CN1166878C

CN1166878C - 环型无级变速传动系统

Info

Publication number: CN1166878C
Application number: CNB988006049A
Authority: CN
Inventors: 上田和彦; Ҳ; 上杉达也; ֱ; 武富秀直; 中根久典
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1997-03-22
Filing date: 1998-03-23
Publication date: 2004-09-15
Anticipated expiration: 2018-03-23
Also published as: CN1226954A; US6217473B1; DE69802767D1; WO1998043002A1; KR19980080525A; EP0905413A4; JPH10267106A; DE69802767T2; EP0905413B1; TW366396B; JP3711688B2; EP0905413A1

Abstract

本发明的目的在于提供一种紧凑的采用啮合空档启动系统的前置发动机前轮启动车辆的环型无级变速传动系统。本发明的环型无级变速传动系统包括一端与发动机相连的输入轴11，所述输入轴以一定间隙插入的主轴12，与所述轴平行并在其发动机侧一端与用于驱动左右从动轮的差动齿轮组5配合的辅助轴13，设置在所述主轴12上的环型无级变速传动机构20、30，设置在所述辅助轴13上的行星齿轮机构50，将输入轴11与行星齿轮机构50的齿轮架51相连的低状态轮系80，将恒星齿轮52与无级变速传动机构20、30的输出盘34相连的高状态轮系90，其中所述低状态轮系80设置在输入轴11相对于发动机相反侧一端。

Description

环型无级变速传动系统

技术领域

本发明涉及一种环型无级变速传动系统，特别是用于采用啮合空档启动系统的前置发动机前轮驱动车辆的无级变速结构。

背景技术

通过在输入盘和输出盘之间设置进行动力传动的滚子并以变化的倾角转动该转动体以便在径向上相应地改变与所述两盘中每一个的接触点，环型无级变速传动系统可以连续改变输入盘和输出盘之间的传动比，目前该系统作为汽车的无级变速传动系统已进入实用阶段，如日本专利未审查的公告No.6-101754中示出的，在这种无级变速传动中采用了啮合空档启动系统。

在该系统中，具有上述结构的无级变速传动机构设置在与发动机相连的第一轴上，包括三个转动件即恒星齿轮、内齿轮和支承与这两个齿轮啮合的行星齿轮的齿轮架的行星齿轮机构设置在平行于第一轴的第二轴上，其中发动机的转动直接传递到第一转动件，而通过上述无级变速传动系统传给第二转动件，第三转动件作为动力输出件。

通过控制无级变速机构的转速比实现空档状态，从而控制行星齿轮机构的第一和第二转动件之间的输入转速比，以便使第三转动件停止，从这种状态启动，作为动力输出件的第三转动件通过增大或减小无级变速传动机构的转速比而正向或反向转动。

该系统可使车辆无需采用离合器、力矩转换器等而启动，这改进了启动的响应及动力传动的效率。

在采用上述啮合空档系统时，需要两条动力传动路径，一条传动路径将动力从第一轴侧传递到第二轴上的行星齿轮机构，而不需要在其间设置无级变速传动机构，另一条传动路径将动力通过无级变速传动机构从第一轴侧传递到行星齿轮机构，因此，在上述公告的无级变速传动机构中，后一条传动路径设置在串级型传动齿轮机构的中间，形成低减速比轮系的前一传动路径设置在无级变速传动机构的发动机侧。

在这种结构，特别是前置发动机前轮驱动车辆的传动中，会产生以下问题。

也就是说，在如图3所示的上述公告中的前置发动机前轮驱动车辆的传动中，差动齿轮组通常连接到第二轴的发动机侧一端，第二轴为传动系统的输出轴，其上设置有行星齿轮机构，在这种情况下，将动力从第一轴侧直接传到第二轴上的行星齿轮机构的齿轮系必须设置靠近大直径的差动齿轮组。因此，为了避免齿轮系与差动齿轮组之间的干涉，它们必需在轴向上以一定的间隔设置，这就增加了沿轴向的传动机构的尺寸。特别是在横向设置发动机的轴线和其传动机构的前置发动机前轮驱动车辆中，轴线方向尺寸的增大使得向车辆本体的安装和发动机及传动机构的布置设计变得困难。

发明内容

因此，本发明的目的在于通过控制轴向尺寸的增大而提高采用空档启动系统的前置发动机前轮驱动车辆的环型无级变速传动装置向车辆本体的布置和安装操作的灵活性。

为了解决上述问题，本发明的特点如下。

在如权利要求1所述的发明(下面称为第一发明)中，设置有在其一侧与发动机接合的第一轴，与所述第一轴平行并在其发动机侧一端与用于驱动左右从动轮的差动齿轮组配合的第二轴，在所述第一轴上设置有环型无级变速传动机构，包括：与所述第一轴相连的输入盘，设在所述输入盘的发动机侧并由第一轴可转动地支承的输出盘，设在这些盘之间用于在两盘之间传递动力的滚子，用于通过倾斜地并转动地支承所述滚子而改变所述滚子与输入盘和输出盘中每一个的接触点来改变两盘转速比的接触点控制件，在所述第二轴上设有行星齿轮机构，包括三个转动件，即恒星齿轮、内齿轮、齿轮架，在这些转动件中，第一转动件与无级变速传动机构的输出盘相连以便与其一起转动，第二转动件与第二轴相连。

上述系统的特点在于设置了包括第一齿轮、第二齿轮和惰齿轮的轮系，第一齿轮设在相对于无级变速传动机构发动机的相反侧并安装在第一轴上而与第一轴一起转动，第二齿轮可转动地支承在相对于行星齿轮机构发动机的相反侧并安装在第二轴上，惰齿轮与这些齿轮啮合以便在两者之间传递动力，并且还进一步设有第一离合器机构、第二离合器机构和控制机构，第一离合器机构用于使该轮系的第二齿轮与行星齿轮的第三转动件接合或脱离，第二离合器机构用于使无级变速传动机构的输出盘与第二轴接合或脱离，控制机构用于控制所述第一和第二离合器机构和接触点控制件的操作。

最好还设置有车辆速度检测机构，所述控制机构的特点在于其控制第一离合器而使所述第二齿轮与所述第三件啮合，同时在车辆速度低于预定速度时控制所述第二离合器而阻断动力传输路径，并控制第一离合器而断开第二齿轮和第三件之间的啮合，同时在车辆速度高于预定速度时控制第二离合器而使动力传输路径接合。

此外，最好设置发动机负载检测器，从而使所述预定速度随着发动机负载的增加而增大。

在本发明的另一方面，环型无级变速传动机构除了第一无级变速传动机构以外还包括第二无级变速传动机构，第一无级变速传动机构包括与第一轴相连的输入盘，设置在所述输入盘的发动机侧并由第一轴转动支承的输出盘，设置在这些盘之间的滚子，和用于改变所述滚子和相应盘之间接触点的接触点控制件，第二无级变速传动机构包括设置在第一无级变速传动机构输出盘的发动机侧并由第一轴转动支承的第二输出盘，设置在所述输出盘的发动机侧并与第一轴相连的第二输入盘，设置在这些盘之间的第二滚子，和用于改变所述滚子和相应盘之间接触点的接触点控制件。

如上所述的环型无级变速机构的特点在于第一无级变速传动机构的输出盘和第二无级变速传动机构的输出盘一体形成一个单元，在所述一体型输出盘单元的外表面形成齿轮，用于相互联锁和转动所述一体型输出盘单元和行星齿轮机构的第一件。

在本发明的另一方面，如所述第二方面，环型无级变速传动机构除了第一无级变速传动机构以外还包括第二无级变速传动机构，第一无级变速传动机构包括与第一轴相连的输入盘，设置在所述输入盘的发动机侧并由第一轴转动支承的输出盘，设置在这些盘之间的滚子，和用于改变所述滚子和相应盘之间接触点的接触点控制件，第二无级变速传动机构包括设置在第一无级变速传动机构输出盘的发动机侧并与所述输出盘一起由第一轴转动支承的第二输出盘，设置在所述输出盘的发动机侧并与第一轴相连的第二输入盘，设置在这些盘之间的第二滚子，和用于改变所述滚子和相应盘之间接触点的接触点控制件。

如上所述的环型无级变速传动机构的特点在于所述第一轴插入在第三轴中形成的通孔中，以将所述第一和第二无级变速传动机构的输入侧盘和输出侧盘设置在所述第三轴上，其中所述第三轴的一端通过轴承由传动箱支承，其另一端上装配有轮系的第一齿轮，所述第一齿轮通过轴承由传动箱支承，在所述第三轴和第一齿轮之间的安装位置设置有弹簧，以在轴线方向上吸收两者之间的相对位移。

在本发明的又一方面，与如上所述的第三方面相同，环型无级变速传动机构除了第一无级变速传动机构以外还包括第二无级变速传动机构，第一无级变速传动机构包括与第一轴相连的输入盘，设置在所述输入盘的发动机侧并由第一轴转动支承的输出盘，设置在这些盘之间的滚子，和用于改变所述滚子和相应盘之间接触点的接触点控制件，第二无级变速传动机构包括设置在第一无级变速传动机构输出盘的发动机侧并由第一轴转动支承的第二输出盘，设置在所述输出盘的发动机侧并与第一轴相连的第二输入盘，设置在这些盘之间的第二滚子，和用于改变所述滚子和相应盘之间接触点的第二接触点控制件。

如上所述的环型无级变速传动机构的特点在于所述第一轴插入一第三轴内形成的通孔而将相互形成一体的第一和第二无级变速传动机构的输出盘转动地支承在所述第三轴的中部，第一和第二无级变速传动机构的输入盘设置在相对于发动机的相反侧和所述两输出盘的发动机侧并与所述第三轴接合，其中在第一无级变速传动机构的输入盘和设置在相对于发动机的相反侧的轮系的第一齿轮之间设置承载机构，用于向第一和第二无级变速传动机构的输入盘和输出盘推压滚子并压向两者之间。

在本发明的再一方面，环型无级变速传动机构的特点在于承载机构包括一对盘、滚子，两盘相互面对的面具有环形凹部和凸部的凸轮表面，滚子设在两盘之间以通过在两者之间的相对转动而产生轴向力，一销件设置在轮系的第一齿轮和位于所述第一齿轮侧的盘之间以便与它们一起转动，其中所述销件设置在位于所述第一齿轮侧的盘由于其凹凸形状而较厚的部位。

此外，在上述第一发明中，在第二轴内设置有分别向第一和第二离合器机构供应耦合流体的两个油道，其中所述两油道由设置有液压源的侧部开始。

根据上述结构可以实现下述操作。

首先，当第一离合器机构接合，即轮系的第一齿轮与行星齿轮机构的第三件啮合，而第二离合器机构脱离时，即无级变速传动机构的输出盘与第二轴脱离时，由发动机输入第一轴的转动从所述第一轴通过轮系和第一离合器机构输入设置在第二轴的行星齿轮机构的第三件，并由输入盘通过滚子传输到第一轴的无级变速传动机构的输出盘，随后由所述输出盘输入所述行星齿轮机构的第一件。

这时，如果由控制机构通过接触点控制件适当地控制无级变速传动机构的转速比从而设定所述行星齿轮机构的第一件和第三件之间的转速比而使第二件的转速为零，在输入发动机的转动并且第一离合器接合的同时，作为该传动系统输出轴的第二轴的转速停止，即实现啮合空档状态。

由该状态启动，当该无级变速传动机构的转速比变化而使行星齿轮机构第一件的转速提高或降低时，第二轴在低状态下正向或反向转动，其中总的传动转速比较大，即车辆将启动。

当第一离合器机构脱离，即轮系的第二齿轮与行星齿轮机构的第三件脱离时，并且第二离合器机构接合，即无级变速传动机构的输出盘与第二轴接合时，从发动机输入第一轴的转动从无级变速传动机构只通过第二离合器机构输入到第二轴。这时，由于行星齿轮机构不改变转速比，总的传动转速比对应无级变速传动机构的传动转速比，这意味着在所谓高状态下通过无级变速传动机构不是分阶段而是连续地控制转速比，高状态即转速比小的状态。

由于在啮合空档状态或低状态下将旋转运动从第一轴传递到行星齿轮机构的轮系设置在相对于发动机的第一轴上无级变速传动机构和第二轴上行星齿轮机构的相反侧，避免了该轮系和在其发动机侧一端与第二轴接合的差动齿轮单元发生干涉，并使传动装置沿轴线方向的长度缩短。

此外，在第一和第二无级变速传动机构设置作为包括输出盘、输入盘和位于盘之间的滚子等的环型无级变速传动机构的情况下，由于第一和第二无级变速传动机构的输出盘一体化为一个单元，并且在其外表面形成用于与行星齿轮机构的第一件一道与所述一体型输出盘啮合并转动它，与两输出盘单独设置并在其间设置所述齿轮的情况相比，缩短了轴线方向的长度并可更稳定地支承齿轮，这避免了齿轮沿轴向的空程。

此外，与上述的情况相同，在第一和第二无级变速传动机构设置作为环型无级变速传动机构并且第一轴插入在第三轴内形成的通孔而将所述第一和第二无级变速传动机构的输入盘侧和输出盘侧都设在第三轴上的情况下，由于所述第三轴的一端通过轴承由传动箱支承并在其另一端装配有轮系的第一齿轮，所述第一齿轮通过轴承由传动箱支承，一弹簧件设置在所述第三轴和第一齿轮之间的配合位置以吸收轴线方向两者之间的相对位移，即使所述第三轴因热膨胀等伸长或收缩，通过所述弹簧件也能吸收第三轴的伸长或收缩。

因此，通过第一齿轮施加到轴承(其中一个支承第三轴的一端，另一个支承第三轴的另一端)上的轴向力得以适当地保持，并且第一齿轮的轴向间隙也受到控制，从而使第一齿轮保持良好的状态。另一方面，在第一和第二无级变速传动机构设置作为环型无级变速传动机构，第一轴插入在中部转动地支承第一和第二无级变速传动机构的输出盘的第三轴的通孔中，第一和第二无级变速传动机构的输入盘和输出盘分别设置在相对于发动机的相反侧和所述其发动机侧，并与所述第三轴接合的情况下，由于在第一无级变速传动机构的输入盘和设置在相对于发动机的相反侧的轮系的第一齿轮之间设置承载机构，用于向第一和第二无级变速传动机构的输入盘和输出盘给滚子施加压力在置于其间，在啮合空档状态或第一离合器接合而第二离合器脱离的低状态下可以恰当实现来自发动机的转矩流。

在这种状态下，来自发动机的转矩输入第一轴，随后由相对于第一轴发动机的相反端通过轮系传递到第二轴侧，并随后通过第一离合器机构输入行星齿轮机构的第三件。这时，在该行星齿轮机构中，转矩通过第二轴由第二件输给差动齿轮单元侧，并且与输入第三件的转矩相反的反作用力施加到第一件上，随后该反作用力循环回第一和第二无级变速传动机构的输出盘而产生所谓循环转矩。

对于该循环转矩，其传递到第一无级变速传动机构输入盘的部分通过承载机构传递给轮系的第一齿轮，其传递到第二无级变速传动机构输入盘的另一部分从承载机构通过第三轴以相同的方式传递给轮系的第一齿轮。因此，循环转矩不经过第一轴，从而只需要发动机转矩经过第一轴。在承载机构包括一对盘、滚子(两盘相对面形成具有环形凹部和凸部的凸轮表面，滚子设在两盘之间)，承载机构第一齿轮侧的盘和第一齿轮由销件接合，其中所述销件设置在位于所述第一齿轮侧的盘的由于其凹凸形状而较厚的部位的情况下，第一齿轮可以与盘相连而无需增加盘的厚度，即沿轴线方向的长度减小，而不降低盘的强度。

此外，由于分别供给第一和第二离合器机构耦合流体的两油道设置在设有两离合器机构的第二轴内，油道从设置有液压源的侧部开始，故可以缩短两油道至离合器机构的长度，并因此使液压迅速地供给这些离合器，这改善了接合和脱离控制的响应。

附图说明

图1为示出本发明一优选实施例的环型无级变速传动的机械结构的示意图；

图2为所述传动系统主要部分的具体结构的改进形式；

图3为沿图2中A-A线的剖视图；

图4为示出构成高状态轮系的齿轮装配状态的剖视图；

图5为示出承载凸轮、构成低状态轮系的齿轮和输入盘装配关系的局部剖视图；

图6为示出输入轴结构的放大剖视图；

图7为示出辅助轴结构的放大剖视图；

图8为用于解释循环力矩产生的问题的示意图；

图9为解释本发明优选实施例的传动系统的循环力矩流程的示意图；

图10为所述传动系统液压控制的回路图；

图11为示出从图3中箭头B的方向看到的产生用于变速控制的液压的三通阀的局部剖视图；

图12为示出从图3中箭头C的方向看到的凸轮机构的局部剖视图；

图13为示出传动箱下部结构的剖视图；

图14为本发明优选实施例的传动的控制系统的示意图；

图15为作为变速控制前提的牵引力的示意图；

图16为示出步进电机的脉冲数与环型转速比之间关系的特性曲线；

图17为示出步进电机的脉冲数与最终转速比之间关系的特性曲线；

图18为变速控制中采用的特性曲线；

图19为通过三通阀进行变速控制中产生的问题的示意图；

图20为控制装置采用的主流程图；

图21为示出所述控制装置采用的线压控制的特征的示意图；

图22为所述线压控制的流程图；

图23为所述线压控制的特性曲线；

图24为所述线压控制的另一特性曲线；

图25为所述控制装置实现的接合控制的流程图；

图26为所述接合控制的特性曲线；

图27为所述接合控制的另一特性曲线；

图28为所述控制装置实现的直接控制的流程图；

图29为所述直接控制的特性曲线；

图30为所述直接控制的另一特性曲线；

图31为所述接合控制和直接控制时序图；

图32为包括倾角控制的第二直接控制的流程图；

图33为所述第二直接控制的特性表；

图34为所述第二直接控制的特性曲线；

图35为所述第二直接控制的时序图；

图36为所述控制装置实现的开关控制的流程图；

图37为开关控制的另一流程图；

图38为所述控制装置实现的反向变速控制的流程图；

图39为所述反向变速控制的变速特性曲线；

图40为所述控制装置实现的模式开关控制的流程图；

图41为所述模式开关控制的特性曲线。

具体实施方式

下面将描述本发明无级变速传动的机械结构、液压控制回路的结构和变速控制的具体操作。

机械结构

图1为示出本发明环型无级变速传动系统的机械结构的示意图，其中，传动系统10包括通过扭转减振器3与发动机1的输出轴2相连的输入轴(第一轴)11，具有其内插入所述轴11的通孔的主轴(第三轴)12，与所述轴11和12平行设置的辅助轴(第二轴)13，其中所述轴11到13都设置成在车辆的横向上延伸。

此外，在该传动系统10中，环型第一无级变速传动机构20、环型第二无级变速传动机构30、承载凸轮40设置在所述输入轴11和主轴12的轴线上，行星齿轮机构50、低状态离合器(第一离合器机构)60、高状态离合器(第二离合器机构)70设置在所述辅助轴13的轴线上。低状态轮系80和高状态轮系90设置在输入轴11和主轴12的轴线与辅助轴13的轴线之间。

第一和第二无级变速传动机构20和30的结构相似，其中每一个都具有输入盘21、31和输出盘22、32，各盘都具有形成环型表面的面对的表面，两个滚子23、33分别设置在所述所述盘21、22和31、32之间以在它们之间传递驱动力。

在设于发动机远侧的第一无级变速传动机构20中，输入盘21设置在发动机远侧，输出盘22设置在发动机的近侧，在设于发动机近侧的第二无级变速传动机构30中，输入盘31设置在发动机近侧，输出盘32设置在发动机的远侧，此外，无级变速传动机构20、30的输入盘21、31与主轴12的对应端相连，输出盘22、32形成一个单元并可旋转地支承在所述主轴12的中间。

包括在低状态轮系80的第一齿轮81与输入轴11距发动机的远端相连，承载凸轮40设在所述第一齿轮81和第一无级变速传动机构20的输入盘21之间，此外，包括在高状态轮系90的第一齿轮91设置在第一和第二无级变速传动机构20、30的一体型输出盘22、32(下面称为“一体型输出盘34”)的外表面。

另一方面，包括在低状态轮系80中的第二齿轮82可转动地支承在辅助轴13距发动机的远端并通过惰齿轮83与第一齿轮81啮合，此外，行星齿轮机构50设置在辅助轴13的中间。在行星齿轮机构50的齿轮架(第三转动件)51和低状态轮系80的第二齿轮82之间设置低状态离合器60，用于使它们相互啮合或脱离。

第二齿轮92与高状态轮系90的第一齿轮91啮合，第一齿轮91设置在第一和第二无级变速传动机构20、30的一体型输出盘34的外表面，第二齿轮92可转动地支承在行星齿轮机构50的发动机侧，并与行星齿轮机构50的恒星齿轮(第一转动件)52相连，行星齿轮机构50的内齿轮(第二转动件)53连接到辅助轴13，用于使高状态轮系90的第二齿轮92与辅助轴13啮合或脱离的高状态离合器70设置在行星齿轮机构50的发动机侧。

差动齿轮单元5通过输出轮系4与辅助轴13的发动机侧端相连，输出轮系4包括第一齿轮4a、第二齿轮4b和惰齿轮4c，驱动力通过从差动齿轮单元5延伸到左侧和右侧的驱动轴6a、6b传递到从动轮(未示出)。

下面参照图2和以后的附图详细描述传动系统10的部件。对于第一和第二无级变速传动机构20、30，这些第一和第二无级变速传动机构20、30如上所述结构彼此相似，其中每一个都具有输入盘21、31和输出盘22、32(一体型输出盘34)，各盘都具有形成环型表面的面对表面，两个滚子23、33分别设置在所述盘21、22和31、32之间以在它们之间传递驱动力。

参照图3详细描述第一无级变速传动机构20，一对滚子23、23通过大致在输入盘21和输出盘22的径向方向延伸的轴24、24由轴颈25、25支承，各滚子设置在相互面对的输入盘21和输出盘22的环型表面上，相对于水平方向转动180°的相对侧并相互平行，两滚子分别在相隔180°的相对侧两处与盘21、22的环型表面接触。

所述轴颈25、25由左右支承件26、26支承并位于两者之间，支承件26、26固定在传动箱100上，并可绕水平轴向中线X、X转动并可沿所述水平轴向中线X、X线性往复移动，水平轴向中线X、X为盘21、22的切线方向并垂直于滚子23、23的轴24、24。沿水平轴向中线X、X向一侧延伸的棒27、27连接轴颈25、25，通过棒27、27使滚子23、23和轴颈25、25倾斜的变速控制单元110固定在传动箱100的一侧。

变速控制单元110包括液压控制部分111和轴颈控制部分112，其中提高速度的活塞1131和降低速度的活塞1141连接位于上侧的第一轴颈251的棒27，提高速度的活塞1132和降低速度的活塞1142连接位于下侧的第二轴颈252的棒27，活塞设置在所述轴颈控制部分112。提高速度的液压腔1151和降低速度的液压腔1161分别设置在上活塞1131和1141的相对侧，提高速度的液压腔1152和降低速度的液压腔1162分别设置在下活塞1132和1142的相对侧。

对于位于上侧的第一轴颈251，提高速度的液压腔1151和降低速度的液压腔1161分别设置在滚子23侧及其相反一侧，对于位于下侧的第二轴颈252，提高速度的液压腔1152和降低速度的液压腔1162分别设置在滚子23侧及其相反一侧。

由液压控制部分111产生的提高速度的液压PH通过油道117、118供给用于提高速度的位于上侧的第一轴颈251的液压腔1151和位于下侧的第二轴颈252的增速液压腔1152，由液压控制部分111产生的减小速度的液压PL通过未示出的油道供给位于下侧的第二轴颈252的降低速度液压腔1162以及位于上侧的第一轴颈251的减速液压腔1161。

下面以第一无级变速传动机构20为例简要描述用于提高速度的液压PH及用于降低速度的液压PL的供应控制与无级变速传动机构20的变速操作之间的关系。

首先，当由于图3所示液压控制部分111的操作，与供给用于降低速度的第一和第二轴颈251和252的液压腔1161、1162的用于降低速度的液压PL相比，供给第一和第二轴颈251、252的增速液压腔1151、1152的用于提高速度的液压pH大于预定的空档状态，上侧的第一轴颈251水平移动到图的右侧，下侧的第二轴颈252水平移动到图的左侧。

此时，假定示出的输出盘22在X方向旋转，由于向右的运动，输出盘22向上部第一滚子231施加向下的力，位于纸这一侧的输入盘21向其施加向上的力，输入盘以与X相反的方向旋转。对于下部的第二滚子232，由于向左的运动，输出盘22施加向上的力，输入盘21施加向下的力。因此，上下滚子231、232倾斜而使与输入盘21的接触点移至径向的外侧，与输出盘22的接触点移至径向的内侧，因而无级变速传动机构20的转速比变小(速度提高)。在另一方面，当与供给用于提高速度的第一和第二轴颈251和252的液压腔1151、1152的用于提高速度的液压PH相比，供给第一和第二轴颈251、252的减速液压腔1161、1162的降速液压PL大于预定的空档状态，上侧的第一轴颈251水平移动到图的左侧，下侧的第二轴颈252水平移动到图的右侧。

对于上部的第一滚子231，输出盘22施加向上的力，输入盘21施加向下的力。对于下部的第二滚子232，输出盘22施加向下的力，输入盘21施加向上的力。因此，上下滚子231、232倾斜而使与输入盘2 1的接触点移至径向的内侧，与输出盘22的接触点移至径向的外侧，因而无级变速传动机构20的转速比变大(速度降低)。在下面液压控制回路的说明中详细描述通过液压控制部分111的提高和降低速度的液压PH、PL的供应操作。

上述第一无级变速机构20的机构和操作也可应用于第二无级变速传动机构30。

如图2所示，第一和第二无级变速传动机构20、30的输入盘21、31以间隙分别花键配合到具有插入输入轴11的通孔的主轴12的相应端，而使输入盘21和31一直以相同的速度旋转，并且由于第一和第二无级变速传动机构20、30的输出盘22、23如上所述是形成一体的，第一和第二无级变速传动机构20、30的输出侧的转动速度总是保持一致。为了与这些情形保持一致，通过滚子23、23的倾斜控制实现第一和第二无级变速传动机构20、30的转速比控制，从而使转速比总是保持一致。

如图4的放大图所示，呈环形的高状态轮系90的第一齿轮91装配在一体型输出盘34的外表面并通过焊接固定，其中在一体型输出盘34的一侧面，在所述盘34的外表面和第一齿轮91的内表面之间设置环形槽Y，盘34和齿轮91在该槽中焊接接合。

因此，即使焊接金属Z从焊接表面竖起也不会与在一侧表面形成的环形表面34a发生干涉，从而滚子可以在很宽的范围内倾斜和旋转。此外，由于第一齿轮91通过焊接固定在一体型输出盘34的外表面，可以控制第一齿轮91的轴向间隙而使其支承稳定。另一方面，如图5和6所示，承载凸轮40具有设置在低状态齿轮80的第一齿轮81和第一无级变速传动机构20的输入盘21之间的凸轮盘41，其中相互面对的凸轮盘41和输入盘21的表面分别形成凸轮表面，凸轮表面在圆周方向具有连续重复的凹凸部分，由保持盘42保持的多个滚子设置在这些凸轮表面之间。

凸轮盘41通过多个与轴线方向平行的销件44连接到低状态轮系80的第一齿轮81上而能与其一起转动，第一齿轮81花键配合在与发动机相反的输入轴11的端部，如图6所示，锥形盘弹簧45、45、滚针止推轴承46及其轴承架47设置在凸轮盘41和主轴12上形成的凸缘12a之间，从而使凸轮盘41通过锥形盘弹簧45、45的弹性力压在输入盘21上。

因此，滚子43、43夹持在盘21、41凸轮表面的凹部21a、41a之间，而将由输入轴11通过低状态轮系80的第一齿轮81传至凸轮盘41的转矩传递给第一无级变速传动机构20的输入盘21，并进一步将转矩通过主轴12传递给第二无级变速传动机构30的输入轴31。

如图5中点划线所特别示出的，滚子43、43根据输入转矩的数值从盘21、41凸轮表面的凹部21a、41a滚动到凸部21b、41b并卡在两凸轮表面之间，因而，第一无级变速传动机构20的输入盘21、滚子23、一体型输出盘34和第二无级变速传动机构30的滚子33依次压向和压在第二无级变速传动机构30的输入盘31上。相应地，施加在第一和第二无级变速传动机构20、30的滚子23、33上的卡持力根据输入转矩的数值而自动调整。

此外，在承载凸轮40中，将凸轮盘41和低状态轮系80的第一齿轮81连接的销件44、...、44设置在凸轮盘41上较厚的凸部41b、...、41b。因此，无需通过使凸轮盘41的整体变厚而不当地增加凸轮盘41的轴向长度，并且不在凸轮表面靠近凹部41a、...、41a设置销件44、...、44的插入孔而避免凸轮盘41的强度变弱。

下面参照图6解释输入轴11以间隙适当地插入其中的主轴12的支承结构，主轴12的发动机侧一端通过轴承131由传动箱100支承，另一端花键配合低状态轮系80的第一齿轮81，所述齿轮81通过轴承132由位于相对于发动机的相反一侧的传动箱100的盖101支承。

锥形盘弹簧135通过滚针止推轴承133和轴承架134对主轴12和第一齿轮81在使它们相互分开的方向上施力，锥形盘弹簧135设置在第一齿轮81和支承主轴12上承载凸轮40的锥形盘弹簧45、45的凸缘12a之间。

因此，由于当主轴因热膨胀等原因伸长或收缩时主轴12的发动机侧一端不能轴向移动，与第一齿轮80花键配合的另一端轴向发生位移，此时，所述位移被锥形盘弹簧135吸收，第一齿轮81总是由响应锥形盘弹簧135的适当的力压在轴承132上。因此，由于主轴12的伸长而使第一齿轮81死死地压在轴承132一侧或由于主轴12的收缩而使齿轮81具有轴向间隙的情况可以避免。

适当的力总是施加到发动机侧和相反一侧的轴承131、132，锥形盘弹簧135的弹性力通过主轴12和第一齿轮81施加到轴承131和132，因此，即使轴承131和132为图中所示的圆锥滚柱止推轴承，也可以保持适当的轴向预载，从而可以避免由于预载过小或过大引起的咔嗒声或增大的旋转阻力问题。

油泵102安装在位于发动机相反一侧的盖101上，并由与输入轴11一起转动的低状态轮系80的第一齿轮81驱动。

下面参照图7描述辅助轴13、安装在辅助轴13上的行星齿轮机构50，低状态离合器60和高状态离合器。

辅助轴13的一端通过轴承141可转动地由位于发动机一侧的传动箱100的盖103支承，另一端通过轴承142由位于发动机相反一侧的盖101支承。包括在高状态轮系90中的第二齿轮92设置在辅助轴13的中间，行星齿轮机构50设置靠近第二齿轮90的后侧(意思是相对于发动机的远侧，下面也采用相同的意思)，其中第二齿轮92与行星齿轮机构50的恒星齿轮52相连。在其后侧，连接行星齿轮机构50的内齿轮53的凸缘件54花键配合在辅助轴13上。此外，低状态离合器60设置在行星齿轮机构50的后侧。离合器60可转动地支承在辅助轴13上并包括筒件61、毂件62、多个离合器板63、...、63以及活塞64，其中低状态轮系80的第二齿轮82固定在筒件61上，毂件62在径向方向设置在筒件61内并通过凸缘件55与行星齿轮机构50的齿轮架51相连，离合器板63中的每一个花键配合在所述的筒件61或毂件62上，活塞64设置在筒件61内。

液压腔65在活塞64和位于其后侧的筒件61之间形成，当由图3所示的离合器控制单元120产生的用于联接的液压进入液压腔65时，活塞64移动到前侧(意思是相对于发动机的近侧，下面也采用相同的意思)，同时压缩弹簧66，离合器板63、...、63接合，因此低状态轮系80的第二齿轮82通过离合器60与行星齿轮机构50的齿轮架51连接。

平衡活塞67设置在活塞64的前侧，通过向两活塞64、67之间形成的平衡腔68输入润滑油而抵消由作用在液压腔65中工作流体的离心力而作用在活塞64上的压力。

高状态离合器70设置在高状态轮系90的第二齿轮92的前侧。离合器70包括筒件71、毂件72、多个离合器板73、...、73以及活塞74，其中筒件71通过安置机构的齿轮4d与花键配合在辅助轴13上的输出轮系4的第一齿轮4a连接，毂件72在径向方向设置在筒件71内并与第二齿轮92相连，离合器板73中的每一个花键配合在所述的筒件71或毂件72上，活塞74设置在筒件71内。

当离合器控制单元120产生的用于联接的液压进入在活塞74的后侧形成的液压腔75时，活塞74移动到后侧，同时压缩弹簧76，离合器板73、...、73接合，因此高状态轮系90的第二齿轮92通过离合器70与辅助轴13和花键配合在所述辅助轴13上的输出轮系4的第一齿轮4a连接。平衡活塞77设置在活塞74的后侧，通过向两活塞74、77之间形成的平衡腔78输入润滑油而抵消由作用在液压腔75中工作流体的离心力而作用在活塞74上的压力。此外，在辅助轴13后侧一端，形成由其端面向前侧延伸的凹部13a，在后侧盖101上形成并突出的凸起101a可转动插入所述凹部13a。在前侧盖103上也形成向后侧突出的凸起103a，凸起103a可旋转地插入在辅助轴13的前侧端形成的凹部13b。

用于控制低状态离合器60和高状态离合器70的两油道151、161在后侧盖101的凸起101a中平行于其轴线形成，由离合器控制单元120向上延伸通过后侧盖101的油道152、162分别与油道151、161相连。在这些油道中，低状态离合器60的油道151通过在后侧盖101的凸起101a中形成的径向孔153、在凸起101a的外表面形成的环形油道154、在插入凸起101a的辅助轴13的凹部13a的环形壁中形成的径向孔155、在辅助轴13的外表面形成的环形油道156、在低状态离合器60的筒件61的凸起中形成的通孔157，与所述离合器60的液压腔65相通。因此，由离合器控制单元120产生的用于控制低状态离合器的液压进入离合器60的液压腔65。高状态离合器70的油道161在凸起101a的前端是开口的，并与所述凸起的前端表面和辅助轴13的凹部13a的内端表面之间的空间163连通。此外，该油道与油道164连通，油道164通过在辅助轴13上沿轴向钻孔而形成，并且其后侧端向着凹部13a的内端表面开口，并进一步通过分别在辅助轴13和输出轮系4的第一齿轮4a内形成的径向孔165、166与高状态离合器70的液压腔75连通。因此，由离合器控制单元120产生的用于控制高状态离合器的液压进入离合器70的液压腔75。

因此，用于控制低状态离合器60和高状态离合器70的油道151、161从设有油泵102的后侧盖101引入，并分别通过辅助轴13与离合器60、70的液压腔65、75连通，与例如一个油道从前侧盖103引入的情况相比，液压可以更迅速地供给液压腔65、75，从而可以改善离合器60、70的连接控制响应。

油道171在前侧盖103的凸起103a内形成并与从离合器控制单元120向上延伸通过盖103的油道172相连(见图2)。此外，润滑油的油道174是钻孔形成的，从插入凸起103a的辅助轴13的前端形成的凹部13b开始沿轴向延伸并用塞173在其后侧端封闭，与油道174连通的多个径向通孔175、...、175在辅助轴13的预定位置形成。因此，由离合器控制单元120供给的润滑油供给低状态离合器60和高状态离合器70的平衡腔68、78及其它润滑点。

如图3所示，变速控制单元110和用于控制低状态离合器60和高状态离合器70的离合器控制单元120分别安装在传动箱100的横向侧和底侧，因此，通过采用将控制单元分成两个，一个安装在横向侧而另一个安装在传动箱100的底侧的结构，从传动箱向下伸出的长度与两个控制单元合成一个控制单元并安装在传动箱端部的情况相比可以缩短。因此，其优点在于可以保持最小的距路面高度。

如上所述，由于变速控制单元110设在传动箱100的一侧(图3的左侧)，轴颈25、25分别连接上下棒27、27，棒27、27从所述单元110的轴颈控制部分112向传动箱100的内部水平延伸以便沿水平轴中心线X、X移动轴颈25、25，在宽度方向上不需要宽的空间，当轴颈在垂直方向移动并且轴颈驱动部分置于传动箱顶部时才需要宽的空间。

因此，在设计安装有行星齿轮机构50、低状态离合器60和高状态离合器70的辅助轴13时，轴心可以放置在靠近输入轴11和主轴12的轴心，从而使传动箱10总体上更紧凑。

在下面对液压控制回路的说明中将详细描述用于通过离合器控制单元120控制低状态离合器60和高状态离合器70的液压流体的供应控制。

下面解释具有上述结构的无级变速传动系统10的机械操作。

当车辆停止时，如图1和2所示，传动系统10处于低状态离合器60接合而高状态离合器70脱离的低状态时，发动机1的转动从输入轴11的与所述发动机相反的一端通过包括第一齿轮81、惰齿轮83和第二齿轮82的低状态轮系80传递给辅助轴13，同时通过低状态离合器60输入行星齿轮机构50的齿轮架51。

由发动机1输入输入轴11的转动进一步通过靠近的承载凸轮40由低状态轮系80的第一齿轮81输入到第一无级变速传动机构20的输入盘21，并随后通过滚子23，23传递给一体型输出盘34，同时还由输入盘21通过主轴12输入到设置在所述轴12前侧端的第二无级变速传动机构30的输入盘31，随后与第一无级变速传动机构相同，通过滚子33，33传递给一体型输出盘34。这时，第一和第二无级变速传动机构20、30的滚子23、33的倾角，即两无级变速传动机构20、30的转速比由图3所示的变速控制单元110通过用于提高速度的液压PH和降低速度的液压PL而保持恒定的预定值。

第一和第二无级变速传动机构20、30的一体型输出盘34的转动通过高状态轮系90传递给行星齿轮机构50的恒星齿轮52，高状态轮系90包括在一体型输出盘34的外表面形成的第一齿轮91和在辅助轴13上的第二齿轮92。

因此，转动通过齿轮架51和恒星齿轮52输入行星齿轮机构50，此时，通过由第一和第二无级变速传动机构20、30的转速比控制器将齿轮架51和恒星齿轮52之间的转速比设定为预定的转速比，行星齿轮机构50的内齿轮53的转动，即由辅助轴13通过输出轮系4输入差动齿轮单元5的转动设定为零以达到传动系统10的啮合空档状态。

从这种状态开始，当通过改变第一和第二无级变速传动机构20、30的转速比而改变齿轮架51和恒星齿轮52的输入转速的转速比时，在整个传动系统10的转速比(以下称为最终转速比)较高即低状态下，内齿轮53或辅助轴13正向或反向转动，车辆开始运动。

在车辆开始向前运动之后，当在预定时刻低状态离合器60脱离而高状态离合器70接合时，从发动机1输入输入轴11的转动与低状态时相同从承载凸轮40传至第一和第二无级变速传动机构20、30的输入盘21、31，并进一步通过相应的滚子23、33传递给一体型输出盘34，并同时通过高状态轮系90和高状态离合器70传递给辅助轴13。

此时，行星齿轮机构50处于空转状态，最终转速比只由第一和第二无级变速传动机构20、30的转速比决定，从而使最终转速比在最终转速比较小的高状态连续受到控制。

根据该传动系统10，由于在啮合空档状态或低状态下将转动由输入轴11传递到辅助轴13上的行星齿轮机构50的低状态轮系80设置在输入轴11和辅助轴13的后侧，轮系80不会与设置在辅助轴13前侧端上的差动齿轮单元5及将动力传递给差动齿轮单元5的输出轮系4发生干涉，因此，可以避免传动系统10轴向长度的增长，这种现象会在轮系偏离轴向方向以避免干涉时发生。

如该传动系统10所示，当第一和第二无级变速传动机构20、30用来作为环型无级变速传动机构，其输入盘21、31分别连接在主轴12的两端，输出盘22、32设置在主轴12的中部，将转动传递给辅助轴13侧的低状态轮系80设置在输入轴11的后侧端时，位于输入轴11与第一和第二无级变速传动机构20、30的输入部分之间的承载凸轮40的设置，即承载凸轮40设置的位置应该仔细的校验。

如图8所示，承载凸轮40’位于输入轴11’和发动机1’侧无级变速传动机构30’的输入盘31’时，在低状态下，发动机1’的转矩(如箭头a所示)从输入轴11’的后侧端通过轮系80’输入辅助轴13’侧，同时，在辅助轴13’上行星齿轮机构50中产生的反作用转矩(如箭头b所示)通过轮系90’循环回到无级变速传动机构20’、30’的输出盘34’而形成循环转矩，在传递到无级变速传动机构20’、30’的输入盘21’、31’之后，该循环转矩由发动机侧的无级变速传动机构30’的输入盘31’通过承载凸轮40’再次传递到输入轴11’并进一步传递到后侧轮系80’。

因此，来自发动机1’的转矩(箭头a)和循环转矩(箭头b)平行作用于输入轴11’，故轴11’通过诸如增加其直径可以得以增强。因此，传动系统10的总重量增加，并且由于输入轴11’的刚度增加而使发动机1’的振动传递到输出侧，车辆的振动和噪音增大。

另一方面，根据优选实施例的无级变速传动系统10，由于将转动传递到辅助轴13侧的低状态轮系8 0设置在输入轴11的后侧端，位于输入轴11和无级变速传动机构20、30之间的承载凸轮40也设置在输入轴11的后侧端，可以避免如上所述的输入轴11的强度和刚度问题。

在这种情况下，如图9所示，当发动机1的转矩从输入轴11的后侧端通过低状态轮系80传递(箭头c所示)到辅助轴13侧，辅助轴13上行星齿轮机构50的循环转矩通过高状态轮系90传递(箭头d所示)回无级变速传动机构20、30的输出盘34，并该循环转矩随后在第一无级变速传动机构20中由输入盘21通过承载凸轮40直接传递到低状态轮系80的第一齿轮81，在第二无级变速传动机构30中由输入盘31通过主轴12和承载凸轮40传递到低状态轮系80的第一齿轮81。因此，各传递回第一和第二无级变速传动机构20、30的循环转矩不通过输入轴11，于是输入轴11可以只传递发动机1的转矩。因此，输入轴11可以具有较小的直径，传动系统10可有较轻的质量，同时输入轴11刚度的降低可以吸收发动机1的振动，因此车辆的振动和噪音降低。

下面描述包括变速控制单元110和离合器控制单元120的无级变速传动系统10的液压控制回路。

如图10所示，液压控制回路200包括调节阀202、安全阀204、手动阀208，其中调节阀202将由油泵102排放的工作流体的压力调节到预定的线压并向主线201输出，安全阀204将通过主线201供应的线压作为源压而产生预定的安全压并向释放线203输出，手动阀208由司机的范围变速操作来控制，使主线201在D范围与第一和第二输出线205、206连通，在R范围与第一和第三输出线205、207连通，并且在N范围和P范围阻断线压。调节阀202和安全阀204分别配备有线压的线性螺线管控制阀209和安全压的线性螺线管控制阀210，并且进一步设置以线压为源压而形成恒压的减压阀211，其中线性螺线管控制阀209、210根据减压阀211产生的恒压分别形成控制压力。通过向调节阀202和安全阀204的控制口202a、204a供应控制压力，通过相应的线性螺线管控制阀209、210控制线压和安全压的压力调控值。

液压控制回路200还进一步包括用于向前行驶的三通阀220、用于向后行驶的三通阀230和选择性地使两三通阀220、230动作的变位阀241，三通阀220、230分别产生用于提高速度的液压PH和用于降低速度的液压PL，用于根据线压和安全压完成向前和向后行驶的变换控制。

变位阀241的阀芯位置由作为控制压力供给在其一端形成的控制口241a的线压控制，即在不供应线压时，阀芯处在右侧，从而使主线201与通向用于向前行驶的三通阀220的线压供应线242连通，在供应线压时，阀芯处在左侧，从而使主线201与通向用于向后行驶的三通阀230的线压供应线243连通。用于向前行驶和向后行驶的三通阀220、230的结构相同，都分别具有套管222、232和阀芯223、233，套管222、232可轴向滑动地配合在图3示出的变速控制单元110的液压控制部111的阀体111a上形成的孔221、231(见图11)内，阀芯223、233也可轴向滑动地配合在所述套管222和232中。连接与变位阀241相通的线压供应线242、243的线压口224、234设置在其中部，连接从安全压线203分出的线的第一和第二安全压口225、226、235、236分别设置在其端部，加速压力口227、237分别设置在线压口224、234和第一安全压口225、235之间，减速压力口228、238分别设置线压口224、234和第二安全压口226、236之间。下面将以用于向前行驶的三通阀220为例说明三通阀220、230的操作。当套管222和阀芯223之间的相对位置由图10所述的中立位置变到套管222相对移动到图右侧的位置时，线压口224和加速压力口227之间和第二安全压力口226和减速压力阀228之间的连通水平会分别提高，另一方面，当套管222相对地移动到左侧时，线压口224和减速压力口228之间和第一安全压力口225和加速压力阀227之间的连通水平会分别提高。

分别由用于向前或向后行驶的三通阀220、230的加速压力口227、237引出的线244、245和分别由用于向前或向后行驶的三通阀220、230的减速压力口228、238引出的线246、247与变位阀241相连。

当变位阀241的阀芯处于右侧，由用于向前行驶的三通阀220的加速压力口227和减速压力口228引出的线244、246分别与加速压力线248和加速压力线249相通，加速压力线248和加速压力线249分别与图3的变速控制单元110的轴颈控制部112的用于提高速度的液压腔1151、1152和用于降低速度的液压腔1161、1162相通，另一方面，当变位阀241的阀芯处于左侧，由用于向后行驶的三通阀230的加速压力口237和减速压力口238引出的线245、247分别与加速压力线248和加速压力线249相通，加速压力线248和加速压力线249分别与用于提高速度的液压腔1151、1152和用于降低速度的液压腔1161、1162相通。

如图11所示，用于向前或向后行驶的三通阀220、230的套管222、232分别由步进电机251、252轴向驱动。此外，设置凸轮机构260，根据步进电机251、252移动套管222、232而抵抗弹簧229、239产生的弹性力在轴向上移动阀芯223、233。

如图11和12所示，凸轮机构260包括进动凸轮261、轴262、从动杠杆263、用于向前或向后行驶的主动杠杆264、265，其中凸轮261具有在其一端形成的螺旋表面的凸轮表面261a并安在预定的轴颈上，特别是紧靠位于第二无级变速传动机构30上部的第一轴颈351的棒37的一端；轴262垂直设置在用于向前或向后行驶的三通阀220、230的阀芯223、233的一端并由液压控制部分111的阀体111a可转动地支承；从动杠杆263连接在轴262的一端，并在其自由端与凸轮表面261a接触；主动杠杆264、265也连接在轴262上，其自由端分别与在用于向前或向后行驶的三通阀220、230的阀芯223、233的一端形成的槽223a、233a接合。

当第一轴颈351和棒37通过第二无级变速传动机构30的第一滚子331的倾斜而绕轴心线X一体地旋转时，进动凸轮261也与它们一起旋转，自由端与进动凸轮261的凸轮表面261a接触的从动杠杆263以预定的角度摆动，通过轴262，用于向前或向后行驶的主动杠杆264、265也以相同的角度摆动，因此，用于向前或向后行驶的三通阀220、230的阀芯223、233通过对应主动杠杆264、265摆角的行程而相对地轴向移动。

因此，阀芯223、233的位置总是对应于第二无级变速传动机构30的滚子33(和第一无级变速传动机构20的滚子23)的倾角，换句话说，对应于无级变速传动机构20、30的转速比。

根据凸轮机构260，由于用于向前或向后行驶的三通阀220、230的阀芯223、233由如上所述的一个进动凸轮261和从动杠杆263驱动，故与阀芯223、2333具有各自的进动凸轮的情况相比，凸轮机构的结构得以简化。

由于步进电机251、252直接连接到变速控制单元110的液压控制单元111的阀体111a的侧表面，阀体111a中设置有用于向前或向后行驶的三通阀220、230，步进电机251、252的轴向中心线分别与对应三通阀220、230的中心线重合，并且步进电机分别直接与三通阀220、230的套管222、232接合，因此与步进电机与三通阀独立设置，如设置在传动箱的盖、油盘等的盖件上，两者之间通过一些连接机构相连的情况相比，步进电机251、252驱动三通阀220、230的套管222、232的机构得以大大地简化，此外，套管222、232的位置也可得到准确控制。

此外，由于在该变速控制单元110中，变位阀241设置在用于向前或向后行驶的三通阀220、230之间，并且油道开在变位阀241和三通阀220、230之间，实际上使图10示出的液压控制回路中的线242-247缩短，改善了采用这些三通阀220、230的控制响应。另一方面，液压控制回路200可以设置有用于控制离合器的第一和第二螺线管控制阀271、272，由手动阀208引出的第一和第二输出线205、206分别与第一和第二螺线管控制阀271、271相连。

当第一螺线管控制阀271打开时，根据第一输出线205线压的离合器接合压力通过失效保护阀273和低状态离合器线274供给低状态离合器60的液压腔65，以使离合器60接合，当第二螺线管控制阀272打开时，根据第二输出线206线压的离合器接合压力通过高状态离合器线275供给高状态离合器70的液压腔75，以使离合器70接合。

低状态和高状态离合器线274、275都分别设置有蓄能器276、277，以便逐渐地将接合压力供给低状态和高状态离合器60、70，从而消除在接合过程中的振动。

由手动阀208引出的第三输出线207通过失效保护阀273连接到变位阀241的控制口241a，当手动阀208移到R范围位置时，线压供应到变位阀241的控制口241a，以将变位阀241的阀芯移动到左侧，即向后行驶的位置。

此外，设置失效保护螺线管控制阀278，用于制动失效保护阀273，并且当失效保护阀273的阀芯由来自螺线管控制阀278的控制压力移动到右侧时，第一输出线205与低状态离合器线274连通。

第一和第二螺线管控制阀271、272和失效保护螺线管控制阀278都是三通阀，并且当线被阀阻断为上游侧和下游侧时，下游侧被排干。

如图13所示，设置有第一和第二螺线管控制阀271、272等的离合器控制单元120包括由多个螺栓124、...、124连接成一个整体的上件121、中件122和下件123，第一和第二螺线管控制阀271、272通过固定板125安装在中件122的侧表面。

此时，螺线管控制阀271、272通过在螺线管控制阀271、272主体的外表面形成的定位凸缘271a、272a固定在固定板125和中件122的侧表面之间，固定板125通过螺栓126、126安装在上件121和下件123上，这意味着，上件121和下件123通过固定板125相互连接，因此，构成三通阀结构的离合器控制单元120的刚度整体得到改善。

除了上述结构以外，图10示出的液压控制单元200设置有润滑线281。润滑线281从调节阀202的排出口引出并分为线282和线283，线282用于将润滑油供给传动系统10的第一和第二无级变速传动机构20、30的各润滑点，线283用于将润滑油供给诸如行星齿轮机构50、低状态和高状态离合器60、70的分支腔68、78等各部分而不是无级变速传动机构20、30，将润滑油的压力控制到预定值的安全阀284连接线281。

与无级变速传动机构20、30相通的线282的上游部分分支为设有用于冷却润滑油的冷却器285的冷却线286和使冷却器285旁通的旁通线287，开口288和第一开关阀289平行设置在冷却线286上冷却器285的上游侧，开关旁通线287的第二开关阀290设置在所述旁通线287上。

下面描述通过第一和第二开关阀289、290控制向无级变速传动机构20、30的润滑油供应。

首先，第二开关阀290由来自下面描述的控制单元300(见图14)的信号打开，当工作流体的温度低于预定值或高于预定值时，润滑油供给无级变速传动机构20、30而不经过冷却器285。这是因为当油的温度较低时润滑油不需要经冷却器285冷却，并应通过具有较小阻力的旁通线287而有效地供应，还因为在高压油经过冷却器285时会引起的冷却器的损坏和寿命的缩短应避免。

在不同于上述的情况中，第二开关阀290关闭，润滑油在经冷却器285冷却之后供给无级变速传动机构20、30，因此输出盘21、22、31、32的环形表面上的油膜保持在合适的状态下，并且环形表面和与其接触的滚子23、33表面的耐久性得到保证。当第二开关阀290关闭并且发动机1的转速低于预定值或车辆速度低于预定速度时，第一开关阀289通过来自控制单元300的信号被控制为关闭。这是因为离合器60、70需要一定量的润滑油，当无级变速传动机构20、30在低速或低转动驱动时需要的润滑油很少，于是在润滑油不能充分供应的条件下供给无级变速传动机构20、30的润滑油受到限制以保证供给离合器60、70。

通过线282供给无级变速传动机构20、30的润滑油通过图3示出的油道282a供给滚子23、33的轴承，并由喷嘴282b喷射到输出盘21、22、31、32的环形表面。

(1)控制的基本操作

根据该实施例的无级变速传动系统10具有机械结构和如上所述的液压控制回路200，并具有控制单元300，控制单元300总体上通过第一和第二无级变速传动机构20、30的转速比控制来实现传动系统10的变速控制，并通过采用液压控制回路200来实现离合器60、70的接合和脱离控制。

如图14所示，输入控制单元300的信号来自检测车辆速度的车辆速度传感器301、检测发动机1速度的发动机速度传感器302、检测发动机1的油门角度的油门角度传感器303、检测司机选定范围的范围检测器304，此外，根据不同的控制，还有的信号来自检测工作流体温度的油温传感器305、分别检测无级变速传动机构20、30的输入和输出转速的输入和输出转速传感器306和307、检测加速踏板放开的空转开关308、检测刹车踏板压下的刹车开关309、检测路面倾角的倾角传感器310等。

根据传感器和开关显示的发动机和车辆的驱动状态，控制信号输出到控制线压和安全压的线性螺线管控制阀209、210、低状态和高状态离合器60、70的第一和第二螺线管控制阀271和272、失效保护螺线管控制阀278、用于润滑油控制的第一和第二开关阀289、290、向前和向后行驶的三通阀220、230的步进电机251、252等。

接着描述液压控制回路200和控制单元300的变速控制的基本操作。在下面的说明中，若不特别指出，图10示出的手动阀208处于D范围位置，故变位阀241的阀芯处于向前运动状态，即对应图中的右侧，对于无级变速传动机构，将以位于第一无级变速传动机构20上侧的第一滚子231和第一轴颈251作为说明的例子。

对于液压控制回路200进行的无级变速传动机构20、30的转速比控制来说，液压控制回路200的调节器或安全阀的线性螺线管控制阀209、210分别根据控制单元300的信号被致动而产生线压控制和安全压力控制的控制压力，这些控制压力分别供给调节器和安全阀202、204的控制口202a、204a，以分别产生预定的线压和安全压力。

在这些液压中，线压由主线201通过变位阀241和线242供给向前行驶的三通阀220(下面称为三通阀)的线压口224。安全压力通过线203供给三通阀220的第一和第二安全压力口225、226。

根据线压和安全压控制分别通过三通阀220供给变速控制单元110用于提高速度的液压腔115(这里指1151、1152，下面的意思相同)和用于降低速度的液压腔116的用于提高速度的液压PH和用于降低速度的液压PL之间的压差ΔP(＝PH-PL)。控制压差的目的在于抵抗施加在无级变速传动机构20的轴颈25上的牵引力T而将轴颈25或滚子23保持在预定的空档位置，并通过沿轴向中线X从空档位置移动轴颈25和滚子23使滚子23倾斜而改变无级变速传动机构20的转速比。

至于牵引力T，如图15所示，在无级变速传动机构20中，当滚子23由输入盘21的旋转而在e方向受到驱动时，在输入盘21的旋转方向e牵引的力施加到滚子23和轴颈25上。当输出盘由滚子23在f方向的旋转而在g方向(图3中的x方向)受到驱动时，与输出盘22的旋转方向g相反方向的力作为反作用力施加到滚子23和轴颈25上。因此，图中示出方向的牵引力T施加到滚子23和轴颈25上。

因此，为了抵抗牵引力T将滚子23保持在空档位置，提高速度的液压PH和降低速度的液压PL分别通过棒27供给由连接到轴颈25的活塞113、114形成的用于提高速度的液压腔115和降低速度的液压腔116，从而压差ΔP平衡牵引力。

例如，当为了从该状态降低无级变速传动机构20的转速比(加速)时，三通阀220的套管222移到图11的左侧(图10的右侧)，线压口224与加速压力口227之间和三通阀220的第二安全压力口226与减速压力口228之间的连通水平都提高。

因此，由图10示出的加速压力线248供给加速液压腔115以提高速度的液压PH通过较高的线压增强，由减速压力线249供给减速液压腔116以降低速度的液压PL通过较低的安全压降低，随后压差ΔP增大，因此，压差ΔP克服牵引力T，轴颈25和滚子23移动到图15示出的方向h。这种移动使滚子23倾斜成与输入盘21的接触点径向向外移动而与输出盘22的接触点径向向内移动的方向，从而无级变速传动机构20的转速比变为加速。

滚子23的倾斜以在图12示出的第二无级变速传动机构30同样的方式出现，由高于反作用力T的压差ΔP引起的轴颈35在i方向的移动使滚子30倾斜成与输入盘31的接触点径向向外移动而与输出盘32的接触点径向向内移动的方向，凸轮机构260的进动凸轮261以相同的角度在相同的方向(图11的j方向)与倾斜运动一起旋转，因此，凸轮机构260的从动杠杆263、轴262和主动杠杆264都在图12中的k方向转动。

因此，三通阀220的阀芯223通过弹簧229的弹性力移向1方向，即图11的左侧，由于该方向对应步进电机251移动的套管222的方向，曾经提高的线压口224与加速压力口227之间和第二安全压力口226与减速压力口228之间的连通水平都恢复初始的空档状态。

因此，压差ΔP再次平衡牵引力，实现变速操作，其中无级变速传动机构20(和30)转速比经过一定量的变化而固定到新值。

此时，当阀芯223相对于套管222移动到预定的空档位置时该变速动作完成，由于该位置对应于由步进电机251移动的套管222的方向以及通过凸轮机构260由滚子23和轴颈25的倾角决定的位置，套管222的位置对应于滚子23和轴颈25的的倾角。因此，由步进电机251控制的量对应于无级变速传动机构20的转速比，即无级变速传动机构20的转速比由步进电机251的脉冲控制而控制(这也可应用在无级变速传动机构30上)。

当三通阀220的套管222由步进电机251向相反方向移动时，所述动作也以相同的方式实现，此时无级变速传动机构20的转速比变大(车辆减速)。无级变速传动机构20、30的转速相对于输入步进电机251、252的控制信号脉冲数而变化的特征在诸如图16中示出，其中转速比随着脉冲数的增加而减小(即车辆加速)。

下面将描述整个传动系统10的转速比(最终转速比)控制，其采用了如上所述的无级变速传动机构20、30的转速比控制。

如上所述，无级变速传动机构20、30的转速比通过步进电机251、252的步进控制来控制，其中根据传动系统10是处于低状态还是高状态即低状态离合器60和高状态离合器70哪个接合而产生不同的最终转速比。

在高状态，如上所述，由于无级变速传动机构20、30的输出转动通过高状态轮系90和高状态离合器70直接传递到辅助轴13，而不通过行星齿轮机构50，如图17所示，最终转速比相对于脉冲数的特性曲线H与图16示出的无级变速传动机构20、30的转速比的特性曲线相似。当然，由于高状态轮系90的第一齿轮91和第二齿轮92的直径或齿数不同，转速比的值各不相同。

另一方面，在低状态中，发动机1的转动由输入轴11通过低状态轮系80和低状态离合器60而输入行星齿轮机构50的齿轮架51，此时，无级变速传动机构20、30的输出转动通过高状态轮系90输入行星齿轮机构50的恒星齿轮52。此时，当输入齿轮架51的转速和输入恒星齿轮52的转速之间的比通过控制无级变速传动机构20、30的转速比而设定为预定值，作为行星齿轮机构50的输出件的内齿轮53的转速变为0，即达到啮合空档状态。

在这种状态下，最终转速比变为无限大，如图17中a、b所示，当无级变速传动机构20、30的转速比由该状态启动变至较大侧(减速侧)以通过减小步进电机251、252控制信号的脉冲数而降低输入恒星齿轮52的转速，行星齿轮机构50的内齿轮53沿向前行驶的方向开始旋转，得到最终转速比随脉冲数减少而变小的特性曲线L，即达到D范围的低状态。低状态特性曲线L和高状态特性曲线H在预定脉冲数(在图中为约500脉冲)或无级变速传动机构20、30的预定转速比(在图中约为1.8)处相互交叉，在图中以c示出。因此，当低状态离合器60和高状态离合器70在交叉点c转换时，状态以连续变化的最终转速比转换。

当无级变速传动机构20、30的转速比由啮合空档状态启动变至较小侧(加速侧)以通过增加步进电机251、252控制信号的脉冲数而提高输入恒星齿轮52的转速，行星齿轮机构50的内齿轮53沿向后行驶的方向开始旋转、得到最终转速比随脉冲数增加而变大的R范围特性曲线R。

根据如上所述的控制特性曲线，控制单元300响应车辆的驱动状态控制最终转速比。

控制单元300根据由车辆速度传感器301和油门角度传感器303的信号而获得当前的车辆速度V和油门角度θ，并通过采用这些数值和图18示出的预定图形设定目标发动机速度Neo。随后，为了获得对应目标发动机速度Neo的转速比(该值对应图18中的α角)，控制单元300根据图17示出的特性曲线实施步进电机251、252的脉冲控制，并通过第一和第二螺线管控制阀的控制实施低状态和高状态离合器60、70的接合控制。

除了通过步进电机251、252的脉冲控制对无级变速传动机构20、30进行转速比控制之外(下面称为三通阀控制)，传动系统10的控制单元300还通过用线性螺线管控制阀210控制安全压力而直接产生预定压差ΔP(以下称为直接控制)进行无级变速传动机构20、30的转速比控制。其原因如下。

尽管在步进电机251、261的脉冲或套管222、223的行程与产生的压差ΔP之间存在特定关系的情况下进行三通阀控制，在图19所示的行程过程中例如作用在套管222、223上的摩擦力会在这种关系中产生滞后现象，图19示出该关系的套管在压差ΔP提高方向和降低方向行程之间的不同路径。因此，由于这种滞后，在靠近啮合空档(GN)的由d表示的点处不同路径之间设置空档位置的压差ΔP发生倒转，因此，驱动方向可能会在向前或向后行驶之间转换。

为解决这一问题，压差ΔP可以直接产生而供给用于提高或降低速度的液压腔115、116，线压也可得到控制，但是线压具有相当宽的控制范围，如4-16kg，从而使其缺点在于进行压差ΔP的微量控制并且必须提高线压以形成预定的压差ΔP而在整个回路中导致较高的压力并因此增大油泵损耗。

因此，当压差ΔP产生时，低于线压的安全压的优点在于通过降低自身而形成压差，并且因为安全压力的控制范围较窄，如0-4kg，它最好在压差ΔP的微量控制中采用。

在直接控制中，线压和安全压不经过三通阀220就作为提高速度或降低速度的液压PH、PL供应，PH、PL分别供给提高速度或降低速度的液压腔115、116。当三通阀220的套管222和阀芯223由图10所示的空档位置启动以降低无级变速传动机构20的转速比(加速)时，套管222首先由预定的行程移动到图的右侧以使线压口224与加速压力口227之间的连通水平及第二安全压力口226与减速压力口228之间的连通水平提高，从而使线压由加速压力线248供给用于提高速度的液压腔115，安全压由减速压力线249供给用于降低速度的液压腔116。

因此，轴颈25或滚子23通过作为用于提高速度的液压PH的线压和用于降低速度的液压PL的安全压之间的压差ΔP移动到加速方向，以使滚子23倾斜，根据滚子23的倾角，阀芯223由凸轮机构260移向与套管222同一方向，此时，滚子23的倾角和阀芯223的行程由压差ΔP决定，而不是由套管222的初始行程决定，于是，在滚子23倾斜且阀芯223移动之后，套管222的行程设定以便使所述各口之间的连通水平保持均匀时，或当套管222在初始行程之后在预定的方向移动，以便使所述各口之间的连通水平保持均匀时，即使在滚子23倾斜且阀芯223移动之后也可以通过压差ΔP实现直接变速控制。

在该传动系统10中，在邻近三通阀控制中滞后影响出现的啮合空档状态处总是实施直接控制，换句话说，在低速期间总是实施直接控制。此外，当车辆速度处于实施直接控制的低速范围，以及空转开关308接通时，传动系统10的控制单元300进行控制而作为具有转矩转换器的自动传动，这种控制为了产生蠕变力而无法实现啮合空档状态(下面称为蠕变控制)。下面描述其原因。

通过将由高状态轮系90输入行星齿轮机构50的恒星齿轮52的转速和由低状态轮系80输入行星齿轮50的齿轮架51的转速之间的比设定为预定值啮合空转装置保持行星齿轮机构50的内齿轮53静止，环型传动比由如上所述的三通阀控制或直接控制进行控制，恒星齿轮52和齿轮架51之间只有一个转速比以实现啮合空档，并且只有一个环型转速比。因此，需要特别的微量环型转速比控制，并且其频繁地在向前和向后行驶的方向变换。

当车辆由暂停状态起开始运动时，啮合空档状态无法只通过放开刹车踏板而使车辆启动而需要压下加速踏板。因此，为了通过一直将一定量的驱动力作用在车辆来保持良好的启动性，如同带转矩转换器的自动传动一样，环型转速比必须控制为偏离啮合空档位置一些，以便例如在向前行驶范围上，诸如D范围，略施加向前驱动力，并在R范围的向后行驶范围内略施加向后行驶的力。这种蠕变控制不需要这种微量控制，从而在刹车动作中具有一些优点。如上所述，在这种传动系统10，由于当车速处于进行直接控制并且空档开关308接通的低速范围时实施蠕变控制，三通阀转换为直接控制，并同时例如当司机放开加速踏板而车速降低时转换蠕变控制，当在上行等情况下车速降低且压下加速踏板时，根据变速图形在直接控制下进行正常变速控制，并在加速踏板释放以压下刹车踏板时开始进行蠕变控制。

当车辆处于暂停状态时，蠕变力尽量的小以便减少燃料消耗，在启动时，开始施加蠕变控制，随后随着压下加速踏板而改为正常变速控制，当车速超过预定水平时，进行三通阀控制。

(2)在相应控制中的具体动作

如图20所示，在控制单元300中存储有各种控制程序，以根据如上所述的变速动作以处理各种情况，各种控制在需要单独进行控制或与其它控制结合时被中断。

(2-1)线压控制

如上所述，由油泵102释放的工作流体的压力在由线性螺线管控制阀209调整为一定线压后通过调节阀202供给主线201，但是，在变速控制中，该线压与在由线性螺线管控制阀210调整为低于线压的压力后通过安全阀204供给安全压力线203的安全压力一起进入三通阀220、230，该线压用作主要压力以产生变速控制的压差ΔP，在变速控制中当无级变速传动机构20、30的滚子23、33或轴颈25、35抵抗牵引力T而保持在空档位置时，轴颈25、35在预定方向运动以使滚子23、33倾斜。

因此，压差ΔP受到控制以便根据牵引力T的增大和减小将轴颈25、35控制在空档位置，例如，当安全压力为常数时，压差ΔP可以通过增加线压而加大以抵消较大的牵引力T，当线压为常数时，压差ΔP可以通过降低安全压力以抵消较大的牵引力T。

牵引力T不仅可以由发动机转矩改变也可由滚子23、33的倾角改变。如图21中以第一无级变速传动机构20的第一滚子231为例所示，当滚子231由于变速控制而倾斜至如图中实线所示减速侧时，与滚子231倾斜至图中虚线所示的加速侧时的情况相比，滚子231和输入盘21之间接触点的半径r1变小，因此，即使由输入盘21传递到滚子231的转矩Tz为常数，在接触点处施加在滚子231上的牵引力变大，输出盘22在滚子231的接触点处的反作用力也变大。因此，随着滚子231倾斜至减速侧，牵引力T也总体上增大。

转矩Tz在低状态离合器脱离而高状态离合器接合的高状态(H状态)中在如上所述的方向传递，在该高状态中，随着无级变速传动机构20、30的转速比(以下称为环型转速比)变大，当安全压力为常数时线压增大，或当线压为常数时安全压力减小，以便加大抵消牵引力T的压差ΔP。

另一方面，在低状态中(L状态)，由于循环回无级变速传动机构20、30的循环转矩(见图9)作为来自行星齿轮机构50的反作用力，转矩在与高状态时相反的方向上传递。因此，在低状态，当滚子231倾斜至如图21中点划线所示的加速侧时，滚子231和输出盘22之间接触点的半径r2变小，牵引力T因而变大，随着环型转速比变小，当安全压力为常数时线压增大，或当线压为常数时安全压力减小，以便加大抵消牵引力T的压差ΔP

控制单元300的线压控制的具体动作在图22中示出，其中在步骤S11由发动机速度Ne和油门角度θ计算发动机转矩，在步骤S12计算油泵损耗“Loss”，在步骤S13分别由无级变速传动机构20、30的输入转速和输出转速计算环型转速比Rtd，随后在步骤S14由图23示出的图形通过采用上述计算值和状态作为参数确定传递转矩Tz的值。如图形所示，在低状态D范围，传递转矩Tz随环型转速比Rtd运动到加速侧而增加，传动转矩Tz在高状态固定到1.0。

随后，在步骤S15由图24示出的图形根据传递转矩Tz确定线压PL，在步骤16，线性螺线管控制阀209受到控制，以便获得线压P。在该图形中，线压在传递转矩Tz超过预定值的范围内提高以便抵消牵引力T，如上所述，其中线压设定为在低状态随环型转速比Rtd运动到加速侧而变大，且在高状态随环型转速比Rtd运动到减速侧而变大。线压在传递转矩Tz小于预定值的范围内设定为常量，在该范围，压差ΔP通过提高或降低安全压力而得以控制。也就是说，在低状态，安全压力随着环型转速比Rtd运动到加速侧而降低，在高状态，安全压力随着环型转速比Rtd运动到减速侧而降低。

(2-2)接合控制

如上所述，由于在N范围，供应线压的主线201由第一到第三输出线205-207由手动阀208阻断，低状态离合器60和高状态离合器70都处于脱离状态。当司机由该状态变换为诸如D范围、S范围、L范围的向前行驶范围，或变换为诸如R范围的向后行驶范围，低状态离合器60接合以达到低状态。此时，如果环型转速比受控制而达到啮合空档状态的环型转速比，行星齿轮机构50的齿轮架51和低状态轮系80的第二齿轮82相互同步旋转，从而如果将它们连接或脱开的低状态离合器60接合，则接合振动很少发生。

然而，由于在空转状态停车时或低速时通常选定N范围，在蠕变控制过程中进行N-D范围或N-R范围的接合动作。因此，由于在蠕变控制中不采用啮合空档状态，当低状态离合器60接合时由蠕变力矩产生接合振动。

控制单元300根据图25示出的流程图实现接合控制以抑制接合振动。下面参照图26、图27和图31描述接合控制，其中图26示出了步进电机251的脉冲数和最终转速比之间的关系，图27示出了安全压力和输出转矩之间的关系，图31示出了时序图。

首先在步骤S21，控制单元300判断以前的控制循环是否在N范围，当为“是”时，在步骤S22判断当前范围是否为行驶范围，如D、S、R范围。当为“否”时，意味着继续在N范围，在步骤S23，安全压力Prf为0，在步骤S24，步进电机251的脉冲PULS设定为形成啮合空档状态的PN并且定时器值TIM在步骤S25设定为0。

在N范围继续时将安全压力设定为0的原因在于提供了无需消耗不必要能量的优点，这是因为当安全压力控制的线性螺线管控制阀210不动作时安全压力为0。脉冲PULS设定为形成啮合空档控制的PN的原因在于使套管222返回到设定点作为在随后接合动作中通过直接控制产生蠕变力的准备，如果其它点也使三通阀220的套管222和阀芯223之间的关系处于预定的空档位置则也可采用这些点，并且各点之间的连通被阻断。

另一方面，在步骤S22判断当前范围处于行驶范围，诸如D、S、L和R范围，在步骤S26判断计数器值TIM，并且当定时器值TIM在接合低状态离合器60所需的预定时间TIMx内时，安全压力Prf在步骤S27设定为较高的预定压力Prf(接通)，为了保持三通阀222各口之间的连通水平以进行直接控制，在步骤S28，当前变速范围处于诸如D范围的向前行驶范围时，步进电机251的脉冲PULS由PN转变为PD1，其最终转速比处于高速侧，当前变速范围处于R范围的向后行驶范围时，步进电机251的脉冲PULS转变为PR1，其最终转速比处于高速侧，随后定时器值TIM在步骤S29加1。

也就是说，在低状态离合器60接合所需的预定时间TIMx期间，安全压力Prf设定为较高值，因此压差ΔP(与线压的偏差)较小而接近啮合空档状态，蠕变力(输出力)设定得较低。因此，接合动作中的接合振动得以抑制。

当定时器值TIM超过低状态离合器60在步骤S26接合所需的预定时间TIMx，安全压力Prf在步骤S31设定为较低的预定压力Prf(断开)，为了保持三通阀220各口之间的连通水平以进行直接控制，在步骤S32，当前变速范围处于诸如D范围的向前行驶范围时，步进电机251的脉冲PULS由PN转变为PD0，其最终转速比处于低速侧，当前变速范围处于R范围的向后行驶范围时，步进电机251的脉冲PULS转变为PR0，其最终转速比处于低速侧，随后定时器值TIM在步骤S33置0。

也就是说，在低状态离合器60接合之后，安全压力设定为较低值，因此压差ΔP(与线压的偏差)较大而加大与啮合空档状态的偏差，蠕变力(输出力)设定得较高。因此，可以保证良好的启动性。

(2-3)直接控制

除了上述直接控制的基本动作，传动系统10的控制单元300在刹车踏板压下时或在蠕变速度期间进行特殊控制。在这些情况下，具体的控制动作由图28中的流程图示出，并参照图31中的时序图进行描述。首先在步骤S41，当车速V降至低于特定的速度(高于蠕变控制中的目标车速V₀预定值ΔV)时，三通阀控制变换为直接控制，此时，当在步骤S43判断刹车开关309处于接通时(此时空档开关308接通，蠕变控制开始)，安全压力Prf在步骤S43设定为较高预定压力Prf(接通)，在步骤S44，线性螺线管控制阀210受到控制而获得该安全压力Prf(接通)。也就是说，由于在刹车踏板压下时较早的减速是较可取的，安全压力Prf升高而使蠕变力变小。

另一方面，当在步骤S42判断刹车开关309处于断开时，安全压力Prf在步骤S45设定为较低预定压力Prf(断开)。当空档开关308在步骤S46处于接通时，当前速度V与蠕变控制中的目标速度V₀的差值dV在步骤S47确定，随后在步骤S48中安全压力Prf的反馈压力ΔPrf根据偏差dV偏离图29中的图形。加上反馈压力ΔPrf的安全压力Prf在步骤S49确定，在步骤S44，线性螺线管控制阀210受到控制而获得该安全压力Prf。因此，当刹车踏板不压下时，蠕变力不降低，从而通过反馈控制而将车速保持在目标车速。

图31的时序图示出在停车和启动期间的车速反馈控制到目标车速V₀，直接控制的初始状态设置为特定的速度(在步骤S41高于蠕变控制中的目标车速V₀预定值ΔV)，以避免直接控制由于车速V反馈控制期间的过调量而转换为三通阀控制。

当空档开关308在步骤S46断开时，即压下加速踏板时，安全压力Prf在步骤S50根据油门角θ而确定，线性螺线管控制阀210受到控制而得到安全压力Prf(在图31的车辆启动的Δt期间)。此时，安全压力Prf和油门角θ之间的关系在如图30所示的图形中设定，从而使安全压力随着油门角的增大而增大。因此，加速踏板压下得越多则蠕变力越低，即运动靠近空档状态，因此，转速比变大，发动机速度提高，获得较好的加速性能，并平稳地转换为三通阀控制。

当车速在步骤S41超过直接控制的初始状态的速度时，在三通阀控制中产生与线压的压差ΔP的安全压力Prf在步骤S51设定为0，在步骤S52线性螺线管控制阀210受到控制而获得该安全压力Prf，在步骤S53，控制系统运动至三通阀控制。

在三通阀控制和直接控制之间的转换点的步进电机251脉冲数不必要相互一致，当直接控制开始时，套管222由三通阀控制的结束位置运动到直接控制的对应位置(脉冲数PD0)，当三通阀控制开始时，套管222由直接控制的结束位置(脉冲数PD0)运动到三通阀控制的对应位置。

在直接控制中，当刹车开关309在步骤S42处于接通状态时，安全压力Prf提高而使蠕变力变小，从而当蠕变力在车辆停在斜坡而不是平坦路面上的情况下刹车开关309转换为接通状态而刚降低时由于驱动力下降而有可能反向行驶。为解决这一问题，第二直接控制程序存储在该传动系统10的控制单元300。

下面将参照图32的流程图和图35的时序图描述包括倾角控制的第二直接控制。除了步骤S41之前加上了步骤S40并且步骤S43有所修改，图32的流程图与图28中的流程图相同。

在步骤S40直接控制开始或结束条件的判断之前，延迟时间Tc和安全压力Prf在步骤S40根据倾角传感器310检测的路面倾角k而确定。此时，如图33所示，随着向上的倾角变陡，延迟时间Tc设定得更长且安全压力Prf设定得更低(从而使蠕变力变大)。平坦路面的安全压力Prfo设定为形成正常蠕变力的值。

直接控制在步骤S41开始，当刹车开关309在步骤S42处于接通时，在步骤S43a判断计数“count”是否为0，当判断为“是”时，即当其为步骤S43a的第一分支时，安全压力Prf(根据倾角确定)在步骤S43b设定为较低的预定压力Prf(断开)，如同刹车开关处于断开时的情形，随后在步骤S43c计数加1，在步骤S43d计数与根据倾角确定的延迟时间Tcd比较。

当计数在延迟时间Tcd内时，在步骤S43e保持上述较低的预定压力Prf(断开)，当其超过延迟时间Tcd时，在步骤S43f进行根据计数提高安全压力Prf的计算。如图34所示，设定在计算中采用的校正系数Ck，从而倾角越陡，Ck越小，也就是安全压力Prf提高得越慢(即蠕变力降低得越慢)。线性螺线管控制阀210受到控制以便获得如上确定的安全压力Prf。

根据这种控制，当路面的向上倾角较陡时，在刹车踏板压下后的蠕变力设置为较大，延迟时间(即保持时间)设置得较长，延迟时间过后，当向上倾角较陡时蠕变力下降得较慢，从而有效地避免车辆在带倾角的路面上反向行驶。

(2-4)D-R开关控制

例如在车库停车过程中，在车辆仍然向前行驶时变速范围为了所需的向后行驶而由D范围换到R范围(D-R)，也可在车辆仍然向后行驶时而在相反的方向变换(R-D)。至于此时该传动系统10的轮系，当在D范围和R范围之间运动时，经手动阀208通过N范围位置，低状态离合器60由于时间很短而保持在接合状态。

在这种与啮合空档状态交叉的情况下，环型转速比变化，即在此时，环型转速比受到控制以改变恒星齿轮52的转速，从而使内齿轮53和辅助轴13以与目前相反的方向转动。由于需要加大的力相对于盘21、22、31、32以如上所述的方式倾斜无级变速传动机构20、30的滚子23、33，因此，存在使滚子23、33和盘21、22、31、32等打滑和损坏的可能性。

为解决这一问题，控制单元300根据图36示出的流程图进行控制以便在向前行驶和向后行驶之间转换控制期间不在无级变速传动机构20、30上施加高负荷。

当在步骤S61判断范围在D范围时，通过套管的运动根据图18示出的变速图(变速图形)在步骤S62施加正常的三通阀控制，当在步骤S61判断范围不在D范围而在步骤S63判断在N范围时，低状态离合器60在步骤S64脱离，三通阀220的套管222在步骤S65运动到接近啮合空档状态的位置，随后在步骤S66进行步进电机251初始位置的修正。套管222在步骤S65不运动到啮合空档状态而是运动到接近啮合空档状态的原因在于很难将套管222移动到如上所述的啮合空档状态的精确位置，当然，套管可以移动到啮合空档状态(套管222在步骤S65移动到的位置称为“参考位置”)。

因此，在N范围，动力传动路径被阻断且套管222移动到参考位置，在这一点，再次进行步进电机251的初始位置修正。步进电机251的初始位置的修正以以下的步骤进行。首先，根据安装在低状态离合器鼓61上的输入转速传感器306和安装在高状态轮系90的第二齿轮92上的输出转速传感器307检测到的值计算套管222处于参考位置时的环型转速比。套管222移动到参考位置的脉冲数设定为初始位置脉冲数(例如，在图17中接近1360)。计算的实际环型转速比与在参考位置时的预定理想转速比相比，套管222移向可以消除两者之间偏差的方向。套管222的移动在前馈控制下进行，套管222通过数个脉冲移动后，初始位置脉冲数换为步进电机251的脉冲数。

再次参考图36，当范围在步骤S61不是处于D范围且在步骤S63不是处于N范围时，在步骤S67判断是否处于R范围，当为“否”时，由于其必须为S范围或L范围，进一步进行到步骤S62，当为“是”时，在步骤S68判断车辆是否向后行驶。当车辆向后行驶时，在步骤S62进行正常三通阀控制，当为“否”时，在步骤S69判断车辆速度是否为0，当为“是”时，即意味着车辆以一定的速度向前行驶，进行在N范围进行的各步骤S64-66。相反，在步骤S69为“否”时，即意味着车辆处于R范围的停车状态时，步骤进行到步骤S70，三通阀220的套管222移动到相反的启动位置。具体地说，套管222移动到内齿轮53和辅助轴13在向后行驶方向旋转的蠕变启动位置。低状态离合器60在步骤S71接合。

根据该控制，当在向前行驶期间进行向R范围的转换时，步骤通过S61、S63、S67、S68和S69的路径前进，低状态离合器60在步骤S64脱离后，在步骤S69确定车辆停车，在步骤S70套管222移到向后方向，低状态离合器60在步骤S71接合，因此，当低状态离合器60脱离时，行星齿轮机构50的恒星齿轮52在轻载条件下转动，在这期间，无级变速传动机构20的滚子23倾斜而改变恒星齿轮52的转速，从而使倾斜运动可以在低载情况下进行，因此，不会在滚子23、33和盘21、22、31、32上产生打滑和损坏。

(2-5)R-D转换控制

尽管图36的流程图示出了D-R转换控制，同样的方法可以应用于R-D控制。在图37中示出了其控制流程。

(2-6)在向后行驶期间的变速转换控制

无级变速传动机构10连续控制环型转速比，因此，最终转速比可以通过改变恒星齿轮52的转速比而由啮合空档向向前或向后方向任意改变。因此，尽管对于向后行驶可以设定无数个齿轮位置，特别是在向后行驶的启动中需要相当地警惕，这与由静止状态需要良好加速性的向前行驶的情形不同。

此后，如图38所示，当范围在步骤S101处于R范围时，通过在步骤S102采用用于向后行驶的变速图，而当范围在步骤S101处于D范围时，通过在步骤S103采用用于向前行驶的变速图，无级变速传动机构10的控制单元300进行变速控制。

此时，如图39所示，与向前行驶的变速图相比，对于相同的车速V和相同的油门角θ，向后行驶的变速图确定较低的发动机速度值作为目标值Neo。换句话说，最终转速比变换到高速侧，因此，在向后行驶中可以避免过快的启动。

向后行驶变速图的这种特性可仅用在低于预定范围的速度范围。此时，除了要特别小心外，可以以与向前行驶相同的最终转速比向后行驶。

图39未示出用在直接控制判断中的低于车速V₀+ΔV的变速特性，因为图表是根据图31示出的时序图制出的，其中当三通阀控制转换为直接控制时，空转开关308已处于接通，因此蠕变控制立即开始，从而在低于判断车速V₀+ΔV时不采用正常变速控制，即不采用该变速图形。

(2-7)低状态/高状态变换控制

如上参照图17所示，D范围低状态特性曲线和高状态特性曲线在预定脉冲数或环型转速比相互交叉。这由图18或图39所示的变速图中的状态转换线示出。即，低状态离合器60和高状态离合器70在两状态的最终转速比相互重合的点转换。因此，两状态可以相互转换而不会产生由于最终转速比的突然转换而引起的振动。

由于两离合器60和70之间的转换耗费一定的时间，当转换完成时车辆行驶状态会不在状态转换线上，因此，转速比会产生突然的变化。

为解决该问题，控制单元300根据图40示出的流程图执行状态转换控制。首先在步骤S111，控制单元300判断发动机速度传感器302检测到的实际发动机速度Ne是否接近车速传感器302检测到的车速V乘以状态转换线的最终转速比Go确定的值。即，判断目前的最终转速比是否大致等于状态转换线上的值。

当为“是”时，在步骤S112，环型转速比受到控制从而在离合器60、70转换时保持目前的最终转速比G。随后在步骤S113，计算实际发动机速度Ne与保持目前最终转速比G所需的目标发动机速度Neo的偏差ΔN，在步骤S114，由设定用来使发动机速度偏差ΔN为0的图41示出的图形确定脉冲PULS的反馈值ΔPULS，最后，在步骤S115，反馈值ΔPULS输出到步进电机251。

因此，三通阀220的套管222的位置受到反馈控制，发动机速度偏差ΔN为0，因此，最终转速比固定为常数。由于在这期间状态变换，变换状态之前和之后转速比都不发生变化，状态可以平稳地转换而不会产生振动。

根据本发明，由于在采用啮合空档系统的前置发动机前轮驱动车辆的环型无级变速传动系统中，将转动传递到安装有行星齿轮机构的第二轴侧的轮系相对于发动机设置在第一轴的相反一端，第一轴上安装无级变速传动机构，该轮系可避免与差动齿轮单元发生干涉，差动齿轮单元与第二轴的发动机侧一端接合，或将动力传动机构与所述单元接合。因此，与轮系在轴向方向与差动齿轮单元等传动系统偏离的情况相比，传动系统的轴向长度缩短，从而使传动系统安装到车体上的操作和传动系统的设计工作得到改善。

特别是根据本发明的第四方面，由于在两无级变速传动机构设置在第一轴的结构中，设置在这些无级变速传动机构第一轴和输入部分之间的承载机构与所述轮系一样位于相对于发动机的第一轴相反侧一端，由第二轴上行星齿轮机构产生并在啮合空档状态或低状态循环回第一轴侧的循环转矩不传递到第一轴，从而使第一轴不需要具有用于传递来自发动机的转矩的直径或强度，因此传动系统可以低成本制造，并且更紧凑，并具有改善的耐久性并重量较轻，同时由于第一轴的刚度减小可以有效地吸收来自发动机的振动，故可以减少车辆的振动和噪音。

Claims

1.一种环型无级变速传动系统，包括：

在其一侧与发动机接合的第一轴；

与所述第一轴平行并在其发动机侧一端与用于驱动左右从动轮的差动齿轮组配合的第二轴；

在所述第一轴上设置的环型无级变速传动机构，包括：与所述第一轴相连的输入盘，设在所述输入盘的发动机侧并由第一轴转动地支承的输出盘，设在所述两盘之间而在两盘之间传递动力的滚子，倾斜地支承所述滚子并通过改变所述滚子与输入盘或输出盘的接触点来改变转速比的接触点控制件；

设在所述第二轴上的行星齿轮机构，包括三个转动件，即恒星齿轮、内齿轮，齿轮架，在这些转动件中，第一转动件与无级变速传动机构的输出盘相连以便与其一起转动，第二转动件与第二轴相连；

包括第一齿轮、第二齿轮和惰齿轮的轮系，第一齿轮设在相对于发动机位于无级变速传动机构的相反侧并与第一轴一起转动，第二齿轮整体可转动地安装在第二轴上，在相对于发动机的行星齿轮机构的相反侧，惰齿轮与这些齿轮啮合以便在两者之间传递动力；

第一离合器机构，用于使所述轮系的第二齿轮与行星齿轮的第三转动件接合或脱离；

动力传动路径，用于将驱动转矩由所述输出盘传递到第二轴而不需要通过所述行星齿轮机构；

第二离合器机构，用于接合或脱离所述动力传动路径；以及

控制单元，用于控制所述接触点控制件、所述第一离合器机构和所述第二离合器机构的操作。

2.如权利要求1所述的环型无级变速传动系统，其特征在于，还包括车辆速度传感器，在车辆速度低于预定速度时，所述控制机构控制第一离合器，而使所述第二齿轮与所述第三件啮合，控制所述第二离合器而脱开动力传输路径，另一方面，在车辆速度高于预定速度时，控制第一离合器而断开第二齿轮和第三件之间的啮合，控制第二离合器而使动力传输路径接合。

3.如权利要求2所述的无级变速传动系统，其特征在于，还包括发动机负载检测器，使所述预定车辆速度随着发动机负载的增加而增大。

4.如权利要求1所述的环型无级变速传动系统，其特征在于，所述环型无级变速传动系统除了第一无级变速传动机构以外还包括第二无级变速传动机构，第一无级变速传动机构包括：与第一轴相连的输入盘，设置在所述输入盘的发动机侧并转动支承在第一轴上的输出盘，设置在这些盘之间的滚子，和用于改变所述滚子和所述输出或输入盘之间接触点的接触点控制件；第二无级变速传动机构包括：设置在第一无级变速传动机构输出盘的发动机侧并由第一轴转动支承的第二输出盘，设置在所述输出盘的发动机侧并与第一轴相连的第二输入盘，设置在这些盘之间的第二滚子，和用于改变所述滚子和所述输入或输出盘之间接触点的第二接触点控制件，其中第一无级变速传动机构的输出盘和第二无级变速传动机构的输出盘一体形成一个单元，在所述一体型输出盘单元的外表面形成齿轮，用于与所述一体型输出盘单元和行星齿轮机构的第一件接合和一起转动。

5.如权利要求1所述的环型无级变速传动系统，其特征在于，所述环型无级变速传动机构除了第一无级变速传动机构以外还包括第二无级变速传动机构，第一无级变速传动机构包括与第一轴相连的输入盘，设置在所述输入盘的发动机侧并由第一轴转动支承的输出盘，设置在这些盘之间的滚子，和用于改变所述滚子和输入或输出盘之间接触点的接触点控制件，第二无级变速传动机构包括设置在第一无级变速传动机构输出盘的发动机侧并与所述输出盘一起由第一轴转动支承的第二输出盘，设置在所述输出盘的发动机侧并与第一轴相连的第二输入盘，设置在这些盘之间的第二滚子，和用于改变所述滚子和输入或输出盘之间接触点的第二接触点控制件，其中所述第一轴插入在第三轴形成的通孔中，所述第一和第二无级变速传动机构的输入盘和输出盘设置在所述第三轴上，所述第三轴的一端通过轴承由传动箱支承，其另一端上装配有轮系的第一齿轮，所述第一齿轮通过轴承由传动箱支承，在所述第三轴和第一齿轮之间的安装位置设置有弹簧以在轴线方向上吸收两者之间的相对位移。

6.如权利要求1所述的环型无级变速传动系统，其特征在于，所述环型无级变速传动机构除了第一无级变速传动机构以外还包括第二无级变速传动机构，第一无级变速传动机构包括与第一轴相连的输入盘，设置在所述输入盘的发动机侧并由第一轴转动支承的输出盘，设置在这些盘之间的滚子，和用于改变所述滚子和所述输入或输出盘之间接触点的接触点控制件，第二无级变速传动机构包括设置在第一无级变速传动机构输出盘的发动机侧并由第一轴转动支承的第二输出盘，设置在所述输出盘的发动机侧并与第一轴相连的第二输入盘，设置在这些盘之间的第二滚子，和用于改变所述滚子和输入盘或输出盘之间接触点的第二接触点控制件，其中第一轴插入第三轴内形成的通孔，而将相互形成一体的所述第一和第二无级变速传动机构的输出盘转动地支承在所述第三轴的中部，第二和第一无级变速传动机构的输入盘分别设置在相对于发动机的输出盘的发动机侧和相反侧，并与所述第三轴接合，其中在第一无级变速传动机构的输入盘和设置在相对于发动机的相反侧的轮系的第一齿轮之间设置承载机构，用于在第一和第二无级变速传动机构的输入盘和输出盘之间推压滚子。

7.如权利要求6所述的环型无级变速传动系统，其特征在于，承载机构包括一对盘、滚子及销件，两盘的相对面形成凸轮表面，其具有环形凹部和凸部，滚子设在两盘之间以通过在两者之间的相对转动而产生轴向力，销件设置在轮系的第一齿轮和位于所述第一齿轮侧的盘之间以便与它们一起转动，其中所述销件设置在位于所述第一齿轮侧的盘由于其凹凸形状而较厚的部位。

8.如权利要求1所述的环型无级变速传动系统，其特征在于，在第二轴内设置有分别向第一和第二离合器机构供应连接流体的两个油道，其中所述两油道由设置液压源的侧部引出。