JP2699331B2 - 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】 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。 そして、斯る車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装
置として、（ａ）油圧源から供給される作動油の油圧を
第１ライン油圧に調圧する第１調圧弁と、（ｂ）その第
１ライン油圧に調圧された作動油を前記一次側油圧シリ
ンダおよび二次側油圧シリンダの一方に供給すると同時
に他方内の作動油を流出させることにより、前記一次側
可変プーリおよび二次側可変プーリの有効径を変化させ
て前記無段変速機の速度比を調節する変速制御弁と、
（ｃ）その変速制御弁を通して前記一次側油圧シリンダ
および二次側油圧シリンダの他方から流出する作動油の
うち少なくとも二次側油圧シリンダから流出する作動油
の油圧を前記第１ライン油圧よりも低い第２ライン油圧
に調圧する第２調圧弁とを有し、上記第１ライン油圧を
目標とする速度比を実現する駆動側可変プーリ推力を発
生させ且つ動力損失が生じない必要かつ充分な値となる
ように調圧する一方、第２ライン油圧を伝動ベルトに滑
りが生じない必要かつ充分な値となるように調圧するよ
うにしたものが考えられている。例えば、本願出願人が
先に出願した特願昭61-37571号，特願昭61-37572号等に
記載されている装置はその一例である。 ところで、斯る油圧制御装置においては、ベルト式無
段変速機の一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリン
ダの推力比特性をマイクロコンピュータに記憶させ、電
磁調圧弁を用いて第１ライン油圧などを調圧するように
なっている。このため、装置が複雑になるとともに、一
次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダの推力の固
体差や経時変化などによる低下などを考慮して前記推力
比特性から推定される油圧よりも高めに第１ライン油圧
を設定するので、油圧ポンプの動力損失が充分に低減さ
れ得ないという不都合があった。 このため、本願出願人は、先に出願した特願昭61-199
375号において、前記一次側油圧シリンダおよび二次側
油圧シリンダに接続され、それら一次側油圧シリンダお
よび二次側油圧シリンダ内のシリンダ油圧の内高い方の
シリンダ油圧を選択して出力する切換弁を設けるととも
に、前記第１調圧弁を、その切換弁から出力されたシリ
ンダ油圧が作用させられて調圧作動をすることによりそ
のシリンダ油圧よりも所定圧高い第１ライン油圧を出力
するように構成した油圧制御装置を提案した。このよう
にすれば、第１ライン油圧を調圧するためのマイクロコ
ンピュータや電磁調圧弁が不要となって装置が簡単に構
成されるとともに、実際のシリンダ油圧に基づいて第１
ライン油圧が調圧されるので、一次側油圧シリンダおよ
び二次側油圧シリンダの推力の個体差や経時変化などに
拘わらず、前記推力比特性から推定される油圧よりも高
めに第１ライン油圧を設定することが不要となり、油圧
ポンプの動力損失が低減されるのである。 発明が解決しようとする問題点 しかしながら、このような油圧制御装置においても、
前記一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダ内の
シリンダ油圧の内高い方のシリンダ油圧を選択して出力
する切換弁を設ける必要があり、装置を簡単かつ安価と
する上で必ずしも充分に満足し得るとは言い難かった。 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、前記（ａ）第１調圧弁
と、（ｂ）変速制御弁と、（ｃ）第２調圧弁とを有する
車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置であって、一
次側油圧シリンダ内の一次側シリンダ油圧を前記第１調
圧弁に常時作用させる連通路を含み、且つ、その第１調
圧弁を、その一次側シリンダ油圧が常時作用させられて
調圧動作を行うことによりその一次側シリンダ油圧より
も所定圧高い第１ライン油圧を出力するものとしたこと
にある。 作用および発明の効果 すなわち、本発明は、一次側油圧シリンダおよび二次
側油圧シリンダ内のシリンダ油圧の内高い方のシリンダ
油圧を選択して出力する切換弁を設けることなく、常時
一次側油圧シリンダ内の一次側シリンダ油圧を第１調圧
弁に作用させて、その一次側シリンダ油圧よりも所定圧
高い第１ライン油圧を出力させるようにしたのであり、
これにより、油圧制御装置が一層簡単かつ安価に構成さ
れ得るのである。 ここで、例えば前記一次側油圧シリンダおよび二次側
油圧シリンダの受圧面積、すなわち前記変速制御弁から
供給される作動油の油圧が作用させられる部分の面積が
互いに等しい場合には、無段変速機の推力比特性から多
くの運転領域において一次側油圧シリンダのシリンダ油
圧の方が高圧となるように制御されるため、そのような
運転領域では上記切換弁を省略しても何等差支えない。
しかし、一部の運転領域、例えば二次側回転軸から一次
側回転軸に動力伝達が行われるエンジンブレーキ状態に
おいては、二次側油圧シリンダの方が一次側油圧シリン
ダよりも高い推力が要求されるため、それに伴って二次
側油圧シリンダのシリンダ油圧として一次側油圧シリン
ダよりも高い油圧が要求されることとなり、その一次側
油圧シリンダのシリンダ油圧よりも所定圧だけ高い第１
ライン油圧によって要求圧力が得られず、車両の実用運
転状態において必要とされる速度比を実現し得ないこと
がある。このため、一次側油圧シリンダの受圧面積を二
次側油圧シリンダの受圧面積よりも小さくして一次側シ
リンダ油圧を高圧としたり、或いは第１調圧弁により調
圧される第１ライン油圧と一次側シリンダ油圧との油圧
差を大きくしたりして、実用運転状態においては、二次
側油圧シリンダのシリンダ油圧として要求される油圧よ
りも第１ライン油圧の方が常に高圧となるようにしてお
く必要がある。 また、二次側油圧シリンダから変速制御弁を通して流
出する作動油の油圧は第２調圧弁により第２ライン油圧
に調圧されるが、一次側油圧シリンダから流出する作動
油については、二次側油圧シリンダから流出する作動油
と同様に第２調圧弁により第２ライン油圧に調圧するよ
うにしても、或いは第２調圧弁を通すことなく直接ドレ
ン油路へ導くようにすることもできる。直接ドレン油路
へ導く場合には、一次側油圧シリンダのシリンダ油圧を
殆ど大気圧まで低下させることが可能となるため、速度
比（二次側回転軸の回転速度／一次側回転軸の回転速
度）を減少方向へ変化させる減速変速時の速度比変化速
度、すなわち変速応答性が向上する。 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１図は車両に設けられたベルト式無段変速機10およ
びその油圧制御装置12を示すものであって、図示しない
エンジンの出力は図示しないクラッチなどを介してベル
ト式無段変速機10の一次側回転軸16へ伝達され、このベ
ルト式無段変速機10の二次側回転軸18からの出力は、図
示しない副変速機、差動歯車装置などを経て車両の駆動
輪へ伝達されるようになっている。 上記ベルト式無段変速機10は、一次側回転軸16および
二次側回転軸18と、それら一次側回転軸16および二次側
回転軸18に取りつけられた有効径が可変な一次側可変プ
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に巻き掛けられて動
力を伝達する伝動ベルト24と、一次側可変プーリ20およ
び二次側可変プーリ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。
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31および32と、上記一次側回転軸16およ
び二次側回転軸18にそれぞれ相対回転不能かつ軸方向の
移動可能に設けられて前記固定回転体31および32との間
にＶ溝を形成する可動回転体34および36とから構成され
ている。また、上記一次側油圧シリンダ26の受圧面積A
_inは、二次側油圧シリンダ28の受圧面積A_outよりも小さ
い。 そして、このように構成されたベルト式無段変速機10
を作動させるための油圧制御装置12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、変速制御
弁44の入力ポート46および第１調圧弁48と接続された第
１ライン油路50へ圧送される。このオイルポンプ42は、
本実施例の油圧源を構成し、図示しないエンジンにより
駆動される。上記第１調圧弁48は、油圧の作用により調
圧作動することにより第１ライン油路50内の作動油の一
部を第２ライン油路52へ流出させて、その第１ライン油
路50内の油圧を第１ライン油圧Pl₁に調圧する。第２ラ
イン油路52は前記変速制御弁44の第１排出ポート54およ
び第２排出ポート56と第２調圧弁58とにそれぞれ接続さ
れている。この第２調圧弁58は、第２ライン油路52内の
作動油の一部をドレン油路60へ流出させることにより、
その第２ライン油路52内の油圧を第１ライン油圧Pl₁よ
りも相対的に低い第２ライン油圧Pl₂に調圧する。上記
第２調圧弁58は所謂電磁比例リリーフ弁から構成されて
いる。 上記変速制御弁44は、所謂比例制御用電磁弁であっ
て、前記入力ポート46、第１排出ポート54および第２排
出ポート56、前記一次側油圧シリンダ26および二次側油
圧シリンダ28に接続油路29および30を介してそれぞれ接
続された一対の第１出力ポート62および第２出力ポート
64にそれぞれ連通するようにバルブボデー65に形成され
たシリンダボア66と、そのシリンダボア66内に摺動可能
に嵌合された１本のスプール弁子68と、このスプール弁
子68の両端部から中立位置に向かって付勢することによ
りそのスプール弁子68を中立位置に保持する一対の第１
スプリング70および第２スプリング72と、上記スプール
弁子68の両端部にそれぞれ設けられてスプール弁子68を
第２スプリング72または第１スプリング70の付勢力に抗
して移動させる第１電磁ソレノイド74および第２電磁ソ
レノイド76とを備えている。上記スプール弁子68には４
つのランド78,80,82,84が一端から順次形成されている
とともに、中間部に位置する一対のランド80および82は
スプール弁子68が中立位置にあるときスプール弁子68の
軸方向において前記第１出力ポート62及び第２出力ポー
ト64と同じ位置に形成されている。また、シリンダボア
66の内周面であって、スプール弁子68が中立位置にある
とき一対のランド80および82と対向する位置、すなわち
上記第１出力ポート62および第２出力ポート64がシリン
ダボア66の内周面に開口する位置には、そのランド80お
よび82よりも僅かに大きい幅寸法の一対の第１環状溝86
および第２環状溝88が形成されている。この第１環状溝
86および第２環状溝88はランド80および82との間で作動
油の流通を制御するために連続的に流通断面積が変化す
る絞りを形成している。 これにより、スプール弁子68が中立位置にあるときに
は、前記第１出力ポート62および第２出力ポート64が前
記入力ポート46および排出ポート54,56に僅かな流通面
積で均等に連通させられ、漏れを補充する程度の量の作
動油が一次側油圧シリンダ26および二次側油圧シリンダ
28に供給され、また、僅かな量の作動油が排出ポート5
4,56から流出させられる。 しかし、スプール弁子68が中立位置からその一軸方
向、たとえば第２電磁ソレノイド76に接近する方向、す
なわち図の右方向へ移動させられるに伴って、第１出力
ポート62と第１排出ポート54との流通断面積が連続的に
増加させられる一方、第２出力ポート64と入力ポート46
との流通断面積が連続的に増加させられるので、第１出
力ポート62から一次側油圧シリンダ26へ出力する作動油
圧は、第２出力ポート64から二次側油圧シリンダ28へ出
力する作動油圧に比較して低くなる。このため、ベルト
式無段変速機10における一次側油圧シリンダ26及び二次
側油圧シリンダ28の推力の平衡が崩れるので、二次側油
圧シリンダ28内へ作動油が流入する一方、一次側油圧シ
リンダ26内の作動油が流入し、ベルト式無段変速機10の
変速比ｅ（二次側回転軸18の回転速度N_out／一次側回転
軸16の回転速度N_in）が小さくなる。 反対に、スプール弁子68が中立位置から第１電磁ソレ
ノイド74に接近する方向、すなわち図の左方向へ移動さ
せられるに伴って、第１出力ポート62と入力ポート46と
の流通断面積が連続的に増加させられる一方、第２出力
ポート64と第２排出ポート56との流通断面積が増加させ
られるので、第１出力ポート62から一次側油圧シリンダ
26へ出力する作動油圧は、第２出力ポート64から二次側
油圧シリンダ28へ出力する作動油圧に比較して高くな
る。このため、ベルト式無段変速機10における一次側油
圧シリンダ26および二次側油圧シリンダ28の推力の平衡
が崩れるので、二次側油圧シリンダ28内の作動油が流出
する一方、一次側油圧シリンダ26内へ作動油が流入し、
ベルト式無段変速機10の速度比ｅが大きくなる。このよ
うに、上記変速制御弁44は、油圧シリンダ26および28の
一方へ高圧の作動油を供給し他方へ低圧の作動油を供給
する切換弁機能と、連続的に作動油の流量を調節する流
量制御弁機能とを併有しているのである。 前記制御油路29と前記第１調圧弁48との間には連通路
90が設けられ、一次側油圧シリンダ26内の一次側シリン
ダ油圧P_inが第１調圧弁48に作用させられるようになっ
ている。また、この連通路90と前記第２ライン油路52と
の間には、流通阻止方向が連通路90へ向かう方向である
逆止弁92が接続されている。この逆止弁92は昇圧阻止弁
として機能するもので、その一定の順方向圧力損失を利
用して所定油圧以上の連通路90内の過昇圧を阻止するも
のである。この所定油圧は逆止弁92の弁子94を押圧する
スプリング96および第２ライン油圧Pl₂によって決まる
圧力である。 前記第１調圧弁48は、第１ライン油路50,第２ライン
油路52,および連通路90と連通するように形成されたシ
リンダボア98と、そのシリンダボア98内に摺動可能に嵌
合されて上記第１ライン油路50および第２ライン油路52
間を開閉するスプール弁子100と、スプール弁子100を閉
弁方向へ付勢するスプリング102とを備えている。スプ
ール弁子100には第１ライン油圧Pl₁を受ける第１受圧面
104と一次側シリンダ油圧P_inを受ける第２受圧面106と
が形成されており、スプール弁子100は、次式（１）が
成立する平衡状態が得られる位置に移動させられること
により、第１ライン油路50から第２ライン油路52への作
動油の流出量を変化させて第１ライン油圧Pl₁を調圧す
るのである。なお、次式（１）において、S₁は第１受圧
面104および第２受圧面106の受圧面積、Ｗはスプリング
102の付勢力である。 Pl₁＝W/S₁＋P_in ・・・（１） 上式（１）から明らかなように、第１調圧弁48は、一
次側油圧シリンダ26内の一次側シリンダ油圧P_inを基準
として、これよりも一定値W/S₁だけ大きくなるように第
１ライン油圧Pl₁を調圧するのである。 そして、このような油圧制御装置12は、図示しないコ
ントローラにより、例えば第２図に例示するフローチャ
ートに従って制御される。すなわち、一次側回転軸回転
速度N_inおよび二次側回転軸回転速度N_outから実際の速
度比ｅを算出するとともに、エンジンをその最小燃費率
曲線上で作動させるために予め求められた関係からスロ
ットル弁開度θ_th，二次側回転軸回転速度N_outなどに基
づいて目標速度e^*を決定し、その目標速度比e^*と実際の
速度比ｅとを一致させるための速度比制御値V₀を決定す
る。この速度比制御値V₀は前記変速制御弁44に関するも
ので、この速度比制御値V₀に従って第１電磁ソレノイド
74および第２電磁ソレノイド76に駆動信号が出力され
る。なお、目標速度比e^*と実際の速度比ｅとを一致させ
るように制御する替わりに、一次側回転軸16の目標回転
速度N_in ^*と実際の回転速度N_inとを一致させるように制
御しても差支えない。 また、スロットル弁開度θ_thおよびエンジン回転速度
N_eに基づいて実際のエンジン出力トルクT_eが決定され、
その出力トルクT_eが正となる正トルク状態、すなわち一
次側回転軸16から二次側回転軸18へ動力伝達が行われる
状態にあるか、出力トルクT_eが負となるエンジンブレー
キ状態、すなわち二次側回転軸18から一次側回転軸16へ
動力伝達が行われる状態であるかによって、第２ライン
油圧制御値V₂が決定される。この第２ライン油圧制御値
V₂は、従動側の油圧シリンダに必要とされるシリンダ油
圧（算出値）に基づいて第２ライン油圧Pl₂を求め、第
２ライン油路52内の作動油の油圧をこの第２ライン油路
Pl₂に調圧するためのもので、この第２ライン油圧制御
値V₂に従って第２調圧弁58に駆動信号が出力される。 一方、以上のような作動において、前記第１調圧弁48
は、一次側油圧シリンダ26内の一次側シリンダ油圧P_in
よりも差圧ΔＰ、すなわち前記一定値W/S₁だけ常時高い
油圧に第１ライン油圧Pl₁を調圧する。 ここで、車両の走行中においては、一次側油圧シリン
ダ26および二次側油圧シリンダ28の推力比（＝二次側油
圧シリンダ28の推力／一次側油圧シリンダ26の推力）
は、たとえば第３図に示されるように変化させる必要が
あるが、図から明らかなように正トルク状態（エンジン
出力トルクT_e＞０）とエンジンブレーキ状態（エンジン
出力トルクT_e＜０）とでは、必要な推力の大小関係が反
転し、エンジンブレーキ状態においては、その全運動領
域において二次側油圧シリンダ28の方が一次側油圧シリ
ンダ26よりも高い推力が必要とされる。このため、従来
のように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、すなわち変速制御弁44から供給される
作動油の油圧が作用させられる部分の面積が等しく、且
つ上記差圧ΔＰが比較的小さい場合に、第１ライン油圧
Pl₁を単に一次側シリンダ油圧P_inよりも差圧ΔＰだけ高
い油圧に調圧するのみでは、その第１ライン油圧Pl₁は
第４図および第５図において一点鎖線で示されるように
調圧されることとなり、二次側シリンダ油圧P_outとして
その第１ライン油圧Pl₁よりも高い油圧が要求される運
転領域が存在し、そのような運転領域においては目標速
度比e^*を実現し得ないのである。 更に具体的に説明すると、上記第４図は、正トルク状
態における各部の油圧を示したものであり、前記第３図
の推力比特性から明らかなように一次側油圧シリンダ26
の推力の方が高いため、一次側シリンダ油圧P_inは全体
的に二次側シリンダ油圧P_outを上回っている。しかし、
速度比が小さい運転領域、すなわち一次側回転軸回転速
度N_inが二次側回転軸回転速度N_outよりも大きくなる運
転領域においては、一次側油圧シリンダ26内の作動油に
作用する遠心力の影響により、その速度比で釣り合う一
次側シリンダ油圧P_inが二次側シリンダ油圧P_outよりも
小さくなる領域が存在し、速度比e₀以下では二次側シリ
ンダ油圧P_outの方が一次側シリンダ油圧P_inに差圧ΔＰ
を加えた第１ライン油圧Pl₁よりも高くなる。したがっ
て、かかる速度比e₀以下では、その第１ライン油圧Pl₁
によっては要求される二次側シリンダ油圧P_outが得られ
ず、速度比e₀以下の速度比を実現することは不可能なの
である。このような傾向は一次側回転軸16の回転速度が
速い程顕著となり、第４図は非常に回転が速い場合を想
定したものである。なお、第４図において破線で示す第
１ライン油圧Pl₁は、一次側シリンダ油圧P_inおよび二次
側シリンダ油圧P_outの内高圧側のシリンダ油圧を選択し
て第１調圧弁48に出力する切換弁を有する場合であり、
その場合には全ての速度比を実現できる。 また、前記第５図は、エンジンブレーキ状態における
各部の油圧を示したものであり、前記第３図の推力比特
性から明らかなように、全ての運転領域において二次側
油圧シリンダ28の方が一次側油圧シリンダ26よりも高い
推力が必要とされるため、一次側シリンダ油圧P_inは二
次側シリンダ油圧P_outよりも低い。そして、上記正トル
ク状態の場合と同様に、二次側シリンダ油圧P_outの方が
一次側シリンダ油圧P_inに差圧ΔＰを加えた第１ライン
油圧Pl₁よりも高くなる速度比e₀以下では、その第１ラ
イン油圧Pl₁によっては要求される二次側シリンダ油圧P
_outが得られず、速度比e₀以下の速度比を実現すること
は不可能なのである。かかるエンジンブレーキ状態にお
いては、前記正トルク状態の場合に比較して非常に広い
範囲で変速が不可能となり、実用運転において大きな問
題となる。なお、この第５図において破線で示される第
１ライン油圧Pl₁も、一次側シリンダ油圧P_inおよび二次
側シリンダ油圧P_outの内高圧側のシリンダ油圧を選択し
て第１調圧弁48に出力する切換弁を有する場合である。 これに対し、本実施例の油圧制御装置12は、一次側油
圧シリンダ26の受圧面積A_inが二次側油圧シリンダ28の
受圧面積A_outよりも小さいため、ある速度比で釣り合う
一次側シリンダ油圧P_inは、両油圧シリンダ26,28の受圧
面積が等しい場合に比較して大きい。また、その一次側
シリンダ油圧P_inと第１調圧弁48により調圧される第１
ライン油圧Pl₁との差圧ΔＰは、上述した従来装置に比
較して大きく、実用運転状態において要求される二次側
シリンダ油圧P_outよりも常に第１ライン油圧Pl₁の方が
高圧となる必要充分な大きさに設定されている。 第６図および第７図は、かかる本実施例の油圧制御装
置12の各部の油圧を示すグラフで、それぞれ前記第４図
および第５図に対応するものである。第６図の正トルク
状態においては、略全域に亘って一次側シリンダ油圧P
_inが二次側シリンダ油圧P_outを上回っており、二次側シ
リンダ油圧P_outが一次側シリンダ油圧P_inよりも大きい
領域においても、第１ライン油圧Pl₁は二次側シリンダ
油圧P_outよりも大きい。したがって、その全領域におい
て目標速度比e^*を実現することが可能なのである。 また、第７図のエンジンブレーキ状態においては、一
次側油圧シリンダ26の受圧面積A_inが二次側油圧シリン
ダ28の受圧面積A_outよりも小さくされていることによ
り、一次側シリンダ油圧P_inが二次側シリンダ油圧P_out
を上回る領域が現れているとともに、差圧ΔＰが大き目
に設定されていることにより、その差圧ΔＰだけ一次側
シリンダ油圧P_inよりも高い第１ライン油圧Pl₁は、一部
の領域を除いて二次側シリンダ油圧P_outよりも高圧とな
っている。この場合でも、二次側シリンダ油圧P_outが第
１ライン油圧Pl₁を超える速度比e₀以下の領域において
は変速不可能であるが、この領域は非常に狭く、また、
エンジンブレーキ状態においては全変速域を使用する必
要がないため、この程度の変速不可能域が存在しても実
用上問題とはならないのである。 なお、上記第６図および第７図は、第４図および第５
図との対比を行い易くするため、二次側油圧シリンダ28
の受圧面積はそのままにして、一次側油圧シリンダ26の
受圧面積を小さくした場合であり、また、その受圧面積
および差圧ΔＰを除く回転速度等の他の運転条件は全く
同一である。 このように、本実施例の油圧制御装置12においては、
一次側油圧シリンダ26の受圧面積A_inを二次側油圧シリ
ンダ28の受圧面積A_outよりも小さくするとともに、第１
調圧弁48による差圧ΔＰを実用運転状態において要求さ
れる二次側シリンダ油圧P_outよりも常に第１ライン油圧
Pl₁が高圧となる必要充分な大きさに設定することによ
り、一次側シリンダ油圧P_inを常時第１調圧弁48に作用
させて、その一次側シリンダ油圧P_inよりも差圧ΔＰだ
け高い第１ライン油圧Pl₁を出力させるようにしても、
実用運転領域における変速が可能とされているのであ
る。 したがって、従来のように一次側シリンダ油圧P_inお
よび二次側シリンダ油圧P_outの内高い方のシリンダ油圧
を選択して出力する切換弁を設ける場合に比較して、エ
ンジンブレーキ状態の一部に変速不可能な領域が存在す
るものの、実用上何等不都合はないとともに、装置が一
層簡単かつ安価に構成されるという大きなメリットが得
られるのである。 次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の
説明において前記第１実施例と共通する部分には同一の
符号を付して説明を省略する。 第８図は第１調圧弁48は、第１ライン油路50とドレン
油路60との間に設けられて第１ライン油路50内の作動油
をドレン油路60へ逃がすことにより、第１ライン油圧Pl
₁を調圧するものであり、第１ライン油路50と第２ライ
ン油路52との間には両ライン油路50,52間の油圧差を確
保するための絞り110が設けられている。また、一次側
油圧シリンダ26内の作動油は、変速制御弁44の第１排出
ポート54からドレン油路112を通って直接オイルタンク3
8へ戻されるようになっている。 かかる実施例においても、前記第１実施例と同様な作
用効果が得られるとともに、一次側油圧シリンダ26から
作動油が流出させられる減速変速時にその一次側シリン
ダ油圧P_inを殆ど大気圧まで低下させることができるた
め、速度比ｅの変化速度が速くなるとともに、プーリ2
0,22の非回転時、すなわち車両の停止時における伝動ベ
ルト24の減速変速側への移動を容易とする利点がある。
すなわち、一次側可変プーリ20を閉じる方向に作用する
力はP_in・A_inで表され、二次側可変プーリ22で伝動ベル
ト24を挟圧する力P_out・A_outがその伝動ベルト24を介し
て一次側可変プーリ20を開く方向に作用する力は、前記
推力比をγとするとP_out・A_out／γで表されるため、一
次側可変プーリ20を開いて速度比ｅを減少方向へ変化さ
せる際の力Ｆは次式（２）で表される。ここで、仮に両
油圧シリンダ26,28の受圧面積をA_in＝A_out＝Ａとし、二
次側シリンダ油圧P_out＝P_in＋ΔＰとすると、（２）式
は（３）式で表され、減速変速時におけるエンジン出力
トルクの伝達状態はエンジンブレーキ状態と同じで推力
比γは１より大きいため、かかる（３）式より、ΔＰが
一定であっても一次側シリンダ油圧P_inが小さい程力Ｆ
は大きくなり、変速応答性が向上することが判る。 Ｆ＝P_out・A_out／γ−P_in・A_in・・・（２） ＝Ａ｛ΔP/γ−（１−1/γ）P_in｝ ・・・（３） また、一次側シリンダ油圧P_inを、第２ライン油圧Pl₂
よりも小さい圧力に調圧することができるため、第９図
に示されているように、正トルク状態において一次側シ
リンダ油圧P_inと二次側シリンダ油圧P_outとが交差する
場合でも、第２ライン油圧Pl₂を常に二次側シリンダ油
圧P_outに基づいて決定することができる。 以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明し
たが、本発明は他の態様で実施することもできる。 例えば、前記実施例ではエンジンブレーキ状態の一部
の領域において変速可能となっているが、油圧シリンダ
26,28の受圧面積や差圧ΔＰを変更することにより、全
ての領域の変速が可能となるように構成することもでき
る。 また、前記実施例では一次側油圧シリンダ26の受圧面
積A_inを二次側油圧シリンダ28の受圧面積A_outよりも小
さくするとともに、差圧ΔＰを従来よりも大きな値に設
定しているが、受圧面積の差を充分に大きくすれば差圧
ΔＰは従来と同じであっても差支えないのであり、ま
た、逆に差圧ΔＰを充分に大きくすれば両油圧シリンダ
26,28の受圧面積は同じであっても差支えないのであ
る。 また、前記実施例の第１調圧弁48において、スプール
弁子100に形成された第１受圧面104および第２受圧面10
6の相互の面積比は必要に応じて変更され得るものであ
る。 また、前記実施例の逆止弁92は、第１ライン油路50と
第２ライン油路52との間に配設されてもよく、連通路90
とドレン油路60との間、または第１ライン油路50とドレ
ン油路60との間に配設されてもよい。なお、第１調圧弁
48の構造によっては斯る逆止弁92を省略することも可能
である。 また、前記実施例の第２調圧弁58は電磁比例リリーフ
弁であったが、油圧によって調圧作動させられる形式の
調圧弁であってもよい。 なお、上述したのはあくまでも本発明の一実施例であ
り、本発明はその精神を逸脱しない範囲で種々変更が加
えられ得るものである。

【図面の簡単な説明】 第１図は本発明の一実施例の構成を示す図である。第２
図は第１図の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１図のベルト式無段変速機にお
ける一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダの推
力比を示す図である。第４図および第５図は、一次側油
圧シリンダおよび二次側油圧シリンダの受圧面積が等し
く且つ差圧ΔＰが比較的小さい従来装置において、一次
側シリンダ油圧P_inを常に第１調圧弁に作用させるよう
にした場合と高圧側のシリンダ油圧を作用させるように
した場合の正トルク状態およびエンジンブレーキ状態の
各部の油圧を示す図である。第６図および第７図は、第
１図の実施例における正トルク状態およびエンジンブレ
ーキ状態の各部の油圧を示す図で、第４図および第５図
に対応する図である。第８図は本発明の他の実施例の構
成を示す図である。第９図は第８図の実施例の正トルク
状態において第２ライン油圧を二次側シリンダ油圧P_out
のみに基づいて決定した場合の各部の油圧を示す図であ
る。 10:ベルト式無段変速機 12:油圧制御装置 16:一次側回転軸、18:二次側回転軸 20:一次側可変プーリ 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 42:オイルポンプ（油圧源） 44:変速制御弁、48:第１調圧弁 58:第２調圧弁、90:連通路 Pl₁：第１ライン油圧 Pl₂：第２ライン油圧 P_in：一次側シリンダ油圧

Claims (1)

1. (57)【特許請求の範囲】 １．一次側回転軸および二次側回転軸にそれぞれ設けら
   れた一対の一次側可変プーリおよび二次側可変プーリ
   と、該一対の可変プーリに巻き掛けられて動力を伝達す
   る伝動ベルトと、前記一対の可変プーリの有効径をそれ
   ぞれ変更する一対の一次側油圧シリンダおよび二次側油
   圧シリンダとを備えた車両用ベルト式無段変速機におい
   て、油圧源から供給される作動油の油圧を第１ライン油
   圧に調圧する第１調圧弁と、該第１ライン油圧に調圧さ
   れた作動油を前記一次側油圧シリンダおよび二次側油圧
   シリンダの一方に供給すると同時に他方内の作動油を流
   出させることにより、前記一次側可変プーリおよび二次
   側可変プーリの有効径を変化させて前記無段変速機の速
   度比を調節する変速制御弁と、該変速制御弁を通して前
   記一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダの他方
   から流出する作動油のうち少なくとも二次側油圧シリン
   ダから流出する作動油の油圧を前記第１ライン油圧より
   も低い第２ライン油圧に調圧する第２調圧弁とを有する
   油圧制御装置であって、 前記一次側油圧シリンダ内の一次側シリンダ油圧を前記
   第１調圧弁に常時作用させる連通路を含み、 且つ、該第１調圧弁は、該一次側シリンダ油圧が常時作
   用させられて調圧動作を行うことにより該一次側シリン
   ダ油圧よりも所定圧高い第１ライン油圧を出力するもの
   である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．前記一次側油圧シリンダは、前記変速制御弁から供
   給される作動油の油圧が作用させられる受圧面積が前記
   二次側油圧シリンダの受圧面積よりも小さいものである
   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．前記第１調圧弁により調圧される第１ライン油圧と
   前記一次側シリンダ油圧との油圧差は、車両の実用運転
   状態において必要とされる変速比を実現できる大きさに
   設定されている特許請求の範囲第１項または第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．前記第２調圧弁は、前記一次側油圧シリンダから前
   記変速制御弁を通して流出する作動油の油圧をも前記第
   ２ライン油圧に調圧するものである特許請求の範囲第１
   項乃至第３項の何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．前記第２調圧弁は、前記二次側油圧シリンダから前
   記変速制御弁を通して流出する作動油の油圧のみを前記
   第２ライン油圧に調圧するものであり、前記一次側油圧
   シリンダから前記変速制御弁を通して流出する作動油は
   ドレン油路へ導かれるものである特許請求の範囲第１項
   乃至第３項の何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。