JPH0554580B2 - - 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
磁リリーフ弁とを備えた油圧制御装置により制御
される。

かかる油圧制御装置においては、油圧源から供
給される比較的高圧の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内の一方へ供
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が備えられており、
その変速制御弁によつて、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へ油圧源から
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、かかる油圧制御装置において
は、少なくとも中立位置において、変速制御弁
の、一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリン
ダの内の一方から作動油を流出させるための流出
側流通断面積は、その一方の油圧シリンダへ作動
油を供給するための流入側流通断面積と同等とさ
れているため、変速制御弁のスプール弁子の中立
位置では上記一方の油圧シリンダへの出力ポート
の圧力が油圧源（第１ライン油圧）と低圧側油圧
源（第２ライン油圧など）との間の油圧となる。
また、他方の油圧シリンダへの出力ポートの油圧
も同様となる。したがつて、低圧側油圧源の圧力
が油圧シリンダ内へ支配的に伝達される訳ではな
いので、伝動ベルトに対する挟圧力を最適値とす
るために低圧側油圧源を調圧することにより低圧
側（従動側）の油圧シリンダ内の油圧を制御しよ
うとすることが困難であつた。

これに対し、油圧シリンダ内の作動油を絞りを
介して流出させたり、或いは油圧シリンダを絞り
を介して低圧側油圧源と接続したりすることによ
り変速制御弁の中立位置における出力ポートの圧
力を低圧側油圧源の圧力と略同等とすることが考
えられる。しかしながら、油圧シリンダ内の作動
油を絞りを介して流出させる場合には、その作動
油の流出に起因して変速制御弁の出力圧特性全体
が低く且つ緩やかな変化率となり易いため、変速
制御弁の操作量（たとえばスプール弁子の移動
量、あるいは変速制御弁に対する制御量）に対す
る出力油圧の変化（圧力上昇）が小さくなり、制
御偏差が大きくなる欠点があつた。また、油圧シ
リンダを絞りを介して低圧側油圧源と接続する場
合には、常時低圧側油圧源の油圧の影響を受ける
ため、変速制御弁の出力圧特性全体が低く且つ緩
やかな変化率となり、上記と同様に制御偏差が大
きくなる欠点があつた。

本発明は以上の事情を背景として為されたもの
であり、その目的とするところは、ベルト式無断
変速機の伝動ベルトに対する挟圧力が容易に制御
され得、しかも、変速制御における制御偏差を小
さくできる車両用ベルト式無段変速機の油圧制御
装置を提供することにある。

問題点を解決するための手段 かかる目的を達成するための本発明の要旨とす
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にお
いて、高圧側油圧源に接続された入力ポートから
供給される比較的高圧の作動油を出力ポートを介
して前記一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シ
リンダの内の一方へ供給すると同時に、他方内の
作動油を出力ポートを介して低圧側油圧源に接続
された排出ポートから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
する変速制御弁を備えた油圧制御装置であつて、
前記変速制御弁は、その中立位置において、前記
一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダの
内の一方から作動油を流出させるための流出側流
通断面積が、該一方の油圧シリンダへ作動油を供
給するための流入側流通断面積よりも大きく形成
されており、且つ該中立状態からの作動に伴う、
前記一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリン
ダの内の一方へ作動油を供給するための流入側流
通断面積の変化率が、該一方の油圧シリンダから
の作動油を流出させるための流出側流通断面積の
変化率よりも大きくなるように構成されているこ
とにある。

作用および発明の効果 このようにすれば、変速制御弁は、その中立位
置において、前記一次側油圧シリンダおよび二次
側油圧シリンダの内の一方から作動油を流出させ
るための流出側流通断面積が、該一方の油圧シリ
ンダへ作動油を供給するための流入側断面積より
も大きく形成されているので、前記一方の油圧シ
リンダへの出力油圧が低圧側油圧源の油圧に支配
されるようになり、伝動ベルトの張力制御が容易
となる。

また、前記変速制御弁がその中立位置から作動
させられたときにおいて、前記一次側油圧シリン
ダおよび二次側油圧シリンダの内の一方へ作動油
を供給するための流入側流通断面積が、その一方
の油圧シリンダから作動油を流出させるための流
出側流通断面積よりも大きな変化率にて増加また
は減少させられるので、変速制御弁の中立位置か
らの作動に伴つて前記一方の油圧シリンダ内の油
圧の立ち上がり曲線が比較的急峻に維持される。
このため、変速制御弁に対する制御値、すなわち
変速制御弁のスプール弁子の移動位置あたりの出
力油圧の増加量が大きくなつて変速制御弁におけ
る制御偏差が小さくなるのである。

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
が小型となつている。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および第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６
０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、同
様に仕様によつて構成された所謂電磁比例リリー
フ弁から構成されている。なお、本実施例では、
第１ライン油圧Pl₁が高圧側油圧源の油圧、第２
ライン油圧Pl₂が低圧側油圧源の油圧に相当する。

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。

そして、第２図に詳しく示すように、変速制御
弁４４において、スプール弁子６８が中立位置に
ある状態では、前記一次側油圧シリンダ２６ある
いは二次側油圧シリンダ２８から作動油を流出さ
せるための流出側流通断面積はそれら油圧シリン
ダ２６あるいは２８へ作動油を供給するための流
入側流通断面積よりも大きくされている。すなわ
ち、各出力ポート６２および６４から各排出ポー
ト５４および５６へそれぞれ向かう作動油を制限
する絞り部分にそれぞれ形成される間隙１１０お
よび１１２は、入力ポート４６から各出力ポート
６２および６４へ向かう作動油を制限する絞り部
分にそれぞれ形成される間隙１１４および１１６
よりも大きくされている。上記間隙１１０，１１
２，１１４および１１６はランド８０，８２とバ
ルブボデー６５との負の重なり（ランドの外周面
とシリンダボア６６の内周面とが相対向せず相互
に重ならない状態）によつて形成されており、間
隙１１０，１１２における負の重なりは間隙１１
４，１１６における負の重なりよりも大きいので
ある。

また、変速制御弁４４において、ランド８０お
よび８２の入力ポート４６側には、それぞれ大径
部１２０および１２２が形成されている。このた
め、ランド８０および８２の断面積が入力ポート
４６側へ軸方向に向かうにともなつて大きくさ
れ、これによりスプール弁子６８の中立位置から
の移動に伴う前記流入側流通断面積の変化率が流
出側流通断面積の変化率に比較して大きくなるよ
うに構成されている。たとえば、スプール弁子６
８が第２電磁ソレノイド７６側、すなわち図中右
側へ移動するときには間隙１１６における流入側
流通断面積は急激に増加するのに対し、間隙１１
２における流出側流通断面積は緩やかに減少す
る。反対に、スプール弁子６８が図中左側へ移動
するときには間隙１１４における流入側流通断面
積は急激に増加するのに対し、間隙１１０におけ
る流出側流通断面積は緩やかに減少するのであ
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、第１出力ポート６２および第２出力
ポート６４には同じ圧力が出力されるが、上記の
ように間隙１１０，１１２は間隙１１４，１１６
よりも大きく設定されているから、その出力圧は
第２ライン油圧Pl₂と略同等とされる。なお、各
出力ポート６２，６４からは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、第１出力ポート６２が第２ライン油圧Pl₂に
維持される一方、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か
つ第２出力ポート６４と第２排出ポート５６との
流通断面積が連続的に減少させられるので、第２
出力ポート６４から二次側油圧シリンダ２８へ出
力する作動油圧は次第に高められて最終的には第
１ライン油圧Pl₁とされる。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２出力ポ
ート６４と第２排出ポート５６との流通断面積が
連続的に増加させられて第２出力ポート６４が第
２ライン油圧Pl₂に維持される一方、第１出力ポ
ート６２と入力ポート４６との流通断面積が増加
させられ、かつ第１出力ポート６２と第１排出ポ
ート５４との流通断面積が減少させられるので、
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次第に高められて最終的に
は第１ライン油圧Pl₁とされる。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。

第３図は上述のように作動する変速制御弁４４
の出力油圧特性を示している。図において横軸は
スプール弁子６８の中立位置からの変移量、すな
わち変速制御弁４４に対する制御量V₀を示す。

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。

ベルト式無段変速機１４の速度比制御は、たと
えば、第４図に示す速度比制御ルーチンが繰り返
し実行されることにより行われる。すなわち、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、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RAM１０
６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)にしがたつて
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５図に示す
ものであつて、第６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。ステツプS5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の目標速度比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、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が出力さ
れ、速度比ｅが制御される。

このような速度比制御において、本実施例で
は、前記変速制御弁４４のスプール弁子６８に形
成されたランド８０，８２にはそれぞれ大径部１
２０，１２２が形成されて、スプール弁子６８の
中立位置からの移動に伴う流入側の流通断面積の
変化率が流出側の流通断面積の変化率よりも大き
くされており、第３図に示すように、第１出力ポ
ート６２または第２出力ポート６４の出力油圧の
内の高圧側、換言すれば油圧P_ioまたはP_putの内の
高圧側の立ち上がりが急峻となる。しかも、本実
施例では、中立位置において、流出側の流通断面
積が流入側の流通断面積よりも大きくされている
ので出力ポート６２，６４の油圧が第２ライン油
圧Pl₂に支配されて、低圧側が第２ライン油圧Pl₂
に維持される。この結果、スプール弁子６８の中
立位置からの移動量、換言すれば変速制御弁４４
に対する制御値に基づく出力油圧の変化（ゲイ
ン）が大きく得られて、速度比制御における制御
偏差（定常偏差）ΔV₀が小さくなるのである。ま
た、上記第１出力ポート６２または第２出力ポー
ト６４の出力油圧の内の低圧側が第２ライン油圧
Pl₂に維持される結果、第２調圧弁５８により低
圧側油圧源である第２ライン油圧Pl₂を調圧する
ことにより従動側の油圧シリンダ内の油圧P_ioま
たはP_put、すなわち伝動ベルトに対する挟圧力を
容易に制御できるのである。

因に、第７図は変速制御弁および油圧シリンダ
に何等の工夫を施さない従来の変速制御弁の出力
油圧特性を示すものであり、第８図は油圧シリン
ダに第２ライン油路５２へ連通する絞りを設けた
場合の変速制御弁の出力油圧特性を示すものであ
る。図から明らかなように、第７図では中立位置
において低圧側の出力ポートの油圧が第２ライン
油圧Pl₂と一致せず第２調圧弁５８による伝動ベ
ルト２４の張力制御、すなわち挟圧力制御が困難
となる。また、第８図では絞りを通じた作動油の
漏れにより全域において高圧側出力ポートの立ち
上がりが緩慢となるため制御偏差ΔV₀が大きくな
るのである。また、第９図は前述の実施例の変速
制御弁４４において大径部１２０，１２２を形成
しない場合の出力油圧特性を示している。第３図
の出力油圧特性はこの第９図の出力油圧特性に比
較しても出力油圧の立ち上がりが急峻となつてい
るのである。なお、第８図および第９図には第３
図の場合と同じ両出力ポート６２，６４の差圧、
すなわちベルト式無段変速機１４の速度比をある
値に維持するために推力を平衡させた状態におけ
る圧力値の差ΔP（＝P_io−P_put）に対応した制御値
（制御偏差ΔV₀）が示されている。

このような出力油圧特性は、変速制御弁４４に
おける流通断面積の変化率が油圧シリンダへ作動
油が流入する通路における流入側と、同じ油圧シ
リンダから作動油が流出する通路における流出側
とでは異なることに起因する。すなわち、第９図
に示す場合の流通断面積は第１０図に示すように
同じ割合で変化するが、第３図に示す本実施例の
場合には第１１図に示すように流入側と流出側と
では流通断面積の増加率が異なる。ここで、図に
おいて、Ａは入力ポート４６と第１出力ポート６
２との間における流路の最小の流通断面積（流入
側）、Ｂは入力ポート４６と第２出力ポート６４
との間における流路の最小の流通断面積（流入
側）、Ｃは第１排出ポート５４と第１出力ポート
６２との間における流路の最小の流通断面積（流
出側）、Ｄは第２排出ポート５６と第２出力ポー
ト６４との間における流路の最小の流通断面積
（流出側）を示す線である。第１１図から明らか
なように、変速制御弁４４における流入側流通断
面積の増加率（Ａ線またはＢ線の傾斜）は流出側
流通断面積の増加率（Ｃ線またはＤ線の傾斜）に
比較して大きく設定されているのである。なお、
スプール弁子６８の中立位置における排出ポート
５４，５６と出力ポート６２，６４との間の流通
断面積S₁₁は、低圧側油圧シリンダ内油圧を第２
ライン油圧Pl₂と等しくするための値である。し
たがつて、この値は無段変速機１４の諸元で決
り、第１０図のS₁₀と同等とされている。

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。

前述の実施例では、スプール弁子６８のランド
８０および８２に大径部１２０および１２２がそ
れぞれ形成されることにより第３図に示す出力油
圧特性が得られているが、たとえば、第１２図、
第１３図、および第１４図に示すように、ランド
８０および８２の第１排出ポート５４側および第
２排出ポート５６側に、流通断面積の変化率を減
少させるノツチ１２４をそれぞれ形成してもよい
のである。このノツチ１２４は流通断面積の変化
率を小さくするので、ノツチ１２４が形成されな
い側における流通断面積の変化率が相対的に上昇
する。

また、たとえば、第１５図および第１６図に示
すように、シリンダボア６６の内周面に形成され
た第１環状溝８６および第２環状溝８８の排出ポ
ート５４，５６側に、流出側の流通断面積の変化
率を減少させて相対的に流入側の流通断面積の変
化率を増加させる切欠１２６をそれぞれ形成して
もよいのである。

また、前述の実施例の変速制御弁４４におい
て、入力ポート４６に第２ライン油路５２を、第
１排出ポート５４および第２排出ポート５６に第
１ライン油路５０を接続してもよい。この場合に
は、たとえば第１７図あるいは第１８図に示すよ
うに、スプール弁子６８は３つのランドを備えた
ものとなる。第１７図では中央のランド両側にノ
ツチ１３０が形成されることにより、また第１８
図では両側のランドが大径とされることにより、
流入側流通断面積の変化率が流出側流通断面積の
変化率よりも大きくされている。

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、前述第２図の変速制御弁４４では、
大径部１２０および１２２が各々形成されること
によりスプール弁子６８のランド８０および８２
において流入側流通断面積の変化率が流出側流通
断面積の変化率よりも大きくされていたが、一方
のランド、たとえばランド８２にのみ大径部１２
２が形成され、ランド８２が関与する流入側流通
断面積および流出側流通断面積についてのみ流入
側の変化率が流出側の変化率よりも大きくされて
も、一応の効果が得られるのである。

また、前述の実施例の第２図の変速制御弁４４
において、間隙１１０，１１２および間隙１１
４，１１６はそれぞれ負の重なり状態の大小によ
り流通断面積が設定されていたが、間隙１１４，
１１６は正または零の重なりとし間隙１１０，１
１２は負の重なりとしてもよいのである。

また、前述の実施例の変速制御弁４４は単一の
スプール弁子６８を備えたものであつたが、複数
本のスプール弁子を備えた形式の制御弁であつて
もよいのである。

また、前述の実施例の変速制御弁４４のスプー
ル弁子６８は電磁ソレノイド７４，７６によつて
直接的に駆動される形式の弁であつたが、電磁弁
などによつて制御されるパイロツト油圧によつて
駆動される形式の弁であつてもよい。この場合に
は電磁弁が所謂デユーテイ制御され得る。

さらに、前述の変速制御弁４４には、そのスプ
ール弁子６８を駆動するための電磁ソレノイド７
４，７６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、本発明はその精紳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図の変速制御弁の要部を詳しく
説明する図である。第３図は第２図の変速制御弁
の出力油圧特性を示す図である。第４図は第１図
の装置における変速制御作動を説明するフローチ
ヤートである。第５図は第４図の説明に用いられ
る関係であつて、目標回転速度を求めるための関
係を示す図である。第６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７図、第８
図、および第９図は従来の変速制御弁の出力油圧
特性をそれぞれ示す図である。第１０図は第９図
に示す出力油圧特性を備えた変速制御弁内の流通
断面積の変化特性を示す図である。第１１図は第
３図に示す出力油圧特性を備えた変速制御弁内の
流通断面積の変化特性を示す図である。第１２
図、第１３図、および第１４図は、本発明の他の
実施例の要部を示す図であつて、側面図、軸心を
含む平面による断面図、および軸心に直角な平面
による断面図である。第１５図および第１６図は
本発明の他の実施例の要部を示す図であつて、軸
心に平行な平面による断面図である。第１７図お
よび第１８図はそれぞれ本発明の他の実施例にお
ける第２図に相当する図である。 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、６５：バルブボ
デー、６６：シリンダボア、６８：スプール弁
子、８０，８２：ランド。

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において高圧側油
   圧源に接続された入力ポートから供給される比較
   的高圧の作動油を出力ポートを介して前記一次側
   油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダの内の一
   方へ供給すると同時に、他方内の作動油を出力ポ
   ートを介して低圧側油圧源に接続された排出ポー
   トから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
   を備えた油圧制御装置であつて、 前記変速制御弁は、その中立位置において、前
   記一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダ
   の内の一方から作動油を流出させるための流出側
   流通断面積が、該一方の油圧シリンダへ作動油を
   供給するための流入側流通断面積よりも大きく形
   成されており、 且つ該中立状態からの作動に伴う、前記一次側
   油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダの内の一
   方へ作動油を供給するための流入側流通断面積の
   変化率が、該一方の油圧シリンダからの作動油を
   流出させるための流出側流通断面積の変化率より
   も大きくなるように構成されていることを特徴と
   する車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置。