JPS62196446A - 車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置 - Google Patents

車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置

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JPS62196446A
JPS62196446A JP61037572A JP3757286A JPS62196446A JP S62196446 A JPS62196446 A JP S62196446A JP 61037572 A JP61037572 A JP 61037572A JP 3757286 A JP3757286 A JP 3757286A JP S62196446 A JPS62196446 A JP S62196446A
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正美 菅谷
Katsumi Kono
克己 河野
Yoshinobu Soga
吉伸 曽我
Susumu Okawa
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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 本発明は車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置の改
良に関するものである。
従来技術 一次側回転軸および一次側回転軸にそれぞれ設けられた
一対の一次側可変ブーりおよび一次側可変プーリと、そ
れら一対の可変ブーりに巻き掛けられて動力を伝達する
伝動ベルトと、前記一対の可変プーリの有効径をそれぞ
れ変更する一対の一次側油圧シリンダおよび一次側油圧
シリンダとを備えた車両用ベルト式無段変速機が知られ
ている。
かかる無段変速機の速度比や伝動ベルトの張力は、たと
えば特開昭５２−９８８６１号公報に記載されているよ
うに、一次側油圧シリンダ（従動側回転軸に設けられた
油圧シリンダ）に供給される作動油圧を調圧することに
より専ら伝動ベルトの張力を制御し、一次側油圧シリン
ダ（駆動側回転軸に設けられた油圧シリンダ）に供給さ
れる作動油量或いはそれから排出される作動油量を調節
することにより専ら速度比を制御するように構成されて
いる。
かかる油圧制御装置においては、速度比などと関連して
調圧されたライン油圧が１種類用意されてこれが専ら伝
動ベルトの張力を維持する一次側油圧シリンダに供給さ
れるとともに、速度比を制御する流量制御弁を介して一
次側油圧シリンダにも供給される。このため、一次側油
圧シリンダに供給する作動油あるいはそれから排出され
る作動油の流量は上記ライン油圧、すなわち無段変速機
の速度比などに対応して変化するので、変速比変化速度
がそのときの速度比などによって影響されてしまうこと
が避けられない。したがって、変速比の制御において充
分な過渡応答性が得られない場合があった。また、車両
のエンジンブレーキ時において動力の伝達方向が反対と
なると、実質的には、一次側油圧シリンダにて専ら伝動
ベルトの張力を制御し、かつ一次側油圧シリンダにて専
ら速度比を制御することになるため、伝動ベルトの張力
および速度比の制御特性が好適に得られない欠点があっ
た。
これに対し、特公昭５８−２９４２４号に記載されてい
るように、油圧源からの作動油を油圧シリンダの一方へ
供給すると同時に他方から流出させることにより速度比
を変化させる制御弁（４方弁）と、この制御弁から流出
する作動油を調圧する電磁リリーフ弁とが備えられたベ
ルト式無段変速機が提供されている。
かかる形式の無段変速機においては、両袖圧シリンダの
うち動力伝達状態において内部の油圧が高くなる側（駆
動側）に位置する油圧シリンダに油圧源からの比較的高
い作動油圧が作用させられ、反対側の油圧シリンダには
電磁リリーフ弁により調圧された油圧が作用させられる
ため、動力伝達方向が反対となっても好適に伝動ベルト
の張力および速度比が制御される特徴がある。
発明が解決すべき問題点 しかしながら、かかる従来の無段変速機においては、油
圧源の圧力は制御されておらず通常のリリーフ弁によっ
て一定の圧力に維持されているに過ぎないため、伝達ト
ルクや速度比にしたがって油圧シリンダ内の油圧値が変
化すると変速比変化速度、すなわち変速応答性が一定に
得られない場合がある。また、これに対し、作動条件全
域にわたって充分な変速比変化速度が得られるように大
きな余裕油圧を見込んで油圧源の圧力を高く設定すると
、常時その圧力を維持するための動力損失が大きくなる
欠点があった。
問題点を解決するだめの手段 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一次側回
転軸にそれぞれ設けられた一対の一次側可変プーリおよ
び一次側可変ブーりと、それら一対の可変プーリに巻き
掛けられて動力を伝達する伝動ベルトと、前記一対の可
変プーリの有効径をそれぞれ変更する一対の一次側油圧
シリンダおよび一次側油圧シリンダとを備えた車両用ベ
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を調圧して第１ライン油圧とす
る第１調圧弁と、（２）前記第１ライン油圧に調圧され
た作動油を前記一次側油圧シリンダおよび一次側油圧シ
リンダの一方に供給すると同時に、他方内の作動油を流
出させることにより、前記一次側可変プーリおよび一次
側可変プーリの有効径を変化させて前記無段変速機の速
度比を調節する変速制御弁と、（３）前記一次側油圧シ
リンダから前記変速制御弁を通して流出する作動油およ
び前記一次側油圧シリンダから前記変速制御弁を通して
流出する作動油のうちの一方を調圧し、前記第１ライン
油圧よりも低い第２ライン油圧とする第２調圧弁と、（
４）前記一次側油圧シリンダから前記変速制御弁を通し
て流出する作動油および前記一次側油圧シリンダから前
記変速制御弁を通して流出する作動油のうちの他方の作
動油をほぼ大気圧に開放する開放油路とを、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、第１調圧弁および第２調圧弁により
第１ライン油圧および第２ライン油圧が用意されている
ので、それらの差圧によって前記一次側油圧シリンダお
よび一次側油圧シリンダの一方に供給される作動油或い
はそれから排出される作動油の流量が決定される。した
がって、変速比変化速度は無段変速機の速度比に拘わら
ず第１ライン油圧および第２ライン油圧の差圧にしたが
って決まるので、変速比制御の充分な過渡応答特性が得
られる。また、第１調圧弁をエンジンの出力状態若しく
は第２ライン油圧と関連させて制御することにより第１
ライン油圧は変速比変化速度が充分に得られかつ動力損
失が生じないように必要かつ充分な値に制御されるとと
もに、第２調圧弁を速度比や伝達トルクと関連させて制
御することにより第２ライン油圧は伝動ベルトの滑りが
生しない範囲で必要かつ充分な値に制御されるので、車
両の動力損失が大幅に軽減される利点がある。
しかも、前記一次側油圧シリンダから前記変速制御弁を
通して流出する作動油および前記一次側油圧シリンダか
ら前記変速制御弁を通して流出する作動油のうちの他方
の作動油が開放油路によりほぼ大気圧に開放されるので
、流出する作動油が大気に開放される側の油圧シリンダ
内の油圧が大気圧から第１ライン油圧との間で変化させ
られ得る。すなわち、一方の油圧シリンダ内の作動油を
急速に流出させることが可能となり、これにより、ベル
ト式無段変速機の速度比が増加あるいは減少する方向に
変化する場合の変速応答性が改善されて変速時の運転性
が高められる。たとえば、急停止後の再発進時の加速が
もたつくことが好適に解消されるのである。
ここで、前記第２調圧弁は、好適には、前記一次側油圧
シリンダから前記変速制御弁を通して流出する作動油を
調圧するように構成され、前記開放油路は、好適には、
前記一次側油圧シリンダから前記変速制御弁を通して流
出する作動油をほぼ大気圧に開放するように構成される
。このようにすれば、特に問題となりがちなシフトダウ
ン方向の速度比変化速度が高められ、急停止後の再加速
時の運転性が改善される。
また、前記開放油路は、好適には、前記油圧源を構成す
るオイルポンプの吸入側配管と接続されて、油圧シリン
ダ内から流出する作動油を、負圧ではあるが大気に近い
準大気圧に開放する。また、上記開放油路は、前記油圧
源を構成するオイルポンプに吸入されるために還流した
作動油が貯留される開放型オイルタンクへ前記一次側油
圧シリンダから流出する作動油を導くことにより、油圧
シリンダ内から流出する作動油を大気に開放する。
また、前記開放油路は、好適には、前記油圧シリンダか
ら流出する作動油の流量を制限してその油圧シリンダ内
に背圧を与える絞りを備えて構成される。このようにす
れば、絞りによって速度比の最大変化速度篭変更設定で
きる。
実施例 以下、本発明の一実施例を詳細に説明する。
第１図において、車両に設けられたエンジン１０の出力
はクラッチ１２を介してベルト式無段変速機１４の一次
側回転軸１６へ伝達される。
ベルト式無段変速機１４は、一次側回転軸Ｉ６および一
次側回転輪１８と、それら一次側回転輪１６および一次
側回転輪１８に取りつけられた有効径が可変な一次側可
変プーリ２０および一次側可変プーリ２２と、それら一
次側可変プーリ２０および一次側可変プーリ２２に巻き
掛けられて動力を伝達する伝動ベルト２４と、一次側可
変プーリ２０および一次側可変プーリ２２の有効径を変
更する一次側油圧シリンダ２６および一次側油圧シリン
ダ２８とを備えている。これら一次側油圧シリンダ２６
および一次側油圧シリンダ２８は同等の受圧面積となる
ように形成されており、上記一次側可変ブー１Ｊ２０お
よび一次側可変プーリ２２の外形が同等とされてベルト
式無段変速機１４が小型となっている。そして、上記一
次側可変プ−ＩＪ　２０および一次側可変ブーＩＪ２２
は、一次側回転軸１６および一次側回転軸１８にそれぞ
れ固定された固定回転体３１および３２と、上記一次側
回転軸１６および一次側回転軸１８にそれぞれ相対回転
不能かつ軸方向の移動可能に設けられて前記固定回転体
３１および３２との間にＶ溝を形成する可動回転体３４
および３６とから成る。
上記ヘルド式無段変速機１４の一次側回転輪１８からの
出力は、図示しない副変速機、差動歯車装置などを経て
車両の駆動輪へ伝達されるようになっている。
このように構成された車両の動力伝達装置を作動させる
ための油圧制御回路は以下に説明するように構成される
。すなわち、図示しない還流路を経て大気開放型のオイ
ルタンク３８に還流した作動油はストレーナ４０および
吸入油路４１を介してオイルポンプ４２に吸引され、変
速制御弁４４の入力ボート４６および第１調圧弁４８と
接続された第１ライン油路５０へ圧送される。このオイ
ルポンプ４２は、本実施例の油圧源を構成し、図示しな
い駆動軸を介して前記エンジン１０により駆動される。
第１調圧弁４８は、後述の第１駆動信号ＶＤＩにしたが
って第１ライン油路５０内の作動油の一部を第２ライン
油路５２へ流出させることにより第１ライン油圧Ｐβ、
を制御する。この第２ライン油路５２は前記変速制御弁
４４の第２排出ボート５６と第２調圧弁５８とにそれぞ
れ接続されている。この第２調圧弁５８は、後述の第２
駆動信号ＶＤ２にしたがって第２ライン油路５２内の作
動油の一部をドレン油路６０へ流出させることにより第
１ライン油圧ＰＡ、よりも相対的に低い第２ライン油圧
Ｐ１２を制御する。上記第１調圧弁４８および第２調圧
弁５８は、所謂電磁比例リリーフ弁から構成されている
。また、上記変速制御弁４４の第１排出ボート５４から
流出する作動油は開放油路５９を介してオイルタンク３
８へ導かれており、作動油が流出する側の油圧シリンダ
内の油圧の変化幅の内の最低値が略大気圧とされるよう
に構成されている。
前記変速制御弁４４は、所謂比例制御用電磁弁であって
、前記入力ボート４６、第１′排出ボート５４および第
２排出ボート５６、前記一次側油圧シリンダ２６および
一次側油圧シリンダ２８に接続油路２９および３０を介
してそれぞれ接続された一対の第１出カポ−トロ２およ
び第２出カポ−トロ４にそれぞれ連通するようにバルブ
ボデー６５に形成されたシリンダボア６６と、そのシリ
ンダボア６６内に摺動可能に嵌合された１本のスプール
弁子６８と、このスプール弁子６８の両端部から中立位
置に向かつて付勢することによりそのスプール弁子６８
を中立位置に保持する一対の第１スプリング７０および
第２スプリング７２と、上記スプール弁子６８の両端部
にそれぞれ設けられてスプール弁子６８を第２スプリン
グ７２または第１スプリング７０の付勢力に抗して移動
させる第１電磁ソレノイド７４および第２電磁ソレノイ
ド７６とを備えている。上記スプール弁子６８には４つ
のランド７８．８０．８２．８４が一端から順次形成さ
れているとともに、中間部に位置する一対のランド８０
および８２はスプール弁子６８が中立位置にあるときス
プール弁子６８の軸方向において前記第１出カポ−トロ
２および第２出カポ−トロ４と同じ位置に形成されてい
る。また、シリンダボア６６の内周面であって、スプー
ル弁子６８が中立位置にあるとき一対のランド８０およ
び８２と対向する位置、すなわち上記第１出カポ−トロ
２および第２出カポ−トロ４がシリンダボア６６の内周
面に開口する位置には、そのランド８０および８２より
も僅かに大きい幅寸法の一対の第１環状溝８６および第
２環状溝８８が形成されている。この第１環状溝８６お
よび第２環状溝８８はランド８０および８２との間で作
動油の流通を制御するために連続的に流通断面積が変化
する絞りを形成している。
これにより、スプール弁子６８が中立位置にあるときに
は、前記第１出カポ−トロ２および第２出カポ−トロ４
が前記入力ボート４６および排出ボート５４．５６に僅
かな流通面積で均等に連通させられ、漏れを補充する程
度の量の作動油が一次側油圧シリンダ２６および一次側
油圧シリンダ２８に供給され、また、僅かな量の作動油
が排出ボート５４．５６から流出させられる。
しかし、スプール弁子６８が中立位置からその一軸方向
、たとえば第２電磁ソレノイド７６に接近する方向（す
なわち図の右方向）へ移動させられるに伴って、第１出
カポ−トロ２と第１排出ボート５４との流通断面積が連
続的に増加させられる一方、第２出カポ−トロ４と入力
ボート４６との流通断面積が連続的に増加させられるの
で、第１出カポ−トロ２から一次側油圧シリンダ２６へ
出力する作動油圧は、第２出カポ−トロ４から一次側油
圧シリンダ２８へ出力する作動油圧に比較して低くなる
。このため、ベルト式無段変速機１４における一次側油
圧シリンダ２６および一次側油圧シリンダ２８の推力の
平衡が崩れるので、一次側油圧シリンダ２８内へ作動油
が流入する一方、一次側油圧シリンダ２６内の作動油が
流出し、ベルト式無段変速機Ｊ４の速度比ｅ　（一次側
回転輪１８の回転速度Ｎ。ｕｔ　／一次側回転軸１６の
回転速度Ｎｊ、、）が小さくなる。
反対に、スプール弁子６８が中立位置から第１電磁ソレ
ノイド７４に接近する方向、すなわち図の左方向へ移動
させられるに伴って、第１出カポ−トロ２と入力ボート
４６との流通断面積が連続的に増加させられる一方、第
２出カポ−トロ４と第２排出ボート５６との流通断面積
が増加させられるので、第１出カポ−トロ２から一次側
油圧シリンダ２６へ出力する作動油圧は、第２出カポ−
トロ４から一次側油圧シリンダ２８へ出力する作動油圧
に比較して高くなる。このため、ベルト式無段変速機１
４における一次側油圧シリンダ２６および一次側油圧シ
リンダ２８の推力の平衡が崩れるので、一次側油圧シリ
ンダ２８内の作動油が流出する一方、一次側油圧シリン
ダ２６内へ作動油が流入し、ベルト式無段変速ｍ１４の
速度比ｅが大きくなる。このように、上記変速制御弁４
４は、油圧シリンダ２６および２８の一方へ高圧の作動
油を供給し他方へ低圧の作動油を供給する切り換え弁機
能と、連続的に作動油の流量を調節する流量制御弁機能
とを併有しているのである。
車両のベルト式無段変速機１４には、一次側回転輪１６
の回転速度Ｎ　ｉ　ｎを検出するための第１回転センサ
９０、および一次側回転輪１８の回転速度Ｎ。ｕｔを検
出するための第２回転センサ９２が設けられており、そ
れら第１回転センサ９０および第２回転センサ９２から
は回転速度Ｎ、。を表す回転信号ＳＲＩおよび回転速度
Ｎ。ｕｔを表す回転信号ＳＲ２がコントローラ９４へ出
力される。また、エンジン１０には、その吸気配管に設
けられたスロットル弁開度θいを検出するためのスロッ
トルセンサ９６と、エンジン回転速度ＮＩｌを検出する
ためのエンジン回転センサ９８が設けられており、それ
らスロットルセンサ９６およびエンジン回転センサ９８
からはスロットル弁開度θいを表すスロットル信号Ｓθ
およびエンジン回転速度Ｎ、を表す回転信号ＳＥがコン
トローラ９４へ出力される。
上記コントローラ９４は、ＣＰＵＩ　Ｏ２、ＲＯＭ１０
４、ＲＡＭ１０６などを含む所謂マイクロコンピュータ
であって、本実施例の制御手段を構成する。上記ＣＰＵ
Ｉ　Ｏ２は、ＲＡＭ１０６の記憶機能を利用しつつ予め
ＲＯＭＩ　Ｏ４に記憶されたプログラムにしたがって人
力信号を処理し、第１ライン油圧および第２ライン油圧
を制御するために第１調圧弁４８および第２調圧弁５８
へ第１駆動信号ＶＤＩおよび第２駆動信号ＶＤ２をそれ
ぞれ供給すると同時に、速度比ｅを制御するために第１
電磁ソレノイド７４および第２電磁ソレノイド７６を駆
動するための速度比信号ＲＡＩおよびＲＡ２をそれらに
供給する。
以下、本実施例の作動を第２図のフローチャートにした
がって説明する。
先ず、ステップＳ１が実行されることにより、一次側回
転軸１６の回転速度Ｎ８ゎ、一次側回転軸１８の回転速
度Ｎ。ｕｔ、スロットル弁開度θｔいｑ エンジン回転速度Ｎ。が回転信号ＳＲＩおよびＳＲ２、
スロットル信号Ｓθ、回転信号ＳＥに基づいてＲＡＭ１
０６に読み込まれる。次いで、ステップＳ２では予めＲ
ＯＭ１０４に記憶された次式（１）にしたがって速度比
ｅが上記回転速度Ｎ、イおよびＮ　ｏ　ｕ　Ｌから算出
される。
ｅ　−Ｎｏｕｔ　／　Ｎ　ｉｎ　　　　ＨＨＨ＋　（１
１また、ステップＳ３では、ＲＯＭ１０４に記憶された
関係からスロットル弁開度θいなどに基づいて目標回転
速度Ｎ　ｉ　ｆｉ＊を決定し、且つ上記（１１弐からそ
の目標回転速度Ｎ　ｉｎ”と実際の回転速度Ｎ。ｕｔか
ら目標速度比ｅ＊を算出する。上記目標回転速度Ｎ　ｉ
　ｎ　”を決定するための関係は、たとえば第３図に示
すものであって、第４図に示す最小燃費率曲線上でエン
ジン１０が専ら作動するように予め求められたものであ
る。続くステップＳ４では、予めＲＯＭ１０４に記憶さ
れた次式（２）にしたがって速度比制御値Ｖ。が算出さ
れる。後述のステンプＳ１４においては、この速度比制
御値Ｖ。が正である場合にはスプール弁子６８が左方向
へ移動させられて一次側回転軸１８の回転速度Ｎ。ｕｔ
が増加するように前記速度比信号ＲＡ２力咄力さ五、負
である場合にはスプール弁子６８が右方向へ移動させら
れて一次側回転軸１６の回転速度Ｎ　ｉ　ｎが増加する
ように前記速度比信号ＲＡＩが出力される。また、速度
比制御値■。の大きさは速度比信号ＲＡＩまたは速度比
信号ＲＡ２の大きさ、すなわちスプール弁子６８の移動
量に対応する。したがって、次式（２）から明らかなよ
うに、上記速度比制御値■。は実際の速度比ｅと目標速
度比ｅ＊とを一致させるように決定されるのである。な
お、（２）式のｋは制御定数である。
ＶＯ＝ｋ　（ｅｌＩ−ｅ）／ｅ　　　・−−（２）そし
て、ステップＳ５では、予めＲＯＭＩ　Ｏ４に記憶され
た良く知られた関係からスロットル弁開度θいおよびエ
ンジン回転速度Ｎａに基づいてエンジン１０の実際の出
力トルクＴ８が決定されるとともに、ステップＳ６では
エンジン１０の実際の出力ｌ・ルクＴ。が正であるか否
か、すなわちエンジン１０から動力が出力されている正
トルク状態かあるいはエンジンブレーキ状態であるかが
判断されるのである。このような判断が必要な理由は、
正トルク状態とエンジンブレーキ状態とで動力伝達方向
が異なるため油圧シリンダの速度比ｅに対する油圧変化
特性が変化するからである。
たとえば、第５図および第６図は正トルク状態およびエ
ンジンブレーキ状態における一次側油圧シリンダ２６内
の油圧ｐ　ｉｎおよび一次側油圧シリンダ２８内の油圧
Ｐ。ｕｔの油圧変化特性をそれぞれ示しており、油圧Ｐ
、、、と油圧Ｐ。ｕｔとの大小関係が反対となり、いづ
れも駆動側の油圧が従動側の油圧よりも大きくなってい
る。この現象は本来は一次側油圧シリンダ２６および一
次側油圧シリンダ２８の推力相互間にて論じられるもの
であるが、本実施例では一次側油圧シリンダ２６および
一次側油圧シリンダ２８の受圧面積が同等であるので、
油圧の大小関係にそのまま現れているのである。
ステップＳ６において出力トルクＴＩｌが正であると判
断された場合には、ステップｓ７が実行されることによ
り、伝動ベルト２４に対する挟圧力を必要かつ充分に発
生させるための一次側油圧シリンダ２８内の油圧（目標
油圧）　Ｐｏｕｔ　　゛が得られるように第２ライン油
圧制御値Ｖ２が決定される。すなわち、先ず、予めＲＯ
Ｍ１０４に記憶された次式（３）の関係からエンジン１
ｏの実際の出力トルクＴ、、実際の速度比ｅに基づいて
最適な一次側油圧シリンダ２８の推力（算出（Ｊ）　Ｗ
ｏｕｔ’を算出する。また、次式（４）から上記推力Ｗ
。、、ｔ　′、一次側油圧シリンダ２８の受圧面積Ａ。
ｕｔ、一次側回転軸１８の回転速度Ｎ　６　ｕ　ｔに基
づいて油圧（算出値）ＰｏｕＬ　　“を算出するととも
に、予めＲＯＭ１０４に記憶された次式（５）の関係か
ら実際の速度比ｅ１目標速度比ｅｌｆ、エンジン１ｏの
実際の出力トルクＴ８に基づいて補正油圧式Ｐ２を算出
する。そして、次式（６）から上記油圧Ｐ。、、ｔ　°
および補正油圧ΔＰ２に基づいて第２ライン油圧Ｐｐ２
を算出し、その算出された油圧Ｐ１２が得られるように
（７）式から第２ライン油圧制御値ｖ２を決定する。
Ｗｏｕｔ　　’　＝ｆ　　（Ｔｅ　＋　　ｅ）　　　　
　　−−−（３ｔΔＰ２−ｆ　（ｅ、ｅｌＩ、Ｔｌり　
　　・・・（５）Ｐ　Ａ２　＝Ｐｏｕｔ　　’−ΔＰ２
　　　　　−・−（６１Ｖ２　　　＝ｆ（Ｐ７！ｚ）　
　　　　　　　・・・（７）ここで、上記（３）式は伝
動ベルト２４の張力、すなわち伝動ベルト２４に対する
挟圧力を必要かつ充分な値とするために予め求められた
ものであり、推力Ｗ。ａｔ　　“は出力トルクＴ８およ
び速度比ｅの商とともに比例的に増加させられる。また
、（４）式の関係において、第２項は回転速度Ｎ。ｕｔ
とともに増大する遠心油圧を第１項から差し引いて油圧
Ｐ　ｏｕｔ　　′を補正するためのものである。第２項
の０２は遠心力補正係数であり、一次側油圧シリンダ２
８の諸元および作動油の比重から予め決定される。
また、上記（５）式は補正油圧ΔＰ２を算出するために
予め求められたものである。第７図の（ａｌおよび（ｂ
）は変速制御弁４４において一次側油圧シリンダ２６内
油圧Ｐ、ゎおよび一次側油圧シリンダ２８内油圧Ｐ。ａ
ｔの速度比制御値■。（スプール弁子６８の位置）に対
する変化特性を、異なるライン油圧状態でそれぞれ示す
ものであるが、Δ■ｏで推力が平衡しかつこのときの速
度比ｅ（＝ｅ”−Δｅ）であるとすると、このときの一
次側油圧シリンダ２８内油圧Ｐ。ｕｔは第２ライン油圧
Ｐ７！２に対して八Ｐ２だけ大きな値となる。したがっ
て、（４）式にて算出した油圧Ｐ。ｕｔ　　°から（４
）式にて算出した補正油圧式Ｐ２を差し引くことにより
制御すべき第２ライン油圧Ｐ１２が求められる。この補
正油圧ΔＰ２は変速制御弁４４の出力油圧変化特性、速
度比制御値Ｖ。、ライン油圧差（ｐ７＋’、−Ｐβ２）
で決定されるが、速度比制御値Ｖ。は（ｅ’　−ｅ）に
基づいて決定され且つライン油圧差（Ｐｊ！＋　　Ｐ７
！２）は出力トルクＴｌｌおよび速度比ｅに基づいて決
定されるから、結局補正油圧ΔＰ２は速度比ｅ、目標速
度比ｅ＊、出力トルクＴ。
の関数となり、前代（４）が予め求められるのである。
なお、変速制御弁４４の油圧変化特性によっては補正油
圧ΔＰ２が全域にわたって小さい値となる場合があるが
このようなときは補正油圧ΔＰ２を予め定めた一定の値
としてもよい。
そして、前記（６）式では、算出された第２ライン油圧
ＰＡ２が得られるように予め第２調圧弁５８の特性を考
慮して記憶されたデータマツプなどが用いられることに
より、第２ライン油圧制御値Ｖ２が求められる。
続くステップＳ８においては、目標とする速度比を実現
できる推力を必要かつ充分に発生させるための一次側油
圧シリンダ２６内の油圧（目標油圧）Ｐ、°が得られる
ように、第１ライン油圧制御値Ｖ、が決定される。すな
わち、先ず、予めＲＯＭ１０４に記憶された次式（８）
に示す関係から目標速度比ｅ１′およびエンジン１０の
実際の出力トルクＴ、、に基づいて正駆動時の推力比γ
。（一次側油圧シリンダ２８の推力Ｗ。ｕｔ　／一次側
油圧シリンダ２６の推力Ｗｉ、、）が算出されるととも
に、次式（９）から上記推力比γ。および一次側油圧シ
リンダ２８の推力Ｗ。ｕｔ　　′から一次側油圧シリン
ダ２６の推力Ｗｉｎ’が求められる。そして、次式α０
）から一次側油圧シリンダ２６の推力ｗ、ｆｉ′、一次
側油圧シリンダ２６の受圧面積Ａ０、一次側回転輪１６
の回転速度Ｎ、ゎに基づいて油圧（算出値）Ｐ８ｏ“を
算出するとともに、次式〇〇から上記油圧ｐ　ｉｎ“お
よび補正油圧ΔＰ、に基づいて一次側うイン油圧Ｐβ、
を算出し、そして、その算出された油圧Ｐ７！１が得ら
れるように昭代から第１ライン油圧制御値Ｖ、を決定す
る。
γ。−ｆ（ｅ＊、Ｔ、）　　　　　　　・・・（８）Ｐ
Ｉ３．＝Ｐ、ｌ、’　→−ΔＰ１　　　　　　　　・　
・　・ＯＤｖ＋　　　＝ｒ　　（ｐｘ＋　　）・−・０
２）ここで、上記（８）式は広範な運転条件範囲全域に
わたって好適な変速応答性を得るに足る必要かつ充分な
推力比γヤを決定できるように予め求めた関係を示すも
のであって、この関係から目標速度比ｅ＊および実際の
出力トルクＴ。と関連して決定された推力比γ。が得ら
れるように、第１ライン油圧を制御するのである。また
、上記００式の関係において、第２項は回転速度Ｎ　ｉ
ｎとともに増加する遠心油圧を第１項から差し引いて補
正するものであり、第２項のＣ０は一次側油圧シリンダ
２６の諸元および作動油の比重から予め決定される。
さらに、上記００式は、００）弐により求められた油圧
、ｐ、、、ｌに補正油圧ΔＰ＋を加えることにより第１
ライン油圧ＰＮ、が決定されるが、この補正油圧ΔＰ１
は互いに相反する動力損失および定常偏差Δｅ　（八ｖ
０に対応）の均衡点において決定される。すなわち、第
７図（ａｌおよびｆｂｌは上記補正油圧ΔＰ、を変更し
た場合を示しており、補正油圧ΔＰ１を小さくした（ａ
ｌの場合は定常偏差が大きくなるが、補正油圧ΔＰ、を
大きくした（ｂｌの場合には実際の一次側油圧シリンダ
２６内油圧Ｐ８．、および一次側油圧シリンダ２８内の
油圧Ｐ。、、ｔが急激に変化するため定常偏差が小さく
なる。しかし、補正油圧ΔＰ１を大きくする程多くの運
転条件下で不要に大きな第１ライン油圧ＰＮ＋を発生さ
せてしまうのである。
そして、前記０２）式において、算出された第１ライン
油圧ＰＩ！、が得られるように予め第１調圧弁４８の特
性を考慮して記憶されたデータマツプなどが用いられる
ことにより第１ライン油圧制御値Ｖ１が求められる。
一方、前記ステップＳ６において車両がエンジンブレー
キ状態であると判断された場合には、ベルト式無段変速
機１４における動力伝達方向が逆となるので、前記ステ
ップＳ７およびＳ８と略同様なステップＳ９およびＳ１
０が実行されることにより、一次側油圧シリンダ２６内
に必要な油圧Ｐ、ア゛から第２ライン油圧制御値■２を
決定し、一次側油圧シリンダ２８内に必要な油圧Ｐ。ｕ
ｔ　　“から第１ライン油圧制御値Ｖ、を決定する。す
なわち、ステップＳ９においては、予め記憶された次式
０■に示す関係から出力トルクＴ８、速度比ｅに基づい
て最適な一次側油圧シリンダ２６の推力Ｗ４ｎ“が算出
されるとともに、次式０４１から一次側油圧シリンダ２
６に供給すべき油圧Ｐ、。゛が算出される一方、前記（
５）式から補正油圧ΔＰ２が求められ、そして次式ａつ
から上記油圧Ｐ８．．“および補正油圧ΔＰ１に基づい
て第２ライン油圧Ｐ１２が算出されるとともに、前記（
７）式により第２ライン油圧制御値ｖ２が決定される。
また、ステップＳ１０においては、次式０６）から目標
速度比ｅ″Ｉ、出力トルクＴ８に基づいて推力比γ−を
算出するとともに、次式０１から上記推力比γ−を得る
ための一次側油圧シリンダ２８の推力Ｗ。□　゛を推力
比γ−および一次側油圧シリンダ２６の推力Ｗ　、　、
、１に基づいて求めるとともに、ｏｕｔ式から一次側油
圧シリンダ２８内の油圧Ｐ　ｏｕｔ　　°を求め、さら
に次式ａ旬から上記油圧Ｐ。、１ｔ°および補正油圧へ
Ｐ。
に基づいて第１ライン油圧Ｐβ、を決定し、前記Ｏｊ弐
からその第１ライン油圧ＰＡ、を得るための第１ライン
油圧制御値■１を決定する。
Ｖ＋／、、、”　＝ｆ　　（Ｔ、　、　　ｅ）　　　　
　　　・・・０３１ｐ７！２＝Ｐｉｎ’−ΔＰ２　　　
　　　・・・０５）ｒ−−ｆ　　（ｅ＊、　Ｔ、ｌ）　
　　　　　　・−・０６１Ｗ　ｏ　ｕ　ｔ　　′−γ−
・Ｗｉｎ’　　　　　　−−−ａη・・・００ ｐ７！、　＝ｐｏｕｔ’＋八Ｐ１・・・へ９１このよう
にして、第２ライン油圧制御値ｖ２、第１ライン油圧制
御値ＶＩが決定されると、次のステップＳｌｌが実行さ
れて目標速度比ｅ＊と実際の速度比ｅとの偏差へ〇が正
であるか否かが判断され、正であればステップＳ１２に
おいて次式（２０）およびＬ２のから上記第１ライン油
圧制御値Ｖ、および第２ライン油圧制御値Ｖ２が補正さ
れる。また、負であればステップＳ１３において次式に
）および暖から上記第１ライン油圧制御値■１および第
２ライン油圧制御値Ｖ２が補正される。
Ｖｌ　＝Ｖ、　→−に＋　　（ｅ”　−ｅ）　ｌｅ　　
・・−（２０）Ｖｚ　＝Ｖｚ　　ｋｚ　　（ｅ＊　ｅ）
ｌｅ　　・・・ＨＶＩ＝Ｖ、十に３　（ｅ−ｅ＊）ｌｅ
　・・・（２２）Ｖ、’　＝Ｖ２−に、（ｅ−ｅ＊）ｌ
ｅ　　−−−（２ｍ但し、ｋ、、に２、ｋ、　、ｋ４は
それぞれ比例定数である。
上式から明らかなように、ステップ３１２およびＳ１３
は偏差ｌΔｅ１の増加とともに第１ライン油圧Ｐｊ！、
と第２ライン油圧Ｐβ２との差を拡大してベルト式無段
変速機１４の速度比変化速度を高くするためのものであ
る。すなわち、たとえば正トルク状態では、第１ライン
油圧Ｐρ、は一次側油圧シリンダ２６内の油圧Ｐｉ、（
高圧側の油圧シリンダ内油圧：エンジンブレーキ状態で
はＰ、□）に対して補正油圧（余裕油圧）ΔＰ１分だけ
高くされているが、動力損失の面からあまり高くできず
速度比変化速度の点で充分でない場合がある。しかし、
本実施例では偏差１Δｅ］が大きくなる過渡状態におい
てＰ７＋１とＰＡ２との差を拡大することにより速度比
変化速度を一層高められるので、極めて好適な変速応答
性が得られるのである。
ここで、上式ＱＩｌｌ、（２＋）、（２）、（至）にお
いて比例定数は変速応答性を変えるためのものであって
、一般的には減速変速か増速変速に比較して速い方が走
行感覚が好ましいので、ｋ、＜Ｊ　、Ｌ　＜）ｃ４とな
るように決定されている。
一連のステップの内の最後のステップＳ１４では、それ
以前のステップにおいて決定された速度比制御値■。、
第１ライン油圧制御値■１、第２ライン油圧制御値■２
が出力される。これにより、前記第５図、第６図、およ
び第７図に示すように、速度比ｅ、第１ライン油圧ＰＩ
ｌ＋、第２ライン油圧Ｐｊ２．が制御される。
このように、本実施例によれば、第１馴圧弁４８および
第２調圧弁５８により第１ライン油圧ＰＸ、および第２
ライン油圧Ｐρ２が用意されているので、それらの差圧
によって前記一次側油圧シリンダ２６および一次側油圧
シリンダ２８の一方に供給される作動油或いはそれから
排出される作動油の流量が決定される。したがって、変
速比変化速度はベルト式無段変速機１４の実際の速度比
や伝達トルク（出力トルクＴ、、）に拘わらず第１ライ
ン油圧Ｐｐ、および第２ライン油圧Ｐ７！２の差圧にし
たがって決まるので、変速比制御の充分な過渡応答特性
が得られるのである。
また、第１調圧弁４８をエンジン１０の出力トルクＴ、
あるいは第２ライン油圧Ｐ１２２および実際の速度比ｅ
と関連させて制御することにより、第１ライン油圧Ｐ７
！、が変速比変化速度が充分に得られかつ動力損失が生
じないように必要かつ充分な値に制御されるとともに、
第２調圧弁５８を速度比や伝達トルクと関連させて制御
することにより、第２ライン油圧Ｐｊ２２が伝動ベルト
の滑りが生じない範囲で必要かつ充分な値に制御される
ので、車両の動力損失が大幅に軽減される利点がある。
しかも、本実施例によれば、前記一次側油圧シリンダ２
６から前記変速制御弁４４を通して流出する作動油が開
放油路５９によりほぼ大気圧に開放されるので、第７図
番こ示すように、一次側油圧シリンダ２６内の油圧Ｐ８
．．が大気圧から第１ライン油圧Ｐｎ、との間で変化さ
せられ得る。すなわち、第１排出ボート５４も第２排出
ボート５Ｇと同様に第２ライン油圧Ｐｎｚとされる場合
、換言すれば第７図の破線にて示す場合に比較して、一
次側油圧シリンダ２６内の油圧Ｐ１゜の変化幅が拡大さ
れる。このため、一次側油圧シリンダ２６内の作動油を
急速に流出させることが可能となり、ベルト式無段変速
１１４の速度比が減少する方向に変化する場合の変速応
答性が大幅に改善されて変速時の運転性が高められる。
たとえば、急停止後の再発進時の加速がもたつくことが
好適に解消されるのである。
次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の実
施例において同様の機能を備えた部分には同一の符号を
付して説明を省略する。
第８図には、ベルト式無段変速機１４の油圧制御回路に
おいて第１調圧弁４８および第２調圧弁５８の接続位置
が異なる実施例が示されている。
すなわち、第１調圧弁４８を通して第１ライン油路５０
から流出させられた作動油はドレン油路１１０を介して
直接的にオイルポンプ４２の吸入側に戻される一方、オ
イルポンプ４２から吐出された作動油は絞り１１２を備
えた油路１１４を通して第２ライン油路５２へも供給さ
れる。この油路１１４は第２調圧弁５８の調圧作動に必
要な油量を確保するとともに、第１ライン油圧Ｐｆｆ、
および第２ライン油圧Ｐ（ｌｚの差圧を確実に形成させ
るためのものである。そして、第２調圧弁５８は、上記
油路１１４を通して供給された作動油、および変速制御
弁４４の第２排出ポート５６から流出する作動油の圧力
を調圧する。そして、本実施例でも、変速制御弁４４の
第１排出ボート５４から流出する作動油が絞り１１６を
備えた開放油路１１８を介してオイルタンク３８へ導か
れて、一次側油圧シリンダ２６内の油圧Ｐ１゜の最低値
がほぼ大気圧となるようにされている。
このように、本実施例でも、前述の実施例と同様に第１
ライン油圧Ｐβ１および第２ライン油圧Ｐ４ｚが必要か
つ充分に調圧されるので、同様の効果が得られるのであ
る。また、本実施例では、開放油路１１８に備えられた
絞り１１６により一次側油圧シリンダ２６から流出する
作動油に流通抵抗が付与される結果、一次側油圧シリン
ダ２６に背圧が形成されて減速方向の速度比変化速度の
最大値が制限される。すなわち、この絞り１１６により
速度比変化速度の最大値が最適な値に設定されるのであ
る。
第９図には、電磁比例リリーフ弁にて構成された前記第
１調圧弁４８および第２調圧弁５８に替えて、油圧によ
り制御される形式の第１調圧弁１３０および第２調圧弁
１３２を用いた例が示されている。
すなわち、図示しないスロットル弁の開度を検知するた
めのスロットル弁開度検知弁１３４は、スロットル弁と
ともに回動するカム１３６により押し込まれるプランジ
ャ１３８と、入力ボート１４０と出力ポート１４２との
間を開閉するスプール弁子１４４と、そのスプール弁子
１４４を閉弁方向へ付勢するスプリング１４６と、プラ
ンジャ１３８とスプール弁子１４４との間に介挿されて
スプール弁子１４４をスロットル弁開度に対応して開弁
方向へ付勢するスプリング１４８とを備えている。上記
スプール弁子１４４は、スプリング１４８を介して伝達
される開弁方向の付勢力と、スプリング１４．６の閉弁
方向の付勢力およびフィードバック圧（ｐ　ｔｈ）によ
る閉弁方向の推力とが平衡する位置に移動し、スロット
ル弁開度に対応して増大するスロットル圧信号Ｐｔｈを
出力ポート１４２から第１調圧弁１３０および第２調圧
弁１３２へ出力する。
速度比検知弁１５０は、絞り１５２を介して第１ライン
油路５０と接続されたボート１５４と、前記可動回転体
３４または３６に摺接してそれとともに軸方向へ移動す
るロッド１５６と、軸方向の移動とともにボート１５４
とドレンとの間の流通断面積を変化させるスプール弁子
１５８と、このスプール弁子１５８とロッド１５６との
間に介挿されてロッド１５６の移動位置に対応した大き
さの付勢力をスプール弁子１５８に付与することにより
上記ボート１５４へ供給された作動油のドレンへの流出
量を変化させるスプリング１６０とを備え、ヘルド式無
段変速機１４の速度比の増大にともなって増加する速度
比圧信号Ｐ、を第１調圧弁１３０および第２調圧弁１３
２へ出力する。
なお、図において速度比検知弁１５０は、その中心線に
対して上側および下側はロッド１５６の異なる作動位置
の２状態をそれぞれ示している。
第１調圧弁１３０は、第１ライン油路５０と第２ライン
油路５２との間に設けられて第１ライン油路５０中の作
動油の一部を第２ライン油路５２へ流出させることによ
り第１ライン油圧Ｐβ１を調圧するものであって、第１
ライン油路５０に連通ずる入力ポート１６１と第２ライ
ン油路５２に連通ずる出力ボート１６２との間を開閉す
るスプール弁子１６４と、そのスプール弁子１６４を閉
弁方向へ付勢するスプリング１６６と、前記スロットル
圧信号Ｐいを受けて上記スプール弁子１６４にその閉弁
方向の推力を伝達するプランジャ１６８とを備えている
。上記スプール弁子１６４は、前記速度比圧信号Ｐ６お
よび第１ライン油圧ｐｘ。
を受ける一対の受圧面１７０および１７２を備えており
、その受圧面１７０および１７２に作用する速度比圧信
号Ｐ。および第１ライン油圧Ｐｊ２゜に基づく開弁方向
の推力と、前記スプリング１６６の閉弁方向の付勢力お
よび前記プランジャ１６Ｂから伝達される閉弁方向の推
力とが平衡する位置に移動させられる。したがって、速
度比圧信号Ｐ、が増加するほど第１ライン油圧Ｐβ１が
低下させられ、スロットル圧信号Ｐいが増加するほど第
１ライン油圧Ｐρ１が上昇させられる。これにより、第
１ライン油圧Ｐβ１が、車両の要求出力（スロットル弁
開度）およびヘルド式無段変速機１４の実際の速度比ｅ
に基づいて、目標とする速度比を円滑に得る推力が得ら
れるように必要かつ充分な値に制御される。前記受圧面
１７０および１７２の受圧面積、スプリング１６６の付
勢力、プランジャ１６８の受圧面積はそのように設定さ
れているのである。
第２調圧弁１．３２は、第２ライン油路５２とドレン油
路６０との間に設けられて第２ライン油路５２中の作動
油の一部をドレン油路６０へ流出させることにより第２
ライン油圧Ｐβ２を調圧するものであって、第２ライン
油路５２に連通ずる入力ポート１７４とドレン油路６０
に連通ずる出力ボート１７６との間を開閉するスプール
弁子１７８と、そのスプール弁子１７８を閉弁方向へ付
勢するスプリング１８０と、前記スロットル圧信号Ｐｔ
ｈを受けて上記スプール弁子１７８にその閉弁方向の推
力を伝達するプランジャ１８２とを備えている。−に記
スプール弁子１７８は、前記速度比圧信号Ｐ、、および
第２ライン油圧Ｐ１２を受ける　Ｕ 一対の受圧面１８４および１８６を備えており、その受
圧面１８４および１８６に作用する速度比圧信号Ｐ８お
よび第２ライン油圧Ｐ７！２に基づく開弁方向の推力と
、前記スプリング１８０の閉弁方向の付勢力および前記
プランジャ１８２から伝達される閉弁方向の推力とが平
衡する位置に移動させられる。したがって、速度比圧信
号Ｐ、が増加するほど第２ライン油圧Ｐ１２が低下させ
られ、スロットル圧信号Ｐｔｈが増加するほど第２ライ
ン油圧ＰＩ２２が上昇させられる。これにより、第２ラ
イン油圧Ｐ７＋２が、車両の要求出力（スロットル弁開
度）およびベルト式無段変速機１４の実際の速度比ｅに
基づいて、伝動ヘルド２４に滑りを生じさせないための
挟圧力を付与するための張力が得られるように必要かつ
充分な値に制御される。
前記受圧面１８４および１８６の受圧面積、スプリング
１８０の付勢力、プランジャ１８２の受圧面積はそのよ
うに設定されているのである。
そして、本実施例でも、変速制御弁４４の第１排出ボー
ト５４から流出する作動油が準大気圧であるオイルポン
プ４２の吸入側油路へ開放油路１９０を通じて導かれて
いる。なお、１８８はリリーフ弁である。
上述のように、本実施例によれば、目標速度比ｅ“と実
際の速度比ｅとが一致するように前記コントローラ９４
により変速制御弁４４が制御される一方、必要な速度比
ｅが迅速に得られるようにする第１ライン油圧ＰＩＩ、
および伝動ヘルド２４に滑りを生じさせないようにする
第２ライン油圧Ｐ１２が得られるように、油圧により第
１調圧弁１３０および第２調圧弁１３２が制御されると
ともに、変速制御弁４４の第１排出ポート５４から流出
する作動油が準大気圧であるオイルポンプ４２の吸入側
油路へ開放油路１９０を通じて導かれているため、前述
の実施例と同様な効果が得られるのである。
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、前述の実施例では、変速制御弁４４の第１排
出ポート５４から流出する作動油が略大気圧に開放され
且つ第２排出ボート５６から流出する作動油が第２ライ
ン油圧に調圧されるようになっているが、反対に、第１
排出ポート５４４から流出する作動油が第２ライン油圧
に調圧され且つ第２排出ボート５６から流出する作動油
が略大気圧に開放されるようにしてもよい。この場合に
は、増速方向の速度比変化速度が高く得られ、この点に
おける変速応答性が改善される。
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で種々変更が加え
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フローチャ
ートである。第３図は第２図のフローチャートの作動の
説明に用いられる関係を示す図である。第４図は第１図
のエンジンの最小燃費率曲線を示す図である。第５図お
よび第６図は第１図の実施例において速度比に対する各
部の油Ｉ 圧の変化特性をそれぞれ示す図であり、第５図は正トル
ク状態を、第６図はエンジンブレーキ状態を示している
。第７図は第１図の変速制御弁の出力特性を示す図であ
って、＋ａ＋は第１ライン油圧と第２ライン油圧との差
圧が小さい状態を、ｆｂｌは第１ライン油圧と第２ライ
ン油圧との差圧が大きい状態を示している。第８図およ
び第９図は本発明の他の実施例の要部をそれぞれ示す図
である。 １４：ベルト式無段変速機 １６：一次側回転軸　　１８：一次側回転軸２０ニ一次
側可変プーリ ２２：一次側可変プーリ ２４：伝動ベルト ２６二一次側油圧シリンダ ２８二一次側油圧シリンダ ４４：変速制御弁 ４８．１３０：第１調圧弁 ５８．１３２＝第２調圧弁 ５９．１．１８，１９０：開放油路 １１６二絞り 出願人　　トヨタ自動車株式会社 スロットルＩｔ開度θ訪 エンジン１コ転遠度Ｎｅ 第５図 第６図

Claims (5)

    【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
    られた一対の一次側可変プーリおよび二次側可変プーリ
    と、該一対の可変プーリに巻き掛けられて動力を伝達す
    る伝動ベルトと、前記一対の可変プーリの有効径をそれ
    ぞれ変更する一対の一次側油圧シリンダおよび二次側油
    圧シリンダとを備えた車両用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を調圧して第１ライン油圧
    とする第１調圧弁と、 前記第１ライン油圧に調圧された作動油を前記一次側油
    圧シリンダおよび二次側油圧シリンダの一方に供給する
    と同時に、他方内の作動油を流出させることにより、前
    記一次側可変プーリおよび二次側可変プーリの有効径を
    変化させて前記無段変速機の速度比を調節する変速制御
    弁と、 前記一次側油圧シリンダから前記変速制御弁を通して流
    出する作動油および前記二次側油圧シリンダから前記変
    速制御弁を通して流出する作動油のうちの一方を調圧し
    、前記第１ライン油圧よりも低い第２ライン油圧とする
    第２調圧弁と、前記一次側油圧シリンダから前記変速制
    御弁を通して流出する作動油および前記二次側油圧シリ
    ンダから前記変速制御弁を通して流出する作動油のうち
    の他方の作動油をほぼ大気圧に開放する開放油路と、 を含むことを特徴とする車両用ベルト式無段変速機の油
    圧制御装置。
  2. （２）前記第２調圧弁は前記二次側油圧シリンダから前
    記変速制御弁を通して流出する作動油を調圧するもので
    あり、前記開放油路は前記一次側油圧シリンダから前記
    変速制御弁を通して流出する作動油をほぼ大気圧に開放
    するものである特許請求の範囲第１項に記載の車両用ベ
    ルト式無段変速機の油圧制御装置。
  3. （３）前記開放油路は、前記油圧源を構成するオイルポ
    ンプの吸入側配管と接続されたものである特許請求の範
    囲第１項または第２項に記載の車両用ベルト式無段変速
    機の油圧制御装置。
  4. （４）前記開放油路は、前記油圧源を構成するオイルポ
    ンプに吸入されるために還流した作動油が貯留される開
    放型オイルタンクへ前記一次側油圧シリンダから流出す
    る作動油を導くものである特許請求の範囲第１項または
    第２項に記載の車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装
    置。
  5. （５）前記開放油路は、前記一次側油圧シリンダから流
    出する作動油の流量を制限して該一次側油圧シリンダ内
    に背圧を与える絞りを備えたものである特許請求の範囲
    第１項乃至第４項のいずれかに記載の車両用ベルト式無
    段変速機の油圧制御装置。
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