JPH023735B2 - - Google Patents
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- JPH023735B2 JPH023735B2 JP55037260A JP3726080A JPH023735B2 JP H023735 B2 JPH023735 B2 JP H023735B2 JP 55037260 A JP55037260 A JP 55037260A JP 3726080 A JP3726080 A JP 3726080A JP H023735 B2 JPH023735 B2 JP H023735B2
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Classifications
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- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
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-
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- F16H2061/0255—Solenoid valve using PWM or duty-cycle control
-
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- F16H2061/0485—Smoothing ratio shift during range shift from neutral (N) to reverse (R)
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- F16H2061/0488—Smoothing ratio shift during range shift from neutral (N) to drive (D)
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- Engineering & Computer Science (AREA)
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- Control Of Transmission Device (AREA)
- Control Of Driving Devices And Active Controlling Of Vehicle (AREA)
- Transmissions By Endless Flexible Members (AREA)
Description
〔産業上の利用分野〕
本発明は、車両用Ｖベルト式無段変速機のトル
ク比制御装置に関する。 〔従来の技術〕 Ｖベルト式無段変速機は、前進後進切り換え用
の遊星歯車変速機と組み合わせて自動車など車両
の自動変速装置として使用できる。第３０図は、
特開昭54−157930号公報に提案されている従来の
無段変速機を示し、入力軸ａには固定プーリｂと
可動プーリｃが設けられ、また、出力軸ｄには固
定プーリｅと可動プーリｆが設けられ、入力軸ａ
と出力軸ｄ間にはベルトｇが張設されていて、油
路ｈおよび油路ｉにポンプｊからの流体を弁ｋ，
ｌを介して供給、排出させることにより可動プー
リｃ，ｆを移動させるようになつている。弁ｌの
スプールｍの一端には、ピトー管ｎにより入力軸
ａの回転数に比例した流体圧が作用しており、ス
プールｍの他端には、スロツトルペダルの動きに
連動するカムｐの回動による圧力が、レバーｑ、
スプリングｒを介して作用している。さらに、弁
ｋのスプールｓの一端にも、ピトー管ｎにより入
力軸ａの回転数に比例した流体圧が作用してお
り、スプールｓの他端には、入力軸ａの可動プー
リｃと連動して変位される検出ロツドｔの圧力
が、レバーｕ、スプリングｖを介して作用してい
る。 上記構成において、スロツトルペダルの動きに
連動するカムｐの回動により変化するスプリング
ｒの荷重と、ピトー管ｎによる入力軸ａの回転数
に応じて発生する流体圧とのバランスによつて、
油路ｈに発生する油圧を制御し、可動プーリｃを
の移動を制御する。そして、この油路ｈに発生す
る油圧特性は、カムｐ、レバーｑ、スプリングｒ
およびピトー管ｎの出力油圧特性等によつて変更
されるものである。 〔発明が解決しようとする問題点〕 しかしながら、上記従来の無段変速機における
トルク比の制御は弁ｌから供給される油圧により
可動プーリｃを移動させて行われるが、無段変速
機が搭載される車両や、運転者の意志（例えばシ
フトレバーの位置）等による変速特性の変更を行
う場合には、カムｐ、レバーｑ、スプリングｒお
よびピトー管ｎの出力油圧特性等を変更する必要
があるため、変速特性の変更が容易ではなく、ま
た、運転状態の相違による変速特性の変更も容易
ではないという問題を有している。 本発明は上記問題を解決するものであつて、変
速特性の変更が比較的容易に行うことができ、制
御性の良好な車両用Ｖベルト式無段変速機のトル
ク制御装置を提供することを目的とする。 〔問題点を解決するための手段〕 そのために本発明の車両用Ｖベルト式無段変速
機のトルク比制御装置は、入力軸および出力軸に
それぞれ取付けられ、実効径が可変の入力側プー
リおよび出力側プーリと、これらプーリ間に張設
された駆動バンドとからなり、前記プーリの実効
径を油圧により調節して入出力軸間のトルク比を
制御する車両用Ｖベルト式無段変速機において、
スロツトル開度、車速、入力側プーリ回転速度等
車両の運転状況を入力し、前記トルク比を制御す
る出力信号を発する電気制御回路と、該電気制御
回路の出力信号により制御される２個のソレノイ
ド弁と、該ソレノイド弁の作動により少なくとも
一方のプーリの油圧サーボへの供給油圧を調整す
るトルクレシオ制御手段とを備え、車両の運転状
況に応じて少なくとも一方のプーリの油圧サーボ
への供給油圧を調整することでトルク比を制御す
るようにしたことを特徴とする。 〔作用および発明の効果〕 本発明においては、少なくとも一方のプーリの
油圧サーボには常にライン圧を供給することによ
り、Ｖベルトに対して常に押圧力を発生させ、あ
らゆる作動状態において常にベルトとプーリとの
間にスリツプを生じさせないようにすることがで
きる。 また、２個のソレノイド弁とトルクレシオ制御
手段で構成し、２個のソレノイド弁のON−OFF
状態の組み合わせにより、トルクレシオ制御手段
を３つの状態に設定し、それぞれアツプシフト、
ダウンシフトおよびシフト無しの状態にすること
が可能である。 〔実施例〕 以下本発明の実施例を図面を参照しつつ説明す
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、エンジンの出力側１０１に
連結された流体式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２３、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２１４
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わ
りに他の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３１１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設けられた可動フランジ３２
２、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
間を連結する駆動バンドである所の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の変位置Ｌは
０〜l2〜l3〜l4（０＜l2＜l3＜l4）であり、これによ
り入力軸２１４と出力軸２６との間でトルク比Ｔ
がt1〜t2〜t3〜t4（t1＜t2＜t3＜t4）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倍程度の大きさとさ
れ、油圧サーボ３１３に加わる油圧が油圧サーボ
３２３に加わる油圧と等しいかまたは小さい場合
においても入力側の可動フランジ３１２は出力側
の可動フランジ３２２より大きな駆動力を得るよ
うに形成されている。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
か又は油圧サーボに２種の受圧面積を有するピス
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
と共に多板クラツチ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、油圧調整装置６
０、遊星歯車変速機４０における多板ブレーキ４
２および多板クラツチ４５の係合のタイミングを
制御し、Ｎ−Ｄ、Ｎ−Ｒシフト時の衝撃を緩和す
るシフト制御機構７０、およびトルク比制御装置
８０からなる。 油圧調整装置６０は、それぞれシフトレバー
（図示せず）により手動操作されるマニユアル弁
６２、キヤブレタ１０２のスロツトル開度θに応
じデイテント圧およびスロツトル圧を出力するデ
イテント弁６４およびスロツトル弁６５、出力側
プーリ３２の可動フランジ３２２と連動しその変
位量に応じてデイテント弁６４にライン圧を供給
し且つスロツトル弁６５に設けた出力油圧フイー
ドバツク油路９を排圧するトルクレシオ弁６６、
および油圧源５０から供給された油圧を調圧しラ
イン圧として油圧調整装置６０の各所に供給する
レギユレータ弁６１で構成される。 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ポンプ５２で汲み上げた作
動油を、リリーフ弁５３が取り付けられた油路１
１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
第３図に示す如くスプール６２１がＰ、Ｒ、Ｎ、
Ｄ、Ｌの各位置に設定され、表に示す如くライ
ン圧が供給される油路１と出力用油路３〜５とを
連絡する。
ク比制御装置に関する。 〔従来の技術〕 Ｖベルト式無段変速機は、前進後進切り換え用
の遊星歯車変速機と組み合わせて自動車など車両
の自動変速装置として使用できる。第３０図は、
特開昭54−157930号公報に提案されている従来の
無段変速機を示し、入力軸ａには固定プーリｂと
可動プーリｃが設けられ、また、出力軸ｄには固
定プーリｅと可動プーリｆが設けられ、入力軸ａ
と出力軸ｄ間にはベルトｇが張設されていて、油
路ｈおよび油路ｉにポンプｊからの流体を弁ｋ，
ｌを介して供給、排出させることにより可動プー
リｃ，ｆを移動させるようになつている。弁ｌの
スプールｍの一端には、ピトー管ｎにより入力軸
ａの回転数に比例した流体圧が作用しており、ス
プールｍの他端には、スロツトルペダルの動きに
連動するカムｐの回動による圧力が、レバーｑ、
スプリングｒを介して作用している。さらに、弁
ｋのスプールｓの一端にも、ピトー管ｎにより入
力軸ａの回転数に比例した流体圧が作用してお
り、スプールｓの他端には、入力軸ａの可動プー
リｃと連動して変位される検出ロツドｔの圧力
が、レバーｕ、スプリングｖを介して作用してい
る。 上記構成において、スロツトルペダルの動きに
連動するカムｐの回動により変化するスプリング
ｒの荷重と、ピトー管ｎによる入力軸ａの回転数
に応じて発生する流体圧とのバランスによつて、
油路ｈに発生する油圧を制御し、可動プーリｃを
の移動を制御する。そして、この油路ｈに発生す
る油圧特性は、カムｐ、レバーｑ、スプリングｒ
およびピトー管ｎの出力油圧特性等によつて変更
されるものである。 〔発明が解決しようとする問題点〕 しかしながら、上記従来の無段変速機における
トルク比の制御は弁ｌから供給される油圧により
可動プーリｃを移動させて行われるが、無段変速
機が搭載される車両や、運転者の意志（例えばシ
フトレバーの位置）等による変速特性の変更を行
う場合には、カムｐ、レバーｑ、スプリングｒお
よびピトー管ｎの出力油圧特性等を変更する必要
があるため、変速特性の変更が容易ではなく、ま
た、運転状態の相違による変速特性の変更も容易
ではないという問題を有している。 本発明は上記問題を解決するものであつて、変
速特性の変更が比較的容易に行うことができ、制
御性の良好な車両用Ｖベルト式無段変速機のトル
ク制御装置を提供することを目的とする。 〔問題点を解決するための手段〕 そのために本発明の車両用Ｖベルト式無段変速
機のトルク比制御装置は、入力軸および出力軸に
それぞれ取付けられ、実効径が可変の入力側プー
リおよび出力側プーリと、これらプーリ間に張設
された駆動バンドとからなり、前記プーリの実効
径を油圧により調節して入出力軸間のトルク比を
制御する車両用Ｖベルト式無段変速機において、
スロツトル開度、車速、入力側プーリ回転速度等
車両の運転状況を入力し、前記トルク比を制御す
る出力信号を発する電気制御回路と、該電気制御
回路の出力信号により制御される２個のソレノイ
ド弁と、該ソレノイド弁の作動により少なくとも
一方のプーリの油圧サーボへの供給油圧を調整す
るトルクレシオ制御手段とを備え、車両の運転状
況に応じて少なくとも一方のプーリの油圧サーボ
への供給油圧を調整することでトルク比を制御す
るようにしたことを特徴とする。 〔作用および発明の効果〕 本発明においては、少なくとも一方のプーリの
油圧サーボには常にライン圧を供給することによ
り、Ｖベルトに対して常に押圧力を発生させ、あ
らゆる作動状態において常にベルトとプーリとの
間にスリツプを生じさせないようにすることがで
きる。 また、２個のソレノイド弁とトルクレシオ制御
手段で構成し、２個のソレノイド弁のON−OFF
状態の組み合わせにより、トルクレシオ制御手段
を３つの状態に設定し、それぞれアツプシフト、
ダウンシフトおよびシフト無しの状態にすること
が可能である。 〔実施例〕 以下本発明の実施例を図面を参照しつつ説明す
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、エンジンの出力側１０１に
連結された流体式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２３、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２１４
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わ
りに他の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３１１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設けられた可動フランジ３２
２、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
間を連結する駆動バンドである所の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の変位置Ｌは
０〜l2〜l3〜l4（０＜l2＜l3＜l4）であり、これによ
り入力軸２１４と出力軸２６との間でトルク比Ｔ
がt1〜t2〜t3〜t4（t1＜t2＜t3＜t4）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倍程度の大きさとさ
れ、油圧サーボ３１３に加わる油圧が油圧サーボ
３２３に加わる油圧と等しいかまたは小さい場合
においても入力側の可動フランジ３１２は出力側
の可動フランジ３２２より大きな駆動力を得るよ
うに形成されている。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
か又は油圧サーボに２種の受圧面積を有するピス
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
と共に多板クラツチ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、油圧調整装置６
０、遊星歯車変速機４０における多板ブレーキ４
２および多板クラツチ４５の係合のタイミングを
制御し、Ｎ−Ｄ、Ｎ−Ｒシフト時の衝撃を緩和す
るシフト制御機構７０、およびトルク比制御装置
８０からなる。 油圧調整装置６０は、それぞれシフトレバー
（図示せず）により手動操作されるマニユアル弁
６２、キヤブレタ１０２のスロツトル開度θに応
じデイテント圧およびスロツトル圧を出力するデ
イテント弁６４およびスロツトル弁６５、出力側
プーリ３２の可動フランジ３２２と連動しその変
位量に応じてデイテント弁６４にライン圧を供給
し且つスロツトル弁６５に設けた出力油圧フイー
ドバツク油路９を排圧するトルクレシオ弁６６、
および油圧源５０から供給された油圧を調圧しラ
イン圧として油圧調整装置６０の各所に供給する
レギユレータ弁６１で構成される。 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ポンプ５２で汲み上げた作
動油を、リリーフ弁５３が取り付けられた油路１
１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
第３図に示す如くスプール６２１がＰ、Ｒ、Ｎ、
Ｄ、Ｌの各位置に設定され、表に示す如くライ
ン圧が供給される油路１と出力用油路３〜５とを
連絡する。
【表】
表において○は油路１との連絡状態を示
し、×は油路３〜５が排圧状態にあることを
示す。
レギユレータ弁６１は、スプール６１１と、デ
イテント圧およびスロツトル圧を入力してスプー
ル６１１を制御するレギユレータバルブプランジ
ヤ６１２とを備え、スプール６１１の変位に伴い
第２出力ポート６１４と連通する隙間面積を調整
し、出力ポート６１６から油路１にライン圧を出
力する。ポート６１４からは油路１２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。 デイテント弁６４は、キヤブレタ１０２のちよ
う弁のスロツトル開度θにリンクして連動し第４
図に示す如く移動するスプール６４１を備え、ス
ロツトル開度が０≦θ≦θ1においては第４図Ａに
示す如く油路５とレギユレータ弁６１に設けられ
た入力ポート６１６′に連絡するデイテント圧出
力用油路７とを連通し、θ1＜θ≦100％のときは
第４図Ｂに示す如く油路７とデイテント弁６４を
トルクレシオ弁６６に連絡する油路６とを連通す
る。なお、スプール６４１は運転者の操作するア
クセルペダルの踏込みにリンクして連動させても
よい。 スロツトル弁６５は、デイテント弁のスプール
６４１にスプリング６４５を介して直列されると
共に、他方にスプリング６５２が背設されたスプ
ール６５１を備え、スプール６４１およびスプリ
ング６４５を介して伝達されるスロツトル開度θ
の変動に応じて動く上記スプール６５１の作用に
より、油路１と連絡するポート６５３の開口面積
を調整し、レギユレータ弁６１に設けられた入力
ポート６１８に連絡するスロツトル圧出力用油路
８へスロツトル圧を出力する。スプール６５１
は、それぞれ油路８から分枝すると共に、オリフ
イス６５４および６５５が設けられた出力油圧の
フイードバツク用油路９および１０を介してラン
ド６５６と該ランド６５６より受圧面積の大きい
ランド６５７に出力油圧のフイードバツクを受け
ている。 トルクレシオ弁６６は、出力側プーリ３２の可
動フランジ３２２に連結ロツドを介してリンクさ
れたスプール６６２を備え、可動フランジ３２２
の移動量Ｌがl3≦Ｌ≦l4（トルク比Ｔがt2≧Ｔ≧t1）
のときは第５図Ａに示す如くスプール６６２が図
示左側部に位置し、スロツトル弁６５に設けられ
た出力油圧のフイードバツク用油路９と連結した
入力ポート６６４を閉じると共に、デイテント弁
６４への出力用油路６をドレインポート６６５に
連通して排圧する。可動フランジ３２２の移動量
Ｌがl2≦Ｌ＜l3（t3≧Ｔ＞t2）のときは、第５図Ｂ
に示す如くスプール６６２が中間部に位置し、油
路９と連結するポート６６４とドレインポート６
６６とが連通し油路９は排圧される。移動量Ｌが
０≦Ｌ≦l2（t4≧Ｔ≧t3）のときは、第５図Ｃに示
す如くスプール６６２が図示右側部に位置し、油
路１に連結したポート６６３と油路６とが連通し
油路６にライン圧が供給される。 また、スプール６６２は回転状態にある出力側
プーリ３２の可動フランジ３２２と摺動状態にて
連動するのであるが、第５図に示すようにスプー
ル６６２のバルブ軸方向への移動にはスプリン
グ、油圧等の妨げになるものはない構造をもつて
いるため、可動フランジの移動を妨げないととも
に、大きな相対速度を持つ摺動部の摩耗等を防止
することができる。 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
ヤリミツテイング弁７３、および後記する電気制
御回路により制御され油室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
が作動してドレインポート７４１を開き油室７１
３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７１１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１３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１４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が作動していないときは
ドレインポート７４１は閉ざされ、スプール７１
２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１３および油路１４に連絡し、多板ブレーキ４
２または多板クラツチ４５を係合させる。本実施
例においてはシフト制御弁７１に油路１３および
油路１４の出力油圧をフイードバツクする油室７
１７と油室７１６を設け、出力油圧の立ち上がり
を緩和して多板クラツチ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、及びアツプシフト用ソレノイド８
５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８１２、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８１５およ
び８１６、ライン圧が供給される油路１と連絡す
ると共に、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８１
８が設けられた油室８１９、スプール８１２の移
動に応じて油室８１９を排圧するドレインポート
８１４、及びスプール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６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、トルク
比制御装置８０の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又
はアクセルペダルの踏込量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７４，８４，８５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
はソレノ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８
５、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７４の作動出力に変える。
入力インターフエイス９０８〜９１１とCPU９
１２、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。 つぎにトルクレシオ弁６６、デイテント弁６
４、スロツトル弁６５、マニユアル弁６２および
レギユレータ弁６１で構成される本実施例の油圧
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
行える油圧で規定される。エンジンを最良燃費と
なる状態で作動させた場合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７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の状
態で作動させることが不可能であるから点線で示
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より高い
ライン圧特性とすることが望ましい。 本実施例においては、レギユレータ弁６１の出
力であるライン圧は、油圧調整装置６０により、
マニユアル弁６２のシフト位置（Ｌ、Ｄ、Ｎ、
Ｒ、Ｐ）、スロツトル開度θおよび両プーリのト
ルク比（入出力軸間のトルク比）の変化により以
下の如く調整される。 Ｄ位置 表１に示すように、マニユアル弁６２において
油路３のみが油路１と連通しており油路４および
油路５は排圧されている。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３と油路１３とが連絡され、油
路３に供給されたライン圧が油路１３を通して前
進用の多板クラツチ４５の油圧サーボ４９に作用
し、車両は前進可能な状態となる。 (1) トルク比Ｔがt1≦Ｔ≦t2のとき。 第５図Ａに示す如くトルクレシオ弁６６は、
油路１に連絡したポート６６３を閉じ、油路６
をドレインポート６６５と連通して排圧してい
る。これによりスロツトル開度θの何如にかか
わらず油路７にデイテント圧（ライン圧と等し
い）は生じない。またスロツトル弁６５は、油
路９と連絡したトルクレシオ弁６６のポート６
６４が閉ざされており、スプール６５１がラン
ド６５６の他にランド６５７にもフイードバツ
ク圧を受けるので、スロツトル開度θに対し第
８図ハに示す特性のスロツトル圧を油路８を経
て調整弁６１のレギユレータバルブプランジヤ
ー６１２に出力する。これにより調整弁６１の
出力するライン圧は第９図のヘ域および第１０
図のホに示す如くなる。 (2) トルク比Ｔがt2＜Ｔ≦t3のとき。 第５図Ｂに示す如くトルクレシオ弁６６はポ
ート６６３を閉じており、油路９とドレインポ
ート６６６とを連通させる。また油路６はポー
ト６６５を通して排圧される。よつてデイテン
ト圧は発生せず、スロツトル圧は油路９が排圧
されスプール６５１のランド６５７にフイード
バツク圧が印加されなくなつた分だけ増大し、
第８図のニに示す特性曲線で表される。このと
きのライン圧は第９図のル域および第１０図の
トで示す特性を有する。 (3) トルク比Ｔがt3＜Ｔ≦t4のとき。 第５図Ｃに示す如く油路９はドレインポート
６６６から排圧され、よつてスロツトル圧は上
記(2)と同様第８図のニで表される。しかるにポ
ート６６３が開口し油路１と油路６とが連通す
るので、スロツトル開度θが０≦θ≦θ1％の範
囲内にあり、デイテント弁６４のスプール６４
１が、第４図Ａに示す如く図示左側部にある間
は、該スプール６４１により油路６は閉じられ
且つ油路７は油路５を介してマニユアル弁６２
から排圧されているが、スロツトル開度θがθ1
％＜θ≦100％のときは、第４図Ｂに示す如く
スプール６４１が動き油路６と油路７とが連通
し、油路７にデイテント圧が生じる。これによ
りライン圧は第９図のヲ域およよび第１０図の
リに示す如く、θ＝θ1％でステツプ状に変化す
る特性となる。 Ｌ位置 マニユアル弁６２において油路５が油路１と連
通する。油路３と油路４はＤ位置と同じ。 (1) トルク比Ｔがt1≦Ｔ≦t2のとき。 スロツトル開度θが０≦θ≦θ1％のとき、デ
イテント弁６４において油路５と油路７とが連
通し、デイテント圧が発生してスロツトルプラ
ンジヤーを押し上げ、高いライン圧を生ずる。
θ1％＜θ≦100％のとき、油路７は油路６およ
び第４図Ｂに示す様にトルクレシオ弁のドレイ
ンポート６６５を経て排圧されてデイテント圧
は発生せず、またスロツトル圧はＤ位置の場合
と同じである。よつてライン圧は第１１図のル
に示す特性となる。 (2) トルク比Ｔがt2＜Ｔ≦t3のとき。 上記(1)との相違は、トルクレシオ弁６６にお
いて油路９がドレインポート６６６と連通して
排圧され、スロツトル弁６５が油路８を介して
調整弁６１に出力するスロツトル圧が増大する
ことにあり、これによりライン圧は第１１図の
チに示す如き特性曲線で表される。 (3) トルク比Ｔがt3＜Ｔ≦t4のとき。 トルクレシオ弁６６によつて油路６と油路１
とが連通され、油路９はドレインポート６６６
から排圧されている。油路６と油路５の両方に
ライン圧が供給されているので、デイテント弁
６４はスロツトル開度に関係なくデイテント圧
を出力し、該デイテント圧および上記(2)と同じ
スロツトル圧を入力する調整弁６１は第１１図
ヌに示すライン圧を出力する。 Ｒ位置 表に示すように、マニユアル弁６２において
油路４および油路５が油路１と連通し、油路３は
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が油路１４とが連通され、油路４に供
給されたライン圧が油路１４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
は後進状態となる。また、油路５にライン圧が導
かれているため、ライン圧はＬ位置のときと同一
の特性となる。Ｒ位置ではＶベルト式無段変速機
３０におけるトルク比Ｔを最大のＴ＝t4として使
用する。このため、遊星歯車変速機４０内で変速
（減速）を行う必要はないが、本実施例によれば、
Ｒ位置においてトルク比Ｔを変化させた場合で
も、Ｌ位置の場合と同様のライン圧の制御が可能
である。 Ｐ位置およびＮ位置 マニユアル弁６２において油路３，４および５
がともに排圧されており、油路５が排圧されてい
るためレギユレータ弁６１の出力であるライン圧
はＤ位置と同じとなる。 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t3＜Ｔ≦t4の範囲にあるときの
ライン圧を第１０図の特性曲線リの如くスロツト
ル開度θ1％以下で低く設定したのは、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況においてライン圧を高く設
定していくと、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。また、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１１図の特性曲線チ，ルに示す如くトルク
比Ｔがt1≦Ｔ≦t2の範囲で且つスロツトル開度θ
がθ1％以下の運転条件においてライン圧を高く設
定したのは、エンジンブレーキ時においては低ス
ロツトル開度のときも比較的高い油圧が要求され
ることによる。そのときの必要油圧は第７図に一
点鎖線で示されている。このように第９図に示す
如くライン圧を第７図に示す必要最小限の油圧に
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、第６図で説明した電気制御回路９０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１８図ないし第２３図
に示すプログラムフローチヤートとともに説明す
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。この第１２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。すなわち、第１２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、２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時間当たりの燃料消費量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１３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１４
図に示すフルードカツプリング性能曲線と、第１
５図に示すエンジン等燃費率曲線から第１６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１７図は第１６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においては、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３１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１７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
動により行い、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１８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を
行う（922）。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１９図に示すＰ位置
またはＮ位置処理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）。これにより入力プーリ３１のニユートラ
ル状態が得られる。シフトレバーが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
理を行う（940、950）。シフトシヨツクコントロ
ールは、パルス巾が次第に小さくなつていくパル
スを第２０図に示す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７１
３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は前述した電気制御回路９
０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４９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共に、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４
９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。 Ｎ−ＤシフトおよびＮ−Ｒシフト時における係
合シヨツクを緩和する場合、油圧サーボ４８また
は油圧サーボ４９への供給油圧PbまたはPcの立
ち上がりを第２４図Ｂに示す油圧特性曲線の如く
コントロールし、図中、AC間での多板クラツチ
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７
４のデユーテイ（％）とソレノイド弁７４の作動
で油室７１３に生じるソレノイド圧Psとの関係を
第２５図に示す。デユーテイ（％）は次の式で与
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
時間×100 第２５図に示すソレノイド圧は、シフト制御弁
７１により増幅され、第２６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２４図Ａ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７１の
油圧平衡式である第式および式から次のよう
に与えられる。 前進時 Ps×S1＝Pc×S2＋Fs1 Pk＝S1／S2Ps−Fs1／S2 後進時 Ps×S1＝Pb×（S1−S2）＋Fs1 Pb＝S1／S1−S2Ps−Fs1／S1−S2 また、プレツシヤリミツテイング弁７３内に挿
設された弁体７３１の受圧面積をS3、該弁体７３
１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イング弁７３は油
圧平衡式第式によりPsの最高圧ｐ limitで作
動する。 ｐ limit×S3＝Fs2 ｐ limit＝Fs2／S3 このときPcおよびPbは第式および第式に
従つて最高圧pc limit、pb limitが制限される。 前進時 pc limit＝S1／S2ｐ limit−Fs1／S2 後進時 pb limit＝S1／S1−S2ｐ limit−Fs1／S1−S2 第１８図に戻つて説明すると、Ｎ−Ｄシフトシ
ヨツクコントロール処理950の次には、入力側プ
ーリの回転速度センサ９０２により実際の入力側
プーリ回転数Ｎを読み込み（923）、つぎにスロツ
トル開度θが０か否かの判別を行い（924）、θ≠
０のときは、第２１図に示すサブルーチンに従い
予めデータとしてROM９１３に格納してある第
１７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*の設定をする（960）ため、
スロツトル開度に対応した入力側プーリ回転数
N*データの格納アドレスのセツトをし（961）、
セツトしたアドレスからN*のデータを読みだし
（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）。 次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*との比較を行い（927）、Ｎ
＜N*のときはダウンシフトソレノイド弁８４の
作動指令を発し（928）、Ｎ＞N*のときはアツプ
シフトソレノイド弁８５の作動指令を発し
（929）、Ｎ＝N*のときは両ソレノイド弁８４およ
び８５のOFF指令を発する（920）。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
を行い（926）、必要に応じてエンジンブレーキ処
理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２２図に示す如く、車速センサ
９０３により車速Ｖを読み込み（971）、その時点
での加速度αを算出し（972）、つぎに該加速度α
が車速に対して適当な加速度Ａであるか否かの判
別をする（973）。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
を設定した後リターンし、α≦ＡのときはN*に
スロツトル開度０に対応する最良燃費入力側プー
リ回転数N*の設定を行つた（975）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２２図のＢ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２
３図に示すように、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性なエ
ンジンブレーキが得られるトルク比T*より大き
いか否かの判別を行い（983）、Ｔ＜T*のときは
ダウンシフトがなされるようにN*にＮより大き
い値の設定を行い（984）、Ｔ≧T*のときはN*に
Ｎと等しい値の設定を行つて（985）リターンす
る。各車速に対して安全かつ適性なエンジンブレ
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
２３図Ｂのグラフに示す。 次に、トルク比制御装置８０の作用を第２７図
と共に説明する。 定速走行時 第２７図Ａに示す如く、電気制御回路の出力に
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８１
１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８１
５とドレインポート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
８１２が右方に移動されるとドレインポート８１
３は閉ざされる。よつて、スプール８１２はこの
場合、第２７図に示すように、ドレインポート８
１３とスプール８１２とのランドエツジにフラツ
トな切り欠き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２７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。 この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は徐々に拡げられ
てトルク比Ｔが増加する方向に変化して行く。従
つて第２７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とのランドエツジにフラツトな切り欠
き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２９図に示すように切り
欠き８１２ａの代わりに油路１と油路２の間をオ
リフイス８２１を有する油路８２２で連結しても
同様な機能を果たすことは明らかである。 アツプシフト時 第２７図Ｂに示す如く電気制御回路の出力によ
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
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８
１２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。従つて
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２７図Ｃに示す如く電気制御回路の出力によ
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
圧により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。 以上のように入力側（ドライブ側）プーリ３１
の油圧サーボ３１２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３１２の油圧をPi、
出力側油圧サーボ３２２の油圧をPpとすると、
Pp／Piはトルク比Ｔに対して第２８図のグラフに
示す如き特性を有し、例えば、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緩めてθ＝30％とした場
合、Pp／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Pp／Piの
値を増大させ図中ｃ点の値に変更する。このよう
にPp／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。 以上説明したように本発明によれば、下記の効
果が奏されるものである。 (イ) 一方のプーリの油圧サーボには常にライン圧
を供給することにより、Ｖベルトに対して常に
押圧力を発生させ、あらゆる作動状態において
常にベルトとプーリとの間にスリツプを生じさ
せないようにすることができる。 (ロ) 両プーリ間のトルク比を変化させない場合、
入力側プーリの油圧サーボに連絡する油路を閉
じ込めることにより、入力側プーリの油圧サー
ボの油室の体積変化が生じないようにすること
ができる。 (ハ) ２個のソレノイド弁とトルクレシオ制御弁で
構成し、２個のソレノイド弁のON−OFF状態
の組み合わせにより、トルクレシオ制御弁を３
つの位置に設定し、それぞれアツプシフト、ダ
ウンシフトおよびシフト無しの状態にすること
が可能である。 (ニ) ソレノイド弁でコントロールされる油圧は、
オリフイスを介してライン圧より供給し、ソレ
ノイド弁によつて制御される油液量を小さくす
るとにより、ソレノイド弁の小型化・耐久性の
向上を図ることができる。 (ホ) トルクレシオ制御弁のスプリング側に排出ポ
ートを設けることにより、トルクレシオ制御弁
を中間状態でバランスさせることができる。 (ヘ) トルクレシオ制御弁のスプリング側に切り欠
きを設けることにより、前記(ホ)で述べたトルク
レシオ制御弁の中間状態でのバランスをさらに
安定化させることができる。
し、×は油路３〜５が排圧状態にあることを
示す。
レギユレータ弁６１は、スプール６１１と、デ
イテント圧およびスロツトル圧を入力してスプー
ル６１１を制御するレギユレータバルブプランジ
ヤ６１２とを備え、スプール６１１の変位に伴い
第２出力ポート６１４と連通する隙間面積を調整
し、出力ポート６１６から油路１にライン圧を出
力する。ポート６１４からは油路１２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。 デイテント弁６４は、キヤブレタ１０２のちよ
う弁のスロツトル開度θにリンクして連動し第４
図に示す如く移動するスプール６４１を備え、ス
ロツトル開度が０≦θ≦θ1においては第４図Ａに
示す如く油路５とレギユレータ弁６１に設けられ
た入力ポート６１６′に連絡するデイテント圧出
力用油路７とを連通し、θ1＜θ≦100％のときは
第４図Ｂに示す如く油路７とデイテント弁６４を
トルクレシオ弁６６に連絡する油路６とを連通す
る。なお、スプール６４１は運転者の操作するア
クセルペダルの踏込みにリンクして連動させても
よい。 スロツトル弁６５は、デイテント弁のスプール
６４１にスプリング６４５を介して直列されると
共に、他方にスプリング６５２が背設されたスプ
ール６５１を備え、スプール６４１およびスプリ
ング６４５を介して伝達されるスロツトル開度θ
の変動に応じて動く上記スプール６５１の作用に
より、油路１と連絡するポート６５３の開口面積
を調整し、レギユレータ弁６１に設けられた入力
ポート６１８に連絡するスロツトル圧出力用油路
８へスロツトル圧を出力する。スプール６５１
は、それぞれ油路８から分枝すると共に、オリフ
イス６５４および６５５が設けられた出力油圧の
フイードバツク用油路９および１０を介してラン
ド６５６と該ランド６５６より受圧面積の大きい
ランド６５７に出力油圧のフイードバツクを受け
ている。 トルクレシオ弁６６は、出力側プーリ３２の可
動フランジ３２２に連結ロツドを介してリンクさ
れたスプール６６２を備え、可動フランジ３２２
の移動量Ｌがl3≦Ｌ≦l4（トルク比Ｔがt2≧Ｔ≧t1）
のときは第５図Ａに示す如くスプール６６２が図
示左側部に位置し、スロツトル弁６５に設けられ
た出力油圧のフイードバツク用油路９と連結した
入力ポート６６４を閉じると共に、デイテント弁
６４への出力用油路６をドレインポート６６５に
連通して排圧する。可動フランジ３２２の移動量
Ｌがl2≦Ｌ＜l3（t3≧Ｔ＞t2）のときは、第５図Ｂ
に示す如くスプール６６２が中間部に位置し、油
路９と連結するポート６６４とドレインポート６
６６とが連通し油路９は排圧される。移動量Ｌが
０≦Ｌ≦l2（t4≧Ｔ≧t3）のときは、第５図Ｃに示
す如くスプール６６２が図示右側部に位置し、油
路１に連結したポート６６３と油路６とが連通し
油路６にライン圧が供給される。 また、スプール６６２は回転状態にある出力側
プーリ３２の可動フランジ３２２と摺動状態にて
連動するのであるが、第５図に示すようにスプー
ル６６２のバルブ軸方向への移動にはスプリン
グ、油圧等の妨げになるものはない構造をもつて
いるため、可動フランジの移動を妨げないととも
に、大きな相対速度を持つ摺動部の摩耗等を防止
することができる。 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
ヤリミツテイング弁７３、および後記する電気制
御回路により制御され油室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
が作動してドレインポート７４１を開き油室７１
３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７１１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１３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１４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が作動していないときは
ドレインポート７４１は閉ざされ、スプール７１
２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１３および油路１４に連絡し、多板ブレーキ４
２または多板クラツチ４５を係合させる。本実施
例においてはシフト制御弁７１に油路１３および
油路１４の出力油圧をフイードバツクする油室７
１７と油室７１６を設け、出力油圧の立ち上がり
を緩和して多板クラツチ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、及びアツプシフト用ソレノイド８
５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８１２、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８１５およ
び８１６、ライン圧が供給される油路１と連絡す
ると共に、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８１
８が設けられた油室８１９、スプール８１２の移
動に応じて油室８１９を排圧するドレインポート
８１４、及びスプール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６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、トルク
比制御装置８０の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又
はアクセルペダルの踏込量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７４，８４，８５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
はソレノ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８
５、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７４の作動出力に変える。
入力インターフエイス９０８〜９１１とCPU９
１２、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。 つぎにトルクレシオ弁６６、デイテント弁６
４、スロツトル弁６５、マニユアル弁６２および
レギユレータ弁６１で構成される本実施例の油圧
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
行える油圧で規定される。エンジンを最良燃費と
なる状態で作動させた場合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７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の状
態で作動させることが不可能であるから点線で示
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より高い
ライン圧特性とすることが望ましい。 本実施例においては、レギユレータ弁６１の出
力であるライン圧は、油圧調整装置６０により、
マニユアル弁６２のシフト位置（Ｌ、Ｄ、Ｎ、
Ｒ、Ｐ）、スロツトル開度θおよび両プーリのト
ルク比（入出力軸間のトルク比）の変化により以
下の如く調整される。 Ｄ位置 表１に示すように、マニユアル弁６２において
油路３のみが油路１と連通しており油路４および
油路５は排圧されている。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３と油路１３とが連絡され、油
路３に供給されたライン圧が油路１３を通して前
進用の多板クラツチ４５の油圧サーボ４９に作用
し、車両は前進可能な状態となる。 (1) トルク比Ｔがt1≦Ｔ≦t2のとき。 第５図Ａに示す如くトルクレシオ弁６６は、
油路１に連絡したポート６６３を閉じ、油路６
をドレインポート６６５と連通して排圧してい
る。これによりスロツトル開度θの何如にかか
わらず油路７にデイテント圧（ライン圧と等し
い）は生じない。またスロツトル弁６５は、油
路９と連絡したトルクレシオ弁６６のポート６
６４が閉ざされており、スプール６５１がラン
ド６５６の他にランド６５７にもフイードバツ
ク圧を受けるので、スロツトル開度θに対し第
８図ハに示す特性のスロツトル圧を油路８を経
て調整弁６１のレギユレータバルブプランジヤ
ー６１２に出力する。これにより調整弁６１の
出力するライン圧は第９図のヘ域および第１０
図のホに示す如くなる。 (2) トルク比Ｔがt2＜Ｔ≦t3のとき。 第５図Ｂに示す如くトルクレシオ弁６６はポ
ート６６３を閉じており、油路９とドレインポ
ート６６６とを連通させる。また油路６はポー
ト６６５を通して排圧される。よつてデイテン
ト圧は発生せず、スロツトル圧は油路９が排圧
されスプール６５１のランド６５７にフイード
バツク圧が印加されなくなつた分だけ増大し、
第８図のニに示す特性曲線で表される。このと
きのライン圧は第９図のル域および第１０図の
トで示す特性を有する。 (3) トルク比Ｔがt3＜Ｔ≦t4のとき。 第５図Ｃに示す如く油路９はドレインポート
６６６から排圧され、よつてスロツトル圧は上
記(2)と同様第８図のニで表される。しかるにポ
ート６６３が開口し油路１と油路６とが連通す
るので、スロツトル開度θが０≦θ≦θ1％の範
囲内にあり、デイテント弁６４のスプール６４
１が、第４図Ａに示す如く図示左側部にある間
は、該スプール６４１により油路６は閉じられ
且つ油路７は油路５を介してマニユアル弁６２
から排圧されているが、スロツトル開度θがθ1
％＜θ≦100％のときは、第４図Ｂに示す如く
スプール６４１が動き油路６と油路７とが連通
し、油路７にデイテント圧が生じる。これによ
りライン圧は第９図のヲ域およよび第１０図の
リに示す如く、θ＝θ1％でステツプ状に変化す
る特性となる。 Ｌ位置 マニユアル弁６２において油路５が油路１と連
通する。油路３と油路４はＤ位置と同じ。 (1) トルク比Ｔがt1≦Ｔ≦t2のとき。 スロツトル開度θが０≦θ≦θ1％のとき、デ
イテント弁６４において油路５と油路７とが連
通し、デイテント圧が発生してスロツトルプラ
ンジヤーを押し上げ、高いライン圧を生ずる。
θ1％＜θ≦100％のとき、油路７は油路６およ
び第４図Ｂに示す様にトルクレシオ弁のドレイ
ンポート６６５を経て排圧されてデイテント圧
は発生せず、またスロツトル圧はＤ位置の場合
と同じである。よつてライン圧は第１１図のル
に示す特性となる。 (2) トルク比Ｔがt2＜Ｔ≦t3のとき。 上記(1)との相違は、トルクレシオ弁６６にお
いて油路９がドレインポート６６６と連通して
排圧され、スロツトル弁６５が油路８を介して
調整弁６１に出力するスロツトル圧が増大する
ことにあり、これによりライン圧は第１１図の
チに示す如き特性曲線で表される。 (3) トルク比Ｔがt3＜Ｔ≦t4のとき。 トルクレシオ弁６６によつて油路６と油路１
とが連通され、油路９はドレインポート６６６
から排圧されている。油路６と油路５の両方に
ライン圧が供給されているので、デイテント弁
６４はスロツトル開度に関係なくデイテント圧
を出力し、該デイテント圧および上記(2)と同じ
スロツトル圧を入力する調整弁６１は第１１図
ヌに示すライン圧を出力する。 Ｒ位置 表に示すように、マニユアル弁６２において
油路４および油路５が油路１と連通し、油路３は
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が油路１４とが連通され、油路４に供
給されたライン圧が油路１４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
は後進状態となる。また、油路５にライン圧が導
かれているため、ライン圧はＬ位置のときと同一
の特性となる。Ｒ位置ではＶベルト式無段変速機
３０におけるトルク比Ｔを最大のＴ＝t4として使
用する。このため、遊星歯車変速機４０内で変速
（減速）を行う必要はないが、本実施例によれば、
Ｒ位置においてトルク比Ｔを変化させた場合で
も、Ｌ位置の場合と同様のライン圧の制御が可能
である。 Ｐ位置およびＮ位置 マニユアル弁６２において油路３，４および５
がともに排圧されており、油路５が排圧されてい
るためレギユレータ弁６１の出力であるライン圧
はＤ位置と同じとなる。 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t3＜Ｔ≦t4の範囲にあるときの
ライン圧を第１０図の特性曲線リの如くスロツト
ル開度θ1％以下で低く設定したのは、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況においてライン圧を高く設
定していくと、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。また、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１１図の特性曲線チ，ルに示す如くトルク
比Ｔがt1≦Ｔ≦t2の範囲で且つスロツトル開度θ
がθ1％以下の運転条件においてライン圧を高く設
定したのは、エンジンブレーキ時においては低ス
ロツトル開度のときも比較的高い油圧が要求され
ることによる。そのときの必要油圧は第７図に一
点鎖線で示されている。このように第９図に示す
如くライン圧を第７図に示す必要最小限の油圧に
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、第６図で説明した電気制御回路９０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１８図ないし第２３図
に示すプログラムフローチヤートとともに説明す
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。この第１２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。すなわち、第１２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、２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時間当たりの燃料消費量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１３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１４
図に示すフルードカツプリング性能曲線と、第１
５図に示すエンジン等燃費率曲線から第１６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１７図は第１６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においては、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３１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１７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
動により行い、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１８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を
行う（922）。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１９図に示すＰ位置
またはＮ位置処理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）。これにより入力プーリ３１のニユートラ
ル状態が得られる。シフトレバーが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
理を行う（940、950）。シフトシヨツクコントロ
ールは、パルス巾が次第に小さくなつていくパル
スを第２０図に示す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７１
３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は前述した電気制御回路９
０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４９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共に、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４
９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。 Ｎ−ＤシフトおよびＮ−Ｒシフト時における係
合シヨツクを緩和する場合、油圧サーボ４８また
は油圧サーボ４９への供給油圧PbまたはPcの立
ち上がりを第２４図Ｂに示す油圧特性曲線の如く
コントロールし、図中、AC間での多板クラツチ
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７
４のデユーテイ（％）とソレノイド弁７４の作動
で油室７１３に生じるソレノイド圧Psとの関係を
第２５図に示す。デユーテイ（％）は次の式で与
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
時間×100 第２５図に示すソレノイド圧は、シフト制御弁
７１により増幅され、第２６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２４図Ａ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７１の
油圧平衡式である第式および式から次のよう
に与えられる。 前進時 Ps×S1＝Pc×S2＋Fs1 Pk＝S1／S2Ps−Fs1／S2 後進時 Ps×S1＝Pb×（S1−S2）＋Fs1 Pb＝S1／S1−S2Ps−Fs1／S1−S2 また、プレツシヤリミツテイング弁７３内に挿
設された弁体７３１の受圧面積をS3、該弁体７３
１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イング弁７３は油
圧平衡式第式によりPsの最高圧ｐ limitで作
動する。 ｐ limit×S3＝Fs2 ｐ limit＝Fs2／S3 このときPcおよびPbは第式および第式に
従つて最高圧pc limit、pb limitが制限される。 前進時 pc limit＝S1／S2ｐ limit−Fs1／S2 後進時 pb limit＝S1／S1−S2ｐ limit−Fs1／S1−S2 第１８図に戻つて説明すると、Ｎ−Ｄシフトシ
ヨツクコントロール処理950の次には、入力側プ
ーリの回転速度センサ９０２により実際の入力側
プーリ回転数Ｎを読み込み（923）、つぎにスロツ
トル開度θが０か否かの判別を行い（924）、θ≠
０のときは、第２１図に示すサブルーチンに従い
予めデータとしてROM９１３に格納してある第
１７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*の設定をする（960）ため、
スロツトル開度に対応した入力側プーリ回転数
N*データの格納アドレスのセツトをし（961）、
セツトしたアドレスからN*のデータを読みだし
（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）。 次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*との比較を行い（927）、Ｎ
＜N*のときはダウンシフトソレノイド弁８４の
作動指令を発し（928）、Ｎ＞N*のときはアツプ
シフトソレノイド弁８５の作動指令を発し
（929）、Ｎ＝N*のときは両ソレノイド弁８４およ
び８５のOFF指令を発する（920）。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
を行い（926）、必要に応じてエンジンブレーキ処
理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２２図に示す如く、車速センサ
９０３により車速Ｖを読み込み（971）、その時点
での加速度αを算出し（972）、つぎに該加速度α
が車速に対して適当な加速度Ａであるか否かの判
別をする（973）。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
を設定した後リターンし、α≦ＡのときはN*に
スロツトル開度０に対応する最良燃費入力側プー
リ回転数N*の設定を行つた（975）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２２図のＢ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２
３図に示すように、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性なエ
ンジンブレーキが得られるトルク比T*より大き
いか否かの判別を行い（983）、Ｔ＜T*のときは
ダウンシフトがなされるようにN*にＮより大き
い値の設定を行い（984）、Ｔ≧T*のときはN*に
Ｎと等しい値の設定を行つて（985）リターンす
る。各車速に対して安全かつ適性なエンジンブレ
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
２３図Ｂのグラフに示す。 次に、トルク比制御装置８０の作用を第２７図
と共に説明する。 定速走行時 第２７図Ａに示す如く、電気制御回路の出力に
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８１
１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８１
５とドレインポート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
８１２が右方に移動されるとドレインポート８１
３は閉ざされる。よつて、スプール８１２はこの
場合、第２７図に示すように、ドレインポート８
１３とスプール８１２とのランドエツジにフラツ
トな切り欠き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２７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。 この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は徐々に拡げられ
てトルク比Ｔが増加する方向に変化して行く。従
つて第２７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とのランドエツジにフラツトな切り欠
き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２９図に示すように切り
欠き８１２ａの代わりに油路１と油路２の間をオ
リフイス８２１を有する油路８２２で連結しても
同様な機能を果たすことは明らかである。 アツプシフト時 第２７図Ｂに示す如く電気制御回路の出力によ
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
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８
１２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。従つて
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２７図Ｃに示す如く電気制御回路の出力によ
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
圧により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。 以上のように入力側（ドライブ側）プーリ３１
の油圧サーボ３１２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３１２の油圧をPi、
出力側油圧サーボ３２２の油圧をPpとすると、
Pp／Piはトルク比Ｔに対して第２８図のグラフに
示す如き特性を有し、例えば、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緩めてθ＝30％とした場
合、Pp／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Pp／Piの
値を増大させ図中ｃ点の値に変更する。このよう
にPp／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。 以上説明したように本発明によれば、下記の効
果が奏されるものである。 (イ) 一方のプーリの油圧サーボには常にライン圧
を供給することにより、Ｖベルトに対して常に
押圧力を発生させ、あらゆる作動状態において
常にベルトとプーリとの間にスリツプを生じさ
せないようにすることができる。 (ロ) 両プーリ間のトルク比を変化させない場合、
入力側プーリの油圧サーボに連絡する油路を閉
じ込めることにより、入力側プーリの油圧サー
ボの油室の体積変化が生じないようにすること
ができる。 (ハ) ２個のソレノイド弁とトルクレシオ制御弁で
構成し、２個のソレノイド弁のON−OFF状態
の組み合わせにより、トルクレシオ制御弁を３
つの位置に設定し、それぞれアツプシフト、ダ
ウンシフトおよびシフト無しの状態にすること
が可能である。 (ニ) ソレノイド弁でコントロールされる油圧は、
オリフイスを介してライン圧より供給し、ソレ
ノイド弁によつて制御される油液量を小さくす
るとにより、ソレノイド弁の小型化・耐久性の
向上を図ることができる。 (ホ) トルクレシオ制御弁のスプリング側に排出ポ
ートを設けることにより、トルクレシオ制御弁
を中間状態でバランスさせることができる。 (ヘ) トルクレシオ制御弁のスプリング側に切り欠
きを設けることにより、前記(ホ)で述べたトルク
レシオ制御弁の中間状態でのバランスをさらに
安定化させることができる。
第１図は車両用Ｖベルト式無段変速機の概略
図、第２図は本発明の無段変速機における油圧制
御回路の１実施例を示す図、第３図はマニユアル
弁の作動を説明するための図、第４図はデイテン
ト弁およびスロツトル弁の作動を説明するための
図、第５図はトルクレシオ弁の作動を説明するた
めの図、第６図は本発明の１実施例を示す電気制
御回路の構成図、第７図は油圧制御回路の必要ラ
イン圧特性を示す図、第８図はスロツトル圧の特
性を示す図、第９図、第１０図および第１１図は
本発明の制御装置により得られるライン圧特性を
示す図、第１２図はエンジンの最良燃費動力線を
示す図、第１３図はエンジンの出力性能の特性を
示す図、第１４図は流体伝達機構の性能曲線を示
す図、第１５図はエンジンの等燃費率曲線を示す
図、第１６図は最良燃費フルードカツプリング出
力曲線を示す図、第１７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図、第１８
図、第１９図、第２１図、および第２２図Ａ、第
２３図Ａは電気制御回路における処理の流れを説
明するための図、第２０図はソレノイド弁の作用
を説明するための図、第２２図Ｂは設定加速度を
示す図、第２３図Ｂは設定トルク比を示す図、第
２４図Ａはシフト制御機構の作動を説明するため
の図、第２４図Ｂは入力側および出力側の油圧サ
ーボの供給油圧の特性を示す図、第２５図はソレ
ノイド圧の特性を示す図、第２６図はシフト制御
弁の出力油圧の特性を示す図、第２７図はトルク
比制御装置の作動を説明するための図、第２８図
はトルク比と入出力側油圧サーボの圧力比との関
係を示す図、第２９図はトルク比制御装置の他の
実施例を示す構成図、第３０図は従来の車両用Ｖ
ベルト式無段変速機の概略図である。 ３０……無段変速機、２１４……入力軸、２６
……出力軸、３１……入力側プーリ、３２……出
力側プーリ、３３……駆動バンド、３１３，３２
３……油圧サーボ、９０……電気制御回路、９０
２……入力側プーリの回転速度センサ、９０３…
…車速センサ、９０４……スロツトルセンサ、８
４……ダウンシフトソレノイド弁、８５……アツ
プシフトソレノイド弁、８１……トルクレシオ制
御弁、８１２ｂ……切り欠き、８２１……オリフ
イス。
図、第２図は本発明の無段変速機における油圧制
御回路の１実施例を示す図、第３図はマニユアル
弁の作動を説明するための図、第４図はデイテン
ト弁およびスロツトル弁の作動を説明するための
図、第５図はトルクレシオ弁の作動を説明するた
めの図、第６図は本発明の１実施例を示す電気制
御回路の構成図、第７図は油圧制御回路の必要ラ
イン圧特性を示す図、第８図はスロツトル圧の特
性を示す図、第９図、第１０図および第１１図は
本発明の制御装置により得られるライン圧特性を
示す図、第１２図はエンジンの最良燃費動力線を
示す図、第１３図はエンジンの出力性能の特性を
示す図、第１４図は流体伝達機構の性能曲線を示
す図、第１５図はエンジンの等燃費率曲線を示す
図、第１６図は最良燃費フルードカツプリング出
力曲線を示す図、第１７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図、第１８
図、第１９図、第２１図、および第２２図Ａ、第
２３図Ａは電気制御回路における処理の流れを説
明するための図、第２０図はソレノイド弁の作用
を説明するための図、第２２図Ｂは設定加速度を
示す図、第２３図Ｂは設定トルク比を示す図、第
２４図Ａはシフト制御機構の作動を説明するため
の図、第２４図Ｂは入力側および出力側の油圧サ
ーボの供給油圧の特性を示す図、第２５図はソレ
ノイド圧の特性を示す図、第２６図はシフト制御
弁の出力油圧の特性を示す図、第２７図はトルク
比制御装置の作動を説明するための図、第２８図
はトルク比と入出力側油圧サーボの圧力比との関
係を示す図、第２９図はトルク比制御装置の他の
実施例を示す構成図、第３０図は従来の車両用Ｖ
ベルト式無段変速機の概略図である。 ３０……無段変速機、２１４……入力軸、２６
……出力軸、３１……入力側プーリ、３２……出
力側プーリ、３３……駆動バンド、３１３，３２
３……油圧サーボ、９０……電気制御回路、９０
２……入力側プーリの回転速度センサ、９０３…
…車速センサ、９０４……スロツトルセンサ、８
４……ダウンシフトソレノイド弁、８５……アツ
プシフトソレノイド弁、８１……トルクレシオ制
御弁、８１２ｂ……切り欠き、８２１……オリフ
イス。
１ 水平底辺とこの水平底辺の両側に連設する垂
直辺とを具備して断面〓形状に形成された取付金
具が、開口部をシートクツシヨンの側方に向くよ
うにシートクツシヨンのフレーム下面に固着さ
れ、上記取付金具を介してシートクツシヨンが取
付けられる前後方向スライド可能なシートアジヤ
スタの一対のアツパーレールが保持部材によつて
連結されると共に、上記アツパーレールの前後端
部にはドア側に向いた形状に係合金具がアツパ
ーレール上面に上記取付金具の水平底辺が挿入係
合可能な隙間を有して固着され、かつ上記ドア側
のアツパーレールにロツク爪を有するロツクレバ
ーを枢着し、該ロツクレバーはロツク爪が上記係
合金具に係合した取付金具の垂直辺に穿設された
ロツク穴に嵌合する方向に付勢されていることを
特徴とするシート着脱機構。
直辺とを具備して断面〓形状に形成された取付金
具が、開口部をシートクツシヨンの側方に向くよ
うにシートクツシヨンのフレーム下面に固着さ
れ、上記取付金具を介してシートクツシヨンが取
付けられる前後方向スライド可能なシートアジヤ
スタの一対のアツパーレールが保持部材によつて
連結されると共に、上記アツパーレールの前後端
部にはドア側に向いた形状に係合金具がアツパ
ーレール上面に上記取付金具の水平底辺が挿入係
合可能な隙間を有して固着され、かつ上記ドア側
のアツパーレールにロツク爪を有するロツクレバ
ーを枢着し、該ロツクレバーはロツク爪が上記係
合金具に係合した取付金具の垂直辺に穿設された
ロツク穴に嵌合する方向に付勢されていることを
特徴とするシート着脱機構。
Claims (1)
- 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トルク比制御装置。 ３ トルクレシオ制御手段はそれぞれ２個のソレ
ノイド弁により調圧される油圧を入力し、該両油
圧の大きさに関連して、入力側プーリの油圧サー
ボへの圧油供給油路と油圧源とを連絡する第１の
位置と、入力側プーリの油圧サーボへの圧油供給
油路と排出路とを連絡する第２の位置と、入力側
プーリの油圧サーボへの圧油供給油路を閉じる第
３の位置とに設定され、該設定位置に応じてトル
ク比が制御され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ト
ルク比制御装置。 ４ トルクレシオ制御手段がそれぞれ２つのソレ
ノイド弁の１つにより油圧調整される対向した油
圧と、一方に背設されたスプリングとで作動され
るスプールを備え、該スプールの動きに応じて入
力油路と連絡したポートの開口面積を増減せしめ
ることで入力側プーリ駆動用の油圧サーボへの供
給油圧を調整することを特徴とする特許請求の範
囲第３項記載の車両用Ｖベルト式無段変速機のト
ルク比制御装置。 ５ トルクレシオ制御手段のスプリング側に排出
ポートを設けると共に、スプールに切り欠きを設
けることにより第３の位置にバランスさせること
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トルク比制御装置。 ６ ２つのソレノイド弁により制御される対向し
た油圧が、トルクレシオ制御手段の両端油室に供
給される油圧であり、これら油室へはオリフイス
を介してライン圧が入力され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
段変速機のトルク比制御装置。
Priority Applications (11)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3726080A JPS56134658A (en) | 1980-03-24 | 1980-03-24 | Controller for torque ratio of v-bent type stepless transmission for vehicle |
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