JPH023749A - 車両用ｖベルト式無段変速機の油圧調整装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は、■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）を調整する車両用■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〕

■ベルト式無段変速機は、パン・ドールネが発明した無
端金属■ベルトを２つのプーリに巻掛けて用いるもので
、この■ベルトは、積層したスチールバンドの最も内側
のスチールバンドに多数の■型ブロックを互いに間断な
く配置し、動力伝達をプーリ側面とＶ型ブロックの側面
間および■型ブロック同士の押付力により行う点に特徴
がある。

第３３図は特開昭５４−１５９７３０号公報に従業され
ている従来の車両用無段変速機を示している。入力軸ａ
には固定フランジｂと可動フランジＣからなる入力端プ
ーリが設けられ、また、出力軸ｄには固定フランジｅと
可動フランジｆからなる出力側プーリが設けられ、入力
側プーリと出力側プーリ間にはベル）ｇが張設されてい
て、入力軸ａから出力軸ｄに動力を伝達している。この
車両用無段変速機の制御装置には、ポンプｊが発生した
油圧を所定のライン圧に調圧するレギュレータ弁ｋが設
けられ、レギュレータ弁ｋによって調圧されたライン圧
を油路ｉを介して出力側プーリの可動フランジｒに供給
して出力側プーリにベルトｇを挟持する力を与え、入力
側プーリの可動フランジＣに連結した油路りには、トル
クレシオ制御弁ｌによって選択的に油圧が給排されてお
り、これによって可動フランジＣ，ｒを移動させるよう
になっている。

また、トルクレシオ制御弁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、一方、スプールｍの他端には、スロットルペダ
ルの動きに連動スるカムｐの回動による圧力が、レバー
ｑ１スプリング「を介して作用している。従って、トル
クレシオ制御弁ｌによる入力側プーリの可動フランジＣ
への油圧の給排を、入力軸ａの回転数とスロットルペダ
ルの動きに応じて行っている。さらに、レギュレータ弁
にのスプールＳの一端には、前記ピトー管ｎにより人力
軸ａの回転数に比例した流体圧が作用し、一方、入力側
プーリにはその可動フランジＣの軸方向の移動と連動し
て変位される検出ロッドｔが設けられ、スプールＳの他
端には、該検出ロッド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による人力軸の回転数に応じて発生する流体圧と検出
ロッド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って制御されて
、トルク比の増加に従って増加し、入力軸の回転数の減
少に従って上昇する油圧となる。

〔発明が解決しようとする課題〕

車両用■ベルト式無段変速機においては、ベルトとプー
リ間にスリップが生じないようにするための最小限必要
なベルト挟持力は、第７図におけるライン圧と被駆動側
プーリの油圧サーボの受圧面積との積であり、従って、
第７図の実線で示した曲線と同様の特性になる。すなわ
ち、必９最小限のベルト挟持力の増加率は、トルク比（
プーリ位置に対応）が大きくなる程大きくななる。

しかしながら、上記従来のベルト式無段変速機において
は、トルク比に応じた信号は、検出ロンドｔの動きに連
動したスプリングＶの荷重により接待されるため、ライ
ン圧はトルク比に応じて直線的に変化する特性を有し、
ライン圧を低く設定すると、トルク比が大の範囲で挟持
力が不足し、発進、低速走行を繰り返す市街地走行状態
で、ベルトがスリップすることにより、ベルトとプーリ
間でスカッフィングを起こしベルトの耐久性が損なわれ
るという問題を有し、また、急発進時にベルトがスリッ
プし発進不能になったり、オーバードライブ走行中にキ
ックダウンすると、アンダードライブへの移行中にベル
トがスリップしエンジンがオーバーランすると共に、ベ
ルトとプーリ間でスカッフィングを起こしベルトが破損
するという問題を有している。

逆に、ライン圧を高めに設定すると、トルク比が小の範
囲で挟持力が過大となり、走行頻度の高い中高速走行状
態でオイルポンプのロスが増加するため燃費が悪くなる
という問題を有し、また、高速状態ではベルトの線速度
が大きく、かつ、出力プーリとベルトの接触半径が小さ
いためベルトの曲げが大きくなり、この状態でベルトに
過大な挟持力がかかると、ベルトを構成するスチールバ
ンドが切れたりブロックに応力集中がかかりベルトの耐
久性が損なねるという問題を有している。

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、Ｖベルト式無段変速機の
トルク比に応じて制御し、所定トルク比における必要最
小限のベルト挟持力を確保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〕

本発明の車両用Ｖベルト式無段変速機の油圧調整装置は
、それぞれ入力軸（２１４）及び出力軸（２６）に取り
付けられ固定フランジ、可動フランジ及び該可動フラン
ジに設けられた油圧サーボを有する実効径が可変の入力
側及び出力側プーリ（３１，３２）と、これらプーリ間
に張設された駆動ベル）（３３）からなり、前記入力側
及び出力側プーリの何れか一方の油圧サーボ（３２３）
に油圧を供給することにより駆動ベルトの挟持力を発生
させ、前記入力側及び出力側プーリの何れか他方の油圧
サーボ（３１３）に油圧を選択的に供給することにより
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ｌ１（５０）と、該油圧源か
らの作動油を前記一方の油圧サーボに供給するライン圧
に調圧するレギュレータ弁（６１）と、ライン圧を入出
力軸間のトルク比の増大に応じて増加するように制御す
る制御手段（６６）とを有し、該′Ｍ御平手段６６）が
トルク比に応じた油圧を発生し、所定トルク比における
必要最小限のベルト挟持力を確保する手段を備えること
を特徴とする。

なお、上記構成に付加した番号は図面と対比させるため
のものであり、これにより本発明の構成が何ら限定され
るものではない。

〔発明の作用・効果〕

本発明によれば、ライン圧を、両プーリ間のトルク比を
パラメータとして変化させ、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、第７図の特性曲線に近似させ、所定トルク比に
おける必要最小限のベルト挟持力を確保するようにする
ので、前記した従来の問題を解消でき、ＶベルトにはＶ
ベルトがスリップしない程度の必要最小限のベルト挟持
力しか作用せず、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〕

以下本発明の実施例を図面を参照しつつ説明する。

第１図は車両用Ｖベルト式無段変速機の模式図である。

１００はエンジン、１０２はキャブレタ、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、エンジンの出力側１０１に連結されたフルードカ
ップリング２１、該フルードカップリング２１に連結さ
れたＶベルト式無段変速４ｍ３０、該無段変速Ｉａ３０
の出力軸２Ｇに連結された前進後進切換用遊星歯車変速
機４０、該遊星歯車変速機４０の出力軸４７に連結され
た原則歯車機構２３からなる無段変速装置により構成さ
れている。

フルードカップリング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およびフルードカッ
プリング出力軸２１４に連結されたタービンランナ２１
２からなる周知のものである。なおフルードカップリン
グの代わりに他の流体式トルクコンバータまたは機械的
クラッチを用いてもよい。

■ベルト式無段変速機３０は、フルードカップリングの
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と平行に配設されたＶベルト弐無段変速機
の出力軸２６に連結された出力側プーリ３２と、これら
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３１＋と対向してＶ字
状空間を形成するよう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、無段変速ｆｉ３０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３２
１と対向してｖ字状空間を形成するよう設けられた可動
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′ｔＩ星歯車変速機４０は、サンギア４
１、リングギヤ４３、これらサンギア４１、リングギヤ
４３に噛合するダブルプラネタリギア４４、該ダブルプ
ラネタリギア４４を回転自在に支持するキャリヤ４６か
ら構成され、サンギア４１は無段変速機の出力軸２６に
連結され、キャリヤ４６は、前進後進切換用Ｊ星歯車変
速４ｉ！４０の出力軸４７に連結される。サンギア４１
とキャリヤ４６は、多板クラッチ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ａ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、多板クラッチ４５が係合
し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
走行状態を可能にする。また、油圧サーボ４８に油圧が
供給されたとき、多板ブレーキ４２が係合しリングギヤ
が固定されるので、出力軸４７は無段変速機の出力軸２
６の回転に対して逆回転して、後進走行状態を可能にす
る。

減速歯車機構２３は、■ベルト式無段変速機３０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っている
。減速歯車機構２３の出力軸は、ディファレンシャルギ
ア２２と連結され、例えば減速比３．７２７の最終減速
を行っている。

第２図は第１図に示した■ベルト式無段変速機の油圧制
御回路を示す。

油圧制御回路は、油圧１ｓｏ、油圧調整装置６０、Ｎ−
Ｄ、Ｎ−Ｒシフト時の衝撃を緩和するシフト制御機構７
０、およびトルク比制御装置８０からなる。

油圧源５０は、油溜からオイルストレーナ５１を介して
エンジンにより駆動されるポンプ５ｚ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ＩＩを経て
、Ｉ／ギュレータ弁６１に供給する。

油圧調整装置６０は、それぞれシフトレバ−（図示せず
）により手動操作されるマニュアル弁６２、キャブレタ
１０２のスロットル開度θに応じデイテント圧およびス
ロットル圧を出力するデイテント弁６４およびスロット
ル弁６５、出力側プーリ３２の可動フランジ３２２と連
動しその変位置に応じてデイテント弁６４にライン圧を
供給し、且つスロットル弁６５に設けた出力油圧フィー
ドバック油路９を排圧するトルクレシオ弁６Ｇ、お、１
、び油圧源５０から供給された油圧を調圧しライン圧と
して油圧サーボ３２３に供給するレギエレータ弁６１か
ら構成される。

マニュアル弁６２は、運転席に設けたシフトレバ−のシ
フト位置Ｐ、Ｒ，Ｎ、Ｄ、Ｌに対応して第３図に示す如
くスプール６２１がＰ、Ｒ，Ｎ、Ｄ、■、の各位置に設
定され、表ｒに示す如くライン圧が供給される油路１と
出力用油路３〜５とを連絡する。

表 ！ 表■において○は油路ｌとの連絡状態を示し、×は油路
３〜５が排圧状態にあることを示す。

レギュレータ弁６１は、スプール６１１と、デイテント
圧およびスロットル圧を入力してスプール６１１を制御
するレギュレータバルブプランジャ６１２とを備え、ス
プール６１１の変位に伴い第２出カポ−トロ１４と連通
ずる隙間面積を調整し、出力ポートロ１６から油路ｌに
ライン圧を出力する。ボー）６１４から排出された油は
、油路１２を経てフルードカップリング、オイルクーラ
および潤滑箇所へ供給される。

デイテント弁６４は、キャブレタ１０２のちょう弁のス
ロットル開度θにリンクして連動し第４図に示す如く移
動するスプール６４１を備え、スロットル開度が０≦θ
≦θ、においては第４図（Ａ）に示ず如（油路５とレギ
ュレータ弁６１に設けられた入カポ−１−６１６’に連
絡するデイテント圧出力用油路７とを連通し、θ、く０
５１００％のときは第４図（Ｂ）に示す如く油路７とデ
イテント弁６４をトルクレシオ弁６６に連絡する油路６
とを連通ずる。

スロットル弁６５は、デイテント弁のスプール６４１に
スプリング６４５を介して直列に配置されると共に、他
方にスプリング６５２が前設されたスプール６５１を備
え、スプール６４１およびスプリング６４５を介して伝
達されるスロットル開度θの変動に応じて動く上記スプ
ール６５１の作用により、油路１と連絡するボート６５
３の開口面積を調整し、レギュレータ弁６１に設けられ
た入力ポートロ１８に連絡するスロットル圧出力用油路
８ヘスロツトル圧を出力する。スプール６５１は、それ
ぞれ油路８から分枝すると共に、オリフィス６５４およ
び６５５が設けられた出力油圧のフィードバック用油路
９および１０を介してランド６５６と該ランド６５６よ
り受圧面積の大きいランド６５７に出力油圧のフィード
バックを受けている。

トルクレシオ弁６６は、出力側プーリ３２の可動フラン
ジ３２２に連結ロンドを介してリンクされたスプール６
６２を備え、可動フランジ３２２の移動ｉ１Ｌが！、≦
Ｌ≦ｌ、（トルク比Ｔがｔ２≧Ｔ≧ｔｌ）のときは第５
図（Ａ＞に示す如くスプール６６２が図示左側部に位置
し、スロットル弁６５に設けられた出力油圧のフィード
バック用油路９と連結した入力ポートロ６４を閉じると
共に、デイテント弁６４への出力用油路６をドレインボ
ート６６５に連通して排圧する。可動フランジ３２２の
移動量りが第１の設定値ｌ、より小さく、１２≦１．＜
ｉｔ、（ｔｓ　≧Ｔ＞ｔりのときは、第５図（Ｂ）に示
す如くスプール６６２が中間部に位置し、油路９と連結
するボート６６４とドレインボート６６６とが連通し油
路９は排圧される。

可動フランジ３２２の移動ＩＬが第２の設定値１２より
小さく、０≦Ｌ≦ｌｚ　　（Ｌ４　≧Ｔ＞ｔ、）のとき
は、第５図（Ｃ）に示す如くスプール６６２が図示右側
部に位置し、油路１に連結したボート６６３と油路６と
が連通し油路６にライン圧が供給される。

シフト制御機構７０は、一方にスプリング７１１が前設
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
ヘライン圧を供給する油路１に設けられたオリフィス７
２、該オリフィス７２と油室７１３との間に俄り付けら
れたプレッシャリミッティング弁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７４がオンしてドレインボート７４１を開
き油室７１３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７ｉｔの作用で図示左方
に移動され、遊星歯車変速１！４０の多板クラッチ４５
を作動させる油圧サーボ４９に連絡する油路１３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１４とをそれぞれドレインボート７１４と７１５とに
連絡して排圧させ、多板クラッチ４５または多板ブレー
キ４２を解放させる。

ソレノイド弁７４がオフしているときはドレインポー）
７４１は閉ざされ、スプール７１２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３お
よび油路４を上記油路１３および油路１４に連絡し、多
板ブレーキ４２または多板クラッチ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１３および
油路１４の出力油圧をフィードバックする油室７１７と
油室７１６を設け、出力油圧の立ち上がりを緩和し多板
クラッチ４５および多板ブレーキ４２の係合時のショッ
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
リフィス８２と８３、ダウンシフト用ソレノイド弁８４
、及びアップシフト用ソレノイド弁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が前
設されたスプール８１２、それぞれオリフィス８２およ
び８３を介して油路１からライン圧が供給される両端の
油室８１５および８１６、ライン圧が供給される油路１
と連絡すると共にスプール８１２の移動に応じて開口面
積が増減する人力ボート８１７およびＶベルト式無段変
速機３０の入力側ブー！ｊ　３１の油圧サーボ３１３に
油路２を介して連絡する出力ボート８１８が設けられた
油室８１９、スプール８１２の移動に応じて油室８１９
を排圧するドレインボート８１４、及びスプール８１２
の移動に応じて油室８１５を排圧するトレインボート８
１３を備える。ダウンシフト用ソレノイド弁８４とアン
プシフト用ソレノイド弁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６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、トルク比制御装置８０
のダウンシフト用ソレノイド弁８４およびアップシフト
用ソレノイド弁８５を制御する電気制御回路９０の構成
を示す。

９０１はシフトレバ−がＰ、Ｒ，、Ｎ、Ｄ、Ｌのどの位
置にシフトされているかを検出するシフトレバ−スイッ
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は車速センサ、９０４はキャブレ
タのスロットル開度又はアクセルペダルの踏込量を検出
するスロットルセンサ、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はスロットルセンサ９０４の出力を電圧に変
換するスロットル開度検出処理回路、９０８〜９１１は
各センサの人力インターフエイス、９１２は中央処理装
置（ＣＰＩＪ）　、９１．３はソレノイド弁７４．８４
．８５を制御するプログラムおよび制御に必要なデータ
を格納しであるリードオンメモリ　（ＲＯＭ）　、９１
４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）　、９
１５はクロック、９１６は出力インターフェイス、９１
７はソレノイド出力ドライバであり、出力インターフＪ
、イス９１Ｇの出力をアップシフト用ソレノイド弁８５
、ダウンシフト用ソレノイド弁８４およびシフトコント
ロール用ソレノイド弁７４の作動出力に変える。入力イ
ンターフェイス９０８〜９１１とＣＰＵ９１２、ＲＯＭ
９１３、ＲＡＭ９１４、出力インターフェイス９１６と
の間はデータバス９１８とアドレスバス９１９とで連絡
されている。

つぎに本発明の特徴であるトルクレシオ弁６６、デイテ
ント弁６４、スロットル弁６５、マニュアル弁６２およ
びレギュレータ弁６１で構成される油圧調整装置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
。よっ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３１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える
油圧で規定される。

エンジンを最良燃費となる状態で作動させた場合、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
圧をスロットル開度θをパラメータとして第７図の実線
で示す。車両の発進時には両プーリによって実現可能な
トルク比の範囲では、エンジンを最良燃費の状態で作動
させることが不可能であるから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
レーキ時にはスロットル開度θ＝０においても一点！１
ｗＡで示す、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、レギュレータ弁６１の出力である
ライン圧は、油圧調整装置６０により、マニュアル弁６
２のシフト位ｆｆ　（Ｌ、Ｄ、Ｎ、Ｒ。

Ｐ）、スロットル開度θおよび入出力軸間のトルク比の
変化により以下の如く調整される。

〈Ｄ位置） 前記表１に示すように、マニュアル弁６２において油路
３のみが油路ｌと連通しており油路４および油路５は排
圧されている。このときはシフト制御ＴＩ機構７０にお
いて、シフト制御用ソレノイド弁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３と油路１
３とが連絡され、油路３に供給されたライン圧が油路１
３を通して前進用の多板クラッチ４５の油圧サーボ４９
に作用し、車両は前進可能な状態となる。

■　トルク比Ｔがｔ、≦Ｔ≦ｔ２のとき。

第５図（Ａ）に示ず如くトルクレシオ弁６６は、油路１
に連絡したボート６６３を閉じ、油路６をドレインボー
ト６６５と連通して排圧している。

これによりスロットル開度θの偵知にかかわらず油路７
にデイテント圧は生じない。またスロットル弁６５は、
油路９と連絡したトルクレシオ弁６６のボート６６４が
閉ざされており、スプール６５１がランド６５６の他に
ランド６５７にもフィードバック圧を受けるので、スロ
ットル開度θに対して第８図（ハ）に示す特性のスロッ
トル圧を油路８を経て調整弁６１のレギュレークバルプ
プランジャー６１２に出力する。これによりレギユレー
タ６１の出力するライン圧は第９図（へ）域および第１
Ｏ図（ホ）に示す如くとなる。

■　トルク比Ｔがｔ！＜１’≦ｔ、のとき。

第５図（Ｂ）に示す如くトルクレシオ弁６６はボート６
６３を閉じており、油路９とドレインボート６６６とを
連通させる。また油路６はボート６６５を通して排圧さ
れる。よってデイテント圧は発生せず、スロットル圧は
、油路９が排圧されスプール６５１のランド６５６にフ
ィードバック圧が印加されなくなった分だけ増大し、第
８図（ニ）に示す特性曲線で表される。このときのライ
ン圧は第９図の（ル）域および第１０図の（ト）で示す
特性を有する。

■　トルク比Ｔがｔ、　＜’ｌ’≦【、のとき。

第５図（Ｃ）に示す如く油路９はドレインボート６６６
から排圧され、よってスロットル圧は上記■と同様第８
図（ニ）で表される。しかるにボー）６６３が開口し油
路１と油路６とが連通するので、スロットル開度θが０
≦θ≦θ１％の範囲内にあり、デイテント弁６４のスプ
ール６４１が、第４図（Ａ）に示す如く図示左側部にあ
る間は、該スプール６４１により油路６は閉じられ且つ
油路７は油路５を介してマニュアル弁６２から排圧され
ているが、スロットル開度θが０６％く０５１００％の
ときは、第４図（Ｂ）に示す如くスプール６４１が図示
右側に移動し、油路６と油路７とが連通し油路７にデイ
テント圧が発生する。これによりライン圧は第９図の（
ヲ）域および第１θ図の（す）に示す如く、θ＝θ６％
でステップ状に変化する特性となる。

（Ｌ位置） マニュアル弁６２において油路５が油路ｌと連通ずる。

油路３と油路４はＤ位置と同等である。

■　トルク比Ｔがｔｌ　≦Ｔ≦１１のとき。

スロットル開度θが０５０５０１％のとき、ディテント
弁６４において油路５と油路７とが連通し、デイテント
圧が発生してスロットルプランジ十−を押し上げ、高い
ライン圧を発生させる。スロットル開度θが０１％く０
５１００％のとき、油路７は油路６および第４図（Ｂ）
に示す様にトルクレシオ弁のドレインボート６６５を経
て排圧されてデイテント圧は発生せず、またスロットル
圧はＤ位置の場合と同じである。よってライン圧は第１
１図の（ル）に示す特性となる。

■　トルク比Ｔがｔ、＜Ｔ≦ｔ、のとき。

上記■との相違は、トルクレシオ弁６６において油路９
がドレインポー１６６６と連通して排圧され、スロット
ル弁６５が油路８を介して調整弁６１に出力するスロッ
トル圧が増大することにあり、これによりライン圧は第
１１図の（チ）に示す如き特性曲線で表される。

■　トルク比Ｔがｔ、＜’［’≦ｔ４のとき。

トルクレシオ弁６６によって油路６と油路１とが連通さ
れ、油路９はドレインポート６６６から排圧されている
。油路６と油路５の両方にライン圧が供給されているの
で、デイテント弁６４はスロットル開度に関係なくデイ
テント圧を出力し、該デイテント圧および上記■と同じ
スロットル圧を人力するレギュレータ弁６１は第１１図
（ヌ）に示すライン圧を出力する。

（Ｒ位置） マニュアル弁６２において油路４および油路５が油路ｌ
と連通し、油路３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ＯＦ
　Ｆ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４と油路１４とが連通され、油路４に供給されたライ
ン圧が油路１４を通して後進用多板ブレーキ４２の油圧
サーボ４３に供給され、車両は後進状態となる。

（Ｐ位置およびＮ位置） マニュアル弁６２において油路３．４および５がともに
ｕト圧されているためレギュレータ弁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ュアル弁６２をり、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
ｔ、＜Ｔｓｔ４の範囲にあるときのライン圧を第１Ｏ図
の特性曲線（ワ）の如くスロットル開度θ１％以下で低
く設定したのは、アイドリングなどスロットル開度θが
小さく且つポンプの吐出量が少ない運転状況においてラ
イン圧を高（設定していくと、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ーへ供給される油量の減
少により油温かさらに上昇してトラブルの原因となりや
すいため、これを防止するようにしたものである。

また、マニュアル弁６２がり、Ｒの各シフ゛ト位置にシ
フトしている場合、第１１図の特性曲線（チ）、（ル）
に示す如くトルク比Ｔが１．　≦Ｔ≦ｔ２の範囲で且つ
スロットル開度θが０１％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。

このよう番こ第９図に示す如くライン圧を第７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５２４
こよる動力ｍ失を小さくできるので燃費が向上できる。

つぎに、第６図で説明した電気制御回路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１２図のプログラムフローチャートにより説
明する。

スロットルセンサ９０４によりスロットル開度θの読み
込み（ステップ９２１）を行った後、シフトレバ−スイ
ッチ９０１によりシフトレバ−位置の判別を行う（ステ
ップ９２２）。判別の結果、シフトレバ−がＰ位置また
はＮ位置の場合には、第１３図に示すＰ位置またはＮ位
置処理サブルーチンによりソレノイド弁８４および８５
の双方を０ＦＦＬ　（ステップ９３１）、ＰまたはＮ状
態を１？ＡＭ９１４に記憶せしめる（ステップ９３２）
。

これにより人カブ−９３１のニエートラル状態が得られ
る。シフトレバ−がＰ位置またはＮ位置からＲ位置に変
化した場合、およびＮ位置からＤ位置に変化した場合に
は、それぞれＮ−ＲシフトおよびＮ−Ｄシフトに伴うシ
フトショックを緩和するためにシフトショックコントロ
ール処理を行う（ステップ９４０．９５０）。

このシフトラ９ツクコントロール処理について以下に詳
述する。

先ず、シフト制御機構７０は前述した電気制御回路９０
の出力により制御されるソレノイド弁７４の作用で、遊
足歯車変速装Ｗ１４０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
ると共に、プレッシャリミッティング弁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、クラッチおよびブレーキの係
合圧を制限している。

本実施例においては、第１４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、
図示左側順にＳ、、Ｓ、　、Ｓ、、Ｓｚ、スプリング７
１１の弾性力をＦ、い油室７１３の油圧をＰ、とすると
、前進時に係合される多板クラッチ４５の油圧サーボ４
９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Ｐ、は、それぞ
れシフト制御弁７１の油圧平衡式である第０式および０
式から次のように与えられる。。

前進時 ｐｇ・ｓ＋　＝ｐｃ、ｓｔ＋ｐｔｔ　　　　”・　■Ｐ
ｃ＝　（Ｓｌ　／５ｔ）Ｐｓ　　　（Ｆｓ＋／Ｓｔ）後
進時 Ｐ、・Ｓｌ　＝Ｐｂ　　（Ｓｌ　　Ｓｔ）＋Ｆｉ＋　　
■Ｐ、　−（Ｓｌ／（Ｓｌ−ｓｚ）〕ｐｓ（Ｆ　ｓ＋／
（Ｓ　＋　　Ｓ　ｚ　）　）また、プレッシャリミッテ
ィング弁７３内に挿設された弁体７３１の受圧面積をＳ
ｌ、該弁体７３１に前設されたスプリング７３２の弾性
力をＦ、２とすると、プレッシャリミッティング弁７３
は油圧平衡式第■式によりＰｓの最高圧ｐｊ！１ｍ１ｔ
で作動する。

Ｐ　Ｉｉ＋ｍｉｔ　ＸＳ　３　＝Ｐ　ｓｚ　　　　　　
　　　　■Ｐ　　１１ｍ１ｔ　　”Ｐ　　ｓｚ／Ｓ　　
３このときＰＣおよびＰ、は第■弐および第０式に従っ
て最高圧Ｐｃ　１ｉａＩｉｔ　、　Ｐｂ　ｌｉ＋ｍｉｔ
が制限される。

前進時 Ｐ　ｃ　１１ｍ１ｔ　＝　　（Ｓ　＋／Ｓ　ｔ）　Ｐ　
ｌｉ＋ｗｉｔ−Ｆ　ｓｒ／Ｓ　ｚ　　■後進時 Ｐ　、　１１ｍ１ｔ　＝　（Ｓ　＋／（Ｓ　Ｉ−Ｓ　ｚ
　）　）　Ｐ　１１ｍ１ｔ−（ｐ　ｓ＋／（Ｓ　Ｉ−５
ｔ　）　）　　　　■ソレノイド弁７４は次式で与えら
れるデユーティ　（％）によってソレノイド圧Ｐ、を油
室７１３に発生させる。

デユーティ＝（１周期におけるソレノイドＯＮ時間／ソ
レノイド作動周期）Ｘ１００（％）このデユーティコン
トロールは、第１５図に示すＩＪｉｌｌＪＩＫ”におけ
るパルス中がＬ”　−ｎＭ”（ｎ＝１，２．３、・・・
）で表され、次第にパルス中小さくなっていくパルスを
第１４図に示スシフト制御用ソレノイド弁７４に加える
ことによりなされる。このようにシフト制御用ソレノイ
ド弁７４をデエーティーコントロールすることにより、
シフト制御弁７１の油室７１３にデユーティ−に対応し
て調整された油圧Ｐ、を発生させる。

第１７図に示すソレノイド圧Ｐ、は、シフト制御弁７１
により増幅され、第１８図に示す油圧サーボ４８または
４９への供給油圧ＰｃまたはＰ。

が得られる。

Ｎ−ＤシフトおよびＮ−Ｒシフト時における保合ショッ
クを緩和する場合、油圧サーボ４８または油圧サーボ４
９への供給油圧Ｐ、またはＰＣの立ち上がりを第１６図
に示す、油圧特性曲線の如くコイトロールし、図中、Ａ
Ｃ間での多板クラッチ４５または多板ブレーキ４２の保
合を完了せしめる。このように油圧サーボ４８または４
９への供給油圧をコントロールするためのソレノイド弁
７４を制御するシフトショックコントロール処理９４０
．９５０のプログラムフローチャートを第２５図に示す
。

第１９図は第１５図で示した波形図の各パラメータＫ”
　、Ｌ”　、Ｍ”により制御を行う場合のプログラムフ
ローチャートを示す。ステップ９４１でショックコント
ロール処理中のＰＬＵＧがオンか否かの判別を行い、Ｐ
ＬＵＧがオンのときはシフトショックコントロール処理
中でありステップ９４６に進み、ＰＬＵＧがオンでなけ
れば、シフトショッ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−位置と現在
のシフトレバ−位置とを比較することによって、シフト
レバ−のＰ位置またはＮ位置からＲ位置への変化の有！
−の判定（ステップ９４２）およびＮ位置からＤ位置へ
の変化の有無の判定（ステップ９４３）を行う。いずれ
かの変化が生じている場合には、ステップ９４４．９４
５においてそれに対応する各パラメータＫ”　、Ｌ”　
、Ｍ”の設定を行うと共にパラメータＫを０に設定し、
ショックコントロール処理を行う状態であること示すＰ
ＬＵＧをオンにする（ステップ９５５）。いずれの変化
も生じていない場合にはリターンし、ショックコントロ
ール処理はなされない。

ステップ９４６において、−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定を行い、Ｋが
Ｏより太きいくないときは、ＫをＫ“＝１、しをＬ”、
Ｌ“をＬ”−Ｍ”と設定しくステップ９４７）、ステッ
プ９４８でＬが０以下か否かの判定を行い、■、がＯ以
下でなければステップ９５１に進み、Ｌが０以下であれ
ば、全てのショックコントロール処理が終了したとみな
してＰＬＵＧをオフする。ステップ９４６で一周期に１
の終了を判別するパラメータＫが０より大きいときには
、Ｋ−１をＫと設定しくステップ９５０）、次いで一周
期Ｋにおけるオン時間の終了を判別するパラメータＬが
０か否かの判定を行う（ステップ９５１）。ＬがＯのと
きはソレノイド弁７４のオフ指令を発しくステップ９５
２）、Ｌが０でないときはオン指令を発しくステップ９
５３）だ後、Ｌ−１をＬと設定しリターンする。

同様のシフトショックコントロール処理は、第６図のプ
ログラマブルクイマ９２０を用いても行うことが可能で
ある。

次に本発明の特徴である変速制御について第１２図に戻
って説明する。

Ｎ−Ｄシフトショッ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
力端プーリ回転数Ｎを読み込み（ステップ９２３）、つ
ぎにステップ９２１で読み込んだスロットル開度θがＯ
か否かの判別を行い（ステップ９２４）、θ≠Ｏのとき
は、入力側プーリ目標回転数Ｎ“を最良燃費入力側プー
リ回転数にセントするサブルーチン９６０を実行し、θ
＝０でスロットル全閉時には、エンジンブレーキの必要
性を判断するため、シフトレバ−がＤ位置に設定されて
いるかまたはＬ位置に設定されているかの判別を行い（
ステップ９２６）、シフトレバ−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を実行し、シフトレバ−が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を実行し、入力端プーリ目標回転数Ｎ°を
夫々に適した値に設定する。

上記した入力側プーリ目標回転数Ｎ０を最良燃費入力側
プーリ回転数にセットするサブルーチン９６０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２０図の破線で示す最良燃費動力線に従って運転する
のが好ましい。この第２０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−ｒｎ
）を示し、最良燃費動力線は次の様にして得られる。す
なわち、第２０図で実線で示すエンジンの等燃料消費率
曲線（単位はｇ／ｐｓ−ｈ）と、２点鎖線で示す等７へ
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／ｐ　ｓ　−ｈ）　、馬力をＰ（ｐｓ＞
とすると、Ａ点では毎時 ５＝ＱＸＰ　　　　（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時間当たりの燃料消費５１ｓを求めること
により、各等馬力線上で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ップリング２１とを組合わせた場合
には同様の方法にて、第２１図に示すスロットル開度θ
におけるエンジン出力性能曲線と、第２２図に示すフル
ードカップリング性能曲線と、第２３図に示すエンジン
等燃費率曲線から第２４図に示すようなフルードカップ
リング出力性能曲線上に最良燃費フルードカップリング
出力線を求めることができる。第２５図は第２４図に示
す最良燃費フルードカップリング出力線をスロットル開
度とフルードカップリング出力回転数の関係におきかえ
たものである。このフルードカッ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Ｎｍとなる。

そのために第２６図に示す入力側プーリ目標回転数Ｎ０
を最良燃費入力側プーリ回転数Ｎ、にセットするサブル
ーチン９６０では、スロットル開度θから予めデータと
してＲＯＭ９１３に格納しである第２５図のスロットル
開度θに対応した最良燃費入力側プーリ回転数Ｎ１デー
タのアドレスのセントをしくステップ９６１）、セット
したアドレスから最良燃費入力側プーリ回転数Ｎ、を読
みだしくステップ９６２）、３！みだしたスロットル開
度θに対応した最良燃費入力側プーリ回転数Ｎｌのデー
タを入力側プーリ目標回転数Ｎ１にセットする（ステッ
プ９６３）。

次に、第１２図のエンジンブレーキ処理サブルーチン９
７０．９８０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９７０は、
第２７図に示すように、車速センサ９０３により車速Ｖ
を読み込み（９７１）、その時点で加速度αを算出しく
９７２）、次に加速度αが車速に対して適当な加速度Ａ
であるか否かの判別をする（９７３）。加速度αが加速
度Ａより大のときには、ダウンシフトさせるために入力
端プーリ目標回転数Ｎ１を現在の入力側プーリ回転数Ｎ
より大きい値に設定しく９７４）、加速度αが加速度Ａ
より大きくないときには、入力側プーリ目標回転数Ｎ°
をスロットル開度θに対応した最良燃費入力端プーリ回
転数Ｎ、に設定しく９７５）リターンする。車速と適当
な加速変人との関係は、第２８図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９７０は、
第２９図に示すように、車速センサ９０３により重速Ｖ
を読み込み（９８１）、次いで車速Ｖと入力側プーリ回
転数Ｎから現在のトルク比Ｔを次式により算出する（９
８２）。

Ｔ＝　（Ｎ／Ｖ）Ｘｋ ｋはトランスミソシシン内部の減速歯車機構２３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。次いで現在のトルク比Ｔがその車速に対
して安全かつ適正エンジンブレーキが得られるトルク比
Ｔ１より小さいか否かを判別しく９８３）、）ルク比Ｔ
がトルク比Ｔ４より小さいときには、ダウンシフトさせ
るために入力端プーリ目標回転数Ｎ１を現在の入力端プ
ーリ回転数Ｎより大きい値に設定しく９８４）、リター
ンする。トルク比Ｔがトルク比Ｔ６より小さくないとき
には、入力側プーリ目標回転数Ｎ１を現在の入力側プー
リ回転数Ｎに設定しく９８５）、リターンする。車速に
対して安全かつ適正エンジンブレーキが得られるトルク
比Ｔ１は、第３０図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記のようにして入力側プーリ目標回転数Ｎ０が設定さ
れると、第１２図において、次に実際の入力側プーリ回
転数Ｎと最良燃費入力側プーリ回転数Ｎ４との比較を行
い（ステップ９２７）、Ｎ＜　Ｎ　ｄ−のときはダウン
シフトソレノイド弁８４の作動指令を発しくステップ９
２８）　、ＮＵＮ”のときはアップシフトソレノイド弁
８５の作動指令を発しくステップ９２９）　、Ｎ＝Ｎ”
のときは両ソレノイド弁８４および８５のＯＦＦ指令を
発する（ステップ９２０）。

トルク比制御装置８０の制御は、第１７図で求めた最良
燃費入力側プーリ回転数と、実際の入力側プーリ回転数
とを比較することにより、入出力プーリ間の変速比の増
減をトルク比制御装置８０に設けた２個のソレノイド弁
８４および８５の作動により行い、実際の入力側プーリ
回転数を最良。

燃費入力側プーリ回転故に一致させるようになされる。

（定トルク比走行時） 第３１図（Ａ）に示す如く、電気制御回路の出力により
制御されるソレノイド弁８４および８５はＯＦＦされる
。これにより、油室８１６の油圧Ｐ、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
あるときはライン圧となっている。スプール８１２はス
プリング８１１による押圧力Ｐ、があるので図示左方に
動かされる。スプール８１２が左方に移動され油室８１
５とドレインボー１８１３とが連通するとＰ２は排圧さ
れるので、スプール８１２は油室８１６の油圧Ｐ、によ
り図示右方に動かされる。スプール８１２が右方に移動
されるとドレインボート８１３は閉ざされる。この場合
、ドレインボート８１３とスプール８１２とのランドエ
ツジにフラットな切り欠き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３１図（Ａ）
の如く中間位置の平衡点に保持することが可能となこの
状態においては油路２は閉じられており、入力側プーリ
３１の油圧サーボ３１３の油圧は、出力側ブーＩＪ３２
の油圧サーボ３２３に加わっているライン圧により■ベ
ルト３３を介して圧縮される状態になり、結果的に油圧
サーボ３２３の油圧と平衡する。実際上は油路２におい
ても油洩れがあるため、入力端プーリ３１は徐々に拡げ
られてトルク比′ｒが増加する方向に変化して行く。従
って第３１図（Ａ）　４こ示すように、スプール８１２
が平衡する位置においては、ドレインボート８１４を閉
し、油路１はやや開いた状態となるようスプール８１２
とのランドエツジにフラットな切り欠き８１２ａを設け
、油路２における油洩れを補うようにしている。

（アップシフ！−時） 第３１図（Ｂ）に示す如く電気制御回路の出力によりソ
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８！２の移動に伴い、油室８１５もドレイン
ボート８！３から排圧されるが、スプリング８１１０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ｌ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３１３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。従ってソレノイド弁８５のＯＮ時間
を必要に応じて制御することによって所望のトルク比だ
け減少させ゛？ノブシフトを行う。

（ダウンシフト時） 第３１図（Ｃ）に示す如く電気制御回路の出力によりソ
レノイド弁８４がＯＮされ、油室８１５が排圧される。

スプール８１２は油室８１６のライン圧により図示右方
に動かされ、油路２はドレインボート８１４と連通して
排圧され、入力端プーリ３１は拡がる方向に作動してト
ルク比増大する。このようにソレノイド弁８４のＯＮ時
間を制御することによりトルク比を増大させダウンシフ
トさせる。

以にのように、入力端（ドライブ側）プーリ３１の油圧
サーボ３（３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Ｐ８、出力側油圧サーボ３２３の油
圧をＰ。とすると、Ｐｏ／Ｐ、はトルク比Ｔに対して第
３２図のグラフに示す如き特性を有し、例えば、スロッ
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緩めてθ−３０
％とした場合、Ｐｏ／Ｐｉがそのまま維持されるときは
トルク比Ｔ＝０．８７の図中す点に移行し、逆にトルク
比Ｔ＝１．５の状態を保つ場合には、入力端プーリを制
御するトルク比制御機構８０の出力によりＰ、／Ｐ、の
値を増大させ図中Ｃ点の値に変更する。このようにＰ、
／Ｐの値を必要に応じて制御するごとにより、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。

【図面の簡単な説明】

第１図は車両用Ｖベルト式無段変速機の概略図、第２図
は本発明の無段変速機における油圧制御回路の１実施例
を示す図、第３図はマニュアル弁の作動を説明するため
の図、第４図はデイテント弁およびスロットル弁の作動
を説明するための図、第５図はトルクレシオ弁の作動を
説明するための図、第６図は本発明の１実施例を示す電
気制御回路の構成図、第７図は油圧制御回路の必要ライ
ン圧特性を示す図、第８図はスロットル圧の特性を示す
図、第９図、第１０図および第１１図は本発明の制御装
置により得られるライン圧特性を示す図、第１２図およ
び第１３図は電気制御回路における処理の流れを説明す
るための図、第１４図はシフト制御機構の作動を説明す
るための図、第１５図は制御用パルスの波形図、第１６
図は入力側および出力側の油圧サーボの供給油圧の特性
を示す図、第１７図はソレノイド圧の特性を示す図、第
１８図はシフト制御弁の出力油圧の特性を示す図、第１
９図はシフトシッンクコントロール処理を説明するため
の図、第２０図はエンジンの最良燃費動力線を示す図、
第２１図はエンジンの出力性能の特性を示す図、第２２
図は流体伝達機構の性能曲線を示す図、第２３図はエン
ジンの等燃費率曲線を示す図、第２４図は最良燃費フル
ードカップリング出力曲線を示す図、第２５図は最良燃
費フルードカップリング出力回転数の特性を示す図、第
２６図、第２７図、第２９図は電気制御回路における処
理の流れを説明するための図、第２８図、第３０図はｗ
ｉ御用設定データを説明するための図、第３１図はトル
ク比制御装置の作動を説明するだめの図、第３２図はト
ルク比と入出力側油圧サーボの圧力比との関係を示す図
、第３３図は従来の無段変速機の概略図である。 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、
６０・・・油圧調整装置、８０・・・トルク比制御装置
、３１１．３２１・・・固定フランジ、３１２．３２２
・・・可動フランジ、３１３．３２３・・・油圧サーボ
。 出　願　人　アイシン・エイ・ダプリュ株式会社第３図 第１図 第４ 図 （Ａ） （巳） 第５図 （巳） 箆６図 第 図 スロットル關、Ｉθ 第 図 （に９／Ｃｍ２） υ ｊａ（ｍａＪ）（ｒｙ＋ｙｎ） 入力側７−り叉イｔＬ量し 第９ 図 第１２図 スロットル問屋Ｏ 藁１３図 第１５図 第１６図 ４ヤす１闇 ＰｄたはＰｂ （ｋｇ／ｃｍ”） 第１９図 ｓ 旬−Ｆ−％八（「（ 第２０図 第２１図 エンジン−転が （ｒＰ”） 第２４図 第２５図 第２２図 第２３図 第２６図 第２７図 莞２８図 Ｍ２Ｓ図 第３０図 トルク比、Ｔ

Claims (4)

【特許請求の範囲】
1. （１）それぞれ入力軸及び出力軸に取り付けられ固定フ
   ランジ、可動フランジ及び該可動フランジに設けられた
   油圧サーボを有する実効径が可変の入力側及び出力側プ
   ーリと、これらプーリ間に張設された駆動ベルトからな
   り、前記入力側及び出力側プーリの何れか一方の油圧サ
   ーボに油圧を供給することにより駆動ベルトの挟持力を
   発生させ、前記入力側及び出力側プーリの何れか他方の
   油圧サーボに油圧を選択的に供給することにより前記両
   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、該油圧源からの作動油を前記一方の油圧サー
   ボに供給するライン圧に調圧するレギュレータ弁と、 ライン圧を入出力軸間のトルク比の増大に応じて増加す
   るように制御する制御手段とを有し、該制御手段がトル
   ク比に応じた油圧を発生し、所定トルク比における必要
   最小限のベルト挟持力を確保する手段を備えることを特
   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. （２）前記制御手段は、入出力軸間のトルク比に応じた
   油圧を発生するトルクレシオ弁であり、前記レギュレー
   タ弁は、前記トルクレシオ弁の出力油圧を入力して入出
   力軸間のトルク比に応じたライン圧を出力することを特
   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. （３）前記トルクレシオ弁は入出力軸間のトルク比に応
   じて油圧が供給される複数の供給油路を有し、該供給油
   路が前記レギュレータ弁の増圧側の油室に連絡され、入
   出力軸間のトルク比に応じてライン圧を制御するように
   した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. （４）前記トルクレシオ弁は前記プーリの可動プーリの
   変位量を検出して、該変位量に応じて前記供給油路にラ
   イン圧を供給するように作用す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。