JPH0255665B2 - - 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）を調整する車両用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、バン・ドールネが発
明した無端金属Ｖベルトを２つのプーリに巻掛け
て用いるもので、このＶ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
Ｖ型ブロツクを互いに間断なく配置し、動力伝達
をプーリ側面とＶ型ブロツクの側面間およびＶ型
ブロツ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54−157930号公報に提案され
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
なる入力側プーリが設けられ、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
リ間にはベルトｇが張設されていて、入力側ａか
ら出力側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ユレータ弁ｋ
が設けられ、レギユレータ弁によつて調圧された
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ｆ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ｈには、トルクレシオ制御弁ｌに
よつて選択的に油圧が給排されており、これによ
つて可動フランジｃ、ｆを移動させるようになつ
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。従つて、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、入力側ａの回転数とスロツトルペダ
ルの動きに応じて行つている。さらに、レギユレ
ータ弁ｋのスプールｓの一端には、前記ピトー管
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、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ツ
ドｔが設けられ、スプールｓの他端には、該検出
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、入力軸の回転数に減少に従つて上
昇する油圧となる。 〔発明が解決しようとする課題〕 車両用Ｖ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ツ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、従つて、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、必要最小
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、検出ロツ
ドｔの動きに連動したスプリングｖの荷重により
設定されるため、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
ルトがスリツプすることにより、ベルトとプーリ
間でスカツフイ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
ルトがスリツプし発進不能になつたり、オーバー
ドライブ走行中にキツクダウンすると、アンダー
ドライブへの移行中にベルトがスリツプしエンジ
ンがオーバーランすると共に、ベルトとプーリ間
でスカツフイ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ツクに応力集中にかかりベル
トの耐久性が損なわ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３１，３
２と、これらプーリ間に張設された駆動ベルト３
３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３
１３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ユレータ弁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、
該制御手段６６がトルク比り応じた油圧を発生
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ベトが
スリツ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、エンジンの出力側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２１に連結されたＶベルト式無段
変速機３０、該無段変速機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
遊星歯車変速機４０の出力軸４７に連結された減
速歯車機構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およ
びフルードカツプリング出力軸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わりに他の流
体式トルクコンバータまたは機械的クラツチを用
いてもよい。 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と平行に配設された
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、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、出力側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設けられた
可動フランジ３１２を有し、該可動フランジ３１
２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、無段変速機３０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
ア４１、リングギア４３、これらサンギア４１、
リングギア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
支持するキヤリヤ４６から構成され、サンギア４
１は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
出力側４７に連結される。サンギア４１とキヤリ
ヤ４６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４
２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が係合し無段変速機の出力側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
出力側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、出力側４７は無段変速機の出力側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、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ア２２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Ｖ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、油圧源５０、油圧調整装置６
０、Ｎ−Ｄ、Ｎ−Ｒシフト時の衝撃を緩和するシ
フト制御機構７０、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１１を経て、レギユレータ弁６１に供
給する。 油圧調整装置６０は、それぞれシフトレバー
（図示せず）により手動操作されるマニユアル弁
６２、キヤブレタ１０２のスロツトル開度θに応
じデイテント圧およびスロツトル圧を出力するデ
イテント弁６４およびスロツトル弁６５、出力側
プーリ３２の可動フランジ３２２と連動しその変
位量に応じてデイテント弁６４にライン圧を供給
し、且つスロツトル弁６５に設けた出力油圧フイ
ードバツク油路９を排圧するトルクレシオ弁６
６、および油圧源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
ギユレータ弁６１から構成される。

【表】 表において〇は油路１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。 レギユレータ弁６１は、スプール６１１と、デ
イテント圧およびスロツトル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から油路１にライン圧を出
力する。ポート６１４から排出された油は、油路
１２を経てフルードカツプリング、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、キヤブレタ１０２のちよ
う弁のスロツトル開度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
ロツトル開度が０≦θ≦θ₁においては第４図Ａに
示す如く油路５とレギユレータ弁６１に設けられ
た入力ポート６１６′に連絡するデイテント圧出
力用油路７とを連通し、θ₁＜θ≦100％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とを連通す
る。 スロツトル弁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が背設され
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ツトル
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と連絡するポート６５３の開
口面積を調整し、レギユレータ弁６１に設けられ
た入力ポート６１８に連絡するスロツトル圧出力
用油路８へスロツトル圧を出力する。スプール６
５１は、それぞれ油路８から分枝すると共に、オ
リフイス６５４および６５５が設けられた出力油
圧のフイードバツク用油路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に出力油圧のフイードバツクを
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は連結ロツドを介してリンクさ
れたスプール６６２を備え、可動フランジ３２２
の移動量Ｌがl₃≦Ｌ≦l₄（トルク比Ｔがt₂≧Ｔ≧t₁）
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、スロツトル弁６５に設けられ
た出力油圧のフイードバツク用油路９と連結した
入力ポード６６４を閉じると共に、デイテント弁
６４への出力用油路６をドレインポート６６５に
連通して排圧する。可動フランジ３２２の移動量
Ｌが第１の設定値l₃より小さく、l₂≦Ｌ＜l₃（t₃≧
Ｔ＞t₂）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と連結するポー
ト６６４とドレインポート６６６とが連通し油路
９は排圧される。可動フランジ３２２の移動量Ｌ
が第２の設定値l₂より小さく、０≦Ｌ≦l₂（t₄≧Ｔ
＞t₃）のときは、第５図Ｃに示す如くスプール６
６２が図示右側部に位置し、油路１に連結したポ
ート６６３と油路６とが連動し油路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７４がオンしてドレインポート７
４１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７
１１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がオフしているときはドレイ
ンポート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１３および油路１
４の出力油圧をフイードバツクする油室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
レノイド弁８４、及びアツ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８
１１が背設されたスプール８１２、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
入力ポート８１７およびＶベルト式無段変速機３
０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８１２の移動に応じて油
室８１９を排圧するドレインポート８１４、及び
スプール８１２の移動に応じて油油室８１５を排
圧するドレインポート８１３を備える。ダウンシ
フト用ソレノイド弁８４とアツプシフト用ソレノ
イド弁８５とは、それぞれトルクレシオ制御弁８
１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
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
およびアツ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はシフトレバーが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
センサ、９０４はキヤブレタのスロツトル開度又
はアクセルペダルの踏込量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ーフエイ
ス、９１２は中央処理装置（CPU）、９１３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は出力インターフエイス、９１７はソ
レノイド出力ドライバであり、出力インターフエ
イス９１６の出力をアツ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。入力インターフエイス９０８〜９１１
とCPU９１２、ROM９１３、RAM９１４、出
力インターフエイス９１６との間はデータバス９
１８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６
６、デイテント弁６４、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ツトル開度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ツトル開度θ＝０におい
ても一点鎖線で示す、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、レギユレータ弁６１の出
力であるライン圧は、油圧調整装置６０により、
マニユアル弁６２のシフト位置（Ｌ、Ｄ、Ｎ、
Ｒ、Ｐ）、スロツトル開度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、マニユアル弁６２にお
いて油路３のみが油路１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１３とが連絡
され、油路３に供給されたライン圧が油路１３を
通して前進用の多板クラツチ４５の油圧サーボ４
９に作用し、車両は前進可能な状態となる。 トルク比Ｔがt₁≦Ｔ≦t₂のとき。 第５図Ａに示す如くトルクレシオ弁６６は、油
路１に連絡したポート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
れによりスロツトル開度θの何如にかかわらず油
路７にデイテント圧は生じない。またスロツトル
弁６５は、油路９と連絡したトルクレシオ弁６６
のポート６６４が閉ざされており、スプール６５
１がランド６５６の他にランド６５７にもフイー
ドバツク圧を受けるので、スロツトル開度θに対
して第８図ハに示す特性のスロツトル圧を油路８
を経て調整弁６１のレギユレータバルブプランジ
ヤー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図ヘ域および第１
０図ホに示す如くとなる。 トルク比Ｔがt₂＜Ｔ≦t₃のとき。 第５図Ｂに示す如くトルクレシオ弁６６はポー
ト６６３を閉じており、油路９とドレインポート
６６６とを連通させる。また油路６はポート６６
５を通して排圧される。よつてデイテント圧は発
生せず、スロツトル圧は、油路９が排圧されスプ
ール６５１のランド６５６にフイードバツク圧が
印加されなくなつた分だけ増大し、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t₃＜Ｔ≦t₄のとき。 第５図Ｃに示す如く油路９はドレインポート６
６６から排圧され、よつてスロツトル圧は上記
と同様第８図ニで表される。しかるにポート６６
３が開口し油路１と油路６とが連通するので、ス
ロツトル開度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６
４１により油路６は閉じられ且つ油路７は油路５
を介してマニユアル弁６２から排圧されている
が、スロツトル開度θがθ₁％＜θ≦100％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１０図のリに示す如く、θ
＝θ₁％でステツプ状に変化する特性となる。 （Ｌ位置） マニユアル弁６２において油路５が油路１と連
通する。油路３と油路４はＤ位置と同等である。 トルク比Ｔがt₁≦Ｔ≦t₂のとき。 スロツトル開度θが０≦θ≦θ₁％のとき、デイ
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ツトルプランジ
ヤーを押し上げ、高いライン圧を発生させる。ス
ロツトル開度θがθ₁％＜θ≦100％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
オ弁のドレインポート６６５を経て排圧されてデ
イテント圧は発生せず、またスロツトル圧はＤ位
置の場合と同じである。よつてライン圧は第１１
図のルに示す特性となる。 トルク比Ｔがt₂＜Ｔ≦t₃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がドレインポート６６６と連通して排圧
され、スロツトル弁６５が油路８を介して調整弁
６１に出力するスロツ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t₃＜Ｔ≦t₄のとき。 トルクレシオ弁６６によつて油路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
ロツ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ツトル圧
を入力するレギユレータ弁６１は第１１図ヌに示
すライン圧を出力する。 （Ｒ位置） マニユアル弁６２において油路４および油路５
が油路１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４８に供給され、車両は後進状態となる。 （Ｐ位置およびＮ位置） マニユアル弁６２において油路３，４および５
がともに排圧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１０図の特性曲線リの如くスロツト
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況においてライン圧を高く設
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
の減少により油温が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１１図の特性曲線
チ，ルに示す如くトルク比Ｔがt₁≦Ｔ≦t₂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５２による動力損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
ローチヤートにより説明する。 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（ステツプ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
置の判別を行う（ステツプ９２２）。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
OFFし（ステツプ９３１）、ＰまたはＮ状態を
RAM９１４に記憶せしめる（ステツプ９３２）。
これにより入力プーリ３１のニユートラル状態が
得られる。シフトレバーが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を行う
（ステツプ９４０，９５０）。 このシフトシヨ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７
４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共に、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S₁、S₁、S₁、S₂、ス
プリング７１１の弾性力をF_S1、油室７１３の油
圧をP_s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P_c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_bは、それぞれシフト制御弁
７１の油圧平衡式である第式および式から次
のように与えられる。 前進時 P_s・S₁＝P_c・S₂＋F_s1 … P_c＝（S₁／S₂）P_s−（F_s1／S₂） 後進時 P_s・S₁＝P_b（S₁−S₂）＋F_s1 P_b＝〔S₁／（S₁−S₂）〕P_s −〔F_s1／（S₁／S₂）〕 また、プレツシヤリミツテイング弁７３内に挿
設された返体７３１の受圧面積をS₃、該弁体７３
１に背設されたスプリング３２の弾性力をF_s2と
すると、プレツシヤリミツテイング弁７３は油圧
平衡式第式によりP_sの最高圧Plimitで作動す
る。 Ｐ limit×S₃＝F_s2 … Ｐ limit＝F_s2／S₃ このときP_cおよびP_bは第式および第式に
従つて最高圧P_climit、P_blimitが制限される。 前進時 P_climit＝（S₁／S₂）Ｐ limit−F_s1／S₂ … 後進時 P_blimit＝〔S₁／（S₁−S₂）〕Ｐ limit −〔F_s1／（S₁／S₂）〕 … 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P_sを油室７１３に
発生させる。 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（％） このデユーテイコントロールは、第１５図に示
す１周期K^*におけるパルス巾がL^*−nM^*（ｎ＝
１、２、３、…）で表され、次第にパルス巾小さ
くなつていくパルスを第１４図に示すシフト制御
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
デユーテイ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にデユーテイーに対応
して調整された油圧P_sを発生させる。 第１７図に示すソレノイド圧P_s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P_cまたはP_bが得
られる。 Ｎ−ＤシフトおよびＮ−Ｒシフト時における係
合シヨツクを緩和する場合、油圧サーボ４８また
は油圧サーボ４９への供給油圧P_bまたはP_c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、AC間での多板クラツチ４
５または多板ブレーキ４２の係合を完了せしめ
る。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のソレノイド弁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１
９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
ラムフローチヤートを示す。ステツプ９４１でシ
ヨツクコントロール処理中のFLUGがオンか否か
の判別を行い、FLUGがオンのときはシフトシヨ
ツクコントロール処理中でありステツプ９４６に
進み、FLUGがオンでなければ、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
有無の判定（ステツプ９４２）およびＮ位置から
Ｄ位置への変化の有無の判定（ステツプ９４３）
を行う。いずれかの変化が生じている場合には、
ステツプ９４４，９４５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をオンに
する（ステツプ９５５）。いずれの変化も生じて
いない場合にはリターンし、シヨツクコントロー
ル処理はなされない。 ステツプ９４６において、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
定を行い、Ｋが０より大きくないときは、Ｋを
K^*−１、ＬをL^*、L^*をL^*−M^*と設定し（ステ
ツプ９４７）、ステツプ９４８でＬが０以下か否
かの判定を行い、Ｌが０以下でなければステツプ
９５１に進み、Ｌが０以下であれば、全てのシヨ
ツクコントロール処理が終了したとみなして
FLUGをオフする。ステツプ９４６で一周期K^*
の終了を判別するパラメータＫが０より大きいと
きには、Ｋ−１をＫと設定し（ステツプ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（ステツ
プ９５１）。Ｌが０のときはソレノイド弁７４の
オフ指令を発し（ステツプ９５２）、Ｌが０でな
いときはオン指令を発し（ステツプ９５３）た
後、Ｌ−１をＬと設定しリターンする。 同様のシフトシヨツクコントロール処理は、第
６図のプログラマブルタイマ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１
２図に戻つて説明する。 Ｎ−Ｄ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を読み込み
（ステツプ９２３）、つぎにステツプ９２１で読み
込んだスロツトル開度θが０か否かの判別を行い
（ステツプ９２４）、θ≠０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
にセツトするサブルーチン９６０を実行し、θ＝
０でスロツトル全閉時には、エンジンブレーキの
必要性を判断するため、シフトレバーが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（ステツプ９２６）、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を実行
し、シフトレバーが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、入力側プーリ目標回転数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
従つ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・ｍ）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時間当たりの燃料消費量Ｓ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ツプリング２１とを
組合わせた場合には同様の方法にて、第２１図に
示すスロツトル開度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ツプリング性
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２５図は第２４
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N_B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N^*を最良燃費入力側プーリ回転数N_Bにセツ
トするサブルーチン９６０では、スロツトル開度
θから予めデータとしてROM９１３に格納して
ある第２５図のスロツトル開度θに対応した最良
燃費入力側プーリ回転数N_Bデータのアドレスの
セツトをし（ステツプ９６１）、セツトしたアド
レスから最良燃費入力側プーリ回転数N_Bを読み
だし（ステツプ９６２）、読みだしたスロツトル
開度θに対応した最良燃費入力側プーリ回転数
N_Bのデータを入力側プーリ目標回転数N^*にセツ
トする（ステツプ９６３）。 次に、第１２図のエンジンブレーキ処理サブル
ーチン９７０，９８０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２７図に示すように、車速センサ９０
３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９
７３。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
ロツトル開度θに対応した最良燃費入力側プーリ
回転数N_B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９
７０は、第２９図に示すように、車速センサ９０
３により車速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。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T^*より小さいか否
かを判別し９８３、トルク比Ｔがトルク比T^*よ
り小さいときには、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９８４、リターン
する。トルク比Ｔがトルク比T^*より小さくない
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エンジンブレー
キが得られるトルク比T^*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。 上記のようにして入力側プーリ目標回転数N^*
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N^*との比較を行い（ステツプ９２７）、Ｎ＜
N^*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（ステツプ９２８）、Ｎ＞N^*のとき
はアツプシフトソレノイド弁８５の作動指令を発
し（ステツプ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
テツプ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数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はライン圧とな
つている。スプール８１２はスプリング８１１に
よる押圧力P₃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８１５とド
レインポート８１３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
P₁により図示右方に動かされる。スプール８１
２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、ドレインポート８１３と
スプール８１２とのランドエツジにフラツトな切
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る。 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、
出力側プーリ３２の油圧サーボ３２３に加わつて
いるライン圧によりＶ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、入力側プーリ３１は徐々に拡げられ
てトルク比Ｔが増加する方向に変化して行く。従
つて第３１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とのランドエツジにフラツトな切り欠
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。 （アツプシフト時） 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８１２の移動に伴
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８
１２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。従つて
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。 （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
ポート８１４と連通して排圧され、入力側プーリ
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。 以上のように、入力側（ドライブ側）プーリ３
１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３２図の
グラフに示す如き特性を有し、例えば、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ｂ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の値を増大させ図中ｃ点の値に変更す
る。このようにPo／Piの値を必要に応じて制御
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。

【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図はマニユアル
弁の作動を説明するための図、第４図はデイテン
ト弁およびスロツ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
イン圧特性をを示す図、第８図はスロツトル圧の
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１
４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１９図はシフトシヨツクコントロ
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
ルードカツ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ツ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図は制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
作動を説明するための図、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、６
０…油圧調整装置、８０…トルク比制御装置、３
１１，３２１…固定フランジ、３１２，３２２…
可動フランジ、３１３，３２３…油圧サーボ。

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ユ
   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 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
   レギユレータ弁は、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 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ユ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 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。