JP4304745B2 - パワートレインの制御装置 - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は車両用パワートレイン、特に無段変速機構を用いたパワートレインの制御装置に関し、車両用駆動装置の技術分野に属する。
【０００２】
【従来の技術】
近年、車両に搭載されるパワートレインとして無段変速機構を用いたものが実用化されつつあり、その一例として特開平９−２１０１９１号公報に開示されているものがある。これは、トロイダル式無段変速機構と遊星歯車機構とを備えると共に、エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路として、これらの無段変速機構と遊星歯車機構との両機構を経由する第１の経路と、無段変速機構のみを経由する第２の経路とを設けて、各経路達成用の摩擦要素を選択的に締結させることにより、第１、第２の経路のいずれか一方を用いてエンジンと駆動輪との間で動力を伝達するように構成したものである。
【０００３】
そして、第１の経路が選択された状態で無段変速機構の変速比を所定の変速比に制御することにより駆動輪側への出力回転がゼロとなるギヤードニュートラルの状態が得られると共に、無段変速機構の変速比をその所定変速比から大きくするか又は小さくすることによってパワートレインとしての最終変速比が比較的低い前進状態又は後退状態が得られる（ローモード）。一方、第２の経路が選択された状態ではパワートレインとしての最終変速比が無段変速機構の変速比のみに応じて変化する比較的変速比の高い前進状態が得られる（ハイモード）。
【０００４】
このとき、いずれの経路においても、結局パワートレインとしての最終変速比の制御は無段変速機構の変速比を制御することによって行なわれるが、一般に、ローモードにおいては無段変速機構の変速比を大きくする（減速、ロー側）に従ってパワートレインの最終変速比が小さくなり（増速、ハイ側）、一方、ハイモードにおいては無段変速機構の変速比を小さくする（増速）に従ってパワートレインの最終変速比が小さくなる（増速）ように構成することが知られている。したがって、ローモードとハイモードとでは、たとえ同じハイ側又はロー側への最終変速比の制御であっても、無段変速機構の変速比は相互に逆方向に変化させることになり、その結果、無段変速機構の変速比においてロー側に存在する所定のモード切換ポイントを挟んで、ローモードからハイモードへの切換え時又はハイモードからローモードへの切換え時のいずれにおいても、無段変速機構の変速比はロー側への変化からハイ側への変化に転換することになる。
【０００５】
このとき、ローモードにおける無段変速機構の変速比とパワートレインの最終変速比との変化の関係を表す特性と、ハイモードにおける同特性とは、上記の無段変速機構の変速比においてロー側に存在する所定のモード切換ポイントにおいて一致し、このポイントではローモードとハイモードとのいずれにおいても同じ無段変速機構の変速比で同じパワートレインの最終変速比が得られる。したがって、このモード切換ポイントの変速比に無段変速機構の変速比が到達した時点で各モード達成用の摩擦要素を掛け替えることによって、モード切換えの前後で最終変速比が著しく変動することが抑制され、ショックを回避することができる。
【０００６】
しかしながら、単に、無段変速機構の変速比がモード切換ポイントに到達したときに摩擦要素の掛替えを開始するだけでは、摩擦要素の掛替え動作中に無段変速機構の変速比がモード切換ポイントを越えてさらに変化し、パワートレインの最終変速比が切換ポイントの変速比からずれて、モード切換後に変速比変動に伴う変速ショックが生じる可能性がある。これに対処するためには、モード切換動作中、無段変速機構の変速比をモード切換ポイントの変速比に保持しておけばよいのであるが、特に上記公報には、その場合に、ローモード達成用の摩擦要素とハイモード達成用の摩擦要素との両方を共に締結状態とすることが開示されている。両摩擦要素を共に締結状態とすることによって、ローモードとハイモードとで特性が一致する切換ポイントが堅持され、そののちに一方の摩擦要素を解放してモード切換えを終了させたときのショックが確実に回避される。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、例えば、上記公報開示のトロイダル式無段変速機構の場合、その変速比制御は、一般に、トロイダル面を有する入力ディスクと出力ディスクとの間に介設したパワーローラの両ディスクに対する傾転角を制御することにより行なわれる。そして、その場合に、パワーローラの傾転角制御は、該ローラを支持する支持部材を、ローラがディスクの回転力を受けずに傾転が進行しない所定の中立位置から、ローラがディスクの回転力を受けて所定の方向に所定の角度だけ傾転が進行するようにディスクに対して移動させることによって行なわれることがある。また、その支持部材の移動量制御は、該支持部材に供給する油圧の制御を介して達成され、さらに、その油圧制御が、該油圧を生成する三層弁のスリーブ制御によって実現される場合がある。その結果、無段変速機構の変速比制御、ないしパワートレインとしての最終変速比の制御の具体的動作としては、直接的には、上記三層弁のスリーブ位置をフィードバック制御することになる。
【０００８】
このとき、無段変速機構の変速比と、上記三層弁のスリーブ位置や、支持部材への供給油圧、あるいはローラの傾転角等といった各物理量とはそれぞれ理論的に対応する。したがって、上記のモード切換時には、モード切換ポイントの変速比に対応するスリーブの位置に三層弁のスリーブが位置したときに、モードを切り換えるべき時期であると判断して、モードの切換動作を開始することになる。あるいは、入力ディスクの回転数と出力ディスクの回転数とから無段変速機構の実変速比を検出して、その実変速比がモード切換ポイントの変速比に到達したときに、同じくモードを切り換えるべき時期であると判断して、モードの切換動作を開始することになる。
【０００９】
しかしながら、一般に、このモード切換ポイント付近においては、無段変速機構の変速比が該切換ポイントに近づいている状況であり、パワーローラがハイ側からロー側に傾転し続けている状況である。それゆえ、たとえ三層弁のスリーブを、該スリーブが切換ポイント対応位置に到達したとき、あるいは実変速比が切換ポイント変速比に到達したときに、該切換ポイント対応位置に固定したとしても、パワーローラの傾転は該切換ポイントで停止せず、慣性によりロー側に行き過ぎてしまい、その結果、モードの切換動作が本来の切換ポイントからずれたポイントで開始される。一方、締結側摩擦要素を締結させていった際には、変速比が上記の切換ポイントの理論値に強制的に移動されるので、該締結側摩擦要素を締結させた際に著しい変速比の変動が起き、ここで切換ショックが発生するのである。
【００１０】
本発明はこのような現状に鑑みてなされたもので、ローモードとハイモードとの切換動作の開始時には、無段変速機構の変速比をモード切換ポイントの変速比に確実に安定して保持し、もって切換ショックを解消することを課題とする。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するため、本発明は次のような手段を用いる。
【００１２】
まず、本願の特許請求の範囲の請求項１に記載の発明は、無段変速機構と歯車機構とを経由する第１の経路と、無段変速機構のみを経由する第２の経路とが設けられ、上記無段変速機構が、入力ディスク及び出力ディスクと、これらの両ディスク間に介設されたパワーローラと、このパワーローラを支持するトラニオンとを有する構成であると共に、車両の走行状態に基づいて目標変速比を設定する目標変速比設定手段と、該設定手段で設定された目標変速比が実現するように上記無段変速機構の変速比と経路の切換えとを制御する変速制御手段とを有するパワートレインの制御装置であって、上記変速制御手段が、無段変速機構の変速比に対応する所定の物理量を制御することにより上記トラニオンの上記ディスクに対する移動制御を介して無段変速機構の変速比を制御するように構成されていると共に、上記所定物理量が、第１の経路と第２の経路とで同じ最終変速比が得られる無段変速機構の切換変速比に対応する値に到達する前の該値と異なる所定値に到達したときに無段変速機構の変速比が上記切換変速比に到達したと判定して経路の切換を開始すると共に上記所定物理量を上記切換変速比に対応する値と異なる所定値に固定し、この所定物理量の固定を所定時間維持したのち、経路の切換が終了するまでに、上記所定物理量を、経路の切換前後で無段変速機構を通過するトルクの伝達方向が反転することに起因して上記切換変速比に対応する所定物理量の値が経路の切換前後で変化することを考慮して設定された、上記所定値と異なる第２の所定値に修正するように構成されていることを特徴とする。
【００１３】
この発明によれば、入力ディスク及び出力ディスクと、これらの両ディスク間に介設されたパワーローラと、このパワーローラを支持するトラニオンとを有する構成である無段変速機構において、該無段変速機構の変速比に対応する、例えば前述の三層弁のスリーブ位置等の所定の物理量を制御することによって、上記トラニオンの上記ディスクに対する移動制御を介して無段変速機構の変速比を制御するような場合に、その物理量が本来のモード切換ポイントに対応する値に到達したときに無段変速機構の変速比がモード切換変速比に到達したとは判定されず、その物理量が本来のモード切換ポイントに対応する値からずれた所定値に到達したときにモード切換変速比に到達したと判定される。それゆえ、無段変速機構の変速比が慣性により切換ポイントを行き過ぎてしまい、モードの切換動作が本来の切換ポイントからずれたポイントで開始されるという不具合が回避されて、その結果、切換ショックの発生が低減される。
【００１５】
特に、この発明によれば、直接の制御対象である物理量が本来のモード切換ポイントに対応する値から手前側にずれた所定値に到達したときにモード切換変速比に到達したと判定される。それゆえ、制御自体はそこで停止したとしても、無段変速機構の変速比が慣性によりさらにモード切換ポイントに近づき、その結果、無段変速機構の実変速比が本来のモード切換ポイントに到達することになる。
【００１７】
また、この発明によれば、切換ポイントに到達したと判定された場合には、直接の制御対象である物理量がそこで固定される。それゆえ、無段変速機構の変速比の側においてもまた本来のモード切換ポイントに固定され、その結果、モード切換後の変速比変動に伴う切換えショックが回避される。
加えて、この発明によれば、所定物理量の固定を所定時間維持したのち、経路の切換が終了するまでに、上記所定物理量を上記所定値と異なる第２の所定値に修正するようにしたから、経路切換後に変速比が切換変速比からずれることがなく、著しい変速比の変動が起こらず、不快なショックの発生が抑制され、エンジン回転数の不必要な上昇が抑制されることになる。
次に、請求項２に記載の発明は、上記請求項１に記載の発明において、変速制御手段は、経路の切換中は、所定物理量のフィードバック制御を停止し、第２の所定値への所定物理量の修正をフィードフォワード制御によって行うことを特徴とする。
この発明によれば、経路切換中の意味のない所定物理量のフィードバック制御が停止されると共に、所定物理量が応答性よく速やかに第２の所定値に修正される。
【００１８】
次に、請求項３に記載の発明は、上記請求項１に記載の発明において、トルクを検出するトルク検出手段が設けられ、変速制御手段は、この検出手段で検出されるトルクが大きいほど、所定物理量が切換変速比に対応する値と大きく異なる所定値に到達したときに無段変速機構の変速比が上記切換変速比に到達したと判定することを特徴とする。
【００１９】
この発明によれば、トルクが大きいほど、直接の制御対象である物理量が本来のモード切換ポイントに対応する値からより大きくずれた所定値に到達したときにモード切換変速比に到達したと判定される。それゆえ、トルクが大きく、無段変速機構の変速比が慣性によって行き過ぎる量が大きい場合においても適切に対処することができ、無段変速機構の変速比をモード切換ポイントの変速比に常に確実に安定して保持し、もって切換ショックの発生を確実に回避することができる。
【００２５】
【発明の実施の形態】
以下、発明の実施の形態を通して本発明をさらに詳しく説述する。
【００２６】
図１および図２に示すように、本実施の形態に係るパワートレイン１０は、エンジン１の出力軸２にトーショナルダンパ３を介して連結されたインプットシャフト１１と、該シャフト１１の外側に遊嵌合された中空のプライマリシャフト１２と、これらのシャフト１１，１２に平行に配置されたセカンダリシャフト１３とを有し、これらのシャフト１１〜１３が、いずれも当該車両の横方向に延びるように配置されている。
【００２７】
また、上記インプットシャフト１１およびプライマリシャフト１２の軸線上には、トロイダル式の第１、第２無段変速機構２０，３０と、これらに軸方向の荷重を付与して動力伝達を可能とするローディングカム機構４０とが配設されていると共に、セカンダリシャフト１３の軸線上には、遊星歯車機構５０と、ロークラッチ６０およびハイクラッチ７０とが配設されている。さらに、インプットシャフト１１およびプライマリシャフト１２の軸線と、セカンダリシャフト１３の軸線との間に、ローモードギヤ列８０と、ハイモードギヤ列９０とが介設されている。
【００２８】
上記第１、第２無段変速機構２０，３０はほぼ同一の構成であり、いずれも、対向面がトロイダル面とされた入力ディスク２１，３１と出力ディスク２２，３２とを有し、これらの各対向トロイダル面間に、両ディスク２１，２２間および３１，３２間でそれぞれ動力を伝達するパワーローラ２３，３３が２つづつ介設されている。
【００２９】
そして、エンジン１から遠い方に配置された第１無段変速機構２０は、入力ディスク２１が反エンジン側に、出力ディスク２２がエンジン側に配置され、また、エンジン１に近い方に配置された第２無段変速機構３０は、入力ディスク３１がエンジン側に、出力ディスク３２が反エンジン側に配置されており、かつ、両変速機構２０，３０の入力ディスク２１，３１はプライマリシャフト１２の両端部にそれぞれ結合され、また、出力ディスク２２，３２は一体化されて、該プライマリシャフト１２の中間部に回転自在に支持されている。
【００３０】
また、インプットシャフト１１の反エンジン側の端部には上記ローモードギヤ列８０を構成する第１ギヤ８１が結合され、該第１ギヤ８１と第１無段変速機構２０の入力ディスク２１との間に上記ローディングカム機構４０が介設されており、さらに、第１、第２無段変速機構２０，３０の一体化された出力ディスク２２，３２の外周に、上記ハイモードギヤ列９０を構成する第１ギヤ９１が設けられている。
【００３１】
一方、セカンダリシャフト１３の反エンジン側の端部には、上記ローモードギヤ列８０を構成する第２ギヤ８２が回転自在に支持されて、アイドルギヤ８３を介して上記第１ギヤ８１に連結されていると共に、該セカンダリシャフト１３の中間部には上記遊星歯車機構５０が配設されている。そして、該遊星歯車機構５０のピニオンキャリヤ５１と上記ローモードギヤ列８０の第２ギヤ８２との間に、これらを連結しもしくは切断するロークラッチ６０が介設されている。
【００３２】
また、遊星歯車機構５０のエンジン側には、ハイモードギヤ列９０を構成する第２ギヤ９２が回転自在に支持されて、上記第１、第２無段変速機構２０，３０における出力ディスク２２，３２の外周に設けられた第１ギヤ９１に噛み合わされていると共に、該第２ギヤ９２と遊星歯車機構５０のサンギヤ５２とが連結されており、さらに該遊星歯車機構５０のインターナルギヤ５３がセカンダリシャフト１３に結合されている。そして、該遊星歯車機構５０のエンジン側に、上記ハイモードギヤ列９０の第２ギヤ９２とセカンダリシャフト１３とを連結しもしくは切断するハイクラッチ７０が介設されている。
【００３３】
さらに、上記セカンダリシャフト１３のエンジン側の端部に、第１、第２ギヤ４ａ，４ｂとアイドルギヤ４ｃとでなる出力ギヤ列４を介してディファレンシャル装置５が連結されており、このディファレンシャル装置５から左右に延びる駆動軸６ａ，６ｂが左右の駆動輪（図示せず）に連結されている。
【００３４】
なお、インプットシャフト１１の反エンジン側の端部にはオイルポンプ１００が配置され、該インプットシャフト１１により上記ローモードギヤ列８０の第１ギヤ８１を介して駆動されるようになっている。
【００３５】
次に、上記第１、第２無段変速機構２０，３０の構成を第１無段変速機構２０を例にとってさらに詳しく説明する。
【００３６】
図３に示すように、一対のパワーローラ２３，２３は、入、出力ディスク２１，２２のほぼ半径方向に延びるシャフト２４，２４を介してトラニオン２５，２５にそれぞれ支持され、入、出力ディスク２１，２２の互いに対向するトロイダル面の円周上の１８０°反対側にほぼ水平姿勢で上下に平行に配置されており、その周面の１８０°反対側の２箇所で上記両ディスク２１，２２のトロイダル面にそれぞれ対接している。
【００３７】
また、上記トラニオン２５，２５は、当該パワートレイン１０のケース１０１に取り付けられた左右の支持部材２６，２６間に支持され、両ディスク２１，２２の接線方向であってパワーローラ２３，２３のシャフト２４，２４に直交する水平方向の軸心Ｘ，Ｘ回りの回動および該軸心Ｘ，Ｘ方向の直線往復運動が可能とされている。そして、これらのトラニオン２５，２５に、上記軸心Ｘ，Ｘに沿って一側方に延びるロッド２７，２７が連設されていると共に、上記ケース１０１の側面には、これらのロッド２７，２７およびトラニオン２５，２５を介して上記パワーローラ２３，２３を傾転させる変速制御ユニット１１０が取り付けられている。
【００３８】
この変速制御ユニット１１０は、油圧制御部１１１とトラニオン駆動部１１２とを有し、トラニオン駆動部１１２には、上下のトラニオン２５，２５のロッド２７，２７のそれぞれに対向状に取り付けられた増速用および減速用のピストン１１３，１１４が配置され、各対向するピストン１１３，１１４により、増速用および減速用油圧室１１５，１１６がそれぞれ形成されている。
【００３９】
なお、上方に位置するトラニオン２５については、増速用油圧室１１５がパワーローラ２３側に、減速用油圧室１１６が反パワーローラ２３側にそれぞれ配置され、また、下方に位置するトラニオン２５については、増速用油圧室１１５が反パワーローラ２３側に、減速用油圧室１１６がパワーローラ２３側にそれぞれ配置されている。
【００４０】
そして、上記油圧制御部１１１で生成された増速用油圧ＰＨが、油路１１７，１１８を介して上下のトラニオン２５，２５の増速用油圧室１１５，１１５に供給され、また、同じく油圧制御部１１１で生成された減速用油圧ＰＬが、図示しない油路を介して上下のトラニオン２５，２５の減速用油圧室１１６，１１６に供給され、これらの油圧ＰＨ，ＰＬの制御により、当該変速機構２０，３０の変速比が制御されるようになっている。
【００４１】
ここで、第１無段変速機構２０について変速比制御の具体的動作を説明すると、まず、図３に示す油圧制御部１１１により、上下のトラニオン２５，２５の増速用油圧室１１５，１１５に供給されている増速用油圧ＰＨが、減速用油圧室１１６，１１６に供給されている減速用油圧ＰＬに対して所定の釣り合い状態より相対的に高くされると、上方のトラニオン２５は図面上、右側に、下方のトラニオン２５は左側にそれぞれ水平移動することになる。
【００４２】
このとき、図示されている出力ディスク２２がｃ方向に回転しているものとすると、上方のパワーローラ２３は、右側への移動により該出力ディスク２２から下向きの力を受け、図面の手前側にあって反ｃ方向に回転している入力ディスク２１からは上向きの力を受けることになる。また、下方のパワーローラ２３は、左側への移動により、出力ディスク２２から上向きの力を受け、入力ディスク２１からは下向きの力を受けることになる。
【００４３】
その結果、上下のパワーローラ２３，２３とも、入力ディスク２１との接触位置は半径方向の外側に、出力ディスク２２との接触位置は半径方向の内側に移動するように傾転し、当該変速機構２０の変速比が小さくなる（増速）。
【００４４】
また、上記とは逆に、上下のトラニオン２５，２５の減速用油圧室１１６，１１６に供給されている減速用油圧ＰＬが、増速用油圧室１１５，１１５に供給されている増速用油圧ＰＨに対して所定の釣り合い状態より相対的に高くされると、上方のトラニオン２５は図面上、左側に、下方のトラニオン２５は右側にそれぞれ水平移動することにより、上方のパワーローラ２３は出力ディスク２２から上向きの力を、入力ディスク２１から下向きの力を受け、また、下方のパワーローラ２３は、出力ディスク２２から下向きの力を、入力ディスク２１から上向きの力を受けることになる。その結果、上下のパワーローラ２３，２３とも、入力ディスク２１との接触位置は半径方向の内側に、出力ディスク２２との接触位置は半径方向の外側に移動するように傾転し、当該変速機構２０の変速比が大きくなる（減速）。
【００４５】
なお、このような油圧制御部１１１による増速用および減速用油圧ＰＨ，ＰＬの供給制御については、後述する油圧制御回路の説明においてさらに説明する。
【００４６】
以上のような第１無段変速機構２０についての構成および作用は、第２無段変速機構３０についても同様である。そして、図１、図２に示すように、インプットシャフト１１上に遊嵌合された中空のプライマリシャフト１２の両端部に、第１、第２無段変速機構２０，３０の入力ディスク２１，３１がそれぞれスプライン嵌合されて、これらの入力ディスク２１，３１が常に同一回転するようになっており、また、前述のように、両変速機構２０，３０の出力ディスク２２，３２は一体化されているので、両変速機構２０，３０の出力側の回転速度も常に同一となる。したがって、上記のようなパワーローラ２３，３３の油圧制御による第１、第２無段変速機構２０，３０の変速比制御も、変速比が常に同一に保持されるように行われることになる。
【００４７】
次に、上記変速制御ユニット１１０と、ケース１０１の下部に取り付けられたクラッチ制御ユニット１２０（図３参照）とによって構成される当該パワートレイン１０の油圧制御回路について説明する。
【００４８】
図４に示すように、この油圧制御回路２００には、オイルポンプ１００から吐出される作動油の圧力を所定のライン圧に調整してメインライン２０１に出力するレギュレータバルブ２０２と、該メインライン２０１から供給されるライン圧を元圧として所定のリリーフ圧を生成し、これをリリーフ圧ライン２０３に出力するリリーフバルブ２０４と、運転者の切り換え操作によってＤレンジ、Ｒレンジ、ＮレンジおよびＰレンジの選択を可能とするマニュアルバルブ２０５とが備えられている。
【００４９】
これらのバルブのうち、マニュアルバルブ２０５は、上記メインライン２０１を、Ｄレンジでは第１、第２出力ライン２０６，２０７に、Ｒレンジでは第１、第３出力ライン２０６，２０８にそれぞれ連通させると共に、ＮレンジおよびＰレンジではライン圧を遮断するように動作する。
【００５０】
また、上記レギュレータバルブ２０２およびリリーフバルブ２０４には、ライン圧制御用リニアソレノイドバルブ２０９およびリリーフ圧制御用リニアソレノイドバルブ２１０がそれぞれ備えられていると共に、上記ポンプ１００の吐出圧を元圧として一定圧を生成するレデューシングバルブ２１１が備えられ、このレデューシングバルブ２１１で生成された一定圧に基づいて、上記リニアソレノイドバルブ２０９，２１０がそれぞれ制御圧を生成するようになっている。
【００５１】
そして、これらの制御圧が上記レギュレータバルブ２０２およびリリーフバルブ２０４の制御ポート２０２ａ，２０４ａに供給されることにより、ライン圧およびリリーフ圧が、各リニアソレノイドバルブ２０９，２１０に出力される制御信号によってそれぞれ調整されることになる。
【００５２】
さらに、レデューシングバルブ２１１で生成された一定圧は、フェールセーフバルブ２１２を作動させるオンオフソレノイドバルブ２１３にも導かれている。このオンオフソレノイドバルブ２１３は、通常時はオンとされて上記一定圧をフェールセーフバルブ２１２の制御ポート２１２ａに供給し、これにより該バルブ２１２のスプールを右側に移動させている一方、フェールセーフ時等にオフとされたときには上記一定圧をフェールセーフバルブ２１２の制御ポート２１２ａからオフドレインし、これにより該バルブ２１２のスプールを左側に移動させる。
【００５３】
また、この油圧制御回路２００には、変速制御用として、上記ライン圧およびリリーフ圧に基づいて、前進時および後退時のそれぞれにおいて、増速用油圧ＰＨおよび減速用油圧ＰＬを生成する前進用三層弁２２０および後退用三層弁２３０と、これらの三層弁２２０，２３０を選択的に作動させるシフトバルブ２４０とが備えられている。
【００５４】
このシフトバルブ２４０は、一端の制御ポート２４０ａに制御圧としてライン圧が供給されるか否かによりスプールの位置が決定され、ライン圧が供給されていないときは、該スプールが右側に位置して、上記メインライン２０１を前進用三層弁２２０に通じるライン圧供給ライン２４１に連通させ、また、ライン圧が供給されたときには、スプールが左側に位置して、メインライン２０１を後退用三層弁２３０に通じるライン圧供給ライン２４２に連通させるように作動する。
【００５５】
ここで、シフトバルブ２４０の制御ポート２４０ａにライン圧が供給されるのは、通常時においては、スプールが右側に移動した上記フェールセーフバルブ２１２および第３出力ライン２０８を介して、マニュアルバルブ２０５がＲレンジに位置したときである。これに対し、通常時であってフェールセーフバルブ２１２のスプールが右側に移動していても、マニュアルバルブ２０５がＤレンジに位置したときには、シフトバルブ２４０の制御ポート２４０ａにはライン圧が供給されない。また、フェールセーフ時には、フェールセーフバルブ２１２のスプールが左側に移動し、シフトバルブ２４０と第３出力ライン２０８とが遮断されるから、マニュアルバルブ２０５がＲレンジに位置していても、シフトバルブ２４０の制御ポート２４０ａにはライン圧が供給されない。
【００５６】
上記前進用および後退用の三層弁２２０，２３０は同一の構成であって、ボア２２１，２３１に軸方向に移動可能にスリーブ２２２，２３２を嵌合すると共に、該スリーブ２２２，２３２に同じく軸方向に移動可能にスプール２２３，２３３をそれぞれ嵌合した構成とされ、いずれも、図３に示す変速制御ユニット１１０における油圧制御部１１１のバルブボディ１１１ａに収納されている。
【００５７】
また、これらの三層弁２２０，２３０の中央部には、上記シフトバルブ２４０から導かれたライン圧供給ライン２４１，２４２が接続されたライン圧ポート２２４，２３４が設けられていると共に、両端部には、上記リリーフ圧ライン２０３が分岐されてそれぞれ接続された第１、第２リリーフ圧ポート２２５，２２６，２３５，２３６が設けられている。さらに、上記ライン圧ポート２２４，２３４と第１リリーフ圧ポート２２５，２３５との間には増速圧ポート２２７，２３７が、同じくライン圧ポート２２４，２３４と第２リリーフ圧ポート２２６，２３６との間には減速圧ポート２２８，２３８がそれぞれ設けられている。
【００５８】
そして、前進用および後退用三層弁２２０，２３０の増速圧ポート２２７，２３７からそれぞれ導かれたライン２４３，２４４と、同じく前進用および後退用三層弁２２０，２３０の減速圧ポート２２８，２３８からそれぞれ導かれたライン２４５，２４６とが上記シフトバルブ２４０に接続されており、該シフトバルブ２４０のスプールが右側に位置するときに、前進用三層弁２２０の増速圧ポート２２７および減速圧ポート２２８から導かれたライン２４３，２４５が増速用ライン２４７および減速用ライン２４８にそれぞれ接続され、上記増速用油圧室１１５，１１５および減速用油圧室１１６，１１６にそれぞれ連通する。
【００５９】
また、シフトバルブ２４０のスプールが左側に位置するときは、後退用三層弁２３０の増速圧ポート２３７および減速圧ポート２３８から導かれたライン２４４，２４６が上記増速用ライン２４７および減速用ライン２４８にそれぞれ接続されて、上記増速用油圧室１１５，１１５および減速用油圧室１１６，１１６にそれぞれ連通するようになっている。
【００６０】
ここで、これらの三層弁２２０，２３０の作動を図５を用いて説明する。なお、図５においては、三層弁２２０，２３０の向きが図４とは左右反対になっている。図示したように、スリーブ２２２とスプール２２３の位置関係が中立位置にある状態から、例えば前進用三層弁２２０のスリーブ２２２が相対的に図面上、左側（矢印ｇ方向）に移動すると、ライン圧ポート２２４と増速圧ポート２２７との連通度、および第２リリーフ圧ポート２２６と減速圧ポート２２８との連通度がそれぞれ増大し、逆にスリーブ２２２が相対的に右側（矢印ｈ方向）に移動すると、上記ライン圧ポート２２４と減速圧ポート２２８との連通度、および第１リリーフ圧ポート２２５と増速圧ポート２２７との連通度がそれぞれ増大する。したがって、前者の場合は、増速用油圧ＰＨが上昇して減速用油圧ＰＬが低下し、後者の場合は、減速用油圧ＰＬが上昇して増速用油圧ＰＨが低下することになる。
【００６１】
そして、上記の作用は後退用三層弁２３０についても同様であり、これらの三層弁２２０，２３０のスリーブ２２２，２３２を上記のように作動させるステップモータ２５１，２５２が備えられ、それぞれリンク部材２５３，２５４を介して前進用および後退用三層弁２２０，２３０のスリーブ２２２，２３２に連結されている。
【００６２】
また、これらのステップモータ２５１，２５２によるスリーブ２２２，２３２の移動に応じて、スプール２２３，２３３をスプリング２２９，２３９のバネ力に抗して軸方向に移動させるカム機構２６０が備えられている。
【００６３】
このカム機構２６０は、図５、図６に示すように、一方の端面が螺旋面状のカム面２６１ａとされて、第２無段変速機構３０の上方に位置するトラニオン３５のロッド３７の端部に取り付けられたプリセスカム２６１と、前進用および後退用三層弁２２０，２３０のスプール２２３，２３３の一端側にこれらに直交する方向に配置されて、油圧制御部１１１のバルブボディ１１１ａに回動自在に支持されたシャフト２６２と、このシャフト２６２の一端部に取り付けられて、揺動端が上記プリセスカム２６１のカム面２６１ａに当接された従動レバー２６３と、同じくシャフト２６２に取り付けられて、揺動端が上記前進用および後退用三層弁２２０，２３０のスプール２２３，２３３の一端に設けられた切り込み２２３ａ，２３３ａに係合された前進用および後退用の駆動レバー２６４，２６５とで構成されている。
【００６４】
そして、上記増速用油圧ＰＨおよび減速用油圧ＰＬの制御によって第２無段変速機構３０における上方のパワーローラ３３が傾転したときに、これに伴って上方に位置するトラニオン３５およびロッド３７が軸心Ｘ回りに一体的に回転することにより、上記プリセスカム２６１もこれらと一体的に回動し、そのカム面２６１ａに揺動端が当接した従動レバー２６３が所定量揺動すると共に、シャフト２６２を介して前進用および後退用の駆動レバー２６４，２６５も同じ角度だけ揺動し、その結果、その揺動角度に応じた量だけ前進用および後退用三層弁２２０，２３０のスプール２２３，２３３が軸方向に移動することになる。
【００６５】
したがって、これらのスプール２２３，２３３の位置は、第２無段変速機構３０のパワーローラ３３（および第１無段変速機構２０のパワーローラ２３）の傾転角、換言すればこれらの変速機構２０，３０の変速比に常に対応することになる。
【００６６】
ここで、無段変速機構２０，３０の変速比（トロイダルレシオＲｔ）の制御動作を、前進時を例にとって説明する。
【００６７】
まず、油圧制御回路２００におけるライン圧制御用リニアソレノイドバルブ２０９およびリリーフ圧制御用リニアソレノイドバルブ２１０により、レギュレータバルブ２０２およびリリーフバルブ２０４の制御圧が生成されて、その制御圧に応じたライン圧とリリーフ圧とが生成される。
【００６８】
これらの油圧のうち、ライン圧は、メインライン２０１からシフトバルブ２４０およびライン２４１を介して三層弁２２０のライン圧ポート２２４に供給される。また、リリーフ圧は、ライン２０３を介して三層弁２２０の第１、第２リリーフ圧ポート２２５，２２６に供給される。そして、このライン圧とリリーフ圧とに基づき、ステップモータ２５１による三層弁２２０の制御により変速制御ユニット１１０の増速用油圧室１１５，１１５および減速用油圧室１１６，１１６にそれぞれ供給される増速用油圧ＰＨおよび減速用油圧ＰＬの差圧ΔＰ（＝ＰＨ−ＰＬ）の制御が行われる。
【００６９】
この差圧制御は、図６に示すように、無段変速機構２０，３０のトラニオン２５，３５ないしパワーローラ２３，３３を、該トラニオン２５，３５に作用するトラクション力Ｔ１又はＴ２に抗して、ローラ２３，３３がディスク２１，２２，３１，３２の回転を受けずに傾転が進行しない所定の中立位置に保持すると共に、その中立位置から、トラニオン２５，３５ないしパワーローラ２３，３３を、ローラ２３，３３がディスク２１，２２，３１，３２の回転を受けて傾転が進行する（トロイダルレシオが変化する）ように、軸心Ｘ，Ｘ方向に沿って移動させる制御である。
【００７０】
いま、例えば、トルクが変速機構２０，３０を、入力ディスク２１，３１側から出力ディスク２２，３２側に通過する場合、入力ディスク２１，３１のａ，ａ方向の回転によりパワーローラ２３，３３がｂ，ｂ方向に駆動されるから、該パワーローラ２３，３３およびこれを支持するトラニオン２５，３５には、これらを入力ディスク２１，３１の回転方向ａ，ａと同方向に引きずろうとする力が作用する。また、このパワーローラ２３，３３のｂ，ｂ方向の回転により出力ディスク２２，３２がｃ，ｃ方向に駆動されるから、その反力として、出力ディスク２２，３２の回転方向ｃ，ｃと反対方向の力が該パワーローラ２３，３３ないしトラニオン２５，３５に作用する。その結果、パワーローラ２３，３３およびトラニオン２５，３５には、トラニオン駆動部１１２へ近づく方向のトラクション力Ｔ１，Ｔ１が作用することになる。
【００７１】
逆に、例えば、トルクが変速機構２０，３０を、出力ディスク２２，３２側から入力ディスク２１，３１側に通過する場合、出力ディスク２２，３２のｃ，ｃ方向の回転によりパワーローラ２３，３３がｂ，ｂ方向に駆動されるから、該パワーローラ２３，３３およびこれを支持するトラニオン２５，３５には、これらを出力ディスク２２，３２の回転方向ｃ，ｃと同方向に引きずろうとする力が作用する。また、このパワーローラ２３，３３のｂ，ｂ方向の回転により入力ディスク２１，３１がａ，ａ方向に駆動されるから、その反力として、入力ディスク２１，３１の回転方向ａ，ａと反対方向の力が該パワーローラ２３，３３ないしトラニオン２５，３５に作用する。その結果、パワーローラ２３，３３およびトラニオン２５，３５には、トラニオン駆動部１１２から離れる方向のトラクション力Ｔ２，Ｔ２が作用することになる。
【００７２】
そこで、このトラクション力Ｔ１又はＴ２に抗してパワーローラ２３，３３を中立位置に保持するために、各トラニオン２５，３５に設けられた増速用および減速用油圧室１１５，１１６に、差圧ΔＰが上記トラクション力Ｔと釣り合う大きさとなるように、増速用油圧ＰＨと減速用油圧ＰＬとをそれぞれ供給するのである。
【００７３】
そして、いま、この中立状態から例えばトロイダルレシオを小さく（増速）するものとし、ステップモータ２５１により、前進用三層弁２２０のスリーブ２２２を、図５、図６において左側（ｇ方向）に移動させれば、該三層弁２２０のライン圧ポート２２４と増速圧ポート２２７との連通度、および第２リリーフ圧ポート２２６と減速圧ポート２２８との連通度が大きくなることにより、図４に示す増速圧ライン２４７から上記増速用油圧室１１５，１１５に供給されている増速用油圧ＰＨは増圧され、減速圧ライン２４８から上記減速用油圧室１１６，１１６に供給されている減速用油圧ＰＬは減圧されて、差圧ΔＰが大きくなり、その結果、トラニオン２５，３５ないしパワーローラ２３，３３が図６に示すｄ１，ｄ１方向に移動することになる。
【００７４】
そして、この移動により、パワーローラ２３，３３は、入力ディスク２１，３１との接触位置が半径方向の外側に、出力ディスク２２，３２との接触位置が半径方向の内側にそれぞれ変位する方向に傾転して、第１、第２無段変速機構２０，３０が増速され、トロイダルレシオが小さくなるのである。
【００７５】
また、第２無段変速機構３０におけるパワーローラ３３の上記のような傾転により、カム機構２６０におけるプリセスカム２６１が同方向（図５に示すｅ方向）に同じ角度だけ回転し、これに伴って該カム機構２６０における従動レバー２６３、シャフト２６２および駆動レバー２６４がいずれも図６に示すｆ方向に回動する。
【００７６】
その結果、三層弁２２０のスプール２２３は、スプリング２２９のバネ力によってｇ方向、即ち図５、図６の左方向に移動することになるが、この方向は上記ステップモータ２５１によりスリーブ２２２を移動させた方向であり、したがって、上記のように、一旦、増大したライン圧ポート２２４と増速圧ポート２２７との連通度、および第２リリーフ圧ポート２２６と減速圧ポート２２８との連通度が当初の中立状態に復帰することになる。
【００７７】
これにより、上記差圧ΔＰは再び小さくなって上記のような変速動作が終了し、無段変速機構２０，３０の変速比、即ちトロイダルレシオが所定量変化したうえで、ローラ２３，３３が中立位置に再び復帰し、保持されることになる。
【００７８】
その場合に、この変速動作は、上記スプール２２３がスリーブ２２２との位置関係において所定の中立状態となる位置まで移動した時点で終了することになるが、その位置はステップモータ２５１によりスリーブ２２２を移動させた位置であり、また、カム機構２６０を介してパワーローラ２３，３３およびトラニオン２５，３５の傾転角に対応付けられた位置であるから、スリーブ２２２の位置がパワーローラ２３，３３およびトラニオン２５，３５の傾転角に対応することになる。その結果、ステップモーター２５１の制御量が第１、第２無段変速機構２０，３０の変速比に対応することになり、該ステップモーター２５１に対するパルス制御により、トロイダルレシオが制御されることになる。
【００７９】
なお、以上の動作はステップモータ２５１により三層弁２２０のスリーブ２２２を図５、図６において反対方向の右側（ｈ方向）に移動させた場合も同様に行われ、この場合、トラニオン２５，３５ないしパワーローラ２３，３３が図６に示すｄ２，ｄ２方向に移動して、トロイダルレシオは大きくなる（減速）。
【００８０】
一方、図４に示すように、上記油圧制御回路２００には、以上のような変速比制御用の構成に加えて、ロークラッチ６０およびハイクラッチ７０の制御用として、２個のデューティソレノイドバルブ２７１，２７２が備えられており、上記マニュアルバルブ２０５から導かれた第１出力ライン２０６がロークラッチ用デューティソレノイドバルブ２７１に、第２出力ライン２０７がハイクラッチ用デューティソレノイドバルブ２７２にそれぞれ接続されている。
【００８１】
そして、ロークラッチ用デューティソレノイドバルブ２７１により、上記第１出力ライン２０６からのライン圧が調整されてロークラッチ６０の締結圧（ロークラッチ圧）が生成され、これが、正常時には、フェールセーフバルブ２１２およびロークラッチライン２７４を介してロークラッチ６０の油圧室に供給されることにより、その大きさに応じた締結力でロークラッチ６０が締結される。また、ハイクラッチ用デューティソレノイドバルブ２７２の作動により、上記第２出力ライン２０７からのライン圧が調整されてハイクラッチ７０の締結圧（ハイクラッチ圧）が生成され、これがハイクラッチライン２７５を介してハイクラッチ７０の油圧室に供給されることにより、その大きさに応じた締結力でハイクラッチ７０が締結されるようになっている。
【００８２】
その場合に、これらのデューティソレノイドバルブ２７１，２７２は、その制御信号のデューティ率が０％のときにはクラッチ圧を出力せず（全閉）、１００％のときに供給されるライン圧をそのままクラッチ圧として出力する（全開）。そして、その中間のデューティ率では、その値に応じたクラッチ圧を生成するようになっている。
【００８３】
ここで、上記ロークラッチライン２７４およびハイクラッチライン２７５にはそれぞれアキュムレータ２７６，２７７が備えられ、ロークラッチ６０およびハイクラッチ７０への締結圧の供給を緩やかに行わせることにより、これらのクラッチ６０，７０の締結時におけるショックの発生を抑制するようになっている。
【００８４】
また、マニュアルバルブ２０５から導かれた第３出力ライン２０８は、前述したように、正常時には、上記フェールセーフバルブ２１２を介してシフトバルブ２４０の制御ポート２４０ａに接続され、上記マニュアルバルブ２０５がＲレンジの位置に移動したときに、ライン圧が上記シフトバルブ２４０の制御ポート２４０ａに供給されて、該シフトバルブ２４０のスプールを左側、即ち後退時用の位置に移動させるようになっている。
【００８５】
さらに、フェールセーフ時等には、上記フェールセーフバルブ２１２を作動させるオンオフソレノイドバルブ２１３がオフとなって、上記フェールセーフバルブ２１２のスプールが左側に移動し、これにより、上記ロークラッチ用デューティソレノイドバルブ２７１とロークラッチライン２７４との間、および第３出力ライン２０８とシフトバルブ２４０との間がそれぞれ遮断されるようになっている。このとき、特に、ロークラッチ６０の油圧室に通じるロークラッチライン２７４は、フェールセーフバルブ２１２のドレインポート２１２ｂと連通し、ロークラッチ圧が該ドレインポート２１２ｂから速やかに排出される。
【００８６】
なお、以上の構成に加えて、図４に示す油圧制御回路２００には、レギュレータバルブ２０２のドレインポートから導かれた潤滑ライン２８１が設けられており、この潤滑ライン２８１に、潤滑油圧を所定値に調整するリリーフバルブ２８２や、第１、第２開閉バルブ２８３，２８４等が配置されて、第１、第２無段変速機構２０，３０や遊星歯車機構５０等のパワートレイン各部に対する潤滑油の供給を制御するようになっている。
【００８７】
この実施の形態に係るパワートレイン１０は、以上のような機械的構成と油圧制御回路２００とを有すると共に、この油圧制御回路２００を用いて第１、第２無段変速機構２０，３０の変速比制御およびクラッチ６０，７０の締結制御を行うことにより、パワートレイン１０の全体としての変速比（ユニットレシオＲｕ）の制御を行うコントロールユニットを備えている。
【００８８】
図７に示すように、このコントロールユニット３００は、当該車両の車速を検出する車速センサ３０１、エンジンの回転数を検出するエンジン回転数センサ３０２、スロットル開度を検出するスロットル開度センサ３０３、運転者によって選択されているレンジを検出する選択レンジセンサ３０４、アクセルペダルの非踏み込みを検出するアイドルスイッチ３０５、作動油の温度を検出する油温センサ３０６、並びに入力ディスク２１，３１および出力ディスク２２，３２の回転数を検出する入力回転数センサ３０７および出力回転数センサ３０８（図１参照）等からの信号を入力する一方、これらのセンサやスイッチ３０１〜３０８からの信号が示す当該車両の走行状態ないしエンジンの運転状態に応じて、ライン圧制御用およびリリーフ圧制御用のリニアソレノイドバルブ２０９，２１０、オンオフソレノイドバルブ２１３、ロークラッチ６０用およびハイクラッチ７０用のデューティソレノイドバルブ２７１，２７２、前進用三層弁２２０用および後退用三層弁２３０用のステップモータ２５１，２５２、並びにエンジン１の点火プラグ３０９等に制御信号を出力する。
【００８９】
次に、本発明の特徴部分を説述していく。
【００９０】
この無段変速機構２０，３０を搭載したパワートレイン１０では、Ｎレンジが選択されているときは、ロークラッチ６０及びハイクラッチ７０の両者が解放状態とされる。そのため、インプットシャフト１１側からセカンダリシャフト１３側に伝達される動力は、遊星歯車機構５０や該セカンダリシャフト１３には伝達されず、したがって、差動装置５から駆動輪へ動力が出力されることはない。
【００９１】
このとき、遊星歯車機構５０においては、ハイモードギヤ列９０からの動力によりサンギヤ５２が駆動されるが、ローモードギヤ列８０からの動力はロークラッチ６０の入力側の回転部材６０ａ（図１参照）まで伝達されるだけで、ピニオンキャリヤ５１へは伝達されず、また、セカンダリシャフト１３に結合されたインターナルギヤ５３は固定されているから、上記ピニオンキャリヤ５１は、サンギヤ５２の回転に連動して無負荷状態で回転している状態にある。
【００９２】
そして、この状態で、トロイダルレシオを所定値に設定することにより、上記ピニオンキャリヤ５１の回転速度を、ロークラッチ６０の入、出力側回転部材６０ａ，６０ｂ（図１参照）の回転速度が等しくなる速度に制御することができる。換言すれば、トロイダルレシオを上記所定値に制御することにより、ロークラッチ６０を接続しても、インターナルギヤ５３ないしセカンダリシャフト１３の回転をゼロとすることができるのである。これにより、所謂ギヤードニュートラル（ＧＮ）の状態が得られる。
【００９３】
ここで、ステップモータ２５１，２５２に出力する制御信号のパルス数（Ｎ）とトロイダルレシオ（Ｒｔ）との関係は例えば図８に示すような特性を有する。
【００９４】
すなわち、パルス数が増加（プラス側に変化）すると、トロイダルレシオが小さくなる（増速側に変化する）。このとき、三層弁２２０，２３０のスリーブ２２２，２３２は、前述したように、図５、図６に示した矢印ｇ方向に移動する。なお、このときのスリーブ２２２，２３２のパルスモータ２５１，２５２から離れる方向ｇへの移動をプラス側とする。
【００９５】
逆に、パルス数が減少（マイナス側に変化）すると、トロイダルレシオが大きくなる（減速側に変化する）。このとき、三層弁２２０，２３０のスリーブ２２２，２３２は、前述したように、図５、図６に示した矢印ｈ方向に移動する。なお、このときのスリーブ２２２，２３２のパルスモータ２５１，２５２に近づく方向ｈへの移動をマイナス側とする。
【００９６】
ギヤードニュートラルの状態が得られるときのトロイダルレシオ（ＧＮレシオＲｔｎ）は１より小さく、また、そのＧＮレシオＲｔｎを実現させるパルス数（ＧＮパルス数Ｎｎ）は相対的にプラス側にある。
【００９７】
一方、ステップモータ２５１，２５２に出力する制御信号のパルス数（Ｎ）とユニットレシオ（Ｒｕ）との関係は例えば図９に示すような特性を有する。
【００９８】
すなわち、パルス数がＧＮパルス数（Ｎｎ）にあるときは、ユニットレシオは、符号ア又はイで示すように無限大となる。このＧＮパルス数（Ｎｎ）からパルス数が減少（マイナス側に変化）して、トロイダルレシオが大きくなると（減速側に変化すると）、サンギヤ５２への入力回転速度が低下することにより、遊星歯車機構５０のインターナルギヤ５３が前進方向に回転し始める。すなわち、パルス数の減少、ないしスリーブ位置のマイナス側への移動、及びトロイダルレシオの増大に伴って、ユニットレシオが小さくなっていく（増速側に変化していく）前進ローモード特性ＬＦが実現する。
【００９９】
逆に、ＧＮパルス数（Ｎｎ）からパルス数が増加（プラス側に変化）して、トロイダルレシオが小さくなると（増速側に変化すると）、サンギヤ５２への入力回転速度が上昇することにより、遊星歯車機構５０のインターナルギヤ５３が後退方向に回転し始める。すなわち、パルス数の増加、ないしスリーブ位置のプラス側への移動、及びトロイダルレシオの減少に伴って、ユニットレシオが大きくなっていく（減速側に変化していく）Ｒレンジでの後退ローモード特性ＬＲが実現する。
【０１００】
また、前進ローモードＬＦで発進したのち、パルス数が減少していって、ユニットレシオが小さくなっていき、図８、図９に符号ウで示すように、所定の切り換えポイント（パルス数Ｎｍ，トロイダルレシオＲｔｍ，ユニットレシオＲｕｍ）に到達すると、ロークラッチ６０が切断されると共にハイクラッチ７０が締結される。即ち、クラッチ６０，７０の掛け替えが行なわれる。これにより、インプットシャフト１１からの動力が、第１、第２無段変速機構２０，３０、ハイモードギヤ列９０およびハイクラッチ７０を介してセカンダリシャフト１３に伝達される。この状態では、ハイモードギヤ列９０のギヤ比が１であるとすれば、ユニットレシオはトロイダルレシオに等しくなり、図８に示すトロイダルレシオの特性とほぼ同じとなる。すなわち、パルス数の増加、ないしスリーブ位置のプラス側への移動、及びトロイダルレシオの減少に伴って、ユニットレシオが小さくなっていく（増速側に変化していく）前進ハイモード特性ＨＦが実現する。
【０１０１】
ここで、図１０に示すように、前進ローモードＬＦにおいてエンジン１により車両を駆動している正駆動状態にあるときには循環トルクが発生する。つまり、矢印ｉで示すように、エンジン１からのトルクがインプットシャフト１１の反エンジン側の端部からローモードギヤ列８０を介してセカンダリシャフト１３側へ伝達される一方で、該セカンダリシャフト１３上の遊星歯車機構５０で生じる反力としてのトルクが矢印ｊで示すようにハイモードギヤ列９０を介して無段変速機構２０，３０の出力ディスク２２，３２に還流される。そして、この還流トルクが、矢印ｋで示すように、入力ディスク２１，３１、プライマリシャフト１２及びローディングカム機構４０等を介して上記ローモードギヤ列８０側に再び伝達されるのである。したがって、この前進ローモードＬＦでは、変速機構２０，３０においては、正駆動状態で、トルクは出力ディスク２２，３２側から入力ディスク２１，３１側へ伝達されることになり、パワーローラ２３，３３およびトラニオン２５，３５には、トロイダルレシオを小さくしようとする図６に示す増速方向のトラクション力Ｔ２，Ｔ２が作用することになる。
【０１０２】
一方、前進ハイモードＨＦにおいて正駆動状態にあるときには、インプットシャフト１１に入力されたエンジン１からの回転は、ローディングカム機構４０から無段変速機構２０，３０の入力ディスク２１，３１に入力され、それぞれパワーローラ２３，３３を介して出力ディスク２２，３２に伝達されると共に、さらに、ハイモードギヤ列９０からハイクラッチ７０を介してセカンダリシャフト１３に伝達される。したがって、このハイモードＨＦでは、変速機構２０，３０においては、正駆動状態で、トルクは入力ディスク２１，３１側から出力ディスク２２，３２側へ伝達されることになり、パワーローラ２３，３３およびトラニオン２５，３５には、トロイダルレシオを大きくしようとする図６に示す減速方向のトラクション力Ｔ１，Ｔ１が作用することになる。
【０１０３】
また、前進ローモードＬＦにおいてエンジン１が車両の走行慣性により駆動されている逆駆動状態にあるときは、正駆動状態にあるときとは逆に、トルクが入力ディスク２１，３１側から出力ディスク２２，３２側へ伝達され、パワーローラ２３，３３およびトラニオン２５，３５には減速方向のトラクション力Ｔ１，Ｔ１が作用し、さらに、前進ハイモードＨＦにおいて逆駆動状態にあるときも、正駆動状態にあるときとは逆に、トルクが出力ディスク２２，３２側から入力ディスク２１，３１側へ伝達され、パワーローラ２３，３３およびトラニオン２５，３５には増速方向のトラクション力Ｔ２，Ｔ２が作用する。
【０１０４】
したがって、例えば、正、逆いずれかの同一駆動状態のままで、ロー、ハイのモードの切換えが起こったときや、ロー、ハイいずれかの同一モードのままで、正、逆の駆動状態の切換えが起こったときには、変速機構２０，３０を通過するトルクの伝達方向が反転し、それに伴って、パワーローラ２３，３３およびトラニオン２５，３５に作用するトラクション力の方向もまた反転する。
【０１０５】
このとき、前述の図６を参照して説明したように、各無段変速機構２０，３０のトラニオン２５，３５にはトラクション力Ｔ１又はＴ２に対抗し得るだけの差圧ΔＰが供給されて中立位置に保持されているのではあるが、現実には、そのような差圧ΔＰを直接受けているのはトラニオン駆動部１１２に配置されたピストン１１３，１１４及びその近傍部分だけであるので、それ以外の例えば入出力ディスク２１，２２，３１，３２に近い位置に配置されているロッド２７，３７や、トラニオン本体２５，３５、あるいはこれらの連設部分、ないしはローラ支持シャフト２４，２４、さらには該シャフト２４，２４とトラニオン２５，３５との連結部分等は、トラクション力Ｔ１又はＴ２によって引きずられるように撓んだり、歪んだりして物理的変形を生じ、その結果、パワーローラ２３，３３が中立位置から増速方向（ｄ１方向：トラクション力Ｔ２の場合）又は減速方向（ｄ２方向：トラクション力Ｔ１の場合）に若干オフセットしているのである。
【０１０６】
それゆえ、例えば、具体的一例として、正駆動状態のままでローモードＬＦからハイモードＨＦへの切換えが起こったときには、パワーローラ２３，３３は、トラクション力Ｔ２，Ｔ２によって増速方向にオフセットした位置から、トラクション力Ｔ１，Ｔ１によって減速方向にオフセットした位置へ、本来の中立位置を挟んで、瞬間的に移動することになる。
【０１０７】
図１１に、モード切換ポイントトロイダルレシオＲｔｍを実現し得るパルス数ないしスリーブ位置が変速機構２０，３０を通過する伝達トルク（入力トルク）によってどのように変化するかを調べた実験結果をグラフで示す。
【０１０８】
この図１１から明らかなように、トルクがゼロのときは、ローモードＬＦのときも、ハイモードＨＦのときも、あるいは正駆動のときも、逆駆動のときも、前述した理論値としてのモード切換ポイントパルス数Ｎｍないしモード切換ポイントスリーブ位置Ｓｍにおいて、モード切換ポイントトロイダルレシオＲｔｍが実現する。
【０１０９】
しかし、トルクが大きくなるに従って、モード切換ポイントトロイダルレシオＲｔｍを実現することのできるパルス数ないしスリーブ位置が、上記理論値Ｎｍ，Ｓｍから大きくずれていく。例えば、ローモードＬＦの正駆動状態（図中のｆ１の特性ライン）では、トルクの増大に伴い、パルス数ないしスリーブ位置を上記理論値Ｎｍ，Ｓｍから次第に減速方向に大きくずらしていかないと、モード切換ポイントトロイダルレシオＲｔｍが実現しないことになる。このことは、ローモードＬＦの正駆動状態で、前述したように、パワーローラ２３，３３が増速方向にオフセットしており、かつそのオフセット量がトルクに応じて変化するものであることを示す。このような特性は、他の３種の状態（図中のｆ２，ｆ３，ｆ４の各特性ライン）においても同様である。
【０１１０】
したがって、例えば、モードの切換時に、ローモードＬＦの正駆動状態でのトルクがＴｒ１で、ハイモードＨＦの正駆動状態でのトルクがＴｒ２であれば、両者間でのパルス数の偏差Δｎ（Ｎ２−Ｎ１）を埋め合わせしないと、モードの切換えと同時に著しいトロイダルレシオないしユニットレシオの変動が起こり、不快なショックが発生することになる。
【０１１１】
この実施の形態に係る無段変速機構２０，３０を搭載したパワートレイン１０においては、このような不具合を解消するための対策が講じられている。
【０１１２】
なお、上記の４種の特性ラインｆ１〜ｆ４は、それぞれトルクの関数として次のような近似式が与えられる。なお、Ｘはトルク、Ｋ１１〜Ｋ１４、Ｋ２１〜Ｋ２４、Ｋ３１、Ｋ４１、α、及びβはそれぞれ定数である。
【０１１３】
【数１】

【０１１４】
【数２】

【０１１５】
【数３】

【０１１６】
【数４】

次に、図１２に示すように、上記モード切換ポイント（ウ）は、ローモードＬＦ及びハイモードＨＦのいずれにおいても、同じトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）で同じユニットレシオ（Ｒｕｍ）が得られる唯一のポイントであり、したがってこのポイント（ウ）でモードの切換えを行なうことにより、切換え前後でユニットレシオの著しい変動のない、したがって切換えショックの発生しない円滑なモードの切換えが実現する。そして、この切換ポイントトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）を実現させる切換ポイントパルス数（Ｎｍ：トルクゼロの場合）ないし切換ポイントスリーブ位置（Ｓｍ：トルクゼロの場合）といった各種の物理量が、前述の図８、図９及び図１１に示すように、理論的にただ一点対応して定まっている。なお、上記の切換ポイントトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）を実現させる切換ポイントパルス数ないし切換ポイントスリーブ位置がトルクに応じて変化することは前述の通りである。
【０１１７】
それゆえ、理論上は、実トロイダルレシオが切換ポイントトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）に到達し、したがって、パルス数ないしスリーブ位置が切換ポイントパルス数（Ｎｍ）ないし切換ポイントスリーブ位置（Ｓｍ）に到達したときに、そのパルス数ないしスリーブ位置の制御を停止すれば、実トロイダルレシオが上記切換ポイントトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）において安定することになるのであるが、このモード切換ポイント（ウ）の近傍においては、該切換ポイントに接近するようにパワーローラ２３，３３が連続的に傾転しており、したがって、現実には、その連続的な傾転運動による慣性等が働く結果、実トロイダルレシオが切換ポイントトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）に到達してから、パルス数ないしスリーブ位置の制御を停止したのでは、パワーローラ２３，３３が傾転し過ぎ、その結果、実トロイダルレシオが切換ポイントトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）を越えてより減速側（ローモードＬＦからハイモードＨＦ、及びハイモードＨＦからローモードＬＦのいずれのモード切換えにおいても、トロイダルレシオは、その切換え前は、増速側から減速側に変化している）に行き過ぎることになるのである（図１２に鎖線で示す領域に進入する）。
【０１１８】
そして、ローラ２３，３３の傾転運動の慣性は伝達トルクが大きくなるに従ってより大きくなるから、上記のローラ２３，３３の行き過ぎ量も伝達トルクに応じて大きくなる。したがって、モード切換時、特にその開始時に、そのようなパワーローラ２３，３３の行き過ぎに起因する実レシオの切換ポイントから減速側へのずれを考慮しないと、モード切換動作の進行に伴って著しいトロイダルレシオないしユニットレシオの変動が起こり、不快なショックが発生することになる。
【０１１９】
この実施の形態に係る無段変速機構２０，３０を搭載したパワートレイン１０においては、このような不具合を解消するための対策もまた講じられている。
【０１２０】
次に、上記の前進ローモードＬＦと前進ハイモードＨＦとの切換時の具体的制御動作を詳しく説明する。この制御は、基本的に、モード切換ポイント（ウ）近傍における制御であり、各モード達成用の摩擦要素としてのロークラッチ６０とハイクラッチ７０との掛け替えが行なわれる。すなわち、ローモードＬＦからハイモードＨＦへの切換えであれば、ロークラッチ６０を切断し、ハイクラッチ７０を締結する。逆に、ハイモードＨＦからローモードＬＦへの切換えであれば、ハイクラッチ７０を切断し、ロークラッチ６０を締結する。そして、このクラッチ６０，７０の掛け替え動作は、実トロイダルレシオが切換ポイントトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）に到達することをもって開始され、その掛け替え動作中は、実トロイダルレシオが切換ポイントトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）に一定に保持されるように、前進用ステップモータ２５１に対するパルス数の制御が行われる。
【０１２１】
一方、このようなモードの切換時以外の通常時は、基本的に、図１３〜図１５に示すように、前進ローモードＬＦ、前進ハイモードＨＦ、及び後退ローモードＬＲのそれぞれにおいて、車速（Ｖ）やスロットル開度（ＴＶＯ）等の車両の走行状態をパラメータとして予め設定された変速線図に基づく変速比（トロイダルレシオ及びユニットレシオ）のフィードバック制御が行なわれている。
【０１２２】
この変速比制御は、特に図１４に示すように、まず実車速（Ｖ）と実スロットル開度（ＴＶＯ）とを上記変速線図にあてはめて目標エンジン回転数（Ｎｅｏ）を求め、次にこの目標エンジン回転数（Ｎｅｏ）と実車速（Ｖ）とから目標ユニットレシオ（Ｒｕｏ）を算出して、さらにこの目標ユニットレシオ（Ｒｕｏ）が得られる目標トロイダルレシオ（Ｒｔｏ）を設定したのち、この目標トロイダルレシオ（Ｒｔｏ）が実現するように、ステップモータ２５１，２５２に対するパルス制御（スリーブ位置制御）を介してトロイダルレシオをフィードバック制御するものである。
【０１２３】
なお、各変速線図には、モード切換ポイントユニットレシオ（Ｒｕｍ）の傾きを有するモード切換ライン（Ｍ）が表されている。
【０１２４】
図１６のタイムチャートを参照してさらに説明する。なお、このタイムチャートは、一例として、例えばアクセルペダルが踏み込まれ続けて、車速が増加していき、その結果、正駆動状態でローモードＬＦからハイモードＨＦへの切換えが起こる場合を示している。
【０１２５】
まず時点ｔ１までの期間中、及び時点ｔ４以降の期間中は、上記の走行状態及び変速線図に基づく通常の変速比のフィードバック（Ｆ／Ｂ）制御が行なわれ、そして、これらの間の時点ｔ１から時点ｔ４までの期間中にモードの切換制御が実行される。
【０１２６】
まず時点ｔ１までの期間中はローモードＬＦが達成されており、したがって、オンオフソレノイドバルブ２１３がＯＮとされた状態で、ロークラッチ用デューティソレノイドバルブ２７１に対するデューティ率ＤＬが１００％（ＤＬ１）とされ、ハイクラッチ用デューティソレノイドバルブ２７２に対するデューティ率ＤＨが０％（ＤＨ１）とされている。これにより、ロークラッチ６０の油圧室にはロークラッチ圧（ＥＬ）としてライン圧がそのまま供給され、該ロークラッチ６０が完全締結状態とされている一方で、ハイクラッチ７０の油圧室にはハイクラッチ圧（ＥＨ）が供給されておらず、該ハイクラッチ７０が完全解放状態とされている。
【０１２７】
そして、この時点ｔ１までの期間中は、変速比のフィードバック制御により、目標ユニットレシオ（Ｒｕｏ）が増速側に変化するように設定されていき、したがって図中破線で示すように、目標トロイダルレシオ（Ｒｔｏ）が減速側に変化するように設定されていって、この目標トロイダルレシオ（Ｒｔｏ）が実現するようにトロイダルレシオ（Ｒｔ）がフィードバック制御される結果、図中実線で示すように、実トロイダルレシオ（Ｒｔｒ）が目標トロイダルレシオ（Ｒｔｏ）に追随するように減速側に変化していく。このとき、三層弁２２０についてのパルス数（Ｎ）ないしスリーブ位置（Ｓ）は共にマイナス側に変化していく。
【０１２８】
そして、符号カで示すように、実トロイダルレシオ（Ｒｔｒ）が、切換ポイントトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）より手前の増速側の所定トロイダルレシオ（Ｒｔａ）に到達した時点ｔ１において、変速比のフィードバック制御が停止されると共に、パルス数（Ｎ）ないしスリーブ位置（Ｓ）が、符号キで示すように、その時点ｔ１における所定パルス数（Ｎａ）及び所定スリーブ位置（Ｓａ）に固定される。このパルス数（Ｎ）等の固定は、時点ｔ１から所定時間Ｔａが経過するまで続けられる。
【０１２９】
ここで、上記所定トロイダルレシオ（Ｒｔａ）は、図１７に示すように、ｔ１の時点で変速機構２０，３０を通過するトルク（Ｔｒ１）に応じて補正され、該トルク（Ｔｒ１）がゼロでパワーローラ２３，３３の傾転慣性が生じないときは、理論値としての切換ポイントトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）とされるが、上記トルク（Ｔｒ１）が大きくなり、したがってパワーローラ２３，３３の傾転慣性が大きくなるに伴って、より増速側の値に設定される。これにより、パワーローラ２３，３３は慣性により減速側への傾転を続けたのち停止し、その結果、符号クで示すように、時点ｔ１よりのちの時点ｔｘにおいて、実トロイダルレシオ（Ｒｔｒ）が切換ポイントトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）に到達して、該レシオ（Ｒｔｍ）で安定する。そして、少なくとも、モードの切換えが終了して再び通常の変速比のフィードバック制御が再開される時点ｔ４が過ぎるまでは、実トロイダルレシオ（Ｒｔｒ）が上記切換ポイントトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）に安定に固定するように、前進用ステップモータ２５１へのパルス制御が行われる。これにより、著しい変速比変動及び切換えショックの発生しない円滑なクラッチ６０，７０の掛け替えが実現することになる。
【０１３０】
これに対し、実トロイダルレシオ（Ｒｔｒ）が切換ポイントトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）に到達するまで、符号ケで示すように、パルス数（Ｎ）ないしスリーブ位置（Ｓ）をマイナス側にフィードバック制御し続け、そして、実トロイダルレシオ（Ｒｔｒ）が切換ポイントトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）に到達してから、その制御を停止したのでは、符号コで示すように、実トロイダルレシオ（Ｒｔｒ）が切換ポイントトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）を越えてさらに減速側に行き過ぎ、その結果、変速比が切換ポイント変速比からずれて、クラッチ６０，７０の掛け替え時に不快なショックが発生したり、又は、符号サで示すように、エンジン回転数（Ｎｅ）が不必要に上昇したりするのである。
【０１３１】
なお、実トロイダルレシオ（Ｒｔｒ）が所定トロイダルレシオ（Ｒｔａ）に到達した時点ｔ１における上記所定パルス数（Ｎａ）及び所定スリーブ位置（Ｓａ）は、すなわち、上記伝達トルク（Ｔｒ１）のもとで所定トロイダルレシオ（Ｒｔａ）を実現させることのできるパルス数（Ｎ）及びスリーブ位置（Ｓ）であるということができるが、さらに、前述の図１１で説明したトラクション力に起因して発生する目標値からのずれ現象も加味されている。
【０１３２】
さらに、このｔ１の時点で、ハイモードＨＦに切り換わった後に時点ｔ４から再開される変速比のフィードバック制御で用いられるその再開始時の目標トロイダルレシオ（Ｒｔｂ）が算出される。その場合にも、前述の図１１で説明したトラクション力に起因して発生する目標値からのパルス数ないしスリーブ位置のずれ現象が加味される。
【０１３３】
一方、実トロイダルレシオ（Ｒｔｒ）が所定トロイダルレシオ（Ｒｔａ）に到達した時点ｔ１で、ロークラッチ用デューティ率ＤＬが０％（ＤＬ２）とされ、ハイクラッチ用デューティ率ＤＨが所定デューティ率（ＤＨ２）に設定される。これにより、ロークラッチ６０が開放され始める一方、ハイクラッチ７０が締結され始める。すなわち、実トロイダルレシオ（Ｒｔｒ）が所定トロイダルレシオ（Ｒｔａ）に到達したことをもってクラッチ６０，７０の掛け替え動作が開始されるのである。
【０１３４】
ここで、パルス数（Ｎ）ないしスリーブ位置（Ｓ）が時点ｔ１における所定パルス数（Ｎａ）及び所定スリーブ位置（Ｓａ）に固定され続ける上記所定時間Ｔａは、実質的に、このクラッチ６０，７０の掛け替え動作の開始に伴い、ロー、ハイの両クラッチ６０，７０ともが、符号タで示すように、締結状態となるのに要する時間とされている。そして、ロー、ハイの両クラッチ６０，７０ともが締結状態となったときには、パルス数（Ｎ）ないしスリーブ位置（Ｓ）の如何に拘らず、トロイダルレシオは切換えポイントトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）に堅持される。したがって、ｔ１の時点で実トロイダルレシオ（Ｒｔｒ）が所定トロイダルレシオ（Ｒｔａ）に到達さえすれば、あとはクラッチ６０，７０の掛け替え動作の開始によってトロイダルレシオが切換えポイントトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）に安定的に保持されるから、もはやパルス数（Ｎ）等のフィードバック制御は行う意味がなく、それゆえｔ１の時点で該フィードバック制御が停止されて、パルス数（Ｎ）等が上記所定パルス数（Ｎａ）等に固定されるのである。
【０１３５】
なお、図１８に示すように、上記所定時間Ｔａは、油温が高いほど短くなるように設定される。これは、油温が高いときは作動油ないし潤滑油の粘性が低く、締結側摩擦要素（この場合はハイクラッチ７０）の締結動作が応答性よく進行すると共に、また実トロイダルレシオ（Ｒｔｒ）が切換えポイントトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）に速やかに到達するからである。これにより、このモード切換えに要する制御時間の短縮化が図られる。
【０１３６】
そして、上記所定時間Ｔａが経過した時点ｔ２以降は、ハイクラッチ用デューティ率ＤＨが１００％のデューティ率（ＤＨ３）に向けてさらに高められる。これにより、ロー、ハイの両クラッチ６０，７０ともが締結状態となった状態から、ロークラッチ６０の開放動作及びハイクラッチ７０の締結動作がさらに進むことになる。すなわち、ローモードからハイモードへの移行が開始されるのである。
【０１３７】
このとき、時点ｔ２から時点ｔ３までの第２所定時間Ｔｂが経過する間に、パルス数（Ｎ）ないしスリーブ位置（Ｓ）のフィードフォワード（Ｆ／Ｆ）制御が実行される。すなわち、時点ｔ１におけるトルク（Ｔｒ１）をモード切換え前のローモードＬＦでのトルクとし、時点ｔ２におけるトルク（Ｔｒ２）をモード切換え後のハイモードＨＦでのトルクとして、前述の図１１を参照して説明したように、両モードＬＦ，ＨＦで切換ポイントトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）が保持実現するように、そのＲｔｍ実現パルス数Ｎ１，Ｎ２の偏差Δｎだけステップモータ２５１に対するパルス数（Ｎ）を修正するのである。ここで、Ｒｔｍ実現パルス数の算出には、前述の特性近似式ｆ１〜ｆ４が用いられ、特に、この場合は、ローモードＬＦ、正駆動状態でのＲｔｍ実現パルス数Ｎ１の算出に特性近似式ｆ１が、またハイモードＨＦ、正駆動状態でのＲｔｍ実現パルス数Ｎ２の算出に特性近似式ｆ２が用いられる。
【０１３８】
これにより、符号チで示すように、パルス数（Ｎ）は第２所定時間Ｔｂの間にフィードフォワード制御によって応答性よく速やかに偏差Δｎだけ増速側にプラスされる。したがって、ロー、ハイの両クラッチ６０，７０ともが締結状態となった状態からハイモードへの移行が開始され、その結果、パワーローラ２３，３３が前述のトラクション力Ｔ２，Ｔ２によって増速方向にオフセットした位置から、反対方向に作用するトラクション力Ｔ１，Ｔ１によって減速方向にオフセットした位置へ移動することになっても、符号ツで示すように、著しいトロイダルレシオないしユニットレシオの変動が起こらず、不快なショックの発生が抑制されることになる。
【０１３９】
これに対し、符号テで示すように、パルス数（Ｎ）をハイモードへの移行の開始前と同じ値に固持したときには、パワーローラ２３，３３のオフセット方向の反転に起因する、符号トで示すようなトロイダルレシオの減速方向への変動を回避できず、その結果、変速比が切換ポイント変速比からずれて不快な切換ショックが発生したり、又は、符号ナで示すように、エンジン回転数（Ｎｅ）がここでもまた不必要に上昇したりするのである。
【０１４０】
なお、このパルス数の偏差Δｎは、換言すれば、現状の実トロイダルレシオである切換ポイントトロイダルレシオ（Ｒｔｍ）と、ハイモードＨＦに切り換わった後に時点ｔ４から再開される変速比のフィードバック制御で用いられる目標トロイダルレシオ（Ｒｔｂ）との間の差分（Δｒ）を修正するものである。
【０１４１】
一方、時点ｔ２から時点ｔ３までの第２所定時間Ｔｂが経過する間、エンジン１の点火時期（Ｉｇ）が所定量ΔＩｇだけリタードされて、入力トルクの低減が図られる。その場合に、上記リタード量ΔＩｇは、図１９に示すように、時点ｔ２における入力トルク（Ｔｒ２）に応じて補正され、該トルク（Ｔｒ２）が大きくなるほど、リタード量ΔＩｇが大きく、つまりトルクダウン量が大きくなるように設定される。これにより、ハイクラッチ７０の締結ショックが抑制されるばかりでなく、その締結動作の進行に伴うトルク変動が抑制され、したがってパワーローラ２３，３３のオフセット反転量も低減されて、モード切換えショックがより一層確実に低減されることになる。
【０１４２】
そして、第２所定時間Ｔｂが経過し、時点ｔ３に至った以降は、パルス数（Ｎ）のフィードバック制御は依然として停止される一方、オンオフソレノイドバルブ２１３がオフとされる。これにより、フェールセーフバルブ２１２のスプールが左側に移動して、ロークラッチライン２７４が該バルブ２１２のドレインポート２１２ｂに連通する。それゆえ、符号ハで示すように、ロークラッチ圧がこのドレインポート２１２ｂから速やかに排出され、ロークラッチ６０が早期に完全開放状態となって、切り換わり後のハイモードＨＦにおける変速比のフィードバック制御を早期に実行することが可能となる。
【０１４３】
これに対し、オンオフソレノイドバルブ２１３がオンのままであると、ロークラッチ圧がデューティソレノイドバルブ２７１のデューティ率により排出されることになり、符号ヒで示すように、遠心残圧等が残って、ハイモードＨＦが完全に実現するのに時間がかかることになる。
【０１４４】
そして、時点ｔ３からの所定時間Ｔｃが経過した段階で、ハイクラッチ７０が完全締結され、ロークラッチ６０が完全解放されたハイモードＨＦに完全に切り換わり、上記トロイダルレシオ（Ｒｔｂ）を目標とする変速比のフィードバック制御が再開されることになる。
【０１４５】
次に、以上の制御動作を図２０以下のフローチャートに沿って説明する。まず、ステップＳ１からＳ１７までは時点ｔ１に至るまでの制御動作である。
【０１４６】
まずステップＳ１で、図７に示す各センサやスイッチ３０１〜３０８からの信号に基づき、現時点における車速、エンジン１のスロットル開度、選択されているレンジ、実トロイダルレシオ、油温等の各種の状態量を検出したうえで、ステップＳ２において入力トルクＴｒを推定する。この入力トルクＴｒの推定はエンジン回転数や吸入空気量等から周知の方法により求められる。次いでステップＳ３でエンジン点火時期タイミングＩｇを設定する。この点火時期タイミングＩｇもまたエンジン回転数や吸入空気量等から周知の方法により求められる。
【０１４７】
次いでステップＳ４で上記入力トルクＴｒに応じてモード切換判定レシオ（所定トロイダルレシオ）Ｒｔａを設定する。その場合に、モード切換判定レシオＲｔａは、前述の図１７に示すように、入力トルクＴｒが大きいほど小さい値（増速側の値）に求められる。
【０１４８】
次いでステップＳ５で実トロイダルレシオＲｔｒが上記モード切換判定レシオＲｔａよりも大きいか否かを判定する。その結果、大きくないとき、つまり実トロイダルレシオＲｔｒがモード切換判定レシオＲｔａより増速側であるときは、ステップＳ６に進んで、上記入力トルクＴｒの値を第１トルク値Ｔｒ１とする。
【０１４９】
次いでステップＳ７でトロイダルレシオの目標値Ｒｔｏをモード切換理論値（切換ポイントトロイダルレシオ）Ｒｔｍとし、ステップＳ８、Ｓ９でハイクラッチデューティ率ＤＨを第１デューティ率ＤＨ１（０％）とし、ロークラッチデューティ値ＤＬを第１デューティ率ＤＬ１（１００％）とし、さらにステップＳ１０でオンオフソレノイドバルブ２１３に対する指示値をオンとする。
【０１５０】
次いでステップＳ１１では、まず変速線図に基づいて目標ユニットレシオＲｕｏないし目標トロイダルレシオＲｔｏを設定したのち、該目標トロイダルレシオＲｔｏに対する実トロイダルレシオＲｔｒの偏差ΔＲｔを算出する。
【０１５１】
ステップＳ１２では、入力トルク、変速比、走行モード、及びレンジに応じて、ＰＩＤ制御の指数Ｑにおける比例項ゲイン（変速比制御におけるフィードバックゲイン）Ｇを設定する。この比例項ゲインＧは、トルクが大きいほど、またトロイダルレシオがＧＮレシオ（Ｒｔｎ）に近いほど小さい値に設定される。さらに、走行モードがローモードＬＦ，ＬＲであるときはハイモードＨＦであるときに比べて小さい値に設定され、またレンジが後退レンジＬｒであるときは前進レンジであるときに比べて小さい値に設定される。
【０１５２】
ステップＳ１３では、まず次式に比例項ゲインＧを代入してＰＩＤ制御指数Ｑを算出する。
【０１５３】
【数５】

ここで、Ｈは積分項ゲイン、及びＩは微分項ゲインである。
【０１５４】
次いで、予め図２２に示すように設定されたマップに基づいて、算出した指数Ｑに応じたステップモータ２５１，２５２に出力する制御信号のパルス数偏差ΔＮを求める。
【０１５５】
ここで、上記マップでは、指数Ｑの絶対値が大きくなるほどパルス数偏差ΔＮも大きくなるように設定されている。また、指数Ｑが正のとき（実トロイダルレシオが目標トロイダルレシオよりも大きいとき）には、パルス数偏差ΔＮを正として、パルス数Ｎを増加させ、これにより実トロイダルレシオを小さくし、逆に、指数Ｑが負のとき（実トロイダルレシオが目標トロイダルレシオよりも小さいとき）には、パルス数偏差ΔＮを負として、パルス数Ｎを減少させ、これにより実トロイダルレシオを大きくするように設定されている（図８参照）。
【０１５６】
そして、ステップＳ１４〜Ｓ１７において、ステップモータ２５１、デューティソレノイドバルブ２７１，２７２、オノフソレノイドバルブ２１３、及びエンジン１の点火時期をそれぞれ制御することにより、前述したような時点ｔ１までの制御動作が得られる。
【０１５７】
一方、ステップＳ５で実トロイダルレシオＲｔｒがモード切換判定レシオＲｔａに到達したときには、該ステップＳ５からステップＳ１８に進む。この場合のステップＳ１からＳ５及びＳ１８からＳ２４及びＳ１４からＳ１７までの動作は時点ｔ１から時点ｔ２に至るまでの制御動作である。
【０１５８】
ステップＳ１８で実トロイダルレシオＲｔｒがモード切換判定レシオＲｔａに到達した直後に限り、第１タイマーｔｉｍ１をセットする。そして、ステップＳ１９で該タイマーｔｉｍ１が第１所定期間Ｔａを過ぎたか否かが判定される。その結果、まだ第１所定期間Ｔａを過ぎていないとき、つまり時点ｔ２に至るまでは、ステップＳ２０で入力トルクＴｒの値を第２トルク値Ｔｒ２とする。
【０１５９】
また、ステップＳ２１でステップモータ２５１に対するパルス数偏差ΔＮとして０を代入し、次いでステップＳ２２、Ｓ２３でハイクラッチ用デューティ率ＤＨを所定の棚圧である第２デューティ率ＤＨ２とし、またロークラッチ用デューティ率ＤＬを０％である第２デューティ率ＤＬ２とする。さらにステップＳ２４でオンオフソレノイドバルブ２１３に対する指示値をオンとする。
【０１６０】
そして、ステップＳ１４〜Ｓ１７において、ステップモータ２５１、デューティソレノイドバルブ２７１，２７２、オノフソレノイドバルブ２１３、及びエンジン１の点火時期をそれぞれ制御することにより、前述したような時点ｔ１から所定時間Ｔａが経過する時点ｔ２までの制御動作が得られる。
【０１６１】
一方、ステップＳ１９で第１タイマーｔｉｍ１が第１所定期間Ｔａを過ぎたときは、該ステップＳ１９からＳ２５に進む。この場合のステップＳ１からＳ５及びＳ１８，Ｓ１９及びＳ２５からＳ３２及びＳ１４からＳ１７までの動作は時点ｔ２から時点ｔ３に至るまでの制御動作である。
【０１６２】
ステップＳ２５では、第１所定時間Ｔａが経過した直後に限り、上記第１、第２トルク値Ｔｒ１，Ｔｒ２をそれぞれ前述の特性近似式ｆ１，ｆ２に代入し、パルス数Ｎ１，Ｎ２、及びその偏差Δｎを求める。次いで、ステップＳ２６で、同じく第１所定時間Ｔａが経過した直後に限り、第２タイマーｔｉｍ２をセットする。
【０１６３】
そして、ステップＳ２７で、該第２タイマｔｉｍ２が第２所定時間Ｔｂを過ぎたか否かを判定し、まだ過ぎていないとき、つまり時点ｔ２から時点ｔ３までの間は、ステップＳ２８に進んで、この第２所定時間Ｔｂの間に上記パルス数偏差Δｎだけ三層弁２２０のスリーブ２２２が移動するように、ステップモータ２５１への出力信号のパルス数偏差ΔＮを設定する。
【０１６４】
次いで、ステップＳ２９でオンオフソレノイドバルブ２１３に対する指示値をオンとし、またステップＳ３０で点火時期Ｉｇを所定値ΔＩｇだけリタードしてトルクダウンを図る。
【０１６５】
次いで、ステップＳ３１でロークラッチデューティ率ＤＬを第２デューティ率ＤＬ２とし、またステップＳ３２でハイクラッチデューティ率ＤＨとして、上記第２所定時間Ｔｂ及び次の第３所定時間Ｔｃの間に、該ハイクラッチデューティ率ＤＨが上記第２デューティ率ＤＨ２から第３デューティ率ＤＨ３まで変化するような値に設定する。ここで、この第３デューティ率ＤＨ３の値は１００％とされている。
【０１６６】
そして、ステップＳ１４〜Ｓ１７において、ステップモータ２５１、デューティソレノイドバルブ２７１，２７２、オノフソレノイドバルブ２１３、及びエンジン１の点火時期をそれぞれ制御することにより、前述したような時点ｔ２から所定時間Ｔｂが経過する時点ｔ３までの制御動作が得られる。
【０１６７】
一方、上記ステップＳ２７で、第２所定時間Ｔｂが経過したと判定されたときは、該ステップＳ２７からＳ３３に進み、ここで第２タイマーｔｉｍ２が上記第２所定時間Ｔｂと第３所定時間Ｔｃとの和以上に大きいか否かが判定される。そして、ＮＯのとき、つまり時点ｔ３から時点ｔ４の間は、ステップＳ３４に進み、ここで、再びパルス数偏差ΔＮが０とされ、また、ステップＳ３５でオンオフソレノイドバルブ２１３に対する指示信号としてＯＦＦが設定される。
【０１６８】
以上の制御により、前述したような時点ｔ３から所定時間Ｔｃが経過する時点ｔ４までの制御動作が得られる。
【０１６９】
そして、第３所定時間Ｔｃも経過して時点ｔ４に至ったのちは、上記ステップＳ３３でＹＥＳと判定されて、該ステップＳ３３からＳ３６に進む。そして、該ステップＳ３６でハイクラッチデューティ率ＤＨが１００％の第３デューティ率ＤＨ３が代入され、またステップＳ３７でロークラッチデューティ率ＤＬが０％の第２デューティ率ＤＬ２に維持される。
【０１７０】
これにより、ハイクラッチ７０が完全締結状態となり、モードが完全にハイモードに切り換わる時点ｔ４以降の制御動作が得られ、変速比の通常のフィードバック制御が再開されて、走行状態に応じた変速比制御が実行されることになる。
【０１７１】
なお、以上においては、第１所定時間Ｔａを油温によって補正し、且つステップＳ１９でこれを第１タイマーｔｉｍ１により計時するようにしたが、これに代えて、ローモードクラッチ６０とハイモードクラッチ７０の両方が締結状態になったか否かを判定するものとして、締結側摩擦要素の油圧が所定値以上に高くなった時点をｔ２としてもよい。
【０１７２】
さらに、両クラッチ６０，７０の入、出力側回転部材６０ａ，６０ｂ；７０ａ，７０ｂ（図１参照）間の回転のスリップ量がともに所定値以下となったときに、三層弁２２０のスリーブ２２２をパルス数偏差Δｎだけ移動させるようにしてもよい。
【０１７３】
その場合は、図１及び図７に示したように、セカンダリシャフト１３の回転数を検出する出力軸回転数センサ３１０を設け、このセンサ３１０でセカンダリシャフト１３の回転数を検出すると共に、入、出力回転数センサ３０７，３０８で入、出力ディスク２１，２２の回転数を検出する。
【０１７４】
例えば、ロークラッチ６０のスリップ量ＳＬＰ（６０）は、その入力側回転部材６０ａの回転数Ｗ（６０ａ）と出力側回転部材６０ｂの回転数Ｗ（６０ｂ）とから次式のように表される。
【０１７５】
【数６】

ここで、ロークラッチ６０の入力側回転部材６０ａの回転数Ｗ（６０ａ）は、入力ディスク２１の回転数Ｗ（２１）と、ローモードギヤ列８０の第１ギヤ８１及び第２ギヤ８２の歯数Ｚ（８１），Ｚ（８２）とから次式に従って算出することができる。
【０１７６】
【数７】

また、ロークラッチ６０の出力側回転部材６０ｂの回転数Ｗ（６０ｂ）は、出力ディスク２２の回転数Ｗ（２２）と、遊星歯車機構５０のサンギヤ５２及びインターナルギヤ５３の歯数Ｚ（５２），Ｚ（５３）と、ハイモードギヤ列９０の第１ギヤ９１及び第２ギヤ９２の歯数Ｚ（９１），Ｚ（９２）と、セカンダリシャフト１３の回転数Ｗ（１３）とから次式に従って算出することができる。
【０１７７】
【数８】

各歯数Ｚは予め諸元により分かっているから、結局、ロークラッチ６０のスリップ量ＳＬＰ（６０）は、セカンダリシャフト１３の回転数Ｗ（１３）と、入、出力ディスク２１，２２の回転数Ｗ（２１），Ｗ（２２）とから算出できることになる。
【０１７８】
一方、同様に、ハイクラッチ７０のスリップ量ＳＬＰ（７０）は、その入力側回転部材７０ａの回転数Ｗ（７０ａ）と出力側回転部材７０ｂの回転数Ｗ（７０ｂ）とから次式のように表される。
【０１７９】
【数９】

ここで、ハイクラッチ７０の入力側回転部材７０ａの回転数Ｗ（７０ａ）は、出力ディスク２２の回転数Ｗ（２２）と、ハイモードギヤ列９０の第１ギヤ９１及び第２ギヤ９２の歯数Ｚ（９１），Ｚ（９２）とから次式に従って算出することができる。
【０１８０】
【数１０】

そして、ハイクラッチ７０の出力側回転部材７０ｂの回転数Ｗ（７０ｂ）は、セカンダリシャフト１３の回転数Ｗ（１３）であり、各歯数Ｚは予め諸元により分かっているから、結局、ハイクラッチ７０のスリップ量ＳＬＰ（７０）は、セカンダリシャフト１３の回転数Ｗ（１３）と、出力ディスク２２の回転数Ｗ（２２）とから算出できることになる。
【０１８１】
【発明の効果】
以上のように、本発明によれば、無段変速機構を備えたパワートレインにおいて、実変速比を安定して狙いの変速比に維持することができるから、走行モードを切り換える際のショックが有効に解消される。本発明は例えばトロイダル式無段変速機構を備えたパワートレインに好ましく適用可能で、車両産業一般に広く用いられ得る。
【０１８２】
【従来の技術】
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明の実施の形態に係るトロイダル式無段変速機の機械的構成を示す骨子図である。
【図２】 同変速機の要部の具体的構造を展開状態で示す平面図である。
【図３】 図２のＡ−Ａ線に沿う断面図である。
【図４】 同変速機の油圧制御の回路図である。
【図５】 図３のＢ方向からみた変速制御用三層弁の周辺の部分断面図である。
【図６】 図３のＣ方向からみた変速制御機構周辺の部分断面図である。
【図７】 パワートレイン全体の制御システムを示すブロック図である。
【図８】 ステップモータのパルス数とトロイダルレシオとの関係を示す特性図である。
【図９】 ステップモーターのパルス数とユニットレシオとの関係を示す特性図である。
【図１０】 循環トルクの説明図である。
【図１１】 ステップモータのパルス数とトルクとの関係を示す特性図である。
【図１２】 ユニットレシオとトロイダルレシオとの関係を示す特性図である。
【図１３】 前進ローモードで用いられる変速線図である。
【図１４】 前進ハイモードで用いられる変速線図である。
【図１５】 後退ローモードで用いられる変速線図である。
【図１６】 正駆動状態でローモードからハイモードへの切換制御動作のタイムチャートである。
【図１７】 同制御で用いられるトルクとモード切換え開始判定用トロイダルレシオとの関係を示すマップである。
【図１８】 同制御で用いられる油温と第１所定時間との関係を示すマップである。
【図１９】 同制御で用いられるトルクとリタード量との関係を示すマップである。
【図２０】 同制御動作の一部を示すフローチャートである。
【図２１】 同じく一部を示すフローチャートである。
【図２２】 同制御動作で用いられる指数と、ステップモータへ出力する制御信号のパルス数との関係を示すマップである。
【図２３】 同制御動作の一部を示すフローチャートである。
【図２４】 同じく一部を示すフローチャートである。
【図２５】 同じく一部を示すフローチャートである。
【符号の説明】
１ エンジン
１０ パワートレイン
２０，３０ 無段変速機構
５０ 遊星歯車機構（歯車機構）
６０ ロークラッチ
７０ ハイクラッチ
２００ 油圧制御回路
２５１，２５２ ステップモータ
３００ コントロールユニット（目標変速比設定手段、変速制御手段）
３０７，３０８ ディスク回転数センサ（実変速比検出手段）

Claims (3)

1. 無段変速機構と歯車機構とを経由する第１の経路と、無段変速機構のみを経由する第２の経路とが設けられ、上記無段変速機構が、入力ディスク及び出力ディスクと、これらの両ディスク間に介設されたパワーローラと、このパワーローラを支持するトラニオンとを有する構成であると共に、車両の走行状態に基づいて目標変速比を設定する目標変速比設定手段と、該設定手段で設定された目標変速比が実現するように上記無段変速機構の変速比と経路の切換えとを制御する変速制御手段とを有するパワートレインの制御装置であって、上記変速制御手段が、無段変速機構の変速比に対応する所定の物理量を制御することにより上記トラニオンの上記ディスクに対する移動制御を介して無段変速機構の変速比を制御するように構成されていると共に、上記所定物理量が、第１の経路と第２の経路とで同じ最終変速比が得られる無段変速機構の切換変速比に対応する値に到達する前の該値と異なる所定値に到達したときに無段変速機構の変速比が上記切換変速比に到達したと判定して経路の切換を開始すると共に上記所定物理量を上記切換変速比に対応する値と異なる所定値に固定し、この所定物理量の固定を所定時間維持したのち、経路の切換が終了するまでに、上記所定物理量を、経路の切換前後で無段変速機構を通過するトルクの伝達方向が反転することに起因して上記切換変速比に対応する所定物理量の値が経路の切換前後で変化することを考慮して設定された、上記所定値と異なる第２の所定値に修正するように構成されていることを特徴とするパワートレインの制御装置。
2. 変速制御手段は、経路の切換中は、所定物理量のフィードバック制御を停止し、第２の所定値への所定物理量の修正をフィードフォワード制御によって行うことを特徴とする請求項１に記載のパワートレインの制御装置。
3. トルクを検出するトルク検出手段が設けられ、変速制御手段は、この検出手段で検出されるトルクが大きいほど、所定物理量が切換変速比に対応する値と大きく異なる所定値に到達したときに無段変速機構の変速比が上記切換変速比に到達したと判定することを特徴とする請求項１に記載のパワートレインの制御装置。

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