动力传递装置.pdf

本发明提供一种动力传递装置，该动力传递装置在由于要求对车辆输出驱动力而产生了使单向旋转阻止机构从空转状态转移到固定状态的需要时，能够抑制驾驶性能的降低。动力传递装置（1A）的控制装置（40）在被要求对车辆（C）输出驱动力时，在单向离合器（17）为空转状态时，执行基于中间旋转半径调整部（77）的控制，在转移到了固定状态后，执行基于最终旋转半径调整部（76）的控制。

1.  一种动力传递装置，该动力传递装置具有：
输入部，其被传递行驶用驱动源的驱动力；
输出轴，其被配置成与所述输入部的旋转中心轴线平行；
曲柄连杆机构，其具有轴支承在所述输出轴上的摆杆，将所述输入部的旋转转换为所述摆杆的摆动；以及
单向旋转阻止机构，其能够在空转状态和固定状态之间进行切换，其中，在所述空转状态下，当要相对于所述输出轴向一侧相对旋转时，所述摆杆相对于所述输出轴空转，在所述固定状态下，当要相对于所述输出轴向另一侧相对旋转时，所述摆杆被固定在所述输出轴上，
所述曲柄连杆机构具有：
调节用驱动源；
旋转半径调节机构，其能够通过所述调节用驱动源的驱动力自由调节以所述旋转中心轴线为中心进行旋转时的旋转半径；以及
连杆，其联结该旋转半径调节机构和所述摆杆，
所述曲柄连杆机构能够通过变更所述旋转半径调节机构的所述旋转半径而变更变速比，
该动力传递装置的特征在于，该动力传递装置具有控制所述行驶用驱动源和所述调节用驱动源的控制装置，
所述控制装置具有：
最终目标变速比确定部，其确定与对车辆的要求驱动力对应的目标变速比即最终目标变速比；
旋转速度增加部，其进行控制，使所述行驶用驱动源的输出旋转速度增大至与由所述最终目标变速比确定部确定的所述最终目标变速比相应的旋转速度即目标旋转速度；
负荷估计部，其将与所述旋转半径调节机构的实际旋转半径相应的变速比定义为实际变速比，将以与为了维持所述实际变速比而对所述调节用驱动源要求的驱动力相同的大小且相反的方向作用到所述调节用驱动源的力定义为调节用驱动源负荷，根据所述实际变速比估计所述调节用驱动源负荷；
中间目标变速比确定部，其根据由所述最终目标变速比确定部确定的所述最终目标变速比和由所述负荷估计部估计的所述调节用驱动源负荷，确定使所述单向旋转阻止机构从所述空转状态转移到所述固定状态时的目标变速比即中间目标变速比；
最终旋转半径调整部，其调整所述旋转半径调节机构的所述旋转半径，使得所述旋转半径调节机构的所述旋转半径成为与由所述最终目标变速比确定部确定的所述最终目标变速比相应的旋转半径即最终旋转半径；以及
中间旋转半径调整部，其调整所述旋转半径调节机构的所述旋转半径，使得所述旋转半径调节机构的所述旋转半径成为与由所述中间目标变速比确定部确定的所述中间目标变速比相应的旋转半径即中间旋转半径，
在由于要求对所述车辆输出驱动力而产生了使所述单向旋转阻止机构从所述空转状态转移到所述固定状态的需要时，所述控制装置执行所述旋转速度增加部的控制，并且在所述单向旋转阻止机构为所述空转状态时，执行所述中间旋转半径调整部的控制，在所述单向旋转阻止机构从所述空转状态转移到了所述固定状态后，执行所述最终旋转半径调整部的控制。

2.  根据权利要求1所述的动力传递装置，其特征在于，
所述中间目标变速比确定部在所述负荷估计部估计出的所述调节用驱动源负荷是朝使所述旋转半径调节机构的所述旋转半径减小的方向作用的驱动力的情况下，将所述中间目标变速比确定为比所述最终目标变速比小。

3.  根据权利要求1或2所述的动力传递装置，其特征在于，
所述中间目标变速比确定部在所述负荷估计部估计出的所述调节用驱动源负荷是朝使所述旋转半径调节机构的所述旋转半径增大的方向作用的驱动力的情况下，将所述中间目标变速比确定为比所述最终目标变速比大。

4.  根据权利要求1所述的动力传递装置，其特征在于，
所述负荷估计部根据所述实际变速比和所述行驶用驱动源的输出驱动力或所述行驶用驱动源的输出旋转速度，估计所述调节用驱动源负荷。

5.  根据权利要求1所述的动力传递装置，其特征在于，
所述中间目标变速比确定部在所述车辆的要求驱动力或该要求驱动力的变化量大于规定值的情况下，以所述车辆的要求驱动力或该要求驱动力的变化量越大则与所述最终目标变速比之间的偏差越大的方式，确定所述中间目标变速比。

动力传递装置
技术领域
本发明涉及具有曲柄连杆机构的动力传递装置。
背景技术
以往，已知具有四连杆机构型的无级变速器的动力传递装置，该无级变速器具有：输入部，其被传递来自设于车辆的发动机等行驶用驱动源的驱动力；输出轴，其配置成与输入部的旋转中心轴线平行；多个曲柄连杆机构；以及控制装置，其控制行驶用驱动源和曲柄连杆机构的动作（例如，参照专利文献1）。
专利文献1的曲柄连杆机构由以下部分构成：设于输入部的旋转半径调节机构；以能够自由摆动的方式轴支承在输出轴上的摆杆；以及连杆，其在一个端部上具有能够以自由旋转的方式与旋转半径调节机构外嵌的输入侧环状部，另一个端部与摆杆的摆动端部联结。
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，其能够在当要相对于输出轴向一侧相对旋转时摆杆相对于输出轴空转的空转状态（所谓的脱离状态）和当要相对于输出轴向另一侧相对旋转时摆杆被固定在输出轴上的固定状态（所谓的啮合状态）之间进行切换。
控制装置在由于被要求对车辆输出驱动力而产生了使单向旋转阻止机构从空转状态转移到固定状态的需要时，在执行了使无级变速器的变速比与针对车辆的要求驱动力的目标变速比一致的处理后，执行使单向旋转阻止机构从空转状态转移到固定状态的处理。
【专利文献1】日本特开2013-47492号公报
在专利文献1所记载的动力传递装置中，在单向旋转阻止机构为固定状态时，成为可从输入部经由输出轴向车辆的驱动轮传递动力的状态。此时，经由连杆向旋转半径调节机构施加来自摆杆的反作用力。由于该反作用力，以与为了维持与旋转半径调节机构的实际旋转半径对应的变速比即实际变速比而对调节用驱动源要求的驱动力 相同的大小且相反的方向作用到调节用驱动源的力（以下称作“调节用驱动源负荷”）有时会增加。
在旋转半径调节机构的旋转半径由于该调节用驱动源负荷的增加而相对与目标变速比对应的旋转半径发生了变化的情况下，控制装置需要控制成适当的旋转半径。
此时，在单向旋转阻止机构变为了固定状态后，旋转半径调节机构的旋转半径暂时变为不同于和目标变速比对应的旋转半径的旋转半径，从而驾驶性能可能降低。
发明内容
本发明是鉴于以上情况而完成的，其目的在于提供一种动力传递装置，该动力传递装置在由于要求对车辆输出驱动力而产生了使单向旋转阻止机构从空转状态转移到固定状态的需要时，能够抑制驾驶性能的降低。
本发明的动力传递装置具有：输入部，其被传递行驶用驱动源的驱动力；输出轴，其被配置成与所述输入部的旋转中心轴线平行；曲柄连杆机构，其具有轴支承在所述输出轴上的摆杆，将所述输入部的旋转转换为所述摆杆的摆动；以及单向旋转阻止机构，其能够在突转状态和固定状态之间进行切换，其中，在所述突转状态下，当要相对于所述输出轴向一侧相对旋转时，所述摆杆相对于所述输出轴空转，在所述固定状态下，当要相对于所述输出轴向另一侧相对旋转时，所述摆杆被固定在所述输出轴上，所述曲柄连杆机构具有：调节用驱动源；旋转半径调节机构，其能够通过所述调节用驱动源的驱动力自由调节以所述旋转中心轴线为中心进行旋转时的旋转半径；以及连杆，其联结该旋转半径调节机构和所述摆杆，该曲柄连杆机构能够通过变更所述旋转半径调节机构的所述旋转半径而变更变速比，该动力传递装置的特征在于，该动力传递装置具有控制所述行驶用驱动源和所述调节用驱动源的控制装置，所述控制装置具有：最终目标变速比确定部，其确定与对车辆的要求驱动力对应的目标变速比即最终目标变速比；旋转速度增加部，其进行控制，使所述行驶用驱动源的输出旋转速度增大至与由所述最终目标变速比确定部确定的所述最终目标变速比相应的旋转速度即目标旋转速度；负荷估计部，其将与所述旋转半径调节机构的实际旋转半径相应的变速比定义为实际变速比，将以与为了维持所述实际变速比而对所述调节用驱动源要求的驱动力相同的大小且相反的方向作用到所述调节用驱动源的力定义为调节用驱动源负荷，根据所述实际变速比估计所述调节用驱动源负荷；中间目标变速比确定部， 其根据由所述最终目标变速比确定部确定的所述最终目标变速比和由所述负荷估计部估计的所述调节用驱动源负荷，确定使所述单向旋转阻止机构从所述空转状态转移到所述固定状态时的目标变速比即中间目标变速比；最终旋转半径调整部，其调整所述旋转半径调节机构的所述旋转半径，使得所述旋转半径调节机构的所述旋转半径成为与由所述最终目标变速比确定部确定的所述最终目标变速比相应的旋转半径即最终旋转半径；以及中间旋转半径调整部，其调整所述旋转半径调节机构的所述旋转半径，使得所述旋转半径调节机构的所述旋转半径成为与由所述中间目标变速比确定部确定的所述中间目标变速比相应的旋转半径即中间旋转半径，在由于要求对所述车辆输出驱动力而产生了使所述单向旋转阻止机构从所述空转状态转移到所述固定状态的需要时，所述控制装置执行所述旋转速度增加部的控制，并且在所述单向旋转阻止机构为所述空转状态时，执行所述中间旋转半径调整部的控制，在所述单向旋转阻止机构从所述空转状态转移到了所述固定状态后，执行所述最终旋转半径调整部的控制。
在本发明中，中间旋转半径调整部在将旋转半径调节机构的旋转半径设为中间旋转半径后，使单向旋转阻止机构从空转状态转移到固定状态。中间目标变速比由中间目标变速比确定部根据最终目标变速比和由负荷估计部估计出的调节用驱动源负荷来确定。
这里，负荷估计部估计出的调节用驱动源负荷是单向旋转阻止机构从空转状态转移到了固定状态时作用到调节用驱动源的负荷。即，中间目标变速比是考虑到了旋转半径调节机构的旋转半径由于向调节用驱动源作用调节用驱动源负荷而发生变化这一情况的变速比。
因此，在单向旋转阻止机构从空转状态转移到了固定状态时，通过向调节用驱动源作用调节用驱动源负荷，即使在旋转半径调节机构的旋转半径发生了变化的情况下，也以迅速到达最终旋转半径的方式控制该旋转半径。
由此，在由于要求对车辆输出驱动力而产生了使单向旋转阻止机构从空转状态转移到固定状态的需要时，能够抑制驾驶性能的降低。
在本发明中，优选的是，所述中间目标变速比确定部在所述负荷估计部估计出的所述调节用驱动源负荷是朝使所述旋转半径调节机构的所述旋转半径减小的方向作用的驱动力的情况下，将所述中间目标变速比确定为比所述最终目标变速比小。
根据该结构，控制装置在旋转半径调节机构的旋转半径比与最终目标变速比相应的最终旋转半径大时（比最终目标变速比小时），使单向旋转阻止机构从空转状态转移到固定状态。
此时，在通过向调节用驱动源作用调节用驱动源负荷而使旋转半径调节机构的旋转半径减小的情况下（实际变速比增大的情况下），实际的旋转半径从大于最终旋转半径的状态向最终旋转半径减小。然后，控制装置通过最终旋转半径调整部以成为最终旋转半径的方式使旋转半径调节机构的旋转半径减小。
由此，在单向旋转阻止机构变为了固定状态后，旋转半径仅减小。
此处，假如在将旋转半径调节机构的中间旋转半径设为与最终旋转半径相同、且使单向旋转阻止机构从空转状态转移到了固定状态的情况下，旋转半径由于调节用驱动源负荷而减小。因此，为了补充该减小部分（即为了成为最终旋转半径），增大旋转半径。即，在这样的情况下，在单向旋转阻止机构转移到了固定状态的状态下，产生旋转半径的增大和减小两方。
另一方面，在本发明中，在单向旋转阻止机构变为了固定状态后，旋转半径仅减小，因此与在固定状态下产生旋转半径的增大和减小两方的情况相比，能够抑制驾驶性能的降低。
在本发明中，优选的是，所述中间目标变速比确定部在所述负荷估计部估计出的所述调节用驱动源负荷是朝使所述旋转半径调节机构的所述旋转半径增大的方向作用的驱动力的情况下，将所述中间目标变速比确定为比所述最终目标变速比大。
根据该结构，控制装置在旋转半径调节机构的旋转半径比与最终目标变速比相应的最终旋转半径小时（比最终目标变速比大时），使单向旋转阻止机构从空转状态转移到固定状态。
此时，在通过向调节用驱动源作用调节用驱动源负荷而使旋转半径调节机构的旋转半径增大的情况下（实际变速比减小的情况下），实际的旋转半径从小于最终旋转半径的状态向最终旋转半径增大。然后，控制装置通过最终旋转半径调整部以成为最终旋转半径的方式使旋转半径调节机构的旋转半径增大。
由此，在单向旋转阻止机构变为了固定状态后，旋转半径仅增大。
此处，假如在将旋转半径调节机构的中间旋转半径设为与最终旋转半径相同、且使单向旋转阻止机构从空转状态转移到了固定状态的情况下，旋转半径由于调节用驱 动源负荷而增大。因此，为了补充该增大部分（即为了成为最终旋转半径），减小旋转半径。即，在这样的情况下，在单向旋转阻止机构转移到了固定状态的状态下，产生旋转半径的增大和减小两方。
另一方面，在本发明中，在单向旋转阻止机构变为了固定状态后，旋转半径仅增大，因此与产生旋转半径的增大和减小两方的情况相比，能够抑制驾驶性能的降低。
在本发明中，所述负荷估计部能够根据所述实际变速比和所述行驶用驱动源的输出驱动力或所述行驶用驱动源的输出旋转速度，估计所述调节用驱动源负荷。
在本发明中，所述中间目标变速比确定部能够构成为：在所述车辆的要求驱动力或该要求驱动力的变化量大于规定值的情况下，以所述车辆的要求驱动力或该要求驱动力的变化量越大则与所述最终目标变速比之间的偏差就越大的方式，确定所述中间目标变速比。
附图说明
图1是示出本发明的实施方式的动力传递装置的剖视图。
图2是从轴向观察本实施方式的旋转半径调节机构、连杆、摆杆得到的图。
图3是说明本实施方式的旋转半径调节机构的旋转半径的变化的图。
图4是示出本实施方式的旋转半径调节机构的旋转半径的变化与摆杆的摆动运动的摆动角θ2之间的关系的图，（a）示出旋转半径最大时的摆杆的摆动运动的摆动角，（b）示出旋转半径为中等时的摆杆的摆动运动的摆动角，（c）示出旋转半径小时的摆杆的摆动运动的摆动角。
图5是示出相对于本实施方式的旋转半径调节机构的旋转半径的变化的、摆杆的角速度ω的变化的曲线图。
图6是示出在本实施方式的无级变速器中，通过分别相差60度而使相位不同的6个曲柄连杆机构使输出轴旋转的状态的曲线图。
图7是示出本实施方式的摆杆的角速度以及输出轴的角速度与空转状态以及固定状态之间的关系的图。
图8是示出车速、偏心量以及行驶用驱动源的输出旋转速度与边界线之间的关系的图。
图9是示出本实施方式的无级变速器的控制装置的结构的功能框图。
图10是示出本实施方式的控制装置的处理的流程图。
图11是示出基于控制装置的控制的各值的时间变化的图，（a）是示出节气门的开度的图，（b）是示出车速的图，（c）是示出行驶用驱动源的输出旋转速度的图，（d）是示出旋转半径调节机构的偏心量的图，（e）是示出单向离合器的状态的图。
图12是示出旋转半径调节机构的偏心量以及行驶用驱动源的旋转速度与调节用驱动源负荷之间的关系的图。
图13是示出行驶用驱动源的输出旋转速度、偏心量、边界线以及车辆的驱动力之间的关系的图。
图14是示出相对于节气门的开度的、最终旋转半径与中间旋转半径之间的偏差的图。
标号说明
1A：动力传递装置；C：车辆；2：输入轴（输入部）；3：输出轴；4：旋转半径调节机构；14：调节用驱动源；15：连杆；17：单向离合器（单向旋转阻止机构）；18：摆杆；20：曲柄连杆机构；40：控制装置（控制部）；50：行驶用驱动源；60：驱动轮；i：变速比；Td：要求驱动力（要求驱动力，规定的车辆信息）；ΔTd：要求驱动力Td的变化量（要求驱动力的变化量，规定的车辆信息）；Ne：输出旋转速度；Tp：调节用驱动源负荷；Ne_cmd：目标旋转速度；i_cmd_last：最终目标变速比；i_cmd_mid：中间目标变速比；R1_cmd_last：最终偏心量（最终旋转半径）；R1_cmd_mid：中间偏心量（中间旋转半径）；72：最终目标变速比确定部；73：旋转速度增加部；74：负荷估计部；75：中间目标变速比确定部；76：最终旋转半径调整部；77：中间旋转半径调整部。
具体实施方式
（1.动力传递装置的结构）
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1A（参照图9）具有能够将变速比i（i＝输入轴的旋转速度／输出轴的旋转速度）设为无穷大（∞）而将输出轴的旋转速度设为“0”的无级变速器、即所谓的IVT（Infinity VariableTransmission：无穷无极变速器）。
参照图1，无级变速器1被安装在车辆C（参照图9）中，具有中空的输入轴2（相当于本发明的“输入部”），该输入轴2通过接收来自作为内燃机的发动机或电动机等行驶用驱动源50（参照图9）的旋转驱动力而以输入中心轴线P1为中心进行旋转。此外，无级变速器1具有：配置成与输入轴2平行，并经由未图示的差动齿轮、传动轴等向车辆C的驱动轮60（参照图9）传递旋转动力的输出轴3；以及设于输入轴2的6个旋转半径调节机构4。
如图2所示，各旋转半径调节机构4具有凸轮盘5和旋转盘6。凸轮盘5是圆盘状，以从输入中心轴线P1偏心并与输入轴2一体旋转的方式且两个1组地分别设置在输入轴2上。各组凸轮盘5分别使相位相差60度，由6组凸轮盘5配置成在输入轴2的周向上绕一周。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在相对于凸轮盘5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。
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以使得输入中心轴线P1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。
在旋转盘6的接纳孔6a中设有位于1组凸轮盘5之间的内齿6b。在输入轴2（图1）上形成有位于1组凸轮盘5之间、并在与凸轮盘5的偏心方向相对的部位使内周面和外周面连通的切孔2a。
在中空的输入轴2内以与输入轴2同心的方式配置有小齿轮轴7。小齿轮轴7在与旋转盘6对应的部位具有外齿7a。此外，小齿轮轴7配置成能够相对于输入轴2自由旋转。小齿轮轴7的外齿7a经由输入轴2的切孔2a与旋转盘6的内齿6b啮合。
小齿轮轴7与差动机构8连接。差动机构8由行星齿轮机构构成，具有太阳轮9、与输入轴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，该行星架13以能够自由自转和公转的方式轴支承阶式小齿轮12，该阶式小齿轮12由与太阳轮9以及第1齿圈10啮合的大直径部12a和与第2齿圈11啮合的小直径部12b构成。
太阳轮9上联结有由小齿轮轴7用的电动机构成的调节用驱动源14的旋转轴14a。在将调节用驱动源14的旋转速度设为与输入轴2的旋转速度相同时，太阳轮9和第1齿圈10以相同的速度旋转。由此，太阳轮9、第1齿圈10、第2齿圈11和行星架13这4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。
在将调节用驱动源14的旋转速度设为比输入轴2的旋转速度慢时，将太阳轮9的转速设为Ns、第1齿圈10的转速设为NR1、太阳轮9与第1齿圈10的齿轮比（第1齿圈10的齿数/太阳轮9的齿数）设为j，则行星架13的转速为（j·NR1＋Ns）/（j＋1）。
而且，在将太阳轮9与第2齿圈11的齿轮比（（第2齿圈11的齿数/太阳轮9的齿数）×（阶式小齿轮12的大直径部12a的齿数/小直径部12b的齿数））设为k时，第2齿圈11的转速成为｛j（k＋1）NR1＋（k-j）Ns｝/｛k（j＋1）｝。
在固定有凸轮盘5的输入轴2的旋转速度与小齿轮轴7的旋转速度相同的情况下，旋转盘6与凸轮盘5一起一体地旋转。在输入轴2的旋转速度与小齿轮轴7的旋转速度存在差异的情况下，旋转盘6以凸轮盘5的中心点P2为中心在凸轮盘5的周缘旋转。
如图2所示，旋转盘6以使得距离Ra与距离Rb成为相同的方式相对于凸轮盘5偏心。因此，能够使旋转盘6的中心点P3位于输入中心轴线P1的同一轴线上，使输入中心轴线P1与中心点P3之间的距离，即偏心量R1为“0”。
连杆15在一个端部上具有大直径的大直径环状部15a，在另一个端部上具有直径比大直径环状部15a小的小直径环状部15b，该连杆15的大直径环状部15a借助由滚珠轴承构成的连杆轴承16以能够自由旋转的方式外嵌于旋转盘6的周缘。在输出轴3上，隔着作为单向旋转阻止机构的单向离合器17，与连杆15对应地设有6个摆杆18。
作为单向旋转阻止机构的单向离合器17设于摆杆18与输出轴3之间。当要相对于输出轴3向一侧相对旋转时，单向离合器17将摆杆18固定在输出轴3上，当要向另一侧相对旋转时，单向离合器17使摆杆18相对于输出轴3空转。摆杆18在通过单向离合器17成为相对于输出轴3空转的状态时，相对于输出轴3自由摆动。
摆杆18形成为环状，在其上方设有与连杆15的小直径环状部15b联结的摆动端部18a。在摆动端部18a上以在轴向夹着小直径环状部15b的方式设有突出的一对突片18b。在一对突片18b上贯穿设置有与小直径环状部15b的内径对应的贯通孔18c。在贯通孔18c和小直径环状部15b上插入有联结销19。由此，连杆15与摆杆18联结。
图3示出使旋转半径调节机构4的偏心量R1（输入中心轴线P1与中心点P3之间的距离）变化的状态的小齿轮轴7与旋转盘6之间的位置关系。图3的（a）示出使偏心量R1成为“最大”的状态。此时，小齿轮轴7与旋转盘6之间的位置关系成为输入中心轴线P1、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关系。此时的变速比i成为最小。
图3的（b）示出使偏心量R1成为比图3的（a）小的“中等”的状态，图3的（c）示出使偏心量R1成为比图3的（b）更小的“小”的状态。在图3的（b）中，变速比i成为比图3的（a）的变速比i大的”中等”，在图3的（c）中，变速比i成为比图3的（b）的变速比i大的“大”。
图3的（d）示出使偏心量R1成为“0”的状态，输入中心轴线P1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（∞）。本实施方式的无级变速器1利用旋转半径调节机构4改变偏心量R1，由此，能够自由调节旋转半径调节机构4的旋转运动的半径。在本实施方式中，偏心量R1实质上与旋转半径调节机构4的旋转运动的半径（即，本发明的“旋转半径”）相同。
如图2所示，本实施方式的旋转半径调节机构4、连杆15、摆杆18构成曲柄连杆机构20（四连杆机构）。而且，通过曲柄连杆机构20将输入轴2的旋转运动转换为摆杆18的摆动运动。本实施方式的无级变速器1具有合计6个曲柄连杆机构20。
当偏心量R1不为“0”时，如果使输入轴2旋转，并且使小齿轮轴7以与输入轴2相同的速度旋转，则各连杆15一边每次改变60度相位，一边基于偏心量R1交替地反复在输入轴2与输出轴3之间向输出轴3侧推入或向输入轴2侧拉出而进行摆动。
连杆15的小直径环状部15b与在输出轴3上隔着单向离合器17设置的摆杆18联结。因此，当摆杆18被连杆15推拉而摆动时，输出轴3仅当摆杆18朝推方向侧或拉方向侧中的任意一方旋转时进行旋转。
当摆杆18朝另一方旋转时，不将摆杆18的摆动运动的力传递到输出轴3，摆杆18进行空转。由于将各旋转半径调节机构4配置成分别相差60度相位，因此，通过各旋转半径调节机构4依次使输出轴3旋转。
图4的（a）示出偏心量R1为图3的（a）的“最大”时（变速比i为最小时）的相对于旋转半径调节机构4的旋转运动的摆杆18的摆动范围θ2，图4的（b）示出偏心量R1为图3的（b）的“中等”时（变速比i为中等时）的相对于旋转半径调节机 构4的旋转运动的摆杆18的摆动范围θ2，图4的（c）示出偏心量R1为图3的（c）的“小”时（变速比i为大时）的相对于旋转半径调节机构4的旋转运动的摆杆18的摆动范围θ2。
由图4可知，随着偏心量R1变小，摆杆18的摆动范围θ2变窄。另外，当偏心量R1是“0”时，摆杆18不再摆动。此外，在本实施方式中，在摆杆18的摆动端部18a的摆动范围θ2中，将最接近输入轴2的位置设为内死点，最远离输入轴2的位置设为外死点。
图5将无级变速器1的旋转半径调节机构4的旋转角度θ作为横轴、摆杆18的角速度ω作为纵轴，示出伴随旋转半径调节机构4的偏心量R1的变化而发生的角速度ω的变化的关系。由图5可知，偏心量R1越大（变速比i越小），则摆杆18的角速度ω越大。
图6示出使相位分别相差60度而不同的6个旋转半径调节机构4旋转时（使输入轴2和小齿轮轴7以同一速度旋转时）的、相对于旋转半径调节机构4的旋转角度θ1的各摆杆18的角速度ω。由图6可知，通过6个曲柄连杆机构20使输出轴3顺利地旋转。
此外，如图9所示，无级变速器1具有控制装置40。控制装置40是由CPU和存储器等构成的电子单元。
控制装置40利用CPU执行保持在存储器中的行驶用驱动源50和无级变速器1的控制用程序，由此控制行驶用驱动源50和调节用驱动源14的动作。此外，控制装置40通过控制调节用驱动源14的动作，来实现控制旋转半径调节机构4的偏心量R1的功能。
此外，安装有无级变速器1的车辆C具有：检测无级变速器1的输入轴2的旋转速度（本实施方式中与行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne相同）的输入侧旋转速度检测部41（例如旋转速度传感器）；检测无级变速器1的输出轴3的旋转速度的输出侧旋转速度检测部42（例如旋转速度传感器）；以及检测与油门踏板（省略图示）的操作量对应的节气门的开度AP的节气门开度检测部43。
向控制装置40输入了输入侧旋转速度检测部41、输出侧旋转速度检测部42和节气门开度检测部43的各输出信号。
控制装置40根据输入侧旋转速度检测部41的输出信号，检测行驶用驱动源50 的输出旋转速度Ne（单位例如为[rpm]）。
此外，控制装置40根据输出侧旋转速度检测部42的输出信号，检测车辆C的行驶速度（以下称作“车速”）V（单位例如为[km/h]）。详细地讲，控制装置40根据“输出轴3的旋转速度（单位例如为[rpm]）”和“输出轴3与驱动轮60之间的变速比”检测车速V。
此外，控制装置40根据节气门开度检测部43的输出信号，检测对车辆C的要求驱动力Td（单位例如为[Nm]）。控制装置40在节气门的开度为0的情况下（考虑到误差，将与0实质上同等的值作为0进行处理），检测为对车辆的要求驱动力是0。此外，控制装置40在节气门的开度AP是大于0的值的情况下，根据节气门的开度AP及其时间变化量，检测对车辆C的要求驱动力Td。
（2.单向离合器的状态）
参照图7针对单向离合器17将摆杆18固定在输出轴3上时（即，能够将来自输入轴2的驱动力传递到输出轴3时）、和使摆杆18相对于输出轴3空转时（即，不能够将来自输入轴2的驱动力传递到输出轴3时）的情况进行说明。图7中，横轴表示时间，纵轴表示角速度，示出1个摆杆18（摆动端部18a）的角速度ω和输出轴3的角速度之间的关系。
如图7中阴影线所示，在摆杆18的角速度ω超过输出轴3的角速度的区域，以及摆杆18的角速度ω低于输出轴3的角速度后的、到单向离合器17的扭转（几度的扭转）被释放为止的区域中，经由曲柄连杆机构20从输入轴2向输出轴3传递驱动力。
以下，将单向离合器17的不能将来自输入轴2的驱动力传递到输出轴3的状态称作“空转状态”（空转状态是所谓的“脱离状态”）。此外，将单向离合器17的能够将来自输入轴2的驱动力传递到输出轴3的状态称作“固定状态”（固定状态是所谓的“啮合状态”）。
（2-1.切换状态的边界线）
图8示出与旋转半径调节机构4的偏心量R1和行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne对应的相应于边界线L的车速V的特性图。这里，图8的横轴表示偏心量R1，纵轴表示行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne。
单向离合器17是空转状态和固定状态中的哪个状态是根据车速V、偏心量R1 和行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne而变化的。
图8中所示的线La、Lb、Lc是单向离合器17从空转状态向固定状态转变时的边界线。另外，在各个边界线L（La、Lb、Lc）中，示出车速V不同的边界线L，边界线L越处于图8的右上侧的位置（按照“La→Lb→Lc”的趋势），车速V越大。
这是因为，即，车速V越大，输出轴3的角速度就越大，因此，车速V越大，单向离合器17从空转状态向固定状态转变时的摆杆18的角速度ω就越大。
此外，在车速V恒定的状态下（即，在各边界线La、Lb、Lc中），偏心量R1越大，无级变速器1的变速比i越小，因此摆杆18的角速度ω越大。因此，当单向离合器17从空转状态向固定状态转变时，偏心量R1越大，行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne越小。
（3.控制）
（3-1.控制的概要）
图9示出控制本实施方式的动力传递装置1A的控制装置40和动力传递装置1A的功能框图。
首先，对控制装置40的概要进行说明。控制装置40具有边界线估计部71、最终目标变速比确定部72、旋转速度增加部73、负荷估计部74、中间目标变速比确定部75、最终旋转半径调整部76和中间旋转半径调整部77，作为主要的处理部。
边界线估计部71根据图8的特性图所示的特性，估计与检测出的车速V对应的边界线L。
最终目标变速比确定部72确定与对车辆C的要求驱动力Td对应的目标变速比即最终目标变速比i_cmd_last。旋转速度增加部73进行控制，使得将行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne增加至与由最终目标变速比确定部72确定的最终目标变速比i_cmd_last对应的旋转速度即目标旋转速度Ne_cmd。
负荷估计部74根据与旋转半径调节机构4实际的偏心量R1对应的变速比即实际变速比i估计调节用驱动源负荷Tp。此处，调节用驱动源负荷Tp是指以与为了维持旋转半径调节机构4的实际变速比i而对调节用驱动源14要求的驱动力相同的大小且相反的方向作用到调节用驱动源14的力。
中间目标变速比确定部75根据由最终目标变速比确定部72确定的最终目标变速比i_cmd_last、和由负荷估计部74估计的调节用驱动源负荷Tp，确定使单向离合器 17从空转状态转移到固定状态时的目标变速比即中间目标变速比i_cmd_mid。
中间目标变速比i_cmd_mid根据最终目标变速比i_cmd_last和调节用驱动源负荷Tp进行确定。这里，负荷估计部74估计出的调节用驱动源负荷Tp是单向离合器17从空转状态转移到了固定状态时作用到调节用驱动源14的负荷。即，中间目标变速比i_cmd_mid是考虑到了旋转半径调节机构4的偏心量R1由于向调节用驱动源14作用调节用驱动源负荷Tp而发生变化的变速比。
最终旋转半径调整部76将旋转半径调节机构4的偏心量R1控制为最终偏心量R1_cmd_last（相当于本发明中的“最终旋转半径”）。这里，最终偏心量R1_cmd_last是指与最终目标变速比i_cmd_last相应的偏心量R1。
中间旋转半径调整部77将旋转半径调节机构4的偏心量R1控制为中间偏心量R1_cmd_mid（相当于本发明中的“中间旋转半径”）。这里，中间偏心量R1_cmd_mid是指与中间目标变速比i_cmd_mid相应的偏心量R1。
控制装置40在单向离合器17为空转状态的情况下由于被要求向车辆C输出驱动力而产生了使单向离合器17从空转状态转移到固定状态的需要时，执行基于旋转速度增加部73的控制，并且在单向离合器17为空转状态时，通过中间旋转半径调整部77将旋转半径调节机构4的偏心量R1控制成中间偏心量R1_cmd_mid。
即，在旋转半径调节机构4的偏心量R1为中间偏心量R1_cmd_mid时，单向离合器17从空转状态转移到固定状态。中间偏心量R1_cmd_mid是考虑到了在该转移时作用到调节用驱动源14的调节用驱动源负荷Tp的偏心量。
并且，控制装置40在单向离合器17从空转状态转移到了固定状态后，执行基于旋转速度增加部73的控制，并且通过最终旋转半径调整部76将旋转半径调节机构4的偏心量R1控制成最终偏心量R1_cmd_last。因此，以迅速达到最终偏心量R1_cmd_last的方式控制该偏心量R1。由此，能够抑制驾驶性能的降低。
此外，更详细地说，中间目标变速比确定部75在负荷估计部74估计出的调节用驱动源负荷Tp是朝使旋转半径调节机构4的偏心量R1减少的方向（即所谓的齿轮传动空档侧（变速比i进一步增大侧））作用的驱动力（以下将这样的调节用驱动源负荷Tp称作“减少负荷”）的情况下，以比最终目标变速比i_cmd_last小的方式（即所谓的超速驱动比率侧（变速比i进一步减小侧））确定中间目标变速比i_cmd_mid。
该情况下，控制装置40在旋转半径调节机构4的偏心量R1比与最终目标变速 比i_cmd_last相应的最终偏心量R1_cmd_last大时（比最终目标变速比i_cmd_last小时），使单向离合器17从空转状态转移到固定状态。
此时，在通过向调节用驱动源14作用调节用驱动源负荷Tp从而旋转半径调节机构4的偏心量R1减少的情况下（实际变速比i增大的情况下），实际的偏心量R1从大于最终偏心量R1_cmd_last的状态朝向最终偏心量R1_cmd_last减少。然后，控制装置40通过最终旋转半径调整部76以成为最终偏心量R1_cmd_last的方式使旋转半径调节机构4的偏心量R1减少。
由此，在单向离合器17变为了固定状态后（图12的线Q1的白圆圈的右侧），旋转半径调节机构4的偏心量R1仅减少（参照图12的线Q1的白圆圈的右侧）。
此处，假如在将旋转半径调节机构4的中间偏心量R1_cmd_mid设为与最终偏心量R1_cmd_last相同，且使单向离合器17从空转状态转移到了固定状态的情况下，偏心量R1由于调节用驱动源负荷Tp而减少。因此，为了补充该减少部分（即为了成为最终偏心量R1_cmd_last），增加旋转半径调节机构4的偏心量R1。即，在这样的情况下，在单向离合器17转移到了固定状态的状态下，产生旋转半径调节机构4的偏心量R1的增加和减少两方（参照图12的线Q01）。
另一方面，在本实施方式中，在单向离合器17变为了固定状态后，旋转半径调节机构4的偏心量R1仅减少（参照图12的线Q1的白圆圈的右侧），因此与在固定状态下产生该偏心量R1的增加和减少两方的情况相比（参照图12的线Q01），能够抑制驾驶性能的降低。
此外，中间目标变速比确定部75在负荷估计部74估计出的调节用驱动源负荷Tp是朝使旋转半径调节机构4的偏心量R1增加的方向作用的驱动力（以下将这样的调节用驱动源负荷Tp称作“增加负荷”）的情况下，以比最终目标变速比i_cmd_last大的方式确定中间目标变速比i_cmd_mid。
该情况下，控制装置40在旋转半径调节机构4的偏心量R1比与最终目标变速比i_cmd_last相应的最终偏心量R1_cmd_last小时（比最终目标变速比i_cmd_last大时），使单向离合器17从空转状态转移到固定状态。
此时，在通过向调节用驱动源14作用调节用驱动源负荷Tp从而旋转半径调节机构4的偏心量R1增加的情况下（实际变速比i减小的情况下），实际的偏心量R1从小于最终偏心量R1_cmd_last的状态朝向最终偏心量R1_cmd_last增加。然后，控制 装置40通过最终旋转半径调整部76以成为旋转半径调节机构4的偏心量R1的方式使最终偏心量R1_cmd_last增加。
由此，在单向离合器17变为了固定状态后（图12的线Q2的白圆圈的右侧），旋转半径调节机构4的偏心量R1仅增加（参照图12的线Q2的白圆圈的右侧）。
此处，假如在将旋转半径调节机构4的中间偏心量R1_cmd_mid设为与最终偏心量R1_cmd_last相同，且使单向离合器17从空转状态转移到了固定状态的情况下，偏心量R1由于调节用驱动源负荷Tp而增加。因此，为了补充该增加部分（即为了成为最终偏心量R1_cmd_last），减少旋转半径调节机构4的偏心量R1。即，在这样的情况下，在单向离合器17转移到了固定状态的状态下，产生旋转半径调节机构4的偏心量R1的增加和减少两方（参照图12的线Q02）。
另一方面，在本实施方式中，在单向离合器17变为了固定状态后，旋转半径调节机构4的偏心量R1仅增加（参照图12的线Q2的白圆圈的右侧），因此与产生该偏心量R1的增加和减少两方的情况相比（参照图12的线Q02），能够抑制驾驶性能的降低。
（3-2.控制的详细情况）
接着，参照图10和图11对由控制装置40执行的处理的详细情况进行说明。
图11中，横轴表示时间，纵轴表示“各值”。详细地说，在图11的（a）中，“各值”是节气门开度AP。在图11的（b）中是车速V。在图11的（c）中是行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne。在图11的（d）中是旋转半径调节机构4的偏心量R1。在图11的（e）中是单向离合器17的状态。
此外，在图11中，时刻t1表示要求对车辆C输出驱动力（以下称作“驱动力输出要求”）的时刻。时刻t2表示开始了使偏心量R1从第2偏心量R1_cmd2增加到第1偏心量R1_cmd1的处理的时刻。时刻t3表示单向离合器17从空转状态转移到了固定状态的时刻。
参照图10，当节气门开度AP为0或接近0的状态、即对车辆C的要求驱动力Td实质上视为0的状态时，控制装置40每隔规定的控制周期（例如，10[msec]）执行图10所示的处理。另外，在执行图10所示的流程图的时刻，单向离合器17的状态成为空转状态。
控制装置40在最初的步骤ST1中根据输出侧旋转速度检测部42的输出信号检 测车速V。控制装置40在接下来的步骤ST2中，依照图8的特性图所示的特性，根据步骤ST1中检测出的车速V估计边界线L。这里，步骤ST1和ST2相当于由边界线估计部71执行的处理。
控制装置40在接下来的步骤ST3中，根据节气门开度检测部43的输出信号，检测节气门开度AP。控制装置40在接下来的步骤ST4中，根据在步骤ST3中检测出的节气门开度AP，确定对车辆C的要求驱动力Td。
控制装置40在接下来的步骤ST5中，确定对车辆C是否有驱动力输出要求。详细地说，控制装置40在步骤ST4中确定的要求驱动力Td大于0的情况下，判定为有驱动力输出要求。
控制装置40在步骤ST5中判定为没有驱动力输出要求的情况下，结束本流程图的处理，并继续惯性行驶（图11的时刻t1之前）。控制装置40在步骤ST5中判定为有驱动力输出要求的情况下，进入步骤ST6（图11的时刻t1之后）。控制装置40在步骤ST6中确定与要求驱动力Td对应的最终目标变速比i_cmd_last和目标旋转速度Ne_cmd。
详细地讲，控制装置40根据图12的特性图所示的特性，确定最终目标变速比i_cmd_last和目标旋转速度Ne_cmd。
在图12中，横轴表示行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne，纵轴表示偏心量R1。此外，图12的线Ma、Mb、Mc、Md表示连接从车辆C输出的驱动力相同的点而得的线（等驱动力线）。在图12中越靠近右上侧（即，按照“Ma→Mb→Mc→Md”的趋势）驱动力越大。
此外，图12中，线Q0表示调节用驱动源负荷Tp为0时的、偏心量R1和行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne的转变。线Q1表示调节用驱动源负荷Tp为减少负荷时的、偏心量R1和行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne的转变。此外，线Q2表示调节用驱动源负荷Tp为增加负荷时的、偏心量R1和行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne的转变。
控制装置40选择与步骤ST4中确定的要求驱动力Td相等的驱动力的线（在图12中为线Mc），考虑当前时刻的车辆C的状态等各种要素，将该线上的任意一个点Ptd确定为目标。
这里，该被考虑的车辆C的状态是例如车辆C的基于机械特性的状态（例如， 行驶用驱动源50的驱动力和旋转速度的特性以及偏心量R1的可变更速度等）和与时间一起变化的车辆C的状况（例如，偏心量R1、要求驱动力Td以及由安装于车辆C的陀螺仪传感器等检测的车辆C正在行驶的道路的坡度）等。
伴随点Ptd（图12）的确定，确定与该点Ptd相应的偏心量R1（即最终目标变速比i_cmd_last）和输出旋转速度Ne（即目标旋转速度Ne_cmd）。
这里，步骤ST6相当于由最终目标变速比确定部72执行的处理。
控制装置40在接下来的步骤ST7中，检测当前时刻的输出旋转速度Ne和变速比i。详细地说，控制装置40根据输入侧旋转速度检测部41的输出信号，检测输出旋转速度Ne。
此外，控制装置40根据如上述那样检测出的输出旋转速度Ne、和根据输出侧旋转速度检测部42的输出信号检测出的车速V，检测无级变速器1的变速比i。另外，作为控制装置40的检测变速比i的方式，可采取如下方式：通过利用日本特开2012－251608号公报所记载的方法检测偏心量R1，检测与该偏心量R1相应的变速比i。
控制装置40在接下来的步骤ST8中，根据输出旋转速度Ne和偏心量R1，依照图13的特性图所示的特性，估计调节用驱动源负荷Tp。
这里，图13的横轴表示变速比i，纵轴表示调节用驱动源负荷Tp（单位时[Nm]）。在图13的纵轴上，0表示调节用驱动源负荷Tp的大小为0。此外，在图13的纵轴上越从0远离，调节用驱动源负荷Tp的大小越增大。
在图13的纵轴上，0的上侧表示调节用驱动源负荷Tp为减少负荷。在图13的纵轴上，0的下侧表示调节用驱动源负荷Tp为增加负荷。
此外，图13的线N1、N2、N3、N4是表示行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne为n1、n2、n3、n4时的、变速比i与调节用驱动源负荷Tp之间的关系的线（以下称作“变速比负荷特性线”）。各旋转速度n1～n4按照“n1→n2→n3→n4”的趋势增大。
另外，旋转速度n1是比行驶用驱动源50的空转旋转速度（为了维持行驶用驱动源50的动作所需的最低限度的旋转速度）稍大的旋转速度。另外，旋转速度n4是比所谓的红区的旋转速度稍小的旋转速度（比向行驶用驱动源50施加过大负荷的旋转速度小的旋转速度）。
如图13所示，调节用驱动源负荷Tp根据变速比i和输出旋转速度Ne来确定。
变速比负荷特性线有以下的线：如行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne的值为 n1或n2时那样，即使值根据变速比i的变化而发生变化，也维持减少负荷的线；以及如行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne为n3或n4时那样，在值根据变速比i的变化而发生变化时，在变速比为规定的变速比（切换变速比）处切换减少负荷和增加负荷的线（以下称作“切换特性线”）。
切换特性线成为以下的特性。
·在变速比i为切换变速比时，调节用驱动源负荷Tp为0。
·在变速比i大于切换变速比时，调节用驱动源负荷Tp为减少负荷。·在变速比i小于切换变速比时，调节用驱动源负荷Tp为增加负荷。·在变速比i为小于切换变速比的变速比即增加时切换变速比时，调节用驱动源负荷Tp的大小最大（处于纵轴的最下侧）。
·在变速比i小于切换变速比且大于增加时切换变速比时，变速比i越增大，调节用驱动源负荷Tp的大小越减小。
·在变速比i小于增加时切换变速比时，变速比i越减小，调节用驱动源负荷Tp的大小越减小。
以下对变速比负荷特性线的详细情况进行说明。在行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne为n1时，变速比负荷特性线为变速比i越增大（偏心量R1越减小）调节用驱动源负荷Tp越增大的线。
在行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne为n2时，变速比负荷特性线成为以下特性的线。
·在变速比i为规定值i1时，调节用驱动源负荷Tp为0。
·在变速比i大于规定值i1时，变速比i越增大（偏心量R1越减小）调节用驱动源负荷Tp越增大。
·在变速比i小于规定值i1时，伴随变速比i的减小，调节用驱动源负荷Tp稍稍增大。
此外，在行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne为n3时，作为切换特性线的变速比负荷特性线的增加时切换变速比为i2。此外，在行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne为n4时，作为切换特性线的变速比负荷特性线的增加时切换变速比为i3（其中，“i2<i3”）。
这里，步骤ST8相当于由负荷估计部74执行的处理。
控制装置40在接下来的步骤ST9中，判定调节用驱动源负荷Tp是否为0。控制装置40在步骤ST9中判定为调节用驱动源负荷Tp是0的情况下，进入步骤ST10，将中间目标变速比i_cmd_mid确定为与最终目标变速比i_cmd_last相同的值（例如图12的线Q0）。
控制装置40在步骤ST9中判定为调节用驱动源负荷Tp不是0的情况下，进入步骤ST11，判定调节用驱动源负荷Tp是否为减少负荷。
控制装置40在步骤ST11中判定为调节用驱动源负荷Tp是减少负荷（使偏心量R1减少的负荷）的情况下，进入步骤ST12，将中间目标变速比i_cmd_mid确定为比最终目标变速比i_cmd_last小（即如图12的线Q1那样，与将中间偏心量R1_cmd_mid确定为“比作为与最终目标变速比i_cmd_last相应的偏心量的最终偏心量R1_cmd_last大的第1中间偏心量R1_cmd_l”实质相同）。
此时，控制装置40依照图14的特性图所示的特性，根据节气门开度AP确定中间目标变速比i_cmd_mid与最终目标变速比i_cmd_last的偏差i_d（这与根据要求驱动力Td确定偏差i_d实质相同）。在图14中，横轴表示节气门开度AP，纵轴表示偏差i_d。控制装置40在节气门开度AP小于规定值α时，以偏差i_d成为β的方式确定中间目标变速比i_cmd_mid，在节气门开度AP为规定值α以上时，以该节气门开度AP越增大偏差i_d就越增大的方式确定中间目标变速比i_cmd_mid。
通常在节气门开度AP较大时，行驶用驱动源50的负荷较大，从行驶用驱动源50输出的驱动力也增大。这里，行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne越减小，从行驶用驱动源50输出的驱动力越增大。如图13所示，在行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne越小时（越接近n1），与较大时（接近n4时）相比，调节用驱动源负荷Tp的大小越增大（在图13的纵轴上，远离0）。
因此，在节气门开度AP较大的情况下使单向离合器17从空转状态转移到固定状态时，由于调节用驱动源负荷Tp的作用，旋转半径调节机构4的偏心量R1发生变化的量容易增大。
因此，控制装置40在节气门开度AP为规定值α以上时，以该节气门开度AP越增大偏差i_d就越增大的方式确定中间目标变速比i_cmd_mid，由此即使在由于调节用驱动源负荷Tp的作用，旋转半径调节机构4的偏心量R1较大程度变化、且变速比i较大程度变化的情况下，也能够将该变速比i的变化设为该偏差i_d以下。
由此，在单向离合器17变为了固定状态后，旋转半径调节机构4的偏心量R1仅减少或仅增加，因此与在固定状态下产生该偏心量R1的增加和减少两方的情况相比，能够抑制驾驶性能的降低。
控制装置40在步骤ST11中判定为调节用驱动源负荷Tp不是减少负荷的情况下（该情况下，调节用驱动源负荷Tp是增加负荷（使偏心量R1增加的负荷）），进入步骤ST13，将中间目标变速比i_cmd_mid确定为比最终目标变速比i_cmd_last大（即如图12的线Q2那样，与将中间偏心量R1_cmd_mid确定为“比最终偏心量R1_cmd_last小的第2中间偏心量R1_cmd_s”实质相同）。
此时，控制装置40与步骤ST12同样，依照图14的特性图所示的特性，确定中间目标变速比i_cmd_mid与最终目标变速比i_cmd_last的偏差i_d。
这里，步骤ST9～ST13相当于由中间目标变速比确定部75执行的处理。
控制装置40在结束步骤ST10、ST12或ST13的处理后，并列执行控制旋转半径调节机构4的偏心量R1的“处理P1”（步骤ST101～ST103）、和控制行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne的“处理P2”（步骤ST201）。
首先说明处理P2。控制装置40在“处理P2”的步骤ST201中，使行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne朝向目标旋转速度Ne_cmd增加（图11的时刻t1之后）。这里，步骤ST201相当于由旋转速度增加部73执行的处理。在步骤ST201结束时，“处理P2”结束。
接着说明处理P1。控制装置40在“处理P1”的步骤ST101中，判定单向离合器17是否为固定状态。控制装置40在步骤ST101中判定为单向离合器17不是固定状态的情况下，进入步骤ST102。
控制装置40在步骤ST102中，以变速比i成为中间目标变速比i_cmd_mid的方式（换言之，以偏心量R1成为与中间目标变速比i_cmd_mid相应的偏心量即中间偏心量R1_cmd_mid的方式），控制旋转半径调节机构4的偏心量R1（图11的时刻t1～t3）。
这里，步骤ST102相当于由中间旋转半径调整部77执行的处理。
另外，在图11中，在时刻t1与时刻t3之间的时刻t2，偏心量R1成为了中间偏心量R1_cmd_mid。
控制装置40在步骤ST101中判定为单向离合器17是固定状态的情况下，进入 步骤ST103。控制装置40在步骤ST103中，以变速比i成为最终目标变速比i_cmd_last的方式（换言之，以偏心量R1成为与最终目标变速比i_cmd_last相应的偏心量即最终偏心量R1_cmd_last的方式），控制旋转半径调节机构4的偏心量R1（图11的时刻t3之后）。这里，步骤ST103相当于由最终旋转半径调整部76执行的处理。
在步骤ST102和ST103结束时，“处理P1”结束。
控制装置40在“处理P1”和“处理P2”结束后，结束本流程图的处理。
图11中，在时刻t3时，单向离合器17从空转状态转移到固定状态。由此，向调节用驱动源14作用调节用驱动源负荷Tp（图11示出了调节用驱动源负荷Tp为减少负荷的情况下的例子），偏心量R1急剧地发生变化。
这样，在调节用驱动源负荷Tp是减少负荷的情况下（图11的例子或图12中的线Q1的情况下），控制装置40如图10的流程图所示，在旋转半径调节机构4的偏心量R1是大于最终偏心量R1_cmd_last的第1中间偏心量R1_cmd_l的状态下，使单向离合器17从空转状态转移到固定状态。
因此，在单向离合器17为固定状态时，旋转半径调节机构4的偏心量R1仅减少（参照图12中的线Q1的白圆圈的右侧），与在固定状态下产生偏心量R1的增加和减少两方的情况相比（参照图12中的线Q01），能够抑制驾驶性能的降低。
此外，在调节用驱动源负荷Tp是增加负荷的情况下（图12中的线Q2的情况下），控制装置40如图10的流程图所示，在旋转半径调节机构4的偏心量R1是小于最终偏心量R1_cmd_last的第2中间偏心量R1_cmd_s的状态下，使单向离合器17从空转状态转移到固定状态。
因此，在单向离合器17为固定状态时，旋转半径调节机构4的偏心量R1仅增加（参照图12中的线Q2的白圆圈的右侧），与在固定状态下产生偏心量R1的增加和减少两方的情况相比（参照图12中的线Q02），能够抑制驾驶性能的降低。
（4.变形例）
另外，在本实施方式中，确定偏差i_d的方式是根据节气门开度AP进行了确定的方式（参照图14），但作为确定该偏差i_d的方式，还可采取根据节气门开度AP的每单位时间的变化量ΔAP确定偏差的方式（该方式与根据要求驱动力Td的变化量ΔTd确定偏差的方式实质相同）。该情况下，控制装置在节气门开度AP的变化量ΔAP大于规定值的情况下，以该节气门开度AP的变化量ΔAP越大，与最终目标变速比 i_cmd_last的偏差i_d就越大的方式确定中间目标变速比i_cmd_mid。
此外，作为确定偏差i_d的方式，只要是在单向旋转阻止机构转移到固定状态后，以旋转半径调节机构的旋转半径仅减少或仅增加的方式进行确定，则控制装置40还可采取根据节气门开度AP及其时间变化量ΔAP以外的参数确定偏差的方式。
此外，作为确定偏差i_d的其它方式，可采取调节用驱动源负荷Tp越大，越增大偏差i_d那样的方式。而且，还可采取对用该方式确定的偏差i_d乘以“校正系数”从而确定最终的偏差i_d的方式。该“校正系数”例如以如下方式确定：在节气门开度AP或节气门开度AP的每单位时间的变化量ΔAP大于规定值的情况下，该节气门开度AP或该节气门开度AP的每单位时间的变化量ΔAP越大，该“校正系数”越大。
此外，在本实施方式中，是控制装置40根据实际变速比i和行驶用驱动源50的输出旋转速度Ne估计出调节用驱动源负荷Tp的方式。但是，作为控制装置的估计调节用驱动源负荷的方式，还可采取根据实际变速比和来自行驶用驱动源的输出驱动力估计调节用驱动源负荷的方式。
此外，在本实施方式中，使用了单向离合器17作为单向旋转阻止机构，但是，本发明的单向旋转阻止机构不限于此，也可以由构成为能够从摆杆18向输出轴3传递扭矩、并能够自由切换摆杆18相对于输出轴3的旋转方向的双向离合器（Two-wayclutch）构成。
此外，在本实施方式中，说明了具有与输入轴2一体旋转的凸轮盘5、旋转盘6的旋转半径调节机构4，但是，本发明的旋转半径调节机构4不限于此。例如，也可以由以下部分构成旋转半径调节机构：具有从中心偏心而贯穿设置的贯通孔的圆盘状的旋转盘；设于贯通孔的内周面的齿圈；固定于输入轴并与齿圈啮合的第1小齿轮；传递来自调节用驱动源的驱动力的行星架；两个第2小齿轮，它们分别以能够自由自转和公转的方式轴支承在行星架上，并且分别与齿圈啮合。