"駆動力源の動力が伝達経路断接装置を介して入力される車両用無段変速機の制御装置であって、車両減速走行時に、前記伝達経路断接装置が前記駆動力源と前記車両用無段変速機との間の動力伝達経路における動力伝達を遮断する動力伝達遮断状態にあるときは、該伝達経路断接装置が該動力伝達を可能にする動力伝達可能状態にあるときと比べて、前記車両用無段変速機の変速比を低車速側へ早く変更することを特徴とする車両用無段変速機の制御装置。前記伝達経路断接装置が前記動力伝達遮断状態にあるときは、車両減速度が大きい程、前記車両用無段変速機の変速比を低車速側へ早く変更することを特徴とする請求項1に記載の車両用無段変速機の制御装置。前記車両用無段変速機の変速比を低車速側へ向かって変化させる為の制御量を大きくすることにより、前記車両用無段変速機の変速比を低車速側へ早く変更することを特徴とする請求項1又は2に記載の車両用無段変速機の制御装置。前記車両用無段変速機の変速比を所定変化速度で低車速側へ向かわせる制御から該変速比を該所定変化速度よりも速い変化速度で低車速側へ向かわせる制御へ切り替える為の切替タイミングを早くすることにより、車両減速度が大きい程前記車両用無段変速機の変速比を低車速側へ早く変更することを特徴とする請求項2に記載の車両用無段変速機の制御装置。前記制御量は、前記車両用無段変速機の変速比の実際値を追従させる為の目標変速比の変更量であることを特徴とする請求項3に記載の車両用無段変速機の制御装置。前記車両用無段変速機は、入力側可変プーリ及び出力側可変プーリを有する一対の可変プーリと、該一対の可変プーリの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを備え、該入力側可変プーリにおける入力側推力及び該出力側可変プーリにおける出力側推力を各々制御することで変速を実行するものであり、前記制御量は、前記入力側推力及び前記出力側推力に基づく推力比の変更量、或いは前記入力側推力及び前記出力側推力を得る為の油圧指令値の変更量であることを特徴とする請求項3に記載の車両用無段変速機の制御装置。前記伝達経路断接装置の入力側の回転速度の検出値を前記車両用無段変速機の入力側の回転速度として用いることで、該車両用無段変速機の変速制御を実行することを特徴とする請求項1乃至6の何れか1項に記載の車両用無段変速機の制御装置。ところで、公知の前後進切換装置や入力クラッチ等の伝達経路断接装置を介してエンジン等の駆動力源の動力が無段変速機へ入力される場合すなわち無段変速機が伝達経路断接装置を介してエンジンやトルクコンバータと連結される場合、例えば公知のシフトポジション選択装置シフトレバーがニュートラルN位置とされると、伝達経路断接装置によって無段変速機の入力軸とタービン軸と連結が切り離されるすなわち無段変速機とトルクコンバータとの間での動力伝達が遮断される。従って、走行中にNにシフトされた場合には、変速機入力回転速度が検出できなくなって、FB制御による無段変速機の変速制御が実行できず、FF制御のみによる無段変速機の変速制御が実行される。その為、車両減速走行時には、次回の車両発進に備えて、無段変速機の変速比を最低車速側の変速比最Low、最大変速比γmaxに戻す制御を実行する必要があるが、車両減速走行時にNにシフトされたことでFB制御による無段変速機の変速制御が実行できないと、車両停止前までに無段変速機の変速比が最Lowに戻りきらない可能性がある。そうすると、車両停止時に無段変速機の変速比が最Lowに戻りきっていない為に、車両発進性能が低下する可能性がある。尚、上述したような課題は未公知であり、FF制御のみによる無段変速機の変速制御であっても車両減速時に適切に変速比を低車速側へ変更することについて未だ提案されていない。本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、車両減速時に変速比を適切に低車速側へ変更することで次回の車両発進時の発進性能を適切に確保することができる車両用無段変速機の制御装置を提供することにある。前記目的を達成する為の第1の発明の要旨とするところは、駆動力源の動力が伝達経路断接装置を介して入力される車両用無段変速機の制御装置であって、車両減速走行時に、前記伝達経路断接装置が前記駆動力源と前記車両用無段変速機との間の動力伝達経路における動力伝達を遮断する動力伝達遮断状態にあるときは、その伝達経路断接装置がその動力伝達を可能にする動力伝達可能状態にあるときと比べて、前記車両用無段変速機の変速比を低車速側へ早く変更することにある。このようにすれば、車両減速走行時に、FB制御による無段変速機の変速制御が実行できない場合に、FF制御のみによる無段変速機の変速制御では、無段変速機の個体ばらつき等の影響を相殺することができず、車両停止前までに無段変速機の変速比が最Lowに戻りきらない可能性があることに対して、前記伝達経路断接装置が前記動力伝達遮断状態にあるときは前記伝達経路断接装置が前記動力伝達可能状態にあるときと比べて変速比を低車速側へ早く変更することで、FF制御のみによる無段変速機の変速制御であっても個体ばらつき等に拘わらず車両減速時に適切に変速比を低車速側へ変更することができる。よって、車両停止前までに無段変速機の変速比が最Lowに戻し易くされて、次回の車両発進時の発進性能を適切に確保することができる。ここで、前記第1の発明により、前記伝達経路断接装置が前記動力伝達遮断状態にあるときは前記伝達経路断接装置が前記動力伝達可能状態にあるときと比べて同一車速時における無段変速機の変速比がより低車速側変速比とされる。その為、車両減速走行中に、前記伝達経路断接装置が前記動力伝達遮断状態から前記動力伝達可能状態とされると例えばシフトレバーがN→Dシフト操作されると、例えば前記伝達経路断接装置が動力伝達遮断状態から動力伝達可能状態とされる過程では駆動力源の回転速度を掴み上げることによって車両減速度が増大したり、前記伝達経路断接装置が動力伝達可能状態とされた後の駆動力源ブレーキが増大したりして、ドライバビリティが低下する可能性がある。そうすると、車両発進性能を適切に確保することと、ドライバビリティを向上させることとを両立させられない可能性がある。尚、このような課題も未公知である。そこで、第2の発明は、前記第1の発明に記載の車両用無段変速機の制御装置において、前記伝達経路断接装置が前記動力伝達遮断状態にあるときは、車両減速度が大きい程、前記車両用無段変速機の変速比を低車速側へ早く変更することにある。このようにすれば、車両減速走行中に前記伝達経路断接装置が前記動力伝達遮断状態から前記動力伝達可能状態とされたときの車両減速度の増大を抑制することができる。また、車両減速度が大きい程より早く車両停止に到達することに対して、車両停止前までに無段変速機の変速比が最Lowに戻し易くされる。また、第3の発明は、前記第1の発明又は第2の発明に記載の車両用無段変速機の制御装置において、前記車両用無段変速機の変速比を低車速側へ向かって変化させる為の制御量を大きくすることにより、前記車両用無段変速機の変速比を低車速側へ早く変更することにある。このようにすれば、前記伝達経路断接装置が前記動力伝達遮断状態にあるときは前記伝達経路断接装置が前記動力伝達可能状態にあるときと比べて変速比を確実に低車速側へ早く変更することができる。又は、前記伝達経路断接装置が前記動力伝達遮断状態にあるときは、車両減速度が大きい程変速比を確実に低車速側へ早く変更することができる。また、第4の発明は、前記第2の発明に記載の車両用無段変速機の制御装置において、前記車両用無段変速機の変速比を所定変化速度で低車速側へ向かわせる制御からその変速比をその所定変化速度よりも速い変化速度で低車速側へ向かわせる制御へ切り替える為の切替タイミングを早くすることにより、車両減速度が大きい程前記車両用無段変速機の変速比を低車速側へ早く変更することにある。このようにすれば、前記伝達経路断接装置が前記動力伝達遮断状態にあるときは、車両減速度が大きい程変速比を確実に低車速側へ早く変更することができる。また、第5の発明は、前記第3の発明に記載の車両用無段変速機の制御装置において、前記制御量は、前記車両用無段変速機の変速比の実際値を追従させる為の目標変速比の変更量である。このようにすれば、前記制御量を容易に大きくすることができる。また、第6の発明は、前記第3の発明に記載の車両用無段変速機の制御装置において、前記車両用無段変速機は、入力側可変プーリ及び出力側可変プーリを有する一対の可変プーリと、その一対の可変プーリの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを備え、その入力側可変プーリにおける入力側推力及びその出力側可変プーリにおける出力側推力を各々制御することで変速を実行するものであり、前記制御量は、前記入力側推力及び前記出力側推力に基づく推力比の変更量、或いは前記入力側推力及び前記出力側推力を得る為の油圧指令値の変更量である。このようにすれば、前記車両用無段変速機の変速比を低車速側へ向かって変化させる為の前記制御量を容易に大きくすることができる。また、第7の発明は、前記第1の発明乃至第6の発明の何れか1つに記載の車両用無段変速機の制御装置において、前記伝達経路断接装置の入力側の回転速度の検出値を前記車両用無段変速機の入力側の回転速度として用いることで、その車両用無段変速機の変速制御を実行することにある。このようにすれば、前記車両用無段変速機の入力側の回転速度を検出する為の入力回転速度センサを廃止することができ、低コスト化を図ることができる。また、前記第1の発明乃至第6の発明は、入力回転速度センサを廃止して前記伝達経路断接装置の入力側の回転速度の検出値にて車両用無段変速機の変速制御を実行する車両にとって、その車両にて生じる前記未公知の課題を解決する上で、特に有用な発明となる。本発明において、好適には、前記駆動力源としては、例えば燃料の燃焼によって動力を発生する内燃機関等のガソリンエンジンやディーゼルエンジン等が好適に用いられるが、電動機等の他の原動機を単独で或いはエンジンと組み合わせて採用することもできる。また、好適には、前記無段変速機は、例えば伝動ベルトが一対の可変プーリに巻き掛けられ変速比が無段階に連続的に変化させられる所謂ベルト式無段変速機、共通の軸心まわりに回転させられる一対のコーン部材とその軸心と交差する回転中心回転可能な複数個のローラがそれら一対のコーン部材の間で挟圧されそのローラの回転中心と軸心との交差角が変化させられることによって変速比が連続的に変化させられる所謂トロイダル式無段変速機などにより構成される。また、好適には、前記入力側可変プーリや出力側可変プーリに作用させる油圧は、それらの油圧をそれぞれ独立に制御するように油圧制御回路が構成される。或いは、前記入力側可変プーリに作用させる油圧は、直接的にその油圧を制御するのではなく、入力側可変プーリの油圧シリンダへの作動油の流量を制御することによって、結果的にその入力側可変プーリに作用する油圧を生じるように油圧制御回路が構成されても良い。以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。図1は、本発明が適用される車両10の概略構成を説明する図であると共に、車両10の各部を制御する為に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。図1において、車両10では、走行用の駆動力源としてのエンジン12から出力される動力は、流体式伝動装置としてのトルクコンバータ14、伝達経路断接装置としての前後進切換装置16、車両用無段変速機としてのベルト式無段変速機以下、無段変速機CVTという18、減速歯車装置20、差動歯車装置22などを順次介して、左右の駆動輪24へ伝達される。トルクコンバータ14は、エンジン12のクランク軸13に連結されたポンプ翼車14p、及びトルクコンバータ14の出力側部材に相当するタービン軸30を介して前後進切換装置16に連結されたタービン翼車14tを備えており、流体を介して動力伝達を行うようになっている。また、それ等のポンプ翼車14p及びタービン翼車14tの間にはロックアップクラッチ26が設けられている。ポンプ翼車14pには、無段変速機18を変速制御したり、無段変速機18におけるベルト挟圧力を発生させたり、前後進切換装置16における動力伝達経路を切り換えたり、車両10の動力伝達経路の各部に潤滑油を供給したりする為の作動油圧をエンジン12により回転駆動されることにより発生する機械式のオイルポンプ28が連結されている。前後進切換装置16は、前進用クラッチC1及び後進用ブレーキB1とダブルピニオン型の遊星歯車装置16pとを主体として構成されている。遊星歯車装置16pのサンギヤ16sにはタービン軸30が一体的に連結され、遊星歯車装置16pのキャリア16cには無段変速機18の入力軸32が一体的に連結されている。また、キャリア16cとサンギヤ16sとは前進用クラッチC1を介して選択的に連結され、遊星歯車装置16pのリングギヤ16rは後進用ブレーキB1を介して非回転部材としてのハウジング34に選択的に固定される。前進用クラッチC1及び後進用ブレーキB1は、油圧式摩擦係合装置である。このように構成された前後進切換装置16では、前進用クラッチC1が係合されると共に後進用ブレーキB1が解放されると、前後進切換装置16は一体回転状態とされることによりタービン軸30が入力軸32に直結され、前進用動力伝達経路が成立達成させられるすなわち前進用の動力伝達を可能にする動力伝達可能状態とされる。また、後進用ブレーキB1が係合されると共に前進用クラッチC1が解放されると、前後進切換装置16は後進用動力伝達経路が成立達成させられてすなわち後進用の動力伝達を可能にする動力伝達可能状態とされて、入力軸32はタービン軸30に対して逆方向へ回転させられる。また、前進用クラッチC1及び後進用ブレーキB1が共に解放されると、前後進切換装置16は動力伝達を遮断するニュートラル状態動力伝達遮断状態とされる。無段変速機18は、入力軸32に設けられた入力側部材である有効径が可変の入力側可変プーリプライマリプーリ、プライマリシーブ40及び出力軸42に設けられた出力側部材である有効径が可変の出力側可変プーリセカンダリプーリ、セカンダリシーブ44を有する一対の可変プーリ40,44と、その一対の可変プーリ40,44の間に巻き掛けられた伝動ベルト46とを備えており、一対の可変プーリ40,44と伝動ベルト46との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。プライマリプーリ40は、入力軸32に固定された入力側固定回転体としての固定回転体固定シーブ40aと、入力軸32に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた入力側可動回転体としての可動回転体可動シーブ40bと、それらの間のV溝幅を変更する為のプライマリプーリ40における入力側推力プライマリ推力Win=プライマリ圧Pin×受圧面積を付与する油圧アクチュエータとしての入力側油圧シリンダプライマリ側油圧シリンダ40cとを備えている。また、セカンダリプーリ44は、出力軸42に固定された出力側固定回転体としての固定回転体固定シーブ44aと、出力軸42に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた出力側可動回転体としての可動回転体可動シーブ44bと、それらの間のV溝幅を変更する為のセカンダリプーリ44における出力側推力セカンダリ推力Wout=セカンダリ圧Pout×受圧面積を付与する油圧アクチュエータとしての出力側油圧シリンダセカンダリ側油圧シリンダ44cとを備えている。そして、プライマリ側油圧シリンダ40cへの油圧であるプライマリ圧Pin及びセカンダリ側油圧シリンダ44cへの油圧であるセカンダリ圧Poutが油圧制御回路100図2参照によって各々独立に調圧制御されることにより、プライマリ推力Win及びセカンダリ推力Woutが各々直接的に或いは間接的に制御される。これにより、一対の可変プーリ40,44のV溝幅が変化して伝動ベルト46の掛かり径有効径が変更され、変速比ギヤ比γ=入力軸回転速度NIN/出力軸回転速度NOUTが連続的に変化させられると共に、伝動ベルト46が滑りを生じないように一対の可変プーリ40,44と伝動ベルト46との間の摩擦力ベルト挟圧力が制御される。このように、プライマリ推力Win及びセカンダリ推力Woutが各々制御されることで伝動ベルト46の滑りが防止されつつ実際の変速比実変速比γが目標変速比γとされる。尚、入力軸回転速度NINは入力軸32の回転速度であり、出力軸回転速度NOUTは出力軸42の回転速度である。また、本実施例では図1から判るように、入力軸回転速度NINはプライマリプーリ40の回転速度と同一であり、出力軸回転速度NOUTはセカンダリプーリ44の回転速度と同一である。無段変速機18では、例えばプライマリ圧Pinが高められると、プライマリプーリ40のV溝幅が狭くされて変速比γが小さくされるすなわち無段変速機18がアップシフトされる。また、プライマリ圧Pinが低められると、プライマリプーリ40のV溝幅が広くされて変速比γが大きくされるすなわち無段変速機18がダウンシフトされる。従って、プライマリプーリ40のV溝幅が最小とされるところで、無段変速機18の変速比γとして最小変速比γmin最高車速側の変速比、最Hiが形成される。また、プライマリプーリ40のV溝幅が最大とされるところで、無段変速機18の変速比γとして最大変速比γmax最低車速側の変速比、最Lowが形成される。尚、プライマリ圧Pinプライマリ推力Winも同意とセカンダリ圧Poutセカンダリ推力Woutも同意とにより伝動ベルト46の滑りベルト滑りが防止されつつ、それらプライマリ推力Winとセカンダリ推力Woutとの相互関係にて目標変速比γが実現されるものであり、一方のプーリ圧推力も同意のみで目標の変速が実現されるものではない。また、車両10には、複数種類のシフトポジションPSHを人為的操作により選択することができるシフトポジション選択装置としてのシフトレバー36が例えば運転席近傍に備えられている。シフトレバー36は、エンジン12と駆動輪24との間の動力伝達経路が遮断されたニュートラル状態すなわち中立状態とし且つ無段変速機18の出力回転部材をロックする為の駐車ポジションPポジションであるPパーキング、後進走行の為の後進走行ポジションRポジションであるRリバース、前記中立状態とする為の中立ポジションNポジションであるNニュートラル、自動変速モードを成立させて変速マップ図4参照に従って無段変速機18の自動変速制御を実行させる為の自動変速ポジションとしての前進用の自動走行ポジションDポジションであるDドライブ、又は手動変速モードを成立させて無段変速機18の変速比γをシフトレバー36の変速操作に応じて予め設定されたステップ的に変化する変速比の何れかへ切り換える手動変速制御を実行させる為の手動変速ポジションとしての前進用の手動走行ポジションMポジションであるMマニュアルへ手動操作されるように設けられている。シフトレバー36がPポジション或いはNポジションとされると、前後進切換装置16における前進用クラッチC1及び後進用ブレーキB1が共に解放され、前後進切換装置16がトルクコンバータ14エンジン12と無段変速機18との間の動力伝達経路における動力伝達を遮断する動力伝達遮断状態とされる。シフトレバー36がDポジション或いはMポジションとされると、前進用クラッチC1が係合されると共に後進用ブレーキB1が解放され、前後進切換装置16が上記動力伝達経路における前進用の動力伝達を可能にする動力伝達可能状態とされる。シフトレバー36がRポジションとされると、後進用ブレーキB1が係合されると共に前進用クラッチC1が解放され、前後進切換装置16が上記動力伝達経路における後進用の動力伝達を可能にする動力伝達可能状態とされる。更に、車両10には、例えば無段変速機18の変速制御などに関連する車両用無段変速機の制御装置を含む電子制御装置50が備えられている。電子制御装置50は、例えばCPU、RAM、ROM、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、CPUはRAMの一時記憶機能を利用しつつ予めROMに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより車両10の各種制御を実行する。例えば、電子制御装置50は、エンジン12の出力制御、無段変速機18の変速制御やベルト挟圧力制御等を実行するようになっており、必要に応じてエンジン制御用、無段変速機18の油圧制御用等に分けて構成される。電子制御装置50には、車両10に設けられた各センサ例えばエンジン回転速度センサ52、タービン回転速度センサ54、出力軸回転速度センサ56、アクセル開度センサ58、車両加速度センサ60、セカンダリ圧センサ62、シフトポジションセンサ64などにより検出された各種入力信号例えばエンジン回転速度NE、タービン回転速度NT、車速Vに対応する無段変速機18の出力回転速度としての出力軸42の回転速度である出力軸回転速度NOUT、アクセル開度Acc、車両10の前後方向の加速度である車両加速度車両減速度も同意G、セカンダリ圧Pout、シフトレバー36の操作位置であるシフトポジションPSHなどが供給される。また、電子制御装置50からは、車両10に設けられた各装置例えばエンジン12、油圧制御回路100などに各種出力信号例えばエンジン12の出力制御の為のエンジン出力制御指令信号SE、無段変速機18の変速に関する油圧制御の為の油圧制御指令信号SCVTなどが供給される。尚、上記油圧制御指令信号SCVTとしては、例えばプライマリ圧Pinを制御するリニアソレノイドバルブSLPを駆動する為の指令信号、セカンダリ圧Poutを制御するリニアソレノイドバルブSLSを駆動する為の指令信号、ライン油圧PLを制御するリニアソレノイドバルブSLTを駆動する為の指令信号などである。図2は、油圧制御回路100のうち無段変速機18の変速制御などに関する要部を示す油圧回路図である。図2において、油圧制御回路100は、例えばオイルポンプ28、無段変速機18の変速比γを変化させる為にプライマリ側油圧シリンダ40cへ供給されるプライマリ圧Pinを調圧するプライマリ圧コントロールバルブ110、ベルトの滑りを防止する為にセカンダリ側油圧シリンダ44cへ供給されるセカンダリ圧Poutを調圧するセカンダリ圧コントロールバルブ112、ライン油圧PLを調圧するプライマリレギュレータバルブ114、モジュレータ油圧PMを調圧するモジュレータバルブ116、プライマリ圧Pinを制御するリニアソレノイドバルブSLP、セカンダリ圧Poutを制御するリニアソレノイドバルブSLS、ライン油圧PLを制御するリニアソレノイドバルブSLT、セカンダリ圧Poutを検出する油圧センサとしてのセカンダリ圧センサ62等を備えている。ライン油圧PLは、オイルポンプ28から出力される作動油圧を元圧として、リリーフ型のプライマリレギュレータバルブ114によりリニアソレノイドバルブSLTの出力油圧である制御油圧PSLTに基づいてエンジン負荷等に応じた値に調圧される。例えば、ライン油圧PLは、プライマリ圧Pin及びセカンダリ圧Poutの高い方の油圧に所定の余裕分マージンを加えた油圧が得られるように設定された制御油圧PSLTに基づいて調圧される。従って、プライマリ圧コントロールバルブ110及びセカンダリ圧コントロールバルブ112の調圧動作において元圧であるライン油圧PLが不足するということが回避されると共に、ライン油圧PLが不必要に高くされないようにすることが可能である。また、モジュレータ油圧PMは、電子制御装置50によって制御される制御油圧PSLT、リニアソレノイドバルブSLPの出力油圧である制御油圧PSLP、及びリニアソレノイドバルブSLSの出力油圧である制御油圧PSLSの各元圧となるものであって、ライン油圧PLを元圧としてモジュレータバルブ116により一定圧に調圧される。プライマリ圧コントロールバルブ110は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート110iを開閉してライン油圧PLを入力ポート110iから出力ポート110tを経てプライマリ側油圧シリンダ40cへ供給可能にするスプール弁子110aと、そのスプール弁子110aを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング110bと、そのスプリング110bを収容し且つスプール弁子110aに開弁方向の推力を付与する為に制御油圧PSLPを受け入れる油室110cと、スプール弁子110aに閉弁方向の推力を付与する為に出力ポート110tから出力されたライン油圧PLを受け入れるフィードバック油室110dと、スプール弁子110aに閉弁方向の推力を付与する為にモジュレータ油圧PMを受け入れる油室110eとを備えている。このように構成されたプライマリ圧コントロールバルブ110は、例えば制御油圧PSLPをパイロット圧としてライン油圧PLを調圧制御してプライマリ側油圧シリンダ40cへ供給する。これにより、ライン油圧PLはプライマリ圧Pinとしてプライマリ側油圧シリンダ40cへ供給される。例えば、制御油圧PSLPが増大すると、スプール弁子110aが図2の上側に移動することによりプライマリ圧Pinが増大する。一方で、例えば制御油圧PSLPが低下すると、スプール弁子110aが図2の下側に移動することによりプライマリ圧Pinが低下する。セカンダリ圧コントロールバルブ112は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート112iを開閉してライン油圧PLを入力ポート112iから出力ポート112tを経てセカンダリ側油圧シリンダ44cへ供給可能にするスプール弁子112aと、そのスプール弁子112aを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング112bと、そのスプリング112bを収容し且つスプール弁子112aに開弁方向の推力を付与する為に制御油圧PSLSを受け入れる油室112cと、スプール弁子112aに閉弁方向の推力を付与する為に出力ポート112tから出力されたライン油圧PLを受け入れるフィードバック油室112dと、スプール弁子112aに閉弁方向の推力を付与する為にモジュレータ油圧PMを受け入れる油室112eとを備えている。このように構成されたセカンダリ圧コントロールバルブ112は、例えば制御油圧PSLSをパイロット圧としてライン油圧PLを調圧制御してセカンダリ側油圧シリンダ44cへ供給する。これにより、ライン油圧PLはセカンダリ圧Poutとしてセカンダリ側油圧シリンダ44cへ供給される。例えば、制御油圧PSLSが増大すると、スプール弁子112aが図2の上側に移動することによりセカンダリ圧Poutが増大する。一方で、例えば制御油圧PSLSが低下すると、スプール弁子112aが図2の下側に移動することによりセカンダリ圧Poutが低下する。図3は、電子制御装置50による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。図3において、エンジン出力制御手段すなわちエンジン出力制御部70は、エンジン12の出力制御の為にスロットル信号や噴射信号や点火時期信号などのエンジン出力制御指令信号SEをそれぞれスロットルアクチュエータや燃料噴射装置や点火装置へ出力する。例えば、エンジン出力制御部70は、アクセル開度Accに応じた駆動力駆動トルクが得られる為の目標エンジントルクTEを設定し、その目標エンジントルクTEが得られるようにスロットルアクチュエータにより電子スロットル弁を開閉制御する他、燃料噴射装置により燃料噴射量を制御したり、点火装置により点火時期を制御する。無段変速機制御手段すなわち無段変速機制御部72は、例えば無段変速機18のベルト滑りが発生しないようにしつつ無段変速機18の目標変速比γを達成するように、プライマリ圧Pinの指令値又は目標プライマリ圧Pinとしてのプライマリ指示油圧Pintgtとセカンダリ圧Poutの指令値又は目標セカンダリ圧Poutとしてのセカンダリ指示油圧Pouttgtとを決定し、プライマリ指示油圧Pintgtとセカンダリ指示油圧Pouttgtとを油圧制御指令信号SCVTとして油圧制御回路100へ出力する。具体的には、無段変速機制御部72は、例えば図4に示すようなアクセル開度Accをパラメータとして車速Vと無段変速機18の目標入力軸回転速度NINとの予め求められて記憶された関係変速マップから実際の車速V及びアクセル開度Accで示される車両状態に基づいて目標入力軸回転速度NINを設定する。無段変速機制御部72は、その目標入力軸回転速度NINに基づいて目標変速比γ=NIN/NOUTを算出する。図4の変速マップは、例えば運転性動力性能と燃費性燃費性能とを両立させる為の変速条件に相当するもので、車速Vが小さくアクセル開度Accが大きい程、大きな変速比γとなる目標入力軸回転速度NINが設定される。また、目標変速比γ=NIN/NOUTは、無段変速機18の最小変速比γminと最大変速比γmaxとの範囲内で定められる。無段変速機制御部72は、例えば図5に示すような無段変速機18の入力トルクTIN或いはアクセル開度Acc等をパラメータとして変速比γとベルト挟圧力に対応する目標セカンダリ圧Poutとの予め求められて記憶された関係ベルト挟圧マップから、実際の変速比γ実変速比γ及び入力トルクTINで示される車両状態に基づいて目標セカンダリ圧Poutを設定する。図5のベルト挟圧力マップは、例えばベルト滑りを発生させず且つ不必要に大きくならないベルト挟圧力を一対の可変プーリ40,44に発生させる為の制御条件に相当するものである。無段変速機制御部72は、例えばエンジントルクTEにトルクコンバータ14のトルク比t=タービントルクTT/ポンプトルクTPを乗じたトルク=TE×tとして、無段変速機18の入力トルクTINを算出する。また、無段変速機制御部72は、例えば吸入空気量或いはスロットル弁開度等をパラメータとしてエンジン回転速度NEとエンジントルクTEとの予め実験的に求められて記憶された不図示の関係エンジントルクマップから、実際の吸入空気量及びエンジン回転速度NEに基づいてエンジントルクTEの推定値を算出する。また、無段変速機制御部72は、例えばトルクコンバータ14の速度比e=タービン回転速度NT/ポンプ回転速度NPとトルク比tとの予め実験的に求められて記憶された不図示の関係トルクコンバータの作動特性図から実際の速度比eに基づいてトルク比tを算出する。本実施例の車両10は、無段変速機18の入力回転速度としての入力軸32の回転速度である入力軸回転速度NINを検出する為の入力軸回転速度センサを備えていない。その為、無段変速機制御部72は、無段変速機18の実変速比γ=NIN/NOUTを算出する際には、例えば前後進切換装置16の入力側の回転速度の検出値としてのタービン回転速度NTに基づく値を入力軸回転速度NINとして用いる。例えば、シフトレバー36がDポジションとされているときは、タービン回転速度NTがそのまま入力軸回転速度NINとして用いられる。無段変速機制御部72は、目標セカンダリ圧Poutに基づいて目標セカンダリ推力Wout=Pout×44bの受圧面積を算出する。無段変速機制御部72は、目標変速比γと目標変速比γを実現する為の推力比τ=Wout/Winとの予め求められて記憶された不図示の関係推力比マップから、目標変速比γに基づいて推力比τを算出する。無段変速機制御部72は、その算出した推力比τと目標セカンダリ推力Woutとに基づいて目標プライマリ推力Win=Wout/τを算出する。無段変速機制御部72は、目標プライマリ推力Winに基づいて目標プライマリ圧Pin=Win/40bの受圧面積を算出する。無段変速機制御部72は、例えばフィードフォワード制御FF制御により目標プライマリ圧Pinが得られるプライマリ指示油圧Pintgt及び目標セカンダリ圧Poutが得られるセカンダリ指示油圧Pouttgtを決定し、プライマリ指示油圧Pintgt及びセカンダリ指示油圧Pouttgtを油圧制御指令信号SCVTとして油圧制御回路100へ出力する。油圧制御回路100は、その油圧制御指令信号SCVTに従って、リニアソレノイド弁SLPを作動させてプライマリ圧Pinを調圧すると共に、リニアソレノイド弁SLSを作動させてセカンダリ圧Poutを調圧する。無段変速機制御部72は、例えばプライマリプーリ40側の油圧ばらつき分油圧制御上のばらつき分を補償する為に、実変速比γが目標変速比γと一致するように、目標変速比γと実変速比γとの変速比偏差Δγ=γ-γに基づくフィードバック制御FB制御によりプライマリ指示油圧Pintgtを補正する。また、無段変速機制御部72は、例えばセカンダリプーリ44側の油圧ばらつき分を補償する為に、セカンダリ圧センサ62によるセカンダリ圧Poutの検出値が目標セカンダリ圧Poutと一致するように、セカンダリ圧Poutの検出値と目標セカンダリ圧Poutとの油圧偏差ΔPout=Pout-Pout検出値に基づくFB制御によりセカンダリ指示油圧Pouttgtを補正する。ここで、シフトレバー36がNポジションへ操作されると前後進切換装置16が動力伝達遮断状態とされるので、タービン回転速度NTに基づく値を入力軸回転速度NINとして用いることによる無段変速機18の変速制御を実行することができない。その為、無段変速機制御部72は、車両走行中にシフトレバー36がNポジションへ操作された場合には、FF制御及びFB制御による無段変速機18の変速制御に替えて、FF制御のみによる無段変速機18の変速制御を実行する。ところで、車両減速走行時例えばアクセルオフのコースト走行時には、次回の車両発進に備えて、無段変速機18の変速比γを最大変速比γmaxに戻す制御を実行する必要がある。しかしながら、車両減速走行時にシフトレバー36がNポジションへ操作されたことでFB制御による無段変速機18の変速制御が実行できないと、無段変速機18の個体ばらつき等の影響を相殺することができない為、車両停止前までに無段変速機18の変速比γが最大変速比γmaxに戻りきらない可能性がある。そうすると、車両停止時に無段変速機18の変速比γが最大変速比γmaxに戻りきっていない為に、車両発進性能が低下する可能性がある。そこで、本実施例の電子制御装置50は、車両減速走行時に、前後進切換装置16が動力伝達遮断状態にあるときは、前後進切換装置16が動力伝達可能状態にあるときと比べて、無段変速機18の変速比γを低車速側へ変更し易くするすなわち無段変速機18の変速比γを低車速側へ早く変更するクラッチ解放時の変速制御を実行する。例えば、電子制御装置50は、前後進切換装置16が動力伝達遮断状態にあるときは、前後進切換装置16が動力伝達可能状態にあるときと比べて、無段変速機18の変速比γを低車速側へ向かって変化させる為の制御対象の変更量すなわち制御量を大きくすることにより、前記車両用無段変速機の変速比を低車速側へ早く変更する。具体的には、電子制御装置50は、図6の破線に示すように、前後進切換装置16が動力伝達遮断状態にあるときは、前後進切換装置16が動力伝達可能状態にある通常時例えば図6の実線参照と比べて、制御対象としての目標変速比γを最大変速比γmaxに向かわせる変更量を大きくすることで、無段変速機18の変速比γを低車速側へ早く変更する。結果的に、この図6の破線に示すように、通常時と比べて、目標変速比γが最大変速比γmaxに到達するタイミングが早くされる。尚、目標変速比γを最大変速比γmaxに向かわせる変更量は、上記制御量に相当するものであり、目標変速比γの函数でもある。また、上記変更量は、繰り返し実行される制御例えば後述する図9に示すフローチャートにおいては、変化速度に相当するものである。また、FF制御及びFB制御による無段変速機18の変速制御は通常時の変速制御である。また、FF制御のみによる無段変速機18の変速制御であっても、無段変速機18の変速比γを低車速側へ早く変更しない変速制御は、FF制御のみによる通常時の変速制御である。ここで、車両減速走行中にシフトレバー36がNポジションにあるときの目標変速比γが、シフトレバー36がDポジションにあるときの目標変速比γよりも大きくされると、シフトレバー36がN→Dシフト操作された場合、前後進切換装置16における前進用クラッチC1が係合される過程ではエンジン回転速度NEを掴み上げることによって車両減速度Gが増大したり、前進用クラッチC1の係合後のエンジンブレーキが増大したりして、ドライバビリティが低下する可能性がある。その為、車両発進性能を適切に確保することと、ドライバビリティを向上させることとを両立させられない可能性がある。そこで、本実施例の電子制御装置50は、前後進切換装置16が動力伝達遮断状態にあるときは、車両減速度Gが大きい程、無段変速機18の変速比γを低車速側へ早く変更する。具体的には、電子制御装置50は、図6に示すように、車両減速度Gが中程度のとき二点鎖線参照や車両減速度Gが大きいとき破線参照には、車両減速度Gが小さいとき実線参照よりも、目標変速比γを最大変速比γmaxに向かわせる変化速度を大きくすることで、無段変速機18の変速比γを低車速側へ早く変更する。又は、電子制御装置50は、図6の二点鎖線及び破線に示すように、例えば目標変速比γを最大変速比γmaxに向かわせる変化速度を同程度とする場合には、車両減速度Gが大きくなる程、無段変速機18の変速比γ例えば目標変速比γを通常時の変速制御に用いる値として予め定められて記憶された所定変化速度で低車速側例えば最大変速比γmaxへ向かわせる通常時の変速制御実線参照から変速比γをその所定変化速度よりも速い変化速度で低車速側へ向かわせるクラッチ解放時の変速制御へ切り替える為の切替タイミングを早くすることにより、無段変速機18の変速比γを低車速側へ早く変更する。又は、電子制御装置50は、図7に示すように、車両減速度Gが大きくなる程、目標変速比γを最大変速比γmaxに向かわせる変化速度を大きくすることで、無段変速機18の変速比γを低車速側へ早く変更する。この図7の実施例では、車両減速度Gに拘わらず上記切替タイミングは同等とされているが、結果的に、車両減速度Gが大きくなる程、目標変速比γが最大変速比γmaxに到達するタイミングが早くされる。又は、電子制御装置50は、図8に示すように、例えば車両減速度Gが大きくなる程、上記切替タイミングを早くすることにより、無段変速機18の変速比γを低車速側へ早く変更する。この図8の実施例では、車両減速度Gが大きくなる程目標変速比γを最大変速比γmaxに向かわせる変化速度を大きくするものではないが、結果的に、前後進切換装置16が動力伝達遮断状態にあるときは、目標変速比γが最大変速比γmaxに到達するタイミングが通常時と比べて早くされ、車両減速度Gに拘わらず同等とされる。より具体的には、図3に戻り、車両情報取得手段すなわち車両情報取得部74は、例えば各センサにより検出された各種入力信号に基づいて、アクセル開度Acc、車両減速度G、車速V、及びシフトポジションPSH等を取得する。伝達経路断接判定手段すなわち伝達経路断接判定部76は、例えば車両減速走行中に前後進切換装置16が動力伝達遮断状態にあるか否かを、アクセルオフとされており且つシフトポジションPSHがNポジションとされているか否かに基づいて判定する。すなわち、伝達経路断接判定部76は、車両減速走行中に前後進切換装置16における前進用クラッチC1及び後進用ブレーキB1が共に解放されているか否かを判定する。無段変速機制御部72は、例えば伝達経路断接判定部76により前後進切換装置16が動力伝達遮断状態にないと判定された場合には、FF制御及びFB制御による無段変速機18の通常時の変速制御を実行する。切替タイミング算出手段すなわち切替タイミング算出部78は、例えば伝達経路断接判定部76により車両減速走行中に前後進切換装置16が動力伝達遮断状態にあると判定された場合には、車両減速度Gに基づいて通常時の変速制御からクラッチ解放時の変速制御へ切り替える為の切替タイミングを算出する。例えば、切替タイミング算出部78は、車両減速度Gが大きい程切替タイミングとしての判定車速V’が高車速側となるように予め求められて記憶された関係切替タイミングマップから、実際の車両減速度Gに基づいて判定車速V’を算出する。切替タイミング到達判定手段すなわち切替タイミング到達判定部80は、例えば実際の車速Vが切替タイミング算出部78により算出された判定車速V’以下であるか否かを判定する。無段変速機制御部72は、例えば切替タイミング到達判定部80により実際の車速Vが判定車速V’よりも高いと判定された場合には、FF制御のみによる無段変速機18の通常時の変速制御を実行する。制御量決定手段すなわち制御量決定部82は、例えば切替タイミング到達判定部80により実際の車速Vが判定車速V’以下であると判定された場合には、車速V及び車両減速度Gと制御量例えば目標変速比γを最大変速比γmaxに向かわせる変化速度との予め求められて記憶された関係制御量マップから実際の車速V及び車両減速度Gに基づいて制御量を決定する。上記制御量マップは、下記に示すような観点に基づいて予め求められて記憶されている。例えば車両減速度Gが比較的大きいときに実際の車速Vが比較的高い状態からクラッチ解放時の変速制御が実行できる場合には例えば実際の車速Vが判定車速V’に到達したことで判定車速V’以下であると判定された場合には、車両減速度Gが比較的大きくても目標変速比γを最大変速比γmaxに向かわせる変化速度を比較的小さくできる図8参照。また、例えば車両減速度Gが比較的大きくてもN→Dシフト操作時の車速Vが比較的低い為に、クラッチ解放時の変速制御が車速Vが比較的低い状態からしか実行できない場合には例えば実際の車速Vが既に判定車速V’よりも低くなっていることで判定車速V’以下であると判定された場合には、車両減速度Gが大きい程目標変速比γを最大変速比γmaxに向かわせる変化速度を大きくする必要がある図7参照。無段変速機制御部72は、例えば切替タイミング到達判定部80により実際の車速Vが判定車速V’よりも低いと判定された場合には、制御量決定部82により決定された制御量に従って、FF制御のみによるクラッチ解放時の変速制御を実行する。図9は、電子制御装置50の制御作動の要部すなわち車両減速時に変速比γを適切に低車速側へ変更することで次回の車両発進時の発進性能を適切に確保する為の制御作動を説明するフローチャートであり、例えば数msec乃至数十msec程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行される。図9において、先ず、車両情報取得部74に対応するステップ以下、ステップを省略するS10において、例えば各センサにより検出された各種入力信号に基づいて、アクセル開度Acc、車両減速度G、車速V、及びシフトポジションPSH等が取得される。次いで、伝達経路断接判定部76に対応するS20において、例えば車両減速走行中に前進用クラッチC1及び後進用ブレーキB1が共に解放されているか否かが判定される。このS20の判断が肯定される場合は切替タイミング算出部78に対応するS30において、例えば車両減速度Gに基づいて通常時の変速制御からクラッチ解放時の変速制御へ切り替える為の切替タイミングとしての判定車速V’が算出される。次いで、切替タイミング到達判定部80に対応するS40において、例えば実際の車速Vが上記S30にて算出された判定車速V’以下であるか否かが判定される。このS40の判断が肯定される場合は制御量決定部82に対応するS50において、例えば車両減速度G等に基づいて目標変速比γを最大変速比γmaxに向かわせる変化速度が決定される。次いで、無段変速機制御部72に対応するS60において、例えば上記S50にて決定された変化速度で目標変速比γを最大変速比γmaxに向かわせるFF制御のみによるクラッチ解放時の変速制御が実行される。一方で、上記S40の判断が否定される場合は無段変速機制御部72に対応するS70において、例えば目標変速比γを所定変化速度で最大変速比γmaxに向かわせるFF制御のみによる無段変速機18の通常時の変速制御が実行される。他方で、上記S20の判断が否定される場合は無段変速機制御部72に対応するS80において、例えば目標変速比γを所定変化速度で最大変速比γmaxに向かわせるFF制御及びFB制御による無段変速機18の通常時の変速制御が実行される。上述のように、本実施例によれば、車両減速走行時に、前後進切換装置16が動力伝達遮断状態にあるときは、前後進切換装置16が動力伝達可能状態にあるときと比べて、無段変速機18の変速比γを低車速側へ早く変更するので、FF制御のみによる無段変速機18の変速制御であっても個体ばらつき等に拘わらず車両減速時に適切に変速比γを低車速側へ変更することができる。よって、車両停止前までに変速比γが最大変速比γmaxに戻し易くされて、次回の車両発進時の発進性能を適切に確保することができる。また、本実施例によれば、前後進切換装置16が動力伝達遮断状態にあるときは、車両減速度Gが大きい程、無段変速機18の変速比γを低車速側へ早く変更するので、車両減速走行中に前後進切換装置16が動力伝達遮断状態から動力伝達可能状態とされたときの車両減速度Gの増大を抑制することができる。また、車両減速度Gが大きい程より早く車両停止に到達することに対して、車両停止前までに無段変速機18の変速比γが最大変速比γmaxに戻し易くされる。また、本実施例によれば、無段変速機18の変速比γを低車速側へ向かって変化させる為の制御量を大きくすることにより、変速比γを低車速側へ早く変更するので、前後進切換装置16が動力伝達遮断状態にあるときは動力伝達可能状態にあるときと比べて変速比γを確実に低車速側へ早く変更することができる。又は、前後進切換装置16が動力伝達遮断状態にあるときは、車両減速度Gが大きい程変速比γを確実に低車速側へ早く変更することができる。また、本実施例によれば、無段変速機18の変速比γを所定変化速度で低車速側へ向かわせる通常時の変速制御から変速比γを所定変化速度よりも速い変化速度で低車速側へ向かわせるクラッチ解放時の変速制御へ切り替える為の切替タイミングを早くすることにより、車両減速度Gが大きい程無段変速機18の変速比γを低車速側へ早く変更するので、前後進切換装置16が動力伝達遮断状態にあるときは、車両減速度Gが大きい程変速比γを確実に低車速側へ早く変更することができる。また、本実施例によれば、前記制御量は、無段変速機18の変速比γの実際値を追従させる為の目標変速比γの変更量変化速度であるので、前記制御量すなわち目標変速比γを最大変速比γmaxに向かわせる変化速度を容易に大きくすることができる。また、本実施例によれば、前後進切換装置16の入力側の回転速度の検出値としてのタービン回転速度NTに基づく値を入力軸回転速度NINとして用いることで、無段変速機18の変速制御を実行するので、入力軸回転速度NINを検出する為の入力回転速度センサを廃止することができ、低コスト化を図ることができる。また、本実施例は、入力回転速度センサを廃止して前後進切換装置16の入力側の回転速度の検出値にて無段変速機18の変速制御を実行する車両10にとって、車両10にて生じる課題を解決する上で、特に有用な発明となる。以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。例えば、前述の実施例では、無段変速機18の変速比γを低車速側へ向かって変化させる為の制御量は、目標変速比γの変更量変化速度であったが、これに限らない。無段変速機18は、プライマリ推力Win及びセカンダリ推力Woutが各々制御されることで変速が実行されるすなわち伝動ベルト46の滑りが防止されつつ実変速比γが目標変速比γとされるものである。また、プライマリ推力Winとセカンダリ推力Woutとの相互関係例えば推力比τにて目標変速比γが実現される。従って、前記制御量は、目標変速比γを実現する為のプライマリ推力Win及びセカンダリ推力Woutに基づく制御対象としての推力比τの変更量であっても良い。また、前記制御量は、それらプライマリ推力Win及びセカンダリ推力Woutを得る為の制御対象としての油圧指令値プライマリ指示油圧Pintgt及びセカンダリ指示油圧Pouttgtの変更量であっても良い。このようにしても、前述の実施例と同様の効果が得られる。また、前述の実施例では、無段変速機18の入力軸回転速度NINを検出する為の入力回転速度センサを備えていない車両10を例示して、本発明を説明したが、入力回転速度センサを備えている車両であっても本発明は適用され得る。例えば入力回転速度センサが故障したときにタービン回転速度センサ54にて入力回転速度センサの代用をする場合に、特に有用な発明となる。また、前述の実施例において、流体式伝動装置としてロックアップクラッチ26を有するトルクコンバータ14が用いられていたが、ロックアップクラッチ26は必ずしも設けられなくても良く、またトルクコンバータ14に替えて、トルク増幅作用のない流体継手フルードカップリングなどの他の流体式伝動装置が用いられても良い。また、前後進切換装置16がその発進機構として機能するか、発進クラッチ等の発進機構が備えられるか、或いは動力伝達経路を断接可能な係合装置等が備えられる場合には、流体式伝動装置は備えられなくとも良い。また、前後進切換装置16が無段変速機18よりも後段側駆動輪24側に配設され、トルクコンバータ14に替えて発進クラッチが備えられる場合には、この発進クラッチが本発明の伝達経路断接装置として機能する。このような場合、発進クラッチの入力側の回転速度の検出値としてのエンジン回転速度NEに基づく値が入力軸回転速度NINとして用いられる。また、前述の実施例において、前後進切換装置16が動力伝達遮断状態にあるときに設定される目標変速比γの一例を図6,図7,図8にそれぞれ示したが、これら図6,図7,図8における実施例は、それぞれ単独で或いは組み合わせて用いることができる。また、前述の実施例の油圧制御回路100は、プライマリ側油圧シリンダ40cへ供給する油圧を直接的に制御してプライマリ圧Pinとする構成であったが、これに限らない。例えば、プライマリ側油圧シリンダ40cへの作動油の流量を制御することにより結果的にプライマリ圧Pinを生じるような構成の油圧制御回路であっても本発明は適用され得る。また、前述の実施例の油圧制御回路100では、セカンダリプーリ44側にセカンダリ圧センサ62が設けられて、プライマリプーリ40側にて無段変速機18の変速比γを制御し、セカンダリプーリ44側にて無段変速機18のベルト挟圧力を制御するものであったが、これに限らない。例えば、プライマリプーリ40側に油圧センサが設けられて、セカンダリプーリ44側にて無段変速機18の変速比γを制御し、プライマリプーリ40側にて無段変速機18のベルト挟圧力を制御する構成の油圧制御回路であっても本発明は適用され得る。また、プライマリ圧Pinプライマリ推力Winも同意とセカンダリ圧Poutセカンダリ推力Woutも同意とにより伝動ベルト46の滑りを防止しつつ、それらプライマリ推力Winとセカンダリ推力Woutとの相互関係にて目標変速比γを実現する構成の油圧制御回路であったが、これに限らない。例えば、一方のプーリ側で目標の変速を実現し、他方のプーリ側で目標のベルト挟圧力を実現する構成の油圧制御回路であっても良い。また、前述の実施例では、変速比偏差Δγ=γ-γに基づいてFB制御による無段変速機18の変速制御を実行したが、偏差として変速比偏差Δγを用いたのは飽くまで一例である。要は、この偏差は、変速比γと1対1に対応するパラメータにおける目標値と実際値との偏差であれば良い。例えば、変速比偏差Δγに替えて、目標入力軸回転速度NINと実入力軸回転速度NINとの回転偏差ΔNIN=NIN-NIN、目標プーリ位置Xと実プーリ位置Xとの偏差ΔX=X-X、目標ベルト掛かり径Rと実ベルト掛かり径Rとの偏差ΔR=R-Rなどを用いることができる。尚、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。"