车辆用无级变速器

摘要

一种车辆用无级变速器，能够实现变速比宽度的扩大，以达到良好的起动响应性和节能性，同时，实现副变速机构变速时的变速品质的改进。该车辆用无级变速器直列地配置有：连结于发动机Eng并通过无级变速比进行变速的带式无级变速机构(3)、具有多个前进级的副变速机构(4)。在该车辆用无级变速器中，在副变速机构(4)的上游位置配置有使向副变速机构(4)的输入转速增速的中间齿轮机构(2)。

权利要求

1.一种车辆用无级变速器，直列地配置有：连结于驱动源并通过无级变速比进行变速的带式无级变速机构、和具有多个前进级的副变速机构，其特征在于，在所述副变速机构的上游位置配置有使向所述副变速机构的输入转速增速的增速齿轮机构，所述增速齿轮机构将提高增速比时评价为动力性能下降的增速比设为上限值，将降低增速比时评价为牵引冲击的抑制效果下降的增速比设为下限值，并根据要求性能将增速比设置为所述上限值和所述下限值之间的值，所述副变速机构为至少具有低速模式和高速模式作为前进变速级的机构，设置有协调变速控制装置，该协调变速控制装置对应所述副变速机构的变速而使所述带式无级变速机构的变速比变更，以在根据变速要求将所述副变速机构的前进变速级从一个模式向另外一个模式切换时，使变速器整体的贯穿变速比平滑地进行变化，所述增速齿轮机构配置于对来自所述驱动源的驱动输入转速进行增速并设为初级带轮转速的所述带式无级变速机构的上游位置。

2.如权利要求1所述的车辆用无级变速器，其特征在于，

所述增速齿轮机构由来自所述驱动源的驱动输入轴、将与所述带式无级变速机构的初级带轮轴设为平行轴配置并设置于所述驱动输入轴的输入中间齿轮、设置于所述初级带轮轴且与所述输入中间齿轮啮合的输出中间齿轮构成。

说明书

车辆用无级变速器

[0001] 本申请是申请日为2010年7月15日，申请号为201010231330.3，发明名称为“车辆用无级变速器”，申请人为加特可株式会社和日产自动车株式会社的中国发明专利申请的分案申请。

技术领域

[0002] 本发明涉及一种车辆用无级变速器，其作为车辆的变速器而应用，且直列地具备带式无级变速机构和副变速机构。

背景技术

[0003] 目前，作为车辆用无级变速器，熟知的有如下所述的无级变速器，即、通过构成为：相对于带式无级变速机构直列地设置前进2级的副变速机构，并根据车辆的运行状态变更该副变速机构的变速级，而在不使带式无级变速机构大型化的情况下扩大所能取得的变速比范围(例如，参照专利文献1)。

[0004] 在带有这样的副变速机构的车辆用无级变速器中，熟知的有如下的结构，即、当变更副变速机构的变速级时，与之相应地进行变更带式无级变速机构的变速比的协调变速，而将变速器整体的变速比(以下称为“贯穿变速比”)保持于一定(例如，参照专利文献2)。根据该专利文献2公开的协调变速，通过在协调变速的前后将贯穿变速比保持于一定，来抑制副变速机构变速时的发动机及液力变矩器的速度变化，防止这些惯性转矩导致的变速冲击。

[0005] 专利文献1：(日本)特开昭60－37455号公报

[0006] 专利文献2：(日本)特开平5－79554号公报

[0007] 但是，在直列地具备带式无级变速机构和副变速机构的车辆用无级变速器中，在副变速机构中的变速过渡期中，在输入转速不变化而仅输出轴转矩变化的被称为“转矩相位”的变速初期产生的相中，由于联结的摩擦要素与释放的摩擦要素的替换而使输出轴转矩下降。

[0008] 另一方面，将贯穿变速比保持于一定的协调变速在副变速机构中的变速过渡期中，对输入转速变化的被称为“惯性相位”的相中的变速冲击的抑制是有效的，但不能期待输入转速不变化的被称为“转矩相位”中的变速冲击的抑制效果。

[0009] 因此，副变速机构中的变速时存在如下问题，即由于“转矩相位”中的输出转矩的下降，而产生称为“牵引冲击”的变速冲击，对变速品质损坏大。

发明内容

[0010] 本发明是着眼于所述问题而提出的，目的在于提供一种车辆用无级变速器，能够实现变速比宽度的扩大，以达到良好的起动响应性和节能性，同时，实现副变速机构变速时的变速品质的改进

[0011] 为了实现所述目的，本发明的车辆用无级变速器，直列地配置有：连结于驱动源并通过无级变速比进行变速的带式无级变速机构、和具有多个前进级的副变速机构，[0012] 在所述副变速机构的上游位置配置有使向所述副变速机构的输入转速增速的增速齿轮机构。

[0013] 由此，本发明的车辆用无级变速器中，直列地配置有带式无级变速机构和副变速机构。因此，可以具有与多个前进级相对应的数量的带式无级变速机构中的无级变速比区域，能够实现扩大变速比宽度的低速侧使起动响应性良好，且能够实现扩大变速比宽度的高速侧使节能性(发动机汽车的情况下为燃耗降低)良好。

[0014] 另外，在副变速机构的上游位置配置有增速齿轮机构。因此，与将来自驱动源的输入转矩直接输入副变速机构的情况相比，向副变速机构的输入转矩由于增速而减小，伴随与此，当在副变速机构中变速时，能够将“转矩相位”中的输出轴转矩的下降量抑制得较小。这是由于“转矩相位”中的输出轴转矩下降量是由与副变速机构的输入转矩的大小、变速前后的副变速齿轮比差等对应的值来决定的。

[0015] 其结果，能够实现变速比宽度的扩大，以达到良好的起动响应性和节能性，同时，实现副变速机构中的变速时的变速品质的改进。

附图说明

[0016] 图1是表示搭载了实施例1的车辆用无级变速器的发动机汽车的概略图；

[0017] 图2是表示在实施例1的车辆用无级变速器中进行变速控制等的电子控制系统和油压控制系统的控制块图；

[0018] 图3是表示实施例1的车辆用无级变速器中的车速和油门开度和初级转速的关系的一例的变速线图；

[0019] 图4是表示通过实施例1的车辆用无级变速器的CVT控制器进行实施的变速控制处理的流程的流程图；

[0020] 图5是说明选择低速模式时的变速控制作用的作用说明图；图5(a)表示低速模式下的中间齿轮(カウンターギア)机构、带式无级变速机构、副变速机构，图5(b)表示低速模式下的副变速机构的速度线图；

[0021] 图6是说明选择高速模式时的变速控制作用的作用说明图；图6(a)表示高速模式下的中间齿轮机构、带式无级变速机构、副变速机构，图6(b)表示高速模式下的副变速机构的速度线图；

[0022] 图7表是说明选择后退模式时的变速控制作用的作用说明图；图7(a)表示后退模式下的中间齿轮机构、带式无级变速机构、副变速机构，图7(b)表示后退模式下的副变速机构的速度线图；

[0023] 图8是通过副变速机构的各旋转要素的转速关系对从低速模式向高度模式的模式转变时的变速控制作用进行说明的作用说明图，图8(a)表示低速模式下的速度线图，图8(b)表示模式转移过渡状态下的速度线图；图8(c)表示高速模式下的速度线图。

[0024] 图9是为了说明实施例1的车辆用无级变速器的中间齿轮机构2中的中间齿轮比ic的设定，而表示从低速模式的选择状态下的油门踏下加速并通过收回油门向高速模式变速时的加速度特性的时间图；

[0025] 图10是为了说明加速时(L→H)和减速时(H→L)的各自的惯性相位中的协调变速控制，表示实际贯穿变速比、副变速机构变速比、变换变速比的各特性的时间表；

[0026] 图11是表示从低速模式向高速模式转变时升档时的输出转矩、总传动比、变换比、副变速器比、ENG转速、Low/B转矩容量、High/C转矩容量的各特性的时间图。

[0027] 附图标记说明

[0028] Eng 发动机(驱动源)

[0029] CVT 无级变速器

[0030] DSL 左驱动轴

[0031] DSR 右驱动轴

[0032] TL 左驱动轮

[0033] TR 右驱动轮

[0034] 1 液力变矩器

[0035] 2 中间齿轮机构(增速齿轮机构)

[0036] 21 输入中间齿轮

[0037] 22 输出中间齿轮

[0038] 3 带式无级变速机构

[0039] 31 初级带轮

[0040] 32 次级带轮

[0041] 33 带

[0042] 4 副变速机构

[0043] 5 终级减速齿轮机构

[0044] 6 差动机构

[0045] 81 发动机输出轴

[0046] 82 液力变矩器输出轴(驱动输入轴)

[0047] 83 初级带轮轴

[0048] 84 次级带轮轴

[0049] 85 副变速器输出轴

具体实施方式

[0050] 下面，基于附图所示的实施例1对实现本发明的车辆用无级变速器的最优方式进行说明。

[0051] 首先，对构成进行说明。

[0052] 图1是表示搭载了实施例1的车辆用无级变速器的发动机汽车的概略图。下面，基于图1对发动机汽车的概略构成和无级变速器CVT的构成进行说明。

[0053] 如图1所示，搭载了实施例1的车辆用无级变速器的发动机汽车在无级变速器CVT的输入侧连结有发动机Eng(动力源)，在无级变速器CVT的输出侧连结有左驱动轴DSL和右驱动轴DSR，在左驱动轴DSL的端部安装有左驱动轮TL，在右驱动轴DSR的端部安装有右驱动轮TR。

[0054] 所述发动机Eng和无级变速器CVT例如搭载于前置发动机/前轮驱动(FF)的发动机室，通过无级变速器将从发动机Eng输入的旋转驱动力变速，并经由左右驱动轮TL、TR使来自左右驱动轴DSL、DSR的输出向路面传递并行驶。

[0055] 如图1所示，实施例1的无级变速器CVT具备：液力变矩器1、中间齿轮机构(增速齿轮机构)2、带式无级变速机构3、副变速机构4、终级减速齿轮机构5、差动机构6。另外，这些构成要素内置于由变矩器壳71、变速器箱72、侧罩73构成的变速器箱部件7。

[0056] 所述液力变矩器1是具有转矩增大功能的起动要素，不需要转矩增大功能及转矩变动吸收功能时，具有将同轴配置的发动机输出轴81(相当于液力变矩器输入轴)和液力变矩器输出轴82直接连结的锁止离合器11。该液力变矩器1以经由变矩器罩12连结于发动机输出轴81的涡轮13、连结于液力变矩器输出轴82的泵叶轮14、经由单向超越离合器15设置的定子16为构成要素。液力变矩器1的内部通过锁止离合器11划分为变矩器油室17和锁止油室18。

[0057] 另外，在所述变速器箱72的外周位置设置有油泵9。油泵9的泵驱动传递机构由设置于涡轮13的延长部分的第一链轮91、设置于油泵9的泵轴的第二链轮92、架设两链轮91、92的链条93构成。

[0058] 所述中间齿轮机构2配置于带式无级变速机构3的上游位置，为使来自发动机Eng的驱动输入转速增速并作为初级带轮转速Npri的增速齿轮机构。该中间齿轮机构2由来自发动机Eng的液力变矩器输出轴82(驱动输入轴)、将与带式无级变速机构3的初级带轮轴83设为平行轴配置且设置于液力变矩器输出轴82的输入中间齿轮21、设置于初级带轮轴83且与输入中间齿轮21啮合的输出中间齿轮22构成。对于该中间齿轮机构2带来的中间齿轮比ic(增速比)，将提高增速比时评价为动力性能下降的增速比设为上限值icmax，将降低增速比时评价为牵引冲击的抑制效果下降的增速比设为下限值icmin，并根据要求性能将其设置为所述上限值icmax和所述下限值icmin之间的值(ic为不足1的值)。

[0059] 所述带式无级变速机构3具有通过带接触直径的变化而使初级带轮轴83的输入转速和次级带轮轴84的输出转速的比即、变速比无级地变化的无级变速功能。该带式无级变速机构3具有初级带轮31、次级带轮32、带33。所述初级带轮31由固定带轮31a和滑动带轮31b构成，滑动带轮31b通过导入初级油压室34的初级油压进行滑动动作。所述次级带轮32由固定带轮32a和滑动带轮32b构成，滑动带轮32b通过导入次级油压室35的次级油压进行滑动动作。所述带33架设于形成初级带轮31的V字形状的滑轮面、形成次级带轮32的V字形状的滑轮面。该带33由将环状环由内向外多层重合的两组层叠环、由冲孔板材形成并通过相对于两组层叠环进行夹持而相互连接并设置为环状的多个零件构成。而且，在零件中，在两侧位置具有与带轮滑轮面接触的侧面。

[0060] 所述副变速机构4为如下所述的变速机构，其具有低速模式和高速模式作为前进行驶级，具有后退模式作为后退行驶级，并根据运转状态切换这些模式。该副变速机构4由拉维略型行星齿轮和变速用的摩擦要素构成。拉维略型行星齿轮为组合了双行星齿轮(S－Fr、P1、P2、R)和单行星齿轮(S－Rr、P1、R)的构成。即，设置于次级带轮轴84(副变速器输入轴)，具有与第一行星齿轮P1啮合的前太阳齿轮S－Fr、与第二行星齿轮P2啮合的后太阳齿轮S－Rr、与副变速器输出轴85直接连结的共同行星齿轮架C、与第二行星齿轮P2啮合的齿圈R这四个旋转要素。作为变速用摩擦要素具有：选择低速模式时联结且可将后太阳齿轮S－Rr固定于箱体的低速制动器L/B、选择高速模式时联结且可连结共同行星齿轮架C和齿圈R的高速离合器H/C、选择后退模式时联结且可将齿圈R固定于箱体的倒车制动器R/B。另外，高速离合器H/C只要是设置于可连结四个旋转要素的任意两个旋转要素的位置的高度离合器即可。

[0061] 所述终级减速齿轮机构5及差动机构6为使来自副变速机构4的副变速器输出轴85的输出旋转减速的同时给予差动功能而向左右驱动轴DSL、DSR及左右驱动轮TL、TR传递的机构。终级减速齿轮机构5由设置于副变速器输出轴85的第一齿轮51、设置于差动机构6的差动器壳体61且与第一齿轮51啮合的第二齿轮52构成。差动机构6具有支承于差动器壳体61的啮合行星齿轮轴62、可旋转地设置于啮合行星齿轮轴62的行星齿轮63、与行星齿轮63啮合的同时设有左驱动轴DSL的左侧齿64、与行星齿轮63啮合的同时设有右驱动轴DSR的右侧齿65。另外，在副变速器输出轴85上，在第一齿轮51的邻接位置设有停车齿轮53。

[0062] 图2是表示在实施例1的车辆用无级变速器中进行变速控制等的电子控制系统和油压控制系统的控制块图。图3是表示实施例1的车辆用无级变速器中的车速和油门开度和初级转速的关系的一例的变速线图。下面，基于图2及图3对控制系统构成进行说明。

[0063] 如图2所示，所述电子控制系统由CVT控制器100、给CVT控制器100带来输入信息的输入信息源构成。CVT控制器100进行基于输入信息的运算处理，将该运算处理结果作为控制指令向控制气门单元200的各促动器输出。作为输入信息源具备：检测油门开度APO的油门开度传感器101、检测车速VSP的车速传感器102、检测带式无级变速机构3的初级带轮转速Npri的初级转速传感器103、检测带式无级变速机构3的次级带轮转速Nsec的次级转速传感器104、检测变速器工作油温的油温传感器105、检测驾驶员的选择操作位置的断路开关106、其它的传感器及开关类107。

[0064] 所述CVT控制单元100进行释放、联结液力变矩器1的锁止离合器11的锁止控制。即，由车速VSP和油门开度APO得到的运转点处于预先设定的非锁止区域的情况下，释放锁止离合器11，由车速VSP和油门开度APO得到的运转点处于预先设定的锁止区域的情况下，联结锁止离合器11。

[0065] 所述CVT控制单元100进行主压力控制，同时进行带式无级变速机构3的变速比控制。即，进行得到与油门开度APO等相对应的目标主压力的主压力控制，同时，利用由车速VSP和油门开度APO得到的运转点和图3所示的变速线图决定目标初级转速，向步进电动机等输出得到目标初级转速(＝目标变速比)的变速比控制指令。

[0066] 所述CVT控制单元100进行副变速机构9的变速控制。即，选择低速模式时，只要由车速VSP和油门开度APO得到的运转点处于图3所示的变速线图的A区域和B区域，就维持低速模式的选择，运转点横穿图3所示的变速线图的低速模式最高速(High)线(＝L－H模式切换线)时，输出从低速模式向高速模式转移的控制指令。另外，选择高速模式时，只要由车速VSP和油门开度APO得到的运转点处于图3所示的变速线图的B区域和C区域便，就维持高速模式的选择，运转点横穿图3所示的变速线图的高速模式最低速(Low)线(＝H－L模式切换线)时，输出从高速模式向低速模式转移的控制指令。

[0067] 所述油压控制系统由油泵9、基于来自油泵9的排出压控制出各种各样的油压的控制气门单元200构成。控制气门单元200具备调节阀及变速控制阀及变速指令阀及减压阀及锁止控制阀等滑阀、主压力电磁铁及副油压电磁铁及步进电动机及模式切换电磁铁等促动器。

[0068] 所述控制气门单元200进行液力变矩器1的锁止油压控制。即，从CVT控制器100输出非锁止控制指令时，向液力变矩器1的变矩器油室17和锁止室18导入变矩器压。从CVT控制器100输出锁止控制指令时，仅从锁止室18排出变矩器压。

[0069] 所述控制气门单元200进行带式无级变速机构3的变速比油压控制。即，根据来自CVT控制器100的变速比控制指令，向初级油压室34引导初级压，向次级油压室35引导次级压，通过带式无级变速机构3得到目标变速比。

[0070] 所述控制气门单元200进行副变速机构4的变速油压控制。即，从CVT控制器100输出低速模式维持指令时，向副变速机构4的低速制动器L/B导入低速制动器压。从CVT控制器100输出高速模式维持指令时，向副变速机构4的高速离合器H/C导入高速离合器压。从CVT控制器100输出后退模式维持指令时，向副变速机构4的后退制动器R/B导入后退制动器压。
另外，选择低速模式时，从CVT控制器100输出向高速模式变速的指令时，进行泄出低速制动器L/B的低速制动器压，同时向高速离合器H/C供给高速离合器压的交替变速。选择高速模式时，从CVT控制器100输出向低速模式变速的指令时，进行泄出高速离合器H/C的高速离合器压，同时向低速制动器L/B供给低速制动器压的交替变速。

[0071] 图4是表示通过实施例1的车辆用无级变速器的CVT控制器进行实施的变速控制处理的流程的流程图(协调变速控制装置)。下面，对图4的各步骤进行说明。

[0072] 步骤S1中，读入油门开度APO及车速VSP等必要信息，并进入步骤S2。

[0073] 步骤S2中，步骤S1中读入必要信息之后，接着判断是否为选择低速模式时，在是(YES)(选择低速模式时)的情况下进入步骤S3，在否(NO)(选择低速模式以外的模式时)的情况下进入步骤S10。

[0074] 在此，选择D档时，将低速模式设为初始设定模式，只要由车速VSP和油门开度APO得到的运转点处于图3所示的变速线图的A区域和B区域便维持低速模式的选择。

[0075] 步骤S3中，步骤S2中判断为选择低速模式时后，接着判断由车速VSP和油门开度APO得到的运转点是否横穿了图3所示的变速线图的低速模式最High线(＝L－H模式切换线)，在是(YES)(有L－H模式切换线的横穿)的情况下进入步骤S5，在否(NO)(没有L－H模式切换线的横穿)的情况下进入步骤S4。

[0076] 步骤S4中，在步骤S3中判断为没有L－H模式切换线的横穿后，接着维持低速模式的选择作为副变速机构4的变速级，进行带式无级变速机构3的无级变速控制，并返回。

[0077] 步骤S5中，步骤S3中判断为有L－H模式切换线的横穿后，接着使用由车速VSP和油门开度APO得到的运转点和图3所示的变速线图，检索初级转速，并将该检索的初级转速设定为到达初级转速DsrREV，进入步骤S6。

[0078] 该到达初级转速DsrREV为通过现在的车速VSP和油门开度APO应该能达到的初级转速，是初级转速的恒定的目标值。

[0079] 步骤S6中，在步骤5中设定了到达初级转速DsrREV后，接着将到达初级转速DsrREV除以车速VSP和终级减速比if来运算到达贯穿变速比DRatio，进入步骤S7。

[0080] 该达到贯穿变速比DRatio为通过现在的车速VSP和油门开度APO应该能达到的贯穿变速比，是贯穿变速比的恒定的目标值。

[0081] 步骤S7中，步骤S6中运算了达到贯穿变速比DRatio、或者步骤S9中判断为L－H协调变速途中后，接着，设定目标贯穿变速比Ratio0，用于将实际贯穿变速比Ratio从变速开始时的值以规定的过渡响应变化至到达贯穿变速比DRatio，进入步骤S8。

[0082] 在此，目标贯穿变速比Ratio0为贯穿变速比的过渡目标值。规定的过渡响应例如为一次延迟响应，目标贯穿变速比Ratio0以逐渐接近到达贯穿变速比DRatio的方式进行设定。另外，实际贯穿变速比Ratio基于现在的车速VSP和初级转速Npri，根据需要每次进行运算。

[0083] 步骤S8中，在步骤S7中设定了目标贯穿变速比Ratio0后，接着在副变速机构4中进行从低速模式向高速模式转移的变速控制，同时，该模式转移的变速控制中，按照实际贯穿变速比Ratio保持为目标贯穿变速比Ratio0的方式，实施进行带式无级变速机构3的无级变速控制的L－H协调变速，进入步骤S9。

[0084] 步骤S9中，步骤S8中执行L－H协调变速后，接着判断L－H协调变速是否已完成，在是(YES)(L－H协调变速完成)的情况下返回，在否(NO)(L－H协调变速途中)的情况下返回步骤S7。

[0085] 步骤S10中，步骤S2中判断为选择低速模式以外的模式时之后，接着判断是否为选择高速模式时，在是(YES)(选择高速模式时)的情况下进入步骤S11，在否(NO)(选择高速模式以外的模式时)的情况下进入步骤S18。

[0086] 在此，选择高速模式时，只要由车速VSP和油门开度APO得到的运转点处于图3所示的变速线图的B区域和C区域，就维持高速模式的选择。

[0087] 步骤S11中，步骤S10中判断为选择高速模式时后，接着判断由车速VSP和油门开度APO得到的运转点是否横穿了图3所示的变速线图的高速模式最低速(Low)线(＝H－L模式切换线)，在是(YES)(有H－L模式切换线的横穿)的情况下进入步骤S13，在否(NO)(没有H－L模式切换线的横穿)的情况下进入步骤S12。

[0088] 步骤S12中，步骤S11中判断为没有H－L模式切换线的横穿后，接着维持高速模式的选择作为副变速机构4的变速级，并进行带式无级变速机构3的无级变速控制，并返回。

[0089] 步骤S13中，步骤S12中判断为有H－L模式切换线的横穿后，接着与步骤S5相同，使用由车速VSP和油门开度APO得到的运转点和图3所示的变速线图，检索初级转速，并将该检索的初级转速设定为到达初级转速DsrREV，进入步骤S14。

[0090] 步骤S14中，步骤S13中设定了到达初级转速DsrREV后，接着与步骤S6相同，将到达初级转速DsrREV除以车速VSP和终级减速比if来运算到达贯穿变速比DRatio运算，进入步骤S15。

[0091] 步骤S15中，步骤S14中运算了达到贯穿变速比DRatio、或者步骤S17中判断为H－L协调变速途中后，接着与步骤S7相同，设定目标贯穿变速比Ratio0，用于将实际贯穿变速比Ratio从变速开始时的值以规定的过渡响应变化至到达贯穿变速比DRatio，进入步骤S16。

[0092] 步骤S16中，在步骤S15中设定了目标贯穿变速比Ratio0后，接着在副变速机构4中进行从高速模式向低速模式转移的变速控制，同时，该模式转移的变速控制中，按照实际贯穿变速比Ratio保持为目标贯穿变速比Ratio0的方式，实施进行带式无级变速机构3的无级变速控制的H－L协调变速，进入步骤S17。

[0093] 步骤S17中，步骤S16中执行H－L协调变速后，接着判断H－L协调变速是否已完成，在是(YES)(H－L协调变速完成)的情况下返回，在否(NO)(H－L协调变速途中)的情况下返回步骤S15。

[0094] 步骤S18中，步骤S10中判断为选择高速模式以外的模式时之后，接着判断是否为选择为倒车档位置，在是(YES)的情况下进入步骤S19，在否(NO)的情况下返回。

[0095] 步骤S19中，步骤S18中判断为选择倒车时后，接着将带式无级变速机构3中的目标变速比设定为最低速(Low)变速比，进入步骤S20。

[0096] 步骤S20中，步骤S19中设定为最低速(Low)变速比后，接着带式无级变速机构3以成为目标无级变速比(最Low变速比)的方式进行无级变速，进入步骤S21。

[0097] 步骤S21中，步骤S20中向最低速(Low)变速比无级变速后，接着联结副变速机构4的倒车制动器R/B，并返回。

[0098] 接着，对作用进行说明。

[0099] 将实施例1的车辆用无级变速器的作用分为“以无级变速器的小型轻量化为目标时的课题”、“各模式中的变速控制作用”、“中间齿轮比的设定作用”、“变速过渡期的协调变速控制作用”进行说明。

[0100] (以无级变速器的小型轻量化为目标时的课题)

[0101] 对于车辆用无级变速器的作用，无损失地传递由发动机产生的力(能量)，对于实现“在低速或起步时响应良好、高速行驶时使发动机低速旋转并降低燃油消耗率”的理想的状态是必要的。即，使“变速比宽度(低速齿轮比/高速齿轮比)”增大。

[0102] 在两个带轮卷绕钢制的带并传递带轮间的动力的带式无级变速机构中，其变速比宽度由卷绕的带的曲率半径的比决定。因此，对于变速比宽度大的带式无级变速机构，如果设计曲率半径的大小的开口宽且大的带轮，并以小的半径卷绕带则可实现。

[0103] 但是，小型车其发动机室小，不能得到收纳具有大的带轮的无级变速器的空间。另外，带式无级变速器的构成零件中最大重量的零件是带轮，当带轮大型化时则重量增加，对燃油消耗性能带来不良影响。

[0104] 因此，通过采用组合了带式无级变速机构和副变速机构的构成，可具有多个无级变速区域，使带轮直径缩小，实现小型化和轻量化，同时可实现显著增加的变速比宽度。组合该带式无级变速器和副变速器的构想之前曾公开过(例如日本特开昭60－37455号公报)，但是，由于在进行带式无级变速器和副变速器的双方的控制的同时，并追求运转性(平滑度、响应的优良度)方面非常需要高度的技术，因此，在实际的机器中还没有实现。尤其是，相对于带式的无级变速器，用户对“由于无级变速而平滑”的印象很强。但是，通过增加副变速机构，相对于本来的“无级”附加不连续性，通过副变速机构进行变速时，追求平滑度、与其相反的响应的优良度时，其控制非常难。

[0105] 因此，变更副变速机构的变速级时，例如，如日本特开平5－79554号公报所记载的，进行协调变速，该协调变速对应变速级的变更而变更设置于副变速机构的上游侧的带式无级变速机构的变速比，在协调变速的前后区域将贯穿变速比保持于一定，或者使贯穿变速比平滑地变化。可以说通过采用该协调变速，抑制使副变速机构变速时的发动机及液力变矩器的速度变化，防止这些惯性转矩导致的变速冲击，有效抑制输入转速变化的“惯性相位”中的输出转矩的变动。

[0106] 但是，协调变速控制是副变速机构的输入转速的控制，不能进行输入转矩的控制。因此，副变速机构中的变速过渡期中，输入转速不变化而仅输出轴转矩变化的“转矩相位”中，伴随着释放变速前联结的摩擦要素、并联结变速前释放的摩擦要素这样的交替变速，输出轴转矩下降。

[0107] 例如，从低速模式向高速模式转移的升档时，以低速模式联结的低速制动器L/B的传递转矩下降，以高速模式联结的高速离合器H/C的传递转矩上升开始时，由于低速制动器L/B和高速离合器H/C这两个摩擦要素同时结合(联锁)，因此，输出轴转矩开始下降。而且，高速离合器H/C的传递转矩上升到能够传递输入转矩时，释放低速制动器L/B。该情况下，由于是高速模式的变速比，因此，输出轴转矩降低。

[0108] 与之相对，作为可控制副变速器的输入转矩的技术，熟知的是发动机转矩和变速的协调控制。通过该技术，可考虑通过与副变速机构中的输出轴转矩降低的时刻相对应提高发动机转矩，来抑制输出轴转矩的下降。但是，难以检测输入转速不变化的“转矩相位”中的变速的行进状况，而且，发动机转矩控制存在响应延迟，需要的转矩提高时间为瞬间。因此，可以说实际上欲提高发动机转矩时，产生与输出轴转矩下降的时刻不吻合的问题等，有可能使“转矩相位”中的转矩变动宽度扩大，而使现实中不能采用发动机转矩和变速的协调控制。

[0109] 如上所述，采用带式无级变速机构和副变速机构的组合的情况下还存在如下所应该解决的课题，即，副变速机构中的变速时，由于“转矩相位”中的输出轴转矩下降，不能避免被称为“牵引冲击”的变速冲击的发生，而对变速品质造成很大的损伤。

[0110] (各模式中的变速控制作用)

[0111] 下面，基于图4及图5～图8对选择低速模式时的变速控制作用、选择高速模式时的变速控制作用、选择后退模式时的变速控制作用、模式转移时的变速控制作用进行说明。

[0112] 选择低速模式时的变速控制作用

[0113] 例如，选择D档时，将低速模式设定为初始设定模式，由车速VSP和油门开度APO得到的运转点处于图3所示的变速线图A区域和B区域时，图4所示的流程图中，反复进行以步骤S1→步骤S2→步骤S3→步骤S4→返回前进的流程，在步骤S4中，维持低速模式的选择作为副变速机构4的变速级，并进行带式无级变速机构3的无级变速控制。

[0114] 即，选择低速模式时，如图5(a)所示，在中间齿轮机构2中，通过输入中间齿轮21和输出中间齿轮22的啮合对来自液力变矩器输出轴82的输入转速进行增速，并设为向初级带轮轴83的输出旋转。在接着的带式无级变速机构3中，在低速模式最低速(Low)线和低速模式最高速(High)线之间无级地控制变速比，并将向初级带轮轴83的输入旋转设为与变速比相对应的向次级带轮轴84的输出旋转。在接着的副变速机构4中，通过低速制动器L/B的联结产生的减速比设定为低速模式，使来自次级带轮轴84的输入旋转减速并设为向副变速器输出轴85的输出旋转。在此，如图5(b)所示，低速模式中的速度线图中通过来自初级带轮轴84的输入转速和低速制动器L/B的联结来决定减速度控制杆，使来自前太阳齿轮S－Fr的输入转速减速并从共同行星齿轮架C输出。

[0115] 选择高速模式时的变速控制作用

[0116] 例如，从低速模式向高速模式转移后，由车速VSP和油门开度APO得到的运转点处于图3所示的变速线图的B区域和C区域时，在图4的流程图中，反复进行以步骤S1→步骤S2→步骤S10→步骤S11→步骤S12→返回前进的流程，在步骤S12中，维持高速模式的选择作为副变速机构4的变速级，并进行带式无级变速机构3的无级变速控制。

[0117] 即，选择高速模式时，如图6(a)所示，中间齿轮机构2中，通过输入中间齿轮21和输出中间齿轮22的啮合对来自液力变矩器输出轴82的输入转速进行增速，并设为向初级带轮轴83的输出旋转。在接着的带式无级变速机构3中，在高速模式最高速(High)线和高速模式最低速(Low)线之间无级地控制变速比，并将向初级带轮轴83的输入旋转设为与变速比相对应的向次级带轮轴84的输出旋转。在接着的副变速机构4中，通过高速离合器H/C的联结的等速比设定为高速模式，使来自次级带轮轴84的输入旋转直接设为向副变速器输出轴85的输出旋转。在此，如图6(b)所示，高速模式中的速度线图中通过来自初级带轮轴84的输入转速和高速离合器H/C的联结来决定等速度控制杆，使来自前太阳齿轮S－Fr的输入转速直接从共同行星齿轮架C输出。

[0118] 后退模式选择时的变速控制作用

[0119] 例如，将变速杆向倒档位置操作时，图4的流程图中，反复进行以步骤S1→步骤S2→步骤S10→步骤S18→步骤S19→步骤S20→步骤S21→返回前进的流程，在步骤S20中，在带式无级变速机构3中进行设为最低速(Low)变速比的变速，在步骤S21中，进行联结副变速机构4的倒车制动器R/B的控制。

[0120] 即，选择后退模式时，如图(7)所示，在中间齿轮机构2中，通过输入中间齿轮21和输出中间齿轮22的啮合对来自液力变矩器输出轴82的输入转速进行增速，并设为向初级带轮轴83的输出旋转。在接着的带式无级变速机构3中，控制变速比以成为最低速(Low)变速比，并将向初级带轮轴83的输入旋转设为与最低速(Low)变速比相对应的向次级带轮轴84的输出旋转。在接着的副变速机构4中，通过倒车制动器R/B的联结进行逆转设定后退模式，使来自次级带轮轴84的输入旋转逆转并设为向副变速器输出轴85的输出旋转。在此，如图7(b)所示，后退模式中的速度线图中通过来自次级带轮轴84的输入转速和倒车制动器R/B的联结来决定逆转速度控制杆，使来自前太阳齿轮S－Fr的输入转速逆转并从共同行星齿轮架C输出。

[0121] 模式转移时的变速控制作用

[0122] 例如，从低速模式向高速模式转移时，模式转移前的低速模式时，如图8(a)所示，通过来自次级带轮轴84的输入转速和低速制动器L/B的缔结决定减速度控制杆，使来自前太阳齿轮S－Fr的输入转速减速并从共同行星齿轮架C输出。而且，在释放低速制动器L/B同时联结高速离合器H/C的过渡状态下，如图8(b)所示，通过带式无级变速机构3中的向低速侧的变速，使来自前太阳齿轮S－Fr的输入转速下降，并通过低速制动器L/B的释放推进和高速离合器H/C的联结推进使控制杆旋转并从减速度控制杆向等速度控制杆变化直至保持输出转速(车速)。而且，当为高速离合器H/C的联结的的高速模式时，如图8(c)所示，通过向带式无级变速机构3中的高速侧返回进行变速，使自前太阳齿轮S－Fr的输入转速上升时，伴随输入转速的上升等速度控制杆也上升，输出转速(车速)上升并进行加速。而且，对于来自前太阳齿轮S－Fr的输入转速直至成为模式转移前的转速水平，例如即使在将发动机Eng的转速保持于一定的状态下，也通过带式无级变速机构3的变速比控制进行加速。而且，当要求进一步加速时，通过发动机Eng的转速上升等，使来自前太阳齿轮S－Fr的输入转速再加速，由此，能够进行再加速。

[0123] (中间齿轮比的设定作用)

[0124] 中间齿轮机构2的中间齿轮比ic(增速比)如上所述，将提高增速比时评价为动力性能下降的增速比设为上限值icmax，将降低增速比时评价为牵引冲击的抑制效果下降的增速比设为下限值icmin，并根据要求性能，设定为上限值icmax和下限值icmin之间的值(icmax≤ic≤i icmin)。下面，基于图9对中间齿轮比ic的设定作用进行说明。

[0125] 首先，动力性能通过下式表示，

[0126] Te×ic×iCVT×ilst×if×轮胎半径/重量  (1)

[0127] 其中，Te：发动机转矩、ic：中间齿轮比、iCVT：带轮比、ilst：副变速机构4中的低速模式比(例如ilst＝1.821)、if：终级齿轮比。即，动力性能以与输入转矩(发动机转矩Te×中间齿轮比ic)和总齿轮比(iCVT×ilst×if)成比例的值来评价。

[0128] 牵引冲击通过下式表示，

[0129] Te×ic×iCVT×{ilst－i2nd}×if×轮胎半径/重量  (2)

[0130] 其中，i2nd：副变速机构4中的高速模式齿轮比(例如i2nd＝1.0)。即，牵引冲击以与输入转矩(发动机转矩Te×中间齿轮比ic)和副变速齿轮比差{ilst－i2nd}成比例的值来评价。

[0131] 因此，从上述(2)式可知，将中间齿轮比ic设为增速比时，输入转矩下降，能够降低牵引冲击。而且，越使中间齿轮比ic下降而靠近增速比侧越能使牵引冲击的抑制效果提高。但是，从上述(1)式可知，存在越使中间齿轮比ic下降而靠近增速比侧动力性能越下降的关系。

[0132] 另一方面，低速模式的选择状态下，通过油门踏下操作进行加速后进行油门返回操作时，横切L－H模式切换线并进行向高速模式的变速。这时，如图9的加速度G的特性所示，存在如下要求，即在油门踏下加速中确保高的加速度Gp，同时，在油门返回带来的变速中将加速度下降量△G抑制为很小。

[0133] 因此，为了兼顾动力性能的确保和牵引冲击的抑制这两个相反的要求，如上所述，根据需要将中间齿轮比ic设定为上限值icmax和下限值icmin之间的值(icmax≤ic≤icmin)。即，根据车辆规格等，牵引冲击的抑制比动力性能的确保优先的情况下，将中间齿轮比ic设定为能够兼顾的设定允许范围(icmax≤ic≤icmin)中较低的值。相反，根据车辆规格等，动力性能的确保比牵引冲击的抑制优先的情况下，将中间齿轮比ic设定为能够兼顾的设定允许范围(icmax≤ic≤icmin)中较高的值。

[0134] (变速过渡期的协调变速控制作用)

[0135] 下面，基于图4及图10、图11，对从低速模式向高速模式转移的协调变速控制作用、从高速模式向低速模式转移的协调变速模式、协调变速带来的惯性相位中的实际贯穿变速比的维持作用、转矩相位中的输出转矩下降的抑制作用进行说明。

[0136] 从低速模式向高速模式转移的协调变速控制作用

[0137] 选择低速模式时，由车速VSP和油门开度APO得到的运转点横穿图3所示的变速线图的低速模式最高速(High)线(＝L－H模式切换线)时，图4的流程图中，以步骤S1→步骤S2→步骤S3→步骤S5→步骤S6→步骤S7→步骤S8→步骤S9前进，反复以步骤S7→步骤S8→步骤S9前进的流程，直至在步骤S9中判断为变速完成。而且，步骤S9中判断为变速完成时，从步骤S9返回。

[0138] 即，步骤S7中，使实际贯穿变速比Ratio以规定的过渡响应从开始变速时的值变换至到达贯穿变速比DRatio而用于设定目标贯穿变速比Ratio0，步骤S8中，执行如下所述的L－H协调变速，该L－H协调变速在副变速机构4中进行从低速模式向高速模式转移的变速控制，同时，在该模式转移的变速控制中，按照实际贯穿变速比Ratio保持为目标贯穿变速比Ratio0的方式进行带式无级变速机构3的无级变速控制。

[0139] 从高速模式向低速模式转移的协调变速模式

[0140] 选择高速模式时，由车速VSP和油门开度APO得到的运转点横穿图3所示的变速线图的高速模式最低速(Low)线(＝H－L模式切换线)时，图4的流程图中，以步骤S1→步骤S2→步骤S10→步骤S11→步骤S13→步骤S14→步骤S15→步骤S16→步骤S17前进，反复以步骤S15→步骤S16→步骤S17前进的流程，直至在步骤S17中判断为变速完成。而且，步骤S17中判断为变速完成时，从步骤S17返回。

[0141] 即，步骤S15中，使实际贯穿变速比Ratio以规定的过渡响应从开始变速时的值变换至到达贯穿变速比DRatio而用于设定目标贯穿变速比Ratio0，步骤S16中，执行如下所述的H－L协调变速，该H－L协调变速在副变速机构4中进行从高速模式向低速模式转移的变速控制，同时，在该模式转移的变速控制中，按照实际贯穿变速比Ratio保持为目标贯穿变速比Ratio0的方式进行带式无级变速机构3的无级变速控制。

[0142] 协调变速带来的惯性相位中的实际贯穿变速比的维持作用

[0143] 在从低速模式向高速模式转移的变速过渡期的惯性相位中，如图10的上部所述，执行如下所述L－H协调变速，即相对于副变速机构变速比从低速(Low)向高速(High)进行变化，变换变速比(带式无级变速机构3的变速比)从向高速(High)向低速(Low)进行变化。因此，能够将组合了惯性相位中的副变速机构变速比和变换变速比的实际贯穿变速比Ratio保持于一定。

[0144] 在从高速模式向低速模式转移的变速过渡期的惯性相位中，如图10的下部所述，执行如下所述H－L协调变速，即相对于副变速机构变速比从高速(High)向低速(Low)进行变化，变换变速比(带式无级变速机构3的变速比)从低速(Low)向高速(High)进行变化。因此，能够将组合了惯性相位中的副变速机构变速比和变换变速比的实际贯穿变速比Ratio保持于一定。

[0145] 转矩相位中的输出转矩下降的抑制作用

[0146] 下面，基于图11所示的时间流程图，对从低速模式向高速模式转移的升档时的惯性相位中的输出转矩(输出轴转矩)的下降的抑制作用进行说明。

[0147] 从低速模式向高速模式转移的升档在时刻t1开始时，从时刻t1开始到时刻t2的变速准备相位中，开始副变速机构4的低速制动器L/B的释放，并开始高速离合器H/C的联结。即，如图11的Low/B转矩容量特性所示，使低速制动器L/Bw稍微滑动，如图11的High/C转矩容量特性所示，使高速离合器H/C在转矩容量零点待机。

[0148] 而且，从时刻t2开始转矩相位时，如图11的Low/B转矩容量特性和High/C转矩容量特性所示，慢慢使副变速机构4的低速制动器L/B所承担的转矩分配降低，进行将降低的转矩向高速离合器H/C转移的转矩分配的切换。该转矩相位中，在不具有中间齿轮机构2的车辆用无级变速器的情况下，如图11的输出转矩的点线特性所示，输出转矩下降量△Ta增大，与此相对，在具有中间齿轮机构2的实施例1的车辆用无级变速器的情况下，如图11的输出转矩实线特性所示，发现输出降低量△Tb(＜△Ta)减少。

[0149] 而且，从时刻t3开始惯性相位时，如图11的副变速器比特性和变换比特性所示，进行使副变速器比(＝副变速机构变速比)和变换比(＝带式无级变速机构变速比)协调进行变速的协调变速。因此，如图11的总传动比特性所示，总传动比(＝贯穿变速比)保持于一定，同时，如图11的输出转矩的实线特性所示，下降的输出转矩慢慢恢复而返回变速前的水平。

[0150] 而且，从时刻t4开始变速完成相位时，如图11的Low/B转矩容量特性和High/C转矩容量特性所示，完全释放副变速机构4的低速制动器L/B，并完全联结高速离合器H/C。而且，在时刻t5，变速完成相位结束，变速完成时向高速模式转移。

[0151] 接着，说明效果。

[0152] 实施例1的车辆用无级变速器能够得到下述列举的效果。

[0153] (1)直列地配置有：连结于驱动源(发动机Eng)并通过无级变速比变速的带式无级变速机构3、具有多个前进级的副变速机构4的车辆用无级变速器中，在所述副变速机构4的上游位置配置有使向所述副变速机构4的输入转速增速的增速齿轮机构(中间齿轮机构2)。

[0154] 因此，能够实现变速比宽度的扩大，以达到良好的起动响应性和节能性(低燃耗)，实现副变速机构4中的变速时的变速品质的改进。

[0155] (2)所述增速齿轮机构(中间齿轮机构2)将提高增速比(中间齿轮比ic)时评价为动力性能下降的增速比设为上限值icmax，将降低增速比时评价为牵引冲击的抑制效果下降的增速比设为下限值icmin，并根据要求性能将增速比设置为所述上限值icmax和所述下限值icmin之间的值。

[0156] 因此，即使在无级变速器的动力传递路径追加了增速齿轮机构(中间齿轮机构2)，但能够实现确保兼顾动力性能的确保和变速性能这两者，同时，能够根据要求性能保持兼顾这两者，确保良好的动力性能，或确保良好的变速性能。

[0157] (3)所述增速齿轮机构(中间齿轮机构2)配置于对来自所述驱动源(发动机Eng)的驱动输入转速进行增速并设为初级带轮转速的所述带式无级变速机构3的上游位置。

[0158] 因此，向带式无级变速机构3的输入转矩下降，不需要进行带式无级变速器3的带轮大强度化或大型化，同时，由于能够使带摩擦力下降而能够期待高的节能效果(燃油消耗效果)。

[0159] (4)所述增速齿轮机构(中间齿轮机构2)由来自所述驱动源(发动机Eng)的驱动输入轴(液力变矩器输出轴82)、将与所述带式无级变速机构3的初级带轮轴83设为平行轴配置并设置于所述驱动输入轴(液力变矩器输出轴82)的输入中间齿轮21、设置于所述初级带轮轴83且啮合于所述输入中间齿轮21的输出中间齿轮22构成。

[0160] 因此，能够将增速齿轮机构(中间齿轮机构2)设置为由总是啮合的输入中间齿轮21和输出中间齿轮22构成的简单构成，同时，能够提高设置了液力变矩器1等的驱动输入轴(液力变矩器输出轴82)、和设置了初级带轮31的初级带轮轴83的布局自由度。

[0161] (5)所述副变速机构4为至少具有低速模式和高速模式作为前进变速级的机构，设置了对应所述副变速机构4的变速而变更所述带式无级变速机构3的变速比的协调变速控制装置(图4)，以在根据变速要求将所述副变速机构4的前进变速级从一个模式向另外一个模式切换时，变速器整体的贯穿变速比平滑地进行变化。

[0162] 因此，在副变速机构4变速时，能够实现抑制转矩相位中的输出轴转矩下降和惯性相位中的贯穿变速比的变化。能够实现由抑制变速冲击的产生及变速延缓感的产生的良好的变速品质带来的平滑的变速。

[0163] 以上，基于实施例1对本发明的车辆用无级变速器进行了说明，但对于具体的构成，并不限定于该实施例1。在不脱离本发明请求的范围的要旨下，允许进行设计的变更或追加等。

[0164] 实施例1中，例示了将增速齿轮机构(中间齿轮机构2)配置于带式无级变速机构3的上流位置的优选例。但是，只要是副变速机构4的上游位置，例如也可以是在带式无级变速机构3和副变速机构4之间的位置配置增速齿轮机构的例子。

[0165] 实施例1中，例示了将车辆用无级变速器应用于搭载了发动机Eng作为驱动源的发动机汽车的例子，但对于搭载了电动机和发动机作为驱动源的混合动力车辆、以及搭载了电动机作为驱动源的电动汽车或燃料电池车等，也可以应用本发明的车辆用无级变速器。