JPS6188064A - 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。斯るヘルド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５図
はベルト式無段変速機の所望の速度比を得るために必要
な推力比の例を速度比との関連において示したものであ
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、共通の（単一の）ライン油圧が用言され１．
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、一次側（入力端
）回転部材の慣性モーメントも大きくなり、かつ変速時
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５２−９
８８６１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種類のライン油圧である第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はの油圧制
御装置によれば、前記流量制御弁によって容量が変化さ
せられる他方の油圧シリンダの推力を前記第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
小さくする領域、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に相当量の余
裕を考慮して第１ライン油圧よりも一定量だけ高く設定
する必要があり、この面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、前記ベルト式無段変速機にお
いて、油圧源から前記油圧シリンダの前記他方に供給さ
れる作動油の流量、およびその油圧シリンダから排出さ
れる作動油の流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を備えた油圧制御装置
であって、前記油圧源と第一調圧弁装置との間に設けら
れ、前記油圧源から供給される作動油圧を前記他方の油
圧シリンダ内の作動油圧に対して所定圧高い第２ライン
油圧に調圧し、かつ該油圧源から供給される作動油圧が
前記第１ライン油圧または大気圧に対して予め定められ
た一定の圧力を超えた時該油圧源と前記第１ライン油圧
を導く第１ライン油路との間を連通させる第二調圧弁装
置を含み、前記第２ライン油圧を前記流量制御弁に供給
させるとともに、前記油圧源から供給される作動油圧の
前記予め定められた一定の圧力以上の昇圧を防止するよ
うにしたこ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調圧弁装置によって他方のシリンダ
内の作動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応
じて所定圧高く調圧される。この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せられ得て、それ等の間の推力
比が充分に得られる。同時に、調圧弁によって油圧−か
ら流量制御弁装置−・供給される作動油圧は、必要な推
力比を得るために必要かつ充分な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、本第二調圧弁装置は、油圧源から供給される作動
油圧が前記第１ライン油圧に対して予め定められた一定
の圧力を超えたとき、油圧源と第１ライン油路との間を
連通させるので、恰も、第２ライン油圧を導く第２ライ
ン油路と第１ライン油路との間に設けられるリリーフ弁
の機能を備えることとなる。それ故、たとえば、前記流
量制御弁装置による作動油の供給によって前記他方の油
圧シリンダが前記他方の可変プーリのＶ溝幅を最小とし
、その流量制御弁装置が油圧源とその他方の油圧シリン
ダ内との間を連通させると、その油圧シリンダ内と油圧
源との間に前記所定値の差圧を形成しよう生して前記第
二調圧弁装置により油圧源から第１ライン油路へ流され
る作動油流量が絞られて第２ライン油圧が高められるが
、このような状態において前記第二調圧弁装置のリリー
フ弁機能が作動して前記第２ライン油圧の作動油がそれ
よりも油圧の小さい第１ライン油路に排出されるので、
第２ライン油圧の昇圧が防止され、この点においてもそ
の昇圧に対する油圧ポンプの無用の動力損失が解消され
るとともに、過度の昇圧に起因する伝導ベルトに対する
過大な挟圧力が解消されてベルト式無段変速機の耐久性
が向上するのである。

また、第二調圧弁装置内には上記リリーフ弁機能が備え
られているので、別途リリーフ弁を設ける場合に比較し
て油圧制御回路が簡単となる利点がある。

なお、前記第一調圧弁装置は、通常、コントローラ（コ
ンピュータ）からの信号に従って作動させられ、第１ラ
イン油圧はベルト式無段変速機の速度比あるいは伝達ト
ルクに応じて伝導ヘルドに滑りが生じない範囲で必要か
つ充分に制御されるので、第１ライン油圧が前記他方の
油圧シリンダ内の油圧よりも大きくなる場合がある。こ
のような場合においては前記第２調圧弁装置は調圧作動
をし得す第２ライン油圧は第１ライン油圧とともに変化
するが、第１ライン油圧が第２ライン油圧、換言すれば
他方の油圧シリンダ内の作動油圧よりも小さい領域にお
いて調圧作動し１．その他方の油圧シリンダ内の作動油
圧よりも所定値だけ高く第２ライン油圧を調圧する。

その第二調圧弁装置は、好ましくはシリンダボアと、そ
の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ライン油路との間を開閉する弁子と、その弁子に設
けられ、前記第１ライン油圧を受けて該弁子を閉弁方向
へ付勢する第１受圧面と、前記弁子にそれぞれ設けられ
、前記第２ライン油圧および他方の油圧シリンダ内の作
動油圧をそれぞれ受けてその弁子を開弁方向および閉弁
方向へ互いに逆向きに付勢する一対の第２および第３受
圧面とを含んで成るものである。この種の第２調圧弁装
置は上記弁子を閉弁方向へ付勢するスプリングを備えて
も良い。このような場合には、前記各受圧面積が受ける
推力差およびスプリングの付勢力によって前記第２ライ
ン油圧の前記他方の油圧シリンダ内の油圧に対する差圧
（所定値）が決定される。

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
転軸１８に連結されている。

一次側回転軸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２
０および可動回転体２２によって■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２
４が構成されている。ベルト式無段変速機■６の二次［
！１回転軸２６においても固定回転体２８および可動回
転体３０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。一次側可変ブーＩＪ　２４の可動回転体２
２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、また二次側可変ブー　Ｉ７３２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３
８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内を縦通す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４
８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、
ベルト式無段変速殿１６の速度比（二次側回転軸２６の
回転速度／一次側回転軸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５７−４０７４
７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ｅ、
、量制御弁装置を構成している。

前記調圧弁５０は、第二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Ｐβ２を前記一次側油圧シリンダ３４内
の作動油圧Ｐｃに対して所定値（差圧ΔＰ□）だけ高く
なるように調圧とともに、第２ライン油圧Ｐβ２の異常
昇圧を防止するものである。すなわち、調圧弁５０と油
路５２および第１ライン油路５８との間には油路６０お
よび６２がそれぞれ接続されており、それ等油路６０お
よび６２を介して上記作動油圧Ｐｃおよび第１ライン油
圧Ｐβ、が調圧弁５０に伝゛達され、上記作動油圧Ｐｃ
に基づいて第２ライ、ン油圧１）１２が制御され、かつ
第１ライン油圧Ｐｊ２１と作動油圧Ｐｃ（第２ライン油
圧Ｐ１２）との差圧に基づいて第２ライン油圧Ｐ１２の
異常昇圧が防止されるようになっている。

第２図に詳しく示すように、調圧弁５０は大径部におい
て第２ライン油路４６、第１ライン油路５８、および油
路６２と、小径部において油路６０とそれぞれ連通する
段付状のシリンダボア６６内に摺動可能に嵌合された弁
子６８を備えている。

弁子６８は第２ライン油路４６と第１ライン浦路５８と
の間を開閉するものであって大径部７０および小径部７
２から成り、スプリング７４によって常時閉弁方向に付
勢されている。また、大ＩＺ　Ｕｎ７０の小径部７２側
端面には第１ライン油圧ｐｚ、を受けて弁子６８を閉弁
方向に付勢する第１受圧面７６が設けられているととも
に、大径部７０と小径部７２とには、第２ライン油圧Ｐ
Ｎ２を受けて弁子６８をスプリング７４の付勢力に抗し
て付勢する第２受圧面７８と一次側油圧シリンダ３４内
の作動油圧Ｐｃを受けて弁子６８を閉弁方向へ付勢する
第３受圧面８０とが備えられており、第２受圧面７８に
受ける推力と第１受圧面７６および第３受圧面８０に受
ける推力およびスプリング７４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７６の受圧面積をＳｉ、第１ライン油路５８内
の油圧をＰＲ□、第２受圧面７８の受圧面積をＳ２、第
２ライン油路の圧力をＰＩ３、第３受圧面８０の受圧面
積をＳ３、一次側油圧シリンダ３４内の圧力をＰｃ、ス
プリング７４の付勢力をＦ（Ｘ）とすれば、次式＋１１
の平衡条件が成立する位置に弁子６８が移動させられる
。

ＰＩ３　・ｓ、＝ｐｇ、　　・Ｓ１＋Ｐｃ−３３＋　Ｆ
　（Ｘｌ　　　　　　・・・（１）ただし、Ｘは弁子６
８の変位である。このため、一次側油圧シリンダ３４内
の作動油圧Ｐｃ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て
第２ライン油圧Ｐｉ２が低下する。逆に一次側油圧シリ
ンダ３４内の作動油圧Ｐｃ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Ｐβ２が上昇させられる。この
ようにして、一次側油圧シリンダ３４内の油圧Ｐｃの変
動に追従して第２ライン油圧Ｐ１２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４８の両端にはベルト式無段変速機１６の速
度比が変化しても所定値の差圧ΔＰｓ　　＜＝Ｐ７！２
　　ＰＮｔ）が発生するようになっている。

また、速度比を最大とするために流量制御サーボ弁４８
が開放されて第２ライン油圧ＰＮ２と一次側油圧シリン
ダ３４内の油圧Ｐｃとが同等となり、調圧弁５０が前記
差圧ΔＰ１を形成しようとして第２ライン油路５４と第
１ライン油路５８との間の流通断面積を小さくすると、
第２ライン油圧Ｐβ２が大幅に高められる″。このよう
な場合には調圧弁５０のリリーフ機能によって第２ライ
ン油圧ＰＡ２の大幅な上昇が阻止される。すなわち、Ｐ
β２≧Ｐｃという条件を前記（１）式に適用すると次式
（２）が表わされる。

Ｓ２　−Ｓ３ この（２）式が成立する条件下において油路４６と第１
ライン油路５８との間が開かれて油路４６内の作動油が
第１ライン油路５８へ流されることにより、第２ライン
油路４６の油圧上昇が阻止されるようになっている。

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との間には第一調圧弁装置としての電磁式の
圧力制御サーボ弁８６およびリリーフ弁８２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
１ｔ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Ｐ２
□が伝導ベルト３８の滑りが生じない範囲で可及的に小
さくなるように関節される。なお、圧力制御サーボ弁８
６の下流側にリリーフ弁８２が介挿されている。このリ
リーフ弁８２は図示しない潤滑必要部材への潤滑油圧を
設定するように機能するものであるので、除去されても
本発明の効果が得られることに変わりはない。

以下、本実施例の作動を第３図の特性図を参考にしつつ
説明する。なお、第３図のＨに示すグループはベルト式
無段変速機１６の伝達トルクが大であるとき、しに示す
グループは伝達トルクがその１／２程度であるときの油
圧である。ヘルド式無段変速機１６の速度比ｅ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Ｐ６１が変化させられる。これにより二次（
ｊｊｉ可変ブー１Ｊ３２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内に伝導ベルト３８の張力に対応した油圧Ｐｃ
が生ずる。この圧力１）　（は油路５２、油路６０を介
して調圧弁５０に伝達される。

調圧弁５０は前述の如く一次側油圧シリンダ３４内の油
圧ｐｃ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への作動油流量を増加させ、あるいは一次側
シリンダ３４内の作動油圧ＰＣ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Ｐ１２を一次側油圧シリン
ダ３４内の圧力に対して所定の圧力差ΔＰ１となるよう
に形成する。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、一次側油圧シリン
ダ３４と二次側油圧シリンダ３６との受圧面積差が略同
等であるにも拘らず速度比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。

したがって、ポンプ４０の出力油圧である第２ライン油
圧Ｐβ２は第３図に示すように一次側油圧シリンダ３４
内の油圧に対して所定値ΔＰｌだけ高くなるように調圧
弁５０によって制御されるので、ベルト式無段変速機１
６の速度比ｅに応じて必要かつ最小限の油圧に制御され
、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か高め
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ΔＰ１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７４の付勢力あるい
は弁子６８の各受圧面積はこのように定められるのであ
る。

ここで、速度比が１より小さい領域において第１ライン
油圧Ｐｊ２．が上昇して一次側油圧シリンダ３４内の油
圧、或いは第２ライン浦圧Ｐ１２を超える場合がある。

たとえば、第３図のＡ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
ｅｉが上流側である第２ライン油圧ＰＡ２と同等以上と
なるので、第２ライン油圧Ｐ１２は第１ライン油圧Ｐｆ
ｉ、とともに上昇する。しかし、一次側油圧シリンダ３
４内の油圧Ｐｃは伝導ベルト３８の張力に応じて決まる
ので、第３図に示す如く、第１ライン油圧Ｐｉ□ととも
には上昇しない。

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ブー１
Ｊ２４における可動回転体２２の移動ストロークが最大
に振り切って阻止された状態になると、流量制御サーボ
弁４８が開いているので第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との流通断面積を絞るので、第２ライン油
圧Ｐ１２は急激に上昇しようとする。

しかし、その第２ライン油路４６の圧力上昇により調圧
弁５０のリリーフ機能が作用して第２ライン油路４６の
作動油を第１ライン油路へ流通させるので、第２ライン
油路４６の圧力上昇が阻止されて無用な動力損失が解消
されるのである。

たとえば、前記第１受圧面７６の受圧面積を０゜５　ｃ
ｒａ、第２受圧面７８の受面積を２　ｃｉ、第３受圧面
８０の受圧面積をｌ、　５　ｃｎｔとし、スプリング７
４の付勢力を４ＯＮとすると、（１１式より次式（３）
が導かれる。

Ｐ　１２　＝　１．５　／　２　Ｘ　Ｐ　ｃ　＋　０．
５　／　２　Ｘ　Ｐ　ｅ　ｔ＋４０／２Ｘ１０　　　　
・・・・（３）ここで、速度比ｅを最大（２，０”）と
するための流量制御サーボ弁４８の開動作による条件Ｐ
／２＝Ｐｃを（３）式に適用すると（４）式の如（とな
る。

Ｐ（２２−Ｐｌ、＝８Ｘ　１０　　　（Ｐａ）＝ΔＰ２
　　　　　・・・・（４） すなわち、調圧弁５０におけるリリーフ設定圧ΔＰ２は
８　Ｍ　Ｐ　ａであり、第１ライン油圧ＰＲ，よりもリ
リーフ設定圧ΔＰ２だけ高い圧力以上の第２ライン油路
４６の昇圧が阻止されるのである。

上記設定圧ΔＰ２は第２ライン油圧Ｐｉ２と第１ライン
油圧Ｐｌ□との差圧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。

次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説
明において前述の実施例と共通する部分には同一の符号
を付して説明を省略する。

第４図に示すように前記一対の流量制御サーボ弁４８．
５６の代わりに流量制御サーボ弁９０が設けられても良
い。流量制御サーボ弁９０は共通ボート９２、第１ポー
ト９４、第２ポート９６を備えた三方弁であって共通ポ
ート９２を第１ポート９４または第２ポート９６に択一
的に切り換えるとともに流通断面積を調節するものであ
る。共通ボー１−９２は油路５２と接続されるとともに
、第１ポート９４は第２ライン油路４６と接続され、第
２ポート９６はドレイン油路５４と接続されている。

また、第２図に示す調圧弁５０において、油路６２に替
えてドレイン油路５４または戻り油路８４を接続しても
良い。このような場合には、第１受圧面７６にはドレイ
ン油路５４または戻り油路８４内の大気圧が作用させら
れる。ここで、ドレイン油路５４内の油圧はタンク４２
に至る間の圧損に相当する分だけ大気圧よりも若干高く
、戻り油路８４内の油圧はストレーナ４４等の吸入抵抗
に相当する分だけ大気圧よりも若干負圧であるが、上記
大気圧とはそれ等のような油圧（準大気圧）を含むもの
とする。本実施例によれば、Ｐａ４−〇の条件を加えた
（１１式に基づいて差圧ΔＰｌが決定され、第２ライン
油圧Ｐｉ２は第３図の破線Ｐり、′に示す如くとなる。

たとえば、第２受圧面７８の受圧面積を’ｌ　ｃｔｌ、
第３受圧面８０の受圧面積を１．６ｃれスプリング７４
の付勢力を１００Ｎとすると、（１１式より次式（５）
が導かれる。

Ｐｌ２　＝１．６／２Ｘｉ）ｃ＋５ｘｌ　Ｑ５　（Ｐａ
）・　・　・　（５） この（５）式に基づいて差圧ΔＰ１　（−Ｐ４２　　ｐ
ｃ）が決定されるのである。ここで、速度比ｅを最大と
するための条件Ｐ６２＝Ｐｃを（５）式に代入すると（
６）式の如くとなる。

Ｐｌ２　＝Ｐｃ＝２．５　　（ＭＰａ）　　　　・・−
！６）すなわち、調圧弁５０は、第２ライン油圧Ｐｉ。

を大気圧よりも２．５　Ｍ　Ｐ　ａ以上上昇することを
阻止し、動力損失を可及的に防止するのである。このと
きのリリーフ設定値（２，５Ｍ　Ｐ　ａ　）も第２ライ
ン油圧ＰＡ２と大気圧との差圧の最大値よりも若干高い
値に設定されることが望ましい。

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、前述の実施例において圧力制御サーボ弁８６
は調圧弁５０の下流側に設けられて、調圧弁５０から流
出する作動油の戻り油路８４への流量を調節して第１ラ
イン油圧Ｐβ１を調圧するように設けられているが、そ
の圧力制御弁８６は図示しない絞り弁を介して第２ライ
ン油路４６に直接段けられ、その絞り弁から流出させら
れる作動油の圧力を調圧す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流量制御サーボ弁４８．５
６または９０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３
６に対して流量を制御するように設けられ、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Ｐａ、を
一次側油圧シリンダ３４に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４８，５６．９０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５８−１８６５７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−ＯＦ
Ｆ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図の実施例の調圧弁の構成を示す断面
図である。第３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４図は本発明の他の実施例における油圧回路の要部を
示す図である。第５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 １８ニ一次側回転軸　　２４ニ一次側可変プーリ２６二
二次側回転軸　　３２：二次側可変プーリ３４ニー次側
油圧シリンダ ３６：二次側油圧シリンダ ３８：伝導ベルト ４０：ポンプ（油圧源） ４８．５６，９０：流量制御サーボ弁（流量制御弁装置
） ５０：調圧弁（第二調圧弁装置） ６６：シリンダポア　　　６８：弁子 ７４ニスプリング　　　　７６：第１受圧面７８：第２
受圧面　　　　８０：第３受圧面８６：圧力制御サーボ
弁（第一調圧弁装置）第２ｖＪ 第３図

Claims (3)

【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
   機において、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狭圧力を制御する第一調圧弁装置
   と、前記油圧シリンダの他方に供給される作動油および
   該油圧シリンダから排出される作動油の流量を調節して
   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
   装置とを備えた油圧制御装置であって、 前記油圧源と第一調圧弁装置との間に設けられ、前記油
   圧源から供給される作動油圧を前記他方の油圧シリンダ
   内の作動油圧に対して所定圧高い第２ライン油圧に調圧
   し、かつ該油圧源から供給される作動油圧が前記第１ラ
   イン油圧または大気圧に対して予め定められた一定の圧
   力を超えた時該油圧源と前記第１ライン油圧を導く第１
   ライン油路との間を連通させる第二調圧弁装置を含み、
   前記第２ライン油圧を前記流量制御弁に供給させるとと
   もに、前記油圧源から供給される作動油圧の前記予め定
   められた一定の圧力以上の昇圧を防止するようにしたこ
   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）前記第二調圧弁装置は、シリンダボアと、該シリ
   ンダボア内に摺動可能に嵌合されて前記油圧源と第一調
   圧弁との間を開閉する弁子と、該弁子に設けられ、前記
   第１ライン油圧または大気圧を受けて該弁子を閉弁方向
   へ付勢する第１受圧面と、前記弁子に設けられ、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２
   受圧面と、前記弁子に設けられ、前記他方の油圧シリン
   ダ内の作動油圧を受けて該弁子を閉弁方向へ付勢する、
   前記第２受圧面よりも小さい第３受圧面とを、含んで成
   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）前記第二調圧弁装置は、前記弁子を閉弁方向へ付
   勢するスプリングを含むものである特許請求の範囲第２
   項に記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。