JPH0238825B2 - Sharyoyomudanjidohensokukinogensokuhiseigyoben - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】

本発明は油圧サーボにより作動されるＶベルト
式無段変速機を用いた車両用無段自動変速機の油
圧制御装置内に設けられ、Ｖベルト式無段変速機
の減速比（トルク比）を制御する減速比制御機構
に関する。 Ｖベルト式無段変速機は、前進後進切換装置お
よび流体継手と組合せて車両用無段自動変速機と
して使用される。しかるにこの車両用無段自動変
速機では、車両の発進時に無段変速機部が最大減
速比になつていないと十分なトルクが得られず、
スムーズな発進ができない。Ｖベルト式無段変速
機は一般に停止中における減速比の変更がむずか
しく、このため車両が急停止するときは、急速な
ダウンシフトが必要となる。このダウンシフトの
スピードを決定する主な要因に、Ｖベルト式無段
変速機の油圧サーボへ供給される油圧（ライン
圧）の高さと、減速比制御機構内のバルブ（弁）
の作動速度（レスポンス）とがある。従来の減速
比制御機構は、第３４図に示す如く、ダウンシフ
ト時（減速時）に圧油が減給されアツプシフト時
に増給されるがわのＶベルト式無段変速機の油圧
サーボへの油圧供給油路２と油圧源からのライン
圧供給油路１との間に設けられ、該油圧サーボと
油圧源またはドレインポート（排油口）との連絡
を司り、ドレインポート（排油口）８１３と前記
油圧サーボの油圧を洩らすドレインポート８１４
とを有する減速比制御弁８０と、該減速比制御弁
のスプールにばね荷重を付与するスプリング８１
１と、前記スプールを制御するアツプシフト電磁
ソレノイド弁８４と、ダウンシフト電磁ソレノイ
ド弁８５からなり、ダウンシフトは、ダウンシフ
ト電磁ソレノイド弁８４による前記スプールへの
印加油圧の断続的な排圧により、スプールが前記
スプリング８１１を圧縮して移動しアツプシフト
電磁ソレノイド弁８４の閉作動により保持された
ライン圧が排油口８１３から漸増的に洩れ、スプ
ールに加わる外力の平衡位置で停止することによ
りなされる構成であり、ダウンシフト時スプール
はスプリング８１１のばね荷重に抗して移動して
いたため急速なレスポンスが得られなかつた。 このためには第３５図に示す如く、アツプシフ
ト電磁ソレノイド弁８４とダウンシフト電磁ソレ
ノイド弁８５との取付位置を逆にすると共に、ラ
イン圧供給油路１とＶベルト式無段変速機の油圧
サーボの油圧を排出する排油口８１４との形成位
置を逆にすることでダウンシフト時にスプールを
スプリングのばね荷重と順方向に移動させ、その
移動速度を急速化するとレスポンスの改善が図れ
る。しかるにこの方法によるとダウンシフト時に
ダウンシフト電磁ソレノイド弁８５の弁口とドレ
インポート８１３の両方から排油がなされ、排油
量が多くなるためライン圧が低下し、前記Ｖベル
ト式無段変速機の油圧サーボへの供給圧の低下に
より、Ｖベルト式無段変速機においてダウンシフ
ト速度が低下する問題が生じる。 本発明の目的は、かかる問題を解決し、ダウン
シフト速度の増大が図れる車両用無段自動変速機
の減速比制御機構の提供にある。 本発明の他の目的は、作動油の洩れ量が低減で
き、これによりオイルポンプの小型化および燃費
の低減が可能な車両用無段自動変速機の減速比制
御機構の提供にある。 本発明のさらに他の目的は、バルブステツクが
生じにくく、これにより減速比制御の誤作動また
は作動遅れが防止できる車両用無段自動変速機の
減速比制御機構の提供にある。 本発明に係る車両用無段自動変速機の減速比制
御弁は、入力軸と出力軸にそれぞれ固定され、Ｖ
ベルトを掛け渡された入力プーリ及び出力プーリ
のうち、少なくとも前記１つのプーリの実効径を
制御する油圧サーボに連結する車両用無段自動変
速機の減速比制御弁であつて、 スプールと、該スプールを一方向に付勢するば
ね手段と、該ばね手段と同方向に付勢する油圧を
付与する第１油室と、該第１油室の圧油を排出す
る第１排圧手段と、前記ばね手段と反対方向に付
勢する油圧を付与する第２油室と、該第２油室の
圧油を排出する第２排圧手段とを備え、 前記スプールには前記油圧サーボとドレインと
の連通を制御する第１のランド、前記油圧サーボ
とライン圧の入力ポートとの連通を制御するとと
もに前記第１油室とドレインとの連通を制御する
第２のランド、前記第１油室に対する圧油の供給
ポートを遮断する第３のランドが形成されること
を特徴とする。 ［発明の作用及び効果］ 本発明に係る減速比制御弁におけるアツプ、ダ
ウンシフト、及び定シフト状態は、第１油室、及
び第２油室に供給する圧油を排圧制御する事によ
つて行なわれる。すなわち、第１のランドが油圧
サーボとドレインポート間を遮断し第２のランド
が油圧サーボと入力ポート間を連通せしめるアツ
プシフト状態においては第１油室に供給される圧
油が第１排圧手段により排出され、第２油室に供
給される圧油は保持される。 一方、第１のランドが油圧サーボとドレインポ
ート間を連通し第２のランドが油圧サーボと入力
ポート間を遮断せしめるダウンシフト状態では第
２油室に供給される圧油が第２排圧手段により排
出される。この時、第３のランドは第１油室に対
し圧油を供給するポートを遮断する。又、定シフ
ト状態の維持は第１油室へ供給される圧油を第２
のランドが摺動することによりドレインポートか
ら排出することによつてなされる。このため、上
記減速比制御弁においては、その作動を制御する
ために供給する圧油を排圧する場所が常に１つで
あり、圧油の漏れ量が少ないから圧低が生じにく
く、オイルポンプの小型化および燃費の低減が可
能である。又、第１油室の圧油による付勢とばね
手段による付勢とは同方向に働くのでダウンシフ
ト速度の増大を図ることができる。 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図は油圧制御装置により制御されるＶベル
ト式の車両用無段自動変速機を示す。この車両用
無段自動変速機１００は、Ｖベルト式無段変速機
２００と、該変速機２００の入力側に連結された
トルクコンバータ、フルードカツプリング等流体
継手３００と、本実施例では該変速機２００の出
力側に連結されている前進後進切換用遊星歯車変
速機４００と、該遊星歯車変速機４００の出力側
に連結された減速歯車機構５００と、該減速歯車
機構５００に連結されたデイフアレンシヤルギア
６００により構成される。なお、前進後進切換機
構としては遊星歯車機構以外の他の全ての機構が
用いられる。 １０１はエンジン出力軸に連結した前記無段自
動変速機１００の入力軸、１０２はＶベルト式無
段変速機２００の入力軸をなす管状の第１中間軸
であり、入力軸１０１と第１中間軸１０２は本実
施例トルクコンバータである流体継手３００を介
して連結されている。１０３は前記無段自動変速
機１００の出力軸、１０４は出力軸１０３の外側
に同軸状に配され、Ｖベルト式無段変速機２００
の出力軸である管状の第２中間軸であり、該第２
中間軸１０４と出力軸１０３とは、前進後進切換
用遊星歯車変速機４００、第３中間軸１０５、減
速歯車機構５００、デイフアレンシヤルギア６０
０とを介して連結されている。１０６，１０７は
それぞれ第１中間軸１０２と第２中間軸１０４に
摺動自在に嵌合された可動フランジであり、それ
ぞれ中間軸１０２，１０４に添つた管状の軸受部
６Ａ，７Ａを有し、該可動フランジ１０６および
１０７を側壁としてそれぞれの中間軸１０２およ
び１０４に同心状に設けられた第１のシリンダ１
０８が一体に溶接され第１のシリンダ１０９が一
体に形成されている。１１０および１１１はそれ
ぞれ第１中間軸１０２および第２中間軸１０４と
一体形成された固定フランジであり、可動フラン
ジ１０６と固定フランジ１１０および可動フラン
ジ１０７と固定フランジ１１１はそれぞれ対応し
てＶベルト１１２を受け入れるＶ字空間１１３お
よび１１４を面成すると共に入力プーリＡおよび
出力プーリＢを構成している。１１５および１１
６はそれぞれ第１のシリンダ１０８および１０９
内に挿設された第１の固定壁であり、シリンダ１
０８および１０９内壁に接するフランジ部１５Ａ
および１６Ａと、該フランジ部１５Ａ，１６Ａに
連続する管状部１５Ｂおよび１６Ｂと、該管状部
１５Ｂ，１６Ｂに連続し、それぞれの中間軸１０
２および１０４に固定される固定部１５Ｃおよび
１６Ｃとを有する。該第１の固定壁１１５および
１１６はシリンダの側壁である可動フランジ１０
６および１０７との間にそれぞれ第１の環状油室
１１７および１１８を形成する。１１９および１
２０はそれぞれ第１のシリンダ１０８，１０９に
外嵌する第２のシリンダ１２１および１２２と一
体に形成された第２の固定壁であり、第１の固定
壁の固定部１５Ｃおよび１６Ｃと接して中間軸１
０２および１０４に固定されている。該第２のシ
リンダ１２１の先端部（図示右側）は外側半径方
向に折り曲げられフランジ状部２１Ａを成し、該
フランジ状部２１Ａ外周側に歯２１Ｂが形成され
ている。１２３は自動変速機ケース７００の上記
フランジ状部２１Ａに対応する所定位置に装着さ
れた電磁ピツクアツプである。該電磁ピツクアツ
プ１２３と上記フランジ状部２１Ａとで入力プー
リ回転数すなわち第１中間軸１０２の回転数の検
出装置を構成している。上記第２の固定壁１１９
および１２０は、第２の固定壁に一体の第２のシ
リンダ１２１および１２２と上記第１の固定壁の
管状部１５Ｂおよび１６Ｂとの間に摺動可能に挿
設された環状板状の受圧板１２４および１２５と
の間に第２の環状油室１２６および１２７を形成
している。１２８および１２９はそれぞれ第１中
間軸１０２と可動フランジ１０６および第２中間
軸１０４と可動フランジ１０７の摺動面の双方に
設けた軸方向の溝に挿入した球体であり、可動フ
ランジ１０６，１０７と中間軸１０２，１０４の
相対的回転を阻止する作用をなすものである。 Ｖベルト式無段変速機２００は、Ｖベルト１１
２と、入力プーリＡおよび出力プーリＢと、プー
リＡおよびＢの油圧サーボＣおよびＥにより構成
される。このＶベルト式無段変速機２００は、上
記入力プーリ回転数検出装置さらに車速、スロツ
トル開度等からの検出情報が入力されて、第１の
油室１１７および１１８と第２の油室１２６およ
び１２７とを有する油圧サーボＣおよびＥへ供せ
られる油圧をコントロールすることによつて、可
動フランジ１０６および１０７が駆動されてＶ字
空間１１３と１１４の巾が増減され、これに伴な
い入力プーリＡおよび出力プーリＢと接動するＶ
ベルト１１２の回転半径が増減して車両の走行状
態に応じた無段階の変速がなされる。 トルクコンバータである流体継手３００は、ポ
ンプインペラ３０１、タービンランナ３０２、ス
テータ３０３、ワンウエイクラツチ３０４からな
る公知の構成を有する。 前進後進切換用遊星歯車変速機４００は、無段
変速機２００の出力軸である第２中間軸１０４と
多板クラツチ４０１を作動させる油圧サーボ４０
２のシリンダ４０２Ａを有するドラム４０３を介
して連結されたリングギア４０４と、遊星歯車変
速機４００の出力軸である第３中間軸１０５とス
プライン嵌合で連結されるとともに該ドラム４０
３と上記多板クラツチ４０１を介して連結された
サンギア４０５と、該サンギア４０５とリングギ
ア４０４との間に回転自在に歯合されたプラネタ
リギア４０６および該プラネタリギア４０６を回
転自在に支持するとともに多板ブレーキ４０７を
介して自動変速機ケース７００に係合されたプラ
ネタリキヤリヤ４０８と、多板クラツチ４０１を
作動させる油圧サーボ４０２と、多板ブレーキ４
０７を作動させる油圧サーボ４０９により構成さ
れる。この前進後進切換用遊星歯車変速機４００
は、多板クラツチ４０１が係合し、多板ブレーキ
４０７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４０１が解放し、多板ブレ
ーキ４０７が係合しているとき減速比0.7の後進
ギアとなる。この後進時の減速比0.7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、減速歯車
機構５００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。 第２図は第１図に示した伝動装置における無段
自動変速装置を制御する油圧制御装置の油圧回路
を示す。 油圧制御装置は、油圧源５０、油圧調整装置６
０、遊星歯車変速機４００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シフト時の衝撃を緩和するシ
フト制御機構７０、および本発明にかかる減速比
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、エンジンのスロツトル
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６
５、出力プーリＢの可動フランジ１０７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から供給された圧油を調
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】 表において〇は油路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の変位に伴な
い第２出力ポート６１４と連通する〓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はエンジンのスロツトル開度
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６１４を備え、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。 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が背設されたスプリ
ング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６４５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、出力プーリＢ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と連絡した入
力ポート６６４を閉じると共に、デイテント弁６
４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と連絡するポート６６４とドレインポート６６
６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とが連通し該
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プー
リＢ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６６
２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防げないとともに、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
電磁ソレノイド弁７４からなる。電磁ソレノイド
弁７４が作動してドレインポート７４１を開き油
室７１３を排圧しているときは、シフト制御弁７
１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４００の多
板クラツチ４０１を作動させる油圧サーボ４０２
に連絡する油路１３と多板ブレーキ４０７を作動
させる油圧サーボ４０９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４０１または多板ブ
レーキ４０７を解放させる。電磁ソレノイド弁７
４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４０７または多板クラツ
チ４０１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７１７と油室７１６
を設け、出力油圧の立ち上りを緩和し多板クラツ
チ４０１および多板ブレーキ４０７の係合時のシ
ヨツクを防止している。 本発明の減速比制御機構８０は、減速比制御弁
８１、オリフイス８２と８３、アツプシフト用電
磁ソレノイド弁８４、及びダウンシフト用電磁ソ
レノイド弁８５からなる。減速比制御弁８１は第
１のランド８１２Ａと第２のランド８１２Ｂと第
３のランド８１２Ｃとを有し、一方のランド８１
２Ｃにスプリング８１１が背設されたスプール８
１２、それぞれオリフイス８２及び８３を介して
油路１からライン圧が供給された両側端の側端油
室８１５及び８１６、ランド８１２Ｂとランド８
１２Ｃとの間の中間油室８１０、油室８１５と油
室８１０を連絡する油路１Ａ、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８１
７およびＶベルト式無段変速機２００の入力プー
リＡの油圧サーボＣに油路２を介して連絡する出
力ポート８１８が設けられた調圧油室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８１０および油室８１５を排圧
するドレインポート８１３を備える。アツプシフ
ト用電磁ソレノイド弁８４とダウンシフト用電磁
ソレノイド弁８５とは、それぞれ減速比制御弁８
１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および油室８１０と油室８１
６とを排圧する。 第６図は第２図に示した油圧制御装置における
シフト制御機構７０の電磁ソレノイド弁７４、減
速比制御機構８０のアツプシフト用電磁ソレノイ
ド弁８４およびダウンシフト用電磁ソレノイド弁
８５を制御する電気制御回路の構成を示す。 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は入力プーリＡ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はエンジン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９
０２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は電磁ソレノイド弁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の出力をダウ
ンシフト電磁ソレノイド弁８５、アツプシフト電
磁ソレノイド弁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CPU９１２、ROM９
１３、RAM９１４、出力インターフエイス９１
６との間はデータバス９１８とアドレスバス９１
９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６４、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プーリＡお
よび出力プーリＢの各油圧サーボがＶベルト１１
２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
度大きく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 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、
シフト制御電磁ソレノイド弁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４０１の油圧サーボ４０２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のポート６６４
が閉ざされており、スプール６５１がランド６
５６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６
１３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わされる。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図のニで表わされる。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６
４１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Ａ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わされる。 (3) トルク比Ｔがt₈＜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１図ヌ
に示すライン圧を出力する。 Ｒ位置 表に示す如くマニユアル弁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、シフト制御電磁ソレノイド弁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が左方に位置することによ
り、油路４と油路１４とが連絡され、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４０７の油圧サーボ４０９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２００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４００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ルブルの
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および本
発明の減速比制御機構８０の作動を第１８図〜第
２６図に示すプログラムフローチヤート等と共に
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。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、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、エンジンと流体継手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１６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
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プーリ回転数と検出した実際
の入力プーリ回転数により、入力プーリＡおよび
出力プーリＢ間の変速比（減速比）を制御する。 減速比制御機構８０の制御は、第１７図で求め
た最良燃費入力プーリ回転数と、実際の入力プー
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減速比制御機構８０に設けた
２個の電磁ソレノイド弁８４および８５の作用に
より行い、実際の入力プーリ回転数を最良燃費入
力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１９図に示すＰ位置お
よびＮ位置処理９３０サブルーチーにより電磁ソ
レノイド弁８４および８５の双方をOFFし（９
３１）、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Ａ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２０図に示す如く１周
期K^*におけるパルス巾がL^*−nM^*（ｎ＝１・
２・３…）で表わされ、しだいに巾が小さくなつ
ていくパルスを第２１図に示すシフト制御機構７
０のシフト制御電磁ソレノイド弁７４に加えるこ
とによりなされる。（以下これをデユーテイコン
トロールという）このようにシフト制御電磁ソレ
ノイド弁７４をデユーテイ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
力により制御されて電磁ソレノイド弁７４の作用
で、遊星歯車変速装置４００の油圧サーボ４０２
および４０９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４０２お
よび４０９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。 本実施例において、第２８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F_s1、油圧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４０１の油圧サーボ４０２および後進時に
係合される多板ブレーキ４０７の油圧サーボ４０
９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(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＋F_s1 (1) Pc＝S₁／S₂Ps−F_s1／S₂ 後進時 Ps×S₁＝Pb×（S₁−S₂）＋F_s1 (2) Pb＝S₁／S₁−S₂Ps−F_s1／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F_s2とす
ると、プレツシヤリミテング弁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＝F_s2 (3) Plimit＝F_s2／S₃ この時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−sF_s1／S₂(4) 後進時 Pblimit＝S₁／S₁−S₂Plimit−F_s1／S₁−S₂ (5) 第２２図は第２１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９４１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、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をK^*、L^*をL^*−
M^*、ＬをL^*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でない場合と共に、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６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、入力プーリの回転速度センサ９０２
により実際の入力プーリ回転数Ｎの読み込み９２
３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２３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１７図のスロツト
ル開度θに対応する最良燃費入力プーリ回転数
N^*の設定９６０をするためスロツトル開度に対
応した入力プーリ回転数N^*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）。 つぎに実際の入力プーリ回転数Ｎと最良燃費入
力プーリ回転数N^*との比較９２７を行う。Ｎ＜
N^*のときはアツプシフト電磁ソレノイド弁８４
の作動指令９２８を発し、Ｎ＞N^*のときはダウ
ンシフト電磁ソレノイド弁８５の作動指令９２９
を発し、Ｎ＝N^*のときは電磁ソレノイド弁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
されているか又はＬ位置に設定されているかの判
別９２６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２４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９７３をする。α＞Ａのとき
はDOWN SHIFT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０
に対応する最良燃費入力プーリ回転数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２５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
２６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５
００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
DOWN SHIFT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
２７図のグラフに示す。 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電磁ソレノイド弁７４の作用
で、遊星歯車変速装置４００の油圧サーボ４０２
及び４０９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４０２およ
び４０９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
合シヨツクを緩らげる場合、油圧サーボ４０２ま
たは油圧サーボ４０９へ供給油圧PcまたはPbの
立ち上りを第２９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４０１
または多板ブレーキ４０７の係合を完了せしめ
る。このように油圧サーボ４０２または４０９へ
の供給油圧をコントロールするための電磁ソレノ
イド弁７４のデユーテイ（％）と該電磁ソレノイ
ド弁７４の作動で油室７１３に生ずるソレノイド
圧Psとの関係を第３０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３０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３１図に示す油圧サーボ
４０２または４０９への供給油圧PcまたはPbが
得られる。 本発明にかかる減速比制御機構８０の作用を第
３２図と共に説明する。 定速走行時 第３２図Ａに示す如く電気制御回路９０の出力
により制御される電磁ソレノイド弁８４および８
５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が図示の位置にあるときはライ
ン圧となつている。スプール８１２はスプリング
８１１のばね荷重による押圧力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は油路１Ａおよび油室８１０を
介してドレインポート８１３と連通し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８１
２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、
スプール８１２のランド８１２Ｂのドレインポー
ト８１３がわエツジにフラツトな平面（テーパー
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３２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３２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
プーリＡの油圧サーボＣの油圧は、出力側プーリ
Ｂの油圧サーボＥに加わつているライン圧により
Ｖベルト１１２を介して圧縮される状態になり、
結果的に油圧サーボＥ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Ａは除々に拡げられてトルク比Ｔが増加する
方向に変化して行く。従つて第３２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８１２
Ｂのポート８１７がわエツジにフラツトな面（テ
ーパー面）８１２ａを設け、油路２における油洩
れを補うようにしている。さらにランド８１２Ａ
のドレインポート８１４がわエツジにフラツトな
面（テーパー面）８１２Ｃを設けることで油路２
の油圧変化の立ち上りなど変移をスムーズにでき
る。この場合においてライン圧の洩れは、オリフ
イス８２を介してドレインポート８１３から排出
される圧油のみで洩れ箇所は１箇所のみである。 UP−SHIFT時 第３２図Ｃに示す如く電気制御回路９０の出力
によりアツプシフト電磁ソレノイド弁８４がON
される。これにより油室８１５が排出されるた
め、スプール８１２は図示右方に動かされ、スプ
リング８１１は圧縮されてスプール８１２は図示
右端に設定される。 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、入力プーリＡ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８４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。この場合においてライン圧の洩れ
はアツプシフト電磁ソレノイド弁８４の弁口から
排出される圧油のみで、洩れ箇所は一箇所のみで
ある。 DOWN SHIFT時 第３２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、油室８１６
が排圧される。スプール８１２はスプリング８１
１によるばね荷重と油室８１５のライン圧とによ
り急速に図示右方に動かされ、油路２はドレイン
ポート８１３と連通して排圧され、入力側プーリ
Ａは迅速に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８５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。この場合において、ライン圧の洩
れはダウンシフトソレノイド弁８５の弁口から排
出される圧油のみで洩れ箇所は１箇所のみであ
る。 このように入力（ドライブ側）プーリＡの油圧
サーボＣは、減速比制御弁８１の出力油圧が供給
され、出力（ドリブン側）プーリＢの油圧サーボ
Ｅにはライン圧が導かれており、入力プーリＡの
油圧サーボＣの油圧をPi、出力プーリＢの油圧サ
ーボＥの油圧PoとするとPo／Piはトルク比Ｔに
対して第３０図のグラフに示す如き特性を有し、
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プーリを制御する減速
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。 第３６図は本発明にかかる車両用無段自動変速
機の減速比制御機構のさらに他の実施例を示す。
本実施例では減速比制御弁８１のポート８１７、
ドレインポート８１３およびドレインポート８１
４にＶ字状の８１７ａ，８１３ａ、および８１４
ａを形成し前記実施例でスプール８１２のランド
エツジに設けたフラツトな面８１２ｂ，８１２
ａ，８１２ｃの機能を果させて前記実施例と同様
の効果を得ると共に前記ランドエツジに比較し、
切削屑などごみがポートに入りにくく且つたとえ
ごみが入つてもエツジで切断できることによりバ
ルブステイツクの発生が低下する効果を有する。 さらに本実施例の如く、スプールの両端ランド
８１２Ａと８１２Ｃとがその両端側エツジでポー
トと交差することがないので、該ランドのエツジ
とポートのエツジとの干渉は防止でき、スプール
の扁心によるバルブスチツクの発生が少ない。 本実施例に係る車両用無段自動変速機の減速比
制御弁８０は、スプール８１２と、該スプール８
１２を一方向に付勢するスプリング８１１と、ス
プリング８１１と同方向に付勢する油圧を付与す
る油室８１５と、油室８１５の圧油を排出するア
ツプシフト電磁ソレノイド弁８４と、前記スプリ
ング８１１と反対方向に付勢する油圧を付与する
油室８１６と、油室８１６の圧油を排出するダウ
ンシフト電磁ソレノイド弁８５とを備え、前記ス
プール８１２には入力プーリの油圧サーボとドレ
インとの連通を制御する第１のランド８１２Ａ、
入力プーリの油圧サーボとライン圧の入力ポート
８１７との連通を制御するとともに前記油室８１
６とドレインポート８１３との連通を制御するラ
ンド８１２Ｂ、前記油室８１６に対する圧油の供
給するポートを遮断するランド８１２Ｃが形成さ
れている。 上記減速比制御弁におけるアツプ、ダウンシフ
ト、及び定シフト状態は、油室８１５，８１６に
供給する圧油を排圧制御する事によつて行なわれ
る。すなわち、アツプシフト状態では油室８１５
に供給される圧油がアツプシフト電磁ソレノイド
弁８４により排出され、油室８１６に供給される
圧油は保持される。ダウンシフト状態では油室８
１６に供給される圧油がダウンシフト電磁ソレノ
イド弁８５により排出され、油室８１５に対し圧
油を供給するポートは遮断される。又、定シフト
状態の維持は油室８１５へ供給される圧油をドレ
インポート８１３から排出することによつてなさ
れる。このため、減速比制御弁８０においては、
その作動を制御するために供給する圧油を排圧す
る場所が常に１つであり、圧油の漏れ量が少ない
から圧低が生じにくく、オイルポンプの小型化お
よび燃費の低減が可能である。又、ダウンシフト
電磁ソレノイド弁８５の作動による油室８１５の
圧油による付勢とスプリング８１１による付勢と
は同方向に働くのでダウンシフト速度の増大を図
ることができる。さらにスプール８１２の両端の
ランドの外側エツジはスプールの移動時、常に上
記各ポートの外側にあるようにしてあるのでバル
ブステツクが生じにくく、これにより無段自動変
速機の減速比制御の誤動作を防止できる。

【図面の簡単な説明】

第１図は車両用無段自動変速装置の断面図、第
２図は該無段自動変速装置の油圧制御装置の油圧
回路図、第３図はマニユアル弁の作動状態説明
図、第４図はデイテント弁およびスロツトル弁の
作動状態説明図、第５図はトルクレシオ弁の作動
状態説明図、第６図は電気制御回路の構成図、第
７図は油圧制御装置の必要ライン圧特性を示すグ
ラフ、第８図はスロツトル圧の特性を示すグラ
フ、第９図、第１０図、第１１図は油圧調整装置
により得られるライン圧特性を示すグラフ、第１
２図はエンジンの最良燃費動力線を示すグラフ、
第１３図はエンジンの出力性能の特性を示すグラ
フ、第１４図は流体伝達機構性能曲線、第１５図
はエンジンの等燃費率曲線、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グラフ、第
１７図は最良燃費フルードカツプリング出力回転
数の特性を示すグラフ、第１８図、第１９図、第
２２図〜第２４図、第２６図は電気制御回路のプ
ログラムフローチヤート図、第２０図はデユーテ
イ比の説明のための波形図、第２１図はシフト制
御電磁ソレノイド弁の作動説明図、第２５図は設
定加速度を示すグラフ、第２７図は設定トルク比
を示すグラフ、第２５図はシフト制御電磁ソレノ
イド弁の作動図、第２８図はシフト制御機構の作
動説明図、第２９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３０図はソレノイド圧Psの特性
を示すグラフ、第３１図はシフト制御弁の出力油
圧の特性を示すグラフ、第３２図は本発明の減速
比制御機構の作動状態図、第３３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関係を示すグラフ、第
３４図は従来の減速比制御機構の一実施例を示す
構成図、第３５図はさらに他の実施例の構成図、
第３６図は本発明の減速比制御機構の他の実施例
の構成図である。 図中、２００…Ｖベルト式無段自動変速機、Ａ
…入力プーリ、Ｂ…出力プーリ、１１２…Ｖベル
ト、Ｃ…入力側油圧サーボ、Ｅ…出力側油圧サー
ボ、４００…前進後進切り換え用遊星歯車変速
機、６０…油圧制御回路、５０…油圧源、５２…
ポンプ、６１…レギユレータ弁、６１３…レギユ
レータバルブプランジヤー、６２…マニユアル
弁、６４…デイテント弁、６５…スロツトル弁、
６６…トルクレシオ弁、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
電磁ソレノイド弁、８０…減速比制御装置、８１
…減速比制御弁、８２，８３…オリフイス、８４
…アツプシフト用電磁ソレノイド弁、８５…ダウ
ンシフト用電磁ソレノイド弁。

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １ 入力軸と出力軸にそれぞれ固定され、Ｖベル
   トを掛け渡された入力プーリ及び出力プーリのう
   ち、少なくとも前記１つのプーリの実効径を制御
   する油圧サーボに連結する車両用無段自動変速機
   の減速比制御弁であつて、 スプールと、該スプールを一方向に付勢するば
   ね手段と、該ばね手段と同方向に付勢する油圧を
   付与する第１油室と、該第１油室の圧油を排出す
   る第１排圧手段と、前記ばね手段と反対方向に付
   勢する油圧を付与する第２油室と、該第２油室の
   圧油を排出する第２排圧手段を備え、 前記スプールには前記油圧サーボとドレインポ
   ートとの連通を制御する第１のランド、前記油圧
   サーボとライン圧の入力ポートとの連通を制御す
   るとともに前記第１油室とドレインポートとの連
   通を制御する第２のランド、前記第１油室に対す
   る圧油の供給ポートを遮断する第３のランドが形
   成されることを特徴とする車両用無段自動変速機
   の減速比制御弁。 ２ 前記第１のランドのエツジにはテーパが形成
   されていることを特徴とする特許請求の範囲第１
   項記載の車両用無段自動変速機の減速比制御弁。 ３ 前記第２のランドのエツジにはテーパが形成
   されていることを特徴とする特許請求の範囲第１
   項記載の車両用無段自動変速機の減速比制御弁。 ４ 前記ドレインポートには切欠き溝が形成され
   ていることを特徴とする特許請求の範囲第１項記
   載の車両用無段自動変速機の減速比制御弁。