(57)【要約】【課題】出力伝達機構としてギア対からなる減速機構と無段変速機構とを併せ持つ無段変速機において、無段変速機構と減速機構との切り替え時の変速ショックの発生を防止する。【解決手段】変速比を連続的に変化させ得る無段変速機構６と、ギア対からなり入力軸２と出力軸１６との間に無段変速機構６と並列に配置される減速機構１０と、入力軸２から無段変速機構６を介して出力軸１６に出力を伝達する出力伝達経路と入力軸２から減速機構１０を介して出力軸１６に出力を伝達する出力伝達経路とを切替える伝達経路切替え手段１５と、を備え、減速機構１０の変速比を、無段変速機構６の最大変速比より小さく、かつ減速機構１０の変速比と出力伝達効率との積が無段変速機構６の最大変速比と最大変速比における出力伝達効率との積よりも大きいという２つの要件を満たすように設定する。【選択図】図２
2008164117.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンに接続される入力軸と、
前記入力軸に入力された前記エンジンの出力を出力する出力軸と、
前記入力軸と前記出力軸との間に配置され変速比を連続的に変化させ得る無段変速機構と、
ギア対からなり前記入力軸と前記出力軸との間に前記無段変速機構と並列に配置される減速機構と、
前記入力軸から前記無段変速機構を介して前記出力軸に出力を伝達する出力伝達経路と前記入力軸から前記減速機構を介して前記出力軸に出力を伝達する出力伝達経路とを切替える伝達経路切替え手段と、
を備え、
前記減速機構の変速比を、前記無段変速機構の最大変速比より小さく、かつ、前記減速機構の変速比と出力伝達効率との積が前記無段変速機構の最大変速比と最大変速比における出力伝達効率との積よりも大きいという２つの要件を満たすように設定したことを特徴とする無段変速機。
【請求項２】
前記伝達経路切替え手段は、前記無段変速機構と前記減速機構のうち変速比の小さい機構からの出力を伝達する二方向クラッチであることを特徴とする請求項１に記載の無段変速機。
【請求項３】
前記入力軸と前記無段変速機構との間の出力伝達を断接する直結クラッチ機構を備え、
車両発進時に前記無段変速機構の変速比が前記減速機構の変速比よりも小さい場合には、前記直結クラッチ機構を解放した状態で発進し、発進後に前記無段変速機構の変速比が前記減速機構の変速比よりも大きくなったら前記直結クラッチ機構を締結することを特徴とする請求項２に記載の無段変速機。
【請求項４】
動力性能を重視する場合には、前記２つの要件を満足する範囲内で前記減速機構の変速比をより大きく設定することを特徴とする請求項１から３のいずれか一つに記載の無段変速機。
【請求項５】
燃費性能を重視する場合には、前記２つの要件を満足する範囲内で前記減速機構の変速比をより小さく設定することを特徴とする請求項１から３のいずれか一つに記載の無段変速機。
【請求項６】
前記伝達経路切替え手段の作用によって出力伝達経路が切替わる際に、前記エンジンの出力を増大させることを特徴とする請求項１から５のいずれか一つに記載の無段変速機を備える車両。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、変速比を連続的に変化させることの可能な無段変速機構を有する自動変速機に関し、特に無段変速機構による出力伝達経路の他にギア対等の変速機構による出力伝達経路を併せ持ち、走行状態に応じて前記二つの出力伝達機構の切り替えを行う自動変速機に関する。
【背景技術】
【０００２】
車両用の自動変速機として、ベルト式等の無段変速機構が知られている。しかしながら、無段変速機構はギア対等により構成される減速機構に比べて動力の伝達効率が悪く、特に最大変速比と最小変速比の伝達効率が悪いことが知られている。そこで、この伝達効率の悪さを解消するための技術として、無段変速機構と減速機構とを並列で備え、走行状態に応じてこれらを切り替える自動変速機が特許文献１に開示されている。
【特許文献１】特開２００２−４８２１３号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
ところで、無段変速機構とギア機構とを切替る際に、切り替え前と後で出力軸の回転速度差があると、変速ショックが発生し、無段変速機構の特徴である変速の滑らかさを損なってしまう。特許文献１に開示されている変速機構では、減速機構の変速比が無段変速機の最大変速比の１．２５〜２．０倍となっているので、減速機構と無段変速機構との切り替え時に出力軸の回転速度差が生じ、変速ショックが生じるおそれがある。そこで、特許文献１では上記変速ショックを防止する方策として、発進クラッチを解放しながら直結クラッチを締結するという制御を行うこととしている。しかしながら、このようなクラッチ操作は複雑かつ高度であるため、制御が困難であるという問題がある。
【０００４】
そこで、本発明では簡単な構成及び制御で、無段変速機構と減速機構との切り替え時の変速ショックの発生を防止することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
本発明の無段変速機は、エンジンに接続される入力軸と、前記入力軸に入力された前記エンジンの出力を出力する出力軸と、前記入力軸と前記出力軸との間に配置され変速比を連続的に変化させ得る無段変速機構と、ギア対からなり前記入力軸と前記出力軸との間に前記無段変速機構と並列に配置される減速機構と、前記入力軸から前記無段変速機構を介して前記出力軸に出力を伝達する出力伝達経路と前記入力軸から前記減速機構を介して前記出力軸に出力を伝達する出力伝達経路とを切替える伝達経路切替え手段と、を備え、前記減速機構の変速比を、前記無段変速機構の最大変速比より小さく、かつ、前記減速機構の変速比と出力伝達効率との積が前記無段変速機構の最大変速比と最大変速比における出力伝達効率との積よりも大きいという２つの要件を満たすように設定した。
【発明の効果】
【０００６】
本発明によれば、ギア対からなる減速機構の変速比が無段変速機構の最大変速比よりも小さいので、出力伝達経路を切替えたときの変速比段差がなくなる。これにより、出力伝達経路の切替えによる出力軸の回転速度差が生じなくなるので、変速ショックの発生を防止することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００７】
以下本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。
【０００８】
図１は本実施形態を適用する出力伝達機構の概略図である。１はエンジン、６は無段変速機構、１０は後述するギア対からなる減速機構としてのギア機構、２はエンジン１の駆動軸とダンパ３を介して連結された入力軸、４は発進クラッチ、５は入力軸２と無段変速機構６とを連結する直結クラッチ機構としての直結クラッチ、１４は駆動ギア、１５は伝達経路切替え手段としての二方向クラッチ、１６は出力軸、１７はディファレンシャル、１８は車輪である。
【０００９】
無段変速機構６は、入力軸２と同軸上に配置されたプライマリプーリ７、プライマリプーリ７と平行に配置されたセカンダリプーリ８、及びプライマリプーリ７の回転をセカンダリプーリ８に伝達するベルト９とで構成される。プライマリプーリ７とセカンダリプーリ８は、それぞれアクチュエータ等により溝幅を可変に制御され、これによりベルト９が掛け回される部分の有効径が変化し、無段変速機構６の変速比が変化する。
【００１０】
ギア機構１０は、一般的な有段自動変速機と同様に、サンギア１３、サンギア１３と同心円上に配置されたリングギア１１、サンギア１３及びリングギア１１に歯合するピニオンギア１２とで構成される変速機構であり、入力軸２の回転を減速して駆動ギア１４から出力する。
【００１１】
出力軸１６は一方の端部がセカンダリプーリ８に、他方の端部がディファレンシャル１７に連結されている。また、出力軸１６の中間部に設けた二方向クラッチ１５は、後述するギア機構１０を介する伝達経路から伝達された回転速度が、後述する無段変速機構６を介する伝達経路から伝達された回転速度よりも速い場合にはロックし、遅い場合には空転する。
【００１２】
上記のように構成される駆出力伝達機構における、駆動力の伝達経路について説明する。
【００１３】
まず、無段変速機構６を介する伝達経路について説明する。エンジン１のクランクシャフト（図示せず）の回転がダンパ３を介して入力軸２に伝達され、入力軸２が回転する。このとき直結クラッチ５が締結されていると、プライマリプーリ７は入力軸２の回転が伝達されることで回転し、さらにプライマリプーリ７の回転がベルト９を介して伝達されることでセカンダリプーリ８が回転する。そしてセカンダリプーリ８の回転は出力軸１６、ディファレンシャル１７を介して車輪１８に伝達される。以上の伝達経路によりエンジン１の駆動力が無段変速機構６を介して車輪１８に伝達される。
【００１４】
ギア機構１０を介する伝達経路について説明する。入力軸２は無段変速機構６の場合と同様にエンジン１のクランクシャフトの回転が伝達されることで回転する。入力軸２の回転は、ギア機構１０、駆動ギア１４及び二方向クラッチ１５を介して出力軸１６に伝達される。出力軸１６の回転はディファレンシャル１７を介して車輪１８に伝達される。以上の伝達経路によりエンジン１の駆動力がギア機構１０を介して車輪１８に伝達される。
【００１５】
上記のように出力伝達経路は２つあるが、二方向クラッチ１５の働きによって出力軸１６には回転速度の速い回転が伝達される。すなわち、無段変速機構６又はギア機構１０の変速比が小さい方の伝達経路から出力軸１６に駆動力が伝達される。
【００１６】
次に、無段変速機構６およびギア機構１０の変速比について説明する。なお、変速比＝（入力軸の回転速度）／（出力軸の回転速度）、すなわちローギア比ほど変速比は大きく、ハイギア比ほど変速比は小さい。
【００１７】
無段変速機構６の変速比とギア機構１０の変速比との間には、以下の関係がある。  （ギア機構１０の変速比）＜（無段変速機構６の最大変速比）      ・・・（１）
かつ、
（ギア機構１０の変速比）×（ギア機構１０の伝達効率）＞（無段変速機構６の最大変速比）×（最大変速比における無段変速機構６の伝達効率）      ・・・（２）
例えば、無段変速機構６の最大変速比が２．５６１、その変速比における伝達効率が９０％、ギア機構１０の伝達効率が９０％とすると、式（１）より、ギア機構１０の変速比＜２．５６１、式（２）より、（ギア機構１０の変速比）×０．９８＞２．５６１×０．９０となるので、結果として、下式のようになる。
【００１８】
２．３５２＜ギア機構１０の変速比＜２．５６１      ・・・（３）
図２は、上記のような関係にある場合の、エンジン回転速度と車速との関係を表した図である。図２の縦軸はエンジン回転速度、横軸は車速を表し、実線ＣＶＴＭＡＸは無段変速機構６が最大変速比の場合、実線ＣＶＴＭＩＮは無段変速機構６が最小変速比の場合、破線Ｇ１はギア機構１０を併せ持つ場合の一般的なギア機構１０の変速比（以下、従来のギア機構１０の変速比という）の場合、一点鎖線Ｇ２は本実施形態のギア機構１０の変速比の場合を表す。
【００１９】
従来のギア機構１０の変速比は、無段変速機構６の最大変速比よりも大きく設定されているため、図２に示すように、同一車速の場合、無段変速機構６の最大変速比の状態よりもエンジン回転速度が高くなる。これに対して、ギア機構１０の変速比を式（１）、（２）のように設定すると、ギア機構１０を介して出力伝達する場合のエンジン回転速度は、同一車速において無段変速機構６が最大変速比の状態よりも低く、最小変速比の状態よりも高くなる。すなわち、従来のギア機構１０の変速比では、ギア機構１０から無段変速機構６へ切替える際にエンジン回転速度に段差が生じることでショックが発生するが、本実施形態のようにギア機構１０の変速比を設定すると、ギア機構１０から無段変速機構６へ切替る際に、エンジン回転速度を一定に保つことができる。これにより、ギア機構１０から無段変速機構６への切替え時のショックの発生を防止することができる。
【００２０】
また、式（３）に示すように、ギア機構１０の変速比は所定範囲内で設定することができる。無段変速機構６の最大変速比に近い値を設定すると、同一車速でのエンジン回転速度が高くなるので、加速性能等の動力性能が向上し、逆に最小変速比に近い値を設定すると、同一車速でのエンジン回転速度が低くなるので、燃費性能が向上する。そこで、ギア機構１０の変速比は、動力性能または燃費性能のいずれを重視するのかによって、上式（３）の範囲内で設定する。
【００２１】
図３は目的別の変速比設定をした場合のエンジン回転数と車速の関係を表す図である。ＣＶＴＭＡＸ＿Ｐは無段変速機構６の変速比を動力性能重視にしたときの、最大変速比におけるエンジン回転速度と車速との関係、ＣＶＴＭＩＮ＿Ｐは同様に最小変速比における関係、ＣＶＴＭＡＸ＿Ｅは無段変速機構６の変速比を燃費性能重視にしたときの最大変速比におけるエンジン回転速度と車速との関係、ＣＶＴＭＩＮ＿Ｅは同様に最小変速比における関係を表す。ＧＰは無段変速機構６の変速比を動力性能重視にしたときのギア機構１０の変速比におけるエンジン回転速度と車速との関係、ＧＥは無段変速機構６の変速比を燃費性能重視にしたときのギア機構１０の変速比におけるエンジン回転速度と車速との関係を表す。また、ＣＶＴＭＡＸ＿ＰとＣＶＴＭＩＮ＿Ｐのなす角度をθＰ、ＣＶＴＭＡＸ＿ＥとＣＶＴＭＩＮ＿Ｅのなす角をθＥとする。
【００２２】
無段変速機構６の最大変速比と最小変速比の幅（以下、変速比幅という）は、動力性能と燃費性能を両立するためにできるだけ大きい方が望ましいが、例えばプライマリプーリ７及びセカンダリプーリ８の径、各プーリ７、８のスライド幅、ベルト溝の形状等といった機構上の制限を受ける。すなわち、θＰとθＥの大きさは機構上制限されるので、最大変速比をより大きくなるよう設定すると最小変速比も大きくなり、最小変速比をより小さくなるよう設定すると、最大変速比も小さくなる。
【００２３】
そこで、動力性能を重視する場合には無段変速機構６の最大変速比がより大きくなるように、また燃費性能を重視する場合には無段変速機構６の最小変速比がより小さくなるように変速比を設定し、その変速比となるようにプライマリプーリ７及びセカンダリプーリ８の径やベルト溝形状等を設計する。なお、プライマリプーリ７、セカンダリプーリ８の形状等ではなく、ディファレンシャル１７のギア比（最終減速比）によって動力性能重視か燃費性能重視を設定してもよい。このようにすると、重視する性能別に各プーリ形状等を設計する必要がなくなるので、コストを削減することができる。
【００２４】
図４は変速比、伝達効率及び１００Ｎｍ入力時の出力トルクの関係を表す図であり、一点鎖線Ｃ１は無段変速機構６の伝達効率、実線Ｃ２は無段変速機構６の１００Ｎｍ入力時の出力トルク、一点鎖線Ｇ１はギア機構１０の伝達効率、実線Ｇ２は無段変速機構６の１００Ｎｍ入力時の出力トルクを表す。
【００２５】
図４に示すように、ギア機構１０の伝達効率は略一定（略９８％）であるのに対して、無段変速機構６の伝達効率は変速比が略１．０のときに最大値となり、その前後では、変速比が略１．０から乖離するほど小さくなっている。また、１００Ｎｍ入力時の出力トルクは、無段変速機構６、ギア機構１０ともに変速比が大きくなるほど大きくなっているが、略１．４より大きくなると、ギア機構１０の方が無段変速機構６より大きくなっている。
【００２６】
したがって、動力性能を重視して無段変速機構６の変速比を小さくすると、無段変速機構６の伝達効率が上昇する分だけ最大駆動力が増加するので、動力性能が向上するだけでなく、燃費性能の上昇も見込める。
【００２７】
次に、上記のような構成の自動変速機を搭載した車両の、発進時の制御について図５、図６を参照して説明する。図５は発進時の直結クラッチ５の締結・解放制御についてのフローチャートであり、図６は直結クラッチ５を締結した後のエンジン１の制御についてのフローチャートである。
【００２８】
図５のステップＳ１１では、後述する終了フラグＦが１であるか否かの判定を行い、Ｆ＝１の場合はステップＳ１２に進み、Ｆ＝０の場合はそのまま処理を終了する。
【００２９】
ステップＳ１２では、プライマリプーリ７、セカンダリプーリ８の位置を読み込む。具体的には、一般的に用いられているプーリ位置センサの検出値を読み込む。
【００３０】
ステップＳ１３では、ステップＳ２で読み込んだプーリ位置に基づいて無段変速機構６の変速比を演算する。
【００３１】
ステップＳ１４では、無段変速機構６の変速比がギア機構１０の変速比より大きいか否かを判定し、大きい場合はステップＳ１５に進み、小さい場合はステップＳ１６に進む。
【００３２】
ステップＳ１５では、直結クラッチ５を締結し、ステップＳ１７に進んで終了フラグＦ＝１にする。ステップＳ１６では直結クラッチ６を解放する。
【００３３】
なお、直結クラッチ５の締結は、無段変速機構６の変速比がギア機構１０の変速比より大きくなった直後に行う必要はなく、無段変速機構６の変速比の方が大きくなってから、再び小さくなるまでの間に締結すればよい。これは、無段変速機構６の変速比がギア機構１０の変速比よりも大きい場合には、直結クラッチ５を締結しても二方向クラッチ１５の作用によってギア機構１０を介した伝達経路が選択されるためである。
【００３４】
上記の制御により、無段変速機構６の変速比がギア機構１０の変速比より小さい場合には、直結クラッチ５を解放した状態で発進する。したがって、例えば急減速による停車のように、無段変速機構６が最大変速比に戻りきらず、無段変速機構６の変速比がギア機構１０の変速比よりも小さい状態で停車した場合には、ギア機構１０を使用して発進するので、発進性能を確保することができる。また、ギア機構１０で走行している間に無段変速機構６を最大変速比まで戻すことができる。
【００３５】
そして、直結クラッチ５を締結した後は、図６のフローチャートを実行する。ステップＳ２１、Ｓ２２では、図５のステップＳ１１、Ｓ１２と同様にプライマリプーリ７、セカンダリプーリ８の位置の読込、変速比の演算を行う。
【００３６】
ステップＳ２３では、ギア機構１０から無段変速機構６への切替えが行われるか否かの判定を行う。具体的には、無段変速機構６の変速比とギア機構１０の変速比とを比較し、無段変速機構６の変速比の方が小さくなるときに切替えが行われると判定する。
【００３７】
切替えが行われる場合には、ステップＳ２４に進みエンジン１のトルクを増大させる。これは、ギア機構１０から無段変速機構６へ切替る際のトルク段差の発生を防止するためである。前述したようにギア機構１０の変速比を設定することによって、ギア機構１０と無段変速機構６とを切替える際の、エンジン回転速度に起因するショックの発生は防止できる。しかし、ギア機構１０と無段変速機構６とでは、図４に示したように伝達効率に差があるため、同一回転速度であっても出力軸１６に伝達されるトルクに差が生じる。このため、走行状態によっては伝達経路切替えの際に運転者が空走感を覚えるおそれがある。
【００３８】
そこで、伝達経路の切替え前後でトルク差がなくなるように、エンジン１のトルクを増大させる。トルク増大方法としては、例えばエンジン回転速度、車速等から伝達経路の切替え前後でのトルク差を推定し、このトルク差に応じてスロットル開度を増大させる等の方法を適用することができる。
【００３９】
図７は、図５、図６の制御を実行した場合のタイムチャートであり、図７（ａ）は通常の発進時、図７（ｂ）は急減速で停車したために無段変速機構６が最大変速比まで戻っていない状態で発進する場合について表した図であり、「ＣＶＴ」は無段変速機構６、「Ｇｅａｒ」はギア機構の変速比を表す。なお、図中の変速比のチャートにおいて、実際に駆動力を伝達している方の機構を実線で、そうでない方の機構を破線で表している。
【００４０】
図７（ａ）に示すように、発進時（ｔ０）に無段変速機構６の変速比がギア機構１０の変速比よりも大きければ、発進クラッチ４、直結クラッチ５をともに締結した状態で発進する。このとき、二方向クラッチ１５の作用により、変速比が小さい方の回転が伝達されるので、出力軸１６にはギア機構１０からの回転が伝達される。その後、無段変速機構６の変速比が低下してギア機構１０の変速比よりも小さくなると（ｔ１１）、無段変速機構６からの回転が伝達される。結果として、出力軸１６の回転速度は、チャート最下段に示したように、ｔ０〜ｔ１１までは略一定で、ｔ１１以降は無段変速機構６の変速比の低下に伴って低下する。
【００４１】
一方、急減速等により無段変速機構６が最大変速比に戻る前に停車した状態からの発進時は、図７（ｂ）に示すようになる。ｔ０〜ｔ２１までは、無段変速機構６の変速比はギア機構１０の変速比よりも小さいが、直結クラッチ５を解放してあるので、出力軸１６には、ギア機構１０から回転が伝達される。そして、無段変速機構６の変速比がギア機構１０の変速比よりも大きくなった後のｔ２２で、直結クラッチ５を締結する。ここで、直結クラッチ５を締結するタイミングは、ｔ２１〜ｔ２３の間であればどこであってもよい。
【００４２】
直結クラッチ５を締結した後は、図７（ａ）と同様に二方向クラッチ１５の作用によって変速比の小さい方からの回転が伝達される。結果として、出力軸１６の回転速度のチャートは、図７（ａ）と同様の形状となる。なお、図７（ａ）のｔ１１、図７（ｂ）のｔ２３では、前述したエンジン１のトルク増大を行う。
【００４３】
以上により本実施形態では、以下のような効果を得ることができる。
（ｉ）変速比を連続的に変化させ得る無段変速機構６と、ギア対からなり入力軸２と出力軸１６との間に無段変速機構６と並列に配置されるギア機構１０と、無段変速機構６を介して出力軸１６に出力を伝達する出力伝達経路とギア機構６を介して出力軸１６に出力を伝達する出力伝達経路とを切替える二方向クラッチ１５と、を備え、ギア機構１０の変速比を
（ギア機構１０の変速比）＜（無段変速機構６の最大変速比）      ・・・（１）
かつ、
（ギア機構１０の変速比）×（ギア機構１０の伝達効率）＞（無段変速機構６の変速比）×（その変速比における無段変速機構６の伝達効率）
という２つの要件を満たすよう設定したので、無段変速機構６とギア機構１０の切替え時に変速比段差がなくなり、これにより出力軸１６の回転速度差に起因する変速ショックの発生を防止することができる。また、ギア機構１０の変速比が無段変速機構６の最大変速比よりも小さくなるが、ギア機構１０の方が伝達効率が高いため、ギア機構１おの変速比を無段変速機構６の最大変速比より大きく設定する場合と比べて、燃費性能の低下を抑制することができる。
（ii）出力伝達経路の切替え手段として、無段変速機構６とギア機構１０のうち変速比の小さい機構からの出力を伝達する二方向クラッチ１５を用いるので、発進クラッチ４や直結クラッチ５の締結・解放について複雑な制御を行う必要がない。
（iii）入力軸２と無段変速機構６との間の出力伝達を断接する直結クラッチ５を備え、車両発進時に無段変速機構６の変速比がギア機構１０の変速比よりも小さい場合には、直結クラッチ５を解放した状態で発進し、発進後に無段変速機構６の変速比がギア機構１０の変速比よりも大きくなったら直結クラッチ機構を締結するので、急減速等で無段変速機構６が最大変速比まで戻りきらずに停車した場合に、ギア機構１０を利用して発進することで発進性能を確保することができる。
（iv）無段変速機構６の最大変速比をより大きく設定し、かつ、ギア機構１０の変速比を上式（１）、（２）を満たす範囲でできるだけ大きく設定することにより、動力性能を向上させることができる。なお、無段変速機構６の最大変速比を大きく設定しても、伝達効率が向上する分だけ最大駆動力が増大するので、燃費性能の低下を抑制することができる。
（v）無段変速機構６の最大変速比をより小さく設定し、かつ、ギア機構１０の変速比を上式（１）、（２）を満たす範囲でできるだけ小さく設定することにより、燃費性能を向上させることができる。
（vi）出力伝達経路が無段変速機構６からギア機構１０に切替わる際に、エンジン１の出力を増大させるので、切替えの前後でのトルク段差を解消することができる。
【００４４】
なお、本発明は上記の実施の形態に限定されるわけではなく、特許請求の範囲に記載の技術的思想の範囲内で様々な変更を成し得ることは言うまでもない。
【図面の簡単な説明】
【００４５】
【図１】本実施形態を適用する変速機構のシステムの概略構成図である。
【図２】無段変速機構の変速比とギア機構の変速比との関係を表す図である。
【図３】目的別の変速比設定の一例を表す図である。
【図４】無段変速機構とギア機構の変速比、伝達効率、出力トルクの関係を表す図である。
【図５】発進時における直結クラッチの締結・解放制御のフローチャートである。
【図６】ギア機構から無段変速機構への切替え時の制御フローチャートである。
【図７】（ａ）、（ｂ）は本実施形態の直結クラッチの締結・解放制御を実行した場合のタイムチャートである。
【符号の説明】
【００４６】
１    エンジン
２    入力軸
３    ダンパー
４    発進クラッチ
５    直結クラッチ
６    無段変速機構
７    プライマリプーリ
８    セカンダリプーリ
９    ベルト
１０  ギア機構
１１  リングギア
１２  ピニオンギア
１３  サンギア
１４  駆動ギア
１５  二方向クラッチ
１６  出力軸
１７  ディファレンシャル
１８  車輪
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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