辆驱动力之间的关系的图。图9D是示出车速为低速V2时的、发动机旋转速度、偏心量以及必要输入扭矩之间的关系的图。图9E是示出车速为中速V3时的、发动机旋转速度、偏心量以及车辆驱动力之间的关系的图。图9F是示出车速为中速V3时的、发动机旋转速度、偏心量以及必要输入扭矩之间的关系的图。图9G是示出车速为高速V4时的、发动机旋转速度、偏心量以及车辆驱动力之间的关系的图。图9H是示出车速为高速V4时的、发动机旋转速度、偏心量以及必要输入扭矩之间的关系的图。
[0037]图1OA是示出本实施方式的动力传递装置中的、车速、发动机旋转速度以及油门开度之间的关系的图。图1OB是示出车速、偏心量以及油门开度之间的关系的图。
[0038]图11是不出本实施方式的动力传递装置的、与油门开度对应的偏心量的时间变化的图。
[0039]图12是示出本实施方式的动力传递装置的坡度、油门开度以及偏心量增大率之间的关系的图。
[0040]图13是示出本实施方式的动力传递装置的控制装置的处理的流程图。
[0041]图14是示出本实施方式的动力传递装置的各种信息的时间变化的时序图。
【具体实施方式】
[0042](1.动力传递装置的结构)
[0043]下面说明本发明的动力传递装置的实施方式。本实施方式的动力传递装置IA(参照图7)具有能够将变速比Ki =输入轴的旋转速度/输出轴的旋转速度)设为无穷大(OO)而将输出轴的旋转速度设为“O”的无级变速器、即所谓的IVT(Infinity VariableTransmiss1n:无穷无极变速器)。
[0044]参照图1，无级变速器I被安装在车辆C(参照图7)中，具备:输入轴端部2a，其通过被传递来自内燃机等发动机或电动机等行驶用驱动源50的驱动力而以旋转中心轴线Pl为中心旋转;输出轴3，其配置成与旋转中心轴线Pl平行，并经由省略了图示的差速齿轮将旋转动力传递至车辆的驱动轮(省略图示)；以及6个旋转半径调节机构4，它们被设在旋转中心轴线Pl上。并且，也可以设置传动轴来代替差速器齿轮。
[0045]参照图1和图2，各旋转半径调节机构4具备作为凸轮部的凸轮盘5和作为旋转部的旋转盘6。凸轮盘5是圆盘状的，凸轮盘5相对于旋转中心轴线Pl偏心，并且，凸轮盘5以相对于I个旋转半径调节机构4而以2个为I组的方式设置于各旋转半径调节机构4。另外，在凸轮盘5上设置有沿旋转中心轴线Pl的方向贯穿的贯穿孔5a。另外，在凸轮盘5上设置有切孔5b，该切孔5b相对于旋转中心轴线Pl在与偏心的方向相反的方向上开口，并且使凸轮盘5的外周面和构成贯穿孔5a的内周面连通。
[0046]各组凸轮盘5分别使相位相差60度，由6组凸轮盘5配置成在旋转中心轴线Pl的周向上绕一周。
[0047]凸轮盘5与相邻的旋转半径调节机构4的凸轮盘5形成为一体，从而构成了一体型凸轮部5c。该一体型凸轮部5c可以通过一体成型形成、或者也可以对2个凸轮部进行焊接以成为一体。各旋转半径调节机构4的2个为I组的凸轮盘5彼此通过螺栓(省略图示)固定。旋转中心轴线Pl上的最靠近行驶用驱动源50侧的凸轮盘5与输入轴端部2a形成为一体。这样，输入轴端部2a和多个凸轮盘5构成具备凸轮盘5的输入轴2(相当于本发明的“输入部”)。
[0048]输入轴2具备贯穿插入孔60，该贯穿插入孔60通过使凸轮盘5的贯穿孔5a连接而构成。由此，输入轴2构成为行驶用驱动源50的相反侧的一端开口且另一端封闭的中空轴形状。位于行驶用驱动源50侧的另一端的凸轮盘5与输入轴端部2a形成为一体。作为使该凸轮盘5与输入轴端部2a形成为一体的方法，可以采用一体成型，另外，也可以将凸轮盘5和输入轴端部2a焊接在一起实现一体化。
[0049]此外，具有用于接纳凸轮盘5的接纳孔6a的圆盘状的旋转盘6在偏心的状态下以能够自由旋转的方式外嵌于各组凸轮盘5。
[0050]如图2所示，将凸轮盘5的中心点设为P2、旋转盘6的中心点设为P3，旋转盘6以使得旋转中心轴线Pl与中心点P2之间的距离Ra等于中心点P2与中心点P3之间的距离Rb的方式，相对于凸轮盘5偏心。
[0051 ]在旋转盘6的接纳孔6a中设有位于I组凸轮盘5之间的内齿6b。
[0052]在凸轮轴51的贯穿插入孔60中，小齿轮70位于与旋转中心轴线Pl同心且与旋转盘6的内齿6b对应的部位，且配置成与具有凸轮盘5的输入轴2相对旋转自如。小齿轮70与小齿轮轴72形成为一体。并且，小齿轮70可以与小齿轮轴72分体地构成，并通过花键结合将小齿轮70与小齿轮轴72联结起来。在本实施方式中，仅称作小齿轮70时，定义为包括小齿轮轴72。
[0053]小齿轮70经由凸轮盘5的切口孔5b与旋转盘6的内齿6b啮合。小齿轮轴承74位于相邻的小齿轮70之间且设置于小齿轮轴72。小齿轮轴72经由该小齿轮轴承74支承输入轴2。另夕卜，由行星齿轮机构等构成的差动机构8与小齿轮轴72连接。调节用驱动源14的驱动力被经由差动机构8传递至小齿轮70。
[0054]由于旋转盘6相对于凸轮盘5以距离Ra和距离Rb相等的方式偏心，因此，能够使得旋转盘6的中心点P3位于与旋转中心轴线Pl相同的轴线上而使旋转中心轴线Pl与中心点P3之间的距离、即偏心量Rl为“O”。
[0055]连杆15的输入侧环状部15a通过由沿轴向排列2个且2个为一组的球轴承构成的连杆轴承16旋转自如地外嵌于旋转盘6的周缘，该连杆15在一个(输入轴2侧)端部具备大径的输入侧环状部15a，且在另一个(输出轴3侧)端部具备直径比输入侧环状部15a的直径小的输出侧环状部15b。在输出轴3上，借助单向离合器17，与连杆15对应地设有6个摆杆18。在本实施方式中，摆杆18兼具备作为单向离合器17的外圈的功能。
[0056]单向离合器17被设置在摆杆18与输出轴3之间，在摆杆18要相对于输出轴3向一侧相对旋转时将摆杆18固定于输出轴3 (固定状态)，并且在摆杆18要相对于输出轴3向另一侧相对旋转时使摆杆18相对于输出轴3空转(空转状态)。
[0057]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上以在轴向夹着输出侧环状部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和输出侧环状部15b插入有作为摆动轴的联结销19。由此，连杆15和摆杆18被联结在一起。
[0058]另外，在本实施方式的说明中，将变速比定义为输入轴的旋转速度/输出轴的旋转速度。
[0059]图3示出使旋转半径调节机构4的偏心量Rl(旋转半径)变化的状态下的、小齿轮轴72与旋转盘6之间的位置关系。图3A示出了使偏心量Rr‘最大”的状态，小齿轮轴72和旋转盘6处于使旋转中心轴线Pl、凸轮盘5的中心点P2、旋转盘6的中心点P3排列成一条直线的位置。此时的变速比i最小。
[0060]图3B示出了使偏心量Rl为比图3A小的“中等”的状态，图3C示出了使偏心量Rl为比图3B更小的“小”的状态。在图3B中，变速比i成为比图3A的变速比i大的“中等”，在图3C中，变速比i成为比图3B的变速比i大的“大”。图3D示出使偏心量Rl成为“O”的状态，旋转中心轴线Pl和旋转盘6的中心点P3位于同心的位置处。此时的变速比i成为无穷大)。本实施方式的动力传递装置IA利用旋转半径调节机构4改变偏心量Rl，由此，能够自由调节旋转半径调节机构4的旋转半径。
[0061]图4示出了使旋转半径调节机构4的偏心量Rl变化的情况下的摆杆18的摆动范围的变化。图4A示出了偏心量RI为最大时的摆杆18的摆动范围，图4B示出了偏心量RI为中等时的摆杆18的摆动范围，图4C不出了偏心量Rl较小时的摆杆18的摆动范围。根据图4可知，随着偏心量Rl变小，摆动范围变窄。并且，在偏心量Rl为“O”时，摆杆18不摆动。
[0062]在本实施方式中，由旋转半径调节机构4、连杆15和摆杆18构成曲柄摇杆机构20(四连杆机构)。而且，通过曲柄摇杆机构20将输入轴2的旋转运动转换为摆杆18的摆动运动。本实施方式的动力传递装置IA具有合计6个曲柄摇杆机构20。当偏心量Rl不为“O”时，如果使输入轴2旋转，并且使小齿轮轴72以与输入轴2相同的速度旋转，则各连杆15—边每次改变60度相位，一边基于偏心量Rl交替地反复在输入轴2与输出轴3之间向输出轴3侧推压摆动端部18a或向输入轴2侧拉拽摆动端部18a，从而摆杆18进行摆动。
[0063]连杆15的输出侧环状部15b与摆杆18联结，该摆杆18经由单向离合器17设置于输出轴3，因此，如果摆杆18被连杆15推拉而摆动，则只有在摆杆18向推压方向侧或拉拽方向侧的任意一侧旋转时，输出轴3才旋转，在摆杆18向另一侧旋转时，摆杆18的摆动运动的力没有被传递至输出轴3，摆杆18空转。由于将各旋转半径