JP4913183B2 - 車両用無段変速機 - Google Patents

Description

本発明は、車両の変速機として適用され、ベルト式無段変速機構と副変速機構を直列に備える車両用無段変速機に関する。

従来、車両用無段変速機としては、ベルト式無段変速機構に対して前進２段の副変速機構を直列に設け、車両の運転状態に応じてこの副変速機構の変速段を変更するように構成することで、ベルト式無段変速機構を大型化することなく、取り得る変速比範囲を拡大するものが知られている（例えば、特許文献１参照）。

このような副変速機構付き車両用無段変速機において、副変速機構の変速段を変更する際、これに合わせてベルト式無段変速機構の変速比を変更する協調変速を行い、変速機全体の変速比（以下、「スルー変速比」という。）を一定に保つものが知られている（例えば、特許文献２参照）。この特許文献２に開示された協調変速によれば、協調変速の前後でスルー変速比を一定に保つことにより、副変速機構を変速させる際のエンジン及びトルクコンバータの速度変化が抑制されることになり、これらの慣性トルクによる変速ショックが防止される。

特開昭６０−３７４５５号公報 特開平５−７９５５４号公報

しかしながら、ベルト式無段変速機構と副変速機構を直列に備える車両用無段変速機にあっては、副変速機構での変速過渡期のうち、入力回転数が変化しないで出力軸トルクのみが変化する「トルクフェーズ」と呼ばれる変速初期に発生する相において、締結される摩擦要素と解放される摩擦要素の架け替えに起因して出力軸トルクが低下する。

一方、スルー変速比を一定に保つ協調変速は、副変速機構での変速過渡期のうち、入力回転数が変化する「イナーシャフェーズ」と呼ばれる相での変速ショック抑制に有効であるが、入力回転数が変化しない「トルクフェーズ」での変速ショック抑制効果は期待できない。

よって、副変速機構での変速時、「トルクフェーズ」での出力軸トルクの低下を原因とし、「引きショック」と呼ばれる変速ショックが発生してしまい、変速品質を大きく損なってしまう、という問題があった。

本発明は、上記問題に着目してなされたもので、発進レスポンス性や省エネルギー性を達成する変速比幅の拡大を実現しつつ、副変速機構での変速時における変速品質の改善を図ることができる車両用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、本発明の車両用無段変速機では、駆動源に連結され、無段変速比により変速するベルト式無段変速機構と、複数の前進段を有する副変速機構と、を直列に備えている。
この車両用無段変速機において、前記副変速機構の上流位置に、前記副変速機構への入力回転数を増速させる増速ギア機構を配置し、
前記増速ギア機構は、増速比を上げたとき動力性能が低下したと評価される増速比を上限値とし、増速比を下げたとき引きショックの抑制効果が低下したと評価される増速比を下限値とし、要求性能に応じて前記上限値と前記下限値の間の値に増速比を設定した。

よって、本発明の車両用無段変速機にあっては、ベルト式無段変速機構と副変速機構を直列に備えている。このため、ベルト式無段変速機構での無段変速比領域を、複数の前進段に対応する数だけ持つことが可能になり、発進レスポンス性を良好にする変速比幅のロー側拡大が実現されるし、省エネルギー性（エンジン車の場合は燃費向上）を良好にする変速比幅のハイ側拡大が実現される。
また、副変速機構の上流位置に増速ギア機構が配置されている。このため、駆動源からの入力トルクがそのまま副変速機構に入力される場合に比べ、副変速機構への入力トルクが増速により減少し、これに伴い副変速機構での変速時、「トルクフェーズ」での出力軸トルクの低下量が小さく抑えられる。これは、「トルクフェーズ」での出力軸トルク低下量が、副変速機構への入力トルクの大きさ、変速前後の副変速ギア比差、等に応じた値にて与えられることによる。
この結果、発進レスポンス性や省エネルギー性を達成する変速比幅の拡大を実現しつつ、副変速機構での変速時における変速品質の改善を図ることができる。
増速ギア機構は、要求性能に応じて、増速比を上げたとき動力性能が低下したと評価される上限値と、増速比を下げたとき引きショックの抑制効果が低下したと評価される下限値と、の間の値に増速比を設定した。
このため、無段変速機の動力伝達経路に増速ギア機構を追加したにもかかわらず、動力性能の確保と変速性能の確保の両立を図ることができると共に、要求性能に応じて両立を保ちつつ、良好な動力性能を確保したり、あるいは、良好な変速性能を確保したりすることができる。

実施例１の車両用無段変速機を搭載したエンジン車を示す概略図である。 実施例１の車両用無段変速機で変速制御等を行う電子制御系と油圧制御系を示す制御ブロック図である。 実施例１の車両用無段変速機における車速とアクセル開度とプライマリ回転数の関係の一例を示す変速線図である。 実施例１の車両用無段変速機のＣＶＴコントローラにて実行される変速制御処理の流れを示すフローチャートである。 低速モード選択時の変速制御作用を説明する作用説明図であり、(a)は低速モードでのカウンターギア機構・ベルト式無段変速機構・副変速機構を示し、(b)は低速モードでの副変速機構の速度線図を示す。 高速モード選択時の変速制御作用を説明する作用説明図であり、(a)は高速モードでのカウンターギア機構・ベルト式無段変速機構・副変速機構を示し、(b)は高速モードでの副変速機構の速度線図を示す。 後退モード選択時の変速制御作用を説明する作用説明図であり、(a)は後退モードでのカウンターギア機構・ベルト式無段変速機構・副変速機構を示し、(b)は後退モードでの副変速機構の速度線図を示す。 低速モードから高速モードへのモード移行時における変速制御作用を副変速機構の各回転要素の回転数関係により説明する作用説明図であり、(a)は低速モードでの速度線図を示し、(b)はモード遷移過渡状態での速度線図を示し、(c)は高速モードでの速度線図を示す。 実施例１の車両用無段変速機のカウンターギア機構２でのカウンターギア比icの設定を説明するため低速モードの選択状態でのアクセル踏み込み加速からアクセル戻しにより高速モードへ変速する際の加速度特性を示すタイムチャートである。 アップシフト時（L→H）とダウンシフト時（H→L）のそれぞれにおけるイナーシャフェーズでの協調変速制御を説明するため実スルー変速比・副変速機構変速比・バリエータ変速比の各特性を示すタイムチャートである。 低速モードから高速モードへ移行するアップシフト時におけるアウトプットトルク・トータルレシオ・バリエータレシオ・副変速機レシオ・ENG回転数・Low/Bトルク容量・High/Cトルク容量の各特性を示すタイムチャートである。

以下、本発明の車両用無段変速機を実現する最良の形態を、図面に示す実施例１に基づいて説明する。

まず、構成を説明する。
図１は、実施例１の車両用無段変速機を搭載したエンジン車を示す概略図である。以下、図１に基づき、エンジン車の概略構成と無段変速機CVTの構成を説明する。

実施例１の車両用無段変速機を搭載したエンジン車は、図１に示すように、無段変速機CVTの入力側にエンジンEng（駆動源）が連結され、無段変速機CVTの出力側に、左ドライブシャフトDSLと右ドライブシャフトDSRが連結され、左ドライブシャフトDSLの端部に左駆動輪TLが取り付けられ、右ドライブシャフトDSRの端部に右駆動輪TRが取り付けられている。

前記エンジンEngと無段変速機CVTは、例えば、フロントエンジン・フロントドライブ車（＝ＦＦ車）のエンジンルームに搭載され、エンジンEngから入力される回転駆動力を、無段変速機CVTにより変速し、左右ドライブシャフトDSL,DSRからの出力を、左右駆動輪TL,TRを介して路面に伝達しつつ走行する。

実施例１の無段変速機CVTは、図１に示すように、トルクコンバータ１と、カウンターギア機構（増速ギア機構）２と、ベルト式無段変速機構３と、副変速機構４と、終減速ギア機構５と、差動機構６と、を備えている。なお、これらの構成要素は、コンバータハウジング７１，トランスミッションケース７２，サイドカバー７３により構成された変速機ケーシング部材７に内蔵されている。

前記トルクコンバータ１は、トルク増大機能を有する発進要素であり、トルク増大機能やトルク変動吸収機能を必要としないとき、同軸配置のエンジン出力軸８１（＝トルクコンバータ入力軸）とトルクコンバータ出力軸８２を直結するロックアップクラッチ１１を有する。このトルクコンバータ１は、エンジン出力軸８１にコンバータカバー１２を介して連結されたタービンランナ１３と、トルクコンバータ出力軸８２に連結されたポンプインペラ１４と、ワンウェイクラッチ１５を介して設けられたステータ１６と、を構成要素とする。トルクコンバータ１の内部は、ロックアップクラッチ１１によりコンバータ油室１７とロックアップ油室１８に画成される。
なお、前記トランスミッションケース７２の外周位置には、オイルポンプ９が設置されている。オイルポンプ９へのポンプ駆動伝達機構は、タービンランナ１３の延長部分に設けた第１スプロケット９１と、オイルポンプ９のポンプ軸に設けた第２スプロケット９２と、両スプロケット９１，９２を掛け渡すチェーン９３により構成されている。

前記カウンターギア機構２は、ベルト式無段変速機構３の上流位置に配置し、エンジンEngからの駆動入力回転数を増速してプライマリプーリ回転数Npriとする増速ギア機構である。このカウンターギア機構２は、エンジンEngからのトルクコンバータ出力軸８２（駆動入力軸）と、ベルト式無段変速機構３へのプライマリプーリ軸８３を平行軸配置とし、トルクコンバータ出力軸８２に設けた入力カウンターギア２１と、プライマリプーリ軸８３に設け、入力カウンターギア２１に噛み合う出力カウンターギア２２による構成としている。このカウンターギア機構２によるカウンターギア比ic（増速比）は、増速比を上げたとき動力性能が低下したと評価される増速比を上限値icmaxとし、増速比を下げたとき引きショックの抑制効果が低下したと評価される増速比を下限値icminとし、要求性能に応じて上限値icmaxと下限値icminの間の値（ic＝１未満の値）に設定している。

前記ベルト式無段変速機構３は、ベルト接触径の変化によりプライマリプーリ軸８３の入力回転数とセカンダリプーリ軸８４の出力回転数の比である変速比を無段階に変化させる無段変速機能を有する。このベルト式無段変速機構３は、プライマリプーリ３１と、セカンダリプーリ３２と、ベルト３３と、を有する。前記プライマリプーリ３１は、固定プーリ３１ａとスライドプーリ３１ｂにより構成され、スライドプーリ３１ｂは、プライマリ油圧室３４に導かれるプライマリ油圧によりスライド動作する。前記セカンダリプーリ３２は、固定プーリ３２ａとスライドプーリ３２ｂにより構成され、スライドプーリ３２ｂは、セカンダリ油圧室３５に導かれるセカンダリ油圧によりスライド動作する。前記ベルト３３は、プライマリプーリ３１のＶ字形状をなすシーブ面と、セカンダリプーリ３２のＶ字形状をなすシーブ面に掛け渡されている。このベルト３３は、環状リングを内から外へ多数重ね合わせた２組の積層リングと、打ち抜き板材により形成され、２組の積層リングに対する挟み込みにより互いに連接して環状に設けられた多数のエレメントにより構成される。そして、エレメントには、両側位置にプーリシーブ面と接触するフランク面を有する。

前記副変速機構４は、前進走行段として低速モードと高速モードを有し、後退走行段として後退モードを有し、これらのモードを運転状態に応じて切り換える変速機構である。この副変速機構９は、ラビニヨー型遊星歯車と変速用の摩擦要素により構成される。ラビニヨー型遊星歯車は、ダブルピニオン遊星歯車（S-Fr、P1、P2、R）とシングルピニオン遊星歯車（S-Rr、P1、R）を組み合わせた構成である。つまり、セカンダリプーリ軸８４（＝副変速機入力軸）に設けられ、第１ピニオンP1に噛み合うフロントサンギアS-Frと、第２ピニオンP2に噛み合うリヤサンギアS-Rrと、副変速機出力軸８５に直結された共通キャリアCと、第２ピニオンP2に噛み合うリングギアRと、による４つの回転要素を有する。変速用の摩擦要素としては、低速モードの選択時に締結され、リヤサンギアS-Rrをケース固定可能なローブレーキL/Bと、高速モードの選択時に締結され、共通キャリアCとリングギアRを連結可能なハイクラッチH/Cと、後退モードの選択時に締結され、リングギアRをケース固定可能なリバースブレーキR/Bと、を有する。なお、ハイクラッチH/Cは、４つの回転要素の何れか２つの回転要素を連結可能な位置に設けたものであれば良い。

前記終減速ギア機構５及び差動機構６は、副変速機構４の副変速機出力軸８５からの出力回転を減速すると共に差動機能を与えて左右ドライブシャフトDSL,DSR及び左右駆動輪TL,TRに伝達する機構である。終減速ギア機構５は、副変速機出力軸８５に設けられた第１ギア５１と、差動機構６のデファレンシャルケース６１に設けられ、第１ギア５１と噛み合う第２ギア５２により構成されている。差動機構６は、デファレンシャルケース６１に支持されたピニオンメートシャフト６２と、ピニオンメートシャフト６２に回転可能に設けられたピニオン６３と、ピニオン６３に噛み合うと共に左ドライブシャフトDSLが設けられた左サイドギア６４と、ピニオン６３に噛み合うと共に右ドライブシャフトDSRが設けられた右サイドギア６５と、を有する。なお、副変速機出力軸８５には、第１ギア５１の隣接位置にパーキングギア５３が設けられている。

図２は、実施例１の車両用無段変速機で変速制御等を行う電子制御系と油圧制御系を示す制御ブロック図である。図３は、実施例１の車両用無段変速機における車速とアクセル開度とプライマリ回転数の関係の一例を示す変速線図である。以下、図２及び図３に基づき制御系構成を説明する。

前記電子制御系は、図２に示すように、ＣＶＴコントローラ100と、ＣＶＴコントローラ100に入力情報をもたらす入力情報源により構成されている。ＣＶＴコントローラ100は、入力情報に基づく演算処理を行い、その演算処理結果を制御指令としてコントロールバルブユニット200の各アクチュエータに出力する。入力情報源としては、アクセル開度APOを検出するアクセル開度センサ101と、車速VSPを検出する車速センサ102と、ベルト式無段変速機構３のプライマリプーリ回転数Npriを検出するプライマリ回転数センサ103と、ベルト式無段変速機構３のセカンダリプーリ回転数Nsecを検出するセカンダリ回転数センサ104と、変速機作動油温を検出する油温センサ105と、ドライバによるセレクト操作位置を検出するインヒビタースイッチ106と、他のセンサ・スイッチ類107と、を備えている。

前記ＣＶＴコントロールユニット100は、トルクコンバータ１のロックアップクラッチ１１を解放/締結するロックアップ制御を行う。すなわち、車速VSPとスロットル開度APOによる運転点が予め設定した非ロックアップ領域に存在する場合、ロックアップクラッチ１１を解放し、車速VSPとスロットル開度APOによる運転点が予め設定したロックアップ領域に存在する場合、ロックアップクラッチ１１を締結する。

前記ＣＶＴコントロールユニット100は、ライン圧制御を行うと共にベルト式無段変速機構３の変速比制御を行う。すなわち、スロットル開度APO等に応じた目標ライン圧を得るライン圧制御を行うと共に、車速VSPとスロットル開度APOによる運転点と図３に示す変速線図により目標プライマリ回転数を決め、目標プライマリ回転数（＝目標変速比）を得る変速比制御指令をステップモータ等に出力する。

前記ＣＶＴコントロールユニット100は、副変速機構９の変速制御を行う。すなわち、低速モードの選択時、車速VSPとスロットル開度APOによる運転点が図３に示す変速線図のＡ領域とＢ領域に存在する限り低速モードの選択を維持し、運転点が図３に示す変速線図の低速モード最High線（＝L-Hモード切換線）を横切ると、低速モードから高速モードへ移行する制御指令を出す。また、高速モードの選択時、車速VSPとスロットル開度APOによる運転点が図３に示す変速線図のＢ領域とＣ領域に存在する限り高速モードの選択を維持し、運転点が図３に示す変速線図の高速モード最Low線（＝H-Lモード切換線）を横切ると、高速モードから低速モードへ移行する制御指令を出す。

前記油圧制御系は、オイルポンプ９と、オイルポンプ９から吐出圧に基づき様々な油圧を作り出すコントロールバルブユニット200により構成されている。コントロールバルブユニット200は、レギュレータ弁や変速制御弁や変速指令弁や減圧弁やロックアップコントロール弁等のスプール弁と共に、ライン圧ソレノイドやセカンダリ油圧ソレノイドやステップモータやモード切り換えソレノイド等のアクチュエータを備えている。

前記コントロールバルブユニット200は、トルクコンバータ１のロックアップ油圧制御を行う。すなわち、ＣＶＴコントローラ100からの非ロックアップ制御指令時、トルクコンバータ１のコンバータ油室１７とロックアップ室１８にコンバータ圧を導く。ＣＶＴコントローラ100からのロックアップ制御指令時、ロックアップ室１８からのみコンバータ圧をドレーンする。

前記コントロールバルブユニット200は、ベルト式無段変速機構３の変速比油圧制御を行う。すなわち、ＣＶＴコントローラ100からの変速比制御指令に応じ、プライマリ油圧室３４へプライマリ圧を導き、セカンダリ油圧室３５へセカンダリ圧を導き、ベルト式無段変速機構３により目標変速比を得る。

前記コントロールバルブユニット200は、副変速機構４の変速油圧制御を行う。すなわち、ＣＶＴコントローラ100からの低速モード維持指令時には、副変速機構４のローブレーキL/Bに対しローブレーキ圧を導く。ＣＶＴコントローラ100からの高速モード維持指令時には、副変速機構４のハイクラッチH/Cに対しハイクラッチ圧を導く。ＣＶＴコントローラ100からの後退モード維持指令時には、副変速機構４のリバースブレーキR/Bに対しリバースブレーキ圧を導く。また、低速モード選択時にＣＶＴコントローラ100から高速モードへの変速指令が出されると、ローブレーキL/Bのローブレーキ圧を抜きながら、ハイクラッチH/Cへハイクラッチ圧を供給する架け替え変速を行う。高速モード選択時にＣＶＴコントローラ100から低速モードへの変速指令が出されると、ハイクラッチH/Cのハイクラッチ圧を抜きながら、ローブレーキL/Bへローブレーキ圧を供給する架け替え変速を行う。

図４は、実施例１の車両用無段変速機のＣＶＴコントローラ100にて実行される変速制御処理の流れを示すフローチャートである（協調変速制御手段）。以下、図４の各ステップについて説明する。

ステップＳ１では、アクセル開度APOや車速VSP等の必要情報を読み込み、ステップＳ２へ進む。

ステップＳ２では、ステップＳ１での必要情報の読み込みに続き、低速モードの選択時であるか否かを判断し、YES（低速モード選択時）の場合はステップＳ３へ進み、NO（低速モード以外のモード選択時）の場合はステップＳ１０へ進む。
ここで、Ｄレンジの選択時、低速モードが初期設定モードとされ、車速VSPとスロットル開度APOによる運転点が図３に示す変速線図のＡ領域とＢ領域に存在する限り低速モードの選択が維持される。

ステップＳ３では、ステップＳ２での低速モード選択時であるとの判断に続き、車速VSPとスロットル開度APOによる運転点が図３に示す変速線図の低速モード最High線（＝L-Hモード切換線）を横切ったか否かを判断し、YES（L-Hモード切換線の横切り有り）の場合はステップＳ５へ進み、NO（L-Hモード切換線の横切り無し）の場合はステップＳ４へ進む。

ステップＳ４では、ステップＳ３でのL-Hモード切換線の横切り無しとの判断に続き、副変速機構４の変速段として低速モードの選択を維持しつつ、ベルト式無段変速機構３による無段変速制御を行い、リターンへ進む。

ステップＳ５では、ステップＳ３でのL-Hモード切換線の横切り有りとの判断に続き、現在の車速VSPとスロットル開度APOによる運転点と図３に示す変速線図を用いて、プライマリ回転数を検索し、この検索したプライマリ回転数を到達プライマリ回転数DsrREVとして設定し、ステップＳ６へ進む。
この到達プライマリ回転数DsrREVは、現在の車速VSPとスロットル開度APOにて達成すべきプライマリ回転数であり、プライマリ回転数の定常的な目標値である。

ステップＳ６では、ステップＳ５での到達プライマリ回転数DsrREVの設定に続き、到達プライマリ回転数DsrREVを、車速VSPと終減速比ifで除算して到達スルー変速比DRatioを演算し、ステップＳ７へ進む。
この到達スルー変速比DRatioは、現在の車速VSPとスロットル開度APOにて達成すべきスルー変速比であり、スルー変速比の定常的な目標値である。

ステップＳ７では、ステップＳ６での到達スルー変速比DRatioの演算、あるいは、ステップＳ９でのL-H協調変速途中であるとの判断に続き、実スルー変速比Ratioを、変速開始時の値から到達スルー変速比DRatioまで所定の過渡応答で変化させるための目標スルー変速比RatioOを設定し、ステップＳ８へ進む。
ここで、目標スルー変速比RatioOは、スルー変速比の過渡的な目標値である。所定の過渡応答は、例えば、一次遅れ応答であり、目標スルー変速比RatioOは到達スルー変速比DRatioに漸近するように設定される。なお、実スルー変速比Ratioは、現在の車速VSPとプライマリ回転数Npriに基づき、必要に応じてその都度演算される。

ステップＳ８では、ステップＳ７での目標スルー変速比RatioOの設定に続き、副変速機構４において低速モードから高速モードへと移行する変速制御を行うと共に、このモード移行による変速制御中、実スルー変速比Ratioが目標スルー変速比RatioOを保つようにベルト式無段変速機構３による無段変速制御を行うL-H協調変速を実行し、ステップＳ９へ進む。

ステップＳ９では、ステップＳ８でのL-H協調変速の実行に続き、L-H協調変速が完了したか否かを判断し、YES（L-H協調変速完了）の場合はリターンへ進み、NO（L-H協調変速途中）の場合はステップＳ７へ戻る。

ステップＳ１０では、ステップＳ２での低速モード以外のモード選択時であるとの判断に続き、高速モードの選択時であるか否かを判断し、YES（高速モード選択時）の場合はステップＳ１１へ進み、NO（高速モード以外のモード選択時）の場合はステップＳ１８へ進む。
ここで、高速モードの選択時には、車速VSPとスロットル開度APOによる運転点が図３に示す変速線図のＢ領域とＣ領域に存在する限り高速モードの選択が維持される。

ステップＳ１１では、ステップＳ１０での高速モード選択時であるとの判断に続き、車速VSPとスロットル開度APOによる運転点が図３に示す変速線図の高速モード最Low線（＝H-Lモード切換線）を横切ったか否かを判断し、YES（H-Lモード切換線の横切り有り）の場合はステップＳ１３へ進み、NO（H-Lモード切換線の横切り無し）の場合はステップＳ１２へ進む。

ステップＳ１２では、ステップＳ１１でのH-Lモード切換線の横切り無しとの判断に続き、副変速機構４の変速段として高速モードの選択を維持しつつ、ベルト式無段変速機構３による無段変速制御を行い、リターンへ進む。

ステップＳ１３では、ステップＳ１１でのH-Lモード切換線の横切り有りとの判断に続き、ステップＳ５と同様に、現在の車速VSPとスロットル開度APOによる運転点と図３に示す変速線図を用いて、プライマリ回転数を検索し、この検索したプライマリ回転数を到達プライマリ回転数DsrREVとして設定し、ステップＳ１４へ進む。

ステップＳ１４では、ステップＳ１３での到達プライマリ回転数DsrREVの設定に続き、ステップＳ６と同様に、到達プライマリ回転数DsrREVを、車速VSPと終減速比ifで除算して到達スルー変速比DRatioを演算し、ステップＳ１５へ進む。

ステップＳ１５では、ステップＳ１４での到達スルー変速比DRatioの演算、あるいは、ステップＳ１７でのH-L協調変速途中であるとの判断に続き、ステップＳ７と同様に、実スルー変速比Ratioを、変速開始時の値から到達スルー変速比DRatioまで所定の過渡応答で変化させるための目標スルー変速比RatioOを設定し、ステップＳ１６へ進む。

ステップＳ１６では、ステップＳ１５での目標スルー変速比RatioOの設定に続き、副変速機構４において高速モードから低速モードへと移行する変速制御を行うと共に、このモード移行による変速制御中、実スルー変速比Ratioが目標スルー変速比RatioOを保つようにベルト式無段変速機構３による無段変速制御を行うH-L協調変速を実行し、ステップＳ１７へ進む。

ステップＳ１７では、ステップＳ１６でのH-L協調変速の実行に続き、H-L協調変速が完了したか否かを判断し、YES（H-L協調変速完了）の場合はリターンへ進み、NO（H-L協調変速途中）の場合はステップＳ１５へ戻る。

ステップＳ１８では、ステップＳ１０での高速モード以外のモード選択時であるとの判断に続き、リバースレンジ位置に選択したか否かを判断し、YESの場合はステップＳ１９へ進み、NOの場合はリターンへ進む。

ステップＳ１９では、ステップＳ１８でのリバースセレクト時であるとの判断に続き、ベルト式無段変速機構３での目標無段変速比を最Low変速比に設定し、ステップＳ２０へ進む。

ステップＳ２０では、ステップＳ１９での最Low変速比の設定に続き、ベルト式無段変速機構３が目標無段変速比（最Low変速比）となるように無段変速を行い、ステップＳ２１へ進む。

ステップＳ２１では、ステップＳ２０での最Low変速比への無段変速に続き、副変速機構４のリバースブレーキR/Bを締結し、リターンへ進む。

次に、作用を説明する。
実施例１の車両用無段変速機における作用を、「無段変速機の小型軽量化を目指すときの課題」、「各モードでの変速制御作用」、「カウンターギア比の設定作用」、「変速過渡期の協調変速制御作用」に分けて説明する。

［無段変速機の小型軽量化を目指すときの課題］
車両用無段変速機の役割は、エンジンから生み出された力（エネルギー）を、いかに無駄なく伝え、「低速や出足でレスポンス良く、高速走行ではエンジンを低回転で低燃費に」という理想を実現することが必要である。つまり、“変速比幅（ローギア比／ハイギア比）”を大きくすることである。

二つのプーリにスチール製のベルトを巻き付けて、プーリ間での動力を伝えるベルト式無段変速機構では、その変速比幅は、巻き付けられたベルトの曲率半径の比で決まってしまう。したがって、変速比幅の大きなベルト式無段変速機構は、曲率半径の大小の開きが幅広くて大きなプーリを設計し、ベルトを小さな半径で巻き付ければ実現する。

しかし、小型車はエンジンルームが小さく、大きなプーリを持つ無段変速機を収めるスペースを取れない。また、ベルト式の無段変速機の構成部品で最も高重量の部品はプーリであり、プーリを大型にすると重量増となってしまい、燃費性能に悪影響を及ぼすことになる。

そこで、ベルト式無段変速機構と副変速機構を組み合わせた構成を採用することで、無段階の変速領域を複数持つことが可能となり、プーリ径を縮小し、小型化と軽量化を図りながら、ジャンプアップした変速比幅を実現することが可能である。このベルト式無段変速機構と副変速機構を組み合わせるアイデアは、以前から提案（例えば、特開昭６０−３７４５５号公報）されているものの、ベルト式無段変速機構と副変速機構の双方の制御を行いながら、運転性（滑らかさ、レスポンスの良さ）を追求することに非常に高度な技術を要するため、実機としての実現には至っていなかった。特に、ベルト式の無段変速機に対してユーザは、“無段階変速により滑らか”という印象が強い。しかし、副変速機構を加えることで、本来の“無段階”に対して、不連続さを付加することになり、副変速機構により変速を行う際に、滑らかさと、それに相反するレスポンスの良さを追求すると、その制御は非常に難しいものになる。

そこで、副変速機構の変速段を変更する際、例えば、特開平５−７９５５４号公報に記載されているように、変速段の変更に合わせて副変速機構の上流側に設けられているベルト式無段変速機構の変速比を変更する協調変速を行い、協調変速の前後域でスルー変速比を一定に保つ、あるいは、スルー変速比を滑らかに変化させることが考えられる。この協調変速を採用することにより、副変速機構を変速させる際のエンジン及びトルクコンバータの速度変化が抑制されることになり、これらの慣性トルクによる変速ショックが防止されるし、入力回転数が変化する「イナーシャフェーズ」での出力軸トルクの変動抑制には有効であるといえる。

しかしながら、協調変速制御は、副変速機構の入力回転数の制御であり、入力トルクの制御を行うことができない。よって、副変速機構での変速過渡期のうち、入力回転数が変化しないで出力軸トルクのみが変化する「トルクフェーズ」では、変速前に締結されている摩擦要素を解放し、変速前に解放されている摩擦要素を締結するという架け替え変速に伴って出力軸トルクが低下する。

例えば、低速モードから高速モードに移行するようなアップシフト時、低速モードにて締結されているローブレーキL/Bの伝達トルクが下がり、高速モードで締結されるハイクラッチH/Cの伝達トルクが上がり始めると、ローブレーキL/BとハイクラッチH/Cの二つの摩擦要素は同時に結合（インターロック）するため、出力軸トルクが下がり始める。そして、ハイクラッチH/Cの伝達トルクが入力トルクを伝達できるまで上がったときに、ローブレーキL/Bが解放される。この場合、高速モードの変速比であるため、出力軸トルクは低下する。

これに対し、副変速機の入力トルクを制御可能な技術として、エンジントルクと変速の協調制御が知られている。この技術により、副変速機構での出力軸トルクが低下するタイミングに合わせてエンジントルクをアップすることにより、出力軸トルクの低下を抑えることが考えられる。しかし、入力回転数が変化しない「トルクフェーズ」での変速の進行状況を検知することが難しいし、しかも、エンジントルク制御は、応答遅れがあるし、欲しいトルクアップ時間は瞬間的なものである。このため、実際にエンジントルクをアップしようとすると、出力軸トルクが低下するタイミングとのズレ問題等が生じ、「トルクフェーズ」でのトルク変動幅を拡大することになりかねないため、現実的にエンジントルクと変速の協調制御を採用することは不可能であるといえる。

上記のように、ベルト式無段変速機構と副変速機構の組み合わせを採用した場合、副変速機構での変速時、「トルクフェーズ」での出力軸トルクの低下を原因とし、「引きショック」と呼ばれる変速ショックが発生することを避けることができなく、変速品質を大きく損なってしまうという解決すべき課題が残っている。

［各モードでの変速制御作用］
以下、図４及び図５〜図８に基づき、低速モード選択時の変速制御作用、高速モード選択時の変速制御作用、後退モード選択時の変速制御作用、モード移行時の変速制御作用を説明する。

・低速モード選択時の変速制御作用
例えば、Ｄレンジの選択時、低速モードが初期設定モードとされ、車速VSPとスロットル開度APOによる運転点が図３に示す変速線図のＡ領域とＢ領域に存在するとき、図４のフローチャートにおいて、ステップＳ１→ステップＳ２→ステップＳ３→ステップＳ４→リターンへと進む流れが繰り返され、ステップＳ４では、副変速機構４の変速段として低速モードの選択を維持しつつ、ベルト式無段変速機構３による無段変速制御が行われる。

すなわち、低速モード選択時、図５(a)に示すように、カウンターギア機構２では、トルクコンバータ出力軸８２からの入力回転数を、入力カウンターギア２１と出力カウンターギア２２の噛み合いにより増速し、プライマリプーリ軸８３への出力回転とする。次のベルト式無段変速機構３では、低速モード最Low線と低速モード最High線との間で無段階に変速比が制御され、プライマリプーリ軸８３への入力回転を、変速比に応じたセカンダリプーリ軸８４への出力回転とする。次の副変速機構４では、ローブレーキL/Bの締結により減速比による低速モードとされ、セカンダリプーリ軸８４からの入力回転を、減速して副変速機出力軸８５への出力回転とする。ここで、低速モードでの速度線図は、図５(b)に示すように、セカンダリプーリ軸８４からの入力回転数とローブレーキL/Bの締結により減速度レバーが決まり、フロントサンギアS-Frからの入力回転数を減速して共通キャリアCから出力する。

・高速モード選択時の変速制御作用
例えば、低速モードから高速モードへと移行した後、車速VSPとスロットル開度APOによる運転点が図３に示す変速線図のＢ領域とＣ領域に存在するとき、図４のフローチャートにおいて、ステップＳ１→ステップＳ２→ステップＳ１０→ステップＳ１１→ステップＳ１２→リターンへと進む流れが繰り返され、ステップＳ１２では、副変速機構４の変速段として高速モードの選択を維持しつつ、ベルト式無段変速機構３による無段変速制御が行われる。

すなわち、高速モード選択時、図６(a)に示すように、カウンターギア機構２では、トルクコンバータ出力軸８２からの入力回転数を、入力カウンターギア２１と出力カウンターギア２２の噛み合いにより増速し、プライマリプーリ軸８３への出力回転とする。次のベルト式無段変速機構３では、高速モード最High線と高速モード最Low線との間で無段階に変速比が制御され、プライマリプーリ軸８３への入力回転を、変速比に応じたセカンダリプーリ軸８４への出力回転とする。次の副変速機構４では、ハイクラッチH/Cの締結により等速比による高速モードとされ、セカンダリプーリ軸８４からの入力回転を、そのまま副変速機出力軸８５への出力回転とする。ここで、高速モードでの速度線図は、図６(b)に示すように、セカンダリプーリ軸８４からの入力回転数とハイクラッチH/Cの締結により等速度レバーが決まり、フロントサンギアS-Frからの入力回転数のままで共通キャリアCから出力する。

・後退モード選択時の変速制御作用
例えば、セレクトレバーをリバースレンジ位置に操作すると、図４のフローチャートにおいて、ステップＳ１→ステップＳ２→ステップＳ１０→ステップＳ１８→ステップＳ１９→ステップＳ２０→ステップＳ２１→リターンへと進む流れが繰り返され、ステップＳ２０では、ベルト式無段変速機構３を最Low変速比とする変速が行われ、ステップＳ２１では、副変速機構４のリバースブレーキR/Bを締結する制御が行われる。

すなわち、後退モード選択時、図７(a)に示すように、カウンターギア機構２では、トルクコンバータ出力軸８２からの入力回転数を、入力カウンターギア２１と出力カウンターギア２２の噛み合いにより増速し、プライマリプーリ軸８３への出力回転とする。次のベルト式無段変速機構３では、最Low変速比とするように変速比が制御され、プライマリプーリ軸８３への入力回転を、最Low変速比に応じたセカンダリプーリ軸８４への出力回転とする。次の副変速機構４では、リバースブレーキR/Bの締結により逆転による後退モードとされ、セカンダリプーリ軸８４からの入力回転を、逆転して副変速機出力軸８５への出力回転とする。ここで、後退モードでの速度線図は、図７(b)に示すように、セカンダリプーリ軸８４からの入力回転数とリバースブレーキR/Bの締結により逆転速度レバーが決まり、フロントサンギアS-Frからの入力回転数を逆転して共通キャリアCから出力する。

・モード移行時の変速制御作用
例えば、低速モードから高速モードへ移行する時、モード移行前の低速モードのときは、図８(a)に示すように、セカンダリプーリ軸８４からの入力回転数とローブレーキL/Bの締結により減速度レバーが決まり、フロントサンギアS-Frからの入力回転数を減速して共通キャリアCから出力する。そして、ローブレーキL/Bを解放しながらハイクラッチH/Cを締結する過渡状態では、図８(b)に示すように、ベルト式無段変速機構３でのロー側への変速によりフロントサンギアS-Frからの入力回転数を低下させつつ、ローブレーキL/Bの解放進行とハイクラッチH/Cの締結進行により出力回転数（車速）を保ったままでレバーを回転させ、減速度レバーから等速度レバーへと変化させる。そして、ハイクラッチH/Cの締結による高速モードになると、図８(c)に示すように、ベルト式無段変速機構３でのハイ側へ戻す変速によりフロントサンギアS-Frからの入力回転数が上昇すると、入力回転数の上昇に伴って等速度レバーも上昇し、出力回転数（車速）が上昇して加速する。そして、フロントサンギアS-Frからの入力回転数が、モード移行前の回転数レベルになるまでは、例えば、エンジンEngの回転数を一定に保ったままであってもベルト式無段変速機構３の変速比制御により加速する。そして、さらなる加速を要求するときは、エンジンEngの回転数上昇等により、フロントサンギアS-Frからの入力回転数を再増速することで、再加速を行うことができる。

［カウンターギア比の設定作用］
カウンターギア機構２によるカウンターギア比ic（増速比）は、上記のように、増速比を上げたとき動力性能が低下したと評価される増速比を上限値icmaxとし、増速比を下げたとき引きショックの抑制効果が低下したと評価される増速比を下限値icminとし、要求性能に応じて上限値icmaxと下限値icminの間の値（icmax≦ic≦icmin）に設定している。以下、図９に基づいてカウンターギア比icの設定作用について説明する。

まず、動力性能は、
Te×ic×iCVT×i1st×if×タイヤ半径/重量 …(1)
ただし、Te：エンジントルク、ic：カウンターギア比、iCVT：プーリ比、i1st：副変速機構４での低速モードギア比（例えば、i1st＝1.821）、if：ファイナルギア比
の式により表される。つまり、動力性能は、入力トルク（エンジントルクTe×カウンターギア比ic）とトータルギア比（iCVT×i1st×if）に比例した値で評価される。

引きショックは、
Te×ic×iCVT×｛i1st−i2nd｝×if×タイヤ半径/重量 …(2)
ただし、i2nd：副変速機構４での高速モードギア比（例えば、i2nd＝1.0）
の式により表される。つまり、引きショックは、入力トルク（エンジントルクTe×カウンターギア比ic）と副変速ギア比差｛i1st−i2nd｝に比例した値で評価される。

したがって、上記(2)式から明らかなように、カウンターギア比icを増速比にすると、入力トルクが低下し、引きショックを低減することが可能であることが分かる。しかも、カウンターギア比icを下げてより増速比側にするほど引きショックの抑制効果は高くなる。しかし、上記(1)式から明らかなように、カウンターギア比icを下げてより増速比側にするほど、動力性能が低下してしまうという関係にある。

一方、低速モードの選択状態でアクセル踏み込み操作により加速した後、アクセル戻し操作を行うような際、L-Hモード切換線を横切って高速モードへの変速が行われることになる。この場合、図９の加速度Ｇの特性に示すように、アクセル踏み込み加速において高い加速度Gpを確保しつつ、アクセル戻しによる変速時において加速度低下量ΔＧを小さく抑えたいという要求がある。

したがって、動力性能の確保と引きショックの抑制という二つの相反する要求を両立させるために、カウンターギア比icを、上記のように、要求性能に応じて上限値icmaxと下限値icminの間の値（icmax≦ic≦icmin）に設定している。つまり、車両仕様等により引きショックの抑制要求が動力性能の確保要求よりも優先するような場合には、カウンターギア比icを、両立する設定許容範囲（icmax≦ic≦icmin）のうち低い値に設定することになる。逆に、車両仕様等により動力性能の確保要求が引きショックの抑制要求よりも優先するような場合には、カウンターギア比icを、両立する設定許容範囲（icmax≦ic≦icmin）のうち高い値に設定することになる。

［変速過渡期の協調変速制御作用］
以下、図４及び図１０、図１１に基づき、低速モードから高速モードへ移行する協調変速制御作用、高速モードから低速モードへ移行する協調変速制御作用、協調変速によるイナーシャフェーズでの実スルー変速比の維持作用、トルクフェーズでのアウトプットトルクの低下抑制作用、を説明する。

・低速モードから高速モードへ移行する協調変速制御作用
低速モード選択時、車速VSPとスロットル開度APOによる運転点が図３に示す変速線図の低速モード最High線（＝L-Hモード切換線）を横切ると、図４のフローチャートにおいて、ステップＳ１→ステップＳ２→ステップＳ３→ステップＳ５→ステップＳ６→ステップＳ７→ステップＳ８→ステップＳ９へと進み、ステップＳ９にて変速完了と判断されるまで、ステップＳ７→ステップＳ８→ステップＳ９へと進む流れが繰り返される。そして、ステップＳ９にて変速完了と判断されると、ステップＳ９からリターンへ進む。

すなわち、ステップＳ７では、実スルー変速比Ratioを、変速開始時の値から到達スルー変速比DRatioまで所定の過渡応答で変化させるための目標スルー変速比RatioOが設定され、ステップＳ８では、副変速機構４において低速モードから高速モードへと移行する変速制御を行うと共に、このモード移行による変速制御中、実スルー変速比Ratioが目標スルー変速比RatioOを保つようにベルト式無段変速機構３による無段変速制御を行うL-H協調変速が実行される。

・高速モードから低速モードへ移行する協調変速制御作用
高速モード選択時、車速VSPとスロットル開度APOによる運転点が図３に示す変速線図の高速モード最Low線（＝H-Lモード切換線）を横切ると、図４のフローチャートにおいて、ステップＳ１→ステップＳ２→ステップＳ１０→ステップＳ１１→ステップＳ１３→ステップＳ１４→ステップＳ１５→ステップＳ１６→ステップＳ１７へと進み、ステップＳ１７にて変速完了と判断されるまで、ステップＳ１５→ステップＳ１６→ステップＳ１７へと進む流れが繰り返される。そして、ステップＳ１７にて変速完了と判断されると、ステップＳ１７からリターンへ進む。

すなわち、ステップＳ１５では、実スルー変速比Ratioを、変速開始時の値から到達スルー変速比DRatioまで所定の過渡応答で変化させるための目標スルー変速比RatioOが設定され、ステップＳ１６では、副変速機構４において高速モードから低速モードへと移行する変速制御を行うと共に、このモード移行による変速制御中、実スルー変速比Ratioが目標スルー変速比RatioOを保つようにベルト式無段変速機構３による無段変速制御を行うH-L協調変速が実行される。

・協調変速によるイナーシャフェーズでの実スルー変速比の維持作用
低速モードから高速モードへ移行する変速過渡期のうちイナーシャフェーズでは、図１０の上部に示すように、副変速機構変速比がLowからHighに変化するのに対し、バリエータ変速比（ベルト式無段変速機構３の変速比）がHighからLowに変化するL-H協調変速が実行される。このため、イナーシャフェーズでの副変速機構変速比とバリエータ変速比を合わせた実スルー変速比Ratioが一定に保たれる。
高速モードから低速モードへ移行する変速過渡期のうちイナーシャフェーズでは、図１０の下部に示すように、副変速機構変速比がHighからLowに変化するのに対し、バリエータ変速比（ベルト式無段変速機構３の変速比）がLowからHighに変化するH-L協調変速が実行される。このため、イナーシャフェーズでの副変速機構変速比とバリエータ変速比を合わせた実スルー変速比Ratioが一定に保たれる。

・トルクフェーズでのアウトプットトルクの低下抑制作用
以下、図１１に示すタイムチャートに基づいて、低速モードから高速モードへ移行するアップシフト時のトルクフェーズにおけるアウトプットトルク（出力軸トルク）の低下抑制作用を説明する。

低速モードから高速モードへ移行するアップシフトが時刻t1にて開始されると、時刻t1から時刻t2までの変速準備フェーズでは、副変速機構４のローブレーキL/Bの解放を開始し、ハイクラッチH/Cの締結を開始する。つまり、図１１のLow/Bトルク容量特性に示すように、ローブレーキL/Bwを微少スリップさせ、図１１のHigh/Cトルク容量特性に示すように、ハイクラッチH/Cをトルク容量ゼロ点待機させる。

そして、時刻t2からトルクフェーズが開始されると、図１１のLow/Bトルク容量特性とHigh/Cトルク容量特性に示すように、副変速機構４のローブレーキL/Bが受け持っているトルク分担を徐々に低下させ、低下分をハイクラッチH/Cへ受け渡すトルク分担の切り換えが行われる。このトルクフェーズでは、カウンターギア機構２を有さない車両用無い無段変速機の場合、図１１のアウトプットトルクの点線特性に示すように、アウトプットトルク低下量ΔTaが大きくなるのに対し、カウンターギア機構２を有する実施例１の車両用無い無段変速機の場合、図１１のアウトプットトルクの実線特性に示すように、アウトプットトルク低下量ΔTb（＜ΔTa）の減少がみられる。

そして、時刻t3からイナーシャフェーズが開始されると、図１１の副変速機レシオ特性とバリエータレシオ特性に示すように、副変速機レシオ（＝副変速機構変速比）とバリエータレシオ（＝ベルト式無段変速機構変速比）を協調して変化させる協調変速が行われる。このため、図１１のトータルレシオ特性に示すように、トータルレシオ（＝スルー変速比）が一定に保たれると共に、図１１のアウトプットトルクの実線特性に示すように、低下したアウトプットトルクが徐々に復帰して変速前レベルに戻される。

そして、時刻t4から変速終了フェーズが開始すると、図１１のLow/Bトルク容量特性とHigh/Cトルク容量特性に示すように、副変速機構４のローブレーキL/Bを完全解放し、ハイクラッチH/Cを完全締結する。そして、時刻t5にて変速終了フェーズが終わり、変速が完了すると高速モードへ移行する。

次に、効果を説明する。
実施例１の車両用無段変速機にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。

(1) 駆動源（エンジンEng）に連結され、無段変速比により変速するベルト式無段変速機構３と、複数の前進段を有する副変速機構４と、を直列に備えた車両用無段変速機において、前記副変速機構４の上流位置に、前記副変速機構４への入力回転数を増速させる増速ギア機構（カウンターギア機構２）を配置した。
このため、発進レスポンス性や省エネルギー性（低燃費）を達成する変速比幅の拡大を実現しつつ、副変速機構４での変速時における変速品質の改善を図ることができる。

(2) 前記増速ギア機構（カウンターギア機構２）は、増速比（カウンターギヤ比ic）を上げたとき動力性能が低下したと評価される増速比を上限値icmaxとし、増速比を下げたとき引きショックの抑制効果が低下したと評価される増速比を下限値icminとし、要求性能に応じて前記上限値icmaxと前記下限値icminの間の値に増速比を設定した。
このため、無段変速機の動力伝達経路に増速ギア機構（カウンターギア機構２）を追加したにもかかわらず、動力性能の確保と変速性能の確保の両立を図ることができると共に、要求性能に応じて両立を保ちつつ、良好な動力性能を確保したり、あるいは、良好な変速性能を確保したりすることができる。

(3) 前記増速ギア機構（カウンターギア機構２）は、前記駆動源（エンジンEng）からの駆動入力回転数を増速してプライマリプーリ回転数とする前記ベルト式無段変速機構３の上流位置に配置した。
このため、ベルト式無段変速機構３への入力トルクが下げられ、ベルト式無段変速機構３のプーリ強化や大型化を行う必要がないと共に、ベルトフリクションの低減できることで高い省エネルギー効果（燃費効果）を期待することができる。

(4) 前記増速ギア機構（カウンターギア機構２）は、前記駆動源（エンジンEng）からの駆動入力軸（トルクコンバータ出力軸８２）と、前記ベルト式無段変速機構３へのプライマリプーリ軸８３を平行軸配置とし、前記駆動入力軸（トルクコンバータ出力軸８２）に設けた入力カウンターギア２１と、前記プライマリプーリ軸８３に設け、前記入力カウンターギア２１に噛み合う出力カウンターギア２２による構成とした。
このため、増速ギア機構（カウンターギア機構２）を常時噛み合いの入力カウンターギア２１と出力カウンターギア２２による簡単な構成とすることができると共に、トルクコンバータ１等が設けられる駆動入力軸（トルクコンバータ出力軸８２）と、プライマリプーリ３１が設けられるプライマリプーリ軸８３のレイアウト自由度を高めることができる。

(5) 前記副変速機構４は、前進変速段として、少なくとも低速モードと高速モードを有する機構であり、前記副変速機構４の前進変速段を、変速要求にしたがって一方のモードから他方のモードへ切り換える際、変速機全体のスルー変速比が滑らかに変化するように、前記副変速機構４による変速に合わせて前記ベルト式無段変速機構３の変速比を変更する協調変速制御手段（図４）を設けた。
このため、副変速機構４による変速時、トルクフェーズでの出力軸トルク低下の抑制とイナーシャフェーズでのスルー変速比の変化抑制が達成され、変速ショックの発生や変速間延び感の発生を抑えた良好な変速品質による円滑な変速を実現することができる。

以上、本発明の車両用無段変速機を実施例１に基づき説明してきたが、具体的な構成については、この実施例１に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。

実施例１では、増速ギア機構（カウンターギア機構２）をベルト式無段変速機構３の上流位置に配置する好ましい例を示した。しかし、副変速機構４の上流位置であれば、例えば、ベルト式無段変速機構３と副変速機構４の間の位置に増速ギア機構を配置するような例としても良い。

実施例１では、駆動源としてエンジンEngを搭載したエンジン車へ車両用無段変速機を適用した例を示したが、駆動源としてエンジンとモータを搭載したハイブリッド車両、駆動源としてモータを搭載した電気自動車や燃料電池車、等に対しても本発明の車両用無段変速機を適用することができる。

Eng エンジン（駆動源）
CVT 無段変速機
DSL 左ドライブシャフト
DSR 右ドライブシャフト
TL 左駆動輪
TR 右駆動輪
１ トルクコンバータ
２ カウンターギア機構（増速ギア機構）
２１ 入力カウンターギア
２２ 出力カウンターギア
３ ベルト式無段変速機構
３１ プライマリプーリ
３２ セカンダリプーリ
３３ ベルト
４ 副変速機構
５ 終減速ギア機構
６ 差動機構
８１ エンジン出力軸
８２ トルクコンバータ出力軸（駆動入力軸）
８３ プライマリプーリ軸
８４ セカンダリプーリ軸
８５ 副変速機出力軸

Claims (4)

1. 駆動源に連結され、無段変速比により変速するベルト式無段変速機構と、複数の前進段を有する副変速機構と、を直列に備えた車両用無段変速機において、
   前記副変速機構の上流位置に、前記副変速機構への入力回転数を増速させる増速ギア機構を配置し、
   前記増速ギア機構は、増速比を上げたとき動力性能が低下したと評価される増速比を上限値とし、増速比を下げたとき引きショックの抑制効果が低下したと評価される増速比を下限値とし、要求性能に応じて前記上限値と前記下限値の間の値に増速比を設定した
   ことを特徴とする車両用無段変速機。
2. 請求項１に記載された車両用無段変速機において、
   前記増速ギア機構は、前記駆動源からの駆動入力回転数を増速してプライマリプーリ回転数とする前記ベルト式無段変速機構の上流位置に配置したことを特徴とする車両用無段変速機。
3. 請求項２に記載された車両用無段変速機において、
   前記増速ギア機構は、前記駆動源からの駆動入力軸と、前記ベルト式無段変速機構へのプライマリプーリ軸を平行軸配置とし、前記駆動入力軸に設けた入力カウンターギアと、前記プライマリプーリ軸に設け、前記入力カウンターギアに噛み合う出力カウンターギアによる構成としたことを特徴とする車両用無段変速機。
4. 請求項２または請求項３に記載された車両用無段変速機において、
   前記副変速機構は、前進変速段として、少なくとも低速モードと高速モードを有する機構であり、
   前記副変速機構の前進変速段を、変速要求にしたがって一方のモードから他方のモードへ切り換える際、変速機全体のスルー変速比が滑らかに変化するように、前記副変速機構による変速に合わせて前記ベルト式無段変速機構の変速比を変更する協調変速制御手段を設けたことを特徴とする車両用無段変速機。

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