壓面積)。在無級變速器50中，當主推力Win(主壓力Pin)和次級推力Wout(次級壓力Pout)均被控制時，滑輪66、70的每一個的V形槽寬度都改變，且傳動帶72的纏繞直徑(有效直徑)改變。結果是，速度比γcvt(＝主滑輪轉速Npri)/次級滑輪轉速Nsec)改變，且滑輪66、70中的每一個與傳動帶72之間的摩擦力被控制使得傳動帶72不發生打滑。

輸出軸26圍繞旋轉軸68與旋轉軸68同軸布置以便相對不可旋轉。第二離合器C2相對於無級變速器50設置在驅動輪14(其與輸出軸26同義)側(也就是，第二離合器C2設置在次級滑輪70和輸出軸26之間)。第二離合器C2選擇性地連接或中斷次級滑輪70(旋轉軸68)和輸出軸26之間的動力傳遞路徑。當第二離合器C2接合時建立第二動力傳遞路徑PT2。當建立第二動力傳遞路徑PT2時，動力傳遞系統16被設定為動力可傳遞狀態，在該狀態下，允許將發動機12的動力經由無級變速器50從輸入軸22傳遞給輸出軸26。另一方面，當第二離合器C2釋放時第二動力傳遞路徑PT2被設定為空檔狀態。

下面將描述動力傳遞系統16的操作。圖2為用於通過利用針對由電子控制單元80改變的每一個行駛形式(行駛模式)的接合設備的接合圖表而示出動力傳遞系統16的驅動模式改變的視圖。在圖2中，C1對應於第一離合器C1的操作狀態，C2對應於第二離合器C2的操作狀態，B1對應於第一制動器B1的操作狀態，D1對應於犬牙式離合器D1的操作狀態，圓圈標記表示接合(連接)狀態，而叉形標記表示釋放(分離)狀態。

在圖2中，在作為將發動機12的動力經由齒輪傳動機構54(也就是，經由第一動力傳遞路徑PT1)傳遞給輸出軸26的行駛模式(也就是車輛10通過利用經由齒輪傳動機構54的第一動力傳遞路徑PT1行駛的行駛模式)的齒輪行駛模式下，第一離合器C1和犬牙式離合器D1接合，且第二離合器C2和第一制動器B1釋放。在齒輪行駛模式下，使得能夠前進行駛。在第一制動器B1和犬牙式離合器D1接合且第二離合器C2和第一離合器C1釋放的齒輪傳動模式下，使得能夠後退行駛。

在作為將發動機12的動力經由無級變速器50(也就是，經由第二動力傳遞路徑PT2)傳遞給輸出軸26的行駛模式(也就是車輛10通過利用經由無級變速器50的第二動力傳遞路徑PT2行駛的行駛模式)的CVT行駛模式(也稱為帶行駛模式)中，第二離合器C2接合，且第一離合器C1和第一制動器B1釋放。在CVT行駛模式下，使得能夠前進行駛。在CVT行駛模式內，在CVT行駛模式(中間車速)中犬牙式離合器D1接合；而在CVT行駛模式(高車速)中犬牙式離合器D1釋放。犬牙式離合器D1在CVT行駛模式(高車速)中釋放的原因是例如，消除在CVT行駛模式下行駛期間齒輪傳動機構54等的拖曳，且在處於高車速時防止齒輪傳動機構54、行星齒輪系52p的組成構件(例如，小齒輪)等的高速旋轉。犬牙式離合器D1用作中斷來自驅動輪14側的輸入的被驅動輸入中斷離合器。

例如，在包括車輛停止期間的狀態的低車速區域中選擇齒輪行駛模式。例如，在中間車速區域或高車速區域中選擇CVT行駛模式。因此，在動力傳遞系統16中，通過第一動力傳遞路徑PT1建立的速度比γgear(也就是，齒輪路徑的速度比)被設定為適合於起動車輛的值。在動力傳遞系統16中，通過第二動力傳遞路徑PT2建立的速度比γcvt(也就是，作為無級變速器50的速度比的CVT路徑的速度比)被設定為以便至少包括適合於以中間車速和高車速行駛的值，也就是，小於齒輪路徑的速度比γgear的值(也就是，較高車速側速度比或較高速度比)。如後面將描述的，關於無級變速器50的速度比γcvt，略微大於齒輪路徑的速度比γgear的值(也就是，較低車速側速度比或較低速度比)被設定為作為通過無級變速器50建立的最低車速側速度比的最低速度比γmax。當車輛10在CVT行駛模式下行駛時，不使用比齒輪路徑的速度比γgear低的速度比γcvt。當車輛10在CVT行駛模式下行駛時，使用比齒輪路徑的速度比γgear高的速度比γcvt。

速度比γgear對應於作為在動力傳遞系統16中的第一速度級的速度比γ的第一速度速度比γ1。當車輛10在CVT行駛模式下行駛時所使用的速度比γcvt的範圍內的最低車速側速度比對應於作為在動力傳遞系統16中的第二速度級的速度比γ的第二速度速度比γ2。因此，例如，根據用於在公知的有級變速器的變速特性圖中的第一速度級和第二速度級之間改變速度級的變速線來改變齒輪行駛模式和CVT行駛模式。在CVT行駛模式下，通過利用，例如，公知的技術，基於行駛狀態(諸如加速器操作量θacc和車速V)來進行變速以改變速度比γcvt。

在將行駛模式從齒輪行駛模式改變為CVT行駛模式(高車速)或將行駛模式從CVT行駛模式(高車速)改變為齒輪行駛模式中，如圖2中所示經由CVT行駛模式(中間車速)來進行改變。例如，當將行駛模式從齒輪行駛模式改變為CVT行駛模式(高車速)時，由通過用於改變接合的離合器(例如，離合器至離合器變速(下文中，稱為CtoC變速))以便釋放第一離合器C1且接合第二離合器C2的變速而升檔來將行駛模式改變為CVT行駛模式(中間車速)。之後，釋放犬牙式離合器D1以便中斷被驅動輸入。例如，當將行駛模式從CVT行駛模式(高車速)改變為齒輪行駛模式時，通過在將行駛模式改變為齒輪行駛模式的準備中(也就是，降檔準備)接合犬牙式離合器D1來將行駛模式改變為CVT行駛模式(中間車速)。之後，通過用於改變接合的離合器(例如，CtoC變速)以便釋放第二離合器C2且接合第一離合器C1的變速來進行降檔。

圖3為示出用於車輛10中的各種控制的控制功能和控制系統的相關部分的視圖。如圖3中所示，車輛10包括，例如，包括用於動力傳遞系統16的控制裝置的電子控制單元80。因此，圖3為顯示電子控制單元80的輸入/輸出線的視圖，且為示出由電子控制單元80實施的控制功能的相關部分的功能框圖。電子控制單元80包括所謂的微型計算機。微型計算機包括，例如，CPU、RAM、ROM、輸入/輸入接口等。CPU通過在利用RAM的暫時存儲功能的同時根據預存儲在ROM中的程序執行信號處理來執行對車輛10的各種控制。例如，電子控制單元80被配置為執行對發動機12的輸出控制、用於使無級變速器50變速的控制、用於改變動力傳遞系統16的行駛模式的控制等。如有必要，電子控制單元80被分成用於控制發動機的電子控制單元、用於控制液壓的電子控制單元等。車輛10進一步包括通過利用發動機12的動力來操作的輔助設備。輔助設備例如包括經由帶等聯接至發動機12的交流發電機76，和經由帶聯接至發動機12的空調壓縮機78、電磁離合器(未示出)等。輔助設備由發動機12驅動。在交流發電機76產生電力的同時，在發動機12中發生由於交流發電機76的操作帶來的負載。在電磁離合器處於接合狀態下的同時，在發動機12中發生由於空調壓縮機78的操作帶來的負載。

基於車輛10的各種傳感器的檢測信號的各種實際值被供應給電子控制單元80。各種傳感器包括例如各種轉速傳感器90、91、92、93、加速器操作量傳感器94、節氣門開度傳感器95、電流傳感器96、用於激活空調的空調開關97、內部空氣傳感器98等。各種實際值包括例如發動機轉速Ne、作為主滑輪轉速Npri的輸入軸轉速Nin、作為次級滑輪轉速Nsec的旋轉軸轉速Nrot、對應於車速V的輸出軸轉速Nout、加速器操作量θacc、節氣門開度θth、交流發電機76所產生的電流Igen、指示空調壓縮機78正在運轉的空調開信號A/Con、指示車廂內空氣溫度的室內溫度THr等。

從電子控制單元80將各種輸出信號供應給設置在車輛10中的設備。所述設備包括例如發動機12、液壓控制迴路74、交流發電機76、空調壓縮機78、電磁離合器等。各種輸出信號包括例如發動機輸出控制命令信號Se、液壓控制命令信號Scvt、液壓控制命令信號Sswt、發電電壓命令信號Sgen、空調控制命令信號Sac等。發動機輸出控制命令信號Se用來控制發動機12的輸出。液壓控制命令信號Scvt用來控制與無級變速器50的變速有關的液壓。液壓控制命令信號Sswt用來控制與動力傳遞系統16的行駛模式的改變有關的第一離合器C1、第一制動器B1、第二離合器C2和犬牙式離合器D1。發電電壓命令信號Sgen用來控制交流發電機76的發電狀態。空調控制命令信號Sac用來通過將電磁離合器設定為接合狀態而驅動空調壓縮機78或基於室內溫度THr等來控制空調壓縮機78的容量。

電子控制單元80包括發動機輸出控制單元82和變速控制單元84。

發動機輸出控制單元82例如(i)通過將加速器操作量θacc和車速V應用於經驗上獲得或通過預先設計並存儲獲得(也就是，預定)的關係(例如，驅動力特性圖)來計算要求驅動力Fdem，(ii)設定獲得要求驅動力Fdem的目標發動機轉矩Tetgt，以及(iii)將用於對發動機12的輸出控制的發動機輸出控制命令信號Se輸出至節氣門致動器、燃料噴射裝置、點火裝置等以便獲得目標發動機轉矩Tetgt。

在車輛停止期間，變速控制單元84將接合作為齒輪行駛模式的準備的犬牙式離合器D1的命令輸出至液壓控制迴路74。之後，在將變速杆切換為前進行駛位置D(或後退行駛位置R)時，變速控制單元84將接合第一離合器C1(或第一制動器B1)的命令輸出至液壓控制迴路74。

變速控制單元84控制齒輪行駛模式和CVT行駛模式之間的行駛模式的改變。具體地，例如，變速控制單元84通過將車速V和加速器操作量θacc應用於變速線來判定是否改變速度比γ，且基於判定結果來改變行駛模式，該變速線用來在齒輪行駛模式下的齒輪路徑的速度比γgear(也就是，動力傳遞系統16中的第一速度級)和當車輛10在CVT行駛模式下行駛時使用的最低車速側速度比(也就是，動力傳遞系統16中的第二速度級)之間改變速度比γ。

當變速控制單元84判定在齒輪行駛模式下行駛期間升檔且將行駛模式從齒輪行駛模式改變為CVT行駛模式(中間車速)時，變速控制單元84將實行用於釋放第一離合器C1且接合第二離合器C2的CtoC變速的命令輸出至液壓控制迴路74。因此，動力傳遞系統16中的動力傳遞路徑PT從第一動力傳遞路徑PT1改變為第二動力傳遞路徑PT2。當變速控制單元84將行駛模式從CVT行駛模式(中間車速)改變為CVT行駛模式(高車速)時，變速控制單元84將釋放犬牙式離合器D1的命令輸出至液壓控制迴路74。當變速控制單元84將行駛模式從CVT行駛模式(高車速)改變為CVT行駛模式(中間車速)時，變速控制單元84將接合犬牙式離合器D1的命令輸出至液壓控制迴路74。當變速控制單元84判定在CVT行駛模式(中間車速)下行駛期間降檔且將行駛模式改變為齒輪行駛模式時，變速控制單元84將實行用於釋放第二離合器C2且接合第一離合器C1的CtoC變速的命令輸出至液壓控制迴路74。因此，在動力傳遞系統16中的動力傳遞路徑PT從第二動力傳遞路徑PT2改變為第一動力傳遞路徑PT1。在用於在齒輪行駛模式和CVT行駛模式之間改變行駛模式的改變控制中，經由CVT行駛模式(中間車速)來實行改變，所以僅由通過CtoC變速而交換轉矩來改變第一動力傳遞路徑PT1和第二動力傳遞路徑PT2。因此，減少了改變衝擊。

變速控制單元84通過例如將加速器操作量θacc和車速V應用於在CVT行駛模式下的預定關係(例如，CVT變速特性圖)來計算目標輸入軸轉速Nintgt。變速控制單元84基於目標輸入軸轉速Nintgt來計算無級變速器50的目標速度比γcvttgt(＝Nintgt/Nsec)。變速控制單元84基於目標速度比γcvttgt來控制無級變速器50的速度比γcvt(也就是，控制無級變速器50的變速)。具體地，變速控制單元84(i)判定用於實現目標速度比γcvttgt的主壓力Pin和次級壓力Pout的液壓命令(液壓控制命令信號Scvt)，和(ii)通過將那些液壓命令輸出至液壓控制迴路74來實行CVT變速。CVT變速特性圖例如被預先設定使得計算出無級變速器50的目標速度比γcvttgt，以所述目標速度比γcvttgt發動機12沿預定的最佳線(例如，發動機最佳燃料消耗線)操作。

為了提高燃料經濟性，建議將鎖止離合器38置於接合狀態或打滑狀態下的區域擴大至發動機轉速Ne的低旋轉區域或車速V的低車速區域。在由於鎖止離合器38的接合等發動機12和自動變速器24處於直接聯接狀態(或接近於直接聯接狀態的狀態)的同時，當車輛10以低車速、低發動機轉速和低負載行駛時，容易發生車輛振動。這是因為在這樣的情況下，如果將發動機12的大的旋轉變化輸入至自動變速器24且傳遞給設置在嚙合部(諸如動力傳遞路徑PT的齒輪的嚙合部或花鍵配合部以及每一個接合設備的摩擦板和離合器從動盤轂之間的遊隙部)中的間隙(空隙)，則在嚙合部中齒面重複彼此碰撞或分離。因此，在動力傳遞路徑PT的嚙合部處發生喀噠聲(齒錘擊聲)，其結果是乘員可能會感到不舒適。

在建立了第一動力傳遞路徑PT1和第二動力傳遞路徑PT2中的一個的狀態下的行駛期間發生車輛振動的預定行駛狀態下，在保持建立的一個動力傳遞路徑的同時，電子控制單元80對用於建立另一個動力傳遞路徑的接合設備進行半接合。因此，通過將來自該另一個動力傳遞路徑的轉矩循環至該一個動力傳遞路徑而能夠填充自動變速器24內部的間隙和該一個動力傳遞路徑的間隙。因此，能夠減小車輛振動或由車輛振動產生的噪聲。

順便提及的是，當該另一個動力傳遞路徑的速度比高於該一個動力傳遞路徑的速度比時，轉矩沿減小輸入軸22的轉速的方向循環；而當其他動力傳遞路徑的速度比低於一個動力傳遞路徑的速度比時轉矩沿增大輸入軸22的轉速的方向循環。然後，如果輸入軸22的轉速由於轉矩循環而改變所沿的方向與行駛狀態不匹配，諸如車輛10正加速的狀態、車輛10正減速的狀態以及車輛10正上坡或下坡行駛的狀態，存在駕駛性能惡化的擔憂。因此，當允許設定該另一個動力傳遞路徑的速度比以便高於或低於該一個動力傳遞路徑的速度比時，期望在該另一個動力傳遞路徑的速度比被設定為與當前行駛狀態相稱的速度比的狀態下，對用於建立該另一個動力傳遞路徑的接合設備進行半接合。考慮到上述內容，在自動變速器24中，關於無級變速器50的速度比γcvt，將略微低於齒輪路徑的速度比γgear的速度比設定為最低速度比γmax。

更具體地，電子控制單元80進一步包括行駛狀態判定單元85、振動判定單元86、其他路徑狀態設定單元87和半接合控制單元88。

行駛狀態判定單元85基於例如用於操作鎖止離合器38的液壓命令值來判定鎖止離合器38是否被控制為接合狀態和打滑狀態中的任一個。行駛狀態判定單元85基於例如與動力傳遞系統16的行駛模式的改變有關的液壓控制命令信號Sswt來判定車輛10是否正在第一離合器C1接合的齒輪行駛模式下行駛(也就是，車輛10是否正在建立了第一動力傳遞路徑PT1的狀態下行駛)。行駛狀態判定單元85基於例如與動力傳遞系統16的行駛模式的改變有關的液壓控制命令信號Sswt來判定車輛10是否正在第二離合器C2接合的CVT行駛模式下行駛(也就是，車輛10是否正在建立了第二動力傳遞路徑PT2的狀態下行駛)。

行駛狀態判定單元85基於例如節氣門開度θth的改變、車速V的改變等來判定車輛10的行駛狀態是否處於驅動狀態或被驅動狀態。在本第一實施例中，驅動狀態例如假設為如下的行駛狀態：在車輛10正在平坦路面上行駛的同時，基於發動機12的動力的驅動力基本上與行駛阻力平衡，且其結果是，車速V基本上恆定，但節氣門開度θth趨向於增大。驅動狀態例如假設為如下的行駛狀態：在車輛10正上坡行駛的同時，車速V趨向於減小但節氣門開度θth基本上恆定或趨向於增大。被驅動狀態例如假設為如下的行駛狀態：在車輛10正在平坦路面上行駛的同時，車速V基本上恆定但節氣門開度θth趨向於減小。被驅動狀態例如假設為如下的行駛狀態：在車輛10正下坡行駛的同時，車速V趨向於增大但節氣門開度θth趨向於減小或基本上為零。

振動判定單元86判定車輛的狀態是否為發生車輛振動的車輛的預定狀態。車輛的狀態為輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′。車輛的預定狀態為輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′大於或等於預先設定為下限值的預定閾值的狀態，在所述下限值處或所述下限值以上發生車輛的振動(具體地，傳動系的喀噠聲)。

振動判定單元86通過將發動機轉速Ne、車速V和估計輸入轉矩Tine應用於用來計算輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′的預定關係(特性圖)來計算輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′。振動判定單元86通過判定計算出的輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′是否大於或等於預定閾值來判定車輛的狀態是否為發生車輛振動的車輛的預定狀態。根據行駛模式是否為齒輪行駛模式或者CVT行駛模式可以使用不同值作為預定閾值。當驅動模式為CVT行駛模式時，考慮了無級變速器50的速度比γcvt進一步計算輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′。

振動判定單元86通過將發動機轉速Ne和節氣門開度θth應用於預定公知的發動機轉矩特性圖來計算估計發動機轉矩Tee。振動判定單元86通過將估計發動機轉矩Tee乘以變矩器20的轉矩比t(＝渦輪機轉矩Tt/泵轉矩Tp)來計算估計輸入轉矩Tine。當鎖止離合器38被控制為接合狀態時，振動判定單元86將估計發動機轉矩Tee設定為估計輸入轉矩Tine。

振動判定單元86基於輔助設備負載來改變(校正)車輛的狀態(也就是，輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′)。輔助設備負載是由輔助設備(交流發電機76、空調壓縮機78等)產生的負載轉矩(輔助設備負載轉矩)。隨著輔助設備負載轉矩Taux增大，輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin趨向於增大。因此，振動判定單元86基於預定關係進行校正使得輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′隨著輔助設備負載轉矩Taux增大而增大。

振動判定單元86通過將發電電壓命令信號Sgen、交流發電機76的發電電流Igen等應用於預定關係來計算由交流發電機76產生的負載轉矩Talt。振動判定單元86(i)通過將空調控制命令信號Sac應用於預定關係來計算空調壓縮機78的操作容量，和(ii)通過將空調壓縮機78的操作容量等應用於預定關係來計算由空調壓縮機78產生的負載轉矩Tac。振動判定單元86通過將由交流發電機76產生的負載轉矩Talt、由空調壓縮機78產生的負載轉矩Tac等相加來計算輔助設備負載轉矩Taux。

當(i)行駛狀態判定單元85判定鎖止離合器38被控制為接合狀態和打滑狀態中的任一個，(ii)行駛狀態判定單元85判定車輛10正在建立了第一動力傳遞路徑PT1的狀態下行駛且(iii)振動判定單元86判定車輛的狀態為車輛的預定狀態時，其他路徑狀態設定單元87響應於行駛狀態將第二動力傳遞路徑PT2的速度比γcvt擇一地設定為關於第一動力傳遞路徑PT1的速度比的較低車速側速度比或關於第一動力傳遞路徑PT1的速度比的較高車速側速度比。

具體地，當行駛狀態判定單元85判定車輛10的行駛狀態為驅動狀態時，其他路徑狀態設定單元87將第二動力傳遞路徑PT2的速度比γcvt設定為關於第一動力傳遞路徑PT1的速度比的較低車速側速度比。當判定車輛10的行駛狀態為驅動狀態時，其他路徑狀態設定單元87通過將由振動判定單元86計算出的輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′應用於如圖4中所示的預定關係(特性圖)來計算無級變速器50的速度比γcvt與齒輪路徑的速度比γgear的比率Ratio(＝γcvt/γgear)。其他路徑狀態設定單元87基於計算出的比率Ratio來設定無級變速器50的速度比γcvt。也就是，其他路徑設定單元87將無級變速器50的速度比γcvt設定為將齒輪路徑的速度比γgear加上α後得到的值。因為無級變速器50的速度比γcvt為第二動力傳遞路徑PT2的速度比γcvt，所以其他路徑狀態設定單元87通過將無級變速器50的速度比γcvt設定為關於在第一動力傳遞路徑PT1中建立的速度比γgear的較低車速側速度比來將第二動力傳遞路徑PT2的速度比γcvt設定為關於第一動力傳遞路徑PT1的速度比的較低車速側速度比。

隨著輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′增大，在齒輪路徑中的喀噠聲增大。為了停止大的振幅，可假定較大的速度比差(也就是，比率Ratio需要相對於1.0大得多(在驅動狀態情況下)或需要相對於1.0小得多(在被驅動狀態情況下))。因此，預先設定圖4中所示的特性圖(參見實線)使得比率Ratio隨著輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′越大而變得相對於1.0越大得多。在圖4中，比率Ratio為1.0的區域是不需要將轉矩從第二動力傳遞路徑PT2循環至第一動力傳遞路徑PT1的區域(也就是，產生弱循環轉矩)，這是因為輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′小於預定閾值。

另一方面，當行駛狀態判定單元85判定車輛10的行駛狀態為被驅動狀態時，其他路徑狀態設定單元87將第二動力傳遞路徑PT2的速度比γcvt設定為關於第一動力傳遞路徑PT1的速度比的較高車速側速度比。當判定車輛10的行駛狀態為被驅動狀態時，其他路徑狀態設定單元87通過將由振動判定單元86計算出的輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′應用於預定關係(特性圖，參見作為關於比率Ratio為1.0的窄虛線對稱於圖4中所示的實線的線的曲線圖(未示出))來計算無級變速器50的速度比γcvt與齒輪路徑的速度比γgear的比率Ratio(＝γcvt/γgear)。其他路徑狀態設定單元87基於計算出的比率Ratio來設定無級變速器50的速度比γcvt。也就是，其他路徑狀態設定單元87將無級變速器50的速度比γcvt設定為將齒輪路徑的速度比γgear減去α後得到的值。因為無級變速器50的速度比γcvt為第二動力傳遞路徑PT2的速度比γcvt，所以其他路徑狀態設定單元87通過將無級變速器50的速度比γcvt設定為關於在第一動力傳遞路徑PT1中建立的速度比γgear的較高車速側速度比來將第二動力傳遞路徑PT2的速度比γcvt設定為關於第一動力傳遞路徑PT1的速度比的較高車速側速度比。

當車輛10正在由於第一離合器C1的完全接合(參見圖1中的實線箭頭A)而經由第一動力傳遞路徑PT1傳遞動力的齒輪行駛模式下行駛時，在第二動力傳遞路徑PT2中的第二離合器C2被半接合。因此，除了動力經由第二動力傳遞路徑PT2傳遞給驅動輪14側(參見圖1中的虛線箭頭B)的事實以外，動力經由第二動力傳遞路徑PT2向第一動力傳遞路徑PT1進行轉矩循環(參見圖1中的虛線箭頭C)。其結果是，在第一動力傳遞路徑PT1中的間隙被填充，所以防止或減小了喀噠聲。因為無級變速器50的速度比γcvt在第二動力傳遞路徑PT2中被無級地改變，所以允許自由控制向第一動力傳遞路徑PT1的循環轉矩的大小，使得即使當不以複雜的方式控制待被半接合的第二離合器C2的轉矩容量時，也響應於輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′來產生弱循環轉矩(也就是，允許適當地產生弱變速幹涉狀態)(參見圖4)。因此，其他路徑狀態設定單元87將在轉矩從第二動力傳遞路徑PT2循環至第一動力傳遞路徑PT1時使用的第二離合器C2的接合壓力(也就是，液壓命令值)設定為用於通過半接合第二離合器C2引起弱變速幹涉狀態的預先設定的預定接合壓力。

當在車輛在建立了第一動力傳遞路徑PT1的狀態下行駛的同時，車輛的狀態為車輛的預定狀態時，變速控制單元84將用於控制無級變速器50的變速的液壓控制命令信號Scvt輸出至液壓控制迴路74，使得建立由其他路徑狀態設定單元87設定的無級變速器50的速度比γcvt。

當在車輛10在建立了第一動力傳遞路徑PT1的狀態下行駛的同時，車輛的狀態為車輛的預定狀態時，在保持建立第一動力傳遞路徑PT1的同時(也就是，在保持第一離合器C1的完全接合的同時)，半接合控制單元88將用於以由其他路徑狀態設定單元87設定的第二離合器C2的預定接合壓力來半接合第二離合器C2的液壓控制命令信號輸出至液壓控制迴路74。

當(i)行駛狀態判定單元85判定鎖止離合器38被控制為接合狀態和打滑狀態中的任一個，(ii)行駛狀態判定單元85判定車輛10正在建立了第二動力傳遞路徑PT2的狀態下行駛，且(iii)振動判定單元86判定車輛的狀態為車輛的預定狀態時，其他路徑狀態設定單元87在將轉矩從第一動力傳遞路徑PT1向第二動力傳遞路徑PT2循環時(也就是，在引起弱變速幹涉狀態時)，設定第一離合器C1的接合壓力(也就是，液壓命令值)。

當轉矩從第一動力傳遞路徑PT1向第二動力傳遞路徑PT2循環時，在第一動力傳遞路徑PT1中僅建立固定速度比γgear，且通過無級地改變速度比不會調節循環轉矩的大小。因此，通過微小地控制第一離合器C1的接合壓力，響應於輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′來產生弱循環轉矩。因此，其他路徑狀態設定單元87通過將由振動判定單元86計算出的輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′應用於如圖5中所示的預定關係(特性圖)來計算第一離合器C1的接合力，且設定獲得接合力的第一離合器C1的接合壓力。在CVT行駛模式下行駛期間，與第二動力傳遞路徑PT2的速度比γcvt相比較，第一動力傳遞路徑PT1的速度比γgear為較低車速側速度比。因此，通過半接合第一離合器C1使轉矩沿增大輸入軸22的轉速的方向循環。其結果是，輸入軸22的轉速由於轉矩循環的結果而改變所沿的方向與被驅動狀態不匹配。因此，當行駛狀態為被驅動狀態時，與當行駛狀態為驅動狀態時相比，可以通過減小待設定的第一離合器C1的接合壓力的值來減小循環轉矩。以這種方式，其他路徑狀態設定單元87可以考慮到驅動狀態和被驅動狀態之間的行駛狀態的差異來設定第一離合器C1的接合壓力。

隨著輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′增大，CVT路徑中的喀噠聲增大。可假定需要較大的循環轉矩來停止大的振幅。因此，預先設定圖5中所示的特性圖(參見實線)，使得在引起弱變速幹涉時接合的接合設備的接合力隨著輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′增大而增大。在圖5中，接合力為零的區域是不需要產生弱循環轉矩的區域(也就是，不需要引起弱變速幹涉)，這是因為輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′小於預定閾值。

當在車輛在建立了第二動力傳遞路徑PT2的狀態下行駛的同時，車輛的狀態為車輛的預定狀態時，在保持建立第二動力傳遞路徑PT2的同時(也就是，在保持第二離合器C2的完全接合的同時)，半接合控制單元88將用於通過利用由其他路徑狀態設定單元87設定的第一離合器C1的接合壓力來半接合第一離合器C1的液壓控制命令信號輸出至液壓控制迴路74。

圖6為示出電子控制單元80的控制操作，也就是，用於在減小車輛振動或噪聲時防止或減小駕駛性能惡化的控制操作的相關部分的流程圖。流程圖被重複執行。

在圖6中，首先，在對應於行駛狀態判定單元85的功能的步驟(下文中，省略步驟)S10中，判定鎖止離合器38是否被控制為接合狀態(或打滑狀態)。當在S10中做出否定的判定時，程序結束。當在S10中做出肯定的判定時，在對應於行駛狀態判定單元85的功能的S20中判定車輛10是否在第一離合器C1接合的齒輪行駛模式下行駛。當在S20中做出肯定的判定時，在對應于振動判定單元86的功能的S30中基於發動機轉速Ne、車速V、估計輸入轉矩Tine、輔助設備負載等來計算輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′。隨後，在對應于振動判定單元86的功能的S40中，判定在S30中計算的值是否滿足預定閾值，在該預定閾值處或以上發生傳動系(例如，第一動力傳遞路徑PT1)的喀噠聲。也就是，判定在S30中計算出的輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′是否大於或等於預定閾值。當在S40中做出否定的判定時，程序結束。當在S40中做出肯定的判定時，在對應於行駛狀態判定單元85的功能的S50中判定車輛10的行駛狀態是否是驅動狀態或被驅動狀態。當在S50中判定車輛10的行駛狀態為驅動狀態時，在對應於其他路徑狀態設定單元87的功能的S60中，響應於在S30中計算出的輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′，以及車輛10的行駛狀態為驅動狀態的判定，將無級變速器50的速度比γcvt設定為將齒輪路徑的速度比γgear加上α後得到的值，且將第二離合器C2的接合壓力設定為預先設定的預定接合壓力。另一方面，當在S50中判定車輛10的行駛狀態為被驅動狀態時，在對應於其他路徑狀態設定單元87的功能的S70中，響應於在S30中計算出的輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′，以及車輛10的行駛狀態為被驅動狀態的判定，將無級變速器50的速度比γcvt設定為將齒輪路徑的速度比γgear減去α後得到的值，且將第二離合器C2的接合壓力設定為預先設定的預定接合壓力。S60或S70之後，在對應於變速控制單元84的功能的S80中，無級變速器50的變速被控制使得建立在S60或S70中設定的無級變速器50的速度比γcvt。隨後，在對應於半接合控制單元88的功能的S90中，以在S60或S70中設定的第二離合器C2的預定接合壓力來對CVT路徑的第二離合器C2進行半接合。另一方面，當在S20中做出否定的判定時，在對應於行駛狀態判定單元85的功能的S100中判定車輛10是否在第二離合器C2接合的CVT行駛模式下行駛。當在S100中做出否定的判定時，程序結束。當在S100中做出肯定的判定時，在對應于振動判定單元86的功能的S110中，基於發動機轉速Ne、車速V、估計輸入轉矩Tine、無級變速器50的速度比γcvt、輔助設備負載等來計算輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′。隨後，在對應于振動判定單元86的S120中，判定在S110中計算的值是否滿足預定閾值，在該預定閾值處或以上發生傳動系(例如，第二動力傳遞路徑PT2)的喀噠聲。也就是，判定在S110中計算出的輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′是否大於或等於預定閾值。當在S120中做出否定的判定時，程序結束。當在S120中做出肯定的判定時，在對應於其他路徑狀態設定單元87的功能的S130中，響應於在S110中計算出的輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′，以及驅動狀態和被驅動狀態之間的行駛狀態的差異，來設定第一離合器C1的接合壓力。隨後，在對應於半接合控制單元88的功能的S140中，以在S130中設定的第一離合器C1的接合壓力來對齒輪路徑中的第一離合器C1進行半接合。

如上所述，根據本第一實施例，當車輛的狀態為發生車輛振動的車輛的預定狀態時，在自動變速器24中保持建立第一動力傳遞路徑PT1的同時，通過對用於建立第二動力傳遞路徑PT2的第二離合器C2進行半接合來產生弱循環轉矩以填充自動變速器24內部和動力傳遞路徑中的間隙。因此，能夠減小車輛振動或由車輛振動產生的噪聲。此時，因為響應於行駛狀態將第二動力傳遞路徑PT2的速度比擇一地設定為關於第一動力傳遞路徑PT1的速度比的較低車速側速度比或關於第一動力傳遞路徑PT1的速度比的較高車速側速度比。因此，根據行駛狀態，諸如車輛正加速的狀態、車輛正減速的狀態以及車輛正上坡或下坡行駛的狀態，能夠在增大自動變速器24的輸入軸轉速Nin的方向上產生弱循環轉矩或在減小自動變速器24的輸入軸轉速Nin的方向上產生弱循環轉矩(也就是，填充間隙)。因此，在減小車輛振動或噪聲時，能夠防止或降低駕駛性能的惡化。

根據本第一實施例，當行駛狀態為驅動狀態時，將第二動力傳遞路徑PT2的速度比γcvt設定為關於第一動力傳遞路徑PT1的速度比的較低車速側速度比。因此，能夠在增大自動變速器24的輸入軸轉速Nin的方向上產生弱循環轉矩(也就是，填充間隙)。另一方面，當行駛狀態為被驅動狀態時，將第二動力傳遞路徑PT2的速度比γcvt設定為關於第一動力傳遞路徑PT1的速度比的較高車速側速度比。因此，能夠在減小自動變速器24的輸入軸轉速Nin的方向上產生弱循環轉矩(也就是，填充間隙)。

根據本第一實施例，通過將無級變速器50的速度比γcvt設定為較低車速側速度比或較高車速側速度比，能夠響應於行駛狀態而容易地將第二動力傳遞路徑PT2的速度比γcvt擇一地設定為關於第一動力傳遞路徑PT1的速度比的較低車速側速度比或關於第一動力傳遞路徑PT1的速度比的較高車速側速度比。此時，因為允許無級地調節第二動力傳遞路徑PT2的速度比γcvt，所以能夠施加適合於車輛的狀態的慣性(也就是，能夠響應於行駛狀態而產生弱循環轉矩)。也就是，無需複雜地調節對用來建立第二動力傳遞路徑PT2的第二離合器C2進行半接合的接合壓力就能夠產生弱變速幹涉狀態。

根據本第一實施例，因為基於影響被傳遞給第一動力傳遞路徑PT1的發動機12的實際動力的大小的輔助設備負載而改變車輛的狀態，所以發生車輛振動或由車輛振動產生的噪聲的車輛的狀態被適當地判定。

接著，將描述本發明的第二實施例。在下面的描述中，相同的附圖標記表示與第一實施例和第二實施例共有的部分，且省略了對其的說明。

圖7為示出應用了本發明第二實施例且不同於應用上述第一實施例的車輛10的車輛100的示意性構造的視圖。在圖7中，車輛100包括設置在發動機12和驅動輪(圖7中未示出)之間的動力傳遞路徑中的動力傳遞系統102。動力傳遞系統102沿著用作非旋轉構件的殼體104內部的軸線RC包括變矩器106、自動變速器108等。變矩器106聯接至發動機12。自動變速器108聯接至變矩器106。在動力傳遞系統102中，將發動機12的動力從變矩器106傳遞給輸入軸110，且從輸出齒輪112輸出至驅動輪。輸入軸110是自動變速器108的輸入旋轉構件。輸出齒輪112是自動變速器108的輸出旋轉構件。變矩器106、自動變速器108等基本上關於中心線(軸線RC)對稱地形成。在圖7中，省略了關於中心線的下半部。

變矩器106包括能夠將泵輪106p和渦輪106t，也就是，將變矩器106的輸入旋轉構件和輸出旋轉構件彼此直接聯接的鎖止離合器114。動力傳遞系統102包括聯接至泵輪106p的機械式的油泵116。油泵116通過由發動機12驅動旋轉而產生(排放)用於對自動變速器108進行變速控制或將潤滑油供應給動力傳遞系統102的各部分的液壓。

自動變速器108是通過接合多個接合設備中的預定接合設備來選擇性建立多個檔位(速度級)的有級變速器。自動變速器108是實行在公知車輛中經常使用的所謂的離合器至離合器變速的行星齒輪型多級變速器。

具體地，自動變速器108沿著同一軸線(軸線RC)包括單小齒輪型第一行星齒輪系118、雙小齒輪型第二行星齒輪系120和單小齒輪型第三行星齒輪系122。第二行星齒輪系120和第三行星齒輪系122被構造為拉維娜(Ravigneaux)型。自動變速器108對輸入軸110的旋轉速度進行變速，然後從輸出齒輪112輸出旋轉。在自動變速器108中，第一行星齒輪系118、第二行星齒輪系120和第三行星齒輪系122的旋轉元件(太陽輪S1至S3、行星架CA1至CA3和內齒圈R1至R3)直接或間接(或選擇性地)經由接合設備(離合器C1、C2和制動器B1、B2和B3)和單向離合器F1部分地彼此聯接或聯接至輸入軸110、殼體104或輸出齒輪112。

自動變速器108響應於駕駛員的加速器操作、車速V等，通過對離合器C1、C2和制動器B1、B2、B3中的每一個的接合或釋放的控制來建立如圖8的接合操作圖表中所示的6個前進速度級和1個後退速度級中的每一個。在圖8中，「1st(第1)」至「6th(第6)」意指作為前進速度級的第1速度級至第6速度級，「R」意指後退速度級，而「N」意指未建立速度級的空檔狀態。圖8的接合操作圖表提供了對上述速度級中的每一個和離合器C1、C2以及制動器B1、B2、B3的操作狀態之間關係的總結。圓圈標記表示接合狀態，雙圓圈標記表示僅在發動機制動期間的接合狀態，而空白表示釋放狀態。因為單向離合器F與建立第一速度級「1st」的制動器B2並行設置，所以制動器B2在車輛100開始移動(加速)時不總是需要接合。離合器C1、C2和制動器B1、B2、B3中的每一個(下文中，當不專門區分彼此時僅僅稱為離合器C、制動器B或接合設備)均為公知的通過液壓致動器摩擦接合的液壓溼式摩擦接合設備(摩擦離合器)。

在由此構造的車輛100，以及根據上述第一實施例的車輛10中，為了提高燃料經濟性，建議將鎖止離合器114置於接合狀態或打滑狀態的區域擴大至發動機轉速Ne的低轉速區域或車速V的低車速區域。因此，當在發動機12和自動變速器108由於鎖止離合器114的接合等而處於直接聯接狀態(或接近於直接聯接狀態的狀態)的同時，車輛100以低車速、低發動機轉速和低負載行駛時，容易發生車輛振動，且在動力傳遞系統102中的動力傳遞路徑的嚙合部處發生喀噠聲，其結果是乘員可能會感到不舒適。

如在上述第一實施例的情況下，在建立了第一動力傳遞路徑PT1和第二動力傳遞路徑PT2中的一個狀態下行駛期間發生車輛振動的預定行駛狀態下，在保持建立一個動力傳遞路徑的同時，電子控制單元80對用來建立另一個動力傳遞路徑的接合設備進行半接合。因此，能夠通過使轉矩從該另一個動力傳遞路徑循環至該一個動力傳遞路徑來填充自動變速器108內部的間隙和該一個動力傳遞路徑的間隙。因此，能夠減小車輛振動或由車輛振動產生的噪聲。第一動力傳遞路徑PT1是當建立任一前進速度級時能夠傳遞動力的動力傳遞路徑。第二動力傳遞路徑PT2是當建立除了上述前進速度級以外的任一前進速度級時能夠傳遞動力的動力傳遞路徑。順便提及的是，在車輛100以及根據上述第一實施例的車輛10中，如果輸入軸110由於轉矩循環引起的轉速改變的方向與行駛狀態不匹配，諸如車輛100正加速的狀態、車輛100正減速的狀態以及車輛100正上坡或下坡行駛的狀態，存在駕駛性能惡化的擔憂。

因此，如在上述第一實施例的情況下，當(i)行駛狀態判定單元85判定鎖止離合器114被控制為接合狀態和打滑狀態中的任一個，(ii)行駛狀態判定單元85判定車輛100正在建立了第一動力傳遞路徑PT1的狀態下行駛且(iii)振動判定單元86判定車輛的狀態為車輛的預定狀態時，其他路徑狀態設定單元87響應於行駛狀態將第二動力傳遞路徑PT2的速度比γpt2擇一地設定為關於第一動力傳遞路徑PT1的速度比的較低車速側速度比或關於第一動力傳遞路徑PT1的速度比的較高車速側速度比。具體地，當行駛狀態判定單元85判定車輛100的行駛狀態為驅動狀態時，其他路徑狀態設定單元87將第二動力傳遞路徑PT2的速度比γpt2設定為關於第一動力傳遞路徑PT1的速度比的較低車速側速度比。另一方面，當行駛狀態判定單元85判定車輛100的行駛狀態為被驅動狀態時，其他路徑狀態設定單元87將第二動力傳遞路徑PT2的速度比γpt2設定為關於第一動力傳遞路徑PT1的速度比的較高車速側速度比。第一動力傳遞路徑PT1是能夠以當前建立的速度級來傳遞動力的動力傳遞路徑。第二動力傳遞路徑PT2是能夠以不同於當前建立的速度級的較低車速側速度級或較高車速側速度級來傳遞動力的動力傳遞路徑。因此，其他路徑狀態設定單元87通過將用來建立第二動力傳遞路徑PT2的速度級設定為關於當前建立的速度級的較低車速側速度級或較高車速側速度級來將第二動力傳遞路徑PT2的速度比γpt2設定為關於第一動力傳遞路徑PT1的速度比的較低車速側速度比或較高車速側速度比。

當在車輛正以一定的速度級(例如，第5速度級)減速直到低發動機轉速和低車速的同時執行對鎖止離合器114的打滑控制時，由於旋轉變化而(參見圖7中的實線箭頭A和圖8中由實線圍繞的部分A)可能會發生傳動系(動力傳遞路徑)的喀噠聲。此時，通過對不同速度級(例如，第6速度級)的接合設備(例如，制動器B1)進行半接合，由於將驅動力施加給不同速度級側(參見圖7中的虛線箭頭B和圖8中由虛線圍繞的部分B)而產生循環轉矩，且間隙被強制填充，因此防止或減小了喀噠聲。根據行駛狀態，通過對不同速度級(例如，第4速度級)的接合設備(例如，離合器C1)進行半接合，由於將驅動力施加給不同速度級側的結果(參見圖7中的虛線箭頭C和圖8中由虛線圍繞的部分C)而產生循環轉矩，且間隙被強制填充，因此防止或減小喀噠聲。

在如同自動變速器108的有級變速器的情況下，因為在用來引起弱變速幹涉且不同於當前用於推進車輛100的第一動力傳遞路徑PT1的第二動力傳遞路徑PT2中速度比γpt2為固定的，所以不可能通過無級地改變速度比來調節循環轉矩的大小。因此，通過精密地控制用來建立用於引起弱變速幹涉的第二動力傳遞路徑PT2(速度級)的接合設備的接合壓力，響應於輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′來建立弱循環轉矩。因此，其他路徑狀態建立單元87通過將由振動判定單元86計算出的輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′應用於如圖5中所示的預定關係(特性圖)來計算用於引起弱變速幹涉的接合設備的接合壓力，且設定由此獲得接合力的接合設備的接合壓力。

如上所述，根據本第二實施例，通過將用於建立第二動力傳遞路徑PT2的速度級設定為關於當前建立的速度級的較低車速側速度級或較高車速側速度級，能夠響應於行駛狀態容易地將第二動力傳遞路徑PT2的速度比γpt2擇一地設定為關於第一動力傳遞路徑PT1的速度比的較低車速側速度比或關於第一動力傳遞路徑PT1的速度比的較高車速側速度比。

參照附圖詳細地描述了本發明的第一實施例和第二實施例，然而，本發明還適用於其他實施例。

例如，在上述第一實施例和第二實施例中，當轉矩從所述另一個動力傳遞路徑循環至所述一個動力傳遞路徑時，通過改變所述另一個動力傳遞路徑的速度比或控制用於建立所述另一個動力傳遞路徑的接合設備的接合壓力來調節循環轉矩的大小；然而，本發明並不限於該模式。例如，在發生喀噠聲的條件處於低車速和低負載的窄範圍內的情況下，當輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′落在預定範圍內時，可以以最佳預定速度比或最佳預定接合壓力來實行轉矩循環(參見圖4和圖5中的寬虛線)。當接合設備未被液壓操作而被電磁操作或通過電動機控制時，不是接合壓力而是接合力被控制。在這種情況下，由圖5中所示的特性圖中計算出的接合力在實行轉矩循環時直接用作接合設備的設定值。

在上述第一實施例和第二實施例中，行駛狀態判定單元85判定車輛10或車輛100的行駛狀態是否是驅動狀態或被驅動狀態。還可假定車輛10的行駛狀態處於既非驅動狀態又非被驅動狀態且不傳遞動力的空檔狀態。在空檔狀態的情況下，因為如果通過轉矩循環將沿加速方向的力施加給車輛10或車輛100可能會體驗到奇怪的感覺，則空檔狀態可以包括在被驅動狀態下。

在上述第一實施例和第二實施例中，振動判定單元86通過判定基於發動機轉速Ne、車速V、估計輸入轉矩Tine等計算出的輸入軸轉速Nin的旋轉變化ΔNin或旋轉變化角加速度Nin′是否大於或等於預定閾值來判定車輛的狀態是否為發生車輛振動的車輛的預定狀態；然而，本發明並不限於該模式。例如，振動判定單元86可以通過判定發動機轉速Ne、車速V、估計輸入轉矩Tine等中的任一個是否大於或等於分別預先設定的預定閾值中對應的一個來判定車輛的狀態是否為發生車輛振動的車輛的預定狀態。在這種情況下，發動機轉速Ne、車速V、估計輸入轉矩Tine等中的任一個用於圖4和圖5中的每一個的橫坐標軸。

在上述第一實施例和第二實施例中，包括具有經由齒輪傳動機構54的第一動力傳遞路徑PT1和經由無級變速器50的第二動力傳遞路徑PT2的自動變速器24的車輛10或包括作為有級變速器的自動變速器108的車輛100作為應用了本發明的車輛被示出；然而，本發明並不限於該模式。例如，應用了本發明的車輛可以是包括所謂的雙離合器變速器(DCT)的車輛，所述雙離合器變速器是包括分別連接有接合設備且分別連接至偶數速度級和奇數速度級的雙系輸入軸的同步嚙合並行雙軸自動變速器。簡言之，只要車輛包括選擇性建立將驅動力源的動力傳遞給驅動輪的第一動力傳遞路徑或第二動力傳遞路徑的自動變速器，本發明就可應用於該車輛。

在上述第一實施例和第二實施例中，行駛狀態判定單元85基於液壓命令值來判定鎖止離合器38或鎖止離合器114是否被控制為接合狀態和打滑狀態中的任一個；然而，本發明並不限於該模式。例如，行駛狀態判定單元85可以基於泵輪20p和渦輪20t之間的差動轉速或泵輪106p和渦輪106t之間的差動轉速是否小於預定旋轉差來判定鎖止離合器38或鎖止離合器114是否被控制為接合狀態和打滑狀態中的任一個。

在上述第一實施例中，齒輪傳動機構54是建立了具有比無級變速器50的最低速度比γmax更低的速度比的一個檔位的傳動機構；然而，本發明並不限於該構造。例如，齒輪傳動機構54可以是建立了具有不同速度比的多個檔位的傳動機構。也就是，齒輪傳動機構54可以是切換為兩個或更多個級的有級變速器。齒輪傳動機構54可以是建立了比無級變速器50的最高速度比γmin更高的速度比和比無級變速器50的最低速度比γmax更低的速度比的傳動機構。

在上述第一實施例和第二實施例中，動力傳遞系統16的行駛模式通過利用預定變速特性圖來改變；然而，本發明並不限於該配置。例如，動力傳遞系統16的行駛模式可以通過基於車速V和加速器操作量θacc計算駕駛員所需的驅動量(例如，所需的轉矩)且設定使所需的轉矩被滿足的速度比來改變。

在上述第一實施例和第二實施例中，發動機12作為驅動力源被示出；然而驅動力源並不限於發動機12。例如，諸如電動機的其他原動機，作為驅動力源可以被單獨使用或與發動機12組合使用。發動機12的動力經由變矩器20傳遞給輸入軸22或經由變矩器106傳遞給輸入軸110；然而，本發明並不限於該構造。例如，代替變矩器20或變矩器106，可以使用另一流體式傳動設備，諸如不具有轉矩放大功能的液力聯軸節。可替換地，可以不一定設置流體式傳動設備。犬牙式離合器D1包括同步嚙合機構S1。同步嚙合機構S1可以不一定被設置。無級變速器50包括圍繞滑輪66、70纏繞以橫跨滑輪66、70的傳動帶72；然而，本發明並不限於該模式。代替傳動帶72，可以使用傳動鏈。在這種情況下，無級變速器50是鏈式無級變速機構；然而，廣義地，帶式無級變速機構的概念可以包括鏈式無級變速機構。無級變速器50可以是環形無級變速機構，而不是帶式無級變速機構。

上述實施例僅為說明性的，且本發明可以採用包括基於本領域技術人員的知識的各種變型或改進的模式來實施。