(57)【要約】【課題】構造を複雑にすることなく動作の安定したフルトロイダル型無段変速機を提供すること。【解決手段】ローラに両ディスクに対する押引力を付与するための油室を備える。第１の減圧弁２７のハウジング４４は、上記油室に接続された第１のポート４１と、油圧ポンプ２９に接続された第２のポート４２と、油タンク３９に接続された機能する第３のポート４３とを形成する。第２及び第３のポート４２，４３はオリフィスとして機能する。スプール４５は、軸方向位置に応じて、第１のポート４１を、第２及び第３のポート４２，４３の何れか一方に択一的に連通し、その開度を調整する。第２及び第３のポート４２，４３は、ハウジングの周方向と比較して軸方向に相対的に長い偏平な形状とされている。【選択図】図３
2007232058.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
相対向する軌道面をそれぞれ有し、互いに近づく方向に付勢される入力ディスクおよび出力ディスクと、
両ディスクの軌道面間に形成されたトロイド状間隙に配置され、両軌道面に転がり接触しながら両ディスク間にトルクを伝達するローラと、
このローラを回転自在に支持するキャリッジと、
このキャリッジを介してローラに両ディスクに対する押引力を付与するための油室と、  減圧弁とを備え、
この減圧弁は、油室に接続された第１のポートを有する筒状のハウジングと、ハウジング内に軸方向に進退自在に収容されたスプールとを含み、
上記ハウジングの内周面には、油圧源に接続されオリフィスとして機能する第２のポートと、油タンクに接続されオリフィスとして機能する第３のポートとが形成され、
上記スプールは、その軸方向位置に応じて、第１のポートを、第２のポートおよび第３のポートの何れか一方に択一的に連通するとともに、その択一的に連通されたポートの開度を調整可能であり、
上記第２のポートおよび第３のポートは、ハウジングの周方向と比較して軸方向に相対的に長い偏平な形状とされていることを特徴とするフルトロイダル型無段変速機。
【請求項２】
請求項１において、上記第２および第３のポートは、ハウジングの軸方向に沿って長軸を有する楕円形または菱形のポートを含むことを特徴とするフルトロイダル型無段変速機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、例えば車両の変速装置として用いられるフルトロイダル型無段変速機に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
フルトロイダル型無段変速機の主要部であるバリエータは、凹湾曲状の軌道面を有する入力ディスク及び出力ディスクを、軌道面同士が互いに対向するように配置し、両ディスク間に複数個のローラを配置している。
各ディスクの軸方向にはトラクションオイルの油圧による端末負荷が付与され、これにより、ローラは、各ディスクの軌道面に油膜を介して圧接する。入力ディスクは、エンジン等の車両の駆動源により回転駆動される入力軸に取り付けられており、この入力軸の回転により、入力ディスクからローラを介して出力ディスクにトルクが伝達される。変速は、必要なトルクに応じてローラの回転軸が傾くことにより無段階で行われる。ローラの回転軸は、支持部材であるキャリッジによって支持されており、このキャリッジの進退方向に駆動力を付与し、これによりローラに両ディスクに対する付勢力を調整する油圧シリンダが設けられている。
【０００３】
その油圧シリンダは一対の油室を有し、油圧ポンプからの油が一方の油室に導かれ、他方の油室の油はタンクに排出される。一対の油室間の差圧に基づいて上記進退方向の駆動力が発生する。
上記フルトロイダル型無段変速機において、入力ディスクから出力ディスクにトルクの伝達が行われるとき、ローラと各ディスクとの間ではトラクション力が生じており、これと、キャリッジの駆動力とを一定のトラクション係数の下で均衡させるように端末負荷及びキャリッジの駆動力が設定されている（例えば、特許文献１参照）。
【特許文献１】特開２００４−２７８７４０公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ローラを支持している油圧シリンダに油圧を与えると、キャスター角を与えられているローラが、セルフアライニング力により微小なチルトを伴ってバランス位置に変位する。そのローラと各ディスクとの間のトラクション力は、上記油圧シリンダに与えられた油圧に比例する。そのトラクション力に、ディスクに対するローラの接触位置とディスク中心との距離（接触半径）を乗じたものが、伝達トルクとなる。したがって、車両の走行状態に応じて油圧を制御することにより、走行状態に応じたトルクを車両に供給することができる。
【０００５】
一方、エンジンの回転数や車速の変化により、入、出力ディスクの回転数が変化した場合には、ローラが大きくチルトし、これに伴って油圧シリンダのピストンが変位するため、油圧が変動する。
このように、フルトロイダル型無段変速機は、バリエータを媒体として、油圧系および駆動系（ドライブライン）が相互に影響し合うシステムである。したがって、それぞれの系の特性がシステム全体の特性に影響を及ぼす。                                          
【０００６】
本発明は上記課題に鑑みてなされたものであり、構造を複雑にすることなく、動作の安定したフルトロイダル型無段変速機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】
本発明は、相対向する軌道面をそれぞれ有し、互いに近づく方向に付勢される入力ディスクおよび出力ディスクと、両ディスクの軌道面間に形成されたトロイド状間隙に配置され、両軌道面に転がり接触しながら両ディスク間にトルクを伝達するローラと、このローラを回転自在に支持するキャリッジと、このキャリッジを介してローラに両ディスクに対する押引力を付与するための油室と、減圧弁とを備え、この減圧弁は、油室に接続された第１のポートを有する筒状のハウジングと、ハウジング内に軸方向に進退自在に収容されたスプールとを含み、上記ハウジングの内周面には、油圧源に接続されオリフィスとして機能する第２のポートと、油タンクに接続されオリフィスとして機能する第３のポートとが形成され、上記スプールは、その軸方向位置に応じて、第１のポートを、第２のポートおよび第３のポートの何れか一方に択一的に連通するとともに、その択一的に連通されたポートの開度を調整可能であり、上記第２のポートおよび第３のポートは、ハウジングの周方向と比較して軸方向に相対的に長い偏平な形状とされていることを特徴とするものである。
【０００８】
本願発明者は、トロイダル型無段変速機において、上記油圧源、油タンクおよび減圧弁を含む油圧回路をモデル化し、そのモデル化された油圧回路を解析した結果、スプールの変位に対する、オリフィスの開口面積の変化の度合い（ハウジングの軸方向に関してのオリフィスの面積勾配に相当）を低くすることにより、スプールの動特性が安定化するという知見を得た。
【０００９】
すなわち、第２および第３ポートを、ハウジングの軸方向に長い偏平な形状とすることにより、システムの動作を安定させることができる。そして、上記第２および第３のポートとしては、ハウジングの軸方向に沿って長軸を有する楕円形または菱形のポートを含む場合を示すことができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１０】
本発明の好ましい実施の形態について添付図面を参照しながら説明する。図１は本発明の一実施形態によるフルトロイダル型無段変速機のバリエータを示す概略図である。このフルトロイダル型無段変速機において、上記バリエータ１には、車両の動力源により回転駆動される入力軸３が設けられており、その両端近傍にはそれぞれ入力ディスク５が支持されている。
【００１１】
各入力ディスク５の一側面には、凹湾曲状の軌道面５ｂが形成されており、その内周には複数条の溝を切ったスプライン穴５ａが形成されている。入力ディスク５は、そのスプライン穴５ａを、入力軸３に設けられたスプライン軸３ａに結合させることによって、入力軸３と一体回転可能に組み付けられている。右側の入力ディスク５は、入力軸３に一体に設けられた係止部３ｂによって図示の状態から右方への移動が規制されている。
【００１２】
また、左側の入力ディスク５の軌道面５ｂと反対側の背面には、当該背面全体を覆うケーシング６と、ケーシング６の内周に内接したバックアップ板７と、入力軸３に固定され、出力ディスク５及びバックアップ板７が軸方向の左方に移動することを規制する係止リング８及び止め輪９と、係止リング８の外周に装着され、バックアップ板７に予圧を付与するワッシャ１０とが設けられている。
【００１３】
上記バックアップ板７の外周にはＯリング１１が装着されており、ケーシング６の内面と、入力ディスク５の背面と、バックアップ板７とによって囲まれた入力軸３の周りの空間に油室２が形成されている。油室２は、入力軸３の中心軸方向に設けられた油路３ｃ及びその右端部近傍から径方向に設けられた油路３ｄと連通している。
また、油路３ｃは、入力軸３の端部に挿入された固定部材２の内部に設けられた油路２ａと連通している。この油路２ａは、油圧制御装置１２と接続されている。このようにして、ケーシング６及びバックアップ板７をシリンダとし、入力ディスク５をピストンとする油圧シリンダ装置が構成されている。
【００１４】
上記入力軸３の軸方向中央部には、バリエータ１の出力部１３が入力軸３に対して相対回転自在に支持されている。この出力部１３は、出力部材１４と、この出力部材１４にそれぞれ一体回転可能に支持された一対の出力ディスク１５とを備えている。各出力ディスク１５の、入力ディスク５の軌道面５ｂに対向する一側面には、凹湾曲状の軌道面１５ｂが形成されている。また、上記出力部材１４の外周には、動力伝達用のチェーン１６と噛み合うスプロケットギヤ１４ａが形成されている。
【００１５】
上記各入力ディスク５の軌道面５ｂと、これに対向する出力ディスク１５の軌道面１５ｂとの間は、トロイド状間隙Ｓ１として構成されており、このトロイド状間隙Ｓ１には、各軌道面５ｂ，１５ｂと圧接して回転する円盤状のローラ１７が円周等配に３個（１個のみ図示）設けられている。従って、ローラ１７は左右一対のトロイド状間隙Ｓ１に計６個配置されている。各ローラ１７はキャリッジ１８によって回転軸線１７ａ周りに回転自在に支持されているとともに、当該キャリッジ１８によって各軌道面５ｂ，１５ｂとの相対位置を調整できるようになっている。
【００１６】
上記バリエータ１において、油圧制御装置１２から油室２に、端末負荷としての油圧が付与されると、左側の入力ディスク５が右方に付勢され、ローラ１７を介して左側の出力ディスク１５が右方に付勢される。これにより、左側の出力ディスク１５から出力部材１４を介して、右側の出力ディスク１５が右方に付勢される。さらに、右側の出力ディスク１５からローラ１７を介して右側の入力ディスク５が押圧されるが、この入力ディスク５は係止部３ｂにより止められているため、上記端末負荷がバリエータ１全体に付与され、左右の各ローラ１７が両ディスク５，１５間に所定の圧力で挟持された状態となる。
【００１７】
この状態において、入力軸３に動力が付与されると、入力ディスク５から出力ディスク１５に対して、上記６個のローラ１７を介してトルクが伝達される。キャリッジ１８に支持されたローラ１７は、トルクを伝達することによりキャリッジ１８に生じるリアクション力と、出力ディスク１５を駆動するのに必要なトルクとのアンバランスを解消すべく、キャリッジ１８の軸線周りにローラ１７の回転軸線１７ａを揺動角度Ａ１を生ずるように傾斜させる。これにより、ローラ１７の位置が図の二点鎖線に示すように変化し、両ディスク５，１５間の速度比が連続的に変化する。なお、左右各３個のローラ１７は、左右対称になるように同期して回転軸線１７ａを傾斜させ、それらの傾斜角度は６個のローラすべてについて一致している。
【００１８】
図２は油圧制御装置１２においてローラの付勢に関わる構成を示す模式図である。説明の簡略化のため、１個のローラ１７に関しての油圧回路構成を示しているが、実際には、各ローラ１７ごとにキャリッジ１８、継手１９および油圧回路が設けられている。
図２を参照して、油圧シリンダ２０は、キャリッジ１８をその軸線回りに揺動可能に支持し且つキャリッジ１８を介してローラ１７に両ディスク５，１５に対する押引力を付与するように機能する。
【００１９】
具体的には、油圧シリンダ２０は、固定部としての円筒状のシリンダ本体２１と、このシリンダ本体２１内に摺動自在に収容された可動部としてのピストン２２とを備える。ピストン２２は、シリンダ本体２１内に上記押引力を発生するための第１および第２の油室２３，２４を区画し、これらを互いに仕切っている。
継手１９はキャリッジ１８の端部とピストン２２とを連結する球面継手からなる。油圧シリンダ２０の発生する押引力が継手１９およびキャリッジ１８を介してローラ１７に伝達されるようになっている。すなわち、油圧シリンダ２０の第１の油室２３および第２の油室２４にそれぞれ供給される油圧の差圧により、キャリッジ１８には、前進又は後退方向に駆動力が付与され、この駆動力がローラ１７を両ディスク５，１５に向けて押したり引いたりする力（押引力）として働く。
【００２０】
油圧シリンダ２０の第１および第２の油室２３，２４には、油路２５，２６が、それぞれ、接続されている。油路２５は、第１の減圧弁２７および油路２８を介して、油圧源としての油圧ポンプ２９に接続されている。油路２６は、第２の減圧弁３０、油路３１および油路２８の一部を介して、油圧ポンプ２９に接続されている。
油路２５の分岐点２５ａと油路２６の分岐点２６ａとは、油路３２を介して互いに連通されており、この油路３２にシャトル弁３３が配置されている。シャトル弁３３は、油路２５および油路２６の油圧のうち、高圧の油圧を油路３４を介して端末負荷用の油室２に供給するためのものである。
【００２１】
油路２８には、油路３１への分岐点２８ａが設けられおり、油路２８において、上記の分岐点２８ａと油圧ポンプ２９との間に、パイロット付きのリリーフ弁３５が配置されている。
第１および第２の減圧弁２７，３０は、パイロット付きの電磁比例弁からなる減圧弁である。第１の減圧弁２７は、第１の油室２３に通ずる上記油路２５を、油圧ポンプ２９および油タンク３９に択一的に接続するとともに、制御部としてのＥＣＵ３８（Electronic Control Unit:電子制御ユニット）からの制御信号に応じて圧力を制御する。同様に、第２の減圧弁３０は、第２の油室２４に通ずる上記油路２６を、油圧ポンプ２９および油タンク３９に択一的に接続するとともに、ＥＣＵ３８からの制御信号に応じて圧力を制御する。
【００２２】
各減圧弁２７，３０に内蔵されているソレノイドには、対応する駆動回路３６，３７からの印加電圧が与えられるようになっている。具体的には、第１および第２の油室２３，２４の検出圧力、車両の駆動源の負荷、駆動源の回転数、最終出力速度の他、トラクションオイルの検出温度や、ローラ１７の揺動角度Ａ１（図１参照。傾斜角に相当）に関する信号が、ＥＣＵ３８に与えられるようになっている。ＥＣＵ３８では、与えられた信号に基づいて、各油室２３，２４間に最適となる差圧を与え、ローラ１７のトラクション力とキャリッジ１８の駆動力（押引力）とを常に釣り合わせる。従って、力のバランスが最適な状態に保たれ、ローラ１７におけるスピンロスやスリップロスの発生が抑制されている。
【００２３】
図２を参照して、第１の減圧弁２７は、第１の油室２３に接続された第１のポート４１と、油圧ポンプ２９に接続された第２のポート４２と、油タンク３９に接続された第３のポート４３とを有している。第１の減圧弁２７は、第１ポート４１を、第２ポート４２および第３ポート４３何れか一方に択一的に連通し、その択一的に連通されたポート４２又は４３の開度を調整する。第２の減圧弁３０についても、第１のポート４１が第２の油室２４に接続されている点を除いて、第１の減圧弁２７と同様の構成である。
【００２４】
図３は、第１の減圧弁２７の要部の断面を模式的に示している。筒状のハウジング４４内に、スプール４５が、ハウジング４４の軸方向に進退自在に収容されている。ハウジング４４には、径方向の挿通孔４６，４７が、ハウジング４４の軸方向に離隔して設けられている。各挿通孔４６，４７は、ハウジング４４の内周面４４ａにそれぞれ開口を形成しており、その開口によって、第２のポート４２および第３のポート４３がそれぞれ構成されている。
【００２５】
第２のポート４２および第３のポート４３は、図４に示すように、ハウジング４４の周方向と比較して軸方向Ｘ１に相対的に長い偏平な形状とされている。具体的には、第２のポート４２および第３のポート４３の形状は、ハウジング４４の軸方向Ｘ１に沿って長軸を有する楕円形または菱形とされている。
図３を参照して、スプール４５は筒状をなし、スプール４５の外周面４５ａが、ハウジング４４の内周面４４ａに嵌合している。また、スプール４５の外周面４５ａには、環状溝が形成され、その環状溝によって、ハウジング４４の内周面４４ａとスプール４５の外周面４５ａとの間に、環状油室４８が形成されている。その環状油室４６は、環状溝の底に形成された径方向の連通孔４９、スプール内油路５０を介して、第１のポート４１に連通している。
【００２６】
スプール４５の軸方向変位に伴って、図３（ａ）に示すように、環状油室４８が第２のポート４２に連通される状態と、図３（ｂ）に示すように、環状油室４８が第３のポート４３に連通される状態とに択一的に切り換えられることにより、第２のポート４２および第３のポート４３が択一的に第１のポート４１と接続されるようになっている。
具体的には、第１の減圧弁２７のソレノイド５１に印加される電圧を減少させると、スプール４５を付勢している付勢部材としての圧縮コイルばねからなるばね５２の付勢力が、ソレノイド５１による電磁吸引力（ソレノイド力）よりも大きくなり、スプール５１が平衡位置から図３（ｂ）示す位置に変位することになる。
【００２７】
図２に示された油圧回路は、図５に示すような第１の減圧弁２７を含む油圧回路として表すことができ、また、そのモデルのブロック図は、図６に示すようになる。
すなわち、第１の減圧弁２７には、油圧ポンプ２９からの元圧ＰS 、負荷圧部としての第１の油室２３からの負荷圧ＰL 、油タンク３９からのタンク圧ＰT およびソレノイド力が入力され、油圧ポンプ２９から第１の油室２３への流量と定常状態における漏れ流量を加算した流量ＱSL、および第２の油室２３から油タンク３９への流量と定常状態における漏れ流量を加算した流量ＱLTが出力される。
【００２８】
第１の減圧弁２７の動特性は、スプール４５の動特性５５によって支配され、このスプール４５の動特性５５には、元圧ＰL 、負荷圧ＰS 、タンク圧ＰT 、ソレノイド動特性、流体力、スプール４５を支持するばね力、作動油の物性（例えば、粘性）が影響する。
一方、第２のポート４２によるオリフィスの面積Ａ2 （ｘS ）および第３のポート４３によるオリフィスの面積Ａ3 （ｘS ）は、スプール４５の位置ｘS によって幾何学的に決定され、第１の油室２３への流量ＱSLおよび油タンク３９への流量ＱLTは、第１の減圧弁２７の第２および第３のポート４２，４３による乱流オリフィスの特性５６，５７によってそれぞれ決定される。
【００２９】
第１の油室２３の圧力変化は、オリフィスを通過する流量に依存し、この圧力変化は負荷圧ＰL としてフィードバックされてスプール４５の動特性５５に対する入力となる。
図６のモデルブロックにおける運動方程式は下記となる。すなわち、第１の油室２３の容積に関する連続の式（作動油の圧縮性と容器の体積変化を考慮した式）は、下記の式（１）のように表される。
【００３０】
ＱSL（ΔＰSL，ｘS ）−ＱLT（ΔＰLT，ｘS ）＝ＶP ’（ｘP ）＋〔ＶP （ｘP ）／β〕・Ｐ' L                                                       …（１）
ここで、ｘP はピストン２２の位置を表しており、ｘS はスプール４５の位置を表している。ΔＰSLは第２のポート４２の通過前後の差圧（圧力差）を示しており、ΔＰLTは第３のポート４３の通過前後の差圧（圧力差）を示している。ＱSLは、第１の油室２３への流量と定常状態における漏れ流量を加算した流量であり、上記差圧ΔＰSLおよび位置ｘS の関数として表される。また、ＱLTは、油タンク３９への流量と定常状態における漏れ流量を加算した流量であり、上記差圧ΔＰLTおよび位置ｘS の関数として表される。
【００３１】
また、ＶP （ｘP ）はピストン２２の位置ｘP の関数として表される負荷容積としての第１の油室２３の容積である。ＶP ’（ｘP ）は、第１の油室２３の容積の変化速度である。ＰL ’は、元圧ＰL の変化速度である。βは係数（体積弾性率）である。
また、スプール４５の運動方程式は下記の式（２）のように表される。
ｍ・ｘ”S ＝ＦP （ＰL ）＋ＦQS（ΔＰ，ｘS ）＋ＦSOL （ｉ）
＋ＦS （ｘS ）＋ＦD （ｘ’S ）                    …（２）
ここで、ｍはスプールの質量であり、ｘ”S はスプール４５の加速度であり、その積ｍ・ｘ”S は慣性力を表している。
【００３２】
また、ＦP （ＰL ）は、負荷圧ＰL によりスプール４５が受ける力であり、ＡP をスプール４５の受圧面積として、下記の式（２−１）で表される。
ＦP （ＰL ）＝ＰL ・ＡP                                       …（２−１）
また、ＦQS（ΔＰ，ｘS ）は、定常流体力であり、下記の式（２−２）で表される。
ＦQS（ΔＰ，ｘS ）＝−２Ｃｄ・Ａ2 （ｘS ）・ΔＰSL・cos Φ
＋２Ｃｄ・Ａ3 （ｘS ）・ΔＰLT・cos Φ    …（２−２）
ここで、Φは作動油の弁室流入角である〔図３（ａ）参照〕。
【００３３】
また、ＦSOL （ｉ）は、ソレノイド力であり、ｋe を負荷定数、電流をｉとして、下記の式（２−３）で表される。
ＦSOL （ｉ）＝ｋe ・ｉ                                        …（２−３）
また、ＦS （ｘS ）は、ばね５２がスプール４５に与えるばね力であり、下記の式（２−４）で表される。
【００３４】
ＦS （ｘS ）＝−ｋS ・（ｘS ＋ｘS0）                          …（２−４）
上記のｋS は、ばね５２のばね定数であり、上記のｘS0は、スプール４５の位置ｘS が平衡点にあるときの、ばね５２の撓み量（初期撓み）である。
ＦD （ｘ’S ）は、スプール４５の速度ｘ’S の関数として表される作動油の減衰力であり、減衰係数をＣS として、下記の式（２−５）で表される。
【００３５】
ＦD （ｘ’S ）＝−ＣS ・ｘ’S                                 …（２−５）
また、ソレノイド５１に加わる電圧Ｖは、下記の式（３）で表される。
Ｖ＝Ｒ・ｉ＋Ｌ・ｉ’                                          …（３）
ここで、Ｒはソレノイド５１の抵抗値であり、Ｒ・ｉは電圧降下である。また、Ｌはインダクタンスであり、ｉ’は電流変化率であり、Ｌ・ｉ’は電流変化による誘起電圧を示している。
【００３６】
上記の式（１）、（２）および（３）により、ソレノイドの印加電圧Ｖを入力とし、負荷圧ＰL を出力とする伝達関数ＰL ／Ｖを求めると、下記の式（４）で表される。
【００３７】
【数１】
2007232058.tif 000003
【００３８】
ただし、式（４）において、ｓは、ラプラス演算子を示している。
なお、ｃ32、ｃ34、ａ42、ａ44は、（１）、（２）、（３）の状態方程式を線形化したときに得られる係数である。
式（４）の右辺の分母は、特性方程式を示している。その特性方程式の根の軌跡の実部が正なら、システムは不安定となり、負なら安定となる。
【００３９】
スプール４５の質量ｍを０．００７５ｋｇから０．０３ｋｇまで変化させ、ピストン体積を０．００１リットルとし、他の諸元は一定として、上記の特性方程式の根の軌跡がどのよう
に変化するかを求めたところ、図７に示す結果を得た。図中の矢印は、スプール４５の質量の減少する方向である。スプール４５の質量が減少するにつれ、根の軌跡の実部が正側から負側へ向かうように推移し、システムが安定することが判明した。
【００４０】
図７において、虚軸上の値は、安定限界におけるスプール４５の質量（０．０１２ｋｇ）を示している。すなわち、システムを安定させるためには、スプール４５の質量が０．０１２ｋｇ以下であることが好ましい。
また、第２のポート４２の面積勾配Ａ2 ’（ｘS ）および第３のポート４３の面積勾配Ａ3 ’（ｘS ）を変化させ、他の諸元は一定として、上記の特性方程式の根の軌跡がどのように変化するかを求めたところ、図８に示す結果を得た。なお、スプールの質量は０．１５ｋｇとし、ピストン容積は０．００１リットルとした。
【００４１】
図８の結果から、面積勾配Ａ2 ’（ｘS ）およびＡ3 ’（ｘS ）が減少するにつれ、特性方程式の根の軌跡の実部が、正側から負側へと推移し、システムが安定することが判明した。
なお、本発明は、上記請求項記載の範囲内で種々の変更を施すことができる。
【図面の簡単な説明】
【００４２】
【図１】本発明の一実施の形態のフルトロイダル型無段変速機の概略構成を示す模式的断面図である。
【図２】ローラの付勢に関わる油圧回路の概略構成を示す模式図である。
【図３】（ａ）および（ｂ）は減圧弁の動作を説明するための模式的断面図である。
【図４】ポート形状を説明するための、減圧弁のハウジングの概略断面図である。
【図５】減圧弁を含む油圧回路の線形化モデルの概略図である。
【図６】図５のモデルのブロック図である。
【図７】図５のモデルにおいて、ソレノイドの印加電圧Ｖを入力とし、負荷圧ＰL を出力とする伝達関数ＰL ／Ｖを表す特性方程式において、質量を変化させたときのベクトル軌跡を表すグラフ図である。
【図８】図５のモデルにおいて、ソレノイドの印加電圧Ｖを入力とし、負荷圧ＰL を出力とする伝達関数ＰL ／Ｖを表す特性方程式において、第２ポートおよび第３ポートの面積勾配を変化させたときのベクトル軌跡を表すグラフ図である。
【符号の説明】
【００４３】
１…バリエータ、５…入力ディスク、５ｂ…軌道面、１２…油圧制御装置、１５…出力ディスク、１５ｂ…軌道面、Ｓ１…トロイド状間隙、１７…ローラ、１８…キャリッジ、１９…継手、２０…油圧シリンダ、２３…第１の油室、２４…第２の油室、２７…第１の減圧弁、２９…油圧ポンプ（油圧源）、３０…第２の減圧弁、３９…油タンク、４１…第１のポート、４２…第２のポート、４３…第３のポート、４４…ハウジング、４４ａ…内周面、４５…スプール、４６，４７…挿通孔、５２…ばね、Ｘ１…軸方向。
【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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