JPH0137622B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】

本発明はＶベルト式無段変速機を用いた車両用
自動変速装置の油圧回路に供給される油圧（ライ
ン圧）を調整するための油圧調整装置に関するも
のである。 Ｖベルト式無段変速機と前進後進切り換え用の
遊星歯車変速機とを組み合せてなる自動車などの
車両用の自動無段変速装置は、スロツトル開度、
車速、入力側プーリ回転速度、シフトレバー設定
位置など車両運転条件を入力とする電気制御回路
と、該電気制御回路により制御され、Ｖベルト式
無段変速機における入出力軸間のトルク比の変更
および遊星歯車変速機における前進と後進の切り
換えを司る油圧制御回路とからなる自動制御装置
で制御される。この自動制御装置の油圧制御回路
には、エンジンにより駆動されるオイルポンプの
吐出油圧を油圧調整装置で調整したライン圧が供
給されるが、油圧制御回路で必要とされるライン
圧は主にＶベルト式無段変速機の入出力軸間のト
ルク比及び入力トルクに応じて変化し、該Ｖベル
ト式無段変速機においてベルトのスリツプが発生
しない必要最小限のライン圧が決定される。 本発明は、下記(1)〜(6)の如くライン圧を調整す
ることでライン圧を油圧制御回路が必要とする最
小限の油圧に近づけることができ、これに伴ない
オイルポンプによるエンジンの駆動力損失を減少
でき、エンジンの燃料消費率の低減が可能となる
車両用無段変速装置の油圧調整装置を提供するこ
とを目的とするものである。 (1) 各スロツトル開度に対して、エンジンを予め
設定された状態で運転する場合に必要な油圧
は、スロツトル開度（又は入力トルク）の増加
に対応して増加し、両プーリ間のトルク比（入
出力軸間のトルク比）の増加に対応して増加す
る特性を有するため、油圧調整装置により制御
されるライン圧をスロツトル開度（又は入力ト
ルク）又は両プーリ間のトルク比をパラメータ
として段階的に変化させることにより、Ｖベル
ト式無段変速機の油圧サーボ機構が必要とする
最小限の油圧にライン圧を近づける。 (2) 発進時等においては大きな駆動力を伝達する
必要から、油圧サーボ機構が必要とする最小限
の油圧は、目的(1)で述べた場合よりも大きくな
り、従つてこのような場合には目的(1)で述べた
ライン圧より大きなライン圧を発生させる。 (3) 目的(2)で述べた状態の検出は、Ｖベルト式無
段変速機の両プーリ間のトルク比（入出力軸間
のトルク比）によつて検出し、そのトルク比が
予め設定された値よりも大きくなつた場合に、
目的(2)で述べた状態とする。 (4) 目的(3)で述べた状態においても、スロツトル
開度が小さく、エンジン回転数が低い場合（例
えばアイドル時）には、目的(2)で述べたように
大きなライン圧を発生させると、オイルポンプ
吐出量が少ないため、高油温時に油路各部の洩
れが大きい場合に、ライン圧の低下、クーラ圧
の低下による温度上昇、潤滑圧低下等の問題を
生ずるため、スロツトル開度が一定値以下にお
いてはたとえトルク比の大きな状態でも、ライ
ン圧を上昇させない。 (5) マニユアル弁のシフト位置のＬレンジは強い
エンジンブレーキを得るためのレンジであり、
スロツトルを踏み込んでエンジン側より駆動さ
れる場合には、Ｄレンジと同一のライン圧特性
とする。Ｌレンジにおいて強いエンジンブレー
キを得る場合には、スロツトル開度が低い場合
においてもエンジン側から駆動する場合に比較
して大きな油圧を油圧サーボ機構に供給する必
要が生ずるため、この場合にはスロツトル開度
が一定値以下においてもライン圧を上昇させ
る。 (6) Ｒレンジにおいても、安全性の面から強いエ
ンジンブレーキが得られることが望ましく、こ
の場合にはライン圧特性はＬレンジの場合と同
一とする。 本発明は、平行的に配置された入力軸および出
力軸に油圧サーボにより実効径が可変とされる一
対のプーリを取り付けると共にプーリ間を伝動用
無端ベルトで連結したＶベルト式無段変速機を、
車両の運転条件に応じて上記油圧サーボへの供給
油圧を制御することにより制御する油圧制御装置
に、ライン圧を供給する油圧調整装置において、
入出力軸間のトルク比に応じたトルクレシオ圧を
力するトルクレシオ圧制御弁と、スロツトル開度
に応じたスロツトル圧を出力するスロツトル弁
と、前記トルクレシオ圧を入力し、トルク比が設
定値以上のときスロツトル弁にトルクレシオ圧に
応じたカツトバツク圧を出力し、スロツトル圧を
トルクレシオ圧に関連せしめるカツトバツク弁
と、スロツトル圧を入力し入力に対応したライン
圧を出力するレギユレータ弁とを備え、スロツト
ル開度およびトルク比に応じると共にトルク比が
設定値以下のときのライン圧をトルク比に対して
一定としたことを構成とする。 つぎに本発明を図に示す一実施例に基づき説明
する。 第１図は無段変速装置を用いた自動車用伝動装
置の概略図である。 １００はエンジン、１０２はキヤブレタ、２０
は該エンジン１００と駆動側車軸との間に設けら
れた伝動装置であり、エンジンの出力軸１０１に
連結されたフルードカツプリング２１、デイフア
レンシヤルギア２２に連結された減速歯車機構２
３、およびＶベルト式無段変速機３０と前進後進
切り換え用遊星歯車変速機４０とからなる無段変
速装置により構成される。 フルードカツプリング２１は、ポンプインペラ
２１１、およびフルードカツプリング出力軸２１
４に連結されたタービンランナ２１２からなる周
知のものである。なお、フルードカツプリングの
代りに流体式トルクコンバータまたは機械的クラ
ツチが用いられてもよい。 Ｖベルト式無段変速機３０は、該無段変速機３
０の入力軸であるフルードカツプリング出力軸２
１４に連結された固定フランジ３１１、該固定フ
ランジと対向してＶ字状空間を形成するよう設け
られた可動フランジ３１２、および該可動フラン
ジ３１２を駆動する油圧サーボ３１３からなる入
力側プーリ３１と、無段変速機３０の出力軸であ
る中間軸２６に連結された固定フランジ３２１、
該固定フランジ３２１と対向してＶ字状空間を形
成するように設けられた可動フランジ３２２、お
よび該可動フランジ３２２を駆動する油圧サーボ
３２３からなる出力側プーリ３２と、これら入力
側プーリ３１および出力側プーリ３２との間を連
結するＶベルト３３とで構成される周知のもので
ある。 上記入力側プーリ３１および出力側プーリ３２
の可動フランジ３１２および３２２の変位量Ｌに
応じて入力軸２１４と出力軸２６との間でトルク
比Ｔがt₁〜t₂〜t₃（t₁＜t₂＜t₃）の範囲で変化する
無段変速がなされる。なお、本実施例では入力側
の油圧サーボ３１３の受圧面積は出力側の油圧サ
ーボ３２３の受圧面積の２倍程度の大きさとし、
油圧サーボ３１３に加わる油圧を油圧サーボ３２
３に加わる油圧と等しいかまたは小さい範囲で調
整することにより、入力側の可動フランジの押圧
力が出力側の可動フランジの押圧力よりも大きく
することも小さくすることも可能となるように構
成されている。この油圧サーボ３１３の受圧面積
の増大は、油圧サーボの直径を大きくするかまた
は油圧サーボに２重の受圧面を有するピストンを
採用することなどにより達成される。 前進後進切り換え用遊星歯車変速機４０は、無
段変速機３０の出力軸である中間軸２６に連結さ
れたサンギア４１、変速装置のケース４００に多
板ブレーキ４２を介して係合されたリングギア４
３、サンギア４１とリングギア４３との間に回転
自在に歯合されたダブルプラネタリギア４４、該
ダブルプラネタリギア４４を回転自在に支持する
とともに多板クラツチ４５を介して中間軸２６に
連結されさらに遊星歯車変速機４０の出力軸であ
る第２中間軸４７に連結されたプラネタリキヤリ
ヤ４６、多板ブレーキ４２を作動させる油圧サー
ボ４８、および多板クラツチ４５を作動させる油
圧サーボ４９により構成される。この前進後進切
り換え用遊星歯車変速機４０は、多板クラツチ４
５が係合し、多板ブレーキ４２が解放していると
き減速比１の前進ギアが得られ、多板クラツチ４
５が解放し、多板ブレーキ４２が係合していると
き減速比1.02の後進ギアとなる。この後進での減
速比1.02は通常の自動車用変速機の後進時の減速
比に比較し小さいが、本実施例では、Ｖベルト式
無段変速機において得られる減速比（たとえば
2.4）と、後記する減速歯車機構２３において減
速を行つているので、全体として適切な減速比が
得られる。 減速歯車機構２３は、Ｖベルト式無段変速機３
０で得られる変速範囲が通常の車両用変速装置に
より達成される変速範囲より低いことを補うため
のものであり、入出力軸間で減速比1.45の変速を
行いトルクの増大を行つている。 デイフアレンシヤルギア２２は車軸（図示せ
ず）と連結され、3.727：１の最終減速を行つて
いる。 第２図は第１図に示した伝動装置における無段
変速装置を制御する油圧制御回路を示す。 油圧制御回路は、油圧源５０、遊星歯車変速機
４０における多板ブレーキおよび多板クラツチの
係合のタイミングを制御し、Ｎ―Ｄ，Ｎ―Ｒシフ
ト時のシヨツクを緩和するシフト制御機構７０、
トルク比制御装置８０、本発明にかかる油圧調整
装置６０、本発明では油圧調整装置６０に含まれ
るマニユアル弁６２およびチエツク弁１７，１８
からなる。 油圧源５０は、オイルストレーナ５１からエン
ジンにより駆動されるオイルポンプ５２で汲み上
げた作動油を、リリーフ弁５４が取り付けられた
油路５３を経てレギユレータ弁６１に供給する。 マニユアル弁６２は、運転席に設けたシフトレ
バーのシフト位置Ｐ，Ｒ，Ｎ，Ｄ，Ｌに対応して
スプール６２１がＰ，Ｒ，Ｎ，Ｄ，Ｌの各位置に
設定され、表１に示す如くライン圧が供給される
油路１と油圧制御回路の各所へ該ライン圧を分配
する油路３〜５とを連絡する。

【表】 油圧調整装置６０は、油圧源５０から供給され
た油圧を調整し、ライン圧として油圧回路の各所
に供給するレギユレータ弁６１、後記するカツト
バツク圧を入力すると共に該レギユレータ弁６１
から供給されるライン圧をキヤブレタ１０２のス
ロツトル開度θの変化およびカツトバツク圧の変
化に応じてスロツトル圧を出力するスロツトル弁
６５、レギユレータ弁６１から供給されるライン
圧を出力側プーリの可動フランジ３２２の変位量
Ｌに応じて調整しトルクレシオ圧として出力する
トルクレシオ圧制御弁６６、該トルクレシオ圧を
入力し、本実施例ではスロツトル弁６５から供給
されたスロツトル圧をトルクレシオ圧に応じたカ
ツトバツク圧として出力するカツトバツク弁６７
および前記マニユアル弁６２からなる。 レギユレータ弁６１は、スプール６１１と後記
するスロツトル圧およびライン圧を入力してスプ
ール６１１と制御するレギユレータプランジヤ６
１２とを備え、スプール６１１の変位に伴ない第
２出力ポート６１４と連通する隙間面積を調整
し、第１出力ポート６１６から油路１にライン圧
を出力する。第２出力ポート６１４からは油路１
３を経てフルードカツプリング、オイルクーラお
よび潤滑必要部へ油を供給する。 スロツトル弁６５は、一方にスプリング６５２
が背設されるとともにキヤブレタ１０２のスロツ
トル開度θに応じスロツトル機構にリンクされて
移動するデイテント弁６５１と、一方にスプリン
グ６５４が背設され、他方からは上記スプリング
６５２を介してスロツトル開度θに応じた押圧力
が印加され、油路１から供給されたライン圧を、
該油路１と連絡するポート６５５と排油ポート６
５６との開口面積を調整して調圧し、油路８から
スロツトル圧として出力すると共に、油路８ａを
介して出力油圧がフイードバツクされる油室６５
７と後記するカツトバツク圧が油路９を介して印
加される油室６５８を形成するスプール６５３を
備える。第３図に示すグラフにスロツトル開度に
対するスロツトル圧特性を示し、第４図に示すグ
ラフにトルク比Ｔに対するスロツトル圧特性を示
す。 トルクレシオ圧制御弁６６は、Ｖベルト式無段
変速機の出力側プーリ３２の可動フランジ３２２
とリンク機構で連結され、第２トルクレシオ圧出
力機構６６ｂを構成する第２のスプール６６２
と、該スプール６６２とスプリング６６３を介し
て直列的に配設され、第１トルクレシオ圧出力機
構６６ａを構成する第１のスプール６６１とを有
する。第１トルクレシオ圧出力機構６６ａは、油
路１を介してライン圧が供給されるポート６６４
と、カツトバツク弁６７への出力ポート６６５お
よび排油ポート６６６に連絡されトルク比Ｔに応
じて第１のスプール６６１が移動し前記ポート６
６４と排油ポート６６６の開口面積を調整するこ
とにより出力ポート６６５から油路６を介してカ
ツトバツク弁６７に出力するトルクレシオ圧を調
圧し、さらにカツトバツク圧がフイードバツクさ
れる油路６６７を備える。第５図にトルク比Ｔに
対するトルクレシオ圧の特性を表わす。第５図に
示すように本実施例ではトルク比が減少するに従
つてトルクレシオ圧が増加するように構成してあ
る。第２トルクレシオ圧出力機構６６ｂは、トル
ク比Ｔが設定したトルク比t₁より大きくなつたと
き、スプール６６２は油路１とデイテントバルブ
６５１へ第２トルクレシオ圧を出力するための油
路７とを連絡するよう作動する。すなわち、本実
施例のトルクレシオ圧制御弁はＴ＞t₁でライン圧
に等しい第２トルクレシオ圧を出力する。この第
２トルクレシオ圧は、デイテントバルブ６５１を
介して、スロツトル開度θが設定値θ₁より大きい
とき油路１０、チエツク弁１７、油路１１、チエ
ツク弁１８および油路１２を介して、レギユレー
タ弁６１のレギユレータプランジヤ６１２に入力
される。 レギユレータ弁６１は、上記スロツトル圧が入
力される図示下端の油室６１８を形成し、ランド
６１２ａとランド６１２ｂとの間に第２トルクレ
シオ圧またはライン圧が入力される油室６１９を
形成するレギユレータプランジヤ６１２がスプー
ル６１１を押圧し出力するライン圧を調整する。 カツトバツク弁６７は、油路６を介してトルク
レシオ圧が入力する油室６７１と、油路８から分
枝した油路８ｃと連絡するポート６７０を介して
スロツトル圧が供給される油室６７２と、これら
油室６７１とカツトバツク圧のフイードバツク油
室６７７に印加される油圧により作動され、上記
スロツトル圧が供給されるポート６７０と油室６
７２に形成された排油ポート６７４との開口面積
を調整して油室６７２の油圧を調圧するスプール
６７３とを備え、油室６７２に連絡した油路９か
らスロツトル弁６５の油室６５８にカツトバツク
圧として出力する。このカツトバツク圧は、カツ
トバツク圧をPM、スロツトル圧をPth、トルク
レシオ圧をPR、トルクレシオ圧が印加されるス
プール６７３の図示右端のランド６７５の受圧面
積をS₂、カツトバツク圧PMがフイードバツクさ
れる油室６７７を構成するスプール６７３の図示
左端のランド６７６の受圧面積をS₁（S₁＜S₂）と
すると次の（）式、（）式で表わされる。 PM＝S₂／S₁PR…（PR×S₂＜Pth×S₁のとき） （） PM＝Pth…（PR×S₂＞Pth×S₁のとき） （） 第６図にスロツトル開度θをパラメータとした
トルク比Ｔに対するカツトバツク圧の特性を表示
する。 チエツク弁１７は、デイテントバルブと連絡す
る油路１０および油路４から分枝した油路４ａか
ら入る油圧をチエツクボール１７１を経てチエツ
ク弁１８に連絡する油路１１に供給する。チエツ
ク弁１８はマニユアル弁との連絡油路５およびチ
エツク弁１７との連絡油路１１から供給される油
圧をチエツクボール１８１を介してレギユレータ
弁６１のレギユレータプランジヤ６１２に設けら
れた油室６１９に出力する。 シフト制御機構７０は、一方にスプリング７１
１が背設され他端に設けられた油室７１３からラ
イン圧を受けるスプール７１２を備えたシフト制
御弁７１、油室７１３へライン圧を供給する油路
１に設けられたオリフイス７２、該オリフイス７
２と油室７１３との間に取り付けられたプレツシ
ヤーリミツテング弁７３、および後記する電気制
御回路により制御され図示左端の油室７１３の油
圧を調整するソレノイド弁７４からなる。ソレノ
イド弁７４が通電され作動してドレインポート７
４１を開き油室７１３を排圧しているときは、シ
フト制御弁７１のスプール７１２はスプリング７
１１の作用で図示左方に移動され、遊星歯車変速
機４０の多板クラツチ４５を作動させる油圧サー
ボ４９に連絡する油路１４と多板ブレーキ４２を
作動させる油圧サーボ４８に連絡する油路１５と
をそれぞれドレインポート７１４と７１５とに連
絡して排圧させ、多板クラツチ４５または多板ブ
レーキ４２を解放させる。ソレノイド弁７４が非
通電され作動していないときはドレインポート７
４１は閉ざされ、スプール７１２は油室７１３に
供給されるライン圧で図示右方に位置し、それぞ
れ油路３および油路４を上記油路１４および油路
１５に連絡し、多板ブレーキ４２または多板クラ
ツチ４５を係合させる。 マニユアル弁６２がＬ位置またはＤ位置にシフ
トされた状態において、油路１と油路３とが連絡
し、油路４が排圧されている。このときはシフト
制御機構７０において、シフト制御ソレノイド７
４がOFF状態で油室７１３にライン圧が供給さ
れている場合には、スプール７１２が図示右方に
位置することにより、油路３と油路１４とが連絡
され、油路３に供給されたライン圧が油路１４を
通して前進用の多板クラツチ４５の油圧サーボ４
９に作用し、車両は前進走行可能な状態となつて
いる。またマニユアル弁６２がＲ位置にシフトさ
れているときは、油路１と油路４とが連絡され、
油路３が排圧されている。このときシフト制御機
構７０において、シフト制御ソレノイド７４が
OFF状態で油室７１３にライン圧が供給されて
いる場合には、スプール７１２が右方に位置する
ことにより、油路４と油路１５とが連絡され、油
路４に供給されたライン圧が油路１５を通して後
進用多板ブレーキ４２の油圧サーボ４８に供給さ
れ、車両は後進走行可能な状態となる。 本実施例においては、シフト制御弁７１に油路
１４および油路１５の出力油圧をフイードバツク
する油室７１７と油室７１６を設け、出力油圧の
立ち上りを緩和し第１図に示す多板クラツチ４５
および多板ブレーキ４２の係合時のシヨツクを防
止している。 トルク比制御装置８０は、トルクレシオ制御弁
８１、オリフイス８２と８３、ダウンシフト用ソ
レノイド８４、およびアツプシフト用ソレノイド
８５からなる。トルクレシオ制御弁８１は、一方
にスプリング８１１が背設されたスプール８１
２、それぞれオリフイス８２および８３を介して
油路１からライン圧が供給された両端の油室８１
５および８１６、ライン圧が供給される油路１と
連絡するとともに、スプール８１２の移動に応じ
て開口面積が増減する入力ポート８１７およびＶ
ベルト式無段変速機３０の入力側プーリ３１の油
圧サーボ３１３に油路２を介して連絡する出力ポ
ート８１８が設けられた油室８１９、スプール８
１２の移動に応じて油室８１９を排圧するドレイ
ンポート８１４およびスプール８１２の移動に応
じて油室８１５を排圧するドレインポート８１３
を備える。ダウンシフト用ソレノイド８４とアツ
プシフト用ソレノイド８５とは、それぞれトルク
レシオ制御弁８１の油室８１５と油室８１６とに
取り付けられ、双方とも後記する電気制御回路の
出力で作動されそれぞれ油室８１５と油室８１６
とを排圧する。 第７図は第２図に示した油圧制御回路における
シフト制御機構７０のソレノイド弁７４、入力側
プーリを制御するトルク比制御機構８０のダウン
シフト用ソレノイド弁８４およびアツプシフト用
ソレノイド弁８５を制御する電気制御回路９０の
構成を示す。 ９０１はシフトレバーが、Ｐ，Ｒ，Ｎ，Ｄ，Ｌ
のどの位置にシフトされているかを検出するシフ
トレバースイツチ、９０２は入力側プーリ３１の
回転速度を検出する回転速度センサ、９０３は車
速センサ、９０４はキヤブレタのスロツトル開度
を検出するスロツトルセンサ、９０５は回転速度
センサ９０２の出力を電圧に変換するスピード検
出処理回路、９０６は車速センサ９０３の出力を
電圧に変換する車速検出回路、９０７はスロツト
ルセンサ９０４の出力を電圧に変換するスロツト
ル開度検出処理回路、９０８〜９１１は各センサ
の入力インターフエイス、９１２は中央処理装置
（CPU）、９１３はソレノイド弁７４，８４，８
５を制御するプログラムおよび制御に必要なデー
タを格納してあるリードオンリメモリ（ROM）、
９１４は入力データおよび制御に必要なパラメー
タを一時的に格納するランダムアクセスメモリ
（RAM）、９１５はクロツク、９１６は出力イン
ターフエイス、９１７はソノレイド出力ドライバ
であり、出力インターフエイス９１６の出力をア
ツプシフトソレノイド８５、ダウンシフトソレノ
イド８４およびシフトコントロールソレノイド７
４の作動出力に変える。入力インターフエイス９
０８〜９１１とCPU９１２、ROM９１３、
RAM９１４、出力インターフエイス９１６との
間はデータバス９１８とアドレスバス９１９とで
連絡されている。 つぎに、本実施例の油圧調整装置６０の作用を
説明する。 油圧制御回路に供給される作動油は、エンジン
で駆動されるポンプ５２を供給源としており、ラ
イン圧が高ければそれに応じてポンプ５２により
動力の消耗が増大する。よつて車両を低燃費で走
行させるためには油圧制御回路に供給するライン
圧を必要最小限に近づけることが必要となり、無
段変速装置において該ライン圧は入力側プーリ３
１および出力側プーリ３２の各油圧サーボがＶベ
ルト３３の滑りを生ずることなくトルクの伝達を
行なえる油圧で規定される。入出力軸間のトルク
比Ｔの変化に対する必要最小限のライン圧をスロ
ツトル開度θをパラメータとして第８図の実線で
示す。車両の発進時には両プーリによつて実現可
能なトルク比の範囲ではエンジンを最良燃費で作
動させることが不可能であるので、点線で示す如
く上記実線で示した最良燃費の特性曲線より20％
程度大きな破線で示すライン圧とすることが望ま
しく、またエンジンブレーキ時にはスロツトル開
度θ＝０においても一点鎖線で示す如くより高い
ライン圧とすることが必要となる。 本実施例の油圧調整装置においては、レギユレ
ータ弁は第３図および第４図に示すスロツトル圧
と、第２トルクレシオ圧またはライン圧をレギユ
レータプランジヤ６１２の油室６１８および６１
９に入力し、第９図および第１０図に示すライン
圧を出力する。 マニユアル弁６２がＰ，Ｎ，Ｄ位置（レンジ）
に設定（シフト）されているとき； 前記の如くカツトバツク圧をPM、スロツトル
圧をPth、スプール６７３のランド６７５の受圧
面積をS₂、ランド６７６の受圧面積をS₁、トルク
レシオ圧をPRとした場合 (A) PR×S₂≦Pth×S₁のとき この場合カツトバツク圧PMはPM＝S₂／S₁
×PRで示され、トルクレシオ圧PRの増大（ト
ルク比は減少）に伴ない第６図に示す如くカツ
トバツク圧が増大するので（第６図右上り部
分）、カツトバツク圧を入力するスロツトル弁
のスロツトル圧Pthは減少し（第４図右下り部
分）、スロツトル圧Pthを入力とするライン圧
も第９図に示す右下りの勾配を有する。トルク
比Ｔ＞t₂では、トルクレシオ圧制御弁６６が第
２トルクレシオ圧を出力し、該第２トルクレシ
オ圧はスロツトル開度θがθ＞θ₁（本実施例で
はθ₁＝10％）のときデイテント弁６５１を介し
てレギユレータプランジヤの油室６１９に入力
され、レギユレータ弁の出力するライン圧を２
割程度レベルアツプする。 (B) PR×S₂＞Pth×S₁のとき この場合カツトバツク圧PMはPM＝Pthで示
されトルクレシオ圧（トルク比Ｔ）に対して一
定となる（第６図）。 該カツトバツク圧（PM＝Pth）はスロツト
ル弁に入力され、スロツトル圧はトルク比に関
係なく一定となる（第４図）。スロツトル圧は
レギユレータプランジヤに入力され、従つてラ
イン圧も第９図に示すようにトルク比に関係な
く一定の値となる。 Ａ，Ｂより得られたライン圧特性を第９図およ
び第１０図に実線で示す。 マニユアル弁６２がＬ位置にシフトされている
とき； マニユアル弁６２において油路１と油路５とが
連絡され、油路５、チエツク弁１８、および油路
１２を経てレギユレータプランジヤ６１２の油室
６１９に常時ライン圧が供給されているので、第
９図に点線で示す如くトルク比ＴがＴ＜t₂の範囲
でレベルアツプされたものとなる。 マニユアル弁６２がＲ位置にシフトされている
とき； マニユアル弁６２において、油路１と油路４と
が連絡し、油路４、該油路４から分枝した油路４
ｂ、チエツク弁１７、油路１１、チエツク弁１８
および油路１２を経てレギユレータプランジヤ６
１２の油室６１９に常時ライン圧が供給されてお
り、レギユレータ弁６１はマニユアル弁６２がＬ
位置にシフトされたとき同一のライン圧を出力す
る。 第１０図は第９図におけるトルク比Ｔとライン
圧との関係をスロツトル開度θとライン圧との関
係に変換したグラフである。 このライン圧調整においてマニユアル弁６２を
Ｄ，Ｎ，Ｐの各シフト位置にシフトしている場
合、トルク比Ｔがt₂≦Ｔ≦t₃の範囲にあるときの
ライン圧を第８図のグラフの如くスロツトル開度
θ％（θ＝10％）以下で比較的低く設定したの
は、アイドリングなどスロツトル開度θが小さく
且つポンプの吐出量が少ない運転状態においてラ
イン圧を高く設定しておくと、高油温で油圧回路
の各所からの油洩れが大きいときなどはライン圧
の保持が困難となり、さらにはオイルクーラーへ
供給される油量の減少により油温がさらに上昇し
てトラブルの原因となりやすいためである。マニ
ユアル弁６２がＬ，Ｒの各シフト位置にシフトし
ている場合、第９図のグラフに示す如くトルク比
Ｔがt₂≦Ｔ≦t₃の範囲で且つスロツトル開度θが
θ％（θ＝20％）以下の運転条件においてライン
圧を高く設定したのは、エンジンストール時に比
較的高い油圧が要求されることによる。このよう
にライン圧を第８図に示す必要最少限の油圧に近
づけることにより、ポンプ５２による動力損失を
小さくできるので燃費および燃料消費率が向上で
きる。 つぎに電気制御回路９０と、該電気制御回路９
０により制御されるシフト制御機構７０およびト
ルク比制御装置８０の作動を第１１図〜第２６図
とともに説明する。 本実施例では電気制御回路９０により、各スロ
ツトル開度θにおいて最良燃費となるよう入力側
プーリ回転数Ｎを制御する例が示されている。 一般に、エンジンを最良燃費の状態で作動させ
る場合、第１２図のグラフに示す破線の最良燃費
動力線に従つて運転する。第１１図で横軸はエン
ジン回転数（rpm）、縦軸はエンジン出力軸のト
ルク（Kg・ｍ）を示し、最良燃費動力線は次の様
にして得られる。第１１図で実線で示すエンジン
の等燃料消費率曲線（単位はｇ／ps・ｈ）と、二
点鎖線で示す等馬力曲線（単位はps）とから、図
中のＡ点における燃料消費率Ｑ（ｇ／ps・ｈ）、馬
力をＰ（ps）とすると、Ａ点では毎時 Ｓ＝Ｑ×Ｐ（ｇ／ｈ） の燃料を消費することになる。各等馬力曲線上の
全ての点において１時間当りの燃料消費量Ｓを求
めることにより各等馬力線上でＳが最小となる点
が決定でき、これらの点を結ぶことにより各馬力
に対し最良燃費となるエンジン運転状態を示す最
良燃費動力線が得られる。しかるに本実施例の如
く、エンジン１００と流体式伝達機構であるフル
ードカツプリング２１とを組合わせた場合には同
様の方法にて、第１２図に示す各スロツトル開度
θにおけるエンジン出力性能曲線と、第１３図に
示すフルードカツプリング性能曲線と第１４図に
示すエンジン等燃費率曲線から第１５図に示すよ
うにフルードカツプリング出力性能曲線上に最良
燃費フルードカツプリング出力線を求めることが
できる。第１６図は第１５図に示す最良燃費フル
ードカツプリング出力線をスロツトル開度とフル
ードカツプリング出力回転数の関係におきかえた
ものである。このフルードカツプリング出力回転
数は、本実施例の無段変速装置ではそのまま入力
側プーリ回転数となる。 本実施例の無段変速装置では以上の様にして得
られた最良燃費入力側プーリ回転数と検出した実
際の入力側プーリ回転数により、入力側プーリ３
１および出力側プーリ３２間の変速比を制御す
る。 トルク比制御装置８０の制御は、第１６図で求
めた最良燃費入力側プーリ回転数と、実際の入力
側プーリ回転数とを比較することにより、入出力
プーリ間の変速比の増減をトルク比制御装置８０
に設けた２個のソレノイド弁８４および８５の作
用により行い、実際の入力側プーリ回転数を最良
燃費入力側プーリ回転数に一致させるようになさ
れる。第１７図は入力側プーリ回転数制御の全体
のフローチヤートを示す。 スロツトルセンサ９０４によりスロツトル開度
θの読み込み９２１を行つた後、シフトレバース
イツチ９０１によりシフトレバー位置の判別９２
２を行う。判別の結果、シフトレバーがＰ位置ま
たはＮ位置の場合には、第１８図に示すＰ位置お
よびＮ位置処理９３０サブルーチンによりソレノ
イド弁８４および８５の双方をOFFし（931）、
ＰまたはＮ状態をRAM９１４に記憶せしめる。
（932）これにより入力側プーリ３１のニユートラ
ル状態が得られる。シフノレバーがＰ位置または
Ｎ位置からＲ位置に変化した場合、およびＮ位置
からＤ位置に変化した場合には、それぞれＮ―Ｒ
シフトおよびＮ―Ｄシフトに伴なうシフトシヨツ
クを緩和するためにシフトシヨツクコントロール
処理９４０および９５０を行う。シフトシヨツク
コントロールは第１９図に示す如く１周期K〓に
おけるバルス巾がL〓−nM〓（ｎ＝１・２・３
…）で表わされ、しだいに巾が小さくなつていく
バルス第２０図に示すシフト制御機構７０のシフ
ト制御ソレノイド弁７４に加えることによりなさ
れる。（以下これをデユーテイーコントロールと
いう）このようにシフト制御ソレノイド弁７４を
デユーテイーコントロールすることにより、シフ
ト制御弁７１の油室７１３にデユーテイーに対応
して調整された油圧Psが生じる。 シフト制御機構７０は、電気制御回路９０の出
力により制御されるソレノイド弁７４の作用で、
遊星歯車変速装置４０の油圧サーボ４８および４
９への油圧の給排タイミングを調整しシフト時の
衝撃を防止するとともに、プレツシヤリミツテイ
ング弁７３の作用で油圧サーボ４８および４９へ
供給される油圧の上限を設定値以下に保つ作用を
有し、クラツチおよびブレーキの係合圧を制限し
ている。 第２１図は第１９図で示した波形図の各パラメ
ータK〓，L〓，M〓により制御を行なう場合の
プログラムフローチヤートを示す。シヨツクコン
トロール処理中であるか否かのFLUGの判別９４
１をし、処理中であればその処理を継続し、処理
中でなければ、シフトレバースイツチ９０１にお
いてＰ位置またはＮ位置からＲ位置への変化の有
無の判別９４２およびＮ位置からＤ位置への変化
の有無の判別９４３を行ない、いずれかの変化が
生じている場合はそれに対応するK〓，L〓，
M〓の各パラメータの設定９４４または９４５を
し、Ｋを０に設定し、シフトシヨツクコントロー
ル処理を行なう状態であることを示すFLUGを
ON状態にする。（955）いずれの変化も生じてい
ない場合にはリターンし、シフトシヨツクコント
ロール処理はなされない。シヨツクコントロール
は一周期K〓の終了を判別するパラメータＫが正
の値か否かの判別９４６を、Ｋが正の値でないと
きはＫ＝K〓−１，Ｌ＝L〓L〓＝L〓−M〓と設
定し（947）、Ｌが０以下か否かの判別９４８を
し、Ｌが０以下ならFLUGOFF９４９をしてリ
ターンする。この場合、ＬがＬ≦０であり、
FLUGをOFFするということは、全てのシフト
シヨツクコントロール処理が終了したことを示し
ている。判別９４６において一周期K〓の終了を
判別するパラメータＫが正の値のときは、Ｋ−１
をＫと設定し（950）、判別９４８において、Ｌ≦
０でない場合とともに、一周期K〓におけるON
時間の終了を判別するパラメータＬがＬ＝０か否
かの判別９５１を行なう。Ｌ＝０のときはソレノ
イド弁７４のOFF指令９５２を発し、Ｌが０以
外のときはソレノイド弁７４のON指令９５３を
発した後Ｌ−１をＬと設定し（954）、リターンす
る。また、同様のシフトシヨツクコントロール処
理は第７図９２０に示すプログラマブルタイマを
用いても行なうことが可能である。 Ｎ―Ｄシフトシヨツクコントロール処理９５０
のつぎには、入力側プーリの回転速度センサ９０
２により実際の入力側プーリ回転数Ｎの読み込み
９２３を行う。つぎにスロツトル開度θが０か否
かの判別９２４をし、θ≠０のときは、第２２図
に示すサブルーチンに従いあらかじめデータとし
てROM９１３に格納してある第１６図のスロツ
トル開度θに対応する最良燃費入力側プーリ回転
数N〓設定９６０をするためスロツトル開度に対
応した入力側プーリ回転数N〓のデータの格納ア
ドレスのセツト９６１をし、セツトしたアドレス
からN〓のデータを読み出し（962）、読み出した
N〓のデータをデータ格納用RAM９１４に一時
格納する（963）。 つぎに実際の入力側プーリ回転数Ｎと最良燃費
入力側プーリ回転数N〓との比較９２７を行う。
Ｎ＜N〓のときはダウンシフトソレノイド弁８４
の作動指令９２８を発し、Ｎ＞N〓のときはアツ
プシフトソレノイド弁８５の作動指令９２９を発
し、Ｎ＝N〓のときは両ソレノイド弁８４および
８５のOFF指令９２０を発する。θ＝０でスロ
ツトル全閉時には、エンジンブレーキの必要性を
判断するためシフトレバーがＤ位置に設定されて
いるかまたはＬ位置に設定されているかの判別９
２６を行い、必要に応じてエンジンブレーキ制御
９７０または９８０を行う。Ｄ位置のエンジンブ
レーキ処理９７０は、第２３図に示す如く、車速
センサ９０３により車速Ｖの読み込み９７１を
し、その時点での加速度ａを算出し（972）、つぎ
に該加速度ａが車速に対して適当な加速度Ａであ
るか否かの判別９７３をする。α＞Ａのときはダ
ウンシフトのコントロール９７４を行うためN〓
にＮより大きい値を設定したのち、リターンし、
α≦ＡのときはN〓にスロツトル開度θに対応す
る最良燃費入力側プーリ回転数N〓の設定（975）
を行なつた後リターンする。車速と適当な加速度
Ａとの関係は、各車両について実験または計算に
より求められるものであり、第２４図のグラフに
示す。 Ｌ位置のエンジンブレーキ処理９８０では、第
２５図に示す様に、車速Ｖの読み込み９８１をし
た後車速Ｖと入力側プーリ回転数Ｎからトルク比
Ｔを次式から算出する演算を行う（982）。 Ｔ＝Ｎ／Ｖ×ｋ ｋはトランスミツシヨン内部の減速歯車機構２
３の減速比、車両の最終減速比およびタイヤ半径
等とから決定される定数である。つぎに現在のト
ルク比Ｔがその車速Ｖに対して安全かつ適正なエ
ンジンブレーキが得られるトルク比T〓より大き
いか否かの判別９８３を行い、Ｔ＜T〓のときは
DOWNSHIFTがなされるようN〓にＮより大き
い値の設定９８４を行い、Ｔ≧T〓のときはN〓
にＮと等しい値の設定９８５を行つてリターンす
る。各車速に対して安全かつ適正なエンジンブレ
ーキが得られるトルク比T〓は、各車両について
実験または計算により求められるものであり、第
２６図のグラフに示す。 Ｎ―ＤシフトおよびＮ―Ｒシフト時における係
合シヨツクを緩らげる場合、油圧サーボ４８また
は油圧サーボ４９へ供給油圧PbまたはPcの立ち
上りを第２７図に示す油圧特性曲線の如くコント
ロールし、図中AC間で多板クラツチ４５または
多板ブレーキ４２の係合を完了せしめる。このよ
うに油圧サーボ４８または４９への供給油圧をコ
ントロールするためのソレノイド弁７４のデユー
テイ（％）とソレノイド弁７４の作動で油室７１
３に生ずるソレノイド圧Psとの関係を第２８図
に示す。デユーテイ（％）は次式で与えられる。 デユーテイ ＝１周期におけるソレノイドON時間／ソレノイド作動
周期×100 (%) 第２８図に示すソレノイド圧は、シフト制御弁
７１により増巾され、第２９図に示す油圧サーボ
４８または４９への供給油圧PbまたはPcが得ら
れる。 本実施例において、第２６図に示す如く、シフ
ト制御弁７１のスプール７１２に設けたランドの
受圧面積を、図示左側から順にS₁，S₁，S₁，S₂，
スプリング７１１の弾性力をFs₁、油室７１３の
油圧をPsとすると、前進時に係合される多板ク
ラツチ４５の油圧サーボ４９および後進時に係合
される多板ブレーキ４２の油圧サーボ４８への供
給油圧PcおよびPbは、それぞれシフト制御弁７
１の油圧平衡式である第(1)式および第(2)式から次
のように与えられる。 前進時 Ps×S₁＝Pc×S₂＋Fs₁ (1) Pc＝S₁／S₂Ps−Fs₁／S₂ 後進時 Ps×S₁＝Pb×（S₁−S₂）＋Fs₁ (2) Pb＝S₁／S₁−S₂Ps−Fs₁／S₁−S₂ またプレツシヤリミツテング弁７３内に挿設さ
れた弁体７３１の受圧面積をS₃、該弁体７３１に
背設されたスプリング７３２の弾性力をFs₂とす
ると、プレツシヤリミツテング弁７３は油圧平衡
式第(3)式によりPsの最高圧Plimitで作動する。 Plimit×S₃＝Fs₂ (3) Plimit＝Fs₂／S₃ このときPc，Pbは第(4)式および第(5)式に従つ
て最高圧Pclimit、Pblimitが制限される。 前進時 Pclimit＝S₁／S₂Plimit−Fs₁／S₂ (4) 後進時 Pblimit＝Ｓ／S₁−S₂Plimit−Fs／S₁−S₂(5) つぎにトルク比制御装置８０の作用を第３１図
とともに説明する。 定速走行時 第３１図Ａに示す如く電気制御回路９０の出力
により制御されるソレノイド弁８４および８５は
OFFされている。これにより油室８１６の油圧
P₁はライン圧となり、油室８１５の油圧P₂もス
プール８１２が図示右側にあるときはライン圧と
なつている。スプール８１２はスプリング８１１
による押圧力P₃があるので図示左方に動かされ
る。スプール８１２が左方に移動され油室８１５
とドレインボート８１３とが連通するとP₂は排
圧されるので、スプール８１２は油室８１６の油
圧P₁により図示右方に動かされる。スプール８
１２が右方に移動されるとドレインポート８１３
は閉ざされる。よつてスプール８１２はこの場
合、第３１図に示す如くドレインポート８１３と
スプール８１２のランドエツジにフラツトな平面
８１２ｂを設けることにより、より安定した状態
でスプール８１２を第３１図Ａの如く中間位置の
平衡点に保持することが可能となる。第３１図Ａ
の如く中間位置の平衡点に保持された状態におい
ては油路２は閉じられており、入力側プーリ３１
の油圧サーボ３１３の油圧は、出力側プーリ３２
の油圧サーボ３２３に加わつているライン圧によ
りＶベルト３３を介して圧縮される状態になり、
結果的に油圧サーボ３２３の油圧と平衡する。実
際上は油路２においても油洩れがあるため、入力
側プーリ３１は除々に拡げられてトルク比Ｔが増
加する方向に変化していく。したがつて第３１図
Ａに示すようにスプール８１２が平衡する位置に
おいては、ドレインポート８１４を閉じ、油路１
はやや開いた状態となるようスプール８１２のラ
ンドエツジにフラツトな面８１２ａを設け、油路
２における油洩れを補うようにしている。また第
３２図に示すように面８１２ａの代りに油路１と
油路２の間をオリフイス８２１を有する油路８２
２で連絡しても同様な機能をはたすことは明らか
である。 アツプシフト時 第３１図Ｂに示す如く電気制御回路９０の出力
によりソレノイド弁８５がONされる。これによ
り油室８１６が排圧されるため、スプール８１２
は図示左方に動かされ、スプール８１２の移動に
伴ない油室８１５もドレインポート８１３から排
圧されるが、スプリング８１１の作用でスプール
８１２は図示左端に設定される。 この状態では油路１のライン圧がポート８１８
を介して油路２に供給されるため油圧サーボ３１
３の油圧は上昇し、入力側プーリ３１は閉じられ
る方向に作動してトルク比Ｔは減少する。したが
つてソレノイド弁８５のON時間を必要に応じて
制御することによつて所望のトルク比だけ減少さ
せアツプシフトを行う。 ダウンシフト時 第３１図Ｃに示す如く電気制御回路９０の出力
によりソレノイド弁８４がONされ、油室８１５
が排圧される。スプール８１２は油室８１６のラ
イン圧による図示右方に動かされ、油路２はドレ
インポート８１４と連通して排圧され、入力側プ
ーリ３１は拡がる方向に作動してトルク比Ｔは増
大する。このようにソレノイド弁８４のON時間
を制御することによりトルク比を増大させダウン
シフトさせる。 このように入力側（ドライブ側）プーリ３１の
油圧サーボ３１３は、トルクレシオ制御弁８１の
出力油圧が供給され、出力側（ドリブン側）プー
リ３２の油圧サーボ３２３にはライン圧が導かれ
ており、入力側油圧サーボ３１３の油圧をPi、出
力側油圧サーボ３２３の油圧をPoとすると、
Po／Piはトルク比Ｔに対して第２９図のグラフ
に示す如く特性を有し、たとえばスロツトル開度
θ＝50％、トルク比Ｔ＝1.5（図中ａ点）で走行し
ている状態からアクセルをゆるめてθ＝30％とし
た場合Po／Piがそのまま維持されるときはトル
ク比Ｔ＝0.87の図中ｂ点に示す運転状態に移行
し、逆にトルク比Ｔ＝1.5の状態を保つ場合には
入力側プーリを制御するトルク比制御機構８０の
出力によりPo／Piの値を増大させ図中Ｃ点の値
に変更する。このようにPo／Piの値を必要に応
じて制御することによりあらゆる負荷状態に対応
して任意のトルク比に設定できる。 以上の如く本発明にかかる油圧調整装置は、ト
ルクレシオ圧制御弁、スロツトル弁、レギユレー
タ弁、およびデイテント弁によりライン圧を必要
最小限に近づけているので、オイルポンプによる
エンジン出力の損失を小さくでき、燃費および動
力性能の向上が可能となるとともに次の効果を有
する。 (1) 各スロツトル開度に対して、エンジンを予め
設定された状態で運転する場合に必要な油圧
は、スロツトル開度（又は入力トルク）の増加
に対応して増加し、両プーリ間のトルク比（入
出力軸間のトルク比）の増加に対応して増加す
る特性を有する為、油圧調整装置により制御さ
れるライン圧をスロツトル開度（又は入力トル
ク）又は両プーリ間のトルク比をパラメータと
して段階的に変化させることにより、Ｖベルト
式無段変速機の油圧サーボ機構が必要とする最
小限の油圧にライン圧を近づけることができ
る。 (2) 発進時等においては、大きな駆動力を伝達す
る必要から、油圧サーボ機構が必要とする最小
限の油圧は、効果(1)で述べた場合よりも大きく
なり、従つてこのような場合には効果(1)で述べ
たライン圧より大きなライン圧を発生させるこ
とができる。 (3) 効果(2)で述べた状態の検出は、Ｖベルト式無
段変速機の両プーリ間のトルク比（入出力軸間
のトルク比）によつて検出し、そのトルク比が
予め設定された値よりも大きくなつた場合に、
効果(2)で述べた状態とすることができる。 (4) 効果(3)で述べた状態においても、スロツトル
開度が小さく、エンジン回転数が低い場合（例
えばアイドル時）には、効果(2)で述べた様に大
きなライン圧を発生させると、オイルポンプ吐
出量が少ない為、高油温時に油路各部の洩れが
大きい場合に、ライン圧の低下、クーラ圧の低
下による温度上昇、潤滑圧低下等の問題を生ず
る為、スロツトル開度が一定値以下においては
たとえトルク比の大きな状態でも、ライン圧を
上昇させないことが可能である。 (5) Ｌレンジにおいて強いエンジンブレーキを得
る場合には、スロツトル開度が低い場合におい
てもエンジン側から駆動する場合に比較して大
きな油圧を油圧サーボ機構に供給する必要が生
ずる為、この場合にはスロツトル開度が一定値
以下においてもライン圧を上昇させることがで
きる。 (6) Ｒレンジにおいても、安全性の面から強いエ
ンジンブレーキが得られることが望ましく、こ
の場合にはライン圧特性はＬレンジの場合と同
一とすることができる。

【図面の簡単な説明】

第１図はＶベルト式無段変速機を用いた車両用
無段変速装置の概略図、第２図は本発明の油圧調
整装置を含む無段変速装置の油圧制御回路図、第
３図、第４図はスロツトル圧を表すグラフ、第５
図はトルクレシオ圧を表すグラフ、第６図はカツ
トバツク圧を示すグラフ、第７図は電気制御回路
のブロツク図、第８図は油圧制御回路の必要ライ
ン圧特性を示すグラフ、第９図は本発明の油圧調
整装置による出力ライン圧の特性をスロツトル開
度θをパラメータとして表わしたグラフ、第１０
図は本発明の油圧調整装置により得られるライン
圧特性をトルク比Ｔをパラメータとして表わした
グラフ、第１１図はエンジンの最良燃費動力線を
示すグラフ、第１２図はエンジンの出力性能の特
性を示すグラフ、第１３図は流体伝達機構性能曲
線を示すグラフ、第１４図はエンジンの等燃費率
曲線、第１５図は最良燃費フルードカツプリング
出力曲線を示すグラフ、第１６図は最良燃費フル
ードカツプリング出力回転数の特性を示すグラ
フ、第１７図、第１８図、第２１図〜第２３図お
よび第２５図は電気制御回路のプログラムフロー
チヤート図、第１９図はデユーテイコントロール
の波形図、第２０図はシフト制御装置の部分拡大
図、第２４図は設定加速度を示すグラフ、第２６
図は設定トルク比を示すグラフ、第２７図は入力
側プーリの油圧サーボと出力側プーリの油圧サー
ボの供給油圧の特性を示すグラフ、第２８図はソ
レノイド圧Psの特性を示すグラフ、第２９図は
シフト制御弁の出力油圧の特性を示すグラフ、第
３０図はシフト制御機構の作動説明図、第３１図
はトルク比制御装置の作動状態図、第３２図はト
ルク比制御装置の他の実施例を示す構成図、第３
３図はＶベルト式無段変速機の入出力軸間のトル
ク比Ｔと入出力側油圧サーボ間の圧力比との間係
を示すグラフである。 図中、３０…Ｖベルト式無段変速機、３１…入
力側プーリ、３２…出力側プーリ、３３…Ｖベル
ト、３１３…入力側油圧サーボ、３２３…出力側
油圧サーボ、４０…前進後進切り換え用遊星歯車
変速機、４２…多板ブレーキ、４５…多板クラツ
チ、４８，４９…油圧サーボ、６０…油圧制御回
路、５０…油圧源、５２…ポンプ、６１…レギユ
レータ弁、６１２…レギユレータバルブプランジ
ヤー、６２…マニユアル弁、６５…スロツトル
弁、６６…トルクレシオ圧制御弁、７０…シフト
制御機構、７１…シフト制御弁、７２…オリフイ
ス、７３…プレツシヤリミツテイング弁、７４…
シフト制御ソレノイド、８０…トルク比制御装
置、８１…シフトレシオ制御弁、８２，８３…オ
リフイス、８４…ダウンシフト用ソレノイド弁、
８５…アツプシフト用ソレノイド弁。

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １ 平行的に配置された入力軸および出力軸に油
   圧サーボにより実効径が可変とされる一対のプー
   リを取り付けると共にプーリ間を伝動用無端ベル
   トで連結したＶベルト式無段変速機の、車両の運
   転条件に応じて上記油圧サーボへの供給油圧を制
   御することにより入出力軸のトルク比を無段階に
   変化させる油圧制御装置に、ライン圧を供給する
   油圧調整装置において、入出力軸間のトルク比に
   応じたトルクレシオ圧を出力するトルクレシオ圧
   制御弁と、スロツトル開度に応じたスロツトル圧
   を出力するスロツトル弁と、前記トルクレシオ圧
   を入力し、トルク比が設定値以上のときスロツト
   ル弁にトルクレシオ圧に応じたカツトバツク圧を
   出力し、スロツトル圧をトルクレシオ圧に関連せ
   しめるカツトバツク弁と、スロツトル圧を入力し
   入力に対応したライン圧を出力するレギユレータ
   弁とを備え、スロツトル開度およびトルク比に応
   じると共にトルク比が設定値以下のときのライン
   圧をトルク比に対して一定としたことを特徴とす
   る車両用Ｖベルト式無段変速機の油圧調整装置。 ２ トルクレシオ圧はトルク比の増大に応じて低
   下し、スロツトル圧はスロツトル開度の増大に応
   じて増大することを特徴とする特許請求の範囲第
   １項記載の車両用Ｖベルト式無段変速機の油圧調
   整装置。 ３ カツトバツク弁は、前記トルクレシオ圧と対
   向するようスロツトル圧を入力し、スロツトル圧
   がトルクレシオ圧の一定割合より大きいときスロ
   ツトル圧を調圧してトルクレシオ圧に応じたカツ
   トバツク圧を出力し、スロツトル圧がトルクレシ
   オ圧の一定割合より小さいときはスロツトル圧を
   調圧せずそのままカツトバツク圧として出力する
   ことを特徴とする特許請求の範囲第１項または第
   ２項記載の車両用Ｖベルト式無段変速機の油圧調
   整装置。 ４ トルクレシオ圧制御弁は、トルク比が設定値
   以上のとき第２トルクレシオ圧をレギユレータ弁
   に出力し、トルク比が設定値以上のときレギユレ
   ータ弁の出力ライン圧をレベルアツプさせたこと
   を特徴とする特許請求の範囲第１項記載の車両用
   Ｖベルト式無段変速機の油圧調整装置。 ５ 第２トルクレシオ圧は、スロツトル開度が設
   定値以上のとき開状態となるデイテント弁を介し
   てレギユレータ弁に供給され、トルク比が設定値
   以上で且つスロツトル開度が設定値以上のときレ
   ギユレータ弁の出力ライン圧をレベルアツプさせ
   ることを特徴とする特許請求の範囲第４項記載の
   車両用Ｖベルト式無段変速機の油圧調整装置。 ６ 平行的に配置された入力軸および出力軸に油
   圧サーボにより実効径が可変とされる一対のプー
   リを取り付けると共にプーリ間を伝動用無端ベル
   トで連結したＶベルト式無段変速機の、車両の運
   転条件に応じて上記油圧サーボへの供給油圧を制
   御することにより制御する油圧制御装置に、ライ
   ン圧を供給する油圧調整装置において、入出力軸
   間のトルク比に応じたトルクレシオ圧を出力する
   トルクレシオ圧制御弁と、スロツトル開度に応じ
   たスロツトル圧を出力するスロツトル弁と、前記
   トルクレシオ圧を入力し、トルク比が設定値以上
   のときスロツトル弁にトルクレシオ圧に応じたカ
   ツトバツク圧を出力し、スロツトル圧をトルクレ
   シオ圧に関連せしめるカツトバツク弁と、Ｒ位置
   およびＬ位置にシフトされたときレギユレータ弁
   にライン圧を出力するマニユアル弁と、前記スロ
   ツトル圧およびマニユアル弁を介したライン圧を
   入力し入力に対応したライン圧を出力するレギユ
   レータ弁とを備え、スロツトル開度およびトルク
   比に応じると共にトルク比が設定値以下のときの
   ライン圧をトルク比に対して一定とすると共にマ
   ニユアル弁がＲ位置およびＬ位置にシフトされた
   ときのライン圧をレベルアツプしたことを特徴と
   する車両用Ｖベルト式無段変速機の油圧調整装
   置。