JPH06117530A - ベルト式無段変速機の制御装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【目的】 定常偏差をできる限りなくすとともに良好な
変速応答性を有する変速制御を行うことができるように
する。 【構成】 高制御圧ＰHを作り出す高圧レギュレータバ
ルブ５５と、この高制御圧ＰHより低圧の低制御圧ＰLを
作り出す低圧レギュレータバルブ５７と、高圧制御油お
よび低圧制御油をドライブ側シリンダおよびドリブン側
シリンダに振り分けて供給するシフトバルブ６０と、シ
フトバルブの作動を制御するシフトコントロールバルブ
７０とから変速制御装置が構成される。シフトコントロ
ールバルブ７０は、現在の変速比を定常状態で保持する
ために必要なドライブ側シリンダの軸推力Ｑdrとドリブ
ン側シリンダの軸推力Ｑdnとの比（軸推力比）γ＝Ｑdr
／Ｑdnが得られるようなシフトバルブ６０の作動位置を
基準位置とし、シフトバルブ６０を、この基準位置か
ら、変速目標値と変速現在値との偏差を零にする方向に
作動させる。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、ベルト式無段変速機の
変速制御を行う制御装置および方法に関し、さらに詳し
くは、この変速制御を四方弁を用いて油圧制御を行う場
合での制御装置および方法に関する。

【０００２】

【従来の技術】ベルト式無段変速機は、例えば、それぞ
れプーリ幅が可変となったドライブ側およびドリブン側
可動プーリ間に金属Ｖベルトを巻掛けて構成されてお
り、車両用変速機等として使用されつつある。このよう
なベルト式無段変速機における変速制御は、ドライブ側
可動プーリのプーリ幅設定用のドライブ側シリンダおよ
びドリブン側可動プーリのプーリ幅設定用のドリブン側
シリンダへ供給する油圧を制御して、すなわち、両可動
プーリの軸推力を制御してプーリ幅の制御を行うことに
よりなされる。

【０００３】このような変速制御のため、従来ではドリ
ブン側シリンダにはベルト張力を維持するに必要な油圧
が供給され、ドライブ側シリンダには変速制御用の流量
制御弁を介してこの油圧を有した作動油が供給されるよ
うになっており、この作動油の供給によりプーリ幅を可
変制御するようになっていた。しかしながら、この場合
には、上記油圧は変速機の変速比、入力トルク等に対応
して変化するため、変速制御速度が変速比、入力トルク
等の影響を受けるという問題がある。

【０００４】このようなことから、四方弁を用いてドラ
イブおよびドリブンシリンダの一方に作動油を供給する
とともに他方から作動油を流出させて変速制御を行うこ
とも従来から知られている。例えば、特開昭６２−１９
６４４７号公報には、第１調圧弁により設定した第１ラ
イン油圧と、第２調圧弁により設定した第１ライン油圧
より低圧の第２ライン油圧とを、四方弁を介してドライ
ブおよびドリブンシリンダに振り分け供給し、両油圧の
差圧の故に一方のシリンダに作動油を供給するとともに
他方のシリンダから作動油を排出して変速制御を行う装
置が開示されている。

【０００５】

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、この制
御においては、例えば、目標とする速度比（変速比）を
実現できる軸推力を発生させるためのドライブ側シリン
ダ内の油圧Ｐin′が得られるように制御値が決定され、
この油圧Ｐin′に補正油圧ΔＰ１を加えて第１ライン油
圧が決定される。この場合に、補正油圧ΔＰ１を小さく
すれば、定常偏差が大きくなり、目標変速比とのずれが
大きくなって変速制御が不正確となるという問題があ
る。一方、補正油圧ΔＰ１を大きくすれば、定常偏差は
小さくすることができる（但し、零にできる訳ではな
い）が、不要に大きな第１ライン油圧を発生させること
になり、動力損失が大きくなるという問題がある。

【０００６】さらに、補正油圧ΔＰ１は変速速度に影響
を及ぼすため、補正油圧ΔＰ１を小さくすると変速速度
が遅くなり変速応答性が低下するという問題がある。逆
に、補正油圧ΔＰ１を大きくすると変速速度は速くなる
が、目標変速比をオーバーシュートしてハンチングを起
こすおそれがでてくるという問題がある。なお、このよ
うなオーバーシュートを防ぐとともに定常偏差の発生を
なくすため、ＰＩ（比例・積分）制御や、ＰＩＤ（比例
・積分・微分）制御を行うことも考えられる。しかしな
がら、目標値までの収束時間が長くなり、変速応答性は
低下するという問題がある。

【０００７】本発明はこのような問題に鑑みたもので、
定常偏差をできる限りなくすとともに良好な変速応答性
を有する変速制御を行うことができるようなベルト式無
段変速機の制御装置を提供することを目的とする。

【０００８】

【課題を解決するための手段】このような目的達成のた
め、本発明の制御装置は、入力軸に繋がるドライブ側可
動プーリと出力軸に繋がるドリブン側可動プーリとの間
にＶベルトを巻掛けるとともに、ドライブ側可動プーリ
のプーリ幅設定用のドライブ側シリンダと、ドリブン側
可動プーリのプーリ幅設定用のドリブン側シリンダとを
有してなるベルト式無段変速機において、高制御圧ＰH
を有した高圧制御油を作り出す高圧レギュレータバルブ
と、この高制御圧ＰHより低圧の低制御圧ＰLである低圧
制御油を作り出す低圧レギュレータバルブと、高圧制御
油および低圧制御油を前記ドライブ側シリンダおよびド
リブン側シリンダに振り分けて供給するシフトバルブ
と、このシフトバルブの作動を制御するシフトコントロ
ール手段とから構成される。そして、シフトコントロー
ル手段は、現在の変速比を定常状態で保持するために必
要なドライブ側シリンダの軸推力Ｑdrとドリブン側シリ
ンダの軸推力Ｑdnとの比（軸推力比）γ＝Ｑdr／Ｑdnが
得られるようなシフトバルブの作動位置を基準位置と
し、シフトバルブを、この基準位置から、変速目標値と
変速現在値との偏差を零にする方向に作動させる。

【０００９】なお、Ｖベルトとしては、多数の金属駒を
ベルトストラップにより無端リングベルト状に保持して
なり、ドライブ側およびドリブン側可動プーリ間に巻掛
けられた状態で、各金属駒が隣接する金属駒を押して駆
動力を伝達するようになった押し駒式金属Ｖベルトを用
いるのが好ましい。

【００１０】

【作用】以上のような制御装置により変速制御を行え
ば、変速指令が出されたときに、そのときの変速比で定
常走行した場合に必要とされる軸推力比γ＝Ｑdr／Ｑdn
となるシフトバルブの位置が基準作動位置として設定さ
れる。そして、この基準作動位置から変速目標値と変速
現在値との偏差を零にするようにシフトバルブの作動が
制御される。このため、変速開始時のみならず変速過渡
状態においても、ドライブ側およびドリブン側プーリの
軸推力を最適にするような制御を行うことができる。ま
た、そのときの変速比で定常走行したときの軸推力比と
なるシフトバルブ位置を基準作動位置として制御するの
で、定常偏差がほとんど発生しない。さらに、変速目標
値と変速現在値との偏差を零にするような制御値が出力
されるため、この偏差が大きいときには急速に変速比を
目標値に近づけ、偏差が小さくなるにしたがってゆっく
りと変速比を目標値に近づける制御がなされ、最適な変
速速度に基づく変速制御を行うことができる。

【００１１】

【実施例】以下、図面に基づいて、本発明の好ましい実
施例について説明する。図１に本発明の制御装置により
制御されるベルト式無段変速機の動力伝達経路を模式的
に示している。このベルト式無段変速機は、入力軸１と
カウンター軸２との間に配設された金属Ｖベルト機構１
０と、入力軸１とドライブ側可動プーリ１１との間に配
設された遊星歯車式前後進切換機構２０と、カウンター
軸２と出力軸３ａ，３ｂとの間に配設された発進クラッ
チ５とから構成される。なお、本無段変速機は車両用と
して用いられ、入力軸１はエンジンＥＮＧの出力軸に繋
がり、出力軸３ａ，３ｂは左右の車輪に繋がる。

【００１２】金属Ｖベルト機構１０は、入力軸１上に配
設されたドライブ側可動プーリ１１と、カウンター軸２
上に配設されたドリブン側可動プーリ１６と、両プーリ
１１，１６間に巻掛けられた金属Ｖベルト１５とからな
る。この金属Ｖベルト１５は、多数の金属駒を金属ベル
トストラップにより無端リングベルト状に保持して構成
される。この金属Ｖベルト１５がドライブ側可動プーリ
１１とドリブン側可動プーリ１６に巻掛けられた状態
で、例えばエンジンＥＮＧによりドライブ側可動プーリ
１１が駆動されると、金属駒が前方の金属駒を押して駆
動力を伝達する。すなわち、この金属Ｖベルト機構１０
は、押し駒式金属Ｖベルト機構を採用している。

【００１３】ドライブ側可動プーリ１１は、入力軸１上
に回転自在に配設された固定プーリ半体１２と、この固
定プーリ半体１２に対して軸方向に相対移動可能な可動
プーリ半体１３とからなる。可動プーリ半体１３の側方
には、固定プーリ半体１２に結合されたシリンダ壁１２
ａにより囲まれてシリンダ室１４が形成されており、こ
のシリンダ室１４内に供給される油圧により、可動プー
リ半体１３を軸方向に移動させる側圧が発生される。

【００１４】ドリブン側可動プーリ１６は、カウンター
軸２に固設された固定プーリ半体１７と、この固定プー
リ半体１７に対して軸方向に相対移動可能な可動プーリ
半体１８とからなる。可動プーリ半体１８の側方には、
固定プーリ半体１７に結合されたシリンダ壁１７ａによ
り囲まれてシリンダ室１９が形成されており、このシリ
ンダ室１９内に供給される油圧により、可動プーリ半体
１８を軸方向に移動させる側圧が発生される。

【００１５】このため、上記両シリンダ室１４，１９へ
の供給油圧（プーリ制御油圧）を適宜制御することによ
り、両プーリ１１，１６のプーリ幅を変化させることが
でき、これにより、Ｖベルト１５の巻掛け半径を変化さ
せて変速比を無段階に変化させることができる。

【００１６】遊星歯車式前後進切換機構２０は、入力軸
１に結合されたサンギヤ２１と、固定プーリ半体１２に
結合されたキャリア２２と、後進用ブレーキ２７により
固定保持可能なリングギヤ２３と、サンギヤ２１とリン
グギヤ２３とを連結可能な前進用クラッチ２５とからな
る。前進用クラッチ２５が係合されると全ギヤ２１，２
２，２３が入力軸１と一体に回転し、ドライブ側プーリ
１１は入力軸１と同方向（前進方向）に駆動される。後
進用ブレーキ２７が係合されると、リングギヤ２３が固
定保持されるため、キャリア２２はサンギヤ２１とは逆
の方向に駆動され、ドライブ側プーリ１１は入力軸１と
は逆方向（後進方向）に駆動される。

【００１７】発進クラッチ５は、カウンター軸２と出力
軸３ａ，３ｂとの間の動力伝達をオン・オフ制御するク
ラッチであり、これが係合（オン）の時には、両軸２，
３ａ，３ｂ間での動力伝達が可能となる。このため、発
進クラッチ５がオンのときには、金属Ｖベルト機構１０
により変速されたエンジン出力がギヤ６ａ，６ｂを介し
てディファレンシャル機構４に伝達され、このディファ
レンシャル機構４により左右の出力軸３ａ，３ｂに分割
されて伝達される。また、発進クラッチ５がオフのとき
には、この動力伝達が行えず、変速機は中立状態とな
る。

【００１８】このような構成のベルト式無段変速機に
は、変速制御等のための制御信号検出用の各種センサが
配設されている。例えば、ドライブ側可動プーリ１１の
回転速度Ｎdrを検出する第１回転センサ３５、ドリブン
側可動プーリ１６の回転速度Ｎdnを検出する第２回転セ
ンサ３６、出力軸３ａの回転から車速Ｖを検出する第３
回転センサ３７、エンジンＥＮＧのスロットル開度（ア
クセル開度）を検出するスロットル開度センサ３８等が
図示のように配設されている。

【００１９】上記構成のＶベルト式無段変速機の制御装
置について、図２および図３の油圧回路図を用いて説明
する。なお、図２および図３を併せて一つの油圧回路図
を構成しており、両図において、，，，で示す
油路同士が繋がっている。この油圧回路においては、タ
ンク３０内の作動油が油圧ポンプ３１により油路１０１
に供給される。この作動油は、油路１０１ａを介してク
ラッチレデューシングバルブ４０に供給され、このクラ
ッチレデューシングバルブ４０により減圧されてライン
圧Ｐ1 を有する作動油が油路１１０に供給される。な
お、油路１０１内のポンプ３１からの吐出油は、油路１
０１ｂを介して高圧レギュレータバルブ５５にも供給さ
れる。

【００２０】Ｖベルト機構１０の両シリンダ室１４，１
９に供給されてプーリへ側圧を付与する制御油圧Ｐdr，
Ｐdnは、高低圧コントロールバルブ５０と、高圧レギュ
レータバルブ５５と、低圧レギュレータバルブ５７とに
より作られる。高低圧コントロールバルブ５０には油路
１１０ｃを介して、クラッチレデューシングバルブ４０
により作られたライン圧Ｐ1 が供給されており、高低圧
コントロールバルブ５０は、ライン圧Ｐ1 をリニアソレ
ノイド５１からスプール５２に加わる押力に対応した制
御背圧Ｐ2 に変換し、この制御背圧Ｐ2 を油路１２０に
供給する。なお、この高低圧コントロールバルブ５０に
おいては、リニアソレノイド５１の押力が最小のとき、
制御背圧Ｐ2が最大でライン圧Ｐ1と同圧になるようにな
っている。このため、例えば、電気的な故障により、リ
ニアソレノイド５１が非通電状態となったときには、制
御背圧Ｐ2はライン圧Ｐ1と等しくなる。

【００２１】制御背圧Ｐ2 は油路１２０ａ，１２０ｂを
介して、それぞれ高圧レギュレータバルブ５５および低
圧レギュレータバルブ５７に供給される。高圧レギュレ
ータバルブ５５においては、ポンプ３１から油路１０１
ｂを介して供給される油圧を、そのスプール５６に作用
する上記制御背圧Ｐ2 の押力に対応した高制御圧ＰHに
変換し、この高制御圧ＰHを有した高圧制御油を油路１
０２に供給する。低圧レギュレータバルブ５７は、油路
１０２ａを介して供給される高制御圧ＰHを、スプール
５８に作用する上記制御背圧Ｐ2 の押力に対応した低制
御圧ＰLに変換し、この低制御圧ＰLを油路１０３に供給
する。このように高および低制御圧ＰH，ＰLはともに制
御背圧Ｐ2に対応して設定されるため、両油圧は一定の
関係、具体的には、図７に示すような関係を有する値と
なる。

【００２２】これら高制御圧ＰH および低制御圧ＰL は
シフトバルブ６０を介してＶベルト機構１０のシリンダ
室１４，１９に振り分け供給され、変速比制御がなされ
る。このため、リニアソレノイド５１はエンジンスロッ
トル開度や、Ｖベルト機構１０の変速比等に対応した押
力を発生し、高制御圧ＰH および低制御圧ＰL は、エン
ジンスロットル開度および変速比に対応した所定の関係
を保つように設定される。具体的には、低制御圧ＰLは
そのときの伝達トルクに対して金属Ｖベルト１５をスリ
ップさせずに保持させるに必要な軸推力を与える油圧に
設定される。なお、高制御圧ＰHは所望の変速制御速度
が得られるように低制御圧ＰLより高圧にする必要があ
り、上述のように、低制御油圧ＰLに対して図７に示す
ような関係となる値に設定される。

【００２３】油路１２０ａ中にはオリフィス５３が配設
されており、これにより、制御背圧Ｐ2 に対する作動応
答性が、低圧レギュレータバルブ５７の方が高圧レギュ
レータバルブ５５より高くなるようにしている。上記の
ようにポンプ３１の吐出油が高圧レギュレータバルブ５
５に供給されており、高圧レギュレータバルブ５５はポ
ンプ３１の吐出油の油圧をレギュレートするバルブとし
ての役割も果たしている。

【００２４】上記のようにして作られた高制御圧ＰH お
よび低制御圧ＰL を、両プーリ１１，１６のシリンダ室
１４，１９に振り分けて供給することにより、プーリ幅
を変化させて変速比制御がなされる。この供給制御を行
うため、シフトバルブ６０、シフトインヒビターバルブ
６５およびシフトコントロールバルブ７０が図示のよう
に配設されている。

【００２５】シフトバルブ６０は、ばね６２により左方
に付勢されたスプール６１を有し、スプール６１の左端
は油路１１４ｂに繋がる油室６０ａに対向している。油
室６０ａには後述するようにシフト制御圧Ｐscを有した
制御油が供給され、このシフト制御圧Ｐscとばね６２と
のバランスする位置にスプール６１が位置する。すなわ
ち、シフト制御圧Ｐscを制御することによりシフトバル
ブ６０のスプール６１の位置決め制御を行うことができ
る。

【００２６】シフトバルブ６０には、図示のように、油
路１０２ｂを介して低制御圧ＰL が、また、油路１０３
ａ，１０３ｂを介して低制御圧ＰL が供給されており、
スプール６１の位置に応じて、両制御圧が油路１０４，
１０５を介して両シリンダ室１４，１９に振り分けられ
て供給される。このため、スプール６１の位置に応じて
シリンダ室１４，１９内の油圧が図８のように変化す
る。

【００２７】例えば、スプール６１が中立位置（このと
きのスプールストロークＳｐ＝０とする）において、ド
ライブプーリ側シリンダ室１４内の油圧（ドライブ側シ
リンダ油圧）Ｐdrとドリブンプーリ側シリンダ室１９内
の油圧（ドリブン側シリンダ油圧）Ｐdnとが等しくな
り、スプール６１が右に移動するに応じてドライブ側シ
リンダ油圧Ｐdrが低くなりドリブン側シリンダ油圧Ｐdn
が高くなる。逆に、スプール６１が左に移動するに応じ
てドライブ側シリンダ油圧Ｐdrが高くなりドリブン側シ
リンダ油圧Ｐdnが低くなる。

【００２８】油室６０ａに供給するシフト制御圧Ｐscを
作り出すのがシフトコントロールバルブ７０である。シ
フトコントロールバルブ７０は、リニアソレノイド７１
と、スプール７２と、ばね７３とから構成され、油路１
１０ｄからのライン圧Ｐ1を、リニアソレノイド７１か
らスプール７２に加わる応力に応じた油圧すなわちシフ
ト制御圧Ｐscに変換し、このシフト制御圧Ｐscを有した
制御油を油路１１４ａに供給する。油路１１４ａはシフ
トインヒビターバルブ６５を介して油路１１４ｂに繋が
り、シフト制御圧Ｐscがシフトバルブ６０の油室６０ａ
に供給できるようになっている。

【００２９】シフトインヒビターバルブ６５はばね６７
によって左方に付勢されたスプール６６を有する。この
スプール６６は右端油室６５ａに油路１１１を介して供
給されるライン圧Ｐ1により右方に押圧されるようにな
っており、このライン圧Ｐ1により通常は図示のように
右方に移動される。但し、油路１１１にはノーマルオー
プンタイプのソレノイドバルブ７７が設けられており、
このソレノイドバルブ７７により油路１１１がドレン側
に連通可能となっている。

【００３０】ソレノイド７８が通電状態のときには、ス
プール７９により塞がれて油路１１１はドレンと遮断さ
れる。このため、ライン圧Ｐ1が油室６５ａに供給さ
れ、スプール６６は右に移動した状態となる。ところ
が、ソレノイド７８の通電が断たれると、油路１１１が
ドレンに連通し、油室６５ａの油圧がほぼ零となり、ス
プール６６はばね６７に押されて左方に移動する。

【００３１】シフトインヒビターバルブ６５には、図示
のように、ライン圧Ｐ1を有した油路１１０ｅ、発進ク
ラッチ５に繋がる油路１１３、クラッチコントロールバ
ルブ４３に繋がる油路１１２およびピトーレギュレータ
バルブ７５に繋がる油路１２１も接続されている。

【００３２】ソレノイド７８が通電されてスプール６６
が右方に移動した状態（図示の状態）では、油路１１２
と油路１１３とが繋がりクラッチコントロールバルブ４
３からのクラッチ制御圧Ｐccが発進クラッチ５に供給さ
れ、油路１１４ａと１１４ｂが繋がりシフトコントロー
ルバルブ７０からシフト制御圧Ｐscがシフトバルブ６０
の油室６０ａに供給される。一方、ソレノイド７８が非
通電となりスプール６６が左方に移動されると、油路１
２１と油路１１３が繋がりピトーレギュレータバルブ７
５からのピトー圧（エンジン回転に対応する油圧）Ｐpt
が発進クラッチ５に供給され、油路１１０ｅと油路１１
４ｂが繋がりライン圧Ｐ1がシフトバルブ６０の油室６
０ａに供給される。

【００３３】なお、このソレノイド７８は通常は常時通
電されるようになっており、電気的な故障（断線等）に
より電力供給が断たれた場合等にのみ、これが非通電と
なり、スプール６６が左に移動される。この結果、電気
的な故障時には、ライン圧Ｐ1が油室６０ａに供給さ
れ、シフトバルブ６０のスプール６１は完全に右動され
た状態となる。これにより、油路１０２ｂおよび１０５
を介してドリブン側シリンダ室１９に高制御圧ＰHが供
給され、油路１０３ａおよび１０４を介してドライブ側
シリンダ室１４に低制御圧ＰLが供給され、変速比ｉは
ＬＯＷとなる。

【００３４】但し、電力供給停止時には高低圧コントロ
ールバルブ５０のリニアソレノイド５１も作動しないの
であるが、高低圧コントロールバルブ５０からはリニア
ソレノイド５１の通電電流が零のときの制御背圧Ｐ2
（＝ライン圧Ｐ1）が油路１２０に供給されるため、高
圧および低圧レギュレータバルブ５５，５７から油路１
０２，１０３にはこのときの制御背圧Ｐ2 に対応した高
および低制御圧ＰH ，ＰL が供給される。

【００３５】電気的な故障等によりシフトインヒビター
バルブ６５のスプール６６が左動したときには、さら
に、油路１２１と１１３が繋がり、ピトーレギュレータ
バルブ１２１が発進クラッチ５と繋がる。ピトーレギュ
レータバルブ１２１はエンジン回転で回転する円形の油
溝内に突出するピトー管を有し、エンジン回転に対応す
るピトー油圧Ｐptを取り出すバルブである。このため、
このときには、ピトー油圧Ｐptが発進クラッチ５に供給
される。

【００３６】このように、発進クラッチ５は、通常（電
気的な故障等がないとき）は、油路１１２，１１３およ
びこれら油路間に配設されたシフトインヒビターバルブ
６５を介してクラッチコントロールバルブ４３に繋が
り、このバルブ４３から供給されるクラッチ制御圧Ｐcc
により係合制御がなされる。クラッチコントロールバル
ブ４３は油路１１０ｆからのライン圧ＰL をリニアソレ
ノイド４４により制御してクラッチ制御圧Ｐccを作り出
す。

【００３７】一方、電気的故障が発生して電力供給が断
たれたときには、リニアソレノイドバルブ４３は作動さ
せることができなくなる。しかしこのときには、前述の
ように、シフトインヒビターバルブ６５のスプール６６
が左動され、油路１１２は閉じられ、代わりに油路１２
１および油路１１３を介してピトーレギュレータバルブ
７５が発進クラッチ５に繋がる。これにより、このとき
には、発進クラッチ５にはピトー油圧Ｐptが供給され
る。このため、エンジン回転が低回転で発進クラッチ５
はＯＦＦで、回転が高くなるとこれがＯＮとなる。

【００３８】ライン圧Ｐ1 は油路１１０ｇを介してマニ
ュアルバルブ４６にも供給されており、これにより前進
用クラッチ２５および後進用ブレーキ２７の作動制御が
なされる。マニュアルバルブ４６は運転席のシフトレバ
ーとコントロールケーブルを介して繋がっており、運転
者の手動操作により作動される。その手動操作位置とし
てはＰ，Ｒ，Ｎ，Ｄ，Ｓ，Ｌの６位置があり、この操作
位置に応じて、マニュアルバルブ４６のスプール４７は
図示の対応位置に移動される。なお、図においては、ス
プール４７がＮ（中立）位置にある状態を示している。

【００３９】スプール４７の位置と前進用クラッチ２５
および後進用ブレーキ２７の作動状態との関係は次のよ
うになる。 スプール位置 前進用クラッチ 後進用ブレーキ Ｐ ＯＦＦ ＯＦＦ Ｒ ＯＦＦ ＯＮ Ｎ ＯＦＦ ＯＦＦ Ｄ ＯＮ ＯＦＦ Ｓ ＯＮ ＯＦＦ Ｌ ＯＮ ＯＦＦ

【００４０】次に、以上のように構成された制御装置に
よる変速制御について詳しく説明する。この変速制御は
電気的な故障等がない場合の制御であり、シフトコント
ロールバルブ７０のリニアソレノイド７１への通電電流
を制御することにより行われる。この制御内容を図４の
フローチャートに示しており、このような制御が制御装
置に内蔵のマイクロコンピュータ等を用いてなされる。

【００４１】この制御においては、まず、スロットル開
度センサ３８によりエンジンＥＮＧのスロットル開度θ
thを読み取り、第１〜第３回転センサ３５，３６，３７
によりドライブ側プーリ回転Ｎdr（＝エンジン回転Ｎe
a）、ドリブン側プーリ回転Ｎdnおよび車速Ｖを読み取
る（ステップＳ１）。

【００４２】次に、ステップＳ２に進み、このようにし
て読み取ったスロットル開度θthおよび車速Ｖに基づい
て目標エンジン回転数Ｎeoを決定する。この目標エンジ
ン回転数Ｎeoは、図５に示すように、スロットル開度と
車速とに対応して予めテーブル状に設定されてメモリに
記憶されているので、このメモリから上記のように読み
取ったスロットル開度θthおよび車速Ｖに対応する目標
エンジン回転数Ｎeoを読み出して決定する。なお、図５
に示す実線ＬＯＷおよびＴＯＰは変速比が最大および最
小のラインであり、変速比がこの範囲内で使用されるた
め、目標エンジン回転数もこの範囲内において設定され
ている。

【００４３】そして、ステップＳ３において、目標エン
ジン回転数Ｎeoと実エンジン回転数Ｎeaとの偏差ΔＮｅ
（＝Ｎeo−Ｎea）を演算する。但し、この偏差ΔＮｅを
零にするように変速制御が行われるものであるため、こ
のときの変速制御速度を適正化するために所定ゲインＫ
が乗じられたものが偏差として用いられる。なお、この
変速機においてはエンジン出力軸がドライブ側プーリ１
１と直結されているため、実エンジン回転数Ｎeaは第１
回転センサ３５の検出値から求まる。

【００４４】さらに、ステップＳ４において、上記のよ
うに読み取ったドライブ側プーリ回転Ｎdrおよびドリブ
ン側プーリ回転Ｎdnから現在の変速比ｉa（＝Ｎdr／Ｎd
n）を演算する。そして、ステップＳ５において、この
現在の変速比ｉaを定常状態で保持するために必要なド
ライブ側シリンダ１４からベルト１５に加えるべき軸推
力Ｑdrとドリブン側シリンダ１９からベルト１５に加え
るべき軸推力Ｑdnとの軸推力比γaを決定する。

【００４５】本出願人は金属Ｖベルト式無段変速機につ
いての種々の実験を行うことにより、安全率Ｓf（ベル
トのスリップ限界に対する余裕率）が約１．３の場合
に、変速比ｉを定常状態で保持した場合には、変速比ｉ
と軸推力比γとがほぼ図６において曲線で示すような関
係になることを見いだした。この関係は一義的に決まる
もので、伝達トルクや軸推力の大きさにほとんど影響さ
れないことも分かった。また、この図は安全率Ｓfが約
１．３の場合であるが、これよりある程度大小バラツイ
てもこの関係はほとんど変化しない、すなわち、安全率
Ｓfが実用範囲内の場合にはこの図の関係がほぼ成立す
ると言えることも見いだした。この図から分かるよう
に、変速比ｉ＝２．０のときに軸推力比γがほぼ１．０
となる。すなわち、ドライブ側シリンダ１４からベルト
１５に加えるべき軸推力Ｑdrとドリブン側シリンダ１９
からベルト１５に加えるべき軸推力Ｑdnとが等しいとき
に、変速比ｉはほぼ２．０となる。

【００４６】ステップＳ５においては、図６に示す関係
から、現在の変速比ｉaに該当する軸推力比γaを読み取
る。例えば、現在の変速比ｉaが２．０であれば軸推力
比γaは１．０であり、現在の変速比ｉaが１．０であれ
ば、軸推力比γaは１．４である。このようにして読み
取った軸推力比γaが現在の変速比を定常保持するに必
要とされる軸推力比である。

【００４７】次いで、ステップＳ６に進み、高圧レギュ
レータバルブ５５により設定される高制御圧ＰHと、低
圧レギュレータバルブ５７により設定される低制御圧Ｐ
Lとを決定する。図６に示すように、変速比ｉが実用範
囲（約０．５〜２．５の範囲）にある場合には、軸推力
比γはほぼ１．０以上であり、ドライブ側プーリの軸推
力Ｑdrがドリブン側プーリの軸推力Ｑdnより大きくな
る。このため、低制御圧ＰLは、ドリブン側プーリにお
いてスリップが生じない程度の適切な軸推力が得られる
ような値に設定される。

【００４８】このため、この低制御圧ＰLは、式 ＰL ＝（Ｓf×Ｔin×cosα）／（２Ｒdr×μdn×Ｓdn） 但し、Ｓf ：安全率（スリップ限界に対する余裕率で、
約１．３程度の値が設定される） Ｔin：入力軸トルク α ：プーリ側面の傾斜角（図１参照） Ｒdr：ドライブ側プーリへのベルトの巻掛け半径 μdn：ドリブン側プーリとベルトとの摩擦係数 Ｓdn：ドリブン側シリンダ室の受圧面積 により求められる。

【００４９】一方、高制御圧ＰHは、このようにして低
制御圧ＰLが決まると図７の関係から自動的に決まる。
すなわち、低制御圧ＰLが上記式（２）により求められ
ると、この低圧レギュレータバルブ５７によりこの低制
御圧ＰLが作られるように、高低圧コントロールバルブ
５０のリニアソレノイド５１の通電電流制御がなされ
る。このとき、高低圧コントロールバルブ５０の制御背
圧Ｐ2は高圧レギュレータバルブ５５にも供給されてお
り、これにより作り出される高制御圧ＰHは、低制御圧
ＰLに対して図７の関係となるようになっている。

【００５０】このようにして高制御圧ＰHおよび低制御
圧ＰLが決まると、これら両制御圧ＰH，ＰLがシフトバ
ルブ６０を介してドライブ側およびドリブン側シリンダ
１４，１９に供給される場合での、シフトバルブ６０の
ストロークＳｐと両シリンダ１４，１９に供給される油
圧Ｐdr，Ｐdnとの関係が図８のように定まる。そこで、
ステップＳ７に進み、ステップＳ５において決定された
軸推力比γaを得るために必要なシフトバルブ６０のス
トロークＳp(1)を決定する。なお、このストロークＳp
(1)の位置を基準位置と称する。

【００５１】この基準位置では、図８に示すように、ド
ライブ側シリンダ１４の油圧（ドライブ油圧）はＰdr
(1)で、ドリブン側シリンダ１９の油圧（ドリブン油
圧）はＰdn(1)である。両シリンダ１４，１９の受圧面
積をそれぞれＳdr，Ｓdnとすると、両シリンダ１４，１
９から加わる軸推力Ｑdr，Ｑdnは、 Ｑdr＝Ｐdr×Ｓdr Ｑdn＝Ｐdn×Ｓdn であり、このときの軸推力比γa＝Ｑdr／Ｑdnとなる。
逆に言えば、軸推力比γaが得られるようなストローク
Ｓp(1)を求め、これを基準位置とする。

【００５２】なお、高制御圧ＰHおよび低制御圧ＰLが定
まれば、図８の関係は設定でき、且つ変速比ｉaとこの
変速比ｉaを達成する軸推力比γaとの関係は図６のよう
に定まっているので、例えば、図９に示すように、低制
御圧ＰL毎に変速比ｉaとシフトバルブ６０のストローク
Ｓｐとの関係を予め設定おくことができる。このため、
図９の関係を予めメモリに記憶しておき、変速比ｉaと
低制御圧ＰLとが決まると、メモリからこれらに対応す
るストロークＳｐを読み取って、上記基準位置を決定す
ることができる。

【００５３】そして、ステップＳ８に進み、ステップＳ
３において演算した偏差（＝Ｋ・（Ｎeo−Ｎea））とス
テップＳ７において求めた基準位置とを示す信号とを加
えて変速制御値を求める。そして、この変速制御値を制
御信号として、シフトコントロールバルブ７０のリニア
ソレノイド７１への通電制御を行う。これにより、基準
位置をを基準として変速目標値（目標エンジン回転数Ｎ
eo）と変速現在値（実エンジン回転数Ｎea）との偏差Δ
Ｎｅを零にするような変速制御がなされる。この場合、
基準位置は現在の変速比を維持する位置、すなわち、実
エンジン回転数Ｎeaが得られる位置である。このため、
この基準位置から上記偏差ΔＮｅを零にする制御を行え
ば、定常偏差の生じない変速制御を行うことができる。
なお、変速速度は偏差ΔＮｅに乗じられるゲインＫ（ス
テップＳ３参照）を調整して適切な値に設定できる。

【００５４】以上の変速制御値を決定するフローは、図
１０のブロック図のように構成される。まず、目標エン
ジン回転数Ｎeoから実エンジン回転数Ｎeaが減じられて
エンジン回転数偏差ΔＮｅ（Ｎeo−Ｎea）が演算され、
これにゲインＫが乗じられる（ブロックＢ１）。この信
号（＝Ｋ×ΔＮｅ）にブロックＢ２からの基準位置信号
が加えられて変速制御信号が求められる。

【００５５】この変速制御信号に基づいて変速制御がな
されるのであるが、この変速制御装置は切換信号発信器
Ｂ４を有しており、リバース設定時等においてはこの切
換信号発信器Ｂ４からＬＯＷ固定モード信号が切換スイ
ッチＢ５に出力される。切換スイッチＢ５は通常はブロ
ックＢ１からの制御信号を通すのであるが、切換信号発
信器Ｂ４からＬＯＷ固定モード信号が出力されると、切
換スイッチＢ５はＬＯＷ電流発信器（ブロックＢ３）側
に繋がり、ＬＯＷ電流をリニアソレノイド駆動電流とし
てブロックＢ６に流す。

【００５６】ブロックＢ６においては、切換スイッチＢ
５から選択されて送られる変速制御信号に基づいて高低
圧コントロールバルブ５０のリニアソレノイド５１の通
電電流制御がなされる。これにより、ドライブ側および
ドリブン側プーリ１１，１６のシリンダ室１４，１９内
の油圧が制御され、変速がなされる（ブロックＢ７）。
その結果、実エンジン回転数Ｎeaが変化するが、この変
化後の実エンジン回転数Ｎeaを用いて変速制御が継続さ
れる。

【００５７】なお、ブロックＢ１においては偏差ΔＮｅ
にゲインＫを乗じて制御値を演算しており、この制御は
いわゆるＰ（比例）制御であるが、この部分において、
ＰＩ制御、ＰＩＤ制御等を行っても良い。

【００５８】以上説明した変速制御において用いた変速
比ｉと軸推力比γとの関係（図６に示す関係）は、本出
願人が金属Ｖベルト式変速機構を用いて種々の実験を行
って研究した結果、見いだしたものであり、これについ
て以下に説明する。

【００５９】１．押し駒式金属Ｖベルト（以下、金属Ｖ
ベルトと呼ぶ）に限らず、いわゆるＶベルトを用いた無
段変速機（以下、ＣＶＴと称する）システムではプーリ
の溝幅を変えることによって変速がなされる。自動車用
では、このプーリ溝幅は油圧により制御されることが多
い。しかし、スムースで高い伝達効率をえるために、駆
動、従動両可変溝幅プーリの推力をどのように制御すれ
ばよいのか不明な点が多い。最近、この金属Ｖベルトを
用いたＣＶＴの伝達特性、機構を明らかに使用とする試
みがいくらか見られる。しかし、過渡応答はもちろん、
定常状態の両プーリの推力比についても十分明らかにさ
れてはいない。比較的古くから研究されてきたゴム製Ｖ
ベルトやブロックタイプＶベルトを用いたＣＶＴでも、
２つのプーリの推力関係が徐々に明らかにされつつある
が、それらの結果が機構の異なる金属Ｖベルトに適用で
きるか不明である。

【００６０】本研究では、押しコマ式金属ベルトの定常
状態での駆動側および従動側プーリ推力と伝達トルクの
関係を実験的に明らかにするとともに、これらの関係に
及ぼす回転数の影響も調べる。また、ゴム製Ｖベルトを
用いたＣＶＴに対するプーリ推力式が金属Ｖベルトを用
いたＣＶＴに有効であるかを調べる。さらに、定常状態
でのプーリ推力比γを見積ることができる実用式を求め
る。

【００６１】２．実験 ２．１ 押しコマ式金属製ＶベルトとＣＶＴ 本研究では、金属製ＶベルトとしてVan Doorne's Trans
missie社により自動車用ＣＶＴに開発されたベルト１０
０（図１１）を用いた。このベルト１００は（スチー
ル）リング１０１とＶアングルを有する（スチール）ブ
ロック１０２により構成されている。実験に用いたブロ
ック１０２の概略寸法を図１２に示す。リング１０１
は、約０．２ｍｍの板厚で、１１枚重ねあわされたもの
を、左右１帯ずつ有している。

【００６２】２．２ 試験装置 図１３に金属Ｖベルト１００を用いたＣＶＴ試験装置を
示す。本実験に用いたＣＶＴでは油圧により駆動側およ
び従動側プーリ推力Ｑdr、Ｑdnを与え、プーリ溝幅を変
化させる。従動側プーリはロードセル１１１を介して固
定されており、２つのプーリ間に働く張力（プーリ軸間
力Ｆs）を測定することができる。動力は電動モータ１
１０により与える。種々の試験条件でＣＶＴの定常運転
時の駆動側および従動側プーリ推力Ｑdr、Ｑdn及びプー
リ軸間力Ｆsを測定する。ここで、変速比は ｉ＝駆動側プーリ回転数／従動側プーリ回転数 で定義される。トルク比ｒは次式で定義される。 トルク比ｒ＝（伝達トルクＴr）／（与えられた従動側
推力Ｑdnのもとですべりを生じる限界トルクＴr’）

【００６３】以下の手順により所定の条件での実験を行
う。 （１）所定の限界トルクＴr’に対応する従動側プーリ
推力Ｑdnを与える。 （２）所定の変速比ｉ、トルク比ｒとなるように駆動側
プーリ推力を調節する。 回転数の影響を調べるため、定則および高速試験を行っ
た。定則回転ではベルト周速がそれぞれ約１．１および
２．２／ｓｅｃ（ｉ＝０．５の時、駆動側プーリが概ね
１５０および３００ｒｐｍ．）となるようにモータの回
転を調節した。高速回転では駆動側プーリの回転数をい
ずれの条件でも一定に保って試験を行った。

【００６４】３．実験結果および考察 ３．１ 各変速比ｉにおけるプーリ推力比Ｑdr／Ｑdnと
トルク比ｒの関係 図１４〜図１８に、限界トルクＴr’をパラメータに変
速比ｉ＝２（Ｌｏｗ〜０．５（Ｈｉｇｈ）でのプーリ推
力比Ｑdr／Ｑdnに及ぼすトルク比ｒの影響を示す。ここ
で、データは示さないが、限界トルクＴr’と従動側プ
ーリ推力Ｑdnとの間には次式で示される線形な関係が得
られている。

【００６５】

【数１】

【００６６】ここで、αはベルトのＶ角の１／２、Ｒdr
は駆動側プーリのピッチ円半径、μはブロック／プーリ
間の最大摩擦係数で、低速回転の時は約０．１、高速回
転の時は０．０９程度となる。従って、パラメータＴ
r’はＱdnとも対応する。次節で述べるように、ＣＶＴ
ではその特性を評価するのにトルク比の代わりにトラク
ション係数（Traction coefficient）λ（＝Ｔr／Ｆ
s、Ｆs：プーリ軸間力）が用いられることが多い。この
場合、λの値を知るためにＦsが必要である。本研究で
もロードセルによりＦsを測定しているため、λをもと
めることができる。しかし、ＣＶＴの構造から、実働中
にＦsを測定し、ＣＶＴの制御にもちいることは難し
く、実用的でない。２つのプーリ軸が固定されているこ
とから、駆動側および従動側プーリの回転数、伝達トル
クに対して駆動側および従動側プーリ推力を変えること
によって一般的にＣＶＴの制御がなされる。従って、Ｃ
ＶＴの運転特性は図１４〜図１８のようにトルク比によ
って整理されるほうが実用的であるとかんがえられる。
これらの図から明らかなように、Ｑdr／Ｑdn−ｒ関係に
及ぼす限界トルクＴr’の影響は少ない。わずかにｉ＝
０．８の場合、軽負荷で他の場合より値の違いが目立つ
に過ぎない。

【００６７】先に述べたように、いずれの変速比におい
てもＱdnとＴr’の関係は線形である。従って、この金
属Ｖベルトを用いたＣＶＴでは動力の伝達機構はＴ
r’、言い換えれば従動側プーリ推力に対して線形な関
係となっていることがわかる。これは後述するＧｅｒｂ
ｅｒｔらの従来の（ゴム製連続）Ｖベルトを対象とした
理論解析で、プーリ推力比がトラクション係数λを用い
て無次元的に表されていることと対応している。

【００６８】Ｑdr／Ｑdn−ｒ関係は概ね２本の折れ曲が
る直線で表される。特に、速度比がｉ＝２〜１までのＬ
ｏｗからＭｉｄｄｌｅ ｒａｎｇｅにおいてはその傾向
がよく現れている。折れ曲がる位置は大体ｒ＝０．４辺
りである。その後、トルク比によらずＱdr／Ｑdnはほぼ
一定である。無負荷時のＱdr／Ｑdn（＝Ｑ0dr／Ｑ0dn）
はｉの概ね逆数となっている。図１９はブロックに働く
力を示す。せん断力Ｆtのプーリ上での積算値が伝達力
Ｔr／Ｒ（Ｒ：どちらか一方のプーリ・ピッチ円径）と
なる。リングからの垂直押し付け力Ｐとブロック垂直反
力、半径方向摩擦力Ｆrとの間には次の関係がある。

【００６９】

【数２】

【００７０】摩擦力Ｆrの前の符号は、ブロックがプー
リに入り込むのを阻止するように働く摩擦力を正（図
中、上向き）としている。また、ｑの積算値はプーリ推
力となる。ここで、ｑとＮおよびＦrとの間には上式と
同様、次の関係がある。

【００７１】

【数３】

【００７２】ブロックとプーリ間の半径方向の滑り摩擦
係数をμr’円周向の滑り摩擦係数をμtとすればＦrお
よびＦtは次式であたえられる。

【００７３】

【数４】

【００７４】ただし、μrとμtとの間には

【００７５】

【数５】

【００７６】の関係がある。負荷が大きく、ブロック／
プーリ間で滑りが生じているとすれば、Ｆtが大きくな
ればＦrは小さくなる。しかし、一般にはα＝１１゜程
度と小さく、Ｆrの符号、摩擦係数の大きさにかかわら
ずプーリ推力は専ら

【００７７】

【数６】

【００７８】

【００７９】

【数７】 ここで、θ0はプーリ巻き付き角である。従動側推力Ｑd
nが一定の場合、μtが大きくなりＦrが小さくなってい
ると考えられる高負荷領域では、式（６）が良い近似と
なって負荷の変化に伴う駆動側のプーリ推力の変化も少
ないと考えられる。実験結果もこの考えと一致してい
る。

【００８０】無負荷の場合にもプーリ円周方向には伝達
力がなく、プーリの推力がすべてブロックからの反力で
支えられるとして考えれば駆動、従動側プーリのベルト
巻き付け角θdr、θdnの比として次式で与えられる。

【００８１】

【数８】

【００８２】ここで、μdr、μdnはそれぞれ駆動側、従
動側プーリでのブロックとプーリ間に働く摩擦係数であ
り、両者が等しいとすればＱ0dr／Ｑ0dnは摩擦係数の影
響を受けない。図２０は変速比ｉとＱ0dr／Ｑ0dnの関係
をしめす。図中、破線で示される曲線は式（８）によっ
てもとめた。Ｏは実験値である。計算ではμdr＝μdnと
した。計算結果と実験結果を比べると、計算でもｉの増
加と共にＱ0dr／Ｑ0dnが現象するなど、定性的には一致
する。しかし、ｉ＝１をのぞいて両者は一致しない。

【００８３】式（８）によって実験結果と計算結果を一
致させようとすれば、２つのプーリでお互いに異なる摩
擦係数を用いなければならない。図２１は図５で計算結
果を実験結果と一致させるようにした場合の摩擦係数の
比μdr／μdnと変速比ｉの関係を示す。ｉ＝１の場合に
は２つのプーリで摩擦係数が等しいが、その他の場合に
は、計算上、異なる摩擦係数を与える必要がある。ベル
ト周速の差が小さい場合、２つのプーリで摩擦係数が異
なることは考えにくい。このことから、ｉ＞１，および
ｉ＜１の場合で、ベルトとプーリ間でマクロ的には力の
伝達がキャンセルされて、見掛け上伝達トルクが０の無
負荷においても、両者の接触線に沿って局所的に複雑な
伝達力分布が存在していることが伺える。

【００８４】図２２に、押し駒式金属製ｖベルトＣＶＴ
の伝動状態およびブロックの速度とリングの速度を示
す。ブロックは駆動側プーリ出口ａから送り出され、ｂ
で従動側プーリにはいる。押し駒式ＶベルトＣＶＴで
は、負荷が大きいときトルクは主としてブロックの圧縮
力Ｅによって伝達されると考えられる。したがって、弦
ａ〜ｂ間（Ｓｉｄｅ１）では圧縮力が発生している。一
方、弦ｃ〜ｄ間（Ｓｉｄｅ ２）では、ブロック間に隙
間ができるため、ブロック間に圧縮力は働かない。図２
２ではこのことを強調して描いている。後述するよう
に、変速比と伝達トルクの大きさによってはＳｉｄｅ
２でもお互いにブロックが圧縮し合う場合もある。

【００８５】Ｉｄｅａｌ ｐｉｔｃｈ ｌｉｎｅ上では
見掛け上、ブロックとプーリが滑りなく運動する。一
方、リングとブロックの接触面（サドル面）は図１３に
示されるようにブロックとプーリの接触面（力の伝達
面）より上方に位置する。実際、ブロックの厚さ方向の
合剛性が非常に高いことから、ブロックのプーリ接触域
でのＥｌａｓｔｉｃ ｓｌｉｐは非常に小さいと考えら
れ、その結果、Ｉｄｅａｌｐｉｔｃｈ ｌｉｎｅも隣合
うブロックの接触線位置であると考えることができる。
従って、プーリ溝中ではこのｐｉｔｃｈ ｌｉｎｅに沿
ってブロックはプーリと固着して運動していると見做す
ことが出来る。

【００８６】駆動側および従動側プーリの出入り口にお
けるブロックの速度をＶbとすると、駆動側プーリおよ
び従動駆動側プーリの回転速度ωdr、ωdnはそれぞれ

【００８７】

【数９】

【００８８】となる。駆動側プーリ中でのサドル面の接
線速度はＶsdr＝（Ｒdr＋ｄ）ωdrで与えられる。従動
側の場合も同様にＶsdn＝（Ｒdn＋ｄ）ωdnとなり、２
つのプーリでサドル面の周速が異なる。ここで、ｄはＩ
ｄｅａｌ ｐｉｔｃｈ ｃｉｒｃｌｅ半径とサドル面半
径の差である。両者の比は次のように変速比ｉに影響さ
れる。

【００８９】

【数１０】

【００９０】上式によれば、ｉ＜１ではＶsdr＜で従動
側の周速がはやくなる。ｉ＞１では、駆動側が速くな
る。その速度差はリングのＥｌａｓｔｉｃ ｓｌｉｐに
よって予測される値よりはるかに大きく、どちらか一方
のプーリ中のブロックサドル面でリングはＳｌｉｄｉｎ
ｇ ｓｌｉｐせざるを得ない。この場合、リング／ブロ
ック間の面圧の積分値の小さい方、すなわち、巻き付き
描くの小さいプーリでリングのＳｌｉｄｉｎｇ ｓｌｉ
ｐが起こると考えるのが自然である。従って、ｉ＞１の
場合は図２３のように駆動側で滑ると考えられる。その
結果、ａ〜ｂ間のリング張力はゆるみ側張力Ｔ2、ｃ〜
ｄ間では張り側張力Ｔ1となることが予想される。

【００９１】一方、ｉ＜１の場合は図２４のように従動
側で滑り、リングとプーリの滑りから考えると、従動側
プーリが平ベルト伝動での駆動側プーリとみなすことが
できる。従って、Ｓｉｄｅ１のリング張力が張り側張力
Ｔ1、Ｓｉｄｅ ２ではゆるみ側張力Ｔ2となることが予
想される。変速比ｉがｉ＞１の図２３において、伝達ト
ルクが小さい場合や無負荷でもそれぞれ図示する位置で
Ｔ1、Ｔ2が生じることに変わりはない。その結果、この
ままではこのリングの張力差（Ｔ1−Ｔ2）により見掛け
上トルクが伝達されることになり、外部の力の条件と矛
盾する。この張力差を打ち消し合うため、無負荷や、低
負荷ではＳｉｄｅ ２側でブロックが押し合い、圧縮力
Ｅが生じなければならない。負荷が増せばＳｉｄｅ ２
側でのブロック間圧縮力Ｅが減少する。さらに負荷が増
せばＳｉｄｅ １側でＥが生じ、これによりトルクの多
くを伝達する。

【００９２】Ｔ1−Ｔ2 の大きさはＳｌｉｄｉｎｇ ｓ
ｌｉｐにより定まると考えられる。すなわち、リングが
Ｓｌｉｄｉｎｇ ｓｌｉｐしているプールのベルト巻き
付き角をθ0とすれば、Ｔ1／Ｔ2＝ｅμθο（ただし、
Ｔ1＞Ｔ2）となる。２つのプーリ中のブロックのサドル
面接線速度差は負荷が伝達されない場合にも生じる。リ
ングがプーリ中のブロック上を滑り、プーリを挟んでリ
ング張力がＴ1＝＞Ｔ2（または、Ｔ2＝＞Ｔ1）となるこ
とから、Ｓｌｉｄｉｎｇ ｓｌｉｐする側のプーリ上で
全域に渡ってリングに張力分布が生じる。また、Ｓｌｉ
ｄｉｎｇ ｓｌｉｐしない側のプーリ上でも局所的にリ
ングにＥｌａｓｔｉｃ ｓｌｉｐによる張力分布が生じ
る。伝達力Ｅは次式で与えられる。

【００９３】

【数１１】

【００９４】図１４〜図１８において、変速比が高い
（ｉ＜１）場合にはｒが小さいところでのＱdr／Ｑdnの
減少が少ない。その結果、ｒの広い範囲でＱdr／Ｑdnは
ほぼ一定となっている。ｒが大きい領域で、一定となっ
たＱdr／Ｑdn の値はｉの減少と共に増加する。変速比
が大きいところで、Ｑdr／Ｑdn−ｒ関係は概ね２本の折
れ曲がる直線で表されることから、これらの交点を境に
負荷の増加と共にプーリからブロックへの力の伝達機構
が変化していることが想像される。その一つに、先に述
べたブロック間圧縮力の発生する弦の位置の変化が挙げ
られる。また、ｉ＝１を境にＱdr／Ｑdn−ｒ関係にも変
化が見られるが、この場合も力の伝達機構に及ぼす変速
比の影響が想像される。これらの点から、今後プーリと
ブロック、ブロックとリング間の詳細な力の伝達機構の
解析が望まれる。

【００９５】次に、Ｑdr／Ｑdn−ｒ関係に及ぼすプーリ
回転数の影響を検討する。図２５〜図２７はプーリ回転
数を変えたときのＱdr／Ｑdn−ｒ関係をｉ＝２，１，
０．５について示す。限界トルクＴr’は７６．４Ｎｍ
である。低速回転域でプーリ回転数（正確にはこの場
合、ベルト周速）を変えてもＱdr／Ｑdn−ｒ関係に変化
は認められない。また、プーリ回転数が大きく異なった
場合でも、ｉ＝２と１では低速（１５０、３００ｒｐ
ｍ．）と高速（３０００ｒｐｍ．）の違いは少ない。さ
らに、トルク比が大きいところでは回転数が異なっても
プーリ推力比は等しい。しかし、ｉ＝０．５の場合には
２つの回転数域で、幅広いｒの範囲でＱdr／Ｑdn−ｒ関
係に差が認められる。この変速比では高速の方が、同じ
ｒに対してＱdr／Ｑdnは小さくなる。

【００９６】図２８はトルク比ｒ＝０．７７における変
速比ｉとプーリ推力比Ｑdr／Ｑdnの関係を示す。Ｑdr／
Ｑdnとｉの関係はほぼ１本の曲線で表される。しかし、
変速比がｉ≦０．８と小さい領域ではデータのばらつき
が大きくなるとともに低速回転と高速回転で差が見られ
る。高速の場合、Ｑdr／Ｑdnは低速より大きい値を示し
た後、ｉの減少と共にその増加は鈍くなり、低速よりＱ
dr／Ｑdnの値が小さくなる。なお、ばらつきの大きさを
考えれば、２０００ｒｐｍ．以上ではｉ≦０．８でもＱ
dr／Ｑdnに及ぼす回転数の影響は少なくなると言える。

【００９７】３．２ 駆動側及び従動側プーリ推力Ｑd
r、Ｑdnとトラクション係数λの関係 前節でも述べたように各プーリ推力はトラクション係数
により評価される場合が多い。Ｇｅｒｂｅｒｔらはゴム
ベルトを用いたＣＶＴを対象として両者の関係を理論的
に求める試みを行っている。プーリ推力に関してはほか
にもいくつかの半理論、経験式が提唱されている。Ｋｉ
ｍらは金属Ｖベルトを用いたＣＶＴの機構解析を試みて
いる。彼らはその報告の中で、トラクション係数とプー
リ推力の関係はＧｅｒｂｅｒｔの理論とよく一致すると
述べている。ただし、駆動側プーリと従動側プーリでロ
ック／プーリ間の摩擦係数を個々に選択する必要があ
る。本研究でもプーリ推力と同時にプーリ軸間力Ｆsも
測定しているので各プーリ推力、Ｑdr、Ｑdnをトラクシ
ョン係数λとの関係で調べてみる。

【００９８】図２９〜図３１は変速比ｉ＝２，１，０．
５について、Ｑdr、Ｑdn−λ関係を示す。この関係にお
いては、図２５〜図２７の場合以上にプーリ回転数の影
響が強く見られる。低変速比域（ｉ＝０．５）では駆動
側プーリ推力Ｐdrに、高変速比（ｉ＝２）では従動側プ
ーリ推力Ｑdnに回転数の影響が大きい。ｉ＝１では両プ
ーリ推力にプーリ回転数の影響が見られる。プーリ推力
に及ぼす回転すうの影響は必ずしも特定のトラクション
係数域に限らない。ＣＶＴの制御の観点から考えると、
このようにプーリ推力をトラクション係数で整理するこ
とは的切でないように思われる。

【００９９】図３２〜図３４はＧｅｒｂｅｒｔの理論に
より求めたλと各プーリ推力の関係である。摩擦係数μ
を０．０６、０．０９、０．１２と変化させた。摩擦係
数を変化させればλ−（Ｑdr、Ｑdn ）曲線は図中、上
下に移動する。計算結果を図２９〜図３１の試験結果と
一致させるためには、ｉ＝２の場合には駆動側の摩擦係
数をμdr＝０．８程度に、従動側では駆動側よりかなり
小さくμdn＝０．４程度とする必要がある。一方、ｉ＝
０．５ではμdr≦０．０６、μdn＝０．０７とする必要
がある。プーリ回転が高い場合にはハイドロプレーニン
グ現象等によりブロック／プーリ間の摩擦係数が変化す
る可能性はあるが、ベルト周速が２．２ｍ／ｓｅｃと遅
い場合には駆動側と従動側で摩擦係数が大きく違うこと
は考えにくく、このままでは実用的であるとは言えな
い。

【０１００】４．金属Ｖベルトを用いたＣＶＴのプーリ
推力バランス式 Ｇｅｒｂｅｒｔの理論ではプーリ中でのベルトの半径方
向のすべりとそれに伴う摩擦力の方向と大きさの変化を
考慮するなど、プーリ中でのＣＶＴベルトの定常状態で
の挙動を詳細に解析できる可能性がある。しかし、同理
論は元来、引張りタイプのベルトを対象としており、構
造的な違いを有する金属性Ｖベルトを用いた押し駒式Ｃ
ＶＴの伝動メカニズムに彼の理論結果のみを適用するこ
とは問題がある。金属ＶベルトＣＶＴではリングとブロ
ックの間でも摩擦力が働くなど、プーリとの接触中の力
の伝達機構は従来のベルト伝動機構とは大きく異なるこ
とが予想される。

【０１０１】図３５はＱdr／Ｑdn−ｒ線図上にプロット
したＧｅｒｂｅｒｔの理論結果を示す。変速比が大きい
ところではある程度実験結果と定性的な一致を示すもの
の、摩擦係数を変化させても実験結果とは近づかない。
両者では。Ｑdr／Ｑdn−ｒ関係で折れ曲がる位置のｒが
異なる。さらに、ｉ≦１では定性的な一致も認めがたく
なる。

【０１０２】図３６では、トルク比ｒ＝０．５、０．７
５、０．９５について図３５から求めたＱdr／Ｑdn−ｉ
関係をしめす。図３５と比較すると明かなように、Ｑdr
／Ｑdn−ｉ関係についてはどの変速比ｉにもμ＝０．１
を用いてＧｅｒｂｅｒｔの理論から得られる結果は、定
性的に実験結果と一致する。特に高負荷ではリングとブ
ロック間の摩擦による力の伝達はブロック／プーリ間の
伝達力に比べて小さくなるので、リングとブロック間の
摩擦による伝達力を考慮していないＧｅｒｂｅｒｔの理
論をはじめ、従来のＶベルトを用いたＣＶＴのプーリ推
力式の押し駒式金属Ｖベルトを用いたＣＶＴの推力バラ
ンス予測への適用は必ずしも不合理ではない。

【０１０３】ここでは、従来のＶベルト式ＣＶＴのプー
リ推力式を修正し、本金属ＶベルトＣＶＴのプーリ推力
を実用的に求めることのできる実用推力バランス式を求
めてみる。Ｇｅｒｂｅｒｔ理論では各可変溝幅プーリの
推力とトラクション係数λの関係は複雑な非線形微分方
程式をとかなければならない。マイクロプロセッサが発
達した今日においても基礎方程式を手軽に解くことは難
しく、将来ＣＶＴの電子制御にも適用しにくい。そこ
で、ここでは従動側プーリ推力の計算にはＭｉｌｏｉｕ
の式を、駆動側にはＷｏｏｌｅｙの式を用いる。それら
は次式で与えられる。

【０１０４】

【数１２】

【０１０５】

【数１３】

【０１０６】実際の制御では、与えられた変速比ｉ、最
大伝達トルクＴr’およびトルク比ｒに対してＱdr／Ｑd
nを求める必要がある。迅速な制御のためには、これら
の関係が簡単に計算される必要がある。変速比ｉおよび
摩擦係数μが与えられれば、式（１２）、（１３）でco
t（α＋ρ）、θdr、θdnは定数となる。従って、式
（１３）はλについて非線形となる。それゆえ、式（１
２）、（１３）から、Ｆsおよびλを消去し、容易な形
でＱdr／Ｑdn−ｉ関係を求めることができない。また、
Ｑdr／Ｑdnをｉで容易に微分することも難しい。Ｑdr／
Ｑdn−ｉ関係を容易な形で求めるためには、式（１２）
をλについて線形化する必要がある。

【０１０７】ここで、式（１２）のφに注目する。図３
７、３８はＩｎ（１＋λ）／（１−λ）とλの関係を示
す。図から明かなように、λ＝０〜１で Ｉｎ（１＋
λ）／（１−λ）とλの関係は非線形となる。しかし、
実際にＣＶＴが使用される領域は幅広く見積ってもトル
ク比で０．５＜ｒ≦０．９５程度である。この場合、
０．２５＜λ≦０．４５となる。このようにλが狭い範
囲ではＩｎ（１＋λ）／（１−λ）とλの関係を直線で
近似することができる。すなわち、ａ、ｂを定数として
φは次式で表される。

【０１０８】

【数１４】

【０１０９】式（１４）を式（１２）に代入し、式（１
３）と連立して解けば、Ｑdr／Ｑdn−ｉ関係を変速比ｉ
とトルク比ｒに対して次式のように容易に求めることが
できる。ただし、連立方程式を解く過程でλに関して２
次式が含むため、λ≧０であることを用いて有効な解の
みを用いる。

【０１１０】

【数１５】

【０１１１】ここで、摩擦係数μは変速比ｉ、トルク比
ｒによらず一定とする。全スリップが生じる限界トルク
Ｔr’の測定結果からプーリ／ブロック間の摩擦係数μ
は約０．１程度と見積られている。ｒ＝０．７７につい
て、式（１５）を用いてＱdr／Ｑdn−ｉ関係を求めた結
果を図３９に破線で示す。図によれば、ｉ＝１をのぞい
て式（１５）による計算結果は実験結果と一致しない。
ｉ＜１ではＱdr／Ｑdnの計算結果は実験結果より小さく
なり、ｉ＞１では大きくなる。

【０１１２】式（１５）によれば、摩擦係数μが小さく
なるとＱdr／Ｑdnは小さくなり、μが大きくなればＱdr
／Ｑdnは大きくなる。Ｖベルト伝動理論によれば、ｉ≠
１の場合、大径プーリ側でＩｄｌｅ ａｒｃが存在す
る。この場合、プーリ全域でベルトがプーリ中で滑ると
考えた場合より見かけの摩擦係数は小さくなると考えら
れる。そこで、式（１５）出用いる見かけの摩擦係数
μ’を変速比ｉの関数、言い換えれば、ｉ＞１の場合は
駆動側プーリの巻き付け角θ＝θdrに、ｉ＜１の場合は
従動側プーリの巻き付け角θ＝θdnに依存するものとし
て次のように修正する。

【０１１３】

【数１６】

【０１１４】変速比による見かけの摩擦係数の修正を行
って求めたＱdr／Ｑdn−ｉ関係を図３９に実線でしめ
す。実験結果と計算結果を比較すると、両者に良い一致
が見られ、式（１５）、（１６）によってＱdr／Ｑdn−
ｉ関係を精度良く予測することができることがわかる。
なお、この図３９に示す関係が前述の変速制御において
制御値決定のために用いた図６の関係である。

【０１１５】５．結論 押し駒式金属製Ｖベルトを用いたＣＶＴの伝動試験を行
い、以下の結論を得た。 （１）変速比ｉ＝２〜０．５
の範囲で、最大伝達トルクは従動側プーリ推力に比例す
る。 （２）いずれの変速比においても、従動側プーリ推力一
定下ではプーリ推力比Ｑdr／Ｑdnとトルク比ｒとの関係
に最大伝達トルクは影響しない。いずれの変速比でも、
ｒ≧０．５ではＱdr／Ｑdnはほぼ一定である。ｉが大き
い場合には、Ｑdr／Ｑdn−ｒ関係は２本の折れ曲がる直
線で表される。 （３）Ｑdr／Ｑdn−ｒ関係に及ぼすプーリ回転数の影響
は低速回転域では見られないが、高速回転域では少し認
められる。 （４）トルク比ｒ≧０．５の領域では、変速比とプーリ
推力比Ｐdr／Ｐdnとの関係は下に凸な一本の曲線で表さ
れる。ｉ≧０．８以上では回転数の影響派少ない。高回
転数では、ｉ≧０．８でＱdr／Ｑdnの大きさは低回転数
のときより小さくなる。 （５）プーリ推力をトラクション係数λを用いて表せ
ば、回転数の影響が強くあらわれる。両者の関係はＧｅ
ｒｂｅｒｔの理論と定性的に一致するものの、定量的に
一致させるためには駆動側プーリ、従動側プーリについ
て見かけの摩擦係数を変える必要があるなど、実用的で
ない。 （６）従来のＶベルトＣＶＴのプーリ推力式を修正し、
金属Ｖベルトを用いたＣＶＴの実用推力バランス式を提
案した。本実用式は実験結果とよい一致を示し、押し駒
式金属Ｖベルトを用いたＣＶＴのプーリ推力を見積るの
に有効である。

【０１１６】

【発明の効果】以上説明したように、本発明によれば、
入力軸に繋がるドライブ側可動プーリと出力軸に繋がる
ドリブン側可動プーリとの間にＶベルトを巻掛けるとと
もに、ドライブ側可動プーリのプーリ幅設定用のドライ
ブ側シリンダと、ドリブン側可動プーリのプーリ幅設定
用のドリブン側シリンダとを有してなるベルト式無段変
速機において、高制御圧ＰHを有した高圧制御油を作り
出す高圧レギュレータバルブと、この高制御圧ＰHより
低圧の低制御圧ＰLである低圧制御油を作り出す低圧レ
ギュレータバルブと、高圧制御油および低圧制御油を前
記ドライブ側シリンダおよびドリブン側シリンダに振り
分けて供給するシフトバルブと、このシフトバルブの作
動を制御するシフトコントロール手段とからベルト式無
段変速機の制御装置を構成しており、このシフトコント
ロール手段は、現在の変速比を定常状態で保持するため
に必要なドライブ側シリンダの軸推力Ｑdrとドリブン側
シリンダの軸推力Ｑdnとの比（軸推力比）γ＝Ｑdr／Ｑ
dnが得られるようなシフトバルブの作動位置を基準位置
とし、シフトバルブを、この基準位置から、変速目標値
と変速現在値との偏差を零にする方向に作動させるよう
になっている。

【０１１７】なお、Ｖベルトとしては、多数の金属駒を
ベルトストラップにより無端リングベルト状に保持して
なり、ドライブ側およびドリブン側可動プーリ間に巻掛
けられた状態で、各金属駒が隣接する金属駒を押して駆
動力を伝達するようになった押し駒式金属Ｖベルトを用
いるのが好ましい。

【０１１８】以上のような制御装置により変速制御を行
えば、変速指令が出されたときに、そのときの変速比で
定常走行した場合に必要とされる軸推力比γ＝Ｑdr／Ｑ
dnとなるシフトバルブの位置が基準作動位置として設定
される。そして、この基準作動位置から変速目標値と変
速現在値との偏差を零にするようにシフトバルブの作動
が制御されるため、変速開始時のみならず変速過渡状態
においても、ドライブ側およびドリブン側プーリの軸推
力を最適にするような制御を行うことができ、そのとき
の変速比で定常走行したときの軸推力比となるシフトバ
ルブ位置を基準作動位置として制御するので、定常偏差
がほとんど発生しない。さらに、変速目標値と変速現在
値との偏差を零にするような制御値が出力されるため、
この偏差が大きいときには急速に変速比を目標値に近づ
け、偏差が小さくなるにしたがってゆっくりと変速比を
目標値に近づける制御がなされ、最適な変速速度に基づ
く変速制御を行うことができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明に係る制御装置を有したＶベルト式無段
変速機を示すスケルトン図である。

【図２】本発明に係る制御装置を示す油圧回路図であ
る。

【図３】本発明に係る制御装置を示す油圧回路図であ
る。

【図４】この制御装置による制御内容を示すフローチャ
ートである。

【図５】この制御に用いられる目標エンジン回転数と車
速とスロットル開度との関係を示すグラフである。

【図６】この制御に用いられる変速比と軸推力比との関
係を示すグラフである。

【図７】この制御装置により設定される高制御圧と低制
御圧との関係を示すグラフである。

【図８】この制御装置を構成するシフトバルブストロー
クとドライブ側およびドリブン側シリンダ室油圧との関
係を示すグラフである。

【図９】この制御装置において所定の変速比を得るため
の低制御圧とシフトバルブストロークとの関係を示すグ
ラフである。

【図１０】この制御装置による制御内容を示す制御ブロ
ック図である。

【図１１】図６の関係を実証する実験に用いられた金属
Ｖベルトを示す斜視図である。

【図１２】この金属Ｖベルトを構成する押し駒を示す正
面図および側面図である。

【図１３】この実験用の装置構成を示すブロック図であ
る。

【図１４】変速比ｉ＝０．５の場合でのトルク比とプー
リ推力比との関係について得られた実験結果を示すグラ
フである。

【図１５】変速比ｉ＝０．８の場合でのトルク比とプー
リ推力比との関係について得られた実験結果を示すグラ
フである。

【図１６】変速比ｉ＝１．０の場合でのトルク比とプー
リ推力比との関係について得られた実験結果を示すグラ
フである。

【図１７】変速比ｉ＝１．２５の場合でのトルク比とプ
ーリ推力比との関係について得られた実験結果を示すグ
ラフである。

【図１８】変速比ｉ＝２．０の場合でのトルク比とプー
リ推力比との関係について得られた実験結果を示すグラ
フである。

【図１９】金属Ｖベルトを構成する押し駒に作用する力
を示す斜視図である。

【図２０】変速比とプーリ推力との関係を示すグラフで
ある。

【図２１】変速比と摩擦係数の比との関係を示すグラフ
である。

【図２２】金属Ｖベルトの動力伝達状態およびブロック
の速度とリングの速度を示す説明図である。

【図２３】変速比ｉ＞１の場合の金属Ｖベルトの動力伝
達状態を示す説明図である。

【図２４】変速比ｉ＜１の場合の金属Ｖベルトの動力伝
達状態を示す説明図である。

【図２５】変速比ｉ＝０．５の場合でのトルク比とプー
リ推力比との関係について得られた実験結果を示すグラ
フである。

【図２６】変速比ｉ＝１．０の場合でのトルク比とプー
リ推力比との関係について得られた実験結果を示すグラ
フである。

【図２７】変速比ｉ＝２．０の場合でのトルク比とプー
リ推力比との関係について得られた実験結果を示すグラ
フである。

【図２８】トルク比ｒ＝０．７７における変速比とプー
リ推力比との関係について得られた実験結果を示すグラ
フである。

【図２９】変速比ｉ＝０．５の場合でのトラクション係
数とプーリ推力をプーリ軸間力で割った値との関係につ
いて得られた実験結果を示すグラフである。

【図３０】変速比ｉ＝１．０の場合でのトラクション係
数とプーリ推力をプーリ軸間力で割った値との関係につ
いて得られた実験結果を示すグラフである。

【図３１】変速比ｉ＝２．０の場合でのトラクション係
数とプーリ推力をプーリ軸間力で割った値との関係につ
いて得られた実験結果を示すグラフである。

【図３２】変速比ｉ＝０．５の場合でのトラクション係
数とプーリ推力をプーリ軸間力で割った値との関係につ
いて得られた実験結果を示すグラフである。

【図３３】変速比ｉ＝１．０の場合でのトラクション係
数とプーリ推力をプーリ軸間力で割った値との関係につ
いて得られた実験結果を示すグラフである。

【図３４】変速比ｉ＝２．０の場合でのトラクション係
数とプーリ推力をプーリ軸間力で割った値との関係につ
いて得られた実験結果を示すグラフである。

【図３５】トルク比とプーリ推力比との理論値を示すグ
ラフである。

【図３６】この理論値に基づいて得られた変速比とプー
リ推力比との関係を示すグラフである。

【図３７】トラクション係数とＬｏｇ｛（１＋λ）／
（１−λ）｝との関係を示すグラフである。

【図３８】トラクション係数とｌｎ｛（１＋λ）／（１
−λ）｝との関係を示すグラフである。

【図３９】変速比とプーリ推力比との関係についての理
論値、修正理論値および実験結果を示すグラフである。

【符号の説明】

５ 発進クラッチ １０ 金属Ｖベルト機構 ２０ 遊星歯車式前後進切換機構 ２５ 前進用クラッチ ２７ 後進用ブレーキ ４０ クラッチレデューシングバルブ ４３ クラッチコントロールバルブ ４６ マニュアルバルブ ５０ 高低圧コントロールバルブ ６０ シフトバルブ

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 黒川 健正 京都市中京区室町通丸太町下ル道場町９フ ルホワイト102

Claims (2)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 入力軸に繋がるドライブ側可動プーリ
   と、出力軸に繋がるドリブン側可動プーリと、これらド
   ライブ側およびドリブン側可動プーリ間に巻掛けられた
   Ｖベルトと、前記ドライブ側可動プーリのプーリ幅設定
   用のドライブ側シリンダと、前記ドリブン側可動プーリ
   のプーリ幅設定用のドリブン側シリンダとを有してなる
   ベルト式無段変速機において、 高制御圧ＰHを有した高圧制御油を作り出す高圧レギュ
   レータバルブと、この高制御圧ＰHより低圧の低制御圧
   ＰLを有した低圧制御油を作り出す低圧レギュレータバ
   ルブと、前記高圧制御油および低圧制御油を前記ドライ
   ブ側シリンダおよびドリブン側シリンダに振り分けて供
   給するシフトバルブと、このシフトバルブの作動を制御
   するシフトコントロール手段とからなり、 このシフトコントロール手段は、 現在の変速比を定常状態で保持するために必要な前記ド
   ライブ側シリンダの軸推力Ｑdrと前記ドリブン側シリン
   ダの軸推力Ｑdnとの比（軸推力比）γ＝Ｑdr／Ｑdnが得
   られるような前記シフトバルブの作動位置を基準位置と
   して、前記シフトバルブを、この基準位置から、変速目
   標値と変速現在値との偏差を零にする方向に作動させる
   制御を行うことを特徴とするベルト式無段変速機の制御
   装置。
2. 【請求項２】 前記Ｖベルトが、多数の金属駒をベルト
   ストラップにより無端リングベルト状に保持してなり、
   前記ドライブ側およびドリブン側可動プーリ間に巻掛け
   られた状態で、前記各金属駒が隣接する前記金属駒を押
   して駆動力を伝達するようになった押し駒式金属Ｖベル
   トであることを特徴とする請求項１に記載のベルト式無
   段変速機。