JP2625745B2 - 車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 産業上の利用分野 本発明は、車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置
に関するものである。

従来技術およびその問題点 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
油圧制御装置においては、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（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制御され、一次側（駆動側）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が制御される
ように構成されている。

しかし、かかる油圧制御装置においては、実際の速度
比などと関連して調圧されるライン油圧が１種類用意さ
れて、これが伝動ベルトの張力を維持する二次側油圧シ
リンダに直接的に供給されるとともに、速度比を制御す
る変速（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作動油を
流入させて一次側可変プーリの有効径を二次側可変プー
リよりも大きくして速度比変化範囲を充分に得るように
するには、一次側油圧シリンダの受圧面積を二次側油圧
シリンダの受圧面積よりも大きくする必要がある。この
ため、斯る形式の車両用ベルト式無段変速機では、外形
寸法が大きくなるとともに、一次側油圧シリンダへの作
動油流量が大きくなるため、変速応答性が充分に得られ
ないという不都合が生じる。また、一次側油圧シリンダ
の構成部品が大型となり且つ容積が大きくなる結果、一
次側回転軸の慣性モーメントが大きくなり、特に減速変
速（減速側への速度比変化）では、一次側回転軸および
これと直結されるエンジンの回転速度上昇率が充分に得
られず、あるいはこれに加えて一次側回転軸が一時的に
車両の慣性により駆動される状態が発生し、車両の運転
性が損なわれる場合があった。

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
化させる変速制御弁（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考えられている。かかる形式のベル
ト式無段変速機においては、両油圧シリンダのうち動力
伝動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の油圧ポンプからの相対的に高い
ライン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相対的に低い油圧が作
用させられるため、一次側油圧シリンダの受圧面積を二
次側油圧シリンダよりも大きくする必要がなく、一次側
油圧シリンダの受圧面積を大きくすることに起因する前
記不都合が生じない。また、電磁リリーフ弁により調圧
された相対的に低い油圧により、伝動ベルトに対する挟
圧力が好適に制御され得る。

しかし、斯る形式の油圧制御装置においては、油圧ポ
ンプから変速制御弁へ供給される相対的に高いライン油
圧は何等調圧されていないので、ベルト式無段変速機の
作動条件において所定の速度比を実現できるようにする
ために予め高い値に設定される必要がある。このため、
通常の作動条件下では油圧ポンプは不要な仕事をさせら
れることになり、動力損失が大きくなって車両の燃費を
低下させる欠点があった。

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、その目的とするところは、一次側油圧シリンダの受
圧面積を二次側油圧シリンダよりも増加させることなく
速度比変化範囲が充分に得られ、しかも、油圧ポンプに
おける動力側室を可及的に軽減することができる油圧制
御装置を提供することにある。

斯る目的を達成するための本発明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
れた一対の可変プーリ間に巻き掛けられた伝動ベルト
と、その可変プーリの有効径を変更する一対の油圧アク
チュエータとを備えた車両用ベルト式無段変速機におい
て、 （ａ）油圧源から供給される作動油を、第１ライン油圧
およびその第１ライン油圧よりも相対的に低圧な第２ラ
イン油圧にそれぞれ調圧する第１調圧弁および第２調圧
弁と、 （ｂ）前記第１ライン油圧を導く第１ライン油路を前記
一対の油圧アクチュエータの一方と連通させると同時に
前記第２ライン油圧を導く第２ライン油路をその一対の
油圧アクチュエータの他方と連通させる状態と、前記第
２ライン油路をその一対の油圧アクチュエータの一方と
連通させると同時に前記第１ライン油路をその一対の油
圧アクチュエータの他方と連通させる状態との２位置に
位置させられる変速方向切換弁と、その変速方向切換弁
の作動に従って、前記一対の油圧アクチュエータの一方
または他方へ流入させられる作動油の流量、或いはその
一対の油圧アクチュエータの他方または一方から流出さ
せられる作動油の流量を制御する流量制御弁と、を備
え、前記ベルト式無断変速機の速度比を変化させる変速
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、それらの差圧によって前記一次側油圧アクチュ
エータおよび二次側油圧アクチュエータの一方へ作動油
が供給され且つ他方から作動油が排出される。したがっ
て、一次側油圧アクチュエータおよび二次側油圧アクチ
ュエータの推力比変化範囲が充分に得られるので、一次
側油圧アクチュエータの受圧面積を大きくしなくても充
分な速度比変化範囲が得られるとともに、一次側油圧ア
クチュエータの受圧面積を大きくすることに起因する変
速応答性および運転性の低下が解消される。

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、油圧ポンプの駆動に関連した車両
の動力損失が大幅に軽減される利点がある。

ここで、前記第１ライン油圧および第２ライン油圧
は、目標とする速度比および目標とする伝動ベルト挟圧
力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
速機の速度比と車両のスロットル弁開度とに基づいて調
圧される。また、第１ライン油圧は、車両のスロットル
弁開度と一次側油圧シリンダ内油圧および第２ライン油
圧のうちの高圧側油圧とに基づいて調圧される。

また、前記変速制御弁装置の変速方向切換弁は、好適
には、スプール弁子を備え、そのスプール弁子がその移
動ストロークの一端および他端へ移動させられることに
より、前記２位置の一方へ択一的に切り換えられるスプ
ール弁と、前記スプール弁子の一端面に作用させられる
パイロット油圧を制御することによりそのスプール弁子
を駆動する電磁弁とを、含んで構成される。また、前記
変速制御弁装置の流量制御弁は、好適には、スプール弁
子を備え、そのスプール弁子がその移動ストロークの一
端および他端へ移動させられることにより、前記作動油
の流量を制御するスプール弁と、前記スプール弁子の一
端面に作用させられるパイロット油圧を制御することに
よりそのスプール弁子を駆動する電磁弁とを、含んで構
成される。

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２図において、エンジン10の動力は、ロックアップ
クラッチ付流体継手12、前後進切換装置14、ベルト式無
段変速機（以下、CVTという）16、中間ギア装置18、お
よび差動歯車装置20を経て駆動軸22に連結された駆動輪
24へ伝達されるようになっている。

流体継手12は、エンジン10のクランク軸26と接続され
ているポンプ28と、前後進切換装置14の入力軸30に固定
されポンプ28からのオイルにより回転させられるタービ
ン32と、ダンパ34を介して入力軸30に固定されたロック
アップクラッチ36とを備えている。ロックアップクラッ
チ36は、たとえば車速、エンジン回転速度、またはター
ビン28の回転速度が所定値以上になると作動させられ
て、クランク軸26と入力軸30とを直結状態にするもので
ある。

前後進切換装置14は、よく知られたダブルピニオン型
遊星歯車機構であって、CVT16の入力軸（前後進切換装
置14の出力軸）38に固定されたキャリア42により回転可
能に支持され且つ互いに噛み合う一対の遊星ギア44およ
び46と、前後進切換装置14の入力軸（流体継手12の出力
軸）30に固定され且つ内周側の遊星ギア44と噛み合うサ
ンギア40と、外周側の遊星ギア46と噛み合うリングギア
48と、リングギア48の回転を停止するための後進用ブレ
ーキ50と、上記キャリア42と前後進切換装置14の入力軸
30とを連結する前進用クラッチ52とを備えている。後進
用ブレーキ50および前進用クラッチ52は油圧により作動
させられる形式の摩擦係合装置であって、それらが共に
係合しない状態では前後進切換装置14が中立状態とされ
て動力伝達が遮断される。しかし、前進用クラッチ52が
係合させられると、流体継手12が出力軸30とCVT16の入
力軸38とが直結されて車両前進方向の動力が伝達され
る。また、後進用ブレーキ50が係合させられると、流体
継手12の出力軸30とCVT16の入力軸38との間で回転方向
が反転されるので、車両後進方向の動力が伝達される。

CVT16は、その入力軸38および出力軸54にそれぞれ設
けられた略同径の可変プーリ56および58と、それら可変
プーリ56および58に巻き掛けられた伝動ベルト60とを備
えている。可変プーリ56および58は、入力軸38および出
力軸54にそれぞれ固定された固定回転体62および64と、
入力軸38および出力軸54にそれぞれ軸方向に移動可能か
つ軸回りの相対回転不能に設けられた可動回転体66おゆ
び68とから成り、可動回転体66および68が油圧アクチュ
エータとして機能する油圧シリンダ70および72によって
移動させられることによりＶ溝幅すなわち伝動ベルト60
の掛り径（有効径）が変更されて、CVT16の速度比ｅ
（＝出力軸54の回転速度N_out／入力軸38の回転速度
N_in）が変更されるようになっている。可変プーリ56お
よび58は同径であるため、上記油圧シリンダ70および72
は同様の受圧面積を備えている。通常、油圧シリンダ70
および72のうちの従動側に位置するものの挟圧力は伝動
ベルト60の張力と関連させられる。なお、オイルポンプ
74は油圧制御回路の油圧源を構成するものであって、流
体継手12のポンプ28に一体的に固定されることにより、
クランク軸26によって常時回転駆動されるようになって
いる。

第１図は第２図に示す車両用動力伝達装置を制御する
ための油圧制御回路を示している。オイルポンプ74は図
示しないオイルタンク内に還流した作動油をストレーナ
76および吸入油路78を介して吸い込み第１ライン油路80
へ圧送する。本実施例では、第１ライン油路80内の作動
油がオーバーフロー（リリーフ）型式の第１調圧弁100
によって吸入油路78およびロックアップクラッチ圧油路
92へ流入させられることにより、第１ライン油圧Pl₁が
調圧されるようになっている。また、減圧弁型式の第２
調圧弁102によって第１ライン油圧Pl₁が減圧されること
により第２ライン油圧Pl₂が発生させられるようになっ
ている。

まず、第２調圧弁102の構成を説明する。第３図に示
すように、第２調圧弁102は、第１ライン油路80と第２
ライン油路82との間を開閉するスプール弁子110、スプ
リングシート112、リターンスプリング114、プランジャ
116を備えている。スプール弁子110の第１ランド118と
第２ランド120との間には第２ライン油圧Pl₂がフィード
バック圧として絞り122を通して導入される室124が設け
られており、スプール弁子110が第２ライン油圧Pl₂によ
り開弁方向へ付勢されるようになっている。また、スプ
ール弁子110の第１ランド118側には、絞り126を介して
後述の速度比圧Peが導かれる室128が設けられており、
スプール弁子110が速度比圧Peにより開弁方向へ付勢さ
れるようになっている。第２調圧弁102内においてはリ
ターンスプリング114の開弁方向付勢力がスプリングシ
ート112を介してスプール弁子110に付与されている。ま
た、プランジャ116の端面に後述のスロットル圧P_thを作
用させるための室130が設けられており、スプール弁子1
10がこのスロットル圧P_thにより開弁方向へ付勢される
ようになっている。したがって、第１ランド118の受圧
面積をA₁、第２図ランド120の断面の面積をA₂、プラン
ジャ116の受圧面積をA₃、リターンスプリング114の付勢
力をＷとすると、スプール弁子110は次式（１）が成立
する位置において平衡させられる。すなわち、スプール
弁子110が式（１）にしたがって移動させられることに
より、ポート132aに導かれている第１ライン油路80内の
作動油がポート132bを介して第２ライン油路82へ流入さ
せられる状態とポート132bに導かれている第２ライン油
路82内の作動油がドレンに連通するドレンポート132cへ
流される状態とが繰り返されて、第２ライン油圧Pl₂が
発生させられるのである。なお、上記第２ライン油路82
は比較的閉じられた系であるので、第２調圧弁102は相
対的に高い油圧である第１ライン油圧Pl₁を減圧するこ
とにより第２ライン油圧Pl₂を発生させるのである。

Pl₂＝（A₃・P_th＋Ｗ−A₁・Pe）／（A₂−A₁ …（１） 第１調圧弁100は、第４図に示すように、スプール弁
子140、スプリングシート142、リターンスプリング14
4、プランジャ146を備えている。スプール弁子140は、
第１ライン油路80に連通するポート148aとドレンポート
148bまたは148cとの間を開閉するものであり、その第１
ランド150の端面にフィードバック圧としての第１ライ
ン油圧Pl₁を絞り151を介して作用させるための室152が
設けられており、この第１ライン油圧Pl₁によりスプー
ル弁子140が開弁方向へ付勢されるようになっている。
スプール弁子140と同軸に設けられたプランジャ146の第
１ランド154と第２ランド156との間にはスロットル圧P
_thを導くための室158が設けられており、また、第１ラ
ンド154の端面に後述のスイッチ弁170により選択された
第２ライン油圧Pl₂および一次側油圧シリンダ70内の油
圧P_inのうち相対的に高い油圧を作用させるための室160
が設けられている。そして、リターンスプリング144の
付勢力は、スプリングシート142を介して開弁方向にス
プール弁子140に付与されている。したがって、スプー
ル弁子14の第１ランド150の受圧面積をA₄、プランジャ1
46の第２ランド156の断面の面積をA₅、プランジャ146の
第１ランド154の受圧面積をA₆、リターンスプリング144
の付勢力をＷとすると、スプール弁子140は次式（２）
が成立する位置において平衡させられる。すなわちスプ
ール弁子140が式（２）にしたがって移動させられるこ
とにより、ポート148aに導かれている第１ライン油路80
内の作動油の一部がドレンポート148bおよび148cへ同時
に流出させられて第１ライン油圧Pl₁が調圧されるので
ある。

Pl₁＝〔（P_in or Pl₂）・A₆＋P_th（A₅−A₆）＋Ｗ〕／A₄ …（２） 第１図に戻って、上記スロットル圧P_thはエンジン10
における実際のスロットル弁開度θ_thを表すものであ
り、スロットル弁開度検知弁180によって発生させられ
る。また、速度比圧PeはCVT16の実際の速度比を表すも
のであり、速度比検知弁182によって発生させられる。
すなわち、スロットル弁開度検知弁180は、図示しない
スロットル弁とともに回転させられるカム184と、この
カム184のカム面に係合し、このカム184の回動角度と関
連して軸方向へ駆動されるプランジャ186と、スプリン
グ188を介して付与されるプランジャ186からの推力と第
１ライン油圧Pl₁からの推力とが平衡した位置に位置さ
せられることにより第１ライン油圧Pl₁を減圧し、実際
のスロットル弁開度θ_thに対応したスロットル圧P_thを
発生させるスロットル弁子190とを備えている。第５図
は上記スロットル圧P_thとスロットル弁開度θ_thとの関
係を示すものであり、油路84を通して第１調圧弁100、
第２調圧弁102、リミット弁210、第３調圧弁220へそれ
ぞれ供給される。

また、速度比検出弁182は、CVT16の入力側可動回転体
66に摺接してその軸線方向の変位量に等しい変位量だけ
軸線方向へ移動させられる検知棒192と、この検知棒192
の位置に対応して付勢力を伝達するスプリング194と、
このスプリング194からの付勢力を受ける一方、第１ラ
イン油圧Pl₁を受けて両者の推力が平衡した位置に位置
させられることにより、ドレンへの排出流量を変化させ
るスプール弁子198とを備えている。したがって、たと
えば速度比が大きくなってCVT16の入力側の固定回転体6
2に対して可動回転体66が接近（Ｖ溝幅縮小）すると、
上記検知棒192が押し込まれる。このため、第１ライン
油路80からオリフィス196を通して供給され且つスプー
ル弁子198によりドレンへ排出される作動油の流量が減
少させられるので、オリフィス196よりも下流側の作動
油圧が高められる。この作動油圧が速度比圧Peであり、
第６図に示すように、速度比ｅの増大とともに増大させ
られる。そして、このようにして発生させられた速度比
圧Peは、油路86を通して第２調圧弁102および第３調圧
弁220へそれぞれ供給される。

ここで、リミット弁210は、プランジャ212と、スプリ
ング214の開弁方向の推力およびプランジャ212の開弁方
向の推力を受けるスプール弁子216とを備えている。プ
ランジャ212の端面に作用させるためにスロットル圧P_th
が導かれた室218が設けられており、スプール弁子216は
スプリング214の開弁方向の推力およびスロットル圧P_th
に基づくプランジャ212の開弁方向の推力を受けるとと
もに速度比圧Peに基づく開弁方向の推力を反対方向に受
け、速度比圧Peに基づく開弁方向の推力がスプリング21
4およびプランジャ212の閉弁方向の推力を超えると油路
86とドレンとの間を開く。これにより、速度比圧Peは、
第６図に示すように、スロットル弁開度θ_thに関連した
上限値以上の増加が阻止されるようになっている。そし
て、このように速度比圧Peがスロットル弁開度θ_thに関
連した上限値に飽和させられる結果、前記第２調圧弁10
2において前記（１）式にしたがって制御される第２ラ
イン油圧Pl₂は、第７図に示すように、速度比ｅが大き
い領域においてスロットル弁開度θ_thが小さくなる程、
低下が阻止される。すなわち、速度比ｅに関連して低圧
側ライン油圧に求められる第８図に示す理想曲線に近似
した特性が油圧回路のみによって得られるのであり、マ
イクロコンピュータによって制御される電磁式圧力制御
サーボ弁を用いる場合に比較して油圧回路が大幅に安価
となる利点がある。

前記第３調圧弁220は、前後進切換装置14の後進用ブ
レーキ50および前進用クラッチ52を作動させるための最
適な第３ライン油圧Pl₃を発生させるものである。すな
わち、第３調圧弁220は、第１ライン油路80と第３ライ
ン油路88との間を開閉するスプール弁子222、スプリン
グシート224、リターンスプリング226、プランジャ228
を備えている。スプール弁子222の第１ランド230と第２
ランド232との間には第３ライン油圧Pl₃がフィードバッ
ク圧として絞り234を通して導入される室236が設けられ
ており、スプール弁子222が第３ライン油圧Pl₃により開
弁方向へ付勢されるようになっている。また、スプール
弁子222の第１ランド230側には、絞り238を介して速度
比圧Peが導かれる室240が設けられており、スプール弁
子222が速度比圧Peにより開弁方向へ付勢されるように
なっている。第３調圧弁220内においてはリターンスプ
リング226の開弁方向付勢力がスプリングシート224を介
してスプール弁子222に付与されている。また、プラン
ジャ228の端面にスロットル圧P_thを作用させるための室
242が設けられており、スプール弁子222がこのスロット
ル圧P_thにより開弁方向へ付勢されるようになってい
る。このため、第３ライン油圧Pl₃は、前記（１）式と
同様な式から、速度比圧Peおよびスロットル圧P_thに基
づいて最適な値に調圧されるのである。この最適な値と
は、前進用クラッチ52或いは後進用ブレーキ50において
滑りが発生することなく確実にトルクを伝達できるよう
にするために必要かつ充分な値である。

上記のように調圧された第３ライン油圧Pl₃は、マニ
ュアルバルブ250によって前進用クラッチ52或いは後進
用ブレーキ50へ供給されるようになっている。すなわ
ち、マニュアルバルブ250は、車両のシフトレバー252の
操作と関連して移動させられるスプール弁子254を備え
ており、シフトレバー252がＮ（ニュートラル）レンジ
に操作されている状態では第３ライン油圧Pl₃を供給し
ないが、Ｌ（ロー）、Ｓ（セカンド）、Ｄ（ドライブ）
レンジへ操作されている状態では第３ライン油圧Pl₃を
専ら前進用クラッチ52へ供給すると同時に後進用ブレー
キ50から排油し、Ｒ（リバース）レンジへ操作されてい
る状態では第３ライン油圧Pl₃を専ら後進用ブレーキ50
へ供給すると同時に前進用クラッチ52から排油し、Ｐ
（パーキング）レンジへ操作されている状態では、前進
用クラッチ52および後進用ブレーキ50から排油する。な
お、アキュムレータ256および258は、摩擦係合を緩やか
に進行させるためのものであり、前進用クラッチ52およ
び後進用ブレーキ50にそれぞれ接続されている。

前記第１調圧弁100により調圧された第１ライン油圧P
l₁および第２調圧弁102により調圧された第２ライン油
圧Pl₂は、CVT16の速度比を調節するために、変速制御弁
装置260により油圧シリンダ70および油圧シリンダ72の
一方および他方へ供給されている。上記変速制御弁装置
260は変速方向切換弁262および流量制御弁264から構成
されている。なお、それら変速方向切換弁262および流
量制御弁264を駆動するためのパイロット圧P_Pがパイロ
ット圧制御弁266によって発生させられ、パイロット油
路90により導かれるようになっている。パイロット圧制
御弁266は、第１ライン油路80とパイロット油路90との
間を開閉するスプール弁子268と、このスプール弁子268
を開弁方向へ付勢するスプリング270とを備えており、
スプール弁子268はパイロット圧P_Pに基づく開弁方向の
付勢力がスプリング270の付勢力とが平衡する位置に作
動させられることによって第１ライン油圧Pl₁を減圧し
て、一定のパイロット圧P_Pを発生させる。

第９図に詳しく示すように、変速方向切換弁262は、
第１電磁弁272によって制御されるスプール弁であっ
て、流量制御弁264との間を接続する３本の第１接続路2
74、第２接続路276、第３接続路278にそれぞれ連通する
ポート280a,280c,280eと、ドレンに連通するドレンポー
ト280bと、絞り282を通して第１ライン油圧Pl₁が供給さ
れるポート280dと、第２ライン油圧Pl₂が供給されるポ
ート280fと、移動ストロークの一端（第９図の上端）で
ある第１位置と移動ストロークの他端（第９図の下端）
である第２位置との間において摺動可能に配置されたス
プール弁子284と、このスプール弁子284を第１位置に向
かって付勢するスプリング286とを備えている。上記ス
プール弁子284の一端側の端面にはパイロット油圧P_Pが
常時作用させられている一方、第１電磁弁272のオフ状
態、すなわち閉状態ではスプール弁子284の他端側の端
面にパイロット油圧P_Pが作用させられるが、オン状態、
すなわち開状態では絞り288よりも下流が排圧されてパ
イロット油圧P_Pの非作用状態となる。このため、第１電
磁弁272がオンである期間は、スプール弁子284が第２位
置に位置させられてポート280aとドレンポート280bとの
間、ポート280dとポート280eとの間が閉じられるととも
に、ポート280cとポート280dとの間およびポート280eと
ポート280fとの間が開かれるが、第１電磁弁272がオフ
である期間は、スプール弁子284が第１位置に位置させ
られてポート280aとドレンポート280bとの間、およびポ
ート280eとポート280dとの間がそれぞれ開かれるととも
に、ポート280cとポート280dとの間およびポート280eと
ポート280fとの間が閉じられる。ここで、変速方向切換
弁262においては、図に示すように、スプール弁子284の
各ランドと各ポート280a,280c,280e,280b,280d,280fと
の間が半開状態にて開となるようにスプール弁子284の
移動ストロークが短く設定されており、応答性が改善さ
れている。しかし、上記半開状態においても作動油流量
が充分に得られるように流通断面積が設定されており、
上記のように移動ストロークが短くされていても何等差
支えない。

前記流量制御弁264は、第２電磁弁290によって制御さ
れるスプール弁であって、前記３本の第１接続路274、
第２接続路276、第３接続路278にそれぞれ連通するポー
ト292b、292d、292fと、一次側油圧シリンダ70に連通す
るポート292aおよびポート292cと、二次側油圧シリンダ
72に連通するポート292eと、移動ストロークの一端（第
９図の上端）である第１位置と移動ストロークの他端
（第９図の下端）である第２位置との間において摺動可
能に配置されたスプール弁子294と、このスプール弁子2
94を第１位置に向かって付勢するスプリング296とを備
えている。変速方向切換弁262と同様に、上記スプール
弁子294の一端側の端面にはパイロット油圧P_Pが常時作
用させられている一方、第２電磁弁290のオフ状態では
スプール弁子294の他端側の端面にパイロット油圧P_Pが
作用させられるが、オン状態、すなわち開状態では絞り
298よりも下流が排圧されてパイロット油圧P_Pの非作用
状態となる。このため、第２電磁弁290がオン（デュー
ディ比100％）である期間は、スプール弁子294が第２位
置に位置させられてポート292aとポート292bとの間、ポ
ート292cとポート292dとの間、およびポート292eとポー
ト292fとの間がそれぞれ開かれるとともに、第２電磁弁
290がオフ（デューティ比０％）である期間は、スプー
ル弁子294が第１位置に位置させられてポート292aとポ
ート292bとの間、ポート292cとポート292dとの間、およ
びポート292eとポート292fとの間がそれぞれ閉じられ
る。なお、上記第２電磁弁290がオフである期間におい
てポート292cとポート292dとの間が閉じられているが、
スプール弁子294に形成された絞り穴300を通して僅かに
連通させられている。そして、前記一次側油圧シリンダ
70は絞り304を備えた一次側油路302を介して上記ポート
292aおよびポート292cと接続されており、二次側油圧シ
リンダ72は二次側油路306を介して上記ポート292eと接
続されているとともに、絞り308を介して第２ライン油
路82と接続されている。この流量制御弁264において
も、変速方向切換弁262と同様に、スプール弁子294の各
ランドとポート292a,292b,292c,292d,292e,292fとの間
が半開状態にて開となるように、スプール弁子294の移
動ストロークが短くされている。

したがって、第１電磁弁272がオンである状態では、
第９図の実線に示すように、第１ライン油路80内の差動
油は絞り282、ポート280d、ポート280c、第２接続路27
6、ポート292d、ポート292c、一次側油路302、絞り304
を通して一次側油圧シリンダ70へ流入される一方、二次
側油圧シリンダ72内の作動油は、二次側油路306、ポー
ト292e、ポート292f、第３接続路278、ポート280e、ポ
ート280fを通して第２ライン油路82へ排出される。この
ため、第１ライン油路80内の作動油（Pl₁）は一次側油
圧シリンダ70へ作用させられるとともに、二次側油圧シ
リンダ72には第２ライン油路82内の作動油（Pl₂）が作
用させられるので、一次側油圧シリンダ70と二次側油圧
シリンダ72との推力の平衡状態が崩されて、CVT16の速
度比ｅは増速方向（速度比増加方向）へ変化させられ
る。

反対に、第１電磁弁272がオフである状態では、第９
図の破線に示すように、第１ライン油路80内の作動油は
絞り282、ポート280d、ポート280e、第３接続路278、ポ
ート292f、ポート292e、二次側油路306を通して二次側
油圧シリンダ72へ流入される一方、一次側油圧シリンダ
70内の作動油は、絞り304、一次側油路302、ポート292
a、ポート292b、第１接続路274、ポート280a、ドレンポ
ート280bを通してドレンへ排出される。このため、第１
ライン油路80内の作動油（Pl₁）は二次側油圧シリンダ7
2へ作用させられるとともに、一次側油圧シリンダ70に
は極めて低い圧が作用させられるので、一次側油圧シリ
ンダ70と二次側油圧シリンダ72との推力の平衡状態が崩
されて、CVT16の速度比ｅは減速方向（速度比減少方
向）へ変化させられる。

前述のように、第２電磁弁290がオン或いはオフとさ
れるのに関連して、ポート292aとポート292bとの間、ポ
ート292cとポート292dとの間、およびポート292eとポー
ト292fとの間がそれぞれ開或いは閉状態とされて、第９
図の実線および破線に示すように流れる作動油の流量が
非抑制状態或いは抑制状態とされるので、前記CVT16の
速度比ｅは減速方向或いは増速方向において速やかに或
いは緩やかに変化させられる。また、第２電磁弁290が
連続的にオン・オフ駆動され且つそのデューティ比が制
御されることによりスプール弁子294がその移動ストロ
ークの中間位置に位置決めされると、それにともなって
CVT16の速度比ｅの変化速度が制御される。第10図は、
上記第１電磁弁272および第２電磁弁290の駆動状態とCV
T16の変速方向および速度比ｅの変化速度との関係を示
している。なお、第１電磁弁272がオンであり且つ第２
電磁弁290がオフである場合には、第１ライン油路80内
の作動油がスプール弁子294の絞り穴300を通して一次側
油圧シリンダ70へ供給されるとともに、二次側油圧シリ
ンダ72からは絞り308を通して第２ライン油路82へ排出
される。また、第１電磁弁272および第２電磁弁290が共
にオフである場合には、第２ライン油路82内の作動油が
絞り308を通して二次側油圧シリンダ72へ供給されると
ともに、一次側油圧シリンダ70からはそのピストンの摺
動部分などに形成された僅かな隙間から排出されるよう
になっている。なお、上記絞り308は、二次側油圧シリ
ンダ72内を高圧側とする過渡的な減速変速のとき、二次
側油圧シリンダ72内油圧P_outが逃げないようにするもの
である。

ここで、CVT16における第１ライン油圧Pl₁には、正駆
動走行時には第11図に示すような、また、エンジンブレ
ーキ走行時には第12図に示すような油圧値が望まれる。
第11図および第12図は、いずれも入力軸38が一定の軸ト
ルクで回転させられている状態で速度比を全範囲内で変
化させたときに必要とされる油圧値を示したものであ
る。本実施例では、一次側油圧シリンダ70と二次側油圧
シリンダ72の受圧面積が等しいので、第11図の正駆動走
行時には一次側油圧シリンダ70内の油圧P_in＞二次側油
圧シリンダ72内の油圧P_out、第12図のエンジンブレーキ
走行時にはP_out＞P_inであり、いずれも駆動側油圧シリ
ンダ内油圧＞被駆動側油圧シリンダ内油圧となる。正駆
動走行時における上記P_inは駆動側の油圧シリンダの推
力を発生させるものであるので、その油圧シリンダに目
標とする速度比を得るための推力が発生し得るように、
また動力損失を少なくするために、第１ライン油圧Pl₁
は上記P_inに必要且つ充分な余裕油圧αを加えた値に調
圧することが望まれる。しかし、上記第11図および第12
図に示す第１ライン油圧Pl₁を一方の油圧シリンダ内油
圧に基づいて調圧することは不可能であり、このため、
本実施例では、前記スイッチ弁170が設けられ、P_inおよ
び第２ライン油圧Pl₂のうちの何れか高い油圧が第１調
圧弁100に供給されるようになっている。このことは、
第13図に示すような、P_inを示す曲線とP_outを示す曲線
とが交差する無負荷走行時において、第１ライン油圧Pl
₁をP_inおよびP_out（≒第２ライン油圧Pl₂）の何れか高
い油圧値に余裕値αを加えた値に制御する場合でも必要
である。

スイッチ弁170は、第１調圧弁100の室160と絞り310を
介して連通するコモンポート312と、前記一次側油路302
と連通する第１ポート314と、第２ライン油路82と連通
する第２ポート316と、コモンポート312を第１ポート31
4と接続する第１位置とコモンポート312を第２ポート31
6と接続する第２位置との間で移動させられるスプール
弁子318と、このスプール弁子318を第２位置へ向かって
付勢するスプリング320とを備えている。上記スプール
弁子319の両端面には、一次側油圧シリンダ70内の油圧P
_inおよび第２ライン油圧Pl₂がそれぞれ作用させられて
おり、油圧P_inおよび第２ライン油圧Pl₂のうちの高い油
圧が第１調圧弁100の室160に作用させられる側へ移動さ
せられる。厳密には、油圧P_inに基づく推力が第２ライ
ン油圧Pl₂に基づく推力とスプリング319の推力とを加え
たものを超えたときに油圧P_inが室160に作用させられる
が、上記スプリング319の推力は極めて小さいものであ
る。

上記のように、スイッチ弁170によって一次側油圧シ
リンダ70内の油圧P_inおよび第２ライン油圧Pl₂のうちの
高い油圧が第１調圧弁100の室160に作用させられるよう
になっているので、第１ライン油圧Pl₁は、第13図に示
すように、P_inもしくは、Pl₂に略等しいP_outよりも余裕
値αだけ高い圧に制御される。このため、第１ライン油
圧Pl₁は必要かつ充分な値に制御され、動力損失が可及
的に小さくされている。因に、第13図の破線に示す第１
ライン油圧Pl₁はスイッチ弁170が設けられていない場合
のものであり、速度比ｅが低い状態では不要に大きな余
裕油圧が発生させられている。

この余裕値αは、CVT16の速度比変化範囲全域内にお
いて所望の速度で速度比を変化させて所望の速度比を得
るに足る必要かつ充分な値であり、（２）式から明らか
なようにに、スロットル圧P_thに関連して第１ライン油
圧Pl₁が高められている。前記第１調圧弁100の各部の受
圧面積およびスプリング144の付勢力がそのように設定
されているのである。このとき、第１調圧弁100により
調圧される第１ライン油圧Pl₁は、第14図に示すよう
に、P_inもしくはP_outとスロットル圧P_thとにしたがって
増加するが、スロットル圧P_thに対応した最大値におい
て飽和させられるようになっている。これにより、速度
比ｅが最大値となって一次側可変プーリ56のＶ溝幅の減
少が機械的に阻止された状態で、一次側油圧シリンダ70
内の油圧P_inが増大しても、それよりも常に余裕値αだ
け高く制御される第１ライン油圧Pl₁の過昇圧が防止さ
れるようになっている。

前述の第１調圧弁100において、第１ライン油路80に
連通するポート148aからポート148bへ流出させられた作
動油、および絞り320を通して流出させられた作動油
は、クラッチ圧調圧弁322により流体継手12のロックア
ップクラッチ36を作動させるために適した圧力のクラッ
チ油圧P_cLに調圧され、ロックアップクラッチ圧油路92
に導かれるようになっている。すなわち、上記クラッチ
圧調圧弁322は、フィードバック圧としてクラッチ油圧P
_cLを受けて開弁方向に付勢されるスプール弁子324と、
このスプール弁子324を開弁方向に付勢するスプリング3
26とを備えており、スプール弁子324が上記フィードバ
ック圧に基づく推力とスプリング326の推力とが平衡す
るように作動させられてロックアップクラッチ圧油路92
内の作動油を流出させることにより、一定のクラッチ油
圧P_cLが発生させられる。クラッチ圧調圧弁322から流出
させられた作動油は、絞り328を通してトランスミッシ
ョンの各部の潤滑のために送出されるとともに、オイル
ポンプ74の吸入油路78に還流させられる。

上記のようにして調圧されたクラッチ油圧P_cLは、ロ
ックアップ制御弁330により流体継手12の係合側油路332
および解放側油路334へ択一的に供給され、ロックアッ
プクラッチ36が係合状態および解放状態とされるように
なっている。すなわち、ロックアップ制御弁330は、ロ
ックアップクラッチ圧油路92を上記係合側油路332およ
び解放側油路334と択一的に接続するスプール弁子336
と、スプール弁子336を解放側へ付勢するスプリング338
とを備えている。スプール弁子336の両端面にはクラッ
チ油圧P_cLがそれぞれ付与されている。このため、第３
電磁弁340がオフ状態であって閉じられているときに
は、スプール弁子336はスプリング338にしたがって解放
側へ移動させられ、ロックアップクラッチ36が解放状態
とされる。第２図のロックアップ制御弁330はこの状態
を示している。しかし、第３電磁弁340がオン状態とな
って開放されることにより絞り342よりも下流側が排圧
されると、それまでスプール弁子336のスプリング338側
の室344に作用させられていたクラッチ油圧P_cLが除去さ
れてスプール弁子336がスプリング338の付勢力に抗して
係合側へ移動させられ、ロックアップクラッチ36が係合
状態とされる。なお、ロックアップ制御弁330から流出
させられる作動油はクーラへ送出されるようになってお
り、この作動油の圧力はクーラバイパス弁346により制
御される。また、348は第１ライン油圧Pl₁の過昇圧を防
止するための安全弁である。

第２図において、電子制御装置350は、本実施例の制
御手段として機能するものであって、第１図の油圧制御
回路における第１電磁弁272、第２電磁弁290、第３電磁
弁340を駆動することにより、CVT16の速度比ｅと流体継
手12のロックアップクラッチ36とを制御する。電子制御
装置350は、CPU、RAM、ROM等から成る所謂マイクロコン
ピュータを備えており、それには、エンジン回転速度を
検出するためのエンジン回転センサ352、CVT16の入力軸
38の回転速度を検出するための入力軸回転センサ354、C
VT16の出力軸54の回転速度を検出するための出力軸回転
センサ356、エンジン10の吸気配管に設けられたスロッ
トル弁の開度を検出するためのスロットル弁開度センサ
358、シフトレバー252の操作位置を検出するための操作
位置センサ360から、エンジン回転速度N_eを表す信号、
入力軸回転速度N_inを表す信号、出力軸回転速度N_outを
表す信号、スロットル弁開度θ_thを表す信号、シフトレ
バー252の操作位置P_Sを表す信号がそれぞれ供給され
る。電子制御装置350内のCPUはRAMの一時記憶機能を利
用しつつROMに予め記憶されたプログラムに従って入力
信号を処理し、第１電磁弁272、第２電磁弁290、第３電
磁弁340を駆動するための信号を出力する。

電子制御装置350においては、図示しないメインルー
チンが実行されることにより、初期化が行われるととも
に各センサからの入力信号等が読み込まれる一方、その
読み込まれた信号に基づいて入力軸38の回転速度N_in、
出力軸54の回転速度N_out、CVT16の速度比ｅ、車速ｖ等
が算出され、且つ入力信号条件に従って、ロックアップ
制御、CVT16の変速制御などが順次あるいは選択的に実
行される。

上記CVT16の変速制御では、たとえば第15図に示すフ
ローチャートにしたがって制御される。ステップS1にお
いては、各センサからの入力信号等が読み込まれるとと
もに、その読み込まれた信号に基づいてエンジン10の回
転速度N_e、入力軸38の回転速度N_in、出力軸54の回転速
度N_out、スロットル弁開度θ_thが算出され、ステップS2
において、それらからCVT16の速度比ｅ（＝N_out／
N_in）、車速ｖ等が算出される。ステップS3において
は、エンジン10の最小燃費率および運転性が得られるよ
うに予め求められた関係から上記スロットル弁開度θ_th
および車速ｖに基づいて目標速度e^*が決定される。この
関係は、例えばスロットル弁開度θ_thが表す要求出力を
エンジン10の最小燃費率曲線上で発生させるためのもの
であり、上記関係から車速ｖおよびスロットル弁開度θ
_thに基づいて一義的に決定されるエンジン回転速度（入
力軸回転速度）が目標回転速度 N_in ^*となり、このN_in ^*値を実現するように目標速度比e^*
が決定される。なお、上記関係は、関数式またはデータ
マップの形態にてROM内に予め記憶されている。また、
上記関係は予め複数種類記憶されており、シフトレバー
252の操作位置（D,S）に基づいて選択されるようになっ
ている。

そして、ステップS5では、ステップS4において求めら
れた制御偏差（e^*−ｅ）が正であるか否かが判断され、
その制御偏差（e^*−ｅ）を解消する方向に実際の速度比
ｅを変化させるためのステップS5aまたはS5bが実行され
る。ステップS5での判断が肯定された場合には、ステッ
プS5aにおいて第１電磁弁272がオン状態とされてCVT16
の増速シフトが実行され、実際の速度比ｅが増加させら
れる。しかし、ステップS5での判断が否定された場合に
は、ステップS5bにおいて第１電磁弁272がオフ状態とさ
れてCVT16の減速シフトが実行され、実際の速度比ｅが
減少させられるのである。

ステップS6では、流量制御値V_oがたとえば次式（３）
に従って求められる。

V_o＝ｋ・｜e^*−e| …（３） また、ステップS7では、上記流量制御値V_oが出力され
て第２電磁弁290が駆動される。この流量制御値V_oはた
とえばデューティ比に対応したものであり、予め定めら
れたデューティ周波数にてデューティ比を連続的に変化
させた駆動信号が第２電磁弁290に供給される。そし
て、上記のようなステップが繰り返し実行されることに
より、CVT16の速度比ｅが車両の走行状態に関連して最
適値に制御されるのである。

なお、図示しないロックアップクラッチ制御では、車
速ｖが予め定められた一定の値、たとえば30km/h以上と
なったときにロックアップクラッチ36が係合させられ
る。

上述のように、本実施例によれば、第１調圧弁100お
よび第２調圧弁102により第１ライン油圧Pl₁および第２
ライン油圧Pl₂が用意されるので、その第１ライン油圧P
l₁に対応した油圧が一次側油圧シリンダ70および二次側
油圧シリンダ72の一方へ供給され且つ他方から第２ライ
ン油路82またはドレンへ排出される。したがって、一次
側油圧シリンダ70および二次側油圧シリンダ72の推力比
変化範囲が充分に得られるので、一次側油圧シリンダ70
の受圧面積を大きくしなくても充分な速度比変化範囲が
得られるとともに、一次側油圧シリンダ70の受圧面積を
大きくすることに起因する変速応答性および運転性の低
下が解消される。

また、第１調圧弁100をエンジン10の要求出力（≒ス
ロットル弁開度θ_th）と関連させて作動させることによ
り、第１ライン油圧Pl₁は変速比変化速度de/dt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102を実際の速度比
ｅや伝達トルク（≒スロットル弁開度θ_th）と関連され
て作動させることにより第２ライン油圧Pl₂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、オイルポンプ74の駆動に関係した車両の動力損
失が大幅に軽減される利点がある。

しかも、変速制御弁装置260が、２位置に位置させら
れる変速方向切換弁262と２位置およびそれらの中間に
位置させられる流量制御弁264とから構成されているの
で、リニヤソレノイドを備えた変速制御弁を用いる場合
に比較して、作動油に混在する鉄粉、塵などの影響を受
け難くなって速度比制御作動の信頼性が向上し、また、
リニヤソレノイドや弁子を円滑に移動させるための高い
加工精度が不要となるので装置が安価となる。

また、本実施例によれば、第１ライン油圧Pl₁は、車
両のスロットル弁開度θ_thと一次側油圧シリンダ内油圧
P_inおよび第２ライン油圧Pl₂のうちの高圧側油圧とに基
づいて調圧されるので、第13図に示すように、無負荷走
行においても必要かつ充分な値に制御される。

また、本実施例によれば、第１ライン油圧Pl₁が前述
の（２）式にしたがって作動する第１調圧弁100によっ
て調圧されるので、第14図に示すように、車両のスロッ
トル弁開度θ_thと一次側油圧シリンダ内油圧P_inに関連
した最大値以上の増加が阻止される。このため、偏差
（e^*−ｅ）が解消される前に一次側可変プーリ56のＶ溝
幅の減少が機械的に阻止されても、第１ライン油圧Pl₁
が過度に昇圧することが防止される。

また、本実施例によれば、第１ライン油圧Pl₁を調圧
するためにオーバフロー形式の第１調圧弁100が配設さ
れ、第１ライン油圧Pl₁を減圧して第２ライン油圧Pl₂を
発生させる減圧弁形式の第２調圧弁102が配設されると
ともに、第１調圧弁100から溢れ出た作動油がオーバフ
ロー形式のクラッチ圧調圧弁322によりクラッチ油圧P_cL
に調圧されるようになっている。このため、たとえば共
に減圧弁形式の第１調圧弁と第２調圧弁とが直列に連結
される形式の油圧回路と比較して、第１ライン油圧Pl₁
が第２ライン油圧Pl₂の影響を受けることがなく、独立
に調圧され得る。このため、第１ライン油圧Pl₁が必要
かつ充分な値に制御され得て、動力損失が軽減される。

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、前述の実施例の変速方向切換弁262および
流量制御弁264は、スプール弁子284および294の両端面
にパイロット油圧P_pが作用させられる形式であったが、
たとえばスプリング286および296を第９図に示す位置か
ら反対側に配置するとともに、それらスプール弁子284
および294の上記スプリング286および296を新たに配置
した側の端面を大気に開放してもよいのである。

また、変速方向切換弁262および流量制御弁264におい
て、所謂直動型電磁弁と同様に、スプール弁子284およ
び294を直接駆動するソレノイドを設けてもよい。

また、前述の実施例では、スロットル弁開度検知弁18
0によって発生させられたスロットル圧P_thが用いられて
いたが、ディーゼルエンジンを搭載した車両などのよう
にスロットル弁を用いない形式の車両では、アクセルペ
ダル操作量に対応した油圧を用いればよい。このような
場合は、たとえば、前述の実施例のカム184をアクセル
ペダルの踏み込みに伴って回転させるようにアクセルペ
ダルと機械的に関連させればよい。

また、前述の実施例におけるCVT16の変速制御では、
目標速度e^*に実際の速度比ｅが一致するように速度比ｅ
を調節するように制御されているが、目標回転速度N_in ^*
に実際の入力軸回転速度N_inが一致するように制御され
てもよいのである。

また、前述の実施例において、パイロット圧制御弁266
によって発生させられているパイロット圧P_pに替えて、
クラッチ油圧P_cLを用いてもよい。この場合はパイロッ
ト圧制御弁266が不要となり、油圧回路をより安価に構
成することができる。

また、前述の実施例におけるスイッチ弁170は、一次
側油圧シリンダ70内油圧P_inと第２ライン油圧Pl₂のうち
の高圧側油圧を第１調圧弁100に供給するよう構成され
ていたが、二次側油圧シリンダ72内油圧P_outを油路306
からスイッチ弁170の第２ポート316へ導くことにより第
２ライン油圧Pl₂に替えてP_outを用いてもよい。

また、前述の実施例では、流体継手12とCVT16の入力
軸38との間に前後進切換装置14が設けられていたが、第
16図に示すように、CVT16の出力軸54と中間ギア装置18
との間に設けられていてもよいのである。図において、
前後進切換装置370は、ダブルピニオン形式の遊星歯車
機構であって、出力軸54と同心に設けられた中間軸372
に固定されたキャリア374により回転可能に支持され且
つ互いに噛み合う一対の遊星ギア376および378と、CVT1
6の出力軸54に固定され且つ内周側の遊星ギア376と噛み
合うサンギア380と、外周側の遊星ギア378と噛み合うリ
ングギア382と、リングギア382の回転を停止させるため
の後進用ブレーキ384と、上記キャリア374とCVT16の出
力軸54と連結する前進用クラッチ386とを備えている。

また、上記前後進切換装置370は、前進２段以上のギ
ア段を備えていても差支えない。

また、前述の実施例の流体継手12に替えて、電磁クラ
ッチ、湿式クラッチなどの他の形式の継手が用いられ得
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において種々変
更が加えられ得るものである。

【図面の簡単な説明】

第１図は第２図の装置を作動させるための油圧制御装置
を詳細に示す回路図である。第２図は本発明の一実施例
の車両に備えられた動力伝達装置を示す骨子図である。
第３図は第１図の第２調圧弁を詳しく示す図である。第
４図は第１図の第１調圧弁を詳しく示す図である。第５
図は第１図のスロットル弁開度検知弁の出力特性を示す
図である。第６図は第１図の速度比検知弁の出力特性を
示す図である。第７図は第３図の第２調圧弁の出力特性
を示す図である。第８図は第２ライン油圧の理想特性を
示す図である。第９図は第１図の変速制御弁装置の構成
を詳しく示す図である。第10図は、第９図の変速制御装
置における第１電磁弁および第２電磁弁の作動状態と第
２図のCVTのシフト状態との関係を説明する図である。
第11図、第12図、第13図は、第２図のCVTの速度比と各
部の油圧値との関係を示す図であって、第11図は正トル
ク走行状態、第12図はエンジンブレーキ走行状態、第13
図は無負荷走行状態をそれぞれ示す図である。第14図
は、第１図の第１調圧弁において、一次側油圧シリンダ
内油圧または第２ライン油圧に対する出力特性を示す図
である。第15図は、第２図の制御装置の作動を説明する
フローチャートである。第16図は本発明の他の態様にお
ける動力伝達機構を説明する図である。 16:CVT（ベルト式無段変速機） 56,58:可変プーリ 60:伝動ベルト 70,72:油圧シリンダ（油圧アクチュエータ） 80:第１ライン油路 82:第２ライン油路 100:第１調圧弁 102:第２調圧弁 260:変速制御弁装置 262:変速方向切換弁 264:流量制御弁 272:第１電磁弁 290:第２電磁弁 350:電子制御装置（制御手段）

Claims (3)

(57)【特許請求の範囲】
1. 【請求項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可変プーリ間に巻き掛けられた伝動
   ベルトと、該一対の可変プーリの有効径を変更する一対
   の油圧アクチュエータとを備えた車両用ベルト式無段変
   速機において、 油圧源から供給される作動油を、第１ライン油圧および
   該第１ライン油圧よりも相対的に低圧な第２ライン油圧
   にそれぞれ調圧する第１調圧弁および第２調圧弁と、 前記第１ライン油圧を導く第１ライン油路を前記一対の
   油圧アクチュエータの一方と連通させると同時に前記第
   ２ライン油圧を導く第２ライン油路を該一対の油圧アク
   チュエータの他方と連通させる状態と、該第２ライン油
   路を該一対の油圧アクチュエータの一方と連通させると
   同時に前記第１ライン油路を該一対の油圧アクチュエー
   タの他方と連通させる状態との２位置に位置させられる
   変速方向切換弁と、該変速方向切換弁の作動に従って、
   前記一対の油圧アクチュエータの一方または他方へ流入
   させられる作動油の流量、或いは該一対の油圧アクチュ
   エータの他方または一方から流出させられる作動油の流
   量を制御する流量制御弁と、を備え、前記ベルト式無段
   変速機の速度比を変化させる変速制御弁装置と、 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. 【請求項２】前記変速方向切換弁は、 スプール弁子を備え、該スプール弁子がその移動ストロ
   ークの一端および他端へ移動させられることにより、前
   記２位置の一方へ択一的に切り換えられるスプール弁
   と、 前記スプール弁子の一端面に作用させられるパイロット
   油圧を制御することにより該スプール弁子を駆動する電
   磁弁と を含んで成る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. 【請求項３】前記流量制御弁は、 スプール弁子を備え、該スプール弁子がその移動ストロ
   ークの一端および他端へ移動させられることにより、前
   記作動油の流量を制御するスプール弁と、 前記スプール弁子の一端面に作用させられるパイロット
   油圧を制御することにより該スプール弁子を駆動する電
   磁弁と を含んで成る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。