JP5556807B2 - 無段変速機の媒体圧力制御装置及び無段変速機 - Google Patents

Description

本発明は、無段変速機の媒体圧力制御装置及び無段変速機に関し、特に、駆動源である内燃機関や電動機からの駆動力を車両の走行状態に応じた最適の条件で路面に伝達する無段変速機の媒体圧力制御装置及び無段変速機に関するものである。

一般に、車両には、駆動源である内燃機関や電動機からの駆動力、すなわち出力トルクを車両の走行状態に応じた最適の条件で路面に伝達するために、駆動源の出力側に変速機が設けられている。この変速機には、変速比を無段階（連続的）に制御する無段変速機と、変速比を段階的（不連続）に制御する有段変速機とがある。ここで、このような無段変速機、いわゆるＣＶＴ（ＣＶＴ：Ｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙ Ｖａｒｉａｂｌｅ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）には、例えば、いわゆる、トロイダル式の無段変速機やベルト式の無段変速機などがある。トロイダル式の無段変速機は、入力側の回転部材である入力ディスクと出力側の回転部材である出力ディスクとの間に挟み込んだ伝達部材としてのパワーローラを介して各ディスクの間でトルクを伝達すると共に、パワーローラを傾転させて変速比を変化させる。ベルト式の無段変速機は、駆動源からの駆動力が伝達される入力側の回転部材であるプライマリプーリ及びプライマリプーリに伝達された駆動力を変化させて出力する出力側の回転部材であるセカンダリプーリと、このプライマリプーリに伝達された駆動力をセカンダリプーリに伝達する伝達部材としてのベルトとにより構成され、ベルトとプーリとの接触半径を変化させて変速比を変化させる。

例えば、このトロイダル式無段変速機は、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、外周面をトロイダル面に対応する曲面としたパワーローラなどの回転手段を挟み込み、これら入力ディスク、出力ディスク及びパワーローラとの間に形成されるトラクションオイルの油膜のせん断力を利用してトルクを伝達するものである。そして、このパワーローラは、トラニオンにより回転自在に支持されており、このトラニオンは、回転軸を中心として回転可能であると共に、例えば、トラニオンに設けられたピストンに対して変速制御油圧室（変速制御圧力室）に供給される作動媒体としての作動油の油圧により変速制御押圧力を作用させることで、この回転軸に沿った方向に移動可能に構成されている。

したがって、トラニオンに支持されるパワーローラがこのトラニオンと共に入力ディスク及び出力ディスクに対する中立位置から変速位置に移動することで、パワーローラとディスクとの間に接線力が作用しサイドスリップが発生し、このパワーローラが入力ディスク及び出力ディスクに対して回転軸を中心として回転、すなわち、傾転し、この結果、入力ディスクと出力ディスクとの回転数比である変速比が変更される。そして、入力ディスクと出力ディスクとの回転数比である変速比は、パワーローラが入力ディスク及び出力ディスクに対して傾転する角度、すなわち、傾転角に基づいて決まり、この傾転角は、当該パワーローラの中立位置から変速位置側への移動量としてのストローク量（オフセット量）の積分値に基づいて決まる。

また、このようなトロイダル式無段変速機は、例えば、挟圧手段により入力ディスクと出力ディスクとの間にパワーローラを挟み込むための所定の挟圧力を作用させることで、入力ディスク、出力ディスクとパワーローラとの接触部分において接触面圧を調節し適正なトラクション状態を維持している。そして、このような挟圧手段は、例えば、挟圧力発生油圧室（接触面圧制御圧力室）に供給される作動媒体としての作動油の圧力を圧力作用面に作用させることで入力ディスクと出力ディスクとの間にパワーローラを挟み込む挟圧力を作用させる。

なお、このような油圧式の挟圧手段は、上述のベルト式無段変速機にも設けられている。すなわち、ベルト式無段変速機は、挟圧力発生油圧室（接触面圧制御圧力室）に供給される作動媒体としての作動油の圧力を圧力作用面に作用させることで可動シーブを固定シーブ側に押圧し、これにより、可動シーブと固定シーブとの間にベルトを挟み込むベルト挟圧力を作用させベルト張力を調節しプーリとベルトとの接触部分において接触面圧を調節する。

このような従来の無段変速機の媒体圧力制御装置として、例えば、特許文献１に記載されている無段変速機の油圧制御装置は、急変速時においてバイパス油路を閉鎖させることで第１及び第２のオイルポンプのそれぞれの吐出油をライン圧供給先（例えば、変速制御圧力室や接触面圧制御圧力室）に供給しライン圧供給先がオイル不足になることを抑制する一方、急変速時以外において第１オイルポンプの吐出口側と第２オイルポンプの吸込口側とをバイパス油路で連通することで、第２オイルポンプが第１オイルポンプにおける高圧の吐出油を利用して効率良く作動油を吸い込みポンプ駆動損失の低減を図り、第１及び第２のオイルポンプを効率的に使用している。

特開２００５−２２１０４７号公報

ところで、特許文献１に記載されている無段変速機の油圧制御装置では、例えば、第２のオイルポンプの吐出油のみをライン圧供給先（例えば、変速制御圧力室や接触面圧制御圧力室）に供給している状態から第１及び第２のオイルポンプのそれぞれの吐出油をライン圧供給先に供給する状態に切り替えた場合であっても、運転状態によってはライン圧供給先が作動油不足になるおそれがあり、このため、運転状態に応じたより適正なオイルポンプの吐出容量の切り替えが望まれていた。

そこで本発明は、運転状態に応じて作動媒体の吐出容量を適正に切り替えることができる無段変速機の媒体圧力制御装置及び無段変速機を提供することを目的とする。

上記目的を達成するために、本発明による無段変速機の媒体圧力制御装置は、駆動力を入力側の回転部材から伝達部材を介して出力側の回転部材に伝達可能であると共に、入力側の前記回転部材と出力側の前記回転部材との回転速度比である変速比を無段階に変更可能である無段変速機の媒体圧力制御装置において、前記回転部材と前記伝達部材との接触面圧及び前記変速比を作動媒体の圧力により制御する制御系への前記作動媒体を吐出する第１ポンプと、前記作動媒体を前記制御系又は前記制御系とは異なる供給系に吐出する第２ポンプと、前記第２ポンプにおける前記作動媒体の吐出先を前記制御系と前記供給系との間で切り替え可能な切替手段とを有するポンプ手段と、前記第２ポンプにおける前記作動媒体の吐出先が前記供給系から前記制御系に切り替わる際に、前記制御系を制御し前記第２ポンプにおける前記作動媒体の吐出先が前記供給系である場合よりも前記変速を相対的に遅らせる変速比制御手段とを備えることを特徴とする。

また、上記無段変速機の媒体圧力制御装置において、前記変速比制御手段は、前記第２ポンプにおける前記作動媒体の吐出先が前記供給系から前記制御系に切り替わる際に、前記制御系を制御し前記変速の開始時点を相対的に遅らせることで、前記変速を相対的に遅らせるように構成してもよい。

また、上記無段変速機の媒体圧力制御装置において、前記変速比制御手段は、前記第２ポンプにおける前記作動媒体の吐出先が前記供給系から前記制御系に切り替わる際に、前記制御系を制御し前記変速の変速速度を相対的に低下させることで、前記変速を相対的に遅らせるように構成してもよい。

また、上記無段変速機の媒体圧力制御装置において、前記変速比制御手段は、前記ポンプ手段の前記制御系への前記作動媒体の吐出容量の切り替えが開始されてから前記ポンプ手段の実際の吐出容量が前記相対的に大きな容量に切り替わり終わるまでの期間で前記変速を遅らせるように構成してもよい。

また、上記無段変速機の媒体圧力制御装置において、前記変速比制御手段が前記制御系を制御し前記変速を遅らせる際に、前記ポンプ手段を制御し前記制御系への前記作動媒体の吐出容量の切り替え速度を相対的に増加する切替制御手段を備えるように構成してもよい。

また、上記無段変速機の媒体圧力制御装置において、前記ポンプ手段は、前記作動媒体を前記制御系に吐出する第１ポンプと、前記作動媒体を前記制御系又は前記制御系とは異なる供給系に吐出する第２ポンプと、前記第２ポンプにおける前記作動媒体の吐出先を前記制御系と前記供給系との間で切り替え可能な切替手段とを有するように構成してもよい。

また、上記無段変速機の媒体圧力制御装置において、前記制御系は、変速制御圧力室に供給される前記作動媒体の圧力により前記変速比を変更する変速比変更手段と、接触面圧制御圧力室に供給される前記作動媒体の圧力により前記接触面圧を変更する接触面圧変更手段とを含んで構成されてもよい。

上記目的を達成するために、本発明による無段変速機は、上記無段変速機の媒体圧力制御装置と、前記伝達部材をなすパワーローラとを備えることを特徴とする。

上記目的を達成するために、本発明による無段変速機は、上記無段変速機の媒体圧力制御装置と、前記伝達部材をなすベルトとを備えることを特徴とする。

本発明に係る無段変速機の媒体圧力制御装置によれば、運転状態に応じて作動媒体の吐出容量を適正に切り替えることができる。

本発明に係る無段変速機によれば、運転状態に応じて作動媒体の吐出容量を適正に切り替えることができる。

図１は、本発明の実施形態に係る油圧制御装置の概略構成図である。 図２は、本発明の実施形態に係る油圧制御装置が適用されたトロイダル式無段変速機を搭載した車両の動力伝達系の概略構成図である。 図３は、本発明の実施形態に係る油圧制御装置が適用されるトロイダル式無段変速機の概略断面図である。 図４は、本発明の実施形態に係る油圧制御装置が適用されるトロイダル式無段変速機の要部の模式的構成図である。 図５は、本発明の実施形態に係る油圧制御装置が適用されるトロイダル式無段変速機が備えるパワーローラの入力ディスクに対する中立位置を説明する模式図である。 図６は、本発明の実施形態に係る油圧制御装置が適用されるトロイダル式無段変速機が備えるパワーローラの入力ディスクに対する変速位置を説明する模式図である。 図７は、本発明の実施形態に係る油圧制御装置における吐出容量の切り替えを説明する線図である。 図８は、本発明の実施形態に係る油圧制御装置のポンプ装置の吐出容量の切り替え制御を説明するフローチャートである。 図９は、本発明の実施形態に係る油圧制御装置のポンプ装置の吐出容量の切り替え制御の一例を説明するタイムチャートである。 図１０は、本発明の変形例に係る油圧制御装置が適用されるベルト式無段変速機の概略構成図である。

符号の説明

１ トロイダル式無段変速機（無段変速機）
１Ａ 車両
２ 入力ディスク（入力側の回転部材）
３ 出力ディスク（出力側の回転部材）
４ パワーローラ（伝達部材）
５ 変速比変更部（変速比変更手段）
９ 油圧制御装置（媒体圧力制御装置）
１５ 油圧押圧機構（接触面圧変更手段）
１５ａ 挟圧力発生油圧室（接触面圧制御圧力室）
６５ 変速比制御部（変速比制御手段）
６６ 切替制御部（切替制御手段）
８２ 変速制御油圧室（変速制御圧力室）
９０Ａ 制御系
９０Ｂ 潤滑系（供給系）
９１ オイルパン
９２ ポンプ装置（ポンプ手段）
９６ メインポンプ（第１ポンプ）
９７ サブポンプ（第２ポンプ）
９８ 切替弁（切替手段）
１０１ ベルト式無段変速機（無段変速機）
１０２ プライマリプーリ（入力側の回転部材、変速比変更手段）
１０３ セカンダリプーリ（出力側の回転部材、接触面圧変更手段）
１０４ ベルト（伝達部材）
１２４ プライマリ油圧室（変速制御圧力室）
１３４ セカンダリ油圧室（接触面圧制御圧力室）

以下に、本発明に係る無段変速機の媒体圧力制御装置及び無段変速機の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、この実施形態によりこの発明が限定されるものではない。また、下記実施形態における構成要素には、当業者が置換可能かつ容易なもの、或いは実質的に同一のものが含まれる。

（実施形態）
図１は、本発明の実施形態に係る油圧制御装置の概略構成図、図２は、本発明の実施形態に係る油圧制御装置が適用されたトロイダル式無段変速機を搭載した車両の動力伝達系の概略構成図、図３は、本発明の実施形態に係る油圧制御装置が適用されるトロイダル式無段変速機の概略断面図、図４は、本発明の実施形態に係る油圧制御装置が適用されるトロイダル式無段変速機の要部の模式的構成図、図５は、本発明の実施形態に係る油圧制御装置が適用されるトロイダル式無段変速機が備えるパワーローラの入力ディスクに対する中立位置を説明する模式図、図６は、本発明の実施形態に係る油圧制御装置が適用されるトロイダル式無段変速機が備えるパワーローラの入力ディスクに対する変速位置を説明する模式図、図７は、本発明の実施形態に係る油圧制御装置における吐出容量の切り替えを説明する線図、図８は、本発明の実施形態に係る油圧制御装置のポンプ装置の吐出容量の切り替え制御を説明するフローチャート、図９は、本発明の実施形態に係る油圧制御装置のポンプ装置の吐出容量の切り替え制御の一例を説明するタイムチャートである。

なお、図４は、無段変速機としてのトロイダル式無段変速機を構成する各パワーローラのうち任意のパワーローラと、このパワーローラに接触する入力ディスクを示す図である。また、図５、図６は、入力ディスクを出力ディスク側から見た図であり、入力ディスクとパワーローラをそれぞれ１つだけ模式的に図示している。

ここで、以下で説明する実施形態では、本発明の無段変速機に伝達される駆動力を発生する駆動源として、エンジントルクを発生する内燃機関（ガソリンエンジン、ディーゼルエンジン、ＬＰＧエンジンなど）を用いるが、これに限定されるものではなく、モータトルクを発生するモータなどの電動機を駆動源として用いてもよい。また、駆動源として内燃機関及び電動機を併用してもよい。

図２に示すように、本実施形態に係る媒体圧力制御装置が適用される無段変速機としてのトロイダル式無段変速機１は、車両１Ａに搭載される駆動源としてのエンジン２１からの駆動力、すなわち出力トルクを車両１Ａの走行状態に応じた最適の条件で駆動輪２７に伝達するためのものであり、変速比を無段階（連続的）に制御することができる、いわゆるＣＶＴ（ＣＶＴ：Ｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙ Ｖａｒｉａｂｌｅ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）である。このトロイダル式無段変速機１は、入力ディスク２と出力ディスク３との間に挟み込んだパワーローラ４を介して各入力ディスク２と出力ディスク３の間でトルクを伝達すると共に、パワーローラ４を傾転させて変速比を変化させる、いわゆる、トロイダル式の無段変速機である。すなわち、このトロイダル式無段変速機１は、トロイダル面２ａ、３ａを有する入力ディスク２と出力ディスク３との間に、外周面をトロイダル面２ａ、３ａに対応する曲面としたパワーローラ４を挟み込み、これら入力ディスク２、出力ディスク３及びパワーローラ４との間に形成されるトラクションオイルの油膜のせん断力を利用してトルクを伝達するものである。トロイダル式無段変速機１は、駆動力が入力される入力ディスク２と駆動力が出力される出力ディスク３との間に設けられるパワーローラ４を傾転させることで、入力ディスク２と出力ディスク３との回転速度比である変速比を無段階に変更可能である。

具体的には、このトロイダル式無段変速機１は、図２、図３、図４に示すように、入力側の回転部材としての入力ディスク２と、出力側の回転部材としての出力ディスク３と、伝達部材としてのパワーローラ４と、変速比変更手段としての変速比変更部５とを備える。変速比変更部５は、支持手段としてのトラニオン６と、移動部７を有する。さらに、移動部７は、油圧ピストン部８と、媒体圧力制御装置としての油圧制御装置９とを有する。また、このトロイダル式無段変速機１は、トロイダル式無段変速機１の各部を制御する電子制御ユニット（ＥＣＵ：Ｅｌｅｃｔｒｏｎｉｃ Ｃｏｎｔｒｏｌ Ｕｎｉｔ）６０を備える。このトロイダル式無段変速機１では、入力ディスク２と出力ディスク３とに接触して設けられるパワーローラ４が移動部７により入力ディスク２及び出力ディスク３に対して中立位置から変速位置に移動することで、入力ディスク２と出力ディスク３との回転数比である変速比が変更される。

なお、本実施形態の入力ディスク２は、入力側の回転部材に相当すると共にパワーローラ４に挟圧力を作用させるための第１挟圧部材にも相当し、出力ディスク３は、出力側の回転部材に相当すると共にパワーローラ４に挟圧力を作用させるための第２挟圧部材にも相当する。

入力ディスク２は、エンジン２１側からの駆動力（トルク）が、例えば、発進機構であり流体伝達装置であるトルクコンバータ２２や前後進切換機構２３などを介して伝達（入力）されるものである。

エンジン２１は、このエンジン２１が搭載された車両を前進あるいは後進させるためのエンジントルク、すなわち、駆動力を出力するものである。また、エンジン２１は、ＥＣＵ６０に電気的に接続されており、このＥＣＵ６０によってその駆動が制御され、出力する駆動力が制御されている。エンジン２１からの駆動力は、クランクシャフト２１ａを介してトルクコンバータ２２に伝達される。

トルクコンバータ２２は、前後進切換機構２３を介してエンジン２１からの駆動力をトロイダル式無段変速機１に伝達するものである。トルクコンバータ２２は、ポンプ（ポンプインペラ）、タービン（タービンランナ）、ステータ、ロックアップクラッチを備える。ポンプは、フロントカバー等を介してエンジン２１のクランクシャフト２１ａに連結されており、クランクシャフト２１ａ、フロントカバーと共に回転可能に設けられている。タービンは、上記ポンプと対向するように配置されている。このタービンは、入力軸２２ａ、前後進切換機構２３を介して入力軸１０に連結されており、入力軸１０と共にクランクシャフト２１ａと同一の軸線を中心に回転可能に設けられている。ステータは、そのポンプとタービンとの間に配置されている。ロックアップクラッチは、このタービンとフロントカバーとの間に設けられており、タービンに連結されている。

したがって、このトルクコンバータ２２は、エンジン２１の駆動力（エンジントルク）がクランクシャフト２１ａからフロントカバーを介してポンプに伝達される。そして、ロックアップクラッチが解放されている場合には、このポンプに伝達された駆動力は、ポンプとタービンとの間に介在する作動流体である作動油を介してタービン、入力軸２２ａ、入力軸１０に伝達される。このとき、トルクコンバータ２２は、ステータにより、ポンプとタービンとの間を循環する作動油の流れを変化させ所定のトルク特性を得ることができる。そして、トルクコンバータ２２は、タービンに連結されているロックアップクラッチがフロントカバーに係合されている場合、フロントカバーを介してポンプに伝達されたエンジン２１からの駆動力は、作動油を介さずに直接的に入力軸１０に伝達される。ここで、ロックアップクラッチの係合及び係合の解除、すなわち、ＯＮ、ＯＦＦを行うＯＮ／ＯＦＦ制御は、後述する油圧制御装置９から供給される作動油によって行われる。油圧制御装置９は、後述するＥＣＵ６０と接続されている。したがって、ロックアップクラッチのＯＮ／ＯＦＦ制御は、ＥＣＵ６０により行われる。

前後進切換機構２３は、トルクコンバータ２２を介して伝達されたエンジン２１からの駆動力をトロイダル式無段変速機１の入力ディスク２に伝達するものである。前後進切換機構２３は、例えば、遊星歯車機構と、フォワードクラッチ（摩擦クラッチ）及びリバースブレーキ（摩擦ブレーキ）などによって構成され、エンジン２１の駆動力を直接、あるいは反転して入力ディスク２に伝達するものである。つまり、前後進切換機構２３を介したエンジン２１の駆動力は、入力ディスク２を正回転させる方向（車両が前進する際に入力ディスク２が回転する方向）に作用する正回転駆動力として、あるいは、入力ディスク２を逆回転させる方向（車両が後進する際に入力ディスク２が回転する方向）に作用する逆回転駆動力として、入力ディスク２に伝達される。この前後進切換機構２３による駆動力の伝達方向の切換制御は、フォワードクラッチ、リバースブレーキの係合及び係合の解除、すなわち、ＯＮ、ＯＦＦを行うＯＮ／ＯＦＦ制御を実行することで行われる。前後進切換機構２３による駆動力の伝達方向の切換制御、言い換えれば、フォワードクラッチ、リバースブレーキのＯＮ／ＯＦＦ制御は、後述する油圧制御装置９から供給される作動油により行われる。したがって、前後進切換機構２３の切換制御は、ＥＣＵ６０により行われている。

前後進切換機構２３は、例えば、車両の前進走行時には、フォワードクラッチがＯＮ、リバースブレーキがＯＦＦにされる。また、車両の後進走行時には、フォワードクラッチがＯＦＦ、リバースブレーキがＯＮにされる。これにより、前後進切換機構２３は、トルクの回転方向を切り替えることができる。そして、前後進切換機構２３は、ニュートラル時には、フォワードクラッチがＯＦＦ、リバースブレーキがＯＦＦにされる。

入力ディスク２は、エンジン２１の回転に基づいて回転される入力軸１０に２つが結合されており、この入力軸１０により回転自在に設けられている。さらに言えば、各入力ディスク２は、入力軸１０と同一の回転をするバリエータ軸１１によって回転される。したがって、各入力ディスク２は、ディスク回転軸線としての入力軸１０の回転軸線Ｘ１を回転中心として回転可能である。このトロイダル式無段変速機１は、バリエータ軸１１に対して、フロント側（エンジン２１側）にフロント側入力ディスク２_Ｆが設けられ、回転軸線Ｘ１に沿った方向にフロント側入力ディスク２_Ｆに対して所定の間隔をあけてリア側（駆動輪２７側）にリア側入力ディスク２_Ｒが設けられる。

フロント側入力ディスク２_Ｆは、ボールスプライン１１ａを介してバリエータ軸１１に支持されている。つまり、フロント側入力ディスク２_Ｆは、バリエータ軸１１の回転に伴って回転可能であると共に、このバリエータ軸１１に対して回転軸線Ｘ１に沿った方向に移動可能にバリエータ軸１１に支持されている。さらに言い換えれば、フロント側入力ディスク２_Ｆは、バリエータ軸１１に対して、回転軸線Ｘ１周りに相対的に回転変位しない一方、回転軸線Ｘ１に沿った方向には相対的に変位可能である。

一方、リア側入力ディスク２_Ｒは、スプライン嵌合部を介してバリエータ軸１１に支持されていると共に、バリエータ軸１１のリア側端部に設けられたローディングナット１１ｂにより回転軸線Ｘ１に沿ったリア側への移動が制限されている。ローディングナット１１ｂは、バリエータ軸１１のリア側端部に螺合されており、後述する油圧押圧機構１５からの押圧力を受け、リア側入力ディスク２_Ｒのリア側への移動を制限する。つまり、リア側入力ディスク２_Ｒは、バリエータ軸１１の回転に伴って回転可能であると共に、バリエータ軸１１に対するリア側への相対移動がローディングナット１１ｂにより所定位置で制限され、バリエータ軸１１の回転軸線Ｘ１に沿ったフロント側への移動に伴って移動可能にバリエータ軸１１に支持されている。さらに言い換えれば、リア側入力ディスク２_Ｒは、バリエータ軸１１に対して、回転軸線Ｘ１周りに相対的に回転変位しないと共に、ローディングナット１１ｂに後述する油圧押圧機構１５からの押圧力が作用する際には、バリエータ軸１１に対して回転軸線Ｘ１に沿った方向にも相対的に変位しない。なお、以下の説明では、フロント側入力ディスク２_Ｆとリア側入力ディスク２_Ｒとを特に区別する必要がない場合、単に「入力ディスク２」と略記する。

各々の入力ディスク２は、中央に開口が形成され、外側から中央側に向け徐々に突出する形状をなす。各入力ディスク２の突出部分の斜面は、回転軸線Ｘ１方向に沿った断面がほぼ円弧形状となるように形成され各入力ディスク２のトロイダル面２ａをなす。２つの入力ディスク２は、トロイダル面２ａが互いに対向するように設けられる。

出力ディスク３は、各入力ディスク２に伝達（入力）された駆動力を駆動輪２７側に伝達（出力）するものであり、各入力ディスク２に対応して１つずつ、合計２つ設けられる。このトロイダル式無段変速機１は、バリエータ軸１１に対して、フロント側（エンジン２１側）にフロント側出力ディスク３_Ｆが設けられ、リア側（駆動輪２７側）にリア側出力ディスク３_Ｒが設けられる。フロント側出力ディスク３_Ｆとリア側出力ディスク３_Ｒとは、共に回転軸線Ｘ１に沿った方向に対してフロント側入力ディスク２_Ｆとリア側入力ディスク２_Ｒとの間に設けられ、さらに言えば、リア側出力ディスク３_Ｒは、フロント側出力ディスク３_Ｆとリア側入力ディスク２_Ｒとの間に設けられている。つまり、このトロイダル式無段変速機１は、回転軸線Ｘ１に沿った方向に対して、フロント側からフロント側入力ディスク２_Ｆ、フロント側出力ディスク３_Ｆ、リア側出力ディスク３_Ｒ、リア側入力ディスク２_Ｒの順で設けられている。なお、以下の説明では、フロント側出力ディスク３_Ｆとリア側出力ディスク３_Ｒとを特に区別する必要がない場合、単に「出力ディスク３」と略記する。

各入力ディスク２と各出力ディスク３とは、回転軸線Ｘ１に同軸上に回転自在に設けられる。したがって、各出力ディスク３は、回転軸線Ｘ１を回転中心として回転可能である。そして、各出力ディスク３は、各入力ディスク２とほぼ同一な形状をなし、すなわち、各々の出力ディスク３は、中央に開口が形成され、外側から中央側に向け徐々に突出する形状をなす。各出力ディスク３の突出部分の斜面は、回転軸線Ｘ１方向に沿った断面がほぼ円弧形状となるように形成され各出力ディスク３のトロイダル面３ａをなす。

そして、各出力ディスク３は、上述のように回転軸線Ｘ１に沿った方向に対して２つの入力ディスク２の間に設けられると共に、各トロイダル面３ａが各入力ディスク２のトロイダル面２ａにそれぞれ対向するように設けられる。すなわち、回転軸線Ｘ１に沿った断面内において、一方のフロント側入力ディスク２_Ｆのトロイダル面２ａとフロント側出力ディスク３_Ｆのトロイダル面３ａとが対向してフロント側（駆動源側）キャビティＣ_Ｆを形成し、他方のリア側入力ディスク２_Ｒのトロイダル面２ａとリア側出力ディスク３_Ｒのトロイダル面３ａとが対向して別のリア側（駆動輪側）キャビティＣ_Ｒを形成している。

また、各出力ディスク３は、この２つの出力ディスク３の間に設けられた出力ギヤ１２の円筒状のスリーブにスプライン係合部を介して支持されている。つまり、各出力ディスク３と出力ギヤ１２とは、一体回転可能に連結されている。出力ギヤ１２は、ケーシング１ａ（図４参照）の内側にこのケーシング１ａに固定して設けられた中間壁３２（図３参照）に対して、１対の軸受（ベアリング）３１（図３参照）により、回転軸線Ｘ１に沿った変位が規制された状態で回転自在に支持されている。また、出力ギヤ１２は、径方向内側の貫通孔１２ａにバリエータ軸１１が挿入されると共にこのバリエータ軸１１に対して相対回転可能に支持されている。したがって、各出力ディスク３は、出力ギヤ１２と共にバリエータ軸１１に対して相対回転可能に支持される。

つまり、このトロイダル式無段変速機１は、ケーシング１ａに中間壁３２が位置決めされ、中間壁３２に軸受３１が位置決めされ、軸受３１に出力ギヤ１２が位置決めされ、出力ギヤ１２に各出力ディスク３が位置決めされることで、ケーシング１ａに対して各出力ディスク３が位置決めされる。

また、バリエータ軸１１は、回転軸線Ｘ１に沿った方向の中央部において、出力ギヤ１２、軸受（ベアリング）３１、中間壁３２などからなる軸線方向中央支持部３３を介してケーシング１ａ（図４参照）に対して相対回転可能に支持されている。つまり、このトロイダル式無段変速機１は、フロント側入力ディスク２_Ｆとフロント側出力ディスク３_Ｆとがなすフロント側キャビティＣ_Ｆと、リア側入力ディスク２_Ｒとリア側出力ディスク３_Ｒとがなすリア側キャビティＣ_Ｒとを備えるダブルキャビティ型のトロイダル式無段変速機１であって、フロント側入力ディスク２_Ｆ、リア側入力ディスク２_Ｒ、フロント側出力ディスク３_Ｆ、リア側出力ディスク３_Ｒが設けられるバリエータ軸１１が回転軸線Ｘ１に沿った方向に対してこのフロント側キャビティＣ_Ｆとリア側キャビティＣ_Ｒとの間で軸線方向中央支持部３３を介してケーシング１ａ（図４参照）に対して相対回転可能に支持される。

さらに、出力ギヤ１２には、カウンターギヤ１３が噛み合わされており、このカウンターギヤ１３に出力軸１４が連結されている。したがって、各出力ディスク３の回転に伴って、出力ギヤ１２が回転し、この出力ギヤ１２に噛み合わされたカウンターギヤ１３が回転することで、出力軸１４が回転する。そして、この出力軸１４は、動力伝達機構２４、ディファレンシャルギヤ２５等を介して駆動輪２７に接続されており、駆動力は、動力伝達機構２４、ディファレンシャルギヤ２５等を介して駆動輪２７に伝達（出力）される。

動力伝達機構２４は、トロイダル式無段変速機１とディファレンシャルギヤ２５との間で、駆動力の伝達を行うものである。動力伝達機構２４は、出力ディスク３とディファレンシャルギヤ２５との間に配置される。ディファレンシャルギヤ２５は、動力伝達機構２４と駆動輪２７との間で、駆動力の伝達を行うものである。ディファレンシャルギヤ２５は、動力伝達機構２４と駆動輪２７との間に配置されている。ディファレンシャルギヤ２５には、ドライブシャフト２６が連結されている。ドライブシャフト２６には、駆動輪２７が取り付けられている。

パワーローラ４は、入力ディスク２と出力ディスク３との間にこの入力ディスク２と出力ディスク３とに接触して設けられ、入力ディスク２からの駆動力を出力ディスク３に伝達するものである。すなわち、パワーローラ４は、外周面がトロイダル面２ａ、３ａに対応した曲面状の接触面４ａとして形成される。そして、パワーローラ４は、入力ディスク２と出力ディスク３との間に挟持され、接触面４ａがトロイダル面２ａ、３ａに接触可能であり、各パワーローラ４は、それぞれ後述するトラニオン６によってこの接触面４ａがトロイダル面２ａ、３ａに接触しながら、パワーローラ回転軸線としての回転軸線Ｘ２を回転中心として回転自在に支持されている。パワーローラ４は、トロイダル式無段変速機１に供給されるトラクションオイルにより入力ディスク２と出力ディスク３のトロイダル面２ａ、３ａとパワーローラ４の接触面４ａとの間に形成される油膜のせん断力を用いて駆動力（トルク）を伝達する。

パワーローラ４は、一対の入力ディスク２及び出力ディスク３によって形成される１つのキャビティに対してそれぞれ２つずつ、合計４つ設けられる。すなわち、このトロイダル式無段変速機１は、フロント側キャビティＣ_Ｆに対して２つのパワーローラ４が一対で設けられ、リア側キャビティＣ_Ｒに対して２つのパワーローラ４が一対で設けられる。フロント側キャビティＣ_Ｆ、リア側キャビティＣ_Ｒに対してそれぞれ一対で設けられるパワーローラ４は、回転軸線Ｘ１を挟んで互いに対向して設けられる。

さらに具体的には、パワーローラ４は、パワーローラ本体４１と、外輪４２とにより構成される。パワーローラ本体４１は、外周面に入力ディスク２、出力ディスク３のトロイダル面２ａ、３ａと接触する上述の接触面４ａが形成されている。パワーローラ本体４１は、外輪４２に形成された回転軸４２ａに対して、軸受部（ラジアルベアリング）４３ａを介して回転自在に支持されている。また、パワーローラ本体４１は、外輪４２のパワーローラ本体４１と対向する面に対して、軸受部（スラストベアリング）４３ｂを介して回転自在に支持されている。したがって、パワーローラ本体４１は、回転軸４２ａの回転軸線Ｘ２を回転中心として回転可能である。

外輪４２は、上述の回転軸４２ａと共に偏心軸４２ｂが形成されている。偏心軸４２ｂは、回転軸線Ｘ２’が回転軸４２ａの回転軸線Ｘ２に対してずれた位置となるように形成されている。偏心軸４２ｂは、後述するトラニオン６のローラ支持部６ａに凹部として形成される嵌合部６ｄに対して、軸受部（ラジアルベアリング）４３ｃを介して回転自在に支持されている。したがって、外輪４２は、偏心軸４２ｂの回転軸線Ｘ２’を中心として回転可能である。つまり、パワーローラ４は、トラニオン６に対して、回転軸線Ｘ２及び回転軸線Ｘ２’を中心として回転可能となり、すなわち、回転軸線Ｘ２’を中心として公転可能でかつ回転軸線Ｘ２を中心として自転可能となる。これにより、パワーローラ４は、回転軸線Ｘ１に沿った方向に移動可能な構成となり、例えば、部品変形や部品精度のバラツキを許容することが可能となる。

ここで、入力軸１０は、接触面圧変更手段としての油圧押圧（エンドロード）機構１５に接続される。

油圧押圧機構１５は、入力ディスク２及び出力ディスク３とパワーローラ４とを接触させ、この第１挟圧部材である入力ディスク２と第２挟圧部材である出力ディスク３との間にパワーローラ４を挟み込むための挟圧力を作用させる挟圧手段である。油圧押圧機構１５は、このパワーローラ４を挟み込むための挟圧力を変更することで、入力ディスク２、出力ディスク３のトロイダル面２ａ、３ａとパワーローラ４の接触面４ａとの接触部分に作用する接触面圧を変更するものである。この油圧押圧機構１５は、接触面圧制御圧力室としての挟圧力発生油圧室１５ａに供給される作動媒体としての作動油の圧力、すなわち、作動油の油圧により入力ディスク２と出力ディスク３との間にパワーローラ４を挟み込む挟圧力を作用させると共に、この挟圧力を調節することで、トロイダル面２ａ、３ａと接触面４ａとの接触面圧を調節する。

この油圧押圧機構１５は、挟圧力発生油圧室１５ａと、挟圧押圧力ピストン１５ｂとを有する。油圧押圧機構１５は、この挟圧力発生油圧室１５ａに供給される作動油の油圧を入力ディスク２の回転に伴って回転する圧力作用面としてのフロント側入力ディスク挟圧押圧力作用面２８及びリア側入力ディスク挟圧押圧力作用面２９に作用させることで入力ディスク２と出力ディスク３との間にパワーローラ４を挟み込む挟圧力を作用可能のものである。

具体的には、挟圧力発生油圧室１５ａは、２つの入力ディスク２に対して回転軸線Ｘ１に沿った方向の一方側に設けられる。ここでは、挟圧力発生油圧室１５ａは、回転軸線Ｘ１に沿った方向に対してフロント側入力ディスク２_Ｆ側に設けられ、入力軸１０とフロント側入力ディスク２_Ｆとの間に配置される。挟圧力発生油圧室１５ａは、運転状態に応じて油圧制御装置９から内部に作動油が供給される。

挟圧押圧力ピストン１５ｂは、円板状に形成され、その中心が回転軸線Ｘ１とほぼ一致するようにバリエータ軸１１の一端部に設けられる。挟圧押圧力ピストン１５ｂは、バリエータ軸１１のリア側入力ディスク２_Ｒが設けられている端部とは反対側の端部、すなわち、フロント側（エンジン２１側）に設けられている。挟圧押圧力ピストン１５ｂは、回転軸線Ｘ１に沿った方向に対して、入力軸１０とフロント側入力ディスク２_Ｆとの間にフロント側入力ディスク２_Ｆと間隔をあけて配置される。上述の挟圧力発生油圧室１５ａは、この挟圧押圧力ピストン１５ｂとフロント側入力ディスク２_Ｆとの間に設けられている。

また、挟圧押圧力ピストン１５ｂは、バリエータ軸１１に対してこのバリエータ軸１１と共に回転軸線Ｘ１を中心として回転可能であり、回転軸線Ｘ１に沿った方向に移動可能に設けられる。つまり、挟圧押圧力ピストン１５ｂは、バリエータ軸１１の回転に伴って回転可能であると共に、バリエータ軸１１の回転軸線Ｘ１に沿った方向の移動に伴って移動可能にバリエータ軸１１に支持されている。さらに言い換えれば、挟圧押圧力ピストン１５ｂは、バリエータ軸１１に対して、回転軸線Ｘ１周りに相対的に回転変位しないと共に、回転軸線Ｘ１に沿った方向にも相対的に変位しない。したがって、リア側入力ディスク２_Ｒ、バリエータ軸１１及び挟圧押圧力ピストン１５ｂは、一体となって回転軸線Ｘ１を中心として回転可能であり回転軸線Ｘ１に沿った方向に移動可能である。また、フロント側入力ディスク２_Ｆは、リア側入力ディスク２_Ｒ、バリエータ軸１１及び挟圧押圧力ピストン１５ｂと共に一体となって回転軸線Ｘ１を中心として回転可能である一方で、ボールスプライン１１ａによって、このリア側入力ディスク２_Ｒ、バリエータ軸１１及び挟圧押圧力ピストン１５ｂに対して回転軸線Ｘ１に沿った方向に相対的に移動可能である。

さらに、挟圧押圧力ピストン１５ｂは、入力軸１０にも連結されており、この入力軸１０と共に回転軸線Ｘ１を中心として回転可能であり、また、回転軸線Ｘ１に沿った方向に相対的に移動可能に設けられる。具体的に言えば、挟圧押圧力ピストン１５ｂは、バリエータ軸１１と一体に形成されており、挟圧押圧力ピストン１５ｂとバリエータ軸１１とは、スプライン係合部１１ｃを介して入力軸１０と駆動力を伝達可能に連結されている。挟圧押圧力ピストン１５ｂ、バリエータ軸１１は、円筒部１１ｄの外周面に回転軸線Ｘ１に沿って形成されたスプラインと、入力軸１０の内周面に回転軸線Ｘ１に沿って形成されたスプラインとがスプライン係合するスプライン係合部１１ｃを介して入力軸１０に連結される。ここで、円筒部１１ｄは、挟圧押圧力ピストン１５ｂのフロント側の面にフロント側に突出して設けられる部分であり、その中心軸線が回転軸線Ｘ１とほぼ一致するように円筒状に形成される部分である。

つまり、リア側入力ディスク２_Ｒ、バリエータ軸１１及び挟圧押圧力ピストン１５ｂは、このスプライン係合部１１ｃを介して入力軸１０と一体となって回転軸線Ｘ１を中心として回転可能である一方で、この入力軸１０に対して回転軸線Ｘ１に沿った方向に相対的に移動可能である。入力軸１０からの駆動力は、このスプライン係合部１１ｃ、挟圧押圧力ピストン１５ｂを介してバリエータ軸１１に伝達され、バリエータ軸１１からフロント側入力ディスク２_Ｆ、リア側入力ディスク２_Ｒに伝達される。

また、フロント側入力ディスク２_Ｆは、上述のフロント側入力ディスク挟圧押圧力作用面２８を有する一方、挟圧押圧力ピストン１５ｂは、上述のリア側入力ディスク挟圧押圧力作用面２９を有する。フロント側入力ディスク挟圧押圧力作用面２８は、フロント側入力ディスク２_Ｆにて、パワーローラ４との接触面であるトロイダル面２ａの背面に設けられる。リア側入力ディスク挟圧押圧力作用面２９は、挟圧押圧力ピストン１５ｂにて、フロント側入力ディスク挟圧押圧力作用面２８と回転軸線Ｘ１に沿った方向に対向する面に設けられる。リア側入力ディスク挟圧押圧力作用面２９は、上述の挟圧力発生油圧室１５ａを挟んでフロント側入力ディスク挟圧押圧力作用面２８と対向するように設けられる。挟圧力発生油圧室１５ａは、挟圧押圧力ピストン１５ｂとフロント側入力ディスク２_Ｆとの間でフロント側入力ディスク挟圧押圧力作用面２８とリア側入力ディスク挟圧押圧力作用面２９とによって回転軸線Ｘ１に沿った方向に対して区画されている。つまり、フロント側入力ディスク挟圧押圧力作用面２８とリア側入力ディスク挟圧押圧力作用面２９とは、フロント側入力ディスク挟圧押圧力作用面２８がリア側で挟圧力発生油圧室１５ａに対向し、リア側入力ディスク挟圧押圧力作用面２９がフロント側で挟圧力発生油圧室１５ａに対向する。

したがって、油圧押圧機構１５は、挟圧力発生油圧室１５ａ内に供給される作動油の油圧によりフロント側入力ディスク挟圧押圧力作用面２８及びリア側入力ディスク挟圧押圧力作用面２９に挟圧押圧力を作用させることで、フロント側入力ディスク２_Ｆを油圧押圧機構１５側からリア側に離間する方向へ移動させ、リア側入力ディスク２_Ｒをバリエータ軸１１と共にリア側から油圧押圧機構１５側に接近する方向へ移動させる。つまり、フロント側入力ディスク２_Ｆは、バリエータ軸１１に対して回転軸線Ｘ１に沿った方向に相対的に移動する。そして、油圧押圧機構１５は、フロント側入力ディスク２_Ｆを油圧押圧機構１５側からリア側に移動させ、リア側入力ディスク２_Ｒをバリエータ軸１１と共にフロント側に接近する方向へ移動させることで、フロント側入力ディスク２_Ｆをフロント側出力ディスク３_Ｆ側に接近させると共にリア側入力ディスク２_Ｒをリア側出力ディスク３_Ｒ側に接近させ、フロント側入力ディスク２_Ｆとフロント側出力ディスク３_Ｆとの間及びリア側入力ディスク２_Ｒとリア側出力ディスク３_Ｒとの間に挟圧力を発生させる。このとき、バリエータ軸１１のリア側端部に螺合されたローディングナット１１ｂは、油圧押圧機構１５が発生させる挟圧押圧力の反力受け部として作用し、すなわち、挟圧押圧力を受け、バリエータ軸１１に対するリア側入力ディスク２_Ｒのリア側への移動を制限する。これにより、油圧押圧機構１５は、フロント側入力ディスク２_Ｆとフロント側出力ディスク３_Ｆとの間及びリア側入力ディスク２_Ｒとリア側出力ディスク３_Ｒとの間に挟圧力を発生させることから、各パワーローラ４をそれぞれ所定の挟圧力でフロント側入力ディスク２_Ｆとフロント側出力ディスク３_Ｆとの間、リア側入力ディスク２_Ｒとリア側出力ディスク３_Ｒとの間に挟み込むことができる。この結果、入力ディスク２、出力ディスク３とパワーローラ４との間のスリップを防ぎ、適正なトラクション状態を維持することができる。

ここで油圧押圧機構１５による挟圧押圧力、言い換えれば挟圧力は、後述する油圧制御装置９により、挟圧力発生油圧室１５ａに供給される作動油の量あるいは油圧が制御されることで、トロイダル式無段変速機１への入力トルクに基づいた所定の大きさに制御される。つまり、入力ディスク２、出力ディスク３のトロイダル面２ａ、３ａとパワーローラ４の接触面４ａとの接触部分に作用する接触面圧は、油圧制御装置９により、挟圧力発生油圧室１５ａに供給される作動油の量あるいは油圧が制御されることで、トロイダル式無段変速機１への入力トルクに基づいた所定の大きさに制御される。言い換えれば、トロイダル式無段変速機１は、トロイダル面２ａ、３ａと接触面４ａとの接触面圧に応じて入力ディスク２、出力ディスク３とパワーローラ４との間で伝達可能な伝達トルク（トルク容量）が制御される。油圧制御装置９は、後述するＥＣＵ６０と接続されている。したがって、油圧押圧機構１５による挟圧押圧力の大きさの制御、言い換えれば接触面圧の大きさの制御は、ＥＣＵ６０により行われる。

変速比変更部５は、変速制御圧力室としての変速制御油圧室８２に供給される作動油の圧力、すなわち、油圧により変速比を変更するものである。変速比変更部５は、上述したように、トラニオン６と、移動部７を有し、移動部７によって、入力ディスク２及び出力ディスク３の回転軸線Ｘ１に対して、トラニオン６と共にパワーローラ４を移動し、パワーローラ４をこの入力ディスク２及び出力ディスク３に対して傾転させることで変速比を変更する。さらに言えば、変速比変更部５は、パワーローラ４を支持するトラニオン６に変速制御油圧室８２に供給される作動油の油圧により変速制御押圧力を作用させることでこのトラニオン６と共にパワーローラ４を入力ディスク２及び出力ディスク３に対する中立位置から変速位置に移動させこのパワーローラ４を傾転させることで、変速比を変更する。

ここで、変速比とは、入力ディスク２と出力ディスク３との回転速度比、言い換えれば、回転数比であり、典型的には、［変速比＝出力側接触半径（パワーローラ４と出力ディスク３とが接触する接触半径（接触点と回転軸線Ｘ１との距離））／入力側接触半径（入力ディスク２とパワーローラ４とが接触する接触半径）］で表すことができる。

具体的には、各トラニオン６は、パワーローラ４をそれぞれ回転自在に支持すると共に、このパワーローラ４を入力ディスク２及び出力ディスク３に対して移動させ入力ディスク２及び出力ディスク３に対して傾転自在に支持するものである。トラニオン６は、ローラ支持部６ａと、軸部としての回転軸６ｂとを有する。

ローラ支持部６ａは、パワーローラ４が配置される空間部６ｃが形成され、この空間部６ｃに凹部状の嵌合部６ｄが形成されている。そして、トラニオン６は、この空間部６ｃにて、上述のようにパワーローラ４の偏心軸４２ｂが嵌合部６ｄに挿入されることで、パワーローラ４を回転自在に支持している。また、ローラ支持部６ａは、回転軸６ｂと一体で移動可能に設けられる。回転軸６ｂは、ローラ支持部６ａの肩部６ｅから突出するよう形成される。

ここで、ローラ支持部６ａの肩部６ｅは、ローラ支持部６ａにおいて嵌合部６ｄが設けられる壁面部に対して立設するようにして設けられる壁面部である。肩部６ｅは、ローラ支持部６ａにおいて嵌合部６ｄが設けられる壁面部に対して一対で設けられており、この一対の肩部６ｅは、互いに対向するように設けられる。そして、ローラ支持部６ａは、この一対の肩部６ｅが互いに対向することで上述の空間部６ｃが形成される。ここでは、ローラ支持部６ａは、嵌合部６ｄが設けられる壁面部及び一対の肩部６ｅが一体に形成されている。

そして、回転軸６ｂは、上述のようにローラ支持部６ａの一対の肩部６ｅからそれぞれ突出するよう形成される。各回転軸６ｂは、柱状に形成され、互いに同軸の回転軸線Ｘ３を回転中心として回転可能に設けられる。トラニオン６は、ローラ支持部６ａがこの回転軸６ｂと共に回転軸線Ｘ３を回転中心として回転自在に、後述のロアリンク１６ａやアッパリンク１７ａ、シリンダボデー８６等を介してケーシング１ａに支持されている。また、トラニオン６は、ローラ支持部６ａがこの回転軸６ｂと共に回転軸線Ｘ３に沿った方向に移動自在に、ロアリンク１６ａやアッパリンク１７ａ、シリンダボデー８６等を介してケーシング１ａに支持され、後述する移動部７によって、回転軸線Ｘ３に沿った方向に移動可能に構成される。
なお、このロアリンク１６ａ及びアッパリンク１７ａについては、後で詳細に説明する。

トラニオン６は、一対の入力ディスク２及び出力ディスク３によって形成される１つのキャビティに対してそれぞれ２つずつ、合計４つ設けられ、４つのパワーローラ４をそれぞれ１つずつ支持する。すなわち、このトロイダル式無段変速機１は、フロント側キャビティＣ_Ｆに対して２つのパワーローラ４を各々に支持する２つのトラニオン６が一対で設けられ、リア側キャビティＣ_Ｒに対して２つのパワーローラ４を各々に支持する２つのトラニオン６が一対で設けられる。

ここで、トラニオン６は、パワーローラ４の回転軸線Ｘ２が回転軸６ｂの回転軸線Ｘ３と垂直な平面と平行になるようにパワーローラ４を支持している。また、トラニオン６は、回転軸６ｂの回転軸線Ｘ３が入力ディスク２及び出力ディスク３の回転軸線Ｘ１と垂直な平面と平行になるように配置される。すなわち、トラニオン６は、回転軸線Ｘ１と垂直な平面内で回転軸線Ｘ３に沿って移動することで、パワーローラ４を入力ディスク２及び出力ディスク３の回転軸線Ｘ１に対して回転軸線Ｘ３に沿って移動させることができる。また、トラニオン６は、回転軸線Ｘ３を回転中心として回転することで、パワーローラ４を回転軸線Ｘ３と垂直な平面内でこの回転軸線Ｘ３を中心として入力ディスク２及び出力ディスク３に対して傾転自在とすることができる。なお、言い換えれば、トラニオン６は、パワーローラ４に後述する傾転力が作用することでこのパワーローラ４を傾転可能に支持していることになる。

移動部７は、トラニオン６と共にパワーローラ４を回転軸線Ｘ３に沿った方向に移動させるものであり、上述したように、油圧ピストン部８と、油圧制御装置９とを有する。

油圧ピストン部８は、ピストンとしての変速制御ピストン８１と、変速制御油圧室８２とを含んで構成され、変速制御油圧室８２に導入される作動油の油圧を変速制御ピストン８１のフランジ部８４により受圧することで、トラニオン６を回転軸線Ｘ３に沿った２方向（Ａ１方向及びＡ２方向）に移動させるものである。すなわち、油圧ピストン部８は、変速制御油圧室８２に供給される作動油の油圧によりトラニオン６に設けられたフランジ部８４に変速制御押圧力を作用させる。

具体的には、変速制御ピストン８１は、ピストンベース８３とフランジ部８４とにより構成されている。ピストンベース８３は、円筒形状に形成され回転軸６ｂの一端部が挿入され、回転軸線Ｘ３方向及び回転軸線Ｘ３周り方向に対して固定されている。

フランジ部８４は、ピストンベース８３からピストンベース８３の径方向、言い換えれば、回転軸６ｂの径方向に突出するように固定的に設けられており、ピストンベース８３及びトラニオン６の回転軸６ｂと共に回転軸線Ｘ３に沿った方向に移動可能である。フランジ部８４は、回転軸６ｂの回転軸線Ｘ３周りに円環板状に形成されている。

変速制御油圧室８２は、油圧室形成部材８５により形成される。この油圧室形成部材８５は、第１形成部材としてのシリンダボデー８６及び第２形成部材としてのロアカバー８７により構成される。すなわち、油圧室形成部材８５は、変速制御油圧室８２の壁面をなすと共に、トラニオン６の移動方向（ストローク方向）である回転軸線Ｘ３に沿った方向に対してシリンダボデー８６とロアカバー８７とに分割されている。シリンダボデー８６は、変速制御油圧室８２の空間部となる凹部が形成されている。ロアカバー８７は、シリンダボデー８６の凹部の開口を塞ぐようにこのシリンダボデー８６に固定され、これにより、変速制御油圧室８２は、シリンダボデー８６とロアカバー８７とにより回転軸線Ｘ３を中心とした円筒状（シリンダ状）に区画される。このシリンダボデー８６及びロアカバー８７は、シリンダボデー８６のロアカバー８７側とは反対側においてケーシング１ａに固定されている。なお、シリンダボデー８６とロアカバー８７との間には、変速制御油圧室８２内の作動油の外部への漏洩を防止するガスケット８８が設けられている。

そして、フランジ部８４は、作動油が導入される変速制御油圧室８２内に収容されると共に、この変速制御油圧室８２内を回転軸線Ｘ３に沿った方向に２つの油圧室、すなわち、第１油圧室ＯＰ１と第２油圧室ＯＰ２とに仕切り区画する。第１油圧室ＯＰ１は、内部に供給される作動油の油圧により、フランジ部８４と共にトラニオン６を回転軸線Ｘ３に沿った第１方向Ａ１に移動させる一方、第２油圧室ＯＰ２は、内部に供給される作動油の油圧により、フランジ部８４と共にトラニオン６を第１方向の逆方向である第２方向Ａ２に移動させる。

フランジ部８４の径方向外側の先端部には、環状のシール部材Ｓ１が設けられており、したがって、このフランジ部８４によって区画される変速制御油圧室８２の第１油圧室ＯＰ１と第２油圧室ＯＰ２とは、それぞれこのシール部材Ｓ１により互いに作動油が漏れないようにシールされている。また、ピストンベース８３の外周部には、変速制御油圧室８２を形成する油圧室形成部材８５であるシリンダボデー８６、ロアカバー８７との間に環状のシール部材Ｓ２、Ｓ３、Ｓ４が設けられており、したがって、ピストンベース８３の外周部とシリンダボデー８６、ロアカバー８７との間は、このシール部材Ｓ２、Ｓ３、Ｓ４により変速制御油圧室８２内の作動油が外部に漏れないようにシールされている。

なお、一対の入力ディスク２及び出力ディスク３ごとにパワーローラ４、トラニオン６が２つずつ設けられることから、この第１油圧室ＯＰ１及び第２油圧室ＯＰ２は、一対の入力ディスク２及び出力ディスク３ごとにそれぞれ２つずつ設けられることになる。ここで、この一対のトラニオン６では、第１油圧室ＯＰ１及び第２油圧室ＯＰ２の位置関係がトラニオン６ごとに入れ替わっている。つまり、一方のトラニオン６の第１油圧室ＯＰ１とした油圧室が他方のトラニオン６の第２油圧室ＯＰ２となり、一方のトラニオン６の第２油圧室ＯＰ２とした油圧室が他方のトラニオン６の第１油圧室ＯＰ１となる。したがって、図２に示すトロイダル式無段変速機１では、一対の入力ディスク２及び出力ディスク３ごとに設けられる２つのパワーローラ４は、第１油圧室ＯＰ１又は第２油圧室ＯＰ２内の油圧により、回転軸線Ｘ３に沿って互いに逆方向に移動することになる。

油圧制御装置９は、トランスミッションの各部、例えば、油圧ピストン部８の変速制御油圧室８２、油圧押圧機構１５の挟圧力発生油圧室１５ａ、トルクコンバータ２２、前後進切換機構２３等に作動油を供給するものである。ここでは、油圧制御装置９は、少なくとも挟圧力発生油圧室１５ａ、変速制御油圧室８２に供給される作動油の量あるいは油圧を制御するものである。

油圧制御装置９は、オイルパン９１（図１参照）に貯留されトランスミッションの各部に供給される作動油を後述するポンプ手段としてのポンプ装置９２（図１参照）により吸引、加圧し、吐出する。ここで、ポンプ装置９２は、例えば、駆動力を発生するエンジン２１の出力軸であるクランクシャフト２１ａの回転に連動して駆動し、オイルパン９１に貯留されている作動油を吸引、加圧し、吐出するものである。

油圧制御装置９は、ポンプ装置９２により加圧された作動油がプレッシャーレギュレータバルブを介して、種々の流量制御弁などに供給される。種々の流量制御弁は、スプール弁子、電磁ソレノイドなどを含んで構成され、第１油圧室ＯＰ１、第２油圧室ＯＰ２へ作動油の供給、あるいは、第１油圧室ＯＰ１、第２油圧室ＯＰ２からの作動油の排出を制御する流量制御弁、挟圧力発生油圧室１５ａへの作動油の供給、あるいは、挟圧力発生油圧室１５ａからの作動油の排出を制御する流量制御弁などが含まれる。油圧制御装置９の流量制御弁は、例えば、ＥＣＵ６０から入力される制御指令値入力に基づいた駆動電流により駆動する電磁ソレノイドがスプール弁子の位置を変位させることで、第１油圧室ＯＰ１、第２油圧室ＯＰ２、挟圧力発生油圧室１５ａに供給、排出される作動油の流量あるいは油圧を制御するものである。なお、プレッシャーレギュレータバルブは、プレッシャーレギュレータバルブよりも下流側における油圧が所定油圧以上、すなわち、油圧制御装置９の元圧として用いられるライン圧以上になった際に、下流側にある作動油をオイルパン９１に戻して所定のライン圧に調圧するものである。
なお、この油圧制御装置９については、後で詳細に説明する。

例えば、ＥＣＵ６０は、油圧制御装置９の流量制御弁を制御し、ポンプ装置９２により加圧された作動油を第１油圧室ＯＰ１に供給し、第２油圧室ＯＰ２内の作動油を排出すると、第１油圧室ＯＰ１の油圧がフランジ部８４に作用し［第１油圧室ＯＰ１の油圧＞第２油圧室ＯＰ２の油圧］となる。これにより、油圧ピストン部８のフランジ部８４は、回転軸線Ｘ３に沿った第１方向Ａ１に押圧され、トラニオン６と共にパワーローラ４が回転軸線Ｘ３に沿った第１方向Ａ１に移動する。同様に、ＥＣＵ６０は、油圧制御装置９の流量制御弁を制御し、ポンプ装置９２により加圧された作動油を第１油圧室ＯＰ１から排出し、第２油圧室ＯＰ２内に供給すると、第２油圧室ＯＰ２の油圧がフランジ部８４に作用し［第１油圧室ＯＰ１の油圧＜第２油圧室ＯＰ２の油圧］となる。これにより、油圧ピストン部８のフランジ部８４が回転軸線Ｘ３に沿った第２方向Ａ２に押圧され、トラニオン６と共にパワーローラ４が回転軸線Ｘ３に沿った第２方向Ａ２に移動する。このとき、流量制御弁のスプール弁子の移動量に応じて、パワーローラ４の第１方向Ａ１、あるいは、第２方向Ａ２への移動が調整される。

したがって、この移動部７は、ＥＣＵ６０により油圧制御装置９が駆動され油圧ピストン部８の各変速制御油圧室８２内の油圧が制御されることで、変速制御ピストン８１のフランジ部８４に所定の変速制御押圧力を作用させ、トラニオン６と共にパワーローラ４を回転軸線Ｘ３に沿った２方向、すなわち、第１方向Ａ１と第２方向Ａ２とに移動させることができる。このとき、上述したように、一対の入力ディスク２及び出力ディスク３ごとに設けられる一対のトラニオン６及び一対のパワーローラ４は、回転軸線Ｘ３に沿って互いに逆方向に移動する。そして、変速比変更部５は、この移動部７によって、一対のトラニオン６と共に一対のパワーローラ４を入力ディスク２及び出力ディスク３に対する中立位置（図５参照）から変速比に応じた変速位置（図６参照）に互いに逆方向に移動させ、このパワーローラ４を入力ディスク２及び出力ディスク３に対して傾転させることで変速比を変更することができる。

ここで、図５に示すように、パワーローラ４の入力ディスク２及び出力ディスク３に対する中立位置は、変速比が固定される位置であり、パワーローラ４を入力ディスク２及び出力ディスク３に対して傾転させる傾転力がこのパワーローラ４に作用不能な位置である。すなわち、パワーローラ４が中立位置にあり、変速比が固定されている状態では、パワーローラ４の回転軸線Ｘ２は、回転軸線Ｘ１を含む平面で、かつ、回転軸線Ｘ３と垂直な平面内に設定される。言い換えれば、パワーローラ４の中立位置（変速比固定時）では、パワーローラ４の回転軸線Ｘ３に沿った方向の位置は、このパワーローラ４の回転軸線Ｘ２が回転軸線Ｘ１を通る（直交する）位置に設定される。このとき、パワーローラ４と入力ディスク２、出力ディスク３との接触点において、パワーローラ４の回転方向（転がる方向）と入力ディスク２、出力ディスク３の回転方向とが一致しており、この結果、パワーローラ４に傾転力が作用せず、したがって、パワーローラ４は、この中立位置にとどまりながら入力ディスク２とともに回転をつづけ、この間の変速比は固定されている。

このとき、入力ディスク２からパワーローラ４に作用する力は基本的には駆動力（トルク）だけであるので、移動部７の油圧ピストン部８と油圧制御装置９とは、油圧によりこの駆動力に抗するだけの力をトラニオン６に作用させている。すなわち、パワーローラ４及びこれを支持するトラニオン６が中立位置にある場合、上述したように、入力トルクに応じて入力ディスク２、出力ディスク３とパワーローラ４との接触点に作用する接線力Ｆ１（図５参照）に抗する大きさの変速制御押圧力Ｆ２（図５参照）をフランジ部８４に作用させ、パワーローラ４に作用する接線力Ｆ１と変速制御押圧力Ｆ２とをつりあわせることで、パワーローラ４及びこれを支持するトラニオン６の位置を中立位置に固定し、変速比を固定している。

一方、図６に示すように、パワーローラ４の変速位置は、変速比が変更される位置であり、パワーローラ４を入力ディスク２及び出力ディスク３に対して傾転させる傾転力がこのパワーローラ４に作用する位置である。すなわち、パワーローラ４が変速位置にあり、変速比が変更される状態では、パワーローラ４の回転軸線Ｘ２は、回転軸線Ｘ１を含む平面で、かつ、回転軸線Ｘ３と垂直な平面内から回転軸線Ｘ３に沿った第１方向Ａ１あるいは第２方向Ａ２に移動した位置に設定される。言い換えれば、パワーローラ４の変速位置（変速時）では、パワーローラ４の回転軸線Ｘ３に沿った方向の位置は、このパワーローラ４の回転軸線Ｘ２が回転軸線Ｘ１を通る位置、すなわち、中立位置からオフセットされた位置に設定される。このとき、パワーローラ４と入力ディスク２、出力ディスク３との接触点において、パワーローラ４の回転方向と入力ディスク２、出力ディスク３の回転方向とがずれ、これにより、パワーローラ４に傾転力が作用する。この結果、パワーローラ４に作用する傾転力によりパワーローラ４と入力ディスク２及び出力ディスク３との間にサイドスリップが発生し、パワーローラ４は、入力ディスク２及び出力ディスク３に対して傾転し、パワーローラ４と入力ディスク２との入力側接触半径と、パワーローラ４と出力ディスク３との出力側接触半径とが変更され、したがって、変速比が変更される。

例えば、本図６に示すように、入力ディスク２が図６中の矢印Ｂ方向（反時計回り）に回転している状態において、パワーローラ４を回転軸線Ｘ３に沿った第２方向Ａ２（パワーローラ４と入力ディスク２との接触点における入力ディスク２の移動方向とは反対方向、すなわち、入力ディスク２の回転方向に逆らう方向（出力ディスク３の回転方向に沿う方向））にオフセットする。すると、パワーローラ４と入力ディスク２との接触点において、パワーローラ４に入力ディスク２の円周方向の力が作用し、パワーローラ４を入力ディスク２の周辺側に移動させる方向（パワーローラ４を入力ディスク２の回転軸線Ｘ１から離間させる方向）の傾転力が作用する。この結果、パワーローラ４は、入力ディスク２との接触点が入力ディスク２の径方向外方側に移動すると共に出力ディスク３との接触点が出力ディスク３の径方向内方側に移動するように傾転し、変速比が減少側に変更され、アップシフトする。そして、パワーローラ４が再び中立位置に戻ることで変更された変速比が固定される。

逆に、ダウンシフトする場合は、パワーローラ４を回転軸線Ｘ３に沿った第１方向Ａ１（パワーローラ４と入力ディスク２との接触点における入力ディスク２の移動方向、すなわち、入力ディスク２の回転方向に沿う方向（出力ディスク３の回転方向に逆らう方向））にオフセットする。すると、パワーローラ４と入力ディスク２との接触点において、パワーローラ４に入力ディスク２の円周方向の力が作用し、パワーローラ４を入力ディスク２の中心側に移動させる方向（パワーローラ４を入力ディスク２の回転軸線Ｘ１に近接させる方向）の傾転力が作用する。この結果、パワーローラ４は、入力ディスク２との接触点が入力ディスク２の径方向内方側に移動すると共に出力ディスク３との接触点が出力ディスク３の径方向外方側に移動するように傾転し、変速比が増加側に変更され、ダウンシフトする。そして、パワーローラ４が再び中立位置に戻ることで変更された変速比が固定される。

ここで、このパワーローラ４の位置は、ストローク量と入力ディスク２及び出力ディスク３に対する傾転角により決定される。パワーローラ４のストローク量は、パワーローラ４の回転軸線Ｘ２が入力ディスク２及び出力ディスク３の回転軸線Ｘ１を通る中立位置を基準位置として、この中立位置から第１方向Ａ１あるいは第２方向Ａ２への移動量としてのストローク量、さらに言えば、中立位置からのストローク量（オフセット量）に応じた量である。パワーローラ４の傾転角は、パワーローラ４の回転中心である回転軸線Ｘ２が入力ディスク２及び出力ディスク３の回転中心である回転軸線Ｘ１と直交する位置を基準位置として、この基準位置からの入力ディスク２及び出力ディスク３に対する傾斜角度（鋭角側の傾斜角度）であり、言い換えれば、回転軸線Ｘ３周りの回転角度である。そして、このトロイダル式無段変速機１の変速比は、パワーローラ４の入力ディスク２及び出力ディスク３に対する傾転角によって定まり、この傾転角は、パワーローラ４の中立位置からのストローク量（オフセット量）の積分値により定まる。

また、このトロイダル式無段変速機１は、一対の入力ディスク２及び出力ディスク３ごとに設けられる一対のパワーローラ４及びトラニオン６の回転軸線Ｘ３に沿った逆方向の移動を同期させるための機構として、ロアリンク機構１６及びアッパリンク機構１７を備えている。

ロアリンク機構１６は、リンク部材としてのロアリンク１６ａを有する一方、アッパリンク機構１７は、リンク部材としてのアッパリンク１７ａを有する。ロアリンク１６ａは、トラニオン６の回転軸６ｂにおいて変速制御ピストン８１が設けられている一端部側（シリンダボデー８６とローラ支持部６ａの一方の肩部６ｅとの間）にて球面軸受である軸受部（ラジアルベアリング）６ｆを介して一対のトラニオン６を連結する。アッパリンク１７ａは、トラニオン６の回転軸６ｂにおいて他端部側（ローラ支持部６ａの他方の肩部６ｅ側）にて球面軸受である軸受部（ラジアルベアリング）６ｆを介して一対のトラニオン６を連結する。

そして、ロアリンク１６ａ、アッパリンク１７ａは、それぞれシリンダボデー８６を介してケーシング１ａに固定されるロアポスト１６ｂのロア支持軸１６ｃ、ケーシング１ａに固定されるアッパポスト１７ｂのアッパ支持軸１７ｃに支持されている。ロア支持軸１６ｃ、アッパ支持軸１７ｃは、ともに円柱状に形成され、その中心軸線が回転軸線Ｘ１と平行な方向となるようにケーシング１ａに対して相対移動しないように固定的に設けられる。そして、ロアリンク１６ａ、アッパリンク１７ａは、それぞれこのロア支持軸１６ｃ、アッパ支持軸１７ｃに支持されることで、このロア支持軸１６ｃ、アッパ支持軸１７ｃを支点として、すなわち、ロア支持軸１６ｃ、アッパ支持軸１７ｃの中心軸線を揺動軸線Ｘ４として、シーソー状に揺動可能に構成されている。

したがって、ロアリンク機構１６、アッパリンク機構１７は、ロアリンク１６ａ、アッパリンク１７ａがロア支持軸１６ｃ、アッパ支持軸１７ｃの中心軸線である揺動軸線Ｘ４を中心として揺動することで一対のトラニオン６の回転軸線Ｘ３に沿った逆方向への移動を同期させることができる。なお、アッパポスト１７ｂにはノズル１７ｄが取り付けられており、そのノズル１７ｄには噴射孔１７ｅが設けられており、この噴射孔１７ｅから上述のトラクションオイルとして作動油が噴射される。

また、トロイダル式無段変速機１は、複数のトラニオン６の回転軸線Ｘ３を回転中心とした回転の同期を促進する機構として、同期機構１８を備える。同期機構１８は、同期ワイヤ１９と、複数の固定プーリ２０とを有する。同期機構１８は、各トラニオン６の回転軸６ｂに固定して設けられる固定プーリ２０と、回転軸線Ｘ１方向又は回転軸線Ｘ２方向に隣り合う固定プーリ２０間で一回交差するように反転して張架される同期ワイヤ１９との摩擦力により、一方のトラニオン６の回転トルクを他方のトラニオン６に伝達することで、複数のトラニオン６の回転軸線Ｘ３を回転中心とした回転の同期を促進することができる。

この結果、各パワーローラ４、各トラニオン６の傾転動作（変速動作）において、複数のパワーローラ４の支持構造であるトラニオン６の部材精度や組付精度のバラツキ等により複数のパワーローラ４に油圧押圧機構１５の挟圧力が均等に作用しない場合や油圧制御装置９の油路抵抗の差などに起因して変速応答性に微小なずれが発生しそうになった場合でも、この同期機構１８が複数のトラニオン６の回転を相互に連動させ同期させ複数のパワーローラ４の傾転動作を相互に同期させることができるので、トロイダル式無段変速機１の変速制御精度を向上することができる。

ＥＣＵ６０は、トロイダル式無段変速機１の駆動を制御、特に変速比γを制御するものであり、ここでは、エンジン２１が搭載された車両１Ａの各所に取り付けられたセンサから入力された各種入力信号や各種マップとに基づいてエンジン２１の運転制御、例えば図示しない燃料噴射弁の噴射制御、エンジン２１の吸入空気量を制御する図示しないスロットルバルブのスロットル開度制御、点火プラグの点火制御なども行うものである。そして、ＥＣＵ６０は、トロイダル式無段変速機１の運転状態に応じてトロイダル式無段変速機１の各部の駆動を制御しトロイダル式無段変速機１の実際の変速比である実変速比を制御する。すなわち、ＥＣＵ６０は、例えば、種々のセンサが検出するエンジン回転数、スロットル開度、アクセル開度、入力回転数、出力回転数、シフトポジションなどの運転状態や傾転角、ストローク量などに基づいて、目標の変速比である目標変速比を決定すると共に変速比変更部５を駆動してパワーローラ４を中立位置から変速位置側に所定のストローク量まで移動させて、所定の傾転角まで傾転させることで変速比の変更を実行する。さらに言えば、ＥＣＵ６０は、油圧制御装置９の流量制御弁に供給する駆動電流を制御指令値に基づいてデューティ制御することで、油圧ピストン部８の第１油圧室ＯＰ１、第２油圧室ＯＰ２の油圧を制御して、トラニオン６と共にパワーローラ４を中立位置から変速位置側に所定のストローク量まで移動させて所定の傾転角まで傾転させることで、実変速比が目標変速比となるように制御する。

具体的には、このＥＣＵ６０は、傾転角センサ５０と、ストロークセンサ５１と、エンジン回転数センサ５２と、入力回転数センサ５３と、出力回転数センサ５４と、アクセル開度センサ５５と、車速センサ５６と、スロットル開度センサ５７と、作動油温度センサ５８と、ライン圧センサ５９などの種々のセンサが電気的に接続されている。また、ＥＣＵ６０は、機能概念的に、トルクコンバータ制御部６１と、前後進切換制御部６２と、挟圧力制御部６３と、エンジン制御部６４と、変速比制御部６５とが設けられている。

ここで、ＥＣＵ６０は、マイクロコンピュータを中心として構成され処理部６０ａ、記憶部６０ｂ及び入出力部６０ｃを有し、これらは互いに接続され、互いに信号の受け渡しが可能になっている。入出力部６０ｃにはトロイダル式無段変速機１を含む車両１Ａの各部を駆動する不図示の駆動回路、上述した各種センサが接続されており、この入出力部６０ｃは、これらのセンサ等との間で信号の入出力を行なう。また、記憶部６０ｂには、トロイダル式無段変速機１の各部を制御するコンピュータプログラムが格納されている。この記憶部６０ｂは、ハードディスク装置や光磁気ディスク装置、またはフラッシュメモリ等の不揮発性のメモリ（ＣＤ−ＲＯＭ等のような読み出しのみが可能な記憶媒体）や、ＲＡＭ（Ｒａｎｄｏｍ Ａｃｃｅｓｓ Ｍｅｍｏｒｙ）のような揮発性のメモリ、あるいはこれらの組み合わせにより構成することができる。処理部６０ａは、不図示のメモリ及びＣＰＵ（Ｃｅｎｔｒａｌ Ｐｒｏｃｅｓｓｉｎｇ Ｕｎｉｔ）により構成されており、少なくとも上述のトルクコンバータ制御部６１、前後進切換制御部６２、挟圧力制御部６３、エンジン制御部６４、変速比制御部６５を有している。ＥＣＵ６０による各種制御は、各部に設けられたセンサによる検出結果に基づいて、処理部６０ａが前記コンピュータプログラムを当該処理部６０ａに組み込まれたメモリに読み込んで演算し、演算の結果に応じて制御信号を送ることにより実行される。その際に処理部６０ａは、適宜記憶部６０ｂへ演算途中の数値を格納し、また格納した数値を取り出して演算を実行する。なお、このトロイダル式無段変速機１の各部を制御する場合には、前記コンピュータプログラムの代わりに、ＥＣＵ６０とは異なる専用のハードウェアによって制御してもよい。

傾転角センサ５０は、パワーローラ４の入力ディスク２及び出力ディスク３に対する傾転角を検出し、検出した傾転角をＥＣＵ６０に送信する。また、傾転角センサ５０は、複数のパワーローラ４に対応して複数設けられており、各パワーローラ４の傾転角をそれぞれ検出している。ここで、傾転角センサ５０が検出する傾転角は、パワーローラ４と共に回転軸線Ｘ３周りに回転するトラニオン６の回転軸線Ｘ３周りの回転角度として検出している。

ストロークセンサ５１は、パワーローラ４のストローク量を検出し、検出したストローク量をＥＣＵ６０に送信する。また、ストロークセンサ５１は、複数のパワーローラ４に対応して複数設けられており、各パワーローラ４のストローク量をそれぞれ検出している。ここで、ストロークセンサ５１が検出するパワーローラ４のストローク量は、このパワーローラ４と共に回転軸線Ｘ３に沿った方向に移動するトラニオン６のストローク量として検出している。

また、エンジン回転数センサ５２は、駆動源であるエンジン２１の回転速度としてエンジン回転数を検出し、検出したエンジン回転数をＥＣＵ６０に送信する。ここで、エンジン回転数センサ５２は、例えば、エンジンのクランク角度を検出するクランク角センサを用いることができ、ＥＣＵ６０は、検出されたクランク角度に基づいて各気筒における吸気行程、圧縮行程、膨張行程、排気行程を判別すると共に、エンジンの回転速度としてエンジン回転数（ｒｐｍ）を算出する。なおここで、エンジン回転数は、言い換えれば、クランクシャフト２１ａの回転速度に対応し、このクランクシャフト２１ａの回転速度が高くなれば、クランクシャフト２１ａの回転数、エンジン回転数も高くなる。以下、特に断りの無い限り、回転速度は、回転数として説明する。

入力回転数センサ５３は、入力ディスク２の回転数である入力回転数及び回転方向を検出し、検出した入力回転数及び回転方向をＥＣＵ６０に送信する。出力回転数センサ５４は、出力ディスク３の回転数である出力回転数及び回転方向を検出し、検出した出力回転数及び回転方向をＥＣＵ６０に送信する。なお、入力回転数センサ５３、出力回転数センサ５４は、それぞれ、入力ディスク２、出力ディスク３の回転数（回転速度）に比例した回転数（回転速度）で回転する部材の回転数に基づいて検出してもよい。また、入力回転数、出力回転数は、言い換えれば、入力ディスク２、出力ディスク３の回転速度に対応する。

アクセル開度センサ５５は、このトロイダル式無段変速機１が搭載される車両１Ａのアクセル開度を検出し、検出したアクセル開度をＥＣＵ６０に送信する。車速センサ５６は、このトロイダル式無段変速機１が搭載される車両１Ａの車速を検出し、検出した車速をＥＣＵ６０に送信する。スロットル開度センサ５７は、このトロイダル式無段変速機１が搭載される車両１Ａのスロットル開度を検出し、検出したスロットル開度をＥＣＵ６０に送信する。

作動油温度センサ５８は、このトロイダル式無段変速機１に適用される作動油の温度を検出し、検出した作動油温度をＥＣＵ６０に送信する。ライン圧センサ５９は、油圧制御装置９の元圧として用いられるライン圧を検出し、検出したライン圧をＥＣＵ６０に送信する。

トルクコンバータ制御部６１は、トルクコンバータ２２のロックアップクラッチを制御するものである。トルクコンバータ制御部６１は、油圧制御装置９を制御してトルクコンバータ２２のロックアップクラッチの係合及び係合の解除、すなわち、ＯＮ／ＯＦＦ制御を行う。

前後進切換制御部６２は、前後進切換機構２３を制御するものである。前後進切換制御部６２は、油圧制御装置９を制御して前後進切換機構２３のフォワードクラッチ及びリバースブレーキの係合及び係合の解除、すなわち、ＯＮ／ＯＦＦ制御を行うことで、前後進切換機構２３の切換制御を行う。

挟圧力制御部６３は、入力ディスク２と出力ディスク３との間にパワーローラ４を挟み込む挟圧力を作用させる油圧押圧機構１５を制御するものである。言い換えれば、挟圧力制御部６３は、入力ディスク２、出力ディスク３のトロイダル面２ａ、３ａとパワーローラ４の接触面４ａとの接触部分に作用する接触面圧を制御するものである。挟圧力制御部６３は、油圧制御装置９を制御して挟圧力発生油圧室１５ａに供給される作動油の量を制御することで、油圧押圧機構１５による挟圧力をトロイダル式無段変速機１への入力トルクに基づいた所定の目標挟圧力に制御し、入力ディスク２、出力ディスク３のトロイダル面２ａ、３ａとパワーローラ４の接触面４ａとの接触部分に作用する接触面圧をトロイダル式無段変速機１への入力トルクに基づいた所定の面圧となるように制御する。

エンジン制御部６４は、エンジン２１を運転制御するものである。エンジン制御部６４は、インジェクタ、点火プラグ、電子スロットル弁を制御してエンジン２１から取り出される出力を制御し、エンジン２１の出力トルクとしてのエンジントルクとエンジン回転数との制御を行うものである。

変速比制御部６５は、実際の変速比である実変速比が目標の変速比である目標変速比になるように変速比変更部５を制御するものである。言い換えれば、変速比制御部６５は、変速比変更部５を制御して入力ディスク２への実際の入力回転数が目標変速比に応じた目標入力回転数となるように実変速比を制御するものである。すなわち、変速比制御部６５は、上述のように、エンジン回転数、スロットル開度、アクセル開度、エンジン回転数、入力回転数、出力回転数、シフトポジションなどの運転状態や傾転角、ストローク量などに基づいて、目標の変速比である目標変速比を決定すると共に変速比変更部５を駆動してパワーローラ４を中立位置から変速位置側に所定のストローク量まで移動させて、所定の傾転角まで傾転させることで変速比の変更を実行する。

上記のようなトロイダル式無段変速機１は、入力ディスク２に駆動力（トルク）が入力されると、その入力ディスク２にトラクションオイルを介して接触しているパワーローラ４に駆動力が伝達され、さらにそのパワーローラ４から出力ディスク３にトラクションオイルを介して駆動力が伝達される。この間、トラクションオイルは加圧されることによりガラス転移化し、それに伴う大きいせん断力によって駆動力を伝達するので、各入力ディスク２、出力ディスク３は、入力トルクに応じた挟圧力がパワーローラ４との間に生じるように、油圧押圧機構１５により押圧される。また、パワーローラ４の周速と各入力ディスク２、出力ディスク３のトルク伝達点（パワーローラ４がトラクションオイルを介して接触している接触点）の周速とが実質的に同じであるから、入力ディスク２とパワーローラ４との接触点の回転軸線Ｘ１からの半径と、パワーローラ４と出力ディスク３との接触点の回転軸線Ｘ１からの半径とに応じて、各入力ディスク２、出力ディスク３の回転数（回転速度）が異なることとなり、その回転数（回転速度）の比率が変速比となる。

そして、ＥＣＵ６０の変速比制御部６５は、変速比を設定した目標変速比に変更する場合、すなわち、変速比の変速の場合は、入力ディスク２（あるいは出力ディスク３）の回転方向に基づいて、油圧制御装置９の流量制御弁に駆動電流を供給し、第１油圧室ＯＰ１、第２油圧室ＯＰ２の油圧を制御することで、パワーローラ４が目標変速比に応じた傾転角になるまで、トラニオン６を中立位置から第１方向Ａ１あるいは第２方向Ａ２に移動させる。例えば、入力ディスク２が図４中の矢印Ｂ方向（反時計回り）に回転している状態において、第１油圧室ＯＰ１の油圧によりパワーローラ４を中立位置から回転軸線Ｘ３に沿った第１方向Ａ１に移動させると、上述したように変速比が増加しダウンシフトが行われる。一方、入力ディスク２が図４中の矢印Ｂ方向（反時計回り）に回転している状態において、第２油圧室ＯＰ２の油圧によりパワーローラ４を中立位置から回転軸線Ｘ３に沿った第２方向Ａ２に移動させると、上述したように変速比が減少しアップシフトが行われる。また、設定された変速比を固定する場合は、パワーローラ４が再び中立位置となるまで、トラニオン６を第１方向Ａ１あるいは第２方向Ａ２に移動させる。

なお、このＥＣＵ６０の変速比制御部６５は、例えば、傾転角センサ５０によって検出されるパワーローラ４の傾転角とストロークセンサ５１によって検出されるストローク量に基づいて、実変速比（実際の変速比）が目標変速比（変速後の目標の変速比）となるようにカスケード式のフィードバック制御を行っている。すなわち、このＥＣＵ６０は、アクセル開度及び車速に基づいて目標変速比に対応した目標の傾転角である目標傾転角を決定し、この目標傾転角と傾転角センサによって検出した実際の傾転角である実傾転角との偏差に基づいて、目標変速比、目標傾転角に対応した目標のストローク量である目標ストローク量を決定し、ストロークセンサが検出したストローク量がこの目標ストローク量となるように移動部７の油圧制御装置９を制御している。

すなわち、ＥＣＵ６０の変速比制御部６５は、アクセル開度と車速などから目標の変速比である目標変速比を決定する。ここで、例えば、アクセル開度などで表される要求駆動量と車速とに基づいて要求駆動力が算出され、その要求駆動力と車速とから目標出力が求められ、その目標出力を最小の燃費で達成するエンジンの回転数が求められ、トロイダル式無段変速機１への入力回転数がそのエンジンの回転数に相当する目標の回転数、すなわち目標入力回転数となるように目標変速比が求められる。そして、パワーローラ４と入力ディスク２及び出力ディスク３との接触点がわかれば、変速比と傾転角との関係は幾何学形状だけで定まるため、目標変速比から目標傾転角を求めることができる。

なお、このようなトロイダル式無段変速機１の変速制御では、基本的には、傾転角センサによって検出される傾転角（言い換えれば、変速比）のみをフィードバック制御すればよいが、ストローク量が傾転角の微分に相当することから、ストロークセンサによって検出されるストローク量のフィードバック制御もあわせて行うことで、傾転制御における振動を抑制するダンピング効果を得ることができる。また、このＥＣＵ６０の変速比制御部６５は、変速比の応答性を向上するために、このフィードバック制御と共にフィードフォワード制御をあわせて行ってもよい。

ところで、本実施形態のトロイダル式無段変速機１の油圧制御装置９は、上述したように、ポンプ装置９２を備える。この本実施形態のポンプ装置９２は、図１に示すように、制御系９０Ａへの作動油の吐出容量を複数段階に切り替え可能ないわゆる吐出容量可変型のポンプ装置である。

ここで、トロイダル式無段変速機１の油圧制御装置９における制御系９０Ａは、少なくとも入力ディスク２、出力ディスク３のトロイダル面２ａ、３ａとパワーローラ４の接触面４ａとの接触面圧及び入力ディスク２と出力ディスク３との回転速度比である変速比を作動油の圧力により制御するものである。つまり、本実施形態の制御系９０Ａは、少なくとも変速制御油圧室８２に供給される作動油の油圧により変速比を変更する上述の変速比変更部５と、挟圧力発生油圧室１５ａに供給される作動油の油圧によりトロイダル面２ａ、３ａと接触面４ａとの接触面圧を変更する上述の油圧押圧機構１５とを含んで構成される。

具体的には、本実施形態の油圧制御装置９は、オイルパン９１と、ポンプ装置９２と、ストレーナ９３と、複数の油路９４ａ、９４ｂ、９４ｃ、９４ｄ、９４ｅ、９４ｆ、９４ｇ、９４ｈ、９４ｉと、開閉弁９５ａと、逆止弁９５ｂと、リリーフ弁９５ｃとを備えている。

オイルパン９１は、貯留手段であり、作動油としてのトラクションオイルを貯留するものである。

本実施形態のポンプ装置９２は、制御系９０Ａへの作動油の吐出容量を複数段階、ここでは２段階に切り替え可能なものである。ポンプ装置９２は、第１ポンプとしてのメインポンプ９６と、第２ポンプとしてのサブポンプ９７と、切替手段としての切替弁９８とを有する。

メインポンプ９６とサブポンプ９７とは、エンジン２１のクランクシャフト２１ａの回転に同期して駆動し、吸入した作動油を昇圧後に吐出することができる。すなわち、メインポンプ９６とサブポンプ９７とは、駆動力を発生するエンジン２１のクランクシャフト２１ａの回転と連動して駆動することで、作動油を加圧可能である。メインポンプ９６とサブポンプ９７とは、その吐出容量がほぼ同等、あるいはメインポンプ９６の吐出容量がサブポンプ９７の吐出容量より多く設定されている。また、メインポンプ９６、サブポンプ９７は、このメインポンプ９６、サブポンプ９７を駆動させるエンジン２１のクランクシャフト２１ａの回転数、すなわちエンジン回転数が高くなるほど吐出流量が多くなり、エンジン回転数が低くなるほど吐出流量が少なくなる傾向にある。

なお、本実施形態のポンプ装置９２は、駆動源としてエンジン２１を用いるものとして説明するが、これに限らず、駆動源としてこのポンプ装置９２専用の電動機等を用いてもよく、また、メインポンプ９６とサブポンプ９７とに対してそれぞれ別個の駆動源を設けてもよい。

メインポンプ９６は、吸入した作動油を制御系９０Ａに吐出するものである。メインポンプ９６は、作動油の吸入口に第１吸入油路９４ａが連結され、この第１吸入油路９４ａは、後述する第２吸入油路９４ｃに連結されこの第２吸入油路９４ｃ及びストレーナ９３を介してオイルパン９１内に連通している。また、メインポンプ９６は、作動油の吐出口に第１吐出油路９４ｂが連結され、この第１吐出油路９４ｂは、高圧系である制御系９０Ａに連通している。メインポンプ９６は、ストレーナ９３、第２吸入油路９４ｃ及び第１吸入油路９４ａを介してオイルパン９１内の作動油を吸入し、吸入した作動油を昇圧後に第１吐出油路９４ｂに吐出する。

ここで、ストレーナ９３は、ポンプ装置９２のメインポンプ９６、後述のサブポンプ９７が第１吸入油路９４ａ、後述の第２吸入油路９４ｃを介してオイルパン９１内の作動油を吸入する際に、第１吸入油路９４ａ、第２吸入油路９４ｃに吸入される作動油から異物を取り除くものである。

サブポンプ９７は、吸入した作動油を制御系９０Ａ又は制御系９０Ａとは異なる供給系としての潤滑系９０Ｂに吐出するものである。サブポンプ９７は、作動油の吸入口に第２吸入油路９４ｃが連結され、この第２吸入油路９４ｃは、ストレーナ９３を介してオイルパン９１内に連通している。また、サブポンプ９７は、作動油の吐出口に第２吐出油路９４ｄが連結され、この第２吐出油路９４ｄは、切替弁９８を介して制御系吐出油路９４ｅ及び潤滑系吐出通路９４ｆに連結されている。制御系吐出油路９４ｅは、第１吐出油路９４ｂに連結されこの第１吐出油路９４ｂを介して高圧系である制御系９０Ａに連通している。潤滑系吐出通路９４ｆは、低圧系である潤滑系９０Ｂに連通している。サブポンプ９７は、ストレーナ９３及び第２吸入油路９４ｃを介してオイルパン９１内の作動油を吸入し、吸入した作動油を昇圧後に第２吐出油路９４ｄを介して制御系吐出油路９４ｅ又は潤滑系吐出通路９４ｆに吐出する。

切替弁９８は、例えば、電磁弁などを含んで構成され、第２吐出油路９４ｄの接続先を制御系吐出油路９４ｅと潤滑系吐出通路９４ｆとの間で切り替えることができる。すなわち、切替弁９８は、サブポンプ９７における作動油の吐出先を制御系９０Ａと潤滑系９０Ｂとの間で切り替え可能である。

ここで、切替弁９８は、ＥＣＵ６０に接続されており、このＥＣＵ６０により駆動が制御さている。切替弁９８は、例えば、ソレノイド９８ａの通電時（ＯＮ制御時）に第２吐出油路９４ｄと制御系吐出油路９４ｅとを接続する状態となる一方、ソレノイド９８ａの非通電時（ＯＦＦ制御時）に第２吐出油路９４ｄと潤滑系吐出通路９４ｆとを接続する状態となる電磁弁により構成される。切替弁９８は、例えば、ソレノイド９８ａと共に弾性部材９８ｂを含んで構成されている。切替弁９８は、ソレノイド９８ａに供給される駆動電流が所定量に設定されると、不図示のスプール弁子に作用するソレノイド９８ａによる押圧力がこのスプール弁子に作用する弾性部材９８ｂによる付勢力より大きくなりスプール弁子がＯＮ位置に移動することで、ＯＮ状態（図１に示すＯＮ部分の状態）、すなわち、第２吐出油路９４ｄと制御系吐出油路９４ｅとが接続された状態となる。切替弁９８は、例えば、ソレノイド９８ａに供給される駆動電流が０Ａに設定されると、不図示のスプール弁子に作用するソレノイド９８ａによる押圧力がこのスプール弁子に作用する弾性部材９８ｂによる付勢力より小さくなりスプール弁子がＯＦＦ位置に移動することで、ＯＦＦ状態（図１に示すＯＦＦ部分の状態）、すなわち、第２吐出油路９４ｄと潤滑系吐出通路９４ｆとが接続された状態となる。なお、切替弁９８は、この形式に限らず、例えば、ライン圧に基づいてスプール弁子にＯＮ位置側への制御油圧を作用させ、この制御油圧による押圧力がこのスプール弁子に作用する弾性部材９８ｂによる付勢力より大きくなることでスプール弁子がＯＮ位置に移動し、第２吐出油路９４ｄと制御系吐出油路９４ｅとが接続された状態となるような構成であってもよい。

ここで、制御系９０Ａは、いわゆるライン圧の供給先であって、上述したように変速比変更部５と油圧押圧機構１５とを含んで構成される。つまり、油圧制御装置９は、この制御系９０Ａへのライン圧供給系に、変速比変更部５における変速制御油圧室８２への作動油の流量を調整する流量制御弁（不図示）や油圧押圧機構１５における挟圧力発生油圧室１５ａへの作動油の流量を調整する流量制御弁（不図示）などが設けられている。また、潤滑系９０Ｂは、いわゆる潤滑油の供給先であって、例えば、バリエータ軸１１やトロイダル面２ａ、３ａと接触面４ａとの接触部などのトロイダル式無段変速機１の摺動部を含んで構成される。つまり、油圧制御装置９は、この潤滑系９０Ｂへの潤滑油供給系に、バリエータ軸１１やトロイダル面２ａ、３ａと接触面４ａとの接触部などに作動油を潤滑油として供給する上述のノズル１７ｄ（図４参照）などが設けられている。この制御系９０Ａと潤滑系９０Ｂとは、制御系９０Ａが相対的に高圧系であり、潤滑系９０Ｂが相対的に低圧系である。すなわち、制御系９０Ａと潤滑系９０Ｂとは、基本的には制御系９０Ａへのライン圧供給系の作動油の圧力が潤滑系９０Ｂへの潤滑油供給系の作動油の圧力より相対的に大きな圧力に設定される。

なお、この油圧制御装置９は、運転状態に応じて制御系９０Ａから潤滑系９０Ｂに作動油を供給する供給油路９４ｇが設けられ、この供給油路９４ｇに開閉弁９５ａが設けられている。この開閉弁９５ａは、電磁弁であり、ＥＣＵ６０に接続されており、このＥＣＵ６０により駆動が制御さている。開閉弁９５ａは、閉弁状態で供給油路９４ｇを閉鎖し作動油の流通を遮断する一方、開弁状態で供給油路９４ｇを開放し作動油の流通を可能とする。

また、第１吐出油路９４ｂと第２吐出油路９４ｄとは、連結油路９４ｈにより連結されており、この連結油路９４ｈに逆止弁９５ｂが設けられている。この逆止弁９５ｂは、連結油路９４ｈにおいて、第２吐出油路９４ｄ側が所定の油圧となることで第２吐出油路９４ｄ側から第１吐出油路９４ｂ側への作動油の流通を可能とする一方、第１吐出油路９４ｂ側から第２吐出油路９４ｄ側への作動油の流通を禁止するものである。

また、潤滑系吐出通路９４ｆと第２吸入油路９４ｃとは、リリーフ油路９４ｉにより連結されており、リリーフ油路９４ｉにリリーフ弁９５ｃが設けられている。リリーフ弁９５ｃは、サブポンプ９７から第２吐出油路９４ｄを介して潤滑系吐出通路９４ｆに吐出された作動油の圧力が予め設定される所定圧力以上となると、このサブポンプ９７から吐出された余剰の作動油をサブポンプ９７の下流側から上流側に、すなわち、潤滑系吐出通路９４ｆ側から第２吸入油路９４ｃ側に戻すものである。したがって、この油圧制御装置９は、潤滑系９０Ｂ、ここでは潤滑系吐出通路９４ｆが所定圧以下の圧力に維持され、基本的にはこの潤滑系９０Ｂが制御系９０Ａと比較して相対的に低圧系に維持される。

上記のように構成されるポンプ装置９２は、切替弁９８がサブポンプ９７における作動油の吐出先を潤滑系９０Ｂから制御系９０Ａに切り替えることで、制御系９０Ａへの作動油の吐出容量を相対的に小さな容量から相対的に大きな容量に切り替えることができる。すなわち、ポンプ装置９２は、切替弁９８がサブポンプ９７における作動油の吐出先を潤滑系９０Ｂから制御系９０Ａに切り替えることで、ポンプ装置９２全体での制御系９０Ａへの作動油の吐出容量をメインポンプ９６、サブポンプ９７のうちのメインポンプ９６のみによる吐出容量（相対的に小さな容量）からメインポンプ９６とサブポンプ９７とによる吐出容量（相対的に大きな容量）の２段階に切り替えることができる。

ここで、本実施形態のＥＣＵ６０は、処理部６０ａに機能概念的に切替制御部６６が設けられている。この切替制御部６６は、トロイダル式無段変速機１やエンジン２１を搭載した車両１Ａの運転状態に応じて切替弁９８の駆動（例えば、ソレノイド９８ａに供給する駆動電流）を制御することで、ポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出容量の切り替え制御を行うものである。切替制御部６６は、トロイダル式無段変速機１やエンジン２１を搭載した車両１Ａに応じて、切替弁９８の切替先、すなわち、第２吐出油路９４ｄの接続先を制御可能である。なおここでは、切替制御部６６は、開閉弁９５ａの開閉制御も可能となっている。

切替制御部６６は、例えば、メインポンプ９６による制御系９０Ａへの作動油の吐出流量が制御系９０Ａで必要とされる作動油の必要流量以上である場合に、切替弁９８の駆動を制御し、第２吐出油路９４ｄと潤滑系吐出通路９４ｆとを接続した状態とし、サブポンプ９７の吐出先を相対的に低圧系である潤滑系９０Ｂに切り替える。言い換えれば、切替制御部６６は、メインポンプ９６による吐出流量で制御系９０Ａへの作動油の必要流量を全てまかなえる場合に、切替弁９８の駆動を制御し、第２吐出油路９４ｄと潤滑系吐出通路９４ｆとを接続した状態とし、サブポンプ９７の吐出先を相対的に低圧系である潤滑系９０Ｂに切り替える。 すなわち、メインポンプ９６は、オイルパン９１の作動油を吸入油路９４ａから吸入し、加圧した後、第１吐出油路９４ｂに吐出する。また、サブポンプ９７は、オイルパン９１のオイルを吸入油路９４ｃから吸入し、加圧した後、第２吐出油路９４ｄを介して潤滑系吐出通路９４ｆに吐出する。このため、この油圧制御装置９は、メインポンプ９６が吐出した作動油が高圧系である制御系９０Ａに供給される一方、サブポンプ９７が吐出した作動油が低圧系である潤滑系９０Ｂに供給される。

これにより、この油圧制御装置９は、サブポンプ９７の吐出先を低圧系の潤滑系９０Ｂに設定することで、例えば、サブポンプ９７の吐出先を高圧系である制御系９０Ａに設定された状態を継続する場合と比較して、サブポンプ９７の仕事量を抑制しサブポンプ９７の駆動トルクを抑制することができ、つまり、サブポンプ９７におけるポンプ負荷（ポンプ駆動損失）を低減することができ、この結果、例えば燃費を向上することができる。なお、切替制御部６６は、このように切替弁９８によりサブポンプ９７の吐出先が潤滑系９０Ｂに切り替えられているときには、開閉弁９５ａを閉弁状態とし供給油路９４ｇを閉鎖し、供給油路９４ｇを介した作動油の流通を遮断するようにしている。

また、切替制御部６６は、例えば、制御系９０Ａにおいて多量の作動油が必要とされ、メインポンプ９６による制御系９０Ａへの作動油の吐出流量のみで制御系９０Ａで必要とされる作動油の必要流量を満たせない場合に、切替弁９８の駆動を制御し、第２吐出油路９４ｄと制御系吐出油路９４ｅとを接続した状態とし、サブポンプ９７の吐出先を相対的に制御系９０Ａに切り替える。すなわち、メインポンプ９６は、オイルパン９１の作動油を吸入油路９４ａから吸入し、加圧した後、第１吐出油路９４ｂに吐出する。また、サブポンプ９７は、オイルパン９１のオイルを吸入油路９４ｃから吸入し、加圧した後、第２吐出油路９４ｄに吐出し、制御系吐出油路９４ｅを通して第１吐出油路９４ｂに吐出する。このため、メインポンプ９６、サブポンプ９７が吐出した作動油が全て高圧系である制御系９０Ａに供給される。

これにより、この油圧制御装置９は、制御系９０Ａへの作動油の供給をメインポンプ９６とサブポンプ９７とにより行うことができることから、制御系９０Ａでの作動油の必要流量に対して、制御系９０Ａへの実際の作動油の吐出流量が不足することを抑制することができる。なお、切替制御部６６は、このように切替弁９８によりサブポンプ９７の吐出先が制御系９０Ａに切り替えられているときには、開閉弁９５ａを開弁状態とし、供給油路９４ｇを開放し作動油の流通を可能とすることで、制御系９０Ａの作動油を供給油路９４ｇを介して潤滑系９０Ｂに供給するようにしている。これにより、トロイダル式無段変速機１は、油圧制御装置９において潤滑系９０Ｂへの作動油の供給不足を防止することができる。

ここで、このような吐出容量可変型のポンプ装置９２を含んで構成される油圧制御装置９は、例えば図７に例示すように、基本的には、エンジン２１のエンジン回転数ＮＥが所定のエンジン回転数ＮＥ１以上である領域Ｔ１ではメインポンプ９６の吐出流量が相対的に多くなることから、サブポンプ９７の吐出先を低圧系である潤滑系９０Ｂに切り替えるようにしている。ここで、図７中、横軸はトロイダル式無段変速機１を搭載した車両１Ａの車速Ｖ（Ｋｍ／ｈ）、縦軸はトロイダル式無段変速機１を搭載した車両１Ａのエンジン２１のエンジン回転数ＮＥ（ｒｐｍ）を示し、γｍａｘはトロイダル式無段変速機１の最大変速比に応じた変速線、γｍｉｎはトロイダル式無段変速機１の最小変速比に応じた変速線を示す。所定のエンジン回転数ＮＥ１は、例えば、エンジン２１により駆動されるメインポンプ９６による制御系９０Ａへの作動油の吐出流量が制御系９０Ａで必要とされる作動油の必要流量以上に確保できるエンジン回転数である。

すなわち、この場合、切替制御部６６は、例えば、メインポンプ９６を駆動するエンジン２１のエンジン回転数ＮＥが所定のエンジン回転数ＮＥ１以上である場合（現在の運転状態においてエンジン回転数ＮＥと車速Ｖとの関係が領域Ｔ１内にある場合）に切替弁９８によりサブポンプ９７の吐出先を低圧系である潤滑系９０Ｂに切り替えることで、サブポンプ９７におけるポンプ負荷（ポンプ駆動損失）を低減し燃費の向上を図る。一方、切替制御部６６は、例えば、エンジン回転数ＮＥが所定のエンジン回転数ＮＥ１未満である場合（現在の運転状態においてエンジン回転数ＮＥと車速Ｖとの関係が領域Ｔ２内にある場合）に、基本的には、切替弁９８によりサブポンプ９７の吐出先を高圧系である制御系９０Ａに切り替えることで、制御系９０Ａでの作動油の必要流量に対して、制御系９０Ａへの実際の作動油の吐出流量が不足することを抑制する。なお、領域Ｔ２における低エンジン回転数側の境界である基準エンジン回転数ＮＥ０は、メインポンプ９６、サブポンプ９７の駆動の基準となるエンジン回転数であり、エンジン２１の通常の運転状態での最低のエンジン回転数、例えばアイドル回転数近傍の回転数である。

ところで、このような吐出容量可変型のポンプ装置９２を含んで構成される油圧制御装置９では、例えば、エンジン回転数ＮＥが所定のエンジン回転数ＮＥ１未満である場合であっても、ポンプ負荷（ポンプ駆動損失）を低減しさらなる燃費の向上が望まれている。すなわち、このような油圧制御装置９では、切替弁９８によりサブポンプ９７の吐出先を低圧系である潤滑系９０Ｂに切り替えることでポンプ負荷（ポンプ駆動損失）を低減し燃費を向上することができる運転領域を拡大することが望まれている。また一方で、このような油圧制御装置９では、例えば、エンジン回転数ＮＥが所定のエンジン回転数ＮＥ１未満であり、切替弁９８によりサブポンプ９７の吐出先を高圧系である制御系９０Ａに設定することで、制御系９０Ａでの作動油の必要流量に対して、制御系９０Ａへの作動油の吐出流量不足の抑制を図った場合であっても、例えば、トロイダル式無段変速機１の急変速時などに制御系９０Ａへの作動油の吐出流量の不足が生じるおそれがある。つまり、このような吐出容量可変型のポンプ装置９２を含んで構成される油圧制御装置９では、運転状態に応じたより適正な吐出容量の切り替えが望まれていた。

そこで、このトロイダル式無段変速機１の油圧制御装置９は、エンジン回転数ＮＥが所定のエンジン回転数ＮＥ１未満であっても、メインポンプ９６による制御系９０Ａへの作動油の吐出流量で制御系９０Ａにて必要とされる作動油の必要流量をまかなえる状態であってトロイダル式無段変速機１を搭載する車両１Ａの運転状態が定常運転状態に近い状態である場合には、実際には制御系９０Ａで必要とされる作動油の必要流量が少なくてすむことから、切替弁９８によりサブポンプ９７の吐出先を低圧系である潤滑系９０Ｂに設定し、これにより、ポンプ負荷（ポンプ駆動損失）を低減し燃費を向上することができる運転領域の拡大を図っている。

そしてさらに、本実施形態のトロイダル式無段変速機１の油圧制御装置９は、少なくとも、変速に伴ってポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出容量が相対的に小さな容量から相対的に大きな容量に切り替わる際に、すなわち、切替弁９８によりサブポンプ９７の吐出先を低圧系である潤滑系９０Ｂから高圧系である制御系９０Ａに切り替える際に、制御系９０Ａを制御し変速を相対的に遅らせることで、トロイダル式無段変速機１の急変速時に制御系９０Ａでの作動油の必要流量に対して、制御系９０Ａへの実際の作動油の吐出流量が不足することを抑制している。

なお、以下の説明では、特に断りのない限り、ポンプ装置９２において、サブポンプ９７の吐出先が低圧系である潤滑系９０Ｂに設定されている状態、すなわち、制御系９０Ａへの作動油の吐出元がメインポンプ９６、サブポンプ９７のうちのメインポンプ９６のみである状態を「１吐出状態」という。一方、ポンプ装置９２において、サブポンプ９７の吐出先が高圧系である制御系９０Ａに設定されている状態、すなわち、制御系９０Ａへの作動油の吐出元がメインポンプ９６とサブポンプ９７との両方である状態を「２吐出状態」という。

具体的には、本実施形態の切替制御手段としての切替制御部６６は、上述したように、エンジン回転数ＮＥが所定のエンジン回転数ＮＥ１以上である場合に、ポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出容量を相対的に小さな容量に設定する。すなわち、切替制御部６６は、現在のエンジン回転数ＮＥが所定のエンジン回転数ＮＥ１以上であると判定した場合には、切替弁９８によりサブポンプ９７の吐出先を低圧系である潤滑系９０Ｂに設定することで、制御系９０Ａへの作動油の吐出状態をメインポンプ９６による１吐出状態とする。

また、切替制御部６６は、エンジン回転数ＮＥが所定のエンジン回転数ＮＥ１未満である場合であって、トロイダル式無段変速機１を搭載する車両１Ａの運転状態が定常運転状態に近い状態である場合に、ポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出容量を相対的に小さな容量に設定する一方、運転状態が非定常運転状態に近い状態である場合に、ポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出容量を相対的に大きな容量に設定する。すなわち、切替制御部６６は、現在のエンジン回転数ＮＥが所定のエンジン回転数ＮＥ１未満であると判定し、車両１Ａの運転状態が定常運転状態に近い状態であると判定した場合に、切替弁９８によりサブポンプ９７の吐出先を低圧系である潤滑系９０Ｂに設定することで、制御系９０Ａへの作動油の吐出状態をメインポンプ９６による１吐出状態とする一方、現在のエンジン回転数ＮＥが所定のエンジン回転数ＮＥ１未満であると判定し、車両１Ａの運転状態が非定常運転状態に近い状態であると判定した場合に、切替弁９８によりサブポンプ９７の吐出先を高圧系である制御系９０Ａに設定することで、制御系９０Ａへの作動油の吐出状態をメインポンプ９６とサブポンプ９７とによる２吐出状態とする。ここで、切替制御部６６は、例えば、各種センサの検出信号やトロイダル式無段変速機１を含む車両１Ａの各部への制御信号などに基づいて、現在の車両１Ａの運転状態が定常運転状態であるか非定常状態であるかを判定すればよい。

この結果、トロイダル式無段変速機１の油圧制御装置９は、エンジン回転数ＮＥが所定のエンジン回転数ＮＥ１未満であっても、トロイダル式無段変速機１を搭載する車両１Ａの運転状態が定常運転状態に近い状態である場合に切替弁９８によりサブポンプ９７の吐出先を低圧系である潤滑系９０Ｂに設定し、ポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出容量を相対的に小さな容量に設定することで、サブポンプ９７によるポンプ負荷（ポンプ駆動損失）を低減することができ、燃費をさらに向上することができる。そして、トロイダル式無段変速機１の油圧制御装置９は、エンジン回転数ＮＥが所定のエンジン回転数ＮＥ１未満であって、トロイダル式無段変速機１を搭載する車両１Ａの運転状態が非定常運転状態に近い状態である場合に切替弁９８によりサブポンプ９７の吐出先を低圧系である潤滑系９０Ｂに設定し、ポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出容量を相対的に大きな容量に設定することで、制御系９０Ａでの作動油の必要流量に対して、制御系９０Ａへの実際の作動油の吐出流量が不足することを抑制することができる。これにより、トロイダル式無段変速機１の油圧制御装置９は、運転状態に応じて作動油の吐出容量を適正に切り替えることができる。

そして、変速比制御手段としての変速比制御部６５は、少なくとも変速に伴ってポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出容量が相対的に小さな容量から相対的に大きな容量に切り替わる際に、すなわち、切替弁９８によりサブポンプ９７の吐出先を高圧系である制御系９０Ａに切り替える際に、制御系９０Ａを制御し変速を相対的に遅らせる変速遅延制御を実行する。変速比制御部６５は、ポンプ装置９２の吐出容量の切り替えが開始されてからポンプ装置９２の実際の吐出容量が相対的に大きな容量に切り替わり終わるまでの期間でこの変速遅延制御を実行することが好ましい。なお、本実施形態の変速比制御部６５は、急変速時に限らず制御系９０Ａへの作動油の吐出状態をメインポンプ９６による１吐出状態からメインポンプ９６とサブポンプ９７とによる２吐出状態に切り替える際に、制御系９０Ａを制御し変速を通常の変速時より相対的に遅らせるようにしている。

ここで、ポンプ装置９２の吐出容量の切り替え開始時点は、例えば、切替制御部６６からポンプ装置９２へ吐出容量の切り替え指令が出力された時点であり、ポンプ装置９２の吐出容量の切り替え終了時点は、ポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出流量が実際にメインポンプ９６とサブポンプ９７との合計の吐出流量まで増加し終わった時点である。変速比制御部６５は、このポンプ装置９２の吐出容量の切り替え終了時点をセンサ（不図示）などによる制御系９０Ａへの作動油の吐出流量の実測値に基づいて判断してもよいし、切り替え開始時点から予め設定される所定時間経過したか否かに基づいて判断してもよい。つまり、変速比制御部６５は、ポンプ装置９２の吐出容量の切り替え開始時点からポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出流量が実際にメインポンプ９６とサブポンプ９７との合計の吐出流量まで増加する時点までの所定時間を予め試験等により把握して記憶部６０ｂに記憶しておき、変速比制御部６５は、切り替え開始時点からこの所定時間が経過した時点を切り替え終了時点と推定するようにしてもよい。

この結果、トロイダル式無段変速機１の油圧制御装置９は、変速に伴ってポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出容量が相対的に小さな容量から相対的に大きな容量に切り替わる際に制御系９０Ａを制御し変速を相対的に遅らせる変速遅延制御を実行することで、トロイダル式無段変速機１の急変速の初期において、ポンプ装置９２へ吐出容量の切り替え指令が出力されてからポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出流量が実際にメインポンプ９６とサブポンプ９７との合計の吐出流量に増加し終わるまでの期間に、制御系９０Ａに多量の作動油の供給が要求されることを防止することができる。この結果、トロイダル式無段変速機１の油圧制御装置９は、少なくともトロイダル式無段変速機１の急変速時の初期において制御系９０Ａに多量の作動油の供給が要求されることを防止することができることから、急変速の初期にメインポンプ９６とサブポンプ９７との実際の合計の吐出流量の立ち上がりが遅れることに起因して、制御系９０Ａへの作動油の必要流量に対して制御系９０Ａへの実際の作動油の吐出流量が不足することを抑制することができ、したがって、運転状態に応じて作動油の吐出容量を適正に切り替えることができる。

これにより、このトロイダル式無段変速機１の油圧制御装置９は、トロイダル式無段変速機１の急変速時に制御系９０Ａでの作動油の必要流量に対して、制御系９０Ａへの実際の作動油の吐出流量が不足することを抑制することができることから、例えば、制御系９０Ａをなす油圧押圧機構の挟圧力発生油圧室１５ａに供給される作動油が不足することを防止することができ、入力ディスク２と出力ディスク３との間にパワーローラ４を挟み込むための挟圧力が過小になり不足することを防止することができる。よって、このトロイダル式無段変速機１の油圧制御装置９は、急変速に伴ってポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出容量が相対的に小さな容量から相対的に大きな容量に切り替わる際に、トロイダル式無段変速機１への入力トルクに対して、入力ディスク２、出力ディスク３のトロイダル面２ａ、３ａとパワーローラ４の接触面４ａとの接触部分に作用する接触面圧が低くなりすぎてパワーローラ４がスリップすることを防止することができる。

ここで、変速比制御部６５は、制御系９０Ａをなす変速比変更部５を制御し変速の変速速度を相対的に低下させることで変速を相対的に遅らせる変速遅延制御を実行してもよいし、制御系９０Ａをなす変速比変更部５を制御し変速の開始時点を相対的に遅らせることで変速を相対的に遅らせる変速遅延制御を実行してもよい。

変速比制御部６５は、制御系９０Ａをなす変速比変更部５を制御し変速の変速速度（変速比の単位時間あたりの変化量（変化率））を相対的に低下させることで変速遅延制御を実行する場合、例えば、変速の変速速度を通常の変速での変速速度より低下させる。変速比制御部６５は、上述したように、通常、アクセル開度や車速などに基づいて要求駆動力を算出し目標出力を算出して目標入力回転数を算出し、変速比変更部５を制御して入力ディスク２への実際の入力回転数が目標入力回転数となるように実変速比を制御する。そして、変速比制御部６５は、変速遅延制御を実行する場合、例えば、この通常の目標入力回転数より単位時間あたりの入力回転数の変化量（変化率）が小さい変速遅延制御用目標入力回転数を算出して、変速比変更部５を制御して実際の入力回転数がこの変速遅延制御用目標入力回転数となるように変速比を制御することで、パワーローラ４の傾転の速度を相対的に低くし変速速度を相対的に低下させるようにすればよい。

変速比制御部６５は、制御系９０Ａをなす変速比変更部５を制御し変速の開始時点を相対的に遅らせることで変速遅延制御を実行する場合、例えば、変速の開始時点がポンプ装置９２の吐出容量の切り替え終了時点以降になるように変速比変更部５を制御すればよい。すなわちこの場合、変速比制御部６５は、急変速要求が検出された後にすぐに制御系９０Ａをなす変速比変更部５を制御し実際の急変速を開始するのではなく、ポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出流量が実際にメインポンプ９６とサブポンプ９７との合計の吐出流量まで増加した後に、制御系９０Ａをなす変速比変更部５を制御し実際の急変速を開始するようにすればよい。

ここで、本実施形態の切替制御部６６は、変速比制御部６５が上記のように制御系９０Ａを制御し変速を遅らせる際に、ポンプ装置９２を制御し制御系９０Ａへの作動油の吐出容量の切り替え速度を相対的に増加する。つまり、切替制御部６６は、切替弁９８を制御して、サブポンプ９７の吐出先を潤滑系９０Ｂから制御系９０Ａに切り替える速度を相対に増加する。

上述したように切替弁９８は、ソレノイド９８ａに所定量の駆動電流が供給されることで不図示のスプール弁子に作用するソレノイド９８ａによる押圧力がこのスプール弁子に作用する弾性部材９８ｂによる付勢力より大きくなりスプール弁子がＯＮ位置に移動し、第２吐出油路９４ｄと制御系吐出油路９４ｅとが接続された状態となり、サブポンプ９７の吐出先が潤滑系９０Ｂから制御系９０Ａに切り替わる。切替制御部６６は、このときのスプール弁子のＯＮ位置側への移動速度を通常の切り替えの際の移動速度よりも上昇させることで、切替弁９８による切り替えの応答性を向上することができる。つまり、切替制御部６６は、切替弁９８のスプール弁子に作用するＯＮ位置側への押圧力を通常時より大きく設定することで切替弁９８による切り替えの応答性を向上することができる。切替制御部６６は、例えば、ソレノイド９８ａに付加する電圧を通常時より増加することでソレノイド９８ａによるスプール弁子をＯＮ位置側へ移動させる押圧力を増加することができる。また、切替弁９８は、例えば、ライン圧に基づいてスプール弁子にＯＮ位置側への制御油圧を作用させ、この制御油圧による押圧力がこのスプール弁子に作用する弾性部材９８ｂによる付勢力より大きくなることでスプール弁子がＯＮ位置に移動させる構成である場合には、例えば、ライン圧を通常時よりも増加しスプール弁子に作用するＯＮ位置側への制御油圧による押圧力を増加することで、スプール弁子のＯＮ位置側への移動速度を増加し、切替弁９８による切り替えの応答性を向上することができる。

これにより、このトロイダル式無段変速機１の油圧制御装置９は、変速比制御部６５が上記のように制御系９０Ａを制御し変速を遅らせる際に、切替制御部６６がポンプ装置９２を制御し制御系９０Ａへの作動油の吐出容量の切り替え速度を相対的に増加することから、制御系９０Ａへの作動油の吐出状態をメインポンプ９６による１吐出状態からメインポンプ９６とサブポンプ９７とによる２吐出状態に切り替える際の切り替え期間を短縮することができる。したがって、トロイダル式無段変速機１の油圧制御装置９は、制御系９０Ａへの作動油の吐出容量の切り替え期間を短縮することができることから、制御系９０Ａを制御し変速を遅らせる期間を短縮することができるので、例えば、運転者による加速要求などに伴うキックダウン変速（変速要求）などに対して実際の変速の応答性が遅れに起因したいわゆるヘジテーション（応答性の悪化）の発生を抑制することができる。

次に、図８のフローチャート及び図９のタイムチャートを参照してトロイダル式無段変速機１の油圧制御装置９のポンプ装置９２の吐出容量の切り替え制御について説明する。図９は、縦軸をアクセル開度、ポンプ装置９２の吐出容量の切替状態、目標入力回転数（目標変速比に相当）、ポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出流量とし、横軸を時間軸としている。なお、この制御ルーチンは、数ｍｓないし数十ｍｓ毎の制御周期で繰り返し実行される。

まず、ＥＣＵ６０の切替制御部６６は、作動油温度センサ５８の検出信号に基づいて現在の作動油の温度を取得し、現在の作動油の温度が予め設定される所定範囲内であるか否かを判定する（Ｓ１００）。油圧制御装置９は、作動油の温度が予め設定される所定温度より低い場合、作動油の粘度が高く作動油が流動しにくくなることから、制御系９０Ａなどへの作動油の吐出流量が相対的に減少してしまう傾向にある。また、油圧制御装置９は、作動油の温度が予め設定される所定温度より高い場合、作動油の粘度が低く作動油が流動しやすくなるが、その分種々の隙間からの作動油の漏れ量が増加することから、制御系９０Ａなどの作動油の圧力が相対的に減少してしまう傾向にある。このため、切替制御部６６は、作動油の温度が予め設定される所定範囲外であると判定した場合（Ｓ１００：Ｎｏ）、後述するように、切替弁９８の駆動を制御しポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出状態を２吐出状態に切り替える。

切替制御部６６は、現在の作動油の温度が予め設定される所定範囲内であると判定した場合（Ｓ１００：Ｙｅｓ）、エンジン回転数センサ５２の検出信号に基づいて現在のエンジン回転数ＮＥを取得し、現在のエンジン回転数ＮＥが予め設定されるエンジン回転数ＮＥ１以上であるか否かを判定する（Ｓ１０２）。

切替制御部６６は、現在のエンジン回転数ＮＥがエンジン回転数ＮＥ１未満であると判定した場合（Ｓ１０２：Ｎｏ）、車速センサ５６の検出信号に基づいて現在の車両１Ａの車速を取得し、現在の車両１Ａの車速が予め設定される所定車速以上であるか否かを判定する（Ｓ１０４）。

切替制御部６６は、Ｓ１０２において現在のエンジン回転数ＮＥがエンジン回転数ＮＥ１以上であると判定した場合（Ｓ１０２：Ｙｅｓ）、Ｓ１０４において現在の車両１Ａの車速が所定車速以上であると判定した場合（Ｓ１０４：Ｙｅｓ）、切替弁９８の駆動を制御しポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出状態を１吐出状態に切り替えて（Ｓ１２０、例えば図９の時刻ｔ１）、変速比制御部６５は、変速遅延制御フラグをＯＦＦに設定し（Ｓ１２２）、現在の制御周期を終了し、次の制御周期に移行する。この場合、切替制御部６６は、Ｓ１２０においてポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出状態がもともと１吐出状態であればこの１吐出状態を継続し、変速比制御部６５は、Ｓ１２２において変速遅延制御フラグがもともとＯＦＦであればこのＯＦＦを継続する。以下の説明でも同様である。この結果、トロイダル式無段変速機１の油圧制御装置９は、ポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出容量を相対的に小さな容量に設定することで、サブポンプ９７によるポンプ負荷（ポンプ駆動損失）を低減することができ、燃費を向上することができる。

切替制御部６６は、Ｓ１０４において現在の車両１Ａの車速が所定車速未満であると判定した場合（Ｓ１０４：Ｎｏ）、運転者による急変速要求が無いか否かを判定する（Ｓ１０６）。切替制御部６６は、例えば、各種センサの検出信号やトロイダル式無段変速機１を含む車両１Ａの各部への制御信号などに基づいて、運転者のアクセルペダル操作によるいわゆるキックダウン変速要求の有無やいわゆるマニュアルモードでのシフト操作の有無などを判定し、運転者による急変速要求が無いか否かを判定する。

切替制御部６６は、運転者による急変速要求が無いと判定した場合（Ｓ１０６：Ｙｅｓ）、挟圧力制御部６３による押圧アップ制御が非作動であるか否かを判定する（Ｓ１０８）。切替制御部６６は、例えば、各種センサの検出信号やトロイダル式無段変速機１を含む車両１Ａの各部への制御信号などに基づいて、挟圧力制御部６３による押圧アップ制御が非作動であるか否かを判定する。挟圧力制御部６３による押圧アップ制御は、例えば、タイヤスリップ時やいわゆるＡＢＳ作動時などの非定常状態に実行される制御であり、挟圧力制御部６３により油圧押圧機構１５を制御し、油圧押圧機構１５が発生させる挟圧押圧力を通常の運転状態よりも増加させる制御である。油圧制御装置９は、挟圧力制御部６３が押圧アップ制御を実行中であると、制御系９０Ａをなす油圧押圧機構１５の挟圧力発生油圧室１５ａへの作動油の必要流量が相対的に多い状態となる。このため、切替制御部６６は、挟圧力制御部６３による押圧アップ制御が作動中であると判定した場合（Ｓ１０８：Ｎｏ）、すなわち、非定常運状態であると判定した場合、後述するように、切替弁９８の駆動を制御しポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出状態を２吐出状態に切り替える。

切替制御部６６は、挟圧力制御部６３による押圧アップ制御が非作動であると判定した場合（Ｓ１０８：Ｙｅｓ）、挟圧力制御部６３による指令押圧力が予め設定される所定値以下であるか否かを判定する（Ｓ１１０）。切替制御部６６は、例えば、各種センサの検出信号やトロイダル式無段変速機１を含む車両１Ａの各部への制御信号などに基づいて、挟圧力制御部６３による指令押圧力が予め設定される所定値以下であるか否かを判定する。挟圧力制御部６３による指令押圧力は、挟圧押圧力を発生させる油圧押圧機構１５に対して挟圧力制御部６３から出力される挟圧押圧力の指令値（要求挟圧押圧力）であり、高負荷運転状態でトロイダル式無段変速機１への入力トルクが比較的に高い非定常状態に予め設定される所定値より高く設定される。油圧制御装置９は、挟圧力制御部６３による指令押圧力が予め設定される所定値より大きい値に設定されると、制御系９０Ａをなす油圧押圧機構１５の挟圧力発生油圧室１５ａへの作動油の必要流量が相対的に多い状態となる。このため、切替制御部６６は、挟圧力制御部６３による指令押圧力が予め設定される所定値より大きいと判定した場合（Ｓ１１０：Ｎｏ）、すなわち、非定常運状態であると判定した場合、後述するように、切替弁９８の駆動を制御しポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出状態を２吐出状態に切り替える。

切替制御部６６は、挟圧力制御部６３による指令押圧力が予め設定される所定値以下であると判定された場合（Ｓ１１０：Ｙｅｓ）、挟圧力制御部６３による指令押圧力変化量が予め設定される所定量以下であるか否かを判定する（Ｓ１１２）。切替制御部６６は、例えば、各種センサの検出信号やトロイダル式無段変速機１を含む車両１Ａの各部への制御信号などに基づいて、挟圧力制御部６３による指令押圧力変化量が予め設定される所定量以下であるか否かを判定する。挟圧力制御部６３による指令押圧力変化量は、挟圧押圧力を発生させる油圧押圧機構１５に対して挟圧力制御部６３から出力される挟圧押圧力の指令値（要求挟圧押圧力）の単位時間当たりの変化量（変化率）である。油圧制御装置９は、挟圧力制御部６３による指令押圧力変化量が予め設定される所定量より大きいと、制御系９０Ａをなす油圧押圧機構１５の挟圧力発生油圧室１５ａへの作動油の必要流量が相対的に多い状態となる。このため、切替制御部６６は、挟圧力制御部６３による指令押圧力変化量が予め設定される所定量より大きいと判定した場合（Ｓ１１２：Ｎｏ）、すなわち、非定常運状態であると判定した場合、後述するように、切替弁９８の駆動を制御しポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出状態を２吐出状態に切り替える。

切替制御部６６は、挟圧力制御部６３による指令押圧力変化量が予め設定される所定量以下であると判定した場合（Ｓ１１２：Ｙｅｓ）、変速比制御部６５による変速指示流量が予め設定される所定流量以下であるか否かを判定する（Ｓ１１４）。切替制御部６６は、例えば、各種センサの検出信号やトロイダル式無段変速機１を含む車両１Ａの各部への制御信号などに基づいて、変速比制御部６５による変速指示流量が予め設定される所定流量以下であるか否かを判定する。変速比制御部６５による変速指示流量は、変速制御押圧力を発生させる変速比変更部５に対して変速比制御部６５から出力される変速制御押圧力の指令値（要求変速制御押圧力）に応じた変速制御油圧室８２への作動油の流量である。油圧制御装置９は、変速比制御部６５による変速指示流量が予め設定される所定流量より大きいと、制御系９０Ａをなす変速比変更部５の変速制御油圧室８２への作動油の必要流量が相対的に多い状態となる。このため、切替制御部６６は、変速比制御部６５による変速指示流量が予め設定される所定流量より大きいと判定した場合（Ｓ１１４：Ｎｏ）、すなわち、非定常運状態であると判定した場合、後述するように、切替弁９８の駆動を制御しポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出状態を２吐出状態に切り替える。

切替制御部６６は、変速比制御部６５による変速指示流量が予め設定される所定流量以下であると判定した場合（Ｓ１１４：Ｙｅｓ）、トルクコンバータ制御部６１によるＬ／Ｕ係合過渡制御が実行中であるか否かを判定する（Ｓ１１６）。切替制御部６６は、例えば、各種センサの検出信号やトロイダル式無段変速機１を含む車両１Ａの各部への制御信号などに基づいて、トルクコンバータ制御部６１によるＬ／Ｕ係合過渡制御が実行中であるか否かを判定する。トルクコンバータ制御部６１によるＬ／Ｕ係合過渡制御は、トルクコンバータ２２のロックアップクラッチの係合中又は係合の解除中に実行される制御である。

切替制御部６６は、トルクコンバータ制御部６１によるＬ／Ｕ係合過渡制御が実行中であると判定した場合（Ｓ１１６：Ｙｅｓ）、１吐出状態には切り替えずにはこのまま現在の制御周期を終了し、次の制御周期に移行する。

一方、切替制御部６６は、トルクコンバータ制御部６１によるＬ／Ｕ係合過渡制御が実行中でないと判定した場合（Ｓ１１６：Ｎｏ）、ポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出状態が１吐出状態である場合のポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出流量、すなわち、メインポンプ９６による制御系９０Ａへの作動油の吐出流量が現在の制御系９０Ａでの作動油の必要流量以上であるか否かを判定する（Ｓ１１８）。切替制御部６６は、例えば、各種センサの検出信号やトロイダル式無段変速機１を含む車両１Ａの各部への制御信号などに基づいて、メインポンプ９６による制御系９０Ａへの作動油の吐出流量と現在の制御系９０Ａでの作動油の必要流量とを取得して比較し、メインポンプ９６による制御系９０Ａへの作動油の吐出流量が現在の制御系９０Ａでの作動油の必要流量以上であるか否かを判定する。ここで、制御系９０Ａでの作動油の必要流量は、上述したように、トロイダル式無段変速機１の変速比に応じた変速制御油圧室８２へ作動油の必要流量や入力ディスク２、出力ディスク３のトロイダル面２ａ、３ａとパワーローラ４の接触面４ａとの接触面圧に応じた挟圧力発生油圧室１５ａへ作動油の必要流量など制御系９０Ａの全体で必要とされる作動油の流量である。

切替制御部６６は、ポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出状態が１吐出状態である場合のポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出流量（メインポンプ９６による制御系９０Ａへの作動油の吐出流量）が現在の制御系９０Ａでの作動油の必要流量より少ないと判定した場合（Ｓ１１８：Ｎｏ）、１吐出状態には切り替えずにこのまま現在の制御周期を終了し、次の制御周期に移行する。

切替制御部６６は、ポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出状態が１吐出状態である場合のポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出流量（メインポンプ９６による制御系９０Ａへの作動油の吐出流量）が現在の制御系９０Ａでの作動油の必要流量以上であると判定した場合（Ｓ１１８：Ｙｅｓ）、切替弁９８の駆動を制御しポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出状態を１吐出状態に切り替えて（Ｓ１２０、例えば図９の時刻ｔ１）、変速比制御部６５は、変速遅延制御フラグをＯＦＦに設定し（Ｓ１２２）、現在の制御周期を終了し、次の制御周期に移行する。この結果、トロイダル式無段変速機１の油圧制御装置９は、エンジン回転数ＮＥが所定のエンジン回転数ＮＥ１未満であっても、トロイダル式無段変速機１を搭載する車両１Ａの運転状態が定常運転状態に近い状態である場合にポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出容量を相対的に小さな容量に設定することで、サブポンプ９７によるポンプ負荷（ポンプ駆動損失）を低減することができ、燃費をさらに向上することができる。

切替制御部６６は、Ｓ１００において作動油の温度が予め設定される所定範囲外であると判定した場合（Ｓ１００：Ｎｏ）、Ｓ１０６において運転者による急変速要求が有ると判定した場合（Ｓ１０６：Ｎｏ）、Ｓ１０８において挟圧力制御部６３による押圧アップ制御が作動中であると判定した場合（Ｓ１０８：Ｎｏ）、Ｓ１１０において挟挟圧力制御部６３による指令押圧力が予め設定される所定値より大きいと判定した場合（Ｓ１１０：Ｎｏ）、Ｓ１１２において挟圧力制御部６３による指令押圧力変化量が予め設定される所定量より大きいと判定した場合（Ｓ１１２：Ｎｏ）、Ｓ１１４において変速比制御部６５による変速指示流量が予め設定される所定流量より大きいと判定した場合（Ｓ１１４：Ｎｏ）、トロイダル式無段変速機１を搭載する車両１Ａの運転状態が非定常運状態であると判定した場合に、切替弁９８の駆動を制御しポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出状態を２吐出状態に切り替る（Ｓ１２４、例えば図９の時刻ｔ２）。

そして、変速比制御部６５は、ポンプ装置９２の吐出容量の切り替え開始時点、すなわち、切替制御部６６からポンプ装置９２へ吐出容量の切り替え指令が出力された時点（例えば図９の時刻ｔ２）から予め設定された所定時間経過していないか否かを判定する（Ｓ１２６）。

変速比制御部６５は、切替制御部６６からポンプ装置９２へ吐出容量の切り替え指令が出力された時点から予め設定された所定時間経過していないと判定した場合（Ｓ１２６：Ｙｅｓ）、すなわち、ポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出流量が実際にメインポンプ９６とサブポンプ９７との合計の吐出流量まで増加していないと判定した場合、変速遅延制御フラグをＯＮに設定し、制御系９０Ａをなす変速比変更部５を制御し変速を相対的に遅らせる変速遅延制御を実行する（Ｓ１２８）。この結果、トロイダル式無段変速機１の油圧制御装置９は、メインポンプ９６とサブポンプ９７との実際の合計の吐出流量の立ち上がりが遅れることに起因して、制御系９０Ａへの作動油の必要流量に対して制御系９０Ａへの実際の作動油の吐出流量が不足することを抑制することができる。

そして切替制御部６６は、切替弁９８の駆動を制御しポンプ装置９２による制御系９０Ａへの吐出容量の切り替え速度を相対的に増加して（Ｓ１３０）、現在の制御周期を終了し、次の制御周期に移行する。この結果、トロイダル式無段変速機１の油圧制御装置９は、変速を遅らせる変速遅延制御の実行期間を短縮することができヘジテーション（応答性の悪化）の発生を抑制することができる。

変速比制御部６５は、Ｓ１２６において切替制御部６６からポンプ装置９２へ吐出容量の切り替え指令が出力された時点から予め設定された所定時間経過したと判定した場合（Ｓ１２６：Ｎｏ）、すなわち、ポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出流量が実際にメインポンプ９６とサブポンプ９７との合計の吐出流量まで増加した場合（例えば図９の時刻ｔ３）、変速遅延制御フラグをＯＦＦに設定し（Ｓ１３２）、通常の変速制御に移行し現在の制御周期を終了し、次の制御周期に移行する。

以上で説明した本発明の実施形態に係るトロイダル式無段変速機１の油圧制御装置９によれば、駆動力を入力側の入力ディスク２から伝達部材としてのパワーローラ４を介して出力側の出力ディスク３に伝達可能であると共に、入力ディスク２と出力ディスク３との回転速度比である変速比を無段階に変更可能であるトロイダル式無段変速機１の油圧制御装置９において、入力ディスク２、出力ディスク３とパワーローラ４との接触面圧及び変速比を作動油の圧力により制御する制御系９０Ａへの作動油の吐出容量を複数段階に切り替え可能なポンプ装置９２と、変速に伴ってポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出容量が相対的に小さな容量から相対的に大きな容量に切り替わる際に、制御系９０Ａを制御し変速を相対的に遅らせる変速比制御部６５とを備える。

また、以上で説明した本発明の実施形態に係るトロイダル式無段変速機１によれば、上記の油圧制御装置９と、伝達部材をなすパワーローラ４とを備える。

したがって、このトロイダル式無段変速機１、油圧制御装置９は、変速に伴ってポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出容量が相対的に小さな容量から相対的に大きな容量に切り替わる際に制御系９０Ａを制御し変速を相対的に遅らせる変速遅延制御を実行することで、メインポンプ９６とサブポンプ９７との実際の合計の吐出流量の立ち上がりが遅れることに起因して、制御系９０Ａへの作動油の必要流量に対して制御系９０Ａへの実際の作動油の吐出流量が不足することを抑制することができ、この結果、運転状態に応じて作動油の吐出容量を適正に切り替えることができる。

さらに、以上で説明した本発明の実施形態に係るトロイダル式無段変速機１、油圧制御装置９によれば、変速比制御部６５は、変速に伴ってポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出容量が相対的に小さな容量から相対的に大きな容量に切り替わる際に、制御系９０Ａを制御し変速の変速速度を相対的に低下させるようにしてもよい。この場合、トロイダル式無段変速機１、油圧制御装置９は、変速比制御部６５が制御系９０Ａを制御し変速の変速速度を相対的に低下させることで変速を相対的に遅らせる変速遅延制御を実行することができる。

さらに、以上で説明した本発明の実施形態に係るトロイダル式無段変速機１、油圧制御装置９によれば、変速比制御部６５は、変速に伴ってポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出容量が相対的に小さな容量から相対的に大きな容量に切り替わる際に、制御系９０Ａを制御し変速の開始時点を相対的に遅らせるようにしてもよい。この場合、トロイダル式無段変速機１、油圧制御装置９は、変速比制御部６５が制御系９０Ａを制御し変速の開始時点を相対的に遅らせることで変速を相対的に遅らせる変速遅延制御を実行することができる。

さらに、以上で説明した本発明の実施形態に係るトロイダル式無段変速機１、油圧制御装置９によれば、変速比制御部６５は、ポンプ装置９２の吐出容量の切り替えが開始されてからポンプ装置９２の実際の吐出容量が相対的に大きな容量に切り替わり終わるまでの期間で変速を遅らせる。したがって、トロイダル式無段変速機１、油圧制御装置９は、ポンプ装置９２へ吐出容量の切り替え指令が出力されてからポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出流量が実際にメインポンプ９６とサブポンプ９７との合計の吐出流量に増加し終わるまでの期間に、制御系９０Ａに多量の作動油の供給が要求されることを防止することができるので、制御系９０Ａへの作動油の必要流量に対して制御系９０Ａへの実際の作動油の吐出流量が不足することを確実に抑制することができる。

さらに、以上で説明した本発明の実施形態に係るトロイダル式無段変速機１、油圧制御装置９によれば、変速比制御部６５が制御系９０Ａを制御し変速を遅らせる際に、ポンプ装置９２を制御し制御系９０Ａへの作動油の吐出容量の切り替え速度を相対的に増加する切替制御部６６を備える。したがって、トロイダル式無段変速機１、油圧制御装置９は、制御系９０Ａへの作動油の吐出容量の切り替え期間を短縮することができることから、制御系９０Ａを制御し変速を遅らせる期間を短縮することができるので、ヘジテーション（応答性の悪化）の発生を抑制することができる。

さらに、以上で説明した本発明の実施形態に係るトロイダル式無段変速機１、油圧制御装置９によれば、ポンプ装置９２は、作動油を制御系９０Ａに吐出するメインポンプ９６と、作動油を制御系９０Ａ又は制御系９０Ａとは異なる潤滑系９０Ｂに吐出するサブポンプ９７と、サブポンプ９７における作動油の吐出先を制御系９０Ａと潤滑系９０Ｂとの間で切り替え可能な切替弁９８とを有する。したがって、トロイダル式無段変速機１、油圧制御装置９は、切替弁９８がサブポンプ９７における作動油の吐出先を制御系９０Ａと潤滑系９０Ｂとのいずれかに切り替えることで、ポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出容量を複数段階、ここでは２段階に切り替えることができる。

さらに、以上で説明した本発明の実施形態に係るトロイダル式無段変速機１、油圧制御装置９によれば、制御系９０Ａは、変速制御油圧室８２に供給される作動油の圧力により変速比を変更する変速比変更部５と、挟圧力発生油圧室１５ａに供給される作動油の圧力により入力ディスク２、出力ディスク３とパワーローラ４との接触面圧を変更する油圧押圧機構１５とを含んで構成される。したがって、トロイダル式無段変速機１、油圧制御装置９は、変速に伴ってポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出容量が相対的に小さな容量から相対的に大きな容量に切り替わる際に制御系９０Ａを制御し変速を相対的に遅らせる変速遅延制御を実行することで、少なくとも制御系９０Ａをなす変速比変更部５の変速制御油圧室８２及び油圧押圧機構１５の挟圧力発生油圧室１５ａへの作動油の必要流量に対して制御系９０Ａへの実際の作動油の吐出流量が不足することを抑制することができる。

なお、上述した本発明の実施形態に係る無段変速機は、上述した実施形態に限定されず、特許請求の範囲に記載された範囲で種々の変更が可能である。以上の説明では、無段変速機はダブルキャビティ型のトロイダル式無段変速機であるものとして説明したが、これに限らず、シングルキャビティ型のトロイダル式無段変速機であってもよい。

また、以上の説明では、本発明の無段変速機は、トロイダル式無段変速機１であるものとして説明したがこれに限らない。

図１０は、本発明の変形例に係る油圧制御装置が適用されるベルト式無段変速機の概略構成図である。以上の図１乃至図９の説明では、本発明の媒体圧力制御装置としての油圧制御装置９を無段変速機としてのトロイダル式無段変速機１に適用した場合で説明したが、これに限らず、本発明の無段変速機は、図１０に示すような、いわゆるベルト式無段変速機１０１に適用することもできる。なお、本図では上述した実施形態と共通する構成、作用、効果については、重複した説明はできるだけ省略するとともに、同一の符号を付す。

この本発明の変形例に係る無段変速機としてのベルト式無段変速機１０１は、エンジン２１からの駆動力を伝達部材としてのベルト１０４によって入力側の回転部材から出力側の回転部材に伝達可能であると共に、入力側の回転部材と出力側の回転部材との回転数比である変速比を無段階（連続的）に変更する、いわゆる、ベルト式の無段変速機である。すなわち、このベルト式無段変速機１０１は、エンジン２１からの駆動力が伝達される入力側の回転部材としてのプライマリプーリ１０２と、プライマリプーリ１０２に伝達された駆動力を変化させて出力する出力側の回転部材としてのセカンダリプーリ１０３と、プライマリプーリ１０２に伝達された駆動力をセカンダリプーリ１０３に伝達する伝達部材としてのベルト１０４とを含んで構成されるものである。さらに、このベルト式無段変速機１０１は、エンジン２１の各部やベルト式無段変速機１０１の各部を制御するＥＣＵ６０と、各部の油圧を制御する媒体圧力制御装置としての油圧制御装置９とを含んで構成される。

なお、以下の説明では、エンジン２１、トルクコンバータ２２、前後進切換機構２３、動力伝達機構２４、ディファレンシャルギヤ２５等の構成は、上述のトロイダル式無段変速機１とほぼ同様であるので説明を省略する。また、本変形例のＥＣＵ６０は、実施形態１（図１参照）のＥＣＵ６０と同様に、トルクコンバータ制御部６１と、前後進切換制御部６２と、挟圧力制御部６３と、エンジン制御部６４と、変速比制御部６５と、切替制御部６６とを含んで構成されるがここではその図示を省略している。また、本変形例の油圧制御装置９は、実施形態１（図１参照）の油圧制御装置９と同様に、吐出容量可変型のポンプ装置９２（図１参照）を含んで構成されるがここではその図示を省略している。

ベルト式無段変速機１０１は、所定の間隔を設けて平行に配置した２本のプーリ軸としてのプライマリプーリ軸１２１、セカンダリプーリ軸１３１と、プライマリ固定シーブ１２２、セカンダリ固定シーブ１３２と、プライマリ可動シーブ１２３、セカンダリ可動シーブ１３３と、ベルト１０４とを含んで構成される。プライマリ可動シーブ１２３、セカンダリ可動シーブ１３３は、プライマリプーリ軸１２１、セカンダリプーリ軸１３１に各々配置され且つプライマリプーリ軸１２１、セカンダリプーリ軸１３１上を軸線方向に摺動し得るものである。プライマリ固定シーブ１２２、セカンダリ固定シーブ１３２は、このプライマリ可動シーブ１２３、セカンダリ可動シーブ１３３に各々対向させてプライマリプーリ軸１２１、セカンダリプーリ軸１３１上に配置され且つプライマリ可動シーブ１２３、セカンダリ可動シーブ１３３との間でプライマリ溝１２７、セカンダリ溝１３７を形成するものである。ベルト１０４は、対向配置したそれぞれのプライマリ可動シーブ１２３、セカンダリ可動シーブ１３３及びプライマリ固定シーブ１２２、セカンダリ固定シーブ１３２における各プライマリ溝１２７、セカンダリ溝１３７に巻き掛けられるものである。

具体的には、ベルト式無段変速機１０１は、上述したように、一方のプーリとしてのプライマリプーリ１０２と、他方のプーリとしてのセカンダリプーリ１０３と、ベルト１０４と、ＥＣＵ６０と、油圧制御装置９とを備える。

プライマリプーリ１０２は、一方のプーリであり、前後進切換機構２３を介して伝達されたエンジントルクをベルト１０４により、他方のプーリであるセカンダリプーリ１０３に伝達するものである。言い換えれば、エンジン２１（駆動源）からのエンジントルク（駆動力）が入力されるプライマリプーリ１０２は、ベルト式無段変速機１０１が備える２つのプーリのうち、一方のプーリをなす。

プライマリプーリ１０２は、プライマリプーリ軸１２１と、プライマリ固定シーブ１２２と、プライマリ可動シーブ１２３と、プライマリプーリ１０２にベルト挟圧力を発生させることでベルト式無段変速機１０１の変速比を変更する変速制御圧力室としてのプライマリ油圧室１２４とにより構成されている。

プライマリプーリ軸１２１は、軸受部材１２５、１２６により回転可能に支持されている。また、プライマリプーリ軸１２１は、内部に図示しない作動油通路を有している。作動油通路は、油圧制御装置９の油圧制御回路に接続されており、油圧制御装置９からプライマリ油圧室１２４に供給される作動油が流入する。

プライマリ固定シーブ１２２は、円錐板状に形成され、プライマリ可動シーブ１２３と対向する位置に、プライマリプーリ軸１２１と一体回転するように設けられている。ここでは、プライマリ固定シーブ１２２は、プライマリプーリ軸１２１の外周から径方向外側に突出する環状部として形成されている。つまり、プライマリ固定シーブ１２２は、プライマリプーリ軸１２１の外周に一体的に設けられている。なお、プライマリ固定シーブ１２２は、プライマリプーリ軸１２１と別体であってもよい。

プライマリ可動シーブ１２３は、円錐板状に形成され、例えば、スプライン嵌合により、プライマリプーリ軸１２１に対して軸方向に移動可能で、プライマリプーリ軸１２１と一体回転可能に支持されている。

プライマリ固定シーブ１２２とプライマリ可動シーブ１２３とは、プライマリ固定シーブ１２２のプライマリ可動シーブ１２３に対向する面と、プライマリ可動シーブ１２３のプライマリ固定シーブ１２２と対向する面との間に、Ｖ字形状のプライマリ溝１２７を形成している。プライマリ溝１２７は、無端であるベルト１０４が巻き掛けられる。つまり、ベルト１０４は、プライマリ固定シーブ１２２とプライマリ可動シーブ１２３との間に挟み込まれるようにして設けられる。

プライマリ油圧室１２４は、プライマリ可動シーブ１２３のプライマリ固定シーブ１２２と対向する面と反対側の背面の圧力作用面としてのプライマリ可動シーブ挟圧押圧力作用面１２３ａと、プライマリプーリ軸１２１に固定されたリング形状のプライマリピストン１２８とにより構成されている。プライマリ可動シーブ１２３のプライマリ可動シーブ挟圧押圧力作用面１２３ａには、軸方向の一方向に突出、すなわちプライマリ固定シーブ１２２とは反対側に突出する円筒形状の突出部１２３ｂが形成されている。突出部１２３ｂとプライマリピストン１２８との間には、例えばシールリングなどの図示しないプライマリ油圧室用シール部材が設けられている。つまり、プライマリ油圧室１２４を構成するプライマリ可動シーブ１２３のプライマリ可動シーブ挟圧押圧力作用面１２３ａとプライマリピストン１２８とは、シール部材によりシールされている。なお、軸受部材１２６及びプライマリピストン１２８は、ロックナット１２９により、プライマリプーリ軸１２１に対して固定されている。

プライマリ油圧室１２４には、プライマリプーリ軸１２１の図示しない作動油通路に流入した作動油が供給される。つまり、油圧制御装置９は、プライマリ油圧室１２４に作動油を供給し、プライマリ油圧室１２４の油圧により、プライマリ可動シーブ１２３を軸方向に摺動させ、プライマリ可動シーブ１２３をプライマリ固定シーブ１２２に対して接近あるいは離隔させるものである。プライマリ油圧室１２４は、プライマリ油圧室１２４に供給される作動油により、プライマリ可動シーブ１２３を軸方向におけるプライマリ固定シーブ１２２側に押圧する可動シーブ押圧力をプライマリ可動シーブ挟圧押圧力作用面１２３ａに作用させることで、プライマリ溝１２７に巻き掛けられるベルト１０４に対するベルト挟圧力を発生させる。つまり、プライマリプーリ１０２は、プライマリ油圧室１２４の油圧によりベルト１０４に対してベルト挟圧力を発生させ、発生したベルト挟圧力により、プライマリ可動シーブ１２３のプライマリ固定シーブ１２２に対する軸方向位置を変更するものである。これにより、プライマリ油圧室１２４は、例えばベルト式無段変速機１０１の変速比γを変更させる機能を有するものである。

つまり、本実施形態のプライマリプーリ１０２は、本発明の入力側の回転部材に相当すると共に変速制御圧力室としてのプライマリ油圧室１２４に供給される作動油の圧力により変速比を変更する本発明の変速比変更手段にも相当する。

なお、セカンダリプーリ１０３は、他方のプーリであり、ベルト１０４によりプライマリプーリ１０２に伝達されたエンジントルクを図示しないリダクションドライブギヤに伝達し、動力伝達機構２４、ディファレンシャルギヤ２５、ドライブシャフト２６を介して駆動輪２７に伝達するものである。言い換えれば、プライマリプーリ１０２からの駆動力が出力されるセカンダリプーリ１０３は、ベルト式無段変速機１０１が備える２つのプーリのうち、他方のプーリをなす。

セカンダリプーリ１０３は、セカンダリプーリ軸１３１と、セカンダリ固定シーブ１３２と、セカンダリ可動シーブ１３３と、セカンダリプーリ１０３にベルト挟圧力を発生させることで、ベルト１０４の張力を調整し、入力トルクに応じてプライマリ固定シーブ１２２、セカンダリ固定シーブ１３２、プライマリ可動シーブ１２３、セカンダリ可動シーブ１３３とベルト１０４との接触面圧を変更する接触面圧制御圧力室としてのセカンダリ油圧室１３４とにより構成されている。

セカンダリプーリ軸１３１は、軸受部材１３５、１３６により回転可能に支持されている。また、セカンダリプーリ軸１３１は、内部に図示しない作動油通路を有している。作動油通路は、油圧制御装置９に接続されており、油圧制御装置９からセカンダリ油圧室１３４に供給される作動油が流入する。

上述のプライマリプーリ軸１２１とセカンダリプーリ軸１３１とは、互いにほぼ平行になるように配置されている。

セカンダリ固定シーブ１３２は、円錐板状に形成され、セカンダリ可動シーブ１３３と対向する位置に、セカンダリプーリ軸１３１と一体回転するように設けられている。ここでは、セカンダリ固定シーブ１３２は、セカンダリプーリ軸１３１の外周から径方向外側に突出する環状部として形成されている。つまり、変形例では、セカンダリ固定シーブ１３２は、セカンダリプーリ軸１３１の外周に一体的に設けられている。なお、セカンダリ固定シーブ１３２は、セカンダリプーリ軸１３１と別体であってもよい。

セカンダリ可動シーブ１３３は、円錐板状に形成され、例えば、スプライン嵌合により、セカンダリプーリ軸１３１に対して軸方向に移動可能で、セカンダリプーリ軸１３１と一体回転可能に支持されている。

セカンダリ固定シーブ１３２とセカンダリ可動シーブ１３３とは、セカンダリ固定シーブ１３２のセカンダリ可動シーブ１３３に対向する面と、セカンダリ可動シーブ１３３のセカンダリ固定シーブ１３２と対向する面との間に、Ｖ字形状のセカンダリ溝１３７を形成している。セカンダリ溝１３７は、無端であるベルト１０４が巻き掛けられる。つまり、ベルト１０４は、セカンダリ固定シーブ１３２とセカンダリ可動シーブ１３３との間に挟み込まれるようにして設けられる。

セカンダリ油圧室１３４は、セカンダリ可動シーブ１３３のセカンダリ固定シーブ１３２と対向する面と反対側の背面のセカンダリ可動シーブ挟圧押圧力作用面１３３ａと、セカンダリプーリ軸１３１に固定されたリング形状のセカンダリピストン１３８とにより構成されている。セカンダリ可動シーブ１３３のセカンダリ可動シーブ挟圧押圧力作用面１３３ａには、軸方向の一方向に突出、すなわちセカンダリ固定シーブ１３２とは反対側に突出する円筒形状の突出部１３３ｂが形成されている。突出部１３３ｂとセカンダリピストン１３８との間には、例えばシールリングなどの図示しないセカンダリ油圧室用シール部材が設けられている。つまり、セカンダリ油圧室１３４を構成するセカンダリ可動シーブ１３３のセカンダリ可動シーブ挟圧押圧力作用面１３３ａとセカンダリピストン１３８とは、シール部材によりシールされている。なお、軸受部材１３５及びセカンダリピストン１３８は、ロックナット１３９ｂにより、セカンダリプーリ軸１３１に対して固定されている。また、軸受部材１３６は、ロックナット１３９ａにより、セカンダリプーリ軸１３１に対して固定されている。なお、この軸受部材１３６とセカンダリ固定シーブ１３２との間には、パーキングギヤ１０８が設けられている。

セカンダリ油圧室１３４には、セカンダリプーリ軸１３１の図示しない作動油通路に流入した作動油が供給される。つまり、油圧制御装置９は、セカンダリ油圧室１３４に作動油を供給し、セカンダリ油圧室１３４の油圧により、セカンダリ可動シーブ１３３を軸方向に摺動させ、セカンダリ可動シーブ１３３をセカンダリ固定シーブ１３２に対して接近あるいは離隔させるものである。セカンダリ油圧室１３４は、セカンダリ油圧室１３４に供給される作動油により、セカンダリ可動シーブ１３３を軸方向におけるセカンダリ固定シーブ側に押圧する可動シーブ押圧力をセカンダリ可動シーブ挟圧押圧力作用面１３３ａに作用させることで、セカンダリ溝１３７に巻き掛けられるベルト１０４に対するベルト挟圧力を発生させる。つまり、セカンダリプーリ１０３は、セカンダリ油圧室１３４の油圧によりベルト１０４に対してベルト挟圧力を発生させ、発生したベルト挟圧力により、セカンダリ可動シーブ１３３のセカンダリ固定シーブ１３２に対する軸方向位置を変更するものである。これにより、セカンダリ油圧室１３４は、例えば、ベルト１０４の張力を制御することで、ベルト１０４のプライマリプーリ１０２及びセカンダリプーリ１０３に対する接触半径を一定に維持する機能の一部を担うものである。

つまり、本実施形態のセカンダリプーリ１０３は、本発明の出力側の回転部材に相当すると共に接触面圧制御圧力室としてのセカンダリ油圧室１３４に供給される作動油の圧力によりプライマリ固定シーブ１２２、セカンダリ固定シーブ１３２、プライマリ可動シーブ１２３、セカンダリ可動シーブ１３３とベルト１０４との接触面圧を変更する本発明の接触面圧変更手段にも相当する。

ベルト１０４は、入力側であるエンジン２１（駆動源）からプライマリプーリ１０２に入力された駆動力、すなわちエンジントルクをセカンダリプーリ１０３に伝達するものである。ベルト１０４は、プライマリプーリ１０２のプライマリ溝１２７とセカンダリプーリ１０３のセカンダリ溝１３７との間に巻き掛けられている。また、ベルト１０４は、多数の金属製のベルトエレメントと複数本のスチールリングで構成された無端ベルトである。

ＥＣＵ６０は、ベルト式無段変速機１０１が搭載された車両の運転状態（走行状態）に応じてベルト式無段変速機１０１の各部の駆動を制御しベルト式無段変速機１０１の実際の変速比である実変速比を制御する。ＥＣＵ６０は、種々のセンサが検出するエンジン回転数、スロットル開度、アクセル開度、エンジン回転数、入力回転数、出力回転数、シフトポジションなどの運転状態などに基づいて目標の変速比である目標変速比を決定すると共に、油圧制御装置９を駆動して油圧制御を行うことで、プライマリ油圧室１２４の油圧及びセカンダリ油圧室１３４の油圧を調整する。つまり、ＥＣＵ６０は、油圧制御装置９の不図示の流量制御弁に供給する駆動電流を制御指令値に基づいてデューティ制御することで、プライマリ油圧室１２４の油圧及びセカンダリ油圧室１３４の油圧を調整し、プライマリ可動シーブ１２３、セカンダリ可動シーブ１３３をプライマリ固定シーブ１２２、セカンダリ固定シーブ１３２に対して接近離間させる。そして、ＥＣＵ６０は、プライマリ可動シーブ１２３、セカンダリ可動シーブ１３３をプライマリ固定シーブ１２２、セカンダリ固定シーブ１３２に対して接近離間させることで、プライマリプーリ１０２におけるベルト挟圧力及びセカンダリプーリ１０３におけるベルト挟圧力を調整し、プライマリプーリ１０２の回転数である入力回転数と、セカンダリプーリ１０３の回転数である出力回転数との比である変速比γを制御することができ、実際の変速比である実変速比が目標の変速比である目標変速比となるように制御することができる。

ここで、本変形例の制御系９０Ａは、変速制御圧力室としてのプライマリ油圧室１２４に供給される作動油の圧力により変速比を変更する本発明の変速比変更手段としてのプライマリプーリ１０２と、接触面圧制御圧力室としてのセカンダリ油圧室１３４に供給される作動油の圧力によりプライマリ固定シーブ１２２、セカンダリ固定シーブ１３２、プライマリ可動シーブ１２３、セカンダリ可動シーブ１３３とベルト１０４との接触面圧を変更する本発明の接触面圧変更手段としてのセカンダリプーリ１０３とを含んで構成される。この場合、セカンダリプーリ１０３は、例えば、セカンダリ固定シーブ１３２がベルト１０４に挟圧力を作用させるための第１挟圧部材に相当し、セカンダリ可動シーブ１３３がベルト１０４に挟圧力を作用させるための第２挟圧部材に相当する。なお、変速比変更手段と接触面圧変更手段との関係は逆であってもよく、つまり、プライマリプーリ１０２を接触面圧変更手段とし、セカンダリプーリ１０３を変速比変更手段としてもよい。

また、本変形例の制御系９０Ａとは異なる供給系としての潤滑系９０Ｂは、プライマリプーリ軸１２１とプライマリ可動シーブ１２３との摺動部分（スプライン嵌合する部分）、セカンダリプーリ軸１３１とセカンダリ可動シーブ１３３との摺動部分（スプライン嵌合する部分）、軸受部材１２５、１２６、１３５、１３６やこれらに通じる作動油通路などを含んで構成される。

そして、上記のように構成されるベルト式無段変速機１０１であっても、ベルト式無段変速機１０１、油圧制御装置９は、変速に伴ってポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出容量が相対的に小さな容量から相対的に大きな容量に切り替わる際に制御系９０Ａを制御し変速を相対的に遅らせる変速遅延制御を実行することで、メインポンプ９６とサブポンプ９７との実際の合計の吐出流量の立ち上がりが遅れることに起因して、制御系９０Ａへの作動油の必要流量に対して制御系９０Ａへの実際の作動油の吐出流量が不足することを抑制することができ、この結果、運転状態に応じて作動油の吐出容量を適正に切り替えることができる。よって、このベルト式無段変速機１０１、油圧制御装置９は、急変速に伴ってポンプ装置９２による制御系９０Ａへの作動油の吐出容量が相対的に小さな容量から相対的に大きな容量に切り替わる際に、入力トルクに対して、プライマリ固定シーブ１２２、セカンダリ固定シーブ１３２、プライマリ可動シーブ１２３、セカンダリ可動シーブ１３３とベルト１０４との接触面圧が低くなりすぎてベルト１０４がスリップすることを防止することができる。

以上のように、本発明に係る無段変速機の媒体圧力制御装置及び無段変速機は、運転状態に応じて作動媒体の吐出容量を適正に切り替えることができるものであり、駆動源である内燃機関や電動機からの駆動力を車両の走行状態に応じた最適の条件で路面に伝達する無段変速機の媒体圧力制御装置及び無段変速機に適用して好適である。

Claims (8)

1. 駆動力を入力側の回転部材から伝達部材を介して出力側の回転部材に伝達可能であると共に、入力側の前記回転部材と出力側の前記回転部材との回転速度比である変速比を無段階に変更可能である無段変速機の媒体圧力制御装置において、
   前記回転部材と前記伝達部材との接触面圧及び前記変速比を作動媒体の圧力により制御する制御系への前記作動媒体を吐出する第１ポンプと、前記作動媒体を前記制御系又は前記制御系とは異なる供給系に吐出する第２ポンプと、前記第２ポンプにおける前記作動媒体の吐出先を前記制御系と前記供給系との間で切り替え可能な切替手段とを有するポンプ手段と、
   前記第２ポンプにおける前記作動媒体の吐出先が前記供給系から前記制御系に切り替わる際に、前記制御系を制御し前記第２ポンプにおける前記作動媒体の吐出先が前記供給系である場合よりも前記変速を相対的に遅らせる変速比制御手段とを備えることを特徴とする、
   無段変速機の媒体圧力制御装置。
2. 前記変速比制御手段は、前記第２ポンプにおける前記作動媒体の吐出先が前記供給系から前記制御系に切り替わる際に、前記制御系を制御し前記変速の開始時点を相対的に遅らせることで、前記変速を相対的に遅らせる、
   請求項１に記載の無段変速機の媒体圧力制御装置。
3. 前記変速比制御手段は、前記第２ポンプにおける前記作動媒体の吐出先が前記供給系から前記制御系に切り替わる際に、前記制御系を制御し前記変速の変速速度を相対的に低下させることで、前記変速を相対的に遅らせる、
   請求項１に記載の無段変速機の媒体圧力制御装置。
4. 前記変速比制御手段は、前記ポンプ手段の前記制御系への前記作動媒体の吐出容量の切り替えが開始されてから前記ポンプ手段の実際の吐出容量が前記相対的に大きな容量に切り替わり終わるまでの期間で前記変速を遅らせる、
   請求項１に記載の無段変速機の媒体圧力制御装置。
5. 前記変速比制御手段が前記制御系を制御し前記変速を遅らせる際に、前記ポンプ手段を制御し前記制御系への前記作動媒体の吐出容量の切り替え速度を相対的に増加する切替制御手段を備える、
   請求項１に記載の無段変速機の媒体圧力制御装置。
6. 前記制御系は、変速制御圧力室に供給される前記作動媒体の圧力により前記変速比を変更する変速比変更手段と、接触面圧制御圧力室に供給される前記作動媒体の圧力により前記接触面圧を変更する接触面圧変更手段とを含んで構成される、
   請求項１に記載の無段変速機の媒体圧力制御装置。
7. 請求項１に記載の無段変速機の媒体圧力制御装置と、
   前記伝達部材をなすパワーローラとを備えることを特徴とする、
   無段変速機。
8. 請求項１に記載の無段変速機の媒体圧力制御装置と、
   前記伝達部材をなすベルトとを備えることを特徴とする、
   無段変速機。

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