CN105612369B - 作业车辆以及作业车辆的控制方法 - Google Patents

Abstract

提供一种提高车速的极限速度的混合动力式作业车辆以及作业车辆的控制方法。作业车辆具有动力传递装置、控制部。动力传递装置包括模式切换机构。模式切换机构将动力传递装置中的驱动力的传递路径切换成至少两个模式下的一个模式。至少两个模式包括第一模式和在高于第一模式的速度比的范围使用的第二模式。在车速属于大于第一车速的范围时，控制部从对应于第一车速的发动机的第一转速增大发动机转速，所述第一车速是速度比达到规定的第一值时的车速，所述规定的第一值小于动力传递装置可取得的速度比的最大值。在传递路径是第二模式的情况下，第一值大于第二值，所述第二值是第一马达的转速和第二马达的转速相等时的速度比。

Description

作业车辆以及作业车辆的控制方法

技术领域

本发明涉及一种作业车辆，特别涉及混合动力式作业车辆及其控制方法。

背景技术

近年来，提出一种利用来自发动机的驱动力和来自马达的驱动力行驶的混合动力式作业车辆。作为混合动力式作业车辆的动力传递装置，例如在专利文献1中公开了HMT(液压-机械式变速装置)或者EMT(电-机械式变速装置)。

HMT具有行星齿轮机构、与行星齿轮机构的旋转部件连接的第一泵/马达和第二泵/马达。根据作业车辆的行驶状况，第一泵/马达和第二泵/马达起到液压马达以及液压泵中的任一种作用。HMT通过改变这些泵/马达的转速，能够无级地改变输出轴的转速。

EMT利用电动马达代替HMT中的液压马达。即，EMT具有第一发电机/马达和第二发电机/马达。根据作业车辆的行驶状况，第一发电机/马达和第二发电机/马达起到电动马达及发电机中的任一种作用。与HMT相同地，EMT通过改变这些发电机/马达的转速，能够无级地改变输出轴的转速。

上述的混合动力式动力传递装置与以往的具有扭矩转换器和多级式变速装置的动力传递装置(以下，称作“扭矩转换式变速装置”)相比，动力传递装置的内部损耗少。因此，混合动力式动力传递装置在将来自发动机的驱动力向行驶装置传递而得到牵引力的方面效率优秀，具有低油耗的优点。

专利文献1公开有为了实现无级变速，在动力传递装置中具有第一马达和第二马达这两个马达的例子。进而，专利文献1的发明具有根据车速选择性地切换动力传递机构的机构。将切换成高车速时选择的机构的状态称作Hi模式，将切换成低车速时选择的机构的状态称作Lo模式。图14表示专利文献1的发明中的车速和第一马达/第二马达的转速间的关系。图14将第一马达的转速表示为Lm1，将第二马达的转速表示为Lm2。在图14中，将作业车辆1前进的情况下的第一马达的旋转方向作为正向，在第一马达、第二马达朝正向旋转的情况下，以正转速比表示，在第一马达、第二马达朝逆向旋转的情况下，以负转速比表示。在该发明中，处于车速V1时切换动力传递装置的模式。在车速V1以上时，动力传递机构保持Hi模式不变。这里，当车速变成V2时，第一马达的转速变为0(例如参照专利文献1的图2(a))。

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

发明要解决的课题

在专利文献1的发明中，如果车速要大于V2，只能在保持第一马达的转速为0的状态下增大发动机的转速。其结果，第二马达的转速进一步减小。车速V5是达到第二马达的转速的极限值Nm_lim2时的车速。专利文献1的作业车辆的车速无法大于该速度V5。

本发明的目的在于，提供一种提高车速的极限速度的混合动力式作业车辆。

用于解决课题的技术方案

本发明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。液压泵由发动机驱动。工作装置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向行驶装置传递。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、第一马达、第二马达、模式切换机构。齿轮机构具有行星齿轮机构，将输入轴的旋转向输出轴传递。第一马达以及第二马达与行星齿轮机构的旋转部件连接。模式切换机构将动力传递装置中的驱动力的传递路径切换成至少两个模式中的一个模式。在动力传递装置中，通过马达的转速发生变化，输出轴的转速相对于输入轴的转速的速度比发生变化。至少两个模式包括第一模式和在高于第一模式的速度比的范围使用的第二模式。

第一车速是速度比达到规定的第一值时的车速，所述规定的第一值小于动力传递装置可取得的速度比的最大值，控制部在车速属于大于第一车速的范围时，从对应于第一车速的发动机的第一转速增大发动机的转速。在传递路径是第二模式的情况下，第一值大于第二值，所述第二值是第一马达的转速和第二马达的转速相等时的速度比。

优选地，在第二模式下所使用的速度比的范围是在至少两个模式下所使用的速度比的范围中速度比最高的范围。

优选地，当速度比是规定的模式切换阈值时，第一模式下的马达相对于输入轴的转速比和第二模式下的马达相对于输入轴的转速比相等。优选地，第二值大于模式切换阈值，且小于速度比的最大值。

优选地，在车速属于大于第一车速的范围时，控制部使发动机的转速从与第一车速对应的发动机的第一转速起相对于车速直线地(一次函数地)增大。

优选地，控制部还包括马达控制部，在发动机的转速上升时，所述马达控制部对第一马达和第二马达进行控制，以将速度比固定在第一值。具体地，马达控制部将第一马达和第二马达中的至少一方的转速控制成与发动机的转速成比例的值。

优选地，该作业车辆还具有由操作员操作的加速操作部件。优选地，控制部还包括马达控制部。优选地，在车速属于大于第一车速的范围时，加速操作部件的操作量越大，马达控制部使发动机输出的扭矩越大，加速操作部件的操作量越小，马达控制部使发动机输出的扭矩越小。

优选地，发动机的转速在速度比被固定在第一值的期间成为规定的第二转速以下的情况下，马达控制部解除速度比的固定。

优选地，该作业车辆还具有用于驾驶员操作工作装置的工作装置操作部件。优选地，当操作工作装置操作部件时，马达控制部解除速度比的固定。

本发明第二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。液压泵由发动机驱动。工作装置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向行驶装置传递。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、第一马达、第二马达、模式切换机构。齿轮机构包括行星齿轮机构，将输入轴的旋转向输出轴传递。第一马达以及第二马达与行星齿轮机构的旋转部件连接。模式切换机构将动力传递装置中的驱动力的传递路径切换成至少两个模式中的一个模式。在动力传递装置中，通过马达的转速发生变化，输出轴的转速相对于输入轴的转速的速度比发生变化。

控制部包括马达控制部。第二车速是速度比达到动力传递装置可取得的速度比的最大值时的车速，第三车速大于第二车速，是第二马达的转速达到规定的极限值时的车速，在车速属于大于第二车速且小于第三车速的范围时，马达控制部对第一马达和第二马达进行控制，以使速度比固定在最大值。在车速属于大于第三车速的范围时，马达控制部对第一马达和第二马达进行控制，以减小速度比。在车速属于大于第二车速且小于第三车速的范围时，控制部使发动机的转速从对应于第二车速的发动机的第二转速增大。在车速属于大于第三车速的范围时，控制部使发动机的转速从对应于第三车速的发动机的第三转速增大。

优选地，至少两个模式包括第一模式和第二模式，第二模式在高于第一模式的速度比的范围使用。优选地，在传递路径处于第二模式的情况下，速度比的最大值大于第二值，所述第二值是第一马达的转速和第二马达的转速相等时的速度比。

优选地，在车速属于大于第二车速且小于第三车速的范围时，控制部使发动机的转速从发动机的第二转速起相对于车速直线地(一次函数地)增大，在车速属于大于第三车速的范围时，控制部使发动机的转速增大。

在车速属于大于第二车速且小于第三车速的范围时的发动机的转速的增加量相对于车速的增加量的第一比，小于在车速属于大于第三车速的范围时的发动机的转速的增加量相对于车速的增加量的第二比。

优选地，第一马达以及第二马达是电动马达。

本发明第三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、第一马达、第二马达、模式切换机构。齿轮机构包括行星齿轮机构，将输入轴的旋转向输出轴传递。第一马达以及第二马达与行星齿轮机构的旋转部件连接。模式切换机构将动力传递装置中的驱动力的传递路径切换成至少两个模式中的一个模式。在动力传递装置，通过马达的转速发生变化，输出轴的转速相对于输入轴的转速的速度比发生变化。至少两个模式包括第一模式和第二模式，第二模式在高于第一模式的速度比的范围使用。

在本控制方法中，第一车速是速度比达到规定的第一值时的车速，所述规定的第一值小于动力传递装置可取得的速度比的最大值，本控制方法包括当车速比第一车速变大时，使发动机的转速从对应于第一车速的发动机的第一转速增大的步骤。在传递路径处于第二模式的情况下，第一值大于速度比的第二值，所述第二值是第一马达的转速和第二马达的转速相等时的速度比。

发明的效果

根据本发明的第一或第三方式，当速度比达到小于动力传递装置可取得的最大值的规定的第一值时，控制部使发动机的转速上升。其结果是，与在速度比变成最大值后提升发动机的转速的情况下第二马达的转速达到极限值的车速相比，第二马达的转速达到极限值的车速变大。另外，根据第二方式，第三车速是第二马达的转速达到规定的极限值的车速，在车速属于大于第三车速的范围时，马达控制部减小速度比，以使第二马达的转速不超过极限值。并且，在车速属于大于第三车速的范围时，控制部使发动机的转速从对应于第三车速的发动机的第三转速增大。因此，第一～第三方式中的任一种作业车辆都能够以比对应于马达的极限速度的车速高的速度行驶。

附图说明

图1是实施方式涉及的作业车辆的侧视图。

图2是表示作业车辆结构的示意图。

图3是表示动力传递装置结构的示意图。

图4是表示相对于动力传递装置的速度比的第一马达以及第二马达的转速比的变化的图。

图5是表示相对于车速的第一马达、第二马达以及发动机的转速的变化的图。

图6是表示第一行星齿轮机构和第二行星齿轮机构的各部件的转速与齿数的关系的共线图。

图7是在改变了固定速度比的阈值的情况下，用于说明动力传递装置的动作的不同的共线图。

图8是表示由控制部执行的处理的控制方框图。

图9是表示要求牵引力特性的一例的曲线图。

图10是表示发动机的指令节气门值的决定处理的控制方框图。

图11是表示实施方式涉及的控制部的具体内部结构的方框图。

图12是表示由第二发动机控制部执行的处理的控制方框图。

图13是表示第二实施方式中相对于车速的第一马达、第二马达以及发动机的转速和速度比的变化的图。

图14是表示以往技术中的第一马达以及第二马达的转速相对于车速的变化的图。

具体实施方式

<第一实施方式>

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涉及的作业车辆1的侧视图。如图1所示，作业车辆1具有车体框架2、工作装置3、行驶轮4、5、驾驶室6。作业车辆1是轮式装载机，通过行驶轮4、5被旋转驱动来行驶。作业车辆1能够使用工作装置3进行挖掘等作业。

车体框架2具有前框架16和后框架17。前框架16和后框架17以能够在左右方向上相互转动的方式安装。前框架16安装有工作装置3以及行驶轮4。工作装置3由来自后述的工作装置泵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安装于车体框架2。工作装置3包括提升油缸13和铲斗油缸14。提升油缸13和铲斗油缸14是液压缸。提升油缸13的一端安装于前框架16。提升油缸13的另一端安装于大臂11。提升油缸13利用来自工作装置泵23的工作油进行伸缩，由此大臂11上下摆动。铲斗12安装于大臂11的前端。铲斗油缸14的一端安装于车体框架2。铲斗油缸14的另一端经由曲拐15安装于铲斗12。铲斗油缸14利用来自工作装置泵23的工作油进行伸缩，由此铲斗12上下摆动。

后框架17安装有驾驶室6以及行驶轮5。驾驶室6被载置于车体框架2上。驾驶室6内配置有操作员就坐的坐席和后述的操作装置等。

作业车辆1具有转向油缸18。转向油缸18安装于前框架16和后框架17。转向油缸18是液压缸。转向油缸18利用来自后述的转向泵30的工作油进行伸缩，由此作业车辆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例如是柴油机。通过调整向发动机21的缸内喷射的燃料量来控制发动机21的输出。燃料量的调整通过控制部27控制安装于发动机21的燃料喷射装置28来进行。作业车辆1具有发动机转速检测部31。发动机转速检测部31检测发动机转速，向控制部27发送表示发动机转速的检测信号。

作业车辆1具有工作装置泵23、转向泵30、变速箱泵29。工作装置泵23、转向泵30、变速箱泵29是液压泵。PTO 22向这些液压泵23、29、30传递来自发动机21的部分驱动力。即，PTO 22向这些液压泵23、29、30以及动力传递装置24分配来自发动机21的驱动力。

工作装置泵23由来自发动机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向前述的提升油缸13和铲斗油缸14供给。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，称作“工作装置泵压”)，向控制部27发送表示工作装置泵压的检测信号。

工作装置泵23是可变容量式液压泵。通过改变工作装置泵23的斜盘或者斜轴的倾转角，改变工作装置泵23的排出容量。另外，排出容量表示液压泵每转一周排出的工作油的量。工作装置泵23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，改变工作装置泵23的倾转角。由此，工作装置泵23的排出容量由控制部27控制。例如，第一容量控制装置42调整工作装置泵23的倾转角，以使工作装置控制阀41前后的差压一定。此外，第一容量控制装置42能够根据来自控制部27的指令信号任意地改变工作装置泵23的倾转角。具体地，第一容量控制装置42包括未图示的第一阀门和第二阀门。当改变由上述工作装置控制阀41向工作装置3供给的工作油时，与工作装置控制阀41的开度的改变对应地在工作装置泵23的排出压与通过了工作装置控制阀41后的压力之间产生差压。第一阀门由控制部27控制，由此来调整工作装置泵23的倾转角，从而即使工作装置3的负荷发生改变，工作装置控制阀41前后的差压也保持一定。此外，第二阀门由控制部27控制，由此能够进一步改变工作装置泵23的倾转角。作业车辆1具有第一倾转角检测部33。第一倾转角检测部33检测工作装置泵23的倾转角，向控制部27发送表示倾转角的检测信号。

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向前述的转向油缸18供给。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30的工作油的排出压(以下，称作“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30是可变容量式液压泵。通过改变转向泵30的斜盘或者斜轴的倾转角，改变转向泵30的排出容量。转向泵30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，以改变转向泵30的倾转角。由此，转向泵30的排出容量由控制部27控制。作业车辆1具有第二倾转角检测部34。第二倾转角检测部34检测转向泵30的倾转角，向控制部27发送表示倾转角的检测信号。

变速箱泵29由来自发动机21的驱动力驱动。变速箱泵29是固定容量式液压泵。从变速箱泵29排出的工作油经由后述的离合器控制阀VF、VR、VL、VH向动力传递装置24的离合器CF、CR、CL、CH供给。作业车辆1也可具有变速箱泵压检测部36。变速箱泵压检测部36检测来自变速箱泵29的工作油的排出压(以下，称作“变速箱泵压”)，向控制部27发送表示变速箱泵压的检测信号。

PTO 22将来自发动机21的驱动力的一部分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将来自发动机21的驱动力变速输出。后面将详细说明动力传递装置24的结构。

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的驱动力传递至行驶轮4、5。由此，行驶轮4、5转动。作业车辆1具有输出转速检测部37和输入转速检测部38。输出转速检测部37检测动力传递装置24的输出轴63的转速(以下，称作“输出转速”)。由于输出转速对应于车速，输出转速检测部37通过检测输出转速来检测车速。

另外，在本实施方式中，当表述为“车速”时，除了在实施方式中特别地定义了正负的情况外，被定义成不取决于移动方向的表示速度大小的量。即，“车速”作为0以上的值来表示。并且，“车速增大”意味着车速从0离开，“车速减小”意味着车速靠近0。在有必要另行例示作业车辆1的行进方向的情况下，定义为“前进方向”、“后退方向”。另外，除了在实施方式中特别地定义了正负的情况外，“转速”也被定义成不取决于旋转方向的表示速度大小的量。即，“转速”也以0以上的值表示。并且，“转速增大”意味着转速从0离开，“转速减小”意味着转速靠近0。在有必要另行例示旋转方向的情况下，定义为“正向”、“逆向”。

输入转速检测部38检测动力传递装置24的输入轴61的转速(以下，称作“输入转速”)。输出转速检测部37将表示输出转速的检测信号向控制部27发送。输入转速检测部38将表示输入转速的检测信号向控制部27发送。

另外，也可代替输出转速检测部37、输入转速检测部38，另行设置转速检测部来检测动力传递装置24内部的旋转部件的转速并向控制部27发送，控制部27根据该旋转部件的转速计算出输入转速、输出转速。

操作装置26由驾驶员操作。操作装置26具有加速操作装置51、工作装置操作装置52、变速操作装置53、前后进切换操作装置54、转向操作装置57、制动操作装置59。

加速操作装置51具有加速操作部件51a和加速操作检测部51b。加速操作部件51a由操作员操作，用于设定发动机21的目标转速。加速操作检测部51b检测加速操作部件51a的操作量(以下，称作“加速操作量”)。加速操作量表示加速操作部件51a的踏入量。

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。工作装置操作部件52a用于驾驶员操作工作装置3，具体地，用于使大臂11和铲斗12进行动作。操作大臂11的操作部件的前后操作与大臂11的升降对应。操作铲斗12的操作部件的前后操作与铲斗12的挖掘、倾倒对应。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通过转换成与工作装置操作部件52a的倾转角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。通过操作变速操作部件53a，操作员能够选择动力传递装置24的变速档(gear stage)。变速操作检测部53b检测变速操作部件53a所指定的变速档。

前后进切换操作装置54具有前后进切换操作部件54a和前后进切换操作检测部54b。通过操作前后进切换操作部件54a，驾驶员能够切换作业车辆1的前进和后退。前后进切换操作检测部54b检测前后进切换操作部件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基于转向操作部件57a的操作向转向控制阀43供给引导液压，由此来驱动转向控制阀43。通过操作转向操作部件57a，驾驶员能够左右改变作业车辆1的行进方向。另外，转向操作装置57也可将转向操作部件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。驾驶员通过操作制动操作部件59a，使未图示的制动装置进行动作，以使作业车辆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，称作“制动操作量”)。制动操作量表示制动操作部件59a的踏入量。制动操作检测部59b向控制部27输出表示制动操作部件59a的操作量的检测信号。

控制部27包括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27具有发动机控制部50、用于控制动力传递装置24的马达控制部55以及离合器控制部58、以及存储部56。对于动力传递装置24的控制，后面将进行详细说明。存储部56存储有用于控制作业车辆1的各种程序及数据。

具体地，存储部56存储有工作装置控制阀指令值信息，该工作装置控制阀指令值信息规定了工作装置操作量和向工作装置控制阀41发送的指令电流值之间的关系。例如，工作装置控制阀指令信息是规定了工作装置操作量和向工作装置控制阀41发送的指令电流值的关系的映射。工作装置控制阀指令值信息也可以是表格或算式等与映射不同的形式。工作装置控制阀41的开口面积根据指令电流值决定。工作装置控制阀指令值信息以使工作装置控制阀41的开口面积随着工作装置操作量的增大而增大的方式规定指令电流值。控制部27参照工作装置控制阀指令值信息，根据工作装置操作量来决定向工作装置控制阀41发送的指令电流值。

控制部27决定与加速操作量对应的发动机21的目标转速。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根据发动机21的目标转速和当前的发动机转速来决定燃料喷射量，向燃料喷射装置28发送指令信号。在该情况下，得到与加速操作量对应的发动机21的转速。发动机控制部50决定与加速操作量对应的相对于发动机21的最大输出扭矩的扭矩输出率。发动机控制部50也可根据发动机21的扭矩输出率决定燃料喷射量，向燃料喷射装置28发送指令信号。在该情况下，得到与加速操作量对应的发动机21的扭矩输出。控制部27基于来自工作装置操作检测部52b的检测信号控制工作装置控制阀41，由此来控制向液压缸13、14供给的液压。由此，液压缸13、14伸缩，工作装置3进行动作。

接下来，详细说明动力传递装置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与前述的PTO 22连接。来自发动机21的旋转经由PTO 22向输入轴61输入。齿轮机构62将输入轴61的旋转向输出轴63传递。输出轴63与前述行驶装置25连接，将来自齿轮机构62的旋转传递至所述行驶装置25。

齿轮机构62是传递来自发动机21的驱动力的机构。当马达MG1、MG2的转速通过齿轮机构62发生变化时，输出轴63的转速相对于输入轴61的转速的速度比发生变化。齿轮机构62具有前后进切换机构65和变速机构66。

前后进切换机构65包括前进用离合器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)、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，各个离合器CF、CR供给有来自变速箱泵29的工作油。F离合器控制阀VF控制向F离合器CF供给的工作油。R离合器控制阀VR控制向R离合器CR供给的工作油。来自离合器控制部58的指令信号控制各个离合器控制阀VF、VR。通过切换F离合器CF的接合/分离和R离合器CR的接合/分离，能够切换从前后进切换机构65输出的旋转方向。

变速机构66包括传动轴67、第一行星齿轮机构68、第二行星齿轮机构69、模式切换机构70、输出齿轮71。传动轴67与前后进切换机构65连接。

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的第一齿轮架C1、第一环形齿轮R1。第一太阳齿轮S1与传动轴67连接。多个第一行星齿轮P1与第一太阳齿轮S1啮合，被第一齿轮架C1可旋转地支承。第一齿轮架C1的外周部设置有第一齿轮架齿轮Gc1。第一环形齿轮R1与多个第一行星齿轮P1啮合，并且能够旋转。此外，第一环形齿轮R1的外周设置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的第二齿轮架C2、第二环形齿轮R2。第二太阳齿轮S2与第一齿轮架C1连接。多个第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2啮合，被第二齿轮架C2可旋转地支承。第二环形齿轮R2与多个第二行星齿轮P2啮合，并且能够旋转。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向输出轴63输出。

模式切换机构70是用于将动力传递装置24中的驱动力传递路径切换成至少两个模式中的一个模式的机构。至少两个模式包括第一模式和第二模式。在本实施方式中，第一模式是高车速的高速模式(Hi模式)，第二模式是低车速的低速模式(Lo模式)。Hi模式使用于比Lo模式速度比高的范围(参照图4)。模式切换机构70具有在Hi模式时接合的H离合器CH和在Lo模式时接合的L离合器CL。H离合器CH可将第一环形齿轮R1与第二齿轮架C2接合或分离。另外，L离合器CL可将第二齿轮架C2与固定端72接合或分离，从而禁止或允许第二齿轮架C2的旋转。

另外，各离合器CH、CL是液压式离合器，各离合器CH、CL分别供给有来自变速箱泵29的工作油。送往H离合器CH的工作油由H离合器控制阀VH控制。送往L离合器CL的工作油由L离合器控制阀VL控制。各离合器控制阀VH、VL由来自离合器控制部58的指令信号控制。即，离合器控制部58通过向H离合器控制阀VH和L离合器控制阀VL发送离合器指令信号，进行H离合器CH和L离合器CL的切换。

第一马达MG1及第二马达MG2起到利用电能产生驱动力的驱动马达的作用。此外，第一马达MG1及第二马达MG2还起到利用被输入的驱动力产生电能的发电机的作用。在从马达控制部55收到使与旋转方向相反的扭矩作用于第一马达MG1的指令信号的情况下，第一马达MG1起到发电机的作用。第一马达MG1的输出轴固定有第一马达齿轮Gm1，第一马达齿轮Gm1与第一齿轮架齿轮Gc1啮合。即，第一马达MG1与第一行星齿轮机构68的旋转部件连接。

第一马达MG1连接有第一逆变器I1，该第一逆变器I1从马达控制部55收到用于控制第一马达MG1的马达扭矩的马达指令信号。第一马达MG1的转速由第一马达转速检测部75检测。第一马达转速检测部75将表示第一马达MG1的转速的检测信号经由第一逆变器I1向控制部27发送。

第二马达MG2具有与第一马达MG1相同的结构。在第二马达MG2的输出轴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的旋转部件连接。另外，第二马达MG2连接有第二逆变器I2，该第二逆变器I2从马达控制部55接收用于控制第二马达MG2的马达扭矩的马达指令信号。第二马达MG2的转速由第二马达转速检测部76检测。第二马达转速检测部76将表示第二马达MG2的转速的检测信号经由第二逆变器I2向控制部27发送。

电容器64起到能量存储部的作用，存储由马达MG1、MG2产生的电能。即，当各马达MG1、MG2起到发电机的作用时，电容器64存储由各马达MG1、MG2产生的电力。另外，也可以使用电池作为其它的蓄电构件来代替电容器。另外，在马达MG1、MG2当中的一方发电而另一方供电，从而使马达MG1、MG2能够各自驱动的情况下，也可省略电容器64。

马达控制部55接收来自各种检测部的检测信号，将表示向马达MG1、MG2发送的指令扭矩的指令信号向各逆变器I1、I2发送。另外，马达控制部55也可输出马达MG1、MG2的转速指令。在该情况下，逆变器I1、I2计算与转速指令对应的指令扭矩，控制马达MG1、MG2。另外，离合器控制部58将用于控制各离合器CF、CR、CH、CL的离合器液压的指令信号向各离合器控制阀VF、VR、VH、VL发送。由此，控制动力传递装置24的变速比及输出扭矩。以下，对动力传递装置24的动作进行说明。

在此，利用图4说明在将发动机21的转速保持一定至中途并使车速由0向前进侧加速的情况下的动力传递装置24的概要动作。图4表示相对于动力传递装置24的速度比的各马达MG1、MG2的转速比。速度比是输出轴63的转速相对于输入轴61的转速的比。第一马达MG1的转速比是第一马达MG1的输出轴的转速相对于输入轴61的转速的比。第二马达MG2的转速比是第二马达MG2的输出轴的转速相对于输入轴61的转速的比。在图4中，将作业车辆1前进的情况下的第一马达MG1的旋转方向作为正向，在各马达MG1、MG2朝正向旋转的情况下以正的转速比表示，在各马达MG1、MG2朝逆向旋转的情况下以负的转速比表示。在发动机21的转速一定的情况下，车速根据动力传递装置24的速度比而改变。因此，在图4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4表示各马达MG1、MG2的转速和车速的关系。在图4中，实线Lm1表示第一马达MG1的转速，虚线Lm2表示第二马达MG2的转速。

在速度比为0以上且第一阈值Rs_th1以下的Lo区域(Lo模式)中，L离合器CL接合，H离合器CH分离。第一阈值Rs_th1是用于判定模式的切换的模式切换阈值。该Lo区域中，由于H离合器CH分离，所以第二齿轮架C2与第一环形齿轮R1分离。另外，由于L离合器CL接合，所以第二齿轮架C2被固定。

在该Lo区域中，来自发动机21的驱动力经由传动轴67向第一太阳齿轮S1输入，该驱动力从第一齿轮架C1向第二太阳齿轮S2输出。另一方面，被输入到第一太阳齿轮S1的驱动力从第一行星齿轮P1传递至第一环形齿轮R1，经由第一环形外周齿轮Gr1及第二马达齿轮Gm2向第二马达MG2输出。在作业车辆1动力行驶时，第二马达MG2在该Lo区域起到发电机的作用，由第二马达MG2产生的部分电力也可向第一马达MG1供给。或者，由第二马达MG2产生的部分电力可存储于电容器64。

另外，在作业车辆1动力行驶时，在Lo区域中，第一马达MG1起到电动马达的作用，利用从第二马达MG2或电容器64供给的电力驱动第一马达MG1。第一马达MG1的驱动力以第一马达齿轮Gm1→第一齿轮架齿轮Gc1→第一齿轮架C1的路径向第二太阳齿轮S2输出。以上述方式向第二太阳齿轮S2输出的驱动力以第二行星齿轮P2→第二环形齿轮R2→第二环形外周齿轮Gr2→输出齿轮71的路径传递至输出轴63。

并且，当处于第一阈值Rs_th1时，第二马达MG2的转速为“0”。即，第二马达MG2维持不旋转的状态。

在速度比在第一阈值Rs_th1以上的Hi区域(Hi模式)中，H离合器CH接合，L离合器CL分离。在该Hi区域中，由于H离合器CH接合，所以第二齿轮架C2与第一环形齿轮R1接合。另外，由于L离合器CL分离，所以第二齿轮架C2被解放。因此，第一环形齿轮R1与第二齿轮架C2的转速一致。

在该Hi区域中，来自发动机21的驱动力被输入至第一太阳齿轮S1，并且，该驱动力从第一齿轮架C1向第二太阳齿轮S2输出。另外，被输入至第一太阳齿轮S1的驱动力从第一齿轮架C1经由第一齿轮架齿轮Gc1及第一马达齿轮Gm1向第一马达MG1输出。在作业车辆1动力行驶时，在该Hi区域中，由于第一马达MG1起到发电机的作用，所以由该第一马达MG1产生的部分电力也可向第二马达MG2供给。或者，由该第一马达MG1产生的部分电力可存储于电容器64。

另外，在作业车辆1动力行驶时，第二马达MG2根据需要起到电动马达的作用，利用从第一马达MG1或电容器64供给的电力驱动第二马达MG2。第二马达MG2的驱动力以第二马达齿轮Gm2→第一环形外周齿轮Gr1→第一环形齿轮R1→H离合器CH的路径向第二齿轮架C2输出。以上述方式向第二太阳齿轮S2输出的驱动力经由第二行星齿轮P2向第二环形齿轮R2输出，并且，向第二齿轮架C2输出的驱动力经由第二行星齿轮P2输出至第二环形齿轮R2。如此，在第二环形齿轮R2汇合的驱动力经由第二环形外周齿轮Gr2及输出齿轮71传递至输出轴63。

在本实施方式中，不让速度比变得比规定的第三阈值Rs_th3大。第三阈值Rs_th3大于速度比Rs4，所述速度比Rs4是Hi模式下第一马达MG1的转速比和第二马达MG2的转速比相等时的速度比。速度比Rs4大于第一阈值Rs_th1，且小于第二阈值Rs_th2。在此，第二阈值Rs_th2在专利文献1的发明中表示第一马达MG1的转速成为“0”时的速度比(在图14中，相当于车速V2时的速度比)。第三阈值Rs_th3在速度比Rs4以上，且小于第二阈值Rs_th2。另外，如果将速度比从第二阈值Rs_th2提升，就会在动力传递装置24的内部产生动力循环。在动力循环区域中，内部损耗增加，动力传递效率恶化。因此，最好是避开产生动力循环的动力传递区域的速度比而进行动作。因此，将第二阈值Rs_th2设定成动力传递装置24能够取得的速度比的最大值。在此，将速度比从0达到第三阈值Rs_th3为止的动力传递装置24的模式称作通常行驶模式。

在速度比达到第三阈值Rs_th3后再提高作业车辆1的车速的情况下，将速度比固定在第三阈值Rs_th3，并提高发动机21的转速。该情况下的动力传递装置24的模式称作高速行驶模式。在高速行驶模式中，发动机21的转速增加，并且第一马达MG1以及第二马达MG2的转速增加。图5(a)表示相对于作业车辆1的车速的第一马达MG1以及第二马达MG2的转速的变化。图5(b)表示相对于作业车辆1的车速的发动机21的转速的变化。在图5(a)，以Lm1(实线)表示第一马达MG1的转速，以Lm2(虚线)表示第二马达MG2的转速。在图5(a)中，将在作业车辆1前进的情况下的第一马达MG1的旋转方向作为正向，在各马达MG1、MG2朝正向旋转的情况下，以正的转速表示，在各马达MG1、MG2朝逆向旋转的情况下，以负的转速表示。从图5(b)可知，对于从0到V3的车速，发动机21的转速一定(Ne3)，对于从V3到V6的车速，发动机21的转速与车速对应地从Ne3增至Ne6。

车速为V1时的速度比是第一阈值Rs_th1。车速为V3时的速度比是第三阈值Rs_th3。车速为V4时的速度比是Rs4。另外，在车速为V4时，第一马达MG1的转速Nm14和第二马达MG2的转速Nm24变得相等。车速V6是将速度比增大至第三阈值Rs_th3并固定在第三阈值Rs_th3，增大发动机21的转速的情况下的车速的极限值。在车速为V6时，第二马达MG2的转速达到第二马达MG2的转速的极限值Nm_lim2。极限值Nm_lim2是第二马达MG2可使用的转速的最大值。

图5(a)(b)为了与图14的例子进行比较，在车速V3以上时，以单点划线表示用图14的方法控制动力传递装置24的情况下的车速和第一马达MG1、第二马达MG2、以及发动机21的转速的变化。车速V2是将发动机21的转速固定在Ne3并将速度比增大至第二阈值Rs_th2的情况下的车速。车速V5是将速度比增大至第二阈值Rs_th2并固定在第二阈值Rs_th2，增大发动机21的转速的情况下的车速的极限值。另外，图4也同样地以单点划线表示用图14的方法控制动力传递装置24的情况下的速度比和第一马达MG1以及第二马达MG2的转速比的变化。

另外，在作业车辆1制动时，第一马达MG1和第二马达MG2的作用变得相反。以上是前进时的说明，在后退时也进行同样的动作。另外，第一阈值Rs_th1、第二阈值Rs_th2、第三阈值Rs_th3存储于存储部56。

接下来，利用共线图说明动力传递装置24的概要动作。将第一行星齿轮机构68的第一太阳齿轮S1的转速设为Ns1、齿数设为Zs1。将第一齿轮架C1的转速设为Nc1。将第一环形齿轮R1的转速设为Nr1、齿数设为Zr1。并且，将第二行星齿轮机构69的第二太阳齿轮S2的转速设为Ns2、齿数设为Zs2。将第二齿轮架C2的转速设为Nc2。将第二环形齿轮R2的转速设为Nr2、齿数设为Zr2。在该情况下，如果将第一行星齿轮机构68和第二行星齿轮机构69的各部件的转速和齿数的关系以共线图表示，则如图6所示。

在共线图中，用直线表示行星齿轮机构的各部件的转速关系。因此，如图6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。另外，在图6中，实线Lp1表示第一行星齿轮机构68的各部件的转速关系。虚线Lp2表示第二行星齿轮机构69的各部件的转速关系。

图6(a)表示Lo模式下的各部件的转速。如上所述，当为了说明上的方便，将发动机21的转速设为不变时，Ns1不变。在此，将发动机的旋转方向作为正向。在后述的模式切换点上，由于第二马达MG2的转速为0，所以模式切换点上的转速为0。模式切换点的单点划线以下的区域意味着第二马达MG2或者输出轴63逆向旋转。在Lo模式下，通过增大第一马达MG1的转速，Nc1增大。当Nc1增大时，Nr1减小。由此，第二马达MG2的转速减小。另外，在动力传递装置24中，第一齿轮架C1与第二太阳齿轮S2连接。因此，Nc1和Ns2一致。因此，伴随着Nc1的增大，Ns2也增大。在Lp模式下，第二齿轮架C2固定于固定端72。因此，Nc2保持为0。因此，通过Ns2增大，Nr2朝逆向增大。由此，动力传递装置24的速度比增大。如此，在Lo模式下，动力传递装置24的速度比伴随着第一马达MG1的转速的增大而增大。

如图6(b)所示，当动力传递装置24的速度比达到前述的第一阈值Rs_th1时，Nr1变为0。因此，第二马达MG2的转速变为0。此时，进行从Lo模式向Hi模式的切换。即，L离合器CL从接合状态切换到分离状态。由此，第二齿轮架C2从固定端72分开，变得能够旋转。并且，H离合器CH从分离状态切换到接合状态。由此，第一环形齿轮R1和第二齿轮架C2连接。

图6(c)表示Hi模式下的各部件的转速。在Hi模式下，第一环形齿轮R1和第二齿轮架C2连接，所以Nr1与Nc2一致。并且，如上所述，因为第一齿轮架C1与第二太阳齿轮S2连接，所以Nc1与Ns2一致。因此，通过第二马达MG2的转速朝逆向增大，Nr1以及Nc2朝逆向增大。并且，通过Nc2朝逆向增大，Nr2朝逆向增大。由此，动力传递装置24的速度比增大。如此，动力传递装置24的速度比伴随着第二马达MG2的转速的逆向增大而增大。并且，通过Nr1和Nc2朝逆向增大，Ns2以及Nc1减小。由此，第一马达MG1的转速减小。并且，如果使动力传递装置24的速度比改变至前述的第二阈值Rs_th2，Ns2以及Nc1将变为0。由此，第一马达MG1的转速变为0。另外，前述的是从Lo模式向Hi模式切换时的动作，从Hi模式向Lo模式切换时的动作是与前述的动作相反的顺序。

当以上述方式将发动机21的转速保持不变，即，将输入轴61的转速保持不变时，在Lo模式下，第一马达MG1的转速与速度比的增大对应地增大。另外，在Hi模式下，第一马达MG1的转速与速度比的增大对应地减小。因此，如图4所示，速度比在Lo模式下相对于第一马达MG1的转速比以变化率R1_Lo改变。但是，在Hi模式下，速度比相对于第一马达MG1的转速比以与Lo模式下的变化率R1_Lo不同的变化率R1_Hi改变。具体地，Hi模式下的变化率R1_Hi和Lo模式下的变化率R1_Lo正负不同。此外，当速度比是第一阈值Rs_th1时，Lo模式下的第一马达MG1的转速比和Hi模式下的第一马达MG1的转速比变得相等。

另外，当将发动机21的转速保持不变，即，将输入轴61的转速保持不变时，在Lo模式下，第二马达MG2的逆向的转速与速度比的增大对应地减小。在Hi模式下，第二马达MG2的逆向的转速与速度比的增大对应地增大。因此，如图4所示，速度比在Lo模式下相对于第二马达MG2的转速比以变化率R2_Lo改变。但是，在Hi模式下，速度比相对于第二马达MG2的转速比以与Lo模式下的变化率R2_Lo不同的变化率R2_Hi改变。具体地，Hi模式下的变化率R2_Hi和Lo模式下的变化率R2_Lo正负不同。此外，当速度比是第一阈值Rs_th1时，Lo模式下的第二马达MG2的转速比和Hi模式下的第二马达MG2的转速比变得相等。

接下来，利用共线图说明将速度比固定在第三阈值Rs_th3并增大发动机转速时和将速度比固定在第二阈值Rs_th2并增大发动机转速时的动力传递装置24的动作的区别。图7(a)是将速度比固定在第三阈值Rs_th3并增大发动机转速时的共线图。图7(b)是将速度比固定在第二阈值Rs_th2并增大发动机转速时的共线图。因为图7(a)、(b)都是Hi模式，所以图6的实线Lp1和虚线Lp2在一条直线上排列，因此以一条直线表示。图7(a)的虚线表示从通常行驶模式向高速行驶模式切换时的各旋转轴的转速。图7(a)的实线表示第二马达MG2的转速达到极限值Nm_lim2时的各旋转轴的转速。图7(b)的虚线表示将速度比增大至第二阈值Rs_th2并使发动机转速变得与图7(a)的虚线的值相同时的各旋转轴的转速。图7(b)的实线表示将速度比固定在第二阈值Rs_th2且第二马达MG2的转速达到极限值Nm_lim2时的各旋转轴的转速。

参照图7(b)可知，当使速度比增大至第二阈值Rs_th2时，根据图6(a)所示的各轴间的齿轮比的关系，只能将输出轴的转速改变至Nr2b＝Nr1_lim×(1+Zs2/Zr2)。另外，Nr1_lim是第二马达MG2的转速达到极限值Nm_lim2时的第一环形齿轮R1的转速。Nr1_lim与第二马达MG2的转速达到极限值Nm_lim2时的第二齿轮架的转速Nc2_lim相等。图5的车速V5与输出轴的转速Nr2b对应。另外，如图5的单点划线所示，第二马达MG2的转速从车速V2到V5为止相对于车速以直线变化，这是因为Nc1＝Ns2＝0且Ns2、Nc2(Nc2_lim)、Nr2(Nr2b)在一条直线上排列。

另一方面，在图7(a)的例子中，由于将速度比固定在第三阈值Rs_th3，所以Ns1和Nr2的比不变。因此，不管输入轴的转速Ns1如何变化，Ns1、Ns2、Nc2、Nr2通过的直线都通过图7(a)的点P。根据该条件和图6(a)所示的各轴间的齿轮比的关系，输出轴的转速变化至Nr2a＝Nr1_lim×(1+Zs2/Zr2×(Nc1a+Nc2_lim)/Nc2_lim)。另外，由于Nr2b＝Nr1_lim×(1+Zs2/Zr2)，所以Nr2a＞Nr2b。图5的车速V6与输出轴的转速Nr2a对应，图5的车速V5与输出轴的转速Nr2b对应。即，将速度比固定在小于第二阈值Rs_th2的第三阈值Rs_th3并增大发动机21的转速，由此，能够将车速的极限值从V5增大至V6。另外，在图5中，从车速V3到V6为止第二马达MG2的转速相对于车速直线地变化，这是因为点P、Nc2(Nc2_lim)、Nr2(Nr2a)在一条直线上排列。

接下来，说明控制部27对动力传递装置24进行的控制。控制部27通过控制第一马达MG1及第二马达MG2的马达扭矩来控制动力传递装置24的输出扭矩。即，控制部27通过控制第一马达MG1及第二马达MG2的马达扭矩来控制作业车辆1的牵引力或者制动力。

以下，对向第一马达MG1及第二马达MG2发送的马达扭矩的指令值(以下，称作“指令扭矩”)的决定方法进行说明。在以下的说明中，首选说明通常行驶模式下的指令扭矩的决定方法，对于高速模式下的指令扭矩的决定方法，以高速模式与通常行驶模式之间的区别为中心，在后面进行说明。

图8是表示由控制部27执行的处理的控制方框图。如图8所示，控制部27具有变速箱要求决定部84、能量管理要求决定部85、工作装置要求决定部86。

变速箱要求决定部84基于加速操作量Aac和输出转速Nout决定要求牵引力Tout。具体地，变速箱要求决定部84基于存储在存储部56的要求牵引力特性信息D1，根据输出转速Nout决定要求牵引力Tout。要求牵引力特性信息D1是表示规定输出转速Nout和要求牵引力Tout之间的关系的要求牵引力特性的数据。另外，要求牵引力特性与加速操作量Aac对应地改变。要求牵引力特性对应于规定的车速-牵引力特性。变速箱要求决定部84利用与加速操作量对应的要求牵引力特性，根据输出转速Nout决定要求牵引力Tout，由输出转速Nout和要求牵引力Tout的乘积来决定变速箱要求功率Htm。

具体地，如图9所示，存储部56存储表示作为基准的要求牵引力特性的数据Lout1(以下，称作“基准牵引力特性Lout1”)。基准牵引力特性Lout1是加速操作量Aac为最大值即100％时的要求牵引力特性。基准牵引力特性Lout1根据由变速操作部件53a选择的变速档决定。变速箱要求决定部84通过将牵引力比率FWR和车速比率VR与基准牵引力特性Lout1相乘，决定当前的要求牵引力特性Lout2。

存储部56存储有牵引力比率信息D2和车速比率信息D3。牵引力比率信息D2规定了对应于加速操作量Aac的牵引力比率FWR。车速比率信息D3规定了对应于加速操作量Aac的车速比率VR。变速箱要求决定部84根据加速操作量Aac决定牵引力比率FWR与车速比率VR。对于基准牵引力特性Lout1，变速箱要求决定部84在表示要求牵引力的纵轴方向上乘以牵引力比率FWR，在表示输出转速Nout的横轴方向上乘以车速比率VR，由此来决定对应于加速操作量Aac的当前的要求牵引力特性信息Lout2。

牵引力比率信息D2规定牵引力比率FWR随着加速操作量Aac增大而增大。车速比率信息D3规定车速比率VR随着加速操作量Aac增大而增大。但是，加速操作量Aac为0时的牵引力比率FWR大于0。同样地，加速操作量Aac为0时的车速比率VR大于0。因此，即使在不进行加速操作部件51a的操作时，要求牵引力Tout也是大于0的值。即，即使在不进行加速操作部件51a的操作时，从动力传递装置24依然输出牵引力。由此，在EMT式动力传递装置24上也能够实现与扭矩转换器式变速装置中出现的缓行相同的动作。

另外，要求牵引力特性信息D1规定要求牵引力Tout与输出转速Nout的减小对应地增大。此外，如果操作上述变速操作部件53a，变速箱要求决定部84根据由变速操作部件53a选择的变速档改变要求牵引力特性。例如，如果通过变速操作部件53a进行降档，则如图9所示，要求牵引力特性信息由Lout2变为Lout2’。由此，输出转速Nout的上限值减小。即，车速的上限值减小。

此外，要求牵引力特性信息D1对于规定速度以上的输出转速Nout规定了负值的要求牵引力Tout。因此，当输出转速Nout大于所选择的速度范围中的输出转速的上限值时，要求牵引力Tout被定为负值。当要求牵引力Tout为负值时，产生制动力。由此，在EMT式动力传递装置24中也能够实现与扭矩转换器式变速装置中出现的发动机制动相同的动作。

如图8所示的能量管理要求决定部85基于电容器64中的电力余量决定能量管理要求功率Hem。能量管理要求功率Hem是动力传递装置24为了给电容器64充电而所需的功率。例如，能量管理要求决定部85根据电容器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就使能量管理要求功率Hem越大。

工作装置要求决定部86基于工作装置泵压Pwp和工作装置操作部件52a的操作量Awo(以下，称作“工作装置操作量Awo”)决定工作装置要求功率Hpto。在本实施方式中，工作装置要求功率Hpto是分配给工作装置泵23的功率。但是，工作装置要求功率Hpto也可包括分配给转向泵30以及/或者变速箱泵29的功率。

具体地，工作装置要求决定部86基于要求流量信息D4根据工作装置操作量Awo决定工作装置泵23的要求流量Qdm。要求流量信息D4存储在存储部56，规定要求流量Qdm和工作装置操作量Awo的关系。要求流量信息D4以要求流量Qdm随着工作装置操作量Awo的增大而增大的方式规定要求流量Qdm和工作装置操作量Awo的关系。工作装置要求决定部86根据要求流量Qdm和工作装置泵压Pwp决定工作装置要求功率Hpto。

进而，工作装置要求决定部86基于要求流量Qdm和液压泵的排出容量决定工作装置要求发动机转速Nedm。具体而言，工作装置要求决定部86通过将要求流量Qdm除以液压泵的最大排出容量来决定工作装置要求发动机转速Nedm。

控制部27具有目标输出轴扭矩决定部82、目标输入轴扭矩决定部81、指令扭矩决定部83。目标输出轴扭矩决定部82、目标输入轴扭矩决定部81、指令扭矩决定部83被包含在马达控制部55。另外，只在通常行驶模式下将目标输出轴扭矩决定部82、目标输入轴扭矩决定部81、指令扭矩决定部83用于马达MG1、MG2的控制。因此，将目标输出轴扭矩决定部82、目标输入轴扭矩决定部81、指令扭矩决定部83统称为第一马达控制部55a，与在高速模式时所使用的马达控制部55的功能相区别。

目标输出轴扭矩决定部82决定目标输出轴扭矩To_ref。目标输出轴扭矩To_ref是从动力传递装置24输出的扭矩的目标值。目标输出轴扭矩决定部82基于由变速箱要求决定部84决定的要求牵引力Tout来决定目标输出轴扭矩To_ref。即，决定目标输出轴扭矩To_ref，以使从动力传递装置24输出的牵引力遵从在要求牵引力特征信息D1规定的要求牵引力特性。具体地，通过向要求牵引力Tout乘以分配率来决定目标输出轴扭矩To_ref。分配率例如以工作装置要求功率Hpto、变速箱要求功率Htm、能量管理要求功率Hem的合计值不超过来自发动机21的输出功率的方式设定。

目标输入轴扭矩决定部81决定目标输入轴扭矩Te_ref。目标输入轴扭矩Te_ref是输入到动力传递装置24的扭矩的目标值。目标输入轴扭矩决定部81基于变速箱要求功率Htm、能量管理要求功率Hem、发动机转速Ne来决定目标输入轴扭矩Te_ref。具体地，目标输入轴扭矩决定部81求出将上述分配率与变速箱要求功率Htm相乘的值和能量管理要求功率Hem的合计值，并将合计值除以发动机转速Ne，由此算出目标输入轴扭矩Te_ref。另外，变速箱要求功率Htm通过将当前的输出转速Nout与前述的要求牵引力Tout相乘而算出。

指令扭矩决定部83从目标输入轴扭矩Te_ref与目标输出轴扭矩To_ref根据扭矩平衡信息决定向马达MG1、MG2发送的指令扭矩Tm1_ref、Tm2_ref。扭矩平衡信息以满足动力传递装置24中的扭矩平衡的方式规定目标输入轴扭矩Te_ref与目标输出轴扭矩To_ref之间的关系。扭矩平衡信息存储在存储部56。

如上所述，在Lo模式与Hi模式下，动力传递装置24中的驱动力的传递路径不同。因此，在Lo模式与Hi模式下，指令扭矩决定部83根据不同的扭矩平衡信息决定向马达MG1、MG2发送的指令扭矩Tm1_ref、Tm2_ref。具体地，指令扭矩决定部83利用下式1所示的第一扭矩平衡信息来决定在Lo模式下向马达MG1、MG2发送的指令扭矩Tm1_low、Tm2_low。在本实施方式中，第一扭矩平衡信息是动力传递装置24中的扭矩平衡式。

(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)

此外，指令扭矩决定部83利用以下(式2)所示的第二扭矩平衡信息决定在Hi模式下向马达MG1、MG2发送的指令扭矩Tm1_Hi、Tm2_Hi。在本实施方式中，第二扭矩平衡信息是动力传递装置24中的扭矩平衡式。

(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，各扭矩平衡信息的参数内容如下表1所示。

[表1]

接下来，说明控制部27对发动机21进行的控制。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，对于向燃料喷射装置28发出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、要求节气门决定部89。发动机要求决定部87、要求节气门决定部89被包含在发动机控制部50。另外，只在通常行驶模式下将发动机要求决定部87、要求节气门决定部89用于发动机21的控制。因此，将发动机要求决定部87、要求节气门决定部89统称为第一发动机控制部50a，与在高速模式时使用的发动机控制部50的功能相区别。

发动机要求决定部87基于工作装置要求功率Hpto、变速箱要求功率Htm、能量管理要求功率Hem来决定发动机要求功率Hdm。具体地，发动机要求决定部87通过将工作装置要求功率Hpto、变速箱要求功率Htm、能量管理要求功率Hem相加，决定发动机要求功率Hdm。

要求节气门决定部89根据发动机要求功率Hdm、加速操作量Aac、工作装置要求发动机转速Nedm决定指令节气门值Th_cm。要求节气门决定部89利用存储于存储部56的发动机扭矩线Let与匹配线Lma决定指令节气门值Th_cm。发动机扭矩线Let规定了发动机21的输出扭矩与发动机转速Ne的关系。匹配线Lma是用于根据发动机要求功率Hdm决定第一要求节气门值的信息。

具体地，如图10所示，在发动机21的输出扭矩成为与发动机要求功率Hdm相当的扭矩的匹配点Pma1上，要求节气门决定部89所决定的第一要求节气门值Th_tm1使发动机扭矩线Let与匹配线Lma匹配。在第一要求节气门值Th_tm1和与加速操作量Aac相当的第二要求节气门值Th_tm2中，要求节气门决定部89将较小的一方决定为第三要求节气门值Th_tm3。另外，在工作装置操作量Awo超过使工作装置泵23的排出容量成为最大容量的规定阈值的情况下，为了增大工作装置的速度，要求节气门决定部89基于工作装置要求发动机转速Nedm来决定第四要求节气门值Th_tm4。具体地，要求节气门决定部89所决定的第四要求节气门值Th_tm4使发动机扭矩线Let的调节区域(参照La”)经过在发动机要求功率Hdm下发动机转速成为工作装置要求发动机转速Nedm的点Pma2。在第三要求节气门值Th_tm3与第四要求节气门值Th_tm4中，要求节气门决定部89将较大的一方定为指令节气门值Th_cm。另外，在工作装置操作量Awo不超过规定阈值的情况下，要求节气门决定部89将第三要求节气门值Th_tm3定为指令节气门值Th_cm。

接下来，说明在高速行驶模式下控制部27对动力传递装置24进行的控制。图11是表示本实施方式的控制部27的具体内部结构的方框图。在图11中省略了存储部56的图示。如图11所示，控制部27还包括速度比计算部91和模式决定部92。发动机控制部50还包括第二发动机控制部93。马达控制部55还包括第二马达控制部95。

速度比计算部91从动力传递装置24的输入转速和输出转速计算动力传递装置24的速度比Rs。输入转速Nin由输入转速检测部38检测。输出转速Nout由输出转速检测部37检测。

模式决定部92基于从速度比计算部91输出的速度比Rs、工作装置操作量Awo、以及发动机转速Ne，决定是选择通常行驶模式还是高速行驶模式。模式决定部92也可以利用输出转速Nout来代替发动机转速Ne。

具体地，在作业车辆1起动后，直至速度比Rs达到第三阈值Rs_th3为止，模式决定部92决定选择通常行驶模式。在通常行驶模式下行驶时，如果速度比Rs达到第三阈值Rs_th3，并且，发动机转速Ne超过规定的转速阈值Ne_th，并且，工作装置操作量Awo在Awo_th2以上且Awo_th1以下(其中，Awo_th1以及Awo_th2是将中立位置作为0时对应于拉杆前后操作的规定的操作量，且是以满足Awo_th2＜0＜Awo_th1的方式预先决定的操作量)，模式决定部92就决定切换成高速行驶模式。发动机转速的阈值Ne_th表示发动机21的低速空转转速。另外，在利用输出转速Nout来代替发动机转速Ne的情况下，模式决定部92也可采用输出转速Nout超过规定的转速阈值Nout_th的条件，以此代替发动机转速Ne超过规定的转速阈值Ne_th的条件。另外，在Nout_th和Ne_th之间，以下(式3)的关系式成立。

(式3)

Nout_th＝Rs_th3*|r_fr|*Ne_th

在此，r_fr如在[表1]所示，表示前后进切换机构65中的减速比。

一旦变成高速行驶模式，在发动机转速Ne变成阈值Ne_th以下，或者，工作装置操作量Awo变得大于Awo_th2或小于Awo_th1的情况下，模式决定部92决定切换成通常行驶模式。在上述之外的情况下，模式决定部92维持高速行驶模式。另外，在利用输出转速Nout来代替发动机转速Ne的情况下，模式决定部92也可采用输出转速Nout成为规定的转速阈值Nout_th以下的条件，以此代替发动机转速Ne成为规定的转速阈值Ne_th以下的条件。

模式决定部92可以每隔规定的时间间隔做出上述决定，或者将速度比Rs达到第三阈值Rs_th3、发动机转速Ne达到阈值Ne_th、输出转速Nout达到阈值Nout_th、工作装置操作量Awo变得大于Awo_th2或小于Awo_th1作为触发事件，来进行上述决定。模式决定部92将在通常行驶模式和高速行驶模式中选定的模式mode向发动机控制部50和马达控制部55输出。

发动机控制部50包括第一发动机控制部50a和第二发动机控制部93。马达控制部55具有第一马达控制部55a和第二马达控制部95。第一发动机控制部50a和第一马达控制部55a在通常行驶模式下使用。第二发动机控制部93和第二马达控制部95在高速行驶模式下使用。发动机控制部50根据从模式决定部92输出的模式mode，利用第一发动机控制部50a和第二发动机控制部93中的任一方输出控制发动机21的信号。马达控制部55根据从模式决定部92输出的模式mode，利用第一马达控制部55a和第二马达控制部95中的任一方输出控制马达MG1、MG2的信号。由于已经对第一发动机控制部50a和第一马达控制部55a进行了说明，所以后面对第二发动机控制部93和第二马达控制部95的具体动作进行说明。

图12是表示由第二发动机控制部93执行的处理的控制方框图。第二发动机控制部93基于扭矩输出比率信息D5从加速操作量Aac决定扭矩输出比率DT_Rate。加速操作量Aac越大，扭矩输出比率信息D5规定的扭矩输出比率DT_Rate就越大。加速操作量Aac为0时的扭矩输出比率DT_Rate是DT_Min。加速操作量Aac为最大值Aac_Max时的扭矩输出比率是DT_Max。最好是DT_Min为0，DT_Max为100％。

具体地，存储部56存储有发动机最大扭矩线Let。发动机最大扭矩线Let规定发动机21的最大输出扭矩和发动机转速Ne的关系。发动机最大扭矩线Let包括调节区域La和全负荷区域Lb。调节区域La根据指令节气门值Th_LU变化。全负荷区域Lb包括额定点Pr和比额定点Pr位于更靠低发动机转速侧的最大扭矩点Pm。扭矩输出比率DT_Rate是在高速行驶模式下用于决定全负荷区域Lb的信息。即，在加速操作量为Aac(Aac＜Aac_Max)的情况下的全负荷区域Lb2是向Lb乘以DT_Rate的区域。

第二发动机控制部93基于节气门信息D6，根据加速操作量Aac决定高速模式下的节气门值Th_LU。加速操作量Aac越大，节气门信息D6规定的节气门值Th_LU就越大。加速操作量Aac为0时的节气门值Th_LU是0。加速操作量Aac为最大值Aac_Max时的节气门值Th_LU是Th_LU_M。在加速操作量Aac大于0且小于最大值Aac_Max的情况下的节气门值Th_LU通过Th_LU_M×Aac/Aac_Max求得。另外，Th_LU_M小于由通过额定点Pr的调节线求得的节气门值的最大值Th_Max。加速操作量为Aac的情况下的调节区域La2由节气门值成为Th_LU的调节线决定。

在节气门值大于Th_LU_T的区域中规定的发动机制动区域Lc表示相当于发动机制动的负扭矩。当发动机转速大于与节气门值Th_LU_T对应的发动机转速Ne_LU_T时，燃料喷射装置28停止燃料喷射。发动机21产生发动机制动。即，发动机21从发动机外部吸收与内部阻力相当的扭矩。发动机扭矩线Let2由全负荷区域Lb2、调节区域La2、及发动机制动区域Lc构成。

如此，在高速行驶模式下，加速操作部件51a的操作量Aac越大，第二发动机控制部93就使发动机21输出的扭矩越大，加速操作部件51a的操作量Aac越小，第二发动机控制部93就使发动机21输出的扭矩越小。第二发动机控制部93根据发动机转速Ne将节气门值指令信号和输出率指令信号向燃料喷射装置28输出，以得到由全负荷区域Lb2、调节区域La2、发动机制动区域Lc决定的发动机输出扭矩Te。另外，在由模式决定部92切换成通常行驶模式的情况下，第二发动机控制部93迅速结束当前的控制，使第一发动机控制部50a进行后续的控制。

第二马达控制部95在高速行驶模式下对第一马达MG1进行速度控制，以使速度比不变。具体地，设在通常行驶模式下速度比达到第三阈值Rs_th3时的第一马达MG1的转速为Nm13、发动机21的转速为Ne3、当前的发动机转速为Ne时，第二马达控制部95控制第一马达MG1的转速Nm1，使其满足下式(式4)。

(式4)

Nm1＝Nm13*Ne/Ne3

接下来，第二马达控制部95控制第二马达MG2的扭矩，使第二马达MG2达到消耗第一马达MG1产生的电力的程度。由此，在高速行驶模式下，电容器64的电压保持一定。此外，如果使第二马达MG2消耗的电力少于第一马达MG1产生的电力，则电容器64能够进行充电，如果使第二马达MG2消耗的电力多于第一马达MG1产生的电力，则电容器64能够进行放电。另外，从图6(c)的共线图可知，只要第一马达MG1的转速Nm1和发动机21的转速Ne确定，第二马达转速MG2的转速Nm2以及输出轴63的转速Nout必然确定。因此，第二马达控制部95无需对第二马达MG2进行速度控制。

通过以上的控制，在发动机转速Ne上升时，第二马达控制部95能够控制第一马达MG1和第二马达MG2，使速度比固定在第三阈值Rs_th3。因此，如图5所示，在车速属于大于速度比达到第三阈值Rs_th3的车速V3的范围时，控制部27能够从与车速V3对应的发动机21的转速Ne3相对于车速直线地(一次函数地)增大发动机21的转速。另外，第二马达控制部95也可对第一马达MG1进行前述的扭矩控制，对第二马达MG2进行与前述相同的速度控制。在该情况下，第二马达的转速Nm2也被控制成与发动机转速Ne成比例的值。另外，在由模式决定部92切换成通常行驶模式的情况下，第二马达控制部95迅速结束当前的控制，使第一马达控制部55a进行后续的控制。即，在切换成通常行驶模式的情况下，第二马达控制部95解除速度比的固定。

<第二实施方式>

在第一实施方式中表示的车速的增速方法是一个例子，通过使第二马达控制部95进行不同的控制，能够实现与第一实施方式相同的效果。因此，在第二实施方式中，对第二马达控制部95的不同的控制方法进行说明。

除了模式决定部92和第二马达控制部95，第二实施方式的控制部27的结构与第一实施方式相同。因此，以模式决定部92和第二马达控制部95的动作为中心进行说明。

在第二实施方式中，在速度比Rs为第二阈值Rs_th2以上时，变成高速行驶模式。此外，在高速行驶模式下，根据第二马达MG2的转速，第一马达MG1或者第二马达MG2的转速控制存在两种。

在作业车辆1起动后，直至速度比Rs达到第二阈值Rs_th2为止，模式决定部92选定通常行驶模式。在通常模式下行驶时，如果速度比Rs达到第二阈值Rs_th2，并且发动机转速Ne超过规定的转速阈值Ne_th，并且工作装置操作量Awo在Awo_th2以上且在Awo_th1以下的情况下，模式决定部92决定切换成高速行驶模式。发动机转速的阈值Ne_th与在第一实施方式中说明的内容相同。

一旦变成高速行驶模式，在发动机转速Ne变成阈值Ne_th以下，或者，工作装置操作量Awo变得大于Awo_th2或小于Awo_th1的情况下，模式决定部92决定切换成通常行驶模式。在除此之外的情况下，模式决定部92维持高速行驶模式。在以上的说明中，与第一实施方式相同地，模式决定部92也可以采用输出转速Nout代替发动机转速Ne。模式决定部92将在通常行驶模式和高速行驶模式中选定的模式mode向发动机控制部50和马达控制部55输出。

第二马达控制部95在高速行驶模式下对第一马达MG1和第二马达MG2中的至少一方进行速度控制，以使速度比取某个确定的值。在此，对于以下情况进行说明，即，第二马达控制部95对第二马达MG2进行速度控制，并且对第一马达MG1的扭矩进行控制，使第一马达MG达到产生第二马达MG2消耗的电力的程度。

图13(a)表示第二实施方式中第一马达MG1以及第二马达MG2的转速相对于作业车辆1的车速的变化。图13(b)表示第二实施方式中速度比相对于作业车辆1的车速的变化。图13(c)表示第二实施方式中发动机21的转速相对于作业车辆1的车速的变化。图13(a)以Lm1(实线)表示第一马达MG1的转速，以Lm2(虚线)表示第二马达MG2的转速。图13(a)将作业车辆1前进的情况下的第一马达MG1的旋转方向作为正向，在各马达MG1、MG2朝正向旋转的情况下，以正的转速表示，在各马达MG1、MG2朝逆向旋转的情况下，以负的转速表示。另外，为了容易进行与第一实施方式的比较，以双点划线表示在第一实施方式中车速为V3以上时的各速度或者速度比的变化。

在超过车速V2而达到第二马达MG2的转速成为极限值Nm_lim2的车速V5为止，第二马达控制部95控制第一马达MG1和第二马达MG2，使速度比固定在第二阈值Rs_th2。具体地，设在通常行驶模式下速度比达到第二阈值Rs_th2时的第二马达MG2的转速为Nm22且发动机21的转速为Ne2，当前的发动机的转速为Ne，则第二马达控制部95对第二马达MG2的转速Nm2进行控制，使其满足下式(式5)。

(式5)

Nm2＝Nm22*Ne/Ne2

若利用共线图来说明，从车速V2至V5的控制状态表示从图7(b)的虚线朝向实线的控制。因此，Nc1、Ns2被固定。因此，输入轴61的转速增大输出轴63的转速的增加量的(Zr1/Zs1)/(1+Zs2/Zr2)倍。车速与输出轴63的转速成比例。此外，如[表1]所示，输入轴61的转速与发动机转速成比例。因此，发动机转速的变化量相对于车速的变化量的比一定，且发动机转速的变化量相对于车速的变化量的比K2由以下的(式6)表示。

(式6)

K2＝K0*(Zr1/Zs1)/(1+Zs2/Zr2)

其中，K0是根据[表1]的r_fr和从输出轴63的转速求出车速的变换系数所求出的规定的系数。

通过以上的控制，如图13所示，控制部27将发动机的转速从与车速V2对应的发动机的转速Ne2相对于车速直线地(一次函数地)增大。

接下来，在将车速从车速V5增大的情况下，第二马达控制部95控制第一马达MG1和第二马达MG2以减小速度比，所述车速V5是第二马达MG2的转速成为极限值Nm_lim2的车速。具体地，第二马达控制部95将第二马达MG2的转速控制成固定在Nm_lim2。若以共线图说明该情况，在图7(b)的实线的状态下，以Nc2_lim、Nr1_lim被固定的状态，其它的点发生变化。此时，输入轴61的转速增大输出轴63的转速的增加量的(1+Zr1/Zs1)/(Zs2/Zr2)倍。因此，速度比随着车速的增大而减小。并且，当车速为V6时，马达MG1、MG2以及发动机21的转速以及速度比与第一实施方式一致。

另外，如上所述，车速与输出轴63的转速成比例，输入轴61的转速与发动机转速成比例。因此，车速的变化量和发动机转速的变化量的比不变，发动机转速的变化量相对于车速的变化量的比K5由下式(式7)表示。

(式7)

K5＝K0*(1+Zr1/Zs1)/(Zs2/Zr2)

因此，根据下式(式8)能够导出K5大于K2(即，K2小于K5)。因此，如图13(c)所示，车速V5和V6之间的直线的斜率大于车速V2和V5之间的直线的斜率。

(式8)

K5-K2＝K0*(1+Zr1/Zs1+Zs2/Zr2)/(Zs2/Zr2)(1+Zs2/Zr2)＞0

通过以上的控制，如图13所示，控制部27以上述方式从与车速V5对应的发动机的转速Ne5增大发动机的转速。

本实施方式的作业车辆1具有以下特征。

(1)在车速属于大于车速v3的范围时，控制部27从与车速v3对应的发动机的转速Ne3增大发动机21的转速，所述车速v3是速度比达到第三阈值Rs_th3时的车速，所述第三阈值Rs_th3小于动力传递装置24可取得的速度比的最大值Rs_th2。由此，作业车辆1能够将车速增大至比通过进行无级变速而得到的车速v2高的车速v6。进而，作业车辆1能够将车速增大至比车速v5高的车速v6，所述车速v5是将速度比增大至最大值Rs_th2后通过增大发动机21的转速而得到的车速。

(2)第三阈值Rs_th3大于速度比Rs4。假设第三阈值Rs_th3小于速度比Rs4，第一马达MG1的转速就会先达到极限值Nm_lim1(参照图5(a)以及图13(a))，作业车辆1将不能将车速增大至前述的车速v6。因此，第三阈值Rs_th3大于速度比Rs4对于增大作业车辆1的极限车速是有效的。

(3)在车速属于大于车速v3的范围时，控制部27从与车速v3对应的发动机的转速Ne3相对于车速直线地增大发动机21的转速。具体地，在发动机21的转速上升时，马达控制部55对第一马达MG1和第二马达MG2进行控制，以使速度比固定在第三阈值Rs_th3。进而，具体地，马达控制部55将第一马达MG1和第二马达MG2中至少一方的转速控制成与发动机21的转速成比例的值。由此，能够将速度比固定在第三阈值Rs_th3的同时，与发动机21的转速的上升成比例地增大作业车辆1的车速。

(4)在车速属于大于车速v3的范围时，加速操作部件51a的操作量Aac越大，发动机控制部50使发动机21输出的扭矩越大，加速操作部件51a的操作量Aac越小，发动机控制部50使发动机21输出的扭矩越小。由此，能够实现驾驶员希望的作业车辆1的加减速。

(5)在速度比固定在第三阈值Rs_th3的期间发动机21的转速成为规定的转速Ne_th以下的情况下，马达控制部55解除速度比的固定。转速Ne_th表示发动机21的低速空转转速。因此，如果发动机21的转速再减小，发动机熄火的可能性就会变大。因此，通过解除该速度比的固定，能够抑制发动机熄火。

(6)当操作工作装置操作部件52a时，马达控制部55解除速度比的固定。如图10的说明所示，在工作装置3被操作，要求流量Qdm相对于工作装置泵23的最大排出容量变大的情况下，如果不增大发动机21的转速，将不能得到足够的工作装置速度。因此，当操作工作装置操作部件52a时，通过解除速度比的固定，能够实现使发动机21以对应于工作装置速度的转速旋转的控制(即，通常行驶模式的控制)。

(7)第二实施方式中，在车速属于大于车速v2且小于车速v5的范围时，马达控制部55对第一马达MG1和第二马达MG2进行控制，以使速度比固定在最大值Rs_th2，所述车速v2是速度比达到速度比的最大值Rs_th2时的车速，所述车速v5是第二马达MG2的转速达到规定的极限值Nm_lim2时的车速。在车速属于大于车速v5的范围时，马达控制部55对第一马达MG1和第二马达MG2进行控制，以减小速度比。在车速属于大于车速v2且小于车速v5的范围时，控制部从与车速v2对应的发动机的转速Ne2相对于车速直线地增大发动机的转速，在车速属于大于车速v5的范围时，从与车速v5对应的发动机的转速Ne5增大发动机的转速。更具体地，车速属于大于车速v2且小于车速v5的范围时的发动机的转速的增大量相对于车速的增大量的比K2，小于车速属于大于车速v5的范围时的发动机的转速的增大量相对于车速的增大量的比K5。

由此，作业车辆1能够将车速增大至比通过进行无级变速而得到的车速v2更大的车速(v6以上)。另外，由于作业车辆1从车速v2到v5以最大速度比Rs_th2行驶，所以与第一实施方式相比，能够减小发动机转速。由此，与第一实施方式的作业车辆相比油耗降低，且能够抑制发动机21的输出轴等的磨损和劣化。此外，作业车辆1能够将车速增大至比车速v5更大的车速(v6以上)，所述车速v5是将速度比增大至最大值Rs_th2后通过增大发动机21的转速而得到的车速。由此，能够进一步增大作业车辆1的极限车速。

(8)优选地，第一马达MG1以及第二马达MG2是电动马达。电动马达与液压马达相比具有扭矩小、能够在高转速使用的特征。因此，电动马达经常与减速器配合使用。当使用减速器时，虽然扭矩因减速而增大，但转速会变大。因此，第一马达MG1或者第二马达MG2的转速容易达到极限值，本实施方式的控制部27的动作将特别有效。

本发明不限于如上所述的实施方式，可在不脱离本发明的范围进行多种变形或者修正。

本发明不限于前述的轮式装载机，也可适用于推土机、拖拉机、叉车、或者平地机等其它类型的作业车辆。

本发明不限于EMT，也可适用于HMT等其它类型的变速装置。该情况下，第一马达MG1起到液压马达及液压泵的作用。并且，第二马达MG2起到液压马达及液压泵的作用。第一马达MG1与第二马达MG2为可变容量式泵/马达，通过控制部27控制斜盘或者斜轴的倾转角来控制排出容量。而且，控制第一马达MG1与第二马达MG2的排出容量，使其输出按照前述实施方式算出的指令扭矩Tm1_ref、Tm2_ref。另外，在HMT中控制速度比的情况下，优选使第一马达MG1和第二马达MG2的排出容量的比与第一马达MG1和第二马达MG2的转速的倒数的比相等。此外，在控制液压马达的速度的情况下，优选固定至少一个泵/马达的排出量。

动力传递装置24的结构不限于前述实施方式的结构。例如，两个行星齿轮机构68、69的各部件的连接、配置不限于前述实施方式的连接、配置。此外，动力传递装置24具有的行星齿轮机构的数目不限于2个。动力传递装置24也可仅具有1个行星齿轮机构。或者，动力传递装置24也可具有3个以上的行星齿轮机构。此外，除Hi模式和Lo模式之外，动力传递装置24也可具有其它的驱动力传递路径。但是，如果动力传递装置24具有三个以上模式的驱动力传递路径，在动力传递装置24具有的模式所使用的速度比的范围当中，在速度比最高的范围使用的模式下，由本申请的第二发动机控制部93、第二马达控制部95进行控制。换言之，在动力传递装置24具有的模式下所使用的速度比的范围当中，在速度比最高的范围所使用的模式下，利用前述实施方式所示的高速行驶模式行驶。

动力传递装置24的控制不限于前述实施方式的控制。即，在前述实施方式中，所决定的目标输入轴扭矩Te_ref和目标输出轴扭矩To_ref能够得到牵引力与车速对应地连续变化的规定的车速-牵引力特性。但是，能够任意地设定目标输入轴扭矩Te_ref和目标输出轴扭矩To_ref。

扭矩平衡信息并不限于前述实施方式的扭矩平衡式。例如，扭矩平衡信息也可以是图表或者映射等形式。扭矩平衡信息不限于所述第一扭矩平衡信息和第二扭矩平衡信息这两个扭矩平衡信息。在动力传递装置24的驱动力传递路径具有3种以上模式的情况下，也可以与可选择的模式数对应地使用3个以上扭矩平衡信息。或者，在动力传递装置24的驱动力的传递路径只有1种的情况下，也可只使用1个扭矩平衡信息。

产业上的利用可能性

本发明作为提高车速的极限速度的混合动力式作业车辆以及作业车辆的控制方法是有用的。

附图标记说明

21 发动机

23 工作装置泵

3 工作装置

25 行驶装置

24 动力传递装置

27 控制部

50 发动机控制部

51a 加速操作部件

52a 工作装置操作部件

55 马达控制部

61 输入轴

62 齿轮机构

63 输出轴

68 第一行星齿轮机构

69 第二行星齿轮机构

MG1 第一马达

MG2 第二马达

CL L离合器

CH H离合器

Claims (28)

1.一种作业车辆，其特征在于，具有：

发动机；

液压泵，其由所述发动机驱动；

工作装置，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向所述行驶装置传递；

控制部，其控制所述动力传递装置，

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，并将所述输入轴的旋转向所述输出轴传递；

第一马达以及第二马达，其与所述行星齿轮机构的旋转部件连接；

模式切换机构，其用于将所述动力传递装置中的驱动力的传递路径切换成至少两个模式中的一个模式，

在所述动力传递装置中，通过所述第一或第二马达的转速发生变化，使所述输出轴的转速相对于所述输入轴的转速的速度比发生变化，

所述至少两个模式包括第一模式和第二模式，所述第二模式在高于所述第一模式的所述速度比的范围使用，

第一车速是所述速度比达到规定的第一值时的车速，所述规定的第一值小于所述动力传递装置可取得的所述速度比的最大值，当车速变得比所述第一车速大时，所述控制部从对应于所述第一车速的所述发动机的第一转速增大所述发动机的转速，

在所述传递路径是第二模式的情况下，所述第一值大于所述速度比的第二值，所述第二值是所述第一马达的转速和所述第二马达的转速相等时的速度比。

2.如权利要求1所述的作业车辆，其特征在于，

在所述第二模式下所使用的速度比的范围是在所述至少两个模式下所使用的速度比的范围中速度比最高的范围。

3.如权利要求2所述的作业车辆，其特征在于，

当所述速度比为规定的模式切换阈值时，所述第一模式下的所述第一或第二马达相对于所述输入轴的转速比与所述第二模式下的所述第一或第二马达相对于所述输入轴的转速比相等，

所述第二值大于所述模式切换阈值，且小于所述速度比的最大值。

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，

在车速属于大于所述第一车速的范围时，所述控制部使所述发动机的转速从与所述第一车速对应的所述发动机的所述第一转速相对于所述车速直线地增大。

5.如权利要求1至3中任一项所述的作业车辆，其特征在于，

所述控制部还具有马达控制部，在所述发动机的转速上升时，所述马达控制部对所述第一马达和所述第二马达进行控制，以将所述速度比固定在所述第一值。

6.如权利要求4所述的作业车辆，其特征在于，

所述控制部还具有马达控制部，在所述发动机的转速上升时，所述马达控制部对所述第一马达和所述第二马达进行控制，以将所述速度比固定在所述第一值。

7.如权利要求5所述的作业车辆，其特征在于，

所述马达控制部将所述第一马达和所述第二马达中的至少一方的转速控制成与所述发动机的转速成比例的值。

8.如权利要求6所述的作业车辆，其特征在于，

所述马达控制部将所述第一马达和所述第二马达中的至少一方的转速控制成与所述发动机的转速成比例的值。

9.如权利要求5所述的作业车辆，其特征在于，

还具有由操作员操作的加速操作部件，

所述控制部还具有发动机控制部，在所述车速变得比所述第一车速大时，所述加速操作部件的操作量越大，所述发动机控制部使所述发动机输出的扭矩越大，所述加速操作部件的操作量越小，所述发动机控制部使所述发动机输出的扭矩越小。

10.如权利要求6至8中任一项所述的作业车辆，其特征在于，

还具有由操作员操作的加速操作部件，

所述控制部还具有发动机控制部，在所述车速变得比所述第一车速大时，所述加速操作部件的操作量越大，所述发动机控制部使所述发动机输出的扭矩越大，所述加速操作部件的操作量越小，所述发动机控制部使所述发动机输出的扭矩越小。

11.如权利要求5所述的作业车辆，其特征在于，

所述发动机的转速在所述速度比被固定在所述第一值的期间成为规定的第二转速以下的情况下，所述马达控制部解除所述速度比的固定。

12.如权利要求6至9中任一项所述的作业车辆，其特征在于，

所述发动机的转速在所述速度比被固定在所述第一值的期间成为规定的第二转速以下的情况下，所述马达控制部解除所述速度比的固定。

13.如权利要求10所述的作业车辆，其特征在于，

所述发动机的转速在所述速度比被固定在所述第一值的期间成为规定的第二转速以下的情况下，所述马达控制部解除所述速度比的固定。

14.如权利要求5所述的作业车辆，其特征在于，

还具有用于供驾驶员操作所述工作装置的工作装置操作部件，

当操作所述工作装置操作部件时，所述马达控制部解除所述固定比的固定。

15.如权利要求6至9中任一项所述的作业车辆，其特征在于，

还具有用于供驾驶员操作所述工作装置的工作装置操作部件，

当操作所述工作装置操作部件时，所述马达控制部解除所述固定比的固定。

16.如权利要求10所述的作业车辆，其特征在于，

还具有用于供驾驶员操作所述工作装置的工作装置操作部件，

当操作所述工作装置操作部件时，所述马达控制部解除所述固定比的固定。

17.如权利要求1至3、6至9、11、13至14、16中任一项所述的作业车辆，其特征在于，

所述第一马达以及所述第二马达是电动马达。

18.如权利要求4所述的作业车辆，其特征在于，

所述第一马达以及所述第二马达是电动马达。

19.如权利要求5所述的作业车辆，其特征在于，

所述第一马达以及所述第二马达是电动马达。

20.如权利要求10所述的作业车辆，其特征在于，

所述第一马达以及所述第二马达是电动马达。

21.如权利要求12所述的作业车辆，其特征在于，

所述第一马达以及所述第二马达是电动马达。

22.如权利要求15所述的作业车辆，其特征在于，

所述第一马达以及所述第二马达是电动马达。

23.一种作业车辆，其特征在于，具有：

发动机；

液压泵，其由所述发动机驱动；

工作装置，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向所述行驶装置传递；

控制部，其控制所述动力传递装置，

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，并将所述输入轴的旋转向所述输出轴传递；

第一马达以及第二马达，其与所述行星齿轮机构的旋转部件连接；

模式切换机构，其用于将所述动力传递装置中的驱动力的传递路径切换成至少两个模式中的一个模式，

在所述动力传递装置中，通过所述第一或第二马达的转速发生变化，使所述输出轴的转速相对于所述输入轴的转速的速度比发生变化，

所述控制部包括马达控制部，第二车速是所述速度比达到所述动力传递装置可取得的所述速度比的最大值时的车速，第三车速大于所述第二车速，是所述第二马达的转速达到规定的极限值时的车速，在车速属于大于第二车速且小于第三车速的范围时，所述马达控制部对所述第一马达和所述第二马达进行控制，以使所述速度比固定在所述最大值，在所述车速变得比所述第三车速大时，所述马达控制部对所述第一马达和所述第二马达进行控制，以减小所述速度比，

在所述车速属于大于所述第二车速且小于所述第三车速的范围时，所述控制部使所述发动机的转速从对应于所述第二车速的所述发动机的第二转速增大，在所述车速属于大于所述第三车速的范围时，所述控制部使所述发动机的转速从对应于所第三车速的所述发动机的第三转速增大。

24.如权利要求23所述的作业车辆，其特征在于，

所述至少两个模式包括第一模式和第二模式，所述第二模式在高于所述第一模式的所述速度比的范围使用，

在所述传递路径是第二模式的情况下，所述速度比的所述最大值大于所述速度比的第二值，所述速度比的第二值是所述第一马达的转速和所述第二马达的转速变得相等时的速度比。

25.如权利要求23所述的作业车辆，其特征在于，

在所述车速属于大于所述第二车速且小于所述第三车速的范围时，所述控制部使所述发动机的转速从所述发动机的所述第二转速相对于所述车速直线地增大，在所述车速变得比所述第三车速大时，所述控制部使所述发动机的转速从所述发动机的所述第三转速增大。

26.如权利要求24所述的作业车辆，其特征在于，

在所述车速属于大于所述第二车速且小于所述第三车速的范围时的所述发动机的转速的增大量相对于所述车速的增大量的第一比，小于在所述车速属于大于所述第三车速的范围时的所述发动机的转速的增大量相对于所述车速的增大量的第二比。

27.如权利要求23至26中任一项所述的作业车辆，其特征在于，

所述第一马达以及所述第二马达是电动马达。

28.一种作业车辆的控制方法，该作业车辆具有动力传递装置，其特征在于，

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，并将所述输入轴的旋转向所述输出轴传递；

第一马达以及第二马达，其与所述行星齿轮机构的旋转部件连接；

模式切换机构，其用于将所述动力传递装置中的驱动力的传递路径切换成至少两个模式中的一个模式，

在所述动力传递装置中，通过所述第一或第二马达的转速发生变化，使所述输出轴的转速相对于所述输入轴的转速的速度比发生变化，

所述至少两个模式包括第一模式和第二模式，所述第二模式在高于所述第一模式的所述速度比的范围使用，

所述控制方法包括如下步骤：

第一车速是所述速度比达到规定的第一值时的车速，所述规定的第一值小于所述动力传递装置可取得的所述速度比的最大值，在车速属于大于第一车速的范围时，使所述发动机的转速从对应于所述第一车速的所述发动机的第一转速增大，

在所述传递路径是第二模式的情况下，所述第一值大于所述速度比的第二值，所述第二值是所述第一马达的转速和所述第二马达的转速相等时的速度比。