JPH0156306B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】

［産業上の利用分野］ 本発明は、Ｖベルト式無段変速機の駆動ベルト
の挟持力を発生させる油圧サーボ機構に供給され
る油圧（ライン圧）を調整するＶベルト式無段変
速機の油圧調整装置に関する。 ［従来の技術］ Ｖベルト式無段変速機は、前進後進切換用の遊
星歯車変速機と組み合わせることにより自動車な
ど車両用の自動変速装置として使用できる。 第３５図は、特開昭54−157930号公報に提案さ
れている従来の無段変速機を示している。入力軸
ａには固定プーリｂと可動プーリｃが設けられ、
また出力軸ｄには固定プーリｅと可動プーリｆが
設けられ、入力軸ａと出力軸ｄとの間にはベルト
ｇが張設されており、油路ｈ及び油路ｉにポンプ
ｊからの流体を弁ｋ及び弁ｌを介して供給または
排出させることにより可動プーリｃ及びｆを移動
させるようになつている。弁ｌのスプールｍの一
端には、ピトー管ｎにより入力軸ａの回転数に比
例した流体圧が作用しており、スプールｍの他端
には、スロツトルペダルの動きに連動するカムｐ
の回動による圧力がレバーｑ、スプリングｒを介
して作用している。さらに弁ｋのスプールｓの一
端にもピトー管ｎにより入力軸ａの回転数に比例
した流体圧が作用しており、スプールｓの他端に
は入力軸ａの可動プーリｃと連動して変位される
検出ロツドｔの圧力がレバーｕ、スプリングｖを
介して作用している。 上記構成において、油路ｉに発生するライン圧
はピトー管ｎによる入力軸ａの回転数に応じて発
生する流体圧と検出ロツドｔの動きに連動したレ
バーｕの回動により変化するスプリングｖの荷重
とのバランスによつて制御されて、トルク比の増
加に従つて増加し、入力軸の回転数の減少に従つ
て上昇する油圧となる。 ［発明が解決しようとする問題点］ しかしながら、上記従来の無段変速機では、ラ
イン圧がこの無段変速機の駆動源であるエンジン
の出力トルクには無関係に設定さているため、常
にエンジンの最高出力トルクを伝達できる比較的
高いライン圧を設定しなければならない。このた
めにＶベルトには必要以上の挟持力が作用してＶ
ベルトの耐久性を損なうと共に、必要以上に高い
ライン圧を発生するためにオイルポンプの駆動ト
ルクが増大して、損失トルクが増加し燃費向上を
損なうという問題があつた。 そこで、本発明は上記問題点を解決するため
に、Ｖベルト式無段変速機の駆動ベルトの挟持力
を発生させる油圧サーボ機構に供給されるライン
圧を、エンジンの出力トルクとＶベルト式無段変
速機のトルク比とに応じて制御するようにしたも
のである。 ［問題点を解決するための手段］ 本願発明は上記問題点を解決するために、それ
ぞれ入力軸及び出力軸に取り付けられ、実効径が
可変の入力側および出力側プーリと、これらプー
リ間に張設されたＶベルトからなり、前記両プー
リの実効径を油圧により調節して入出力軸間のト
ルク比を無段階に制御する車両用Ｖベルト式無段
変速機の油圧調整装置において、油圧源と、該油
圧源からの油圧を入力し、該油圧を調圧するレギ
ユレータ弁と、該レギユレータ弁からの油圧を入
力し、前記入出力軸間のトルク比に応じたトルク
レシオ圧を出力するトルクレシオ圧制御弁と、該
トルクレシオ圧をスロツトル開度に応じて給排す
るスロツトル弁と、前記トルクレシオ圧を前記レ
ギユレータ弁に供給する第１の油路と、前記トル
クレシオ圧を前記トルクレシオ圧制御弁にフイー
ドバツクする第２の油路とを備え、前記トルクレ
シオ圧は、前記スロツトル弁の作動により調圧さ
れることでスロツトル開度に対応した油圧とさ
れ、前記レギユレータ弁は、前記トルクレシオ圧
を入力することにより、スロツトル開度に対応し
たライン圧を出力する構造を有する。 ［作用及び効果］ 本発明によれば、ライン圧を、スロツトル開度
（又は入力トルク）及び両プーリ間のトルク比を
パラメータとして変化させることにより、Ｖベル
ト式無段変速機の駆動ベルトの挟持力を発生させ
る油圧サーボに供給される油圧を、スロツトル開
度の増加に対応して増加させ、両プーリ間のトル
ク比の増加に対応して増加するようにできるの
で、ＶベルトにはＶベルトがスリツプしない程度
の必要最小限の挟持力しか作用しないため、Ｖベ
ルトが必要以上の挟持力を受けて耐久性を損なう
ということが防止できるとともに、Ｖベルトの必
要最小限の挟持力を得るための油圧以上に高いラ
イン圧の発生を防止できるので、オイルポンプの
損失トルクの増加による燃費低下を防止できると
いう効果を有する。 ［実施例］ 次に本発明を図に示す実施例に基づき説明す
る。 第１図は、無段変速装置を用いた自動車用伝動
装置の概略図である。 １００はエンジン、１０２はキヤブレタ、２０
は該エンジン１００と駆動側車軸との間に設けら
れた伝動装置であり、エンジンの出力軸１０１に
連結されたフルードカツプリング２１、該フルー
ドカツプリングの出力軸２１４に連結されたＶベ
ルト式無段変速機３０、該Ｖベルト式無段変速機
３０の出力軸２６に連結された前進後進切換用遊
星歯車変速機４０、該前進後進切換用遊星歯車変
速機の出力軸４７に連結された減速歯車機構２３
から構成されている。 フルードカツプリング２１は、エンジンの出力
軸１０１に連結されたポンプインペラ２１１及び
フルードカツプリングの出力軸２１４に連結され
たタービンランナ２１２からなる周知のものであ
る。なお、フルードカツプリングの代りに他の流
体式トルクコンバータまたは機械式クラツチが用
いられてもよい。 Ｖベルト式無段変速機３０は、フルードカツプ
リングの出力軸２１４に連結された入力側プーリ
３１と、該入力側プーリ３１と平行に配設されＶ
ベルト式無段変速機の出力軸２６に連結された出
力側プーリ３２と、該両プーリ間に張設されたＶ
ベルト３３から構成されている。 入力側プーリ３１は、出力軸２１４に連結され
た固定フランジ３１１と、該固定フランジ３１１
と対向してＶ字状空間を形成するように設けられ
た可動フランジ３１２とを有し、該可動フランジ
３１２は油圧サーボ３１３により軸方向に移動可
能に設けられている。 出力側プーリ３２は、Ｖベルト式無段変速機の
出力軸２６に連結された固定フランジ３２１と、
該固定フランジ３２１と対向してＶ字状空間を形
成するように設けられた可動フランジ３２２とを
有し、該可動フランジ３２２は油圧サーボ３２３
により軸方向に移動可能に設けられている。 前進後進切換用遊星歯車変速機４０は、サンギ
ヤ４１、リングギヤ４３、サンギヤ４１及びリン
グギヤ４３に噛合するダブルプラネタリギヤ４
４、該ダブルプラネタリギヤ４４を回転自在に支
持するキヤリヤ４６から構成され、サンギヤ４１
はＶベルト式無段変速機の出力軸２６に連結さ
れ、キヤリヤ４６は前進後進切換用遊星歯車変速
機４０の出力軸４７に連結される。サンギヤ４１
とキヤリヤ４６とは多板クラツチ４５により着脱
自在に連結されており、リングギヤ４３は多板ブ
レーキ４２により変速装置のケース４００に着脱
自在に連結されている。この前進後進切換用遊星
歯車変速機４０は、油圧サーボ４９に油圧が供給
されたとき、多板クラツチ４５が係合しＶベルト
式無段変速機の出力軸２６の回転がそのまま前進
後進切換用遊星歯車変速機４０の出力軸４７に伝
達され、前進走行状態を可能とする。油圧サーボ
４８に油圧が供給されたときは、多板ブレーキ４
２が係合しリングギヤ４３が固定されるので、前
進後進切換用遊星歯車変速機４０の出力軸４７は
Ｖベルト式無段変速機の出力軸２６の回転に対し
て逆回転して、後進走行状態を可能とする。 減速歯車機構２３は、Ｖベルト式無段変速機３
０で得られる変速範囲が通常の車両用変速装置に
より達成される変速範囲より低いことを補うため
のものであり、例えば減速比1.45の減速を行い、
トルクの増大を行つている。 減速歯車機構２３の出力軸はデイフアレンシヤ
ルギヤ２２に連結され、デイフアレンシヤルギヤ
２２は図示しない車軸と連結され、例えば減速比
3.727の最終減速を行つている。 第２図は第１図に示した伝動装置における無段
変速装置を制御する油圧制御回路を示す。 油圧制御回路は、油圧源５０、シフトレバー
（図示せず）により手動操作されるマニユアル弁
６２、遊星歯車変速機４０における多板ブレーキ
および多板クラツチの係合のタイミングを制御
し、Ｎ−Ｄ、Ｎ−Ｒシフト時のシヨツクを緩和す
るシフト制御機構７０、入力側プーリ制御装置８
０、および本発明にかかる油圧調整装置６０から
なる。 油圧源５０は、オイルストレーナ５１から、エ
ンジンにより駆動されるオイルポンプ５２で汲み
上げた作動油を、リリーフ弁５３が取り付けられ
た油路１３を経てレギユレータ弁６１に供給す
る。 油圧調整装置６０は、油圧源５０から供給され
た油圧を調整し、ライン圧として油圧回路の各所
に供給するレギユレータ弁６１、該レギユレータ
弁６１から供給されるライン圧をキヤブレタ１０
２のスロツトル開度θの変化に応じて出力するス
ロツトル弁６５、該スロツトル弁６５から供給さ
れるスロツトル圧（スロツトル弁を介したライン
圧）を出力側プーリの可動フランジ３２２の変位
量Ｌに応じて調整しトルクレシオ圧として出力す
るトルクレシオ圧制御弁６６からなり、トルクレ
シオ圧制御弁６６は、トルク比Ｔの全域でトルク
レシオ圧（以下第１トルクレシオ圧という）を出
力する第１トルクレシオ圧出力機構６６ａと、ト
ルク比Ｔが設定値t₃以上のときスロツトル弁を介
して導かれるライン圧（第２トルクレシオ圧）を
出力する第２トルクレシオ圧出力機構６６ｂと、
スロツトル開度θの増大に伴ない順次排圧される
２つの第１トルクレシオ圧フイードバツク油路１
０および１１を有する。 マニユアル弁６２は、運転席に設けたシフトレ
バー（図示せず）のシフト位置Ｐ，Ｒ，Ｎ，Ｄ，
Ｌに対応してスプール６２１がＰ，Ｒ，Ｎ，Ｄ，
Ｌの各位置に設定され、表１に示す如くライン圧
が供給される油路１およびスロツトル弁を介して
ライン圧が供給される油路３と油圧制御回路の各
所へ該ライン圧を分配する油路４〜６とを連絡す
る。

【表】 表１において○は油路１との連絡状態にあるこ
とを示し、△は油路３との連絡状態にあることを
示し、×はいずれの油路とも連絡せず、各油路が
排圧されていることを示す。 レギユレータ弁６１は、スプール６１１と後記
する第１および第２のトルクレシオ圧を入力して
スプール６１１を制御するレギユレータ（バル
ブ）プランジヤ６１２とを備え、スプール６１１
の変位に伴ない第２出力ポート６１４と連通する
隙間面積を調整し、出力ポート６１６からは油路
１にライン圧を出力する。また第２出力ポート６
１４から油路１３を経てトルクコンバータ、オイ
ルクーラおよび潤滑必要部へ油を供給する。 スロツトル弁６５は、一方にスプリング６５２
が背設されるとともにキヤブレタ１０２のスロツ
トル開度θに応じスロツトル機構にリンクされて
移動するスプール６５１を備え、スロツトル開度
θが第１の設定値θ₁より小さい（０≦θ＜θ₁）と
き油路３および９を排油口６５４に連通し、スロ
ツトル開度θが第１の設定値θ₁より大きい（θ₁≦
θ）とき油路１と上記マニユアル弁６２への連絡
油路３とを連通し、θが第２の設定値θ₂（θ₁＜θ₂）
より大きい（θ₂≦θ）ときは油路１０を排油口６
５３に連通させ、またθが第１の設定値θ₁より大
きい（θ₁＜θ）とき油路１とトルクレシオ圧制御
弁６６の第２トルクレシオ圧出力機構６６ｂへの
連絡油路９とを連通する。第２表にスロツトル開
度θと油路３，９，１０，１１の給排状態を示
す。

【表】 ○は油路１との連絡状態、−は油路１０，１１
の遮断状態、×は排圧状態を示す。 トルクレシオ圧制御弁は６６は、Ｖベルト式無
段変速機の出力側プーリ３２の可動フランジ３２
２とリンク機構で連結され、第２トルクレシオ圧
出力機構６６ｂを構成する第２のスプール６６２
と、該スプール６６２とスプリング６６３を介し
て直列的に配設され、第１トルクレシオ圧出力機
構６６ａを構成する第１のスプール６６１とを有
する。第１トルクレシオ圧出力機構６６ａは、油
路３、マニユアル弁６２および油路６を介してス
ロツトル弁を介したライン圧または直接ライン圧
が供給されるポート６６４と、レギユレータ弁６
１への出力油路８に連絡する出力ポート６６５を
備え、スプール６６１は直径が漸減するランド６
６１ａ，６６１ｂ，６６１ｃを有し、これらそれ
ぞれのランドへはそれぞれオリフイス６６６，６
６７，６６８を介して油路１０，１１，１３から
出力油圧のフイードバツクがなされている。フイ
ードバツク油路１０および１１は、上述の如くス
ロツトル弁６５を介して順次排圧されるようにな
つている。これにより第１トルクレシオ圧は第３
図に示す如く、トルク比の減少に伴ない、漸減す
るとともにスロツトル開度θの増大に伴ない段階
的にレベルアツプする特性を有する。第２トルク
レシオ圧出力機構６６ｂは、スロツトル開度θが
θ₁≦θのとき油路９から供給されるスロツトル圧
（本実施例ではライン圧と同等）を、第２図の下
半に示す如くトルク比Ｔが、t₃≦Ｔのとき油路７
からレギユレータ弁６１へ、第２トルクレシオ圧
として出力する。 レギユレータ弁６１は上記第１および第２トル
クレシオ圧を、直径の異なる２つのランド６１３
および６１５を備えたレギユレータプランジヤ６
１２のそれぞれのランドに印加されることで第７
〜９図に示すライン圧を出力する。 第４図および第６図は必要最小のラインを示
す。 シフト制御機構７０は、一方にスプリング７１
１が背設され他端に設けられた油室７１３からラ
イン圧を受けるスプール７１２を備えたシフト制
御弁７１、油室７１３へライン圧を供給する油路
１に設けられたオリフイス７２、該オリフイス７
２と油室７１３との間に取り付けられたプレツシ
ヤーリミツテイング弁７３、および後記する電気
制御回路により制御され油室７１３の油圧を調整
するソレノイド弁７４からなる。ソレノイド弁７
４が作動してドレインポート７４１を開き油室７
１３を排圧しているときは、シフト制御弁７１の
スプール７１２はスプリング７１１の作用で図示
左方に移動され、遊星歯車変速機４０の多板クラ
ツチ４５を作動させる油圧サーボ４９に連絡する
油路１４と多板ブレーキ４２を作動させる油圧サ
ーボ４８に連絡する油路１５とをそれぞれドレイ
ンポート７１４と７１５とに連絡して排圧させ、
多板クラツチ４５または多板ブレーキ４２を解放
させる。ソレノイド弁７４が作動していないとき
はドレインポート７４１は閉ざされ、スプール７
１２は油室７１３に供給されるライン圧で図示右
方に位置し、それぞれ油路４および油路５を上記
油路１４および油路１５に連絡し、多板ブレーキ
４２または多板ブレーキ４２または多板クラツチ
４５を係合させる。本実施例においてはシフト制
御弁７１に油路１４および油路１５の出力油圧を
フイードバツクする油室７１７および油室７１６
を設け、出力油圧の立上りを緩和し第１図に示す
多板クラツチ４５および多板ブレーキ４２の係合
時のシヨツクを防止している。 トルク比制御装置８０は、トルクレシオ制御弁
８１、オリフイス８２と８３、ダウンシフト用ソ
レノイド８４、およびアツプシフト用ソレノイド
８５からなる。トルクレシオ制御弁８１は、一方
にスプリング８１１が背設されたスプール８１
２、それぞれオリフイス８２および８３を介して
油路１からライン圧が供給された両端の油室８１
５および８１６、ライン圧が供給される油路１と
連絡するとともに、スプール８１２の移動に応じ
て開口面積が増減する入力ポート８１７およびＶ
ベルト式無段変速機３０の入力側プーリ３１の油
圧サーボ３１３に油路２を介して連絡する出力ポ
ート８１８が設けられた油室８１９、スプール８
１２の移動に応じて油室８１９を排圧するドレイ
ンポート８１４およびスプール８１２の移動に応
じて油室８１５を排圧するドレインポート８１３
を備える。ダウンシフト用ソレノイド８４とアツ
プシフト用ソレノイド８５とは、それぞれトルク
レシオ制御弁８１の油室８１５と油室８１６とに
取り付けられ、双方とも後記する電気制御回路の
出力で作動されそれぞれ油室８１５と油室８１６
とを排圧する。 第５図は第２図に示した油圧制御回路における
シフト制御機構７０のソレノイド弁７４、入力側
プーリを制御するトルク比制御機構８０のダウン
シフト用ソレノイド弁８４よびアツプシフト用ソ
レノイド８５を制御する電気制御回路の構成を示
す。 ９０１はシフトレバーがＰ，Ｒ，Ｎ，Ｄ，Ｌの
どの位置にシフトされているかを検知するシフト
レバースイツチ、９０２は入力側プーリ３１の回
転速度を検出する回転速度センサ、９０３は車速
セレサ、９０４はキヤブレタのスロツトル開度を
検出するスロツトルセンサ、９０５は回転速度セ
ンサ９０２の出力を電圧に変換するスピード検出
処理回路、９０６は車速センサ９０３の出力を電
圧に変換する車速検出回路、９０７はスロツトル
センサ９０４の出力を電圧に変換するスロツトル
開度検出処理回路、９０８〜９１１は各センサの
入力インタフエース、９１２は中央処理装置
（CPU）、９１３はソレノイド弁７４，８４，８
５を制御するプログラムおよび制御に必要なデー
タを格納してあるリードオンメモリ（ROM）、
９１４は入力データおよび制御に必要なパラメー
タを一時的に格納するランダムアクセスメモリ
（RAM）、９１５はクロツク、９１６は出力イン
タフエース、９１７はソレノイド出力ドライバで
あり、出力インタフエース９１６の出力をアツプ
シフトソレノイド８５、ダウンシフトソレノイド
８４およびシフトコントロールソレノイド７４の
作動出力に変える。入力インタフエース９０８〜
９１１とCPU９１２，ROM９１３，RAM９１
４、出力インタフエース９１６との間はデータパ
ス９１８とアドレスパス９１９とで連絡されてい
る。 つぎにトルクレシオ圧制御弁６６、スロツトル
弁６５、マニユアル弁６２およびレギユレータ弁
６１からなる本実施例の油圧調整装置６０の作用
を説明する。 油圧制御回路に供給される作動油は、エンジン
で駆動されるポンプ５２を供給源としており、ラ
イン圧が高ければそれに応じてポンプ５２により
動力の消耗が増大する。よつて車両を低燃費で走
行させるためには油圧制御回路に供給するライン
圧を必要最小限に近づけることが必要となり、無
段変速装置において該ライン圧は入力側プーリ３
１および出力側プーリ３２の各油圧サーボがＶベ
ルト３３の滑りを生ずることなくトルクの伝達を
行なえる油圧で規定される。入出力軸間のトルク
比Ｔの変化に対する必要最小限のライン圧をスロ
ツトル開度θをパラメータとして第６図の実線で
示す。車両の発進時には両プーリによつて実現可
能なトルク比の範囲ではエンジンを最良燃費で作
動させることが不可能であるので、点線で示す如
く上記実線で示した最良燃費の特性曲線より20％
程度大きな破線で示すライン圧とすることが望ま
しく、またエンジンブレーキ時にはスロツトル開
度θ＝０においても一点鎖線で示す如くより高い
ライン圧特性とすることが望ましい。 本実施例においては、油圧調整装置６０により
マニユアル弁のシフト位置Ｌ，Ｄ，Ｎ，Ｒ，Ｐお
よびＶベルト式無段変速機の入出力軸間のトルク
比Ｔの変化によりつぎのように調整される。 〈運転者がＤ位置を選択したとき〉 マニユアル弁６２において油路４が油路１と連
絡し油路６が油路３と連絡し、油路５が排圧され
ている。このときはシフト制御機構７０におい
て、シフト制御ソレノイド７４がOFF状態で油
室７１３にライン圧が供給されている場合には、
スプール７１２が図示右方に位置することによ
り、油路４と油路１４が連絡され、油路４に供給
されたライン圧が油路１４を通して前進用の多板
クラツチ４５の油圧サーボ４９に作用し、車両は
前進走行可能な状態となつている。 スロツトル開度θが０≦θ≦θ₁のとき 表２に示す如く、スロツトル弁６５は油室１か
ら供給されたライン圧を油路３および９のいずれ
からも出力していない。トルクレシオ圧制御弁６
６は油路６および９のいずれからも油圧の供給が
ないので、トルクレシオ圧を生ぜず、レギユレー
タ弁６１の出力するライン圧は第７図のグラフに
おいてに示す如くトルク比または出力側プーリ
の可動フランジ変位量Ｌの変化に対し一定とな
る。 スロツトル開度θがθ₁≦θ≦θ₂のとき 表２に示す如く、スロツトル弁６５は油路１と
油路３および油路９とを連絡するとともに油路１
０および油路１１のフイードバツク油圧を保持す
る。これによりトルクレシオ圧制御弁６６へは油
路６および９からスロツトル圧（本実施例ではラ
イン圧と同等）が供給される。第１のトルクレシ
オ圧制御機構６６ａは、フイードバツク油路１
３，１１，１０の全てから第１トルクレシオ圧の
フイードバツクが作用し、またトルク比Ｔが設定
値t₃以上のとき油路７から第２トルクレシオ圧を
出力する。これら第１および第２トルクレシオ圧
の入力によりレギユレータ弁６１の出力するライ
ン圧は第７図に示す如く調整される。 スロツトル開度θがθ₂≦θ≦θ₃のとき 表２に示す如く、θ₁≦θ≦θ₂の状態からフイー
ドバツク油路１０が排圧され、これにより第１ト
ルクレシオ圧のレベルが上がるので、レギユレー
タ弁６１の出力するライン圧は第７図に示す如
くなる。 スロツトル開度θがθ₃≦θ≦100％のとき 表２に示す如く、θ₂≦θ≦θ₃の状態からフイー
ドバツク油路１１が排圧されるので第１トルクレ
シオ圧はさらにレベルアツプし、レギユレータ弁
６１の出力するライン圧も該第１トルクレシオ圧
の増大に伴ない第７図に示す如くレベルアツプ
する。 第８図はトルク比Ｔが、t₁，t₃，t₄のときのス
ロツトル開度θに対するライン圧の変化を示すグ
ラフである。 〈運転者がＬ位置を選択したとき〉 マニユアル弁６２において油路１と油路４およ
び油路６とが連通され、油路５が排圧される。 この場合は油路６へはスロツトル弁６５を介さ
ず、油路１から直接ライン圧が供給されているの
で、スロツトル開度θが、０≦θ≦θ₂において第
１トルクレシオ圧は第３図に示す特性を有し、
この第１トルクレシオ圧を入力するレギユレータ
弁６１は１≦θ≦θ₂において第７図に示す値と
なる。θ₂≦θのときはＤ位置と同じであり、トル
ク比Ｔをパラメータ（t₁，t₂，t₃）としたときの
スロツトル開度θに対するライン圧は第９図の如
くである。 〈運転者がＲ位置を選択したとき〉 表１に示す如くマニユアル弁６２において油路
５および油路６が油路１と連通し、油路４は排圧
されている。このときシフト制御機構７０におい
て、シフト制御ソレノイド７４がOFF状態で油
室７１３にライン圧が供給されている場合には、
スプール７１２が右方に位置することにより、油
路５と油路１５とが連通され、油路５に供給され
たライン圧が油路１５を通して後進用多板ブレー
キ４２の油圧サーボ１８に供給され、車両は後進
走行可能となる。また油路６にライン圧が導かれ
ているため、ライン圧はＬ位置のときと同一の特
性となる。Ｒ位置ではＶベルト式無段変速機３０
におけるトルク比Ｔを最大のＴ＝t₄として使用す
る。このため遊星歯車変速機４０内で変速（減
速）を行なう必要はないが、本実施例によればＲ
位置においてトルク比Ｔを変化させた場合でも、
Ｌ位置の場合と同様にライン圧の制御が可能であ
る。 〈運転者がＰ位置またはＮ位置を選択したとき〉 表１に示す如くマニユアル弁６２において油路
４および油路５が排圧され、油路６が油路３に連
絡されているため、レギユレータ弁６１の出力で
あるライン圧はＤ位置と同じとなる。 このライン圧調整においてマニユアル弁６２を
Ｄ，Ｎ，Ｐの各シフト位置にシフトしている場
合、トルク比Ｔがt₃≦Ｔ≦t₄の範囲にあるときの
ライン圧を第８図のグラフの如くスロツトル開度
θ₁％以下で低く設定したのは、アイドリングなど
スロツトル開度θが小さく且つポンプの吐出量が
少ない運転状態においてライン圧を高く設定して
おくと、高油温で油圧回路の各所からの油洩れが
大きいときなどはライン圧の保持が困難となり、
さらにはオイルクーラへ供給される油量の減少に
より油温がさらに上昇してトラブルの原因となり
やすいためである。マニユアル弁６２がＬ，Ｒの
各シフト位置にシフトしている場合、第９図のグ
ラフに示す如くトルク比Ｔがt₃≦Ｔ≦t₄の範囲で
且つスロツトル開度θがθ₁％以下の運転条件にお
いてライン圧を高く設定したのは、エンジンブレ
ーキ時においては低スロツトル開度のときも比較
的高い油圧が要求されることによる。このように
第７図に示す如くライン圧を第６図に示す必要最
小限の油圧に近づけることにより、ポンプ５２に
よる動力損失を小さくできるので燃費および燃料
消費率が向上できる。 つぎに電気制御回路９０と、電気制御回路９０
により制御されるシフト制御機構７０およびトル
ク比制御装置８０の作動を第１０図〜第２３図に
示すフローチヤートに基づき説明する。 第１６図に全体のフローチヤートを示す。 スロツトルセンサ９０４によりスロツトル開度
θの読み込み９２１を行つた後、シフトレバース
イツチ９０１によりシフトレバー位置の判別９２
２を行う。判別の結果、シフトレバーがＰ位置ま
たはＮ位置の場合には、第１７図に示すＰ位置お
よびＮ位置処理サブルーチン９３０を行い、その
後リターンする。 Ｐ位置およびＮ位置処理サブルーチン９３０は
第１７図に示すように、ソレノイド弁８４および
８５の双方をOFFとし９３１、ＰまたはＮ状態
をRAM９１４に記憶せしめる９３２。判別９２
２において、シフトレバーがＲ位置の場合にはＮ
−Ｒシフトに伴なうシフトシヨツクを緩和するた
めにシフトシヨツクコントロール処理９４０を行
い、その後リターンする。 判別９２２において、シフトレバーがＤ位置ま
たはＬ位置の場合にはＮ−Ｄシフトに伴なうシフ
トシヨツクを緩和するためにシフトシヨツクコン
トロール処理９５０を行う。 つぎにシフトシヨツクコントロール処理９４
０、９５０およびこの処理によるシフト制御機構
７０の作動について説明する。 シフト制御機構７０は電気制御回路９０の出力
により制御されるソレノイド弁７４の作用で、遊
星歯車変速装置４０の油圧サーボ４８および４９
への油圧の給排タイミングを調整し、シフト時の
衝撃を防止するとともに、プレツシヤリミツテイ
ング弁７３の作用で油圧サーボ４８および４９へ
供給される油圧の上限を設定値以下に保つ作用を
有し、クラツチ４５およびブレーキ４２の係合力
を制限している。 本実施例において、第２４図に示す如く、シフ
ト制御弁７１のスプール７１２に設けたランドの
受圧面積を図示左側から順にS₁，S₁，S₁，S₂，ス
プリング７１１の弾性力をFs₁、油室７１３にソ
レノイド弁７４の作動によつて発生するソレノイ
ド圧をPsとすると、前進時に係合される多板ク
ラツチ４５の油圧サーボ４９への供給油圧Pcお
よび後進時に係合される多板ブレーキ４２の油圧
サーボ４８への供給油圧Pbは、それぞれシフト
制御弁７１の油圧平衡式である第(1)式および第(2)
式から次のように与えられる。 前進時 Ps×S₁＝Pc×S₂＋Fs₁ (1) Pc＝S₁／S₂Ps−Fs₁／S₂ 後進時 Ps×S₁＝ Pb×（S₁−S₂）＋Fs₁ (2) Pb＝S₁／S₁−S₂Ps−Fs₁／S₁−S₂ またプレツシヤリミツテイング弁７３内に挿設
された弁体７３１の受圧面積をS₃、該弁体７３１
に背設されたスプリング７３２の弾性力をFs₂と
すると、プレツシヤリミツテイング弁７３は油圧
平衡式第(3)式によりPsの最高圧P_linitで作動する。 P_linit×S₃＝Fs₂ (3) P_linit＝Fs₂／S₃ この時Pc，Pbは第(4)式および第(5)式に従つて
最高圧Pc_linit，Pb_linitが制限される。 前進時 Pc_linit＝S₁／S₂P_linit−Fs₁／S₂ (4) 後進時 Pb_linit＝S₁／S₁−S₂P_linit−Fs₁／S₁−S₂ (5) 本実施例において、プレツシヤリミツテイング
弁７３の弁体７３１の受圧面積S₃、スプリング７
３２の弾性力Fs₂は、プレツシヤリミツテイング
弁７３が作動するP_linitにより規定されるPc_linit，
Pb_linitが供給されるクラツチ４５およびブレーキ
４２の最大トルク容量が、Ｖベルト式無段変速機
３０の伝達トルク容量より小さくなるように設定
され、過大な入力トルクが作用したときにプーリ
３１，３２とＶベルト３３との間に滑りが生ずる
以前にクラツチ４５またはブレーキ４２を滑らせ
てＶベルト３３の損傷を防止している。 ソレノイド弁７４は次式で与えられるデユーテ
イ（％）によつてソレノイド圧Psを油室７１３
に生じる。 デユーテイ＝ １周期におけるソレノイドON時間／ソレノイド作動周期
×100（％） 第２６図に示すソレノイド圧は、シフト制御弁
７１により増巾され、第２７図に示す油圧サーボ
４８または４９への供給油圧PbまたはPcが得ら
れる。 Ｎ−ＤシフトおよびＮ−Ｒシフト時における係
合シヨツクを和らげる場合、油圧サーボ４８また
は油圧サーボ４９へ供給油圧PbまたはPcの立上
りを第２５図に示す油圧特性曲線の如くコントロ
ールし、図中AC間で多板クラツチ４５または多
板ブレーキ４２の係合を完了せしめるのが好まし
い。このように油圧サーボ４８または４９への供
給油圧をコントロールするためにソレノイド弁７
４を制御するシフトシヨツクコントロール処理９
４０，９５０のプログラムフローチヤートを第２
０図に示す。 まずFLUGがONか否かの判別９４１を行い、
FLUGがONのときはシフトシヨツクコントロー
ル処理中であり、９４６に進む。FLUGがONで
無いときはシフトシヨツクコントロール処理の開
始のためにRAM９１４に記憶されているシフト
レバー位置と現在のシフトレバー位置とを比較す
ることによつてシフトレバーのＰ位置またはＮ位
置からＲ位置への変化の有無の判別９４２および
Ｎ位置からＤ位置への変化の有無の判別９４３を
行い、Ｐ位置またはＮ位置からＲ位置への変化が
生じていたときには９４４に進み、Ｎ位置からＤ
位置への変化が生じていたときには９４５に進ん
でそれぞれに対応するパラメータK^*，L^*，M^*の
各パラメータを設定するとともにパラメータＫを
０に設定し、RAM９１４にシフトレバー位置を
記憶する。次にシフトシヨツクコントロール処理
を行う状態であることを示すFLUGをON状態に
し９５５、その後９４６に進む。９４２，９４３
においていずれの変化生じていない場合にはリタ
ーンし、シフトシヨツクコントロールはなされな
い。９４６では一周期K^*の終了を判別するパラ
メータＫが０より大きいか否かの判別を行ない、
Ｋが０より大きくないときにはＫをK^*−１、Ｌ
をL^*，L^*をL^*−M^*に設定し９４７、Ｌが０以
下か否かの判別９４８をし、Ｌが０以下ではない
なら９５１に進み、Ｌが０以下なら全てのシフト
シヨツクコントロール処理を終了したことを示し
ているのでFLUGをOFFし９４９リターンする。
判別９４６においてＫが０より大きいときには、
ＫをＫ−１とし９５０、判別９４８においてＬが
０以下ではない場合とともに、一周期K^*におけ
るソレノイド弁７４のONの終了を判別するパラ
メータＬが０か否かの判別９５１を行なう。Ｌが
０でないときにはソレノイド弁７４のON指令９
５３を発し、ＬをＬ−１に設定し９５４リターン
する。判別９５１においてＬが０の時にはソレノ
イド弁７４のOFF指令９５２を発してリターン
する。 Ｎ−ＤシフトおよびＮ−Ｒシフトが行なわれて
からシフトシヨツクコントロール処理が終了する
までの間、第２０図に示すシフトシヨツクコント
ロール処理が繰り返し実行されることによつて、
第１８図に示す如く１周期K^*におけるパルス巾
がL^*−nM^*（ｎ＝０・１・２・３…）で表わさ
れ、次第に巾が小さくなつていくパルスが第１９
図に示すシフト制御機構のシフト制御ソレノイド
弁７４に加えられる（以下これをデユーテイコン
トロールという）。このようにシフト制御ソレノ
イド弁７４をデユーテイコントロールすることに
より、シフト制御弁７１の油室７１３にデユーテ
イに対応して調圧された油圧Psが生じ、第２５
図に示した油圧特性曲線の如く油圧サーボ４８ま
たは油圧サーボ４９への供給油圧PbまたはPcの
立上りがコントロールされる。同様のシフトシヨ
ツクコントロール処理は第５図に示すプログラマ
ブルタイマ９２０を用いても行なうことが可能で
ある。 シフトシヨツクコントロール処理９５０の次に
は入力側プーリの回転速度センサ９０２により実
際の入力側プーリ回転数Ｎの読み込み９２３を行
う。つぎに９２１で読み込んだスロツトル開度θ
が０か否かの判別９２４を行い、θが０でないと
きには入力側プーリ目標回転数N^*を最良燃費入
力側プーリ回転数にセツトするサブルーチン９６
０を実行し、スロツトル開度θ＝０（スロツトル
全開）の時には、エンジンブレーキの必要性を判
断するためシフトレバーがＤ位置に設定されてい
るか否かの判別９２６を行い、シフトレバーがＤ
位置に設定されているときにはＤ位置のエンジン
ブレーキ処理サブルーチン９７０を行い、シフト
レバーがＤ位置に設定されていないとき、すなわ
ちＬ位置に設定されているときにはＬ位置のエン
ジンブレーキ処理サブルーチン９８０を行い、入
力側プーリ目標回転数N^*をそれぞれに適した値
に設定する。 ここで入力側プーリ目標回転数N^*を最良燃費
入力側プーリ回転数にセツトするサブルーチン９
６０、Ｄ位置のエンジンブレーキ処理サブルーチ
ン９７０およびＬ位置のエンジンブレーキ処理サ
ブルーチン９８０について説明する。 まず各スロツトル開度θにおいて最良燃費とな
るように入力側プーリ目標回転数N^*を最良燃費
入力側プーリ回転数にセツトするサブルーチン９
６０について説明する。 一般に、エンジンを最良燃費の状態で作動させ
るには、第１０図に破線で示す最良燃費動力線に
従つて運転するのが好ましい。この第１０図で横
軸はエンジン回転数（rpm）、縦軸はエンジン出
力軸のトルク（Kg・ｍ）を示し、最良燃費動力線
は次のようにして得られる。第１０図で実線で示
すエンジンの等燃料消費曲線（単位はｇ／ps・
ｈ）と、二点鎖線で示す等馬力曲線（単位はps）
とから、図中のＡ点における燃料消費率Ｑ（ｇ／
ps・ｈ）、馬力をＰ（ps）とすると、 Ａ点では毎時 Ｓ＝Ｑ×Ｐ（ｇ／ｈ） の燃料を消費することになる。各等馬力曲線上の
全ての点において１時間当りの燃料消費量Ｓを求
めることにより各馬力力線上でＳが最小となる点
が決定でき、これらの点を結ぶことにより各馬力
に対して最良燃費となるエンジン運転状態を示す
最良燃費動力線が得られる。しかるに本実施例の
如く、エンジン１００と流体伝達機構であるフル
ードカツプリング２１とを組み合せた場合には同
様の方法にて、第１１図に示す各スロツトル開度
θにおけるエンジン出力性能曲線と、第１２図に
示すフルードカツプリング性能曲線と第１３図に
示すエンジン等燃費率曲線から第１４図に示すよ
うにフルードカツプリング出力性能曲線上に最良
燃費フルードカツプリング出力線を求めることが
できる。第１５図は第１４図に示す最良燃費フル
ードカツプリング出力線をスロツトル開度とフル
ードカツプリング出力回転数の関係におきかえた
ものである。このフルードカツプリング出力回転
数は、本実施例の無段変速装置ではそのまま入力
側プーリ回転数となる。 このために第２１図に示す入力側プーリ目標回
転数N^*を最良燃費入力側プーリ回転数にセツト
するサブルーチン９６０では、スロツトル開度θ
からあらかじめデータとしてROM９１３に格納
してある第１５図のスロツトル開度に対応した最
良の燃費入力側プーリ回転数データの格納アドレ
スのセツト９６１をし、セツトしたアドレスから
最良燃費入力側プーリ回転数を読み出し９６２、
読み出したスロツトル開度θに対する最良燃費入
力側プーリ回転数のデータを入力側プーリ目標回
転数N^*にセツトする９６３。 次にエンジンブレーキ処理サブルーチン９７
０、９８０について説明する。 Ｄ位置のエンジンブレーキ処理サブルーチン９
７０は第２２図に示すように、車速センサ９０３
により車速Ｖの読み込み９７１をし、その時点で
の加速度αを算出し９７２、つぎに該加速度αが
車速に対して適当な加速度Ａであるか否かの判別
９７３をする。α＞Ａのときはダウンシフトさせ
るために入力側プーリ目標回転数N^*を現在の入
力側プーリ回転数Ｎより大きい値に設定し９７
４、リターンする。α≦Ａのときには入力側プー
リ目標回転数N^*をスロツトル開度θに対応する
最良燃費入力側プーリ回転数に設定し９７５、リ
ターンする。車速と適当な加速度Ａとの関係は、
第２２図２に示すように各車両について実験また
は計算により予め求められたものである。 Ｌ位置のエンジンブレーキ処理サブルーチン９
８０は第２３図に示すように、車速センサ９０３
により車速Ｖの読み込み９８１をし、その後車速
Ｖと入力側プーリ回転数Ｎから現在のトルク比Ｔ
を次式から算出する９８２。 Ｔ＝Ｎ／Ｖ×ｋ ｋはトランスミツシヨン内部の減速歯車機構２
３の減速比、車両の最終減速比およびタイヤ半径
等から決定される定数である。つぎに現在のトル
ク比Ｔがその車速Ｖに対して安全かつ適正なエン
ジンブレーキが得られるトルク比T^*より大きい
か否かの判別９８３を行い、Ｔ＜T^*のときはダ
ウンシフトが行われるように入力側プーリ目標回
転数N^*を現在の入力側プーリ回転数Ｎより大き
い値に設定し９８４、リターンする。Ｔ≧T^*の
ときには入力側プーリ目標回転数N^*を現在の入
力側プーリ回転数Ｎに設定し９８５、リターンす
る。車速に対して安全かつ適正なエンジンブレー
キが得られるトルク比T^*は、第２３図２に示す
ように各車両について実験または計算により予め
求められたものである。 入力側プーリ目標回転数N^*を最良燃費入力側
プーリ回転数をセツトするサブルーチン９６０、
Ｄ位置のエンジンブレーキ処理サブルーチン９７
０およびＬ位置のエンジンブレーキ処理サブルー
チン９８０のいずれかが実行された次には９２３
で読み込んだ入力側プーリ回転数Ｎと９６０，９
７０および９８０の何れかのサブルーチンによつ
て設定された入力側プーリ目標回転数N^*との比
較９２７を行う。Ｎ＜N^*のときはダウンシフト
ソレノイド弁８４をONとするダウンシフト指令
９２８を発し、Ｎ＞N^*のときはアツプシフトソ
レノイド弁８５をONとするアツプシフト指令を
発し、Ｎ＝N^*のときは両ソレノイド弁８４およ
び８５をOFFとする定トルク比走行指令９２０
を発する。 つぎにソレノイド弁８４および８５に発せられ
る上記指令に伴なうトルク比制御装置８０の作用
を第２８図とともに説明する。 〈定トルク比走行指令が発せられた時〉 電気制御回路９０の出力により制御されるソレ
ノイド弁８４および８５は定トルク比走行指令に
より第２８図Ａに示す如くOFFされる。これに
より油室８１６の油圧Ｐ１はライン圧となり、油
室８１５の油圧Ｐ２もスプール８１２が図示右側
にあるときにはライン圧となつている。スプール
８１２にはスプリング８１１による押圧力Ｐ３が
作用しているので図示左方に動かされる。スプー
ル８１２が図示左方に移動され油圧８１５とドレ
インポート８１３とが連通すると油室８１５の油
圧Ｐ２は排圧されるので、スプール８１２は油室
８１６の油圧Ｐ１により図示右方に移動され、ド
レインポート８１３は閉ざされる。よつてスプー
ル８１２は第２８図Ａに示す如く中間位置の平衡
点に保持されて油路２を油路１およびドレインポ
ート８１４から遮断する。本実施例においてはド
レインポート８１３とスプール８１２とのランド
エツジにフラツトな平面８１２ｂを設けることに
より、より安定した状態でスプール８１２を第２
８図Ａの如く中間位置の平衡点に保持することが
可能になる。これによつて入力側プーリ３１の油
圧サーボ３１２の油圧は維持され、定トルク比走
行が行われる。このとき実際上は油路２から入力
側プーリ３１の油圧サーボ３１２に至る経路にお
いて油漏れが生じるために、入力側プーリ３１の
油圧サーボ３１２の油圧は徐々に減圧され、これ
によつて入力側プーリ３１は徐々に広げられてト
ルク比Ｔが増加する方向に変化することになる。
本実施例ではこれを防ぐために第２８図Ａに示す
ようにスプール８１２が平衡する位置において
は、ドレインポート８１４を閉じ、油路１はやや
開いた状態となるようスプール８１２のランドエ
ツジにフラツトな面８１２ａを設け、油路２にお
ける油漏れを補うようにしている。また第３０図
に示すように面８１２ａの代りに油路１と油路２
の間をオリフイス８２１を有する油路８２２で連
絡しても同様な機能が得られる。 〈アツプシフト指令が発せられた時〉 第２８図Ｂに示す如く電気制御回路９０の出力
によりソレノイド弁８５がONされる。これによ
り油室８１６が排圧されるため、スプール８１２
は図示左方に動かされ、スプール８１２の移動に
伴ない油室８１５もドレインポート８１３から排
圧されるが、スプリング８１１の作用でスプール
８１２は図示左端に設定される。 この状態では油路１のライン圧がポート８１８
を介して油路２に供給されるため油圧サーボ３１
３の油圧は上昇し、入力側プーリ３１は閉じられ
る方向に作動してトルク比Ｔは減少する。したが
つてソレノイド弁８５のON時間を必要に応じて
制御することによつて所望のトルク比だけ減少さ
せアツプシフトを行うことができる。 〈ダウンシフト指令が発せられた時〉 第２８図Ｃに示す如く電気制御回路９０の出力
によりソレノイド弁８４がONされる。これによ
り油室８１５が排圧され、油室８１６のライン圧
によりスプール８１２は図示左方に設定される。
この状態では油路２がドレインポート８１４と連
通して排圧され、入力側プーリ３１は広がる方向
に作動してトルク比Ｔは増大する。したがつてソ
レノイド弁８４のON時間を必要に応じて制御す
ることによつて所望のトルク比だけ増大させダウ
ンシフトを行うことができる。 このように入力側（ドライブ側）プーリ３１の
油圧サーボ３１３にはトルクレシオ制御弁８１の
出力油圧が供給され、出力側（ドリブン側）プー
リ３２の油圧サーボ３２３にはライン圧が導かれ
ており、入力側油圧サーボ３１３の油圧をPi、出
力側油圧サーボ３２３の油圧をPoとすると、
Po／Piはトルク比Ｔに対して第２９図のグラフ
に示す如き特性を有し、たとえばスロツトル開度
θ＝50％、トルク比Ｔ＝1.5（図中ａ点）で走行し
ている状態からアクセルをゆるめてθ＝30％とし
た場合Po／Piがそのまま維持されるときにはト
ルク比Ｔ＝0.87の図中ｂ点に示す運転状態に移行
し、逆にトルク比Ｔ＝1.5の状態を保つ場合には
入力側プーリを制御するトルク比制御機構８０の
出力によりPo／Piの値を増加させ図中Ｃ点の値
に変更する。このようにPo／Piの値に応じて制
御することにより、あらゆる負荷状態に対応して
任意のトルク比に設定できる。 第３１図は油圧調整装置の他の実施例を示す。
上記実施例の油圧調整装置６０において、高スロ
ツトル（例えばθ₃≦θ≦100％）で入出力軸間の
トルク比Ｔが最大値付近（例えばt₃≦Ｔ≦t₄）の
とき、ある運転条件においてライン圧がＶベルト
式無段変速機の油圧サーボで必要とされる油圧よ
り相当高くなることがある。 本実施例ではスロツトル弁６５とトルクレシオ
圧制御弁６６の第２トルクレシオ圧出力機構６６
ｂとを連絡する油路９に、一方から第１トルクレ
シオ圧が供給される（本実施例では油路１３を介
して供給される）三方チエツク弁９１を取り付
け、且つスロツトル開度θがθ₃≦θ≦100％のと
きスロツトル弁６５においてスプール６５１が油
路９に連絡するポート６５３を閉じるよう構成
し、θ₃≦θ≦100％では第２トルクレシオ圧出力
機構６６ｂへは油路１３から第１トルクレシオ圧
が供給されるようにしている。これにより第２ト
ルクレシオ圧出力機構６６ｂはスロツトル開度θ
がθ₃≦θ≦100％のときには、スロツトル弁６５
から供給されるスロツトル圧（ライン圧と同等）
より低い第１トルクレシオ圧が油路９から供給さ
れる。これに伴ないトルク比Ｔがt₃≦Ｔ≦t₄のと
き油路７からレギユレータ弁６１へ出力される第
２トルクレシオ圧が低下し、レギユレータ弁６１
の出力するライン圧は第３２図に示す如くなり、
前記第１実施例の場合（図中一点鎖線で表示）に
比較して、θ₃≦θ≦100％、t₃≦Ｔ≦t₄において低
くできる。尚、スロツトル弁６５から油路９にス
ロツトル圧が供給されているときは、スロツトル
圧が第１トルクレシオ圧より高いのでトルクレシ
オ圧制御弁へはスロツトル圧が供給される。トル
ク比Ｔをパラメータとしたときのスロツトル開度
θに対するライン圧特性を第３３図（シフトレバ
ーがＰ，ＮまたはＤ位置のとき）および第３４図
（シフトレバーがＬまたはＲ位置のとき）に示す。
一点鎖線は第８図および第９図で示した第１実施
例のライン圧である。 本実施例の如く高スロツトル開度で且つ高トル
ク比のときトルクレシオ制御弁の第２トルクレシ
オ圧出力機構に第１トルクレシオ圧が供給される
ようにすることで、ライン圧を一層必要最小限の
ライン圧に近づけることができる。 なお本発明においては、トルクレシオ圧制御弁
６６にフイードバツク油圧を複数設けることによ
り、第１トルクレシオ圧が所望な段数に切りかえ
ることができ、ライン圧をより必要最小限の値に
近づけることが可能である。 以上の如く本発明にかかる油圧調整装置は、ト
ルクレシオ圧制御弁、スロツトル弁、レギユレー
タ弁、およびマニユアル弁によりライン圧を必要
最小限に近づけているので、オイルポンプによる
エンジン出力の損失を少なくでき、燃費および動
力性能の向上が可能となるとともにつぎの効果を
有する。 (1) 各スロツトル開度に対して、エンジンを予め
設定された状態で運転する場合に必要な油圧
は、スロツトル開度（又は入力トルク）の増加
に対応して増加し、両プーリ間のトルク比（入
出力軸間のトルク比）の増加に対応して増加す
る特性を有する為、油圧調整装置により制御さ
れるライン圧をスロツトル開度（又は入力トル
ク）又は両プーリ間のトルク比をパラメータと
して段階的に変化させることにより、Ｖベルト
式無段変速機の油圧サーボが必要とする最小限
の油圧にライン圧を近づけることができる。 (2) 発進時等において、大きな駆動力を伝達する
必要から、油圧サーボ機構が必要とする最小限
の油圧は、効果(1)で述べた場合よりも大きくな
り、従つてこのような場合には効果(1)で述べた
ライン圧より大きなライン圧を発生させること
ができる。 (3) 効果(2)で述べた状態の検出は、Ｖベルト式無
段変速機の両プーリ間のトルク比（入出力軸間
のトルク比）によつて検出し、そのトルク比が
予め設定された値よりも大きくなつた場合に、
効果(2)で述べた状態とすることができる。 (4) 効果(3)で述べた状態においても、スロツトル
開度が小さく、エンジン回転数が低い場合（例
えばアイドル時）には、効果(2)で述べたように
大きなライン圧を発生させると、オイルポンプ
吐出量が少ない為、高油温時に油路各部の漏れ
が大きい場合に、ライン圧の低下、クーラ圧の
低下による温度上昇、潤滑圧低下等の問題を生
ずる為、スロツトル開度が一定値以下において
は、たとえトルク比の大きな状態でも、ライン
圧を上昇させないことが可能である。 (5) Ｌレンジにおいて強いエンジンブレーキを得
る場合には、スロツトル開度が低い場合におい
てもエンジン側から駆動する場合に比較して大
きな油圧を油圧サーボ機構に供給する必要が生
ずる為、この場合にはスロツトル開度が一定値
以下においてもライン圧を上昇させることがで
きる。 (6) Ｒレンジにおいても、安全性の面から強いエ
ンジンブレーキが得られることが望ましく、こ
の場合にはライン圧特性はＬレンジの場合と同
一とすることができる。

【図面の簡単な説明】

第１図はＶベルト式無段変速機を用いた車両用
無段変速装置の概略図、第２図は本発明の油圧調
整装置を含む無段変速装置の油圧制御回路図、第
３図はトルクレシオ圧制御弁の出力特性を示すグ
ラフ、第４図はトルク比をパラメータとした油圧
制御回路の必要ライン圧特性を示すグラフ、第５
図は電気制御回路の構成図、第６図はスロツトル
開度をパラメータとした油圧制御回路の必要ライ
ン圧特性を示すグラフ、第７図は本発明の油圧調
整装置による出力ライン圧の特性をスロツトル開
度θをパラメータとして表わしたグラフ、第８
図、第９図は本発明の油圧調整装置により得られ
るライン圧特性をトルク比Ｔをパラメータとして
表わしたグラフ、第１０図はエンジンの最良燃費
動力線を示すグラフ、第１１図はエンジンの出力
性能の特性を示すグラフ、第１２図は流体伝達機
構性能曲線を示すグラフ、第１３図はエンジンの
等燃費率曲線、第１４図は最良燃費フルードカツ
プリング出力曲線を示すグラフ、第１５図は最良
燃費フルードカツプリング出力回転数の特性を示
すグラフ、第１６図、第１７図、第２０図〜第２
３図は電気制御回路のプログラムフローチヤート
図、第１８図はデユーテイコントロールの波形
図、第１９図はシフト制御装置の部分拡大図、第
２２図の２は設定加速度を示すグラフ、第２３図
の２は設定トルク比を示すグラフ、第２４図はシ
フト制御機構の作動説明図、第２５図は入力側プ
ーリの油圧サーボと出力側プーリの油圧サーボの
供給油圧の特性を示すグラフ、第２６図はソレノ
イド弁Psの特性を示すグラフ、第２７図はシフ
ト制御弁の出力油圧の特性を示すグラフ、第２８
図はトルク比制御装置の作動状態図、第２９図は
Ｖベルト式無段変速機の入出力軸間のトルク比Ｔ
と入出力側油圧サーボ間の圧力比との関係を示す
グラフ、第３０図はトルク比制御装置の他の実施
例を示す構成図、第３１図は本発明の他の実施例
にかかる油圧調整装置を含む油圧制御回路図、第
３２図、第３３図、第３４図は該実施例にかかる
油圧調整装置の出力するライン圧特性を示すグラ
フ、第３５図は従来の無段変速装置の油圧制御回
路図である。 図中、３０……Ｖベルト式無段変速機、３１…
…入力側プーリ、３２……出力側プーリ、３３…
…Ｖベルト、３１３……入力側油圧サーボ、３２
３……出力側油圧サーボ、４０……前進後進切り
換え用遊星歯車機、４２……多板ブレーキ、４５
……多板クラツチ、４８，４９……油圧サーボ、
５０……油圧源、５２……ポンプ、６０……油圧
調整装置、６１……レギユレータ弁、６１２……
レギユレータバルブフランジヤ、６２……マニユ
アル弁、６５……スロツトル弁、６６……トルク
レシオ圧制御弁、７０……シフト制御機構、７１
……シフト制御弁、７２……オリフイス、７３…
…プレツシヤリミツテイング弁、７４……シフト
制御ソレノイド、８０……トルク比制御装置、８
１……シフトレシオ制御弁、８２，８３……オリ
フイス、８４……ダウンシフト用ソレノイド弁、
８５……アツプシフト用ソレノイド弁。

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １ それぞれ入力軸及び出力軸に取り付けられ、
   実効径が可変の入力側および出力側プーリと、こ
   れらプーリ間に張設されたＶベルトからなり、前
   記両プーリの実効径を油圧により調節して入出力
   軸間のトルク比を無段階に制御する車両用Ｖベル
   ト式無段変速機の油圧調整装置において、 油圧源と、該油圧源からの油圧を入力し、該油
   圧を調圧するレギユレータ弁と、該レギユレータ
   弁からの油圧を入力し、前記入出力軸間のトルク
   比に応じたトルクレシオ圧を出力するトルクレシ
   オ圧制御弁と、該トルクレシオ圧をスロツトル開
   度に応じて給排するスロツトル弁と、前記トルク
   レシオ圧を前記レギユレータ弁に供給する第１の
   油路と、前記トルクレシオ圧を前記トルクレシオ
   圧制御弁にフイードバツクする第２の油路とを備
   え、 前記トルクレシオ圧は、前記スロツトル弁の作
   動により調圧されることでスロツトル開度に対応
   した油圧とされ、前記レギユレータ弁は、前記ト
   ルクレシオ圧を入力することにより、スロツトル
   開度に対応したライン圧を出力することを特徴と
   する車両用Ｖベルト式無段変速機の油圧調整装
   置。 ２ 前記第２の油路は、複数の油路からなること
   を特徴とする特許請求の範囲第１項記載の車両用
   Ｖベルト式無段変速機の油圧調整装置。 ３ 前記第２の油路のうち、少なくとも１本の油
   路にはオリフイスが配設されていることを特徴と
   する特許請求の範囲第２項記載の車両用Ｖベルト
   式無段変速機の油圧調整装置。 ４ 前記入出力軸間のトルク比が一定値以上のと
   き、トルクレシオ弁を介してライン圧をレギユレ
   ータ弁に作用させ、ライン圧を増加させたことを
   特徴とする特許請求の範囲第１項記載の車両用Ｖ
   ベルト式無段変速機の油圧調整装置。 ５ トルク比が一定値以上でトルクレシオ弁を介
   して導かれるライン圧を、スロツトル開度に応じ
   て作動するスロツトル弁を介してスロツトル開度
   が一定値以上のときのみレギユレータ弁に導くよ
   うにしたことを特徴とする特許請求の範囲第１項
   ないし第４項記載の車両用Ｖベルト式無段変速機
   の油圧調整装置。 ６ マニユアル弁がＰ，ＮまたはＤ位置にシフト
   されているとき、トルクレシオ圧制御弁へのライ
   ン圧の供給をスロツトル弁を介して行なうことに
   より、スロツトル開度が一定値以下のとき、トル
   クレシオ制御弁へのライン圧の供給を停止しトル
   クレシオ圧の発生を止め、低ライン圧が得られる
   ようにしたことを特徴とする特許請求の範囲第１
   項または第２項記載の車両用Ｖベルト式無段変速
   機の油圧調整装置。 ７ 高スロツトル開度のときのみトルクレシオ圧
   制御弁にトルクレシオ圧が供給されるように構成
   し、トルク比が一定値以上のときのライン圧の増
   加割合を高スロツトル開度時に低下せしめたこと
   を特徴とする特許請求の範囲第４項または第５項
   記載の車両用Ｖベルト式無段変速機の油圧調整装
   置。