JPS62132061A - 無段変速機用油圧制御装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 〔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Ｐｉ、
Ｐ２はそれぞれシリンダＣ１、Ｃ２の容積変更により各
コーンＰ３、Ｐ４が接離して無端ヘルｌ−Ｂの巻掛半径
を変更できる。

■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Ｖｌ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■１、■２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ＭＬＩ、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■２によって調整することによって市１目卸される
。それゆえ、シリンダＣ２のｌ自圧は主回路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ＣＩからの排出油量を調整する第１制御手段
■１によって制御される。

第１変連プーリＰｉのシリンダＣ２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、同し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？ｆｆＯ装置を得ること力（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
して一対のブーり間で変速する無段変速機用油圧用制御
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Ｍ　Ｌ　、　Ｍ　Ｌ　１　、Ｍ　Ｌ　２を介して
油圧が第１調整手段■１及び第２調整手段■２へ送られ
、各プーリＰＩ、及びＰ２で必要な油圧力に調整された
後に、第１制御回路ＣＬＩ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ＰＩ、Ｐ２では、各シリンダＣＩ、Ｃ２の油
圧力変更でベルト巻掛はコーンＰ３、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Ｐｌ、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ＣＬＩと第２制御回路ＣＬ２とからは第１
分岐回路ＰＬＩ及び第２分岐回路ＰＬ２が連結され、制
御手段Ｓ■へと至っている。この制御手段ＳＶは第１制
御回路ＣＬＩ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ＣＬＩ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ＰＬＩ、ＰＬ２は、第１
ないし第２制御回路ＣＬＩ、Ｃｌ３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■１
、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Ｍ１．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ＣＩ
、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１３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ずる流路から分
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■１と第２調整手段
■２で消費される最大？Ｍ量に対して多口の流星を連続
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■１、■２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、Ｃ
２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■１、■２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ヘルに制御
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
トローラの面素化ができ、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、
バッ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−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Ｍ
Ｌ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古漬
ポンプの容量（−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ュ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ュエータに、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（ことによ
ってポンプ軸−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
通ず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ずる分岐流路の途中に設け、上記制
御アクチュ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星が減少し
た場合、主回路ＭＬの圧力は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
アクチュ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Ｍ
Ｌの圧力が目標の圧力に下がると共に、容鼠制ｆＴＩＩ
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？Ｉｎアクチュ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Ｂ様
ではポンプの吐出２ＩｔＩｊｔ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、低速回転数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（動力を賢夫）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（
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して制御の応答
を向上させることによって＠適燃費線に沿った制御、あ
るいはフィ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
て一定回転陽駆動し、出力軸５０の回転数を無段階に変
化させ、切削速度を制ｔＴＤ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。

このブーり軸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の巻掛は直径
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。

一７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の巻掛は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５゜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？！数個の構成要素が互に連結
されている。出力軸５ｏへ伝えられる回転数はベルト６
０が固定プーリ３１、可動プーリ３２へ巻掛けられてい
る巻掛は直径と固定プーリ４１、可動プーリ４２へ巻掛
けられている巻掛は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７０．７１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へ油圧力を供給する第
１制御回路２２０、第２制御回路２３０は油圧供給手段
３１０で発生された油圧力が第１調整手段１１Ｏ１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３１２．３１
３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３１
４へ軸支されている。

一方のポンプ軸３１１は図示しないモーフによって定速
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及びサクションフィルタ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３１２．３１３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ヘスプール
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の端面との間にチャンバ３２２ａを形成して
おり、このチャンバ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の端面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？Ｒ３２２
ｃ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。しかし端面３２１ｃ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、チャンバ３２２
ａを縮少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
と而しているチャンバ３２２ｂは信号圧回路２５０を介
して制御手段１６０へと連通している。

次に第１調整手段＋１０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＋１６に供給した電流に比例する油圧力を第１パイ
ロット回路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、１ｌｌｄはそ
の間にチャンバ１ｌｌｅを形成しており、このチャンバ
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を介してチャンバｔｉｌｅの反対側
のポ１面１１１ａが面するチャンバ＋１１ｒは第１パイ
ロット回路１１８と連通されている。

この第１パイロット回路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がポペット弁１１５で開閉遮断されることに
より第１パイロット回路１１８の油圧を分岐路１１９を
介してタンク３０１へ戻したり、チャンバ１ｌｌｆへ送
り込んでチャンバ１ｌｌｅ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。このポペット弁１１５
は可動鉄心】１４へ固着されており、この可動鉄心１１
４はソレノイド１１６の励磁力によって分岐路１１９を
閉止する方向へ手多動でき、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パイロット回路１１
８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３０の■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ａ通されるよう
になっている。

第２３ｆｆｌ　整毛段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、ポペット弁１２５を動かし、こ
の’ＩＩＩ流に比例する油圧力をパイロット回路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１２
２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、＋２１ｄはその間にチャンバ１２
１ｅを形成しており、このチャンバ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１
２３は流路２０５ｂを介して潤滑回路２４０へと通して
いる。

また端面１２１ａが面するチャンバ１２１ｆは分岐路１
２９、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
マイナスフィードバッ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
パイロット回路１２８と連通しており、このパイロット
回路１２８はオリフィス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Ｉ￥８２３１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の間にチャンバ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
チャンバ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
の端面との間のチャンバ１６５　ｂ　内に圧縮コイルス
プリング１６４が介在され、スプール１６１はチャンバ
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がチャンバ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１６１
ｃ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。

またチャンバ１６５ｃはこの状態で流路２３１ｂを介し
てチャンバ１６５ｂに連通されている。

このチャンバ１６５ｂの中に圧縮コイルスプリング１６
４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ｉ＃　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１５９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、３１６３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ャンバ１
６５ｃと第２分岐回路２３１とを連通ずるようになって
いる。このチャンバ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ャンバ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を介してチャン
バ１６５ａに圧力を導くとともに、流路２２１ｂ、チャ
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
ャンバ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
チャンバ１６５　Ｃ１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のチャンバ１１１ｅ、１２１ｅと直接連通ずる
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。

油圧ポンプ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３１４と歯車３１２．３１３の歯で形成される
油室３１６にタンク３゜Ｉのオイルがサクションフィル
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の容積と歯故によって決
まる。

主回路２００に吐出されたオイルは圧力３Ｊｉ１２弁３
２０により所定の設定圧に調圧し、主回路２゜Ｏ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が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の圧力が消費流星の減少（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
３Ｊ！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３２１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
ャンバ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２０
２ａ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２０１を介して潤滑部６二連通した流路３２
４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
って供給流計と消費流星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？ｆｆ１１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増加によってスプリング３２３を
伸ばす方向に動き、スプール角一部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城少
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、０セ１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３２１
ａの受圧面積に対する端面３２１ｂの受圧面積の比にな
り、オフセット圧しはスプリング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
３２１ｂに作用する信号圧の低下によってスプリング３
２３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暖和する。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の圧力をチャンバ３２
２ａ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ｌＯと出力軸５０
の速度比制御について説明する。

ポペット弁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パイロット回路
１１８に発生させるものであり、第１パイロット回路１
１Ｂ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Ｖａ幅を調整する。

例えば、ある速度比からプーリ軸３０のベルト巻掛は半
径が大きくなる増速比側へ変速する場合、ソレノイド１
１６に供給する電流が制御手段７２からの制御で増えて
第１パイロット回路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２
００のオイルを第１制御回路２２０を介してプーリ軸３
゜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　ｍ幅を縮めてベルト６０の巻掛は半径
を大きくする。（プーリ軸４ｏのベルト巻掛は半径は相
対的に小さくなる。）そして、目標の速度比に達すると
、スプール流量ｔ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のベルト巻掛は半径
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パイロット回路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３
０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ＯＬ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■溝幅を広げる方向
に食い込み、ベルト６０のプーリ軸３０への巻掛は半径
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１
１１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の圧力を所定のレヘルに制御する。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
ヘルに制御することになる。オリフィス１１７はソレノ
イド弁による分岐路１１９からの消費流星と第１　Ａｉ
ｌ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４０のフリツプ４５の圧力をソレノ・イド１２
６に供給した電７Ｘｔ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６０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
速度比に対して実際の速度比が遅れ、所定の偏差が生し
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ハックを
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４５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
に対応するパイロット回路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２０
０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の動キによって調整し、パイロッ
ト回路１２８の圧力に比例した圧力に制御される。

例えば、パイロット回路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２
３０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Ｔｉ流が制御手段７
２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に作用するパイロット回路１２８の圧力に対抗し
た吸引力が低下し、ポペット部１２５の保持力の低下に
よりパイロット回路１２８の圧油をタンクへ逃がす。そ
れによりオリフィス１２７を通過する流星の増大に伴っ
てパイロット回路１２８の圧力が低下し、パイロット回
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、パイロット回路１２８の圧力は主回路２００の圧
力とオリフィス１２７を境に異なり、その差はオリフィ
ス１２７を通過する流星（ソレノイド弁のポペット部１
２５からタンクへ排出される量とスプール１２１の動き
に伴う流星）が多いほど大きくなる。

パイロット回路１２８の圧力がソレノイド１２６の７ｉ
ｌｔ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の圧力がパイロット回路１２８の圧
力変化に比例した量だけ下がると、スプール１２１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はスプール１６１の両端面１６Ｉａ、１
６１ｂに４かれた第１制御回路２２０、第２制御回路２
３０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である。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２２
０の圧力より高いと、スプール１６１はチャンバ１６５
ｂの圧力によってチャンバ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１
６３がチャンバ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、スワブ−）し
１６１はスプリング１６４を圧１宿し、チャンバ１６５
ａの容積が増える方向に動く。そして、第１制御回路２
２０に連通した環状溝１６２がチャンバ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３
２３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１虚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等星形ヘ
ーンボンブ８０と、そのポン１１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、発進クラッチの湿式多板クラッチ２０に制御圧を供
給するクラッチ圧制御弁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９
１ｂ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２０Ｉを介して連通した環状溝
９３ａ、可変容量形ヘーンボンプ８０の制御チャンバ８
７に流路８８を介して連通したポート９３ｃ、タンク９
４に解放された環状ｉ／Ｉ　９３　ｂ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２０２を介して導かれ、端面９１Ｃには選択手段
１６０の１３号圧がイδ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９
１ｃに作用する油圧力と同し作用方向に作用する。

可変容量形ヘーンボンプ８０はハウジング８９のガイド
而８９ａ、８９ｂに沿って摺動するスライドカム８１、
ヘーン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　、／Ｓ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ャンバ８６、制御卸
チャンバ８７から成っている。

なお、このバイアスチャンバ８６、制御チャンバ８７、
スプリング８５は制御卸アクチュエータを形成し、そし
てスライドカム８１は容ｆｆｌ　３ＰＪ整部材を形成し
ている。バイアスチャンバ８６には主回路２００の圧力
が流路２０３を介して導かれ、制御チャンバ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
ャンバ８６の圧ノｊによる作用力と制御チャンバ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。

可変容は形ヘーンポンプ８０において、２枚のヘーン８
３で囲まれたベーン室８４はエンジンに直結のロータ８
２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のオイルをサクションフィルタ７
２を介してベーン室８４に吸込む。そして、へ−ン室８
４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からの吐出流星と各制
御弁１００．１１０，１２０などで消費される＞Ａ　ｆ
ｆｌ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、定常走行の定速度化状態から変速をする場合、
消費２１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
、制御チャンバ８７に導く方向に動く。その結果、制御
チャンバ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／Ａ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１６０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９１
ａ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、オフセット圧しは端面
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。

４式クラッチ２０は、ピストン２１によりｐ　１５部材
をはさみつける構造であり、そのクラッチ２０による伝
達トルクは、はぼピストン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
作動するクラッチ圧ｔｌｌ　ｉｎ弁ｌＯＯによって制１
７１１される。すなわら、発進時の動力伝達状態は、湿
式クラッチ２０、クラッチ圧制御弁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’ｔＡ　Ｍ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トした。その結果、車両の運行燃費
が良くなると共に、油圧系の工フ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、Ｉ
＞３　！ＪＪ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
でもパルス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ッチ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
しである。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実施例に対して何カ■されたものは減圧弁１４０、
パイロット供給回路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１００
Ｐ、ｌｌ０Ｐ、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。パイロット
供給回路２６０にオイルを供給する減圧弁１４０はスプ
ール１４１、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【４１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ｉ９１４３　ｃが形成されている。以下、減圧弁１
４０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１４１　ａ、及び１
４１Ｃの面積差とチャンバ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、チャンバ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９け
て環状／Ｒ１４３ｃ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の圧油をチャ
ンバ１４３ｄに流入させてチャンバ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σ友少させ、チャンバ１４３ｄの流入流星の減少
によってそのチャンバ１４３ｄ内の圧力を下げる。

この結果、チャンバ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ット供給回路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ッチのス
ムーズな接続を制御するクラッチ圧制開弁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６
０とプーリ軸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２３１１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、ｌｌ０Ｐ、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
と一体のポペット部１２５からなり、ソレノイド１２０
Ｐにはオリフィス１２８ａを介してパイロット供給回路
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１
２４がスプリング１２７によって押され、ホヘット部１
２５が弁座１２８ｂに密着してパイロット流路１２８の
圧力はパイロット供給回路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１
２４はスプリング１２７を圧縮する方向に吸引され、ポ
ペット部１２５は弁座１２８ｂから離れ、パイロット流
路１２８の圧力は大気圧近傍まで下がり、オリフィス１
２８ａから流入したオイルはソレノイド１２０Ｐを通っ
てタンク内へυＦ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、パイロット流
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１２
１ａ、１２１ｂ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にはパイロット流
路１２８の圧力が、そして端面１２１ａ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
での実施例と同しである。

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１０６．１１６．１
２６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ャップを小さくして大きな吸
着力（エアギャップ量に反比例）を得ることができるた
め、ソレノイド１０６．１１６．１２６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１０
６．１１６．１２６により電力消費量を少なくできる。

また車両のバッテリ容量および発ｉｆｉ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を仮ば
ね１５５で構成した。この仮ばね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２
５０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。

〔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ブーり間で
変速する無段変速機用油圧制（１１１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変連ブーりの
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ホ制御装置を示
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＠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. （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. （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. （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１装置。
4. （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
   。