JP3612773B2 - 無段変速機 - Google Patents

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、それぞれ２個のシーブからなるプライマリプーリ及びセカンダリプーリにベルトを巻掛けてなるベルト式無段変速装置を用いた無段変速機に係り、特に自動車におけるトランスミッションとして用いて好適であり、詳しくは上記ベルト式無段変速装置とプラネタリギヤとを組合せてなる無段変速機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
近時、燃料消費率の向上及び運転性能の向上等の要求により、自動車のトランスミッションとしてベルト式無段変速装置を組込んだ自動無段変速機が注目されている。
【０００３】
従来、例えば特開昭５９−１１０９５４号に示すように、ベルト式無段変速装置とプラネタリギヤとを組合せて、変速幅の増幅を図った無段変速機が提案されている。この種無段変速機にあって、ベルト式無段変速装置の所定変速（プーリ）比で無段変速機全体の出力が零となるようにプラネタリギヤ等の動力伝達経路のギヤ比を設定することが可能であるが、この場合、理論上、前記ベルト式無段変速装置を前記所定変速比（目標プーリ比）に操作することにより、無段変速機は、エンジンからのトルク（正転及び逆転）を車輪に伝達しないと共にエンジンブレーキが作用しない非駆動状態（即ちマニュアルクラッチを切断した状態）になる。しかし、該非駆動状態にあっては、無段変速機の出力が零になる関係上、その出力トルクが無限大に発散するため、ベルト式無段変速装置が前記目標プーリ比から僅かに外れるだけで出力トルクが大きく変化してしまい、現実には、ベルト式無段変速装置の両プーリにかかる軸力を変更・制御して、１点である前記目標プーリ比に設定して非駆動状態とすることは困難である。
【０００４】
前記公報記載の無段変速機にあっては、プラネタリギヤ等の動力伝達経路のギヤ比を０．４〜４等の零を含まない値（即ち正逆転しない）に設定し、かつ直結クラッチ付きトルクコンバータ（発進装置）及び正逆転切換え用クラッチ・ブレーキ（正逆転切換え装置）を設けている。
【０００５】
該無段変速機にあっては、正転時、エンジンからのトルクをトルクコンバータ及び正転用クラッチを介してベルト式無段変速装置のプライマリプーリに伝達すると共に、プラネタリギヤの所定回転要素（サンギヤ）に伝達し、該プラネタリギヤにより、ベルト式無段変速装置の出力回転を増幅してディファレンシャル装置に出力する。また、逆転時にあっては、正逆転切換え装置により、ベルト式無段変速装置への動力伝達を断つと共に回転を停止状態に保持し、この状態で、トルクコンバータを介してプラネタリギヤの所定回転要素に回転を伝達し、逆回転を取出す。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
上述した無段変速機にあっては、トルクコンバータ等の発進装置及び正逆転切換え装置を必要とし、その分コスト面で不利になると共に、無段変速機の一層の小型化を阻害して、自動車への搭載性でも不利になる。
【０００７】
そこで、本発明は、ベルト式無段変速装置とプラネタリギヤを組合せてトルク循環を生じるものでありながら、ベルト式無段変速装置が、自動的に出力零（非駆動状態）となる位置に収束するように構成し、もって上述課題を解消した無段変速機を提供することを目的とするものである。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
請求項１に係る本発明は、上記事情に鑑みなされたものであって、エンジン出力軸（２）に連動する入力軸（３）と、
車輪に連動する出力軸（５）と、
前記入力軸に連動する第１のプーリ（７）、第２のプーリ（９）、これら両プーリに巻掛けられたベルト（１０）及び前記第１及び第２のプーリのプーリ比を変更すべく前記両プーリに軸力を作用する軸力作動手段（３２）（３３）を有するベルト式無段変速装置（１１）と、
少なくとも第１、第２及び第３の回転要素（１９ｓ，１９ｃ，１９ｒ）を有し、前記ベルト式無段変速装置のプーリ比の変更に基づき、前記両プーリ間でトルク伝達方向が変更されると共に、前記出力軸（５）の出力トルク方向が変更されるように、前記第１の回転要素を前記入力軸（３）に、前記第２の回転要素を前記第２のプーリ（９）に、前記第３の回転要素を前記出力軸（５）にそれぞれ連動してなるプラネタリギヤ（１９）と、
を備えてなる無段変速機（１）において、
車輌走行状態を検出する検出手段からの信号に基づき、前記出力軸（５）の出力トルクが必要とされる状態か否かを判断する判断手段（Ｓ４）と、
該判断手段に基づき、前記出力トルクを必要とする駆動状態の場合、前記軸力作動手段（３２）（３３）を、前記第１及び第２のプーリ（７）（９）に作用する軸力が目標値プーリ比を達成するための差を生じるように、また前記出力トルクを必要としない非駆動状態の場合、前記軸力作動手段を、前記第１及び第２のプーリに作用する軸力が等しくなるように切換える制御手段（５４）と、
を備えてなることを特徴とする。
【０００９】
また、請求項２に係る本発明は、上述事情に鑑みなされたものであって、エンジン出力軸（２）に連動する入力軸（３）と、
車輪に連動する出力軸（５）と、
前記入力軸に連動する第１のプーリ（７）、第２のプーリ（９）、これら両プーリに巻掛けられたベルト（１０）及び前記第１及び第２のプーリのプーリ比を変更すべく前記両プーリに軸力を作用する軸力作動手段（３２）（３３）を有するベルト式無段変速装置と、
少なくとも第１、第２及び第３の回転要素（１９ｓ，１９ｃ，１９ｒ）を有し、前記ベルト式無段変速装置のプーリ比の変更に基づき、前記両プーリ間でトルク伝達方向が変更されると共に、前記出力軸（５）の出力トルク方向が変更されるように、前記第１の回転要素を前記入力軸（３）に、前記第２の回転要素を前記第２のプーリ（９）に、前記第３の回転要素を前記出力軸（５）にそれぞれ連動してなるプラネタリギヤと、
を備えてなる無段変速機において、
車輌走行状態を検出する検出手段からの信号に基づき、前記出力軸の出力トルクが必要とされる状態か否かを判断する判断手段（Ｓ４）と、
該判断手段に基づき、前記出力トルクを必要とする駆動状態の場合、前記軸力作動手段（３２）（３３）による前記第１及び第２のプーリの軸力の差を、その時点での前記ベルト式無段変速装置（１１）の入力トルクでの目標プーリ比を達成する値にし、また前記出力トルクを必要としない非駆動状態の場合、前記軸力作動手段による前記第１及び第２のプーリの軸力の差を、前記出力軸の出力トルク方向が正の場合のその時点での前記ベルト式無段変速装置の入力トルク及びプーリ比から決定される前記第１及び第２のプーリの軸力の差より、その大小関係を逆転させない範囲で小さい値か、又は前記出力軸の出力トルク方向が負の場合のその時点での前記ベルト式無段変速装置の入力トルク及びプーリ比から決定される前記第１及び第２のプーリの軸力の差より、その大小関係を逆転させない範囲で小さい値かに切り換える制御手段と、
を備えてなることを特徴とする。
【００１０】
そして、請求項１又は２に係る本発明にあっては、例えば図４を参照して示すと、前記軸力作動手段は、前記第１のプーリ（７）に作用する第１の油圧サーボ（３２）と、前記第２のプーリ（９）に作用する第２の油圧サーボ（３３）とからなると共に、これら第１及び第２の油圧サーボがそれぞれ複数の油圧室（４５）（４６）（４７）（４９）を有してなり、
前記制御手段（５４）は、前記複数の油圧室への油圧供給を選択的に切換えることにより前記第１及び第２の油圧サーボの有効受圧面積を変更して、前記駆動状態では前記両油圧サーボの有効受圧面積を異ならせ、前記非駆動状態では前記両油圧サーボの有効受圧面積を等しくするか、少なくとも上記有効受圧面積の差を、前記第１及び第２のプーリの軸圧の差が前記大小関係を逆転させない範囲の小さい値となるように設定する。
【００１１】
更に、請求項３に係る本発明にあっては、上記請求項３記載の無段変速機において、前記第１及び第２の油圧サーボ（３２）（３３）は、少なくともそれぞれ第１の油圧室（４５）（４６）及び第２の油圧室（４７）（４９）を有し、かつ前記両油圧サーボの第１の油圧室が同一有効受圧面積からなり、
前記制御手段は、前記第１及び第２の油圧室に供給する油圧を調節するレギュレータバルブ（５６）と、レシオコントロールバルブ（５７）とを有し、前記レギュレータバルブ（５６）からの油圧が常時前記両油圧サーボの第１の油圧室（４５）（４６）に供給されると共に、前記レシオコントロールバルブ（５７）による油圧が、前記駆動状態では前記両油圧サーボのいずれか一方の第２の油圧室（４７又は４９）に供給され、かつ前記非駆動状態では前記両油圧サーボの第２の油圧室（４７）（４９）から排出されてなる。
また、請求項４に係る本発明にあっては、例えば図１１を参照して示すと、前記軸力作動手段は、前記第１のプーリ（７）に作用する第１の油圧サーボ（３２）と、前記第２のプーリ（９）に作用する第２の油圧サーボ（３３）とからなると共に、これら第１及び第２の油圧サーボが同一受圧面積からなる油圧室（７３）（７５）を有してなり、
前記制御手段（５４）は、前記油圧室に供給する油圧を調節する第１及び第２のレギュレータバルブ（７６）（７７）を有し、前記駆動状態では前記両油圧サーボのいずれか一方の油圧室（７３又は７５）に前記第１のレギュレータバルブ（７６）からの油圧を供給し、前記両油圧サーボの他方の油圧室（７３又は７５）に前記第２のレギュレータバルブ（７７）からの油圧を供給し、前記非駆動状態では前記両油圧サーボの油圧室（７３）（７５）に前記第１及び第２のレギュレータバルブのいずれか一方（７６）からの油圧を供給してなる。
【００１２】
更に、請求項５に係る本発明にあっては、上記請求項５記載の無段変速機において、前記第１のレギュレータバルブ（７６）からの出力油圧が前記第２のレギュレータバルブ（７７）に入力されるように連通され、前記非駆動状態では前記第１のレギュレータバルブの出力油圧の油圧より前記第２のレギュレータバルブの出力油圧の油圧値が大きくなるように設定してなる。
【００１３】
また、請求項６に係る本発明にあっては、図６を参照して示すと、前記検出手段は、車速を検出する車速センサと、前記エンジンのスロットル開度を検出するスロットルセンサとを有し、
前記判断手段（５４）は、前記車速が所定値以下（Ｖ＜Ｖ₀ ）でかつ前記スロットル開度が所定値以下（θ＝Ｉｄｌｅ）のとき、前記出力トルクを必要としないと判断してなる。
【００１４】
また、請求項７に係る本発明にあっては、例えば図１、図１４、図１５、図１６、図１８に示すように、低速モード及び高速モード切換え手段（Ｃ_L ，Ｃ_H ）を備え、該切換え手段が低速モードである場合、前記プラネタリギヤ（１９）は、前記第１の回転要素を入力軸（３）に、前記第２の回転要素を第２のプーリ（９）に、第３の回転要素を出力軸（５）にそれぞれ連動してなり、
また前記切換え手段が高速モードにある場合、前記プラネタリギヤの第１の回転要素と入力軸（３）との連動を切断する（Ｃ_L ；断）と共に、前記第２のプーリ（９）を前記出力軸（５）に連結してなる（Ｃ_H ；接）。
【００１５】
更に、請求項８に係る本発明にあっては、例えば図１及び図１４ないし図２０に示すように、前記入力軸（３）は、前記第１のプーリ（７）から伝達されるトルクの前記入力軸でのトルク方向と、前記第１の要素から伝達されるトルクの前記入力軸でのトルク方向とが、前記駆動状態の時に、それぞれ互いに逆方向となるように前記第１のプーリと前記第１の要素とにそれぞれ連結してなる。
【００１６】
また、請求項９に係る本発明にあっては、前記出力軸（５）は、前記ベルト式無段変速装置（１１）のプーリ比の変更により、その出力回転数が零となるニュートラル位置を挟んで正逆転方向に出力してなる。
【００１７】
そして、請求項１０に係る本発明にあっては、前記請求項８記載の無段変速機（１）において、前記低速モード及び高速モード切換え手段（Ｃ_L ，Ｃ_H ）が低速モードである場合、前記ベルト式無段変速装置（１１）のプーリ比を減速方向に変更するとにより、前記出力軸（５）が、逆転、ニュートラル位置そして正転増速の順に変更され、
また前記切換え手段が高速モードである場合、前記ベルト式無段変速装置（１１）のプーリ比を増速方向に変更することにより、前記出力軸（５）が、正転増速方向に変更されてなる。
【００１８】
また、請求項１１に係る本発明にあっては、例えば図１、図１４、図１６、図１７、図１８に示すように、前記プラネタリギヤは、シングルピニオンプラネタリギヤ（１９）であり、かつ前記第３の回転要素がサンギヤ（１９ｓ）及びリングギヤ（１９ｒ）のどちらか一方であり、前記第１又は第２の回転要素が、それぞれサンギヤ及びリングギヤのどちらか他方とキャリヤ（１９ｃ）であると共に、同方向に回転してなる。
【００１９】
更に、請求項１２に係る本発明にあっては、例えば図１５に示すように前記プラネタリギヤは、デュアルピニオンプラネタリギヤ（１９）であり、かつ前記第３の回転要素がサンギヤ（１９ｓ）及びキャリヤ（１９ｃ）のどちらか一方であり、前記第１及び第２の回転要素が、それぞれ前記サンギヤ及びキャリヤの他方とリングギヤ（１９ｒ）であると共に、同方向に回転してなる。
【００２０】
また、請求項１３に係る本発明にあっては、例えば図１８に示すように、前記プラネタリギヤは、シングルピニオンプラネタリギヤ（１９）であり、かつ前記第３の回転要素がキャリヤ（１９ｃ）であり、前記第１及び第２の回転要素が、それぞれサンギヤ（１９ｓ）及びリングギヤ（１９ｒ）のどちらかであると共に、逆方向に回転してなる。
【００２１】
更に、請求項１４に係る本発明にあっては、例えば図２０に示すように、前記プラネタリギヤは、デュアルピニオンプラネタリギヤ（１９）であり、かつ前記第３の回転要素がリングギヤ（１９ｒ）であり、前記第１及び第２の回転要素が、それぞれサンギヤ（及１９ｓ）及びキャリヤ（１９ｃ）のどちらかであると共に、逆方向に回転してなる。
【００２２】
【作用】
前記構成に基づき、入力軸（３）からのエンジン出力は、ベルト式無段変速装置（１１）により適宜変速されてプラネタリギヤ（１９）の第２の回転要素に伝達されると共に、定速回転が第１の回転要素に伝達され、これら両回転が、プラネタリギヤ（１９）にて合成されて、第３の回転要素から出力軸（５）に取出される。この際、トルク循環が生じて、例えば出力軸の出力回転数が零となるニュートラル位置を挟むようにして正転及び逆転に出力トルク方向が変更されると共に、ベルト式無段変速装置（１１）のトルク伝達方向が変更される。
【００２３】
そして、ベルト式無段変速装置（１１）は、軸力作動手段（３２）（３３）により第１及び第２のプーリ（７）（９）のプーリ比が変更されて、適宜変速制御されるが、この際、トルク伝達方向にて第１及び第２のプーリに作用する軸力の大小が定まる。即ち、第１のプーリ（７）から第２のプーリ（９）へトルク伝達されるのであれば、第１のプーリ（７）に作用する軸力（Ｆｐ）が、第２のプーリ（９）に作用する軸力（Ｆｓ）より大であり、その差は入力トルクとプーリ比によって決定される。また第２のプーリ（９）から第１のプーリ（７）へトルク伝達されるのであれば、第２のプーリ（９）に作用する軸力（Ｆｓ）が、第１のプーリ（７）に作用する軸力（Ｆｐ）より大であり、その差は入力トルクとプーリ比により決定される。
【００２４】
判断手段にて駆動状態を判断した場合、制御手段（５４）は、前記第１及び第２のプーリ（７）（９）に、ベルト式無段変速装置（１１）の入力トルクと目標値プーリ比によって決定される所定差の軸力差を発生して、それぞれ伝達トルク方向に応じてベルト式無段変速装置（１１）を適宜変速して、出力軸（５）から、前進方向及び後進方向の変速回転を出力する。
【００２５】
そして、請求項１に係る本発明にあっては、判断手段が、出力トルクを必要としない非駆動状態と判断した場合、制御手段（５４）は、第１及び第２のプーリ（７）（９）に作用する軸力が等しくなるように制御する。すると、出力軸（５）の回転数（車速）に拘らず、ベルト式無段変速装置（１１）は、出力軸（５）からの出力が零となるように自己収束され、そして出力軸（５）の回転が零となるニュートラル位置にて安定保持される。
【００２６】
また、請求項２に係る本発明にあっては、判断手段が、出力トルクを必要としない非駆動状態と判断した場合、制御手段は、ある決まった範囲内で、第１及び第２のプーリ（７）（９）に作用する軸力の差を小さくする。すると、ベルト式無段変速装置（１１）は、出力軸（５）からの出力が零となるように自己収束され、そしてニュートラル位置に安定保持される。
【００２７】
なお、上記カッコ内の符号は、図面と対照するためのものであるが、何等本発明の構成を限定するものではない。
【００２８】
【発明の効果】
請求項１に係る本発明によると、制御手段に基づく第１及び第２のプーリに作用する軸力を等しくすることだけの簡単な制御により、非駆動状態に安定保持されるので、トルクコンバータ等の発進装置を用いなくて足り、これにより、車輌用トランスミッションとして信頼性の高いベルト式無段変速装置を用いるものでありながら、無段変速機全体を簡単にして、コストダウンを可能とすると共に、小型化して車載性能を向上することができる。
【００２９】
更に、請求項２に係る本発明にあっては、必ずしも第１及び第２のプーリに作用する軸力は等しくなくても、所定範囲内に小さくすることにより、上記と同様に非駆動状態にすることができるので、プリロードスプリング等を介在する等により、正確に両プーリの軸力を保持しなくとも、請求項１に係る本発明と同様なニュートラル制御を行うことができる。
【００３０】
更に、第１及び第２のプーリの軸力差を、例えば零にする等の所定範囲内に切換えることにより、車速に拘らず、出力軸からの出力が零となるようにベルト式無段変速装置が自動的に自己収束されるので、該ニュートラル制御時にあっては、マニュアルクラッチがオフされた際と同様な非駆動状態となるので、ニュートラル位置近傍でトルクが無限大に発散するこの種無段変速機の特性に拘らず、車輌の滑らかな減速、停止を可能とし、かつ車輌発進時には、ベルト式無段変速装置を駆動状態とすることにより、ニュートラル位置から滑らかに増速すると共に、大きなトルクを有するので、発進装置及び正逆転切換え装置を用いなくとも、車輌用のトランスミッションとしての高い機能性能を有している。
【００３１】
請求項１又は２に係る本発明によると、第１及び第２のプーリにそれぞれ作用する油圧サーボが、複数の油圧室を有しているので、油圧サーボに供給する油圧を調圧しなくとも、油圧が供給される油圧室を切換えことにより、各油圧サーボの有効受圧面積を変更して、簡単かつ確実に駆動状態及び非駆動状態を切換えることができる。
【００３２】
請求項３に係る本発明によると、レギュレータバルブとレシオコントロールバルブを有しているので、レギュレータバルブからの調圧が常時両油圧サーボの第１の油圧室に供給されると共に、いずれか一方の油圧サーボにおける第２の油圧室に供給されて、第１及び第２のプーリの作用する軸力に差を設けて駆動状態にし、かつレシオコントロールバルブにより第２の油圧室の油圧を排出することにより、両油圧サーボによる両プーリの軸力を等しくして非駆動状態とし、これにより容易に駆動状態と非駆動状態に切換えることができる。
【００３３】
請求項４に係る本発明によると、両油圧サーボを調節する第１及び第２のレギュレータバルブを有するので、駆動状態では、第１のレギュレータバルブと第２のレギュレータバルブにて異なる油圧に調圧してそれぞれ両油圧サーボに作用し、また非駆動状態では、いずれか一方からの出力油圧を両油圧サーボに作用し、これにより容易かつ確実に駆動状態と非駆動状態を切換えることができる。
【００３４】
請求項５に係る本発明によると、第１のレギュレータバルブの出力値よりも第２にレギュレータバルブの出力値が大きくなるように設定することにより、実質的に第２のレギュレータバルブは機能しなくなり、両油圧サーボに第１のレギュレータバルブからの調圧が作用するので、簡単かつ確実に非駆動状態にすることができる。
【００３５】
請求項６に係る本発明によると、車速とスロットル開度により、非駆動状態を要求されているか否かを確実に判断することができる。
【００３６】
請求項７に係る本発明によると、低速モード及び高速モードに切換えことができ、かつ低速モードにおいて、出力軸の出力を零とすると共にトルク方向を正逆に切換えるので、低速モード及び高速モードの切換えより車輌走行に充分な変速域を確保できるものでありながら、きめ細かい制御を必要とする低速モードの変速域を比較的小さく設定することができ、ベルト式無段変速装置による変速機の制御を、正確かつ確実に行うことができる。
【００３７】
請求項８に係る本発明によると、プラネタリギヤによるトルク循環が確実に行なわれる。
【００３８】
請求項９に係る本発明によると、ベルト式無段変速装置のプーリ比を変更することにより、出力軸からの回転は前進及び後進方向に切換えられるので、正逆転切換え手段を用いなくて足りる。
【００３９】
請求項１０に係る本発明によると、低速モードでは、ベルト式無段変速装置を減速方向に変速することにより出力軸の回転が増速方向に変更され、高速モードでは、ベルト式無段変速装置を増速方向に変速することにより出力軸の回転が増速方向に変更されるので、ベルト式無段変速装置を連続して減速及び増速方向に変速制御することにより、出力軸から、増速又は増速方向の連続回転として取出すことができる。
【００４０】
【実施例】
以下、図面に沿って、本発明の実施例について説明する。
【００４１】
まず、本発明に係る無段変速機の動力伝達機構について、図１（ａ） に沿って説明する。車載用自動無段変速機１は、エンジンクランクシャフト２に整列する第１軸３、第２軸５及び前車軸に整列する第３軸６（ａ，ｂ）を有しており、第１軸３にはプライマリ（第１の）プーリ７が支持され、また第２軸５にはセカンダリ（第２の）プーリ９が支持されており、これら両プーリ７，９にベルト１０が巻掛けられて、ベルト式無段変速装置１１を構成している。
【００４２】
更に、第１軸３は、ダンパ１２を介してエンジンクランクシャフト２に連結して入力軸を構成しており、該入力軸３にはロークラッチＣ_Ｌ の入力側部材１３が固定されていると共にその出力側部材１５が回転自在に支持されており、かつ該出力側部材１５には動力伝達手段を構成するプライマリ側スプロケット１６が一体に連結されている。また、該入力軸３には、前記プライマリプーリ７の固定シーブ７ａが固定されていると共に、その先端にオイルポンプ１７が連結されており、前記固定シーブ７ａには可動シーブ７ｂが軸方向に移動可能に支持されている。
【００４３】
第２軸５にはセカンダリプーリ９が回転自在に支持されており、該セカンダリプーリ９は固定シーブ９ａ、該固定シーブに軸方向移動自在に支持されている可動シーブ９ｂ及び固定シーブと一体に連結されているセカンダリシャフト９ｃとを有している。更に、前記第２軸５とセカンダリシャフト９ｃとの間にハイクラッチＣ_Ｈ が介設されており、また該第２軸５にはプラネタリギヤ１９が配設されていると共にセカンダリ側スプロケット２０が回転自在に支持されている。そして、該第２軸５はその一端に出力ギヤ２１が固定されて出力軸を構成している。
【００４４】
前記プラネタリギヤ１９は、サンギヤ１９ｓ、リングギヤ１９ｒ及びこれら両ギヤに噛合している各１個のピニオン１９ｐを回転自在に支持しているキャリヤ１９ｃを有するシングルピニオンプラネタリギヤからなる。そして、前記サンギヤ１９ｓがセカンダリシャフト９ｃに連結されて第２の回転要素を構成し、前記リングギヤ１９ｒが出力軸５に連結されて第３の回転要素を構成し、前記キャリヤ１９ｃがセカンダリ側スプロケット２０に連結されて第１の回転要素を構成している。また、プライマリ側及びセカンダリ側スプロケット１６，２０にはサイレントチェーン、ローラチェーン又はタイミングベルト等の巻掛け体２２が巻掛けられている。
【００４５】
また、前記出力軸５に固定されているギヤ２１は減速ギヤユニット２３の大ギヤ２３ａに噛合しており、該ユニットの小ギヤ２３ｂはディファレンシャル装置２５のリングギヤ２４に噛合しており、該ディファレンシャル装置２５は第３軸を構成する左右のアクスル軸６ａ，６ｂにそれぞれ差動回転を出力する。
【００４６】
ついで、上記無段変速機１の動力伝達機構に基づく作用について、図１（ａ） ，（ｂ） 、図２、図３に沿って説明する。エンジンクランクシャフト２の回転は、ダンパ１２を介して入力軸３に伝達される。ロークラッチＣ_Ｌ が接続してハイクラッチＣ_Ｈ が切断されているローモードにあっては、前記入力軸３の回転は、プライマリプーリ７に伝達されると共に、プライマリ側スプロケット１６、巻掛け体２２及びセカンダリ側スプロケット２０からなる動力伝達装置２６を介してプラネタリギヤ１９のキャリヤ１９ｃに伝達される。一方、前記プライマリプーリ７の回転は、後述する油圧サーボ等の軸力作動手段によりプライマリ及びセカンダリプーリのプーリ比が適宜調節されることにより無段に変速されてセカンダリプーリ９に伝達され、更に該プーリ９の変速回転がプラネタリギヤ１９のサンギヤ１９ｓに伝達される。
【００４７】
プラネタリギヤ１９において、図１（ｂ） の速度線図に示すように、動力伝達装置２６を介して定速回転が伝達されるキャリヤ１９ｃが反力要素となって、ベルト式無段変速装置（ＣＶＴ）１１からの無段変速回転がサンギヤ１９ｓに伝達され、これらキャリヤとサンギヤの回転が合成されてリングギヤ１９ｒを介して出力軸５に伝達される。この際、出力軸５には反力支持要素以外の回転要素であるリングギヤ１９ｒが連結されているため、前記プラネタリギヤ１９はトルク循環を生じると共に、サンギヤ１９ｓとキャリヤ１９ｃとが同方向に回転するため、出力軸５は零回転を挟んで正転（Ｌｏ）及び逆転（Ｒｅｖ）方向に回転する。即ち、前記トルク循環に基づき、出力軸５の正転（前進）方向回転状態では、ベルト式無段変速装置１１はセカンダリプーリ９からプライマリプーリ７へトルクが伝達され、出力軸の逆転（後進）方向回転状態では、プライマリプーリ７からセカンダリプーリ９へトルクが伝達される。
【００４８】
そして、ロークラッチＣ_Ｌ が切断されかつハイクラッチＣ_Ｈ が接続されているハイモードにあっては、動力伝達装置２６を介してのプラネタリギヤ１９への伝達は断たれ、該プラネタリギヤ１９は、ハイクラッチＣ_Ｈ の係合により一体回転状態となる。従って、入力軸５の回転は、専らベルト式無段変速装置（ＣＶＴ）１１及びハイクラッチＣ_Ｈ を介して出力軸５に伝達される。更に、出力軸５の回転は、出力ギヤ２１及び減速ギヤユニット２３を介してディファレンシャル装置２５に伝達され、左右のアクスル軸６ａ，６ｂを介して左右前輪に伝達される。
【００４９】
図１(b) の速度線図、図２の出力トルク図、図３の出力回転数図にて示すように、ローモードにあっては、ベルト式無段変速装置（以下ＣＶＴという）１１が増速方向の限度（Ｏ／Ｄ端）にある場合（図１(b) の線ａ位置）、サンギヤ１９ｓが最大回転することに基づき、一定回転数のキャリヤ１９ｃの回転に対してリングギヤ１９ｒを逆転し、逆回転（ＲＥＶ）を出力軸５に伝達する。そして、ＣＶＴ１１が減速（Ｕ／Ｄ）方向に変速することにより、逆回転の回転数が減少し、プラネタリギヤ１９及び動力伝達装置２６のギヤ比で定まる所定プーリ比において、出力軸５の回転数が零になるニュートラル位置（ＮＥＵ）になる。更に、ＣＶＴ１１が減速方向に変速することにより、リングギヤ１９ｒは正転方向に切換えられ、出力軸５には該正転回転即ち前進方向の回転が伝達される。この際、図２の出力トルク軸から明らかなように、上記ニュートラル位置ＮＥＵ近傍にあっては、出力軸５のトルクは無限大に発散する。
【００５０】
ついで、ＣＶＴ１１が減速方向（Ｕ／Ｄ）端になると、ハイクラッチＣ_Ｈ が接続してハイモードに切換えられる。該ハイモードにあっては、ＣＶＴ１１の出力回転がそのまま出力軸５に伝達されるため、図１（ｂ） の速度線図にあっては、ｂに示すように平行線となる。そして今度は、ＣＶＴ１１が増速（Ｏ／Ｄ）方向に変速されるに従って、出力軸５の回転も増速方向に変更され、その分伝達トルクは減少する。なお、図１（ｂ） におけるλは、サンギヤの歯数Ｚｓとリングギヤの歯数Ｚｒとの比（Ｚｓ／Ｚｒ）である。
【００５１】
ついで、本発明に係る無段変速機の制御機構にの実施例について、図４に沿って説明する。
【００５２】
プライマリ及びセカンダリプーリ７，９は、それぞれ固定シーブ７ａ，９ａのボス部７ｃ，９ｃにボールスプライン３０，３１を介して可動シーブ７ｂ，９ｂが軸方向に移動自在に支持されており、これら可動シーブ７ｂ，９ｂの背面にはそれぞれプーリに軸力を作用する軸力作動手段を構成する油圧サーボ３２，３３が配置されている。両油圧サーボ３２，３３は、固定シーブボス部７ｃ，９ｃに固定されている仕切り部材３５，３６及びシリンダ部材３７，３９と、可動シーブ７ｂ，９ｂ背面に固定されているドラム部材４０，４１及び第２ピストン部材４２，４３とを有しており、仕切り部材３５，３６がドラム部材４０，４１に油密状に嵌合すると共に、第２ピストン部材４２，４３がシリンダ部材３７，３９及び仕切り部材３５，３６に油密状に嵌合して、それぞれ第１の油圧室４５，４６及び第２の油圧室４７，４９からなるダブルピストン構造となっている。
【００５３】
そして、前記油圧サーボ３２，３３における第１の油圧室４５，４６は、それぞれ可動シーブ７ｂ，９ｂの背面がピストン面を構成しかつ該ピストン面の有効受圧面積が、プライマリ側及びセカンダリ側にて等しくなっている。また、プライマリ側及びセカンダリ側固定シーブボス部７ｃ，９ｃにはそれぞれ第１の油圧室４５，４６、第２の油圧室４７，４９に連通する油路５０，５１，５２，５３が形成されており、またプライマリ側油圧サーボ３２の第１の油圧室４５にはプリロード用のスプリング５５が縮設されている。
【００５４】
また、本実施例の制御機構（手段）５４は、レギュレータバルブ５６、レシオコントロールバルブ５７、マニュアルバルブ５９及びローハイコントロールバルブ６０を有しており、オイルポンプ１７からの油圧が、適宜調圧されると共に切換えられ、前記油圧サーボ３２，３３の第１及び第２の油圧室４５，４６，４７，４９及びロークラッチ（用油圧サーボ）Ｃ_Ｌ 、ハイクラッチ（用油圧サーボ）Ｃ_Ｈ に供給される。
【００５５】
ついで、上記制御機構５４の作用について、図４ないし図１０に沿って説明する。
【００５６】
図５に示すように、Ｄレンジにおけるロー（Ｌ）モードの場合、プライマリ側油圧サーボ３２の第１の油圧室４５に所定油圧が供給されると共に、セカンダリ側油圧サーボ３３の第１の油圧室４６及び第２の油圧室４９の両方に所定油圧が作動し、かつロークラッチＣ_Ｌ は油圧が作用して接続する。即ち、レギュレータバルブ５６はオイルポンプ１７からの油圧を調圧して、出力ポートｃからの調圧出力油圧は、油路６１，５０，５１を介してプライマリ側油圧サーボ３２の第１の油圧室４５に作用すると共にセカンダリ側油圧サーボ３３の第１油圧室４６に作用する。
【００５７】
更に、該ローモードにあっては、マニュアルバルブ５９はＤポジションに操作され、ポートｄとｅを連通すると共にポートｆとｇとを連通する。また、レシオコントロールバルブ５７はポートｈとｉを連通する位置に切換え・保持されており、かつローハイコントロールバルブ６０はポートｊとｋを連通すると共にポートｌ とｍが連通するように切換え・保持されている。従って、前記出力ポートｃからの調圧油圧は、レシオコントロールバルブ５７のポートｈ，ｉ、マニュアルバルブ５９のポートｆ，ｇ及びローハイコントロールバルブ６０のポートｌ ，ｍ、そして油路５３を介してセカンダリ側油圧サーボ３３の第２の油圧室４９に供給されると共に、マニュアルバルブ５９のポートｄ，ｅ、ローハイコントロールバルブ６０のポートｊ，ｋ及び相互チェックバルブ６２を介してロークラッチ用油圧サーボＣ_Ｌ に供給される。
【００５８】
これにより、ロークラッチＣ_Ｌ が接続すると共に、ＣＶＴ１１は、第１及び第２の油圧室４６，４９の両方に油圧が作用するセカンダリ側油圧サーボ３３による軸力が、第１の油圧室４５のみに油圧が作用するプライマリ側油圧サーボ３２による軸力より高くなり、セカンダリプーリ９からプライマリプーリ７へのトルク伝達に対応した両プーリ９，７の軸力状態で、前記レシオコントロールバルブ５７の開閉を適宜調整することにより、前記両油圧サーボ３２，３３による軸力が適宜調節され、プーリ比（トルク比）が適宜変更される。この状態では、入力軸３からロークラッチＣ_Ｌ 及び動力伝達装置２６を介してプラネタリギヤ１９のキャリヤ１９ｃに伝達されるエンジントルクは、サンギヤ１９ｓを介して前記所定プーリ比によるＣＶＴ１１にて規制されつつ、リングギヤ１９ｒを介して出力軸５から取出される。
【００５９】
また、Ｄレンジのハイ（Ｈ）モードの場合、図５に示すように、所定油圧が、プライマリ側油圧サーボ３２の第１及び第２の油圧室４５，４７に供給されると共に、セカンダリ側油圧サーボ３３の第１の油圧室４６に供給され、かつハイクラッチ用油圧サーボＣ_Ｈ に供給される。即ち、レギュレータバルブ５６の出力ポートｃからの調圧油圧は、油路６１，５０，５１を介してプライマリ及びセカンダリ側油圧サーボ３２，３３の第１の油圧室４５，４６に供給される。
【００６０】
更に、該ハイモードにあっては、レシオコントロールバルブ５７及びマニュアルバルブ５９は前述したローモードの場合と同じ位置にあるが、ローハイコントロールバルブ６０は、ポートｊとｎ、ｌ とｏが連通する位置に切換えられる。従って、前記出力ポートｃからの調圧油圧は、レシオコントロールバルブ５７のポートｈ，ｉ、マニュアルバルブ５９のポートｆ，ｇ、ローハイコントロールバルブ６０のｌ ，ｏ、相互チェックバルブ６３及び油路５２を介してプライマリ側油圧サーボ３２の第２の油圧室４７に供給されると共に、マニュアルバルブ５９のポートｄ，ｅ及びローハイコントロールバルブ６０のポートｊ，ｎを介してハイクラッチ用油圧サーボＣ_Ｈ に供給される。
【００６１】
これにより、ＣＶＴ１１は、第１及び第２の油圧室４５，４７に油圧が供給されているプライマリ側油圧サーボ３２による軸力が、第１の油圧室４６のみに供給されているセカンダリ側油圧サーボ３３による軸力により大きくなり、プライマリプーリ７からセカンダリプーリ９へのトルク伝達に対応した軸力状態で、前記レシオコントロールバルブ５７を適宜調整することにより両油圧サーボによる軸力が調節されて、適宜のプーリ比（トルク比）が得られる。この状態では、エンジンから入力軸３に伝達されたトルクは、プライマリプーリ７からセカンダリ９に伝達されるＣＶＴ１１により適宜変更され、更にハイクラッチＣ_Ｈ を介して出力軸５から取出される。
【００６２】
リバースレンジ（Ｒ）にあっては、図５に示すように、所定油圧が、プライマリ側油圧サーボ３２の第１及び第２の油圧室４５，４７に供給されると共に、セカンダリ側油圧サーボ３３の第１の油圧室４６に供給され、かつロークラッチ用油圧サーボＣ_Ｌ に供給される。即ち、レギュレータバルブ５６の出力ポートｃからの調圧油圧は、油路６１，５０，５１を介してプライマリ及びセカンダリ側油圧サーボ３２，３３の第１の油圧室４５，４６に供給される。
【００６３】
更に、該リバースレンジにあっては、レシオコントロールバルブ５７は前述と同じ位置にあるが、マニュアルバルブ５９はＲポジションに操作され、ポートｄとｐが連通すると共にポートｆとｑが連通する。なお、ローハイコントロールバルブ６０はリバースレンジにあっては制御に関与しない。従って、前記出力ポートｃからの調圧油圧は、マニュアルバルブ５９のポートｄ，ｐ及び相互チェックバルブ６２を介してロークラッチ用油圧サーボＣ_Ｌ に供給されると共に、レシオコントロールバルブ５７のポートｈ，ｉ、マニュアルバルブ５９のポートｆ，ｑ、相互チェックバルブ６３及び油路５２を介してプライマリ側油圧サーボ３２の第２の油圧室４７に供給される。
【００６４】
これにより、ロークラッチＣ_Ｌ が接続すると共に、ＣＶＴ１１は、第１及び第２の油圧室４５，４７に油圧が作用するプライマリ側油圧サーボ３２による軸力が、第１の油圧室４６のみによるセカンダリ側油圧室３３によるものに比して高くなり、プライマリプーリ７からセカンダリプーリ９にトルク伝達に対応する軸力状態となり、かつレシオコントロールバルブ５７の調整により、プーリ比が調節される。この状態では、ＣＶＴ１１のプーリ比が所定増速（Ｏ／Ｄ）状態にあって、入力軸３からのエンジントルクは、ロークラッチＣ_Ｌ 及び動力伝達装置２６を介してプラネタリギヤ１９のキャリヤ１９ｃに伝達されると共に、プライマリプーリ７からセカンダリプーリ９へトルク伝達されるＣＶＴ１１を介してサンギヤ１９ｓに伝達され、これら両トルクがプラネタリギヤ１９で合成されてリングギヤ１９ｒを介して出力軸５に逆回転として取出される。
【００６５】
なお、図５に示すように、マニュアルバルブ５９のパーキングポジションＰ及びニュートラルポジションＮにあっては、ロークラッチＣ_Ｌ 及びハイクラッチＣ_Ｈ の両方が解放されると共に、プライマリ側及びセカンダリ側油圧サーボ３２，３３の第１の油圧室４５，４６に所定油圧が供給される。
【００６６】
ついで、本制御機構５４によるニュートラル制御について説明する。まず、図６のジェネラルフローに示すように、電子制御部（ＥＣＵ）において、無段変速機が現在ローモードで運転中か否かを判断し（Ｓ１）、更に設定車速Ｖ_０ より低速で走行中かを判断し（Ｓ２）、そしてスロットル開度θがアイドル状態か否かを判断する（Ｓ３）。上記ステップＳ１，Ｓ２，Ｓ３ですべてＹＥＳの場合、即ち現在無段変速機がローモードで、設定速度より遅く、かつアイドル状態である場合、ニュートラル制御を実行する（Ｓ４）。ステップＳ１，Ｓ２でＮＯの場合、即ちローモード以外か又は設定速度より高速走行している場合、通常変速制御（Ｓ５）が実行され、最良燃費曲線又は最大馬力曲線に沿って変速制御される。また、ステップＳ３でＮＯの場合、即ちアイドル状態でない場合、発進のための発進制御が実行される（Ｓ６）。
【００６７】
そして、図７のニュートラル制御サブルーチンに示すように、上記ニュートラル制御は、レシオコントロールバルブ５７をドレーン側に切換え・固定することにより実行される（Ｓ４−１）。即ち、マニュアルバルブ５９は前述したＤポジションにあり、かつローハイコントロールバルブ６０は前述したローモード位置にあるが、レシオコントロールバルブ５７は、ポートｉをドレーンポートＥＸに連通するように切換え・保持される。
【００６８】
この状態では、レギュレータバルブ５６の出力ポートｃからの調圧は、油路６１，５０，５１を介してプライマリ側及びセカンダリ側油圧サーボ３２，３３の第１の油圧室４５，４６に供給されると共に、マニュアルバルブ５９のポートｄ，ｅ、ローハイコントロールバルブ６０のポートｊ，ｋを通ってロークラッチ用油圧サーボＣ_Ｌ に供給される。更に、前述したローモードにおいて作用していたセカンダリ側油圧サーボ３３の第２の油圧室４９の油圧は、ローハイコントロールバルブ６０のポートｍ，ｌ 、マニュアルバルブ５９のポートｇ，ｆそしてレシオコントロールバルブ５７のポートｉ、ドレーンポートＥＸを介してドレーンされる。
【００６９】
従って、ＣＶＴ１１におけるプライマリ側及びセカンダリ側油圧サーボ３２，３３は、共に同じ有効受圧面積からなる第１の油圧室４５，４６に同じ油圧が供給されるため、プライマリプーリ７及びセカンダリプーリ９は同じ軸力が作用し、かつロークラッチＣ_Ｌ が接続しているローモードに保持される。
【００７０】
更に、プライマリプーリ７及びセカンダリプーリ９に等しい軸力を付与することにより、ＣＶＴ１１が、出力軸５の出力が零となる所定プーリ比に自己収束するニュートラル制御について、図８に沿って説明する。
【００７１】
ローモードの前進駆動中（エンジンから車輪へ前進方向の動力を伝達している状態）では、前述したように、トルク循環の関係でセカンダリプーリ９が駆動側となり、プライマリプーリ７が従動側となり、従ってセカンダリプーリの軸力Ｆｓがプライマリプーリの軸力Ｆｐより大（Ｆｓ＞Ｆｐ）となって、入力トルクとプーリ比によって決定される所定値でバランスする。そして、前述したようにスロットル開度θがアイドル状態となってコースト走行状態となると、前記ニュートラル制御が開始される。この状態では、車輪からエンジンへトルクが伝達される負トルク伝達状態であり、かつこの状態で、前述したようにセカンダリプーリ９の軸力Ｆｓとプライマリプーリ７の軸力Ｆｐとが等しくなるように設定される（Ｆｓ＝Ｆｐ）。従って、前記ローモードコースト走行状態（負トルクを伝達状態）を維持するための条件（Ｆｐ＞Ｆｓ）を保持するためには、セカンダリプーリの軸力Ｆｓがプライマリプーリの軸力Ｆｐに対して余剰となり、ＣＶＴ１１は、セカンダリプーリ９の有効径が増大しかつプライマリプーリ７の有効径が減少して、減速（Ｕ／Ｄ）方向に移動し、従って出力軸５からの変速機全体（システム）１の出力回転数は増速（Ｏ／Ｄ）方向に移動する。
【００７２】
すると、変速機全体の増速方向への変速に伴い、各変速比に対してエンジン回転数は低下し、かつ車速の低下によっても該エンジン回転数が低下する。そして、エンジン回転数がアイドル回転数より低くなると、今度は、今まで車輪の回転数に規制されてエンジン回転数が低下した負トルク状態にあったものが、エンジンから車輪へトルク伝達する正トルク伝達状態となり、車輌は、コースト状態から駆動状態に移動される。
【００７３】
該ローモード前進駆動状態では、前述したようにセカンダリ側軸力Ｆｓがプライマリ側軸力Ｆｐより大きい所定差の状態（Ｆｓ＞Ｆｐ）でバランスするが、前記ニュートラル制御にて設定された等しい軸力（Ｆｓ＝Ｆｐ）では、今度は、プライマリプーリの軸力Ｆｐが余剰となり、プライマリプーリ７の有効径が増大して、ＣＶＴ１１は増速（Ｏ／Ｄ）方向に変速し、従って出力軸５からの変速機全体１の出力は減速（Ｕ／Ｄ）方向に移動される。
【００７４】
すると、エンジン回転数は、車輪回転数（走行速度）に対して上昇し、エンジンは負トルク状態となり、前述したローモードコースト走行状態となって、再び該走行状態（Ｆｐ＞Ｆｓ）を維持すべく、前述したようにＣＶＴ１１を減速方向に従って変速機全体１を増速方向に変速する。これを、減速される変速機全体の各出力回転数（車速）に対応して繰返し、車輌は、エンジン回転数をアイドル回転数に保ち、即ちエンジン出力が零の状態とすることで、変速機全体の出力トルクを零の状態（マニュアルクラッチのオフと同じ状態）を維持しつつ停止に至る。なお、該ニュートラル制御において、フットブレーキを踏んで車速を急速に低下する場合も同様であり、各車速に対して出力軸５からの変速機全体の出力が零になるように、ＣＶＴ１１は自動的に自己収束する。
【００７５】
そして、上述したように、ＣＶＴが自己収束して車輌停止状態となった後は、該車輌停止状態に安定保持される。即ち、例えば、ＣＶＴ１１が減速（Ｕ／Ｄ）方向、従って変速機全体１の前進方向にずれたとすると、変速機全体の増速方向への移動に伴い、エンジン回転数が低下して正トルク駆動状態となる。すると、前述と同様に、ＣＶＴは増速方向、変速機全体は減速方向に変速され、出力軸５の回転数が零となるニュートラル位置（ＮＥＵ）に戻される。また反対に、ＣＶＴが増速方向、従って変速機全体が後進方向にずれたとすると、前述したように、後進状態では、ＣＶＴ１１は、プライマリプーリ７が駆動側となり、セカンダリプーリ９が従動側となって、前記ローモード前進駆動状態と反対のトルク伝達方向となるので、プライマリプーリの軸力Ｆｐがセカンダリ軸力Ｆｓに対して大きい所定差の状態でバランスする。この状態（Ｆｐ＞Ｆｓ）にあって、前述と同様に、等しい軸力状態（Ｆｐ＝Ｆｓ）では、セカンダリ側軸力Ｆｓが余剰となって、ＣＶＴ１１は減速方向、従って変速機全体は増速方向に移動して、出力軸５からの出力回転数が零となるニュートラル位置に自動的に戻される。これにより、例えばＣＶＴの増速側にずれても、また減速側にずれても、自動的にニュートラル位置に戻され、変速機１は、ニュートラル位置に安定保持される。
【００７６】
なお、図１０は、前記レギュレータバルブ５６に基づくライン圧Ｐ_Ｌ の制御を示す図で、スロットル開度θ及びＣＶＴ１１のトルク比により定められる。即ち、スロットル開度がアイドル状態であるライン圧曲線Ａと、１００％状態にあるライン圧曲線Ｂとの間にて、ライン圧Ｐ_Ｌ は、スロットル開度毎に調圧され、該ライン圧Ｐ_Ｌ は、ＣＶＴの伝達トルク容量に対応している。また、上述したニュートラル制御にあっては、エンジン回転数がアイドル回転となり、エンジンの出力が零となるので、上述した伝達トルク容量に対応したライン圧Ｐ_Ｌ を発生せず、比較的小さい油圧にて前記ニュートラル制御を行ってもよい。
【００７７】
なお、上述説明は、ニュートラル制御においてプライマリプーリ７の軸力Ｆｐとセカンダリプーリ９の軸力Ｆｓとを等しくした場合（Ｆｐ＝Ｆｓ）について説明しているが、必ずしも、両軸力Ｆｐ，Ｆｓが等しくなっても、前述した正トルク伝達時及び負トルク伝達時におけるＣＶＴ１１の入力トルク及びプーリ比から決定される両プーリの軸力の所定差よりも小さい値に設定することにより、前述と同様なニュートラル制御が行なわれる。
【００７８】
即ち、図９（ａ） に示すように、理解を容易にするためセカンダリプーリ９の軸力Ｆｓを一定とした場合を想定するに、ニュートラル制御開始時には、前述したようにコースト走行状態（負トルク伝達状態）であるため、プライマリプーリ７の軸力Ｆｐがセカンダリ側軸力Ｆｓより大きい関係（Ｆｐ＞Ｆｓ）にあって、かつ現在、プーリ比は現在値Ｑにあるとする。ここで、プライマリ側軸力Ｆｐをα分だけ小さい値（Ｆｐ′＝Ｆｐ−α）に設定すると、プライマリプーリ７の軸力Ｆｐがα分だけ不足した状態となるので、プライマリプーリ７が広がり（有効径が小さくなる）、ＣＶＴ１１は減速（Ｕ／Ｄ）側に移動し、従って変速機全体（システム）１は増速（Ｏ／Ｄ）側に変更する。
【００７９】
この状態（Ｆｐ′＝Ｆｐ−α）を維持すれば、通常の変速制御と同様に、ＣＶＴは、変速値Ｔでバランスして該位置（目標値プーリ比）に安定・保持されるが、ここで、プライマリ側軸力Ｆｐ′を、破線で示すように、プーリ比の変更に伴って随時変更すれば、ＣＶＴは更に減速（Ｕ／Ｄ）方向に移動する。
【００８０】
該ＣＶＴの減速方向、従って変速機全体（システム）の増速方向への移動に伴い、前述と同様にエンジン回転数が低下し、また車速の低下によってもエンジン回転数が低下し、そしてエンジン回転数がアイドル回転以下になると、（図９（ａ） のＺ位置）、伝達トルク方向が逆転して、今度は、エンジンから車輪へ伝達する駆動状態（正トルク伝達状態）になる。該伝達トルクの逆転（負トルク→正トルク）により、軸力バランスも逆転するが（Ｆｓ＞Ｆｐ）、実際には、現在、プライマリ側軸力はＦｐ′にあって、該プライマリ側軸力Ｆｐが余剰になる。これにより、プライマリプーリ７は、幅が狭くなる方向（有効径が大となる方向）に移動され、ＣＶＴは増速（Ｏ／Ｄ）方向に変速し、従って変速機全体（システム）では減速（Ｕ／Ｄ）方向に変速する。
【００８１】
そして、再びエンジン回転数が上昇し、その時点での車速に対してエンジン回転数が越える状態、即ち車速によりエンジン回転数が抑えられる状態になると、負トルク伝達状態に切換えられ（Ｆｐ＞Ｆｓ）、前述したようにＣＶＴは減速方向に、変速機全体（システム）は増速方向に変速される。これが繰り返されることにより、車輌は車速を低下し、停止状態（ニュートラル位置）に至り、そして該停止状態に安定・保持される。
【００８２】
なお上述説明において、プライマリ側軸力Ｆｐの変化量αの範囲は、図９（ｂ） に示すように、それぞれＣＶＴの入力トルク及びプーリ比から決定される正トルク伝達時の軸力Ｆｐ及び負トルク伝達時の軸力Ｆｐの間（斜線部分）ならどこでもよく、従って実用範囲内において、セカンダリ側軸力Ｆｓに近い一定の軸力Ｆｐ′でもよく、またプーリ比の変化に伴い、軸力Ｆｐ′（Ｆｓ′でも可）を常に斜線部分の値に制御してもよい。即ち、前記図４の実施例（後述する図１１に示す実施例でも同様）におけるプリロード用スプリング５５が介在して、正確に両プーリ７，９の軸力が一致しない場合でも、自動的に非駆動状態に自己収束するニュートラル制御は行なわれ、また軸力Ｆｐ又はＦｓを、その時のプーリ比に応じて比較的広い範囲（斜線部分）内の値になるように制御しても、前記ニュートラル制御が行なわれる。
【００８３】
上述説明は、理解の容易のため、セカンダリ側軸力Ｆｓを一定にした場合で説明しているが、図８に示すように軸力Ｆｓも変化する、一般的な状況にあっても、同様にニュートラル制御が行なわれる。以下、該一般的な状態を図８に沿って説明する。
【００８４】
現在、ＣＶＴ１１は、図８におけるＱ点でプーリ比が安定している状態にあり、該現在値Ｑにおいて、ニュートラル制御が開始されると、前述と同様に、スロットル開度がアイドル状態であってコースト走行状態（負トルク伝達状態）になる。ここで、プライマリ側軸力Ｆｐをα分だけ小さい値Ｆｐ′（Ｆｐ′＝Ｆｐ−α）に設定すると、前述と同様に、該プライマリ側軸力Ｆｐ′が不足した状態（Ｆｐ′＜Ｆｐ）となり、ＣＶＴは減速（Ｕ／Ｄ）方向に移動し、従って変速機全体（システム）では増速方向に変速する。
【００８５】
この状態を保てば、軸力比（Ｆｐ′／Ｆｓ＝ｘ／ｙ）が一致するプーリ比Ｔ（Ｆｐ／Ｆｓ＝ｘ′／ｙ′＝ｘ／ｙ）にてバランスし、該プーリ比に安定・保持されるが、ここで、プライマリ側軸力Ｆｐ′を、破線で示すように、プーリ比に応じて随時変更すると、ＣＶＴは更に減速（Ｕ／Ｄ）方向に移動する。
【００８６】
該ＣＶＴの減速方向の移動従って変速機全体（システム）では増速（Ｏ／Ｄ）方向への変速に伴ない、又は車速の低下に伴ない、エンジン回転数が低下する。そして、該エンジン回転数がアイドル回転数以下になると（Ｚ位置）、前述と同様に、伝達トルク方向が逆転して、車輌は、エンジンから車輪方向にトルク伝達される駆動状態（正トルク伝達状態）になる。すると、該伝達トルクの逆転により、軸力バランスも逆転するが（Ｆｓ＞Ｆｐ）、実際には、プライマリ側軸力はＦｐ′にあって、該プライマリ側軸力Ｆｐ′が余剰になる。これにより、プライマリプーリ７は有効径が大となる方向に移動し、ＣＶＴは増速方向、従って変速機全体では減速方向に変速する。
【００８７】
再びエンジン回転数が上昇し、負トルク伝達状態となると、前述したように、プライマリ側軸力Ｆｐ′は、Ｆｐ′＜Ｆｐの状態にあり、ＣＶＴは減速方向に、変速機全体で増速方向に変速される。これが繰返されることにより、車輌は、車速を低下し、停止状態（ニュートラル位置）に至り、そして該停止状態に安定・保持される。
【００８８】
前述したプライマリ側軸力Ｆｐ′の変化量αは、例えばプーリ比Ｑの時点では、ＣＶＴの入力トルク及びプーリ比から決定される正トルク伝達状態及び負トルク伝達状態におけるプライマリ側軸力Ｆｐ−Ｆｐの範囲Ｎ_１ 内であればよく、また例えばプーリ比Ｚの時点では、ＣＶＴの入力トルク及びプーリ比から決定される正及び負トルク伝達状態のプライマリ側軸力の範囲Ｎ_２ 内であればよく、刻々と変化するプーリ比に応じて上記範囲は変化するが、常にある程度の幅を有しており、細かい制御は必要としない。
【００８９】
なお、図８に示す軸力バランス図は、正トルク伝達状態と負トルク伝達状態を重ね合せて示したものである。このため、トルク伝達方向の逆転時に、実質に軸力Ｆｐ，Ｆｓが該線図のように上下に離れて移動するものではなく、たまたまプーリ比値Ｑの時点で示すように、プライマリ側軸力Ｆｐを一定とするならば、セカンダリ側軸力Ｆｓだけを変更され、またプーリ比値Ｚの時点で示すように、セカンダリ側軸力Ｆｓを一定とするならば、プライマリ側軸力Ｆｐだけを変更される。また上述説明は、図８に沿って説明したため、図示しやすいようにＱ点及びＺ点を選んだが、実際はすべてのプーリ比値でこのようになり、ニュートラル制御において、Ｑ点からＺ点へ移動するような大きな移動はなく、細かい移動が連続して繰返されて車輌停止に至る。
【００９０】
即ち、ニュートラル制御（非駆動状態）は、プライマリ及びセカンダリのプーリの軸力Ｆｐ，Ｆｓの差を、変速機全体の出力トルク方向が正の場合のその時点でのベルト式無段変速装置（ＣＶＴ）の入力トルク及びプーリ比から決定されるプライマリ及びセカンダリのプーリの軸力の差より、その大小関係を逆転させない範囲で小さい値か、又は前記出力トルク方向が負の場合のその時点での前記ベルト式無段変速装置の入力トルク及びプーリ比から決定される前記プライマリ及びセカンダリプーリの軸力の差より、その大小関係を逆転させない範囲で行なわれる。これにより、前述した実施例のように、両軸力Ｆｐ，Ｆｓを等しくすることは、制御が容易となるため好ましい実施例ではあるが、これに限らず、正確に両軸力が一致しなくとも、プリロード用スプリング等により両軸力が僅かに相違していても、ニュートラル位置に自己収束するニュートラル制御は支障なく行なわれ、更に比較的広い軸力差範囲によるプーリ比に応じて制御する方法にてもニュートラル制御は行なわれる。
【００９１】
ついで、他の実施例について説明するに、まず、図１１に沿って、制御機構の他の実施例について説明する。
【００９２】
本実施例のプライマリ及びセカンダリ側油圧サーボ３２，３３は、前記図４に示すものと同様に、それぞれ第１及び第２の油圧室７３_１ ，７５_１ ，７３_２ ，７５_２ を有するが、仕切り部３５，３６に孔７０，７０が形成されており、単に受圧面積の増大を図ったものであって、それぞれ油路７１，７２から油圧が供給される実質的に１個の油圧室７３，７５からなる油圧アクチュエータを構成しており、かつこれら両油圧サーボ３２，３３の油圧室７３，７５は、等しい受圧面積を有している。また、セカンダリ側油圧サーボ３３の第１の油圧室７５_１ には、プリロード用のスプリング５５が縮設されている。そして、本制御機構５４は、オイルポンプ１７から直列的に連続されたプライマリレギュレータバルブ７６及びセカンダリレギュレータバルブ７７を有しており、またマニュアルバルブ５９及びローハイコントロールバルブ６０を有している。
【００９３】
本制御機構５４は以上のような構成からなり、図１２の作動表に示すように作動する。即ち、Ｄレンジにおけるローモード（Ｌ）の場合、プライマリレギュレータバルブ７６により調圧される比較的高いライン圧（Ｐ_Ｌ −Ｈ）は、出力ポートｒから油路８０を介してマニュアルバルブ５９のポートｓ，ｔに連通される。また、該プライマリレギュレータバルブ７６からの出力調圧を調圧して比較的低いライン圧（Ｐ_Ｌ −Ｌ）を発生するセカンダリレギュレータバルブ７７は、その出力ポートｕからマニュアルバルブ５９のポートｖに連通する。
【００９４】
Ｄレンジにあっては、マニュアルバルブ５９は、ポートｔとｗ，ｓとｙ，ｖとｘがそれぞれ連通する位置にあり、またローモードにあっては、ローハイコントロールバルブ６０は、ポートＦとＧ、ＪとＮ、ＭとＫがそれぞれ連通する位置にある。従って、プライマリレギュレータバルブ７６の高目のライン圧（Ｐ_Ｌ −Ｈ）は、マニュアルバルブ５９のポートｔ，ｗ，ローハイコントロールバルブ６０のポートＦ，Ｇを介してロークラッチ用油圧サーボＣ_Ｌ に供給されると共に、マニュアルバルブのポートｓ，ｙ、ローハイコントロールバルブ６０のポートＭ，Ｋ、そして油路７２を介してセカンダリ側油圧サーボ３３の油圧室７５に作用する。一方、セカンダリレギュレータバルブ７７からの低目のライン圧（Ｐ_Ｌ −Ｌ）は、マニュアルバルブ５９のポートｖ，ｘ、ローハイコントロールバルブ６０のポートＪ，Ｎ及び油路７１を介してプライマリ側油圧サーボ３２の油圧室７３に供給される。従って、ロークラッチＣ_Ｌ が接続し、かつセカンダリプーリ９に比較的高い軸力が作用すると共にプライマリプーリ７に比較的低い軸力が作用して、ＣＶＴ１１がセカンダリプーリ９からプライマリプーリ７にトルク伝達するローモード駆動状態となる。
【００９５】
Ｄレンジのハイモード（Ｈ）にある場合、マニュアルバルブ５９は同じ位置にあるが、ローハイクラッチ６０は、ポートＦとＱ、ＪとＫ、ＭとＮが連通するように切換えられる。この状態にあっては、プライマリレギュレータバルブ７６からの高目のライン圧（Ｐ_Ｌ −Ｈ）は、マニュアルバルブ５９のポートｔ，ｗ、ローハイコントロールバルブ６０のポートＦ，Ｑを介してハイクラッチ用油圧サーボＣ_Ｈ に供給されると共に、マニュアルバルブ５９のポートｓ，ｙ、ローハイコントロールバルブ６０のポートＭ，Ｎ、そして油路７１を介してプライマリ側油圧サーボ３２の油圧室７３に供給される。一方、セカンダリレギュレータバルブ７７からの比較的低いライン圧（Ｐ_Ｌ −Ｌ）は、マニュアルバルブ５９のポートｖ，ｘ、ローハイコントロールバルブ６０のＪ，Ｋ及び油路７２を介してセカンダリ側油圧サーボ３３の油圧室７５に供給される。従って、ハイクラッチＣ_Ｈ が接続し、かつプライマリプーリ７に比較的高い軸力が作用すると共にセカンダリプーリ９に比較的低い軸力が作用して、ＣＶＴ１１がプライマリ側からセカンダリ側にトルク伝達するハイモード駆動状態となる。
【００９６】
マニュアルバルブ５９をリバースレンジ（Ｒ）に操作すると、該バルブ５９は、ポートｔとｗ、ｓとｘ、ｖとｙがそれぞれ連通するように切換えられ、かつ同時にローハイコントロールバルブ６０が前記ローモード状態に切換えられる。この状態では、プライマリレギュレータバルブ７６からの高目のライン圧（Ｐ_Ｌ −Ｈ）は、マニュアルバルブ５９のポートｔ，ｗ、ローハイコントロールバルブ６０のポートＦ，Ｇを介してロークラッチ用油圧サーボＣ_Ｌ に供給されると共に、マニュアルバルブ５９のポートｓ，ｘ、ローハイコントロールバルブ６０のＪ，Ｎ及び油路７１を介してプライマリ側油圧サーボ３２の油圧室７３に供給される。一方、セカンダリレギュレータバルブ７７からの低目のライン圧（Ｐ_Ｌ −Ｌ）は、マニュアルバルブ５９のポートｖ，ｙ、ローハイコントロールバルブ６０のポートＭ，Ｋ及び油路７２を介してセカンダリ側油圧サーボ３３の油圧室７５に供給される。従って、ロークラッチＣ_Ｌ が接続し、かつプライマリプーリ７に比較的高い軸力が作用すると共にセカンダリプーリ９に比較的低い軸力が作用して、ＣＶＴ１１がプライマリ側からセカンダリ側にトルク伝達する後進状態となる。
【００９７】
なお、図１２に示すように、マニュアルバルブをパーキングポジション（Ｐ）及びニュートラルポジション（Ｎ）に操作した場合、プライマリ及びセカンダリ側油圧サーボ３２，３３に低目のライン圧（Ｐ_Ｌ −Ｌ）が作用する。
【００９８】
そして、前記図６のステップＳ４に示すように、設定速度以下で（Ｖ＜Ｖ_０ ）でスロットル開度がアイドル状態（θ＝Ｉｄｌｅ）になると、ニュートラル制御が実行される。本実施例にあっては、図１３に示すように、プライマリレギュレータバルブ７６の調圧出力Ｐｐを最低圧Ｐφに設定すると共に（Ｓ４−２）、セカンダリレギュレータバルブ７７の調圧出力Ｐｓを、該最低圧Ｐφより高い調圧Ｐ_１ に設定する（Ｓ４−３）。すると、セカンダリレギュレータバルブ７は、プライマリレギュレータバルブ７６の出力圧を元圧としているため、該バルブ７７は実質的に機能せず、従って該バルブ７７は、前記最低圧Ｐφからなるプライマリレギュレータバルブの出力圧Ｐｐをそのまま低圧側出力圧Ｐｓとして出力する（Ｐｓ＝Ｐｐ）。
【００９９】
該ニュートラル制御状態では、マニュアルバルブ５９がＤレンジにあり、かつローハイコントロールバルブ６０がロー位置にある、前記ローモード（Ｌ）と同じ状態にあり、前記プライマリレギュレータバルブ７６の前記出力圧（Ｐｐ＝Ｐφ）は、マニュアルバルブ５９のポートｔ，ｗ及びコントロールバルブ６０のポートＦ，Ｇを介してロークラッチ用油圧サーボＣ_Ｌ に供給されると共に、マニュアルバルブ５９のポートｓ，ｙ、コントロールバルブ６０のポートＭ，Ｋ及び油路７２を介してセカンダリ側油圧サーボ３３の油圧室７５に供給される。一方、前記プライマリレギュレータバルブ７６の出力圧と同じ出力圧からなるセカンダリレギュレータバルブ７７の出力ポートｕからの油圧（Ｐｓ＝Ｐｐ＝Ｐφ）は、マニュアルバルブ５９のポートｖ，ｘ、コントロールバルブ６０のポートＪ，Ｎ及び油路７１を介してプライマリ側油圧サーボ３２の油圧室７３に供給される。
【０１００】
従って、ロークラッチＣ_Ｌ が接続したローモード（Ｌ）状態で、プライマリプーリ７及びセカンダリプーリ９に等しい軸力が作用し、前述したように、減速する各車速に対応して、ＣＶＴ１１は、出力軸５からの変速機全体１の出力が零になるように、自動的に自己収束し、かつ該出力回転数が零となるニュートラル位置に安定保持される。
【０１０１】
ついで、図１４ないし図２０に沿って、無段変速機における動力伝達機構の他の実施例について説明する。
【０１０２】
図１４は、プライマリ軸７ｃを、エンジンクランク軸２に整列する第１軸（入力軸３）と異なる位置に配置したものであり、かつ第２軸５に、ハイクラッチＣ_Ｈ の外にロークラッチＣ_Ｌ も配置されている。従って、エンジンクランク軸２の回転は、ダンパ１２を介して入力軸３に伝達され、更にギヤ８６，８７を介してプライマリプーリ７に伝達されると共に、ギヤ８６，８９を介してロークラッチＣ_Ｌ そしてプラネタリギヤ１９のキャリヤ１９ｃに伝達される。また、シングルピニオンプラネタリギヤ１９は、入力軸３に連結される第１の回転要素がキャリヤ１９ｃであり、セカンダリプーリ９に連結される第２の回転要素がサンギヤ１９ｓであり、出力軸５に連結される第３の回転要素がリングギヤ１９ｒであり、そしてキャリヤ１９ｃとサンギヤ１９ｓは同方向に回転する。なお、オイルポンプ１７がプライマリ軸７ｃのエンジン側に配置されている。
【０１０３】
本実施例の動力伝達機構は、図１４（ｂ） の速度線図に示すように、図１に沿って述べた前記実施例と同様に作動する。即ち、ロークラッチＣ_Ｌ と接続したローモード（Ｌｏ）にあっては、エンジントルクは、ロークラッチＣ_Ｌ を介してプラネタリギヤ１９のキャリヤ１９ｃに伝達されると共に、ＣＶＴ１１を介してサンギヤ１９ｓに伝達され、リングギヤ１９ｒから出力軸５に取出され、この際トルク循環が生じると共に、出力軸５の回転はニュートラル位置を含んで正転及び逆転方向に切換わる。また、ハイモード（Ｈｉ）にあっては、エンジントルクは、ＣＶＴ１１及びハイクラッチＣ_Ｈ を介して出力軸５に伝達される。
【０１０４】
図１５は、デュアルピニオンプラネタリギヤ１９を用いた実施例を示し、該プラネタリギヤのリングギヤ１９ｒがギヤ９０，９１及びロークラッチＣ_Ｌ を介して入力軸３に連結し（第１の回転要素）、そのサンギヤ１９ｓがギヤ９２，９３を介してセカンダリプーリ９に連結し（第２の回転要素）、そのキャリヤ１９ｃが出力軸５に連結し（第３の回転要素）、リングギヤ１９ｒとサンギヤ１９ｓとがハイクラッチＣ_Ｈ を介して連結し得、そして上記リングギヤ１９ｒとサンギヤ１９ｓとは同方向に回転する。なお、前記第３の回転要素は、キャリヤに代えてサンギヤにしてもよく、また第１及び第２の回転要素は、それぞれ上記第３の回転要素とならないキャリヤ及びサンギヤとリングギヤとで構成してもよい。
【０１０５】
該実施例にあっては、図１５（ｂ） の速度線図に示すように、ローモード（Ｌｏ）の場合、入力軸３からのエンジントルクはロークラッチＣ_Ｌ 、ギヤ９１，９０を介してプラネタリギヤ１９のリングギヤ１９ｒに伝達されるともに、ＣＶＴ１１及びギヤ９３，９２を介してサンギヤ１９ｓに伝達される。この際、先の実施例と同様に、プラネタリギヤ１９によりトルク循環を生じて、ＣＶＴ１１はセカンダリプーリ９が駆動側となり、プライマリプーリ７が従動側となって、該ＣＶＴの増減方向と逆方向の増減方向によりキャリヤ１９ｃから出力軸５に出力する。更に、該ＣＶＴ１１が所定増速（Ｏ／Ｄ）状態となると、キャリヤ１９ｃは逆回転、即ちリバース（Ｒｅｖ）回転となり、かつＣＶＴ１１のトルク伝達方向を逆転する。また、ハイモード（Ｈｉ）の場合、入力軸５からのエンジントルクは、ＣＶＴ１１、ギヤ９３，９２を介して軸９５に伝達され、かつ該ハイモードでは、ハイクラッチＣ_Ｈ の接続によりプラネタリギヤ１９が一体回転状態となっており、上記軸９５のＣＶＴ変速トルクは、そのまま出力軸５に伝達される。
【０１０６】
図１６は、図１に示す実施例に対して、動力伝達装置２６をギヤに変更したものである。即ち、プラネタリギヤ１９は、そのキャリヤ１９ｃをギヤ９０，９１及びロークラッチＣ_Ｌ を介して入力軸３に連結し（第１の回転要素）、そのサンギヤ１９ｓをギヤ９２，９３を介してセカンダリプーリ９に連結し（第２の回転要素）、そのリングギヤ１９ｒを出力軸５に連結しており（第３の回転要素）、そしてキャリヤ１９ｃとサンギヤ１９ｓとは同方向に回転する。また、セカンダリプーリ連動軸９５と変速機（システム）１の出力軸５との間にハイクラッチＣ_Ｈ を介在している。
【０１０７】
該実施例にあっては、図１６（ｂ） の速度線図に示すように、ローモードの場合、入力軸３からのエンジントルクは、ロークラッチＣ_Ｌ 、ギヤ９１，９０を介してプラネタリギヤ１９のキャリヤ１９ｃに伝達されると共に、ＣＶＴ１１、ギヤ９３，９２を介してサンギヤ１９ｓに伝達され、そしてこれら両ギヤの回転が合成されてリングギヤ１９ｒから出力軸５に出力される。この際、先の実施例と同様にトルク循環が行なわれると共に、ＣＶＴ１１の所定増速位置にて、出力軸５は零回転となり、更なる増速変速にて逆回転（リバース回転）が取出される。また、ハイモードでは、入力軸３のトルクは、ＣＶＴ１１を介して適宜変速され、更にギヤ９３，９２及びハイクラッチＣ_Ｈ を介して出力軸５に取出される。
【０１０８】
図１７は、図１６の実施例を更に変更したもので、シングルピニオンプラネタリギヤ１９のサンギヤ１９ｓがギヤ９０，９１及びロークラッチＣ_Ｌ を介して入力軸３に連結され（第１の回転要素）、キャリヤ１９ｃがギヤ９２，９３を介してセカンダリプーリ９に連結され（第２の回転要素）、リングギヤ１９ｒが出力軸５、ギヤ２１，２４を介してディファレンシャル装置２５に連結されており（第３の回転要素）、そしてサンギヤ１９ｓとキャリヤ１９ｃが同方向に回転する。また、ＣＶＴ１１の変速幅がプラネタリギヤ１９で増幅されるため、ハイモード従ってハイクラッチを備えていない。
【０１０９】
該実施例にあっては、図１７（ｂ） の速度線図に示すように、入力軸３からのエンジン回転は、ロークラッチＣ_Ｌ 、ギヤ９１，９０を介してプラネタリギヤ１９のサンギヤ１９ｓに伝達されると共に、ＣＶＴ１１にて変速され、該変速回転がギヤ９３，９２を介してキャリヤ１９ｃに伝達され、そして該キャリヤ１９ｃからの変速回転が増幅されてリングギヤ１９ｒから出力軸５に取出される。この際、先の実施例のローモードと同様にトルク循環を生じて、ＣＶＴ１１のトルク伝達方向が変更すると共に、出力軸５は比較的幅のある前進域と、回転数が零となるニュートラル位置と、後進域とを取る。
【０１１０】
図１８は、図１６に示す実施例を変更したもので、プラネタリギヤ１９の反力支持要素（１９ｃ）以外の２回転要素（１９ｓ，１９ｒ）の接続を変更したものである。即ち、プラネタリギヤ１９のキャリヤ１９ｃをギヤ９０，９１及びロークラッチＣ_Ｌ を介して入力軸３に連結し（第１の回転要素）、リングギヤ１９ｒをギヤ９２，９３を介してセカンダリプーリ９に連結し（第２の回転要素）、サンギヤ１９ｓを出力軸５に連結しており、そしてキャリヤ１９ｃとリングギヤ１９ｒは同方向に回転する。また、セカンダリプーリ連動軸９５と出力軸５との間にハイクラッチＣ_Ｈ を介在している。
【０１１１】
本実施例にあっては、図１８（ｂ） の速度線図に示すように、ローモードの場合、入力軸３からのエンジントルクは、ロークラッチＣ_Ｌ 、ギヤ９１，９０を介してプラネタリギヤ１９のキャリヤ１９ｃに伝達されると共に、ＣＶＴ１１、ギヤ９３，９２を介してリングギヤ１９ｒに伝達され、そして、これら両ギヤのトルクが合成されて、サンギヤ１９ｓから出力軸５に取出される。この際、先の実施例と同様に、トルク循環を生じると共に、出力軸５は正転及び逆転に変更され、かつＣＶＴ１１の変速幅に対して増幅して出力軸５から出力される。また、ハイモードの場合、入力軸３の回転は、ＣＶＴ１１により変速され、更にギヤ９３，９２及びハイクラッチＣ_Ｈ を介して出力軸５に取出される。
【０１１２】
図１９は、図１７に示す実施例を更に変更したもので、シングルピニオンプラネタリギヤ１９のサンギヤ１９ｓがチェーン２２及びロークラッチＣ_Ｌ を介して入力軸３に連結され（第１の回転要素）、リングギヤ１９ｒがギヤ９２，９３を介してセカンダリプーリ９に連結され（第２の回転要素）、キャリヤ１９ｃが出力軸５、ギヤ２１，２４を介してディファレンシャル装置２５に連結されている（第３の回転要素）。そして、サンギヤ１９ｓとリングギヤ１９ｒとは逆方向に回転する。なお、第１の回転要素をリングギヤに、第２の回転要素をサンギヤにすることも可能である。
【０１１３】
本実施例にあっては、図１９（ｂ） の速度線図に示すように、入力軸３からのエンジン回転は、ロークラッチＣ_Ｌ 、チェーン２２を介してプラネタリギヤ１９のサンギヤ１９ｓに伝達されると共に、ＣＶＴ１１、ギヤ９３，９２を介してリングギヤ１９ｒに伝達され、そしてこれら両回転が合成されて、キャリヤ１９ｃから出力軸５に取出される。この際、同様に、トルク循環を生じると共に、正逆方向に変更されて出力軸５から出力する。
【０１１４】
図２０は、図１９に示す実施例を変更してデュアルピニオンプラネタリギヤを用いたものである。即ち、デュアルピニオンプラネタリギヤ１９のサンギヤ１９ｓがチェーン２２及びロークラッチＣ_Ｌ を介して入力軸３に連結され（第１の回転要素）、キャリヤ１９ｃがギヤ９２，９３を介してセカンダリプーリ９に連結され（第２の回転要素）、リングギヤ１９ｒが出力軸５、ギヤ２１，２４を介してディファレンシャル装置２５に連結している（第３の回転要素）。そして、サンギヤ１９ｓとキャリヤ１９ｃとは逆方向に回転する。なお、第１の回転要素をキャリヤに、第２の回転要素をサンギヤにすることも可能である。
【０１１５】
本実施例にあっては、図２０（ｂ） の速度線図に示すように、入力軸３からのエンジン回転は、ロークラッチＣ_Ｌ 、チェーン２２を介してデュアルプラネタリギヤ１９のサンギヤ１９ｓに伝達されると共に、ＣＶＴ１１、ギヤ９３，９２を介してキャリヤ１９ｃに伝達され、そしてこれら両回転が合成されて、リングギヤ１９ｒから出力軸５に取出される。この際、同様に、トルク循環を生じると共に、正逆方向に変更されて出力軸５から出力する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の係る無段変速機における動力伝達機構の実施例を示すもので、（ａ） はスケルトン図、（ｂ） は速度線図である。
【図２】そのベルト式無段変速装置（ＣＶＴ）のトルク比に関する出力トルクの変化を示す図。
【図３】そのＣＶＴのトルク比に関する出力回転数の変化を示す図。
【図４】本発明に係る無段変速機における制御機構の実施例を示す油圧回路図。
【図５】その作動を示す図。
【図６】そのジェネラルフローを示す図。
【図７】そのニュートラル制御を示すフロー図。
【図８】プライマリ及びセカンダリプーリの軸力バランスを示す図。
【図９】（ａ） は、セカンダリ側軸力Ｆｓを一定にした場合の軸力バランスを示す図で、（ｂ） は、そのニュートラル制御範囲を示す図。
【図１０】ＣＶＴのトルク比に関するライン圧の変化を示す図。
【図１１】前記制御機構の他の実施例を示す油圧回路図。
【図１２】その作動を示す図。
【図１３】そのニュートラル制御をシ示すフロー図。
【図１４】前記動力伝達機構の他の実施例を示すもので、（ａ） はスケルトン図、（ｂ） は速度線図。
【図１５】前記動力伝達機構の他の実施例を示すもので、（ａ） はスケルトン図、（ｂ） は速度線図。
【図１６】前記動力伝達機構の他の実施例を示すもので、（ａ） はスケルトン図、（ｂ） は速度線図。
【図１７】前記動力伝達機構の他の実施例を示すもので、（ａ） はスケルトン図、（ｂ） は速度線図。
【図１８】前記動力伝達機構の他の実施例を示すもので、（ａ） はスケルトン図、（ｂ） は速度線図。
【図１９】前記動力伝達機構の他の実施例を示すもので、（ａ） はスケルトン図、（ｂ） は速度線図。
【図２０】前記動力伝達機構の他の実施例を示すもので、（ａ） はスケルトン図、（ｂ） は速度線図。
【符号の説明】
１ 無段変速機
２ エンジン出力軸（クランクシャフト）
３ 入力軸
５ 出力軸
７ 第１の（プライマリ）プーリ
９ 第２の（セカンダリ）プーリ
１０ ベルト
１９ プラネタリギヤ
１９ｃ キャリヤ
１９ｓ サンギヤ
１９ｒ リングギヤ
３２ 軸力作動手段（プライマリ側油圧サーボ）
３３ 軸力作動手段（セカンダリ側油圧サーボ）
４５，４６ 第１の油圧室
４７，４９ 第２の油圧室
５４ 制御手段
５６ レギュレータバルブ
５７ レシオコントロールバルブ
７３，７５ 油圧室
７６ 第１の（プライマリ）レギュレータバルブ
７７ 第２の（セカンダリ）レギュレータバルブ

Claims (14)

1. エンジン出力軸に連動する入力軸と、
   車輪に連動する出力軸と、
   前記入力軸に連動する第１のプーリ、第２のプーリ、これら両プーリに巻掛けられたベルト及び前記第１及び第２のプーリのプーリ比を変更すべく前記両プーリに軸力を作用する軸力作動手段を有するベルト式無段変速装置と、
   少なくとも第１、第２及び第３の回転要素を有し、前記ベルト式無段変速装置のプーリ比の変更に基づき、前記両プーリ間でトルク伝達方向が変更されると共に、前記出力軸の出力トルク方向が変更されるように、前記第１の回転要素を前記入力軸に、前記第２の回転要素を前記第２のプーリに、前記第３の回転要素を前記出力軸にそれぞれ連動してなるプラネタリギヤと、
   を備えてなる無段変速機において、
   車輌走行状態を検出する検出手段からの信号に基づき、前記出力軸の出力トルクが必要とされる状態か否かを判断する判断手段と、
   該判断手段に基づき、前記出力トルクを必要とする駆動状態の場合、前記軸力作動手段を、前記第１及び第２のプーリに作用する軸力が目標プーリ比を達成するための差を生じるように、また前記出力トルクを必要としない非駆動状態の場合、前記軸力作動手段を、前記第１及び第２のプーリに作用する軸力が等しくなるように切換える制御手段と、を備え、
   前記軸力作動手段は、前記第１のプーリに作用する第１の油圧サーボと、前記第２のプーリに作用する第２の油圧サーボとからなると共に、これら第１及び第２の油圧サーボがそれぞれ複数の油圧室を有してなり、
   前記制御手段は、前記複数の油圧室への油圧供給を選択的に切換えることにより前記第１及び第２の油圧サーボの有効受圧面積を変更して、前記駆動状態では前記両油圧サーボの有効受圧面積を異ならせ、前記非駆動状態では前記両油圧サーボの有効受圧面積を等しくしてなる、
   ことを特徴とする無段変速機。
2. エンジン出力軸に連動する入力軸と、
   車輪に連動する出力軸と、
   前記入力軸に連動する第１のプーリ、第２のプーリ、これら両プーリに巻掛けられたベルト及び前記第１及び第２のプーリのプーリ比を変更すべく前記両プーリに軸力を作用する軸力作動手段を有するベルト式無段変速装置と、
   少なくとも第１、第２及び第３の回転要素を有し、前記ベルト式無段変速装置のプーリ比の変更に基づき、前記両プーリ間でトルク伝達方向が変更されると共に、前記出力軸の出力トルク方向が変更されるように、前記第１の回転要素を前記入力軸に、前記第２の回転要素を前記第２のプーリに、前記第３の回転要素を前記出力軸にそれぞれ連動してなるプラネタリギヤと、
   を備えてなる無段変速機において、
   車輌走行状態を検出する検出手段からの信号に基づき、前記出力軸の出力トルクが必要とされる状態か否かを判断する判断手段と、
   該判断手段に基づき、前記出力トルクを必要とする駆動状態の場合、前記軸力作動手段による前記第１及び第２のプーリの軸力の差を、その時点での前記ベルト式無段変速装置の入力トルクでの目標プーリ比を達成する値にし、また前記出力トルクを必要としない非駆動状態の場合、前記軸力作動手段による前記第１及び第２のプーリの軸力の差を、前記出力軸の出力トルク方向が正の場合のその時点での前記ベルト式無段変速装置の入力トルク及びプーリ比から決定される前記第１及び第２のプーリの軸力の差より、その大小関係を逆転させない範囲で小さい値か、又は前記出力軸の出力トルク方向が負の場合のその時点での前記ベルト式無段変速装置の入力トルク及びプーリ比から決定される前記第１及び第２のプーリの軸力の差より、その大小関係を逆転させない範囲で小さい値かに切り換える制御手段と、を備え、
   前記軸力作動手段は、前記第１のプーリに作用する第１の油圧サーボと、前記第２のプーリに作用する第２の油圧サーボとからなると共に、これら第１及び第２の油圧サーボがそれぞれ複数の油圧室を有してなり、
   前記制御手段は、前記複数の油圧室への油圧供給を選択的に切換えることにより前記第１及び第２の油圧サーボの有効受圧面積を変更して、前記駆動状態では前記両油圧サーボの有効受圧面積を異ならせ、前記非駆動状態では前記両油圧サーボの有効受圧面積の差を、前記第１及び第２のプーリの軸力の差が前記大小関係を逆転させない範囲の小さい値となるように設定してなる、
   無段変速機。
3. 前記第１及び第２の油圧サーボは、少なくともそれぞれ第１の油圧室及び第２の油圧室を有し、かつ前記両油圧サーボの第１の油圧室が同一有効受圧面積からなり、
   前記制御手段は、前記第１及び第２の油圧室に供給する油圧を調節するレギュレータバルブと、レシオコントロールバルブとを有し、前記レギュレータバルブからの油圧が常時前記両油圧サーボの第１の油圧室に供給されると共に、前記レシオコントロールバルブによる油圧が、前記駆動状態では前記両油圧サーボのいずれか一方の第２の油圧室に供給され、かつ前記非駆動状態では前記両油圧サーボの第２の油圧室から排出されてなる、
   請求項１又は２記載の無段変速機。
4. 前記軸力作動手段は、前記第１のプーリに作用する第１の油圧サーボと、前記第２のプーリに作用する第２の油圧サーボとからなると共に、これら第１及び第２の油圧サーボが同一受圧面積からなる油圧室を有してなり、前記制御手段は、前記油圧室に供給する油圧を調節する第１及び第２のレギュレータバルブを有し、前記駆動状態では前記両油圧サーボのいずれか一方の油圧室に前記第１のレギュレータバルブからの油圧を供給し、前記両油圧サーボの他方の油圧室に前記第２のレギュレータバルブからの油圧を供給し、前記非駆動状態では前記両油圧サーボの油圧室に前記第１及び第２のレギュレータバルブのいずれか一方からの油圧を供給してなる、
   請求項１又は２記載の無段変速機。
5. 前記第１のレギュレータバルブからの出力油圧が前記第２のレギュレータバルブに入力されるように連通され、前記非駆動状態では前記第１のレギュレータバルブの出力油圧の油圧より前記第２のレギュレータバルブの出力油圧の油圧値が大きくなるように設定してなる、
   請求項４記載の無段変速機。
6. 前記検出手段は、車速を検出する車速センサと、前記エンジンのスロットル開度を検出するスロットルセンサとを有し、
   前記判断手段は、前記車速が所定値以下でかつ前記スロットル開度が所定値以下のとき、前記出力トルクを必要としないと判断してなる、
   請求項１又は２記載の無段変速機。
7. 低速モード及び高速モード切換え手段を備え、該切換え手段が低速モードである場合、前記プラネタリギヤは、前記第１の回転要素を入力軸に、前記第２の回転要素を第２のプーリに、第３の回転要素を出力軸にそれぞれ連動してなり、
   また前記切換え手段が高速モードにある場合、前記プラネタリギヤの第１の回転要素と入力軸との連動を切断すると共に、前記第２のプーリを前記出力軸に連結してなる、
   請求項１又は２記載の無段変速機。
8. 前記入力軸は、前記第１のプーリから伝達されるトルクの前記入力軸でのトルク方向と、前記第１の要素から伝達されるトルクの前記入力軸でのトルク方向とが、前記駆動状態の時に、それぞれ互いに逆方向となるように前記第１のプーリと前記第１の要素とにそれぞれ連結してなる、
   請求項１又は２記載の無段変速機。
9. 前記出力軸は、前記ベルト式無段変速装置のプーリ比の変更により、その出力回転数が零となるニュートラル位置を挟んで正逆転方向に出力してなる、
   請求項１又は２記載の無段変速機。
10. 前記低速モード及び高速モード切換え手段が低速モードである場合、前記ベルト式無段変速装置のプーリ比を減速方向に変更するとにより、前記出力軸が、逆転、ニュートラル位置そして正転増速の順に変更され、
    また前記切換え手段が高速モードである場合、前記ベルト式無段変速装置のプーリ比を増速方向に変更することにより、前記出力軸が、正転増速方向に変更されてなる、
    請求項７記載の無段変速機。
11. 前記プラネタリギヤは、シングルピニオンプラネタリギヤであり、かつ前記第３の回転要素がサンギヤ及びリングギヤのどちらか一方であり、前記第１又は第２の回転要素が、それぞれサンギヤ及びリングギヤのどちらか他方とキャリヤであると共に、同方向に回転してなる、
    請求項１、２、７又は８記載の無段変速機。
12. 前記プラネタリギヤは、デュアルピニオンプラネタリギヤであり、かつ前記第３の回転要素がサンギヤ及びキャリヤのどちらか一方であり、前記第１及び第２の回転要素が、それぞれ前記サンギヤ及びキャリヤの他方とリングギヤであると共に、同方向に回転してなる、
    請求項１、２、７又は８記載の無段変速機。
13. 前記プラネタリギヤは、シングルピニオンプラネタリギヤであり、かつ前記第３の回転要素がキャリヤであり、前記第１及び第２の回転要素が、それぞれサンギヤ及びリングギヤのどちらかであると共に、逆方向に回転してなる、
    請求項１、２又は８記載の無段変速機。
14. 前記プラネタリギヤは、デュアルピニオンプラネタリギヤであり、かつ前記第３の回転要素がリングギヤであり、前記第１及び第２の回転要素が、それぞれサンギヤ及びキャリヤのどちらかであると共に、逆方向に回転してなる、
    請求項１、２又は８記載の無段変速機。

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