JP2699322B2 - 車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 技術分野 本発明は車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置に
係り、特に高圧側の第１ライン油圧を速度比の定常偏差
に基づいて制御するようにした油圧制御装置に関するも
のである。 従来技術 一次側回転軸および二次側回転軸にそれぞれ設けられ
た一対の一次側可変プーリおよび二次側可変プーリと、
それら一対の可変プーリに巻き掛けられて動力を伝達す
る伝動ベルトと、前記一対の可変プーリの有効径をそれ
ぞれ変更する一対の一次側油圧シリンダおよび二次側油
圧シリンダとを備えた車両用ベルト式無段変速機が知ら
れている。そして、かかる車両用ベルト式無段変速機の
油圧制御装置として、本願出願人は、先に出願した特開
昭61-37571号において、（ａ）油圧源から作動油が供給
される第１ライン油路内の油圧を第１ライン油圧に調圧
する第１調圧弁と、（ｂ）前記第１ライン油路内の作動
油を前記一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダ
の一方に供給すると同時に他方内の作動油を第２ライン
油路へ流出させることにより、前記一次側可変プーリお
よび二次側可変プーリの有効径を変化させて前記無段変
速機の速度比を調節する変速制御弁と、（ｃ）前記第２
ライン油路内の油圧を前記第１ライン油圧よりも低い第
２ライン油圧に調圧する第２調圧弁と、（ｄ）実際の速
度比が車両の運転状態に応じて求められた目標速度比と
一致するように、比例動作の制御式に従って前記変速制
御弁をフィードバック制御する速度比制御手段とを有す
るものを提案した。 発明が解決しようとする問題点 ところで、かかる従来の油圧制御装置において前記第
１ライン油圧を調圧する際には、先ず、トルク伝達に必
要なベルト挟圧力を与える従動側可変プーリの推力を求
め、その推力値と、目標速度比およびエンジン出力トル
クに応じて予め定められた推力比、すなわち従動側可変
プーリの推力と駆動側可変プーリの推力との比率とに基
づいて駆動側可変プーリの推力を算出する。次に、この
駆動側可変プーリの推力算出値から駆動側油圧シリンダ
に必要な油圧を算出し、この油圧の算出値に余裕油圧を
加えて第１ライン油圧を決定し、この第１ライン油圧が
得られるように前記第１調圧弁を制御するようになって
いる。 ここで、前記速度比制御手段は比例動作の制御式、例
えば速度比制御値（変速制御弁の弁体の移動量に相当）
をＶ₀、制御定数をＫ、目標速度比をｅ^*、実際の速度比
をｅとすると、Ｖ₀＝Ｋ（ｅ^*−ｅ）/eに従って変速制御
弁をフィードバック制御するものであるため、（ｅ^*−
ｅ）/e＝Ｖ₀/Kで表される定常偏差が生じ、この定常偏
差を小さくする上で上記余裕油圧が必要となる。すなわ
ち、前記変速制御弁の出力油圧特性は、例えば第８図に
示されているようなもので、今、両油圧シリンダ内の油
圧Ｐ_in,P_outが●印で示されている油圧においてある速
度比が実現されているとすると、その速度比と目標速度
比との間にはΔＶ₀（変速制御弁の移動量）に対応する
大きさの定常偏差が生じるのであるが、この定常偏差
は、第１ライン油圧Pl₁を大きくすれば第８図（ｂ）に
示されているように油圧特性の傾斜が急になるため小さ
くなり、第１ライン油圧Pl₁を小さくすれば第８図
（ａ）に示されているように油圧特性の傾斜が緩やかに
なるため大きくなるのである。しかし、第１ライン油圧
Pl₁を大きくするとそれだけポンプの駆動損失も増大す
るため、余裕油圧ΔＰ₁は、互いに相反する駆動損失と
定常偏差との均衡点において決定される。 一方、ベルト式無段変速機を構成する各部品の個体差
により、前記予め定められた推力比特性と実際の無段変
速機の特性とは必ずしも一致するものではなく、また、
実際の無段変速機の推力比特性は、摺動抵抗の変化や潤
滑油の劣化等に起因して少なからず経時変化するが、こ
のような経時変化を見込んで推力比特性を設定すること
は極めて困難である。また、第１調圧弁および第２調圧
弁を含む調圧システムの精度上の問題から、第１ライン
油圧や第２ライン油圧が必ずしも計算通りに調圧される
とは限らない。 したがって、速度比の定常偏差が常にある値より小さ
くなるように制御しようとすると、上述した駆動側油圧
シリンダの油圧算出値の誤差や第１ライン油圧および第
２ライン油圧の調圧誤差等を見込んで上記余裕油圧を大
き目に設定しておく必要があった。このため、誤差の少
ない運転域や経時変化が起きていない時期においては不
必要に高い第１ライン油圧が用意されることとなり、ポ
ンプの駆動損失、更にはエンジンの動力損失を招いて車
両の燃費が損なわれるという不都合があったのである。 問題点を解決するための手段 本発明は上記問題点を解決するために為されたもので
あり、その要旨とするところは、前記（ａ）第１調圧弁
と、（ｂ）変速制御弁と、（ｃ）第２調圧弁と、（ｄ）
速度比制御手段とを有する車両用ベルト式無段変速機の
油圧制御装置であって、（ｅ）前記実際の速度比と前記
目標速度比との定常偏差が予め定められた目標偏差値と
一致するように、前記第１ライン油圧を調圧する前記第
１調圧弁をフィードバック制御する第１ライン油圧制御
手段を設けたことにある。 作用および発明の効果 このような油圧制御装置においては、第１ライン油圧
および第２ライン油圧が第１調圧弁および第２調圧弁に
よってそれぞれ調圧されるため、それ等の差圧によって
一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダの一方に
供給される作動油および他方から排出される作動油の流
量が定まり、無段変速機の速度比の変化速度すなわち変
速応答性を速度比の大きさに拘らず自由に制御できる。
また、第１ライン油圧については、目標速度比を実現す
る上で必要且つ十分な油圧値に制御する一方、第２ライ
ン油圧については、伝動ベルトの滑りが生じない必要且
つ十分な油圧値に制御することにより、車両の動力損失
を大幅に軽減することが可能である。 一方、比例動作の制御式に従って変速制御弁をフィー
ドバック制御すると、実際の速度比と目標速度比との間
に定常偏差が生じるが、この定常偏差は第１ライン油圧
が大きくなる程小さくなるため、本発明では、その定常
偏差を制御量として目標偏差値と一致するように第１ラ
イン油圧制御手段によって第１調圧弁をフィードバック
制御することにより、第１ライン油圧を調圧するように
した。このようにすれば、定常偏差が目標偏差値と一致
させられることにより、第１ライン油圧はその目標偏差
値を含んだ速度比を実現するのに必要な最低限の油圧に
制御されるため、例えば許容し得る最大偏差を目標偏差
値とすれば第１ライン油圧を最低油圧とすることができ
るなど、従来のように種々の誤差等を見込んで余裕油圧
を加算した油圧に制御する場合に比較して、ポンプの駆
動損失、更にはエンジンの動力損失が低減されて車両の
燃費が向上させられる。 ここで、上記目標偏差値は、例えば、10モード走行な
どの車両の総合的な運転状態において、実験またはシミ
ュレーション等により所定の目的を達成する上で最適な
速度比の定常偏差を求め、それを目標偏差値として設定
したり、或いは種々の運転状態において要求される定常
偏差の最小値を目標偏差値として設定したりするなど、
種々の手段を採用し得る。なお、燃費が最小となる定常
偏差を目標偏差値として設定すれば、第１ライン油圧は
燃費を最小とする油圧値に調圧されて車両の燃費は大幅
に向上する。 また、かかる本発明の油圧制御装置によれば、第１ラ
イン油圧および第２ライン油圧の調圧誤差に拘らず、実
際の第１ライン油圧は常に必要最低限の油圧値に制御さ
れるため、第１調圧弁および第２調圧弁を含む調圧シス
テムの調圧精度が低くても差支えない。また、速度比の
定常偏差は変速制御弁の特性によっても左右されるが、
実際の速度比の定常偏差に基づいて第１ライン油圧を調
圧するため、かかる変速制御弁の特性にばらつきがあっ
ても影響を受けることはない。したがって調圧システム
や変速制御弁として必ずしも高精度のものを採用する必
要がなく、それ等の製造コストの低減を図ることができ
る。 実施例 以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明
する。 第１図において、車両に設けられたエンジン10の出力
はクラッチ12を介してベルト式無段変速機14の一次側回
転軸16へ伝達される。 ベルト式無段変速機14は、一次側回転軸16および二次
側回転軸18と、それら一次側回転軸16および二次側回転
軸18に取りつけられた有効径が可変な一次側可変プーリ
20および二次側可変プーリ22と、それら一次側可変プー
リ20および二次側可変プーリ22に巻き掛けられて動力を
伝達する伝動ベルト24と、一次側可変プーリ20および二
次側可変プーリ22の有効径を変更する一次側油圧シリン
ダ26および二次側油圧シリンダ28とを備えている。これ
ら一次側油圧シリンダ26および二次側油圧シリンダ28は
同等の受圧面積となるように形成されており、上記一次
側可変プーリ20および二次側可変プーリ22の外径が同等
とされてベルト式無段変速機14が小型となっている。そ
して、上記一次側可変プーリ20および二次側可変プーリ
22は、一次側回転軸16および二次側回転軸18にそれぞれ
固定された固定回転体31および32と、上記一次側回転軸
16および二次側回転軸18にそれぞれ相対回転不能かつ軸
方向の移動可能に設けられて前記固定回転体31および32
との間にＶ溝を形成する可動回転体34および36とから成
る。 上記ベルト式無段変速機14の二次側回転軸18からの出
力は、図示しない副変速機、差動歯車装置などを経て車
両の駆動輪へ伝達されるようになっている。 このように構成された車両の動力伝達装置を作動させ
るための油圧制御回路は以下に説明するように構成され
る。すなわち、図示しない還流路を経てオイルタンク38
に還流した作動油はストレーナ40および吸入油路41を介
してオイルポンプ42に吸引され、変速制御弁44の入力ポ
ート46および第１調圧弁48と接続された第１ライン油路
50へ圧送される。このオイルポンプ42は、本実施例の油
圧源を構成し、図示しない駆動軸を介して前記エンジン
10により駆動される。第１調圧弁48は、後述の第１駆動
信号VD1にしたがって第１ライン油路50内の作動油の一
部を第２ライン油路52へ流出させることにより第１ライ
ン油路50内の油圧（第１ライン油圧）を制御する。第２
ライン油路52は前記変速制御弁44の第１排出ポート54お
よび第２排出ポート56と第２調圧弁58とにそれぞれ接続
されている。第２調圧弁58は、後述の第２駆動信号VD2
にしたがって第２ライン油路52内の作動油の一部をドレ
ン油路60へ流出させることにより、その第２ライン油路
52内の油圧（第２ライン油圧）を前記第１ライン油圧よ
りも相対的に低い値に制御する。上記第１調圧弁48およ
び第２調圧弁58は、所謂電磁比例リリーフ弁から構成さ
れている。 前記変速制御弁44は、所謂比例制御用電磁弁であっ
て、前記入力ポート46,第１排出ポート54および第２排
出ポート56,前記一次側油圧シリンダ26および二次側油
圧シリンダ28に接続油路29および30を介してそれぞれ接
続された一対の第１出力ポート62および第２出力ポート
64にそれぞれ連通するようにバルブボデー65に形成され
たシリンダボア66と、そのシリンダボア66内に摺動可能
に嵌合された１本のスプール弁子68と、このスプール弁
子68の両端部から中立位置に向かって付勢することによ
りそのスプール弁子68を中立位置に保持する一対の第１
スプリング70および第２スプリング72と、上記スプール
弁子68の両端部にそれぞれ設けられてスプール弁子68を
第２スプリング72または第１スプリング70の付勢力に抗
して移動させる第１電磁ソレノイド74および第２電磁ソ
レノイド76とを備えている。上記スプール弁子68には４
つのランド78,80,82,84が一端から順次形成されている
とともに、中間部に位置する一対のランド80および82は
スプール弁子68が中立位置にあるときスプール弁子68の
軸方向において前記第１出力ポート62および第２出力ポ
ート64と同じ位置に形成されている。また、シリンダボ
ア66の内周面であって、スプール弁子68が中立位置にあ
るとき一対のランド80および82と対向する位置、すなわ
ち上記第１出力ポート62および第２出力ポート64がシリ
ンダボア66の内周面に開口する位置には、そのランド80
および82よりも僅かに大きい幅寸法の一対の第１環状溝
86および第２環状溝88が形成されている。この第１環状
溝86および第２環状溝88はランド80および82との間で作
動油の流通を制御するために連続的に流通断面積が変化
する絞りを形成している。 これにより、スプール弁子68が中立位置にあるときに
は、前記第１出力ポート62および第２出力ポート64が前
記入力ポート46および排出ポート54,56に僅かな流通面
積で均等に連通させられ、漏れを補充する程度の量の作
動油が一次側油圧シリンダ26および二次側油圧シリンダ
28に供給され、また、僅かな量の作動油が排出ポート5
4,56から流出させられる。 しかし、スプール弁子68が中立位置からその一軸方
向、たとえば第２電磁ソレノイド76に接近する方向（す
なわち図の右方向）へ移動させられるに伴って、第１出
力ポート62と第１排出ポート54との流通断面積が連続的
に増加させられる一方、第２出力ポート64と入力ポート
46との流通断面積が連続的に増加させられるので、第１
出力ポート62から一次側油圧シリンダ26へ出力する作動
油圧は、第２出力ポート64から二次側油圧シリンダ28へ
出力する作動油圧に比較して低くなる。このため、ベル
ト式無段変速機14における一次側油圧シリンダ26および
二次側油圧シリンダ28の推力の平衡が崩れるので、二次
側油圧シリンダ28内へ作動油が流入する一方、一次側油
圧シリンダ26内の作動油が流出し、ベルト式無段変速機
14の速度比ｅ（二次側回転軸18の回転速度Ｎ_out／一次
側回転軸16の回転速度Ｎ_in）が小さくなる。 反対に、スプール弁子68が中立位置から第１電磁ソレ
ノイド74に接近する方向、すなわち図の左方向へ移動さ
せられるに伴って、第１出力ポート62と入力ポート46と
の流通断面積が連続的に増加させられる一方、第２出力
ポート64と第２排出ポート56との流通断面積が増加させ
られるので、第１出力ポート62から一次側油圧シリンダ
26へ出力する作動油圧は、第２出力ポート64から二次側
油圧シリンダ28へ出力する作動油圧に比較して高くな
る。このため、ベルト式無段変速機14における一次側油
圧シリンダ26および二次側油圧シリンダ28の推力の平衡
が崩れるので、一次側油圧シリンダ26内へ作動油が流入
する一方、二次側油圧シリンダ28内の作動油が流出し、
ベルト式無段変速機14の速度比ｅが大きくなる。このよ
うに、上記変速制御弁44は、油圧シリンダ26および28の
一方へ高圧の作動油を供給し他方へ低圧の作動油を供給
する切換え弁機能と、連続的に作動油の流量を調節する
流量制御弁機能とを併有しているのである。 車両のベルト式無段変速機14には、一次側回転軸16の
回転速度Ｎ_inを検出するための第１回転センサ90、およ
び二次側回転軸18の回転速度Ｎ_outを検出するための第
２回転センサ92が設けられており、それら第１回転セン
サ90および第２回転センサ92からは回転速度Ｎ_inを表す
回転信号SR1および回転速度Ｎ_outを表す回転信号SR2が
コントローラ94へ出力される。また、エンジン10には、
車両の要求出力を表す量としてスロットル弁開度θ_thを
検出するためのスロットルセンサ96と、エンジン回転速
度Ｎ_eを検出するためのエンジン回転センサ98が設けら
れており、それらスロットルセンサ96およびエンジン回
転センサ98からスロットル弁開度θ_thを表すスロットル
信号Ｓθおよびエンジン回転速度Ｎ_eを表す回転信号SE
がコントローラ94へ出力される。 上記コントローラ94は、CPU102,ROM104,RAM106などを
含む所謂マイクロコンピュータである。上記CPU102は、
RAM106の記憶機能を利用しつつ予めROM104に記憶された
プログラムにしたがって入力信号を処理し、第１ライン
油圧および第２ライン油圧を制御するために第１調圧弁
48および第２調圧弁58へ第１駆動信号VD1および第２駆
動信号VD2をそれぞれ供給すると同時に、速度比ｅを制
御するために第１電磁ソレノイド74および第２電磁ソレ
ノイド76を駆動するための速度比信号RA1およびRA2をそ
れらに供給する。 以下、本実施例の作動を第２図および第３図のフロー
チャートに従って説明する。 先ず、ステップS1が実行されることにより、一次側回
転軸16の回転速度Ｎ_in，二次側回転軸18の回転速度Ｎ
_out，スロットル弁開度θ_th，およびエンジン回転速度
Ｎ_eが回転信号SR1およびSR2,スロットル信号Ｓθ，回転
信号SEに基づいてRAM106に読み込まれる。次いで、ステ
ップS2では予めROM104に記憶された次式（１）に従って
速度比ｅが上記回転速度Ｎ_inおよびＮ_outから算出され
る。 ｅ＝Ｎ_out/N_in ・・・・（１） また、ステップS3では、ROM104に記憶された関係から
スロットル弁開度θ_thなどに基づいて目標回転速度Ｎ_in
^*を決定し、且つ上記（１）式からその目標回転速度Ｎ
_in ^*と実際の回転速度Ｎ_outから目標速度比ｅ^*を算出す
る。上記目標回転速度Ｎ_in ^*を決定するための関係は、
例えば第４図に示すものであって、第５図に示す最小燃
費率曲線上でエンジン10が専ら作動するように予め求め
られたものである。続くステップS4では、予めROM104に
記憶された比例動作の制御式である次式（２）にしたが
って速度比制御値Ｖ₀が算出される。後述のステップS15
においては、この速度比制御値Ｖ₀が正である場合には
スプール弁子68が左方向へ移動させられて二次側回転軸
18の回転速度Ｎ_outが増加するように前記速度比信号RA2
が出力され、負である場合にはスプール弁子68が右方向
へ移動させられて一次側回転軸16の回転速度Ｎ_inが増加
するように前記速度比信号RA1が出力される。また、速
度比制御値Ｖ₀の大きさは速度比信号RA1または速度比信
号RA2の大きさ、すなわちスプール弁子68の移動量に対
応する。したがって、次式（２）から明らかなように、
上記速度比制御値Ｖ₀は実際の速度比ｅと目標速度比ｅ^*
とを一致させるように決定されるのである。なお、
（２）式のＫは制御定数である。 Ｖ₀＝Ｋ（ｅ^*−ｅ）/e ・・・（２） そして、ステップS5では、予めROM104に記憶された良
く知られた関係からスロットル弁開度θ_thおよびエンジ
ン回転速度Ｎ_eに基づいてエンジン10の実際の出力トル
クＴ_eが決定されるとともに、ステップS6ではエンジン1
0の実際の出力トルクＴ_eが正であるか否か、すなわちエ
ンジン10から動力が出力されている正トルク状態かある
いはエンジンブレーキ状態であるかが判断されるのであ
る。このような判断が必要な理由は、正トルク状態とエ
ンジンブレーキ状態とで動力伝達方向が異なるため油圧
シリンダ26,28の速度比ｅに対する油圧変化特性が変化
するからである。例えば、第６図および第７図は正トル
ク状態およびエンジンブレーキ状態における一次側油圧
シリンダ26内の油圧Ｐ_inおよび二次側油圧シリンダ28内
の油圧Ｐ_outの油圧変化特性をそれぞれ示しており、油
圧Ｐ_inと油圧Ｐ_outとの大小関係が反対となり、何れも
駆動側の油圧が従動側の油圧よりも大きくなっている。
この現象は本来は一次側油圧シリンダ26および二次側油
圧シリンダ28の推力相互間にて論じられるものである
が、本実施例では一次側油圧シリンダ26および二次側油
圧シリンダ28の受圧面積が同等であるので、油圧の大小
関係にそのまま現れているのである。 ステップS6において出力トルクＴ_eが正であると判断
された場合には、ステップS7が実行されることにより、
伝動ベルト24に対する挟圧力を必要かつ充分に発生させ
るための二次側油圧シリンダ28内の油圧（目標油圧）Ｐ
_out′が得られるように、第２調圧弁58にて調圧すべき
第２ライン油圧Pl₂が決定される。すなわち、先ず、予
めROM104に記憶された次式（３）の関係からエンジン10
の実際の出力トルクＴ_e，実際の速度比ｅに基づいて最
適な二次側油圧シリンダ28の推力（算出値）Ｗ_out′を
算出する。また、次式（４）から、上記推力Ｗ_out′，
二次側油圧シリンダ28の受圧面積Ａ_out，二次側回転軸1
8の回転速度Ｎ_outに基づいて油圧（算出値）Ｐ_out′を
算出するとともに、予めROM104に記憶された次式（５）
の関係から実際の速度比e,目標速度比ｅ^*，エンジン10
の実際の出力トルクＴ_eに基づいて補正油圧ΔＰ₂を算出
する。そして、次式（６）から上記油圧Ｐ_out′および
補正油圧ΔＰ₂に基づいて第２ライン油圧Pl₂を算出する
のである。 Ｗ_out′＝ｆ（Ｔ_e,e） ・・・（３） ΔＰ₂＝ｆ（e,e^*,T_e） ・・・（５） Pl₂＝Ｐ_out′−ΔＰ₂ ・・・（６） ここで、上記（３）式は伝動ベルト24の張力、すなわ
ち伝動ベルト24に対する挟圧力を必要かつ充分な値とす
るために予め求められたものであり、推力Ｗ_out′は出
力トルクＴ_eおよび速度比ｅと関連して変化させられ
る。また、（４）式の関係において、第２項は回転速度
Ｎ_outとともに増大する遠心油圧を第１項から差し引い
て油圧Ｐ_out′を補正するためのものである。第２項の
Ｃ₂は遠心力補正係数であり、二次側油圧シリンダ28の
諸元および作動油の比重から予め決定される。 また、上記（５）式は補正油圧ΔＰ₂を算出するため
に予め求められたものである。第８図の（ａ）および
（ｂ）は変速制御弁44において一次側油圧シリンダ26内
油圧Ｐ_inおよび二次側油圧シリンダ28内油圧Ｐ_outの速
度比制御値Ｖ₀（スプール弁子68の位置）に対する変化
特性を、異なるライン油圧状態でそれぞれ示すものであ
るが、ΔＶ₀で推力が平衡するとすると、このときの二
次側油圧シリンダ28内油圧Ｐ_outは第２ライン油圧Pl₂に
対してΔＰ₂だけ大きな値となる。したがって、（４）
式にて算出した油圧Ｐ_out′から（５）式にて算出した
補正油圧ΔＰ₂を差し引くことにより制御すべき第２ラ
イン油圧Pl₂が求められる。この補正油圧ΔＰ₂は変速制
御弁44の出力油圧変化特性，速度比制御値Ｖ₀，ライン
油圧差（Pl₁−Pl₂）で決定されるが、速度比制御値Ｖ₀
は（ｅ^*−ｅ）に基づいて決定され且つライン油圧差（P
l₁−Pl₂）は出力トルクＴ_eおよび速度比ｅに基づいて決
定されるから、結局補正油圧ΔＰ₂は速度比e,目標速度
比ｅ^*，出力トルクＴ_eの関数となり、前式（５）が予め
求められるのである。なお、変速制御弁44の油圧変化特
性によっては補正油圧ΔＰ₂が全域に亘って小さい値と
なる場合があるが、このようなときは補正油圧ΔＰ₂を
予め定めた一定の値としてもよい。 続くステップS8においては、目標とする速度比を実現
できる推力を必要かつ充分に発生させるための一次側油
圧シリンダ26内の油圧（目標油圧）Ｐ_in′が得られるよ
うに、第１調圧弁48にて調圧すべき第１ライン油圧Pl₁
（プリプログラム値）が決定される。すなわち、先ず、
予めROM104に記憶された次式（７）に示す関係から目標
速度比ｅ^*およびエンジン10の実際の出力トルクＴ_eに基
づいて正駆動時の推力比γ₊（二次側油圧シリンダ28の
推力Ｗ_out／一次側油圧シリンダ26の推力Ｗ_in）が算出
されるとともに、次式（８）から上記推力比γ₊および
二次側油圧シリンダ28の推力Ｗ_out′から一次側油圧シ
リンダ26の推力Ｗ_in′が求められる。そして、次式
（９）から一次側油圧シリンダ26の推力Ｗ_in′，一次側
油圧シリンダ26の受圧面積Ａ_in，一次側回転軸16の回転
速度Ｎ_inに基づいて油圧（算出値）Ｐ_in′を算出すると
ともに、次式（10）から上記油圧Ｐ_in′および余裕油圧
ΔＰ₁に基づいて第１ライン油圧Pl₁を算出するのであ
る。 γ₊＝ｆ（ｅ^*,T_e） ・・・（７） Pl₁＝Ｐ_in′＋ΔＰ₁ ・・・（10） 上記（７）式は広範な運転条件範囲全域に亘って推力
比γ₊を決定できるように予め求めた関係を示すもので
あって、この関係から目標速度比ｅ^*および実際の出力
トルクＴ_eと関連して決定された推力比γ₊が得られるよ
うに、第１ライン油圧Pl₁を求めるのである。また、上
記（９）式の関係において、第２項は回転速度Ｎ_inとと
もに増加する遠心油圧を第１項から差し引いて補正する
ものであり、第２項のＣ₁は一次側油圧シリンダ26の諸
元および作動油の比重から予め決定される。さらに、上
記（10）式は、（９）式により求められた油圧Ｐ_in′に
余裕油圧ΔＰ₁を加えることにより第１ライン油圧Pl₁が
決定される。 ここで、上記余裕油圧ΔＰ₁は速度比ｅと目標速度比
ｅ^*との定常偏差|e^*−e|/eを小さくする上で必要なもの
である。すなわち、本実施例の出力油圧特性は前記第８
図に示されているが、今、両油圧シリンダ26,28内の油
圧Ｐ_in,P_outが●印で示されている油圧においてある速
度比ｅが実現されているとすると、速度比制御値Ｖ₀は
前記（２）式にて表されるところから、速度比ｅと目標
速度比ｅ^*との間にはΔＶ₀に対応する大きさの定常偏差
|e^*−e|/eが生じる。この定常偏差|e^*−e|/eは、第１ラ
イン油圧Pl₁を大きくすれば第８図（ｂ）に示されてい
るように油圧特性の傾斜が急になるため小さくなり、第
１ライン油圧Pl₁を小さくすれば第８図（ａ）に示され
ているように油圧特性の傾斜が緩やかになるため大きく
なる。しかし、第１ライン油圧Pl₁を大きくするとそれ
だけポンプ42の駆動損失も増大するため、余裕油圧ΔＰ
₁は、互いに相反する駆動損失と定常偏差との均衡点に
おいて決定されることとなる。 一方、前記ステップS6において車両がエンジンブレー
キ状態であると判断された場合には、ベルト式無段変速
機14における動力伝達方向が逆となるので、前記ステッ
プS7およびS8と略同様なステップS9およびS10が実行さ
れることにより、一次側油圧シリンダ26内に必要な油圧
Ｐ_in′から第２ライン油圧Pl₂を決定し、二次側油圧シ
リンダ28内に必要な油圧Ｐ_out′から第１ライン油圧Pl₁
（プリプログラム値）を決定する。すなわち、ステップ
S9においては、予め記憶された次式（11）に示す関係か
ら出力トルクＴ_e，速度比ｅに基づいて最適な一次側油
圧シリンダ26の推力Ｗ_in′が算出されるとともに、次式
（12）から一次側油圧シリンダ26に供給すべき油圧
Ｐ_in′が算出される一方、前記（５）式から補正油圧Δ
Ｐ₂が求められ、そして次式（13）から上記油圧Ｐ_in′
および補正油圧ΔＰ₂に基づいて第２ライン油圧Pl₂が算
出されるのである。また、ステップS10においては、次
式（14）から目標速度比ｅ^*，出力トルクＴ_eに基づいて
推力比γ_-を算出するとともに、次式（15）から上記推
力比γ_-を得るための二次側油圧シリンダ28の推力
Ｗ_out′を推力比γ_-および一次側油圧シリンダ26の推力
Ｗ_in′に基づいて求め、更に、（16）式から二次側油圧
シリンダ28内に必要な油圧Ｐ_out′を求めるとともに、
次式（17）から上記油圧Ｐ_out′および余裕油圧ΔＰ₁に
基づいて第１ライン油圧Pl₁を算出する。 Ｗ_in′＝ｆ（Ｔ_e,e） ・・・（11） Pl₂＝Ｐ_in′−ΔＰ₂ ・・・（13） γ_-＝ｆ（ｅ^*,T_e） ・・・（14） Ｗ_out′＝γ_-・Ｗ_in′ ・・・（15）Pl₁＝Ｐ_out′＋ΔＰ₁ ・・・（17） このようにして、第２ライン油圧Pl₂および第１ライ
ン油圧Pl₁（プリプログラム値）が決定されると、次の
ステップS11が実行されて目標速度比ｅ^*と実際の速度比
ｅとの偏差|e^*−e|/eが予め定められた一定値Ｅより小
さいか否かが判断される。この一定値Ｅは充分に小さく
設定されており、偏差|e^*−e|/eが一定値Ｅより小さい
場合には、無段変速機14は定常状態若しくはそれに近い
準定常状態であることを意味し、偏差|e^*−e|/eが一定
値Ｅ以上の場合には、無段変速機14は過渡状態であるこ
とを意味する。 そして、偏差|e^*−e|/eが一定値Ｅより小さい場合、
すなわち準定常状態である場合には、ステップS12が実
行され、次式（18）にしたがって前記ステップS8または
S10で算出された第１ライン油圧Pl₁（プリプログラム
値）にフィードバック項が加えられ、偏差（定常偏差）
|e^*−e|/eが予め定められた一定の目標偏差値εと一致
するように、第１調圧弁48にて制御すべき第１ライン油
圧Pl₁が補正される。 ここで、かかる（18）式のフィードバック項は比例動
作（Ｐ動作）項と積分動作（Ｉ動作）項とから成る所謂
PI動作によるもので、Ｋ_P,T_Iはそれぞれ比例ゲイン，積
分時間である。また、目標偏差値εは燃費が最小となる
速度比定常偏差の値であり、例えば、10モード走行など
の車両の総合的な運転状態において最良の燃費が得られ
る値として、実験またはシミュレーション等によって求
めたり、或いは種々の運転状態において燃費を最小とす
るのに要求される定常偏差の最小値を目標偏差値εとす
るなど、種々の手段によって設定される。そして、第１
ライン油圧Pl₁は、定常偏差|e^*−e|/eがこの目標偏差値
εと一致するように補正される。 例えば、実際の第１ライン油圧が本来あるべき値より
小さい場合には、定常偏差|e^*−e|/eは大きくなってい
るため、|e^*−e|/e−εは正の値となる。したがって、
第１ライン油圧Pl₁（プリプログラム値）には正の動作
信号に比例した量が加算され、この第１ライン油圧Pl₁
（補正値）に基づいて後述のステップS14およびS15が実
行されることにより、実際の第１ライン油圧が上昇させ
られて定常偏差|e^*−e|/eは低下させられ、最終的に目
標偏差値εと一致させられる。 また、実際の第１ライン油圧が本来あるべき値より大
きい場合には、定常偏差|e^*−e|/eは小さくなっている
ため、|e^*−e|/e−εは負の値となる。したがって、第
１ライン油圧Pl₁（プリプログラム値）から負の動作信
号に比例した量が減算され、この第１ライン油圧Pl
₁（補正値）に基づいて後述のステップS14およびS15が
実行されることにより、実際の第１ライン油圧が下降さ
せられて定常偏差|e^*−e|/eは上昇させられ、最終的に
目標偏差値εと一致させられる。 そして、定常偏差|e^*−e|/eと目標偏差値εとが一致
させられた時には、実際の第１ライン油圧は目標偏差値
εを含む速度比ｅを実現するのに必要な最低の油圧値と
なる。すなわち、このステップS12は、前記ステップS8
またはS10によって算出された第１ライン油圧Pl₁を、定
常偏差|e^*−e|/eに基づいて補正することにより、実際
の第１ライン油圧が必要最低の値となるように制御する
のである。これにより、ポンプ42の駆動損失が低減さ
れ、車両の燃費が向上させられる。なお、上記（18）式
ではPI動作によって制御するようになっているが、Ｐ動
作およびＩ動作の何れか一方に基づいて制御することも
可能である。 一方、前記ステップS11において偏差|e^*−e|/eが一定
値Ｅ以上、すなわち無段変速機14が過渡状態である場合
には、ステップS13が実行され、次式（19）および（2
0）に従って前記第１ライン油圧Pl₁（プリプログラム
値）および第２ライン油圧シリンダPl₂が補正される。 Pl₁＝Pl₁＋Ｋ₁|e^*−e|/e ・・・（19） Pl₂＝Pl₂−Ｋ₂|e^*−e|/e ・・・（20） 但し、Ｋ₁,K₂は比例定数である。 上式から明らかなように、このステップS13は偏差|e^*
−e|/eの増加とともに第１ライン油圧Pl₁と第２ライン
油圧Pl₂との差を拡大して無段変速機14の速度比変化速
度を速くするものである。すなわち、例えば正トルク状
態では、第１ライン油圧Pl₁は一次側油圧シリンダ26内
の油圧Ｐ_in（高圧側の油圧シリンダ内油圧：エンジンブ
レーキ状態ではＰ_out）に対して余裕油圧ΔＰ₁分だけ高
くされているが、動力損失の面からあまり高くできず速
度比変化速度の点で充分でない場合がある。このため、
本実施例では偏差|e^*−e|/eが大きくなる過渡状態にお
いて、ライン油圧Pl₁とPl₂との差を拡大することによ
り、速度比変化速度を一層速めて極めて好適な過渡応答
特性が得られるようにしてあるのである。 ここで、上記（19）式の補正項Ｋ₁|e^*−e|/eは、前記
（18）式において目標偏差値εを０とした場合のＰ動作
項Ｋ_P|e^*−e|/eと同じ形になっているが、ステップS13
は過渡時にのみ働くものであり、偏差|e^*−e|/eは大き
な値となるが、準定常時にのみ働くステップS12の偏差|
e^*−e|/eは非常に小さい。このため、比例ゲインＫ
_Pは、比例定数Ｋ₁に比べて通常は格段に大きな値とされ
る。 このようにして第１ライン油圧Pl₁および第２ライン
油圧Pl₂が決定されると、次にステップS14が実行され、
次式（21）および（22）に従って第１ライン油圧制御値
Ｖ₁および第２ライン油圧制御値Ｖ₂が決定される。これ
等の式（21），（22）は、それぞれ第１ライン油圧P
l₁，第２ライン油圧Pl₁が得られるように第１調圧弁48,
第２調圧弁58の特性を考慮して記憶されたデータマップ
などを用いて、第１ライン油圧制御値Ｖ₁，第２ライン
油圧制御値Ｖ₂を求めるものである。 Ｖ₁＝ｆ（Pl₁） ・・・（21） Ｖ₂＝ｆ（Pl₂） ・・・（22） そして、一連のステップの内の最後のステップS15で
は、それ以前のステップにおいて決定された速度比制御
値Ｖ₀，第１ライン油圧制御値Ｖ₁および第２ライン油圧
制御値Ｖ₂が出力される。これにより、前記第６図，第
７図，第８図に示すように、速度比e,第１ライン油圧Pl
₁，第２ライン油圧Pl₂がそれぞれ制御され、以後、ステ
ップS1以下が繰返し実行される。 このように、本実施例においては、速度比の定常偏差
|e^*−e|/eが目標偏差値εと一致するように第１調圧弁4
8がフィードバック制御されるため、その第１調圧弁48
によって調圧される第１ライン油圧は、その目標偏差値
εを含む速度比を実現するのに必要最低の油圧値とさ
れ、ポンプ42の駆動損失、更にはエンジン10の動力損失
が低減されて、車両の燃費が向上させられるのである。
特に、本実施例では目標偏差値εが、車両の燃費を最小
とする値に設定されているため、車両の燃費は大幅に向
上する。 また、定常偏差|e^*−e|/eに基づいて第１ライン油圧
を調圧するようになっているため、第１調圧弁48,第２
調圧弁58を含む調圧システムにおいて第１ライン油圧，
第２ライン油圧の調圧誤差があったり、変速制御弁44の
特性にばらつきがあったりしても、実際の第１ライン油
圧は常に必要最低限の油圧値に制御される。すなわち、
第１ライン油圧制御値Ｖ₁と実際の第１ライン油圧との
間に一定の相関関係が確保されていれば、油圧の絶対値
はそれ程正確でなくても差支えないのである。したがっ
て、調圧システムや変速制御弁44として必ずしも高精度
のものを採用する必要がなく、それ等の製造コストの低
減を図ることができるのである。 さらに、変速時の偏差|e^*−e|/eは定常時の偏差|e^*−
e|/eに比較して格段に大きな値となるため、変速時にも
フィードバック項による補正を行うと第１ライン油圧Pl
₁は過大な値となるが、本実施例では無段変速機14の準
定常時にのみフィードバック項による補正を行うように
なっているため、無段変速機14の過渡時に第１ライン油
圧が過大になる恐れがない。 また、本実施例では第１ライン油圧Pl₁および第２ラ
イン油圧Pl₂が第１調圧弁48および第２調圧弁58によっ
てそれぞれ調圧されるようになっており、基本的には、
第１ライン油圧Pl₁は目標速度比ｅ^*を実現できる推力を
必要かつ十分に発生させる油圧値（Ｐ_in′）に制御され
る一方、第２ライン油圧Pl₂は伝動ベルト24に対する挟
圧力を必要且つ十分に発生させるための油圧値
（Ｐ_out′）に制御されるため、車両の動力損失を最小
限に抑制できる。また、変速時すなわち速度比ｅが変化
する過渡時には、偏差|e^*−e|/eに応じて第１ライン油
圧Pl₁と第２ライン油圧Pl₂との差圧が増加させられ、一
次側油圧シリンダ26および二次側油圧シリンダ28の一方
に供給される作動油および他方から排出される作動油の
流量が増大させられるため、定常時の動力損失を損なう
ことなく優れた変速応答性が得られる。 なお、この実施例ではコントローラ94による一連の信
号処理のうち前記ステップS12,S14およびS15が第１調圧
弁48をフィードバック制御する第１ライン油圧制御手段
に相当し、ステップS4およびS15が変速制御弁44をフィ
ードバック制御する速度比制御手段に相当する。 次に、本発明の他の実施例を説明する。 第９図は、前記第１実施例におけるフローチャートの
ステップS8,S10,S11,S12およびS13の替わりにステップS
16を設け、ステップS7またはS9において第２ライン油圧
Pl₂が決定された後、次式（23）に従って第１ライン油
圧Pl₁を直接求めるようにしたものである。 この場合にも、前記第１実施例と同様に、第１ライン
油圧を上げれば速度比の偏差|e^*−e|/eは小さくなり、
第１ライン油圧を下げれば偏差|e^*−e|/eは大きくなる
という関係に基づいて、偏差|e^*−e|/eが目標偏差値ε
と一致するように第１調圧弁48にて調圧すべき第１ライ
ン油圧Pl₁を求めるのである。これにより、実際の第１
ライン油圧は必要最低限の油圧に調圧される。 ここで、上記（23）式は、前記（18）式に比較してプ
リプログラム項がなく、フィードバック項のみで制御す
るようになっているため、速い収束性を確保するために
は比例ゲインＫ_P，リセット率1/T_Iを（18）式に比べて
大きく設定する必要がある。このため、第１ライン油圧
が大きくハンチングする可能性があるが、微分動作（Ｄ
動作）項が加えられることにより、ハンチングを生じる
ことなく速い収束性が実現されるようになっている。し
かし、かかるPID動作は必ずしも必要不可欠というもの
ではなく、Ｐ動作またはＩ動作に基づくものであれば、
基本的には何れでも制御可能なのである。なお、Ｔ_Dは
微分時間である。 かかる第２実施例によれば、第１ライン油圧Pl₁が一
つの制御式（（23）式）で求められるようになっている
ため、前記第１実施例における（７）式〜（10）式、或
いは（14）〜（17）式のように、推力比から第１ライン
油圧Pl₁を求めるための複雑な関係式等が不要となり、
正トルク状態であるかエンジンブレーキ状態であるかを
問わず、第１ライン油圧Pl₁が極めて容易に算出され
る。また、この場合には、第１ライン油圧制御値Ｖ₁と
実際の第１ライン油圧との間に一定の相関関係が確保さ
れていれば、第１ライン油圧の絶対値に対する精度確保
は全く不要となるため、装置が一層安価に構成され得る
利点がある。なお、この実施例ではステップS16,S14お
よびS15が第１調圧弁48をフィードバック制御する第１
ライン油圧制御手段に相当する。 また、第10図には、ベルト式無段変速機14の油圧制御
回路において第１調圧弁48および第２調圧弁58の接続位
置が異なる実施例が示されている。すなわち、第１調圧
弁48を通して第１ライン油路50から流出させられた作動
油はドレン油路110を介して直接的にオイルポンプ42の
吸入側に戻される一方、オイルポンプ42から吐出された
作動油は絞り112を備えた油路114を通して第２ライン油
路52へも供給される。この油路114は第２調圧弁58の調
圧作動に必要な油量を確保するとともに、第１ライン油
圧および第２ライン油圧の差圧を確実に形成させるため
のものである。そして、第２調圧弁58は、上記油路114
を通して供給された作動油、および変速制御弁44の第１
排出ポート54および第２排出ポート56から流出する作動
油の圧力を調圧する。このように構成された本実施例で
も、前述の実施例と同様に第１ライン油圧および第２ラ
イン油圧が必要かつ充分に調圧されるので、同様の効果
が得られるのである。 以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明し
たが、本発明はその他の態様においても適用される。 たとえば、前述のベルト式無段変速機14の一次側油圧
シリンダ26および二次側油圧シリンダ28は同一の受圧面
積を備えたものであったが、異なる受圧面積であっても
よいのである。 また、前記第２調圧弁58は相対的に低圧側の油圧シリ
ンダ内の油圧値を制御するものであるため、厳密には油
圧シリンダ毎に制御式が用意されねばならない。第１図
の実施例において一次側油圧シリンダ26および二次側油
圧シリンダ28は同一の受圧面積を備えたものであるの
で、共通の制御式を用いてもそれほど制御精度が低下し
ない。したがって第２図のステップS7およびS9を共通の
ステップとしてステップS6の前に位置させることができ
る。この場合、遠心油圧を補正する項が異なるが、車両
は正トルク状態である場合が多いので二次側回転軸18の
回転速度Ｎ_outを代表させて用いることができる。 また、第２図のステップS8およびS10では、正トルク
状態とエンジンブレーキ状態とに分けて第１ライン油圧
Pl₁（プリプログラム値）を求めるようになっている
が、これも頻度の高い正トルク状態のプログラム（ステ
ップS8）に統一してしまっても差支えない。すなわち、
後のステップS12においてフィードバック項が加えられ
るため、最終的に得られる第１ライン油圧Pl₁は、正ト
ルク状態においてもエンジンブレーキ状態においても略
最適な値となるのである。 また、前記実施例では所謂マイクロコンピュータにて
第１ライン油圧Pl₁および第２ライン油圧Pl₂が求めら
れ、且つ第１調圧弁48および第２調圧弁58の作動を制御
するようになっているが、同様の機能を備えた油圧回路
にて構成することも可能である。 さらに、前記実施例では定常偏差として偏差|e^*−e|/
eが用いられているが、|e^*−e|に基づいてフィードバッ
ク制御することもできる。また、二次側回転軸18の回転
速度Ｎ_outが定まれば速度比ｅと一次側回転軸16の回転
速度Ｎ_in（またはエンジン回転速度Ｎ_e）とは一定の関
係になるため、その回転速度Ｎ_inと目標回転速度Ｎ_in ^*
との定常偏差|N_in−Ｎ_in ^*|/N_in ^*に基づいてフィードバ
ック制御することにより、速度比偏差|e^*−e|/eを目標
偏差値εと一致させるようにすることも可能である。 また、第３図のステップS13において比例定数Ｋ₁,K₂
が用いられていたが、それらは速度比e,出力トルク
Ｔ_e，エンジン回転速度Ｎ_e，車速Ｖの関数としてもよ
い。 また、前述の実施例においては、変速制御弁44は、目
標速度比ｅ^*と実際の速度比ｅとが一致するように制御
されていたが、ステップS3において求めた目標回転速度
Ｎ_in ^*と一次側回転軸16の回転速度Ｎ_inとが一致するよ
うに制御されても差支えなく、また、車両の要求出力と
実際の駆動力とが一致するように制御されてもよい。 また、前述の実施例では、車両の要求出力を表す量と
してスロットル弁開度θ_thが検出されていたが、ディー
ゼルエンジンなどを搭載した車両においては、アクセル
ペダル操作量などが用いられてもよい。 また、前述の実施例では、スプール弁子68の位置を連
続的に変化させることにより変速制御弁44の出力が比例
的に制御されていたが、オンオフ作動の時間比率を連続
的に変化させるデューティ制御が用いられても良い。そ
して、このようなデューティ制御は前述のように電磁ソ
レノイド74,76によって直接スプール弁子68が駆動され
る直動型の他に、比較的小型の電磁弁にてオンオフ制御
されるパイロット圧にてスプール弁子68を駆動するよう
にしても良い。 また、前述の変速制御弁44は単一のスプール弁子68を
備えているが、複数本のスプール弁子を備えたものであ
ってもよい。 さらに、前述の変速制御弁44には、そのスプール弁子
68を駆動するための第１および第２電磁ソレノイド74,7
6が設けられていたが、パルスモータなどの他の電磁ア
クチュエータが設けられていてもよい。 また、前記実施例では目標偏差値εが車両の燃費を最
小とする値に設定されているが、その他の値に設定する
ことも勿論可能である。すなわち、本発明は、速度比の
定常偏差が予め定められた目標偏差値と一致するように
第１調圧弁をフィードバック制御して第１ライン油圧を
調圧することを要旨とするもので、その目標偏差値を含
む速度比を実現する上で必要な最低の油圧値に第１ライ
ン油圧を調圧することにより、車両の燃費向上を達成す
るものなのである。 なお、上述したのはあくまでも本発明の一実施例であ
り、本発明はその精神を逸脱しない範囲で種々変更が加
えられ得るものである。

【図面の簡単な説明】 第１図は本発明の一実施例である車両用ベルト式無段変
速機の油圧制御装置の構成を示す図である。第２図およ
び第３図は第１図の装置の作動を説明するためのフロー
チャートである。第４図は第２図および第３図のフロー
チャートの作動の説明に用いられる関係を示す図であ
る。第５図は第１図のエンジンの最小燃費率曲線を示す
図である。第６図および第７図は第１図の実施例におい
て速度比に対する各部の油圧の変化特性をそれぞれ示す
図であり、第６図は正トルク状態を、第７図はエンジン
ブレーキ状態を示している。第８図は第１図の変速制御
弁の出力油圧特性を示す図であって、（ａ）は第１ライ
ン油圧と第２ライン油圧との差圧が小さい状態を、
（ｂ）は第１ライン油圧と第２ライン油圧との差圧が大
きい状態を示している。第９図は本発明の他の実施例に
おける作動を説明するためのフローチャートの要部であ
る。第10図は本発明の更に別の実施例における構成の要
部を示す図である。 14:ベルト式無段変速機 16:一次側回転軸、18:二次側回転軸 20:一次側可変プーリ 22:二次側可変プーリ 24:伝動ベルト 26:一次側油圧シリンダ 28:二次側油圧シリンダ 44:変速制御弁、48:第１調圧弁 58:第２調圧弁、94:コントローラ ステップS4,S15:速度比制御手段 ステップS12,S14,S15:第１ライン油圧制御手段 ステップS14,S15,S16:第１ライン油圧制御手段

Claims (1)

1. (57)【特許請求の範囲】 １．一次側回転軸および二次側回転軸にそれぞれ設けら
   れた一対の一次側可変プーリおよび二次側可変プーリ
   と、該一対の可変プーリに巻き掛けられて動力を伝達す
   る伝動ベルトと、前記一対の可変プーリの有効径をそれ
   ぞれ変更する一対の一次側油圧シリンダおよび二次側油
   圧シリンダとを備えた車両用ベルト式無段変速機におい
   て、 油圧源から作動油が供給される第１ライン油路内の油圧
   を第１ライン油圧に調圧する第１調圧弁と、 前記第１ライン油路内の作動油を前記一次側油圧シリン
   ダおよび二次側油圧シリンダの一方に供給すると同時に
   他方内の作動油を第２ライン油路へ流出させることによ
   り、前記一次側可変プーリおよび二次側可変プーリの有
   効径を変化させて前記無段変速機の速度比を調節する変
   速制御弁と、 前記第２ライン油路内の油圧を前記第１ライン油圧より
   も低い第２ライン油圧に調圧する第２調圧弁と、 実際の速度比が車両の運転状態に応じて求められた目標
   速度比と一致するように、比例動作の制御式に従って前
   記変速制御弁をフィードバック制御する速度比制御手段
   と を有する油圧制御装置であって、 前記実際の速度比と前記目標速度比との定常偏差が予め
   定められた目標偏差値と一致するように、前記第１ライ
   ン油圧を調圧する前記第１調圧弁をフィードバック制御
   する第１ライン油圧制御手段を設けたことを特徴とする
   車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置。