JPS63140154A - 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、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が知られ
ている。

そして、斯る車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置
として、（ａ）油圧源から供給される作動油の油圧を第
１ライン油圧に調圧する第１調圧弁と、（ｂ）その第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、（Ｃ
１その変速制御弁を通して前記一次側油圧シリンダおよ
び二次側油圧シリンダの他方から流出する作動油のうち
少なくとも二次側油圧シリンダから流出する作動油の油
圧を前記第１ライン油圧よりも低い第２ライン油圧に調
圧する第２調圧弁とを存し、上記第１ライン油圧を目標
とする速度比を実現する駆動側可変プーリ推力を発生さ
せ且つ動力損失が生じない必要かつ充分な値となるよう
に調圧する一方、第２ライン油圧を伝動ベルトの滑りが
生じない必要かつ充分な値となるように調圧するように
したものが考えられている。例えば、本願出願人が先に
出願した特願昭６１−３７５７１号、特願昭６１−３７
５７２号等に記載されている装置はその一例である。

ところで、斯る油圧制御装置においては、ベルト式無段
変速機の一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダ
の推力比特性をマイクロコンピュータに記憶させ、電磁
調圧弁を用いて第１ライン油圧などを調圧するようにな
っている。このため、装置が複雑になるとともに、一次
側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダの推力の個体
差や経時変化などによる低下などを考慮して前記推力比
特性から推定される油圧よりも高めに第１ライン油圧を
設定するので、油圧ポンプの動力損失が充分に低減され
得ないという不都合があった。

このため、本願出願人は、先に出願した特願昭６１−１
９９３７５号において、前記一次側油圧シリンダおよび
二次側油圧シリンダに接続され、それら一次側油圧シリ
ンダおよび二次側油圧シリンダ内のシリンダ油圧の内高
い方のシリンダ油圧を選択して出力する切換弁を設ける
とともに、前記第１調圧弁を、その切換弁から出力され
たシリンダ油圧が作用させられて調圧作動をすることに
よりそのシリンダ油圧よりも所定圧高い第１ライン油圧
を出力するように構成した油圧制御装置を提案した。こ
のようにすれば、第１ライン油圧を調圧するためのマイ
クロコンピュータや電４１１１１圧弁が不要となって装
置が簡単に構成されるとともに、実際のシリンダ油圧に
基づいて第１ライン油圧が調圧されるので、一次側油圧
シリンダおよび二次側油圧シリンダの推力の個体差や経
時変化などに拘わらず、前記推力比特性から推定される
油圧よりも高めに第１ライン油圧を設定することが不要
となり、油圧ポンプの動力損失が低減されるのである。

発明が解決しようとする問題点 しかしながら、このような油圧制御装置においても、前
記一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダ内のシ
リンダ油圧の内高い方のシリンダ油圧を選択して出力す
る切換弁を設ける必要があり、装置を簡単かつ安価とす
る上で必ずしも充分に満足し得るとは言い難かった。

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（ａ）第１ｍ圧押と、ｌ
ｂ）変速制御弁と、（Ｃ１第２調圧弁とを有する車両用
ベルト式無段変速機の油圧制御装置であって、一次側油
圧シリンダ内の一次側シリンダ油圧を前記第１調圧弁に
作用させる連通路を含み、且つ、その第１調圧弁を、そ
の一次側シリンダ油圧が常時作用させられて調圧動作を
行うことによりその一次側シリンダ油圧よりも所定圧高
い第１ライン油圧を出力するものとしたことにある。

作用および発明の効果 すなわち、本発明は、一次側油圧シリンダおよび二次側
油圧シリンダ内のシリンダ油圧の内高い方のシリンダ油
圧を選択して出力する切換弁を設けることなく、常時一
次側油圧シリンダ内の一次側シリンダ油圧を第１調圧弁
に作用させて、その一次側シリンダ油圧よりも所定圧高
い第１ライン油圧を出力させるようにしたのであり、こ
れにより、油圧制御装置が一層簡単かつ安価に構成され
得るのである。

ここで、例えば前記一次側油圧シリンダおよび二次側油
圧シリンダの受圧面積、すなわち前記変速制御弁から供
給される作動油の油圧が作用させられる部分の面積が互
いに等しい場合には、無段変速機の推力比特性から多く
の運転領域において一次側油圧シリンダのシリンダ油圧
の方が高圧となるように制御されるため、そのような運
転領域では上記切換弁を省略しても何等差支えない。し
かし、一部の運転領域、例えば二次側回転軸から一次側
回転軸に動力伝達が行われるエンジンブレーキ状態にお
いては、二次側油圧シリンダの方が一次側油圧シリンダ
よりも高い推力が要求されるため、それに伴って二次側
油圧シリンダのシリンダ油圧として一次側油圧シリンダ
よりも高い油圧が要求されることとなり、その一次側油
圧シリンダのシリンダ油圧よりも所定圧だけ高い第１ラ
イン油圧によっては要求圧力が得られず、車両の実用運
転状態において必要とされる速度比を実現し得ないこと
がある。このため、一次側油圧シリンダの受圧面積を二
次側油圧シリンダの受圧面積よりも小さくして一次側シ
リンダ油圧を高圧としたり、或いは第１調圧弁により調
圧される第１ライン油圧と一次側シリンダ油圧との油圧
差を大きくしたりして、実用運転状態においては、二次
側油圧シリンダのシリンダ油圧として要求される油圧よ
りも第１ライン油圧の方が常に高圧となるようにしてお
く必要がある。

また、二次側油圧シリンダから変速制御弁を通して流出
する作動油の油圧は第２調圧弁により第２ライン油圧に
調圧されるが、一次側油圧シリンダから流出する作動油
については、二次側油圧シリンダから流出する作動油と
同様に第２調圧弁により第２ライン油圧に調圧するよう
にしても、或いは第２調圧弁を通すことなく直接ドレン
油路へ導くようにすることもできる。直接ドレン油路へ
導く場合には、一次側油圧シリンダのシリンダ油圧を殆
ど大気圧まで低下させることが可能となるため、速度比
（二次側回転軸の回転速度／−一次側回転軸回転速度）
を減少方向へ変化させる減速変速時の速度比変化速度、
すなわち変速応答性が向上する。

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図は車両に設けられたベルト式無段変速機１０およ
びその油圧制御装置１２を示すものであって、図示しな
いエンジンの出力は図示しないクラッチなどを介してベ
ルト式無段変速ａｌＯの一次側回転軸１６へ伝達され、
このベルト式無段変速機１０の二次側回転軸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。

上記ベルト式無段変速機１０は、一次側回転軸１６およ
び二次側回転軸１８と、それら一次側回転軸１６および
二次側回転軸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および二次側可変プーリ２２と、それ
ら一次側可変プーリ２０および二次側可変プーリ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および二次側可変プーリ２２の有効径
を変更する一次側油圧シリンダ２６および二次側油圧シ
リンダ２８とを備えている。上記一次側可変プーリ２０
および二次側可変プーリ２２は、一次側回転軸１６およ
び二次側回転輪１８にそれぞれ固定された固定回転体３
１および３２と、上記一次側回転軸１６および二次側回
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■
溝を形成する可動回転体３４および３６とから構成され
ている。また、上記一次側油圧シリンダ２６の受圧面積
Ａｔｅは、二次側油圧シリンダ２８の受圧面積Ａ。ｕＬ
よりも小さい。

そして、このように構成されたベルト式無段変速機１０
を作動させるための油圧制御装置１２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４４０人カポート４６および第１　ｍｌｌ
ｌ弁圧弁と接続された第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
、図示しないエンジンにより駆動される。上記第１調圧
弁４８は、油圧の作用により調圧作動することにより第
１ライン油路５０内の作動油の一部を第２ライン油路５
２へ流出させて、その第１ライン油路５０内の油圧を第
１ライン油圧ｐＨｌに調圧する。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５日は、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、その
第２ライン油路５２内の油圧を第１ライン油圧ＰＲ５よ
りも相対的に低い第２ライン油圧Ｐ１２に調圧する。上
記第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。

上記変速制御弁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および二
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パルプボ
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
が前記入力ポート４６および排出ポート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および二次側
油圧シリンダ２８に供給され、また、僅かな量の作動油
が排出ポート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排出ポート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と入力ポ
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から二次側油圧
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１０における一次側油圧
シリンダ２６および二次側油圧シリンダ２８の推力の平
衡が崩れるので、二次側油圧シリンダ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１０の速度比ｅ（二次側回転
輪１８の回転速度Ｎ。ｕＬ　／一次側回転軸１６の回転
速度Ｎ、７）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と入力ポート
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から二次側油圧シリンダ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
０における一次側油圧シリンダ２６および二次側油圧シ
リンダ２８の推力の平衡が崩れるので、二次側油圧シリ
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、ベルト式無段変速機１０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換弁機能と
、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。

前記接続油路２９と前記第１調圧弁４８との間には連通
路９０が設けられ、一次側油圧シリンダ２６内の一次側
シリンダ油圧Ｐｉｆｉが第１調圧弁４８に作用させられ
るようになっている。また、この連通路９０と前記第２
ライン油路５２との間には、流通阻止方向が連通路９０
へ向かう方向である逆止弁９２が接続されている。この
逆止弁９２は昇圧阻止弁として機能するもので、その一
定の順方向圧力損失を利用して所定油圧以上の連通路９
０内の過昇圧を阻止するものである。この所定油圧は逆
止弁９２の弁子９４を押圧するスプリング９６および第
２ライン油圧Ｐ１２によって決まる圧力である。

前記第１調圧弁４８は、第１ライン油路５０゜第２ライ
ン油路５２．および連通路９０と連通するように形成さ
れたシリンダボア９８と、そのシリンダボア９８内に摺
動可能に嵌合されて上記第１ライン油路５０および第２
ライン油路５２間を開閉するスプール弁子１００と、ス
プール弁子１００を閉弁方向へ付勢するスプリング１０
２とを備えている。スプール弁子１００には第１ライン
油圧ＰＡ、を受ける第１受圧面１０４と一次側シリンダ
油圧ｐ　ｉｎを受ける第２受圧面１０６とが形成されて
おり、スプール弁子１００は、次式１）が成立する平衡
状態が得られる位置に移動させられることにより、第１
ライン油路５０から第２ライン油路５２への作動油の流
出量を変化させて第１ライン油圧ＰＲ，を調圧するので
ある。なお、次式（１１において、Ｓ、は第１受圧面１
０４および第２受圧面１０６の受圧面積、Ｗはスプリン
グ１０２の付勢力である。

Ｐ　Ｒ＋　　＝　Ｗ／　Ｓ　＋　　＋Ｐ　ｉｎ　　　　
　・・・（１）上式（１）から明らかなように、第１調
圧弁４８は、一次側油圧シリンダ２６内の一次側シリン
ダ油圧Ｐｉｎを基準として、これよりも一定値Ｗ／ＳＩ
だけ大きくなるように第１ライン油圧ＰＲ，を調圧する
のである。

そして、このような油圧制御装置１２は、図示しないコ
ントローラにより、例えば第２図に例示するフローチャ
ートに従って制御される。すなわち、一次側回転軸回転
速度Ｎ　ｉ　ｎおよび二次側回転軸回転速度Ｎ。ｕｔか
ら実際の速度比ｅを算出するとともに、エンジンをその
最小燃費率曲線上で作動させるために予め求められた関
係からスロットル弁開度θい、二次側回転軸回転速度Ｎ
。ｕｌなどに基づいて目標速度比ｅ＊を決定し、その目
標速度比ｅ３と実際の速度比ｅとを一致させるための速
度比制御値ｖ０を決定する。この速度比制御値ｖ０は前
記変速制御弁４４に関するもので、この速度比制御値ｖ
０に従って第１電磁ソレノイド７４および第２電磁ソレ
ノイド７６に駆動信号が出力される。なお、目標速度比
ｅ１と実際の速度比ｅとを一致させるように制御する替
わりに、一次側回転軸１６の目標回転速度Ｎ　ｉ　ｈｌ
と実際の回転速度Ｎ　ｉ　ｎとを一致させるように制御
しても差支えない。

また、スロットル弁開度θｔｈおよびエンジン回転速度
Ｎ、に基づいて実際のエンジン出力トルクＴ、が決定さ
れ、その出力トルクＴ、が正となる正トルク状態、すな
わち一次側回転軸１６から二次側回転輪１８へ動力伝達
が行われる状態であるか、出力トルクＴ、が負となるエ
ンジンブレーキ状態、すなわち二次側回転輪１８から一
次側回転軸１６へ動力伝達が行われる状態であるかによ
って、第２ライン油圧制御値■２が決定される。この第
２ライン油圧制御値■２は、従動側の油圧シリンダに必
要とされるシリンダ油圧（算出値）に基づいて第２ライ
ン油圧Ｐ１２を求め、第２ライン油路５２内の作動油の
油圧をこの第２ライン油圧Ｐ１．に調圧するためのもの
で、この第２ライン油圧制御値■２に従って第２調圧弁
５８に駆動信号が出力される。

一方、以上のような作動において、前記第１調圧弁４８
は、一次側油圧シリンダ２６内の一次側シリンダ油圧Ｐ
ｉｎよりも差圧ΔＰ１すなわち前記一定値Ｗ／Ｓ、たけ
常時高い油圧に第１ライン油圧Ｐｌ、を調圧する。

ここで、車両の走行中においては、一次側油圧シリンダ
２６および二次側油圧シリンダ２８の推力比（＝二次側
油圧シリンダ２８の推力／一次側油圧シリンダ２６の推
力）は、たとえば第３図に示されるように変化させる必
要があるが、図から明らかなように正トルク状態（エン
ジン出力トルクＴ、＞Ｑ）とエンジンブレーキ状Ｂ（エ
ンジン出力トルクＴ　ｏ　＜　Ｏ）とでは、必要な推力
の大小関係が反転しぐエンジンブレーキ状態においては
、その全運転領域において二次側油圧シリンダ２８の方
が一次側油圧シリンダ２６よりも高い推力が必要とされ
る。このため、従来のように一次側油圧シリンダ２６お
よび二次側油圧シリンダ２８の受圧面積、すなわち変速
制御弁４４から供給される作動油の油圧が作用させられ
る部分の面積が等しく、且つ上記差圧ΔＰが比較的小さ
い場合に、第１ライン油圧ＰＲ，を単に一次側シリンダ
油圧Ｐｉｆｉよりも差圧ΔＰだけ高い油圧に調圧するの
みでは、その第１ライン油圧ＰＪ、は第４図および第５
図において一点鎖線で示されるように調圧されることと
なり、二次側シリンダ油圧Ｐ。ｕｔとしてその第１ライ
ン油圧Ｐｌ、よりも高い油圧が要求される運転領域が存
在し、そのような運転領域においては目標速度比ｅＩ′
を実現し得ないのである。

更に具体的に説明すると、上記第４図は、正トルク状態
における各部の油圧を示したものであり、前記第３図の
推力比特性から明らかなように一次側油圧シリンダ２６
の推力の方が高いため、一次側シリンダ油圧Ｐｉｎは全
体的に二次側シリンダ油圧Ｐ。Ｕ、を上回っている。し
かし、速度比が小さい運転領域、すなわち一次側回転軸
回転速度Ｎ　ｉｎが二次側回転軸回転速度Ｎ　ｏ　ｕ　
ｔよりも大きくなる運転領域においては、一次側油圧シ
リンダ２６内の作動油に作用する遠心力の影響により、
その速度比で釣り合う一次側シリンダ油圧Ｐｉが二次側
シリンダ油圧Ｐ０□よりも小さくなる領域が存在し、速
度比ｅ０以下では二次側シリンダ油圧Ｐ　ｏｕｔＯ方が
一次側シリンダ油圧Ｐ、７に差圧ΔＰを加えた第１ライ
ン油圧Ｐ１１よりも高くなる。したがって、かかる速度
比ｅ６以下では、その第１ライン油圧ＰｌＩによっては
要求される二次側シリンダ油圧Ｐ。Ｕ、が得られず、速
度比ｅ０以下の速度比を実現することは不可能なのであ
る。このような傾向は一次側回転輪１６の回転速度が速
い程顕著となり、第４図は非常に回転が速い場合を想定
したものである。なお、第４図において破線で示す第１
ライン油圧ＰＩ！、は、一次側シリンダ油圧Ｐｉｎおよ
び二次側シリンダ油圧Ｐ　ｏｕｔの内高圧側のシリンダ
油圧を選択して第１調圧弁４８に出力する切換弁を有す
る場合であり、その場合には全ての速度比を実現できる
。

また、前記第５図は、エンジンブレーキ状態における各
部の油圧を示したものであり、前記第３図の推力比特性
から明らかなように、全ての運転領域において二次側油
圧シリンダ２８の方が一次側油圧シリンダ２６よりも高
い推力が必要とされるため、一次側シリンダ油圧Ｐｉｎ
は二次側シリンダ油圧Ｐ　ｏｕｔよりも低い。そして、
上記正トルク状態の場合と同様に、二次側シリンダ油圧
Ｐ。ｕｔの方が一次側シリンダ油圧ｐ　ｉｎに差圧ΔＰ
を加えた第１ライン油圧ＰＲ，よりも高くなる速度比０
０以下では、その第１ライン油圧ＰＩｌＩによっては要
求される二次側シリンダ油圧Ｐ　ＯｕＬが得られず、速
度比８０以下の速度比を実現することは不可能なのであ
る。かかるエンジンブレーキ状態においては、前記正ト
ルク状態の場合に比較して非常に広い範囲で変速が不可
能となり、実用運転において大きな問題となる。なお、
この第５図において破線で示される第１ライン油圧Ｐｉ
、　も、一次側シリンダ油圧Ｐｉおよび二次側シリンダ
油圧Ｐ。ｕｔＯ内高圧側のシリンダ油圧を選択して第１
調圧弁４８に出力する切換弁を有する場合である。

これに対し、本実施例の油圧制御装置は、一次側油圧シ
リンダ２６の受圧面積Ａ、７が二次側油圧シリンダ２８
の受圧面積Ａ　＠　ＩＩ　Ｌよりも小さいため、ある速
度比で釣り合う一次側シリンダ油圧Ｐｅａは、両袖圧シ
リンダ２６．２８の受圧面積が等しい場合に比較して大
きい。また、その一次側シリンダ油圧Ｐｉｆｉと第１調
圧弁４８により調圧される第１ライン油圧Ｐｊ！、との
差圧ΔＰは、上述した従来装置に比較して大きく、実用
運転状態において要求される二次側シリンダ油圧Ｐ　ｏ
ｕｔよりも常に第１ライン油圧ＰＩｌ、の方が高圧とな
る必要充分な大きさに設定されている。

第６図および第７図は、かかる本実施例の油圧制御装置
の各部の油圧を示すグラフで、それぞれ前記第４図およ
び第５図に対応するものである。

第６図の正トルク状態においては、略全域に亘って一次
側シリンダ油圧Ｐ　ｉｎが二次側シリンダ油圧Ｐ　ｏｕ
ｔを上回っており、二次側シリンダ油圧Ｐ。、、が一次
側シリンダ油圧Ｐｉｆｉよりも大きい領域においても、
第１ライン油圧Ｐ１１は二次側シリンダ油圧Ｐ　６ｕｔ
よりも大きい。したがって、その全領域において目標速
度比ｅ１１を実現することが可能なのである。

また、第７図のエンジンブレーキ状態においては、一次
側油圧シリンダ２６の受圧面積Ａ　（、が二次側油圧シ
リンダ２８の受圧面積Ａ、、ｕｔよりも小さくされてい
ることにより、一次側シリンダ油圧Ｐｉｎが二次側シリ
ンダ油圧Ｐ　ｏｕｔを上回る領域が現れているとともに
、差圧ΔＰが太き目に設定されていることにより、その
差圧ΔＰだけ一次側シリンダ油圧Ｐ（、、よりも高い第
１ライン油圧Ｐｆ＋は、一部の領域を除いて二次側シリ
ンダ油圧Ｐ。ｕＬよりも高圧となっている。この場合で
も、二次側シリンダ油圧Ｐ。ｕｔが第１ライン油圧Ｐｌ
、を超える速度比ｅ０以下の領域においては変速不可能
であるが、この領域は非常に狭く、また、エンジンブレ
ーキ状態においては全変速域を使用する必要がないため
、この程度の変速不可能域が存在しても実用上問題とは
ならないのである。

なお、上記第６図および第７図は、第４図および第５図
との対比を行い易くするため、二次側油圧シリンダ２８
の受圧面積はそのままにして、一次側油圧シリンダ２６
の受圧面積を小さくした場合であり、また、その受圧面
積および差圧ΔＰを除く回転速度等の他の運転条件は全
く同一である。

このように、本実施例の油圧制御装置においては、一次
側油圧シリンダ２６の受圧面積Ａｉを二次側油圧シリン
ダ２８の受圧面積Ａ。ｕｔよりも小さくするとともに、
第１調圧弁４８による差圧ΔＰを実用運転状態において
要求される二次側シリンダ油圧Ｐ　ｏｕｔよりも常に第
１ライン油圧ＰＩＩが高圧となる必要充分な大きさに設
定することにより、一次側シリンダ油圧Ｐｉ、、を常時
第１１１圧弁４８に作用させて、その一次側シリンダ油
圧Ｐｉ＋ｓよりも差圧ΔＰだけ高い第１ライン油圧ＰＲ
，を出力させるようにしても、実用運転領域における変
速が可能とされているのである。

したがって、従来のように一次側シリンダ油圧Ｐｉおよ
び二次側シリンダ油圧Ｐ。ｕｔの内高い方のシリンダ油
圧を選択して出力する切換弁を設ける場合に比較して、
エンジンブレーキ状態の一部に変速不可能な領域が存在
するものの、実用上何等不、都合はないとともに、装置
が一層簡単かつ安価に構成されるという大きなメリット
が得られるのである。

次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説
明において前記第１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８図の第１調圧弁４８は、第１ライン油路５０とドレ
ン油路６０との間に設けられて第１ライン油路５０内の
作動油をドレン油路６０へ逃がすことにより、第１ライ
ン油圧Ｐｊｌ’、を調圧するものであり、第１ライン油
路５０と第２ライン油路５２との間には両ライン油路５
０．５２間の油圧差を確保するための絞り１１０が設け
られている。

また、一次側油圧シリンダ２６内の作動油は、変速制御
弁４４の第１排出ポート５４からドレン油路１１２を通
って直接オイルタンク３８へ戻されるようになっている
。

かかる実施例においても、前記第１実施例と同様な作用
効果が得られるとともに、一次側油圧シリンダ２６から
作動油が流出させられる減速変速時にその一次側シリン
ダ油圧ＰｉＲを殆ど大気圧まで低下させることができる
ため、速度比ｅの変化速度が速くなるとともに、ブーｌ
７２０．２２の非回転時、すなわち車両の停止時におけ
る伝動ベルト２４の減速変速側への移動を容易とする利
点がある。すなわち、一次側可変プーリ２０を閉じる方
向に作用する力はＰ、ｆｉ・Ａム７で表され、二次側可
変プーリ２２で伝動ベルト２４を挟圧する力Ｐｏｕｔ　
　’　ＡｏｕＬがその伝動ベルト２４を介して一次側可
変プーリ２０を開く方向に作用する力は、前記推力比を
ＴとするとＰ。ｕｔ　　＊　Ａｏｕｔ／　ｒで表される
ため、一次側可変プーリ２０を開いて速度比ｅを減少方
向へ変化させる際の力Ｆは次式（２）で表される。ここ
で、仮に両袖圧シリンダ２６．２８の受圧面積をＡ、、
＝Ａ、□＝Ａとし、二次側シリンダ油圧Ｐ　ｃ＋ｕｔ　
＝　Ｐ　ｉａ＋ΔＰとすると、（２）式は（３）式で表
され、減速変速時におけるエンジン出力トルクの伝達状
態はエンジンブレーキ状態と同じで推力比γは１より大
きいため、かかる（３）式より、ΔＰが一定であっても
一次側シリンダ油圧ｐ　ｉｎが小さい程力Ｆは大きくな
り、変速応答性が向上することが判る。

Ｆ　＝Ｐｏｕｔ　　−Ａｏｕｃ　／　ｒ−Ｐｔｎ・Ａ＋
＋＋・・・（２１＝Ａ（ΔＰ／γ−（１−１／ｒ）Ｐ＝
、）・・・（３） また、一次側シリンダ油圧ｐ　ｉｎを、第２ライン油圧
ＰＲ，よりも小さい圧力に調圧することができるため、
第９図に示されているように、正トルク状態において一
次側シリンダ油圧Ｐ、１と二次側シリンダ油圧Ｐ。ｕＬ
とが交差する場合でも、第２ライン油圧Ｐ１２を常に二
次側シリンダ油圧Ｐ　ｏｕｔに基づいて決定することが
できる。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明した
が、本発明は他の態様で実施することもできる。

例えば、前記実施例ではエンジンブレーキ状態の一部の
領域において変速不可能となっているが、油圧シリンダ
２６．２８の受圧面積や差圧ΔＰを変更することにより
、全ての領域の変速が可能となるように構成することも
できる。

また、前記実施例では一次側油圧シリンダ２６の受圧面
積Ａ＋、、を二次側油圧シリンダ２８の受圧面積Ａ　ｏ
ｕｔよりも小さくするとともに、差圧ΔＰを従来よりも
大きな値に設定しているが、受圧面積の差を充分に大き
くすれば差圧ΔＰは従来と同じであっても差支えないの
であり、また、逆に差圧ΔＰを充分に大きくすれば両袖
圧シリンダ２６゜２８の受圧面積は同じであっても差支
えないのである。

また、前記実施例の第１調圧弁４８において、スプール
弁子１００に形成された第１受圧面１０４および第２受
圧面１０６の相互の面積比は必要に応じて変更され得る
ものであり、また、スプリング１０２が除去されたり、
あるいはそれに替えてスプール弁子１００を開弁方向へ
付勢するスプリングが設けられてもよいのである。

また、前記実施例の逆止弁９２は、第１ライン油路５０
と第２ライン油路５２との間に配設されてもよく、連通
路９０とドレン油路６０との間、または第１ライン油路
５０とドレン油路６０との間に配設されてもよい。なお
、第１調圧弁４８の構造によっては斯る逆止弁９２を省
略することも可能である。

また、前記実施例の第２調圧弁５８は電磁比例リリーフ
弁であったが、油圧によって調圧作動させられる形式の
調圧弁であってもよい。

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１図のベルト式無段変速機にお
ける一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダの推
力比を示す図である。 第４図および第５図は、一次側油圧シリンダおよび二次
側油圧シリンダの受圧面積が等しく且つ差圧ΔＰが比較
的小さい従来装置において、一次側シリンダ油圧Ｐｉ７
を常に第１調圧弁に作用させるようにした場合と高圧側
のシリンダ油圧を作用させるようにした場合の正トルク
状態およびエンジンブレーキ状態の各部の油圧を示す図
である。第６図および第７図は、第１図の実施例におけ
る正トルク状態およびエンジンブレーキ状態の各部の油
圧を示す図で、第４図および第５図に対応する図である
。第８図は本発明の他の実施例の構成を示す図である。 第９図は第８図の実施例の正トルク状態において第２ラ
イン油圧を二次側シリンダ油圧Ｐ　ｏｕｔのみに基づい
て決定した場合の各部の油圧を示す図である。 １０：ベルト式無段変速機 １２：油圧制御装置 １６一一次側回転軸　　１８：二次側回転軸２０８一次
側可変プーリ ２２：二次側可変プーリ ２４：伝動ベルト ２６：一次側油圧シリンダ ２８：二次側油圧シリンダ ４２ニオイルポンプ（油圧源） ４４：変速制御弁　　　４８：第１調圧弁５８：第２調
圧弁　　　９０：連通路 ＰＩ！、　　？第１ライン油圧 ＰＲ，：第２ライン油圧 Ｐ１ニー次側シリンダ油圧 第３図 第９図 第４図 第５図 速度化　　　０・ 第６図 佳／Ｉ毘 第７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におい
   て、油圧源から供給される作動油の油圧を第１ライン油
   圧に調圧する第１調圧弁と、該第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うち少なくとも二次側油圧シリン
   ダから流出する作動油の油圧を前記第１ライン油圧より
   も低い第２ライン油圧に調圧する第２調圧弁とを有する
   油圧制御装置であって、 前記一次側油圧シリンダ内の一次側シリンダ油圧を前記
   第１調圧弁に作用させる連通路を含み、且つ、該第１調
   圧弁は、該一次側シリンダ油圧が常時作用させられて調
   圧動作を行うことにより該一次側シリンダ油圧よりも所
   定圧高い第１ライン油圧を出力するものであることを特
   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）前記一次側油圧シリンダは、前記変速制御弁から
   供給される作動油の油圧が作用させられる受圧面積が前
   記二次側油圧シリンダの受圧面積よりも小さいものであ
   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）前記第１調圧弁により調圧される第１ライン油圧
   と前記一次側シリンダ油圧との油圧差は、車両の実用運
   転状態において必要とされる速度比を実現できる大きさ
   に設定されてい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）前記第２調圧弁は、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の油圧をも前記
   第２ライン油圧に調圧するものである特許請求の範囲第
   １項乃至第３項の何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。
5. （５）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の油圧のみを前
   記第２ライン油圧に調圧するものであり、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
   はドレン油路へ導かれるものである特許請求の範囲第１
   項乃至第３項の何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。