CN105102256A - 作业车辆和作业车辆的控制方法 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种作业车辆和作业车辆控制方法。动力传递装置包括用于切换驱动力的传递路径的第一离合器和第二离合器。作业车辆具有离合器控制部和发动机控制部。离合器控制部基于速度比参数在模式切换阈值以上还是以下，将传递路径确定为第一模式和第二模式中的任一模式，并输出用于使与确定的模式对应的离合器连接的离合器指令信号。发动机控制部在输入轴的旋转速度上加上补偿值，以使得在切换为确定的模式后，在所切换的模式下，速度比参数远离模式切换阈值。发动机控制部在输入轴的旋转速度上加上补偿值前后，维持发动机输出的马力。

Description

作业车辆和作业车辆的控制方法

技术领域

本发明涉及作业车辆和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，公知的是设置有具有液力变矩器和多级式变速装置的动力传递装置(以下，称为“液力变矩式变速装置”)的作业车辆。另一方面，近年来，作为代替液力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)和EMT(电气-机械式变速装置)。

如专利文献1所示，HMT包括齿轮机构和与齿轮机构的旋转元件连接的马达，HMT将来自发动机的驱动力的一部分转换为液压而传递到行驶装置，并且将剩余的驱动力机械地传递到行驶装置。

为了能够进行无级变速，HMT具有例如，行星齿轮机构和液压马达。行星齿轮机构的太阳齿轮、行星架、环形齿轮这三个元件中的第一元件与输入轴连结，第二元件与输出轴连结。另外，第三元件与液压马达连结。液压马达根据作业车辆的行驶状况，作为马达和泵中的任一个发挥作用。在HMT中，通过使该液压马达的旋转速度发生变化，来使输出轴的旋转速度无级地变化。

另外，在EMT中，代替HMT中的液压马达，使用电动马达。电动马达根据作业车辆的行驶状况，作为马达和发电机中的任一个发挥作用。与HMT同样地，在EMT中，通过使该电动马达的旋转速度发生变化，来使输出轴的旋转速度无级地变化。

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

发明所要解决的技术课题

在HMT或者EMT中，动力的传递路径能够在两种模式中进行切换。在这样的能够在多个模式中进行切换的形式的HMT或者EMT中，能够以比较小的动力传递装置实现宽的速度比。两种模式中的一种是低速行驶时的模式(以下，称为“低速(Lo)模式”)，另一种是高速行驶时的模式(以下，称为“高速(Hi)模式”)。通常，通过用于连接各传递路径的离合器的卡合/断开，来进行模式的切换。模式的切换例如根据动力传递装置的速度比来进行。在速度比在规定的模式切换阈值以下时设定为Lo模式。在速度比比模式切换阈值大时设定为Hi模式。

此外，在以作业车辆的速度比保持在模式切换阈值附近的状态行驶时，有时会有由于路面影响等造成车速波动，而频繁发生模式切换的情况。图15表示这种情况下的动力传递路径的模式的变化。

在图15的示例中，在时间t1之前，速度比在模式切换阈值Rs_th1以下，因此设定为Lo模式。在时间t1～t2之间，速度比在模式切换阈值Rs_th1以上，因此设定为Hi模式。在时间t2～t3之间，速度比在模式切换阈值Rs_th1以下，因此设定为Lo模式。在时间t3之后，速度比达到模式切换阈值Rs_th1以上，因此设定为Lo模式。

这样，如果作业车辆的速度比在模式切换阈值附近波动，会在短时间内进行模式的切换。在进行模式切换时，由于离合器卡合/断开的影响，会产生齿轮机构内部的轴的扭转量的骤变、齿轮的齿隙(Backlash)所导致的角度的变化、车轮的扭转量的变化。这样，在处于短时间内频繁进行模式切换的被称为猎振的状态时，离合器切换时的传递扭矩的波动诱发车体的晃动。其结果是，操作人员不适感增强。

本发明的课题在于，提供一种作业车辆和作业车辆的控制方法，在HMT或者EMT式的动力传递装置具有多个驱动力传递路径的作业车辆中，抑制由于传递路径频繁切换而导致的猎振。

用于解决技术课题的技术方案

本发明的第一方式的作业车辆具有：发动机、液压泵、工作装置、行驶装置、动力传递装置、控制部。液压泵被发动机驱动。工作装置被从液压泵排出的工作油驱动。行驶装置被发动机驱动。动力传递装置将来自发动机的驱动力传递到行驶装置。控制部控制动力传递装置。

动力传递装置包括：输入轴、输出轴、齿轮机构、马达、第一离合器、第二离合器。齿轮机构包括行星齿轮机构，将输入轴的旋转传递到输出轴。马达与行星齿轮机构的旋转元件连接。第一离合器将动力传递装置中的驱动力的传递路径切换为第一模式。第二离合器将动力传递装置中的驱动力的传递路径切换为第二模式。在传递路径为第一模式时，第一离合器处于连接状态，第二离合器处于断开状态。在传递路径为第二模式时，第二离合器处于连接状态，第一离合器处于断开状态。

在动力传递装置中，通过使马达的旋转速度发生变化，而使输出轴相对于输入轴的速度比发生变化。优选的是，在与速度比对应的速度比参数为规定的模式切换阈值时，第一模式下的相对于输入轴的马达的旋转速度比与第二模式下的相对于输入轴的马达的旋转速度比相等。

控制部包括离合器控制部、发动机控制部和马达控制部。离合器控制部基于速度比参数在模式切换阈值以上还是以下，将传递路径确定为第一模式和第二模式中的任一模式，并输出用于使与确定的模式对应的离合器连接的离合器指令信号。发动机控制部在切换为确定的模式后，在输入轴的旋转速度上加上补偿值，从而在切换的模式下，速度比参数远离模式切换阈值。在输入轴的旋转速度上加上补偿值前后，发动机控制部维持发动机输出的马力。

优选在确定的模式下，在速度比参数处于模式阈值以下的范围时，发动机控制部确定正值的补偿值。并且，优选在确定的模式下，在速度比参数处于模式阈值以上的范围时，发动机控制部确定负值的补偿值。

优选在改变输入轴的旋转速度时，发动机控制部使发动机的旋转速度增加且使发动机的输出扭矩减少。或者优选发动机控制部使发动机的旋转速度减少且使发动机的输出扭矩增加。

优选发动机控制部在速度比从模式切换阈值远离规定的大小以上的情况下，完成增加补偿值。

本发明第二方式的控制方法是具有动力传递装置的作业车辆的控制方法。动力传递装置包括：输入轴、输出轴、齿轮机构、马达、第一离合器、第二离合器。齿轮机构包括行星齿轮机构，将输入轴的旋转传递到输出轴。马达与行星齿轮机构的旋转元件连接。第一离合器用于将动力传递装置中的驱动力的传递路径切换为第一模式。第二离合器用于将动力传递装置中的驱动力的传递路径切换为第二模式。在传递路径为第一模式时，第一离合器处于连接状态，第二离合器处于断开状态。在传递路径为第二模式时，第二离合器处于连接状态，第一离合器处于断开状态。

在动力传递装置中，通过使马达的旋转速度发生变化，来使输出轴相对于输入轴的速度比发生变化。优选的是，在与速度比对应的速度比参数为规定的模式切换阈值时，第一模式下的相对于输入轴的马达的旋转速度比与第二模式下的相对于输入轴的马达的旋转速度比相等。

在控制方法中，基于速度比参数在模式切换阈值以上还是以下，将传递路径确定为第一模式和第二模式中的任一模式，并输出用于连接与确定的模式对应的离合器的离合器指令信号。而且，在该控制方法中，一边维持发动机输出的马力，一边在输入轴的旋转速度上加上补偿值，从而在切换为确定的模式后，在切换的模式下，速度比参数远离模式切换阈值。

发明效果

在本发明的作业车辆和控制方法中，一边维持发动机输出的马力，一边在输入轴的旋转速度上加上补偿值，从而在切换为确定的模式后，在切换的模式下，速度比参数远离模式切换阈值。其结果是，在模式切换后，即使速度比发生波动，也难以达到模式切换阈值。因此，能够提供一种作业车辆和作业车辆的控制方法，在HMT或者EMT式的动力传递装置具有多个驱动力传递路径的作业车辆中，能够抑制由于传递路径频繁切换为产生的猎振。

附图说明

图1是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是表示相对于动力传递装置的速度比的第一马达和第二马达的旋转速度的变化的图。

图5是表示第一行星齿轮机构和第二行星齿轮机构中的各元件的旋转速度与齿数的关系的列线图。

图6是表示第一实施方式的控制部的内部结构的细节的框图。

图7是表示第一实施方式的作业车辆的速度比和模式的时间变化的一例的曲线图。

图8是用于说明发动机控制部的发动机的旋转速度和扭矩的改变方法的图。

图9是表示第一实施方式的作业车辆的速度比和模式的时间变化的一例的曲线图。

图10是表示第二实施方式的控制部的内部结构的细节的框图。

图11是表示第二实施方式的作业车辆的速度比和模式的时间变化的一例的曲线图。

图12是表示第二实施方式的作业车辆的速度比和模式的时间变化的一例的曲线图。

图13是表示其他实施方式的动力传递装置的结构的示意图。

图14是表示其他实施方式的相对于动力传递装置的速度比的第一马达和第二马达的旋转速度的变化的图。

图15是表示现有技术中的动力传递路径的模式的变化的图。

具体实施方式

＜第一实施方式＞

以下，参照附图说明本发明的实施方式。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具有：车架2、工作装置3、行驶轮4、5、驾驶室6。作业车辆1为轮式装载机，通过旋转驱动行驶轮4、5而行驶。作业车辆1能够利用工作装置3进行挖掘等作业。

车架2具有前车架16和后车架17。前车架16与后车架17能够彼此向左右方向摆动地安装。在前车架16上安装有工作装置3和行驶轮4。工作装置3利用来自后述工作装置泵23(参照图2)的工作油驱动。工作装置3具有大臂11和铲斗12。大臂11安装在车架2上。工作装置3包括：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的一端安装在前车架16上。提升缸13的另一端安装在大臂11上。通过使提升缸13利用来自工作装置泵23的工作油伸缩，而使大臂11向上下摆动。铲斗12安装在大臂11的前端。铲斗缸14的一端安装在车架2上。铲斗缸14的另一端经由曲拐15安装在铲斗12上。通过使铲斗缸14利用来自工作装置泵23的工作油伸缩，而使铲斗12向上下摆动。

在后车架17上安装有驾驶室6和行驶轮5。驾驶室6搭载在车架2上。在驾驶室6内配置有供操作人员乘坐的座椅、后述操作装置等。

作业车辆1包括转向缸18。转向缸18安装在前车架16和后车架17上。转向缸18是液压缸。通过使转向缸18利用来自后述转向泵28的工作油伸缩，使作业车辆1的行进方向向左右改变。

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具有：发动机21、PTO22、动力传递装置24、行驶装置25、操作装置26、控制部27等。

发动机21是例如柴油发动机。发动机21的输出通过调节向发动机21的气缸内喷射的燃料量来进行控制。燃料量的调节通过控制部27对安装在发动机21上的燃料喷射装置21C进行控制来进行。作业车辆1具有发动机旋转速度检测部31。发动机旋转速度检测部31检测发动机旋转速度，将表示发动机旋转速度的检测信号向控制部27发送。

作业车辆1具有：工作装置泵23、转向泵28、变速器泵29。工作装置泵23、转向泵28、变速器泵29为液压泵。PTO22将来自发动机21的驱动力的一部分传递到这些液压泵23、28、29。即，PTO22将来自发动机21的驱动力分配到这些液压泵23、28、29和动力传递装置24。

工作装置泵23利用来自发动机21的驱动力驱动。从工作装置泵23排出的工作油经由工作装置控制阀41供给到上述提升缸13和铲斗缸14。作业车辆1具有工作装置泵压检测部32。工作装置泵压检测部32检测来自工作装置泵23的工作油的排出压(以下，称为“工作装置泵压”)，将表示工作装置泵压的检测信号向控制部27发送。

工作装置泵23为可变排量型的液压泵。通过改变工作装置泵23的斜盘或者斜轴的倾角，来改变工作装置泵23的排出排量。在工作装置泵23上连接有第一排量控制装置42。利用控制部27控制第一排量控制装置42，从而改变工作装置泵23的倾角。由此，工作装置泵23的排出排量被控制部27控制。例如，第一排量控制装置42调节工作装置泵23的倾角，以使得工作装置控制阀41的前后的压差一定。另外，第一排量控制装置42根据来自控制部27的指令信号，能够任意改变工作装置泵23的倾角。具体而言，第一排量控制装置42包括未图示的第一阀和第二阀。在利用上述工作装置控制阀41改变供给到工作装置3中的工作油时，与工作装置控制阀41的开度的改变相对应，在工作装置泵23的排出压与通过工作装置控制阀41之后的压力之间会产生压差。通过利用控制部27控制第一阀，来调节工作装置泵23的倾角，以使得即使工作装置3的负荷发生波动，工作装置控制阀41前后的压差也保持一定。另外，通过利用控制部27控制第二阀，能够进一步改变工作装置泵23的倾角。作业车辆1具有第一倾角检测部33。第一倾角检测部33检测工作装置泵23的倾角，向控制部27发送表示倾角的检测信号。

转向泵28被来自发动机21的驱动力驱动。从转向泵28排出的工作油经由转向控制阀43供给到上述转向缸18。作业车辆1具有转向泵压检测部35。转向泵压检测部35检测来自转向泵28的工作油的排出压(以下，称为“转向泵压”)，向控制部27发送表示转向泵压的检测信号。

转向泵28为可变排量型液压泵。通过改变转向泵28的斜盘或者斜轴的倾角，来改变转向泵28的排出排量。在转向泵28上连接有第二排量控制装置44。利用控制部27控制第二排量控制装置44，来改变转向泵28的倾角。由此，转向泵28的排出排量被控制部27控制。作业车辆1具有第二倾角检测部34。第二倾角检测部34检测转向泵28的倾角，向控制部27发送表示倾角的检测信号。

变速器泵29被来自发动机21的驱动力驱动。变速器泵29为固定排量型液压泵。从变速器泵29排出的工作油经由后述离合器控制阀VF、VR、VL、VH供给到动力传递装置24的离合器CF、CR、CL、CH。作业车辆1也可以具有变速器泵压检测部36。变速器泵压检测部36检测来自变速器泵29的工作油的排出压(以下，称为“变速器泵压”)，向控制部27发送表示变速器泵压的检测信号。

PTO22将来自发动机21的驱动力的一部分传递到动力传递装置24。动力传递装置24将来自发动机21的驱动力传递到行驶装置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。关于动力传递装置24的结构将在后文具体叙述。

行驶装置25具有车轴45和行驶轮4、5。车轴45将来自动力传递装置24的驱动力传递到行驶轮4、5。由此，行驶轮4、5旋转。作业车辆1具有输出旋转速度检测部37、输入旋转速度检测部38。输出旋转速度检测部37检测动力传递装置24的输出轴63的旋转速度(以下，称为“输出旋转速度”)。输出旋转速度与车速对应，因此输出旋转速度检测部37通过检测输出旋转速度来检测车速。输入旋转速度检测部38检测动力传递装置24的输入轴61的旋转速度(以下，称为“输入旋转速度”)。输出旋转速度检测部37将表示输出旋转速度的检测信号发送到控制部27。输入旋转速度检测部38将表示输入旋转速度的检测信号发送到控制部27。

需要说明的是，可以另外设置检测动力传递装置24的内部的旋转部件的旋转速度，并发送到控制部27的旋转速度检测部来代替输出旋转速度检测部37和输入旋转速度检测部38，控制部27根据该旋转部件的旋转速度计算输入旋转速度、输出旋转速度。

操作装置26由操作人员操作。操作装置26具有：加速踏板操作装置51、工作装置操作装置52、变速操作装置53、前进后退切换操作装置54、转向操作装置57、制动操作装置59。

加速踏板操作装置51具有加速踏板操作部件51a和加速踏板操作检测部51b。为了设定发动机21的目标旋转速度而对加速踏板操作部件51a进行操作。加速踏板操作检测部51b检测加速踏板操作部件51a的操作量(以下，称为“加速踏板操作量”)。加速踏板操作量表示加速踏板操作部件51a的踩踏量。

工作装置操作装置52具有工作装置操作部件52a和工作装置操作检测部52b。为使工作装置3动作而对工作装置操作部件52a进行操作。工作装置操作检测部52b检测工作装置操作部件52a的位置。例如，工作装置操作检测部52b通过将工作装置操作部件52a的倾角转换为对应的电信号，来检测工作装置操作部件52a的位置。

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。操作人员通过对变速操作部件53a进行操作，能够选择动力传递装置24的变速级(gearstage)。变速操作检测部53b检测变速操作部件53a所指定的变速级。

前进后退切换操作装置54具有前进后退切换操作部件54a和前进后退切换操作检测部54b。操作人员通过对前进后退切换操作部件54a进行操作，能够切换作业车辆1的前进和后退。前进后退切换操作检测部54b检测前进后退切换操作部件54a的位置。

转向操作装置57具有转向操作部件57a。转向操作装置57通过基于转向操作部件57a的操作将先导液压供给到转向控制阀43，来驱动转向控制阀43。操作人员通过对转向操作部件57a进行操作，能够向左右改变作业车辆1的行进方向。需要说明的是，转向操作装置57可以将转向操作部件57a的操作转换为电信号来驱动转向控制阀43。

制动操作装置59具有制动操作部件59a和制动操作检测部59b。操作人员通过对制动操作部件59a进行操作，使未图示的制动装置动作，对作业车辆1产生制动力。制动操作检测部59b检测制动操作部件59a的操作量(以下，称为“制动操作量”)。制动操作量表示制动操作部件59a的踩踏量。制动操作检测部59b将表示制动操作部件59a的操作量的检测信号输出到控制部27。

控制部27包括CPU等运算装置、RAM和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27具有用于控制动力传递装置24的马达控制部55、离合器控制部58以及存储部56。关于动力传递装置24的控制将在后文具体说明。存储部56存储有用于控制作业车辆1的各种程序和数据。

控制部27具有用于控制发动机21的发动机控制部50。发动机控制部50将表示指令节气门值的指令信号(节气门值指令信号)发送到燃料喷射装置21C，以获得与加速踏板操作量对应的发动机21的目标旋转速度。控制部27基于来自工作装置操作检测部52b的检测信号来控制工作装置控制阀41，从而控制供给到液压缸13、14的液压。由此，液压缸13、14伸缩，而使工作装置3动作。

接下来，具体说明动力传递装置24的结构。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具有：输入轴61、齿轮机构62、输出轴63、第一马达MG1、第二马达MG2、电容器64。输入轴61与上述PTO22连接。来自发动机21的旋转经由PTO22输入到输入轴61。齿轮机构62将输入轴61的旋转传递到输出轴63。输出轴63与上述行驶装置25连接，将来自齿轮机构62的旋转传递到上述行驶装置25。

齿轮机构62是传递来自发动机21的驱动力的机构。在利用齿轮机构62使马达MG1、MG2的旋转速度发生变化时，输出轴63相对于输入轴61的速度比发生变化。齿轮机构62具有前进后退切换机构65和变速机构66。

前进后退切换机构65包括F离合器CF、R离合器CR、未图示的各种齿轮。F离合器CF和R离合器CR为液压式离合器，各离合器CF、CR中供给有来自变速器泵29的工作油。利用F离合器控制阀VF控制向F离合器CF供给的工作油。利用R离合器控制阀VR控制向R离合器CR供给的工作油。利用来自离合器控制部58的指令信号控制各离合器控制阀CF、CR。通过切换F离合器CF的连接/断开和R离合器CR的连接/断开，来切换从前进后退切换机构65输出的旋转的方向。

变速机构66包括：传递轴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、输出齿轮71。传递轴67与前进后退切换机构65连结。

第一行星齿轮机构68包括：第一太阳齿轮S1、多个第一行星齿轮P1、支承多个第一行星齿轮P1的第一行星架C1、第一环形齿轮R1。第一太阳齿轮S1与传递轴67连结。多个第一行星齿轮P1与第一太阳齿轮S1啮合，并能够旋转地支承在第一行星架C1上。在第一行星架C1的外周部设有第一行星架齿轮Gc1。第一环形齿轮R1与多个行星齿轮P1啮合并且能够旋转。另外，在第一环形齿轮R1的外周设有第一环形外周齿轮Gr1。

第二行星齿轮机构69包括：第二太阳齿轮S2、多个第二行星齿轮P2、支承多个第二行星齿轮P2的第二行星架C2、第二环形齿轮R2。第二太阳齿轮S2与第一行星架C1连结。多个第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2啮合，并能够旋转地支承在第二行星架C2上。第二环形齿轮R2与多个行星齿轮P2啮合，并且能够旋转。在第二环形齿轮R2的外周设置有第二环形外周齿轮Gr2。第二环形外周齿轮Gr2与输出齿轮71啮合，第二环形齿轮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的驱动力传递路径选择性地切换为第一模式和第二模式的机构。在本实施方式中，第一模式是车速高的高速模式(Hi模式)，第二模式是车速低的低速模式(Lo模式)。该Hi/Lo切换机构70包括在Hi模式时连接的H离合器CH、在Lo模式时连接的L离合器CL。H离合器CH使第一环形齿轮R1与第二行星架C2连接或者断开。另外，L离合器CL使第二行星架C2与固定端72连接或断开，来禁止或者容许第二行星架C2的旋转。

需要说明的是，各离合器CH、CL为液压式离合器，各离合器CH、CL分别供给有来自变速器泵29的工作油。向H离合器CH供给的工作油被H离合器控制阀VH控制。向L离合器CL供给的工作油被L离合器控制阀VL控制。各离合器控制阀VH、VL被来自离合器控制部58的指令信号控制。

第一马达MG1和第二马达MG2作为利用电能产生驱动力的驱动马达发挥作用。另外，第一马达MG1和第二马达MG2作为利用输入的驱动力产生电能的发电机发挥作用。在从马达控制部55发出指令信号，以使得与旋转方向相反方向的扭矩作用于第一马达MG1的情况下，第一马达MG1作为发电机发挥作用。在第一马达MG1的输出轴上固定有第一马达齿轮Gm1，第一马达齿轮Gm1与第一行星架齿轮Gc1啮合。即，第一马达MG1与第一行星齿轮机构68的旋转元件连接。

在第一马达MG1上连接有第一变频器I1，用于控制第一马达MG1的马达扭矩的马达指令信号从马达控制部55发送到该第一变频器I1。第一马达MG1的旋转速度利用第一马达旋转速度检测部75检测。第一马达旋转速度检测部75将表示第一马达MG1的旋转速度的检测信号发送到控制部27。

第二马达MG2与第一马达MG1具有相同的结构。在第二马达MG2的输出轴上固定有第二马达齿轮Gm2，第二马达齿轮Gm2与第一环形外周齿轮Gr1啮合。即，第二马达MG2与第一行星齿轮机构68的旋转元件连接。另外，在第二马达MG2上连接有第二变频器I2，用于对第二马达MG2的马达扭矩进行控制的马达指令信号从马达控制部55发送到该第二变频器I2。第二马达MG2的旋转速度利用第二马达旋转速度检测部76检测。第二马达旋转速度检测部76将表示第二马达MG2的旋转速度的检测信号发送到控制部27。

电容器64作为存储马达MG1、MG2所产生的电能的能量储存部发挥作用。即，在各马达MG1、MG2作为发电机发挥作用时，各马达MG1、MG2产生的电能存储在电容器64中。需要说明的是，也可以使用作为其他发电机构的电池来代替电容器。此外，在利用马达MG1、MG2中的一方发电，另一方供电，而能够分别驱动马达MG1、MG2的情况下，可以省略电容器64。

马达控制部55接收来自各种检测部的检测信号，并将表示向马达MG1、MG2发送的指令扭矩的指令信号发送到各变频器I1、I2。另外，离合器控制部58将用于对各离合器CF、CR、CH、CL的离合器液压进行控制的指令信号发送到各离合器控制阀VF、VR、VH、VL。由此，对动力传递装置24的变速比和输出扭矩进行控制。以下，对动力传递装置24的动作进行说明。

接下来，参照图4说明保持发动机21的旋转速度一定而使车速从0向前进侧加速情况下的动力传递装置24的概略动作。图4表示相对于动力传递装置24的速度比的各马达MG1、MG2的旋转速度比。速度比是输出轴63的旋转速度相对于输入轴61的旋转速度的比的绝对值。马达MG1的旋转速度比是马达MG1的输出轴的旋转速度相对于输入轴61的旋转速度的比。马达MG2的旋转速度比是马达MG2的输出轴的旋转速度相对于输入轴61的旋转速度的比。在发动机21的旋转速度一定的情况下，车速根据动力传递装置24的速度比而变化。因此，在图5中，动力传递装置24的速度比的变化与车速的变化对应。即，图5表示各马达MG1、MG2的旋转速度与车速的关系。在图5中，实线Lm1表示第一马达MG1的旋转速度，虚线Lm2表示第二马达MG2的旋转速度。

在速度比为0以上且第一阈值Rs_th1以下的Lo区域(Lo模式)，L离合器CL连接，H离合器CH断开。第一阈值Rs_th1是用于判定模式的切换的模式切换阈值。在Lo区域，由于H离合器CH断开，因此第二行星架C2和第一环形齿轮R1被断开。并且，由于L离合器CL连接，因此第二行星架C2是固定的。

在该Lo区域，来自发动机21的驱动力经由传递轴67输入到第一太阳齿轮S1，并且该驱动力从第一行星架C1输出到第二太阳齿轮S2。另一方面，输入到第一太阳齿轮S1的驱动力从第一行星齿轮P1传递到第一环形齿轮R1，并经由第一环形外周齿轮Gr1和第二马达齿轮Gm2输出到第二马达MG2。在作业车辆1动力运行时，第二马达MG2在该Lo区域，作为发电机发挥作用，第二马达MG2所产生的电能的一部分可以供给到第一马达MG1。或者，第二马达MG2所产生的电能的一部分可以存储在电容器64中。

并且，在作业车辆1动力运行时，在Lo区域，第一马达MG1作为利用从第二马达MG2或者电容器64供给的电能驱动的电动马达发挥作用。第一马达MG1的驱动力按照第一马达齿轮Gm1→第一行星架齿轮Gc1→第一行星架C1的路径输出到第二太阳齿轮S2。这样，输出到第二太阳齿轮S2的驱动力按照第二行星齿轮P2→第二环形齿轮R2→第二环形外周齿轮Gr2→输出齿轮71的路径传递到输出轴63。

而且，在第一阈值Rs_th1，第二马达MG2的旋转速度为“0”。即，第二马达MG2停止。

在速度比为第一阈值Rs_th1以上的Hi区域(Hi模式)，H离合器CH连接，L离合器CL断开。在该Hi区域，由于H离合器CH连接，因此第二行星架C2与第一环形齿轮R1连接。并且，由于L离合器CL断开，因此第二行星架C2被释放。因此，第一环形齿轮R1与第二行星架C2的旋转速度一致。

在该Hi区域，来自发动机21的驱动力输入到第一太阳齿轮S1，并且该驱动力从第一行星架C1输出到第二太阳齿轮S2。另外，输入到第一太阳齿轮S1的驱动力从第一行星架C1经由第一行星架齿轮Gc1和第一马达齿轮Gm1输出到第一马达MG1。在作业车辆1动力运行时，在该Hi区域，由于第一马达MG1作为发电机发挥作用，因此该第一马达MG1所产生的电能的一部分可以供给到第二马达MG2。或者，该第一马达MG1所产生的电能的一部分可以存储在电容器64中。

并且，在作业车辆1动力运行时，第二马达MG2根据需要，作为利用从第一马达MG1或者电容器64供给的电能驱动的电动马达发挥作用。第二马达MG2的驱动力按照第二马达齿轮Gm2→第一环形外周齿轮CR1→第一环形齿轮R1→H离合器CH的路径输出到第二行星架C2。这样，输出到第二太阳齿轮S2的驱动力经由第二行星齿轮P2输出到第二环形齿轮R2，并且输出到第二行星架C2的驱动力经由第二行星齿轮P2输出到第二环形齿轮R2。这样，在第二环形齿轮R2合成的驱动力经由第二环形外周齿轮Gr2和输出齿轮71传递到输出轴63。

而且，在速度比为第二阈值Rs_th2时，第一马达MG1的旋转速度为“0”，即，第一马达MG1的旋转停止。需要说明的是，在作业车辆1制动时，第一马达MG1与第二马达MG2的作用相反。以上是前进时的说明，在后退时也是同样的动作。并且，第一阈值Rs_th1、第二阈值Rs_th2存储在存储部56中。

接下来，参照列线图说明动力传递装置24的概略动作。第一行星齿轮机构68的第一太阳齿轮S1的旋转速度为Ns1，齿数为Zs1。第一行星架C1的旋转速度为Nc1。第一环形齿轮R1的旋转速度为Nr1，齿数为Zr1。并且，第二行星齿轮机构69的第二太阳齿轮S2的旋转速度为Ns2，齿数为Zs2。第二行星架C2的旋转速度为Nc2。第二环形齿轮R2的旋转速度为Nr2，齿数为Zr2。在这种情况下，如果以列线图表示第一行星齿轮机构68和第二行星齿轮机构69的各元件的旋转速度与齿数之间的关系，则得到图5。

在列线图中，利用直线表示行星齿轮机构的各元件的旋转速度的关系。因此，如图5所示，Ns1、Nc1、Nr1在一条直线上排列。并且，Ns2、Nc2、Nr2也在一条直线上排列。需要说明的是，在图5中，实线Lp1表示第一行星齿轮机构68的各元件的旋转速度的关系。虚线Lp2表示第二行星齿轮机构69的各元件的旋转速度的关系。

图5(a)表示Lo模式下的各元件的旋转速度。如上所述，为了便于说明，在发动机21的旋转速度一定时，Ns1一定。在此，在发动机的旋转方向为正时，旋转速度Ns1为正。在后述模式切换点，由于第二马达MG2的旋转速度为0，因此在旋转元件位于图中以单点划线所示的模式切换点时，该旋转元件的旋转速度为0。在旋转元件位于模式切换点的单点划线以下的区域时，该旋转元件的旋转速度为负。在Lo模式下，由于第一马达MG1的旋转速度增加，Nc1增加。在Nc1增加时，Nr1增加。由此，第二马达MG2的旋转速度增加。另外，在动力传递装置24中，第一行星架C1与第二太阳齿轮S2连接。因此，Nc1与Ns2一致。因此，伴随Nc1的增加，Ns2也增加。在Lo模式下，第二行星架C2固定在固定端72。因此，Nc2维持为0。因此，由于Ns2增加，Nr2减少。由此，动力传递装置24的速度比增加。这样，在Lo模式下，伴随第一马达MG1的旋转速度的增加，动力传递装置24的速度比增加。

如图6(b)所示，在动力传递装置24的速度比达到上述第一阈值Rs_th1时，Nr1为0。因此，第二马达MG2的旋转速度为0。此时，进行从Lo模式向Hi模式的切换。即，L离合器CL从连接状态切换为断开状态。由此，第二行星架C2从固定端72分离而能够旋转。另外，H离合器CH从断开状态切换为连接状态。由此，第一环形齿轮R1与第二行星架C2连接。

图5(c)表示Hi模式下的各元件的旋转速度。在Hi模式下，由于第一环形齿轮R1与第二行星架C2连接，因此Nr1与Nc2一致。并且，如上所述，由于第一行星架C1与第二太阳齿轮S2连接，因此Nc1与Ns2一致。因此，由于第二马达MG2的旋转速度减小，Nr1和Nc2减少。并且，由于Nc2减少，Nr2减少。由此，动力传递装置24的速度比增加。这样，伴随第二马达MG2的旋转速度的减少，动力传递装置24的速度比增加。并且，由于Nr1和Nc2减少，Ns2和Nc1减少。由此，第一马达MG1的旋转速度减少。而且，在动力传递装置24的速度比达到上述第二阈值Rs_th2时，Ns2和Nc1为0。由此，第一马达MG1的旋转速度成为0。需要说明的是，以上为从Lo模式向Hi模式切换时的动作，从Hi模式向Lo模式切换时的动作的顺序与上述动作相反。

如上所述，在发动机21的旋转速度一定，即，输入轴61的旋转速度一定时，在Lo模式下，根据速度比的增加，第一马达MG1的旋转速度增加。另外，在Hi模式下，根据速度比的增加，第一马达MG1的旋转速度减少。因此，如图5所示，在Lo模式下，速度比相对于第一马达MG1的旋转速度比，以变化率R1_Lo变化。但是，在Hi模式下，速度比相对于第一马达MG1的旋转速度比，以与Lo模式的变化率R1_Lo不同的变化率R1_Hi变化。具体而言，在Hi模式下的变化率R1_Hi与在Lo模式下的变化率R1_Lo正负不同。并且，在速度比为第一阈值Rs_th1时，Lo模式下的第一马达MG1的旋转速度比与Hi模式下的第一马达MG1的旋转速度比相等。

并且，在发动机21的旋转速度一定，即，输入轴61的旋转速度一定时，在Lo模式下，根据速度比的增加，第二马达MG2的旋转速度增加。在Hi模式下，根据速度比的增加，第二马达MG2的旋转速度减小。因此，如图5所示，在Lo模式下，速度比相对于第二马达MG2的旋转速度比以变化率R2_Lo变化。但是，在Hi模式下，速度比相对于第二马达MG2的旋转速度比以与Lo模式的变化率R2_Lo不同的变化率R2_Hi变化。具体而言，在Hi模式下的变化率R2_Hi与在Lo模式下的变化率R2_Lo正负不同。并且，在速度比为第一阈值Rs_th1时，Lo模式下的第二马达MG2的旋转速度比与Hi模式下的第二马达MG2的旋转速度比相等。

如上所述，离合器控制部58进行Lo模式和Hi模式的切换。离合器控制部58通过将离合器指令信号发送到H离合器控制阀VH和L离合器控制阀VL，来进行H离合器CH和L离合器CL的切换。以下，具体说明Hi模式和Lo模式的切换控制。

图6是表示第一实施方式的控制部27的内部结构的细节的框图。在图6中，省略存储部56的记载。如图6所示，控制部27还包括速度比运算部81。

速度比运算部81根据动力传递装置24的输入旋转速度和输出旋转速度，计算动力传递装置24的速度比。输入旋转速度利用输入旋转速度检测部38检测。输出旋转速度利用输出旋转速度检测部37检测。

离合器控制部58基于速度比为第一阈值Rs_th1以上还是以下，确定Lo模式和Hi模式中的任一模式，将用于连接与确定的模式对应的离合器(H离合器CH、L离合器CL)的离合器指令信号发送到与确定的模式对应的离合器(H离合器CH、L离合器CL)的控制阀(H离合器控制阀VH、L离合器控制阀VL)。具体而言，在速度比处于第一阈值Rs_th1以下的范围时，离合器控制部58确定为Lo模式，并向H离合器控制阀VH发送用于使H离合器CH断开的离合器指令信号，向L离合器控制阀VL发送用于连接L离合器CL的离合器指令信号。而且，在速度比处于第一阈值Rs_th1以上的范围时，离合器控制部58确定为Hi模式，并向L离合器控制阀VL发送用于使L离合器CL断开的离合器指令信号，并向H离合器控制阀VH发送用于使H离合器CH连接的离合器指令信号。

离合器控制部58可以在将离合器控制信号发送到离合器控制阀之后，将表示当前的模式即实际模式的信号输出到发动机控制部50和马达控制部。除此之外，马达控制部55和发动机控制部50可以监视L离合器CL/H离合器CH的状态，自行确定实际模式。

在模式切换后，发动机控制部50根据加速踏板操作量、基于工作装置操作部件52a的操作量和车速的发动机要求马力以及根据来自离合器控制部58的信号等获得的实际模式，将用于改变发动机21的旋转速度(即，动力传递装置24的输入旋转速度)的节气门值指令信号输出到燃料喷射装置21C。

马达控制部55基于根据来自离合器控制部58的信号等获得的实际模式、上述发动机要求马力以及根据车速和加速踏板操作量确定的目标牵引力，控制马达MG1、MG2的扭矩，从而在发动机控制部50改变速度比的前后，能够获得目标牵引力。更具体而言，马达控制部55根据发动机要求马力计算当前的发动机的基本无负荷时旋转速度。基本无负荷时旋转速度能够根据通过发动机要求马力与预先确定的匹配线的交点即匹配点的基本调节线求出。而且，马达控制部55确定基于实际模式的调节线，确定的调节线与根据发动机要求马力确定的等马力线的交点为该实际模式下的新的匹配点。然后，基于新的匹配点，马达控制部55计算动力传递装置24的输入扭矩(发动机21的输出扭矩)。最后，马达控制部55通过参照规定计算出的输入扭矩与目标牵引力的关系的扭矩平衡信息，来确定马达MG1、MG2的扭矩，从而满足动力传递装置24中的扭矩的平衡。在目标牵引力与路面的阻力平衡时，车速不变，即使利用马达控制部55切换模式，也能维持输出旋转速度。在这种情况下，通过利用发动机控制部50改变输入旋转速度，能够改变速度比使其远离模式切换阈值Rs_th1。

接下来，参照附图详细说明模式切换时的发动机控制部50和马达控制部55的具体动作。图7是表示第一实施方式的作业车辆1的速度比和模式的时间变化的一例的曲线图。图7表示在与图15相同条件下使作业车辆1行驶时的速度比和模式的时间变化。在此，在图7中，为了便于与图15的动作进行对比，利用虚线表示图15的速度比的迁移。

在图7中，在时间t1，速度比上升至第一阈值Rs_th1。由此，离合器控制部58在时间t1，将动力传递装置24从Lo模式切换为Hi模式。即，离合器控制部58在时间t1，向L离合器控制阀VL发送用于使L离合器CL断开的离合器指令信号，向H离合器控制阀VH发送用于使H离合器CH连接的离合器指令信号。此时，发动机控制部50使发动机21的旋转速度减少，并使发动机21的扭矩上升。

图8是用于说明此时发动机控制部50改变发动机21的旋转速度和扭矩的改变方法的图。在图8中，发动机扭矩线Let规定发动机21的输出扭矩与发动机21的旋转速度的关系。发动机扭矩线Let包括调节线La和最大扭矩线Lb。调节线La根据指令节气门值变化(参照图8的La1、La2等)。最大扭矩线Lb包括额定值点Pr、位于比额定值点Pr更靠近低发动机旋转速度侧的最大扭矩点Pm。

匹配线Lma是用于确定发动机21的输出扭矩与旋转速度的信息。匹配线能够任意设定，但在本实施方式中，匹配线Lma用于求出不进行本实施方式的发动机的旋转速度的改变情况下的匹配点。在本实施方式中，在Lo模式下不改变发动机的旋转速度，因此能够用于求出Lo模式下的匹配点Pma1。发动机扭矩线Let和匹配线Lma预先设定，并存储在存储部56中。

在时间t1前为Lo模式，因此输入到发动机控制部50的发动机要求马力(根据动力传递装置24的输出要求马力和工作装置3的输出要求马力等确定的马力)的等马力线Lhdm与匹配线Lma的交点作为第一匹配点Pma1而被求出。通过第一匹配点Pma1的调节线La1被唯一确定。以该调节线La1为基本调节线。在本实施方式中，在Lo模式下使用基本调节线La1。然后，根据基本调节线La1，能够确定无负荷时的发动机旋转速度Ne，基于无负荷时的发动机旋转速度Ne能够确定发动机的节气门值。在Lo模式下，发动机控制部50进行控制，从而使发动机21的输出马力迁移到调节线La1上。另一方面，马达控制部55基于根据等马力线Lhdm与调节线La1的交点即第一匹配点Pma1的纵轴的大小求出的发动机输出扭矩Te和目标牵引力，控制马达MG1、MG2的扭矩。因此，动力传递装置24对输入轴61施加扭矩Te。其结果是，发动机21的匹配点落在第一匹配点Pma1。此时的第一匹配点Pm1的输入轴61的旋转速度为Ne1。

在时间t1，随着从Lo模式切换为Hi模式，发动机控制部50使节气门值从如上所述确定的发动机21的节气门值稍微减少。其结果是，无负荷时的发动机旋转速度Ne改变为Ne－ΔNe1。发动机控制部50进行控制，从而使发动机21的输出扭矩迁移到由与无负荷时的发动机旋转速度(Ne－ΔNe1)对应的发动机21的节气门值确定的调节线La2上迁移。然后，马达控制部55确定扭矩值(Te+ΔTe1)，以使得即使进行模式切换，也能够在改变发动机旋转速度(输入轴61的旋转速度)的前后维持发动机要求马力(发动机所输出的马力)。在这种情况下，利用第一匹配点Pm1的输入轴61的旋转速度Ne1、第一匹配点的扭矩Te，以下(式1)成立。

(Ne1－ΔNe11)×(Te+ΔTe1)＝Ne1×Te…(式1)

(式1)中的(Ne1－ΔNe11)是调节线La2上的第二匹配点Pm2的输入轴61的旋转速度。由于点(Ne1－ΔNe11，Te+ΔTe1)位于调节线La2上，马达控制部55能够计算出第二匹配点Pma2的扭矩(Te+ΔTe1)。如果确定第二匹配点Pma2的扭矩值(Te+ΔTe1)，马达控制部55基于发动机21的输出扭矩(Te+ΔTe1)，控制马达MG1、MG2的扭矩，从而在改变速度比的前后，能够获得目标牵引力。由此，发动机21的输出马力在等马力线上迁移。并且，动力传递装置24对输入轴61施加扭矩(Te+ΔTe1)，而使发动机21的匹配点落在第二匹配点Pma2。因此，在时间t1，发动机控制部50能够在发动机21的旋转速度(输入轴61的旋转速度)Ne1上加上负值的补偿值(－ΔNe11)。此时，由于离合器控制部58确定为Hi模式，因此速度比处于第一阈值Rs_th1以上的范围。另外，发动机控制部50能够将发动机21的输出扭矩从Te增加到Te+ΔTe1。

以上的动作的结果是，速度比在时间t1以后，具有正的补偿值。即，在所切换的Hi模式下，速度比远离模式切换阈值Rs_th1。其结果是，如图7所示，在时间t1以后，即使速度比有小的波动，也难以低于第一阈值Rs_th1。其结果是，能够防止图15所示的那样的，由于在切换为Hi模式后马上切换为Lo模式而产生的猎振。

接下来，具体说明从Hi模式切换为Lo模式的情况下的发动机控制部50的动作。图9是表示从Hi模式切换为Lo模式的情况的作业车辆1的速度比和模式的时间变化的一例的曲线图。在时间t4之前，由于处于Hi模式，因此按照之前所述的方法，发动机21的旋转速度(输入轴61的输入旋转速度)设定为Ne1－ΔNe11，发动机21的输出扭矩设定为Te+ΔTe1。

在时间t4，速度比下降到第一阈值Rs_th1，因此，离合器控制部58在时间t4，将动力传递装置24从Hi模式切换为Lo模式。即，离合器控制部58在时间t4，向H离合器控制阀VH发送用于使H离合器CH断开的离合器指令信号，向L离合器控制阀VL发送用于使L离合器CL连接的离合器指令信号。此时，发动机控制部50在发动机21的旋转速度上加上补偿值(+ΔNe11)。

具体而言，随着从Hi模式切换为Lo模式，发动机控制部50使发动机21的节气门值增加(参照图8)，从而使无负荷时的发动机旋转速度Ne－ΔNe1改变为Ne。发动机控制部50进行控制，以使发动机21的输出扭矩迁移到根据与无负荷时的发动机旋转速度(Ne)对应的发动机21的节气门值确定的调节线La1上。接下来，马达控制部55基于(式1)和调节线La1的约束条件，确定扭矩值Te，以使得即使进行模式切换，在改变发动机旋转速度(输入轴61的旋转速度)的前后，也能够维持发动机要求马力。如果计算出第一匹配点Pma1的扭矩Te，马达控制部55基于从发动机控制部50获得的发动机21的输出扭矩Te，控制马达MG1、MG2的扭矩，从而在改变速度比的前后，能够获得目标牵引力。由此，发动机21的输出马力在等马力线上迁移。另外，动力传递装置24对输入轴61施加扭矩Te，发动机21的匹配点落在第一匹配点Pma1。因此，在时间t4，发动机控制部50能够在发动机21的旋转速度(输入轴61的旋转速度)Ne1－ΔNe11上加上正的补偿值(+ΔNe11)。此时，由于离合器控制部58确定为Lo模式，因此速度比处于第一阈值Rs_th1以下的范围。另外，发动机控制部50能够使发动机21的输出扭矩从Te+ΔTe1向Te减少。

以上动作的结果是，速度比在时间t4以后具有负的补偿值。即，在切换后的Lo模式下，速度比远离模式切换阈值Rs_th1。其结果是，如图9所示，在时间t4以后，即使速度比有小的波动，也难以超过第一阈值Rs_th1。其结果是，能够防止由于在切换到Lo模式之后马上切换为Hi模式而产生的猎振。

＜第二实施方式＞

图10是具体表示第二实施方式的控制部27a的内部结构的框图。在第二实施方式中，除了发动机控制部50a以外的动作与第一实施方式相同。因此，仅具体说明发动机控制部50a的动作。

在模式切换后，如果速度比处于第一阈值Rs_th1附近规定的范围内，发动机控制部50a根据加速踏板操作量、基于工作装置操作部件52a的操作量和车速的发动机要求马力、以及从来自离合器控制部58的信号等而得到的实际模式，向燃料喷射装置21C输出用于改变发动机21的旋转速度(即，动力传递装置24的输入旋转速度)的节气门值指令信号。由于即使利用马达控制部55切换模式也能够维持目标牵引力，因此在目标牵引力与路面的阻力平衡时，车速不变，而维持输出旋转速度。在这种情况下，通过利用发动机控制部50a来改变输入旋转速度，能够使速度比远离第一阈值Rs_th1。

接下来，说明在这种情况下发动机控制部50a对发动机21的旋转速度和扭矩的改变方法。在图8中，在本实施方式中，发动机控制部50a利用三条调节线La1、La2、La3。调节线La1相当于不在发动机的旋转速度上加上补偿值的情况下的基本调节线，利用与第一实施方式同样的方法求出。在从Lo模式切换为Hi模式之后，在速度比在从第一阈值Rs_th1到第三阈值Rs_th1+D1(参照图11)的范围内波动的情况下利用调节线La2。在从Hi模式切换为Lo模式之后，在速度比在从第一阈值Rs_th1到第四阈值Rs_th1－D2(参照图12)的范围内波动情况下利用调节线La3。需要说明的是，D1和D2均为正值，第四阈值Rs_th1－D2＜第一阈值Rs_th1＜第三阈值Rs_th1+D1。并且，第一阈值与第四阈值之间的间隔D2可以与第一阈值与第三阈值之间的间隔D1相同，也可以不同。

接下来，参照附图具体说明模式切换时的发动机控制部50a和马达控制部55的动作。图11是表示从Lo模式切换为Hi模式情况下的第二实施方式的作业车辆1的速度比和模式的时间变化的一例的曲线图。图11表示以与图15相同的条件使作业车辆1行驶时的速度比和模式的时间变化。在此，在图11中，为了更容易与图15的动作进行对比，利用虚线表示图15的速度比的迁移。图12是表示从Hi模式向Lo模式切换情况的第二实施方式的作业车辆1的速度比和模式的时间变化的一例的曲线图。需要说明的是，在图11中，在时间t1，从Lo模式向Hi模式切换，在图12中，在时间t4，从Hi模式向Lo模式切换。

在图11中，在时间t1之前，发动机控制部50将发动机21的输出扭矩控制为在基本调节线La1上迁移。而且，输入到发动机控制部50a的发动机要求马力的等马力线Lhdm与基本调节线La1的交点作为第一匹配点Pma1而被求出(参照图8)。马达控制部55基于第一匹配点Pma1的扭矩值Te，控制马达MG1、MG2的扭矩，以获得目标牵引力。通过该控制，动力传递装置24对输入轴61施加扭矩Te，发动机21的匹配点落在第一匹配点Pma1。因此，输入轴61的扭矩落在Te，输入轴61的旋转速度落在Ne1。

在时间t1，随着从Lo模式切换为Hi模式，发动机控制部50a使节气门值从如上所述地确定的发动机21的节气门值稍微减少。其结果是，无负荷时的发动机旋转速度Ne改变为Ne－ΔNe1。因此，发动机控制部50a进行控制，以使发动机21的输出扭矩迁移到根据与无负荷时的发动机旋转速度(Ne－ΔNe1)对应的发动机21的节气门值确定的调节线La2上。接下来，马达控制部55基于(式1)和调节线La2的约束条件，确定扭矩值(Te+ΔTe1)，即使进行模式切换，也能够在改变发动机旋转速度(输入轴61的旋转速度)的前后维持发动机要求马力。如果确定第二匹配点Pma2的扭矩值(Te+ΔTe1)时，马达控制部55根据从发动机控制部50a获得的发动机21的输出扭矩(Te+ΔTe1)控制马达MG1、MG2的扭矩，从而在改变速度比的前后，能够获得目标牵引力。由此，发动机21的输出马力在等马力线上迁移。另外，动力传递装置24对输入轴61施加扭矩(Te+ΔTe1)，发动机21的匹配点落在第二匹配点Pma2。因此，在时间t1，发动机控制部50a能够在发动机21的旋转速度(输入轴61的旋转速度)Ne1上加上负值的补偿值(－ΔNe11)。此时，由于离合器控制部58确定为Hi模式，因此速度比处于第一阈值Rs_th1以上的范围。另外，能够使发动机21的输出扭矩从Te增加到Te+ΔTe1。

以上动作的结果是，如图11所示，速度比从时间t1到t8，具有正的补偿值。即，在所切换的Hi模式下，速度比远离模式切换阈值Rs_th1。需要说明的是，在时间t7，由于速度比达到第三阈值Rs_th1+D1，因此发动机控制部50a完成在发动机21的旋转速度(输入轴61的旋转速度)Ne1上加上负值的补偿值(－ΔNe11)。换言之，发动机控制部50a在速度比从第一阈值Rs_th1远离规定的大小D1以上的情况下，完成在发动机21的旋转速度(输入轴61的旋转速度)上加上补偿值。具体而言，发动机控制部50a使发动机21的节气门值增加(参照图8)，以使得无负荷时的发动机旋转速度Ne－ΔNe1改变为Ne。发动机控制部50a进行控制，以使发动机21的输出扭矩迁移到根据与无负荷时的发动机旋转速度(Ne)对应的发动机21的节气门值确定的基本调节线La1上。马达控制部55基于(式1)和调节线La1的约束条件，确定扭矩值Te，即使进行模式切换，也能够在改变发动机旋转速度(输入轴61的旋转速度)的前后维持发动机要求马力。在计算出第一匹配点Pma1的扭矩Te时，马达控制部55基于从发动机控制部50a获得的发动机21的输出扭矩Te，控制马达MG1、MG2的扭矩，从而在改变速度比的前后，能够获得目标牵引力。由此，发动机21的输出马力迁移到等马力线上。并且，动力传递装置24对输入轴61施加扭矩Te，发动机21的匹配点落在第一匹配点Pma1。因此，在时间t7，发动机控制部50a能够完成在发动机21的旋转速度(输入轴61的旋转速度)Ne1上加上负值的补偿值(－ΔNe11)。另外，发动机控制部50a能够使发动机21的输出扭矩从Te+ΔTe1减少到Te。

以上动作的结果是，速度比在时间t7以后没有补偿值。其结果是，如图11所示，在时间t7以后的时间t8，速度比成为与不进行本实施方式的速度比的控制的情况相同的速度比的值。即，发动机控制部50a在速度比从第一阈值Rs_th1远离规定的大小D1以上的情况下，完成在动力传递装置24的速度比上加上补偿值。

在图12中，在时间t4之前，发动机控制部50进行控制，以使发动机21的输出扭矩在基本调节线La1上迁移。然后，输入到发动机控制部50a的发动机要求马力的等马力线Lhdm与基本调节线La1的交点作为第一匹配点Pma1而被求出(参照图8)。马达控制部55基于第一匹配点Pma1的扭矩值Te，控制马达MG1、MG2的扭矩，以获得目标牵引力。通过该控制，动力传递装置24对输入轴61施加扭矩Te，发动机21的匹配点落在第一匹配点Pma1。因此，输入轴61的扭矩落在Te，输入轴61的旋转速度落在Ne1。

在时间t4，随着从Hi模式切换到Lo模式，发动机控制部50a使节气门值从如上所述地确定的发动机21的节气门值稍微增加。其结果是，无负荷时的发动机旋转速度Ne改变为Ne+ΔNe2。发动机控制部50e进行控制，以使发动机21的输出扭矩在根据与无负荷时的发动机旋转速度(Ne+ΔNe2)对应的发动机21的节气门值确定的调节线La3上迁移。接下来，马达控制部55确定扭矩值(Te－ΔTe2)，即使进行模式切换，在改变发动机旋转速度(输入轴61的旋转速度)的前后也能够维持发动机要求马力。在这种情况下，利用第一匹配点Pm1的输入轴61的旋转速度Ne1、第一匹配点的扭矩Te，以下的(式2)成立。

(Ne1+ΔNe12)×(Te－ΔTe2)＝Ne1×Te…(式2)

(式2)的(Ne1+ΔNe12)是调节线La3上的第三匹配点Pm3的输入轴61的旋转速度。由于点(Ne1+ΔNe12，Te－ΔTe2)在调节线La3上，因此马达控制部55能够计算出第三匹配点Pma3的扭矩(Te－ΔTe2)。在确定第三匹配点Pma3的扭矩值(Te－ΔTe2)时，马达控制部55基于计算出的扭矩值(Te－ΔTe2)，控制马达MG1、MG2的扭矩，从而在改变速度比的前后，能够获得目标牵引力。由此，发动机21的输出马力在等马力线上迁移。并且，动力传递装置24对输入轴61施加扭矩(Te－ΔTe2)，发动机21的匹配点落在第三匹配点Pma3。因此，在时间t4，发动机控制部50a能够在发动机21的旋转速度(输入轴61的旋转速度)Ne1上加上正值的补偿值(+ΔNe12)。此时，离合器控制部58确定为Lo模式，因此速度比处于第一阈值Rs_th1以下的范围。另外，发动机控制部50a能够将发动机21的输出扭矩从Te减少为Te－ΔTe2。需要说明的是，ΔNe1与ΔNe2的大小可以相同，也可以不同，ΔTe1与ΔTe2的大小可以相同，也可以不同。

以上动作的结果是，如图12所示，速度比在从时间t4到t10具有负的补偿值。即，在所切换的Lo模式下，速度比远离模式切换阈值Rs_th1。需要说明的是，在时间t9，速度比到达第四阈值Rs_th1－D2，发动机控制部50a完成在发动机21的旋转速度(输入轴61的旋转速度)Ne1上增加正值的补偿值(+ΔNe12)。换言之，发动机控制部50a在速度比从第一阈值Rs_th1远离规定的大小D2以上的情况下，完成在发动机21的旋转速度(输入轴61的旋转速度)上加上补偿值。具体而言，发动机控制部50a使发动机21的节气门值减少(参照图8)，以使无负荷时的发动机旋转速度Ne+ΔNe2改变为Ne。发动机控制部50a进行控制，以使发动机21的输出扭矩在根据与无负荷时的发动机旋转速度(Ne)对应的发动机21的节气门值确定的基本调节线La1上迁移。马达控制部55基于(式2)和调节线La1的约束条件，确定扭矩值Te，即使进行模式切换，也能够在改变发动机旋转速度(输入轴61的旋转速度)的前后维持发动机要求马力。在计算出第一匹配点Pma1的扭矩Te时，马达控制部55基于从发动机控制部50a获得的发动机21的输出扭矩Te，控制马达MG1、MG2的扭矩，从而在改变速度比的前后，能够获得目标牵引力。因此，发动机21的输出马力在等马力线上迁移。另外，动力传递装置24对输入轴61施加扭矩Te，发动机21的匹配点落在第一匹配点Pma1。因此，在时间t9，发动机控制部50a能够完成在发动机21的旋转速度(输入轴61的旋转速度)Ne1上增加正的补偿值(+ΔNe12)。并且，发动机控制部50a能够使发动机21的输出扭矩从Te－ΔTe2增加到Te。

以上动作的结果是，速度比在时间t9以后没有补偿值。其结果是，如图12所示，在时间t9以后的时间t10，速度比成为与不进行本实施方式的速度比的控制的情况相同速度比的值。即，发动机控制部50a在速度比从第一阈值Rs_th1远离规定的大小D2以上的情况下，完成在动力传递装置24的速度比上增加补偿值。

在本实施方式中，发动机控制部50a进行控制，以使速度比远离第一阈值Rs_th1，直至速度比充分远离第一阈值Rs_th1。其结果是，能够防止在切换为Lo模式之后马上切换到Hi模式而产生的猎振，或者，在切换为Hi模式之后马上切换到Lo模式而产生的猎振。

＜特征＞

本实施方式的作业车辆1具有以下特征。

(1)控制部27、27a一边维持发动机输出的马力，一边在输入轴的旋转速度上加上补偿值，从而在模式切换后，在所切换的模式下，使所述速度比参数远离所述模式切换阈值。因此，能够抑制在模式切换后马上切换为其他模式而产生的猎振。

(2)在利用离合器控制部58切换的模式为Lo模式时(即，速度比处于模式切换阈值Rs_th1以下的范围时)，发动机控制部50、50a将补偿值确定为正值。与此相反地，在利用离合器控制部58切换的模式为Hi模式时(即，在速度比处于模式切换阈值Rs_th1以上的范围时)，发动机控制部50、50a将补偿值确定为负值。因此，在从Hi模式切换为Lo模式时，速度比具有负的补偿值，在从Lo模式切换为Hi模式时，速度比具有正的补偿值。因此，在模式切换后，速度比改变为远离模式切换阈值Rs_th1。

(3)发动机控制部50a在速度比远离模式切换阈值Rs_th1规定的大小D1、D2以上的情况下，完成增加补偿值。在将通常状态(不在发动机旋转速度上加上补偿值的状态)的匹配曲线Lma1设定为通过发动机燃料消耗低的区域时，由于多在匹配曲线Lma1上匹配，因此作业车辆1的燃料经济性得以提高。

＜变形例＞

以上，对本发明一实施方式进行了说明，但本发明不限于上述实施方式，在不脱离发明主旨的范围能够进行各种变更。

本发明不限于上述轮式装载机，也可以适用于推土机、牵引车、叉车或者机动平地机等其他种类的作业车辆。

本发明不仅可以适用于EMT，也可以适用于HMT等其他种类的变速装置。在这种情况下，第一马达MG1作为液压马达和液压泵发挥作用。并且，第二马达MG2作为液压马达和液压泵发挥作用。第一马达MG1和第二马达MG2是可变排量型的泵/马达，通过利用控制部27控制斜盘或者斜轴的倾角能够控制排量。而且，控制第一马达MG1和第二马达MG2的排量，从而与上述实施方式同样地输出计算的指令扭矩。

速度比运算部81不仅可以根据当前的输入旋转速度、输出旋转速度计算出当前的速度比，也可以根据其他参数计算出速度比。例如，速度比运算部81可以根据L离合器CL和H离合器CH的旋转速度计算出动力传递装置24的速度比。或者，速度比运算部81也可以根据第一马达MG1的旋转速度和第二马达MG2的旋转速度计算出动力传递装置24的速度比。

另外，速度比运算部81也可以计算出与速度比对应的其他参数。这样的参数称为速度比参数。离合器控制部58也可以利用该速度比参数。参照图5，如果知道处于Hi模式、Lo模式中的哪一模式的信息和马达MG1、MG2中任一个的旋转速度比，就能够导出速度比，因此速度比参数能够利用例如，马达MG1的旋转速度比、马达MG2的旋转速度比、依存于马达MG1、MG2中的任一个的旋转速度的动力传递装置24的轴或者齿轮的旋转速度与输入轴61的旋转速度的比等。通过利用上述模式切换阈值Rs_th1、与第二～四阈值对应的速度比参数来进行上述处理，控制部27能够进行与上述实施方式同样的处理。

另外，速度比运算部81根据离合器的油温、发动机的旋转速度计算出连接离合器所需要的离合器预测连接时间，可以根据该预测连接时间输出事先预测的速度比。

Lo模式与Hi模式之间的切换不一定必须在第一阈值Rs_th1进行。需要说明的是，Lo模式与Hi模式之间的切换在第一阈值Rs_th1以外进行的情况下，在模式切换时，马达旋转数骤变，由于该影响，会有输入输出轴的旋转发生骤变，离合器寿命缩短的弊端。因此，优选Lo模式与Hi模式之间的切换在第一阈值Rs_th1进行。

在第一实施方式中，基本调节线La1可以作为在Hi模式下使用的调节线而被使用，调节线La3可以作为在Lo模式下使用的调节线而被使用。即，随着发动机控制部50从Hi模式切换为Lo模式，发动机控制部50可以将调节线从La1改变为La3。在这种情况下，优选发动机控制部50在从Hi模式切换为Lo模式时，在发动机21的旋转速度(输入轴61的输入旋转速度)Ne1上加上正值的补偿值(+ΔNe12)。

并且，在上述实施方式中，举例说明了具有Hi模式/Lo模式这两种模式的情况，本发明也可以适用于除了H离合器CH、L离合器CL以外还设置有第三离合器而具有三种以上模式的动力传递装置。

上述动力传递装置24包括第一行星齿轮机构68和第二行星齿轮机构69。但是，动力传递装置所具有的行星齿轮机构的数量不限于两个。动力传递装置也可以仅具有一个行星齿轮机构。或者，动力传递装置也可以包括三个以上的行星齿轮机构。图14是表示其他实施方式的作业车辆所具有的动力传递装置124的结构的示意图。由于其他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，因此省略具体说明。并且，在图14中，对与上述实施方式的动力传递装置24相同的结构标注相同的附图标记。

如图14所示，动力传递装置124具有变速机构166。变速机构166包括：行星齿轮机构168、第一传递轴167、第二传递轴191、第二传递轴齿轮192。第一传递轴167与前进后退切换机构65连结。行星齿轮机构168和第二传递轴齿轮192与第一传递轴167和第二传递轴191配置在同轴上。

行星齿轮机构168包括：太阳齿轮S1、多个行星齿轮P1、支承多个行星齿轮P1的行星架C1、环形齿轮R1。太阳齿轮S1与第一传递轴167连结。多个行星齿轮P1与太阳齿轮S1啮合，并能够旋转地支承在行星架C1上。行星架C1固定在第二传递轴191上。环形齿轮R1与多个行星齿轮P1啮合，并且能够旋转。另外，在环形齿轮R1的外周设置有环形外周齿轮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与环形外周齿轮Gr1啮合。

第二传递轴齿轮192与第二传递轴191连结。第二传递轴齿轮192与输出齿轮71啮合，第二传递轴齿轮192的旋转经由输出齿轮71输出到输出轴63。

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

第一H齿轮GH1和第一L齿轮GL1与第一传递轴167和第二传递轴191配置在同轴上。第一H齿轮GH1与第一传递轴167连结。第一L齿轮GL1与第二传递轴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与第三传递轴193配置在同轴上，并配置为能够相对于第三传递轴193旋转。第三传递轴193与第一马达MG1的输出轴连结。

Hi/Lo切换机构170是用于使动力传递装置24的驱动力传递路径在车速高的高速模式(Hi模式)与车速低的低速模式(Lo模式)间进行切换的机构。该Hi/Lo切换机构170包括在Hi模式时连接的H离合器CH、在Lo模式时连接的L离合器CL。H离合器CH使第二H齿轮GH2、第三传递轴193连接或断开。另外，L离合器CL使第二L齿轮GL2、第三传递轴193连接或断开。

接下来，说明动力传递装置124的动作。图15表示相对于动力传递装置124中的速度比的各马达MG1、MG2的旋转速度比。在图15中，实线表示第一马达MG1的旋转速度比，虚线表示第二马达MG2的旋转速度比。在车速为0以上Rs_th1以下的Lo区域(Lo模式)，L离合器CL连接，H离合器CH断开。在该Lo区域，由于H离合器CH断开，因此第二H齿轮GH2与第三传递轴193断开。另外，由于L离合器CL连接，因此第二L齿轮GL2与第三传递轴193连接。

在该Lo区域，来自发动机21的驱动力经由第一传递轴167输入到太阳齿轮S1，该驱动力从行星架C1输出到第二传递轴191。另一方面，输入到太阳齿轮S1的驱动力从行星齿轮P1传递到环形齿轮R1，并经由环形外周齿轮Gr1和第二马达齿轮Gm2输出到第二马达MG2。第二马达MG2在该Hi区域，作为发电机发挥作用，将第二马达MG2所产生的电能的一部分存储在电容器64中。

并且，在Lo区域，第一马达MG1作为电动马达发挥作用。第一马达MG1的驱动力按照第三传递轴193→第二L齿轮GL2→第一L齿轮GL1的路径输出到第二传递轴191。这样，在第二传递轴191合成的驱动力经由第二传递轴齿轮192和输出齿轮71传递到输出轴63。

在车速超过Rs_th1的Hi区域(Hi模式)，H离合器CH连接，L离合器CL断开。在该Hi区域，由于H离合器CH连接，因此第二H齿轮GH2与第三传递轴193连接。另外，由于L离合器CL断开，因此第二L齿轮GL2与第三传递轴193断开。

在该Hi区域，来自发动机21的驱动力输入到太阳齿轮S1，该驱动力从行星架C1输出到第二传递轴191。并且，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和第三传递轴193输出到第一马达MG1。在该Hi区域，由于第一马达MG1作为发电机发挥作用，因此该第一马达MG1所产生的电能的一部分存储在电容器64中。

并且，第二马达MG2的驱动力以第二马达齿轮Gm2→环形外周齿轮Gr1→环形齿轮R1→行星架C1的路径输出到第二传递轴191。这样，在第二传递轴191合成的驱动力经由第二传递轴齿轮192和输出齿轮71传递到输出轴63。

其他实施方式的作业车辆的动力传递装置124的控制与上述实施方式的动力传递装置24的控制相同。

工业实用性

根据本发明，能够提供一种作业车辆和作业车辆的控制方法，在HMT或者EMT式的动力传递装置具有多个驱动力的传递路径的作业车辆中，能够抑制由于频繁切换传递路径而产生的猎振。

Claims (5)

1.一种作业车辆，其特征在于，具有：

发动机；

液压泵，其被所述发动机驱动；

工作装置，其被从所述液压泵排出的工作油驱动；

行驶装置，其被所述发动机驱动；

动力传递装置，其将来自所述发动机的驱动力传递到所述行驶装置；

控制部，其控制所述动力传递装置；

所述动力传递装置包括：

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到所述输出轴；

马达，其与所述行星齿轮机构的旋转元件连接；

第一离合器，用于将所述动力传递装置中的驱动力的传递路径切换为第一模式；

第二离合器，用于将所述动力传递装置中的驱动力的传递路径切换为第二模式；

在所述传递路径为所述第一模式时，所述第一离合器处于连接状态，所述第二离合器处于断开状态，

在所述传递路径为所述第二模式时，所述第二离合器处于连接状态，所述第一离合器处于断开状态，

在所述动力传递装置中，通过使所述马达的旋转速度发生变化，而使所述输出轴相对于所述输入轴的速度比发生变化，

在与所述速度比对应的速度比参数为规定的模式切换阈值时，所述第一模式下的相对于所述输入轴的所述马达的旋转速度比与所述第二模式下的相对于所述输入轴的所述马达的旋转速度比相等，

所述控制部包括：

离合器控制部，其基于所述速度比参数在所述模式切换阈值以上还是以下，将所述传递路径确定为所述第一模式和所述第二模式中的任一模式，并输出用于使与确定的模式对应的离合器连接的离合器指令信号；

发动机控制部，其在所述输入轴的旋转速度上加上补偿值，从而在切换为所述确定的模式后，在所述切换的模式下，所述速度比参数远离所述模式切换阈值，

在所述发动机控制部在所述输入轴的旋转速度上加上所述补偿值前后，维持所述发动机输出的马力。

2.如权利要求1所述的作业车辆，其特征在于，

在所述确定的模式下，在所述速度比参数处于所述模式切换阈值以下的范围时，所述发动机控制部将所述补偿值确定为正值，在所述确定的模式下，在所述速度比参数处于所述模式切换阈值以上的范围时，所述发动机控制部将所述补偿值确定为负值。

3.如权利要求2所述的作业车辆，其特征在于，

在改变所述输入轴的旋转速度时，所述发动机控制部使所述发动机的旋转速度增加且使所述发动机的输出扭矩减少，或者使所述发动机的旋转速度减少且使所述发动机的输出扭矩增加。

4.如权利要求1至3中任一项所述的作业车辆，其特征在于，

所述发动机控制部在所述速度比从所述模式切换阈值远离规定的大小以上的情况下，完成增加所述补偿值。

5.一种作业车辆的控制方法，该作业车辆的控制方法是具有动力传递装置的作业车辆的控制方法，

该作业车辆的控制方法的特征在于，

所述动力传递装置包括：

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到所述输出轴；

马达，其与所述行星齿轮机构的旋转元件连接；

第一离合器，用于将所述动力传递装置中的驱动力的传递路径切换为第一模式；

第二离合器，用于将所述动力传递装置中的驱动力的传递路径切换为第二模式；

在所述传递路径为所述第一模式时，所述第一离合器处于连接状态，所述第二离合器处于断开状态，

在所述传递路径为所述第二模式时，所述第二离合器处于连接状态，所述第一离合器处于断开状态，

在所述动力传递装置中，通过使所述马达的旋转速度发生变化，而使所述输出轴相对于所述输入轴的速度比发生变化，

在与所述速度比对应的速度比参数为规定的模式切换阈值时，所述第一模式下的相对于所述输入轴的所述马达的旋转速度比与所述第二模式下的相对于所述输入轴的所述马达的旋转速度比相等，

在所述控制方法中，

基于所述速度比参数在所述模式切换阈值以上还是以下，将所述传递路径确定为所述第一模式和所述第二模式中的任一模式，并输出用于使与确定的模式对应的离合器连接的离合器指令信号，

在切换为所述确定的模式后，一边维持所述发动机输出的马力，一边在所述输入轴的旋转速度上加上补偿值，以使得在所述切换的模式下，所述速度比参数远离所述模式切换阈值。