JPH023751A - 車両用ｖベルト式無段変速機の制御装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 （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変速制御装置
に関する。

（従来の技術） 車両用Ｖベルト式無段変速機は、パン・ドールネが発明
した無端金属Ｖベルトを２つのプーリに巻掛けて用いる
もので、このＶベルトは、積層したスチールバンドの最
も内側のスチールバンドに多数の■型ブロックを互いに
間断なく配置し、動力伝達をプーリ側面とＶ型ブロック
の側面間およびＶ型ブロック同士の押付力により行う点
に特徴がある。

従来の車両用Ｖベルト式無段変速機の変速制御装置にお
いては、プーリの油圧サーボを制御するためのライン圧
は、両プーリ間のトルク比又は減速比が大きいほど高く
なるように設定されている。

（発明が解決しようとする諜Ｂ） しかしながら、上記構成の車両用Ｖベルト式無段変速機
の変速制御装置においては、エンジンの出力トルクとラ
イン圧とは無関係に制御されるため、エンジンの小出力
時から大出力時まで必要とされるＶベルトの伝達トルク
容量を常に確保するためには、エンジンの最大トルク発
生時においてもＶベルトとプーリの滑りを生じないよう
にライン圧を高く設定しておく必要があった。

したがって、エンジンの出力トルクが小さいときには、
ライン圧は必要以上に高くなり、Ｖベルトに必要以上の
油圧が加えられ、Ｖベルトを挟持する圧が高くなって耐
久性が低下するだけでなく、安定したトルクを伝達する
ことができないという問題点があった。また、不必要な
高圧油を吐出する場合にはオイルポンプの損失も大きく
なってしまう、そして、一般にＶベルトの動力伝達効率
は、Ｖベルトの最大伝達容量と実際の伝達動力との差が
大きいほど悪くなるので、効率の面からもライン圧を高
くすることは好ましくない。

本発明の目的は、上記従来の車両用Ｖベルト式無段変速
機の変速制御装置の問題点を解決して、可変プーリのフ
ランジ間の間隔を変えるためのサーボ圧となるライン圧
をエンジントルクに比例した適正な油圧とすることによ
り、Ｖベルトの耐久性を向上させ、トルクの伝達を安定
させることが可能であり、しかもオイルポンプの損失が
小さく、効率の高い車両用Ｖベルト式無段変速機の変速
制御装置を提供することにある。

（課題を解決するための手段） そのために本発明は、入力側プーリ（３１）及び出力側
プーリ（３２）の１字状の溝の間隔を変え、両プーリ（
３１）、　（３２）の有効径を変化させて両プーリ（３
１）　、　（３２）の回転を無段的に変換させる車両用
Ｖベルト式無段変速機の変速制御装置において、両プー
リ（３１）　、　（３２）間に張設されるベルト（３３
）を挟持するベルト挟持力を１１！ｆｆするベルト挟持
力ｔＪ４１Ｉｆｆ手段（６１）と、該ベルト挟持力調節
手段（６１）の出力をエンジン負荷に対応するエンジン
出力と上記入力側プーリ及び出力側プーリ間のトルク比
に応じて制御するようにしている。

ベルト挟持力調節手段（６１）の出力を制御するに当た
り、エンジン出力信号とトルク比信号とを発生させ、該
トルク比信号に応じて上記エンジン出力信号を制御し、
該エンジン出力信号により上記ベルト挟持力調整手段を
制御するようにしである。

また、ベルト挟持力の増加率をトルク比の増大に応じて
増加させるとともに、所定トルク比におけるベルト挟持
力をエンジン出力の増大に応じて増加させ、かつその増
加率のトルク比に対する増加割合をエンジン出力の増大
に応じて増加させてベルト挟持力調節手段（６１）の出
力を制御してもよい。

（作用及び発明の効果） 本発明によれば、上記のように両プーリ（３１）（３２
）間に張設されるベルト（３３）を挟持するベルト挟持
力を調節するベルト挟持力調節手段（６１）の出力をエ
ンジン負荷に対応するエンジン出力と上記入力側プーリ
及び出力側プーリ間のトルク比に応じて制御するように
しているので、両プーリ（３１）　、　（３２）のフラ
ンジ（３１１）　、　（３１２）　、　（３２１）　、
　（３２２）間の間隔をエンジントルクに比例して制御
することにより、ベルト（３３）の耐久性を向上させ、
トルクの伝達を安定させることが可能で、しかも効率の
高い車両用Ｖベルト式無段変速機の変速制御装置を提供
することができる。

なお、上記記載において、説明の便宜上各要素に符号を
付しているが、これらは本発明の構成を限定するもので
はない。

（実施例） 以下、本発明の実施例について図面を参照しながら詳細
に説明する。

第１図は車両用Ｖベルト式無段変速機の概略図である。

１００はエンジン、１０２はキャプレタ、２０は該エン
ジン１００と駆動側車軸の間に設けられた伝動装置であ
り、エンジンの出力側１０１に連結されたフルードカッ
プリング２１、該フルードカップリング２１に連結され
たＶベルト式無段変速機３０．該無段変速機３０の出力
軸２６に連結された前進後進切換用遊星歯車変速機４０
、該遊星歯車変速機４０の出力軸４７に連結された減速
歯車機構２３からなる無段変速装置により構成されてい
る。

フルードカップリング２１は、エンジン１００の出力軸
１０１に連結されたポンプインペラ２１１及びフルード
カップリング出力軸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。なおフルードカップ
リング２１の代わりに他の流体式トルクコンバータ又は
機械的クラッチを用いてもよい。

Ｖベルト式無段変速機３０は、フルードカップリング２
１の出力軸２１４に連結された入力側プーリ３１と、該
入力側プーリ３１と平行に配設され、Ｖベルト式無段変
速機３０の出力軸２６に連結された出力側プーリ３２と
、これら両プーリ３１，３２間に張設されたＶベルト３
３から構成されている。

そして、入力側ブー１Ｊ３１はフルードカップリング出
力軸２１４に連結された固定フランジ３１１と、該固定
フランジ３１１と対向して７字状の溝を形成するよう設
けられた可動フランジ３１２を有し、該可動フランジ３
１２は油圧サーボ３１３により軸方向に移動可能に設け
られている。

また、出力側プーリ３２は、無段変速機３０の出力軸２
６に連結された固定フランジ３２１と、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３２２を有し、該可動フランジ３２２は
油圧サーボ３２３により軸方向に移動可能に設けられて
いる。

前進後進切換用遊星歯車変速１１４０は、サンギア４１
、リングギヤ４３、これらサンギア４１、リングギヤ４
３に噛合する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キャリヤ４６から
構成され、サンギア４１は無段変速機の出力軸２６に連
結され、キャリヤ４６は前進後進切換用遊星歯車変速機
４０の出力軸４７に連結される。サンギア４１とキャリ
ヤ４６は、多板クラッチ４５により着脱自在に連結され
ており、リングギヤ４３は多板ブレーキ４２により変速
装置のケース４００に対して着脱自在に連結されている
。

上記前進後進切換用遊星歯車変速機４０においては、油
圧サーボ４９に油圧が供給されると多板クラッチ４５が
係合し、無段変速機の出力軸２６の回転がそのまま前進
後進切換用遊星歯車変速機４０の出力軸４７に伝達され
、前進走行状態を可能にする。また、油圧サーボ４８に
油圧が供給されると、多板ブレーキ４２が係合してリン
グギヤ４３が固定されるので、出力軸４７は無段変速機
の出力軸２６の回転に対して逆回転して、後進走行状態
を可能にする。

次に、減速歯車機構２３は、Ｖベルト式無段変速機３０
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、
例えば減速比１．４５の減速を行うことによりトルクの
増大を行うている。減速歯車機構２３の出力軸は、ディ
ファレンシ中ルギア２２と連結され、例えば減速比３．
７２７の最終減速を行っている。

、第２図は第１図に示したＶベルト式無段変速機の油圧
制御回路を示す。

油圧制御回路は、油圧源５０、油圧調整装置６０、Ｎ−
Ｄ、Ｎ−Ｒシフト時の衝撃を緩和するシフト制御機構７
０、及びトルク比制御装置８０からなる。

上記油圧源５０は、エンジンにより駆動されるポンプ５
２で油溜からオイルストレーナ５１を介して汲み上げた
作動油を、リリーフ弁５３が取り付けられた油路１１を
経てレギエレータ弁６１に供給する。

油圧調整装置６０は、それぞれシフトレバ（図示せず）
により手動操作されるマニュアル弁６２、キャブレタ１
０２のスロットル開度θに応じデイテント圧及びスロッ
トル圧を出力するデイテント弁６４及びスロットル弁６
５、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
、かつスロットル弁６５に設けた出力油圧フィードバッ
ク油路９を排圧するトルクレシオ弁６６、及び油圧源５
０から供給された油圧を調圧しライン圧として油圧サー
ボ３２３に供給するレギュレータ弁６１から構成される
。

マニュアル弁６２は、運転席に設けたシフトレバのシフ
ト位置Ｐ、Ｒ，Ｎ、口、Ｌに対応して、スプール６２１
が第３図に示すようにＰ、Ｒ，Ｎ、Ｄ、Ｌの各位置に設
定され、表１に示すようにライン圧が供給される油路１
を出力用油路３〜５に連絡する。

表　　　　１ 表１において、Ｏ印は油路ｌとの連通状態を示し、×印
は油路３〜５が排圧状態にあることを示す。

レギュレータ弁６１はスプール６１１　と、デイテント
圧及びスロットル圧を入力してスプール６１１を制御す
るレギュレータバルブプランジャ６１２　ヲ備え、スプ
ール６１１の変位に伴い第２出カポ−トロ１４と連通す
る隙間面積を調整し、出力ポートロ１６から油路１にラ
イン圧を出力する。ボート６１４から排出された油は、
油路１２を経てフルードカップリング２１、オイルクー
ラ及び潤滑箇所へ供給される。

デイテント弁６４は、キャブレタ１０２の蝶弁のスロッ
トル開度θにリンクして連動し、第４図に示すように移
動するスプール６４１を備える。そしてスロットル開度
が０≦θ≦θ１においては、第４図（Ａ）に示すように
レギュレータ弁６１に設けられた入力ポートロ１６　’
に連絡するデイテント圧出力用の油路７に油路５を連通
し、θ１く０５１００％のときは、第４図（Ｂ）に示す
ようにデイテント弁６４をトルクレシオ弁６６に連絡す
る油路６に油路７を連通する。

スロットル弁６５は、スプリング６４５を介してデイテ
ント弁のスプール６１４に直列に配置されるとともに、
他方にスプリング６５２が前設されたスプール６５１を
備える。そしてスプール６４１及びスプリング６４５を
介して伝達されるスロットル開度θの変動に応じて、上
記スプール６５１が動く、そして、その作用により油路
１と連絡するボート６５３の開口面積が調整され、レギ
ュレータ弁６１に設けられた入力ポートロ１８に連絡す
るスロットル圧出力用の油路８ヘ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
ともに、オリフィス６５４．及び６５５が設けられた出
力油圧のフィードバック用油路９．ｌＯ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に出力油圧のフィードバックを受けている。

トルクレシオ弁６６は、出力側プーリ３２の可動フラン
ジ３２２に連結ロッドを介してリンクされたスプール６
６２を備え、可動フランジ３２２の移動量りが！、≦Ｌ
≦２４　（トルク比Ｔがもつ≧Ｔ≧１＋）のときは、第
５図（Ａ）に示すようにスプール６６２が図示左側部に
位置する。このとき、スロットル弁６５に設けられた出
力油圧のフィードバック用の油路９と連結した入力ポー
トロ６４を閉じるとともに、デイテント弁６４への出力
用油路６をドレインボート６６５に連通して排圧する。

また、可動フランジ３２２の移動量りが第１の設定値！
、より小さく、 ２、≦Ｌ＜ｆｓ（ｕｓ≧Ｔ＞ｔ、） のときは、第５図（Ｂ）に示すようにスプール６６２が
中間部に位置し、油路９に連通ずるボート６６４とドレ
インボート６６６とが連通し、油路９は排圧される。

そして、可動フランジ３２２の移動量りが第２の設定値
１ｔｔより小さく、 ０≦Ｌ≦ｆｚ（ｔ４≧Ｔ＞ｔ、） のときは、第５図（Ｃ）に示すようにスプール６６２が
図示右側部に位置し、油路１に連結したボート６６３と
油路６とが連通し、油路６にライン圧が供給される。

シフト制御機構７０は、シフト制御弁７１、油室７１３
ヘライン圧を供給する油路ｌに設けられたオリフィス７
２、該オリフィス７２と油室７１３の間に取り付けられ
たプレッシャリミッティング弁７３、及び後述する電気
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からなり、上記シフト制御弁７１は、一
方にスプリング７１１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を備える
。

そして、上記ソレノイド弁７４がオンしてドレインポー
ト７４１を開き油室７１３を排圧すると、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
左方に移動する。そして、遊星歯車変速機４０の多板ク
ラッチ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をそれぞれドレインポート７１４と
７１５に連絡して排圧させ、多板クラッチ４５又は多板
ブレーキ４２を解放する。

一方、ソレノイド弁７４がオフのときは、ドレインポー
ト７４１は閉じられ、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移動する。

そのとき、それぞれ油路３，４がそれぞれ上記油路１３
．１４に連通し、多板ブレーキ４２又は多板クラッチ４
５を係合させる。

また、シフト制御弁７１に油路１３．１４の出力油圧を
フィードバックする油室７１７．７１６を設け、出力油
圧の立ち上がりを緩和し、多板クラッチ４５及び多板ブ
レーキ４２の保合時のショックを防止している。

トルク比制御装置８０は、トルクレシオ制御弁８１、オ
リフィス８２．８３　、ダウンシフト用ソレノイド弁８
４、及びアップシフト用ソレノイド弁８５からなる。

上記トルクレシオ制御弁８１は、一方にスプリング８１
１が背設されたスプール８１２を有し、その両端の油室
８１５，８１６にオリフィス８２．８３を介してそれぞ
れ油路１からライン圧が供給される。そして、ライン圧
が供給される油路ｌと連通ずるとともに、スプール８１
２の移動に応じて開口面積が増減する入力ポート８１７
、油室８１９に開口するとともに、■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、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８１
４、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が備えられる。ダウンシフ
ト用ソレノイド弁８４及びアップシフト用ソレノイド弁
８５は、それぞれトルクレシオ制御弁８１の油室８１５
．８１６に取り付けられ、双方とも後述する電気制御回
路の出力で作動して、油室８１５，８１６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のシフトコントロール用ソレノイド弁７４、
トルク比制御袋１８０のダウンシフト用ソレノイド弁８
４及びアップシフト用ソレノイド弁８５を制御する電気
制御回路９０を示す図である。

図において、９０１はシフトレバがＰ、Ｒ，Ｎ、Ｄルの
どの位置にシフトされているかを検出するシフトレバ−
スイッチ、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
ャプレタのスロットル開度又はアクセルペダルの踏込量
を検出するスロットルセンサ、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
検出処理回路、９０７はスロットルセンサ９０４の出力
を電圧に変換するスロッ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ェイス、９１２は
中央処理装置（ｃｐｕ）、９１３はソレノイド弁？４．
８４．８５を制御するプログラム及び制御に必要なデー
タを格納しであるリードオンリメモリ（ＲＯＭ）、９１
４は入力データ及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
クロック、９１６は出力インターフェイス、９１７はソ
レノイド出力用のドライバである。該ドライバ９１７は
出力インターフェイス９１６の出力をアップシフト用ソ
レノイド弁８５、ダウンシフト用ソレノイド弁８４及び
シフトコントロール用ソレノイド弁７４の作動出力に変
える。入力インターフェイス９０８〜９１１　とＣＰＵ
９１２．ＲＯＭ９１３．ＲＡＭ９１４．出力インター７
　ｘ　イス９１６の間はデータバス９１８とアドレスバ
ス９１９で連絡されている。

次にトルクレシオ弁６６、デイテント弁６４、スロット
ル弁６５、マニュアル弁６２及びレギュレータ弁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
。よって車両を低燃費で走行させるためには、油圧制御
回路に供給されるライン圧を必要最小限の値に近づける
ことが必要となる。

そこで、無段変速装置において該ライン圧は、入力側プ
ーリ３１及び出力側プーリ３２の各油圧サーボが■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
圧をスロットル開度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、両ブーＵ３１．３２によっ
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、破線で示す
ように上記実線で示した最良燃費の特性曲線より２０％
程度大きなライン圧とすることが望ましい。また、エン
ジンブレーキ時には一点鎖線で示すようにスロ７）小開
度θ＝０においてもより高いライン圧特性とすることが
望ましい。

本実施例において油圧調整装置６０は、レギュレータ弁
６１の出力であるライン圧をマニュアル弁６２のシフト
位置（Ｌ、　Ｄ、　Ｎ、　Ｒ，Ｐ）、スロットル開度θ
及び入出力軸間のトルク比の変化により以下のように調
整される。

（Ｄ位置） 前記表１に示すように、マニュアル弁６２において油路
３のみが油路１と連通しており、油路４５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
御用ソレノイド弁７４がオフ状態で油室７１３にライン
圧が供給されていると、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が連通し、油路３のラ
イン圧が油路１３を介して、前進用の多板クラッチ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。

■　トルク比Ｔがｔ１≦Ｔ≦ｔ２のとき。

第５図（Ａ）に示すようにトルクレシオ弁６６は油路１
に連絡したボート６６３を閉じ、油路６をドレインボー
ト６６５と連通して排圧する。これによりスロットル開
度θの大小にかかわらず油路７にデイテント圧は生じな
い。また、油路９と連絡したトルクレシオ弁６６のボー
ト６６４が閉ざされているので、スロットル弁６５のス
プール６５１はランド６５６の外にランド６５７にもフ
ィードバック圧を受ける。

したがって、スロットル開度θに対して第８図の特性曲
線（ハ）に示す特性のスロットル圧が、油路８を経て調
整弁６１のレギュレータバルブプランジャ６１２に出力
される。これにより、レギュレータ６１の出力するライ
ン圧は第９図の（へ）域及び第１θ図の特性曲線（ホ）
に示すようになる。

■　トルク比Ｔがｔ、＜’ｒ≦Ｌ、のとき。

第５図（Ｂ）に示すようにトルクレシオ弁６６はボート
６６３を閉しており、油路９とドレインボート６６６が
連通ずる。また油路６はボート６６５を介して排圧され
る。よってデイテント圧は発生せず、油路９が排圧され
スプール６５１のランド６５６にフィードバック圧が印
加されな（なった分だけスロットル圧は増大し、第８図
の特性曲線（ニ）に示す特性を有する。このときのライ
ン圧は第９図の（ル）域及び第１０図の特性曲線（ト）
で示す特性を有する。

■　トルク比Ｔがｔ、＜Ｔ≦Ｌ４のとき。

第５図（Ｃ）に示すように油路９はドレインボート６６
６から排圧され、よってスロットル圧は上記■と同様第
８図の特性曲線（ニ）に示す特性を有す。ここでスロッ
トル開度θが０５６５８０％の範囲内にあり、デイテン
ト弁６４のスプール６４１が、第４図（Ａ）に示すよう
に図示左側部にある間は、該スプール６４１により油路
６が閉じられ、油路７は油路５を介してマニュアル弁６
２から排圧される。

スロットル開度θが０１％〈８６１００％のときは、第
４図（Ｂ）に示すようにスプール６４１が図示右側に移
動し、油路６と油路７とが連通して油路７にデイテント
圧が発生する。これによりライン圧は第９図の（ヲ）域
及び第１０図の特性曲線（す）に示すように、θ−θ１
％でステップ状に変化する特性となる。

（Ｌ位置） マニュアル弁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位置と同等である。

■　トルク比Ｔがｔ、≦Ｔ≦む、のとき。

スロットル開度θが０≦θ≦０１％のとき、デイテント
弁６４において油路５と油路７が連通し、デイテント圧
が発生してスロットルプランジャーを押し上げ、高いラ
イン圧を発生させる。スロットル開度θが６１％〈０５
１００％のとき、油路７は第４図（［１）に示すように
油路６及びトルクレシオ弁６６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、またスロッ
トル圧はＤ位置の場合と同じである。よってライン圧は
第１１図の特性曲線（ル）に示す特性となる。

■　トルク、比Ｔがｔ　ｚ　＜　Ｔ　Ｓ　ｔ　ｓのとき
。

上記のと異なり、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、スロットル
弁６５が油路８を介してレギユレータ弁６１に出力する
スロットル圧が増大する。これによりライン圧は第１１
図の特性曲線（チ）に示すような特性となる。

■　トルク比Ｔがｔ、＜ＴＳＬａのとき。

トルクレシオ弁６６によって油路６と油路ｌが連通され
、油路９はドレインポート６６６から排圧される。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はスロットル開度に関係なくデイテント
圧を出力し、該デイテント圧及び上記■と同じスロット
ル圧を入力するレギユレータ弁６１は第１１図（ヌ）に
示すライン圧を出力する。

（Ｒ位置） マニュアル弁６２において油路４及び油路５が油路１と
連通し、油路３は排圧される。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がオフ状態で
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が右方に位置し、油路４と油路１４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。

（Ｐ位置及びＮ位置） マニュアル弁６２において油路３．４及び５が共に排圧
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位置と同じになる。

このライン圧調整において、マニュアル弁６２を口、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ｔｓ＜Ｔ≦ｔ４の範囲にあるときのライン圧は、第１
０図の特性曲線（す）に示すようにスロットル開度θ１
％以下で低く設定しである。

アイドリング特等スロットル開度θが小さく、かつポン
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
定すると、高油温で油圧回路の各所からの油洩れが大き
いとき等はライン圧の保持が困難となり、さらにはオイ
ルクーラへ供給される油量の減少により油温かさらに上
昇してトラブルの原因となりやすいからである。。

また、マニュアル弁６２がり、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
示すようにトルク比Ｔが１．≦Ｔ≦ｔ！の範囲で、かつ
スロットル開度θが０１％以下の運転条件においてライ
ン圧を高く設定しである。

これは、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。

第９図に示すようにライン圧を第７図の必要最小限の油
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、燃費を向上することができる。

次に、第６図に示す電気制御回路９０により制御される
シフト制御機構７０及びトルク比制御装置８０の作動を
、第１２図のプログラムフローチャートにより説明する
。

スロットルセンサ９０４によりスロットル開度θの読み
込み（ステップ９２１）を行った後、シフトレバ−スイ
ッチ９０１　ｔ、Ｌよりシフトレバ−位置の判別を行う
（ステップ９２２）、判別の結果、シフトレバ−がＰ位
置又はＮ位置の場合には、第１３図に示すＰ位置又はＮ
位置処理サブルーチンによりソレノイド弁８４．８５を
オフにしくステップ９３１）、Ｐ又はＮ状態をＲＡＭ９
１４に記憶する（ステップ９３２）、これにより入カブ
−ＩＪ３１のニュートラル状態が得られる。

シフトレバ−がＰ位置またはＮ位置からＲ位置に変化し
た場合、及びＮ位置からＤ位置に変化した場合には、そ
れぞれＮ−Ｒシフト及びＮ−Ｄシフトに伴うシフトショ
ックを緩和するためにシフトショックコントロール処理
を行う（ステップ９４０，９５０）。

このシフトシラツクコントロール処理について以下に詳
述する。

先ず、シフト制御機構７０は、上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４８．４９への油圧
の給徘タイミングを調整してシフト時の衝撃を防止する
とともに、プレッシャリミッティング弁７３の作用で、
油圧サーボ４８．４９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、クラッチ及びブレーキの係合圧
を制限している。

本実施例においては、第１４図に示すように、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Ｓ　＋　、　Ｓ　＋　、　Ｓ　ｌ、
Ｓ　ｘとし、スプリング７１１の弾性力をＦ’ｓ＋、油
室７１３の油圧をＰ、とすると、前進時に係合される多
板クラッチ４５の油圧サーボ４９への供給油圧Ｐｃ及び
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Ｐ、は、それぞれシフト制御弁７１の油圧
平衡式である第０式及び第０式から次のように与えられ
る。

前進時 Ｐｓ・Ｓ＋　”’Ｐｃ−３ｚ＋Ｆｓ＋　　　　　　■ｐ
　ｃ−（ｓ　＋　／ｓ　ｚ　）　ｐ　ｓ　−（Ｆ　ｓ１
／ｓ　！　）後進時 Ｐ、・Ｓ＋＝Ｐｂ　　（ｓ＋　　３２）＋Ｆ□　■ｐ　
ｂ　＝　（ｓ　＋／（ｓ　＋　−ｓ　ｔ　）　）　ｐ　
ｓ−（Ｆ　ｓＪ＜ｓ　ｌ−Ｓ　ｚ　）　）また、プレッ
シャリミッティング弁７３内に挿設された弁体７３１の
受圧面積をＳ！、該弁体７３１に前設されたスプリング
７３２の弾性力をＦｓｔとすると、プレッシャリミッテ
ィング弁７３は油圧平衡式第■式によりＰ、の最高圧Ｐ
ｌｔｍｉｔで作動する。

Ｐｌｉ■ｉｔ　　ＸＳ　３　　冨ｐ、Ｊｚ　　　　　　
　　　　　　■Ｐ　１１ｍ１ｔ　＝Ｆ　ｓｚ／Ｓ　３ このときＰＣ及びＰ、は第０式及び第０式に従って最高
圧Ｐｃ　１１ｍ１ｔ、Ｐｂ　Ｉｔ■ｉｔが制限される。

前進時 Ｐ　　ｃ　　１１ｍ１ｔ　　−（Ｓ　　＋／Ｓ　　ｔ）
　　Ｐ　　１１ｍ１ｔ−Ｆ　　ｘｔ／Ｓ　　＊　　　■
後進時 Ｐ　ｂ　１ｉ＋ｉｉｔ　−（Ｓ　ｒ／Ｃ５＋　−３ｔ　
）　）　Ｐ　１１ｍ１ｔ−（ｐ　ｉｔ／（Ｓ　ｌ−３ｔ
　）　）　　　　　■ソレノイド弁７４は次式で与えら
れるデユーティ（％）によってソレノイド圧Ｐ、を油室
７１３に発生させる。

デユーティ−（１周期におけるソレノイドオン時間／ソ
レノイド作動周期）Ｘ１００（％）このデユーティコン
トロールは、第１５図に示すように、１周期に＊におけ
るパルス中がＬ”　−ｎＭ”（ｎ−１，２，３，・・・
）が次第に小さくなっていくパルスを第１４図に示すシ
フト制御用ソレノイド弁７４に加えることにより行われ
る。このようにシフト制御用ソレノイド弁７４をデエー
ティーコントロールすることにより、デユーティ−に対
応して調整された油圧Ｐ、がシフト制御弁７１の油室７
１３に発生する。

第１７図に示すソレノイド圧Ｐ、の変化は、シフト制御
弁７１において増幅され、第１８図に示す油圧サーボ４
８．４９への供給油圧Ｐｃ、Ｐｂが得られる。

Ｎ−Ｄシフト及びＮ−Ｒシフト時における係合ショック
を緩和する場合、油圧サーボ４８．４９への供給油圧Ｐ
、、ＰＣの立ち上がりを第１６図に示す油圧特性曲線の
ようにコントロールし、図中、ＡＣ間の多板クラッチ４
５又は多板ブレーキ４２の保合を行う。

このようにソレノイド弁７４を制御して油圧サーボ４８
．４９への供給油圧をコントロールするためのシフトシ
ョックコントロール処理９４０．９５０のプログラムフ
ローチャートを第１９図に示す。

すなわち、第１９図は第１５図で示した波形図の各パラ
メータＫ”、Ｌ”、Ｍ”により制御を行う場合のプログ
ラムフローチャートである。ステップ９４１でショック
コントロール処理中のフラグがオンか否かの判別を行う
、フラグがオンのときは、シフトショックコントロール
処理中であるのでステップ９４６に進み、フラグがオン
でなければ、シフトシラツクコントロール処理を開始す
るためにＲＡＭ９１４に記憶されているシフトレバ−位
置と現在のシフトレバ−位置を比較することによって、
シフトレバ−のＰ位置又はＮ位置からＲ位置への変化の
有無の判定（ステップ９４２）及びＮ位置からＤ位置へ
の変化の有無の判定（ステップ９４３）を行う。

いずれかの変化が生じている場合には、ステップ９４４
．９４５においてそれに対応する各パラメータＫ”、Ｌ
”、Ｍ”の設定を行うとともにパラメータＫを０に設定
し、ショックコントロール処理を行う状態であること示
すフラグをオンにする（ステップ９５５）　、いずれの
変化も生じていない場合にはリターンし、ショックコン
トロール処理は行われない。

ステップ９４６において、−周期に１の終了を判別する
パラメータＫが０より大きいか否かの判定を行い、Ｋが
Ｏより小さいときはＫをに−１に、ＬをＬｏに、Ｌｏを
Ｌ”−Ｍ”に設定しくステップ９４７）、ステップ９４
８でＬが０以下か否かの判定を行い、Ｌが０以下でなけ
ればステップ９５１に進み、Ｌが０以下であれば、全て
のショックコントロール処理が終了したとみなしてフラ
グをオフにする。

ステップ９４６で、−周期に１の終了を判別するパラメ
ータＫがＯより大きいときには、Ｋ−１をＫと設定しく
ステップ９５０）、次いで一周期Ｋ”におけるオン時間
の終了を判別するパラメータＬが０か否かの判定を行う
（ステップ９５１）、　Ｌが０のときはソレノイド弁７
４のオフ指令を発しくステップ９５２）、Ｌが０でない
ときはオン指令を発しくステップ９５３）た後、Ｌ−１
をＬと設定し、リターンする。

同様のシフトショックコントロール処理は、プログラマ
ブルタイマ９２０（第６図参照）を用いても行うことが
可能である。

次に本発明の特徴である変速制御装置について第１２図
に戻って説明する。

Ｎ−Ｄシフトショッ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
力側プーリ回転数すなわち入力側プーリ実回転数Ｎを読
み込み（ステップ９２３）、次にステップ９２１で読み
込んだスロットル開度θがＯか否かの判別を行い（ステ
ップ９２４）、θ≠０のときは、入力側プーリ目標回転
数Ｎ０を最良燃費入力側プーリ回転数にセットするサブ
ルーチン９６０を実行する。また、θ−０でスロットル
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−がＤ位置に設定されているか又はＬ位置
に設定されているかの判別を行い（ステップ９２６）、
シフトレバ−がＤ位置に設定されているときには、Ｄ位
置のエンジンブレーキ処理サブルーチン９７０を実行し
、シフトレバ−がＬ位置に設定されているときには、−
Ｌ位置のエンジンブレーキ処理サブルーチン９８０を実
行し、入力側プーリ目標回転数Ｎ１をそれぞれに適した
値に設定する。

次に、入力側プーリ目標回転数Ｎ０を最良燃費入力側プ
ーリ回転数にセットするサブルーチン９６０について説
明する。

一般に、エンジンを最良燃費の状態で作動させるには、
第２０図の破線で示す最良燃費動力線に沿って運転する
のが好ましい、この第２０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２０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／ｐ　ｓ　−ｈ）　、馬力をＰ（ｐｓ）とす
ると、Ａ点では毎時 ５−ＱＸＰ　　　（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が最小となる点が求めれ、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。

ここで、本実施例のように、エンジン１００と流体伝達
機構であるフルードカップリング２１を組み合わせた場
合には同様の方法で、第２１図に示すスロットル関度θ
におけるエンジン出力性能曲線と、第２２図に示すフル
ードカップリング性能曲線と、第２３図に示すエンジン
等燃費率曲線から第２４図に示すようなフルードカップ
リング出力性能曲線上に最良燃費フルードカップリング
出力線を求めることができる。第２５図は第２４図に示
す最良燃費フルードカップリング出力線をスロットル開
度とフルードカップリング出力回転数の関係に置き換え
たものである。このフルードカッ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Ｎ、となる。

そのために第２６図に示す入力側プーリ目標回転数Ｎ０
を最良燃費入力側プーリ回転数Ｎｍにセットするサブル
ーチン９６０では、スロットル開度θから予めデータと
してＲＯＭ９１３に格納しである第２５図のスロットル
開度θに対応した最良燃費入力側プーリ回転数Ｎ、デー
タのアドレスのセットをしくステップ９６１）、セット
したアドレスから最良燃費入力側プーリ回転数Ｎ、を読
み出しくステップ９６２）、読み出したスロットル開度
θに対応した最良燃費入力側プーリ回転数Ｎ３のデータ
を入力側プーリ目標回転数Ｎ１にセットする（ステップ
９６３）。

次に、第１２図のエンジンブレーキ処理サブルーチン９
７０．９８０について説明する。

Ｄ位置のエンジンブレーキ処理サブルーチン９７０は、
第２７図に示すように、車速センサ９０３により車速Ｖ
を読み込み（ステップ９７１）、その時点で加速度αを
算出しくステップ９７２）、次に加速度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（ステップ
９７３）、加速度αが加速度Ａより大きいときには、ダ
ウンシフトさせるために入力側プーリ目標回転数Ｎ０を
現在の入力側プーリ回転数Ｎより大きい値に設定しくス
テップ９７４）、加速度αが加速度Ａより小さいときに
は、入力側プーリ目標回転数Ｎ０をスロットル開度θに
対応した最良燃費入力側プーリ回転数Ｎ、に設定しくス
テップ９７５）リターンする。車速と適当な加速度Ａと
の関係は、第２８図に示すように各車両について実験又
は計算により予め求められたものである。

Ｌ位置のエンジンブレーキ処理サブルーチン９７０は、
第２９図に示すように、車速センサ９０３により車速Ｖ
を読み込み（ステップ９８１）、次いで車速Ｖと入力側
プーリ回転数Ｎから現在のトルク比Ｔを次式により算出
する（ステップ９８２）。

Ｔ−（Ｎ／Ｖ）Ｘｋ ｋはトランスミッション内部の減速歯車機構２３の減速
比、車両の最終減速比及びタイヤ半径等から決定される
定数である。

次いで現在のトルク比Ｔがその車速に対して安全かつ適
正エンジンブレーキが得られるトルク比Ｔ０より小さい
か否かを判別しくステップ９８３）、トルク比Ｔがトル
ク比Ｔ０より小さいときには、ダウンシフトさせるため
に入力側プーリ目標回転数Ｎ１を現在の入力側プーリ回
転数Ｎより大きい値に設定しくステップ９８４）、リタ
ーンする。トルク比Ｔがトルク比Ｔ０より大きいときに
は、入力側プーリ目標回転数Ｎ１を現在の入力側プーリ
実回転数Ｎに設定しくステップ９８５）、リターンする
。

車速に対して安全かつ適正エンジンブレーキが得られる
トルク比Ｔ０は、第３０図に示すように各車両について
実験又は計算により予め求められたものである。

上記のようにして入力側プーリ目標回転数Ｎ０が設定さ
れると、次に第１２図に示すように、現在の入力側プー
リ実回転数Ｎと最良燃費入力側プーリ目標回転数Ｎ０と
の比較を行い（ステップ９２７）、Ｎ＜Ｎ”のときはダ
ウンシフトソレノイド弁８４の作動指令を発しくステッ
プ９２８）、Ｎ＞Ｎ“のときはアップシフトソレノイド
弁８５の作動指令を発しくステップ９２９）、Ｎ−Ｎ”
のときは両ソレノイド弁８４及び８５のオフ指令を発す
る（ステップ９２０）。

トルク比制御装置８０の制御は、第２７図のサブルーチ
ンで求めた最良燃費入力側プーリ目標回転数Ｎｍと、実
際の入力側プーリ回転数Ｎ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　、８５の作動により行
い、実際の入力側プーリ回転数Ｎを最良燃費入力側プー
リ目標回転数Ｎ０に一致させるように行われる。

（定トルク比走行時） 第３１図（Ａ）に示すように、電気制御回路の出力によ
り制御されるソレノイド弁８４．８５はオフされる。こ
れにより、油室８１６の油圧Ｐ＋　はライン圧となり、
油室８１５の油圧Ｐ意もスプール８１２が図示右側にあ
るときはライン圧となっている。スプール８１２はスプ
リング８１１による押圧力Ｐｓ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
とドレインポート８１３が連通するとＰ！は排圧される
ので、スプール８１２は油室８１６の油圧Ｐ、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８
１３は閉じられる。この場合、ドレインポート８１３と
スプール８１２のランドエツジにフラットな切り欠き８
１２ｂを設けると、スプール８１２をより安定した状態
で第３１図（Ａ）の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３
２の油圧サーボ３２３に加わっ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
に変化していく、シたがって、第３１図（＾）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ットな切
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。

（アップシフト時） 第３１図（Ｂ）に示すように電気制御回路の出力により
ソレノイド弁８５がオンされる。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３１３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。したがって、ソレノイド弁Ｂ５の
オン時間を必要に応じて制御することによって、所望の
トルク比だけ減少させアップシフトを行う。

（ダウンシフト時） 第３１図（Ｃ）に示すように電気制御回路の出力により
ソレノイド弁８４がオンされ、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のオ
ン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３１３には、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Ｐ、、出力側油圧サーボ３２３の油
圧をＰｏとすると、Ｐ、／Ｐムはトルク比Ｔに対して第
３２図のグラフに示すような特性を有する０例えば、ス
ロットル開度θ−５０％、トルク比Ｔ−１，５（１！ｌ
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、Ｐ、／Ｐ、がそのまま維持されると
きは図中す点に移行してトルク比Ｔ−０，８７となり、
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Ｐ
。

／Ｐ！の値を増大させ図中Ｃ点の値に変更する。

このようにＰ、／、Ｐ、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
に設定することができる。

なお、本発明は上記実施例に限定される−ものではな（
、本発明の趣旨に基づき種々の変形が可能であり、それ
らを本発明の範囲から排除するものではない。

例えば、上記実施例においては、エンジン回転数に対応
する実回転数信号と、エンジン負荷に対応するエンジン
出力信号を検出するようにしているが、エンジン負荷に
対応するエンジン出力信号に換えて車速に対応する信号
を検出するようにしてもよい。

また、上記変速制御は、最良燃費が得られるように入力
側プーリ目標回転数を設定しているが、最大トルクが得
られるように入力側プーリ目標回転数を設定することが
できる。

【図面の簡単な説明】

第１図は車両用Ｖベルト式無段変速機の概略図、第２図
は本発明の車両用Ｖベルト式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図はマニュアル弁の作
動を説明するための図、第４図はデイテント弁及びスロ
ッ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図はスロットル
圧の特性を示す図、第９図、第１０図及び第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図及び第１３図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１４図はシフト制御機構の作
動を説明するための図、第１５図は制御用パルスの波形
図、第１６図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１７図はソレノイド圧の特性を
示す図、第１８図はシフト制御弁の出力油圧の特性を示
す図、第１９図はシフトシラツクコントロール処理を説
明するための図、第２０図はエンジンの最良燃費動力線
を示す図、第２１図はエンジンの出力性能の特性を示す
図、第２２図は流体伝達機構の性能曲線を示す図、第２
３図はエンジン等燃費率曲線を示す図、第２４図は最良
燃費フルードカップリング出力曲線を示す図、第２５図
は最良燃費フルードカップリング出力回転数の特性を示
す図、第２６図、第２７図、第２９図は電気制御回路に
おける処理の流れを説明するための図、第２８図、第３
０図は制御用設定データを説明するための図、第３１図
はトルク比制御装置の作動を説明するための図、第３２
図はトルク比と入出力側油圧サーボの圧力比の関係を示
す図である。 ３０・・・無段変速機、３１・・・入力側プーリ、３２
・・・出力側プーリ、３３・・・Ｖベルト、６０・・・
油圧調整装置、６１・・・レギュレータ弁、６４・・・
デイテント弁、６５・・・スロットル弁、６６・・・ト
ルクレシオ弁、７０・・・シフト制御機構、８０・・・
トルク比制御装置、８１・・・トルクレシオ制御弁、８
４・・・ダウンシフト用ソレノイド弁、８５・・・アッ
プシフト用ソレノイド弁、９０４・・・スロットルセン
サ。 第１図 特許出願人　アイシン・エイ・ダブリュ株式会社代理人
　弁理士　　川　　合　　　誠（外１名）第３図 Ｊ 第 図 （Ａ） （Ｂ） 第５図 ＣＫｇ／ｃｙｎ２） β２　　ｆ２３ｉｔ（臘χ）（アア） 入力項１アーリ＃：位量り 第 図 スロットル開屓θ 第１２図 第１３図 第１４図 ＰｏＡｒ（１，！ＰｔＪ （ｋ：ｇ／ｃ７７１２） 第１５図 第１６図 Ｓ 肉ムベ（〈 第１９図 第２２図 速度比 第２３図 第２０図 第２１図 第２４図 スＪつ（Ｕ）−リ回を養虻Ｎ Ｃｐｐｍ＞ 第２５図 スロットル開度θ　（２ン 第２９図 第３０図 第２７図 第２８図 （Ａ） ＣＣ）

Claims (3)

【特許請求の範囲】
1. （１）入力側プーリ及び出力側プーリのＶ字状の溝の間
   隔を変え、両プーリの有効径を変化させて両プーリの回
   転を無段的に変換させる車両用Ｖベルト式無段変速機の
   変速制御装置において、両プーリ間に張設されるベルト
   を挟持するベルト挟持力を調節するベルト挟持力調整手
   段と、該ベルト挟持力調整手段の出力をエンジン負荷に
   対応するエンジン出力と上記入力側プーリ及び出力側プ
   ーリ間のトルク比に応じて制御する手段を設けたことを
   特徴とする車両用Ｖベルト式無段変速機の変速制御装置
   。
2. （２）上記ベルト挟持力調整手段の出力を制御する手段
   は、エンジン出力に応じた信号を発生するエンジン出力
   信号発生手段と、上記入力側及び出力側プーリ間のトル
   ク比に応じた信号を発生するトルク比信号発生手段とを
   備え、該トルク比信号発生手段の出力信号に応じて上記
   エンジン出力信号発生手段の出力信号を制御し、該エン
   ジン出力信号発生手段の出力信号により上記ベルト挟持
   力調整手段を制御するようにし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
   変速制御装置。
3. （３）上記ベルト挟持力調整手段の出力を制御する手段
   は、ベルト挟持力の増加率をトルク比の増大に応じて増
   加するとともに、所定トルク比におけるベルト挟持力を
   エンジン出力の増大に応じて増加し、かつその増加率の
   トルク比に対する増加割合をエンジン出力の増大に応じ
   て増加することを特徴とする特許請求の範囲１項記載又
   は第２項記載の車両用Ｖベルト式無段変速機の変速制御
   装置。