JPS6328738A - 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Ｂｑに係
り、特に高圧側の第１ライン油圧を速度比の定常偏差に
基づいて制御するようにした油圧制御装置に関するもの
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−そして、かかる車両用ベルト式無段
変速機の油圧制御装置として、本願出願人は、先に出願
した特願昭６１−３７５７１号において、（ａｌ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、（ｂｌ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、（Ｃ１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
を有し、実際の速度比が車両の運転状態に応じて求めら
れた目標速度比と一致するように前記変速制御弁を制御
する形式のものを提案した。

このような油圧制御装置においては、第１ライン油圧お
よび第２ライン油圧が第１調圧弁および第２調圧弁によ
ってそれぞれ調圧されるため、例えば第１ライン油圧が
、定常時には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、また、変速時には速度比変化速度
すなわち変速応答性が充分に得られるように第１調圧弁
を制御する一方、第２ライン油圧が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第２調圧弁を制
御することにより、車両の動力を員失をできるだけ低く
維持しつつ、変速時の充分な過渡応答特性が得られるよ
うになる。

発明が解決しようとする問題点 ところで、かかる従来の油圧制御装置において前記第１
ライン油圧を調圧する際には、先ず、トルク伝達に必要
なベルト挟圧力を与える従動側可変プーリの推力を求め
、その推力値と、目標速度比およびエンジン出力トルク
に応じて予め定められた推力比、すなわち従動側可変プ
ーリの推力と駆動側可変プーリの推力との比率とに基づ
いて駆動側可変プーリの推力を算出する。次に、この駆
動側可変プーリの推力算出値から駆動側油圧シリンダに
必要な油圧を算出し、この油圧の算出値に余裕油圧を加
えて第１ライン油圧を決定し、この第１ライン油圧が得
られるように前記第１調圧弁を制御するようになってい
る。

ここで、上記余裕油圧は速度比の定常偏差を小さくする
上で必要なものである。すなわち、前記変速制御弁の出
力油圧特性は、例えば第８図に示されているようなもの
で、今、両油圧シリンダ内の油圧Ｐ　＋ｎ＋　　Ｐ　ｏ
ｕｔが・印で示されている油圧においである速度比が実
現されているとすると、その速度比と目標速度比との間
にはΔ■。（変速制御弁の移動量）に対応する大きさの
定常偏差が生しるのであるが、この定常偏差は、第１ラ
イン油圧ｐＨを大きくすれば第８図ｔｂｌに示されてい
るように油圧特性の傾斜が急になるため小さくなり、第
１ライン油圧ＰＲ，を小さくすれば第８図（ａｌに示さ
れているように油圧特性の傾斜が緩やかになるため大き
くなるのである。しかし、第１ライン油圧Ｐｌ、を大き
くするとそれだけポンプの駆動損失も増大するため、余
裕油圧ΔＰ１は、互いに相反する駆動損失と定常偏差と
の均衡点において決定される。

一方、ベルト式無段変速機を構成する各部品の個体差に
より、前記予め定められた推力比特性と実際の無段変速
機の特性とは必ずしも一致するものではなく、また、実
際の無段変速機の推力比特性は、摺動抵抗の変化や潤滑
油の劣化等に起因して少なからず経時変化するが、この
ような経時変化を見込んで推力比特性を設定することは
極めて困難である。また、第１調圧弁および第２調圧弁
を含む調圧システムの精度上の問題から、第１ライン油
圧や第２ライン油圧が必ずしも計算通りに調圧されると
は限らない。

したがって、速度比の定常偏差が常にある値より小さく
なるように制御しようとすると、上述した駆動側油圧シ
リンダの油圧算出値の誤差や第１ライン油圧および第２
ライン油圧の調圧誤差等を見込んで上記余裕油圧を太き
目に設定しておく必要があった。このため、誤差の少な
い運転域や経時変化が起きていない時期においては不必
要に高い第１ライン油圧が用意されることとなり、ポン
プの駆動損失、更にはエンジンの動力損失を招いて車両
の燃費が損なわれるという不都合があったのである。

問題点を解決するための手段 本発明は上記問題点を解決するために為されたものであ
り、その要旨とするところは、前記（ａｌ第１調圧弁と
、（ｂｌ変速制御弁と、（Ｃ）第２調圧弁とを有し、実
際の速度比が車両の運転状態に応じて求められた目標速
度比と一致するように前記変速制御弁を制御する形式の
車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置において、前
記実際の速度比と前記目標速度比との定常偏差が予め定
められた一定の目標偏差値と一致するように前記第１ラ
イン油圧を調圧するように前記第１調圧弁をフィートノ
＜ツタ制御する制御手段を設けたことにある。

作用および発明の効果 すなわち、本発明は、前記第１調圧弁、変速制御弁およ
び第２調圧弁を有する油圧制御装置においては、第１ラ
イン油圧が大きくなる程実際の速度比と目標速度比との
定常偏差は小さくなることに着目し、その定常偏差を制
御量として目標偏差値と一致するように第１調圧弁をフ
ィートノ＼・ンク制御することにより、第１ライン油圧
を調圧するようにしたのである。このようにすれば、定
常偏差が目標偏差値と一致させられることにより、第１
ライン油圧はその目標偏差値を含んだ速度比を実現する
のに必要な最低限の油圧に制御されるため、従来のよう
に種々の誤差等を見込んで余裕油圧を加算した油圧に制
御する場合に比較して、ポンプの駆動損失、更にはエン
ジンの動力損失が低減されて車両の燃費が向上させられ
る。

ここで、上記目標偏差値は、例えば、１０モ一ド走行な
どの車両の総合的な運転状態において、実験またはシミ
ュレーション等により所定の目的を達成する上で最適な
速度比の定常偏差を求め、それを目標偏差値として設定
したり、或いは種々の運転状態において要求される定常
偏差の最小値を目標偏差値として設定したりするなど、
種々の手段を採用し得る。なお、燃費が最小となる定常
偏差を目標偏差値として設定すれば、第１ライン油圧は
燃費を最小とする油圧値に調圧されて車両の燃費は大幅
に向上する。

また、かかる本発明の油圧制御装置によれば、第１ライ
ン油圧および第２ライン油圧の調圧誤差に拘らず、実際
の第１ライン油圧は常に必要最低限の油圧値に制御′１
■されるため、第１調圧弁および第２調圧弁を含む調圧
システムの調圧精度が低くても差支えない。また、速度
比の定常偏差は変速制御弁の特性によっても左右される
が、実際の速度比の定常偏差に基づいて第１ライン油圧
を調圧するため、かかる変速制御弁の特性にばらつきが
あっても影響を受けることはない。したがって、調圧シ
ステムや変速制御弁として必ずしも高精度のものを採用
する必要がなく、それ等の製造コストの低減を図ること
ができる。

実施例 以下、本発明の一実施例を凹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
変ブーＩＪ　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。これら一次側油圧シリンダ
２６および二次側油圧シリンダ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Ｕ　２
０および二次側可変プーリ２２の外径が同等とされてベ
ルト式無段変速［１４が小型となっている。そして、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および二次側回転軸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３
１および３２との間に■溝を形成する可動回転体３４お
よび３６とから成Σ。

上記ヘルド式無段変速機１４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
車両の駆動軸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ライン論路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ライン油路５０内
の油圧（第１ライン油圧）を制御する。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排出ポート５６と第２調圧弁５８とにそれぞれ接続
されている。第２調圧弁５８は、後述の第２駆動信号Ｖ
Ｄ２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、その第２ラ
イン油路５２内の油圧（第２ライン油圧）を前記第１ラ
イン油圧よりも相対的に低い値に制御する。上記第１調
圧弁４８および第２調圧弁５８は、所謂電磁比例ＩＪ　
ＩＪ−フ弁から構成されている。

前記変速制御弁４４は、所謂比例制）１■用電磁弁であ
って、前記人力ポート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２つおよび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にそれぞれ連通ずるようにパル
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６
８を中立位置に保持する一対の第１スプリング７０８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２電磁ソレノイド７６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８
０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ｉ１！１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＝ｉ　６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。程度の世の作ｖｊ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）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１４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の堆力の
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１４の速度比ｅ（二次側回
転輪１８の回転速度Ｎｏｕｔ／一次側回転軸１６０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排出ポート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
４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の堆力の平衡が崩れるので、一次側油圧シリ
ンダ２６内へ作動油が流入する一方、二次側油圧シリン
ダ２８内の作動油が流出し、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１１１
１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　ｉ　ｎを検出するための第１回転センサ
９０、および二次側回転軸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　ｉ　ｎを表す回転信号ＳＲＩおよび回転
速度Ｎ。□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、車両の要求出力
を表す量としてスロットル弁開度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Ｎ０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θ１、ヲ表すスロットル信
号Ｓθおよびエンジン回転速度Ｎ９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、ＣＰＵ１０２．ＲＯＭ１０４
．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ＣＰＵ１
０２は、ＲＡＭ１０６の記憶機能を利用しつつ予めＲＯ
Ｍ１０４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図および第３図のフローチ
ャートに従って説明する。

先ず、ステップＳ１が実行されることにより、一次側回
転輪１６の回転速度Ｎ８７．二次側回転軸１８の回転速
度Ｎ。ｕｔ　＋　スロットル弁開度θい。

およびエンジン回転速度Ｎ８が回転信号ＳＲＩおよびＳ
Ｒ２，スロットル信号Ｓθ５回転体号ＳＥに基づいてＲ
ＡＭ１０６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）に従って速度
比ｅが上記回転速度Ｎ、。およびＮ。ｕｔから算出され
る。

ｅ＝Ｎ０ｕＬ／Ｎ、１　　　・・・・（１）また、ステ
、プＳ３では、ＲＯＭ１０４に記憶された関係からスロ
ットル弁開度θｔ６などに基づいて目標回転速度Ｎ　ｉ
　ｎ　　を決定し、且つ上記（１）式からその目標回転
速度Ｎ　、　、＋１と実際の回転速度Ｎ。１から目標速
度比ｅ“を算出する。上記目標回転速度Ｎ１．１を決定
するための関係は、例えば第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■。が算出される。後述のステ
ップＳ１５においては、この速度比制御値Ｖ０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
二次側回転軸１８の回転速度Ｎ。ｕ、、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
軸１６の回転速ｇＮ、、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ｅ９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。

Ｖ。＝Ｋ（ｅ”−ｅ）／ｅ　　　・・−（２）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ットル弁開度θいおよびエンジン
回転速度Ｎ、に基づいてエンジン１０の実際の出力トル
クＴ、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
わらエンジン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２６，２８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。例えば、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、、および二次側
油圧シリンダ２８内の油圧Ｐ　ｏｕｔの油圧変化特性を
それぞれ示しており、油圧Ｐ、、と油圧Ｐ　ｏｕＬ　と
の大小関係が反対となり、何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
側油圧ソリンダ２６および二次側油圧シリンダ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および二次側油圧シリンダ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＜Ｊｊベルト２４に対する挟圧力を必要かつ充分に
発生させるための二次側油圧シリンダ２８内の油圧（目
標油圧）　ｐ、、ｔ　　“が得られるように、第２調圧
弁５８にて調圧すべき第２ライン油圧Ｐｆ２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に基づいて最適な二次側油圧シリン
ダ２８の推力（算出値）Ｗｏ−ｔ　　“を算出する。ま
た、次式（４）から、上記推力Ｗ。Ｕ、゛、二次側油圧
シリンダ２８の受圧面積Ａ６ｕＬ＋　二次側回転軸１８
の回転速度Ｎ０゜、に基づいて油圧（算出値）Ｐ。。、
。

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ｅ、目標速度比ｅ　＊
、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。ｕＬ　　°および補正油圧ΔＰ２に基づいて第２
ライン油圧Ｐ２□を算出するのである。

ＷＯｌｔ　′−ｆ　（Ｔｏ、ｅ）　　　　　・・・（３
）ΔＰｉ　　＝ｒ　　（ｅ、　ｅ”　、Ｔｏ　　）　　
　　　・　・　・（５）ｐｐ、＝Ｐ、ｕｔ　’　−ΔＰ
２　　　　　　−・−（６）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。ｕＬ　　゛は出力トルクＴ８およ
び速度比ｅと関連して変化させられる。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。ｕｔ　
　゛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、二次側油圧シリンダ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（ａｌ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　ｉｎおよび二次側油圧シリンダ２８内油圧Ｐ。

ｕｔの速度比制御値Ｖｏ　　（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■。で推力が平衡するとすると
、このときの二次側油圧シリンダ２８内油圧Ｐ　Ｏｕｔ
は第２ライン油圧Ｐｉｔ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。ｕｔ
　　“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ＰＲ□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■。、ライン油圧差（ＰＲ，
−Ｐｌ□）で決定されるが、速度比制御値■。は（ｅ′
″−ｅ）に基づいて決定され且つライン油圧差（Ｐｌ、
−Ｐｌ□）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ΔＰ２は速度比ｅ、目標
速度比ｅ８．出力トルクＴ８の関数となり、前代（５）
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が全域に亘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。

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）Ｐｉ、’が得られ
るように、第１調圧弁４８にて調圧すべき第１ライン油
圧ｐＨ（プリプログラム値）が決定される。すなわち、
先ず、予めＲＯＭ１０４に記憶された次式（７）に示す
関係から目標速度比ｅ８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、（二次側
油圧シリンダ２８の推力Ｗ。ｕＬ　／一次側油圧シリン
ダ２６の推力Ｗ、ｆｉ）が算出されるとともに、次式（
８）から上記推力比γ、および二次側油圧シリンダ２８
の推力Ｗ０．°から一次側油圧シリンダ２６の推力Ｗ８
、゛が求められる。そして、次式（９）から一次側油圧
シリンダ２６の推力Ｗ、７“、一次側油圧シリンダ２６
の受圧面積Ａ、１．一次側回転輪１６の回転速度Ｎ、。

に基づいて油圧（算出値）ｐ、ｆｉ＋を算出するととも
に、次式〇〇）がら上記油圧Ｐ、１゛および余裕油圧Δ
Ｐ、に基づいて第１ライン油圧Ｐｆｆｌを算出するので
ある。

ｒ、　＝　ｆ　　（ｅ”　、　Ｔｏ　）　　　　　　　
・・１７＋Ａ　、１ ＰＲ−、＝Ｐ、、’＋ΔＰ、　　　　　　・・・０ω上
記（７）式は広範な運転条件範囲全域に亘って推力比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ゝ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ｐＨを求めるのである。また、上記
（９）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Ｃ３は一次側油圧シリンダ２
６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００１式は、（９）弐により求められた油圧Ｐ
１、°に余裕油圧ΔＰ１を加えることにより第１うイン
油圧Ｐｆ、が決定される。

ここで、上記余裕油圧ΔＰ、は速度比ｅと目標速度比ｅ
１との定常偏差ｌｅ”−ｅｌ／ｅを小さくする上で必要
なものである。すなわち、本実施例の出力油圧特性は前
記第８図に示されているが、今、両油圧シリンダ２６．
２８内の油圧Ｐ、、、、　　ＰＱｔｌＬが・印で示され
ている油圧においである速度比ｅが実現されているとす
ると、速度比制御値■。

は前記（２）式にて表されるところから、速度比ｅと目
標速度比ｅ９との間にはΔ■。に対応する大きさの定常
偏差１ｅ”−ｅｌ、／ｅが生じる。この定常偏差１ｅゝ
−ｅ　ｌ　／　ｅは、第１ライン油圧Ｐ／ｌ＋を大きく
すれば第８図ｔｂ）に示されているように油圧特性の傾
斜が惣になるため小さくなり、第１ライン油圧Ｐｆｆ、
を小さくすれば第８図（ａ）に示されているように油圧
特性の傾斜が緩やかになるため大きくなる。しかし、第
１ライン油圧ＰＮ、を大きくするとそれだけポンプ４２
の駆動損失も増大するため、余裕油圧ΔＰ、は、互いに
相反する駆動を員失と定常偏差との均衡点において決定
されることとなる。

一方、上記（７）弐〜（９）弐により求められる油圧Ｐ
ｉｎ′は、無段変速機１４を構成する各部品の個体差や
経時変化、或いは第１調圧弁４８の調圧誤差等により、
必ずしも目標速度比ｅ１における一次側油圧シリンダ２
６の実際の油圧Ｐ、、、と完全に一致するものではなく
、実際の油圧Ｐ１．．がｐ、Ａ’よりも小さい場合には
偏差ｌｅゝ−ｅ　ｌ　／　ｅは大きくなる。このため、
上記余裕油圧ΔＰ、は、上述した油圧（算出値）Ｐｉ、
’の誤差や調圧システムの調圧誤差等を見込んで予め太
き目に設定される。

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ＳＩ
Ｏ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、、、“から第２ライン油圧ＰＮ、を決
定し、二次側油圧シリンダ２８内に必要な油圧Ｐ。ｕｔ
　　°から第１ライン油圧ＰＲ，（プリプログラム値）
を決定する・すなわち、ステップＳ９においては、予め
記憶された次式〇〇に示す関係から出力トルクＴ。

、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　ｉ　ｈｏが算出されるとともに、次式α２）か
ら一次側油圧シリンダ２６に供給すべき油圧Ｐｉｎ′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０争から上記油圧Ｐ、。゛および補
正油圧ΔＰ２に基づいて第２ライン油圧Ｐ１２が算出さ
れるのである。また、ステ、プＳ１０においては、次式
〇４１から目標速度比ｅ＊、出力トルクＴ、に基づいて
推力比Ｔ−を算出するとともに、次式Ｑωから上記推力
比γ−を得るための二次側油圧シリンダ２８の推力Ｗ。

ｕｔ　　“を推力比Ｔ−および一次側油圧シリンダ２６
の推力Ｗｉｎ’に基づいて求め、更に、叫弐から二次側
油圧シリンダ２８内に必要な油圧Ｐ。Ｕ、“を求めると
ともに、次式（１７）から上記油圧Ｐ。ｕｔ　　゛およ
び余裕油圧ΔＰ、に基づいて第１ライン油圧Ｐβ１を算
出する。

ＷＩ、、°　−ｆ　（Ｔ、、　ｅ）　　　　　　　　　
・　・　・０υＡ、、。

Ｐｊ！２＝ＰｉＡ′　−ΔＰ２　　　　　　　　・　・
　・α３）ｒ−＝ｆ　　（ｅ”、　　Ｔｏ　　）　　　
　　　　　　・・・ＱａＷ　ｏｕｔ　　’　＝γ−・Ｗ
、、’　　　　　　　　　・・−ｕ’ｖ・　・　・　α
ω ＰＩ、＝ＰｏｕＬ　’　　＋ΔＰ、　　　　　　　　・
・・Ｑ７１このようにして、第２ライン油圧ＰＩ！２お
よび第１ライン油圧ｐｚ、　　（プリプログラム値）が
決定されると、次のステップＳｉｔが実行されて目標速
度比ｅ８と実際の速度比ｅとの偏差１　ｅ　＊＝ｅ　ｌ
　／　ｅが予め定められた一定値Ｅより小さいか否かが
判断される。この一定値Ｅは充分に小さく設定されてお
り、偏差Ｉｅ”−ｅｊ／ｅが一定値Ｅより小さい場合に
は、無段変速殿１・ｌは定常状態若しくはそれに近い阜
定常状態であることを意味し、偏差ｌｅ′″−ｅ　１／
ｅが一定値Ｅ以上の場合には、無段変速機１４は過渡状
態であることを意味する。

そして、偏差１　ｅ”　−ｅ　ｌｚｅが一定値Ｅより小
さい場合、すなわち準定常状態である場合には、ステッ
プ３１２が実行され、次式ａａ＋にしたがって前記ステ
ップＳ８またはＳＩＯで算出された第１ライン油圧ｐｌ
＋（プリプログラム値）にフィードバック環が加えられ
、偏差（定常偏差）ｌｅ”−ｅｉ／ｅが予め定められた
一定の目標偏差値εと一致するように、第１調圧弁４８
にて制１１１１すべき第１ライン油圧ＰＲ，が補正され
る。

・・・α梼 ここで、かかるα榎式のフィードバック環は比例動作（
Ｐ動作）項と積分動作（■動作）項とから成る所謂ＰＩ
動作によるもので、Ｋ、、Ｔ、はそれぞれ比例ゲイン、
積分時間である。また、目標偏差値εは燃費が最小とな
る速度比定常偏差の値であり、例えば、１０モ一ド走行
などの車両の総合的な運転状態において最良の燃費が得
られる値として、実験またはシミュレーション等によっ
て求めたり、或いは種々の運転状態において燃費を最小
とするのに要求される定常偏差の最小値を目標偏差値ε
とするなど、種々の手段によって設定される。そして、
第１ライン油圧ＰＲ３は、定常偏差１ｅ”−ｅｌ／ｅが
この目標偏差値εと一致するように補正される。

例えば、実際の第１ライン油圧が本来あるべき値より小
さい場合には、定常偏差ｌ　ｅ’　−ｅ　ｌｚｅは大き
くなっているため、ｌｅ”−ｅｌ／ｅ−εは正の値とな
る。したがって、第１ライン油圧Ｐ２．　（プリプログ
ラム値）には正の動作信号に比例した量が加算され、こ
の第１ライン油圧ｐＨ（補正値）に基づいて後述のステ
ップＳ１４およびＳ１５が実行されることにより、実際
の第１ライン油圧が上昇させられて定常偏差ｌ　ｅ”　
−ｅ　ｌｚｅは低下させられ、最終的に目標偏差値εと
一致させられる。

また、実際の第１ライン油圧が本来あるべき値より大き
い場合には、定常偏差ｌ　ｅ”　−ｅ　ｌｚｅは小さく
なっているため、ｌ　ｅ”　−ｅ　ｌｚｅ−εは負の値
となる。したがって、第１ライン油圧Ｐｅ＋　　（プリ
プログラム値）から負の動作信号に比例した量が減算さ
れ、この第１ライン油圧ｐＨ（補正値）に基づいて後述
のステップＳ１４およびＳ１５が実行されることにより
、実際の第１ライン油圧が下降させられて定常偏差ｌ　
ｅ”　−ｅ　ｌｚｅは上昇させられ、最終的に目標偏差
値εと一致させられる。

そして、定常偏差ｌｅゝ−ｅ１／ｅと目標偏差値εとが
一致させられた時には、実際の第１ライン油圧は目標偏
差値εを含む速度比ｅを実現するのに必要な最低の油圧
値となる。すなわち、このステップＳ１２は、前記ステ
ップＳ８またはＳ１０によって算出された第１ライン油
圧ＰＲ，を、定常偏差１　ｅ　Ｉ″−ｅｌ／ｅに基づい
て補正することにより、実際の第１ライン油圧が必要最
低の値となるように制御するのである。これにより、ポ
ンプ４２の駆動損失が低減され、車両の燃費が向上させ
られる。なお、上記α勅式ではＰＩ動作によって制御す
るようになっているが、Ｐ動作および■動作の何れか一
方に基づいて制御することも可能である。

一方、前記ステップ３１１において偏差１ｅ″−ｅｌ／
ｅが一定値Ｅ以上、すなわち無段変速機１４が過渡状態
である場合には、ステップＳ１３が実行され、次式０９
および０Ｉに従って前記第１ライン油圧Ｐｌ、（プリプ
ログラム値）および第２ライン油圧Ｐ１２が補正される
。

Ｐｅ、＝ＰＲ，＋に、ｌ　ｅ”　−ｅ　ｌｚｅ・　・　
・　Ｆ１９１ Ｐ　７！ｚ　＝Ｐ　ｌｚ　　Ｋｚ　　ｌ　ｅ”　　ｅ　
：　／　ｅ・　・　・　（至） 但し、Ｋ、、に、は比例定数である。

上式から明らかなように、このステップＳ１３は偏差ｌ
ｅ”−ｅｌ／ｅの増加とともに第１ライン油圧ＰＩ！Ｉ
　と第２ライン油圧Ｐ１２との差を拡大して無段変速機
１４の速度比変化速度を速くするものである。すなわち
、例えば正トルク状態では、第１ライン油圧ｐＨは二次
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。ｕＬ　）
に対して余裕油圧６２１分だけ高くされているが、動力
）貝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。このため、本実施例では偏差ｌ
　ｅ”　−ｅ　ｌ／ｅが大きくなる過渡状態において、
ライン油圧ＰＲ，とＰ１２との差を拡大することにより
、速度比変化速度を一層速めて極めて好適な過渡応答特
性が得られるようにしであるのである。

ここで、上記０９式の補正項に、ｌｅ”−ｅｌ／ｅは、
前記０団式において目標偏差値εを０とした場合のＰ動
作項ＫＰｌｅゝ−ｅｌ／ｅと同じ形になっているが、ス
テップＳ１３は過渡時にのみ働くものであり、偏差ｌｅ
”−ｅ１／ｅは大きな値となるが、準定常時にのみ働く
ステップＳ１２の偏差ｌ　ｅ”　−ｅ　ｌ／ｅは非常に
小さい。このため、比例ゲインに、は、比例定数に１に
比べて通常は格段に大きな値とされる。

このようにして第１ライン油圧ＰＲ＋および第２ライン
油圧Ｐ２□が決定されると、次にステップＳ１４が実行
され、次式Ｉ２ＢおよびＩ２２）に従って第１ライン油
圧制御値■１および第２ライン油圧制御値■２が決定さ
れる。これ等の式ａυ、　（２２）は、それぞれ第１ラ
イン油圧ＰＲ，、第２ライン油圧Ｐ１２が得られるよう
に第１調圧弁４８．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を用いて、第１ライン油圧制
御値■３．第２ライン油圧制御値■２を求めるものであ
る。

Ｖ、＝ｒ　　（ＰＲ，）　　　　　　　　　・・・Ｑυ
Ｖ、＝ｆ　　（ＰＮ２）　　　　　　　　　・・・宍）
そして、一連のステップの内の最後のステップＳ１５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■。

および第２ライン油圧制御値■２が出力される。

これにより、前記第６図、第７図、第８図に示すように
、速度比ｅ、第１ライン油圧Ｐｌ、、第２ライン油圧Ｐ
１２がそれぞれ制御され、以後、ステップ８１以下が繰
返し実行される。

このように、本実施例においては、速度比の定常偏差ｌ
ｅ”−ｅｌ、／ｅが目標偏差値εと一致するように第１
調圧弁４８がフィードバック制御されるため、その第１
調圧弁４８によって調圧される第１ライン油圧は、その
目標偏差値εを含む速度比を実現するのに必要最低の油
圧値とされ、ポンプ４２の駆動を置火、更にはエンジン
１０の動力損失が低減されて、車両の燃費が向上させら
れるのである。特に、本実施例では目標偏差値εが、車
両の燃費を最小とする値に設定されているため、車両の
燃費は大幅に向上する。

また、定常偏差ｌｅ”−ｅｌ／ｅに基づいて第１ライン
油圧を調圧するようになっているため、第１調圧弁４８
．第２調圧弁５８を含む調圧システムにおいて第１ライ
ン油圧、第２ライン油圧の調圧誤差があったり、変速制
御弁４４の特性にばらつきがあったりしても、実際の第
１ライン油圧は常に必要最低限の油圧値に制御される。

すなわち、第１ライン油圧制御値■１と実際の第１ライ
ン油圧との間に一定の相関関係が確保されていれば、油
圧の絶対値はそれ程正確でなくても差支えないのである
。したがって、調圧システムや変速制御弁４４として必
ずしも高精度のものを採用する必要がなく、それ等の製
造コストの低減を図ることができるのである。

さらに“、変速時の偏差１ｅ′″−ｅ１／ｅは定常時の
偏差ｌｅ”−ｅｌ／ｅに比較して格段に大きな値となる
ため、変速時にもフィードハック項による補正を行うと
第１ライン油圧ＰＲ，は過大な値となるが、本実施例で
は無段変速機１４の（貨定常時にのみフィードハック項
による補正を行うようになっているため、無段変速機１
４の過渡時に第１ライン油圧が過大になる恐れがない。

なお、この実施例ではコントローラ９４による一連の信
号処理のうち前記ステップ３１２．Ｓ１４および３１５
が第１調圧弁４８をフィードバック制御する制御手段に
相当する。

次に、本発明の他の実施例を説明する。

第９図は、前記第１実施例におけるフローチャートのス
テップ３８，３１０．Ｓｔ、ｌ、Ｓ１２およびＳ１３の
替わりにステップ３１６を設け、ステップＳ７またはＳ
９において第２ライン油圧Ｐ１２が決定された後、次式
口に従って第１ライン油圧Ｐｌ、を直接求めるようにし
たものである。

・・・乃 この場合にも、前記第１実施例と同様に、第１ライン油
圧を上げれば速度比の偏差１　ｅ”　−ｅ　ｌ／ｅは小
さくなり、第１ライン油圧を下げれば偏差ｌｅ”−ｅｌ
／ｅは大きくなるという関係に基づいて、偏差ｌｅ”−
ｅｌ／ｅが目標偏差値εと一致するように第１調圧弁４
８にて調圧すべき第１ライン油圧ＰＩＩを求めるのであ
る。これにより、実際の第１ライン油圧は必要最低限の
油圧に調圧される。

ここで、上記（ハ）式は、前記α鴫式に比較してプリプ
ログラム環がなく、フィードバック項のみで制御するよ
うになっているため、速い収束性を確保するためには比
例ゲインに１．リセット率１／Ｔ。

をα梼式に比べて大きく設定する必要がある。このため
、第１ライン油圧が大きくハンチングする可能性がある
が、微分動作（Ｄ動作）項が加えられることにより、ハ
ンチングを生じることな（速い収束性が実現されるよう
になっている。しかし、かかるＰＩＤ動作は必ずしも必
要不可欠というものではなく、Ｐ動作またはＩ動作に基
づくものであれば、基本的には何れでも制御可能なので
ある。

なお、Ｔ、は微分時間である。

かかる第２実施例によれば、第１ライン油圧Ｐ！、が一
つの制御式（Ｉ２３式）で求められるようになっている
ため、前記第１実施例における（７）弐〜α０）式、或
いはαａ〜αη式のように、推力比から第１ライン油圧
ＰＲ，を求めるための複雑な関係式等が不要となり、正
トルク状態であるかエンジンブレーキ状態であるかを問
わず、第１ライン油圧ＰＲ，が極めて容易に算出される
。また、この場合には、第１ライン油圧制御値■、と実
際の第１ライン油圧との間に一定の相関関係が確保され
ていれば、第１ライン油圧の絶対値に対する精度確保は
全く不要となるため、装置が一層安価に構成され得る利
点がある。なお、この実施例ではステップＳ１６．Ｓ１
４およびＳ１５が第１澗圧弁４８をフィードバック制御
する制御手段に相当する。

また、第１０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澗圧弁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４
２から吐出された作動油は絞り１１２を備えた油路１１
４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ライン油圧および第２ライ
ン油圧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１排出ポート
５４および第２排出ポート５６から流出する作動油の圧
力を調圧する。このように構成された本実施例でも、前
述の実施例と同様に第１ライン油圧および第２ライン油
圧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。

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、本発明はその他の態様においても通用される。

たとえば、前述のベルト式無段変速機１４の一次側油圧
シリンダ２６および二次側油圧シリンダ２８は同一の受
圧面積を備えたものであったが、異なる受圧面積であっ
てもよいのである。

また、前記第２調圧弁５８は相対的に低圧側の油圧シリ
ンダ内の油圧値を制御するものであるため、厳密には油
圧シリンダ毎に制御式が用意されねばならない。第１図
の実施例において一次側油圧シリンダ２６および二次側
油圧シリンダ２８は同一の受圧面積を備えたものである
ので、共通の制御式を用いてもそれほど制御精度が低下
しない。

したがって第２図のステップＳ７およびＳ９を共通のス
テップとしてステップＳ６の前に位置させることができ
る。この場合、遠心油圧を補正する項が異なるが、車両
は正トルク状態である場合が多いので二次側回転軸１８
の回転速度Ｎ。ｕｔを代表させて用いることができる。

また、第２図のステップＳ８およびＳＩＯでは、正トル
ク状態とエンジンブレーキ状態とに分けて第１ライン油
圧Ｐｉ、（プリプログラム値）を求めるようになってい
るが、これも頻度の高い正トルク状態のプログラム（ス
テップＳ８）に統一してしまっても差支えない。すなわ
ち、後のステップ３１２においてフィードバック項が加
えられるため、最終的に得られる第１ライン油圧ＰＬ　
は、正トルク状態においてもエンジンブレーキ状態にお
いても略最適な値となるのである。

また、前記実施例では所謂マイクロコンピュータにて第
１ライン油圧Ｐｆｆ、および第２ライン油圧ＰＲ，が求
められ、且つ第１　Ａｍ圧弁４８および第２調圧弁５８
の作動を制御するようになっているが、同様の機能を備
えた油圧回路にて構成することも可能である。

さらに、前記実施例では定常偏差として偏差ｌｅ”　−
ｅ　ｌ／ｅが用いられているが、Ｉｅ′″−ｅｌに基づ
いてフィードバック制御することもできる。また、二次
側回転輪１８の回転速度Ｎ。Ｕ、が定まれば速度比ｅと
一次側回転軸１６の回転速度Ｎ８、（またはエンジン回
転速度Ｎ、）とは一定の関係になるため、その回転速度
Ｎ　ｉ　ｎと目標回転速度Ｎ　ｉ　ｎ　　との定常偏差
ＩＮ、、−Ｎ五、”　　ｌ／Ｎｉ、”に基づいてフィー
ドバック制御することにより、速度比偏差ｌｅ”−ｅｌ
／ｅを目標偏差値εと一致させるようにすることも可能
である。

また、第３図のステップＳ１３において比例定数に、、
に２が用いられていたが、それらは速度比ｅ、出力トル
クＴ０．エンジン回転速度Ｎ、。

車速■の関数としてもよい。

また、前述の実施例においては、変速制御弁４４は、目
標速度比ｅ＊と実際の速度比ｅとが一致するように制御
されていたが、ステ、プＳ３において求めた目標回転速
度Ｎ　ｉ　ｎ　　と一次側回転軸１６の回転速ｆＮ＋、
とが一致するように制御されても差支えなく、また、車
両の要求出力と実際の駆動力とが一致するように制御さ
れてもよい。

また、前述の実施例では、車両の要求出力を表す量とし
てスロットル弁開度θいが検出されていたが、ディーゼ
ルエンジンなどを搭載した車両においては、アクセルペ
ダル操作量などが用いられてもよい。

また、前述の実施例では、スプール弁子６８の位置を連
続的に変化させることにより変速制御弁４４の出力が比
例的に制御されていたが、オンオフ作動の時間比率を連
続的に変化させるデユーティ制御が用いられても良い。

そして、このようなデユーティ制御は前述のように電磁
ソレノイド７４．７６によって直接スプール弁子６８が
駆動される直動型の他に、比較的小型の７４　Ｔｆ！弁
にてオンオフ制御されるパイロット圧にてスプール弁子
６８を駆動するようにしても良い。

また、前述の変速制御弁４４は単一のスプール弁子６８
を備えているが、複数本のスプール弁子を備えたもので
あってもよい。

さらに、前述の変速制御弁４４には、そのスプール弁子
６８を駆動するための第１および第２電磁ソレノイド７
４．７６が設けられ“どいたが、パルスモータなどの他
の電磁アクチュエータが設けられていてもよい。

また、前記実施例では目標偏差値εが車両の燃費を最小
とする値に設定されているが、その池の値に設定するこ
とも勿論可能である。すなわち、本発明は、速度比の定
常偏差が予め定められた一定の目標偏差値と一致するよ
うに第１調圧弁をフィードバック制御して第１ライン油
圧を調圧することを要旨とするもので、その目標偏差値
を含む速度比を実現する上で必要な最低の油圧値に第１
ライン油圧を調圧することにより、車両の燃費向上を達
成するものなのである。

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である車両用ベルト式無段変
速機の油圧制御装置の構成を示す図である。第２図およ
び第３図は第１図の装置の作動を説明するためのフロー
チャートである。第４図は第２図および第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油
圧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図は本発明の他の実施例における作動を説
明するためのフローチャートの要部である。第１０図は
本発明の更に別の実施例における構成の要部を示す図で
ある。 １４；ベルト式無段変速機 １６：一次側回転軸　　１８：二次側回転軸２０ニ一次
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 ４４：変速制御弁　　　４８：第１調圧弁５８：第２調
圧弁　　　９４：コントローラステップ３１２，３１４
．Ｓ１５：制御手段ステップＳ１４，３１５．Ｓ１６：
制御手段第３図 （ｘ　＋ｏ’　ｒｐｍ）　　　第４図 第６図 第７図 １＋ 第９図

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 　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、 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 を有し、実際の速度比が車両の運転状態に応じて求めら
   れた目標速度比と一致するように前記変速制御弁を制御
   する形式の油圧制御装置において、前記実際の速度比と
   前記目標速度比との定常偏差が予め定められた一定の目
   標偏差値と一致するように前記第１ライン油圧を調圧す
   るように前記第１調圧弁をフィードバック制御する制御
   手段を設けた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。