JPH0359296B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 技術分野 本発明は車両用ベルト式無段変速機の油圧制御
装置の改良に関するものである。

従来技術 一次側回転軸および二次側回転軸にそれぞれ設
けられた一対の一次側可変プーリおよび二次側可
変プーリと、それら一対の可変プーリに巻き掛け
られて動力を伝達する伝動ベルトと、前記一対の
可変プーリの有効径をそれぞれ変更する一対の一
次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダとを
備えた車両用ベルト式無段変速機が知られてい
る。かかる無段変速機の速度比や伝動ベルトの張
力は、たとえば特開昭52−98861号公報に記載さ
れているように、二次側油圧シリンダ（従動側回
転軸に設けられた油圧シリンダ）に供給される作
動油圧を調圧することにより専ら伝動ベルトの張
力を制御し、一次側油圧シリンダ（駆動側回転軸
に設けられた油圧シリンダ）に供給される作動油
量或いはそれから排出される作動油量を調節する
ことにより専ら速度比を制御するように構成され
ている。

かかる油圧制御装置においては、速度比などと
関連して調圧されたライン油圧が１種類用意され
てこれが専ら伝動ベルトの張力を維持する二次側
油圧シリンダに供給されるとともに、速度比を制
御する流量制御弁を介して一次側油圧シリンダに
も供給される。このため、一次側油圧シリンダに
供給する作動油あるいはそれから排出される作動
油の流量は上記ライン油圧、すなわち無段変速機
の速度比などに対応して変化するので、速度比変
化速度がそのときの速度比などによつて影響され
てしまうことが避けられない。したがつて、速度
比の制御において充分な過渡応答性が得られない
場合があつた。また、車両のエンジンブレーキ時
において動力の伝達方向が反対となると、実質的
には、一次側油圧シリンダにて専ら伝動ベルトの
張力を制御し、且つ二次側油圧シリンダにて専ら
速度比を制御することになるため、伝動ベルトの
張力および速度比の制御特性が好適に得られない
欠点があつた。

これに対し、特公昭58−29424号に記載されて
いるように、油圧源からの作動油を油圧シリンダ
の一方へ供給すると同時に他方から流出させるこ
とにより速度比を変化させる制御弁（４方弁）
と、この制御弁から流出する作動油を調圧する電
磁リリーフ弁とが備えられたベルト式無段変速機
が提供されている。

かかる形式の無段変速機においては、両油圧シ
リンダのうち動力伝達状態において内部の油圧が
高くなる側（駆動側）に位置する油圧シリンダに
油圧源からの比較的高い作動油圧が作用させら
れ、反対側の油圧シリンダには電磁リリーフ弁に
より調圧された油圧が作用させられるため、動力
伝達方向が反対となつても好適に伝動ベルトの張
力および速度比が制御される特徴がある。

発明が解決すべき問題点 しかしながら、かかる従来の無段変速機におい
ては、油圧源の圧力は制御されておらず通常のリ
リーフ弁によつて一定の圧力に維持されているに
過ぎないため、伝達トルクや速度比にしたがつて
油圧シリンダ内の油圧値が変化すると変速比変化
速度、すなわち変速応答性が一定に得られない場
合がある。また、これに対し、作動条件全域にわ
たつて充分な変速比変化速度が得られるように大
きな余裕油圧を見込んで油圧源の圧力を高く設定
すると、常時その圧力を維持するための動力損失
が大きくなる欠点があつた。

問題点を解決するための手段 本発明は以上の事情を背景として為されたもの
であり、その要旨とするところは、一次側回転軸
および二次側回転軸にそれぞれ設けられた一対の
一次側可変プーリおよび二次側可変プーリと、そ
れら一対の可変プーリに巻き掛けられて動力を伝
達する伝動ベルトと、前記一対の可変プーリの有
効径をそれぞれ変更する一対の一次側油圧シリン
ダおよび二次側油圧シリンダとを備えた車両用ベ
ルト式無段変速機の油圧制御装置であつて、(1)油
圧源から供給される作動油をエンジンの出力状態
に基づいて調圧し、第１ライン油圧とする第１調
圧弁と、(2)前記第１ライン油圧に調圧された作動
油を前記一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シ
リンダの一方に供給すると同時に、他方内の作動
油を流出させることにより、前記一次側可変プー
リおよび二次側可変プーリの有効径を変化させて
前記無段変速機の速度比を調節する変速制御弁
と、(3)その変速制御弁を通して前記一次側油圧シ
リンダおよび二次側油圧シリンダの他方から流出
する作動油の圧力をエンジンの出力状態に基づい
て調圧し、前記第１ライン油圧よりも低い第２ラ
イン油圧とする第２調圧弁とを、含むことにあ
る。

作用および発明の効果 このようにすれば、第１調圧弁および第２調圧
弁により第１ライン油圧および第２ライン油圧が
用意されているので、それらの差圧によつて前記
一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダの
一方に供給される作動油或いはそれから排出され
る作動油の流量が決定される。したがつて、変速
比変化速度は無段変速機の速度比に拘わらず第１
ライン油圧および第２ライン油圧の差圧にしたが
つて決まるので、変速比制御の充分な過渡応答特
性が得られるのである。

しかも、第１調圧弁をエンジンの出力状態と関
連させて制御することにより第１ライン油圧は変
速比変化速度が充分に得られかつ動力損失が生じ
ないように必要かつ充分な値に制御されるととも
に、第２調圧弁を速度比や伝達トルクと関連させ
て制御することにより第２ライン油圧は伝動ベル
トの滑りが生じない範囲で必要かつ充分な値に制
御されるので、車両の動力損失が大幅に軽減され
る利点がある。

ここで、前記第１ライン油圧および第２ライン
油圧は目標とする速度比と目標とする伝動ベルト
挟圧力とが同時に得られるようにそれぞれ決定さ
れるものであり、好適には、第２ライン油圧は、
前記ベルト式無段変速機の速度比、車両のエンジ
ン出力トルクなどに基づいて決定された油圧シリ
ンダ内の目標油圧と、ベルト式無段変速機の速度
比、車両のエンジン出力トルク、目標速度比に基
づいて決定された補正油圧とから算出される。ま
た第１ライン油圧は、目標速度比、出力トルクに
基づいて決定された推力比により定まる油圧シリ
ンダ内の目標油圧と補正油圧とから算出される。

また、前記変速制御弁は、好適には、前記一次
側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダへそれ
ぞれ連通する第１出力ポートおよび第２出力ポー
トと前記第１ライン油圧が供給される入力ポート
と排出ポートとを備えたシリンダボアと、そのシ
リンダボアに摺動可能に嵌合されたスプール弁子
と、そのスプール弁子をその中立位置に維持する
スプリングと、前記スプール弁子をその中立位置
から移動させる電磁アクチユエータとを備え、そ
のスプール弁子の中立位置では前記第１出力ポー
トおよび第２出力ポートを前記入力ポートおよび
排出ポートと僅かな流通面積でそれぞれ均等に連
通させるが、スプール弁子がその一軸方向へ移動
させられるにしたがつて、第１出力ポートおよび
第２出力ポートの一方と該入力ポートとの間、お
よび該一方と前記排出ポートとの間の流通面積を
増大および減少させると同時に、該第１出力ポー
トおよび第２出力ポートの他方と該入力ポートと
の間、および該他方と該排出ポートとの間の流通
面積を減少および増大させるものである。

このような変速制御弁においては、スプール弁
子が電磁アクチユエータによつて直接的に駆動さ
れるため、一端が速度比を変化させるための操作
部材と連結させられ且つ他端が可変プーリの一部
を構成して軸方向に移動する可動回転体と係合さ
せられたリンクによりスプール弁子を駆動される
形式の変速制御弁に比較して、リンク機構の諸元
により定まる変速パターンに制限されないため制
御の自由度が大幅に高められる。また、変速制御
弁をリンク機構を介して可変プーリと機械的に連
結させる必要がないため、両者の配置が自由とな
る利点がある。さらに、リンク機構において避け
難いリンクのがたつきに起因する制御精度の低下
が解消される利点がある。

実施例 以下、本発明の一実施例を詳細に説明する。

第１図において、車両に設けられたエンジン１
０の出力はクラツチ１２を介してベルト式無段変
速機１４の一次側回転軸１６へ伝達される。

ベルト式無段変速機１４は、一次側回転軸１６
および二次側回転軸１８と、それら一次側回転軸
１６および二次側回転軸１８に取りつけられた有
効径が可変な一次側可変プーリ２０および二次側
可変プーリ２２と、それら一次側可変プーリ２０
および二次側可変プーリ２２に巻き掛けられて動
力を伝達する伝動ベルト２４と、一次側可変プー
リ２０および二次側可変プーリ２２の有効径を変
更する一次側油圧シリンダ２６および二次側油圧
シリンダ２８とを備えている。これら一次側油圧
シリンダ２６および二次側油圧シリンダ２８は同
等の受圧面積となるように形成されており、上記
一次側可変プーリ２０および二次側可変プーリ２
２の外形が同等とされてベルト式無段変速機１４
が小径となつている。そして、上記一次側可変プ
ーリ２０および二次側可変プーリ２２は、一次側
回転軸１６および二次側回転軸１８にそれぞれ固
定された固定回転体３１および３２と、上記一次
側回転軸１６および二次側回転軸１８にそれぞれ
相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられて
前記固定回転体３１および３２との間にＶ溝を形
成する可動回転体３４および３６とから成る。

上記ベルト式無段変速機１４の二次側回転軸１
８からの出力は、図示しない副変速機、差動歯車
装置などを経て車両の駆動輪へ伝達されるように
なつている。

このように構成された車両の動力伝達装置を作
動させるための油圧制御回路は以下に説明するよ
うに構成される。すなわち、図示しない還流路を
経てオイルタンク３８に還流した作動油はストレ
ーナ４０および吸入油路４１を介してオイルポン
プ４２に吸引され、変速制御弁４４の入力ポート
４６および第１調圧弁４８と接続された第１ライ
ン油路５０へ圧送される。このオイルポンプ４２
は、本実施例の油圧源を構成し、図示しない駆動
軸を介して前記エンジン１０により駆動される。
第１調圧弁４８は、後述の第１駆動信号VD１に
したがつて第１ライン油路５０内の作動油の一部
を第２ライン油路５２へ流出させることにより第
１ライン油圧Pl₁を制御する。この第２ライン油
路５２は前記変速制御弁４４の第１排出ポート５
４と第２排出ポート５６と第２調圧弁５８とにそ
れぞれ接続されている。この第２調圧弁５８は、
後述の第２駆動信号VD２にしたがつて第２ライ
ン油路５２内の作動油の一部をドレン油路６０へ
流出させることにより第１ライン油圧Pl₁よりも
相対的に低い第２ライン油圧Pl₂を制御する。上
記第１調圧弁４８および第２調圧弁５８は、所謂
電磁比例リリーフ弁から構成されている。

前記変速制御弁４４は、所謂比例制御用電磁弁
であつて、前記入力ポート４６、第１排出ポート
５４および第２排出ポート５６、前記一次側油圧
シリンダ２６および二次側油圧シリンダ２８に接
続油路２９および３０を介してそれぞれ接続され
た一対の第１出力ポート６２および第２出力ポー
ト６４にそれぞれ連通するようにバルブボデー６
５に形成されたシリンダボア６６と、そのシリン
ダボア６６内に摺動可能に嵌合された１本のスプ
ール弁子６８と、このスプール弁子６８の両端部
から中立位置に向かつて付勢することによりその
スプール弁子６８を中立位置に保持する一対の第
１スプリング７０および第２スプリング７２と、
上記スプール弁子６８の両端部にそれぞれ設けら
れてスプール弁子６８を第２スプリング７２また
は第１スプリング７０の付勢力に抗して移動させ
る第１電磁ソレノイド７４および第２電磁ソレノ
イド７６とを備えている。上記スプール弁子６８
には４つのランド７８，８０，８２，８４が一端
から順次形成されているとともに、中間部に位置
する一対のランド８０および８２はスプール弁子
６８が中立位置にあるときスプール弁子６８の軸
方向において前記第１出力ポート６２および第２
出力ポート６４と同じ位置に形成されている。ま
た、シリンダボア６６の内周面であつて、スプー
ル弁子６８が中立位置にあるとき一対のランド８
０および８２と対向する位置、すなわち上記第１
出力ポート６２および第２出力ポート６４がシリ
ンダボア６６の内周面に開口する位置には、その
ランド８０および８２よりも僅かに大きい幅寸法
の一対の第１環状溝８６および第２環状溝８８が
形成されている。この第１環状溝８６および第２
環状溝８８はランド８０および８２との間で作動
油の流通を制御するために連続的に流通断面積が
変化する絞りを形成している。

これにより、スプール弁子６８が中立位置にあ
るときには、前記第１出力ポート６２および第２
出力ポート６４が前記入力ポート４６および排出
ポート５４，５６に僅かな流通面積で均等に連通
させられ、漏れを補充する程度の量の作動油が一
次側油圧シリンダ２６および二次側油圧シリンダ
２８に供給され、また、僅かな量の作動油が排出
ポート５４，５６から流出させられる。

しかし、スプール弁子６８が中立位置からその
一軸方向、たとえば第２電磁ソレノイド７６に接
近する方向（すなわち図の右方向）へ移動させら
れるに伴つて、第１出力ポート６２と第１排出ポ
ート５４との流通断面積が連続的に増加させられ
る一方、第２出力ポート６４と入力ポート４６と
の流通断面積が連続的に増加させられるので、第
１出力ポート６２から一次側油圧シリンダ２６へ
出力する作動油圧は、第２出力ポート６４から二
次側油圧シリンダ２８へ出力する作動油圧に比較
して低くなる。このため、ベルト式無段変速機１
４における一次側油圧シリンダ２６および二次側
油圧シリンダ２８の推力の平衡が崩れるので、二
次側油圧シリンダ２８内へ作動油が流入する一
方、一次側油圧シリンダ２６内の作動油が流出
し、ベルト式無段変速機１４の速度比ｅ（二次側
回転軸１８の回転速度N_put／一次側回転軸１６の
回転速度N_io）が小さくなる。

反対に、スプール弁子６８が中立位置から第１
電磁ソレノイド７４に接近する方向、すなわち図
の左方向へ移動させられるに伴つて、第１出力ポ
ート６２と入力ポート４６との流通断面積が連続
的に増加させられる一方、第２出力ポート６４と
第２排出ポート５６との流通断面積が増加させら
れるので、第１出力ポート６２から一次側油圧シ
リンダ２６へ出力する作動油圧は、第２出力ポー
ト６４から二次側油圧シリンダ２８へ出力する作
動油圧に比較して高くなる。このため、ベルト式
無段変速機１４における一次側油圧シリンダ２６
および二次側油圧シリンダ２８の推力の平衡が崩
れるので、二次側油圧シリンダ２８内の作動油が
流出する一方、一次側油圧シリンダ２６内へ作動
油が流入し、ベルト式無段変速機１４の速度比ｅ
が大きくなる。このように、上記変速制御弁４４
は、油圧シリンダ２６および２８の一方へ高圧の
作動油を供給し他方へ低圧の作動油を供給する切
り換え弁機能と、連続的に作動油の流量を調節す
る流量制御弁機能とを併有しているのである。

車両のベルト式無段変速機１４には、一次側回
転軸１６の回転速度N_ioを検出するための第１回
転センサ９０、および二次側回転軸１８の回転速
度N_putを検出するための第２回転センサ９２が設
けられており、それら第１回転センサ９０および
第２回転センサ９２からは回転速度N_ioを表す回
転信号SR１および回転速度N_putを表す回転信号
SR２がコントローラ９４へ出力される。また、
エンジン１０には、その吸気配管に設けられたス
ロツトル弁開度θ_thを検出するためのスロツトル
センサ９６と、エンジン回転速度N_eを検出する
ためのエンジン回転センサ９８が設けられてお
り、それらスロツトルセンサ９６およびエンジン
回転センサ９８からはスロツトル弁開度θ_thを表
すスロツトル信号Sθおよびエンジン回転速度N_e
を表す回転信号SEがコントローラ９４へ出力さ
れる。

上記コントローラ９４は、CPU１０２、ROM
１０４、RAM１０６などを含む所謂マイクロコ
ンピユータであつて、本実施例の制御手段を構成
する。上記CPU１０２は、RAM１０６の記憶機
能を利用しつつ予めROM１０４に記憶されたプ
ログラムにしたがつて入力信号を処理し、第１ラ
イン油圧および第２ライン油圧を制御するために
第１調圧弁４８および第２調圧弁５８へ第１駆動
信号VD１および第２駆動信号VD２をそれぞれ
供給すると同時に、速度比ｅを制御するために第
１電磁ソレノイド７４および第２電磁ソレノイド
７６を駆動するための速度比信号RA１および
RA２をそれらに供給する。

以下、本実施例の作動を第２図のフローチヤー
トにしたがつて説明する。

先ず、ステツプS1が実行されることにより、
一次側回転軸１６の回転速度N_io、二次側回転軸
１８の回転速度N_put、スロツトル弁開度θ_th、およ
びエンジン回転速度N_eが回転信号SR１および
SR２、スロツトル信号Sθ、回転信号SEに基づい
てRAM１０６に読み込まれる。次いで、ステツ
プS2では予めROM１０４に記憶された次式(1)に
したがつて速度比ｅが上記回転速度N_ioおよび
N_putから算出される。

ｅ＝N_put／N_io …(1) また、ステツプS3では、ROM１０４に記憶さ
れた関係からスロツトル弁開度θ_thなどに基づい
て目標回転速度N_io ^*を決定し、且つ上記(1)式から
その目標回転速度N_io ^*と実際の回転速度N_putから
目標速度比e^*を算出する。上記目標回転速度N_io ^*
を決定するための関係は、たとえば第３図に示す
ものであつて、第４図に示す最小燃費率曲線上で
エンジン１０が専ら作動するように予め求められ
たものである。続くステツプS4では、予めROM
１０４に記憶された次式(2)にしたがつて速度比制
御値V₀が算出される。後述のステツプS14におい
ては、この速度比制御値V₀が正である場合には
スプール弁子６８が左方向へ移動させられて二次
側回転軸１８の回転速度N_putが増加するように前
記速度比信号RA２が出力され、負である場合に
はスプール弁子６８が右方向へ移動させられて一
次側回転軸１６の回転速度N_ioが増加するように
前記速度比信号RA１が出力される。また、速度
比制御値V₀の大きさは速度比信号RA１または速
度比信号RA２の大きさ、すなわちスプール弁子
６８の移動量に対応する。したがつて、次式(2)か
ら明らかなように、上記速度比制御値V₀は実際
の速度比ｅと目標速度比e^*とを一致させるように
決定されるのである。なお、(2)式のｋは制御定数
である。

V₀＝ｋ（e^*−ｅ）／ｅ …(2) そして、ステツプS5では、予めROM１０４に
記憶された良く知られた関係からスロツトル弁開
度θ_thおよびエンジン回転速度N_eに基づいてエン
ジン１０の実際の出力トルクT_eが決定されると
ともに、ステツプS6ではエンジン１０の実際の
出力トルクT_eが正であるか否か、すなわちエン
ジン１０から動力が出力されている正トルク状態
かあるいはエンジンブレーキ状態であるかが判断
されるのである。このような判断が必要な理由
は、正トルク状態とエンジンブレーキ状態とで動
力伝達方向が異なるため油圧シリンダ２６，２８
の速度比ｅに対する油圧変化特性が変化するから
である。たとえば、第５図および第６図は正トル
ク状態およびエンジンブレーキ状態における一次
側油圧シリンダ２６内の油圧P_ioおよび二次側油
圧シリンダ２８内の油圧P_putの油圧変化特性をそ
れぞれ示しており、油圧P_ioと油圧P_putとの大小関
係が反対となり、いづれも駆動側の油圧が従動側
の油圧よりも大きくなつている。この現象は本来
は一次側油圧シリンダ２６および二次側油圧シリ
ンダ２８の推力相互間にて論じられるものである
が、本実施例では一次側油圧シリンダ２６および
二次側油圧シリンダ２８の受圧面積が同等である
ので、油圧の大小関係にそのまま現れているので
ある。

ステツプS6において出力トルクT_eが正である
と判断された場合には、ステツプS7が実行され
ることにより、伝動ベルト２４に対する挟圧力を
必要かつ充分に発生させるための二次側油圧シリ
ンダ２８内の油圧（目標油圧）P_put′が得られる
ように第２ライン油圧制御値V₂が決定される。

すなわち、先ず、予めROM１０４に記憶され
た次式(3)の関係からエンジン１０の実際の出力ト
ルクT_e、実際の速度比ｅに基づいて最適な二次
側油圧シリンダ２８の推力（算出値）W_put′を算
出する。また、次式(4)から、上記推力W_put′、二
次側油圧シリンダ２８の受圧面積A_put、二次側回
転軸１８の回転速度N_putに基づいて油圧（算出
値）P_put′を算出するとともに、予めROM１０４
に記憶された次式(5)の関係から実際の速度比ｅ、
目標速度比e^*、エンジン１０の実際の出力トルク
T_eに基づいて補正油圧ΔP₂を算出する。そして、
次式(6)から上記油圧P_put′および補正油圧ΔP₂に基
づいて第２ライン油圧Pl₂を算出し、その算出さ
れた油圧Pl₂が得られるように(7)式から第２ライ
ン油圧制御値V₂を決定する。

W_put′＝ｆ（T_e，ｅ） …(3) P_put′＝W_put′／A_put−C₂N_put ² …(4) ΔP₂＝ｆ（ｅ，e^*，T_e） …(5) Pl₂＝P_put′−ΔP₂ …(6) V₂＝ｆ（Pl₂） …(7) ここで、上記(3)式は伝動ベルト２４の張力、す
なわち伝動ベルト２４に対する挟圧力を必要かつ
充分な値とするために予め求められたものであ
り、推力W_put′は出力トルクT_eおよび速度比ｅの
商とともに比例的に増加させられる。また、(4)式
の関係において、第２項は回転速度N_putとともに
増大する遠心油圧を第１項から差し引いて油圧
P_put′を補正するためのものである。第２項のC₂
は遠心力補正係数であり、二次側油圧シリンダ２
８の諸元および作動油の比重から予め決定され
る。

また、上記(5)式は補正油圧ΔP₂を算出するため
に予め求められたものである。第７図のａおよび
ｂは変速制御弁４４において一次側油圧シリンダ
２６内油圧P_ioおよび二次側油圧シリンダ２８内
油圧P_putの速度比制御値V₀（スプール弁子６８の
位置）に対する変化特性を、異なるライン油圧状
態でそれぞれ示すものであるが、ΔV₀で推力が平
衡しかつこのときの速度比ｅ（＝e^*−Δe）である
とすると、このときの二次側油圧シリンダ２８内
油圧P_putは第２ライン油圧Pl₂に対してΔP₂だけ大
きな値となる。したがつて、(4)式にて算出した油
圧P_put′から(5)式にて算出した補正油圧ΔP₂を差し
引くことにより制御すべき第２ライン油圧Pl₂が
求められる。この補正油圧ΔP₂は変速制御弁４４
の出力油圧変化特性、速度比制御値V₀、ライン
油圧差（Pl₁−Pl₂）で決定されるが、速度比制御
値V₀は（e^*−ｅ）に基づいて決定され且つライ
ン油圧差（Pl₁−Pl₂）は出力トルクT_eおよび速度
比ｅに基づいて決定されるから、結局補正油圧
ΔP₂は速度比ｅ、目標速度比e^*、出力トルクT_e
の関数となり、前式(5)が予め求められるのであ
る。なお、変速制御弁４４の油圧変化特性によつ
ては補正油圧ΔP₂が全域にわたつて小さい値とな
る場合があるがこのようなときは補正油圧ΔP₂を
予め定めた一定の値としてもよい。

そして、前記(7)式では、算出された第２ライン
油圧Pl₂が得られるように予め第２調圧弁５８の
特性を考慮して記憶されたデータマツプなどが用
いられることにより、第２ライン油圧制御値V₂
が求められる。

続くステツプS8においては、目標とする速度
比を実現できる推力を必要かつ充分に発生させる
ための一次側油圧シリンダ２６内の油圧（目標油
圧）P_io′が得られるように、第１ライン油圧制御
値V₁が決定される。すなわち、先ず、予めROM
１０４に記憶された次式(8)に示す関係から目標速
度比e^*およびエンジン１０の実際の出力トルク
T_eに基づいて正駆動時の推力比γ₊（二次側油圧シ
リンダ２８の推力W_put／一次側油圧シリンダ２６
の推力W_io）が算出されるとともに、次式(9)から
上記推力比γ₊および二次側油圧シリンダ２８の
推力W_put′から一次側油圧シリンダ２６の推力
W_io′が求められる。そして、次式(10)から一次側
油圧シリンダ２６の推力W_io′、一次側油圧シリ
ンダ２６の受圧面積A_io、一次側回転軸１６の回
転速度N_ioに基づいて油圧（算出値）P_io′を算出
するとともに、次式(11)から上記油圧P_io′および補
正油圧ΔP₁に基づいて一次側ライン油圧Pl₁を算
出し、そして、その算出された油圧Pl₁が得られ
るように(12)式から第１ライン油圧制御値V₁を決
定する。

γ₊＝ｆ（e^*，T_e） …(8) W_io′＝W_put′／γ₊ …(9) P_io′＝W_io′／A_io−C₁N_io ² …(10) Pl₁＝P_io′＋ΔP₁ …(11) V₁＝ｆ（Pl₁） …(12) ここで、上記(8)式は広範な運転条件範囲全域に
わたつて好適な変速応答性を得るに足る必要かつ
充分な推力比γ₊を決定できるように予め求めた
関係を示すものであつて、この関係から目標速度
比e^*および実際の出力トルクT_eと関連して決定
された推力比γ₊が得られるように、第１ライン
油圧を制御するのである。また、上記(10)式の関係
において、第２項は回転速度N_ioとともに増加す
る遠心油圧を第１項から差し引いて補正するもの
であり、第２項のC₁は一次側油圧シリンダ２６
の諸元および作動油の比重から予め決定される。
さらに、上記(11)式は、(10)式により求められた油圧
P_io′に補正油圧ΔP₁を加えることにより第１ライ
ン油圧Pl₁が決定されるが、この補正油圧ΔP₁は
互いに相反する動力損失および定常偏差Δe（ΔV₀
に対応）の均衡点において決定される。すなわ
ち、第７図ａおよびｂは上記補正油圧ΔP₁を変更
した場合を示しており、補正油圧ΔP₁を小さくし
たａの場合は定常偏差が大きくなるが、補正油圧
ΔP₁を大きくしたｂの場合には実際の一次側油圧
シリンダ２６内油圧P_ioおよび二次側油圧シリン
ダ２８内の油圧P_putが急激に変化するため定常偏
差が小さくなる。しかし、補正油圧ΔP₁を大きく
する程多くの運転条件下で不要に大きな第１ライ
ン油圧Pl₁を発生させてしまうのである。

そして、前記(12)式には、算出された第１ライン
油圧Pl₁が得られるように予め第１調圧弁４８の
特性を考慮して記憶されたデータマツプなどが用
いられることにより第１ライン油圧制御値V₁が
求められる。

一方、前記ステツプS6において車両がエンジ
ンブレーキ状態であると判断された場合には、ベ
ルト式無段変速機１４における動力伝達方向が逆
となるので、前記ステツプS7およびS8と略同様
なステツプS9およびS10が実行されることによ
り、一次側油圧シリンダ２６内に必要な油圧
P_io′から第２ライン油圧制御値V₂を決定し、二次
側油圧シリンダ２８内に必要な油圧P_put′から第
１ライン油圧制御値V₁を決定する。すなわち、
ステツプS9においては、予め記憶された次式
（13）に示す関係から出力トルクT_e、速度比ｅに
基づいて最適な一次側油圧シリンダ２６の推力
W_io′が算出されるとともに、次式（14）から一
次側油圧シリンダ２６に供給すべき油圧P_io′が算
出される一方、前記(5)式から補正油圧ΔP₂が求め
られ、そして次式（15）から上記油圧P_io′および
補正油圧ΔP₂に基づいて第２ライン油圧Pl₂が算
出されるとともに、前記(7)式により第２ライン油
圧制御値V₂が決定される。また、ステツプS10に
おいては、次式（16）から目標速度比e^*、出力ト
ルクT_eに基づいて推力比γ_-を算出するとともに、
次式（17）から上記推力比γ_-を得るための二次
側油圧シリンダ２８の推力W_put′を推力比γ_-およ
び一次側油圧シリンダ２６の推力W_io′に基づい
て求めるとともに、（18）式から二次側油圧シリ
ンダ２８内に必要な油圧P_put′を求め、さらに次
式（19）から上記油圧P_put′および補正油圧ΔP₁に
基づいて第１ライン油圧Pl₁を決定し、（20）式か
らその第１ライン油圧Pl₁を得るための第１ライ
ン油圧制御値V₁を決定する。ここで、上記のよ
うに、第２ライン油圧制御値V₂および第１ライ
ン油圧制御値V₁は、それぞれエンジン１０の出
力トルクT_eの関数であるから、第２ライン油圧
Pl₂および第１ライン油圧Pl₁は、エンジンの出力
状態に基づいて調圧されているということができ
る。

W_io′＝ｆ（T_e，ｅ） …(13) P_io′＝W_io／A_io−C₁N_io ² …(14) Pl₂＝P_io′−ΔP₂ …(15) γ_-＝ｆ（e^*，T_e） …(16) W_put′＝γ_-・W_io′ …(17) P_put′＝W_put′／A_put−C₂N_put ² …(18) Pl₁＝P_put′＋ΔP₁ …(19) V₁＝ｆ（Pl₁） …(20) このようにして、第２ライン油圧制御値V₂、
第１ライン油圧制御値V₁が決定されると、次の
ステツプS11が実行されて目標速度比e^*と実際の
速度比ｅとの偏差Δeが正であるか否かが判断さ
れ、正であればステツプS12において次式（21）
および（22）から上記第１ライン油圧制御値V₁
および第２ライン油圧制御値V₂が補正される。
また、負であればステツプS13において次式
（23）および（24）から上記第１ライン油圧制御
値V₁および第２ライン油圧制御値V₂が補正され
る。

V₁＝V₁＋k₁（e^*−ｅ）／ｅ …(21) V₂＝V₂−k₂（e^*−ｅ）／ｅ …(22) V₁＝V₁＋k₃（ｅ−e^*）／ｅ …(23) V₂＝V₂−k₄（ｅ−e^*）／ｅ …(24) 但し、k₁，k₂，k₃，k₄はそれぞれ比例定数であ
る。

上式から明らかなように、ステツプS12および
S13は偏差｜Δe｜の増加とともに第１ライン油圧
Pl₁と第２ライン油圧Pl₂との差を拡大してベルト
式無段変速機１４の速度比変化速度を高くするた
めのものである。すなわち、たとえば正トルク状
態では、第１ライン油圧Pl₁は一次側油圧シリン
ダ２６内の油圧P_io（高圧側の油圧シリンダ内油
圧：エンジンブレーキ状態ではP_put）に対して補
正油圧（余裕油圧）ΔP₁分だけ高くされている
が、動力損失の面からあまり高くできず速度比変
化速度の点で充分でない場合がある。しかし、本
実施例では偏差｜Δe｜が大きくなる過渡状態に
おいてPl₁とPl₂との差を拡大することにより速度
比変化速度を一層高められるので、極めて好適な
変速応答性が得られるのである。

ここで、上式（21）、（22）、（23）、（24）におい
て比例定数は変速応答性を変えるためのものであ
つて、一般的には減速変速が増速変速に比較して
速い方が走行感覚が好ましいので、k₁＜k₃、k₂＜
k₄となるように決定されている。第８図は上式
（21）、（22）、（23）、（24）を適用して制御した場
合における、正トルク状態（P_io＞P_put）の速度比
変化時の各油圧値の時間的変化特性を示すもので
ある。図から明らかなように、前記変速制御弁４
４のスプール弁子６８の作動により増速変速（速
度比増加）時には過渡的に一次側油圧シリンダ２
６内の油圧P_ioが高められると同時に二次側油圧
シリンダ２８内の油圧P_putが低められる一方、減
速変速（速度比減少）時には過渡的に一次側油圧
シリンダ２６内の油圧P_ioが低められると同時に
二次側油圧シリンダ２８内の油圧P_putが高められ
る。これにより過渡状態において大きな推力差が
両油圧シリンダ２６および２８において生じるの
で、速度比制御における好適な変速応答性が得ら
れるのである。なお、第８図において変速時にお
ける第２ライン油圧Pl₂の低下量が第１ライン油
圧Pl₁の増加量よりも少なくなつている。これは、
変速時の伝動ベルト２４の滑りを防止するために
作動油が流出する側の油圧シリンダ推力低下量が
作動油が流入する側の油圧シリンダ推力増加量よ
り所定量だけ小さくなるように前記制御式を設定
してあるからであり、これにより、プーリの有効
径が小さくなる側、すなわち作動油が流出する側
の可変プーリにおいては伝動ベルト２４が充分な
力で可変プーリを押すことにより両者間の滑りが
防止されるのである。

一連のステツプの内の最後のステツプS14で
は、それ以前のステツプにおいて決定された速度
比制御値V₀、第１ライン油圧制御値V₁、第２ラ
イン油圧制御値V₂が出力される。これにより、
前記第５図、第６図、第７図および第８図に示す
ように、速度比ｅ、第１ライン油圧Pl₁、第２ラ
イン油圧Pl₂が制御される。

このように、本実施例によれば、第１調圧弁４
８および第２調圧弁５８により第１ライン油圧
Pl₁および第２ライン油圧Pl₂が用意されているの
で、それらの差圧によつて前記一次側油圧シリン
ダ２６および二次側油圧シリンダ２８の一方に供
給される作動油或いはそれから排出される作動油
の流量が決定される。したがつて、変速比変化速
度はベルト式無段変速機１４の実際の速度比や伝
達トルク（出力トルクT_e）に拘わらず第１ライ
ン油圧Pl₁および第２ライン油圧Pl₂の差圧にした
がつて決まるので、変速比制御の充分な過渡応答
特性が得られるのである。

しかも、第１調圧弁４８をエンジン１０の出力
トルクT_eおよび実際の速度比ｅと関連させて制
御することにより、第１ライン油圧Pl₁が変速比
変化速度が充分に得られかつ動力損失が生じない
ように必要かつ充分な値に制御されるとともに、
第２調圧弁を速度比や伝達トルクと関連させて制
御することにより、第２ライン油圧Pl₂が伝動ベ
ルトの滑りが生じない範囲で必要かつ充分な値に
制御されるので、車両の動力損失が大幅に軽減さ
れる利点がある。

また、本実施例によれば、第１調圧弁４８と第
２調圧弁５８とが直列に接続されることにより、
第１調圧弁４８から流出した作動油を第２調圧弁
５８が調圧するので、第２調圧弁５８の調圧に必
要な油量が節約され得て、オイルポンプ４２の吐
出容量を小さくできるとともに動力損失が一層軽
減される利点がある。

次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、
以下の実施例において同様の機能を備えた部分に
は同一の符号を付して説明を省略する。

第９図には、ベルト式無段変速機１４の油圧制
御回路において第１調圧弁４８および第２調圧弁
５８の接続位置が異なる実施例が示されている。
すなわち、第１調圧弁４８を通して第１ライン油
路５０から流出させられた作動油はドレン油路１
１０を介して直接的にオイルポンプ４２の吸入側
に戻される一方、オイルポンプ４２から吐出され
た作動油は絞り１１２を備えた油路１１４を通し
て第２ライン油路５２へも供給される。この油路
１１４は第２調圧弁５８の調圧作動に必要な油量
を確保するとともに、第１ライン油圧Pl₁および
第２ライン油圧Pl₂の差圧を確実に形成させるた
めのものである。そして、第２調圧弁５８は、上
記油路１１４を通して供給された作動油、および
変速制御弁４４の第１排出ポート５４および第２
排出ポート５６から流出する作動油の圧力を調圧
する。このように構成された本実施例でも、前述
の実施例と同様に第１ライン油圧Pl₁および第２
ライン油圧Pl₂が必要かつ充分に調圧されるので、
同様の効果が得られるのである。

第１０図には、電磁比例リリーフ弁にて構成さ
れた前記第１調圧弁４８および第２調圧弁５８に
替えて、油圧により制御される形式の第１調圧弁
１３０および第２調圧弁１３２を用いた例が示さ
れている。

すなわち、図示しないスロツトル弁の開度を検
知するためのスロツトル開度検知弁１３４は、該
スロツトル弁とともに回動するカム１３６により
押し込まれるプランジヤ１３８と、入力ポート１
４０と出力ポート１４２との間を開閉するスプー
ル弁子１４４と、そのスプール弁子１４４を閉弁
方向へ付勢するスプリング１４６と、プランジヤ
１３８とスプール弁子１４４との間に介挿されて
スプール弁子１４４をスロツトル弁開度に対応し
て開弁方向へ付勢するスプリング１４８とを備え
ている。上記スプール弁子１４４は、スプリング
１４８を介して伝達される開弁方向の付勢力と、
スプリング１４６の閉弁方向の付勢力およびフイ
ードバツク圧（P_th）による閉弁方向の推力とが
平衡する位置に移動し、スロツトル弁開度に対応
して増大するスロツトル圧信号P_thを出力ポート
１４２から第１調圧弁１３０および第２調圧弁１
３２へ出力する。

速度比検知弁１５０は、絞り１５２を介して第
１ライン油路５０と接続されたポート１５４と、
前記可動回転体３４または３６に摺接してそれと
ともに軸方向へ移動するロツド１５６と、軸方向
の移動とともにポート１５４のドレンとの間の流
通断面積を変化させるスプール弁子１５８と、こ
のスプール弁子１５８とロツド１５６との間に介
挿されてロツド１５６の移動位置に対応した大き
さの付勢力をスプール弁子１５８に付与すること
により上記ポート１５４へ供給された作動油のド
レンへの流出量を変化させるスプリング１６０と
を備え、ベルト式無段変速機１４の速度比の増大
にともなつて増加する速度比圧信号P_eを第１調
圧弁１３０および第２調圧弁１３２へ出力する。
なお、図において速度比検知弁１５０は、その中
心線に対して上側および下側はロツド１５６の異
なる作動位置の２状態をそれぞれ示している。

第１調圧弁１３０は、第１ライン油路５０と第
２ライン油路５２との間に設けられて第１ライン
油路５０中の作動油の一部を第２ライン油路５２
へ流出させることにより第１ライン油圧Pl₁を調
圧するものであつて、第１ライン油路５０を連通
する入力ポート１６１と第２ライン油路５２に連
通する出力ポート１６２との間を開閉するスプー
ル弁子１６４と、そのスプール弁子１６４を閉弁
方向へ付勢するスプリング１６６と、前記スロツ
トル圧信号P_thを受けて上記スプール弁子１６４
にその閉弁方向の推力を伝達するプランジヤ１６
８とを備えている。上記スプール弁子１６４は、
前記速度比圧信号P_eおよび第１ライン油圧Pl₁を
受ける一対の受圧面１７０および１７２を備えて
おり、その受圧面１７０および１７２に作用する
速度比圧信号P_eおよび第１ライン油圧Pl₁に基づ
く開弁方向の推力と、前記スプリング１６６の閉
弁方向の付勢力および前記プランジヤ１６８から
伝達される閉弁方向の推力とが平衡する位置に移
動させられる。したがつて、速度比圧信号P_eが
増加するほど第１ライン油圧Pl₁が低下させられ、
スロツトル圧信号P_thが増加するほど第１ライン
油圧Pl₁が上昇させられる。これにより、第１ラ
イン油圧Pl₁が、車両の要求出力（スロツトル弁
開度）およびベルト式無段変速機１４の実際の速
度比ｅに基づいて、目標とする速度比を円滑に得
る推力が得られるように必要かつ充分な値に制御
される。前記受圧面１７０および１７２の受圧面
積、スプリング１６６の付勢力、プランジヤ１６
８の受圧面積はそのように設定されているのであ
る。

第２調圧弁１３２は、第２ライン油路５２とド
レン油路６０との間に設けられて第２ライン油路
５２中の作動油の一部をドレン油路６０へ流出さ
せることにより第２ライン油圧Pl₂を調圧するも
のであつて、第２ライン油路５２に連通する入力
ポート１７４とドレン油路６０に連通する出力ポ
ート１７６との間を開閉するスプール弁子１７８
と、そのスプール弁子１７８を閉弁方向へ付勢す
るスプリング１８０と、前記スロツトル圧信号
P_thを受けて上記スプール弁子１７８にその閉弁
方向の推力を伝達するプランジヤ１８２とを備え
ている。上記スプール弁子１７８は、前記速度比
圧信号P_eおよび第２ライン油圧Pl₂を受ける一対
の受圧面１８４および１８６を備えており、その
受圧面１８４および１８６に作用する速度比圧信
号P_eおよび第２ライン油圧Pl₂に基づく開弁方向
の推力と、前記スプリング１８０の閉弁方向の付
勢力および前記プランジヤ１８２から伝達される
閉弁方向の推力とが平衡する位置に移動させられ
る。したがつて、速度比圧信号P_eが増加するほ
ど第２ライン油圧Pl₂が低下させられ、スロツト
ル圧信号P_thが増加するほど第２ライン油圧Pl₂が
上昇させられる。これにより、第２ライン油圧
Pl₂が、車両の要求出力（スロツトル弁開度）お
よびベルト式無段変速機１４の実際の速度比ｅに
基づいて、伝動ベルト２４に滑りを生じさせない
ための挟圧力を付与するための張力が得られるよ
うに必要かつ充分な値に制御される。前記受圧面
１８４および１８６の受圧面積、スプリング１８
０の付勢力、プランジヤ１８２の受圧面積はその
ように設定されているのである。なお、１８８は
リリーフ弁である。

上述のように、本実施例によれば、目標速度比
e^*と実際の速度比ｅとが一致するように前記コン
トローラ９４により変速制御弁４４が制御される
一方、必要な速度比ｅが迅速に得られるようにす
る第１ライン油圧Pl₁、および伝動ベルト２４に
滑りを生じさせないようにする第２ライン油圧
Pl₂が得られるように、油圧により第１調圧弁１
３０および第２調圧弁１３２が制御されるので、
前述の実施例と同様な効果が得られるのである。

以上、本発明の一実施例を示す図面に基づいて
説明したが、本発明はその他の態様においても適
用される。

たとえば、前述のベルト式無段変速機１４の一
次側油圧シリンダ２６および二次側油圧シリンダ
２８は同一の受圧面積を備えたものであつたが、
異なる受圧面積であつてもよいのである。

また、前記第２調圧弁５８は相対的に低圧側の
油圧シリンダ内の油圧値を制御するものであるた
め、厳密には油圧シリンダ毎に制御式が用意され
ねばならない。第１図の実施例において一次側油
圧シリンダ２６および二次側油圧シリンダ２８は
同一の受圧面積を備えたものであるので、共通の
制御式を用いてもそれほど制御精度が低下しな
い。したがつて第２図のステツプS7およびS9を
共通のステツプとしてステツプS6の前に位置さ
せることができる。この場合、遠心油圧を補正す
る項が異なるが、車両は正トルク状態である場合
が多いので二次側回転軸１８の回転速度N_putを代
表させて用いることができる。

また、第２図のステツプS12およびS13におい
て比例定数k₁，k₂，k₃，k₄が用いられていたが、
それらは速度比ｅ、出力トルクT_e、エンジン回
転速度N_e、車速Ｖの関数としてもよい。

また、前述の実施例においては、変速制御弁４
４は、目標速度比e^*と実際の速度比ｅとが一致す
るように制御されていたが、ステツプS3におい
て求めた目標回転速度N_io ^*と一次側回転軸１６の
回転速度N_ioとが一致するように制御されても差
支えなく、また、車両の要求出力と実際の駆動力
とが一致するように制御されてもよい。

また、前述の実施例では、車両の要求出力を表
す量としてスロツトル弁開度が検出されていた
が、デイーゼルエンジンなどを搭載した車両にお
いては、アクセルペダル操作量などが用いられて
もよい。

また、前述の実施例では、スプール弁子６８の
位置を連続的に変化させることにより変速制御弁
４４の出力が比例的に制御されていたが、オンオ
フ作動の時間比率を連続的に変化させるデユーテ
イ制御が用いられても良い。そして、このような
デユーテイ制御は前述のように電磁ソレノイド７
４，７６によつて直接スプール弁子６８が駆動さ
れる直動型の他に、比較的小型の電磁弁にてオン
オフ制御されるパイロツト圧にてスプール弁子６
８を駆動するようにしても良い。

また、前述の変速制御弁４４は単一のスプール
弁子６８を備えているが、複数本のスプール弁子
を備えたものであつてもよい。

さらに、前述の変速制御弁４４には、そのスプ
ール弁子６８を駆動するための第１および第２電
磁ソレノイド７４，７６が設けられていたが、パ
ルスモータなどの他の電磁アクチユエータが設け
られていてもよい。

なお、上述したのはあくまでも本発明の一実施
例であり、本発明はその精神を逸脱しない範囲で
種々変更が加えられ得るものである。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の一実施例の構成を示す図であ
る。第２図は第１図の実施例の作動を説明するた
めのフローチヤートである。第３図は第２図のフ
ローチヤートの作動の説明に用いられる関係を示
す図である。第４図は第１図のエンジンの最小燃
費率曲線を示す図である。第５図および第６図は
第１図の実施例において速度比に対する各部の油
圧の変化特性をそれぞれ示す図であり、第５図は
正トルク状態を、第６図はエンジンブレーキ状態
を示している。第７図は第１図の変速制御弁の出
力特性を示す図であつて、ａは第１ライン油圧と
第２ライン油圧との差圧が小さい状態を、ｂは第
１ライン油圧と第２ライン油圧との差圧が大きい
状態を示している。第８図は第１図の実施例にお
ける各部の油圧の過渡特性を示す図である。第９
図および第１０図は本発明の他の実施例の要部を
それぞれ示す図である。 １４：ベルト式無段変速機、１６：一次側回転
軸、１８：二次側回転軸、２０：一次側可変プー
リ、２２：二次側可変プーリ、２４：伝動ベル
ト、２６：一次側油圧シリンダ、２８：二次側油
圧シリンダ、４４：変速制御弁、４８，１３０：
第１調圧弁、５８，１３２：第２調圧弁、７４：
第１電磁ソレノイド（電磁アクチユエータ）、７
６：第２電磁ソレノイド（電磁アクチユエータ）。

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １ 一次側回転軸および二次側回転軸にそれぞれ
   設けられた一対の一次側可変プーリおよび二次側
   可変プーリと、該一対の可変プーリに巻き掛けら
   れて動力を伝達する伝動ベルトと、前記一対の可
   変プーリの有効径をそれぞれ変更する一対の一次
   側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダとを備
   えた車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置で
   あつて、 油圧源から供給される作動油をエンジンの出力
   状態に基づいて調圧し、第１ライン油圧とする第
   １調圧弁と、 前記第１ライン油圧に調圧された作動油を前記
   一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダの
   一方に供給すると同時に、他方内の作動油を流出
   させることにより、前記一次側可変プーリおよび
   二次側可変プーリの有効径を変化させて前記無段
   変速機の速度比を調節する変速制御弁と、 該変速制御弁を通して前記一次側油圧シリンダ
   および二次側油圧シリンダの他方から流出する作
   動油の圧力をエンジンの出力状態に基づいて調圧
   し、前記第１ライン油圧よりも低い第２ライン油
   圧とする第２調圧弁と、 を含むことを特徴とする車両用ベルト式無段変速
   機の油圧制御装置。 ２ 前記変速制御弁は、前記一次側油圧シリンダ
   および二次側油圧シリンダへそれぞれ連通する第
   １出力ポートおよび第２出力ポートと前記第１ラ
   イン油圧が供給される入力ポートと排出ポートと
   を備えたシリンダボアと、該シリンダボアに摺動
   可能に嵌合されたスプール弁子と、該スプール弁
   子をその中立位置に維持するスプリングと、前記
   スプール弁子をその中立位置から移動させる電磁
   アクチユエータとを備え、該スプール弁子の中立
   位置では前記第１出力ポートおよび第２出力ポー
   トを前記入力ポートおよび排出ポートに僅かな流
   通面積で連通させるが、該スプール弁子がその一
   軸方向へ移動させられるにしたがつて、該第１出
   力ポートおよび第２出力ポートの一方と該入力ポ
   ートとの間、および該一方と前記排出ポートとの
   間の流通面積を増大および減少させると同時に、
   該第１出力ポートおよび第２出力ポートの他方と
   該入力ポートとの間、および該他方と該排出ポー
   トとの間の流通面積を減少および増大させるもの
   である特許請求の範囲第１項に記載の車両用ベル
   ト式無段変速機の油圧制御装置。