JPS6367063B2 - - Google Patents

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JPS6367063B2
JPS6367063B2 JP55050073A JP5007380A JPS6367063B2 JP S6367063 B2 JPS6367063 B2 JP S6367063B2 JP 55050073 A JP55050073 A JP 55050073A JP 5007380 A JP5007380 A JP 5007380A JP S6367063 B2 JPS6367063 B2 JP S6367063B2
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JP
Japan
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oil
oil chamber
pressure
hydraulic
valve
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Application number
JP55050073A
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English (en)
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JPS56147948A (en
Inventor
Nobuaki Miki
Shoji Yokoyama
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Aisin AW Co Ltd
Original Assignee
Aisin AW Co Ltd
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Publication date
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Priority to DE19813111528 priority patent/DE3111528A1/de
Priority to US06/252,863 priority patent/US4419910A/en
Priority to GB8111864A priority patent/GB2075619A/en
Publication of JPS56147948A publication Critical patent/JPS56147948A/ja
Publication of JPS6367063B2 publication Critical patent/JPS6367063B2/ja
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    • F16H61/06—Smoothing ratio shift by controlling rate of change of fluid pressure
    • F16H61/061—Smoothing ratio shift by controlling rate of change of fluid pressure using electric control means
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16H2061/0255—Solenoid valve using PWM or duty-cycle control
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    • F16H2061/0488—Smoothing ratio shift during range shift from neutral (N) to drive (D)
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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Description

【発明の詳細な説明】
［産業上の利用分野］ 本発明は車両用自動変速機における前進走行状
態および後進走行状態への切り換え時のシヨツク
を緩和することのできる制御装置に関する。 ［従来の技術］ 車両用自動変速機においてニユートラル状態か
ら前進走行状態への切り換え（Ｎ―Ｄシフト）お
よびニユートラル状態から後進走行状態への切り
換え（Ｎ―Ｒシフト）は所定のクラツチ、ブレー
キ等の摩擦係合装置が係合されることによつて達
成される。このとき摩擦係合装置の係合が急激に
行なわれると、この切り換えに伴なうシフトシヨ
ツクが生じる。このため従来の車両用自動変速機
の制御装置にはシフトシヨツクを低減するために
前進用および後進用摩擦係合装置のそれぞれの油
圧サーボに油圧を供給する油圧回路の各々にオリ
フイスが介装されて油圧サーボへの流量を制限す
るとともにアキユームレータが配設されて油圧サ
ーボへ供給される油圧が穏やかに昇圧するように
構成され、これによつて上記摩擦係合装置の係合
を穏やかに行ない、上記Ｎ―Ｄシフト時およびＮ
―Ｒシフト時のシフトシヨツクを緩和していた。 ［発明が解決しようとする問題点］ しかし従来の車両用自動変速機の制御装置は、
前進用および後進用摩擦係合装置のそれぞれの油
圧サーボに油圧を供給する油圧回路の各々にアキ
ユームレータを配設しなければならず、またアキ
ユームレータによつてシフトシヨツクを緩和する
ために十分な昇圧時間を与えようとすると、おの
ずとその容積が増大するので油圧回路が大型にな
るという不具合がある。また上記アキユームレー
タによる供給油圧の立ち上がり傾向はアキユーム
レータに設けられたスプリングの選定およびアキ
ユームレータピストンの受圧面積の選定等により
設定されるが、その自由度は上記シフトシヨツク
を緩和するためには十分とはいえない。さらに上
記摩擦係合装置の油圧サーボに油圧を供給する油
路に介装されたオリフイスは比較的小径とされる
ので、これを通過する油の流量は油の粘性によつ
て大きく変化し、温度変化によつてシフトフイー
リングが大きく異なるという欠点を有していた。 本発明はＮ―Ｄシフト時およびＮ―Ｒシフト時
に係合される摩擦係合装置の油圧サーボに供給す
る油圧の立ち上がりを自由に設定できると共に、
温度変化に影響されることなく車両用自動変速機
におけるＮ―Ｄシフト時およびＮ―Ｒシフト時の
シヨツクを緩和することのできるコンパクトな車
両用自動変速機の制御装置を提供することを目的
とする。 ［問題点を解決するための手段］ 本発明の車両用自動変速機の制御装置は、前進
用摩擦係合装置と後進用摩擦係合装置とを有しこ
れらの摩擦係合装置の油圧サーボへの選択的な油
圧の供給によつてそれぞれ前進走行状態と後進走
行状態を達成する前進後進切換装置と、該前進後
進切換装置に直列的に連結されると共に油圧サー
ボへの油圧の供給によつて動力伝達を行なう変速
装置とを備える車両用自動変速機の制御装置にお
いて、油圧を発生する油圧源と、該油圧源が発生
した油圧を前記変速装置の油圧サーボに供給する
ライン圧に調整するレギユレータ弁と、運転者に
よつて前進走行が選択されたときには前記ライン
圧を第１の油路に供給すると共に後進走行が選択
されたときには前記ライン圧を第２の油路に供給
するマニユアル弁と、前記第１の油路と第２の油
路とに供給される油圧を調圧してそれぞれ前記前
進用摩擦係合装置の油圧サーボと後進用摩擦係合
装置の油圧サーボとに供給するシフト制御機構
と、該シフト制御機構の作動を制御する電気制御
回路とを備え、前記シフト制御機構は、前記油圧
源からオリフイスを介して油圧が供給される第１
の油室と、前記第１の油室に配設されて前進走行
及び後進走行が選択されたときに前記電気制御回
路の出力によつて前記第１の油室の油圧を調整す
るように作動されるソレノイド弁と、前記第１の
油室に発生する油圧に応じて前記第１の油路に供
給される油圧を調整して前記前進用摩擦係合装置
の油圧サーボに供給すると共に前記第２の油路に
供給される油圧を調整して後進用摩擦係合装置の
油圧サーボに供給するシフト制御弁とを備え、該
シフト制御弁は、前記前進用摩擦係合装置の油圧
サーボに連絡した第２の油室と、前記後進用摩擦
係合装置の油圧サーボに連絡した第３の油室と、
前記第２の油室を前記第１の油路とドレインポー
トとのいずれかに連絡可能であるとともに前記第
３の油室を前記第２の油路とドレインポートとの
いずれかに連絡可能なスプールとを有し、該スプ
ールは前記第２の油室に発生する油圧および前記
第３の油室に発生する油圧によつて前記第２の油
室および前記第３の油室をドレインポートに連絡
する方向に付勢されるとともに前記第１の油室に
発生する油圧によつて前記第１の油路と前記第２
の油室および前記第２の油路と前記第３の油室を
連絡する方向に付勢されることを特徴とする。 ［作用および発明の効果］ 本発明の車両用自動変速機の制御装置によれ
ば、変速装置の油圧サーボには油圧源が発生しレ
ギユレータ弁によつて調整されたライン圧が供給
されて変速装置を動力伝達状態とし、運転者によ
つて前進走行が選択されると、マニユアル弁によ
つて第１の油路に前記ライン圧が供給され、該第
１の油路に供給されたライン圧はシフト制御弁を
介して前進用摩擦係合装置の油圧サーボに供給さ
れるが、シフト制御弁はスプールが電気制御回路
の出力によつて作動されるソレノイド弁により調
整される第１の油室の油圧により前進用摩擦係合
装置の油圧サーボに連絡した第２の油室をライン
圧が供給される第１の油路に連絡するように付勢
されると共に第２の油室に発生する油圧によつて
第２の油室をドレインポートに連絡するように付
勢されるので、第２の油室と第１の油路との連通
度合及び第２の油室とドレインポートとの連通度
合を調整して第２の油室の油圧を第１の油室に発
生した油圧に応じて調整し、前進用摩擦係合装置
の油圧サーボに調整された油圧を供給して前進用
摩擦係合装置のトルク容量を穏やかに上昇させて
前進後進切換装置を前進状態とする。 同様に運転者によつて後進走行が選択される
と、マニユアル弁によつて第２の油路にライン圧
が供給され、該第２の油路に供給されたライン圧
はシフト制御弁を介して後進用摩擦係合装置の油
圧サーボに供給されるが、シフト制御弁はスプー
ルが電気制御回路の出力によつて作動されるソレ
ノイド弁により調整される第１の油室の油圧によ
り後進用摩擦係合装置の油圧サーボに連絡した第
３の油室をライン圧が供給される第２の油路に連
絡するように付勢されると共に第３の油室に発生
する油圧によつて第３の油室をドレインポートに
連絡するように付勢されるので、第３の油室と第
２の油路との連通度合及び第３の油室とドレイン
ポートとの連通度合を調整して第３の油室の油圧
を第１の油室に発生した油圧に応じて調整し、後
進用摩擦係合装置の油圧サーボに調整された油圧
を供給して後進用摩擦係合装置のトルク容量を穏
やかに上昇させて前進後進切換装置を後進状態と
する。 よつてＮ―Ｄシフト時およびＮ―Ｒシフト時に
係合される前進用摩擦係合装置の油圧サーボ及び
後進用摩擦係合装置の油圧サーボに供給する油圧
は電気制御回路の出力によつて作動するソレノイ
ド弁によつて制御されるので、油圧の立ち上がり
をさまざまな要求に応じて容易にコントロールで
き、シフトシヨツクの少ない良好なシフトフイー
リングが得られる。 また本発明の車両用自動変速機の制御装置によ
れば、前進走行が選択されたときに第１の油路に
供給される油圧および後進走行が選択されたとき
に第２の油路に供給される油圧をシフト制御弁で
調圧して前進用摩擦係合装置の油圧サーボ及び後
進用摩擦係合装置の油圧サーボに夫々供給してい
るので、前進用および後進用摩擦係合装置の油圧
サーボに油圧を供給する油圧回路中にはシフト制
御弁とソレノイド弁を配設するのみで良いため、
前進用および後進用摩擦係合装置の油圧サーボに
油圧を供給する油圧回路の各々にアキユームレー
タを配設する従来の構造に比して油圧回路を著し
くコンパクトに構成できるとともに、上記摩擦係
合装置の油圧サーボに供給する油圧を調圧するこ
とによつて油圧の立ち上がりを調整しているの
で、油路に小径のオリフイスを介装する必要が無
く、使用温度にかかわらず良好なシフトフイーリ
ングが得られる。 ［実施例］ 次に本発明を図に示す実施例に基づき説明す
る。 第１図は、無段変速装置を用いた車両用自動変
速機の概略図である。 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
れた自動変速機であり、エンジンの出力軸１０１
に連結されたフルードカツプリング２１、該フル
ードカツプリングの出力軸２１４に連結されたＶ
ベルト式無段変速装置３０、該Ｖベルト式無段変
速装置３０の出力軸２６に連結された遊星歯車式
前進後進切換装置４０、該遊星歯車式前進後進切
換装置の出力軸４７に連結された減速歯車機構２
３から構成されている。 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及び
フルードカツプリングの出力軸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りに他の流
体式トルクコンバータまたは機械式クラツチが用
いられてもよい。 Ｖベルト式無段変速装置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
Ｖベルト式無段変速装置の出力軸２６に連結され
た出力側プーリ３２と、、該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、出力軸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状状空間を形成するように設けられ
た可動フランジ３１２とを有し、該可動フランジ
３１２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、Ｖベルト式無段変速装置
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
を形成するように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３
２３により軸方向に移動可能に設けられている。 遊星歯車式前進後進切換装置４０は、サンギヤ
４１、リングギヤ４３、サンギヤ４１及びリング
ギヤ４３に噛合するダブルプラネタリギヤ４４、
該ダブルプラネタリギヤ４４を回転自在に支持す
るキヤリヤ４６から構成され、サンギヤ４１はＶ
ベルト式無段変速装置の出力軸２６に連結され、
キヤリヤ４６は遊星歯車式前進後進切換装置４０
の出力軸４７に連結される。サンギヤ４１とキヤ
リヤ４６とは前進用摩擦係合要素である多板クラ
ツチ４５により着脱自在に連結されており、リン
グギヤ４３は後進用摩擦要素である多板ブレーキ
４２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。この遊星歯車式前進後進切換装
置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Ｖベルト式無段変
速装置の出力軸２６の回転がそのまま遊星歯車式
前進後進切換装置４０の出力軸４７に伝達され、
前進走行状態を可能とする。油圧サーボ４８に油
圧が供給されたときは、多板ブレーキ４２が係合
しリングギヤ４３が固定されるので、遊星歯車式
前進後進切換装置４０の出力軸４７はＶベルト式
無段変速装置の出力軸２６の回転に対して逆回転
して、後進走行状態を可能とする。 減速歯車機構２３は、Ｖベルト式無段変速装置
３０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
ルギヤ２２に連結され、デイフアレンシヤルギヤ
２２は図示しない車軸と連結され、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
装置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及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オイルポンプ
５２で汲み上げられた作動油をリリーフ弁５３が
取り付けられた油路１１を経て油圧調整装置６０
のレギユレータ弁６１に供給する。 油圧調整装置６０は、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、そ
れぞれキヤブレタ１０２のスロツトル開度θに応
じてデイテント圧及びスロツトル圧を出力するデ
イテント弁６４及びスロツトル弁６５、出力側プ
ーリ３２の可動フランジ３２１と連動してその変
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に設けた出力油圧のフ
イードバツク油路９を排圧するトルクレシオ弁６
６、及び油圧源５０から供給された圧油を調圧し
ライン圧として油圧サーボに供給するレギユレー
タ弁６１から構成される。 マニユアル弁６２は、運転席に設けられたシフ
トレバーのシフト位置Ｐ、Ｒ、Ｎ、Ｄ、Ｌに対応
して第３図に示す如くスプール６２１がＰ、Ｒ、
Ｎ、Ｄ、Ｌの各位置に設定され、表に示す如く
ライン圧が供給される油路１と出力用油路３〜５
とを連結する。
【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
イテント圧及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の変位に伴ない
排出ポート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から排出された圧油は油路１２
を経てフルードカツプリング、オイルクーラ及び
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θが０≦θ≦θ1においては、第４図
Ａに示す油路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、スロツトル開度θがθ1＜
θ≦100％においては、第４図Ｂに示す如くトル
クレシオ弁６６の出力油路６と油路７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を介して直列されると
とも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及びスプリン
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６５１は、
それぞれ油路８から分岐するとともにオリフイス
６５４及び６５５が設けられた出力油圧のフイー
ドバツク用油路９及び１０を介して、ランド６５
６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に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６６
２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
絡した入力ポート６６４を閉じるとともに、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
の移動量が第１の設定値であるl3より小さくl2≦
Ｌ＜l3（トルク比Ｔが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と連絡するポート６６４とドレンポー
ト６６２とが連通し油路９は排圧される。可動フ
ランジ３２２の移動量が第２の設定値であるl2よ
り小さく０≦Ｌ＜l2（トルク比Ｔがt4≧Ｔ＞t3）の
ときは、第５図Ｃに示す如くスプール６６２が図
示右側部に位置し、油路１に連絡したポート６６
３と油路６が連通し油路６にライン圧が供給され
る。 このトルクレシオ弁６６のスプール６６２は、
回転状態にある出力側プーリの可動フランジ３２
２と連結ロツドを介して軸方向に連動しており、
スプール６６２のバルブ軸方向に力が作用する構
造になつていると、連結ロツドと可動フランジ３
２２との摺動部に摩耗が生じ、トルクレシオ弁６
６の作動に支承を来す危険がある。そこで本発明
では、スプール６６２のランドは全て同一径に設
定され、油圧による力が連結ロツドに作用しない
ように構成されるとともに、スプリングを用いず
に連結ロツドに力が作用しないようにしている。 シフト制御機構７０は、他端にオリフイス７２
を介してライン圧が供給される油室７１３を有
し、マニユアル弁６２がＤ位置に設定されたとき
に油路３に供給されるライン圧及びマニユアル弁
６２がＲ位置に設定されたときに油路４に供給さ
れるライン圧を油室７１３に発生する油圧に応じ
て調整してそれぞれ多板クラツチ４５を作動させ
る油圧サーボ４９に連絡した油路１３と多板ブレ
ーキ４２を作動させる油圧サーボ４８に連絡した
油路１４とに供給するシフト制御弁７１、油室７
１３に取り付けられたプレツシヤーリミツテイン
グ弁７３、及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７
４からなる。 シフト制御弁７１はスプール７１２、油路１３
に連絡した油室７０３、油路１４に連絡した油室
７０１、油室７０３に連絡した油室７１７、油室
７０１に連絡した油室７１６、油室７１７に配設
されたスプリング７１１、ドレインポート７１
４，７１５を備え、スプール７１２は油室７１６
および油室７１７に発生する油圧、スプリング７
１１によつて図示左方に付勢されるとともに油室
７１３に発生する油圧によつて図示右方に付勢さ
れるように構成されている。 ソレノイド弁７４のON状態が維持されてドレ
ンポート７４１を開き油室７１３に供給されてい
たライン圧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７１１の作用
で図示左方に移動され、油室７０３および油室７
０１をそれぞれドレンポート７１４と７１５とに
連絡して油路１３および油路１４を排圧させ、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の油圧を調整しているとき
には、スプール７１２は油室７１３に発生する油
圧によつて図示右方に付勢され、スプリング７１
１、油室７１６に供給される油室７０１の油圧ま
たは油室７１７に供給される油室７０３の油圧に
よつて図示左方に付勢されるので、スプール７１
２は油室７１３に発生するソレノイド弁７４によ
り制御された油圧と油室７０３または油室７０１
に発生した油圧に応じて油室７０３をドレンポー
ト７１４と油路３の何れかに連絡するとともに油
室７０１をドレンポート７１５と油路４の何れか
に連絡して油室７０３または油室７０１の油圧を
油室７１３に発生した油圧に応じて調整し、油路
１３または油路１４に調整された油圧を供給して
多板ブレーキ４２または多板クラツチ４５のトル
ク容量を穏やかに上昇させる。 ソレノイド弁７４のOFF状態が維持されてド
レンポート７４１を閉ざして油室７１３にライン
圧が発生しているときには、スプール７１２は図
示右方に位置し、油路３及び油路４をそれぞれ油
室７０３および油室７０１に連絡し、油路１３ま
たは油路１４にライン圧を供給して多板ブレーキ
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及び油路１４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、後述するよう
にソレノイド弁７４の作動によつて油室７１３を
調整することによつて出力油圧の立上りを緩和し
多板クラツチ４５及び多板ブレーキ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８４、及びアツプシフト用ソレノイド８
５からなる。 トルクレシオ制御弁８１は、一方にスプリング
８１１が背設されたスプール８１２、それぞれオ
リフイス８２及び８３を介して油路１からライン
圧が供給された両端の油室８１５及び８１６、ラ
イン圧が供給される油路１と連絡するとともに、
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及び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を排圧するドレンポート８１４及びスプ
ール８１２の移動に応じて油室８１５を排圧する
ドレンポート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８
５とは、それぞれトルクレシオ制御弁８１の油室
８１５と油室８１６とに取りつけられ、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とを排出する。 第６図は、第２図に示した油圧制御回路におけ
るシフト制御機構７０のソレノイド弁７４、トル
ク比制御機構８０の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を制御
する電気制御回路の構成を示す。 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を
検出するスロツトルセンサである。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である。９０８〜９１１
は各センサの入力インターフエイスである。９１
２は中央処理装置（CPU）である。９１３はソ
レノイド弁７４，８４，８５を制御するプログラ
ム及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は入力データ及び
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）である。９１５は
クロツク、９１６は出力インターフエイスであ
る。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及びシフトコントロール用ソレノイド弁７
４の作動出力に変える。入力インターフエイス９
０８〜９１１とCPU９１２、ROM９１３、
RAM９１４、出力インターフエイス９１６との
間はデータパス９１８とアドレスパス９１９とで
連絡されている。 次にトルクレシオ弁６６、デイテント弁６４、
スロツトル弁６５、マニユアル弁６２及びレギユ
レータ弁６１で構成される本実施例の油圧調整装
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付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３１及び出力側プーリ３２の各油圧サーボが
Ｖベルト３３の滑りを生じることなくトルクの伝
達を行な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、油圧調整装置により、マニ
ユアル弁６２のシフト位置（Ｐ、Ｒ、Ｎ、Ｄ、
Ｌ）、スロツトル開度θ及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＞ 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及び油路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、
シフト制御ソレノイド７４がOFF状態で油室７
１３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１３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４９に作用し、車両は前進可
能な状態となる。 (1) 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
レンポート６６５と連通して排圧している。これ
によりスロツトル開度の如何にかかわらず油路７
にデイテント圧は生じない。またスロツトル弁６
５は油路９と連絡したトルクレシオ弁のポート６
６４が閉ざされており、スプール６５１がランド
６５７の他にランド６５６にもフイードバツク圧
を受けるので、スロツトル開度に対して第８図の
ハに示す特性のスロツトル圧を油路８を経てレギ
ユレータ弁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
弁６１の出力するライン圧は第９図ヘ域及び第１
０図のホに示す如くになる。 (2) 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とドレンポート
６６６とを連通させる。また油路６はドレンポー
ト６６５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図の
ニに示す特性曲線で表わされる。このときのライ
ン圧は第９図のル域及び第１０図のトで示す特性
を有する。 (3) トルク比Ｔがt3＜Ｔ≦t4のとき、 第５図Ｃに示す如く油路９はドレンポート６６
６から排圧され、よつてスロツトル圧は上記(2)と
同様に第８図ニで表わされる。しかるに、ポート
６６３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
６４１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図のヲ域及び第１０図のリに示す如く、θ＝θ1
でステツプ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位置の場合と同等で
ある。 (1) トルク比Ｔがt1≦Ｔ≦t2のとき、 スロツトル開度が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
６１２を押しあげ、高いライン圧を発生させる。
スロツトル開度がθ1％＜θ≦100％のときは油路
７は油路６及び第４図Ａに示すようにトルクレシ
オ弁のドレンポート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。 (2) トルク比Ｔがt2＜Ｔ≦t3のとき、 上記(1)との相違は、トルクレシオ弁６６におい
て油路９がドレンポート６６６と連通して排圧さ
れ、スロツトル弁６５が油路８を介してレギユレ
ータ弁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
示す如く特性曲線で表わされる。 (3) 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
デイテント圧及び上記(2)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と油路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
図示右方に位置することにより、油路４と油路１
４とが連絡され、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になる。 油路５にライン圧が導かれているので、ライン
圧はＬ位置の場合と同一の特性となる。 ＜Ｐ位置及びＮ位置＞ マニユアル弁６２において油路３，４及び５が
共に排圧されているので、レギユレータ弁６１の
出力であるライン圧はＤ位置と同様となる。 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が小さく且つポンプの吐出
量が少ない運転状態においてライン圧を高く設定
しておくと、高油温で油圧回路の各所からの油漏
れが大きい時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
減少により油温が更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、このライン圧調整において、マニユアル
弁６２を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
がθ1％以下の運転状態で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付けることにより、
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。 つぎに電気制御回路９０と、該電気制御回路９
０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１８図〜第２５図
に示すプログラムフローチヤートとともに説明す
る。 第１８図に全体のフローチヤートを示す。 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９２
２を行う。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Ｐ位置およびＮ位置処理サ
ブルーチン９３０を行い、その後リターンする。 Ｐ位置およびＮ位置処理サブルーチン９３０は
第１９図に示すように、ソレノイド弁８４および
８５の双方をOFFとし９３１、ＰまたはＮ状態
をRAM９１４に記憶せしめる９３２。 判別９２２において、シフトレバーがＲ位置の
場合にはＮ―Ｒシフトに伴な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
９４０を行い、その後リターンする。 判別９２２において、シフトレバーがＤ位置ま
たはＬ位置の場合にはＮ―Ｄシフトに伴なうシフ
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９５０を行う。 つぎにシフトシヨツクコントロール処理９４
０，９５０およびこの処理によるシフト制御機構
７０の作動について説明する。 シフト制御機構７０は電気制御回路９０の出力
により制御されるソレノイド弁７４の作用で、遊
星歯車変速装置４０の油圧サーボ４８および４９
へ供給される油圧の立ち上がりをコントロールし
てシフト時の衝撃を防止するとともに、プレツシ
ヤリミツテイング弁７８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４５およびブレーキ
４２の係合力を制限している。 本実施例において、第２６図Ａ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から順にS1，S1，S1，S2、
スプリング７１１の弾性力をFs1、油室７１３に
ソレノイド弁７４の作動によつて発生するソレノ
イド圧をPsとすると、油室７０３に発生する前進
時に係合される多板クラツチ４５の油圧サーボ４
９への供給油圧Pcおよび油室７０１に発生する後
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Pbは、それぞれシフト制御弁
７１の油圧平衡式である第(1)式および第(2)式から
次のように与えられる。 前進時 Ps×S1＝Pc×S2＋Fs1 (1) Pc＝S1／S2Ps−Fs1／S2 後進時 Ps×S1＝ Pb×（S1−S2）＋Fs1 (2) Pb＝S1／S1−S2Ps−Fs1／S1−S2 またプレツシヤリミツテイング弁７３内に挿設
された弁体７３１の受圧面積をS3、該弁体７３１
に背設されたスプリング７３２の弾性力をFs2と
するプレツシヤリミツテイング弁７３は油圧平衡
式第(3)式によりPsの最高圧Plinitで作動して油室７
１３から油圧を排圧し、油室７１３に発生する油
圧が最高圧Plinitを超えないようにしている。 Plinit×S3＝Fs2 (3) Plinit＝Fs2／S3 この時Pc、Pbは第(4)式および第(5)式に従つて
最高圧Pclinit、Pblinitが制限される。 前進時 Pclinit＝S1／S2Plinit−Fs1／S2 (4) 後進時 Pblinit＝S1／S1−S2Plinit−Fs1／S1−S2 (5) 本実施例において、プレツシヤリミツテイング
弁７３の弁体７３１の受圧面積S3、スプリング７
３２の弾性力Fs2は、プレツシヤリミツテイング
弁７３が作動するPlinitにより規定されるPclinit、
Pblinitが供給されるクラツチ４５およびブレーキ
４２の最大トルク容量が、Ｖベルト式無段変速装
置３０の伝達トルク容量より小さくなるように設
定され、過大な入力トルクが作用したときにプー
リ３１，３２とＶベルト３３との間に滑りが生ず
る以前にクラツチ４５またはブレーキ４２を滑ら
せてＶベルト３３の損傷を防止している。 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Psを油室７１３に
生じる。 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（％） 第２７図に示すソレノイド圧は、シフト制御弁
７１により増巾され、第２８図に示す油圧サーボ
４８または４９への供給油圧PbまたはPcが得ら
れる。 Ｎ―ＤシフトおよびＮ―Ｒシフト時における係
合シヨツクを和らげる場合、油圧サーボ４８また
は油圧サーボ４９へ供給油圧PbまたはPcの立上
りを第２６図Ｂに示す油圧特性曲線の如くコント
ロールし、図中AC間で多板クラツチ４５または
多板ブレーキ４２の係合を完了せしめるのが好ま
しい。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にソレノイド弁
７４を制御するシフトシヨツクコントロール処理
９４０，９５０のプログラムフローチヤートを第
２２図に示す。 まずFLUGがONか否かの判別９４１を行い、
FLUGがONのときはシフトシヨクコントロール
処理中であり、９４６に進む。FLUGがONで無
いときは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別９４２およびＮ
位置からＤ位置への変化の有無の判別９４３を行
い、Ｐ位置またはＮ位置からＲ位置への変化が生
じていたときには９４４に進み、Ｎ位置からＤ位
置への変化が生じていたときには９４５に進んで
それぞれに対応するパラメータK*、L*、M*の各
パラメータを設定するとともにパラメータＫを０
に設定し、RAM９１４にシフトレバー位置を記
憶する。次にシフト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ON状態にし
９５５、その後９４６に進む。９４２，９４３に
おいていずれの変化も生じていない場合にはリタ
ーンし、シフトシヨツクコントロールはなされな
い。９４６では一周期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別を行ない、
Ｋが０より大きくないときにはＫをK*−１、Ｌ
をL*、L*をL*−M*に設定し９４７、Ｌが０以
下か否かの判別９４８をし、Ｌが０以下ではない
なら９５１に進み、Ｌが０以下なら全てのシフト
シヨツクコントロール処理が終了したことを示し
ているのでFLUGをOFFし９４９リターンする。
判別９４６においてＫが０より大きいときには、
ＫをＫ―１とし９５０、判別９４８においてＬが
０以下ではない場合とともに、一周期K*におけ
るソレノイド弁７４のONの終了を判別するパラ
メータＬが０か否かの判別９５１を行なう。Ｌが
０でないときにはソレノイド弁７４のON指令９
５３を発し、ＬをＬ―１に設定し９５４リターン
する。判別９５１においてＬが０の時にはソレノ
イド弁７４のOFF指令９５２を発してリターン
する。 Ｎ―ＤシフトおよびＮ―Ｒシフトが行なわれて
からシフトシヨツクコントロール処理が終了する
までの間、第２２図に示すシフトシヨツクコント
ロール処理が繰り返し実行されることによつて、
第２０図に示す如く１周期K*におけるパルス巾
がL*−nM*（ｎ＝０・１・２・３……）で表わさ
れ、次第に巾が小さくなつていくパルスが第２１
図に示すシフト制御機構のシフト制御ソレノイド
弁７４に加えられる（以下これをデユーテイコン
トロールという）。このようにシフト制御ソレノ
イド弁７４をデユーテイ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
イに対応して調圧され、第２７図のＡ〜Ｃに示す
ように穏やかに昇圧する油圧Psが生じ、これによ
つてシフト制御弁７１は第２６図Ｂに示した油圧
特性曲線の如く油圧サーボ４８または油圧サーボ
４９への供給油圧PbまたはPcの立上りをコント
ロールする。 同様のシフトシヨツクコントロール処理は第６
図に示すプログラマブルタイマ９２０′を用いて
も行なうことが可能である。 本実施例において、シフト制御弁７１は多板ブ
レーキ４２を作動させる油圧サーボ４８への出力
油圧と多板クラツチ４５を作動させる油圧サーボ
４９への出力油圧とがそれぞれ別個の油室７１
６，７１７に供給されてスプール７１２に作用す
るように構成されているので、スプール７１２の
それぞれの油圧が作用する受圧面積を異ならせる
ことができ、第２８図に示すようにシフト制御弁
７１の出力油圧Pb，Pcを多板ブレーキ４２およ
び多板クラツチ４５に要求される係合力に応じた
適切な油圧に調整することが可能である。 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の読み込み９２３を行
う。つぎに９２１で読み込んだスロツトル開度θ
が０か否かの判別９２４を行い、θが０でないと
きに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９６
０を実行し、スロツトル開度θ＝０（スロツトル
全閉）の時には、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
るか否かの判別９２６を行い、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を行い、シフト
レバーがＤ位置に設定されていないとき、すなわ
ち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を行い、入
力側プーリ目標回転数N*をそれぞれに適した値
に設定する。 ここで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９
６０、Ｄ位置のエンジンブレーキ処理サブルーチ
ン９７０およびＬ位置のエンジンブレーキ処理サ
ブルーチン９８０について説明する。 まず各スロツトル開度θにおいて最良燃費とな
るように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９
６０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１２図に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１２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
は次のようにして得られる。第１２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、二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
に対して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とを組み合せた場合には同
様の方法にて、第１３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１４図に示
すフルードカツプリング性能曲線と第１５図に示
すエンジン等燃費率曲線から第１６図に示すよう
に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１７図は第１６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
ル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、本実施例の自動変速機ではそのまま入力側
プーリ回転数となる。 このために第２３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
からあらかじめデータとしてROM９１３に格納
してある第１７図のスロツトル開度に対応した最
良燃費入力側プーリ回転数データの格納アドレス
のセツト９６１をし、セツトしたアドレスから最
良燃費入力側プーリ回転数を読み出し９６２、読
み出したスロツトル開度θに対する最良燃費入力
側プーリ回転数のデータを入力側プーリ目標回転
数N*にセツトする９６３。 次にエンジンブレーキ処理サブルーチン９７
０，９８０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２４図に示すように、車速センサ９０３
により車速Ｖの読み込み９７１をし、その時点で
の加速度αを算出し９７２、つぎに該加速度αが
車速に対して適当な加速度Ａであるか否かの判別
９７３をする。α＞Ａのとき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９７
４、リターンする。α≦Ａの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に対応する
最良燃費入力側プーリ回転数に設定し９７５、リ
ターンする。車速と適当な加速度Ａとの関係は、
第２４図２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
８０は第２５図に示すように、車速センサ９０３
により車速Ｖの読み込み９８１をし、その後車速
Ｖと入力側プーリ回転数Ｎから現在のトルク比Ｔ
を次式から算出する９７２。 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。つぎに現在のトル
ク比Ｔがその車速Ｖに対して安全かつ適正なエン
ジンブレーキが得られるトルク比T*より大きい
か否かの判別９８３を行い、Ｔ＜T*のときはダ
ウンシフトが行われるよう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。Ｔ≧T*の
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なエンジンブレー
キが得られるトルク比T*は、第２５図２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。 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、
Ｄ位置のエンジンブレーキ処理サブルーチン９７
０およびＬ位置のエンジンブレーキ処理サブルー
チン９８０のいずれかが実行された次には９２３
で読み込んだ入力側プーリ回転数Ｎと９６０，９
７０および９８０の何れかのサブルーチンによつ
て設定された入力側プーリ目標回転数N*との比
較９２７を行う。Ｎ＜N*のときはダウンシフト
ソレノイド弁８４をONとするダウンシフト指令
９２８を発し、Ｎ＞N*のときはアツプシフトソ
レノイド弁８５をONとするアツプシフト指令を
発し、Ｎ＝N*のときは両ソレノイド弁８４およ
び８５をOFFとする定トルク比走行指令９２０
を発する。 つぎにソレノイド弁８４および８５に発せられ
る上記指令に伴なうトルク比制御装置８０の作用
を第２９図とともに説明する。 ＜定トルク比走行指令が発せられた時＞ 電気制御回路９０の出力により制御されるソレ
ノイド弁８４および８５は定トルク比走行指令に
より第２９図Ａに示す如く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
にあるときにはライン圧となつている。スプール
８１２にはスプリング８１１による押圧力P3が
作用しているので図示左方に動かされる。スプー
ル８１２が図示左方に移動され油圧８１５とドレ
インポート８１３とが連通すると油室８１５の油
圧P2は排圧されるので、スプール８１２は油室
８１６の油圧P1により図示右方に移動され、ド
レインポート８１３は閉ざされる。よつてスプー
ル８１２は第２９図Ａに示す如く中間位置の平衡
点に保持されて油路２を油路１およびドレインポ
ート８１４から遮断する。本実施例においてはド
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平面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２
９図Ａの如く中間位置の平衡点に保持することが
可能になる。これによつて入力側プーリ３１の油
圧サーボ８１２の油圧は維持され、定トルク比走
行が行われる。このとき実際上は油路２から入力
側プーリ３１の油圧サーボ８１２に至る経路にお
いて油漏れが生じるために、入力側プーリ３１の
油圧サーボ８１２の油圧は徐々に減圧され、これ
によつて入力側プーリ３１は徐々に広げられてト
ルク比Ｔが増加する方向に変化することになる。
本実施例ではこれを防ぐために第２９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のランドエ
ツジにフラツトな面８１２ａを設け、油路２にお
ける油漏れを補うようにしている。また第３１図
に示すように面８１２ａの代りに油路１と油路２
の間をオリフイス８２１を有する油路８２２で連
絡しても同様な機能が得られる。 ＜アツプシフト指令が発せられた時＞ 第２９図Ｂに示す如く電気制御回路９０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
伴ない油室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
８１２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に供給される油圧サーボ３１３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。したがつて
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る
アツプシフトを行うことができる。 ＜ダウンシフト指令が発せられた時＞ 第２９図Ｃに示す如く電気制御回路９０の出力
によりソレノイド弁８４がONされる。これによ
り油室８１５が排圧されるため、スプール８１２
は図示左端に設定される。 この状態では油路２がドレインポート８１４と
連通して排圧され、入力側プーリ３１は広がる方
向に作動してトルク比Ｔは増大する。したがつて
ソレノイド弁８４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増大させる
ダウンシフトを行うことができる。 このように入力側（ドライブ側）プーリ３１の
油圧サーボ３１２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３１２の油圧をPi、出
力側油圧サーボ３２３の油圧をPpとすると、Pp／
Piはトルク比Ｔに対して第３図のグラムに示す如
き特性を有し、たと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ゆるめてθ＝50％とした場合
Pp／Piがそのまま維持されるときにはトルク比Ｔ
＝0.87の図中ｂ点に示す運転状態に移行し、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Pp／Piの値を増加させ図中Ｃ点の値に変更す
る。このようにPp／Piの値に応じて制御すること
により、あらゆる負荷条件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図は車両用自動変速機の概略図、第２図は
無段変速装置の油圧制御回路図、第３図はマニユ
アル弁の作動状態図、第４図はデイテント弁およ
びスロツトル弁の作動状態図、第５図はトルクレ
シオ弁の作動状態図、第６図は電気制御回路の構
成図、第７図は油圧制御回路の必要ライン圧特性
を示すグラフ、第８図はスロツトル圧の特性を示
すグラフ、第９図、第１０図、第１１図はライン
圧特性を示すグラフ、第１２図はエンジンの最良
燃費動力線を示すグラフ、第１３図はエンジンの
出力性能の特性を示すグラフ、第１４図は流体伝
達機構性能曲線を示すグラフ、第１５図はエンジ
ンの等燃費率曲線、第１６図は最良燃費フルード
カツプリング出力曲線を示すグラフ、第１７図は
最良燃費フルードカツプリング出力回転数の特性
を示すグラフ、第１８図〜第２４図の１、第２５
図の１は電気制御回路のプログラムフローチヤー
ト図、第２４図の２は設定加速度を示すグラフ、
第２５図の２は設定トルク比を示すグラフ、第２
６図Ａはシフト制御機構の作動説明図、第２６図
Ｂは入力側油圧サーボと出力側油圧サーボの供給
油圧の特性を示すグラフ、第２７図はソレノイド
圧Psの特性を示すグラフ、第２８図はシフト制御
弁の出力油圧の特性を示すグラフ、第２９図はト
ルク比制御装置の作動状態図、第３０図はＶベル
ト式無段変速装置の入出力軸間のトルク比Ｔと入
出力側油圧サーボの圧力比との関係を示すグラ
フ、第３１図はシフト制御機構の他の実施例を示
す構成図である。 図中、３０……Ｖベルト式無段変速装置、３１
……入力側プーリ、３２……出力側プーリ、３３
……Ｖベルト、３１３……入力側油圧サーボ、３
２３……出力側油圧サーボ、４０……遊星歯車式
前進後進切換装置、４２……多板ブレーキ、４５
……多板クラツチ、４８，４９……油圧サーボ、
５０……油圧源、６０……油圧調整装置、７０…
…シフト制御機構、８０……トルク比制御装置。

Claims (1)

  1. 【特許請求の範囲】 １ 前進用摩擦係合装置と後進用摩擦係合装置と
    を有しこれらの摩擦係合装置の油圧サーボへの選
    択的な油圧の供給によつてそれぞれ前進走行状態
    と後進走行状態を達成する前進後進切換装置と、
    該前進後進切換装置に直列的に連結されると共に
    油圧サーボへの油圧の供給によつて動力伝達を行
    なう変速装置とを備える車両用自動変速機の制御
    装置において、油圧を発生する油圧源と、該油圧
    源が発生した油圧を前記変速装置の油圧サーボに
    供給するライン圧に調整するレギユレータ弁と、
    運転者によつて前進走行が選択されたときには前
    記ライン圧を第１の油路に供給すると共に後進走
    行が選択されたときには前記ライン圧を第２の油
    路に供給するマニユアル弁と、前記第１の油路と
    第２の油路とに供給される油圧を調圧してそれぞ
    れ前記前進用摩擦係合装置の油圧サーボと後進用
    摩擦係合装置の油圧サーボとに供給するシフト制
    御機構と、該シフト制御機構の作動を制御する電
    気制御回路とを備え、前記シフト制御機構は、前
    記油圧源からオリフイスを介して油圧が供給され
    る第１の油室と、前記第１の油室に配設されて前
    進走行及び後進走行が選択されたときに前記電気
    制御回路の出力によつて前記第１の油室の油圧を
    調整するように作動されるソレノイド弁と、前記
    第１の油室に発生する油圧に応じて前記第１の油
    路に供給される油圧を調整して前記前進用摩擦係
    合装置の油圧サーボに供給すると共に前記第２の
    油路に供給される油圧を調整して後進用摩擦係合
    装置の油圧サーボに供給するシフト制御弁とを備
    え、該シフト制御弁は、前記前進用摩擦係合装置
    の油圧サーボに連絡した第２の油室と、前記後進
    用摩擦係合装置の油圧サーボに連絡した第３の油
    室と、前記第２の油室を前記第１の油路とドレイ
    ンポートとのいずれかに連絡可能であるとともに
    前記第３の油室を前記第２の油路とドレインポー
    トとのいずれかに連絡可能なスプールとを有し、
    該スプールは前記第２の油室に発生する油圧およ
    び前記第３の油室に発生する油圧によつて前記第
    ２の油室および前記第３の油室をドレンポートに
    連絡する方向に付勢されるとともに前記第１の油
    室に発生する油圧によつて前記第１の油路と前記
    第２の油室および前記第２の油路と前記第３の油
    室を連絡する方向に付勢されることを特徴とする
    車両用自動変速機の制御装置。 ２ 前記シフト制御弁は前記第２の油室と連絡し
    た第４の油室と、前記第３の油室に連絡した第５
    の油室とを有し、前記第４の油室に供給される前
    記第２の油室に発生する油圧が作用する前記スプ
    ールのランドの受圧面積と前記第５の油室に供給
    される前記第３の油室に発生する油圧が作用する
    前記スプールのランドの受圧面積とに差が与えら
    れていることを特徴とする特許請求の範囲第１項
    に記載の車両用自動変速機の制御装置。 ３ 前記ソレノイド弁は前進走行及び後進走行が
    選択されたときに電気制御回路の出力によつて一
    定周期におけるON―OFF時間が変化され、該ソ
    レノイド弁による排圧量を変化させることにより
    前記第１の油室の油圧が徐々に上昇するように作
    動されることを特徴とする特許請求の範囲第１項
    に記載の車両用自動変速機の制御装置。 ４ 前記変速装置は、前記油圧サーボにより作動
    する入力側プーリおよび出力側プーリと、これら
    のプーリ間に張設されたＶベルトとを備えるＶベ
    ルト式無段変速機であり、前記第１の油室には該
    油室に発生する油圧が所定値に達したときに該油
    室から油圧を排出するプレツシヤリミツテイング
    弁が設けられていることを特徴とする特許請求の
    範囲第１項に記載の車両用自動変速機の制御装
    置。
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