(57)【要約】【課題】出力軸に発生するトルク変動の周期的な強弱を抑制可能な車両用動力伝達装置を提供する。【解決手段】車両用動力伝達装置は、内燃機関と、複数の動力伝達ユニットによって入力軸の回転を変速して出力軸に伝達する四節リンク機構の無段変速機と、偏心機構を駆動して偏心量を変更するアクチュエータと、アクチュエータ及び内燃機関の運転を制御する制御装置と備える。制御装置は、内燃機関のトルクの変動パターンの位相と無段変速機の出力トルクの変動パターンの位相とを比較して、内燃機関のトルクが最大となる時点の位相と無段変速機の出力トルクが最大となる時点の位相との差分の最小値である最小位相差を算出する最小位相差算出部と、最小位相差がしきい値未満である場合に、最小位相差がしきい値以上になるよう、内燃機関の出力を変えずに内燃機関を制御して無段変速機の入力軸の回転数を変更し、かつ、アクチュエータを制御して偏心量を変更する位相差制御部とを有する。【選択図】図１２
2016138634.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
内燃機関と、
前記内燃機関の回転軸に接続された入力軸の軸線からの偏心量が可変である偏心機構を有し前記入力軸と前記偏心機構とが共に回転する入力側支点と、出力軸に接続されたワンウェイクラッチと、前記ワンウェイクラッチの入力部材に設けられた出力側支点と、前記入力側支点及び前記出力側支点に両端が接続されて、前記偏心機構の前記偏心量に応じて往復運動するコネクティングロッドと、を有する少なくとも１つの動力伝達ユニットを備え、前記動力伝達ユニットによって前記入力軸の回転を変速して前記出力軸に伝達する無段変速機と、
前記偏心機構を駆動して前記偏心量を変更するアクチュエータと、
前記アクチュエータ及び前記内燃機関の運転を制御する制御装置と、備えた、車両用動力伝達装置であって、
前記制御装置は、
前記内燃機関のトルクの変動パターンの位相と、前記無段変速機の出力トルクの変動パターンの位相とを比較して、前記内燃機関のトルクが最大となる時点の位相と前記無段変速機の出力トルクが最大となる時点の位相との差分の最小値である最小位相差を算出する最小位相差算出部と、
前記最小位相差がしきい値未満である場合に、前記最小位相差が前記しきい値以上になるよう、前記内燃機関の出力を変えずに前記内燃機関を制御して前記無段変速機の前記入力軸の回転数を変更し、かつ、前記アクチュエータを制御して前記偏心量を変更する位相差制御部と、
を有する、車両用動力伝達装置。
【請求項２】
請求項１に記載の車両用動力伝達装置であって、
前記位相差制御部は、前記最小位相差が前記しきい値以上になるよう前記内燃機関及び前記アクチュエータを制御する際、正味燃料消費率に基づく前記内燃機関の出力効率が向上する運転点で前記内燃機関を運転し、かつ、当該運転点に対応し前記偏心量となるよう前記アクチュエータを制御する、車両用動力伝達装置。
【請求項３】
請求項１又は２に記載の車両用動力伝達装置であって、
前記位相差制御部は、前記最小位相差が前記しきい値に等しくなるよう、前記内燃機関及び前記アクチュエータを制御する、車両用動力伝達装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、クランク式の無段変速機の制御を行う車両用動力伝達装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
特許文献１には、車両用駆動源としてのエンジンに接続された入力軸の回転をコネクティングロッドの往復運動に変換し、コネクティングロッドの往復運動をワンウェイクラッチによって出力軸の回転運動に変換する複数のクランク式の動力伝達ユニットを備えた無段変速機及び当該無段変速機の制御装置が開示されている。
【０００３】
特許文献１に開示された無段変速機の各動力伝達ユニットは、入力軸に偏心して設けられた固定ディスクと、この固定ディスクに偏心して回転自在に設けられた揺動ディスクとから構成される。また、揺動リンクと出力軸との間には、一方向クラッチが設けられている。一方向クラッチは、揺動リンクが出力軸に対して一方側に相対回転しようとするときに、出力軸に揺動リンクを固定し、他方側に相対回転しようとするときに、出力軸に対して揺動リンクを空転させる。
【０００４】
入力軸には、ピニオンシャフトが挿入されるとともに、固定ディスクの偏心方向に対向する個所に切欠孔が形成され、この切欠孔からピニオンシャフトが露出している。揺動ディスクには入力軸及び固定ディスクを受け入れる受入孔が設けられている。この受入孔を形成する揺動ディスクの内周面には内歯が形成されている。内歯は、入力軸の切欠孔から露出するピニオンシャフトと噛合する。入力軸とピニオンシャフトとを同一速度で回転させると、動力伝達ユニットにおける偏心機構の偏心量が維持される。入力軸とピニオンシャフトの回転速度を異ならせると、動力伝達ユニットにおける偏心機構の偏心量が変更されて、変速比が変化する。
【０００５】
入力軸を回転させることにより動力伝達ユニットの偏心機構を回転させると、コネクティングロッドの大径環状部が回転運動して、コネクティングロッドの他方の端部と連結される揺動リンクの揺動端部が揺動する。揺動リンクは、一方向クラッチを介して出力軸に設けられているため、一方側に回転するときのみ出力軸に回転駆動力（トルク）を伝達する。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】特開２０１２−２５１６０８号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
上記説明した特許文献１に記載の無段変速機には、複数の動力伝達ユニットが設けられている。例えば、図１４（ａ）に示すように無段変速機ＴＭに６つの動力伝達ユニットＵａ〜Ｕｆが設けられている場合、各動力伝達ユニットの固定ディスクＤａ〜Ｄｆは入力軸Ｓｉの軸方向に沿って等間隔に設けられ、隣接する固定ディスクは、図１４（ｂ）に示すように、各偏心方向が入力軸Ｓｉを中心に６０度毎にずれて配置されている。また、各動力伝達ユニットの揺動リンクＬａ〜Ｌｆは、一方向クラッチを介して出力軸Ｓｏの軸方向に沿って等間隔に設けられている。したがって、入力軸Ｓｉに入力されたトルクは、各動力伝達ユニットのコネクティングロッドを介して、出力軸Ｓｏに順次伝達される。その結果、無段変速機ＴＭの出力トルクには、図１５に一点鎖線の曲線で示すように、入力軸Ｓｉの一回転あたり６回の変動が生じる。
【０００８】
また、入力軸Ｓｉに接続されるエンジンの一連の動作行程では、ピストンの往復運動がコンロッドを介してクランク軸によってトルク変動を伴う回転駆動力となって取り出される。例えば、４サイクル（吸入行程、圧縮行程、膨張行程（燃焼行程）、排気行程）のエンジンの各気筒では、７２０度のクランク角度で一連の動作行程が終了するが、これを４気筒エンジンに適用する場合には、１８０度周期のクランク角度で各気筒が膨張行程を迎えるように設計している。各気筒での膨張行程で出力されるトルクは他の行程でのトルクよりも相対的に大きいため、エンジンのトルクは脈動する。例えば、４サイクル４気筒のエンジンであれば、このエンジンのトルクには、図１５に二点鎖線の曲線で示すように、入力軸Ｓｉの一回転あたり２回の変動が生じる。
【０００９】
上記説明した６つの動力伝達ユニットＵａ〜Ｕｆを有し、入力軸Ｓｉに対して固定ディスクＤａ〜Ｄｆが６０度毎に偏心して配置された無段変速機ＴＭに、４サイクル４気筒のエンジンが接続されている場合には、各動力伝達ユニットのコネクティングロッドが最大のトルクを受ける周期と、エンジンの各気筒における膨張行程のタイミングとが重なる。このため、図１５に実線の曲線で示すように、出力軸Ｓｏのトルクには変動が生じるだけでなく、その変動に周期的な強弱が発生する。
【００１０】
本発明の目的は、出力軸に発生するトルク変動の周期的な強弱を抑制可能な車両用動力伝達装置を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【００１１】
上記の目的を達成するために、請求項１に記載の発明は、
内燃機関（例えば、後述の実施形態での内燃機関Ｅ）と、
前記内燃機関の回転軸（例えば、後述の実施形態でのクランク軸１）に接続された入力軸（例えば、後述の実施形態での入力軸２）の軸線からの偏心量が可変である偏心機構を有し前記入力軸と前記偏心機構とが共に回転する入力側支点（例えば、後述の実施形態での回転ディスク６）と、出力軸（例えば、後述の実施形態での出力軸３）に接続されたワンウェイクラッチ（例えば、後述の実施形態でのワンウェイクラッチ１７）と、前記ワンウェイクラッチの入力部材（例えば、後述の実施形態での揺動リンク１８）に設けられた出力側支点（例えば、後述の実施形態での連結ピン１９）と、前記入力側支点及び前記出力側支点に両端が接続されて、前記偏心機構の前記偏心量に応じて往復運動するコネクティングロッド（例えば、後述の実施形態でのコネクティングロッド１５）と、を有する少なくとも１つの動力伝達ユニット（例えば、後述の実施形態での動力伝達ユニット２０）を備え、前記動力伝達ユニットによって前記入力軸の回転を変速して前記出力軸に伝達する無段変速機（例えば、後述の実施形態での無段変速機Ｔ）と、
前記偏心機構を駆動して前記偏心量を変更するアクチュエータ（例えば、後述の実施形態でのアクチュエータ１４）と、
前記アクチュエータ及び前記内燃機関の運転を制御する制御装置（例えば、後述の実施形態でのマネジメントＥＣＵ３３）と、備えた、車両用動力伝達装置であって、
前記制御装置は、
前記内燃機関のトルクの変動パターンの位相と、前記無段変速機の出力トルクの変動パターンの位相とを比較して、前記内燃機関のトルクが最大となる時点の位相と前記無段変速機の出力トルクが最大となる時点の位相との差分の最小値である最小位相差を算出する最小位相差算出部（例えば、後述の実施形態での最小位相差算出部５５）と、
前記最小位相差がしきい値未満である場合に、前記最小位相差が前記しきい値以上になるよう、前記内燃機関の出力を変えずに前記内燃機関を制御して前記無段変速機の前記入力軸の回転数を変更し、かつ、前記アクチュエータを制御して前記偏心量を変更する位相差制御部（例えば、後述の実施形態での位相差制御部５６）と、
を有する。
【００１２】
請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、
前記位相差制御部は、前記最小位相差が前記しきい値以上になるよう前記内燃機関及び前記アクチュエータを制御する際、正味燃料消費率に基づく前記内燃機関の出力効率が向上する運転点で前記内燃機関を運転し、かつ、当該運転点に対応し前記偏心量となるよう前記アクチュエータを制御する。
【００１３】
請求項３に記載の発明では、請求項１又は２に記載の発明において、
前記位相差制御部は、前記最小位相差が前記しきい値に等しくなるよう、前記内燃機関及び前記アクチュエータを制御する。
【発明の効果】
【００１４】
請求項１の発明によれば、内燃機関のトルクが最大となる時点の位相と無段変速機の出力トルクが最大となる時点の位相との差分の最小値である最小位相差がしきい値未満である場合に、この最小位相差がしきい値以上になるよう、内燃機関の出力を変えずに内燃機関を制御して無段変速機の入力軸の回転数を変更し、かつ、アクチュエータを制御して無段変速機の偏心量を変更するため、出力軸に発生するトルク変動の周期的な強弱を抑制できる。
【００１５】
請求項２の発明によれば、最小位相差がしきい値以上になるよう内燃機関及びアクチュエータを制御する際、位相差制御部は、正味燃料消費率に基づく内燃機関の出力効率が向上する運転点で内燃機関を運転するため、出力軸のトルク変動の周期的な強弱を抑制するための上記制御を行っても燃費の悪化を防ぐことができる。
【００１６】
請求項３の発明によれば、位相差制御部は、最小位相差がしきい値以上になるよう内燃機関及びアクチュエータを制御する際、最小位相差がしきい値に等しくなるよう、内燃機関及びアクチュエータを制御するため、上記制御による出力軸のトルクの変化を低減できる。
【図面の簡単な説明】
【００１７】
【図１】車両用動力伝達装置を含む車両の内部構成を示すブロック図である。
【図２】無段変速機の軸方向の断面図である。
【図３】無段変速機の回転半径調節機構、コネクティングロッド及び揺動リンクを軸方向から示す模式図である。
【図４】無段変速機の回転半径調節機構の回転半径の変化を示す模式図である。
【図５】無段変速機の回転半径調節機構の回転半径の変化と、揺動リンクの揺動運動の揺動角の関係を示す模式図であり、（ａ）は回転半径が最大、（ｂ）は回転半径が中、（ｃ）は回転半径が小である場合を示す。
【図６】無段変速機の動力伝達ユニットのカムディスク同士の関係を表す模式図であり、（ａ）は各カムディスクの配置関係、（ｂ）は各カムディスクの位相の関係を示す。
【図７】マネジメントＥＣＵの内部構成を示すブロック図である。
【図８】無段変速機の変速比と偏心量の関係の一例を示すグラフである。
【図９】無段変速機の出力トルクに対して設定される偏心量を変速比毎に示すグラフである。
【図１０】内燃機関のトルクが最大となる時点の位相と無段変速機の出力トルクが最大となる時点の位相の最小位相差が０であってしきい値未満である場合の内燃機関のトルクの変動と無段変速機の出力トルクの変動の関係の一例を示すグラフである。
【図１１】内燃機関の熱効率に関する特性を示すグラフである。
【図１２】位相差制御部の制御によって最小位相差がしきい値に等しい状態の内燃機関のトルクの変動と無段変速機の出力トルクの変動の関係の一例を示すグラフである。
【図１３】マネジメントＥＣＵの動作を示すフローチャートである。
【図１４】（ａ）は無段変速機が有する６つの動力伝達ユニットと入力軸及び出力軸との位置関係を表す模式図であり、（ｂ）は各動力伝達ユニットの固定ディスクの偏心方向と入力軸との位相関係を示す図である。
【図１５】入力軸の一回転あたりの、図１４（ａ）に示す無段変速機の出力トルク、エンジンのトルク及び出力軸のトルクの各変動を示すグラフである。
【発明を実施するための形態】
【００１８】
以下、本発明の実施形態について、図面を参照して説明する。
【００１９】
（車両用動力伝達装置）
図１は、車両用動力伝達装置を含む車両の内部構成を示すブロック図である。図１中の点線の矢印は値データを示し、実線の矢印は指示内容を含む制御信号を示す。図１に示す車両の車両用動力伝達装置は、内燃機関Ｅの駆動力を左右の車軸ＤＳ介して駆動輪Ｗに伝達する。車両用動力伝達装置は、内燃機関Ｅと、無段変速機Ｔと、アクチュエータ１４と、ディファレンシャルギヤＤと、マネジメントＥＣＵ３３と、クランク軸回転角センサ３４と、入力軸回転角センサ３５と、出力軸回転数センサ３６とを備える。
【００２０】
内燃機関Ｅは、車両が走行するための動力を発生する。内燃機関Ｅで発生したトルクは、無段変速機Ｔに入力される。
【００２１】
無段変速機Ｔは、内燃機関Ｅのクランク軸１に接続された入力軸２の回転を変速して出力軸３に伝達する。無段変速機Ｔの詳細については後述する。
【００２２】
アクチュエータ１４は、マネジメントＥＣＵ３３からの指示に応じて、無段変速機Ｔの偏心機構を回転駆動して、偏心機構における後述する偏心量を変更する。
【００２３】
ディファレンシャルギヤＤは、左右の駆動輪Ｗ，Ｗの回転差を吸収する。
【００２４】
マネジメントＥＣＵ３３は、内燃機関Ｅ及びアクチュエータ１４等の制御を行う。マネジメントＥＣＵ３３の詳細については後述する。
【００２５】
クランク軸回転角センサ３４は、内燃機関Ｅのクランク軸１の回転駆動によって所定の回転角の変位毎にパルスＰｓ０を生成することでクランク軸１の回転角度を検知する回転角センサである。クランク軸回転角センサ３４は、クランク軸１が一回転する毎に所定数個のパルスＰｓ０を発生する。クランク軸回転角センサ３４が発生したパルスＰｓ０はマネジメントＥＣＵ３３に送られる。
【００２６】
入力軸回転角センサ３５は、無段変速機Ｔの入力軸２の回転駆動によって所定の回転角の変位毎にパルスＰｓ１を生成することで入力軸２の回転角度を検知する回転角センサである。入力軸回転角センサ３５は、入力軸２が一回転する毎に所定数個のパルスＰｓ１を発生する。入力軸回転角センサ３５が発生したパルスＰｓ１はマネジメントＥＣＵ３３に送られる。
【００２７】
出力軸回転数センサ３６は、無段変速機Ｔの出力軸３の単位時間当たりの回転数Ｎｏｕｔを検出する。出力軸回転数センサ３６によって検出された出力軸３の回転数Ｎｖｏｕｔを示す信号は、マネジメントＥＣＵ３３に送られる。
【００２８】
（無段変速機）
本実施形態の無段変速機Ｔは、四節リンク機構型の無段変速機であり、変速比ｉ（ｉ＝入力軸の回転速度／出力軸の回転速度）を無限大（∞）にして出力軸３の回転速度を「０」にできる変速機、いわゆるＩＶＴ（Infinity Variable Transmission）の一種である。
【００２９】
まず、図２及び図３を参照して、無段変速機Ｔの構成について説明する。
【００３０】
無段変速機Ｔは、入力軸２と、出力軸３と、６つの動力伝達ユニット２０とを備える。また、無段変速機Ｔは、変速機ケース２１に収納されている。変速機ケース２１は、一端壁部２１ａと、一端壁部２１ａに対向して配置され、エンジンＥＮＧに固定されている他端壁部２１ｂと、一端壁部２１ａの外縁と他端壁部２１ｂの外縁とを連結する周壁部２１ｃとによって形成されている。一端壁部２１ａと他端壁部２１ｂには、入力軸２を軸支するための入力軸側開口部と、出力軸３を軸支するための出力軸側開口部が形成されており、それらの入力軸側開口部と出力軸側開口部には、入力軸軸受２２と出力軸軸受２３が嵌合されている。
【００３１】
入力軸２は、中空の部材であり、内燃機関Ｅのクランク軸１に接続されている。したがって、入力軸２は、内燃機関Ｅからのトルクを受けることで回転中心軸線Ｐ１を中心に回転する。
【００３２】
出力軸３は、入力軸２に平行に配置され、ディファレンシャルギヤＤや車軸等を介して車両の駆動輪Ｗ等の駆動部に回転動力を伝達させる。
【００３３】
動力伝達ユニット２０は、回転半径調節機構４、コネクティングロッド１５及び揺動リンク１８を有する。
【００３４】
回転半径調節機構４は、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１を中心として回転するように設けられ、カム部としてのカムディスク５と、回転部としての回転ディスク６と、ピニオンシャフト７とを有する。
【００３５】
カムディスク５は、円盤形状であり、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１から偏心して入力軸２と一体的に回転するように入力軸２に２個１組で設けられている。各１組のカムディスク５は、６組のカムディスク５で入力軸２の周方向を一回りするように配置されている。
【００３６】
回転ディスク６は、その中心から偏心した位置に受入孔６ａが設けられた円盤形状であり、その受入孔６ａを介して、１組のカムディスク５に対して１つずつ、回転自在に外嵌している。
【００３７】
回転ディスク６の受入孔６ａは、その中心が、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１からカムディスク５の中心Ｐ２（受入孔６ａの中心）までの距離Ｒａとカムディスク５の中心Ｐ２から回転ディスク６の中心Ｐ３までの距離Ｒｂとが同一となるように形成されている。また、回転ディスク６の受入孔６ａには、１組のカムディスク５の間となる位置に、内歯６ｂが設けられている。
【００３８】
ピニオンシャフト７は、中空の入力軸２内に、入力軸２と同心に配置され、入力軸２に対して相対回転自在になっている。また、ピニオンシャフト７の外周には、外歯７ａが設けられている。ピニオンシャフト７の外周に設けられた外歯７ａは、回転ディスク６の受入孔６ａの内周に設けられた内歯６ｂと噛合している。さらに、ピニオンシャフト７には、差動機構８が接続されている。
【００３９】
差動機構８は、遊星歯車機構として構成され、サンギヤ９と、入力軸２に連結された第１リングギヤ１０と、ピニオンシャフト７に連結された第２リングギヤ１１と、サンギヤ９及び第１リングギヤ１０と噛合する大径部１２ａと、第２リングギヤ１１と噛合する小径部１２ｂとからなる段付きピニオン１２を自転及び公転自在に軸支するキャリア１３とを有している。また、差動機構８のサンギヤ９は、ピニオンシャフト７用の電動機からなるアクチュエータ１４の回転軸１４ａに連結されている。
【００４０】
そのため、アクチュエータ１４の回転速度を入力軸２の回転速度と同一にした場合、サンギヤ９と第１リングギヤ１０とが同一速度で回転することとなり、サンギヤ９、第１リングギヤ１０、第２リングギヤ１１及びキャリア１３の４つの要素が相対回転不能なロック状態となって、第２リングギヤ１１と連結するピニオンシャフト７が入力軸２と同一速度で回転する。
【００４１】
アクチュエータ１４の回転速度を入力軸２の回転速度よりも遅くした場合、サンギヤ９の回転数をＮｓ、第１リングギヤ１０の回転数をＮＲ１、サンギヤ９と第１リングギヤ１０のギヤ比（第１リングギヤ１０の歯数／サンギヤ９の歯数）をｊとすると、キャリア１３の回転数が（ｊ・ＮＲ１＋Ｎｓ）／（ｊ＋１）となる。また、サンギヤ９と第２リングギヤ１１のギヤ比（（第２リングギヤ１１の歯数／サンギヤ９の歯数）×（段付きピニオン１２の大径部１２ａの歯数／小径部１２ｂの歯数））をｋとすると、第２リングギヤ１１の回転数が｛ｊ（ｋ＋１）ＮＲ１＋（ｋ−ｊ）Ｎｓ｝／｛ｋ（ｊ＋１）｝となる。
【００４２】
したがって、アクチュエータ１４の回転速度を入力軸２の回転速度よりも遅くした場合であって、カムディスク５が固定された入力軸２の回転速度とピニオンシャフト７の回転速度とが同一である場合には、回転ディスク６はカムディスク５とともに一体に回転する。一方で、入力軸２の回転速度とピニオンシャフト７の回転速度とに差がある場合には、回転ディスク６はカムディスク５の中心Ｐ２を中心にカムディスク５の周縁を回転する。
【００４３】
図３に示すように、回転ディスク６は、カムディスク５に対して、Ｐ１からＰ２までの距離ＲａとＰ２からＰ３までの距離Ｒｂとが同一となるように偏心されている。そのため、回転ディスク６の中心Ｐ３を入力軸２の回転中心軸線Ｐ１と同心に位置させて、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１と回転ディスク６の中心Ｐ３との距離、すなわち、偏心量Ｒ１を「０」にすることもできる。
【００４４】
各動力伝達ユニット２０の回転半径調節機構４、具体的には回転半径調節機構４の回転ディスク６の周縁には、コネクティングロッド１５が回転自在に外嵌している。
【００４５】
コネクティングロッド１５は、一方の端部に大径の大径環状部１５ａを有し、他方の端部に大径環状部１５ａの径よりも小径の小径環状部１５ｂを有している。コネクティングロッド１５の大径環状部１５ａは、ボールベアリングからなるコンロッド軸受１６を介して、回転ディスク６に外嵌している。
【００４６】
出力軸３には、一方向回転阻止機構としてのワンウェイクラッチ１７を介して、揺動リンク１８が軸支されている。
【００４７】
ワンウェイクラッチ１７は、出力軸３の回転中心軸線Ｐ４を中心として一方側に回転しようとする場合に出力軸３に対して揺動リンク１８を固定し、他方側に回転しようとする場合に出力軸３に対して揺動リンク１８を空転させる。
【００４８】
揺動リンク１８には、揺動端部１８１が設けられ、揺動端部１８１には、小径環状部１５ｂを軸方向で挟み込むことができるように形成された一対の突片１８２が設けられている。一対の突片１８２には、小径環状部１５ｂの内径に対応する貫通孔１８３が穿設されている。貫通孔１８３及び小径環状部１５ｂに連結ピン１９が挿入されることによって、コネクティングロッド１５と揺動リンク１８とが連結されている。また、揺動リンク１８には、環状部１８４が設けられている。
【００４９】
次に、図２〜図５を参照して、無段変速機Ｔに６つ設けられた動力伝達ユニット２０の作用について説明する。
【００５０】
動力伝達ユニット２０は、四節リンク機構であって、入力軸２の回転運動を揺動リンク１８の揺動運動に変換する。各動力伝達ユニット２０では、回転半径調節機構４の偏心量Ｒ１が「０」でない場合に、入力軸２とピニオンシャフト７を同一速度で回転させると、各コネクティングロッド１５が、６０度ずつ位相を変えながら、入力軸２と出力軸３との間で出力軸３側に押したり、入力軸２側に引いたりを交互に繰り返して、揺動リンク１８を揺動させる。揺動リンク１８と出力軸３との間にはワンウェイクラッチ１７が設けられているので、揺動リンク１８が押された場合又は引かれた場合のいずれか一方の場合には、揺動リンク１８が固定されて出力軸３に揺動リンク１８の揺動運動の力が伝達されて出力軸３が回転し、他方の場合には、揺動リンク１８が空回りして出力軸３に揺動リンク１８の揺動運動の力が伝達されない。６つの回転半径調節機構４は、それぞれ６０度ずつ位相を変えて配置されているので、出力軸３は６つの回転半径調節機構４によって順に回転される。
【００５１】
また、各動力伝達ユニット２０では、図４に示すように、回転半径調節機構４の回転半径、すなわち、偏心量Ｒ１を調節自在としている。図４（ａ）は、偏心量Ｒ１を「最大」とした状態を示し、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１とカムディスク５の中心Ｐ２と回転ディスク６の中心Ｐ３とが一直線に並ぶように、ピニオンシャフト７と回転ディスク６とが位置する。この場合の変速比ｉは最小となる。図４（ｂ）は、偏心量Ｒ１を図４（ａ）よりも小さい「中」とした状態を示し、図４（ｃ）は、偏心量Ｒ１を図４（ｂ）よりも更に小さい「小」とした状態を示している。変速比ｉは、図４（ｂ）では図４（ａ）の変速比ｉよりも大きい「中」となり、図４（ｃ）では図４（ｂ）の変速比ｉよりも大きい「大」となる。図４（ｄ）は、偏心量Ｒ１を「０」とした状態を示し、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１と、回転ディスク６の中心Ｐ３とが同心に位置する。この場合の変速比ｉは無限大（∞）となる。
【００５２】
図５は、回転半径調節機構４の回転半径、すなわち、偏心量Ｒ１の変化と、揺動リンク１８の揺動運動の揺動角（揺動範囲）の関係を示す模式図である。図５（ａ）は偏心量Ｒ１が図４（ａ）の「最大」である場合（変速比ｉが最小である場合）、図５（ｂ）は偏心量Ｒ１が図４（ｂ）の「中」である場合（変速比ｉが中である場合）、図５（ｃ）は偏心量Ｒ１が図４（ｃ）の「小」である場合（変速比ｉが大である場合）の、回転半径調節機構４の回転運動に対する揺動リンク１８の揺動範囲θ２を示している。ここで、出力軸３の回転中心軸線Ｐ４からコネクティングロッド１５と揺動端部１８１の連結点、すなわち連結ピン１９の中心Ｐ５までの距離が、揺動リンク１８の長さである。図５から明らかなように、偏心量Ｒ１が小さくなるにつれ、揺動リンク１８の揺動範囲θ２が狭くなり、偏心量Ｒ１が「０」になった場合には、揺動リンク１８は揺動しなくなる。
【００５３】
本実施形態の無段変速機Ｔでは、図６（ａ）に示すように、６つの動力伝達ユニット２０の各々が有する回転半径調節機構４ａ〜４ｆが、入力軸２の軸方向に沿って等間隔に設けられ、揺動リンク１８ａ〜１８ｆが出力軸３の軸方向に沿って等間隔に設けられている。また、図６（ｂ）に示すように、６つの動力伝達ユニット２０の各々が有する隣接するカムディスク５ａ〜５ｆは、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１からの偏心方向が入力軸２を中心に６０度毎に５ずれて配置されている。
【００５４】
（マネジメントＥＣＵ）
マネジメントＥＣＵ３３について、図７を参照して詳細に説明する。図７は、マネジメントＥＣＵ３３の内部構成を示すブロック図である。図７に示すように、マネジメントＥＣＵ３３は、エンジントルク変動位相算出部５１と、入力軸回転数算出部５２と、偏心量導出部５３と、変速機出力トルク変動位相算出部５４と、最小位相差算出部５５と、位相差制御部５６とを有する。
【００５５】
エンジントルク変動位相算出部５１は、クランク軸回転角センサ３４から得られた内燃機関Ｅのクランク軸１の回転角度を示すパルスＰｓ０に基づいて、内燃機関Ｅのトルクの変動パターンの位相（ωe×t＋Φe）を算出する。
【００５６】
入力軸回転数算出部５２は、入力軸回転角センサ３５から得られた無段変速機Ｔの入力軸２の回転角度を示すパルスＰｓ１に基づいて、入力軸２の単位時間当たりの回転数Ｎｉｎを算出する。
【００５７】
偏心量導出部５３は、入力軸回転数算出部５２が算出した無段変速機Ｔの入力軸２の回転数Ｎｉを、出力軸回転数センサ３６から得られた無段変速機Ｔの出力軸３の回転数Ｎｏｕｔで除算した値（Ｎｉｎ／Ｎｏｕｔ）である変速比から、図８に示すグラフに基づくマップ又は計算式を用いて、無段変速機Ｔの偏心量Ｒ１を導出する。
【００５８】
変速機出力トルク変動位相算出部５４は、入力軸回転数算出部５２が算出した無段変速機Ｔの入力軸２の回転数Ｎｉｎと、出力軸回転数センサ３６から得られた無段変速機Ｔの出力軸３の回転数Ｎｏｕｔと、偏心量導出部５３が導出した無段変速機Ｔの偏心量Ｒ１とに基づいて、無段変速機Ｔの出力トルクの変動パターンの位相（ωt×t＋Φe）を算出する。なお、四節リンクを用いた機構である無段変速機Ｔでは、図９に示すように、偏心量Ｒ１に対する変速比の特性が幾何学的に非線形であり、偏心量Ｒ１に対する無段変速機Ｔの出力トルクの特性は変速比に応じて異なる。変速機出力トルク変動位相算出部５４は、図９に示すグラフに基づくマップ又は計算式を用いて無段変速機Ｔの出力トルクを導出し、この出力トルクの変動パターンの位相（ωt×t＋Φe）を算出する。
【００５９】
最小位相差算出部５５は、エンジントルク変動位相算出部５１が算出した内燃機関Ｅのトルクの変動パターンの位相（ωe×t＋Φe）と、変速機出力トルク変動位相算出部５４が算出した無段変速機Ｔの出力トルクの変動パターンの位相（ωt×t＋Φt）とを比較して、内燃機関Ｅのトルクが最大となる時点の位相θmax_engと無段変速機Ｔの出力トルクが最大となる時点の位相θmax_tmとの差分Δθ（＝|θmax_eng−位相θmax_tm|）の最小値（以下「最小位相差」という。）Δθminを算出する。図１０は、最小位相差Δθminが０であってしきい値θｔｈ未満である場合の内燃機関Ｅのトルクの変動と無段変速機Ｔの出力トルクの変動の関係の一例を示すグラフである。図１０に示すように、位相θmax_engと位相θmax_tmとが近接しており、最小位相差Δθminが小さいと、出力軸３のトルク変動に周期的な強弱が発生する。
【００６０】
位相差制御部５６は、最小位相差算出部５５によって算出された最小位相差Δθminがしきい値θｔｈ未満（Δθmin＜θｔｈ）である場合に、この最小位相差Δθminがしきい値θｔｈ以上（Δθmin≧θｔｈ）になるよう、無段変速機Ｔの入力軸２の回転数Ｎｉｎ及び無段変速機Ｔの偏心量Ｒ１を変更する。なお、本実施形態では、無段変速機Ｔの入力軸２は内燃機関Ｅのクランク軸に接続されているため、入力軸２の回転数Ｎｉｎは内燃機関Ｅのクランク軸１の回転数に等しい。したがって、位相差制御部５６は、内燃機関Ｅの運転を制御することによって、無段変速機Ｔの入力軸２の回転数Ｎｉｎを変更する。また、内燃機関Ｅを制御する位相差制御部５６は、内燃機関Ｅの出力が変わらないよう内燃機関Ｅの運転を制御する。さらに、位相差制御部５６は、アクチュエータ１４の回転駆動を制御することによって、無段変速機Ｔの偏心量Ｒ１を制御する。
【００６１】
本実施形態では、位相差制御部５６は、しきい値θｔｈ未満の最小位相差Δθminがしきい値θｔｈに等しくなるよう、内燃機関Ｅ及びアクチュエータ１４を制御する。最小位相差Δθminがしきい値θｔｈに等しくなるよう内燃機関Ｅを制御する位相差制御部５６は、上述したように、内燃機関Ｅの出力を変えずに内燃機関Ｅの運転を制御する。但し、最小位相差Δθminがしきい値θｔｈに等しくなる条件を満たす内燃機関Ｅの運転点には、位相差制御部５６によって制御される偏心量Ｒ１が上がるか下がるかによって、２通りの運転点がある。例えば、最小位相差Δθminがしきい値θｔｈ未満であるときの内燃機関Ｅが図１１に示す運転点Ｏで運転されている場合、最小位相差Δθminがしきい値θｔｈに等しくなる運転点としては、図１１に示す運転点Ａと運転点Ｂの２つがある。
【００６２】
図１１は、内燃機関Ｅの熱効率に関する特性を示すグラフである。図１１に示すグラフの縦軸は内燃機関Ｅのトルクを示し、横軸は内燃機関Ｅのクランク軸１の回転数を示す。横軸は、無段変速機Ｔの入力軸２の回転数Ｎｉｎに等しい。図１１中の太い実線は、内燃機関Ｅの１サイクルで消費した燃料量を内燃機関Ｅの出力で除算した正味燃料消費率（ＢＳＦＣ：Brake Specific Fuel Consumption）が最も良い内燃機関Ｅの運転点を結んだ線（ＢＳＦＣボトムライン）である。また、図１１中の一点鎖線は、トルク及び回転数は異なるが出力が同じとなる内燃機関Ｅの運転点を結んだ線（等出力線）である。また、図１１中の楕円形の点線は、内燃機関Ｅの出力効率が同じとなる運転点を結んだ線（等効率線）であり、内側の等効率線ほど出力効率が高い。
【００６３】
図１１に示した運転点Ａは、運転点Ｏよりも偏心量Ｒ１が増加される場合の運転点であり、無段変速機Ｔの入力軸２の回転数Ｎｉｎは低下する。一方、運転点Ｂは、運転点Ｏよりも偏心量Ｒ１が低減される場合の運転点であり、無段変速機Ｔの入力軸２の回転数Ｎｉｎは増加する。これら２つの運転点Ａ，Ｂは同じ等出力線上にあるため内燃機関Ｅの出力は同じであるが、運転点Ｂの方が内燃機関Ｅの出力効率が高い。このため、位相差制御部５６は、出力効率が高い方の運転点で内燃機関Ｅを運転し、かつ、この運転点に対応した偏心量Ｒ１となるようアクチュエータ１４を制御する。
【００６４】
図１２は、位相差制御部５６の制御によって最小位相差Δθminがしきい値θｔｈに等しい状態の内燃機関Ｅのトルクの変動と無段変速機Ｔの出力トルクの変動の関係の一例を示すグラフである。図１２に示すように、位相θmax_engと位相θmax_tmとが離れているため、出力軸３のトルク変動の周期的な強弱は抑制されている。このように、最小位相差Δθminがしきい値θｔｈ未満である場合に、この最小位相差Δθminがしきい値θｔｈ以上（Δθmin≧θｔｈ）になるよう、位相差制御部５６が内燃機関Ｅの出力を変えずに内燃機関Ｅを制御し、かつ、アクチュエータ１４を制御することによって、出力軸３のトルクの変動は平均化される。
【００６５】
以下、マネジメントＥＣＵ３３の動作について、図１３を参照して詳細に説明する。図１３は、マネジメントＥＣＵ３３の動作を示すフローチャートである。
【００６６】
図１３に示すように、マネジメントＥＣＵ３３のエンジントルク変動位相算出部５１は、クランク軸回転角センサ３４から得られた内燃機関Ｅのクランク軸１の回転角度を示すパルスＰｓ０に基づいて、内燃機関Ｅのトルクの変動パターンの位相（ωe×t＋Φe）を算出する（ステップＳ１０１）。次に、入力軸回転数算出部５２は、入力軸回転角センサ３５から得られた無段変速機Ｔの入力軸２の回転角度を示すパルスＰｓ１に基づいて、入力軸２の単位時間当たりの回転数Ｎｉｎを算出する（ステップＳ１０３）。次に、偏心量導出部５３は、無段変速機Ｔの偏心量Ｒ１を導出する（ステップＳ１０５）。次に、変速機出力トルク変動位相算出部５４は、ステップＳ１０３で算出した無段変速機Ｔの入力軸２の回転数Ｎｉｎと、無段変速機Ｔの出力軸３の回転数Ｎｏｕｔと、ステップＳ１０５で導出した無段変速機Ｔの偏心量Ｒ１とに基づいて、無段変速機Ｔの出力トルクの変動パターンの位相（ωt×t＋Φe）を算出する（ステップＳ１０７）。
【００６７】
次に、最小位相差算出部５５は、ステップＳ１０１で算出した内燃機関Ｅのトルクの変動パターンの位相（ωe×t＋Φe）と、ステップＳ１０７で算出した無段変速機Ｔの出力トルクの変動パターンの位相（ωt×t＋Φt）とを比較して、内燃機関Ｅのトルクが最大となる時点の位相θmax_engと無段変速機Ｔの出力トルクが最大となる時点の位相θmax_tmとの差分の最小値である最小位相差Δθminを算出する（ステップＳ１０９）。次に、位相差制御部５６は、ステップＳ１０９で算出した最小位相差Δθminがしきい値θｔｈ未満（Δθmin＜θｔｈ）であるか否かを判断し（ステップＳ１１１）、Δθmin＜θｔｈであればステップＳ１１３に進み、Δθmin≧θｔｈであればステップＳ１０１に戻る。ステップＳ１１３では、位相差制御部５６は、最小位相差Δθminがしきい値θｔｈ以上（Δθmin≧θｔｈ）になるよう、内燃機関Ｅの運転を制御することによって無段変速機Ｔの入力軸２の回転数Ｎｉｎを変更し、かつ、アクチュエータ１４の回転駆動を制御することによって無段変速機Ｔの偏心量Ｒ１を変更する。
【００６８】
以上説明したように、本実施形態によれば、内燃機関Ｅのトルクが最大となる時点の位相θmax_engと無段変速機Ｔの出力トルクが最大となる時点の位相θmax_tmとの差分の最小値である最小位相差Δθminがしきい値θｔｈ未満である場合に、この最小位相差Δθminがしきい値θｔｈ以上（Δθmin≧θｔｈ）になるよう、内燃機関Ｅの出力を変えずに内燃機関Ｅを制御して無段変速機Ｔの入力軸２の回転数Ｎｉｎを変更し、かつ、アクチュエータ１４を制御して無段変速機Ｔの偏心量Ｒ１を変更する。その結果、図１２に示したように、位相θmax_engと位相θmax_tmとが離れて、出力軸３に発生するトルク変動の周期的な強弱が抑制される。こうして、出力軸３のトルクの変動は平均化される。
【００６９】
また、最小位相差Δθminがしきい値θｔｈ以上になるよう内燃機関Ｅ及びアクチュエータ１４を制御する際、位相差制御部５６は、正味燃料消費率に基づく内燃機関Ｅの出力効率が向上する運転点で内燃機関Ｅを運転するため、出力軸３のトルク変動の周期的な強弱を抑制するための上記制御を行っても燃費の悪化を防ぐことができる。
【００７０】
さらに、位相差制御部は、最小位相差Δθminがしきい値θｔｈ以上になるよう内燃機関Ｅ及びアクチュエータ１４を制御する際、最小位相差Δθminがしきい値θｔｈに等しくなるよう、内燃機関Ｅ及びアクチュエータ１４を制御するため、上記制御による出力軸３のトルクの変化を低減できる。
【００７１】
なお、本発明は、前述した実施形態に限定されるものではなく、適宜、変形、改良、等が可能である。
【符号の説明】
【００７２】
１  クランク軸
２  入力軸
３  出力軸
４  回転半径調節機構
５  カムディスク
６  回転ディスク
６ａ  受入孔
６ｂ  内歯
７  ピニオンシャフト
７ａ  外歯
８  差動機構
９  サンギヤ
１０  第１リングギヤ
１１  第２リングギヤ
１２  段付きピニオン
１２ａ  大径部
１２ｂ  小径部
１３  キャリア
１４  アクチュエータ
１４ａ  回転軸
１５  コネクティングロッド
１５ａ  大径環状部
１５ｂ  小径環状部
１６  コンロッド軸受
１７  ワンウェイクラッチ
１８  揺動リンク
１８１  揺動端部
１８２  突片
１８３  貫通孔
１８４  環状部
１９  連結ピン
２０  動力伝達ユニット
２１  変速機ケース
２１ａ  一端壁部
２１ｂ  他端壁部
２１ｃ  周壁部
２２  入力軸軸受
２３  出力軸軸受
３３  マネジメントＥＣＵ
３４  クランク軸回転角センサ
３５  入力軸回転角センサ
３６  出力軸回転数センサ
５１  エンジントルク変動位相算出部
５２  入力軸回転数算出部
５３  偏心量導出部
５４  変速機出力トルク変動位相算出部
５５  最小位相差算出部
５６  位相差制御部
Ｄ  ディファレンシャルギヤ
ＤＳ  車軸
Ｅ  内燃期間
Ｔ  無段変速機
Ｗ  駆動輪
【図１】
2016138634.tif 000003
【図２】
2016138634.tif 000004
【図３】
2016138634.tif 000005
【図４】
2016138634.tif 000006
【図５】
2016138634.tif 000007
【図６】
2016138634.tif 000008
【図７】
2016138634.tif 000009
【図８】
2016138634.tif 000010
【図９】
2016138634.tif 000011
【図１０】
2016138634.tif 000012
【図１１】
2016138634.tif 000013
【図１２】
2016138634.tif 000014
【図１３】
2016138634.tif 000015
【図１４】
2016138634.tif 000016
【図１５】
2016138634.tif 000017