JP2019049294A - Hydraulic mechanical continuously variable transmission - Google Patents

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Abstract

To provide a hydraulic mechanical continuously variable transmission capable of obtaining the function of an auxiliary brake while suppressing an increase in the size of a power transmission system.SOLUTION: The hydraulic mechanical continuously variable transmission includes a differential mechanism including an input element connected to a driving source, a first output element connected to a first pump motor, and a second output element connected to a second pump motor, a hydraulic transmission part connecting the first and second pump motors via a closed circuit for outputting the rotation of the first pump motor to an output shaft, and a control device for controlling the first pump motor to relieve operating oil from a high pressure side oil path to a low pressure side oil path via a relief valve provided between the high pressure side oil path and the low pressure side oil path of the closed circuit when the driving source is driven.SELECTED DRAWING: Figure 3

Description

本発明は、油圧機械式無段変速機に関する。   The present invention relates to a hydromechanical continuously variable transmission.

従来、静油圧式無段変速機（ハイドロ スタティック トランスミッション：ＨＳＴ）と差動機構とを組み合わせた、油圧機械式無段変速機（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（例えば、特許文献１を参照）。特許文献１には、エンジンからの駆動力を遊星歯車機構で分割して２つの油圧ポンプモータに入力する、いわゆる「入力分割型」のＨＭＴが開示されている。   Conventionally, a hydromechanical continuously variable transmission (hydromechanical transmission: HMT) combining a hydrostatic continuously variable transmission (hydrostatic transmission: HST) and a differential mechanism is known (for example, Patent Document 1) See). Patent Document 1 discloses a so-called "input split type" HMT in which driving force from an engine is divided by a planetary gear mechanism and input to two hydraulic pump motors.

特開平４−２０３６７２号公報JP-A-4-203672

ところで、トラック等の大型車両では、車両重量に比べて相対的にブレーキ容量が小さいため、リターダ等の補助ブレーキ装置を設けることが広く行われている。しかしながら、リターダを設けることで、動力伝達系が大型化するという問題がある。   By the way, in a large vehicle such as a truck, since the brake capacity is relatively small compared to the vehicle weight, it is widely practiced to provide an auxiliary brake device such as a retarder. However, by providing the retarder, there is a problem that the power transmission system is upsized.

本発明の目的は、動力伝達系の大型化を抑制しつつ補助ブレーキの機能を得ることができる油圧機械式無段変速機を提供することである。   An object of the present invention is to provide a hydromechanical continuously variable transmission capable of obtaining a function of an auxiliary brake while suppressing an increase in size of a power transmission system.

本発明に係る油圧機械式無段変速機は、駆動源と接続される入力要素、第１のポンプモータと接続される第１の出力要素および第２のポンプモータと接続される第２の出力要素を備える差動機構と、前記第１および第２のポンプモータを閉回路で接続するとともに、前記第１のポンプモータの回転を出力軸へ出力する油圧変速部と、前記駆動源の被駆動時に、前記閉回路の高圧側油路と低圧側油路との間に設けられたリリーフ弁を介して前記高圧側油路から前記低圧側油路へ作動油をリリーフさせるように、少なくとも前記第１のポンプモータを制御する制御装置と、を備える。   A hydraulic mechanical continuously variable transmission according to the present invention comprises an input element connected to a drive source, a first output element connected to a first pump motor, and a second output connected to a second pump motor. And a hydraulic transmission unit which connects the first and second pump motors in a closed circuit and outputs the rotation of the first pump motor to an output shaft, and the driven source of the drive source. Sometimes, at least the first hydraulic circuit is relieved from the high pressure oil passage to the low pressure oil passage via a relief valve provided between the high pressure oil passage and the low pressure oil passage of the closed circuit. And a controller for controlling the first pump motor.

本発明に係る油圧機械式無段変速機によれば、動力伝達系の大型化を抑制しつつ補助ブレーキの機能を得ることができる。   According to the hydraulic mechanical continuously variable transmission according to the present invention, the function of the auxiliary brake can be obtained while suppressing the enlargement of the power transmission system.

実施形態に係る車両の全体構成を示すスケルトン図A skeleton diagram showing an entire configuration of a vehicle according to an embodiment 有段変速部の状態と各スリーブの動作状態との関係を示す図表A chart showing the relationship between the state of the stepped transmission and the operating state of each sleeve 補助ブレーキ制御処理を示すフローチャートFlow chart showing auxiliary brake control processing 補助ブレーキ制御処理を行った際の各パラメータの推移の一例を示すタイムチャートTime chart showing an example of transition of each parameter at the time of performing auxiliary brake control processing 補助ブレーキ制御処理を行った際の各パラメータの推移の他の一例を示すタイムチャートThe time chart which shows another example of transition of each parameter at the time of performing auxiliary brake control processing

以下、本発明の実施形態について、図面を参照して詳細に説明する。なお、以下に説明する実施形態は一例であり、本発明はこの実施形態により限定されるものではない。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. The embodiment described below is an example, and the present invention is not limited by this embodiment.

まず、図１を参照して、本実施形態に係る油圧機械式変速機を搭載した車両１の全体構成について説明する。図１には、車両１の前後方向が描かれている。以下の説明では、車両前側を単に「前」、車両後側を単に「後」と呼ぶことがある。   First, with reference to FIG. 1, an overall configuration of a vehicle 1 equipped with a hydraulic mechanical transmission according to the present embodiment will be described. The longitudinal direction of the vehicle 1 is depicted in FIG. In the following description, the front side of the vehicle may be simply referred to as "front" and the rear side of the vehicle may be simply referred to as "rear".

車両１は、駆動源１０と、ダンパ２０と、差動機構３０と、油圧変速部４０と、有段変速部５０と、制御装置８０とを備えている。そして、有段変速部５０の出力側に、プロペラシャフト６１、デファレンシャル６２およびドライブシャフト６３を介して、駆動輪６４が動力伝達可能に連結されている。なお、以下の説明において、差動機構３０、油圧変速部４０および有段変速部５０を合わせて「変速機２」と呼ぶことがある。   The vehicle 1 includes a drive source 10, a damper 20, a differential mechanism 30, a hydraulic transmission unit 40, a stepped transmission unit 50, and a control device 80. A drive wheel 64 is coupled to the output side of the stepped transmission unit 50 via a propeller shaft 61, a differential 62 and a drive shaft 63 so that power can be transmitted. In the following description, the differential mechanism 30, the hydraulic transmission unit 40, and the stepped transmission unit 50 may be collectively referred to as "transmission 2".

駆動源１０は、例えばディーゼルエンジンである。なお、駆動源１０は、ガソリンエンジンでも構わない。駆動源１０の出力軸１１には、ダンパ２０の入力側部材２１が接続されている。なお、以下において、駆動源１０はディーゼルエンジンであるとして説明を行う。また、以下の説明において、駆動源１０をエンジン１０という場合がある。   The drive source 10 is, for example, a diesel engine. The drive source 10 may be a gasoline engine. The input side member 21 of the damper 20 is connected to the output shaft 11 of the drive source 10. In the following, the drive source 10 will be described as a diesel engine. In the following description, the drive source 10 may be referred to as an engine 10.

ダンパ２０は、入力側部材２１と、出力側部材２２と、入力側部材２１と出力側部材２２とを弾性的に連結する弾性連結部材２３とを備える。ダンパ２０の出力側部材２２は、差動機構３０の入力軸３１と接続されている。ダンパ２０は、駆動源１０の発生する回転振動が差動機構３０に伝達されるのを抑制する機能を有する。ダンパ２０の構造は一般的なダンパの構造と同様であるため、詳細な説明を省略する。   The damper 20 includes an input side member 21, an output side member 22, and an elastic connecting member 23 that elastically connects the input side member 21 and the output side member 22. The output side member 22 of the damper 20 is connected to the input shaft 31 of the differential mechanism 30. The damper 20 has a function of suppressing transmission of rotational vibration generated by the drive source 10 to the differential mechanism 30. The structure of the damper 20 is the same as that of a general damper, and thus the detailed description is omitted.

差動機構３０は、円周方向に等配に設けられた複数のベベルギヤ３２、第１差動出力ギヤ３３および第２差動出力ギヤ３４を備えている。ベベルギヤ３２は、図１に示すように、入力軸３１に相対回転可能に軸支されている。第１差動出力ギヤ３３は、第１ポンプモータ４１の第１入出力軸４１ａの前端に設けられている。第２差動出力ギヤ３４は、差動出力軸３５の前端に設けられている。   The differential mechanism 30 is provided with a plurality of bevel gears 32, a first differential output gear 33 and a second differential output gear 34 provided equidistantly in the circumferential direction. As shown in FIG. 1, the bevel gear 32 is rotatably supported by the input shaft 31 in a relatively rotatable manner. The first differential output gear 33 is provided at the front end of the first input / output shaft 41 a of the first pump motor 41. The second differential output gear 34 is provided at the front end of the differential output shaft 35.

差動出力軸３５は、第１入出力軸４１ａと同軸かつ第１入出力軸４１ａの外周側に設けられた円筒状の部材である。差動出力軸３５の後端には、第１ギヤ３６が設けられている。差動出力軸３５は、不図示の軸受を介して、第１入出力軸４１ａに軸支されている。第１ギヤ３６は、第２ポンプモータ４２の第２入出力軸４２ａの前端に設けられた第２ギヤ３７と噛合している。   The differential output shaft 35 is a cylindrical member coaxial with the first input / output shaft 41 a and provided on the outer peripheral side of the first input / output shaft 41 a. A first gear 36 is provided at the rear end of the differential output shaft 35. The differential output shaft 35 is pivotally supported by the first input / output shaft 41 a via a bearing (not shown). The first gear 36 meshes with a second gear 37 provided at the front end of the second input / output shaft 42 a of the second pump motor 42.

なお、本実施形態では、第１差動出力ギヤ３３の歯数は、第２差動出力ギヤ３４の歯数と同一である。また、第１ギヤ３６の歯数は、第２ギヤ３７の歯数と同一である。差動機構３０の構造は一般的なベベルギヤ型差動機構の構造と同様であるため、詳細な説明を省略する。   In the present embodiment, the number of teeth of the first differential output gear 33 is the same as the number of teeth of the second differential output gear 34. Further, the number of teeth of the first gear 36 is the same as the number of teeth of the second gear 37. The structure of the differential mechanism 30 is the same as that of a general bevel gear type differential mechanism, and thus the detailed description is omitted.

油圧変速部４０は、第１ポンプモータ４１と、第２ポンプモータ４２と、第１ポンプモータ４１および第２ポンプモータ４２を油圧接続する閉回路４３とからなる。また、閉回路４３には、高圧側油路４３ａの油圧が所定以上となった場合に開き、作動油を低圧側油路４３ｂへ排出するリリーフ弁４４が設けられている。なお、図１では、閉回路４３における一部の構成部品（チャージポンプ、チャージ油路等）を省略している。   The hydraulic transmission unit 40 includes a first pump motor 41, a second pump motor 42, and a closed circuit 43 hydraulically connecting the first pump motor 41 and the second pump motor 42. Further, the closed circuit 43 is provided with a relief valve 44 which is opened when the hydraulic pressure of the high pressure side oil passage 43a becomes equal to or more than a predetermined level, and which discharges the hydraulic oil to the low pressure side oil passage 43b. In FIG. 1, some components (charge pump, charge oil passage, etc.) in the closed circuit 43 are omitted.

第１ポンプモータ４１は、押し除け容積をゼロから正負の両方向に変化させることのできる、いわゆる両振り型のポンプモータである。第１ポンプモータ４１としては、アキシャルピストン型、ラジアルピストン型等、各種の形式のものを採用することができる。第１ポンプモータ４１の第１入出力軸４１ａは、第１ポンプモータ４１を前から後へ貫通している。   The first pump motor 41 is a so-called double swing pump motor capable of changing the displacement volume from zero to positive and negative directions. As the first pump motor 41, various types such as an axial piston type and a radial piston type can be adopted. The first input / output shaft 41 a of the first pump motor 41 penetrates the first pump motor 41 from the front to the rear.

第２ポンプモータ４２は、押し除け容積をゼロから正負の両方向に変化させることのできる、いわゆる両振り型のポンプモータである。第２ポンプモータ４２の第２入出力軸４２ａは、第２ポンプモータ４２を前から後へ貫通している。   The second pump motor 42 is a so-called double swing pump motor capable of changing the displacement volume from zero to positive and negative directions. The second input / output shaft 42 a of the second pump motor 42 penetrates the second pump motor 42 from the front to the rear.

なお、本実施形態では、第１ポンプモータ４１および第２ポンプモータ４２は同形式のものを用いている。また、第１ポンプモータ４１の最大押し除け容積は、第２ポンプモータ４２の最大押し除け容積と等しい。   In the present embodiment, the first pump motor 41 and the second pump motor 42 use the same type. Also, the maximum displacement volume of the first pump motor 41 is equal to the maximum displacement volume of the second pump motor 42.

有段変速部５０は、第１入出力軸４１ａと、第１入出力軸４１ａと平行に配置された第２入出力軸４２ａと、副軸５１と、出力軸５２とを備えている。   The stepped transmission unit 50 includes a first input / output shaft 41a, a second input / output shaft 42a disposed parallel to the first input / output shaft 41a, a sub shaft 51, and an output shaft 52.

第１入出力軸４１ａの前端には、上述のとおり、差動機構３０の第１差動出力ギヤ３３が設けられている。また、第１入出力軸４１ａの後端には、第１入力ハブ４１ｂが、第１入出力軸４１ａと一体回転するように設けられている。   As described above, the first differential output gear 33 of the differential mechanism 30 is provided at the front end of the first input / output shaft 41a. In addition, a first input hub 41b is provided at the rear end of the first input / output shaft 41a so as to rotate integrally with the first input / output shaft 41a.

第１入力ギヤ４１ｃは、第１入出力軸４１ａの外周側に、第１入出力軸４１ａに対して相対回転可能に設けられている。第１入力ギヤ４１ｃは、副軸５１と第１入力ハブ４１ｂとの間に設けられている。   The first input gear 41c is provided on the outer peripheral side of the first input / output shaft 41a so as to be rotatable relative to the first input / output shaft 41a. The first input gear 41 c is provided between the countershaft 51 and the first input hub 41 b.

第２入出力軸４２ａの前端には、上述のとおり、差動機構３０の第２ギヤ３７が設けられている。また、第２入出力軸４２ａの後端には、第２入力ハブ４２ｂが、第２入出力軸４２ａと一体回転するように設けられている。   As described above, the second gear 37 of the differential mechanism 30 is provided at the front end of the second input / output shaft 42a. In addition, a second input hub 42b is provided at the rear end of the second input / output shaft 42a so as to rotate integrally with the second input / output shaft 42a.

第２入力ギヤ４２ｃは、第２入出力軸４２ａと一体回転するように設けられている。第２入力ギヤ４２ｃは、第２ポンプモータ４２と第２入力ハブ４２ｂとの間に設けられている。第２入力ギヤ４２ｃは、第１副ギヤ５１ａ（後述する）と噛合している。   The second input gear 42c is provided to rotate integrally with the second input / output shaft 42a. The second input gear 42c is provided between the second pump motor 42 and the second input hub 42b. The second input gear 42c meshes with a first sub gear 51a (described later).

副軸５１は、第１入出力軸４１ａと同軸かつ第１入出力軸４１ａの外周側に設けられた円筒状の部材である。副軸５１の前端には第１副ギヤ５１ａが設けられ、副軸５１の後端には第２副ギヤ５１ｂが設けられている。   The countershaft 51 is a cylindrical member coaxial with the first input / output shaft 41a and provided on the outer peripheral side of the first input / output shaft 41a. A first sub gear 51 a is provided at the front end of the sub shaft 51, and a second sub gear 51 b is provided at the rear end of the sub shaft 51.

出力軸５２の前端には、出力ハブ５２ａが、出力軸５２と一体回転するように設けられている。   An output hub 52 a is provided at the front end of the output shaft 52 so as to rotate integrally with the output shaft 52.

第１出力ギヤ５２ｂは、出力軸５２の外周側に、出力軸５２に対して相対回転可能に設けられている。第１出力ギヤ５２ｂは、出力ハブ５２ａの後側に設けられている。第１出力ギヤ５２ｂは、第２副ギヤ５１ｂと噛合している。   The first output gear 52 b is provided on the outer peripheral side of the output shaft 52 so as to be rotatable relative to the output shaft 52. The first output gear 52b is provided on the rear side of the output hub 52a. The first output gear 52 b is in mesh with the second sub gear 51 b.

第２出力ギヤ５２ｃは、出力軸５２と一体回転するように設けられている。第２出力ギヤ５２ｃは、第１出力ギヤ５２ｂの後側に設けられている。第２出力ギヤ５２ｃは、第１入力ギヤ４１ｃと噛合している。   The second output gear 52 c is provided to rotate integrally with the output shaft 52. The second output gear 52c is provided on the rear side of the first output gear 52b. The second output gear 52c meshes with the first input gear 41c.

有段変速部５０には、第１入出力軸４１ａと第１入力ギヤ４１ｃとを、選択的に一体回転可能に連結する第１連結機構７１が設けられている。第１連結機構７１は、第１入力ハブ４１ｂと、第１入力ギヤ４１ｃと一体に設けられた入力クラッチギヤ４１ｄと、第１スリーブ７２とを備えている。   The geared transmission unit 50 is provided with a first connection mechanism 71 that selectively and integrally connects the first input / output shaft 41a and the first input gear 41c. The first connection mechanism 71 includes a first input hub 41b, an input clutch gear 41d integrally provided with the first input gear 41c, and a first sleeve 72.

第１スリーブ７２は、第１入力ハブ４１ｂの外周側に、第１入力ハブ４１ｂと一体回転可能かつ軸方向に相対移動可能に設けられている。第１スリーブ７２が図１に示す後位置の場合、第１入出力軸４１ａと第１入力ギヤ４１ｃとは相対回転可能である。   The first sleeve 72 is provided on the outer peripheral side of the first input hub 41 b so as to be integrally rotatable with the first input hub 41 b and to be relatively movable in the axial direction. When the first sleeve 72 is in the rear position shown in FIG. 1, the first input / output shaft 41a and the first input gear 41c can be rotated relative to each other.

第１スリーブ７２を前位置とすることで、第１入力ギヤ４１ｃは、第１入出力軸４１ａと一体に回転する。本実施形態では、第１連結機構７１として一般的なシンクロナイザ方式のものを使用している。シンクロナイザ方式の連結機構は公知であるため、詳細な説明は省略する。   By setting the first sleeve 72 to the front position, the first input gear 41 c rotates integrally with the first input / output shaft 41 a. In this embodiment, a general synchronizer system is used as the first connection mechanism 71. Since a synchronizer type connection mechanism is known, the detailed description is omitted.

有段変速部５０には、第２入出力軸４２ａと出力軸５２、または、第１出力ギヤ５２ｂと出力軸５２とを、選択的に一体回転可能に連結する第２連結機構７３が設けられている。第２連結機構７３は、第２入力ハブ４２ｂと、出力ハブ５２ａと、第１出力ギヤ５２ｂと一体に設けられた出力クラッチギヤ５２ｄと、第２スリーブ７４とを備えている。   The geared transmission unit 50 is provided with a second connection mechanism 73 for selectively and integrally rotatably connecting the second input / output shaft 42a and the output shaft 52, or the first output gear 52b and the output shaft 52. ing. The second connection mechanism 73 includes a second input hub 42b, an output hub 52a, an output clutch gear 52d integrally provided with the first output gear 52b, and a second sleeve 74.

第２スリーブ７４は、出力ハブ５２ａの外周側に、出力ハブ５２ａと一体回転可能かつ軸方向に相対移動可能に設けられている。第２スリーブ７４が図１に示す中央位置の場合、第２入出力軸４２ａと出力軸５２とは相対回転可能である。また、第２スリーブ７４が図１に示す中央位置の場合、第１出力ギヤ５２ｂと出力軸５２とは相対回転可能である。   The second sleeve 74 is provided on the outer peripheral side of the output hub 52a so as to be integrally rotatable with the output hub 52a and relatively movable in the axial direction. When the second sleeve 74 is at the center position shown in FIG. 1, the second input / output shaft 42a and the output shaft 52 can be rotated relative to each other. When the second sleeve 74 is at the center position shown in FIG. 1, the first output gear 52 b and the output shaft 52 can rotate relative to each other.

第２スリーブ７４を前位置とすることで、出力軸５２は、第２入出力軸４２ａと一体に回転する。また、第２スリーブ７４を後位置とすることで、出力軸５２は、第１出力ギヤ５２ｂと一体に回転する。   By setting the second sleeve 74 to the front position, the output shaft 52 rotates integrally with the second input / output shaft 42a. Further, by setting the second sleeve 74 to the rear position, the output shaft 52 rotates integrally with the first output gear 52 b.

制御装置８０には、リターダスイッチ８１からの信号が入力される。また、制御装置８０は、駆動源１０、油圧変速部４０（第１ポンプモータ４１、第２ポンプモータ４２）、有段変速部５０（第１スリーブ７２、第２スリーブ７４）の制御を行う。特に、制御装置８０は、エンジン１０の被駆動状態で、リターダスイッチ８１がオンとされた場合に、補助ブレーキ制御（詳細は後述する）を実行する。   A signal from the retarder switch 81 is input to the control device 80. Further, the control device 80 controls the drive source 10, the hydraulic transmission unit 40 (the first pump motor 41, the second pump motor 42), and the stepped transmission unit 50 (the first sleeve 72, the second sleeve 74). In particular, when the retarder switch 81 is turned on in the driven state of the engine 10, the control device 80 executes the auxiliary brake control (details will be described later).

次に、図２を参照して、有段変速部５０の動作について説明する。図２は、有段変速部５０の状態と、第１スリーブ７２および第２スリーブ７４の動作状態との関係を示す図表である。   Next, with reference to FIG. 2, the operation of the stepped transmission unit 50 will be described. FIG. 2 is a chart showing the relationship between the state of the stepped transmission unit 50 and the operating states of the first sleeve 72 and the second sleeve 74. As shown in FIG.

第１スリーブ７２が後位置とされ、第２スリーブ７４が後位置とされる状態を、「１速」または「第１伝動状態」という。第１伝動状態では、第２入出力軸４２ａの回転が、第２入力ギヤ４２ｃ、第１副ギヤ５１ａ、第２副ギヤ５１ｂおよび第１出力ギヤ５２ｂを経由して出力軸５２へ伝達される。   The state in which the first sleeve 72 is in the rear position and the second sleeve 74 is in the rear position is referred to as "first gear" or "first transmission state". In the first transmission state, the rotation of the second input / output shaft 42a is transmitted to the output shaft 52 via the second input gear 42c, the first auxiliary gear 51a, the second auxiliary gear 51b, and the first output gear 52b. .

第１スリーブ７２が前位置とされ、第２スリーブ７４が中央位置とされる状態を、「２速」または「第２伝動状態」という。第２伝動状態では、第１入出力軸４１ａの回転が、第１入力ギヤ４１ｃおよび第２出力ギヤ５２ｃを経由して出力軸５２へ伝達される。   The state in which the first sleeve 72 is in the front position and the second sleeve 74 is in the center position is referred to as "second gear" or "second transmission state". In the second transmission state, the rotation of the first input / output shaft 41a is transmitted to the output shaft 52 via the first input gear 41c and the second output gear 52c.

第１スリーブ７２が後位置とされ、第２スリーブ７４が前位置とされる状態を、「３速」または「第３伝動状態」または「直結状態」という。第３伝動状態では、第２入出力軸４２ａの回転が出力軸５２へ直接伝達される。   The state in which the first sleeve 72 is in the rear position and the second sleeve 74 is in the front position is referred to as "third gear" or "third transmission state" or "direct connection state". In the third transmission state, the rotation of the second input / output shaft 42 a is directly transmitted to the output shaft 52.

次に、図３のフローチャートを参照して、補助ブレーキ制御の処理内容について説明する。図３に示す処理は、リターダスイッチ８１がオンとされた場合に実行される。   Next, the processing content of the auxiliary brake control will be described with reference to the flowchart of FIG. 3. The process shown in FIG. 3 is executed when the retarder switch 81 is turned on.

まず、ステップＳ１で、制御装置８０は、車両１が被駆動状態であるか否かを判断する。この判断は、例えば、アクセル開度を検出する等の公知の手法により行うことができる。   First, in step S1, the control device 80 determines whether the vehicle 1 is in a driven state. This determination can be performed, for example, by a known method such as detecting an accelerator opening.

車両１が被駆動状態でない場合（ステップＳ１：ＮＯ）、ステップＳ１の処理を繰り返す。一方、車両１が被駆動状態である場合（ステップＳ１：ＹＥＳ）、処理はステップＳ２へ進む。   When the vehicle 1 is not in the driven state (step S1: NO), the process of step S1 is repeated. On the other hand, when vehicle 1 is in the driven state (step S1: YES), the process proceeds to step S2.

ステップＳ２で、制御装置８０は、補助ブレーキ制御を実行する。具体的には、ポンプとして動作している一方のポンプモータを制御して、当該一方のポンプモータの押し除け容積を増大させて当該一方のポンプモータの流量を増大させ、高圧側油路４３ａ内の油圧を上昇させる。これにより、モータとして動作している他方のポンプモータのトルクが増大することでエンジン１０の回転数も上昇する。   At step S2, the control device 80 executes the auxiliary brake control. Specifically, one pump motor operating as a pump is controlled to increase the displacement of the one pump motor to increase the flow rate of the one pump motor, and the pressure in the high pressure side oil passage 43a is increased. Increase the oil pressure of As a result, the torque of the other pump motor operating as a motor is increased, and the rotational speed of the engine 10 is also increased.

エンジン１０の回転数の上昇により、モータとして動作している他方のポンプモータの流量が増大する。一方のポンプモータの押し除け容積は、当該一方のポンプモータの流量が他方のポンプモータの流量を引き続き上回るように制御される。   The increase in the rotational speed of the engine 10 increases the flow rate of the other pump motor operating as a motor. The displacement volume of one pump motor is controlled such that the flow rate of the one pump motor continues to exceed the flow rate of the other pump motor.

さらにその後、必要に応じてモータとして動作している他方のポンプモータも併せて制御することで、エンジン１０の回転数を補助ブレーキ制御における目標エンジン回転数に維持した状態で高圧側油路４３ａ内の油圧をさらに上昇させる。   Thereafter, if necessary, the other pump motor operating as a motor is also controlled to maintain the rotation speed of the engine 10 at the target engine rotation speed in the auxiliary brake control, and in the high pressure side oil passage 43a. Further increase the oil pressure.

高圧側油路４３ａ内の油圧がリリーフ圧を超えると、リリーフ弁４４が開弁し、高圧側油路４３ａ内の作動油が低圧側油路４３ｂへ排出される。そのため、リリーフ弁４４の前後における圧力損失によって、出力軸５２における回転エネルギーの一部が熱エネルギーに変換され、車両１に対する制動力が上昇する。   When the hydraulic pressure in the high pressure side oil passage 43a exceeds the relief pressure, the relief valve 44 opens, and the hydraulic oil in the high pressure side oil passage 43a is discharged to the low pressure side oil passage 43b. Therefore, due to the pressure loss before and after the relief valve 44, part of the rotational energy at the output shaft 52 is converted to thermal energy, and the braking force on the vehicle 1 is increased.

次に、図４のタイムチャートを参照して、補助ブレーキ制御を行った際のエンジン１０の回転数、各ポンプモータ４１および４２の押し除け容積、各ポンプモータ４１および４２の吐出（吸入）流量および高圧側油路４３ａ内の油圧の推移の一例について説明する。   Next, referring to the time chart of FIG. 4, the number of revolutions of engine 10, the displacement volume of each pump motor 41 and 42, and the discharge (intake) flow rate of each pump motor 41 and 42 when auxiliary brake control is performed. An example of the transition of the hydraulic pressure in the high pressure side oil passage 43a will be described.

なお、図４に示す例は、有段変速部５０が１速であり、エンジン１０が被駆動状態である場合を示している。この場合、第２ポンプモータ４２がポンプとして動作し、第１ポンプモータ４１がモータとして動作する。   The example shown in FIG. 4 shows the case where the stepped transmission unit 50 is at the first speed and the engine 10 is in a driven state. In this case, the second pump motor 42 operates as a pump, and the first pump motor 41 operates as a motor.

時刻ｔ１まで、第１ポンプモータ４１および第２ポンプモータ４２の押し除け容積は一定である。このとき、第２ポンプモータ４２の吐出流量と、第１ポンプモータ４１の吸入流量とは等しい。また、高圧側油路４３ａ内の油圧は、リリーフ圧ＰＭＡＸには達していない。また、エンジン１０の回転数はＮｅ２である。 The displacement volumes of the first pump motor 41 and the second pump motor 42 are constant until time t1. At this time, the discharge flow rate of the second pump motor 42 and the suction flow rate of the first pump motor 41 are equal. Further, the hydraulic pressure in the high pressure side oil passage 43a does not reach the relief pressure P MAX . Further, the rotational speed of the engine 10 is Ne2.

時刻ｔ１で、運転者により、リターダスイッチ８１がオン操作されると、第２ポンプモータ４２の押し除け容積が増大させられる。これにより、時刻ｔ１以降、第２ポンプモータ４２の流量が増大し、高圧側油路４３ａ内の油圧も上昇する。高圧側油路４３ａ内の油圧の上昇に伴い、第１ポンプモータ４１のトルクが増大してエンジン１０の回転数も上昇する。   When the driver turns on the retarder switch 81 at time t1, the displacement volume of the second pump motor 42 is increased. As a result, after time t1, the flow rate of the second pump motor 42 increases, and the hydraulic pressure in the high pressure side oil passage 43a also increases. As the hydraulic pressure in the high pressure side oil passage 43a increases, the torque of the first pump motor 41 increases and the rotational speed of the engine 10 also increases.

エンジン１０の回転数の上昇により、時刻ｔ１以降、第１ポンプモータ４１の流量が増大する。第２ポンプモータ４２の押し除け容積は、第２ポンプモータ４２の流量が第１ポンプモータ４１の流量を引き続き上回るように制御される。   Due to the increase in the rotational speed of the engine 10, the flow rate of the first pump motor 41 increases after time t1. The displacement volume of the second pump motor 42 is controlled such that the flow rate of the second pump motor 42 continues to exceed the flow rate of the first pump motor 41.

図４に示す例では、時刻ｔ２で、エンジン１０の回転数がリターダ機能作動時の回転数Ｎｅ１に達している。なお、時刻ｔ２では、高圧側油路４３ａ内の油圧はリリーフ圧ＰＭＡＸに達していない。 In the example shown in FIG. 4, at time t2, the rotational speed of the engine 10 has reached the rotational speed Ne1 at the time of operation of the retarder function. At time t2, the hydraulic pressure in the high pressure side oil passage 43a has not reached the relief pressure PMAX .

この場合、時刻ｔ２以降、エンジン１０の回転数をＮｅ１に維持したまま、高圧側油路４３ａ内の油圧をさらに上昇させるべく、第１ポンプモータ４１および第２ポンプモータ４２の押し除け容積が制御される。   In this case, after time t2, the displacement volumes of the first pump motor 41 and the second pump motor 42 are controlled so as to further increase the hydraulic pressure in the high pressure side oil passage 43a while maintaining the rotational speed of the engine 10 at Ne1. Be done.

具体的には、エンジン１０の回転数がＮｅ１を維持し、かつ、第２ポンプモータ４２の流量が第１ポンプモータ４１の流量を上回った状態を維持するように、第１ポンプモータ４１および第２ポンプモータ４２の押し除け容積が漸減される。   Specifically, the first pump motor 41 and the first pump motor 41 are controlled so that the rotational speed of the engine 10 maintains Ne1 and the flow rate of the second pump motor 42 exceeds the flow rate of the first pump motor 41. 2 The displacement volume of the pump motor 42 is gradually reduced.

時刻ｔ３で、高圧側油路４３ａ内の油圧がリリーフ圧ＰＭＡＸに達する。これ以降、第１ポンプモータ４１の押し除け容積は、エンジン１０の回転数をＮｅ１に維持すべく一定とされる。一方、第２ポンプモータ４２の押し除け容積は、時刻ｔ３以降、再び増大させられる。 At time t3, the hydraulic pressure in the high pressure side oil passage 43a reaches the relief pressure P MAX . Thereafter, the displacement of the first pump motor 41 is made constant to maintain the rotational speed of the engine 10 at Ne1. On the other hand, the displacement volume of the second pump motor 42 is increased again after time t3.

これにより、リリーフ弁４４が開弁し、高圧側油路４３ａ内の作動油が低圧側油路４３ｂへ排出される。そのため、リリーフ弁４４の前後における圧力損失によって、出力軸５２における回転エネルギーの一部が熱エネルギーに変換され、車両１に対する制動力が上昇する。   Thereby, the relief valve 44 is opened, and the hydraulic oil in the high pressure side oil passage 43a is discharged to the low pressure side oil passage 43b. Therefore, due to the pressure loss before and after the relief valve 44, part of the rotational energy at the output shaft 52 is converted to thermal energy, and the braking force on the vehicle 1 is increased.

リリーフ弁４４を介して低圧側油路４３ｂへ排出される作動油の流量は、第２ポンプモータ４２の押し除け容積を調整することで制御される。なお、図４では、時刻ｔ３以降、時刻ｔ４まで第２ポンプモータ４２の押し除け容積が増大され、時刻ｔ４以降、第２ポンプモータ４２の押し除け容積が一定に制御される様子が示されている。   The flow rate of the hydraulic fluid discharged to the low pressure side oil passage 43 b via the relief valve 44 is controlled by adjusting the displacement of the second pump motor 42. Note that FIG. 4 shows that the displacement volume of the second pump motor 42 is increased from time t3 to time t4, and the displacement volume of the second pump motor 42 is controlled to be constant after time t4. There is.

次に、図５のタイムチャートを参照して、補助ブレーキ制御を行った際のエンジン１０の回転数、各ポンプモータ４１および４２の押し除け容積、各ポンプモータ４１および４２の吐出（吸入）流量および高圧側油路４３ａ内における油圧の推移の他の一例について説明する。   Next, referring to the time chart of FIG. 5, the rotational speed of engine 10, the displacement volume of each pump motor 41 and 42, and the discharge (intake) flow rate of each pump motor 41 and 42 when the auxiliary brake control is performed. Another example of the transition of the hydraulic pressure in the high pressure side oil passage 43a will be described.

図４では、第２ポンプモータ４２の押し除け容積を増大させて、エンジン１０の回転数がリターダ機能作動時の回転数Ｎｅ１に達した時点（時刻ｔ２）で、高圧側油路４３ａ内の油圧がリリーフ圧ＰＭＡＸに達していない場合を説明した。 In FIG. 4, the displacement volume of the second pump motor 42 is increased, and the hydraulic pressure in the high pressure side oil passage 43a is reached when the rotational speed of the engine 10 reaches the rotational speed Ne1 at the time of retarder function operation (time t2). Described the case where the relief pressure P MAX has not been reached.

図５は、エンジン１０の回転数がリターダ機能作動時の回転数Ｎｅ１に達するタイミングと、高圧側油路４３ａ内の油圧がリリーフ圧ＰＭＡＸに達するタイミングとが一致している場合を示している。 FIG. 5 shows a case where the timing at which the rotational speed of the engine 10 reaches the rotational speed Ne1 at the time of retarder function operation coincides with the timing at which the hydraulic pressure in the high pressure side oil passage 43a reaches the relief pressure PMAX . .

時刻ｔ１１まで、第１ポンプモータ４１および第２ポンプモータ４２の押し除け容積は一定である。このとき、第２ポンプモータ４２の吐出流量と、第１ポンプモータ４１の吸入流量とは等しい。また、高圧側油路４３ａ内の油圧は、リリーフ圧ＰＭＡＸには達していない。また、エンジン１０の回転数はＮｅ２である。 Until time t11, the displacement volumes of the first pump motor 41 and the second pump motor 42 are constant. At this time, the discharge flow rate of the second pump motor 42 and the suction flow rate of the first pump motor 41 are equal. Further, the hydraulic pressure in the high pressure side oil passage 43a does not reach the relief pressure P MAX . Further, the rotational speed of the engine 10 is Ne2.

時刻ｔ１１で、運転者により、リターダスイッチ８１がオン操作されると、第２ポンプモータ４２の押し除け容積が増大させられる。これにより、時刻ｔ１１以降、第２ポンプモータ４２の流量が増大し、高圧側油路４３ａ内の油圧も上昇する。高圧側油路４３ａ内の油圧の上昇に伴い、第１ポンプモータ４１のトルクが増大してエンジン１０の回転数も上昇する。   When the driver turns on the retarder switch 81 at time t11, the displacement volume of the second pump motor 42 is increased. As a result, after time t11, the flow rate of the second pump motor 42 is increased, and the oil pressure in the high pressure side oil passage 43a is also increased. As the hydraulic pressure in the high pressure side oil passage 43a increases, the torque of the first pump motor 41 increases and the rotational speed of the engine 10 also increases.

エンジン１０の回転数の上昇により、時刻ｔ１１以降、第１ポンプモータ４１の流量が増大する。第２ポンプモータ４２の押し除け容積は、第２ポンプモータ４２の流量が第１ポンプモータ４１の流量を引き続き上回るように制御される。   Due to the increase in the rotational speed of the engine 10, the flow rate of the first pump motor 41 increases after time t11. The displacement volume of the second pump motor 42 is controlled such that the flow rate of the second pump motor 42 continues to exceed the flow rate of the first pump motor 41.

時刻ｔ１２で、エンジン１０の回転数がリターダ機能作動時の回転数Ｎｅ１に達し、かつ、高圧側油路４３ａ内の油圧がリリーフ圧ＰＭＡＸに達すると、リリーフ弁４４が開弁し、高圧側油路４３ａ内の作動油が低圧側油路４３ｂへ排出される。そのため、リリーフ弁４４の前後における圧力損失によって、出力軸５２における回転エネルギーの一部が熱エネルギーに変換され、車両１に対する制動力が上昇する。 At time t12, when the rotational speed of the engine 10 reaches the rotational speed Ne1 at the time of retarder function activation and the hydraulic pressure in the high pressure side oil passage 43a reaches the relief pressure P MAX , the relief valve 44 opens and the high pressure side The hydraulic oil in the oil passage 43a is discharged to the low pressure side oil passage 43b. Therefore, due to the pressure loss before and after the relief valve 44, part of the rotational energy at the output shaft 52 is converted to thermal energy, and the braking force on the vehicle 1 is increased.

リリーフ弁４４を介して低圧側油路４３ｂへ排出される作動油の流量は、第２ポンプモータ４２の押し除け容積を調整することで制御される。なお、図５では、時刻ｔ１２以降、第２ポンプモータ４２の押し除け容積が一定に制御される様子が示されている。   The flow rate of the hydraulic fluid discharged to the low pressure side oil passage 43 b via the relief valve 44 is controlled by adjusting the displacement of the second pump motor 42. Note that FIG. 5 shows that the displacement volume of the second pump motor 42 is controlled to be constant after time t12.

なお、図示は省略するが、高圧側油路４３ａ内の油圧がリリーフ圧ＰＭＡＸに達した時点で、エンジン１０の回転数がリターダ機能作動時の回転数Ｎｅ１に達しない場合には、第１ポンプモータ４１の押し除け流量を増大させてエンジン１０の回転数をリターダ機能作動時の回転数Ｎｅ１まで上昇させることも可能である。 Although not shown, when the hydraulic pressure in the high pressure side oil passage 43a reaches the relief pressure P MAX , the first rotational speed of the engine 10 does not reach the rotational speed Ne1 when the retarder function is activated. It is also possible to increase the rotational speed of the engine 10 to the rotational speed Ne1 at the time of operation of the retarder function by increasing the displacement flow rate of the pump motor 41.

本実施形態において、上述の補助ブレーキ制御は、リターダスイッチ８１がオンの間、連続して行われることが求められる。そのため、補助ブレーキ制御の実行に伴う発熱量を、車両１の有する油圧変速部４０の冷却能力とバランスさせる必要がある。そのため、第２ポンプモータ４２の押し除け容積の増大量は、補助ブレーキ制御の実行に伴う発熱量が車両１の有する冷却能力とバランスするように制御される。   In the present embodiment, the above-described auxiliary brake control is required to be performed continuously while the retarder switch 81 is on. Therefore, it is necessary to balance the heat generation amount associated with the execution of the auxiliary brake control with the cooling capacity of the hydraulic transmission unit 40 of the vehicle 1. Therefore, the amount of increase in displacement of the second pump motor 42 is controlled such that the amount of heat generation accompanying the execution of the auxiliary brake control is balanced with the cooling capacity of the vehicle 1.

また、補助ブレーキ機能による制動力を増大させるためには、油圧変速部４０の冷却能力を向上させる必要がある。このため、例えば、冷却装置を設けて閉回路４３内を循環する作動油を強制冷却することが考えられる。さらに、冷却能力を可変として、補助ブレーキ機能による制動力を変更する場合にも対処できるようにしてもよい。   Further, in order to increase the braking force by the auxiliary brake function, it is necessary to improve the cooling capacity of the hydraulic transmission portion 40. Therefore, for example, it is conceivable to provide a cooling device to forcibly cool the hydraulic oil circulating in the closed circuit 43. Furthermore, the cooling capacity may be variable to cope with the case where the braking force by the auxiliary brake function is changed.

以上説明したように、本実施形態によれば、第２ポンプモータ４２を出力軸５２と接続している状態におけるエンジン１０の被駆動時に、第２ポンプモータ４２の押し除け容積を増大させて、高圧側油路４３ａ内の作動油を、リリーフ弁４４を介して低圧側油路４３ｂへ排出させる補助ブレーキ制御を行うようにした。   As described above, according to the present embodiment, when the engine 10 is driven in the state where the second pump motor 42 is connected to the output shaft 52, the displacement volume of the second pump motor 42 is increased. The auxiliary brake control is performed to discharge the hydraulic oil in the high pressure side oil passage 43 a to the low pressure side oil passage 43 b via the relief valve 44.

これにより、出力軸５２の回転エネルギーを熱エネルギーに変換して消費して、制動力を連続的に増大させることができる。そのため、動力伝達系の大型化を抑制しつつ補助ブレーキの機能を得ることが可能となる。   As a result, the rotational energy of the output shaft 52 can be converted into thermal energy and consumed to continuously increase the braking force. Therefore, it becomes possible to obtain the function of the auxiliary brake while suppressing the enlargement of the power transmission system.

なお、上述の実施形態では、第２ポンプモータ４２を出力軸５２と接続している状態で、第２ポンプモータ４２の押し除け容積を増大させるものを例に説明を行ったが、これに限定されない。例えば、第１ポンプモータ４１を出力軸５２と接続している状態で、第１ポンプモータ４１の押し除け容積を増大させるようにしても、上述の実施形態と同様の効果を得ることができる。   In the above embodiment, the second pump motor 42 is connected to the output shaft 52 to increase the displacement of the second pump motor 42 by way of example. However, the present invention is not limited thereto. I will not. For example, even if the displacement volume of the first pump motor 41 is increased in a state where the first pump motor 41 is connected to the output shaft 52, the same effect as that of the above-described embodiment can be obtained.

また、上述の実施形態では、第１ポンプモータ４１または第２ポンプモータ４２を選択的に出力軸５２と接続するものを例に説明を行ったが、これに限定されない。例えば、補助ブレーキ制御は、第１ポンプモータ４１および第２ポンプモータ４２の一方を常に出力軸５２と接続する入力分割型ＨＭＴにも適用することができる。   Moreover, in the above-mentioned embodiment, although the thing which connects the 1st pump motor 41 or the 2nd pump motor 42 selectively with the output shaft 52 was demonstrated to the example, it is not limited to this. For example, the auxiliary brake control can also be applied to an input split type HMT in which one of the first pump motor 41 and the second pump motor 42 is always connected to the output shaft 52.

本発明に係る油圧機械式無段変速機は、トラック等、連続して補助ブレーキ機能が求められる車両に好適に用いられる。   The hydraulic mechanical type continuously variable transmission according to the present invention is suitably used for a vehicle such as a truck, for which an auxiliary braking function is required continuously.

１ 車両
２ 変速機
１０ 駆動源（エンジン）
１１ 出力軸
２０ ダンパ
２１ 入力側部材
２２ 出力側部材
２３ 弾性連結部材
３０ 差動機構
３１ 入力軸
３２ ベベルギヤ
３３ 第１差動出力ギヤ
３４ 第２差動出力ギヤ
３５ 差動出力軸
３６ 第１ギヤ
３７ 第２ギヤ
４０ 油圧変速部
４１ 第１ポンプモータ
４１ａ 第１入出力軸
４１ｂ 第１入力ハブ
４１ｃ 第１入力ギヤ
４１ｄ 入力クラッチギヤ
４２ 第２ポンプモータ
４２ａ 第２入出力軸
４２ｂ 第２入力ハブ
４２ｃ 第２入力ギヤ
４３ 閉回路
４３ａ 高圧側油路
４３ｂ 低圧側油路
４４ リリーフ弁
５０ 有段変速部
５１ 副軸
５１ａ 第１副ギヤ
５１ｂ 第２副ギヤ
５２ 出力軸
５２ａ 出力ハブ
５２ｂ 第１出力ギヤ
５２ｃ 第２出力ギヤ
５２ｄ 出力クラッチギヤ
６１ プロペラシャフト
６２ デファレンシャル
６３ ドライブシャフト
６４ 駆動輪
７１ 第１連結機構
７２ 第１スリーブ
７３ 第２連結機構
７４ 第２スリーブ
８０ 制御装置 1 Vehicle 2 Transmission 10 Drive Source (Engine)
11 output shaft 20 damper 21 input side member 22 output side member 23 elastic connection member 30 differential mechanism 31 input shaft 32 bevel gear 33 first differential output gear 34 second differential output gear 35 differential output shaft 36 first gear 37 Second gear 40 Hydraulic transmission 41 First pump motor 41a First input / output shaft 41b First input hub 41c First input gear 41d Input clutch gear 42 Second pump motor 42a Second input / output shaft 42b Second input hub 42c 2 input gear 43 closed circuit 43a high pressure side oil passage 43b low pressure side oil passage 44 relief valve 50 stepped transmission unit 51 auxiliary shaft 51a first auxiliary gear 51b second auxiliary gear 52 output shaft 52a output hub 52b first output gear 52c Two-output gear 52d Output clutch gear 61 Propeller shaft 62 Differential 63 Drive shaft 4 the drive wheel 71 the first connecting mechanism 72 first sleeve 73 second coupling mechanism 74 the second sleeve 80 controller

Claims (4)

駆動源と接続される入力要素、第１のポンプモータと接続される第１の出力要素および第２のポンプモータと接続される第２の出力要素を備える差動機構と、
前記第１および第２のポンプモータを閉回路で接続するとともに、前記第１のポンプモータの回転を出力軸へ出力する油圧変速部と、
前記駆動源の被駆動時に、前記閉回路の高圧側油路と低圧側油路との間に設けられたリリーフ弁を介して前記高圧側油路から前記低圧側油路へ作動油をリリーフさせるように、少なくとも前記第１のポンプモータを制御する制御装置と、を備える、
油圧機械式無段変速機。 A differential mechanism comprising an input element connected to a drive source, a first output element connected to a first pump motor, and a second output element connected to a second pump motor;
A hydraulic transmission unit that connects the first and second pump motors in a closed circuit and outputs the rotation of the first pump motor to an output shaft;
When the drive source is driven, the hydraulic oil is relieved from the high pressure oil passage to the low pressure oil passage via a relief valve provided between the high pressure oil passage and the low pressure oil passage of the closed circuit. And a controller configured to control at least the first pump motor.
Hydraulic mechanical continuously variable transmission. 前記第１または第２のポンプモータの回転を選択的に前記出力軸へ出力する選択部をさらに備える、
請求項１に記載の油圧機械式無段変速機。 And a selection unit that selectively outputs the rotation of the first or second pump motor to the output shaft.
The hydraulic mechanical continuously variable transmission according to claim 1. 前記第１のポンプモータの回転を複数の変速段で変速して前記出力軸へ出力する第１の有段変速部をさらに備える、
請求項１または２に記載の油圧機械式無段変速機。 And a first step-variable transmission unit configured to shift the rotation of the first pump motor at a plurality of shift speeds and output the same to the output shaft.
The hydromechanical continuously variable transmission according to claim 1. 前記第２のポンプモータの回転を複数の変速段で変速して前記出力軸へ出力する第２の有段変速部をさらに備える、
請求項２または３に記載の油圧機械式無段変速機。 And a second step-variable transmission unit configured to shift the rotation of the second pump motor at a plurality of shift speeds and output the same to the output shaft.
A hydraulic mechanical continuously variable transmission according to claim 2 or 3.
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