JPH0359298B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 技術分野 本発明は車両用ベルト式無段変速機の油圧制御
装置の改良に関するものである。

従来技術 一次側回転軸および二次側回転軸にそれぞれ設
けられた一対の一次側可変プーリおおよび二次側
可変プーリと、それら一対の可変プーリに巻き掛
けられて動力を伝達する伝動ベルトと、前記一対
の可変プーリの有効径をそれぞれ変更する一対の
一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダと
を備えた車両用ベルト式無段変速機が知られてい
る。かかる無段変速機の速度比や伝動ベルトの張
力は、たとえば特開昭52−98861号公報に記載さ
れているように、二次側油圧シリンダ（従動側回
転軸に設けられた油圧シリンダ）に供給される作
動油圧を調圧することにより専ら伝動ベルトの張
力を制御し、一次側油圧シリンダ（駆動側回転軸
に設けられた油圧シリンダ）に供給される作動油
量或いはそれから排出される作動油量を調節する
ことにより専ら速度比を制御するように構成され
ている。

かかる油圧制御装置においては、速度比などと
関連して調圧されたライン油圧が１種類用意され
てこれが専ら伝動ベルトの張力を維持する二次側
油圧シリンダに供給されるとともに、速度比を制
御する流量制御弁を介して一次側油圧シリンダに
も供給される。このため、一次側油圧シリンダに
供給する作動油あるいはそれから排出される作動
油の流量は上記ライン油圧、すなわち無段変速機
の速度比などに対応して変化するので、変速比変
化速度がそのときの速度比などによつて影響され
てしまうことが避けられない。したがつて、変速
比の制御において充分な過渡応答性が得られない
場合があつた。また、車両のエンジンブレーキ時
において動力の伝達方向が反対となると、実質的
には、一次側油圧シリンダにて専ら伝動ベルトの
張力を制御し、かつ二次側油圧シリンダにて専ら
速度比を制御することになるため、伝動ベルトの
張力および速度比の制御特性が好適に得られない
欠点があつた。

これに対し、特公昭58−29424号に記載されて
いるように、油圧源からの作動油を油圧シリンダ
の一方へ供給すると同時に他方から流出させるこ
とにより速度比を変化させる制御弁（４方弁）
と、この制御弁から流出する作動油を調圧する電
磁リリーフ弁とが備えられたベルト式無段変速機
が提供されている。

かかる形式の無段変速機においては、両油圧シ
リンダのうち動力伝達状態において内部の油圧が
高くなる側（駆動側）に位置する油圧シリンダに
油圧源からの比較的高い作動油圧が作用させら
れ、反対側の油圧シリンダには電磁リリーフ弁に
より調圧された油圧が作用させられるため、動力
伝達方向が反対となつても好適に伝動ベルトの張
力および速度比が制御される特徴がある。

発明が解決すべき問題点 しかしながら、かかる従来の無段変速機におい
ては、油圧源の圧力は制御されておらず通常のリ
リーフ弁によつて一定の圧力に維持されているに
過ぎないため、伝達トルクや速度比にしたがつて
油圧シリンダ内の油圧値が変化すると変速比変化
速度、すなわち変速応答性が一定に得られない場
合がある。また、これに対し、作動条件全域にわ
たつて充分な変速比変化速度が得られるように大
きな余裕油圧を見込んで油圧源の圧力を高く設定
すると、常時その圧力を維持するための動力損失
が大きくなる欠点があつた。

問題点を解決するための手段 本発明は以上の事情を背景として為されたもの
であり、その要旨とするところは、一次側回転軸
および二次側回転軸にそれぞれ設けられた一対の
一次側可変プーリおよび二次側可変プーリと、そ
れら一対の可変プーリに巻き掛けられて動力を伝
達する伝動ベルトと、前記一対の可変プーリの有
効径をそれぞれ変更する一対の一次側油圧シリン
ダおよび二次側油圧シリンダとを備えた車両用ベ
ルト式無段変速機の油圧制御装置であつて、(1)油
圧源から供給される作動油をエンジンの出力状態
に基づいて調圧して第１ライン油圧とする第１調
圧弁と、(2)軸方向に移動可能なスプール弁子を備
え、そのスプール弁子の移動にともなつて、前記
第１ライン油圧に調圧された作動油を前記一次側
油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダの一方に
供給すると同時に、他方内の作動油を流出させる
ことにより、前記一次側可変プーリおよび二次側
可変プーリの有効径を変化させて前記無段変速機
の速度比を調節する変速制御弁と、(3)その変速制
御弁を通して前記一次側油圧シリンダおよび二次
側油圧シリンダの他方から流出する作動油の圧力
をエンジンの出力状態に基づいて調圧し、前記第
１ライン油圧よりも低い第２ライン油圧とする第
２調圧弁と、(4)前記スプール弁子を駆動するため
の一定の制御油圧を発生させる第３調圧弁と、(5)
前記スプール弁子に前記制御油圧を作用させるこ
とにより該スプール弁子の移動位置を制御する電
磁制御弁装置とを、含むことにある。

作用および発明の効果 このようにすれば、第１調圧弁および第２調圧
弁により第１ライン油圧および第２ライン油圧が
用意されているので、それらの差圧によつて前記
一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダの
一方に供給される作動油或いはそれから排出され
る作動油の流量が決定される。したがつて、変速
比変化速度は無段変速機の速度比に拘わらず第１
ライン油圧および第２ライン油圧の差圧にしたが
つて決まるので、変速比制御の充分な過渡応答特
性が得られる。また、第１調圧弁をエンジンの出
力状態と関連させて制御することにより第１ライ
ン油圧は変速比変化速度が充分に得られかつ動力
損失が生じないように必要かつ充分な値に制御さ
れるとともに、第２調圧弁を速度比や伝達トルク
と関連させて制御することにより第２ライン油圧
は伝動ベルトの滑りが生じない範囲で必要かつ充
分な値に制御されるので、車両の動力損失が大幅
に軽減される。

また、一定の制御油圧が電磁制御弁装置により
スプール弁子に作用させられることによりそのス
プール弁子が移動させられて変速制御弁の出力の
切り換え作動が行われる。このため、一端が速度
比を変化させるための操作部材と連結させられ且
つ他端が可変プーリの一部を構成して軸方向に移
動する可動回転体と係合させられたリンクにより
スプール弁子が駆動される形式の変速制御弁に比
較して、リンク機構の諸元により定まる変速パタ
ーンに制限されないため制御の自由度が大幅に高
められる。また、変速制御弁をリンク機構を介し
て可変プーリと機械的に連結させる必要がないた
め、両者の配置が自由となる利点がある。さら
に、リンク機構において避け難いリンクのがたつ
きに起因する制御精度の低下が解消される利点が
ある。

しかも、電磁制御弁装置により第１ライン油圧
または第２ライン油圧がスプール弁子に作用させ
られる場合には、それら第１ライン油圧および第
２ライン油圧はベルト式無段変速機の速度比や伝
達トルクに関連して変化させられることに起因し
て変速応答性がばらつくことが避けられないが、
本発明の油圧制御装置によれば、第３調圧弁によ
つて一定に制御された制御油圧が電磁制御弁装置
によりスプール弁子へ作用させられるので、安定
して変速応答性が得られる利点がある。

ここで、前記変速制御弁は、好適には、前記ス
プール弁子が摺動可能に嵌合されたシリンダボア
と、そのシリンダボアの両端部にそれぞれ設けら
れ、前記スプール弁子の端部の受圧面に制御油圧
を作用させるための油密な一対の第１制御油室お
よび第２制御油室とを備えたものであり、前記電
磁制御弁装置は、上記一対の第１制御油室および
第２制御油室へ前記制御油圧をそれぞれ供給する
ためにデユーテイ制御される一対の電磁開閉弁か
ら構成される。

また、前記第３調圧弁は、好適には、前記第１
ライン油圧を導く第１ライン油路または前記第２
ライン油圧を導く第２ライン油路とドレン油路と
の間に直列に接続された減圧弁および絞りから構
成されたものであり、前記制御油圧は該減圧弁と
絞りとの間から発生させられる。

また、前記第３調圧弁は、好適には、前記第１
調圧弁または第２調圧弁から流出する作動油を導
く油路に設けられ、その作動油を一定の制御油圧
に調圧する。

実施例 以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細
に説明する。

第１図において、車両に設けられたエンジン１
０の出力はクラツチ１２を介してベルト式無段変
速機１４の一次側回転軸１６へ伝達される。

ベルト式無段変速機１４は、一次側回転軸１６
および二次側回転軸１８と、それら一次側回転軸
１６および二次側回転軸１８に取りつけられた有
効径が可変な一次側可変プーリ２０および二次側
可変プーリ２２と、それら一次側可変プーリ２０
および二次側可変プーリ２２に巻き掛けられて動
力を伝達する伝動ベルト２４と、一次側可変プー
リ２０および二次側可変プーリ２２の有効径を変
更する一次側油圧シリンダ２６および二次側油圧
シリンダ２８とを備えている。これら一次側油圧
シリンダ２６および二次側油圧シリンダ２８は同
等の受圧面積となるように形成されており、上記
一次側可変プーリ２０および二次側可変プーリ２
２の外形が同等とされてベルト式無段変速機１４
が小型となつている。そして、上記一次側可変プ
ーリ２０および二次側可変プーリ２２は、一次側
回転軸１６および二次側回転軸１８にそれぞれ固
定された固定回転体３１および３２と、上記一次
側回転軸１６および二次側回転軸１８にそれぞれ
相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられて
前記固定回転体３１および３２との間にＶ溝を形
成する可動回転体３４および３６とから成る。

上記ベルト式無段変速機１４の二次側回転軸１
８からの出力は、図示しない副変速機、差動歯車
装置などを経て車両の駆動輪へ伝達されるように
なつている。

このように構成された車両の動力伝達装置を作
動させるための油圧制御回路は以下に説明するよ
うに構成される。すなわち、図示しない還流路を
経てオイルタンク３８に還流した作動油はストレ
ーナ４０および吸入油路４１を介してオイルポン
プ４２に吸引され、変速制御弁４４の入力ポート
４６および第１調圧弁４８と接続された第１ライ
ン油路５０へ圧送される。このオイルポンプ４２
は、本実施例の油圧源を構成し、図示しない駆動
軸を介して前記エンジン１０により駆動される。
第１調圧弁４８は、後述の第１駆動信号VD１に
したがつて第１ライン油路５０内の作動油の一部
を第２ライン油路５２へ流出させることにより第
１ライン油圧Pl₁を制御する。この第２ライン油
路５２は前記変速制御弁４４の第１排出ポート５
４および第２排出ポート５６と第２調圧弁５８と
にそれぞれ接続されている。この第２調圧弁５８
は、後述の第２駆動信号VD２にしたがつて第２
ライン油路５２内の作動油の一部をドレン油路６
０へ流出させることにより第１ライン油圧Pl₁よ
りも相対的に低い第２ライン油圧Pl₂を制御する。
上記第１調圧弁４８および第２調圧弁５８は、所
謂電磁比例リリーフ弁から構成されている。ま
た、本実施例ではさらに、第２ライン油路５２と
ドレン油路６０との間に、本実施例の第３調圧弁
として機能する減圧弁１１０および絞り１１２か
ら成る制御油圧源が直列に設けられている。これ
により、減圧弁１１０により第２ライン油圧Pl₂
を減圧して生じた一定の制御油圧P_cが減圧弁１１
０と絞り１１２との間から制御油路１１４を通し
て導出されるようになつている。

前記変速制御弁４４は、所謂比例制御用電磁弁
であつて、前記入力ポート４６、第１排出ポート
５４および第２排出ポート５６、前記一次側油圧
シリンダ２６および二次側油圧シリンダ２８に接
続油路２９および３０を介してそれぞれ接続され
た一対の第１出力ポート６２および第２出力ポー
ト６４にそれぞれ連通するようにバルブボデー６
５に形成されたシリンダボア６６と、そのシリン
ダボア６６内に摺動可能に嵌合された１本のスプ
ール弁子６８と、このスプール弁子６８の両端部
から中立位置に向かつて付勢することによりその
スプール弁子６８を中立位置に保持する一対の第
１スプリング７０および第２スプリング７２と、
上記スプール弁子６８の両端部にそれぞれ油密に
設けられた一対の第１制御油室１１６および第２
制御油室１１８とを備えている。上記スプール弁
子６８には４つのランド７８，８０，８２，８４
が一端から順次形成されているとともに、中間部
に位置する一対のランド８０および８２はスプー
ル弁子６８が中立位置にあるときスプール弁子６
８の軸方向において前記第１出力ポート６２およ
び第２出力ポート６４と同じ位置に形成されてい
る。また、シリンダボア６６の内周面であつて、
スプール弁子６８が中立位置にあるとき一対のラ
ンド８０および８２と対向する位置、すなわち上
記第１出力ポート６２および第２出力ポート６４
がシリンダボア６６の内周面に開口する位置に
は、そのランド８０および８２よりも僅かに大き
い幅寸法の一対の第１環状溝８６および第２環状
溝８８が形成されている。この第１環状溝８６お
よび第２環状溝８８はランド８０および８２との
間で作動油の流通を制御するために連続的に流通
断面積が変化する絞りを形成している。

一方、前記制御油路１１４には絞り１２０およ
び１２２を介して第１電磁開閉弁７４および第２
電磁開閉弁７６がそれぞれ設けられている。この
第１電磁開閉弁７４および第２電磁開閉弁７６
は、その開放動作によつて上記絞り１２０および
１２２の下流側、すなわち第１制御油室１１６お
よび第２制御油室１１８内の制御油圧をそれぞれ
ドレンへ排圧するものであり、またその閉成動作
によつて第１制御油室１１６および第２制御油室
１１８内にそれぞれ制御油圧P_cを付与する。これ
により、前記スプール弁子６８をその中立位置か
ら第１スプリング７０または第２スプリング７２
の付勢力に抗して移動させる。なお、上記第１電
磁開閉弁７４および第２電磁開閉弁７６は、後述
の速度比信号RA１およびRA２にしたがつてオ
ンオフ駆動、すなわちデユーテイ駆動されること
により、第２図に示すように、第１制御油室１１
６または第２制御油室１１８内の圧力がデユーテ
イ比と関連して連続的に変化させられ、これに伴
つてスプール弁子６８の位置が連続的に変化させ
られるようになつている。

スプール弁子６８が中立位置にあるときには、
前記第１出力ポート６２および第２出力ポート６
４が前記入力ポート４６および排出ポート５４，
５６に僅かな流通面積で均等に連通させられ、漏
れを補充する程度の量の作動油が一次側油圧シリ
ンダ２６および二次側油圧シリンダ２８に供給さ
れ、また、僅かな量の作動油が排出ポート５４，
５６から流出させられる。

しかし、スプール弁子６８が中立位置からその
一軸方向、たとえば第２スプリング７２に接近す
る方向（すなわち図の右方向）へ移動させられる
に伴つて、第１出力ポート６２と第１排出ポート
５４との流通断面積が連続的に増加させられる一
方、第２出力ポート６４と入力ポート４６との流
通断面積が連続的に増加させられるので、第１出
力ポート６２から一次側油圧シリンダ２６へ出力
する作動油圧は、第２出力ポート６４から二次側
油圧シリンダ２８へ出力する作動油圧に比較して
低くなる。このため、ベルト式無段変速機１４に
おける一次側油圧シリンダ２６および二次側油圧
シリンダ２８の推力の平衡が崩れるので、二次側
油圧シリンダ２８内へ作動油が流入する一方、一
次側油圧シリンダ２６内の作動油が流出し、ベル
ト式無段変速機１４の速度比ｅ（二次側回転軸１
８の回転速度N_put／一次側回転軸１６の回転速度
N_io）が小さくなる。

反対に、スプール弁子６８が中立位置から第１
スプリング７０に接近する方向、すなわち図の左
方向へ移動させられるに伴つて、第１出力ポート
６２と入力ポート４６との流通断面積が連続的に
増加させられる一方、第２出力ポート６４と第２
排出ポート５６との流通断面積が増加させられる
ので、第１出力ポート６２から一次側油圧シリン
ダ２６へ出力する作動油圧は、第２出力ポート６
４から二次側油圧シリンダ２８へ出力する作動油
圧に比較して高くなる。このため、ベルト式無段
変速機１４における一次側油圧シリンダ２６およ
び二次側油圧シリンダ２８の推力の平衡が崩れる
ので、二次側油圧シリンダ２８内の作動油が流出
する一方、一次側油圧シリンダ２６内へ作動油が
流入し、ベルト式無段変速機１４の速度比ｅが大
きくなる。このように、上記変速制御弁４４は、
油圧シリンダ２６および２８の一方へ高圧の作動
油を供給し他方へ低圧の作動油を供給する切り換
え弁機能と、連続的に作動油の流量を調節する流
量制御弁機能とを併有しているのである。

車両のベルト式無段変速機１４には、一次側回
転軸１６の回転速度N_ioを検出するための第１回
転センサ９０、および二次側回転軸１８の回転速
度N_putを検出するための第２回転センサ９２が設
けられており、それら第１回転センサ９０および
第２回転センサ９２からは回転速度N_ioを表す回
転信号SR１および回転速度N_putを表す回転信号
SR２がコントローラ９４へ出力される。また、
エンジン１０には、その吸気配管に設けられたス
ロツトル弁開度θ_thを検出するためのスロツトル
センサ９６と、エンジン回転速度N_eを検出する
ためのエンジン回転センサ９８が設けられてお
り、それらスロツトルセンサ９６およびエンジン
回転センサ９８からはスロツトル弁開度θ_thを表
すスロツトル信号Sθおよびエンジン回転速度N_e
を表す回転信号SEがコントローラ９４へ出力さ
れる。

上記コントローラ９４は、CPU１０２、ROM
１０４、RAM１０６などを含む所謂マイクロコ
ンピユータであつて、本実施例の制御手段を構成
する。上記CPU１０２は、RAM１０６の記憶機
能を利用しつつ予めROM１０４に記憶されたプ
ログラムにしたがつて入力信号を処理し、第１ラ
イン油圧および第２ライン油圧を制御するために
第１調圧弁４８および第２調圧弁５８へ第１駆動
信号VD１および第２駆動信号VD２をそれぞれ
供給すると同時に、速度比ｅを制御するために第
１電磁開閉弁７４および第２電磁開閉弁７６を駆
動するための速度比信号RA１およびRA２をそ
れらに供給する。

以下、本実施例の作動を第３図のフローチヤー
トにしたがつて説明する。

先ず、ステツプS1が実行されることにより、
一次側回転軸１６の回転速度N_io、二次側回転軸
１８の回転速度N_put、スロツトル弁開度θ_th、エン
ジン回転速度N_eが回転信号SR１およびSR２、
スロツトル信号Sθ、回転信号SEに基づいてRAM
１０６に読み込まれる。次いで、ステツプS2で
は予めROM１０４に記憶された次式(1)にしたが
つて速度比ｅが上記回転速度N_ioおよびN_putから
算出される。

ｅ＝N_put／N_io …(1) また、ステツプS3では、ROM１０４に記憶さ
れた関係からスロツトル弁開度θ_thなどに基づい
て目標回転速度N_io ^*を決定し、且つ上記(1)式から
その目標回転速度N_io ^*と実際の回転速度N_putから
目標速度比e^*を算出する。上記目標回転速度N_io ^*
を決定するための関係は、たとえば第４図に示す
ものであつて、第５図に示す最小燃費率曲線上で
エンジン１０が専ら作動するように予め求められ
たものである。続くステツプS4では、予めROM
１０４に記憶された次式(2)にしたがつて速度比制
御値V₀が算出される。後述のステツプS14におい
ては、この速度比制御値V₀が正である場合には
スプール弁子６８が左方向へ移動させられて二次
側回転軸１８の回転速度N_putが増加するように前
記速度比信号RA２が出力され、負である場合に
はスプール弁子６８が右方向へ移動させられて一
次側回転軸１６の回転速度N_ioが増加するように
前記速度比信号RA１が出力される。上記速度比
制御値V₀の大きさは速度比信号RA１または速度
比信号RA２のデユーテイ比、すなわちスプール
弁子６８の移動量に対応する。したがつて、次式
(2)から明らかなように、上記速度比制御値V₀は
実際の速度比ｅと目標速度比e^*とを一致させるよ
うに決定されるのである。なお、(2)式のｋは制御
定数である。

V₀＝ｋ（e^*−ｅ）／ｅ …(2) そして、ステツプS5では、予めROM１０４に
記憶された良く知られた関係からスロツトル弁開
度θ_thおよびエンジン回転速度N_eに基づいてエン
ジン１０の実際の出力トルクT_eが決定されると
ともに、ステツプS6ではエンジン１０の実際の
出力トルクT_eが正であるか否か、すなわちエン
ジン１０から動力が出力されている正トルク状態
かあるいはエンジンブレーキ状態であるかが判断
されるのである。このような判断が必要な理由
は、正トルク状態とエンジンブレーキ状態とでは
動力伝達方向が異なるため油圧シリンダの速度比
ｅに対する油圧変化特性が変化するからである。
たとえば、第６図および第７図は正トルク状態お
よびエンジンブレーキ状態における一次側油圧シ
リンダ２６内の油圧P_ioおよび二次側油圧シリン
ダ２８内の油圧P_putの油圧変化特性をそれぞれ示
しており、油圧P_ioと油圧P_putとの大小関係が反対
となり、いづれも駆動側の油圧が従動側の油圧よ
りも大きくなつている。この現象は本来は一次側
油圧シリンダ２６および二次側油圧シリンダ２８
の推力相互間にて論じられるものであるが、本実
施例では一次側油圧シリンダ２６および二次側油
圧シリンダ２８の受圧面積が同等であるので、油
圧の大小関係にそのまま現れているのである。

ステツプS6において出力トルクT_eが正である
と判断された場合には、ステツプS7が実行され
ることにより、伝動ベルト２４に対する挟圧力を
必要かつ充分に発生させるための二次側油圧シリ
ンダ２８内の油圧（目標油圧）P_put′が得られる
ように第２ライン油圧制御値V₂が決定される。
すなわち、先ず、予めROM１０４に記憶された
次式(3)の関係からエンジン１０の実際の出力トル
クT_e、実際の速度比ｅに基づいて最適な二次側
油圧シリンダ２８の推力（算出値）W_put′を算出
する。また、次式(4)から、上記推力W_put′、二次
側油圧シリンダ２８の受圧面積A_put、二次側回転
軸１８の回転速度N_putに基づいて油圧（算出値）
P_put′を算出するとともに、予めROM１０４に記
憶された次式(5)の関係から実際の速度比ｅ、目標
速度比e^*、エンジン１０の実際の出力トルクT_e
に基づいて補正油圧ΔP₂を算出する。そして、次
式(6)から上記油圧P_put′および補正油圧ΔP₂に基づ
いて第２ライン油圧Pl₂を算出し、その算出され
た油圧Pl₂が得られるように(7)式から第２ライン
圧制御値V₂を決定する。

W_put′＝ｆ（T_e，ｅ） …(3) P_put′＝W_put′／A_put−C₂N_put ² …(4) ΔP₂＝ｆ（ｅ，e^*，T_e） …(5) Pl₂＝P_put′−ΔP₂ …(6) V₂＝ｆ（Pl₂） …(7) ここで、上記(3)式は伝動ベルト２４の張力、す
なわち伝動ベルト２４に対する挟圧力を必要かつ
充分な値とするために予め求められたものであ
り、推力W_put′は出力トルクT_eおよび速度比ｅの
商とともに比例的に増加させられる。また、(4)式
の関係において、第２項は回転速度N_putとともに
増大する遠心油圧を第１項から差し引いて油圧
P_put′を補正するためのものである。第２項のC₂
は遠心力補正係数であり、二次側油圧シリンダ２
８の諸元および作動油の比重から予め決定され
る。

また、上記(5)式は補正油圧ΔP₂を算出するため
に予め求められたものである。第８図のａおよび
ｂは変速制御弁４４において一次側油圧シリンダ
２６内油圧P_ioおよび二次側油圧シリンダ２８内
油圧P_putの速度比制御値V₀（スプール弁子６８の
位置）に対する変化特性を、異なるライン油圧状
態でそれぞれ示すものであるが、ΔV₀で推力が平
衡しかつこのときの速度比ｅ（＝e^*−Δe）である
とすると、このときの二次側油圧シリンダ２８内
油圧P_putは第２ライン油圧Pl₂に対してΔP₂だけ大
きな値となる。したがつて、(4)式にて算出した油
圧P_put′から(5)式にて算出した補正油圧ΔP₂を差し
引くことにより制御すべき第２ライン油圧Pl₂が
求められる。この補正油圧ΔP₂は変速制御弁４４
の出力油圧変化特性、速度比制御値V₀、ライン
油圧差（Pl₁−Pl₂）で決定されるが、速度比制御
値V₀は（e^*−ｅ）に基づいて決定され且つライ
ン油圧差（Pl₁−Pl₂）は出力トルクT_eおよび速度
比ｅに基づいて決定されるから、結局補正油圧
ΔP₂は速度比ｅ、目標速度比e^*、出力トルクT_e
の関数となり、前式(4)が予め求められるのであ
る。なお、変速制御弁４４の油圧変化特性によつ
ては補正油圧ΔP₂が全域にわたつて小さい値とな
る場合があるがこのようなときは補正油圧ΔP₂を
予め定めた一定の値としてもよい。

そして、前記(7)式では、算出された第２ライン
油圧Pl₂が得られるように予め第２調圧弁５８の
特性を考慮して記憶されたデータマツプなどが用
いられることにより、第２ライン油圧制御値V₂
が求められる。

続くステツプS8においては、目標とする速度
比を実現できる推力を必要かつ充分に発生させる
ための一次側油圧シリンダ２６内の油圧（目標油
圧）P_io′が得られるように、第１ライン圧制御値
V₁が決定される。すなわち、先ず、予めROM１
０４に記憶された次式(8)に示す関係から目標速度
比e^*およびエンジン１０の実際の出力トルクT_e
に基づいて正駆動時の推力比γ₊（二次側油圧シリ
ンダ２８の推力W_put／一次側油圧シリンダ２６の
推力W_io）が算出されるとともに、次式(9)から上
記推力比γ₊および二次側油圧シリンダ２８の推
力W_put′から一次側油圧シリンダ２６の推力
W_io′が求められる。そして、次式(10)から一次側
油圧シリンダ２６の推力W_io′、一次側油圧シリ
ンダ２６の受圧面積A_io、一次側回転軸１６の回
転速度N_ioに基づいて油圧（算出値）P_io′を算出
するとともに、次式(11)から上記油圧P_io′および補
正油圧ΔP₁に基づいて一次側ライン油圧Pl₁を算
出し、そして、その算出された油圧Pl₁が得られ
るように(12)式から第１ライン圧制御値V₁を決定
する。

γ₊＝ｆ（e^*，T_e） …(8) W_io′＝W_put′／γ₊ …(9) P_io′＝W_io′／A_io−C₁N_io ² …(10) Pl₁＝P_io′＋ΔP₁ …(11) V₁＝ｆ（Pl₁） …(12) ここで、上記(8)式は広範な運転条件範囲全域に
わたつて好適な変速応答性を得るに足る必要かつ
充分な推力比γ₊を決定できるように予め求めた
関係を示すものであつて、この関係から目標速度
比e^*および実際の出力トルクT_eと関連して決定
された推力比γ₊が得られるように、第１ライン
油圧を制御するのである。また、上記(10)式の関係
において、第２項は回転速度N_ioとともに増加す
る遠心油圧を第１項から差し引いて補正するもの
であり、第２項のC₁は一次側油圧シリンダ２６
の諸元および作動油の比重から予め決定される。
さらに、上記(11)式は、(10)式により求められた油圧
P_io′に補正油圧ΔP₁を加えることにより第１ライ
ン油圧Pl₁が決定されるが、この補正油圧ΔP₁は
互いに相反する動力損失および定常偏差Δe（ΔV₀
に対応）の均衡点において決定される。すなわ
ち、第８図ａおよびｂは上記補正油圧ΔP₁を変更
した場合を示しており、補正油圧ΔP₁を小さくし
たａの場合は定常偏差が大きくなるが、補正油圧
ΔP₁を大きくしたｂの場合には実際の一次側油圧
シリンダ２６の内油圧P_ioおよび二次側油圧シリ
ンダ２８内の油圧P_putが急激に変化するため定常
偏差が小さくなる。しかし、補正油圧ΔP₁を大き
くする程多くの運転条件下で不要に大きな第１ラ
イン油圧Pl₁を発生させてしまうのである。

そして、前記(12)式には、算出された第１ライン
油圧Pl₁が得られるように予め第１調圧弁４８の
特性を考慮して記憶されたデータマツプなどが用
いられることにより第１ライン油圧制御値V₁が
求められる。

一方、前記ステツプS6において車両がエンジ
ンブレーキ状態であると判断された場合には、ベ
ルト式無段変速機１４における動力伝達方向が逆
となるので、前記ステツプS7およびS8と略同様
なステツプS9およびS10が実行されることによ
り、一次側油圧シリンダ２６内に必要な油圧
P_io′から第２ライン油圧制御値V₂を決定し、二次
側油圧シリンダ２８内に必要な油圧P_put′から第
１ライン油圧制御値V₁を決定する。すなわち、
ステツプS9においては、予め記憶された次式
（13）に示す関係から出力トルクT_e、速度比ｅに
基づいて最適な一次側油圧シリンダ２６の推力
W_io′が算出されるとともに、次式（14）から一
次側油圧シリンダ２６に供給すべき油圧P_io′が算
出される一方、前記(5)式から補正油圧ΔP₂が求め
られ、そして次式（15）から上記油圧P_io′および
補正油圧ΔP₂に基づいて第２ライン油圧Pl₂が算
出されるとともに、前記(7)式により第２ライン油
圧制御値V₂が決定される。また、ステツプS10に
おいては、次式（16）から目標速度比e^*、出力ト
ルクT_eに基づいて推力γ_-を算出するとともに、
次式（17）から上記推力比γ_-を得るための二次
側油圧シリンダ２８の推力W_put′を推力比γ_-およ
び一次側油圧シリンダ２６の推力W_io′に基づい
て求めるとともに、（18）式から二次側油圧シリ
ンダ２８内の油圧P_put′を求め、さらに次式（15）
から上記油圧P_putおよび補正油圧ΔP₁に基づいて
第１ライン油圧Pl₁を決定し、前記（19）式から
その第１ライン油圧Pl₁を得るための第１ライン
油圧制御値V₁を決定する。ここで、上記のよう
に、第２ライン油圧制御値V₂および第１ライン
油圧制御値V₁は、それぞれエンジン１０の出力
トルクT_eの関数であるから、第２ライン油圧Pl₂
および第１ライン油圧Pl₁は、エンジンの出力状
態に基づいて調圧されているということができ
る。

W_io′＝ｆ（T_e，ｅ） …(13) P_io′＝W_io′／A_io−C₁N_io ² …(14) Pl₂＝P_io′−ΔP₂ …(15) γ_-＝ｆ（e^*，T_e） …(16) W_put′＝W_io′・γ_- …(17) P_put′＝W_put′／A_put−C₂N_put ² …(18) Pl₁＝P_put′＋ΔP₁ …(19) V₁＝ｆ（Pl₁） …(20) このようにして、第２ライン油圧制御値V₂、
第１ライン油圧制御値V₁が決定されると、次の
ステツプS11が実行されて目標速度比e^*と実際の
速度比ｅとの偏差Δeが正であるか否かが判断さ
れ、正であればステツプS12において次式（21）
および（22）から上記第１ライン油圧制御値V₁
および第２ライン油圧制御値V₂が補正される。
また、負であればステツプS13において次式
（23）および（24）から上記第１ライン油圧制御
値V₁および第２ライン油圧制御値V₂が補正され
る。

V₁＝V₁＋k₁（e^*−ｅ）／ｅ …(21) V₂＝V₂−k₂（e^*−ｅ）／ｅ …(22) V₁＝V₁＋k₃（ｅ−e^*）／ｅ …(23) V₂＝V₂−k₄（ｅ−e^*）／ｅ …(24) 但し、k₁，k₂，k₃，k₄はそれぞれ比例定数であ
る。

上式から明らかなように、ステツプS12および
S13は偏差｜Δe｜の増加とともに第１ライン油圧
Pl₁と第２ライン油圧Pl₂との差を拡大してベルト
式無段変速機１４の速度比変化速度を高くするた
めのものである。すなわち、たとえば正トルク状
態では、第１ライン油圧Pl₁は一次側油圧シリン
ダ２６内の油圧P_io（高圧側の油圧シリンダ内油
圧：エンジンブレーキ状態ではP_put）に対して補
正油圧（余裕油圧）ΔP₁分だけ高くされている
が、動力損失の面からあまり高くできず速度比変
化速度の点で充分でない場合がある。しかし、本
実施例では偏差｜Δe｜が大きくなる過渡状態に
おいてPl₁とPl₂との差を拡大することにより速度
比変化速度を一層高められるので、極めて好適な
変速応答性が得られるのである。

ここで、上式（21）、（22）、（23）、（24）におい
て比例定数は変速応答性を変えるためのものであ
つて、一般的には減速変速が増速変速に比較して
速い方が走行感覚が好ましいので、k₁＜k₃、k₂＜
k₄となるように決定されている。第９図は上式
（21）、（22）、（23）、（24）を適用して制御した場
合における、正トルク状態（P_io＞P_put）の速度比
変化時の各油圧値の時間的変化特性を示すもので
ある。図から明らかなように、前記変速制御弁４
４のスプール弁子６８の作動により増速変速（速
度比増加）時には過渡的に一次側油圧シリンダ２
６内の油圧P_ioが高められると同時に二次側油圧
シリンダ２８内の油圧P_putが低められる一方、減
速変速（速度比減少）時には過渡的に一次側油圧
シリンダ２６内の油圧P_ioが低められると同時に
二次側油圧シリンダ２８内の油圧P_putが高められ
る。これにより過渡状態において大きな推力差が
両油圧シリンダ２６および２８において生じるの
で、速度比制御における好適な変速応答性が得ら
れるのである。

一連のステツプの内の最後のステツプS14で
は、それ以前のステツプにおいて決定された速度
比制御値V₀、第１ライン油圧制御値V₁、第２ラ
イン油圧制御値V₂が出力される。これにより、
前記第５図、第６図、第７図および第８図に示す
ように、速度比ｅ、第１ライン油圧Pl₁、第２ラ
イン油圧Pl₂が制御される。

このように、本実施例によれば、第１調圧弁４
８および第２調圧弁５８により第１ライン油圧
Pl₁および第２ライン油圧Pl₂が用意されているの
で、それらの差圧によつて前記一次側油圧シリン
ダ２６および二次側油圧シリンダ２８の一方に供
給される作動油或いはそれから排出される作動油
の流量が決定される。したがつて、変速比変化速
度はベルト式無段変速機１４の実際の速度比や伝
達トルク（出力トルクT_e）に拘わらず第１ライ
ン油圧Pl₁および第２ライン油圧Pl₂の差圧にした
がつて決まるので、変速比制御の充分な過渡応答
特性が得られるのである。

しかも、第１調圧弁４８をエンジン１０の出力
トルクT_eおよび実際の速度比ｅと関連させて制
御することにより、第１ライン油圧Pl₁が変速比
変化速度が充分に得られかつ動力損失が生じない
ように必要かつ充分な値に制御されるとともに、
第２調圧弁を速度比や伝達トルクと関連させて制
御することにより、第２ライン油圧Pl₂が伝動ベ
ルトの滑りが生じない範囲で必要かつ充分な値に
制御されるので、車両の動力損失が大幅に軽減さ
れる利点がある。

また、本実施例によれば、第１調圧弁４８と第
２調圧弁５８とが接続されることにより、第１調
圧弁４８から流出した作動油が第２調圧弁５８が
調圧するので、第２調圧弁５８の調圧に必要な油
量が節約され得て、オイルポンプ４２の吐出容量
が小さくできるとともに動力損失が一層軽減され
る利点がある。

また、本実施例によれば、一定の制御油圧P_cが
両電磁開閉弁７４または７６によりスプール弁子
６８に作用させられることによりそのスプール弁
子６８が移動させられて変速制御弁４４の出力の
切り換え作動が行われる。このため、一端が速度
比を変化させるための操作部材と連結させられ且
つ他端が可変プーリの一部を構成して軸方向に移
動する可動回転体と係合させられたリンクにより
スプール弁子が駆動される形式の変速制御弁に比
較して、リンク機構の諸元により定まる変速パタ
ーンに制限されないため制御の自由度が大幅に高
められる。また、変速制御弁をリンク機構を介し
て可変プーリと機械的に連結させる必要がないた
め、両者の配置が自由となる利点がある。さら
に、リンク機構において避け難いリンクのがたつ
きに起因する制御精度の低下が解消される利点が
ある。

しかも、両電磁開閉弁７４および７６により第
１ライン油圧Pl₁または第２ライン油圧Pl₂をスプ
ール弁子に作用させる場合には、それら第１ライ
ン油圧Pl₁および第２ライン油圧Pl₂はベルト式無
段変速機１４の速度比ｅや伝達トルクに関連して
変化させられることに起因して変速応答性がばら
つくことが避けられないが、本実施例の油圧制御
装置によれば、減圧弁１１０によつて一定に制御
された制御油圧P_cが両電磁開閉弁７４および７６
によりスプール弁子６８へ作用させられるので、
安定した変速応答性が得られる利点がある。

また、本実施例によれば、前記スプール弁子６
８を比例電磁ソレノイドによつて直接駆動する形
式の電磁比例制御弁に比較して、オンオフ駆動さ
れることにより構造が簡単かつ小型な電磁開閉弁
７４，７６を使用できるとともに、電磁開閉弁は
変速制御弁４４と一体に配設しなくてもよい利点
がある。また、変速制御弁４４では、スプール弁
子６８が圧力対圧力の平衡によつて移動させられ
るため、大きな駆動力でスプール弁子６８を駆動
でき、作動油中の異物に対する影響を大幅に低く
できる（コンタミ性を高くできる）利点がある。
さらに、コンピユータから構成されるコントロー
ラ９４の出力をＡ／Ｄ変換器を介さず電磁開閉弁
へ供給できるとともに、リニアソレノイドの捲線
抵抗の温度変化の影響を除去するための定電流増
幅器が不要となる利点がある。

次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、
以下の説明において同じ機能を有するものには同
一の符号を付して説明を省略する。

第１０図においては、減圧弁１１０および絞り
１１２が第１ライン油路５０とドレン油路６０と
の間に直列に設けられている。このようにすれ
ば、第１ライン油圧Pl₁が減圧弁１１０により一
定の制御油圧P_cに減圧され、制御油路１１４を通
して導出される。

第１１図においては、第２調圧弁５８から流出
する作動油を一定の制御油圧P_cに調圧する圧力制
御弁１３０がドレン油路６０に設けられている。
この圧力制御弁１３０は本実施例の第３調圧弁に
相当するものであつて、これにより制御油圧P_cが
第２調圧弁５８と圧力制御弁１３０との間から制
御油路１１４により導出される。

第１２図においては、第１ライン油圧Pl₁を調
圧する第１調圧弁４８、および第２ライン油圧
Pl₂を調圧する第２調圧弁５８が並列に設けられ
ており、第１調圧弁４８から流出する作動油を一
定の制御油圧P_cに調圧する圧力制御弁１３０がド
レン油路６０に設けられている。これにより制御
油圧P_cが第１調圧弁４８と圧力制御弁１３０との
間から制御油路１１４により導出される。

なお、上述したのはあくまでも本発明の一実施
例であり、本発明はその精神を逸脱しない範囲で
種々変更が加えられ得るものである。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の一実施例の構成を示す図であ
る。第２図は第１図における電磁開閉弁のデユー
デイ比と変速制御弁の制御油室内の油圧との関係
を示す図である。第３図は第１図の実施例の作動
を説明するためのフローチヤートである。第４図
は第３図のフローチヤートの作動の説明に用いら
れる関係を示す図である。第５図は第１図のエン
ジンの最小燃費率曲線を示す図である。第６図お
よび第７図は第１図の実施例において速度比に対
する各部の油圧の変化特性をそれぞれ示す図であ
り、第６図は正トルク状態を、第７図はエンジン
ブレーキ状態を示している。第８図は第１図の変
速制御弁の出力特性を示す図であつて、ａは第１
ライン油圧と第２ライン油圧との差圧が小さい状
態を、ｂは第１ライン油圧と第２ライン油圧との
差圧が大きい状態を示している。第９図は第１図
の実施例の過渡状態における各部の油圧変化特性
を示す図である。第１０図、第１１図、および第
１２図は本発明の他の実施例の要部をそれぞれ示
す図である。 １４：ベルト式無段変速機、１６：一次側回転
軸、１８：二次側回転軸、２０：一次側可変プー
リ、２２：二次側可変プーリ、２４：伝動ベル
ト、２６：一次側油圧シリンダ、２８：二次側油
圧シリンダ、４４：変速制御弁、４８，１３０：
第１調圧弁、５８，１３２：第２調圧弁、１１
０：減圧弁（第３調圧弁）、１１２：絞り、１１
４：制御油路、１１６，１１８：制御油室、１３
０：圧力制御弁（第３調圧弁）。

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １ 一次側回転軸および二次側回転軸にそれぞれ
   設けられた一対の一次側可変プーリおよび二次側
   可変プーリと、該一対の可変プーリに巻き掛けら
   れて動力を伝達する伝動ベルトと、前記一対の可
   変プーリの有効径をそれぞれ変更する一対の一次
   側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダとを備
   えた車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置で
   あつて、 油圧源から供給される作動油をエンジンの出力
   状態に基づいて調圧し、第１ライン油圧とする第
   １調圧弁と、 軸方向に移動可能なスプール弁子を備え、該ス
   プール弁子の移動にともなつて、前記第１ライン
   油圧に調圧された作動油を前記一次側油圧シリン
   ダおよび二次側油圧シリンダの一方に供給すると
   同時に、他方内の作動油を抽出させることによ
   り、前記一次側可変プーリおよび二次側可変プー
   リの有効径を変化させて前記無段変速機の速度比
   を調節する変速制御弁と、 該変速制御弁を通して前記一次側油圧シリンダ
   および二次側油圧シリンダの他方から流出する作
   動油の圧力をエンジンの出力状態に基づいて調圧
   し、前記第１ライン油圧よりも低い第２ライン油
   圧とする第２調圧弁と、 前記スプール弁子を駆動するための一定の制御
   油圧を発生させる第３調圧弁と、 前記スプール弁子に前記制御油圧を作用させる
   ことにより該スプール弁子の移動位置を制御する
   電磁制御弁装置と、 を含むことを特徴とする車両用ベルト式無段変速
   機の油圧制御装置。 ２ 前記変速制御弁は、前記スプール弁子が摺動
   可能に嵌合されたシリンダボアと、該シリンダボ
   アの両端部にそれぞれ設けられ、前記スプール弁
   子の両端部の受圧面に制御油圧を作用させるため
   の油密な一対の第１制御油室および第２制御油室
   とを備えたものであり、前記電磁制御弁装置は、
   該一対の第１制御油室および第２制御油室へ前記
   制御油圧をそれぞれ供給するためにデユーテイ制
   御される一対の電磁開閉弁である特許請求の範囲
   第１項に記載の車両用ベルト式無段変速機の油圧
   制御装置。 ３ 前記第３調圧弁は、前記第１ライン油圧を導
   く第１ライン油路または前記第２ライン油圧を導
   く第２ライン油路とドレン油路との間に直列に接
   続された減圧弁および絞りから構成されたもので
   あり、前記制御油圧は該減圧弁と絞りとの間から
   発生させられるものである特許請求の範囲第１項
   または第２項に記載の車両用ベルト式無段変速機
   の油圧制御装置。 ４ 前記第３調圧弁は、前記第１調圧弁または第
   ２調圧弁から流出する作動油を導く油路に設けら
   れ、該作動油を一定の制御油圧に調圧するもので
   ある特許請求の範囲第１項または第２項に記載の
   車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置。