变速器的制作方法

本发明涉及装载于车辆等的变速器。

背景技术：

以往，已知如下的四节连杆机构型的无级变速器，其具有：被传递来自发动机等行驶用驱动源的驱动力的输入轴；与输入轴的旋转中心轴线平行地配置的输出轴；以及多个曲柄摇杆机构(例如参照专利文献1)。

在专利文献1所记载的无级变速器中，曲柄摇杆机构具有：旋转半径调节机构，其以能够与输入轴一体地旋转的方式设置，并自由调节该旋转部的旋转半径；摆杆，其以摆动自如的方式轴支于设有摆动端部的输出轴；以及连杆，其一个端部旋转自如地与旋转半径调节机构的旋转部连接，另一个端部与摆杆的摆动端部连接。

在摆杆与输出轴之间设有作为单向旋转阻止机构的单向离合器，当摆杆欲以输出轴为中心而相对于输出轴向一侧旋转时，该单向离合器将摆杆相对于输出轴固定，当摆杆欲相对于输出轴向另一侧旋转时，该单向离合器使摆杆相对于输出轴空转。

旋转半径调节机构由下述部分构成：圆盘形状的凸轮部，其在相对于输入轴偏心的状态下与输入轴成一体地旋转；旋转部，其在相对于该凸轮部偏心的状态下自由旋转，连杆旋转自如地外嵌于该旋转部；以及小齿轮轴，其沿轴向具有多个小齿轮。小齿轮轴利用从调节用驱动源传递的驱动力旋转。

另外，旋转半径调节机构除了专利文献1所示的部分外，还由以下部分构成：圆盘状的旋转部，其具有从中心偏心地贯穿设置的贯通孔；内齿齿轮，其安装在旋转部的贯通孔的内周面上；第1小齿轮，其固定于输入轴并与内齿齿轮啮合；行星架，其被传递来自调节用驱动源的驱动力；以及两个第2小齿轮，它们分别以自转及公转自如的方式轴支于行星架，并与内齿齿轮啮合。该情况下，第1小齿轮和两个第2小齿轮配置成以它们的中心轴线为顶点的三角形成为正三角形。

在凸轮部上形成有贯通孔，该贯通孔沿输入轴的旋转中心轴线方向贯通，贯穿设置在相对于凸轮部的中心偏心的位置上。此外，在凸轮部上，在夹着输入轴的旋转中心轴线并位于与凸轮部的中心相反的一侧的区域形成有凹孔，该凹孔使凸轮部的外周面与贯通孔的内周面连通。并且，相邻的凸轮部之间构成通过螺栓固定的凸轮部联结体。

凸轮部联结体的轴向一端与输入部联结，由凸轮部联结体与输入部构成凸轮轴(输入轴)。另外，凸轮轴除了专利文献1所示的结构之外，还存在如下构成的凸轮轴：通过花键结合等在中空的杆状的输入部的外表面安装凸轮部或凸轮部联结体而构成。

各凸轮部的贯通孔相连，由此凸轮部联结体成为中空，其内部被插入小齿轮轴。并且，插入凸轮部联结体的小齿轮轴从各凸轮部的凹孔露出。

旋转部设有容纳凸轮轴的容纳孔。在该容纳孔的内周面上形成有内齿。该内齿与从各凸轮部的凹孔(贯通孔)露出的小齿轮轴啮合。

凸轮轴与小齿轮轴的旋转速度相同的情况下，在相对于凸轮部偏心的状态下，自由旋转的旋转部相对于凸轮部不相对旋转，因此维持了旋转部的中心(输入侧支点)的旋转运动的半径。另一方面，凸轮轴与小齿轮轴的旋转速度不同的情况下，旋转部相对于凸轮部相对旋转，输入侧支点的旋转运动的半径(旋转部的旋转半径)变更，变速比变化。具体而言，旋转部的旋转半径(偏心量)越大，变速比越小。

在该无级变速器中，当通过使凸轮轴旋转来使旋转部随着凸轮部旋转时，外嵌于旋转部的连杆的一个端部进行旋转运动，与连杆的另一个端部连接的摆杆摆动。并且，摆杆经由单向离合器轴支于输出轴，因此，仅当摆杆向一侧旋转时将旋转驱动力(扭矩)传递至输出轴。

此外，凸轮部被设定成相位各不相同，以多个凸轮部在输入轴的旋转中心轴线的周向上绕一圈。因此，利用外嵌于设在各凸轮部上的旋转部的连杆，各摆杆依次将扭矩传递至输出轴，能够使输出轴顺畅地旋转。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特许第5570661号公报

技术实现要素：

发明要解决的课题

在以往的变速器中，在作为变速机构的曲柄摇杆机构的下游侧设置作为单向旋转阻止机构的单向离合器，因此，变速机构的输入转速除以输出转速而求出的变速比比规定的值(以下称作“传递变速比”。)大的情况下，不向输出轴传递驱动力。

另一方面，为了提高响应性，在未向输出轴传递驱动力的状态下，当作出对输出轴的加速要求时，优选迅速地对输出轴传递驱动力。即，优选当作出加速要求时，能够使变速比迅速地变化至传递变速比以下。

因此，未作出对输出轴的加速要求的情况下，先使变速比待机为稍大于传递变速比的值，从而缩短当作出加速要求时用于使变速比变化至传递变速比的时间，进行提高响应性的控制。

例如，在专利文献1的无级变速器中，变速比根据旋转半径调节机构的旋转部的旋转半径而变化，因此在发动机的转速固定的情况下，进行使旋转半径比向输出轴传递驱动力的值稍小的控制，使得变速比稍大于传递变速比。

但是，以往的变速器中，未作出对输出轴的加速要求的情况下，先使变速比待机为比传递变速比稍大的值，则因使车辆急剧减速等理由，输出轴的旋转速度急剧下降时，可能变速比低于传递变速比而相对于输出轴发生无意的驱动力传递。

另一方面，为了不发生那样的无意的驱动力传递，将要待机的变速比设定为远偏离传递变速比的值，则可能当作出加速要求时用于使变速比变化至传递变速比的时间延长，响应性下降。其结果是，装载了该变速器的车辆等的驾驶性能可能下降。

本发明是鉴于以上问题而完成的，目的在于提供能够防止无意的驱动力传递并具有良好的响应性的变速器。

用于解决课题的手段

为了达到上述目的，本发明的变速器具有：输入轴，其被传递行驶用驱动源的驱动力而进行旋转；输出轴，其将驱动力传递至驱动轮；变速机构，其将从输入轴传递的旋转速度进行变速后输出，能够变更变速比；单向旋转阻止机构，其在从变速机构输出的旋转速度超过了输出轴的旋转速度时成为向输出轴传递驱动力的传递状态，在从变速机构输出的旋转速度为输出轴的旋转速度以下成为不向输出轴传递驱动力的非传递状态；以及控制部，其控制变速机构的变速比，该变速器的特征在于，控制部构成为能够接收根据规定的信息发送的加速要求及减速要求，将单向旋转阻止机构成为传递状态的变速机构的变速比作为传递变速比，将比传递变速比大且被确定为当输出轴的旋转速度以最大减速度下降时能够维持非传递状态的变速比作为第1变速比，将比传递变速比大且被确定为当作出加速要求时在规定的时间内成为传递状态的变速比作为第2变速比，当未作出加速要求且作出了减速要求时，控制部进行控制，使得变速比成为第1变速比以上的值，当未作出加速要求且未作出减速要求时，控制部进行控制，使得变速比成为比传递变速比大且在第2变速比以下的值。

在这样构成的本发明的变速器中，当未作出对输出轴的加速要求且作出了减速要求时，变速比被控制成被确定为当输出轴的旋转速度以最大减速度下降时能够维持非传递状态的第1变速比以上的值，因此输出轴的旋转速度急剧地下降时也不会发生无意的驱动力传递。

另一方面，在本发明的变速器中，当未作出对输出轴的加速要求且未作出减速要求时，变速比被控制成被确定为当作出对输出轴的加速要求时在规定的时间内达到传递状态的第2变速比以下的值，因此实现了当作出加速要求时迅速地达到传递状态的良好的响应性。

因此，根据本发明的变速器，能够防止无意的驱动力传递，并且得到良好的响应性。

此外，在本发明的变速器中可以构成为：具有向变速机构传递驱动力的调节用驱动源，变速机构具有：旋转半径调节机构，其设有被从调节用驱动源传递驱动力且能够与输入轴一体地旋转的旋转部，并自由调节旋转部的旋转半径；摆杆，其设有摆动端部，并以摆动自如的方式被轴支于输出轴；以及连杆，其一个端部旋转自如地与旋转半径调节机构的旋转部连接，另一个端部与摆动端部连接，变速机构是将输入轴的旋转运动转换为摆杆的摆动运动的曲柄摇杆机构，单向旋转阻止机构构成为：当摆杆欲相对于输出轴向一侧旋转时，单向旋转阻止机构相对于输出轴固定摆杆而成为传递状态，当摆杆欲相对于输出轴向另一侧旋转时，单向旋转阻止机构使摆杆相对于输出轴空转，解除传递状态，第1变速比及第2变速比是根据如下的参数来确定的：与从调节用驱动源传递的驱动力相对应的旋转部的旋转半径的变化量，以及从接收到控制部的指令开始至旋转部的旋转半径变化为目标旋转半径为止的响应时间。

此外，在本发明的变速器中优选为：当未作出加速要求且作出了减速要求时，控制部进行控制，使得变速比成为第1变速比以上且接近于第2变速比的值，当未作出加速要求且未作出减速要求时，控制部进行控制，使得变速比成为与第2变速比一致的值。

根据这样的结构，即使在优先防止无意的传递的状态下也在能够防止无意的传递的范围内使响应时间大致均等，因此能够提高装载了该变速器的车辆等的驾驶性能。

附图说明

图1是示出第1实施方式的无级变速器的一部分的剖视图。

图2是从轴向示出图1的无级变速器的曲柄摇杆机构的结构的说明图。

图3是示出图1的无级变速器的曲柄摇杆机构的输入侧支点的旋转半径变化的说明图，3A示出旋转半径为“最大”的情况，3B示出旋转半径为“中等”的情况，3C示出旋转半径为“较小”的情况，3D示出旋转半径为“0”的情况。

图4是示出与图1的无级变速器的曲柄摇杆机构的输入侧支点的旋转半径变化相对应的输出侧支点的摆动范围的变化的说明图，4A示出摆动范围为“最大”的情况，4B示出摆动范围为“中等”的情况，4C示出摆动范围为“较小”的情况，4D示出摆动范围为“0”的情况。

图5是示出与图1的无级变速器的旋转半径调节机构的小齿轮轴的相位相对应的旋转盘的偏心量的曲线图。

图6是示出与图1的无级变速器的发动机的旋转速度的变化相对应的旋转半径调节机构的旋转盘的偏心量的变化量的变化的曲线图。

图7是示出与图1的无级变速器的输出轴的旋转速度相对应的传递变速比、第1变速比、第2变速比的曲线图。

图8是示出图1的无级变速器的单向离合器为非传递状态时控制部进行的处理的流程图。

具体实施方式

以下，参照附图说明本发明的无级变速器的实施方式。本实施方式的无级变速器是四节连杆机构型的无级变速器，是能够使变速比h(h＝输入轴的旋转速度/输出轴的旋转速度)无穷大(∞)而使输出轴的旋转速度为“0”的变速器、即所谓的IVT(Infinity Variable Transmission：无级变速器)的一种。此外，本实施方式是将无级变速器装配在车辆上的情况下的实施方式，但本发明的无级变速器也能够装配于船舶等其他交通工具或无人机。

如图1所示，本实施方式的无级变速器1具有：输入轴2；输出轴3，其与输入轴2的旋转中心轴线P1平行地配置；6个旋转半径调节机构4，它们设在输入轴2的旋转中心轴线P1上；以及控制部(未图示)，其接收根据规定的信息发送的对输出轴3的加速要求及减速要求(例如、油门踏板及制动踏板的接通(ON)或断开(OFF))，并控制旋转半径调节机构4的偏心量R1(后述的曲柄摇杆机构20(变速机构)的变速比i)。

输入轴2因被传递来自行驶用驱动源即发动机ENG的驱动力而以旋转中心轴线P1为中心旋转。另外，除了内燃机，还可以使用电动机等作为行驶用驱动源。

输出轴3经由省略图示的差速器使旋转驱动力传递至车辆的驱动轮(图示省略)。另外，也可以设置传动轴来代替差速器。

旋转半径调节机构4具有：设在输入轴2的旋转中心轴线P1上的凸轮盘5、以及旋转自如地外嵌于凸轮盘5的旋转盘6(旋转部)。

凸轮盘5为圆盘状，在相对于输入轴2的旋转中心轴线P1偏心的状态下，以能够与输入轴2一体地旋转的方式两个一组地设置。每一组凸轮盘5分别设定成相位相差60°，并且配置成以6组凸轮盘5在输入轴2的旋转中心轴线P1的周向上绕一圈。

凸轮盘5上形成有贯通孔5a，该贯通孔5a沿输入轴2的旋转中心轴线P1方向贯通，贯穿设置在相对于凸轮盘5的中心P2偏心的位置上。此外，在凸轮盘5上，在夹着输入轴2的旋转中心轴线P1并位于与凸轮盘5的中心P2相反的一侧的区域形成有凹孔5b，该凹孔5b使凸轮盘5的外周面与贯通孔5a的内周面连通。

两个一组的凸轮盘5之间通过螺栓(省略图示)固定。此外，两个一组的凸轮盘5中的一个与相邻的旋转半径调节机构4具有的其他两个一组的凸轮盘5中的另一个一体地形成，从而构成一体型凸轮部。此外，凸轮盘5中位于最接近发动机ENG的位置的凸轮盘5与输入端部2a一体地形成。由此，由输入端部2a和多个凸轮盘5构成输入轴2(凸轮轴)。

另外，两个一组的凸轮盘5之间可以不通过螺栓而是通过其他手段固定。此外，一体型凸轮部可以通过一体成型形成，也可以焊接两个凸轮盘5来实现一体化。此外，作为使位于最接近发动机ENG的位置的凸轮盘5与输入轴2一体地形成的方法，可以通过一体成型形成，也可以焊接凸轮盘5与输入端部2a来实现一体化。

如图2所示，旋转盘6为在相对于其中心P3偏心的位置上设有容纳孔6a的圆盘状，并设置成能够相对于输入轴2的旋转中心轴线P1旋转。每一组的凸轮盘5以旋转自如的方式嵌入该容纳孔6a中。此外，如图1所示，在旋转盘6的容纳孔6a中，在为一组凸轮盘5之间的位置上设有内齿6b。

此外，旋转盘6的容纳孔6a相对于凸轮盘5偏心，使得从输入部2的旋转中心轴线P1至凸轮盘5的中心P2(容纳孔6a的中心)的距离Ra与从凸轮盘5的中心P2至旋转盘6的中心P3的距离Rb相同。

由输入端部2a和多个凸轮盘5构成的输入轴2具有通过凸轮盘5的贯通孔5a相连而构成的贯穿插入孔。由此，输入轴2构成为与发动机ENG相反的一侧的一端开口而另一端封闭的中空轴形状。

小齿轮轴7与旋转中心轴线P1同心地配置在贯穿插入孔中，使得能够自由地与输入轴相对旋转。

小齿轮轴7在与旋转盘6的内齿6b对应的位置上具有外齿7a。此外，小齿轮轴7使小齿轮轴承7b位于输入轴2的旋转中心轴线P1方向上相邻的小齿轮7a之间设置。小齿轮轴7借助该小齿轮轴承7b支承输入轴。

小齿轮7a与小齿轮轴7的轴部一体地形成。小齿轮7a经凸轮盘5的凹孔5b与旋转盘6的内齿6b啮合。另外，小齿轮7a还可以与小齿轮轴7分体地构成，并通过花键结合与小齿轮轴7联结。在本实施方式中，仅称小齿轮7a时定义为包括小齿轮轴7。

此外，小齿轮轴7上连接有由行星齿轮机构等构成的差速器8。

如图1所示，差速器8例如构成为行星齿轮机构，其具有：太阳齿轮9；与由输入端部2a和多个凸轮盘5构成的输入轴2联结的第1齿圈10；与小齿轮轴7联结的第2齿圈11；以及行星架13，其以自转及共转自如的方式轴支阶梯小齿轮12，该阶梯小齿轮12由与太阳齿轮9及第1齿圈10啮合的大径部12a和与第2齿圈11啮合的小径部12b构成。

太阳齿轮9与小齿轮轴7用的致动器14(调节用驱动源)的旋转轴14a联结，被从该致动器14传递驱动力。因此，小齿轮7a经由差速器8被传递致动器14的驱动力。

在小齿轮轴7的旋转速度与输入轴2的旋转速度相同的情况下，太阳齿轮9与第1齿圈10以相同速度旋转。其结果是，太阳齿轮9、第1齿圈10、第2齿圈11以及行星架13这四个要素成为不能相对旋转的锁定状态，与第2齿圈11联结的小齿轮轴7以与输入轴2相同的速度旋转。

在使小齿轮轴7的旋转速度比输入轴2的旋转速度慢的情况下，设太阳齿轮9的转速为Ns、第1齿圈10的转速为NR1、太阳齿轮9与第1齿圈10的传动比(第1齿圈10的齿数/太阳齿轮9的齿数)为j，则行星架13的转速为(j·NR1+Ns)/(j+1)。此外，设太阳齿轮9与第2齿圈11的传动比((第2齿圈11的齿数/太阳齿轮9的齿数)×(阶梯小齿轮12的大径部12a的齿数/小径部12b的齿数))为k，则第2齿圈11的转速为{j(k+1)NR1+(k-j)Ns}/{k(j+1)}。

即，在输入轴2的旋转速度与小齿轮轴7的旋转速度存在差距的情况下，通过经由与小齿轮轴7的小齿轮7a啮合的旋转盘6的内齿6b传递的来自致动器14的驱动力，旋转盘6以凸轮盘5的中心P2为中心沿凸轮盘5的周缘旋转。

另外，如图2所示，旋转盘6相对于凸轮盘5偏心，使得从输入轴2的旋转中心轴线P1至凸轮盘5的中心P2的距离Ra与从凸轮盘5的中心P2至旋转盘6的中心P3的距离Rb相同。

因此，能够使旋转盘6的中心P3与输入轴2的旋转中心轴线P1位于同一线上，从而使输入轴2的旋转中心轴线P1与旋转盘6的中心P3之间的距离(旋转半径调节机构4的旋转半径)、即偏心量R1为“0”。

在旋转盘6的周缘上以旋转自如的方式连接有连杆15，该连杆15在一个(输入轴2侧)端部上具有大径的输入侧环状部15a，在另一个(输出轴3)端部上具有直径比输入侧环状部15a的直径小的输出侧环状部15b。

连杆15的输入侧环状部15a经由两个沿轴向排列的两个一组的滚珠轴承构成的连杆轴承16，以旋转自如的方式外嵌于旋转盘6。

输出轴3上经由单向离合器17(单向旋转阻止机构)与连杆15对应地，以自由摆动的方式轴支有6个摆杆18。

单向离合器17设在摆杆18与输出轴3之间，当摆杆18欲以输出轴3的旋转中心轴线P5为中心相对于输出轴3向一侧相对旋转的情况下，相对于输出轴3固定摆杆18，将驱动力传递至输出轴3(传递状态)，向另一侧相对旋转的情况下，使摆杆18相对于输出轴3空转，从而不将驱动力传递至输出轴3(非传递状态)。

摆杆18形成为环状，在其下方设有与连杆15的输出侧环状部15b联结的摆动端部18a。在摆动端部18a上以从轴向夹入输出侧环状部15b的方式设有突出的一对突片18b。在一对突片18b上贯穿设置有与输出侧环状部15b的内径对应的插入孔18c。

在插入孔18c及输出侧环状部15b中插入作为摆动轴的联结销19，由此连杆15与摆杆18以能够相对旋转的方式连接。

此外，在摆杆18上设有环状部18d。环状部18d借助单向离合器17以能够摆动的方式外嵌于输出轴3。

本实施方式的无级变速器1中，由具有上述那样的结构的旋转半径调节机构4、摆杆18以及连杆15构成曲柄摇杆机构20(变速机构)。

曲柄摇杆机构20及单向离合器17收纳在变速器壳体21内。在该变速器壳体21的下方，润滑油形成油池。并且，摆杆18配置成其摆动端部18a浸没在变速器壳体21的下方积存的润滑油的油池。

因此，当曲柄摇杆机构20驱动时，在油池中润滑摆动端部18a，并且利用摆杆18的摆动运动扬起油池的润滑油，从而能够润滑无级变速器1的其他部件。

此外、变速器壳体21由如下部分形成：固定于发动机ENG的一端壁部21a；与一端壁部21a对置地配置的另一端壁部21b；以及周壁部21c，其隔着间隔地覆盖曲柄摇杆机构20及单向离合器17，并联结一端壁部21a的外缘与另一端壁部21b的外缘。

在一端壁部21a另一端壁部21b上形成用于轴支输出轴3的开口部，该输出轴3用于轴支输入轴，在这些开口部上嵌合有轴承22。

另外，本实施方式中，对具有6个曲柄摇杆机构20的无级变速器进行了说明。但是，本发明的无级变速器中的曲柄摇杆机构的数量不限于该数量，例如可以具有5个以下的曲柄摇杆机构，也可以具有7个以上的曲柄摇杆机构。

此外，本实施方式中，对下述情况进行了说明：由输入端部2a和多个凸轮盘5构成输入轴2，输入轴2具有通过凸轮盘5的贯通孔5a相连而构成的贯穿插入孔。但是，本发明的无级变速器中的输入轴不限于如此构成。

例如，还可以使输入轴2构成为一端开口、具有贯穿插入孔的中空轴状，使贯穿插入孔形成得比本实施方式的大，使得能够将输入轴2贯穿插入圆盘状的凸轮盘，并使凸轮盘与构成为中空轴状的输入部的外周面花键结合。

该情况下，在由中空轴构成的输入部上与凸轮盘的凹孔对应地设有凹孔。并且，插入输入部内的小齿轮经由输入部的凹孔和凸轮盘的凹孔与旋转盘的内齿啮合。

此外，本实施方式中，对使用单向离合器17作为单向旋转阻止机构的情况进行了说明。但是，本发明的无级变速器中的单向旋转阻止机构不限于单向离合器，例如可以使用双向离合器，该双向离合器构成为自由切换能够从摆杆向输出轴传递扭矩的摆杆的与输出轴相对应的旋转方向。

接下来，参照图1～图4，对本实施方式的无级变速器1的曲柄摇杆机构20进行说明。

如图1所示，本实施方式的无级变速器1共计具有6个曲柄摇杆机构20(四节连杆机构)。如图2所示，曲柄摇杆机构20由连杆15、摆杆18以及具有旋转盘6且自由调节其旋转半径的旋转半径调节机构4构成。通过该曲柄摇杆机构20使得输入轴2的旋转运动转换为摆杆18的摆动运动。

该曲柄摇杆机构20中，旋转半径调节机构4的旋转盘6的中心P3(输入侧支点)的旋转半径(偏心量R1)不为“0”的情况下，使输入轴2与小齿轮轴7以相同速度旋转，则各连杆15一边改变相位，一边在输入轴2与输出轴3之间交替地反复将摆动端部18a向输出轴3侧推压、向输入轴2侧牵引，从而使摆杆18摆动。

并且，在摆杆18与输出轴3之间设有单向离合器17，因此通过连杆15使得摆杆18相对于输出轴3向一侧以超过输出轴3的旋转速度的速度旋转时，摆杆18相对于输出轴3固定，从而将扭矩传递至输出轴3。另一方面，摆杆18相对于输出轴3向另一侧旋转时，摆杆18相对于输出轴3空转，不向输出轴3传递扭矩。

即，当从曲柄摇杆机构20(变速机构)输出的旋转速度(摆杆20的摆动速度)超过了输出轴3的旋转速度时，单向离合器17处于向输出轴2传递驱动力的传递状态，当从曲柄摇杆机构20输出的旋转速度为输出轴3的旋转速度以下时，单向离合器17处于不向输出轴3传递驱动力的非传递状态。

本实施方式的无级变速器1中，6个曲柄摇杆机构20的旋转半径调节机构4分别配置成每60度改变相位，因此输出轴3通过6个曲柄摇杆机构20依次旋转。

图3是示出使旋转半径调节机构4的旋转盘6的中心P3(输入侧支点)的旋转半径(偏心量R1)变化的状态下的小齿轮轴7与旋转盘6之间的位置关系的图。

图3A示出设置偏心量R1为“最大”的状态，小齿轮轴7和旋转盘6位于使得输入轴2的旋转中心轴线P1、凸轮盘5的中心P2以及旋转盘6的中心P3排列成一条直线的位置。该情况下的变速比h成为“最小”。

图3B示出设置偏心量R1为比图3A小的“中等”的状态，图3C示出设置偏心量R1为比图3B更小的“较小”的状态。在图3B中，变速比h为比图3A的变速比h大的“中等”，在图3C中，变速比h为比图3B的变速比h大的“较大”。

图3D示出设置偏心量R1为“0”的状态，输入轴2的旋转中心轴线P1与旋转盘6的中心P3位于相同圆心。该情况下的变速比h成为“无穷大(∞)”。

图4是示出旋转半径调节机构4的旋转盘6的中心P3(输入侧支点)的旋转半径(偏心量R1)与摆杆18的摆动运动的摆动范围θ2之间的关系的图。

图4A示出偏心量R1为图3A的“最大”的情况下(变速比h为“最小”的情况下)的摆动范围θ2，图4B示出偏心量R1为图3B的“中等”的情况下(变速比h为“中等”的情况下)的摆动范围θ2，图4C示出偏心量R1为图3C的“较小”的情况下(变速比h为“较大”的情况下)的摆动范围θ2，图4D示出偏心量R1为图3D的“0”的情况下(变速比h为“无穷大(∞)”的情况下)的摆动范围θ2。

此处，R2是摆杆18的长度。更具体而言，R2是从输出轴3的旋转中心轴线P5至连杆15与摆动端部18a的联结点、即联结销19的中心(输出侧支点P4)的距离。此外，θ1是旋转半径调节机构4的旋转盘6的相位。

根据该图4可以明确，随着偏心量R1减小，摆杆18的摆动范围θ2变窄，在偏心量R1变为“0”的情况下，摆杆18不再摆动。

接下来，参照图5～图7，对本实施方式的无级变速器1的曲柄摇杆机构20(变速机构)的变速比i进行说明。

图5是示出由致动器14驱动的小齿轮轴7的相位θ3和因小齿轮轴7的驱动而旋转的曲柄摇杆机构20的旋转半径调节机构4的旋转盘6的偏心量R1的曲线图。

如图5所示，本实施方式的无级变速器1中，小齿轮轴7的相位θ3越増大，旋转盘6的偏心量R1也増大。但是，即使相位θ3的变化量(即从致动器14传递的驱动力)相同，变化前的相位θ3的值越大，偏心量R1的变化量也越小。

图6是示出无级变速器1的与发动机ENG的旋转速度的变化相对应的旋转半径调节机构4的旋转盘6的偏心量R1的变化量的变化的曲线图。

如图6所示，从发动机ENG对曲柄摇杆机构20(变速机构)输入的转速固定的情况下，成为单向离合器17向输出轴3传递驱动力的传递状态的旋转盘6的偏心量(以下将该偏心量称作“传递偏心量”。)由输出轴3的旋转速度决定。当旋转盘6的偏心量R1达到传递偏心量以上时，摆杆18通过单向离合器17固定于输出轴3，驱动力被传递至输出轴3。

另外，摆杆18的摆动速度(即曲柄摇杆机构20的输出旋转速度)与旋转盘6的偏心量R1成正比。此外，曲柄摇杆机构20的变速比i是曲柄摇杆机构20的输入旋转速度(输入轴2的旋转速度)除以输出旋转速度来求出的。因此，在输入旋转速度固定的情况下，旋转盘6的偏心量R1越大，曲柄摇杆机构20的变速比i越小。

因此，在曲柄摇杆机构20中，发动机ENG的旋转速度(输入旋转速度)固定的情况下，当变速比i达到与传递偏心量对应的变速比(以下将该变速比称作“传递变速比”。)以下时，驱动力被传递至输出轴3。

图7是示出如下偏心量的曲线图：发动机ENG的旋转速度固定的情况下的、输出轴3的旋转速度相对应的传递偏心量(传递变速比)；被确定为输出轴3的旋转速度以最大减速度下降时也能够维持使摆杆18相对于输出轴3空转而不向输出轴3传递驱动力的状态、即非传递状态的第1偏心量(第1变速比)；以及被确定为比传递偏心量小(比传递变速比大)且作出对输出轴3的加速要求时在规定的时间内成为传递状态的第2偏心量(第2变速比)。

第1偏心量(第1变速比)在发动机ENG的旋转速度固定的情况下根据如下参数确定：输出轴3的最大减速度；与小齿轮轴7的相位θ3的变位量相对应的旋转盘6的偏心量R1的变化量(参照图5)；以及从接收到控制部的指令开始至旋转盘6的偏心量R1变化为目标偏心量(目标旋转半径)为止的响应时间(例如，实际偏心量R1变化为目标偏心量所需要的时间加上直至致动器14进行驱动为止的无用时间而得的时间)。另外，最大减速度是由安装了无级变速器1的车辆的制动器、轮胎的性能等确定的值。

例如如图7的曲线图中间隔大的虚线所示，该第1偏心量(第1变速比)在输出轴3的转速接近“0”的区域内为“0”(变速比为“无穷大(∞)”)，在除此以外的区域内，与偏心量R1相应地以比传递偏心量的増大量稍大的増大量増大。

第2偏心量(第2变速比)在发动机ENG的旋转速度固定的情况下是根据如下参数确定的：任意确定的规定时间(例如200msec)；与小齿轮轴7的相位θ3的变位量相对应的旋转盘6的偏心量R1的变化量(参照图5)；以及从收到控制部的指令开始至旋转盘6的偏心量R1变化为目标偏心量为止的响应时间。

例如如图7的曲线图中间隔小的虚线所示，该第2偏心量(第2变速比)在输出轴3的转速接近“0”的区域内为“0”(变速比为“无穷大(∞)”)，在除此以外的区域内，与偏心量R1相应地以比传递偏心量的増大量稍大的増大量増大。此外，第2偏心量的増大量比第1偏心量的増大量大，而且第2偏心量为“0”的区域比第1偏心量为“0”的区域大。

另外，图7中所示的第1偏心量(第1变速比)及第2偏心量(第2变速比)为一例。第1变速比大于传递变速比，且如果是输出轴3的旋转速度以最大减速度下降时能维持非传递状态的值，则可以是与图7中所示的值不同的值。第2变速比大于传递变速比，且如果是作出对输出轴的加速要求时在规定时间内成为传递状态的值，则可以是与图7中所示的值不同的值。

接下来，参照图8对如下处理进行说明：当输入轴2的旋转速度固定、单向离合器17为非传递状态时，本实施方式的无级变速器1的旋转半径调节机构4的控制部在决定待机偏心量R1(变速比i)之前进行的处理。

在控制旋转半径调节机构4的驱动的控制部中具有：检测旋转半径调节机构4的输入侧的旋转速度(即输入轴2的旋转速度)的输入侧旋转速度传感器；检测输出侧的旋转速度(即摆杆18的摆动速度)的输出侧旋转速度传感器；检测与油门踏板的操作量相应的节气门开度的油门开度传感器；以及检测制动踏板的操作量的制动器传感器。

首先，控制部根据油门开度传感器的输出信号，判断油门踏板是否断开(即是否是未作出对输出轴3的加速要求的惯性行驶)(图8/步骤1)。

在油门踏板断开的情况下(图8/步骤1中为“是”的情况下)，控制部判断在该时刻的输出轴3的旋转速度下，是否存在满足比传递偏心量小、第1偏心量以下、第2偏心量以上这三个条件的偏心量R1(大于传递变速比、第1变速比以上、第2变速比以下的变速比i)(图8/步骤2)。

在偏心量R1(变速比i)均满足三个条件的情况下，因使车辆急剧减速等理由，输出轴3的旋转速度急剧下降时也不会对输出轴产生无意的驱动力传递。此外，对输出轴3作出加速要求时(油门踏板接通时)，能够使偏心量R1(变速比i)迅速地变化至传递偏心量(传递变速比)。

在存在均满足三个条件的偏心量R1(变速比i)的情况下(图8/步骤2中为“是”的情况下)，控制部决定其最大值(变速比i的最小值)作为待机偏心量R1(变速比i)，并对致动器14输出用于使小齿轮轴7驱动的信号，使得小齿轮轴7的相位θ3成为与该偏心量R1(变速比i)对应的值(图8/步骤3)。

不存在均满足三个条件的偏心量R1的情况下(图8/步骤2中为“否”的情况下)，控制部判断制动踏板是否接通(即是否对输出轴3作出减速要求)(图8/步骤4)。

在制动踏板接通的情况下(图8/步骤4中为“是”的情况下)，控制部对致动器14输出用于使小齿轮轴7驱动的信号，使得小齿轮轴7的相位θ3的值成为与在该时刻的输出轴3的旋转速度下满足比传递偏心量小、第1偏心量以下这两个条件的偏心量R1对应的值(图8/步骤5)。

在偏心量R1满足这两个条件的情况下(即不考虑第2偏心量、仅考虑传递偏心量及第1偏心量作为用于决定待机偏心量R1的条件的情况下)，作出加速要求时的响应性存在下降一些的情况，但因使车辆急剧减速等理由，输出轴3的旋转速度急剧下降时，也不会对输出轴3产生无意的驱动力传递。

具体而言，控制部在该情况下进行控制，使得偏心量R1成为第1偏心量以下且接近第2偏心量的值(使变速比i成为第1变速比以上且接近第2变速比的值)。这是由于在优先防止无意的传递的状态下也在能够实现防止无意的传递的范围内使响应时间几乎均等。

另外，不存在满足两个条件的偏心量R1的情况理论上是不存在的。但是，控制部判断为不存在满足这两个条件的偏心量R1的情况下，控制部对致动器14输出用于使小齿轮轴7驱动的信号，使得小齿轮轴7的相位θ3的值成为与不能传递驱动力的偏心量R1＝0对应的值。这是为了确保安全性。

制动踏板断开的情况下(图8/步骤4中为“否”的情况下)，控制部对致动器14输出使小齿轮轴7驱动的信号(图8/步骤6)，使得小齿轮轴7的相位θ3的值成为在该时刻的输出轴3的旋转速度下与第2偏心量对应的值(即，使得变速比i与第2变速比一致)。

偏心量R1与第2偏心量一致的情况下(即不考虑第1偏心量、仅考虑传递偏心量及第2偏心量作为用于确定待机偏心量R1的条件的情况下)，实现了作出加速要求时迅速地成为传递状态这样极为良好的响应性。并且，响应时间也均等。

另外，不存在满足比传递偏心量小、第2偏心量以上这两个条件的偏心量R1的情况理论上是不存在的。但是，控制部判断为不存在满足这两个条件的偏心量R1的情况下，控制部对致动器14输出用于使小齿轮轴7驱动的信号，使得小齿轮轴7的相位θ3的值成为与不能传递驱动力的偏心量R1＝0对应的值。这是为了确保安全性。

另外，油门踏板接通的情况下(图8/步骤1中为“否”的情况下)，控制部对致动器14输出用于与油门开度相应地使旋转半径调节机构4驱动的信号(图8/步骤7)。

根据进行这样的控制的本实施方式的无级变速器1，能够防止无意的驱动力传递，并且得到良好的响应性。

以上，对图示的实施方式进行了说明，但本发明并不限于这样的实施方式。

例如，上述实施方式中，对将本发明应用于无级变速器的情况进行了说明，但本发明也能够应用于无级变速器以外的变速器。

此外，在上述实施方式中，当未作出对输出轴3的加速要求且作出了减速要求时，控制部进行控制，使得变速比i成为第1变速比以上且接近第2变速比的值，并且当未作出加速要求且未作出减速要求时，控制部进行控制，使得变速比i成为与第2变速比一致的值(图8/步骤5及步骤6)。

进行这样的控制是为了通过使响应时间几乎均等来提高装载了变速器的车辆等的驾驶性能。

但是，本发明不限于这样的结构，至少控制部进行如下控制即可：当未作出加速要求且作出对输出轴的减速要求时，使变速比成为第1变速比以上的值，当未作出加速要求且未作出减速要求时，使变速比成为比传递变速比大且在第2变速比以下的值。

如果进行这样的控制，则变速机构能够防止无意的驱动力传递，并能实现良好的响应性。

符号说明

1无级变速器；2输入轴；2a输入端部；3输出轴；4旋转半径调节机构；5凸轮盘；5a贯通孔；5b凹孔；6旋转盘(旋转部)；6a容纳孔；6b内齿；7小齿轮轴；7a小齿轮；7b小齿轮轴承；8差速器；14a旋转轴；9太阳齿轮；10第1齿圈；11第2齿圈；12阶梯小齿轮；12a大径部；12b小径部；13行星架；14致动器(调节用驱动源)；15连杆；15a输入侧环状部；15b输出侧环状部；16连杆轴承；17单向离合器(单向旋转阻止机构)；18摆杆；18a摆动端部；18b突片；18c插入孔；19联结销；20曲柄摇杆机构(变速机构)；21变速器壳体；21a一端壁部；21b另一端壁部；21c周壁部；22轴承；ENG发动机(行驶用驱动源)；h无级变速器1的变速比；i旋转半径调节机构4(变速机构)的变速比；P1输入轴2的旋转中心轴线；P2凸轮盘5的中心；P3旋转盘6的中心(输入侧支点)；P4联结销19的中心(输出侧支点)；P5输出轴3的旋转中心轴线；Ra P1与P2之间的距离；Rb P2与P3之间的距离；R1P1与P3之间的距离(偏心量、旋转盘6的中心(输入侧支点P3)的旋转半径)；R2P4与P5之间的距离(摆杆18的长度)；θ1旋转盘6的相位；θ2摆杆18的摆动范围；θ3小齿轮轴7的相位。