JPS63176747A - 車両用ｖベルト式無段変速機の変速制御装置 - 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】 〔産業上の利用分野〕 本発明は、車両用Ｖベルト式無段変速機の変速制御装置
に関する。

〔従来の技術〕

Ｖベルト式無段変速機は、前進後進切り換え用の遊星歯
車変速機と組み合わせて自動車など車両の自動変速装置
として使用できる。第３０図は、特開昭５４−１５７９
３０号公報に提案されている従来の無段変速機を示し、
入力軸ａには固定プーリｂと可動プーリＣが設けられ、
また、出力軸ｄには固定プーリｅと可動プーリｆが設け
られ、入力軸ａと出力軸ｄ間にはベルトｇが張設されて
いて、油路りおよび油路ｉにポンプｊからの流体を弁に
、ｌを介して供給、排出させることにより可動ブーＩＪ
ｃ、、ｆを移動させるようになっている。

弁ｌのスプールｍの一端には、ピトー管ｎにより入力軸
ａの回転数に比例した流体圧が作用しており、スプール
ｍの他端には、スロットルペダルの動きに連動するカム
ｐの回動による圧力が、レバーｑ、スプリングｒを介し
て作用している。さらに、弁にのスプールＳの一端にも
、ピトー管ｎにより入力軸ａの回転数に比例した流体圧
が作用しており、スプールＳの他端には、入力軸ａの可
動ブーＩＪ　（と連動して変位される検出ロッドｔの圧
力が、レバーＵ、スプリングＶを介して作用している。

上記構成において、固定プーリｂと可動プーリＣ間の溝
巾を変更、押圧して変速および動力伝達を行う無段変速
機においては、Ｖベルトｇに対して過大な押圧力をかけ
ないためと、燃費向上のために、ライン圧（サーボ圧）
を必要最小限とし、該ライン圧をこの無段変速機と直列
に配列された動力伝達装置の摩擦クラッチへ供給して動
力伝達を行っている。

〔発明が解決しようとする問題点〕

しかしながら、上記従来の無段変速機においては、エン
ジンのトルク変動等による過大なピークトルクが入力さ
れた場合に、無段変速機のプーリとＶベルト間の接触部
に滑りを生じるため、プーリおよびＶベルトの耐久性を
ｔｉなうという問題を有している。

本発明は上記問題を解決するものであって、過大トルク
入力時には必ず、Ｖベルト式無段変速機以外のところで
該過大トルクを吸収することにより、プーリおよびＶベ
ルトの耐久性を向上させることができる車両用■ベルト
式無段変速機の制御”ＡＭを提供することを目的とする
。

〔問題点を解決するための手段〕

そのために本発明の車両用Ｖベルト式無段変速機の制御
装置は、入力軸および出力軸にそれぞれ取付けられ、実
効径が可変の入力側プーリおよび出力側プーリと、これ
らプーリ間に張設された駆動ハンドとからなりＲｉｊ記
プーリの実効径を油圧により調節して入出力軸間のトル
ク比を制御する無段変速機と、油圧式摩擦係合装置を含
み該油圧式摩擦係合装置の係合により動力伝達を行う前
記無段変速機と直列に設けられた動力伝達装置とを備え
た車両用Ｖベルト式無段変速機において、油圧源と、該
油圧源からの作動油を調圧する第１の調圧装置と、該第
１の調圧装置によって調圧された作動油を供給され該作
動油に応じて駆動ハンドの挟持力を発生させる第１の油
圧サーボと、前記油圧源からの作動油を調圧する第２の
調圧装置と、該第２の調圧装置によって調圧された作動
油を供給され該作動油に応じて前記油圧式１ｇ擦係合装
置の係合力を発生させる第２の油圧サーボとを備え、前
記第２の調圧装置は、前記油圧式摩擦係合装置の伝達ト
ルクが前記駆動ハンドの挟持力に応じて定まる前記無段
変速機の伝達トルクより小さくなるように前記第２の油
圧サーボに供給する作動油を調圧することを特徴とする
。

〔作用および発明の効果〕

本発明においては、例えば第１図および第２図に示すよ
うに、シフト制御機構７０は電気制御回路の出力により
制御されるソレノイド弁７４の作用で、遊星歯車変速装
置４０の油圧サーボ４８および４９への油圧の給排タイ
ミングを調整しシフト時の衝撃を防止すると共に、プレ
ッシャリミッティング弁７３の作用で油圧サーボ４８お
よび４９へ供給される油圧の上限を設定値以下に保つ作
用を有し、クラッチおよびブレーキの係合圧を制限して
いる。

すなわち、第２４図（Ａ）に示す如く、シフト制御弁７
１のスプール７１２に設けたランドの受圧面積を、図示
左側順にＳｔ　、Ｓｔ　、Ｓｔ　、Ｓｚ、スプリング７
１１の弾性力をＦｓい油室７１３の油圧をＰ、とすると
、前進時に係合される多板クラッチ４５の油圧サーボ４
９および後進時に係合される多板ブレーキ４２の油圧サ
ーボ４８への供給油圧ＰｃおよびＰ、は、 Ｓｔ　　　　　Ｓｔ Ｓ　＋　　Ｓ　ｚ　　　　Ｓ　＋　　　Ｓ　ｔまた、ブ
レフシヤリミソティング弁７３内に挿設された弁体７３
１の受圧面積をＳｌ、該弁体７３１に置設されたスプリ
ング７３２の弾性力をＦ、２とすると、プレッシャリミ
ッティング弁７３は下式によりＰｓの最高圧ｐｆｆｉｉ
ｍｉｔで作動する。

ｐ　Ｒ１ｍ１ｔ＝　Ｆ　ｓ□／ＳＳ このときＰｃおよびＰ、は下式に従って最高圧ｐｃ１ｉ
ｍｉｔ、　ｐｂ　１１ｍ１ｔが制限される。

前進時 Ｓｌ　　　　　　　　５２ 後進時 Ｓｔ ｐ　、　７！１ｍ１ｔ　＝　−９１：ｍｒｔＳ、−Ｓ。

Ｓｔ　　　Ｓｔ 従って、本発明によれば、Ｖベルト式無段変速機と直列
に配列された動力伝達装置の摩擦係合装置の係合圧の上
限をライン圧より低く設定される油圧としたので、過大
１−ルク入力時においては、確実に摩擦係合装置が滑り
、Ｖベルトおよびプーリ間の滑りがなく、Ｖベルトおよ
びプーリの耐久性を向上させることができる。

Ｃ実施例〕 以下本発明の実施例を図面を参照しつつ説明する。

第１図は無段変速装置を用いた自動車用伝動装置の概略
図である。

１００はエンジン、１０２はキャブレタ、２０は該エン
ジン１００と駆動側車軸との間に設けられた伝動装置で
あり、エンジンの出力側１０１に連結された流体式フル
ードカップリング２１、ディファレンシャルギア２２に
連結された減速歯車機構２３、およびＶベルト式無段変
速機３ｏと＋’＋ｉＴ進後進切り換え用遊星歯車変速機
４０とからなる無段変速装置により構成される。

フルードカップリング２１は、ポンプインペラ２１１お
よびフルードカップリング出力軸２１４に連結されたタ
ービンランナ２１２からなる周知のものである。なおフ
ルードカップリングの代わりに他の流体式トルクコンバ
ータまたは機械的クラッチが用いられてもよい。

Ｖベルト式無段変速機３ｏは、咳無段変速機３００Å力
軸であるフルードカップリング出力＃Ｊｂ２１４に連結
された固定フランジ３１１、該固定フランジ３１１と、
対向してＶ字状空間を形成するよう設けられた可動フラ
ンジ３１２、および該可動フランジ３１２を駆動する油
圧サーボ３１３からなる入力側プーリ３１と、無段変速
ＪＩ＆３０の出力軸である中間軸２６に連結された固定
フランジ３２】、該固定フランジ３２１と対向してＶ字
状空間を形成するよう設けられた可動フランジ３２２、
および該可動フランジ３２２を駆動する油圧サーボ３２
３からなる出力側プーリ３２と、これら入力側ブーＩＪ
３１および出力側プーリ３２との間を連結する駆動バン
ドである所のＶベルト３３とで構成される周知のもので
ある。

上記人ノｊ側プーリ３１および出力側プーリ３２の可動
フランジ３１２および３２２の変位ＷＬは０〜Ａｔ　〜
ｉ２：＋　〜！！、＜　　（０＜　ｌｌｚ　＜　ｌｘ　
＜　Ｅｇ　）であり、これにより入力軸２１４と出力軸
２６との間でトルク比Ｔがり、〜ｔ２〜ｔ、〜１４　（
１、＜１２＜１．＜１４）の範囲で変化する無段変速が
なされる。なお本実施例では入力側の油圧サーボ３１３
の受圧面積は出力側の油圧サーボ３２３の受圧面積の２
倍程度の大きさとされ、油圧サーボ３１３に加わる油圧
が油圧サーボ３２３に加わる油圧と等しいかまたは小さ
い場合においても入力側の可動フランジ３１２は出力側
の可動フランジ３２２より大きな駆動力を得るように形
成されている。この油圧サーボ３１３の受圧面積の増大
は、油圧サーボの直径を大きくするか又は油圧サーボに
２重の受圧面積を有するピストンを採用することなどに
より達成される。

前進後進切り換え用遊星歯車変速機４０は、無段変速ａ
３０の出力軸である中間軸２６に連結されたサンギア４
１、変速装置のケース４００に多板ブレーキ４２を介し
て係合されたリングギア４３、サンギア４１とリングギ
ア４３との間に回転自在に歯合されたダブルプラネタリ
ギア４４、該ダブルプラネタリギア４４を回転自在に支
持すると共に多板クラッチ４５を介して中間軸２６に連
結され、さらに遊星ｌ′ｉｌｊ車変速［４０の出力軸で
ある第２中間軸４７に連結されたプラ不クリキャリャ４
６、多板ブレーキ４２を作動させる油圧サーボ４８、お
よび多板クラッチ４５を作動させる油圧サーボ４９によ
り構成される。このｎＤ進後進切り換え用遊星歯車変速
機４０は、多板クラッチ４５が係合し、多板ブレーキ４
２が解放しているとき減速比１の前進ギアが得られ、多
板クラッチ４５が解放し、多板ブレーキ４２が係合して
いるとき減速比１．０２の後進ギアとなる。この後進で
の減速比１．０２は通常の自動車用変速機の後進時の減
速比に比較し小さいが、本実施例では、Ｖベルト式無段
変速機において得られる減速比（たとえば２４）と、後
記する減速歯車機構２３において減速を行っているので
、全体として適切な減速比が得られる。

減速ｔＲＩ車機構２３は、■ベルト式無段変速機３０で
得られる変速範囲が油泡の車両用変速！ｊｔ置により達
成される変速範囲より低いことを補うためのものであり
、入出力軸間で減速比１．４５の変速を行いトルクの増
大を行っている。

ディファレンシ中ルギア２２は車軸（図示せず）と連結
され、３．７２７：１の最終減速を行っている。

第２図は第１図に示した伝動装置における無段変速装置
を制御する油圧制御回路を示す。

油圧制御回路は、油圧心５０、油圧調整装置６０、遊星
歯車変速機４０における多板ブレーキ４２および多板ク
ラッチ４５の係合のタイミングを制御し、Ｎ−Ｄ、Ｎ−
Ｒ２７１時の衝撃を緩和するシフト制御機構７０、およ
びトルク比制御装置８０からなる。

油圧調整装置６０は、それぞれシフトレバ−（図示せず
）により手動操作されるマニュアル弁６２、キャブレタ
１０２のスロットル開度θに応じディテント圧およびス
ロットル圧を出力するディテント弁６４およびスロット
ル弁６５、出力側プーリ３２の可動フランジ３２１と連
動しその変位量に応じてディテント弁６４にライン圧を
供給し且つスロットル弁６５に設けた出力油圧フィード
バック油路９を排圧するトルクレシオ弁６６、および油
圧源５０から供給された油圧を調圧しライン圧として油
圧調整装置６０の各所に供給するレギュレータ弁６１で
構成される。

油圧源５０は、オイルストレーナ５１からエンジンによ
り駆動されるポンプ５２で汲み上げた作動油を、リリー
フ弁５３が取り付けられた油路１１を経て、レギュレー
タ弁６１に供給する。

マニュアル弁６２は、運転席に設けたノフトレバーのシ
フト位置Ｐ、、Ｒ，Ｎ、Ｄ、Ｌに対応じて第３図に示す
如くスプール６２１がＰ、Ｒ，Ｎ、Ｄ、■７の各位置に
設定され、表■に示す如くライン圧が供給される油路１
と出力用油路３〜５とを連絡する。

表　　　　Ｉ 表］において○は油路ｌとの連絡状態を示し、×は油路
３〜５が排圧状態にあることを示す。

レギュレータ弁６１は、スプール６１１と、ディテント
圧およびスロットル圧を入力してスプール６１１を制御
するレギュレータバルブプランジャ６１２とを備え、ス
プール６１１の変位に伴い第２出カポ−トロ１４と連通
ずる隙間面積を調整し、出力ポートロ１６から油路ｌに
ライン圧を出力する。ボート６１４からは油路１２を経
てフルードカップリング、オイルクーラおよび潤滑必要
部へ油を供給する。

ディテント弁６４は、キャブレタ１０２のらよつ弁のス
ロットル開度θにリンクして連動し第４図に示す如く移
動するスプール６４１を備え、スロットル開度が０≦θ
≦θ１においては第４図（Ａ）に示す如く油路５とレギ
ュレータ弁６１に設けられた入力ポートロ１６’に連絡
するディテント圧出力用油路７とを連通し、θ１〈０５
１００％のときは第４図（Ｂ）に示す如く油路７とディ
テント弁６４をトルクレシオ弁６６に連絡する油路６と
を連通ずる。なお、スプール６４１は運転者の操作する
アクセルペダルの踏込星にリンクして連動させてもよい
。

スロットル弁６５は、ディテン］・弁のスプール６４１
にスプリング６４５を介して直列されると共に、他方に
スプリング６５２が背設されたスプール６５１を備え、
スプール６４１およびスプリング６４５を介して伝達さ
れるスロットル開度θの変動に応じて動く上記スプール
６５１の作用により、油路１と連絡するボート６５３の
開口面積を調整し、レギュレータ弁６１に設けられた入
力ポートロ１８に連絡するスロットル圧出力用油路８ヘ
スロツトル圧を出力する。スプール６５１は、それぞれ
油路８から分枝すると共に、オリフィス６５４および６
５５が設けられた出力油圧のフィードハック用油路９お
よびＩＯを介してランド６５６と該ランド６５６より受
圧面積の大きいランド６５７に出力油圧のフィードバッ
クを受けている。

トルクレシオ弁６６は、出力側プーリ３２の可動フラン
ツ３２２に連結［Ｊノドを介してリンクされたスプール
６６２を偏え、可動フランジ３２２の移動量Ｉ、がｉ、
≦Ｌ≦ρ４　（トルク比ＴがＬ２≧Ｔ≧ｔ、）のときは
第５図（Ａ）に示ず如くスプール６６２がト１示左側部
に位置し、スロットル弁６５に設けられた出力油圧のフ
ィードバック用油路９と連結した人カポートロ６４を閉
しると共に、ディテント弁６４への出力用油路６をドレ
インボート６６５に連通して排圧する。可動フランジ３
２２の移動ｉＬがｐ、ｓＬ＜ｅ３　（ｔ３≧ｒ〉Ｌ２）
のときは、第５図（Ｂ）に示す如くスプール６６２が中
間部に位置し、油路９と連結するボート６６４とドレイ
ンボート６６６とが連通し油路９は排圧される。移動量
りが０≦Ｌ≦７！２（ｔａ　≧Ｔ＞ｔｉ）のときは、第
５図（Ｃ）に示す如くスプール６６２が図示右側部に位
置し、油路１に連結したボート６６３と油路６とが連通
し油路６にライン圧が供給される。

また、スプール６６２は回転状態にある出力側ブーＩＪ
３２の可動フランジ３２２と摺動状態にて連動するので
あるが、第５図に示ずようにスプール６６２のバルブ軸
方向への移動にはスプリング、油圧等の妨げになるもの
はない構造をもっているため、可動フランジの移動を妨
げないとともに、大きな相対速度を持つ摺動部の摩耗等
を防止することができる。

シフト制？）Ｕ機構７０は、一方にスプリング７１１が
背設され他端に設６ノられた油室７１３からライン圧を
受けるスプール７１２を０１にえたソフト制開弁７１、
油室７１３ヘライン圧を供給する油路１に設けられたオ
リフィス７２、該オリフィス７２と油室７１３との間に
取り付けられたプレッシャリミッティング弁７３、およ
び後記する電気制御回路により制御され油室７１３の油
圧を調整するソレノイド弁７４からなる。ソレノイド弁
７４が作動してドレインボート７４１を開き油室７１３
を排圧しているときは、ンフト制御弁７１のスプール７
１２はスプリング７１１の作用で図示左方に移動され、
遊星歯車変速機４０の多板クラッチ４５を作動させる油
圧サーボ４９に連絡する油路１３と多板ブレーキ４２を
作動させる油圧サーボ４８に連絡する油路１４とをそれ
ぞれドレインボート７１４と７１５とに連絡して排圧さ
せ、多板クラッチ４５または多板ブレーキ４２を解放さ
せる。ソレノイド弁７４が作動していないときはドレイ
ンボート７４１は閉ざされ、スプール７１２は油室７１
３に供給されるライン圧で図示右方に位置し、それぞれ
油路３および油路４を上記油路１３および油路１４に連
絡し、多板ブレーキ４２または多板クラッチ４５を係合
させる。本実施例においてはシフト制御弁７１に油路１
３および油路１４の出力油圧をフィードバックする油室
７１７と油室７１６を設け、出力油圧の立ち上がりを緩
和し多板クラッチ４５および多板ブレーキ４２の係合時
のショックを防止している。

トルク比制御装置８０は、トルクレシオ制御弁８１、オ
リフィス８２と８３、ダウンシフト用ソレノイド８４、
及びアップシフト用ソレノイド８５からなる。トルクレ
シオ制御弁８１は一方にスプリング８１１が置設された
スプール８１２、それぞれオリフィス８２および８３を
介して油路ｌからライン圧が供給された両端の油室８１
５および８１６、ライン圧が供給される油路１と連絡す
ると共に、スプール８１２の移動に応じて開口面積が増
減する入力ポート８１７およびＶベルト式無段変速機３
０の入力端プーリ３１の油圧サーボ３１３に油路２を介
して連絡する出力ボート８１８が設けられた油室８１９
、スプール８１２の移動に応じて油室８１９を排圧する
ドレインボート８１４、及びスプール８１２の移動に応
じて油室８１５を排圧するドレインボート８１３を備え
る。

ダウンシフト用ソレノイド８４とアップシフト用ソレノ
イド８５とは、それぞれトルクレシオ制御弁８１の油室
８１５と油室８１６とに取り付けられ、双方とも後記す
る電気制御回路の出力で作動され、それぞれ油室８１５
と油室８１６とを排圧する。

第６図は第２図に示した油圧制御回路におけるシフト制
御機構７０のソレノイド弁７４、トルク比制御装置８０
のダウンシフト用ソレノイド８４およびアップシフト用
ソレノイド８５を制御する電気制御回路９０の構成を示
す。

９０１はシフトレバ−がＰ、Ｒ，Ｎ、Ｄ、Ｉ、のどの位
置にシフトされているかを検出するシフトレバ−スイッ
チ、９０２は入力側プーリ３１の回転速度を検出する回
転速度センサ、９０３は車速センサ、９０４はキャブレ
タのスロットル開度またはアクセルペダル踏込！什を検
出するスロットルセンサ、９０５は回転速度センサ９０
２の出力を電圧に変換するスピード検出処理回路、９０
６は車速センサ９０３の出力を電圧に変換する車速検出
回路、９０７はスロットルセンサ９０４の出力を電圧に
変換するスロットル開度検出処理回路、９０８〜９１１
は各センサの入力インターフェイス、９１２は中央処理
装置（ＣＰＵ）　、９１３はソレノイド弁７４．８４．
８５を制御するプログラムおよび制御に必要なデータを
格納しであるリードオンメモリ　（ＲＯＭ）　、９１４
は入力データおよび制御に必要なハラメータを一時的に
格納するランダムアクセスメモリ　（ＲＡＭ）　、９１
５はクロック、９１６は出力インターフェイス、９１７
はソレノイド出力ドライハであり出力インターフェイス
９１６の出力をアップシフトソレノイド８５、ダウンシ
フトソレノイド８４およびシフトコントロールソレノイ
ド７４の作動出力に変、する。

入力インターフェイス９０８〜９１１とＣＰＵ９１２、
ＲＯＭ９１３、ＲＡＭ９１４、出力インターフェイス９
１６との間はデータバス９１８とアドレスバス９１９と
で連絡されている。

つぎにトルクレシオ弁６６、ディテント弁６４、スロッ
トル弁６５、マニュアル弁６２およびレギュレータ弁６
１で構成される本実施例の油圧調整装置６０の作用を説
明する。

油圧制御回路に供給される作動油は、エンジンで駆動さ
れるポンプ５２を供給源としており、ライン圧が高けれ
ばそれに応じてポンプ５２により動力の消耗が増大する
。よって車両を低燃費で走行させるためには油圧制御回
路に供給するライン圧を必要最小限に近づけることが必
要となり、無段変速装置において該ライン圧は入力側プ
ーリ３１および出力側プーリ３２の各油圧サーボがＶベ
ルト３３の滑りを生ずることなくトルクの伝達を行える
油圧で規定される。エンジンを最良燃費となる状態で作
動させた場合入出力軸間のトルク比Ｔの変化に対する必
要最小限のライン圧をスロットル開度θをパラメータと
して第７図の実線で示す。車両の発進時には両プーリに
よって実現可能なトルク比の範囲では、エンジンを最良
燃費の状態で作動させることが不可能であるから点線で
示す如く上記実線で示した最良燃費の特性曲線より２０
％程度大きな破線で示すライン圧とすることが望ましく
、またエンジンブレーキ時にはスロットル開度θ−０に
おいても一点鎖線で示すより商いライン圧特性とするこ
とが望ましい。

本実施例においては、レギュレータ弁６１の出力である
ライン圧は、油圧調整装置６０により、マニュアル弁６
２のシフト位Ｚ　（Ｌ、Ｄ、Ｎ、Ｒ。

Ｐ）、スロットル開度θおよび両プーリのトルク比（入
出力軸間のトルク比）の変化により以下の如く調整され
る。

Ｄ位置 表１に示すように、マニュアル弁６２において油路３の
みが油路１と連通しており油路４および油路５は排圧さ
れている。このときはシフト制御機構７０において、シ
フト制御ソレノイド７４がＯＦＦ状態で油室７１３にラ
イン圧が供給されている場合には、スプール７１２が右
方に位置することにより、油路３と油路１３とが連絡さ
れ、油路３に供給されたライン圧が油路１３を通して前
進用の多板クラッチ４５の油圧サーボ４９に作用し、車
両は前進可能な状態となる。

（１）トルク比Ｔが１．≦Ｔ≦ｔ２のとき。

第５図（Ａ）に示す如くトルクレシオ弁６６は、油路１
に連絡したボート６６３を閉じ、油路６をドレインボー
ト６６５と連通して排圧している。

これによりスロットル開度θの何如にかかわらず油路７
にディテント圧（ライン圧と等しい）は住じない。また
スロットル弁６５は、油路９と連絡したトルクレシオ弁
６６のボート６６４が閉ざされており、スプール６５１
がランド６５６の他にランド６５７にもフィードバック
圧を受けるので、スロットル開度θに対し第８図（ハ）
に示す特性のスロットル圧を油路８を経て調整弁６１の
レギュレータバルブプランジャー６１２に出力する。

これにより調整弁６１の出力するライン圧は第９図の（
へ）域および第１０図の（ホ）に示す如（なる。

（２）トルク比ＴがＬ２＜Ｔ≦ｔ、のとき。

７ｉ、５図（Ｂ）に示ず如くトルクレシオ弁６６はボー
ト６６３を閉じており、油路９とドレインボート６６６
とを連通させる。また油路６はボート６６５を通して排
圧される。よってディテント圧は発生せず、スロットル
圧は油路９が排圧されスプール６５１のランド６５７に
フィードバック圧が印加されなくなった分だけ増大し、
第８図の（ニ）に示す特性曲線で表される。このときの
ライン圧は第９図の（ル）域および第１０図の（ト）で
示す特性を存する。

（３）トルク比Ｔがｔ３くＴ≦ｔ４のとき。

１５１ｉ９　（Ｃ）に示す如く油路９はドレインボート
６６６から排圧され、よってスロットル圧は上記（２）
と同様第８図の（ニ）で表される。しかるにボート６６
３が開口し油路１と油路６とが連通ずるので、スロット
ル開度θが０≦θ≦θ３％の範囲内にあり、ディテント
弁６４のスプール６４１が、第４図（Ａ＞に示す如く図
示左側部にある間は、該スプール６４１により油路６は
閉じられ且つ油路７は油路５を介してマニュアル弁６２
から排圧されているが、スロットル開度θがθ。

％く０５１００％のときは、第４図（Ｂ）に示す如くス
プール６４１が動き油路６と油路７とが連通し、油路７
にディテント圧が生じる。これによりライン圧は第９図
の（ヲ）域および第１Ｏ図の（ワ）に示す如く、θ−θ
１％でステップ状に変化する特性となる。

し位置 マニュアル弁６２において油路５が油路ｌと連通ずる。

油路３と油路４はＤ位置と同じ。

（１）トルク比Ｔ　′ＩＪ＜ｔ　＋　　≦Ｔ≦Ｌ２のと
き。

スロットル開度θが０５０６０１％のとき、ディテント
弁６４において油に３５と油１路７とが連通し、ディテ
ント圧が発生してスロットルプランジャーを押し上げ、
高いライン圧を生ずる。６１％〈０５１００％のとき、
油路７は油路６および第４図（Ｂ）に示す様にトルクレ
シオ弁のドレインポート６６５を経て排圧されてディテ
ント圧は発生せず、またスロットル圧はＤ位置の場合と
同じである。よってライン圧は第１１図の（ル）に示す
特性となる。

（２）トルク比ＴがＬ２＜Ｔ≦ｔ３のとき。

上記（１）との相違は、トルクレシオ弁６６において油
路９がドレインポート６６６と連通して排圧され、スロ
ットル弁６５が油路８を介して調整弁６１に出力するス
ロットル圧が増大することにあり、これによりライン圧
は第１１図の（チ）に示す如き特性曲線で表される。

（３）トルク比Ｔがｔ、＜Ｔ≦Ｌ４のとき。

トルクレシオ弁６６によって油路６と油路１とが連通さ
れ、油路９はドレインポート６６６から排圧されている
。油路６と油路５の両方にライン圧が供給されているの
で、ディテント弁６４はスロットル開度に関係なくディ
テント圧を出力し、該ディテント圧および上記（２）と
同しスロットル圧を入力する調整弁６１は第１１図（ヌ
）に示すライン圧を出力する。

Ｒ位置 表■に示すように、マニュアル弁６２において油路４お
よび油路５が油路１と連通し、油路３は排圧されている
。このときシフト制御ａ構７０において、シフト制御ソ
レノイド７４がＯＦＦ状態で油室７１３にライン圧が供
給されている場合には、スプール７１２が左方に位置す
ることにより、油路４が油路１４とが連通され、油路４
に供給されたライン圧が油路１４を通して後進用多板ブ
レーキ４２の油圧サーボ４８に供給され、車両は後進状
態となる。また、油路５にライン圧が専かれているため
、ライン圧はし位置のときと同一の特性となる。Ｒ位置
ではＶベルト式無段変速機３゜におけるトルク比Ｔを最
大のＴ−ｔ、とじて使用する。このため、遊星歯車変速
機４ｏ内で変速（減速）を行う必要はないが、本実施例
によれば、Ｒ位置においてトルク比Ｔを変化させた場合
でも、Ｌ位置の場合と同様のライン圧の制御が可能であ
る。

Ｐ位置およびＮ位置 マニュアル弁６２において油路３．４−および５がとも
に排圧さγｌ、ており、油路５が排圧されているためレ
ギュレータ弁６１の出力であるライン圧はＤ位置と同じ
となる。

このライン圧調整においてマニュアル弁６２をり、Ｎ、
Ｐの各シフト位置にソフトしている場合、トルク比Ｔが
Ｌ３＜ＴＳＬ４の範囲にあるときのライン圧を第１０図
の特性曲線（す）の如くスロットル開度θ１％以下で低
く設定したのは、アイドリングなどスロットル開度θが
小さく且つポンプの吐出樋が少ない運転状況においてラ
イン圧を高く設定していくと、高油温で油圧回路の各所
からの油洩れが大きいときなどはライン圧の保持が困難
となり、さらにはオイルクーラーへ供給される油）ルの
減少により油温かさらに上昇してトラブルの原因となり
やすいためである。また、マニュアル弁６２がり、Ｈの
各シフト位置にシフトしている場合、第１１図の特性曲
線（チ）、（ル）に示す如くトルク比Ｔがｔ１≦Ｔ≦ｔ
２の範囲で且つスロットル開度θが０１％以下の運転条
件においてライン圧を冑く設定したのは、エンジンブレ
ーキ時においては低スロツトル開度のときも比較的高い
油圧が要求されることによる。そのときの必要油圧は第
７図に一点鎖線で示されている。このように第９図に示
す如くライン圧を第７図に示す必要最小限の油圧に近づ
けることにより、ポンプ５２による動力ｔｉ４失を小さ
くできるので燃費および燃料消費率が向上できる。

つぎに、第６図で説明した電気制御回路９０により制御
されるシフト制御機構７０およびトルク比制御装置８０
の作動を第１８図ないし第２３１ｍに示すプログラムフ
ローチャートとともに説明する。

本実施例では電気制御回路９０により、各スロットル開
度θにおいて最良燃費となるよう入力側プーリ回転数Ｎ
を制御する例が示されている。

一般に、エンジンを最良燃費の状態で作動させる場合、
第１２１ＱＩのグラフに示す破線の最良燃費動力線に従
って運転する。この第１２図で横軸はエンジン回転数（
ｒｐｍ）、ｋｌ軸はエンジン出力軸のトルク（ｋｒ−ｍ
）を示し、最良燃費動力線は次の様にして得られる。す
なわち、第１２図で実線で示すエンジンの等燃料消費率
曲線（単位はｇ／ｐ　ｓ　−ｈ）と、２点鎖線で示す等
馬力曲線（単位はｐｓ）とから、図中のＡ点における燃
料消費率Ｑ　（ｇ／ｐ　ｓ　−ｈ）　、馬力をＰ（ｐｓ
）とすると、Ａ点では毎時 ５＝ＱＸＰ　　　　（ｇ／ｈ） の燃料を消費することになる。各等馬力曲線上の全ての
点において１時間当たりの燃料消費ｖ・Ｓを求めること
により、各等馬力線上でＳが最小となる点が決定でき、
これらの点を結ぶことにより各馬力に対し最良燃費とな
るエンジン運転状態を示す最良燃費動力線が得られる。

しかるに本実施例の如く、エンジン１００と流体式伝達
機構であるフルードカップリング２１とを組合わせた場
合には同様の方法にて、第１３図に示す各スロットル開
度θにおけるエンジン出力性能曲線と、第１４図に示す
フルードカップリング性能曲線と、第１５図に示すエン
ジン等燃費率曲線から第１６図に示すように、フルード
カップリング出力性能曲線上に最良燃費フルードカップ
リング出力線を求めることができる。第１７図は第１６
図に示す最良燃費フルードカップリング出力線をスロッ
トル開度とフルードカップリング出力回転数の関係にお
きかえたものである。このフルードカップリング出力回
転数は、本実施例の無段変速装置ではそのまま入力側プ
ーリ回転数となる。

本実施例の無段変速装置においては、以上の様にして得
られた最良燃費入力側プーリ回転数と検出した実際の入
力側プーリ回転数により、入力側プーリ３１および出力
側プーリ３２間の変速比を制御する。

トルク比制御装置８０の制御は、第１７（沼で求めた最
良燃費入力側プーリ回転数と、実際の入力側プーリ回転
数とを比較することにより、入出力プーリ間の変速比の
増減をトルク圧制１７１１装置８０に設けた２個のソレ
ノイド弁８４および８５の作動により行い、実際の入力
側プーリ回転数を最良燃費入力端プーリ回転数に一致さ
せるようになされる。第１８図は入力側プーリ回転数制
御の全体のフローチャートを示す。

スロットルセンサ９０４によりスロットル開度θの読み
込み（９２１）を行った後、シフトレバ−スイッチ９０
１によりシフトレバ−位置の判別を行う　（９２２）。

判別の結果、シフトレバ−がＰ位置またばＮ位置の場合
には、第１９図に示ずＰ位置またはＮ位置処理サブルー
チンによりソレノイド弁８４および８５の双方を○ＦＦ
Ｌ、（９３１）、ＰまたはＮ状態をＲＡＭ９１４に記憶
ゼしめる（９３２）。これにより入力プーリ３１のニュ
ートラル状態が得られる。シフトレバ−がＰ位置または
Ｎ位置からＲ位置に変化した場合、およびＮ位置からＤ
位置に変化した場合には、それぞれＮ−Ｒシフトおよび
Ｎ−Ｄシフトに伴うンフトショソクを緩和するためにシ
フトショックコントロール処理を行う　（９４０，９５
０）。シフトショックコントロールは、パルス中が次第
に小さくなっていくパルスを第２０図に示すシフト制御
ソレノイド弁７４に加えることによりなされる（以下こ
れをデユーティ−コントロールという）。このようにシ
フト制御ソレノイド弁７４をデユーティ−コントロール
することにより、シフト制ｊ１■弁７１の油室７１３に
デユーティ−に対応じて調整された油圧Ｐ、が生じる。

シフト制御機構７０は前述した電気制御回路９０の出力
により制御されるソレノイド弁７４の作用で、遊星歯車
変速装置４０の油圧サーボ４８および４９への油圧の給
排タイミングを調整しシフト時の衝撃を防止すると共に
、プレッシャリミッティング弁７３の作用で油圧サーボ
４８および４９へ供給される油圧の上限を設定値以下に
保つ作用を有し、クラッチおよびブレーキの係合圧を制
限している。

Ｎ−ＤシフトおよびＮ−Ｒ２７８時における係合ンヨソ
クを緩和する場合、油圧サーボ４８または油圧サーボ４
９への供給油圧Ｐ、またはＰＣの立ら上がりを第２４図
（Ｂ）に示す油圧特性曲線の如くコイトロールし、Ｍ中
、ＡＣ間での多板クラッチ４５または多板ブレーキ４２
の係合を完了せしめる。このように油圧サーボ４８また
は４９への供給油圧をコントロールするためのソレノイ
ド弁７４のデユーティ　（％）とソレノイド弁７４の作
動で油室７１３に生じるソレノイド圧Ｐ、との関係を第
２５図に示す。デユーティ　（％）は次式で与えられる
。

デユーティ　（％）− ソレノイド作動時間 第２５図に示すソレノイド圧は、シフト制御弁７１によ
り増幅され、第２６図に示す油圧サーボ４８または４９
への供給油圧Ｐ、またはＰｃが得られる。

本実施例において、第２４図（Ａ）に示す如く、シフト
制御弁７１のスプール７１２に設けたランドの受圧面積
を、図示左側順にＳ４、Ｓｌ、Ｓｌ、Ｓｚ、スプリング
７１１の弾性力をＦＳＩ、油室７１３の油圧をＰ、とす
ると、前進時に係合される多板クラッチ４５の油圧サー
ボ４９および後進時に係合される多板ブレーキ４２の油
圧サーボ４８への供給油圧ＰＣおよびＰｂは、それぞれ
シフト制御弁７１の油圧平衡式である第０式および０式
から次のように与えられる。

前進時　Ｐｇ　ｘ３．−Ｐｃ　ＸＳＩ　”Ｆｓ＋　　　
■Ｓ＋　　　　　　　　Ｆｓ＋ Ｓｔ　　　　　　　　Ｓｔ 後進時　ＰＳ　ＸＳＩ　＝ｐｂ　Ｘ　（３１−３２）ト
Ｆ、１　　　　　　　　■ Ｓｌ　　　　Ｓｚ　　　　　　Ｓｌ　　　　３２また、
ブレノンヤリミノティング弁７３内に挿設された弁体７
３１の受圧面積をＳｆｆ、該弁体７３１に荷設されたス
プリング７３２の弾性力をＦｓ２とすると、プレッシャ
リミッティング弁７３は油圧平衡式第■式によりＰ、の
最高圧ｐｍ！１ｍ１ｔで作動する。

ｐ　ｊ！　１ｍ１ｔＸ　Ｓ、Ｉ＝　Ｆ　３２　　　　　
　　　　　■ｐ　ｊ！１ｍ１Ｌ＝Ｆｓｚ／Ｓ３ このときＰｅおよびＰ、は第０式および第０式に従って
最高圧ｐｃ　ｅ　１ｍ１ｔ、　ｐ　ｂ　１１ｍ１ｔが制
限される。

前進時 Ｓｔ　　　　　　　Ｓｔ 後進時 ｐｂ　ｉｔ　ｉｍｉ　ｔ　＝　−ｐ　ｌ１１ｍ１　ｔＳ
、−Ｓ。

Ｓｌ　　Ｓｔ 第１８図に戻って説明すると、Ｎ−Ｄシフトショックコ
ントロール処理９５０の次には、入力側プーリの回転速
度センサ９０２により実際の入力側プーリ回転数Ｎを読
み込み（９２３）、つぎにスロットル開度θが０か否か
の判別を行い（９２４）、θ≠０のときは、第２１図に
示すサブルーチンに従い予めデータとしてＲＯＭ９１３
に格納しである第１７図のスロットル開度θに対応する
最良燃費入力端プーリ凹転数Ｎ′の設定をする（９６０
）ため、スロットル開度に対応した入力側プーリ回転数
Ｎ”データの格納アドレスの七ノドをしく９６１）、セ
ットしたアドレスがらＮｏのデータを８売みだしく９６
２）、Ｓ売み出したＮ１のデータをデータ格納用ＲＡＭ
９１４に一時格納する（９６３）。

次に実際の入力側プーリ回転数Ｎと最良燃費入力側プー
リ回転数Ｎ１との比較を行い（９２７）、ＮＵＮ”のと
きはダウンシフトソレノイド弁８４の作動指令を発しく
９２８）　、ＮＵＮ”のときはアンプシフトソレノイド
弁８５の作動指令を発しく９２９）　、Ｎ＝Ｎ”のとき
は両ソレノイド弁８４および８５のＯＦＦ指令を発する
（９２０）。

θ−〇でスロットル全開時には、エンジンブレーキの必
要性を判断するためシフトレバ−がＤ位置に設定されて
いるかまたは［７位置に設定されているかの判別を行い
（９２６）、必要に応じてエンジンブレーキ処理９７０
または９８０を行う。Ｄ位置のエンジンブレーキ処理９
７０は、第２２図に示す如く、車速センサ９０３により
車速Ｖを読み込み（９７１）、その時点での加速度αを
算出しく９７２）、つぎに該加速度αが車速に対して適
当な加速度Ａであるか否かの判別をする（９７３）。α
〉へのときはダウンシフトのコントロール９７４を行う
ためＮ４にＮより大きい値を設定した後リターンし、α
≦ＡのときはＮ″にスロットル開度０に対応する最良燃
費入力側プーリ回転数Ｎ＊の設定を行った（９７５）ｉ
！リターンする。

車速と適当な加速度Ａとの関係は、各車両について実験
または計算により求められるものであり、第２２図の（
Ｂ）のグラフに示す。

Ｌ位置のエンジンブレーキ処理９８０では、第２３図に
示すように、車速■の読み込み（９８１）をした後、車
速■と入力側プーリ回転ｆｉＮからトルク比Ｔを次式か
ら算出する演算を行う（９８２）。

Ｔ＝　（Ｎ／Ｖ）ｘｋ ｋはトランスミッション内部の減速歯車機構２３の減速
比、車両の最終減速比およびタイヤ半径等とから決定さ
れる定数である。つぎに現在のトルク比Ｔがその車速Ｖ
に対して安全かつ適性なエンジンブレーキが得られるト
ルク比Ｔ１より大きいか否かの判別を行い（９８３）　
、Ｔ＜Ｔ”のときはダウンシフトがなされるようにＮ３
にＮより大きい値の設定を行い（９８４）　、Ｔ≧Ｔ０
のときはＮ１にＮと等しい値の設定を行って（９８５）
リターンする。各車速に対して安全かつ適性なエンジン
ブレーキが得られるトルク比Ｔ”は、各車両について実
験または計算により求められるものであり、第２３図（
Ｂ）のグラフに示す。

次に、トルク比制御装置８０の作用を第２７図と共に説
明する。

定速走行時 第２７図（Ａ）に示す如く、電気制御回路の出力により
制御されるソレノイド弁８４および８５はＯＦＦされて
いる。これにより、油室８１６の油圧ＰＩはライン圧と
なり、油室８１５の油圧Ｐ８もスプール８１２が図示右
側にあるときはライン圧となっている。スプール８１２
はスプリング８１１による押圧力Ｐ、があるので図示左
方に動かされる。スプール８１２が左方に移動され油室
８１５とドレインポート８１３とが連通するとＰ、は排
圧されるので、スプール８１２は油室８１６の油圧Ｐ、
により図示右方に動かされる。スプール８１２が右方に
移動されるとドレインボート８１３は閉ざされる。よっ
て、スプール８１２はこの場合、第２７図に示すように
、ドレインポート８１３とスプール８１２とのランドエ
ツジにフラットな切り欠き８１２ｂを設けることにより
、より安定した状態でスプール８１２を第２７図（Ａ）
の如く中間位置の平衡点に保持することが可能となる。

この状態においては油路２は閉しられており、入力側ブ
ーＩＪ３１の油圧サーボ３１３の油圧は、出力側プーリ
３２の油圧サーボ３２３に加わっているライン圧により
■ベルト３３を介して圧縮される状態になり、結果的に
油圧サーボ３２３の油圧と平衡する。実際上は油路２に
おいても油洩れがあるため、入力側プーリ３１は徐々に
拡げられてトルク比Ｔが増加する方向に変化して行く。

従って第２７図（Ａ）に示すように、スプール８１２が
平衡する位置においては、ドレインボート８１４を閉じ
、油路１はやや開いた状態となるようスプール８１２と
のランドエツジにフラットな切り欠き８１２ａを設け、
油路２における油洩れを補うようにしている。また第２
９図に示すように切り欠き８１２ａの代わりに油路ｌと
油路２の間をオリフィス８２１を存する油路８２２で連
結しても同様な機能を果たすことは明らかである。

アンプシフト時 第２７図（Ｂ）に示す如く電気制御回路の出力によりソ
レノイド弁８５がＯＮされる。これにより油室８１６が
排圧されるため、スプール８１２は図示左方に動かされ
、スプール８１２の移動に伴い、油室８１５もドレイン
ボート８１３から排圧されるが、スプリング８１１の作
用でスプール８１２は図示左端に設定される。

この状態では油路１のライン圧がボート８１Ｂを介して
油路２に供給されるため油圧サーボ３１３の油圧は上昇
し、入力側プーリ３１は閉じられる方向に作動してトル
ク比Ｔは減少する。従ってソレノイド弁８５のＯＮ時間
を必要に応じて制御することによって所望のトルク比だ
け減少させアンプシフトを行う。

ダウンシフト時 第２７図（Ｃ）に示す如く電気側？ｆｆＵ回路の出力に
よりソレノイド弁８４がＯＮされ、油室８１５が排圧さ
れる。スプール８１２は油室８１６のライン圧により図
示右方に動かされ、油路２はドレインボート８１４と連
通して排圧され、入力側プーリ３１は拡がる方向に作動
してトルク比増大する。このようにソレノイド弁８４の
ＯＮ時間を制御することによりトルク比を増大させダウ
ンシフトさせる。

以上のように入力側（ドライブ側）ブーＩＪ　３１の油
圧サーボ３１２は、トルクレシオ制御弁８１の出力油圧
が供給され、出力側（ドリブン側）プーリ３２の油圧サ
ーボ３２３にはライン圧が導かれており、入力側油圧サ
ーボ３１２の油圧をＰ。

、出力側油圧サーボ３２２の油圧を２０とすると、Ｐ、
／Ｐｉ　はトルク比Ｔに対して第２８図のグラフに示す
如き特性を存し、例えば、スロットル開度θ−５０％、
トルク比Ｔ＝１．　５　（図中ａ点）で走行している状
態からアクセルを緩めてθ＝３０％とした場合、Ｐ０／
Ｐｉがそのまま維持されるときはトルク比Ｔ＝０．８７
の図中す点に移行し、逆にトルク比Ｔ＝１．５の状態を
保場合には、入力側プーリを制御するトルク比制御機構
８０の出力によりＰ。／Ｐｉ　の値を増大させ図中Ｃ点
の値に変更する。このようにＰ０／Ｐｉ　の値を必要に
応じて制御することにより、あらゆる負荷状態に対応じ
て任、音のトルク比に設定できる。

【図面の簡単な説明】

第１図は車両用Ｖベルト弐無段変速機の概略図、第２図
は本発明の１実施例を示す油圧制御回路図、第３図はマ
ニエアル弁の作動を説明するための図、第４図はディテ
ント弁およびスロットル弁の作動を説明するための図、
第５図はトルクレシオ弁の作動を説明するための図、第
６図は電気制御回路の構成図、第７図は油圧制御回路の
必要ライン圧特性を示す図、第８図はスロットル圧の特
性を示す図、第９図、第１０図および第１１図は本発明
の制御装置により得られるライン圧特性を示す図、第１
２図はエンジンの最良燃費動力線を示す図、第１３図は
エンジンの出力性能の特性を示す図、第１４図は流体伝
達機構の性能曲線を示す図、第１５図はエンジンの等燃
費率曲線を示す図、第１６図は最良燃費フルードカップ
リング出力曲線を示す図、第１７図は最良燃費フルード
カップリング出力回転数の特性を示す図、第１８図、第
１９図、第２１図、および第２２図（Ａ）、第２３図（
Ａ）は電気制御回路における処理の流れを説明するため
の図、第２０図はソレノイド弁の作用を説明するための
図、第２２図（Ｂ）は設定加速度を示す図、第２３図（
Ｂ）は設定トルク比を示す図、第２４図（Ａ）はシフト
制御機構の作動を説明するための図、第２４図（Ｂ）は
入力側および出力側の油圧サーボの供給油圧の特性を示
す図、第２５図はソレノイド圧の特性を示す図、第２６
図はシフト制御弁の出力油圧の特性を示す図、第２７図
はトルク比制御装置の作動を説明するための図、第２８
図はトルク比と入出力側油圧サーボの圧力比との関係を
示す図、第２９図はトルク比制御装置の他の実施例を示
す構成図、第３０図は従来の車両用■ベルト式無段変速
機の概略図である。 ３０・・・無段変速機、２１４・・・入力軸、２６・・
・出力軸、３１・・・入力側プーリ、３２・・・出力側
プーリ、３１３．３２３・・・油圧サーボ、３３・・・
駆動ハンド、４０・・・前進後進切り換え用遊星歯車変
速機（動力伝達装置）、４２．４５・・・多板ブレーキ
、多板クラッチ（摩擦係合装置）、７０・・・シフト制
御機構、７３・・・プレッシャリミンティング弁、９０
・・・電気制御回路、８４・・・ダウンシフトソレノイ
ド弁、８５・・・アップシフトソレノイド弁、８１・・
・トルクレシオ制御弁。 出　願　人　　アイシン・ワーナー株式会社第１図 第３図 第４図 （Ａ） 第５図 第６図 第７図 ’に９／Ｃｍ２） 第８図 第９図 第１２図 第１３図 エンツノ１．！１牡鳳　　　（ｒＰｍ）第１４図 第１５図 第１６図 第１７図 スＬＩＷトル闇／ｌＦｊ　（’Ａ） 第１８図 第１９図　　　　　第２１図 第２０図 第２２図 （Ａ） （巳） 第２３図 （Ａ） （巳） 第２４図 （Ａ） （巳） イａ４？ＬｒＩ］ Ｐｃまた１よＰｂ　　　（ｋｇ／ｃｒｒｒ’）Ｐｓ′ｌ
：ｉ′ｌ−ｒ、八（−く 第２８図 第２９図 第３０図

Claims (5)

【特許請求の範囲】
1. （１）入力軸および出力軸にそれぞれ取付けられ、実効
   径が可変の入力側プーリおよび出力側プーリと、これら
   プーリ間に張設された駆動バンドとからなり前記プーリ
   の実効径を油圧により調節して入出力軸間のトルク比を
   制御する無段変速機と、油圧式摩擦係合装置を含み該油
   圧式摩擦係合装置の係合により動力伝達を行う前記無段
   変速機と直列に設けられた動力伝達装置とを備えた車両
   用Ｖベルト式無段変速機において、油圧源と、該油圧源
   からの作動油を調圧する第１の調圧装置と、該第１の調
   圧装置によって調圧された作動油を供給され該作動油に
   応じて駆動バンドの挟持力を発生させる第１の油圧サー
   ボと、前記油圧源からの作動油を調圧する第２の調圧装
   置と、該第２の調圧装置によって調圧された作動油を供
   給され該作動油に応じて前記油圧式摩擦係合装置の係合
   力を発生させる第２の油圧サーボとを備え、前記第２の
   調圧装置は、前記油圧式摩擦係合装置の伝達トルクが前
   記駆動バンドの挟持力に応じて定まる前記無段変速機の
   伝達トルクより小さくなるように前記第２の油圧サーボ
   に供給する作動油を調圧することを特徴とする車両用Ｖ
   ベルト式無段変速機の制御装置。
2. （２）前記第２の調圧装置は、前記第１の調圧装置によ
   って作動油を供給され、該作動油を調圧して前記第２の
   油圧サーボに供給することを特徴とする特許請求の範囲
   第１項記載の車両用Ｖベルト式無段変速機の制御装置。
3. （３）前記第１の調圧装置は、前記無段変速機ののトル
   ク比に応じて作動油を調圧することを特徴とする特許請
   求の範囲第２項記載の車両用Ｖベルト式無段変速機の制
   御装置。
4. （４）前記第２の調圧装置は、供給される作動油を所定
   圧以下に制限して前記第２の油圧サーボに供給すること
   を特徴とする特許請求の範囲第１項ないし第３項にいず
   れか記載の車両用Ｖベルト式無段変速機の制御装置。
5. （５）前記第２の調圧装置は作動油が供給される油路か
   ら前記第２の油圧サーボに作動油を供給する油路への作
   動油の流量を制限する弁体と、前記第２の油圧サーボに
   供給する作動油を受け前記弁体を前記流量を減少させる
   方向に付勢させる第１の油室と、供給される作動油をオ
   リフィスを介して受け前記弁体を前記流量を増加させる
   方向に付勢させる第２の油室と、該第２の油室に供給さ
   れる油圧を所定値以下に制限するプレッシャーリミッテ
   ィング弁とから構成されることを特徴とする特許請求の
   範囲第４項に記載の車両用Ｖベルト式無段変速機の制御
   装置。