(57)【要約】【課題】装置のコスト高や大型化を招くことなく変速比を変更する変速用油圧ポンプを効率よく駆動する。【解決手段】変速用油圧モータ６２は、第１ポート６２ａの作動油の圧力が第２ポート６２ｂの作動油の圧力より高いときは変速用油圧ポンプ６０に減速方向の回転力を作用させ、第２ポート６２ｂの作動油の圧力が第１ポート６２ａの作動油の圧力より高いときは変速用油圧ポンプ６０に増速方向の回転力を作用させる。差圧切替弁７０は、第１ポート６２ａをアキュムレータ６８と連通させるとともに第２ポート６２ｂをリザーバ５２と連通させる第１ポート高圧状態と、第２ポート６２ｂをアキュムレータ６８と連通させるとともに第１ポート６２ａをリザーバ５２と連通させる第２ポート高圧状態と、に切り替わることが可能である。【選択図】図１
2006250297.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
プライマリプーリ及びセカンダリプーリへのベルトの掛かり径を変化させることで変速比を変更するベルト式無段変速機の駆動装置であって、
プライマリプーリからセカンダリプーリへ作動油を移動させてセカンダリプーリへのベルトの掛かり径を増大させる減速方向の回転駆動と、セカンダリプーリからプライマリプーリへ作動油を移動させてプライマリプーリへのベルトの掛かり径を増大させる増速方向の回転駆動との両方を行うことが可能な変速用ポンプと、
第１ポートの作動油の圧力が第２ポートの作動油の圧力より高いときに変速用ポンプに前記減速方向の回転力を作用させ、第２ポートの作動油の圧力が第１ポートの作動油の圧力より高いときに変速用ポンプに前記増速方向の回転力を作用させる変速用油圧モータと、
変速用油圧モータの第１ポートと第２ポートとの間における作動油の圧力差を調整する手段であって、第１ポートの作動油の圧力を第２ポートの作動油の圧力より高く調整することが可能であるとともに第２ポートの作動油の圧力を第１ポートの作動油の圧力より高く調整することが可能である差圧調整手段と、
を備えることを特徴とするベルト式無段変速機の駆動装置。
【請求項２】
請求項１に記載のベルト式無段変速機の駆動装置であって、
差圧調整手段は、
作動油の圧力を供給する油圧供給手段と、
油圧供給手段と第１ポートを連通するとともに第２ポートの作動油を減圧する第１ポート高圧状態と、油圧供給手段と第２ポートを連通するとともに第１ポートの作動油を減圧する第２ポート高圧状態とに切り替わることが可能な差圧切替手段と、
を有することを特徴とするベルト式無段変速機の駆動装置。
【請求項３】
請求項２に記載のベルト式無段変速機の駆動装置であって、
変速比を増大させるときに、差圧切替手段を前記第１ポート高圧状態に切り替えることを特徴とするベルト式無段変速機の駆動装置。
【請求項４】
請求項２または３に記載のベルト式無段変速機の駆動装置であって、
変速比を減少させるときに、差圧切替手段を前記第２ポート高圧状態に切り替えることを特徴とするベルト式無段変速機の駆動装置。
【請求項５】
請求項２〜４のいずれか１に記載のベルト式無段変速機の駆動装置であって、
差圧切替手段は、前記第１ポート高圧状態と前記第２ポート高圧状態の他に、油圧供給手段と第１及び第２ポートの連通を遮断するとともに第１及び第２ポートの作動油の減圧を停止するポート遮断状態にも切り替わることが可能であることを特徴とするベルト式無段変速機の駆動装置。
【請求項６】
請求項５に記載のベルト式無段変速機の駆動装置であって、
変速比を保持するときに、差圧切替手段を前記ポート遮断状態に切り替えることを特徴とするベルト式無段変速機の駆動装置。
【請求項７】
請求項２〜６のいずれか１に記載のベルト式無段変速機の駆動装置であって、
作動油を油圧供給手段へ吐出する油圧ポンプと、
プライマリプーリへ動力を伝達可能な原動機とセカンダリプーリに結合された負荷との間で伝達される動力の一部により油圧ポンプを駆動するポンプ駆動手段と、
を備えることを特徴とするベルト式無段変速機の駆動装置。
【請求項８】
請求項７に記載のベルト式無段変速機の駆動装置であって、
ポンプ駆動手段は、原動機からプライマリプーリに至る入力側動力伝達経路にて取り出した動力を用いて油圧ポンプを駆動する入力側駆動と、セカンダリプーリから負荷に至る出力側動力伝達経路にて取り出した動力を用いて油圧ポンプを駆動する出力側駆動と、のいずれかを選択的に行うことを特徴とするベルト式無段変速機の駆動装置。
【請求項９】
請求項２〜８のいずれか１に記載のベルト式無段変速機の駆動装置であって、
油圧供給手段は、
作動油を蓄圧する第１アキュムレータと、
第１アキュムレータに蓄えられる作動油の圧力を調整する圧力調整弁と、
を含むことを特徴とするベルト式無段変速機の駆動装置。
【請求項１０】
請求項７または８に係る請求項９に記載のベルト式無段変速機の駆動装置であって、
油圧供給手段は、
第１アキュムレータと別に設けられ、作動油を蓄圧可能な第２アキュムレータと、
油圧ポンプと第２アキュムレータの連通状態を切り替える第１蓄圧切替手段と、
をさらに含むことを特徴とするベルト式無段変速機の駆動装置。
【請求項１１】
請求項１０に記載のベルト式無段変速機の駆動装置であって、
第１蓄圧切替手段は、負荷のエネルギーを回生するときに油圧ポンプと第２アキュムレータを連通することを特徴とするベルト式無段変速機の駆動装置。
【請求項１２】
請求項１０または１１に記載のベルト式無段変速機の駆動装置であって、
油圧供給手段は、第１アキュムレータと第２アキュムレータの連通状態を切り替える第２蓄圧切替手段をさらに含むことを特徴とするベルト式無段変速機の駆動装置。
【請求項１３】
請求項１２に記載のベルト式無段変速機の駆動装置であって、
第２蓄圧切替手段は、第１アキュムレータに蓄えられた作動油の圧力及び第２アキュムレータに蓄えられた作動油の圧力に基づいて、第１アキュムレータと第２アキュムレータの連通状態を切り替えることを特徴とするベルト式無段変速機の駆動装置。
【請求項１４】
請求項２〜１３のいずれか１に記載のベルト式無段変速機の駆動装置であって、
油圧供給手段からの作動油の圧力を調圧してプライマリプーリまたはセカンダリプーリへ供給することで、ベルトに作用させる挟圧力を調整する挟圧力調整手段を備えることを特徴とするベルト式無段変速機の駆動装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、プライマリプーリ及びセカンダリプーリへのベルトの掛かり径を変化させることで変速比を変更するベルト式無段変速機の駆動装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
この種のベルト式無段変速機の駆動装置の関連技術が下記特許文献１に開示されている。特許文献１においては、電動モータで駆動される変速用油圧ポンプによりプライマリプーリとセカンダリプーリの間で作動油を移動させて変速比を変更する。また、電動モータで駆動される元圧用油圧ポンプが吐出した作動油をスプール式の切替弁を介してプライマリプーリまたはセカンダリプーリへ供給することで、ベルト挟圧力を作用させる。ここでの切替弁のスプールは、プライマリプーリ及びセカンダリプーリのうち、作動油の圧力が小さい方のプーリを元圧用油圧ポンプの出口と連通させる。このように、元圧用油圧ポンプから吐出された作動油が圧力が小さい方のプーリに供給されるように切替弁の切り替え動作が行われることで、ベルト挟圧力の低下の抑制を図っている。
【０００３】
その他にも、下記特許文献２によるベルト式無段変速機の駆動装置が開示されている。
【０００４】
【特許文献１】特表２００２−５２３７１１号公報
【特許文献２】特開２００１−３３０１１３号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
特許文献１においては、プライマリプーリとセカンダリプーリの間で作動油を移動させて変速比を変更する変速用油圧ポンプを、電気エネルギーを利用して電動モータにより駆動している。したがって、変速比を変更するためには、電動モータに供給された電気エネルギーを変速用油圧ポンプが与える作動油のエネルギーに変換する必要があるので、変速比を変更する変速用油圧ポンプの駆動効率が低下してしまう。さらに、変速速度を向上させるためには、電動モータに通電する電流を増やす必要があるので、電動モータ本体及びモータドライバの容量を大きくする必要があり、装置全体のコスト高や大型化を招くことになる。
【０００６】
本発明は、装置のコスト高や大型化を招くことなく変速比を変更する変速用油圧ポンプを効率よく駆動することができるベルト式無段変速機の駆動装置を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
本発明に係るベルト式無段変速機の駆動装置は、上述した目的を達成するために以下の手段を採った。
【０００８】
本発明に係るベルト式無段変速機の駆動装置は、プライマリプーリ及びセカンダリプーリへのベルトの掛かり径を変化させることで変速比を変更するベルト式無段変速機の駆動装置であって、プライマリプーリからセカンダリプーリへ作動油を移動させてセカンダリプーリへのベルトの掛かり径を増大させる減速方向の回転駆動と、セカンダリプーリからプライマリプーリへ作動油を移動させてプライマリプーリへのベルトの掛かり径を増大させる増速方向の回転駆動との両方を行うことが可能な変速用ポンプと、第１ポートの作動油の圧力が第２ポートの作動油の圧力より高いときに変速用ポンプに前記減速方向の回転力を作用させ、第２ポートの作動油の圧力が第１ポートの作動油の圧力より高いときに変速用ポンプに前記増速方向の回転力を作用させる変速用油圧モータと、変速用油圧モータの第１ポートと第２ポートとの間における作動油の圧力差を調整する手段であって、第１ポートの作動油の圧力を第２ポートの作動油の圧力より高く調整することが可能であるとともに第２ポートの作動油の圧力を第１ポートの作動油の圧力より高く調整することが可能である差圧調整手段と、を備えることを要旨とする。
【０００９】
本発明の一態様では、差圧調整手段は、作動油の圧力を供給する油圧供給手段と、油圧供給手段と第１ポートを連通するとともに第２ポートの作動油を減圧する第１ポート高圧状態と、油圧供給手段と第２ポートを連通するとともに第１ポートの作動油を減圧する第２ポート高圧状態とに切り替わることが可能な差圧切替手段と、を有することが好適である。この態様では、変速比を増大させるときに、差圧切替手段を前記第１ポート高圧状態に切り替えることが好適である。また、この態様では、変速比を減少させるときに、差圧切替手段を前記第２ポート高圧状態に切り替えることが好適である。
【００１０】
また、本発明の一態様では、差圧切替手段は、前記第１ポート高圧状態と前記第２ポート高圧状態の他に、油圧供給手段と第１及び第２ポートの連通を遮断するとともに第１及び第２ポートの作動油の減圧を停止するポート遮断状態にも切り替わることが可能であることが好適である。この態様では、変速比を保持するときに、差圧切替手段を前記ポート遮断状態に切り替えることが好適である。
【００１１】
また、本発明の一態様では、作動油を油圧供給手段へ吐出する油圧ポンプと、プライマリプーリへ動力を伝達可能な原動機とセカンダリプーリに結合された負荷との間で伝達される動力の一部により油圧ポンプを駆動するポンプ駆動手段と、を備えることが好適である。この態様では、ポンプ駆動手段は、原動機からプライマリプーリに至る入力側動力伝達経路にて取り出した動力を用いて油圧ポンプを駆動する入力側駆動と、セカンダリプーリから負荷に至る出力側動力伝達経路にて取り出した動力を用いて油圧ポンプを駆動する出力側駆動と、のいずれかを選択的に行うことが好適である。
【００１２】
また、本発明の一態様では、油圧供給手段は、作動油を蓄圧する第１アキュムレータと、第１アキュムレータに蓄えられる作動油の圧力を調整する圧力調整弁と、を含むことが好適である。
【００１３】
また、本発明の一態様では、油圧供給手段は、第１アキュムレータと別に設けられ、作動油を蓄圧可能な第２アキュムレータと、油圧ポンプと第２アキュムレータの連通状態を切り替える第１蓄圧切替手段と、をさらに含むことが好適である。この態様では、第１蓄圧切替手段は、負荷のエネルギーを回生するときに油圧ポンプと第２アキュムレータを連通することが好適である。
【００１４】
また、本発明の一態様では、油圧供給手段は、第１アキュムレータと第２アキュムレータの連通状態を切り替える第２蓄圧切替手段をさらに含むことが好適である。この態様では、第２蓄圧切替手段は、第１アキュムレータに蓄えられた作動油の圧力及び第２アキュムレータに蓄えられた作動油の圧力に基づいて、第１アキュムレータと第２アキュムレータの連通状態を切り替えることが好適である。
【００１５】
また、本発明の一態様では、油圧供給手段からの作動油の圧力を調圧してプライマリプーリまたはセカンダリプーリへ供給することで、ベルトに作用させる挟圧力を調整する挟圧力調整手段を備えることが好適である。
【発明の効果】
【００１６】
本発明によれば、プライマリプーリとセカンダリプーリの間で作動油を移動させて変速比を変更する変速用油圧ポンプを、作動油のエネルギーを利用して変速用油圧モータにより双方向に駆動することができるので、装置のコスト高や大型化を招くことなく変速比を変更する変速用油圧ポンプを効率よく駆動することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１７】
以下、本発明を実施するための形態（以下実施形態という）を図面に従って説明する。
【００１８】
図１は、本発明の実施形態に係るベルト式無段変速機の駆動装置の概略構成を示す図である。ベルト式無段変速機１４は、入力軸２６に連結されたプライマリプーリ３０、出力軸３６に連結されたセカンダリプーリ３２、及びプライマリプーリ３０とセカンダリプーリ３２とに巻き掛けられた略Ｖ字型断面の無端ベルト３４を備えている。入力軸２６（プライマリプーリ３０）には、エンジンの発生する動力がトルクコンバータ及び前後進切替装置（ともに図示せず）を介して伝達される。ベルト式無段変速機１４は、入力軸２６に伝達された動力を変速して出力軸３６へ伝達する。出力軸３６に伝達された動力は、出力軸３６に連結された負荷（図示せず）へ出力されることで、例えば車両の駆動等の負荷の駆動に用いられる。
【００１９】
プライマリプーリ３０は、入力軸２６方向に移動可能なプライマリ可動シーブ３０ａとプライマリ固定シーブ３０ｂとで構成されている。同様に、セカンダリプーリ３２は、出力軸３６方向に移動可能なセカンダリ可動シーブ３２ａとセカンダリ固定シーブ３２ｂとで構成されている。プライマリ可動シーブ３０ａには、プライマリプーリ油室３０ｃに供給された作動油の圧力Ｐｐによって入力軸２６方向の推力が作用する。同様に、セカンダリ可動シーブ３２ａには、セカンダリプーリ油室３２ｃに供給された作動油の圧力Ｐｓによって出力軸３６方向の推力が作用する。プライマリ可動シーブ３０ａ及びセカンダリ可動シーブ３２ａが軸方向に移動することにより、無端ベルト３４がプライマリプーリ３０及びセカンダリプーリ３２に巻き掛かる部分の回転半径が変化する。これによって、ベルト式無段変速機１４の変速比γ（＝プライマリプーリ３０の回転速度Ｎｉｎ／セカンダリプーリ３２の回転速度Ｎｏｕｔ）が連続的に変化する。
【００２０】
なお、本実施形態のベルト式無段変速機１４については、プライマリ可動シーブ３０ａがプライマリプーリ油室３０ｃに供給された油圧Ｐｐを入力軸２６方向（推力発生方向）に受ける受圧面積Ａ１が、セカンダリ可動シーブ３２ａがセカンダリプーリ油室３２ｃに供給された油圧Ｐｓを出力軸３６方向（推力発生方向）に受ける受圧面積Ａ２と等しくなるように設計されている。
【００２１】
ベルト式無段変速機１４のプライマリプーリ油室３０ｃ及びセカンダリプーリ油室３２ｃに供給される油圧は、油圧制御装置４０によって供給され、それらの油圧は電子制御装置４２によって制御される。
【００２２】
次に、油圧制御装置４０の主な構成について説明する。油圧制御装置４０は、以下に説明する元圧用油圧ポンプ５４、逆止弁５６、蓄圧調整弁５８、変速用油圧ポンプ６０、変速用油圧モータ６２、挟圧力切替弁６４、挟圧力調整弁６６、アキュムレータ６８、及び差圧切替弁７０を備えている。
【００２３】
元圧用油圧ポンプ５４は、例えばエンジンと負荷との間で伝達される動力の一部により回転駆動され、リザーバ５２に貯溜された作動油を汲み上げて吐出する。元圧用油圧ポンプ５４が吐出した作動油は、プライマリプーリ油室３０ｃ及びセカンダリプーリ油室３２ｃに供給される他に、各部の潤滑やトルクコンバータにおける動力の伝達や前後進切替装置のクラッチへの供給油圧等にも用いられる。
【００２４】
アキュムレータ６８は、元圧用油圧ポンプ５４により吐出された作動油を蓄圧する。蓄圧調整弁５８は、元圧用油圧ポンプ５４の出口とアキュムレータ６８との間に設けられており、アキュムレータ６８に蓄えられる作動油の圧力ＰＬが設定圧力となるように調整する。より具体的には、アキュムレータ６８の圧力ＰＬが設定圧力より小さい場合は、蓄圧調整弁５８は、元圧用油圧ポンプ５４とアキュムレータ６８を連通する。これによって、元圧用油圧ポンプ５４からアキュムレータ６８に作動油が供給され、アキュムレータ６８に作動油が蓄圧される。一方、アキュムレータ６８の圧力ＰＬが設定圧力に達した場合は、蓄圧調整弁５８は、元圧用油圧ポンプ５４とアキュムレータ６８の連通を遮断する。これによって、元圧用油圧ポンプ５４が吐出した作動油がリザーバ５２へドレインされる。なお、元圧用油圧ポンプ５４と蓄圧調整弁５８との間には、逆止弁５６が設けられている。逆止弁５６は、元圧用油圧ポンプ５４から蓄圧調整弁５８への作動油の流れを許容するとともに、蓄圧調整弁５８から元圧用油圧ポンプ５４への作動油の流れを遮断する。
【００２５】
挟圧力調整弁６６は、アキュムレータ６８から供給された作動油の圧力ＰＬを調圧し、調圧後における作動油の圧力Ｐｄを挟圧力切替弁６４へ供給する。挟圧力切替弁６４は、プライマリプーリ油室３０ｃを挟圧力調整弁６６と連通させるとともにセカンダリプーリ油室３２ｃと挟圧力調整弁６６の連通を遮断するプライマリ供給状態（図１の左側の状態）と、セカンダリプーリ油室３２ｃを挟圧力調整弁６６と連通させるとともにプライマリプーリ油室３０ｃと挟圧力調整弁６６の連通を遮断するセカンダリ供給状態（図１の右側の状態）と、に切り替わることが可能である。ここでの挟圧力切替弁６４は、例えばパイロット圧切替弁で構成することができる。そして、プライマリプーリ油室３０ｃにおける作動油の圧力Ｐｐ及びセカンダリプーリ油室３２ｃにおける作動油の圧力Ｐｓが、パイロット圧としてスプール（図示せず）の両端にそれぞれ供給される。ここで、スプールの一端部が圧力Ｐｐを軸方向に受ける受圧面積Ｓ１が、スプールの他端部が圧力Ｐｓを軸方向に受ける受圧面積Ｓ２に等しくなるように設計されている。これによって、Ｓ１／Ｓ２がＡ１／Ａ２に等しくなるように設計される。
【００２６】
Ｐｐ×Ｓ１＞Ｐｓ×Ｓ２、すなわちＰｐ×Ａ１＞Ｐｓ×Ａ２（本実施形態では、Ａ１＝Ａ２、Ｓ１＝Ｓ２のため、Ｐｐ＞Ｐｓ）のときは、挟圧力切替弁６４は、前述のセカンダリ供給状態に切り替わる。一方、Ｐｓ×Ｓ２＞Ｐｐ×Ｓ１、すなわちＰｓ×Ａ２＞Ｐｐ×Ａ１（本実施形態では、Ａ１＝Ａ２、Ｓ１＝Ｓ２のため、Ｐｓ＞Ｐｐ）のときは、挟圧力切替弁６４は、前述のプライマリ供給状態に切り替わる。また、Ｐｓ×Ｓ２＝Ｐｐ×Ｓ１、すなわちＰｓ×Ａ２＝Ｐｐ×Ａ１（本実施形態では、Ａ１＝Ａ２、Ｓ１＝Ｓ２のため、Ｐｓ＝Ｐｐ）でありスプールが中立位置にあるときは、スプールによりプライマリプーリ油室３０ｃ及びセカンダリプーリ油室３２ｃと挟圧力調整弁６６との連通が遮断される（図１の中央の状態）。
【００２７】
このように、挟圧力切替弁６４は、プライマリプーリ油室３０ｃ及びセカンダリプーリ油室３２ｃのうち、供給された作動油の圧力が小さい方のプーリ油室を挟圧力調整弁６６と連通させる。これによって、プーリ推力（ベルト挟圧力）が小さいと判断される方のプーリ油室に挟圧力調整弁６６からの作動油の圧力Ｐｄを供給することができるので、ベルト式無段変速機１４の駆動状態に応じて必要なプーリ推力（ベルト挟圧力）を安定して確保することができる。したがって、無端ベルト３４の滑りを確実に抑制することができる。ここで、挟圧力調整弁６６における作動油の調整圧力Ｐｄによって、プーリ推力（ベルト挟圧力）を調整することができる。
【００２８】
本実施形態においては、変速用油圧ポンプ６０の回転駆動により、ベルト式無段変速機１４の変速比γの変更を行うことができる。より具体的には、変速用油圧ポンプ６０は、プライマリプーリ油室３０ｃの作動油をセカンダリプーリ油室３２ｃへ移動させて、プライマリプーリ３０及びセカンダリプーリ３２への無端ベルト３４の掛かり径をそれぞれ減少及び増大させる減速方向の回転駆動を行うことができる。この減速方向の回転駆動によって、減速動作（ダウンシフト）を行うことができる。さらに、変速用油圧ポンプ６０は、セカンダリプーリ油室３２ｃの作動油をプライマリプーリ油室３０ｃへ移動させて、プライマリプーリ３０及びセカンダリプーリ３２への無端ベルト３４の掛かり径をそれぞれ増大及び減少させる増速方向の回転駆動を行うこともできる。この増速方向の回転駆動によって、増速動作（アップシフト）を行うことができる。このように、本実施形態では、作動油をプライマリプーリ油室３０ｃとセカンダリプーリ油室３２ｃとの間で変速用油圧ポンプ６０により可逆的に移動させることができる。そして、プーリ油室３０ｃ，３２ｃ内の作動油をリザーバ５２へドレインすることなく変速動作を行うことができるので、油圧制御装置４０の駆動効率を向上させることができる。なお、ここでの変速用油圧ポンプ６０としては、例えば容積効率の高い固定容量式のものを用いることができる。
【００２９】
そして、本実施形態においては、変速用油圧ポンプ６０と結合された変速用油圧モータ６２を回転駆動することで変速用油圧ポンプ６０を回転駆動する。変速用油圧モータ６２は、第１ポート６２ａ及び第２ポート６２ｂに供給された作動油の圧力差を基に変速用油圧ポンプ６０に回転力を作用させる。より具体的には、変速用油圧モータ６２は、第１ポート６２ａの作動油の圧力Ｐ１が第２ポート６２ｂの作動油の圧力Ｐ２より高いときは、変速用油圧ポンプ６０に前述の減速方向の回転力を作用させる。一方、変速用油圧モータ６２は、第２ポート６２ｂの作動油の圧力Ｐ２が第１ポート６２ａの作動油の圧力Ｐ１より高いときは、変速用油圧ポンプ６０に前述の増速方向の回転力を作用させる。このように、本実施形態の変速用油圧モータ６２は、双方向の回転力を変速用油圧ポンプ６０に作用させることができる。なお、ここでの変速用油圧モータ６２としては、例えば容積効率の高い固定容量式のものを用いることができる。
【００３０】
さらに、本実施形態においては、アキュムレータ６８と変速用油圧モータ６２の第１ポート６２ａ及び第２ポート６２ｂとの連通状態を切り替える差圧切替弁７０が設けられている。より具体的には、差圧切替弁７０は、第１ポート６２ａをアキュムレータ６８と連通させるとともに第２ポート６２ｂをリザーバ５２と連通させる第１ポート高圧状態（図１の右側の状態）と、第２ポート６２ｂをアキュムレータ６８と連通させるとともに第１ポート６２ａをリザーバ５２と連通させる第２ポート高圧状態（図１の左側の状態）と、に切り替わることが可能である。差圧切替弁７０が第１ポート高圧状態にあるときは、第１ポート６２ａにアキュムレータ６８からの作動油の圧力ＰＬが供給されるとともに、第２ポート６２ｂの作動油がリザーバ５２へドレインされて減圧される。一方、差圧切替弁７０が第２ポート高圧状態にあるときは、第２ポート６２ｂにアキュムレータ６８からの作動油の圧力ＰＬが供給されるとともに、第１ポート６２ａの作動油がリザーバ５２へドレインされて減圧される。ここで、差圧切替弁７０が第１ポート高圧状態または第２ポート高圧状態にあるときは、蓄圧調整弁５８によりアキュムレータ６８の作動油の圧力ＰＬを調整することで、変速用油圧モータ６２の第１ポート６２ａと第２ポート６２ｂとの間における作動油の圧力差Ｐ１−Ｐ２を調整することができる。そして、差圧切替弁７０の状態を切り替えることで、第１ポート６２ａの作動油の圧力Ｐ１を第２ポート６２ｂの作動油の圧力Ｐ２よりも高く調整することができるとともに、第２ポート６２ｂの作動油の圧力Ｐ２を第１ポート６２ａの作動油の圧力Ｐ１よりも高く調整することができる。なお、差圧切替弁７０は、第１ポート高圧状態と第２ポート高圧状態との他に、アキュムレータ６８と第１ポート６２ａ及び第２ポート６２ｂの連通を遮断するとともに第１ポート６２ａ及び第２ポート６２ｂとリザーバ５２の連通を遮断する（第１ポート６２ａ及び第２ポート６２ｂの作動油の減圧を停止する）ポート遮断状態（図１の中央の状態）にも切り替わることが可能である。また、ここでの差圧切替弁７０は、電子制御装置４２から出力される差圧切替制御信号ＣＳ＿ＳＷ０によって駆動可能な２つのソレノイドを有する電磁切替弁で構成することができる。
【００３１】
電子制御装置４２は、ＣＰＵを中心としたマイクロプロセッサとして構成されており、処理プログラムを記憶したＲＯＭと、一時的にデータを記憶するＲＡＭと、入出力ポートと、を備える。この電子制御装置４２には、図示しない各センサにより検出されたスロットル開度Ａを示す信号、エンジン回転速度Ｎｅを示す信号、プライマリプーリ回転速度（入力軸回転速度）Ｎｉｎを示す信号、セカンダリプーリ回転速度（出力軸回転速度）Ｎｏｕｔを示す信号、及び車速Ｖを示す信号等が入力ポートを介して入力されている。一方、電子制御装置４２からは、アキュムレータ６８に蓄圧される作動油の圧力ＰＬを制御するための蓄圧制御信号ＣＳ＿ＰＬ、ベルト挟圧力Ｐｄを制御するための挟圧力制御信号ＣＳ＿Ｐｄ、及び差圧切替弁７０の各状態を切り替えるための差圧切替制御信号ＣＳ＿ＳＷ０が出力ポートを介して蓄圧調整弁５８、挟圧力調整弁６６、及び差圧切替弁７０へそれぞれ出力されている。
【００３２】
次に、本実施形態に係るベルト式無段変速機の駆動装置の動作について説明する。
【００３３】
まず電子制御装置４２から差圧切替弁７０の一方のソレノイドへ差圧切替制御信号ＣＳ＿ＳＷ０が出力されることで、図２に示すように、差圧切替弁７０の状態が前述の第１ポート高圧状態に切り替えられた場合の動作について説明する。その場合は、変速用油圧モータ６２の第１ポート６２ａの圧力Ｐ１が第２ポート６２ｂの圧力Ｐ２よりも高くなり、第１ポート６２ａと第２ポート６２ｂとの間の圧力差Ｐ１−Ｐ２がＰＬとなる。変速用油圧モータ６２は、第１ポート６２ａと第２ポート６２ｂとの間の圧力差ＰＬを利用して、変速用油圧ポンプ６０に前述の減速方向の回転力を作用させることで、変速用油圧ポンプ６０を前述の減速方向に回転駆動する。これによって、変速比γを増大させるダウンシフトを実行することができる。
【００３４】
ここで、変速用油圧モータ６２の吐出容積を固定値とすると、変速用油圧モータ６２が発生するトルク（回転力）Ｔは、第１ポート６２ａと第２ポート６２ｂとの間の圧力差Ｐ１−Ｐ２に比例する。一方、変速用油圧ポンプ６０の吐出容積を固定値とすると、変速用油圧ポンプ６０にて発生可能な差圧Ｐｐｕｍｐは、変速用油圧ポンプ６０への入力トルク（変速用油圧モータ６２が発生するトルク）Ｔに比例する。したがって、変速用油圧ポンプ６０にて発生可能な差圧Ｐｐｕｍｐは、第１ポート６２ａと第２ポート６２ｂとの間の圧力差Ｐ１−Ｐ２、すなわちアキュムレータ６８の圧力ＰＬに比例する。
【００３５】
また、プライマリプーリ油室３０ｃの圧力Ｐｐとセカンダリプーリ油室３２ｃの圧力Ｐｓとの差圧を利用して変速動作を行う本実施形態の構成では、このプーリ油室３０ｃ，３２ｃ間の差圧を高くするほど変速速度が向上する。そこで、電子制御装置４２は、ダウンシフトの実行時には、蓄圧制御信号ＣＳ＿ＰＬを蓄圧調整弁５８へ出力してアキュムレータ６８の圧力ＰＬ（第１ポート６２ａと第２ポート６２ｂとの間の圧力差ＰＬ）を制御することで、ダウンシフト速度（変速比γの時間増大率）を制御することができる。例えばアキュムレータ６８の圧力ＰＬを増大させることで、ダウンシフト速度を増大させることができる。
【００３６】
次に、電子制御装置４２から差圧切替弁７０の他方のソレノイドへ差圧切替制御信号ＣＳ＿ＳＷ０が出力されることで、図３に示すように、差圧切替弁７０の状態が前述の第２ポート高圧状態に切り替えられた場合の動作について説明する。その場合は、変速用油圧モータ６２の第２ポート６２ｂの圧力Ｐ２が第１ポート６２ａの圧力Ｐ１よりも高くなり、第１ポート６２ａと第２ポート６２ｂとの間の圧力差Ｐ１−Ｐ２が−ＰＬとなる。変速用油圧モータ６２は、第１ポート６２ａと第２ポート６２ｂとの間の圧力差−ＰＬを利用して、変速用油圧ポンプ６０に前述の増速方向の回転力を作用させることで、変速用油圧ポンプ６０を前述の増速方向に回転駆動する。これによって、変速比γを減少させるアップシフトを実行することができる。その際に、電子制御装置４２は、蓄圧制御信号ＣＳ＿ＰＬによりアキュムレータ６８の圧力ＰＬを制御することで、アップシフト速度（変速比γの時間減少率）を制御することができる。例えばアキュムレータ６８の圧力ＰＬを増大させることで、アップシフト速度を増大させることができる。
【００３７】
また、電子制御装置４２から差圧切替弁７０の両ソレノイドへの差圧切替制御信号ＣＳ＿ＳＷ０の出力が停止されることで、図４に示すように、差圧切替弁７０の状態が前述のポート遮断状態に切り替えられた場合は、変速用油圧モータ６２及び変速用油圧ポンプ６０の回転が拘束される。これによって、変速比γを保持することができる。
【００３８】
なお、電子制御装置４２は、上記の変速動作と並行して、挟圧力制御信号ＣＳ＿Ｐｄを挟圧力調整弁６６へ出力することでベルト挟圧力Ｐｄの制御も行う。ベルト挟圧力Ｐｄは、例えばプライマリプーリ３０への入力トルクＴｐ及び変速比γに基づいて制御される。ここでの入力トルクＴｐについては、例えばスロットル開度Ａ、エンジン回転速度Ｎｅ、及びプライマリプーリ回転速度Ｎｉｎに基づいて推定することができる。そして、変速比γについては、例えばプライマリプーリ回転速度Ｎｉｎ及びセカンダリプーリ回転速度Ｎｏｕｔから算出することができる。
【００３９】
以上説明したように、本実施形態においては、プライマリプーリ油室３０ｃとセカンダリプーリ油室３２ｃの間で作動油を移動させて変速比を変更する変速用油圧ポンプ６０を、作動油のエネルギーを利用して変速用油圧モータ６２により双方向に駆動している。このように、変速用油圧モータ６２に供給された作動油のエネルギーを変速用油圧ポンプ６０により与えられる作動油のエネルギーに変換しているため、電動モータによる変速用油圧ポンプ６０の駆動よりもエネルギー変換効率を高くすることができる。したがって、本実施形態によれば、プライマリプーリ油室３０ｃとセカンダリプーリ油室３２ｃの間で作動油を双方向に移動させて変速比を変更する変速用油圧ポンプ６０の駆動効率を向上させることができる。さらに、電動モータを用いた電気系に比べて、変速用油圧モータ６２を用いた油圧系は出力密度（Ｗ／体積）が高いため、装置全体の低コスト化及び小型化も実現することができる。
【００４０】
そして、本実施形態においては、差圧切替弁７０の第１ポート高圧状態と第２ポート高圧状態を選択的に切り替えることで、変速用油圧モータ６２の第１ポート６２ａ〜第２ポート６２ｂ間の圧力差Ｐ１−Ｐ２を双方向に切り替えることができ、変速用油圧ポンプ６０によるダウンシフトとアップシフトを選択的に切り替えることができる。したがって、変速用油圧ポンプ６０によるダウンシフトとアップシフトの切り替えを簡単な構成で行うことができる。
【００４１】
また、変速用油圧ポンプ６０を電動モータで駆動する場合は、変速比γを保持するときに変速用油圧ポンプ６０が回転駆動しないように電動モータに電流を流す必要があるため、変速比γを保持するときにも電力を消費することになる。これに対して本実施形態においては、差圧切替弁７０をポート遮断状態に切り替えることで、油圧動力をほとんど消費することなく変速比γを保持することができる。したがって、油圧制御装置４０の省動力化を実現することができ、特に変速比γを保持するときに省動力化の効果を最大限に得ることができる。
【００４２】
そして、本実施形態においては、アキュムレータ６８に蓄えられた作動油のエネルギーを変速用油圧モータ６２に供給することで、変速用油圧ポンプ６０による変速動作を行う。そのため、変速動作に必要な作動油のエネルギーをアキュムレータ６８から効率よく供給することができるとともに、最大変速速度に対応した大流量の作動油を元圧用油圧ポンプ５４により常時吐出する必要がなくなる。したがって、元圧用油圧ポンプ５４の駆動効率を向上させることができる。さらに、アキュムレータ６８に蓄えられる作動油の圧力ＰＬを制御することで変速速度を制御することができるので、簡単な構成で変速速度を制御することができる。また、アキュムレータ６８に蓄えられた作動油の圧力ＰＬを挟圧力調整弁６６により調圧してプライマリプーリ油室３０ｃまたはセカンダリプーリ油室３２ｃへ供給することで、ベルト挟圧力Ｐｄを調整することができる。そのため、ベルト挟圧力Ｐｄの発生に必要な作動油の圧力をアキュムレータ６８の圧力ＰＬを基にして効率よく供給することができるので、元圧用油圧ポンプ５４の駆動効率をさらに向上させることができる。また、エンジンと負荷との間で伝達される動力の一部により元圧用油圧ポンプ５４を駆動する場合は、負荷のエネルギーを回生してアキュムレータ６８に作動油のエネルギーを蓄えることができる。したがって、油圧制御装置４０の更なる省動力化を実現することができる。
【００４３】
なお、特許文献２には、プライマリプーリに作動油を供給する油圧ポンプを油圧モータにより駆動することが開示されている。しかし、特許文献２の油圧ポンプは、プライマリプーリとセカンダリプーリの間で作動油を双方向に移動させていないため、本実施形態の変速用油圧ポンプ６０と構成が異なる。さらに、特許文献２において、プライマリプーリへの作動油の流入流量（油圧ポンプの回転速度）を調整するためには、油圧モータとして容積効率の低い可変容量式のものを用いて油圧モータの容量を変化させる必要があるので、油圧モータによる油圧ポンプの駆動効率が低下することになる。これに対して本実施形態においては、変速用油圧モータ６２として容積効率の高い固定容量式のものを用いても、変速用油圧モータ６２の第１ポート６２ａ〜第２ポート６２ｂ間の圧力差Ｐ１−Ｐ２を双方向に調整することで、変速用油圧ポンプ６０の回転速度を双方向に調整することができる。したがって、変速用油圧モータ６２による変速用油圧ポンプ６０の駆動効率を特許文献２よりも向上させることができる。さらに、特許文献２において、プライマリプーリから作動油を排出するときは、固定容量式の油圧ポンプの方が油圧モータとして機能するため、プライマリプーリからの排出流量（油圧ポンプの回転速度）の調整が困難となり、変速速度の調整が困難となる。これに対して本実施形態においては、変速用油圧ポンプ６０の回転速度を双方向に調整することができるので、変速速度の調整も双方向に行うことができる。
【００４４】
次に、本実施形態の他の構成例について説明する。
【００４５】
「元圧用油圧ポンプの駆動機構の構成例」
図５，６に示す構成例においては、エンジン１０の発生する動力がトルクコンバータ１６及び前後進切替装置１８を介して入力軸２６（プライマリプーリ３０）に伝達される。そして、エンジン１０と負荷との間で伝達される動力の一部により元圧用油圧ポンプ５４を駆動するために、以下に説明する動力伝達機構２０及び結合機構２２が設けられている。なお、ここでの元圧用油圧ポンプ５４としては、例えば容積効率の高い固定容量式のものを用いることができる。
【００４６】
図６に示すように、動力伝達機構２０は、各々がサンギアとキャリアとリングギアを回転要素として有する複数の遊星歯車により構成された遊星歯車機構を備えている。図６に示す例では、動力伝達機構２０は、シングルピニオン遊星歯車とダブルピニオン遊星歯車とがキャリア及びリングギアを共用化した構成となっているラビニオ（Ravigneaux）型遊星歯車機構を備え、このラビニオ型遊星歯車機構は、サンギアＳ１，Ｓ２、キャリアＣＲ、及びリングギアＲを回転要素として有する。キャリアＣＲは、その回転速度Ｎｃがエンジン回転速度Ｎｅと一致する状態で、エンジン１０の出力軸１０−１に結合されている。リングギアＲは、その回転速度Ｎｒがベルト式無段変速機１４の出力軸回転速度Ｎｏｕｔと一致する状態で、ベルト式無段変速機１４の出力軸３６に結合されている。
【００４７】
結合機構２２は、複数のクラッチＣ１，Ｃ２を備えている。クラッチＣ１は、サンギアＳ１と元圧用油圧ポンプ５４との結合状態を切り替えることで、両者間における動力の断続を行う。サンギアＳ１と元圧用油圧ポンプ５４の駆動軸５４−１がクラッチＣ１により結合されたときは、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐは、サンギアＳ１の回転速度Ｎｓ１と一致する。一方、クラッチＣ２は、サンギアＳ２と元圧用油圧ポンプ５４との結合状態を切り替えることで、両者間における動力の断続を行う。サンギアＳ２と元圧用油圧ポンプ５４の駆動軸５４−１がクラッチＣ２により結合されたときは、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐは、サンギアＳ２の回転速度Ｎｓ２と一致する。各クラッチＣ１，Ｃ２は、例えば油圧や電磁力を利用して係合／解放を切り替えることが可能であり、さらに、各クラッチＣ１，Ｃ２に供給する油圧力や電磁力を調整することで、各クラッチＣ１，Ｃ２の締結力を調整することもできる。
【００４８】
ラビニオ型遊星歯車機構において、サンギアＳ１，Ｓ２、キャリアＣＲ、及びリングギアＲの４つの回転要素の回転速度は、図７の共線図に示す共線関係にある。図７の共線図では、ラビニオ型遊星歯車機構の各回転要素がサンギアＳ１、キャリアＣＲ、リングギアＲ、サンギアＳ２の順に配列されていることで、エンジン１０の出力軸１０−１に結合されたキャリアＣＲ及びベルト式無段変速機１４の出力軸３６に結合されたリングギアＲが元圧用油圧ポンプ５４と結合可能なサンギアＳ１，Ｓ２間に配置されている。そして、ラビニオ型遊星歯車機構は２自由度の回転自由度を有する機構であり、サンギアＳ１，Ｓ２、キャリアＣＲ、及びリングギアＲの４つの回転要素のうち２つの回転要素の回転速度が決まると、残りの２つの回転要素の回転速度も決まる。例えばキャリアＣＲの回転速度Ｎｃ（エンジン回転速度Ｎｅ）及びリングギアＲの回転速度Ｎｒ（ベルト式無段変速機１４の出力軸回転速度Ｎｏｕｔ）が決まると、サンギアＳ１，Ｓ２の回転速度Ｎｓ１，Ｎｓ２も決まる。
【００４９】
次に、図５，６に示す構成例の動作、特に、元圧用油圧ポンプ５４を駆動する動作について説明する。
【００５０】
まずサンギアＳ１と元圧用油圧ポンプ５４がクラッチＣ１の係合により結合されているとともに、サンギアＳ２と元圧用油圧ポンプ５４のクラッチＣ２による結合が解除されている場合の動作について説明する。その場合において、エンジン１０の動力により負荷を駆動するときは、図８（Ａ）の動力の流れを説明する図に示すように、エンジン１０の動力の一部が出力軸１０−１にて取り出されてキャリアＣＲに伝達される。一方、負荷のエネルギーを回生するとき（負荷の減速運転時）には、図８（Ｂ）の動力の流れを説明する図に示すように、負荷の動力がベルト式無段変速機１４を介してエンジン１０の出力軸１０−１に伝達され、この伝達された動力の一部が出力軸１０−１にて取り出されてキャリアＣＲに伝達される。キャリアＣＲに伝達された動力は、図９（Ａ）の共線図、図８（Ａ）及び図８（Ｂ）に示すように、サンギアＳ１及びリングギアＲに分配され、サンギアＳ１に伝達された動力により元圧用油圧ポンプ５４が回転駆動される。このように、サンギアＳ１には、エンジン１０の出力軸１０−１に伝達された動力の一部がキャリアＣＲを介して伝達される。また、リングギアＲに伝達された動力は、ベルト式無段変速機１４の出力軸３６に伝達される。以上のように、サンギアＳ１と元圧用油圧ポンプ５４がクラッチＣ１により結合されている場合は、エンジン１０の出力軸１０−１にて取り出した動力を用いて元圧用油圧ポンプ５４を回転駆動する入力側駆動が行われる。そして、エンジン１０の動力により負荷を駆動するときには、エンジン１０の動力の一部をベルト式無段変速機１４を介さずに元圧用油圧ポンプ５４に伝達させることができる。
【００５１】
入力側駆動が行われている場合に、リングギアＲの回転速度ＮｒがキャリアＣＲの回転速度Ｎｃより高い（出力軸回転速度Ｎｏｕｔがエンジン回転速度Ｎｅより高い）ときは、図１０（Ａ）の共線図に示すように、サンギアＳ１の回転速度Ｎｓ１がリングギアＲの回転速度Ｎｒ及びキャリアＣＲの回転速度Ｎｃより低くなる状態で、キャリアＣＲの動力がサンギアＳ１及びリングギアＲに分配される。このときは、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐが出力軸回転速度Ｎｏｕｔ及びエンジン回転速度Ｎｅより低くなり、サンギアＳ２の回転速度Ｎｓ２が出力軸回転速度Ｎｏｕｔ及びエンジン回転速度Ｎｅより高くなる。一方、キャリアＣＲの回転速度ＮｃがリングギアＲの回転速度Ｎｒより高い（エンジン回転速度Ｎｅが出力軸回転速度Ｎｏｕｔより高い）ときは、図１０（Ｂ）の共線図に示すように、サンギアＳ１の回転速度Ｎｓ１がリングギアＲの回転速度Ｎｒ及びキャリアＣＲの回転速度Ｎｃより高くなる状態で、キャリアＣＲの動力がサンギアＳ１及びリングギアＲに分配される。このときは、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐが出力軸回転速度Ｎｏｕｔ及びエンジン回転速度Ｎｅより高くなり、サンギアＳ２の回転速度Ｎｓ２が出力軸回転速度Ｎｏｕｔ及びエンジン回転速度Ｎｅより低くなる。また、キャリアＣＲの回転速度ＮｃがリングギアＲの回転速度Ｎｒに等しいときは、サンギアＳ１の回転速度Ｎｓ１、リングギアＲの回転速度Ｎｒ、及びキャリアＣＲの回転速度Ｎｃが等しくなる。すなわち、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐ、出力軸回転速度Ｎｏｕｔ、及びエンジン回転速度Ｎｅが等しくなる。以上のことから、入力側駆動が行われている場合、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐは、ベルト式無段変速機１４の変速比γに応じて連続的に変化する。そのため、元圧用油圧ポンプ５４の吐出流量Ｑｐも、ベルト式無段変速機１４の変速比γに応じて連続的に変化する。
【００５２】
次に、サンギアＳ２と元圧用油圧ポンプ５４がクラッチＣ２の係合により結合されているとともに、サンギアＳ１と元圧用油圧ポンプ５４のクラッチＣ１による結合が解除されている場合の動作について説明する。その場合において、エンジン１０の動力により負荷を駆動するときは、図８（Ｃ）の動力の流れを説明する図に示すように、エンジン１０の動力がベルト式無段変速機１４を介して出力軸３６に伝達され、この伝達された動力の一部が出力軸３６にて取り出されてリングギアＲに伝達される。一方、負荷のエネルギーを回生するとき（負荷の減速運転時）には、図８（Ｄ）の動力の流れを説明する図に示すように、負荷の動力の一部が出力軸３６にて取り出されてリングギアＲに伝達される。リングギアＲに伝達された動力は、図９（Ｂ）の共線図、図８（Ｃ）及び図８（Ｄ）に示すように、サンギアＳ２及びキャリアＣＲに分配され、サンギアＳ２に伝達された動力により元圧用油圧ポンプ５４が回転駆動される。このように、サンギアＳ２には、ベルト式無段変速機１４の出力軸３６に伝達された動力の一部がリングギアＲを介して伝達される。また、キャリアＣＲに伝達された動力は、エンジン１０の出力軸１０−１に伝達される。以上のように、サンギアＳ２と元圧用油圧ポンプ５４がクラッチＣ２により結合されている場合は、ベルト式無段変速機１４の出力軸３６にて取り出した動力を用いて元圧用油圧ポンプ５４を回転駆動する出力側駆動が行われる。そして、負荷のエネルギーを回生するときには、負荷の動力の一部をベルト式無段変速機１４を介さずに元圧用油圧ポンプ５４に伝達させることができるので、負荷のエネルギーの回生時における元圧用油圧ポンプ５４の駆動効率を向上させることができる。なお、図８では、トルクコンバータ１６及び前後進切替装置１８の図示を省略している。
【００５３】
出力側駆動が行われている場合に、リングギアＲの回転速度ＮｒがキャリアＣＲの回転速度Ｎｃより高いときは、図１０（Ｃ）の共線図に示すように、サンギアＳ２の回転速度Ｎｓ２がリングギアＲの回転速度Ｎｒ及びキャリアＣＲの回転速度Ｎｃより高くなる状態で、リングギアＲの動力がサンギアＳ２及びキャリアＣＲに分配される。このときは、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐが出力軸回転速度Ｎｏｕｔ及びエンジン回転速度Ｎｅより高くなり、サンギアＳ１の回転速度Ｎｓ１が出力軸回転速度Ｎｏｕｔ及びエンジン回転速度Ｎｅより低くなる。一方、キャリアＣＲの回転速度ＮｃがリングギアＲの回転速度Ｎｒより高いときは、図１０（Ｄ）の共線図に示すように、サンギアＳ２の回転速度Ｎｓ２がリングギアＲの回転速度Ｎｒ及びキャリアＣＲの回転速度Ｎｃより低くなる状態で、リングギアＲの動力がサンギアＳ２及びキャリアＣＲに分配される。このときは、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐが出力軸回転速度Ｎｏｕｔ及びエンジン回転速度Ｎｅより低くなり、サンギアＳ１の回転速度Ｎｓ１が出力軸回転速度Ｎｏｕｔ及びエンジン回転速度Ｎｅより高くなる。また、キャリアＣＲの回転速度ＮｃがリングギアＲの回転速度Ｎｒに等しいときは、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐ、出力軸回転速度Ｎｏｕｔ、及びエンジン回転速度Ｎｅが等しくなる。以上のことから、出力側駆動が行われている場合も、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐは、ベルト式無段変速機１４の変速比γに応じて連続的に変化し、元圧用油圧ポンプ５４の吐出流量Ｑｐも、ベルト式無段変速機１４の変速比γに応じて連続的に変化する。
【００５４】
以上のことから、元圧用油圧ポンプ５４の駆動軸５４−１に結合する動力伝達機構２０の回転要素（サンギアＳ１，Ｓ２）を結合機構２２（クラッチＣ１，Ｃ２）により切り替えることで、前述の入力側駆動による元圧用油圧ポンプ５４の駆動と出力側駆動による元圧用油圧ポンプ５４の駆動とを切り替えることができる。この切り替えによって、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐを変化させることができ、元圧用油圧ポンプ５４の吐出流量Ｑｐを変化させることができる。このように、動力伝達機構２０及び結合機構２２が入力側駆動または出力側駆動を選択的に行う動力切替機構として機能する。
【００５５】
ここで、図１０の共線図に示すように、サンギアＳ１，Ｓ２のいずれか一方の回転速度は、エンジン回転速度Ｎｅ以下となる。そのため、元圧用油圧ポンプ５４の駆動軸５４−１に結合するサンギアＳ１，Ｓ２の切り替え制御により、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐをエンジン回転速度Ｎｅ以下に制御することができる。また、図１０の共線図に示すように、サンギアＳ１，Ｓ２のいずれか他方の回転速度は、エンジン回転速度Ｎｅ以上となる。そのため、元圧用油圧ポンプ５４の駆動軸５４−１に結合するサンギアＳ１，Ｓ２の切り替え制御により、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐをエンジン回転速度Ｎｅ以上に制御することもできる。さらに、サンギアＳ１，Ｓ２の回転速度Ｎｓ１，Ｎｓ２は、ベルト式無段変速機１４の変速比γに応じて連続的に変化する。以上のことから、本実施形態においては、元圧用油圧ポンプ５４の駆動軸５４−１に結合するサンギアＳ１，Ｓ２をクラッチＣ１，Ｃ２により切り替えることで、元圧用油圧ポンプ５４の吐出流量Ｑｐを柔軟に変化させることができる。なお、ここでのサンギアＳ１，Ｓ２の切り替えについては、例えば、電子制御装置４２からのクラッチ制御信号ＣＳ＿２により、係合された一方のクラッチの締結力を徐々に低下させるとともに、解放された他方のクラッチの締結力を徐々に増大させることで行うことができる。
【００５６】
電子制御装置４２は、元圧用油圧ポンプ５４の吐出流量Ｑｐを制御するために、前述の入力側駆動により元圧用油圧ポンプ５４を駆動するか、あるいは前述の出力側駆動により元圧用油圧ポンプ５４を駆動するかを、負荷の駆動状態に応じて選択する。以下、電子制御装置４２により入力側駆動または出力側駆動を選択する処理について説明する。図１１は、電子制御装置４２により実行される元圧用油圧ポンプ駆動制御ルーチンの一例を示すフローチャートである。このルーチンは、所定時間毎に繰り返して実行される。
【００５７】
この元圧用油圧ポンプ駆動制御ルーチンが実行されると、電子制御装置４２のＣＰＵは、まずステップＳ１０１において、各種信号の入力処理を実行する。ここでの入力信号は、スロットル開度Ａを示す信号、エンジン回転速度Ｎｅを示す信号、プライマリプーリ回転速度Ｎｉｎを示す信号、セカンダリプーリ回転速度Ｎｏｕｔを示す信号、及び車速Ｖを示す信号等である。
【００５８】
こうして入力信号処理を実行すると、次にステップＳ１０２において、元圧用油圧ポンプ５４の要求流量Ｑｒｅｑが算出される。ここでの要求流量Ｑｒｅｑについては、要求変速速度（目標変速比γｒｅｆの時間変化率）ｄγｒｅｆ／ｄｔ、及び車速Ｖ（あるいはセカンダリプーリ回転速度Ｎｏｕｔ）を用いて算出することができる。そして、要求変速速度ｄγｒｅｆ／ｄｔの絶対値の増大に対して要求流量Ｑｒｅｑも増大し、車速Ｖ（あるいはセカンダリプーリ回転速度Ｎｏｕｔ）の増大に対して要求流量Ｑｒｅｑも増大する。
【００５９】
次に、ステップＳ１０３においては、補機（元圧用油圧ポンプ５４）の駆動性能として、入力側駆動による元圧用油圧ポンプ５４の推定流量Ｑｓ１、及び出力側駆動による元圧用油圧ポンプ５４の推定流量Ｑｓ２が算出される。ここでは、元圧用油圧ポンプ５４の容量をｑｐ（固定値）とすると、例えば以下の（１）、（２）式により、推定流量Ｑｓ１，Ｑｓ２を算出することができる。以下の（１）、（２）式において、サンギアＳ１，Ｓ２の回転速度Ｎｓ１，Ｎｓ２は、エンジン回転速度Ｎｅ及び出力軸回転速度Ｎｏｕｔから算出することができる。また、元圧用油圧ポンプ５４の効率を考慮して推定流量Ｑｓ１，Ｑｓ２を算出することもできる。
【００６０】
Ｑｓ１＝Ｎｓ１×ｑｐ      （１）
Ｑｓ２＝Ｎｓ２×ｑｐ      （２）
【００６１】
次に、ステップＳ１０４においては、Ｑｓ１≧ＱｒｅｑとＱｓ２≧Ｑｒｅｑの両方が成立しているか否かが判定される。Ｑｓ１≧ＱｒｅｑとＱｓ２≧Ｑｒｅｑの両方が成立している場合（ステップＳ１０４の判定結果がＹｅｓの場合）は、ステップＳ１０５に進む。一方、Ｑｓ１≧ＱｒｅｑとＱｓ２≧Ｑｒｅｑの両方が成立していない場合（ステップＳ１０４の判定結果がＮｏの場合）は、ステップＳ１０６に進む。
【００６２】
ステップＳ１０５においては、サンギアＳ１，Ｓ２のうち、回転速度が低い方のギアが元圧用油圧ポンプ５４の駆動軸５４−１に結合されるように、クラッチＣ１，Ｃ２の締結力を制御するためのクラッチ制御信号ＣＳ＿２が設定される。ここでは、エンジン回転速度Ｎｅがベルト式無段変速機１４の出力軸回転速度Ｎｏｕｔより低いときは、サンギアＳ１と元圧用油圧ポンプ５４がクラッチＣ１により結合されることで、入力側駆動が選択される。一方、エンジン回転速度Ｎｅがベルト式無段変速機１４の出力軸回転速度Ｎｏｕｔより高いときは、サンギアＳ２と元圧用油圧ポンプ５４がクラッチＣ２により結合されることで、出力側駆動が選択される。これによって、元圧用油圧ポンプ５４の吐出流量Ｑｐが、以下の（３）式に設定される。ただし、（３）式のｍｉｎ｛Ｎｓ１，Ｎｓ２｝は、Ｎｓ１，Ｎｓ２のうち、回転速度が低い方の値を表す。そして、本ルーチンの実行を終了する。
【００６３】
Ｑｐ＝ｍｉｎ｛Ｎｓ１，Ｎｓ２｝×ｑｐ      （３）
【００６４】
一方、ステップＳ１０６においては、サンギアＳ１，Ｓ２のうち、回転速度が高い方のギアが元圧用油圧ポンプ５４の駆動軸５４−１に結合されるように、クラッチ制御信号ＣＳ＿２が設定される。ここでは、エンジン回転速度Ｎｅがベルト式無段変速機１４の出力軸回転速度Ｎｏｕｔより高いときは、サンギアＳ１と元圧用油圧ポンプ５４がクラッチＣ１により結合されることで、入力側駆動が選択される。一方、エンジン回転速度Ｎｅがベルト式無段変速機１４の出力軸回転速度Ｎｏｕｔより低いときは、サンギアＳ２と元圧用油圧ポンプ５４がクラッチＣ２により結合されることで、出力側駆動が選択される。これによって、元圧用油圧ポンプ５４の吐出流量Ｑｐが、以下の（４）式に設定される。ただし、（４）式のｍａｘ｛Ｎｓ１，Ｎｓ２｝は、Ｎｓ１，Ｎｓ２のうち、回転速度が高い方の値を表す。そして、本ルーチンの実行を終了する。
【００６５】
Ｑｐ＝ｍａｘ｛Ｎｓ１，Ｎｓ２｝×ｑｐ      （４）
【００６６】
なお、ステップＳ１０５またはステップＳ１０６において、エンジン回転速度Ｎｅがベルト式無段変速機１４の出力軸回転速度Ｎｏｕｔに等しいときは、入力側駆動を選択してもよいし、出力側駆動を選択してもよい。また、以上の元圧用油圧ポンプ駆動制御ルーチンにおいて、元圧用油圧ポンプ５４の容量ｑｐは、以下の（５）式を常に満たすように予め設定されている。
【００６７】
ｍａｘ｛Ｎｓ１，Ｎｓ２｝×ｑｐ≧Ｑｒｅｑ      （５）
【００６８】
以上説明したように、図５，６に示す構成例においては、前述の入力側駆動による元圧用油圧ポンプ５４の駆動と出力側駆動による元圧用油圧ポンプ５４の駆動とを選択的に切り替えることで、元圧用油圧ポンプ５４からアキュムレータ６８への作動油の供給流量を変化させることができる。そして、入力側駆動または出力側駆動の選択により、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐをエンジン回転速度Ｎｅ以上に制御するか、あるいはエンジン回転速度Ｎｅ以下に制御するかを選択することができる。例えば要求変速速度ｄγｒｅｆ／ｄｔの絶対値が大きいときは、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐをエンジン回転速度Ｎｅ以上となるように入力側駆動または出力側駆動を選択することで、エンジン回転速度Ｎｅが低いときでも十分なアキュムレータ６８への作動油の供給流量を確保することができる。一方、要求変速速度ｄγｒｅｆ／ｄｔの絶対値が小さいときは、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐをエンジン回転速度Ｎｅ以下となるように入力側駆動または出力側駆動を選択することで、エンジン回転速度Ｎｅが高いときでもアキュムレータ６８への作動油の供給流量を抑制することができる。さらに、元圧用油圧ポンプ５４からアキュムレータ６８への作動油の供給流量は、ベルト式無段変速機１４の変速比γに応じて連続的に変化する。以上のことから、図５，６に示す構成例によれば、簡単な構成でアキュムレータ６８に作動油を効率よく蓄圧することができ、油圧制御装置４０の効率を向上させることができる。
【００６９】
また、例えば車両（油圧制御装置４０）の利用頻度が低い場合等、アキュムレータ６８の圧力ＰＬが低下している状態でエンジン１０を始動する場合は、元圧用油圧ポンプ５４からアキュムレータ６８への作動油の供給流量が増大するように入力側駆動を選択することで、アキュムレータ６８の圧力ＰＬを速やかに上昇させることができる。一方、アキュムレータ６８の圧力ＰＬが設定圧力に達している場合は、元圧用油圧ポンプ５４からアキュムレータ６８への作動油の供給流量が減少するように入力側駆動または出力側駆動を選択することで、元圧用油圧ポンプ５４からリザーバ５２への作動油の排出流量を減少させることができ、油圧制御装置４０の損失を低下させることができる。また、出力側駆動が選択されている場合に負荷のエネルギーを回生するときは、負荷の動力の一部をベルト式無段変速機１４を介さずに元圧用油圧ポンプ５４に伝達させることができるので、負荷のエネルギーの回生によるアキュムレータ６８の蓄圧を効率よく行うことができる。
【００７０】
さらに、本実施形態の他の構成例について説明する。図１２に示す構成例においては、図５，６に示す構成例と比較して、以下に説明するアキュムレータ７２及び蓄圧切替弁７４，７６がさらに設けられている。他の構成については、図５，６に示す構成例と同様である。
【００７１】
アキュムレータ７２は、アキュムレータ６８と別に設けられており、元圧用油圧ポンプ５４により吐出された作動油を蓄圧する。蓄圧切替弁７４は、蓄圧調整弁５８とアキュムレータ７２との間に設けられている。アキュムレータ６８の圧力ＰＬが設定圧力に達した場合は、元圧用油圧ポンプ５４が吐出した作動油が蓄圧調整弁５８を通って蓄圧切替弁７４に供給される。この場合、蓄圧切替弁７４は、元圧用油圧ポンプ５４が吐出して蓄圧調整弁５８から流出した作動油をアキュムレータ７２に供給するか、リザーバ５２にドレインするかを切り替える。この蓄圧切替弁７４の切り替え動作により、元圧用油圧ポンプ５４（蓄圧調整弁５８）とアキュムレータ７２との連通を開閉することができる。また、蓄圧切替弁７６は、アキュムレータ６８とアキュムレータ７２との連通を開閉する。なお、ここでの蓄圧切替弁７４，７６は、電子制御装置４２から出力される蓄圧切替制御信号ＣＳ＿ＳＷ１，ＣＳ＿ＳＷ２によってそれぞれ駆動可能な電磁切替弁で構成することができる。
【００７２】
図１２に示す構成例においては、電子制御装置４２は、負荷のエネルギーを回生するときに（負荷の減速運転時に）、蓄圧切替制御信号ＣＳ＿ＳＷ１を蓄圧切替弁７４へ出力することで、蓄圧調整弁５８とアキュムレータ７２を連通する。アキュムレータ６８の圧力ＰＬが設定圧力に達していない場合は、元圧用油圧ポンプ５４から蓄圧調整弁５８を介してアキュムレータ６８へ作動油が供給されることで、負荷のエネルギーの回生によるアキュムレータ６８の蓄圧が行われる。一方、アキュムレータ６８の圧力ＰＬが設定圧力に達した場合は、元圧用油圧ポンプ５４から蓄圧調整弁５８及び蓄圧切替弁７４を介してアキュムレータ７２へ作動油が供給されることで、負荷のエネルギーの回生によるアキュムレータ７２の蓄圧が行われる。なお、電子制御装置４２は、例えば車両のアクセルペダルの操作が戻されたことやブレーキペダルが操作されたことを図示しないセンサにより検出することで、負荷のエネルギーが回生されるとき（負荷の減速運転時）と判定することができる。
【００７３】
また、電子制御装置４２は、アキュムレータ６８に蓄えられた作動油の圧力ＰＬ及びアキュムレータ７２に蓄えられた作動油の圧力ＰＬＳ（いずれも図示しないセンサにより検出）に基づいて、蓄圧切替弁７６によるアキュムレータ６８とアキュムレータ７２との連通の開閉を制御する。より具体的には、電子制御装置４２は、アキュムレータ６８の圧力ＰＬが設定圧力に達しておらずアキュムレータ７２の圧力ＰＬＳが規定圧力（アキュムレータ６８の圧力ＰＬより高い圧力）に達した場合は、蓄圧切替制御信号ＣＳ＿ＳＷ２を蓄圧切替弁７６へ出力することで、アキュムレータ６８とアキュムレータ７２を連通する。これによって、アキュムレータ７２に蓄えられた作動油のエネルギーをアキュムレータ６８に供給することができ、アキュムレータ６８の蓄圧を行うことができる。
【００７４】
以上説明したように、図１２に示す構成例においては、負荷のエネルギーを回生するときにアキュムレータ６８の圧力ＰＬが設定圧力に達しても、元圧用油圧ポンプ５４からリザーバ５２へ作動油を排出することなく、負荷のエネルギーの回生によるアキュムレータ７２の蓄圧を行うことができる。その後、アキュムレータ６８の蓄圧が必要になったときには、アキュムレータ７２に一旦蓄えられた作動油をアキュムレータ６８に供給することで、アキュムレータ６８の蓄圧を行うことができる。したがって、負荷のエネルギーの回生によるアキュムレータ６８，７２の蓄圧をさらに効率よく行うことができ、油圧制御装置４０の損失をさらに低下させることができる。
【００７５】
次に、動力伝達機構２０の他の構成例について説明する。
【００７６】
「遊星歯車機構の他の構成例」
図１３に示す構成例においては、図６に示す構成例と比較して、ラビニオ型遊星歯車機構のリングギアＲは、その回転速度Ｎｒがエンジン回転速度Ｎｅと一致する状態で、エンジン１０の出力軸１０−１に結合されている。そして、キャリアＣＲは、その回転速度Ｎｃがベルト式無段変速機１４の出力軸回転速度Ｎｏｕｔと一致する状態で、ベルト式無段変速機１４の出力軸３６に結合されている。他の構成については、図６に示す構成例と同様である。
【００７７】
図１３に示す構成例において、サンギアＳ１と元圧用油圧ポンプ５４がクラッチＣ１の係合により結合されている場合の動作について説明する。その場合において、エンジン１０の動力により負荷を駆動するときは、図１４（Ａ）の動力の流れを説明する図に示すように、エンジン１０の動力がベルト式無段変速機１４を介して出力軸３６に伝達され、この伝達された動力の一部が出力軸３６にて取り出されてキャリアＣＲに伝達される。一方、負荷のエネルギーを回生するときには、図１４（Ｂ）の動力の流れを説明する図に示すように、負荷の動力の一部が出力軸３６にて取り出されてキャリアＣＲに伝達される。キャリアＣＲに伝達された動力は、図１４（Ａ）及び図１４（Ｂ）に示すように、サンギアＳ１及びリングギアＲに分配される。そして、サンギアＳ１に伝達された動力により元圧用油圧ポンプ５４が回転駆動されることで、出力側駆動が行われる。
【００７８】
出力側駆動が行われている場合に、リングギアＲの回転速度ＮｒがキャリアＣＲの回転速度Ｎｃより高いときは、図１５（Ａ）の共線図に示すように、サンギアＳ１の回転速度Ｎｓ１がリングギアＲの回転速度Ｎｒ及びキャリアＣＲの回転速度Ｎｃより低くなる状態で、キャリアＣＲの動力がサンギアＳ１及びリングギアＲに分配される。このときは、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐが出力軸回転速度Ｎｏｕｔ及びエンジン回転速度Ｎｅより低くなり、サンギアＳ２の回転速度Ｎｓ２が出力軸回転速度Ｎｏｕｔ及びエンジン回転速度Ｎｅより高くなる。一方、キャリアＣＲの回転速度ＮｃがリングギアＲの回転速度Ｎｒより高いときは、図１５（Ｂ）の共線図に示すように、サンギアＳ１の回転速度Ｎｓ１がリングギアＲの回転速度Ｎｒ及びキャリアＣＲの回転速度Ｎｃより高くなる状態で、キャリアＣＲの動力がサンギアＳ１及びリングギアＲに分配される。このときは、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐが出力軸回転速度Ｎｏｕｔ及びエンジン回転速度Ｎｅより高くなり、サンギアＳ２の回転速度Ｎｓ２が出力軸回転速度Ｎｏｕｔ及びエンジン回転速度Ｎｅより低くなる。
【００７９】
次に、サンギアＳ２と元圧用油圧ポンプ５４がクラッチＣ２の係合により結合されている場合において、エンジン１０の動力により負荷を駆動するときは、図１４（Ｃ）の動力の流れを説明する図に示すように、エンジン１０の動力の一部が出力軸１０−１にて取り出されてリングギアＲに伝達される。一方、負荷のエネルギーを回生するとき（負荷の減速運転時）には、図１４（Ｄ）の動力の流れを説明する図に示すように、負荷の動力がベルト式無段変速機１４を介してエンジン１０の出力軸１０−１に伝達され、この伝達された動力の一部が出力軸１０−１にて取り出されてリングギアＲに伝達される。リングギアＲに伝達された動力は、図１４（Ｃ）及び図１４（Ｄ）に示すように、サンギアＳ２及びキャリアＣＲに分配される。そして、サンギアＳ２に伝達された動力により元圧用油圧ポンプ５４が回転駆動されることで、入力側駆動が行われる。なお、図１４では、トルクコンバータ１６及び前後進切替装置１８の図示を省略している。
【００８０】
入力側駆動が行われている場合に、リングギアＲの回転速度ＮｒがキャリアＣＲの回転速度Ｎｃより高いときは、図１５（Ｃ）の共線図に示すように、サンギアＳ２の回転速度Ｎｓ２がリングギアＲの回転速度Ｎｒ及びキャリアＣＲの回転速度Ｎｃより高くなる状態で、リングギアＲの動力がサンギアＳ２及びキャリアＣＲに分配される。このときは、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐが出力軸回転速度Ｎｏｕｔ及びエンジン回転速度Ｎｅより高くなり、サンギアＳ１の回転速度Ｎｓ１が出力軸回転速度Ｎｏｕｔ及びエンジン回転速度Ｎｅより低くなる。一方、キャリアＣＲの回転速度ＮｃがリングギアＲの回転速度Ｎｒより高いときは、図１５（Ｄ）の共線図に示すように、サンギアＳ２の回転速度Ｎｓ２がリングギアＲの回転速度Ｎｒ及びキャリアＣＲの回転速度Ｎｃより低くなる状態で、リングギアＲの動力がサンギアＳ２及びキャリアＣＲに分配される。このときは、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐが出力軸回転速度Ｎｏｕｔ及びエンジン回転速度Ｎｅより低くなり、サンギアＳ１の回転速度Ｎｓ１が出力軸回転速度Ｎｏｕｔ及びエンジン回転速度Ｎｅより高くなる。
【００８１】
また、図１６に示す構成例においては、動力伝達機構２０は、シングルピニオン遊星歯車とダブルピニオン遊星歯車とがサンギア及びキャリアを共用化した構成となっているラビニオ型遊星歯車機構を備え、このラビニオ型遊星歯車機構は、サンギアＳ、キャリアＣＲ、及びリングギアＲ１，Ｒ２を回転要素として有する。リングギアＲ２は、その回転速度Ｎｒ２がエンジン回転速度Ｎｅと一致する状態で、エンジン１０の出力軸１０−１に結合されている。キャリアＣＲは、その回転速度Ｎｃがベルト式無段変速機１４の出力軸回転速度Ｎｏｕｔと一致する状態で、ベルト式無段変速機１４の出力軸３６に結合されている。そして、結合機構２２のクラッチＣ１は、リングギアＲ１と元圧用油圧ポンプ５４との結合状態を切り替えることで、両者間における動力の断続を行う。一方、クラッチＣ２は、サンギアＳと元圧用油圧ポンプ５４との結合状態を切り替えることで、両者間における動力の断続を行う。他の構成については、図６に示す構成例と同様である。
【００８２】
図１６に示すラビニオ型遊星歯車機構においても、サンギアＳ、キャリアＣＲ、及びリングギアＲ１，Ｒ２の４つの回転要素の回転速度は、図１７の共線図に示す共線関係にある。図１７の共線図では、ラビニオ型遊星歯車機構の各回転要素がサンギアＳ、リングギアＲ２、キャリアＣＲ、リングギアＲ１の順に配列されていることで、エンジン１０の出力軸１０−１に結合されたリングギアＲ２及びベルト式無段変速機１４の出力軸３６に結合されたキャリアＣＲが元圧用油圧ポンプ５４と結合可能なサンギアＳとリングギアＲ１との間に配置されている。そして、図１６に示すラビニオ型遊星歯車機構も、２自由度の回転自由度を有する機構である。
【００８３】
図１６に示す構成例において、サンギアＳと元圧用油圧ポンプ５４がクラッチＣ２の係合により結合されている場合は、エンジン１０の出力軸１０−１に伝達された動力の一部がリングギアＲ２に伝達される。リングギアＲ２に伝達された動力は、図１７（Ａ）の共線図に示すように、サンギアＳ及びキャリアＣＲに分配される。そして、サンギアＳに伝達された動力により元圧用油圧ポンプ５４が回転駆動されることで、入力側駆動が行われる。一方、リングギアＲ１と元圧用油圧ポンプ５４がクラッチＣ１の係合により結合されている場合は、ベルト式無段変速機１４の出力軸３６に伝達された動力の一部がキャリアＣＲに伝達される。キャリアＣＲに伝達された動力は、図１７（Ｂ）の共線図に示すように、リングギアＲ１，Ｒ２に分配される。そして、リングギアＲ１に伝達された動力により元圧用油圧ポンプ５４が回転駆動されることで、出力側駆動が行われる。
【００８４】
また、図１８に示す構成例においては、図１６に示す構成例と比較して、ラビニオ型遊星歯車機構のキャリアＣＲは、その回転速度Ｎｃがエンジン回転速度Ｎｅと一致する状態で、エンジン１０の出力軸１０−１に結合されている。リングギアＲ２は、その回転速度Ｎｒ２がベルト式無段変速機１４の出力軸回転速度Ｎｏｕｔと一致する状態で、ベルト式無段変速機１４の出力軸３６に結合されている。他の構成については、図１６に示す構成例と同様である。
【００８５】
図１８に示す構成例において、リングギアＲ１と元圧用油圧ポンプ５４がクラッチＣ１の係合により結合されている場合は、エンジン１０の出力軸１０−１に伝達された動力の一部がキャリアＣＲに伝達される。キャリアＣＲに伝達された動力は、図１９（Ａ）の共線図に示すように、リングギアＲ１，Ｒ２に分配される。そして、リングギアＲ１に伝達された動力により元圧用油圧ポンプ５４が回転駆動されることで、入力側駆動が行われる。一方、サンギアＳと元圧用油圧ポンプ５４がクラッチＣ２の係合により結合されている場合は、ベルト式無段変速機１４の出力軸３６に伝達された動力の一部がリングギアＲ２に伝達される。リングギアＲ２に伝達された動力は、図１９（Ｂ）の共線図に示すように、サンギアＳ及びキャリアＣＲに分配される。そして、サンギアＳに伝達された動力により元圧用油圧ポンプ５４が回転駆動されることで、出力側駆動が行われる。
【００８６】
さらに、各回転要素の回転速度が共線関係にある２自由度の遊星歯車機構については、以上に説明したラビニオ型遊星歯車機構の他に、複数の遊星歯車を組み合わせた様々な構成を採り得ることができる。例えば遊星歯車機構を２つの遊星歯車を組み合わせて構成する場合は、一方の遊星歯車における２つの回転要素が他方の遊星歯車における２つの回転要素とそれぞれ結合されていることによっても、４つの回転要素の回転速度が共線関係にある２自由度の遊星歯車機構を得ることができる。このように、本実施形態の遊星歯車機構については、遊星歯車機構が２自由度の回転自由度を有するように、各遊星歯車の回転要素のいずれかが他の遊星歯車の回転要素のいずれかと結合または共用化された構成を採り得ることができる。
【００８７】
「遊星歯車機構以外の構成例」
本実施形態においては、例えば図２０に示すように、遊星歯車機構を用いずに動力伝達機構２０を構成することもできる。図２０に示す構成例においては、動力伝達機構２０は伝達ギアＧ１，Ｇ２を備えている。伝達ギアＧ１は、その回転速度Ｎｇ１がエンジン回転速度Ｎｅと一致する状態で、エンジン１０の出力軸１０−１に結合されている。伝達ギアＧ２は、その回転速度Ｎｇ２がベルト式無段変速機１４の出力軸回転速度Ｎｏｕｔと一致する状態で、ベルト式無段変速機１４の出力軸３６に結合されている。結合機構２２のクラッチＣ１は、伝達ギアＧ１と元圧用油圧ポンプ５４との結合状態を切り替えることで、両者間における動力の断続を行う。クラッチＣ２は、伝達ギアＧ２と元圧用油圧ポンプ５４との結合状態を切り替えることで、両者間における動力の断続を行う。他の構成については、図６に示す構成例と同様である。
【００８８】
図２０に示す構成例において、伝達ギアＧ１と元圧用油圧ポンプ５４がクラッチＣ１の係合により結合されているとともに、伝達ギアＧ２と元圧用油圧ポンプ５４のクラッチＣ２による結合が解除されている場合は、エンジン１０の出力軸１０−１に伝達された動力の一部が伝達ギアＧ１に伝達される。そして、伝達ギアＧ１に伝達された動力により元圧用油圧ポンプ５４が回転駆動されることで、入力側駆動が行われる。このとき、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐは、エンジン回転速度Ｎｅに等しくなる。一方、伝達ギアＧ２と元圧用油圧ポンプ５４がクラッチＣ２の係合により結合されているとともに、伝達ギアＧ１と元圧用油圧ポンプ５４のクラッチＣ１による結合が解除されている場合は、ベルト式無段変速機１４の出力軸３６に伝達された動力の一部が伝達ギアＧ２に伝達される。そして、伝達ギアＧ２に伝達された動力により元圧用油圧ポンプ５４が回転駆動されることで、出力側駆動が行われる。このとき、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐは、ベルト式無段変速機１４の出力軸回転速度Ｎｏｕｔに等しくなる。このように、図２０に示す構成例においても、元圧用油圧ポンプ５４に結合する伝達ギアＧ１，Ｇ２をクラッチＣ１，Ｃ２により切り替えることで、元圧用油圧ポンプ５４の回転速度Ｎ＿ｐｕｍｐを変化させることができ、元圧用油圧ポンプ５４の吐出流量Ｑｐを変化させることができる。
【００８９】
図２０に示す構成例の場合は、電子制御装置４２にて算出される入力側駆動による元圧用油圧ポンプ５４の推定流量Ｑｓ１、及び出力側駆動による元圧用油圧ポンプ５４の推定流量Ｑｓ２を、以下の（６）、（７）式で表すことができる。
【００９０】
Ｑｓ１＝Ｎｇ１×ｑｐ＝Ｎｅ×ｑｐ          （６）
Ｑｓ２＝Ｎｇ２×ｑｐ＝Ｎｏｕｔ×ｑｐ      （７）
【００９１】
Ｑｓ１≧ＱｒｅｑとＱｓ２≧Ｑｒｅｑの両方が成立している場合は、伝達ギアＧ１，Ｇ２のうち、回転速度が低い方のギアが元圧用油圧ポンプ５４の駆動軸５４−１に結合される。すなわち、エンジン回転速度Ｎｅがベルト式無段変速機１４の出力軸回転速度Ｎｏｕｔより低いときは、伝達ギアＧ１と元圧用油圧ポンプ５４がクラッチＣ１により結合されることで、入力側駆動が選択される。一方、エンジン回転速度Ｎｅがベルト式無段変速機１４の出力軸回転速度Ｎｏｕｔより高いときは、伝達ギアＧ２と元圧用油圧ポンプ５４がクラッチＣ２により結合されることで、出力側駆動が選択される。
【００９２】
Ｑｓ１≧ＱｒｅｑとＱｓ２≧Ｑｒｅｑの両方が成立していない場合は、伝達ギアＧ１，Ｇ２のうち、回転速度が高い方のギアが元圧用油圧ポンプ５４の駆動軸５４−１に結合される。すなわち、エンジン回転速度Ｎｅがベルト式無段変速機１４の出力軸回転速度Ｎｏｕｔより高いときは、伝達ギアＧ１と元圧用油圧ポンプ５４がクラッチＣ１により結合されることで、入力側駆動が選択される。一方、エンジン回転速度Ｎｅがベルト式無段変速機１４の出力軸回転速度Ｎｏｕｔより低いときは、伝達ギアＧ２と元圧用油圧ポンプ５４がクラッチＣ２により結合されることで、出力側駆動が選択される。
【００９３】
以上説明したように、図２０に示す構成例においても、前述の入力側駆動による元圧用油圧ポンプ５４の駆動と出力側駆動による元圧用油圧ポンプ５４の駆動とを選択的に切り替えることで、元圧用油圧ポンプ５４からアキュムレータ６８への作動油の供給流量を変化させることができる。したがって、簡単な構成でアキュムレータ６８に作動油を効率よく蓄圧することができ、油圧制御装置４０の効率を向上させることができる。
【００９４】
以上の説明においては、動力伝達機構２０がエンジン１０の出力軸１０−１及びベルト式無段変速機１４の出力軸３６に結合されており、エンジン１０の出力軸１０−１にて取り出した動力を用いて入力側駆動を行い、ベルト式無段変速機１４の出力軸３６にて取り出した動力を用いて出力側駆動を行う場合について説明した。ただし、本実施形態においては、動力伝達機構２０がエンジン１０からプライマリプーリ３０に至る入力側動力伝達経路のいずれかの位置に結合されていてもよく、エンジン１０からプライマリプーリ３０に至る入力側動力伝達経路のいずれかの位置にて取り出した動力を用いて入力側駆動を行うこともできる。ただし、エンジン１０の出力軸１０−１にて取り出した動力を用いて入力側駆動を行うことで、負荷（ベルト式無段変速機１４の出力軸３６）の回転が停止しているときでもエンジン１０が回転していれば元圧用油圧ポンプ５４を回転駆動することができる。また、動力伝達機構２０がセカンダリプーリ３２から負荷に至る出力側動力伝達経路のいずれかの位置に結合されていてもよく、セカンダリプーリ３２から負荷に至る出力側動力伝達経路のいずれかの位置にて取り出した動力を用いて出力側駆動を行うこともできる。
【００９５】
以上、本発明を実施するための形態について説明したが、本発明はこうした実施形態に何等限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において、種々なる形態で実施し得ることは勿論である。
【図面の簡単な説明】
【００９６】
【図１】実施形態に係るベルト式無段変速機の駆動装置の概略構成を示す図である。
【図２】油圧制御装置の動作を説明する図である。
【図３】油圧制御装置の動作を説明する図である。
【図４】油圧制御装置の動作を説明する図である。
【図５】実施形態に係るベルト式無段変速機の駆動装置の他の概略構成を示す図である。
【図６】実施形態に係るベルト式無段変速機の駆動装置の他の概略構成を示す図である。
【図７】ラビニオ型遊星歯車機構の各回転要素の回転速度を示す共線図である。
【図８】実施形態に係るベルト式無段変速機の駆動装置における動力の流れを説明する図である。
【図９】実施形態に係るベルト式無段変速機の駆動装置の動作を説明する共線図である。
【図１０】実施形態に係るベルト式無段変速機の駆動装置の動作を説明する共線図である。
【図１１】電子制御装置によって実行される処理を説明するフローチャートである。
【図１２】実施形態に係るベルト式無段変速機の駆動装置の他の概略構成を示す図である。
【図１３】実施形態に係るベルト式無段変速機の駆動装置の他の概略構成を示す図である。
【図１４】実施形態に係るベルト式無段変速機の駆動装置の他の構成例における動力の流れを説明する図である。
【図１５】実施形態に係るベルト式無段変速機の駆動装置の他の構成例における動作を説明する共線図である。
【図１６】実施形態に係るベルト式無段変速機の駆動装置の他の概略構成を示す図である。
【図１７】実施形態に係るベルト式無段変速機の駆動装置の他の構成例における動作を説明する共線図である。
【図１８】実施形態に係るベルト式無段変速機の駆動装置の他の概略構成を示す図である。
【図１９】実施形態に係るベルト式無段変速機の駆動装置の他の構成例における動作を説明する共線図である。
【図２０】実施形態に係るベルト式無段変速機の駆動装置の他の概略構成を示す図である。
【符号の説明】
【００９７】
１０  エンジン、１４  ベルト式無段変速機、２０  動力伝達機構、２２  結合機構、３０  プライマリプーリ、３２  セカンダリプーリ、３４  無端ベルト、４０  油圧制御装置、４２  電子制御装置、５４  元圧用油圧ポンプ、５６  逆止弁、５８  蓄圧調整弁、６０  変速用油圧ポンプ、６２  変速用油圧モータ、６４  挟圧力切替弁、６６  挟圧力調整弁、６８，７２  アキュムレータ、７０  差圧切替弁、７４，７６  蓄圧切替弁。
【図１】
2006250297.tif 000003
【図２】
2006250297.tif 000004
【図３】
2006250297.tif 000005
【図４】
2006250297.tif 000006
【図５】
2006250297.tif 000007
【図６】
2006250297.tif 000008
【図７】
2006250297.tif 000009
【図８】
2006250297.tif 000010
【図９】
2006250297.tif 000011
【図１０】
2006250297.tif 000012
【図１１】
2006250297.tif 000013
【図１２】
2006250297.tif 000014
【図１３】
2006250297.tif 000015
【図１４】
2006250297.tif 000016
【図１５】
2006250297.tif 000017
【図１６】
2006250297.tif 000018
【図１７】
2006250297.tif 000019
【図１８】
2006250297.tif 000020
【図１９】
2006250297.tif 000021
【図２０】
2006250297.tif 000022