JP2794695B2 - 車両用ベルト式無段変速機の制御装置 - Google Patents
車両用ベルト式無段変速機の制御装置Info
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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、車両用ベルト式無段変速機の制御装置に関
するものである。 背景技術 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
アクチュエータおよび二次側油圧アクチュエータとを備
え、それら一対の油圧アクチュエータへ作用する作動油
油圧を変化させる変速制御弁により速度比が変化させら
れる形式の車両用ベルト式無段変速機が知られている。
たとえば特開昭52−98861号公報に記載されている無段
変速機がそれである。 そして、このよな無段変速機の速度比を制御するため
の制御装置の一種に、速度比制御装置が変速制御弁を電
気的に駆動することにより所望の速度比を実現するもの
がある。たとえば、速度比制御装置が実際の速度比また
は入力軸回転速度をそれらの目標値と一致させるように
変速制御弁を作動させるものがある。 発明が解決すべき問題点 ところで、上記のようなベルト式無段変速機において
は、たとえば可変プーリの可動回転体の移動が機械的に
阻止されてＶ溝幅の変化が不能となることにより速度比
の変化が機械的に阻止される場合がある。このような場
合には、通常、所望の速度比を得ようとして、或いは実
際値と目標値とを一致させようとして変速制御弁が駆動
されるので、変速制御弁が開かれて従動側あるいは駆動
側油圧アクチュエータ内の圧力がライン油圧に高められ
る。このため、速度比が機械的な限界に到達すると油圧
アクチュエータ内の油圧が必要以上に高くなるので、オ
イルポンプの駆動損失や、伝動ベルトの耐久性の低下が
発生する場合がある。また、調圧弁により油圧アクチュ
エータ内の油圧に基づいてライン油圧が制御される形式
の油圧制御回路では、ライン油圧と油圧アクチュエータ
内の油圧とが同じとなると、ライン油圧を更にその油圧
アクチュエータ内の油圧よりも高く制御しようとするの
で、ライン油圧が過大となて上記不都合が顕著となる。 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、ベルト式無段変速機の速
度比が機械的な上限値或いは下限値に到達することに基
因してライン油圧が必要以上に高くならないようにした
車両用ベルト式無段変速機の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、それら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、それら一対の油圧アクチ
ュエータへ作用する作動油油圧を変化させる変速制御弁
により速度比が変化させられる形式の車両用ベルト式無
段変速機において、（ａ）前記変速制御弁に供給する駆
動信号が予め定められた一定の値を越え且つ前記ベルト
式無段断変速機の速度比変化速度が予め定められた値以
下であるとに基づいて、そのベルト式無段変速機の速度
比の変化が機械的に制限される限界点を検出する限界点
検出手段と、（ｂ）その限界点検出手段により検出され
た限界点に基づいて変速比制御範囲を決定する変速比制
御範囲決定手段と、（ｃ）前記ベルト式無段変速機の速
度比が前記変速比制御範囲決定手段により決定された変
速比制御範囲を越えないように、前記変速制御弁を駆動
するための駆動信号を制限する制限手段とを、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、限界点検出手段により、変速制御
弁に供給する駆動信号が予め定められた一定の値を越え
且つ前記ベルト式無段変速機の速度比変化速度が予め定
められた値以下であることに基づいて、ベルト式無断変
速機の速度比の変化が機械的に制限される限界点が検出
され、変速比制御範囲決定手段により、その限界点に基
づいて変速比制御範囲が決定され、制御手段により、ベ
ルト式無段変速機の速度比がその変速比制御範囲を越え
ないように、変速制御弁を駆動するための駆動信号が制
限されるので、ベルト式無段変速機の速度比が機械的な
上限値或いは下限値に到達ることに起因して油圧アクチ
ュエータ内の油圧が必要以上に高くなることが解消さ
れ、伝動ベルトの耐久性低下やオイルポンプの動力損失
が発生することが解消される。 また、限界点検出手段により変速制御弁に供給する駆
動信号が予め定められた一定の値を越え且つ前記ベルト
式無段変速機の速度比変化速度が予め定められた値以下
であることに基づいて検出される限界点に基づいて変速
比制御範囲が決定されるので、実際のベルト式無段変速
機の経時変化や個体差により限界点がばらついても、そ
のばらつきを包含した余裕値だけ内側に変化範囲を設定
する場合に比較して、機械的に許容される本来的に使用
可能な速度比変化範囲を効率よく活用できる。 また、前記ベルト式無段変速機の速度比は、好適に
は、ベルト式無段変速機の実際の速度比を目標速度比と
一致させるように調節されるものであり、その目標速度
比は前記限界点に基づいて予め定められた変速比制御範
囲を超えないように決定される。たとえば、目標速度比
が予め定められた変化範囲を超えないように、目標速度
比がその変化範囲の上限値または下限値とされる。 また、前記ベルト式無段変速機の速度比は、好適に
は、ベルト式無段変速機の実際の入力軸回転を目標回転
速度と一致させるように調節されるものであり、その目
標回転速度は前記限界点に基づいて予め定められた変速
比制御範囲を超えないように決定される。たとえば、目
標回転速度が予め定められた変化範囲を超えないよう
に、目標回転速度がその変化範囲の上限値または下限値
とされる。 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の出力軸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
が反転させるので、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との備
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にそれぞれ軸方向の移動可能か
つ軸回りの相対回転不能に設けられた可動回転体66およ
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Nout/入力軸38の回転速度Nin）
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導ベルト
60の張力と関連させられる。なお、上記可動回転体66お
よび68の軸方向の移動は無制限ではなく図示しない機構
により制限されており、これによりCVT16の速度比変化
範囲が機械的に決定されている。また、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
油がリリーフ弁型式の第１調圧弁100によって吸入油路7
8およびロックアップクラッチ圧油路92へ流出させられ
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ななっている。 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
り閉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により閉弁方向へ付勢さ
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Pth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Pth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Pl2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・Pth＋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の端面にフィールドバック圧としての第１ラ
イン油圧Pl2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Pth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Pinのうち相対的に高い油圧を作用させるための室1
60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を介して閉弁方向に
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140の第１ランド150の受圧面積をA4、プランジ
ャ146の第２ランド156の断面の面積をA5、プランジャ14
6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。スプー
ル弁子140が式（２）に従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。
なお、本実施例では、上記受圧面積A4が受圧面積A6より
も大きく設定されており、第１調圧弁100の調圧値に関
して受圧面積A4に作用させられるフィードバック圧（第
１ライン油圧Pl1）の影響が、受圧面積A6に作用させら
れる一次側油圧シリンダ70内の油圧Pinのうち相対的に
高い油圧の影響よりも大きくされている。 Pl1＝ 〔（Pin or Pl2）・A6＋Pth（A5−A6）＋Ｗ〕/A4 ・・・・（２） 第１図に戻って、上記スロットル圧Pthはエンジン10
の出力トルクに密接に関連したスロットル弁開度θth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18
6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θthに対応したスロ
ットル圧Pthを発生させるスプール弁子190とを備えてい
る。第５図は上記スロットル圧Pthとスロットル弁開度
θth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2
20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の閉弁方向の推力およびプランジャ212の閉弁方
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Pth
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の閉弁方向の推力およびスロットル圧Pth
に基づくプランジャ212の閉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から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θth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θthに関連した
上限値に飽和させられる結果、前記２調圧弁102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θth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により閉弁
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2
22が速度比圧Peにより閉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ンリングシート224を介し
てスプール弁子222に付与される。また、プランジャ228
の端面にスロットル圧Pth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Pth
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Pthに基づいて最適
な値に調圧されるので、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、Ｐ（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26
0は変速方向切換弁262と流量切換弁264から構成されて
いる。なお、それら変速方向切換弁262および流量切換
弁264を駆動するためのパイロット圧Pp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26
6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Ppに基づく閉弁方向の付勢力
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Pp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により制御されるスプール弁であって、
流量切換弁264との間を接続する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280a,280c,280eと、ドレンに連通すドレンポート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280
f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Pp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Pp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Ppの非作用状態となる。このため、第１電磁弁27
2がオンでる期間は、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28
0f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との曲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
との間が閉られる。ここで、変速方向切換塩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、応答姓が改善されている。
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。 前記流量切換弁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294
を第１位置に向かって付勢するスプールリング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Pp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Pp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Ppの非作用状態とな
る。このため、第２電磁弁290がオン（デューティ比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8292bとの間、ポート292
c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292
b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。この流量切換弁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内の作動
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の変化送度が制御される。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ヘ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だ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内油路Pout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の油圧Pin＞二次側油圧シリ
ンダ72内の油圧Pout、第12図のエンジンブレーキ走行時
にはPout＞Pin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Pin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を一方を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、Pin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、Pinを示す曲線とPout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Pl1をPinおよ
びPout（≒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170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319とを備えている。上記スプール
弁子318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Pin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Pin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Pin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Pinおよび第２ライン油圧Pl2のうちの
高い油圧がフィードバック油圧として第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、PinもしくはPl2
に略等しいPout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れられて
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
にように、スロットル圧Pthに関連して第１ライン油圧P
l1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Poutとスロットル圧Pthとにしたがって増加
するが、スロットル圧Pth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。 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作動させるために適した圧力のクラッチ
油圧PCL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PCL
を受けて開弁方向に付勢されるスプール弁子324と、こ
のスプリング弁子324を閉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ンラッチ圧油路
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Pcl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Pcl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押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Pcl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のスプリグ338側の
室344に作用させられていたクラッチ油圧PCL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35
8、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Neを表す信号、入
力軸回転速度Ninを表す信号、出力軸回転速度Noutを表
す信号、スロットル弁開度θthを表す信号、シフトレバ
ー252の操作位置Ps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の一次記憶機能を利用し
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Nin、
出力軸54の回転速度Nout、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Ne、入力軸38の回転速度Nin、出力軸54の回転速
度Nout、スロットル弁開度θthが算出される。ステップ
S2および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θthと車速ｖに対応する出力軸回転速度
Noutとに基づいて目標速度比ｅ＊が決定される。この関
係は、たとえばスロットル弁開度θth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送度（入
力軸回転速度Nin）が目標回転速度Ni ＊となり、このNin
＊値を実現するように目標速度比ｅ＊（＝Nout/Nin）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25
2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。 続くステップS4において、上記ステップにより求めら
れたNoutおよびNinからCVT16の速度比ｅ（＝Nout/Nin）
が算出される。ステップS5では、限界値検出手段として
の学習ルーチンが実行されることにより、CVT16におけ
る速度比ｅの変化が機械的に制限される限界点が検出さ
れるとともに、その限界点に基づいて、機械的に許容さ
れる速度比の変化範囲より僅かに内側の制御上の変化範
囲が決定される。 すなわち、第16図に示すように、先ずステップSS1に
おいて、変速制御弁装置260における流量切換弁264を制
御する第２電磁弁へ供給される駆動信号に対応した制御
量v0（駆動信号のデューティ比、すなわち制御流量に対
応したもの）が予め定められた一定の判断基準値Cv以上
であるか比かが判断される。油圧シリンダ80および72の
一方へ流入または他方から流出する作動油流量が大きい
ときには実際の速度比ｅを積極的に変化させることを意
味しているので、上記判断基準値Cvは、速度比制御にお
いて速度比ｅの変化を指定しているか否かを判断するた
めのものである。上記ステップSS1において、制御量が
判断基準値Cvより小さいと判断された場合には、速度比
制御において速度比Heの変化がそれ程指令されていない
状態であるので、目標速度比ｅ＊を制限する必要はな
く、ステップSS4以下が実行される。すなわち、ステッ
プSS4において計時カウンタＩの内容が零にクリアされ
るとともに、ステップSS13においては次回に備えて今回
の速度比ｅが１制御サイクル全の速度比e-1として更新
される。 前記ステップSS1において制御量V0が予め定められた
一定の判断基準値Cv以上であると判断された場合には、
ステップSS1およびSS3において、機械的に許容されるCV
T16の速度比変化範囲において下限値付近に決定された
下限判断基準値eL1よりも実際の速度比ｅが大きいか否
か、および機械的に許容されるCVT16の速度比変化範囲
において上限値付近に決定された上限判断基準値eL2よ
りも実際の速度比ｅが小さいか比かが判断される。上記
ステップSS2或いはS3における判断がともに肯定された
場合には、目標速度比ｅを制限する必要がないので、前
述のステップSS4およびステップSS13が実行されるが、
否定された場合には、上記速度比変化範囲の上限値ある
いは下限値に近い場合であるので、目標速度比ｅ＊を制
限するプロセスに入る。 たとえば、ステップSS2における判断が否定された場
合には、ステップSS5において、現在の速度比ｅと前回
のサイクルにおける速度比e-1との偏差（|e−e-1|/
e）、すなわち速度比ｅの変化速度が予め定められた判
断基準値C1以下であるか否かが判断される。以下でなけ
れば比較的速やかに変化している状態であるあるのでス
テップSS4以下が実行されるが、以下である場合には通
常あり得る作動送度以下であるので、CVD16の速度比変
化が機械的な制限を受けたと考えられる。このため、ス
テップSS6において計時カウンタ１の内容が加算される
とともに、ステップSS7において計時カウンタＩの内容
が予め定められた計数値CI以上となったか否かが判断さ
れる。上記判断基準値C1および計数値CIは、CVT16の正
常な作動では有り得ない速度および時間にそれぞれ設定
される。 以上のステップが繰り返し実行されるうち上記ステッ
プSS7における判断が肯定された場合には、実際の速度
比ｅが下限値付近であって、その変化速度が正常時には
有得ないほど低くまた正常時には在り得ないほどそれが
接続された状態であるので、CVT16の速度比ｅが機械的
な下限値に到達したと考えられる。このため、ステップ
SS8が実行されて実際の速度比ｅに予め定められた余裕
値Δe1を加えることにより下限値eminが決定される。 反対に、前記ステップSS3における判断が否定された
場合には、ステップSS9において、現在の速度比ｅと前
回のサイクルにおける速度比e-1との偏差（|e−e-1|/
e）、すなわち速度比ｅの変化速度が予め定められた判
断基準値C2以下であるか否かが判断される。以下でなけ
れば比較的速やかに変化している状態であるのでステッ
プSS4以下が実行されるが、以下である場合には通常あ
り得る作動速度以下であるので、CVT16の速度比変化が
機械的な制限を受けたと考えられる。このため、ステッ
プSS10において計時カウンタＩの内容が加算されるとと
もに、ステップSS11において計時カウンタＩの内容が予
め定められた計数値CI以上となった否かが判断される。
上記判断基準値C2および計数値CIは、CVT16の正常な作
動では有り得ない速度および時間にそれぞれ設定され
る。 以上のステップが繰り返し実行されるうち、上記ステ
ップSS11における判断が肯定された場合には、実際の速
度比ｅがその上限値付近であって、その変化速度が正常
時には有り得ないほど低くまた正常時には有り得ないほ
どそれが持続された状態であるので、CVT16の速度比ｅ
が機械的な上限値に到達したと考えられる。このため、
ステップSS12が実行されて実際の速度比ｅに予め定めら
れた余裕値Δe2を差し引くことにより上限値emaxが決定
される。本実施例においては、上記ステップSS1乃至SS
7、およびステップSS9乃至SS11が限界点検出手段に相当
するとともに、ステップSS8およびSS12が変速比制御範
囲決定手段に相当する。 なお、上限値emaxおよび下限値eminは、電子制御装置
350の電源オンの直後では学習ルーチンにより決定され
ていないので、予め記憶されたそれらのイニシャル値e
max(I)およびemin(I)が用いられる。それらイニシャル
値emax(I)およびemin(I)の大きさは第17図に示すように
決定されている。図において、斜線部分はCVT16におけ
る機構的に決まる最大速度比および最小速度比のばらつ
き範囲であり、上記イニシャル値emax(I)およびemin(I)
はそれらばらつき範囲の外側に設定されている。速度比
の機構上の限界点を一度はそれぞれ経験しなければなら
ないからである。また、前記下限判断基準値eL1および
上限判断基準値eL2は、図に示すように、上記ばらつき
範囲の内側に設定される。 ここで、上記イニシャル値emax(I)およびemin(I)は電
源オン時において設定されるから、CVT16における速度
比ｅの機構上の限界値はイグニッションキーのオン操作
毎に更新される。この場合には、伝動ベルト60の伸びな
どに起因して限界点が外側へずれる傾向にあるときに有
効である。しかし、車両の走行中においても予め定めら
れた一定の時間毎に更新するようにしてもよい。この場
合には、CVT16の機構上の限界点が走行中に外側へずれ
る傾向であるときに有効である。 以上のように学習ルーチンの実行が完了すると、第15
図のステップS6、S7、S8、S9では、上記ステップS3にお
いて求められた目標速度比ｅ＊が上記学習ルーチンの実
行により予め定められた変速比制御範囲を超えている場
合にはその変速比制御範囲の上限値emaxまたは下限値e
minに制限されるようになっている。すなわち、ステッ
プS6では、ステップS3において求められた目標速度比ｅ
＊が予め定められた変速比制御範囲の上限値emaxよりも
小さいか否かが判断され、小さくない場合にはステップ
S7において目標速度比ｅ＊が上限値emaxに置換される。
しかし、ステップS6の判断が肯定された場合には、目標
速度比ｅ＊が上限値emax未満であるので、ステップS8に
おいて目標速度比ｅ＊が上記下限値eminよりも大きいか
否かが判断される。目標速度比ｅ＊が下限値eminよりも
大きくない場合には、ステップS9において目標速度比ｅ
＊が下限値eminに置換されるが、大きい場合には目標速
度比ｅ＊が上限値emaxから下限値eminまでの変速比制御
範囲内であるので、続くステップS10以下が実行され
る。上記のように、本実施例では、ステップS6乃至S9
が、CVT16の速度比が前記変速比制御範囲を越えないよ
うに、変速制御弁装置260へ供給される駆動信号を制限
する制限手段に相当する。 ステップS10では、ステップS3において求められた目
標速度比ｅ＊がステップS4において求められた実際の速
度比ｅよりも大きいか否かが判断され、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
のステップが実行される。すなわち、目標速度比ｅ＊が
実際の速度比ｅよりも大きい場合にはステップS11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、小さい場合には、ステップS12において第１電磁弁2
72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S13では、目標速度比ｅ＊と実際の速度比ｅ
との偏差（|e＊−e|/e）が算出されるとともに、それに
基づいて次式（３）から流量制御値V0が求められる。 V0＝ｋ・|e＊−e|/e ・・・（３） また、ステップS14では、上記流量制御値V0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V0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。 上述のように、本実施例によれば、学習ルーチンによ
り予め定められた目標速度比ｅ＊の変速比制御範囲は、
可変プーリ56または58のＶ溝幅の変化量、すなわち可動
回転体66または68の移動幅に対応するCVT16の機械的に
許容される速度比変化範囲よりも比較的小さな余裕値Δ
e1およびΔe2だけ内側に決定されているが、このため、
目標速度比ｅ＊が上記上限値emaxから下限値minに至る
範囲内に制限されるので、換言すれば、速度制御弁装置
260へ供給される駆動信号の内容が目標送度比ｅ＊が上
限値emaxから下限値eminに至る範囲を超えないように制
限されるので、上記可変プーリ56または58のＶ溝幅の変
化、すなわち可動回転体66または68の移動が機構的に阻
止されることが防止される。これにより、CVT16の速度
比ｅが機械的な上限値（emax＋Δe2）或いは下限値（e
min−Δe1）に到達することに起因して行圧シリンダ70
または72内の油圧が高くなることが解消され、伝動ベル
ト60の耐久性低下やオイルポンプの動力損失が発生する
ことが解消される。 また、第16図に示す学習ルーチンによりCVT16の速度
比ｅの変化が機械的に制限される限界点（emax＋Δe2,e
min−Δe1）が検出され、その限界点に基づいて変速比
制御範囲が決定されるので、CVT16の経時変化や固体差
により上記限界点がばらついていても、そのばらつきを
包含した余裕値だけ内側に変化範囲を設定する場合に比
較して、機械的に許容される本来的に使用可能な速度比
変化範囲を効率よく活用できる。 また、本実施例の第１調圧弁100は、一次側油圧シリ
ンダ70内の油圧Pinおよび第２ライン油圧Pl2（≒二次側
油圧シリンダ72内の油圧Pout）に基づいてそれよりも一
定値だけ高い値に第１ライン油圧Pl1を調圧する形式の
ものであるから、CVT16の速度比の変化が機械的に制限
されると、特に速度比ｅが大きい側において第１ライン
油圧Pl1がフィードバックにより発散的に大きくなる
が、本実施例により上記機械的な制限が解消されるの
で、一層上記効果が得られる。 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、前述の実施例は、実際の速度比ｅを目標速
度比ｅ＊と一致させるフィードバック制御により速度比
ｅが調節されているが、オープンループ制御により速度
比ｅが調節される形式のCVTでも、変速制御弁装置を駆
動するための駆動信号をCVT16の変速比が機械的に制限
を受ける前に制限されるように予め定められた駆動信号
変化範囲内に制限することにより、本発明の効果が得ら
れる。 また、前述の実施例は、第１ライン油路80内の作動油
とそれよりも低圧の第２ライン油路82内の作動油が変速
制御弁装置260によって一対の油圧シリンダ70および72
へ相逆的に供給されることにより速度比ｅが調節される
形式のものであったが、出力側の油圧シリンダ72へ伝動
ベルト60の張力を制御するためのライン油圧が常時作用
させられるとともに入力側の油圧シリンダ70内の作動油
の排出およびその油圧シリンダ70への作動油を供給する
流量性御弁によって速度比を調節する形式の油圧回路に
も本発明が適用される。 また、前述の実施例では、ステップS3において決定さ
れた目標速度比ｅ＊が学習ルーチンにより予め定められ
た範囲の上限値emaxおよび下限値eminに制限されるよう
に構成されていたが、上限値emaxおよび下限値eminの一
方において制限されるだけでも一応の効果が得られるの
である。 また、前述の実施例におけるCVT16の変速制御では、
目標速度比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
Nin ＊（＝Nout/e＊）に実際の入力軸回転速度Ninが一致
するように制御されてもよいのである。このような場合
においては、上記目標回転速度Nin ＊が予め定められた
目標回転速度の変化範囲の上限値Nmax以下および下限値
Nmin以上に制限される。この目標回転速度の変化範囲
は、前述の目標速度比ｅ＊の変化範囲と同様にCVT16の
速度比ｅの機械的には許容される変化範囲よりも僅かに
内側に設定されている。 また、前述の実施例においては、目標速度比ｅ＊がス
テップS3において決定されると、その後のステップS6乃
至S9乃至にて制限されているが、学習ルーチンにより決
定された制限値emaxおよびeminをステップS3において用
いられる関係に適用した後に目標速度比ｅ＊を決定すれ
ば、目標速度比ｅ＊の決定と同時に制限された値が決定
され得る。 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。
するものである。 背景技術 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
アクチュエータおよび二次側油圧アクチュエータとを備
え、それら一対の油圧アクチュエータへ作用する作動油
油圧を変化させる変速制御弁により速度比が変化させら
れる形式の車両用ベルト式無段変速機が知られている。
たとえば特開昭52−98861号公報に記載されている無段
変速機がそれである。 そして、このよな無段変速機の速度比を制御するため
の制御装置の一種に、速度比制御装置が変速制御弁を電
気的に駆動することにより所望の速度比を実現するもの
がある。たとえば、速度比制御装置が実際の速度比また
は入力軸回転速度をそれらの目標値と一致させるように
変速制御弁を作動させるものがある。 発明が解決すべき問題点 ところで、上記のようなベルト式無段変速機において
は、たとえば可変プーリの可動回転体の移動が機械的に
阻止されてＶ溝幅の変化が不能となることにより速度比
の変化が機械的に阻止される場合がある。このような場
合には、通常、所望の速度比を得ようとして、或いは実
際値と目標値とを一致させようとして変速制御弁が駆動
されるので、変速制御弁が開かれて従動側あるいは駆動
側油圧アクチュエータ内の圧力がライン油圧に高められ
る。このため、速度比が機械的な限界に到達すると油圧
アクチュエータ内の油圧が必要以上に高くなるので、オ
イルポンプの駆動損失や、伝動ベルトの耐久性の低下が
発生する場合がある。また、調圧弁により油圧アクチュ
エータ内の油圧に基づいてライン油圧が制御される形式
の油圧制御回路では、ライン油圧と油圧アクチュエータ
内の油圧とが同じとなると、ライン油圧を更にその油圧
アクチュエータ内の油圧よりも高く制御しようとするの
で、ライン油圧が過大となて上記不都合が顕著となる。 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、ベルト式無段変速機の速
度比が機械的な上限値或いは下限値に到達することに基
因してライン油圧が必要以上に高くならないようにした
車両用ベルト式無段変速機の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、それら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、それら一対の油圧アクチ
ュエータへ作用する作動油油圧を変化させる変速制御弁
により速度比が変化させられる形式の車両用ベルト式無
段変速機において、（ａ）前記変速制御弁に供給する駆
動信号が予め定められた一定の値を越え且つ前記ベルト
式無段断変速機の速度比変化速度が予め定められた値以
下であるとに基づいて、そのベルト式無段変速機の速度
比の変化が機械的に制限される限界点を検出する限界点
検出手段と、（ｂ）その限界点検出手段により検出され
た限界点に基づいて変速比制御範囲を決定する変速比制
御範囲決定手段と、（ｃ）前記ベルト式無段変速機の速
度比が前記変速比制御範囲決定手段により決定された変
速比制御範囲を越えないように、前記変速制御弁を駆動
するための駆動信号を制限する制限手段とを、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、限界点検出手段により、変速制御
弁に供給する駆動信号が予め定められた一定の値を越え
且つ前記ベルト式無段変速機の速度比変化速度が予め定
められた値以下であることに基づいて、ベルト式無断変
速機の速度比の変化が機械的に制限される限界点が検出
され、変速比制御範囲決定手段により、その限界点に基
づいて変速比制御範囲が決定され、制御手段により、ベ
ルト式無段変速機の速度比がその変速比制御範囲を越え
ないように、変速制御弁を駆動するための駆動信号が制
限されるので、ベルト式無段変速機の速度比が機械的な
上限値或いは下限値に到達ることに起因して油圧アクチ
ュエータ内の油圧が必要以上に高くなることが解消さ
れ、伝動ベルトの耐久性低下やオイルポンプの動力損失
が発生することが解消される。 また、限界点検出手段により変速制御弁に供給する駆
動信号が予め定められた一定の値を越え且つ前記ベルト
式無段変速機の速度比変化速度が予め定められた値以下
であることに基づいて検出される限界点に基づいて変速
比制御範囲が決定されるので、実際のベルト式無段変速
機の経時変化や個体差により限界点がばらついても、そ
のばらつきを包含した余裕値だけ内側に変化範囲を設定
する場合に比較して、機械的に許容される本来的に使用
可能な速度比変化範囲を効率よく活用できる。 また、前記ベルト式無段変速機の速度比は、好適に
は、ベルト式無段変速機の実際の速度比を目標速度比と
一致させるように調節されるものであり、その目標速度
比は前記限界点に基づいて予め定められた変速比制御範
囲を超えないように決定される。たとえば、目標速度比
が予め定められた変化範囲を超えないように、目標速度
比がその変化範囲の上限値または下限値とされる。 また、前記ベルト式無段変速機の速度比は、好適に
は、ベルト式無段変速機の実際の入力軸回転を目標回転
速度と一致させるように調節されるものであり、その目
標回転速度は前記限界点に基づいて予め定められた変速
比制御範囲を超えないように決定される。たとえば、目
標回転速度が予め定められた変化範囲を超えないよう
に、目標回転速度がその変化範囲の上限値または下限値
とされる。 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の出力軸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
が反転させるので、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との備
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にそれぞれ軸方向の移動可能か
つ軸回りの相対回転不能に設けられた可動回転体66およ
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Nout/入力軸38の回転速度Nin）
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導ベルト
60の張力と関連させられる。なお、上記可動回転体66お
よび68の軸方向の移動は無制限ではなく図示しない機構
により制限されており、これによりCVT16の速度比変化
範囲が機械的に決定されている。また、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
油がリリーフ弁型式の第１調圧弁100によって吸入油路7
8およびロックアップクラッチ圧油路92へ流出させられ
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ななっている。 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
り閉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により閉弁方向へ付勢さ
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Pth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Pth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Pl2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・Pth＋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の端面にフィールドバック圧としての第１ラ
イン油圧Pl2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Pth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Pinのうち相対的に高い油圧を作用させるための室1
60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を介して閉弁方向に
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140の第１ランド150の受圧面積をA4、プランジ
ャ146の第２ランド156の断面の面積をA5、プランジャ14
6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。スプー
ル弁子140が式（２）に従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。
なお、本実施例では、上記受圧面積A4が受圧面積A6より
も大きく設定されており、第１調圧弁100の調圧値に関
して受圧面積A4に作用させられるフィードバック圧（第
１ライン油圧Pl1）の影響が、受圧面積A6に作用させら
れる一次側油圧シリンダ70内の油圧Pinのうち相対的に
高い油圧の影響よりも大きくされている。 Pl1＝ 〔（Pin or Pl2）・A6＋Pth（A5−A6）＋Ｗ〕/A4 ・・・・（２） 第１図に戻って、上記スロットル圧Pthはエンジン10
の出力トルクに密接に関連したスロットル弁開度θth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18
6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θthに対応したスロ
ットル圧Pthを発生させるスプール弁子190とを備えてい
る。第５図は上記スロットル圧Pthとスロットル弁開度
θth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2
20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の閉弁方向の推力およびプランジャ212の閉弁方
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Pth
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の閉弁方向の推力およびスロットル圧Pth
に基づくプランジャ212の閉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から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θth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θthに関連した
上限値に飽和させられる結果、前記２調圧弁102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θth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により閉弁
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2
22が速度比圧Peにより閉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ンリングシート224を介し
てスプール弁子222に付与される。また、プランジャ228
の端面にスロットル圧Pth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Pth
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Pthに基づいて最適
な値に調圧されるので、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、Ｐ（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26
0は変速方向切換弁262と流量切換弁264から構成されて
いる。なお、それら変速方向切換弁262および流量切換
弁264を駆動するためのパイロット圧Pp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26
6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Ppに基づく閉弁方向の付勢力
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Pp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により制御されるスプール弁であって、
流量切換弁264との間を接続する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280a,280c,280eと、ドレンに連通すドレンポート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280
f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Pp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Pp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Ppの非作用状態となる。このため、第１電磁弁27
2がオンでる期間は、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28
0f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との曲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
との間が閉られる。ここで、変速方向切換塩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、応答姓が改善されている。
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。 前記流量切換弁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294
を第１位置に向かって付勢するスプールリング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Pp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Pp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Ppの非作用状態とな
る。このため、第２電磁弁290がオン（デューティ比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8292bとの間、ポート292
c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292
b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。この流量切換弁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内の作動
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の変化送度が制御される。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ヘ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だ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内油路Pout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の油圧Pin＞二次側油圧シリ
ンダ72内の油圧Pout、第12図のエンジンブレーキ走行時
にはPout＞Pin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Pin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を一方を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、Pin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、Pinを示す曲線とPout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Pl1をPinおよ
びPout（≒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170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319とを備えている。上記スプール
弁子318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Pin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Pin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Pin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Pinおよび第２ライン油圧Pl2のうちの
高い油圧がフィードバック油圧として第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、PinもしくはPl2
に略等しいPout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れられて
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
にように、スロットル圧Pthに関連して第１ライン油圧P
l1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Poutとスロットル圧Pthとにしたがって増加
するが、スロットル圧Pth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。 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作動させるために適した圧力のクラッチ
油圧PCL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PCL
を受けて開弁方向に付勢されるスプール弁子324と、こ
のスプリング弁子324を閉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ンラッチ圧油路
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Pcl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Pcl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押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Pcl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のスプリグ338側の
室344に作用させられていたクラッチ油圧PCL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35
8、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Neを表す信号、入
力軸回転速度Ninを表す信号、出力軸回転速度Noutを表
す信号、スロットル弁開度θthを表す信号、シフトレバ
ー252の操作位置Ps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の一次記憶機能を利用し
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Nin、
出力軸54の回転速度Nout、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Ne、入力軸38の回転速度Nin、出力軸54の回転速
度Nout、スロットル弁開度θthが算出される。ステップ
S2および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θthと車速ｖに対応する出力軸回転速度
Noutとに基づいて目標速度比ｅ＊が決定される。この関
係は、たとえばスロットル弁開度θth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送度（入
力軸回転速度Nin）が目標回転速度Ni ＊となり、このNin
＊値を実現するように目標速度比ｅ＊（＝Nout/Nin）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25
2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。 続くステップS4において、上記ステップにより求めら
れたNoutおよびNinからCVT16の速度比ｅ（＝Nout/Nin）
が算出される。ステップS5では、限界値検出手段として
の学習ルーチンが実行されることにより、CVT16におけ
る速度比ｅの変化が機械的に制限される限界点が検出さ
れるとともに、その限界点に基づいて、機械的に許容さ
れる速度比の変化範囲より僅かに内側の制御上の変化範
囲が決定される。 すなわち、第16図に示すように、先ずステップSS1に
おいて、変速制御弁装置260における流量切換弁264を制
御する第２電磁弁へ供給される駆動信号に対応した制御
量v0（駆動信号のデューティ比、すなわち制御流量に対
応したもの）が予め定められた一定の判断基準値Cv以上
であるか比かが判断される。油圧シリンダ80および72の
一方へ流入または他方から流出する作動油流量が大きい
ときには実際の速度比ｅを積極的に変化させることを意
味しているので、上記判断基準値Cvは、速度比制御にお
いて速度比ｅの変化を指定しているか否かを判断するた
めのものである。上記ステップSS1において、制御量が
判断基準値Cvより小さいと判断された場合には、速度比
制御において速度比Heの変化がそれ程指令されていない
状態であるので、目標速度比ｅ＊を制限する必要はな
く、ステップSS4以下が実行される。すなわち、ステッ
プSS4において計時カウンタＩの内容が零にクリアされ
るとともに、ステップSS13においては次回に備えて今回
の速度比ｅが１制御サイクル全の速度比e-1として更新
される。 前記ステップSS1において制御量V0が予め定められた
一定の判断基準値Cv以上であると判断された場合には、
ステップSS1およびSS3において、機械的に許容されるCV
T16の速度比変化範囲において下限値付近に決定された
下限判断基準値eL1よりも実際の速度比ｅが大きいか否
か、および機械的に許容されるCVT16の速度比変化範囲
において上限値付近に決定された上限判断基準値eL2よ
りも実際の速度比ｅが小さいか比かが判断される。上記
ステップSS2或いはS3における判断がともに肯定された
場合には、目標速度比ｅを制限する必要がないので、前
述のステップSS4およびステップSS13が実行されるが、
否定された場合には、上記速度比変化範囲の上限値ある
いは下限値に近い場合であるので、目標速度比ｅ＊を制
限するプロセスに入る。 たとえば、ステップSS2における判断が否定された場
合には、ステップSS5において、現在の速度比ｅと前回
のサイクルにおける速度比e-1との偏差（|e−e-1|/
e）、すなわち速度比ｅの変化速度が予め定められた判
断基準値C1以下であるか否かが判断される。以下でなけ
れば比較的速やかに変化している状態であるあるのでス
テップSS4以下が実行されるが、以下である場合には通
常あり得る作動送度以下であるので、CVD16の速度比変
化が機械的な制限を受けたと考えられる。このため、ス
テップSS6において計時カウンタ１の内容が加算される
とともに、ステップSS7において計時カウンタＩの内容
が予め定められた計数値CI以上となったか否かが判断さ
れる。上記判断基準値C1および計数値CIは、CVT16の正
常な作動では有り得ない速度および時間にそれぞれ設定
される。 以上のステップが繰り返し実行されるうち上記ステッ
プSS7における判断が肯定された場合には、実際の速度
比ｅが下限値付近であって、その変化速度が正常時には
有得ないほど低くまた正常時には在り得ないほどそれが
接続された状態であるので、CVT16の速度比ｅが機械的
な下限値に到達したと考えられる。このため、ステップ
SS8が実行されて実際の速度比ｅに予め定められた余裕
値Δe1を加えることにより下限値eminが決定される。 反対に、前記ステップSS3における判断が否定された
場合には、ステップSS9において、現在の速度比ｅと前
回のサイクルにおける速度比e-1との偏差（|e−e-1|/
e）、すなわち速度比ｅの変化速度が予め定められた判
断基準値C2以下であるか否かが判断される。以下でなけ
れば比較的速やかに変化している状態であるのでステッ
プSS4以下が実行されるが、以下である場合には通常あ
り得る作動速度以下であるので、CVT16の速度比変化が
機械的な制限を受けたと考えられる。このため、ステッ
プSS10において計時カウンタＩの内容が加算されるとと
もに、ステップSS11において計時カウンタＩの内容が予
め定められた計数値CI以上となった否かが判断される。
上記判断基準値C2および計数値CIは、CVT16の正常な作
動では有り得ない速度および時間にそれぞれ設定され
る。 以上のステップが繰り返し実行されるうち、上記ステ
ップSS11における判断が肯定された場合には、実際の速
度比ｅがその上限値付近であって、その変化速度が正常
時には有り得ないほど低くまた正常時には有り得ないほ
どそれが持続された状態であるので、CVT16の速度比ｅ
が機械的な上限値に到達したと考えられる。このため、
ステップSS12が実行されて実際の速度比ｅに予め定めら
れた余裕値Δe2を差し引くことにより上限値emaxが決定
される。本実施例においては、上記ステップSS1乃至SS
7、およびステップSS9乃至SS11が限界点検出手段に相当
するとともに、ステップSS8およびSS12が変速比制御範
囲決定手段に相当する。 なお、上限値emaxおよび下限値eminは、電子制御装置
350の電源オンの直後では学習ルーチンにより決定され
ていないので、予め記憶されたそれらのイニシャル値e
max(I)およびemin(I)が用いられる。それらイニシャル
値emax(I)およびemin(I)の大きさは第17図に示すように
決定されている。図において、斜線部分はCVT16におけ
る機構的に決まる最大速度比および最小速度比のばらつ
き範囲であり、上記イニシャル値emax(I)およびemin(I)
はそれらばらつき範囲の外側に設定されている。速度比
の機構上の限界点を一度はそれぞれ経験しなければなら
ないからである。また、前記下限判断基準値eL1および
上限判断基準値eL2は、図に示すように、上記ばらつき
範囲の内側に設定される。 ここで、上記イニシャル値emax(I)およびemin(I)は電
源オン時において設定されるから、CVT16における速度
比ｅの機構上の限界値はイグニッションキーのオン操作
毎に更新される。この場合には、伝動ベルト60の伸びな
どに起因して限界点が外側へずれる傾向にあるときに有
効である。しかし、車両の走行中においても予め定めら
れた一定の時間毎に更新するようにしてもよい。この場
合には、CVT16の機構上の限界点が走行中に外側へずれ
る傾向であるときに有効である。 以上のように学習ルーチンの実行が完了すると、第15
図のステップS6、S7、S8、S9では、上記ステップS3にお
いて求められた目標速度比ｅ＊が上記学習ルーチンの実
行により予め定められた変速比制御範囲を超えている場
合にはその変速比制御範囲の上限値emaxまたは下限値e
minに制限されるようになっている。すなわち、ステッ
プS6では、ステップS3において求められた目標速度比ｅ
＊が予め定められた変速比制御範囲の上限値emaxよりも
小さいか否かが判断され、小さくない場合にはステップ
S7において目標速度比ｅ＊が上限値emaxに置換される。
しかし、ステップS6の判断が肯定された場合には、目標
速度比ｅ＊が上限値emax未満であるので、ステップS8に
おいて目標速度比ｅ＊が上記下限値eminよりも大きいか
否かが判断される。目標速度比ｅ＊が下限値eminよりも
大きくない場合には、ステップS9において目標速度比ｅ
＊が下限値eminに置換されるが、大きい場合には目標速
度比ｅ＊が上限値emaxから下限値eminまでの変速比制御
範囲内であるので、続くステップS10以下が実行され
る。上記のように、本実施例では、ステップS6乃至S9
が、CVT16の速度比が前記変速比制御範囲を越えないよ
うに、変速制御弁装置260へ供給される駆動信号を制限
する制限手段に相当する。 ステップS10では、ステップS3において求められた目
標速度比ｅ＊がステップS4において求められた実際の速
度比ｅよりも大きいか否かが判断され、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
のステップが実行される。すなわち、目標速度比ｅ＊が
実際の速度比ｅよりも大きい場合にはステップS11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、小さい場合には、ステップS12において第１電磁弁2
72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S13では、目標速度比ｅ＊と実際の速度比ｅ
との偏差（|e＊−e|/e）が算出されるとともに、それに
基づいて次式（３）から流量制御値V0が求められる。 V0＝ｋ・|e＊−e|/e ・・・（３） また、ステップS14では、上記流量制御値V0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V0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。 上述のように、本実施例によれば、学習ルーチンによ
り予め定められた目標速度比ｅ＊の変速比制御範囲は、
可変プーリ56または58のＶ溝幅の変化量、すなわち可動
回転体66または68の移動幅に対応するCVT16の機械的に
許容される速度比変化範囲よりも比較的小さな余裕値Δ
e1およびΔe2だけ内側に決定されているが、このため、
目標速度比ｅ＊が上記上限値emaxから下限値minに至る
範囲内に制限されるので、換言すれば、速度制御弁装置
260へ供給される駆動信号の内容が目標送度比ｅ＊が上
限値emaxから下限値eminに至る範囲を超えないように制
限されるので、上記可変プーリ56または58のＶ溝幅の変
化、すなわち可動回転体66または68の移動が機構的に阻
止されることが防止される。これにより、CVT16の速度
比ｅが機械的な上限値（emax＋Δe2）或いは下限値（e
min−Δe1）に到達することに起因して行圧シリンダ70
または72内の油圧が高くなることが解消され、伝動ベル
ト60の耐久性低下やオイルポンプの動力損失が発生する
ことが解消される。 また、第16図に示す学習ルーチンによりCVT16の速度
比ｅの変化が機械的に制限される限界点（emax＋Δe2,e
min−Δe1）が検出され、その限界点に基づいて変速比
制御範囲が決定されるので、CVT16の経時変化や固体差
により上記限界点がばらついていても、そのばらつきを
包含した余裕値だけ内側に変化範囲を設定する場合に比
較して、機械的に許容される本来的に使用可能な速度比
変化範囲を効率よく活用できる。 また、本実施例の第１調圧弁100は、一次側油圧シリ
ンダ70内の油圧Pinおよび第２ライン油圧Pl2（≒二次側
油圧シリンダ72内の油圧Pout）に基づいてそれよりも一
定値だけ高い値に第１ライン油圧Pl1を調圧する形式の
ものであるから、CVT16の速度比の変化が機械的に制限
されると、特に速度比ｅが大きい側において第１ライン
油圧Pl1がフィードバックにより発散的に大きくなる
が、本実施例により上記機械的な制限が解消されるの
で、一層上記効果が得られる。 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、前述の実施例は、実際の速度比ｅを目標速
度比ｅ＊と一致させるフィードバック制御により速度比
ｅが調節されているが、オープンループ制御により速度
比ｅが調節される形式のCVTでも、変速制御弁装置を駆
動するための駆動信号をCVT16の変速比が機械的に制限
を受ける前に制限されるように予め定められた駆動信号
変化範囲内に制限することにより、本発明の効果が得ら
れる。 また、前述の実施例は、第１ライン油路80内の作動油
とそれよりも低圧の第２ライン油路82内の作動油が変速
制御弁装置260によって一対の油圧シリンダ70および72
へ相逆的に供給されることにより速度比ｅが調節される
形式のものであったが、出力側の油圧シリンダ72へ伝動
ベルト60の張力を制御するためのライン油圧が常時作用
させられるとともに入力側の油圧シリンダ70内の作動油
の排出およびその油圧シリンダ70への作動油を供給する
流量性御弁によって速度比を調節する形式の油圧回路に
も本発明が適用される。 また、前述の実施例では、ステップS3において決定さ
れた目標速度比ｅ＊が学習ルーチンにより予め定められ
た範囲の上限値emaxおよび下限値eminに制限されるよう
に構成されていたが、上限値emaxおよび下限値eminの一
方において制限されるだけでも一応の効果が得られるの
である。 また、前述の実施例におけるCVT16の変速制御では、
目標速度比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
Nin ＊（＝Nout/e＊）に実際の入力軸回転速度Ninが一致
するように制御されてもよいのである。このような場合
においては、上記目標回転速度Nin ＊が予め定められた
目標回転速度の変化範囲の上限値Nmax以下および下限値
Nmin以上に制限される。この目標回転速度の変化範囲
は、前述の目標速度比ｅ＊の変化範囲と同様にCVT16の
速度比ｅの機械的には許容される変化範囲よりも僅かに
内側に設定されている。 また、前述の実施例においては、目標速度比ｅ＊がス
テップS3において決定されると、その後のステップS6乃
至S9乃至にて制限されているが、学習ルーチンにより決
定された制限値emaxおよびeminをステップS3において用
いられる関係に適用した後に目標速度比ｅ＊を決定すれ
ば、目標速度比ｅ＊の決定と同時に制限された値が決定
され得る。 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図の変速制御弁
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説明する図であって、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４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、第15図の学習ル
ーチンを詳しく説明するフローチャートである。第17図
は第16図の作動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） 260:変速制御弁装置（変速制御弁） ステップSS1乃至SS7,SS9乃至SS11:限界点検出手段 ステップSS8,SS12:変速比制御範囲決定手段 ステップS6,7,8,9:制限手段
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図の変速制御弁
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説明する図であって、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４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、第15図の学習ル
ーチンを詳しく説明するフローチャートである。第17図
は第16図の作動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） 260:変速制御弁装置（変速制御弁） ステップSS1乃至SS7,SS9乃至SS11:限界点検出手段 ステップSS8,SS12:変速比制御範囲決定手段 ステップS6,7,8,9:制限手段
─────────────────────────────────────────────────────
フロントページの続き
(72)発明者 大川 進
愛知県豊田市トヨタ町１番地 トヨタ自
動車株式会社内
(56)参考文献 特開 昭63−17132（ＪＰ，Ａ)
特開 昭61−291229（ＪＰ，Ａ)
特開 昭59−217051（ＪＰ，Ａ)
実公 昭52−23672（ＪＰ，Ｙ２)
(58)調査した分野(Int.Cl.6，ＤＢ名)
F16H 61/00
Claims (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、該一対の油圧アクチュエータ
へ作用する作動油油圧を変化させる変速制御弁により速
度比が変化させられる形式の車両用ベルト式無段変速機
において、 前記変速制御弁に供給する駆動信号が予め定められた一
定量の値を越え且つ前記ベルト式無段変速機の速度比変
化速度が予め定められた値以下であることに基づいて、
該ベルト式無段変速機の速度比の変化が機械的に制限さ
れる限界点を検出する限界点検出手段と、 該限界点検出手段により検出された限界点に基づいて変
速比制御範囲を決定する変速比制御範囲決定手段と、 前記ベルト式無段変速機の速度比が前記変速比制御範囲
決定手段により決定された変速比制御範囲を越えないよ
うに、前記変速制御弁を駆動するための駆動信号を制限
する制限手段と、 を含むことを特徴とする車両用ベルト式無段変速機の制
御装置。 ２．前記ベルト式無段変速機の速度比は、該ベルト式無
段変速機の実際の速度比を目標速度比と一致させるよう
に調節されるものであり、該目標速度比は前記限界点に
基づいて予め定められた変速比制御範囲を越えないよう
に決定され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制御装置。 ３．前記ベルト式無段変速機の速度比は、該ベルト式無
段変速機の実際の入力軸回転速度を目標回転速度と一致
させるように調節されるものであり、該目標回転速度は
前記限界点に基づいて予め定められた変速比制御範囲を
越えなうように決定され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電変速機の制御装置。
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP62208792A JP2794695B2 (ja) | 1987-08-21 | 1987-08-21 | 車両用ベルト式無段変速機の制御装置 |
| US07/232,666 US4867732A (en) | 1987-08-21 | 1988-08-16 | Control device for belt-and-pulley type continuously variable transmission for a vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP62208792A JP2794695B2 (ja) | 1987-08-21 | 1987-08-21 | 車両用ベルト式無段変速機の制御装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6449760A JPS6449760A (en) | 1989-02-27 |
| JP2794695B2 true JP2794695B2 (ja) | 1998-09-10 |
Family
ID=16562190
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP62208792A Expired - Lifetime JP2794695B2 (ja) | 1987-08-21 | 1987-08-21 | 車両用ベルト式無段変速機の制御装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2794695B2 (ja) |
Families Citing this family (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2006029515A (ja) * | 2004-07-20 | 2006-02-02 | Toyota Motor Corp | 無段変速機の制御装置 |
| JP4561407B2 (ja) * | 2005-03-02 | 2010-10-13 | トヨタ自動車株式会社 | ベルト式無段変速機の変速制御装置 |
| JP4602207B2 (ja) * | 2005-09-07 | 2010-12-22 | ジヤトコ株式会社 | 車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置 |
Family Cites Families (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS59217051A (ja) * | 1983-05-23 | 1984-12-07 | Toyota Motor Corp | 車両用無段変速機の制御方法 |
| JPH0613260B2 (ja) * | 1986-04-25 | 1994-02-23 | 日産自動車株式会社 | 無段変速機の制御装置 |
-
1987
- 1987-08-21 JP JP62208792A patent/JP2794695B2/ja not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS6449760A (en) | 1989-02-27 |
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|---|---|---|---|
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