JP6622925B2 - 自動変速機および自動変速機の制御方法 - Google Patents

Description

本発明は、変速用の電動モータとベルトクランプ用の電動モータとを備える自動変速機およびその制御方法に関する。

ＪＰ６２−０１３８５３にあるように、無段型の自動変速機において、一対のプーリがベルトを両側から挟み込む力（以下「ベルトクランプ力」という）を、固定レース、稼働レースおよび皿バネを有する調圧カム機構により生じさせることが知られている。カムは、その特性上、トルクがかからないとプーリに対する推力を生じさせることができないことから、皿バネを設置することでトルクがかかっていない場合にもある程度のプーリ推力を生じさせることを可能とし、充分なトルクが得られない初期段階におけるベルト滑りを抑制するものである。

しかし、ＪＰ６２−０１３８５３では、皿バネの設置により、プーリ比毎の必要推力に対して低減速比側（換言すれば、高変速段側）でベルトクランプ力が過大となり、ベルトフリクションが悪化する、という問題がある。

これに対し、本出願人による日本国特許出願第２０１６−０２２３１２号（以下「先願１」という）には、変速用とベルトクランプ用とのそれぞれに電動モータが設けられ、変速用の電動モータにより変速動作に必要なプーリ推力を与える一方、クランプ用の電動モータによりベルトクランプ力を生じさせるようにした自動変速機が開示されている。このものによれば、皿バネに起因した推力過剰の問題の解消を図ることが可能である。しかし、先願１では、クランプ中にクランプモータに対してどのように電力を供給するかが明らかにされておらず、仮にクランプ中、常に電力を供給し続けることとすれば、消費電力の増大を避けることができない。

そこで、本発明では、変速用とベルトクランプ用とのそれぞれに電動モータを備える自動変速機において、消費電力の増大を抑制しつつ、ベルトクランプ力を適切に形成可能とすることを目的とする。

本発明の一形態では、第１プーリと、第２プーリと、第１プーリおよび第２プーリに掛け回されたベルトと、を有するバリエータと、第１または第２プーリに対し、バリエータを変速させるためのプーリ推力を与える第１モータと、バリエータにベルトクランプ力を生じさせる第２モータと、第２モータとバリエータとの間に設けられ、第２モータの出力トルクをバリエータに伝達させる動力伝達機構と、を備える自動変速機を提供する。本形態では、動力伝達機構が、第２モータからの入力トルクを減速してバリエータに伝達させるサイクロイド減速機を備える。

本発明の一形態によれば、ベルトクランプ力を生じさせる第２モータを設置したことで、ベルトクランプ力を適切に形成することが可能となる。そして、ベルトクランプ時の反力としてバリエータから伝達されるカウンタトルクをサイクロイド減速機により大幅に減少させることができるので、ベルトクランプ力の確保に要する第２モータの消費電力を削減することが可能となる。

図１は、本発明の一実施形態に係る自動変速機を備える車両駆動系の全体構成を示す概略図である。 図２は、同上自動変速機の全体構成を示す概略図である。 図３は、同上自動変速機に備わるねじ送り機構の構成図である。 図４は、同上自動変速機の動力伝達機構に備わるサイクロイド減速機の構成図である。 図５は、同上自動変速機の変速時における動作を示す説明図である。

以下、図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。

（車両駆動系の構成）
図１は、本発明の一実施形態に係る自動変速機１を搭載した車両の動力伝達系（以下「駆動系」という）Ｐの全体構成を概略的に示している。

本実施形態に係る駆動系Ｐは、駆動源として内燃エンジン（以下、単に「エンジン」という）ＥＮＧを備え、エンジンＥＮＧと左右の駆動輪ＷＨｌ、ＷＨｒとをつなぐ動力伝達経路上に自動変速機１を備えている。エンジンＥＮＧと自動変速機１とは、ロックアップクラッチを備えたトルクコンバータＴ／Ｃを介して接続されている。自動変速機１は、エンジンＥＮＧから入力される回転動力を所定の変速比で変換し、ディファレンシャルギアＤＥＦを介して駆動輪ＷＨｌ、ＷＨｒに出力する。

自動変速機１から出力された回転動力は、所定の減速比に設定された最終ギア列または副変速機（いずれも図示せず）およびディファレンシャルギアＤＥＦを介して駆動軸ＤＳｌ、ＤＳｒに伝達され、駆動輪ＷＨｌ、ＷＨｒを回転させる。

（制御システムの構成および基本動作）
エンジンＥＮＧおよび自動変速機１の動作は、エンジンコントローラＥＣＵ、変速機コントローラ９により夫々制御される。エンジンコントローラＥＣＵおよび変速機コントローラ９は、いずれも電子制御ユニットとして構成され、中央演算装置（ＣＰＵ）、ＲＡＭおよびＲＯＭ等の各種記憶装置、入出力インターフェース等を備えたマイクロコンピュータからなる。

エンジンコントローラＥＣＵは、エンジン１の運転状態を検出する運転状態センサの検出信号を入力し、運転状態をもとに所定の演算を実行して、エンジンＥＮＧの燃料噴射量、燃料噴射時期および点火時期等を設定する。運転状態センサとして、運転者によるアクセルペダルの操作量を検出するアクセルセンサ１１１、エンジンＥＮＧの回転速度を検出する回転速度センサ１１２、エンジン冷却水の温度を検出する冷却水温度センサ１１３等が設けられるほか、図示しないエアフローメータ、スロットルセンサ、燃料圧力センサおよび空燃比センサ等が設けられている。

変速機コントローラ９は、エンジンコントローラＥＣＵに対し、ＣＡＮ規格のバス等を介して互いに通信可能に接続されている。さらに、自動変速機１の制御に関連して、車両の走行速度を検出する車速センサ２１１、自動変速機１の入力軸の回転速度を検出する入力側回転速度センサ２１２、自動変速機１の出力軸の回転速度を検出する出力側回転速度センサ２１３、自動変速機１の作動油の温度を検出する作動油温度センサ２１４、シフトレバーの位置を検出するシフト位置センサ２１５等が設けられており、変速機コントローラ９は、エンジンコントローラＥＣＵからエンジンＥＮＧの運転状態としてアクセル開度等を入力するほか、これらのセンサの検出信号を入力する。

そして、変速機コントローラ９は、シフト位置センサ２１５からの信号に基づき運転者により選択されたシフトレンジを判定するとともに、アクセル開度および車速等に基づき自動変速機１の目標変速比を設定し、電動モータ７、８を制御して、プライマリプーリ３およびセカンダリプーリ４の可動プーリ３２、４２に対して目標変速比に応じた所定のプーリ推力を作用させる。

（自動変速機の全体構成）
図２は、本実施形態に係る自動変速機１の全体構成を概略的に示している。

図２は、プライマリプーリ３およびセカンダリプーリ４のうち、プーリの回転軸Ｘ１、Ｘ２を基準とした片側のみを示している。

本実施形態において、自動変速機１は、無段型の自動変速機であり、車両用の変速装置を構成する。

自動変速機１は、プライマリプーリ３と、セカンダリプーリ４と、これらのプーリ３、４に掛け回されたベルト５と、から構成されるバリエータ２を備える。自動変速機１は、プライマリプーリ３およびセカンダリプーリ４におけるベルト５の巻掛半径を変更することで、変速比を無段階に調整することが可能である。ここで、変速比とは、バリエータ入力軸２１の回転速度Ｎｉと、バリエータ出力軸２２の回転速度Ｎｏと、の比（＝Ｎｏ／Ｎｉ）をいい、本実施形態では、プライマリプーリ３とセカンダリプーリ４との間の回転速度比がこれに相当する。自動変速機１は、エンジンＥからトルクコンバータＴ／Ｃを介して入力したトルクを、所定の変速比による変速後、ディファレンシャルギアＤＥＦに接続された出力軸２２に出力する。プライマリプーリ３は、「第１プーリ」を構成し、セカンダリプーリ４は、「第２プーリ」を構成する。ベルト５は、板厚方向に並べた複数のエレメントをフープないしバンドにより結束したスチールベルトであってもよく、これに限らず、チェーンベルトであってもよい。

プライマリプーリ３は、固定プーリ３１と、固定プーリ３１に対してプライマリプーリ３の回転軸Ｘ１の方向に変位可能に設けられた可動プーリ３２と、から構成され、可動プーリ３２は、固定プーリ３１に対し、回転軸Ｘ１まわりの相対回転が規制された状態で取り付けられている。固定プーリ３１および可動プーリ３２は、互いに対向するシーブ面３１２ａ、３２２ａを有し、これらのシーブ面３１２ａ、３２２ａにより、ベルト５がプライマリプーリ３に巻き掛けられるＶ溝３３が形成される。

セカンダリプーリ４も、プライマリプーリ３と同様に、固定プーリ４１と可動プーリ４２とから構成され、可動プーリ４２は、固定プーリ４１に対し、セカンダリプーリ４の回転軸Ｘ２の方向に変位可能であるとともに、回転軸Ｘ２まわりの相対回転が規制された状態で取り付けられている。固定プーリ４１および可動プーリ４２の互いに対向するシーブ面４１２ａ、４２２ａにより、ベルト５がセカンダリプーリ４に巻き掛けられるＶ溝４３が形成される。

本実施形態では、プライマリプーリ３およびセカンダリプーリ４のそれぞれにおいて、固定プーリ３１、４１の回転軸によりプーリの回転軸Ｘ１、Ｘ２が形成される。

プライマリプーリ３およびセカンダリプーリ４のそれぞれにねじ送り機構３５、４５が設けられ、変速用に設けられた電動モータ（第１モータに相当し、以下「変速モータ」という）７の出力トルクがねじ送り機構３５、４５を介して可動プーリ３２、４２に伝達され、Ｖ溝３３、４３の溝幅を狭める方向に可動プーリ３２、４２を押圧するプーリ推力が生じるように構成されている。さらに、ベルトクランプ用に設けられた電動モータ（第２モータに相当し、以下「クランプモータ」という）８の出力トルクがねじ送り機構３５、４５を介して可動プーリ３２、４２に伝達され、ベルト５を可動プーリ３２、４２および固定プーリ３１、４１により挟持するベルトクランプ力が生じるように構成されている。

本実施形態において、変速モータ７には、最大回転数が大きい電動モータが採用され、クランプモータ８には、最大出力トルクが大きい電動モータが採用されている。変速モータ７およびクランプモータ８の動作は、制御装置９により制御される。制御装置９は、電子制御ユニットとして構成され、マイクロコンピュータ、ＲＯＭおよびＲＡＭ等の記憶装置、入出力インターフェースを内蔵する。本実施形態において、制御装置９は、変速機コントローラ９により具現される。

（ねじ送り機構の構成）
図３は、自動変速機１に備わるねじ送り機構３５、４５の構成を示している。図３（ａ）は、プライマリプーリ３側のねじ送り機構３５を示し、同図（ｂ）は、セカンダリプーリ４側のねじ送り機構４５を示している。

プライマリプーリ３側のねじ送り機構３５に代表させて説明すると、ねじ送り機構３５は、固定プーリ３１の回転軸３１１に外嵌された固定部材３６と、固定部材３６（具体的には、固定部材３６の筒状部３６１）に外挿された可動部材３７と、を有する。

可動部材３７は、可動プーリ３２の回転軸３２１に対してラジアル軸受Ｂ２により支持される一方、可動プーリ３２のシーブ部３２２に対してスラスト軸受ＳＢを介して当接した状態にある。

固定部材３６は、固定プーリ３１の回転軸３１１をプーリケースＣに対して回転可能に支持するラジアル軸受Ｂ１により軸方向の移動が規制されるとともに、プーリケースＣに対する相対回転が規制された状態にある。固定部材３６の相対回転は、固定部材３６とプーリケースＣとを凹凸等により直接噛み合わせたり、回転規制部材を介して互いに係合させたりすることで規制可能である。本実施形態において、固定部材３６は、ボールねじ送り機構のシャフト部を構成し、可動部材３７（具体的には、可動部材３７の押圧部３７１）との間に複数のボールＢａを保持する。プーリケースＣに対する固定部材３６の回転が規制された状態にあることから、固定部材３６は、可動部材３７が回転駆動された場合に、可動部材３７に対してプライマリプーリ３の回転軸Ｘ１に沿った線形変位を付与する。

可動部材３７は、可動プーリ３２のシーブ部３２２に当接する円筒状の押圧部３７１と、押圧部３７１よりも大きな外径を有する外筒部３７２と、押圧部３７１と外筒部３７２とをつなぐ円板状の接続部３７３と、を有し、外筒部３７２の外周上に、複数のギア歯が形成されている。外筒部３７２のギア歯を介して電動モータ７、８の出力トルクが入力されることで、可動部材３７にボールねじ送り機構により回転に基づく線形変位が付与され、可動部材３７がスラスト軸受ＳＢを介して可動プーリ３２のシーブ部３２２に押し付けられる。

ここで、バリエータ２の変速比を変更する際に、プライマリプーリ３側のねじ送り機構３５において、外周部３７２を介して入力されたトルクにより可動部材３７が可動プーリ３２を押圧する方向（換言すれば、Ｖ溝３３の溝幅を狭める方向）に変位する場合は、セカンダリプーリ４側のねじ送り機構４５では、外周部４７２を介して入力されたトルクにより可動部材４７が可動プーリ４２の固定プーリ４１からの離間を許容する方向（換言すれば、Ｖ溝４３の溝幅を広げる方向）に変位する。

これとは反対に、バリエータ２の変速比を変更する際に、プライマリプーリ３側のねじ送り機構３５において、外周部３７２を介して入力されたトルクにより可動部材３７が可動プーリ３２の固定プーリ３１からの離間を許容する方向（換言すれば、Ｖ溝３３の溝幅を広げる方向）に変位する場合は、セカンダリプーリ４側のねじ送り機構４５では、外周部４７２を介して入力されたトルクにより可動部材４７が可動プーリ４２を押圧する方向（換言すれば、Ｖ溝４３の溝幅を狭める方向）に変位する。

図２に戻り、本実施形態では、変速モータ７およびクランプモータ８とねじ送り機構３５、４５との間に、サイクロイド減速機６が介装されている。

サイクロイド減速機６は、基本的には、自動変速機一般に備わるピニオンギア型の遊星歯車機構と同様な機能を有し、変速モータ７およびクランプモータ８のうち少なくとも一方の出力トルクをねじ送り機構３５、４５を介して可動プーリ３２、４２に伝達させるものである。サイクロイド減速機６は、サイクロイド減速機として一般的に知られているものと同様の構成であってよく、大別すれば、入力軸Ｉ（遊星歯車機構におけるサンギアに対応する）と、内歯歯車Ｇ１（同じくリングギアに対応する）と、外歯歯車Ｇ２（同じくピニオンギアに対応する）と、図示しない内ピンを介して外歯歯車Ｇ２と連結された出力軸６３と、から構成される。内歯歯車Ｇ１の外周上に形成された外歯部６１に変速モータ７の出力軸７１に固定されたモータピニオン７２が係合し、変速モータ７の出力トルクが、モータピニオン７２および外歯部６１を介して内歯歯車Ｇ１に伝達される。一方で、入力軸Ｉがクランプモータ８の出力軸８１に直結され、クランプモータ８の出力トルクが、出力軸８１を介して入力軸Ｉに伝達される。

図４は、サイクロイド減速機６の構成を、図２のＩＶ−ＩＶ線に沿った断面により示している。

図２を併せて参照しつつ、図４によりサイクロイド減速機６についてさらに説明する。

サイクロイド減速機６は、入力軸Ｉを通じて入力したトルクを所定の減速比で減速させ、出力軸６３から出力する。外歯歯車Ｇ２が内歯歯車Ｇ１に対して相対的に偏心揺動運動を行いながら回転し、外歯歯車Ｇ２の回転成分を当該減速機６の出力として取り出すものである。外歯歯車Ｇ２を固定することで、内歯歯車Ｇ１を介して出力することも可能である。

サイクロイド減速機６は、入力軸Ｉと、入力軸Ｉに嵌合し、入力軸Ｉと一体に回転する偏心体１０１と、偏心体１０１にラジアル軸受１０２を介して取り付けられ、外周上に複数の外歯が形成された円環状の外歯歯車Ｇ２と、外歯歯車Ｇ２の外歯と噛み合う複数の内歯が内周上に形成された内歯歯車Ｇ１と、外歯歯車Ｇ２の回転成分を取り出す部材１０３を有し、この部材１０３を介して外歯歯車Ｇ２と接続された出力軸６３と、を備える。入力軸Ｉと内歯歯車Ｇ１とは、互いに共通の軸Ｘｂを中心として相対回転可能な状態にある。

偏心体１０１は、入力軸Ｉの中心Ｏ１に対して所定の偏心量ｅだけ偏心させた状態で入力軸Ｉに取り付けられている（偏心体１０１の中心を、Ｏ２により示す）。

外歯歯車Ｇ２には、周方向に間隔を空けて（本実施形態では、互いに等しい間隔を空けて）複数の内ローラ孔１０４が形成され、内ローラ孔１０４のそれぞれに、上記「外歯歯車の回転成分を取り出す部材」である内ピン１０３が遊嵌されている。出力軸６３にフランジ部Ｆが形成され、内ピン１０３が外歯歯車Ｇ２の内ローラ孔１０４に遊嵌されるとともに、このフランジ部Ｆに固着または接合されることで、外歯歯車Ｇ２と出力軸６３とが内ピン１０３を介して接続された状態にある。

さらに、外歯歯車Ｇ２には、その外周上にトロコイド歯形（具体的には、エピトロコイド平行曲線歯形）の外歯ｔ２が形成されている。外歯歯車Ｇ２は、この外歯ｔ２を介して内歯歯車Ｇ１と内接係合する。

内歯歯車Ｇ１には、内周上に複数の外ピン１０５が取り付けられている。具体的には、内歯歯車Ｇ１の内周上にその全周に亘って複数のピン溝１０６が形成され、ピン溝１０６のそれぞれに外ピン１０５が嵌入されている。外ピン１０５のうち、内径側に露出する部分により内歯ｔ１の歯面が形成される。

入力軸Ｉが回転すると、偏心体１０１が入力軸Ｉと一体に回転し、外歯歯車Ｇ２に力が伝達される。ここで、偏心体１０１の回転は、入力軸Ｉの一回転毎に一回である。偏心体１０１の回転に伴い、外歯歯車Ｇ２も入力軸Ｉまわりで回転しようとするが、内歯歯車Ｇ１との噛合に起因した拘束により回転が制約された状態にあるため、外歯歯車Ｇ２は、入力軸Ｉを基準とした偏心搖動運動と、入力軸Ｉを中心とする多少の自転運動とを同時に行うことになる。ここで、外歯歯車Ｇ２の回転速度は、外歯歯車Ｇ２と内歯歯車Ｇ１との歯数の差に応じたものとなり、外歯歯車Ｇ２の回転方向は、入力軸Ｉの回転方向とは逆向きである。

例えば、外歯歯車Ｇ２の歯数をｎとし、内歯歯車Ｇ１の歯数をｎ＋１とすると、これらの歯数差Ｄｎは、１である。よって、内歯歯車Ｇ１は、入力軸Ｉが一回転する間に外歯歯車Ｇ２に対して一歯数分だけ回転方向にずれることになる。これが外歯歯車Ｇ２の回転成分として内ピン１０３を介して出力軸６３に伝達される。そして、このことは、入力軸Ｉの回転が１／ｎだけ減速された状態で外歯歯車Ｇ２に伝達され、入力軸Ｉと出力軸６３との間の減速比がｎであることを意味する。本実施形態では、外歯歯車Ｇ２の歯数ｎを６０とすることで、サイクロイド減速機６の減速比が６０に設定されている。これは、一般的な遊星歯車機構について設定されるものよりも、大幅に大きな減速比である。

外歯歯車Ｇ２の回転は、内ピン１０３と内ローラ孔１０４との間の隙間により搖動成分が吸収され、内ピン１０３を介して回転成分のみが出力軸６３に伝達され、減速比ｎの変速が達成される。減速比ｎは、６０に限らず、適宜に設定することが可能である。

本実施形態において、サイクロイド減速機６の出力軸６３には、その先端に、セカンダリプーリ４側の出力ギア部６４が結合されている。出力ギア部６４は、セカンダリプーリ４側のねじ送り機構４５の可動部材４７に設けられたギア部（外筒部４７２）と係合し、外歯歯車Ｇ２が回転すると、サイクロイド減速機６の出力トルクが出力軸６３および出力ギア部６４を介してねじ送り機構４５に入力される。

さらに、内歯歯車Ｇ１には、出力軸６３と平行に延びる筒状部に円環状の出力ギア部６２が設けられ、このプライマリプーリ３側の出力ギア部６２は、プライマリプーリ３側のねじ送り機構３５の可動部材３７に設けられたギア部（外筒部３７２）と係合し、内歯歯車Ｇ１が回転すると、サイクロイド減速機６の出力トルクが出力ギア部６２を介してねじ送り機構３５に入力される。

サイクロイド減速機６は、変速モータ７の出力トルクとクランプモータ８の出力トルクとから、バリエータ２の変速比を変更したり、変速比を固定したりするためのトルクを調整する。

具体的には、バリエータ２の変速比を変更する場合は、変速モータ７の出力トルクがサイクロイド減速機６を介してねじ送り機構３５、４５に入力され、可動部材３７、４７を回転軸Ｘ１、Ｘ２に沿って駆動する力（プーリ推力）に変換される。例えば、ねじ送り機構３５の可動部材３７により可動プーリ３２が押圧されることで、プライマリプーリ３側でＶ溝３３の溝幅が縮小される一方、ねじ送り機構４５の可動部材４７により可動プーリ４２の固定プーリ４１から離間する方向への変位が許容されることで、セカンダリプーリ４側でＶ溝４３の溝幅が拡大される。

図５は、本実施形態に係る自動変速機１の変速時における動作を示している。

変速時では、クランプモータ８を駆動して保持トルクを発生させ、入力軸Ｉを固定するとともに、変速モータ７により変速比を変更するためのプーリ推力を生じさせる。変速モータ７の出力トルクを変化させ、プライマリプーリ３とセカンダリプーリ４とに作用するプーリ推力に差（以下「推力差」という）を生じさせることで、所望の変速比を達成する。

変速モータ７の出力トルクがモータピニオン７２および内歯歯車Ｇ１の外歯部６１を介して内歯歯車Ｇ１に入力され、内歯歯車Ｇ１がサイクロイド減速機６の中心軸Ｘまわりで回転する。内歯歯車Ｇ１が回転すると、これに追従して、外歯歯車Ｇ２が偏心体１０１を中心として回転する。これにより、内歯歯車Ｇ１に結合された出力ギア部６２と、外歯歯車Ｇ２に出力軸６３を介して連結された出力ギア部６４と、が中心軸Ｘまわりで互いに同じ方向ＣＷに回転し、変速モータ７の出力トルクがねじ送り機構３５、４５の可動部材３７、４７に入力される。

出力ギア部６２、６４の回転がねじ送り機構３５、４５により可動部材３７、４７の線形変位に変換され、可動部材３７、４７が回転軸Ｘ１、Ｘ２に沿って移動する。例えば、プライマリプーリ３側のねじ送り機構３５において、可動部材３７が可動プーリ３２に近付く方向に移動し、Ｖ溝３３の溝幅を狭めるように可動プーリ３２のシーブ部３２２を押圧する場合は、セカンダリプーリ４側のねじ送り機構４５において、可動部材４７が可動プーリ４２のシーブ部４２２から離間し、可動プーリ４２の固定プーリ４１から離れる方向の変位を許容する。これにより、プライマリプーリ３におけるＶ溝３３の溝幅が狭められ、ベルト５の巻掛半径が拡大される一方、セカンダリプーリ４におけるＶ溝４３の溝幅が広げられ、ベルト５の巻掛半径が縮小され、変速が実行される。

これに対し、変速比を保持する場合（換言すれば、プーリ推力が一定である場合）は、クランプモータ８への電力の供給を停止し、サイクロイド減速機６によりクランプモータ８におけるフリクショントルクを増大させ、ベルトクランプ力を維持する。換言すれば、サイクロイド減速機６により、バリエータ２からベルトクランプ時の反力に基づき入力軸Ｉに作用するカウンタトルクを、クランプモータ８におけるフリクショントルクよりも減少させるのである。

一例として、サイクロイド減速機６の減速比をＲ＝６０とした場合に、可動プーリ３２または４２に対する推力（プーリ推力）をＮ＝５０ｋＮ、ボールねじ送り機構の変換効率をη＝０．８８、ボールねじのリードをＬ＝１０ｍｍ、出力ギア部６２または６４における伝達効率をε＝０．９９、サイクロイド減速機６の伝達効率をν＝０．１とすれば、ベルトクランプ時にサイクロイド減速機６の入力軸Ｉに作用するカウンタトルクは、０．０７５Ｎｍとなる。これに対し、クランプモータ８におけるオイルシールの粘性摩擦トルクをＴ１＝０．０６５Ｎｍ、ブラシの摩擦トルクをＴ２＝０．０４Ｎｍとすると、これらのフリクショントルクに基づき入力軸Ｉに作用する入力トルクは、０．１０５Ｎｍとなり、入力軸Ｉに対してカウンタトルクよりも大きなトルクがかかっていることになり、クランプモータ８によりトルクを出力せずに、可動プーリ３２、４２の位置を維持し、ベルトクランプ力を保持することが可能である。

（作用効果の説明）
以上で述べたように、本実施形態によれば、変速用の電動モータ（変速モータ７）に加え、ベルトクランプ用の電動モータ（クランプモータ８）を設置したことで、皿バネ等を用いるこれまでの自動変速機とは異なり、ベルトクランプ力を適切に形成し、ベルトフリクションを低減することが可能となる。

そして、ベルトクランプ時の反力としてバリエータ２から伝達されるカウンタトルクをサイクロイド減速機６により大幅に減少させることができるので、ベルトクランプ力の確保に要する消費電力を削減することが可能となる。

具体的には、サイクロイド減速機６の入力軸Ｉに対してバリエータ２からベルトクランプ時の反力に基づき作用するカウンタトルクをクランプモータ８におけるフリクショントルクよりも減少させ、クランプモータ８によりトルクを生じさせることなく、換言すれば、クランプモータ８への電力の供給を停止した状態で、必要なベルトクランプ力を確保することができる。

さらに、クランプモータ８が故障した場合であってもベルトクランク力が確保されることで、車両の退避走行を可能とすることができる。

以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は、本発明の適用例の一部を示すものに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。本発明は、請求の範囲に記載した事項の範囲内において、様々な変更および修正が可能である。

本願は、２０１６年１０月１１日付けで日本国特許庁に出願された特願２０１６−２００３３９号に基づく優先権を主張するものであり、その出願の全ての内容は、参照により本願の明細書に組み込まれる。

Claims (4)

1. 第１プーリと、第２プーリと、前記第１プーリおよび前記第２プーリに掛け回されたベルトと、を有するバリエータと、
   前記第１または第２プーリに対し、前記バリエータを変速させるためのプーリ推力を与える第１モータと、
   前記バリエータにベルトクランプ力を生じさせる第２モータと、
   前記第２モータと前記バリエータとの間に設けられ、前記第２モータの出力トルクを前記第１プーリおよび前記第２プーリに伝達可能に構成された動力伝達機構と、
   を備え、
   前記動力伝達機構は、前記第２モータからの入力トルクを減速して前記バリエータに伝達させるサイクロイド減速機を備える、自動変速機。
2. 第１プーリと、第２プーリと、前記第１プーリおよび前記第２プーリに掛け回されたベルトと、を有するバリエータと、
   前記第１または第２プーリに対し、前記バリエータを変速させるためのプーリ推力を与える第１モータと、
   前記バリエータにベルトクランプ力を生じさせる第２モータと、
   前記第２モータと前記バリエータとの間に設けられ、前記第２モータの出力トルクを前記第１プーリおよび前記第２プーリに伝達可能に構成された動力伝達機構と、
   を備え、
   前記動力伝達機構は、前記第２モータからの入力トルクを減速して前記バリエータに伝達させる高減速比ギアを備え、
   前記高減速比ギアの減速比は、前記バリエータからベルトクランプ時の反力に基づき前記高減速比ギアの入力軸に作用するカウンタトルクが、前記第２モータにおけるフリクショントルクよりも小さくなる減速比である、自動変速機。
3. 請求項１または２に記載の自動変速機であって、
   前記自動変速機は、車両の駆動源と駆動輪とをつなぐ動力伝達経路上に設けられ、
   前記第１プーリは、前記駆動源の出力軸と接続されたプライマリプーリであり、
   前記第２プーリは、前記駆動輪の回転軸に接続されたセカンダリプーリである、自動変速機。
4. 変速用の第１モータとベルトクランプ用の第２モータとを有する自動変速機において、変速比を保持している間のベルトクランプ力を確保する、自動変速機の制御方法であって、
   前記第２モータと前記自動変速機のバリエータとの間に、高減速比ギアを備え、前記第２モータの出力トルクを、前記高減速比ギアを介して前記バリエータの第１プーリおよび第２プーリに伝達可能に構成された動力伝達機構を介装し、
   前記バリエータの変速比を保持するベルトクランプ時において、
   前記第２モータに対する電力の供給を停止し、
   前記高減速比ギアにより、前記バリエータから前記高減速比ギアの入力軸に作用するカウンタトルクを、前記第２モータにおけるフリクショントルクよりも減少させる、自動変速機の制御方法。

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