CN104918835A - 作业车辆及作业车辆的控制方法 - Google Patents

Abstract

在与前进后退操作部件的位置对应的方向与车辆的行进方向不同的情况下，梭动动作判定部判定车辆处在梭动动作过程中。目标输入轴转矩决定部决定目标输入轴转矩。若梭动动作开始，则目标输出轴转矩决定部决定目标输出轴转矩，以在前进用离合器和后退用离合器的连接及切断状态被维持在梭动动作开始前的状态下，在动力传递装置的输出轴上产生使车辆减速的减速力。转矩平衡信息存储于存储部，规定目标输入轴转矩和目标输出轴转矩的关系以满足动力传递装置中的转矩平衡。指令转矩决定部根据转矩平衡信息从目标输入轴转矩和目标输出轴转矩决定送至马达的指令转矩。

Description

作业车辆及作业车辆的控制方法

技术领域

本发明涉及作业车辆及作业车辆的控制方法。

背景技术

作为轮式装载机等作业车辆，公知具备动力传递装置(以下，称作“变矩式变速装置”)的作业车辆，该动力传递装置具有变矩器和多级式变速装置。另一方面，近年来，作为代替变矩式变速装置的动力传递装置，已知HMT(液压-机械式变速装置)。如专利文献1所公开地，HMT具有齿轮机构和与齿轮机构的旋转构件连接的马达，该HMT将来自发动机的驱动力的一部分转换成液压并传递至行驶装置，并且将驱动力的剩余部分机械地传递至行驶装置。

HMT为了能够无级变速而具备例如行星齿轮机构和液压马达。行星齿轮机构的太阳轮、行星架、齿圈这三个构件中的第一构件与输入轴连结，第二构件与输出轴连结。另外，第三构件与液压马达连结。液压马达根据作业车辆的行驶状况，作为马达及泵中的任一者来发挥功能。HMT能够通过使该液压马达的转速变化，来使输出轴的转速无级地变化。

另外，作为类似于HMT的技术，提出了EMT(电气-机械式变速装置)。在EMT中，使用电动马达来代替HMT中的液压马达。电动马达根据作业车辆的行驶状况，作为马达及发电机中的任一者发挥功能。与HMT相同，EMT能够通过使该电动马达的转速变化，来使输出轴的转速无级地变化。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：(日本)特开2006-329244号公报

发明内容

发明所要解决的课题

在以往的变矩式变速装置中，若操作人员在车辆前进过程中进行从前进向后退的切换操作，则立即切断前进用离合器(以下，称作“F离合器”)，并且开始后退用离合器(以下，称作“R离合器”)的连接。由此，车辆顺畅地减速，然后，向后方加速。同样，若操作人员在车辆后退过程中进行从后退向前进的切换操作，则立即切断R离合器，并且开始F离合器的连接。由此，车辆顺畅地减速，然后，向前方加速。一般而言，这种行驶过程中的前进后退的切换操作被称作梭动操作，基于梭动操作的车辆的动作被称作梭动动作。梭动动作是用于提高轮式装载机的操作性的重要功能之一。

在梭动动作过程中，在车辆前进过程中进行从F离合器向R离合器的切换。或者，在车辆后退过程中进行从R离合器向F离合器的切换。在以往的变矩式变速装置中，这种梭动动作过程中的R离合器的连接时与F离合器的连接时的转速差被变矩器吸收。

但是，在上述HMT或EMT中，在机构上，吸收梭动动作过程中的R离合器的连接时与F离合器的连接时的转速差是困难的。如果在HMT或EMT中，在梭动动作过程中执行R离合器和F离合器的切换，则有可能对发动机带来大的负担，并且造成R离合器和F离合器过度磨损。因此，在具备HMT或EMT的作业车辆中，实现梭动动作是困难的。

本发明的课题在于在具备HMT或EMT的作业车辆中实现梭动动作。

用于解决课题的手段

本发明的第一方式的作业车辆具备：发动机、液压泵、作业机、行驶装置、动力传递装置、控制部、行进方向检测部、前进后退操作部件和前进后退位置检测部。液压泵由发动机驱动。作业机由从液压泵排出的工作油驱动。行驶装置由发动机驱动。动力传递装置将来自发动机的驱动力传递至行驶装置。控制部控制动力传递装置。动力传递装置具有输入轴、输出轴、齿轮机构、马达和前进后退切换机构。齿轮机构包括行星齿轮机构，将输入轴的旋转传递至输出轴。马达与行星齿轮机构的旋转构件连接。前进后退切换机构包括前进用离合器和后退用离合器。在车辆前进时连接前进用离合器，切断后退用离合器。在车辆后退时切断前进用离合器，连接后退用离合器。动力传递装置通过使马达的转速变化，使输出轴相对于输入轴的转速比变化。

控制部具有梭动动作判定部、目标输入轴转矩决定部、目标输出轴转矩决定部、存储部和指令转矩决定部。在与前进后退操作部件的位置对应的方向与车辆的行进方向不同的情况下，梭动动作判定部判定车辆处在梭动动作过程中。目标输入轴转矩决定部决定目标输入轴转矩。目标输入轴转矩是动力传递装置的输入轴上的转矩的目标值。若梭动动作开始，则目标输出轴转矩决定部决定目标输出轴转矩，以在前进用离合器和后退用离合器的连接及切断状态被维持在梭动动作开始前的状态的状态下，在动力传递装置的输出轴上产生使车辆减速的减速力。目标输出轴转矩是动力传递装置的输出轴的转矩的目标值。存储部存储转矩平衡信息。转矩平衡信息规定目标输入轴转矩和目标输出轴转矩的关系以满足动力传递装置中的转矩平衡。指令转矩决定部根据转矩平衡信息，从目标输入轴转矩和目标输出轴转矩决定送至马达的指令转矩。

在该作业车辆中，通过从动力传递装置中的转矩平衡决定送至马达的指令转矩，能够得到动力传递装置的输出轴上的减速力。例如，若从前进向后退的梭动动作已开始，则通过维持连接前进用离合器的状态，并在动力传递装置的输出轴上产生减速力，能够使车辆减速。由此，在具备HMT或EMT的作业车辆中，能够实现梭动动作。

优选的是，目标输出轴转矩决定部在梭动动作过程中使减速力逐渐变化。在该情况下，能够在梭动动作过程中使作业车辆顺畅地减速。

优选的是，作业车辆还具备：油门操作部件、检测油门操作部件的操作量的油门操作检测部、制动操作部件和检测制动操作部件的操作量的制动操作检测部。目标输出轴转矩决定部根据油门操作部件的操作量和制动操作部件的操作量，决定规定的基准减速力。目标输出轴转矩决定部在梭动动作过程中使减速力逐渐向基准减速力变化。在该情况下，能够产生考虑了操作人员的操作意思的减速力，因此能够提高操作性。

优选的是，在梭动动作开始时，当在动力传递装置的输出轴上产生使车辆减速的减速力时，目标输出轴转矩决定部使减速力逐渐从梭动动作开始时的减速力向基准减速力变化。在该情况下，能够使作业车辆在从梭动动作的开始前至开始后的过程中顺畅地减速。

优选的是，在梭动动作开始时，当在动力传递装置的输出轴上产生使车辆加速的转矩时，目标输出轴转矩决定部决定目标输出轴转矩以使动力传递装置的输出轴的转矩变化至0。在动力传递装置的输出轴的转矩达到0后，目标输出轴转矩决定部使减速力逐渐向基准减速力变化。在该情况下，能够使作业车辆在从梭动动作的开始前至开始后的过程中顺畅地减速。

优选的是，在梭动动作开始时，当在动力传递装置的输出轴上产生使车辆加速的转矩时，目标输出轴转矩决定部决定目标输出轴转矩以使动力传递装置的输出轴的转矩在规定的第一期间内变化至0。在经过第一期间后，在比第一期间长的第二期间内，目标输出轴转矩决定部使减速力逐渐向基准减速力变化。在该情况下，能够在梭动动作开始后使车辆迅速且顺畅地减速。

优选的是，作业车辆还具备检测发动机转速的发动机转速检测部。目标输出轴转矩决定部算出由减速力再生的减速功率。当发动机转速在规定值以上时，目标输出轴转矩决定部决定目标输出轴转矩以使减速功率的上限值随着发动机转速的增大而减少。在该情况下，通过抑制再生的减速功率，能够抑制发动机转速的过度增大。

优选的是，作业车辆还具备储存由马达产生的能量的能量储存部。控制部还具有目标能量储存功率决定部。目标能量储存功率决定部决定用于向能量储存部储存能量的目标能量储存功率。目标输出轴转矩决定部算出由减速力再生的减速功率。目标输入轴转矩决定部根据目标能量储存功率和减速功率来决定目标输入轴转矩。在该情况下，通过考虑再生的减速功率和目标能量储存功率来决定目标输入轴转矩，能够确保期望的减速力，并能够确保期望的能量储存量，由此能够提高燃烧效率。

本发明的第二方式的控制方法是具备动力传递装置的作业车辆的控制方法。动力传递装置具有输入轴、输出轴、齿轮机构、马达和前进后退切换机构。齿轮机构包括行星齿轮机构，将输入轴的旋转传递至输出轴。马达与行星齿轮机构的旋转构件连接。前进后退切换机构包括前进用离合器和后退用离合器。在车辆前进时连接前进用离合器，切断后退用离合器。在车辆后退时切断前进用离合器，连接后退用离合器。动力传递装置通过使马达的转速变化，来使输出轴相对于输入轴的转速比变化。

控制方法具备以下步骤。在第一步骤中，在与前进后退操作部件的位置对应的方向与车辆的行进方向不同的情况下，判定车辆处在梭动动作过程中。在第二步骤中，决定目标输入轴转矩。目标输入轴转矩是动力传递装置的输入轴上的转矩的目标值。在第三步骤中，若梭动动作开始，则决定目标输出轴转矩，以在前进用离合器和后退用离合器的连接及切断状态被维持在梭动动作开始前的状态的状态下，在动力传递装置的输出轴上产生使车辆减速的减速力。目标输出轴转矩是动力传递装置的输出轴的转矩的目标值。在第四步骤中，根据转矩平衡信息，从目标输入轴转矩和目标输出轴转矩决定送至马达的指令转矩。转矩平衡信息规定目标输入轴转矩和目标输出轴转矩的关系以满足动力传递装置中的转矩平衡。

在该作业车辆的控制方法中，通过从动力传递装置中的转矩平衡决定送至马达的指令转矩，能够得到动力传递装置的输出轴上的减速力。例如，若从前进向后退的梭动动作已开始，则通过维持连接前进用离合器的状态，并在动力传递装置的输出轴上产生减速力，能够使车辆减速。由此，在具备HMT或EMT的作业车辆中，能够实现梭动动作。

发明效果

根据本发明，在具备HMT或EMT的作业车辆中，能够实现梭动动作。

附图说明

图1是本发明的实施方式的作业车辆的侧视图。

图2是表示作业车辆的结构的示意图。

图3是表示动力传递装置的结构的示意图。

图4是表示第一马达及第二马达的转速相对于车速的变化的图。

图5是表示由控制部执行的通常动作过程中的处理的控制框图。

图6是表示由控制部执行的梭动动作过程中的处理的控制框图。

图7是表示梭动动作过程中的减速力输出率的变化的图。

图8是表示梭动动作过程中的减速力输出率的变化的图。

图9是表示减速力输出率信息的一例的表。

图10是表示速度范围和最大输出轴转矩的关系的表。

图11是表示最大减速功率和发动机转速的关系的图。

图12是表示梭动动作时的作业车辆的各参数的变化的时序图。

图13是表示其他实施方式的动力传递装置的示意图。

图14是表示其他实施方式的动力传递装置中的第一马达及第二马达的转速相对于车速的变化的图。

具体实施方式

以下，参照附图对本发明的实施方式进行说明。图1是本发明的实施方式的作业车辆1的侧视图。如图1所示，作业车辆1具备车体架2、作业机3、行驶轮4、5和驾驶室6。作业车辆1是轮式装载机，通过驱动行驶轮4、5旋转来行驶。作业车辆1能够使用作业机3进行挖掘等作业。

在车体架2上安装有作业机3及行驶轮4、5。作业机3由来自后述作业机泵23(参照图2)的工作油驱动。作业机3具有起重臂11和铲斗12。起重臂11安装于车体架2。作业机3具有提升缸13和铲斗缸14。提升缸13和铲斗缸14是液压缸。提升缸13的一端安装于车体架2。提升缸13的另一端安装于起重臂11。提升缸13借助来自作业机泵23的工作油进行伸缩，由此使起重臂11上下摆动。铲斗12安装于起重臂11的前端。铲斗缸14的一端安装于车体架2。铲斗缸14的另一端经由曲柄15安装于铲斗12。铲斗缸14借助来自作业机泵23的工作油进行伸缩，由此使铲斗12上下摆动。

在车体架2上安装有驾驶室6。驾驶室6被载置在车体架2上。在驾驶室6内，配置有供操作人员落座的座椅和后述操作装置等。车体架2具有前架16和后架17。前架16和后架17被安装成彼此能够在左右方向上摆动。

作业车辆1具有转向缸18。转向缸18安装于前架16和后架17。转向缸18是液压缸。转向缸18借助来自后述转向泵30的工作油进行伸缩，由此向左右变更作业车辆1的行进方向。

图2是表示作业车辆1的结构的示意图。如图2所示，作业车辆1具备发动机21、PTO22、动力传递装置24、行驶装置25、操作装置26和控制部27等。

发动机21例如是柴油发动机。发动机21的输出通过调整向发动机21的气缸内喷射的燃料量来进行控制。燃料量的调整是通过控制部27对安装于发动机21的燃料喷射装置28进行控制来进行的。作业车辆1具备发动机转速检测部31。发动机转速检测部31对发动机转速进行检测，并向控制部27发送表示发动机转速的检测信号。

作业车辆1具有作业机泵23、转向泵30和传动泵29。作业机泵23、转向泵30和传动泵29是液压泵。PTO22(Power Take Off：动力输出装置)向这些液压泵23、30、29传递来自发动机21的驱动力的一部分。即，PTO22向这些液压泵23、30、29和动力传递装置24分配来自发动机21的驱动力。

作业机泵23由来自发动机21的驱动力驱动。从作业机泵23排出的工作油经由作业机控制阀41被供给到上述提升缸13和铲斗缸14。作业车辆1具备作业机泵压检测部32。作业机泵压检测部32对来自作业机泵23的工作油的排出压(以下，称作“作业机泵压”)进行检测，并向控制部27发送表示作业机泵压的检测信号。

作业机泵23是可变容量型的液压泵。通过变更作业机泵23的斜板或斜轴的偏转角，来变更作业机泵23的排出容量。在作业机泵23上连接有第一容量控制装置42。第一容量控制装置42由控制部27控制，变更作业机泵23的偏转角。由此，利用控制部27控制作业机泵23的排出容量。作业车辆1具备第一偏转角检测部33。第一偏转角检测部33对作业机泵23的偏转角进行检测，并向控制部27发送表示偏转角的检测信号。

转向泵30由来自发动机21的驱动力驱动。从转向泵30排出的工作油经由转向控制阀43被供给到上述转向缸18。作业车辆1具备转向泵压检测部35。转向泵压检测部35对来自转向泵30的工作油的排出压(以下，称作“转向泵压”)进行检测，并向控制部27发送表示转向泵压的检测信号。

转向泵30是可变容量型的液压泵。通过变更转向泵30的斜板或斜轴的偏转角，来变更转向泵30的排出容量。在转向泵30上连接有第二容量控制装置44。第二容量控制装置44由控制部27控制，变更转向泵30的偏转角。由此，利用控制部27控制转向泵30的排出容量。作业车辆1具备第二偏转角检测部34。第二偏转角检测部34对转向泵30的偏转角进行检测，并向控制部27发送表示偏转角的检测信号。

传动泵29由来自发动机21的驱动力驱动。传动泵29是固定容量型的液压泵。从传动泵29排出的工作油经由后述离合器控制阀VF、VR、VL、VH而被供给到动力传递装置24的离合器CF、CR、CL、CH。

PTO22将来自发动机21的驱动力的一部分经由输入轴61传递至动力传递装置24。动力传递装置24将来自发动机21的驱动力传递至行驶装置25。动力传递装置24对来自发动机21的驱动力进行变速并输出。对于动力传递装置24的结构，将在后面详细说明。

行驶装置25具有车轴45和行驶轮4、5。车轴45向行驶轮4、5传递来自动力传递装置24的驱动力。由此，行驶轮4、5旋转。作业车辆1具备车速检测部37。车速检测部37对动力传递装置24的输出轴63的转速(以下，称作“输出转速”)进行检测。输出转速与车速是对应的，因此，车速检测部37通过检测输出转速来检测车速。另外，车速检测部37检测输出轴63的旋转方向。输出轴63的旋转方向与作业车辆1的行进方向是对应的，因此，车速检测部37作为行进方向检测部来发挥功能，该进方向检测部通过检测输出轴63的旋转方向来检测作业车辆1的行进方向。车速检测部37向控制部27发送表示输出转速及旋转方向的检测信号。

操作装置26由操作人员操作。操作装置26具有油门操作装置51、作业机操作装置52、变速操作装置53、前进后退操作装置54(以下，称作“FR操作装置54”)、转向操作装置57和制动操作装置58。

油门操作装置51具有油门操作部件51a和油门操作检测部51b。为了设定发动机21的目标转速而操作油门操作部件51a。油门操作检测部51b对油门操作部件51a的操作量(以下，称作“油门操作量”)进行检测。油门操作检测部51b向控制部27发送表示油门操作量的检测信号。

作业机操作装置52具有作业机操作部件52a和作业机操作检测部52b。为了使作业机3动作而操作作业机操作部件52a。作业机操作检测部52b对作业机操作部件52a的位置进行检测。作业机操作检测部52b向控制部27输出表示作业机操作部件52a的位置的检测信号。作业机操作检测部52b通过检测作业机操作部件52a的位置来检测作业机操作部件52a的操作量。

变速操作装置53具有变速操作部件53a和变速操作检测部53b。操作人员能够通过操作变速操作部件53a来选择动力传递装置24的速度范围。变速操作检测部53b对变速操作部件53a的位置进行检测。变速操作部件53a的位置与例如1速及2速等多个速度范围对应。变速操作检测部53b向控制部27输出表示变速操作部件53a的位置的检测信号。

FR操作装置54具有前进后退操作部件54a(以下，称作“FR操作部件54a”)和前进后退位置检测部54b(以下，称作“FR位置检测部54b”)。操作人员能够通过操作FR操作部件54a来切换作业车辆1的前进和后退。FR操作部件54a被选择性地切换至前进位置(F)、中立位置(N)和后退位置(R)。FR位置检测部54b对FR操作部件54a的位置进行检测。FR位置检测部54b向控制部27输出表示FR操作部件54a的位置的检测信号。

转向操作装置57具有转向操作部件57a。转向操作装置57通过根据转向操作部件57a的操作向转向控制阀43供给先导液压，来驱动转向控制阀43。另外，转向操作部件57也可以将转向操作部件57a的操作转换成电信号来驱动转向控制阀43。操作人员能够通过操作转向操作部件57a，向左右变更作业车辆1的行进方向。

制动操作装置58具有制动操作部件58a和制动操作检测部58b。操作人员通过操作制动操作部件58a，能够对作业车辆1的减速力进行操作。制动操作检测部58b对制动操作部件58a的操作量(以下，称作“制动操作量”)进行检测。制动操作检测部58b向控制部27输出表示制动操作量的检测信号。另外，作为制动操作量，也可以使用制动油的压力。

控制部27具有CPU等运算装置和RAM及ROM等存储器，进行用于控制作业车辆1的各种处理。另外，控制部具有存储部56。存储部56存储用于控制作业车辆1的各种程序及数据。

控制部27向燃料喷射装置28发送表示指令节气门值的指令信号，以得到与油门操作量对应的发动机21的目标转速。对于控制部27对发动机21的控制，将在后面详细说明。

控制部27通过根据来自作业机操作检测部52b的检测信号控制作业机控制阀41，控制向液压缸13、14供给的液压。由此，液压缸13、14伸缩，作业机3动作。

另外，控制部27根据来自各检测部的检测信号控制动力传递装置24。对于控制部27对动力传递装置24的控制，将在后面详细说明。

接下来，对动力传递装置24的结构进行详细说明。图3是表示动力传递装置24的结构的示意图。如图3所示，动力传递装置24具备输入轴61、齿轮机构62、输出轴63、第一马达MG1、第二马达MG2和电容器64。输入轴61与上述PTO22连接。经由PTO22向输入轴61输入来自发动机21的旋转。齿轮机构62将输入轴61的旋转传递至输出轴63。输出轴63与上述行驶装置25连接，向上述行驶装置25传递来自齿轮机构62的旋转。

齿轮机构62是传递来自发动机21的驱动力的机构。齿轮机构构成为使输出轴63相对于输入轴61的转速比根据马达MG1、MG2的转速的变化而变化。齿轮机构62具有FR切换机构65和变速机构66。

FR切换机构65具有前进用离合器CF(以下，称作“F离合器CF”)、后退用离合器CR(以下，称作“R离合器CR”)和未图示的各种齿轮。F离合器CF和R离合器CR是液压式离合器，向各离合器CF、CR供给来自传动泵29的工作油。向F离合器CF供给的工作油是由F离合器控制阀VF控制的。向R离合器CR供给的工作油是由R离合器控制阀VR控制的。各离合器控制阀CF、CR由来自控制部27的指令信号控制。

通过切换F离合器CF的接通(连接)/断开(切断)和R离合器CR的接通(连接)/断开(切断)，切换从FR切换机构65输出的旋转的方向。详细而言，在车辆前进时，接通F离合器CF，断开R离合器CR。在车辆后退时，断开F离合器CF，接通R离合器CR。

变速机构66具有传动轴67、第一行星齿轮机构68、第二行星齿轮机构69、Hi/Lo切换机构70和输出齿轮71。传动轴67与FR切换机构65连结。第一行星齿轮机构68及第二行星齿轮机构69与传动轴67同轴配置。

第一行星齿轮机构68具有第一太阳轮S1、多个第一行星轮P1、支承多个第一行星轮P1的第一行星架C1和第一齿圈R1。第一太阳轮S1与传动轴67连结。多个第一行星轮P1与第一太阳轮S1啮合，并能够旋转地支承于第一行星架C1。在第一行星架C1的外周部，设有第一行星架齿轮Gc1。第一齿圈R1啮合于多个行星轮P1并且能够旋转。另外，在第一齿圈R1的外周设有第一齿圈外周齿轮Gr1。

第二行星齿轮机构69具有第二太阳轮S2、多个第二行星轮P2、支承多个第二行星轮P2的第二行星架C2和第二齿圈R2。第二太阳轮S2与第一行星架C1连结。多个第二行星轮P2与第二太阳轮S2啮合，并能够旋转地支承于第二行星架C2。第二齿圈R2啮合于多个行星轮P2并且能够旋转。在第二齿圈R2的外周设有第二齿圈外周齿轮Gr2。第二齿圈外周齿轮Gr2啮合于输出齿轮71，第二齿圈R2的旋转经由输出齿轮71输出到输出轴63。

Hi/Lo切换机构70是用于将动力传递装置24中的驱动力传递路径切换成车速高的高速模式(Hi模式)和车速低的低速模式(Lo模式)的机构。该Hi/Lo切换机构70具有在Hi模式时接通的H离合器CH、和在Lo模式时接通的L离合器CL。H离合器CH将第一齿圈R1和第二行星架C2连接或者切断。另外，L离合器CL将第二行星架C2和固定端72连接或者切断，禁止或者允许第二行星架C2的旋转。

另外，各离合器CH、CL是液压式离合器，向各离合器CH、CL分别供给来自传动泵29的工作油。向H离合器CH供给的工作油是由H离合器控制阀VH控制的。向L离合器CL供给的工作油是由L离合器控制阀VL控制的。各离合器控制阀VH、VL由来自控制部27的指令信号控制。

第一马达MG1及第二马达MG2作为利用电能产生驱动力的驱动马达来发挥功能。另外，第一马达MG1及第二马达MG2也作为使用被输入的驱动力产生电能的发电机来发挥功能。在从控制部27向第一马达MG1发出指令信号以使与旋转方向相反的方向的转矩作用于第一马达MG1的情况下，第一马达MG1作为发电机发挥功能。第一马达齿轮Gm1被固定于第一马达MG1的输出轴，并且第一马达齿轮Gm1啮合于第一行星架齿轮Gc1。另外，在第一马达MG1上连接有第一变频器I1，从控制部27向该第一变频器I1发出用于控制第一马达MG1的马达转矩的指令信号。

第二马达MG2是与第一马达MG1相同的结构。第二马达齿轮Gm2被固定于第二马达MG2的输出轴，第二马达齿轮Gm2啮合于第一齿圈外周齿轮Gr1。另外，在第二马达MG2上连接有第二变频器I2，从控制部27向该第二变频器I2发出用于控制第二马达MG2的马达转矩的指令信号。

电容器64作为储存由马达MG1、MG2产生的能量的能量储存部来发挥功能。即，电容器64在各马达MG1、MG2的合计发电量多时，储存由各马达MG1、MG2发电产生的电能。另外，电容器64在各马达MG1、马达MG2的合计电能消耗量多时，释放电能。即，各马达MG1、马达MG2由储存在电容器64中的电能驱动。另外，也可以使用电池来代替电容器。

控制部27接收来自各种检测部的检测信号，并向各变频器I1、I2发出表示送至马达MG1、MG2的指令转矩的指令信号。另外，控制部27也可以输出马达MG1、MG2的转速指令。在该情况下，变频器I1、I2计算出与转速指令对应的指令转矩，来控制马达MG1、MG2。另外，控制部27向各离合器控制阀VF、VR、VH、VL发出用于控制各离合器CF、CR、CH、CL的离合器液压的指令信号。由此，对动力传递装置24的变速比及输出转矩进行控制。以下，对动力传递装置24的动作进行说明。

在此，使用图4对在将发动机21的转速保持一定的状态下车速从0向前进侧加速的情况下的动力传递装置24的概略动作进行说明。图4表示相对于车速的各马达MG1、MG2的转速。在发动机21的转速为一定的情况下，车速根据动力传递装置24的转速比进行变化。转速比是输出轴63的转速相对于输入轴61的转速的比值。因此，在图4中，车速的变化与动力传递装置24的转速比的变化一致。即，图4表示各马达MG1、MG2的转速和动力传递装置24的转速比的关系。在图4中，实线表示第一马达MG1的转速，虚线表示第二马达MG2的转速。

在车速从0至V1的A区域(Lo模式)内，L离合器CL接通(连接)，H离合器CH断开(切断)。在该A区域中，由于H离合器CH断开，因此第二行星架C2和第一齿圈R1被切断。另外，由于L离合器CL接通，因此第二行星架C2被固定。

在该A区域中，来自发动机21的驱动力经由传动轴67而被输入到第一太阳轮S1，该驱动力从第一行星架C1输出到第二太阳轮S2。另一方面，被输入到第一太阳轮S1的驱动力从第一行星轮P1传递至第一齿圈R1，并经由第一齿圈外周齿轮Gr1及第二马达齿轮Gm2输出到第二马达MG2。第二马达MG2在该A区域中主要作为发电机发挥功能，由第二马达MG2发电产生的电能被向第一马达MG1供给，另外发电产生的电能的一部分被储存在电容器64中。

另外，在A区域中，第一马达MG1主要作为电动马达发挥功能。第一马达MG1的驱动力以第一马达齿轮Gm1→第一行星架齿轮Gc1→第一行星架C1→的路径被输出到第二太阳轮S2。如上所述地被输出到第二太阳轮S2的驱动力以第二行星轮P2→第二齿圈R2→第二齿圈外周齿轮Gr2→输出齿轮71的路径被传递至输出轴63。

在车速超过V1的B区域(Hi模式)内，H离合器CH接通(连接)，L离合器CL断开(切断)。在该B区域内，由于H离合器CH接通，因此第二行星架C2和第一齿圈R1连接。另外，由于L离合器CL断开，因此第二行星架C2被切断。因此，第一齿圈R1和第二行星架C2的转速一致。

在该B区域内，来自发动机21的驱动力被输入到第一太阳轮S1，该驱动力从第一行星架C1被输出到第二太阳轮S2。另外，被输入到第一太阳轮S1的驱动力从第一行星架C1经由第一行星架齿轮Gc1及第一马达齿轮Gm1而被输出到第一马达MG1。在该B区域内，第一马达MG1主要作为发电机发挥功能，因此由该第一马达MG1发电产生的电能被供给到第二马达MG2，另外发电产生的电能的一部分被储存在电容器64中。

另外，第二马达MG2的驱动力以第二马达齿轮Gm2→第一齿圈外周齿轮Gr1→第一齿圈R1→H离合器CH的路径被输出到第二行星架C2。如上所述地输出到第二太阳轮S2的驱动力经由第二行星轮P2而被输出到第二齿圈R2，并且输出到第二行星架C2的驱动力经由第二行星轮P2而被输出到第二齿圈R2。这样一来，在第二齿圈R2中重合的驱动力经由第二齿圈外周齿轮Gr2及输出齿轮71而被传递至输出轴63。

以上是对前进驱动时的说明，在后退驱动时也是相同的动作。另外，在制动时，第一马达MG1和第二马达MG2的作为发电机及马达的作用与上述相反。

接下来，对控制部27对动力传递装置24的控制进行说明。控制部27通过控制第一马达MG1及第二马达MG2的马达转矩，来控制动力传递装置24的输出转矩。即，控制部27通过控制第一马达MG1及第二马达MG2的马达转矩，来控制作业车辆1的牵引力。

首先，对通常动作时送至第一马达MG1及第二马达MG2的马达转矩的指令值(以下，称作“指令转矩”)的决定方法进行说明。在此，所谓“通常动作”，是指与FR操作部件54a的位置对应的方向与车辆的行进方向一致的情况下的动作。具体地说，通常动作是FR操作部件54a处于前进位置(F)、且作业车辆1正在前进时的动作。另外，通常动作还是FR操作部件54a处于后退位置(R)、且作业车辆1正在后退时的动作。与此相对，后述的“梭动动作”是与FR操作部件54a的位置对应的方向与车辆的行进方向不同的情况下的动作。具体地说，梭动动作是FR操作部件54a处于前进位置(F)、且作业车辆1正在后退时的动作。另外，梭动动作还是FR操作部件54a处于后退位置(R)、且作业车辆1正在前进时的动作。

图5是表示在通常动作时由控制部27执行的处理的控制框图。如图5所示，控制部27具有传动要求决定部84、能量管理要求决定部85和作业机要求决定部86。

传动要求决定部84根据油门操作量Aac和输出转速Nout，决定要求牵引力Tout。详细而言，传动要求决定部84根据存储于存储部56的要求牵引力特性信息D1，从输出转速Nout决定要求牵引力Tout。要求牵引力特性信息D1是表示对输出转速Nout和要求牵引力Tout的关系进行规定的要求牵引力特性的数据。另外，要求牵引力特性按照油门操作量变更。要求牵引力特性与规定的车速-牵引力特性对应。传动要求决定部84使用与油门操作量对应的要求牵引力特性，从输出转速Nout决定要求牵引力Tout，并由输出转速Nout和要求牵引力Tout的乘积决定传动要求马力Htm。

能量管理要求决定部85根据电容器64中的电能的余量决定能量管理要求马力Hem。能量管理要求马力Hem是动力传递装置24为了对电容器64进行充电所需要的马力。例如，能量管理要求决定部85从电容器64的电压Vca决定当前的电容器充电量。当前的电容器充电量越少，能量管理要求决定部85使能量管理要求马力Hem越大。

作业机要求决定部86根据作业机泵压Pwp和作业机操作部件52a的操作量Awo(以下，称作“作业机操作量Awo”)决定作业机要求马力Hpto。在本实施方式中，作业机要求马力Hpto是分配到作业机泵23的马力。不过，作业机要求马力Hpto也可以包括分配到转向泵30和/或传动泵29的马力。详细而言，作业机要求决定部86根据要求流量信息D2，从作业机操作量Awo决定作业机泵23的要求流量Qdm。要求流量信息D2存储于存储部56，利用图或公式规定要求流量Qdm和作业机操作量Awo的关系。作业机要求决定部86从要求流量Qdm和作业机泵压Pwp决定作业机要求马力Hpto。

控制部27具有目标输出轴转矩决定部82、目标输入轴转矩决定部81和指令转矩决定部83。

目标输出轴转矩决定部82决定目标输出轴转矩To_ref。目标输出轴转矩To_ref是从动力传递装置24输出的转矩的目标值。目标输出轴转矩决定部82根据由传动要求决定部84决定的要求牵引力Tout决定目标输出轴转矩To_ref。详细而言，通过使要求牵引力Tout乘以规定的分配率，来决定目标输出轴转矩To_ref。规定的分配率例如以如下方式设定：即，使作业机要求马力Hpto、传动要求马力Htm及能量管理要求马力Hem的合计值不超过来自发动机21的输出马力。

目标输入轴转矩决定部81决定目标输入轴转矩Te_ref。目标输入轴转矩Te_ref是被输入到动力传递装置24的转矩的目标值。目标输入轴转矩决定部81根据传动要求马力Htm和能量管理要求马力Hem决定目标输入轴转矩Te_ref。详细而言，目标输入轴转矩决定部81通过将传动要求马力Htm乘以规定的分配率而得到的值、和能量管理要求马力Hem相加，再乘以发动机转速，来算出目标输入轴转矩Te_ref。另外，通过使上述要求牵引力Tout乘以当前的输出转速Nout，来算出传动要求马力Htm。

指令转矩决定部83根据转矩平衡信息，从目标输入轴转矩Te_ref和目标输出轴转矩To_ref决定送至马达MG1、MG2的指令转矩Tm1_ref、Tm2_ref。转矩平衡信息规定目标输入轴转矩Te_ref和目标输出轴转矩To_ref的关系以满足动力传递装置24中的转矩平衡。转矩平衡信息存储于存储部56。

如上所述，在Lo模式和Hi模式中，动力传递装置24中的驱动力的传递路径不同。因此，指令转矩决定部83在Lo模式和Hi模式中使用不同的转矩平衡信息决定送至马达MG1、MG2的指令转矩Tm1_ref、Tm2_ref。详细而言，指令转矩决定部83使用以下的数学式1所示的第一转矩平衡信息来决定Lo模式中送至马达MG1、MG2的指令转矩Tm1_Low、Tm2_Low。在本实施方式中，第一转矩平衡信息是动力传递装置24中的转矩平衡的式子。

[数学式1]

Ts1_Low＝Te_ref*r_fr

Tc1_Low＝Ts1_Low*(-1)*((Zr1/Zs1)+1)

Tr2_Low＝To_ref*(Zod/Zo)

Ts2_Low＝Tr2_Low*(Zs2/Zr2)

Tcp1_Low＝Tc1_Low+Ts2_Low

Tm1_Low＝Tcp1_Low*(-1)*(Zp1/Zp1d)

Tr1_Low＝Ts1_Low*(Zr1/Zs1)

Tm2_Low＝Tr1_Low*(-1)*(Zp2/Zp2d)

另外，指令转矩决定部83使用以下的数学式2所示的第二转矩平衡信息来决定Hi模式中送至马达MG1、MG2的指令转矩Tm1_Hi、Tm2_Hi。在本实施方式中，第二转矩平衡信息是动力传递装置24中的转矩平衡的式子。

[数学式2]

Ts1_Hi＝Te_ref*r_fr

Tc1_Hi＝Ts1_Hi*(-1)*((Zr1/Zs1)+1)

Tr2_Hi＝To_ref*(Zod/Zo)

Ts2_Hi＝Tr2_Hi*(Zs2/Zr2)

Tcp1_Hi＝Tc1_Hi+Ts2_Hi

Tm1_Hi＝Tcp1_Hi*(-1)*(Zp1/Zp1d)

Tr1_Hi＝Ts1_Hi*(Zr1/Zs1)

Tc2_Hi＝Tr2_Hi*(-1)*((Zs2/Zr2)+1)

Tcp2_Hi＝Tr1_Hi+Tc2_Hi

Tm2_Hi＝Tcp2_Hi*(-1)*(Zp2/Zp2d)

在此，各转矩平衡信息的参数的内容如以下的表1所示。

[表1]

接下来，对控制部27对发动机21的控制进行说明。如上所述，控制部27通过向燃料喷射装置28发送指令信号来控制发动机21。以下，对送至燃料喷射装置28的指令节气门值的决定方法进行说明。控制部27具有发动机要求决定部87和要求节气门决定部89。

发动机要求决定部87根据作业机要求马力Hpto、传动要求马力Htm和能量管理要求马力Hem来决定发动机要求马力Hdm。详细而言，发动机要求决定部87通过将作业机要求马力Hpto、传动要求马力Htm和能量管理要求马力Hem相加，来决定发动机要求马力Hdm。

要求节气门决定部89从发动机要求马力Hdm和油门操作量Aac决定指令节气门值Th_cm。要求节气门决定部89使用存储于存储部56的发动机转矩线Let和匹配线Lma来决定指令节气门值Th_cm。发动机转矩线Let规定了发动机21的输出转矩和发动机转速Ne的关系。匹配线Lma是用于从发动机要求马力Hdm决定第一要求节气门值的信息。

要求节气门决定部89决定第一要求节气门值，以使发动机转矩线Let和匹配线Lma在发动机21的输出转矩成为与发动机要求马力Hdm相当的转矩的匹配点Pma1处相匹配。要求节气门决定部89将第一要求节气门值和与油门操作量Aac相当的第二要求节气门值中的较小的一方决定为指令节气门值Th_cm。

接下来，对梭动动作时的送至第一马达MG1及第二马达MG2的指令转矩的决定方法进行说明。图6是表示在梭动动作时由控制部27执行的处理的控制框图。如图6所示，控制部27具有梭动动作判定部91。

梭动动作判定部91根据输出轴63的旋转方向和FR操作部件54a的位置，判定作业车辆1是否处在梭动动作过程中。详细而言，在由FR操作部件54a的位置规定的行进方向与实际的车辆的行进方向不同的情况下，梭动动作判定部91判定车辆处在梭动动作过程中。即，当FR操作部件54a的位置是前进位置(F)、且作业车辆1正在后退时，梭动动作判定部91判定车辆处在梭动动作过程中。另外，当FR操作部件54a的位置是后退位置(R)、且作业车辆1正在前进时，梭动动作判定部91判定车辆处在梭动动作过程中。

若利用梭动动作判定部91判定为开始了梭动动作，则目标输出轴转矩决定部82决定目标输出轴转矩，以在动力传递装置24的输出轴63上产生使作业车辆1减速的减速力。详细而言，目标输出轴转矩决定部82具有减速力输出率决定部92和目标减速力决定部93。

减速力输出率决定部92决定减速力输出率。减速力输出率是减速力相对于规定的最大输出轴转矩的比值。如后所述，目标减速力决定部93通过使最大输出轴转矩乘以减速力输出率，来算出目标减速力。因此，减速力输出率越大，则减速力越大。图7及图8是表示由减速力输出率决定部92决定的减速力输出率的变化的曲线图。注意，在图7及图8中，设产生减速力时的减速力输出率的值为正，设产生加速力发生时的减速力输出率的值为负。如图7及图8所示，减速力输出率决定部92从梭动动作的开始时刻t1起，使减速力输出率随着时间的经过而逐渐增大。

详细而言，减速力输出率决定部92从输出轴63的转速决定初始减速力输出率Rde0和基准减速力输出率Rde_target，并在从梭动动作的开始时刻t1至时刻t2的规定期间dt内，以减速力输出率从初始减速力输出率Rde0达到基准减速力输出率Rde_target的方式使减速力输出率增大。由此，目标输出轴转矩决定部82在梭动动作过程中使减速力逐渐增大。

初始减速力输出率Rde0是与梭动动作即将开始之前的目标输出轴转矩To_ref相当的减速率输出率。根据油门操作量Aac和制动操作量来决定基准减速力输出率Rde_target。减速力输出率决定部92根据减速力输出率信息，从油门操作量和制动操作量决定基准减速力输出率Rde_target。减速力输出率信息是规定油门操作量、制动操作量和基准减速力输出率Rde_target的关系的信息，存储于存储部56。

图9是表示减速力输出率信息的一例的表。注意，减速力输出率信息并不限于表，也可以是图或公式的形式。在图9中，r1～r10表示基准减速力输出率Rde_target的值。0<r1<r2<……<r10<1。如图9所示，制动操作量越大，基准减速力输出率Rde_target越大。另外，油门操作量越大，基准减速力输出率Rde_target越大。

如上所述，减速力输出率决定部92从梭动动作的开始时刻t1起，使减速力输出率随着时间的经过而逐渐增大。图7表示初始减速力输出率Rde0是负值的情况、即在梭动动作的开始时刻t1在动力传递装置24的输出轴63上产生使车辆加速的转矩时的减速率输出率的变化。图8表示初始减速力输出率Rde是0以上的值的情况、即在梭动动作的开始时刻t1在动力传递装置24的输出轴63上产生使车辆减速的减速力时的减速率输出率的变化。

如图7所示，当在梭动动作的开始时刻t1初始减速力输出率Rde0为负时，减速力输出率决定部92使减速力输出率从初始减速力输出率Rde0呈直线地增大至0后，使之向基准减速力输出率Rde_target呈曲线地增大。详细而言，减速力输出率决定部92在从梭动动作的开始时刻t1起，在规定的第一期间dt1内使减速力输出率从初始减速力输出率Rde0增大至0。然后，减速力输出率决定部92在比第一期间dt1长的第二期间dt2内使减速力输出率从0增大至基准减速力输出率Rde_target，并在达到Rde_target的时刻结束增速。

由此，当在梭动动作的开始时刻t1在动力传递装置24的输出轴63上产生使车辆加速的转矩时，目标输出轴转矩决定部82决定目标输出轴转矩以使动力传递装置24的输出轴63的转矩在第一期间dt1内减少至0。然后，目标输出轴转矩决定部82在第二期间dt2内使减速力从0向与基准减速力输出率Rde_target对应的基准减速力逐渐增大。

如图8所示，当在梭动动作的开始时刻t1初始减速力输出率Rde0在0以上时，减速力输出率决定部92使减速力输出率从初始减速力输出率Rde0向基准减速力输出率Rde_target呈曲线地增大。由此，当在梭动动作的开始时刻t1在动力传递装置24的输出轴63上产生使车辆减速的减速力时，目标输出轴转矩决定部82使减速力从梭动动作的开始时刻t1的减速力向基准减速力逐渐增大，并在到达Rde_target的时刻结束增速。

另外，当在减速过程中变更了油门操作量时，按照变更后的油门操作量变更基准减速力输出率Rde_target。另外，当在减速过程中变更了制动操作量时，按照变更后的制动操作量变更基准减速力输出率Rde_target。然后，目标输出轴转矩决定部82使减速力向变更后的基准减速力逐渐变化。此时，当变更后的基准减速力比当前的减速力大时，目标输出轴转矩决定部82使减速力向变更后的基准减速力逐渐增大。另一方面，当变更后的基准减速力比当前的减速力小时，目标输出轴转矩决定部82使减速力向变更后的基准减速力逐渐减少。

接下来，图6所示的目标减速力决定部93通过使最大输出轴转矩乘以减速力输出率，算出目标减速力。最大输出轴转矩是与由变速操作部件53a选择的速度范围对应确定的。图10是表示速度范围和最大输出轴转矩的关系的表。在图10中，T1、T2表示最大输出轴转矩的值，设减速力为正值，且T1≧T2≧T3≧T4。如图10所示，若速度范围变高，则最大输出轴转矩变小。

当速度范围是第一速或第二速时，目标减速力决定部93通过使最大输出轴转矩T1乘以减速力输出率决定部92所决定的减速力输出率，来算出目标减速力。当速度范围是第三速或第四速时，目标减速力决定部93通过使最大输出轴转矩T2乘以减速力输出率决定部92所决定的减速力输出率，来算出目标减速力。目标减速力与上述目标输出轴转矩To_ref相当。另外，在本实施方式中，设产生减速力时的目标减速力的值为正，因此，详细而言，颠倒目标减速力的正负而得到的值为上述目标输出轴转矩To_ref。

另外，目标减速力决定部93从目标减速力算出目标减速功率，并以目标减速功率不超过图11所示的最大减速功率的方式决定目标减速力。最大减速功率是目标减速功率的上限值。目标减速功率是由减速力再生的马力，通过使目标减速力乘以输出转速来算出。

详细而言，当从最大输出轴转矩乘以减速力输出率得到的减速力算出的减速功率的值在最大减速功率以下时，目标减速力决定部93将该减速力决定为目标减速力。另一方面，当从最大输出轴转矩乘以减速力输出率得到的减速力算出的减速功率的值比最大减速功率大时，目标减速力决定部93将与最大减速功率对应的减速力决定为目标减速力。

如图11所示，当发动机转速比规定值Ne_th小时，相对于发动机转速的变化，最大减速功率恒定在规定值Pde_max1处。当发动机转速是规定值Ne_th以上时，随着发动机转速的增大，最大减速功率减少。

接下来，对利用梭动动作判定部91判定为梭动动作已经开始时的目标输入轴转矩的决定方法进行说明。如图6所示，控制部27具有目标能量储存功率决定部94。

目标能量储存功率决定部94决定用于对电容器64进行充电的目标能量储存功率。目标能量储存功率决定部94根据电容器64的充电量决定目标能量储存功率。从电容器64的电压Vca算出电容器64的充电量。

详细而言，当充电量在目标充电量以下时，目标能量储存功率决定部94将“目标减速功率”和“使目标充电量与电容器的充电量的差乘以规定的增益而得到的值”中较大的一方决定为目标能量储存功率。梭动动作是车体的动能大量减少的局面，在之后的加速过程中为了使车体向行进方向加速而消耗能量。因此，期望在减速时再生尽可能多的动能并进行储存，并在之后的加速过程中利用储存的能量。但是，充电量是目标充电量以下的状态是梭动动作中充电量有些不足的状态。因此，通过如上所述地决定目标能量储存功率，能够将可再生的最大值即目标减速功率以上的值决定为目标能量储存功率，由此，能够迅速地达到目标充电量。

另外，目标充电量存储于存储部56，并且例如表示目标充电量与车速的关系的信息存储于存储部56。在该情况下，目标能量储存功率决定部94按照车速决定目标充电量。

另一方面，在当前的充电量比规定的目标充电量大时，目标能量储存功率决定部94将目标减速功率决定为目标能量储存功率。这样，即使在当前的充电量比规定的目标充电量大的情况下，由于梭动动作过程中是能够高效地进行能量再生的少见局面，因此期望积极地进行充电。因此，决定目标能量储存功率，以便一边监视电容器的充电量(电压)，一边充电至接近充满电。

另外，在通常动作过程中，目标能量储存功率决定部94以达到与车速对应的目标充电量的方式决定目标能量储存功率。例如，目标能量储存功率决定部94通过比例控制，即通过使目标充电量和电容器充电量的差乘以规定的增益，来决定目标能量储存功率。

目标输入轴转矩决定部81根据目标能量储存功率和减速功率决定目标输入轴转矩。如图6所示，目标输入轴转矩决定部81具有发动机回程功率决定部95和目标发动机转矩决定部96。

发动机回程功率决定部95通过从目标减速功率中减去目标能量储存功率，来决定发动机回程功率。目标发动机转矩决定部96通过使发动机回程功率除以发动机转速，来决定目标发动机转矩。目标输入轴转矩决定部81将与目标发动机转矩对应的送至动力传递装置24的输入转矩的值决定为目标输入轴转矩Te_ref。

指令转矩决定部83根据转矩平衡信息从如上所述地决定的目标输入轴转矩Te_ref和目标输出轴转矩To_ref决定送至马达的指令转矩。即，在Lo模式中，根据上述数学式1所示的第一转矩平衡信息，从目标输入轴转矩Te_ref和目标输出轴转矩To_ref决定送至马达的指令转矩。即，在Hi模式中，根据上述数学式2所示的第二转矩平衡信息，从目标输入轴转矩Te_ref和目标输出轴转矩To_ref决定送至马达的指令转矩。由此，在梭动动作过程中，在动力传递装置24的输出轴63上产生与目标输出轴转矩To_ref对应的减速力。

图12是表示梭动动作时的作业车辆1的各参数的变化的时序图。图12(A)表示作业车辆1的牵引力，设使作业车辆1前进的方向为正。图12(B)表示车速。另外，在图12(B)中，车速为正表示作业车辆1正在前进。另外，车速为负表示作业车辆1正在后退。图12(C)表示FR操作部件54a的位置(FNR位置)。图12(D)表示F离合器CF的连接(ON)/切断(OFF)状态。图12(E)表示R离合器CR的连接(ON)/切断状态(OFF)。

如图12所示，在时刻t1之前，FNR位置是后退位置(R)(图12(C))，F离合器CF切断(图12(D))，R离合器CR连接(图12(E))。此时，牵引力是负值(图12(A))。因此，产生使作业车辆1后退的方向的牵引力，作业车辆1后退(图12(B))。因此，作业车辆1处于通常动作过程中。

在时刻t1，若FNR位置从后退位置(R)切换至前进位置(F)，则FNR位置是前进位置(F)，但作业车辆1仍在后退。因此，作业车辆1处于梭动动作过程中。此时，F离合器CF和R离合器CR的连接及切断状态维持在梭动动作开始前的状态。即，即使FNR位置从后退位置(R)切换至前进位置(F)，仍然是F离合器CF切断(图12(D))，R离合器CR连接(图12(E))。

若在时刻t1开始梭动动作，则通过上述梭动动作时的控制来控制第一马达MG1及第二马达MG2。由此，作业车辆1处于后退过程中(图12(B))，但产生使作业车辆1前进的方向的牵引力(图12(A))。即，产生使后退过程中的作业车辆1减速的减速力。并且，减速力从初始减速力Tde0开始增大，在时刻t2达到基准减速力Tde_target(图12(A))。另外，向后方的车速由于减速力的增大而减少(图12(B))。

另外，在图12中，初始减速Tde0是负，因此，减速力按照图7所示的初始减速力输出率Rde0是负值的情况下的减速率输出率的变化而变化。因此，在从时刻t1至时刻t1’的期间中，减速力呈直线地迅速增大，在从时刻t1’至时刻t2的期间中，减速力呈曲线地顺畅地增大。但是，当初始减速Tde0在0以上时，减速力按照图8所示的初始减速力输出率Rde0在0以上的情况下的减速率输出率的变化而变化。

在时刻t2之后，减速力被维持在基准减速力Tde_target。由此，向后方的车速进一步减少，在时刻t3，车速达到0。此时，F离合器CF从切断状态切换至连接状态(图12(D))。另外，R离合器CR从连接状态切换至切断状态(图12(E))。

并且，在时刻t3之后，利用使作业车辆1前进的牵引力(图12(A))，增大向前方的车速。此时，FNR位置是前进位置(F)(图12(C))，作业车辆1正在前进(图12(A))。因此，在时刻t3，梭动动作结束，在时刻t3之后，作业车辆1的动作变成通常动作。

另外，F离合器CF和R离合器CR的切换时刻不限于与梭动动作的结束时刻(t3)同时。F离合器CF的切换时刻也可以比梭动动作的结束时刻(t3)靠前。F离合器CR的切换时刻也可以比梭动动作的结束时刻(t3)靠后。

本实施方式的作业车辆1具有如下特征。

通过从动力传递装置24中的转矩的平衡决定送至马达MG1、MG2的指令转矩，能够得到动力传递装置24的输出轴63上的减速力。由此，在具备EMT的作业车辆1中，能够实现梭动动作。

目标输出轴转矩决定部82在梭动动作过程中使减速力输出率逐渐增大。由此，在梭动动作过程中，减速力逐渐增大，因此能够使作业车辆1顺畅地减速。

根据油门操作量和制动操作量决定减速力输出率。因此，减速力按照油门操作量和制动操作量而变化。由此，能够产生考虑了操作人员的操作意思的减速力，因此能够提高操作性。

当在梭动动作的开始时刻减速力为负时，即正在产生加速力时，目标输出轴转矩决定部82使减速力呈直线地增大至0，在减速力达到0之后，使减速力向基准减速力呈曲线地增大。由此，例如当在稳定行进过程中进行了梭动操作时，能够抑制车体的摇晃，并在短时间内增大减速力。

当在梭动动作的开始时刻减速力在0以上时，使减速力从梭动动作的开始时刻的减速力向基准减速力呈曲线地增大。由此，例如当操作人员像断开油门操作的情况那样以轻柔的减速状态进行了梭动操作时，能够使作业车辆1顺畅地减速。

当发动机转速在规定值以上时，目标输出轴转矩决定部82决定目标输出轴转矩以使最大减速功率随着发动机转速的增大而减少。例如，若电容器64变为接近充满电的状态，则在发动机21中再生全部的减速功率，发动机转速增大。在这样的情况下，通过抑制减速功率，能够抑制发动机转速过度增大。

目标输入轴转矩决定部81根据目标能量储存功率和减速功率来决定目标输入轴转矩。因此，通过考虑再生的减速功率和目标能量储存功率来决定目标输入轴转矩，能够确保期望的减速力，并能够确保期望的能量储存量，由此，能够提高燃烧效率。

上述实施方式的动力传递装置24具有第一行星齿轮机构68和第二行星齿轮机构69。但是，动力传递装置24具备的行星齿轮机构的数量不限于两个。动力传递装置24也可以只具有一个行星齿轮机构。或者，动力传递装置24也可以具有三个以上的行星齿轮机构。图13是表示第二实施方式的作业车辆所具备的动力传递装置124的结构的示意图。第二实施方式的作业车辆的其他结构与上述实施方式的作业车辆1相同，因此省略详细的说明。另外，在图13中，对与上述实施方式的动力传递装置24相同的结构标以相同标号。

如图13所示，动力传递装置124具有变速机构166。变速机构166具有行星齿轮机构168、第一传动轴167、第二传动轴191和第二传动轴齿轮192。第一传动轴167与FR切换机构65连结。行星齿轮机构168和第二传动轴齿轮192与第一传动轴167及第二传动轴191同轴配置。

行星齿轮机构168具有太阳轮S1、多个行星轮P1、支承多个行星轮P1的行星架C1和齿圈R1。太阳轮S1与第一传动轴167连结。多个行星轮P1与太阳轮S1啮合，并能够旋转地支承于行星架C1。行星架C1被固定于第二传动轴191。齿圈R1啮合于多个行星轮P1并能够旋转。另外，在齿圈R1的外周设有齿圈外周齿轮Gr1。在第二马达MG2的输出轴63上固定有第二马达齿轮Gm2，第二马达齿轮Gm2啮合于齿圈外周齿轮Gr1。

第二传动轴齿轮192与第二传动轴191连结。第二传动轴齿轮192啮合于输出齿轮71，第二传动轴齿轮192的旋转经由输出齿轮71而被输出到输出轴63。

变速机构166具有第一高速用齿轮(以下，称作“第一H齿轮GH1”)、第二高速用齿轮(以下，称作“第二H齿轮GH2”)、第一低速用齿轮(以下，称作“第一L齿轮GL1”)、第二低速用齿轮(以下，称作“第二L齿轮GL2”)、第三传动轴193和Hi/Lo切换机构170。

第一H齿轮GH1和第一L齿轮GL1与第一传动轴167及第二传动轴191同轴配置。第一H齿轮GH1与第一传动轴167连结。第一L齿轮GL1与第二传动轴191连结。第二H齿轮GH2与第一H齿轮GH1啮合。第二L齿轮GL2与第一L齿轮GL1啮合。第二H齿轮GH2和第二L齿轮GL2与第三传动轴193同轴配置，并且被配置成相对于第三传动轴193能够旋转。第三传动轴193与第一马达MG1的输出轴63连结。

Hi/Lo切换机构170是用于将动力传递装置24中的驱动力传递路径切换为车速高的高速模式(Hi模式)和车速低的低速模式(Lo模式)的机构。该Hi/Lo切换机构170具有在Hi模式时接通的H离合器CH和在Lo模式时接通的L离合器CL。H离合器CH将第二H齿轮GH2和第三传动轴193连接或者切断。另外，L离合器CL将第二L齿轮GL2和第三传动轴193连接或者切断。

接下来，对该第二实施方式的动力传递装置124的动作进行说明。图14表示第二实施方式的作业车辆中相对于车速的各马达MG1、MG2的转速。在图14中，实线表示第一马达MG1的转速，虚线表示第二马达MG2的转速。在车速从0至V1的A区域(Lo模式)内，L离合器CL接通(连接)，H离合器CH断开(切断)。在该A区域内，由于H离合器CH断开，因此第二H齿轮GH2和第三传动轴193切断。另外，由于L离合器CL接通，所以第二L齿轮GL2和第三传动轴193连接。

在该A区域内，来自发动机21的驱动力经由第一传动轴167而被输入到太阳轮S1，该驱动力从行星架C1输出到第二传动轴191。另一方面，被输入到太阳轮S1的驱动力从行星轮P1传递至齿圈R1，并经由齿圈外周齿轮Gr1及第二马达齿轮Gm2而被输出到第二马达MG2。第二马达MG2在该A区域内主要作为发电机发挥功能，由第二马达MG2发电产生的电能的一部分被储存到电容器64中。

另外，在A区域中，第一马达MG1主要作为电动马达发挥功能。第一马达MG1的驱动力以第三传动轴→第二L齿轮GL2→第一L齿轮GL1的路径输出到第二传动轴191。这样一来，在第二传动轴191上重合的驱动力经由第二传动轴齿轮192及输出齿轮71传递至输出轴63。

在车速超过V1的B区域(Hi模式)内，H离合器CH接通(连接)，L离合器CL断开(切断)。在该B区域内，由于H离合器CH接通，因此第二H齿轮GH2和第三传动轴193连接。另外，由于L离合器CL断开，所以第二L齿轮GL2和第三传动轴193切断。

在该B区域内，来自发动机21的驱动力被输入到太阳轮S1，该驱动力从行星架C1输出到第二传动轴191。另外，来自发动机21的驱动力从第一H齿轮GH1经由第二H齿轮GH2及第三传动轴193而被输出到第一马达MG1。在该B区域中，第一马达MG1主要作为发电机发挥功能，因此由该第一马达MG1发电产生的电能的一部分被储存到电容器64中。

另外，第二马达MG2的驱动力以第二马达齿轮Gm2→齿圈外周齿轮Gr1→齿圈R1→行星架C1的路径输出到第二传动轴191。这样一来，在第二传动轴191上重合的驱动力经由第二传动轴齿轮192及输出齿轮71而被传递至输出轴63。

第二实施方式的作业车辆中的动力传递装置124的控制与上述实施方式的动力传递装置24的控制相同。但是，动力传递装置124的结构与动力传递装置24不同，因此转矩平衡信息与上述转矩平行信息不同。详细而言，第二实施方式的第一转矩平衡信息由以下的数学式3表示。

[数学式3]

Ts1_Low＝Te_ref*r_fr

Tc1_Low＝Ts1_Low*(-1)*((Zr1/Zs1)+1)

Tr1_Low＝Ts1_Low*(Zr1/Zs1)

Tcm1_Low＝To_ref*(-1)*(Zod/Zo)+Tc1_Low

Tm1_Low＝Tcm1_Low*(-1)*(Zm1_Low/Zm1d_Low)

Tm2_Low＝Tr1_Low*(-1)*(Zm2/Zm2d)

另外，第二实施方式的第二转矩平衡信息由以下的数学式4表示。

[数学式4]

Tc1_Hi＝To_ref*(-1)*(Zod/Zo)

Tr1_Hi＝Tc1_Hi*(-1)*(1/(Zs/Zr+1))

Ts1_Hi＝Tr1_Hi*(Zs/Zr)

Tsm1_Hi＝Ts1+Te_ref*r_fr

Tm1_Hi＝Tsm1_Hi*(-1)*(Zm1_Hi/Zm1d_Hi)

Tm2_Hi＝Tr1_Hi*(-1)*(Zm2/Zm2d)

在此，各转矩平衡信息的参数的内容如以下的表2所示。

[表2]

本发明不限于以上的实施方式，不脱离本发明的范围就能够进行各种变形或修改。

本发明不限于上述轮式装载机，也可以应用于推土机、拖拉机、叉车或机动平路机等其他种类的作业车辆中。

本发明不限于EMT，也可以应用于HMT等其他种类的变速装置中。在该情况下，第一马达MG1作为液压马达及液压泵发挥功能。另外，第二马达MG2作为液压马达及液压泵发挥功能。第一马达MG1和第二马达MG2是可变容量型的泵/马达，通过利用控制部27控制斜板或斜轴的偏转角，来控制容量。并且，控制第一马达MG1和第二马达MG2的容量，以输出以与上述实施方式相同的方式算出的指令转矩Tm1_ref、Tm2_ref。

动力传递装置24的结构不限于上述实施方式的结构。例如，两个行星齿轮机构68、69的各构件的连结、配置不限定于上述实施方式的连结、配置。动力传递装置124的结构不限于上述实施方式的结构。例如，行星齿轮机构168的各构件的连结、配置不限定于上述实施方式的连结、配置。

通常动作过程中的动力传递装置24的控制不限于上述实施方式的控制。即，在上述实施方式中，以得到牵引力随着车速连续地变化的规定的车速-牵引力特性的方式，决定目标输入轴转矩Te_ref和目标输出轴转矩To_ref。但是，目标输入轴转矩Te_ref和目标输出轴转矩To_ref可以任意设定。

转矩平衡信息不限于上述实施方式那样的转矩平衡的式子。例如，转矩平衡信息也可以是表或图等形式。

在上述实施方式中，目标输出轴转矩决定部82使用减速力输出率决定减速力，但也可以不使用减速力输出率而直接决定减速力。减速力输出率及减速力的变化方式不限于图7及图8所示的变化方式。例如，当减速力输出率在0以上时，减速力输出也可以呈直线地变化。或者，当减速力输出率是负时，减速力输出率及减速力也可以呈曲线地变化。

工业实用性

根据本发明，在具备HMT或EMT的作业车辆中，能够实现梭动动作。

附图标记说明

21  发动机

23  作业机泵

3  作业机

25  行驶装置

24、124  动力传递装置

27  控制部

61  输入轴

63  输出轴

62  齿轮机构

MG1  第一马达

MG2  第二马达

81  目标输入轴转矩决定部

82  目标输出轴转矩决定部

83  指令转矩决定部

37  输出转速检测部

51a  油门操作部件

51b  油门操作检测部

64  电容器

56  存储部

54a  FR操作部件

54b  FR位置检测部

91  梭动动作判定部

58a  制动操作部件

58b  制动操作检测部

31  发动机转速检测部

94  目标能量储存功率决定部

Claims (9)

1.一种作业车辆，其中，具备：

发动机；

液压泵，其由所述发动机驱动；

作业机，其由从所述液压泵排出的工作油驱动；

行驶装置，其由所述发动机驱动；

动力传递装置，其将来自所述发动机的驱动力传递至所述行驶装置；

控制部，其控制所述动力传递装置；

行进方向检测部，其对车辆的行进方向进行检测；

前进后退操作部件，其被选择性地切换至前进位置和后退位置，用于对车辆的前进和后退进行切换；

前进后退位置检测部，其对前进后退操作部件的位置进行检测；

所述动力传递装置具有：

输入轴；

输出轴；

齿轮机构，其包括行星齿轮机构，将所述输入轴的旋转传递至所述输出轴；

马达，其与所述行星齿轮机构的旋转构件连接；

前进后退切换机构，其包括前进用离合器和后退用离合器，在车辆前进时连接所述前进用离合器且切断所述后退用离合器，在车辆后退时切断所述前进用离合器且连接所述后退用离合器；

所述动力传递装置通过使所述马达的转速变化，来使所述输出轴相对于所述输入轴的转速比变化，

所述控制部具有：

梭动动作判定部，其在与所述前进后退操作部件的位置对应的方向与所述车辆的行进方向不同的情况下，判定所述车辆处在梭动动作过程中；

目标输入轴转矩决定部，其决定目标输入轴转矩，该目标输入轴转矩是所述动力传递装置的输入轴上的转矩的目标值；

目标输出轴转矩决定部，若所述梭动动作开始，则该目标输出轴转矩决定部决定目标输出轴转矩，以在所述前进用离合器和所述后退用离合器的连接及切断状态被维持在所述梭动动作开始前的状态的状态下，在所述动力传递装置的输出轴上产生使所述车辆减速的减速力，所述目标输出轴转矩是所述动力传递装置的输出轴的转矩的目标值；

存储部，其存储转矩平衡信息，该转矩平衡信息规定所述目标输入轴转矩和所述目标输出轴转矩的关系以满足所述动力传递装置中的转矩平衡；

指令转矩决定部，其根据所述转矩平衡信息，从所述目标输入轴转矩和所述目标输出轴转矩决定送至所述马达的指令转矩。

2.根据权利要求1所述的作业车辆，其中，

所述目标输出轴转矩决定部在所述梭动动作过程中使所述减速力逐渐变化。

3.根据权利要求2所述的作业车辆，其中，还具备：

油门操作部件；

油门操作检测部，其对所述油门操作部件的操作量进行检测；

制动操作部件；

制动操作检测部，其对所述制动操作部件的操作量进行检测；

所述目标输出轴转矩决定部根据所述油门操作部件的操作量和所述制动操作部件的操作量决定规定的基准减速力，

所述目标输出轴转矩决定部在所述梭动动作过程中使所述减速力逐渐向所述基准减速力变化。

4.根据权利要求3所述的作业车辆，其中，

在所述梭动动作开始时，当在所述动力传递装置的输出轴上产生使所述车辆减速的减速力时，所述目标输出轴转矩决定部使所述减速力逐渐从所述梭动动作开始时的减速力向所述基准减速力变化。

5.根据权利要求3或4所述的作业车辆，其中，

在所述梭动动作开始时，当在所述动力传递装置的输出轴上产生使所述车辆加速的转矩时，所述目标输出轴转矩决定部决定所述目标输出轴转矩以使所述动力传递装置的输出轴的转矩变化至0，

在所述动力传递装置的输出轴的转矩达到0后，所述目标输出轴转矩决定部使所述减速力逐渐向所述基准减速力变化。

6.根据权利要求5所述的作业车辆，其中，

在所述梭动动作开始时，当在所述动力传递装置的输出轴上产生使所述车辆加速的转矩时，所述目标输出轴转矩决定部决定所述目标输出轴转矩以使所述动力传递装置的输出轴的转矩在规定的第一期间内变化至0，

在经过所述第一期间后，在比所述第一期间长的第二期间内，所述目标输出轴转矩决定部使所述减速力逐渐向所述基准减速力变化。

7.根据权利要求1至6中任一项所述的作业车辆，其中，

所述作业车辆还具备对发动机转速进行检测的发动机转速检测部，

所述目标输出轴转矩决定部算出由所述减速力再生的减速功率，当所述发动机转速在规定值以上时，所述目标输出轴转矩决定部决定所述目标输出轴转矩以使所述减速功率的上限值随着所述发动机转速的增大而减少。

8.根据权利要求1至7中任一项所述的作业车辆，其中，

所述作业车辆还具备储存由所述马达产生的能量的能量储存部，

所述控制部还具有决定用于向所述能量储存部储存能量的目标能量储存功率的目标能量储存功率决定部，

所述目标输出轴转矩决定部算出由所述减速力再生的减速功率，

所述目标输入轴转矩决定部根据所述目标能量储存功率和所述减速功率来决定所述目标输入轴转矩。

9.一种作业车辆的控制方法，所述作业车辆具备动力传递装置，其中，

所述动力传递装置具有：

输入轴；

输出轴；

齿轮机构，其包括行星齿轮机构，将所述输入轴的旋转传递至所述输出轴；

马达，其与所述行星齿轮机构的旋转构件连接；

前进后退切换机构，其包括前进用离合器和后退用离合器，在车辆前进时连接所述前进用离合器且切断所述后退用离合器，在车辆后退时切断所述前进用离合器且连接所述后退用离合器；

所述动力传递装置通过使所述马达的转速变化，来使所述输出轴相对于所述输入轴的转速比变化，

所述控制方法具备：

在与前进后退操作部件的位置对应的方向与所述车辆的行进方向不同时，判定所述车辆处在梭动动作过程中的步骤；

决定所述动力传递装置的输入轴上的转矩的目标值即目标输入轴转矩的步骤；

若所述梭动动作开始，则决定所述动力传递装置的输出轴的转矩的目标值即目标输出轴转矩，以在所述前进用离合器和所述后退用离合器的连接及切断状态被维持在所述梭动动作开始前的状态的状态下，在所述动力传递装置的输出轴上产生使所述车辆减速的减速力的步骤；

根据转矩平衡信息，从所述目标输入轴转矩和所述目标输出轴转矩决定送至所述马达的指令转矩的步骤，该转矩平衡信息规定所述目标输入轴转矩和所述目标输出轴转矩的关系以满足所述动力传递装置中的转矩平衡。