JP4331808B2 - Speed stage switching control device for hydraulic-mechanical transmission - Google Patents

Speed stage switching control device for hydraulic-mechanical transmission Download PDF

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、変速機に関し、詳しくはトラクタのフロントローダ、バックホー他各種建設機械等に用いられる変速機、就中、これらの変速制御機構、特に電子制御機構を備えた変速機の制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、ＨＳＴによる走行モードとＨＭＴによる走行モードの切換時におけるショックを低減させる方法としては、油圧クラッチ用油圧ポンプの性能を上げて、クラッチフィル時間を短縮することや、切換え点到達前に切換指示を送る方法をとっていた。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、前記従来技術においては、油圧クラッチ用油圧ポンプの性能を上げても、電磁弁等における電気的な遅れや機械的な遅れの要因が大きくなるし、また切換え点到達前に切換指示を送る方法も、切換え点到達を正確に予測するものではなく、タイミングのずれが生じるため、ショックが発生していた。
【０００４】
【課題を解決するための手段】
以上が本発明の解決する課題であり、次に課題を解決するための手段を説明する。
請求項１においては、少なくとも一方が可変容量の油圧ポンプと油圧モータを具備した油圧式無段変速機を用いた油圧伝動部と、該油圧伝動部と機械伝動部の両方に接続された遊星歯車部を用いた差動機構を具備する油圧−機械式変速機において、エンジンの回転を該油圧式無段変速機により変速するＨＳＴモードの走行状態と、油圧式無段変速機と遊星歯車部の合成回転により変速するＨＭＴモードの走行状態とのモード切換を自動的に行ない、ＨＳＴモードによる出力回転と、該油圧ポンプの吐出量に対応するＨＭＴモードによる出力回転が一致する（Ｘ）点において、ＨＳＴモードとＨＭＴモードとの切換を行ない、該モード切換えはコントローラからの指示により電磁弁を介して前記ＨＭＴクラッチとＨＳＴクラッチの作動を切り換えて行ない、該ＨＳＴモードとＨＭＴモードの間のモード切換えに要する遅れ時間（ｈ）を電気的な遅れ時間と機械部分の遅れ時間の合計時間として、該合計遅れ時間分だけ早く速度段切換指示を出すことにより、電気的な遅れ時間と機械的な遅れ時間（ｈ）の発生を抑え、切換え動作によるショックを抑制する制御装置において、前記エンジンの回転数と、作動油タンクの作動油温を検出・入力し、該エンジン回転数及び作動油温を入力値として、遅れ時間算出マップから遅れ時間（ｈ）を算出し、該遅れ時間（ｈ）をシミュレーション計算の時間刻みとし、該時間刻みより、ある時間（ｔ）におけるｈ秒後の速度比〔Ｖ（ｔ＋ｈ）〕を予測計算し、該速度比〔Ｖ（ｔ＋ｈ）〕が、速度段切換えの最適速度比である速度比（Ｖｘ）に到達するかどうかの判定を行ない、そして速度比〔Ｖ（ｔ＋ｈ）〕が速度比（Ｖｘ）に到達することが予想されれば、直ちにＨＭＴクラッチを接続し、ＨＭＴモードによる駆動を開始し、そして、現時点での速度比〔Ｖ（ｔ）〕が速度比（Ｖｘ）に到達した時点で、直ちにＨＳＴクラッチを切断し、ＨＳＴモードによる駆動を遮断するものである。
【０００５】
【発明の実施の形態】
次に本発明の実施形態について説明する。
【０００６】
図１は油圧−機械式変速機の正面図、図２はＡ−Ａ線断面図、図３は油圧−機械式変速機のブッロク図、図４は油圧−機械式変速機の出力と油圧ポンプおよび油圧モータの吐出量の関係を示す図、図５は変速状態に対応したクラッチの作動状況を示す図、図６はクラッチ切換指示制御フローチャート図、図７は時間と速度比の関係図、図８は時間を軸としたクラッチの制御出力図、図９は指示速度比制御フローチャート図、図１０は容積補正分担制御フローチャート図、図１１は速度比指示レバーの操作量と目標速度の対応関係図、図１２はコントローラ１００の制御図、図１３はブレーキ制御フローチャート図、図１４は中立制御フローチャート図である。
【０００７】
図１および図２において、油圧−機械式変速機（以下ＨＭＴとする）４０の構成について説明する。該ＨＭＴ４０はＨＳＴ（油圧式無段変速機）２１および遊星歯車部７を備えるミッション３０により構成されている。ＨＳＴ２１はＨＳＴケース３１およびセンターセクション３２に内包される油圧ポンプ２２および油圧モータ２３を備えており、該センターセクション３２はミッション３０のケース３３に固設されている。
【０００８】
該ＨＳＴ２１には入力軸２５が挿嵌貫通されており、該入力軸２５には油圧ポンプ２２の可動斜板２２ａおよびシリンダブロック２２ｂが挿嵌されている。該シリンダブロック２２ｂは入力軸２５に相対回動不能に挿嵌されており、入力軸２５とともにシリンダブロック２２ｂが駆動される構成になっている。該シリンダブロック２２ｂにはプランジャーポンプ２２ｃが複数摺動自在に配設されている。該プランジャーポンプ２２ｃの先端には前記可動斜板２２ａが当接しており、該可動斜板２２ａの傾斜角を調節することにより、油圧ポンプ２２の作動油の吐出量を調節可能に構成されている。油圧ポンプ２２により吐出された作動油はセンターセクション３２に設けられた油路を介して油圧モータ２３に送油される。
【０００９】
ＨＳＴ２１の油圧モータ２３には油圧モータ出力軸２６が挿嵌されており、該油圧モータ出力軸２６の一端はＨＳＴケース３１に回動自在に枢支されている。油圧モータ出力軸２６には油圧モータ２３の可動斜板２３ａおよびシリンダブロック２３ｂが挿嵌されており、該シリンダブロック２３ｂは油圧モータ出力軸２６に相対回動不可に構成されている。該シリンダブロック２３ｂにはプランジャーポンプ２３ｃが複数摺動自在に配設されおり、該プランジャーポンプ２３ｃの先端には前記可動斜板２３ａが当接しており、該可動斜板２３ａの傾斜角を調節することにより、油圧モータ２３の容量を調節可能に構成されている。該構成により、前記油圧ポンプ２２より送油される作動油量に対しての回転速度を調節する構成になっている。
【００１０】
次に、ミッション３０の構成について説明する。該ミッション３０はミッションケース３３により被装されており、該ミッションケース３３には入力軸２５、油圧モータ出力軸２６、駆動軸２７および駆動軸１８が配設され、回動自在に支持されている。また、ミッションケース３３内には遊星歯車より構成される遊星歯車部７が設けられており、該ミッションケース３３内において遊星歯車部７はクラッチ部３５とケース３４により分割されている。遊星歯車部７は後述するサンギヤ１、プラネタリーギヤ２・３、入力ギヤ４、キャリヤ６により構成されており、該キャリヤ６に固設したギア５は遊星歯車部７とともにケース３４によりクラッチ部３５より隔離される構成となっている。
【００１１】
クラッチ部３５には前記油圧モータ出力軸２６上に挿嵌されたクラッチ１１および駆動軸２７上に挿嵌されたクラッチ１２が配設されている。該クラッチ１１のクラッチハウジングは油圧モータ出力軸２６上に固設されており、クラッチ１１のクラッチボックスは油圧モータ出力軸２６に挿嵌された転がり軸受に挿嵌されている。 クラッチ１１のクラッチボックスにはギヤ１４が固設されており、該クラッチ１１を接続することにより油圧モータ出力軸２６とともにギヤ１４が駆動される。また、該クラッチ１２のクラッチハウジングは駆動軸２７上に固設されており、クラッチ１２のクラッチボックスは駆動軸２７に挿嵌された転がり軸受に挿嵌されている。クラッチ１２のクラッチボックスにはギヤ１６が固設されており、ラッチ１２を接続することにより駆動軸２７とともにギヤ１６が駆動される。
【００１２】
ミッションケース３３内においてケース３４により遊星歯車部７がクラッチ部３５から隔離される構成をとるので、遊星歯車部７をクラッチ１１・１２より発生するスラッジ等より保護することができ、該遊星歯車部７の耐久性を向上している。
【００１３】
入力軸２５にはサンギヤ１が挿嵌固定されており、ギヤ４が一体形成された動力伝動パイプ２８が相対回動可能に挿嵌されている。前記遊星歯車部７は入力軸２５および動力伝動パイプ２８に挿嵌された構成になっている。遊星歯車部７のキャリア６に固設されたギヤ５は駆動軸２７に挿嵌固定されたギヤ９に噛合しており、該ギヤ９は駆動軸１８に挿嵌固定されたギヤ１９に噛合している。該構成により前記ギヤ５の駆動力がギヤ９・１９を介して駆動軸１８に伝達される構成になっている。
【００１４】
図３において、エンジン２４の出力はＨＳＴ２１、遊星歯車部７のどちらか一方もしくはＨＳＴ２１および遊星歯車部７を介して駆動軸２７に伝達される。エンジン２４には入力軸２５の一端が接続されており、該エンジン２４の出力は入力軸２５を介してＨＳＴ２１に導入される。ＨＳＴ２１は油圧ポンプ２２および油圧モータ２３により構成されており、該油圧ポンプ２２および油圧モータ２３は容量を可変に構成されている。このため、該油圧ポンプ２２もしくは油圧モータ２３の容量を調節することにより、油圧ポンプ２２に対する油圧モータ２３の駆動比を調節することができる。油圧ポンプ２２には前記入力軸２５が接続しており、該入力軸２５により油圧ポンプ２２が駆動される。上記の構成によりエンジン２４の出力は入力軸２５を介してＨＳＴ２１の油圧ポンプ２２を駆動し、該油圧ポンプ２２により油圧モータ２３が駆動される。該油圧モータ２３には油圧モータ出力軸２６が接続されており、該油圧モータ２３により駆動される構成になっている。
【００１５】
また、前記入力軸２５の他端は遊星歯車部７に接続している。遊星歯車部７はサンギヤ１、プラネタリーギヤ２、プラネタリーギヤ３、キャリヤ６および入力ギヤ４により構成されている。該サンギヤ１は入力軸２５の他端に挿嵌固定されており、該サンギヤ１にはプラネタリーギヤ２が噛合している。プラネタリーギヤ２はプラネタリーギヤ３に噛合しており、プラネタリーギヤ３は入力ギヤ４に噛合している。前記プラネタリーギヤ２・３はそれぞれキャリヤ６に固設された枢軸に回動自在に枢支されており、サンギヤ１に対して公転する構成になっている。
【００１６】
また、遊星歯車部７において、プラネタリーギヤ２およびプラネタリーギヤ３は三対配設されており、プラネタリーギヤ２およびプラネタリーギヤ３は前記キャリア６の回動中心を同心円とした円周上を回動する構成になっている。サンギヤ１の外周上にはプラネタリーギヤ２が噛合しており、キャリヤ６の回動中心に対して該プラネタリーギヤ２より外側にプラネタリーギヤ３が配設されている。また、キャリヤ６にはギヤ５が固設されており、サンギヤ１、入力ギヤ４、キャリヤ６およびギヤ５の回動中心は同一直線上に位置するように構成されている。キャリヤ６に固設した前記ギヤ５は駆動軸２７の一端に挿嵌固定されたギヤ９に噛合しており、該ギヤ９に駆動力を伝達可能に構成されている。該ギヤ９は駆動軸１８に挿嵌固定されたギヤ１９に噛合している。該構成により前記ギヤ５の駆動力がギヤ９・１９を介して駆動軸１８に伝達される構成になっている。
【００１７】
前記入力ギヤ４は動力伝動パイプ２８の一端において該動力伝動パイプ２８の外周上に一体的に挿嵌固定されており、該動力伝動パイプ２８の他端の外周上にはギヤ１０が挿嵌固定されている。該ギヤ１０には油圧モー出力軸２６に挿嵌されたギヤ１４が噛合している。該ギヤ１４には油圧モータ出力軸２６に挿嵌固定されたクラッチ１１のクラッチボックスに固設されており、該クラッチ１１を作動させることにより該油圧モータ出力軸２６とともにギヤ１４が駆動される構成になっている。また、油圧モータ出力軸２６の一端の外周上にはギヤ１５が挿嵌固定されており、該ギヤ１５は駆動軸２７に挿嵌したギヤ１６に噛合している。該ギヤ１６は駆動軸２７に挿嵌固定されたクラッチ１２のクラッチボックスに固設されており、該クラッチ１２を作動させることによりギヤ１６により、駆動軸２７に駆動力を与えギヤ１６とともに駆動軸２７を回動させる構成になっている。該駆動軸２７にはギヤ９が固設されており、該ギヤ９には駆動軸１８に挿嵌固定されたギヤ１９が噛合している。該ギヤ９・１９を介して駆動軸２７の出力が駆動軸１８に、伝達されている。
【００１８】
上記構成において、クラッチ１１が切られており、クラッチ１２が作動し、ギヤ１６と駆動軸２７が接続されている場合には、前記ＨＳＴ２１の油圧モータ出力軸２６の駆動力により駆動軸２７が駆動される。また、ギヤ９・１９を介して駆動軸２７の出力が駆動軸１８に、伝達されている。前記エンジン２４の出力はＨＳＴ２１において変速され油圧モータ出力軸２６より出力される。該油圧モータ出力軸２６が駆動されることにより、ギヤ１５が駆動され、該ギヤ１５に噛合したギヤ１６が駆動される。該ギヤ１６にはクラッチ１２のクラッチボックスが固設されており、該クラッチ１２が作動しているため、ギヤ１６と駆動軸２７が接続される。これにより、油圧モータ出力軸２６の出力により駆動軸２７が駆動される。即ち、クラッチ１１の接続を切り、クラッチ１２を作動させることにより、ＨＳＴ２１により変速された駆動力のみにより前記駆動軸２７を駆動する。また、ギヤ９・１９を介して駆動軸２７の出力が駆動軸１８に、伝達されている。
【００１９】
また、クラッチ１１が作動し、ギヤ１４と油圧モータ出力軸２６が接続され、クラッチ１２の接続が切られている場合には、入力軸２５の駆動力と油圧モータ出力軸２６の駆動力が遊星歯車部７において合成され、該遊星歯車部７において合成された出力により駆動軸２７が駆動される。サンギヤ１には入力軸２５を介してエンジン２４の出力が伝達され、該サンギヤ１により入力軸２５の駆動力が遊星歯車部７に導入される。また、油圧モータ出力軸２６の駆動力はクラッチ１１の接続によりギヤ１４を介してギヤ１０に伝達される。該ギヤ１０により動力伝動パイプ２８が駆動され、該動力伝動パイプ２８の他端に一体に形成された入力ギヤ４が駆動される。該入力ギヤ４により油圧モータ出力軸２６の駆動力が遊星歯車部７に伝達される。該遊星歯車部７において入力軸２５と油圧モータ出力軸２６の駆動力が合成され、キャリヤ６が駆動される。該キャリヤ６の駆動力は該キャリヤ６に固設されたギヤ５によりギヤ９に伝達され、ギヤ９により駆動軸２７に伝達される。これにより、入力軸２５により遊星歯車部７に伝達された駆動力とＨＳＴ２１により変速された駆動力により駆動軸２７が駆動される。また、ギヤ９・１９を介して駆動軸２７の出力が駆動軸１８に、伝達されている。
【００２０】
また、入力軸２５の近傍には動力源回転数検出器１０４が配設されており、該入力軸２５の回転数を検出可能に構成されている。駆動軸２７の一端に挿嵌固定されたギヤ９近傍にも回転検出器１０３が配設され、該ギヤ９の回転数を検出する構成になっている。動力源回転数検出器１０４および回転検出器１０３はコントローラ１００に接続されており、該動力源回転数検出器１０４および回転検出器１０３の検出値が該コントローラ１００に入力される構成になっている。
【００２１】
該コントローラ１００には速度表示器および電磁弁１０５・１０６が接続されており、コントローラ１００により制御される。該速度表示器には前記動力源回転数検出器１０４および回転検出器１０３の検出値より速度が算出され、表示される構成になっている。また、該コントローラ１００に接続された電磁弁１０５・１０６により前記クラッチ１１およびクラッチ１２の作動が制御される構成になっている。コントローラ１００において、前記動力源回転数検出器１０４および回転検出器１０３の検出値により演算がなされ、該コントローラ１００により電磁弁１０５・１０６が制御されクラッチ１１・１２の切断もしくは接続がなされ駆動状態の切換えが行われる。即ち、コントローラ１００によりＨＭＴ４０の駆動速度に応じて自動的に駆動状態の切換えを行うことができ、円滑な変速が実現される。
【００２２】
前記駆動装置において、ＨＳＴ２１の油圧モータ出力軸２６の駆動力により駆動軸２７が駆動される場合をＨＳＴモード、入力軸２５の駆動力と油圧モータ出力軸２６の駆動力の合成駆動力により駆動軸２７が駆動される場合をＨＭＴモードとする。ＨＳＴモードにおいては前述のごとくクラッチ１１が切られており、クラッチ１２が接続されている。また、ＨＭＴモードにおいては前述のごとくクラッチ１１が接続されており、クラッチ１２が切られている。図４においてグラフ４１は油圧ポンプ２２の作動油吐出量を示すものであり、グラフ４２は油圧モータ２３の作動油吐出量を示すものであり、グラフ４３はＨＭＴ４０の出力を示すものである。グラフ４３において、中立点Ｎより左を後進駆動、右を前進駆動とする。また、中立点Ｎにおいては出力回転は０であり、駆動が行われない。該構成において後進側の全域および前進側の低速回転の範囲においてはＨＳＴモードにより駆動され、中速回転および高速回転の範囲においてはＨＭＴモードにより駆動される。
【００２３】
次に、グラフ４３に対応した油圧ポンプ２２の作動油吐出量を示すグラフ４１において油圧ポンプ２２の吐出量の制御構成について説明する。前記グラフ４３の中立点Ｎに対応する点において油圧ポンプ２２の吐出量は０であり、吐出量０より下方が吐出量がマイナスであり、上方がプラスである。また、点Ｐ１および点Ｐ２は油圧ポンプ２２における最小吐出量である。即ち、点Ｐ１および点Ｐ２における油圧ポンプ２２の吐出量は最大のマイナス吐出量である。グラフ４２において油圧モータ２３の作動油の吐出量は点Ｐ２より後進側においては減少し、点Ｐ１より前進側においても減少する構成になっており、点Ｐ１とＰ２の間においては吐出量が一定に保たれている。
【００２４】
即ち、中立点Ｎより後進側に出力回転を増す場合には、油圧ポンプ２２の吐出量をマイナス側に増すことにより、油圧モータ２３を後進側に駆動する出力回転を増している。即ち油圧ポンプ２２の可動斜板２２ａをマイナス側に傾斜させることにより、油圧ポンプ２２の作動油の吐出をマイナス側に増すものである。油圧モータ２３の吐出量は一定に保たれているので、該油圧ポンプ２２の吐出量がマイナス側に増すことにより油圧モータ２３がさらにマイナス側に駆動される。
【００２５】
出力回転を後進側にさらに増し、点Ｐ２よりも後進側に出力回転を行う場合には、油圧ポンプ２２の吐出量を点Ｐ２における吐出量に維持し、油圧モータ２３の吐出量を減少させる。これにより、油圧ポンプ２２と油圧モータ２３の相対的な吐出量が変化し、油圧モータ２３の吐出量に対して油圧ポンプ２２の吐出量が増大する。すなわち、油圧モータ２３の出力がマイナス側にさらに増すこととなる。上記のごとく後進側に出力制御を行う際に油圧ポンプ２２と油圧モータ２３の吐出量を調節することにより、後進側への出力回転範囲を増ことが可能である。
【００２６】
次に、前進側に出力回転を増す場合について説明する。中立点Ｎより前進側に出力回転を増す場合には、油圧ポンプ２２の吐出量を増すことにより行われる。ＨＳＴ２１の油圧モータ２３の吐出量が一定であるため、該油圧ポンプ２２の吐出量を増すことにより、油圧モータ２３の吐出量に対して油圧ポンプ２２の吐出量が増大し、油圧モータ２３の回転が増す。ＨＳＴモードにおいては、ＨＳＴ２１のみにより駆動が行われるため、油圧モータ２３の出力回転が増すことにより、出力回転が増す。また、後進域より前進域への変速および前進域より後進域への変速の際にはクラッチ操作を必要としない。後進全域および前進低速域においてはＨＳＴ２１による変速を行うので、該後進全域および前進低速域においてはクラッチ操作を必要としない。このため、後進全域および前進低速域において円滑な変速操作を行うことができ、微妙な速度調停を行いやすいＨＳＴ２１により変速を行うので操作性がよい。
【００２７】
前進側出力範囲において、該油圧ポンプ２２の吐出量をさらに増すと、点ＸにおいてＨＳＴモードによる出力回転と、該油圧ポンプ２２の吐出量に対応するＨＭＴモードによる出力回転が一致する。即ち、前進側の出力回転を増して行く場合にはこの点ＸにおいてＨＳＴモードよりＨＭＴモードへの切換が行われる。また、ＨＭＴモードにて出力している状態より出力回転を減少させ、出力回転が点Ｘより減少する場合にはＨＭＴモードよりＨＳＴモードに切換がおこなわれる。
【００２８】
該ＨＳＴモードよりＨＭＴモードへの切換は前述のごとく、クラッチ１１とクラッチ１２の接続と断続を制御することにより行われる。即ち図５に示されるごとく、ＨＳＴモードよりＨＭＴモードに切り換える場合には、クラッチ１１を切れた状態より接続した状態に作動させるとともに、クラッチ１２を接続した状態より切れた状態に作動させる。逆に、ＨＭＴモードよりＨＳＴモードに切り換える場合には、クラッチ１２を切れた状態より接続した状態に作動させるとともに、クラッチ１１を接続した状態より切れた状態に作動させる。上記のごとくクラッチ１１・１２を制御することにより、点Ｘにおける駆動モードの切換を行うことができる。
【００２９】
出力回転が点Ｘを越えて、ＨＭＴモードにより駆動が行われる場合には、油圧モータ２３が遊星歯車部７に供給する回転とエンジン２４の回転が機械的に伝達される入力軸２５が遊星歯車部７に供給する回転により出力回転が決定される。即ち、ＨＭＴモードにおいては、入力軸２５と油圧モータ２３の回転数の差が大きくなるほど出力回転が増大する。Ｘ点より前進側の出力回転において、油圧ポンプ２２の吐出量を減少させ、油圧モータ２３の出力回転を減少させると、前記入力軸２５は一定に維持されているため、該油圧モータ２３と入力軸２５の出力回転の差が増す。これにより、出力回転が増す。
【００３０】
更に、油圧ポンプ２２の吐出量を減少させ、該油圧ポンプ２２の吐出量がＰ１に達した場合には、該油圧ポンプ２２の吐出量はＰ１に維持され、油圧モータ２３の吐出量が減少する。該油圧ポンプ２２の吐出量が一定であり、油圧モータ２３の吐出量が減少するため、油圧モータ２３に対する油圧ポンプ２２の吐出量が相対的に増大する。これにより、油圧モータ２３が増速する。グラフ４１・４２に示すごとく、該油圧モータ２３はマイナス側に出力回転を増大しているため、前記入力軸２５の遊星歯車部７への入力回転と油圧モータ２３の遊星歯車部７への入力回転の差が増し、出力回転が増大する。
【００３１】
上記構成のごとく、油圧ポンプ２２の吐出量を調節し、油圧モータ２３の出力を制御するとともに、更に出力を増す場合には油圧ポンプ２２の吐出量を一定に維持し、油圧モータ２３の吐出量を調節し、油圧ポンプ２２と油圧モータ２３の相対的な吐出量の変化により出力を調節することにより、吐出量の少ない油圧ポンプおよび油圧モータにおいても調節可能な出力回転の範囲が増大する。このため、ＨＳＴ２１をコンパクトに構成することができる。また、ＨＳＴモードとＨＭＴモードの出力回転が一致する点Ｘにおいて、ＨＳＴモードとＨＭＴモードの切換を行うため、円滑な出力モードの切換を行うことができる。
【００３２】
また、上記の構成において後進域の全域および前進低速域においてはＨＳＴ２１により出力がなされ、前進中速域から高速域にかけてはＨＭＴ４０により駆動されるので、小型の車両等に該ＨＭＴ４０を搭載することにより、該小型の車両の使用状況に応じた変速を行うことができる。また、変速域が小型の車両に対応しているため、該小型の車両の取り扱い性が向上する。
【００３３】
さらに、前進および後進域においてはＨＳＴ２１により駆動されるので、倍速度範囲において微妙な速度設定を行うことができ、作業の質を向上することが出来る。また、前進中速域から高速域にかけてはＨＭＴ４０により駆動されるので、円滑に変速を行うと同時にエンジンの出力の損失を減少し、出力を向上すると共に、燃費が向上し、経済的である。さらに変速機構をシンプルに構成できる。
【００３４】
以下において、コントローラ１００等を中心とした変速、速度段切替え、ブレーキ等の制御構造について図３及び図６乃至図１３を用いて説明する。図３に示すように、前記駆動軸１８にはブレーキパック１１０が配設され、ブレーキペダル１４０の踏込みによりメカニカルリンク１４１を介してブレーキパック１１０を制御し、駆動軸１８にブレーキ作用を発生させるよう構成している。また、ブレブレーキスイッチ１１１はブレーキペダル１４０の踏込みにより作動信号をコントローラ１００に出力するよう構成している。
【００３５】
また、前記コントローラ１００には、走行操作レバーである速度比指示レバー１２０、ポンプ斜板制御器１２１、モータ斜板制御器１２２が連動されており、該速度比指示レバー１２０とコントローラ１００間には速度比指示レバー１２０の操作量を検出する位置センサ１２０ａが配設されている。そして位置センサ１２０ａの検出結果を入力したコントローラ１００が、該ポンプ・モータ斜板制御器１２１・１２２にそれぞれ傾斜角度を出力することにより、該ポンプ・モータ斜板制御器１２１・１２２に連動した前記油圧ポンプ・モータ２２・２３の可動斜板２２ａ・２２ｂを調節し、ＨＳＴ２１の回転出力を制御している。
【００３６】
また、該コントローラ１００には電磁弁１０５・１０６が連動しており、該電磁弁１０５・１０６を制御して前記クラッチ１１・１２の断接を制御している。さらに、前記駆動軸２７に固設されたギヤ９には、駆動軸２７の回転数及び回転方向を検出可能に回転検出器１０３が配設されており、該回転検出器１０３により駆動軸２７の回転数及び回転方向をコントローラ１００で入力可能としている。
【００３７】
以上の構成により、本発明のＨＳＴモードとＨＭＴモードとの速度段切換制御装置について図６乃至図８を用いて説明する。前述したように、ＨＳＴモードによる出力回転と、ＨＭＴモードの出力回転が一致している点Ｘにおいて速度段切換えを行えば、切換操作によるショックを低減することが可能であるが、速度段切換えはコントローラ１００からの指示により電磁弁１０５・１０６を介して前記クラッチ１１・１２を作動することにより行われるため、電気的な遅れ時間と機械的な遅れ時間が生ずる。このため、点Ｘにおける切換え速度比Ｖｘを検出してから速度段切換指示を出した場合、タイミングのずれが生じ、切換え動作によるショックが発生する。
【００３８】
そこで、遅れ時間を加味した速度段切換えの制御装置について図６のフローチャートを用いて説明する。まず、コントローラ１００は処理２３２において、動力源回転数検出器１０４よりエンジン２４の回転数を、作動油センサ１３１より油圧機用の作動油タンク１３０の作動油温を検出し入力する。そして入力したエンジン回転数及び作動油温を入力値として遅れ時間算出マップから遅れ時間ｈを算出する。なお、遅れ時間算出マップは、エンジン回転数及び作動油温と、クラッチ１１・１２の電気的、機械的な作動所要時間とを対応させたマッピングである。
【００３９】
そして、処理２３３において遅れ時間ｈを時間刻みとしてシミュレーション計算を行い、時間ｔにおけるｈ秒後の速度比Ｖ（ｔ＋ｈ）を予測する。ここでは例としてミルン法による予測計算を行っているが、遅れ時間ｈを時間刻みとしているので、その他の様々なシミュレーション計算が可能となっている。次に条件分岐２３４において、予測計算したｈ秒後の速度比Ｖ（ｔ＋ｈ）と、Ｘ点における切換え速度比Ｖｘとの大小を比較し、速度比Ｖ（ｔ＋ｈ）が速度比Ｖｘよりも大であれば（つまりｈ秒後には切換え到達点Ｘに達すると予測される）、処理２３５においてクラッチ１１を作動させる。これにより、前述したギヤ１４が油圧モータ出力軸２６により駆動され、ＨＭＴモードによる動力が駆動し始める。
【００４０】
そして、条件分岐２３６において現在の速度比Ｖ（ｔ）と切換え速度比Ｖｘとの大小を比較する。ここで速度比Ｖ（ｔ）が速度比Ｖｘより小さい場合には、制御ループの終端２３８を経て、開始２３１に戻り次制御ループに入る。そして再び処理２３６において速度比Ｖ（ｔ）が速度比Ｖｘより大となることで、処理２３７へ進み、クラッチ１２を切断する。これにより、前記油圧モータ出力軸２６からギヤ１５・１６を介して駆動軸２７への駆動伝達が遮断され、ＨＳＴモードによる動力が遮断される。また、処理２３４において速度比Ｖ（ｔ＋ｈ）が切換え速度比Ｖｘより小さければ、条件分岐２３６へ進み、速度比Ｖ（ｔ）の判定を行い、以降ループ制御が行われる。
【００４１】
つまり、前記遅れ時間ｈをシミュレーション計算の時間刻みとし、該時間刻みより、ある時間ｔにおけるｈ秒後の速度比Ｖ（ｔ＋ｈ）を予測計算し、速度比Ｖ（ｔ＋ｈ）が、速度段切換えの最適速度比である速度比Ｖｘに到達するかどうかの判定を行うのである。そして速度比Ｖ（ｔ＋ｈ）が速度比Ｖｘに到達することが予想されれば、直ちにクラッチ１１を接続し、ＨＭＴモードによる駆動を開始する。そして、制御ループを続行し、現時点での速度比Ｖ（ｔ）が速度比Ｖｘに到達した時点で、直ちにクラッチ１２を切断し、ＨＳＴモードによる駆動を遮断するのである。図７は時間と速度比の関係を表すグラフであり、図８は速度段切換え制御によるクラッチ１１及びクラッチ１２の接続状態を表す図である。そして、時間Ｔｘは速度比がＶｘに到達する予測時間であり、図８はクラッチ１１が時間Ｔｘのｈ時間前に作動され、時間Ｔｘに到達した時点でクラッチ１２が切断されることを示している。
【００４２】
このようにして、本発明の速度段切換えは、クラッチ１１・１２等による速度段の切換えによる電気的、機械的な遅れ時間を加味し、さらに送れ時間をシミュレーション計算における時間刻みとして、速度段切換えの到達点を予想するよう制御しているので、速度比が２次関数等、高次の関数で変化している場合においても、高い精度で予測が可能であり、速度段切換えを最適なタイミングで行えるため、ショック等を起こすことなくスムーズな速度段切換えが可能となったのである。
【００４３】
次に、ＨＳＴ２１の制御装置について図４、図９等を用いて説明する。ＨＳＴモード及びＨＭＴモードにおいては、ＨＳＴ２１の油圧ポンプ・モータ２２・２３の吐出量を制御することにより増減速を可能しており、前述したように、図４に示したＰ１・Ｐ２の両側において、吐出量を変化させる対象を油圧ポンプ・モータ２２・２３の間で切り替えるよう構成している。
【００４４】
このような構成としている場合、作業者が急激な減速や加速を望む場合であっても、油圧ポンプ２２の吐出量の制御と油圧モータ２３の吐出量の制御をシーケンシャルに行うため、加速・減速時間が長くなってしまう。そこで、図９に示すような指示速度比制御を行うことによりこれらの問題を解消する。
【００４５】
まず、図４においてＰａからＰｂに急減速する場合について説明する。Ｐａにおいて作業者が前記速度比指示レバー１２０を操作して、Ｐｂを目標とした速度比指示を行う。この時、Ｐｂにおける速度比を実現する油圧ポンプ・モータ２２・２３の吐出量がそれぞれ決定される。そこで、コントローラ１００は同時にポンプ・モータ斜板制御器１２１・１２２に制御命令を出す。これにより、Ｐｂにおける速度比を実現すべく、油圧ポンプ・モータ２２・２３の可動斜板２２ａ・２３ａを同時に傾斜させるのである。
【００４６】
これにより、ＰａからＰｂへの急減速が可能となり、作業者は期待する速度を早く得られることができ、操作性が向上するのである。また、ＰｂからＰａに向けて、急加速する場合においても、上述した同様の操作を行うことで可能となっている。
【００４７】
また、急減速及び急加速を作業者が指示した場合で、図４における速度段切換点Ｘを跨って変速する場合について説明する。図４におけるＰｃからＰａへ向けて急加速する場合、Ｐｃにおいて作業者が前記速度比指示レバー１２０を操作して、Ｐａを目標とした速度比指示を行う。この時、Ｐａにおける速度比を実現する油圧ポンプ・モータ２２・２３の吐出量がそれぞれ決定される。しかし、Ｐｃにおいて油圧ポンプ２２・２３にＰａにおける吐出量を指示した場合、前述の如くＸ点を跨っているので、ＨＳＴモードからＨＭＴモードへの切換えが行われることになり、モード切換えによるショックが発生し、場合によってはクラッチ１１・１２等の部品を破損する可能性がある。
【００４８】
そこで、ＰｃにおいてＰａの速度比指示が行われた場合、コントローラ１００はポンプ・モータ斜板制御器１２１・１２２に対して点Ｘにおける切換え速度比Ｖｘを指示する。これにより油圧ポンプ・モータ２２・２３が点Ｘにおける速度比に調整され、この時、前述したＨＳＴモードからＨＭＴモードへの切換えが行われる。そして続いてコントローラ１００はポンプ・モータ斜板制御器１２１・１２２に対してＰａにおける速度比を指示し、同時に油圧ポンプ・モータ２２・２３の可動斜板２２ａ・２３ａを調整して、Ｐｄにおける速度比を得るのである。
【００４９】
このようにして、Ｘ点を跨る急加速においても、一旦、Ｘ点における速度比Ｖｘを経由することで、クラッチ等に負荷を与えることなく急加速が可能となり、低速状態から高速状態への急加速も可能となるのである。また、同様に、ＰａからＰｃへの急減速を行う場合においても、Ｘ点における速度比Ｖｘを経由した後、Ｐｃの速度比を指示することで、ＨＭＴモードからＨＳＴモードへの切換えショックを発生することなく、急減速可能としている。
【００５０】
以上の、ＰａからＰｂ、ＰｃからＰａへの急加速、急減速の例で示した制御フローを図９のフローチャートを用いて説明する。まず、条件分岐２４２において指示された速度比がＸ点を跨っているかどうかの判定を行う。そしてＸ点を跨っていなければ、速度段切換え（ＨＳＴモード、ＨＭＴモードの切換え）が必要でないので、処理２４４において指示された速度比を目標速度比として油圧ポンプ・モータ２２・２３を同時に制御し変速を行う。また、Ｘ点を跨る変速である場合には、処理２４３において暫定目標速度比に切換え速度比Ｖｘをセットする。そして条件分岐２４５において速度段切換えが可能かどうかの判定、つまり前述した速度段切換えのタイミングの判定を行う。そして切換え不可能（ＨＳＴモードとＨＭＴモードの出力回転が異なる。）であれば、待ち時間ループ２４６を繰り返し、切換え可能となった時点で、処理２４７で速度段切換えを実行し、続いて処理２４８において作業者の指示速度比を目標速度比にセットして、油圧ポンプ・モータ２２・２３を同時に制御し、急加速、急減速を行うのである。
【００５１】
次に、速度段切換え点Ｘ付近におけるＨＳＴモード及びＨＭＴモード切換え規制制御について説明する。前述したように、ＨＳＴモードからＨＭＴモードへの切換え及びＨＭＴモードからＨＳＴモードへの切換えは、速度段切換え点Ｘにおいて行われるものであるが、点Ｘ付近での速度比において走行中に、負荷変動が発生した場合等、外部要因により速度比が変化して自動的に速度段が切り換わる場合がある。これにより点Ｘの付近で頻繁に速度段切換えが発生し、クラッチ１１・１２等に対する負荷が大きくなり、また振動が頻繁に発生し続けるという問題がある。
【００５２】
そこで、これらの問題を解消するために、以下の構成をとる。つまり、点Ｘにおいて速度段の切換え制御が行われるのは、作業者により速度比指示レバー１２０から指示された場合に限り、速度比指示レバー１２０の指示による速度比の変速、若しくは、速度段の切換えが行われた後は、現在の速度段を維持するように制御する。このような制御を行うことで、例えばトラクタの牽引作業等において負荷変動の大きな走行を行っても、速度段の頻繁な切換えは発生せず、安定した走行が可能となる。
【００５３】
次に、容積効率の補正分担制御について説明する。変速部分のＨＳＴ２１は、負荷変動により容積効率が変化するため、作業者が速度比指示レバー１２０を操作して油圧ポンプ・モータ２２・２３を制御しても、期待される速度が得られない場合があり、その補正が必要となる。そこで、図１０のフローチャートより補正分担の制御フローについて説明する。まず条件分岐２５２において、油圧ポンプ２２の可動斜板２２ａの斜板角が最大となっているかどうかの判定を行う。ここで可動斜板２２ａの斜板角が最大となっていなければ、ポンプ斜板制御器１２１に指示を送り可動斜板２２ａを傾斜させ補正を行う。そして可動斜板２２ａの斜板角が最大となっていることを検出すれば、処理２５３においてＨＳＴ２１の油圧モータ２３の可動斜板２３ａの斜板角目標値を算出し、モータ斜板制御器１２２に指示を送り油圧モータ２３の斜板角を制御するのである。。
【００５４】
これにより、負荷変動時における補正は、油圧ポンプ２２において補正できる範囲においては油圧ポンプ２２の可動斜板２２ａを制御して補正を行い。可動斜板２２ａの斜板角が最大に達した後は、油圧モータ２３の可動斜板２３ａが補正を受継ぐので、図４におけるＰ１及びＰ２付近で、連続的に補正することが可能となり、ショックや走行違和感を減少させることができるのである。
【００５５】
次に、速度比指示レバー１２０による操作フィーリングの向上装置について説明する。前述の如く作業者により速度比指示レバー１２０が操作されると、位置センサ１２０ａが該速度比指示レバー１２０の操作量（位置または回動角等）を検出し、検出結果をコントローラ１００が入力する。ここでコントローラ１００は入力値２２１から走行車の目標速度２２２を算出するが、該入力値２２１と目標速度２２２の関係２２３は図１１に示すように、位置センサ１２０ａからの入力値２２１により幾つかの領域に分けて変化させている。そして本実施例においては入力値２２１が低速域であった場合には、関係２２３の傾きが小さく、入力値２２１が中速域、高速域となるにつれて、関係２２３の傾きが大きくなるようにしている。
【００５６】
そして、コントローラ１００は関係２２３より算出した目標速度２２２をポンプ・モータ斜板制御器１２１・１２２に出力し、該ポンプ・モータ斜板制御器１２１・１２２により油圧ポンプ・モータ２２・２３の可動斜板２２ａ・２２ｂが目標速度２２２を出力するよう制御されるのである。
【００５７】
以上の如くコントローラ１００は関係２２３に基づいて目標速度２２２を算出しているので、従来のように、速度比指示レバー１２０の操作量と目標速度２２２との関係が単純な一次関数でなく、速度比指示レバー１２０の指示位置が低速位置であれば緩やかな増速を行う。これにより、作業者が機体を倉庫等に収容する場合等、低速で微妙な移動を行いたい場合には、作業者の感覚に合致した動作が行えるのである。また、速度比指示レバー１２０の指示位置が高速位置であれば、加速度が大きくなる。これにより、微妙な速度変化を必要としない高速走行中においては有効な増減速が行えるし、低速域から一気に増速したい場合においても作業者の感覚にフィットした速度が得られるのである。
【００５８】
次に、速度比指示レバー１２０の操作速度に応じた目標速度２２２の制御装置について説明する。上述の如く、速度比指示レバー１２０の操作量を位置センサ１２０ａが検出し、コントローラ１００が入力値２２１を入力するが、ここで速度補正手段２２４は、図１２に示すように、入力値２２１から速度比指示レバー１２０の操作速度（ΔＶ／Δｔ）を算出し、該操作速度に係数ｋを乗じた補正値（ｋ×ΔＶ／Δｔ）を出力する。そして入力値２２１に補正値を加算した値を新たな入力値２２１として目標速度２２２を算出するのである。
【００５９】
このような制御を行うことにより、従来は、速く速度比指示レバー１２０を動かしても、動作が大きくなる位置まで移動さないと、走行速度が期待する速度に上昇せず、操作フィーリングを悪くしていた問題点が解消され、作業者が早く増速させたいことを期待して速度比指示レバー１２０を速い動作で操作した場合には、操作速度を加味した目標速度２２２が設定されるため、作業者の期待する走行速度が設定され、作業者の感覚に合った操作フィーリングが得られるのである。
【００６０】
次に、ブレーキ機構の動作状態を図１３のフローチャートを用いて説明する。まず、条件分岐２０２において、ブレーキスイッチ１１１の状態をコントローラ１００が検出する。そしてＨＳＴモード若しくはＨＭＴモードによる走行中、作業者の操作により前記ブレーキスイッチ１１１がＯＮにされれば、処理２０３でクラッチ１１若しくはクラッチ１２を切断する。これにより、ブレーキパック１１０により駆動軸１８にブレー作用が発生するが、ＨＳＴモードの走行時においてはクラッチ１２を、ＨＭＴモードの走行時においてはクラッチ１１を切断することにより、駆動軸１８への動力伝達が遮断されるため、ブレーキ作用と駆動力が競合することなく、ブレーキ作用が効率よく発生するし、クラッチ１１・１２の消耗を防止でき、クラッチ１１・１２の耐久性の向上が図られるのである。
【００６１】
次に、条件分岐２０２においてブレーキスイッチ１１１からＯＮ信号を検出しない場合においては、さらに条件分岐２０４において前回の条件分岐２０２の検出結果を判定し、前回ブレーキスイッチ１１１がＯＮ信号を検出していなければ制御ループの終端２１０へ進み、続いて開始２０１から次の制御ループへと進む。つまり、ブレーキスイッチ１１１がＯＮ状態のまま維持されている場合においては、処理は行われず制御ループを繰り返す。
【００６２】
一方、前記条件分岐２０４において前回の条件分岐２０２がＯＮ信号を検出していた場合、つまり前回制御ループにおいてはブレーキスイッチ１１１からＯＮ信号を検出し、現制御ループにおいてはブレーキスイッチ１１１からＯＮ信号を検出しない場合は、処理２０５において実際の速度比の値を目標変速比にセットする。ここで実際の速度比とは、前記回転検出器１０３により検出した駆動軸２７の速度比である。そして処理２０６において該目標変速比から油圧ポンプ・モータ２２・２３の傾斜角を算出し、コントローラ１００が前記ポンプ・モータ斜板制御器１２１・１２２を介して油圧ポンプ・モータ２２・２３の斜板角を制御する。そして、条件分岐２０７において該目標変速比とＸ点における変速比とを比較し、該目標変速比がＸ点における変速比より大きければ、処理２０８においてクラッチ１１を接続し、動力を伝達してＨＭＴ走行を行い、該目標変速比がＸ点における変速比より小さければ、処理２０９においてクラッチ１２を接続して、動力を伝達しＨＳＴ走行を行うのである。
【００６３】
このようにして、クラッチ１１・１２による動力切断状態からブレーキを離して駆動力を復帰させる場合には、動力伝達側の速度比と駆動軸２７の実際の速度比とを合わせてから、さらにＨＳＴモード、ＨＭＴモードの判定を行った後、クラッチ１１・１２を再嵌合させるよう構成しているので、スムーズな動力復帰が可能になるとともに、クラッチ１１・１２等、構成部材に対する衝撃を小さくして耐久性の向上も図れるのである。
【００６４】
最後に、前記速度比指示レバー１２０の中立位置操作時におけるコントローラ１００等による制御装置について図１４のフローチャートを用いて説明する。エンジン２４からの回転駆動力は該速度比指示レバー１２０の操作量によりＨＳＴの油圧ポンプ・モータ２２・２３の斜板角を調整することにより変速され出力されるものであり、本機を停止させる場合には速度比指示レバー１２０を中立位置に操作する。そこで、該速度比指示レバー１２０が中立位置に操作されたことをコントローラ１００が検出すると、まず図における条件分岐２１２においてＨＳＴの油圧ポンプ２２の斜板角が中立位置付近にあるかの判定を行う。
【００６５】
ここで、油圧ポンプ２２の斜板角が中立位置にない場合には、処理２１７において油圧ポンプ２１７の斜板角が平地における中立静止斜板角となるように制御し、制御フローの終端２１８から開始２１１へ戻り次の制御ループを行う。一方、条件分岐２１２において中立位置付近であることが検出されると、さらに条件分岐２１３において速度比が低速であるかどうかの判定を行い、低速であれば、条件分岐２１４において回転方向の判定を行う。
【００６６】
そして、回転方向が前進であれば処理２１６において、油圧ポンプ２２の斜板角を最小動作斜板角分（油圧ポンプ２２の傾斜板の角度調整可能な最小単位分）だけ減少させる。そして回転方向が後進であれば処理２１５において、油圧ポンプ２２の斜板角を最小動作斜板角分だけ増加させる。つまり、低速で前進状態にある場合は、後進方向にわずかに加速し、低速で後進状態にある場合には、前進方向にわずかに加速するのである。
【００６７】
そして、以上の処理２１５若しくは処理２１６を終えると、中立制御フローの終端２１８から開始２１１に戻り次の制御ループを繰り返す。そして上述した処理を繰り返すことにより、低速前進中の機体は徐々に減速して、やがて低速で後進走行となる。そして低速後進走行状態となった機体は、徐々に増速して、やがて低速で前進走行へ移行する。また、低速後進中の機体においても同様に、低速前進、後進を繰り返す。
【００６８】
このような中立制御を行うことにより、速度比指示レバー１２０中立位置への操作が行われれば、機体は低速走行でわずかに前進、後進を繰り返すが、前記処理２１５・２１６での増速又は減速は、斜板の角度調整可能な最小単位で行われるため、ごく低速状態にある本機は、わずかに前後に微動する程度であり、略停止状態を維持できるのである。そして、この中立制御による停止状態は、駆動軸２７に動力が伝達されているので、傾斜面や坂道で停止した場合でも、確実な停止状態を維持できるのである。また、再び速度比指示レバー１２０を前進または後進の速度比に操作した場合には、クラッチの接続等の動作が不要であるので、発進時の遅れ時間がなくなり、作業者の操作フィーリングが向上し、操作性に優れた中立制御が実現するのである。
【００６９】
【発明の効果】
本発明は、以上の如く構成したので、以下のような効果を奏するものである。
請求項１に記載の如く、少なくとも一方が可変容量の油圧ポンプと油圧モータを具備した油圧式無段変速機を用いた油圧伝動部と、該油圧伝動部と機械伝動部の両方に接続された遊星歯車部を用いた差動機構を具備する油圧−機械式変速機において、エンジンの回転を該油圧式無段変速機により変速するＨＳＴモードの走行状態と、油圧式無段変速機と遊星歯車部の合成回転により変速するＨＭＴモードの走行状態とのモード切換を自動的に行ない、ＨＳＴモードによる出力回転と、該油圧ポンプの吐出量に対応するＨＭＴモードによる出力回転が一致する（Ｘ）点において、ＨＳＴモードとＨＭＴモードとの切換を行ない、該モード切換えはコントローラからの指示により電磁弁を介して前記ＨＭＴクラッチとＨＳＴクラッチの作動を切り換えて行ない、該ＨＳＴモードとＨＭＴモードの間のモード切換えに要する遅れ時間（ｈ）を電気的な遅れ時間と機械部分の遅れ時間の合計時間として、該合計遅れ時間分だけ早く速度段切換指示を出すことにより、電気的な遅れ時間と機械的な遅れ時間（ｈ）の発生を抑え、切換え動作によるショックを抑制することによって、クラッチ等による速度段の切換えによる電気的、機械的な遅れ時間を加味し、速度段切換えの到達点を予想するよう制御しているので、速度段切換えを最適なタイミングで行えるため、ショック等を起こすことなくスムーズな速度段切換えが可能となったのである。
【００７０】
また、前記エンジンの回転数と、作動油タンクの作動油温を検出・入力し、該エンジン回転数及び作動油温を入力値として、遅れ時間算出マップから遅れ時間（ｈ）を算出し、該遅れ時間（ｈ）をシミュレーション計算の時間刻みとし、該時間刻みより、ある時間（ｔ）におけるｈ秒後の速度比〔Ｖ（ｔ＋ｈ）〕を予測計算し、該速度比〔Ｖ（ｔ＋ｈ）〕が、速度段切換えの最適速度比である速度比（Ｖｘ）に到達するかどうかの判定を行ない、そして速度比〔Ｖ（ｔ＋ｈ）〕が速度比（Ｖｘ）に到達することが予想されれば、直ちにＨＭＴクラッチを接続し、ＨＭＴモードによる駆動を開始し、そして、現時点での速度比〔Ｖ（ｔ）〕が速度比（Ｖｘ）に到達した時点で、直ちにＨＳＴクラッチを切断し、ＨＳＴモードによる駆動を遮断するので、様々なシミュレーション計算を利用することが可能であり、速度比が２次関数等、高次の関数で変化している場合においても、高い精度で予測が可能で、速度段切換えを最適なタイミングで行えるため、ショック等を起こすことなくスムーズな速度段切換えが可能となったのである。
【図面の簡単な説明】
【図１】 油圧−機械式変速機の正面図である。
【図２】 図１におけるＡ−Ａ線断面図である。
【図３】 油圧−機械式変速機のブッロク図である。
【図４】 油圧−機械式変速機の出力と油圧ポンプおよび油圧モータの吐出量の関係を示す図である。
【図５】 変速状態に対応したクラッチの作動状況を示す図である。
【図６】 クラッチ切換指示制御フローチャート図である。
【図７】 時間と速度比の関係図である。
【図８】 時間を軸としたクラッチの制御出力図である。
【図９】 指示速度比制御フローチャート図である。
【図１０】 容積補正分担制御フローチャート図である。
【図１１】 速度比指示レバーの操作量と目標速度の対応関係図である。
【図１２】 コントローラの制御図である。
【図１３】 ブレーキ制御フローチャート図である。
【図１４】 中立制御フローチャート図である。
【符号の説明】
２２ 油圧ポンプ
２２ａ （油圧ポンプ）可動斜板
２３ 油圧モータ
２３ａ （油圧モータ）可動斜板
１００ コントローラ
１０３ 回転検出器
１０４ エンジン回転数検出器
１０５ 電磁弁
１０６ 電磁弁
１１０ ブレーキパック
１１１ ブレーキスイッチ
１２０ 速度比指示レバー
１２０ａ 位置センサ
１２１ ポンプ斜板制御器
１２２ モータ斜板制御器[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a transmission, and more particularly to a transmission used in a front loader of a tractor, a backhoe, and other various construction machines, and more particularly to a transmission control device including these transmission control mechanisms, particularly an electronic control mechanism.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as a method of reducing the shock at the time of switching between the driving mode by HST and the driving mode by HMT, the performance of the hydraulic pump for the hydraulic clutch is improved, the clutch fill time is shortened, or the switching instruction is made before reaching the switching point. Took the way.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the prior art, even if the performance of the hydraulic pump for the hydraulic clutch is improved, the cause of electrical delay or mechanical delay in the solenoid valve or the like increases, and a switching instruction is sent before the switching point is reached. Also, the method does not accurately predict the arrival of the switching point, and a shock occurs because of a timing shift.
[0004]
[Means for Solving the Problems]
The above is the problem to be solved by the present invention. Next, means for solving the problem will be described.
2. The hydraulic transmission unit using a hydraulic continuously variable transmission including at least one of a variable capacity hydraulic pump and a hydraulic motor, and a planetary gear connected to both the hydraulic transmission unit and the mechanical transmission unit. In a hydraulic-mechanical transmission having a differential mechanism using a section, a running state of an HST mode in which the rotation of the engine is shifted by the hydraulic continuously variable transmission, and the hydraulic continuously variable transmission and the planetary gear section The mode is automatically switched between the running state of the HMT mode that changes speed by the combined rotation, and the output rotation by the HST mode and the output rotation by the HMT mode corresponding to the discharge amount of the hydraulic pump coincide with each other at the point (X). The HST mode and the HMT mode are switched, and the mode switching is performed by switching the operation of the HMT clutch and the HST clutch via an electromagnetic valve in accordance with an instruction from the controller. The delay time (h) required for mode switching between the HST mode and the HMT mode is defined as the total time of the electrical delay time and the delay time of the machine part, and the speed stage switching instruction is issued earlier by the total delay time. In the control device that suppresses the occurrence of electrical delay time and mechanical delay time (h) and suppresses shock due to switching operation, the engine speed and hydraulic oil temperature of the hydraulic oil tank are detected.・ Enter the engine speed and hydraulic oil temperature as input values, calculate the delay time (h) from the delay time calculation map, and use the delay time (h) as the time increment of the simulation calculation. The speed ratio [V (t + h)] after h seconds at a certain time (t) is predicted and calculated, and the speed ratio [V (t + h)] reaches the speed ratio (Vx) which is the optimum speed ratio for speed stage switching. You And if the speed ratio [V (t + h)] is expected to reach the speed ratio (Vx), immediately connect the HMT clutch, start driving in the HMT mode, and When the speed ratio [V (t)] reaches the speed ratio (Vx), the HST clutch is immediately disconnected and the drive in the HST mode is shut off .
[0005]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Next, an embodiment of the present invention will be described.
[0006]
1 is a front view of a hydraulic-mechanical transmission, FIG. 2 is a cross-sectional view taken along line AA, FIG. 3 is a block diagram of the hydraulic-mechanical transmission, and FIG. 4 is an output of the hydraulic-mechanical transmission and a hydraulic pump. FIG. 5 is a diagram showing a clutch operating state corresponding to a shift state, FIG. 6 is a clutch switching instruction control flowchart, FIG. 7 is a diagram showing a relationship between time and speed ratio, and FIG. 8 is a control output diagram of the clutch with time as an axis, FIG. 9 is a flowchart of the command speed ratio control, FIG. 10 is a flowchart of the volume correction sharing control, and FIG. 11 is a correspondence diagram of the operation amount of the speed ratio command lever and the target speed. 12 is a control diagram of the controller 100, FIG. 13 is a brake control flowchart diagram, and FIG. 14 is a neutral control flowchart diagram.
[0007]
1 and 2, the configuration of a hydraulic-mechanical transmission (hereinafter referred to as HMT) 40 will be described. The HMT 40 is configured by a mission 30 including an HST (hydraulic continuously variable transmission) 21 and a planetary gear unit 7. The HST 21 includes a hydraulic pump 22 and a hydraulic motor 23 contained in an HST case 31 and a center section 32, and the center section 32 is fixed to a case 33 of the mission 30.
[0008]
An input shaft 25 is inserted through the HST 21, and a movable swash plate 22 a and a cylinder block 22 b of the hydraulic pump 22 are inserted into the input shaft 25. The cylinder block 22b is inserted into the input shaft 25 so as not to rotate relative to the input shaft 25, and the cylinder block 22b is driven together with the input shaft 25. Plural plunger pumps 22c are slidably disposed on the cylinder block 22b. The movable swash plate 22a is in contact with the tip of the plunger pump 22c, and the hydraulic oil discharge amount of the hydraulic pump 22 can be adjusted by adjusting the inclination angle of the movable swash plate 22a. Yes. The hydraulic oil discharged by the hydraulic pump 22 is sent to the hydraulic motor 23 through an oil passage provided in the center section 32.
[0009]
A hydraulic motor output shaft 26 is inserted into the hydraulic motor 23 of the HST 21, and one end of the hydraulic motor output shaft 26 is pivotally supported by the HST case 31. A movable swash plate 23a and a cylinder block 23b of the hydraulic motor 23 are inserted into the hydraulic motor output shaft 26, and the cylinder block 23b is configured so as not to rotate relative to the hydraulic motor output shaft 26. Plural plunger pumps 23c are slidably disposed on the cylinder block 23b, and the movable swash plate 23a is in contact with the distal end of the plunger pump 23c. By adjusting, the capacity of the hydraulic motor 23 can be adjusted. With this configuration, the rotational speed with respect to the amount of hydraulic oil fed from the hydraulic pump 22 is adjusted.
[0010]
Next, the configuration of the mission 30 will be described. The mission 30 is covered by a mission case 33. The transmission case 33 is provided with an input shaft 25, a hydraulic motor output shaft 26, a drive shaft 27, and a drive shaft 18, and is rotatably supported. . The mission case 33 is provided with a planetary gear portion 7 composed of planetary gears. In the mission case 33, the planetary gear portion 7 is divided by a clutch portion 35 and a case 34. The planetary gear unit 7 is composed of a sun gear 1, planetary gears 2 and 3, an input gear 4, and a carrier 6, which will be described later. The gear 5 fixed to the carrier 6 is connected to the clutch unit 35 by a case 34 together with the planetary gear unit 7. It is configured to be more isolated.
[0011]
The clutch portion 35 is provided with a clutch 11 inserted on the hydraulic motor output shaft 26 and a clutch 12 inserted on the drive shaft 27. The clutch housing of the clutch 11 is fixed on the hydraulic motor output shaft 26, and the clutch box of the clutch 11 is inserted into a rolling bearing inserted into the hydraulic motor output shaft 26. A gear 14 is fixed to the clutch box of the clutch 11, and the gear 14 is driven together with the hydraulic motor output shaft 26 by connecting the clutch 11. The clutch housing of the clutch 12 is fixed on the drive shaft 27, and the clutch box of the clutch 12 is inserted into a rolling bearing that is inserted into the drive shaft 27. A gear 16 is fixed to the clutch box of the clutch 12, and the gear 16 is driven together with the drive shaft 27 by connecting the latch 12.
[0012]
Since the planetary gear unit 7 is isolated from the clutch unit 35 by the case 34 in the transmission case 33, the planetary gear unit 7 can be protected from sludge generated from the clutches 11 and 12, and the planetary gear unit. 7 durability is improved.
[0013]
The sun gear 1 is inserted and fixed to the input shaft 25, and a power transmission pipe 28 in which the gear 4 is integrally formed is inserted so as to be relatively rotatable. The planetary gear unit 7 is inserted into the input shaft 25 and the power transmission pipe 28. The gear 5 fixed to the carrier 6 of the planetary gear unit 7 meshes with a gear 9 that is inserted and fixed to the drive shaft 27, and the gear 9 meshes with a gear 19 that is inserted and fixed to the drive shaft 18. ing. With this configuration, the driving force of the gear 5 is transmitted to the drive shaft 18 through the gears 9 and 19.
[0014]
In FIG. 3, the output of the engine 24 is transmitted to the drive shaft 27 via either the HST 21 or the planetary gear unit 7 or the HST 21 and the planetary gear unit 7. One end of an input shaft 25 is connected to the engine 24, and the output of the engine 24 is introduced to the HST 21 via the input shaft 25. The HST 21 includes a hydraulic pump 22 and a hydraulic motor 23, and the hydraulic pump 22 and the hydraulic motor 23 are configured to have a variable capacity. For this reason, the drive ratio of the hydraulic motor 23 to the hydraulic pump 22 can be adjusted by adjusting the capacity of the hydraulic pump 22 or the hydraulic motor 23. The input shaft 25 is connected to the hydraulic pump 22, and the hydraulic pump 22 is driven by the input shaft 25. With the above configuration, the output of the engine 24 drives the hydraulic pump 22 of the HST 21 via the input shaft 25, and the hydraulic motor 23 is driven by the hydraulic pump 22. A hydraulic motor output shaft 26 is connected to the hydraulic motor 23 and is driven by the hydraulic motor 23.
[0015]
The other end of the input shaft 25 is connected to the planetary gear unit 7. The planetary gear unit 7 includes a sun gear 1, a planetary gear 2, a planetary gear 3, a carrier 6 and an input gear 4. The sun gear 1 is inserted and fixed to the other end of the input shaft 25, and the planetary gear 2 is engaged with the sun gear 1. The planetary gear 2 meshes with the planetary gear 3, and the planetary gear 3 meshes with the input gear 4. The planetary gears 2 and 3 are pivotally supported by pivots fixed to the carrier 6 and revolve with respect to the sun gear 1.
[0016]
Further, in the planetary gear unit 7, the planetary gear 2 and the planetary gear 3 are arranged in three pairs, and the planetary gear 2 and the planetary gear 3 are on the circumference with the rotation center of the carrier 6 being concentric. Is configured to rotate. A planetary gear 2 is meshed with the outer periphery of the sun gear 1, and a planetary gear 3 is disposed outside the planetary gear 2 with respect to the center of rotation of the carrier 6. A gear 5 is fixed to the carrier 6, and the sun gear 1, the input gear 4, the carrier 6, and the gear 5 are configured so that the rotation centers are located on the same straight line. The gear 5 fixed to the carrier 6 meshes with a gear 9 that is fixedly inserted into one end of a drive shaft 27, and is configured to be able to transmit a driving force to the gear 9. The gear 9 meshes with a gear 19 that is inserted and fixed to the drive shaft 18. With this configuration, the driving force of the gear 5 is transmitted to the drive shaft 18 through the gears 9 and 19.
[0017]
The input gear 4 is integrally inserted and fixed on the outer periphery of the power transmission pipe 28 at one end of the power transmission pipe 28, and the gear 10 is inserted and fixed on the outer periphery of the other end of the power transmission pipe 28. Has been. The gear 10 is engaged with a gear 14 inserted into a hydraulic motor output shaft 26. The gear 14 is fixed to a clutch box of a clutch 11 that is fitted and fixed to a hydraulic motor output shaft 26, and the gear 14 is driven together with the hydraulic motor output shaft 26 by operating the clutch 11. It has become. A gear 15 is inserted and fixed on the outer periphery of one end of the hydraulic motor output shaft 26, and the gear 15 meshes with a gear 16 that is inserted into the drive shaft 27. The gear 16 is fixed to a clutch box of the clutch 12 inserted and fixed to the drive shaft 27, and the driving force is applied to the drive shaft 27 by the gear 16 by operating the clutch 12, together with the gear 16. 27 is configured to rotate. A gear 9 is fixed to the drive shaft 27, and a gear 19 inserted and fixed to the drive shaft 18 is engaged with the gear 9. The output of the drive shaft 27 is transmitted to the drive shaft 18 through the gears 9 and 19.
[0018]
In the above configuration, when the clutch 11 is disengaged, the clutch 12 is operated, and the gear 16 and the drive shaft 27 are connected, the drive shaft 27 is driven by the drive force of the hydraulic motor output shaft 26 of the HST 21. Is done. Further, the output of the drive shaft 27 is transmitted to the drive shaft 18 through the gears 9 and 19. The output of the engine 24 is shifted in the HST 21 and output from the hydraulic motor output shaft 26. When the hydraulic motor output shaft 26 is driven, the gear 15 is driven, and the gear 16 meshed with the gear 15 is driven. A clutch box of the clutch 12 is fixed to the gear 16, and the gear 12 and the drive shaft 27 are connected because the clutch 12 is operating. As a result, the drive shaft 27 is driven by the output of the hydraulic motor output shaft 26. That is, by disconnecting the clutch 11 and operating the clutch 12, the drive shaft 27 is driven only by the driving force shifted by the HST 21. Further, the output of the drive shaft 27 is transmitted to the drive shaft 18 through the gears 9 and 19.
[0019]
Further, when the clutch 11 is operated, the gear 14 and the hydraulic motor output shaft 26 are connected, and the clutch 12 is disconnected, the driving force of the input shaft 25 and the driving force of the hydraulic motor output shaft 26 are planetary. The drive shaft 27 is driven by the output synthesized in the gear unit 7 and synthesized in the planetary gear unit 7. The output of the engine 24 is transmitted to the sun gear 1 through the input shaft 25, and the driving force of the input shaft 25 is introduced into the planetary gear unit 7 by the sun gear 1. Further, the driving force of the hydraulic motor output shaft 26 is transmitted to the gear 10 through the gear 14 when the clutch 11 is connected. The power transmission pipe 28 is driven by the gear 10 and the input gear 4 formed integrally with the other end of the power transmission pipe 28 is driven. The driving force of the hydraulic motor output shaft 26 is transmitted to the planetary gear unit 7 by the input gear 4. In the planetary gear unit 7, the driving forces of the input shaft 25 and the hydraulic motor output shaft 26 are combined to drive the carrier 6. The driving force of the carrier 6 is transmitted to the gear 9 by the gear 5 fixed to the carrier 6, and is transmitted to the driving shaft 27 by the gear 9. As a result, the drive shaft 27 is driven by the drive force transmitted to the planetary gear unit 7 by the input shaft 25 and the drive force shifted by the HST 21. Further, the output of the drive shaft 27 is transmitted to the drive shaft 18 through the gears 9 and 19.
[0020]
A power source rotational speed detector 104 is disposed in the vicinity of the input shaft 25 so that the rotational speed of the input shaft 25 can be detected. A rotation detector 103 is also provided in the vicinity of the gear 9 inserted and fixed to one end of the drive shaft 27 to detect the number of rotations of the gear 9. The power source rotation speed detector 104 and the rotation detector 103 are connected to the controller 100, and the detection values of the power source rotation speed detector 104 and the rotation detector 103 are input to the controller 100. .
[0021]
A speed indicator and solenoid valves 105 and 106 are connected to the controller 100 and are controlled by the controller 100. The speed display is configured such that the speed is calculated from the detection values of the power source rotation speed detector 104 and the rotation detector 103 and displayed. Further, the operation of the clutch 11 and the clutch 12 is controlled by electromagnetic valves 105 and 106 connected to the controller 100. In the controller 100, an operation is performed based on the detection values of the power source rotational speed detector 104 and the rotational detector 103, and the controller 100 controls the electromagnetic valves 105 and 106 so that the clutches 11 and 12 are disconnected or connected. Switching takes place. That is, the controller 100 can automatically switch the driving state according to the driving speed of the HMT 40, and a smooth shift can be realized.
[0022]
In the driving apparatus, when the drive shaft 27 is driven by the drive force of the hydraulic motor output shaft 26 of the HST 21, the drive shaft is driven by the combined drive force of the drive force of the input shaft 25 and the drive force of the hydraulic motor output shaft 26. The case where the motor 27 is driven is set to the HMT mode. In the HST mode, the clutch 11 is disengaged and the clutch 12 is connected as described above. In the HMT mode, the clutch 11 is connected and the clutch 12 is disconnected as described above. In FIG. 4, a graph 41 indicates the hydraulic oil discharge amount of the hydraulic pump 22, a graph 42 indicates the hydraulic oil discharge amount of the hydraulic motor 23, and a graph 43 indicates the output of the HMT 40. In the graph 43, the left side from the neutral point N is the backward drive, and the right is the forward drive. Further, at the neutral point N, the output rotation is 0 and no drive is performed. In this configuration, the drive is driven in the HST mode in the entire area on the reverse side and in the range of low speed rotation on the forward side, and is driven in the HMT mode in the range of medium speed rotation and high speed rotation.
[0023]
Next, the control configuration of the discharge amount of the hydraulic pump 22 will be described with reference to a graph 41 showing the hydraulic oil discharge amount of the hydraulic pump 22 corresponding to the graph 43. The discharge amount of the hydraulic pump 22 is 0 at a point corresponding to the neutral point N of the graph 43, the discharge amount is negative below the discharge amount 0, and the upward is positive. Points P1 and P2 are the minimum discharge amount in the hydraulic pump 22. That is, the discharge amount of the hydraulic pump 22 at the points P1 and P2 is the maximum negative discharge amount. In the graph 42, the hydraulic oil discharge amount of the hydraulic motor 23 decreases on the backward side from the point P2, and decreases on the forward side from the point P1, and the discharge amount is constant between the points P1 and P2. It is kept in.
[0024]
That is, when the output rotation is increased to the reverse side from the neutral point N, the output rotation for driving the hydraulic motor 23 to the reverse side is increased by increasing the discharge amount of the hydraulic pump 22 to the negative side. That is, by tilting the movable swash plate 22a of the hydraulic pump 22 to the minus side, the hydraulic oil discharge of the hydraulic pump 22 is increased to the minus side. Since the discharge amount of the hydraulic motor 23 is kept constant, when the discharge amount of the hydraulic pump 22 increases to the minus side, the hydraulic motor 23 is further driven to the minus side.
[0025]
When the output rotation is further increased to the reverse side and the output rotation is performed to the reverse side rather than the point P2, the discharge amount of the hydraulic pump 22 is maintained at the discharge amount at the point P2, and the discharge amount of the hydraulic motor 23 is decreased. Thereby, the relative discharge amount of the hydraulic pump 22 and the hydraulic motor 23 changes, and the discharge amount of the hydraulic pump 22 increases with respect to the discharge amount of the hydraulic motor 23. That is, the output of the hydraulic motor 23 further increases to the minus side. As described above, by adjusting the discharge amounts of the hydraulic pump 22 and the hydraulic motor 23 when performing output control on the reverse side, it is possible to increase the output rotation range to the reverse side.
[0026]
Next, a case where the output rotation is increased toward the forward side will be described. Increasing the output rotation forward from the neutral point N is performed by increasing the discharge amount of the hydraulic pump 22. Since the discharge amount of the hydraulic motor 23 of the HST 21 is constant, the discharge amount of the hydraulic pump 22 increases with respect to the discharge amount of the hydraulic motor 23 by increasing the discharge amount of the hydraulic pump 22, and the rotation of the hydraulic motor 23. Increase. In the HST mode, the drive is performed only by the HST 21, so that the output rotation increases as the output rotation of the hydraulic motor 23 increases. Further, no clutch operation is required when shifting from the reverse range to the forward range and when shifting from the forward range to the reverse range. Since shifting is performed by the HST 21 in the entire reverse speed range and the forward low speed range, the clutch operation is not required in the entire reverse speed range and the forward low speed range. For this reason, smooth shifting operation can be performed in the entire reverse speed range and in the forward low speed range, and since the shifting is performed by the HST 21 which is easy to perform delicate speed arbitration, operability is good.
[0027]
When the discharge amount of the hydraulic pump 22 is further increased in the forward-side output range, the output rotation in the HST mode coincides with the output rotation in the HMT mode corresponding to the discharge amount of the hydraulic pump 22 at the point X. That is, when the output rotation on the forward side is increased, switching from the HST mode to the HMT mode is performed at this point X. Further, when the output rotation is decreased from the state of outputting in the HMT mode and the output rotation is decreased from the point X, switching from the HMT mode to the HST mode is performed.
[0028]
As described above, switching from the HST mode to the HMT mode is performed by controlling connection and disconnection of the clutch 11 and the clutch 12. That is, as shown in FIG. 5, when switching from the HST mode to the HMT mode, the clutch 11 is operated from the disconnected state to the connected state, and the clutch 12 is operated from the connected state to the disconnected state. Conversely, when switching from the HMT mode to the HST mode, the clutch 12 is operated from the disconnected state to the connected state, and the clutch 11 is operated from the connected state to the disconnected state. By controlling the clutches 11 and 12 as described above, the drive mode at the point X can be switched.
[0029]
When the output rotation exceeds the point X and driving is performed in the HMT mode, the input shaft 25 to which the rotation supplied from the hydraulic motor 23 to the planetary gear unit 7 and the rotation of the engine 24 are mechanically transmitted is the planetary gear. The output rotation is determined by the rotation supplied to the unit 7. That is, in the HMT mode, the output rotation increases as the difference between the rotational speeds of the input shaft 25 and the hydraulic motor 23 increases. If the discharge amount of the hydraulic pump 22 is decreased and the output rotation of the hydraulic motor 23 is decreased in the output rotation forward from the point X, the input shaft 25 is maintained constant. The difference in output rotation of the shaft 25 increases. This increases the output rotation.
[0030]
Further, when the discharge amount of the hydraulic pump 22 is decreased and the discharge amount of the hydraulic pump 22 reaches P1, the discharge amount of the hydraulic pump 22 is maintained at P1, and the discharge amount of the hydraulic motor 23 decreases. . Since the discharge amount of the hydraulic pump 22 is constant and the discharge amount of the hydraulic motor 23 decreases, the discharge amount of the hydraulic pump 22 with respect to the hydraulic motor 23 increases relatively. Thereby, the hydraulic motor 23 is accelerated. As shown in the graphs 41 and 42, the output rotation of the hydraulic motor 23 increases to the minus side. Therefore, the input rotation of the input shaft 25 to the planetary gear unit 7 and the input of the hydraulic motor 23 to the planetary gear unit 7 are performed. The difference in rotation increases and the output rotation increases.
[0031]
As described above, the discharge amount of the hydraulic pump 22 is adjusted to control the output of the hydraulic motor 23. When the output is further increased, the discharge amount of the hydraulic pump 22 is kept constant, and the discharge amount of the hydraulic motor 23 is controlled. By adjusting the output and adjusting the output by changing the relative discharge amount of the hydraulic pump 22 and the hydraulic motor 23, the range of adjustable output rotation can be increased even in a hydraulic pump and a hydraulic motor having a small discharge amount. For this reason, HST21 can be comprised compactly. In addition, since the HST mode and the HMT mode are switched at the point X where the output rotations of the HST mode and the HMT mode coincide with each other, the output mode can be smoothly switched.
[0032]
Further, in the above configuration, the output is made by the HST 21 in the entire reverse speed range and the forward low speed range, and is driven by the HMT 40 from the middle forward speed range to the high speed range, so that the HMT 40 is mounted on a small vehicle or the like. , It is possible to perform a shift according to the usage situation of the small vehicle. In addition, since the shift range corresponds to a small vehicle, the handleability of the small vehicle is improved.
[0033]
Furthermore, since the vehicle is driven by the HST 21 in the forward and reverse zones, a delicate speed setting can be performed in the double speed range, and the quality of work can be improved. Further, since it is driven by the HMT 40 from the middle speed range to the high speed range, smooth shifting is performed and at the same time the loss of engine output is reduced, the output is improved and the fuel consumption is improved, which is economical. Furthermore, the speed change mechanism can be configured simply.
[0034]
In the following, control structures such as gear shifting, speed stage switching, braking and the like centering on the controller 100 and the like will be described with reference to FIGS. 3 and 6 to 13. As shown in FIG. 3, a brake pack 110 is disposed on the drive shaft 18, and the brake pack 110 is controlled via the mechanical link 141 by depressing the brake pedal 140 to generate a brake action on the drive shaft 18. It is composed. The blur brake switch 111 is configured to output an operation signal to the controller 100 when the brake pedal 140 is depressed.
[0035]
The controller 100 is linked with a speed ratio indicating lever 120, a pump swash plate controller 121, and a motor swash plate controller 122, which are travel operation levers, and between the speed ratio indicating lever 120 and the controller 100. A position sensor 120a for detecting the operation amount of the speed ratio indicating lever 120 is provided. Then, the controller 100 that has input the detection result of the position sensor 120a outputs the inclination angle to the pump / motor swash plate controllers 121 and 122, respectively, thereby interlocking with the pump / motor swash plate controllers 121 and 122. The rotary swash plates 22a and 22b of the hydraulic pumps and motors 22 and 23 are adjusted to control the rotation output of the HST 21.
[0036]
Further, electromagnetic valves 105 and 106 are interlocked with the controller 100, and the electromagnetic valves 105 and 106 are controlled to control the connection and disconnection of the clutches 11 and 12. Further, the gear 9 fixed to the drive shaft 27 is provided with a rotation detector 103 so that the rotational speed and direction of the drive shaft 27 can be detected. The controller 100 can input the rotation speed and the rotation direction.
[0037]
With the above configuration, the speed stage switching control apparatus between the HST mode and the HMT mode of the present invention will be described with reference to FIGS. As described above, if the speed stage switching is performed at the point X where the output rotation in the HST mode and the output rotation in the HMT mode coincide, the shock due to the switching operation can be reduced. Since the operation is performed by operating the clutches 11 and 12 via the electromagnetic valves 105 and 106 according to an instruction from the controller 100, an electrical delay time and a mechanical delay time are generated. For this reason, when the speed stage switching instruction is issued after the switching speed ratio Vx at the point X is detected, a timing shift occurs and a shock due to the switching operation occurs.
[0038]
Therefore, a speed stage switching control device with a delay time taken into account will be described with reference to the flowchart of FIG. First, in process 232, the controller 100 detects and inputs the rotational speed of the engine 24 from the power source rotational speed detector 104 and the hydraulic oil temperature of the hydraulic oil tank 130 for the hydraulic machine from the hydraulic oil sensor 131. Then, the delay time h is calculated from the delay time calculation map using the input engine speed and hydraulic oil temperature as input values. The delay time calculation map is a mapping in which the engine speed and hydraulic oil temperature are associated with the electrical and mechanical operation required times of the clutches 11 and 12.
[0039]
Then, in the process 233, simulation calculation is performed with the delay time h as the time interval, and the speed ratio V (t + h) after h seconds at the time t is predicted. Here, as an example, prediction calculation by the Miln method is performed. However, since the delay time h is a time step, various other simulation calculations are possible. Next, in the conditional branch 234, the speed ratio V (t + h) after h seconds calculated for prediction is compared with the switching speed ratio Vx at the point X, and the speed ratio V (t + h) is larger than the speed ratio Vx. If there is (that is, it is predicted that the switching arrival point X is reached after h seconds), the clutch 11 is operated in the process 235. Thereby, the gear 14 described above is driven by the hydraulic motor output shaft 26, and the power in the HMT mode starts to be driven.
[0040]
In the conditional branch 236, the current speed ratio V (t) is compared with the switching speed ratio Vx. If the speed ratio V (t) is smaller than the speed ratio Vx, the control loop end 238 is passed back to the start 231 and the next control loop is entered. Then, when the speed ratio V (t) becomes larger than the speed ratio Vx again in process 236, the process proceeds to process 237 and the clutch 12 is disengaged. Thereby, the drive transmission from the hydraulic motor output shaft 26 to the drive shaft 27 via the gears 15 and 16 is cut off, and the power in the HST mode is cut off. If the speed ratio V (t + h) is smaller than the switching speed ratio Vx in the process 234, the process proceeds to the conditional branch 236, where the speed ratio V (t) is determined, and then the loop control is performed.
[0041]
That is, the delay time h is assumed to be a time interval of simulation calculation, and a speed ratio V (t + h) after h seconds at a certain time t is predicted and calculated from the time interval, and the speed ratio V (t + h) It is determined whether or not the speed ratio Vx that is the optimum speed ratio is reached. If the speed ratio V (t + h) is expected to reach the speed ratio Vx, the clutch 11 is immediately connected and driving in the HMT mode is started. Then, the control loop is continued, and when the current speed ratio V (t) reaches the speed ratio Vx, the clutch 12 is immediately disconnected and the drive in the HST mode is shut off. FIG. 7 is a graph showing the relationship between time and speed ratio, and FIG. 8 is a diagram showing the connected state of the clutch 11 and the clutch 12 by speed stage switching control. Time Tx is a predicted time for the speed ratio to reach Vx, and FIG. 8 shows that the clutch 11 is operated h hours before time Tx and the clutch 12 is disengaged when time Tx is reached. Yes.
[0042]
In this way, the speed stage switching according to the present invention takes into account the electrical and mechanical delay times due to the speed stage switching by the clutches 11 and 12 etc., and further the speed stage switching using the feed time as the time increment in the simulation calculation. Therefore, even when the speed ratio is changed by a high-order function such as a quadratic function, it is possible to predict with high accuracy and optimal speed stage switching is possible. This makes it possible to smoothly switch the speed stage without causing a shock or the like.
[0043]
Next, the control device of the HST 21 will be described with reference to FIGS. In the HST mode and the HMT mode, acceleration / deceleration is possible by controlling the discharge amount of the hydraulic pumps / motors 22/23 of the HST 21, and as described above, on both sides of P1 / P2 shown in FIG. The target for changing the discharge amount is switched between the hydraulic pumps / motors 22/23.
[0044]
In such a configuration, even when the operator desires rapid deceleration or acceleration, the control of the discharge amount of the hydraulic pump 22 and the control of the discharge amount of the hydraulic motor 23 are performed sequentially. The time will be longer. Therefore, these problems are solved by performing the indicated speed ratio control as shown in FIG.
[0045]
First, the case of sudden deceleration from Pa to Pb in FIG. 4 will be described. At Pa, the operator operates the speed ratio instruction lever 120 to give a speed ratio instruction targeting Pb. At this time, the discharge amounts of the hydraulic pumps and motors 22 and 23 that realize the speed ratio at Pb are respectively determined. Therefore, the controller 100 issues a control command to the pump / motor swash plate controllers 121 and 122 at the same time. Thus, the movable swash plates 22a and 23a of the hydraulic pumps and motors 22 and 23 are simultaneously inclined to realize the speed ratio at Pb.
[0046]
Thereby, rapid deceleration from Pa to Pb is possible, the operator can obtain the expected speed quickly, and operability is improved. Further, even in the case of rapid acceleration from Pb to Pa, it is possible by performing the same operation as described above.
[0047]
A case will be described in which a shift is made across the speed stage switching point X in FIG. In the case of rapid acceleration from Pc to Pa in FIG. 4, the operator operates the speed ratio instruction lever 120 at Pc to give a speed ratio instruction targeting Pa. At this time, the discharge amounts of the hydraulic pumps / motors 22, 23 that realize the speed ratio at Pa are determined. However, when the discharge amount in Pa is instructed to the hydraulic pumps 22 and 23 in Pc, since the point X is crossed as described above, the switching from the HST mode to the HMT mode is performed, and a shock due to the mode switching is caused. May occur, and in some cases, the parts such as the clutches 11 and 12 may be damaged.
[0048]
Therefore, when the speed ratio instruction of Pa is performed at Pc, the controller 100 instructs the pump / motor swash plate controllers 121 and 122 about the switching speed ratio Vx at the point X. As a result, the hydraulic pumps / motors 22, 23 are adjusted to the speed ratio at the point X, and at this time, the switching from the HST mode to the HMT mode is performed. Subsequently, the controller 100 instructs the speed ratio at Pa to the pump / motor swash plate controllers 121 and 122, and simultaneously adjusts the movable swash plates 22a and 23a of the hydraulic pumps and motors 22 and 23 so as to adjust the speed at Pd. Get the ratio.
[0049]
In this way, even in the rapid acceleration across the X point, the rapid acceleration can be performed without applying a load to the clutch etc. once through the speed ratio Vx at the X point, and the sudden change from the low speed state to the high speed state is possible. Acceleration is also possible. Similarly, even in the case of sudden deceleration from Pa to Pc, after passing through the speed ratio Vx at the point X, a shock of switching from the HMT mode to the HST mode is generated by instructing the speed ratio of Pc. Without slowing down.
[0050]
The control flow shown in the above example of sudden acceleration and sudden deceleration from Pa to Pb and Pc to Pa will be described with reference to the flowchart of FIG. First, it is determined whether or not the speed ratio instructed in the conditional branch 242 extends over the point X. If it does not cross point X, speed stage switching (switching between HST mode and HMT mode) is not necessary, so the hydraulic pumps / motors 22 and 23 are simultaneously controlled using the speed ratio indicated in process 244 as the target speed ratio. Change gears. In the case where the speed is changed over the point X, in step 243, the switching speed ratio Vx is set to the provisional target speed ratio. In the conditional branch 245, it is determined whether or not the speed stage can be switched, that is, the speed stage switching timing described above is determined. If the switching is impossible (the output rotations of the HST mode and the HMT mode are different), the waiting time loop 246 is repeated, and when the switching becomes possible, the speed stage switching is executed in processing 247, and then processing 248. Then, the instruction speed ratio of the operator is set to the target speed ratio, and the hydraulic pumps / motors 22 and 23 are simultaneously controlled to perform rapid acceleration and rapid deceleration.
[0051]
Next, the HST mode and HMT mode switching restriction control near the speed stage switching point X will be described. As described above, the switching from the HST mode to the HMT mode and the switching from the HMT mode to the HST mode are performed at the speed stage switching point X. In some cases, such as when fluctuations occur, the speed ratio changes due to external factors and the speed stage is automatically switched. As a result, speed stage switching frequently occurs in the vicinity of the point X, the load on the clutches 11 and 12 and the like increases, and there is a problem that vibration continues to occur frequently.
[0052]
In order to solve these problems, the following configuration is adopted. That is, the speed stage switching control is performed at the point X only when an instruction is given from the speed ratio instruction lever 120 by the operator, or the speed ratio is changed by the instruction of the speed ratio instruction lever 120 or the speed stage is changed. After switching, control is performed to maintain the current speed stage. By performing such control, for example, even when traveling with a large load fluctuation is performed in tractor towing work or the like, frequent switching of speed stages does not occur, and stable traveling is possible.
[0053]
Next, the volumetric efficiency sharing control will be described. Since the volumetric efficiency of the HST 21 in the speed change portion changes due to load fluctuations, even if the operator operates the speed ratio indicating lever 120 to control the hydraulic pumps / motors 22/23, the expected speed cannot be obtained. There is a need for correction. Therefore, a control flow for correction sharing will be described with reference to the flowchart of FIG. First, in the conditional branch 252, it is determined whether or not the swash plate angle of the movable swash plate 22a of the hydraulic pump 22 is maximum. If the swash plate angle of the movable swash plate 22a is not maximized, an instruction is sent to the pump swash plate controller 121 to correct the tilt by moving the movable swash plate 22a. If it is detected that the swash plate angle of the movable swash plate 22a is the maximum, the target swash plate angle value of the movable swash plate 23a of the hydraulic motor 23 of the HST 21 is calculated in the process 253, and the motor swash plate controller 122 is obtained. Is sent to control the swash plate angle of the hydraulic motor 23. .
[0054]
Thereby, correction at the time of load fluctuation is performed by controlling the movable swash plate 22a of the hydraulic pump 22 within a range that can be corrected by the hydraulic pump 22. After the swash plate angle of the movable swash plate 22a reaches the maximum, the movable swash plate 23a of the hydraulic motor 23 inherits the correction, so that the correction can be continuously performed in the vicinity of P1 and P2 in FIG. It can reduce the shock and discomfort.
[0055]
Next, an operation feeling improving device using the speed ratio indicating lever 120 will be described. As described above, when the speed ratio indicating lever 120 is operated by the operator, the position sensor 120a detects the operation amount (position or rotation angle, etc.) of the speed ratio indicating lever 120, and the controller 100 inputs the detection result. . Here, the controller 100 calculates the target speed 222 of the traveling vehicle from the input value 221, but there are several relationships 223 between the input value 221 and the target speed 222 depending on the input value 221 from the position sensor 120a as shown in FIG. It is divided and divided into areas. In the present embodiment, when the input value 221 is in the low speed range, the slope of the relationship 223 is small, and as the input value 221 becomes the medium speed range and the high speed range, the slope of the relationship 223 increases. Yes.
[0056]
Then, the controller 100 outputs the target speed 222 calculated from the relationship 223 to the pump / motor swash plate controllers 121 and 122, and the pump / motor swash plate controllers 121 and 122 move the movable pumps of the hydraulic pumps and motors 22 and 23. The plates 22a and 22b are controlled to output the target speed 222.
[0057]
Since the controller 100 calculates the target speed 222 based on the relationship 223 as described above, the relationship between the operation amount of the speed ratio indicating lever 120 and the target speed 222 is not a simple linear function as in the prior art. If the indicated position of the ratio indicating lever 120 is a low speed position, a moderate speed increase is performed. As a result, when the worker wants to move delicately at a low speed, such as when the aircraft is housed in a warehouse, an operation that matches the operator's sense can be performed. Further, if the indicated position of the speed ratio indicating lever 120 is a high speed position, the acceleration increases. As a result, effective acceleration / deceleration can be performed during high-speed traveling that does not require a subtle speed change, and even when it is desired to increase the speed from a low speed range, a speed that fits the operator's sense can be obtained.
[0058]
Next, a control device for the target speed 222 according to the operation speed of the speed ratio indicating lever 120 will be described. As described above, the operation amount of the speed ratio indicating lever 120 is detected by the position sensor 120a, and the controller 100 inputs the input value 221. Here, the speed correction means 224 uses the input value 221 as shown in FIG. An operation speed (ΔV / Δt) of the speed ratio indicating lever 120 is calculated, and a correction value (k × ΔV / Δt) obtained by multiplying the operation speed by a coefficient k is output. Then, the target speed 222 is calculated using the value obtained by adding the correction value to the input value 221 as a new input value 221.
[0059]
By performing such control, conventionally, even if the speed ratio indicating lever 120 is moved quickly, if the movement does not move to a position where the operation becomes large, the traveling speed does not increase to the expected speed, and the operation feeling is deteriorated. When the speed ratio indicating lever 120 is operated at a high speed in the hope that the operator wants to increase the speed quickly, the target speed 222 is set in consideration of the operation speed. The traveling speed expected by the operator is set, and an operation feeling that matches the operator's sense is obtained.
[0060]
Next, the operation state of the brake mechanism will be described with reference to the flowchart of FIG. First, in the conditional branch 202, the controller 100 detects the state of the brake switch 111. If the brake switch 111 is turned on by an operator's operation during traveling in the HST mode or the HMT mode, the clutch 11 or the clutch 12 is disconnected in a process 203. As a result, the brake pack 110 causes a brake action on the drive shaft 18, but the clutch 12 is disengaged when traveling in the HST mode and the clutch 11 is disengaged when traveling in the HMT mode. Since the transmission is cut off, the braking action and the driving force do not compete with each other, the braking action is efficiently generated, the wear of the clutches 11 and 12 can be prevented, and the durability of the clutches 11 and 12 can be improved. is there.
[0061]
Next, when the ON signal is not detected from the brake switch 111 in the conditional branch 202, the detection result of the previous conditional branch 202 is further determined in the conditional branch 204, and the previous brake switch 111 does not detect the ON signal. Proceed to the end 210 of the control loop, then proceed from start 201 to the next control loop. That is, when the brake switch 111 is maintained in the ON state, the process is not performed and the control loop is repeated.
[0062]
On the other hand, if the previous conditional branch 202 has detected an ON signal in the conditional branch 204, that is, the ON signal is detected from the brake switch 111 in the previous control loop, and the ON signal from the brake switch 111 in the current control loop. If not detected, the actual speed ratio value is set to the target speed ratio in step 205. Here, the actual speed ratio is the speed ratio of the drive shaft 27 detected by the rotation detector 103. Then, in process 206, the inclination angle of the hydraulic pump / motor 22/23 is calculated from the target gear ratio, and the controller 100 swash plate of the hydraulic pump / motor 22/23 via the pump / motor swash plate controller 121/122. Control the corners. Then, the target speed ratio is compared with the speed ratio at the point X in the conditional branch 207, and if the target speed ratio is larger than the speed ratio at the point X, the clutch 11 is connected in step 208 to transmit power to the HMT. If the target gear ratio is smaller than the gear ratio at point X, the clutch 12 is connected in step 209 to transmit power and perform HST travel.
[0063]
In this way, when releasing the brake from the power cut state by the clutches 11 and 12 and returning the driving force, the speed ratio on the power transmission side and the actual speed ratio of the drive shaft 27 are combined, and then the HST is further increased. After determining the mode and HMT mode, the clutches 11 and 12 are configured to be re-fitted, so that the power can be restored smoothly and the impact on the components such as the clutches 11 and 12 can be reduced. In addition, durability can be improved.
[0064]
Finally, a control device by the controller 100 or the like at the time of neutral position operation of the speed ratio indicating lever 120 will be described with reference to the flowchart of FIG. The rotational driving force from the engine 24 is shifted and output by adjusting the swash plate angle of the hydraulic pumps / motors 22/23 of the HST according to the operation amount of the speed ratio indicating lever 120, and the machine is stopped. In this case, the speed ratio indicating lever 120 is operated to the neutral position. Therefore, when the controller 100 detects that the speed ratio indicating lever 120 has been operated to the neutral position, it is first determined whether or not the swash plate angle of the HST hydraulic pump 22 is near the neutral position in the conditional branch 212 in the figure. .
[0065]
Here, when the swash plate angle of the hydraulic pump 22 is not in the neutral position, in the process 217, control is performed so that the swash plate angle of the hydraulic pump 217 becomes the neutral stationary swash plate angle on the flat ground. Return to start 211 to perform the next control loop. On the other hand, when it is detected that the position is near the neutral position in the conditional branch 212, it is further determined whether or not the speed ratio is low in the conditional branch 213. If it is low, the rotational direction is determined in the conditional branch 214. Do.
[0066]
If the rotational direction is forward, in step 216, the swash plate angle of the hydraulic pump 22 is decreased by the minimum operating swash plate angle (the minimum unit by which the angle of the inclined plate of the hydraulic pump 22 can be adjusted). If the rotational direction is reverse, in step 215, the swash plate angle of the hydraulic pump 22 is increased by the minimum operating swash plate angle. That is, when the vehicle is moving forward at a low speed, the vehicle accelerates slightly in the backward direction. When the vehicle is moved backward at a low speed, the vehicle accelerates slightly in the forward direction.
[0067]
When the above process 215 or 216 is completed, the process returns from the end 218 of the neutral control flow to the start 211 and repeats the next control loop. By repeating the above-described processing, the aircraft that is moving forward at a low speed gradually decelerates and eventually travels backward at a low speed. Then, the airframe that has entered the low speed reverse travel state gradually increases in speed, and eventually shifts to the forward travel at a low speed. Similarly, the low-speed forward and reverse movements are repeated in the low-speed reverse aircraft.
[0068]
By performing such neutral control, if the operation to the neutral position of the speed ratio indicating lever 120 is performed, the aircraft repeats a slight forward and backward movement at a low speed, but the acceleration or deceleration in the processing 215 and 216 is performed. Since this is performed in the smallest unit capable of adjusting the angle of the swash plate, the machine in a very low speed state can be slightly moved back and forth slightly and can maintain a substantially stopped state. And since the motive power is transmitted to the drive shaft 27 in the stop state by this neutral control, even when stopping on an inclined surface or a hill, a reliable stop state can be maintained. Further, when the speed ratio indicating lever 120 is operated again to the forward or reverse speed ratio, the operation such as the clutch connection is unnecessary, so the delay time at the start is eliminated and the operator's operation feeling is improved. And neutral control with excellent operability is realized.
[0069]
【The invention's effect】
Since the present invention is configured as described above, the following effects can be obtained.
As described in claim 1, at least one of the hydraulic transmission unit using a hydraulic continuously variable transmission including a variable capacity hydraulic pump and a hydraulic motor, and both the hydraulic transmission unit and the mechanical transmission unit are connected. In a hydraulic-mechanical transmission having a differential mechanism using a planetary gear unit, a running state of an HST mode in which the rotation of the engine is changed by the hydraulic continuously variable transmission, a hydraulic continuously variable transmission, and a planetary gear The mode is automatically switched to the running state of the HMT mode in which the speed is changed by the combined rotation of the unit, and the output rotation in the HST mode coincides with the output rotation in the HMT mode corresponding to the discharge amount of the hydraulic pump (X) point The HST mode is switched between the HMT mode and the mode switching is performed by switching the operation of the HMT clutch and the HST clutch through a solenoid valve according to an instruction from the controller. The delay time (h) required for mode switching between the HST mode and the HMT mode is defined as the total time of the electrical delay time and the delay time of the mechanical part, and the speed stage switching instruction is issued earlier by the total delay time. By suppressing the occurrence of electrical delay time and mechanical delay time (h), by suppressing the shock caused by the switching operation, the electrical and mechanical delay time due to the speed stage switching by the clutch etc. can be reduced. In addition, since the control is performed so as to predict the arrival point of the speed stage switching, the speed stage switching can be performed at an optimal timing, so that smooth speed stage switching can be performed without causing a shock or the like.
[0070]
Further, the engine speed and the hydraulic oil temperature of the hydraulic oil tank are detected and input, and the delay time (h) is calculated from the delay time calculation map using the engine speed and the hydraulic oil temperature as input values. The delay time (h) is assumed to be the time interval of the simulation calculation, and the speed ratio [V (t + h)] after h seconds at a certain time (t) is predicted and calculated from the time interval, and the speed ratio [V (t + h)] Determines whether or not the speed ratio (Vx), which is the optimum speed ratio for speed stage switching, is reached, and the speed ratio [V (t + h)] is expected to reach the speed ratio (Vx). The HMT clutch is immediately connected, driving in the HMT mode is started, and when the current speed ratio [V (t)] reaches the speed ratio (Vx), the HST clutch is immediately disconnected and the HST mode is started. Shut off the drive by Therefore, it is possible to use various simulation calculations, and even when the speed ratio changes with a high-order function such as a quadratic function, prediction can be made with high accuracy, and speed stage switching is optimal. Since it can be performed at the timing, it is possible to smoothly switch the speed stage without causing a shock or the like.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a front view of a hydraulic-mechanical transmission.
FIG. 2 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG.
FIG. 3 is a block diagram of a hydraulic-mechanical transmission.
FIG. 4 is a diagram showing a relationship between an output of a hydraulic-mechanical transmission and a discharge amount of a hydraulic pump and a hydraulic motor.
FIG. 5 is a diagram illustrating an operation state of a clutch corresponding to a shift state.
FIG. 6 is a flowchart of clutch switching instruction control.
FIG. 7 is a relationship diagram of time and speed ratio.
FIG. 8 is a control output diagram of a clutch with time as an axis.
FIG. 9 is an instruction speed ratio control flowchart.
FIG. 10 is a flow chart of volume correction sharing control.
FIG. 11 is a correspondence diagram between an operation amount of a speed ratio indicating lever and a target speed.
FIG. 12 is a control diagram of a controller.
FIG. 13 is a brake control flowchart.
FIG. 14 is a flowchart of neutral control.
[Explanation of symbols]
22 Hydraulic pump 22a (hydraulic pump) movable swash plate 23 Hydraulic motor 23a (hydraulic motor) movable swash plate 100 Controller 103 Rotation detector 104 Engine speed detector 105 Solenoid valve 106 Solenoid valve 110 Brake pack 111 Brake switch 120 Speed ratio instruction Lever 120a Position sensor 121 Pump swash plate controller 122 Motor swash plate controller

Claims (1)

少なくとも一方が可変容量の油圧ポンプと油圧モータを具備した油圧式無段変速機を用いた油圧伝動部と、該油圧伝動部と機械伝動部の両方に接続された遊星歯車部を用いた差動機構を具備する油圧−機械式変速機において、エンジンの回転を該油圧式無段変速機により変速するＨＳＴモードの走行状態と、油圧式無段変速機と遊星歯車部の合成回転により変速するＨＭＴモードの走行状態とのモード切換を自動的に行ない、ＨＳＴモードによる出力回転と、該油圧ポンプの吐出量に対応するＨＭＴモードによる出力回転が一致する（Ｘ）点において、ＨＳＴモードとＨＭＴモードとの切換を行ない、該モード切換えはコントローラからの指示により電磁弁を介して前記ＨＭＴクラッチとＨＳＴクラッチの作動を切り換えて行ない、該ＨＳＴモードとＨＭＴモードの間のモード切換えに要する遅れ時間（ｈ）を電気的な遅れ時間と機械部分の遅れ時間の合計時間として、該合計遅れ時間分だけ早く速度段切換指示を出すことにより、電気的な遅れ時間と機械的な遅れ時間（ｈ）の発生を抑え、切換え動作によるショックを抑制する制御装置において、前記エンジンの回転数と、作動油タンクの作動油温を検出・入力し、該エンジン回転数及び作動油温を入力値として、遅れ時間算出マップから遅れ時間（ｈ）を算出し、該遅れ時間（ｈ）をシミュレーション計算の時間刻みとし、該時間刻みより、ある時間（ｔ）におけるｈ秒後の速度比〔Ｖ（ｔ＋ｈ）〕を予測計算し、該速度比〔Ｖ（ｔ＋ｈ）〕が、速度段切換えの最適速度比である速度比（Ｖｘ）に到達するかどうかの判定を行ない、そして速度比〔Ｖ（ｔ＋ｈ）〕が速度比（Ｖｘ）に到達することが予想されれば、直ちにＨＭＴクラッチを接続し、ＨＭＴモードによる駆動を開始し、そして、現時点での速度比〔Ｖ（ｔ）〕が速度比（Ｖｘ）に到達した時点で、直ちにＨＳＴクラッチを切断し、ＨＳＴモードによる駆動を遮断することを特徴とする油圧−機械式変速機の速度段切換え制御装置。 A differential using a hydraulic transmission unit using a hydraulic continuously variable transmission having at least one of a variable capacity hydraulic pump and a hydraulic motor, and a planetary gear unit connected to both the hydraulic transmission unit and the mechanical transmission unit In a hydraulic-mechanical transmission having a mechanism, an HMT mode in which the rotation of the engine is shifted by the hydraulic continuously variable transmission and an HMT that is shifted by a combined rotation of the hydraulic continuously variable transmission and the planetary gear unit. The mode is automatically switched to the running state of the mode, and at the point (X) where the output rotation by the HST mode and the output rotation by the HMT mode corresponding to the discharge amount of the hydraulic pump coincide, The mode switching is performed by switching the operation of the HMT clutch and the HST clutch via an electromagnetic valve in accordance with an instruction from the controller. By giving the delay time (h) required for mode switching between the motor mode and the HMT mode as the total time of the electrical delay time and the delay time of the machine part, the speed stage switching instruction is issued earlier by the total delay time, In a control device that suppresses the occurrence of electrical delay time and mechanical delay time (h) and suppresses shock due to switching operation , the engine speed and the hydraulic oil temperature of the hydraulic oil tank are detected and input. Using the engine speed and hydraulic oil temperature as input values, a delay time (h) is calculated from a delay time calculation map, and the delay time (h) is set as a time step of simulation calculation. From the time step, a certain time (t ) To calculate the speed ratio [V (t + h)] after h seconds, and whether the speed ratio [V (t + h)] reaches the speed ratio (Vx) that is the optimum speed ratio for speed stage switching. Make a decision If the speed ratio [V (t + h)] is expected to reach the speed ratio (Vx), the HMT clutch is immediately connected, driving in the HMT mode is started, and the current speed ratio [ V (t)] immediately after reaching the speed ratio (Vx), the HST clutch is immediately disengaged and the drive in the HST mode is cut off.
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