JP2001165296A - Transmission control device of continuously variable transmission with unlimited transmission gear ratio - Google Patents

Transmission control device of continuously variable transmission with unlimited transmission gear ratio

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JP2001165296A
JP2001165296A JP34617099A JP34617099A JP2001165296A JP 2001165296 A JP2001165296 A JP 2001165296A JP 34617099 A JP34617099 A JP 34617099A JP 34617099 A JP34617099 A JP 34617099A JP 2001165296 A JP2001165296 A JP 2001165296A
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shift
transmission
gear ratio
speed
mode
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JP34617099A
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Inventor
Hiromasa Sakai
Hirofumi Shimizu
宏文 清水
弘正 酒井
Original Assignee
Nissan Motor Co Ltd
日産自動車株式会社
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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To prevent the increase in size of a transmission while realizing the rapid transmission in a manual mode of a continuously variable transmission with unlimited transmission gear ratio.
SOLUTION: The transmission control device comprises a select switch 17 to selectively switch the automatic transmission mode and the manual mode and a control unit 14 to control the unit transmission gear ratio of the continuously variable transmission with unlimited transmission gear ratio toward the target unit transmission gear ratio by controlling the transmission gear ratio of the continuously variable transmission 2 via a step motor, and when the manual mode is selected, and the transmission shift corresponding to the rotational synchronous point is selected, a power circulation mode clutch 9 and a lock-up mode clutch 10 are simultaneously tightened.
COPYRIGHT: (C)2001,JPO

Description

【発明の詳細な説明】 DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【0001】 [0001]

【発明の属する技術分野】本発明は、車両などに採用される変速比無限大無段変速機の制御装置の改良に関するものである。 BACKGROUND OF THE INVENTION The present invention relates to an improvement of a control apparatus for IVT employed like in the vehicle.

【0002】 [0002]

【従来の技術】従来から車両の変速機として、ベルト式やトロイダル型の無段変速機が知られており、このような無段変速機の変速領域をさらに拡大するために、無段変速機に一定変速機と遊星歯車機構を組み合わせて変速比を無限大まで制御可能とする変速比無限大無段変速機が知られており、例えば、本願出願人が提案した特開平9−210175号公報などがある。 BACKGROUND ART As a conventional from a vehicle transmission, a belt type or toroidal type continuously variable transmission is known, in order to further expand the transmission area of ​​such a continuously variable transmission, CVT constant transmission and has a transmission ratio by combining a planetary gear mechanism transmission ratio to be controlled to infinity infinitely variable transmission is known, for example, JP-a 9-210175 discloses that the applicant has proposed in and so on.

【0003】これは、エンジンに連結されるユニット入力軸に無段変速機と一定変速機(減速機)とを並列的に連結するとともに、これらの出力をユニット出力軸に配設した遊星歯車機構で結合したもので、無段変速機の出力側は無段変速機出力ギア列を介して遊星歯車機構のサンギアに、一定変速機の出力軸は動力循環モードクラッチを介して遊星歯車機構のキャリアにそれぞれ連結される。 [0003] This planetary gear mechanism together with the parallel connected to the continuously variable transmission and the fixed speed ratio transmission (reduction gear) to the unit input shaft connected to an engine were provided with these output unit output shaft in which was bound to the sun gear of the output side of the continuously variable transmission is a planetary gear mechanism through the continuously variable transmission output gear train, the output shaft of the constant transmission of the planetary gear mechanism through a power recirculation mode clutch carrier They are respectively connected to.

【0004】また、サンギアと連結した無段変速機出力軸は、直結モードクラッチを介して変速比無限大無段変速機の出力軸であるユニット出力軸に結合される一方、 [0004] While the CVT output shaft connected with the sun gear is coupled to the unit output shaft is an output shaft of the IVT through the direct mode clutch,
遊星歯車機構のリングギアもユニット出力軸に結合される。 Ring gear of the planetary gear mechanism is also coupled to the unit output shaft.

【0005】このような変速比無限大無段変速機では、 [0005] In such a gear ratio infinitely variable transmission,
動力循環モードクラッチを接続する一方、直結モードクラッチを遮断することにより、無段変速機と一定変速機の変速比の差に応じて、ユニット変速比ii(以下、I While connecting the power recirculation mode clutch, by blocking the direct mode clutch, depending on the difference between the gear ratio of the continuously variable transmission with constant transmission unit gear ratio ii (hereinafter, I
VT比でユニット入力軸回転数/ユニット出力軸回転数)を負の値から正の値まで無限大(=ギアードニュートラルポイントGNP)を含んで連続的に変速制御を行う動力循環モードと、動力循環モードクラッチを遮断する一方、直結モードクラッチを接続して無段変速機の変速比icに応じて変速制御を行う直結モードを選択的に使用することができる。 A power recirculation mode for continuously shift control include unit input shaft rotation speed / unit output shaft rotation speed) from a negative value at VT ratio infinity to positive value (= geared neutral point GNP), power circulation while blocking the mode clutch, it is possible to selectively use the direct mode which performs a shift control in accordance with the speed ratio (ic) of the continuously variable transmission by connecting the direct mode clutch.

【0006】また、車両に用いられる無段変速機の制御装置としては、車速とアクセルペダルの操作量に応じて目標変速比を決定する自動変速モードに加えて、従来のマニュアル式変速機と同様に、任意の変速段を設定可能なマニュアルモードを備えたものが知られており、例えば、本願出願人が提案した、特開平9−196165号等がある。 [0006] As a control device for a continuously variable transmission used in a vehicle, in addition to the automatic shift mode to determine the target gear ratio according to the operation amount of the vehicle speed and the accelerator pedal, similarly to the conventional manual type transmission to, those with manual mode can be set to any shift stage are known, for example, the present applicant has proposed, there is JP-a 9-196165 Patent like.

【0007】これは、シフトレバーをアップシフトまたはダウンシフトの位置へ操作することにより、無段変速機の変速比を任意の変速段に設定するマニュアルモードを備えたもので、車速やアクセルペダル操作量に拘わらず、運転者が所望の変速比(変速段)を選択可能としたものである。 [0007] This can be achieved by operating the shift lever to the position of the upshift or downshift, the gear ratio of the continuously variable transmission which was equipped with a manual mode is set to an arbitrary gear position, vehicle speed and accelerator pedal operation regardless of the amount, but the driver has a selectable desired gear ratio (gear position).

【0008】 [0008]

【発明が解決しようとする課題】上記従来の変速比無限大無段変速機に、上記マニュアルモードを付加した場合、マニュアルモードにおいては、運転者のシフト操作に応じた変速を迅速に行う必要があり、予め設定した変速段が回転同期点を挟んで設定されている場合には、直結モードクラッチと動力循環モードクラッチの締結及び解放を迅速に行わなくてはならない。 To the 0007] The above conventional IVT, when added to the manual mode, the manual mode, it is necessary to perform the shift in accordance with the shift operation by the driver quickly There, when the preset gear stage is set to sandwich the rotation synchronization point must be quickly performed engagement and disengagement of the direct mode clutch and power recirculation mode clutch.

【0009】一方、動力循環モードと直結モードの切り換えは、無段変速機の出力軸回転数と、一定変速機の出力軸回転数が一致する回転同期点で行うのが望ましいが、上記のように、予め設定した変速段が回転同期点を挟んで設定されて、ユニット変速比iiが回転同期点を通過する際には、動力循環モードクラッチと直結モードクラッチの締結、解放を迅速に行う必要があり、このとき、伝達トルクが加わった状態でこれらクラッチの締結、解放を行うためには、クラッチの容量及び耐久性を確保する必要があり、変速機の大型化を招いて車両への搭載性を損なうという問題がある。 On the other hand, switching of the power recirculation mode and direct mode, the output shaft speed of the continuously variable transmission, but is preferably performed at a rotation synchronous point rotational speed of the output shaft of the fixed speed ratio transmission is matched, as described above , the gear shift stage is set in advance is set to sandwich the rotation synchronous point, when the unit speed ratio ii passes the rotation synchronization point, engagement of the direct mode clutch and power recirculation mode clutch, rapidly need to perform the release There is, at this time, the engagement of the clutches in a state in which the transmission torque applied, in order to perform the release, it is necessary to secure the capacity and durability of the clutch, mounted on the vehicle by an increase in size of the transmission there is a problem that impairs the sex.

【0010】そこで本発明は、上記問題点に鑑みてなされたもので、変速比無限大無段変速機のマニュアルモードで、迅速な変速を実現しながら変速機の大型化を防ぐことを目的とする。 [0010] The present invention has been made in view of the above problems, in the manual mode of IVT, the purpose of preventing an increase in size of the transmission while realizing rapid shifting to.

【0011】 [0011]

【課題を解決するための手段】第1の発明は、変速比を連続的に変更可能な無段変速機と一定変速機とをユニット入力軸にそれぞれ連結するとともに、無段変速機と一定変速機の出力軸を遊星歯車機構、動力循環モードクラッチ及び直結モードクラッチを介してユニット出力軸に連結した変速比無限大無段変速機と、車両の運転状態に応じて変速比無限大無段変速機の目標ユニット変速比を設定する第1目標変速比設定手段と、運転者によって操作される変速指令手段に基づいて、変速比無限大無段変速機の目標ユニット変速比を予め設定した複数の変速段のうちのひとつに設定するとともに、これら変速段のうちのひとつが動力循環モードと直結モードの回転同期点に設定された第2目標変速比設定手段と、前記第1目標変速比設定手段と SUMMARY OF THE INVENTION The first invention is to respectively couple gear ratio and can continuously change continuously variable transmission and a fixed speed ratio transmission to the unit input shaft, the fixed speed ratio continuously variable transmission planetary gear mechanism output shaft of the machine, the IVT coupled to the unit output shaft via the power recirculation mode clutch and direct mode clutch, the transmission ratio infinitely variable transmission according to the driving state of the vehicle a first target gear ratio setting means for setting a target unit transmission ratio of the machine, on the basis of the shift command means operated by a driver, IVT plurality of previously set the target unit gear ratio of and sets the one of the gear position, and a second target gear ratio setting means one is set in rotation synchronous point of the direct mode and the power recirculation mode of these gear stages, the first target gear ratio setting means When 2目標変速比設定手段とを選択的に切り換える変速モード切換手段と、前記動力循環モードクラッチ及び直結モードクラッチの制御によって動力循環モードと直結モードを切り換える締結制御手段と、アクチュエータを介して無段変速機の変速比を制御することで変速比無限大無段変速機のユニット変速比を前記目標ユニット変速比へ向けて制御する変速制御手段とを備え、前記締結制御手段は、前記変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときには、動力循環モードクラッチと直結モードクラッチを同時に締結する。 A shift mode switching means for selectively switching between 2 target gear ratio setting means, and engagement control means for switching the direct mode and power recirculation mode under the control of the power recirculation mode clutch and direct mode clutch, stepless via an actuator and a shift control means for controlling toward the target unit gear ratio unit gear ratio of IVT by controlling the transmission ratio of the machine, the engagement control means, the transmission mode switching means There selects the second target gear ratio setting means, and when the shift speed corresponding to the rotation synchronous point is selected, enter into direct mode clutch and power recirculation mode clutch simultaneously.

【0012】また、第2の発明は、前記第1の発明において、前記無段変速機がトロイダル型で構成されて、前記変速制御手段は、トラニオンを介してパワーローラを支持する油圧シリンダの差圧を制御する差圧制御手段を備え、この差圧制御手段は、前記変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときには、油圧シリンダの差圧を0に設定する。 Further, the second invention, in the first invention, the continuously variable transmission is constituted by a toroidal, the shift control unit, the difference of the hydraulic cylinder supporting the power roller via a trunnion It includes a differential pressure control means for controlling the pressure, the differential pressure control means, the shift mode switching means selects the second target gear ratio setting means, and when the shift speed corresponding to the rotation synchronous point is selected , it sets the differential pressure of the hydraulic cylinder to zero.

【0013】また、第3の発明は、前記第2の発明において、前記差圧制御手段は、前記変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときには、油圧シリンダの差圧を直結モードで必要となる差圧と、動力循環モードで必要となる差圧のほぼ中間に設定する。 Further, the third invention, in the second invention, the differential pressure control means, shift to the shift mode switching means selects the second target gear ratio setting means, and corresponding to the rotational synchronization point stage when it is selected, the differential pressure required in direct mode a differential pressure of the hydraulic cylinder is set to approximately the middle of the pressure difference required in the power recirculation mode.

【0014】また、第4の発明は、前記第2の発明において、前記差圧制御手段は、前記変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときには、油圧シリンダの差圧を直結モードで必要となる差圧に設定する。 Further, the fourth invention, in the second invention, the differential pressure control means, shift to the shift mode switching means selects the second target gear ratio setting means, and corresponding to the rotational synchronization point stage when it is selected, sets the pressure difference required in direct mode a differential pressure of the hydraulic cylinder.

【0015】また、第5の発明は、前記第4の発明において、前記変速制御手段は、前記変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときには、直結モードに対応した位置へアクチュエータを駆動する。 Further, the fifth invention, in the fourth invention, the shift control means, gear position the shift mode switching means selects the second target gear ratio setting means, and corresponding to the rotational synchronization point There when it is selected, drives the actuator to a position corresponding to the direct mode.

【0016】また、第6の発明は、前記第2の発明において、前記変速制御手段は、前記変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときには、前記第2目標変速比設定手段に基づいて、現在の運転状態から次の変速段を推定する手段を備え、この推定結果に応じて油圧シリンダの差圧を制御する。 [0016] According to a sixth aspect, in the second invention, the shift control means, gear position the shift mode switching means selects the second target gear ratio setting means, and corresponding to the rotational synchronization point There when it is selected, based on the second target gear ratio setting means includes means for estimating a current next shift stage from the operation state of, controlling the differential pressure of the hydraulic cylinder according to the estimation result.

【0017】また、第7の発明は、前記第1の発明において、前記締結制御手段は、前記変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときには、動力循環モードクラッチと直結モードクラッチの締結力を、締結に必要な最小値に設定する。 [0017] A seventh aspect of the first invention, the engagement control means, gear position the shift mode switching means selects the second target gear ratio setting means, and corresponding to the rotational synchronization point There when it is selected, the fastening force of the direct mode clutch and power recirculation mode clutch is set to the minimum value required for engagement.

【0018】 [0018]

【発明の効果】したがって、第1の発明は、第1目標変速比設定手段が選択されたときには、運転状態に応じた目標ユニット変速比によって変速制御が行われ(例えば、自動変速モード)、第2目標変速比設定手段が選択されたときには、運転者によって操作される変速指令手段に基づいて変速段(目標ユニット変速比)が設定されて手動による変速を行うことができる(例えば、マニュアルモード)。 EFFECTS OF THE INVENTION Accordingly, a first aspect of the present invention, when the first target gear ratio setting means is selected, is performed shift control by the target unit gear ratio corresponding to operating conditions (e.g., automatic shift mode), the 2 when the target speed ratio setting means is selected, it is possible to perform the shift by the manual gear position (target unit gear ratio) is set based on the shift command means operated by a driver (e.g., manual mode) .

【0019】そして、第2目標変速比設定手段が選択されているときには、変速段のうちのひとつが動力循環モードと直結モードの回転同期点に設定されているため、 [0019] Then, when the second target gear ratio setting means is selected, since the one of the gear position is set to the rotation synchronous point of the direct mode and the power recirculation mode,
アップシフトまたはダウンシフトを行う際に回転同期点を通過することができ、手動変速の際には回転同期点を跨いで頻繁な変速が生じるのを防いで、直結モードクラッチ及び動力循環モードクラッチの締結容量が増大するのを防いで、装置の大型化を抑制できる。 It is possible to pass through the rotation synchronous point when performing an upshift or downshift, prevents the during a manual shift frequent shift occurs across the rotation synchronous point, direct mode clutch and power recirculation mode clutch prevents the engagement capacity is increased, it is possible to suppress the size of the apparatus.

【0020】さらに、変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときには、動力循環モードクラッチと直結モードクラッチを同時に締結するため、次の変速段がアップシフトまたはダウンシフトのいずれであっても、一方のクラッチを解放するだけで良いので、変速を迅速に行うことが可能となって、マニュアルモードでの変速応答性を向上させることが可能となる。 Furthermore, the shift mode switching means selects the second target gear ratio setting means, and when the shift speed corresponding to the rotation synchronous point is selected, for fastening the direct mode clutch and power recirculation mode clutch simultaneously , be any next shift stage is an upshift or a downshift, it is only to release the one clutch, it is possible to perform shifting quickly, improving shift response in manual mode it is possible to.

【0021】また、第2の発明は、トロイダル型無段変速機を採用した場合には、トラニオンを介してパワーローラを支持する油圧シリンダの差圧を制御することで伝達トルクの制御を行うことができ、変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときに、油圧シリンダの差圧を0にすることで、無段変速機を通過するトルクを0にして、一定変速機を通過したトルクのみによって車両の駆動を行えば、トロイダル型無段変速機を通過するトルクの損失分(摩擦など)だけ動力伝達効率を向上させることができ、回転同期に設定された変速段で走行するときの燃料消費率を向上させることができる。 Further, the second invention, in the case of employing a toroidal type continuously variable transmission, controls the transmission torque by controlling the differential pressure of the hydraulic cylinder supporting the power roller via a trunnion can be, shift mode switching means selects the second target gear ratio setting means, and when the shift speed corresponding to the rotation synchronous point is selected, by the differential pressure of the hydraulic cylinder to 0, stepless improved by the torque that passes through the transmission to zero, by performing the driving of the vehicle only by the torque passing through the fixed speed ratio transmission, loss of torque passing through the toroidal type continuously variable transmission (friction, etc.) only power transmission efficiency is to be able, it is possible to improve the fuel consumption rate when running at a set speed stage rotation synchronization.

【0022】また、第3の発明は、変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときには、油圧シリンダの差圧を直結モードで必要となる差圧と、動力循環モードで必要となる差圧のほぼ中間に設定することで、アップシフトまたはダウンシフトのいずれであっても、差圧の変更に要する時間を等しくすることができ、変速方向に係わらず、マニュアルモードでの変速応答性を、さらに迅速に行うことが可能となる。 Further, the third invention, when the shift mode switching means selects the second target gear ratio setting means, and shift speed corresponding to the rotation synchronous point is selected, connected directly to the differential pressure of the hydraulic cylinder differential pressure required by mode, setting approximately midway of the differential pressure required by the power recirculation mode, be either upshift or downshift, to equal the time required for changing the differential pressure It can be, regardless of the shifting direction, the shift response in manual mode, it becomes possible to carry out more quickly.

【0023】また、第4の発明は、変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときには、油圧シリンダの差圧を直結モードで必要となる差圧に設定することで、アップシフトの場合には、そのまま動力循環モードクラッチを解放すれば、アップシフト側の変速段へ向けて迅速に変速を行うことができる。 Further, the fourth invention, when the shift mode switching means selects the second target gear ratio setting means, and shift speed corresponding to the rotation synchronous point is selected, connected directly to the differential pressure of the hydraulic cylinder by setting the pressure difference required by mode, if an upshift is directly when releasing the power recirculation mode clutch, it can be carried out rapidly shifting toward the upshift gear position.

【0024】また、第5の発明は、変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときには、直結モードに対応した位置へアクチュエータを駆動することで、アップシフトまたはダウンシフトのいずれであっても、アクチュエータの駆動量を最小にして迅速に変速を開始することができる。 Further, the fifth invention, the shift mode switching means selects the second target gear ratio setting means, and when the shift speed corresponding to the rotation synchronous point is selected, the position corresponding to the direct mode by driving the actuator, it is either upshift or downshift, a driving amount of the actuator can be started quickly shift to a minimum.

【0025】また、第6の発明は、前記第2の発明において、変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときには、自動変速モードである第2目標変速比設定手段における目標ユニット変速比と、回転同期点のユニット変速比を比較することなどで、現在の運転状態から次の変速段を推定し、推定結果に応じて油圧シリンダの差圧を制御することで、さらに迅速に変速を行って、 Further, the sixth invention, in the second invention, when the shift mode switching means selects the second target gear ratio setting means, and shift speed corresponding to the rotation synchronous point is selected, a target unit gear ratio in the second target gear ratio setting means is an automatic shift mode, etc. by comparing the unit gear ratio of the rotation synchronous point, estimated from the current operating condition the next shift stage, according to the estimated result Te by controlling the differential pressure of the hydraulic cylinder, performed more quickly shift,
マニュアルモードでの変速応答性をさらに向上させることができる。 The shift response in manual mode can be further improved.

【0026】また、第7の発明は、変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときには、動力循環モードクラッチと直結モードクラッチの締結力を、締結に必要な最小値に設定することで、アップシフトまたはダウンシフトの際には、一方のクラッチを解放するだけでよいが、締結に必要な最小値としておくことでさらに迅速に変速を行うことができ、マニュアルモードでの変速応答性を向上させることができる。 Further, a seventh aspect of the present invention, when the shift mode switching means selects the second target gear ratio setting means, and shift speed corresponding to the rotation synchronous point is selected, the direct mode and the power recirculation mode clutch the engagement force of the clutch, by setting the minimum value required for the conclusion, during the upshift or downshift, it is only necessary to release one of the clutch, but further to keep the minimum value required for the conclusion can be carried out rapidly shifting, it is possible to improve the shift response in manual mode.

【0027】 [0027]

【発明の実施の形態】以下、本発明の一実施形態を添付図面に基づいて説明する。 BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION Hereinafter, will be explained based on an embodiment of the present invention in the accompanying drawings.

【0028】図1、図2に示すように、変速比無限大無段変速機は、エンジンへ連結されるユニット入力軸1 [0028] As shown in FIGS. 1 and 2, IVT, the unit input shaft 1 which is connected to the engine
に、変速比を連続的に変更可能な無段変速機2と、ギア3a、ギア3bから構成された一定変速機3(減速機) In, and the gear ratio continuously changeable continuously variable transmission 2, the gear 3a, the fixed speed ratio transmission 3 is configured from the gear 3b (reducer)
を並列的に連結するとともに、これらの出力軸4、3c With parallel connected, and these of the output shaft 4,3c
をユニット出力軸6に同軸的に配設するとともに遊星歯車機構5で連結したもので、無段変速機2の出力軸4は遊星歯車機構5のサンギア5aと直結モードクラッチ1 A concatenation in the planetary gear mechanism 5 as well as coaxially arranged to the unit output shaft 6, the output shaft 4 of the continuously variable transmission 2 sun 5a and direct mode clutch 1 of the planetary gear mechanism 5
0に連結されるとともに、一定変速機3の出力軸3cは動力循環モードクラッチ9を介して遊星歯車機構5のキャリア5bに連結される。 While being connected to the 0, the output shaft 3c of the fixed speed ratio transmission 3 is connected to the carrier 5b of the planetary gear mechanism 5 via the power recirculation mode clutch 9.

【0029】サンギア5aと連結した無段変速機出力軸4は、スプロケット4a及びチェーン4bから無段変速機2の駆動力を受け、直結モードクラッチ10を介して変速比無限大無段変速機の出力軸であるユニット出力軸6と選択的に結合される。 The continuously variable transmission output shaft coupled with the sun gear 5a 4 receives a driving force of the continuously variable transmission 2 from the sprocket 4a and chain 4b, the IVT through the direct mode clutch 10 it is selectively coupled to the unit output shaft 6 which is an output shaft.

【0030】一方、動力循環モードクラッチ9を介して一定変速機3の出力軸3cと選択的に結合するキャリア5bは、リングギア5cを介してユニット出力軸6に連結される。 On the other hand, the carrier 5b selectively coupled to the output shaft 3c of the fixed speed ratio transmission 3 via the power recirculation mode clutch 9 is connected to the unit output shaft 6 via the ring gear 5c.

【0031】ユニット出力軸6には変速機出力ギア7が設けられ、この変速機出力ギア7はディファレンシャルギア8のファイナルギア12と歯合し、ディファレンシャルギア8に結合する駆動軸11は、所定の総減速比で駆動力が伝達される。 [0031] The unit output shaft 6 the transmission output gear 7 is provided, the transmission output gear 7 meshes with a final gear 12 of the differential gear 8, a drive shaft 11 for coupling to a differential gear 8, a predetermined the driving force is transmitted by the total reduction ratio.

【0032】無段変速機2は、図1に示すように、2組の入力ディスク21、出力ディスク22で、パワーローラ20、20をそれぞれ挟持、押圧するダブルキャビティのハーフトロイダル型で構成され、一対の出力ディスク22の間に介装された出力スプロケット2aは、チェーン4bを介してユニット入力軸1と平行して配置されたユニット出力軸6の無段変速機出力軸4に形成したスプロケット4aと連結する。 The continuously variable transmission 2, as shown in FIG. 1, two pairs of input disks 21, the output disc 22, is constituted of power rollers 20, 20 sandwiched respectively, a half toroidal type of double cavity for pressing, output sprocket 2a interposed between the pair of output disks 22, sprocket 4a formed on the continuously variable transmission output shaft 4 of the unit output shaft 6 disposed in parallel with the unit input shaft 1 via a chain 4b to connect with.

【0033】また、ユニット入力軸1、CVTシャフト1bは、同軸的に配設されるとともに、図示しないローディングカム装置を介して回転方向で結合しており、ユニット入力軸1はエンジンと結合されるとともに、一定変速機3のギア3aを形成し、CVTシャフト1bは2 Further, unit input shaft 1, CVT shaft 1b, together are coaxially disposed, has rotationally connected via a loading cam device (not shown), unit input shaft 1 is coupled to the engine together, form a gear 3a of the fixed speed ratio transmission 3, CVT shaft 1b 2
組の入力ディスク21、21に連結されて、ユニット入力軸1からの入力トルクに応じて、ローディングカム装置が発生した軸方向の押圧力によって、パワーローラ2 Is connected to the set of input disks 21 and 21, in accordance with the input torque from the unit input shaft 1, by the pressing force in the axial direction the loading cam device has occurred, the power roller 2
0、20を入出力ディスクの間で挟持、押圧する。 0,20 held between the input and output disks, presses.

【0034】この変速比無限大無段変速機では、動力循環モードクラッチ9を解放する一方、直結モードクラッチ10を締結して無段変速機2の変速比ic(以下、C [0034] In this IVT, while releasing the power recirculation mode clutch 9, it enters into direct mode clutch 10 of the continuously variable transmission 2 speed ratio ics (hereinafter, C
VT比icとする)に応じて駆動力を伝達する直結モードと、動力循環モードクラッチ9を締結する一方、直結モードクラッチ10を解放することにより、無段変速機2と一定変速機3の変速比の差に応じて、変速比無限大無段変速機全体のユニット変速比ii(ユニット入力軸1とユニット出力軸6の変速比、以下、IVT比iiとする)を負の値から正の値まで無限大を含んでほぼ連続的に制御を行う動力循環モードとを選択的に使用することができる。 A direct mode for transmitting a driving force in response to the VT ratio ics), while fastening the power recirculation mode clutch 9, by releasing the direct mode clutch 10, shifting of the fixed speed ratio transmission 3 the continuously variable transmission 2 depending on the difference in specific, IVT entire unit gear ratio ii (gear ratio of the unit input shaft 1 and the unit output shaft 6, hereinafter referred to as IVT ratio ii) a negative value positive include infinite until the value can be selectively used and power recirculation mode for almost continuously controlled.

【0035】そして、この動力循環モードと直結モードの切り換えは、図6に示すように、無段変速機2の出力軸4と、一定変速機3の出力軸3cの回転数が一致する回転同期点RSPで行われる。 [0035] Then, switching between the power recirculation mode direct mode, as shown in FIG. 6, the output shaft 4 of the continuously variable transmission 2, the rotation synchronous rotation speed of the output shaft 3c of the fixed speed ratio transmission 3 matches It is carried out at a point RSP.

【0036】ここで変速制御は、図2に示すように、マイクロコンピュータを主体に構成されたコントロールユニット14によって行われ、コントロールユニット14 [0036] Here, the shift control, as shown in FIG. 2, is performed by the control unit 14 which is a microcomputer mainly, the control unit 14
は運転状態に応じたIVT比iiに設定する自動変速モード(第1目標変速比設定手段)と、運転者が操作するシフトレバー18に応じて、予め設定した変速段を設定するマニュアルモード(第2目標変速比設定手段)を備えている。 The automatic shift mode (first target gear ratio setting means) for setting the IVT ratio ii in accordance with the operating state, in response to a shift lever 18 operated by a driver, the manual mode (the setting the preset gear stage and a second target gear ratio setting means).

【0037】このため、コントロールユニット14は、 [0037] For this reason, the control unit 14,
シフトレバー18に応動するセレクトスイッチ17(変速モード切換手段)から、運転者が設定したシフト位置POSを読み込んで、シフト位置POSが図中「D」レンジまたは「R」レンジにある場合は自動変速モードと判定して、アクセル開度センサ15が検出したアクセル操作量APSと、車速センサ16が検出した車速VSP From the select switch 17 which operates in response to a shift lever 18 (shift mode switching means), reads the shift position POS set by the driver, if there in a shift position POS Figure the "D" range or "R" range automatic transmission it is determined that the mode, and the accelerator operation amount APS of the accelerator opening sensor 15 detects a vehicle speed VSP of the vehicle speed sensor 16 detects
に基づいて、所定のIVT比iiとなるように、動力循環モードクラッチ9と直結モードクラッチ10の締結、 Based on, so as to have a predetermined IVT ratio ii, engagement of the direct mode clutch 10 and the power recirculation mode clutch 9,
解放を行うとともに、図4のマップに従って、IVT比iiが変化するように無段変速機2の変速比(以下CV Release performs, according to the map of FIG. 4, the gear ratio of the continuously variable transmission 2 as IVT ratio ii is changed (hereinafter CV
T比icとする)を変更する。 And T ratio ic) to change.

【0038】なお、IVT比iiの制御は、図2に示した、入力軸回転数センサ26が検出したユニット入力軸1の入力軸回転数Niと、出力軸回転数センサ27が検出したユニット出力軸6の回転数Noと、車速センサ1 [0038] The control of the IVT ratio ii is shown in FIG. 2, an input shaft rotational speed Ni of the input shaft rotational speed sensor 26 unit input shaft 1 detected is unit output the output shaft speed sensor 27 detects a rotational speed No of the shaft 6, a vehicle speed sensor 1
6からの車速VSPに基づいて、フィードバック制御によりステップモータ36を駆動することで行われる。 Based on the vehicle speed VSP from 6, it is performed by driving the step motor 36 by feedback control.

【0039】一方、シフトレバー18が図2の「+」、 [0039] On the other hand, the shift lever 18 is as shown in FIG. 2 "+",
「−」で示したマニュアルスイッチ19側へ操作されている場合、コントロールユニット14はマニュアルモードと判定して、シフトレバー18がマニュアルスイッチ19の「+」へ操作されるとアップシフト(IVT比i "-" if it is operated to the manual switch 19 side shown in, the control unit 14 is the manual mode is determined, the shift lever 18 is "+" when it is operated to upshift (IVT ratio i of the manual switch 19
iが小側となる変速)を指令する一方、同じく「−」へ操作されるとダウンシフト(IVT比iiの大側への変速)を指令して、予め設定した変速段に順次設定する。 While i is commanding shift) as the smaller side, like the "-" is operated to issuing the downshift (shift to the larger side of the IVT ratio ii), sequentially sets the preset gear stage.

【0040】この場合のシフト操作は、いわゆるシーケンシャルシフトと呼ばれており、例えば、1速から3速へアップシフトする場合、シフトレバー18を2回「+」側へ操作して、一旦2速へシフトした後に、3速へシフトされることになる。 The shift operation in this case, has been referred to as the so-called sequential shift, for example, if you want to up-shift from the first speed to the third speed, by operating the shift lever 18 to 2 times "+" side, once the second speed after shifting to, it will be shifted to the third speed. {1. {1. マニュアルモードの変速比設定}ここで、マニュアルモードの変速段を、例えば、前進5速(1速〜5 Gear ratio setting of the manual mode} Here, the gear position of the manual mode, for example, five forward gears (first speed to 5
速)、後退1速とした場合、目標とするIVT比iiと無段変速機2のCVT比icの関係は、図6に示すマップのように設定される。 Speed), when the one reverse speed, the relationship of the CVT ratio ic of IVT ratio ii and the continuously variable transmission 2 as a target is set as the map shown in FIG.

【0041】いま、1速におけるユニット変速比をii [0041] Now, a unit gear ratio in the first speed ii
1、同様に2速をii2、3速をii3、4速をii 1, the ii3,4 speed the ii2,3 speed to second speed similarly ii
4、5速をii5、後退をiiRとすると、これらIV When a 4,5-speed ii5, and iiR the recession, these IV
T比iiの大小関係は、 ii1>ii2>ii3>ii4>ii5>iiR(負値) として設定される。 Magnitude of T ratio ii is set as ii1> ii2> ii3> ii4> ii5> iiR (negative value). なお、ギアードニュートラルGNP It should be noted, geared neutral GNP
では、IVT比ii=∞となり、停車状態を維持可能な中立位置となる。 In, IVT ratio ii = ∞, and becomes a neutral position that can maintain the stopped state.

【0042】そして、これら各変速段のIVT比iiに対応する無段変速機2のCVT比icは、1速の変速比をic1、同様に2速をic2、3速をic3、4速をic4、5速をic5、後退をicR、ギアードニュートラルポイントGNPをicNとすると、これらCVT [0042] Then, CVT ratio ic of the CVT 2 corresponding to the IVT ratio ii of each shift speed, the gear ratio of the first speed ic1, the ic3,4 speed the ic2,3 speed to second speed in the same manner ic4,5 speed the ic5, icR the recession, and the icN the geared neutral point GNP, these CVT
比icの設定は、本願出願人が提案した特願平10−3 Setting the ratio ic is Japanese Patent Application No. 10-3 by the present applicant has proposed
70379号と同様にして、次のように行われる。 70379 No. and in the same manner is performed as follows.

【0043】(1) 回転同期点RSPには、変速段のうちのひとつを設定する。 [0043] (1) to the rotation synchronous point RSP is, to set one of the gear positions. ここでは、回転同期点RSP Here, the rotation synchronous point RSP
=2速とする。 = To the second speed.

【0044】回転同期点RSPでは、前記したように、 [0044] In the rotary synchronous point RSP, as described above,
動力循環モードクラッチ9と直結モードクラッチの締結、解放が行われ、この回転同期点RSPを通過するように、変速段の設定を行った場合、各クラッチの耐久性を確保するために容量の大型化を招き、さらに、迅速かつ円滑な切り換え制御を行う必要があるため、制御内容の複雑化などを招いてしまう。 Fastening the direct mode clutch and power recirculation mode clutch 9, releasing is performed, so as to pass the rotation synchronous point RSP, the case of performing the setting of the gear stage, a large capacity in order to ensure the durability of the clutches leads to reduction, further, since it is necessary to make quick and smooth switching control, which leads to such complicated control content.

【0045】そこで、回転同期点RSPを変速段のひとつに設定することで、アップシフト、ダウンシフトのいずれの変速方向においても、必ず回転同期点RSPに設定され、設定期間中に各クラッチの締結、解放を行うことで、クラッチの耐久性を容易に確保して大型化を防ぐとともに、制御内容も簡易となって、車両への搭載性を確保すると同時に、制御の簡素化によって製造コストの低減を図ることができる。 [0045] Therefore, by setting the rotation synchronous point RSP in one gear upshift, in any of the shifting direction of the downshift, it is always set to the rotation synchronous point RSP, the engagement of the clutch during the set period , by performing a release, while preventing an increase in size and easily secure the durability of the clutch, the control data even becomes simple, and at the same time ensuring the mountability to the vehicle, reduction in manufacturing cost by simplifying the control it can be achieved.

【0046】(2) 各変速段は、少なくとも前進側では、各CVT比icが重複しないように設定する。 [0046] (2) each gear, at least in the forward side is set as the CVT ratio ic do not overlap. 例えば、 ic2>ic1>ic3>icN>ic4>icR>i For example, ic2> ic1> ic3> icN> ic4> icR> i
c5 に設定する。 Set to c5.

【0047】変速比無限大無段変速機では、回転同期点RSPを境にして、無段変速機2の変速方向と、IVT [0047] In IVT is to the rotation synchronous point RSP as a boundary, the transmission direction of the CVT 2, IVT
比iiの変速方向が逆転し、直結モードでCVT比ic The ratio by shifting direction reversal of ii, CVT ratio ic in the direct connection mode
が大きくなれば、IVT比iiも大きくなってLo側となり、CVT比icが小さくなれば、IVT比iiも小さくなってHi側となる。 The larger becomes the Lo side becomes larger IVT ratio ii, the smaller the CVT ratio ic, the Hi-side is smaller IVT ratio ii.

【0048】一方、動力循環モードでは、ギアードニュートラルポイントGNPよりも前進側でCVT比icが大きくなれば、IVT比iiは小さくなってHi側となる一方、ギアードニュートラルポイントGNPよりも後退側では、CVT比icが大きくなれば、IVT比ii Meanwhile, in the power recirculation mode, the larger the CVT ratio ic in the forward side of the geared neutral point GNP, while the Hi side IVT ratio ii is smaller, in the backward side is than the geared neutral point GNP, if the CVT ratio ic is becomes larger, IVT ratio ii
の絶対値は増大してLo側となる。 Absolute value is Lo side increases the.

【0049】そして、ギアードニュートラルポイントG [0049] and, geared neutral point G
NPよりも前進側で、CVT比が小さくなれば、IVT In the forward side of the NP, the smaller the CVT ratio, IVT
比iiは大きくなってLo側となり、ギアードニュートラルポイントGNPよりも後退側で、CVT比が小さくなれば、IVT比iiの絶対値は小さくなって後退でのHi側となる。 The ratio ii becomes Lo side increases, at the backward side than the geared neutral point GNP, the smaller the CVT ratio, the absolute value of the IVT ratio ii is the Hi side in backward smaller.

【0050】すなわち、同一のCVT比icで直結モードと動力循環モードの2つのIVT比iiを設定できる。 [0050] That is, it sets a two IVT ratio ii of the direct mode and the power recirculation mode at the same CVT ratio ic.

【0051】ここで、通常走行に使用するIVT比ii [0051] In this case, IVT ratio ii to be used for normal running
の符号が正となる前進側で、同一のCVT比icで直結モードと動力循環モードにそれぞれ変速段を設定した場合、トロイダル型の無段変速機2では、パワーローラ2 In the forward side of the sign is positive, if you set the respective gear stages in direct mode and power recirculation mode at the same CVT ratio ic, the continuously variable transmission 2 toroidal, power rollers 2
0と入出力ディスク21、22の接触半径が同一となって、入出力ディスク21、22の特定の回転半径における摩耗が増大して、無段変速機2の耐久性を低下させてしまう。 0 and the contact radius becomes the same input and output disks 21 and 22, wear at a particular radius of rotation of the input and output disks 21 and 22 is increased, resulting in lowering the durability of the continuously variable transmission 2.

【0052】そこで、通常走行に用いる前進側では、図6に示したように各変速段のCVT比icが異なるように設定することによって、入出力ディスク21、22の特定の回転半径だけが摩耗するのを防いで、耐久性を確保することができる。 [0052] Therefore, in the forward side to be used for normal driving, by CVT ratio ic of each shift speed as shown is set to be different in FIG. 6, only certain radius of rotation of the input and output disks 21 and 22 wear prevent to, it is possible to ensure durability.

【0053】なお、無段変速機2としてVベルト式を採用した場合も同様であり、Vベルトと摩擦係合するプーリが、特定の回転半径だけが摩耗するのを抑制できる。 [0053] In the case of adopting the V-belt type as the continuously variable transmission 2 is also a pulley frictionally engaged with V-belt, it can be suppressed only certain turning radius to wear.

【0054】また、後退位置は、通常の走行に用いる時間が前進側に比して極めて小さいため、後退側の変速段と前進側の変速段が同一のCVT比icに設定されても、耐久性に与える影響は小さいが、好ましくは、図6 [0054] Also, the retracted position, because the time used in the normal running is extremely small compared to the forward side, also shift speed forward side gear position of the retraction side is set to the same CVT ratio ic, durable is small effect on the sex, preferably, 6
のように、後退側と前進側の変速段に設定されるCVT As in, CVT is set to the speed backward side and the forward side
比icを変更することにより、無段変速機2の耐久性を向上させることができる。 By changing the ratio ic, it is possible to improve the durability of the continuously variable transmission 2.

【0055】(3) 1速及び後退では、ギアードニュートラルポイントGNPから円滑に発進するため、CV [0055] (3) In the first speed and reverse, in order to smoothly start from geared neutral point GNP, CV
T比はギアードニュートラルポイントGNPに対応するicNから1速のic1まで、またはicNから後退までを、それぞれ連続的に変化させる。 T ratio until ic1 from ICN the first speed corresponding to geared neutral point GNP, or to a retracted from ICN, thereby respectively continuously changed.

【0056】変速比無限大無段変速機では、従来の自動変速機のように、トルクコンバータやクラッチなどの発進要素を持たないため、ニュートラルあるいはパーキング位置となるギアードニュートラルポイントGNPに対応したCVT比icNから、1速=ic1あるいは後退=icRへいきなり変速を行うと、エンジンがストールしたり、駆動トルクが急増してショックを発生するなどの不具合が発生する。 [0056] In the IVT, as in the conventional automatic transmission, since no starting elements such as a torque converter or a clutch, CVT ratio corresponding to geared neutral point GNP as a neutral or parking position from ICN, when suddenly performs a shift to the first gear = ic1 or retracted = ICR, engine or stall, the drive torque problems occur, such as to generate a shock surge.

【0057】そこで、前進の1速に対応するCVT比i [0057] Therefore, CVT ratio corresponding to the first speed of forward i
c1と後退のCVT比icRは、ギアードニュートラルポイントGNPに対応するCVT比icNを含んで連続的に変更するように設定することで、発進時のショックやエンジンのストールを防いで、マニュアルモードにおいても円滑な発進を行うことができる。 CVT ratio icR of c1 and retreat, by setting so as to continuously change include CVT ratio icN corresponding to geared neutral point GNP, prevents stalling of the starting time of the shock and the engine, even in the manual mode it is possible to perform a smooth start.

【0058】(4) 回転同期点RSPは2速以上の変速段となるように設定する。 [0058] (4) rotation synchronous point RSP is set to be 2 or higher speed gear stage. 換言すれば、ギアードニュートラルポイントGNPから回転同期点RSPの区間には、少なくとも1つ以上の変速段を設定する。 In other words, the section of the rotation synchronous point RSP from geared neutral point GNP sets at least one or more gear stages.

【0059】ギアードニュートラルポイントGNPから回転同期点RSPの区間は、前進側で動力循環モードとなる領域で、動力循環モードでは動力循環モードクラッチ9が締結されて一定変速機3の変速比と無段変速機2 [0059] geared neutral point GNP from rotation synchronous point RSP section is an area where the power recirculation mode at the forward side, the gear ratio of the power recirculation mode clutch 9 is in the power recirculation mode is entered constant transmission 3 and the continuously transmission 2
のCVT比icの差がIVT比iiとなるため、CVT The difference in the CVT ratio ic is IVT ratio ii, CVT
比icがそのままIVT比iiに対応する直結モードに比して動力伝達効率が低下してしまう。 Ratio ic is reduced power transmission efficiency as compared to the direct connection mode corresponding to the IVT ratio ii.

【0060】そして、ギアードニュートラルポイントG [0060] and, geared neutral point G
NPを1速の範囲に設定した場合、上記(3)で述べたように、発進性を確保するため、ギアードニュートラルポイントGNPから回転同期点RSPの区間で連続的に変速が行われることになって、前進側の動力循環モードの全域を使用することになり、車両の燃費性能が低下する。 If you set the NP in the range of first speed, as described in (3), in order to ensure the startability, supposed to be continuously shifting the interval of the rotation synchronous point RSP from geared neutral point GNP is performed Te, will use the entire area of ​​the power recirculation mode of the forward side, the fuel consumption performance of the vehicle is reduced.

【0061】そこで、図6にも示したように、回転同期点RSPに2速以上の変速段を設定することで、連続的に変速を行う1速での変速範囲を縮小して、車両の燃費性能を向上させることができる。 [0061] Therefore, as shown in FIG. 6, by setting the second speed or gear to the rotation synchronous point RSP, by reducing the speed range in the first speed to perform continuous transmission, the vehicle it is possible to improve the fuel efficiency. {2. {2. 変速機構}次に、トロイダル型無段変速機2の変速機構について、図3〜図5を参照しながら説明する。 Transmission mechanism} Next, the transmission mechanism for a toroidal type continuously variable transmission 2 will be described with reference to FIGS.

【0062】無段変速機2のパワーローラ20は、図3 [0062] Power rollers 20 of the continuously variable transmission 2, 3
に示すように、ピボットシャフト24に軸支されるとともに、下部を油圧シリンダ30に結合したトラニオン2 As shown in, while being pivotally supported on the pivot shaft 24, the trunnion attached to lower the hydraulic cylinder 30 2
3によって軸方向へ変位可能かつ軸まわりへ回転可能に支持される。 3 by being rotatably supported to be displaceable and the axis about the axial direction.

【0063】複数のトラニオン23のうちの一つトラニオン23の下端23Aには、トラニオン23の軸方向変位量とパワーローラ20の傾転角(トラニオン23の回転角≒実CVT比ic)を、図4に示すシフトコントロールバルブ46へフィードバックするためのプリセスカム35が設けられる。 [0063] At the lower end 23A of the one trunnion 23 of a plurality of trunnions 23, the tilting angle of the axial displacement of the power rollers 20 of the trunnion 23 (rotation angle ≒ actual CVT ratio ic of the trunnion 23), FIG. 4 precess cam 35 for feedback is provided to the shift control valve 46 shown in.

【0064】そして、プリセスカム35は、図3、図4 [0064] Then, the precess cam 35, as shown in FIG. 3, 4
に示すように円周方向に所定の傾斜を備えたカム面24 Cam surface 24 having a predetermined inclination in the circumferential direction as shown in
(またはカム溝)を備えており、このカム面34には揺動自在なフィードバックリンク38の一端に設けた係合部材38aが摺接する。 (Or cam groove) provided with an engaging member 38a provided at one end of the swingable feedback link 38 to the cam surface 34 is in sliding contact.

【0065】フィードバックリンク38は、例えば、L [0065] feedback link 38 is, for example, L
字状に形成されるとともに、揺動自在に支持されており、一端の係合部材38aで上記カム面34と摺接する一方、図4に示すように、他端で変速リンク37の一端と係合し、トラニオン23の回転量、すなわちパワーローラ20の傾転角と、軸方向変位量を変速リンク37の一端に伝達する。 It is formed in a shape, which is swingably supported, while the sliding contact with the cam surface 34 in the engaging member 38a at one end, as shown in FIG. 4, engages one end of the speed change link 37 at the other end combined to transmit rotation of the trunnion 23, i.e. the tilting angle of the power rollers 20, the axial displacement of the one end of the speed change link 37.

【0066】変速リンク37は、図4に示すように、中央部でシフトコントロールバルブ46のスプール47と連結する一方、フィードバックリンク38と連結した変速リンク37の他端は、ロッド48及び減速機構49を介して、ステップモータ36(アクチュエータ)と連結する。 [0066] speed change link 37, as shown in FIG. 4, while connected to the spool 47 of the shift control valve 46 in the central portion, the other end of the speed change link 37 which is connected to the feedback link 38, the rod 48 and the reduction mechanism 49 through, it connects the step motor 36 (actuator).

【0067】変速リンク37は、ステップモータ36の駆動によってシフトコントロールバルブ46(変速制御弁)のスプール47を軸方向に変位させるとともに、トラニオン23の回動と軸方向変位に応じて、プリセスカム35及びフィードバックリンク38がスプール47を軸方向に変位させる。 [0067] speed change link 37, causes displacement of the spool 47 of the shift control valve 46 (the shift control valve) in the axial direction by the drive of the step motor 36, in response to the rotation and axial displacement of the trunnion 23, the precess cam 35 and feedback link 38 displaces the spool 47 in the axial direction.

【0068】ここで、変速比無限大無段変速機の変速比及び伝達トルクの制御を行う変速制御機構の油圧回路について、図5を参照しながら詳述する。 [0068] Here, the hydraulic circuit of the transmission control mechanism for controlling the transmission ratio and the transmitted torque of the IVT will be described in detail with reference to FIG.

【0069】油圧ポンプ110から供給された油圧は、 [0069] The oil pressure supplied from the hydraulic pump 110,
PLソレノイド90からの信号圧に基づいてプレッシャレギュレータ100が所定の供給圧PLに調整し、この供給圧PLとしてライン圧回路101へ供給される。 Pressure regulator 100 is adjusted to a predetermined supply pressure PL based on the signal pressure from PL solenoid 90 is supplied as the supply pressure PL to the line pressure circuit 101. なお、PLソレノイド90はパイロット圧回路102からのパイロット圧Ppを元圧として信号圧を調圧する。 Incidentally, PL solenoid 90 presses the signal pressure regulating pilot pressure Pp from the pilot pressure circuit 102 as an original pressure.

【0070】そして、ライン圧回路101には、トロイダル型無段変速機2の変速比及び伝達トルクを制御するため、シフトコントロールバルブ46と圧力制御弁で構成された+トルクコントロールバルブ40及び−トルクコントロールバルブ45が直列的に接続されて、油圧シリンダ30の2つの油室30A、油室30Bの油圧を調整し、本願出願人が提案した特願平10−355627 [0070] Then, the line pressure circuit 101, for controlling the transmission ratio and the transmitted torque of the toroidal type continuously variable transmission 2, is constituted by the shift control valve 46 and the pressure control valve + torque control valve 40 and - Torque control valve 45 is connected in series, the two oil chambers 30A of the hydraulic cylinder 30 to adjust the hydraulic pressure in the oil chambers 30B, Hei present applicant proposed 10-355627
8号と同様に、油圧シリンダ30のピストン31の表裏に加わる差圧を制御する(差圧制御手段)。 Similar to No. 8, and controls the differential pressure acting on both sides of the piston 31 of the hydraulic cylinder 30 (the differential pressure control means).

【0071】まず、シフトコントロールバルブ46には、ライン圧回路101に連通した供給ポート46P [0071] First, the supply port 46P to the shift control valve 46, which communicates with the line pressure circuit 101
と、油圧シリンダ30の油室30Aと連通したLo側ポート46Lと、油圧シリンダ30の油室30Bと連通したHi側ポート46Hと、供給ポート46Pを挟んで+ When a Lo-side port 46L through the oil chamber 30A and the communication of the hydraulic cylinder 30, and a Hi side port 46H through the oil chamber 30B and the communication of the hydraulic cylinder 30, across the supply port 46P +
トルクコントロールバルブ40に連通したポート46i Port 46i communicating with the torque control valve 40
ncと−トルクコントロールバルブ45に連通したポート46dec(第2ドレーンポート)がそれぞれ形成され、上記したように、変速リンク37によって駆動されるスプール47が、油室30Aをポート46decと供給ポート46Pの一方に接続するとともに、油室30B And nc - port in communication with the torque control valve 45 46dec (second drain port) are respectively formed, as described above, the spool 47 which is driven by the shift link 37, the oil chamber 30A of the port 46Dec the supply port 46P as well as connect to other hand, the oil chamber 30B
をポート46incと供給ポート46Pの一方に接続する。 The connection to one port 46inc the supply port 46P.

【0072】圧力制御弁で構成された+トルクコントロールバルブ40及び−トルクコントロールバルブ45 [0072] composed of a pressure control valve + torque control valve 40 and - the torque control valve 45
は、後述するコントロールユニット14によって駆動される+トルクソレノイド50及び−トルクソレノイド5 Is driven by the control unit 14 described later + torque solenoid 50 and - torque solenoid 5
5からの信号圧Psig+、Psig−に応じて、ポート46incとポート46decへ供給する制御圧Pi Signal from the 5 pressure Psig +, depending on Psig-, control supplies to the port 46inc and port 46dec pressure Pi
nc、Pdecを調整するもので、+トルクソレノイド50及び−トルクソレノイド55は、例えば、デューティ制御などによって、連続的に信号圧Psig+、Ps nc, adjusts the Pdec, + torque solenoid 50 and - torque solenoid 55, for example, by a duty control, continuously signal pressure Psig +, Ps
ig−を変更可能に駆動される。 To be able to change is driving the ig-.

【0073】なお、+トルクソレノイド50及び−トルクソレノイド55の元圧となるパイロット圧Ppは、パイロット圧回路102から供給されており、パイロットバルブ103はプレッシャレギュレータ100からの供給圧PLに比例したパイロット圧Ppをパイロット圧回路102へ供給する。 [0073] Incidentally, + torque solenoid 50 and - the pilot pressure Pp as a source pressure of the torque solenoid 55 is supplied from the pilot pressure circuit 102, the pilot pilot valve 103 is proportional to the supply pressure PL from the pressure regulator 100 supplying pressure Pp to the pilot pressure circuit 102.

【0074】また、ライン圧回路101には、動力循環モードクラッチ9を制御するソレノイド92と、直結モードクラッチ10を制御するソレノイド91が配設される。 [0074] Further, the line pressure circuit 101, a solenoid 92 which controls the power recirculation mode clutch 9, a solenoid 91 which controls the direct mode clutch 10 is disposed.

【0075】ソレノイド91からの信号圧の増大に応じて、制御弁93はマニュアルバルブ60からの供給圧P [0075] Depending on the increase of the signal pressure from the solenoid 91, the supply pressure P of the control valve 93 is a manual valve 60
Lを直結モードクラッチ10へ供給して締結する一方、 While signed to supply the L to the direct mode clutch 10,
ソレノイド91からの信号圧が減少すると、制御弁93 When the signal pressure from the solenoid 91 is decreased, the control valve 93
は直結モードクラッチ10をドレーンに接続して解放する。 Releases the direct mode clutch 10 is connected to the drain.

【0076】同様に、ソレノイド92からの信号圧の増大に応じて、制御弁94はマニュアルバルブ60からの供給圧PLを動力循環モードクラッチ9へ供給して締結する一方、ソレノイド92からの信号圧が減少すると、 [0076] Similarly, in response to the increase of the signal pressure from the solenoid 92, the control valve 94 while fastening by supplying supply pressure PL from the manual valve 60 to the power recirculation mode clutch 9, the signal pressure from the solenoid 92 When but decreasing,
制御弁94は動力循環モードクラッチ9をドレーンに接続して解放する。 Control valve 94 is released to connect the power recirculation mode clutch 9 to the drain.

【0077】上記ソレノイド91、92は後述するコントロールユニット14によって制御され、動力循環モードクラッチ9及び直結モードクラッチ10のうちの一方が締結されて、動力循環モードと直結モードが選択的に切り換えられる。 [0077] The solenoid 91 is controlled by the control unit 14 described later, one of which is fastened one of the power recirculation mode clutch 9 and direct mode clutch 10, power circulation mode and the direct mode is switched selectively.

【0078】次に、ポート46Hとポート46Lの差圧、換言すれば、ピストン31の表裏の差圧を制御するため、一対の圧力制御弁からなる+トルクコントロールバルブ40及び−トルクコントロールバルブ45が配設される。 [0078] Next, the differential pressure ports 46H and port 46L, in other words, to control the front and back of the differential pressure of the piston 31, a pair of pressure control valves + torque control valve 40 and - the torque control valve 45 It is disposed.

【0079】+トルクコントロールバルブ40は、+トルクソレノイド50の信号圧Psig+に応じてポート46incへ出力する制御圧Pincを、ライン圧回路101からの供給圧PLとドレーン(油圧=0)との間で連続的に可変制御するものである。 [0079] + torque control valve 40, + a control pressure Pinc output to port 46inc in response to the signal pressure Psig + torque solenoid 50, between the supply pressure PL and the drain from the line pressure circuit 101 (hydraulic = 0) in it is to continuously variable control.

【0080】また、−トルクコントロールバルブ45も同様に、−トルクソレノイド55の信号圧Psig−に応じてポート46decへ出力する制御圧Pdecを、 [0080] Furthermore, - the torque control valve 45 likewise, - a control pressure Pdec output to port 46dec in response to a signal pressure of the torque solenoid 55 Psig-,
ライン圧回路101からの供給圧PLとドレーン(油圧=0)との間で連続的に可変制御するものである。 It is to continuously variable control between the supply pressure PL and the drain from the line pressure circuit 101 (hydraulic = 0).

【0081】これらの2つの圧力制御弁で構成された、 [0081] composed of these two pressure control valves,
+トルクコントロールバルブ40及び−トルクコントロールバルブ45からの制御圧Pinc、Pdecは、シフトコントロールバルブ46のドレーン側を介して油圧シリンダ30の油室30A、30Bの一方へ供給され、 + Torque control valve 40 and - control pressure Pinc from the torque control valve 45, Pdec the shift control of the hydraulic cylinder 30 through the drain side of the valve 46 the oil chamber 30A, is supplied to one of the 30B,
供給圧PLと制御圧PincまたはPdecの間で油圧シリンダ30のピストン31表裏の差圧ΔPを、0を含んで制御することで、パワーローラ20の伝達トルクを任意に調整することが可能となる。 The differential pressure ΔP of the piston 31 the front and back of the hydraulic cylinder 30 between the supply pressure PL control pressure Pinc or Pdec, by controlling contain 0, it is possible to arbitrarily adjust the transmission torque of the power roller 20 . なお、この油室30 It should be noted that the oil chamber 30
Aと30Bの差圧ΔPによる油圧の制御を、以下、差圧制御という。 The hydraulic pressure control by the pressure difference ΔP A and 30B, hereinafter, the differential pressure control that.

【0082】一方、+トルクコントロールバルブ40及び−トルクコントロールバルブ45の制御圧Pinc、 [0082] On the other hand, + torque control valve 40 and - the control pressure of the torque control valve 45 Pinc,
Pdecを0(ドレーン)とした場合では、上記したように、変速リンク37によって駆動されるスプール47 In the case where a is 0 (drain) is Pdec, as described above, the spool 47 which is driven by the shift link 37
が、油室30Aと油室30Bの一方を供給ポート46P But supply port 46P to one of the oil chambers 30A and the oil chamber 30B
に接続し、他方をドレーンに接続することで、油圧シリンダ30の駆動方向、すなわち、トラニオン23の駆動方向を変更して変速を行うことができ、この場合の油圧の制御は、供給圧PLの供給方向(油室30Aまたは油室30B)を各ポートの開口量に応じて制御するため、 Connected to, by connecting the other to drain, the driving direction of the hydraulic cylinder 30, i.e., can perform speed change by changing the driving direction of the trunnion 23, the hydraulic pressure control in this case, the supply pressure PL to control according to the supply direction (the oil chamber 30A or oil chamber 30B) in the amount of opening of each port,
以下、方向流量制御という。 Hereinafter referred to as the directional flow control. {2.1 方向流量制御}方向流量制御は、例えば、回転同期点RSPを除く直結モードと動力循環モード及びギアードニュートラルポイントGNP近傍を除く動力循環モードで行われる。 {2.1 directional flow control} directional flow control is performed, for example, in direct mode and power recirculation mode and geared neutral point power recirculation mode except GNP vicinity except for rotation synchronous point RSP.

【0083】+トルクソレノイド50及び−トルクソレノイド55の信号圧Psig+、Psig−を最大値P [0083] + torque solenoid 50 and - the signal pressure of the torque solenoid 55 Psig +, the maximum value Psig- P
pとして、+トルクコントロールバルブ40と−トルクコントロールバルブ45の制御圧Pinc及びPdec As p, + torque control valve 40 and - the control pressure of the torque control valve 45 Pinc and Pdec
を0(ドレーン)に接続しておき、シフトコントロールバルブ46の供給ポート46Pを油室30A、30Bの一方に接続し、油圧シリンダ30へ供給する圧油の方向と流量を制御することによって変速比の制御を行う。 0 should be tied (drain) connected to the supply port 46P of the shift control valve 46 oil chamber 30A, one of the 30B, the gear ratio by controlling the direction and flow rate of the hydraulic fluid supplied to the hydraulic cylinder 30 It performs the control of.

【0084】図4の波線で示すように、シフトコントロールバルブ46のスプール47が中立位置にある場合は、供給ポート46P、ポート46inc、ポート46 [0084] As shown by a broken line in FIG. 4, when the spool 47 of the shift control valve 46 is in the neutral position, the supply port 46P, port 46Inc, port 46
dec、Lo側ポート46L及びHi側ポート46Hはそれぞれ封止されて、油室30A及び油室30Bの油圧が保持される。 dec, Lo-side ports 46L and Hi side port 46H is sealed respectively, oil pressure in the oil chambers 30A and oil chamber 30B is maintained.

【0085】この中立位置から図中上方へスプール47 [0085] to upward in the drawing from the neutral position the spool 47
が変位すると、供給ポート46PとLo側ポート46L When There is displaced, the supply port 46P and the Lo-side ports 46L
が連通する一方、Hi側ポート46Hは制御圧Pinc While but communicating, Hi-side port 46H is the control pressure Pinc
=0となってドレーンに接続されたポート46incと連通し、供給ポート46Pの開口量に応じた流量がLo = 0 and communicates with the port 46inc connected to the drain is, flow rate corresponding to the amount of opening of the supply port 46P is Lo
側ポート46Lへ供給される。 It is supplied to the side port 46L.

【0086】逆に、中立位置から図中下方へスプール4 [0086] Conversely, the spool 4 downward in the figure from the neutral position
7が変位すると、供給ポート46PとHi側ポート46 If 7 is displaced, the supply port 46P and the Hi-side port 46
Hが連通する一方、Lo側ポート46Lは制御圧Pin While H is communicated, Lo-side port 46L is control pressure Pin
c=0となってドレーンに接続されたポート46dec c = 0 and is connected to the drain and port 46dec
と連通し、供給ポート46Pの開口量に応じた流量がH Communicates with the flow rate corresponding to the amount of opening of the supply port 46P is H
i側ポート46Hへ供給される。 It is supplied to the i-side port 46H.

【0087】いま、目標CVT比icがLo側に変化した場合、ステップモータ36は変速リンク37の一端を図4または図5の上方へ目標CVT比icに応じて変位させ、このときパワーローラ20の傾転角が定常状態にあればプリセスカム35は停止しているため、スプール47も上方へ変位して、供給ポート46PとLo側ポート46Lが連通する一方、Hi側ポート46Hがポート46decと連通し、供給ポート46PからLo側ポート46Lを介して供給された流量に応じて油室30Aの油圧が上昇する一方、油室30B内の油圧はポート46 [0087] Now, when the target CVT ratio ic is changed to Lo side, the step motor 36 displaces in accordance with the above the target CVT ratio ic in FIG. 4 or 5 the end of the speed change link 37, this time the power rollers 20 for if the steady state tilt angle precess cam 35 is stopped, the spool 47 is also displaced upward, while the supply port 46P and the Lo side port 46L is communicated, Hi-side port 46H is communicated with the port 46dec and, while the oil pressure in the oil chamber 30A rises according to the flow rate supplied via the Lo side port 46L from the supply port 46P, the hydraulic pressure in the oil chamber 30B is port 46
decから排出されて、図4に示す左側のトラニオン2 Is discharged from dec, trunnion left shown in FIG. 4 2
3は上昇し、パワーローラ20はトラニオン23の上昇に伴って傾転し、変速比はLo側に変化する。 3 rises, the power roller 20 to tilt with increasing the trunnion 23, the gear ratio is changed to Lo side.

【0088】油圧シリンダ30の駆動によって、トラニオン23は軸方向及び軸回りに変位し、これらトラニオン23の変位はフィードバックリンク38を介して変速リンク37へ伝達され、パワーローラ20のLo側への傾転に応じてフィードバックリンク38は、図4、図5 [0088] by driving the hydraulic cylinder 30, the trunnion 23 is displaced in the axial direction and around the axis, displacement of the trunnions 23 is transmitted to the speed change link 37 via the feedback link 38, inclined to the Lo side of the power roller 20 feedback link 38 in response to the rotation, Figure 4, Figure 5
において、変速リンク37の左側端部を下方へ変位させる。 In displaces the left end of the speed change link 37 downward.

【0089】すなわち、上方に変位していたスプール4 [0089] That is, the spool 4 which has been displaced upward
7は、中立位置へ向けた下方へ変位し、パワーローラ2 7 is displaced downward toward the neutral position, the power roller 2
0の傾転角が目標変速比に一致した時点で、スプール4 When the tilt angle of 0 matches the target speed ratio, the spool 4
7は再び中立位置へ復帰して各ポートを封止するため、 7 for sealing the ports again returned to the neutral position,
油圧シリンダ30の駆動を停止する。 It stops driving the hydraulic cylinder 30.

【0090】こうして、方向流量制御時には、まず、ステップモータ36によってスプール47が駆動されることで、油室30Aへライン圧回路101から圧油が供給される一方、油室30B内の圧油はタンクへ排出され、 [0090] Thus, when the directional flow control, firstly, that the spool 47 is driven by a step motor 36, while the pressure oil from the line pressure circuit 101 to the oil chamber 30A is supplied pressure oil in the oil chamber 30B is is discharged to the tank,
トラニオン23が変位することでパワーローラ20の傾転角はLo側へ向かい、次に、パワーローラ20の傾転角とトラニオン23の軸方向変位がプリセスカム35、 The tilting angle of the power rollers 20 by the trunnion 23 is displaced towards the Lo side, then the axial displacement precess cam 35 of the tilt angle and the trunnion 23 of the power roller 20,
フィードバックリンク38及び変速リンク37を介してシフトコントロールバルブ46へフィードバックされるため、スプール47は徐々に中立位置へ復帰して、ステップモータ36が指令した目標変速比と一致させた状態を維持することができる。 To be fed back to the shift control valve 46 via a feedback link 38 and the speed change link 37, the spool 47 is gradually returned to the neutral position, maintaining the state of the step motor 36 is equal to the target gear ratio were commanded can.

【0091】したがって、とプリセスカム35及びフィードバックリンク38からなるメカニカルフィードバック機構とシフトコントロールバルブ46による方向流量制御では、コントロールユニット14が指令した目標C [0091] Thus, the in accordance with the directional flow control is a mechanical feedback mechanism and the shift control valve 46 consisting of the precess cam 35 and a feedback link 38, target C the control unit 14 is commanded
VT比icへ向けて迅速に変速を行うとともに、実変速比のフィードバックによって高精度かつ安定して変速比の制御を行うことができ、外乱などによってCVT比が最Hi変速比(最小変速比)または最Lo(最大変速比)を超えるのを抑制することができる。 Performs quickly shift toward the VT ratio ic, high precision and stable by the feedback of the actual transmission ratio can be controlled gear ratio, CVT ratio by such disturbance top Hi speed ratio (minimum speed ratio) or it can be prevented from exceeding the top Lo (maximum gear ratio). {2.2 差圧制御}一方、図6において、回転同期点RSP及びギアードニュートラルポイントGNPの近傍では、+トルクコントロールバルブ40と−トルクコントロールバルブ45による差圧制御によってパワーローラ20の伝達トルクの制御が行われる。 {2.2 differential pressure control} On the other hand, in FIG. 6, in the vicinity of the rotation synchronous point RSP and geared neutral point GNP, + a torque control valve 40 - the differential pressure control by the torque control valve 45 of the transmission torque of the power roller 20 control is performed. なお、ギアードニュートラルポイントGNP近傍での差圧制御については、上記特願平10−356278号と同様であるので、ここでは詳述しない。 Note that the differential pressure control at the geared neutral point GNP vicinity is the same as No. the Hei 10-356278, not described in detail here.

【0092】回転同期点RSPでは、後述するように動力循環モードクラッチ9と直結モードクラッチ10を同時に締結するため、IVT比iiは回転同期点RSPに対応するii2に固定されるため、このii2のときには、シフトコントロールバルブ46のスプール47を変位させて、各ポートの油圧を制御することで伝達トルクの制御を行うことができる。 [0092] In the rotary synchronous point RSP, for fastening the direct mode clutch 10 and the power recirculation mode clutch 9 as described below simultaneously, since the IVT ratio ii is fixed to ii2 corresponding to the rotation synchronous point RSP, the ii2 sometimes, by displacing the spool 47 of the shift control valve 46, it is possible to control the transmission torque by controlling the hydraulic pressure of each port.

【0093】いま、IVT比iiが回転同期点RSP= [0093] Now, IVT ratio ii rotation synchronous point RSP =
ii2のときに、図4において、スプール47を破線の中立位置から下方へ変位させると、Hi側ポート46H When the ii2, 4, when displacing downward the spool 47 from the broken line in the neutral position, Hi-side port 46H
は供給ポート46Pと連通する一方、Lo側ポート46 While communicating with the supply port 46P is, Lo-side port 46
Lはポート46decと連通する。 L communicates with the port 46dec.

【0094】このとき、−トルクソレノイド55からの信号圧Psig−を増大させると、信号圧Psig−の増大に伴って、−トルクコントロールバルブ45の制御圧Pdecは減少し、油室30Aと油室30Bの差圧Δ [0094] At this time, - increasing the signal pressure Psig- from torque solenoid 55, with increasing signal pressure Psig-, - control pressure Pdec torque control valve 45 decreases, the oil chamber 30A and the oil chamber 30B of the differential pressure Δ
P=PL−Pdecが拡大する。 P = PL-Pdec to expand.

【0095】パワーローラ20は、動力循環モードクラッチ9と直結モードクラッチ10の同時締結により傾転できないため、油室30Aは−トルクコントロールバルブ45の制御圧Pdecとなり、油室30Bは供給圧P [0095] Power rollers 20, can not be tilted by the simultaneous engagement of the direct mode clutch 10 and the power recirculation mode clutch 9, the oil chamber 30A is - control pressure Pdec next torque control valve 45, the oil chamber 30B supply pressure P
Lとなって、制御圧Pdecの大きさに応じて伝達トルクの制御が可能になる。 It becomes L, and it is possible to control the transmission torque according to the magnitude of the control pressure Pdec.

【0096】ここで、油圧シリンダ30の差圧ΔPとトロイダル型の無段変速機2の伝達トルクの関係は、図1 [0096] Here, the relationship between the differential pressure ΔP and the toroidal transmission torque of the continuously variable transmission 2 of the hydraulic cylinder 30, Figure 1
3、図14に示すようになり、差圧ΔPの大きさに応じて伝達トルクの大きさも変化する。 3, it is as shown in FIG. 14, also varies the magnitude of the transmission torque according to the magnitude of the differential pressure [Delta] P.

【0097】そして、伝達トルクの方向は、図1において、入力ディスク21から出力ディスク22へトルクが伝達される場合を正方向(+)、出力ディスク22から入力ディスク21へトルクが伝達される場合を負方向(−)とする。 [0097] Then, the direction of the transmitted torque, when in FIG. 1, a case where torque is transmitted from the input disk 21 to the output disk 22 forward (+), the torque is transmitted from the output disk 22 to the input disc 21 the negative (-) to.

【0098】また、差圧ΔPの方向は、図4、図5において、油室30Aの油圧が油室30Bよりも大きいときを差圧ΔPが正(+)、油室30Bの油圧が油室30A [0098] Further, the direction of the differential pressure ΔP is 4, 5, the oil chamber 30A of the hydraulic differential pressure ΔP of is greater than the oil chamber 30B is positive (+), the hydraulic oil chamber of the oil chamber 30B 30A
よりも大きいときを差圧ΔPが負(−)とすると、伝達トルクの方向と、差圧ΔPの方向及び大きさの関係は、 The differential pressure [Delta] P when greater than the negative (-) and when the direction of the transmission torque, the relationship between the direction and magnitude of the differential pressure [Delta] P,
図13に示すようになる。 As shown in FIG. 13.

【0099】すなわち、図4のように、スプール47を中立位置より下方へ変位させた状態では、制御圧Pde [0099] That is, as shown in FIG. 4, in a state in which the spool 47 is displaced downward from the neutral position, the control pressure Pde
cの大きさに応じて、油室30Aの油圧を供給圧PLから0の間で任意に設定され、このとき、ピストン31の差圧ΔPは0から負の間に設定されるため、0から負の範囲で伝達トルクを制御することができる。 Depending on the magnitude of c, for set the hydraulic pressure in the oil chamber 30A from the supply pressure PL to anywhere between 0, this time, the differential pressure ΔP of the piston 31 is set between 0 and a negative, from 0 it is possible to control the transmission torque in the negative range.

【0100】また、図4において、スプール47を破線の中立位置から上方へ変位させると、Hi側ポート46 [0100] Further, in FIG. 4, the displacing upward the spool 47 from the broken line in the neutral position, Hi-side port 46
Hはポート46incと連通する一方、Lo側ポート4 While H is in communication with the port 46inc, Lo-side port 4
6Lは供給ポート46Pと連通する。 6L is in communication with the supply port 46P.

【0101】このとき、+トルクソレノイド50からの信号圧Psig+を増大させると、信号圧Psig+の増大に伴って、+トルクコントロールバルブ40の制御圧Pincは減少し、油室30Aと油室30Bの差圧Δ [0102] In this case, increasing the signal pressure Psig + from + torque solenoid 50, with increasing signal pressure Psig +, + control pressure Pinc torque control valve 40 decreases, the oil chamber 30A and the oil chamber 30B differential pressure Δ
P=PL−Pincが拡大する。 P = PL-Pinc is enlarged.

【0102】パワーローラ20は、動力循環モードクラッチ9と直結モードクラッチ10の同時締結により傾転できないため、油室30Aは供給圧PLなり、油室30 [0102] Power rollers 20, can not be tilted by the simultaneous engagement of the direct mode clutch 10 and the power recirculation mode clutch 9, the oil chamber 30A becomes supply pressure PL, the oil chamber 30
Bは+トルクコントロールバルブ40の制御圧Pinc Control pressure Pinc of B + torque control valve 40
となって、ピストン31の差圧ΔPは正となるため、制御圧Pincの大きさに応じて正方向の伝達トルクの制御が可能になる。 Is in the differential pressure ΔP of the piston 31 to become positive, it is possible to control the positive direction of the transmission torque according to the magnitude of the control pressure Pinc.

【0103】伝達トルクと差圧の関係は、図14に示すように表され、図中パワーローラ20の右側が入力ディスク21に当接し、力Fを時計回り(図中下方)に受けるときを伝達トルクの正方向とすると、パワーローラ2 [0103] The relationship between the transmission torque and the differential pressure is expressed as shown in FIG. 14, in contact with the right side input disk 21 in the drawing power roller 20, when receiving a force F in the clockwise direction (in the figure downwards) If the positive direction of the transmission torque, the power rollers 2
0は出力ディスク22へその力Fを図中実線方向へ伝達しようとする。 0 tries transmit force F of the output disk 22 Navel into solid line in the drawing direction.

【0104】このとき、パワーローラ20は出力ディスク22との接点(図中左側)において、反作用の力Fを図中下方に受けるので、合計2Fの力がパワーローラ2 [0104] At this time, the power rollers 20 in contact (the left side in the drawing) of the output disc 22, are also subject to the force F of the reaction downward in the figure, the power force of total 2F are roller 2
0に働き、トラニオン23を介してパワーローラ20を支持する油圧シリンダ30のピストン31には、パワーローラ20に加わる力2Fに応じた正方向の差圧ΔPが必要になる。 Acts on 0, the piston 31 of the hydraulic cylinder 30 which supports the power roller 20 through the trunnion 23, it is necessary to forward the differential pressure ΔP corresponding to the force 2F applied to the power roller 20.

【0105】トロイダル型の無段変速機2が大きなトルクを伝達しようとすると、このトルクの大きさに比例してピストン31の差圧ΔPを発生させないと、トルクの伝達を行うことができない。 [0105] When the continuously variable transmission 2 toroidal tries transmit large torque and does not generate a differential pressure ΔP of the piston 31 in proportion to the magnitude of the torque, it is not possible to transmit torque.

【0106】したがって、差圧ΔPの大きさを変化させることにより、トロイダル型の無段変速機2を通過するトルクの制御が可能となるのである。 [0106] Therefore, by changing the magnitude of the differential pressure [Delta] P, it become possible to control the torque passing through the CVT 2 toroidal.

【0107】なお、伝達トルクの方向が負の場合では、 [0107] In the case the direction of the transmission torque is negative,
図14において破線の方向に力が作用し、図中破線で示したように、負の差圧ΔPの大きさに応じて負方向の伝達トルクを制御することができるのである。 Force acts in the broken line in the direction 14, as indicated by broken lines in the figure, it is possible to control the negative torque transmitted in accordance with the magnitude of the negative differential pressure [Delta] P. {3. {3. 変速制御}次に、変速比無限大無段変速機の制御は、図2に示すように、マイクロコンピュータを主体に構成されたコントロールユニット14によって、IVT Shift control} Next, the control of the IVT, as shown in FIG. 2, the control unit 14 which is a microcomputer mainly, IVT
比iiと伝達トルクの制御が行われる。 Control of the ratio ii transmission torque takes place.

【0108】コントロールユニット14には、ユニット入力軸1の入力軸回転数Ni(=エンジン回転数Ne) [0108] The control unit 14, input shaft speed Ni of the unit input shaft 1 (= engine speed Ne)
を検出する入力軸回転数センサ26からの出力と、ユニット出力軸6の出力軸回転数Noを検出する出力軸回転数センサ27からの出力と、車速VSPを検出する車速センサ16からの出力や、アクセル開度センサ15が検出したアクセル操作量APSと、セレクトスイッチ17 The output from the input shaft rotational speed sensor 26 for detecting and an output from the output shaft speed sensor 27 for detecting an output shaft revolution speed No of the unit output shaft 6, Ya output from a vehicle speed sensor 16 for detecting a vehicle speed VSP , the accelerator operation amount APS of the accelerator opening sensor 15 detects the select switch 17
が検出したシフト位置POS等がそれぞれ入力される。 There shift position POS or the like detected are input.

【0109】コントロールユニット14は、これらの検出値を運転状態として処理し、この運転状態に応じてソレノイド91、92を駆動することで動力循環モードクラッチ9と直結モードクラッチ10を選択的に締結して、動力循環モードと直結モードを切り換えるとともに、運転状態に応じたIVT比iiとなるようにステップモータ36を駆動し、さらに、マニュアルモードの2 [0109] Control unit 14 processes these detected values ​​as the driving state, the direct mode clutch 10 and the power recirculation mode clutch 9 selectively fastened by driving the solenoid 91 and 92 in accordance with the operating condition Te, switches the direct mode and the power recirculation mode, and drives the step motor 36 so that the IVT ratio ii in accordance with the operating conditions, further, the manual mode 2
速(回転同期点RSP)では、+トルクソレノイド50 In fast (rotation synchronous point RSP), + torque solenoid 50
または−トルクソレノイド55を選択的に駆動することでトロイダル型無段変速機2の伝達トルクの制御と変速比の制御を行うことができる。 Or - it is possible to perform the control of the control and the gear ratio of the transmission torque of the continuously variable transmission 2 by selectively driving torque solenoid 55.

【0110】なお、上記したように、セレクトスイッチ17の出力が「D」レンジであれば、運転状態に応じたIVT比iiを設定して、自動的に変速を行う自動変速モードと、シフトレバー18の「+」または「−」操作に応じて、任意の変速段を選択するマニュアルモードを備え、ここでは、マニュアルモードでの変速制御を主体に変速制御の説明を行う。 [0110] Incidentally, as described above, if the output is "D" range of the select switch 17, and set the IVT ratio ii in accordance with the operating state, and the automatic transmission mode in which the automatic transmission, the shift lever 18 of "+" or "-" in accordance with the operation, provided with a manual mode to select an arbitrary gear stage, wherein the shift control in the manual mode will be described shift control mainly.

【0111】この変速制御は、例えば、図7〜図9のフローチャートのように行われる。 [0111] The speed change control is performed, for example, as shown in the flowchart of FIGS. 7-9. なお、これらのフローチャートは、所定時間毎、例えば10msec毎に実行されるもので、図7は変速比制御のメインルーチンを、図8 Note that these flowcharts, every predetermined time, for example, and executed every 10 msec, 7 a main routine of speed ratio control, Fig. 8
はクラッチ締結制御のサブルーチンを、図9はマニュアルモードの2速で行うクラッチ締結制御のサブルーチンを示す。 The subroutine of the clutch engagement control, Figure 9 shows a subroutine for clutch engagement control performed by the second speed manual mode.

【0112】まず、図7のステップS1では、アクセル操作量APS、エンジン回転数Ne、入力軸回転数N [0112] First, in step S1 of FIG. 7, the accelerator operation amount APS, the engine speed Ne, the input shaft rotational speed N
i、出力軸回転数No、車速VSP及びシフト位置PO i, the output shaft rotational speed No, a vehicle speed VSP and shift position PO
Sを上記各センサの出力を読み込む。 The S load the outputs of the sensors.

【0113】次に、ステップS2では、車速VSPとアクセル操作量APS及びシフト位置POSに基づいて、 [0113] Next, in step S2, based on the vehicle speed VSP and the accelerator operation amount APS and the shift position POS,
図10に示す変速マップから、エンジン回転数Neの目標値である目標入力軸回転数DsrREVを求める。 The shift map shown in FIG. 10, obtaining the target input shaft rotational speed DsrREV is a target value of the engine rotational speed Ne.

【0114】すなわち、シフト位置POSが図1に示したDレンジであれば、車速VSPとアクセル操作量AP [0114] That is, if the D range shift position POS is shown in FIG. 1, a vehicle speed VSP and the accelerator operation amount AP
Sに基づいて、図10の変速マップから目標入力軸回転数DsrREVを決定する。 Based on the S, to determine the target input shaft rotational speed DsrREV from the shift map of FIG. 10.

【0115】一方、シフト位置POSがマニュアルモードであれば、選択された変速段と車速VSPに応じた目標入力軸回転数DsrREVを決定する。 [0115] On the other hand, the shift position POS is if manual mode, determines a target input shaft rotational speed DsrREV corresponding to the speed and the vehicle speed VSP which is selected.

【0116】ステップS3では、目標入力軸回転数Ds [0116] In step S3, the target input shaft rotational speed Ds
rREVを出力軸回転数Noで除して目標IVT比ii Target IVT ratio ii by dividing rREV an output shaft speed No
tを求める。 Seek t.

【0117】ステップS4では、入力軸回転数Niと出力軸回転数Noの比から実際のIVT比iirを演算する。 [0117] In step S4, calculates the actual IVT ratio iir from the ratio of the input shaft rotational speed Ni output shaft rotational speed No.

【0118】そして、ステップS5では、フィードバック制御により、実際のIVT比iirが目標IVT比i [0118] Then, in step S5, the feedback control, the actual IVT ratio iir the target IVT ratio i
itへ一致するように指令IVT比iisを算出する。 Calculates a command IVT ratio iis to match to it.

【0119】次に、ステップS6では、目標IVT比i [0119] Next, in step S6, the target IVT ratio i
itへ変化するに当たって、直結モードと動力循環モードの切り換えが必要な場合には、直結モードクラッチ1 When changes to it, if the switching of the direct mode and the power recirculation mode is needed, direct mode clutch 1
0と動力循環モードクラッチ9を後述するように切り換えるため、上記図5に示したソレノイド91、92を駆動する。 0 and for the power recirculation mode clutch 9 switch as will be described later, drives the solenoid 91 and 92 shown in FIG. 5.

【0120】ステップS7では、上記ステップS5で求めた指令IVT比iisとなるように、CVT比icを変化させるため、図示しないマップ等に基づいて、目標ステップ数STPを設定する。 [0120] In step S7, so that the command IVT ratio iis obtained in step S5, for changing the CVT ratio ic, on the basis of a map or the like (not shown), sets the target step number STP.

【0121】なお、上記ステップS6のクラッチ締結制御では、後述するように、マニュアルモードの際には油圧シリンダ30の差圧制御を行う場合があり、このときには、目標の差圧となるステップ数STPに設定される。 [0121] In the clutch engagement control in step S6, as described later, when the manual mode may perform control difference of the hydraulic cylinder 30 pressure, in this case, the number of steps STP as a target differential pressure It is set to.

【0122】ステップS8では、こうして得られたステップ数STPを出力してステップモータ36の駆動を行って、IVT比iiを変化させる。 [0122] In step S8, perform the driving of the step motor 36 by outputting a step number STP thus obtained, it changes the IVT ratio ii.

【0123】次に、上記ステップS6で行われるクラッチ締結制御について、図8のサブルーチンを参照しながら説明する。 [0123] Next, the clutch engagement control performed in step S6, it will be described with reference to the subroutine of FIG.

【0124】まず、ステップS11では、シフト位置P [0124] First, in step S11, shift position P
OSを読み込み、ステップS12で、現在のシフト位置POSがマニュアルモードであるか否かを判定する。 Load the OS, in step S12, the current shift position POS determines whether the manual mode.

【0125】マニュアルモードであれば、ステップS1 [0125] If the manual mode, step S1
3へ進む一方、その他の場合(例えば、Dレンジなど) The process proceeds to 3, otherwise (for example, D-range, etc.)
では、ステップS19に進んで、目標IVT比iitに応じたクラッチ締結制御を行う。 In, the process proceeds to step S19, performs a clutch engagement control according to the target IVT ratio iit.

【0126】マニュアルモードの場合のステップS13 [0126] step in the case of the manual mode S13
では、シフト位置POSが指令した変速段が、1速〜5 So gear speed shift position POS is command, first speed to 5
速のいずれにあるかを判定し、目標とする変速段が1速であればステップS15へ、2速であればステップS1 Determines whether the one fast of, if the shift stage at which the target is the first speed to the step S15, if the second speed step S1
4へ、3速以上であればステップS17へ進む。 To 4, the process proceeds to step S17 as long as 3 or higher speed.

【0127】1速の場合のステップS15では、図6及び図10に示したように、IVT比ii1が動力循環モードに設定されているため、動力循環モードクラッチ9 [0127] In step S15 in the case of 1 speed, as shown in FIGS. 6 and 10, since the IVT ratio ii1 is set in the power recirculation mode, the power recirculation mode clutch 9
を締結する一方、直結モードクラッチ10を解放する。 While entering into, to release the direct mode clutch 10.

【0128】そして、ステップS16では、後述するタイマTimerを0にリセットして処理を終了する。 [0128] Then, in step S16, the process ends resets the timer Timer, described later to zero.

【0129】また、2速の場合のステップS14では、 [0129] In addition, in the step S14 in the case of a 2-speed,
図6及び図10に示したように、IVT比ii2が、回転同期点RSPに設定されているため、動力循環モードクラッチ9と直結モードクラッチ10を共に締結する。 As shown in FIGS. 6 and 10, IVT ratio ii2 is, since it is set in rotation synchronous point RSP, fastening the direct mode clutch 10 and the power recirculation mode clutch 9 together.

【0130】さらに、3速以上の場合のステップS17 [0130] In addition, in the case of a more than 3-speed step S17
では、IVT比iiが図6及び図10に示したように、 So as IVT ratio ii is shown in FIGS. 6 and 10,
直結モードに設定されているため、直結モードクラッチ10を締結する一方、動力循環モードクラッチ9を解放してから、ステップS18に進んで、後述するタイマT Since it is set to direct mode, while fastening the direct mode clutch 10, after releasing the power recirculation mode clutch 9, the process proceeds to step S18, described later timer T
imerを0にリセットして処理を終了する。 The imer to end the process is reset to 0.

【0131】したがって、マニュアルモードの場合には、1速のときには動力循環モードクラッチ9のみが締結され、3速以上のときには直結モードクラッチ10のみが締結されて、回転同期点RSPに設定された2速ときには、動力循環モードクラッチ9と直結モードクラッチ10が同時に締結されることになる。 [0131] Therefore, in the case of the manual mode, when the first speed is engaged only power recirculation mode clutch 9, only direct mode clutch 10 at the time of the above third speed is engaged, it is set to the rotation synchronous point RSP 2 when fast would direct mode clutch 10 and the power recirculation mode clutch 9 is engaged simultaneously.

【0132】なお、自動変速モードのDレンジの場合に行われる、上記ステップS19の目標IVT比iitに応じたクラッチ締結制御は、本願出願人が提案した特開平9−210191号公報と同様に行われ、現在のIV [0132] Incidentally, takes place in the case of the automatic shift mode D-range, clutch engagement control according to the target IVT ratio iit the step S19, similarly to JP-A 9-210191 discloses that the present applicant has proposed line We, the current IV
T比iirから目標IVT比iitへ変化する際に、回転同期点RSPを超えて変速する場合には、例えば、回転同期点RSPまで変速してから、動力循環モードクラッチ9と直結モードクラッチ10の切り換えを行った後、目標IVT比iitへ向けて変速を行うものである。 When changing from T ratio iir the target IVT ratio iit, when shifting beyond the rotation synchronous point RSP, for example, from the gear to the rotation synchronous point RSP, the direct mode clutch 10 and the power recirculation mode clutch 9 after switching, and performs shifting toward the target IVT ratio iit.

【0133】次に、上記図8のステップS14で行われる、動力循環モードクラッチ9と直結モードクラッチ1 [0133] Next, performed in step S14 of FIG. 8, direct mode clutch 1 and the power recirculation mode clutch 9
0の同時締結制御について、図9のフローチャートを参照しながら詳述する。 For simultaneous engagement control is zero, it will be described in detail with reference to the flowchart of FIG.

【0134】まず、ステップ21では、アクセル操作量APSと車速VSPを読み込んでから、ステップS22 [0134] First, in step 21, after reading the accelerator operation amount APS and the vehicle speed VSP, step S22
で、現在の運転状態で、自動変速モードと仮定した場合の仮想目標IVT比iidを、上記ステップS2、S3 In, in the current operating state, the virtual target IVT ratio iid assuming that the automatic shift mode, the steps S2, S3
と同様にして、図10のマップに基づいて演算する。 In the same manner as is calculated based on the map shown in FIG. 10.

【0135】次に、この自動変速モードと仮定した仮想目標IVT比iidと、回転同期点RSPの前後に設定された変速段のIVT比ii(本実施形態では、1速i [0135] Next, the virtual target IVT ratio iid assuming this automatic shift mode, the IVT ratio ii (the embodiment of the gear stage set before and after the rotation synchronous point RSP, 1 speed i
i1と3速ii3)とを比較して、次に選択されるであろう推定変速段Posnを、次のように推定する。 i1 and third speed ii3) by comparing the then the at will if the estimated gear position Posn selected, estimated as follows.

【0136】iid>(ii1+ii2)/2 のときには Posn=ii1 (ii1+ii2)/2≧iid>(ii2+ii3) [0136] iid> (ii1 + ii2) / 2 of the time, the Posn = ii1 (ii1 + ii2) / 2 ≧ iid> (ii2 + ii3)
/2 のときにはPosn=ii2 (ii2+ii3)/2≧iid のときには Pos / At 2 Posn = ii2 (ii2 + ii3) / 2 ≧ iid Pos when the
n=ii3 と推定する。 It is estimated that n = ii3.

【0137】つまり、図10において、各変速段の傾きがIVT比iiを示しており、現在はマニュアルモードの2速で運転を行っているが、仮想目標IVT比iid [0137] That is, in FIG. 10 shows the slope IVT ratio ii of each gear, but is currently performed operation in the second speed manual mode, the virtual target IVT ratio iid
が、1速と2速の中間のIVT比よりも大きい場合、換言すれば、図10において、アクセル操作量APSをパラメータとした車速VSPと、目標入力軸回転数Dsr But if the first speed and higher than the middle of the IVT ratio of second speed, in other words, in FIG. 10, the vehicle speed VSP obtained by the accelerator operation amount APS as a parameter, the target input shaft rotational speed Dsr
REVの関係(=仮想目標IVT比iid)が1速の変速線ii1に近い場合には、2速の変速線に対してアクセル操作量APSが大きくなっていることが考えられ、 REV relationship when (= virtual target IVT ratio iid) is close to the first speed shift line ii1, it is considered that the accelerator operation amount APS is larger with respect to the second speed shift line,
次回の変速ではダウンシフトが行われる場合が多い。 In the next shift is often the case that the down-shift is carried out. そこで、次回の変速段Posnとして1速を選択する。 So, to select the first speed as the next gear Posn.

【0138】また、仮想目標IVT比iidが、2速と3速の中間のIVT比よりも小さい場合、換言すれば、 [0138] The virtual target IVT ratio iid is, when the second speed and less than the intermediate IVT ratio of the third speed, in other words,
図10において、アクセル操作量APSをパラメータとした車速VSPと目標入力軸回転数DsrREVの関係(=仮想目標IVT比iid)が3速の変速線ii3に近い場合には、2速の変速線に対して車速VSPが大きいかアクセル操作量APSが小さくなっていることが考えられ、次回の変速ではアップシフトが行われる場合が多い。 10, when the accelerator operation amount APS parameters and the relationship between vehicle speed VSP and the target input shaft rotational speed DsrREV (= virtual target IVT ratio iid) is close to the third speed shift line ii3 is the second speed shift line it is considered that the vehicle speed VSP is greater or accelerator operation amount APS is smaller for often upshift is performed in the next shift. そこで、次回の変速段Posnとして3速を選択する。 So, to select the third speed as the next gear Posn.

【0139】そして、仮想目標IVT比iidが、1速と2速の中間のIVT比以下で、かつ2速と3速の中間のIVT比よりもよりも大きい場合には、2速での運転状態が上記2つの場合以外の状態となる。 [0139] Then, when the virtual target IVT ratio iid is, the first speed and the following IVT ratio of the second speed intermediate, and greater than than the second speed and the third speed intermediate IVT ratio of the operation in the second speed state is a state other than the above two cases. このように、 in this way,
アクセル操作量APSと車速VSP及び目標入力軸回転数DsrREVの関係が、2速ii2の変速線に近い場合では、そのまま2速を維持する場合が考えられるので、2速を維持するために次回の変速段Posnとして2速を選択する。 Relationship of the accelerator operation amount APS and the vehicle speed VSP and the target input shaft rotational speed DsrREV is a case near the shift line second speed ii2, since cases can be considered to maintain unchanged the second speed, the next in order to maintain the 2-speed selecting a second speed as the shift stage Posn.

【0140】このように、現在の運転状態を自動変速モードに当て嵌めることで、マニュアルモードでの次回の変速段Posnを推定した後、ステップS24へ進んで、次回の変速段Posnに応じた分岐を行い、次回の変速段Posnが1速と推定された場合にはステップS [0140] In this manner, by fitting the current operating state to the automatic shift mode, after estimating the next shift stage Posn in manual mode, the program proceeds to step S24, the branch corresponding to the next shift stage Posn was carried out, step if the next shift stage Posn is estimated at speed S
30へ進み、2速と推定された場合にはステップS25 Advances to 30, in the case where it is estimated that the second speed step S25
へ進み、また、3速と推定された場合にはステップS3 Advances to, also, step in the case where it is estimated that the third speed S3
1へ進む。 Proceed to 1.

【0141】次回の変速段Posnが2速と推定されて、回転同期点RSPを維持する場合のステップS25 [0141] The next shift stage Posn it is estimated that the second speed, step S25 in case of maintaining the rotation synchronous point RSP
では、タイマーTimerの値を所定値Kと比較して、 So by comparing the value of the timer Timer with a predetermined value K,
所定値K以下であれば、ステップS26へ進む一方、所定値Kを超えていればステップS26へ進んで、タイマーTimerの値を所定値(ここでは1)ずつ加算する。 If less than the predetermined value K, the process proceeds to step S26, the program proceeds to step S26 if it exceeds the predetermined value K, (in this case 1) the value of the timer Timer predetermined value by adding.

【0142】そして、ステップS27では、図11に示すように、シフトコントロールバルブ46の各ポート4 [0142] Then, in step S27, as shown in FIG. 11, each port 4 of the shift control valve 46
6H、46L、46inc、46decが所定の微少量だけ開口するようにスプール47を変位させて後述するような差圧制御により伝達トルクの制御を行うため、無負荷時の回転同期点RSPに対応したステップ数Srs 6H, 46L, 46inc, 46dec order to perform control of the transmitted torque by pressure control as described below by displacing the spool 47 so as to be opened by a predetermined minute amount, corresponding to the rotation synchronous point RSP under no load the number of steps Srs
pよりも、ステップ数の小側または大側に予め設定した微少開口位置Slmt1またはSlmt2に設定する。 Than p, set a small aperture position Slmt1 or Slmt2 previously set to a small side or the larger side of the step number.
なお、図11において、ステップ数STPの大側がCV In FIG. 11, the large side is CV of the number of steps STP
T比icの大側(Lo側)で、ステップ数STPの小側がCVT比icの小側(比側)に対応する。 In the larger side of the T ratio ic (Lo side), corresponding to the small side of the small side is CVT ratio ic number of steps STP (ratio side).

【0143】次に、ステップS28では、図5に示した、+トルクソレノイド50、−トルクソレノイド55 [0143] Next, in step S28, shown in FIG. 5, + torque solenoid 50, - torque solenoid 55
を駆動して、+トルクコントロールバルブ40、−トルクコントロールバルブ45からの制御圧Pinc、Pd Drives the + torque control valve 40, - the control pressure Pinc from the torque control valve 45, Pd
ecを後述のように調整し、図11に示すように、油圧シリンダ30の油室30A、30Bの差圧ΔPを0に設定して処理を終了する。 Adjust ec as described below, as shown in FIG. 11, the oil chamber 30A of the hydraulic cylinder 30, the pressure difference ΔP of 30B ends the process is set to 0.

【0144】一方、上記ステップS25で、タイマーT [0144] On the other hand, in step S25, the timer T
imerの値が所定値Kを超えた場合のステップS29 Step S29 in the case where the value of the imer exceeds a predetermined value K
では、所定値Kで設定された時間を超えて2速を維持しているため、変速の可能性が高いと判断でき、図11に示すように、ステップモータ36へのステップ数STP In order to maintain the second speed exceeds the time set by the predetermined value K, it can be determined that there is a high possibility of shifting, as shown in FIG. 11, the number of steps STP to the step motor 36
を、回転同期点RSPのステップ数SrspよりもCV The, CV than the number of steps Srsp of rotation synchronous point RSP
T比icの小側に予め設定されたステップ数Sr1を、 Step number Sr1 previously set to a small side of the T ratio ic,
目標ステップ数STPとして設定する。 To set as a target number of steps STP.

【0145】そして、+トルクソレノイド50、−トルクソレノイド55を駆動して、+トルクコントロールバルブ40、−トルクコントロールバルブ45からの制御圧Pinc、Pdecを調整し、図12に示すように、 [0145] Then, + torque solenoid 50, - drives the torque solenoid 55, + torque control valve 40, - the control pressure Pinc from the torque control valve 45 to adjust the Pdec, as shown in FIG. 12,
油圧シリンダ30の油室30A、30Bの差圧ΔPを、 The oil chamber 30A of the hydraulic cylinder 30, the pressure difference ΔP of 30B,
回転同期点RSPにおいて直結モードで必要となる差圧ΔP2と、動力循環モードで必要となる差圧ΔPrとの中間で、予め設定された差圧ΔP1に設定してから処理を終了する。 Differential pressure ΔP2 required in direct mode in the rotation synchronous point RSP, intermediate the differential pressure ΔPr required in the power recirculation mode, the process ends after setting the differential pressure ΔP1 which is set in advance.

【0146】また、上記ステップS24の条件分岐で、 [0146] Also, in the conditional branch of step S24,
次回の変速段Posnとして1速が推定された場合のステップS30では、図11に示すように、回転同期点R In step S30 when the first speed is estimated as the next gear position Posn, as shown in FIG. 11, the rotation synchronous point R
SPに対応したステップ数Srspよりも、ステップ数の大側に予め設定されたステップ数Sr0を、目標ステップ数STPとして設定する。 Than the number of steps Srsp corresponding in the SP, the step number Sr0 previously set to a large side of the step number, is set as a target step number STP.

【0147】このステップ数Sr0は、図11の破線で示すように、動力循環モードの有負荷時の変速線と、回転同期点RSPに対応した1/IVT比ii2との交点、またはその近傍に設定される。 [0147] The step number Sr0, as indicated by a broken line in FIG. 11, a shift line when a load-in power recirculation mode, the intersection of the rotation synchronous point 1 / IVT ratio ii2 corresponding to the RSP or near, It is set. なお、図中実線が無負荷時の変速線を示し、有負荷時と無負荷時の差は、トロイダル型の無段変速機2に特有の、トルクシフト量に応じた値である。 In the figure, a solid line indicates the shift line at no load, the difference in time of a load-time and no load, specific to the continuously variable transmission 2 toroidal, a value corresponding to the torque shift amount.

【0148】そして、差圧ΔPを、図12に示すように動力循環モードの際に必要となるΔPrに設定しておく。 [0148] Then, the differential pressure [Delta] P, is set to ΔPr needed during power recirculation mode as shown in FIG. 12.

【0149】次に、上記ステップS24の条件分岐で、 [0149] Next, at conditional branch of step S24,
次回の変速段Posnとして3速が推定された場合のステップS31では、図11に示すように、回転同期点R In step S31 in the case where the third speed is estimated as the next gear position Posn, as shown in FIG. 11, the rotation synchronous point R
SPに対応したステップ数Srspよりも、ステップ数の小側に予め設定されたステップ数Sr2を、目標ステップ数STPとして設定する。 Than the number of steps Srsp corresponding in the SP, the step number Sr2 previously set to a small side of the step number, is set as a target step number STP. なお、回転同期点RSP It should be noted that the rotation synchronous point RSP
近傍で設定されるステップ数Sr0〜Sr1の関係は、 Sr2<Sr1Srsp<Sr0 に設定される。 Relationship step number Sr0~Sr1 set in the vicinity is set to Sr2 <Sr1Srsp <Sr0.

【0150】このステップ数Sr2は、図11の破線で示すように、直結モードの有負荷時の変速線と、回転同期点RSPに対応した1/IVT比ii2との交点、またはその近傍に設定される。 [0150] The step number Sr2, as indicated by a broken line in FIG. 11, a shift line when a load-in direct mode, the intersections between the 1 / IVT ratio ii2 corresponding to the rotation synchronous point RSP or set in the vicinity thereof It is. なお、図中実線が無負荷時の変速線を示す。 In the figure, a solid line indicates the shift line at no load.

【0151】そして、+トルクソレノイド50、−トルクソレノイド55を駆動して、+トルクコントロールバルブ40、−トルクコントロールバルブ45からの制御圧Pinc、Pdecを調整し、図12に示すように、 [0151] Then, + torque solenoid 50, - drives the torque solenoid 55, + torque control valve 40, - the control pressure Pinc from the torque control valve 45 to adjust the Pdec, as shown in FIG. 12,
油圧シリンダ30の油室30A、30Bの差圧ΔPを、 The oil chamber 30A of the hydraulic cylinder 30, the pressure difference ΔP of 30B,
回転同期点RSPにおいて直結モードで必要となる差圧ΔP2に設定してから処理を終了する。 The process ends after setting the pressure difference ΔP2 required in direct mode in the rotation synchronous point RSP. {4. {4. マニュアルモードの変速動作}上記図7〜図9のフローチャートに基づいて、マニュアルモードで変速を行うと、上記特願平10−370379号と同様に、変速段のひとつを回転同期点RSPに設定することで、アップシフト、ダウンシフトのいずれの変速方向においても、必ず回転同期点RSPに設定され、この設定期間中に各クラッチの締結、解放を行うことで、クラッチの耐久性を容易に確保して大型化を防ぐことができる。 Shift operation manual mode} with reference to the flowchart of FIG. 7 to FIG. 9, when the shift in the manual mode, similarly to the No. aforementioned Japanese Patent Application 10-370379, sets the one shift speed to the rotation synchronous point RSP it is, upshift, in any of the shifting direction of the downshift, is always set to the rotation synchronous point RSP, the engagement of the clutch during the setting period, by performing a release, easy to ensure the durability of the clutch it is possible to prevent an increase in the size Te.

【0152】そして、回転同期点RSPの2速に設定されたときには、動力循環モードクラッチ9と直結モードクラッチ10を同時に締結することで、隣り合う変速段へ変速する際には、一方のクラッチを解放するだけで良いため、迅速に変速を行うことが可能となる。 [0152] Then, when it is set to the second speed of rotation synchronous point RSP, by fastening the direct mode clutch 10 and the power recirculation mode clutch 9 at the same time, when shifting to adjacent gear stages, the one clutch since it only releases, it is possible to perform quick shifting.

【0153】例えば、1速から2速へアップシフトすると、動力循環モードで回転同期点RSPへ到達するが、 [0153] For example, when up-shifting from the first speed to the second speed will be reached in power recirculation mode to the rotation synchronous point RSP,
この2速で直結モードクラッチ10を締結しておくことで、次に3速へアップシフトする際には、動力循環モードクラッチ9を解放するだけでよいため、迅速に変速を行うことができるのである。 By keeping concluded direct mode clutch 10 at this second speed, the time of next upshift to the third speed, since it is only necessary to release the power recirculation mode clutch 9, it is possible to perform quick shift is there.

【0154】これに加えて、さらに、上記図9に示したように、ステップモータ36のステップ数と、パワーローラ20の伝達トルクを決める油圧シリンダ30の差圧ΔPを制御することで、2速からのダウンシフトまたはアップシフトを行う際の変速応答性を向上させることができる。 [0154] In addition, further, as shown in Figure 9, the step number of the step motor 36, by controlling the differential pressure ΔP of the hydraulic cylinder 30 that determines the transmission torque of the power roller 20, second speed it is possible to improve the shift response when a downshift is performed or upshift from.

【0155】以下に、回転同期点RSPに設定された2 [0155] In the following, it has been set in the rotation synchronous point RSP 2
速における変速制御の作用について詳述する。 Detail the operation of the shift control in speed. {4.1 ステップ数=Slmt1の場合}変速段が2 {4.1 number of steps = Slmt1} gear stage 2
速に設定された場合には、上記図9のステップS25〜 If it is set to fast, step S25~ of FIG 9
S28で、所定時間Kが経過するまでは、ステップモータ36のステップ数が図11に示したようにSlmt1 In S28, until a predetermined time K has passed, as the number of steps of the step motor 36 shown in FIG. 11 Slmt1
(またはSlmt2)に設定され、油圧シリンダ30の差圧ΔPは、図12に示すように0に設定される。 (Or Slmt2) is set to the differential pressure ΔP of the hydraulic cylinder 30 is set to 0 as shown in FIG. 12.

【0156】ここで、油圧シリンダ30の差圧ΔPとトロイダル型の無段変速機2の伝達トルクの関係は、上記{2.2 差圧制御}で述べたように、図13、図14 [0156] Here, the relationship of the continuously variable transmission torque of the transmission 2 of the differential pressure ΔP of the hydraulic cylinder 30 and the toroidal type, as described above {2.2 differential pressure control}, 13, 14
に示すように差圧ΔPの大きさに応じて伝達トルクの大きさも変化する。 Also it changes the magnitude of the transmission torque according to the magnitude of the differential pressure ΔP as shown in.

【0157】そして、伝達トルクの方向は、図1において、入力ディスク21から出力ディスク22へトルクが伝達される場合を正方向(+)、出力ディスク22から入力ディスク21へトルクが伝達される場合を負方向(−)とする。 [0157] Then, the direction of the transmitted torque, when in FIG. 1, a case where torque is transmitted from the input disk 21 to the output disk 22 forward (+), the torque is transmitted from the output disk 22 to the input disc 21 the negative (-) to.

【0158】また、差圧ΔPの方向は、図4、図5において、油室30Aの油圧が油室30Bよりも大きいときを差圧ΔPが正(+)、油室30Bの油圧が油室30A [0158] Further, the direction of the differential pressure ΔP is 4, 5, the oil chamber 30A of the hydraulic differential pressure ΔP of is greater than the oil chamber 30B is positive (+), the hydraulic oil chamber of the oil chamber 30B 30A
よりも大きいときを差圧ΔPが負(−)とすると、伝達トルクの方向と、差圧ΔPの方向及び大きさの関係は、 The differential pressure [Delta] P when greater than the negative (-) and when the direction of the transmission torque, the relationship between the direction and magnitude of the differential pressure [Delta] P,
上記図13に示すようになる。 As shown in FIG 13.

【0159】マニュアルモードの3速〜5速となる直結モードでは、図15に示すように、動力循環モードクラッチ9を解放して、直結モードクラッチ10を締結しているため、ユニット入力軸1に加えられたエンジントルクは、入力ディスク21から出力ディスク22へ正方向に伝達された後、無段変速機出力軸4、直結モードクラッチ10を介してユニット出力軸6に伝達される。 [0159] In direct mode as the 3 fifth speeds of a manual mode, as shown in FIG. 15, to release the power recirculation mode clutch 9, since the concluded direct mode clutch 10, the unit input shaft 1 engine torque applied, after being transmitted from the input disk 21 to the output disc 22 in the forward direction, the CVT output shaft 4 is transmitted to the unit output shaft 6 via the direct mode clutch 10.

【0160】一方、マニュアルモードの1速となる動力循環モードの前進時では、図16に示すように、動力循環モードクラッチ9を締結し、直結モードクラッチ10 [0160] On the other hand, during advancement of the power recirculation mode in which a first speed manual mode, as shown in FIG. 16, signed a power recirculation mode clutch 9, direct mode clutch 10
を解放しているため、ユニット入力軸1に加えられたエンジントルクは、一定変速機3から動力循環モードクラッチ9を介して遊星歯車機構5のキャリア5bへ入力される。 Due to the releasing, the engine torque applied to the unit input shaft 1 is input from the fixed speed ratio transmission 3 to the carrier 5b of the planetary gear mechanism 5 via the power recirculation mode clutch 9.

【0161】そして、キャリア5bへ入力されたトルクは、サンギア5aとの回転速度差に応じてリングギア5 [0161] Then, the torque input to the carrier 5b, the ring gear 5 in accordance with the rotational speed difference between the sun gear 5a
cからユニット出力軸6へ伝達される一方、トルクの一部は、無段変速機出力軸4からトロイダル型の無段変速機2へ伝達されて、出力ディスク22から入力ディスク21へ向けて負方向に伝達される。 While being transmitted to the unit output shaft 6 from c, the part of the torque, and the continuously variable transmission output shaft 4 is transmitted to the continuously variable transmission 2 toroidal, toward the output disk 22 to the input disk 21 negative It is transmitted to the direction.

【0162】さらに、入力ディスク21へ伝達されたトルクは、ギア3aから一定変速機3へ入力されて循環されることになる。 [0162] Further, the torque transmitted to the input disk 21 will be circulated are input from the gear 3a to the fixed speed ratio transmission 3.

【0163】次に、本発明のように回転同期点RSPの2速において、動力循環モードクラッチ9と直結モードクラッチ10を同時に締結すると共に、油圧シリンダ3 [0163] Next, in the second speed of rotation synchronous point RSP as in the present invention, the fastening the direct mode clutch 10 and the power recirculation mode clutch 9 at the same time, the hydraulic cylinder 3
0の差圧ΔP=0と設定した場合には、図17に示すようになる。 If set to the differential pressure [Delta] P = 0 0, as shown in FIG. 17.

【0164】つまり、上記図13に示したように、差圧ΔP=0のときにはトロイダル型無段変速機2の伝達トルクは0となるため、図16に示した動力循環モードでの動力伝達経路のうち、出力ディスク22から入力ディスク21へ向かう経路が無くなる(伝達トルク=0)ため、図17に示すように、ユニット入力軸1から一定変速機3へ入力されたトルクは、動力循環モードを介してキャリア5bへ伝達される。 [0164] That is, as shown in FIG. 13, since the 0 transmission torque of the toroidal type continuously variable transmission 2 at the time of the differential pressure [Delta] P = 0, the power transmission path in the power recirculation mode shown in FIG. 16 of the output path toward the input disk 21 from the disk 22 is eliminated (transmitted torque = 0), as shown in FIG. 17, the torque input from the unit input shaft 1 to the fixed speed ratio transmission 3, the power recirculation mode It is transmitted to the carrier 5b through.

【0165】さらに、直結モードクラッチ10も締結されているため、無段変速機出力軸4、サンギア5a、キャリア5b、リングギア5c及びユニット出力軸6は一体となって回転しており、キャリア5bへ入力されたトルクは、リングギア5cと直結モードクラッチ10からユニット出力軸6へ伝達される。 [0165] Further, since the well is fastened direct mode clutch 10, the continuously variable transmission output shaft 4, the sun gear 5a, carrier 5b, the ring gear 5c and the unit output shaft 6 and rotate integrally, the carrier 5b torque input to is transferred from the direct mode clutch 10 and the ring gear 5c to the unit output shaft 6.

【0166】したがって、油圧シリンダ30の差圧Δを0としたトロイダル型無段変速機2は、チェーン40を介して無段変速機出力軸4と出力ディスク22が連結されるため、パワーローラ20及び入力ディスク21も回転するが、上記したようにトルクの伝達は行われず、連れ回るだけで、トロイダル型無段変速機2を通過するトルクの損失分(摩擦など)だけ動力伝達効率を向上させることができ、回転同期点RSPに設定された2速走行時の燃料消費率を向上させることができる。 [0166] Thus, a toroidal-type continuously variable transmission 2 differential pressure Δ is 0 of the hydraulic cylinder 30, since the continuously variable transmission output shaft 4 and the output disc 22 is coupled via a chain 40, the power rollers 20 and although the input disc 21 rotates, the transmission of torque as described above is not carried out, only rotated together, loss of torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission 2 (friction, etc.) is improved only power transmission efficiency it is possible, it is possible to improve the fuel consumption rate of the second speed during running, which is set in rotation synchronous point RSP.

【0167】こうして、動力循環モードクラッチ9と直結モードクラッチ10を同時に締結して、次の変速段への応答性を確保しながら、トロイダル型無段変速機2の油圧シリンダ30の差圧ΔP=0とすることで、動力伝達効率の向上も図ることが可能となるのである。 [0167] Thus, by fastening the direct mode clutch 10 and the power recirculation mode clutch 9 at the same time, while ensuring the responsiveness to the next shift stage, the differential pressure ΔP of the hydraulic cylinder 30 of the toroidal type continuously variable transmission 2 = with 0, it become possible to achieve also improve the power transmission efficiency. {4.2 ステップ数=Sr1の場合}変速段が2速に設定されてから所定時間Kを経過すると、変速の開始が予想されるため、図9の上記図9のステップS29で、 When the shift stage {4.2 number of steps = Sr1} has passed a predetermined time K after being set to the second speed, since the start of the shift is expected, at step S29 of FIG. 9 in FIG. 9,
ステップモータ36のステップ数が、図11に示したようにSr1に設定されるとともに、油圧シリンダ30の差圧ΔPは、図12に示すように、ΔP1(>0)に設定される。 Number of steps of the step motor 36, while being set to Sr1 as shown in FIG. 11, the differential pressure ΔP of the hydraulic cylinder 30, as shown in FIG. 12, is set to ΔP1 (> 0).

【0168】この差圧ΔP1は、回転同期点RSPにおいて直結モードで必要となる差圧ΔP2と、動力循環モードで必要となる差圧−ΔPrとの中間に予め設定された値である。 [0168] The differential pressure ΔP1 is the pressure difference ΔP2 required in direct mode in the rotation synchronous point RSP, is a preset value intermediate the pressure difference -ΔPr required in power recirculation mode.

【0169】この状態で2速から3速へアップシフトするには、まず、図12に示すように、差圧ΔPを直結モードの回転同期点RSPにおいて、必要となる差圧ΔP [0169] To upshift from the second speed to the third speed in this state, first, as shown in FIG. 12, in the rotation synchronous point RSP in direct mode a differential pressure [Delta] P, the differential pressure [Delta] P required
2となるように、油圧シリンダ30の差圧ΔPを増大させてから、図11に示すように、ステップモータ36のステップ数をSr2まで送って、直結モードの有負荷時の変速線(図中波線)に一致させる。 To be 2, since by increasing the pressure difference ΔP of the hydraulic cylinder 30, as shown in FIG. 11, by sending the number of steps of the step motor 36 until Sr2, organic load shift line of direct mode (figure to coincide with the wavy line).

【0170】そして、動力循環モードクラッチ9を解放するとともに、3速へ向けてステップモータ36を駆動することによって、迅速かつ円滑に変速動作を行うことができる。 [0170] Then, the releasing the power recirculation mode clutch 9, by driving the step motor 36 toward the third speed can be carried out quickly and smoothly shift operation.

【0171】逆に、2速から1速へダウンシフトするには、まず、図12に示すように、差圧ΔPを動力循環モードの回転同期点RSPにおいて、必要となる差圧ΔP [0171] Conversely, from second gear to downshift to the first gear, first, as shown in FIG. 12, the differential pressure ΔP in the rotation synchronous point RSP in the power recirculation mode, the differential pressure ΔP required
rとなるように、油圧シリンダ30の差圧ΔPを負に設定してから、動力循環モードクラッチ9を解放すると、 As will be r, after setting the differential pressure ΔP of the hydraulic cylinder 30 in the negative, to release the power recirculation mode clutch 9,
図11に示すように、ステップ数=Sr1の位置で、動力循環モードの有負荷時の変速線(図中波線)に変化して変速を開始することができ、この後、1速へ向けてステップモータ36を駆動することによって、迅速かつ円滑に変速動作を行うことができる。 As shown in FIG. 11, at the position of the step number = Sr1, organic load shift line of the power recirculation mode changed to (in the figure the wavy line) can begin to shift, thereafter, toward the first gear by driving the step motor 36 can be performed quickly and smoothly shift operation.

【0172】つまり、回転同期点RSPの2速から3速または1速へ変速を行う場合には、差圧ΔPを各変速段に対応した運転モードで必要とされる差圧ΔPに設定しなければならないが、差圧ΔP1は、ΔP2とΔPrの中間に設定されているため、アップシフト(3速)またはダウンシフト(1速)のいずれであっても、差圧ΔP [0172] That is, when performing the shift from the second speed to the third speed or the first speed rotation synchronous point RSP is not the differential pressure ΔP is set to the differential pressure ΔP required by the operating mode corresponding to each speed shall While the differential pressure ΔP1 it is because it is set in the middle of ΔP2 and? Pr, be either upshift (3 speed) or downshifting (first speed), the differential pressure ΔP
の変更に要する時間を等しくすることができ、変速方向に係わらず、迅速な変速動作を実現することが可能となるのである。 Can equal the required modification time, regardless of the shifting direction, is the is possible to realize a quick shift operation. {4.3 ステップ数=Sr2の場合}上記図9のステップS23で、次回の変速段Posnとして、アップシフト側の3速が予想された場合には、図9のステップS In {4.3 number of steps = Sr2} step S23 of FIG. 9, as the next shift stage Posn, when the third gear upshift side was expected, the step S in FIG. 9
31で、ステップモータ36のステップ数が、図11に示したようにSr2に設定されるとともに、油圧シリンダ30の差圧ΔPは、図12に示すように、直結モードで必要とされる差圧ΔP2に設定しておく。 31, the differential pressure step number of the step motor 36, while being set to Sr2 as shown in FIG. 11, the differential pressure ΔP of the hydraulic cylinder 30 is that as shown in FIG. 12, is needed in direct mode It is set to ΔP2.

【0173】したがって、3速へ変速を行う際には、動力循環モードクラッチ9を解放すると、ステップモータ36の位置は、図11に示すように、直結モードの有負荷時の変速線における回転同期点RSPにあるので、3 [0173] Therefore, when performing the shift to the third speed, when releasing the power recirculation mode clutch 9, the position of the step motor 36, as shown in FIG. 11, the rotation synchronization in a load-time of the shift line of the direct mode because it is in point RSP, 3
速のIVT比ii3へ向けて迅速に変速を開始することができるのである。 Toward IVT ratio ii3 fast it is possible to start the rapid shift.

【0174】なお、図11において、ステップモータ3 [0174] In FIG. 11, the step motor 3
6のステップ数を、回転同期点RSPに対応するSrs The number of steps 6, corresponding to the rotation synchronous point RSP Srs
pからSr2へまで減少させる際には、IVT比iiは回転同期点RSPに対応した2速ii2を維持しているため、パワーローラ20は傾転することなく、油圧シリンダ30の差圧ΔPだけがステップ数の減少に応じて徐々に増大することになる。 In reducing with Sr2 bobble from p, because the IVT ratio ii maintains the second speed ii2 corresponding to the rotation synchronous point RSP, without the power roller 20 to tilt, only the differential pressure ΔP of the hydraulic cylinder 30 There will be gradually increased in accordance with a decrease in the number of steps. {4.4 ステップ数=Sr0の場合}上記図9のステップS23で、次回の変速段Posnとして、ダウンシフト側の1速が予想された場合には、図9のステップS In {4.4 number of steps = Sr0} step S23 of FIG. 9, as the next shift stage Posn, when the first speed downshift side was expected, the step S in FIG. 9
30で、ステップモータ36のステップ数が、図11に示したようにSr0に設定されるとともに、油圧シリンダ30の差圧ΔPは、図12に示すように、動力循環モードで必要とされる差圧ΔPrに設定しておく。 30, the difference between the number of steps of the step motor 36, while being set to Sr0 as shown in FIG. 11, the differential pressure ΔP of the hydraulic cylinder 30, which is as shown in FIG. 12, required in the power recirculation mode It is set to pressure ΔPr.

【0175】したがって、1速へ変速を行う際には、直結モードクラッチ10を解放すると、ステップモータ3 [0175] Therefore, when performing a shift to the first gear, when releasing the direct mode clutch 10, the step motor 3
6の位置は、図11に示すように、動力循環モードの有負荷時の変速線における回転同期点RSPにあるので、 Position 6, as shown in FIG. 11, since the rotation synchronous point RSP in organic load shift line of the power recirculation mode,
1速のIVT比ii1へ向けて迅速に変速を開始することができるのである。 Toward first speed of IVT ratio ii1 it is possible to start the rapid shift.

【0176】以上のように、マニュアルモードの変速段のうちのひとつを回転同期点RSPに設定するとともに、回転同期点RSPに設定された2速では、動力循環モードクラッチ9と直結モードクラッチ10を同時に締結しておくことで、次の変速段(3速または1速)への変速を開始する際には、どちらか一方のクラッチを解放するだけで良いため、変速の応答性を向上させることができる。 [0176] As described above, sets the one of the gear position of the manual mode to the rotation synchronous point RSP, the second speed which is set in rotation synchronous point RSP, the direct mode clutch 10 and the power recirculation mode clutch 9 by keeping fastened simultaneously when starting the shift to the next gear position (third speed or the first speed), since good simply releasing one of the clutch, to improve the responsiveness of the shift can.

【0177】そして、マニュアルモードでは、回転同期点RSPに対応した変速段に設定されている期間中、動力循環モードクラッチ9と直結モードクラッチ10を同時に締結しているため、トロイダル型の無段変速機2のパワーローラ20を支持する油圧シリンダ30の差圧Δ [0177] In the manual mode, during the period set in the shift speed corresponding to the rotation synchronous point RSP, because they concluded direct mode clutch 10 and the power recirculation mode clutch 9 at the same time, toroidal type continuously variable transmission of differential pressure of the hydraulic cylinder 30 which supports the power roller 20 of the machine 2 delta
Pを制御することで、IVT比iiを2速に維持したまま無段変速機2を通過する伝達トルクの制御を行うことが可能となり、特に、差圧ΔP=0に設定することで、 By controlling the P, it is possible to perform the control of the transmission torque passing through the CVT 2 while maintaining the IVT ratio ii to the second speed, in particular, by setting the differential pressure [Delta] P = 0,
トロイダル型無段変速機2を通過するトルクの損失分(摩擦など)だけ動力伝達効率を向上させることができ、回転同期点RSPに設定された2速走行時の燃料消費率を向上させることができる。 Loss of torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission 2 (friction, etc.) can be only enhanced power transmission efficiency, to improve the fuel consumption rate at the time of the second speed running, which is set in rotation synchronous point RSP it can.

【0178】さらに、所定時間Kを経過すると、差圧Δ [0178] Further, when a predetermined time elapses K, the differential pressure Δ
Pを直結モードと動力循環モードの有負荷時で必要となる差圧の中間の値ΔP1に設定するようにしたため、次の変速がアップシフトまたはダウンシフトのいずれであっても、ほぼ等しい時間で変速の開始を行うことができ、変速の応答性をさらに向上することができる。 Because you to set the differential pressure of a value ΔP1 required to P at time a load-of the direct mode and the power recirculation mode, be any next shift is an upshift or downshift, at approximately equal time can make the start of the shift, the response of the transmission can be further improved.

【0179】加えて、回転同期点RSPに対応した2速走行中に、自動変速モードの変速マップを用いて仮想I [0179] In addition, in the second speed traveling corresponding to the rotation synchronous point RSP, the virtual I using a shift map of the automatic shift mode
VT比iidを求め、この仮想IVT比iidが現在の運転状態と比較して、隣り合う変速段である1速と3速のどちらに近いかを判定し、3速に近ければ、ステップモータ36のステップ数=Sr1として、予め直結モードの有負荷時の変速線に乗せておくことで、アップシフトを迅速に開始することができ、逆に、現在の運転状態が1速に近ければ、ステップモータ36のステップ数= Seeking VT ratio iid, the virtual IVT ratio iid is compared to the current operating state, to determine close to either the first speed and the third speed is a shift speed adjacent the closer to the third speed, the step motor 36 as the number of steps = Sr1 of, by leaving carried on shift line at a load-pre direct mode, it is possible to initiate an upshift quickly, conversely, the closer the current operating state to the first speed, step number of steps of the motor 36 =
Sr0として、予め動力循環モードの有負荷時の変速線に乗せておくことで、ダウンシフトを迅速に開始することができるのである。 As sr0, by leaving carried on shift line at a load-pre power recirculation mode, it is possible to start the downshift quickly.

【0180】なお、上記実施形態において、動力循環モードクラッチ9と直結モードクラッチ10の締結圧は、 [0180] In the above embodiment, the engagement pressure of the direct mode clutch 10 and the power recirculation mode clutch 9,
伝達トルクに応じた締結力としても良いが、締結に必要な最小限の圧力としておいてもよく、この場合、クラッチの解放をより迅速に行って、次の変速段へ向けた変速動作を、さらに迅速に開始することができる。 Or as a fastening force corresponding to transmission torque, but may be allowed to the minimum pressure required for the conclusion, this case, by performing the release of the clutch more quickly, a shift operation for the next shift stage, it is possible to more quickly start.

【0181】また、上記図9のステップS30において、次の変速段Posnが1速と判定された場合には、 [0181] Further, in step S30 of FIG. 9, when the next shift stage Posn is determined to the first speed,
目標ステップ数=Sr0、差圧ΔP=ΔPrに設定したが、ステップS31と同様に、目標ステップ数=Sr Target step number = Sr0, was set on the differential pressure [Delta] P =? Pr, as in step S31, the target number of steps = Sr
2、差圧ΔP=ΔP2としてもよく、この場合、1速のダウンシフトを行う際には、図11のステップ数=Sr 2, may be a pressure difference [Delta] P = [Delta] P2, in this case, when a downshift is performed in the first speed, the number of steps of FIG. 11 = Sr
2の位置で、回転同期点RSPに対応したIVT比ii 2 position, IVT ratio ii corresponding to the rotation synchronous point RSP
2から、動力循環モードにおける有負荷時の変速線に移行した後、1速へ向けて変速を行うことができる。 2, after the switch to the shift line at a load-in power recirculation mode, it is possible to perform shifting toward the first speed.

【0182】したがって、1速へのダウンシフトまたは3速へのアップシフトのいずれであっても、ステップ数の変化を最小にして変速を開始することが可能となって、変速の応答性をさらに向上させることが可能となる。 [0182] Therefore, even if either of upshift to downshift or third speed to the first speed, it is possible to start the shift to a change in the number of steps to minimize further the responsiveness of the shift it is possible to improve.

【0183】なお、上記実施形態において、マニュアルモードの変速段を5段に分けて、第2速を回転同期点に割り当てた場合について説明を行ったが、変速段を6段に分けて、第3速を回転同期点に割り当ててもよいし、 [0183] In the above embodiment, divides the shift stage of the manual mode in five stages has been described for the case where assigning the second speed to the rotation synchronous point, divides the shift stage six stages, first it the third speed may be allocated to the rotation synchronous point,
それ以外の変速段を割り当ててもよいことは勿論である。 It is of course, be assigned to other gear stages.

【図面の簡単な説明】 BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS

【図1】本発明の一実施形態を変速比無限大無段変速機の概略構成図。 1 is a schematic diagram of IVT an embodiment of the present invention.

【図2】同じく変速比無限大無段変速機及び制御ブロック図。 [Figure 2] Similarly IVT and control block diagram.

【図3】トロイダル型無段変速機のトラニオンと油圧シリンダ及びフィードバックリンクの関係を示す概略図。 3 is a schematic diagram showing the relationship between the trunnion of the toroidal type continuously variable transmission and a hydraulic cylinder, and a feedback link.

【図4】トロイダル型無段変速機のステップモータと変速リンク及びプリセスカムの関係を示す概略図。 Figure 4 is a schematic view showing a step motor and the transmission link and the precess cam relationship of the toroidal type continuously variable transmission.

【図5】同じく、変速機構の油圧回路図。 [5] Also, the hydraulic circuit diagram of a transmission mechanism.

【図6】ユニット変速比の逆数1/iiと無段変速機の変速比の関係を示すマップで、図中の点がマニュアルモードの変速段を示す。 [6] In the map showing the relationship between the unit transmission ratio reciprocal 1 / ii and the gear ratio of the continuously variable transmission, the point in the figure shows the gear position of the manual mode.

【図7】変速制御のメインルーチンを示すフローチャート。 7 is a flowchart showing a shift control main routine.

【図8】マニュアルモードのクラッチ締結制御を示すサブルーチンのフローチャート。 FIG. 8 is a flowchart of a subroutine of a clutch engagement control of the manual mode.

【図9】マニュアルモードの2速で行われる同時締結制御のサブルーチンを示すフローチャート。 9 is a flowchart showing a subroutine of simultaneous engagement control performed by the second speed manual mode.

【図10】アクセル操作量APSをパラメータとした車速VSPに応じた目標入力軸回転数のマップと、マニュアルモードの変速段を併記した変速マップである。 [10] and the map of the target input shaft rotational speed according to the vehicle speed VSP obtained by the accelerator operation amount APS parameter is a shift map shown together the gear position of the manual mode.

【図11】回転同期点RSP近傍におけるユニット変速比の逆数とステップモータのステップ数の関係を示すマップで、図中実線が無負荷時を、破線が有負荷時を示す。 [11] In the map showing the number of steps an inverse relationship and the stepping motor unit gear ratio in the rotation synchronous point RSP near the time of drawing the solid line is unloaded, shown broken line a at a load-.

【図12】有負荷時の油圧シリンダの差圧ΔPとユニット変速比の逆数の関係を示すマップである。 12 is a map showing the relationship between the reciprocal of the differential pressure ΔP and the unit transmission ratio of the organic load of the hydraulic cylinder.

【図13】油圧シリンダの差圧ΔPと無段変速機の通過トルクの関係を示すグラフである。 13 is a graph showing the relationship between the passing torque of the differential pressure ΔP of the hydraulic cylinder and the continuously variable transmission.

【図14】パワーローラに加わる力Fと差圧ΔPの関係を示す概念図で、図中実線が伝達トルクの正方向を、同じく破線が伝達トルクの負方向を示す。 [14] a conceptual diagram showing the relationship between the force F and the differential pressure ΔP applied to the power roller, the positive direction of solid line in the drawing is transmitted torque, similarly broken line represents the negative direction of the transmission torque.

【図15】変速比無限大無段変速機の概略図で直結モードのときのトルクの伝達経路及び方向を示す。 Figure 15 shows a pathway and the direction of the torque when the direct mode in a schematic view of IVT.

【図16】変速比無限大無段変速機の概略図で動力循環モードの前進時のときのトルクの伝達経路及び方向を示す。 16 shows a transmission path and direction of torque when during forward the power recirculation mode schematic diagram of IVT.

【図17】変速比無限大無段変速機の概略図で回転同期点RSPかつ差圧ΔP=0のときのトルクの伝達経路及び方向を示す。 Figure 17 shows a pathway and the direction of the torque when the speed rotation synchronous point a schematic diagram of a ratio infinitely variable transmission RSP and differential pressure [Delta] P = 0.

【符号の説明】 DESCRIPTION OF SYMBOLS

1 ユニット入力軸 1b CVTシャフト 2 無段変速機 3 一定変速機 5 遊星歯車機構 6 ユニット出力軸 7 変速機出力ギア 9 動力循環モードクラッチ 10 直結モードクラッチ 11 駆動軸 12 ファイナルギア 14 コントロールユニット 15 アクセル開度センサ 16 車速センサ 17 セレクトスイッチ 18 シフトレバー 19 マニュアルスイッチ 20 パワーローラ 21 入力ディスク 22 出力ディスク 23 トラニオン 24 ピボットシャフト 26 入力軸回転数センサ 27 出力軸回転数センサ 30 油圧シリンダ 30A、30B 油室 31 ピストン 34 カム面 35 プリセスカム 36 ステップモータ 37 変速リンク 38 フィードバックリンク 40 +トルクコントロールバルブ 45 −トルクコントロールバルブ 46 シフト 1 unit input shaft 1b CVT shaft 2 CVT 3 constant transmission 5 planetary gear mechanism 6 unit output shaft 7 the transmission output gear 9 power recirculation mode clutch 10 direct mode clutch 11 drive shaft 12 final gear 14 control unit 15 an accelerator opening degree sensor 16 vehicle speed sensor 17 select switch 18 shift lever 19 the manual switch 20 power rollers 21 input disc 22 output disk 23 trunnion 24 pivot shaft 26 input shaft speed sensor 27 output shaft speed sensor 30 hydraulic cylinders 30A, 30B oil chamber 31 piston 34 cam surface 35 precess cam 36 step motor 37 the speed change link 38 the feedback link 40 + torque control valve 45 - the torque control valve 46 shifts ントロールバルブ 46H Hi側ポート 46L Lo側ポート 46P 供給ポート 46inc、46dec ポート 47 スプール Cement roll valve 46H Hi-side ports 46L Lo side port 46P supply port 46inc, 46dec port 47 the spool

Claims (7)

    【特許請求の範囲】 [The claims]
  1. 【請求項1】 変速比を連続的に変更可能な無段変速機と一定変速機とをユニット入力軸にそれぞれ連結するとともに、無段変速機と一定変速機の出力軸を遊星歯車機構、動力循環モードクラッチ及び直結モードクラッチを介してユニット出力軸に連結した変速比無限大無段変速機と、 車両の運転状態に応じて変速比無限大無段変速機の目標ユニット変速比を設定する第1目標変速比設定手段と、 運転者によって操作される変速指令手段に基づいて、変速比無限大無段変速機の目標ユニット変速比を予め設定した複数の変速段のうちのひとつに設定するとともに、 1. A with respectively connect transmission ratio can continuously change the CVT a constant transmission and the unit input shaft, an output shaft of the fixed speed ratio transmission and continuously variable transmission planetary gear mechanism, the power the set and IVT coupled to the unit output shaft through the circulation mode clutch and direct mode clutch, the target unit gear ratio of IVT according to the operating condition of the vehicle a first target gear ratio setting means, based on the shift command means operated by a driver, and sets the one of the plurality of gear stages set in advance the target unit gear ratio of IVT ,
    これら変速段のうちのひとつが動力循環モードと直結モードの回転同期点に設定された第2目標変速比設定手段と、 前記第1目標変速比設定手段と第2目標変速比設定手段とを選択的に切り換える変速モード切換手段と、 前記動力循環モードクラッチ及び直結モードクラッチの制御によって動力循環モードと直結モードを切り換える締結制御手段と、 アクチュエータを介して無段変速機の変速比を制御することで変速比無限大無段変速機のユニット変速比を前記目標ユニット変速比へ向けて制御する変速制御手段とを備え、 前記締結制御手段は、前記変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときには、動力循環モードクラッチと直結モードクラッチを同時に締結すること Select a second target gear ratio setting means for one of these shift speed is set to the rotation synchronous point of the direct mode and the power recirculation mode, and said first target gear ratio setting means and the second target gear ratio setting means a shift mode switching means for switching a manner, the engagement control means for switching the direct mode and power recirculation mode under the control of the power recirculation mode clutch and direct mode clutch, by controlling the gear ratio of the continuously variable transmission via an actuator the unit gear ratio of IVT and a shift control means for controlling toward the target unit transmission ratio, the engagement control means, the shift mode switching means a second target gear ratio setting means selected, and when the shift speed corresponding to the rotation synchronous point is selected, entering into direct mode clutch and power recirculation mode clutch simultaneously を特徴とする変速比無限大無段変速機の変速制御装置。 Shift control apparatus for IVT, wherein.
  2. 【請求項2】 前記無段変速機がトロイダル型で構成されて、前記変速制御手段は、トラニオンを介してパワーローラを支持する油圧シリンダの差圧を制御する差圧制御手段を備え、この差圧制御手段は、前記変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときには、油圧シリンダの差圧を0に設定することを特徴とする請求項1に記載の変速比無限大無段変速機の変速制御装置。 Wherein said continuously variable transmission is constituted by a toroidal, the shift control means comprises a differential pressure control means for controlling the differential pressure of the hydraulic cylinder supporting the power roller via a trunnion, the difference pressure control means, said when the shift mode switching means selects the second target gear ratio setting means, and shift speed corresponding to the rotation synchronous point is selected, to set the differential pressure of the hydraulic cylinder to 0 shift control apparatus for IVT of claim 1, wherein.
  3. 【請求項3】 前記差圧制御手段は、前記変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときには、油圧シリンダの差圧を直結モードで必要となる差圧と、動力循環モードで必要となる差圧のほぼ中間に設定することを特徴とする請求項2に記載の変速比無限大無段変速機の変速制御装置。 Wherein said differential pressure control means, said when the shift mode switching means selects the second target gear ratio setting means, and shift speed corresponding to the rotation synchronous point is selected, the hydraulic cylinder pressure difference differential pressure required by direct connection mode, the shift control device of the IVT of claim 2, characterized in that set approximately midway of the differential pressure required by the power recirculation mode.
  4. 【請求項4】 前記差圧制御手段は、前記変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときには、油圧シリンダの差圧を直結モードで必要となる差圧に設定することを特徴とする請求項2に記載の変速比無限大無段変速機の変速制御装置。 Wherein said differential pressure control means, said when the shift mode switching means selects the second target gear ratio setting means, and shift speed corresponding to the rotation synchronous point is selected, the hydraulic cylinder pressure difference shift control apparatus for IVT of claim 2, characterized in that to set the differential pressure required in direct mode.
  5. 【請求項5】 前記変速制御手段は、前記変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときには、直結モードに対応した位置へアクチュエータを駆動することを特徴とする請求項4に記載の変速比無限大無段変速機の変速制御装置。 Wherein said shift control means includes position the shift mode switching means selects the second target gear ratio setting means, and when the shift speed corresponding to the rotation synchronous point is selected, corresponding to the direct mode shift control apparatus for IVT of claim 4, characterized in that to drive the actuator to.
  6. 【請求項6】 前記変速制御手段は、前記変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときには、前記第2目標変速比設定手段に基づいて、現在の運転状態から次の変速段を推定する手段を備え、前記差圧制御手段は、この推定結果に応じて油圧シリンダの差圧を制御することを特徴とする請求項2に記載の変速比無限大無段変速機の変速制御装置。 Wherein said shift control means, said when the shift mode switching means selects the second target gear ratio setting means, and shift speed corresponding to the rotation synchronous point is selected, the second target gear ratio based on the setting means comprises means for estimating the current next shift stage from the operation state of the differential pressure control means, claims, characterized in that to control the differential pressure of the hydraulic cylinder according to the estimation result shift control apparatus for IVT described 2.
  7. 【請求項7】 前記締結制御手段は、前記変速モード切換手段が第2目標変速比設定手段を選択し、かつ回転同期点に対応した変速段が選択されているときには、動力循環モードクラッチと直結モードクラッチの締結力を、 Wherein said engagement control means, wherein when the shift mode switching means selects the second target gear ratio setting means, and shift speed corresponding to the rotation synchronous point is selected, directly connected to the power recirculation mode clutch the fastening force of the mode clutch,
    締結に必要な最小値に設定することを特徴とする請求項1に記載の変速比無限大無段変速機の変速制御装置。 Fastening shift control apparatus for IVT of Claim 1, characterized in that set to the minimum value required.
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Cited By (33)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2003083435A (en) * 2001-09-07 2003-03-19 Nissan Motor Co Ltd Transmission controller for continuously variable transmission with infinite variable speed ratio
US8845485B2 (en) 2011-04-04 2014-09-30 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Auxiliary power unit having a continuously variable transmission
US8852050B2 (en) 2008-08-26 2014-10-07 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US8870711B2 (en) 2008-10-14 2014-10-28 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US8888643B2 (en) 2010-11-10 2014-11-18 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US8900085B2 (en) 2007-07-05 2014-12-02 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US8920285B2 (en) 2004-10-05 2014-12-30 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US8996263B2 (en) 2007-11-16 2015-03-31 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Controller for variable transmission
US9017207B2 (en) 2006-06-26 2015-04-28 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9022889B2 (en) 2005-10-28 2015-05-05 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Electromotive drives
US9046158B2 (en) 2003-02-28 2015-06-02 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9074674B2 (en) 2008-06-23 2015-07-07 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9086145B2 (en) 2006-11-08 2015-07-21 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Clamping force generator
US9121464B2 (en) 2005-12-09 2015-09-01 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9182018B2 (en) 2008-02-29 2015-11-10 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously and/or infinitely variable transmissions and methods therefor
JP2015227717A (en) * 2014-06-03 2015-12-17 日本精工株式会社 Continuously variable transmission
US9239099B2 (en) 2007-02-16 2016-01-19 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US9249880B2 (en) 2007-12-21 2016-02-02 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Automatic transmissions and methods therefor
US9273760B2 (en) 2007-04-24 2016-03-01 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Electric traction drives
US9279482B2 (en) 2009-04-16 2016-03-08 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9328807B2 (en) 2007-02-01 2016-05-03 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Systems and methods for control of transmission and/or prime mover
US9341246B2 (en) 2005-11-22 2016-05-17 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9360089B2 (en) 2010-03-03 2016-06-07 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US9365203B2 (en) 2008-08-05 2016-06-14 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Systems and methods for control of transmission and/or prime mover
US9371894B2 (en) 2007-02-12 2016-06-21 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmissions and methods therefor
US9611921B2 (en) 2012-01-23 2017-04-04 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US9618100B2 (en) 2008-05-07 2017-04-11 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Assemblies and methods for clamping force generation
US9677650B2 (en) 2013-04-19 2017-06-13 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9683638B2 (en) 2005-12-30 2017-06-20 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable gear transmission
US9683640B2 (en) 2008-06-06 2017-06-20 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US9945456B2 (en) 2007-06-11 2018-04-17 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US10047861B2 (en) 2016-01-15 2018-08-14 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Systems and methods for controlling rollback in continuously variable transmissions
US10458526B2 (en) 2016-03-18 2019-10-29 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmissions, systems and methods

Cited By (64)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2003083435A (en) * 2001-09-07 2003-03-19 Nissan Motor Co Ltd Transmission controller for continuously variable transmission with infinite variable speed ratio
US10428939B2 (en) 2003-02-28 2019-10-01 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9046158B2 (en) 2003-02-28 2015-06-02 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9732848B2 (en) 2003-02-28 2017-08-15 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US8920285B2 (en) 2004-10-05 2014-12-30 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US10036453B2 (en) 2004-10-05 2018-07-31 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9506562B2 (en) 2005-10-28 2016-11-29 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Electromotive drives
US9950608B2 (en) 2005-10-28 2018-04-24 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Electromotive drives
US9022889B2 (en) 2005-10-28 2015-05-05 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Electromotive drives
US9709138B2 (en) 2005-11-22 2017-07-18 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9341246B2 (en) 2005-11-22 2016-05-17 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9121464B2 (en) 2005-12-09 2015-09-01 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US10208840B2 (en) 2005-12-09 2019-02-19 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9683638B2 (en) 2005-12-30 2017-06-20 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable gear transmission
US9726282B2 (en) 2006-06-26 2017-08-08 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9017207B2 (en) 2006-06-26 2015-04-28 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9086145B2 (en) 2006-11-08 2015-07-21 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Clamping force generator
US9878719B2 (en) 2007-02-01 2018-01-30 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Systems and methods for control of transmission and/or prime mover
US9676391B2 (en) 2007-02-01 2017-06-13 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Systems and methods for control of transmission and/or prime mover
US9328807B2 (en) 2007-02-01 2016-05-03 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Systems and methods for control of transmission and/or prime mover
US10260607B2 (en) 2007-02-12 2019-04-16 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmissions and methods therefor
US9371894B2 (en) 2007-02-12 2016-06-21 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmissions and methods therefor
US10094453B2 (en) 2007-02-16 2018-10-09 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US9239099B2 (en) 2007-02-16 2016-01-19 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US9273760B2 (en) 2007-04-24 2016-03-01 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Electric traction drives
US9574643B2 (en) 2007-04-24 2017-02-21 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Electric traction drives
US10056811B2 (en) 2007-04-24 2018-08-21 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Electric traction drives
US9945456B2 (en) 2007-06-11 2018-04-17 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9869388B2 (en) 2007-07-05 2018-01-16 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US10260629B2 (en) 2007-07-05 2019-04-16 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US8900085B2 (en) 2007-07-05 2014-12-02 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US10100927B2 (en) 2007-11-16 2018-10-16 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Controller for variable transmission
US8996263B2 (en) 2007-11-16 2015-03-31 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Controller for variable transmission
US9249880B2 (en) 2007-12-21 2016-02-02 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Automatic transmissions and methods therefor
US9739375B2 (en) 2007-12-21 2017-08-22 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Automatic transmissions and methods therefor
US9182018B2 (en) 2008-02-29 2015-11-10 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously and/or infinitely variable transmissions and methods therefor
US9850993B2 (en) 2008-02-29 2017-12-26 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously and/or infinitely variable transmissions and methods therefor
US9618100B2 (en) 2008-05-07 2017-04-11 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Assemblies and methods for clamping force generation
US9683640B2 (en) 2008-06-06 2017-06-20 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US10066713B2 (en) 2008-06-23 2018-09-04 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9528561B2 (en) 2008-06-23 2016-12-27 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9074674B2 (en) 2008-06-23 2015-07-07 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9878717B2 (en) 2008-08-05 2018-01-30 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Systems and methods for control of transmission and/or prime mover
US9365203B2 (en) 2008-08-05 2016-06-14 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Systems and methods for control of transmission and/or prime mover
US8852050B2 (en) 2008-08-26 2014-10-07 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9903450B2 (en) 2008-08-26 2018-02-27 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9574642B2 (en) 2008-10-14 2017-02-21 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US8870711B2 (en) 2008-10-14 2014-10-28 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US10253880B2 (en) 2008-10-14 2019-04-09 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9920823B2 (en) 2009-04-16 2018-03-20 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9279482B2 (en) 2009-04-16 2016-03-08 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9360089B2 (en) 2010-03-03 2016-06-07 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US10066712B2 (en) 2010-03-03 2018-09-04 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US8888643B2 (en) 2010-11-10 2014-11-18 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9291251B2 (en) 2010-11-10 2016-03-22 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US10197147B2 (en) 2010-11-10 2019-02-05 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US8845485B2 (en) 2011-04-04 2014-09-30 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Auxiliary power unit having a continuously variable transmission
US9611921B2 (en) 2012-01-23 2017-04-04 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US10428915B2 (en) 2012-01-23 2019-10-01 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US9677650B2 (en) 2013-04-19 2017-06-13 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US10323732B2 (en) 2013-04-19 2019-06-18 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
JP2015227717A (en) * 2014-06-03 2015-12-17 日本精工株式会社 Continuously variable transmission
US10047861B2 (en) 2016-01-15 2018-08-14 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Systems and methods for controlling rollback in continuously variable transmissions
US10458526B2 (en) 2016-03-18 2019-10-29 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmissions, systems and methods

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