JP2699332B2 - 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。斯る無段変速機の油圧制御装置では、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べ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
位置する油圧シリンダに油圧源からの比較的高い作動油
圧が作用させられ、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速度比変化速度、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速度比変化速度が
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
損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61-375
71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、（１）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調圧弁と、（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、速度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、速度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、車両の動力損失が大幅に軽
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速
度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或る速度比において一次
側油圧シリンダ内の油圧P_inが二次側油圧シリンダ内の
油圧P_out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、或る速度
比においてP_inがP_outよりも小さい場合や減速変速を行
う場合には、変速制御弁は第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61-37575号に記載されているよう
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
の流量制御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頼性が得られ
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
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、（ａ）
油圧源に接続される入力ポートと一対の第１出力ポート
および第２出力ポートとを備えたボアと、そのボア内に
摺動可能に嵌合され前記第１出力ポートおよび第２出力
ポートにそれぞれ連通する第１弁室および第２弁室とを
分割すると共にその第１出力ポートおよび第２出力ポー
トの流通断面積を相反的に変化させる弁子と、その第１
弁室と第２弁室とを連通する絞孔とを有し、その第２弁
室内の作動油圧をその第１弁室内の作動油圧よりも高く
するために前記絞孔において一定の圧力損失が形成され
るように前記油圧源から前記入力ポートに供給された作
動油を分配して前記第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、（ｂ）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、その第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第１ライン油圧および第２ライン油
圧として、その第１ライン油圧および第２ライン油圧の
うち相対的に高くする側の油圧を前記ベルト式無段変速
機の変速比を所定の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と共に、相対的に低くする側
の油圧を前記ベルト式無段変速機のトルク伝達に必要か
つ充分な張力を前記ベルトに発生させる値に調圧する一
対の第１調圧弁および第２調圧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、従来の油圧制御装置と異なり、第
１調圧弁および第２調圧弁によって専ら第１ライン油圧
および第２ライン油圧を制御するだけで速度比が基本的
に制御できるので、変速制御弁が必ずしも必要でなくな
り、構造が簡単となって信頼性が向上する。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。 そこで、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、上記油圧制御装置は、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
された作動油圧が、前記一次側油圧シリンダおよび二次
側油圧シリンダにそれぞれ流量制御弁を介して供給され
る。このようにすれば、上記流量制御弁は、変速方向切
換弁と変速速度切換弁とから変速制御弁装置が構成され
る従来の油圧制御装置とは異なり、ベルト式無段変速機
の速度比を制御するために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
が簡単となって信頼性が向上する。 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。 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士を駆動するソ
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速機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、それら一次側回転軸
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機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
回転軸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溝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46、第１出力ポート48および
第２出力ポート50が連通する円柱状のボア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
通する第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絞穴60を有す
る隔壁61により塞がれており、この絞穴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P₁、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（厳密には弁子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。 P₁・Ｓ＋Ｆ＝P₂・Ｓ ・・・（１） P₂＝P₁＋F/S ・・・（２） 上記（１）式から変換された（２）式に示されるよう
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P₁よりも常に一定値F/Sだけ高くなるよ
うに、換言すれば絞穴60において一定の圧力損失ΔＰ
（＝P₂−P₁）が形成されるように、入力ポート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Pl
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２ライン油圧Pl
₂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の作動により、第１弁室52内の作動油圧P₁と第
２弁室54内の作動油圧P₂との間に、第１ライン油圧Pl₁
と第２ライン油圧Pl₂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
₁よりも第２ライン油圧Pl₂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絞穴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56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Pl₁が第２ライン油圧Pl₂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絞穴60を通過する
流量が減少してそこに発生する圧力損失が小さくなり弁
子56がスプリング58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、絞穴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Pl₁および第２ラ
イン油圧Pl₂のいずれが高く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ポート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
および二側油圧シリンダ28に接続された二次側出力ポー
ト77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
ソレノイド84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、電磁ソレノイド84の励磁状態が認められるにしたが
って電磁力が弱くされると、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との間の流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_inおよびN_out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SR1およびSR2が制御装置
66へ供給される。また、エンジン10の吸気配管にはスロ
ットル弁90の開度θ_th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
スロットル弁開度θ_th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_e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
N_e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RAM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
入力信号を処理し、第１調圧弁68、第２調圧弁70、流量
制御弁72を制御するための駆動信号PD1、PD2、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
転軸16の回転速度N_in、二次側回転軸18の回転速度
N_out、スロットル弁90の開度θ_th、エンジン回転速度N_e
が入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＝N_out／N_in ・・・（３） 続くステップS3では、ROMに予め記憶された関係から
スロットル弁開度θ_thに基づいて目標回転速度N_in ^*が算
出される。この目標回転速度N_in ^*を決定するため関係
〔N_in ^*＝ｆ（θ_th）〕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_in ^*及び二次側回転軸18の回転速度N_outに基づいて目標
速度比e^*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V₀が算出される。後述のステップS16で
は、この制御量V₀に基づいて作動油流量が調節される。
すなわち、目標速度比e^*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。 V₀＝ｋ・｜e^*−e|/e ・・・（４） 次いで、ステップS6においては、エンジン10の実際の
トルクT_eが良く知られた関数〔T_e＝ｆ（θ_th，N_e）〕か
ら実際のスロットル弁開度θ_thおよびエンジン回転速度
N_eに基づいて算出される。上記関数は予めROMに記載さ
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_e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P_inおよびP_out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_inお
よび二次側油圧シリンダ28内の油圧P_outの油圧変化特性
をそれぞれ示しており、油圧P_in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T_e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に対する挟圧力を必要
かつ充分に発生させるための推力W_out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Pl₂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_e、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）W_out′が算出される。また、次式
（６）から、上記推力W_out′、二次側油圧シリンダ28の
受圧面積A_out、二次側回転軸18の回転速度N_outに基づい
て油圧（算出値）P_out′が算出される。この値P_out′は
上記推力W_out′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_out′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Pl₂が算出される
のである。このΔP₂は第２ライン油圧Pl₂と二次側油圧
シリンダ28の油圧P_outとの差である。 W_out′＝ｆ（T_e・ｅ） ・・・（５） Pl₂＝P_out′−ΔP₂ ・・・（７） 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_out′は出力
トルクT_e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_out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P_out′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P_inおよび二次側油圧シリン
ダ28内油圧P_outの制御値V₀（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、ΔV₀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_outは第２ライン油圧Pl
₂に対してΔP₂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_out′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Pl₂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V₀、ライン油圧差（Pl₁−Pl₂）で決定されるが、制御
値V₀は（e^*−ｅ）/eに基づいて決定され且つライン油圧
差（Pl₁−Pl₂）は出力トルクT_e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^*、出力トルクT_eの関数となり、それら速度比ｅ、目標
速度比e^*、出力トルクT_e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ΔP₂
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e^*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）Pl₁が決定され
る。すなわち、先ず、予めROMに記憶された次式（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T_eに基づいて正駆動時の推力比γ₊（二次側
油圧シリンダ28の推力W_out／一次側油圧シリンダ26の推
力W_in）が算出されるとともに、次式（９）から上記推
力比γ₊および二次側油圧シリンダ28の推力W_out′から
一次側油圧シリンダ26の推力W_in′が求められる。そし
て、次式（10）から一次側油圧シリンダ26の推力
W_in′、一次側油圧シリンダ26の受圧面積A_in′、一次側
回転軸16の回転速度N_inに基づいて油圧（算出値）P_in′
を算出するとともに、次式（11）から上記油圧P_in′お
よび補正油圧ΔP₁に基づいて一次側ライン油圧Pl₁が算
出される。 γ₊＝ｆ（e^*，T_e） ・・・（８） Pl₁＝P_in′＋ΔP₁ ・・・（11） 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e^*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e^*および実際の出力トルク
T_eと関連して決定された推力比γ₊が得られるように、
第１ライン油圧を制御するのである。また、上記（10）
式の関係において、第２項は回転速度N_in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C₁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（11）式
は、（10）式により求められた油圧P_in′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Pl₁
が決定されるが、この油圧補正値ΔP₁は互いに相反する
動力損失および定常偏差Δｅ（ΔV₀に対応）の均衡点に
おいて決定される。即ち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、ΔP₁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Pl₁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Pl₁および第２ライ
ン油圧Pl₂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_inが二次側油圧
シリンダ28内の油圧P_outに対して相対的に高くされ、第
２ライン油圧Pl₂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_outが一次側油圧シリンダ26
内の油圧P_inに対して相対的に高くされ、第１ライン油
圧Pl₁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S8およびS9と略同様なステップS10およびS11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_in′およびそのための第１ライン油圧Pl₁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Pl₂を決定する。詳しくは、ステ
ップS10においては、予め記憶された次式（12）に示す
関係から出力トルクT_e、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_in′が算出されるとともに、
次式（13）から一次側油圧シリンダ26に供給すべき油圧
P_in′が算出される一方、次式（14）から上記油圧P_in′
および油圧補正値ΔP₂に基づいて第１ライン油圧Pl₁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11においては、次式（15）から目標速度比e^*、出力
トルクT_eに基づいて基本的には目標速度比e^*を得るため
の推力比γ_-が算出されるとともに、次式（16）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
_out′が推力比γ_-および一次側油圧シリンダ26の推力W
_in′に基づいて求められるとともに、（17）式から二次
側油圧シリンダ28内に必要な油圧P_out′が求められ、さ
らに次式（18）から上記油圧P_out′および油圧補正値Δ
P₁に基づいて第２ライン油圧Pl₂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Δｅ（ΔV₀に対応）の均衡
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_in′＝ｆ（T_e,e） ・・・（12） Pl₁＝P_in′−ΔP₂ ・・・（14） γ_-＝ｆ（e^*，T_e） ・・・（15） W_out′＝γ_-−W_in′ ・・・（16） Pl₂＝P_out′＋ΔP₁ ・・・（18） このようにして、第２ライン油圧Pl₂、第１ライン油
圧Pl₁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ップS13が実行されて目標速度
比e^*と実際の速度比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Pl₁および第２ライン油圧Pl₂を実現するための駆
動信号PD1、PD2の内容である制御量V₁、V₂が次式（19）
および（20）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S16においては、前記ステ
ップS5において決定された制御量V₀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（21）および（22）にしたがって、第１ライ
ン油圧Pl₁が第２ライン油圧Pl₂に、第２ライン油圧Pl₂
が第１ライン油圧Pl₁に交換された後にステップS15およ
びS16が実行される。以上のステップが繰り返し実行さ
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Pl₁、第２ライン油圧Pl₂が制御され
る。 V₁＝ｆ（Pl₁） ・・・（19） V₂＝ｆ（Pl₂） ・・・（20） Pl₁＝Pl₂ ・・・（21） Pl₂＝Pl₁ ・・・（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P_in＞P_out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ΔV₀という制御量を常時出力させねば
ならないが、このために、速度比には必ず定常偏差が伴
うことになり、また、制御量V₀（＝ｋ・｜e^*−e|/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ΔV₀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S12においては必ず正と判断されて
ステップS15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e^*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V₀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、V₀が大きく
なるとP_inがP_out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e^*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V₀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
速変速してしまうので、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Pl₁の値とステップS8にて求められた第２ライン油
圧Pl₂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＞０であるからス
テップS9にて求められた第１ライン油圧Pl₁の値とステ
ップS8にて求められた第２ライン油圧Pl₂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＜
０であるからステップS14が実行されてステップS9にて
求められた第１ライン油圧Pl₁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
Pl₂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、ステップS14は、従来の変速制御弁の切り
換え機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e^*に接近し、やがて偏差
（e^*−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
テップS10およびS11において第１ライン油圧Pl₁および
第２ライン油圧Pl₂が決定された後、ステップS13におい
て偏差（e^*−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ΔV₀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_out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、ΔV₀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S13では偏差
（e^*−ｅ）/eが負であるとそのままステップS15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S10およ
びS11にて算出された第１ライン油圧Pl₁および第２ライ
ン油圧Pl₂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の変速比変化時では、第１ライン
油圧Pl₁および第２ライン油圧Pl₂の大小関係を変えない
限り制御量V₀を大きくすると余裕油圧ΔP₁があるためP
_outはP_in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Pl
₁および第２ライン油圧Pl₂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S10およびS11において決定された第１ライン油
圧Pl₁および第２ライン油圧Pl₂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Pl₁およびPl₂に挟まれる一
次側出力ポート75では閉弁時にそれらの圧力Pl₁およびP
l₂の中間圧が発生するとともに、制御圧Pl₂と大気圧と
に挟まれる二次側出力ポート77では閉弁時に制御圧Pl₂
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
ート77では本来導かれる制御圧の影響が強くなりやがて
それと一致する。このため、第１ライン油圧Pl₁が第２
ライン油圧Pl₂よりも大きい第７図に示す状態と、第２
ライン油圧Pl₂が第１ライン油圧Pl₁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側のライン油圧
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ト77の油圧シリンダ
26、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
Pl₁が第２ライン油圧Pl₂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_inはPl₁
およひPl₂の中間圧となるが、二次側のシリンダ油圧P
_outはPl₂よりもやや小さい値となるので、閉弁時におけ
るP_in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_inとP_out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_inの変化特性は全
体的に低くなるとともに低圧側のP_out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、速度比ｅが基本的
には第１ライン油圧Pl₁および第２ライン油圧Pl₂に従っ
て制御されるとともに流量制御弁72により正確に制御さ
れる。また、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、変速制御弁が簡単
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Pl₁およびPl₂の間の差の正負に拘わらず、第１調圧
弁68および第２調圧弁70に作動油を供給できるため、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Pl₁およ
ひ第２ライン油圧Pl₂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、速
度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_e）に拘わらす第１ライン油圧
Pl₁および第２ライン油圧Pl₂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T_e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Pl₁が
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Pl₂が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Pl₁の値と第２ライン油圧Pl₂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、Pl₁と値とPl₂の値とを単に交換するのではな
く、Pl₁およびPl₂を、（23）式および（24）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Pl₁の値とPl₂の値とを交換す
るが、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Pl₁の値を最低圧とし且つPl₂の値を最大圧
にするようにしても良い。 但し、k1、k2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S11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e^*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
_in ^*と一次側回転軸16の回転速度N_inとが一致するように
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（e^*−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
的に変化させるディ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
図は正トルクで減速変速状態を示している。 14:ベルト式無段変速機 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 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

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、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、 油圧源に接続される入力ポートと一対の第１出力ポート
   および第２出力ポートとを備えたボアと、該ボア内に摺
   動可能に嵌合され前記第１出力ポートおよび第２出力ポ
   ートにそれぞれ連通する第１弁室および第２弁室とを分
   割すると共に該第１出力ポートおよび第２出力ポートの
   流通断面積を相反的に変化させる弁子と、該第１弁室と
   第２弁室とを連通する絞孔とを有し、該第２弁室内の作
   動油圧を該第１弁室内の作動油圧よりも高くするために
   前記絞孔において一定の圧力損失が形成されるように前
   記油圧源から前記入力ポートに供給された作動油を分配
   して前記第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第１ライン油圧およ
   び第２ライン油圧として、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くする側の油圧を前記ベル
   ト式無段変速機の速度比を所定の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と共に、相対的
   に低くする側の油圧を前記ベルト式無段変速機のトルク
   伝達に必要かつ充分な張力を前記ベルトに発生させる値
   に調圧する一対の第１調圧弁および第２調圧弁と、 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．前記一対の第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に
   それぞれ流量制御弁を介して供給す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．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．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２項または第３項に記載の
   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２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。