JPS6231761A - 無段変速機の速度比制御装置 - 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】 （発明の属する技術分野） 本発明は工作機械、物流システム、車輌等に使用される
、一次側変速プーリと二次側変速プーリと両プーリ間に
掛け渡した無端ベルトとからなる無段変速機の速度比制
御装置に係るものである。

（従来の技術） 駆動軸に設けた一次側変速プーリと被動軸に設けた二次
側変速プーリとの間に無端ベルトを掛け渡すとともに、
各変速プーリは、前記各軸に固定されかつ該軸の回転中
心軸上に頂点を有する円錐面を有する固定プーリと、前
記回転中心軸上に頂点を有する円錐面を有し該円錐面を
固定プーリの前記円錐面に対向せしめて前記軸方向に摺
動自在の可動プーリと、前記軸に固定され前記可動プー
リを固定プーリに向けて押圧すべき油圧シリンダとから
なり、前記無端ベルトは固定プーリと可動プーリの前記
円錐面間に挟圧されて両変速プーリ間に動力を伝達し、
各変速プーリにおける半径方向位置を変更することによ
り、被動軸の駆動軸に対する回転速度比を無段階に変更
するようにした無段変速機は、工作機械、物流システム
または車輌等における変速機として公知である。

上記無段変速機の回転速度比は、無端ベルトが前記一次
側変速プーリと二次側変速プーリに巻き掛けられた位置
の半径比で定まり、この回転速度比は一次側変速プーリ
の固定プーリと可動プーリとにより無端ベルトを挟圧し
てベルトに作用せしめる力（以下この力をベルトに作用
する推力という）により定まり、回転速度比は、入力ト
ルクおよび駆動軸回転数が一定であれば一次側変速プー
リと二次側変速プーリとによる推力が釣り合ったところ
で一定に保持できる。そして無段変速機に配設された油
圧制御回路は、ポンプと、該ポンプにより吐出され主油
路に供給される油圧を所定の圧力（これをライン圧とい
う）に調整する圧力調整弁と、前記主油路と一次側変速
プーリに設けた油圧シリンダに連通せしめた第１の油路
との間に設けられ主油路内のライン圧の圧油を前記油圧
シリンダに供給しまたは該油圧シリンダから排出して該
油圧シリンダ内の圧力を変更すべくした速度比制御弁、
前記主油路内のライン圧の圧油を直接二次側変速プーリ
に供給する第２の油路、および二次側変速プーリの可動
プーリの位置を機械的に検出し、リンク機構により前記
圧力調整弁のばね変位量を調節してライン圧に速度比に
対応する成分をもたせる速度比フィードバック手段を備
え、電子制御回路から供給される制御信号により前記速
度比制御弁を制御して前記回転速度比を制御している。

そして一次側変速プーリの油圧シリンダに供給する油圧
を変えることにより前記一次側および二次側の変速プー
リによる推力の釣合いが崩れ、変速が行われるが、従来
は二次側変速プーリの油圧シリンダは直接主油路に連通
され、不釣合い推力の発生は専ら一次側変速プーリによ
り行われていた。

（発明の解決すべき問題点） 一次側変速プーリと二次側変速プーリおよびこれらの間
に掛け渡した無端ベルトとからなる無段変速機において
は、一次側および二次側の変速プーリによりベルトに作
用する推力が釣合っている状態より、一次側変速ブーり
の油圧シリンダに供給される油圧を高める方向に制御す
ると無段変速機は増速域となり、供給油圧を減する方向
に制御すると無段変速機は減速域となる。一方変速プー
リと無端ベルト間の動力伝達は、各変速プーリと無端ベ
ルト間に発生する摩擦力によって行なわれるから、前記
ベルトに作用する推力は、無端ベルトと変速プーリとの
接触面積と接触圧との関連による接触面圧によって定ま
る。そのため、上記無段変速機において動力伝達効率を
高めるためには、各変速プーリと無端ベルトとの間の接
触面圧を常に所定の接触面圧に維持しなければならない
。

ところで、一次側変速プーリの回転速度に対する二次側
変速プーリの回転速度の比、即ち回転速度比、が大とな
るに従って、二次側変速プーリと無端ベルトとの接触面
積は小となり、同時に速度比フィードバック手段により
主油路内のライン圧が低下せしめられるため、二次側変
速プーリによるベルトに作用する推力が小となる。従っ
て一次側変速プーリの油圧シリンダ内の圧力を制御して
一次側変速プーリによる推力を調整し、所望の回転速度
比を得るための推力調整範囲が狭くなる。

従って従来の制御装置においては所定の回転速度比を達
成するまでの変速時間が大となり、無段変速機の速度応
答性は必ずしも良好とはいえない。

このため速度応答性を良好とするために増速域における
二次側変速プーリの推力を大とする目的でライン圧を高
めることも考えられるが、この場合無端ベルトと変速プ
ーリに対する巻掛け半径の関係から、増速域での二次側
変速プーリと無端ベルトとの間の接触面圧が一次側変速
プーリと無端ベルトとの間の接触面圧に比して過大とな
る傾向があり、無端ベルトおよび二次側変速プーリの疲
労および摩耗を促進し、耐久性が低下する。

従って従来技術においては、一次側変速プーリによる推
力と二次側変速プーリによる推力との推力差を増速域に
おいても減速域においても同じ絶対量とするために差動
シリンダ方式を採用し、一次側変速プーリの油圧シリン
ダにおけるピストン面積を、二次側変速プーリの油圧シ
リンダにおけるピストン面積の２倍に構成していた。即
ち変速プーリと無端ベルトとの巻掛け部の接触面圧が必
要以上に高いと無端ベルトが変速プーリがら外れるとき
に大きな抵抗となって無段変速機の効率低下を招来する
とともに、接触面圧が低過ぎた場合には、無端ベルトと
変速プーリ間の摩擦力が低下して所定の動力が伝達でき
なくなり、無端ベルトが変速プーリに関しスリップする
。従って動力の伝達は無端ベルトと変速プーリとの摩擦
力、即ち各変速プーリの油圧シリンダに供給される圧力
と無端ベルトの巻掛け半径とによって定まること、およ
び前記回転速度比（巻掛け半径比）が推力差によって定
まることから、この推力差を限られた油圧シリンダ面積
で有効に得るためには、一次側変速プーリの油圧シリン
ダ面積を二次側変速プーリの油圧シリンダ面積の２倍程
度とする必要がある。このため無段変速機の小型化、軽
量化に支障を生ずる。

（問題点を解決するための手段） 本発明においては、一次側変速プーリの油圧シリンダに
送られる作動油の流量を制御する第１の制御弁（以下速
度比制御弁という）を設けるとともに、二次側変速プー
リの油圧シリンダに送られるライン圧を調圧制御する第
２の制御弁（以下張力制御弁という）を設け、がっ無段
変速機の一次側変速プーリおよび第二次変速プーリの現
実の回転速度比を演算する手段を電子制御回路手段に関
連せしめて設け、予め定めた目標速度比と前記一次側変
速プーリと二次側変速プーリの回転速度比（これを実速
度比という）との偏差に応じた第１の電気＃御信号で前
記速度比制御弁により作動油の流量を制御するとともに
、上記実速度比の変化に対応せしめて予め定めた制御基
準量と上記目標速度比と実速度比との偏差の変化に対応
せしめて予め定めた応答改善補正量との和の電気信号で
前記張力制御弁により作動油の圧力を制御することによ
り、変速応答の遅れを改善するとともに、定速度比運転
時に各変速プーリと無端ベルトとの間に必要最小限の接
触面圧を保持できるようにし。

以て無段変速機の小型化、軽量化を図るものである。

（発明の作用） 本発明によるときは、一次側変速プーリと、二次側変速
プーリと、これらの間に掛け渡した無端ベルトとからな
る無段変速機の速度比を制御するにあたり、第１の制御
弁である変速比制御弁には。

予め定めた一次側変速プーリと二次側変速プーリとの間
の目標とする速度比に相当する目橿値と、現実の両変速
プーリ間の速度比に相当する現実値との偏度に対応した
第１の電気制御信号を供給されで、一次側変速プーリの
推力を目標値に追従して制御し、また第２の制御弁であ
る張力制御弁は、前記現実値に応じた電気信号と前記偏
差値に応じた電気信号の和からなる第２の電気制御信号
に対応した圧力を第２のシリンダ装置内に発生させて、
積極的にかつ単独に二次側変速プーリの前記第２のシリ
ンダ装置の圧力を制御し、目標値への変速応答を早める
とともに、第２のシリンダ装置内の圧力を制御させたこ
とにより、無段変速機のシフトダウン側、即ち無段変速
機の速度比を減少させる場合に、油圧制御回路内の作動
油圧力を全般的に変化せしめることなく、第２のシリン
ダ室内の圧力を単独に制御することにより、量変速プー
リと無段ベルトとの間の推力を必要最小限に調整し、す
べりがなく、かつ機械的損失を最小にするとともに、地
形の急変その他に対応するドライバビリティを向上せし
める。従って、二次側変速プーリに設けた第２のシリン
ダ装置のシリンダ面積に対して、一次側変速プーリに設
けた第１のシリンダ装置のシリンダ面積を、１．１ない
し１．６倍とすることができる。好ましくは１．３ない
し１．４５倍である。

（実施例） 第１図に本発明の第１実施例の油圧制御回路図を示す。

無段変速機の一次側変速プーリ３０は原動機の出力軸（
図示せず）に連結される入力軸１上に形成され、該入力
軸１に固定された固定シーブ３１と、入力軸１の軸方向
に摺動自在にかつ該軸１とともに回転すべく設けられた
可動シーブ３２と、入力＠１と同心的に前記可動シーブ
３２に固定されたシリンダ部材３３と、入力軸１に固定
されて前記シリンダ部材３３の内周面に液密に嵌合する
ピストン部材３４と、前記シリンダ部材３３とピストン
部材３４との間に形成されるシリンダ室３５と、該シリ
ンダ室３５内に配置されて可動シーブ３２を固定シーブ
３１側に押圧する方向に弾発するスプリング３６とを備
え、前記入力軸１には前記シリンダ室３５に圧油を供給
する油路３７がその軸心に形成されている。無段変速機
の二次側変速プーリ４０は出力軸２上に形成され、該出
力軸２に固定された固定シーブ４１と、出力軸２の軸方
向に摺動自在にかっ該軸２とともに回転すへく設けられ
た可動シーブ４２と、出力軸２と同心的に前記可動シー
ブ４２に固定されたシリンダ部材４３と、出力１ＩＩｌ
ｌＩ２に固定されて前記シリンダ部材４３の内周面に液
密に嵌合するピストン部材４４と、前記可動部材４２、
シリンダ部材４３およびピストン部材４４との間に形成
されるシリンダ室４５と、該シリンダ室４５内に配置さ
れて可動シーブ４２を固定シーブ４１側に押圧する方向
に弾発するスプリング４６とを備え、前記出力軸２には
前記シリンダ室４５に圧油を供給する油路４７がその軸
心に形成されている。各変速プーリ３０゜４０の固定シ
ーブ３１，４１および可動シーブ３２．４２には、それ
ぞれの対向面にその回転中心軸に頂点を有する凸なる円
錐面が形成され、従って各変速プーリ３０，４０はその
回転中心軸を含む断面において各シーブの円錐面が対向
したＶ字状を呈する間隔を形成し、この間隔に無端ベル
ト３９が掛け渡される。無端ベルト３９は、前記固定シ
ーブ３１，４１および可動シーブ３２゜４２に形成した
円錐面の傾斜角と同一の傾斜角を両面に形成した断面截
頭円錐形のゴム製無端ベルト、または断面を前記截頭円
錐形とした金属製の板状材ブロックを無端状に接続した
チェインまたは金属製の薄板よりなるベルトで連綴した
ものである。従って各変速プーリ３０，４０のシリンダ
室３５．４５内に圧油が導入されるときは、無端ベルト
３９は各シリンダ３５．４５内の有効ピストン面積と圧
力の積に相当する力で固定シーブと可動シーブとの間に
挟圧され、一次側変速プーリ３０と二次側変速プーリ４
ｏとにより無端ベルト３９に加えられる推力が釣り合っ
た半径位置において、それぞれの変速プーリ３０，４０
に摩擦的に係止される。またスプリング３６．４６は、
各シリンダ室３５．４５内の圧油が排圧されたとき、無
端ベルト３９の撓みを防止する最小限の挟持力を固定シ
ーブと可動シーブとの間に与えるものである。

上記各変速プーリ３０，４０のシリンダ室３５゜４５に
作動圧油を供給する油圧制御回路は、タンク３内の作動
油をフィルタ４を介して吸引し、主油路５に圧油を供給
するポンプ１０、主油路５内の油圧が設定値以上に上昇
しないように制御するリリーフ弁９０、前記一次側変速
プーリ３０のシリンダ室３５に連通する油路３７に連結
された第１の油路６と前記主油路５との間に配設された
第、１の制御弁である速度比制御弁５０、前記二次側変
速プーリ４ｏのシリンダ室４５に連通する油路４７に連
結された第２の油路７と前記主油路５との間に配設され
た第２の制御弁である張力制御弁７０および速度比制御
弁５０と張力制御弁７０とに背圧を付与する第３の油路
８とからなる。ポンプ１０は原動機により駆動される。

第１図に図示したポンプ１０は周知のギヤポンプの形式
のものであって、ここでは詳細説明は省略する。リリー
フ弁９０は、円筒形状の弁室９１内に２個のランド９２
．９３を形成したスプール９４と、該スプール９４をそ
の軸方向の一方に弾発するスプリング９５とを収納し、
該スプリング９５の弾力によって一方のランド９２が当
接される弁室９１の一方端に形成した開口９６と、２個
のスプール９２．９３によっては閉塞されない弁室９１
の側方位置に形成した開口９７とによって主油路５に連
通され、かつ他方のランド９３の移動によって開口面積
が制御される弁室９１の側方位置に形成した開口９８を
介してタンク３への排出油路に連通されている。そして
前記リリーフ弁９０は主油路５よりオリフィス９９およ
び前記開口９６を介してスプール９４の一方のランド９
２の頭部に作用する油圧と、スプリング９５の荷重との
釣り合いによって、スプール９４が軸方向に移動し、主
油路５内の圧力が過大となったときはスプール９４はス
プリング９５の荷重に抗して移動し、開口９７を開口９
８に連通させて主油路５内の圧力を低下させるものであ
る。

速度比制御弁５０は、円筒形状の弁室５１内に２個のラ
ンド５２．５３を形成したスプール５４と、該スプール
５４をその軸方向の一方に弾発するスプリング５５を備
え、該スプリング５５の弾力によって一方のランド５２
が当接される弁室５１の一方端に形成した開口５６と、
他方のランド５３の移動により開口面積が制御される弁
室５１の側方位置に形成した開口５７とを分岐油路５８
により主油路５に連通させ、前記スプール５４の移動に
よってランド５２．５３の何れによっても開口面積が制
御されない弁室５１の側方位置に形成した開口５９を前
記第１の油路６に連通せしめ、さらに前記一方のランド
５２の移動により開口面積が制御されるように弁室５１
の側方位置に形成した開口６０を介して第３の油路８に
連通せしめる制御弁部６１と、ソレノイド６２と該ソレ
ノイド６２に供給される制御電流Ｉｖｉに比例した吸引
力によって移動せしめられる可動鉄心６３と該可動鉄心
６３の一端に形成した円錐弁６４とよりなるソレノイド
弁６５とを備え、該ソレノイド弁６５の円錐弁６４は、
前記開口５６と該開口５６に近接した位置に前記分岐油
路５８に形成したオリフィス６６との間において前記分
岐油路５８に形成した開口６７の開口面積を前記制御電
流Ｉνｉに応じた吸引力と円錐弁６４に作用する作動油
の圧力とによって定まる力がバランスするように開口面
積を制御して前記開口６７を前記タンク３に連通せしめ
ている。なお前記第３の油路８にはオリフィス９，９が
設けられ、オリフィス９，９を介してタンク３に連通さ
れており、第３の油路８内には前記オリフィス９に基づ
く圧力差を生じた背圧が維持されている。

上記の速度比制御弁５０においては、制御弁部６１の開
口５６とソレノイド弁６５の円錐弁６４の位置により定
められる前記開口５６の内に作用する圧力に基いてスプ
ール５４の一方のランド５２の頭部に作用する作動油の
圧力と該頭部の受圧面積の積に相当するスプール５４へ
の作用力と。

スプリング５５の荷重との釣合う位置にスプール５４が
位置せしめられる。従って主油路５内の制御圧が一定で
あるときは、スプール５４のランド５２に作用する作用
力が著しく小であるときは、前記他方のランド５３は開
口５７を閉塞して、一次側変速プーリ３０のシリンダ室
３５を油路３７゜第１の油路６、弁室５１および第３の
油路８を介して排圧しているが、ツルイド６２への制御
電流Ｉｖｉを変化せしめて可動鉄心６３に作用する吸引
力を大とするときは、円錐弁６４による開口６７の開口
面積を小とし、オリフィス６６前後の圧力を減少させて
開口５６の部分における圧力を大とするに従い、スプー
ル５４のランド５２の端部に作用する作用力を増大し、
スプール５４の前記一方のランド５２による開口６ｏの
開口面積を小とするとともに、他方のランド５３は開口
５７を開放しはじめて次第に弁室５１との連通面積を大
とするから、主油路５内の制御圧は前記開口６０の開口
面積と開口５７の開口面積とにより定まる流量の作動油
を一次側変速ブーリ３０のシリンダ室３５に供給する。

張力制御弁７０は、円筒形状の弁室７１内に２個のラン
ド７２．７３を形成したスプール７４と、該スプール７
４をその軸方向の一方に弾発するスプリング７５を収納
し、該スプリング７５の弾力によって一方のランド７２
が当接される弁室７１の−刃端に形成した開口アロと、
前記スプール７４の移動に際して前記ランド７２および
他方のランド７３の何れによっても開口面積が制御され
ないように弁室７１の側方位置に形成した開ロア７とを
、前記第２の油路７に連通せしめ、前記スプール７４の
一方のランド７２の移動により開口面積が制御される弁
室７１の側方位置に形成した開ロア８を分岐油路７９に
より前記主油路５に連通させるとともに、スプール７４
の他方のランド７３の移動により開口面積が制御される
ように弁室７１の側方位置に形成した開口８０を前記第
３の油路８に連通させ、かつ前記スプリング７５が収納
される弁室７１の他方端に形成した開口８１を、オリフ
ィス８２を介して前記主油路５から分岐せしめた分岐油
路８３に連通せしめた制御弁部８４と、ソレノイド８５
と、該ソレノイドに供給される制御電流Ｉｐｏに比例し
た吸引力によって移動せしめられる可動鉄心８６と、該
可動鉄心８５の一端に形成した円錐弁８７とよりなるソ
レノイド弁８８とを備え、該ソレノイド弁８８の円錐弁
８７は、前記分岐油路８３の端部開口８９の開口面精を
前記制御電流Ｉｐｏに応じた吸引力と前記円錐弁８７の
受圧面に作用する圧力とがバランスするように前記開口
８９の開口面積を制御して該開口８９を前記タンク３−
に連通せしめている。

なお前記制御弁８４の開口アロはオリフィス４９を介し
て第２の油路７に連通せしめられている。

上記張力制御弁７０においては、二次側変速プーリ４０
のシリンダ室４５に供給される油量に関係なく、該シリ
ンダ室４５内の作動油の圧力をソレノイド８５に供給す
る制御電流にほぼ比例して制御でき、該スプール７４の
位置は、第２の油路７よりオリフィス４９、開口アロを
介して前記スプール７４の一方のランド７２の頭部に作
用する圧力と該ランド７２の受圧面積の積による力と、
前記スプリング７５の荷重と開口８１を介してスプール
７４の他方のランド７３の頭部に作用する圧力と該ラン
ド７３の受圧面積の積による力との和に相当する力の釣
合いによって定められる。そして前記ランド７３の頭部
に作用する圧力はソレノイド弁８８のソレノイド８５に
供給される制御信号工ρ０によって定まる吸引力に比例
して制御される。かつ、吸引力を大とすることによって
円錐弁８７の受圧面に作用する圧力を増大させるように
該開口８９の開口面積を小とし、前記スプール７４の他
方のランド７３の頭部に作用する力は大となり、一方の
ランド７２による開ロア８の開口面積を大とするように
制御するとともに、他方のランド７３による開口８０の
開口面積を小とするように制御し、これら開ロア８．８
８の開口面積で定まる流量の作動油を二次側変速プーリ
４０のシリンダ室４５に供給する。即ち弾力制御弁７０
においては、二次側変速プーリ４０のシリンダ室４５内
の圧力が制御弁部８４のスプール７４の一端にフィード
バックされ、該スプール７４の他端に作用するスプリン
グ７５の荷重とソレノイド弁８８により制御される分岐
油路８３内の圧力による荷重の和が前記フィードバック
荷重と釣り合うように、第２の油路７内の圧力が制御さ
れる。またスプリング７５の荷重は、制御電流Ｉｐｏが
零またはその近傍のとき、前記シリンダ内の圧力を最小
値に保持する大きさとする。

第２図は第１図に示す油圧制御回路の変形例を示すもの
であって、速度比制御弁５０′の構成のみが第１図のも
のと相違する。即ち図において２個のランド５２．５３
を有するスプール５４′は弁室５１′内においてソレノ
イド弁６５′の可動鉄心６３′と連杆により連結され、
ソレノイド弁６５′のソレノイド６２′は弁室５１′を
囲繞する形に配設される。従って第１図に示す速度比制
御弁５０のスプール５４は、一方のランド５２の頭部に
作用する圧力と他方のランド５３の頭部に作用するスプ
リング５５の荷重との釣り合いにより移動して、一次側
変速プーリ３０のシリンダ室３５の圧力を制御するが１
本変形例では前記ソレノイド弁６５′がスプール５４′
に付与する吸引力と前記スプリング５５がスプール５４
′に付与する荷重との釣り合いによりスプール５４′が
移動して、一次側変速プーリ３０のシリンダ室３５の圧
力を制御することとなる。本変形例によると第１図の速
度比制御弁５０においてソレノイド弁６５が開口６７を
開くことにより消費される作動油の消費量を減らすもの
である。なお本変形例におけるスプール５４′のランド
５２．５３と開口５７，５９．６０との関連によるシリ
ンダ室３５の圧力制御の関連構成は、第１図に示す油圧
制御回路と何ら異なるところはない。

上記第１実施例および変形例は、入力軸１を電動機で駆
動される工作機械、物流機械等に適したものである。車
輌用として用いる場合は、入力軸をフルイドカップリン
グ等の流体伝達機構の出力軸に連結する。

以上かられかるように、速度比制御弁５０゜５０′およ
び張力制御弁７ｏは、それぞれに備えたソレノイド弁６
５，６５’　、８８に供給される制御用電流Ｉ　ｖｉ、
　Ｉ　ｐｏの大きさにより、一次側変速プーリ３０のシ
リンダ室３５および二次側変速プーリ４０のシリンダ室
４５に供給される作動油の流量゛および圧力を制御する
ものである。

速度比制御弁５０．５０’および張力制御弁７０の電気
的制御については後述する。

第３図は本発明の第２実施例の油圧制御回路図である。

第２実施例は第１図に示す第１実施例において、無段変
速機にクラッチを付設した点、該クラッチを制御する第
３の制御弁を設けた点およびポンプを容量制御型ポンプ
とした点において相違するが、残余の構成は前記第１実
施例と同一で　・ある。従って第１図と同一部分は同一
符号を付し、その説明は省略する。

第２実施例の入力軸１は、原動機の出力軸または該出力
軸に連結された軸１１と同軸線上に配置されており、前
記出力軸１１と一体的に回転すべくされたフランジ部材
１２の内周面にスプライン嵌合された環状の圧力板１３
と、入力軸１の外周面にスプライン嵌合された環状の摩
擦板１４と、前記フランジ部材１２に関し軸方向に移動
自在のピストン１５と、該ピストン１５とフランジ部材
１２との間に形成されたシリンダ室１６とによって、公
知の多板式のクラッチ１７が形成される。

上記クラッチ１７は第３の制御弁であるクラッチ制御弁
１００により制御される、該制御弁１００は、円筒状の
弁室１０１内に２個のランド１０２．１０３を形成した
スプール１０４と、前記一方のランド１０２に当接して
前記スプール１０４をその軸方向の一方に弾発するスプ
リング１０５とを収納し、該スプリング１０５を収納す
る前記弁室１０１の一方端に形成した開口１０６をオリ
フィス１０７を介して、また前記スプール１０４の移動
に際して前記ランド１０２および他方のランド１０３の
何れによっても開口面積が制御されないように弁室１０
１の側方位置に形成した開口１０８を、それぞれ第４の
油路１９によって前記クラッチ１７のシリンダ室１６に
連通せしめ、前記スプール１０４の一方のランド１０２
の移動により開口面積が制御される弁室１０１の側方位
置に形成した開口１０９を速度比制御弁５゜に連通する
主油路５よりの分岐油路５８にオリフィス１１０を介し
て連通させ、前記スプリング１０５の弾力によって他方
のランド１０３が当接する弁室１０１の他方端に形成し
た開口１１１を。

前記分岐油路５８にオリフィス１１２を介して連結した
油路１１３に連通せしめるとともに、前記他方のスプー
ル１０３の移動により開口面積が制御される弁室１０１
の側方位置に形成した開口１１４を油路１１５を介して
タンク３に連通させた制御弁部１１６と、ソレノイド１
１７と該ソレノイド１１７に供給される制御電流Ｉｐｃ
に比例した吸引力によって移動せしめられる可動鉄心１
１８と該可動鉄心１１８の一端に形成した円錐弁１１９
とよりなるソレノイド弁１２０とを備え。

該ソレノイド弁１２０の円錐弁１１９は前記油路１１３
の端部に形成した開口１２１の開口面積を前記制御電流
Ｉｐｃに応じた吸引力と円錐弁１１９に作用する作動油
の圧力がバランスするように制御して、前記開口１２１
を前記油路１１５に連通せしめている。

上記クラッチ制御弁１００においては、ソレノイド弁１
２０のソレノイド１１８に供給される制御電流Ｉｐｃが
充分に大でその円錐弁１１９が開口１２１を閉塞してい
るときは、油路１１３内の圧力は上昇し、該圧力は開口
１１１を介してスプール１０４のランド１０３の頭部に
作用し、スプリング１０５を圧縮して開口１０９を開き
、分岐油路５８内の制御圧の圧油を開口１０９、弁室１
０１および第４の油路１９を介してクラッチ１７のシリ
ンダ室１６に供給し、クラッチ１７を係合せしめる。第
４の油路１９内の圧力はオリフィス１０７および開口１
０６を介して弁室１０１内に導入され、前記一方のラン
ド１０２の頭部にフィードバック圧として作用する。従
って制御弁部１１６のスプール１０４はランド１０３に
作用する油路１１３内の圧力と、ランド１０２に作用す
るフィードバック圧およびスプリング１０７の荷重の和
とが釣り合った位置にあり、かつクラッチ１７のシリン
ダ室１６内の圧力を、ソレノイド弁１２０のソレノイド
１１７に供給される制御電流Ｉｐｃに対応した圧力に制
御する。スプール１０４の中立位置においてはランド１
０２゜１０３はそれぞれ開口１０９，１１４を閉塞して
圧油の流入流出を停止させ、第４の油路１９の圧力を保
持する。制御電流Ｉｐｃを所定水準以下にまたは零近傍
まで低下させると、油路１１３内の圧力は低下し、スプ
ール１０４はスプリング１０５のバネ荷重により移動せ
しめられて、開口１０９を閉じた状態でランド１０３が
開口１１４を開き、第４の油路１９内の圧油を油路１１
５に排出し、クラッチを開放せしめる。

ポンプ１３０は、複数個の放射状溝内にそれぞれベーン
を挿入したロータ１３１を、その回転中心を断面円形の
ロータ室１３２の中心に対して偏心せしめて回転させる
ベーンタイプのロータリポンプであって、前記ロータ室
１３２を形成したポンプ枠体１３３をケーシング内で一
方向に摺動自在とすることにより、ロータ１３１の回転
中心とロータ室１３２の中心との偏心距離を零から所望
の最大値まで変化させ、ポンプ吐出量を可変とした可変
容量ポンプであって、容量制御弁１４０と組み合わせて
、主油路５内の制御圧を常に所定の設定圧に維持すべく
したものである。

即ちポンプ１３０のケーシング（図示せず）には、ポン
プ枠体１３３の摺動方向の両側に第１の圧力室１３４お
よび第２の圧力室１３５を形成するとともに第１の圧力
室１３４内にはポンプ枠体１３３にその摺動方向にバネ
荷重を及ぼすスプリング１３６を配設し、第１の圧力室
１３４内に供給する油圧とポンプ枠体１３３の受圧面積
との面積とスプリング１３６のバネ荷重の和と、第２の
圧力室１３５内に供給する油圧とポンプ枠体１３３の受
圧面積との積とが釣り合う位置にポンプ枠体１３３を位
置せしめる。

ポンプ１３０はタンク３内の作動油をフィルタ４を介し
て吸引し、主油路５に圧油を供給する。

主油路５から分岐した油路１３７はオリフィス１３８を
介して第２の圧力室１３５にポンプ吐出圧を供給する。

第１の圧力室１３４は油路１３９を介して容量制御弁１
４０に連通される。

容量制御弁１４０は、円筒形状の弁室１４１内に２個の
ランド１４２，１４３を形成したスプール１４４と、該
スプール１４４をその軸方向の一方に弾発するスプリン
グ１４５とを収納し、該スプリング１４５の弾力によっ
て一方のランド１４２が当接される弁室１４１の一方端
に形成した開口１４６をオリフィス１４７を介して主油
路５に連通させ、前記開口１４６の頭部に主油路５内の
圧油が作用するようにされるとともに、スプール１４４
の移動により前記ランド１４２により開口面積が制御さ
れる弁室１４１の側方位置に形成した開口１４８を介し
て弁室１４１のランド１４２．１４３間に主油路５内の
圧油が制御されて導入するようにされ、またスプール１
４４の移動によりランド１４２，１４３の何れによって
も開口面積が制御されないように弁室１４１の側方位置
に形成した開口１４９を介して、ランド１４２．１４３
間の圧油を前記油路１３９に供給するようにされ、他方
のランド１４３により開口面積が制御される弁室１４１
の側方位置に形成した開口１５０は、タンク３に連通す
る油路１５１に連通され、弁室１４１の他方端のスプリ
ング１４５を収容した室は前記油路１５１に連通されて
いる。

上記容量制御弁１４０は、スプール１４１の一方のラン
ド１４２の頭部に作用する主油路５より供給される圧油
の圧力と受圧面積の積に相当する力と、他方のランド１
４３に作用するスプリング１４５のバネ荷重とが釣り合
った位置に移動し、主油路５内の圧力が低下するとスプ
リング１４５のバネ荷重によりスプール１４４が移動し
てランド１４２が開口１４８を開き、主油路５内の圧油
を弁室１４１、開口１４９．油路１３９を介してポンプ
１３０の第１の圧力室１３４内に供給し、主油路５内の
圧力が高まれば、スプール１４１はスプリング１４５の
バネ荷重に抗する方向に移動し、ランド１４２により開
口１４８を閉じるとともにランド１４３により開口１５
０を開いて油路１３９を油路１５１に連通させて第２の
圧力室１３４内の圧力を低下させ、中立位置おいてスプ
ール１４４はランド１４２，１４３により開口１４８．
１５０を閉じる。このようにポンプ１３０の第１の圧力
室１３５には常に主油路５内の圧油が供給されているの
に対し、第２の圧力室１３４は、主油路５内の圧力が低
下したときは圧力を増大せしめられて、ロータ１３１の
回転中心とロータ室１３２の中心との偏心量を増す方向
にポンプ枠体１３３が移動し、主油路５内の圧力が増大
すると圧力を低下せしめられて前記偏心量を減少する方
向にポンプ枠体１３３が移動するから、ポンプ１３０は
主油路５内の作動油の消費量に応じた圧油を主油路５に
供給し、主油路５内の制御圧を一定に保つことができる
ものである。

本実施例は車輌用無段変速機として適したものである。

次に上記油圧制御回路の速度比制御弁５０．５０’およ
び張力制御弁７０を電気的に制御する電子制御回路を第
４図により説明する。

主な電子制御回路はＣＶＴコントローラユニット４００
に組み込まれており、ＣＶＴコントローラユニット４０
０では、目標速度比信号およびクラッチ制御信号を入力
信号とし、かつ一次側変速プーリ３０および二次側変速
プーリ４０の各々の回転数信号をフィードバック信号と
して、一次側変速プーリ３０、二次側変速プーリ４０お
よびクラッチ２０（第２実施例のみ）の動作を制御して
いる。ＣＶＴコントローラユニット４００は、ＣＰＵ、
ＲＯＭおよびＲＡＭからなる所謂マイクロコンピュータ
である演算処理部４１０を備え、この演算処理部４１０
のＣＰＵに２つのＩ１０ポート４２０および４３０が接
続されており。

Ｉ１０ポート４２０にはＤ／Ａコンバータ４４０および
４５０をそれぞれ介してバルブ駆動アンプ４′７０が接
続サレ、Ｉ１０ボート４３０には２チヤンネルのパルス
カウンタ４６０が接続されて構成されている。そして、
外部のメインコントローラ５００から信号線４０７およ
び４０８を介してバルブ駆動アンプ４７０およびＩ１０
ポート４２０にクラッチ制御信号および目標速度比信号
ｅｒが供給され、かつ一次側変速プーリ３０および二次
側変速プーリ４０に設けられた公知の回転数検出装置４
０１．４０２および４０４．４０５から信号線４０３お
よび４０６を介してパルスカウンタ４６０の各チャンネ
ルに回転数信号がそれぞれ供給される。この回転数検出
装置は各変速プーリ３０および４ｏの回転軸にそれぞれ
固定されて共回りする円板４０１および４０４と、各円
板４０１および４０４に対向するピックアップ４０２お
よび４０５とからなり、各変速プーリ３０および４０の
回転数に比例したパルス数の信号を出力する。

上記の構成において、入力信号としてメインコントロー
ラ５００からＩ１０ポート４２０を介して目標速度比信
号ｅｒが演算処理部４１０のＣＰＵに読み込まれ、また
フィードバック信号として一次側変速プーリ３０および
二次側変速プーリ４０の各回転数に対応するパルス信号
がパルスカウンタ４６０の各チャンネルにそれぞれ入力
され、そこで単位時間当りのパルス数がそれぞれカウン
トされて各変速プーリ３０および４０の回転数を示す２
進数のデジタル信号となり、交互にＩ１０ポート４３０
を介して演算処理部４１０のＣＰＵに読み込まれる。そ
して、演算処理部４１０では第５図に示すフローチャー
トに従って演算処理を行ない、一次側変速プーリ（３０
を動作させる速度比制御弁５０（又は５０′）および二
次側変速プーリ４ｏを動作させる張力制御弁７０を制御
するデジタル信号をＩ１０ボート４２０を介してＤ／Ａ
コンバータ４４０および４５０にそれぞれ出力する。各
Ｄ／Ａコンバータ４４０および４５０に入力された２つ
のデジタル制御信号は、それぞれアナログ信号である速
度比制御弁５゜（または５０′）の制御信号電圧Ｅｐｉ
および張力制御弁７０の制御信号電圧Ｅｐｏに変換され
た後にバルブ駆動アンプ４７０に出力される。バルブ駆
動アンプ４７０では、上記各制御信号電圧Ｅｐｉおよび
Ｅｐｏの他に、外部のメインコントローラ５００からク
ラッチ制御弁１２０の制御信号電圧Ｅｐｃが入力され、
各信号を別々に電流増幅するとともに各制御弁の特性を
改善するためのディサ電流をそれぞれ付加した後、クラ
ッチ制御弁１２０、速度比制御弁５０（または５０′）
および張力制御弁７０の各ソレノイドに制御信号Ｉｐｃ
、ＩｐｉおよびＩｐｏをそれぞれ出力する。

ヒ記電子制御回路の制御の流れは、次のとおりである（
第５図参照）。

２０１・・初期条件の設定。

２０２・・メインコントローラから指示された目標速度
比ｅｒを読み込む。

２０３・・カウンタから一次側変速プーリおよび二次変
速プーリの現実の回転数ＮｉおよびＮＯを読み込む。

２０４・・・ステップ２０３で読み込んだ一次側変速プ
ーリおよび二次変速プーリの実際の回転数ＮｉおよびＮ
ｏから現実の速度比 ｅ＝Ｎｏ／Ｎｉを演算する。

２０５・・ステップ２０２で読み込んだ目標速度比ｅｒ
とステップ２０４で算出した現実の速度比ｅとから速度
比の偏差 Δｅ＝ｅｒ−ｅを演算する。

２０６・・・ステップ２０５で算出した速度比の偏差Δ
ｅに基づく一次側変速プーリの制御信号の補正量を算出
するための比例定数 に１を１Δｅ１の領域判別により決定する。

ここで比例定数に１は、偏差△ｅがわずかな値でも一次
側変速プーリが敏感に対応するように、１Δｅ１が小さ
い領域では比較的大きくかつ１Δｅ１が大きい領域では
比較的小さく設定されており、ＲＯＭに予め記憶されて
いる。

２０７・・ステップ２０５および２０６でそれぞれ算出
した速度比の偏差Δｅおよび比例定数に１を用いて、一
次側変速プーリの制御信号Ｅｐｉｔｒ　Ｅｐｉ＝　ＥＢ
ｉ＋　Ｋ　ｌ・ΔＥの演算式により算出する。ここでＥ
Ｂｉは一次側変速プーリを動作させる速度比制御弁のス
プール５４を中立状態に保持するためのバイアス値であ
る。

２０８・・・ステップ２０４で算出した実際の速度比ｅ
に対応する二次側変速プーリの制御信号の基準値ＥＢＯ
をマツプ検索により決定する。この基準値ＥＢＯは実際
の速度比ｅに応じて適正なベルトの張力（プーリとベル
トとの面圧）が得られるように設定され、ＲＯＭにマツ
プとして予め記憶されている。

２０９・・・ステップ２０３で読み込んだ二次側変速ブ
ーりの現実の回転数ＮＯから、二次側変速プーリの制御
信号の回転数（遠心力）による補正値Ａを、予めＲＯＭ
に記憶されたマツプを検索することにより決定する。

２１０・・・ステップ２０５で演算した速度比の偏差Δ
ｅに対して変速応答を改善させるための応答改善補正値
Ｂを、偏差Δｅの領域判定および一次式等を用いて算出
する。

この応答改善補正量Ｂは偏差Δｅが所定の±Δｅａを超
えた場合にΔｅの領域に応じて所定の一次式等で設定さ
れている。

２１１・・・ステップ２０８，２０９および２１０でそ
れぞれ算出した基準値ＥＢＯ１回転数による補正値Ａお
よび応答改善補正値Ｂを用いて二次側変速プーリの制御
信号Ｅｐ。

をＥｐｏ＝　ＥＢＯ−Ａ　−Ｂの演算式により算出する
。

２１２・・・ステップ２０７および２１１でそれぞれ算
出した一次側変速プーリのおよび二次側変速プーリの制
御信号ＥｐｉおよびＥｐ。

をバルブ駆動アンプ４７０に出力した後。

ステップ２０２に戻る。

第６図には、第４図に示す電子制御回路を使用する演算
処理の他のフローチャートを示す。第５図のフローチャ
ートにおいては一次側変速プーリと二次側変速プーリと
の回転速度比を算出してこれを目標速度比と比較してフ
ィードバック情報としていたが、第６図のフローチャー
トにおいては一次側変速プーリまたは二次側変速プーリ
の可動シーブの変位量が前記速度比と対応する点に着目
して、前記可動シーブの変位量Ｘを変位センサによって
検出するとともに、前記目標速度比に対応した目標変位
量Ｘｒの図形を記憶せしめておき、変位センサで検出し
た変位量又と目標変位量Ｘｒとの偏差に対して制御を行
なうようにしたものである。この演算処理方式によれば
、回転数をパルスで検出するものに比して、低速回転時
、特に車輌の発進時の偏差分解能が向上し、制御の不安
定減少を解消するとともに、制御精度を向上することが
できる。

（発明の効果） 従来技術においては、圧油源の圧力が直接二次側変速プ
ーリのシリンダ装置に導入されていたため、二次側変速
プーリの推力が一次側変速プーリとの間の速度比に反比
例した圧力により直接左右されるため、二次側変速プー
リの推力はある程度の変速応答を確保する関係から高い
値を余儀なくされており、しかも無段変速機のシフトダ
ウン側（一次側変速プーリの推力を低下せしめて速度比
を減少せしめる側）では、所望の速度比に到達するに、
一次側変速プーリの推力に対する二次側変速プーリの推
力の差を大きくとれないため、所望の短い時間を達成す
るには至っていない。

本発明においては、圧油源から一次側変速プーリおよび
二次側変速プーリのそれぞれのシリンダ装置に供給する
作動油は、一次側変速ブーりのシリンダ装置には第１の
制御弁を介し、二次側変速プーリのシリンダ装置には第
２の制御弁を介し、それぞれ単独に制御するから、二次
側変速プーリのシリンダ装置の圧力を無段変速機の使用
状態に応じて変化せしめることができるので、一次側変
速プーリの推力に関係する圧油源から供給される作動油
の圧力を下げることなく、第２の制御弁で単独に制御し
て、二次側変速プーリに対して必要とする推力を自由に
与えることができる。例えば定゛速度比運転の場合には
、二次側変速プーリのシリンダ装置の受圧面積を同一と
じ入場合、二次側変速プーリのシリンダ装置に供給する
作動油の圧力を従来技術のレベルより下げることによっ
て、無端ベルトの初期張力および無端ベルトと変速プー
リとの間の接触面圧を必要最小限にし、疲労、摩耗等の
軽減により無端ベルト等の耐久性を向上し、あるいは無
端ベルトと変速プーリとの間の機械的損失を低減させる
ことができる。一方速度比を変化させる過渡運転の場合
には、一次側変速プーリの推力変化による変速操作に加
えて、二次側変速プーリのシリンダ装置の圧力を変速時
の応答遅れに対応する圧力変化を加えることにより、二
次側変速プーリの推力変化を変速に加塩させることがで
きる。

そして本発明の一実施態様においては、第１の制御弁に
設けた第１のスプールを、圧油源より一次側変速プーリ
に設けられた第１のシリンダ装置に作動油を供給する油
路中に配置し、電子制御回路から制御機構に供給される
目標値と現実値との間の偏差に応じた第１の電気制御信
号の大きさに応じて移動させるときは、前記第１の電気
制御信号の大きさに対応した絞り開度を形成して、圧油
源からの作動油を第１のシリンダ装置に供給するから、
前記第１のスプールは予め定めた一次側変速プーリと二
次側変速プーリとの間の目標とする変速比に相当する目
標値と前記一次側変速プーリと二次側変速プーリとの間
の現実の変速比に相当する現実値との偏差に応じて移動
し、一次側変速プーリの推力を前記目標値に対応する推
力となるように制御する。一方、第２の制御弁に設けた
第２のスプールを、圧油源より二次側変速プーリに設け
られた第２のシリンダ装置に作動油を供給する油路中に
配置し　電子制御回路から制御機構に供給される前記現
実値に応じた電気（３号と上記偏差に応した′な気信号
の和かなる第２の電気制御信号に応じて移動させるとき
は、前記第２の電気制御信号の大きさに対応した絞り開
度を形成して、圧油源からの作動油を第２のシリンダ装
置に供給するから、二次側変速プーリの推力は現実の変
速比を推持するに必要とする推力のほかに前記目標値と
現実値との偏差に応じた推力が付加されることになり、
目標値への変速応答を極めて良好とすることができる。

また本発明の他の実施態様において、一次側変速プーリ
および第二次変速プーリの回転速度を検出する手段を電
子制御回路手段に関連せしめて設け、予め定めた目標速
度比の図形より読みだした目標速度比と前記一次側変速
プーリと二次側変速プーリの回転速度比（これを実速度
比という）との偏差に応じた第１の電気制御信号で前記
速度比制御弁によりイ１看ヴＪ浦の流；役を制御すると
ともに、−）コシ実速度比の変化に対応せしめて予め定
めた制御基ｉ＜ｉｊ量と上記目標速度比と実速度比との
偏差の変化に対応せしめて予め定めた応答改再補正量と
の和の″セ気信号で前記張力制御弁により作動油の圧力
を制御するときは、変速応答の遅れを改善するとともに
、定速度化運転時に各変速プーリと無端ベルトとの間に
必要最小限の接触面圧を保持できるようにし、以て無段
変速機の小型化、軽量化を図るものである。

ここに目標速度比の図形とは次のようなものである。一
般にエンジンを最良燃費の状態で作動させるために横軸
をエンジン回転速度、縦軸をエンジン出力軸のトルクと
して表した当該エンジンの等燃料消費曲線と等馬力曲線
とから、燃料消費率Ｑ（ｇ／ｐｓ−ｈ）と馬力（ｐｓ）
とを乗じた当該エンジンの燃料消費量Ｓを最小とする点
を結んだ線を画くことにより、各馬力に体し最小燃費と
なるエンジン運転状態を示す最良燃費動力線の図形が得
られる（エンジンの出力軸と無段変速機との間にフィル
ドカップリング等の流体伝達機構を組み合わせる場合は
、流体伝達機構の性能曲線と前記最良燃費動力線とから
、流体伝達機構の入力軸回転速度と出力トルクとを横軸
と縦軸とした最良燃費動力線が得られる）ことが知られ
ている。

一次側変速プーリと二次側変速プーリおよびこれらの間
に掛け渡した無端ベルトから無段変速機における回転速
度比は、一次側変速プーリの回転速度と二次側変速プー
リの回転速度との比であられ゛されるから、前記最良燃
費動力線の図形において横軸を二次側変速プーリの回転
速度で表すことにより、無段変速機の回転速度比をパラ
メータとする最良燃費動力線の図形が得られる。即ちエ
ンジントルクと無段変速機の二次側変速プーリの回転速
度とから、そのときの最小燃費となるエンジン運転状態
を示す速度比を読み出すことができる。

これを目標速度比という。

従って本発明を自動車用変速機に適用した場合は、地形
の急変等に伴う変速遅れを解消するとともに変速指令に
精度よく追従し、エンジンを最良燃費の状態で作動させ
、運航燃費を向上せしめることができる。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の第１実施例の油圧制御回路図、第２図
はその変形図、第３図は本発明の第２実施例の油圧制御
回路図、第４図は本発明の電子制御回路の一実施例の回
路図、第５図はその制御のフローチャート図、第６図は
第５図のフローチャートの変形例を示すフローチャート
図である。 なお図面中、次の符号はそれぞれ次の部分を示す。 １・・・入力軸、　　　　　２・・・出力軸、１０．１
３０・・・ポンプ、３０・・・一次側変速プーリ、３９
・・・無端ベルト、　　４０・・・二次側変速プーリ、
３５．４５・・・シリンダ室、 ５０．５０’・・・第１の制御弁（速度比制御弁）、５
４・・・そのスプール（第１のスプール）、７ｏ・・・
第２の制御弁（張力制御弁）、７４・・・そのスプール
（第２のスプール）、６５．８８・・ソレノイド弁、 １１００・・・ＣＶＴコントローラユニット、４１０・
・・演算処理部、 ４２０．４３０・・・工／○ポート、 ４４０．４５０・・・Ｄ／Ａコンバータ、４６０・・・
パルスカウンタ。 ４７０・・・バルブ駆動アンプ、 ５００・・・メインコントローラ、

Claims (5)

【特許請求の範囲】
1. （１）入力軸に設けた一次側変速プーリと、前記入力軸
   に平行に配置された出力軸に設けた二次側変速プーリと
   、前記両変速プーリ間に掛け渡した無端ベルトとから成
   り、前記各変速プーリは、前記それぞれの軸に固定され
   かつ一面を円錐面に形成した固定シーブと、前記それぞ
   れの軸と共に回転するとともにそれぞれの軸に軸方向に
   摺動自在に設けられ、かつ前記固定シーブの円錐面に対
   向する面を円錐面に形成した可動シーブとを備え、前記
   無端ベルトはその両側面に前記固定シーブおよび可動シ
   ーブの円錐面に摩擦係合すべき傾斜面を形成した無段変
   速機において、 前記無段変速機の一次側変速プーリと二次側変速プーリ
   との間の現実の速度比を演算する手段と、前記入力軸の
   入力トルクおよび出力軸の要求トルクに関連して予め定
   めた一次側プーリと二次側プーリとの間の目標とする速
   度比に相当する目標速度比と前記現実の速度比との偏差
   に応じた第１の電気制御信号を発生する手段と、前記現
   実の速度比に応じた電気信号と前記偏差に応じた電気信
   号の和からなる第２の電気制御信号を発生する手段とか
   らなる電子制御回路と、 圧油源と、前記入力軸に設けられ圧油源からの作動油の
   供給を受けて前記一次側変速プーリの可動シーブを該変
   速プーリの固定シーブに向けて押進せしめる第１のシリ
   ンダ装置と、前記出力軸に設けられ圧油源からの作動油
   の供給を受けて前記二次側変速プーリの可動シーブを該
   変速プーリの固定シーブに向けて押進せしめる第２のシ
   リンダ装置と、前記圧油源と前記第１のシリンダ装置と
   を結ぶ油路中に配置され、第１の電気制御信号に基づき
   第１のシリンダ装置に供給あるいは第１のシリンダ装置
   から排出する作動油の流量を制御する第１の制御弁と、
   前記圧油源と前記第２のシリンダ装置とを結ぶ油路中に
   配置され、第２の電気制御信号に応じて第２のシリンダ
   装置に供給する作動油の圧力を制御する第２の制御弁と
   よりなる油圧制御回路とを備えた無段変速機の速度比制
   御装置。
2. （２）前記電子制御回路は、前記無段変速機の入力軸お
   よび出力軸の回転速度を検出する手段、前記一次側変速
   プーリと二次側変速プーリとの間の現実の速度比に相当
   する現実値を演算する手段、前記入力軸の入力トルクお
   よび出力軸の要求トルクに関連して予め定めた一次側変
   速プーリと二次側変速プーリとの間の目標とする速度比
   に相当する予め設定した目標値と前記現実値との間の偏
   差に応じた第１の電気制御信号を発生する手段、前記現
   実値に応じた電気信号と前記偏差に応じた電気信号の和
   からなる第２の電気制御信号を発生する手段、前記第１
   の電気制御信号を前記第１の制御弁に出力する手段およ
   び前記第２の電気制御信号を前記第２の制御弁に出力す
   る手段とからなり、前記油圧制御回路は、圧油源と、前
   記入力軸に設けられ圧油源からの作動油の供給を受けて
   前記一次側変速プーリの可動シーブを該変速プーリの固
   定シーブに向けて押進せしめる第１のシリンダ装置と、
   前記出力軸に設けられ圧油源からの作動油の供給を受け
   て前記二次側変速プーリの可動シーブを該変速プーリの
   固定シーブに向けて押進せしめる第２のシリンダ装置と
   、第１のスプールおよび前記第１の電気制御信号の大き
   さに応じて前記第１のスプールの移動量を制御する制御
   機構とよりなり、かつ前記第１のスプールを前記圧油源
   と前記第１のシリンダ装置とを結ぶ油路中に配置して圧
   油源より第１のシリンダ装置に供給あるいは第１のシリ
   ンダ装置から排出する作動油の流量を制御する第１の制
   御弁と、第２のスプールおよび前記第２の電気制御信号
   の大きさに応じた圧力を前記第２のスプールに作用させ
   る制御機構と、前記圧力とバランスさせる前記第２のシ
   リンダ装置内の圧力を前記第２のスプールに作用せしめ
   るフィードバック油路とよりなり、 かつ前記第２のスプールを前記圧油源と前記第２のシリ
   ンダ装置とを結ぶ油路中に配置して圧油源より第２のシ
   リンダ装置に供給する作動油の圧力を制御する第２の制
   御弁とよりなることを特徴とする特許請求の範囲第１項
   に記載の無段変速機の速度比制御装置。
3. （３）前記油圧源として容量制御弁を有する可変容量形
   ポンプを備えたことを特徴とする特許請求の範囲第２項
   に記載の無段変速機の速度比制御装置。
4. （４）前記二次側変速プーリに設けた第２のシリンダ装
   置のシリンダ面積に対して、一次側変速プーリに設けた
   第１のシリンダ装置のシリンダ面積を、１．１ないし１
   ．６倍としたことを特徴とする特許請求の範囲第２項に
   記載の無段変速機の速度比制御装置。
5. （５）前記無段変速機の入力軸はエンジンの出力軸に摩
   擦クラッチを介して係脱自在に連結され、前記油圧制御
   回路は前記圧油源から供給される作動油により前記摩擦
   クラッチを係合せしめる第３のシリンダ装置と、第３の
   スプールと第３の電気制御信号により該第３のスプール
   の移動量を制御する制御機構とよりなり、かつ前記第３
   のスプールを前記圧油源と前記第３のシリンダ装置とを
   結ぶ油路中に配置して前記圧油源より第３のシリンダ装
   置に供給する作動油の圧力を制御する第３の制御弁を含
   み、前記電子制御回路は、外部信号により定まる大きさ
   の前記第３の電気制御信号を発生する手段および該第３
   の電気制御信号を前記第３の制御弁に出力する手段を含
   むことを特徴とする特許請求の範囲第２項または第３項
   または第４項に記載の無段変速機の速度比制御装置。