JPH0440578B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】[Detailed description of the invention]

［産業上の利用分野］ 本発明はＶベルト式無段変速機を用いた車両用
無段自動変速機の油圧制御装置に関するものであ
る。 ［従来の技術］ Ｖベルト式無断変速機と前進後進切換用遊星歯
車変速機と、流体式トルクコンバータとを組み合
わせてなる車両用無段自動変速機は、車両走行条
件に応じて、Ｖベルト式無断変速機を変速させる
ための油圧サーボに供給する油圧を制御し、遊星
歯車変速機の油圧サーボへの油圧の給排を切り換
え、トルクコンバータの作動油圧を調圧すると共
に各部へ潤滑油を供給する油圧制御装置により制
御される。この油圧制御装置の出力油圧は、エン
ジンにより駆動されるオイルポンプを発生源とし
ているため、車両の燃費向上のためにはできるだ
け低いことが望ましい。車両用無段自動変速機で
必要とされる油圧としては、車両の走行条件に応
じて、Ｖベルト式無段変速機では伝動時Ｖベルト
でスリツプが生じないようにするための油圧があ
り、また遊星歯車変速機では多板クラツチまたは
多板ブレーキが確実に係合できるために必要な油
圧があり、さらにトルクコンバータではトルクの
伝達効率と機械的強度の観点から決定される作動
油圧がある。よつて油圧制御装置の出力油圧は、
前記必要とされる最低限の油圧に近づけることが
前記オイルポンプの吐出圧を低下させ、該オイル
ポンプによるエンジン出力の消費を減少させ、燃
費を向上させるのに有効である。またＶベルト式
無段変速機のスムーズな変速には増速時において
は、駆動シーブを作動させる（実効径を増大させ
る）ための油圧による力は被動シーブを作動させ
る（実行径を減少させる）ための油圧による力よ
り大きい（通常２倍）ことが必要であり、減速時
においてはその逆の油圧が必要とされる。このた
め、従来は被動シーブの油圧面積を駆動シーブの
油圧サーボの受圧面積の２倍とする等がなされて
いた。 ［発明が解決しようとする問題点］ しかしながら、このように被動側のプーリの有
効受圧面積を駆動側の有効受圧面積の２倍となる
ようにすると、Ｖベルト式無段変速機は大型にな
り重量が増大してしまう。しかも、この重量の増
大により車両の燃費が低下してしまうという問題
も生じる。またアツプシフトやダウンシフト時等
の変速シフト時において、油圧サーボへの供給作
動油圧のレベルアツプがなされていなかつたた
め、変速シフトの変速が遅くなるという問題もあ
る。 そこで本発明は、このような問題を鑑みてなさ
れたものであつて、その目的は、Ｖベルト式無段
変速機を軽量かつコンパクトにすることのできる
車両用無段変速機の油圧制御装置を提供すること
である。 また本発明の他の目的は、アツプシフト時やダ
ウンシフト時等の変速シフト時に、変速をスムー
ズに行うことのできる車両用無段自動変速機の油
圧制御装置を提供することである。 ［問題点を解決するための手段］ このような課題を解消するために本発明は、駆
動プーリ、被動プーリ及びこれらの駆、被動プー
リの間に掛け渡された無端ベルトとからなり、そ
れぞれのプーリと無端ベルトとの摩擦係合位置で
の実効径を変更することにより無段変速を行うよ
うにした車両用無段自動変速機の油圧制御装置に
おいて、油圧源から供給された油圧を車両走行条
件に応じて調圧されたライン圧を発生するライン
圧発生手段と、車両走行条件に応じて変速信号を
発生する変速信号発生手段と、該変速信号発生手
段からの変速信号に応じてライン圧を前記駆、被
動プーリの少なくとも一つのプーリへ供給すべく
電気的制御せしめる減速比制御手段と、変速信号
に応じて前記ライン圧発生手段のライン圧基準圧
力レベルを制御せしめる圧力レベル調整手段とを
備え、該圧力レベル調整手段はアツプシフト及び
ダウンシフトのいずれか少なくとも一方の変速信
号が発生せしめられるとライン圧基準圧力レベル
を上昇せしめるべく制御せしめる構造を有してい
る。 ［作用及び効果］ このように構成された本発明によれば、駆、被
動プーリの油圧サーボに供給されるライン圧を変
速信号に応じてライン圧発生手段のライン圧基準
圧力レベルを制御せしめる圧力レベル調整手段を
備えているので、アツプシフト及びダウンシフト
のいずれか少なくとも一方の変速信号が発生せし
められた時には圧力レベル調整手段によつて上昇
したライン圧が油圧サーボに供給されるようにな
る。このため駆、被動プーリの油圧サーボは、そ
の有効受圧面積が実質的に大きく設定されたこと
と同等になり、その分油圧サーボを小さくするこ
とが可能となる。したがつてＶベルト式無段変速
機のコンパクト化及び軽量化が可能となる。 またアツプシフト及びダウンシフトのいずれか
少なくとも一方の変速信号が発生せしめられた時
に、前記駆、被動プーリの油圧サーボに供給され
るライン圧を通常走行時より上昇するようにして
いるので、アツプシフトまたはダウンシフト時に
前記駆、被動プーリの油圧サーボが迅速に作動す
るようになる。したがつて変速シフトを迅速に行
うことが可能となり、変速がスムーズに行われる
ようになる。 ［実施例］ 次に本発明の実施例を説明する。 第１図は本発明に係る車両用無段自動変速機の
油圧制御装置の一実施例に用いられる無段自動変
速機の概略図である。第１図において、車両用無
段自動変速機１００は、Ｖベルト式無段変速機２
００と、該変速機２００の入力側に連結されたト
ルクコンバータ３００と、本実施例では該変速機
２００の出力側に連結されている前進後進切換用
遊星歯車機構４００と、該遊星歯車機構４００の
出力側に連結された減速歯車機構５００と、該減
速歯車機構５００に連結されたデイフアレンシヤ
ルギア６００により構成される。なお前進後進切
換機構としては遊星歯車機構以外の他の機構が用
いられてもよい。 １はエンジン出力軸に連結した前記無段自動変
速機１００の入力軸、２はＶベルト式無段変速機
２００の入力軸をなす管状の第１中間軸であり、
入力軸１と第１中間軸２はトルクコンバータ３０
０を介して連結されている。３は前記無段自動変
速機１００の出力軸、４は出力軸３の該側に同軸
状に配され、Ｖベルト式無段変速機２００の出力
軸である管状の第２中間軸であり、該第２中間軸
４と出力軸３とは、前進後進切換用遊星歯車機構
４００、第３中間軸５、減速歯車機構５００、デ
イフアレンシヤルギア６００とを介して連結され
ている。６，７はそれぞれ第１中間軸２と第２中
間軸４に摺動自在に嵌合された可動フランジであ
り、それぞれ中間軸２，４に沿つた管状の軸受部
６Ａ，７Ａを有し、該可動フランジ６及び７を側
壁としてそれぞれの中間軸２及び４に同心状に設
けられた第１のシリンダ８及び第１のシリンダ９
が一体に形成されている。１０及び１１はそれぞ
れ第１中間軸及び第２中間軸４と一体形成された
固定フランジであり、可動フランジ６と固定フラ
ンジ１０及び可動フランジ７と固定フランジ１１
はそれぞれ対応してＶベルト１２を受け入れるＶ
字空間１３及び１４を画成するとともにシーブＡ
及びＢを構成している。１５及び１６はそれぞれ
第１のシリンダ８及び９内に挿設された第１の固
定壁であり、シリンダ８及び９内壁に接するフラ
ンジ部１５Ａ及び１６Ａと、該フランジ部１５
Ａ，１６Ａに連結する管状部１５Ｂ及び１６Ｂ
と、該管状部１５Ｂ，１６Ｂに連続し、それぞれ
の中間軸２及び４に固定される固定部１５Ｃ及び
１６Ｃとを有する。該第１の固定壁１５及び１６
はシリンダの側壁である可動フランジ６及び７と
の間にそれぞれ第１の環状油室１７及び１８を形
成する。１９及び２０はそれぞれ第１のシリンダ
８，９に外嵌する第２のシリンダ２１及び２２と
一体に形成された第２の固定壁であり、第１の固
定壁の固定部１５Ｃ及び１６Ｃと接して中間軸２
及び４に固定されている。該第２のシリンダ２１
の先端部（図示右側）は外側半径方向に折り曲げ
られフランジ状部２１Ａを成し、該フランジ状部
２１Ａ外周側に歯２１Ｂが形成されている。２８
は自動変速機ケース７００の上記フランジ状部２
１Ａに対応する所定位置に装着された電磁ピツク
アツプである。該電磁ピツクアツプ２３と上記フ
ランジ状部２１Ａとで駆動シーブ回転数すなわち
第１中間軸２の回転数の検出装置を構成してい
る。上記第２の固定壁１９及び２０は、第２の固
定壁に一体の第２のシリンダ２１及び２２と上記
第１の固定壁の管状部１５Ｂ及び１６Ｂとの間に
摺動可能に挿設された環状板状の受圧板２４及び
２５との間に第２の環状油室２６及び２７を形成
している。２８及び２９はそれぞれ第１中間軸２
と可動フランジ６及び第２中間軸４との可動フラ
ンジ７の摺動面の双方の設けた軸方向の溝に挿入
した球体であり、可動フランジ６，７と中間軸
２，４の相対的回転を阻止する作用をなすもので
ある。 Ｖベルト式無段変速機２００は、Ｖベルト１２
と、シーブＡ及びＢと、該シーブＡ及びＢの油圧
サーボＣ及びＤにより構成される。このＶベルト
式無段自動変速機２００は、上記駆動シーブ回転
数検出装置、さらに車速、スロツトル開度等から
の検出情報が入力されて、第１の油室１７及び１
８と第２の油室２６及び２７とを有する油圧サー
ボＣ及びＤへ供せられる油圧コントロールするこ
とによつて、可動フランジ６及び７が駆動されて
Ｖ字空間１３と１４の巾が増減され、これに伴な
いシーブＡ及びＢと接動するＶベルト１２の回転
半径が増減して車両の走行状態に応じた無段階の
変速がなされる。 流体式トルクコンバータ３００は、ポンプイン
ペラ３０１、タービンランナ３０２、ステータ３
０３及びワンウエイクラツチ３０４からなる公知
の構成を有する。 前進後進切換用遊星歯車機構４００は、無段変
速機２００の出力軸である第２中間軸４と多板ク
ラツチ４０１を作動させる油圧サーボ４０２のシ
リンダ４０２Ａを有するドラム４０３を介して連
結されたリングギア４０４と、遊星歯車機構４０
０の出力軸である第３中間軸５とスプライン嵌合
で連結されるとともに該ドラム４０３と上記多板
クラツチ４０１を介して連結されたサンギア４０
５と、該サンギア４０５とリングギア４０４との
間に回転自在に歯合されたプラネタリピニオンギ
ア４０６及び該プラネタリピニオンギア４０６を
回転自在に支持するとともに多板ブレーキ４０７
を介して自動変速機ケース７００に係合されたプ
ラネタリキヤリア４０８と、多板クラツチ４０１
を作動させる油圧サーボ４０２と、多板ブレーキ
４０７を作動される油圧サーボ４０９により構成
される。この前進後進切換用遊星歯車機構４００
は、多板クラツチ４０１が係合し、多板ブレーキ
４０７が解放しているとき減速比１の前進ギアが
得られ、多板クラツチ４０１が解放し、多板ブレ
ーキ４０７が係合しているとき減速比0.7の後進
ギアとなる。この後進時の減速比0.7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（例えば2.4）と、減速歯車機
構５００において減速を行つているので、全体と
して適切な減速比が得られる。 減速歯車機構５００は、Ｖベルト式無段変速機
２００で得られる変速範囲が通常の車両用変速装
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較1.45の
変速を行い、トルクの増大を行つている。 デイフアレンシヤルギア６００は出力軸３と連
結され、3.727：１の最終減速を行つている。 第２図は第１図に示した車両用無段自動変速機
の油圧制御装置を示す。 この油圧制御装置はエンジンを動力源とする油
圧発生源５０、該油圧発生源５０から供給された
油圧をスロツトル開度、車速などの車両走行条件
に応じて調圧し、ライン圧として出力するライン
圧発生手段である油圧調整装置６０、Ｖベルト式
無段変速機２００の減速比を制御する減速比制御
手段である減速比制御機構７０、ライン圧切換手
段であるシフトシーケンスバルブ７８、前記油圧
調整装置６０にスロツトル開度、車速など車両の
走行条件に応じた油圧を出力して制御するライン
圧制御機構８０、及び手動により前進、後進を切
換えるマニユアルバルブ９０で構成される。 油圧発生源５０は、エンジンにより駆動される
オイルポンプ５１によりストレーナ５２を介して
オイルパン５３から作動油を吸入して、リリーフ
弁５４付油路３１へエンジン回転数に応じた吐出
する。 ライン圧発生手段（油圧調整装置）６０は、第
１ライン圧発生手段である第１レギユレータ弁６
１と第２ライン圧発生手段である第２レギユレー
タ弁６５とからなる。第１レギユレータ弁６１
は、前記油路３１に連絡する調圧油室６１０を有
し、オリフイス６４を介して図示上端油室６１１
から前記油路３１の油圧が図示上端ランド６２１
にフイードバツクされて印加され、該ランド６２
１の下側に設けられ該ランド６２１より大きい外
径を有するランド６２２にオリフイス７５を介し
て油路３１に連絡した油路３２の油圧がフイード
バツクされて印加され、図示下側ランド６２３に
スプリング６１２が背設されたスプール６２と、
該スプール６２と並列的に配置され、図示下端油
室６１３からライン圧制御機構８０の第２出力油
圧を受け前記スプール６２を図示上方押圧するプ
ランジヤー６３とを有し、ランド６２１に印加さ
れる油路３１の油圧及びランド６２２に印加され
る油路３２の油圧と、背設されたスプリング及び
プランジヤー６３による押圧力との平衡でスプー
ル６２が上下動し、中間ランド６２４と弁壁６１
５とのなす油室６１０と余剰油排出ポート６１６
との連通環状開口面積を増減させ油路３１の油圧
を車速、スロツトル開度に関連した第１ライン圧
に調圧する。第２レギユレータ弁６５は、第１レ
ギユレータ弁６１の余剰油排出ポート６１６と連
結した油路３３に連結する調圧油室６５０を有
し、オリフイス６８を介して図示上端油室６５１
から前記油路３３の油圧が図示上端ランド６６１
にフイードバツクされて印加され、図示下端ラン
ド６６２にスプリング６５２が背設されたスプー
ル６６と、該スプール６６と直列的配置され、図
示下端油室６６３からライン圧制御機構８０の第
１出力油圧を受け、前記スプール６６を図示上方
に押圧するプランジヤー６７とを有し、ランド６
６１に印加される油路３３の油圧と、背設された
スプリング６５２及びプランジヤー６７による押
圧力との平衡で、前記スプール６６が上下動し、
中間ランド６６４と弁壁６６５とのなす油室６５
０と余剰油排出ポート６５６またはドレインポー
ト６５７との連通環状開口面積を増減させ、油路
３３の油圧を車速、スロツトル開度等に関連した
第２ライン圧に調圧する。余剰油排出ポート６５
６から排出された余剰油は、クーラーバイパス弁
５５が設けられた油路３４からトルクコンバータ
１、オイルクーラ５６及び潤滑必要部へ供給さ
れ、ドレインポート６５７からのドレインはオイ
ルポンプ５１の吸入側に流出する。 減速比制御機構7.0は、ドレインポート７１０
との連通面積を調節する傾斜面７１ａが設けられ
た図示上端ランド７２１にスプリング７１１が背
設されたスプール７２を有する減速比制御弁７
１、前記傾斜面７１ａ付ランド７２１とともに該
減速比制御弁７１の図示上端油室７１２の油圧を
制御するダウンシフトソレノイドバルブ７３、及
び該減速比制御弁７１の図示下端油室７１３の油
圧を制御するアツプシフトソレノイドバルブ７４
を有する。スプール７２はオリフイス７６を介し
て油路３３に連結した減速比制御弁７１の油室７
１２からランド７２１に受ける油圧及びスプリン
グ７１１のばね荷重による下向きの力と、図示オ
リフイス７７を介して油路３３に連結した減速比
制御弁７１の油室７１３から下端ランド７２２に
受ける向上きの力との平衡により制御され、中間
ランド７２３とランド７２２との間に設けられ出
力ポート７１５に連結する第１油室７２４が、第
１ライン圧供給ポート７１７及び前記ドレインポ
ート７１４と連通する開口面積を調整し、出力ポ
ート７１５から油路３５を介して、Ｖベルト式無
段変速機の駆動シーブ油圧サーボＤに油圧を出力
し、かつオリフイス７５を介して油路３１と連結
する前記油路３２をドレインポート７１４から洩
らし油路３２の油圧を調圧する。 シフトシーケンスバルブ７８は、図示左端ラン
ド７９１にスプリング７８１が背設させ、図示右
端ランド７９２にトルク比をコントロールする減
速比制御機構７０が出力した油路３５の油圧が印
加され、中間ランド７９３が設けられたスプール
７９を有し、前記スプリング７８１のばね荷重と
ランド７９２に加わる油圧との平衡でスプール７
９が動かされ、Ｖベルト式無段変速機の被動プー
リ油圧サーボＣ及びマニユアルバルブ９０に連結
する油路３６と、第１ライン圧が供給されている
油路３１または第２ライン圧が供給されている油
路３３との連絡の切換えと、油路３３とライン圧
制御機構８０に連絡した油路３７との連絡または
遮断を行う。 ライン圧制御機構８０は、スロツトルバルブ８
１、カツトバツクバルブ８４、ローカツトバツク
バルブ８６及びカバナバルブ８８より構成され
る。 スロツトルバルブ８１は、スプール８２とスプ
リング８１１を介して該スプール８２と直列に配
置され、スロツトル開度に応じて動かされるスロ
ツトルプランジヤー８３とを有する。スプール８
２は、前記スプリング８１１が背設された図示左
端ランド８２１、図示右端の小外径ランド８２
２、中間に設けられランド８２１と同一の受圧面
積を有するランド８２３、ランド８２２と８２３
の中間に設けられ両ランドの中間の受圧面積を有
するランド８２４を有し、ランド８２１と８２３
との間には油路３１に連絡するポート８１２との
連通面積を調整して出力ポート８１４、油路３８
から第１制御圧を出力する油室８２５が設けら
れ、ランド８２３と８２４との間の油室８２６に
はオリフイス８１３を介して油路３８の出力油圧
がフイードバツクされ、ランド８２４と８２２と
の間の油室８２７にはカツトバツクバルブ８４の
出力するカツトバツク圧が油路３９から供給され
ており、前記スプリング８１１によるばね荷重
と、油室８２６及び油室８２７に印加する油圧と
の平衡により動かされ、前記ポート８１２の開口
面積が調整されて第１制御圧が出力される。 スロツトルプランジヤー８３は、スロツトル開
度に応じて移動し、油路４０から供給されたロー
カツトバツクバルブ８６の出力油圧油路４１から
出力する。８９はチエツクバルブであり、油路３
８と油路４１からいずれか一方の油路と油路４２
とを連結し、第２出力油圧として第１レギユレー
タ弁の油室６１３に出力する。カツトバツクバル
ブ８４はスプール８５を有し、油路３８と連絡す
るポート８４１の開口面積を調整し、該ポート８
４１が設けられた油室８５１の油圧を調圧し、前
記油路３９からスロツトルバルブ８１に出力す
る。スプール８５はオリフイス８４２を介してス
プール図示左端油室８５２に供給された油路３９
の出力油圧と、オリフイス４３を介して油路３１
と連絡した油路４４を経て小径の図示右端ランド
８５４と中間ランド８５３との間の油室８５６に
供給されたガバナ圧とにより動かされる。 ローカツトバツクバルブ８６は、図示上端に油
路４４のガバナ圧を入力する油室８７１と図示下
端にオリフイス８６１を介して油路４０のローカ
ットバツク圧がフイードバツクされる油室８７２
を有し、該ガバナ圧を図示上端ランド８７３に受
け、ローカツトバツク圧を図示下端ランド８７４
に受けて動かされ両ランド間に調圧油室８７５を
有するスプール８７により、シフトシーケンスバ
ルブ７８から油路３７を介して供給された第２ラ
イン圧の供給ポート８６３の開口面積とドレイン
ポート８６５の開口面積とを調整し、出力ポート
８６７を介して油路４０にローカツトバツク圧を
出力する。 ガバナバルブ８８は公知の構成を有し、車両用
無断自動変速機出力軸の回転速度に応じてガバナ
ウエイト８８１，８８２が半径方向に広がり、油
路４４の油圧を車両速度に応じて調圧する。 マニユアルバルブ９０は手動により動かされ、
Ｌ（ロー）、Ｄ（ドライブ）、Ｎ（ニユートラル）、Ｒ
（リバース）、Ｐ（パーク）の各レンジにシフトさ
れ、Ｌ、Ｄレンジにシフトされたとき油路３６と
遊星歯車機構４００のクラツチの油圧サーボ４０
２と連絡する油路４５とを連絡するとともに、遊
星歯車機構４００のブレーキの油圧サーボ４０９
に連絡する油路４６を排圧し、Ｒレンジのとき油
路４５を排圧するとともに油路４６と油路３６と
を連結する。Ｎ、Ｐレンジのとき油路４５，４６
はともに排圧される。 次に上記油圧制御装置の作用を説明する。 エンジンからトルクコンバータ１を経てＶベル
ト式無段変速機の駆動シーブＡに伝えられた入力
トルクに対して、各シーブＡ，ＢとＶベルト１２
との間にスリツプを生じないために必要な油圧
は、通常被動シーブＢの油圧サーボＣに加えるこ
とによりなされ、その必要油圧は、被動シーブ回
転数に対し第３図に示す特性曲線の如くなる。 これに対し、本発明の油圧制御装置は、被動シ
ーブ油圧サーボＣへの供給油圧を次のように制御
する。 ガバナバルブ８８は出力回転数に応じて油路４
４の油圧を第４図に示すガバナ圧に調整し、該ガ
バナ圧を入力とするローカツトバツクバルブ８６
及びカツトバツクバルブ８４の出力するローカツ
トバツク圧とカツトバツク圧はそれぞれ第５図及
び第６図の如く変化する。 スロツトルバルブ８１はエンジンのスロツトル
開度に応じてスロツトルプランジヤー８３が第７
図の如くストロークし、該スロツトルプランジヤ
ー８３のストローク量と油路３９から油室８２７
に供給されるカツトバツク圧とでスプール８２が
制御されて油路３８から第８図に示す如くカツト
バツク点で勾配が不連続となるスロツトル圧を出
力し、ライン圧発生手段を制御し即ち、第１ライ
ン圧発生手段である第１レギユレータ弁６１と第
２ライン圧発生手段である第２レギユレータ弁６
５とを制御し、かつスロツトル開度θが設定値θ₁
以下としたとき、油路４０と油路４１とを連絡
し、油路４１、チエツクバルブ８９、油路４２を
介してスロツトルプランジヤー８３はローカート
バツク圧をスロツトル圧として第１レギユレータ
弁に出力する。 第９図は油路３８を介して出力されるスロツト
ル圧とのスロツトル開度θとの関係を示す特性曲
線である。 第１レギユレータ弁６１では第８図に示すスロ
ツトル圧を入力として第１０図に示す第ライン圧
を油路３１を介して出力する。第１レギユレータ
弁６１ではその出力油圧のフイードバツクをラン
ド６２１とランド６２２とに行っており、そのう
ちのランド６２１のみでフイードバツク圧を受け
た場合を1stステージ、ランド６２１とランド６
２２の両方で受けた場合を2ndステージとし第１
０図に区分して表示する。 第２レギユレータ弁６５では第８図に示すスロ
ツトル圧を入力して第１１図に示す第２ライン圧
を油路３３を介して出力する。第２レギユレータ
弁ではスプリング６５２とプランジヤー６７とが
直列になつており、したがつてスロツトル圧があ
る一定値（スプリング力とプランジヤーの受圧面
積により定まる。）以下ではその出力する第２ラ
イン圧は第１１図の如く入力したスロツトル圧に
かかわらず一定値となる。スロツトル圧がそれ以
上のときは出力する第２ライン圧はスロツトル圧
に対応した圧力特性を示す。この第２ライン圧は
被動シーブの油圧サーボの変速開始後の必要油圧
以上の圧力となるよう設定される。 減速比制御手段である減速比制御機構７０の作
用を第１２図とともに説明する。 ［定シフト走行時］ 第１２図Ａに示すごとく、変速信号発生手段で
ある電気制御回路９５の出力により制御されるダ
ウンシフトソレノイドバルブ７３及びアツプシフ
トソレノイドバルブ７４はOFFされている。こ
れにより油室７１８の油圧P₁は第２ライン圧と
なり、油室７１２の油圧P₂もスプール７２が図
示右側にあるときは第２ライン圧となっている。
スプール７２はスプリング７１１による押圧力
P₃があるので図示左方に動かされる。スプール
７２が左方に移動され油室７１２とドレインポー
ト７１０とが連通すると、P₂は排圧されるので、
スプール７２は油室７１３の油圧P₁により図示
右方に動かされる。スプール７２が右方に移動さ
れると、ドレインポート７１０は閉ざされる。よ
つてスプール７２はこの場合、第１２図に示すご
とくドレインポート７１０とスプール７２とのラ
ンドエツジにフラツトな平面７１ａを設けること
により、より安定した状態でスプール７２を第１
２図Ａのごと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３５は閉じられてお
り、駆動シーブＡの油圧サーボＤの油圧は、被動
シーブＢの油圧サーボに加わつているライン圧に
よりＶベルト１２を介して圧縮される状態にな
り、結果的に油圧サーボＣの油圧と平衡する。実
際上は油路３５においても油洩れがあるため、駆
動シーブＡ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いく。したがつて第１２図Ａ
に示すようにスプール７２が平衡する位置におい
ては、ドレインポート７１４を閉じ、油路３１は
やや開いた状態となるようスプール７２のランド
エツジにフラツトな面７１ａを設け、油路３５に
おける油洩れを補うようにしている。また第１４
図に示すように面７１ａの代わりに油路３３と油
路３５の間をオリフイス４７を有する油路４８で
連絡しても同様な機能を果たすことは明かであ
る。 ［アツプシフト時］ 第１２図Ｂに示すごとく変速信号発生手段であ
る電気制御回路９５の出力によりアツプシフトソ
レノイドバルブ７４がONされる。これにより油
室７１３が排圧されるため、スプール７２は図示
左方に動かされスプール７２の移動にともない油
室７１２もドレインポート７１０から排圧される
が、スプリング７１１の作用によりスプール７２
は図示左端に設定される。この状態では油路３１
のライン圧がポート７１５を介して油路３５に供
給されるため、油圧サーボＤの油圧は上昇し、駆
動シーブＡは閉じられる方向に作動してトルク比
Ｔは減少する。したがつてソレノイドバルブ７４
のON時間を必要に応じて制御することによつて
所望のトルク比だけ減少させアツプシフトを行
う。 ［ダウンシフト時］ 第１２図Ｃに示すごとく変速信号発生手段であ
る電気制御回路９５の出力によりダウンシフトソ
レノイドバルブ７３がONされ、油室７１２が排
圧される。スプール７２は油室７１３のライン圧
により図示右方に動かされ、油路３５はドレイン
ポート７１４と連通して排圧され、駆動シーブＡ
は拡がる方向に作動してトルク比Ｔは増大する。
このようにソレノイドバルブ７３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。 このように駆動シーブＡの油圧サーボＤは、減
速比制御弁７１の出力油圧が供給され、被動シー
ブＢの油圧サーボＣにはライン圧が導かれてお
り、油圧サーボＤの油圧をPi、出力側油圧サーボ
Ｃの油圧をPoとすると、Po／Piはトルク比Ｔに
対して第１３図のグラフに示すごとき特性を有
し、例えばスロツトル開度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、Po／Piがその
まま維持されるときはトルク比Ｔ＝0.87の図中ｂ
点に示す運転状態に移行し、逆にトルク比Ｔ＝
1.5の状態を保つ場合には、入力側プーリを制御
する減速比制御機構７０の出力によりPo／Piの
値を増大させ図中ｃ点の値に変更する。 このようにPo／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して任意の
トルク比に設定できる。 またこの減速比制御弁７１は、変速信号に応じ
てライン圧発生手段のライン圧基準圧力レベルを
制御せしめる一実施例としての圧力レベル調整手
段９００であり、即ちフイードバツク油路である
油路３２の油圧を排出油路７１４，７１０と連通
せしめることにより、フイードバツク油室の油圧
を制御せしめている。即ち油路３２はポート７１
８を介してランド７２１とランド７２３との間の
油室７２５に連絡し、スプール７２の移動により
アツプシフト時にはドレインポート７１４から排
圧され、ダウンシフト時にはドレインポート７１
０から排圧される。これにより第１レギユレータ
弁（第１ライン圧発生手段）６１はランド６２２
へ加わるフイードバツク油圧が排圧されるので、
出力する第１ライン圧が第１０図に示す1stステ
ージ圧となり、アツプシフト、ダウンシフトいず
れの場合にもライン圧基準圧力レベルが上昇せし
められる。 シフトシーケンスバルブ７８は駆動シーブの油
圧サーボＤへの供給圧を入力信号として、被動シ
ーブの油圧サーボＤへ供給する油圧をダウンシフ
ト時には第１ライン圧（第１０図に示す1stステ
ージ圧）、それ以外では第２ライン圧にする。し
たがつてアツプシフト状態及びノーシフト状態で
は第２ライン圧により必要な容量を確保し、ダウ
ンシフト時には1stステージの第１ライン圧によ
りダウンシフトに必要な容量（駆動シーブに加わ
る遠心力による油圧に対してダウンシフト可能な
油圧）を確保する。 こうしてシフトシーケンスバルブ７８はこの実
施例におけるライン圧切換手段を構成する。 よつて減速比制御弁７１（減速比制御手段）、
第１レギユレータ弁（第１ライン圧発生手段）６
１、第２レギユレータ弁（第２ライン圧発生手
段）６５、及びシフトシーケンスバルブ（ライン
圧切換手段）７８はこの実施例における本発明の
圧力レベル調整手段９００を構成する。 またシフトシーケンスバルブ７８は、ダウンシ
フト時には、後述するローカツトバツクバルブ８
６に第２ライン圧を供給する。 マニユアルバルブ９０は油路３６を介して被動
シーブＣへの供給圧を入力とし、Ｐ〜Ｌのシフト
レンジに応じて次の表のとおり遊星歯車機構４０
０のクラツチ４０１、ブレーキ４０７に油圧を供
給する。 [Industrial Application Field] The present invention relates to a hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle using a V-belt continuously variable transmission. [Prior Art] A continuously variable automatic transmission for a vehicle, which is a combination of a V-belt type continuously variable transmission, a planetary gear transmission for forward/reverse switching, and a hydraulic torque converter, is capable of changing the V-belt type continuously variable transmission depending on vehicle driving conditions. Controls the hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo for shifting the continuously variable transmission, switches the supply and discharge of hydraulic pressure to the hydraulic servo of the planetary gear transmission, regulates the working hydraulic pressure of the torque converter, and supplies lubricating oil to each part. Controlled by a hydraulic control device. Since the output oil pressure of this hydraulic control device is generated from an oil pump driven by an engine, it is desirable that the output oil pressure be as low as possible in order to improve the fuel efficiency of the vehicle. The hydraulic pressure required for continuously variable automatic transmissions for vehicles depends on the driving conditions of the vehicle, and for V-belt continuously variable transmissions, there is a hydraulic pressure required to prevent slipping in the V-belt during transmission. In addition, in a planetary gear transmission, there is a hydraulic pressure necessary to ensure the engagement of a multi-disc clutch or a multi-disc brake, and in a torque converter, there is an operating hydraulic pressure determined from the viewpoint of torque transmission efficiency and mechanical strength. Therefore, the output oil pressure of the hydraulic control device is
Bringing the oil pressure closer to the minimum required oil pressure is effective in lowering the discharge pressure of the oil pump, reducing engine output consumption by the oil pump, and improving fuel efficiency. In addition, for smooth gear shifting of V-belt type continuously variable transmissions, when increasing speed, the hydraulic force used to operate the drive sheave (increase the effective diameter) operates the driven sheave (reduces the effective diameter). It is necessary to have a force greater (usually twice) than the hydraulic force for deceleration, and the opposite hydraulic force is required at the time of deceleration. For this reason, in the past, the hydraulic area of the driven sheave was made twice the pressure receiving area of the hydraulic servo of the driving sheave. [Problems to be solved by the invention] However, by making the effective pressure receiving area of the driven side pulley twice the effective pressure receiving area of the driving side, the V-belt type continuously variable transmission becomes large. The weight will increase. Furthermore, this increased weight also causes a problem in that the fuel efficiency of the vehicle decreases. There is also the problem that during gear shifts such as upshifts and downshifts, the level of hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo is not increased, resulting in slower gear shifts. The present invention was made in view of these problems, and its purpose is to provide a hydraulic control device for a continuously variable transmission for a vehicle that can make the V-belt type continuously variable transmission lightweight and compact. It is to provide. Another object of the present invention is to provide a hydraulic control system for a continuously variable automatic transmission for a vehicle, which allows smooth gear changes during upshifts, downshifts, and the like. [Means for Solving the Problems] In order to solve these problems, the present invention consists of a driving pulley, a driven pulley, and an endless belt stretched between these driving and driven pulleys. In a hydraulic control system for a continuously variable automatic transmission for vehicles, which performs continuously variable speed by changing the effective diameter at the frictional engagement position between the pulley and the endless belt, the hydraulic pressure supplied from the hydraulic source is used to drive the vehicle. A line pressure generating means that generates a line pressure regulated according to conditions; a shift signal generating means that generates a shift signal according to vehicle running conditions; reduction ratio control means for electrically controlling the supply of the pressure to at least one of the drive and driven pulleys; and pressure level adjustment means for controlling the line pressure reference pressure level of the line pressure generation means in accordance with the speed change signal. The pressure level adjusting means has a structure that controls the line pressure reference pressure level to be increased when at least one of an upshift and a downshift shift signal is generated. [Operations and Effects] According to the present invention configured as described above, the line pressure supplied to the hydraulic servo of the driving and driven pulleys is adjusted to the pressure that controls the line pressure reference pressure level of the line pressure generating means in accordance with the speed change signal. Since the level adjustment means is provided, when at least one of the upshift and downshift shift signals is generated, the line pressure increased by the pressure level adjustment means is supplied to the hydraulic servo. Therefore, the effective pressure receiving area of the hydraulic servo of the driving and driven pulleys is set to be substantially large, and the hydraulic servo can be made smaller by that amount. Therefore, it is possible to make the V-belt type continuously variable transmission more compact and lighter. Furthermore, when at least one of the upshift and downshift shift signals is generated, the line pressure supplied to the hydraulic servo of the driving and driven pulleys is increased compared to during normal driving, so that the upshift or downshift signal is increased. At the time of shifting, the hydraulic servo of the drive and driven pulleys is activated quickly. Therefore, it becomes possible to perform a speed change quickly, and the speed change can be performed smoothly. [Example] Next, an example of the present invention will be described. FIG. 1 is a schematic diagram of a continuously variable automatic transmission used in an embodiment of a hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle according to the present invention. In FIG. 1, a continuously variable automatic transmission 100 for a vehicle includes a V-belt type continuously variable transmission 2.
00, a torque converter 300 connected to the input side of the transmission 200, a planetary gear mechanism 400 for forward/reverse switching connected to the output side of the transmission 200 in this embodiment, and the planetary gear mechanism 400. It is composed of a reduction gear mechanism 500 connected to the output side of the transmission gear, and a differential gear 600 connected to the reduction gear mechanism 500. Note that a mechanism other than the planetary gear mechanism may be used as the forward/reverse switching mechanism. 1 is an input shaft of the continuously variable automatic transmission 100 connected to the engine output shaft; 2 is a tubular first intermediate shaft forming the input shaft of the V-belt continuously variable transmission 200;
The input shaft 1 and the first intermediate shaft 2 are torque converters 30
Connected via 0. 3 is an output shaft of the continuously variable automatic transmission 100, 4 is a tubular second intermediate shaft that is coaxially disposed on this side of the output shaft 3 and is the output shaft of the V-belt type continuously variable transmission 200, The second intermediate shaft 4 and the output shaft 3 are connected via a forward/reverse switching planetary gear mechanism 400, a third intermediate shaft 5, a reduction gear mechanism 500, and a differential gear 600. 6 and 7 are movable flanges that are slidably fitted to the first intermediate shaft 2 and the second intermediate shaft 4, respectively, and have tubular bearing portions 6A and 7A along the intermediate shafts 2 and 4, respectively; A first cylinder 8 and a first cylinder 9 are provided concentrically on the respective intermediate shafts 2 and 4 using the movable flanges 6 and 7 as side walls.
are integrally formed. 10 and 11 are fixed flanges integrally formed with the first intermediate shaft and the second intermediate shaft 4, respectively;
are respectively correspondingly V receiving V-belts 12.
Sheave A defines character spaces 13 and 14.
and B. 15 and 16 are first fixed walls inserted into the first cylinders 8 and 9, respectively, and have flange portions 15A and 16A in contact with the inner walls of the cylinders 8 and 9;
Tubular parts 15B and 16B connected to A and 16A
and fixed parts 15C and 16C that are continuous with the tubular parts 15B and 16B and fixed to the intermediate shafts 2 and 4, respectively. the first fixed walls 15 and 16;
form first annular oil chambers 17 and 18 between movable flanges 6 and 7, which are side walls of the cylinder, respectively. 19 and 20 are second fixed walls formed integrally with second cylinders 21 and 22 that are fitted onto the first cylinders 8 and 9, respectively, and are in contact with the fixed parts 15C and 16C of the first fixed wall. intermediate shaft 2
and fixed at 4. The second cylinder 21
The tip portion (right side in the figure) is bent in the outer radial direction to form a flange-shaped portion 21A, and teeth 21B are formed on the outer peripheral side of the flange-shaped portion 21A. 28
is the flange-shaped portion 2 of the automatic transmission case 700.
This is an electromagnetic pickup mounted at a predetermined position corresponding to 1A. The electromagnetic pickup 23 and the flange-shaped portion 21A constitute a device for detecting the rotational speed of the drive sheave, that is, the rotational speed of the first intermediate shaft 2. The second fixed walls 19 and 20 are slidably inserted between the second cylinders 21 and 22, which are integral with the second fixed walls, and the tubular parts 15B and 16B of the first fixed wall. Second annular oil chambers 26 and 27 are formed between the annular pressure receiving plates 24 and 25. 28 and 29 are respectively the first intermediate shaft 2
It is a sphere inserted into an axial groove provided in both the sliding surfaces of the movable flange 6 and the second intermediate shaft 4, and the relative rotation of the movable flanges 6, 7 and the intermediate shafts 2, 4. It acts to prevent The V-belt type continuously variable transmission 200 has a V-belt 12
, sheaves A and B, and hydraulic servos C and D for the sheaves A and B. This V-belt type continuously variable automatic transmission 200 receives detection information from the drive sheave rotation speed detection device, vehicle speed, throttle opening, etc.
By controlling the hydraulic pressure applied to hydraulic servos C and D having second oil chambers 26 and 27, movable flanges 6 and 7 are driven, and the widths of V-shaped spaces 13 and 14 are increased or decreased. Accordingly, the rotation radius of the V-belt 12 that comes into contact with the sheaves A and B increases or decreases, resulting in stepless speed change according to the running condition of the vehicle. The hydraulic torque converter 300 includes a pump impeller 301, a turbine runner 302, and a stator 3.
03 and a one-way clutch 304. The planetary gear mechanism 400 for forward/reverse switching includes a ring connected via a drum 403 having a cylinder 402A of a hydraulic servo 402 that operates a multi-plate clutch 401 and a second intermediate shaft 4 that is the output shaft of the continuously variable transmission 200. Gear 404 and planetary gear mechanism 40
A sun gear 40 is connected to the third intermediate shaft 5, which is the output shaft of the motor, by spline fitting, and is also connected to the drum 403 via the multi-plate clutch 401.
5, a planetary pinion gear 406 rotatably meshed between the sun gear 405 and the ring gear 404, and a multi-disc brake 407 that rotatably supports the planetary pinion gear 406.
A planetary carrier 408 engaged with the automatic transmission case 700 via a multi-disc clutch 401
The hydraulic servo 402 operates the brake, and the hydraulic servo 409 operates the multi-plate brake 407. This forward/reverse switching planetary gear mechanism 400
When the multi-disc clutch 401 is engaged and the multi-disc brake 407 is released, a forward gear with a reduction ratio of 1 is obtained, and when the multi-disc clutch 401 is disengaged and the multi-disc brake 407 is engaged, a forward gear is obtained. It becomes a reverse gear with a reduction ratio of 0.7. This reduction ratio of 0.7 during reversing is smaller than the reduction ratio of a normal automobile transmission when reversing, but in this example, the reduction ratio (for example, 2.4) obtained in a V-belt continuously variable transmission and the reduction Since the speed reduction is performed in the gear mechanism 500, an appropriate speed reduction ratio can be obtained as a whole. The reduction gear mechanism 500 is intended to compensate for the fact that the speed change range achieved by the V-belt continuously variable transmission 200 is lower than the speed change range achieved by a normal vehicle transmission, and is used to compare speed reduction between the input and output shafts. A 1.45 gear shift is performed to increase torque. A differential gear 600 is connected to the output shaft 3 and performs a final reduction of 3.727:1. FIG. 2 shows a hydraulic control system for the continuously variable automatic transmission for a vehicle shown in FIG. This hydraulic control device includes a hydraulic pressure generation source 50 whose power source is an engine, and a line pressure that regulates the hydraulic pressure supplied from the hydraulic pressure generation source 50 according to vehicle running conditions such as throttle opening and vehicle speed, and outputs it as line pressure. A hydraulic pressure adjustment device 60 that is a generating means, a reduction ratio control mechanism 70 that is a reduction ratio control device that controls the reduction ratio of the V-belt continuously variable transmission 200, a shift sequence valve 78 that is a line pressure switching device, and the hydraulic pressure adjustment device. 60, a line pressure control mechanism 80 that outputs and controls oil pressure according to vehicle running conditions such as throttle opening and vehicle speed, and a manual valve 90 that manually switches between forward and reverse travel. The oil pressure generation source 50 sucks hydraulic oil from an oil pan 53 through a strainer 52 by an oil pump 51 driven by the engine, and discharges it to an oil passage 31 with a relief valve 54 in accordance with the engine speed. The line pressure generating means (hydraulic adjustment device) 60 is a first regulator valve 6 which is a first line pressure generating means.
1 and a second regulator valve 65 which is a second line pressure generating means. First regulator valve 61
has a pressure regulating oil chamber 610 that communicates with the oil passage 31, and an upper end oil chamber 611 in the figure through an orifice 64.
The oil pressure in the oil passage 31 reaches the upper end land 621 shown in the figure.
The land 62 is fed back and applied to the land 62.
The hydraulic pressure of the oil passage 32 which is connected to the oil passage 31 via the orifice 75 is fed back and applied to the land 622 which is provided on the lower side of the lower land 622 and has a larger outer diameter than the land 621, and the spring 612 is applied to the lower land 623 shown in the figure. a spool 62 with a
A plunger 63 is disposed in parallel with the spool 62 and receives the second output oil pressure of the line pressure control mechanism 80 from a lower end oil chamber 613 in the drawing to push the spool 62 upward in the drawing. The spool 62 moves up and down in balance with the hydraulic pressure of the passage 31 and the hydraulic pressure of the oil passage 32 applied to the land 622, and the pressing force by the spring and plunger 63 installed behind it, and the intermediate land 624 and the valve wall 61
5 and an oil chamber 610 and an excess oil discharge port 616
The oil pressure in the oil passage 31 is adjusted to a first line pressure related to the vehicle speed and throttle opening by increasing or decreasing the area of the annular opening communicating with the oil passage 31. The second regulator valve 65 has a pressure regulating oil chamber 650 that is connected to the oil passage 33 that is connected to the excess oil discharge port 616 of the first regulator valve 61 .
The oil pressure in the oil passage 33 reaches the upper end land 661 shown in the figure.
A spool 66 with a spring 652 mounted on its back on a lower end land 662 shown in the figure, and a first output hydraulic pressure of the line pressure control mechanism 80 arranged in series with the spool 66 from a lower end oil chamber 663 shown in the figure. , a plunger 67 that presses the spool 66 upward in the figure, and the land 6
The spool 66 moves up and down in balance between the oil pressure of the oil passage 33 applied to the spool 61 and the pressing force of the spring 652 and plunger 67 installed on the back.
Oil chamber 65 formed by intermediate land 664 and valve wall 665
0 and the excess oil discharge port 656 or drain port 657 is increased or decreased, and the oil pressure in the oil passage 33 is regulated to a second line pressure related to vehicle speed, throttle opening, etc. Excess oil discharge port 65
Excess oil discharged from the drain port 657 is supplied to the torque converter 1, the oil cooler 56, and parts requiring lubrication from the oil passage 34 provided with the cooler bypass valve 55, and the drain from the drain port 657 is supplied to the suction side of the oil pump 51. leak. Reduction ratio control mechanism 7.0 is drain port 710
A reduction ratio control valve 7 having a spool 72 with a spring 711 mounted on its back on the illustrated upper end land 721 provided with an inclined surface 71a for adjusting the communication area with the reduction ratio control valve 7.
1. A downshift solenoid valve 73 that controls the oil pressure of the upper end oil chamber 712 of the reduction ratio control valve 71 in conjunction with the land 721 with the inclined surface 71a, and a downshift solenoid valve 73 that controls the oil pressure of the lower end oil chamber 713 of the reduction ratio control valve 71 as shown. upshift solenoid valve 74
has. The spool 72 is connected to the oil chamber 7 of the reduction ratio control valve 71 connected to the oil passage 33 via an orifice 76.
12 to the land 721 and the downward force due to the spring load of the spring 711, and the upward force applied to the lower end land 722 from the oil chamber 713 of the reduction ratio control valve 71 connected to the oil passage 33 via the illustrated orifice 77. The first oil chamber 724 provided between the intermediate land 723 and the land 722 and connected to the output port 715 has an opening area communicating with the first line pressure supply port 717 and the drain port 714. The oil passage 32 is adjusted and outputs hydraulic pressure from the output port 715 to the drive sheave hydraulic servo D of the V-belt continuously variable transmission via the oil passage 35, and is connected to the oil passage 31 via the orifice 75. The oil pressure in the oil passage 32 leaking from the drain port 714 is regulated. The shift sequence valve 78 has a spring 781 disposed behind a land 791 at the left end in the figure, a hydraulic pressure from the oil passage 35 output from the reduction ratio control mechanism 70 that controls the torque ratio is applied to the land 792 at the right end in the figure, and an intermediate land 793 is provided. The spool 79 has a fixed spool 79, and the spring load of the spring 781 and the hydraulic pressure applied to the land 792 are balanced.
9 is moved, and the oil passage 36 connected to the driven pulley hydraulic servo C of the V-belt type continuously variable transmission and the manual valve 90 and the oil passage 31 to which the first line pressure is supplied or the second line pressure is supplied. The communication between the oil passage 33 and the oil passage 37 connected to the line pressure control mechanism 80 is switched or disconnected. The line pressure control mechanism 80 includes a throttle valve 8
1. Consists of a cutback valve 84, a low cutback valve 86, and a cabana valve 88. The throttle valve 81 includes a spool 82 and a throttle plunger 83 that is arranged in series with the spool 82 via a spring 811 and is moved according to the throttle opening. Spool 8
2 is a land 821 at the left end in the figure on which the spring 811 is placed on its back, and a small outer diameter land 82 at the right end in the figure.
2. Land 823 provided in the middle and having the same pressure receiving area as land 821, lands 822 and 823
A land 824 is provided between the lands 821 and 823 and has a pressure receiving area between the lands 821 and 823.
The communication area with the port 812 communicating with the oil passage 31 is adjusted between the output port 814 and the oil passage 38.
An oil chamber 825 is provided for outputting a first control pressure from the lands 823 and 824, and the output oil pressure of the oil passage 38 is fed back to the oil chamber 826 between the lands 823 and 824 via the orifice 813. The cutback pressure output from the cutback valve 84 is supplied to the oil chamber 827 from the oil passage 39, and is moved by the balance between the spring load from the spring 811 and the oil pressure applied to the oil chamber 826 and the oil chamber 827. , the opening area of the port 812 is adjusted to output the first control pressure. The throttle plunger 83 moves according to the throttle opening and outputs an output from the output hydraulic oil passage 41 of the low cut back valve 86 supplied from the oil passage 40. 89 is a check valve, which is connected to oil line 3.
8 and oil passage 41 to one of oil passages and oil passage 42
and is output to the oil chamber 613 of the first regulator valve as the second output hydraulic pressure. The cutback valve 84 has a spool 85 and adjusts the opening area of a port 841 communicating with the oil passage 38.
41 is provided in the oil chamber 851 and outputs it to the throttle valve 81 from the oil passage 39. The spool 85 is connected to an oil passage 39 which is supplied to an oil chamber 852 at the left end of the spool through an orifice 842.
output hydraulic pressure and the oil passage 31 via the orifice 43.
It is moved by governor pressure supplied to an oil chamber 856 between a small-diameter right-end land 854 in the drawing and an intermediate land 853 through an oil passage 44 communicating with the intermediate land 853 . The low-cut back valve 86 has an oil chamber 871 at the upper end shown in the figure that inputs the governor pressure of the oil passage 44, and an oil chamber 872 at the lower end shown in the figure to which the low-cut back pressure of the oil passage 40 is fed back through an orifice 861.
The governor pressure is received by the illustrated upper end land 873, and the low cutback pressure is received by the illustrated lower end land 874.
The opening area of the supply port 863 and the drain port 865 for the second line pressure supplied from the shift sequence valve 78 via the oil path 37 are controlled by the spool 87 which is moved in response to the pressure and has a pressure regulating oil chamber 875 between both lands. The opening area is adjusted, and low cutback pressure is output to the oil passage 40 via the output port 867. The governor valve 88 has a known configuration, and the governor weights 881 and 882 expand in the radial direction according to the rotational speed of the output shaft of the automatic transmission for vehicles, thereby regulating the oil pressure in the oil passage 44 according to the vehicle speed. The manual valve 90 is manually operated;
L (low), D (drive), N (neutral), R
(Reverse) and P (Park) ranges, and when shifted to L and D ranges, the hydraulic servo 40 of the oil passage 36 and the clutch of the planetary gear mechanism 400
2 and the hydraulic servo 409 of the brake of the planetary gear mechanism 400.
When in the R range, the pressure in the oil passage 46 connected to the oil passage 46 is evacuated, and the oil passage 45 is evacuated in the R range, and the oil passage 46 and the oil passage 36 are connected. Oil passages 45 and 46 in N and P ranges
Both are depressurized. Next, the operation of the above hydraulic control device will be explained. For the input torque transmitted from the engine to the drive sheave A of the V-belt continuously variable transmission via the torque converter 1, each sheave A, B and the V-belt 12
The necessary hydraulic pressure to prevent slip from occurring between the two is normally applied to the hydraulic servo C of the driven sheave B, and the required hydraulic pressure is as shown in the characteristic curve shown in Figure 3 for the driven sheave rotation speed. . In contrast, the hydraulic control device of the present invention controls the hydraulic pressure supplied to the driven sheave hydraulic servo C as follows. The governor valve 88 is connected to the oil passage 4 according to the output rotation speed.
A low-cut back valve 86 which adjusts the oil pressure of No. 4 to the governor pressure shown in FIG. 4 and receives the governor pressure as an input.
The low cutback pressure and cutback pressure output from the cutback valve 84 change as shown in FIGS. 5 and 6, respectively. The throttle valve 81 has a throttle plunger 83 in the seventh position according to the throttle opening of the engine.
The stroke amount of the throttle plunger 83 and the oil chamber 827 from the oil passage 39 are adjusted as shown in the figure.
The spool 82 is controlled by the cutback pressure supplied to the cutback point to output a throttle pressure whose gradient is discontinuous at the cutback point from the oil passage 38 as shown in FIG. 8, thereby controlling the line pressure generating means. A first regulator valve 61 as a line pressure generating means and a second regulator valve 6 as a second line pressure generating means.
5, and the throttle opening θ is the set value θ ₁
When the following conditions are met, the oil passage 40 and the oil passage 41 are connected, and the throttle plunger 83 converts the low cart back pressure into throttle pressure to the first regulator valve via the oil passage 41, the check valve 89, and the oil passage 42. Output. FIG. 9 is a characteristic curve showing the relationship between the throttle pressure outputted through the oil passage 38 and the throttle opening θ. The first regulator valve 61 receives the throttle pressure shown in FIG. 8 as input and outputs the line pressure shown in FIG. 10 through the oil passage 31. The first regulator valve 61 performs feedback of its output hydraulic pressure to lands 621 and 622, and when only land 621 receives feedback pressure, it is called the 1st stage.
If you receive both of 22, it will be considered as 2nd stage.
It is divided into 0 figures and displayed. The second regulator valve 65 receives the throttle pressure shown in FIG. 8 and outputs the second line pressure shown in FIG. 11 through the oil passage 33. In the second regulator valve, the spring 652 and the plunger 67 are connected in series. Therefore, when the throttle pressure is below a certain value (determined by the spring force and the pressure receiving area of the plunger), the second line pressure output from the second regulator valve is As shown in Figure 11, it is a constant value regardless of the input throttle pressure. When the throttle pressure is higher than this, the output second line pressure exhibits pressure characteristics corresponding to the throttle pressure. This second line pressure is set to be higher than the required hydraulic pressure after the shift start of the hydraulic servo of the driven sheave. The operation of the reduction ratio control mechanism 70, which is the reduction ratio control means, will be explained with reference to FIG. 12. [During constant shift driving] As shown in FIG. 12A, the downshift solenoid valve 73 and the upshift solenoid valve 74, which are controlled by the output of the electric control circuit 95 which is a shift signal generating means, are turned off. As a result, the oil pressure P ₁ in the oil chamber 718 becomes the second line pressure, and the oil pressure P ₂ in the oil chamber 712 also becomes the second line pressure when the spool 72 is on the right side in the figure.
The spool 72 is pressed by the spring 711
Since there is P ₃ , it is moved to the left in the diagram. When the spool 72 is moved to the left and the oil chamber 712 and the drain port 710 communicate with each other, _P2 is exhausted, so
The spool 72 is moved to the right in the figure by the oil pressure P ₁ in the oil chamber 713 . When spool 72 is moved to the right, drain port 710 is closed. Therefore, in this case, the spool 72 can be moved into the first position in a more stable state by providing a flat plane 71a at the land edge between the drain port 710 and the spool 72 as shown in FIG.
It becomes possible to maintain the balance point at an intermediate position as shown in Figure 2A. In this state, the oil passage 35 is closed, and the hydraulic pressure of the hydraulic servo D of the driving sheave A is compressed via the V-belt 12 by the line pressure applied to the hydraulic servo of the driven sheave B. As a result, the oil pressure of the hydraulic servo C is balanced. Actually, since there is oil leakage in the oil passage 35 as well, the drive sheave A is gradually expanded and the torque ratio T changes in the direction of increasing. Therefore, Figure 12A
When the spool 72 is at a balanced position as shown in FIG. 1, the drain port 714 is closed and the oil passage 31 is slightly open.A flat surface 71a is provided on the land edge of the spool 72 to compensate for oil leakage in the oil passage 35. That's what I do. Also the 14th
It is clear that the same function can be achieved even if the oil passage 48 having an orifice 47 is used to communicate between the oil passage 33 and the oil passage 35 instead of the surface 71a as shown in the figure. [During Upshift] As shown in FIG. 12B, the upshift solenoid valve 74 is turned on by the output of the electric control circuit 95, which is a gear shift signal generating means. As a result, the pressure in the oil chamber 713 is evacuated, so the spool 72 is moved to the left in the drawing, and as the spool 72 moves, the pressure in the oil chamber 712 is also evacuated from the drain port 710.
is set at the left end in the illustration. In this state, the oil passage 31
line pressure is supplied to the oil passage 35 through the port 715, the oil pressure of the hydraulic servo D increases, the drive sheave A operates in the direction of closing, and the torque ratio T decreases. Therefore, the solenoid valve 74
By controlling the ON time of , as necessary, upshift is performed by reducing the desired torque ratio. [During Downshift] As shown in FIG. 12C, the downshift solenoid valve 73 is turned on by the output of the electric control circuit 95, which is a shift signal generating means, and the oil chamber 712 is evacuated. The spool 72 is moved to the right in the figure by the line pressure of the oil chamber 713, and the oil passage 35 is communicated with the drain port 714 to be evacuated, and the drive sheave A
operates in the expanding direction, and the torque ratio T increases.
By controlling the ON time of the solenoid valve 73 in this way, the torque ratio is increased and downshift is performed. In this way, the hydraulic servo D of the driving sheave A is supplied with the output hydraulic pressure of the reduction ratio control valve 71, and the line pressure is guided to the hydraulic servo C of the driven sheave B, and the hydraulic servo D outputs the hydraulic pressure Pi. When the hydraulic pressure of the side hydraulic servo C is Po, Po/Pi has a characteristic as shown in the graph of Fig. 13 with respect to the torque ratio T. For example, when the throttle opening θ=50% and the torque ratio T
= 1.5 (point a in the diagram) and then release the accelerator to set θ = 30%. If Po/Pi is maintained as it is, the torque ratio T = 0.87 (b in the diagram)
The state shifts to the operating state shown at the point, and conversely, the torque ratio T=
When maintaining the state of 1.5, the value of Po/Pi is increased by the output of the reduction ratio control mechanism 70 that controls the input pulley and changed to the value at point c in the figure. In this way, by controlling the value of Po/Pi as necessary, it is possible to set an arbitrary torque ratio corresponding to any load condition. Further, this reduction ratio control valve 71 is a pressure level adjusting means 900 as an example of controlling the line pressure reference pressure level of the line pressure generating means in accordance with a speed change signal, that is, it is a pressure level adjusting means 900 as an example of controlling the line pressure reference pressure level of the line pressure generating means in accordance with a speed change signal. By communicating the oil pressure with the discharge oil passages 714, 710, the oil pressure in the feedback oil chamber is controlled. That is, the oil passage 32 is connected to the port 71
8 to the oil chamber 725 between the land 721 and the land 723, and by the movement of the spool 72, the pressure is exhausted from the drain port 714 during an upshift, and the pressure is discharged from the drain port 714 during a downshift.
Pressure is exhausted from 0. As a result, the first regulator valve (first line pressure generating means) 61 is connected to the land 622.
Since the feedback hydraulic pressure applied to the
The output first line pressure becomes the 1st stage pressure shown in FIG. 10, and the line pressure reference pressure level is raised in both upshift and downshift. The shift sequence valve 78 uses the supply pressure to the hydraulic servo D of the driving sheave as an input signal, and changes the hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo D of the driven sheave to the first line pressure (1st stage pressure shown in FIG. 10), and Otherwise, use the second line pressure. Therefore, in upshift and no-shift states, the second line pressure secures the required capacity, and during downshifts, the first line pressure of the 1st stage secures the required capacity for the downshift (against the hydraulic pressure due to the centrifugal force applied to the drive sheave). (hydraulic pressure that allows downshifting). Thus, the shift sequence valve 78 constitutes line pressure switching means in this embodiment. Therefore, the reduction ratio control valve 71 (reduction ratio control means),
First regulator valve (first line pressure generating means) 6
1, the second regulator valve (second line pressure generating means) 65, and the shift sequence valve (line pressure switching means) 78 constitute the pressure level adjusting means 900 of the present invention in this embodiment. In addition, during downshifting, the shift sequence valve 78 operates as a low-cut back valve 8, which will be described later.
6 is supplied with second line pressure. The manual valve 90 inputs the supply pressure to the driven sheave C through the oil passage 36, and operates the planetary gear mechanism 40 according to the shift range from P to L as shown in the following table.
0 clutch 401 and brake 407.

【表】 ローカツトバツクバルブ８６は、ダウンシフト
時にのみ第２ライン圧がシフトシーケンスバルブ
７８を介して入力され、それがガバナ圧によつて
調整される。 ガバナ圧をP_G、第２ライン圧をP₂、ローカツ
トバツクバルブ出力圧をPMとすると、 P_G≧P₂のときP_M＝P₂ P_G＜P₂のときP_M＝P_G の関係で代表される油圧をスロツトルバルブプラ
ンジヤー８３に出力する。 スロツトルバルブプランジヤー８３は、前述の
ローカツトバツクバルブ８６の出力圧を入力し、
スロツトル開度が小さい時のみ（例えばθ≦10
％）ローカツトバツクバルブ８６の出力圧をチエ
ツクバルブ８９を介して第１レギユレータ弁６１
のプランジヤに入力する。スロツトル開度が大き
い時（例えば10％＜θ）には油路４０と油路４１
との連通が遮断されるので、ローカツトバツクバ
ルブ８６の出力圧をチエツクバルブ８９に出力さ
れないが、しかしスロツトル圧が第１レギユレー
タ弁６１に加えられる。したがつてスロツトル開
度が小さい時におけるダウンシフトでは第１０図
に示した第１ライン圧とは異なり第１５図に示す
特性となる。 マニユアルバルブ９０をＤレンジまたはＬレン
ジに設定した時の油圧制御装置の油路の連絡状態
を第１６図乃至第１９図に示す。第１６図はアツ
プシフト時、第１７図は定シフト時を示し、いず
れもスロツトルバルブプランジヤー８３による油
路４０と油路４１の連絡がなされている時といな
い時の両方の状態を含むものである。第１８図は
ダウンシフト時で油路４０と油路４１の連絡が遮
断されている状態を示し、第１９図は油路４０と
油路４１とが連絡している場合を示す。 第２０図は本発明にかかる車両用無段自動変速
機の油圧制御装置の他の実施例を示す。 第２図で示した構成では、第１レギユレータ弁
６１へのフイードバツク油路３２へ第１ライン圧
をそのまま供給しているが、本実施例では油路３
５へ出力させる。駆動シーブＡの油圧サーボＤへ
の供給圧を油路３２を介して第１レギユレータ弁
６１にフイードバツクしており、本実施例におい
ても第１レギユレータ弁６１は第２図に示す実施
例と同様に第１０図及び第１５図に示す第１ライ
ン圧を生じる。 第２１図はさらに他の実施例を示し、第２図に
おけるローカツトバツクバルブ８６を省略してい
る。この場合ダウンシフト時にスロツトルバルブ
プランジヤーに供給される油圧は常に第２ライン
圧となる。したがつてスロツトル開度が小さくか
つダウンシフト時には第２２図に示す油圧が第１
ライン圧となる。 第２３図はさらに他の実施例を示し、第２１図
における実施例の如くローカツトバツクバルブ８
６を省略しかつ油路４４のガバナ圧をシフトシー
ケンスバルブ７８を介してスロツトルバルブプラ
ンジヤー８３に印加している。 この場合ダウンシフト時にスロツトルバルブプ
ランジヤーに供給される油圧はガバナ圧である。
したがつてスロツトル開度が小さくかつダウンシ
フト時には第２４図に示す油性がプライマレギユ
レータ圧となる。 以上の説明から明らかなように、このように構
成された本発明によれば、駆、被動プーリの油圧
サーボに供給されるライン圧を変速信号に応じて
ライン圧発生手段のライン圧基準圧力レベルを制
御せしめる圧力レベル調整手段を備えているの
で、アツプシフト及びダウンシフトのいずれか少
なくとも一方の変速信号が発生せしめられた時に
は圧力レベル調整手段によつて上昇したライン圧
が油圧サーボに供給されるようになる。このため
駆、被動プーリの油圧サーボは、その有効受圧面
積が実質的に大きく設定されたことと同等にな
り、その分油圧サーボを小さくすることが可能と
なる。したがつてＶベルト式無段変速機のコンパ
クト化及び軽量化が可能となる。 またアツプシフト及びダウンシフトのいずれか
少なくとも一方の変速信号が発生せしめられた時
に、前記駆、被動プーリの油圧サーボに供給され
るライン圧を通常走行時より上昇するようにして
いるので、アツプシフトまたはダウンシフト時に
前記駆、被動プーリの油圧サーボが迅速に作動す
るようになる。したがつて変速シフトを迅速に行
うことが可能となり、変速がスムーズに行われる
ようになる。[Table] The second line pressure is input to the low-cut back valve 86 via the shift sequence valve 78 only during downshifting, and is adjusted by the governor pressure. If the governor pressure is P _G , the second line pressure is P ₂ , and the low cutback valve output pressure is PM, then when P _G ≧ P ₂ , P _M = P ₂ When P _G < P ₂ , P _M = P _G The hydraulic pressure represented by the relationship is output to the throttle valve plunger 83. The throttle valve plunger 83 inputs the output pressure of the aforementioned low cut back valve 86,
Only when the throttle opening is small (for example, θ≦10
%) The output pressure of the low cutback valve 86 is checked via the check valve 89 to the first regulator valve 61.
input into the plunger. When the throttle opening is large (for example, 10%<θ), oil passage 40 and oil passage 41
Since the communication with the low cutback valve 86 is cut off, the output pressure of the low cutback valve 86 is not outputted to the check valve 89, but the throttle pressure is applied to the first regulator valve 61. Therefore, in a downshift when the throttle opening is small, the characteristic shown in FIG. 15 is different from the first line pressure shown in FIG. 10. The communication state of the oil passages of the hydraulic control device when the manual valve 90 is set to the D range or the L range is shown in FIGS. 16 to 19. FIG. 16 shows an upshift, and FIG. 17 shows a constant shift, both of which include states when the oil passages 40 and 41 are in communication with the throttle valve plunger 83 and when they are not. . FIG. 18 shows a state where the communication between the oil passage 40 and the oil passage 41 is cut off during a downshift, and FIG. 19 shows a case where the oil passage 40 and the oil passage 41 are in communication. FIG. 20 shows another embodiment of the hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle according to the present invention. In the configuration shown in FIG. 2, the first line pressure is directly supplied to the feedback oil passage 32 to the first regulator valve 61, but in this embodiment, the oil passage 3
Output to 5. The pressure supplied to the hydraulic servo D of the drive sheave A is fed back to the first regulator valve 61 via the oil passage 32, and in this embodiment, the first regulator valve 61 is similar to the embodiment shown in FIG. The first line pressure shown in FIGS. 10 and 15 is generated. FIG. 21 shows yet another embodiment, in which the low-cut back valve 86 in FIG. 2 is omitted. In this case, the hydraulic pressure supplied to the throttle valve plunger during downshifting is always the second line pressure. Therefore, when the throttle opening is small and there is a downshift, the oil pressure shown in Fig. 22 is the first.
Line pressure. FIG. 23 shows yet another embodiment, in which the low cut back valve 8 is similar to the embodiment in FIG.
6 is omitted, and the governor pressure of the oil passage 44 is applied to the throttle valve plunger 83 via the shift sequence valve 78. In this case, the hydraulic pressure supplied to the throttle valve plunger during downshifting is governor pressure.
Therefore, when the throttle opening is small and a downshift is performed, the oil level shown in FIG. 24 becomes the primary regulator pressure. As is clear from the above description, according to the present invention configured in this manner, the line pressure supplied to the hydraulic servo of the driving and driven pulleys is adjusted to the line pressure reference pressure level of the line pressure generating means in accordance with the speed change signal. Since the pressure level adjusting means is provided with a pressure level adjusting means for controlling the pressure level, the line pressure increased by the pressure level adjusting means is supplied to the hydraulic servo when a shift signal for at least one of an upshift and a downshift is generated. become. Therefore, the effective pressure receiving area of the hydraulic servo of the driving and driven pulleys is set to be substantially large, and the hydraulic servo can be made smaller by that amount. Therefore, it is possible to make the V-belt type continuously variable transmission more compact and lighter. Furthermore, when at least one of the upshift and downshift shift signals is generated, the line pressure supplied to the hydraulic servo of the driving and driven pulleys is increased compared to during normal driving, so that the upshift or downshift signal is increased. At the time of shifting, the hydraulic servo of the drive and driven pulleys is activated quickly. Therefore, it becomes possible to perform a speed change quickly, and the speed change can be performed smoothly.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of drawings]

第１図は車両用無段自動変速機の断面図、第２
図は本発明にかかる車両用無段自動変速機の油圧
制御装置の一実施例を示す油圧回路図、第３図は
被動シーブの回転数と必要油圧との関係を示す
図、第４図はガバナ圧特性を示す図、第５図はロ
ーカツトバツク圧特性を示す図、第６図はカツト
バツク圧特性を示す図、第７図はスロツトルバル
ブプランジヤーのストローク量を示す図、第８図
及び第９図はスロツトル圧特性を示す図、第１０
図は第１ライン圧特性を示す図、第１１図は第２
ライン圧特性を示す図、第１２図及び第１３図は
減速比制御機構の作動説明図、第１４図は減速比
制御機構の他の実施例を示す油圧回路図、第１５
図はダウンシフト時の第１ライン圧特性を示す
図、第１６図乃至第１９図は油圧制御装置の油路
の連絡状態説明図、第２０図は本発明の他の実施
例の油圧回路図、第２１図は本発明のさらに他の
実施例の油圧回路図、第２２図はそのダウンシフ
ト時の第１ライン圧特性を示す図、第２３図は本
発明のさらに他の実施例の油圧回路図、第２４図
はそのダウンシフト時の第１ライン圧特性を示す
図である。 図中、６０……ライン圧発生手段、６１……第
１ライン圧発生手段（第１レギユレータ弁）、６
５……第２ライン圧発生手段（第２レギユレータ
弁）、７０……減速比制御手段（減速比制御機
構）、９５……変速信号発生手段（電気制御回
路）、９００……圧力レベル調整手段、Ａ……駆
動プーリ、Ｂ……被動プーリ、Ｃ……油圧サー
ボ、Ｄ……油圧サーボ。 Figure 1 is a cross-sectional view of a continuously variable automatic transmission for vehicles;
The figure is a hydraulic circuit diagram showing an embodiment of the hydraulic control system for a continuously variable automatic transmission for vehicles according to the present invention, FIG. 3 is a diagram showing the relationship between the rotation speed of the driven sheave and the required oil pressure, and FIG. FIG. 5 is a diagram showing the low cutback pressure characteristics; FIG. 6 is a diagram showing the cutback pressure characteristics; FIG. 7 is a diagram showing the stroke amount of the throttle valve plunger; FIGS. Figure 9 is a diagram showing throttle pressure characteristics, Figure 10
The figure shows the first line pressure characteristics, and Figure 11 shows the second line pressure characteristics.
12 and 13 are diagrams illustrating the operation of the reduction ratio control mechanism. FIG. 14 is a hydraulic circuit diagram showing another embodiment of the reduction ratio control mechanism.
The figure shows the first line pressure characteristics during downshifting, Figures 16 to 19 are diagrams explaining the communication state of the oil passages of the hydraulic control device, and Figure 20 is a hydraulic circuit diagram of another embodiment of the present invention. , FIG. 21 is a hydraulic circuit diagram of still another embodiment of the present invention, FIG. 22 is a diagram showing the first line pressure characteristics during downshift, and FIG. 23 is a hydraulic circuit diagram of still another embodiment of the present invention. The circuit diagram, FIG. 24, is a diagram showing the first line pressure characteristics during downshift. In the figure, 60... line pressure generating means, 61... first line pressure generating means (first regulator valve), 6
5... Second line pressure generation means (second regulator valve), 70... Reduction ratio control means (reduction ratio control mechanism), 95... Speed change signal generation means (electric control circuit), 900... Pressure level adjustment means , A... Drive pulley, B... Driven pulley, C... Hydraulic servo, D... Hydraulic servo.

Claims (1)

【特許請求の範囲】 １ 駆動プーリ、被動プーリ及びこれらの駆、被
動プーリの間に掛け渡された無端ベルトとからな
り、それぞれのプーリと無端ベルトとの摩擦係合
位置での実効径を変更することにより無段変速を
行うようにした車両用無段自動変速機の油圧制御
装置において、 油圧源から供給された油圧を車両走行条件に応
じて調圧されたライン圧を発生するライン圧発生
手段と、 車両走行条件に応じて変速信号を発生する変速
信号発生手段と、 該変速信号発生手段からの変速信号に応じてラ
イン圧を前記駆、被動プーリの少なくとも一つの
プーリへ供給すべく電気的制御せしめる減速比制
御手段と、 変速信号に応じて前記ライン圧発生手段のライ
ン圧基準圧力レベルを制御せしめる圧力レベル調
整手段とを備え、 該圧力レベル調整手段はアツプシフト及びダウ
ンシフトのいずれか少なくとも一方の変速信号が
発生せしめられるとライン圧基準圧力レベルを上
昇せしめるべく制御せしめることを特徴とする車
両用無段自動変速機の油圧制御装置。 ２ 前記ライン圧発生手段は油圧源から供給され
た油圧を車両走行条件に応じて調圧された第１ラ
イン圧を発生する第１ライン圧発生手段と、前記
油圧源から供給された油圧を車両走行条件に応じ
て調圧されるとともに前記第１ライン圧よりも低
いレベルの第２ライン圧を発生する第２ライン圧
発生手段とからなり、 前記圧力レベル調整手段は前記被動プーリの油
圧サーボにアツプシフトの変速信号が発生せしめ
られると前記第２ライン圧を、またダウンシフト
の変速信号が発生せしめられると前記第１ライン
圧を供給するライン圧切換手段を有していること
を特徴とする特許請求の範囲第１項記載の車両用
無段自動変速機の油圧制御装置。 ３ 前記第２ライン圧は前記第１ライン圧発生手
段が前記第１ライン圧を調圧したとき生じる余剰
油圧を前記第２ライン圧発生手段によつて調圧す
ることにより形成されることを特徴とする特許請
求の範囲第２項記載の車両用無段自動変速機の油
圧制御装置。 ４ 前記圧力レベル調整手段は前記変速信号発生
手段がアツプシフトの信号を発生した時に前記駆
動プーリの油圧サーボに供給される変速シフト圧
のライン圧基準圧力レベルを通常走行時より上昇
させるとともに、前記変速信号発生手段がダウン
シフトの信号を発生した時に前記被動プーリの油
圧サーボに供給される前記無端ベルトの挟持圧の
ライン圧基準圧力レベルを通常走行時よりも上昇
させるべく制御することを特徴とする特許請求の
範囲第１項記載の車両用無段自動変速機の油圧制
御装置。 ５ 前記圧力レベル調整手段は前記変速信号発生
手段がダウンシフトの信号を発生した時に前記被
動プーリの油圧サーボに供給される前記無端ベル
トの挟持圧であるライン圧基準圧力レベルを通常
走行時よりも上昇させるべく制御することを特徴
とする特許請求の範囲第１項記載の車両用無段自
動変速機の油圧制御装置。[Claims] 1. Consisting of a driving pulley, a driven pulley, and an endless belt stretched between these driving and driven pulleys, the effective diameter at the frictional engagement position between each pulley and the endless belt is changed. In a hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle, which performs continuously variable speed by controlling means, a shift signal generating means for generating a shift signal in accordance with vehicle running conditions, and an electric motor for supplying line pressure to at least one of the drive and driven pulleys in response to the shift signal from the shift signal generating means. and pressure level adjustment means for controlling the line pressure reference pressure level of the line pressure generation means in accordance with the speed change signal, and the pressure level adjustment means controls at least one of an upshift and a downshift. A hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle, characterized in that when one of the shift signals is generated, the line pressure reference pressure level is controlled to be increased. 2. The line pressure generating means includes a first line pressure generating means that generates a first line pressure that is regulated based on the hydraulic pressure supplied from the hydraulic source according to vehicle running conditions, and a first line pressure generating means that generates a first line pressure that is regulated according to vehicle running conditions using the hydraulic pressure supplied from the hydraulic source. a second line pressure generating means that is regulated according to running conditions and generates a second line pressure at a lower level than the first line pressure, and the pressure level adjusting means is connected to a hydraulic servo of the driven pulley. A patent characterized in that the invention includes line pressure switching means that supplies the second line pressure when an upshift shift signal is generated and supplies the first line pressure when a downshift shift signal is generated. A hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle according to claim 1. 3. The second line pressure is formed by regulating, by the second line pressure generating means, surplus hydraulic pressure generated when the first line pressure generating means regulates the first line pressure. A hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle according to claim 2. 4. The pressure level adjusting means increases the line pressure reference pressure level of the shift shift pressure supplied to the hydraulic servo of the drive pulley from that during normal running when the shift signal generating means generates an upshift signal, and When the signal generation means generates a downshift signal, the line pressure reference pressure level of the clamping pressure of the endless belt supplied to the hydraulic servo of the driven pulley is controlled to be higher than that during normal running. A hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle according to claim 1. 5. The pressure level adjusting means adjusts the line pressure reference pressure level, which is the clamping pressure of the endless belt supplied to the hydraulic servo of the driven pulley, to a level higher than that during normal running when the shift signal generating means generates a downshift signal. 2. A hydraulic control system for a continuously variable automatic transmission for a vehicle according to claim 1, wherein the hydraulic control device is configured to perform control to raise the hydraulic pressure.