JPS62196451A - 車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置 - 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】 技術分野 本発明は車両用ベルト式無段変速機の油圧側＜Ｎｕ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一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一次側可変プーリと、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
伝動へ万引−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−・次側油圧シリンダおよび一次側
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−Ｗ公報に記載されている
ように、一次側油圧シリンダ（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Ｖ或いはそれから排出される作動油計を調
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一次側油圧シリンダに（Ｉｔ
給されるとともに、速度比を制御する流星制？ｆｆｌ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田、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って影響されて
しまうことが避けられない。したがって、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った。

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、かつ一次側油圧シリ
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
欠点があった。

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ｉ！機が桿供されている。

かかる形式の無段変速機においてＧ、ｌ、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っても好適に伝動ベ
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っ
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っ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
域にわたっ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１ト１失が大きく
なる欠点があった。

問題点を解決するだめの手段 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゛一次側
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
よび一次側可変プーリと、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へ月利・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＝８次側油圧シリンダとを（ｍえた
車両用ベルト式無段変速機の、油圧制御装置であって、
（１）油圧源から供給される作動油を調圧して第１ライ
ン油圧とする第１調圧弁と、（２）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一
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６Ｌす、前記一次側可変プー
リおよび一次側可変プーリの有効径を変化させて前記無
段変ｉ！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）ｍして前記一次側油圧シリンダおよび
一次側油圧シリンダの他方から流出する作動油の圧力を
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）前記第１調圧弁の調圧基〈
Ｖ圧力が？−１’　”ｊ−されるべき基準圧ポートと前
記第２ライン油圧を導く第２ライン油路との間を接続し
、その第１調圧弁の調圧基準圧力を第２ライン油圧とす
る基準圧油路とを、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、それらの差圧によって前記一次側油圧シリンダお
よび一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、って、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
がって決まるので、変速比制御の充分な過渡応答特性が
得られる。しかも、第１！１１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ライン油圧し１
変連比変化速度が充分に得られか・つ動カー員失が生じ
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ライン油圧番才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、前記基準圧油路により前記第１調圧弁の調圧基準
圧力が月琴されるべき基準圧ポートと前記第２ライン油
圧を導く第２ライン油路との間が接続されることにより
、第１調圧弁の調圧基ン１艦圧力が第２ライン油圧とさ
れているので、第１調圧弁に、第２調圧弁と同じ仕様の
電磁比例リリーフ弁を用いることが可能となるか、ある
いは第１ライン油圧と第２ライン油圧との間に所定の差
圧を形成させる簡単な外部制御不要のスプール弁を用い
ることができる。

ここで、前記第１ライン油圧および第２ライン油圧は目
標とする速度比と目標とする伝動ベルト挾圧力とが同時
に得られるようにそれぞれ決定されるものであり、好適
には、第２ライン油圧は、前記ベルト式無段変速機の速
度比、車両のエンジン出力トルクなどに基づいて決定さ
れた油圧シリンダ内の目標油圧と、ベルト式無段変速機
の速度比、車両のエンジン出力１〜ルク、目標速度比に
基づいて決定された補正油圧とから算出される。また第
１ライン油圧は、目標速度比、出力１−ルクに基づいて
決定された推力比により定まる油圧シリンダ内の目標油
圧と補正油圧とから算出され、第１調圧弁は」二記第１
ライン油圧と第２ライン油圧との差圧が得られるように
作動させられる。

また、前記第１調圧弁は、絞りを備えて前記第１ライン
油路と連通ずるパイロット油路と前記基準圧油路との間
に設けられ、その絞りを介して第１ライン油路から導か
れた作動油を」二記３　（％圧油路へ流出させることに
より連続的に変化するパイロット圧を」−記絞りの下流
に発生させるリニアソレノイド弁と、前記第１ライン油
圧を導く第１ライン油路と前記第２ライン油路との間を
開閉するように設けられ、かつ前記パイロット圧により
閉昇方向へ付勢されるスプール弁子とを備えて構成され
る。

また、前記第１調圧弁は、好適には、前記第１ライン油
圧を導く第１ライン油路と前記第２ライン油路との間を
開閉するように設けられたスプール弁子と、そのスプー
ル弁子に形成され、前記第１ライン油圧を受けて該スプ
ール弁子を開弁方…１へ（＝１勢する第１受圧面と、前
記スプール弁子に形成され、前記基準圧油路を介して供
給された第２ライン油圧を受けてスプール弁子を閉弁方
向へ付勢する第２受圧面と、前記スプール弁子を閉弁方
向へ付勢するスプリングとを備えて構成される。

実施例 以下、本発明の一実施例を詳細に説明する。

第１図において、車両に設けられたエンジン１０の出力
はクラッチ１２を介してベルト式無段変速機１４の一次
側回転輪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および一
次側回転軸１８と、それら一次側回転軸１６および一次
側回転輪１８にセリつけられた有動径が可変な一次側可
変プーリ２０および一次側可変ブーＩＪ２２と、それら
一次側可変プーリ２０および一次側可変プーリ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および一次側可変プーリ２２の有効径を
変更する一次側油圧シリンダ２６および一次側油圧シリ
ンダ２８とを備えている。これら一次側油圧シリンダ２
６および一次側油圧シリンダ２８は同等の受圧面積とな
るように形成されており、−に記一次側可変プーリ２０
および一次側可変ブーＩＪ　２２の外形が同等とされて
ベルト式無段変速機１４が小型となっている。そして、
上記一次側可変プーリ２０および一次側可変プーリ２２
は、一次側回転軸１６および一次側回転軸１８にそれぞ
れ固定された固定回転体３１および３２と、−１−記一
次側回転軸１６および一次側回転軸１日にそれぞれ相対
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。

」−記ベルト式無段変速８１４の一次側回転軸１８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っている。

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３
８に還流した作動油はストレーナ４０および吸入油路４
１を介してオイルポンプ４２に吸引され、変速制御弁４
４の人力ポート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４
２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ＶＤＩにしたが
って第１ライン油１ｓ５０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Ｐρ
１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５４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Ｖｒ１２にしたが
って第２ライン油路５２内の作動油の一部をドレン油路
６０へ流出させることにより第１ライン油圧ＰＮＩより
も相対的に低い第２ライン油圧Ｐｔ１２を制御する。上
記第１調圧弁４８および第２調圧弁５Ｂは、同様な仕様
によって構成された所謂電磁比例リリーフ弁から構成さ
れている。

第２図に詳しく示すように、たとえば、−１−記第１調
圧弁４８は本体１１０およびリニアソレノイド弁１１２
から構成されている。本体１１０内には第１ライン油路
５０と第２ライン油路５２との間を開閉するスプール弁
子１１４とそのスプール弁子］１４を閉弁方向へ付勢す
るスプリング１１６とが設けられており、スプール弁子
１１４は、パイロット油圧Ｐｐに基づく閉弁方向の付勢
力および上記スプリング１１６の付勢力と第１ライン油
圧ＰＮＩに基づく開弁方向の付勢力とが平衡する位置に
位置決めされる。リニアソレノイド弁１１２は、」二記
パイロット油圧Ｐｐを後述のコントローラ９４からの第
１駆動信号ＶＤＩにしたがって変化させることにより第
１ライン油圧Ｐρ１を調圧するものであって、絞り１１
８を備えて前記第１ライン油路５０と連通ずるパイロン
１−泊路１２０とパイロットドレン油路１２２との間に
設けられている。これにより、絞り１１８の下流にリニ
アソレノイド弁１１２の開度に応答した値のパイロンｉ
・油圧ＰＰが発生させられる。なお、リニアソレノイド
弁１１２の作動油が排出さゼられるポートは第１調圧弁
４８の基準圧ポート１２４であって、上記パイロット油
圧Ｐｐは、基準圧ポート１２４に作用している圧力を基
準として決定される。したがって、第１調圧弁４８の調
圧値は第２ライン油圧Ｐ１２を基準として調圧され、前
記パイロットドレン油路１２２は第１調圧弁４８に基準
圧を導く基準圧油路として機能する。

第２調圧弁５８も同様に構成され、第１図に示すように
、そのパイロット油路１２６は第２ライン油路５２に接
続されるとともに、そのパイロットドレン油路１２８は
ドレン、すなわち大気に開放されている。

１　へ 前記変速制御弁４４は、所謂比例制御用電磁弁であって
、前記入力ポート４６、第１排出ボーｉ・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
一次側油圧シリンダ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出カポ−トロ２およ
び第２出カポ−トロ４にそれぞれ連ｉｍするようにバル
ブボデー６５に形成されたシリンダボア６６と、そのシ
リンダポア６６内に摺動可能に嵌合された１木のスプー
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６
８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、−１−、記スプール弁子６８
の両端部にそれぞれ設けられてスプール弁子６８を第２
スプリング７２または第１スプリング７０のイ１勢力に
抗して移動させる第１電磁ソレノイド７４および第２電
磁ソレノイド７６とを備えている。−１−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６８の軸方向において前記第
１出カポ−トロ２および第２出カポ−トロ４と同じ位置
に形成されている。また、シリンダポア６６の内周面で
あって、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出カポ−トロ２および第２出カポ−トロ４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。

これにより、スプール弁子６８が中立位置にあるときに
は、前記第１出カポ−トロ２および第２出カポ−トロ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ｉｍさせられ、漏れを補充する
程度の量の作動油が−ｔ１ 次側油圧シリンダ２６および一次側油圧シリンダ２８に
供給され、また、僅かな量の作動油が排出ポート５４．
５６から流出さゼられる。

しかし、スプール弁子６８が中ｑ位置からその一軸方向
、たとえば第２電磁ソレノイド７６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って、第１出
カポ−トロ２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出カポ−トロ４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出カポ−トロ２から一次側油圧シリンダ２６へ
出力する作動油圧は、第２出カポ−トロ４から一次側油
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および一次側油圧シリンダ２８の推力の
平衡が崩れるので、一次側油圧シリンダ２日内へ作動油
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（一次側回
転軸１日の回転速度Ｎ。ｕｔ　／一次側回転輪１６の回
転速度Ｎ、７）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電磁ソレ
ノイド７４に接近する方向、すなわち図の左方向へ移動
させられるに伴って、第１出カポ−トロ２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出カポ−トロ４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出カポ−トロ２から一次側
油圧シリンダ２６へ出力する作動油圧は、第２出カポ−
トロ４から一次側油圧シリンダ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１
４における一次側油圧シリンダ２６および一次側油圧シ
リンダ２８の推力の平衡が崩れるので、一次側油圧シリ
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−・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ずる流甲制御弁機
能とを併有しているのである。

車両のベルト式無段変速［１４には、一次側回転輪１６
の回転速度Ｎ１を検出するための第１回転センサ９０、
および一次側回転輪１８の回転速度Ｎ。ｕｔ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　ｒ　ｎを表す回転信号ＳＲＩおよび回転速度Ｎ
。Ｕ、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
られたスロットル弁開度θいを検出するためのスロット
ル弁開度９６と、エンジン回転速度Ｎ。を検出するだめ
のエンジン回転センサ９８が設けられており、それらス
ロットルセンサ９６およびエンジン回転センサ９８から
はスロットル弁開度θ、ｈを表すスロットル信号Ｓθお
よびエンジン回転速度Ｎ８を表ず回転信号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、ＣＰＩＪ１０２、ＲＯＭ１０
４、ＲＡＭ１０６などを含む所謂マイクロコンピュータ
であって、本実施例の制御手段を構成する。−に記憶　
Ｐ　１．Ｊ　１．０２は、ＲＡＭｌ０６の記４ａ機能を
利用しつつ予めＲＯＭ１０４に記４ａされたプログラム
にしたがっ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ＶＤＩ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電磁ソレノイド７４および第２電磁ソレ
ノイド７６を駆動するための速度比信号ＲＡＩおよびＲ
Ａ２をそれらに供給する。

以下、本実施例の作動を第３図のフローチャートにした
がって説明する。

先ず、ステップ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　ｆ　ｎ、一次側回転軸１日の回
転速度Ｎ。ａｔ　、スロットル弁開度θ、ｈ、エンジン
回転速度Ｎ。が回転信号ＳＲＩおよびＳＲ２、スロット
ル信号Ｓθ、回転信号ＳＥに基づいてＲＡＭｌ０６に読
み込まれる。次いで、ステップＳ２では予めＲＯＭ１０
４に記憶された次式（１）にしたがって速度比ｅが上記
回転速度Ｎ　ｉ　ｎおよびＮ。、、ｔから算出される。

８　＝　Ｎ　ｏｕｔ　／　Ｎ　ｒ　ｎ　　　　・・・・
ｆＪｌまた、ステップＳ３では、ＲＯＭ１０４に記憶さ
れた関係からスロットル弁開度θ７、などに基づいて目
標回転速度Ｎ、−を決定し、且つ上記（１）式からその
目標回転速度Ｎ、−と実際の回転速度Ｎ。ｕｔから目標
速度比ｅ＊を算出する。上記目標回転速度Ｎ　ｉ　ｎ　
’を決定するための関係は、たとえば第４図に示すもの
であって、第５図に示す最小燃費率曲線上でエンジン１
０が専ら作動するように予め求められたものである。続
くステップＳ４では、予めＲＯＭ１０４に記憶された次
式（２）にしたがって速度比制御値Ｖ０が算出される。

後述のステップＳ１４においては、この速度比制御値ｖ
０が正である場合にはスプール弁子６８が左方向へ移動
させられて一次側回転軸１８の回転速度Ｎ。ｕｔが増加
するように前記速度比信号ＲＡ２が出力され、伯である
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　ｒ　ｎが増加するように
前記速度比信号ＲＡＩが出力される。また、速度比制御
値Ｖ。の大きさは速度比信号ＲＡ　Ｉまたは速度比信号
ＲＡ２の大きさ、ずなわらスプール弁子６８の移動量に
対応する。したがって、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
ｅ８と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。

Ｖｏ＝ｋ　（ｅ＊−ｅ）　／ｅ　　　・・・（２１そし
て、ステップＳ５では、予めＲＯＭ＋０４に記１．ａさ
れた良く知られた関係からスロワ１−ル弁開度θいおよ
びエンジン回転速度Ｎ８に基づいてエンジン１０の実際
の出力トルクＴ、が決定されるとともに、ステップＳ６
ではエンジン１０の実際の出力トルクＴ、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図ば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　ｉｎおよび一次側油圧シリンダ２８内の油圧
Ｐ。ｕｔの油圧変化特性をそれぞれ示しており、油圧ｐ
　ｉｎと油圧Ｐ。ｕｔ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太き（なってい
る。この現象は本来は一次側油圧シリンダ２６および一
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
一次側油圧シリンダ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。

ステップＳ６において出力トルクＴ、が正であると判断
された場合には、ステップ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
させるための一次側油圧シリンダ２８内の油圧（目標油
圧）　Ｐｏｕｔ　　′が得られるように第２ライン圧制
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ＴＱ、
実際の速度比ｅに基づいて最適な一次側油圧シリンダ２
８の推力（算出値）　Ｗｏｕｔ　　°を算出する。また
、次式（４）から、上記推力Ｗ。、ｔ　“、一次側油圧
シリンダ２８の受圧面積Ａ。ｕｔ、一次側回転軸１Ｂの
回転速度Ｎ。ａｔに基づいて油圧（算出値）Ｐ０□　°
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Ｔａ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　ｏｕｔ　　１および補正油圧へＰ２に基づいて第２
ライン油圧Ｐρ２を算出し、その算出された油圧Ｐｅ２
が得られるように（７）式から第２ライン油圧制御値■
２を決定する。

Ｗｏｕｔ　　’　−ｆ　　（Ｔａ　　、　　ｅ、　　Ｎ
ｏｕｔ　　）　　’　　・　・（３）・　・　・（４） ΔＰ２　＝ｒ　　（ｅ、　　ｅ”、　　Ｔａ　　）　　
　　　・　・　１ｆｉｌＰ　１２２”ＰｏＩ、ｔ　　’
−ΔＰ２　　　　　　　・　・　・（６）Ｖ２　　　＝
　ｆ　　（Ｐ　ｌｚ　　）　　　　　　　　　　　・　
・　・（７）ここで、上記（３）式は伝動ベルト２４の
張力、ずなわち伝動ベルト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。ｕｔ　　′は出力トルクＴ８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。ｕｔ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　ｏ、、ｔ　
　１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、一次側油圧シリンダ２８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
ｌは変速制御弁４４において一次側油圧シリンダ２６内
油圧Ｐｉｎおよび一次側油圧シリンダ２８内油圧Ｐ。ｕ
ｔの速度比制御値■。（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、ΔＶ、で推力が平衡しかつこのときの速
度比ｅ（−〇＊−Δｅ）であるとすると、このときの一
次側油圧シリンダ２８内油圧Ｐ。ｕｔは第２ライン油圧
ＰＩ２２に対してΔＰ２だけ大きな値となる。したがっ
て、（４）式にて算出した油圧Ｐ。ｕｔ　　′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
制御ずべき第２ライン油圧Ｐρ２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Ｖ。、ライン油圧差（ｐｐ、−Ｐｉ２）で決
定されるが、速度比制御値■。は（ｅ”−ｅ）に基づい
て決定され且つライン油圧差（Ｐ７！ｌ−Ｐｉ２）は出
力トルクＴ８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。

の関数となり、前代（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っては補正油
圧ΔＰ２が全域にわたっ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
Ｐβ２が得られるように予め第２調圧弁５８の特１／［
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ライン油圧制御稙■２が求められる。

続くステップ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）Ｐｉ。１が得られ
るように、第１調圧弁４８に対する制御値Ｖ、が決定さ
れる。すなわち、先ず、予めＲＯＭ１０４に記１＃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、に基づいて正駆動時の
推力比γヤ（一次側油圧シリンダ２８の推力Ｗ。ｕＬ　
／一次側油圧シリンダ２６の推力ＷＩ、、）が算出され
る表ともに、次式（９）から」−記推力比Ｔ４および一
次側油圧シリンダ２８の推力Ｗ。ｕｔ　　′から−・次
側油圧シリンダ２６の推力Ｗ　ｉ　ｎ′が求められる。

そして、次式（１ωから一次側油圧シリンダ２６の推力
Ｗ、。゛、一次側油圧シリンダ２６の受圧面積Ａ１１、
一次側回転軸１６の回転速度Ｎ　ｉ　ｎに基づいて油圧
（算出値）Ｐ＋、、’を算出するとともに、次式０１）
から上記油圧ｐ　ｉｎ“および補正油圧ΔＰ１に基づい
て一次側うイン油圧Ｐ＃Ｉを算出し、そして、その算出
された油圧Ｐ７！１が得られるように０シ式から第１調
圧弁４８に対する制御値Ｖ１を決定する。前述のように
第１調圧弁４８は第２ライン油圧Ｐａ２を調圧の基準油
圧として調圧するように構成されているから、」二記制
御植■、は」−記のように算出された第１ライン油圧Ｐ
ｎ＋　と第２ライン油圧ＰＩ１２との差圧（Ｐｉ２１−
ｐ＊、　）の関数となる。

γや＝ｆ　　（ｅ　”　ｒ　Ｔ　ａ　）　　　　　　　
・・・（８）γ　。

Ｐｉ！、＝Ｐｉｎ’十ΔＰ、・・・０１）Ｖ＋　　　＝
ｊ　　（Ｐｉ２＋　　　Ｐ７！ｚ　）　　　　”　　’
０２）ここで、」二記（８）式は広範な運転条件範囲全
域にわたって好適な変速応答性を得るに足る必要かつ充
分なＨｉ力比γ、を決定できるように予め求めた関係を
示すものであって、この関係から目標速度比ｅ８および
実際の出力トルクＴ、と関連して決定された推力比Ｔ＋
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、−に記憶０）式の関係において、第２項は回転
速度Ｎ　ｉｎ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ＣＩ　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００式は、（１０式により求められた油圧
ＰＬ１１′に補正油圧ΔＰ、を加えることにより第１ラ
イン油圧ＰＲ，が決定されるが、この補正油圧ΔＰ、は
互いに相反する動力損失および定常偏差Δｅ　（ΔＶｏ
に対応）の均衡点において決定される。すなわち、第８
図ｆａ＋および（ｂｌは−１−記補正油圧ΔＰ＋を変更
した場合を示しており、補正油圧ΔＰ１を小さくした（
ａｌの場合は定常偏差が大きくなるが、補正油圧ΔＰ、
を大きくしたｆｂｌの場合には実際の一次側油圧シリン
ダ２６内油圧Ｐ、わお、Ｆ、び一次側油圧シリンダ２８
内の油圧Ｐ。、、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Ｐ７！、を発
生させてしまうのである。

そして、前記０２）式において、算出された第１ライン
油圧Ｐｅ、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
とにより制御値Ｖ、が求められる。

一方、前記ステップ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
ップＳ７およびＳ８と略同様なステップＳ９およびＳＩ
Ｏ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　ｉｎｏから第２ライン油圧制御値Ｖ２
を決定し、一次側油圧シリンダ２８内に必要な油圧Ｐ。

ｕｔ　　“から第１調圧弁４８に対する制御値■１を決
定する。すなわち、ステップＳ９においては、予め記憶
された次式Ｑ３１に示す関係から出力トルクＴ。、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
　ｉ　ｎ′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に供給ずべき油圧Ｐ　＋ｈ′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０５）から上記油圧ｐ、、、１および
補正油圧ΔＰ２に基づいて第２ライン油圧Ｐ７！２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、ステップＳＩＯにおい
ては、次式０６）から目標速度比ｅ“、出力トルクＴ８
に基づいて推力比γ−を算出するとともに、次式（１′
Ｄから上記推力比Ｔ−を得るための一次側油圧シリンダ
２８の推力Ｗ。ｕＬ　　°を推力比γ−および一次側油
圧シリンダ２６の推力Ｗｉ、ｒ＋′に基づいて求めると
ともに、昭代から一次側油圧シリンダ２８内の油圧Ｐ。

ｕＬ　　°を求め、さらに次式（１９１から」−記油圧
Ｐ。ｕ４．　　“および補正油圧へＰ＋に基づいて第１
ライン油圧Ｐｐ１を決定し、前記（１２１式からその第
１ライン油圧Ｐ７＋１を得るための第１調圧弁４８に対
する制御値Ｖ１を決定する。

ｗ、、’　＝　ｆ　　（Ｔａ　＋　　ｅ）　　　　　　
　−−−０３１ｉｎ Ｐ　（！ｚ　＝Ｐｔｌｌ’−ΔＰ２　　　　　　・・・
０５）ｒ−＝ｆ　　（ｅ＊、　　Ｔ、　）　　　　　　
　・−・（１６）Ｗ　ａ　ｕ　Ｌ　　′−γ−・Ｗ１ｎ
′　　　　　　　・　・　・０ηこのようにして、第２
ライン油圧制御値Ｖ２、第１調圧弁４８に対する制御値
Ｖ１が決定されると、次のステップＳｌｌ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、正であればステップＳ］２におい
て次式ｔ２ＩＯおよび＋２１１から上記制御値Ｖ、およ
び第２ライン油圧制御値■２が補正される。また、負で
□あればステップＳ１３において次式に）および（ハ）
から」−記制御値■１および第２ライン油圧制御値■２
が補正される。

Ｖ＋　＝Ｖ、　十に、　　（ｅ＊−ｅ）　／ｅ　　、　
、　・＋２１１１Ｖｚ　＝Ｖｚ　　ｋｚ　　Ｃｅ”　　
ｅ）　／ｅ　　Ｈ＋　・ｌ２ｕＶ、　−Ｖ、　＋に３（
ｅ−ｅ”）　／ｅ　　・−１２２１Ｖ、　−Ｖ、　−に
、　　（ｅ−ｅ＊）　／ｅ　　−−−（２１但し、ｋｌ
、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、ステップＳ１２およびＳ１３
は偏差１Δｅ１の増加とともに第１ライン油圧ＰＮ、と
第２ライン油圧Ｐρ２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■）β１は一次側油圧シリンダ２６内の油圧Ｐ、５（
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））ｏｕＬ　）に対して補正油圧（余裕油圧）ΔＰ９
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ＩΔｅ）が大きくなる過渡状態
においてＰρ１とＰρ２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Ｇ！０）、Ｉ２１＋、■）、（２）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って、
一般的には減速変速か増速変速に比較して速い方が走行
感覚が好ましいので、ｋ、、＜ｋ３、ｋ２＜ｋ。

となるように決定されている。第９図は」一式ｔ２０）
、ｌ２Ｌｆｆｌｌ、（ハ）を適用して制御した場合にお
ける、正トルク状ｂ　（Ｐ　ｒ　ｎ　＞　Ｐ　ｏｕｔ　
）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４４
のスプール弁子６日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田シリンダ２６内の油圧Ｐｉ
ｎが高められると同時に一次側油圧シリンダ２８内の油
圧Ｐ。ｕｔ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、わ
が低められると同時に一次側油圧シリンダ２８内の油圧
Ｐ　ｏｕＬが高められる。これにより過渡状態において
大きな推量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。

一連のステップの内の最後のステップＳ１４では、それ
以前のステップにおいて決定された速度比制御値Ｖ。、
第１調圧弁４８に対する制御値Ｖ。

、第２ライン油圧制御値■２が出力される。これにより
、前記第６図、第７図、第８図および第９図に示すよう
に、速度比ｅ、第１ライン油圧Ｐ７！１、第２ライン油
圧ＰＩ！、ｚが制御される。

このように、本実施例によれば、第１調圧弁４８および
第２調圧弁５８により第１ライン油圧Ｐβ１および第２
ライン油圧Ｐ１２が用意されているので、それらの差圧
によって前記一次側油圧シリンダ２６および一次側油圧
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。したがって、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、）に拘わらず第１ライン
油圧ＰＮＩおよび第２ライン油圧Ｐ７！２の差圧にした
がって決まるので、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
８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Ｐ７！１が変速比変化速度が充分に
得られかつ動力損失が生しな　１：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５８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Ｐβ２が４ｒＪ）１ベルト２４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の基ｌｊｉ圧
ポート１２４がパイ日ソ１−ドレン油路１２２を介して
第２ライン油路５２と連通させられて、第１ライン油圧
ＰＡ、の調圧基準圧が第２ライン油圧Ｐ７！２とされて
いるので、第１調圧弁４８は第２調圧弁５８と同様の共
通仕様のものを用いることができ、油圧制御装置の価格
が低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とが直列に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を第２調圧弁５８が調圧するので、
第２酬圧弁５８の調圧に必要な油量が節約され得て、オ
イルポンプ４２の吐出容量を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。

次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の実
施例において同様の機能を備えた部分には同一の符号を
付して説明を省略する。

第１０図には、ベルト式無段変速機１４の油圧制御回路
において第１調圧弁４８および第２調圧弁５８の接続位
置が異なる実施例が示されている。

すなわち、第１調圧弁４８を１ｌｌｌＬ、て第１ライン
油路５０から流出させられた作動油ばドレン油路１３０
を介して直接的にオイルポンプ４２の吸入側に戻される
一方、オイルポンプ４２から吐出された作動油は絞り１
３２を備えた油路１３４を通して第２ライン油路５２へ
も供給される。この油路１３４は第２調圧弁５８の調圧
作動に必要な油量を確保するとともに、第１ライン油圧
ｐＨおよび第２ライン油圧Ｐβ２の差圧を確実に形成さ
せるためのものである。そして、第２調圧弁５８は、−
１二記油路１３４を通して供給された作動油、および変
速制御弁４４の第１排出ポート５４および第２排出ポー
ト５６から流出する作動油の圧力を調圧する。そして、
第１調圧弁４８のパイロットドレン油路１２２が第２ラ
イン油路５２と接続されて、第１調圧弁４８における調
圧の基準圧力が第２ライン油圧Ｐ７！２とされている。

このように構成された本実施例でも、前述の実施例と同
様に第１ライン油圧ＰＲ，および第２ライン油圧Ｐ７！
２が必要かつ充分に調圧されるので、同様の効果が得ら
れるのである。また、第１調圧弁４８の調圧基準圧力が
第２ライン油圧Ｐ７！２とされているので、第１調圧弁
４８と第２調圧弁５８に共ｊＪＩ仕様のものを用いるこ
とができる。

次に、油圧により調圧作動する形式の第１調圧弁１４０
を説明する。第１１図および第１２図は、この第１調圧
弁１４０が第１図および第１０図の第１調圧弁４８にそ
れぞれ替えて用いられる例が示されている。この第１調
圧弁１４０は、第１ライン油路５０と第２ライン油路５
２またはドレン油路１３０との間を開閉するスプール弁
子１４２と、スプール弁子１４２に閉弁方向の付勢力を
作用させる第２ライン油圧Ｐｅｇを導くための基準圧ボ
ー１−１４４と、第２ライン油路５２と基準圧ボー１−
１４４とを接続する油路１４６と、スプール弁子１４２
を閉弁方向へ付勢するスプリング１４８とを備えている
。このため、−に記スプール弁子１４２は次式ｅ４が成
立する平衡状態となる位置に位置決めされることにより
第１ライン油圧Ｐ７！１が第１３図に示すように調圧さ
れる。ここで、（２４式においてＷはスプリング１４８
の付勢力、Ｓはスプール弁子１４２の第１ライン油圧ｐ
Ｈを受ける受圧面積、および第２ライン油圧ＰＡ２を受
ける受圧面積である。

ＰＩｌ、＝Ｗ／Ｓ＋ＰＡ’２　　　−　・・（２＄上記
弐〇４から明らかなように、第１調圧弁１４０は第２ラ
イン油圧Ｐ１２を基準とし、これよりも一定の値Ｗ／Ｓ
だけ大きくなるように第１ライン油圧ＰＲ，を調圧する
のである。したがって、上記油路１４６は調圧の基準と
なる第２ライン油圧Ｐβ２を導く基準圧油路として機能
する。

本実施例では、上述のように調圧される結果１、前ｊホ
の実施例の効果に加えて、第１調圧弁１４０を調圧する
ための制御、すなわち第３図のステップＳ８およびＳＩ
Ｏが不要となり一層制御装置が安価となる利点がある。

また、上記第１調圧弁１４０に替る第目ＩＵＩ圧弁１５
０を用いることができる。第１４図および第１５図は一
上記第１調圧弁１５０を用いた第１１図および第１２図
に相当する図である。第１調圧弁１５０は、第１調圧弁
１４０と基本的に同様に構成されているが、第１ライン
油圧Ｐ／Ｉを受ける受圧面積ＳＩと第２ライン油圧Ｐ７
！２を受ける受圧面積Ｓ２とが異なり、受圧面積Ｓｌが
受圧面積Ｓ２よりも大きく設定されている。このため、
上記第１調圧弁１５０のスプール弁子１４２は次式ｃ！
９が成立する平衡状態となる位置に位置決めされること
により第１ライン油圧Ｐ７！、が第１６図に示すように
調圧される。

Ｐ　７！＋　＝　Ｗ／　Ｓ　＋　　＋　Ｐ　１　ｚ　　
・Ｓｚ／Ｓ＋・・・Ｃ！荀 上記式（２つから明らかなように、第１調圧弁１５０は
第２ライン油圧ＰＮ２　・３２／Ｓｌを基準とし、これ
よりもＷ　／　Ｓ　＋　たけ大きくなるように第１うイ
ン油圧ｐＨを調圧するのである。

したがって、本実施例によれば、第１１図および第１２
図の実施例と同様の効果が得られる。また、本実施例に
よれば、第１６図の斜線領域に示すように余裕油圧が必
要かつ充分に制御されるので、第１３図の斜線領域に示
す余裕油圧と比較して大幅に小さくされ、車両の無用な
動力損失が一層軽減される利点がある。

以上、本発明の一実施例を示す図面に基づいて説明した
が、本発明はその他の態様においても適用される。

たとえば、前述の実施例の第２調圧弁５８は電磁比例リ
リーフ弁であったが、油圧によって調圧作動させられる
形式の調圧弁であってもよいのである。

また、前記第２調圧弁５８は相対的に低圧側の油圧シリ
ンダ内の油圧値を制御するものであるため、厳密には油
圧シリンダ毎に制御式が用意されねばならない。第１図
の実施例において一次側油圧シリンダ２６および一次側
油圧シリンダ２８は同一の受圧面積を備えたものである
ので、共１重の制御式を用いてもそれほど制御精度が低
下しない。

したがって第２図のステップＳ７と８９と共通のステッ
プとしてステップＳ６の前に位置させることができる。

この場合、遠心油圧を補正する項が異なるが、車両は正
トルク状態である場合が多いので一次側回転軸１８の回
転速度Ｎ。８ｔを代表させて用いることができる。

また、第２図のステップＳ１２およびＳ１３において比
例定数に１、ｋ２、ｋ３、ｋ４が用いられていたが、そ
れらは速度比ｅ、出力トルクＴ８、エンジン回転速度Ｎ
８、車速Ｖの関数としてもよい。

また、前述の実施例においては、変速制御弁４４は、目
標速度比ｅ′″と実際の速度比ｅとが一致するように制
を卸されていたが、ステップＳ３において求めた目標回
転速度Ｎ　＋　ｎ　　と一次側回転軸１６の回転速度Ｎ
　ｒ　ｎとが一致するように制御されても差支えなく、
また、車両の要求出力と実際の駆動力とが一致するよう
に制御されてもよい。

また、前述の実施例では、車両の要求出力を表す量とし
てスロットル弁開度が検出されていたが、ディーゼルエ
ンジンなとを搭載した車両においては、アクセルペダル
操作量などが用いられてもよい。

また、前述の実施例では、スプール弁子６８の位置を連
続的に変化させることにより変速制御弁４４の出力が比
例的に制御されていたが、オンオフ作動の時間比率を連
続的に変化さ廿るデユーティ制御が用いられても良い。

そして、このようなデユーティ制御は前述のように電磁
ソレノイド７４．７６によって直接スプール弁子６８が
駆動される直動型の他に、比較的小型の電磁弁にてオン
オフ制御されるパイロット圧にてスプール弁子６８を駆
動するようにしても良い。

さらに、前述の変速制御弁４４には、そのスプール弁子
６８を駆動するための電磁ソレノイド７４．７６が設け
られていたが、パルスモータなどの他の電磁アクチュエ
ータが設けられていてもよい。

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図の第１調圧弁の構成を説明する図である。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
ャートである。第４図は第２図のフローチャートの作動
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七れ示ず図であり、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
す図であって、ｔａ＋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、山）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図の実施例における各部の油圧の過渡特性を示
す図である。 第１０図、第１１図、第１２図、第１４図、および第１
５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。第１３図は第１１図および第１２図の実施例の調圧
特性を示す図であり、第１６図は第１４図および第１５
図の実施例の調圧特性を示す図である。 １４；ベルト式無段変速機 １６：一次側回転軸　　１８二一次側回転軸２０ニー次
側可変プーリ ２２：一次側可変プーリ ２４：伝動ベルト ２６：一次側油圧シリンダ ２８二一次側油圧シリンダ ４４：変速制御弁 ４８．１４０，１５（ｌ第１調圧弁 ５８：第２調圧弁 １２２：パイロソトドレン油路（基準圧油路）１２４．
１４．４Ｆ基準圧ポート １４６：油路（基準圧油路） −制代工ぜへ〜 第９図 時　間 第１１図 第１２図 第１３図 第１６図

Claims (3)

【特許請求の範囲】
1. （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
   圧制御回路であって、 油圧源から供給される作動油を調圧して第１ライン油圧
   とする第１調圧弁と、 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、 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、 前記第１調圧弁の調圧基準圧力が付与されるべき基準圧
   ポートと前記第２ライン油圧を導く第２ライン油路との
   間を接続し、該第１調圧弁の調圧基準圧力を第２ライン
   油圧とする基準圧油路と、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. （２）前記第１調圧弁は、絞りを備えて前記第１ライン
   油路と連通するパイロット油路と前記基準圧油路との間
   に設けられ、絞りを介して該第１ライン油路から導かれ
   た作動油を該基準圧油路へ流出させることにより該絞り
   の下流に連続的に変化するパイロット圧を発生させるリ
   ニアソレノイド弁と、前記第１ライン油圧を導く第１ラ
   イン油路と前記第２ライン油路またはドレン油路との間
   を開閉するように設けられ、かつ前記パイロット圧によ
   り閉弁方向へ付勢されるスプール弁子と、を備えたもの
   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. （３）前記第１調圧弁は、前記第１ライン油圧を導く第
   １ライン油路と前記第２ライン油路またはドレン油路と
   の間を開閉するように設けられたスプール弁子と、該ス
   プール弁子に形成され、前記第１ライン油圧を受けて該
   スプール弁子を開弁方向へ付勢する第１受圧面と、前記
   スプール弁子に形成され、前記基準圧油路を介して供給
   された第２ライン油圧を受けて該スプール弁子を閉弁方
   向へ付勢する第２受圧面と、前記スプール弁子を閉弁方
   向へ付勢するスプリングと、を備えたものである特許請
   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。