JPH028928B2 - - Google Patents

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〕 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
無段変速機の変速制御装置を示している。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いて
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、制御の自由度および精度
に欠点を有している。そこで、制御の自由度およ
び精度を増すために、電気信号に従つた油圧を発
生するソレノイド弁を使用し、このソレノイド弁
によつて変速用弁装置を制御して変速を行うこと
が考えられる。 しかしながら、無段変速機においては変速の頻
度が一般の有段変速機と比較して高く、ソレノイ
ド弁の耐久性の確保が重要な課題となつている。 本発明は上記問題を解決するものであつて、変
速動作の一部である定トルク比維持をソレノイド
弁の動作を使用せず行うようにして、ソレノイド
弁の使用頻度を下げることにより耐久性を確保す
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。 〔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
機の変速制御装置は、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Ｖベルトと、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トルク
レシオ制御弁とを備えた車両用Ｖベルト式無段変
速機において、前記トルクレシオ制御弁は変速用
油圧サーボへの作動油を供給、閉止または排出す
る状態が可能であり、該トルクレシオ制御弁が閉
止状態にあるとき油圧源と変速用油圧サーボとを
オリフイスを介して連結することを特徴とするも
のである。 〔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、定速走行時には、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、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
きはライン圧となり、スプール８１２はスプリン
グ８１１による押圧力P₃があるので図示左方に
動かされ、油室８１５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８
１２は油室８１６の油圧P₁により図示右方に動
かされ、ドレインポート８１３は閉ざされる。ス
プール８１２はこの場合、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（オリフイス）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８２
２で連結しても同様な機能を果たすことができ
る。 従つて、本発明によれば、定トルク比の維持を
ソレノイド弁の作動によらず行うようにしたの
で、ソレノイド弁の耐久性が向上し、さらに、定
トルク比維持の場合は、変速用油圧サーボからの
作動油の洩れをオリフイスを介して作動油を供給
するようにしたので、定トルク比の維持を一層安
定して行うことができる。 〔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重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量にリンクして連動してもよ
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
を緩和し多板クラツチ４５および多板ブレーキ４
２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ま
たはアクセルペダル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P_s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P_bまたはP_c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P_sとの関係を
第２５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P_bまたはP_c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F_s1、油室７１３の油
圧をP_s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P_cおよびP_b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 P_s×S₁＝P_c×S₂＋F_s1 P_c＝S₁／S₂P_s−F_s1／S₂ 後進時 P_s×S₁＝P_b×（S₁−S₂）＋F_s1 P_b＝S₁／S₁−S₂P_s−F_s1／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F_s2
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P_sの最高圧ｐ limitで作
動する。 ｐ limit×S₃＝F_s2 ｐ limit＝F_s2／S₃ このときP_cおよびP_bは第式および第式に
従つて最高圧p_c limit、p_b limitが制限される。 前進時 p_c limit＝S₁／S₂ｐ limit−F_s1／S₂ 後進時 p_b limit＝S₁／S₁−S₂ｐ limit−F_s1／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P_i、
出力側油圧サーボ３２２の油圧をP_pとすると、
P_p／P_i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、P_p／P_i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P_p／P_i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／P_i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１実施例を示す無段変速機
の油圧制御回路図、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２
７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、３１３，３２３……油圧サーボ、３
３……Ｖベルト、９０……電気制御回路、８４…
…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、８１２ａ……切り欠き、８２１……オリフイ
ス。

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １ 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Ｖベルトと、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トルクレシオ制御弁とを
   備えた車両用Ｖベルト式無段変速機において、前
   記トルクレシオ制御弁は変速用油圧サーボへの作
   動油を供給、閉止または排出する状態が可能であ
   り、該トルクレシオ制御弁が閉止状態にあるとき
   油圧源と変速用油圧サーボとをオリフイスを介し
   て連結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 上記オリフイスは、トルクレシオ制御弁のス
   プールに設けられた切り欠きであることを特徴と
   する特許請求の範囲第１項記載の車両用Ｖベルト
   式無段変速機の変速制御装置。