JPH0674839B2 - 無段変速機用油圧制御装置 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は車両、産業機械等に用いられる無段変速機を制
御するための油圧制御装置に関する。

〔背景技術及び解決すべき事項〕

無端ベルトを一対のプーリへ巻掛け、これらのプーリを
出力軸及び入力軸とするとともに、これらのプーリの溝
幅を変更して無端ベルトの巻掛半径を変更することによ
り変速を行う無段変速機がある これを第９図に従い説明する。一対の変速プーリP1、P2
はそれぞれシリンダC1、C2の容積変更により各コーンP
3、P4が接離して無端ベルトＢの巻掛半径を変更でき
る。

Ｖ形溝幅の調整は一方の第１変速プーリP1に一体のシリ
ンダC1の油圧を第１制御手段V1によって制御して行な
い、ベルトの張力制御は他方の第２変速プーリP2と一体
のシリンダC2の油圧を第２制御手段V2により調整して行
う。

第１、第２制御手段V1、V2には油圧供給手段SPによって
主回路MLに供給されたオイルを、第１、第２主回路ML1,
ML2を介して導く。油圧供給手段SPは無段変速機の入力
軸を駆動する駆動源によって直結で駆動されている。

ベルトＢと第２変速プーリP2の間の接触面圧およびベル
トＢの初期張力は第２シリンダC2の油圧を第２制御手段
V2によって調整することによって制御される。それゆ
え、シリンダC2の油圧は主回路MLの油圧と同等、もしく
はそれより低く、通常速度比の関数として制御される。
ただし、変速時間に遅れを来す場合には、この限りでは
ない。

入力軸回転数に対する出力軸回転数の比である速度比は
第１変速プーリP1のシリンダC1への供給量、あるいはシ
リンダC1からの排出油量を調整する第１制御手段V1によ
って制御される。

第１変速プーリP1のシリンダC1油圧は第２変速プーリP2
のシリンダC2油圧、出力トルクそして速度比、さらに変
速々度によって変化する。それゆえ、シリンダC1の油圧
は第２シリンダC2の油圧より低い場合も高い場合もあ
り、一定に保持する主回路MLの油圧は各シリンダC1、C2
で必要とする最高圧であった。

主回路MLの油圧を一定にすることは油圧系を簡素化でき
るが、反面、以下のような問題点を抱えていた。

（１）油圧供給手段SPによって消費される動力が主回路
MLの油圧にほぼ比例して増加する関係から、主回路MLの
油圧を常時高い状態で使用する従来技術では大きな動力
損失になり、同じ変速機出力を得るのに大きな入力エネ
ルギを必要とした。すなわち、エンジンによって駆動さ
れる車両では燃料消費量が増大し、経済的な不利益をも
たらしていた。

（２）さらに、油圧供給手段SPを構成する要素のポンプ
手段（図示省略）では軸受荷重が主回路MLの油圧に比例
して高くなり、軸受寿命の観点から軸受容量を大きくし
なければならなかった。そのため、無段変速機の小形、
軽量化に支障を来たしていた。車両等に使用する目的の
場合では車両重量の増大に伴う燃料消費量の増大、そし
て大形化に伴う車室内の居室スペースを狭くする結果と
なり、経済的に、そして商品価値として不利益をもたら
していた。

本発明は上記事実を考慮し、油圧供給手段の吐出圧力を
必要最小限の圧力とすることにより変速機効率を向上し
た無段変速機用油圧制御装置を得ることが目的である。

〔発明の概要及び作用〕

本発明に係る油圧制御装置は、無端ベルトが巻掛けられ
る一対のプーリのベルト巻掛溝幅を油圧でそれぞれ変更
して一対のプーリ間で変速する無段変速機用油圧制御装
置であって、主回路への供給油圧が変更できる油圧供給
手段と、この油圧供給手段からの油圧を各プーリでの必
要圧に調整する第１調整手段及び第２調整手段と、この
第１調整手段及び第２調整手段から第１および第２の制
御回路を介して各プーリへ供給される油圧が作用する部
位から検出した油圧のうち高い油圧を検出して前記油圧
供給手段の発生油圧を制御する制御手段と、を有するこ
とを特徴としている。

第１図に従いこれを説明すると、油圧供給手段SPから主
回路ML、ML1、ML2を介して油圧が第１調整手段V1及び第
２調整手段V2へ送られ、各プーリP1、及びP2で必要な油
圧力に調整された後に、第１制御回路CL1及び第２制御
回路CL2を介してこれらのプーリP1、P2へ供給される。
これによってプーリP1、P2では、各シリンダC1、C2の油
圧力変更でベルト巻掛けコーン３、P4の相対位置が決定
される。このため巻掛けられているベルトＢはプーリP
1、P2への巻掛半径が変更されて変速が行われる。

第１制御回路CL1と第２制御回路CL2とからは第１分岐回
路PL1及び第２分岐回路PL2が連結され、制御手段SVへと
至っている。この制御手段SVは第１制御回路CL1及び第
２制御回路CL2のうち高い油圧力を検出し、これを信号
圧回路SLを介して油圧供給手段SPへと伝える。これによ
って油圧供給手段SPでは第１制御回路CL1又は第２制御
回路CL2のうちの高い油圧力に基づいて供給油圧力を調
整する。

なお、第１ないし第２分岐回路PL1、PL2は、第１ないし
第２制御回路CL1、CL2と同等の圧力が作用している部位
から、例えば第１ないし第２調整手段V1、V2から直接分
岐する態様を採り得るもので、同様の効果が得られる。

主回路MLの油圧力は制御手段SVからの信号圧を受けて作
動する油圧供給手段SPによって各シリンダC1、C2で必要
とする油圧力と常に同等もしくは高い圧力になるように
調圧される。このため主回路MLの圧力を各シリンダC1、
C2で必要とする最高圧力に一定に制御する従来技術に比
べて速度比、変速々度等の作動条件によって変化する各
シリンダC1、C2の圧力と同等もしくは若干高く制御で
き、油圧供給手段SPに入力する動力が全般的に減少し、
総合的な変速機効率を向上することができる。

本発明の具体的実施の態様では制御手段に選択手段を設
け、第１、第２分岐回路のうち高い油圧力を選択して油
圧供給手段へと導く。

また本発明の他の具体的実施の態様としては、油圧供給
手段SPが連続的に、かつ効率よく油圧を主回路MLに吐出
する容積形回転油圧ポンプと、主回路MLの余剰油圧をタ
ンクに排出することによって主回路MLの油圧を上記信号
圧回路SLの信号圧に対応した圧力に制御できる圧力調整
弁を有する。なお、圧力調整弁は油圧供給手段SPの油圧
ポンプと主回路とを連通する流路から分岐してタンク内
に解放端を有する流路の途中に設ける。

主回路MLの油圧を制御する油圧供給手段SPの構成要素で
ある油圧ポンプは第１調整手段V1と第２調整手段V2で消
費される最大流量に対して多目の流量を連続的に吐出で
きるもので、主回路の圧力変化によって吐出量があまり
影響されない、すなわちある囲まれた容器内の油を容器
の体積を減じることによってその油を吐き出す容積形の
ポンプである。

また、油圧供給手段のもう一つの構成要素である圧力調
整弁は油圧ポンプから主回路に吐出されたオイルのう
ち、上記調整手段V1、V2で消費されない余剰オイルをタ
ンクに排出すると共に主回路の油圧を選択手段SVからの
信号圧に対応した圧力に制御する機能を有したものであ
る。すなわち、主回路の油圧は信号圧に比例する分と所
定のバイアス分から成り、常に各シリンダC1、C2の圧力
より高い圧力に保持される。

第２の具体的実施の態様の効果は主回路の圧力が応答よ
く制御できるため、各制御手段V1、V2の消費流量が急変
しても主回路の圧力を極めて一定にかつ、所定の圧力に
制御でき、主回路における過大圧を防止して構成部材の
破損を防ぐことができる。さらに、主回路の圧力である
油圧ポンプの吐出圧力を必要最小限のレベルに制御でき
るため、油圧ポンプを駆動するトルクが減少し、駆動系
の効率向上に伴うエンジンの燃料消費量あるいは電気モ
ータの電力消費量が低減でき、経済的利潤が増加する点
は同様である。

もう一つ大きな効果としては主回路の圧力制御部に電気
−油圧変換装置を用いないため、部品点数の削減とコン
トローラの簡素化ができ、製造コスト及び故障の確率を
低減した。そして、電気的負荷が小さくできたことで、
バツテリの負荷及び発電機の容量が小さくできた。

さらに本発明の他の具体的実施の態様としては、油圧供
給手段SPがポンプ軸一回転当たりの吐出量を無段階に、
かつ連続的に調整できる可変容量ポンプと、主回路MLの
余剰オイルを常に零にし、かつその油圧を信号回路SLの
信号圧に対応した圧力になるように前記可変容量ポンプ
の容量（一回転当たりの吐出量）を制御する容量制御手
段を有する。すなわち、容量制御手段は可変容量ポンプ
の容量を変えるアクチユエータに供給あるいはそれから
排出する油量を調整し、ポンプ容量を消費流量に対応し
た状態にして主回路の圧力を保持するものである。

油圧供給手段の構成要素である可変容量形の油圧ポンプ
は無段変速機の入力軸と一体に回転し、ポンプの容量調
整部材に連結した制御アクチユエータに、もう一つの構
成要素である容量制御手段からの制御圧を導くことによ
ってポンプ軸一回転当たりの吐出量を変化させる。

そして、該容量制御手段は上記油圧ポンプと主回路を連
通する主流路から分岐してタンクもしくは潤滑回路もし
くは低圧回路に連通する分岐流路の途中に設け、上記制
御アクチユエータの圧油を制御する。

例えば、前記制御手段又は選択手段からの信号圧が一定
のとき、該主回路MLにおけるオイルの消費量が減少した
場合、主回路MLの圧力が吐出流量の過剰を来たし、それ
までより高くなる。そのため、容量制御手段は制御アク
チユエータの油圧を変化させ、可変容量油圧ポンプの吐
出流量を減らす方向に容量調整部材を移動させる。その
結果、該油圧ポンプの吐出流量は減少し、主回路MLの圧
力が目標の圧力に下がると共に、容量制御手段が該油圧
ポンプの容量調整部材をその状態に保持し、主回路MLの
圧力を目標圧力に維持する。

一方、前記第１ないし第２制御回路のうち、上記制御手
段又は選択手段から容量制御手段に出力している信号圧
が無段変速機の出力負荷および変速などによって主回路
の圧力に接近した場合、容量制御手段は該信号圧の変化
に迅速に応答し、上記油圧ポンプの吐出量を増やす方向
に上記制御アクチユエータの油圧を変化させる。これに
より、該油圧ポンプの吐出流量が増加し、主回路の圧力
を上昇させる。そして、所定の圧力まで上昇すると、主
回路の圧力は容量制御手段の作動により、消費流量の増
減に対応して油圧ポンプの吐出流量が変化し、所定の圧
力に保持される。

余剰オイルをタンクないし潤滑回路等へ排出する第２の
具体的実施の態様の制御方式に対して、この実施の態様
ではポンプの吐出流量を直接増減する制御方式のため、
ポンプの吐出流量が必要最小限にできた。

その結果、無段変速機の入力軸に直結された油圧ポンプ
の駆動トルクは第２の具体的実施の態様の油圧ポンプに
比べ、低速回転時の最大変速時でほぼ同等な大きさにな
るが、それ以外の大部分の運転条件ではすべて小さくな
った。この傾向は変速速度が遅いほど、あるいは入力回
転数が高いほど顕著であり、特に定常運転では極めて小
さな駆動トルク（動力損失）になった。

これにより、実際の使用において変速機効率は大幅に向
上し、車両運行時の燃料消費が一層減少した。また、不
要な余剰オイルの排出がないため、油圧エネルギの熱エ
ネルギへの変換がなくなって過度な油温上昇に至らなく
なると共に、タンク内の泡立ちが激減した。それによっ
て前者の場合はオイルクーラが不要となり、オイルの粘
度低下による焼き付きが防止できた。後者の場合は油圧
ポンプに吸込まれるオイルの圧縮性が減じて制御の応答
を向上させることによって最適燃費線に沿った制御、あ
るいはフイーリングの良い制御が可能になった。

〔発明の実施例〕

第２図は本発明が工作機械等に適用された構成であり、
無段変速機の入力軸10を図示しない電気モータによって
一定回転で駆動し、出力軸50の回転数を無段階に変化さ
せ、切削速度を制御するために用いた場合について説明
する。

この変速機の入力軸10はプーリ軸30が一体的に形成され
ており、このプーリ軸30には円錐形状の固定プーリ31が
一体的に固着されている。このプーリ軸30へは可動プー
リ32がスプライン結合等により取付けられてプーリ軸30
とともに回転するが、プーリ軸30の軸方向へ移動可能と
なっている。

可動プーリ32と入力軸10との間にはシリンダ室35が設け
られており、第１制御回路220からの油圧供給により拡
張され、固定プーリ31との間の溝幅を変更できるように
なっている。これによって固定プーリ31、可動プーリ32
へ巻掛けられるベルト60の巻掛け直径が変更される。

シリンダ室35内には圧縮コイルばね34が介在され、シリ
ンダ室35の拡張方向に可動プーリ32を付勢しており、停
電時に油圧供給が停止した場合にもベルト60の脱落を防
止するようになっている。

一方出力軸50においても入力軸10と同様にプーリ軸40が
固着され、このプーリ軸40へ固定プーリ41が一体的に取
付られている。またプーリ軸40と軸方向へのみ相対移動
可能な可動プーリ42はプーリ軸40との間にシリンダ室45
が設けられ、第２制御回路230からの油圧供給により可
動プーリ42が固定プーリ41へと接近してベルト60の巻掛
け直径を変更できるようになっている。また同様にこの
シリンダ室45内には圧縮コイルばね44が配置されて可動
プーリ42を固定プーリ41方向へと付勢している。

ベルト60は入力軸10の回転力を出力軸50へと伝達させる
ために強固な金属で製作されており、かつ自由に撓むこ
とができるように複数個の構成要素が互に連結されてい
る。出力軸50へ伝えられる回転数はベルト60が固定プー
リ31、可動プーリ32へ巻掛けられている巻掛け直径と固
定プーリ41、可動プーリ42へ巻掛けられている巻掛け直
径の直径比の逆数となる。

さらにこれらの入力軸10、出力軸50には回転数センサ7
0、71が取付けられており、これらの回転数を検出して
コントローラ72へ信号を送るようになっている。

これらの入力軸10、出力軸50へ圧油力を供給する第１制
御回路220、第２制御回路230は油圧供給手段310で発生
された油圧が第１調整手段110、第２調整手段120で必要
な圧力に調整された後に送られるようになっており、ま
たこれらの第１制御回路220、第２制御回路230の圧力が
制御手段160で検出され、油圧供給手段310を制御するよ
うになっている。

油圧供給手段310の一部を構成する油圧ポンプはケーシ
ング314内に互に噛み合う一対の歯車312、313が設けら
れ、これらはそれぞれポンプ軸311へ固着されるととも
に、このポンプ軸311がケーシング314へ軸支されてい
る。一方のポンプ軸311は図示しないモータによって定
速で回転されるようになっている。

ケーシング314には歯車312、313の噛み合い部を介した
反対側に入口315及び出口317が形成されている。

入口315は配管303及びサクシヨンフイルタ302を介して
タンク301のオイルを吸引するようになっており、歯車3
12、313とケーシング314との間に形成される油室316を
通ってオイルが出口317へと送られる構成である。

出口317には主回路200の一端が連通されており、第１調
整手段110、第２調整手段120へとオイルを送り出すよう
になっている。

主回路200の一部からは流路201が分岐しており、圧力調
整弁320へと連通している。

この圧力調整弁320ではシリンダ室322へスプール321が
収容され、このスプール321には一端部に拡径部321Aが
設けられ中間部には拡径部321Bが設けられている。拡径
部321Aの端面321aはシリンダ室322の端面との間にチヤ
ンバ322aを形成しており、このチヤンバ322aは流路202
を介して流路201へと連通されている。この流路202には
絞り流路202aが形成されてダンパとなっている。

拡径部321Bの角部321cはシリンダ室322の中間部に設け
られる拡径溝322Cの角部322cと対応している。このため
拡径部321Bが第２図の図示状態から左方向へと移動する
と流路201は拡径溝322Cを介して流路324へとオイルを送
ってタンク301へと戻すようになっている。しかし角部3
21cが角部322cよりも右側へ移動すると拡径溝322Cは流
路201と遮断される。流路324の途中は必要な潤滑部を介
するようにしている。

拡径部321Bとシリンダ室322の壁面との間には圧縮コイ
ルスプリング323が介在され、チヤンバ322aを縮小する
方向に付勢している。

圧縮コイルスプリング323が収容されて端面321bと面し
ているチヤンバ322bは信号圧回路250を介して制御手段1
60へと連通している。

次に第１調整手段110について説明する。

この第１調整手段110はコントローラ72からソレノイド1
16に供給した電流に比例する油圧を第１パイロツト回路
118に発生させるようになっている。このためシリンダ
室113にはスプール111が収容され、圧縮コイルばね112
で一方向に付勢されている。スプール111に形成される
拡径部111c、111dはその間にチヤンバ111eを形成してお
り、このチヤンバ111eはスプール111の動きで主回路200
と連通遮断されるとともに第１制御回路220へと連通さ
れている。

また拡径部111dを介してチヤンバ111eの反対側の端面11
1aが面するチヤンバ111fは第１パイロツト回路118と連
通されている。この第１パイロツト回路118は一部が分
岐路119を介してタンク301へと戻るようになっている。
この分岐路119がポペツト弁115で開閉遮断されることに
より第１パイロツト回路118の圧油を分岐路119を介して
タンク301へ戻したり、チヤンバ111fへ送り込んでチヤ
ンバ111eと主回路200との連通面積を調整できるように
なっている。このポペツト弁115は可動鉄心114へ固着さ
れており、この可動鉄心114はソレノイド116の励磁力に
よって分岐路119を閉止する方向へ移動でき、このソレ
ノイド116はコントローラ72によって制御されるように
なっている。

これによってスプール111は第１パイロツト回路118の圧
力に比例した位置にスプール111を移動させてプーリ軸3
0のＶ形溝幅を調整できるようになっている。

なおシリンダ室113は拡径部111dの移動により流路205a
を介して潤滑回路240へと連通されるようになってい
る。

第２調整手段120も第１調整手段110と同様にコントロー
ラ72からソレノイド126に供給した電流で可動鉄心124、
ポペツト弁125を動かし、この電流に比例する油圧をパ
イロツト回路128に発生させるようになっている。シリ
ンダ室123にはスプール121が収容され、圧縮コイルスプ
リング122で一方向に付勢されている。スプール121に形
成される拡径部121c、121dはその間にチヤンバ121eを形
成しており、このチヤンバ121eはスプール121の動きで
主回路200と連通遮断されるとともに第２制御回路230へ
と連通されている。シリンダ室123は流路205bを介して
潤滑回路240へと通じている。

また端面121aが面するチヤンバ121fは分岐路129、第２
制御回路230を介してシリンダ室45と連通され、シリン
ダ室45の圧力をスプール121へ伝え自己フイードバツク
方式により電気的に圧力制御を行うようになっている。

圧縮コイルばね122を収容するシリンダ室121gはパイロ
ツト回路128と連通しており、このパイロツト回路128は
オリフイス127を介して主回路200と通じている。

第１制御回路220、第２制御回路230からは第１分岐回路
221、第２分岐回路231がそれぞれ連通されて制御手段の
選択手段160へと至っている。

この制御手段160について説明する。

シリンダ室159にはスプール161が収容され、このスプー
ル161の両端部に形成される拡径部161c、161dの間にチ
ヤンバ165cを形成している。端面161aとシリンダ室159
の端面との間に形成されるチヤンバ165aは、流路221aを
介して第１分岐回路221へと連通されている。

一方拡径部161cの端面161bとシリンダ室159の端面との
間のチヤンバ165b内に圧縮コイルスプリング164が介在
され、スプール161はチヤンバ165aの縮少方向に付勢さ
れている。

このためスプール161は第２図の中心線の両側に示され
る２状態をとることができ、中心線の下側に示される状
態では拡径部161dがチヤンバ165aの容積を全くなくすま
で移動しており、この状態では拡径部161cが環状溝162
と対応して遮蔽するようになっている。この環状溝162
はシリンダ室159の内径を部分的に拡大する状態で形成
されており、流路221bへと連通されている。

またチヤンバ165cはこの状態で環状溝163と流路231bを
介してチヤンバ165bに連通されている。このチヤンバ16
5bの中に圧縮コイルスプリング164が収容されている。

またスプール161は第２図の中心線の上側に示される状
態では拡径部161dが環状溝163を遮蔽するようになって
いる。この環状溝163は環状溝162と同様にシリンダ室15
9の内径を部分的に拡大する状態で形成されており、一
部に流路231bが連通されるとともに第２分岐回路231に
連通されている。従ってこの環状溝163は中心線の下側
に示されるようにスプール161が最大量右側へ移動した
状態ではチヤンバ165cと第２分岐回路231とを連通する
ようになっている。このチヤンバ165cはスプール161が
いかなる状態にあっても信号回路250と連通されてい
る。

このためこの制御手段における選択手段160では第１制
御回路220の圧力が第２分岐回路231の圧力よりも高いと
中心線の上側で示される如くチヤンバ165aが最大となる
ようにスプール161が移動し、これによって第１分岐回
路221は流路221aを介してチヤンバ165aに圧力を導くと
ともに、流路221b、チヤンバ165cおよび信号回路250を
介して圧力調整弁320へとこの第１制御回路220の圧力を
伝える。また第２分岐回路231の圧力が第１制御回路220
よりも高いと第２分岐回路231の圧力が流路231b、チヤ
ンバ165bを介してスプール端面161bに作用してスプール
161を中心線の下側に示されるように逆方向に最大量移
動するので、第２分岐回路231の圧力がチヤンバ165c、
信号回路250を介して圧力調整弁320へと伝達されるよう
になっている。

なお、選択手段160に油圧を導く第１ないし第２分岐回
路221、231が第１ないし第２制御回路220、230と同じ圧
力である第１ないし第２調整手段110、120のチヤンバ11
1e、121eと直接連通する場合でも何ら問題ない。これに
よる利点は、各プーリへの制御油圧を早い時期に検出
し、かつ最短距離で導くことができるので、主回路圧制
御の応答性が向上する。

次に本実施例の作用を説明する。

油圧供給手段310の第１歯車312がモータによってポンプ
軸311を介して回転駆動されると、相対した第２歯車313
とかみ合いながら回転する。これによってケーシング31
4と歯車312、313の歯で形成される油室316にタンク301
のオイルがサンクシヨンフイルタ302を介して吸い込ま
れ、油室316がほぼ一回転して主回路200へ吐出する。ポ
ンプ311の一回転当たりに吐出する量は油室316の容積と
歯数によって決まる。

主回路200に吐出されたオイルは圧力調整弁320により所
定の設定圧に調圧し、主回路200の余剰オイルを、潤滑
必要個所への給油を経て、タンク301に排出する。その
設定圧は圧力調整弁320のスプール321の端面321bに作用
するスプリング323の荷重と制御手段160からの信号圧に
よる油圧力とによって第３図に示すように決まる。

例えば、主回路200の圧力が消費流量の減少（吐出流量
の過剰）によって設定圧よりも高くなった場合、圧力調
整弁320のシリンダ室322に摺動自在に挿入されたスプー
ル321は端面321aに作用する主回路200の圧力による油圧
力が端面321bに作用するスプリング322のばね荷重と信
号圧による油圧力との合成力に打ち勝って、スプール32
1が図示した位置からスプリングを圧縮する方向に動
き、端面321a側のチヤンバ322aにスプール321の移動量
に比例したオイルが主回路200から流路201、202、絞り2
02aを経て流入する。そして、スプール角部321cと弁体
角部322cの開度が増し、主回路200の余剰オイルを回路2
01を介して潤滑部に連通した流路324に排出する。

このように、圧力調整弁320による主回路200の圧力制御
は角部321cと弁体角部322cによって形成される環状絞り
の開口面積が主回路200の圧力を設定圧に保持するため
に変化し、余剰オイルの排出を適宜行って供給流量と消
費流量のアンバランスを補正する。

また、消費流量が増大した場合には上記と逆に作動し、
圧力を保持する。

次に、信号圧の変化による主回路200の圧力の制御につ
いて説明する。

いま、制御手段160からの信号圧が速度比あるいは負荷
の変化によって高くなった場合について説明する。

圧力調整弁のスプール321は端面321bに作用する信号圧
による油圧力の減少によってスプリング323を伸ばす方
向に動き、スプール角部321cと弁体角部322cによって形
成される環状絞りの開口面積が減少し拡径溝322Cを通っ
てタンク301へと至る余剰オイルの排出を抑制する。そ
れによって主回路200の圧力は上昇し、端面321bに作用
する信号圧変化による油圧力増分と等しい油圧力増分が
主回路200の圧力の作用する端面321aに得られるまで変
化する。すなわち、第３図に示す特性のうち、傾きＫは
端面321aの受圧面積に対する端面321bの受圧面積の比に
なり、オフセツト圧Ｌはスプリング323の荷重に比例す
る。

また、逆に該信号圧が速度比あるいは負荷の変化によっ
て低くなった場合、圧力調整弁のスプール321は端面321
bに作用する信号圧の低下によってスプリング323を圧縮
する方向に動き、上記環状絞りの開口面積が増加して余
剰オイルの排出を緩和する。それによって端面321aに作
用する主回路200の圧力は下がり、端面321bに作用する
信号圧変化に伴う油圧力減少分と等しい油圧力減少分が
同様に端面321aに得られるまで変化する。なお、主回路
200の圧力をチヤンバ322aに導く流路202の途中にある絞
り202aはスプール321の動きをダンピングする。

次に第１制御手段110による入力軸10と出力軸50の速度
比制御について説明する。

ポペツト弁115はソレノイド116に供給した制御手段72か
らの電流に比例する圧力を第１パイロツト回路118に発
生させるものであり、第１パイロツト回路118の圧力に
比例した位置にスプール111が制御されプーリ軸30のＶ
溝幅を調整する。

例えば、ある速度比からプーリ軸30のベルト巻掛け半径
が大きくなる増速比側へ変速する場合、ソレノイド116
に供給する電流が制御手段72からの制御で増えて第１パ
イロツト回路118の圧力が上昇し、第１調整手段110のス
プール111が端面111aの油圧力によってスプリング112を
圧縮する方向に動き、主回路200のオイルを第１制御回
路220を介してプーリ軸30のシリンダ室35に供給する。
その結果、シリンダ室35の圧力が上昇して可動プーリ32
は固定プーリ31側へ押され、Ｖ溝幅を縮めてベルト60の
巻掛け半径を大きくする。（プーリ軸40のベルト巻掛け
半径は相対的に小さくなる。）そして、目標の速度比に
達すると、スプール111は第２図に示す中立位置近傍の
所定位置に戻る。

逆に、ある速度比からプーリ軸30のベルト巻掛け半径が
小さくなる減速比側へ変速する場合は制御手段72からの
制御によりソレノイド116に供給する電流の減少によっ
て第１パイロツト回路118の圧力が低下し、スプール111
の端面111aに作用する油圧力がスプリング112のばね荷
重に打ち負けてスプール111はスプリング112を伸ばす方
向に動く。そしてプーリ軸30のシリンダ室35のオイル
を、第１制御回路220を介して潤滑回路240に排出し、シ
リンダ室35の圧力を下げる。その結果、可動プーリ32は
ベルト60に作用した張力によってベルト60がＶ溝幅を広
げる方向に食い込み、ベルト60のプーリ軸30への巻掛け
半径を小さくする。

一方、速度比を一定に制御しているときにはスプール11
1の位置が図に示す中立位置近傍に保持され、シリンダ
室35の圧力を所定のレベルに制御する。すなわち、その
圧力は伝達トルクが大きくなるほど高くなる。ただし、
回転数が高くなるとシリンダ室35の圧力が遠心力の影響
で高くなるため、第１制御回路220の圧力はプーリ回転
数が高いほどシリンダ室35の圧力より低いレベルに制御
することになる。オリフイス117はソレノイド弁による
分岐路119からの消費流量と第１調整手段110の応答性を
左右する。

第２調整手段120は第１調整手段110と同様ソレノイド弁
とスプール121より成るが機能的には異なり、プーリ軸4
0のシリンダ45の圧力をソレノイド126に供給した電流に
比例して制御できる。

第２調整手段120はシリンダ室45のシリンダ制御圧を第
４図ないし第５図に示すように速度比の関数そして制御
偏差（目標速度比と実速度比の差）の関数として制御す
る。すなわち、第２調整手段120の働きは第１にベルト6
0とプーリ41、42との接触面圧およびベルト60の張力を
適切な状態に制御すること、第２に目標速度比に対して
実測の速度比が遅れ、所定の偏差が生じた場合（通常は
プーリ軸30によって速度比制御をする）、積極的に偏差
を減らす方向にプーリ軸40に作用させる推力で加勢す
る。

これを詳しく説明すると、第２調整手段120は制御対象
の圧力である第２制御回路220の制御圧をスプール121の
端面121aに導いてマイナフイードバツクを行う。すなわ
ち、スプール121の位置は端面121aの作用するシリンダ4
5の圧力に対応した油圧力と、端面121bに作用するソレ
ノイド126に供給した電流に対応するパイロツト回路128
の圧力による油圧力と、そしてスプリング122によるば
ね力との釣り合いによって決まり、第２制御回路230の
圧力は主回路200あるいは潤滑回路240の分岐回路205bと
の連通状態をスプール121の動きによって調整し、パイ
ロツト回路128の圧力に比例した圧力に制御される。

例えば、パイロツト回路128の圧力が一定の場合に可動
プーリ42がシリンダ45の体積を減らす方向に動いても、
第２調整手段120は第２制御回路230の圧力上昇を敏感に
検出してスプール121が第２制御回路230の圧油を潤滑回
路240に排出する方向に動き、可動プーリ42の動きに対
応した流量を排出して一定に保持する。

逆に、可動プーリ42がシリンダ45の体積を増す方向に動
くと、第２調整手段120は第２制御回路230の圧力低下を
同様にスプール121の動きで敏感に検出して主回路200の
圧油を第２制御回路230を介してシリンダ45に補給し、
一定に保持する。

一方、ソレノイド126に供給する電流が制御手段72から
の指令により、低い電流に下げられた場合は次の通りで
ある。

ソレノイド126に供給される電流が下がると可動鉄心124
に作用するパイロツト回路128の圧力に対抗した吸引力
が低下し、ポペツト部125の保持力の低下によりパイロ
ツト回路128の圧油をタンクへ逃がす。それによりオリ
フイス127を通過する流量の増大に伴ってパイロツト回
路128の圧力が低下し、パイロツト回路128の圧力は上記
吸引力に釣り合う圧力まで下がる。なお、パイロツト回
路128の圧力は主回路200の圧力とオリフイス127を境に
異なり、その差はオリフイス127を通過する流量（ソレ
ノイド弁のポペツト部125からタンクへ排出される量と
スプール121の動きに伴う流量）が多いほど大きくな
る。

パイロツト回路128の圧力がソレノイド126の電流減少に
よって下がると、端面121bの作用力が減少し、スプール
121は端面121aに作用する第２制御回路230の圧力による
油圧力によってスプリング122を圧縮する方向に動き、
第２制御回路230を介してシリンダ45のオイルを潤滑回
路240へ逃がす。第２制御回路230の圧力がパイロツト回
路128の圧力変化に比例した量だけ下がると、スプール1
21は第２図に示す中立位置にほぼ復帰して第２制御回路
230およびシリンダ45の圧力を保持する。

選択手段160はスプリング161の両端面161a、161bに導か
れた第１制御回路220、第２制御回路230の圧力によって
二位置に切換えられ、高い方の回路と信号圧回路250が
連通される。第２図はその二位置をスプール161の中心
線を境に示してある。なお、端面161bにはスプール161
の初期位置を決めるため、弱いスプリング164が作用
し、最重要な第２制御回路230の圧力を優先して出力し
ている。

例えば、第２制御回路230の圧力が第１制御回路220の圧
力より高いと、スプール161はチヤンバ165bの圧力によ
ってチヤンバ165aの容積が小さくなる方向に押され、第
２制御回路230に連通した環状溝163がチヤンバ165cを介
して信号圧回路250と連通し、第２制御回路230の圧力が
圧力調整弁320に導かれて主回路200の圧力は第２制御回
路230の圧力と共に変化することになる。

次に変速操作等によって第１制御回路220の圧力が第２
制御回路230の圧力より高くなると、スプール161はスプ
リング164を圧縮し、チヤンバ165aの容積が増える方向
に動く。そして、第１制御回路220に連通した環状溝162
がチヤンバ165cを介して信号圧回路250と連通し、第１
制御回路220の圧力が圧力調整弁320に導かれて、主回路
200の圧力は第１制御回路220の圧力の増減によって変化
することになる。

ただし、いずれの場合も、主回路200の圧力は第５図に
示すように第１ないし第２制御回路220、230の圧力より
高いか同じで主回路圧の最高値はスプリング323のばね
荷重を、主回路圧の作用する端面321aの作用面積から信
号圧回路圧の作用する端面321bの作用面積を差し引いた
面積差で割った値になる。このためスプリング323のば
ね荷重によって調整ができ、特別な安全弁は不要であ
る。

第１実施例は主回路200の圧力が特別な電子制御手段を
用いず、安価で、確実な油圧制御手段を用いて余剰オイ
ルの排出制御により制御するものであり、従来技術に比
べて主回路の圧力を平均的に低くできる。特に、速度比
が高い（変速比が低い）、入力トルクが低い、そして変
速頻度が低い運転状態で大きな効果が得られる。

次に第６図に従い、本発明の第２実施例を説明する。

この実施例では、エンジンによって常に駆動され、かつ
１回転当りの吐出量が無段階に調整できる可変容量形ベ
ーンポンプ80と、そのポンプ１回転当たりの吐出量を調
整して主回路200の圧力を調整する容量制御弁90と、発
進クラツチの湿式多板クラツチ20に制御圧を供給するク
ラツチ圧制御弁100を設けた点が前期実施例と異なって
いる。

容量制御弁90はシリンダ93、シリンダ93内を摺動可能に
組込まれたスプール91、スプール91の端面91bに作用す
るスプリング92から成り、シリンダ93には主回路200に
流路201を介した連通した環状溝93a、可変容量形ベーン
ポンプ80の制御チヤンバ87に流路88を介して連通したポ
ート93c、タンク94に解放された環状溝93bを有してい
る。

スプール91の端面91aには主回路200の圧力が分岐流路20
2を介して導かれ、端面91cには選択手段160の信号圧が
信号圧回路250を介して導かれている。さらに端面91bに
はスプリング92が端面91cに作用する油圧力と同じ作用
方向に作用する。

可変容量形ベーンポンプ80はハウジング89のガイド面89
a、89bに沿って摺動するスライドカム81、ベーン83を放
射状に、かつ摺動可能に取付けたロータ82、スライドカ
ム81を最大偏心方向に押し付けるスプリング85、ハウジ
ング89とスライドカム81によって分離形成されたバイア
スチヤンバ86、制御チヤンバ87から成っている。

なお、このバイアスチヤンバ86、制御チヤンバ87、スプ
リング85は制御アクチユエータを形成し、そしてスライ
ドカム81は容量調整部材を形成している。バイアスチヤ
ンバ86には主回路200の圧力が流路203を介して導かれ、
制御チヤンバ87には容量制御弁90からの制御圧が流路88
を介して導かれている。スライドカム81の位置（偏心
量）はバイアスチヤンバ86の圧力による作用力と制御チ
ヤンバ87の圧力による作用力およびスプリング85による
作用力の釣り合いによって決まる。

次に可変容量形ベーンポンプ80と容量制御弁90によって
主回路200の圧力が制御できる仕組みについて記述す
る。

可変容量形ベーンポンプ80において、２枚のベーン83で
囲まれたベーン室84はエンジンに直結のロータ82の回転
により体積が変化し、その体積変化量はスライドカム81
の円筒カム面81eの中心とロータ82の中心との偏心量に
比例する。すなわち、ベーン室84の体積が増加する領域
ではベーン室84と吸込ポート89cが連通し、タンク94の
オイルをサンクシヨンフイルタ72を介してベーン室84に
吸込む。そして、ベーン室84の体積が減少する領域では
ベーン室84が吐出ポート89dに連通し、ベーン室84のオ
イルを主回路200に吐出する。

主回路200の圧力はポンプ80からの吐出流量と各制御弁1
00、110、120などで消費される流量がバランスすること
によって保持され、不要なオイルを全く吐出しないもの
である。

例えば、定常走行の定速度比状態から変速をする場合、
消費流量の増加によって主回路200の圧力が下がり始め
ると、容量制御弁90の端面91aに作用する油圧力が減少
し、スプール91が主回路200の圧油を、流路201、環状溝
93a、ポート93c、流路88を経て、制御チヤンバ87に導く
方向に動く。その結果、制御チヤンバ87の圧力が上昇
し、その圧力増加によってスライドカム81を偏心量が増
す方向に押し、ポンプ80からの吐出流量が増えて主回路
200の圧力を一定に保持する。

一方、主回路200の圧力は第１実施例と同様、制御手段1
60からの信号圧によってシフト的に制御できる。その機
能は容量制御弁90によって与える。すなわち、信号圧が
増加すると、スプール91の端面91cに作用する油圧力が
増加し、それに対向して端面91aに作用する油圧力が端
面91cの油圧力増分と等しい分だけ増加する。すなわ
ち、第４図に示す特性のうち、傾きＫは端面91aの受圧
面積に対する端面91cの受圧面積の比になり、その比は
１以下である。また、オフセツト圧Ｌは端面91bに作用
するスプリング92のばね荷重に比例し、端面91aの受圧
面積に反比例する。しかも、主回路圧は信号圧と同等も
しくはそれより高いことより、圧力の上限も上記受圧面
積の差とスプリング92の作用力で決まる。

湿式クラツチ20は、ピストン21により摩擦部材をはさみ
つける構造であり、そのクラツチ20による伝達トルク
は、ほぼピストン21に作用する油圧に比例する。その油
圧は、コントローラからの電気信号によって作動するク
ラツチ圧制御弁100によって制御される。すなわち、発
進時の動力伝達状態は、湿式クラツチ20、クラツチ圧制
御弁100によって電気的に制御できる。

第２実施例による効果は第１実施例が主回路200の圧力
を余剰オイルの排出によって必要最小限にするにとどま
っているのに対し、さらに主回路200へ吐出するポンプ
流量を必要最小限にできるため、ポンプ80を駆動するに
要するトルクが一層小さくなり、無段変速機としての効
率が向上した。その効果、車両の運行燃費が良くなると
共に、油圧系のエネルギ効果がよいことにより、タンク
内油温の上昇を押え、オイルの劣化、摺動面の焼付きを
防止できた。

次に第７図には本発明の第３実施例が示されている。こ
の第３実施例では、主回路200の圧力が変化する場合で
もパスル幅変調方式のコントローラにより各スプール弁
をコントロールするようになっている。本実施例は特に
電子制御回路の簡素化に対応した油圧制御装置の構成と
したもので、第４図ないし第５図に示すような第２変速
プーリ40のシリンダ制御圧および発進クラツチ20の制御
圧を開ループ系で、かつパルス幅変調方式により制御す
ることが第１の目的である。

なお、本発明の主要構成要素との関係は第２実施例と同
じである。以下、主として第２実施例と異なる構成につ
いて作動原理も含めて説明する。

第２実施例に対して付加されたものは減圧弁140、パイ
ロツト供給回路260であり、第２調整手段120のスプール
121および各制御弁のソレノイド弁100P、110P、120Pが
形状的に変更されている。

各ソレノイド弁の元圧を主回路200の圧力（制御状態に
よって変化）以下で、一定圧に制御する。パイロツト供
給回路260にオイルを供給する減圧弁140はスプール14
1、スプリング142そしてシリンダ143によって構成され
る。スプール141は外径の異なる二つの円筒部（受圧面
の面積差をつくるため）をそれより外径の小さい棒部材
で一体的に結合する。シリンダ143にはスプール141を直
線的にかつ摺動可能に案内する内径の異なったシリンダ
143a、143bそして主回路200に連通した環状溝143cが形
成されている。以下、減圧弁140の作動原理について説
明する。

シリンダ143のシリンダ143a、143bに挿入されたスプー
ル141にはその端面141bにスプリング142による作用力が
スプール141の移動量に比例した大きさで作用し、径違
いの受圧面141a、及び141cの面積差とチヤンバ143dの圧
力の積による油圧力がスプール141に作用してスプリン
グ142による作用力と対抗している。

例えば、チヤンバ143dの圧力が通常時より低いと、スプ
ール141はスプリング142の作用力に打ち負けて環状溝14
3cとスプール面141cによる絞り開度が大きくなる方向に
動き、主回路200の圧油をチヤンバ143dに流入させてチ
ヤンバ143d内の圧力を高める。そして、高くなり過ぎる
と、スプール141に作用する油圧力がスプリング142によ
る作用力に打ち勝って環状溝143cとスプール面141cによ
り絞り開度を減少させ、チヤンバ143dの流入流量の減少
によってそのチヤンバ143d内の圧力を下げる。

この結果、チヤンバ143dの圧力が一定に制御され、その
一定圧のオイルがパイロツト供給回路260を介して各ソ
レノイド弁100P、110P、120Pに供給される。

本実施例のパルス幅変調式制御弁には発進クラツチのス
ムーズな接続を制御するクラツチ圧制御弁100、無段変
速機の速度比をコントローラからの指令により制御する
絞り開度制御系の第１調整手段110そしてベルト60とプ
ール軸40（結果的にプーリ軸30も）との面圧を速度比に
対応して制御する圧力制御形の第２調整手段120があ
り、各制御弁には同じ作動原理のソレノイド弁100P、11
0P、120Pを有している。

例えば、ソレノイド弁120Pはソレノイド126、スプリン
グ127、可動鉄心124そして可動鉄心124と一体のポペツ
ト部125からなり、ソレノイド120Pにはオリフイス128a
を介してパイロツト供給回路260の圧油が供給されてい
る。

ソレノイド126に通電されていないときは可動鉄心124が
スプリング127によって押され、ポペツト部125が弁座12
8bに密着してパイロツト流路128の圧力はパイロツト供
給回路260の圧力と同じになる。そして、ソレノイド126
に通電されると、可動鉄心124はスプリング127を圧縮す
る方向に吸引され、ポペツト部125は弁座128bから離
れ、パイロツト流路128の圧力は大気圧近傍まで下が
り、オリフイス128aから流入したオイルはソレノイド12
0Pを通ってタンク内へ排出される。

このパルス幅変調方式はこの無通電時間と通電時間との
比率を一定なトータル時間内で変化させ、パイロツト流
路128の平均圧力を電気的に制御するものである。

一方、第２調整手段120は受圧面積の異なる端面121a、1
21bを有するスプール121、受圧面積の大きい端面121bに
作用するスプリング122などから成り、スプール121の端
面121bにはパイロツト流路128の圧力が、そして端面121
aには最終的に制御する第２制御回路の圧力がそれぞれ
導かれている。この主弁120M（他の主弁も同様）の作動
原理はこれまでの実施例と同じである。

第３実施例による効果はマイクロコンピュータを演算処
理部に設けて電子制御回路を構成した場合、D/A変換器
および定電流回路が不要になり、電子制御回路の簡素化
によって小形化、低コスト化が達成できた。更に、各制
御弁100、110、120の電気・油圧変換弁として用いるソ
レノイド弁はソレノイド106、116、126がオン／オフ的
に通電する２位置切換弁であり、可動鉄心と吸着面との
エアギヤツプを小さくして大きな吸着力（エアギヤツプ
量に反比例）を得ることができるため、ソレノイド10
6、116、126のコイル巻数を減らして小形、軽量化がで
きると共に、ソレノイド106、116、126により電力消費
量を少なくできる。また車両のバツテリ容量および発電
機容量を小さくできることで車両の軽量化と燃費の向上
に寄与した。

第８図は第６図の変形例であり、制御手段160を板ばね1
55で構成した。この板ばね155の両端155a、155bはそれ
ぞれ第１分岐回路221、第２分岐回路231の圧力上昇によ
りこれらの回路を信号圧回路250と通ずるように付勢力
を有している。このため構成が簡単で第６図と同様の効
果を達成できる。なお、信号圧回路250には制御手段160
の上流側に逃しオリフイス168が設けられている。

〔発明の効果〕

以上説明した如く、本発明に係る無段変速機用油圧制御
装置は、無端ベルトが巻掛けられる一対のプーリのベル
ト巻掛溝幅を油圧でそれぞれ変更して一対のプーリ間で
変速する無段変速機用油圧制御装置であって、主回路に
供給する油圧が変更できる油圧供給手段と、この油圧供
給手段からの油圧を各プーリでの必要圧に調整する第１
調整手段及び第２調整手段と、この第１調整手段及び第
２調整手段から第１および第２の制御回路を介して各プ
ーリへ供給される油圧が作用する部位から検出した油圧
のうち高い油圧を検出して前記油圧供給手段の発生油圧
を制御する制御手段と、を有するので、変速機効率を向
上することができる優れた効果を有する。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の概要を示すための概略構成図、第２図
は本発明の第１実施例を示す構成図、第３図は第１実施
例の主回路の圧力制御線図、第４図は第２変速プーリの
シリンダ制御圧と速度比との関係を示す線図、第５図は
上記シリンダ制御圧と制御偏差の関係を示した線図、第
６図及び第７図はそれぞれ本発明の第２実施例及び第３
実施例を示す構成図、第８図は第６図の変形例を示す構
成図、第９図は従来の無段変速機の油圧制御装置を示す
概略構成図である。 10……入力軸、 31、41……固定プーリ、 32、42……可動プーリ、 50……出力軸、 60……ベルト、 110……第１調整手段、 120……第２調整手段、 200……主回路、 220……第１制御回路、 230……第２制御回路、 310……油圧供給手段、 320……圧力調整弁。

Claims (4)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】無端ベルトが巻掛けられる一対のプーリの
   ベルト巻掛溝幅を油圧でそれぞれ変更して一対のプーリ
   間で変速する無段変速機用油圧制御装置であって、主回
   路への供給油圧が変更できる油圧供給手段と、この油圧
   供給手段からの油圧を各プーリでの必要圧に調整する第
   １調整手段及び第２調整手段と、この第１調整手段及び
   第２調整手段から第１および第２の制御回路を介して各
   プーリへ供給される油圧が作用する部位から検出した油
   圧のうち高い油圧を検出して前記油圧供給手段の発生油
   圧を制御する制御手段と、を有することを特徴とした無
   段変速機用油圧制御装置
2. 【請求項２】前記制御手段は、第１、第２調整手段から
   の油圧をそれぞれ導く第１、第２分岐回路と、これらの
   分岐回路からの油圧のうち高い油圧を選択する選択手段
   と、選択された油圧を前記油圧供給手段へ導く信号圧回
   路と、を有することを特徴とする前記特許請求の範囲第
   １項に記載の無段変速機用油圧制御装置。
3. 【請求項３】前記油圧供給手段は、所定流量を吐出する
   容積形回転油圧ポンプと、前記検出された油圧に基づ
   き、ポンプからの余剰オイルをタンクに戻して第１、第
   ２調整手段への供給油圧を制御する圧力調整弁とを有す
   る前記特許請求の範囲第１項又は第２項に記載の無段変
   速機用油圧制御装置。
4. 【請求項４】前記油圧供給手段はポンプ軸１回転当たり
   の吐出量を無段階に調整できる可変容量ポンプと、吐出
   量を調整して供給油圧を前記検出された油圧に対応した
   油圧に制御できる容量制御手段と、を有する前記特許請
   求の範囲第１項又は第２項に記載の無段変速機用油圧制
   御装置。