JP7499692B2

JP7499692B2 - 作業車

Info

Publication number: JP7499692B2
Application number: JP2020209180A
Authority: JP
Inventors: 哲雄山口; 竜馬岩瀬; 孝明山脇
Original assignee: Kubota Corp
Current assignee: Kubota Corp
Priority date: 2020-12-17
Filing date: 2020-12-17
Publication date: 2024-06-14
Anticipated expiration: 2040-12-17
Also published as: US11536356B2; EP4015871A1; US20220196128A1; JP2022096208A

Description

本発明は、作業車に関する。

例えば特許文献１に開示された作業車両では、静油圧式無段変速機構（文献では「第１無段変速装置」）を有する変速装置（文献では「油圧機械式無段変速機」）が備えられている。作業車両の減速に伴って静油圧式無段変速機構の斜板角度が制御される。

特開２０１７－５８０００号公報

ところで、減速時には静油圧式無段変速機構における閉回路の油圧が上昇しがちである。閉回路の油圧が上昇すると、作動油の温度が適温よりも高くなりがちであり、静油圧式無段変速機構による動力伝達の効率にも影響を及ぼす虞がある。このため、静油圧式無段変速機構における閉回路の油圧に基づいて、静油圧式無段変速機構の斜板角度が適切に制御される構成が望ましい。

本発明の目的は、適切な負荷の範囲内で静油圧式無段変速機構の斜板角度が制御される作業車を提供することにある。

本発明による作業車では、エンジンの動力が入力される静油圧式無段変速機構と前記静油圧式無段変速機構の出力及び前記エンジンの出力が入力される複合遊星伝導部とを有する変速装置と、前記変速装置からの動力を受けて走行する走行装置と、前記走行装置の速度を検出する速度検出部と、前記静油圧式無段変速機構における閉回路の油圧を検出する圧力検出部と、前記速度と前記油圧とに基づいて前記静油圧式無段変速機構の斜板角度が、前記複合遊星伝導部において前記静油圧式無段変速機構から出力された回転速度と前記エンジンの回転速度とが相殺される相殺角度であるかどうかを判定する判定部と、前記走行装置を制動させる制動装置と、前記斜板角度を変更制御する斜板角度制御部と、が備えられ、前記斜板角度制御部は、前記走行装置が前記制動装置により制動されていることにより前記速度が予め設定された値以下である場合、かつ、前記斜板角度が前記相殺角度でないと前記判定部が判定した場合に、前記斜板角度が前記相殺角度となるように変更制御することを特徴とする。

本発明によると、閉回路の油圧が圧力検出部によって検出され、判定部は速度及び油圧に基づく判定処理を行う構成となっている。このため、斜板角度制御部は、適切な油圧管理のもとに斜板角度を変更制御できる。これにより、たとえ油圧が上昇し易い動作環境であっても、静油圧式無段変速機構による動力伝達の効率を良好なものに維持できる。これにより、適切な負荷の範囲内で静油圧式無段変速機構の斜板角度が制御される。

本発明において、前記相殺角度は、前記変速装置から出力される回転速度が予め設定された回転速度以下となる前記斜板角度であると好適である。

本構成であれば、変速装置から出力される回転速度が低くなるため、静油圧式無段変速機構の負荷が軽減される。

本発明において、前記変速装置は、前記静油圧式無段変速機構の出力側に遊星歯車機構を有する油圧機械式変速装置であると好適である。

遊星歯車機構は精密な構成であるため、本構成であれば、静油圧式無段変速機構の負荷が軽減されることによって、遊星歯車機構に過度な負荷が掛かり難くなる。

本発明において、前記判定部は、前記速度が予め設定された値以下であって、かつ、前記油圧が予め設定された値以上である場合に、前記斜板角度が前記相殺角度でないと判定すると好適である。

本構成によって、低速時に静油圧式無段変速機構に無駄な負荷が掛かる虞が軽減される。

本発明において、前記走行装置を制動させる制動装置が備えられ、前記斜板角度制御部は、前記走行装置が制動されている場合、かつ、前記斜板角度が前記相殺角度でないと前記判定部が判定した場合に、前記斜板角度が前記相殺角度となるように変更制御すると好適である。

走行装置が制動装置によって拘束されている状態であると、閉回路の油圧が特に上昇しがちであるため、走行装置が制動されている場合、油圧管理がとりわけ重要である。本構成によって、例えば急ブレーキ時など、油圧管理がとりわけ重要なときに斜板角度が適切に制御される。

本発明において、前記閉回路に、前記エンジンからの動力によって駆動される油圧ポンプと、前記油圧ポンプが吐出する作動油によって駆動される油圧モータと、前記油圧ポンプと前記油圧モータとの間において前記作動油が循環する一対の油圧経路と、が備えられ、前記圧力検出部は、前記一対の油圧経路の少なくとも一方に設けられていると好適である。

本構成によって、閉回路における作動油の油圧がしっかりと検出される。

トラクターの全体を示す左側面である。走行伝動装置を示す線図である。無段変速部の変速状態と、速度レンジと、出力軸による出力速度との関係を示す説明図である。斜板角度変更制御を示すブロック図である。斜板角度変更制御の流れを示すフローチャート図である。

以下、本発明の一例である実施形態を図面に基づいて説明する。
なお、以下の説明では、トラクターの走行車体に関し、図１に示される矢印「Ｆ」の方向を車体前方、矢印「Ｂ」の方向を車体後方、矢印「Ｕ」の方向を車体上方、矢印「Ｄ」の方向を車体下方、紙面表側の方向を車体左方、紙面裏側の方向を車体右方とする。

〔トラクターの全体の構成〕
図１に示されるように、トラクターの走行車体に、エンジン１と、クラッチユニット２と、ミッションケース３と、車体フレーム５と、が備えられている。クラッチユニット２はエンジン１の後部に連結され、ミッションケース３はクラッチユニット２の後部に連結されている。車体フレーム５は前輪支持フレーム４によって構成され、前輪支持フレーム４はエンジン１の下部から前方に延ばされている。車体フレーム５の前部に、左右一対の前車輪６が駆動可能かつ操向可能に装備され、車体フレーム５の後部に、左右一対の後車輪７が駆動可能に装備されている。走行車体の前部に、エンジン１を有する原動部８が形成されている。走行車体の後部に運転部１１が形成され、運転部１１に運転座席９とステアリングホィール１０とが備えられている。ステアリングホィール１０は前車輪６を操向操作する。運転部１１には、搭乗空間を覆うキャビン１２が備えられている。車体フレーム５の後部にリンク機構１３が装備され、リンク機構１３はロータリ耕耘装置などの各種の作業装置を昇降可能に連結する。ミッションケース３の後部に動力取出し軸１４が備えられ、動力取出し軸１４は、いわゆる「ＰＴＯ軸」であって、リンク機構１３に連結された作業装置に、エンジン１からの動力を伝達する。前車輪６及び後車輪７は、本発明の『走行装置』である。

〔走行伝動装置の構成〕
エンジン１の動力を前車輪６及び後車輪７に伝達する走行伝動装置１５が、図２に模式的に示される。走行伝動装置１５はミッションケース３に収容されている。エンジン１の出力軸１ａの動力がダンパディスク１６からミッションケース３の入力軸１７に入力される。走行伝動装置１５に、油圧機械式変速装置１８と、前後進切換装置１９と、後輪差動機構２０と、前輪伝動機構２１と、前輪差動機構２２と、が備えられている。油圧機械式変速装置１８は、入力軸１７に入力された動力を変速する。前後進切換装置１９は、油圧機械式変速装置１８から出力された動力を前進動力または後進動力に変換する。後輪差動機構２０は、前後進切換装置１９から出力された前進動力または後進動力を左右の後車輪７に伝達する。前輪伝動機構２１は、前後進切換装置１９から出力された前進動力または後進動力を前車輪６に向けて出力する。前輪差動機構２２は、前輪伝動機構２１から出力された前進動力または後進動力を左右の前車輪６に伝達する。油圧機械式変速装置１８は、本発明の『変速装置』である。このため、本実施形態では、走行装置としての前車輪６及び後車輪７は、変速装置としての油圧機械式変速装置１８からの動力を受けて走行する。

〔変速装置の構成〕
図２に示されるように、油圧機械式変速装置１８に、静油圧式無段変速部１８Ａと、複合遊星伝動部１８Ｂと、段階分け伝動部１８Ｃと、が備えられている。静油圧式無段変速部１８Ａにエンジン１の動力が入力される。複合遊星伝動部１８Ｂに、静油圧式無段変速部１８Ａの出力及びエンジン１の動力が入力される。段階分け伝動部１８Ｃは、複合遊星伝動部１８Ｂの出力を段階分けして出力する。

前後方向視において、段階分け伝動部１８Ｃの出力軸７５と、前後進切換装置１９の入力軸９０と、が複合遊星伝動部１８Ｂの太陽歯車５１，５４の軸芯Ｘに対して横一側方に位置する。また、前後方向視において、静油圧式無段変速部１８Ａの無段出力ギヤ３５のポンプ軸３６及びモータ軸３７が、太陽歯車５１，５４の軸芯Ｘに対して横他側方に位置する。静油圧式無段変速部１８Ａは、本発明の『静油圧式無段変速機構』である。

静油圧式無段変速部１８Ａは、静油圧式無段変速装置である。静油圧式無段変速部１８Ａに、可変容量型かつアキシャルプランジャ形の油圧ポンプ３０と、定容量型かつアキシャルプランジャ形の油圧モータ３１と、一対の駆動油路３２，３２と、が備えられている。油圧ポンプ３０はエンジン１からの動力によって駆動される。油圧モータ３１は油圧ポンプ３０が吐出する作動油によって駆動される。一対の駆動油路３２，３２は、油圧ポンプ３０と油圧モータ３１との間において作動油が循環する一対の油圧経路（入り経路及び戻り経路）である。換言すると、静油圧式無段変速部１８Ａの閉回路に、油圧ポンプ３０と、油圧モータ３１と、一対の駆動油路３２，３２と、が備えられている。

静油圧式無段変速部１８Ａに無段入力ギヤ３４と無段出力ギヤ３５とが備えられている。無段入力ギヤ３４は静油圧式無段変速部１８Ａの後部に回転可能に設けられ、無段出力ギヤ３５は静油圧式無段変速部１８Ａの前部に回転可能に設けられている。無段入力ギヤ３４は、ポンプ軸３６に相対回転不能に設けられ、ポンプ軸３６と一体回転する。無段出力ギヤ３５は、モータ軸３７に相対回転不能に設けられ、モータ軸３７と一体回転する。
なお、詳細に関しては後述するが、駆動油路３２における入り経路と戻り経路との夫々に、第１圧力検出部２５と第２圧力検出部２６とが備えられ、第１圧力検出部２５と第２圧力検出部２６との夫々は静油圧式無段変速部１８Ａにおける閉回路の油圧を検出する。

無段入力ギヤ３４と、複合遊星伝動部１８Ｂの軸芯部を前後方向に通された回転軸３８のうちの複合遊星伝動部１８Ｂよりも後方に位置する部分と、に亘って第２動力伝達機構４０が設けられている。回転軸３８と、油圧機械式変速装置１８の入力軸１７と、がスプライン係合によって相対回転不能に係合されている。

第２動力伝達機構４０に、回転可能な第２中継軸４１と、動力取出しギヤ４２と、第３中継ギヤ４３と、第４中継ギヤ４４と、が備えられている。第２中継軸４１は、ポンプ軸３６に対して平行に設けられている。動力取出しギヤ４２は回転軸３８に相対回転不能に設けられている。第３中継ギヤ４３は、動力取出しギヤ４２に噛み合った状態で第２中継軸４１の後端部に相対回転不能に設けられている。第４中継ギヤ４４は、無段入力ギヤ３４に噛み合った状態で第２中継軸４１の前端部に相対回転不能に設けられている。第２動力伝達機構４０は、回転軸３８の動力を無段入力ギヤ３４に伝達する。回転軸３８は、中継軸４５及びＰＴＯ変速装置４６を介して動力取出し軸１４に連動連結されており、入力軸１７に伝達されたエンジン１の動力を動力取出し軸１４に伝達する。

静油圧式無段変速部１８Ａにおける動力伝達に関して説明する。エンジン１の動力が、出力軸１ａからダンパディスク１６及び入力軸１７を介して回転軸３８に伝達される。回転軸３８に伝達された動力は、第２動力伝達機構４０によって無段入力ギヤ３４に伝達されて油圧ポンプ３０及び油圧モータ３１によって正回転方向の動力または逆回転方向の動力に無段階に変速される。変速後の正回転方向の動力または逆回転方向の動力が無段出力ギヤ３５から出力される。

複合遊星伝動部１８Ｂは、二つの太陽歯車５１，５４を有し、二つの太陽歯車５１，５４の軸芯Ｘと、エンジン１の出力軸１ａの軸芯Ｚと、が一直線上に位置する状態で設けられている。複合遊星伝動部１８Ｂは、前後方向に並ぶ二列の遊星歯車機構５０Ａ，５０Ｂを備えている。一列目の遊星歯車機構５０Ａに、太陽歯車５１、内歯歯車５２、及び、三つの遊星歯車５３が備えられている。二列目の遊星歯車機構５０Ｂに、太陽歯車５４、内歯歯車５５、及び、三つの遊星歯車５６が備えられている。一列目の遊星歯車機構５０Ａに、三つの遊星歯車５３に各別に噛み合った三つの連動歯車５７が備えられている。三つの連動歯車５７は、二列目の遊星歯車機構５０Ｂの三つの遊星歯車５６に各別に連動連結されている。連動歯車５７と遊星歯車５６との連動連結は、連動歯車５７と遊星歯車５６とを一体的に形成することによって行われている。

複合遊星伝動部１８Ｂの前部に、一列目の遊星歯車機構５０Ａの太陽歯車５１に相対回転不能に連動連結された第１遊星入力ギヤ５８が設けられている。第１遊星入力ギヤ５８は、静油圧式無段変速部１８Ａの無段出力ギヤ３５に動力伝達機構６０によって連動連結されている。動力伝達機構６０に、回転可能な中継軸６１と、第１中継ギヤ６２と、第２中継ギヤ６３と、が備えられている。中継軸６１は、無段出力ギヤ３５のモータ軸３７に対して平行に設けられている。第１中継ギヤ６２は、無段出力ギヤ３５に噛み合った状態で中継軸６１の後端部に相対回転不能に設けられている。第２中継ギヤ６３は、第１遊星入力ギヤ５８に噛み合った状態で中継軸６１の前端部に相対回転不能に設けられている。
無段出力ギヤ３５の動力が、動力伝達機構６０によって第１遊星入力ギヤ５８に伝達され、第１遊星入力ギヤ５８から太陽歯車５１に入力される。

複合遊星伝動部１８Ｂの前部に第２遊星入力ギヤ５９が設けられ、第２遊星入力ギヤ５９は、一列目の遊星歯車機構５０Ａの内歯歯車５２に相対回転不能に連動連結されている。第２遊星入力ギヤ５９は、入力軸１７に入力伝動機構６５によって連動連結されている。入力伝動機構６５に、入力軸ギヤ６６と、第４中継ギヤ６８と、第五中継ギヤ６９と、が備えられている。入力軸ギヤ６６は、入力軸１７に相対回転不能に設けられている。第４中継ギヤ６８は、入力軸ギヤ６６に噛み合った状態で第３中継軸６７の前端部に相対回転不能に設けられている。第五中継ギヤ６９は、第２遊星入力ギヤ５９に噛み合った状態で第３中継軸６７の後端部に相対回転不能に設けられている。エンジン１の動力が、出力軸１ａからダンパディスク１６を介して入力軸１７に伝達され、入力伝動機構６５によって第２遊星入力ギヤ５９に伝達され、第２遊星入力ギヤ５９から内歯歯車５２に入力される。

複合遊星伝動部１８Ｂの後部に、第１出力軸７１と、第２出力軸７２と、第３出力軸７３と、が相対回転可能に設けられている。第１出力軸７１と、第２出力軸７２と、第３出力軸７３と、は三重軸に構成されている。第１出力軸７１は、二列目の遊星歯車機構５０Ｂの内歯歯車５５に連動連結され、１速ギヤ連動機構７６に動力を伝達する。第２出力軸７２は、キャリヤ７０に連動連結され、３速ギヤ連動機構７８に動力を伝達する。キャリヤ７０は、一列目の遊星歯車機構５０Ａの遊星歯車５３を支持し、かつ、二列目の遊星歯車機構５０Ｂの遊星歯車５６を支持するよう構成されている。第３出力軸７３は、二列目の遊星歯車機構５０Ｂの太陽歯車５４に連動連結され、２速ギヤ連動機構７７及び４速ギヤ連動機構７９に動力を伝達する。

静油圧式無段変速部１８Ａは、無段出力ギヤ３５から正回転方向または逆回転方向の動力を出力する。静油圧式無段変速部１８Ａからの動力が、動力伝達機構６０によって一列目の遊星歯車機構５０Ａの太陽歯車５１に入力される。エンジン１からの動力が入力伝動機構６５によって一列目の遊星歯車機構５０Ａの内歯歯車５２に入力される。複合遊星伝動部１８Ｂにおいて、静油圧式無段変速部１８Ａの動力と、エンジン１の動力と、が二列の遊星歯車機構５０Ａ，５０Ｂによって合成され、合成動力が第１出力軸７１、第２出力軸７２及び第３出力軸７３から出力される。

段階分け伝動部１８Ｃに、第１クラッチＣＬ１と、第２クラッチＣＬ２と、第３クラッチＣＬ３と、第４クラッチＣＬ４と、が備えられている。第１クラッチＣＬ１乃至第４クラッチは、油圧操作式の多板クラッチによって構成されている。第１クラッチＣＬ１乃至第４クラッチの夫々の出力側回転部材に、出力軸７５が相対回転不能に連動連結されている。

第１クラッチＣＬ１の入力側回転部材と、複合遊星伝動部１８Ｂの第１出力軸７１と、に亘って１速ギヤ連動機構７６が設けられ、１速ギヤ連動機構７６は１速レンジを設定する。第２クラッチＣＬ２の入力側回転部材と、複合遊星伝動部１８Ｂの第３出力軸７３と、に亘って２速ギヤ連動機構７７が設けられ、２速ギヤ連動機構７７は２速レンジを設定する。第３クラッチＣＬ３の入力側回転部材と、複合遊星伝動部１８Ｂの第２出力軸７２と、に亘って３速ギヤ連動機構７８が設けられ、３速ギヤ連動機構７８は３速レンジを設定する。第４クラッチＣＬ４の入力側回転部材と、複合遊星伝動部１８Ｂの第３出力軸７３と、に亘って４速ギヤ連動機構７９が設けられ、４速ギヤ連動機構７９は４速レンジを設定する。

図３は、静油圧式無段変速部１８Ａの変速状態と、１速レンジ乃至４速レンジと、出力軸７５による出力速度Ｖとの関係を示すグラフ図である。図３の縦軸は、出力軸７５による出力速度Ｖを示す。図３の横軸は、静油圧式無段変速部１８Ａの変速状態を示し、「Ｎ」は、中立状態を示し、「＋ＭＡＸ」は、出力方向が正回転方向にある状態での最高速状態を示し、「－ＭＡＸ」は、出力方向が逆回転方向にある状態での最高速状態を示す。「Ｃ＋」と「Ｃ－」との間で静油圧式無段変速部１８Ａの斜板角度が変更されることによって、静油圧式無段変速部１８Ａの無段階での変速制御が行われる。「Ｃ＋」及び「Ｃ－」は、「＋ＭＡＸ」と「－ＭＡＸ」との間に位置する。

図３の出力速度Ｖ軸において、ゼロとＶ１との間の領域が１速レンジであって、第１クラッチＣＬ１が動力伝達状態の場合における速度レンジである。Ｖ１とＶ２との間の領域が２速レンジであって、第２クラッチＣＬ２が動力伝達状態の場合における速度レンジである。Ｖ２とＶ３との間の領域が３速レンジであって、第３クラッチＣＬ３が動力伝達状態の場合における速度レンジである。Ｖ３とＶ４との間の領域が４速レンジであって、第４クラッチＣＬ４が動力伝達状態の場合における速度レンジである。

図３に、１速レンジと２速レンジとの交点Ｃ１が示され、交点Ｃ１における出力速度ＶはＶ１である。交点Ｃ１では、第１クラッチＣＬ１または第２クラッチＣＬ２が動力伝達状態に設定されるが、どちらが動力伝達状態であっても、出力速度ＶがＶ１となる。２速レンジと３速レンジとの交点Ｃ２が示され、交点Ｃ２における出力速度ＶはＶ２である。
交点Ｃ２では、第２クラッチＣＬ２または第３クラッチＣＬ３が動力伝達状態に設定されるが、どちらが動力伝達状態であっても、出力速度ＶがＶ２となる。３速レンジと４速レンジとの交点Ｃ３が示され、交点Ｃ３における出力速度ＶはＶ３である。交点Ｃ３では、第３クラッチＣＬ３または第４クラッチＣＬ４が動力伝達状態に設定されるが、どちらが動力伝達状態であっても、出力速度ＶがＶ３となる。交点Ｃ１はＶ１とＣ＋との交点である。交点Ｃ２はＶ２とＣ－との交点である。交点Ｃ１はＶ３とＣ＋との交点である。

図３の１速レンジにおいて、Ｚ０で示される領域では、静油圧式無段変速部１８Ａの回転速度とエンジン１の回転速度とが略相殺され、第１出力軸７１から出力される動力の回転速度が、略ゼロとなる。第１クラッチＣＬ１が動力伝達状態に制御されると、第１出力軸７１から出力される動力が、第１クラッチＣＬ１を介して出力軸７５へ伝達可能となる。そして、静油圧式無段変速部１８Ａの斜板が逆回転方向での最高速付近（－ＭＡＸ付近）から正回転方向での最高速付近（＋ＭＡＸ付近）に向けて変速制御されることによって、出力軸７５の出力速度Ｖが１速レンジでゼロからＶ１に無段階に増速する。

出力軸７５の出力速度ＶがＶ１である状態で、第１クラッチＣＬ１が動力遮断状態に切換えられ、第２クラッチＣＬ２が動力伝達状態に切換えられると、１速レンジから２速レンジへシフトされる。このとき、第１クラッチＣＬ１と第２クラッチＣＬ２との切換えが、交点Ｃ１で行われるため、出力速度ＶがＶ１のまま保持される。そして、静油圧式無段変速部１８Ａの斜板が正回転方向での最高速付近（＋ＭＡＸ付近）から逆回転方向での最高速付近（－ＭＡＸ付近）に向けて変速制御されることによって、出力軸７５の出力速度Ｖが２速レンジでＶ１からＶ２に無段階に増速する。

出力軸７５の出力速度ＶがＶ２である状態で、第２クラッチＣＬ２が動力遮断状態に切換えられ、第３クラッチＣＬ３が動力伝達状態に切換えられると、２速レンジから３速レンジへシフトされる。このとき、第２クラッチＣＬ２と第３クラッチＣＬ３との切換えが、交点Ｃ２で行われるため、出力速度ＶがＶ２のまま保持される。そして、静油圧式無段変速部１８Ａの斜板が逆回転方向での最高速付近（－ＭＡＸ付近）から正回転方向での最高速付近（＋ＭＡＸ付近）に向けて変速制御されることによって、出力軸７５の出力速度Ｖが３速レンジでＶ２からＶ３に無段階に増速する。

出力軸７５の出力速度ＶがＶ３である状態で、第３クラッチＣＬ３が動力遮断状態に切換えられ、第４クラッチＣＬ４が動力伝達状態に切換えられると、３速レンジから４速レンジへシフトされる。このとき、第３クラッチＣＬ３と第４クラッチＣＬ４との切換えが、交点Ｃ３で行われるため、出力速度ＶがＶ３のまま保持される。そして、静油圧式無段変速部１８Ａの斜板が正回転方向での最高速付近（＋ＭＡＸ付近）から逆回転方向での最高速付近（－ＭＡＸ付近）に向けて変速制御されることによって、出力軸７５の出力速度Ｖが４速レンジでＶ３からＶ４に無段階に増速する。

出力軸７５の出力速度ＶがＶ４からゼロまで減速する場合、静油圧式無段変速部１８Ａの斜板が増速の場合と逆向きに変速制御されるとともに、クラッチの動力伝達状態が、第４クラッチＣＬ４、第３クラッチＣＬ３、第２クラッチＣＬ２、第１クラッチＣＬ１の順に切換えられる。これにより、出力軸７５の出力速度Ｖは、４速レンジ、３速レンジ、２速レンジ、１速レンジの順に無段階に減速する。

〔変速後の動力について〕
図２に示されるように、出力軸７５と入力軸９０とが連結部材８５を介して相対回転不能に連動連結されている。段階分け伝動部１８Ｃから出力された動力は、出力軸７５から入力軸９０に入力され、前後進切換装置１９によって前進動力または後進動力に変換され、出力軸９１に伝達される。出力軸９１は、入力軸９０に対して平行に配置され、中継軸４５に相対回転可能に外嵌された筒軸によって構成されている。出力軸９１の軸芯は、複合遊星伝動部１８Ｂの太陽歯車５１，５４の軸芯と同じ軸芯上に位置している。

前後進切換装置１９に前進クラッチＣＬＦと後進クラッチＣＬＲとが備えられている。
入力軸９０に、前進クラッチＣＬＦと後進クラッチＣＬＲとの夫々の入力側回転部材が相対回転不能に連結されている。前進クラッチＣＬＦの出力側回転部材と、出力軸９１と、に亘って前進ギヤ機構９２が設けられている。後進クラッチＣＬＲの出力側回転部材と、出力軸９１と、に亘って後進ギヤ機構９３が設けられている。後進ギヤ機構９３の逆転ギヤ９３ａは、後輪差動機構２０の入力軸２０ａに相対回転可能に支持されている。前後進切換装置１９の出力軸９１の前部と、後輪差動機構２０の入力軸２０ａの前部と、に亘ってギヤ連動機構９５が設けられている。

前進クラッチＣＬＦが動力伝達状態であって、かつ、後進クラッチＣＬＲが動力遮断状態であると、出力軸７５から入力軸９０に入力された動力が、前進クラッチＣＬＦ及び前進ギヤ機構９２を介して、前進動力として出力軸９１に伝達される。前進クラッチＣＬＦが動力遮断状態であって、かつ、後進クラッチＣＬＲが動力伝達状態であると、出力軸７５から入力軸９０に入力された動力が、後進クラッチＣＬＲ及び後進ギヤ機構９３を介して、前進動力とは逆回転の後進動力として出力軸９１に伝達される。

前後進切換装置１９が出力軸９１から出力する前進動力または後進動力がギヤ連動機構９５によって後輪差動機構２０の入力軸２０ａに伝達され、後輪差動機構２０によって左右の後車輪７に伝達される。後輪差動機構２０から左右の後車輪７への動力伝達は、後輪差動機構２０の出力軸２０ｂと後車軸７ａとの間に設けられた遊星歯車式の最終減速機構９６を介して行われる。後輪差動機構２０の出力軸２０ｂに、後車輪７を制動させるブレーキ９７が設けられている。ブレーキ９７は、本発明の『制動装置』である。

前輪伝動機構２１は、後輪差動機構２０の入力軸２０ａの前部に第２ギヤ連動機構１００、中継軸１０１及び連結部材１０２を介して連動連結された入力軸１０３と、入力軸１０３に対して平行に配置された出力軸１０４とを備えている。入力軸１０３に等速クラッチ１０５及び増速クラッチ１０６の入力側回転部材が相対回転不能に連結されている。等速クラッチ１０５の出力側回転部材と出力軸１０４とにわたり、入力軸１０３の回転速度をほぼ等速の伝動で出力軸１０４に伝達する等速ギヤ機構１０７が設けられている。増速クラッチ１０６の出力側回転部材と出力軸１０４とにわたり、入力軸１０３の回転速度を増速して出力軸１０４に伝達する増速ギヤ機構１０８が設けられている。出力軸１０４は、回転軸１０９を介して前輪差動機構２２の入力軸２２ａに連動連結されており、左右の前車輪６に向けて出力する。なお、中継軸１０１に、駐車ブレーキ１０１Ａが装着されている。

等速クラッチ１０５が動力伝達状態であって、かつ、増速クラッチ１０６が動力遮断状態であると、左右の前車輪６の平均周速度が左右の後車輪７の平均周速度にほぼ等しくなる状態で前車輪６及び後車輪７が駆動される。また、等速クラッチ１０５が動力遮断状態であって、かつ、増速クラッチ１０６が動力伝達状態であると、左右の前車輪６の平均周速度が左右の後車輪７の平均周速度よりも速くなる状態で前車輪６及び後車輪７が駆動される。更に、等速クラッチ１０５と増速クラッチ１０６との両方が動力遮断状態であると、入力軸１０３から出力軸１０４への伝動が停止され、前車輪６に向けての出力が停止される。この場合、左右の前車輪６が駆動されず、左右の後車輪７のみが駆動される。

〔斜板角度制御部について〕
上述したように、出力軸７５の出力速度ＶがＶ４からゼロまで減速する場合、出力軸７５の出力速度Ｖは、４速レンジ、３速レンジ、２速レンジ、１速レンジの順に無段階に減速する。オペレータがブレーキ操作を行った場合、左右一対の後車輪７，７の夫々に設けられたブレーキ９７，９７の両方が制動作用しながら、静油圧式無段変速部１８Ａが減速制御される。しかし、ブレーキ９７，９７の制動作用が強い場合（いわゆる急ブレーキ）、ブレーキ９７，９７のブレーキ力が、静油圧式無段変速部１８Ａの斜板の動作スピードよりも速く出力軸７５に作用し、出力軸２０ｂや出力軸７５がブレーキ９７，９７によって当該斜板の動作完了前に拘束される虞がある。このとき、駆動油路３２における油圧が過度に高くなり、駆動油路３２に設けられたリリーフ弁が作動したり、駆動油路３２における作動油の温度が適温よりも高くなったりする虞がある。こうなると、静油圧式無段変速部１８Ａによる動力伝達の効率にも影響を及ぼす虞がある。このような不都合を回避するため制御を、図４及び図５に基づいて説明する。

図４に示されるように、駆動油路３２における入り経路と戻り経路との夫々に第１圧力検出部２５と第２圧力検出部２６とが備えられ、第１圧力検出部２５と第２圧力検出部２６との夫々は駆動油路３２を循環する油圧を検出する。図４に示される制御装置８０は、マイクロコンピュータによって構成され、制御装置８０に判定部８１及び斜板角度制御部８２が備えられている。第１圧力検出部２５と第２圧力検出部２６と車速検出部２７との夫々の検出信号が制御装置８０に送られる。車速検出部２７は、本発明の『速度検出部』であって、例えば入力軸２０ａまたは出力軸２０ｂの回転速度に基づいて、後車輪７の速度を検出するように構成されている。また、車速検出部２７は、入力軸２０ａまたは出力軸２０ｂの回転速度に基づいて、出力軸７５の出力速度Ｖを検出可能である。

判定部８１は、車速検出部２７によって検出された速度と、第１圧力検出部２５及び第２圧力検出部２６によって検出された油圧と、に基づいて静油圧式無段変速部１８Ａの斜板角度がトラクターの停車に適した斜板角度であるかどうかを判定する。トラクターの停車に適した斜板角度とは、出力軸７５から出力される回転速度が予め設定された回転速度以下となる斜板角度であることを意味する。つまり、判定部８１は、油圧機械式変速装置１８から出力される回転速度が予め設定された回転速度以下となる斜板角度であるかどうかを判定する。斜板角度制御部８２は、判定部８１の判定結果に基づいて、静油圧式無段変速部１８Ａの斜板角度を変更制御する。

図５に、判定部８１による処理の一例が示される。まず、判定部８１は、上述したブレーキ９７，９７の制動力が予め設定された値以上であるかどうかを判定する（ステップ＃０１）。ブレーキ９７，９７の制動力は、例えばブレーキペダルの操作量に基づいて算出されても良いし、例えば３次元加速度センサーの検出値に基づいて算出されても良い。ブレーキ９７，９７の制動力が予め設定された値未満であれば（ステップ＃０１：Ｎｏ）、判定部８１は、ブレーキ９７，９７の制動力が緩やかであると判定する。ブレーキ９７，９７の制動力が緩やかであれば、ブレーキ９７，９７の制動作用による出力軸２０ｂや出力軸７５の回転速度の減速に対して、静油圧式無段変速部１８Ａの斜板の動作スピードが十分追い付いつく。このため、判定部８１による判定処理は行われず、斜板角度制御部８２による斜板角度の変更制御は行われない。つまり、斜板角度制御部８２は、ブレーキ９７，９７によって後車輪７，７が制動されている場合に斜板角度を変更制御する。

ブレーキ９７，９７の制動力が予め設定された値以上であれば（ステップ＃０１：Ｙｅｓ）、判定部８１は、急ブレーキが作用していると判定する。そして判定部８１は、出力軸７５の出力速度ＶがＶ０以下であるかどうかを判定する（ステップ＃０２）。Ｖ０はＶ１よりも小さく、図３における１速レンジの範囲内の速度である。出力速度ＶがＶ０を上回ると（ステップ＃０２：Ｎｏ）、制御装置８０は、例えば前進クラッチＣＬＦが半クラッチ状態となるように前進クラッチＣＬＦを制御する（ステップ＃０５）。ブレーキ９７，９７によって急減速が行われる間であっても、クラッチが半クラッチ状態になることによって、駆動油路３２における作動油の圧力上昇が抑制され、エンジン１のストールが回避される。

出力速度ＶがＶ０以下であれば（ステップ＃０２：Ｙｅｓ）、判定部８１は、閉回路である駆動油路３２の油圧が予め設定された値以上であるかどうかを判定する（ステップ＃０３）。駆動油路３２の油圧が予め設定された値以上であれば（ステップ＃０３：Ｙｅｓ）、判定部８１は、トラクターの停車状態において静油圧式無段変速部１８Ａに過度な負荷が掛かっていると判定する。このとき、斜板角度制御部８２は、静油圧式無段変速部１８Ａの回転速度とエンジン１の回転速度とが相殺されるように、静油圧式無段変速部１８Ａの斜板を図３に示されるＺ０の領域まで動作させる。これにより、エンジン１と静油圧式無段変速部１８Ａとの合成動力が略ゼロとなって、駆動油路３２における作動油の過度な圧力上昇が抑制される。つまり、斜板角度制御部８２は、出力速度Ｖが予め設定された値以下であって、かつ、閉回路である駆動油路３２の油圧が予め設定された値以上である場合に、静油圧式無段変速部１８Ａの斜板角度を変更制御する。

駆動油路３２の圧力が予め設定された値未満であれば（ステップ＃０３：Ｎｏ）、判定部８１による判定処理は終了し、斜板角度制御部８２による斜板角度の変更制御は行われない。

〔別実施形態〕
本発明は、上述の実施形態に例示された構成に限定されるものではなく、以下、本発明の代表的な別実施形態を例示する。

（１）図５に示されるフローチャート図では、ステップ＃０１の制御が無くても良く、ステップ＃０２からスタートする構成であっても良い。

（２）図３に示されるＶ０はゼロであっても良い。この場合、斜板角度制御部８２による斜板角度変更制御が、トラクターの停車後（停車の瞬間も含む）に行われても良い。

（３）上述の実施形態において、変速装置は、静油圧式無段変速部１８Ａの出力側に遊星歯車機構５０Ａ，５０Ｂを有する油圧機械式変速装置１８であるが、変速装置は静油圧式無段変速部１８Ａのみを有する構成であっても良い。

（４）上述の実施形態において、駆動油路３２，３２における入り経路と戻り経路との夫々に、第１圧力検出部２５と第２圧力検出部２６とが備えられているが、この実施形態に限定されない。例えば、圧力検出部は、一対の駆動油路３２，３２の少なくとも一方に設けられても良い。

（５）上述の実施形態では、走行装置として前車輪６及び後車輪７が備えられているが、走行装置はクローラ式のものであっても良い。

（６）上述の実施形態では、駆動油路３２の油圧が予め設定された値以上であれば、斜板角度制御部８２は、判定部８１の判定結果に基づいて、静油圧式無段変速部１８Ａの斜板を図３に示されるＺ０の領域まで動作させる。このとき、静油圧式無段変速部１８Ａの斜板が、図３に示される１速レンジの右上側（交点Ｃ１側）からＺ０の領域まで動作する構成であっても良いし、図３に示される１速レンジの左下側（－ＭＡＸ側）からＺ０の領域まで動作する構成であっても良い。静油圧式無段変速部１８Ａの斜板が１速レンジの左下側（－ＭＡＸ側）に位置する状態は、例えば、出力速度Ｖがゼロ以下になって、出力軸７５に正規の回転方向と逆方向の回転力が作用する状態を意味する。このような場合にも、静油圧式無段変速部１８Ａに過度な油圧が作用し得るため、判定部８１は、図５のステップ＃０３に基づいて、駆動油路３２の油圧が予め設定された値以上であるかどうかを判定する。そして、斜板角度制御部８２は、判定部８１の判定結果に基づいて、静油圧式無段変速部１８Ａの斜板を図３に示されるＺ０の領域まで動作させる。

なお、上述の実施形態（別実施形態を含む、以下同じ）で開示される構成は、矛盾が生じない限り、他の実施形態で開示される構成と組み合わせて適用することが可能である。
また、本明細書において開示された実施形態は例示であって、本発明の実施形態はこれに限定されず、本発明の目的を逸脱しない範囲内で適宜改変することが可能である。

本発明は、静油圧式無段変速機構を有する変速装置が備えられた作業車に適用できる。

１：エンジン
６：前車輪（走行装置）
７：後車輪（走行装置）
１８：油圧機械式変速装置（変速装置）
１８Ａ：静油圧式無段変速部（静油圧式無段変速機構）
２５：第１圧力検出部（圧力検出部）
２６：第２圧力検出部（圧力検出部）
２７：車速検出部（速度検出部）
３０：油圧ポンプ
３１：油圧モータ
３２：駆動油路（油圧経路）
５０Ａ：遊星歯車機構
５０Ｂ：遊星歯車機構
８１：判定部
８２：斜板角度制御部
９７：ブレーキ（制動装置）

Claims

エンジンの動力が入力される静油圧式無段変速機構と前記静油圧式無段変速機構の出力及び前記エンジンの出力が入力される複合遊星伝導部とを有する変速装置と、
前記変速装置からの動力を受けて走行する走行装置と、
前記走行装置の速度を検出する速度検出部と、
前記静油圧式無段変速機構における閉回路の油圧を検出する圧力検出部と、
前記速度と前記油圧とに基づいて前記静油圧式無段変速機構の斜板角度が、前記複合遊星伝導部において前記静油圧式無段変速機構から出力された回転速度と前記エンジンの回転速度とが相殺される相殺角度であるかどうかを判定する判定部と、
前記走行装置を制動させる制動装置と、
前記斜板角度を変更制御する斜板角度制御部と、が備えられ、
前記斜板角度制御部は、前記走行装置が前記制動装置により制動されていることにより前記速度が予め設定された値以下である場合、かつ、前記斜板角度が前記相殺角度でないと前記判定部が判定した場合に、前記斜板角度が前記相殺角度となるように変更制御する作業車。
前記相殺角度は、前記変速装置から出力される回転速度が予め設定された回転速度以下となる前記斜板角度である請求項１に記載の作業車。
前記判定部は、前記油圧が予め設定された値以上である場合に、前記斜板角度が前記相殺角度でないと判定する請求項１または２に記載の作業車。
前記閉回路に、前記エンジンからの動力によって駆動される油圧ポンプと、前記油圧ポンプが吐出する作動油によって駆動される油圧モータと、前記油圧ポンプと前記油圧モータとの間において前記作動油が循環する一対の油圧経路と、が備えられ、
前記圧力検出部は、前記一対の油圧経路の少なくとも一方に設けられている請求項１から３の何れか一項に記載の作業車。