JPS63149457A - 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。

断る無段変速機の油圧制御装置では、たとえば特開昭５
２−９８８６１号公ＩＩａ＆こ記載されているように、
二次側（従動側）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が調節され、
一次側（駆動側）油圧シリンダに供給される作動油流量
或いはそれから排出される作動油流量を調節することに
より専ら速度比が制御されるように構成されている。

かかる形式の無段変速機の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一種類用意
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
圧シリンダへ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
、速度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、速度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導ベルト張力を制御
し且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った。

これに対し、特公昭５８−２９４２４号公報に記載され
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調圧弁とが備えられたベルト
式無段変速機の油圧制御装置が提供されている。かかる
形式の油圧制御装置においては、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）に位置する油圧ミリングに油圧源からの比較的高い
作動油圧が作Ｆさせられ、反対側の油圧シリンダには調
圧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。しかし、このような形式の油圧
制御装置においては、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員失が大きくなる欠点があった。

これに対し、本出願人は斯る問題点を解決するための油
圧制御装置を創作し且つ先に出願した。

特願昭６１−３７５７１号に記載された油圧制御装置が
それである。この油圧制御装置は、（１１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　
ｉｌｌｌ弁圧弁（２）前記第１ライン油圧に調圧された
作動油を一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダ
の一方へ供給すると同時に、他方内の作動油を流出させ
ることにより、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、第１ライン油圧よ
りも低い第２ライン油圧とする第２調圧弁とを、含んで
構成される。このように構成された油圧制御装置におい
ては、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るので、それらの差
圧によって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性が得られる。

しかも、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ライン油圧は速度比変化速度が
充分に得られ且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、車両の動力隔失が大幅に軽減され
る利点がある。

発明が解決すべき問題点 ところで、上記油圧制御装置の変速制御弁は２種類の第
１ライン油圧および第２ライン油圧を一次側油圧シリン
ダおよび二次側油圧シリンダへ相反的に作用させて変速
比を一定に維持したり或いは変化させたりする。たとえ
ば、所定の運転状態における成る速度比において一次側
油圧シリンダ内の油圧Ｐ、７が二次側油圧シリンダ内の
油圧Ｐ　ａｕＬよりも大きい場合、または増速変速を行
う場合には、変速制御弁は第１ライン油圧を一次側油圧
シリンダへ作用させると同時に第２ライン油圧を二次側
油圧シリンダへ作用させる。また、これとは反対に、成
る速度比においてＰ、７がＰｏｏ、よりも小さい場合や
減速変速を行う場合には、変速制？１１１弁は第１ライ
ン油圧を二次側油圧シリンダへ作用させ且つ第２ライン
油圧を一次側油圧シリンダへ作用させる。このように、
変速制御弁はその流通断面積（弁開度）を変化させるこ
とによる流量制御だけでなく、２種類のライン油圧を作
用させる油圧シリンダを交換するという切換弁としての
制御機能をも備えている。このため、２個のスプリング
により中立位置に位置させられ且つ２個のソレノイドに
より左右に移動させられるスプール弁子が設けられてい
る。また、本出願人が先に出願した特願昭６１−３７５
７５号にされているように、上記のような形式の変速制
御弁に替えて、流量制御弁を２組併設して同様な機能を
設けることも考えられている。

したがって、従来の油圧制御装置によれば、上記のよう
にスプール弁子を中立位置に保持するための２組のスプ
リングやソレノイドが必要となったり、或いは２組もの
流量側で１■弁を用いる必要があるため、構造が複雑と
なるとともに構成部品が多くなって充分な信頬性が得ら
れ難く、また高価となる欠点があった。

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倶１
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って、（ａ）　
一対の第１出力ポートおよび第２出力ポートを備え、該
第１出力ポートおよび第２出力ポート間に予め定められ
た一定の差圧が発生するように油圧源から圧送される作
動油を分配して該第１出力ポートおよび第２出力ポート
から流出させる分配弁と、ｆｂ）その分配弁の一対の第
１出力ポートおよび第２出力ポートにそれぞれ接続され
、それら第１出力ポートおよび第２出力ポートから流出
する作動油の圧力を目標速度比を得且つ前記伝動ベルト
の張力を適性に維持するための第１ライン油圧および第
２ライン油圧に調圧する一対の第１調圧弁および第２調
圧弁と、（Ｃ）その一対の調圧弁により第１ライン油圧
および第２ライン油圧に調圧された作動油圧を前記一次
側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダへそれぞれ供
給する油路に設けられて、該油路内の作動油流量を制御
する流量制御弁と、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、流量制御弁は従来の変速制御弁と異
なり専ら作動油流量を制御するだけでよいので、スプー
ル弁子を１つのソレノイドおよび１つのスプリングによ
り位置決め駆動すればよく、構造が簡単となって信重頁
性が向上する。また、第１調圧弁は専ら一次側油圧シリ
ンダの油圧を制御し、第２調圧弁は専ら二次側油圧シリ
ンダの油圧を制御するが、分配弁により予め差圧が設け
られた後の作動油圧に対して調圧すればよいから、両調
圧弁は全く同じ仕様の圧力制御弁を採用することができ
るので、装置の製造が容易となり且つ装置が安価となる
。

ここで、好適には、前記第１調圧、弁および第２調圧弁
の一方は、前記第１ライン油圧および第２ライン油圧の
うち相対的に低い側の油圧を前記ベルト式無段変速機の
トルク伝達に必要且つ充分な張力を前記伝動ベルトに発
生させる値に調圧するものであり、第１調圧弁および第
２調圧弁の他方は、第１ライン油圧および第２ライン油
圧のうち相対的に高い側の油圧をベルト式無段変速機の
速度比を前記目標速度比に維持するに必要な推力を発生
させる値に調圧するものである。

また、前記流量制御弁は、好適には、前記ベルト式無段
変速機の実際の速度比と目標速度比との偏差の大きさに
対応して流通断面積を増加させるものであり、前記第１
調圧弁または第２調圧弁は、上記偏差の大きさに対応し
て、前記一対の一次側可変プーリおよび二次側可変プー
リのうち相対的に推力の小さい側の油圧を高めるか、或
いはＨｇ一次側可変プーリおよび二次側可変プーリのう
ち相対的に推力の大きい側の油圧を低くするものである
。

また、前記流量制御弁は、好適には、前記一対の調圧弁
により第１ライン油圧および第２ライン油圧に調圧され
た作動油圧を前記一次側油圧シリンダおよび二次側油圧
シリンダへそれぞれ供給する一対の油路を同時に開閉す
る一本のスプール弁子と、そのスプール弁子を開弁方向
若しくは閉弁方向へ付勢するスプリングと、そのスプリ
ングの付勢力に抗して前記スプール弁子を駆動するソレ
ノイドとを備えたものである また、好適には、前記ベルト式無段変速機の一次側油圧
シリンダと二次側油圧シリンダとの間には、絞りが設け
られる。

実施例 以下、本発明の一実施例を示す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１０の出力
はクラッチ１２を介してベルト式無段変連接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
一次側回転輪１６および二次側回転軸１８に取り付けら
れた有効径が可変の一次側可変プーリ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に巻き掛けられた伝動ベルト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２２の外形が同等とさ
れてベルト式無段変速［１４が小型とされている。

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３０および３２と、上
記一次側回転輪１６および二次側回転軸１８にそれぞれ
相対回転不能且つ軸方向の移動可能に設けられて前記固
定回転体３０および３２との間にＶ？ｉ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１８からの
出力は、図示しない副変速機、作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、分配弁４４の入
力ポート４６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。

分配弁４４は、入力ポート４Ｇ、第１出力ポート４８お
よび第２出力ポート５０が連通ずる円柱状のポア５１と
、このボア５１内に摺動可能に嵌合されることにより上
記第１出力ポート４８と連通する第１弁室５２と第２出
力ポート５０に連通ずる第２弁室５４とに分割するとと
もに、それら第１出力ポート４８および第２出力ポート
５０の流通断面積を相反的に変化させる弁子５６と、第
１出力ポート４８を開き且つ第２出力ポート５０を閉じ
る方向に弁子５６を付勢するスプリング５８とを備えて
いる。上記弁子５６は円筒状を成し、その縦通孔５９が
長手方向の中間部において紋穴６０を有する隔壁６１に
より塞がれており、この紋穴６０を通して第１弁室５２
と第２弁室５４とが互いに連通させられている。したが
って、弁子５６の左右の端面の受圧面積をＳ、第１弁室
５２内の作動油圧をＰｌ、第２弁室５４内の作動油圧を
Ｐ２、スプリング５８の付勢力をＦ　（ｒＥ！ｉ密には
弁子５６の位置の関数であるが近似的に一定と考える）
とすると、弁子５６は次式（１）にしたがって位置決め
される。

ＰＩ　　−３＋Ｆ＝Ｐ２　　・Ｓ　・・・（１）Ｐｚ＝
Ｐｌ　＋Ｆ／Ｓ　　　　・・・（２）上記（１）式から
変換された（２）弐に示されるように、分配弁４４は、
第２弁室５４内の作動油圧Ｐ２が第１弁室５２内の作動
油圧Ｐ、よりも常に一定値Ｆ／Ｓだけ高なるように、換
言すれば紋穴６０において一定の圧力損失ΔＰ（−Ｐ２
−Ｐｌ）が形成されるように、人力ポート４６に供給さ
れた作動油を分配し、第１出力ポート４８および第２出
力ポート５０からそれぞれ流出させる流量を調節する。

第１ライン油路６２には制御装置６６からの指令によっ
て作動油の逃がし量を変化させることにより第１ライン
油圧Ｐ７！１を調圧する第１調圧弁６８が設けられてお
り、また、第２ライン油路６４には制′４１■装置６６
からの指令によって作動油の逃がし量を変化させること
により第２ライン油圧ＰＥｚを調圧する第２調圧弁７０
が設けられているので、上記分配弁４４の作千ＪＪによ
り、第１ライン油圧Ｐ１１　と第２ライン抽圧ＰＡｚ　
との間にそれらの値に拘わらず一定の差圧ΔＰが常に形
成されるのである。たとえば、第１ライン油圧Ｐｌ、よ
りも第２ライン油圧Ｐｅ２が高く設定される場合におい
て、第２調圧弁７０の作動により第２ライン油路６４か
らドレンへの流出量が絞られると紋穴６０を通過する流
量が多くなりそこに発生する圧力損失が増加して弁子５
６がスプリング５８の付勢力に抗して移動させられる。

このため、上記圧力損失が前記一定の差圧ΔＰとなるま
で第１出力ポート４８における流出量が減少させられる
。他方、第１ライン油圧ｐＨが第２ライン油圧Ｐ７！２
よりも高く設定される場合において、第１調圧弁６８の
作動により第１ライン油路６２からドレンへの流出量が
絞られると紋穴６０を通過する流量が減少してそこに発
生する圧力１員失が小さくなり弁子５６がスプリング５
８の付勢力にしたがって移動させられる。このため、上
記圧力損失が前記一定の差圧ΔＰとなるまで第２出力ポ
ート５０における流出量が減少させられる。このような
作動では、紋穴６０における通過流量、換言すれば第１
出力ポート４８からの流出量が一定となるように制御さ
れるので、第１ライン油圧ｐＨおよび第２ライン油圧Ｐ
２□のいずれが高（なっても両者間の差圧が保持される
のである。

第１調圧弁６８および第２調圧弁７０によりそれぞれ調
圧された第１ライン油路６２および第２ライン油路６４
内の作動油は流量制御弁７２を介して一次側油圧シリン
ダ２６および二次側油圧シリンダ２８へそれぞれ導かれ
る。そして、そ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は絞り７４を介して互いに接続され
ている。

流量制御弁７２は、４ポ一ト２位置形式の弁であって、
一次側油圧シリンダ２６に接続された一次側出力ポート
７５および二次側油圧シリンダ２８に接続された二次側
出力ポードア７と、第１ライン油路６２と一次側油圧シ
リンダ２６との間、および第２ライン油路６４と二次側
油圧シリンダ２８との間をそれぞれ開閉する共通のスプ
ール弁子７６と、このスプール弁子７６を閉弁方向へ付
勢するスプリング７８と、スプール弁子７６に当接する
コア８０とこのコア８０を駆動するための電磁力を発生
させるコイル８２とを有してスプリング７８の付勢力に
抗してスプール弁子７６を駆動する電磁ツレ７ノイド８
４とを備えている。したがって、電磁ソレノイド８４が
励磁されることによりスプリング７８の付勢力に抗して
スプール弁子７６が駆動されると、第１ライン油路６２
と一次側油圧シリンダ２６との間、および第２ライン油
路６４と二次側油圧シリンダ２８との間がそれぞれ開か
れるが、電（〃ソレノイド８４の励磁状態が弱められる
にしたがって電（ｎ力が弱くされると、第１ライン油路
６２と一次側油圧シリンダ２Ｇとの間、および第２ライ
ン抽路６４と二次側油圧シリンダ２８との間の／ｉｔ通
断面積がそれぞれ連続的に小さくされる。すなわち、上
記流量制御弁７２は可変絞りとして機能し、これにより
、ベルト式無段変速機１４の速度比変化速度が変化させ
られるのである。

車両においては、ベルト式無段変速機１４の一次側回転
軸１６および二次側回転軸１８の回転速度Ｎ　ｉ　ｎお
よびＮ。ｕＬを検出するための第１回転センサ８６およ
び第２回転センサ８８が一次側可変プーリ２０および二
次側可変プーリ２２の近傍に設けられており、それら第
１回転センサ８６および第２回転センサ８８からは一次
側回転軸１６および二次側回転軸１８の回転速度に対応
した信号ＳＲＩおよびＳＲ２が制御装置６６へ供給され
る。

また、エンジン１０の吸気配管にはストノロル弁９０の
開度θいを検出するためのスロットルセンサ９２が設け
られており、そのスロットルセンサ９２からはストソロ
ル弁開度θいを表す信号Ｓθが制御装置６６へ供給され
る。また、エンジン１０にはエンジン回転速度Ｎ。を検
出するためのエンジン回転センサ９４が設けられており
、そのエンジン回転センサ９４からはエンジン回転速度
Ｎ８を表す信号ＳＥが制御装置６６へ供給される。

前記制御装置６６は、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭなどを含
む所謂マイクロコンピュータであって、ＣＰＵはＲＡ　
Ｍの記憶機能を利用しつつＲＯＭに予め記憶されたプロ
グラムにしたがって人力信号を処理し、第１調圧弁６８
、第２調圧弁７０、流量制ｊ１１弁７２を制御するため
の駆動信号ＰＤＩ、ＦＤ２、ＦＤを出力する。

以下、本実施例の作動を第２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
転輪１６の回転速度Ｎ、、、、二次側回転軸１８の回転
速度Ｎ。ｕＬ、ストノロル弁９０の開度θい、エンジン
回転速度Ｎ８が人力信号に基づいて読み込まれる。次い
で、ステップＳ２では、予めＲＯＭに記憶された次式（
３）に従ってベルト式無段変速機１４の実際の速度比ｅ
が算出される。

ｅ　”　Ｎｏｕｔ　／　Ｎ、、、ＨＨ＋　＋　！３）続
くステップＳ３では、ＲＯＭに予め記１．なされた関係
からスロットル弁開度θｔｈに基づいて目標回転速度Ｎ
８２が算出される。この目標回転速度Ｎ　ｉ　Ｒ＊を決
定するため関係（Ｎｉ、、”＝ｆ　　（θ、、ｈ）〕は
、たとえば第３図に示すものであって、第４図に示す最
小燃費率曲線上でエンジン１０が作動するように予め求
められたものである。また、ステップＳ４では、前記（
３）式に示す関係から目標回転速度Ｎ　ｉ　ｎ　　およ
び二次側回転輪１８の回転速度Ｎ。１に基づいて目標速
度比ｅ１が算出される。そして、ステップＳ５では、次
式（４）に基づいて流量制御弁７２に対する駆動信号の
内容である制御量■ｏが算出される。後述のステップ３
１６では、この制御量■。に基づいて作動油流量力４円
節される。すなわち、目標速度比ｅ１と実際の速度比ｅ
との偏差が大きくなるほど作動油流量が多くされて応答
性が高められる。なお、（４）式におけるｋは定数であ
る。

■ｏ＝ｋ・１ｅ＊−ｅ１／ｅ　　・・・（４）次いで、
ステップＳ６においては、エンジンｌＯの実際のトルク
Ｔ、が良く知られた関ｆｉ　ＣＴ。

＝ｆ（θい、Ｎ、））から実際のスロットル弁開度θｔ
ｈおよびエンジン回転速度Ｎ。に基づいて算出される。

上記関数は予めＲＯＭに記憶されている。そして、ステ
ップＳ７においては、上記のようにして求められた実際
のトルクＴ、の正負にしたがって車両が正駆動状態であ
るか或いはエンジンブレーキ状態であるかが判断される
。

このような判断が必要な理由は、正トルク状態とエンジ
ンブレーキ状態とにおいて動力伝達方向が異なると、油
圧シリンダ２６．２８内の油圧Ｐ８、、およびＰ。ｕｔ
の速度比ｅに対する油圧変化特性が異なるからである。

たとえば、第５図および第６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、。および二次側油圧シリンダ２８内の油圧Ｐ
。ｕＬの油圧変化特性をそれぞれ示しており、油圧Ｐｉ
と油圧Ｐ　ｏｕｔとの大小関係が反対となり、いずれも
駆動側の油圧が従動側の油圧よりも大きくなっている。

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。

ステップＳ７において出力トルクＴ８が正であると判断
された場合には、ステップＳ８において、トルク伝達に
必要な推力、換言すれば伝動ベルト２４に対する狭圧力
を必要かつ充分に発生させるための推力Ｗ。ｕｔを二次
側油圧シリンダ２８に発生させるための第２ライン油圧
Ｐ１２が決定される。すなわち、、先ず、予めＲＯＭに
予め記憶された次式（５）に示す関係からエンジン１０
の実際の出力トルクＴ、、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）Ｗｏｕｔ
ｏが算出される。また、次式（６）から、上記推力Ｗ。

−５”、二次側油圧シリンダ２８の受圧面積Ａ。８゜、
二次側回転輪１８の回転速度Ｎ　ｏ　ｕ　Ｌに基づいて
油圧（算出値）　Ｐｏｕｔ　　′が算出される。この値
Ｐ。、°は上記推力Ｗ。ｕＬ　　°を発生させるために
必要な値である。そして、ＲＯＭに予め記憶された次式
（７）にしたがって、（６）式により求められたＰ　ｏ
ｕｔ゛から圧力補正値ΔＰ２を差し引くことにより、第
２ライン油圧Ｐ１２が算出されるのである。このΔＰ２
は第２ライン油圧Ｐｆｆ２と二次側油圧シリンダ２８内
の油圧Ｐ。ｕＬとの差である。

Ｗｏｕｔ　　’　＝　ｒ　　（Ｔｅ　　、　　ｅ）　　
　　　　　　・’　　・（５１ここで、上記（５）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　ｏ　ｕ　ｔ　　°は出力トルク
Ｔ８および速度比ｅとともに比例的に増加させられる。

また、（６）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Ｐ０゜、°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（７）式における圧力補正値ΔＰ２は好適に
は予め求められた関係から算出される。第７図は正駆動
時における流量制御弁７２の出力圧特性を示している。

この第７図は一次側油圧シリンダ２６内油圧Ｐ１゜およ
び二次側油圧シリンダ２８内油圧Ｐ。ｕｔの制御値ＶＯ
（スプール弁子７６の位置）に対する変化特性をそれぞ
れ示すものであるが、Δ■ｏで推力が平衡して速度比ｅ
が一定となるとすると、このときの二次側油圧シリンダ
２８内油圧Ｐ。ｕＬは第２ライン油圧Ｐｅ２に対してΔ
Ｐ２だけ大きな値となる。したがって、（６）式にて算
出した油圧Ｐ。ｕｔ　　“から上記ΔＰ２を差し引くこ
とにより制御すべき第２ライン油圧ＰＩ！２が求められ
る。このΔＰ２は流量制御弁７２の出力油圧変化特性、
制御値Ｖ。、ライン油圧差（ＰＮＩ−ＰＮ２）で決定さ
れるが、制御値■。は（ｅ　ＩＩ−ｅ）／ｅに基づいて
決定され且つライン油圧差ＣＰｌ＋　　　Ｐｊ！ｚ）は
出力トルクＴ、および速度比ｅに基づいて決定されるか
ら、結局ΔＰ２は速度比ｅ、目標速度比ｅ　ｊｌ、出力
トルクＴ、の関数となり、それら速度比ｅ、目標速度比
ｅ１、出力トルクＴ、の実際値から求められるのである
。なお、流量制御弁７２の油圧変化特性によってはΔＰ
２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。

続くステップＳ９においては、目標とする速度比ｅ８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）ＰＮＩが決定
される。すなわち、先ず、予めＲＯＭに記ｔ６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Ｔ８に基づいて正駆動時の堆力
比γ、（二次側油圧シリンダ２Ｂの推力Ｗ。ｕｔ　／一
次側油圧シリンダ２６の推力Ｗ、、）が算出されるとと
もに、次式（９）から上記推力比Ｔ、および二次側油圧
シリンダ２８の推力Ｗ。ｕｔ　　゛から一次側油圧シリ
ンダ２６の推力Ｗ、。°が求められる。そして、次式〇
〇＋から一次側油圧シリンダ２６の推力Ｗｉｎ’、一次
側油圧シリンダ２６の受圧面積Ａ、。、一次側回転軸１
６％回転速度Ｎ　ｉ　ｎに基づいて油圧（算出値）Ｐｌ
、°を算出するとともに、次式ａＤから上記油圧Ｐ８、
゛および補正油圧ΔＰ１に基づいて一次側うイン油圧Ｐ
ｐ１が算出される。

Ｔ。＝ｆ　　（ｅ”、Ｔ、）　　　　　　　　　・　・
　ｕｓ）ここで、上記（８）式は広範な運転条件範囲全
域にわたって基本的には目標速度比ｅ１を得るための推
力比γ、を決定できるように予め求めた関係を示すもの
であって、この関係から目標速度比ｅ１および実際の出
力トルク下工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’＜’Ｉ”Ｊするので
ある。また、上記００１式の関係において、第２項は回
転速度Ｎ、、、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Ｃ５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（１０式は、（１０１式により
求められた油圧Ｐ、。

°に油圧補正値（余裕値）ΔＰ１を加えることにより第
１ライン油圧ＰＮｌが決定されるが、この油圧補正値Δ
Ｐ１は互いに相反する動力損失および定常偏差Δｅ　（
Δ■ｏに対応）の均衡点において決定される。すなわち
、ΔＰ１を小さくした場合は定常偏差が大きくなるが、
補正油圧ΔＰ１を大きくした場合には定常偏差が小さく
なる。しかし、ΔＰ、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ＰＩ、を発生させてしま
うのである。

以上の目標速度比ｅ＊を得且つ伝動ベルト２４の張力を
適性に維持するための第１ライン油圧ＰＡ、および第２
ライン油圧Ｐ１２の制御方式では、車両の正駆動時のも
のであるため一次側油圧シリンダ２６内の油圧Ｐ、、、
が二次側油圧シリンダ２８内の油圧Ｐ　６ｕＬに対して
相対的に高くされ、第２ライン油圧Ｐｅ２によって専ら
伝動ベルト２４の張力が制御されるが、エンジンブレー
キ時にはそれと逆に、二次側油圧シリンダ２８内の油圧
Ｐ。ｕｔが一次側油圧シリンダ２６内の油圧Ｐ、、、に
対して相対的に高くされ、第１ライン油圧ＰＮ、によっ
て専ら伝動ベルト２４の張力が制御される。すなわち、
前記ステップＳ７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Ｓ
８およびＳ９と略同様なステップＳＩＯおよびＳｌｌ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、ｎ１およびそのための第１ライン油圧Ｐ７
！ｌを決定し、二次側油圧シリンダ２８内に必要な油圧
Ｐ　ｏｕｔ　　′およびそのための第２ライン油圧Ｐ１
２を決定する。詳しくは、ステップＳＩＯにおいては、
予め記憶された次式０混こ示ず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、７°が算出されるとともに、次式Ｑ３）から一
次側油圧シリンダ２６に供給すべき油圧Ｐ、。°が算出
される一方、次式（＋４１から上記油圧Ｐ、ｆｉ＋およ
び油圧補正値ΔＰ、４こ基づいて第１ライン油圧ＰＩ！
、が算出される。この油圧補正値ΔＰ２はベルト挟圧力
制御を正確に実行するために前記ステップＳ８に説明し
たように車両の運転状態に応じて決定するが、そうでな
い場合には一定値でも差支えない。このように一定値で
あっても第７図および第８図に示す油圧特性の違いから
正駆動状態と異なる値が採用されることが望ましい。続
く、ステップＳＩＯにおいては、次式〇９かろ目標速度
比ｅ１、出力トルクＴ８に基づいて基本的には目標速度
比ｅ８を得るための推力比Ｔ−が算出されるとともに、
次式〇〇から上記推力比γ−を得るための二次側油圧シ
リンダ２８の推力Ｗ。Ｕ。

“が推力比Ｔ−および一次側油圧シリンダ２６の推力Ｗ
、。“に基づいて求められるとともに、０７）式から二
次側油圧シリンダ２８内に必要な油圧Ｐ。ｕｔ“が求め
られ、さらに次式０８）から上記油圧Ｐ。ｕｔ”および
油圧補正値ΔＰ、に基づいて第２ライン油圧ＰＩ２２が
決定される。なお、この油圧補正値ΔＰ１は、前記ステ
ップＳ９の場合と同様に、動力損失および定常偏差へ〇
　（ΔＶ、に対応）の均ｊｊｊ点において決定されるが
、一定値でも差支えない。このように一定値であっても
第７図の正駆動時の特性と第８図のエンジンブレーキ時
の油圧特性の違いから正駆動状態と異なる値が採用され
ることが望ましい。

Ｗ、ｎ’＝ｆ　　（’ｒａ、　　ｅ）　　　　　　　−
−・Ｑ２１Ｐｆ、＝Ｐ、、ｌ’−ΔＰ２　　　　　　・
・・０４〕Ｔ−＝ｆ　　（ｅ”、　Ｔ、　）　　　　　
　　・＝　−０５１ＷＯｕｔ’　＝　ｒ−−Ｗ、、、’
　　　　　　　−−・Ｑ６１Ｐｊ２２＝Ｐ、、ｕＬ　’
＋ΔＰ＋　　　　　　・・・Ｑ８１このようにして、第
２ライン油圧Ｐ１２、第１ライン油圧ＰＩ、が決定され
ると、正駆動時ではステップＳ１２、エンジンブレーキ
時ではステ・２ブＳ１３が実行されて目標速度比ｅ１と
実際の速変圧ｅとの偏差（ｅ”−ｅ）／ｅが正であるか
或いは負であるかが判断される。たとえば、正駆動時に
実行されるステップＳ１２において、正と判断された場
合にはステップＳ１４がスキップさせられてステップＳ
１５が実行されることにより、前述のように決定された
第１ライン油圧Ｐβ１および第２ライン油圧Ｐｌｚを実
現するための駆動信号ＰＤＩ、ＰＤ２の内容である制′
４１１量Ｖ１、■２が次式０９）および（２のに従って
決定され、その後ステップＳ１６が実行されることによ
り第１調圧弁６８および第２調圧弁７０へ出力される。

このステップ３１６においては、前記ステップＳ５にお
いて決定された制御量ＶＯも流量制御弁７２へ出力され
る。しかし、上記ステップＳ１２において負であると判
断された場合にはステップＳ１４が実行されることによ
り、次式Ｑυおよびに）にしたがって、第１ライン油圧
Ｐｅｔが第２ライン油圧Ｐ１２に、第２ライン油圧Ｐ１
２が第１ライン油圧ｐＨに交換された後にステップＳ１
５およびＳ１６が実行される。以上のステップが操り返
些実行されることにより、第９図、第１０図に示すよう
に、速度比ｅ、第１ライン油圧Ｐｊ２．、第２ライン油
圧Ｐβ２が制御される。

Ｖ＋　＝　ｆ’　（Ｐ　（１＋　）　　　・・・Ｑ９１
Ｖ２　＝　ｆ　　（Ｐ　Ｉ！ｚ　）　　　・・・（２の
Ｐ２１＝ＰＮｚ　　　　　・・・（２１）ＰＺｇ＝ＰＮ
＋　　　　　・・・（２２）以下、本実施例の作動を更
に詳しく考察する。

先ず、正駆動であり且つベルト式無段変速機１４の定常
状態である場合には、常時Ｐｉｎ〉Ｐｏｕｔとなり、偏
差（ｅ”−ｅ）／ｅが正となる。これは、ある速度比を
維持するためのあるシリンダ油圧、たとえば第７図の○
印に示すシリンダ油圧を得るためにはΔＶｏという制？
］１ｆｆｉを常時出力させねばならないが、このために
、変速比には必ず定常偏差が伴うことになり、また、制
？１１１　ｆｆｉ　Ｖ。（＝ｋ・ｌ　ｅ”　−ｅ　ｌ／
ｅ）が大きくなるにしたがって一次側のシリンダ油圧ｐ
　ｉｎが増加するので速度比は増速側（増加方向）へ変
化することになる。このため、上記ΔＶｏは現在の速度
比よりも増速側に形成される速度比偏差に対応し、この
場合には定常偏差（、ｅ’　　ｅ）／ｅが正となる。し
たがって、定常状態においては、ステップ５１２におい
ては必ず正と判断されてステップ３１５以下が直接実行
される。

上記と同様の正駆動であり、しかも速度比の増速変化状
態では、目標速度比ｅ８と実際の速度比ｅとの間に大き
な差があるため前記（４）式によって制御１ｖ。が大き
くなり、流量制御弁７２が開かれる。これにより、第７
図から明らかなように、余裕圧ΔＰ１があるため、■ｏ
が大きくなるとＰｌ、がＰ。ｕＬに対して増加し増速変
速が実行されるのである。第９図は、このときの速度比
ｅ、偏差（ｅ′″−ｅ）／ｅ、各部の油圧値の変化を示
したものである。一方、正駆動であり、しかも速度比の
減速（減少）変化状態でも、目標速度比ｅ８と実際の速
度比ｅとの間に大きな差があるため前記（４）式によっ
て制御量Ｖ。が大きくなり、流量制御弁７２が開かれる
。しかし、このままでは増速変速しでしまうので、二次
側油圧シリンダ２８内に作動油を供給し且つ一次側油圧
シリンダ２６内から作動油を排出させるために、ステッ
プＳ９にて求められた第１ライン油圧ＰＲ，の値とステ
ップＳ８にて求められた第２ライン油圧Ｐ１２の値とが
ステップＳ１４において交換される。すなわち、増速変
速時には偏差（ｅ”−ｅ）／ｅ＞Ｑであるからステップ
Ｓ９にて求められた第１ライン油圧Ｐ１．の値とステッ
プＳ８にて求められた第２ライン油圧ＰＲ□の値とがそ
のまま実現されるが、減速変速時には偏差（ｅ’−ｅ）
／ｅ＜ＯであるからステップＳ１４が実行されてステ、
プＳ９にて求められた第１ライン油圧Ｐｌ＋　の値が第
２ライン油圧として、また、ステップＳ８にて求められ
た第２ライン油圧ＰＪｚの値が第１ライン油圧として実
現されるのである。したがって、ステ。

プＳ１４は、従来の変速制御弁の切り換え殿構と同様の
機能を果たすものである。第１０図は、このときの速度
比ｅ、偏差（ｅ’−ｅ）／ｅ、各部の油圧値の変化を示
したものである。なお、第１０図においては、ステップ
Ｓ１４の作用によってライン油圧の大小関係が逆転し、
減速変速が始まるが、この後は時間の経過とともに実際
の速度比ｅは目標速度比ｅ７に接近し、やがて偏差（ｅ
ｌ−ｅ）／ｅが零或いは僅かに正となる。この時には、
ライン油圧の相互関係は元に戻るので、この後ある正の
定常偏差を伴って速度比が一定値に安定して変速が終了
する。

また、エンジンブレーキ時である場合においても、ステ
、プＳ１０およびＳｌｌにおいて第１ライン油圧Ｐｐ１
および第２ライン油圧Ｐβ２が決定された後、ステップ
５１３’こおいて偏差（ｅｌ−ｅ）／ｅの正負が判定さ
れる。第８図はこのときの流量制御弁７２の出力特性を
示すものである。

ベルト式無段変速機１４の速度比が一定値に維持される
定常状態では、その値に安定させるためにΔ■ｏを常に
出力させる必要があり、また制御値Ｖ０を大きくする程
Ｐ’　ｏ　ｕ　ｔはｐ　ｉｎよりも大きくなるため速度
比は減速側へ移行する。すなわち、ΔＶ、は減速側の定
常偏差に対応するものとなる。

このため、正駆動時とは反対に、ステップ５１３では偏
差（ｅ’−ｅ）／ｅが負であるとそのままステップ３１
５以下が実行されるが、正であるとステップＳ１４が実
行される。定常状態では常に減速側の速度比偏差を生じ
ているから偏差は負となっており、この場合は、ステッ
プＳＩＯおよびＳｌｌにて算出された第１ライン油圧Ｐ
１ｔおよび第２ライン油圧Ｐρ２が交換されることなく
そのまま実現される。ベルト式無段変速機１４の速度比
変化時では、第１ライン油圧ＰＩ、および第２ライン油
圧Ｐｊｌ！２の大小関係を変えない限り制？ｉｌＶ。を
大きくすると余裕油圧ΔＰ１があるためＰ。ｕｔはＰ、
、、に対して上昇する。これは二次側油圧シリンダ２８
の推力が相対的に増加することであるから減速変速が行
われる。すなわち、減速変速時には第１ライン油圧ＰＲ
２および第２ライン油圧Ｐ１２の大小関係を変える必要
がないのである。反対に、増速変速の場合には、一次側
油圧シリンダ２６の推力を相対的に高くする必要がある
ので、ステップＳＩＯおよびＳｌｌにおいて決定された
第１ライン油圧Ｐｌ、および第２ライン油圧Ｐ１２の大
小関係は適当ではなく、ステップＳ１４においてその大
小関係を入れ換える必要がある。ステップＳ１３はこの
ためのものである。

ここで、第７図および第８図に示す流量制御弁７２の特
性は、その構造および絞り７４によって決定される。す
なわち、流量制御弁７２のスプール弁子７６はあるクリ
アランスを以て組み立てられているので、多少の漏れが
存在する。このため、２つの制御圧Ｐ７！、およびＰＩ
！２に挟まれる一次側出力ポート７５ては閉弁時にそれ
らの圧力Ｐ１＋およびＰＩ３の中間圧が発生するととも
に、制御圧Ｐ７！２と大気圧とに挟まれる二次側出力ポ
ードア７では閉弁時に制御圧Ｐ１２より低い圧が発生す
るが、流量制御弁７２弁が開かれるにともなって上記一
次側出力ポート７５および二次側出力ポードア７では本
来４かれる制御圧の影客が強（なりやがてそれと−敗す
る。このため、第１ライン油圧ＰＩ、が第２ライン油圧
Ｐｆｆｚよりも大きい第７図に示す状態と、第２ライン
油圧ＰＩ２２が第１ライン油圧ＰＡ、よりも大きい第８
図に示す状態とでは、流量制御弁７２の出力特性が異な
る。

この場合、低圧側のシリンダ油圧が低圧（＝Ｊのライン
油圧に近い方が制御精度が高くなるため、本実施例では
使用頻度が高い正駆動時に第７図の特性となるように一
次側出力ポート７５および二次側出力ポードア７の油圧
シリンダ２．６．２８に対する接続が選択されているの
である。

また、絞り７４が設けられていないと、第１ライン油圧
Ｐβ１が第２ライン油圧Ｐ１２よりも大きい場合におい
て流量制御弁７２の閉弁時には、一次側のシリンダ油圧
Ｐ、。はＰｌ＋およびＰＩ２の中間圧となるが、二次側
のシリンダ油圧Ｐ。ｕｔはＰＲｚよりもやや小さい値と
なるので、閉弁時におけるＰ、７とＰ　ｏｕｔとの間に
はかなりの差圧が発生する。しかし、このような特性で
あるとＰ、、。

とＰ。ｕＬとが相互に接近した値となる速度比が実現さ
れ得ないことになる。このため、絞り７４を設けると、
高圧側のｐ　、１の変化特性は全体的に低くなるととも
に低圧側のＰ。ｕｔの変化特性は全体的に高くなるので
、第７図に示す特性が得られるのである。

上述のように、本実施例によれば、比較的簡単な構成の
分配弁４４によって流量制御弁７２に切り換え機能を設
ける必要が無くなるので、油圧制御装置の構成が簡単と
なり安価となるとともに、信頼性が高められる。たとえ
ば、特願昭６１−３７５７１号に記載の従来の油圧制御
装置のように、変速制御弁が流量制御および圧力切り換
え制御を共に実行する形式のものに比較して、スプール
弁子を中立位置に保持する一対のスプリング、それを駆
動するための一対のソレノイドをそれぞれ１つとするこ
とができるので、変速制ｆ’［ｔｌ弁が簡単且つ安価と
なるとともに、部品が減少するため信頼性が高められる
のである。

また、上記の分配弁４４によって、作動油流量やライン
油圧ＰＮ＋およびＰＮ２間の差の正負に拘わらず、それ
らライン油圧Ｐβ１およびＰｅ２に一定の差圧が形成さ
れて、第１調圧弁６８および第２調圧弁７０の調圧範囲
が同じであってもよく、それらは同じ仕様の弁を用いる
ことができるので、この点においても油圧制御装置が安
価となり、また製造が容易となる。

しかも、このような構成としても、上記従来の油圧制御
装置の利点を損なうことがない。すなわち、第１調圧弁
６８および第２調圧弁７０により第１ライン油圧ＰＩ！
１および第２ライン油圧ＰＩ２２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Ｐ１．および第２ライン油圧Ｐｅ２
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、たとえば正駆
動時において、第１調圧弁６８をエンジン１０の出力ト
ルクＴ８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Ｐｌ、が変速比変化速度が充
分に得られかつ動力１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７０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Ｐ１２２が伝動ベルトの滑りが生しない範囲で
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。

以上、本発明の一実施例を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、前記ステップＳ１２において負と判断される
、正駆動時の減速変速状態と、前記ステップＳ１３にお
いて正と判断される、エンジンブレーキ時の増速変速状
態とでは、いずれもステップＳ１４において第１ライン
油圧ＰＲ，の値と第２ライン油圧Ｐ１２の値とが交換さ
れるが、これらの処理を別の制御式に分けてもよい。す
なわち、正駆動時の減速変速は速やかな変速が要求され
る場合があるため、Ｐｅ、の値とＰｅ２の値とを単に交
換するのではなく、Ｐｆｆ、およびＰｅ２を、四式およ
び例式を用いてもっと要求に合ったものに新たに設定す
るのである。また、それに替えて、偏差（ｅ’−ｅ）／
ｅが予め定められた値Ｃよりも小さい場合にはＰＡ、の
値とＰｅ２の値とを交換する示、偏差（ｅ”−ｅ）／ｅ
が予め定められた値Ｃよりも大きい場合にはＰＩ、の値
を最低圧とし且つＰｅ２の値を最大圧とするようにして
も良い。

ｅ−ｅ” ＰＮ２＝Ｐβ、＋に、□　・・・ｌ′２３ｅ−ｅ” ｐｌ、＝Ｐ１ｚ　　　ｋｚ　　□　・・・■Ｏ但し、ｋ
ｌ、ｋｚは定数である。

また、エンジンブレーキ時には積極的に速度比を制御す
る必要はなく、成り行きで速度比が決まっても差支えな
いので、ステップＳ１３を省略し、ステップＳｌｌに続
いてステップＳ１５が実行されるようにしても良いので
ある。このようにしても、減速変速は可能であり充分な
実用性が得られる。

また・前述のベルト式無段変速機１４の一次側油圧シリ
ンダ２６および二次側油圧シリンダ２８は同一の受圧面
積を備えたものであったが、異なる受圧面積であっても
差支えない。

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ｅ１と実際の速度比ｅとが一致するように制御
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　ｉ　ｎ′と一次側回転輪１６の回転速度Ｎ　ｉ　
ｎとが一敗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、偏差として（ｅ８−ｅ）／ｅ
なる量が用いられていたが、（ｅ”　−ｅ）であっても
差支えない。

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
ンジンなど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７６の位置を連
続的に変化させることにより流量制御弁７２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
続的に変化させるデユーティ制御が用いられても良い。

また、第４図の曲線は燃費率および運転性を両立させる
ように定められた最適曲線であっても良、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措成を示す図である。第２
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３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４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５図お
よび第６図は第１図の実施例において速度比に対するシ
リンダ油圧の変化特性をそれぞれ示す図であり、第５図
は正トルク状態を、第６図はエンジンブレーキ状態を示
している。第７図および第８図は、第１図の流量制御弁
の出力特性をそれぞれ示す図であって、第７図は車両の
正駆動状態を、第８図は車両のエンジンブレーキ状態を
示している。第９図および第１０図は、第１図の実施例
における各部の油圧の過渡特性をそれぞれ示すタイムチ
ャートであって、第９図は正トルクで増速変速状態、第
１０図は正トルクでエンジンブレーキ状態を示している
。 １４：ベルト式無段変速機 １６二一次側回転輪　　１８二二次側回転軸２０ニー次
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：分配弁 ６８：第１調圧弁 ７０：第２調圧弁 ７２：流量制御弁 ７４：絞り エンジン回嘩へ遠足Ｎｅ 第５図 第６図 第７図 第９因

Claims (5)

【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、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
   油圧制御装置であって、 一対の第１出力ポートおよび第２出力ポートを備え、該
   第１出力ポートおよび第２出力ポート間に予め定められ
   た一定の差圧が発生するように油圧源から圧送される作
   動油を分配して該第１出力ポートおよび第２出力ポート
   から流出させる分配弁と、 該分配弁の一対の第１出力ポートおよび第２出力ポート
   にそれぞれ接続され、該第１出力ポートおよび第２出力
   ポートから流出する作動油の圧力を目標速度比を得且つ
   前記伝動ベルトの張力を適性に維持するための第１ライ
   ン油圧および第２ライン油圧に調圧する一対の第１調圧
   弁および第２調圧弁と、 該一対の調圧弁により第１ライン油圧および第２ライン
   油圧に調圧された作動油圧を前記一次側油圧シリンダお
   よび二次側油圧シリンダへそれぞれ供給する油路に設け
   られて、該油路内の作動油流量を制御する流量制御弁と
   、 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調圧弁および第２調圧弁の一方は、前記
   第１ライン油圧および第２ライン油圧のうち相対的に低
   い側の油圧を前記ベルト式無段変速機のトルク伝達に必
   要且つ充分な張力を前記伝動ベルトに発生させる値に調
   圧するものであり、該第１調圧弁および第２調圧弁の他
   方は、該第１ライン油圧および第２ライン油圧のうち相
   対的に高い側の油圧を該ベルト式無段変速機の速度比を
   前記目標速度比に維持するに必要な推力を発生させる値
   に調圧す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）前記流量制御弁は、前記ベルト式無段変速機の実
   際の速度比と目標速度比との偏差の大きさに対応して流
   通断面積を増加させるものであり、前記第１調圧弁また
   は第２調圧弁は、該偏差の大きさに対応して、前記一対
   の一次側可変プーリおよび二次側可変プーリのうち相対
   的に推力の小さい側の油圧を高めるか、或いは該一次側
   可変プーリおよび二次側可変プーリのうち相対的に推力
   の大きい側の油圧を低くするものである特許請求の範囲
   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. （４）前記流量制御弁は、前記一対の調圧弁により第１
   ライン油圧および第２ライン油圧に調圧された作動油圧
   を前記一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダへ
   それぞれ供給する一対の油路を同時に開閉する一本のス
   プール弁子と、該スプール弁子を開弁方向若しくは閉弁
   方向へ付勢するスプリングと、該スプリングの付勢力に
   抗して前記スプール弁子を駆動するソレノイドとを備え
   たものである特許請求の範囲第１項乃至第３項のいずれ
   かに記載の車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置。
5. （５）前記ベルト式無段変速機の一次側油圧シリンダと
   二次側油圧シリンダとの間には、絞りが設けられている
   特許請求の範囲第１項乃至第４項のいずれかに記載の車
   両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置。