JPS62196447A - 車両用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 本発明は車両用ヘルド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
一対の一次側可変プーリおよび一次側可変プーリと、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１−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ヘルド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ヘルドの張力は、たと
えば特開昭５１９８８６１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１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ごとになるため、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、両油圧シリンダの
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ヘルドと、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１一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）軸方向に移動可能なスプール
弁子を備え、そのスプール弁子の移動にともなって、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
一次側可変ブーり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）その変速制御弁を通し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他方から流出する作動
油の圧力を調圧し、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）前記スプール弁
子を駆動するための一定の制御油圧を発生させる制御油
圧源と、（５）前記スプール弁子に前記制御油圧を作用
させることにより該スプール弁子の移動位置を制御する
電磁制御弁装置とを、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、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
イン油圧は伝動ヘルド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。

また、一定の制御油圧が電磁制御弁装置によりスプール
弁子に作用させられることによりそのスプール弁子が移
動させられて変速制御弁の出力の切り換え作動が行われ
る。このため、一端が速度比を変化させるための操作部
材と連結させられ且つ他端が可変プーリの一部を構成し
て軸方向に移動する可動回転体と係合させられたリンク
によりスプール弁子が駆動される形式の変速制御弁に托
較して、リンク機構の諸元により定まる変速パターンに
制限されないため制御の自由度が大幅に高められる。ま
た、変速制御弁をリンク機構を介して可変プーリと機械
的に連結させる必要がないため、両者の配置が自由とな
る利点がある。さらに、リンク機構において避は難いリ
ンクのがたつきに起因する制御精度の低下が解消される
利点がある。

しかも、電磁制御弁装置により第１ライン油圧または第
２ライン油圧がスプール弁子に作用させられる場合には
、それら第１ライン油圧および第２ライン油圧はベルト
式無段変速機の速度比や伝達トルクに関連して変化させ
られることに起因して変速応答性がばらつくことが避け
られないが、本発明の油圧制御装置によれば、制御油圧
源によって一定に制御された制御油圧が電磁制御弁装置
によりスプール弁子へ作用させられるので、安定した変
速応答性が得られる利点がある。

ここで、前記変速制御弁は、好適には、前記スプール弁
子が摺動可能に嵌合されたシリンダボアと、そのシリン
ダボアの両端部にそれぞれ設けられ、前記スプール弁子
の端部の受圧面に制御油圧を作用させるための油密な一
対の第１制御油室および第２制御油室とを備えたもので
あり、前記電磁制御弁装置は、上記一対の第１制御油室
および第２制御油室へ前記制御油圧をそれぞれ供給する
ためにデユーティ制御される一対の電磁開閉弁から構成
される。

また、前記制御油圧源は、好適には、前記第１ライン油
圧を導く第１ライン油路または前記第２ライン油圧を導
く第２ライン油路とドレン油路との間に直列に接続され
た減圧弁および絞りから構成されたものであり、前記制
御油圧は該減圧弁と絞りとの間から発生させられる。

また、前記制御油圧源は、好適には、前記第１調圧弁ま
たは第２調圧弁から流出する作動油を導く油路に設けら
れ、その作動油を一定の制御圧に調圧する第３調圧弁か
ら構成される。

実施例 以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明す
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１６および一
次側回転軸１８と、それら一次側回転軸１６および一次
側回転軸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および一次側可変ブーＩＪ２２と、それら
一次側可変プーリ２０および一次側可変ブー１Ｊ２２に
巻き掛けられて動力を伝達する伝動ヘルド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、」−記一次側可変プーリ
２０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Ｉ４が小型となっている。そして、
−ヒ記一次側可変プ−ＩＪ　２０および一次側可変ブー
ＩＪ２２は、一次側回転軸１６および一次側回転輪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および一次側回転輪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。

上記ベルト式無段変速機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
の入力ポート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ＰＩｌ
、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１排出ポート５４および第２排出ポーＩ・５
６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Ｐ７！１よ
りも相対的に低い第２ライン油圧ＰＩ！、２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、本実施例ではさらに、第２ライン油路５２とドレ
ン油路６０との間に、本実施例の第３調圧弁として機能
する減圧弁１１０および絞り１１２から成る制御油圧源
が直列に設けられている。これにより、減圧弁１１０に
より第２ライン油圧Ｐ１２を減圧して生じた一定の制御
油圧ＰＣが減圧弁１１０と絞り１１２との間から制御油
路１１４を通して導出されるようになっている。

前記変速制御弁４４は、所謂比例制御用電磁ボ弁であっ
て、前記入カポ−１−４６、第１排出ボート５４および
第２排出ボーＩ・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
端部にそれぞれ油密に設けられた一対の第１制御油室１
１６および第２制御油室１１８とを備えている。上記ス
プール弁子６８には４つのランド７８．８０．８２．８
４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８
０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。

一方、前記制御油路１１４にば絞り１２０および１２２
を介して第１電磁開閉弁７４および第２電磁開閉弁７６
がそれぞれ設けられている。この第１電磁開閉弁７４お
よび第２電磁開閉弁７６は、その開放動作によって上記
絞り１２０および１２２の下流側、すなわち第１制御油
室１１６および第２制御油室１１８内の制御油圧をそれ
ぞれドレンヘ排圧するものであり、またその閉成動作に
よって第１制御油室１１６および第２制御油室１１８内
にそれぞれ制御油圧ＰＣを付与する。これにより、前記
スプール弁子６８をその中立位置から第１スプリング７
０または第２スプリング７２の付勢力に抗して移動させ
る。なお、上記第１電磁開閉弁７４および第２電磁開閉
弁７６は、後述の速度比信号ＲＡＩおよびＲＡ２にした
がってオンオフ駆動、すなわちデユーティ駆動されるこ
とにより、第２図に示すように、第１制御油室１１６ま
たは第２制御油室１１８内の圧力がデユーティ比と関連
して連続的に変化させられ、これに伴ってスプール弁子
６８の位置が連続的に変化させられるようになっている
。

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スプリング７２に接近する方向くすなわ
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、ヘルド式無段変速機１４の速度比ｅ（一次側回転軸
１８の回転速度Ｎ。ｕｔ　／一次側回転軸１６の回転速
度Ｎ、わ）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スプリン
グ７０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内の作動油が流出する一方、一次側油圧シリンダ２
６内へ作動油が流入し、ベルト式無段変速機１４の速度
比ｅが大きくなる。このように、上記変速制御弁４４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、一次側回転軸１６
の回転速度Ｎ　＋　ｎを検出するための第１回転センサ
９０、および一次側回転軸１日の回転速度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、□、、を表ず回転信号ＳＲＩおよび回転
速度Ｎ。ａｔ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Ｎｅ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９
８からはスロットル弁開度θいを表すスロットル信号Ｓ
θ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０−−７９４は、ＣＰＵＩ　Ｏ２、ＲＯＭ１
０４、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ＣＰ
Ｕ１０２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入
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５Ｂ
へ第１駆動体号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
電磁開閉弁７４および第２電磁開閉弁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３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．、、一次側回転輪１８の回転
速度Ｎ。、、ｔ、スロットル弁開度θｔｈ、エンジン回
転速度Ｎ。が回転信号ＳＲ１およびＳＲ２、スロットル
信号Ｓθ、回転信号ＳＲに基づいてＲＡＭ１０６に読み
込まれる。次いで、ステップＳ２では予めＲＯＭ１０４
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ＮＩ、、およびＮ　ｏ　ｕ　ｔから算出される。

ｅ　＝　Ｎ　ｏ　ｕ　ｔ　／　Ｎ　＝　１１　　　　・
・・・（］）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、ｈなどに基づ
いて目標回転速度Ｎ　ｉ　、、′を決定し、且つ上記（
１１式からその目標回転速度Ｎ　ｉ　ｎ＊と実際の回転
速度Ｎ。□から目標速度比ｅ＊を算出する。上記目標回
転速度Ｎｉｎ＊を決定するための関係は、たとえば第４
図に示すものであって、第５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。後述のステップ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が出力さ
れ、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輪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。」二
記速度比制御値Ｖ。の大きさは速度比信号ＲＡＩまたは
速度比信号ＲＡ２のデユーディ比、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ｅ８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。

Ｖ０＝ｋ　（ｅ＊−ｅ）　／ｅ　　　・・・（２１そし
て、ステップＳ５では、予めＲＯＭ１０４に記憶された
良く知られた関係からスロワ１ヘル弁開度θいおよびエ
ンジン回転速度Ｎ８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の実際の出力トルク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は動力伝達方向
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６図および第７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、□および一次側油圧シリンダ２８内の油圧Ｐ
。Ｉｌｔの油圧変化特性をそれぞれ示しており、油圧Ｐ
８□と油圧Ｐ。。、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Ｔ８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
、伝動ヘルド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グ２８内の油圧（目標油
圧）　ＰＯｕｔ　　°が得られるように第２ライン圧制
御値■２が決定される。

すなわち、先ず、予めＲＯＭ１０４に記憶された次式（
３）の関係からエンジン１０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２
８の推力（算出値）Ｗｏｕｔ　　“を算出する。また、
次式（４）から、上記推力Ｗ。ｕｔ　　“、一次側油圧
シリンダ２８の受圧面積Ａ。ａｔ　、一次側回転軸１８
の回転速度Ｎ。。に基づいて油圧（算出値）　ｐ、、ｔ
　　“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
ａｌｌ、エンジン１０の実際の出力トルクＴ、に基づい
て補正油圧ΔＰ２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Ｐ１２を算出し、その算出された油圧
Ｐβ２が得られるように（７）式から第２ライン圧制御
値■２を決定する。

Ｗｏｕｔ　　’−ｆ　　（Ｔｅ　　＋　　ｅ　）　　　
　　　　　・・・（３１ΔＰＺ　　＝ｆ　　（ｅ、　　
ｅ＊、　　Ｔａ　　）　　　　　・・・（５）Ｐ　Ａ　
２　　＝　Ｐ　ｏｕｔ　　’　−ΔＰ２　　　　　　　
　・−・（６）ｙ２　　＝ｆ（Ｐｊ！２　）　　　　　
　　　　・　・　・（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。ｕｔ　　“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。Ｕ、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２８
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８図のｆａｌおよび（ｂ
ｌ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、７および一次側油圧シリンダ２８内油圧Ｐ。Ｕ
、の速度比制御値Ｖ。（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■。で推力が平衡しかつこのときの速
度比ｅ　（−〇＊−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。、、ｔは第２ライン
油圧Ｐｐ２に対してΔＰ２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　０．、、　　ｌか
ら（５）弐にて算出した補正油圧ΔＰ２を差し引くこと
により制御すべき第２ライン油圧ＰＡ２が求められる。

この補正油圧へＰ２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！、−ＰＮ
２）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！＋　　Ｐ
Ａ２）は出力トルクＴ、および速度比ｅに基づいて決定
されるから、結局補正油圧へＰ２は速度比ｅ、目標速度
比ｅ＊、出力トルクＴ８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（７）式では、算出された第２ライン油圧
Ｐ１２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■２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）Ｐｉｎ’が得られ
るように、第１ライン圧制御値■、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ｅ＊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Ｗ０ｕ１／一次側油圧シ
リンダ２６の推力Ｗ、７）が算出されるとともに、次式
（９）から上記推力比Ｔ、および一次側油圧シリンダ２
８の推力Ｗ　ｏ　ｕ　ｔ　　＋から一次側油圧シリンダ
２６の推力Ｗ　ｒ　ｎ“が求められる。そして、次式〇
〇）から一次側油圧シリンダ２６の推力Ｗｉｎ’、一次
側油圧シリンダ２６の受圧面積Ａ８い一次側回転軸１６
の回転速度Ｎ８ゎに基づいて油圧（算出値）ｐ、、ｌを
算出するとともに、次式〇〇から上記油圧Ｐ、。′およ
び補正油圧ＡＰＩ　に基づいて一次側うイン油圧Ｐ７！
１を算出し、そして、その算出された油圧ＰＡ、が得ら
れるようにαの式から第１ライン圧制御値ｖ１を決定す
る。

γ。−ｆ　　（ｅ＊、　Ｔ、）　　　　　　　・・・（
８）ＰりＩ　”　Ｐ　Ｌ、１′＋ΔＰ、　　　　　　・
・・αυＶ、　　＝ｆ　　（ＰＮ、　）　　　　　　　
・・・αのここで、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。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Ｔ８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ａＯｔ式の関係において、第２項は回転速
度Ｎ、ｆｉ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０１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）式により求められた油圧
ｐ　、％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ΔＰ、は互
いに相反する動力損失および定常偏差へ〇（ΔＶＯに対
応）の均衡点において決定される。すなわち、第８図（
ａｌおよび（ｂｌは上記補正油圧ΔＰ１を変更した場合
を示しており、補正油圧ΔＰ、を小さくした（ａｌ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Ｐ１．、および一次側油圧シリンダ２８内の油圧Ｐ
。ａｔが急激に変化するが定常偏差は小さくなる。しか
し、補正油圧ΔＰ、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ＰＡ、を発生させてしまう
のである。

そして、前記０乃弐において、算出された第１ライン油
圧Ｐβ１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Ｖ、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、ヘルド式無段変速
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３１
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　ｉ、、′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
。、、ｔ　′から第１ライン油圧制御値■１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０３）に示す関係から出力トルクＴＱ、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Ｗ、７′
が算出されるとともに、次式〇りから一次側油圧シリン
ダ２６に供給すべき油圧Ｐ、１′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
ａＳ＋から上記油圧ｐ、、、ｌおよび補正油圧ΔＰ２に
基づいて第２ライン油圧Ｐβ２が算出されるとともに、
前記（７）式により第２う・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、次式叫から
目標速度比ｅゝ、出力トルクＴ８に基づいて推力比γ−
を算出するとともに、次式〇η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、７′
に基づいて求めるとともに、α０式から一次側油圧シリ
ンダ２８内の油圧Ｐ。ｕｔを求め、さらに次式α５）か
ら上記油圧Ｐ。□および補正油圧ΔＰ１に基づいて第１
ライン油圧Ｐβ１を決定し、前記０９）式からその第１
ライン油圧Ｐβ１を得るための第１ライン油圧制御値Ｖ
１を決定する。

Ｗ、、ｌ’　＝ｆ　　（”ｒＩｌ、　　ｅ）　　　　　
　　−−−（１３１Ｐｊ２２＝Ｐ、Ｉｌ’−ΔＰ２　　
　　　　・・・０５）γ−−ｆ　　（ｅ’、Ｔ、）　　
　　　　　・・・αＯＷ　ｏ　ｕ　ｔ　　“＝Ｗ、′・
γ−・・・αηＰ　（１＋　’　Ｐ　ｏＩＩｔ　　’＋
ΔＰ１　　　　　・・・叫ｖ、　−ｒ　　（ｐａ＋　＞
　　　　　　　　　−−−＋２０１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■１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ａｌｌと実際の速度比ｅとの偏差式〇が正であるか
否かが判断され、正であればステップＳ１２において次
式（２ηおよび（２）から上記第１ライン油圧制御値■
、および第２ライン油圧制御値Ｖ２が補正される。また
、負であれはステップ５１３において次式（至）および
＋２４１から上記第１ライン油圧制御値■、および第２
ライン油圧制御値Ｖ２が補正される。

Ｖ、＝Ｖ、＋に、　　（ｅ’−ｅ）／ｅ　　・”（２１
１Ｖ２　＝Ｖｚ　　ｋｚ　　（ｅ”　　ｅ）　／ｅ　　
・・・’２２）Ｖ、＝Ｖ１　＋に３　（ｅ−ｅ＊）／ｅ
　・・・（ハ）Ｖ２　＝Ｖｚ　　ｋ４（ｅ　　ｅ”）　
／ｅ　　・・・Ｉ２’ａ但し、ｋ＋　、ｋｚ、ｋａ、ｋ
４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１Δｅｌの増加とともに第１ライン油圧Ｐβ１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Ｐ６．は一次側油圧シリンダ２６内の油圧Ｐ、ｎ（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
Ｐｏｕｔ）に対して補正油圧（余裕油圧）ΔＰ、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］が太き（なる過渡状態におい
てＰ７！１とＰＩ３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Ｆ２１）１２２１、＠、Ｑ４において比例
定数は変速応答性を変人るだめのものであって、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、ｋＩ＜ｋ３、ｋ２〈ｋ４となるように決
定されている。第９図は上式（２１、に）、（ハ）、ｔ
２ｔｌを適用して制御した場合における、正トルク状態
（Ｐ　ｉｎ　〉Ｐ　ｏｕｔ　）の速度比変化時の各油圧
値の時間的変化特性を示すものである。図から明らかな
ように、前記変速制御弁４４のスプール弁子６８の作動
により増速変速（速度比増加）時には過渡的に一次側油
圧シリンダ２６内の油圧Ｐｉｎが高められると同時に一
次側油圧シリンダ２８内の油圧Ｐ　ｏｕｔが低められる
一方、減速変速（速度比減少）時には過渡的に一次側油
圧シリンダ２６内の油圧Ｐ、わが低められると同時に一
次側油圧シリンダ２８内の油圧Ｐ。１゜わが高められる
。これにより過渡状態において大きな推量差が両油圧シ
リンダ２６および２８において生じるので、速度比制御
における好適な変速応答性が得られるのである。

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Ｖ。、
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、第７
図および第８図に示すように、速度比ｅ、第１ライン油
圧ＰＩｌ＋、第２ライン油圧Ｐβ２が制御される。

このように、本実施例によれば、第１８ＪｉｌＩ圧弁４
８および第２調圧弁５８により第１ライン油圧Ｐρ、お
よび第２ライン油圧Ｐβ２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ＩＳ 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Ｐ７！１および第２ラ
イン油圧Ｐ１２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。

しかも、第１調圧弁４８をエンジン１０の出力トルクＴ
８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Ｐ４．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Ｐｊ
！２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。

また、本実施例によれば、第１調圧弁４８と第２調圧弁
５８とが直列に接続されることにより、第１調圧弁４８
から流出した作動油を第２調圧弁５８が調圧するので、
第２調圧弁５８の調圧に必要な油量が節約され得て、オ
イルポンプ４２の吐出容量を小さくできるとともに動力
損失が一層軽減される利点がある。

また、本実施例によれば、一定の制御油圧ＰＣが両電磁
開閉弁７４または７６によりスプール弁子６８に作用さ
せられることによりそのスプール弁子６８が移動させら
れて変速制御弁４４の出力の切り換え作動が行われる。

このため、一端が速度比を変化させるための操作部材と
連結させられ且つ他端が可変プーリの一部を構成して軸
方向に移動する可動回転体と係合させられたリンクによ
りスプール弁子が駆動される形式の変速制御弁に比較し
て、リンク機構の諸元により定まる変速パターンに制限
されないため制御の自由度が大幅に高められる。また、
変速制御弁をリンク機構を介して可変プーリと機械的に
連結させる必要がないため、両者の配置が自由とな、る
利点がある。さらに、リンク機構において避は難いリン
クのがたつきに起因する制御精度の低下が解消される利
点がある。

しかも、両電磁開閉弁７４および７６により第１ライン
油圧Ｐｆｆ、または第２ライン油圧Ｐｊｌ！２をスプー
ル弁子に作用させる場合には、それら第１ライン油圧ｐ
Ｈおよび第２ライン油圧Ｐ６２はベルト式無段変速機１
４の速度比ｅや伝達トルクに関連して変化させられるこ
とに起因して変速応答性がばらつくことが避けられない
が、本実施例の油圧制御装置によれば、減圧弁１１０に
よって一定に制御された制御油圧ＰＣが両電磁開閉弁７
４および７６によりスプール弁子６８へ作用させられる
ので、安定した変速応答性が得られる利点がある。

また、本実施例によれば、前記スプール弁子６８を比例
電磁ソレノイドによって直接駆動する形式の電磁比例制
御弁に比較して、オンオフ駆動されることにより構造が
簡単かつ小型な電磁開閉弁７４．７６を使用できるとと
もに、電磁開閉弁は変速制御弁４４と一体に配設しなく
てもよい利点がある。また、変速制御弁４４では、スプ
ール弁子６８が圧力対圧力の平衡によって移動させられ
るため、大きな駆動力でスプール弁子６８を駆動でき、
作動油中の異物に対する影響を大幅に低くできる（コン
タミ性を高くできる）利点がある。

さらに、コンピュータから構成されるコントローラ９４
の出力をＡ／Ｄ変換器を介さず電磁開閉弁へ供給できる
とともに、リニアソレノイドの捲線抵抗の温度変化の影
響を除去するための定電流増幅器が不要となる利点があ
る。

次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説
明において同じ機能を有するものには同一の符号をイ」
シて説明を省略する。

第１０図においては、減圧弁１１０および絞り１１２が
第１ライン油路５０とドレン油路６０との間に直列に設
けられている。このようにすれば、第１ライン油圧Ｐ１
２１が減圧弁１１０により一定の制御油圧ＰＣに減圧さ
れ、制御油路１１４を通して導出される。

第１１図においては、第２調圧弁５８から流出する作動
油を一定の制御油圧ＰＣに調圧する圧力制御弁１３０が
ドレン油路６０に設けられている。

この圧力制御弁１３０は本実施例の第３調圧弁に相当す
るものであって、これにより制御油圧ＰＣが第２調圧弁
５８と圧力制御弁１３０との間から制御油路１１４によ
り導出される。

第１２図においては、第１ライン油圧Ｐ７！Ｉを調圧す
る第１調圧弁４日、および第２ライン油圧Ｐβ２を調圧
する第２調圧弁５８が並列に設けられており、第１調圧
弁４８から流出する作動油を一定の制御油圧ＰＣに調圧
する圧力制御弁１３０がドレン油路６０に設けられてい
る。これにより制御油圧ＰＣが第１調圧弁４８と圧力制
御弁１３０との間から制御油路１．１．４により導出さ
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図における電磁開閉弁のデユーディ比と変速制
御弁の制御油室内の油圧との関係を示す図である。第３
図は第１図の実施例の作動を説明するためのフローチャ
ー１−である。第４図は第３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５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６図
および第７図は第１図の実施例において速度比に対する
各部の油圧の変化特性をそれぞれ示す図であり、第６図
は正トルク状態を、第７図はエンジンブレーキ状態を示
している。第８図は第１図の変速制御弁の出力特性を示
す図であって、（ａｌ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、（ｂ）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
９図は第１図の実施例の過渡状態における各部の油圧変
化特性を示す図である。第１０図、第１Ｆ図、および第
１２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 １６：一次側回転輪　　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 ２６：一次側油圧シリンダ 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 １１０：減圧弁　（第３調圧弁） １１２；絞り １１４：制御油路 １１６．１１８二制御油室　　　　“ １３０：圧力制御弁（第３調圧弁） 出願人　　トヨタ自動車株式会社 刃’ｐ−ｔ、−へ悶 第６図 第７図 第９図 時間

Claims (4)

【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、 軸方向に移動可能なスプール弁子を備え、該スプール弁
   子の移動にともなって、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、 該変速制御弁を通して前記一次側油圧シリンダおよび二
   次側油圧シリンダの他方から流出する作動油の圧力を調
   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、 前記スプール弁子を駆動するための一定の制御油圧を発
   生させる制御油圧源と、 前記スプール弁子に前記制御油圧を作用させることによ
   り該スプール弁子の移動位置を制御する電磁制御弁装置
   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）前記変速制御弁は、前記スプール弁子が摺動可能
   に嵌合されたシリンダボアと、該シリンダボアの両端部
   にそれぞれ設けられ、前記スプール弁子の両端部の受圧
   面に制御油圧を作用させるための油密な一対の第１制御
   油室および第２制御油室とを備えたものであり、前記電
   磁制御弁装置は、該一対の第１制御油室および第２制御
   油室へ前記制御油圧をそれぞれ供給するためにデューテ
   ィ制御される一対の電磁開閉弁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）前記制御油圧源は、前記第１ライン油圧を導く第
   １ライン油路または前記第２ライン油圧を導く第２ライ
   ン油路とドレン油路との間に直列に接続された減圧弁お
   よび絞りから構成されたものであり、前記制御油圧は該
   減圧弁と絞りとの間から発生させられるものである特許
   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）前記制御油圧源は、前記第１調圧弁または第２調
   圧弁から流出する作動油を導く油路に設けられ、該作動
   油を一定の制御圧に調圧する第３調圧弁である特許請求
   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。