JP2526955B2 - Drive system with continuously variable transmission - Google Patents

Drive system with continuously variable transmission

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JP2526955B2
JP2526955B2 JP33565787A JP33565787A JP2526955B2 JP 2526955 B2 JP2526955 B2 JP 2526955B2 JP 33565787 A JP33565787 A JP 33565787A JP 33565787 A JP33565787 A JP 33565787A JP 2526955 B2 JP2526955 B2 JP 2526955B2
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Description

【発明の詳細な説明】 [産業上の利用分野] 本発明は、産業機械や車両等、各種の産業分野で広く
利用可能な無段変速装置付の駆動システムに関するもの
である。
TECHNICAL FIELD The present invention relates to a drive system with a continuously variable transmission that can be widely used in various industrial fields such as industrial machines and vehicles.

[従来の技術] 流体ポンプ/モータを用いた無段変速装置として、い
わゆる流体圧伝動装置(HST)が知られている。しかし
ながら、このものは、無段変速性に優れてはいるが、効
率が必ずしも良くなく、速度範囲も満足のいくものでは
ない。そのため、かかるHSTと差動歯車機構とを併用
し、動力の伝達をHSTと差動歯車機構とに分担させるこ
とにより、前記HSTの無段変速性と、歯車伝動の高効率
性とを共に発揮させ得るようにした流体機械式の無段変
速装置(HMT)が開発されている{参考文献、油圧工学
(石原智男編 朝倉書房)、ピストンポンプモータの理
論と実際(石原貞男コロナ社)}。すなわち、この無段
変速装置は、第1、第2、第3の入出力端を有しその第
1の入出力端と第2の入出力端との間を通過する低速側
の機械式伝動系ならびに第1の入出力端と第3の入出力
端との間を通過する高速側の機械式伝動系を形成する差
動歯車機構と、この差動歯車機構の第2の入出力端に一
方の流体ポンプ/モータの入出力軸を接続するとともに
前記第3の入出力端に他方の流体ポンプ/モータの入出
力軸を接続しこれら両ポンプ/モータによって可変速の
流体式伝動系を形成する流体伝動機構と、前記低速側の
機械式伝動系の伝動端を入力側または出力側に設けた共
通回転要素に接離させる低速側のクラッチと、前記高速
側の機械式伝動系の伝動端を前記共通回転要素に接離さ
せる高速側のクラッチとを具備してなり、前記両クラッ
チを背反的に切換えることによって、低速モードまたは
高速モードのいずれかを選択し得るように構成されてい
る。
[Prior Art] A so-called fluid pressure transmission (HST) is known as a continuously variable transmission using a fluid pump / motor. However, although this is excellent in continuously variable transmission, its efficiency is not always good and the speed range is not satisfactory. Therefore, by using the HST and the differential gear mechanism together, and sharing the power transmission between the HST and the differential gear mechanism, both the stepless speed change of the HST and the high efficiency of gear transmission are demonstrated. A fluid-mechanical continuously variable transmission (HMT) has been developed that makes it possible {references, hydraulic engineering (Tomoo Ishihara, Asakura Shobo), theory and practice of piston pump motors (Sadao Ishihara Corona)}. That is, this continuously variable transmission has first, second, and third input / output ends, and a low-speed side mechanical transmission that passes between the first input / output end and the second input / output end. System and a differential gear mechanism forming a high-speed side mechanical transmission system passing between the first input / output terminal and the third input / output terminal, and a second input / output terminal of the differential gear mechanism. An input / output shaft of one fluid pump / motor is connected and an input / output shaft of the other fluid pump / motor is connected to the third input / output end, and a variable speed hydraulic transmission system is formed by these two pumps / motors. Fluid transmission mechanism, a low speed side clutch for moving the transmission end of the low speed side mechanical transmission system to and from a common rotating element provided on the input side or the output side, and a transmission end of the high speed side mechanical transmission system. And a clutch on the high-speed side for bringing the common rotating element into and out of contact with the common rotating element. By switching the switch to contradictory manner, and is configured so as to select one of the low-speed mode or the high speed mode.

ところで、このような無段変速装置においては、出力
回転速度/入力回転速度で表される速度比が前記両伝動
端の速度が等しくなる中間設定速度比よりも小さい運転
領域では前記低速側のクラッチのみを接続する低速モー
ドを選択しておき、前記速度比が増大して前記中間速度
比に達した際に、高速側のクラッチを接続するとともに
低速側のクラッチを解放して高速モードに移行するよう
にしているのが一般的である。そして、高速モードから
低速モードに移行する場合にはその逆の動作がなされ
る。
By the way, in such a continuously variable transmission, in the operating region where the speed ratio represented by the output rotation speed / input rotation speed is smaller than the intermediate set speed ratio at which the speeds of the both transmission ends are equal, the clutch on the low speed side is A low speed mode in which only the high speed side is connected is selected, and when the speed ratio increases and reaches the intermediate speed ratio, the high speed side clutch is connected and the low speed side clutch is released to shift to the high speed mode. It is common to do so. When shifting from the high-speed mode to the low-speed mode, the reverse operation is performed.

ところが、このようなものでは、機械式伝動系に比べ
て効率の低い流体式伝動系を休止させる機会が極めて少
なく、そのために無段変速装置全体の効率をさらに向上
させるのが難しくなっている。そして、このようなもの
では、流体式伝動系の回路間にほとんど常に差圧が発生
しているので、この流体式伝動系を構成している流体ポ
ンプ/モータやその付属機器類の耐久性を向上させるの
も難しいという問題がある。
However, in such a system, there are very few opportunities to suspend the fluid transmission system, which has a lower efficiency than the mechanical transmission system, and therefore it is difficult to further improve the efficiency of the entire continuously variable transmission. And in such a thing, since the differential pressure is almost always generated between the circuits of the fluid transmission system, the durability of the fluid pump / motor and its accessories that compose this fluid transmission system is improved. There is a problem that it is difficult to improve.

そのため、近時、前記速度比が前記中間設定速度比に
一定以上接近する運転状態に達した場合に、前記流体ポ
ンプ/モータの押し除け容積を制御して前記両クラッチ
が共に接続される中間ロックアップモードに引き入れ、
この中間ロックアップモードにて前記流体式伝動系の回
路間差圧が略零になるように前記流体ポンプ/モータの
押し除け容積を制御するようにしたものが開発されてい
る。
Therefore, recently, when the speed ratio reaches an operating state in which the speed ratio approaches the intermediate set speed ratio by a certain amount or more, the displacement volume of the fluid pump / motor is controlled to control the intermediate lock in which both the clutches are connected. Pull up mode,
In the intermediate lock-up mode, the displacement volume of the fluid pump / motor is controlled so that the differential pressure between the circuits of the fluid transmission system becomes substantially zero.

しかして、このような構成によれば、前述した中間ロ
ックアップモードにおいて、前記流体式伝動系を形成す
る流体ポンプ/モータを休止状態にしておくことができ
る。
Thus, according to such a configuration, the fluid pump / motor forming the fluid transmission system can be in a rest state in the intermediate lockup mode described above.

[発明が解決しようとする問題点] ところが、このような中間ロックアップモードで運転
されている間は、前記無段変速装置の変速比が固定さ
れ、その速度比が前記中間設定速度比に維持される。そ
のため、前記無段変速装置の変速比調節のみではエンジ
ンの回転速度を目標回転速度に収束させるという制御を
中断せざるを得なくなる。したがって、車両の負荷抵抗
に変化がなくても、無段変速装置の効率上昇分だけエン
ジンの回転速度が上昇して車速が上がることになり、運
転者は車速を維持するためには、アクセルを若干戻さな
くてはならないという問題がある。
[Problems to be Solved by the Invention] However, while operating in such an intermediate lockup mode, the gear ratio of the continuously variable transmission is fixed, and the speed ratio thereof is maintained at the intermediate set speed ratio. To be done. Therefore, the control of converging the engine rotation speed to the target rotation speed must be interrupted only by adjusting the gear ratio of the continuously variable transmission. Therefore, even if there is no change in the load resistance of the vehicle, the engine speed increases by the amount that the efficiency of the continuously variable transmission increases, and the vehicle speed increases. Therefore, in order to maintain the vehicle speed, the driver operates the accelerator. There is a problem that it has to be returned a little.

本発明は、このような問題点を解消することを目的と
している。
The present invention aims to solve such problems.

[問題点を解決するための手段] 本発明は、このような目的を達成するために、次のよ
うな構成を採用したものである。
[Means for Solving Problems] The present invention adopts the following configuration in order to achieve such an object.

すなわち、本発明に係る無段変速装置付の駆動システ
ムは、前述したような無段変速装置を備えたものであっ
て、前記速度比が前記中間設定速度比に一定以上接近す
る運転状態に達した場合に、前記流体ポンプ/モータの
押し除け容積を制御して前記両クラッチが共に接続され
る中間ロックアップモードに引き入れ、この中間ロック
アップモードにて前記流体式伝動系の回路間差圧が略零
になるように前記流体ポンプ/モータの押し除け容積を
制御する中間ロックアップ手段と、スロットル操作量を
前記エンジンの燃料制御端に伝達する変位伝達要素と、
この変位伝達要素の途中に介設され、前記中間ロックア
ップモードで伝達すべき変位を修正して前記エンジンの
回転速度を燃費が最小となる目標回転速度に収束させる
伝達変位制御手段とを具備してなることを特徴とする。
That is, a drive system with a continuously variable transmission according to the present invention includes the continuously variable transmission as described above, and reaches a driving state in which the speed ratio approaches the intermediate set speed ratio by a certain amount or more. In this case, the displacement volume of the fluid pump / motor is controlled to bring it into an intermediate lock-up mode in which both clutches are connected, and in this intermediate lock-up mode, the differential pressure between the circuits of the fluid transmission system is increased. An intermediate lockup means for controlling the displacement volume of the fluid pump / motor so as to be substantially zero, and a displacement transmission element for transmitting the throttle operation amount to the fuel control end of the engine.
Transmission displacement control means is provided in the middle of the displacement transmission element and corrects the displacement to be transmitted in the intermediate lockup mode to converge the rotation speed of the engine to a target rotation speed at which fuel consumption is minimized. It is characterized by

[作用] 低速モードまたは高速モードで運転中に速度比が中間
設定速度比に一定以上接近した場合、換言すれば、前記
低速側クラッチと高速側クラッチとの回転速度差が一定
値以下に接近した場合には、エンジンの実回転速度を目
標回転速度に近付ける方向に変速比を逐次変化させるよ
うな無段変速制御が中断され、両クラッチが同期するよ
うに流体ポンプ/モータの押し除け容積が制御され、そ
れら両クラッチが共に接続される中間ロックアップモー
ドに強制的に引き入れられる。そして、この中間ロック
アップモードにおいては高低両回路間の差圧が略零とな
るように制御される。そのため、流体ポンプ/モータ内
における洩れ損失や圧力に依存するトルク損失が減少す
る。すなわち、この流体式伝動系におけるエネルギ損失
が顕著に減少し、実質的に機械式伝動系のみを介して動
力を伝達することが可能となる。そのため、この中間ロ
ックアップモードにおいては、無段変速装置の伝動効率
が向上するとともに、前記両流体ポンプ/モータが負荷
から略完全に解放される。
[Operation] When the speed ratio approaches the intermediate set speed ratio by a certain amount or more while operating in the low speed mode or the high speed mode, in other words, the rotational speed difference between the low speed side clutch and the high speed side clutch approaches a certain value or less. In this case, the continuously variable transmission control that sequentially changes the gear ratio in the direction in which the actual engine speed approaches the target engine speed is interrupted, and the displacement volume of the fluid pump / motor is controlled so that both clutches are synchronized. And both clutches are forced into an intermediate lockup mode where both clutches are engaged. Then, in the intermediate lockup mode, the differential pressure between the high and low circuits is controlled to be substantially zero. Therefore, leakage loss and pressure-dependent torque loss in the fluid pump / motor are reduced. That is, the energy loss in this fluid transmission system is significantly reduced, and it becomes possible to transmit the power substantially only through the mechanical transmission system. Therefore, in this intermediate lockup mode, the transmission efficiency of the continuously variable transmission is improved, and the both fluid pumps / motors are substantially completely released from the load.

この中間ロックアップモードにおいては、運転者から
変位伝達要素を介してエンジンの燃料制御端に伝達され
る操作変位が、伝達変位制御手段により調節され、エン
ジンの回転速度が燃費が最良となる目標回転速度に収束
するように制御される。そのため、無段変速制御を行う
ことができない中間ロックアップモードにおいて、エン
ジンの回転速度をアクセル開度に応じた回転速度で、運
転することができる。したがって、ロックアップ前後に
よる速度の変化をもたらさないように設定することが可
能となり、運転者に不要なアクセル操作を強いることが
なくなる。
In this intermediate lockup mode, the operation displacement transmitted from the driver to the fuel control end of the engine via the displacement transmission element is adjusted by the transmission displacement control means, and the engine rotation speed becomes the target rotation speed at which the fuel consumption is best. It is controlled to converge to the speed. Therefore, in the intermediate lockup mode in which the continuously variable transmission control cannot be performed, the engine can be operated at a rotational speed corresponding to the accelerator opening. Therefore, it is possible to set the speed so that it does not change before and after lockup, and the driver is not forced to perform an unnecessary accelerator operation.

[実施例] 以下、本発明の一実施例を第1図から第9図を参照し
て説明する。
[Embodiment] An embodiment of the present invention will be described below with reference to FIGS. 1 to 9.

この実施例の駆動システムは、エンジンIの出力を無
断変速装置IIおよび終減速機IIIを介して走行車輪IVに
伝達するようにしたものである。
The drive system of this embodiment transmits the output of the engine I to the traveling wheels IV via the continuously variable transmission II and the final reduction gear III.

無段変速装置IIは、第1図に概略的に示すように、第
1、第2、第3の入出力端1、2、3を有し、その第1
の入出力端1と第2の入出力端2との間を通過する低速
側の機械式伝動系aならびに第1の入出力端1と第3の
入出力端3との間を通過する高速側の機械式伝動系bを
並列的に形成する差動歯車機構4と、この差動歯車機構
4の第2の入出力端2にギャ5、6を介して一方の流体
ポンプ/モータ7の入出力軸7aを接続するとともに前記
第3の入出力端3に他方の流体ポンプ/モータ8の入出
力軸8aをギャ9、11を介して接続しこれら両ポンプ/モ
ータ7、8によって可変速の流体式伝動系A、Bを形成
する流体伝動機構12と、前記低速側の機械式伝動系aの
伝動端を共通回転要素たるセンターボス13に接離させる
低速側のクラッチ14と、前記高速側の機械式伝動系bの
伝動端を前記センターボス13に接離させる高速側のクラ
ッチ15とを具備してなる。そして、センターボス13をギ
ャ16および17を介して出力軸18に接続している。
The continuously variable transmission II has first, second and third input / output terminals 1, 2, 3 as schematically shown in FIG.
Of the low-speed side mechanical transmission system a passing between the input / output end 1 and the second input / output end 2 and high speed passing between the first input / output end 1 and the third input / output end 3 Side mechanical transmission system b is formed in parallel, and the second input / output end 2 of the differential gear mechanism 4 is connected to one fluid pump / motor 7 via gears 5 and 6. The input / output shaft 7a is connected, and the input / output shaft 8a of the other fluid pump / motor 8 is connected to the third input / output end 3 via gears 9 and 11, and the pump / motors 7 and 8 are used to adjust the variable speed. Fluid transmission mechanism 12 forming the fluid transmission systems A and B, a low speed side clutch 14 for bringing the transmission end of the low speed side mechanical transmission system a into and out of contact with a center boss 13 which is a common rotating element, and the high speed side And a high speed side clutch 15 for connecting and disconnecting the transmission end of the mechanical transmission system b on the side to and from the center boss 13. . The center boss 13 is connected to the output shaft 18 via gears 16 and 17.

差動歯車機構4は、円周方向に等配に設けた複数のプ
ラネタリギャ21の内側にサンギャ22を配設するととも
に、外側にリングギャ23を噛合させてなる遊星歯車式の
ものである。そして、前記各プラネタリギャ21を軸承す
るギャリテーナ24の中心を前記第1の入出力端1とし、
この入出力端1にエンジンIに接続される入力軸25を設
けている。また、前記サンギャ22の支持シャフト22aの
先端を前記第2の入出力端2とし、この入出力端2に前
記ギャ5を固着している。さらに、前記リングギャ23の
ボス部23aの先端を前記第3の入出力端3とし、この入
出力端3に前記ギャ9を設けている。しかして、前記低
速側の機械式伝動系aは、前記プラネタリギャ21、サン
ギャ22、ギャ5、ギャ6、後述する前進用のクラッチ2
6、ギャ28およびギャ29により構成されており、最後の
ギャ29のボス部29aが、該機械式伝動系aの伝動端とし
ての役割を担っている。一方、前記高速側の機械式伝動
系bは、前記プラネタリギャ21とリングギャ23とから構
成されており、前記リングギャ23のボス部23aが該機械
式伝動系bの伝動端としての役割をなしている。
The differential gear mechanism 4 is of a planetary gear type in which a sun gear 22 is provided inside a plurality of planetary gears 21 provided at equal intervals in the circumferential direction, and a ring gear 23 is meshed with the outside. Then, the center of the gary retainer 24 that supports the planetary gears 21 is the first input / output end 1,
An input shaft 25 connected to the engine I is provided at the input / output end 1. The tip of the support shaft 22a of the sun gear 22 is the second input / output end 2, and the gear 5 is fixed to the input / output end 2. Further, the tip of the boss portion 23a of the ring gear 23 is the third input / output terminal 3, and the gear 9 is provided at the input / output terminal 3. Then, the low speed side mechanical transmission system a includes the planetary gear 21, the sun gear 22, the gear 5, the gear 6, and the forward clutch 2 described later.
6, the gear 28 and the gear 29, and the boss portion 29a of the last gear 29 serves as a transmission end of the mechanical transmission system a. On the other hand, the high speed side mechanical transmission system b is composed of the planetary gear 21 and the ring gear 23, and the boss portion 23a of the ring gear 23 serves as a transmission end of the mechanical transmission system b. There is.

また、前記流体伝動機構12は、可変容量形の流体ポン
プ/モータ7と、可変容量形の流体ポンプ/モータ8と
を通常のHSTと同様な液圧回路31を介して直列に接続し
たものであり、前記流体ポンプ/モータ7の入出力軸7a
を前記サンギャ22の支持シャフト22aにギャ6、5を介
して接続するとともに、前記流体ポンプ/モータ8の入
出力軸8aをギャ11、9を介して前記リングギャ23に連結
している。なお、32は前記液圧回路31に接続されたブー
ストポンプである。そして、前記差動歯車機構4の第2
の入出力端2と前記一方の流体ポンプ/モータ7との間
に出力方向切換機構33を介設している。出力方向切換機
構33は、ギャ6を前進用のクラッチ26を介して一方の流
体ポンプ/モータ7の入出力軸7aに接続するとともに、
前記ギャ6と固定部材34との間にワンウエイクラッチ35
を設けたものである。ワンウエイクラッチ35は、例え
ば、爪車36に固定部材34に軸着された爪37を係合させ得
るようにしたもので、前進時にはギャ6の回転を拘束せ
ず、後進時には、ギャ6の一方向の回転を禁止して差動
歯車機構4の第2の出力端2の回転を拘束するようにな
っている。なお、前記各クラッチ14、15、26としては、
湿式あるいは乾式の多板クラッチを用いたり、いわゆる
シンクロメッシュ式の動力断続機構を使用することがで
きる。そして、これらのクラッチ14、15、26をアクチュ
エータ41、42、43により断続操作し得るようにしてい
る。
The fluid transmission mechanism 12 is configured by connecting a variable displacement fluid pump / motor 7 and a variable displacement fluid pump / motor 8 in series via a hydraulic circuit 31 similar to a normal HST. Yes, the input / output shaft 7a of the fluid pump / motor 7
Is connected to the support shaft 22a of the sun gear 22 via gears 6 and 5, and the input / output shaft 8a of the fluid pump / motor 8 is connected to the ring gear 23 via gears 11 and 9. Reference numeral 32 denotes a boost pump connected to the hydraulic circuit 31. And, the second of the differential gear mechanism 4
An output direction switching mechanism 33 is provided between the input / output end 2 and the one fluid pump / motor 7. The output direction switching mechanism 33 connects the gear 6 to the input / output shaft 7a of one fluid pump / motor 7 via the forward clutch 26, and
A one-way clutch 35 is provided between the gear 6 and the fixing member 34.
Is provided. The one-way clutch 35 is, for example, configured such that the claw 37 pivotally mounted on the fixing member 34 can be engaged with the claw wheel 36, does not restrain the rotation of the gear 6 when moving forward, and does not rotate the gear 6 when moving backward. The rotation of the second output end 2 of the differential gear mechanism 4 is restricted by prohibiting the rotation in the direction. In addition, as each of the clutches 14, 15, and 26,
A wet or dry multi-plate clutch can be used, or a so-called synchromesh type power interrupting mechanism can be used. The clutches 14, 15, and 26 can be intermittently operated by the actuators 41, 42, and 43.

また、この駆動システムは、アクセルペダル51に加え
られる操作変位量を、変位伝達要素たるアクセルワイヤ
58を介して前記エンジンIの燃料制御端、例えば、気化
器のスロットルバルブ59を開閉させるためのスロットル
操作軸59aに伝達することによって、前記エンジンIの
出力を制御し得るようになっている。なお、前記アクセ
ルワイヤ58は、前記アクセルペダル51に接続されたワイ
ヤ前段部58aと、前記スロトル操作軸59aに接続さたワイ
ヤ後段部59bとに分断されている。そして、そのワイヤ
前段部59aと、前記ワイヤ後段部59bとの間に、後述する
コンピュータと協働して伝達変位制御手段をなす変位調
節装置60を介設している。
In addition, this drive system changes the amount of operation displacement applied to the accelerator pedal 51 into an accelerator wire that is a displacement transmission element.
The output of the engine I can be controlled by transmitting the fuel to a fuel control end of the engine I, for example, a throttle operating shaft 59a for opening and closing a throttle valve 59 of a carburetor via 58. The accelerator wire 58 is divided into a wire front stage part 58a connected to the accelerator pedal 51 and a wire rear stage part 59b connected to the throttle control shaft 59a. A displacement adjusting device 60 that serves as a transmission displacement control means is provided between the wire front stage 59a and the wire rear stage 59b in cooperation with a computer to be described later.

変位調節装置60は、第4図から第7図を示すように、
その入力端に入力された動作を差動分配して第1、第2
の出力端から出力し得るように構成された遊星差動機構
61と、この遊星差動機構61の第2の出力端を位置変更可
能に固定する固定機構62とを具備してなる。以下、その
構成を第4図〜第7図に基いて詳述する。まず、箱形の
ケース63の中央部に前記遊星差動機構61を配設し、その
ケース63の一側壁63aに前記アクセルワイヤ58のワイヤ
前段部58aを支持させると共に、それに直交する他側壁6
3bにアクセルワイヤ58のワイヤ後段部58bを支持させて
いる。すなわち、前記ワイヤ前段部58aおよびワイヤ後
段部58bは、それぞれワイヤチューブ641,642内に摺動可
能に収容されており、それら各ワイヤチューブ641,642
の端部を保持具651,652を介して前記側壁63a,63bに取着
している。そして、前記ワイヤ前段部58aの終端は、前
記遊星差動機構61の入力端をなす入力プーリ66の外周に
設けた係止部66aに接続されると共に、前記ワイヤ後段
部58bの始端は、第1の入力端をなす出力プーリ67の外
周に設けた係止部67aに接続され、そして、各ワイヤ58
a,58bは、それぞれのプーリ66,67に巻回している。遊星
差動機構61は、第5図および第6図に示すように、リン
グギャ68と、このリングギャ68の軸心部に配設したサン
ギャ69と、このサンギャ69および前記リングギャ68に軸
心を一致させて回転可能に設けられたギャリテーナ71
と、このギャリテーナ71に軸71aを介して支承され前記
リングギャ68と前記サンギャ69の双方に噛合する複数の
プラネタリギャ72とを具備してなる。そして、前記リン
グギャ68に前記入力プーリ66を固着すると共に、前記サ
ンギャ69の支軸69aに前記出力プーリ67を装着してい
る。また、前記ギャリテーナ71の下端には、第2の出力
端をなす中空の出力軸73が固着してあり、この出力軸73
を前記ケース63のボス部63cの内周にベアリング73を介
して回転可能に支持させている。なお、前記リングギャ
68は、ベアリング75を介して、この出力軸73と一体のギ
ャリテーナ71に支持させてあり、前記サンギャ69の支軸
69aはベアリング76,77を介してこの出力軸73およびギャ
リテーナ71に回転可能に支承させてある。そして、この
出力軸73を前記固定機構62により位置調整可能に係止し
ている。固定機構62は、第7図に示すように、前記ケー
ス63のボス部63cに一体に形成されたシリンダ81内に液
圧回路31から取出されたパイロット圧により作動するピ
ストン82を嵌挿して構成されたもので、このピストン82
の外周に設けたラック部83を前記出力軸73の外周に刻設
したピニオン部84に噛合させている。詳述すれば、シリ
ンダ81は、前記出力軸73に直交する方向に設けられてお
り、その両端には蓋体85、86が密接に螺着されている。
ピストン82は、有底円筒体状のもので、コイルスプリン
グ87によって、一方の蓋体85方向に付勢されている。そ
して、この一方の蓋体85にパイロット圧導入口88を設
け、この蓋体85と前記ピストン82との間に形成される導
圧室89に、拘束電磁弁90を介してブースト圧を導入する
ようにしている。
The displacement adjusting device 60, as shown in FIG. 4 to FIG.
The operation input to the input terminal is differentially distributed and the first and second operations are performed.
Differential mechanism configured to be output from the output end of a planet
61 and a fixing mechanism 62 for fixing the second output end of the planetary differential mechanism 61 in a positionally changeable manner. Hereinafter, the configuration will be described in detail with reference to FIGS. First, the planetary differential mechanism 61 is arranged in the center of a box-shaped case 63, and one side wall 63a of the case 63 supports the wire front end portion 58a of the accelerator wire 58, and the other side wall 6 orthogonal thereto.
The wire rear part 58b of the accelerator wire 58 is supported by 3b. That is, the wire front portion 58a and the wire back-end section 58b is slidably received respectively wire tube 64 1, 64 2, they each wire tube 64 1, 64 2
The end portions thereof are attached to the side walls 63a and 63b via the holders 65 1 and 65 2 . Then, the terminal end of the wire front stage part 58a is connected to the locking part 66a provided on the outer periphery of the input pulley 66 which is the input end of the planetary differential mechanism 61, and the starting end of the wire rear stage part 58b is 1 is connected to a locking portion 67a provided on the outer periphery of an output pulley 67 which forms an input end, and each wire 58
The a and 58b are wound around the respective pulleys 66 and 67. As shown in FIG. 5 and FIG. 6, the planetary differential mechanism 61 has a ring gear 68, a sun gear 69 arranged at an axial center portion of the ring gear 68, and an axis center of the sun gear 69 and the ring gear 68. The retainer 71 is rotatably installed.
And a plurality of planetary gears 72 which are supported by the retainer 71 via a shaft 71a and mesh with both the ring gear 68 and the sun gear 69. The input pulley 66 is fixed to the ring gear 68, and the output pulley 67 is attached to the support shaft 69a of the sun gear 69. Further, a hollow output shaft 73 forming a second output end is fixed to the lower end of the retainer 71, and the output shaft 73
Is rotatably supported on the inner circumference of the boss portion 63c of the case 63 via a bearing 73. The ring gear
68 is supported by a retainer 71 integrated with the output shaft 73 via a bearing 75, and supports the sun gear 69.
69a is rotatably supported by the output shaft 73 and the retainer 71 via bearings 76, 77. The output shaft 73 is locked by the fixing mechanism 62 so that its position can be adjusted. As shown in FIG. 7, the fixing mechanism 62 is configured by inserting a piston 82, which is operated by the pilot pressure taken out from the hydraulic circuit 31, into a cylinder 81 formed integrally with the boss portion 63c of the case 63. This piston 82
The rack portion 83 provided on the outer periphery of the above is engaged with the pinion portion 84 formed on the outer periphery of the output shaft 73. More specifically, the cylinder 81 is provided in a direction orthogonal to the output shaft 73, and lids 85 and 86 are closely screwed to both ends thereof.
The piston 82 has a cylindrical shape with a bottom, and is biased by the coil spring 87 toward one lid 85. Then, a pilot pressure introducing port 88 is provided in this one lid 85, and boost pressure is introduced into the pressure guiding chamber 89 formed between this lid 85 and the piston 82 via the restraint solenoid valve 90. I am trying.

しかして、このものは高速電磁弁90が閉じている際に
は、固定機構62のピストン82は、スプリング87の付勢力
により一方の蓋体85に当接させられた位置に保持され、
遊星差動機構61の出力軸73が規定の固定位置に係止され
る。そのため、プラネタリギャ72が所定の待機位置に保
持されることになり、アクセルペダル51の操作量は、そ
のまま入力プーリ66およびリングギャ68からプラネタリ
ギャ72を介してサンギャ69へと順次伝達される。そし
て、サンギャ69の支軸69aの上端に固着した出力プーリ6
7が前記入力と逆方向に回動してアクセルワイヤ58の操
作量に相応してスロットルバルブ59の開度操作が行われ
ることになる。
When the high-speed solenoid valve 90 is closed, the piston 82 of the fixing mechanism 62 is held at the position where it is brought into contact with the one lid 85 by the urging force of the spring 87.
The output shaft 73 of the planetary differential mechanism 61 is locked at a fixed position. Therefore, the planetary gear 72 is held at a predetermined standby position, and the operation amount of the accelerator pedal 51 is sequentially transmitted as it is from the input pulley 66 and the ring gear 68 to the sun gear 69 via the planetary gear 72. Then, the output pulley 6 fixed to the upper end of the support shaft 69a of the sun gear 69
7 rotates in the direction opposite to the input, and the opening operation of the throttle valve 59 is performed according to the operation amount of the accelerator wire 58.

一方、前記高速電磁弁90が開成して、ブースト圧が固
定機構62の導圧室89に導入されると、ピストン82がスプ
リング87の付勢力に抗しつつ移動することになり、この
ピストン82のラック部83に噛合する遊星差動機構61の出
力軸73がその軸心回りに所定角度範囲内で回転する。こ
れにともなって、ギャリテーナ71に軸支されたプラネタ
リギャ72の位置が変化し、サンギャ69からの出力変位量
が減少せしめられる。すなわち、入力プーリ66に伝動さ
れたアクセルペダル51の操作量は、出力軸73の固定位置
変化量に相当する分だけ減算されて出力プーリ67から出
力され、スロットルバルブ59の開度が制御される。
On the other hand, when the high-speed solenoid valve 90 is opened and the boost pressure is introduced into the pressure guiding chamber 89 of the fixing mechanism 62, the piston 82 moves while resisting the biasing force of the spring 87. The output shaft 73 of the planetary differential mechanism 61 that meshes with the rack portion 83 rotates around its axis within a predetermined angle range. Along with this, the position of the planetary gear 72 pivotally supported by the galtainer 71 changes, and the output displacement amount from the sun gear 69 is reduced. That is, the operation amount of the accelerator pedal 51 transmitted to the input pulley 66 is subtracted by an amount corresponding to the fixed position change amount of the output shaft 73 and output from the output pulley 67, and the opening degree of the throttle valve 59 is controlled. .

さらに、前記無段変速装置IIのアクチュエータ41、4
2、43、46および前記液圧ポンプ/モータ7、8の押し
除け容積を変更するためのアクチュエータ44、45、並び
に、前記高速電磁弁90をコンピュータ91により制御する
ようにしている。
Further, the actuators 41, 4 of the continuously variable transmission II are
A computer 91 controls the actuators 44 and 45 for changing the displacement volumes of the hydraulic pumps / motors 7 and 8, and the high-speed solenoid valve 90.

コンピュータ91は、中央演算処理装置92と、各種のメ
モリ93と、インターフェイス94とを具備してなる通常の
マイクロコンピュータシステムにより構成されている。
そして、そのインターフェイス94には、出力回転速度を
検出するための回転速度センサ95からの信号pと、入力
回転速度を検出するための回転速度センサ96からの信号
qと、低速モードを選択している際に高圧となる液圧回
路31の回路部分31aに設けられた圧力センサ97からの信
号rと、高速モードを選択している際に高圧となる回路
部分31bに設けられた圧力センサ98からの信号sと、エ
ンジンIの出力回転を制御するためのアクセル操作量に
対応する信号tがそれぞれ入力されるようになってい
る。また、このインターフェイス94からは、低速側クラ
ッチ14のアクチュエータ41を作動させるための信号u
と、高速側クラッチ15のアクチュエータ42を作動させる
ための信号vと、前進用クラッチ26のアクチュエータ43
を作動させるための信号wと、液圧ポンプ/モータ7、
8の押し除け容積を調節するためのアクチュエータ44、
45を作動させるための信号x、yと、アクチュエータ46
を作動させるための信号zと、前記高速電磁弁90を制御
するための信号gが出力されるようになっている。
The computer 91 is composed of a normal microcomputer system including a central processing unit 92, various memories 93, and an interface 94.
A signal p from the rotation speed sensor 95 for detecting the output rotation speed, a signal q from the rotation speed sensor 96 for detecting the input rotation speed, and a low speed mode are selected for the interface 94. From the signal r from the pressure sensor 97 provided in the circuit portion 31a of the hydraulic circuit 31 that becomes high pressure during operation, and from the pressure sensor 98 provided in the circuit portion 31b that becomes high pressure when the high speed mode is selected. Signal s and a signal t corresponding to the accelerator operation amount for controlling the output rotation of the engine I are respectively input. Further, from the interface 94, a signal u for operating the actuator 41 of the low speed side clutch 14 is output.
And a signal v for operating the actuator 42 of the high speed side clutch 15 and the actuator 43 of the forward clutch 26.
Signal w for operating the hydraulic pump / motor 7,
An actuator 44 for adjusting the displacement volume of 8,
Signals x and y for actuating 45 and actuator 46
And a signal g for controlling the high-speed solenoid valve 90 are output.

そして、このコンピュータ91のメモリ93内には、第2
図に示すような態様の制御、すなわち、低速モードでの
容量制御およびその低速モードから中間ロックアップモ
ードへの移行制御に関するプログラムや、高速モードで
の容量制御およびその高速モードから中間ロックアップ
モードへの移行制御に関するプログラム、あるいは、第
8図に概略的に示すように、前記中間ロックアップモー
ドにおいて実行するプログラムが、内蔵させてある。
Then, in the memory 93 of this computer 91, the second
A program related to the control shown in the figure, that is, a program relating to capacity control in a low speed mode and transition control from the low speed mode to the intermediate lockup mode, and capacity control in a high speed mode and the high speed mode to the intermediate lockup mode The program relating to the shift control, or a program executed in the intermediate lockup mode, as schematically shown in FIG. 8, is incorporated.

次いで、車両前進時(前進クラッチ26が接続され、ク
ラッチ35が解放された状態)における駆動システムの作
動を説明する。
Next, the operation of the drive system when the vehicle moves forward (the forward clutch 26 is engaged and the clutch 35 is released) will be described.

出力回転速度/入力回転速度で表される速度比が中間
設定速度比emよりも小さい運転領域では、低速側のクラ
ッチ14のみが接続された低速モードとなっている。具体
的には、前記速度比は、回転速度センサ95により検出さ
れる出力回転速度と、回転速度センサ96により検出され
る入力回転速度とに基づいて、逐次演算される。中間設
定速度比emは、前記低速側の機械式伝動系aの伝動端
と、高速側の機械式伝動系bの伝動端との速度が等しく
なった状態における速度比に対応している。そして、こ
の低速モードでは、前記作動歯車機構4の第1の入出力
端1と第2の入出力端2との間を通過する低速側の機械
式伝動系aを介して入力側と出力側とが直結され、入力
された動力の一部がこの機械式伝動系aを通して出力軸
18に直接に伝達される。このとき、前記一方の流体ポン
プ/モータ7はモータとして機能し、前記他方の流体ポ
ンプ/モータ8はポンプとして働く。すなわち、前記差
動歯車機構4の第3の入出力端3の回転力が前記量ポン
プ/モータ7、8間に形成される流体式伝動系Aを通し
て前記出力軸18に伝えられる。そして、この低速モード
においては、第2図に示すように前記他方の流体ポンプ
/モータ8の押し除け容積を増加させていき、その押し
除け容積が最大になった後は、前記一方の流体ポンプ/
モータ7の押し除け容積を漸次減少させていくことによ
って、前記入力軸25の回転に対する前記出力軸18の回転
速度が増大していくことになる。そして、前記流体ポン
プ/モータ7、8の押し除け容積の制御は、アクセル操
作量に対応する目標回転数SDと、回転速度センサ56によ
り検出される実際のエンジンIの回転速度SEとが等しく
なるように、アクチュエータ44、45に差動指令信号を出
力する。なお、前記目標回転速度SDは、各アクセル操作
量に対応した最も燃費の良好となるエンジンIの回転速
度に対応させてあり、予め実験等により決定した上で、
メモリ93にテーブル化して記憶させてある。したがっ
て、各運転状態における目標回転速度SDは、逐次入力さ
れるアクセル操作量に対応する信号tに基づいて選定さ
れる。
Speed ratio represented by the output rotation speed / input rotation speed is smaller operation region than the intermediate setting speed ratio e m, only the clutch 14 for low speed side is a connected low-speed mode. Specifically, the speed ratio is sequentially calculated based on the output rotation speed detected by the rotation speed sensor 95 and the input rotation speed detected by the rotation speed sensor 96. Intermediate set speed ratio e m corresponds to the speed ratio in the state where the speed is equal to a transmission end of said low speed side mechanical transmission system a, the high-speed side mechanical transmission end of the transmission system b. In this low speed mode, the input side and the output side are passed through the low speed side mechanical transmission system a passing between the first input / output end 1 and the second input / output end 2 of the operating gear mechanism 4. Are directly connected to each other, and part of the input power is output through this mechanical transmission system a.
Directly transmitted to 18. At this time, the one fluid pump / motor 7 functions as a motor, and the other fluid pump / motor 8 functions as a pump. That is, the rotational force of the third input / output end 3 of the differential gear mechanism 4 is transmitted to the output shaft 18 through the hydraulic transmission system A formed between the quantity pump / motors 7, 8. In this low speed mode, the displacement volume of the other fluid pump / motor 8 is increased as shown in FIG. 2, and after the displacement volume is maximized, the one fluid pump is removed. /
By gradually reducing the displacement volume of the motor 7, the rotation speed of the output shaft 18 with respect to the rotation of the input shaft 25 increases. Then, in the control of the displacement volume of the fluid pumps / motors 7 and 8, the target rotation speed SD corresponding to the accelerator operation amount and the actual rotation speed SE of the engine I detected by the rotation speed sensor 56 become equal. Thus, the differential command signal is output to the actuators 44 and 45. The target rotation speed SD corresponds to the rotation speed of the engine I that provides the best fuel economy corresponding to each accelerator operation amount, and is determined in advance by experiments or the like.
The table is stored in the memory 93 as a table. Therefore, the target rotation speed SD in each operating state is selected based on the signal t corresponding to the accelerator operation amount that is sequentially input.

このような低速モードにおいて、低速側クラッチ14と
高速側クラッチ15との回転速度差が一定値よりも小さく
なった場合には、中間ロックアップモードに移行する。
すなわち、中間ロックアップモードに移行する場合に
は、流体ポンプ/モータ7の押し除け容積を制御して低
速側クラッチ14と高速側クラッチ15とを同期させ、しか
る後に、低速側のクラッチ14のみならず、高速側のクラ
ッチ15をも接続して、速度比が中間設定速度比emになる
ようにロックする。その後直ちに前記流体ポンプ/モー
タ7の押し除け容積を制御して、流体伝動系A、Bの回
路間差圧、すなわち、前記回路部31aの圧力PAと、前記
回路部31bの圧力PBとの差圧を零にする。しかして、こ
の制御は、流体伝動機構12の両回路部分31a、31bに設け
た圧力センサ57、58の検出値が等しくなるようにアクチ
ュエータ44を作動させる。
In such a low speed mode, when the rotational speed difference between the low speed side clutch 14 and the high speed side clutch 15 becomes smaller than a certain value, the mode shifts to the intermediate lockup mode.
That is, when shifting to the intermediate lockup mode, the displacement volume of the fluid pump / motor 7 is controlled to synchronize the low speed side clutch 14 and the high speed side clutch 15, and thereafter, if only the low speed side clutch 14 is used. It not, and also connected to the clutch 15 of the high-speed side, to lock the speed ratio is in the intermediate setting speed ratio e m. Immediately thereafter, the displacement volume of the fluid pump / motor 7 is controlled to control the differential pressure between the circuits of the fluid transmission systems A and B, that is, the pressure P A of the circuit portion 31a and the pressure P B of the circuit portion 31b. The differential pressure of is made zero. Therefore, this control operates the actuator 44 so that the detection values of the pressure sensors 57 and 58 provided on both circuit portions 31a and 31b of the fluid transmission mechanism 12 become equal.

そして、この中間ロックアップモードにおいては、第
8図に示すような制御を繰返し実行する。すなわち、ま
ず、ステップ101で、回転速度センサ96により検出され
るエンジンIの実際の回転速度SEを、最適燃費曲線Q等
に対応させて予め定めた目標回転速度SDで除した値(SE
/SD)が、1よりも大きい設定値αを上まわったか否か
を判断し、上まわったと判定した場合には、ステップ10
2に進んで高速モードに移行するが、上まわっていない
と判定した場合には、ステップ103に進む。ステップ103
では、前述した値(SE/SD)が、1未満の設定値βより
も小さいか否かを判断し、小さいと判定した場合には、
ステップ104に進んで前記低速モードに復帰するが、小
さくないと判定した場合には、ステップ105に進む。な
お、前記の値(SE/SD)が設定値αを上まわる場合と
は、操作者がアクセル操作量を急減少させ、それによっ
て目標回転速度SDが実際の回転速度SEよりも一時的に低
下した状態と、操作者はアクセル操作量を略一定に保持
しているにも拘らず、出力側の負荷が急減少したために
実際の回転速度SEが一次的に急上昇した状態の両方を含
むものである。このような場合には、エンジン自体に対
する負荷を増加させる方が得策であるため、中間ロック
アップモードでのロックアップ状態を解除して高速モー
ドに移行する。この際には、一方の流体ポンプ/モータ
7の押し除け容積をさらに若干量だけ大きくして低速側
の機械式伝動系aからセンターボス13への伝動トルクを
零にした上で、低速側のクラッチ14を解除する。また、
前記の値(SE/SD)が、設定値βよりも小さくなる場合
とは、操作者がアクセル操作量を急増大させたにも拘ら
ず、エンジンIの回転速度がそれに対応する値にまで上
昇していない状態と、操作者はアクセル操作量を略一定
に保持しているが、出力側の負荷が急に増加したために
実際の回転速度SEが急低下した状態の両方を含むもので
ある。このような場合にはエンジンIに対する負荷を軽
減する必要があるため、中間ロックアップモードにおけ
るロックアップ状態を解除して低速モードに移行する。
しかして、この移行の際には、一方の流体ポンプ/モー
タ7の押し除け容積を若干量だけ小さくして高速側の機
械式伝動系bからセンターボス13への伝動トルクを零に
した上で、高速側のクラッチ15を解除する。
Then, in the intermediate lockup mode, the control as shown in FIG. 8 is repeatedly executed. That is, first, in step 101, the actual rotation speed SE of the engine I detected by the rotation speed sensor 96 is divided by a target rotation speed SD predetermined corresponding to the optimum fuel consumption curve Q or the like (SE
/ SD) has exceeded a set value α greater than 1, and if it has been exceeded, step 10
Although the process proceeds to step 2 and shifts to the high speed mode, if it is determined that the speed has not been exceeded, the process proceeds to step 103. Step 103
Then, it is determined whether or not the above-mentioned value (SE / SD) is smaller than the set value β less than 1, and when it is determined that it is smaller,
The process proceeds to step 104 to return to the low speed mode, but if it is determined that the mode is not small, the process proceeds to step 105. When the above value (SE / SD) exceeds the set value α, the operator suddenly decreases the accelerator operation amount, which causes the target rotation speed SD to temporarily lower than the actual rotation speed SE. And the state in which the actual rotation speed SE temporarily increases sharply because the load on the output side suddenly decreases despite the operator holding the accelerator operation amount substantially constant. In such a case, since it is better to increase the load on the engine itself, the lockup state in the intermediate lockup mode is released and the mode shifts to the high speed mode. At this time, the displacement volume of one of the fluid pumps / motors 7 is increased by a little more to make the transmission torque from the low speed side mechanical transmission system a to the center boss 13 zero, and then the low speed side Release the clutch 14. Also,
When the value (SE / SD) becomes smaller than the set value β, the rotation speed of the engine I rises to a value corresponding to it even though the operator drastically increased the accelerator operation amount. This includes both the state in which the accelerator operation amount is not maintained and the state in which the operator keeps the accelerator operation amount substantially constant, but the actual rotation speed SE sharply decreases due to the sudden increase in the load on the output side. In such a case, since it is necessary to reduce the load on the engine I, the lockup state in the intermediate lockup mode is released and the low speed mode is entered.
At the time of this transition, the displacement volume of one of the fluid pumps / motors 7 is reduced by a slight amount to make the transmission torque from the mechanical transmission system b on the high speed side to the center boss 13 zero. , Release the clutch 15 on the high speed side.

一方、この中間ロックアップモードにおいて、ステッ
プ105に進んだ場合には、流体伝動機構の一方の回路部
分31aの圧力PAが、他方の回路部分31bの圧力PBよりも大
きいか否かを判断し、大きいと判定した場合には、ステ
ップ106に進んで、高速側の流体ポンプ/モータ7の押
し除け容積を増加方向に制御し、ステップ110へ移行す
る。大きくないと判定した場合には、ステップ107へ進
む。ステップ107では、他方の回路部分31bの圧力PBが、
前記一方の回路部分31aの圧力PAよりも大きいか否かを
判断し、大きいと判定した場合には、ステップ108に進
んで、高速側の流体ポンプ/モータ7の押し除け容積を
減少方向に制御し、ステップ110へ移行する。大きくな
い場合には、前記両圧力PA、PBが等しくなったと判断
し、ステップ109に進む。ステップ109では、流体ポンプ
/モータ7の押し除け容積の制御を停止させ、ステップ
110に進む。ステップ110では、エンジンIの回転速度SE
が、目標回転速度SDよりも大きくなっているか否かを判
断し、大きくなっていると判定した場合に限り、ステッ
プ111に進む。ステップ111では、高速電磁弁90を開成さ
せる。そして、以上のルーチンは、微小時間間隔で繰返
し実行される。
On the other hand, in this intermediate lockup mode, when the routine proceeds to step 105, it is judged whether the pressure P A of one circuit portion 31a of the fluid transmission mechanism is higher than the pressure P B of the other circuit portion 31b. If it is determined to be large, the routine proceeds to step 106, where the displacement volume of the fluid pump / motor 7 on the high speed side is controlled in the increasing direction, and the routine proceeds to step 110. If it is determined that it is not larger, the process proceeds to step 107. In step 107, the pressure P B of the other circuit portion 31b is
It is determined whether or not the pressure is higher than the pressure P A of the one circuit portion 31a, and if it is determined to be higher, the process proceeds to step 108, and the displacement volume of the high speed side fluid pump / motor 7 is decreased. Control is performed, and the process proceeds to step 110. If it is not larger, it is judged that both the pressures P A and P B have become equal, and the routine proceeds to step 109. In step 109, the control of the displacement volume of the fluid pump / motor 7 is stopped, and the step
Go to 110. At step 110, the rotational speed SE of the engine I
However, it is determined whether or not the target rotational speed SD is higher than the target rotational speed SD, and only when it is determined that the target rotational speed SD is higher, the process proceeds to step 111. In step 111, the high speed solenoid valve 90 is opened. Then, the above routine is repeatedly executed at minute time intervals.

そのため、この中間ロックアップモードにおいては、
無段変速装置IIの速度比が、中間設定速度比emに固定さ
れるとともに、流体伝動機構12の両回路部分31a,31b間
の差圧が零に維持されるだけでなく、アクセルワイヤ58
の変位調節により、エンジンIの実際の回転速度SEが、
アクセル操作量に対応させて決定される目標回転速度SD
に収束するように制御されることになる。以上のような
制御を行っている場合でも、前述したような急な状況変
化が生じた際には、エンジンの回転速度SEが、目標回転
速度SDから一次的に離れるため、中間ロックアップモー
ドから、低速モードあるいは高速モードに切換わり得る
ものである。
Therefore, in this intermediate lockup mode,
Speed ratio of the continuously variable transmission II is, is fixed to an intermediate setting speed ratio e m, as well as both the circuit portion 31a of the fluid transmission mechanism 12, the differential pressure between 31b is maintained at zero, the accelerator wire 58
By adjusting the displacement of, the actual rotational speed SE of the engine I becomes
Target rotation speed SD determined according to accelerator operation amount
It will be controlled to converge to. Even when the above control is performed, when the above-mentioned sudden change in the situation occurs, the engine rotation speed SE temporarily deviates from the target rotation speed SD. , A low speed mode or a high speed mode.

前記高速モードに移行した場合には、前記差動歯車機
構4の第1の入出力端1と第3の入出力端3との間を通
過する機械式伝動系bが形成され、入力された動力の一
部がこの機械式伝動系bを通して出力軸18に直接に伝達
される。このとき、前記一方の流体ポンプ/モータ7は
ポンプとして機能し、前記他方の流体ポンプ/モータ8
はモータとして働く。すなわち、前記差動歯車機構4の
第2の入出力端2の回転力が前記一方の流体ポンプ/モ
ータ7と前記他方の流体ポンプ/モータ8との間に形成
される流体伝動系Bを通して前記出力軸18に伝えられ
る。そして、この高速モードにおいては、第2図に示す
ように前記一方の流体ポンプ/モータ7の押し除け容積
を漸増させ、その押し除け容積が最大になった後は他方
の流体ポンプ/モータ8の押し除け容積を漸減させてい
くことによって、前記入力軸25の回転速度に対する前記
出力軸18の回転速度が増大していくことになる。
When shifting to the high speed mode, a mechanical transmission system b passing between the first input / output end 1 and the third input / output end 3 of the differential gear mechanism 4 is formed and input. A part of the power is transmitted directly to the output shaft 18 through this mechanical transmission system b. At this time, the one fluid pump / motor 7 functions as a pump, and the other fluid pump / motor 8
Works as a motor. That is, the rotational force of the second input / output end 2 of the differential gear mechanism 4 passes through the fluid transmission system B formed between the one fluid pump / motor 7 and the other fluid pump / motor 8. It is transmitted to the output shaft 18. In this high speed mode, as shown in FIG. 2, the displacement volume of the one fluid pump / motor 7 is gradually increased, and after the displacement volume is maximized, the other fluid pump / motor 8 is displaced. By gradually reducing the displacement volume, the rotation speed of the output shaft 18 with respect to the rotation speed of the input shaft 25 increases.

そして、この場合の流体ポンプ/モータ7、8の押し
除け容積の制御も、アクセル操作量に対応する目標回転
速度SDと、回転速度センサ56により検出される実際のエ
ンジンIの回転速度SEとが等しくなるようにアクチュエ
ータ44、45に作動指令信号を出力することにより行う。
The control of the displacement volume of the fluid pumps / motors 7 and 8 in this case also includes the target rotation speed SD corresponding to the accelerator operation amount and the actual rotation speed SE of the engine I detected by the rotation speed sensor 56. This is done by outputting operation command signals to the actuators 44 and 45 so as to make them equal.

このような高速モードにおいて、低速側クラッチ14と
高速側クラッチ15との回転速度差が一定値よりも小さく
なった場合には、前述したと同様な手順により中間ロッ
クアップモードに移行する。
In such a high speed mode, when the rotational speed difference between the low speed side clutch 14 and the high speed side clutch 15 becomes smaller than a constant value, the intermediate lockup mode is entered by the same procedure as described above.

しかして、このようなものであれば、低速側クラッチ
14と高速側クラッチ15との回転速度差が一定値よりも小
さくなった場合には、前述した通常の無段変速制御が中
断されて、低速側クラッチ14と高速側クラッチ15とが共
に接続状態となる中間ロックアップモードに強制的に引
き入れられることになり、しかも、一旦中間ロックアッ
プモードにセットされると、エンジンIの実際の回転速
度SEと目標回転速度SDとの偏差が一定幅を上まわらない
限り、高速モードあるいは低速モードに移行し得ない。
そのため、中間設定速度比emの近傍で比較的長期間使用
するようなことがあっても、低速側のクラッチ14および
高速側のクラッチ15が頻繁に切換わるのを防止すること
ができる。そのため、前記クラッチ14、15や、このクラ
ッチ14、15を作動させるアクチュエータ41、42などの寿
命を無理なく向上させることができる。
If this is the case, the low speed clutch
When the rotational speed difference between the high speed side clutch 15 and the high speed side clutch 15 becomes smaller than a certain value, the normal continuously variable transmission control described above is interrupted and the low speed side clutch 14 and the high speed side clutch 15 are both in the connected state. Therefore, once the intermediate lockup mode is set, the deviation between the actual rotation speed SE of the engine I and the target rotation speed SD exceeds a certain range. Unless turned around, it is impossible to switch to the high speed mode or the low speed mode.
Therefore, even if such a relatively long-term use in the vicinity of the intermediate set speed ratio e m, may be clutch 14 and high speed side clutch 15 of the low-speed side to prevent frequent switching it switched to. Therefore, the life of the clutches 14 and 15 and the actuators 41 and 42 that actuate the clutches 14 and 15 can be reasonably extended.

しかも、中間ロックアップモードにおいては、流体ポ
ンプ/モータ7の押し除け容積を制御して回路部分31a
と回路部分31bとの間の差圧を略零にするようにしてお
り、それによって、流体式伝動系A、Bの動力伝動比率
を零にして、機械式伝動系a、bのみによって動力を伝
達するようになっている。流体式伝動系A、Bを構成す
る流体ポンプ/モータ7、8の効率は近年高くなってい
るものの、機械式の伝動に比べると劣るため、このよう
に流体式伝動系A、Bの動力伝動比率を零にする運転域
を確保することができれば、システム効率を向上させる
ことが可能となる。すなわち、前述したように回路間差
圧が略零になるように制御すると、流体ポンプ/モータ
7、8内部における洩れ損失が顕著に減少し、また、圧
力に依存するトルク損失も少なくなる。そのため、流体
式伝動系A、Bにおけるエネルギ損失が減少し、無段変
速装置の伝動効率が大きく向上する。また、このように
運転中に流体式伝動系の回路間差圧を略零にする機会が
増大すれば、流体ポンプ/モータ7、8およびその付属
機器類の耐久性が向上することにもなる。
Moreover, in the intermediate lockup mode, the displacement volume of the fluid pump / motor 7 is controlled to control the circuit portion 31a.
And the pressure difference between the circuit portion 31b and the circuit portion 31b are made to be substantially zero, whereby the power transmission ratio of the hydraulic transmission systems A and B is made zero, and the power is generated only by the mechanical transmission systems a and b. It is designed to communicate. Although the efficiency of the fluid pumps / motors 7 and 8 constituting the hydraulic transmission systems A and B has been increasing in recent years, they are inferior to the mechanical transmission, and thus the power transmission of the hydraulic transmission systems A and B is as described above. If the operating range where the ratio becomes zero can be secured, the system efficiency can be improved. That is, as described above, when the differential pressure between the circuits is controlled to be substantially zero, the leakage loss inside the fluid pump / motors 7 and 8 is significantly reduced, and the torque loss depending on the pressure is also reduced. Therefore, the energy loss in the hydraulic transmission systems A and B is reduced, and the transmission efficiency of the continuously variable transmission is greatly improved. Further, if the chances of making the differential pressure between the circuits of the hydraulic transmission system to be substantially zero during the operation are increased, the durability of the fluid pumps / motors 7 and 8 and their accessories will be improved. .

第9図は、加速または減速を行う際における本実施例
のモード切替態様を示したものであり、第10図に示す従
来例のモード切換態様とは明確に異なっている。
FIG. 9 shows the mode switching mode of this embodiment when performing acceleration or deceleration, which is clearly different from the mode switching mode of the conventional example shown in FIG.

しかも、この駆動システムでは、この中間ロックアッ
プモードにおいても、エンジンIの回転速度SEを、前記
目標回転速度SDに収束制御し得るようにしているので、
エンジンIを常時所望の状態で運転することができる。
すなわち、中間ロックアップモードにおいては、無段変
速装置IIの速度比が固定されるため、仮に、伝達変位制
御手段による制御を行わない場合には、スロットル操作
量を一定に保っていると、前記無段変速装置IIの回路部
分31a,31b間の差圧(PA−PB)が零になるように制御さ
れて、負荷トルクが、TAからTBに変化すると、第3図に
示すように、エンジンIの運転状態がイ点から、スロッ
トル開度一定曲線d1に沿って、ロ点にまで移行してしま
って、車速も変化してしまう(速度比一定なため)こと
になる。ところが、本駆動システムでは、逐次アクセル
ワイヤ58による伝達変位が修正されるので、エンジンI
の実際のスロットル開度は、曲線d2に対応する位置にま
で変更されることになり、エンジンIの運転状態は、イ
点からハ点に移行することになる。したがって、無段変
速装置IIの効率を向上させることができる上に、車両の
負荷抵抗が変わらない場合に、運転者に不要なアクセル
操作を強いることがなくなると共に、システム効率を無
理なく効果的に向上させることができるものである。
Moreover, in this drive system, the rotational speed SE of the engine I can be controlled to converge to the target rotational speed SD even in the intermediate lockup mode.
The engine I can always be operated in a desired state.
That is, in the intermediate lockup mode, the speed ratio of the continuously variable transmission II is fixed, so if the control by the transmission displacement control means is not performed, if the throttle operation amount is kept constant, When the load torque changes from T A to T B when the differential pressure (P A −P B ) between the circuit parts 31a and 31b of the continuously variable transmission II is controlled to be zero, it is shown in FIG. As described above, the operating state of the engine I shifts from point A to point B along the constant throttle opening curve d 1 and the vehicle speed also changes (because the speed ratio is constant). . However, in this drive system, the transmission displacement due to the accelerator wire 58 is sequentially corrected, so that the engine I
The actual throttle opening is changed to a position corresponding to the curve d 2, and the operating state of the engine I shifts from the point a to the point c. Therefore, the efficiency of the continuously variable transmission II can be improved, and when the load resistance of the vehicle does not change, the driver is not forced to perform an unnecessary accelerator operation, and the system efficiency is reasonably and effectively achieved. It can be improved.

なお、差動歯車機構は、前記のような遊星歯車式のも
のに限られない。
The differential gear mechanism is not limited to the planetary gear type as described above.

また、流体伝動機構の構成も、前記実施例のものに限
定されるものではなく、例えば、一方の流体ポンプ/モ
ータを固定容量形のものにする等、種々変形が可能であ
る。
Further, the structure of the fluid transmission mechanism is not limited to that of the above embodiment, and various modifications can be made, for example, one of the fluid pumps / motors can be of a fixed displacement type.

さらに、前記実施例では、入力側に差動歯車機構を配
した入力分配方式のものについて説明したが、本発明
は、出力分配方式のものにも同様に適用が可能である。
Furthermore, in the above-described embodiment, the input distribution system having the differential gear mechanism arranged on the input side has been described, but the present invention can be similarly applied to the output distribution system.

また、変位伝達制御手段の構成も前記のものに限定さ
れるものではなく、例えば、ブースト圧以外の液圧によ
り作動させるようにするなど、本発明の趣旨を逸脱しな
い範囲で種々変形が可能である。
Further, the configuration of the displacement transmission control means is not limited to the one described above, and various modifications can be made without departing from the spirit of the present invention, for example, by operating with a hydraulic pressure other than the boost pressure. is there.

[発明の効果] 以上詳述したように、本発明は、低速モードと高速モ
ードとの切換域に近付いた場合には、強制的に中間ロッ
クアップモードに引き入れて、流体式伝動系の回路間差
圧を略零にするようにするだけでなく、その中間ロック
アップモードにおいて、運転者の不要なアクセル操作を
強いることがなく、システム効率を無理なく効果的に向
上させることができる無段変速装置付の駆動システムを
提供できるものである。
[Effects of the Invention] As described in detail above, according to the present invention, when the switching range between the low-speed mode and the high-speed mode is approached, the intermediate lock-up mode is forcibly pulled in and the circuit between the circuits of the hydraulic transmission system is Not only does the differential pressure become approximately zero, but in the intermediate lockup mode, it does not force the driver to perform unnecessary accelerator operation, and it is possible to improve system efficiency reasonably and effectively. It is possible to provide a drive system with a device.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

第1図〜第9図は本発明の一実施例を示し、第1図はシ
ステム説明図、第2図及び第3図は制御態様を説明する
ための説明図、第4図は伝達変位制御手段の主要部をな
す変位調節装置の平面図、第5図は同装置の縦断面図、
第6図は同装置の遊星差動機構部分を示す概略平断面
図、第7図は第6図におけるR−R線断面図、第8図は
制御の内容を概略的に示すフローチャート図、第9図は
モード切換態様を示す説明図である。第10図は従来のモ
ード切換態様を示す第9図相当の説明図である。 I……エンジン、II……無段変速装置 4……差動歯車機構 7……一方の流体ポンプ/モータ 8……他方の流体ポンプ/モータ 12……流体伝動機構 13……共通回転要素(センターボス) 14……低速用のクラッチ 15……高速用のクラッチ 51……コンピュータ 56……変位伝達要素(アクセルワイヤ) 60……伝達変位制御手段(変位調節装置、コンピュー
タ) a、b……機械式伝動系 A、B……流体式伝動系
1 to 9 show an embodiment of the present invention, FIG. 1 is a system explanatory diagram, FIGS. 2 and 3 are explanatory diagrams for explaining a control mode, and FIG. 4 is a transmission displacement control. FIG. 5 is a plan view of a displacement adjusting device which is a main part of the means, FIG. 5 is a vertical sectional view of the device,
FIG. 6 is a schematic plan sectional view showing a planetary differential mechanism portion of the device, FIG. 7 is a sectional view taken along line RR in FIG. 6, and FIG. 8 is a flow chart diagram schematically showing the contents of control. FIG. 9 is an explanatory diagram showing a mode switching mode. FIG. 10 is an explanatory view corresponding to FIG. 9 showing a conventional mode switching mode. I ... Engine, II ... Continuously variable transmission 4 ... Differential gear mechanism 7 ... One fluid pump / motor 8 ... Other fluid pump / motor 12 ... Fluid transmission mechanism 13 ... Common rotating element ( Center boss) 14 …… Low speed clutch 15 …… High speed clutch 51 …… Computer 56 …… Displacement transmission element (accelerator wire) 60 …… Transmission displacement control means (displacement adjusting device, computer) a, b …… Mechanical transmission system A, B ... Fluid type transmission system

Claims (1)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項1】入、出力端間に低速側の機械式伝動系およ
び高速側の機械式伝動系を並列的に形成する差動歯車機
構と、前記各機械式伝動系の途中に対をなす流体ポンプ
/モータの各入出力軸をそれぞれ接続しこれら両方流体
ポンプ/モータによって可変速の流体式伝動系を形成す
る流体伝動機構と、前記低速側の機械式伝動系の伝動端
を入力側または出力側に設けた共通回転要素に接離させ
る低速側のクラッチと、前記高速側の機械式伝動系の伝
動端を前記共通回転要素に接離させる高速側のクラッチ
とを具備してなり、出力回転速度/入力回転速度で表さ
れる速度比が前記低速側クラッチと高速側クラッチとの
回転速度差が零となる中間設定速度比よりも小さい運転
領域では、前記低速側のクラッチのみを接続する低速モ
ードを選択し、前記速度比が前記中間設定速度比よりも
大きい運転領域では前記高速側のクラッチのみを接続す
る高速モードを選択することができる無段変速装置をエ
ンジンの後段に配設した駆動システムであって、 前記速度比が前記中間設定速度比に一定以上接近する運
転状態に達した場合に、前記流体ポンプ/モータの押し
除け容積を制御して前記両クラッチが共に接続される中
間ロックアップモードに引き入れ、この中間ロックアッ
プモードにて前記流体式伝動系の回路間差圧が略零にな
るように前記流体ポンプ/モータの押し除け容積を制御
する中間ロックアップ手段と、 スロットル操作量を前記エンジンの燃料制御端に伝達す
る変位伝達要素と、 この変位伝達要素の途中に介設され、前記中間ロックア
ップモードにおいて伝達すべき変位を修正して前記エン
ジンの回転速度をスロットル開度に対応した目標回転速
度に収束させる伝達変位制御手段とを具備してなること
を特徴とする無段変速装置付の駆動システム。
1. A differential gear mechanism for forming a low-speed side mechanical transmission system and a high-speed side mechanical transmission system in parallel between input and output ends, and a pair in the middle of each of the mechanical transmission systems. A fluid transmission mechanism that connects respective input / output shafts of a fluid pump / motor and forms a variable speed fluid transmission system by both of these fluid pumps / motors, and a transmission end of the low-speed side mechanical transmission system at the input side or A low-speed side clutch that is brought into contact with and separated from the common rotating element provided on the output side, and a high-speed side clutch that brings into contact with and separates the transmission end of the high-speed side mechanical transmission system from the common rotating element are provided. In an operating range in which the speed ratio represented by the rotation speed / input rotation speed is smaller than the intermediate set speed ratio at which the rotation speed difference between the low speed side clutch and the high speed side clutch becomes zero, only the low speed side clutch is connected. Select low speed mode, A drive system in which a continuously variable transmission capable of selecting a high speed mode in which only the high speed side clutch is connected is disposed in a rear stage of an engine in an operating region in which a speed ratio is larger than the intermediate set speed ratio, When the speed ratio reaches an operating state in which the speed ratio approaches the intermediate set speed ratio by a certain amount or more, the displacement volume of the fluid pump / motor is controlled to bring it into an intermediate lockup mode in which the both clutches are connected together. Intermediate lock-up means for controlling the displacement volume of the fluid pump / motor so that the differential pressure between the circuits of the hydraulic transmission system becomes substantially zero in the intermediate lock-up mode; and a throttle operation amount for controlling fuel of the engine. A displacement transmission element that transmits to the end and a displacement transmission element that is interposed in the middle of this displacement transmission element and corrects the displacement that should be transmitted in the intermediate lockup mode Drive system with a continuously variable transmission apparatus characterized by comprising; and a transmitting displacement control means for causing the rotational speed to converge to the target rotational speed corresponding to the throttle opening of the engine.
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