JPS61130657A - ベルト式無段変速機の油圧制御装置 - 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】 技術分野 本発明はベルト式無段変速機の油圧制御装置に関し、特
に油圧源において作動油を圧送するために消費される動
力損失を可及的に軽減する技術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
可変プーリと、それ等可変プーリに巻き掛けられて動力
を伝達する伝導ベルトと、前記可変プーリの有効径を変
更する一対の油圧シリンダとを備えたベルト式無段変速
機が知られている。

斯るベルト式無段変速機においては、減速側から増速側
に至る範囲内で変速を可能とするために一次側回転軸側
の油圧シリンダと二次側回転軸側の油圧シリンダとの推
力比（出力側油圧シリンダの推力／入力側油圧シリンダ
の推力）を広範囲に、たとえば１．５から０．５に至る
範囲に変化させる必要がある。第３図はベルト式無段変
速機の所望の速度比を得るための必要な推力比の例を示
したも　　　　　）のであり、図中Ｐは正の負荷トルク
が加えられた状態、Ｍは無負荷の状態、Ｎは負の負荷ト
ルクが加えられた状態を示す。

このため、共通（単一）のライン油圧が用意されかつそ
のライン油圧が油圧シリンダの一方に直接供給されて伝
導ベルトの張力が適切に保持されるとともに、そのライ
ン油圧の作動油が他方の油圧シリンダ内へ流入する流量
あるいはその油圧シリンダ内からたとえばドレイン油路
に排出される作動油の排出量を流量制御弁によって調節
することによりベルト式無段変速機の速度比を制御する
形式の油圧制御装置においては、前記推力比を幅広く確
保するために、流量制御弁によって作動油の出入流量が
制御される側の前記他方の油圧シリンダの受圧面積を前
記一方の油圧シリンダの受圧面積に対して約２倍程度と
する必要があった。このため、その他方の油圧シリンダ
が大径となり、ベルト式無段変速機が大型となるととも
に、回転部材の慣性モーメントも大きくなりしかも変速
時には大量の作動油を必要とするため、充分な応答性が
得られない等の問題があった。たとえば、特開昭５２−
９８８６１号公報に記載されたベルト式無段変速機の油
圧制御装置がそれである。

これに対し、２種類の第１ライン油圧および第２ライン
油圧をそれぞれ調圧する第１調圧弁および第２調圧弁を
設け、それ等の油圧のうち相対的に油圧の小さい第１ラ
イン油圧を専ら伝導ベルトの張力を制御するための前記
一方の油圧シリンダに供給させるともに、相対的に油圧
の大きい第２ライン油圧を流量制御弁へ供給する油圧制
御装置が知られている。斯る油圧制御装置によれば、前
記一方の油圧シリンダおよび他方の油圧シリンダの受圧
面積が略同等であっても、第１ライン油圧と第２ライン
油圧との油圧差に応じて一方の油圧シリンダと他方の油
圧シリンダとの推力比を大きく確保することができる。

特公昭４８−２６６９２号公報に記載された装置がそれ
である。

発明が解決すべき問題点 しかしながら、斯る従来のベルト式無段変速機の油圧制
御装置によれば、前記流量制御弁によって容量が変化さ
せられる前記他方の油圧シリンダの推力が前記第１ライ
ン油圧が供給される前記一方の油圧シリンダの推力に比
べて小さい領域、すなわち推力比が１より小さい領域に
おいては、本来的に第１ライン油圧よりも大きな第２ラ
イン油圧を用いる必要はなく、このような領域において
は第２ライン油圧を作り出すために油圧ポンプが不要に
駆動される結果となり、油圧ポンプを駆動するために費
やされる動力が無用に消費される不都合があった。しか
も、その第２ライン油圧はベルト式無段変速機の速度比
全域に渡って確実な変速応答性を得るための余裕を考慮
して第１ライン油圧よりも相当量高く設定する必要があ
り、この点においても油圧ポンプの駆動トルクが増加し
て動力損失が大きくなるという問題があった。

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可変プーリと、該可変プーリ
に巻き掛けられて動力を伝達する伝導ベルトと、前記可
変プーリの有効径を変更する一対の油圧シリンダとを備
えたベルト式無段変速機の油圧制御装置であって、（１
）油圧源から供給される作動油圧を第１ライン油圧に調
圧して前記油圧シリンダの一方に供給し、前記伝導ベル
トに対する挟圧力を制御する第１調圧弁装置と、（２）
前記油圧シリンダの他方の油圧と前記第１ライン油圧と
の差圧を一定の分圧比にて分圧することにより中間油圧
を出力する中間油圧設定装置と、（３）前記油圧源と第
１調圧弁装置との間に設けられ、作動油圧を前記中間油
圧に対して所定圧高い第２ライン油圧に調圧する第２調
圧弁装置と、（４）前記油圧シリンダの他方に供給され
る第２ライン油圧の作動油の流入量および該油圧シリン
ダから排出される作動油の流出量を調節して前記ベルト
式無段変速機の速度比を制御する流量制御弁装置と、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、油圧源から前記流量制御弁装置へ供
給される作動油圧が第２調圧弁装置によ　　　　　　　
；っで前記中間油圧に対して所定圧高い油圧に調圧され
るので、油圧源から流量制御弁装置へ供給される作動油
圧が他方の油圧シリンダ内の作動油圧の変化、換言すれ
ばベルト式無段変速機の速度比あるいは伝達トルクの変
化に関連してその油圧シリンダ内の作動油圧よりも常に
高く調圧される。

この結果、油圧シリンダ間の受圧面積が略同等であって
もベルト式無段変速機の速度比等に拘らず、作動油圧が
流量制御弁装置を介して他方の油圧シリンダ内に流入さ
れ得て、油圧シリンダ間の推力比の範囲が充分に得られ
る。同時に、油圧源から流量制御弁装置へ供給される作
動油圧は、第２調圧弁装置によって前記他方の油圧シリ
ンダ内の作動油の変化に関連して必要な推力比を得るた
めの必要かつ充分な所定値に変化させられるので、無用
な動力損失が解消されるのである。

また、本発明によれば、第２調圧弁装置が第２ライン油
圧を前記中間油圧に対して所定圧高くなるように調圧す
るので、前記他方の油圧シリンダの容量が最大となって
流量制御弁が開放状態となっても、第２ライン油圧は一
定の有限値に飽和させられ、第２ライン油圧の過昇圧が
リリーフ弁を用いることなく解消される。

実施例 以下、本発明の一実施例を示す図面に基づいて詳細に説
明する。

第１図において、車両用のエンジン１０のクランク軸１
２は電磁クラッチ、遠心クラッチ、流体クラッチ等のク
ラッチ１４を介してベルト式無段変速機１６の一次側回
転輪１８に連結されている。

一次側回転輪１８には固定回転体２０が固設されている
とともに可動回転体２２が軸まわりの回転不能かつ軸方
向の移動可能に設けられており、それ等固定回転体２０
および可動回転体２２によってＶ溝幅、換言すれば有効
径（伝導ベルトの掛り径）の変更可能な可変プーリ２４
が構成されている。ベルト式無段変速機１６の二次側回
転軸２６においても固定回転体２８および可動回転体３
０が設けられており、それ等固定回転体２８および可動
回転体３０によって二次側可変プーリ３２が構成されて
いる。一次側可変プーリ２４の可動回転体２２は一次側
油圧シリンダ３４によって駆動されるようになっており
、また二次側可変プーリ３２の可動回転体３０は二次側
油圧シリンダ３６によって駆動されるようになっている
。ここで、一次側油圧シリンダ３４および二次側油圧シ
リンダ３６は略同等の受圧面積を備えたものであり、可
変プーリ２４，３２の径も略同等とされている。

一次側可変プーリ２４および二次側可変プーリ３２には
、通常、無端環状のフープとそのフープに沿って重ねら
れた多数のブロックとからなる伝導ベルト３８が巻き掛
けられており、エンジン１０から一次側回転軸１８に伝
達された回転力が伝導ベルト３８を介して二次側回転軸
２６に伝達され、さらに図示しない副変速機、終減速機
を介して車両の駆動輪に伝達されるようになっている。

油圧源としてのポンプ４０は前記一次側回転軸１８内を
縦通ずる図示しない連結軸を介してクランク軸１２と連
結されており、エンジン１０によって駆動されるように
なっている。ポンプ４０はオイルタンク４２内の作動油
をストレーナ４４を介して吸入するとともに第２ライン
油路４６を介して電磁式の流量制御サーボ弁４８および
調圧弁５０に圧送する。流量制御サーボ弁４８は二方弁
であって油路５２を介して一次側油圧シリンダ３４に接
続されており、流量制御サーボ弁４８は専ら第２ライン
油路４６から一次側油圧シリンダ３４内へ流れる作動油
の流量を制御する。また、油路５２とドレイン油路５４
との間には上記流量制御サーボ弁４８と同様の流量制御
サーボ弁５６が設けられており、流量制御サーボ弁５６
は専ら一次側油圧シリンダ３４内からオイルタンク４２
へ排出される作動油の流量を制御する。流量制御サーボ
弁４８および５６は図示しないコントローラから供給さ
れる駆動信号に従って択一的に作動することにより一次
側可変プーリ２４の有効径を拡大または縮小し、ベルト
式無段変速機１６の速度比（二次側回転軸２６の回転速
度／一次側回転輪１８の回転速度）を調節する。そのコ
ントローラは、たとえば、特願昭５７−４０７４７号に
記載されたものと同様に、車両のアクセル操作量に基づ
いて決定された目標回転速度とエンジン１０の実際の回
転速度とを一致させるための速度比を得るように流量制
御サーボ弁４８．５６へ駆動信号を出力するのである。

本実施例では、流量制御サーボ弁４８．５６が流量制御
弁装置を構成し、ドレイン油路５４および後述の戻り油
路８４がオイルタンク４２へ作動油を戻すための排出路
を構成している。

前記調圧弁５０は、第２ライン油路４６内の第２ライン
油圧を調圧する第２調圧弁装置として機能し、第２ライ
ン油路４６から第１ライン油路５８へ流出する作動油の
流量を調節することにより第２ライン油路４６内の第２
ライン油圧を後述の中間油圧に対して所定値だけ高くな
るように調圧するものである。すなわち、調圧弁５０は
、段付穴状のシリンダポア６６と、シリンダボア６６内
にシリンダボア６６の小径部分と嵌合する小径部６２お
よびシリンダポアロ６の大径部分と嵌合する大径部６４
を一体に備えてシリンダボア６６内に摺動可能に嵌合さ
れたスプール状の弁子６８とを備えている。シリンダポ
ア６６は、その小径部分において第２ライン油路４６お
よび第１ライン油路５８と、その大径部分において後述
の中間油圧設定器５９の中間油圧が出力される油路６０
と、その大径部分および中間部分の境界部分においてオ
イルタンク４２に連なるドレイン油路５４と連通してい
る。弁子６８はその小径部６２において第２ライン油路
４６と第１ライン油路５８との間を開閉するものであり
、スプリング７０によって常時閉弁方向に付勢されてい
る。また、弁子６８は、第２ライン油圧を受けて弁子６
８を開弁方向に付勢する第１受圧面７２と、前記中間油
圧を受けて弁子６８を閉弁方向へ付勢する第２受圧面７
４とを備えており、第１受圧面７２に受ける推力と、第
２受圧面７４に受ける推力およびスプリング７０の付勢
力とが平衡した位置に位置決めされて、第２ライン油路
４６と第１ライン油路５８との間の流通断面積を調節す
る。すなわち、第１受圧面７２の受圧面積をＡ、第２ラ
イン油路４６の圧力をＰ２、第２受圧面７４の受圧面積
をＢ、中間油圧をＰ４、スプリング７０の付勢力をＦと
すれば、次式（１１の平衡条件が成立する位置に弁子Ｐ
２　・Ａ＝Ｐ、　　・Ｂ＋Ｆ　　　　　　・・・（１）
６８が移動させられる。ここで、前記中間圧力設定器５
９は、一次側油圧シリンダ３４内の圧力Ｐ３と第１ライ
ン油圧Ｐ＋　との差圧（ＰＩ　−ＰＩ　＞を一定の分圧
比Ｋにて分圧することにより中間圧力Ｐ４を出力するも
のであって、複数（本実施例では２個）の絞り７６およ
び７８と流通制限方向が一次側油圧シリンダ３４に向か
う方向の逆止弁８０とが第１ライン油路５８と一次側油
圧シリンダ３４との間に接続されて成る。上記分圧比に
は次式（２）にて示される。

Ｋ＝（ｐ、−ｐ＋）／（ｐｚ−ｐ＋）　　・・・・・（
２）このため、前記（１１式の平衡条件が成立するよう
に作動する調圧弁５０によって一次側油圧シリンダ３４
内の作動油圧Ｐ３に伴って中間油圧Ｐ４が低下すれば、
それに応じて第２ライン油路４６と第１ライン油路５８
との間の流通断面積が拡大されて第２ライン油路４６内
の作動油流出量が増加し、第２ライン油圧Ｐ２が低下さ
せられる。逆に、一次側油圧シリンダ３４内の作動油圧
Ｐ３に伴って中間油圧Ｐ４が上昇すれば第２ライン油路
４６と第１ライン油路５８との間の流通断面積が小さく
されて、第２ライン油圧Ｐｔが上昇させられる。

第２図はこのような作用を示している。このようにして
、一次側油圧シリンダ３４内の油圧Ｐ、の変動に追従し
て第２ライン油圧Ｐ！がそれよりも所定値だけ高い油圧
となるように追従させられるので、流量制御サーボ弁４
８の両端にはベルト式無段変速機１６の速度比が変化し
ても第１ライン油圧Ｐ、が一次側油圧シリンダ３４内の
油圧Ｐ３を上回らない限り所定値の差圧ΔＰ（＝Ｐ２　
　ＰＩ）が発生するようになっている。この差圧ΔＰは
、前記（１１式および（２）式より、次式（３）の如く
表わされる。

Ａ　　　　　　　　　　　Ａ　　　　　　　　　Ａ・・
・・・（３）（ 第１ライン油路５８とポンプ４０の吸入側に連通ずる戻
り油路８４との間には第１調圧弁装置としての電磁式の
圧力制御サーボ弁８６が設けられており、その圧力制御
サーボ弁８６によって第１ライン油路５８内の作動油の
戻り油路８４への流量が変更されることにより第１ライ
ン油路５８内の第１ライン油圧Ｐ、が調節されるように
なっている。圧力制御サーボ弁８６には、たとえば特願
昭５７−０７１４６７号に記載されているものと同様に
、図示しないコントローラからベルト式無段変速機１６
の実際の速度比および伝達トルクに対応した駆動信号が
供給され、第１ライン油圧Ｐ１が第２図に示す如く変化
させられ、伝導ベルト３８の滑りが生じない範囲で可及
的に小さくなるように調節される。

以下、本実施例の作動を説明する。

ベルト式無段変速機１６の速度比に応じて圧力制御サー
ボ弁８６が作動させられることにより第１ライン油圧Ｐ
、が第２図に示すように変化させられると、二次側可変
プーリ３２の伝導ベルト３８に対する挟圧力が必要かつ
充分に制御されるとともに、その挟圧力に対応する伝導
ベルト３８の張力に伴って一次側油圧シリンダ３４内に
その伝導ベルト３８の張力等に対応した油圧Ｐ３が生ず
る。この圧力Ｐ３は中間油圧設定器５９によって分圧さ
れ、圧力Ｐ３の変化に応答した中間圧力Ｐ４が油路６０
を介して調圧弁５０に伝達される。調圧弁５０は前述の
如く中間油圧Ｐ４の低下とともに第２ライン油路４６か
ら第１ライン油路５８への作動油流出量を増加させ、あ
るいは中間油圧Ｐ４の増加とともに第２ライン油路４６
から第１ライン油路５８への作動油の流量を減少させて
、第２ライン油圧Ｐ２を一次側油圧シリンダ３４内の圧
力Ｐ、に対して所定の差圧ΔＰを形成する。このため、
流量制御サーボ弁４８の両端には常に差圧ΔＰが形成さ
れるため、たとえばベルト式無段変速機１６の速度比ｅ
が大きい領域においても必要な推力比が充分に得られて
速度比ｅが広範囲に変更され得るのである。

このように、ポンプ４０の出力油圧である第２ライン油
圧Ｐ２は、第２図に示すように一次側油圧シリンダ３４
内の油圧Ｐ、に対して所定値ΔＰだけ高くなるように調
圧弁５０によって制御される結果、ベルト式無段変速機
１６の速度比ｅに応じて必要かつ最小限の油圧に制御さ
れる。それ故、ポンプ４０の作動に費やされるエンジン
１０の動力損失が可及的に小さくされて、車両の燃料消
費効率が高められるのである。なお、差圧ΔＰは大き過
ぎると動力損失を増大させ、小さ過ぎると充分な推力差
が得られず変速動作に支障が生ずる。

本発明者等の実験によれば、前記差圧ΔＰはたとえば０
．１乃至０．５（ＭＰａ）の範囲が好ましく、前記スプ
リング７０の付勢力あるいは弁子６８の受圧面積Ａ、Ｂ
はこのように定められるのである。

ここで、速度比ｅカ月より小さい領域において第１ライ
ン油圧Ｐ、が上昇して一次側油圧シリンダ３４内の油圧
Ｐ３を超える場合がある。たとえば、第２図のＳ１点よ
りも速度比ｅが小さくなる領域である。このような場合
には、差圧ΔＰを流量制御サーボ弁４８の両側に形成し
ようとする調圧弁５０の作動に拘らず、調圧弁５０の下
流側である第１ライン油圧Ｐ、が上流側である第２ライ
ン油圧ｐｔと略同等となるので、第２ライン油圧Ｐ、は
第１ライン油圧Ｐ、とともに上昇する。しかし、一次側
油圧シリンダ３４内の油圧Ｐ、は伝導ベルト３８の張力
等に応じて決まるので、第２図に示す如く第１ライン油
圧Ｐ、とともには上昇しない。このとき、逆止弁８０の
作用によって作動油が中間油圧設定器５９を逆流しない
ようになっている。

逆に、流量制御サーボ弁４８の働きによって一次側油圧
シリンダ３４内に第２ライン油路４６から作動油が大量
に供給され、速度比ｅが最大とされて一次側可変プーリ
２４における可動回転体２２の移動ストロークが最大に
振り切った状態になると、この状態の流量制御サーボ弁
４８は開いているので第２ライン油路４６と油路５２と
の間の差圧ΔＰが消滅してしまう。調圧弁５０はその差
圧を形成しようとして第２ライン油路４６と第１ライン
油路５８との間の流通断面積を更に小さく　　　　　１
絞ることになるが、第２ライン油圧Ｐ２が過大な圧力と
ならないように作動する。すなわち、前記（１）式およ
び（２）式から次式（４）が導かれるとともに、。

Ａ−Ｐｇ　＝Ｂ　（Ｐ＋（１−Ｋ）十ＫＰ３）＋Ｆ・・
・・・（４） 可動回転体２２の移動ストロークが最大に振り切ったと
きの条件Ｐｔ＝Ｐｚを（４）式に代入すると（５）式が
得られる。したがって、調圧弁５０の作動によって第２
ライン油圧の飽和値Ｐ！ＩＩＩａｘは（５）式に示す飽
和値に制限されるのである。

・・・・・（５） 上記第２ライン油圧の飽和値Ｐｔ１ｌａｘは第１ライン
油路４６と第２ライン油路５８との圧力差（Ｐｇ−Ｐｔ
）の最大値よりも若干大きい値に設定されることが望ま
しい。たとえば、前記弁子６８の第１受圧面７２の受圧
面積Ａを２ｃｄ、第２受圧面積７４の受圧面積Ｂを２．
２ｄ、スプリング７０の付勢力を０．５　ｋｇ　ｆ、分
圧比Ｋを０．７５とすれば、次式（６）に示す第２ライ
ン油圧の飽和値Ｐ　ｚ　ｍａＸがＰｚ　ｍａｘ　（ＭＰ
　ａ）＝　１．５７　Ｐ＋＋０．１４２・・・・・（６
） 得られる。

ここで、前記ベルト式無段変速機１６の常用域が速度比
ｅが２．０付近である場合には、第２図に示す第２ライ
ン油圧Ｐ２および一次側油圧シリンダ３４内の油圧Ｐ、
を引き下げるために一次側油圧シリンダ３４の受圧面積
を二次側油圧シリンダ３６に対して大きく、たとえば１
．２倍程度とすることが望ましい。このようにすれば、
常用域における第２ライン油圧Ｐ２が小さくされて動力
損失が一層低減させられるのである。しかし、ベルト式
無段変速機１６の一次側の慣性モーメントをできるだけ
小さくして応答性を高めること、あるいはベルト式無段
変速機１６をできるだけ小型にすること等を重視する場
合には、第４図の８１点が速度比０．５に相当する位置
となるようにすることが望ましい。このようにして一次
側油圧シリンダ３４および二次側油圧シリンダ３６の受
圧面積を種々変更できるが、本実施例の油圧制御回路に
よれば、一次側油圧シリンダ３４と二次側油圧シリンダ
３６との受圧面積比を０．７乃至１．５の範囲において
選択することが実用的に可能である。

このように、本実施例によれば、調圧弁５０により第２
ライン油圧Ｐ２が必要かつ充分に調圧されるので、油圧
を発生させるための動力損失が可及的に軽減される。し
かも、調圧弁５０は中間油圧設定器５９から出力される
中間油圧Ｐ４に基づいて第２ライン油圧Ｐ２を調圧する
ので、一次側可変プーリ２４の可動回転体２２が増速側
（速度比大側）へ振り切ったときに第２ライン油圧Ｐ２
をその飽和値ｐ２ｍａｘに制限するので、第２ライン油
圧Ｐ２の過昇圧が防止されて、この点においても動力損
失が防止されるとともに、そのためのリリーフ弁等の部
品を要しない利点がある。

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、前述の中間油圧設定器５９は一対の絞り７６
．７８と逆止弁８０との直列回路から構成されているが
、絞り７６または７８は手動設定される可変絞りであっ
ても良く、また、必要に応じて３以上の固定絞りから構
成されても良い。また、調圧弁５０の特性において、第
１ライン油圧Ｐ、が一次側油圧シリンダ３４内の作動油
圧Ｐ３よりも大きくならない場合には、逆止弁８０は除
去されても差支えないのである。

また、調圧弁５０の弁子６８の形状および受圧面積は必
要に応じて種々変形され得るものであり、スプリング７
０は必ずしも設けられなくても良い。

また、前述の実施例において流量制御サーボ弁４８．５
６が一次側可変プーリ２４の有効径を変更するための一
次側油圧シリンダ３４に対して流量制御するように設け
られているが、反対に二次側油圧シリンダ３６に対して
流量を制御するように設けられ、一次側油圧シリンダ３
４に圧力制御サーボ弁８６によって調圧される第１ライ
ン油圧が作用させられるようにしても良いのである。

また、前述の実施例においては電磁式の流量制御サーボ
弁４８．５６あるいは圧力制御サーボ弁８６が用いられ
ているが、たとえば特公昭５８−１８５４７号公報に記
載されているものと同様に流量制御弁、調圧弁としてメ
カニカルリンクによって駆動される形式の弁が用いられ
ても良いし、デユーティ制御される０Ｎ−ＯＦＦ作動の
開閉弁であっても良い。

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の構成を示す油圧回路図であ
る。第２図は第１図の実施例の作動を説明するための図
であって、速度比に対する各部の作動油圧の変化を示す
特性図である。第３図は第１図のベルト式無段変速機に
おける速度比に対する油圧シリンダの推力比の変化を示
す特性図である。 １６：ベルト式無段変速機 ２４ニ一次側可変プーリ ３２：二次側可変プーリ ３４ニ一次側油圧シリンダ ３６二二次側油圧シリンダ

Claims (6)

【特許請求の範囲】
1. （１）一次側回転軸および二次側回転軸にそれぞれ設け
   られた可変プーリと、該可変プーリに巻き掛けられて動
   力を伝達する伝導ベルトと、前記可変プーリの有効径を
   変更する一対の油圧シリンダとを備えたベルト式無段変
   速機の油圧制御装置であって、 油圧源から供給される作動油圧を第１ライン油圧に調圧
   して前記油圧シリンダの一方に供給し、前記伝導ベルト
   に対する挟圧力を制御する第１調圧弁装置と、 前記油圧シリンダの他方の油圧と前記第１ライン油圧と
   の差圧を一定の分圧比にて分圧することにより中間油圧
   を出力する中間油圧設定装置と、前記油圧源と第１調圧
   弁装置との間に設けられ、作動油圧を前記中間油圧に対
   して所定圧高い第２ライン油圧に調圧する第２調圧弁装
   置と、 前記油圧シリンダの他方に供給される第２ライン油圧の
   作動油の流入量および該油圧シリンダから排出される作
   動油の流出量を調節して前記ベルト式無段変速機の速度
   比を制御する流量制御弁装置と、 を含むことを特徴とするベルト式無段変速機の油圧制御
   装置。
2. （２）前記中間油圧設定装置は、前記他方の油圧シリン
   ダと前記第１ライン油路との間に直列に接続された複数
   の絞り装置を備え、該絞り装置の間から前記中間油圧を
   発生させるものである特許請求の範囲第１項に記載のベ
   ルト式無段変速機の油圧制御装置。
3. （３）前記第２調圧弁装置は、前記複数の絞り装置と直
   列に流通制限方向が前記他方の油圧シリンダに向かう方
   向の逆止弁を備えたものである特許請求の範囲第１項ま
   たは第２項に記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置
   。
4. （４）前記第２調圧弁装置は、シリンダボア内に摺動可
   能に嵌合されて前記油圧源と第１調圧弁装置との間を開
   閉する弁子を備え、該弁子は、前記第２ライン油圧を受
   けて該弁子を開弁方向へ付勢する第１受圧面と、前記中
   間油圧を受けて該弁子を閉弁方向へ付勢する第２受圧面
   とを備えたものである特許請求の範囲第１項乃至第３項
   のいずれかに記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置
   。
5. （５）前記弁子に設けられた第１受圧面の受圧面積は前
   記第２受圧面の受圧面積よりも小さく形成されている特
   許請求の範囲第４項に記載のベルト式無段変速機の油圧
   制御装置。
6. （６）前記第２調圧弁装置は、前記弁子を閉弁方向へ付
   勢するスプリングを備えたものである特許請求の範囲第
   ４項または第５項のいずれかに記載のベルト式無段変速
   機の油圧制御装置。