WO2011104857A1

WO2011104857A1 - 車両用動力伝達装置の油圧制御装置

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Publication number: WO2011104857A1
Application number: PCT/JP2010/053062
Authority: WO
Inventors: 聡安中
Original assignee: トヨタ自動車株式会社
Priority date: 2010-02-26
Filing date: 2010-02-26
Publication date: 2011-09-01
Also published as: JPWO2011104857A1; JP5472442B2

Abstract

　可及的に速やかに第２油圧式摩擦係合装置のすべりのない車両の発進を可能とし且つバッテリ電圧低下時においても第２油圧式摩擦係合装置のすべりのない車両用動力伝達装置の油圧制御装置を提供する。　前進クラッチＣ１および出力側可変プーリ４６の出力側油圧シリンダ４６ｃとセカンダリモジュレータバルブ１２８および挟圧力コントロールバルブ１１０との間に設けられ、出力側可変プーリ４６の出力側油圧シリンダ４６ｃのトルク容量が前進クラッチＣ１のトルク容量よりも常に大きくなるように、ベルト挟圧Ｐb とクラッチ係合圧Ｐc との間の関係を制御するシーケンス制御弁１３０が、設けられていることから、可及的に速やかに出力側可変プーリ４６のすべりがない車両発進が可能となり、且つバッテリ電圧低下時においても出力側可変プーリ４６のすべりが防止される。

Description

車両用動力伝達装置の油圧制御装置

　本発明は、車両用動力伝達装置の油圧制御装置に係り、特に、その動力伝達装置の動力伝達経路に直列に設けられた第１油圧式摩擦係合装置および第２油圧式摩擦係合装置を、常にその第２油圧式摩擦係合装置のすべりを発生させないようにそれら第１油圧式摩擦係合装置および第２油圧式摩擦係合装置に供給する第１係合圧および第２係合圧を機械的に制御する技術に関するものである。

　エンジンから駆動輪に至る動力伝達経路において直列に設けられた、滑りが許容される第１油圧式摩擦係合装置および滑りが許容されない第２油圧式摩擦係合装置を備える車両用動力伝達装置において、該第１油圧式摩擦係合装置の第１係合圧を駆動電流に従って調圧する第１調圧弁装置と、該第２油圧式摩擦係合装置の第２係合圧を駆動電流に従って調圧する第２調圧弁装置と、該第１調圧弁装置および第２調圧弁装置にそれらの元圧を供給する油圧源）とを含む車両用動力伝達装置の油圧制御装置が、知られている。

　例えば、特許文献１に記載された前後進切換装置およびベルト式無段変速機を備えた車両の油圧制御装置がそれである。この特許文献１には、エンジンから駆動輪に至る動力伝達経路において直列に設けられた、滑りが許容される前進クラッチ７および滑りが許容されないドリブンプーリ５１を備える車両用動力伝達装置において、その前進クラッチ７の第１係合圧を駆動電流に従って調圧する第３リニアソレノイド弁１５_３と、そのドリブンプーリ５１の第２係合圧を駆動電流に従って調圧する第２リニアソレノイド弁１５_２と、該第１調圧弁装置および第２調圧弁装置にそれらの元圧を供給する油圧ポンプ１２とが、含まれている。

　この油圧制御装置では、プーリ側圧が比較的低圧とされた発進過渡モードから走行モードへの切換時において、前進クラッチ７の昇圧に合わせてプーリ側圧を上昇させるようにすると、油圧制御回路のライン圧が十分に昇圧していないときには比較的容積の大きいドリブンプーリの側圧の上昇遅れによってベルト５２のスリップが生じる可能性ので、それを防止するために、その上昇遅れの発生する可能性のある期間において、前進クラッチ７の昇圧速度を低く抑えることにより、ベルト５２のスリップを防止する制御が行われている。

特開２００１－０９０７５６号公報

　ところで、上記従来の油圧制御装置では、一律に前進クラッチ７の昇圧速度を低く抑えるものであることから、ドリブンプーリの側圧の上昇遅れが最も遅い場合に対応してベルト５２のスリップを防止できるように、前進クラッチ７の昇圧速度が十分に低く設定されるので、通常の場合には、不要に車両の発進が遅れるという不都合があった。すなわち、作動油容積の大きい第２油圧式摩擦係合装置の昇圧遅れが最も遅い場合に対応してそのスリップを防止できるように第１油圧式摩擦係合装置の昇圧速度が十分に低く設定されるので、通常の場合には、不要に車両の発進が遅れるという不都合があった。

　また、バッテリ電圧の低下によってリニアソレノイド弁の作動が得られなくなる場合には、リニアソレノイド弁の出力が最大圧となってライン圧とドリブンプーリ圧と前進クラッチ圧とが同様となる。このドリブンプーリ圧と前進クラッチ圧とが同じとなることに起因して、通常は多板型の前進クラッチのトルク容量がドリブンプーリに巻き掛けらえた伝動ベルトのトルク容量よりも大きくなるため、その伝動ベルトのトルク容量よりも大きな入力があると、前進クラッチよりも先にその伝動ベルトがすべるという不都合があった。すなわち、第１油圧式摩擦係合装置の第１係合圧を制御する第１リニアソレノイド弁と第２油圧式摩擦係合装置の第２係合圧を制御する第２リニアソレノイド弁との作動がバッテリ電圧の低下によって得られなくなる場合には、それら第１リニアソレノイド弁および第２リニアソレノイド弁の出力が最大圧となって第１係合圧と第２係合圧とが同様となることから、構造上の差異に起因して、第１油圧式摩擦係合装置のトルク容量が第２油圧式摩擦係合装置のトルク容量よりも大きくなるため、その第２油圧式摩擦係合装置のトルク容量よりも大きな入力があると、第１油圧式摩擦係合装置よりも先に第２油圧式摩擦係合装置がすべるという不都合があった。

　本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、可及的に速やかに第２油圧式摩擦係合装置のすべりのない車両発進を可能とし且つバッテリ電圧低下時においても第２油圧式摩擦係合装置のすべりのない車両用動力伝達装置の油圧制御装置を提供することにある。

　かかる目的を達成するための請求項１にかかる発明の要旨とするところは、エンジンから駆動輪に至る動力伝達経路において直列に設けられた、滑りが許容される第１油圧式摩擦係合装置および滑りが許容されない第２油圧式摩擦係合装置を備える車両用動力伝達装置において、該第１油圧式摩擦係合装置の第１係合圧を駆動電流に従って調圧する第１調圧弁装置と、該第２油圧式摩擦係合装置の第２係合圧を駆動電流に従って調圧する第２調圧弁装置と、該第１調圧弁装置および第２調圧弁装置にそれらの元圧を供給する油圧源とを含む車両用動力伝達装置の油圧制御装置であって、前記第１油圧式摩擦係合装置および第２油圧式摩擦係合装置と前記第１調圧弁装置および第２調圧弁装置との間に設けられ、前記第２油圧式摩擦係合装置のトルク容量が前記第１油圧式摩擦係合装置のトルク容量よりも常に大きくなるように、前記第２係合圧と第１係合圧との間の関係を制御するシーケンス制御弁を、含むことにある。

　また、請求項２に係る発明の要旨とするところは、請求項１において、前記第２係合圧と第１係合圧との間の関係は、該第２係合圧をＰb とし、該第１係合圧をＰc とすると、次式（１）にて表わされるものであることにある。

　Ｐb ＝Ａ・Ｐc ＋Ｂ　　　　・・・（１）
（但し、ＡおよびＢは定数である。)

　また、請求項３に係る発明の要旨とするところは、請求項１または２において、前記シーケンス制御弁は、前記第１調圧弁装置からの第１出力圧が入力される第１入力ポートと、前記第２調圧弁装置からの第２出力圧が入力される第２入力ポートと、前記第１油圧式摩擦係合装置に前記第１係合圧を出力する第１出力ポートと、前記第２油圧式摩擦係合装置に前記第２係合圧を出力する第２出力ポートと、一端側位置と他端側位置との間で移動可能に設けられ、該一端側位置から他端側位置へ向う移動にしたがって、前記第１入力ポートと前記第１出力ポートとの間を絞り且つ前記第２入力ポートと前記第２出力ポートとの間を開くスプール弁子と、該スプール弁子を前記他端側位置へ向かう方向へ所定の推力で付勢する付勢装置と、該他端側位置へ向かう方向の推力を該スプール弁子に作用させるために前記第１出力圧を受け入れる第１油室と、前記一端側位置へ向かう方向の推力を該スプール弁子に作用させるために前記第２出力圧を受け入れる第２油室とを備えることにある。

　また、請求項４に係る発明の要旨とするところは、請求項３において、前記スプール弁子は、前記一端側から順に、第１ランド、第２ランド、第３ランドを備えてシリンダボア内に摺動可能に収容され、前記第１入力ポートおよび第２入力ポートは、前記スプール弁子の位置に拘わらず前記第１ランドと前記第２ランドとの間および該第２ランドと前記第３ランドとの間において前記シリンダボア内にそれぞれ開口させられており、前記第１出力ポートは、前記第１ランドと前記第２ランドとの間において前記シリンダボア内に開口させられて該第１ランドにより開口断面積が変化させられ、前記第２出力ポートは、前記第２ランドと前記第３ランドとの間において前記シリンダボア内に開口させられて該第３ランドによって開口断面積が変化させられることにある。

　また、請求項５に係る発明の要旨とするところは、請求項１乃至４のいずれか１において、前記動力伝達装置は、前記動力伝達経路において直列に連結された前後進切換装置とベルト式無段変速機とを有するものであり、前記第１油圧式摩擦係合装置は、前記前後進切換装置に備えられた前進クラッチであり、前記第２油圧式摩擦係合装置は、前記ベルト式無段変速機において伝動ベルトが巻き掛けられた出力側可変プーリであることにある。

　また、請求項６に係る発明の要旨とするところは、請求項１乃至５のいずれか１において、（h）前記油圧源は、前記エンジンによって回転駆動されて前記第１調圧弁装置および第２調圧弁装置に前記元圧を供給する油圧ポンプであることにある。

　また、請求項７に係る発明の要旨とするところは、請求項１乃至６のいずれか１において、前記第１調圧弁装置は前記駆動電流に従って作動させられる第１リニアソレノイド弁を備え、前記第２調圧弁装置は前記駆動電流に従って作動させられる第２リニアソレノイド弁を備え、前記第１リニアソレノイド弁および前記第２リニアソレノイド弁は、それらの駆動電流が大きくなるほどそれらからそれぞれ出力される第１リニア出力圧および第２リニア出力圧が小さくなる弁特性を、共に有するものであることにある。

　請求項１にかかる発明の車両用動力伝達装置の油圧制御装置によれば、前記第１油圧式摩擦係合装置および第２油圧式摩擦係合装置と前記第１調圧弁装置および第２調圧弁装置との間に設けられ、前記第２油圧式摩擦係合装置のトルク容量が前記第１油圧式摩擦係合装置のトルク容量よりも常に大きくなるように、前記第２係合圧と第１係合圧との間の関係を制御するシーケンス制御弁が、設けられていることから、常に、第２油圧式摩擦係合装置のトルク容量は第１油圧式摩擦係合装置のトルク容量を上まわるように第１係合圧の変化に応じて第２係合圧が調圧されるので、可及的に速やかに第２油圧式摩擦係合装置のすべりのない車両発進が可能となり、且つバッテリ電圧低下時においても第２油圧式摩擦係合装置のすべりが防止される。

　また、請求項２に係る発明の車両用動力伝達装置の油圧制御装置によれば、前記第２係合圧と第１係合圧との間の関係は、該第２係合圧をＰｄとし、該第１係合圧をＰｃとすると、式（１）にて表わされるものであることから、定数ＡおよびＢが予め実験的に設定されることにより、常に、第２油圧式摩擦係合装置のトルク容量は第１油圧式摩擦係合装置のトルク容量を上まわるように、第１係合圧Ｐｃの変化に応じて第２係合圧Ｐｄが調圧される。このため、可及的に速やかに第２油圧式摩擦係合装置のすべりのない車両発進が可能となり、且つバッテリ電圧低下時においても第２油圧式摩擦係合装置のすべりが防止される。

　また、請求項３に係る発明の車両用動力伝達装置の油圧制御装置によれば、前記シーケンス制御弁は、前記第１調圧弁装置からの第１出力圧が入力される第１入力ポートと、前記第２調圧弁装置からの第２出力圧が入力される第２入力ポートと、前記第１油圧式摩擦係合装置に前記第１係合圧を出力する第１出力ポートと、前記第２油圧式摩擦係合装置に前記第２係合圧を出力する第２出力ポートと、一端側位置と他端側位置との間で移動可能に設けられ、該一端側位置から他端側位置へ向う移動にしたがって、前記第１入力ポートと前記第１出力ポートとの間を絞り且つ前記第２入力ポートと前記第２出力ポートとの間を開くスプール弁子と、該スプール弁子を前記他端側位置へ向かう方向へ所定の推力で付勢する付勢装置と、該他端側位置へ向かう方向の推力を該スプール弁子に作用させるために前記第１出力圧を受け入れる第１油室と、前記一端側位置へ向かう方向の推力を該スプール弁子に作用させるために前記第２出力圧を受け入れる第２油室とを備えることから、常に、第２油圧式摩擦係合装置のトルク容量は第１油圧式摩擦係合装置のトルク容量を上まわるように、第１係合圧Ｐｃの変化に応じて第２係合圧をＰｄが調圧される。このため、可及的に速やかに第２油圧式摩擦係合装置のすべりのない車両発進が可能となり、且つバッテリ電圧低下時においても第２油圧式摩擦係合装置のすべりが防止される。

　また、請求項４に係る発明の車両用動力伝達装置の油圧制御装置によれば、前記スプール弁子は、前記一端側から順に、第１ランド、第２ランド、第３ランドを備えてシリンダボア内に摺動可能に収容され、前記第１入力ポートおよび第２入力ポートは、前記スプール弁子の位置に拘わらず前記第１ランドと前記第２ランドとの間および該第２ランドと前記第３ランドとの間において前記シリンダボア内にそれぞれ開口させられており、前記第１出力ポートは、前記第１ランドと前記第２ランドとの間において前記シリンダボア内に開口させられて該第１ランドにより開口断面積が変化させられ、前記第２出力ポートは、前記第２ランドと前記第３ランドとの間において前記シリンダボア内に開口させられて該第３ランドによって開口断面積が変化させられることから、シーケンス制御弁が小型に構成される利点がある。

　また、請求項５に係る発明の車両用動力伝達装置の油圧制御装置によれば、前記動力伝達装置は、前記動力伝達経路において直列に連結された前後進切換装置とベルト式無段変速機とを有するものであり、前記第１油圧式摩擦係合装置は、前記前後進切換装置に備えられた前進クラッチであり、前記第２油圧式摩擦係合装置は、前記ベルト式無段変速機において伝動ベルトが巻き掛けられた出力側可変プーリであることから、常に、伝動ベルトが巻き掛けられた出力側可変プーリのトルク容量は前後進切換装置に備えられた前進クラッチのトルク容量を上まわるように、前後進切換装置に備えられた前進クラッチに供給される第１係合圧の変化に応じて出力側可変プーリに供給される第２係合圧が調圧されるので、可及的に速やかに第２油圧式摩擦係合装置のすべりのない車両発進が可能となり、且つバッテリ電圧低下時においても出力側可変プーリに巻き掛けられた伝動ベルトのすべりが防止される。

　また、請求項６に係る発明の車両用動力伝達装置の油圧制御装置によれば、前記油圧源は、前記エンジンによって回転駆動されて前記第１調圧弁装置および第２調圧弁装置に前記元圧を供給する油圧ポンプであることから、エンジンの再始動時において油圧ポンプから吐出される作動油が不足し、容積の少ない第１油圧式摩擦係合装置が先にトルク容量を持って第２油圧式摩擦係合装置にすべりが発生しようとしても、シーケンス制御弁によって、常に、第２油圧式摩擦係合装置のトルク容量は第１油圧式摩擦係合装置のトルク容量を上まわるように、第１係合圧Ｐｃの変化に応じて第２係合圧をＰｄが調圧される。このため、電動式油圧ポンプを別途設けなくても、第２油圧式摩擦係合装置のすべりが発生することが防止されるとともに、可及的に速やかに第２油圧式摩擦係合装置のすべりのない車両発進が可能となる。

　また、請求項７に係る発明の車両用動力伝達装置の油圧制御装置によれば、前記第１調圧弁装置は前記駆動電流に従って作動させられる第１リニアソレノイド弁を備え、前記第２調圧弁装置は前記駆動電流に従って作動させられる第２リニアソレノイド弁を備え、前記第１リニアソレノイド弁および前記第２リニアソレノイド弁は、それらの駆動電流が大きくなるほどそれらからそれぞれ出力される第１リニア出力圧および第２リニア出力圧が小さくなる圧力とする制御特性を、共に有するものであることから、バッテリ電圧の低下時において第１調圧弁装置および第２調圧弁装置のリニア出力圧が共に最大値となって、容積の少ない第１油圧式摩擦係合装置が先にトルク容量を持って第２油圧式摩擦係合装置にすべりが発生しようとしても、シーケンス制御弁によって、常に、第２油圧式摩擦係合装置のトルク容量は第１油圧式摩擦係合装置のトルク容量を上まわるように、第１係合圧Ｐｃの変化に応じて第２係合圧をＰｄが調圧される。このため、バッテリ電圧低下時において、第２油圧式摩擦係合装置のすべりのない車両発進が可能となる。

本発明が適用された車両用動力伝達装置を説明する骨子図である。図１の車両用動力伝達装置を制御するために車両に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。図１の車両用動力伝達装置の油圧制御回路であって、無段変速機のベルト挟圧力制御、変速比制御、およびシフトレバーの操作に伴う前進用クラッチ或いは後進用ブレーキの係合油圧制御に関する要部を示す図である。図３の油圧制御回路に設けられたシーケンス制御弁の構成を説明する図である。図３の油圧制御回路に設けられたリニアソレノイド弁ＳＬＴおよびリニアソレノイド弁ＳＬＳの特性を説明する図である。図２の電子制御装置による無段変速機の変速制御において目標入力回転速度を求める際に用いられる変速マップの一例を示す図である。図２の電子制御装置による無段変速機の挟圧力制御において変速比等に応じて出力圧を求める出力圧マップの一例を示す図である。図３のシーケンス制御弁により制御されて出力されるクラッチ係合圧およびベルト挟圧が前進クラッチのおよび出力側油圧シリンダへ供給されたときの、前進クラッチのトルク容量と出力側可変プーリのトルク容量との関係の一例を示す図である。

　以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。

　図１は、本発明が適用された車両の動力伝達装置１０の構成を説明する骨子図である。この車両用動力伝達装置１０は、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型車両に好適に採用されるものであり、走行用の動力源としてエンジン１２を備えている。内燃機関にて構成されているエンジン１２の出力は、エンジン１２のクランク軸、流体式伝動装置としてのトルクコンバータ１４から前後進切換装置１６、ベルト式の無段変速機（ＣＶＴ）１８、減速歯車装置２０を介して差動歯車装置２２に伝達され、左右の駆動輪２４Ｌ、２４Ｒへ分配される。

　トルクコンバータ１４は、エンジン１２のクランク軸に連結されたポンプ翼車１４ｐ、およびトルクコンバータ１４の出力側部材に相当するタービン軸３４を介して前後進切換装置１６に連結されたタービン翼車１４ｔを備えており、流体を介して動力伝達を行うようになっている。また、それ等のポンプ翼車１４ｐおよびタービン翼車１４ｔの間にはロックアップクラッチ２６が設けられており、油圧制御回路１００（図２、図３参照）内の図示しないロックアップコントロールバルブ（L/C 制御弁）などによって係合側油室および解放側油室に対する油圧供給が切り換えられることにより、係合または解放されるようになっており、完全係合させられることによってポンプ翼車１４ｐおよびタービン翼車１４ｔは一体回転させられる。ポンプ翼車１４ｐには、無段変速機１８を変速制御したり出力圧を発生させたり、ロックアップクラッチ２６を係合解放制御したり、或いは各部に潤滑油を供給したりするための油圧をエンジン１２により回転駆動されることにより吐出する機械式のオイルポンプ２８が連結されている。

　前後進切換装置１６は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置を主体として構成されており、トルクコンバータ１４のタービン軸３４はサンギヤ１６ｓに一体的に連結され、無段変速機１８の入力軸３６はキャリア１６ｃに一体的に連結されている一方、キャリア１６ｃとサンギヤ１６ｓは前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結され、リングギヤ１６ｒは後進用ブレーキＢ１を介してハウジングに選択的に固定されるようになっている。前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１は、何れも油圧シリンダのピストンの押圧によって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置である。

　そして、前進用クラッチＣ１が係合させられるとともに後進用ブレーキＢ１が解放されると、前後進切換装置１６は一体回転状態とされることによりタービン軸３４が入力軸３６に直結され、前進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、前進方向の駆動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、後進用ブレーキＢ１が係合させられるとともに前進用クラッチＣ１が解放されると、前後進切換装置１６は後進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、入力軸３６はタービン軸３４に対して逆方向へ回転させられるようになり、後進方向の駆動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１が共に解放されると、前後進切換装置１６は動力伝達を遮断するニュートラル（遮断状態）になる。上記前進用クラッチＣ１または後進用ブレーキＢ１は、エンジン１２から駆動輪２４Ｌ、２４Ｒに至る車両の動力伝達経路における動力伝達を、前進走行時または後進走行時に行うために設けられたものであり、本実施例の第１油圧式摩擦係合装置として機能している。また、上記前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１は、入力側回転部材または出力側回転部材にそれぞれ連結されて厚み方向に交互に重ねられた複数の摩擦板とそれらを押圧するピストンとを有する、よく知られた湿式多板クラッチから構成されており、それら摩擦板間の摩擦面積およびピストンによる押圧力に基づくトルク容量が発生させられるようになっている。そのピストンの作動油容積は、後述の出力側可変プーリ４６の出力側油圧シリンダ４６ｃよりも十分に小さい。

　無段変速機１８は、入力軸３６に設けられた入力側部材である有効径が可変の入力側可変プーリ（プライマリプーリ）４２と、出力軸４４に設けられた出力側部材である有効径が可変の出力側可変プーリ（セカンダリプーリ）４６と、それ等の可変プーリ４２、４６に巻き掛けられた伝動ベルト４８とを備えており、入力側可変プーリ４２および出力側可変プーリ４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。後述のように、出力側可変プーリ４６に設けられた出力側油圧シリンダ４６ｃによって伝動ベルト４８が挟圧されることで上記摩擦力に由来する伝達トルク容量が調節されるようになっているので、本実施例では、伝動ベルト４８と出力側油圧シリンダ４６ｃ付出力側可変プーリ４６とが、第２油圧式摩擦係合装置として機能している。また、上記伝動ベルト４８は、たとえば複数枚積層された金属薄板から成る無端環状のリングと、そのリングに長手方向に沿って重ねられた金属製ブロックから成る複数個のエレメントとを備える良く知られた押圧伝動型の金属ベルトから構成されており、上記複数個のエレメントの側面と出力側可変プーリ４６のＶ溝面との接触面積および出力側油圧シリンダ４６ｃによる押圧力に基づくトルク容量が発生させられるようになっている。

　可変プーリ４２および出力側可変プーリ４６は、入力軸３６および出力軸４４にそれぞれ固定された固定回転体である入力側固定シーブ４２ａおよび出力側固定シーブ４６ａと、入力軸３６および出力軸４４に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた可動回転体である入力側可動シーブ４２ｂおよび出力側可動シーブ４６ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する推力を付与する油圧アクチュエータとしての入力側油圧シリンダ（プライマリプーリ側油圧シリンダ）４２ｃおよび出力側油圧シリンダ（セカンダリプーリ側油圧シリンダ）４６ｃとを備えて構成されており、入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の供給排出流量が油圧制御回路１００によって制御されることにより、両可変プーリ４２、４６のＶ溝幅が変化して伝動ベルト４８の掛かり径（有効径）が変更され、変速比γ（＝入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ／出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ）が連続的に変化させられる。また、出力側油圧シリンダ４６ｃの油圧（ベルト挟圧Ｐb）が油圧制御回路１００によって調圧制御されることにより、伝動ベルト４８が滑りを生じないように出力圧が制御される。このような制御の結果として、入力側油圧シリンダ４２ｃの油圧（変速制御圧Ｐin）が生じるのである。

　図２は、図１の車両用動力伝達装置１０などを制御するために車両に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。電子制御装置５０は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより、エンジン１２の出力制御や無段変速機１８の変速制御およびベルト挟圧力制御やロックアップクラッチ２６のトルク容量制御等を実行するようになっており、必要に応じてエンジン制御用や無段変速機１８およびロックアップクラッチ２６の油圧制御用等に分けて構成される。

　電子制御装置５０には、エンジン回転速度センサ５２により検出されたクランク軸回転角度（位置）Ａ_ＣＲ（°）およびエンジン１２の回転速度（エンジン回転速度）Ｎ_Ｅに対応するクランク軸回転速度を表す信号、タービン回転速度センサ５４により検出されたタービン軸３４の回転速度（タービン回転速度）Ｎ_Ｔを表す信号、入力軸回転速度センサ５６により検出された無段変速機１８の入力回転速度である入力軸３６の回転速度（入力軸回転速度）Ｎ_ＩＮを表す信号、車速センサ（出力軸回転速度センサ）５８により検出された無段変速機１８の出力回転速度である出力軸４４の回転速度（出力軸回転速度）Ｎ_ＯＵＴすなわち出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴに対応する車速Ｖを表す車速信号、スロットルセンサ６０により検出されたエンジン１２の吸気配管３２（図１参照）に備えられた電子スロットル弁３０のスロットル弁開度θ_ＴＨを表すスロットル弁開度信号、冷却水温センサ６２により検出されたエンジン１２の冷却水温Ｔ_Ｗを表す信号、ＣＶＴ油温センサ６４により検出された無段変速機１８等の作動油温度（油温）Ｔ_ＣＶＴを表す信号、アクセル開度センサ６６により検出されたアクセルペダル６８の操作量であるアクセル開度Ａccを表すアクセル開度信号、フットブレーキスイッチ７０により検出された常用ブレーキであるフットブレーキの操作の有無Ｂ_ＯＮを表すブレーキ操作信号、レバーポジションセンサ７２により検出されたシフトレバー７４のレバーポジション（操作位置）Ｐ_ＳＨを表す操作位置信号などが供給されている。

　また、電子制御装置５０からは、エンジン１２の出力制御の為のエンジン出力制御指令信号Ｓ_Ｅ、例えば電子スロットル弁３０の開閉を制御するためのスロットルアクチュエータ７６を駆動するスロットル信号や燃料噴射装置７８から噴射される燃料の量を制御するための噴射信号や点火装置８０によるエンジン１２の点火時期を制御するための点火時期信号などが出力される。また、無段変速機１８の変速比γを変化させる為の変速制御指令信号Ｓ_Ｔ例えば入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の流量を制御するソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を駆動するための指令信号、伝動ベルト４８の挟圧力を調整させる為の挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂ例えばベルト挟圧Ｐb を調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＳを駆動するための指令信号、ライン油圧Ｐ_Ｌを制御させる為のライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬ例えばライン油圧Ｐ_Ｌを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＴを駆動するための指令信号などが油圧制御回路１００へ出力される。

　シフトレバー７４は、例えば運転席の近傍に配設され、順次位置させられている５つのレバーポジション、すなわち、「Ｐ」ポジション（レンジ）、「Ｒ」ポジション（レンジ）、「Ｎ」ポジション（レンジ）、「Ｄ」ポジション（レンジ）、および「Ｌ」ポジション（レンジ）（図３参照）のうちの何れか１つへ選択的に手動操作されるようになっている。

　図３は、油圧制御回路１００のうち無段変速機１８のベルト挟圧力制御、変速比制御、およびシフトレバー７４の操作に伴う前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１の係合油圧制御に関する要部を示す油圧回路図である。図３において、油圧制御回路１００は、伝動ベルト４８が滑りを生じないように出力側油圧シリンダ４６ｃの油圧であるベルト挟圧Ｐb の元圧Ｐd を調圧する挟圧力コントロールバルブ１１０、変速比γが連続的に変化させられるように入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の流量を制御する変速制御弁としてのアップシフト用の変速比コントロールバルブ１１４およびダウンシフト用の変速比コントロールバルブ１１６、変速制御圧Ｐinとベルト挟圧Ｐb の元圧Ｐd との比率を予め定められた関係とする推力比コントロールバルブ１１８、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１が係合或いは解放されるようにシフトレバー７４の操作に従って油路が機械的に切り換えられるマニュアルバルブ１２０等を備えている。

　ライン油圧Ｐ_Ｌは、エンジン１２により回転駆動される機械式のオイルポンプ２８から出力（発生）される作動油圧を元圧として、例えばリリーフ型調圧弁であるプライマリレギュレータバルブ（ライン油圧調圧弁）１２２によりリニアソレノイド弁ＳＬＴのリニア出力油圧である制御油圧Ｐ_ＳＬＴに基づいてエンジン負荷等に応じた値に調圧されるようになっている。

　プライマリレギュレータバルブ１２２は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１２２ｉを開閉してオイルポンプ２８から発生される作動油圧を出力ポート１２２ｔを経て吸入油路１２４へ排出するスプール弁子１２２ａと、そのスプール弁子１２２ａを閉弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１２２ｂと、そのスプリング１２２ｂを収容し且つスプール弁子１２２ａに閉弁方向の推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＳＬＴを受け入れる油室１２２ｃと、スプール弁子１２２ａに開弁方向の推力を付与するためにオイルポンプ２８から発生される作動油圧を受け入れる油室１２２ｄとを備えている。

　このように構成されたプライマリレギュレータバルブ１２２において、スプリング１２２ｂの付勢力をＦ_Ｓ、油室１２２ｃにおける制御油圧Ｐ_ＳＬＴの受圧面積をａ、油室１２２ｄにおけるライン油圧Ｐ_Ｌの受圧面積差をｂとすると、ライン油圧Ｐ_Ｌは、次の制御式で表され、制御油圧Ｐ_ＳＬＴに比例するように制御される。
　Ｐ_Ｌ＝Ｐ_ＳＬＴ×（ａ／ｂ）＋Ｆ_Ｓ／ｂ

　このように、プライマリレギュレータバルブ１２２とリニアソレノイド弁ＳＬＴとは、油圧指令値としてのライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに基づいてオイルポンプ２８から吐出される作動油をライン油圧Ｐ_Ｌに調圧する調圧装置として機能する。

　モジュレータ油圧Ｐ_Ｍは、制御油圧Ｐ_ＳＬＴおよびリニアソレノイド弁ＳＬＳの出力油圧である制御油圧Ｐ_ＳＬＳの元圧となるものであると共に、電子制御装置５０によってデューティ制御されるソレノイド弁ＤＳ１の出力油圧である制御油圧Ｐ_ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２の出力油圧である制御油圧Ｐ_ＤＳ２の元圧となるものであって、ライン油圧Ｐ_Ｌを元圧としてモジュレータバルブ１２６により一定圧に調圧されるようになっている。

　出力油圧Ｐ_ＬＭ２は、ライン油圧Ｐ_Ｌを元圧としてセカンダリモジュレータバルブ１２８において、リニアソレノイド弁ＳＬＴからの制御油圧Ｐ_ＳＬＴに基づいて調圧されるようになっている。

　前記マニュアルバルブ１２０において、入力ポート１２０ａには出力油圧Ｐ_ＬＭ２が供給される。そして、シフトレバー７４が「Ｄ」ポジション或いは「Ｌ」ポジションに操作されると、出力油圧Ｐ_ＬＭ２が前進走行用出力圧として前進用出力ポート１２０ｆを経て前進用クラッチＣ１に供給され且つ後進用ブレーキＢ１内の作動油が後進用出力ポート１２０ｒから排出ポートＥＸを経て例えば大気圧にドレーン（排出）されるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられ、前進用クラッチＣ１が係合させられると共に後進用ブレーキＢ１が解放させられる。

　また、シフトレバー７４が「Ｒ」ポジションに操作されると、出力油圧Ｐ_ＬＭ２が後進走行用出力圧として後進用出力ポート１２０ｒを経て後進用ブレーキＢ１に供給され且つ前進用クラッチＣ１内の作動油が前進用出力ポート１２０ｆから排出ポートＥＸを経て例えば大気圧にドレーン（排出）されるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられ、後進用ブレーキＢ１が係合させられると共に前進用クラッチＣ１が解放させられる。

　また、シフトレバー７４が「Ｐ」ポジションおよび「Ｎ」ポジションに操作されると、入力ポート１２０ａから前進用出力ポート１２０ｆへの油路および入力ポート１２０ａから後進用出力ポート１２０ｒへの油路がいずれも遮断され且つ前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１内の作動油が何れもマニュアルバルブ１２０からドレーンされるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられ、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１が共に解放させられる。

　上記のように、前進時には前進用クラッチＣ１の係合圧として用いられ、後進時には後進用ブレーキＢ１の係合圧として用いられる出力油圧Ｐ_ＬＭ２は、前進時には前進用クラッチＣ１（第１油圧式摩擦係合装置）の係合圧Ｐ_Ｃ１である第１係合圧に対応しており、その出力油圧Ｐ_ＬＭ２を指令するリニアソレノイド弁ＳＬＴとそのリニア出力圧Ｐ_ＳＬＴをパイロット圧として調圧することで出力油圧Ｐ_ＬＭ２を出力するセカンダリモジュレータバルブ１２８とは、本実施例においては上記前進用クラッチＣ１の係合圧Ｐ_Ｃ１を駆動電流（指令信号）に従って調圧する第１調圧弁装置に対応している。

　シフトアップ用の変速比コントロールバルブ１１４は、軸方向へ移動可能に設けられることによりライン油圧Ｐ_Ｌを入力ポート１１４ｉから入出力ポート１１４ｊを経て入力側可変プーリ４２へ供給可能且つ入出力ポート１１４ｋを閉弁するアップシフト位置と入力側可変プーリ４２が入出力ポート１１４ｊを介して入出力ポート１１４ｋと連通させられる原位置とに位置させられるスプール弁子１１４ａと、そのスプール弁子１１４ａを原位置側に向かって付勢する付勢装置としてのスプリング１１４ｂと、そのスプリング１１４ｂを収容し且つスプール弁子１１４ａに原位置側に向かう推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＤＳ２を受け入れる油室１１４ｃと、スプール弁子１１４ａにアップシフト位置側に向かう推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＤＳ１を受け入れる油室１１４ｄとを備えている。

　シフトダウン用の変速比コントロールバルブ１１６は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入出力ポート１１６ｊが排出ポートＥＸと連通させられるダウンシフト位置と入出力ポート１１６ｊが入出力ポート１１６ｋと連通させられる原位置とに位置させられるスプール弁子１１６ａと、そのスプール弁子１１６ａを原位置側に向かって付勢する付勢装置としてのスプリング１１６ｂと、そのスプリング１１６ｂを収容し且つスプール弁子１１６ａに原位置側に向かう推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＤＳ１を受け入れる油室１１６ｃと、スプール弁子１１６ａにダウンシフト位置側に向かう推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＤＳ２を受け入れる油室１１６ｄとを備えている。

　このように構成された変速比コントロールバルブ１１４および変速比コントロールバルブ１１６において、中心線より左側半分に示すようにスプール弁子１１４ａがスプリング１１４ｂの付勢力に従って原位置に保持されている閉じ状態では、入出力ポート１１４ｊと入出力ポート１１４ｋとが連通させられ、入力側可変プーリ４２（入力側油圧シリンダ４２ｃ）の作動油が入出力ポート１１６ｊへ流通することが許容される。また、中心線より右側半分に示すようにスプール弁子１１６ａがスプリング１１６ｂの付勢力に従って原位置に保持されている閉じ状態では、入出力ポート１１６ｊと入出力ポート１１６ｋとが連通させられ、推力比コントロールバルブ１１８からの推力比制御油圧Ｐ_τが入出力ポート１１４ｋへ流通することが許容される。

　また、制御油圧Ｐ_ＤＳ１が油室１１４ｄへ供給されると、中心線より右側半分に示すようにスプール弁子１１４ａがその制御油圧Ｐ_ＤＳ１に応じた推力によりスプリング１１４ｂの付勢力に抗してアップシフト位置側へ移動させられ、ライン油圧Ｐ_Ｌが制御油圧Ｐ_ＤＳ１に対応する流量で入力ポート１１４ｉから入出力ポート１１４ｊを経て入力側油圧シリンダ４２ｃへ供給されると共に、入出力ポート１１４ｋが遮断されて変速比コントロールバルブ１１６側への作動油の流通が阻止される。これにより、入力側油圧シリンダ４２ｃ内の流量が増大させられ、入力側油圧シリンダ４２ｃにより入力側可動シーブ４２ｂのシーブ位置が入力側固定シーブ４２ａ側へ移動させられ、入力側可変プーリ４２のＶ溝幅が狭くされて変速比γが小さくされるすなわち無段変速機１８がアップシフトされる。尚、このとき出力側可変プーリ４６のＶ溝幅が広くされるが、後述するように挟圧力コントロールバルブ１１０により伝動ベルト４８が滑りを生じないように挟圧力コントロールバルブ１１０の出力圧Ｐd すなわち出力側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐb が調圧させられる。

　また、制御油圧Ｐ_ＤＳ２が油室１１６ｄへ供給されると、中心線より左側半分に示すようにスプール弁子１１６ａがその制御油圧Ｐ_ＤＳ２に応じた推力によりスプリング１１６ｂの付勢力に抗してダウンシフト位置側へ移動させられ、入力側油圧シリンダ４２ｃの作動油が制御油圧Ｐ_ＤＳ２に対応する流量で入出力ポート１１４ｊから入出力ポート１１４ｋさらに入出力ポート１１６ｊを経て排出ポートＥＸから排出される。これにより、入力側油圧シリンダ４２ｃ内の流量が減少させられ、入力側油圧シリンダ４２ｃにより入力側可動シーブ４２ｂの位置が入力側固定シーブ４２ａとは反対側へ移動させられ、入力側可変プーリ４２のＶ溝幅が広くされて変速比γが大きくされるすなわち無段変速機１８がダウンシフトされる。尚、このとき出力側可変プーリ４６のＶ溝幅が狭くされ、後述するように挟圧力コントロールバルブ１１０により伝動ベルト４８が滑りを生じないように挟圧力コントロールバルブ１１０の出力圧Ｐd が調圧させられる。

　このように、ライン油圧Ｐ_Ｌは変速制御圧Ｐinの元圧となるものであって、制御油圧Ｐ_ＤＳ１が出力されると変速比コントロールバルブ１１４に入力されたライン油圧Ｐ_ＳＬが入力側油圧シリンダ４２ｃへ供給されて変速制御圧Ｐinが高められて連続的にアップシフトされ、制御油圧Ｐ_Ｓ２が出力されると入力側油圧シリンダ４２ｃの作動油が排出ポートＥＸから排出されて変速制御圧Ｐinが低められて連続的にダウンシフトされる。

　また、制御油圧Ｐ_ＤＳ１は変速比コントロールバルブ１１６の油室１１６ｃに供給され、制御油圧Ｐ_ＤＳ２に拘らずその変速比コントロールバルブ１１６を閉じ状態としてダウンシフトを制限する一方、制御油圧Ｐ_ＤＳ２は変速比コントロールバルブ１１４の油室１１４ｃに供給され、制御油圧Ｐ_ＤＳ１に拘らずその変速比コントロールバルブ１１４を閉じ状態としてアップシフトを禁止するようになっている。つまり、制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２が共に供給されないときはもちろんであるが、制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２が共に供給されるときにも、変速比コントロールバルブ１１４および変速比コントロールバルブ１１６は何れも原位置に保持されている閉じ状態とされる。これにより、電気系統の故障などでソレノイド弁ＤＳ１、ＤＳ２の一方が機能しなくなり、制御油圧Ｐ_ＤＳ１または制御油圧Ｐ_ＤＳ２が最大圧で出力され続けるオンフェール時となった場合でも、急なアップシフトやダウンシフトが生じたり、その急変速に起因してベルト滑りが発生したりすることが防止される。

　前記挟圧力コントロールバルブ１１０は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１１０ｉを開閉してライン油圧Ｐ_Ｌを入力ポート１１０ｉから出力ポート１１０ｔを経て出力側可変プーリ４６および推力比コントロールバルブ１１８へ出力Ｐd を供給可能にするスプール弁子１１０ａと、そのスプール弁子１１０ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１０ｂと、そのスプリング１１０ｂを収容し且つスプール弁子１１０ａに開弁方向の推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＳＬＳを受け入れる油室１１０ｃと、スプール弁子１１０ａに閉弁方向の推力を付与するために出力ポート１１０ｔから出力された出力圧Ｐd を受け入れるフィードバック油室１１０ｄと、スプール弁子１１０ａに閉弁方向の推力を付与するためにモジュレータ油圧Ｐ_Ｍを受け入れる油室１１０ｅとを備えている。

　このように構成された挟圧力コントロールバルブ１１０において、伝動ベルト４８が滑りを生じないように制御油圧Ｐ_ＳＬＳをパイロット圧としてライン油圧Ｐ_Ｌが連続的に調圧制御されることにより、出力ポート１１０ｔから出力圧Ｐd が出力される。このように、ライン油圧Ｐ_Ｌは出力圧Ｐd の元圧となるものである。この挟圧力コントロールバルブ１１０の出力圧Ｐd は後述のシーケンス制御弁１３０を介して出力側油圧シリンダ４６ｃへベルト挟圧Ｐb として供給される。出力圧Ｐd はベルト挟圧Ｐb の元圧である。尚、シーケンス制御弁１３０と出力側油圧シリンダ４６ｃとの間の油路には油圧センサ１２９が設けられており、この油圧センサ１２９によりベルト挟圧Ｐb が検出される。

　上記のように、伝動ベルト４８の張力を適切に制御するためのベルト挟圧Ｐb は、出力側油圧シリンダ４６ｃに供給されて出力側可変プーリ４６の係合圧である第２係合圧に対応しており、そのベルト挟圧Ｐb すなわちその元圧である出力圧Ｐd を指令するリニアソレノイド弁ＳＬＳとそのリニア出力圧Ｐ_ＳＬＳをパイロット圧として調圧することで出力圧Ｐd を出力する挟圧力コントロールバルブ１１０とが、本実施例においては上記第２係合圧を駆動電流（指令信号）に従って調圧する第２調圧弁装置に対応している。

　前記推力比コントロールバルブ１１８は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１１８ｉを開閉してライン油圧Ｐ_Ｌを入力ポート１１８ｉから出力ポート１１８ｔを経て変速比コントロールバルブ１１６へ推力比制御油圧Ｐ_τを供給可能にするスプール弁子１１８ａと、そのスプール弁子１１８ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１８ｂと、そのスプリング１１８ｂを収容し且つスプール弁子１１８ａに開弁方向の推力を付与するために出力圧Ｐd を受け入れる油室１１８ｃと、スプール弁子１１８ａに閉弁方向の推力を付与するために出力ポート１１８ｔから出力された推力比制御油圧Ｐ_τを受け入れるフィードバック油室１１８ｄとを備えている。

　このように構成された推力比コントロールバルブ１１８において、油室１１８ｃにおける出力圧（ベルト挟圧Ｐb の元圧）Ｐd の受圧面積をａ、フィードバック油室１１８ｄにおける推力比制御油圧Ｐ_τの受圧面積をｂ、スプリング１１８ｂの付勢力をＦ_Ｓとすると、推力比制御油圧Ｐ_τは、次式で表され、出力圧Ｐd に比例する。
　Ｐ_τ＝Ｐd ×（ａ／ｂ）＋Ｆ_Ｓ／ｂ

　そして、制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２が共に供給されないか、或いは所定圧以上の制御油圧Ｐ_ＤＳ１および所定圧以上の制御油圧Ｐ_ＤＳ２がともに供給されて、変速比コントロールバルブ１１４および変速比コントロールバルブ１１６が何れも原位置に保持されている閉じ状態とされたときには、推力比制御油圧Ｐ_τが入力側油圧シリンダ４２ｃに供給されることから、変速制御圧Ｐinが推力比制御油圧Ｐ_τと一致させられる。つまり、推力比コントロールバルブ１１８により変速制御圧Ｐinと出力圧Ｐd との比率を予め定められた関係に保つ推力比制御油圧Ｐ_τすなわち変速制御圧Ｐinが出力される。

　図４に詳しく示すように、本実施例の油圧制御回路１００には、出力側可変プーリ４６（第２油圧式摩擦係合装置）のトルク容量が前進クラッチＣ１（第１油圧式摩擦係合装置）のトルク容量よりも常に大きくなるように、ベルト挟圧Ｐb（第２係合圧）と前進クラッチＣ１の係合圧Ｐc（第１係合圧）との間の関係を制御するためのシーケンス制御弁１３０が、前進クラッチＣ１（第１油圧式摩擦係合装置）および出力側可変プーリ４６（第２油圧式摩擦係合装置）の出力側油圧シリンダ４６ｃとリニアソレノイド弁ＳＬＴおよびセカンダリモジュレータバルブ１２８（第１調圧弁装置）およびリニアソレノイド弁ＳＬＳおよび挟圧力コントロールバルブ１１０（第２調圧弁装置）との間に設けられている。

　シーケンス制御弁１３０により制御される上記ベルト挟圧Ｐb（第２係合圧）と前進クラッチＣ１の係合圧Ｐc（第１係合圧）との間の関係は、次式（１）にて表わされる。次式（１）はシーケンス制御弁１３０の制御特性を示している。但し、式（１）において、Ａは比例定数、Ｂは切片に対応する定数であっていずれも正の値である。それらの定数は、出力側可変プーリ４６（第２油圧式摩擦係合装置）のトルク容量Ｔbが前進クラッチＣ１（第１油圧式摩擦係合装置）のトルク容量Ｔcよりも常に大きくなるように、それぞれの摩擦面積、油圧からの有効受圧面積を考慮して予め実験的に設定されている。図８および一般式(２)は、上記出力側可変プーリ４６のトルク容量Ｔbと前進クラッチＣ１のトルク容量Ｔcとの関係を例示しており、Ｔb＞Ｔcという関係を維持するために、式(２)の傾きＫは１又はそれより大きく(Ｋ≧１)、切片Ｓは正の値(Ｓ＞０)である。図８の破線はＫ＝１、Ｓ＝０の場合を示している。一般に、油圧式摩擦係合装置のトルク容量はそれに供給される油圧に比例するので、前進クラッチＣ１の受圧面積、摩擦面積等の摩擦トルクに関連する定数をａとすると、上記前進クラッチＣ１のトルク容量ＴcはＴc＝ａ×Ｐcで表わされ、出力側可変プーリ４６の受圧面積、摩擦面積等の摩擦トルクに関連する定数をｂとすると、上記出力側可変プーリ４６のトルク容量ＴbはＴb＝ｂ×Ｐbで表わされる。それらを式(２)に代入すると式(３)が得られる。その式(３)において、（Ｋ・ａ／ｂ）＝Ａ、(Ｊ／ｂ)＝Ｂとおけば、式(１)が得られる。すなわち、式(１)の係数ＡおよびＢは、Ａ＝（Ｋ・ａ／ｂ）、Ｂ＝(Ｊ／ｂ)から設定される。
　Ｐb ＝Ａ・Ｐc ＋Ｂ　　　　　　　　　・・・(１)
　Ｔb ＝Ｋ・Ｔc ＋Ｊ　　　　　　　　　・・・(２)
　Ｐb ＝（Ｋ・ａ／ｂ）Ｐc ＋Ｊ／ｂ　　・・・(３)

　シーケンス制御弁１３０は、リニアソレノイド弁ＳＬＴおよびセカンダリモジュレータバルブ１２８（第１調圧弁装置）から出力される出力油圧Ｐ_ＬＭ２(第１出力圧)が入力される第１入力ポート１３２と、リニアソレノイド弁ＳＬＳおよび挟圧力コントロールバルブ１１０（第２調圧弁装置）から出力される出力圧Ｐd（第２出力圧）が入力される第２入力ポート１３４と、前進クラッチＣ１（第１油圧式摩擦係合装置）にその係合圧Ｐc（第１係合圧）を出力する第１出力ポート１３６と、出力側可変プーリ４６（第２油圧式摩擦係合装置）にベルト挟圧Ｐb（第２係合圧）を出力する第２出力ポート１３８と、移動ストロークの一端位置（図４のスプリング側位置）と他端位置との間で移動可能に設けられ、その一端位置から他端位置へ向う移動にしたがって、第１入力ポート１３２と第１出力ポート１３６との間を絞り且つ第２入力ポート１３４と第２出力ポート１３８との間を開くスプール弁子１４０と、そのスプール弁子１４０を上記他端位置へ向かう方向へ所定の推力で付勢する付勢装置であるスプリング１４２と、第１出力ポート１３６と油路１４４を介して接続され、上記他端位置へ向かう方向の推力をスプール弁子１４０に作用させるために出力油圧Ｐ_ＬＭ２を受け入れる第１油室１４６と、第２出力ポート１３８と油路１４８を介して接続され、上記一端位置へ向かう方向の推力をスプール弁子１４０に作用させるために出力圧Ｐd を受け入れる第２油室１４９とを備えている。

　上記スプール弁子１４０は、スプリング１４２側から順に第１ランド１５０、第２ランド１５２、第３ランド１５４を備えてシリンダボア１５６内に摺動可能に収容されている。上記第１入力ポート１３２および第２入力ポート１３４は、スプール弁子１４０の位置に拘わらず第１ランド１５０と第２ランド１５２との間および第２ランド１５２と第３ランド１５４との間においてシリンダボア１５６内に開口させられている。また、第１出力ポート１３６は、第１ランド１５０と第２ランド１５２との間においてシリンダボア１５６内に開口させられており、第１ランド１５０によってその開口断面積が変化させられるようになっている。第２出力ポート１３８は、第２ランド１５２と第３ランド１５４との間においてシリンダボア１５６内に開口させられており、第３ランド１５４によってその開口断面積が変化させられるようになっている。スプリング１４２はスプール弁子１４０の一端位置側に配置され、第１油室１４６は第１ランド１５０のスプリング１４２側に配置され、第２油室１４９は第３ランド１５４のスプリング１４２側とは反対側に配置されている。

　上記のように構成されたシーケンス制御弁１３０では、スプリング１４２の付勢力をＦとし、第１ランド１５０の有効受圧面積をＳ１、第３ランド１５４の有効受圧面積をＳ３とすると、以下に示す平衡式(４)が成立するように作動させられる。この第１ランド１５０の有効受圧面積Ｓ１は、第１ランド１５０の断面積Ｓａからそれより小径のスプリング１４２側のランドの断面積Ｓｂを差し引いた値(Ｓ１＝Ｓａ－Ｓｂ)であり、上記第３ランド１５４の有効受圧面積Ｓ３はその第３ランド１５４の断面積と同じ値である。
　Ｐc ×Ｓ１＋Ｆ＝Ｐb ×Ｓ３　　　・・・(４)

　上記平衡式をベルト挟圧Ｐb について整理すると、次式により表される。ここで、（Ｓ１／Ｓ３）を定数Ａとし、（Ｆ／Ｓ３）を定数Ｂとすると、この平衡式(４)は式(５)に示すように変形させられ、前式（１）と同様になる。すなわち、定数Ａは（Ｓ１／Ｓ３）で決まる比例定数であり、定数Ｂは（Ｆ／Ｓ３）で決まる切片であるので、出力側可変プーリ４６（第２油圧式摩擦係合装置）のトルク容量Ｔbが前進クラッチＣ１（第１油圧式摩擦係合装置）のトルク容量Ｔcよりも常に大きくなるように、それぞれの摩擦面積、油圧からの有効受圧面積を考慮して、それら第１ランド１５０の有効受圧面積Ｓ１、第３ランド１５４の有効受圧面積Ｓ３、スプリング１４２の付勢力Ｆが設定される。すなわち、（Ｋ・ａ／ｂ）＝（Ｓ１／Ｓ３）、(Ｊ／ｂ)＝（Ｆ／Ｓ３）が成立するように、Ｓ１、Ｓ３、Ｆが設定される。
　Ｐb ＝（Ｓ１／Ｓ３）Ｐc ＋Ｆ／Ｓ３　　・・・(５)

　ここで、リニアソレノイド弁ＳＬＴおよびリニアソレノイド弁ＳＬＳは、たとえば図５に示すように、その指令信号に対応する駆動電流の増加に伴ってリニア出力圧Ｐ_ＳＬＴおよびリニア出力圧Ｐ_ＳＬＳが連続的に減少させる弁特性を備えている。このため、エコラン状態からのエンジン始動時などにおいてバッテリ電圧が異常に低下した場合には、指令信号に拘わらず駆動電流が十分に得られないので、リニア出力圧Ｐ_ＳＬＴおよびリニア出力圧Ｐ_ＳＬＳが最大値付近となる。

　図２の電子制御装置５０は、無段変速機１８の変速比をたとえば以下に示すように制御する。先ず、図６に示すようなアクセル開度Ａccをパラメータとして車速Ｖと無段変速機１８の目標入力回転速度である目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊との予め定められて記憶された関係（変速マップ）から、実際の車速Ｖおよびアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいて入力軸回転速度Ｎ_ＩＮの目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊を設定する。次いで、ソレノイド弁ＤＳ１、ＤＳ２を駆動することで、実際の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮがその目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と一致するようにフィードバック制御し、変速比γを連続的に変化させる。

　また、電子制御装置５０は、例えば図７に示すような伝達トルクに対応するアクセル開度Ａccをパラメータとして変速比γと出力圧Ｐd ^＊とのベルト滑りが生じないように予め実験的に求められて記憶された関係（出力圧マップ）から、実際の変速比γおよびアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいて目標出力圧Ｐd ^＊を設定する。つまり、電子制御装置５０は、その目標出力圧Ｐd ^＊が得られるように挟圧力コントロールバルブ１１０の出力圧Ｐd を設定する。

　ところで、シーケンス制御弁１３０が設けられていない油圧制御回路１００では、車両が比較的長期間にわたって停止したため出力側可変プーリ４６の出力側油圧シリンダ４６ｃ内の作動油が漏出して作動油充填量が少なった状態でエンジン１２が始動される場合がある。この始動直後にシフトレバー７４が「Ｐ」ポジションから「Ｄ」ポジションへ操作されたときは、エンジン１２によって回転駆動されるオイルポンプ２８から作動油が吐出されるのであるが、過渡的に、前進クラッチＣ１が先に係合され、出力側油圧シリンダ４６ｃ内の作動油が未だ充填されない状態が発生する。この状態でアクセルペダル６８が踏み込まれて車両が発進させられると、油圧制御機器は正常作動していても出力側可変プーリ４６の挟圧力が不足して伝動ベルト４８の滑りが発生する場合がある。また、ブレーキ操作が継続している車両の停止中はエンジン１２を一時的に停止させるエコラン状態からその復帰時のエンジン始動時にバッテリ電圧の低下によりリニアソレノイド弁たとえばリニアソレノイド弁ＳＬＳやリニアソレノイド弁ＳＬＴにおいて、制御に必要な駆動電流が不足してそれらリニアソレノイド弁ＳＬＳやリニアソレノイド弁ＳＬＴから最大圧が出力されることから、前進クラッチＣ１に供給される出力油圧Ｐ_ＬＭ２および出力側油圧シリンダ４６ｃに供給される出力圧Ｐd が相互に等しくライン圧Ｐ_Ｌと同様の値となるので、摩擦材の摩擦面積や押圧力などの機構的構成の相違によって前進クラッチＣ１のトルク容量Ｔcが出力側可変プーリ４６のトルク容量Ｔbを上まわって前進クラッチＣ１よりも先に出力側可変プーリ４６に巻き掛けられた伝動ベルト４８のすべりが発生する場合があった。

　これに対して、本実施例では、セカンダリモジュレータバルブ１２８と前進クラッチＣ１との間および挟圧力コントロールバルブ１１０と出力側可変プーリ４６の出力側油圧シリンダ４６ｃとの間に、出力側可変プーリ４６のトルク容量Ｔbが前進クラッチＣ１のトルク容量Ｔcよりも常に大きくなるように、その出力側可変プーリ４６の出力側油圧シリンダ４６ｃへ供給されるベルト挟圧Ｐb と前進クラッチＣ１へ供給されるクラッチ係合圧Ｐc との間の関係を制御するシーケンス制御弁１３０が設けられているので、上記比較的長期間停止中の車両の発進時や、上記エコラン状態からその復帰時のエンジン始動時に発生する、出力側可変プーリ４６に巻き掛けられた伝動ベルト４８のすべりが好適に解消される。

　上述のように、本実施例の油圧制御回路１００によれば、前進クラッチＣ１（第１油圧式摩擦係合装置）および出力側可変プーリ４６の出力側油圧シリンダ４６ｃ（第２油圧式摩擦係合装置）とセカンダリモジュレータバルブ１２８（第１調圧弁装置）および挟圧力コントロールバルブ１１０（第２調圧弁装置）との間に設けられ、出力側可変プーリ４６の出力側油圧シリンダ４６ｃのトルク容量Ｔbが前進クラッチＣ１のトルク容量Ｔcよりも常に大きくなるように、ベルト挟圧Ｐb（第２係合圧）とクラッチ係合圧Ｐc（第１係合圧）との間の関係を制御するシーケンス制御弁１３０が、設けられていることから、常に、出力側可変プーリ４６のトルク容量Ｔbが前進クラッチＣ１のトルク容量Ｔcを上まわるようにクラッチ係合圧Ｐc の変化に応じてベルト挟圧Ｐb が調圧されるので、可及的に速やかに出力側可変プーリ４６のすべりがない車両発進が可能となり、且つバッテリ電圧低下時においても出力側可変プーリ４６のすべりが防止される。

　また、本実施例の油圧制御回路１００によれば、シーケンス制御弁１３０によって制御（出力）されるベルト挟圧Ｐb とクラッチ係合圧Ｐc との間の関係は、式（１）にて表わされるものであることから、定数ＡおよびＢが予め実験的に設定されることにより、常に、出力側可変プーリ４６のトルク容量Ｔbが前進クラッチＣ１のトルク容量Ｔcを上まわるようにクラッチ係合圧Ｐc の変化に応じてベルト挟圧Ｐb が調圧されるので、可及的に速やかに出力側可変プーリ４６のすべりがない車両発進が可能となり、且つバッテリ電圧低下時においても第２油圧式摩擦係合装置のすべりが防止される。

　また、本実施例の油圧制御回路１００によれば、シーケンス制御弁１３０は、セカンダリモジュレータバルブ１２８からの出力油圧Ｐ_ＬＭ２（第１出力圧）が入力される第１入力ポート１３２と、挟圧力コントロールバルブ１１０からの出力圧Ｐd（第２出力圧）が入力される第２入力ポート１３４と、前進クラッチＣ１にクラッチ係合圧Ｐc を出力する第１出力ポート１３６と、出力側可変プーリ４６の出力側油圧シリンダ４６ｃにベルト挟圧Ｐb を出力する第２出力ポート１３８と、一端位置と他端位置との間で移動可能に設けられてその一端位置から他端位置へ向う移動にしたがって第１入力ポート１３２と第１出力ポート１３６との間を絞り且つ第２入力ポート１３４と第２出力ポート１３８との間を開くスプール弁子１４０と、そのスプール弁子１４０をその他端位置へ向かう方向へ所定の推力で付勢するスプリング（付勢装置）１４２と、その他端位置へ向かう方向の推力をスプール弁子１４０に作用させるために出力油圧Ｐ_ＬＭ２を受け入れる第１油室１４６と、一端位置へ向かう方向の推力をスプール弁子１４０に作用させるために出力圧Ｐd を受け入れる第２油室１４９とを備えることから、常に、出力側可変プーリ４６のトルク容量Ｔbが前進クラッチＣ１のトルク容量Ｔcを上まわるようにクラッチ係合圧Ｐc の変化に応じてベルト挟圧Ｐb が調圧される。このため、可及的に速やかに出力側可変プーリ４６のすべりがない車両発進が可能となり、且つバッテリ電圧低下時においても第２油圧式摩擦係合装置のすべりが防止される。

　また、本実施例の油圧制御回路１００によれば、上記スプール弁子１４０は、前記一端側から順に、第１ランド１５０、第２ランド１５２、第３ランド１５４を備えてシリンダボア１５６内に摺動可能に収容され、第１入力ポート１３２および第２入力ポート１３４は、スプール弁子１４０の位置に拘わらず１ランド１５０と第２ランド１５２との間および第２ランド１５２と第３ランド１５４との間において前記シリンダボア内にそれぞれ開口させられており、第１出力ポート１３６は、第１ランド１５０と第２ランド１５２との間においてシリンダボア１５６内に開口させられて第１ランド１５０により開口断面積が変化させられ、第２出力ポート１３８は、第２ランド１５２と前記第３ランド１５４との間においてシリンダボア１５６内に開口させられて第３ランド１５６によって開口断面積が変化させられることから、シーケンス制御弁１３０が小型に構成される利点がある。

　また、本実施例の油圧制御回路１００によれば、車両用動力伝達装置１０は、エンジン１２から駆動輪２４Ｌ、２４Ｒに至る動力伝達経路において直列に連結された前後進切換装置１６とベルト式無段変速機１８とを有するものであり、前記第１油圧式摩擦係合装置は、前記前後進切換装置１６に備えられた前進クラッチＣ１であり、前記第２油圧式摩擦係合装置は、前記ベルト式無段変速機１８において伝動ベルト４８が巻き掛けられた出力側可変プーリ４６であることから、常に、伝動ベルト４８が巻き掛けられた出力側可変プーリ４６のトルク容量Ｔbは前後進切換装置１６に備えられた前進クラッチＣ１のトルク容量Ｔcを上まわるように、前後進切換装置１６に備えられた前進クラッチＣ１に供給されるクラッチ係合圧Ｐc の変化に応じて出力側可変プーリ４６に供給されるベルト挟圧Ｐb が調圧されるので、可及的に速やかに出力側可変プーリ４６のすべりがない車両発進が可能となり、且つバッテリ電圧低下時においても出力側可変プーリ４６に巻き掛けられた伝動ベルト４８のすべりが防止される。

　また、本実施例の油圧制御回路１００によれば、エンジン１２によって回転駆動されてセカンダリモジュレータバルブ１２８および挟圧力コントロールバルブ１１０に元圧を供給する油圧ポンプ２８を油圧源としており、エンジン１２の再始動時において油圧ポンプ２８から吐出される作動油が不足し、容積の少ない前進クラッチＣ１が先にトルク容量を持って出力側可変プーリ４６にすべりが発生しようとしても、シーケンス制御弁１３０によって、常に、伝動ベルト４８が巻き掛けられた出力側可変プーリ４６のトルク容量Ｔbは前後進切換装置１６に備えられた前進クラッチＣ１のトルク容量Ｔcを上まわるように、前後進切換装置１６に備えられた前進クラッチＣ１に供給されるクラッチ係合圧Ｐc の変化に応じて出力側可変プーリ４６に供給されるベルト挟圧Ｐb が調圧されるので、電動式油圧ポンプを別途設けなくても、出力側可変プーリ４６に巻き掛けられた伝動ベルト４８のすべりが防止されるとともに、可及的に速やかに車両の発進が可能となる。

　また、本実施例の油圧制御回路１００によれば、第１調圧弁装置には駆動電流に従って作動させられるリニアソレノイド弁ＳＬＴ（第１リニアソレノイド弁）が含まれ、第２調圧弁装置には駆動電流に従って作動させられるリニアソレノイド弁ＳＬＳ（第２リニアソレノイド弁）が含まれ、リニアソレノイド弁ＳＬＴおよびリニアソレノイド弁ＳＬＳは、それらの駆動電流が大きくなるほどそれらからそれぞれ出力されるリニア出力圧Ｐ_ＳＬＴ（第１リニア出力圧）およびリニア出力圧Ｐ_ＳＬＳ（第２リニア出力圧）が小さくなる弁特性を、共に有するものであることから、バッテリ電圧の低下時においてセカンダリモジュレータバルブ１２８から出力される出力油圧Ｐ_ＬＭ２および挟圧力コントロールバルブ１１０から出力されるベルト挟圧Ｐb が共に最大値となって、容積の小さい前進クラッチＣ１が先にトルク容量を持って出力側可変プーリ４６にすべりが発生しようとしても、シーケンス制御弁１３０によって、常に、出力側可変プーリ４６のトルク容量Ｔbが前進クラッチＣ１のトルク容量Ｔcを上まわるようにクラッチ係合圧Ｐc の変化に応じてベルト挟圧Ｐb が調圧される。このため、バッテリ電圧低下時において第２油圧式摩擦係合装置のすべりが防止される。

　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適用される。

　例えば、前述の実施例では、シーケンス制御弁１３０は、セカンダリモジュレータバルブ１２８からの出力油圧Ｐ_ＬＭ２が入力される第１入力ポート１３２と、挟圧力コントロールバルブ１１０からの出力圧Ｐd が入力される第２入力ポート１３４と、前進クラッチＣ１にクラッチ係合圧Ｐc を出力する第１出力ポート１３６と、出力側可変プーリ４６の出力側油圧シリンダ４６ｃにベルト挟圧Ｐb を出力する第２出力ポート１３８と、一端位置と他端位置との間で移動可能に設けられ、その一端位置から他端位置へ向う移動にしたがって第１入力ポート１３２と第１出力ポート１３６との間を絞り且つ第２入力ポート１３４と第２出力ポート１３８との間を開くスプール弁子１４０と、そのスプール弁子１４０をその他端位置へ向かう方向へ所定の推力で付勢するスプリング１４２と、その他端位置へ向かう方向の推力をスプール弁子１４０に作用させるために出力油圧Ｐ_ＬＭ２を受け入れる第１油室１４６と、一端位置へ向かう方向の推力をスプール弁子１４０に作用させるために出力圧Ｐd を受け入れる第２油室１４９とを備えるものであったが、たとえば（１）に示すものと同様の弁特性であれば、他の構成であってもよい。

　また、前述の実施例の油圧制御回路１００において、シーケンス制御弁１３０は、
たとえば車両の発進過渡期間のみ制御作動させられるように設けられてもよい。たとえば、図４の破線に示すように、電子制御装置５０からの指令に従って、シーケンス制御弁１３０の第１入力ポート１３２と第１出力ポート１３６との間、および第２入力ポート１３４と第２出力ポート１３８との間を、常時は１点鎖線の矢印側に示すようにそれぞれ連通させるが、上記発進過渡期間においては２点鎖線の矢印側に示すよにそれぞれ閉じるバイパス弁１８０が設けられてもよい。

　また、前述の実施例では、無段変速機としてベルト式無段変速機を用いたが、他の形式の無段変速機や有段式自動変速機を用いる動力伝達装置の油圧制御回路でも、本発明は適用され得る。要するに、エンジンから駆動輪に至る動力伝達をそれぞれ行うために設けられた、滑りが許容される第１油圧式摩擦係合装置および滑りが許容されない第２油圧式摩擦係合装置を備える車両用動力伝達装置において、その第１油圧式摩擦係合装置の第１係合圧を駆動電流に従って調圧する第１調圧弁装置と、その第２油圧式摩擦係合装置の第２係合圧を駆動電流に従って調圧する第２調圧弁装置と、その第１調圧弁装置および第２調圧弁装置にそれらの元圧を供給する油圧源とを含む車両用動力伝達装置の油圧制御装置であって、上記第１油圧式摩擦係合装置の作動油容積が相対的に小さく、第２油圧式摩擦係合装置の作動油容積が相対的に大きく、或いは、同じ油圧が作用されても第１油圧式摩擦係合装置のトルク容量が相対的に大きくなる場合がある動力伝達装置に、本発明が適用され得る。

　なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

１０：車両用動力伝達装置
１２：エンジン
１６：前後進切換装置
１８：ベルト式の無段変速機
２４Ｌ、２４Ｒ：左右の駆動輪
４６：出力側可変プーリ（第２油圧式摩擦係合装置)
４８：伝動ベルト（第２油圧式摩擦係合装置)
５０：電子制御装置（変速制御装置）
１１０：挟圧力コントロールバルブ（第２調圧弁装置)
１２８：セカンダリモジュレータバルブ（第１調圧弁装置)
１００：油圧制御回路
Ｃ１：前進クラッチ（第１油圧式摩擦係合装置)
ＳＬＴ：リニアソレノイド弁（第１リニアソレノイド弁、第１調圧弁装置)
ＳＬＳ：リニアソレノイド弁（第２リニアソレノイド弁、第２調圧弁装置)
Ｐc ：クラッチ係合圧（第１係合圧)
Ｐb ：ベルト挟圧（第２係合圧)
Ｐ_ＬＭ２：出力油圧（第１出力圧)
Ｐd ：出力圧（第２出力圧)
Ｐ_ＳＬＴ：リニア出力圧（第１リニア出力圧)
Ｐ_ＳＬＳ：リニア出力圧（第２リニア出力圧)

Claims

　エンジンから駆動輪に至る動力伝達をそれぞれ行うために設けられた、滑りが許容される第１油圧式摩擦係合装置および滑りが許容されない第２油圧式摩擦係合装置を備える車両用動力伝達装置において、該第１油圧式摩擦係合装置の第１係合圧を駆動電流に従って調圧する第１調圧弁装置と、該第２油圧式摩擦係合装置の第２係合圧を駆動電流に従って調圧する第２調圧弁装置と、該第１調圧弁装置および第２調圧弁装置にそれらの元圧を供給する油圧源とを含む車両用動力伝達装置の油圧制御装置であって、
　前記第１油圧式摩擦係合装置および第２油圧式摩擦係合装置と前記第１調圧弁装置および第２調圧弁装置との間に設けられ、前記第２油圧式摩擦係合装置のトルク容量が前記第１油圧式摩擦係合装置のトルク容量よりも常に大きくなるように、前記第２係合圧と第１係合圧との間の関係を制御するシーケンス制御弁を、含むことを特徴とする車両用動力伝達装置の油圧制御装置。
　前記第２係合圧と第１係合圧との間の関係は、該第２係合圧をＰb とし、該第１係合圧をＰc とすると、次式（１）にて表わされるものであることを特徴とする請求項１の車両用動力伝達装置の油圧制御装置。
　Ｐb ＝Ａ・Ｐc ＋Ｂ　　　　・・・（１）
（但し、ＡおよびＢは定数である。)
　前記シーケンス制御弁は、前記第１調圧弁装置からの第１出力圧が入力される第１入力ポートと、前記第２調圧弁装置からの第２出力圧が入力される第２入力ポートと、前記第１油圧式摩擦係合装置に前記第１係合圧を出力する第１出力ポートと、前記第２油圧式摩擦係合装置に前記第２係合圧を出力する第２出力ポートと、一端側位置と他端側位置との間の移動ストロークの間で移動可能に設けられ、該一端側位置から他端側位置へ向う移動にしたがって、前記第１入力ポートと前記第１出力ポートとの間を絞り且つ前記第２入力ポートと前記第２出力ポートとの間を開くスプール弁子と、該スプール弁子を前記他端位置へ向かう方向へ所定の推力で付勢する付勢装置と、該他端側位置へ向かう方向の推力を該スプール弁子に作用させるために前記第１出力圧を受け入れる第１油室と、前記一端側位置へ向かう方向の推力を該スプール弁子に作用させるために前記第２出力圧を受け入れる第２油室とを備えることを特徴とする請求項１または２の車両用動力伝達装置の油圧制御装置。
　前記スプール弁子は、前記一端側から順に、第１ランド、第２ランド、第３ランドを備えてシリンダボア内に摺動可能に収容され、
　前記第１入力ポートおよび第２入力ポートは、前記スプール弁子の位置に拘わらず前記第１ランドと前記第２ランドとの間および該第２ランドと前記第３ランドとの間において前記シリンダボア内にそれぞれ開口させられており、
　前記第１出力ポートは、前記第１ランドと前記第２ランドとの間において前記シリンダボア内に開口させられて該第１ランドにより開口断面積が変化させられ、
　前記第２出力ポートは、前記第２ランドと前記第３ランドとの間において前記シリンダボア内に開口させられて該第３ランドによって開口断面積が変化させられる
　ことを特徴とする請求項３の車両用動力伝達装置の油圧制御装置。
　前記動力伝達装置は、前記動力伝達経路において直列に連結された前後進切換装置とベルト式無段変速機とを有するものであり、
　前記第１油圧式摩擦係合装置は、前記前後進切換装置に備えられた前進クラッチであり、
　前記第２油圧式摩擦係合装置は、前記ベルト式無段変速機において伝動ベルトが巻き掛けられた出力側可変プーリである
　ことを特徴とする請求項１乃至４のいずれか１の車両用動力伝達装置の油圧制御装置。
　前記油圧源は、前記エンジンによって回転駆動されて前記第１調圧弁装置および第２調圧弁装置に前記元圧を供給する油圧ポンプである請求項１乃至５のいずれか１の車両用動力伝達装置の油圧制御装置。
　前記第１調圧弁装置は前記駆動電流に従って作動させられる第１リニアソレノイド弁を備え、
　前記第２調圧弁装置は前記駆動電流に従って作動させられる第２リニアソレノイド弁を備え、
　前記第１リニアソレノイド弁および前記第２リニアソレノイド弁は、それらの駆動電流が大きくなるほどそれらからそれぞれ出力される第１リニア出力圧および第２リニア出力圧が小さくなる弁特性を、共に有するものである請求項１乃至６のいずれか１の車両用動力伝達装置の油圧制御装置。