JP4731505B2 - ベルト式無段変速機の油圧制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、ベルト式無段変速機の油圧制御装置に関し、特にライン圧制御装置に関する。

従来、ベルト式無段変速機（以下、CVT）の油圧制御装置として、例えば非特許文献１、２に記載の装置が知られている。文献１には、CVTの変速におけるベルト挟圧力、すなわちプーリ推力（以下、Fz）の制御方式としてプライマリプーリに供給する油圧（以下、プライマリ圧Pp）及び／又はセカンダリプーリに供給する油圧（以下、セカンダリ圧Ps）をソレノイドにより直接制御する方式が記載されており、これらの油圧のうち高い方の圧に一定の余裕圧を加えてライン圧（以下、PL）を設定するライン圧制御装置が記載されている。一方、文献2には、CVTの変速におけるベルト挟圧力（プーリ推力Fz）の制御方式としてPp及び／又はPsをステップモータにより制御する方式が記載されており、各プーリに供給する油圧（以下、プーリ圧）の元圧であるPLが最高油圧になるように、PLをプレッシャレギュレータバルブで調圧するライン圧制御装置が記載されている。
自動車技術会春季大会前刷集（20005220） JATCO Technical Review（2003 No.4 17〜30ページ）

このように従来技術では、PLは常にいずれのプーリ圧よりも余裕代を持った高めの圧に設定している。これは、PLとプーリ圧との間で油路抵抗などによる圧損がある場合を想定して、確実にベルト滑りを防止できるプーリ圧を確保するためである。ここでベルト滑りとは、伝達されるトルクに対してベルト挟圧力（プーリ推力Fz）が不足することに起因して、ベルトがプーリに対して滑る状態を指す。

例えば、セカンダリプーリ側のベルト巻付き半径Rsをプライマリプーリ側のベルト巻付き半径Rpで除して算出される変速比Ip（＝Rs/Rp）が１より大きい場合、すなわち変速比Ipがロー側の場合には、ベルト巻付き半径Rがプライマリプーリ側で小径となる（Rp<Rs）。以下の理由から、変速比Ipロー側では、プライマリプーリ推力Fzpは、セカンダリプーリ推力Fzsよりも小さいが、その差は僅かである。

すなわち、第１に、ベルト巻付き半径Rを維持するために必要とされるプーリ推力（Fz1とする）は、Rが小さくなるほど小さくてすむ。よって、プライマリプーリ側のRpが小さくなる（セカンダリプーリ側のRsが大きくなる）ほど、プライマリプーリ側のプーリ推力Fzp1は、セカンダリプーリ側のプーリ推力Fzs1よりも小さくなる。

第２に、所定のトルクを伝達するために必要とされるプーリ推力（Fz2とする）は、ベルト巻付き半径Rが小さくなるほど大きくなる。よって、プライマリプーリ側のRpが小さくなる（セカンダリプーリ側のRsが大きくなる）ほど、プライマリプーリ側のFzp2は、セカンダリプーリ側のFzs2よりも大きくなる。

よって、Fz1とFz2の合計を考えると、プライマリプーリ側のFzp（=Fzp1+Fzp2）とセカンダリプーリ側のFzs（=Fzs1+Fzs2）との差は小さくなる。ただし、Fzp2の上限は限られているため、ロー側で、FzpがFzsを上回ることはほとんどない。

以上より、ロー側では、プライマリ圧Ppより高いセカンダリ圧Psが必要とされる。よって、少なくともPs以上のライン圧PLを設定する必要がある。

一方、ベルト滑りは、ベルト巻付き半径Rが小径のプライマリプーリ側で発生するおそれがある。よって、ベルト滑り防止のため、Ppに対して所定の安全率を持ったPLを設定する必要もある。

ここで、上記のように、ロー側では、PpはPsに近接する。したがって、Ppに対して確保したPLの安全率が、PsとPpとの差圧分よりも大きい場合、結果として、Psに対しても所定の余裕圧を持つPLを設定することになる。

一方、変速比Ipが１より小さい場合、すなわちオーバードライブ（ハイ）側の場合には、セカンダリプーリ側のベルト巻付き半径Rsが小径となる（Rp>Rs）。

オーバードライブ側の状態はロー側を反転させた状態であるため、上記第１、第２の理由からすると、Fzp（=Fzp1+Fzp2）がFzs（=Fzs1+Fzs2）を下回ることはほとんどない一方、プライマリプーリ側のFzpとセカンダリプーリ側のFzsとの差は小さくなるはずである。

しかし、ロー側ではベルトのエレメント押力（圧縮力）とベルトのバンド張力差との双方がトルク伝達に寄与するのに対し、オーバードライブ側では、バンド張力差はトルク伝達に対してマイナスに作用する。よって、オーバードライブ側では、マイナスに作用するバンド張力差を相殺するためのエレメント押力がさらに必要となる。このため、上記エレメント押力を確保するために追加的に必要とされるクランプ力Fz2'は、プライマリプーリ側の方がセカンダリプーリ側よりも大きくなる（Fzp2' >Fzs2'）。

よって、Fzp（=Fzp1+Fzp2+Fzp2'）がFzs（=Fzs1+Fzs2+Fzs2'）を下回ることはなく、プライマリプーリ側のFzpとセカンダリプーリ側のFzsとの差は大きくなる。

以上より、オーバードライブ側では、セカンダリ圧Psより高いプライマリ圧Ppが必要とされる。よって、少なくともPp以上のライン圧PLを設定する必要がある。

一方、ベルト滑りは、ベルト巻付き半径Rが小径のセカンダリプーリ側で発生するおそれがある。よって、ベルト滑り防止のため、Psに対して所定の安全率を持ったPLを設定する必要もある。

ここで、上記のように、オーバードライブ側では、FzsはFzpに対して充分小さいため、PsはPpよりも小さく、かつその差圧（Pp−Ps）は大きい。よって、PLがPp以上の値に設定されている限り、PpとPsとの上記差圧によって、Psに対するPLの安全率は充分に確保されている。したがって、オーバードライブ側では、PLをPpにまで下げることが可能である。

文献１、２に記載のライン圧制御装置は、Ipがローであるとオーバードライブであるとに関わらずPLを高く維持する。よって、オーバードライブ時において、上記のように安全率が確保されているにも関わらずオイルポンプを作動させて高いPLを維持すると、必要とされないPLの分だけエンジンのエネルギーは無駄になり、燃費が悪化する。

本発明は上記課題に着目してなされたものであり、通常走行頻度の高いオーバードライブ時に、PpとPLとの差圧を小さくしてポンプロスを少なくすることにより、燃費を向上することが可能なベルト式無段変速機の油圧制御装置を提供することを目的とする。

上記目的を達成するため、請求項１に記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置は、可動プーリ及び固定プーリからなる一対の駆動側プーリと、可動プーリ及び固定プーリからなる一対の被駆動側プーリと、前記駆動側プーリ及び前記被駆動側プーリに掛け渡されるベルトと、を備え、油圧により前記可動プーリを移動させて前記駆動側プーリ及び前記被駆動側プーリの各溝幅及びベルト巻付き半径を変更することにより無段階に変速可能なベルト式無段変速機の油圧制御装置において、オイルポンプの吐出圧を調圧してライン圧を得るライン圧制御手段と、ライン圧を元圧として前記駆動側プーリに供給される第１油圧を調圧する第１油圧制御手段と、ライン圧を元圧として前記被駆動側プーリに供給される第２油圧を調圧する第２油圧制御手段と、を有し、前記ライン圧制御手段は、前記第１油圧と前記第２油圧の高いほうの油圧に余裕圧を加えた値にライン圧を調圧し、前記第１油圧が前記第２油圧より高いときに、前記第１油圧が前記第２油圧より低いときよりも前記余裕圧を下げるライン圧制御部を有することとした。

よって、本発明のベルト式無段変速機の油圧制御装置にあっては、通常走行頻度の高いオーバードライブ時に、PpとPLとの差圧を小さくしてポンプロスを少なくすることにより、燃費を向上することが可能である。

以下、本発明を実現するための最良の形態を、実施例に基づいて説明する。

［自動変速機の概略］
図１は、本発明の油圧制御装置を適用したFF車用の自動変速機の概略断面図である。図２は、上記自動変速機の制御系を示す。自動変速機は、エンジンからのトルクを増幅するトルクコンバータ１と、発進クラッチを有する前後進切替機構２と、入出力間で無段変速するCVT３と、減速を行うアイドラギヤ５と、ディファレンシャルギヤ６と、を有している。また、各装置への油圧や潤滑油を供給する機構として、オイルポンプ７と、油圧コントロールバルブユニット８と、を有している。

前後進切換機構２は、トルクコンバータ出力軸１３と連結したリングギア２ａ，ピニオンキャリア２ｂ，及びCVT入力軸１４と連結したサンギア２ｃからなる遊星歯車機構により構成されている。ピニオンキャリア２ｂには、変速機ケースにピニオンキャリア２ｂを固定する後進ブレーキ２ｅ、及びCVT入力軸１４とピニオンキャリア２ｂとを一体に連結する前進クラッチ２ｄが設けられている。

CVT３は、CVT入力軸１４の端部に設けられたプライマリプーリ３０（プライマリ可動プーリ３０ａおよびプライマリ固定プーリ３０ｂ）と、従動軸１６上に設けられたセカンダリプーリ３１（セカンダリ可動プーリ３１ａおよびセカンダリ固定プーリ３１ｂ）と、各プーリ３０，３１の溝間に巻き付けられプライマリプーリ３０の回転力をセカンダリプーリ３１に伝達するベルト１５と、を有している。従動軸１６の端部には出力ギヤ４が設けられており、出力ギヤ４はアイドラギヤ５と噛み合っている。

図外のエンジンから自動変速機に入力された回転力は、トルクコンバータ１及び前後進切換機構２を介してCVT入力軸１４に伝達される。CVT入力軸１４の回転力はプライマリプーリ３０，ベルト１５，セカンダリプーリ３１，及び従動軸１６を介してアイドラギヤ５に伝達される。アイドラギヤ５の回転は、ディファレンシャルギヤ６を介してドライブシャフト１７に伝達され、これにより駆動輪が駆動される。

(油圧回路の構成)
図３は、油圧コントロールバルブユニット８内の油圧回路の一部を示す。オイルポンプ７の吐出ポートには、油路101を介して、PLを調圧するプレッシャレギュレータバルブ（P.REG.V）110が接続されている。オイルポンプ７とP.REG.V110との間で調圧されたPLは、油路101に接続された油路103に供給される。

油路103には、油路104，油路106及び油路108が接続されている。油路104には、オリフィス105を介して後述する油路111が接続されている。油路106には、セカンダリプーリシリンダ室３１ｃの油圧を供給するセカンダリバルブ（SEC.V）140が接続されている。油路107には、プライマリプーリシリンダ室３０ｃの油圧を供給する変速制御弁170が接続されている。油路108には、パイロットバルブ（PILOT.V）130が接続されている。

PILOT.V130は、信号圧の元圧であるパイロット圧を供給する。パイロット圧は、油路131を介して、ライン圧ソレノイド100に供給される。ライン圧ソレノイド100からの信号圧は、図外のプレッシャモディファイアバルブへ供給される。上記信号圧により調圧されたプレッシャモディファイアバルブの供給油圧は、P.REG.V110の背圧として作用し、PLを調圧する。

P.REG.V110の下流には油路111を介してPLよりも低い第３油圧（例えば前進クラッチ２ｄ用の締結圧）を調圧するクラッチレギュレータバルブ（CL.REG.V）120が接続されている。油路111には、油路104がオリフィス105を介して接続されている。P.REG.V110と油路111との間で調圧された第３油圧は、図外のセレクトスイッチングバルブへ供給されると共に、油路113を介して比例制御弁であるセカンダリコントロールバルブ（SEC.CONT.V）150へ供給される。

PILOT.V130で調圧されたパイロット圧は、油路131を介してセカンダリ圧ソレノイド160に供給される。セカンダリ圧ソレノイド160により調圧された信号圧は、油路161を介してSEC.CONT.V150の背圧として供給される。SEC.CONT.V150において調圧された第４油圧（第３油圧を調圧した油圧）は、SEC.V140の背圧として供給される。SEC.V140においてPLを元圧として調圧されたPsは、セカンダリプーリシリンダ室３１ｃに供給される。

変速制御弁170には、プライマリプーリシリンダ室３０ｃにPpを供給する油路171が接続されている。また、変速制御弁170には、プライマリプーリ３０の溝幅を示す機構（後述する変速比センサ３０ｄ）とステップモータ１０とがリンク190を介して接続され、これらはステップモータ１０の駆動量すなわち回転ステップ数によって変速比Ipをフィードバック制御するメカニカルフィードバック機構を構成している。

（変速制御弁の構成）
図４は、変速制御弁170のメカニカルフィードバック機構の構成を示す。説明のため、プライマリプーリ３０の軸方向にx軸を設け、プライマリ固定プーリ３０ｂに対してプライマリ可動プーリ３０a側を正方向と定義する。

メカニカルフィードバック機構には、ステップモータ１０の回転ステップ数に対応する変位分だけｘ軸方向に移動可能な第1ロッド194が設けられている。第1ロッド194のx軸正方向端はリンク190の一端191と回動可能に結合し、リンク190の他端192はプライマリ可動プーリ３０a外径端部に設けられた変速比センサ３０ｄと回動可能に結合している。すなわち、リンク190の両端に、第1ロッド194及びプライマリ可動プーリ３０aがx軸方向に移動可能に結合している。

リンク190の中央部には、第2ロッド193のx軸負方向端が回動可能に結合されている。第2ロッド193は変速制御弁170のスプール173と一体に設けられており、第2ロッド193のx軸正方向端は、スプール173のx軸負方向端に固定されている。

変速制御弁170には、PL供給ポート175、Pp供給ポート174、及びドレンポート176が設けられている。PL供給ポート175は、油路107に開口し、オイルポンプ7と連通している。Pp供給ポート174は、油路171に開口し、プライマリプーリシリンダ室３０ｃと連通している。ドレンポート176は、ドレン油路172に開口し、オイルパン8と連通している。

変速制御弁170のスプール173のランド部173aは、スプール位置に応じて、プライマリプーリシリンダ室３０ｃの作動油をドレンしてPpを下げるか、又はプライマリプーリシリンダ室３０ｃに作動油を供給してPpを上げるかを切り替える。

すなわち、スプール173の中立位置では、ランド部173aはPp供給ポート174を遮断して、油路171と油路107とを非連通とし、かつ油路171とドレン油路172とを非連通としている。スプール173が中立位置からx軸正方向に移動すると、ランド部173aにより遮断されていたPp供給ポート174は油路107と連通する一方、ドレン油路172と非連通のままである。また、スプール173が中立位置からx軸負方向に移動すると、ランド部173aにより遮断されていたPp供給ポート174はドレン油路172と連通する一方、油路107と非連通のままである。

（メカニカルフィードバック機構の作用）
以下、上記メカニカルフィードバック機構を用いた変速制御について説明する。ステップモータ１０が駆動され、リンク190を介して変速制御弁170が遮断位置から移動すると、プライマリプーリシリンダ室３０ｃの油圧が変更され、変速が行われる。この変速によってプライマリプーリ３０の溝幅が変更されると、リンク190を介したフィードバック情報が変速制御弁170に伝達され、変速制御弁170が遮断位置に戻される。すなわち、ステップモータ１０の駆動量（後述のステップモータ指令値Ip0stepに対応する回転ステップ数）によって変速比Ipをフィードバック制御するよう構成されている。

（ロー）
図５は、Ipがローである状態のCVT３の油圧回路を示したものである。プライマリプーリ３０の溝幅は広く、プライマリプーリ３０に巻き掛けられたベルト１５の巻付き半径は小さい。一方、セカンダリプーリ３１の溝幅は狭く、セカンダリプーリ３１に巻き掛けられたベルト１５の巻付き半径は大きい。また、変速制御弁170のスプール173のランド部173aはPp供給ポート174を遮断しており、プライマリプーリシリンダ室３０ｃと油路107を非連通とし、プライマリプーリシリンダ室３０ｃとドレン油路172を非連通としている。このため、Ipは目標変速比Ip0に維持されている。

（アップシフト）
図６は、Ipがローである状態からアップシフトする場合のCVT３の油圧回路の作動油の流れを示す。アップシフト後の目標変速比Ip0に対応する分だけステップモータ１０の回転ステップ数を増やすと、第１ロッド194が所定量だけx軸正方向に移動する。すると、第１ロッド194と結合されているリンク190は、その端192（上記他端192）を中心として図６の時計回り方向に回転移動する。このため、リンク190の中央部に結合されている第２ロッド193はx軸正方向に移動する。よって、リンク190を介して変速制御弁170のスプール173もx軸正方向に移動する。すると、Pp供給ポート174は油路107と連通し、プライマリプーリシリンダ室３０ｃには高圧のPL側から作動油が供給される。

また、プライマリ可動プーリ３０aがx軸負方向に移動すると、プライマリ可動プーリ３０aの端に設置された変速比センサ３０ｄに結合されているリンク190は、第1ロッド194との結合部（上記一端191）を中心として図６の時計回り方向に回転移動する。このため、リンク190の中央部に結合されている第２ロッド193はx軸負方向に移動する。よって、変速制御弁170のスプール173もx軸負方向に移動し、スプール173のランド部173aがPp供給ポート174と油路107との連通開度を小さくする。これによりプライマリプーリシリンダ室３０ｃに供給される作動油の量が低減される。

更に、プライマリ可動プーリ３０aがx軸負方向に移動しすぎた場合には、変速制御弁170のスプール173は、更にx軸負方向に移動する。すると、ランド部173aはプライマリプーリシリンダ室３０ｃをドレン油路172と連通させ、プライマリプーリシリンダ室３０ｃの作動油をドレンする。

このように機械的なフィードバック機構により、ステップモータの駆動量に相当する分だけの作動油をプライマリプーリシリンダ室３０ｃに供給する。このため、Ppは高圧になり、プライマリ可動プーリ３０aはx軸負方向に押されて移動し、プライマリプーリ３０の溝幅は狭くなる。よって、プライマリプーリ３０に巻き掛けられたベルト１５の巻付き半径Rpは大きくなる。一方、SEC.V140の制御によりPsはIp0を実現する値にまで下げられ、セカンダリプーリ３１の溝幅は広くなり、セカンダリプーリ３１に巻き掛けられたベルト１５の巻付き半径Rsは小さくなる。したがって、IpがIp0と一致するようにアップシフトする。

（ハイ）
図７は、Ipがハイ（オーバードライブ側の最小のIp）である状態のCVT３の油圧回路を示したものである。プライマリプーリ３０の溝幅は狭く、ベルト巻付き半径Rpは大きい。一方、セカンダリプーリ３１の溝幅は広く、ベルト巻付き半径Rsは小さい。また、変速制御弁170のスプール173のランド部173aはPp供給ポート174を遮断しており、プライマリプーリシリンダ室３０ｃと油路107及びドレン油路172とを非連通としている。このため、IpはIp0に維持されている。

なお、プライマリプーリシリンダ室３０ｃ及びセカンダリプーリシリンダ室３１ｃからは常に作動油が漏出している。プライマリプーリ３０については、上記メカニカルフィードバック機構により、漏出した作動油が自動的に補給される。セカンダリプーリ３１については、セカンダリバルブSEC.V140によりPsが調圧され、漏出した作動油が補給される。したがって、変速を行っていないときも、IpはIp0に維持される。

（ダウンシフト）
図８は、Ipがハイである状態からダウンシフトする場合のCVT３の油圧回路の作動油の流れを示す。ダウンシフトが指令されると、ステップモータ１０の回転ステップ数を減らして第１ロッド194をx軸負方向に移動する。すると、変速制御弁170のスプール173がx軸負方向に移動し、プライマリプーリシリンダ室３０ｃがドレン油路172と連通する。こうしてPpが下がると、Ipはダウンシフト側に変化する。IpがIp0近傍になると、スプール173のランド部173aは、プライマリプーリシリンダ室３０ｃと油路107及びドレン油路172とをいずれも非連通とするように機械的にフィードバック制御されるため、Ip0が維持される。

以上のように、リンク190を介したメカニカルフィードバック機構により変速制御弁170を制御し、PLを減圧してPpを調圧する。一方、それに合わせてSEC.V140を制御し、PLを減圧してPsを調圧する。このようにPpとPsのバランスを変化させることにより所定の変速比Ipを得る（Pp及びPsを調圧する、いわゆる両調圧方式）。

（電子制御系の構成）
図９は、CVT３の電子制御系のブロック図である。電子制御系は、各種センサ、CVTコントロールユニット９、及び各種アクチュエータから構成されている。各種センサは、セカンダリ圧センサ４１、変速比センサ３０ｄ、車速センサ４２、スロットル開度センサ４３、アクセル開度センサ４４、エンジン回転数センサ４５、及びエンジントルクセンサ４６からなる。

CVTコントロールユニット９は、目標変速比設定手段９０、プライマリ圧調圧手段９１、セカンダリ圧調圧手段９２、実変速比検出手段９３、及びライン圧制御手段９４を有している。ライン圧制御手段９４は、一定走行判定部９５、比較部９６及びライン圧調圧部９７を有している。各種アクチュエータはステップモータ１０、セカンダリ圧ソレノイド160、及びライン圧ソレノイド100からなる。

CVTコントロールユニット９は、上記各種センサからの入力信号に基づき演算を行い、その結果に基づいて上記各種アクチュエータに駆動信号を出力する。目標変速比設定手段９０は、車速センサ４２、アクセル開度センサ４４、及びエンジン回転数センサ４５の検出信号に基づき、所定の変速マップを用いて目標変速比Ip0を設定する。プライマリ圧調圧手段９１は、Ip0に応じた指令電流（ステップモータ指令値Ip0step）をステップモータ１０に出力する。セカンダリ圧調圧手段９２は、目標セカンダリ圧Ps0を設定し、Ps0に応じた指令電流をセカンダリ圧ソレノイド160に出力する。実変速比検出手段９３は、変速比センサ３０ｄからの信号に基づき、実変速比Ipを検出する。

ライン圧制御手段９４の一定走行判定部９５は、車速センサ４２及びスロットル開度センサ４３からの信号に基づき、車速及びスロットル開度が一定の走行状態であるか否かを判定する。比較部９６は、目標変速比Ip0と実変速比Ipとを比較する。ライン圧調圧部９７は、目標ライン圧PL0を算出し、このPL0に応じた指令圧PL*を設定する。そして、PL*を指令電流に変換してライン圧ソレノイド100に対して出力する。

（プライマリ圧及びセカンダリ圧の設定）
図１０は、Pp0、Ps0、及びPL0の設定方法を示すブロック図である。図１０に示すように、まず、CVT３への入力トルクTinを、エンジントルクTengと、オイルポンプ７の駆動に要するエネルギーロスと、トルクコンバータ出力軸１３等の回転数上昇に要するイナーシャ補正分と、に基づき算出する。

次に、セカンダリ可動プーリ３１aがベルト１５を押し付ける力（セカンダリプーリ推力）Fzsの目標値、すなわちセカンダリプーリ３１でベルト滑りを生じることなくトルク伝達可能な基礎Fzsを、Fzs=Tin×cosθ/(2μRp) ×Sfにより算出する。ここで、μはエレメントとプーリとの間の摩擦係数であり、Rpはプライマリ側のベルト巻き付き半径であり、Sfはベルト滑りに対する所定の安全率であり、θはプーリ半頂角（シーブ角）である。これらはIp0等に基づき算出できる。そして、Ps0を、基礎Fzsに基づき算出する。このPs0に応じた指令圧Ps*が設定される。Ps*が指令電流に変換され、セカンダリ圧ソレノイド160に出力されることで、PsがPs0に調圧される。

一方、後述する図１１のマップからIp0に対応するバランス推力比τ（＝Fzp/Fzs）を推定する。その上で、プライマリ可動プーリ３０aがベルト１５を押し付ける力（プライマリプーリ推力）Fzpの目標値、すなわちプライマリプーリ３０でベルト滑りを生じることなくトルク伝達可能な基礎Fzpを、Fzp=τFzsにより算出する。そして、Pp0を、基礎Fzpに基づき算出する。このPp0は、後述するライン圧PLの設定に用いる。一方、ステップモータ指令値Ip0stepがステップモータ１０に出力されることで、PpがPp0に調圧され、目標変速比Ip0が実現される。

（ライン圧の設定）
PLはPp及びPsの元圧であるため、PLがPp以上かつPs以上であることが前提となる。また、PLは常にPp及びPsのいずれか一方より余裕代を持った高めの圧に設定している。通常のPLのオープン制御では、図１０に示すように、PL0を算出する際、Pp0とPs0のいずれか高いほうの油圧にそれぞれ後述する所定の余裕圧α、βを加えて算出する。これは、PLとプーリ圧Pp、Psとの間で油路抵抗などによる圧損（圧力差）が生じる場合を想定して、確実にベルト滑りを防止できるプーリ圧Pp、Psを確保するためである。

（バランス推力比）
図１１は、各変速比Ipにおけるバランス推力比τ＝Fzp/Fzsのマップを示す。バランス推力比τは、ベルト１５が所定のトルクを伝達している場合において、所定のIpを維持するために必要なプーリ推力のバランス（プライマリプーリ推力Fzpとセカンダリプーリ推力Fzsとの関係）を表し、FzpとFzsとの比をとったものである。なお、バランス推力比τのマップ特性は、ベルト負荷やベルト特性等の諸要因により決定される。

CVT３の変速制御においては、各プーリ３０，３１でベルト滑りが生じないような押し付け力Fzp、Fzsを確保しつつ、そのバランスFzp/Fzsを変えることにより各プーリのベルト巻付き半径の比Rs/Rp、すなわちIpを変化させる。

図１１に示すように、τは、Ipがロー側の領域では変化が少なく1に近い一方、オーバードライブ側の領域では変化が大きく2に近い。

（Ipロー側）
τは、Ipが最もローであるとき0.8程度であり、Ipが１付近となるまで、0.8〜1の範囲でほとんど変化せず、わずかに上昇するのみである。Ipロー側では、プライマリプーリ３０側のベルト巻付き半径が小径となる（Rp<Rs）。以下の理由から、FzpはFzsよりも小さいが、その差は僅かであり、FzpはFzsに近接する。

すなわち、第１に、ベルト巻付き半径Rを維持するために必要とされるプーリ推力Fz1は、Rが小さくなるほど小さくてすむ。よって、プライマリプーリ３０側のベルト巻付き半径Rpが小さくなるほど、プライマリプーリ３０側のプーリ推力Fzp1は、セカンダリプーリ３１側のプーリ推力Fzs1よりも小さくなる。

第２に、所定のトルクを伝達するために必要とされるプーリ推力Fz2は、ベルト巻付き半径Rが小さくなるほど大きくなる。よって、プライマリプーリ３０側のベルト巻付き半径Rpが小さくなるほど、プライマリプーリ３０側のFzp2は、セカンダリプーリ３１側のFzs2よりも大きくなる。

よって、Fz1とFz2の合計を考えると、プライマリプーリ３０側のFzp（=Fzp1+Fzp2）とセカンダリプーリ３１側のFzs（=Fzs1+Fzs2）との差は小さくなる。ただし、Fzp2の上限は限られているため、ロー側で、FzpがFzsを上回ることはほとんどない。

（Ip＝１）
Ipが1であるときは、プライマリプーリ３０とセカンダリプーリ３１との間でベルト巻付き半径が等しくなる（Rp＝Rs）。このためFzp1とFzs1は等しくなり、バランス推力比τは１となるはずである。しかし、後述するように、所定のトルクを伝達するために必要とされるプーリ推力Fz2が、ロー側からオーバードライブ側に向かうにつれてより多く必要となるため、Ipが１よりも若干ロー側でもFzp2はFzs2よりも大きくなる。すなわち、Fzp（=Fzp1+Fzp2）はFzs（=Fzs1+Fzs2）よりも大きくなる。したがって、図１１に示すように実際には、Ipが１であるときτは1より若干大きくなり、Ipが１より若干ロー側のaであるときτは1となる。

（Ipオーバードライブ側）
τは、Ipが1付近からオーバードライブ側に向かうにつれて、略一定の割合で上昇し、Ipが最もオーバードライブであるとき1.8〜2となる。

Ipがオーバードライブ側では、セカンダリプーリ３１側のベルト巻付き半径Rsが小径となる（Rp>Rs）。ロー側の状態を反転させた状態であるため、上記第１、第２の理由からすると、Fzp（=Fzp1+Fzp2）がFzs（=Fzs1+Fzs2）を下回ることはほとんどない一方、プライマリプーリ側のFzpとセカンダリプーリ側のFzsとの差は小さくなるはずである。

しかし、ロー側ではベルト１５のエレメント押力（圧縮力）とベルト１５のバンド張力差との双方がトルク伝達に寄与するのに対し、オーバードライブ側では、バンド張力差はトルク伝達に対してマイナスに作用する。よって、オーバードライブ側では、マイナスに作用するバンド張力差を相殺するためのエレメント押力がさらに必要となる。このため、上記エレメント押力を確保するために追加的に必要とされるプーリ推力Fz2'は、プライマリプーリ３０側の方がセカンダリプーリ３１側よりも大きくなる（Fzp2' >Fzs2'）。

よって、オーバードライブ側では、Fzp（=Fzp1+Fzp2+Fzp2'）がFzs（=Fzs1+Fzs2+Fzs2'）を下回ることはなく、かつ、プライマリプーリ３０側のFzpとセカンダリプーリ３１側のFzsとの差は大きくなる。

以上より、τ（＝Fzp/Fzs）は、Ipがロー側では変化が少なく1に近い（0.8〜1）一方、オーバードライブ側では変化が大きく、Ip=１からオーバードライブ側に向かうにつれて2に近くなる（1.8〜2）。

（プライマリ圧とセカンダリ圧との関係）
図１２は、バランス推力比τを、プライマリ圧Ppとセカンダリ圧Psとの関係に換算した油圧特性マップであり、ライン圧PLと共に示す。Pp及びPsは、所定の変速比Ipを維持しつつトルクを伝達するためにそれぞれ必要とされるプーリ圧であり、このPpとPsのバランスを変化させることにより所定のIpを得る。よって、プライマリ可動プーリ３０aとセカンダリ可動プーリ３１aの面積比率を自由に設定しつつ、Fzp及びFzsからPp及びPsを算出し、図１２のような関係のマップとしている。

図１２に示すように、Ppは、オーバードライブ側よりもロー側で低く、Ipが最もローであるとき最も低い。Ipがローの領域では、Ipがオーバードライブ側に向かうにつれて、Ppは上昇する。Ipがオーバードライブの領域では、Ppは略一定である。

Psは、オーバードライブ側よりもロー側で高く、Ipが最もローであるとき最も高い。Ipがローの領域では、Psは略一定である。中間変速比１よりロー側の変速比Aの近傍からオーバードライブ側に向かうにつれて、Psは略一定の割合で減少する。Ipが最もオーバードライブであるとき、Psは最低である。なお、Aは、図１１のaに対応するIpである。

Ipがローの領域において、PpはPsより低いがPpとPsとの差圧γは小さく、PpはPsに近接している。IpがAのとき、PpとPsは一致する。Aよりオーバードライブ側では、PpのほうがPsよりも高く、両圧の差δは大きい。

（プーリ圧とライン圧との関係）
図１２の油圧特性に示すように、Ipがロー側の場合には、Ppより高いPsが必要とされる。よって、少なくともPs以上のPLを設定する必要がある。一方、ベルト滑りは、ベルト巻付き半径が小径のプライマリプーリ３０側で発生するおそれがある。よって、ベルト滑り防止のため、Ppに対して所定の安全率を持ったPLを設定する必要もある。ここで、ロー側ではPpはPsに近接し、PsとPpとの差圧γが小さい。よって、Ppに対する所定の安全率のほうがγより大きくなるため、ロー側ではPsに対して所定の余裕圧αを持つPLを設定する。

なお、IpがAから１までの領域では、PsよりもPpのほうが高い。しかし、Psに余裕圧αを加えて設定したPLの大きさは、Ppに対する安全率を確保するために充分である。よって、この領域でも、Psに対して所定の余裕圧αを持つPLを設定する。

（オーバードライブ一定走行時のライン圧制御）
一方、Ipがオーバードライブ側の場合には、Psより高いPpが必要とされる。よって、少なくともPp以上のPLを設定する必要がある。一方、ベルト滑りは、ベルト巻付き半径が小径のセカンダリプーリ３１側で発生するおそれがある。よって、ベルト滑り防止のため、Psに対して所定の安全率を持ったPLを設定する必要もある。ここで、オーバードライブ側ではPsはPpに対して充分小さく、PpとPsとの差圧δが大きい。したがって、PLがPp以上の値に設定されている限り、差圧δによってPsに対するPLの安全率は充分に確保されるため、オーバードライブ側ではPLを下げる。

すなわち、オーバードライブ側におけるPpに対するPLの余裕圧βは、ロー側におけるPsに対するPLの余裕圧αに比べて小さくとることが可能であり、最小限ゼロにすることができる。なお、図１２のマップの油圧特性は、オーバードライブ側においてPsがPpを上回る（Aがオーバードライブ側となる）ことがなく、かつIpが１のときにPsに対するPpの差圧δが確保されるように設定されている。よって、オーバードライブ側でPLをPpにまで下げることによって、セカンダリプーリ３１側でベルト滑りが生じたり、Psを維持できなくなったりする事態は防止される。

したがって、本発明のライン圧制御手段９４は、Ppに対する所定の余裕圧βを持つPLを設定するが、βの大きさをゼロに近づけて、PLがPpと略一致するようにPLを制御する。これにより、オーバードライブ走行時において、上記のように安全率が確保されているにも関わらず高いPLを維持し、その分だけオイルポンプ７の駆動にエネルギーを使う無駄が回避される。よって、必要とされないPLの分だけエンジンのエネルギーを節約することができ、燃費を向上できる。すなわち、通常走行頻度の高いオーバードライブ走行でのポンプロスを少なくし、燃費向上を図っている。

なお、本制御を実行した後のPLは、Ppに対して余裕代がなく、図１２に示す余裕圧βが略ゼロである。このため、この変速比Ipからさらにアップシフトすることが指令されてプライマリプーリシリンダ室３０ｃに油圧を供給する必要が生じた場合に、いったんPLを上げてPpとの差圧を作ることが必要となる。このため、本制御を行わない場合と比べて変速（アップシフト）応答性の遅れが生じることも懸念されるが、アップシフト側であるため急変速の要求は小さく、問題はない。また、その際のベルト滑りの課題も、プライマリプーリ３０側のベルト巻付き半径Rpが大径側なので問題はない（ベルト滑りは生じない）。

また、本実施例1では上記のようにIpが１となる点を境界としてPLを制御するが、IpがAとなる点、言い換えればPp<PsからPp>Psへ切替わるIp＝Aを境界として以下のようにPLを制御してもよい。すなわち、図１２に示すように、Aよりロー側では、Ps以上であり、かつPpに対して余裕圧α'を加えたPLを設定する。一方、Aよりオーバードライブ側では、Pp以上であり、かつPsに対して余裕圧β'を加えたPLを設定する。その上で、Aよりロー側のPLよりも、Aよりオーバードライブ側のPLのほうが低くなるようにα'及びβ'を制御する。このようなライン圧制御により、上記と同様に燃費向上を図ることができる。

［実施例１の作用］
（制御フローチャート）
図１３は、実施例１のライン圧制御手段９４によるPL制御のフローチャートである。ステップS1、S2では、オーバードライブ一定走行状態であるか否かを判断する。オーバードライブ一定走行状態である場合に、ステップS3~S5で、PLをPpにまで下げる制御を行う。

（オーバードライブ一定走行判定処理）
ステップS1では、一定走行判定部９５が、車速センサ４２及びスロットル開度センサ４３からの信号に基づき、運転状態（車速及びスロットル開度）が一定（すなわち目標変速比Ip0が一定）であるか否かを判定する。運転状態が一定である場合はステップS2に移り、一定でない場合は制御を終了する。

ステップS2では、変速比センサ３０ｄが検出した実変速比Ipが、オーバードライブ側であり、かつ変速制御弁170のメカニカルフィードバック機構により安定した定常値Ip１であることを、実変速比検出手段９３が確認する。なお、以下、メカニカルフィードバックにより安定した定常変速比Ip1と目標変速比Ip0との間に差がない場合、すなわちIp1=Ip0である場合を前提として説明する。Ipがオーバードライブ側の目標変速比Ip0（=Ip１）に安定している場合はステップS3に移り、それ以外の場合はステップS1に戻る。ステップS1、S2では、PLは、Ip0（オーバードライブ側）を維持するために必要なPpであるPp0に余裕圧βを加えた値にオープン制御されている。

Ipが一定状態でなく、Ppを変化させることにより変速を行っている状況下で、PLをPpまで下げる制御を行うには、Ppの変化に応じてPLを変動させる必要がある。すなわち、変速中の特別なPL制御則が必要となる（実施例４参照）。よって、本実施例１の制御においてはステップS1、S2を設け、オーバードライブ一定走行状態であることを確認した上で、以下のPL低減制御（S3~S5）を行う。

ステップS3では、ライン圧調圧部９７が指令をライン圧ソレノイド100に対して出力し、PLをその時点の値から所定値Δｐだけ下げる。その後、ステップS4に移る。

ステップS4では、比較部９６が、現在のIpがIp0に維持されているか否かを判定する。Ip0に維持されている場合はステップS3に戻る。IpがIp0とずれている場合は、後述するPL F/Bフラグを１に設定して、ステップS5に移る。Δｐだけ下げたPLが、Ip0を維持するために必要なPp0以上であれば、メカニカルフィードバック機構により、Ip0が維持される。一方、Δｐだけ下げたPLがPp0未満であれば、メカニカルフィードバック機構は正常に機能しないため、Ip0が維持されずダウンシフトする（後述するように、このとき変速制御弁170が開きPL＝Ppとなる）。よって、ステップS4では、Ipをモニタすることにより、PLとPpの大小関係を検出する。

なお、ステップS3、S4のようにPLをΔｐだけ段階的に繰り返し下げることにより、PLの急な変化を回避できる。

（ライン圧の変速比フィードバック制御）
ステップS5では、PLの変速比（Ip）フィードバック制御を行う。すなわち、比較部９６が実変速比Ipと目標変速比Ip０とを比較するとともに、この比較結果に基づいて、ライン圧調圧部９７が、IpがIp0に維持されるように（言い換えればPL＝PpがPp0に維持されるように）PLをフィードバック制御する。このようにステップS5では、PLを直接モニタするのではなく、IpをモニタすることによりPLを調圧する。

具体的には、ステップS5では、IpがIp0と一致するようにPLのPI（比例積分）制御を行う。まずIp0とIpとの差ΔIpを算出した上で、ΔPL=｛Kp・ΔIp＋Ki・∫ΔIpdt｝によりΔPLを算出する。Kp、Kiはそれぞれ比例ゲイン、積分ゲインである。このΔPLを前回の指令圧PL*(n-1)に加算して今回の指令圧PL* (n)を算出する。そして、算出した指令圧PL*(n)を電流指令値に換算してライン圧ソレノイド100に対して出力する。なお、前回の指令圧PL*(n-1)とは、PLのIpフィードバック制御中の前回値であり、PLのオープン制御からIpフィードバック制御に移行したときの指令圧PL*を初期値とする。

PL*がPp0未満である（PL*<Pp0）とき、Pp（＝PL*）もPp0未満となるため、IpはIp0に対してダウンシフト側にずれたままである。よって、再度ΔIpを算出して、IpがIp0に復帰するまで上記ルーチンを繰り返す。PL*＝PpがPp0に収束すると、IpがIp0に復帰する。このとき、ΔIpおよびΔPLは０となる。よって、PL*（＝PL）は上記復帰時の値Pp0に維持される。なお、このときPp（＝Pp0）に対するPL（＝Pp0）の余裕圧β＝０である。

PLのIpフィードバック制御中に運転状態が変化し（例えば、車速やアクセル開度の変化、レンジの変更、ブレーキ操作の実行）、Ip0が変更された場合は、速やかにPLのIpフィードバック制御を終了する。制御終了時には、PLのIpフィードバック制御の実行中であることを示すPL F/Bフラグを０とし、Pp0に余裕圧β（>０）を加えた値にPL0を設定する。以後、メカニカルフィードバック機構が作動を再開し、Ip=Ip0を実現する。

以下、図４及び図１４を用いて、上記PL制御実行時における、CVT３の油圧回路の作動を具体的に説明する。

図４は、PL低減制御（S3~S5）を行う前において、メカニカルフィードバックによりIpがオーバードライブ側のIp0で安定している状態、すなわちオーバードライブ一定走行状態のCVT３の油圧回路を示す。Ipはオーバードライブ側であるため、油圧の大小関係は、PLが最大油圧となり、PpのほうがPsよりも大きい（PL>Pp>Ps）。

この状態では、PLのほうがPpより高く維持されているため、メカニカルフィードバック機構により適宜、油路107からプライマリプーリシリンダ室３０ｃに作動油が補給される。これにより、IpがIp0に維持されている。

すなわち、プライマリプーリシリンダ室３０ｃからは常に作動油が漏出しているため、Ppは徐々に低下する。プーリ推力Fzpを維持できなくなると、プライマリ可動プーリ３０aがx軸正方向に移動し、それに伴い変速制御弁170のスプール173もx軸正方向に移動するため、プライマリプーリシリンダ室３０ｃは油路107と連通する。ここで、PLのほうがPpより高く維持されているため、プライマリプーリシリンダ室３０ｃには作動油が供給され、Pp0が保たれる。すなわち、指令されたIp0が維持される。

PLを下げた結果、IpがIp0とずれる場合は、Ip0に変化がない限り、Ipはダウンシフト側にずれることになる。図１４は、PL低減制御実行時（S3~S5）における、CVT３の油圧回路を示す。

図１４に示すように、PLがPp0を下回る（PL<Pp0）と、プライマリプーリシリンダ室３０ｃから漏出する分の油量がプライマリプーリシリンダ室３０ｃに補給されないため、IpはIp0に維持されず、Ipはダウンシフト側にずれる。

すなわち、プライマリプーリシリンダ室３０ｃからの作動油漏出によるPpの低下によって、プライマリ可動プーリ３０aがx軸正方向に移動し、それに伴いリンク190を介してプライマリプーリシリンダ室３０ｃがPLを供給する油路107と連通する。しかし、PL<Pp0であるため、プライマリプーリシリンダ室３０ｃには作動油が供給されず、Pp0を維持できなくなる。このため、プライマリ可動プーリ３０aはx軸正方向に変位したままとなる。よって、プライマリプーリ３０の溝幅が広がり、Ipはダウンシフト側にずれる。このときプライマリプーリシリンダ室３０ｃと油路107とが連通したままとなり、PL＝Ppとなる。

CVTコントロールユニット９の比較部９６がこの状態を検知すると（S4）、ライン圧調圧部９７がライン圧ソレノイド100に対して指令を出力し、IpがIp0に維持されるようにPLのIpフィードバック制御を行う（S5）。

PL＝Ppが、Ip0を維持するために必要なPp0にまで復帰していくと、プライマリ可動プーリ３０aがx軸負方向に移動し、プライマリプーリ３０の溝幅が狭まる。よって、ダウンシフト側にずれていたIpはアップシフト側のIp0に復帰していく。このとき、リンク190を介してスプール173がx軸負方向に移動し、プライマリプーリシリンダ室３０ｃと油路107との連通が遮断されていく。IpがIp0に復帰し、維持されるようになった時点ではスプール173が中立位置となり、ランド部173aがPp供給ポート174を遮断し、油路171と油路107とを非連通とする。

以上のように、IpがIp0に維持されるようになった時点ではPLとPpはほぼ等しい（PL≒Pp＝Pp0）。このようにして、本実施例１のライン圧制御手段９４は、オーバードライブ時に、Ip0をIp0に維持しつつPLをPpにまで低減する。

［実施例１の効果］
実施例１のCVTの油圧制御装置は、以下に列挙する効果を有する。

（１）実施例１のCVTの油圧制御装置は、オイルポンプ７の吐出圧を調圧してPLを得るライン圧制御手段９４と、PLを元圧としてプライマリプーリ３０に供給されるPpを調圧するプライマリ圧制御手段（プライマリ圧調圧手段９１及びメカニカルフィードバック機構）と、PLを元圧としてセカンダリプーリ３１に供給されるPsを調圧するセカンダリ圧制御手段（セカンダリ圧調圧手段９２及びSEC.V140）と、を有し、ライン圧制御手段９４は、PpとPsの高いほうの油圧に余裕圧α又はβを加えた値にPLを調圧し、PpがPsより高い（又はIpが１より小さいオーバードライブ側である）とき余裕圧βを下げるライン圧制御部（比較部９６及びライン圧調圧部９７によるステップS1~S3）を有することとした。

よって、ベルト滑りを生じるおそれなくPLを下げる余地があるオーバードライブ時に、Ppに対するPLの差を小さくしてポンプロスを少なくすることにより、燃費を向上することができる、という効果を有する。

（２）また、実施例１の装置は、Ipを検出する実変速比検出手段９３を有し、上記プライマリ圧制御手段は、プライマリプーリ３０にPpを供給する油路171とPL供給油路107との間を連通・遮断する変速制御弁170を有し、変速制御弁170の開度を制御することで、Ip0を実現する値Pp0にPpを調圧し、上記ライン圧制御部は、余裕圧βを加えた値に調圧されたPLを低下させ、上記プライマリ圧制御手段によりIp0が実現されなくなった後、検出したIpに基づきIp0を実現するようにPLを調圧するIpフィードバック制御を行うこととした。
また、上記プライマリ圧制御手段は、Ip0に応じた駆動量を出力する駆動源と、上記駆動量とプライマリプーリ３０の溝幅とに応じて変速制御弁170の開度を決定するリンク機構と、を有し、プライマリプーリ３０の溝幅がIp0を実現する溝幅となるようにPpを調圧するメカニカルフィードバック機構であることとした。
そして、上記駆動源は、Ip0に応じた回転ステップ数を上記駆動量として出力するステップモータ１０であり、上記リンク機構は、回転ステップ数に応じて伸縮する第1ロッド194と、プライマリ可動プーリ３０aに連結されプライマリプーリ３０の溝幅に応じて伸縮する変速比センサ３０ｄと、第1ロッド194と変速比センサ３０ｄとを連結するリンク190と、リンク190の中央部と変速制御弁170のスプール173とを連結する第2ロッド193と、有することとした。

ステップモータへの指令信号によりIp0を設定するメカニカルフィードバック機構を用いた従来の油圧制御方式では、PLをモニタすることなく、PLがPp以上であることを前提として、メカニカルフィードバックを行っている。よって、Ip0を維持できるPp0未満にPLを下げてしまうと、プライマリプーリシリンダ室３０ｃに油圧を供給することができなくなり、メカニカルフィードバックが不可能となる。したがって、IpをIp0に維持しつつPLをPpにまで下げることができない、という限界があった。一方、本実施例１の油圧制御装置は、Pp0未満にPLが低下することを防止するようなPLフィードバック制御則を有するため、IpをIp0に維持しつつPLをPp近くにまで下げることができ、PLを必要最小限の油圧に設定できる。したがって、プーリ圧の調圧方式としてステップモータ式を用いたCVTの油圧制御装置において、オーバードライブ時に、Ppに対するPLの差を小さくしてポンプロスを少なくすることにより、燃費を向上することができる、という効果を有する。

（３）実施例１のCVTの油圧制御装置は、変速比Ipが一定の定常状態（Ip＝Ip１＝Ip0）のときにPpに余裕圧βを加えた値にPLを調圧するとともに余裕圧βをゼロに近づけることとした。

Ipが一定状態でなく、Ppを変化させることにより変速を行っている状況下で、PLをPpまで下げる制御を行うと、Ppの変化に応じてPLを変動させる必要がある。このようなPL変動のためにエネルギーを消費すると、かえって燃費が悪化するおそれがある。よって、本実施例１の油圧制御装置は、オーバードライブ一定走行状態であることを確認した上でPL制御を行うことにより、確実に、オーバードライブ時の燃費を向上することができる、という効果を有する。

実施例２のCVTの油圧制御装置は、実施例1と同様に、PLの変速比フィードバック制御を行う。しかし、実施例1と異なり、メカニカルフィードバック機構により実現されたIpがIp0とずれているときは、ステップモータ１０への指令信号を補正してIpとIp0とを一致させた後に、PLの変速比フィードバック制御を行う。

［実施例２の構成］
実施例２の自動変速機及び油圧制御装置の構成は、実施例１と同様である。ただし、実施例２のライン圧制御手段９４は、比較部９６の比較結果に基づきプライマリ圧調圧手段９１に指令を出力し、ステップモータ１０への指令信号（ステップモータ指令値Ip0step）を補正させる。プライマリ圧調圧手段９１は、ステップモータ１０に対して補正後の指令信号を出力する。

［実施例２の作用］
実施例１の油圧制御装置では、そもそもステップモータ１０への指令信号（ステップモータ指令値Ip0step）に対応する目標変速比Ip0とメカニカルフィードバック機構により実際に実現されたIpとがずれた場合には、PLのIpフィードバック制御を行ってもIp0を実現できないことがある。実施例２の油圧制御装置は、IpがIp0となるように上記指令信号を補正した後、PLのIp0フィードバック制御を行うことにより、確実にIp0を実現できる。

（制御フローチャート）
図１５は、実施例２のライン圧制御手段９４によるPL制御のフローチャートである。ステップS11、S12では、オーバードライブ一定走行状態であるか否かを判断する。ステップS13、S14で、IpがIp0とずれているか否かを判定し、ずれている場合にはステップモータ指令値Ip0stepを補正してIpとIp0とを一致させる。そして、オーバードライブ一定走行状態であり、かつIpがIp0と一致している場合に、ステップS15~S17で、PLをPpにまで下げる制御を行う。

（オーバードライブ一定走行判定処理）
ステップS11では、一定走行判定部９５が、運転状態（車速及びスロットル開度）が一定であるか否かを判定する。また、変速比センサ３０ｄが検出したIpが、オーバードライブ側であることを、実変速比検出手段９３が確認する。運転状態が一定であり、かつIpがオーバードライブ側である場合はステップS12に移り、それ以外の場合は制御を終了する。

ステップS12では、Ipがメカニカルフィードバック機構により実現された定常値Ip１であることを、実変速比検出手段９３が確認する。定常である場合はステップS13に移り、定常でない場合はステップS11に戻る。

ステップS13では、定常値Ip1が目標変速比Ip0と一致しているか否かを、比較部９６が判定する。Ip1とIp0との間の差が、補正を行う必要がある所定値以上である場合は、ステップS14に移る。Ip1とIp0との間の差が上記所定値未満である場合は、ステップS15に移る。

ステップS14では、プライマリ圧調圧手段９１が、IpとIp0とを一致させるようにステップモータ指令値Ip0stepを補正して、補正後のIp0stepをステップモータ１０に出力する。その後、ステップS12に戻る。

ステップS15〜S17は、実施例1のステップS3〜S5と同様である。

［実施例２の効果］
実施例２のライン圧制御部（プライマリ圧調圧手段９１、比較部９６及びライン圧調圧部９７によるステップS13〜S17）は、メカニカルフィードバック機構により実現されたIpがIp0とずれているときは、ステップモータ１０への指令信号（回転ステップ数）を補正して実際の変速比IpとIp0とを一致させた後に、余裕圧βを加えた値に調圧されたPLを低下させ、PLのIpフィードバック制御を行うこととした。

よって、プーリ圧の調圧方式としてステップモータ式を用いたCVTの油圧制御装置において、オーバードライブ時に、Ppに対するPLの差を小さくして燃費を向上しつつ、確実にIp0を実現でき、したがって制御精度を向上できる、という効果を有する。

実施例３のCVTの油圧制御装置は、実施例１、２と同様に、Pp及びPsを調圧する、いわゆる両調圧方式を採用する。しかし、ステップモータ付の変速制御弁を用いてPpを調圧する実施例１、２（ステップモータ式制御）と異なり、ソレノイド制御の変速制御弁を用いてPp及びPsを調圧する（直動式制御）。すなわち、プライマリ圧ソレノイド210及びセカンダリ圧ソレノイド160への指令信号によりプライマリバルブ180及びセカンダリバルブ140を制御することでPp及びPsを調圧する。PpとPsのバランスを変化させることにより所定の変速比Ipを得る。

［実施例３の構成］
実施例３の自動変速機及びその制御系は、以下の点を除くほか、実施例１、２と同様である（図１、図２参照）。

（油圧回路の構成）
図１６は、実施例３のCVT３の油圧回路を示す。オイルポンプ７の吐出圧は、油路８１を介してプレッシャレギュレータバルブ（P.REG.V）110に供給され、PLとして調圧される。油路８１には油路８２及び油路８３が連通している。油路８２は、Ppを供給するプライマリバルブ（PRI.V）180及びPsを供給するセカンダリバルブ（SEC.V）140に接続されている。油路８３は、パイロットバルブ（PILOT.V）130に接続されている。

PILOT.V130は、信号圧の元圧であるパイロット圧を供給する。パイロット圧は、油路８３ａを介して、プライマリプーリ側の比例制御弁であるプライマリコントロールバルブ（PRI.CONT.V）200、セカンダリプーリ側の比例制御弁であるセカンダリコントロールバルブ（SEC.CONT.V）150、及びライン圧ソレノイド100に供給される。

P.REG.V110のリリーフ圧は、油路８１ａを介してプレッシャモディファイアバルブPMF.V９１へ供給される。PMF.V９１に供給されたリリーフ圧は、パイロット圧を元圧とするライン圧ソレノイド100からの信号圧により調圧され、油路８１ｂを介してP.REG.V110の背圧として作用し、PLを調圧する。

ここで、PRI.CONT.V200及びSEC.CONT.V150の作動について説明する。基本的な作動はプライマリプーリ側及びセカンダリプーリ側とも同じであるため、PRI.CONT.V200についてのみ説明する。

PRI.CONT.V200は、CVTコントロールユニット９からの電流指令値に比例してスプール駆動軸211を移動させるプライマリ圧ソレノイド210を有している。212は油路を切り換えるスプールである。スプール212の軸方向にx軸を設定し、スプール212に対してプライマリ圧ソレノイド210側を正方向と定義する。スプール212に対してx軸負方向側に、スプリング213が設けられている。スプリング213は、スプール212をx軸正方向に付勢する。

スプール212を収装するシリンダには、PILOT.V130からのパイロット圧が入力される入力ポート214と、PRI.V180へ油圧を供給する油路８３ｃと連通するポート215と、油路８３ｃのフィードバック圧が入力されるポート216と、ドレンポート217，218が設けられている。

スプール212には、プライマリ圧ソレノイド210によるx軸負方向への付勢力と、ポート216から供給されるフィードバック圧によるx軸負方向への付勢力と、スプリング213によるx軸正方向への付勢力が作用する。これらの付勢力のバランスによってドレン量が決定され、PRI.V180の背圧を決定する。

PRI.V180は、P.REG.V110から供給されるPLを調圧し、プライマリプーリシリンダ室３０ｃへPpを供給する。PRI.V180のスプール186を収装するシリンダには、ライン圧供給ポート181と、信号圧供給ポート182と、プライマリプーリシリンダ室３０ｃへ油圧Ppを供給する油路184と連通するポート187と、油路184のフィードバック圧が入力されるポート185と、ドレンポート183が設けられている。P.REG.V110により調圧されたPLは、油路８２を介してPRI.V180のライン圧供給ポート181に供給される。PRI.CONT.V200により調圧された油圧（信号圧）は、油路８３ｃを介してPRI.V180の背圧として信号圧供給ポート182に供給される。

スプール186の軸方向にy軸を設定し、信号圧供給ポート182に対してポート185側を正方向と定義する。スプール186には、ポート185に入力されるフィードバック圧によるｙ軸負方向への付勢力と、信号圧供給ポート182に供給される信号圧によるｙ軸正方向への付勢力が作用する。これらの付勢力のバランスによってドレン量が決定され、油路184に供給されるPpを決定する。

すなわち、信号圧供給ポート182に供給される信号圧が大きいほど、スプール186はy軸正方向に変位し、ライン圧供給ポート181を大きく開くと同時に、ドレンポート183を大きく遮断する。これによりPRI.V180から油路184を介してプライマリプーリシリンダ室３０ｃに供給される油量が増大する。一方、信号圧供給ポート182に供給される信号圧が小さいほど、ライン圧供給ポート181の開度は小さくなると同時にドレンポート183の遮断量は大きくなり、PRI.V180からプライマリプーリシリンダ室３０ｃに供給される油量が減少する。

PRI.V180と同様に、SEC.CONT.V150により調圧された油圧は、油路８３ｄを介してSEC.V140の背圧として供給される。SEC.V140は、P.REG.V110から供給されるPLを調圧し、セカンダリプーリシリンダ室３１ｃへPsを供給する。

（電子制御系の構成）
実施例３の電子制御系は、実施例１（図９）と同様である。ただし、実施例1と異なり、Ppを検出するプライマリ圧センサ４０を有しており、ステップモータ１０の代わりにプライマリ圧ソレノイド210を有している。また、変速比センサ３０ｄとして、図外のプライマリ回転数センサとセカンダリ回転数センサとを有し、実変速比検出手段９３は、これらの回転数センサが検出した回転数の比によって実変速比（Ip）を算出する。

（プライマリ圧調圧）
図１７は、実施例３の制御ブロック図である。プライマリ圧調圧手段９１は、算出したPp0に応じた指令圧Pp*を設定し、プライマリ圧ソレノイド210に対して指令圧Pp*に応じた指令電流を出力する。指令電流によるプライマリ圧ソレノイド210の作動は、PRI.V180の背圧、すなわち信号圧へ変換され、信号圧は、PRI.V180のスプール186を移動させる。これにより、ライン圧供給ポート181の開度を制御する。

また、プライマリ圧調圧手段９１は、プライマリ圧センサ４０が検出した実際のPpの値に基づき指令圧Pp*をフィードバック補正する。具体的には、PL F/Bフラグが０であること、すなわちPLのIpフィードバック制御中でないことを確認した上で、PpのPI（比例積分）制御を行う。まずΔPp＝(Pp*−Pp）によりΔPpを算出する。そして、今回の指令圧Pp*(n)をPp*(n)＝ Pp*(n-1) ＋｛Kp・ΔPp＋Ki・∫ΔPpdt｝により算出する。すると、Pp*の上記補正に対応してライン圧供給ポート181の開度が調整され、補正後のPp*と一致したPpがプライマリプーリシリンダ室３０ｃに供給される。

同様に、セカンダリ圧調圧手段９２も、セカンダリ圧ソレノイド160に対して指令圧Ps*に応じた指令電流を出力してPsを調圧する。また、セカンダリ圧センサ４１が検出した実際のPsの値に基づき指令圧Ps*をフィードバック補正する。なお、セカンダリ圧センサ４１を、単に所定圧以上のPsが確保されているか否かを検出する油圧スイッチとして設け、Ps*を補正せず、Psをオープン制御する構成としてもよい。

（プライマリ圧の変速比フィードバック補正）
上記のようにPpとPsは互いに独立して制御されるため、実現されるIpが確実にIp0となる保証がない。よって、プライマリ圧調圧手段９１は、上記Pp検出値に基づくフィードバック補正後のPp*に対して、実変速比検出手段９３の検出値Ipに基づき、さらに補正を加える。すなわち、上記PLのIpフィードバック制御と同様、検出した実変速比IpとIp０との偏差ΔIpに基づきPp*をフィードバック補正し、IpがIp0に維持されるようにPpを調圧する。

具体的には、PL F/Bフラグが０であること、すなわちPLのIpフィードバック制御中でないことを確認した上で、IpがIp0と一致するように、PpのPI（比例積分）制御を行う。まずΔPp*=｛Kp・ΔIp＋Ki・∫ΔIpdt｝によりΔPp*を算出する。そして、今回の指令圧Pp*(n)をPp*(n)=Pp*(n-1)＋ΔPp*により算出する。すると、Pp*の上記補正に対応して、確実にIp＝Ip0を実現するPpがプライマリプーリシリンダ室３０ｃに供給される。なお、Pp*(n-1)は、PpのIpフィードバック制御中の前回の指令圧であり、上記Pp検出値に基づくフィードバック補正後のPp*を初期値とする。

［実施例３の作用］
実施例３のCVT３の油圧制御装置は、実施例1、２と同様、PLのIpフィードバック制御によりPLをPpに近づける。

（制御フローチャート）
実施例３のライン圧制御手段９４によるPL制御のフローチャートは、以下の点を除き、実施例１（図１３）と同様である。
ステップS2では、検出した実変速比Ipがオーバードライブ側であり、かつPp及びPsの制御により安定した定常値Ip１（=Ip0）であることを、実変速比検出手段９３が確認する。

ステップS3では、PLを下げる。プライマリ圧調圧手段９１は、PLの低下分を補うようにライン圧供給ポート181の開度を制御し、プライマリプーリ３０に作動油を補給することでPp＝Pp0（Ip＝Ip0）を維持する。しかし、PLがPp0以下にまで低下すると、PLを供給する油路８２とPpを供給する油路184との差圧がなくなる。このため、ライン圧供給ポート181の開度を大きくしても、差圧（PL−Pp）によりプライマリプーリ３０に作動油を補給することができなくなり、PpがPp0以下となる。

すなわち、PL<Pp0のとき、PRI.V180のポート185のフィードバック圧Pp（<Pp0）よりも信号圧供給ポート182の信号圧Pp*＝Pp0のほうが高い。このため、スプール186はｙ軸正方向側に最大変位し、ライン圧供給ポート181を開くと同時にドレンポート183を遮断する（図１６参照）。よって、油路８２と油路184は連通したままとなり、PL＝Pp（<Pp0）となる。したがって、この時点以降は、プライマリ圧調圧手段９１によるPp制御に代えて、ライン圧制御手段９４によるPLのIpフィードバック制御を行う（ステップS5）。

（ライン圧の変速比フィードバック制御）
ステップS5では、実施例１と同様、IpがIp0と一致するようにPLをフィードバック制御する。すなわち、PL＝PpがPp0と一致するようにPLをフィードバック制御する。PL＝PpがPp0に収束すると、IpがIp0に復帰する。このとき、ΔIpおよびΔPLは０となる。よって、PLは上記復帰時の値Pp0に維持され、Pp（＝Pp0）に対するPL（＝Pp0）の余裕圧β＝０である。このようにして、オーバードライブ時に、Ip0をIp0に維持しつつPLをPpにまで低減する。

なお、ステップS5では、PLのIpフィードバック制御中（PL F/Bフラグが１のとき）、プライマリ圧調圧手段９１が、Pp*を最大圧指令Pp*maxに設定する。これによりライン圧供給ポート181の開度を最大に固定する。すなわち、スプール186をｙ軸正方向側に最大変位させたまま固定する。このようにPRI.V180を用いたPpの制御を停止しておく目的は、同一の対象Ppに対して異なる２つのフィードバック制御を行うと、制御結果が発散してしまうおそれがあり、これを防止するためである。

PLのIpフィードバック制御中に運転状態が変化し、Ip0が変更された場合は、速やかにPLのIpフィードバック制御を終了する。制御終了時にはPL F/Bフラグを０とし、Pp0に余裕圧β（>０）を加えた値にPLを設定する（オープン制御）。同時に、プライマリ圧調圧手段９１による通常のPp制御を再開し、Pp*＝Pp0に設定してIp=Ip0を実現する。

なお、PLを上昇させる勾配を調整することで、制御切替時のPpの変動を最小に抑制できる。PRI.V180によりフィードバック調圧がなされるからである。また、Psについては、PLのIpフィードバック制御の前後を通じて、セカンダリ圧調圧手段９２による通常のPs制御を継続する。

［実施例３の効果］
実施例３では、PRI.V180は、Ip0（Pp0）に応じて出力される信号圧により開度が制御される油圧制御弁であることとした。

すなわち、信号圧は、PRI.V180のスプール186を移動させる。これにより、ライン圧供給ポート181の開度を制御する。よって、プーリ圧Ppの調圧弁に油圧制御を用いたCVTの油圧制御装置において、オーバードライブ時に、IpをIp0に維持しつつPLをPpにまで下げることができ、PLを必要最小限の油圧に設定できる。したがって、Ppに対するPLの差を小さくしてポンプロスを少なくすることにより、燃費を向上することができる、という効果を有する。

なお、プライマリ圧調圧手段９１は、PLのIpフィードバック制御が行われている間、PRI.V180の開度を最大に固定し、油路８２と油路184との間を連通させることとした。このようにPRI.V180を用いたPpの制御を停止しておくことで、PL＝PpのIpフィードバック制御の発散を防止し、制御精度を向上できる。

実施例４のCVTの油圧制御装置は、ステップモータ式制御に適用される。実施例１、２と同様に、オーバードライブ一定走行時にPLを低下させ、PLのIpフィードバック制御を実行してPLをPpと一致させる。しかし、実施例１、２とは異なり、PLのIpフィードバック制御中、変速制御弁170の開度を調整してPLの供給油路107とPpの供給油路171とを連通状態とする。

実施例１、２では、PLのIpフィードバック制御を実行してIp＝Ip0となった時点で、PL＝Pp（＝Pp0）となることを目標とする。しかし、IpがIp0に復帰した時点で、変速制御弁170が閉じて油路107と油路171との連通を完全に遮断する構成となっているため、実際にはPL＝Pp（＝Pp0）とはならず、PLがPp（＝Pp0）に対して僅かに高くなり、その分だけ燃費を向上できないおそれがある。すなわち、Ip＝Ip0となる直前、変速制御弁170のスプール173は上記２つの油路107，171の間を完全に遮断する直前の位置にあり、油路107，171の間には僅かな隙間が存在する。そして、油路107から上記隙間を通って油路171（プライマリプーリシリンダ室３０ｃ）に作動油が供給されることにより、Pp＝Pp0（Ip＝Ip0）が実現される。このとき必要な作動油の供給量をQとする。

ここで、供給量Qは、供給経路（上記隙間）の断面積Sに比例する。言い換えれば、油路抵抗に反比例する。また、供給先（Ppの油路171）と供給元（PLの油路107）との差圧Δp（＝PL−Pp）が大きくなるほど供給量Qは増大する。言い換えれば、油路107から油路171への作動油の流れを発生させて供給量Qを確保しようとすると、上記隙間の断面積Sが小さい（油路抵抗が大きい）ほど大きな差圧Δpが必要となる。よって、Ip＝Ip0となる直前、PpよりもPLのほうが若干高い状態とならなければ、差圧Δpが作れず、Ip＝Ip0は達成されない。

以上のように、実施例１、２では、PLのIpフィードバック制御を実行してIp＝Ip0となった時点で、上記差圧Δpが残ったまま変速制御弁170が閉じる。（以下、差圧Δpを圧力損失という。）このため、PLを完全にPp（＝Pp0）まで低下させることができないおそれがある。よって、本実施例４では、PLのIpフィードバック制御中、変速制御弁170の開度を調整してIp＝Ip0となる時点まで油路107と油路171とを連通させた状態とし、圧力損失（圧損）を小さくする。

［実施例４の構成］
実施例４の構成は、実施例１と同様である（図１、図２等。油圧回路及び制御系の構成は、図３、図９等。）

本実施例４のPL制御は、図１３のステップ５におけるPLのIpフィードバック制御中に、ステップモータ指令値Ip0stepをハイ側にオフセットさせる点を除き、実施例１と同様である。以下、具体的に説明する。

図１８は、実施例４の制御ブロック図である。プライマリ圧調圧手段９１は、オフセット指令部９１ａを有している。その他の制御構成は、実施例１と同様である。上記のようにPLのIpフィードバック制御中は、PL F/Bフラグが１に設定される。オフセット指令部９１ａは、PL F/Bフラグが０から１へ切り替わったことを検出すると、後述するオフセットマップに基づき算出したオフセット量をステップモータ指令値Ip0stepに加算して、Ip0stepをハイ側にオフセットさせる。プライマリ圧調圧手段９１は、このようにオフセットさせたIp0stepをステップモータ１０に出力する。

上記「ハイ側にオフセット」の意味を説明する。上記オフセットは、油圧を油路171に供給してプライマリプーリ３０の溝幅を広げる側のオフセットであるため、「ハイ側にオフセット」と表現する。なお、「PL低減制御を行わず、PL>Ppである」とき、Ip0はメカニカルフィードバックにより実現される。このとき、プライマリ圧調圧手段９１により設定されるIp0stepに基づきIp0が実現される。よって、Ip0stepに所定のオフセット量を加算すると、メカニカルフィードバックによってIp0がハイ側にオフセットされる。一方、「PL低減制御の実行中、PL＝Ppである」とき、Ip0はPLのIpフィードバック制御によって実現されるのであり、メカニカルフィードバックにより実現されるのではない。よって、Ip0stepにオフセット量を加算することによって、実際にIp0がハイ側にオフセットされるわけではない。

図１９（ｂ）は、オフセット量算出に用いるオフセットマップである。図１９（ａ）に示すように、（１）所定のPLでは、ステップモータ１０に出力されるIp0stepのオフセットが大きくなるに応じて圧力損失Δpが減少する。また、（２）所定のオフセットを与えた場合、PLが低く（または高く）なるに応じてΔpが減少（または増大）する。（２）の理由は、PLが高くなるほど油路107（PL）と油路171（Pp）との間の差圧（圧力損失）Δpが増大するからである。上記（１）（２）より、所定の圧損目標Δp0（圧力損失Δpの許容可能な上限値）を設定した場合、PLに応じて与えるべきオフセット量が決定されることになる。この対応関係を示すのが、図１９（ｂ）のオフセットマップである。

このオフセットマップは、所定の圧損目標Δp0を与えた場合、PLに応じて与えるべきオフセット量を示す。PLが高くなるに応じてオフセット量が増大するように設定されている。このオフセット量を決定するPLは、PLのIpフィードバック制御開始時のPL（＝PL*）である。また、このオフセット量は、PLのIpフィードバック制御中にIpがIp0に復帰する近傍（Ip＝Ip0となった時点、ないしその直前）における変速制御弁170の開度、すなわち油路107と油路171とが連通する隙間の断面積Sに対応している。

［実施例4の作用］
図１４に基づいて、上記オフセットによる作用を説明する。PLのIpフィードバック制御中、Ip0stepにオフセット量を加算すると、ステップモータ１０により駆動される第1ロッド194が、Ip0stepに対応する位置よりもオフセット分だけ余計にｘ軸正方向側に位置する。一方、Ip＝Ip0となったときのプライマリ可動プーリ３０ａの位置はIp0stepのオフセットの有無に関わらず一定である。

よって、IpがIp0に復帰する近傍で、スプール173のランド部173aは、Pp供給ポート174を完全に遮断する位置からオフセット分だけｘ軸正方向側に偏倚する。すなわち、PLのIpフィードバック制御中、油路107と油路171との間は変速制御弁170によって完全には遮断されず、油路107，171は常に連通した状態となる。よって、PLのIpフィードバック制御中、常にPL＝Ppとなり、PLが決まるとPpが決まることになる。このPL=PpがPp0と一致するように、IpをモニタしながらPLがフィードバック制御される。

変速制御弁170の開度、すなわち油路107，171が連通する隙間の断面積Sが大きい場合、油路107（PL）と油路171（Pp）との差圧Δpが小さくても、上記隙間を通って油路171に供給すべき所定油量Qは確保される。ここで、図１９（ｂ）のオフセットマップに基づき設定されるIp0stepのオフセット量は、PLのIpフィードバック制御中にIpがIp0に復帰する近傍での上記断面積Sに対応している。すなわち、PLが高くなるほどオフセット量＝断面積Sが大きくなるように設定されている。よって、PLが高い場合でも、その分だけ断面積Sが大きくなるため、上記復帰時の差圧（圧損）Δpは小さくて済む。

したがって、PLのIpフィードバック制御中は常にPL＝Ppとなる一方、Ip＝Ip0を実現する時点でもΔpを低減しつつIp＝Ip0を達成できる。すなわち、Ip＝Ip0を実現しつつPLを完全にPp（＝Pp0）まで低下させることができる。

なお、PLのIpフィードバック制御終了時には、Pp0に余裕圧β（>０）を加えた値にPLを設定するとともに、Ip0stepのオフセット量を０とする。そしてメカニカルフィードバック機構を作動させることでIp=Ip0を実現する。ステップモータ１０の送り速度と関連付けてPLを上昇させる勾配を調整することで、制御切替時のPpの変動を最小に抑制できる。

なお、本実施例４に実施例２の構成を適用することとしてもよい。すなわち、Ip＝Ip0となるようにIpstepを補正した後（図１５のS12〜S14）、PLのIpフィードバック制御中（同図のS17）に、（上記補正後の）Ipstepを本実施例４と同様、オフセットさせることとしてもよい。この場合、実施例２と同様、本実施例４の制御精度を向上できる。

［実施例４の効果］
（１）実施例４のプライマリ圧調圧手段９１は、PLのIpフィードバック制御が行われている間、変速比制御弁170の開度をオフセットさせて、油路８２と油路184との間を連通させることとした。
よって、PLのIpフィードバック制御中は常にPL＝Ppとなる一方、Ip＝Ip0を実現する時点（変速比制御弁170の遮断時）でも圧損Δpを低減しつつIp＝Ip0を達成できる。すなわち、Ip＝Ip0を実現しつつPLを完全にPp（＝Pp0）まで低下させることができる。したがって、燃費をより向上できる。

（２）また、プライマリ圧調圧手段９１は、上記オフセットの量を、Ipフィードバック制御開始時のPLの高さに応じて決定することとした。
すなわち、図１９（ｂ）のオフセットマップに基づき設定されるIp0stepのオフセット量は、PLが高くなるに応じて増大するように設定されている。このオフセット量は、PLのIpフィードバック制御中にIpがIp0に復帰する近傍（変速比制御弁170の遮断時）での上記開度（断面積S）に対応している。よって、PLが高い場合でも、その分だけ断面積Sが大きくなるため、上記復帰時の差圧（圧損）Δpは小さくて済む。したがって、効果的に圧損Δpを低減し、燃費をより向上できる。

実施例５の油圧制御装置はステップモータ式制御に適用され、実施例１、２、４と同様、オーバードライブ走行時にIp相当値とIp0相当値との差に基づきPLをフィードバック制御してPpまで低下させる。しかし、実施例１、２，４と異なり、一定走行時ではなく、変速中にPL制御を実行する。そして、実施例４と同様、ステップモータ指令値IpstepをオフセットさせてPL＝Ppとした上で、所期の変速比Ip0及び変速速度dIp0/dtが得られるようにPLをフィードバック制御する。

［実施例５の構成］
実施例５の構成は、実施例１と同様である（図１、図２等。油圧回路及び制御系の構成は、図３、図９等。）。

図２０は、実施例５の制御ブロック図である。本実施例５の制御を行わない場合、プライマリ圧調圧手段９１は、ステップモータ１０に対して、所定のステップモータ送り速度dstep/dtに基づきステップモータ指令値Ip0stepを出力する。これに応じてメカニカルフィードバック機構が作動し、所望の変化率（速度）でPp0を変化させることにより、変速を実行する。

ステップモータ送り速度dstep/dt、すなわちステップモータ１０の時間当たり駆動量（回転ステップ数）は、以下のように決定される。まず、刻々と変化するIp0から目標変速変化率dIp0/dtを計算する。また、dXp/dIp0、すなわちIp0ごとのプライマリ可動プーリ３０aのストローク量Xpを求め、これにdIp0/dtを積算して、プライマリ可動プーリ３０aの目標ストローク速度dXp0/dtを計算する。

そして、変速に必要なプーリ推力Fzp,Fzsの差である差推力ΔF（＝Fzp−Fzs）を、dXp0/dtに基づき、所定の差推力マップを用いて計算する。この差推力マップでは、ΔFがdXp/dtに比例するように設定されている（後述の差推力補正量マップと同様の特性）。このように計算したΔFに基づき、ステップモータ送り速度dstep/dtを決定する。

本実施例５のプライマリ圧調圧手段９１は、オフセット指令部91bを有している。オフセット指令部91bは、Ip0stepに所定のオフセット量εを加算し、Ipstepをハイ側にオフセットさせる。一方、ライン圧制御手段９４は、以下のようにライン圧指令値PL*をフィードバック補正して、PL*（＝PL）を変速中のPp0に一致させるPL低減制御を実行する。

まず、実変速比検出手段９３が検出したIpから実変速変化率dIp/dtを計算する。また、dXp/dIp、すなわちIpごとのプライマリ可動プーリ３０aの実ストローク量Xpを求め、これにdIp/dtを積算して、プライマリ可動プーリ３０aの実ストローク速度dXp/dtを計算する。比較部９６は、dXp0/dt とdXp/dtとを比較し、その偏差Δ（dXp/dt）を算出する。

ライン圧調圧部９７は、変速中、以下のようにPL*を設定する。まずΔ（dXp/dt）に基づき、図２０で示す差推力補正量マップを用いて、変速に必要な差推力ΔFの補正量ΔFhを求める。上記マップにおいて、ΔFhはΔ（dXp/dt）に比例するように設定されている。ライン圧調圧部９７は、ΔFの前回値ΔF(n-1)を読み込み、これにΔFhを加算して今回値ΔF(n)を算出する。また、このようにフィードバック補正したΔFに基づき、変速に必要なプライマリ推力Fzpを、Fzp＝ΔF＋τFzsにより計算する。このFzpを油圧に換算して、変速に必要なPp0を算出する。そして、PL*を、上記のように算出したPp0に設定する。

［実施例５の作用］
（制御フローチャート）
図２１は、変速中のPL制御のフローチャートである。
ステップS21では、アップシフトであるか否かを判定する。アップシフトであるときはステップS22に進み、ダウンシフトであるときは制御を終了する。
ステップS22では、Pp０>Ps0であるか否かを判定する。Pp０>Ps0であるときはステップS23に進み、Pp0≦Ps0であるときは制御を終了する。

ステップS23では、PL*をPp0に設定する。また、Ipstep＝Ip0step＋εとして、IpstepをIp0stepからハイ側にεだけオフセットさせる。その後、ステップS24に進む。
ステップS24では、フィードバック補正したΔFに基づきPL*を設定することで、PL*＝Pp0を補正する。また、Ipstep＝Ip0step＋εとして、Ipstep＝Ip0stepをεだけオフセットさせる。このステップS24を、変速終了後の定常変速比であるIp1とIp0とが一致し、変速が終了するまで繰り返す（ステップS25）。

ステップS25では、Ip0が変速終了後の変速比Ip1となり、かつIp1で安定した状態、すなわち変速終了状態となったか否かを一定走行判定部９５が判定する。変速終了と判定されると、ステップS26に進み、PL*＝Pp0＋βに設定する。また、Ipstep＝Ip1stepとして、オフセット量を０に戻す。

（タイムチャート）
図２２は、アップシフト前後の制御におけるIp0、PL*、Pp0、Ps0、及びIpstepの時間変化を示すタイムチャートである。本実施例５を実線で示し、本実施例５の制御を実行しない比較例を破線で示す。なお、Ip0＝Ip、PL*＝PL、Pp0＝Pp、Ps0＝Psであるものとする。以下、図５と図２２に基づいて説明する。

時刻t1で、Ip0がハイ側に変化し始め、アップシフトが開始される。以後、実変速変化率dIp/dt及び実ストローク速度dXp/dtが計算される。
時刻t2で、Pp0とPs0の大小関係が逆転し、Pp0>Ps0となる。すなわち、上記のようにPL*をPp0まで低下させることが可能なIp領域となる（図１２参照）。よって、PL低減制御（S23~S25）を開始する。

まず、IpstepをIp0stepからハイ側にεだけオフセットさせる（S23）。これにより、変速制御弁170のスプール173が、Ip＝Ip0を実現する図５の中立位置からオフセット量εに対応する分だけｘ軸正方向側にずれる。すなわち、変速制御弁170が開き、油路107と油路171とが連通する。よって、PL＝Ppとなり、以後、実施例４と同様、メカニカルフィードバックによりPpが制御されるのではなく、PL（＝PL*）を制御することで、Ppが制御されることになる。言い換えると、PL*＝PpがPp0となるようにPL*を制御することで、変速中のIp＝Ip0が実現される。よって、Ipstepをオフセットさせるとともに、PL*をPp0に設定する（S23）。

そして、変速が終了する時刻t3まで、目標変速速度dIp0/dtが実現されるように上記設定したPL*（＝Pp0）を補正する（S24）。すなわち、Pp0は変速中に必要なプライマリ圧であり、所期の変速速度を実現するために必要な差推力ΔF（及びΔFを発生するFzp）と同義である。Fzpは目標変速変化率dIp0/dtに基づいて算出される。このため、Pp0＝PL*により、変速中の目標変速比Ip0が目標変速速度dIp0/dt で実現されることになる。また、上記Fzp（Pp0）は、Ipに基づき計算されたdXp/dt（Ip相当値）と、Ip0に基づき計算されたdXp0/dt（Ip0相当値）との偏差に基づきフィードバック補正される。言い換えれば、変速中の目標変速比Ip0が目標変速速度dIp0/dt で確実に実現されるよう、検出したIpに基づいてPL*がフィードバック補正される。

なお、時刻t2〜t3において、IpstepをIp0stepからハイ側にεだけオフセットさせたままとする（S24）。これにより、上記PL*フィードバック制御中も変速制御弁170が開き、油路107と油路171とを連通させたままとするため、PL＝Ppであることが確保される。

すなわち、PL*（＝PL）を変速中のPp0に一致させるPL低減制御の間、アップシフトによりプライマリ可動プーリ３０aは図５のx軸負方向に移動する。一方、この移動量を相殺するように、アップシフトのIp0stepがステップモータ１０に出力されて第1ロッド194をx軸正方向に移動させる。このため、変速中、変速制御弁170のスプール173は略一定位置に保持される。そして、Ipstep＝Ip0stepには所定のオフセット量εが加算され、Ipstepがハイ側にオフセットされているため（S24）、変速中、スプール173は油路107，171を連通させる位置に保持される。

時刻t3で、Ip0が所定の変速比Ip1で安定するため、変速が終了したと判定する（S25）。よって、上記PL*フィードバック制御を終了してPL*＝Pp0＋β（β>0）に再設定し、PL*のオープン制御に切り替える。同時に、IpstepをIp1に対応したIp1stepに設定してオフセット量εを０に戻し、メカニカルフィードバック機構を作動させる（S26）。実施例４と同様、ステップモータ１０の送り速度と関連付けてPLを上昇させる勾配を調整することで、制御切替時のPpの変動を最小に抑制できる。

（比較例との対比における作用効果）
図２２の破線で示すように、上記のようなPL低減制御を実行しない場合、時刻t1からt3までの変速中、PL（＝PL*）はPp（＝Pp0）に対して余裕圧β（β>0）を持った高い値に維持される。よって、この間、PLを高く維持するためのポンプロスが発生し、燃費を向上できない。これに対し、本実施例５では、ベルト滑りを生じるおそれがない変速比領域（時刻t2〜）で、PLをPpまで低下させるPL低減制御を実行する。このため、変速中のポンプロスをなくし、燃費を向上できる。

なお、本実施例５では、Pp0>Ps0のとき、上記のようにPLをPp0まで低下させる制御を行う。よって、Ps0が比較的高いとき（図１２で、IpがA〜１である領域）にPL低減制御を開始した場合、PLとPs0との差が小さいため、ベルト滑りが発生する確率が比較的高い。しかし、アップシフト時にPL低減制御を実行するため、制御開始後、Ipがオーバードライブ側に変化して、PLとPs0との差は大きくなっていく。よって、ベルト滑りの心配はない。また、Ip>１のときにPL低減制御を開始することとしてもよい。

また、本実施例５では、アップシフト時にPL低減制御を行うこととしているが、Pp0>Ps0（又はIp>１）であるオーバードライブ側の領域で変速を行う限りにおいて、ダウンシフト時に上記PL低減制御を行うこととしてもよい。PLとPs0との差が十分に確保されている範囲では、ベルト滑りが生じるおそれがないからである。

さらに、本実施例５では、ステップモータ式にPL低減制御を適用することとしたが、実施例３と同様の構成を有する直動式に適用することとしてもよい。この場合、PL低減制御の実行中、本実施例５のようにIp0stepをハイ側にオフセットさせる代わりに、例えばPp*を最大圧指令Pp*maxに設定することによりPRI.V180の開度を最大として、PL＝Ppとすることとしてもよい。

なお、本実施例５に実施例２の構成を適用することとしてもよい。すなわち、変速開始前の一定走行時、Ip＝Ip0となるようにIpstepを補正した後（図１５のS11〜S14）、PL低減制御開始後に、（上記補正後の）Ipstepを本実施例５と同様、オフセットさせることとしてもよい。この場合、実施例２と同様、本実施例５の制御精度を向上できる。

［実施例５の効果］
（１）実施例５のライン圧制御手段９４は、変速中に、PpとPsの高いほうの油圧に余裕圧α又はβを加えた値にPLを調圧し、PpがPsより高い（又はIpが１より小さいオーバードライブ側である）とき余裕圧βを下げることとした。すなわち、非変速時においてPpに余裕圧β（>０）を加えた値に調圧していたPLを、変速中に、余裕圧βをゼロとして低下させることとした。

よって、ベルト滑りを生じるおそれなくPLを下げる余地があるオーバードライブ時に、変速中のPpに対するPLの差を小さくしてポンプロスを少なくすることにより、燃費をより向上することができる。

（２）上記変速はアップシフトであることとした。
すなわち、アップシフト時にPL低減制御を実行するため、PLとPs0との差が小さいときに制御を開始した場合であっても、制御開始後、Ipがオーバードライブ側に変化して、PLとPs0との差は大きくなっていく。よって、確実にベルト滑りを防止しつつ、変速中もポンプロスをなくして燃費を向上することができる。

（３）プライマリ圧制御手段は、プライマリプーリ３０にPpを供給する油路171とPL供給油路107との間を連通・遮断する変速制御弁170を有し、変速制御弁170の開度を制御することで、Ip0を実現する値Pp0にPpを調圧し、PL低減制御中、変速制御弁170の開度をオフセットさせて、油路107と油路171との間を連通させ、ライン圧制御部（ステップS24）は、変速中のPp0と一致するようにPLを調圧することとした。
また、上記プライマリ圧制御手段は、Ip0に応じた回転ステップ数を出力するステップモータ１０と、回転ステップ数とプライマリプーリ３０の溝幅とに応じて変速制御弁170の開度を決定するリンク機構と、を有し、プライマリプーリ３０の溝幅がIp0を実現する溝幅となるようにPpを調圧するメカニカルフィードバック機構であることとした。

すなわち、ステップモータ式では、PLをモニタすることなく、PLがPpより高いことを前提として、メカニカルフィードバックを行っている。よって、変速中にPp0とPLとを一致させてしまうと、メカニカルフィードバックによる変速が不可能となる。したがって、変速中、IpをIp0に維持しつつPLをPpにまで下げることができない、という限界があった。一方、本実施例５の油圧制御装置は、変速制御弁170の開度をオフセットさせてPpとPLとを一致させた上で、Ppのメカニカルフィードバックの代わりに、変速中のPL＝Ppをフィードバック制御する。このため、所期の変速速度を維持しつつPLをPpまで下げることができ、PLを必要最小限の油圧に設定できる。したがって、ステップモータ式のCVTの油圧制御装置において、オーバードライブ時に、Ppに対するPLの差を小さくしてポンプロスを少なくすることにより、燃費をより向上することができる、という効果を有する。

［他の実施例］
以上、本発明を実施するための最良の形態を、実施例１〜５に基づいて説明してきたが、本発明の具体的な構成は実施例１〜５に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等があっても、本発明に含まれる。

例えば、実施例１等では、変速比を検出する手段として、プライマリ可動プーリの外径端に固定されてプライマリプーリの溝幅を検出する変速比センサを用いたが、実施例３のように、プライマリ回転数センサとセカンダリ回転数センサとを設け、これらの回転数センサが検出した回転数の比によって変速比を算出してもよい。

実施例1等のPLのIpフィードバック制御において、PLの油圧指令に対してメカニカルフィードバック機構の応答性が遅れると、これによりシステムの自励振動が発生する場合も考えられうる。このような場合には、PLのIpフィードバック制御則において、メカニカルフィードバック機構に対応する伝達関数の逆関数を設けて、上記応答性の相違を補正するようにしてもよい。

実施例３において、PLを低下させる過程で、Ip=Ip0が維持されなくなったときに（図１３のS4）、通常のPp制御からPLのIpフィードバック制御に切り替えることとしたが、プライマリ圧センサ４０により検出したPpがPp0未満となったときに、制御を切り替えることとしてもよい。すなわち、PLを減圧していき、その過程でPpがPp0未満となったことを検知することを介して、PLがPpと一致し、かつPL＝PpがPp0未満になった状態を推測できる。PLが減圧される途中で、PRI.V180のフィードバック調圧によりライン圧供給ポート181の開度は最大となり、PLがPpと一致する、と考えられるからである。したがって、実施例３のステップS4において、制御を切り替える基準時を、プライマリ圧センサ４０により検出したPpがPp0未満となった時点としてもよい。

また、実施例３では、プライマリ圧Ppを調圧する制御弁として、Ip0に応じて出力される信号圧により開度が制御される油圧制御弁PRI.V180を用いたが、ソレノイドの電磁力により開度が直接制御されるタイプの電子制御弁を用いることとしてもよい。また、プライマリ圧Ppを調圧する機構として、実施例１，２，４，５では、メカニカルフィードバック機構を用いたが、これに代えて、上記のような電子制御弁を用いることしてもよい。このタイプの電子制御弁は、IpがIp0に近づく（PpがPp0に近づく）ほどライン圧供給油路とプライマリ圧供給油路との連通を遮断するメカニカルフィードバック機構と同様の構成であるため、ステップモータ式と同様に考えることができるからである。よって、実施例１，２，４，５の発明を上記タイプの電子制御弁による直動式制御に適用した場合、これらの実施例と同様の作用効果を奏することができる。

本発明の油圧制御装置を適用した自動変速機の概略断面図である。 本発明の油圧制御装置を適用した自動変速機の制御系の概略図である。 ステップモータ式の油圧回路図である。 メカニカルフィードバック機構の概略図である。 メカニカルフィードバック機構の概略図である（ロー側）。 メカニカルフィードバック機構の概略図である（アップシフト）。 メカニカルフィードバック機構の概略図である（ハイ側）。 メカニカルフィードバック機構の概略図である（ダウンシフト）。 実施例１〜４の電子制御系のブロック図である。 プーリ圧及びライン圧の設定方法を示すブロック図である。 バランス推力比のマップである。 各変速比におけるプーリ圧とライン圧との関係を示すマップである。 実施例１、３、及び４の制御フローチャートである。 メカニカルフィードバック機構の概略図である（ライン圧制御実行時）。 実施例２の制御フローチャートである。 直動式の油圧回路図である。 実施例３の制御ブロック図である。 実施例４の制御ブロック図である。 実施例４のオフセットマップである。 実施例５の制御ブロック図である。 実施例５の制御フローチャートである。 実施例５の制御におけるタイムチャートである。

符号の説明

１ トルクコンバータ
２ 前後進切替機構
３ CVT
７ オイルポンプ
８ 油圧コントロールバルブユニット
９ CVTコントロールユニット
１０ ステップモータ
１５ ベルト
３０ プライマリプーリ
３０a プライマリ可動プーリ
３０ｂ プライマリ固定プーリ
３０ｃ プライマリプーリシリンダ室
３０ｄ 変速比センサ
３１ セカンダリプーリ
３１a セカンダリ可動プーリ
３１ｂ セカンダリ固定プーリ
３１ｃ セカンダリプーリシリンダ室
４０ プライマリ圧センサ
４１ セカンダリ圧センサ
４２ 車速センサ
４３ スロットル開度センサ
９０ 目標変速比設定手段
９１ プライマリ圧調圧手段
９２ セカンダリ圧調圧手段
９３ 実変速比検出手段
９４ ライン圧制御手段
９５ 一定走行判定部
９６ 比較部
９７ ライン圧調圧部
１００ ライン圧ソレノイド
１１０ プレッシャレギュレータバルブ
１３０ パイロットバルブ
１４０ セカンダリバルブ
１５０ セカンダリコントロールバルブ
１６０ セカンダリ圧ソレノイド
１７０ 変速制御弁
１８０ プライマリバルブ
１９０ リンク
２００ プライマリコントロールバルブ
２１０ プライマリ圧ソレノイド

Claims (20)

1. 可動プーリ及び固定プーリからなる一対の駆動側プーリと、
   可動プーリ及び固定プーリからなる一対の被駆動側プーリと、
   前記駆動側プーリ及び前記被駆動側プーリに掛け渡されるベルトと、を備え、
   油圧により前記可動プーリを移動させて前記駆動側プーリ及び前記被駆動側プーリの各溝幅及びベルト巻付き半径を変更することにより無段階に変速可能なベルト式無段変速機の油圧制御装置において、
   オイルポンプの吐出圧を調圧してライン圧を得るライン圧制御手段と、
   ライン圧を元圧として前記駆動側プーリに供給される第１油圧を調圧する第１油圧制御手段と、
   ライン圧を元圧として前記被駆動側プーリに供給される第２油圧を調圧する第２油圧制御手段と、を有し、
   前記ライン圧制御手段は、
   前記第１油圧と前記第２油圧の高いほうの油圧に余裕圧を加えた値にライン圧を調圧し、
   前記第１油圧が前記第２油圧より高いときに、前記第１油圧が前記第２油圧より低いときよりも前記余裕圧を下げるライン圧制御部を有すること
   を特徴とするベルト式無段変速機の油圧制御装置。
2. 前記ライン圧制御部は、前記被駆動側プーリのベルト巻付き半径を前記駆動側プーリのベルト巻付き半径で除して算出される変速比が１より小さいときに、前記変速比が１より大きいときよりも前記余裕圧を下げること
   を特徴とする請求項１に記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
3. 実際の変速比を検出する実変速比検出手段を有し、
   前記第１油圧制御手段は、
   前記駆動側プーリに前記第１油圧を供給する第１油圧供給油路とライン圧供給油路との間を連通・遮断する第１制御弁を有し、前記第1制御弁の開度を制御することで、目標変速比を実現する値に前記第1油圧を調圧し、
   前記ライン圧制御部は、
   前記余裕圧を加えた値に調圧されたライン圧を低下させ、前記第１油圧制御手段により目標変速比が実現されなくなった後、前記検出した実際の変速比に基づき目標変速比を実現するようにライン圧を調圧する変速比フィードバック制御を行うこと
   を特徴とする請求項１又は２に記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
4. 前記第１油圧制御手段は、
   前記変速比フィードバック制御が行われている間、前記第１制御弁の開度をオフセットさせて、前記ライン圧供給油路と前記第１油圧供給油路との間を連通させること
   を特徴とする請求項３に記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
5. 前記第１油圧制御手段は、
   前記オフセットの量を、前記変速比フィードバック制御開始時のライン圧の高さに応じて決定することを特徴とする請求項４に記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
6. 前記第１油圧制御手段は、
   目標変速比に応じた駆動量を出力する駆動源と、
   前記駆動量と前記駆動側プーリの溝幅とに応じて前記第１制御弁の開度を決定するリンクと、を有し、
   前記駆動側プーリの溝幅が目標変速比を実現する溝幅となるように前記第１油圧を調圧する機械的フィードバック機構であること
   を特徴とする請求項１ないし５のいずれかに記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
7. 前記ライン圧制御部は、前記機械的フィードバック機構により実現された実際の変速比が目標変速比とずれているときは、前記駆動量を補正して実際の変速比と目標変速比とを一致させた後に、前記余裕圧を加えた値に調圧されたライン圧を低下させ、前記変速比フィードバック制御を行うことを特徴とする請求項６に記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
8. 前記駆動源は、目標変速比に応じた回転ステップ数を前記駆動量として出力するステップモータであり、
   前記リンクは、前記回転ステップ数に応じて伸縮するロッドと、前記駆動側可動プーリに連結され前記駆動側プーリの溝幅に応じて伸縮する位置センサと、前記ロッドと前記位置センサとを連結する第1リンク部材と、前記第1リンク部材の中央部と前記第1制御弁のスプールとを連結する第2リンク部材と、有し、
   前記位置センサを前記実変速比検出手段として設けたこと
   を特徴とする請求項６又は７に記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
9. 前記第１制御弁は、電磁力により開度が直接制御される電子制御弁であることを特徴とする請求項３ないし５のいずれかに記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
10. 前記第１制御弁は、目標変速比に応じて出力される信号圧により開度が制御される油圧制御弁であることを特徴とする請求項３に記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
11. 前記第１油圧制御手段は、
    前記変速比フィードバック制御が行われている間、前記第１制御弁の開度を最大に固定し、前記ライン圧供給油路と前記第１油圧供給油路との間を連通させること
    を特徴とする請求項１０に記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
12. 変速比が一定の定常状態のときに、前記ライン圧制御部を作動させることを特徴とする請求項１ないし１１のいずれかに記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
13. 変速中に、前記ライン圧制御部を作動させることを特徴とする請求項１又は２に記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
14. 前記変速はアップシフトであることを特徴とする請求項１３に記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
15. 前記第１油圧制御手段は、
    前記駆動側プーリに前記第１油圧を供給する第１油圧供給油路とライン圧供給油路との間を連通・遮断する第１制御弁を有し、前記第１制御弁の開度を制御することで、目標変速比を実現する値に前記第1油圧を調圧し、
    前記ライン圧制御部の作動中、前記第１制御弁の開度をオフセットさせて、前記ライン圧供給油路と前記第１油圧供給油路との間を連通させ、
    前記ライン圧制御部は、変速中の前記第１油圧の目標値と一致するようにライン圧を調圧すること
    を特徴とする請求項１３又は１４に記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
16. 前記第１油圧制御手段は、
    目標変速比に応じた駆動量を出力する駆動源と、
    前記駆動量と前記駆動側プーリの溝幅とに応じて前記第１制御弁の開度を決定するリンクと、を有し、
    前記駆動側プーリの溝幅が目標変速比を実現する溝幅となるように前記第１油圧を調圧する機械的フィードバック機構であること
    を特徴とする請求項１３ないし１５のいずれかに記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
17. 前記駆動源は、目標変速比に応じた回転ステップ数を前記駆動量として出力するステップモータであり、
    前記リンクは、前記回転ステップ数に応じて伸縮するロッドと、前記駆動側可動プーリに連結され前記駆動側プーリの溝幅に応じて伸縮する位置センサと、前記ロッドと前記位置センサとを連結する第1リンク部材と、前記第1リンク部材の中央部と前記第1制御弁のスプールとを連結する第2リンク部材と、有すること
    を特徴とする請求項１６に記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
18. 前記第１制御弁は、電磁力により開度が直接制御される電子制御弁であることを特徴とする請求項１３ないし１５のいずれかに記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
19. 前記第１制御弁は、目標変速比に応じて出力される信号圧により開度が制御される油圧制御弁であることを特徴とする請求項１３ないし１５のいずれかに記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
20. 前記第１油圧制御手段は、
    前記ライン圧制御部の作動中、前記第１制御弁の開度を最大に固定し、前記ライン圧供給油路と前記第１油圧供給油路との間を連通させること
    を特徴とする請求項１９に記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。

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