JPH0637930B2 - 車両用無段自動変速機のベルト挟持力制御装置 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は、Ｖベルト式無段変速機を用いた車両用無段自
動変速機のベルト挟持力制御装置に関する。

（従来技術） Ｖベルト式無段変速機と前進後進切換用遊星歯車変速機
と流体伝動装置とを組み合わせてなる車両用無段自動変
速機においては、車両走行条件に応じて、Ｖベルト式無
段変速機を変速させるための油圧サーボに供給する油圧
を制御するようになっている。そして、２軸のシーブ間
にＶ字形又は台形断面のベルトが掛け渡され、該ベルト
とそれぞれのシーブのフランジとが接触する半径方向位
置を、上記油圧サーボに供給する油圧を制御することに
よって変化させ、２軸のシーブ間の回転速度比を無段的
に変換させることができる。

しかしながら、上記構成の車両用無段自動変速機の制御
装置においては、Ｖベルト式無段変速機の出力側回転数
が増加すると、上記油圧サーボ内に収容された油に作用
する遠心力が増加して、ベルトを挟みつける挟持力が過
大になる。

その場合、２軸のシーブ間で回転を伝達するのに必要な
大きさ以上の挟持力が発生すると、ベルトに必要以上の
張力が発生し、ベルトの耐久性を低下させてしまう。

そこで従来は、西独国特許公開第２５１８４９６号明細
書のＦＩＧ．７に示されるように、油圧サーボ内に収容
された油に作用する遠心力を打ち消すために、油圧補正
室を設け、該油圧補正室内に油を供給するようにしたも
のが考えられていた。

（発明が解決しようとする問題点） しかし、上記のような従来の無段変速機では、油圧補正
室の大きさはプーリのシリンダ室よりも小さくなってお
り、遠心力の影響を完全に除去することはできないとい
う問題点がある。

即ち、油圧補正室の外径はプーリのシリンダ室の外径と
同等にすることができるが、内径側はシリンダ室の内径
と同等とすることは構造的に困難である。このため、出
力側プーリが高速で回転すると遠心力が過大となり、こ
の遠心力がＶベルトを挟みつける力として作用するた
め、Ｖベルトに必要以上の挟持力が発生しＶベルトの耐
久性が低下する。

本発明は、上記従来の車両用無段自動変速機のベルト問
題点を解決して、Ｖベルト式無段変速機の出力側回転数
が増加した場合、特に出力側プーリが高速で回転する場
合に、２軸のシーブ間で回転を伝達するのに必要な大き
さ以上の挟持力をＶベルトに与えることがなく、Ｖベル
トの耐久性を向上させることができる車両用無段自動変
速機のベルト挟持力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無段自動変速機のベルト挟持
力制御装置は、２軸のシーブ間にＶ字形又は台形断面の
ベルトを掛け渡し、該ベルトがそれぞれのシーブのフラ
ンジに接触する半径方向位置を変化させることによっ
て、２軸のシーブ間の回転速度比を無段階に変換させる
車両用無段自動変速機のベルト挟持力制御装置におい
て、油圧源と、出力側回転数に対応した信号を出力する
出力側回転数信号出力手段とエンジン負荷に対応した信
号を出力するエンジン負荷信号出力手段とからの両出力
信号を入力し、前記出力側回転数及び前記エンジン負荷
に対応した出力油圧を発生させるライン圧制御機構と、
前記油圧源からの作動油を前記シーブの可動フランジを
駆動して前記ベルトの挟持力を発生するために前記シー
ブのシリンダ内の環状油室に供給するライン圧に調圧す
る油圧調整弁装置とを備え、該油圧調整弁装置は、前記
ライン圧制御機構からの出力油圧をパイロット制御油圧
として入力する油室を有し、該油室に作用する前記出力
油圧に応じて前記ライン圧を制御するものであって、前
記ライン圧を出力側回転数の増加に応じて低下するよう
に制御し、これによって前記油圧調整弁装置は出力側回
転数の増加に応じてベルトの挟持力を減少させるように
調整可能としたことを特徴とする。

（作用及び発明の効果） 本発明によれば、ライン圧制御機構からの出力油圧を油
圧調整弁装置の油室に入力して、該信号に応じてシーブ
の可動フランジを駆動して前記ベルトの挟持力を発生す
るためにシーブのシリンダ内の環状油室に供給するライ
ン圧を出力側回転数の増加に応じて低下させることがで
きるので、特に出力側プーリが高速で回転する場合で
も、出力側回転数の増加に応じてベルトの挟持力を確実
に減少させることができる。よって遠心力により環状油
室内の油圧が上昇した場合でも、ベルトに必要以上の挟
持力を発生させることがなく、ベルトの耐久性を向上さ
せることができるという効果を有する。

すなわち、入力側回転数に対して出力側回転数がアンダ
ドライブ状態からオーバドライブ状態にまで回転数が変
化しても、それに追随して出力側回転数が検出され、各
出力側回転数に対応して挟持力を調整しているので、両
シーブの軸間で回転を伝達するのに必要最小限の挟持力
を発生させることが可能となる。

また、上記ベルトの挟持力を発生させるに当たり、エン
ジン負荷に対応した信号を受け、該信号に対応して挟持
力を調整しているので、各エンジン負荷において必要と
される最小限の油圧でベルトの挟持力を制御することが
できるため、オイルポンプのロスが減り、エンジンの伝
達効率も向上することができる。

（実施例） 以下、本発明の実施例について図面を参照しながら詳細
に説明する。

第１図は本発明の制御装置により制御される車両用無段
自動変速機の断面を示す。

図において、車両用自動無段変速機100は、Ｖベルト式
無段変速機200と、該Ｖベルト式無段変速機200の入力側
に連結されたトルクコンバータ300と、該Ｖベルト式無
段変速機200の出力側に連結されている前進後進切換用
遊星歯車機構400と、該前進後進切換用遊星歯車機構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に連結されたディファレンシャルギア600により
構成される。なお前進後進切換機構には遊星歯車機構以
外の他の機構を用いてもよい。

１はエンジン出力軸に連結した上記無段変速機100の入
力軸、２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１と第１中間軸２はトル
クコンバータ300を介して連結されている。３は上記無
段変速機100の出力軸、４は出力軸３の外側に同軸上に
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４と出力軸３とは、
前進後進切換用遊星歯車機構400、第３中間軸５、減速
歯車機構500、ディファレンシャルギア600とを介して連
結される。６，７はそれぞれ第１中間軸２と第２中間軸
４に摺動自在に嵌合された可動フランジであり、それぞ
れ中心軸２，４に沿った管状の軸受部６Ａ，７Ａを有
し、該可動フランジ６，７を側壁としてそれぞれの中間
軸２，４に同心状に設けられた第１のシリンダ８が一体
に溶接され、第１のシリンダ９が一体に形成されてい
る。10,11は、それぞれ第１中間軸２及び第２中間軸４
と一体形成された固定フランジであり、可動フランジ６
と固定フランジ10及び可動フランジ７と固定フランジ11
は、それぞれ対応してＶベルト12を受け入れるＶ字空間
13及び14を画成するとともに、シーブＡ，Ｂを構成して
いる。15,16はそれぞれ第１のシリンダ８，９内に挿設
された第１の固定壁であり、シリンダ８，９内壁に接す
るフランジ部15A,16Aと、該フランジ部15A,16Aに連続す
る管状部15B,16Bと、該管状部16Bに連続し、それぞれの
中間軸２，４に固定される固定部15C,16Cとを有する。
そして、第１の固定壁15,16はシリンダ８，９の側壁で
ある可動フランジ６，７との間にそれぞれ第１の環状油
室17,18を形成する。19,20はそれぞれ第１のシリンダ
８，９に外嵌する第２のシリンダ21,22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,16
Cと接して中間軸２，４に固定されている。

また、第２のシリンダ21の先端部（図示右側）は外側半
径方向に折り曲げられたフランジ状部21Aを成し、該フ
ランジ状部21A外周部に歯21Bが形成されている。23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
定位置に挿設された電磁ピックアップである。該電磁ピ
ックアップ23及び上記フランジ状部21Aは、駆動シーブ
回転数、すなわち第１中間軸２の回転数の検出装置を構
成している。

第２のシリンダ21,22と上記第１の固定壁15,16の管状部
15B,16Bとの間には環状の受圧板24,25が摺動可能に挿設
されていて、上記第２の固定壁19,20と該受圧板24,25の
間に第２の環状油室26,27が形成されている。28,29は、
それぞれ第１中間軸２と可動フランジ６の間、及び第２
中間軸４と可動フランジ７の間の摺動面の双方に形成さ
れた軸方向の溝に挿入した球体であり、可動フランジ
６，７と中間軸２，４の相対的回転を阻止する作用をす
る。

ここで、上記受圧板２４、２５と第１の固定壁１５、１
６の間には油圧補正室２４′、２５′が形成されてい
て、該油圧補正室２４′、２５′に環状油室２６、２７
内の油が、例えば固定壁に設けられた小さな油孔を介し
て浸入可能になっている。したがって、シーブＡ，Ｂの
回転の増加に伴い環状油室１７、１８、２６、２７内の
油圧が遠心力により高くなるが、上記油圧補正室２
４′、２５′に浸入した油にも遠心力が作用して圧力を
生じ、該油圧が環状油室２６、２７内の油圧と対向して
受圧板２４、２５に作用することにより、遠心力による
ベルト挟持力の増加を抑制する。しかしながら、油圧補
正室２４′、２５′は環状油室１７、１８、２６、２７
よりも小さいために遠心力によるベルト挟持力の増加を
完全には除去することは出来ないので、後記するように
環状油室に供給するライン圧を制御することにより例え
ば最適燃費曲線に応じて適正な制御等を可能にしてい
る。

Ｖベルト式無段変速機200は、Ｖベルト12、シーブＡ，
Ｂ及びシーブＡ，Ｂの油圧サーボＣ，Ｄにより構成され
る。このＶベルト式無段変速機200は、上記駆動シーブ
回転数検出装置からの検出情報、車速、スロットル開度
センサ等からの検出情報が入力されて、第１の油室17,1
8及び第２の油室26,27を有する油圧サーボＣ，Ｄに供給
される油圧をコントロールすることによって、Ｖ字空間
13,14の巾が増減され、これに伴いシーブＡ，Ｂと接動
するＶベルト12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。

流体式トルクコンバータ300は、ポンプインペラ301、タ
ービンランナ302、ステータ303、ワンウェイクラッチ30
4からなる公知の構成を有する。

前進後進切換用遊星歯車機構400において、無段変速機2
00の出力軸である第２中間軸４は、多板クラッチ401を
作動させる油圧サーボ402のシリンダ402Aを有するドラ
ム403を介してリングギア404が連結され、また、前進後
進切換用遊星歯車機構400の出力軸である第３中間軸５
はドラム403と上記多板クラッチ401を介して連結された
サンギア405とスプライン嵌合で連結される。該サンギ
ア405とリングギア404との間にはプラネタリアキャリア
408があって、多板ブレーキ407を介して自動変速機ケー
ス700に係合される。そして、多板クラッチ401を作動さ
せるための油圧サーボ402が、多板ブレーキ407を作動さ
せるための油圧サーボ409が設けられている。

上記前進後進切換用遊星歯車機400は、多板クラッチ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、多板クラッチ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、通常の自動変速機の後
進時の減速比に比較して小さいが、本実施例においてＶ
ベルト式無段変速機200において得られる減速比（例え
ば2.4）と、減速歯車機構500において得られる減速比と
により、全体として適切な減速比が得られる。

減速歯車機構500は、Ｖベルト式無段変速機200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ってい
る。

ディファレンシャルギア600は出力軸３と連結され、3.7
27:1の最終減速を行う。

第２図は本発明の実施例を示す車両用無段変速機の油圧
制御装置の油圧回路図である。

本発明の油圧制御装置はエンジンを動力源とする油圧発
生源50、該油圧発生源50から供給された油圧をスロット
ル開度、車速等の車両の走行条件に応じて調圧し、ライ
ン圧として出力する油圧調整弁装置60、Ｖベルト式無段
変速機200の減速比を制御する減速比制御機構70、シフ
トシーケンス弁78、上記油圧調整装置60にスロットル開
度、車速の車両の走行条件に応じた油圧を出力して制御
するライン圧制御機構80、及び手動により前進・後進を
切り換えるマニュアル弁90で構成される。

油圧発生源50は、エンジンにより駆動されるオイルポン
プ51により駆動され、ストレーナ52を介してオイルパン
53から作動油を吸入して、リリーフ弁54付油路31へエン
ジン回転数に応じた吐出圧で油を吐出する。

油圧調整弁装置60は第１レギュレータ弁61と第２レギュ
レータ弁65とからなる。第１レギュレータ弁61は、上記
油路31に連絡する調圧油室610を有する。図示上端油室6
11には油路31の油圧がオリフィス64を介して供給されス
プール62の上端ランド621に印加される。また、該上端
ランド621より大きい外径を有するランド622には、オリ
フィス75を介して油路31に連絡した油路32の油圧が印加
される。そして、下端ランド623には、スプリング612が
配設される。スプール62と対抗して配設されるプランジ
ャ63は、下端油室613からライン圧制御機構80の第２出
力油圧を受け、上記スプール62を図示上方に押圧する。

上端ランド621に印加される油路31の油圧及びランド622
に印加される油路32の油圧が、配設されたスプリング61
2及びプランジャ63による押圧力と平衡してスプール62
が上下動し、中間ランド624と弁壁615とで形成される油
室610と余剰油排出ポート616との連通環状開口面積が増
減され、油路31の油圧が車速スロットル開度等に関連し
た第１ライン圧に調圧される。

次に、第２レギュレータ弁65は、第１レギュレータ弁61
の余剰油排出ポート616と連絡する油路33に調圧室650を
有する。スプール66の上端油室651には、前記油路33の
油圧が供給され、オリフィス68を介して上端ランド661
に印加さる。また、下端ランド662には、スプリング652
が配設される。スプール66と対抗して配置されるプラン
ジャ67は下端油室663からライン圧制御機構80の第１出
力油圧を受け、上記スプール66を図示上方に押圧する。
上端ランド661に印加される油路33の油圧と、配設され
たスプリング652及びプランジャ67による押圧力とが平
衡して、スプール66が上下動し、中間ランド664と弁壁6
55とで形成される油室650と余剰油排出ポート656又はド
レインポート657との連通環状開口面積が増減され、油
路33の油圧が車速、スロットル開度等に関連した第２ラ
イン圧に調圧される。

上記余剰油排出ポート656から排出された余剰油は、ク
ーラーバイパス弁55が設けられた油路34からトルクコン
バータ１、オイルクーラ56及び潤滑が必要な部分へ供給
され、ドレインポート657からのドレインはオイルポン
プ51の吸入側に流出する。

また、減速比制御機構70において、スプール72の上端ラ
ンド721に、ドレインポート710との連通面積を調整する
傾斜面71aが設けられるとともにスプリング711が配設さ
れ、減速比制御弁72が形成される。該減速比制御弁72の
上端油室712の油圧を制御するため、ダウンシフトソレ
ノイド弁73が、下端油室713の油圧を制御するため、ア
ップシフトソレノイド弁74が設けられる。

上記スプール72は、オリフィス76を介して油路33に連絡
した油室712からランド712に受ける油圧及びスプリング
711のばね荷重による下向きの力と、オリフィス77を介
して油路33に連絡した油室713から下端ランド722に受け
る上向きの力との平衡により制御される。そして中間出
力ポート715に連絡する第１油室724が第１ライン圧供給
ポート717及びドレインポート714と連絡する開口面積を
調整し、出力ポート715から油路35を介して、Ｖベルト
式無段変速機の駆動シーブ油圧サーボＤに油圧を出力す
る。このとき、油路32からポート718を介して供給され
た油圧をドレインポート714から漏らし、油路32の油圧
を調圧する。

シフトシーケンス弁78においては、スプール79の左端ラ
ンド791にスプリング781が配設され、図示右端ランド79
2にトルク比をコントロールする減速比制御機構70が出
力した油路35の油圧が印加される。上記スプール79の中
央に中間ランド793が設けられる。そして、上記スプリ
ング781のばね荷重とランド792に加わる油圧との平衡で
スプール79が動かされ、第１ライン圧が供給されている
油路31及び第２ライン圧が供給されている油路33とを切
り換えて、Ｖベルト式無段変速機の被動シーブ油圧サー
ボＣ及び、マニュアル弁90に連絡する油路36に接続する
とともに、油路33とライン圧制御機構80に連絡した油路
37間の連絡又は遮断を行う。

ライン圧制御機構80は、スロットル弁81、カットバック
弁84、ローカットバック弁86及びガバナ弁88よりなる。

スロットル弁（エンジン負荷信号出力手段）81は、スプ
ール82と、スプリング811を介して該スプール82に対抗
して配置され、スロットル開度に応じて動かされるスロ
ットプランジャ83とを有する。スプール82は、上記スプ
リング811が配設された左端ランド821、右端の小外径ラ
ンド822、中間に設けられ、しかもランド821と同一の受
圧面積を有するランド823、822の間に設けられ、両ラン
ド823,822の中間の受圧面積を有するランド824から成
る。

ランド821，823間には油室825が設けられ油路31に連絡
するポート812との連通面積が調整されて出力ポート81
4、油路38を介して第１制御圧が出力される。また、ラ
ンド823，824間の油室826には、オリフィス813を介して
油路38の出力油圧がフィードバックされ、ランド824，8
22間の油室827にはカットバック弁84の出力するカット
圧が油路39から供給される。

ここで、上記スプリング811によるばね荷重と、油室82
6，827に印加される油圧との平衡によりスプール82が動
かされると、ポート812の開口面積が調整されて第１制
御圧が出力される。

一方、スロットルプランジャ83はスロットル開度に応じ
て移動し、油路40から供給されたローカットバック弁86
の出力油圧を油路41から出力する。89はチェック弁であ
り、油路38と油路41のいずれか一方の油路と油路42を連
絡し、第２出力油圧を第１レギュレータ弁の油室613に
出力する。

また、カットバック弁84はスプール85を有し、油路38と
連絡するポート841の開口面積を調整し、該ポート841が
設けられた油室851の油圧を調圧して前記油路39からス
ロットル弁81に出力する。該スプール85はオリフィス84
2を介してスプール左端油室852に供給された油路39の出
力油圧と、右端ランド853と中間ランド854との間の油室
856に供給されたガバナ圧とにより動かされる。該ガバ
ナ圧は、オリフィス43を介して油路31と連絡した油路44
を経て供給される。

ローカットバック弁86は、油路44のガバナ圧を入力する
上端の油室871とオリフィス861を介して油路40のローカ
ットバック圧がフィードバックされる下端の油室872を
有する。そしてスプール87は、ガバナ圧をランド873に
受け、ローカットバック圧をランド874に受けて動かさ
れ、両ランド間に調圧油室875を形成する。

該スプール87は、上記シフトシーケンス弁78から油路37
を介して第２ライン圧を受け、供給ポート863の開口面
積とドレインポート865の開口面積を調整し、出力ポー
ト867を介して油路40にローカットバック圧を出力す
る。

ガバナ弁（出力側回転数信号出力手段）88は公知の構成
を有し、車両用無段自動変速機出力軸の回転速度に応じ
てガバナウェイト881，882が半径方向に広がり、油路44
の油圧を車両速度に応じて調圧する。

マニュアル弁90は、手動により動かされＬ（ロー），Ｄ
（ドライブ），Ｎ（ニュートラル），Ｒ（リバース），
Ｐ（パーク）の各レンジにシフトされる。Ｌ，Ｄレンジ
にシフトされたときは、油路36と油路45を連通して前進
後進切換用遊星歯車変速機構400の多板クラッチ401の油
圧サーボ402に油圧を供給するとともに、多板ブレーキ4
02の油圧サーボ409に連絡する油路46を排圧する。ま
た、Ｒレンジのときは、油路45が排圧されるとともに油
路46と油路36とが連絡され、Ｎ，Ｐレンジのときは、油
路45，46が共に排圧される。

次に上記油圧制御装置の動作を説明する。

エンジンからトルクコンバータ300を経てＶベルト式無
段変速機の駆動シーブＡに伝えられた入力トルクに対し
て、各シーブＡ、ＢとＶベルト12との間にスリップを生
じないために必要とされる油圧は通常被動シーブＢの油
圧サーボＣに加えられ、その必要油圧は、被動シーブ回
転数に対し第３図に示す特性曲線のようになる。

これに対し、本発明の油圧制御装置は、被動シーブ油圧
サーボＣへの供給油圧は次のように制御される。すなわ
ち、ガバナ弁88は、出力軸回転数に応じて油路44の油圧
を第４図に示すガバナ圧に調整する。そして、該ガバナ
圧を入力とするローカットバック弁86及びカットバック
弁84が出力するローカットバック圧及び、カットバック
圧はそれぞれ第５図及び第６図のように変化する。

一方、スロットル弁81においては、エンジンのスロット
ル開度θに応じてスロットルプランジャ83が第７図よう
にストロークし、該スロットルプランジャ83のストロー
ク量と油路39から油室827に供給されるカットバック圧
とによりスプール82が制御されて、第８図に示すように
カットバック点で勾配が不連続となるスロットル圧が油
路38から出力される。そして該スロットル圧により第１
レギュレータ弁61及び第２レギュレータ弁65が制御され
る。

ここで、スロットル開度θが設定値θ_１以下になると、
油路40が、油路41、チェック弁89、油路42に連通し、こ
のときプランジャ83はローカットバック圧をスロットル
圧として第１レギュレータ弁61に出力する。第９図は油
路38を介して出力されるスロットル圧とスロットル開度
θとの関係を示す特性曲線である。

次に、第１レギュレータ弁61においては、第８図に示す
スロットル圧を入力として、第10図に示す第１ライン圧
が油路31を介して出力される。また第１レギュレータ弁
61では、その出力油圧がランド621，622にフィードバッ
クされる。そのうち、ランド621のみでフィードバック
圧を受けた場合を１stステージ、ランド621，622の両方
で受けた場合を2ndステージとし、第10図に区分して表
示する。

一方、第２レギュレータ弁65においては、第８図に示す
スロットル圧を入力され、第11図に示す第２ライン圧が
油路33を介して出力される。該第２レギュレータ弁65で
は、スプリング652とプランジャ67とが直列になってお
り、スロットル圧がスプリング力とプランジャの受圧面
積により定まる一定値以下の場合では、第２ライン圧は
第11図のようにスロットル圧にかかわらず一定値とな
る。スロットル圧がそれ以上の時は、上記第２ライン圧
はスロットル圧に対応した圧力特性を示す。この第２ラ
イン圧は、被動シーブの油圧サーボの変速開始後の必要
油圧以上の圧力となるよう設定される。

次に、減速比制御機構70の作動状態を第12図により説明
する。

定シフト走行時、電気制御回路95の出力により制御され
る両シフトソレノイド弁73，74は第12図(A)に示すよう
オフされている。これにより油室713の油圧Ｐ_１はライ
ン圧となり、油室712の油圧Ｐ_２もスプール722が図示右
側にあるときはライン圧となっている。ここで、スプー
ル722はスプリング711による押圧力Ｐ_３があるので左方
に動かされる。スプール722が左方に移動され油室712と
ドレインポート710とが連通すると、油圧Ｐ_２は排圧さ
れるのでスプール722は油室の油圧Ｐ_１により右方に動
かされる。スプール712が右方に移動されるとドレイン
ポート710は閉ざされる。ドレインポート710とスプール
722とのランドエッジにフラットな平面71aを設けること
により、スプール722はより安定した状態で第12図(A)に
示すように中間位置の平衡点に保持される。

この状態においては、油路２は閉じられており、駆動シ
ーブＡの油圧サーボＤの油圧は、被動シーブＢの油圧サ
ーボＣに加わっているライン圧によりＶベルト12を介し
て加圧される状態になり、結果的に油圧サーボＣの油圧
と平衡する。実際上は、油路35においても油洩れがある
ため、駆動シーブＡは徐々に拡げられ、トルク比Ｔが増
加する方向に変化していく。したがって、第12図(A)に
示すように、スプール722が平衡する位置においてドレ
インポート714が閉じ、油路31が、やや開いた状態とな
るようスプール722のランドエッジにフラットな面71aが
設けられ、油路35における油洩れを補うようにしてい
る。また第14図に示すように面71aを形成する代わり
に、油路33と油路35の間をオリフィス47を有する油路48
で連絡しても同様な機能を果たすことができる。

アップシフト時は、電気制御回路95の出力により、第12
図(B)に示すようにソレノイド弁74がオンされる。これ
により油室713が排圧されるため、スプール722は左方に
動かされる。スプール722の移動に伴い油室712ドレイン
ポート710が排圧されるが、スプリング711の作用でスプ
ール722は左に設定される。

この状態では、油路31のライン圧がポート715を介して
油路35に供給されるため、油圧サーボＤの油圧は上昇
し、駆動シーブＡは閉じられる方向に作動してトルク比
Ｔは減少する。したがってソレノイド弁74のオン時間を
必要に応じて制御することによって、所望のトルクだけ
減少させアップシフトを行う。

また、ダウンシフト時は電気制御回路95の出力により第
12図(C)に示すようにソレノイド弁73がオンされ、油室7
12が排圧される。スプール722は油室713のライン圧によ
り右方に動かされ、油路２はドレインポート714と連通
して排圧され、駆動シーブＡが拡がる方向に作動してト
ルク比は増大する。このようにソレノイド弁73のオン時
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。

このように駆動シーブＡの油圧サーボＤには、減速比制
御弁71の出力油圧が供給され、被動シーブＢの油圧サー
ボＣにはライン圧が導かれており、油圧サーボＤの油を
Ｐｉ、出力側油圧サーボＣの油圧をＰｏとすると、Ｐｏ
／Ｐｉはトルク比Ｔに対して第13図に示すような特性を
有し、例えばスロットル開度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、入力側シーブを制御する減速比制御機構70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
比に設定することができる。

また、この減速比制御弁71は、第１レギュレータ弁61の
出力した第１ライン圧を調圧して一方のフィードバック
油路である油路32の油圧を形成する。油路32はポート71
8を介してランド721とランド723との間の油室725に連通
する。該油室725は、スプール72の移動によりアップシ
フト時にはドレインポート714から、ダウンシフト時に
はドレインポート710から排圧され、これにより第１レ
ギュレータ弁61はランド622へ加わるフィードバック油
圧が排圧されるので、第１ライン圧は第10図に示す１st
ステージ圧となる。

シフトシーケンス弁78は、駆動シーブの油圧サーボＤへ
の供給油圧を入力信号として受け、被動シーブの油圧サ
ーボＣへ供給する油圧をダウンシフト時には第１ライン
圧（第10図に示す１stステージ圧）に、それ以外では第
２ライン圧にする。したがって、アップシフト状態及び
ノーシフト状態では第２ライン圧により必要な容量が確
保され、ダウンシフト時には１stステージの第１ライン
圧により必要な容量（駆動シーブに加わる遠心力による
油圧に対してダウンシフト可能な油圧）が確保される。

また、ダウンシフト時には、後述するローカットバルブ
86に第２ライン圧が供給される。

マニュアルバルブ90は、油路36を介して被動シーブＣへ
の供給圧を入力し、Ｐ〜Ｌのシフトレンジに応じて次の
表１のとおり前進後進切換用遊星歯車変速機構400の多
板クラッチ401及び多板ブレーキ407に油圧を供給する。

ローカットバルブ86は、ダウンシフト時にのみ第２ライ
ン圧がシフトシーケンス弁78を介して供給され、それが
ガバナ圧によって調整される。

ガバナ圧をＰ_Ｇ、第２ライン圧をＰ_２、ローカットバル
ブ出力圧をＰ_Ｍとすると、 Ｐ_Ｇ≧Ｐ_２のときＰ_Ｍ＝Ｐ_２ Ｐ_Ｇ＜Ｐ_２のときＰ_Ｍ＝Ｐ_Ｇ の関係で表されるローカット出力圧Ｐ_Ｍがスロットルバ
ルブプランジャ83に出力される。

スロットルバルブプランジャ83は、上記のローカット弁
86の出力圧を入力し、スロットル開度が小さい時（例え
ばθ≦10％）のみ該出力圧をチェック弁89を介して第１
レギュレータ弁61のプランジャ63に入力する。スロット
ル開度が大きい時（例えば10％＜θ）には、ローカット
弁86の出力圧はチェック弁89に出力されず、したがって
スロットル圧が第１レギュレータ弁61に加えられる。こ
のように、スロットル開度が小さい時におけるダウンシ
フト時では、第15図に示すように第10図に示したものと
は異なる第１ライン圧が得られる。

次に、マニュアル弁90をＤレンジ又はＬレンジに設定し
た時の油圧制御装置の油路の連通状態を第16図〜第19図
に示す。

第16図はアップシフト時、第17図は定シフト時の状態を
示し、いずれもスロットルプランジャ83による油路40，
41が連通されている時と連通されていない時と、両方の
状態を含むものである。第18図はダウンシフト時の状態
を示し、油路40，41の連通が停止されており、第19図は
ダウンシフト時において、油路40，41が連通している状
態を示す。

第20図は本発明の第２の実施例を示す車両用無段自動変
速機の油圧制御装置の油圧回路図である。

第２図で示した実施例においては、第１ライン圧を第１
レギュレータ弁61へのフィードバック油路32に、そのま
ま供給しているのに対し、本実施例では油路35に供給し
ている。駆動シーブＤの供給圧は油路35を介してフィー
ドバックされており、本実施例においても第１レギュレ
ータ弁61は第10図及び第15図に示す第１ライン圧を生じ
る。

第21図は第３の実施例を示し、第２図におけるローカッ
トバック弁86が除去されている。この場合、ダウンシフ
ト時にスロットルバルブプランジャ83に供給される油圧
は、常に第２ライン圧となる。したがってスロットル開
度が小さく、かつダウンシフト時には第22図に示すよう
な油圧が第１ライン圧として発生する。

第23図は第４の実施例を示し、第21図に示す実施例と同
様ローカットバック弁86が除去されている。そして、油
路44のガバナ圧がシフトシーケンス弁78を介してスロッ
トルプランジャ67に印加される。

この場合、ダウンシフト時にスロットルバルブプランジ
ャ67に供給される油圧はガバナ圧である。したがって、
スロットル開度が小さく、かつダウンシフト時には第24
図に示すような油圧が第１ライン圧として発生する。

なお、本発明は上記実施例に限定されるものではなく、
本発明の趣旨に基づいて種々の変形が可能であり、これ
らを本発明の範囲から排除するものではない。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の制御装置により制御される車両用無段
変速機の断面図、第２図は本発明の実施例を示す車両用
無段変速機の制御装置の油圧回路図、第３図は被動シー
ブの回転数と必要油圧との関係を示す図、第４図はガバ
ナ圧特性を示す図、第５図はローカットバック圧特性を
示す図、第６図はカットバック圧特性を示す図、第７図
はスロットルバルブプランジャのストローク量を示す
図、第８図はスロットル圧と被動シーブ回転数の関係
図、第９図はスロットル圧とスロットル開度の関係図、
第10図は第１ライン圧特性を示す図、第11図は第２ライ
ン圧特性を示す図、第12図は減速比制御機構の作動状態
図、第13図は減速比制御機構の作動説明のための図、第
14図は減速比制御装置の他の実施例を示す油圧回路図、
第15図はダウンシフト時の第１ライン圧特性を示す図、
第16図は本発明の油圧制御装置の第２の実施例の油圧回
路のアップシフト状態図、第17図は定シフト状態図、第
18図はダウンシフト状態図、第19図はダウンシフトの他
の状態図、第20図は本発明の第２の実施例を示す車両用
無段自動変速機の制御装置の油圧回路図、第21図は第３
の実施例の油圧回路図、第22図はダウンシフト時の第１
ライン圧特性図、第23図は第４の実施例の油圧回路図、
第24図はそのダウンシフト時の第１ライン圧特性図であ
る。 ２……入力軸（第１中間軸）、４……出力軸（第２中間
軸）、12……Ｖベルト、50……油圧発生源、51……オイ
ルポンプ、60……油圧調整弁装置、61……第１レギュレ
ータ弁、65……第２レギュレータ弁、70……減速比制御
機構、72……減速比制御弁、73……ダウンシフトソレノ
イド、74……アップシフトソレノイド、78……シフトシ
ーケンス弁、80……ライン圧制御装置、81……スロット
ル弁（エンジン負荷信号出力手段）、83……スロットル
プランジャ、84……カットバック弁、86……ローカット
バック弁、88……ガバナ弁（出力側回転数信号出力手
段）、90……マニュアル弁、200……Ｖベルト式無段変
速機構、300……トルクコンバータ、400……前進後進切
換用遊星歯車機構、Ａ……駆動シーブ、Ｂ……被動シー
ブ、Ｃ……被動シーブＢの油圧サーボ、Ｄ……駆動シー
ブＡの油圧サーボ。

Claims (4)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】２軸のシーブ間にＶ字形又は台形断面のベ
   ルトを掛け渡し、該ベルトがそれぞれのシーブのフラン
   ジに接触する半径方向位置を変化させることによって、
   ２軸のシーブ間の回転速度比を無段階に変換させる車両
   用無段自動変速機のベルト挟持力制御装置において、 油圧源と、 出力側回転数に対応した信号を出力する出力側回転数信
   号出力手段とエンジン負荷に対応した信号を出力するエ
   ンジン負荷信号出力手段とからの両出力信号を入力し、
   前記出力側回転数及び前記エンジン負荷に対応した出力
   油圧を発生させるライン圧制御機構と、 前記油圧源からの作動油を前記シーブの可動フランジを
   駆動して前記ベルトの挟持力を発生するために前記シー
   ブのシリンダ内の環状油室に供給するライン圧に調圧す
   る油圧調整弁装置とを備え、 該油圧調整弁装置は、前記ライン圧制御機構からの出力
   油圧をパイロット制御油圧として入力する油室を有し、
   該油室に作用する前記出力油圧に応じて前記ライン圧を
   制御するものであって、前記ライン圧を出力側回転数の
   増加に応じて低下するように制御し、これによって前記
   油圧調整弁装置は出力側回転数の増加に応じてベルトの
   挟持力を減少させるように調整可能としたことを特徴と
   する車両用無段自動変速機のベルト挟持力制御装置。
2. 【請求項２】前記出力油圧は、出力側回転数の増加に応
   じて低下する油圧であることを特徴とする特許請求の範
   囲第１項記載の車両用無段自動変速機のベルト挟持力制
   御装置。
3. 【請求項３】前記出力側回転数に対応した信号がガバナ
   圧であり、前記出力油圧はスロットル開度に応じて押圧
   される押圧力と前記ガバナ圧とにより調圧される油圧で
   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
   用無段自動変速機のベルト挟持力制御装置。
4. 【請求項４】前記油圧調整弁装置の前記油室は、入力さ
   れる油圧により前記ライン圧を減圧するように配設さ
   れ、前記油室に前記出力油圧を入力することにより前記
   ライン圧を出力側回転数の増加に応じて低下させること
   を特徴とする特許請求の範囲第２項記載の車両用無段自
   動変速機のベルト挟持力制御装置。