JPH023752A - 車両用ｖベルト式無段変速機の変速制御装置 - 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■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〕

■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Ｖ型ブロックを互しくに間断
な（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、この無端金属Ｖベルトを無段変速機として用いる
種々の提案がなされている。無段変速機としての課題は
、走行状態に合わせて的確にトルク比を変更する手段、
トルク比に応じて動力伝達を制御するための油圧制御装
置、ＮレンジからＤレンジ又はＲレンジにシフトすると
きのショックを防止する前後進切換機構等があるが、未
だ有効な提案はされていない。

第３３図は特開昭５４−１５９７３０号公報に提案され
ている従来の車両用無段変速機を示している。入力軸ａ
には固定フランジｂと可動フランジＣからなる入力側プ
ーリが設けられ、また、出力軸ｄには固定フランジｅと
可動フランジｆからなる出力側プーリが設けられ、入力
側プーリと出力側ブーり間にはベルトｇが張設されてい
て、入力軸ａから出力軸ｄに動力を伝達している。この
車両用無段変速機の制御装置には、ポンプｊが発生した
油圧を所定のライン圧に調圧するレギュレータ弁ｋが設
けられ、レギュレータ弁ｋによって調圧されたライン圧
を油路ｉを介して出力側プーリの可動フランジｆに供給
して出力側プーリにベルトｇを挟持する力を与え、入力
側プーリの可動フランジＣに連結した油路りには、トル
クレシオ制御弁ｌによって選択的に油圧が給排されてお
り、これによって可動フランジｃ、ｆを移動させるよう
になっている。

また、トルクレシオ制御弁ｌのスプールｍの一端には、
ピトー管ｒにより入力軸ａの回転数に比例した流体圧が
作用し、一方、スプールｍの他端に、は、スロットルペ
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。従って、ト
ルクレシオ制御弁ｌによる入力側プーリの可動フランジ
Ｃへの油圧の給排を、入力軸ａの回転数とスロットルペ
ダルの動きに応じて行っている。さらに、レギュレータ
弁にのスプールＳの一端には、前記ピトー管ｎにより入
力軸ａの回転数に比例した流体圧が作用し、一方、入力
側プーリにはその可動フランジＣの軸方向の移動と連動
して変位される検出ロッドｔが設けられ、スプールＳの
他端には、検出ロンドもの圧力が、レバーＵ、スプリン
グＶを介して作用している。従って、レギュレータ弁に
の調圧作用が入力軸ａの回転数と無段変速機のトルク比
に応じて行われるように構成されている。

〔発明が解決しようとする課題〕

ところで、上記したトルク比の制御において、この種の
無段変速機が一般の自動変速機と異なる点は、無段変速
機が、動力伝達を金属プーリと金属Ｖ型ブロック間の小
さい摩擦抵抗で行うため、高い作動油圧を必要とし、ま
た、エンジンアイドリング時（スロットル開度全閉）に
おいても、エンジンブレーキ時にＶベルトが滑らないよ
うに比較的高い油圧を必要とする点である。

しかしながら、上記従来の無段変速機のトルク比の制御
においては、スロットル開度が小になるに従いトルク比
が小になるように制御しているため、走行中スロットル
開度を開いた状態からアイドル状態（スロットル開度全
閉）に急速に切換えた場合、トルク比が小さい状態にな
ってしまい、エンジンブレーキがきかないという問題を
有している。

本発明は上記問題を解決するものであって、走行中スロ
ットル開度を開いた状態からアイドル状態に急速に切換
えた場合に、ダウンシフトするようにトルク比を変更し
、車速に対して安全かつ適正なエンジンブレーキを得る
ことができる車両用Ｖベルト式無段変速機の変速制御装
置を提供することを目的とする。

〔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）と、出力
側プーリ　（３２）と、これら両ブーり間に張設された
Ｖベルト（３３）と、入力側プーリおよび出力側ブーり
の有効径を可変にするトルク比制御装置（８０）と、該
トルク比制御装置にスロットル開度信号θおよびその他
の信号（例えば入力側プーリ回転数）に基づいて変速指
令信号を出力する変速制御装置とを備え、スロットル開
度が全である。

〔作用および発明の効果〕 本発明においては、例えば第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、その時点で加速
度αを算出し、次に加速度αが車速に対して適当な所望
の加速度Ａであるか否かの判別をする。加速度αが所望
の加速度Ａより大のときには、ダウンシフトさせるため
に入力側プーリ目標回転数Ｎ７を現在の入力側プーリ回
転数Ｎより大きい値に設定し、加速度αが所望の加速度
Ａより大きくないときには、入力側プーリ目標回転数Ｎ
０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Ｎｌに設定する。

また、例えば第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、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を算出する０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目標トルク比Ｔ”より小さいか否か
を判別し、トルク比Ｔが目標トルク比Ｔ４より小さいと
きには、ダウンシフトさせるために入力端ブーり目標回
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、トルク比Ｔが目標トルク比Ｔ”より小さくない
ときには、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に設定するものである。

従って本発明によれば、走行中スロットル開度を開いた
状態からアイドル状態に急速に切換えた場合に、所望の
加速度が得られるようにトルク比を変更し、車速に対し
て安全かつ適正なエンジンブレーキを得ることができる
。

なお、上記した構成に付加した番号は、理解を容易にす
るために図面と対比させるためのものであり、これによ
り構成が何ら限定されるものではない。

（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図は車両用Ｖベルト式無段変速機の模式図である。

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４
０．咳遊星歯車変速機４０の出力軸４７に連結された原
則歯車機構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、エンジンの出力軸１０１
に連結されたポンプインペラ２１１およびフルードカッ
プリング出力軸２１４に連結されたタービンランナ２１
２からなる周知のものである。なおフルードカップリン
グの代わりに他の流体式トルクコンバータまたは８９．
城的クラッチを用いてもよい。

■ベル）・弐無段変速機３０は、フルードカップリング
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と平行に配設された■ベルト式無段変速
機の出力軸２６に連結された出力側プーリ３２と、これ
ら両フ゛−り間に張設されたＶベル１３３から構成され
ている。

入力側プーリ３１は、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Ｖ字
状空間を形成するよう設けられた可動フランジ３１２と
を有し、該可動フランジ３１２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。

出力側プーリ３２は、無段変速機３ｏの出力軸２６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とを有し、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機４０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４３
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
４ｏ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に着脱自在に連結されている。

この前進後進切換用遊星歯車変速機４０は、油圧サーボ
４９に油圧が供給されたとき、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
供給されたとき、多板ブレーキ４２が係合しリングギヤ
が固定されるので、出力軸４７は無段変速機の出力軸２
６の回転に対して逆回転して、後進走行状態を可能にす
る。

減速歯車機構２３は、■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の減速を行いトルクの増大を行っている
。減速歯車機構２３の出力軸は、ディファレンシャルギ
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■ヘルド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ｉ５０、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、およびトルク比制御装置８゜からなる。

油圧源５０は、油溜からオイルストレーナ５１を介して
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１１を経て
、レギュレータ弁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
１０２のスロットル開度θに応じデイテント圧およびス
ロットル圧を出力するデイテント弁６４およびスロット
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、且つスロットル弁６５に設けた出力油圧フィー
ドバンク油路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、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Ｉに示す如くライン圧が供給される油路ｌと出
力用油路３〜５とを連絡する。

表　　　　　Ｉ 表■においてＯは油路ｌ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。

レギュレータ弁６１は、スプール６１１と、デイテント
圧およびスロットル圧を入力してスブー／Ｌ／６１１を
制御するレギュレータバルブプランジャ６１２とを備え
、スプール６１１の変位に伴い第２出カポ−トロ１４と
連通ず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、オイルク
ーラおよ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のちょう弁のス
ロットル開度θにリンクして連動し第４図に示す如く移
動するスプール６４１を備え、スロットル開度がＯ≦θ
≦θ１においては第４図（Ａ）に示す如く油路５とレギ
ュレータ弁６１に設けられた入カポ−）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≦
１゜０％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
を連通ずる。

スロットル弁６５は、デイテント弁のスプール６４１に
スプリング６４５を介して直列に配置されると共に、他
方にスプリング６５２が前設されたスプール６５１を備
え、スプール６４１およびスプリング６４５を介して伝
達されるスロソトル開度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６５
３の開口面積を１１整し、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から分枝すると共に、オリフィス６５４お
よび６５５が設けられた出力油圧のフィードバンク用油
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に出力油圧のフィー
ドバンクを受けている。

トルクレシオ弁６６は、出力側プーリ３２の可動フラン
ジ３２２に連結ロン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、≦Ｌ
≦１４　　（トルク比Ｔがｔ２≧Ｔ≧１１）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、スロットル弁６５に設けられた出力油圧のフィー
ドバック用油路９と連結した入力ポートロ６４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
ボート６６５に連通して排圧する。可動フランジ３２２
の移動ＩＬが第１の設定値ｌ、より小さく、１２≦ｌ、
＜１２　　（１，≧Ｔｉｔ、）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６６６とが連通
し油路９は排圧される。

可動フランジ３２２の移動量りが第２の設定値１８より
小さく、０≦Ｌ≦ｌｘ　　（ｔａ　≧Ｔ＞ｔ、）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。

シフト制御機構７０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を備えたシフト制御弁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との間に取り付けら
れたプレッシャリミンティング弁７３、および後記する
電気制御回路により１１　ａｌ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がオンしてドレインポート７４１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、多板クラッチ４５または多板ブレーキ
４２を解放させる。

ソレノイド弁７４がオフしているときはドレインポート
７４１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１３および油路１４に連絡し、多
板ブレーキ４２または多板クラッチ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の出力油圧をフィードバンクする油室７１７
と油室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および多板ブレーキ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と８３、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からなる。

トルクレシオ制御弁８Ｉは一方にスプリング８１１が背
設されたスプール８１２、それぞれオリフィス８２およ
び８３を介して油路ｌからライン圧が供給される両端の
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
積が増減する入力ボート８１７およびＶベルト式無段変
速［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弁８４とアンプシ
フト用ソレノイド弁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弁８４およびアンプシフト
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−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−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
しで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
クロック、９１６は出力インターフェイス、９１７はソ
レノイド出力ドライバであり、出力インターフェイス９
１６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およ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９０８〜９］１とＣＰＵ９１２、ＲＯＭ９１３、
ＲＡＭ９１４、出力インターフェイス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６４、スロッ
トル弁６５、マニュアル弁６２およびレギュレータ弁６
１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３１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プーリ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
レーキ時にはスロットル開度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、レギュレータ弁６Ｉの出力である
ライン圧は、油圧調整装置６０により、マニュアル弁６
２のシフト位置（Ｌ、Ｄ、Ｎ、Ｒ。

Ｐ）、スロー／　）ル開度θおよび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） 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
、シフト制御用ソレノイド弁７４がＯＦＦ状態で油室７
１３にライン圧が供給されている場合には、スプール７
１２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ｔｌ　≦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をドレインボー
ト６６５と連通して排圧している。

これによりスロットル開度θの偵知にかかわらず油路７
にデイテント圧は生じない。またスロットル弁６５は、
油路９と連絡したトルクレシオ弁６６のボート６６４が
閉ざされており、スプール６５１がランド６５６の他に
ランド６５７にもフィードバック圧を受けるので、スロ
ットル開度θに対して第８図（ハ）に示す特性のスロッ
トル圧を油路８を経て調整弁６１のレギュレータバルブ
プランジャー６１２に出力する。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（へ）域および第１
０図（ホ）に示す如くとなる。

■　トルク比Ｔがｔ、＜’ｒ≦ｔ３のとき。

第５図（Ｂ）に示す如くトルクレシオ弁６６はボート６
６３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。よってデイテント圧は発生せず、スロットル圧は
、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くなった分だけ増大し、第
８図（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。

■　トルク比Ｔがｔ、　＜’ｌ’≦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、よってスロットル圧は上記■と同様第８
図（ニ）で表される。しかるにポー）６６３が開口し油
路ｌと油路６とが連通ずるので、スロットル開度θが０
５０５０１％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を介してマニュアル弁６２から排圧さ
れているが、スロットル開度θが０１％く０５１００％
のときは、第４図（Ｂ）に示す如くスプール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）域および第１θ図の（す）に示す如く、θ＝０１
％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ｌ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≦ｔ２のとき。

スロットル開度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０１％く０
５１００％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１
１図の（ル）に示す特性となる。

■　トルク比Ｔがｔ、　＜’ｌ’≦ｔ、のとき。

上記■との相違は、トルクレシオ弁６６において油路９
がドレインボート６６６と連通して排圧され、スロット
ル弁６５が油路８を介して調整弁６１に出力するスロッ
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。

■　トルク比Ｔがｔ、　＜’ｌ’≦ｔ４のとき。

トルクレシオ弁６６によって油路６と油路１とが連通さ
れ、油路９はドレインボート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、該デイテント圧および上記■と同じ
スロットル圧を入力するレギュレータ弁６１は第１１図
（ヌ）に示すライン圧を出力する。

（８位１１ｉｊ） マニュアル弁６２において油路４および油路５が油路ｌ
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ＯＦ
Ｆ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。

（Ｐ位置およびＮ位置） マニュアル弁６２において油路３．４および５がともに
排圧されているためレギュレータ弁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ュアル弁６２をり、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
ｔ、＜Ｔ≦ｔ４の範囲にあるときのライン圧を第１０図
の特性曲線（す）の如くスロットル開度０１％以下で低
（設定したのは、アイドリングなどスロットル開度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
少により油温かさらに上昇してトラブルの原因となりや
すいため、これを防止するようにしたものである。

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
示す如くトルク比Ｔがｔ、≦Ｔ≦【、の範囲で且つスロ
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。

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′４Ｂ機構７０およ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によりシフトレバ−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位置また
はＮ位置の場合には、第１３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○ＦＦＬ　（ステップ９３１）、ＰまたはＮ状
態をＲＡＭ９１４に記憶せしめる（ステップ９３２）。

これにより入力プーリ３１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、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）。

このシフトショッ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は前述した電気制御回路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４９への油
圧の給徘タイミングを調整しシフト時の衝撃を防止する
と共に、プレッシャリミッティング弁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、クラッチおよびブレーキの係合
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Ｓｔ　、Ｓｔ　、Ｓｔ、Ｓｚｓスプリング
７１１の弾性力をＦ、い油室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式および
０式から次のように与えられる。

前進時 Ｐ３・Ｓｔ　＝Ｐｃ−５ｔ　＋Ｆｓ＋　　　　”’　　
■Ｐ　ｃ＝　（Ｓ　ｌ　／Ｓ　Ｚ　）　Ｐ　Ｍ　−（Ｆ
　！Ｉ／Ｓ　２　）後進時 Ｐ、・Ｓｔ　＝Ｐｂ　　（Ｓｔ−５り＋Ｆ！Ｉ　　■Ｐ
ｂ”Ｃ５＋／Ｃ３＋−５ｚ））Ｐｓ （Ｆ　ｓ＋／（Ｓ　、−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Ｓｌ、該弁体７３１に前設されたスプリング７
３２の弾性力をＦｓｚ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　
１１ｍ１ｔで作動する。

Ｐ　１１ｍ１ｔ　ｘｓ　ｓ　＝Ｆ　３！　　　　　　　
　　　■Ｐ　１１ｍ１ｔ　＝Ｆ　ｓｚ／Ｓ　ｓ このときＰＣおよびＰ、は第０式および第０式に従って
最高圧Ｐｃ　１ｉｓｉｔ　％　Ｐｈ　１１ｍ１ｔが制限
される。

前進時 Ｐ　ｃｌｉｍｉｔ　＝　（Ｓ　＋／Ｓ　ｚ）　Ｐ　１１
ｍ１ｔ−Ｐ　ｓ＋／Ｓ　ｚ　　■後・進時 Ｐ　ｂ　ｌｉｎ＋ｉｔ　＝　（Ｓ　＋／（Ｓ　ｔ　　Ｓ
　ｚ　）　）　Ｐ　ｌｉ＋ａｉｔ−（Ｐ□／（Ｓ＋５２
））　　　　　■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７
１３に発生させる。

デユーティ−（１周期におけるソレノイドＯＮ時間／ソ
レノイド作動周期）ｘｌｏｏ　（％）このデユーティコ
ントロールは、第１５図に示す１周期Ｋ”におけるパル
ス中がＬ”　−ｎＭ”（ｎ＝１，２．３、・・・）で表
され、次第にパルス中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
よりなされる。このようにシフト制御用ソレノイド弁７
４をデユーティ−コントロールすることにより、シフト
制御弁７１の油室７１３にデユーティ−に対応して調整
された油圧Ｐ、を発生させる。

第１７図に示すソレノイド圧Ｐ、は、シフト制御弁７１
により増幅され、第１８図に示す油圧サーボ４８または
４９への供給油圧ＰＣまたはＰ。

が得られる。

Ｎ−ＤシフトおよびＮ−Ｒシフト時における保合ショッ
クを緩和する場合、油圧サーボ４８または油圧サーボ４
９への供給油圧Ｐ、またはＰＣの立ち上がりを第１６図
に示す油圧特性曲線の如くコイトロールし、図中、ＡＣ
間での多板クラッチ４５または多板ブレーキ４２の保合
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を制御する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２５図に示す。

第１９図は第１５図で示した波形図の各パラメータＫ”
、Ｌ“、Ｍｏにより制御を行う場合のプログラムフロー
チャートを示す。ステップ９４１でショックコントロー
ル処理中のＦＬＯＧがオンか否かの判別を行い、ＰＬＵ
Ｇがオンのときはシフトショックコントロール処理中で
ありステップ９４６に進み、ＦＬＬＩＧがオンでなけれ
ば、シフトショックコントロール処理の開始のためにＲ
ＡＭ９１４に記憶されているシフトレバ−位置と現在の
シフトレバ−位置とを比較することによって、シフトレ
バ−のＰ位置またはＮ位置からＲ位置への変化の有無の
判定（ステップ９４２）および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に′″、Ｌ”　、Ｍ
”の設定を行う、と共にパラメータＫをＯ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ＰＬ
ＵＧ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
ル処理はなされない。

ステップ９４６において、−周期に０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
０より太きいくないときは、ＫをＫ”−１、ＬをＬ”　
、Ｌ”をＬ”−Ｍ”と設定しくステップ９４７）、ステ
ップ９４８でＬがＯ以下か否かの判定を行い、ＬがＯ以
下でなければステップ９゛５１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ＰＬＵＧをオフする。ステップ９４６で一周期に
０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７４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、第６図のプ
ログラマブルタイマ９２０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について第１２図に戻
って説明する。

Ｎ−［）シフトショックコントロール処Ｅ１９５０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（ステップ９２３）
、つぎにステップ９２１で読み込んだスロットル開度θ
が０か否かの判別を行い（ステップ９２４）、θ≠０の
ときは、入力側ブーり目標回転数Ｎ゛を最良燃費入力側
プーリ回転数にセントするサブルーチン９６０を実行し
、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
れているかまたは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Ｎ
”を夫々に適した値に設定する。

上記した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従って運転する
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（ｋｆ・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、５カ線上で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と流体伝達機
構であるフルードカップリング２１とを組合わせた場合
には同様の方法にて、第２１図に示すスロットル開度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
度とフルードカフ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Ｎ“
を最良燃費入力端プーリ回転数Ｎ、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ＮＢを読
みだしくステップ９６２）、読みだしたスロットル開度
θに対応した最良燃費入力端プーリ回転数Ｎ８のデータ
を入力側プーリ目標回転数Ｎ′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（９７１）、その時点で加速度αを算出しく
９７２）、次に加速度αが車速に対して適当な所望の加
速変人であるか否かの判別をする（９７３）、加速度α
が所望の加速度Ａより大のときには、ダウンシフトさせ
るために入力側プーリ目標回転数Ｎ６を現在の入力側ブ
ーり回転数Ｎより大きい値に設定しく９７４）、加速度
αが所望の加速度Ａより大きくないときには、入力側プ
ーリ、目標回転数Ｎ９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
験また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（９８１）　、次いで車速Ｖと入力側ブーり
回転数Ｎから現在のトルク比Ｔを次式により算出する（
９８２）。

Ｔ＝　（Ｎ／Ｖ）ｘｋ ｋはトランスミツシラン内部の減速歯車機構２３の減速
比、車両の最終減速比およ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目標トル
ク比Ｔ′″より小さいか否かを判別しく９８３）、ｌ−
ルク比Ｔが目標トルク比Ｔ１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９８
４）、リターンする。トルク比Ｔが目標トルク比Ｔ０よ
り小さくないときには、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に設定しく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
が得られる目標トルク比Ｔ４は、第３０図に示すように
各車両について実験また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Ｎ”が設定さ
れると、第１２図において、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Ｎ１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９２
８）　、ＳＵＮ”のときはアップシフトソレノイド弁８
５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および８５のＯＦＦ指令を発す
る（ステップ９２０）。

トルク比制ａ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、ブーり回転数に一致させる
ようになされる。

（定トルク比走行時） 第３１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Ｐｇ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Ｐ、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Ｐｔ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８１３は閉ざされる。この場合
、ドレインポート８１３とスプール８１２とのランドエ
ツジにフラットな切り欠き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。

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３２．３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、
従って第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、ドレインボート８ｌ４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。

（アンプシフト時） 第３１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
ボート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ｌのライン圧がボート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。従ってソレノイド弁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はドレインボート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Ｐ８、出力側油圧サーボ３２３の油
圧をＰｏとすると、Ｐ０／Ｐ、はトルク比Ｔに対して第
３２図のグラフに示す如き特性を有し、例えば、スロッ
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、Ｐ０／Ｐｉがそのまま維持されるときはト
ルク比Ｔ＝０．８７の図中す点に移行し、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Ｐ０／ＰＬ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図はデイテント弁およ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図およ
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１
９図はシフトショッ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２３図はエン
ジンの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３０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との関係を示す図、
第３３図は従来の無段変速機の概略図である。 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、
８０・・・トルク比制御装置。 出　願　人　アイシン・エイ・ダブり二株式会社代理人
弁理士　白　井　博　樹（外５名）第 図 第 図 （巳） 第４ 図 （Ａ） 篤６図 第 図 ’に：ｇ／Ｃｍ２　） 第９ 図 第８ 図 スーツトノし闇ノてθ スロットル闇ノｔｂ 藁１３図 第１２図 第１５図 第１６図 Ｐｃ昆はＰｂ （ｋｇ／Ｃｍ’） 第１９図 Ｓ 百−八（−（ 第２０図 第２１図 エンジン１．！１牡が （ｒＰｍｌ 第２２図 第２３図 第２６図 第２４図 第２５図 スＯットル１闇戊ピ（ス） 第２７図 第２８図 第２９図 亮３０図 第３２図 トルク比Ｔ （Ｃ） 第３３図

Claims (3)

【特許請求の範囲】
1. （１）入力側プーリと、出力側プーリと、これら両プー
   リ間に張設されたＶベルトと、入力側プーリおよび出力
   側プーリの有効径を可変にするトルク比制御装置と、該
   トルク比制御装置にスロットル開度信号およびその他の
   信号に基づいて変速指令信号を出力する変速制御装置と
   を備え、スロットル開度が全閉の場合には、所望の加速
   度が得られるように前記変速指令信号を修正することを
   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）前記変速指令信号の修正は、車速に対応した加速
   度により行うことを特徴とする特許請求の範囲第１項に
   記載された車両用Ｖベルト式無段変速機の変速制御装置
   。
3. （３）前記変速指令信号の修正は、車速に対応したトル
   ク比により行うことを特徴とする特許請求の範囲第１項
   に記載された車両用Ｖベルト式無段変速機の変速制御装
   置。