具体实施方式

本发明优选应用于下述这样的车辆用自动变速器的变速控制装置，例如(a)车辆用自动变速器具备：第一动力传递路径和第二动力传递路径，彼此并联地设置在经由带锁止离合器的流体式传动装置连结于发动机的输入轴与驱动轮之间，并且(b)在所述第一动力传递路径设有第一接合装置，在该第一动力传递路径，通过该第一接合装置被接合，至少能建立以第一变速比进行动力传递的第一速挡位，(c)在所述第二动力传递路径设有第二接合装置，在该第二动力传递路径，通过该第二接合装置被接合，至少能建立以小于所述第一变速比的第二变速比进行动力传递的第二速挡位，但是，彼此并联地设置的第一动力传递路径和第二动力传递路径并不是必须的。只要是至少通过第一接合装置被接合而能建立第一速挡位，通过第二接合装置被接合而能建立第二速挡位的车辆用自动变速器，则也可以应用于例如变速比不同的多个变速挡位根据多个接合装置的接合释放状态而被建立的行星齿轮式、双轴啮合式等有级变速器的变速控制装置。

本发明优选应用于具备发动机(内燃机)作为动力源的发动机驱动车辆，但也可以应用于具备发动机和电动马达作为动力源的混合动力车辆。作为流体式传动装置，广泛已知变矩器，但也可以使用液力耦合器。

作为第一接合装置，例如使用根据液压等被摩擦接合的摩擦接合装置，但也可以采用能在单向模式与锁定模式之间切换的模式切换离合器装置。模式切换离合器装置被配置为具备：单向离合器，例如在车辆的驱动行驶时被接合；以及锁定离合器，与该单向离合器并联配置，至少在车辆的被驱动行驶时被接合。锁定离合器是以在单向模式时被释放控制并且在锁定模式时至少在车辆的被驱动行驶时被接合的方式被控制的电子控制式离合器，例如仅在车辆的被驱动行驶时被接合的单向离合器是适当的，但也可以采用与车辆的驱动、被驱动无关地被接合的摩擦离合器、啮合离合器。理想的是，在比模式切换离合器装置靠输入轴侧串联配置摩擦接合式的第一离合器，但也可以省略该第一离合器。作为第二接合装置，优选使用例如根据液压等被摩擦接合的摩擦接合装置。作为第一接合装置、第二接合装置，可以设置使规定的旋转元件的旋转停止的制动器。

在第一动力传递路径配置有例如齿轮式传动装置，在第二动力传递路径配置有例如无级变速器，但也可以在能建立变速比大的第一速挡位的第一动力传递路径配置有无级变速器，在能建立变速比小的第二速挡位的第二动力传递路径配置有齿轮式传动装置。齿轮式传动装置可以仅是以固定的变速比传递动力，但也可以使用能建立变速比不同的多个挡位的行星齿轮式等齿轮式有级变速器。无级变速器可以是带式、环式等机械式无级变速器，可以使用电动式无级变速器。第一速挡位的第一变速比或第二速挡位的第二变速比可以是“1”，将输入轴的旋转不变速地直接传递到输出轴等。

理想的是，降挡控制部计算输入轴转速的实际的变化率，预测输入轴转速达到第一速挡位的同步转速为止的剩余时间，基于锁止离合器的释放响应时间判断输出锁止离合器的释放指令的定时，使得在输入轴转速达到第一速挡位的同步转速之前，例如紧前，锁止离合器被释放，但至少在输入轴转速达到第一速挡位的同步转速之前锁止离合器被释放即可。例如，也可以在输入轴转速达到比第一速挡位的同步转速低预先确定的固定转速的判定速度的时间点，输出锁止离合器的释放指令。固定转速例如基于发动机的转矩上升量等，以在输入轴转速达到第一速挡位的同步转速之前锁止离合器被可靠地释放的方式被确定。

理想的是，降挡控制部在车辆以第二速挡位被驱动行驶时锁止离合器为释放状态的情况下，基于第二接合装置的释放响应时间和锁止离合器的接合响应时间输出锁止离合器的接合指令，使得在第二接合装置被释放后锁止离合器被接合，但也可以在第二接合装置被释放之前使锁止离合器接合。理想的是，在发动机转矩通过转矩上升控制开始上升之前，预先使锁止离合器接合。换言之，理想的是，以在使锁止离合器接合后发动机转矩开始上升的方式进行发动机的转矩上升控制。

由降挡控制部进行的降挡控制可以仅在例如通过驾驶员的降挡操作(请求)进行的手动降挡的情况下被执行，但理想的是，即使在基于行驶状态等自动地进行降挡的情况下，在第一速挡位发动机根据车速强制地被驱动旋转的情况下，也应用本发明进行降挡控制。即，无论是否能通过驾驶员的手动换挡操作进行降挡，都能适用本发明。

发动机的转矩上升控制是为了在抑制变速冲击的同时使输入轴转速迅速上升至第一速挡位的同步转速，使发动机转矩暂时性增大的控制。转矩上升控制时的发动机转矩值、增大幅度、转矩上升控制的开始时间、结束时间、继续时间等预先通过实验等设定，以使输入轴转速适当上升，但也可以基于输入轴的转速变化等来控制或学习(校正)设定值。

[实施例]

以下，参照附图对本发明的实施例进行详细说明。需要说明的是，在以下的实施例中，为了说明，图被适当简略化或变形，各部分的尺寸比和形状等不一定被精确描绘。

图1是对应用本发明的车辆10的驱动系统的概略构成进行说明的图，并且是对用于车辆10中的各种控制的控制功能和控制系统的主要部分进行说明的图。在图1中，车辆10具备将作为动力源发挥功能的发动机12的动力传递到驱动轮14的车辆用动力传递装置16(以下，简称为动力传递装置16)。发动机12是汽油发动机、柴油发动机等内燃机。发动机12具备发动机控制装置42，该发动机控制装置42具有电子节气门、燃料喷射装置、点火装置等发动机12的输出控制所需的各种设备。发动机12通过后述的电子控制装置100根据加速操作量θacc等来控制发动机控制装置42，由此控制发动机12的输出转矩即发动机转矩TE，加速操作量θacc是与驾驶员对车辆10的驱动力请求量对应的加速踏板45的操作量。

动力传递装置16设于发动机12与驱动轮14之间。动力传递装置16在作为非旋转构件的壳体18内具备：连结于发动机12的作为流体式传动装置的公知的变矩器20、连结于变矩器20的输入轴22、连结于输入轴22的自动变速器23、连结于自动变速器23的输出侧的输出轴30、副轴32、减速齿轮装置34、齿轮36以及差动装置38，减速齿轮装置34包括以分别相对于输出轴30和副轴32不能旋转的方式设于输出轴30和副轴32并啮合的一对齿轮，齿轮36以相对于副轴32不能旋转的方式设于副轴32，差动装置38以能传递动力的方式连结于齿轮36。此外，动力传递装置16具备连结于差动装置38的左右的车轴40。在如此构成的动力传递装置16中，发动机12的动力依次经由变矩器20、输入轴22、自动变速器23、输出轴30、减速齿轮装置34、差动装置38以及车轴40等，向左右一对驱动轮14传递。

变矩器20具备连结于发动机12的泵轮20p和连结于输入轴22的涡轮20t，变矩器20通过流体将发动机12的动力传递到输入轴22。变矩器20具备能将泵轮20p与涡轮20t之间即变矩器20的输入输出旋转构件之间直接连结的锁止离合器LU。锁止离合器LU根据车辆10的行驶状态将泵轮20p与涡轮20t之间，即发动机12与输入轴22之间直接连结。例如，在比较高的车速区域，发动机12和输入轴22通过锁止离合器LU直接连结。

自动变速器23具备：连结于输入轴22的作为无级变速机构的公知的带式无级变速器(CVT，ContinuouslyVariable Transmission)24、同样连结于输入轴22的前进后退切换装置26、经由前进后退切换装置26连结于输入轴22的齿轮传动机构28。前进后退切换装置26和齿轮传动机构28彼此串联连结，并且与无级变速器24并联地配置于输入轴22与输出轴30之间。即，自动变速器23在输入轴22与输出轴30之间并联地具备第一动力传递路径PT1和第二动力传递路径PT2这两个动力传递路径，第一动力传递路径PT1将发动机12的动力从输入轴22经由前进后退切换装置26和齿轮传动机构28向输出轴30传递，第二动力传递路径PT2将发动机12的动力从输入轴22经由无级变速器24向输出轴30传递。自动变速器23根据车辆10的行驶状态在第一动力传递路径PT1与第二动力传递路径PT2之间切换。该自动变速器23相当于车辆用自动变速器。

自动变速器23具备多个接合装置，该多个接合装置在第一动力传递路径PT1与第二动力传递路径PT2之间选择性地切换将发动机12的动力向驱动轮14侧传递的动力传递路径。该接合装置具备第一离合器C1、第一制动器B1以及第二离合器C2，第一离合器C1和第一制动器B1作为将第一动力传递路径PT1断接的第一接合装置，换言之，作为用于通过被接合来形成经由齿轮传动机构28的第一动力传递路径PT1的接合装置，第二离合器C2作为将第二动力传递路径PT2断接的第二接合装置，换言之，作为用于通过被接合来形成经由无级变速器24的第二动力传递路径PT2的接合装置。第一离合器C1、第一制动器B1以及第二离合器C2都是通过液压致动器进行摩擦接合的液压式摩擦接合装置，是摩擦接合板由润滑油剂润滑的湿式摩擦接合装置。

前进后退切换装置26在第一动力传递路径PT1中绕输入轴22设置，并且与该输入轴22同轴心地设置，具备双小齿轮型行星齿轮装置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。轮架26c与输入轴22一体连结，齿圈26r经由第一制动器B1被选择性地连结于壳体18，太阳轮26s连结于小直径齿轮48，小直径齿轮48绕输入轴22设置，并且与该输入轴22同轴心地设置，能相对于该输入轴22相对旋转。此外，轮架26c和太阳轮26s经由第一离合器C1被选择性地连结。第一离合器C1是将所述三个旋转元件中的两个旋转元件选择性地连结而使行星齿轮装置26p一体旋转的接合装置，第一制动器B1是将所述反作用力元件选择性地连结于壳体18的接合装置。

齿轮传动机构28具备小直径齿轮48、副轴50以及大直径齿轮52，大直径齿轮52绕副轴50设置，并且与该副轴50同轴心地以能相对旋转的方式设置，与小直径齿轮48啮合。此外，齿轮传动机构28具备：驱动齿轮54，设置成能与副轴50一体旋转；以及从动齿轮56，和设置成可与所述输出轴30一体旋转，与驱动齿轮54啮合。从动齿轮56的直径大于驱动齿轮54的直径。

第一动力传递路径PT1除了具备包括第一离合器C1和第一制动器B1的前进后退切换装置26、齿轮传动机构28之外，还具备作为第一接合装置发挥功能的模式切换离合器装置SOWC，将发动机12的动力从输入轴22经由前进后退切换装置26、齿轮传动机构28以及模式切换离合器装置SOWC向驱动轮14传递。在第一动力传递路径PT1，从输入轴22朝向输出轴30依次串联配置有前进后退切换装置26和齿轮传动机构28，模式切换离合器装置SOWC夹置于齿轮传动机构28的中间部分，即大直径齿轮52与副轴50之间。第一离合器C1是串联配置于比模式切换离合器装置SOWC靠输入轴22侧的第一接合装置。

模式切换离合器装置SOWC设于第一动力传递路径PT1，被配置为能在单向模式与锁定模式之间切换，单向模式是在前进行驶中的车辆10的驱动行驶时传递动力，而在前进行驶中的车辆10的被驱动行驶时阻断动力传递的模式，锁定模式是在车辆10的驱动行驶和被驱动行驶双方都传递动力的模式。模式切换离合器装置SOWC通过液压缸等模式切换部41，根据车辆10的行驶状态被切换为单向模式和锁定模式中的任一模式，模式切换部41被设置成在副轴50的轴向(与轴心平行的方向)上与模式切换离合器装置SOWC相邻。例如，在第一离合器C1被接合并且模式切换离合器装置SOWC被切换为单向模式的状态下，在利用发动机12的动力而前进行驶的车辆10的驱动状态下，模式切换离合器装置SOWC能传递动力。即，在前进行驶中，发动机12的动力经由第一动力传递路径PT1传递到驱动轮14侧。另一方面，在惯性行驶中等车辆10的被驱动状态下，即使第一离合器C1接合，从驱动轮14侧传递的旋转也被模式切换离合器装置SOWC阻断。需要说明的是，车辆10的驱动状态是输入轴22的转矩成为将行进方向作为基准的情况下的正值的状态，实质上对应于车辆10利用发动机12的动力而被驱动的状态。此外，车辆的被驱动状态是输入轴22的转矩成为将行进方向作为基准的情况下的负值的状态，实质上对应于利用车辆10的惯性而行驶，输入轴22和发动机12通过从驱动轮14侧传递的旋转被带动的状态。

此外，在第一离合器C1被接合并且模式切换离合器装置SOWC被切换为锁定模式的状态下，模式切换离合器装置SOWC在车辆10的驱动状态和被驱动状态下能传递动力，发动机12的动力经由第一动力传递路径PT1传递到驱动轮14侧，并且，在惯性行驶等被驱动状态下，从驱动轮14侧传递的旋转经由第一动力传递路径PT1传递到发动机12侧，由此能产生发动机制动。此外，在第一制动器B1被接合并且模式切换离合器装置SOWC被切换为锁定模式的状态下，从发动机12侧传递的在车辆后退方向上作用的动力经由模式切换离合器装置SOWC传递到驱动轮14，能进行经由第一动力传递路径PT1的后退行驶。需要说明的是，关于模式切换离合器装置SOWC的构造，在后文中说明。

第一动力传递路径PT1通过第一离合器C1(或第一制动器B1)和模式切换离合器装置SOWC一起被接合而形成。通过第一离合器C1的接合而形成前进用动力传递路径，通过第一制动器B1的接合而形成后退用动力传递路径。第一动力传递路径PT1是能将发动机12的动力从输入轴22经由前进后退切换装置26和齿轮传动机构28向输出轴30传递的动力传递路径。另一方面，当第一离合器C1和第一制动器B1一起被释放时，第一动力传递路径PT1成为阻断动力传递的空挡状态。

齿轮传动机构28是第一动力传递路径PT1的齿轮式传动装置，前进行驶时被接合的第一离合器C1是与齿轮式传动装置串联设置的第一接合装置。包括前进后退切换装置26在内，也可以视为齿轮式传动装置。作为在第一离合器C1被接合的前进行驶时的第一动力传递路径PT1的变速比(＝输入轴转速Nin/输出轴转速Nout)的前进齿轮变速比γgear由齿轮传动机构28确定。该前进行驶时的第一动力传递路径PT1在车辆起步时使用，前进齿轮变速比γgear是包括第二动力传递路径PT2在内的前进行驶时的最大变速比。即，被设定成大于作为第二动力传递路径PT2中的最大变速比的无级变速器24的最低侧变速比γmax的值。前进齿轮变速比γgear被设定成适于车辆起步的值。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。

第二动力传递路径PT2具备无级变速器24和第二离合器C2，是将发动机12的动力从输入轴22经由无级变速器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，从输入轴22朝向输出轴30依次串联配置有无级变速器24和第二离合器C2。无级变速器24具备：设于输入轴22的同轴心上并以能传递动力的方式与输入轴22连结的初级轴58、设于初级轴58的有效直径可变的初级带轮60、设于输出轴30的同轴心上的次级轴62、设于次级轴62的有效直径可变的次级带轮64以及作为卷绕于这些带轮60、64之间的传递元件的传动带66。无级变速器24是通过各带轮60、64与传动带66之间的摩擦力来进行动力传递的公知的带式无级变速器，将发动机12的动力向驱动轮14侧传递。无级变速器24使各带轮60、64的V形槽宽度变化，由此使传动带66的卷绕直径即有效直径变化，使变速比γcvt变化。初级带轮60的V形槽宽度(有效直径)通过液压致动器60a来变更，次级带轮64的V形槽宽度(有效直径)通过液压致动器64a来变更。通过这些液压致动器60a、64a来调整变速比γcvt和带夹压力。

上述无级变速器24的变速比γcvt相当于第二动力传递路径PT2的变速比，在第二动力传递路径PT2，能以通过无级变速器24能变速的低速齿轮侧(Low齿轮侧)的最大变速比γmax与高速齿轮侧(High齿轮侧)的最小变速比γmin之间的任意的变速比γcvt进行动力传递。最大变速比γmax可以与第一动力传递路径PT1中的所述前进齿轮变速比γgear大致相同，但在本实施例中被设为小于前进齿轮变速比γgear的规定的变速比。次级带轮64经由第二离合器C2连结于输出轴30，第二离合器C2是与无级变速器24串联设置的第二接合装置。

输出轴30绕次级轴62配置，并且与该次级轴62同轴心地配置，能相对于该次级轴62相对旋转。第二离合器C2设于比无级变速器24靠驱动轮14侧，即设于次级带轮64与输出轴30之间，选择性地断接次级带轮64与输出轴30之间的动力传递路径。第二动力传递路径PT2通过第二离合器C2被接合而形成。当第二动力传递路径PT2被形成时，自动变速器23成为能将发动机12的动力从输入轴22经由无级变速器24向输出轴30传递的可动力传递的状态。另一方面，当第二离合器C2被释放时，第二动力传递路径PT2成为阻断动力传递的空挡状态。

这样的自动变速器23能进行齿轮行驶模式和带式行驶模式，齿轮行驶模式是发动机12的动力经由具有齿轮传动机构28的第一动力传递路径PT1传递到输出轴30的模式，带式行驶模式是发动机12的动力经由具有无级变速器24的第二动力传递路径PT2传递到输出轴30的模式。在齿轮行驶模式下，能进行前进行驶和后退行驶，当第一离合器C1被接合并且第一制动器B1和第二离合器C2被释放时，能与模式切换离合器装置SOWC的模式无关地进行前进行驶。此外，通过第一制动器B1被接合且第一离合器C1和第二离合器C2被释放并且模式切换离合器装置SOWC被切换为锁定模式，能进行后退行驶。另一方面，带式行驶模式通过第二离合器C2被接合且第一离合器C1和第一制动器B1被释放而被建立。在该带式行驶模式下，仅能进行前进行驶。

动力传递装置16具备连结于泵轮20p的机械式油泵44。油泵44通过发动机12被旋转驱动，由此向车辆10所具备的液压控制电路46供给工作液压的源压力，所述工作液压用于对无级变速器24进行变速控制，产生无级变速器24中的带夹压力，对自动变速器23的多个接合装置C1、C2、B1、SOWC中的每一个的接合、释放等工作状态进行切换，对锁止离合器LU的接合、释放状态进行切换。

图2和图3是简略地表示所述模式切换离合器装置SOWC的构造的图，是在周向切断模式切换离合器装置SOWC的一部分的剖视图。图2表示模式切换离合器装置SOWC被切换为单向模式的状态，图3表示模式切换离合器装置SOWC被切换为锁定模式的状态。需要说明的是，图2和图3的纸面上下方向对应于旋转方向，纸面上方对应于车辆后退方向(后退旋转方向)，纸面下方对应于车辆前进方向(前进旋转方向)。此外，图2和图3的纸面左右方向对应于副轴50的轴向(以下，只要没有特别提及，轴向就表示副轴50的轴向)，纸面右侧是图1的大直径齿轮52侧，纸面左侧是图1的驱动齿轮54侧。

模式切换离合器装置SOWC形成为圆板状，同轴心地配置于副轴50的外周侧。模式切换离合器装置SOWC被配置为具备：输入侧旋转构件68、在轴向上配置于输入侧旋转构件68的两侧的相邻位置的第一输出侧旋转构件70a和第二输出侧旋转构件70b、在轴向上夹插于输入侧旋转构件68与第一输出侧旋转构件70a之间的多个第一支柱72a和多个第一扭转螺旋弹簧73a以及在轴向上夹插于输入侧旋转构件68与第二输出侧旋转构件70b之间的多个第二支柱72b和多个第二扭转螺旋弹簧73b。

输入侧旋转构件68形成为圆板状，被配置为能以副轴50的轴心为中心相对于副轴50相对旋转。输入侧旋转构件68被配置为在轴向上介于第一输出侧旋转构件70a与第二输出侧旋转构件70b之间。此外，在输入侧旋转构件68的外周侧一体地形成有大直径齿轮52的啮合齿。例如，输入侧旋转构件68和大直径齿轮52被一体成形。输入侧旋转构件68经由齿轮传动机构28、前进后退切换装置26、输入轴22等以能传递动力的方式与发动机12连结。

在输入侧旋转构件68的轴向上与第一输出侧旋转构件70a对置的面形成有容纳第一支柱72a和第一扭转螺旋弹簧73a的第一容纳部76a。第一容纳部76a在周向上等角度间隔地形成有多个，分别容纳第一支柱72a和第一扭转螺旋弹簧73a。此外，在输入侧旋转构件68的轴向上与第二输出侧旋转构件70b对置的面形成有容纳第二支柱72b和第二扭转螺旋弹簧73b的第二容纳部76b。第二容纳部76b在周向上等角度间隔地形成有多个，分别容纳第二支柱72b和第二扭转螺旋弹簧73b。第一容纳部76a和第二容纳部76b在输入侧旋转构件68的径向上设于相同位置，即设于共同的圆周上。

第一输出侧旋转构件70a形成为圆板状，与副轴50的轴心同心地配置。第一输出侧旋转构件70a被设置成相对于副轴50不能相对旋转，由此与副轴50一体旋转。与之关联地，第一输出侧旋转构件70a经由副轴50、驱动齿轮54、从动齿轮56、输出轴30、差动装置38等以能传递动力的方式连结于驱动轮14。

在第一输出侧旋转构件70a的轴向上与输入侧旋转构件68对置的面形成有向远离输入侧旋转构件68的方向凹陷的第一凹部78a。第一凹部78a以与第一容纳部76a相同的数量形成，在周向上等角度间隔地配置。此外，第一凹部78a在第一输出侧旋转构件70a的径向上设于与形成于输入侧旋转构件68的第一容纳部76a相同的位置，即设于共同的圆周上。因此，当第一容纳部76a和第一凹部78a的旋转位置一致时，各第一容纳部76a和各第一凹部78a成为分别在轴向上相互邻接的状态。第一凹部78a为能容纳第一支柱72a的一端的形状。此外，在第一凹部78a的周向的一端形成有第一壁面80a，在输入侧旋转构件68通过发动机12的动力向车辆前进方向(在图2、图3中为纸面下方)旋转的情况下，第一壁面80a与第一支柱72a的一端抵接。

第一支柱72a由具有规定厚度的板状构件构成，如图2和图3的剖面所示，第一支柱72a沿旋转方向(纸面上下方向)形成为长尺寸状。此外，第一支柱72a在图2和图3中与纸面垂直的方向具有规定的尺寸。

第一支柱72a的长尺寸方向的一端被第一扭转螺旋弹簧73a向第一输出侧旋转构件70a侧施力。此外，第一支柱72a的长尺寸方向的另一端与形成于第一容纳部76a的第一台阶部82a抵接。第一支柱72a能以与第一台阶部82a抵接的另一端为中心转动。第一扭转螺旋弹簧73a夹置于第一支柱72a与输入侧旋转构件68之间，朝向第一输出侧旋转构件70a对第一支柱72a的一端施力。

通过如上所述地构成，第一支柱72a在模式切换离合器装置SOWC被切换为单向模式和锁定模式中的任一模式的状态下，都是当车辆前进方向的旋转动力从发动机12侧向输入侧旋转构件68传递时，第一支柱72a的一端与第一输出侧旋转构件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构件68的第一台阶部82a抵接。在该状态下，输入侧旋转构件68和第一输出侧旋转构件70a的相对旋转被阻止，车辆前进方向的旋转动力经由模式切换离合器装置SOWC传递到驱动轮14侧。此外，在车辆后退方向的旋转动力从发动机12侧向输入侧旋转构件68传递的情况下、以及在车辆前进行驶中车辆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构件70a的第一壁面80a分离，由此输入侧旋转构件68和第一输出侧旋转构件70a的相对旋转被容许，它们之间的动力传递被阻断。通过上述第一支柱72a、第一扭转螺旋弹簧73a、第一容纳部76a以及第一凹部78a(第一壁面80a)构成第一单向离合器96a，第一单向离合器96a将作用于车辆前进方向的动力传递到驱动轮14，另一方面阻断作用于车辆后退方向的动力传递。

第二输出侧旋转构件70b形成为圆板状，与副轴50的轴心同心地配置。第二输出侧旋转构件70b被设置成相对于副轴50不能相对旋转，由此与副轴50一体旋转。与之关联地，第二输出侧旋转构件70b经由副轴50、驱动齿轮54、从动齿轮56、输出轴30、差动装置38等以能传递动力的方式连结于驱动轮14。

在第二输出侧旋转构件70b的轴向上与输入侧旋转构件68对置的面形成有向远离输入侧旋转构件68的方向凹陷的第二凹部78b。第二凹部78b以与第二容纳部76b相同的数量形成，在周向上等角度间隔地配置。此外，第二凹部78b在第二输出侧旋转构件70b的径向上设于与形成于输入侧旋转构件68的第二容纳部76b相同的位置，即设于共同的圆周上。因此，当第二容纳部76b和第二凹部78b的旋转位置一致时，各第二容纳部76b和各第二凹部78b成为分别在轴向上相互邻接的状态。第二凹部78b为能容纳第二支柱72b的一端的形状。此外，在第二凹部78b的周向的一端形成有第二壁面80b，如图3所示，在模式切换离合器装置SOWC被切换为锁定模式的状态下，输入侧旋转构件68通过发动机12的动力向车辆后退方向(在图2、图3中纸面上方)旋转的情况下、以及在车辆前进行驶中通过惯性行驶等车辆10成为被驱动状态的情况下，第二壁面80b与第二支柱72b的一端抵接。

第二支柱72b由具有规定厚度的板状构件构成，如图2和图3的剖面所示，第二支柱72b沿旋转方向(纸面上下方向)形成为长尺寸状。此外，第二支柱72b在图2和图3中与纸面垂直的方向具有规定的尺寸。

第二支柱72b的长尺寸方向的一端被第二扭转螺旋弹簧73b向第二输出侧旋转构件70b侧施力。此外，第二支柱72b的长尺寸方向的另一端与形成于第二容纳部76b的第二台阶部82b抵接。第二支柱72b能以与第二台阶部82b抵接的另一端为中心转动。第二扭转螺旋弹簧73b夹置于第二支柱72b与输入侧旋转构件68之间，朝向第二输出侧旋转构件70b对第二支柱72b的一端施力。

通过如上所述地构成，第二支柱72b在模式切换离合器装置SOWC被切换为图3的锁定模式的状态下，当车辆后退方向的旋转动力从发动机12侧向输入侧旋转构件68传递时，第二支柱72b的一端与第二输出侧旋转构件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构件68的第二台阶部82b抵接。在该状态下，输入侧旋转构件68和第二输出侧旋转构件70b的相对旋转被阻止，车辆后退方向的旋转动力经由模式切换离合器装置SOWC传递到驱动轮14。此外，在前进行驶中车辆10成为被驱动状态的情况下，第二支柱72b的一端也与第二输出侧旋转构件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构件68的第二台阶部82b抵接，由此从驱动轮14侧传递的旋转经由模式切换离合器装置SOWC传递到发动机12侧。此外，在车辆前进方向的旋转动力从发动机12侧向输入侧旋转构件68传递的情况下，第二支柱72b的一端与第二输出侧旋转构件70b的第二壁面80b分离，由此输入侧旋转构件68和第二输出侧旋转构件70b的相对旋转被容许，它们之间的动力传递被阻断。通过上述第二支柱72b、第二扭转螺旋弹簧73b、第二容纳部76b以及第二凹部78b(第二壁面80b)构成第二单向离合器96b，第二单向离合器96b将作用于车辆后退方向的动力传递到驱动轮14，另一方面阻断作用于车辆前进方向的动力传递。

此外，在第二输出侧旋转构件70b形成有在轴向上贯通该第二输出侧旋转构件70b的多个贯通孔88。各贯通孔88形成在从副轴50的轴向观察时与各第二凹部78b重叠的位置，各贯通孔88的一端分别在第二凹部78b开口。各贯通孔88分别供销90插通。销90形成为圆柱状，能在贯通孔88内滑动。销90的一端与构成模式切换部41的按压板74抵接，并且销90的另一端与周向的一部分通过第二凹部78b的圆环状的环86抵接。环86与多个圆弧状的槽84嵌合，多个圆弧状的槽84形成于第二输出侧旋转构件70b，并且形成为将周向上相邻的第二凹部78b相连，在轴向上容许环86相对于第二输出侧旋转构件70b的相对移动。

模式切换部41同轴心地配置于副轴50的外周侧。模式切换部41在副轴50的轴向上隔着第二输出侧旋转构件70b配置于输入侧旋转构件68的相反侧且与第二输出侧旋转构件70b邻接的位置。模式切换部41具备：按压板74、在轴向上夹插于驱动齿轮54与按压板74之间的多个弹簧(压缩螺旋弹簧)92以及通过被供给工作油而产生使按压板74在轴向上向驱动齿轮54侧移动的推力的液压室94。

按压板74形成为圆板状，被配置为能相对于副轴50沿轴向相对移动。弹簧92在轴向上向第二输出侧旋转构件70b侧对按压板74施力。因此，在工作油未被供给到模式切换部41的液压室94的状态下，如图2所示，按压板74通过弹簧92的施加力在轴向上向第二输出侧旋转构件70b侧移动，按压板74与第二输出侧旋转构件70b接触。这时，如图2所示，销90、环86以及第二支柱72b的一端在轴向上向输入侧旋转构件68侧移动，第二支柱72b的一端和第二凹部78b的第二壁面80b不能接合。由此，第二单向离合器96b成为不会作为单向离合器发挥功能的释放状态，模式切换离合器装置SOWC成为仅第一单向离合器96a作为单向离合器发挥功能的单向模式。

此外，在工作油被供给到模式切换部41的液压室94的情况下，按压板74抵抗弹簧92的施加力在轴向上向驱动齿轮54侧移动，成为按压板74与第二输出侧旋转构件70b分离的状态。这时，如图3所示，销90、环86以及第二支柱72b的一端通过第二扭转螺旋弹簧73b的施加力在轴向上向驱动齿轮54侧移动，第二支柱72b的一端和第二凹部78b的第二壁面80b能接合。由此，第二单向离合器96b成为作为单向离合器发挥功能的接合状态，模式切换离合器装置SOWC成为第一单向离合器96a和第二单向离合器96b都作为单向离合器发挥功能的锁定模式。

图4是表示由车辆10所具备的作为挡位切换装置的换挡杆98选择的自动变速器23的多个挡与自动变速器23所具备的多个接合装置C1、C2、B1、SOWC的接合状态之间的关系的接合工作表。自动变速器23的挡是根据换挡杆98的操作位置POSsh由电子控制装置100切换的自动变速器23的动力传递状态。换挡杆98能被操作到作为操作位置POSsh的P位置、R位置、N位置、D位置以及M位置，通过被操作到P位置而选择停车用的P挡，通过被操作到R位置而选择后退行驶用的R挡，通过被操作到N位置而选择阻断动力传递的N挡，通过被操作到D位置而选择前进行驶用的D挡，通过被操作到M位置而选择能手动变速的M挡。在图4中，“C1”对应于第一离合器C1，“C2”对应于第二离合器C2，“B1”对应于第一制动器B1，以及“SOWC”对应于模式切换离合器装置SOWC。图4中的“○”表示各接合装置的接合，空栏表示释放。需要说明的是，在对应于模式切换离合器装置SOWC的“SOWC”，“○”表示第二单向离合器96b能接合的锁定模式，空栏表示单向模式。

例如，在换挡杆98的操作位置POSsh为P位置而选择了P挡的情况下、以及在操作位置POSsh为N位置而选择了N挡的情况下，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均被释放。这时，成为在第一动力传递路径PT1和第二动力传递路径PT2中的任一路径均不传递动力的空挡状态。

此外，在换挡杆98的操作位置POSsh为R位置而选择了R挡的情况下，如图4所示，第一制动器B1被接合，并且模式切换离合器装置SOWC被切换为锁定模式。通过使第一制动器B1接合而使作用于后退方向的动力从发动机12侧传递到齿轮传动机构28。这时，当模式切换离合器装置SOWC为单向模式时，其动力传递被模式切换离合器装置SOWC阻断，因此无法后退行驶。即，通过使模式切换离合器装置SOWC切换为锁定模式而使作用于车辆后退方向的动力经由模式切换离合器装置SOWC传递到输出轴30侧，能进行后退行驶。因此，当选择R挡时，第一制动器B1被接合，并且模式切换离合器装置SOWC被切换为锁定模式，由此形成经由第一动力传递路径PT1(齿轮传动机构28)传递车辆后退方向的动力的后退用挡位。

此外，当换挡杆98的操作位置POSsh为D位置而选择了D挡时，如图4所示，第一离合器C1被接合或者第二离合器C2被接合。在D挡中，根据车辆10的行驶状态，被自动地切换为D1挡或D2挡。D1挡在包括车辆停止中在内的比较低的车速区域中形成。D2挡在包括中车速区域在内的比较高的车速区域中形成。例如，在以D挡行驶中，车辆10的行驶状态例如从低车速区域移动到高车速区域的情况下，从D1挡被自动地切换到D2挡。

例如，在车辆10的行驶状态处于对应于D1挡的行驶区域的情况下，第一离合器C1被接合并且第二离合器C2被释放。由此，成为作用于车辆前进方向的动力从发动机12侧经由第一动力传递路径PT1(齿轮传动机构28)传递到驱动轮14的齿轮行驶模式，前进齿轮变速比γgear的第一速挡位“1st”被建立。即，作为第一速挡位“1st”的变速比的第一变速比γ1是前进齿轮变速比γgear。此外，在车辆10的行驶状态处于对应于D2挡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被接合。由此，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(无级变速器24)传递到驱动轮14的带式行驶模式。在该带式行驶模式下，无级变速器24的可变速的变速比范围γmax～γmin中的小于上述前进齿轮变速比γgear的第二变速比γ2的第二速挡位“2nd”被建立，并且在从该第二速挡位“2nd”到最小变速比γmin的范围内进行变速控制。如此，当操作位置POSsh被切换到D位置而选择了D挡时，根据车辆10的行驶状态，被设为发动机12的动力经由第一动力传递路径PT1传递到驱动轮14侧的齿轮行驶模式的D1挡，或发动机12的动力经由第二动力传递路径PT2传递到驱动轮14侧的带式行驶模式的D2挡。

此外，当换挡杆98的操作位置POSsh被切换到M位置而选择了M挡时，能通过驾驶员的手动换挡操作(手动变速操作)进行升挡和降挡。例如，当在操作位置POSsh被切换到M位置而选择了M挡的状态下，通过换挡杆98或未图示的上下开关等由驾驶员进行降挡的请求操作时，第一离合器C1被接合，并且模式切换离合器装置SOWC被切换为锁定模式，形成齿轮行驶模式的M1挡。在M1挡中，所述第一速挡位“1st”被建立，并且模式切换离合器装置SOWC被切换为锁定模式，由此在车辆10的驱动状态和被驱动状态双方都能进行动力传递。例如在惯性行驶中，成为从驱动轮14侧传递旋转的被驱动状态，但在M1挡中，从驱动轮14侧传递的旋转经由模式切换离合器装置SOWC传递到发动机12侧，由此发动机12被带动而能产生发动机制动。

此外，当在换挡杆98的操作位置POSsh被切换到M位置而选择了M挡的状态下，通过换挡杆98或未图示的上下开关等由驾驶员进行升挡的请求操作时，第二离合器C2被接合而形成M2挡。M2挡实质上与所述D2挡相同，形成发动机12的动力经由第二动力传递路径PT2传递到驱动轮14侧的带式行驶模式。即，向第二变速比γ2的第二速挡位“2nd”升挡，并且在从该第二速挡位“2nd”到最小变速比γmin的范围内进行变速控制。如此，当操作位置POSsh被切换到M位置而选择了M挡时，能通过驾驶员的手动操作进行手动换挡，所述手动换挡从发动机12的动力经由第一动力传递路径PT1传递到驱动轮14侧并且能进行发动机制动的齿轮行驶模式的M1挡、和发动机12的动力经由第二动力传递路径PT2传递到驱动轮14侧的带式行驶模式的M2挡中的一方切换到另一方。

回到图1，车辆10具备电子控制装置100作为具有自动变速器23的变速控制装置的功能的控制器。电子控制装置100被配置为具备具有例如CPU、RAM、ROM、输入/输出接口等的所谓微型计算机，CPU利用RAM的暂时存储功能并按照预先存储于ROM的程序来进行信号处理，由此执行车辆10的各种控制。电子控制装置100执行发动机12的输出控制、无级变速器24的变速控制、带夹压力控制、对所述多个接合装置(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根据需要被分开配置为发动机控制用、液压控制用等。

从车辆10所具备的各种传感器例如各种转速传感器102、104、106、108、109、加速操作量传感器110、节气门开度传感器112、换挡位置传感器114、油温传感器116等向电子控制装置100供给发动机转速Ne、与输入轴转速Nin同值的初级转速Npri、次级转速Nsec、对应于车速V的输出轴转速Nout、模式切换离合器装置SOWC的输入侧旋转构件68的输入转速Nsowc、表示驾驶员的加速请求的大小的加速踏板45的加速操作量θacc、电子节气门的节气门开度tap、作为车辆10所具备的挡位切换装置的换挡杆98的操作位置POSsh、液压控制电路46内的工作油的温度即工作油温度THoil等各种控制所需的各种信息。输入轴转速Nin(＝初级转速Npri)也是作为变矩器20的输出转速的涡轮转速NT。

从电子控制装置100输出用于对车辆10所具备的各种装置进行控制的指令信号。例如对发动机控制装置42、液压控制电路46等分别输出用于控制发动机12的发动机控制指令信号Se，用于控制无级变速器24的变速、带夹压力等的液压控制指令信号Scvt，用于控制多个接合装置C1、C2、B1、SOWC各自的工作状态的液压控制指令信号Scbs，用于控制锁止离合器LU的工作状态的液压控制指令信号Slu等。

液压控制电路46接收这些各种指令信号，从液压控制电路46输出供给至第一离合器C1的液压致动器的C1液压Pc1、供给至第二离合器C2的液压致动器的C2液压Pc2、供给至第一制动器B1的液压致动器的B1液压Pb1、供给至模式切换离合器装置SOWC的模式切换部41的液压室94的SOWC液压Psowc、供给至初级带轮60的液压致动器60a的初级压力Ppri、供给至次级带轮64的液压致动器64a的次级压力Psec、使锁止离合器LU接合的锁止离合器压力Plu等。C1液压Pc1、C2液压Pc2、B1液压Pb1、SOWC液压Psowc、初级压力Ppri、次级压力Psec、锁止离合器压力Plu分别通过液压控制电路46所具备的未图示的电磁阀被直接或间接地调压。需要说明的是，C1液压Pc1对应于第一离合器C1的接合转矩，C2液压Pc2对应于第二离合器C2的接合转矩，B1液压Pb1对应于第一制动器B1的接合转矩。

为了实现车辆10中的各种控制，电子控制装置100在功能上具备：发动机控制部120、行驶模式切换控制部122、CVT变速控制部126、锁止控制部128。

发动机控制部120例如以根据加速操作量θacc增减发动机12的转矩TE的方式，输出发动机控制指令信号Se来控制节气门开度tap、燃料喷射量等。此外，也可以基于加速操作量θacc和车速V等计算请求驱动力Fdem，设定得到该请求驱动力Fdem的目标发动机转矩TEtgt，以得到该目标发动机转矩TEtgt的方式控制发动机12等，能实现各种方案。

行驶模式切换控制部122在D挡和M挡的前进行驶时执行在使用第一动力传递路径PT1行驶的齿轮行驶模式与使用第二动力传递路径PT2行驶的带式行驶模式之间切换的行驶模式切换控制。换言之，在D挡执行D1挡与D2挡之间的变速控制，在M挡执行M1挡与M2挡之间的变速控制。齿轮行驶模式的前进齿轮变速比γgear是自动变速器23中的第一速挡位“1st”的变速比即第一变速比γ1，带式行驶模式下的前进行驶时的变速比γcvt的控制范围中的最靠Low齿轮侧的变速比是自动变速器23中的第二速挡位“2nd”的变速比即第二变速比γ2。该第二变速比γ2可以是小于齿轮行驶模式的前进齿轮变速比γgear的最大变速比γmax，但在本实施例中，规定了比最大变速比γmax更小的变速比，即适合有级变速(1→2变速)的规定的变速比。

并且，在D挡中，齿轮行驶模式(D1挡)和带式行驶模式(D2挡)按照例如通常的有级变速器的变速映射图中的用于在第一速挡位“1st”与第二速挡位“2nd”之间切换的变速线被切换。该变速映射图例如基于加速操作量θacc和车速V等驾驶状态被确定，例如以如下方式被确定：当加速操作量θacc变小、车速V变高时，从第一速挡位“1st”向第二速挡位“2nd”升挡，当加速操作量θacc变大、车速V变低时，从第二速挡位“2nd”向第一速挡位“1st”降挡。即，在车辆起步时等低车速时以齿轮行驶模式行驶，在规定车速以上时，以带式行驶模式行驶。例如在从齿轮行驶模式的第一速挡位“1st”向带式行驶模式的第二速挡位“2nd”升挡时，在无级变速器24的变速比γcvt被设为第二变速比γ2的状态下，输出液压控制指令信号Scbs，以执行释放第一离合器C1并且使第二离合器C2接合的离合器到离合器变速。此外，在从带式行驶模式的第二速挡位“2nd”向齿轮行驶模式的第一速挡位“1st”降挡时，输出液压控制指令信号Scbs，以执行释放第二离合器C2并且使第一离合器C1接合的离合器到离合器变速。在该D挡中，如图4所示，在齿轮行驶模式的D1挡中，模式切换离合器装置SOWC被设为单向模式，因此，在车辆10以该D1挡即第一速挡位“1st”被驱动行驶时，得不到发动机制动。

另一方面，在M挡中，按照通过驾驶员的手动换挡操作进行的升挡请求、降挡请求，在齿轮行驶模式(M1挡)与带式行驶模式(M2挡)之间切换。该模式切换也与D挡的情况同样，通过通常的离合器到离合器变速来执行。即，在从齿轮行驶模式的第一速挡位“1st”向带式行驶模式的第二速挡位“2nd”升挡时，在无级变速器24的变速比γcvt被设为第二变速比γ2的状态下，输出液压控制指令信号Scbs，以执行释放第一离合器C1并且使第二离合器C2接合的离合器到离合器变速。此外，在从带式行驶模式的第二速挡位“2nd”向齿轮行驶模式的第一速挡位“1st”降挡时，输出液压控制指令信号Scbs，以执行释放第二离合器C2并且使第一离合器C1接合的离合器到离合器变速。在该M挡中，如图4所示，在齿轮行驶模式的M1挡中，模式切换离合器装置SOWC被设为锁定模式，因此，在车辆10以该M1挡即第一速挡位“1st”被驱动行驶时，发动机12根据车速V被强制性地旋转，得到发动机制动。

在D挡和M挡的带式行驶模式时，即在图4的D2挡或M2挡中，CVT变速控制部126执行无级变速器24的变速控制。该变速控制例如以如下方式进行：基于加速操作量θacc和车速V等驾驶状态，按照预先确定的变速映射图计算目标输入轴转速Nintgt，输出液压控制指令信号Scvt来增减无级变速器24的变速比γcvt，以使实际的输入轴转速Nin成为目标输入轴转速Nintgt。具体而言，例如以如下方式控制变速比γcvt：加速操作量θacc越大、车速V越低，输入轴转速Nin越相对变高，换言之成为变速比γcvt大的Low齿轮侧，加速操作量θacc越小、车速V越高，输入轴转速Nin越相对变低，换言之成为变速比γcvt小的High齿轮侧。该无级变速器24的变速控制基本上在所述第二变速比γ2～最小变速比γmin的范围内进行。最小变速比γmin相当于第三变速比。CVT变速控制部126例如在第二变速比γ2～最小变速比γmin之间使变速比γcvt连续地变化，但也可以像有级变速器那样使变速比γcvt阶段性变化。

锁止控制部128例如基于车速V等驾驶状态按照预先确定的锁止映射图来输出液压控制指令信号Slu，对锁止离合器LU进行接合/释放控制。具体而言，例如以在车速V为规定值以下的低车速释放锁止离合器LU、当超过该规定值时使锁止离合器LU接合的方式，对锁止离合器LU进行接合/释放控制。

在此，所述行驶模式切换控制部122在功能上具备手动降挡控制部124，手动降挡控制部124执行：在按照通过驾驶员的手动换挡操作进行的降挡请求降挡的情况下、即在M挡从M2挡向M1挡降挡时的控制。手动降挡控制部124按照图5的流程图的步骤S1～S9(以下，省略“步骤”而称为S1～S9)执行信号处理。手动降挡控制部124相当于降挡控制部。

在图5的S1中，在车辆10的被驱动行驶时判断是否做出了从M2挡向M1挡变速的M2→M1降挡请求。即，在经由第二动力传递路径PT2进行动力传递的M2挡(带式行驶模式)中，无级变速器24的变速比γ为第二变速比γ2的第二速挡位“2nd”被建立，并且在加速操作量θacc＝0的加速关断且为规定车速以上的被驱动行驶时，判断是否通过驾驶员的手动换挡操作做出了向M1挡降挡的降挡请求。若没有M2→M1降挡请求，则直接结束，在做出了M2→M1降挡请求的情况下执行S2。在S2中，执行M2→M1降挡，因此，输出用于使第一离合器C1接合的接合指令，并且输出用于释放第二离合器C2的释放指令。具体而言，输出使C1液压Pc1输出并且使C2液压Pc2的输出停止的液压控制指令信号Scbs。

图6是表示按照通过手动降挡控制部124进行的手动降挡控制进行M2→M1降挡的情况下的各部的工作状态的变化的时间图的一个例子。图6的时间t1是做出M2→M1降挡请求的时间，通过S2的执行，C1液压Pc1被输出(开启)，并且C2液压Pc2的输出被停止(关断)。C1液压Pc1、C2液压Pc2的图形均是指令值，实际的液压Pc1、Pc2以比指令值滞后的形态(变化缓慢的状态)变化。关于其他指令值(Psowc指令值、Plu指令值、发动机转矩TE的指令值)，实际上在液压等变化之前也有响应延迟、滞后。在时间t1，输入轴转速Nin为第二速挡位“2nd”中的同步转速(二速同步转速)Nin2，SOWC液压Psowc的指令值为关断(输出停止)，模式切换离合器装置SOWC为单向模式，发动机转矩TE的指令值为怠速转矩TEid，锁止离合器压力Plu的指令值为关断(输出停止)，锁止离合器LU被释放。二速同步转速Nin2可以使用输出轴转速Nout和第二变速比γ2由下式(1)表示。

Nin2＝Nout×γ2 (1)

在S3中，判断是否从第二离合器C2的释放指令(时间t1)经过了预先确定的LU接合指令判定时间LUon，若经过了LU接合指令判定时间LUon，则在S4中输出用于使锁止离合器LU接合的接合指令，具体而言输出使锁止离合器压力Plu输出的液压控制指令信号Slu。该锁止离合器LU的接合指令通过所述锁止控制部128进行。LU接合指令判定时间LUon用于输出锁止离合器LU的接合指令，使得第二离合器C2被释放后使锁止离合器LU接合，基于第二离合器C2的释放响应时间tcoff和锁止离合器LU的接合响应时间tluon被确定。具体而言，如下式(2)所示，从释放响应时间tcoff减去接合响应时间tluon，并且加上规定的裕度时间ty1来设定LU接合指令判定时间LUon。释放响应时间tcoff是从释放指令起到第二离合器C2实际被释放为止的延迟时间，接合响应时间tluon是从接合指令起到锁止离合器LU实际被接合为止的延迟时间。上述LU接合指令判定时间LUon可以是固定值，但也可以根据影响各响应时间tcoff、tluon的工作油温度THoil等被进行可变设定。从第二离合器C2的释放指令(时间t1)起经过预先确定的LU接合指令判定时间LUon是输出锁止离合器LU的接合指令使得第二离合器C2被释放后锁止离合器LU被接合的预先确定的判断基准。从第二离合器C2的释放指令起算的经过时间可以通过计时器等计测。图6的时间t2是到达LU接合指令判定时间LUon而输出(开启)锁止离合器LU的接合指令的时间。

LUon＝tcoff－tluon+ty1 (2)

在S5中，执行发动机12的转矩上升控制。该转矩上升控制是为了在抑制变速冲击的同时使输入轴转速Nin迅速上升至作为M1挡的第一速挡位“1st”的同步转速(一速同步转速)Nin1，使发动机转矩TE暂时性增大的控制，通过所述发动机控制部120来进行。转矩上升控制时的发动机转矩值、增大幅度、转矩上升控制的开始时间、结束时间、持续时间等预先通过实验等设定，以使输入轴转速Nin适当上升。也可以基于实际的输入轴转速Nin的变化等学习(校正)设定值。

图6的时间t3是输入轴转速Nin因发动机12的转矩上升控制远离二速同步转速Nin2而上升的惯性相的开始时间，在该时间点第二离合器C2被完全释放，并且第一离合器C1和锁止离合器LU被完全接合，输入轴转速Nin以预先确定的大致固定的变化率平滑地上升。发动机12的转矩上升控制考虑发动机转矩TE的响应延迟等来设定控制开始定时、结束定时、发动机转矩TE的增大幅度等，如此使得第二离合器C2被释放且第一离合器C1和锁止离合器LU被完全接合后，使输入轴转速Nin平滑地上升。在图6中，发动机12的转矩上升指令比锁止离合器LU的接合指令被输出的时间t2靠后，但也可以根据发动机转矩TE的响应延迟时间，比时间t2提前输出转矩上升指令。图6的时间t4是发动机12的转矩上升控制结束的时间。

在S6中，按照预先确定的判断基准判断输出锁止离合器LU的释放指令的定时，使得在输入轴转速Nin达到作为降挡后的M1挡的第一速挡位“1st”的同步转速(一速同步转速)Nin1之前、例如紧前，锁止离合器LU被释放。具体而言，依次计算输入轴转速Nin的实际的变化率(变化速度)ΔNin，再基于实际的输入轴转速Ninx、一速同步转速Nin1以及变化率ΔNin并按照下式(3)计算输入轴转速Nin达到一速同步转速Nin1为止的剩余时间(预测值)tsync。变化率ΔNin是例如读入输入轴转速Nin的循环时间期间的输入轴转速Nin的变化量等。然后，判断该剩余时间tsync是否短于如下式(4)所示锁止离合器LU的释放响应时间tluoff加上裕度时间ty2得到的时间。满足该(4)式是判断基准。若将裕度时间ty2设为大致0，则能在达到一速同步转速Nin1的紧前释放锁止离合器LU。一速同步转速Nin1可以使用输出轴转速Nout和第一变速比γ1(＝γgear)由下式(5)表示。此外，释放响应时间tluoff是从释放指令到锁止离合器LU实际被释放为止的延迟时间，可以被预先确定固定值，但也可以根据影响释放响应时间tluoff的工作油温度THoil等被进行可变设定。作为变化率ΔNin，也可以基于发动机12的转矩上升控制时的发动机转矩TE被预先确定固定值。

tsync＝(Nin1－Ninx)/ΔNin (3)

tsync≤tluoff+ty2 (4)

Nin1＝Nout×γ1 (5)

需要说明的是，也可以如下式(6)所示，根据一速同步转速Nin1与实际的输入轴转速Ninx之差是否在以输入轴转速Nin达到一速同步转速Nin1之前锁止离合器LU被释放的方式被预先确定的LU释放指令判定值α以下，判断输出锁止离合器LU的释放指令的定时。LU释放指令判定值α例如可以根据锁止离合器LU的释放响应时间tluoff被预先确定固定值，但也可以根据影响输入轴转速Nin的实际的变化率ΔNin、释放响应时间tluoff的工作油温度THoil等被进行可变设定。在LU释放指令判定值α根据实际的变化率ΔNin被进行可变设定的情况下，关于输出锁止离合器LU的释放指令的定时，该(6)式也可以视为基于变化率ΔNin和释放响应时间tluoff被预先确定的判断基准。

Nin1－Ninx≤α (6)

重复执行S6，直到满足上述(4)式(或(6)式)，若满足(4)式(或(6)式)，则在S7中输出用于释放锁止离合器LU的释放指令，具体而言输出使锁止离合器压Plu的输出停止(关断)的液压控制指令信号Slu。该锁止离合器LU的释放指令通过所述锁止控制部128进行。图6的时间t5是满足了(4)式(或(6)式)而输出锁止离合器LU的释放指令的时间。

在S8中，判断输入轴转速Nin是否达到一速同步转速Nin1的紧前，重复执行S8直到达到紧前。若达到一速同步转速Nin1的紧前，则在S9中，输出用于将模式切换离合器装置SOWC切换为锁定模式的锁定切换指令，具体而言输出使SOWC液压Psowc输出(开启)的液压控制指令信号Scbs。在S8中，使用锁定切换指令判定值β，例如如下式(7)所示，根据一速同步转速Nin1与实际的输入轴转速Ninx之差是否为锁定切换指令判定值β以下，判断锁定切换指令的输出定时，使得在输入轴转速Nin达到一速同步转速Nin1的紧后，模式切换离合器装置SOWC被切换为锁定模式，所述锁定切换指令判定值β是考虑了从锁定切换指令起到模式切换离合器装置SOWC实际被切换为锁定模式为止的延迟时间(锁定切换响应时间)tsowc而被预先确定的。此外，也可以如下式(8)所示，根据所述剩余时间tsync是否为从锁定切换响应时间tsowc减去裕度时间ty3得到的时间以下，判断锁定切换指令的输出定时。(7)式、(8)式相当于根据锁定切换响应时间tsowc而被预先确定的判断基准，以使得在输入轴转速Nin达到一速同步转速Nin1之后模式切换离合器装置SOWC被切换为锁定模式。锁定切换指令判定值β可以被预先确定固定值，但也可以根据例如输入轴转速Nin的变化率ΔNin、工作油温度THoil等被进行可变设定。也可以设为锁定切换指令判定值β＝0。锁定切换响应时间tsowc可以被预先确定固定值，但也可以根据影响锁定切换响应时间tsowc的工作油温度THoil等被进行可变设定。图6的时间t6是满足了(7)式或(8)式而输出将模式切换离合器装置SOWC切换为锁定模式的锁定切换指令的时间。

Nin1－Ninx≤β (7)

tsync≤tsowc－ty3 (8)

如此，根据作为本实施例的自动变速器23的变速控制装置的电子控制装置100，在车辆10以第二速挡位“2nd”被驱动行驶时，按照驾驶员的手动换挡操作向第一速挡位“1st”降挡的M2→M1手动降挡时，在发动机12的转矩上升控制时通过接合状态的锁止离合器LU使输入轴转速Nin上升，因此输入轴转速Nin的控制性提高，能迅速地使输入轴转速Nin上升，适当地进行降挡。此外，在输入轴转速Nin达到一速同步转速Nin1之前锁止离合器LU被释放，因此降挡后的同步时的由发动机12的惯性等引起的变速冲击被适当地抑制。即，在车辆10的被驱动行驶时通过发动机12的转矩上升控制使输入轴转速Nin上升进行降挡时，将输入轴22与发动机12直接连结，由此能确保输入轴转速Nin的控制性，并且在降挡后的同步前释放锁止离合器LU，由此能抑制同步时的变速冲击。

此外，在第一动力传递路径PT1设有模式切换离合器装置SOWC作为第一接合装置，在输入轴转速Nin达到一速同步转速Nin1的紧后，模式切换离合器装置SOWC从单向模式被切换为锁定模式，因此，在降挡后的同步时(变速完成时)，由于单向模式的作用即第一单向离合器96a的作用，可能会产生抵接声等异常噪声或产生驱动力变动。相对于此，在本实施例中，在输入轴转速Nin达到一速同步转速Nin1之前锁止离合器LU被释放，因此，抵接声等异常噪声、驱动力变动的产生被抑制。此外，在输入轴转速Nin达到一速同步转速Nin1的紧后，模式切换离合器装置SOWC被设为锁定模式，由此发动机12根据车速V被驱动旋转，适当地得到发动机制动。

此外，设有模式切换离合器装置SOWC和第一离合器C1作为第一接合装置，并且设有第二离合器C2作为第二接合装置，在包括第二速挡位“2nd”的带式行驶模式的D2挡和M2挡中，第二离合器C2被接合并且第一离合器C1被释放，因此模式切换离合器装置SOWC被保持在大致旋转停止状态，发动机12的负荷被降低，燃料效率提高。此外，在通过手动换挡操作从第二速挡位“2nd”向第一速挡位“1st”降挡的M2→M1降挡时，先于发动机12的转矩上升控制释放第二离合器C2并且使第一离合器C1接合，因此，伴随输入轴转速Nin的上升，模式切换离合器装置SOWC的输入转速Nsowc也上升，能顺利地进行降挡。

此外，在S6中，计算输入轴转速Nin的变化率ΔNin，求出输入轴转速Nin达到一速同步转速Nin1为止的剩余时间tsync，基于该剩余时间tsync和锁止离合器LU的释放响应时间tluoff，按照作为预先确定成在输入轴转速Nin达到一速同步转速Nin1的紧前锁止离合器LU被释放的判断基准的(4)式，判断输出锁止离合器LU的释放指令的定时。因此，通过锁止离合器LU的接合，能确保输入轴转速Nin的控制性，并且适当地抑制降挡后的同步时的变速冲击。

在上述S6中，在使用LU释放指令判定值α按照(6)式判断输出锁止离合器LU的释放指令的定时的情况下，也基于锁止离合器LU的释放响应时间tluoff来设定LU释放指令判定值α，并且在根据输入轴转速Nin的变化率ΔNin、工作油温度THoil被进行可变设定的情况下，通过锁止离合器LU的接合能确保输入轴转速Nin的控制性，并且能在能抑制降挡后的同步时的变速冲击的适当的定时释放锁止离合器LU。

此外，在S3中，基于第二离合器C2的释放响应时间tcoff和锁止离合器LU的接合响应时间tluon，按照被预先确定成在第二离合器C2被释放后使锁止离合器LU接合的判断基准，判断输出锁止离合器LU的接合指令的定时。具体而言，判断从第二离合器C2的释放指令起算的经过时间是否达到按照(2)式求出的LU接合指令判定时间LUon，在达到LU接合指令判定时间LUon的情况下，判断为输出锁止离合器LU的接合指令的定时。因此，在锁止离合器LU接合时，第二动力传递路径PT2被阻断，能抑制锁止离合器LU接合时的冲击，并且能将输入轴22与发动机12直接连结而提高输入轴转速Nin的控制性。

以上，基于附图对本发明的实施例进行详细说明，但本发明的实施例终究只是一个实施方式，本发明也可以按基于本领域技术人员的知识施加各种变更、改良的方案来实施。