JPS59217052A - 無段変速機の液圧制御装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は無段変速機の液圧制御装置に関するものである
。

輸送機器等、特に自動車において用いられる変速機の一
種に、出力軸、およびエンジンに間接または直接的に連
結される人力軸と、その入力軸および出力軸にそれぞれ
設けられ、互いに伝導ベルＩ−が巻き掛けられた有効径
が連続的に可変の可変プーリと、その可変プーリの有効
径をそれぞれ変化させる液圧シリンダと、を備えた無段
変速機がある。一般に、斯る無段変速機の変速比は、入
力軸回転数またはエンジン回転数、およびスロットル弁
開度等を表す電気信号に基づいて演算処理を実行するコ
ンピュータの出力信号に従って、液圧シリンダ内の作動
液量を調節するソレノイド式制御弁が作動させられるこ
とにより制御される。したがって、斯る従来の無段変速
機における変速比を制御するための液圧制御装置におい
ては、高価なコンピュータおよび電磁式制御弁等が必要
とされるのみならず装置が複雑且つ大型となる不都合が
あった。

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、簡単且つ安価に構成された無
段変速機の液圧制御装置を提供するところにある。

斯る目的を達成するため、本発明の液圧制御装置は、 （１）　　前記入力軸の回転速度を検出し、その回転速
度に対応した液圧の速度信号を出力する速度検出装置と
、 （２）前記エンジンの負荷量を検出し、その負荷量に対
応した液圧の負荷状態信号を出力するエンジン負荷状態
検出装置と、 （３）前記速度信号および負荷状態信号の液圧がそれぞ
れ作用させられることによって位置制御される制御弁子
を備え、その制御弁子の移動位置に従って前記液圧シリ
ンダに作動液を供給しまたはその液圧シリンダからの排
出を許容することにより、前記変速比を前記入力軸の回
転速度および負荷状態に応じて予め定められた値に制御
する変速比制御装置と、 を含むことを特徴とする。

このようにすれば、変速比を制御するための変速比制御
弁装置において、制御弁子がエンジン負荷状態信号およ
び速度信号の液圧がそれぞれ作用させられることによっ
て位置制御されるので、入力軸またはエンジンの回転数
が最適値に維持されるための予め定められた変速比が得
られる。それゆえ、高価なコンピュータおよび電磁式制
御弁等を必要としないので、無段変速機の液圧制御装置
が大幅に簡単且つ安価に構成されるのである。

第１図には直結クラッチ付きフルードカップリング（流
体継手）を備えた無段変速機の一例が自動車に適用され
た状態が示されている。無段変速機１０は、フルードカ
ップリング１２と、前後進切換機構１４と、それらフル
ードカップリング１２および前後進切換機構１４を介し
て図示しないエンジンに連結された入力軸１６と、出力
軸１８と、それら入力軸１６および出力軸１８にそれぞ
れ設けられ、互いに伝導ベルト２０が巻き掛けられた有
効径が連続的に可変の可変プーリ２２および２４とを備
え、主として無段変速機１０と同じハウジング内に収容
された第２図に示される油圧（液圧）制御回路装置によ
って制御されるようになっている。

フルードカップリング１２は、接続軸２６を介して図示
しないエンジンに接続されたポンプ２８と、タービン軸
３０に固定されたタービンと、タービン軸３０に取り付
けられた直結クラッチ３４とを備えた周知のものであっ
て、常時は流体を介して接続軸２６の回転力をタービン
軸３０に伝達するが、直結クラッチ３４が作動させられ
ることにより接続軸２６とタービン軸３０とが直結され
るようになっている。その直結クラッチ３４は、フルー
ドカップリング１２内の作動油が管路３６なお、前記ポ
ンプ２８には後述の油ポンプ７２が設けられており、図
示しないエンジンの回転とともに作動油圧が発生させら
れるようシこなっている。

前後進切換機構１４は二重ピニオン方式の遊星歯車機構
であって、入力軸１６に固定されたサンギアと、後進用
のブレーキ４０を介して位置固定のハウジングに係合さ
せられるリングギアと、それらサンギアおよびリングギ
アにそれぞれ噛み合い、且つ互いに噛み合う一対のプラ
ネタリ−ギアを複数対支持するとともにタービン軸に固
定されたキャリア４２とを備えており、そのキャリア４
２は前進用のクラッチ４４を介して入力軸１６に固定さ
れて共に回転する固定回転体４６に係合させられるよう
になっている。したがって、ブレーキ４０が後述のブレ
ーキ用シリンダ４８によって作動させられるとタービン
軸３４に対して入力軸１６が逆転され、逆にクラッチ４
４が後述のクラッチ用シリンダ５０によって作動させら
れるとタービン軸３０と入力軸１６とが一体的に同方向
に回転させられるようになっている。

入力軸１６には前記固定回転体４６との間にＶ溝を形成
する可動回転体５２が軸方向の移動可能且つ軸回りの回
転不能に取り付けられており、それら固定回転体４６お
よび可動回転体５２ば、可動回転体５２が一次側シリン
ダ５４内のスペースに作用する油圧によって移動させら
れることにより、伝導ヘルド２０の掛り径（有効径）が
連続的に変更される可変プーリ２２を構成しているので
ある。また、出力軸１８には固定回転体５６が固定され
るとともにその固定回転体５６との間にＶ溝を形成する
可動回転体５８が出力軸１８の軸方向に移動可能且つ軸
回りに回転不能に取り付けられており、固定回転体５６
および可動回転体５８が二次側シリンダ６０内のスペー
スに作用する液圧によって可動回転体５８が移動させら
れることにより伝導ベルト２０のｆＪ）り径が連続的に
変更される可変プーリ２４を構成しているのである。′
したがって、可動回転体５２．５８に作用する液圧のバ
ランスによって可変プーリ２’２．２４の有効径が連続
的に変更され、これによって無段変速機１０の変速比が
変化させられるのである。

そして、出力軸１８は中間ギア６２および差動歯車装置
６４を介して左右の車輪６６に連結されており、前記エ
ンジンの回転力が無段変速機１０゜中間ギア６２および
差動歯車装置６４を介して車輪６６に伝達されるように
なっている。

第２図の油圧制御装置において、油タンク７０内に溜め
られた作動油は、油ポンプ７２によって第１圧力調整弁
７４に圧送される。第１圧力調整弁７４は、第３図に示
されるように、変速比検出弁７６から供給される実際の
変速比に対応した圧力の変速比信号とエンジン負荷状態
検出装置としてのスロットル弁７８から供給される実際
のスロットル回動量（アクセル操作量）を表す液圧の負
荷状態信号とに基づき、それ等に対応したライン油圧（
作動液圧）を油路８０を介して変速比検出弁７６、二次
側シリンダ６０．スロットル弁７８゜変速比制御弁装置
としての変速比制御弁８２、および手動操作弁８４に供
給する。ここで、変速比検出弁７６は、スプール弁子８
６と可動回転体５２の外周部にＩｎ接してスプリング８
８のスプール弁子８６に対する付勢力を変速比に応じて
変化せしめる摺接部材９０とを備えており、第４図に示
されるように、変速比（ｎｉ／ｎｏ、但し、ｎｉは入力
軸１６の回転数、ｎｏは出力軸１８の回転数）に対応し
た油圧（変速比信号）を出力する。

また、スロットル弁７８は、スプール弁子９２と、図示
しないアクセルに連動して回転するカム９４に摺接し、
エンジンの負荷量（スロットル弁開度）に対応してスプ
リング９６のスプール弁子９２に対する付勢力を変化せ
しめる摺接部材９８とを備え、第５図に示されるように
、スロットル弁開度に対応した油圧（負荷状態信号）を
出力する。

一方、前記入力軸１６には速度検出装置としてのガバナ
バルブ１００が取り付けられている。ガバナバルブ１０
０は通常の多段式自動変速装置の出力軸に用いら、れる
ものと同様に構成されるものであって、第一６図に示さ
れるように、入力軸の回転速度に伴って上昇する油圧（
速度信号）を発生し、変速比制御弁８２、およびクラッ
チ制御弁装置としてのクラソチコントロールハルブ１０
２に供給する。変速比制御弁８２は、制御弁子としての
スプール弁１０４とそのスプール弁子１０４を変速比増
加方向に付勢するスプリング１０６とを備えるとともに
、スプール弁子１０４のスプリング１０６側の端面には
負荷状態信号の油圧が、その反対側端面には速度信号の
油圧が作用させられており、スプリング１０６の付勢力
に負荷状態信号の油圧力を加えた値と速度信号による油
圧力とが平衡した位置にスプール弁子１０４が位置決め
されるようにな；ている。たとえば、スプール弁１０４
の両端面における受圧面積をそれぞれＡＩ、スプリング
１０６の付勢力をＷ、負荷状態信号の油圧をｐｔｈ、回
転信号の油圧をＰｎｉとすると、次式（１）が成立する
位置にスプール弁子１０４が位置火めされるのである。

ｗ　＋　Ａ　Ｉ　Ｘ　Ｐ　ｔ　ｈ　＝　Ａ　Ｉ　Ｘ　Ｐ
　ｎ　ｉ　−−−−（１１したがって、たとえば自動車
の定速走行中にアクセルが踏み込まれ、スロットル弁開
度が大きくされると、操作量信号の圧力ｐｔｈが増加し
て上記ｆｉ１式の左辺が増加するためスプール弁子１０
４が第２図の中立位置から下方に移動させられる。

このため、変速比制御弁８２の排出ポート１０８と油路
１１０を介して一次側シリンダ５４に接続された接、続
ボート１１２とが連通させられるので、−次側シリンダ
５４内の作動油の排出が許容されて可動回転体５２が固
定回転体４６から離隔させられ、可変プーリ２２のＶ溝
幅が広げられる。このとき、二次側シリンダ６０には常
時ライン油圧が供給されているので、可変プーリ２４に
おいては可変プーリ２２とぼ逆に■溝幅が狭められて変
速比が増加させられるのである。この結果、入力軸１６
の回転数が速やかに増加させられ、図示しないエンジン
の回転数が最適の回転数に維持されるのである。そして
、これに伴い回転信号の油圧Ｐｎｉが増加し、（１１式
の左辺が増加して（１１式が成立するのでスプール弁子
１０４は第２図に示される中立位置に戻される。

逆に、或スロットル弁開度で走行中の車両の車速が増加
させられた場合には速度信号の油圧Ｐｎｉが増加して（
１１式の右辺が大きくなる。このため、スプール弁子１
０４がスプリング１０６側に移動させられるのでライン
油圧が供給される供給ボート１１４と接続ボート１１２
とが連通させられる。

このとき、二次側シリンダ６ｏには常時ライン油圧が供
給されているが一次側シリンダ５４の径が二次側シリン
ダ６０の径よりも大きく設定されているので、−次側シ
リンダ５４内の作動油量が増加せしめられる。このため
、前述の作動とは逆に可変プーリ２２のＶ溝幅が狭くさ
れる一方、可変プーリ２４の■溝幅が広くされるので変
速比が減少させられて入力軸１６の回転数および図示し
ないエンジンの回転数が減少させられて最適の値に維持
される。この結果、前記（１）式の右辺が小さくなって
（１１式が成立するので、スプール弁子１０４は第２図
の中立位置に戻される。すなわぢ、−次側シリンダ５４
内の作動油量は変速比制御弁８２によって直接的に、二
次側シリンダ６０内の作動油量は間接的に変化させられ
るのである。

ここで、前記（１）式におけるｗ、ＡＩとガバナバルブ
１００．スロットル弁７８の出力特性は、第７図の最適
燃費消費曲線および運転性（ドライバビリティ）から予
め定められた第８図に示される各スロットル弁開度に対
応した最適入力軸回転数（エンジン回転数）が得られる
ように設定される。

なお、第９図は上記作動時における一次側シリンダ５４
および二次側シリンダ６０内の変速比に対する作動油圧
の変化の例を示している。

他方、第１圧力調整弁７４からの排出油は第２圧力調整
弁１１６によってほぼ一定に調圧され、調圧された作動
油はクラッチコントロールバルブ１０２の供給ボート１
２０に供給される。クラッチコントロールバルブ１０２
はスプール弁子１２２とそのスプール弁子１２２を非係
合側に向かってイ」勢するスプリング１２４とを備え、
そのスプール弁子１２２のスプリング１２４側端面には
負荷状態信号の油圧が作用させられるとともに、スプー
ル弁子１２２の反対側端部には速度信号の油圧が作用さ
せられるようになっている。スプール弁子１２２のスプ
リング１２４と反対側端部には大径部１２６および小径
部１２８が形成され、スプール弁子１２２が非保合側に
位置させられている状態においては小径部１２８に速度
信号の油圧が作用させられ、スプール弁子１２２が係合
側に位置させられている状態においては速度信号の油圧
が大径部１２６に作用させられるようになっている。こ
のため、スプリング１２４の付勢力をｋ、スプール弁子
１２２のスプリング１２４側端面の受圧面積をＡ２、大
径部１２６の受圧面積をＡ３、小径部１２８の受圧面積
をＡ４とすると、ｋ十Ａ２ｘＰ　ｔ　ｈよりもＡ４ＸＰ
ｎｉが大きい場合にはスプール弁子１２２がスプリング
１２４側（係合側）に移動させられて供給ボート１２０
と管路３８とが連通させられるので、第２圧力調節介１
１６において調節された作動油は管路３８からフル−ド
カソプリング１２内に供給される一方、フルードカップ
リング１２内の作動油は管路３６を介して戻される。こ
の結果、直結クラッチ３４が作動させられて接続軸２６
とタービン軸３６とが連結させられる。第２図はこの状
態を示す。

以上の作動後の状態においては、スプール弁子１２２の
回転信号に対する受圧面は大径部１２６とされているの
で、Ａ３ＸＰｎｉよりもに＋Ａ２ｘｐｔｈが上まわった
状態になると、スプール弁子１２２が非係合側に移動さ
せられる。この結果、供給ボート１２０と管路３６とが
連通させられて、第２圧力調節弁によって調圧された作
動油は管路３６を通してフルードカップリング１２内に
供給され、フルードカップリング１２内の作動油は管路
３８を介して戻される。この結果、直結クラッチ３４は
非保合状態とされ、接続軸２６の回転力はフルードカッ
プリング１２内の流体を介してタービン軸３０に伝達さ
れる。

すなわち、第１０図に示されるように、スロットル弁開
度（エンジンの負荷状ｉｆ）および入力軸回転数が斜線
によって示された領域内に到達すると、直結クラッチ３
４が係合させられるが、スロットル弁開度および入力回
転数が破線よりも下側の領域に戻ると、直結クラッチ３
４の係合が解かれるのである。すなわち、第１Ｏ図の破
線と実線との間においては直結クラッチ３４の作動が係
合と開放の両状恕が存在するのである。ここで、上記ス
プリング１２４の付勢力に１スプール弁子１２２の各受
圧面積Ａ２．Ａ３．Ａ４は直結クラッチ３４の係合時の
ショックが殆ど発生しない範囲においてできるだけ高燃
費が得られるように定められるとともに、直結クラッチ
３４のバタツキを防止するための適当なヒステリシスが
形成されるように設定されるのである。

なお、前記手動操作弁８４は図示しないシフトレバ−（
レンジ切換操作し八−）がドライブ（Ｄ）、ロー（Ｌ）
、エンジンブレーキレンジ（Ｓ）等に操作された時に連
動して切換えられるように構成されており、その時ライ
ン油圧が手動操作弁８４を通して前進用のクラッチ４４
を作動させるためのシリンダ５０に供給させられるよう
になっている。逆に、シフトレバ−がリバース（Ｒ）レ
ンジに操作された時には、作動油圧が後進用ブレーキ４
０を作動させるためのシリンダ４８に供給されるように
なっている。また、クラッチコントロールバルブ１０２
から排出される作動油はクーラ１３０に供給されるとと
もに、一部がクーラバイパスバルブ１３２を経てオイル
タンク７０に戻されるようになっている。また、１３４
は油ポンプ７２によって昇圧される作動油圧の上限を制
限するリリーフ弁である。

このように、本実施例によれば、変速機１０の変速比を
制御する変速比制御弁８２においてスプール弁子１０４
が、スロットル弁７８からの負荷状態信号の油圧および
ガバナバルブ１００からの速度信号の油圧が作用させら
れることによって位置制御されるので、入力軸１６また
はエンジンの回転数を最適値に維持するための予め定め
られた変速比が得られる。それゆえ、入力軸１６の回転
速度を電気的に検出する速度センサおよびアクセルの操
作量を電気的に検出するアクセル操作量センサ、それら
センサからの電気信号を処理するコンピュータ、コンピ
ュータからの出力に従って変速比を変更する電磁式制御
弁等の高価な機器を用いる必要がないので、無段変速機
１０の油圧制御装置が大幅に簡単且つ安価に構成される
のである。

以上、本発明の一実施例を示す図面に基づいて詳細に説
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、前述の実施例において入力軸１６の回転速度
がガバナバルブ１００によって検出されているが、その
ガバナバルブ１００が接続軸２６に設けられていても良
いのである。また、ガバナバルブ１００が出力軸１８に
設けられている車両においては、そのガバナバルブ１０
０からの出力軸１８の回転速度を表す液圧の信号と変速
比検出弁７６から出力される変速比（ｎｉ／ｎｏ）を表
す液圧の信号とを入力信号とする流体式乗算器を設け、
その乗算器の出力信号が表す入力軸１６の回転速度に対
応した液圧の速度信号をクラソチコントロールバルブ１
０２に供給しても良いのである。このような場合には、
入力軸１６の回転速度が間接的に検出されるのであり、
出力軸１８に設けられたガバナバルブ１００と流体式乗
算器とが入力軸１６の回転速度を検出する速度検出装置
を構成するのである。

また、スロットル弁７８はスロットル弁の開度、換言す
ればエンジンの負荷量に連動するカム９４の回動角度に
従って負荷状態信号を出力するように構成されているが
、たとえばエンジンにおける吸気管負圧等を検出し、そ
の負圧に対応した油圧信号を発生する装置でも良いので
ある。要するに、エンジンの負荷状態検出装置はエンジ
ンに要求される要求負荷量を表ず液圧の信号を出力する
ものであれば良いのである。

また、前述の実施例における一次側シリンダ５４はその
内容積が小さくなるほど可変プーリ２２の■溝幅が大き
くなるよ・うに構成されているが、逆に内容積が大きく
なるほど可変プーリ２２のＶ溝幅が大きくなるように構
成されることもできる。

このような場合には、変速比制御弁８２のスプール弁子
１０４を前述の実施例と逆方向に作動させるために、ス
プリング１０６および負荷状態信号の作用方向と速度信
号の作用方向とを逆方向にするか、あるいは、変速機制
御弁において排出ポート１０８と供給ボー１−１１４と
の位置を入れ換えれば良い。

また、前述の実施例の変速比制御弁８２において所定の
制御特性を得るために、スプール弁子１０４の両端にお
ける受圧面積を相互に異なるように変更しても良いので
ある。

また、クラッチコントロールバルブ１０２において直結
クラッチ３４の作動にヒステリシスを設けるためにスプ
ール弁子１２２の一端に大径部１２６おより小径部１２
Ｂが設けられているが、直結クラッチ３４の特性上クラ
ッチコントロールバルブ１０２の出力特性にヒステリシ
スを設ける必要がない場合には、大径部１２６または小
径部１２８が除去されても良いのである。

さらに、前述の実施例においてフルード力・ノブリング
１２が用いられているが、流体伝導装置として直結クラ
ッチ付きトルクコンバータが用いられても差支えない。

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において種々変更
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が適用された無段変速機の構
造を説明する図である。第２図は本発明の一実施例を説
明する油圧制御回路図である。第３図は第２図の第１圧
力調整弁の出力特性を示す図である。第４図は第２図の
変速比検出弁の出力特性を示す図である。第５図は第２
図のスロットル弁の出力特性を示ず°図である。第６図
は第２図のガバナバルブの出力特性を示す図である。第
７図はエンジンの等燃費消費率曲線を示す図である。 第８図は第２図の油圧制御回路によって制御されるスロ
ットル弁開度に対する入力軸回転数の特性を示す図であ
る。第９図は第２図の一次側シリンダおよび二次側シリ
ンダの変速比に対する作動油圧特性を示す図である。第
１Ｏ図は第２図のクラッチコントロールバルブによって
制御される直結クラッチの係合領域を示す図である。 １２：フルードカップリング（流体伝導装置）１６：入
力軸　　　　１８：出力軸 ２０：伝導ベルト　　２２．２４：可変プーリ５４ニー
次側シリンダ（液圧シリンダ）７８：スロットル弁（エ
ンジン負荷量検出装置）８２：変速比制御弁（変速比制
御弁装置）１００：ガバナバルブ（速度検出装置）１０
４ニスプール弁子（制御弁子） 出願人　トヨタ自動車株式会社 手続ネ市正書（自発） 昭和５９年２月２日 特許庁長官　　若杉　和夫　殿 １、事件の表示 昭和５８年　特許願　第９１９９６号 ２、発明の名称 無段変速機の液圧制御装置 ３．７市正をする者 事件との関係　　特許出願人 名　称　　（３２０）　　）ヨタ自動車株式会社４、代
理人　■４５０ 以　　上 全文補正明細書 １０発明の名称 無段変速機の油圧制御装置 ２、特許請求の範囲 出力軸、およびエンジンに連結される入力軸と、該入力
軸および出力軸にそれぞれ設けられ、互いに伝導ベルト
が巻き掛けられた有効径が連続的に可変の可変プーリと
、該可変プーリの有効径をそ。 れぞれ変化させる油圧シリンダとを備えた車両用無段変
速機の油圧制御装置であって、 前記入力軸の回転速度を検出し、該回転速度に対応した
油圧の速度信号を出力する速度検出装置と、 前記エンジンの負荷量を検出し、該負荷状態に対応した
油圧の負荷状態信号を出力するエンジン負荷状態検出装
置と、 前記速度信号および負荷状態信号の油圧がそれぞれ作用
させられることによって位置制御される制御弁子を備え
、該制御弁子の移動位置に従って前記油圧シリンダに作
動液を供給し、または該油圧シリンダからの作動液の排
出を許容することにより前記Ｍｎ＝　、’　　ｏ＝変速
比を調節し、前記入力軸の回転速度量エンジンの負荷量
に応じて予め定められた員Ａ人、力南旧四転戻り支に制
御するシフト制御弁装置と、 を含むことを特徴とする無段変速機の辿圧制御装置。 ３、発明の詳細な説明 技術分野 本発明は無段変速機の油圧制御装置に関するものである
。 従来技術 輸送機器等、特に自動車において用いられる変速機の一
種に、出力軸、およびエンジンに間接または直接的に連
結される入力軸と、その入力軸および出力軸にそれぞれ
設けられ、互いに伝導ベルトが巻き掛けられた有効径が
連続的に可変の可変プーリと、その可変プーリの有効径
をそれぞれ変化させる油圧シリンダと、を備えた無段変
速機がある。一般に、斯る無段変速機の変速比は、入力
軸回転数またはエンジン回転数、およびスロットル開度
等を表す電気信号に基づいて演算処理を実行するコンピ
ュータの出力信号に従って、油圧シリンダ内の作動液量
を調節する電磁式制御弁が作動させられることにより制
御され、無段変速機の斯る従来の無段変速機における変
速比を制御するための油圧制御装置においては、高価な
コンピュータおよび電磁式制御弁等が必要とされるのみ
ならず装置が複雑且つ大型となる不都合があった。 発明の目的 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、簡単且つ安価に構成された無
段変速機の油圧制御装置を提供するところにある。 発明の構成 斯る目的を達成するため、本発明の油圧制御装置は、 （１１前記入力軸の回転速度を検出し、その回転速度に
対応した油圧の速度信号を出力する速度検出装置と、 （２）前記エンジンの負荷量を検出し、その負荷量に対
応した油圧の負荷状態信号を出力するエンジン負荷状態
検出装置と、 （３）前記速度信号および負荷状態信号の油圧がそれぞ
れ作用させられることによって位置制御される制御弁子
を備え、その制御弁子の移動位置に従って前記油圧シリ
ンダに作動液を供給しまたはその油圧シリンダからの排
出を許容することにより前記変速比を調節し、前記入力
軸の回転速度をエンジンの負荷状態に応じて予め定めら
れた最適入力軸回転速度に制御するシフト制御弁装置と
、を含むことを特徴とする。 発明の効果 このようにすれば、前記シフト制御弁装置において、制
御弁子がエンジン負荷状態信号および速度信号の油圧が
それぞれ作用させられることによって位置制御されるこ
とにより、入力軸またはエンジンの回転数がエンジンの
負荷量に応じて予め定められた最適値に維持される。そ
れゆえ、高価なコンピュータおよび電磁式制御弁等を必
要としないので、無段変速機の油圧制御装置が大幅に簡
単且つ安価に構成されるのである。 実施例 第１図には直結クラッチ付きフルードカップリング（流
体継手）を備えた無段変速機の一例が自動車に適用され
た状態が示されている。無段変速機１０は、フルードカ
ップリング１２と、前後進切換機構１４と、それらフル
ードカップリング１２および前後進切換機構１４を介し
て図示しないエンジンに連結された入力軸１６と、出力
軸１８と、それら入力軸１６および出力軸１８にそれぞ
れ設けられ、互いに伝導ベルト２０が巻き掛けられた有
効径が連続的に可変の可変プーリ２２および２４とを備
え、主として無段変速機１０と同じハウジング内に収容
された第２図に示される油圧（油圧）制御回路装置によ
って制御されるようになっている。 フルードカップリング１２は、接続軸２６を介して図示
しないエンジンに直接的に接続されたポンプ２８と、タ
ービン軸３０に固定され、流体を介してポンプ２　’Ｂ
の回転力を受けるタービン３２と、タービン軸３０に取
り付けられた直結クラッチ３４とを備えた周知のもので
あって、常時は流体を介して接続軸２６の回転力をター
ビン軸３０に伝達するが、直結クラッチ３４が作動させ
られることにより接続軸２６とタービン軸３０とが直結
されるようになっている。その直結クラッチ３４は、フ
ルードカップリング１２内の作動油が管路３６から供給
されるとともに管路３８から流出させられる状態におい
て非保合状感とされ、逆に管路３８から供給されて管路
３６から流出させられる状態においては保合状態とされ
るようになっている。なお、前記ポンプ２８には後述の
油ポンプ７２が設げられており、図示しないエンジンの
回転とともに作動油圧が発生させられるようになってい
る。 前後進切換機構１４は二重ピニオン方式の遊星歯車機構
であって、入力軸１６に固定されたサンギアと、後進用
のブレーキ４０を介して位置固定のハウジングに係合さ
せられるリングギアと、それらサンギアおよびリングギ
アにそれぞれ噛み合い、且つ互いに噛み合う一対のプラ
ネタリ−ギアを複数対支持するとともにタービン軸３０
に固定されたキャリア４２とを備えており、そのキャリ
ア４２は前進用のクラッチ４４を介して入力軸１６に固
定されて共に回転する固定回転体４６に係合させられる
ようになっている。したがって、ブレーキ４０が後述の
ブレーキ用シリンダ４８によって作動させられるとター
ビン軸３０に対して入力軸１６が逆転され、逆にクラッ
チ４４が後述のクラッチ用シリンダ５０によって作動さ
せられるとタービン軸３０と入力軸１６とが一体的に同
方向に回転させられるようになっている。 入力軸１６には前記固定回転体４６との間に■溝を形成
する可動回転体５２が軸方向の移動可能且つ軸回りの回
転不能に取り付けられており、それら固定回転体４６お
よび可動回転体５２は、可動回転体５２が一次側シリン
ダ５４内のスペースに作用する油圧によって移動させら
れることにより、伝導ベルト２０の掛り径（有効径）が
連続的に変更される可変プーリ２２を構成しているの′
である。また、出力軸１８には固定回転体５６が固定さ
れるとともにその固定回転体５６との間に■溝を形成す
る可動回転体５８が出力軸１８の軸方向に移動可能且つ
軸回りに回転不能に取り付けられており、固定回転体５
６および可動回転体５８が二次側シリンダ６０内のスペ
ースに作用する油圧によって可動回転体５８が移動させ
られることにより伝導ベルト２０の掛り径が連続的に変
更される可変プーリ２４を構成しているのである。した
がって、可動回転体５２．５８に作用する油圧のバラン
スによって可変プーリ２２，２４の有効径が連続的に変
更され、これによって無段変速機１０の変速比が変化さ
せられるのである。 そして、出力軸１８は中間ギア６２および差動歯車装置
６・１を介して左右の車輪６６に連結されており、前記
エンジンの回転力が前後進切換機構１４、無段変速機１
０．中間ギア６２および差動歯車装置６４を介して車輪
６Ｇに伝達されるようになっている。 第２図の油圧制御装置において、油タンク７０内に溜め
られた作動油は、油ポンプ７２によって第１圧力調整弁
７４に圧送される。第１圧力調整弁７４は、第３図に示
す出力特性を備え、変速比検出弁７６から供給される実
際の変速比に対応した圧力の変速比信号とエンジン負荷
状態検出装置としてのスロットル弁７８から供給される
実際のスロットル開度（アクセル操作量）を表す油圧の
負荷状態信号とに基づき、それ等に対応したライン油圧
（作動油圧）をライン油路８０を介して変速比検出弁７
６、二次側シリンダ６０．スロットル弁７８．シフト制
御弁装置としてのシフト制御弁８２、および手動操作弁
８４に供給する。ここで、変速比検出弁７６は、スプー
ル弁子８６と可動回転体５２の外周部に摺接してスプリ
ング８８のスプール弁子８６に対する付勢力を変速比に
応じて変化せしめる摺接部材９０とを備えており、第４
図に示すように、変速比（ｎｉ／ｎｏ、但し、ｎｉは入
力軸１６の回転数、ｎｏは出力軸１Ｂの回転数）に対応
した油圧（変速比信号）を出力する。また、スロットル
弁７８は、スプール弁子９２と、図示しないアクセルに
連動して回転するカム９４に摺接し、エンジンの負荷量
（スロットル弁開度）に対応してスプリング９６のスプ
ール弁子９２に対する付勢力を変化せしめる摺接部材９
８とを備え、第５図に示すように、スロットル開度に対
応した油圧のアクセル操作量信号（負荷状態信号）を出
力する−３ 一方、前記入力軸１６には速度検出装置としてのガバナ
バルブ１００が取り付けられている。ガバナバルブ１０
０は通常の多段式自動変速装置の出力軸に用いられるも
のと同様に構成されるものであって、第６図に示すよう
に、入力軸の回転速度に伴って上昇する油圧（速度信号
）を発生し、シフト制御弁８２、およびクラッチ制御弁
装置としてのクラッチコントロールバルブ１０２に供給
する。 シフト制御弁８２は、制御弁子としてのスプール弁子１
０４とそのスプール弁子１０４を変速増加方向に付勢す
るスプリング１０６とを備えるとともに、スプール弁子
１０４のスプリング１０６例の端面には負荷状態信号の
油圧が、その反対側端面には速度信号の油圧が作用させ
られており、スプリング１０６の付勢力に負荷状態信号
の油圧力を加えた値と速度信号による油圧力とが平衡し
た位置にスプール弁子１０４が位置決めされるようにな
っている。たとえば、スプール弁子１０４の両端面にお
ける受圧面積をそれぞれＡＩ、スプリング１０６の付勢
力をＷ、負荷状態信号の油圧をｐｔｈ、回転信号の油圧
をＰｎｉとすると、次式（１）が成立する位置にスプー
ル弁子１０４が位置決めされるのである。 Ｗ　＋　Ａ　Ｉ　Ｘ　Ｐ　ｔ　ｈ　＝　Ａ　Ｉ　Ｘ　Ｐ
　ｎ　ｉ　−−−−（１１したがって、たとえば自動車
の定速走行中にアクセルが踏み込まれ、スロットル開度
が大きくされると、操作量信号の圧力ｐｔｈが増加して
上記（１）式の左辺が増加するためスプール弁子１０４
が第２図の中立位置から下方に移動させられる。このた
め、シフト制御弁８２の排出ボート１０８と油路１１０
を介して一次側シリンダ５４に接続された接続ボー１−
１１２とが連通させられるので、−次側シリンダ５４内
の作動油の排出が許容されて可動回転体５２が固定回転
体４６から離隔させられ、可変プーリ２２のＶ溝幅が広
げられる。このとき、二次側シリンダ６０には常時ライ
ン油圧が供給されているので、可変プーリ２４において
ば可変プーリ２２とば逆にＶ溝幅が狭められて変速比が
増加させられＬのである。この結果、入力軸１６の回転
数が速やかに増加させられ、図示しないエンジンの回転
数が最適の回転数に維持されるのである。そして、これ
に伴い回転信号の油圧Ｐｎｔが増加し、（１）式の左辺
が増加して（１）式が成立するのでスプール弁子１０４
は第２図に示される中立位置に戻される。 逆に、或スロットル開度で定席走行中の車両の車速か増
加させられた場合には速度信号の油圧Ｐｎｉが増加して
（１）式の右辺が大きくなる。このため、スプール弁子
１０４がスプリング１０６側に移動させられるのでライ
ン油圧が供給される供給ボート１１４と接続ボート１１
２とが連通させられる。このとき、二次側シリンダ６０
には當時ライン油圧が供給されているが一次側シリンダ
５４の径が二次側シリンダ６０の径よりも大きく設定さ
れているので、−次側シリンダ５４内の作動油量（作動
油圧）が増加せしめられる。このため、前述の作動とは
逆に可変プーリ２２のＶ溝幅が狭くされる一方、可変プ
ーリ２４の■溝幅が広くされるので変速比が減少させら
れて入力軸１６の回転数および図示しないエンジンの回
転数が減少させられて最適の値に維持される。この結果
、前記ｔｉ）式の右辺が小さくなって（１）式が成立す
るので、スプール弁子１０４は第２図の中立位置に戻さ
れる。すなわち、−次側シリンダ５４内の作動油量（作
動油圧）はシフト制御弁８２によって直接的に変化させ
られる一方１、二次側シリンダ６０内の作動油圧はライ
ン油圧と同じであるがその中の作動油量は伝導ベルト２
０を介して一次側シリンダ５４により間接的に変化させ
られるのである。 ここで、前記（１）式におけるｗ、Ａｌとガバナバルブ
１００．スロットル弁７８の出力特性は、第７図の実線
に示す最適燃費消費曲線および運転性（ドライバビリテ
ィ）から予め定められた、第８図に示される各スロット
ル開度に対応した最適入力軸回転数（エンジン回転数）
が得られるように設定される。なお、第９図は上記作動
時における一次側シリンダ５４および二次側シリンダ６
０内の変速比に対する作動油圧の変化の例を示している
。 他方、第１圧力調整弁７４からの排出油は第２圧力調整
弁１１６によってほぼ一定に調圧され、調圧された作動
油はクラソチコントロールハルブ１０２の供給ボート１
２０に供給される。クラソチコントロールハルブ１０２
はスプール弁子１２２とそのスプール弁子１２２を非係
合側に向かつて付勢するスプリング１２４とを備え、そ
のスプール弁子１２２のスプリング１２４側端面には負
荷状態信号の油圧が作用させられるとともに、スプール
弁子１２２の反対側端部には速度信号の油圧が作用させ
られるようになっている。スプール弁子１２２のスプリ
ング１２４と反対側端部には大径部１２６および小径部
１２８が形成され、スプール弁子１２２が非係合側（図
中下方）に位置させられている状態においては小径部１
２８に速度信号の油圧が作用させられ、スプール弁子１
２２がスプリング１２４のイ」勢力に抗して係合側（図
中上方）に位置させられている状態においては速度信号
の油圧が大径部１２６に作用させられるようになってい
る。このため、スプリング１２４の付勢力を１（、スプ
ール弁子１２２のスプリング１２４側端面の受圧面積を
Ａ２、大径部１２６の受圧面積をＡ３、小径部１２８の
受圧面積をＡ４とすると、ｋ＋Ａ２’ｘｐｔｈよりもＡ
４ＸＰｎ　ｉが大きい場合にはスプール弁子１２２がス
プリング１２″４側（保合側）に移動させられて供給ボ
ート１２０と管路３８とが連通させられるので、第２圧
力調整弁１１６において調節された作動油は舎路３８か
らフルードカップリング１２内に供給される一方、フル
ードカップリング１２内の作動油は管路３６を介して戻
される。この結果、直結クラッチ３４が作動させられて
接続軸２６とタービン軸３０とが連結させられる。第２
図はこの状態を示す。 以上の作動後の状態においては、スプール弁子１２２の
回転信号に対する受圧面は大径部１２６とされているの
で、Ａ３ＸＰｎ　ｉよりもに＋Ａ２ｘｐｔｈが上まわっ
た状態になると、スプール弁子１２２が非係合側に移動
させられる。この結果、供給ボート１２０と管路３６と
が連通させられて、第２圧力調整弁１１６によって調圧
された作動油は管路３６を通してフルードカップリング
１２内に供給され、フルードカップリング１２内の作動
油は管路３８を介して戻される。この結果、直結クラッ
チ３４ば非保合状態とされ、接続軸２６の回転力はフル
ードカップリング１２内の流体を介してタービン軸３０
に伝達される。 すなわち、第１０図に示すように、スロットル開度（エ
ンジンの負荷状態）および入力軸回転数が斜線によって
示された領域内に到達すると、直結クラッチ３４が係合
させられるが、スロ・ノトル開度および入力回転数が破
線よりも下側の領域に戻ると、直結クラッチ３４の保合
が解かれるのである。すなわち、第１０図の破線と実線
との間においては直結クラッチ３４の作動が保合と開放
の両状態が存在するのである。ここで、上記スプリング
１２４の付勢力ｋ、スプール弁子１２２の各受圧面積Ａ
２．Ａ３．Ａ４は直結クラ・ノチ３４の保合時のショッ
クが殆ど発生しない範囲においてできるだけ高燃費が得
られるように定められるとともに、直結クラッチ３４の
バタツキを防止するための適当なヒステリシスが形成さ
れるように設定されるのである。 なお、前記手動操作弁８４は図示しないシフトレバ−（
レンジ切換操作レバー）がドライブ（Ｄ）、ロー〈Ｌ）
、エンジンブレーキレンジ（Ｓ）等に操作された時に連
動して切り換えられるように構成されており、その時ラ
イン油圧が手動操作弁８４を通して前進用のクラッチ４
４を作動させるためのシリンダ５０に供給させられるよ
うになっている。逆に、シフトレバ−がリバース（Ｒ）
レンジに操作された時には、作動油圧が後進用ブレーキ
４０を作動させるためのシリンダ４８に供給されるよう
になっている。また、タラソチコントロールパルブ１０
２から排出される作動油はクーラ１３０に供給されると
ともに、一部がクーラバイパスバルブ！３２を経て油タ
ンク７０に戻されるようになっている。また、１３４は
油ポンプ７２によって昇圧される作動油圧の上限を制限
するリリーフ弁である。 このように、本実施例によれば、変速機１０の変速比を
制御するシフト制御弁８２においてスプール弁子１０４
が、スロットル弁７８からの負荷状態信号の油圧および
ガバナバルブ１００からの速度信号の油圧が作用させら
れることによって位置制御されるので、入力軸１６また
はエンジンの回転数を最適値に維持するための予め定め
られた変速比が得られる。それゆえ、入力軸１６の回転
速度を電気的に検出する速度センサおよびアクセルの操
作量を電気的に検出するアクセル操作量センサ、それら
センサからの電気信号を処理するコンピュータ、コンピ
ュータからの出力に従って変速比を変更する電磁式制御
弁等の高価な機器を用いる必要がないので、無段変速機
１０の油圧制御装置が大幅に簡単且つ安価に構成される
のである。 以上、本発明の一実施例を示す図面に基づいて詳細に説
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、前述の実施例において入力軸１６の回転速度
がガバナバルブ１００によって検出されているが、その
ガバナバルブ１００が接続軸２６に設けられていても良
いのである。また、ガバナバルブ１００が出力軸１８に
設けられている車両においては、そのガバナバルブ１０
０からの出力軸１８の回転速度を表す油圧の信号と変速
比検出弁７６から出力される変速比（ｎｉ／ｎｏ）を表
す油圧の信号とを入力信号とする流体式乗算器を設け、
その乗算器の出力信号が表す入力軸１６の回転速度に対
応した油圧の速度信号をクラッチコントロールバルブ１
０２に供給しても良いのである。このような場合には、
入力軸１６の回転速度が間接的に検出されるのであり、
出力軸１８に設けられたガバナバルブ１００と流体式乗
算器とが入力軸１６の回転速度を検出する速度検出装置
を構成するのである。 また、スロットル弁７８はスロットルの開度、換言すれ
ばエンジンの負荷量に連動するカム９４の回動角度に従
って負荷状態信号を出力するように構成されているが、
たとえばエンジンにおける吸気管負圧−＊’を検出し、
その負圧に対応した油圧信号を発生する装置でも良いの
である。要するに、エンジンの負荷状態検出装置はエン
ジンに要求される要求負荷量を表す油圧の信号を出力す
るものであれば良いのである。 また、前述の実施例における一次側シリンダ５４はその
内容積が小さくなるほど可変プーリ２２のＶ溝幅が太き
（なるように構成されているが、逆に内容積が大きくな
るほど可変ブーＩＪ２２のＶ溝幅が大きくなるように構
成されることもできる。 このような場合には、シフト制御弁８２のスプール弁子
１０４を前述の実施例と逆方向に作動させるために、ス
プリング１０６および負荷状態信号の作用方向と速度信
号の作用方向とを逆方向にするか、あるいは、シフト制
御弁８２において排出ボー１−１０８と供給ポート１１
４との位置を入れ換えれば良い。 また、前述の実施例のシフト制御弁８２において所定の
制御特性を得るために、スプール弁子１０４の両端にお
ける受圧面積を相互に異なるように変更しても良いので
ある。 また、クラッチコントロールバルブ１０２において直結
クラッチ３４の作動にヒステリシスを設けるためにスプ
ール弁子１２２の一端に大径部１２６および小径部１２
８が設けられているが、直結クラッチ３４の特性上クラ
ッチコントロールバルブ１０２の出力特性にヒステリシ
スを設ける必要がない場合には、大径部１２６または小
径部１２８が除去されても良いのである。 さらに、前述の実施例においてフルードカップリング１
２が用いられているが、同様に流体伝導装置である直結
クラッチ付きトルクコンバータや、遠心クラッチ等が用
いられても差支えない。 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において種々変更
が加えられ得るものである。 ４、図面の簡単な説明 第１図は本発明の一実−施例が適用された無段変速機の
構造を説明する図である。第２図は本発明の一実施例を
説明する油圧制御回路図である。第３図は第２図の第１
圧力調整弁の出力特性を示す図である。第４図は第２図
の変速比検出弁の出力特性を示す図である。第５図は第
２図のスロットル弁の出力特性を示す図である。第６図
は第２図のガバナバルブの出力特性を示す図である。第
７図はエンジンの等燃費消費率曲線を破線に、最適燃費
消費曲線を実線に示す図である。第８図は第２図の油圧
制御回路によって制御されるスロットル開度に対する最
適入力軸回転数を示す図である。 第９図は第２図の一次側シリンダおよび二次側シリンダ
の変速比に対する作動油圧特性を示す図である。第１０
図は第２図のクラッチコントロールバルブによって制御
される直結クラ・ソチの保合領域を示す図である。 １２：フルードカンプリング（流体伝導装置）１６：入
力軸　　　　１８：出力軸 ２０：伝導ヘルド　　２２．２４：可変プーリ５４ニー
次側シリンダ（油圧シリンダ）７８ニスロントル弁（エ
ンジン負荷量検出装置）８２：シフト制御弁（シフト制
御弁装置）１００：ガバナバルブ（速度検出装置）１０
４ニスプール弁子（制御弁子）

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 出力軸、およびエンジンに連結される入力軸と、該入力
   軸および出力軸にそれぞれ設けられ、互いに伝導ベルト
   が巻き掛けられた有効径が連続的に可変の可変ブーりと
   、該可変プーリの有効径をそれぞれ変化させる液圧シリ
   ンダとを備えた車両用無段変速機の液圧制御装置であっ
   て、 前記入力軸の回転速度を検出し、該回転速度に対応した
   液圧の速度信号を出力する速度検出装置と、 前記エンジンの負荷量を検出し、該負荷状態に対応した
   液圧の負荷状態信号を出力するエンジン負荷状態検出装
   置と、 前記速度信号および負荷状態信号の液圧がそれぞれ作用
   させられることによって位置制御される制御弁子を備え
   、該制御弁子の移動位置に従って前記液圧シリンダに作
   動液を供給し、または該液圧シリンダからの作動液の排
   出を許容することにより、前記変速比を前記入力軸の回
   転速度およびエンジンの負荷量に応じて予め定められた
   値に制御する変速比制御弁装置と、 を含むことを特徴とする無段変速機の液圧制御装置。