JP2005076788A

JP2005076788A - 油圧−機械式変速装置

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Publication number: JP2005076788A
Application number: JP2003309158A
Authority: JP
Inventors: Masahiro Funato; 正啓船戸; Shunichi Okada; 俊一岡田; Shigeru Yamamoto; 山本　　茂; Hikosaburo Hiraki; 彦三郎平木; Takashi Kuze; 隆久世
Original assignee: Komatsu Ltd
Current assignee: Komatsu Ltd
Priority date: 2003-09-01
Filing date: 2003-09-01
Publication date: 2005-03-24
Anticipated expiration: 2023-09-01
Also published as: JP4439223B2

Abstract

【課題】流体動力伝達部分における容積効率、機械効率、流体圧力損失等に基づく動力ロスの発生を防いで、動力伝達効率をより向上させることのできる油圧−機械式変速装置を提供する。
【解決手段】入力軸３から出力軸（中間出力軸８）への動力伝達を遊星歯車機構９のみにより行う機械的直結領域が設定できるようにし、この機械的直結領域において油圧伝動部における圧油を流動を阻止する手段としてロッククラッチ３６、連通弁３７等を設ける。
【選択図】図１

Description

本発明は、入力軸からの動力を機械伝動部および油圧伝動部を介して出力軸に伝達するように構成される油圧−機械式変速装置に関するものである。

従来、入力パワーの一部を油圧に伝達するとともに、残部を機械的に伝達する油圧−機械式（動力分割式）の変速装置（ハイドロメカニカルトランスミッション；ＨＭＴ）が知られている。この変速装置（ＨＭＴ）は、機械的動力の一部を油圧動力に変換すれば良く、機械的動力の伝達効率が高いことから、高効率を達成することができるという利点を有しており、ブルドーザ、ホイールローダといった負荷変動の激しい車両に対して理想的な変速機と言われて一部車両で採用されている。

前記油圧−機械式変速装置（ＨＭＴ）の代表的なものとして、その無段変速特性を遊星歯車機構により達成するようにしたものがある。すなわち、遊星歯車機構のサンギア、プラネタリギアを備えたキャリアおよびリングギアの三要素のうちの第１要素を入力軸に、第２要素を出力軸にそれぞれ結合するとともに、第３要素を油圧ポンプもしくは油圧モータに結合し、この油圧ポンプもしくは油圧モータの回転速度を変化させて出力軸の回転速度を変化させるように構成されたものである。

このＨＭＴは、前記遊星歯車機構に連結した油圧ポンプもしくは油圧モータと油圧回路により接続される他の油圧ポンプもしくは油圧モータを、変速装置の入力軸と回転比一定で連結する出力分割型のものと、前記遊星歯車機構に連結した油圧ポンプもしくは油圧モータと油圧回路により接続される他の油圧ポンプもしくは油圧モータを、変速装置の出力軸と回転比一定で連結する入力分割型のものの２形式があり、さらに両形式共に、油圧ポンプ、油圧モータおよび入出力軸を遊星歯車機構の三要素のうちのいずれに結合するかによって各６タイプ、計１２タイプの基本的組み合わせがある。

次に、従来の出力分割型ＨＭＴおよび入力分割型ＨＭＴのそれぞれについて、より詳細に説明する。

図８（ａ）には、出力分割型ＨＭＴの概略構成図が示されている。この出力分割型ＨＭＴ１００においては、エンジン１０１からの動力が入力される入力軸１０２に第１ギア１０３が固定され、この第１ギア１０３に噛合される第２ギア１０４が第１のポンプ／モータ１０５の軸１０５ａに固定されている。また、前記入力軸１０２には遊星歯車機構１０６のサンギア１０７が固定され、このサンギア１０７の外周に複数のプラネタリギア１０８が噛合されるとともに、各プラネタリギア１０８が遊星キャリア１０９に軸支され、この遊星キャリア１０９に出力軸１１０が固定されている。さらに、前記プラネタリギア１０８群の外周にリングギア１１１が噛合され、このリングギア１１１の外周に第３ギア１１２が噛合され、この第３ギア１１２が第２のポンプ／モータ１１３の軸１１３ａに固定されている。ここで、第１のポンプ／モータ１０５と第２のポンプ／モータ１１３とは配管１１４により油圧接続されている。

このような構成において、第２のポンプ／モータ１１３の回転速度、言い換えればリングギア１１１の回転速度が０のときには、油圧により伝達される動力は０となり、動力は全て機械機構を介して伝達される。このときの出力軸１１０の回転速度を基準にすると、
（１）出力軸１１０が増速されるときには、第２のポンプ／モータ１１３は油圧を通して動力を受け取って出力軸１１０を増速する側に作動されることになる。このとき、第１のポンプ／モータ１０５はポンプの働きをし、第２のポンプ／モータ１１３はモータの働きをし、第１のポンプ／モータ１０５から第２のポンプ／モータ１１３へ油圧を介してエネルギーが流れる。このとき、図８（ｂ）中の線分Ａ−Ｂで示されるように、油圧パワーの伝達馬力はプラス（＋）側となって、油圧パワーは入力軸１０２から遊星歯車機構１０６へ向かう順方向の流れとなる。
（２）出力軸１１０が減速されるときには、第２のポンプ／モータ１１３は遊星歯車機構１０６より動力を受け取って前記（１）の場合と反対方向に回転することになる。このとき、この第２のポンプ／モータ１１３はポンプの働きをし、第１のポンプ／モータ１０５はモータの働きをし、第１のポンプ／モータ１０５には第２のポンプ／モータ１１３より油圧を介してエネルギーが流れる。このとき、図８（ｂ）中の線分Ａ−Ｃで示されるように、油圧パワーの伝達馬力はマイナス（−）側となって、油圧パワーは遊星歯車機構１０６から入力軸１０２側へ向かう逆方向の流れとなる。

一方、図９（ａ）に示される入力分割型ＨＭＴ２００においては、入力軸１０２側に遊星歯車機構１０６が配置されるとともに、出力軸１１０側に第１のポンプ／モータ１０５が配置されている。なお、この図９（ａ）において、図８（ａ）に示される変速装置１００と同一部分および対応する部分には図に同一符号を付すに止めて、その詳細な説明を省略することとする。

この入力分割型の変速装置２００において、
（１）出力軸１１０が増速されるときには、第２のポンプ／モータ１１３はモータの働きをし、第１のポンプ／モータ１０５はポンプの働きをし、第１のポンプ／モータ１０５から第２のポンプ／モータ１１３へ油圧を介してエネルギーが流れる。このとき、図９（ｂ）中の線分Ａ−Ｄで示されるように、油圧パワーの伝達馬力はマイナス（−）側となって、油圧パワーは出力軸１１０から遊星歯車機構１０６へ向かう逆方向の流れとなる。
（２）出力軸１１０が減速されるときには、第２のポンプ／モータ１１３は遊星歯車機構１０６より動力を受け取って前記（１）の場合と反対方向に回転することになる。このとき、この第２のポンプ／モータ１１３はポンプの働きをし、第１のポンプ／モータ１０５はモータの働きをし、第１のポンプ／モータ１０５には第２のポンプ／モータ１１３より油圧を介してエネルギーが流れる。このとき、図９（ｂ）中の線分Ａ−Ｅで示されるように、油圧パワーの伝達馬力はプラス（＋）側となって、油圧パワーは遊星歯車機構１０６から出力軸１１０側へ向かう順方向の流れとなる。

このように、出力分割型または入力分割型のいずれの変速装置においても、増速側と減速側とで順方向のエネルギー流れと逆方向のエネルギー流れとが生じることになる。この場合のエネルギーの伝達効率について、図８に示される出力分割型ＨＭＴ１００を例にとって、以下に考察することとする。ここで、機械部の伝達効率を９５％、油圧部の伝達効率を８０％とする（一般に、ポンプ−モータを用いる場合の伝達効率は低い）。なお、比較を容易にするために、エンジンパワー１に対して、油圧部に取り出されるパワーを１／３として考える。

油圧パワーの流れが順方向の場合には、図１０（ａ）に示されるようになる。エンジン１０１から得られる１．０のエネルギーはその１／３である０．３３３が増速のために油圧部へと流れる。出力軸１１０では、機械部から０．６３３（＝（１−１／３）×０．９５）のエネルギーが伝達されるとともに、油圧部から０．２６７（＝０．３３３×０．８）のエネルギーが伝達される。この結果、全体効率は０．９（＝０．６３３＋０．２６７）となる。これに対して、油圧パワーの流れが逆方向の場合には、図１０（ｂ）に示されるようになる。この場合には、機械部には１．２６７（＝１＋０．２６７）のエネルギーが入り、伝達されるのは１．２０（＝１．２６７×０．９５）となるので、全体効率は０．８７０（＝１．２０−０．３３３）となる。

以上のように、油圧パワーの流れが逆方向である場合には、各要素に大きなエネルギーの流れが生じることになり、効率が悪化する。言い換えれば、油圧エネルギーの流れは順方向の方が優れていることになる。また、図１０（ａ）（ｂ）からも明らかなように、エネルギー流れが逆方向の部分を有していると、機械部の通過エネルギーが大きくなるために、遊星歯車機構を大型化する必要があって、コスト面においても不利になってしまう。

この従来の出力分割型ＨＭＴおよび入力分割型ＨＭＴにおける問題点を解決するために、本出願人は、出力軸が増速されるときには出力分割型ＨＭＴを得ることができ、出力軸が減速されるときには入力分割型ＨＭＴを得ることができるようにした変速装置を先願発明として提案している（特願２００３−１４３６８４号）。この先願発明によれば、出力軸の回転速度に拘わらず油圧パワーの伝達馬力を常に正値にすることができて油圧パワーの流れを常に順方向にすることができ、低速域から高速域にわたる全ての速度域においてエネルギー効率を高めることができる等といった優れた効果を奏することができる。

ところで、前記先願発明においては、第１のポンプ／モータを入力軸または出力軸のいずれかに選択的に連結するように切換えることにより、出力分割型ＨＭＴと入力分割型ＨＭＴとの切換えを行うように構成されているが、この切換え時に生じる機械的直結領域をより確実に生起せしめることで、所要の速度比領域において、流体動力損失がなく、動力伝達効率をより改善させた変速装置を提供することが可能となる。

本発明は、このような事情に鑑みてなされたもので、流体動力伝達部分における容積効率、機械効率、流体圧力損失等に基づく動力ロスの発生を防いで、動力伝達効率をより向上させることのできる油圧−機械式変速装置を提供することを目的とするものである。

前記課題を達成するために、本発明による油圧−機械式変速装置は、
入力軸からの動力を機械伝動部および油圧伝動部を介して出力軸に伝達するように構成される油圧−機械式変速装置において、
前記入力軸から前記出力軸への動力伝達を前記機械伝動部のみにより行う車速領域を設定する機械的直結領域設定手段と、この機械的直結領域設定手段にて設定される車速領域で、前記油圧伝動部における圧油の流動を阻止する圧油流動阻止手段を備えることを特徴とするものである（第１発明）。

本発明において、前記機械伝動部は、前記入力軸と出力軸との間に介挿される遊星歯車機構であり、前記油圧伝動部は、第１のポンプ／モータと、この第１のポンプ／モータに接続される第２のポンプ／モータとを備え、前記入力軸が前記遊星歯車機構の第１要素に連結され、前記第２のポンプ／モータが前記遊星歯車機構の第２要素に連結され、前記出力軸が前記遊星歯車機構の第３要素に連結されて構成され、かつ前記第１ポンプ／モータを前記入力軸または前記出力軸のいずれかに選択的に連結するように切換えるクラッチ機構が設けられるのが好ましい（第２発明）。

前記第２発明において、前記圧油流動阻止手段は、前記第２のポンプ／モータの軸を固定するとともに、この第２のポンプ／モータをバイパスする油路中に介挿される連通弁を開作動することにより前記油圧伝動部における圧油の流動を阻止するものであるのが好ましい（第３発明）。

また、前記圧油流動阻止手段は、前記遊星歯車機構の第２要素を前記入力軸に固定するとともに、この第２のポンプ／モータをバイパスする油路中に介挿される連通弁を開作動することにより前記油圧伝動部における圧油の流動を阻止するものであっても良い（第４発明）。

さらに、前記圧油流動阻止手段は、前記遊星歯車機構の第１要素を第３要素に固定するとともに、この第２のポンプ／モータをバイパスする油路中に介挿される連通弁を開作動することにより前記油圧伝動部における圧油の流動を阻止するものとすることもできる（第５発明）。

また、前記圧油流動阻止手段は、前記クラッチ機構を中立位置に切換えるとともに、前記第１のポンプ／モータと第２のポンプ／モータとを接続する油路中に介挿されるロック弁を閉作動することにより前記油圧伝動部における圧油の流動を阻止するものであっても良い（第６発明）。

前記第２発明〜第６発明において、前記機械的直結領域設定手段は、前記機械伝動部のみにて動力伝達を行う車速領域をエンジンの最大トルク点以上で最大出力点以下の車速領域に設定するものとすることができる（第７発明）。

また、前記クラッチ機構は、前記エンジンの最大トルク点未満の車速領域において前記第１のポンプ／モータを前記出力軸に連結し、前記エンジンの最大出力点を越える車速領域において第１のポンプ／モータを前記入力軸に連結するように切換え制御されるのが好ましい（第８発明）。

前記第１発明によれば、機械的直結領域設定手段により入力軸から出力軸への動力伝達を、油圧−機械式変速装置の機械伝動部のみにより行う車速領域が設定され、この設定される車速領域において、圧油流動阻止手段によって油圧伝動部における圧油の流動が阻止されるので、所要の速度比領域において、油圧伝動部に生じる容積効率、機械効率、流体圧力損失等による動力損失の発生を防止することができて機械的直結領域を確実に生起させることができ、変速装置の動力伝達効率を向上させることができる。

また、前記第２発明の構成を採用すれば、出力軸が増速されるときには、クラッチ機構によって第１のポンプ／モータを入力軸側に連結するように切換えることで出力分割型の変速装置を得ることができ、出力軸が減速されるときには、クラッチ機構によって第１のポンプ／モータを出力軸側に連結するように切換えることで入力分割型の変速装置を得ることができる。したがって、出力軸の回転速度に拘わらず油圧パワーの伝達馬力を常に正値にすることができて油圧パワーの流れを常に順方向にすることができる。こうして、従来の入力分割型もしくは出力分割型のものに比べてパワーの流れが逆方向であることからくるロス馬力の増大という現象がなくパワー効率を向上させることができ、しかもトルク切れの発生を防いで操作性も向上させることができる。

また、前記圧油流動阻止手段としては、前記第３発明乃至第６発明のいずれの態様を採っても良く、流体動力損失を確実に防いでより確実に機械的直結領域を作り出すことができる。

さらに、前記第７発明および第８発明の構成を採用すれば、エンジン回転の広い領域で第２のポンプ／モータの回転を停止させることができ、広い車速範囲で機械伝動部のみによる動力伝達がなされるので、伝達効率が非常に良くなる。

次に、本発明による油圧−機械式変速装置の具体的な実施の形態について、図面を参照しつつ説明する。

図１には、本発明の第１の実施形態に係る油圧−機械式変速装置の概略構成図が示されている。本実施形態は、ブルドーザ等の装軌式車両の変速装置に適用された例に関するものであるが、勿論、これに限定されるものではない。

本実施形態の油圧−機械式変速装置１においては、エンジン２からの動力が入力される入力軸３に第１ギア４が固定され、この第１ギア４に第２ギア５が噛合され、この第２ギア５がシンクロメッシュ機構等のクラッチ機構６を介して第１のポンプ／モータ７の軸７ａに結合できるようにされている。前記クラッチ機構６は、切換え操作時に軸７ａの回転と第２ギア５の回転または後述の第７ギア２０の回転とを選択的に同期させるもので、これら第２ギア５と第７ギア２０との間に配されている。

前記入力軸３とその入力軸３と同一軸線上に並ぶ中間出力軸８との間には機械伝動部としての変速用遊星歯車機構９が配されている。そして、前記入力軸３には、この変速用遊星歯車機構９のサンギア１０が回転自在に支承されるとともに、複数のプラネタリギア１１を軸支する遊星キャリア１２が固定されている。また、前記サンギア１０には大径の第３ギア１３が一体結合され、この第３ギア１３の外周に第４ギア１４が噛合され、この第４ギア１４が第２のポンプ／モータ１５の軸１５ａに固定されている。さらに、前記プラネタリギア１１群の外周にはリングギア１６が噛合され、このリングギア１６に中間出力軸８が固定されている。また、前記中間出力軸８には第５ギア１７が固定されるとともに、この第５ギア１７に第６ギア１８が噛合され、この第６ギア１８が軸１９を介して第７ギア２０に固定されている。そして、この第７ギア２０が前記第１のポンプ／モータ７の軸７ａに回転自在に軸支されている。ここで、前記第１のポンプ／モータ７と第２のポンプ／モータ１５とは油圧配管２１を介して接続されている。

一方、前記中間出力軸８にはシングルプラネタリ型の後進用遊星歯車機構２２および前進用遊星歯車機構２３が設けられている。前記後進用遊星歯車機構２２は、中間出力軸８に固定されるサンギア２４と、このサンギア２４の外側に位置するリングギア２５と、これら両ギア２４，２５間に介在されて両ギア２４，２５に噛合される遊星ギア２６と、この遊星ギア２６のキャリアであって後進用油圧クラッチ２７により油圧制動可能な遊星キャリア２８とにより構成されている。また、前記前進用遊星歯車機構２３は、中間出力軸８に固定されるサンギア２９と、このサンギア２９の外側に位置して前進用油圧クラッチ３０により油圧制動可能なリングギア３１と、これら両ギア２９，３１間に介在されて両ギア２９，３１に噛合される遊星ギア３２と、この遊星ギア３２のキャリアであって後進用遊星歯車機構２２のリングギア２５と一体固定される遊星キャリア３３とにより構成されている。

また、前記遊星キャリア３３は出力軸３４に連結され、この出力軸３４はベベルギア３５を介して横軸に配された油圧操向方式の操向装置（図示せず）に連結されている。そして、この操向装置は左右の終減速装置に連結され、出力軸３４から横軸に伝達された動力は操向装置および終減速装置等を介して左右の履帯を駆動するスプロケットにそれぞれ伝達される。

ところで、前記クラッチ機構６により第１のポンプ／モータ７の軸７ａを第２ギア５側または第７ギア２０側のいずれかに切換え操作する際、第２のポンプ／モータ１５の回転は停止されているが、このときに第２のポンプ／モータ１５の軸１５ａを確実に停止させるために、この軸１５ａにはロッククラッチ３６が設けられている。また、前記第１のポンプ／モータ７と第２のポンプ／モータ１５とを接続する油圧配管２１には、第２のポンプ／モータ１５をバイパスするバイパス管路２１ａが設けられ、このバイパス管路２１ａ中には三方切換弁で構成される連通弁３７が介挿されている。この連通弁３７は、通常はＣ位置にあってバイパス管路２１ａを閉じているが、前述のクラッチ機構６の切換え操作時にＡ位置に操作されてバイパス管路２１ａを開作動する。

図２には、本実施形態に係る油圧−機械式変速装置の制御ブロック図が示されている。この制御ブロック図において、エンジン２の出力軸３にはその出力軸３の回転数を検知するエンジン回転数検知器３８が設けられているとともに、遊星歯車機構９の出力軸である中間出力軸８にはその出力軸の回転数を検知する変速装置出力軸回転数検知器３９が設けられており、これら各検知器３８，３９からの検知信号はコントローラ４０に入力される。

前記コントローラ４０は、図示省略されているが、所定プログラムを実行する中央処理装置（ＣＰＵ）と、このプログラム、更には各種テーブルを記憶する読出し専用メモリ（ＲＯＭ）と、このプログラムを実行するに必要なワーキングメモリとしての書込み可能メモリとより構成されている。こうして、コントローラ４０は、各検知器３８，３９からのエンジン回転信号、変速装置出力軸回転信号等の入力信号に基づき、前記プログラムを実行することにより演算処理を行って、可変容量型の第１のポンプ／モータ７の斜板角度を制御するサーボ機構４１、および可変容量型の第２のポンプ／モータ１５の斜板角度を制御するサーボ機構４２に角度制御信号を与え、さらに前記クラッチ機構６に切換え信号を与え、またロッククラッチ３６にＯＮ・ＯＦＦ信号を、連通弁３７に開閉信号をそれぞれ与える。

より具体的には、前記コントローラ４０によるクラッチ機構６、ロッククラッチ３６および連通弁３７の切換え制御（ＨＭＴ制御）は次のようにして行われる。

最初に、図３（ａ）に示される牽引力−車速特性線図において、エンジン回転数検知器３８にて検知される実エンジン回転数ｎがエンジン回転数ｎ_Ａ（エンジン２の最大トルク点Ｔ_Ａの車速Ｎ_Ａに相当するエンジン回転数）以下となる車速領域を領域Ｐ、前記実エンジン回転数ｎがエンジン回転数ｎ_Ａを越えてエンジン回転数ｎ_Ｂ（エンジン２の最大出力点Ｔ_Ｂの車速Ｎ_Ｂに相当するエンジン回転数）未満となる車速領域をＱ、前記実エンジン回転数ｎがエンジン回転数ｎ_Ｂ以上となる車速領域をＲとするとき、負荷を軽くしていき、車両が加速し、その車速が領域Ｐから領域Ｑを経由して領域Ｒに至る状態について考える。

領域Ｐにおいては、第１のポンプ／モータ７の軸７ａが第７ギア２０（中間出力軸８側）に結合されて、油圧−機械式変速装置１は入力分割型変速装置として機能する。すなわち、第１のポンプ／モータ７はモータの働きをし、第２のポンプ／モータ１５はポンプの働きをする。したがって、第２のポンプ／モータ１５から第１のポンプ／モータ７へ油圧配管２１を介してエネルギーが流れる、言い換えれば油圧パワーは入力軸３から中間出力軸８側へ向かう順方向の流れとなる。こうして、エンジン２からの動力が遊星キャリア１２に、モータの働きをする第１のポンプ／モータ７からの動力がリングギア１６にそれぞれ入力され、サンギア１０の回転動力がポンプの働きをする第２のポンプ／モータ１５の入力軸（軸１５ａ）へ出力され、リングギア１６の回転動力が中間出力軸８へ出力される。なお、このときロッククラッチ３６はＯＦＦ状態にあり、連通弁３７はＣ位置にあってバイパス管路２１ａは閉じた状態にある。

この後、実エンジン回転数ｎがエンジン回転数ｎ_Ａであり（ｎ＝ｎ_Ａ）、かつ実速度比ｅ（エンジン回転数ｎに対する変速装置出力軸回転数ｎ_Ｏの比ｎ_Ｏ／ｎ）が基準速度比ｅ_Ｃに達したことが検知されると、コントローラ４０からの指令信号によりロッククラッチ３６がＯＮ操作されるとともに、連通弁３７がＡ位置に切換え操作される。この最大トルク点Ｔ_Ａに達したときには、第２のポンプ／モータ１５の回転が停止し、第１のポンプ／モータ７の容量が０になっており、入力軸３から中間出力軸８への動力伝達は油圧−機械式変速装置１の機械伝動部である遊星歯車機構９のみにより行われる機械的直結状態にある。このとき、前述のようにロッククラッチ３６がＯＮ作動されるとともに、連通弁３７の切換え操作によってバイパス管路２１ａが開作動されることにより、第２のポンプ／モータ１５の回転が確実に停止されて圧油の漏れが阻止される。こうして、機械伝動部のみにより動力伝達がなされる機械的直結領域（ダイレクト領域＝領域Ｑ）において、油圧伝動部に生じる容積効率、機械効率、流体圧力損失等による動力損失の発生を防止することができ、動力伝達効率を向上させることができる。

更に車速が増していき、実エンジン回転数ｎがエンジン回転数ｎ_Ｂに達した（ｎ＝ｎ_Ｂ）ことが検知されると、言い換えれば最大出力点Ｔ_Ｂに達した（領域Ｒに入った）ことが検知されると、コントローラ４０からの指令信号によりロッククラッチ３６がＯＦＦ操作されるとともに、連通弁３７がＣ位置に切換え操作される。これと同時に、コントローラ４０からクラッチ機構６に指令信号が送信されて第１のポンプ／モータ７の軸７ａが第２ギア５（入力軸３側）に結合されて、油圧−機械式変速装置１は出力分割型変速装置として機能する。すなわち、第１のポンプ／モータ７はポンプの働きをし、第２のポンプ／モータ１５はモータの働きをする。したがって、第１のポンプ／モータ７から第２のポンプ／モータ１５へ油圧配管２１を介してエネルギーが流れる、言い換えれば油圧パワーは入力軸３から中間出力軸８側へ向かう順方向の流れとなる。こうして、エンジン２からの動力が遊星キャリア１２に、モータの働きをする第２のポンプ／モータ１５からの動力がサンギア１０にそれぞれ入力され、遊星キャリア１２の回転動力がポンプの働きをする第１のポンプ／モータ７の入力軸（軸７ａ）へ出力され、リングギア１６の回転動力が中間出力軸８へ出力される。

今度は、前述とは逆に、負荷を大きくし、車両が減速し、その車速が領域Ｒから領域Ｑを経由して領域Ｐに至る状態について考える。

油圧−機械式変速装置１が出力分割型変速装置として機能している領域Ｒから車速が減速し、実エンジン回転数ｎがエンジン回転数ｎ_Ｂであり（ｎ＝ｎ_Ｂ）、かつ実速度比ｅが基準速度比ｅ_Ｃに達したことが検知されると、コントローラ４０からの指令信号によりロッククラッチ３６がＯＮ操作されるとともに、連通弁３７がＡ位置に切換え操作される。このときには、第２のポンプ／モータ１５の回転が停止し、第１のポンプ／モータ７の容量が０になっており、入力軸３から中間出力軸８への動力伝達は油圧−機械式変速装置１の機械伝動部である遊星歯車機構９のみにより行われる機械的直結状態となる。したがって、前述と同様、ロッククラッチ３６がＯＮ作動されるとともに、連通弁３７の切換え操作によってバイパス管路２１ａが開作動されることにより、第２のポンプ／モータ１５の回転が確実に停止されて圧油の漏れが阻止される。

更に車速が減速し、実エンジン回転数ｎがエンジン回転数ｎ_Ａに達した（ｎ＝ｎ_Ａ）ことが検知されると、言い換えれば最大トルク点Ｔ_Ａに達した（領域Ｐに入った）ことが検知されると、コントローラ４０からの指令信号によりロッククラッチ３６がＯＦＦ操作されるとともに、連通弁３７がＣ位置に切換え操作される。これと同時に、コントローラ４０からクラッチ機構６に指令信号が送信されて第１のポンプ／モータ７の軸７ａが第７ギア２０（中間出力軸８側）に結合されて、油圧−機械式変速装置１は入力分割型変速装置として機能する。すなわち、第１のポンプ／モータ７はモータの働きをし、第２のポンプ／モータ１５はポンプの働きをし、第２のポンプ／モータ１５から第１のポンプ／モータ７へ油圧配管２１を介してエネルギーが流れる、言い換えれば油圧パワーは入力軸３から中間出力軸８側へ向かう順方向の流れとなる。こうして、エンジン２からの動力が遊星キャリア１２に、モータの働きをする第１のポンプ／モータ７からの動力がリングギア１６にそれぞれ入力され、サンギア１０の回転動力がポンプの働きをする第２のポンプ／モータ１５の入力軸（軸１５ａ）へ出力され、リングギア１６の回転動力が中間出力軸８へ出力される。

以上のように、本実施形態の油圧−機械式変速装置１によれば、最大トルク点Ｔ_Ａ以下の回転域（領域Ｐ）においては、エンジン２の出力特性と変速装置１の出力特性とを最大トルク点Ｔ_Ａ付近にてマッチング（ＨＭＴマッチング）させ、最大出力点Ｔ_Ｂ以上の回転域（領域Ｒ）においては、エンジン２の出力特性と変速装置１の出力特性とを最大出力点Ｔ_Ｂ付近にてマッチング（ＨＭＴマッチング）させ、これら最大トルク点Ｔ_Ａと最大出力点Ｔ_Ｂとの間の機械的直結領域（ダイレクト領域＝領域Ｑ）を使用することができるので、流体動力損失がなくて動力伝達効率の良い部分が使用できるという効果がある。なお、図３（ｂ）に示されるのは、図３（ａ）の牽引力−車速特性線図に対応する牽引力−牽引出力特性線図である。

図４には、本発明の第２の実施形態に係る油圧−機械式変速装置の概略構成図が示されている。第１の実施形態では、ロッククラッチ３６と連通弁３７とを用いるものとしたが、本実施形態では、これらに代えてロック弁４３を用いるとともに、クラッチ機構６のニュートラル状態を利用するようにしたものである。なお、第１の実施形態と共通する部分には図に同一符号を付すに留めてその詳細な説明を省略することとする。

本実施形態の油圧−機械式変速装置１Ａにおいては、前記第１のポンプ／モータ７と第２のポンプ／モータ１５とを接続する油圧配管２１にロック弁４３が介挿されている。このロック弁４３は、通常はＢ位置にあって油圧配管２１を開いた状態に保持しているが、前述のクラッチ機構６の切換え操作に際してそのクラッチ機構６がニュートラル状態になるとＡ位置に操作されて油圧配管２１における圧油の流れを遮断する。

本実施形態において、前記コントローラ４０によるクラッチ機構およびロック弁４３の切換え制御（ＨＭＴ制御）は次のようにして行われる。

最初に、図３（ａ）に示される牽引力−車速特性線図において、車両を加速させていき、その車速が領域Ｐから領域Ｑを経由して領域Ｒに至る状態について考える。まず、領域Ｐにおいては、クラッチ機構６の操作により第１のポンプ／モータ７の軸７ａが第７ギア２０（中間出力軸８側）に結合されて、油圧−機械式変速装置１は入力分割型変速装置として機能する。このときロック弁４３はＢ位置にあって、前記第１のポンプ／モータ７と第２のポンプ／モータ１５とは油圧配管２１を介して圧油の授受がなされる状態にある。

この後、実エンジン回転数ｎがエンジン回転数ｎ_Ａであり（ｎ＝ｎ_Ａ）、かつ実速度比ｅが基準速度比ｅ_Ｃに達したことが検知されると（最大トルク点Ｔ_Ａに達したことが検知されると）、コントローラ４０からの指令信号によりクラッチ機構６が入力分割側からニュートラル位置に切換え操作されるとともに、ロック弁４３がＡ位置に操作されて油圧配管２１が閉じられ、入力軸３と中間出力軸８とは機械的直結状態となる。このとき、前述のようにロック弁４３によって油圧配管２１が閉じられることによって、第２のポンプ／モータ１５の回転が確実に停止されて圧油の漏れが阻止される。こうして、機械的直結領域（ダイレクト領域＝領域Ｑ）において、油圧伝動部に生じる容積効率、機械効率、流体圧力損失等による動力損失の発生を防止することができ、動力伝達効率を向上させることができる。

更に車速が増していき、実エンジン回転数ｎがエンジン回転数ｎ_Ｂに達した（ｎ＝ｎ_Ｂ）ことが検知されると（最大出力点Ｔ_Ｂに達したことが検知されると）、コントローラ４０からの指令信号によりロック弁４３がＢ位置に操作されて油圧配管２１が開かれるとともに、クラッチ機構６によって第１のポンプ／モータ７の軸７ａが第２ギア５（入力軸３側）に結合され、油圧−機械式変速装置１Ａが出力分割型変速装置に切換えられる。

一方、前述とは逆に、負荷が大きくなり、車両が減速し、その車速が領域Ｒから領域Ｑを経由して領域Ｐに至る状態について考えると、油圧−機械式変速装置１Ａが出力分割型変速装置として機能している領域Ｒから車速が減速し、実速度比ｅが基準速度比ｅ_Ｃに達したことが検知されると、コントローラ４０からの指令信号によりクラッチ機構６が出力分割側からニュートラル位置に切換え操作されるとともに、ロック弁４３がＡ位置に操作されて油圧配管２１が閉じられ、入力軸３と中間出力軸８とは機械的直結状態となる。このとき、前述のようにロック弁４３によって油圧配管２１が閉じられることによって、第２のポンプ／モータ１５の回転が確実に停止されて圧油の漏れが阻止される。

更に車速が減速し、最大トルク点Ｔ_Ａに達した（領域Ｐに入った）ことが検知されると、コントローラ４０からの指令信号によりロック弁４３がＢ位置に操作されて油圧配管２１が開かれるとともに、クラッチ機構６によって第１のポンプ／モータ７の軸７ａが第２ギア５（入力軸３側）に結合され、油圧−機械式変速装置１Ａが入力分割型変速装置に切換えられる。

本実施形態の油圧−機械式変速装置１Ａにおいても、前記第１の実施形態と同様の作用効果を奏し得る。

図５には、本発明の第３の実施形態に係る油圧−機械式変速装置の概略構成図が示されている。本実施形態は、前記第２の実施形態において、ロック弁４３の設置位置を第１のポンプ／モータ７の吐出側に設けた点が異なる以外は第２の実施形態と基本的に異なるところがない。したがって、その詳細な説明を省略することとする。

図６には、本発明の第４の実施形態に係る油圧−機械式変速装置の概略構成図が示されている。本実施形態は第１の実施形態の変形例に係るものであり、油圧配管２１にバイパス管路２１ａを設け、このバイパス管路２１ａ中に連通弁３７を介挿した点については第１の実施形態と同様である。ただ、第１の実施形態では第２のポンプ／モータ１５の軸１５ａにロッククラッチ３６を設けたのに対し、本実施形態では、変速用遊星歯車機構９のサンギア１０および第３ギア１３にロッククラッチ４４を設け、このロッククラッチ４４のＯＮ作動により第２のポンプ／モータ１５の機能を確実に停止するように構成したものである。このような構成によっても前記第１の実施形態と同様の作用効果を奏し得る。

図７には、本発明の第５の実施形態に係る油圧−機械式変速装置の概略構成図が示されている。本実施形態も第１の実施形態の変形例に係るものであり、油圧配管２１にバイパス管路２１ａを設け、このバイパス管路２１ａ中に連通弁３７を介挿した点については第１の実施形態と同様である。本実施形態では、変速用遊星歯車機構９の遊星キャリア１２とリングギア１６との間にロッククラッチ４５を設け、このロッククラッチ４５のＯＮ作動により第２のポンプ／モータ１５の機能を確実に停止するように構成したものである。このような構成によっても前記第１の実施形態と同様の作用効果を奏し得る。

前記各実施形態においては、入力分割型ＨＭＴと出力分割型ＨＭＴを切換えて使用する変速装置を例にとって説明したが、本発明は、このような型式の変速装置に限らず、従来の入力分割型ＨＭＴもしくは出力分割型ＨＭＴのいずれの変速装置に対しても適用することができる。すなわち、従来型のＨＭＴにおいて、所要の速度域にて機械的直結領域（ダイレクト領域）を設定するとともに、この機械的直結領域においてロッククラッチと連通弁もしくはロック弁等を用いて圧油の流動を阻止するように構成することができ、これによって効率の良い機械的直結領域を有効に使用することができる。

本発明の第１の実施形態に係る油圧−機械式変速装置の概略構成図第１の実施形態に係る油圧−機械式変速装置の制御ブロック図車両の出力特性図本発明の第２の実施形態に係る油圧−機械式変速装置の概略構成図本発明の第３の実施形態に係る油圧−機械式変速装置の概略構成図本発明の第４の実施形態に係る油圧−機械式変速装置の概略構成図本発明の第５の実施形態に係る油圧−機械式変速装置の概略構成図２つのポンプ／モータを用いた出力分割型ＨＭＴの概略構成図（ａ）およびその伝達馬力特性図（ｂ）２つのポンプ／モータを用いた入力分割型ＨＭＴの概略構成図（ａ）およびその伝達馬力特性図（ｂ）エネルギー流れによる効率面での差を説明する図

符号の説明

１，１Ａ，１Ｂ，１Ｃ，１Ｄ油圧−機械式変速装置
２エンジン
３入力軸
６クラッチ機構
７第１のポンプ／モータ
８中間出力軸
９変速用遊星歯車機構
１５第２のポンプ／モータ
２１油圧配管
２１ａバイパス管路
３６，４４，４５ロッククラッチ
３７連通弁
４０コントローラ
４３ロック弁

Claims

入力軸からの動力を機械伝動部および油圧伝動部を介して出力軸に伝達するように構成される油圧−機械式変速装置において、
前記入力軸から前記出力軸への動力伝達を前記機械伝動部のみにより行う車速領域を設定する機械的直結領域設定手段と、この機械的直結領域設定手段にて設定される車速領域で、前記油圧伝動部における圧油の流動を阻止する圧油流動阻止手段を備えることを特徴とする油圧−機械式変速装置。
前記機械伝動部が、前記入力軸と出力軸との間に介挿される遊星歯車機構であり、前記油圧伝動部が、第１のポンプ／モータと、この第１のポンプ／モータに接続される第２のポンプ／モータとを備え、前記入力軸が前記遊星歯車機構の第１要素に連結され、前記第２のポンプ／モータが前記遊星歯車機構の第２要素に連結され、前記出力軸が前記遊星歯車機構の第３要素に連結されて構成され、かつ前記第１ポンプ／モータを前記入力軸または前記出力軸のいずれかに選択的に連結するように切換えるクラッチ機構が設けられる請求項１に記載の油圧−機械式変速装置。
前記圧油流動阻止手段は、前記第２のポンプ／モータの軸を固定するとともに、この第２のポンプ／モータをバイパスする油路中に介挿される連通弁を開作動することにより前記油圧伝動部における圧油の流動を阻止するものである請求項２に記載の油圧−機械式変速装置。
前記圧油流動阻止手段は、前記遊星歯車機構の第２要素を前記入力軸に固定するとともに、この第２のポンプ／モータをバイパスする油路中に介挿される連通弁を開作動することにより前記油圧伝動部における圧油の流動を阻止するものである請求項２に記載の油圧−機械式変速装置。
前記圧油流動阻止手段は、前記遊星歯車機構の第１要素を第３要素に固定するとともに、この第２のポンプ／モータをバイパスする油路中に介挿される連通弁を開作動することにより前記油圧伝動部における圧油の流動を阻止するものである請求項２に記載の油圧−機械式変速装置。
前記圧油流動阻止手段は、前記クラッチ機構を中立位置に切換えるとともに、前記第１のポンプ／モータと第２のポンプ／モータとを接続する油路中に介挿されるロック弁を閉作動することにより前記油圧伝動部における圧油の流動を阻止するものである請求項２に記載の油圧−機械式変速装置。
前記機械的直結領域設定手段は、前記機械伝動部のみにて動力伝達を行う車速領域をエンジンの最大トルク点以上で最大出力点以下の車速領域に設定する請求項２〜６のいずれかに記載の油圧−機械式変速装置。
前記クラッチ機構は、前記エンジンの最大トルク点未満の車速領域において前記第１のポンプ／モータを前記出力軸に連結し、前記エンジンの最大出力点を越える車速領域において第１のポンプ／モータを前記入力軸に連結するように切換え制御される請求項７に記載の油圧−機械式変速装置。