(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
湿式多板クラッチより構成されて車両の前進走行時に締結される前進発進クラッチ（Ｃ１）と、湿式多板クラッチより構成されて車両の後進走行時に締結される後進発進クラッチ（Ｃ２）と、前進発進クラッチ（Ｃ１）および後進発進クラッチ（Ｃ２）に潤滑油を供給する潤滑制御手段（１２３）とを備えた車両用変速装置において、
前記潤滑制御手段（１２３）は、車両の前進走行時には前進発進クラッチ（Ｃ１）に供給される潤滑油量が後進発進クラッチ（Ｃ２）に供給される潤滑油量よりも多くなるように制御し、車両の後進走行時には後進発進クラッチ（Ｃ２）に供給される潤滑油量が前進発進クラッチ（Ｃ１）に供給される潤滑油量よりも多くなるように制御し、
かつ前記車両用変速装置のフェイル時には、車両の前進走行時および後進走行時ともに後進発進クラッチ（Ｃ２）を締結して発進を行うとともに、前記潤滑制御手段（１２３）は、後進発進クラッチ（Ｃ２）に供給される潤滑油量が前進発進クラッチ（Ｃ１）に供給される潤滑油量よりも多くなるように制御することを特徴とする車両用変速装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、前進発進クラッチおよび後進発進クラッチを備えた車両用変速装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
図１７には前進発進クラッチおよび後進発進クラッチを備えた従来の車両用変速装置が示される。この車両用変速装置は遊星歯車機構Ｐおよびベルト式無段変速機Ｔを備えており、エンジンＥのクランクシャフト０１に接続された遊星歯車機構Ｐはサンギヤ０２、リングギヤ０３、プラネタリキャリヤ０４およびピニオン０５から構成される。入力要素であるサンギヤ０２は入力軸０６を介してエンジンＥのクランクシャフト０１に接続され、出力要素としてのプラネタリキャリヤ０４はドライブギヤ０７およびドリブンギヤ０８を介してベルト式無段変速機Ｔの入力軸０９に接続され、ベルト式無段変速機Ｔの出力軸０１０はファイナルドライブギヤ０１１およびファイナルドリブンギヤ０１２を介して駆動輪に接続される。そして遊星歯車機構Ｐのサンギヤ０２およプラネタリキャリヤ０４は前進発進クラッチＣ１を介して締結可能であり、リングギヤ０３は後進発進クラッチＣ２を介してケーシングに締結可能である。
【０００３】
従って、車両の前進走行時に前進発進クラッチＣ１を締結すると、サンギヤ０２およプラネタリキャリヤ０４が一体化されて遊星歯車機構Ｐがロック状態となり入力軸０６の回転はそのままドライブギヤ０７に伝達されて車両を前進走行させる。一方、車両の後進走行時に後進発進クラッチＣ２を締結すると、リングギヤ０３がケーシングに締結されるために入力軸０６の回転は逆回転になり、かつ減速されてドライブギヤ０７に伝達され、車両を後進走行させる。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで上記従来のものは、前進発進クラッチＣ１および後進発進クラッチＣ２を潤滑する潤滑油が、図中に破線矢印で示すように半径方向内側の前進発進クラッチＣ１を通過した後に半径方向外側の後進発進クラッチＣ２を潤滑するようになっており、前進発進クラッチＣ１および後進発進クラッチＣ２には、その締結状態および締結解除状態を問わずに同量の潤滑油が供給されるようになっている。そのため、前進発進クラッチＣ１が締結状態にあるときに締結解除状態にある後進発進クラッチＣ２に必要以上の潤滑油が供給されてしまい、潤滑油の引きずりによりフリクションの増加が発生する問題があり、また後進発進クラッチＣ１が締結状態にあるときに締結解除状態にある前進発進クラッチＣ１に必要以上の潤滑油が供給されてしまい、潤滑油の引きずりによりフリクションの増加が発生する問題があった。
【０００５】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、前進発進クラッチおよび後進発進クラッチに必要かつ充分な潤滑油を供給して潤滑性能の確保およびフリクションの低減を両立させることを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
前記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、湿式多板クラッチより構成されて車両の前進走行時に締結される前進発進クラッチと、湿式多板クラッチより構成されて車両の後進走行時に締結される後進発進クラッチと、前進発進クラッチおよび後進発進クラッチに潤滑油を供給する潤滑制御手段とを備えた車両用変速装置において、前記潤滑制御手段は、車両の前進走行時には前進発進クラッチに供給される潤滑油量が後進発進クラッチに供給される潤滑油量よりも多くなるように制御し、車両の後進走行時には後進発進クラッチに供給される潤滑油量が前進発進クラッチに供給される潤滑油量よりも多くなるように制御し、かつ前記車両用変速装置のフェイル時には、車両の前進走行時および後進走行時ともに後進発進クラッチを締結して発進を行うとともに、前記潤滑制御手段は、後進発進クラッチに供給される潤滑油量が前進発進クラッチに供給される潤滑油量よりも多くなるように制御することを特徴とする車両用変速装置が提案される。
【０００７】
上記構成によれば、車両の前進走行時には、締結状態になる前進発進クラッチに供給される潤滑油量を締結解除状態になる後進発進クラッチに供給される潤滑油量よりも多くし、また車両の後進走行時には、締結状態になる後進発進クラッチに供給される潤滑油量を締結解除状態になる前進発進クラッチに供給される潤滑油量よりも多くするので、締結解除状態にあって負荷が小さいクラッチに必要以上の潤滑油が供給されるのを防止し、潤滑油の引きずりによるフリクションを最小限に抑えることができる。また車両用変速装置のフェイル時には車両の前進走行時および後進走行時ともに後進発進クラッチを締結して発進を行うが、そのときに締結する後進発進クラッチに供給される潤滑油量が前進発進クラッチに供給される潤滑油量よりも多くなるように制御するので、車両用変速装置のフェイル時であっても、負荷が大きい後進発進クラッチに充分な潤滑油を供給しながら負荷が小さい前進発進クラッチに過剰な潤滑油が供給されるのを防止することができる。
【０００８】
尚、実施例の第１クラッチＣ１は本発明の前進発進クラッチに対応し、実施例の第２クラッチＣ２は本発明の後進発進クラッチに対応し、実施例のＳＣ−ＬＵＢ  ＳＩＦＴ  ＶＡＬＶＥ１２３は本発明の潤滑制御手段に対応する。
【０００９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を、添付図面に示した本発明の実施例に基づいて説明する。
図１〜図１３は本発明の第１実施例を示すもので、図１は無段変速装置のスケルトン図、図２は図３〜図５のレイアウトを示すマップ、図３は図２のＡ部拡大図、図４は図２のＢ部拡大図、図５は図２のＣ部拡大図、図６は図３の６−６線断面図、図７は図８〜図１０のレイアウトを示すマップ、図８は図７のＤ部拡大図、図９は図７のＥ部拡大図、図１０は図７のＦ部拡大図、図１１は無段変速装置の通常時の動力伝達経路の説明図、図１２は無段変速装置のフェイル時の動力伝達経路の説明図、図１３は遊星歯車機構の速度線図である。
【００１０】
図１および図３〜図５に示すように、自動車用の無段変速装置はトロイダル型無段変速機Ｔと、シングルピニオン式の遊星歯車機構Ｐと、湿式多板クラッチよりなる前進発進クラッチＣ１（以下、第１クラッチＣ１という）と、湿式多板クラッチよりなる後進発進クラッチ兼トルクスプリットクラッチＣ２（以下、第２クラッチＣ２という）とを備える。エンジンＥのクランクシャフト１１はダンパー１２を介してトロイダル型無段変速機Ｔのインプットシャフト１３に接続される。トロイダル型無段変速機Ｔのインプットシャフト１３に対して第１軸１４、第２軸１５および第３軸１６が平行に配置されており、第１クラッチＣ１は第３軸１６の左端に設けられ、第２クラッチＣ２は第２軸１５の右端に設けられる。トロイダル型無段変速機Ｔのインプットシャフト１３に固設したドライブスプロケット１７と第２軸１５の右端に相対回転自在に支持したドリブンスプロケット１８とが無端チェーン１９で接続されており、従って第２軸１５上のドリブンスプロケット１８と、このドリブンスプロケット１８と一体の第２クラッチＣ２のクラッチアウター２０とは、エンジンＥの運転中に常時回転する。
【００１１】
一対のベアリング２１，２２でケーシングに支持された第１軸１４には第１ヘリカルギヤ２３および第２ヘリカルギヤ２４が固設されており、第１ヘリカルギヤ２３はトロイダル型無段変速機Ｔのアウトプットギヤ２５に噛合し、第２ヘリカルギヤ２４は第３軸１６に相対回転自在に嵌合するスリーブ２６に固設した第３ヘリカルギヤ２７に噛合する。一対のベアリング２８，２９でケーシング支持された第２軸１５に相対回転自在に嵌合するスリーブ３０に第４ヘリカルギヤ３１が固設されており、この第４ヘリカルギヤ３１は第３軸１６のスリーブ２６の外周に相対回転自在に嵌合するスリーブ３２に固設した第５ヘリカルギヤ３３に噛合する。また第２軸１５に第６ヘリカルギヤ３４が相対回転自在に支持されており、この第６ヘリカルギヤ３４は第３軸１６に固設した第７ヘリカルギヤ３５に第８ヘリカルギヤ３６を介して噛合する。第８ヘリカルギヤ３６はリバースアイドルギヤであって、図４には図示が省略されている。スリーブ３０（つまり第４ヘリカルギヤ３１）および第６ヘリカルギヤ３４は、シフターＳによって第２軸１５に選択的に結合可能である。第２軸１５には第２クラッチＣ２のクラッチインナー３８が固設されており、従って第２クラッチＣ２を締結するとドリブンスプロケット１８が第２軸１５に結合される。
【００１２】
第３軸１６に設けられた遊星歯車機構Ｐは、スリーブ２６に固設したサンギヤ３９と、リングギヤ４０と、スリーブ３２に固設したキャリヤ４１に複数のピニオンシャフト４２…を介して回転自在に支持されて前記サンギヤ３９およびリングギヤ４０に噛合する複数のピニオン４３…とから構成される。第１クラッチＣ１は遊星歯車機構Ｐのリングギヤ４０および第３軸１６と一体のクラッチアウター４４と、サンギヤ３９およびスリーブ２６と一体のクラッチインナー４５とを備えている。従って、第１クラッチＣ１を締結すると遊星歯車機構Ｐがロック状態になり、リングギヤ４０に連なる第３軸１６と、サンギヤ３９に連なるスリーブ２６と、キャリヤ４１に連なるスリーブ３２とが一体化される。第３軸１６の右端に固設したファイナルドライブギヤ４６がディファレンシャルギヤ４７に設けたファイナルドリブンギヤ４８に噛合する。第３軸１６はスリーブ３２の外周に設けたベアリング４９と、該第３軸１６の外周に設けたベアリング５０とによってケーシングに支持される。
【００１３】
次に、トロイダル型無段変速機Ｔの構造を説明する。
【００１４】
エンジンＥのクランクシャフト１１にダンパー１２を介して接続されたトロイダル型無段変速機Ｔのインプットシャフト１３には、実質的に同一構造の第１無段変速機構６１ａおよび第２無段変速機構６１ｂが支持される。第１無段変速機構６１ａは、インプットシャフト１３に固定された概略コーン状の入力ディスク６２と、インプットシャフト１３に相対回転自在に支持された概略コーン状の出力ディスク６３と、ローラ軸６４回りに回転自在に支持されるとともにトラニオン軸６５，６５回りに傾転自在に支持されて前記入力ディスク６２および出力ディスク６３に当接可能な一対のパワーローラ６６，６６とを備える。入力ディスク６２および出力ディスク６３の対向面はトロイダル曲面から構成されており、パワーローラ６６，６６がトラニオン軸６５，６５回りに傾転すると、入力ディスク６２および出力ディスク６３に対するパワーローラ６６，６６の接触点が変化する。
第２無段変速機構６１ｂは、アウトプットギヤ２５を挟んで前記第１無段変速機構６１ａと実質的に面対称に配置される。
【００１５】
而して、パワーローラ６６，６６が矢印ａ方向に傾転すると、入力ディスク６２との接触点がインプットシャフト１３に対して半径方向外側に移動するとともに、出力ディスク６３との接触点がインプットシャフト１３に対して半径方向内側に移動するため、入力ディスク６２の回転が増速して出力ディスク６３に伝達され、トロイダル型無段変速機Ｔのレシオが連続的にＯＤ側に変化する。一方、パワーローラ６６，６６が矢印ｂ方向に傾転すると、入力ディスク６２との接触点がインプットシャフト１３に対して半径方向内側に移動するとともに、出力ディスク６３との接触点がインプットシャフト１３に対して半径方向外側に移動するため、入力ディスク６２の回転が減速して出力ディスク６３に伝達され、トロイダル型無段変速機Ｔのレシオが連続的にＬＯＷ側に変化する。
【００１６】
次に、図３および図６を参照しながらトロイダル型無段変速機Ｔの構造を更に説明する。
【００１７】
第１無段変速機構６１ａの入力ディスク６２は、一対のベアリング６７，６８でケーシングに支持されたインプットシャフト１３に一体と形成される。第１、第２無段変速機構６１ａ，６１ｂの出力ディスク６３，６３は一体に形成されており、インプットシャフト１３にベアリング６９，６９を介して相対回転可能かつ軸方向摺動可能に支持される。第２無段変速機構６１ｂの入力ディスク６２は、インプットシャフト１３にローラスプライン７０を介して相対回転不能かつ軸方向摺動可能に支持される。インプットシャフト１３の左端にシリンダ７１が同軸に設けられており、このシリンダ７１の内部に摺動自在に嵌合する第２無段変速機構６１ｂの入力ディスク６２との間に油室７２が形成される。従って、油室７２に油圧を供給すると、第２無段変速機構６１ｂの入力ディスク６２と、第１、第２無段変速機構６１ａ，６１ｂの出力ディスク６３，６３とが、第１無段変速機構６１ａの入力ディスク６２に向けて押圧され、入力ディスク６２，６２および出力ディスク６３，６３とパワーローラ６６…との間のスリップを抑制する荷重を発生させることができる。
【００１８】
一対のパワーローラ６６，６６を支持する左右のトラニオン７３，７３がインプットシャフト１３を挟むように配置されており、油圧制御ブロック７４に設けた左右の油圧アクチュエータ７５，７５のピストンロッド７６，７６が前記トラニオン７３，７３の下端にそれぞれ結合される。油圧アクチュエータ７５，７５は、油圧制御ブロック７４に形成されたシリンダ７７，７７と、このシリンダ７７，７７に摺動自在に嵌合して前記ピストンロッド７６，７６に結合されたピストン７８，７８と、ピストン７８，７８の上側に区画された上部油室７９，７９と、ピストン７８，７８の下側に区画された下部油室８０，８０とから構成される。
【００１９】
ピストンロッド７６，７６はトラニオン軸６５，６５と同軸上に設けられており、従ってトラニオン７３，７３はピストンロッド７６，７６を支軸としてトラニオン軸６５，６５回りに傾転可能である。また一方の油圧アクチュエータ７５の下部油室８０に油圧が供給されると、他方の油圧アクチュエータ７５の上部油室７９に油圧が供給される。従って、左右のピストンロッド７６，７６は相互に逆方向に駆動され、左右のトラニオン７３，７３は、その一方がトラニオン軸６５に沿って上動すると、その他方がトラニオン軸６５に沿って下動する。
【００２０】
上述した左右のトラニオン７３，７３の上下動を確実に同期させるべく、左右のトラニオン５１，５１の上端間および下端間がそれぞれアッパーヨーク８１およびロアヨーク８２で接続される。即ち、アッパーヨーク８１の中央部が油圧制御ブロック７４に球面継ぎ手８３を介して揺動自在に枢支されるとともに、アッパーヨーク８１の左右両端部が左右のトラニオン７３，７３の上端部に球面継ぎ手８４，８４を介して揺動自在かつ回動自在に枢支される。またロアヨーク８２の中央部が油圧制御ブロック７４に球面継ぎ手８５を介して揺動自在に枢支されるとともに、ロアヨーク８２の左右両端部が左右のトラニオン７３，７３の下端部に球面継ぎ手８６，８６を介して揺動自在かつ回動自在に枢支される。
【００２１】
トラニオン７３，７３にパワーローラ６６，６６を支持するピボットシャフト８７，８７は、トラニオン７３，７３にベアリング８８，８８を介して回転自在に支持されたトラニオン支持部８９，８９と、パワーローラ６６，６６をベアリング９０，９０を介して回転自在に支持するパワーローラ支持部９１，９１とを備えており、一方のピボットシャフト８７はパワーローラ支持部９１に対してトラニオン支持部８９が下方に偏心しており、他方のピボットシャフト８７はパワーローラ支持部９１に対してトラニオン支持部８９が上方に偏心している。そしてパワーローラ６６，６６とトラニオン７３，７３との間に、トラニオン７３，７３に対するパワーローラ６６，６６のスムーズな相対移動を許容すべくベアリング９２，９２が配置される。而して、左右のトラニオン７３，７３が相互に逆方向に移動すると、入力ディスク６２および出力ディスク６３から受ける反力によってパワーローラ６６，６６がトラニオン７３，７３と共にトラニオン軸６５，６５回りに図１に矢印ａ，ｂで示す方向に傾転し、第１、第２無段変速機構６１ａ，６１ｂのレシオが相互に同期して連続的に変化する。
【００２２】
次に、無段変速装置を制御する油圧制御回路の構成を、図８〜図１０に基づいて説明する。
【００２３】
油圧制御回路は、オイルタンク１０１と、オイルポンプ１０２と、ＰＨ  ＲＥＧＵＬＡＴＯＲ  ＶＡＬＶＥ１０３と、電子制御ソレノイド１０４により作動する＋ＴＣ  ＶＡＬＶＥ１０５と、電子制御ソレノイド１０６により作動する−ＴＣ  ＶＡＬＶＥ１０７と、ＴＱ  ＣＯＮＴＲＯＬ  ＶＡＬＶＥ１０８と、ＣＬＣＨ  ＲＥＤＵＣＩＮＧ  ＶＡＬＶＥ１０９と、ＭＡＮＵＡＬ  ＶＡＬＶＥ１１０と、Ｄ−ＩＮＨ  ＶＡＬＶＥ１１１と、ＲＶＳ  ＣＰＣ  ＶＡＬＶＥ１１２と、ＳＥＲＶＯ  ＶＡＬＶＥ１１３と、ＳＩＦＴ  ＩＮＨＩＢＩＴＯＲ  ＶＡＬＶＥ１１４と、電子制御ソレノイド１１５により作動するＳＣ  ＣＯＮＴＲＯＬ  ＶＡＬＶＥ１１６と、電子制御ソレノイド１１７により作動するＲＶＳ  ＳＣＣ  ＶＡＬＶＥ１１８と、ＳＣ  ＢＡＣＫ  ＵＰ  ＶＡＬＶＥ１１９と、ＲＳＣ  ＢＡＣＫ  ＵＰ  ＶＡＬＶＥ１２０と、ＳＣ  ＳＩＦＴ  ＶＡＬＶＥ１２１と、ＬＵＢＲＩＣＡＴＩＯＮ  ＶＡＬＶＥ１２２と、ＳＣ−ＬＵＢ  ＳＩＦＴ  ＶＡＬＶＥ１２３とを備える。
【００２４】
次に、上記構成を備えた無段変速装置の作用を、通常時（非フェイル時）における前進走行時と、通常時（非フェイル時）における後進走行時と、フェイル時における前進走行時と、フェイル時における後進走行時とに場合分けして説明する。
(1) 通常時における前進走行時
先ず、トロイダル型無段変速機Ｔの変速制御について説明する。オイルポンプ１０２の吐出圧をＰＨ  ＲＥＧＵＬＡＴＯＲ  ＶＡＬＶＥ１０３で調圧したＰＨ圧は、電子制御ソレノイド１０４で作動する＋ＴＣ  ＶＡＬＶＥ１０５およびＴＱ  ＣＯＮＴＲＯＬ  ＶＡＬＶＥ１０８で調圧されてＴＱＣ圧となり、またＰＨ圧は電子制御ソレノイド１０６で作動する−ＴＣ  ＶＡＬＶＥ１０７で調圧されて−ＴＣ圧となる。高圧のＴＱＣ圧はトロイダル型無段変速機Ｔの左側の油圧アクチュエータ７５の下部油室８０および右側の油圧アクチュエータ７５の上部油室７９に作用するとともに、−ＴＣ圧はトロイダル型無段変速機Ｔの左側の油圧アクチュエータ７５の上部油室７９および右側の油圧アクチュエータ７５の下部油室８０に作用する。更に前記ＴＱＣ圧はトロイダル型無段変速機Ｔの油室７２（図３参照）に作用し、軸方向の推力を発生してパワーローラ６６…の滑りを防止する。
エンジンＥのトルクがトロイダル型無段変速機Ｔに加わると、パワーローラ６６…は入力ディスク６２，６２の回転方向に引かれる荷重でレシオが低くなる方向に傾斜しようとするが、ＴＱＣ圧および−ＴＣ圧の差圧で油圧アクチュエータ７５，７５のピストン７８，７８を駆動することにより、前記荷重に対抗する逆方向の荷重が発生する。そして油圧アクチュエータ７５，７５により発生する荷重がエンジンＥのトルクにより発生する荷重よりも大きければトロイダル型無段変速機ＴのレシオはＯＤ側に変化し、エンジンＥのトルクにより発生する荷重が油圧アクチュエータ７５，７５により発生する荷重よりも大きければトロイダル型無段変速機ＴのレシオはＬＯＷ側に変化する。従って、一対の電子制御ソレノイド１０４，１０６のデューティ比を制御することにより、トロイダル型無段変速機ＴのレシオをＬＯＷレシオ（本実施例では２．４１５）およびＯＤレシオ（本実施例では０．４１５）間で変化させることができる。
【００２５】
さて、車両を前進走行させるべくセレクタをＤレンジに入れると、ＭＡＮＵＡＬ  ＶＡＬＶＥ１１０のスプールが左動するため、ＣＬＣＨ  ＲＥＤＵＣＩＮＧ  ＶＡＬＶＥ１０９でＰＨ圧を減圧したＣＲ圧が、ＭＡＮＵＡＬ  ＶＡＬＶＥ１１０のＣＲポートからＣＲ（ＦＷＤ）ポートを経てＤ−ＩＮＨ  ＶＡＬＶＥ１１１のＣＲ（Ｆ）ポートと、ＲＶＳ  ＣＰＣ  ＶＡＬＶＥ１１２のＣＲ（Ｆ）ポートとに伝達される。その結果、ＲＶＳ  ＣＰＣ  ＶＡＬＶＥ１１２のスプールは図示した右動位置に保持されるため、ＣＬＣＨ  ＲＥＤＵＣＩＮＧ  ＶＡＬＶＥ１０９に連なるＣＲポートが遮断され、ＳＥＲＶＯ  ＶＡＬＶＥ１１３のＣＲ（Ｒ）ポートは大気開放となる。一方、Ｄ−ＩＮＨ  ＶＡＬＶＥ１１１のＣＲポートには、第１クラッチＣ１を締結する第１クラッチ圧ＳＣが後述する経路で伝達されるため、Ｄ−ＩＮＨ  ＶＡＬＶＥ１１１のスプールは右動する。その結果、ＣＲ（Ｆ）ポートがＳＥＲＶＯ  ＶＡＬＶＥ１１３のＣＲ（Ｒ）ポートに連通してスプールが左動し、シフターＳが前進側（図１の矢印Ｆ方向）に切り替えられる。
【００２６】
通常時にＳＩＦＴ  ＩＮＨＩＢＩＴＯＲ  ＶＡＬＶＥ１１４は図示した右動位置にあるため、ＭＡＮＵＡＬ  ＶＡＬＶＥ１１０のＣＲ（ＦＷＤ）ポートからのＣＲ圧を電子制御ソレノイド１１５で作動するＳＣ  ＣＯＮＴＲＯＬ  ＶＡＬＶＥ１１６でＳＣ圧に調圧し、第１クラッチＣ１を締結することができる。またＲＶＳ  ＳＣＣ  ＶＡＬＶＥ１１８のＣＲポートにもＳＥＲＶＯ  ＶＡＬＶＥ１１３のＣＲ（Ｆ）ポートからＣＲ圧が伝達されるため、そのＣＲ圧を電子制御ソレノイド１１７で作動するＲＶＳ  ＳＣＣ  ＶＡＬＶＥ１１８でＲＳＣ圧に調圧し、第２クラッチＣ２を締結することができる。尚、前述したように、ＳＣ圧はＤ−ＩＮＨ  ＶＡＬＶＥ１１１のＳＣポートに伝達され、そのスプールを右動させる。
【００２７】
さて通常時における前進走行時には、トロイダル型無段変速機ＴをＬＯＷレシオの状態にして車両を発進させ、そこからＯＤレシオに達するまで車両を加速する。この走行モードをダイレクトモードという。このときの動力伝達経路は図１１（Ａ）に太線で示されており、また遊星歯車機構Ｐの速度線図は図１３（Ａ）に示されている。このダイレクトモードでは、第２クラッチＣ２を非締結状態に保持したまま、第１クラッチＣ１だけを締結する。即ち、図１および図４において、第１クラッチＣ１を締結すると、リングギヤ４０およびサンギヤ３９が一体化されて遊星歯車機構Ｐがロック状態になるため、エンジンＥのトルクはトロイダル型無段変速機Ｔおよび第１クラッチＣ１を経て駆動輪Ｗ，Ｗに伝達されることになる。具体的には、エンジンＥのトルクは、クランクシャフト１１→ダンパー１２→トロイダル型無段変速機Ｔのインプットシャフト１３→トロイダル型無段変速機Ｔのアウトプットギヤ２５→第１ヘリカルギヤ２３→第２ヘリカルギヤ２４→第３ヘリカルギヤ２７→スリーブ２６→第１クラッチＣ１→第３軸１６→ファイナルドライブギヤ４６→ファイナルドリブンギヤ４８→ディファレンシャルギヤ４７→駆動輪Ｗ，Ｗの経路で伝達され、車両を前進走行させる。
【００２８】
その間、遊星歯車機構Ｐのキャリヤ４１の回転はスリーブ３２→第５ヘリカルギヤ３３→第４ヘリカルギヤ３１→スリーブ３０→シフターＳ→第２軸１５→第２クラッチＣ２のクラッチインナー３８に伝達されるが、第２クラッチＣ２は非締結状態にあるため、インプットシャフト１３にドライブスプロケット１７、無端チェーン１９およびドリブンスプロケット１８を介して接続された第２クラッチＣ２のクラッチアウター２０との間で干渉が生じることはない。
【００２９】
而して、第１クラッチＣ１の完全締結後は、エンジン回転数、車速、アクセル開度等に基づいて一対の電子制御ソレノイド１０４，１０６のデューティ比を制御することにより、トロイダル型無段変速機ＴのレシオをＬＯＷからＯＤへと変化させながら車両を加速する。その間のレシオ幅は、トロイダル型無段変速機ＴのＬＯＷレシオ（２．４１５）およびＯＤレシオ（０．４１５）の比である５．８となる。
【００３０】
トロイダル型無段変速機ＴがＯＤレシオに達すると、ＳＣ  ＣＯＮＴＲＯＬ  ＶＡＬＶＥ１１６の電子制御ソレノイド１１５およびＲＶＳ  ＳＣＣ  ＶＡＬＶＥ１１８の電子制御ソレノイド１１７のデューティ比を制御し、それまで締結状態にあった第１クラッチＣ１を締結解除するとともに、それまで非締結状態にあった第２クラッチＣ２を締結し、更に電子制御ソレノイド１０４，１０６のデューティ比を制御してトロイダル型無段変速機ＴのレシオをＯＤからＬＯＷに変化させる。これにより、無段変速装置全体のレシオを、トロイダル型無段変速機Ｔ単独の最高レシオであるＯＤレシオよりも更に高レシオ側に変化させ、ダイレクトモードのレシオ幅５．８を８．７まで拡大することができる。この走行モードをトルクスプリットモードという。このときの動力伝達経路は図１１（Ｂ）に太線で示されており、また遊星歯車機構Ｐの速度線図は図１３（Ｂ）に示されている。
【００３１】
このトルクスプリットモードでは、エンジンＥのトルクは、クランクシャフト１１→ダンパー１２→トロイダル型無段変速機Ｔのインプットシャフト１３→ドライブスプロケット１７→無端チェーン１９→ドリブンスプロケット１８→第２クラッチＣ２のクラッチアウター２０→第２クラッチＣ２のクラッチインナー３８→第２軸１５→シフターＳ→スリーブ３０→第４ヘリカルギヤ３１→第５ヘリカルギヤ３３→スリーブ３２の経路を経て遊星歯車機構Ｐのキャリヤ４１に伝達される。遊星歯車機構Ｐのキャリヤ４１のトルクの大部分はリングギヤ４０→第１クラッチＣ１のクラッチアウター４４→第３軸１６→ファイナルドライブギヤ４６→ファイナルドリブンギヤ４８→ディファレンシャルギヤ４７→駆動輪Ｗ，Ｗの経路で伝達され、車両を前進走行させる。また遊星歯車機構Ｐのキャリヤ４１のトルクの一部分は、遊星歯車機構Ｐのサンギヤ３９→スリーブ２６→第３ヘリカルギヤ２７→第２ヘリカルギヤ２４→第１ヘリカルギヤ２３→アウトプットギヤ２５を経てトロイダル型無段変速機Ｔのインプットシャフト１３に逆伝達され、そこから第２クラッチＣ２を通る前記経路を経て駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。
【００３２】
このトルクスプリットモードでトロイダル型無段変速機ＴをＯＤレシオ側からＬＯＷレシオ側に変速していくと、無段変速装置全体のレシオは更に高レシオ側に変化する。その理由は、トロイダル型無段変速機ＴがＬＯＷレシオになってアウトプットギヤ２５の回転数が減少すると、そのアウトプットギヤ２５に接続された遊星歯車機構Ｐのサンギヤ３９の回転数が低くなるため、それに応じて駆動輪Ｗ，Ｗに接続された遊星歯車機構Ｐのリングギヤ４０の回転数が高くなるためである。
【００３３】
車両の前進発進時には発進クラッチとして機能する第１クラッチＣ１の負荷が大きくなる。この第１クラッチＣ１に充分なオイルを供給して冷却を図るべく、ＰＨ  ＲＥＧＵＬＡＴＯＲ  ＶＡＬＶＥ１０３のＬＵＢポートからでたオイルはＳＣ  ＳＩＦＴ  ＶＡＬＶＥ１２１のＬＵＢポートおよびＬＵＢ′ポートを経て、更にＳＣ−ＬＵＢ  ＳＩＦＴ  ＶＡＬＶＥ１２３のＬＵＢポートおよびＲ−Ｌポートを経て第１クラッチＣ１の被潤滑部に供給される。このとき、ＳＣ−ＬＵＢ  ＳＩＦＴ  ＶＡＬＶＥ１２３のＳ−Ｌポートは閉鎖されており、第２クラッチＣ２へはオリフィスを通過した僅かなオイルだけが供給されるため、締結解除状態にある第２クラッチＣ２のオイルの引きずりを最小限に抑えてフリクションを低減することができる。
(2) 通常時における後進走行時
車両を後進走行させるべくセレクタをＲレンジに入れると、ＭＡＮＵＡＬ  ＶＡＬＶＥ１１０のスプールが右動するため、ＣＬＣＨ  ＲＥＤＵＣＩＮＧ  ＶＡＬＶＥ１０９でＰＨ圧を減圧したＣＲ圧が、ＭＡＮＵＡＬ  ＶＡＬＶＥ１１０のＣＲポートからＣＲ（ＲＶＳ）ポートを経てＤ−ＩＮＨ  ＶＡＬＶＥ１１１のＣＲ（Ｒ）ポートに伝達され、Ｄ−ＩＮＨ  ＶＡＬＶＥ１１１のスプールを左動させる。またＣＬＣＨ  ＲＥＤＵＣＩＮＧ  ＶＡＬＶＥ１０９からのＣＲ圧はＲＶＳ  ＣＰＣ  ＶＡＬＶＥ１１２のＣＲポートに伝達され、そのスプールを左動させる。その結果、ＲＶＳ  ＣＰＣ  ＶＡＬＶＥ１１２のＣＲ（Ｒ）ポートに入力されたＣＲ圧は、ＳＥＲＶＯ  ＶＡＬＶＥ１１３のＣＲ（Ｒ）ポートに入力され、ＳＥＲＶＯ  ＶＡＬＶＥ１１３のスプールが右動してシフターＳが後進側（図１の矢印Ｒ方向）に切り替えられる。
【００３４】
ＳＥＲＶＯ  ＶＡＬＶＥ１１３のＣＲ（Ｒ）ポートから出力されたＣＲ圧の一方はＳＣ−ＬＵＢ  ＳＩＦＴ  ＶＡＬＶＥ１２３ＣＲ（Ｒ）ポートに伝達され、そのスプールを左動させる。またＳＥＲＶＯ  ＶＡＬＶＥ１１３のＣＲ（Ｒ）ポートから出力されたＣＲ圧の他方は、ＭＡＮＵＡＬ  ＶＡＬＶＥ１１０のＣＲ（ＲＶＳ）ポートおよびＣＲ（ＲＶＳ，ＦＷＤ）ポートを経て、電子制御ソレノイド１１７で作動するＲＶＳ  ＳＣＣ  ＶＡＬＶＥ１１８のＣＲポートに伝達され、第２クラッチＣ２を作動させるＲＳＣ圧の元圧となる。
【００３５】
さて通常時における後進走行時には、トロイダル型無段変速機ＴをＬＯＷレシオの状態にして車両を発進させる。このとき、第１クラッチＣ１は非締結状態に保持したまま、第２クラッチＣ２だけを締結する。このときの動力伝達経路は、図１１（Ｃ）に太線で示される。
【００３６】
即ち、図１および図４において、第２クラッチＣ２を締結すると、エンジンＥのトルクは、クランクシャフト１１→ダンパー１２→トロイダル型無段変速機Ｔのインプットシャフト１３→ドライブスプロケット１７→無端チェーン１９→ドリブンスプロケット１８→第２クラッチＣ２→第２軸１５→シフターＳ→第６ヘリカルギヤ３４→第８ヘリカルギヤ３６→第７ヘリカルギヤ３５→第３軸１６→ファイナルドライブギヤ４６→ファイナルドリブンギヤ４８→ディファレンシャルギヤ４７→駆動輪Ｗ，Ｗの経路で伝達され、車両を後進走行させる。その間、トロイダル型無段変速機Ｔのアウトプットギヤ２５の回転は遊星歯車機構Ｐのサンギヤ３９に入力され、キャリヤ４１から出力されて第２軸１５のスリーブ３０に伝達されるが、シフターＳが後進側に切り替わっているために第２軸１５の回転と干渉することはない。
【００３７】
このように、車両の後進走行時にはエンジンＥのトルクはトロイダル型無段変速機Ｔおよび第１クラッチＣ１を通過せず、第２クラッチＣ２を介して駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。後進発進時には発進クラッチとして機能する第２クラッチＣ２の負荷が大きくなるが、前述したようにＳＣ−ＬＵＢ  ＳＩＦＴ  ＶＡＬＶＥ１２３のスプールが左動することにより、ＬＵＢポートからのオイルをＳ−Ｌポートを経て第２クラッチＣ２の被潤滑部に優先的に供給して冷却が図られる。而して、車両の後進走行時に締結解除状態となる第１クラッチＣ１にオリフィスを通過した僅かなオイルだけを供給することにより、第１クラッチＣ１のオイルの引きずりを最小限に抑えてフリクションを低減することができる。
(3) フェイル時における前進走行時
無段変速装置の電子制御系がフェイルすると、電子制御ソレノイド１０４，１０６，１１５，１１７の機能が失われるため、上述したトロイダル型無段変速機Ｔのレシオ制御ができなくなる。特に車両の停止時にフェイルが発生した場合に、車両の発進時にトロイダル型無段変速機ＴのレシオをＬＯＷレシオよりも更に低レシオ側に変化させる荷重や、ＯＤレシオよりも更に高レシオ側に変化させる荷重が作用してしまい、そのためにトロイダル型無段変速機Ｔの耐久性が低下する可能性がある。またレシオがＯＤレシオに固定されると、駆動輪Ｗ，Ｗに伝達されるトルクが小さくなって発進性能が極端に低下する可能性がある。そこで、本実施例ではフェイル時に前進走行する場合に、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２を以下のように制御して上記問題を解決している。
【００３８】
電子制御系のフェイルによって＋ＴＣ  ＶＡＬＶＥ１０５の電子制御ソレノイド１０４および−ＴＣ  ＶＡＬＶＥ１０７の電子制御ソレノイド１０６に流れる電流が０になると、＋ＴＣ  ＶＡＬＶＥ１０５が出力する＋ＴＣ圧が最高圧になる。この＋ＴＣ圧がＳＩＦＴ  ＩＮＨＩＢＩＴＯＲ  ＶＡＬＶＥ１１４の＋ＴＣポートに伝達されるとスプールが右動し、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２がＳＣ  ＣＯＮＴＲＯＬ  ＶＡＬＶＥ１１６およびＲＶＳ  ＳＣＣ  ＶＡＬＶＥ１１８から切り離され、その代わりにＳＣ  ＢＡＣＫ  ＵＰ  ＶＡＬＶＥ１１９およびＲＳＣ  ＢＡＣＫ  ＵＰ  ＶＡＬＶＥ１２０に接続される。ＳＩＦＴ  ＩＮＨＩＢＩＴＯＲ  ＶＡＬＶＥ１１４のスプールが右動すると、ＣＲポートに入力されたＣＲ圧がＳＩポートからＳＩ圧として出力され、このＳＩ圧が伝達されるＳＣ  ＳＩＦＴ  ＶＡＬＶＥ１２１のスプールおよびＳＣ−ＬＵＢ  ＳＩＦＴ  ＶＡＬＶＥ１２３のスプールを左動させる。
【００３９】
ＳＣ  ＳＩＦＴ  ＶＡＬＶＥ１２１のスプールが左動するとＬＵＢポートおよびＬＵＢ′ポートの連通が遮断されるため、それまでＳＣ  ＳＩＦＴ  ＶＡＬＶＥ１２１を通過していたオイルがオリフィス１２４を通過するようになり、そのオリフィス１２４の前後にオイルの流量（オイルポンプ１０２の吐出量、つまりエンジン回転数）に応じた差圧が発生する。従って、前記差圧がＬＵＢポートおよびＬＵＢ′ポートに伝達されるＳＣ  ＢＡＣＫ  ＵＰ  ＶＡＬＶＥ１１９は、ＣＲ圧をエンジン回転数に応じたＳＣＢ圧の調圧し、また前記差圧がＬＵＢポートおよびＬＵＢ′ポートに伝達されるＲＳＣ  ＢＡＣＫ  ＵＰ  ＶＡＬＶＥ１２０は、ＣＲ圧をエンジン回転数に応じたＲＳＢ圧に調圧する。このとき、ＳＣ  ＢＡＣＫ  ＵＰ  ＶＡＬＶＥ１１９のスプールは、トロイダル型無段変速機Ｔのトラニオン７３，７３の傾転角（つまりトロイダル型無段変速機Ｔのレシオ）に応じて左動するようになっており、従ってＳＣ  ＢＡＣＫ  ＵＰ  ＶＡＬＶＥ１１９が出力するＳＣＢ圧はエンジン回転数およびレシオの両方に応じて変化する。具体的には、エンジン回転数が増加するほど、またトロイダル型無段変速機Ｔのレシオが低くなるほどＳＣＢ圧は増加する。
【００４０】
ところで、フェイル時における前進発進時にトロイダル型無段変速機Ｔの入力ディスク６２，６２および出力ディスク６３，６３の回転数差がＬＯＷレシオ（２．４１５）およびＯＤレシオ（０．４１５）の間に納まっていれば、トロイダル型無段変速機Ｔに過剰な負荷が加わることが防止される。しかしながら、前進発進時に第１クラッチＣ１だけを締結すると、停止している駆動輪Ｗ，Ｗに接続された遊星歯車機構Ｐのリングギヤ４０の回転数は０であるため、トロイダル型無段変速機Ｔのアウトプットギヤ２５に接続されたサンギヤ３９がリングギヤ４０に拘束されて制動されることにより、レシオがＬＯＷレシオよりも更に低レシオ側に変化しようとして大きな負荷が生じてしまう。逆に、前進発進時に第２クラッチＣ２だけを締結すると、停止している駆動輪Ｗ，Ｗに接続された遊星歯車機構Ｐのリングギヤ４０の回転数は０であり、かつエンジンＥに接続されたキャリヤ４１の回転が増加するため、サンギヤ３９の回転が高速でアウトプットギヤ２５に伝達されてしまい、レシオがＯＤレシオよりも更に高レシオ側に変化しようとして大きな負荷が生じてしまう。
【００４１】
そこで、第１クラッチＣ１の締結によるサンギヤ３９の回転数の低下と、第２クラッチＣ２の締結によるキャリヤ４１の回転数の増加とが相殺されるように、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の締結力を設定することにより、トロイダル型無段変速機ＴのレシオをＬＯＷレシオおよびＯＤレシオ間の所定レシオ（本実施例では１．６）に保持し、トロイダル型無段変速機Ｔの過負荷を防止することができる。例えば、レシオが所定レシオ１．６よりもＬＯＷ側にずれようとすると、ＳＣ  ＢＡＣＫ  ＵＰ  ＶＡＬＶＥ１１９から第１クラッチＣ１に伝達されるＳＣＢ圧を減少させてトロイダル型無段変速機Ｔのアウトプットギヤ２５の回転数の増加を許容し、レシオが所定レシオ１．６よりもＬＯＷ側にずれるのを防止する。逆に、レシオが所定レシオ１．６よりもＯＤ側にずれようとすると、ＳＣ  ＢＡＣＫ  ＵＰ  ＶＡＬＶＥ１１９から第１クラッチＣ１に伝達されるＳＣＢ圧を増加させてトロイダル型無段変速機Ｔのアウトプットギヤ２５の回転数の増加を規制し、レシオが所定レシオ１．６よりもＯＤ側にずれるのを防止する。このときの動力伝達経路は、図１２（Ａ）に太線で示される。
【００４２】
本実施例ではレシオを１．６に保持するように第１、第２クラッチＣ１，Ｃ２の締結力をバランスさせながら次第に増加させてゆく際に、第１クラッチＣ１の締結力を優先的に制御し、第２クラッチＣ２の締結力を第１クラッチＣ１の締結力の例えば３０％に設定している。第１クラッチＣ１が締結した後、エンジン回転数と駆動輪Ｗ，Ｗの回転数との差回転は主として第２クラッチＣ２のスリップにより吸収されるため、第２クラッチＣ２は発熱する。しかしながら、前述した通常時における後進走行時と同様に、ＳＩ圧でＳＣ−ＬＵＢ  ＳＩＦＴ  ＶＡＬＶＥ１２３のスプールが左動することにより、ＬＵＢポートからのオイルをＳ−Ｌポートを経て第２クラッチＣ２の被潤滑部に優先的に供給して冷却が図られる。
【００４３】
車速の増加に伴って第１クラッチＣ１が完全に締結すると、トロイダル型無段変速機Ｔのレシオは所定レシオ１．６からＯＤレシオに向けて高まり、ＯＤレシオに達したときに第２クラッチＣ２が完全に締結する。この後は、エンジン回転数の増加に伴ってＯＤレシオのまま車両が加速されていく。レシオが所定レシオ１．６からＯＤレシオまで変化する間、トロイダル型無段変速機Ｔはトルクの伝達を行わない。例えば、トロイダル型無段変速機Ｔの出力回転数がそのときのレシオに比べて僅かに小さければ、パワーローラ６６…に荷重が加わって傾転角が変化し、トロイダル型無段変速機Ｔのレシオは前記荷重が加わらない方向に変化する。このように、トロイダル型無段変速機Ｔは入力回転数および出力回転数の変化に応じてレシオを自己調整する。
(4) フェイル時における後進走行時
無段変速装置の電子制御系がフェイルした状態で後進走行を行う場合にも、エンジンＥのトルクをトロイダル型無段変速機Ｔを介さずに、第２クラッチＣ２だけを介して駆動輪Ｗ，Ｗに伝達することにより、トロイダル型無段変速機Ｔの耐久性低下が防止される。この場合も、前述したフェイル時における前進走行時と同様に、＋ＴＣ圧でＳＩＦＴ  ＩＮＨＩＢＩＴＯＲ  ＶＡＬＶＥ１１４のスプールが右動するため、第２クラッチＣ２は電子制御ソレノイド１１７で作動するＲＶＳ  ＳＣＣ  ＶＡＬＶＥ１１８から切り離され、エンジン回転数に応じてＲＳＢ圧を出力するＲＳＣ  ＢＡＣＫ  ＵＰ  ＶＡＬＶＥ１２０に接続される。また前述した通常時における後進走行時と同様に、ＳＥＲＶＯ  ＶＡＬＶＥ１１３のスプールが右動してシフターＳが後進側に切り替えられる。
【００４４】
従って、車両を後進走行させるべく第１クラッチＣ１を非締結状態に保持したまま第２クラッチＣ２を締結すると、シフターＳが後進側に切り替わっているために、エンジンＥのトルクはトロイダル型無段変速機Ｔを介さずに第２クラッチＣ２を経て駆動輪Ｗ，Ｗに伝達されることになり、電子制御系のフェイルにも拘わらずトロイダル型無段変速機Ｔに過剰な負荷が加わるのを防止することができる。このときの動力伝達経路は、図１２（Ｂ）に太線で示される。
【００４５】
次に、本発明の第２実施例を図１４および図１５に基づいて説明する。尚、本実施例において第１実施例の構成要素に対応する構成要素には同じ参照符号が付してある。
【００４６】
図１に示す第１実施例の遊星歯車機構Ｐがシングルピニオン型であるのに対し、本実施例の遊星歯車機構Ｐはダブルピニオン型とされている。また第１実施例ではトロイダル型無段変速機Ｔのアウトプットギヤ２５が遊星歯車機構Ｐのサンギヤ３９に接続されるのに対し、第２実施例ではトロイダル型無段変速機Ｔのアウトプットギヤ２５が遊星歯車機構Ｐのキャリヤ４１′に接続される。また第１実施例では駆動輪Ｗ，Ｗが遊星歯車機構Ｐのリングギヤ４０に接続されるのに対し、第２実施例では駆動輪Ｗ，Ｗが遊星歯車機構Ｐのサンギヤ３９′に接続される。また第１実施例では第２クラッチＣ２がシフターＳを介して遊星歯車機構Ｐのキャリヤ４０に接続されるのに対し、第２実施例では第２クラッチＣ２がシフターＳを介して遊星歯車機構Ｐのリングギヤ４０′に接続される。従って、第２実施例における遊星歯車機構Ｐのキャリヤ４１′、サンギヤ３９′およびリングギヤ４０′は、それぞれ本発明の第１要素、第２要素および第３要素に対応する。
【００４７】
第２実施例の第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２およびシフターＳの制御は前述した第１実施例と同じであり、それにより第１実施例と同じ効果を達成することができる。以下、通常時およびフェイル時における前後進の作用の概略を説明する。
(1) 通常時における前進走行時
通常時における前進走行時には第１クラッチＣ１だけを締結したダイレクトモードで車両を発進させる。第１クラッチＣ１を締結すると、リングギヤ４０′およびサンギヤ３９′が一体化されて遊星歯車機構Ｐがロック状態になり、またシフターＳは前進側（図１４の矢印Ｆ方向）に移動する。このとき、エンジンＥのトルクはトロイダル型無段変速機Ｔおよび第１クラッチＣ１を経て駆動輪Ｗ，Ｗに伝達されることになる。具体的には、エンジンＥのトルクは、クランクシャフト１１→ダンパー１２→トロイダル型無段変速機Ｔのインプットシャフト１３→トロイダル型無段変速機Ｔのアウトプットギヤ２５→第１ヘリカルギヤ２３→第２ヘリカルギヤ２４→第３ヘリカルギヤ２７→スリーブ２６→遊星歯車機構Ｐのキャリヤ４１′→遊星歯車機構Ｐのサンギヤ３９′→第３軸１６→ファイナルドライブギヤ４６→ファイナルドリブンギヤ４８→ディファレンシャルギヤ４７→駆動輪Ｗ，Ｗの経路で伝達され、車両を前進走行させる。その間、遊星歯車機構Ｐのリングギヤ４０′の回転は第５ヘリカルギヤ３３→第４ヘリカルギヤ３１→スリーブ３０→シフターＳ→第２軸１５を経て第２クラッチＣ２のクラッチインナー３８に伝達されるが、第２クラッチＣ２は非締結状態にあるため、インプットシャフト１３と一体のクラッチアウター２０との間で干渉が生じることはない。
【００４８】
而して、第１クラッチＣ１の完全締結後は、トロイダル型無段変速機ＴのレシオをＬＯＷからＯＤへと変化させながら車両を加速する。
【００４９】
トロイダル型無段変速機ＴがＯＤレシオに達すると、それまで締結状態にあった第１クラッチＣ１を締結解除するとともに、それまで非締結状態にあった第２クラッチＣ２を締結した状態で、トロイダル型無段変速機ＴのレシオをＯＤからＬＯＷに変化させることにより、トルクスプリットモードで無段変速装置全体のレシオをＯＤレシオよりも更に高レシオ側に変化させる。このトルクスプリットモードでは、エンジンＥのトルクは、クランクシャフト１１→ダンパー１２→トロイダル型無段変速機Ｔのインプットシャフト１３→ドライブスプロケット１７→無端チェーン１９→ドリブンスプロケット１８→第２クラッチＣ２のクラッチアウター２０→第２クラッチＣ２のクラッチインナー３８→第２軸１５→シフターＳ→スリーブ３０→第４ヘリカルギヤ３１→第５ヘリカルギヤ３３の経路を経て遊星歯車機構Ｐのリングギヤ４０′に伝達される。遊星歯車機構Ｐのリングギヤ４０′のトルクの大部分はリングギヤ４０′→ピニオン４３ｏ…，４３ｉ…→サンギヤ３９′→第３軸１６→ファイナルドライブギヤ４６→ファイナルドリブンギヤ４８→ディファレンシャルギヤ４７→駆動輪Ｗ，Ｗの経路で伝達され、車両を前進走行させる。また遊星歯車機構Ｐのリングギヤ４０′のトルクの一部分は、リングギヤ４０′→キャリヤ４１′→スリーブ２６→第３ヘリカルギヤ２７→第２ヘリカルギヤ２４→第１ヘリカルギヤ２３→アウトプットギヤ２５を経てトロイダル型無段変速機Ｔのインプットシャフト１３に逆伝達され、そこから第２クラッチＣ２を通る前記経路を経て駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。
(2) 通常時における後進走行時
通常時における後進走行時には、シフターＳを後進側（図１４の矢印Ｒ方向）に切り替えた状態で、第１クラッチＣ１を非締結状態に保持したまま、第２クラッチＣ２だけを締結する。これにより、エンジンＥのトルクは、クランクシャフト１１→ダンパー１２→トロイダル型無段変速機Ｔのインプットシャフト１３→ドライブスプロケット１７→無端チェーン１９→ドリブンスプロケット１８→第２クラッチＣ２→第２軸１５→シフターＳ→第６ヘリカルギヤ３４→第８ヘリカルギヤ３６→第７ヘリカルギヤ３５→第３軸１６→ファイナルドライブギヤ４６→ファイナルドリブンギヤ４８→ディファレンシャルギヤ４７→駆動輪Ｗ，Ｗの経路で伝達され、車両を後進走行させる。その間、トロイダル型無段変速機Ｔのアウトプットギヤ２５の回転は遊星歯車機構Ｐのキャリヤ４１′に入力され、リングギヤ４０′から出力されるが、シフターＳが後進側に切り替わっているために支障はない。
(3) フェイル時における前進走行時
無段変速装置の電子制御系のフェイル時には、第１クラッチＣ１の締結によるリングギヤ４０′の回転数の低下と、第２クラッチＣ２の締結によるリングギヤ４０′の回転数の増加とが相殺されるように、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の締結力を制御することにより、トロイダル型無段変速機ＴのレシオをＬＯＷレシオおよびＯＤレシオ間の所定レシオ（本実施例では１．６）に保持し、トロイダル型無段変速機Ｔの過負荷を防止する。即ち、シフターＳで第２クラッチＣ２のクラッチインナー３８を遊星歯車機構Ｐのリングギヤ４０′に接続し、かつ第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２を所定の締結力で徐々に締結することにより、トロイダル型無段変速機ＴのレシオがＬＯＷレシオよりも更に低レシオ側あるいはＯＤレシオよりも更に高レシオ側に変化しないように制御する。第１クラッチＣ１が完全に締結するとトロイダル型無段変速機Ｔのレシオは前記所定レシオからＯＤレシオに向かって変化し、やがて第２クラッチＣ２が完全に締結するとＯＤレシオに固定した状態でエンジン回転数を増加させて車両を加速する。この間、エンジンＥのトルクは第２クラッチＣ２、シフターＳおよび遊星歯車機構Ｐを介して駆動輪Ｗ，Ｗに伝達され、トロイダル型無段変速機Ｔは変速のみを行ってトルク伝達に寄与しない。
(4) フェイル時における後進走行時
無段変速装置の電子制御系がフェイルした状態で後進走行を行う場合にも、通常時と同様にエンジンＥのトルクをトロイダル型無段変速機Ｔを介さずに、第２クラッチＣ２だけを介して駆動輪Ｗ，Ｗに伝達することにより、トロイダル型無段変速機Ｔの耐久性低下が防止される。
【００５０】
本実施例によれば、遊星歯車機構Ｐのレシオ幅を第１実施例と同じ５．８に保ちながら、無段変速装置のトータルのレシオ幅を第１実施例の８．７から１０．６まで拡大することができる。第２実施例のその他の作用および効果は、前述した第１実施例の作用および効果と同一である。
【００５１】
次に、本発明の第３実施例を図１６に基づいて説明する。
【００５２】
第１実施例および第２実施例の無段変速装置はエンジンＥを横置きしたフロントエンジン・フロントドライブ車両に適したものであるが、本実施例の無段変速装置はエンジンＥを縦置きしたフロントエンジン・リヤドライブ車両に適したものである。尚、本実施例において第１、第２実施例の構成要素に対応する構成要素には同じ参照符号が付してある。
トロイダル型無段変速機Ｔのインプットシャフト１３と同軸に第１軸１３１および第２軸１３２が配置されており、第１軸１３１はインプットシャフト１３と一体に回転し、第２軸１３２は図示せぬ駆動輪Ｗ，Ｗに接続される。第１軸１３１および第２軸１３２と平行に第３軸１３３および第４軸１３４が配置されており、第３軸１３３には第１ヘリカルギヤ１３５および第２ヘリカルギヤ１３６が固設され、第４軸１３４には第３ヘリカルギヤ１３７および第４ヘリカルギヤ１３８が固設される。第３軸１３３の第１ヘリカルギヤ１３５はトロイダル型無段変速機Ｔのアウトプットギヤ２５に噛合し、第２ヘリカルギヤ１３６は遊星歯車機構Ｐのキャリヤ４１′および第１クラッチＣ１のクラッチインナー４５と一体の第５ヘリカルギヤ１３９に噛合する。第２クラッチＣ２のクラッチアウター２０は第１軸１３１に固定され、クラッチインナー３８は第１軸１３１の外周に嵌合するスリーブ１４０に固定される。従って、第２クラッチＣ２を締結すると、第１軸１３１がスリーブ１４０に結合される。スリーブ１４０の外周に嵌合するスリーブ１４１に設けた第６ヘリカルギヤ１４２が、第７ヘリカルギヤ１４３を介して第４軸１３４の第３ヘリカルギヤ１３７に噛合する。そして第４軸１３４の第４ヘリカルギヤ１３８が第２軸１３２の第８ヘリカルギヤ１４４に噛合する。
【００５３】
シフターＳが前進側（図１６の矢印Ｆ方向）に移動すると遊星歯車機構Ｐのリングギヤ４０がスリーブ１４０に結合され、後進側（図１６の矢印Ｒ方向）に移動すると、第６ヘリカルギヤ１４２がスリーブ１４０に結合される。第１クラッチＣ１のクラッチアウター４４は第２軸１３２と一体であり、従って第１クラッチＣ１を締結すると遊星歯車機構Ｐのキャリヤ４１′が第２軸１３２を介してサンギヤ３９′と一体化され、遊星歯車機構Ｐはロック状態となる。
【００５４】
尚、第３実施例における遊星歯車機構Ｐのキャリヤ４１′、サンギヤ３９′およびリングギヤ４０′は、それぞれ本発明の第１要素、第２要素および第３要素に対応する。
【００５５】
第３実施例の第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２およびシフターＳの制御は前述した第１実施例と同じであり、それにより第１実施例と同じ効果を達成することができる。以下、通常時およびフェイル時における前後進の作用の概略を説明する。
(1) 通常時における前進走行時
通常時における前進走行時には第１クラッチＣ１だけを締結したダイレクトモードで車両を発進させる。第１クラッチＣ１を締結すると、キャリヤ４１′およびサンギヤ３９′が一体化されて遊星歯車機構Ｐがロック状態になり、またシフターＳは前進側（図１６の矢印Ｆ方向）に移動する。このとき、エンジンＥのトルクはトロイダル型無段変速機Ｔおよび第１クラッチＣ１を経て駆動輪Ｗ，Ｗに伝達されることになる。具体的には、エンジンＥのトルクは、クランクシャフト１１→ダンパー１２→トロイダル型無段変速機Ｔのインプットシャフト１３→トロイダル型無段変速機Ｔのアウトプットギヤ２５→第１ヘリカルギヤ１３５→第３軸１３３→第２ヘリカルギヤ１３６→第５ヘリカルギヤ１３９→第１クラッチＣ１→第２軸１３２→駆動輪Ｗ，Ｗの経路で伝達され、車両を前進走行させる。その間、遊星歯車機構Ｐのキャリヤ４１′の回転はリングギヤ４０′→シフターＳ→スリーブ１４０を経て第２クラッチＣ２のクラッチインナー３８に伝達されるが、第２クラッチＣ２は非締結状態にあるため、インプットシャフト１３と一体のクラッチアウター２０との間で干渉が生じることはない。
【００５６】
而して、第１クラッチＣ１の完全締結後は、トロイダル型無段変速機ＴのレシオをＬＯＷからＯＤへと変化させながら車両を加速する。
【００５７】
トロイダル型無段変速機ＴがＯＤレシオに達すると、それまで締結状態にあった第１クラッチＣ１を締結解除するとともに、それまで非締結状態にあった第２クラッチＣ２を締結した状態で、トロイダル型無段変速機ＴのレシオをＯＤからＬＯＷに変化させることにより、トルクスプリットモードで無段変速装置全体のレシオをＯＤレシオよりも更に高レシオ側に変化させる。このトルクスプリットモードでは、エンジンＥのトルクは、クランクシャフト１１→ダンパー１２→トロイダル型無段変速機Ｔのインプットシャフト１３→第１軸１３１→第２クラッチＣ２のクラッチアウター２０→第２クラッチＣ２のクラッチインナー３８→スリーブ１４０→シフターＳの経路を経て遊星歯車機構Ｐのリングギヤ４０′に伝達される。遊星歯車機構Ｐのリングギヤ４０′のトルクの大部分はキャリヤ４１′→サンギヤ３９′→第２軸１３２→駆動輪Ｗ，Ｗの経路で伝達され、車両を前進走行させる。また遊星歯車機構Ｐにリングギヤ４０′のトルクの一部分は、キャリヤ４１′→第５ヘリカルギヤ１３９→第２ヘリカルギヤ１３６→第３軸１３３→第１ヘリカルギヤ１３５→アウトプットギヤ２５を経てトロイダル型無段変速機Ｔのインプットシャフト１３に逆伝達され、そこから第２クラッチＣ２を通る前記経路を経て駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。
(2) 通常時における後進走行時
通常時における後進走行時には、シフターＳを後進側（図１６の矢印Ｒ方向）に切り替えた状態で、第１クラッチＣ１を非締結状態に保持したまま、第２クラッチＣ２だけを締結する。これにより、エンジンＥのトルクは、クランクシャフト１１→ダンパー１２→トロイダル型無段変速機Ｔのインプットシャフト１３→第１軸１３１→第２クラッチＣ２→スリーブ１４０→シフターＳ→第６ヘリカルギヤ１４２→第７ヘリカルギヤ１４３→第３ヘリカルギヤ１３７→第４軸１３４→第４ヘリカルギヤ１３８→第８ヘリカルギヤ１４４→第２軸１３２→駆動輪Ｗ，Ｗの経路で伝達され、車両を後進走行させる。その間、トロイダル型無段変速機Ｔのアウトプットギヤ２５の回転は遊星歯車機構Ｐのキャリヤ４１′に入力され、リングギヤ４０′から出力されるが、シフターＳが後進側に切り替わっているために支障はない。
(3) フェイル時における前進走行時
無段変速装置の電子制御系のフェイル時には、第１クラッチＣ１の締結によるキャリヤ４１′の回転数の低下と、第２クラッチＣ２の締結によるリングギヤ４０′の回転数の増加とが相殺されるように、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の締結力を制御することにより、トロイダル型無段変速機ＴのレシオをＬＯＷレシオおよびＯＤレシオ間の所定レシオ（本実施例では１．６）に保持し、トロイダル型無段変速機Ｔの過負荷を防止する。即ち、シフターＳで第２クラッチＣ２のクラッチインナー３８を遊星歯車機構Ｐのリングギヤ４０′に接続し、かつ第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２を所定の締結力で徐々に締結することにより、トロイダル型無段変速機ＴのレシオがＬＯＷレシオよりも更に低レシオ側あるいはＯＤレシオよりも更に高レシオ側に変化しないように制御する。第１クラッチＣ１が完全に締結するとトロイダル型無段変速機Ｔのレシオは前記所定レシオからＯＤレシオに向かって変化し、やがて第２クラッチＣ２が完全に締結するとＯＤレシオに固定した状態でエンジン回転数を増加させて車両を加速する。この間、エンジンＥのトルクは第２クラッチＣ２、シフターＳおよび遊星歯車機構Ｐを介して駆動輪Ｗ，Ｗに伝達され、トロイダル型無段変速機Ｔは変速のみを行ってトルク伝達に寄与しない。
(4) フェイル時における後進走行時
無段変速装置の電子制御系がフェイルした状態で後進走行を行う場合にも、通常時と同様にエンジンＥのトルクをトロイダル型無段変速機Ｔを介さずに、第２クラッチＣ２だけを介して駆動輪Ｗ，Ｗに伝達することにより、トロイダル型無段変速機Ｔの耐久性低下が防止される。
【００５８】
而して、本第３実施例によっても、前記第１、第２実施例と同様の作用効果を達成することができる。
【００５９】
以上、本発明の実施例を詳述したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。
【００６０】
例えば、実施例ではトロイダル型無段変速機Ｔを例示したが、本発明は有段変速機および無段変速機を問わず任意の自動変速機に適用することできる。
【００６１】
【発明の効果】
以上のように請求項１に記載された発明によれば、車両の前進走行時には、締結状態になる前進発進クラッチに供給される潤滑油量を締結解除状態になる後進発進クラッチに供給される潤滑油量よりも多くし、また車両の後進走行時には、締結状態になる後進発進クラッチに供給される潤滑油量を締結解除状態になる前進発進クラッチに供給される潤滑油量よりも多くするので、締結解除状態にあって負荷が小さいクラッチに必要以上の潤滑油が供給されるのを防止し、潤滑油の引きずりによるフリクションを最小限に抑えることができる。また車両用変速装置のフェイル時には車両の前進走行時および後進走行時ともに後進発進クラッチを締結して発進を行うが、そのときに締結する後進発進クラッチに供給される潤滑油量が前進発進クラッチに供給される潤滑油量よりも多くなるように制御するので、車両用変速装置のフェイル時であっても、負荷が大きい後進発進クラッチに充分な潤滑油を供給しながら負荷が小さい前進発進クラッチに過剰な潤滑油が供給されるのを防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】  無段変速装置のスケルトン図
【図２】  図３〜図５のレイアウトを示すマップ
【図３】  図２のＡ部拡大図
【図４】  図２のＢ部拡大図
【図５】  図２のＣ部拡大図
【図６】  図３の６−６線断面図
【図７】  図８〜図１０のレイアウトを示すマップ
【図８】  図７のＤ部拡大図
【図９】  図７のＥ部拡大図
【図１０】  図７のＦ部拡大図
【図１１】  無段変速装置の通常時の動力伝達経路の説明図
【図１２】  無段変速装置のフェイル時の動力伝達経路の説明図
【図１３】  遊星歯車機構の速度線図
【図１４】  第２実施例に係る無段変速装置のスケルトン図
【図１５】  第２実施例に係る遊星歯車機構の速度線図
【図１６】  第３実施例に係る無段変速装置のスケルトン図
【図１７】  従来の無段変速装置のスケルトン図
【符号の説明】
Ｃ１        第１クラッチ（前進発進クラッチ）
Ｃ２        第２クラッチ（後進発進クラッチ）
１２３      ＳＣ−ＬＵＢ  ＳＩＦＴ  ＶＡＬＶＥ（潤滑制御手段）
【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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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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