WO2004104449A1 - 変速装置 - Google Patents

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WO2004104449A1
WO2004104449A1 PCT/JP2004/006400 JP2004006400W WO2004104449A1 WO 2004104449 A1 WO2004104449 A1 WO 2004104449A1 JP 2004006400 W JP2004006400 W JP 2004006400W WO 2004104449 A1 WO2004104449 A1 WO 2004104449A1
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WO
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pump
motor
transmission
output shaft
planetary gear
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PCT/JP2004/006400
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Hikosaburo Hiraki
Takashi Kuse
Toshikazu Okada
Shigeru Yamamoto
Naoki Ishizaki
Original Assignee
Komatsu Ltd.
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Priority to US10/556,843 priority patent/US7416503B2/en
Priority to GB0522404A priority patent/GB2416375B/en
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    • F16H2037/0866—Power split variators with distributing differentials, with the output of the CVT connected or connectable to the output shaft
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    • F16H2037/088—Power split variators with summing differentials, with the input of the CVT connected or connectable to the input shaft

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic-mechanical or electric-mechanical transmission that combines a pump / motor or a generator motor and a planetary gear mechanism.
  • HMT hydraulic-mechanical transmission
  • the continuously variable transmission characteristic is achieved by a planetary gear mechanism. That is, the first element of the three elements, the sun gear of the planetary gear mechanism, the carrier with the planetary gears, and the ring gear, is connected to the input shaft, the second element is connected to the output shaft, and the third element is connected to the hydraulic pump. Alternatively, it is connected to a hydraulic motor, and is configured to change the rotation speed of the hydraulic pump or the hydraulic motor to change the rotation speed of the output shaft.
  • the HMT rotates a hydraulic pump or hydraulic motor connected to the planetary gear mechanism and another hydraulic pump or hydraulic motor connected by a hydraulic circuit to an input shaft of a transmission.
  • An output split type that connects with a constant gear ratio, a hydraulic pump that is connected to the planetary gear mechanism, or another hydraulic pump or a hydraulic motor that is connected to a hydraulic motor and a hydraulic circuit.
  • the transmission disclosed in this publication includes a hydraulic transmission and a mechanical transmission having a planetary gear mechanism (planetary gear mechanism), and the hydraulic transmission is driven by the mechanical transmission to interact with each other. It is designed to operate with high efficiency over a wide range of operating conditions.
  • a first gear 103 is fixed to an input shaft 102 to which power from the engine 101 is input, and a second gear coupled to the first gear 103.
  • 104 is fixed to the axis 105 a of the first pump Z motor 105.
  • a sun gear 107 of a planetary gear mechanism 106 is fixed to the input shaft 102, and a plurality of planetary gears 108 are combined with the outer periphery of the sun gear 107, and each planetary gear 1 08 is supported by a planet carrier 109, and the output shaft 110 is fixed to the planet carrier 109.
  • a ring gear 111 is joined to the outer periphery of the planetary gear group 108, a third gear 112 is joined to the outer periphery of the ring gear 111, and the third gear 112 is joined to the second gear.
  • the pump is fixed to the axis 1 13 a of the pump Z 1 1 3.
  • the first pump motor 105 and the second pump Z motor 113 are hydraulically connected by a pipe 11.
  • the rotation speed of the second pump / motor 113 in other words, the rotation speed of the ring gear 111 is zero
  • the power transmitted by the hydraulic pressure is zero, and all the power is transmitted to the mechanical mechanism. Conveyed through. Based on the rotation speed of the output shaft 110 at this time,
  • the second pump Z motor 113 receives power through hydraulic pressure and is operated to increase the output shaft 110. Become. At this time, the first pump Z motor 105 works as a pump, the second pump Z motor 113 works as a motor, and the first pump Z motor 105 moves to the second pump Z. Energy flows to the motor 1 1 3 via hydraulic pressure. At this time, as shown by the line segment A-B in Fig. 18 (b), the transmission horsepower of the hydraulic power is on the positive (+) side, and the hydraulic power is the input shaft 102 power and the planetary gear. The flow becomes a forward flow toward the gear mechanism 106.
  • the second pump Z motor 113 receives power from the planetary gear mechanism 106 and rotates in the opposite direction to the case of (1). .
  • the second pump Z motor 113 works as a pump
  • the first pump motor 105 works as a motor
  • the first pump Z motor 105 works as a second pump.
  • the transmission power of the hydraulic power is on the minus (1) side
  • the hydraulic power is transferred from the planetary gear mechanism 106 to the input shaft.
  • the flow is in the direction toward 10 2.
  • the input split type HMT transmission 200 shown in FIG.
  • the planetary gear mechanism 106 is placed on the input shaft 102 side for 1H, and the output shaft 110
  • the first pump is located on the side of the pump.
  • FIG. 19 (a) the same parts and corresponding parts as those in the transmission 100 shown in FIG. 18 (a) are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof is omitted. I decided to.
  • the first pump Z motor 105 acts as a pump, and energy flows from the first pump Z motor 105 to the second pump Z motor 113 via hydraulic pressure.
  • the transmission power of the hydraulic power is on the minus (1) side, and the hydraulic power is transmitted from the output shaft 110 to the planetary gear mechanism 106. The flow is in the opposite direction.
  • the second pump Z motor 113 receives power from the planetary gear mechanism 106 and rotates in the opposite direction to the case (1).
  • the second pump / motor 113 functions as a pump
  • the first pump Z motor 105 functions as a motor
  • the first pump Z motor 105 has a function as the second pump Z motor 113.
  • the transmission horsepower of the hydraulic power is positive (+)
  • the hydraulic power is directed from the planetary gear mechanism 106 to the output shaft 110. It becomes a forward flow.
  • the transmission efficiency of the mechanical section is 95%
  • the transmission efficiency of the hydraulic section is 80% (in general, the transmission efficiency when using a pump motor is low).
  • the rotation of the mechanical unit is increased by 0.5 and the rotation of the hydraulic unit is increased by 0.5 to output 1.5 rotations. And output 0.5 rotation.
  • the one disclosed in the above-mentioned Japanese Patent Application Laid-Open Publication No. 2000-200900, which is cited as a prior art related to the present invention, is obtained by switching a transmission path from a planetary gear mechanism to an output shaft. This avoids the situation where the flow of energy is reversed as described above.
  • the one disclosed in this publication has a complicated configuration of a planetary gear mechanism, and further has a large number of gears that do not participate in energy transmission, so that idling loss increases, and mechanical loss increases.
  • the transmission efficiency of the unit is deteriorated.
  • the transmission is switched by switching the transmission path from the planetary gear mechanism to the output shaft by changing the connection of the clutch.
  • the timing of changing the connection of the clutch is poor, the torque of the output shaft is reduced.
  • the torque loss or a shift shock there is also the problem that the torque drops momentarily, causing a so-called torque loss or a shift shock.
  • the present invention has been made to solve such a problem, and can improve energy efficiency in all speed ranges from a low speed range to a high speed range with an extremely compact device configuration, and can reduce torque loss. Speed change without operability It is intended to provide a device. Disclosure of the invention
  • the transmission according to the present invention firstly comprises:
  • a pump z-motor, the input shaft is connected to a first element of the planetary gear mechanism, the second pump and motor are connected to a second element of the planetary gear, and the output shaft is A transmission connected to the third element of the planetary gear train,
  • a switching mechanism is provided for switching the first pump to selectively connect it to either the input shaft or the output shaft.
  • the first pump when the speed of the output shaft is increased, the first pump is operated by the switching mechanism.
  • an output split type transmission can be obtained.
  • the first pump ⁇ motor is connected to the output shaft side by the switching mechanism
  • an input-split type transmission can be obtained by performing the above switching. Therefore, regardless of the rotation speed of the output shaft, the transmission horsepower of the hydraulic power can always be a positive value, and the flow of the hydraulic power can always be in the forward direction.
  • the power flow is in the opposite direction, so there is no phenomenon of increased loss horsepower due to the reverse flow, and power efficiency is good, and torque is not cut off and operability is good. It has such an excellent effect.
  • the planetary gear mechanism is of a single planet type, the configuration of the planetary gear mechanism can be made extremely simple. Furthermore, since the flow of hydraulic power is always in the right direction, the design bow of the planetary gear mechanism can be reduced, and the size and cost of the entire device can be reduced.
  • an outflow prevention for preventing outflow of pressure oil from the second pump Z motor at the time of switching by the switching mechanism (when the rotation of the second pump Z motor is stopped), an outflow prevention for preventing outflow of pressure oil from the second pump Z motor.
  • stop means are provided. By doing so, it is possible to prevent the hydraulic pressure from rising between the first pump z motor and the second pump / motor at the time of the switching, whereby the second pump Z motor stops rotating when the second pump Z motor stops rotating. It is possible to reliably prevent the efficiency of the pump from dropping due to leakage of pressure oil from the pump Z.
  • At least one of the first pump Z motor and the second pump / motor is divided into a plurality of pump Z motors. In this way, from the direct mode in which power is transmitted only by the mechanical unit, to the hydraulic-mechanical transmission mode in which power is transmitted by both the hydraulic unit and the mechanical unit (
  • HMT mode Improve efficiency by operating only one pump Z motor when operating with small capacity immediately after shifting to HMT mode, and operating two pump Z motors when operating with large capacity. Can be improved.
  • At least one pump / motor of the plurality of divided pump Z motors is connected to the planetary gear mechanism at a reduction ratio different from that of the other pump Z motors. good. By doing so, the speed range that can be changed by each pump Z motor can be changed, and the capacity of Bonhung motor can be further reduced.
  • a part of the plurality of pump Z motors that are divided is replaced by a generator Z motor, and power is transmitted by an electric-mechanical type instead of a hydraulic-mechanical type under a predetermined condition. Preferably, it is performed. In this way, the advantages of the high-density, low-cost hydraulic power transmission and the superior power efficiency of the electric power transmission can be effectively used to further improve efficiency.
  • a one-way rotary motor is used as the first Bonfun motor, and a switching valve is provided for switching the flow of the pressure oil to the one-way rotary pump Z motor so as to always be in a fixed direction.
  • control means is provided for controlling the switching mechanism such that a vehicle speed region where rotation of the second Bonfun motor is stopped is formed at the time of switching by the switching mechanism. In this way, at the time of the switching, all the energy passes through the mechanical section, the capacity of the first pump Z motor 7 becomes 0, and a torque is applied to the first pump Z motor. Not in a state. For this reason, there is no energy flow in the switching portion between the first pump / motor and the input / output shaft, so there is no need to provide a sliding clutch or the like, and the switching can be easily performed.
  • the vehicle speed region in which the rotation of the second pump Z motor is stopped is preferably a region that is equal to or higher than the maximum torque point of the engine and equal to or lower than the rated torque point.
  • control means connects the first pump Z motor to the output shaft in a vehicle speed region below the maximum torque point of the engine, and the first pump Z motor in a vehicle speed region exceeding the rated torque point of the engine.
  • the switching mechanism is controlled so as to connect the input shaft to the input shaft.
  • control means controls the switching mechanism based on a rotation signal of an output shaft of an engine and a rotation signal of an output shaft of the transmission.
  • the transmission according to the present invention secondly comprises:
  • the input shaft is connected to a first element of the planetary gear mechanism
  • the second generator Z motor is connected to a second element of the planetary gear mechanism
  • a third output is provided.
  • a transmission having a shaft connected to a third element of the planetary gear mechanism
  • control means for controlling the switching mechanism is provided such that a vehicle speed region in which rotation of the second generator Z mode is stopped is formed at the time of switching by the switching mechanism.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a transmission according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a sectional view showing a detailed structure of the synchromesh mechanism.
  • FIG. 3 is a transmission horsepower characteristic diagram according to the first embodiment.
  • FIG. 4 is a schematic configuration diagram of a transmission according to a modification of the first embodiment.
  • FIG. 5 is a control block diagram of the transmission according to the first embodiment.
  • FIG. 6 is a traction force-vehicle speed characteristic diagram of the vehicle according to the first embodiment.
  • FIG. 7 is a flowchart showing a control method of the transmission according to the first embodiment.
  • FIG. 8 is a schematic configuration diagram of a transmission according to a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 is a schematic configuration diagram of a transmission according to a third embodiment of the present invention.
  • FIG. 10 is a schematic configuration diagram of a transmission according to a fourth embodiment of the present invention.
  • FIG. 11 is a schematic configuration diagram of a transmission according to a fifth embodiment of the present invention.
  • FIG. 12 is a schematic configuration diagram of a transmission according to a sixth embodiment of the present invention.
  • FIG. 13 is a schematic configuration diagram of a transmission according to a seventh embodiment of the present invention.
  • FIG. 14 is a schematic configuration diagram of a transmission according to an eighth embodiment of the present invention.
  • FIG. 15 is a partial schematic configuration diagram of a transmission according to a ninth embodiment of the present invention.
  • FIG. 16 is a partial schematic configuration diagram of the transmission according to the tenth embodiment of the present invention.
  • FIG. 17 is a partial schematic configuration diagram of the transmission according to the eleventh embodiment of the present invention.
  • Figure 18 is a schematic diagram of the power split type HMT using two pumps Z-motor and (a) and its transmission horsepower characteristic diagram (b).
  • Figure 19 is a schematic configuration diagram (a) of a split-input HMT using two pumps / motors and its transmission horsepower characteristic diagram (b).
  • FIGS. 20 (a) and (b) illustrate the difference in efficiency due to energy flow.
  • FIG. 1 shows a schematic configuration diagram of a transmission according to a first embodiment of the present invention.
  • the present embodiment relates to an example in which the present invention is applied to a transmission of a tracked vehicle such as a bulldozer, but is not limited to this.
  • the first gear 4 is fixed to the input shaft 3 to which the power from the engine 2 is input, and the second gear 5 is combined with the first gear 4.
  • the synchromesh mechanism 6 selectively synchronizes the rotation of the shaft 7a with the rotation of the second gear 5 or the rotation of a fifth gear 17 described later during the switching operation. It is arranged between the fifth gear 17.
  • a planetary gear mechanism 9 for shifting is provided between the input shaft 3 and the intermediate output shaft 8 arranged on the same axis as the input shaft 3.
  • a sun gear 10 of the transmission planetary gear leak 9 is rotatably supported on the input shaft 3, and a planet carrier 12 that supports a plurality of planetary gears 11 is fixed.
  • a large-diameter third gear 13 is connected to the sun gear 10, and a fourth gear 14 is joined to the outer periphery of the third gear 13.
  • the fourth gear 14 is fixed to the shaft 15 a of the second pump Z-motor 15.
  • a ring gear 16 is combined with the outer periphery of the planetary gears 11 and the intermediate output shaft 8 is fixed to the ring gear 16.
  • a fifth gear 17 is engaged with the outer periphery of the ring gear 16, and the fifth gear 17 is rotatably supported on a shaft 7 a of the first pump Z motor 7.
  • the first pump Z motor 7 and the second pump motor 15 are connected via a hydraulic pipe 18.
  • the intermediate output shaft 8 is provided with a single planetary type reverse planetary gear mechanism 19 and a forward planetary gear mechanism 20.
  • the key planetary gear mechanism 19 includes a sun gear 21 fixed to the intermediate output shaft 8, a ring gear 22 located outside the sun gear 21, and interposed between these two gears 21, 22.
  • a planetary gear 23 combined with the two gears 21 and 22 and a planetary carrier 25 which is a carrier of the planetary gear 23 and can be hydraulically braked by a reverse hydraulic clutch 24.
  • the forward planetary gear mechanism 20 includes a sun gear 26 fixed to the intermediate output shaft 8, and a ring gear 2 located outside the sun gear 26 and hydraulically brakeable by a forward hydraulic clutch 27. 8, a planetary gear 29 interposed between the two gears 26, 28 and combined with the two gears 26, 28, and a carrier of the planetary gear 29, which is a reverse planetary gear mechanism 1
  • the planetary carrier 30 is integrally fixed to the nine ring gears 22.
  • the planet carrier 30 is connected to an output shaft 31.
  • the output shaft 31 is connected to a hydraulic steering type steering device 32 disposed on a horizontal axis via a bevel gear.
  • the steering device 32 is connected to the left and right final reduction gears 33, and the power transmitted from the output shaft 31 to the horizontal axis is transmitted through the steering device 32, the final reduction gear 33, and the like. It is transmitted to each of the sprockets that drive the crawler tracks.
  • the synchromesh mechanism 6 is disposed between the second gear 5 and the fifth gear 17, and is integrally formed with the clutch gear 34 a that rotates together with the second gear 5 and the fifth gear 17.
  • An axially movable sleeve 36 and a synchronizer ring 37a which is interposed between the clutch gears 34a, 34b and the sleeve 36 and frictionally engages the clutch gears 34a, 34, respectively.
  • 37b and a synchronizer 38 arranged between the sleeve 36 and the synchronizer rings 37a and 37b.
  • the transmission 1 of the present embodiment when the shaft 7 a of the first pump Z motor 7 is connected to the second gear 5 by the synchromesh mechanism 6, the first pump Z Since the motor 7 is arranged, the output becomes a split-type transmission (see FIG. 18).
  • the shaft 7a of the first pump Z motor 7 is connected to the fifth gear 17 side, the intermediate Output shaft Since the first pump Z motor 7 is arranged on the side 8, an input split type transmission (see FIG. 19) is obtained.
  • the first pump / motor 7 when the rotation speed of the intermediate output shaft 8 is on the speed increasing side, if the shaft 7 a of the first pump / motor 7 is connected to the second gear 5 side, the first pump / motor 7 operates as a pump.
  • the second pump Z motor 15 functions as a motor. Therefore, energy flows through the first pump / motor 7 through the hydraulic pressure to the second pump Z-motor 15, in other words, the hydraulic power flows in the forward direction from the input shaft 3 toward the intermediate output shaft 8. It becomes the flow of.
  • the power from the engine 2 is input to the planet carrier 12 and the power from the second pump Z motor 15 acting as the motor is input to the sun gear 10, and the rotation power of the planet carrier 12 is input to the sun gear 10.
  • the first pump / motor 7 acting as a pump is output to the input shaft (axis 7 a), and the rotational power of the ring gear 16 is output to the intermediate output shaft 8.
  • the first And the second pump / modem 15 works as a pump. Therefore, energy flows via hydraulic pressure to the first pump Z motor 7 from the second pump Z motor 15th power, in other words, hydraulic power is applied in the forward direction from the input shaft 3 to the intermediate output shaft 8 side. It becomes a flow.
  • the power from the engine 2 is input to the planet carrier 12, the power from the first pump Z motor 7, which functions as a motor, is input to the ring gear 16, and the rotational power of the sun gear 10 is input to the pump.
  • the second pump Z which works, is output to the input shaft (axis 15a) of the motor 15 and the rotational power of the ring gear 16 is output to the intermediate output shaft 8.
  • the transmission 1 of the present embodiment when the intermediate output shaft 8 is on the speed increasing side, the transmission is a split output type transmission, and when the intermediate output shaft 8 is on the reduction side, the transmission is an input split type transmission. Therefore, as shown in FIG. 3, the transmission horsepower of the hydraulic power is always positive (+) regardless of the rotation speed of the intermediate output shaft 8, and the flow of the hydraulic power is always in the forward direction. Therefore, the transmission efficiency should be higher than that of the conventional input division type or output division type.
  • the device can have a very simple structure and the operability of the vehicle is improved without running out of torque.
  • the planetary gear mechanism 9 of the present embodiment is a high-rotation type in which the rotation speed of the intermediate output shaft 8 is higher than the rotation speed of the input shaft 3 in the direct mode, the torque of the intermediate output shaft 8 is reduced. Relatively low It is possible to reduce the torque of the difficult-to-change transmission section to achieve a small tongue. Further, according to the planetary gear mechanism 9 of the present embodiment, the pump can be rotated at a high speed, and the pump can be reduced in size.
  • the gear switching described above is performed when the rotation of the second pump Z-motor 15 stops, and at this time, the rotation speeds of the input shaft 3 and the intermediate output shaft 8 depend on the number of teeth of the planetary gear mechanism 9. By And they do not always match. However, since the rotation ratio is constant, it is preferable that the rotation speeds of the second gear 5 and the fifth gear 17 during switching are substantially the same.
  • the gear ratio is determined from the allowable pressure and the allowable rotation speed of the first pump / motor 7. It is set to be changed.
  • FIG. 4 shows a modified example of the transmission according to the first embodiment.
  • a mechanical brake 39 is provided on the shaft 15 a of the second pump Z motor 15.
  • the other points are the same as those of the first embodiment shown in FIG. 1, and therefore, the same reference numerals are given to the drawings, and detailed description thereof will be omitted.
  • Direct rotation in which the rotation of the second pump / motor 15 is stopped regardless of whether the shaft 7a of the first pump / motor 7 is connected to the second gear 5 or the fifth gear 17 In the area, all power is transmitted only through the mechanical part.
  • the capacity of the first pump Z-motor 7 is 0, but in this first pump Z-motor 7, the hydraulic pressure is blocked and the second pump Z-motor 15 rotates. Attempting to stop the motor causes power loss by the amount of pressure oil leaking from the first pump Z motor 7.
  • the mechanical brake 39 is provided on the shaft 15a of the second pump / motor 15, and the mechanical brake 39 is operated in the direct mode.
  • the pump is designed so that no hydraulic pressure is applied between the Z motors 7 and 15.
  • the mechanical brake 39 in this modification corresponds to the outflow prevention means in the present invention.
  • a solenoid type is provided in the middle of the hydraulic piping 18 connecting the first pump / motor 7 and the second pump / motor 15. The leakage of pressure oil from the first pump Z-model 7 may be prevented by inserting a shirt-off valve and closing the shirt-off valve in the direct mode.
  • the output shaft of the engine 2 is provided with an engine speed glue device for detecting the rotation speed of the output shaft, and the differential unit (the planetary gear mechanism 9)
  • the output shaft (intermediate output shaft 8) is provided with a transmission output shaft rotation speed detector for detecting the rotation speed of the output shaft.
  • the engine throttle (not shown) is provided with a throttle position glue for detecting the throttle position of the engine throttle to be operated.
  • the change lever (not shown) is provided with a change lever which is operated.
  • a lever position detector is provided to detect whether one lever position is forward (F), neutral (N), or Zhong (R) and the maximum speed lever command signal.
  • a rotation speed detector for detecting the rotation speed of the shaft 7 a is provided on the shaft 7 a of the first pump Z motor 7, and the rotation speed detector is provided on the shaft 15 a of the second pump Z motor 15.
  • a rotation speed detector for detecting the rotation speed of the shaft 15a is provided.
  • the controller 40 includes a central processing unit (CPU) for executing a predetermined program, a read-only memory (ROM) for storing the program, and various tables. It consists of writable memory as king memory. In this way, the controller 40 performs the arithmetic processing by executing the program based on the above-described engine rotation signal, transmission output shaft rotation signal, throttle signal, lever command signal, and pump Z motor rotation signal. Then, a switching control signal is given to the shift valve 41 that performs clutch switching between the key hydraulic clutch 24 and the forward hydraulic clutch 27.
  • CPU central processing unit
  • ROM read-only memory
  • the servo mechanism 42 for controlling the swash plate angle of the variable displacement type first Bonfun motor 7 and the servo mechanism 43 for controlling the swash plate angle of the variable displacement second Bonfun motor 15 are angle controlled.
  • a signal is provided. Further, the sink A switching signal is given to a switching valve 44 for moving the sleeve 36 in the mouth mesh mechanism 6.
  • the vehicle speed region is divided into three regions in advance.
  • the first area (area (1)) is a direct area in which all of the power transmission of the engine 2 is performed only through the mechanical section, and the engine 2 operates at a rotational speed between the maximum torque point T M and the rated torque point T N or less. It is a rotating vehicle speed region.
  • the second area (area (2)) is an area where the vehicle speed exceeds the area (1)
  • the third area (area (3)) is an area where the vehicle speed is less than the area (1).
  • FIG. 7 is a flowchart illustrating a control method of the transmission according to the first embodiment.
  • step S1 it is determined whether or not the vehicle speed to be glued by the transmission output shaft rotation number is in the region (1). If the determination result in step S1 is YES, the process proceeds to step S2, where the mechanical brake 39 is engaged and the second pump Z motor 15 is stopped. Then, the process proceeds to step S4. If the decision result in the step S1 is NO, proceed to the step S3, release the mechanical brake 39 to make the second pump Z motor 15 rotatable, and then proceed to the step S4 I do. In step S4, it is determined whether or not the vehicle speed has shifted to the area (1) and the area (2).
  • step S4 determines whether or not the vehicle speed has shifted from region (1) to region (3). If the result of the determination in step S6 is YES (that is, if it is determined that the vehicle speed has fallen below the rated torque point T M ), the process proceeds to step S7.
  • step S7 the first pump / motor 7
  • the control norve 44 is controlled so as to be coupled to the fifth gear 17 (the intermediate output shaft 8 side) (that is, the transmission 1 is switched to the input split type), and then the process returns to step S1. If the decision result in the step S6 is NO, the process returns to the step S1 as it is.
  • steps S1, S2, and S3 are not required.
  • the region (1) is a direct region in which all the transmission of the power of the engine 2 is performed only through the mechanical part, and is a region in which the second pump Z motor 15 is not rotated.
  • the capacity of the first pump Z motor 7 is 0, and the shaft 7a is in a free state without transmitting torque. Therefore, whether the first pump Z-motor 7 is connected to the second gear 5 (input shaft 3 side) or the fifth gear 17 (intermediate output shaft 8 side), switching should be performed easily. There is an effect that can be.
  • the switching point between the region (1) and the region (3) is the maximum torque point T M
  • the switching point between the region (1) and the region (2) is the rated torque. Since the point T N is set, the speed range in which the region (1) canopes is wide, and the problem of hunting due to the switching of the synchro mesh field 6 does not occur. That is, in FIG. 6, considering the state in which the vehicle accelerates and reaches the area (2) via the area (3) and the space area (1), the sleeve 36 of the synchromesh mechanism 6 has a vehicle speed of Does not move until reaches the rated torque point T N.
  • the sleeve 36 of the synchromesh mechanism 6 has a vehicle speed at the maximum torque point. Do not move until it reaches T M. Therefore, the synchromesh mechanism 6 does not frequently switch at a specific vehicle speed.
  • the hysteresis characteristic is used for switching between high speed and deceleration. It is effective to have life.
  • the actual vehicle speed is set to a predetermined value at the switching point (point corresponding to TN ).
  • the synchromesh mechanism 6 is switched.On the contrary, when the vehicle shifts from the region (1) to the region (3), the switching is performed when the actual vehicle speed falls below the vehicle speed at the maximum torque point T M by a predetermined amount. Just do it. By doing so, it is possible to prevent the synchromesh mechanism 6 from frequently switching even in the vehicle speed range near the shift point.
  • FIG. 8 is a schematic configuration diagram of a transmission according to a second embodiment of the present invention.
  • the configuration of the transmission planetary gear mechanism 9A is different from that of the first embodiment. Therefore, portions common to the first embodiment are denoted by the same reference numerals in the drawings, and detailed description thereof is omitted (the same applies to the following embodiments).
  • the sun gear 10 is rotatably supported on the input shaft 3 and the ring gear 16 is fixed, and the planetary gear 11 is supported on the intermediate output shaft 8.
  • the planet carrier 12 is fixed, and the fifth gear 17 is joined to the outer periphery of the planet carrier 12.
  • the transmission 1A of the present embodiment when the fineness of the intermediate output shaft 8 is on the speed increasing side, when the shaft 7a of the first pump Z motor 7 is connected to the second gear 5, the engine 2 Power is input to the ring gear 16 and power from the second pump Z motor 15 acting as a motor is input to the sun gear 10, and the power of the sun gear 10 and the ring gear 16 are combined to form a planet.
  • the rotation power of the carrier 12 is output to the intermediate output shaft 8.
  • the rotation of the first pump Z motor ⁇ and the second pump Z motor 15 can be reduced.
  • FIG. 9 is a schematic configuration diagram of a transmission according to a third embodiment of the present invention.
  • a sun gear 10 is fixed to the input shaft 3 and a ring gear 16 is fixed to the intermediate output shaft 8.
  • the gear 17 is combined, and the planetary carrier 12 that supports the planetary gear 11 is connected to the third gear 13.
  • the rotation of the first pump Z motor 7 and the second Bonfun motor 15 is further increased as compared with the transmission planetary gear mechanism 9A of the second embodiment. Low rotation can be achieved.
  • the forward / reverse transmission section has a higher torque.
  • FIG. 10 shows a schematic configuration diagram of a transmission according to a fourth embodiment of the present invention.
  • a sun gear 10 is fixed to the input shaft 3.
  • a planetary carrier 12 that supports the planetary gear 11 is fixed to the intermediate output shaft 8
  • a fifth gear 17 is joined to the outer periphery of the planetary carrier 12, and a third gear is attached to the ring gear 16.
  • Gears 13 are connected.
  • the transmission 1C of the present embodiment when the fineness of the intermediate output shaft 8 is on the speed increasing side, when the shaft 7a of the first pump / motor 7 is connected to the second gear 5, the power from the engine 2 Is transmitted from the sun gear 10 and the gear 5 to the shaft 7 a via the synchromesh mechanism 6, and power is transmitted to the first pump Z motor 7 connected to the shaft 7 a to act as a pump. . Then, power is transmitted from the first Bonfun motor 7 to the second pump / motor 15 acting as a motor via the hydraulic piping 18 via the hydraulic piping 18, and to the ring gear 16 via the shaft 15 a and the gear 14. Is transmitted.
  • part of the power from the engine 2 is transmitted to the sun gear 10 via the shaft 3, and the power transmitted to the ring gear 16 is combined with the planetary gear 11 to be transmitted via the planetary carrier 12.
  • the rotation speed of the intermediate output shaft 8 is on the deceleration side
  • the shaft 7a of the first pump Z-motor 7 is connected to the fifth gear 17 side
  • the power from the engine 2 is transferred to the sun gear 10
  • the input power is transmitted to the second pump Z motor 15 and the planetary carrier 12 acting as a pump via the ring gear 16.
  • the power transmitted to the second pump Z motor 15 is transmitted to the first pump Z motor 7 via the hydraulic piping 18.
  • This power passes from the shaft 7 a through the gear 17 through the sink mesh mechanism 6, is combined with the planetary kyurria 12, and is output to the intermediate output shaft 8.
  • the output torque can be increased, but the transmission section becomes large because the reduction ratio is large.
  • FIG. 11 shows a schematic configuration diagram of a transmission according to a fifth embodiment of the present invention.
  • the transmission planetary gear mechanism 9D of the present embodiment the transmission according to the fourth embodiment is described.
  • a direct coupling clutch 45 that connects the third gear 13 and the ring gear 16 to the input shaft 3 (sun gear 10) is provided.
  • the direct coupling clutch 45 when the direct coupling clutch 45 is in the disengaged state, it operates in the same manner as in the fourth embodiment.
  • the direct coupling clutch 45 when the direct coupling clutch 45 is engaged, the sun gear 10 and the ring gear 16 rotate at the same rotation speed. As a result, the sun gear 10 and the ring gear 16 are interposed between the sun gear 10 and the ring gear 16.
  • the planetary carrier 1 2 performs only one public motion and rotates at the same rotational speed as the sun gear 10 and the ring gear 16. Thus, the rotation of the engine 2 is directly output to the intermediate output shaft 8.
  • the hydraulic pump / "motors 7 and 15 are idle, hydraulic pressure is not transferred between these hydraulic pump Z motors 7 and 15 and only mechanical transmission is performed.
  • the planetary gear mechanism 9D of the present embodiment is a deceleration type in which the rotation speed of the intermediate output shaft 8 is lower than the rotation speed of the input shaft 3 in a direct region where the second pump Z motor 15 is stopped.
  • a second direct region which is transmitted to the intermediate output shaft 8 as it is without decelerating the rotation of the engine 2 to a higher rotation speed, is provided separately from the direct region. And increase the efficiency.
  • FIG. 12 shows a schematic configuration diagram of a transmission according to a sixth embodiment of the present invention.
  • the transmission 1 according to the first embodiment is The output shaft 51 of the one-stage transmission 50 1 force, the horizontal shaft 5 transmitted via the bevel gear 52 It is provided on the left and right steering parts of 3.
  • the reference numeral 54 in the figure denotes a brake device. Also in the present embodiment, the same reference numerals are given to the parts common to the previous embodiments.
  • the running speed of each of the left and right crawler belts is adjusted by making the right and left sprockets different in the spinning speed by each of the left and right transmissions 1, and the vehicle body is turned left and right.
  • the transmissions provided in the left and right steering units are not limited to those of the first embodiment, and may be the transmissions of the second to fifth embodiments (the following embodiments are also applicable). As well).
  • FIG. 13 shows a schematic configuration diagram of a transmission according to a seventh embodiment of the present invention.
  • the pump Z motors 7 and 15 in the first embodiment are connected to a generator.
  • This is an example of an electro-mechanical transmission 1F in which Z motors 7A and 15A are replaced.
  • the drive of each generator Z motor 7A, 15A is controlled by an inverter 56 connected to the battery 55.
  • the efficiency is more advantageous than the hydraulic-mechanical type.
  • FIG. 14 is a schematic configuration diagram of a transmission according to an eighth embodiment of the present invention.
  • the transmission 1G of the present embodiment is a first pump Z motor according to the first embodiment. 7 is divided into two pump Z motors 7 B and 7 C, and the connection of the hydraulic piping between these two pump motors 7 B and 7 C and the second pump motor 15 is switched by a three-way switching valve 5 7 It is configured as follows. That is, when the rotation speed of the intermediate output shaft 8 is on the speed increasing side, if the three-way switching valve 57 is switched to the B position, the bonfunmo 7C is connected to the second bonfun motor 15 and the pump Z With Mo 7C acting as a pump, The bonfun motor 15 of 2 works as a motor.
  • FIG. 15 is a partial schematic configuration diagram of a transmission according to a ninth embodiment of the present invention.
  • the transmission 1H of the present embodiment is characterized in that the first pump / motor 7 uses a one-way rotation type (pulsating specification) pump Z motor.
  • the rotation direction of the first pump / motor 7 may be opposite between the case where the first pump / motor 7 is connected to the input side and the case where the first pump / motor 7 is connected to the output side. For this reason, it is usually necessary to use a bidirectional rotation type (both swing type) as the first pump Z motor 7.
  • a three-way switching valve 58 is arranged in the middle of the hydraulic piping 18 connecting the first pump / motor 7 and the second pump Z motor 15.
  • the three-way switching valve 58 is switched to the A position or the B position according to the switching between the speed increasing side and the decelerating side of the first pump Z motor 7, the first pump / motor It is possible to use a one-way swing type as 7, so that the cost can be reduced.
  • the three-way switching valve 58 if the three-way switching valve 58 is switched to the N position, the first bomb 7 motor 7 and the second pump / motor 15 are shut off in a hydraulic circuit, and the first embodiment The same state as when the mechanical brake 39 in the modification of the embodiment (FIG. 4) is actuated can be obtained. That is, the three-way switching valve 58 also functions as a shut-off valve as the above-described outflow prevention means.
  • FIG. 16 is a partial schematic configuration diagram of the transmission according to the tenth embodiment of the present invention.
  • the transmission 1I of the present embodiment divides the first pump Z motor 7 into two pump Z motors D and 7E, and operates only one pump Z motor during operation with a small capacity. It is characterized by the fact that it has been cut.
  • the first pump Z motor 7 shifts from the direct mode to the hydraulic-mechanical transmission mode (HMT mode)
  • its capacity starts near zero.
  • Pump Z motor capacity is small and efficiency is poor. For this reason, the transmission horsepower by hydraulic pressure is small, but the efficiency of the transmission is considerably reduced.
  • the first pump / motor 7 is divided into two pump Z motors 7D and 7E, and when the capacity is small, the three-way switching valve 59 is set to the A position and The three-way switching valve 60 is set to the B position, and the operation is performed by only one of the two pump motors 7D. If the capacity becomes large, both the two-way switching valves 59, 60 are switched to the A position. Efficiency can be further improved by using the pumps / motors 7D and 7E for operation.
  • each of the pump Z motors 7D and 7E is connected to the planetary gear mechanism 9
  • the speed covered by each of the pump Z motors 7D and 7E can be changed. Since the range can be changed, the capacity of the pump Z motor can be further reduced.
  • the speed range in which canopies are divided can be shared, so that switching between input division and output division can be reduced.
  • the first pump / motor 7 is described as being divided into two parts, but the second pump / motor 7 may be divided into two parts, thereby obtaining the same operation and effect as described above. be able to.
  • FIG. 17 is a partial schematic configuration diagram of the transmission according to the eleventh embodiment of the present invention.
  • the transmission 1J of the present embodiment is configured to transmit power by hydraulic pressure using two pump Z motors 7 and 15, and to electrically use two generator nomors 7A and 15A. It is characterized by the fact that it is further divided into parts that reduce power and that these are used together. Hydraulic power transmissions have the advantage of high power density and low cost, but they are not as efficient as electric power transmissions. Therefore, taking into account the characteristics of both, the three-way switching valve 61 is switched, and both power transmission devices are appropriately switched by the inverters 56 ⁇ and 56 6 connected to the battery 55. Try to drive;

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Abstract

極めてコンパクトな装置構成で、低速域から高速域にわたる全ての速度域においてエネルギー効率を高めることができるとともに、トルク切れがなく操作性を向上させることを目的とし、入力軸3と、中間出力軸8と、遊星歯車機構9と、第1のポンプ/モータ7と、この第1のポンプ/モータ7に接続される第2のポンプ/モータ15とを備え、入力軸3を遊星歯車機構9の第1要素(遊星キャリア12)に連結し、第2のポンプ/モータ15を遊星歯車機構9の第2要素(サンギア19)に連結し、中間出力軸8を遊星歯車機構9の第3要素(リングギア16)に連結し、第1ポンプ/モータ7を入力軸3または中間出力軸8のいずれかに選択的に連結するように切換える切換え機構(シンクロメッシュ機構6)を設ける構成とする。

Description

明細書
変速装置 技術分野
本発明は、 ポンプ/モータもしくはジェネレータノモータと遊星歯車機構とを組み 合わせてなる油圧一機械式もしくは電気一機械式変速装置に関するものである。 背景賺
¾έ*、 油圧式の変速装置として、 エンジンからの入力パワーの全部を油圧に変換し てィ Siする純油圧式の変速装置 （ハイド口スタティックトランスミッション； H S T
) と、 入力パワーの一部を油圧に伝達するとともに、 残部を機械的に伝達する油圧— 機械式 （動力分割式） の変速装置 ひ、イド口メカニカルトランスミッション； HMT ) が知られている。 このうち、 後者の変速装置 (HMT) は、 機械的動力の一部を油 圧動力に変換すれば良ぐ 機械的動力の伝達効率が高いことから、 前者の変速装置 ( H S T) に比べて高効率を達成することができるという禾 IJ点を有しており、 ブルド一 ザ、 ホイールローダといった負荷変動の激しい車両に対して理想的な変速機と言われ て一部車両で採用されている。
前記油圧—機械式変速装置 (HMT) の代表的なものとして、 その無段変速特性を 遊星歯車機構により達成するようにしたものがある。 すなわち、 遊星歯車機構のサン ギア、 プラネタリギアを備えたキャリアおよびリングギアの三要素のうちの第 1要素 を入力軸に、 第 2要素を出力軸にそれぞれ結合するとともに、 第 3要素を油圧ポンプ もしくは油圧モータに結合し、 この油圧ポンプもしくは油圧モータの回転速度を変化 させて出力軸の回転速度を変ィ匕させるように構成されたものである。
この HMTは、 前記遊星歯車機構に連結した油圧ポンプもしくは油圧モータと油圧 回路により接続される他の油圧ポンプもしくは油圧モ一夕を、 変速装置の入力軸と回 転比一定で連結する出力分割型のものと、 前記遊星歯車機構に連結した油圧ポンプも しくは油圧モータと油圧回路により接続される他の油圧ポンプもしくは油圧モ一タを
、 変速装置の出力軸と回転比一定で連結する入力分割型のものの 2形式があり、 さら に両形式共に、 油圧ポンプ、 油圧モ一夕および入出力軸を遊星歯車機構の三要素のう ちのいずれに結合するかによって各 6タイプ、 計 1 2タイプの 的組み合わせがあ る。
なお、 本発明に関連する先行技術として、 特開 2 0 0 1— 2 0 0 9 0 0号公報に開 示されたものがある。 この公報に開示されたトランスミッションは、 油圧トランスミ ッシヨンと、 プラネタリギア機構 （遊星歯車機構） を有する機械式トランスミツショ ンとを含み、 油圧卜ランスミツションが機械式トランスミッションにより駆動され、 相互作用して、 広い範囲の作動状態にわたって高効率で作動するように構成されたも のである。
次に、 前記従来の出力分割型 HMTに関し、 2つのポンプ Zモ一夕 （ポンプにもモ —夕にもなるという意味） を用いた変速装置について図 1 8 ( a) を参照しつつ説明 する。 この変速装置 1 0 0においては、 エンジン 1 0 1からの動力が入力される入力 軸 1 0 2に第 1ギア 1 0 3が固定され、 この第 1ギア 1 0 3に嚙合される第 2ギア 1 0 4が第 1のポンプ Zモ一タ 1 0 5の軸 1 0 5 aに固定されている。 また、 前記入力 軸 1 0 2には遊星歯車機構 1 0 6のサンギア 1 0 7が固定され、 このサンギア 1 0 7 の外周に複数のプラネ夕リギア 1 0 8が嚙合されるとともに、 各ブラネタリギア 1 0 8が遊星キヤリア 1 0 9に軸支され、 この遊星キヤリア 1 0 9に出力軸 1 1 0が固定 されている。 さらに、 前記プラネタリギア 1 0 8群の外周にリングギア 1 1 1が嚙合 され このリングギア 1 1 1の外周に第 3ギア 1 1 2が嚙合され、 この第 3ギア 1 1 2が第 2のポンプ Zモ一夕 1 1 3の軸 1 1 3 aに固定されている。 ここで、 第 1のポ ンフンモータ 1 0 5と第 2のポンプ Zモータ 1 1 3とは配管 1 1 により油圧接続さ れている。 このような構成において、 第 2のポンプ/モータ 1 1 3の回転速度、 言い換えれば リングギア 1 1 1の回転速度が 0のときには、 油圧により伝達される動力は 0となり 、 動力は全て機械機構を介して伝達される。 このときの出力軸 1 1 0の回転速度を基 準にすると、
( 1 ) 出力軸 1 1 0が増速されるときには、 第 2のポンプ Zモータ 1 1 3は油圧を通 して動力を受け取って出力軸 1 1 0を増速する側に作動されることになる。 このとき 、 第 1のポンプ Zモータ 1 0 5はポンプの働きをし、 第 2のポンプ Zモータ 1 1 3は モータの働きをし、 第 1のポンプ Zモータ 1 0 5から第 2のポンプ Zモータ 1 1 3へ 油圧を介してエネルギーが流れる。 このとき、 図 1 8 (b) 中の線分 A— Bで示され るように、 油圧パワーの伝達馬力はプラス （+) 側となって、 油圧パワーは入力軸 1 0 2力、ら遊星歯車機構 1 0 6へ向かう順方向の流れとなる。
( 2 ) 出力軸 1 1 0が減速されるときには、 第 2のポンプ Zモータ 1 1 3は遊星歯車 機構 1 0 6より動力を受け取って前記 ( 1 ) の場合と反対方向に回転することになる 。 このとき、 この第 2のポンプ Zモータ 1 1 3はポンプの働きをし、 第 1のポンフン モータ 1 0 5はモータの働きをし、 第 1のポンプ Zモ一夕 1 0 5には第 2のポンプ Z モ一タ 1 1 3より油圧を介してエネルギーが流れる。 このとき、 図 1 8 (b) 中の線 分 A—Cで示されるように、 油圧パワーの伝達馬力はマイナス （一） 側となって、 油 圧パワーは遊星歯車機構 1 0 6から入力軸 1 0 2側へ向かう 向の流れとなる。 一方、 図 1 9 ( a) に示される入力分割型 HMT (変速装置 2 0 0 ) においては、 入力軸 1 0 2側に遊星歯車機構 1 0 6が 1H置されるとともに、 出力軸 1 1 0側に第 1 のポンプ Ζモ一夕 1 0 5が ¾己置されている。 なお、 この図 1 9 ( a) において、 図 1 8 ( a) に示される変速装置 1 0 0と同一部分および対応する部分には図に同一符号 を付すに止めて、 その詳細な説明を省略することとする。
この入力分割型の変速装置 2 0 0において、
( 1 ) 出力軸 1 1 0が増速されるときには、 第 2のポンプ Zモータ 1 1 3はモ一夕の 働きをし、 第 1のポンプ Zモータ 105はポンプの働きをし、 第 1のポンプ Zモータ 105から第 2のポンプ Zモータ 113へ油圧を介してエネルギーが流れる。 このと き、 図 19 (b) 中の線分 A— Dで示されるように、 油圧パワーの伝達馬力はマイナ ス （一） 側となって、 油圧パワーは出力軸 110から遊星歯車機構 106へ向かう逆 方向の流れとなる。
(2) 出力軸 110が減速されるときには、 第 2のポンプ Zモータ 113は遊星歯車 機構 106より動力を受け取って前記 (1) の場合と反対方向に回転することになる 。 このとき、 この第 2のポンプ/モータ 113はポンプの働きをし、 第 1のポンプ Z モー夕 105はモータの働きをし、 第 1のポンプ Zモータ 105には第 2のポンプ Z モータ 113より油圧を介してエネルギーが流れる。 このとき、 図 19 (b) 中の線 分 A— Eで示されるように、 油圧パワーの伝達馬力はプラス （+) 側となって、 油圧 パワーは遊星歯車機構 106から出力軸 110側へ向かう順方向の流れとなる。 このように、 出力分割型または入力分割型のいずれの変速装置においても、 増速側 と減速側とで順方向のエネルギー流れと逆方向のエネルギー流れとが生じることにな る。 この場合のエネルギーの伝達効率について、 図 18に示される出力分割型の変速 装置 100を例にとって、 以下に考察することとする。 ここで、 機械部の伝達効率を 95%、 油圧部の伝達効率を 80%とする （一般に、 ポンプーモータを用いる場合の 伝達効率は低い） 。 なお、 比較を容易にするために、 機械部での回転 1に対して、 油 圧部で 0. 5増速して 1. 5の回転を出力する場合と、 油圧部により 0. 5減速して 0. 5の回転を出力する場合とを対比して考える。
油圧パワーの流れが順方向の場合には、 図 20 (a) に示されるようになる。 ェン ジン 101から得られる 1. 0のエネルギーはその 1Z3 (=0. 5/1. 5) であ る 0. 333が増速のために油圧部へと流れる。 出力軸 110では、 機械部から 0. 633 (=0. 667X 0. 95) のエネルギーが伝達されるとともに、 油圧部か ら 0. 267 (=0. 333X0. 8) のエネルギーが伝達される。 この結果、 全 体効率は 0. 9 ( 0. 6 3 3 + 0. 2 6 7 ) となる。 これに対して、 油圧パワーの流 れが逆方向の場合には、 図 2 0 (b) に示されるようになる。 減速のために機械部か ら油圧部に伝達されるエネルギーを Eとすると、 機械部出口側の分配前のエネルギー は 2 Eであり、 次式力 S得られる。
( ( 1 + 0. 8 E) X 0. 9 5 ) = 2 E (式 1 )
この式 1より E= 0. 7 6 6が得られ、 全体効率は 0. 7 6 6となる。
以上のように、 油圧パワーの流れが 向である場合には、 各要素に大きなェネル ギ一の流れが生じることになり、 効率が悪化する。 言い換えれば、 油圧エネルギーの 流れは順方向の方が優れていることになる。 また、 図 2 0 ( a) (b) からも明らか なように、 エネルギー流れが »向の部分を有していると、 機械部の通過エネルギー が大きくなるために、 遊星歯車機構を大型化する必要があって、 コスト面においても 不利になってしまう。
なお、 本発明に関連する先行技術として挙げた前記特開 2 0 0 1— 2 0 0 9 0 0号 公報に開示されたものは、 遊星歯車機構から出力軸への伝達経路を薩切換えること によって前述のようなエネルギーの流れが逆方向となる状態を回避している。 しかし 、 この公報に開示されたものは、 遊星歯車機構の構成が複雑であり、 さらに、 ェネル ギ一伝達に関与しない歯車も多数嚙み合わさざるを得ないことにより空転ロスが大き くなり、 機械部の伝達効率も悪くなつてしまうという問題点がある。 また、 前記公報 に開示されたものは、 クラツチのつなぎ換えにより遊星歯車機構から出力軸への伝達 経路を切換えて変速を行うが、 このクラッチのつなぎ換えのタイミングが悪いと、 出 力軸のトルクが一瞬落ち込む所謂トルク切れを起したり、 変速ショックが生じてしま うという問題点もある。
本発明は、 このような問題点を解消するためになされたもので、 極めてコンパクト な装置構成で、 低速域から高速域にわたる全ての速度域においてエネルギー効率を高 めることができるとともに、 トルク切れがなく操作性を向上させることのできる変速 装置を提供することを目的とするものである。 発明の開示
前記目的を達成するために、 本発明による変速装置は、 第 1に、
入力軸と、 出力軸と、 これら入力軸と出力軸との間に介挿される遊星歯車機構と、 第 1のポンプ/モータと、 この第 1のポンプ Zモ一夕に接続される第 2のポンプ zモ —夕とを備え、 前記入力軸を前記遊星歯車機構の第 1要素に連結し、 前記第 2のボン プ,モータを前記遊星歯 の第 2要素に連結し、 前記出力軸を前記遊星歯車搬冓 の第 3要素に連結してなる変速装置であって、
前記第 1ポンプ Ζモ一夕を前記入力軸または前記出力軸のいずれかに選択的に連結 するように切換える切換え機構を設けることを特徴とするものである。
本発明によれば、 出力軸が増速されるときには、 切換え機構によって第 1のポンプ
/モータを入力軸側に連結するように切換えることで出力分割型の変速装置を得るこ とができ、 出力軸が減速されるときには、 切換え機構によって第 1のポンプ Ζモータ を出力軸側に連結するように切換えることで入力分割型の変速装置を得ることができ る。 したがって、 出力軸の回転速度に拘わらず油圧パワーの伝達馬力を常に正値にす ることができて油圧パワーの流れを常に順方向にすることができる。 こうして、 Wk の入力分割型もしくは出力分割型のものに比べてパワーの流れが逆方向であることか らくるロス馬力の増大という現象がなくパワー効率が良く、 しかもトルク切れがなく 操作性が良いといった優れた効果を有している。 また、 遊星歯車機構は一遊星方式で あるので、 この遊星歯車機構を極めて簡素な構成にすることができる。 さらに、 油圧 パワーの流れが常に 向であるので、 遊星歯車機構の設計弓娘を低くすることがで きることになり、 装置全体の小型化と低コスト化を図ることができる。
本発明において、 前記切換え機構による切換え時 （第 2のポンプ Zモー夕の回転が 停止している時） に、 前記第 2のポンプ Zモータからの圧油の流出を防止する流出防 止手段が設けられるのが好ましい。 こうすることで、 前記切換え時に第 1のポンプ z モータと第 2のポンプ/モータとの間に油圧が立つのを防止することができ、 これに よって第 2のポンプ Zモータの回転停止時に第 1のポンプ Zモ一夕からの圧油の漏れ が発生して効率が低下するのを確実に防ぐことができる。
また、 前記第 1のポンプ Zモータまたは前記第 2のポンプ/モ一夕の少なくともい ずれか一方が、 複数個のポンプ Zモータにより分割して構成されるのが好ましい。 こ のようにすれば、 機械部のみにより動力が伝達されるダイレクトモ一ドから、 油圧部 および機械部の双方により動力が伝達される油圧一機械トランスミツションモード （
HMTモード） に移行した直後の小容量での運転時には 1個のポンプ Zモータのみを 運転させ、 大容量となったときには 2個のポンプ Zモー夕を運転するようにすること で、 効率をより向上させることができる。
この場合、 前記分割して構成される複数個のポンプ Zモー夕のうちの少なくとも 1 つのポンプ/モータは、 他のポンプ Zモー夕と異なる減速比で前記遊星歯車機構に連 結されるのが良い。 こうすることで、 各ポンプ Zモータによりカノ一される速度範囲 を変えることができ、 ボンフンモー夕の容量をより小さくすることができる。
また、 前記分割して構成される複数個のポンプ Zモータの一部がジェネレータ Zモ 一夕に置き換えられ、 所定の条件下で油圧一機械併用型に代えて電気—機械併用型で 動力が伝達されるのが好適である。 こうすることで、 パワーデンシティが高く、 低コ ストな油圧式動力伝達装置と、 効率面で優れた電気式動力伝達装置のそれぞれの長所 を有効活用して、 より効率向上を図ることができる。
前記各発明において、 前記第 1のボンフンモータとして一方向回転型のものが用い られ、 この一方向回転型ポンプ Zモ一夕への圧油の流れが常に一定方向になるように 切換える切換え弁が設けられるのが好ましい。 このようにすると、 低コストである一 方向回転型のポンプ Zモータを効果的に禾 U用して装置全体のコストダウンを図ること ができる。 本発明において、 前記切換え機構による切換え時に、 前記第 2のボンフンモータの 回転が停止される車速領域が形成されるように前記切換え機構を制御する制御手段が 設けられるのが好ましい。 このようにすれば、 前記切換え時に全エネルギーは機械部 を通過することとなって、 第 1のポンプ Zモ一タ 7の容量は 0となり、 この第 1のポ ンプ Zモータにはトルクがかかっていない状態になる。 このため、 第 1のポンプ/モ 一夕の入出力軸との切換え部にエネルギーの流れがないので滑りクラツチ等を設ける 必要がなく、 その切換えを容易に行うことができる。
ここで、 前記第 2のポンプ Zモ一夕の回転が停止される車速領域は、 エンジンの最 大トルク点以上で定格トルク点以下の領域であるのが良い。 こうすることで、 ェンジ ン回転の広い範囲で第 2のポンプ Zモータの回転を停止させることができるので、 切 換えをよりスムーズ〖こ行うことができるとともに、 広い車速範囲で機械部のみの を行うため、 伝達効率が非常に良くなる。
また、 前記制御手段は、 前記エンジンの最大トルク点未満の車速領域において前記 第 1のポンプ Zモータを前記出力軸に連結し、 前記エンジンの定格トルク点を越える 車速領域において第 1のポンプ Zモータを前記入力軸に連結するように前記切換え機 構を制御するものであるのが良い。
さらに、 前記制御手段は、 エンジンの出力軸の回転信号と、 当該変速装置の出力軸 の回転信号とに基づいて前記切換え機構を制御するものであるのが良い。
次に、 本発明による変速装置は、 第 2に、
入力軸と、 出力軸と、 これら入力軸と出力軸との間に介挿される遊星歯車機構と、 第 1のジェネレータ Zモ一夕と、 この第 1のジェネレータ/モー夕に接続される第 2 のジエネレ一タ モ一夕とを備え、 前記入力軸を前記遊星歯車機構の第 1要素に連結 し、 前記第 2のジェネレータ Zモータを前記遊星歯車機構の第 2要素に連結し、 編 3 出力軸を前記遊星歯車機構の第3要素に連結してなる変速装置 あって、
前記第 1ジエネレー夕 Zモータを前記入力軸または出力軸のいずれかに選択的に連 結するように切換える切換え機構を設けることを特徴とするものである。
本発明によれば、 前記油圧—機械式変速装置と同様の作用効果を奏するほか、 油圧 一機械式のものに比べて、 効率面でより有利な変速装置を得ることができる。
本発明において、 前記切換え機構による切換え時に、 前記第 2のジェネレータ Zモ —夕の回転が停止される車速領域が形成されるように前記切換え機構を制御する制御 手段が設けられるのが好ましい。 これによつて、 前述したものと同様、 切換え部にェ ネルギ一の流れがなく、 切換えを容易に行うことができる。 図面の簡単な説明
図 1は、 本発明の第 1の実施形態に係る変速装置の概略構成図である。
図 2は、 シンクロメッシュ機構の詳細構造を示す断面図である。
図 3は、 第 1の実施形態による伝達馬力特性図である。
図 4は、 第 1の実施形態の変形例に係る変速装置の概略構成図である。
図 5は、 第 1の実施形態に係る変速装置の制御プロック図である。
図 6は、 第 1の実施形態における車両の牽引力—車速特性線図である。
図 7は、 第 1の実施形態に係る変速装置の制御方法を示すフローチヤ一トである。 図 8は、 本発明の第 2の実施形態に係る変速装置の概略構成図である。
図 9は、 本発明の第 3の実施形態に係る変速装置の概略構成図である。
図 1 0は、 本発明の第 4の実施形態に係る変速装置の概略構成図である。
図 1 1は、 本発明の第 5の実施形態に係る変速装置の概略構成図である。
図 1 2は、 本発明の第 6の実施形態に係る変速装置の概略構成図である。
図 1 3は、 本発明の第 7の実施形態に係る変速装置の概略構成図である。
図 1 4は、 本発明の第 8の実施形態に係る変速装置の概略構成図である。
図 1 5は、 本発明の第 9の実施形態に係る変速装置の部分概略構成図である。 図 1 6は、 本発明の第 1 0の実施形態に係る変速装置の部分概略構成図である。 図 1 7は、 本発明の第 1 1の実施形態に係る変速装置の部分概略構成図である。 図 1 8は、 2つのポンプ Zモー夕を用いた出力分割型 HMTの概略構成図 （a) お よび、その伝達馬力特性図 （b) である。
図 1 9は、 2つのポンプ/モータを用いた入力分割型 HMTの概略構成図 （a) お よびその伝達馬力特性図 （b) である。
図 2 0 ( a) (b) は、 エネルギー流れによる効率面での差を説明する図である。 発明を実施するための最良の形態
次に、 本発明による変速装置の具体的な実施の形態について、 図面を参照しつつ説 明する。
(第 1の実施形態）
図 1には、 本発明の第 1の実施形態に係る変速装置の概略構成図が示されている。 本実施形態は、 ブルドーザ等の装軌式車両の変速装置に適用された例に関するもので あるが、 勿論、 これに限定されるものではない。
本実施形態の変速装置 1においては、 エンジン 2からの動力が入力される入力軸 3 に第 1ギア 4が固定され、 この第 1ギア 4に第 2ギア 5が嚙合され、 この第 2ギア 5 がシンクロメッシュ機構 6を介して第 1のポンプ Zモ一タ 7の軸 7 aに結合できるよ うにされている。 このシンクロメッシュ機構 6は、 切換え操作時に軸 7 aの回転と第 2ギア 5の回転または後述の第 5ギア 1 7の回転とを選択的に同期させるもので、 こ れら第 2ギア 5と第 5ギア 1 7との間に配されている。
前記入力軸 3とその入力軸 3と同一軸線上に並ぶ中間出力軸 8との間には変速用遊 星歯車機構 9が ¾己されている。 そして、 前記入力軸 3には、 この変速用遊星歯車漏 9のサンギア 1 0が回転自在に支承されるとともに、 複数のプラネタリギア 1 1を軸 支する遊星キャリア 1 2が固定されている。 また、 前記サンギア 1 0には大径の第 3 ギア 1 3がー体結合され、 この第 3ギア 1 3の外周に第 4ギア 1 4が嚙合され、 この 第 4ギア 1 4が第 2のポンプ Zモ一夕 1 5の軸 1 5 aに固定されている。 さらに、 前 記プラネ夕リギア 1 1群の外周にはリングギア 1 6が嚙合され、 このリングギア 1 6 に中間出力軸 8が固定されている。 また、 前記リングギア 1 6の外周には第 5ギア 1 7が嚙合され、 この第 5ギア 1 7が前記第 1のポンプ Zモー夕 7の軸 7 aに回転自在 に軸支されている。 ここで、 前記第 1のポンプ Zモータ 7と第 2のボンフンモータ 1 5とは油圧配管 1 8を介して接続されている。
一方、 前記中間出力軸 8にはシングルプラネタリ型の後進用遊星歯車機構 1 9およ び前進用遊星歯車機構 2 0が設けられている。 前記鍵用遊星歯車機構 1 9は、 中間 出力軸 8に固定されるサンギア 2 1と、 このサンギア 2 1の外側に位置するリングギ ァ 2 2と、 これら両ギア 2 1， 2 2間に介在されて両ギア 2 1 , 2 2に嚙合される遊 星ギア 2 3と、 この遊星ギア 2 3のキャリアであって後進用油圧クラッチ 2 4により 油圧制動可能な遊星キャリア 2 5とにより構成されている。 また、 前記前進用遊星歯 車機構 2 0は、 中間出力軸 8に固定されるサンギア 2 6と、 このサンギア 2 6の外側 に位置して前進用油圧クラッチ 2 7により油圧制動可能なリングギア 2 8と、 これら 両ギア 2 6 , 2 8間に介在されて両ギア 2 6， 2 8に嚙合される遊星ギア 2 9と、 こ の遊星ギア 2 9のキヤリァであって後進用遊星歯車機構 1 9のリングギア 2 2と一体 固定される遊星キャリア 3 0とにより構成されている。
また、 前記遊星キヤリア 3 0は出力軸 3 1に連結され、 この出力軸 3 1はべべルギ ァを介して横軸に配された油圧操向方式の操向装置 3 2に連結されている。 そして、 この操向装置 3 2は左右の終減速装置 3 3に連結され 出力軸 3 1から横軸に伝達さ れた動力は操向装置 3 2および終減速装置 3 3等を介して左右の履帯を駆動するスプ ロケットにそれぞれ伝達される。
次に、 前記シンクロメッシュ機構 6の詳細構造を図 2によって説明する。 このシン クロメッシュ機構 6は、 第 2ギア 5と第 5ギア 1 7との間に配され、 第 2ギア 5と一 体に回転するクラッチギア 3 4 aと、 第 5ギア 1 7と一体に回転するクラッチギア 3 4 bと、 第 1のポンプ Zモー夕 7の軸 7 aにスプライン嵌合されたボス部を有するク ラッチハブ 3 5と、 このクラッチハブ 3 5の外周面にスプライン嵌合され、 軸 7 aの 軸線方向に移動できるスリーブ 3 6と、 クラッチギア 3 4 a, 3 4 bとスリーブ 3 6 との間にそれぞれ介挿されてクラツチギア 3 4 a, 3 4 に摩擦係合するシンクロナ ィザリング 3 7 a， 3 7 bと、 スリーブ 3 6とシンクロナイザリング 3 7 a， 3 7 b との間に配されるシンクロナイザキ一 3 8等を備えて構成されている。
このシンクロメッシュ機構 6においては、 前記スリーブ 3 6を軸 7 aの軸線方向に 矢印 P方向に移動させると、 シンクロナイザキ一 3 8がシンクロナイザリング 3 7 a に押し付けられ、 このシンクロナイザリング 3 7 aがクラッチギア 3 4 aに摩擦係合 する。 これによりシンクロナイザリング 3 7 aとクラッチギア 3 4 aとの回転速度が 同期して両者は一体に回転する。 この後、 スリーブ 3 6を更に移動させると、 このス リ一ブ 3 6のスプライン溝がシンクロナィザリング 3 7 aのドッグ歯に接触し始めて シンクロナィザリング 3 7 aとスリ一ブ 3 6との同期作用が開始し、 スリーブ 3 6の スプライン溝がシンクロナイザリング 3 7 aのドッグ歯に完全に嚙み合った時点でス リーブ 3 6と第 2ギア 5との同期が完了する。 こうして、 スリーブ 3 6と第 2ギア 5 との回転速度差が解消され、 このスリ一ブ 3 6がシンクロナィザリング 3 7 aのドッ グ歯の間を通じてクラッチギア 3 4 aのドッグ歯と嚙み合い、 クラッチハブ 3 5と第 2ギア 5とがスリ一ブ 3 6を介して一体結合され、 軸 7 aの回転駆動力が第 2ギア 5 に伝達される。 なお、 スリーブ 3 6を軸 7 aの軸線方向に矢印 Q方向に移動させたと きには、 同様にしてクラッチ八ブ 3 5と第 5ギア 1 7とがスリーブ 3 6を介して一体 結合され、 軸 7 aの回転駆動力が第 5ギア 1 7に伝達される。
本実施形態の変速装置 1によれば、 シンクロメッシュ機構 6により第 1のポンプ Z モ一タ 7の軸 7 aを第 2ギア 5側に連結したときには、 入力軸 3側に第 1のポンプ Z モータ 7が配置されることになるので出力分割型の変速装置 （図 1 8参照） となり、 第 1のポンプ Zモ一タ 7の軸 7 aを第 5ギア 1 7側に連結したときには、 中間出力軸 8側に第 1のポンプ Zモータ 7が配置されることになるので入力分割型の変速装置 ( 図 1 9参照） となる。
すなわち、 中間出力軸 8の回転速度が増速側のとき、 第 1のポンプ/モータ 7の軸 7 aを第 2ギア 5側に連結すると、 この第 1のポンプ/モータ 7はポンプの働きをし 、 第 2のポンプ Zモータ 1 5はモータの働きをする。 したがって、 第 1のポンプ/モ —タ 7力ゝら第 2のポンプ Zモータ 1 5へ油圧を介してエネルギーが流れる、 言い換え れば油圧パワーは入力軸 3から中間出力軸 8側へ向かう順方向の流れとなる。 こうし て、 エンジン 2からの動力が遊星キャリア 1 2に、 モータの働きをする第 2のポンプ Zモータ 1 5からの動力がサンギア 1 0にそれぞれ入力され、 遊星キヤリア 1 2の回 転動力がポンプの働きをする第 1のポンプ/モータ 7の入力軸 （軸 7 a) へ出力され 、 リングギア 1 6の回転動力が中間出力軸 8へ出力される。
一方、 中間出力軸 8の回転速度が減速側のとき、 第 1のポンプ/モータ 7の軸 7 a を第 5ギア 1 7側に連結すると、 この第 1のボンフンモー夕 7はモ一夕の働きをし、 第 2のポンプ/モ一夕 1 5はポンプの働きをする。 したがって、 第 2のポンプ Zモ一 夕 1 5力ゝら第 1のポンプ Zモータ 7へ油圧を介してエネルギーが流れる、 言い換えれ ば油圧パワーは入力軸 3から中間出力軸 8側へ向かう順方向の流れとなる。 こうして 、 エンジン 2からの動力が遊星キャリア 1 2に、 モ一夕の働きをする第 1のポンプ Z モータ 7からの動力がリングギア 1 6にそれぞれ入力され、 サンギア 1 0の回転動力 がポンプの働きをする第 2のポンプ Zモ一夕 1 5の入力軸 （軸 1 5 a) へ出力され、 リングギア 1 6の回転動力が中間出力軸 8へ出力される。
以上のように、 本実施形態の変速装置 1によれば、 中間出力軸 8が増速側のときに は出力分割型の変速装置となり、 逆に減速側のときには入力分割型の変速装置になる ので、 図 3に示されるように、 油圧パヮ一の伝達馬力は、 中間出力軸 8の回転速度に 拘わらず常にプラス （+) 側となり、 油圧パワーの流れは常に順方向となる。 したが つて、 従来の入力分割型もしくは出力分割型のものに比べて伝達効率を高くすること 4
ができるほか、 機械部 （遊星歯車機構） の設計弓艘を低くすることができて、 装置全 体の小型化と低コスト化を図ることができる。 しかも、 機械的な切換えを行う部分は シンクロメッシュ機構 6のみであり、 遊星歯車機構 9も一遊駄式であるため、 tff|3 特開 2 0 0 1 - 2 0 0 9 0 0号公報のものと比較して、 装置を極めて簡素な構造にで きる上に、 トルク切れなどが発生することがなく車両の操作性も良くなる。
ところで、 第 1のポンプ Zモータ 7の軸 7 aとの結合を第 2ギア 5と第 5ギア 1 7 との間で切換えることにより、 出力分割型と入力分割型との切換えが行われるが、 第 1のポンプ/モータ 7の軸 7 aが第 2ギア 5と第 5ギア 1 7のいずれに結合している かに関わらず、 第 2のポンプ Zモータ 1 5の回転が停止している状態では動力はすべ て機械部のみを通じて伝達される （以下、 この状態 （領域） を 「ダイレクトモード （ ダイレクト領域） 」 という。 ） 。
本実施形態の遊星歯車機構 9は、 ダイレクトモードにおいて、 入力軸 3の回転数よ りも中間出力軸 8の回転数の方が高くなる高回転型であるため、 中間出力軸 8のトル クが比較的低ぐ 前難変速部を低トルクにして小酣匕を図ることができる。 また、 本実施形態の遊星歯車機構 9によれば、 ポンプ回転を高回転化してポンプの小型ィ匕を 図ることができる。
また、 本実施形態の変速装置 1において、 シンクロメッシュ機構 6により第 1のポ ンプ/モータ 7の軸 7 aとの結合を第 2ギア 5と第 5ギア 1 7との間で切換える際に は、 動力はすべて機械部のみを通じて伝達される状態 (ダイレクトモード) にあり、 第 2のポンプ/モータ 1 5は停止している。 このとき、 第 1のポンプ/モー夕 7の容 量は 0になっていて、 この第 1のポンプ/モータ 7の軸 7 aにはトルクがかかってい ない状態にある。 このため、 このギアの切換え時に切換え部にエネルギーの流れがな いので滑りクラツチ等を設ける必要がなく、 その切換えを容易に行うことができる。 なお、 前述のギアの切換えは第 2のポンプ Zモ一夕 1 5の回転が停止したときに行 われるが、 このとき入力軸 3と中間出力軸 8の回転速度は遊星歯車機構 9の歯数によ つて変わり、 必ずしも一致していない。 しかし、 回 度比は一定であるので、 第 2 ギア 5と第 5ギア 1 7において切換え時に回転速度がほぼ一致するようにしておくの が好適である。 なお、 第 1のポンプ/モータ 7の軸 7 aが第 2ギア 5と第 5ギア 1 7 に接続される際に、 この第 1のポンプ/モータ 7の許容圧力および許容回転速度から ギア比を変えられるように設定されている。
図 4には、 第 1の実施形態に係る変速装置の変形例が示されている。 この例では、 第 2のポンプ Zモ一夕 1 5の軸 1 5 aにメカニカルブレーキ 3 9を設けるように構成 されている。 これ以外の点については図 1に示される第 1の実施形態と同様であるの で、 図に同一符号を付すに止めてその詳細な説明を省略することとする。
第 1のポンプ/モー夕 7の軸 7 aが第 2ギア 5と第 5ギア 1 7のいずれに結合して いるかに関わらず、 第 2のポンプ/モータ 1 5の回転が停止しているダイレクト領域 では動力はすべて機械部のみを通じて伝達される。 ダイレクト領域においては第 1の ポンプ Zモータ 7の容量は 0になっているが、 この第 1のポンプ Zモ一夕 7において 油圧をプロックして第 2のポンプ Zモ一夕 1 5の回転を停止させようとすると、 第 1 のポンプ Zモータ 7からの圧油の漏れ分だけ動力の損失が発生する。 このため、 本変 形例では、 前述のように第 2のポンプ/モータ 1 5の軸 1 5 aにメカニカルブレーキ 3 9を設けて、 ダイレクトモ一ド時にそのメカニカルブレーキ 3 9を作動させること で、 両ポンプ Zモータ 7， 1 5間に油圧を立てないようにしたものである。 なお、 本 変形例におけるメカニカルブレーキ 3 9が本発明における流出防止手段に対応する。 この流出防止手段としては、 前述のようにメカニカルブレーキ 3 9を設ける代わり に、 第 1のポンプ/モータ 7と第 2のポンプ/モータ 1 5とを接続する油圧配管 1 8 の途中にソレノィド式のシャツトオフ弁を介挿し、 ダイレクトモード時にそのシャツ トオフ弁を閉作動させることにより第 1のポンプ Zモ一夕 7からの圧油の漏れを防止 するようにしても良い。
次に、 図 5に示される制御プロック図および図 6に示される車両の牽引力一車速特 性線隨こ基づき、 本実施形態におけるシンクロメッシュ機構 6による切換え制御の処 理内容について説明する。
まず、 図 5に示される制御ブロック図において、 エンジン 2の出力軸にはその出力 軸の回転数を検知するエンジン回転数糊器が設けられているとともに、 差動部 （遊 星歯車機構 9 ) の出力軸 （中間出力軸 8 ) にはその出力軸の回転数を検知する変速装 置出力軸回転数^ Π器が設けられている。 また、 図示されないエンジンスロットルに は、 操作されるエンジンス口ットルのス口ットル位置を検知するス口ットル位置糊 器が設けられており、 同様に図示されないチェンジレバーには、 操作されるチェンジ レバ一のレバ一位置が前進 (F) , 中立 （N) , 鍾 （R) のいずれにあるかと、 最 大スピ一ドレバー指令信号とを検知するレバ一位置検知器が設けられている。 さらに 、 前記第 1のポンプ Zモータ 7の軸 7 aにはその軸 7 aの回転数を検知する回転数検 知器が、 前記第 2のポンプ Zモー夕 1 5の軸 1 5 aにはその軸 1 5 aの回転数を する回転数検知器がそれぞれ設けられている。 これら各回転数検知器、 スロットル位 置検知器、 レバー位置検知器からの各信号はコントローラ （制御手段） 4 0に与えら れる。
前記コントローラ 4 0は、 所定プログラムを実行する中^!理装置 (C P U) と、 このプログラム、 更には各種テーブルを記憶する読出し専用メモリ （ROM) と、 こ のプログラムを実行するに必要なヮ一キングメモリとしての書込み可能メモリとより 構成されている。 こうして、 コントローラ 4 0は、 前述されたエンジン回転信号、 変 速装置出力軸回転信号、 スロットル信号、 レバ一指令信号およびポンプ Zモー夕回転 信号に基づき、 前記プログラムを実行することにより演算処理を行って、 ί鍵用油圧 クラッチ 2 4および前進用油圧クラッチ 2 7のクラッチ切換えを行う変速バルブ 4 1 に切換制御信号が与えられる。 また、 可変容量型の第 1のボンフンモータ 7の斜板角 度を制御するサーボ機構 4 2、 および可変容量型の第 2のボンフンモータ 1 5の斜板 角度を制御するサーボ機構 4 3には角度制御信号が与えられる。 さらに、 前記シンク 口メッシュ機構 6におけるスリーブ 3 6を移動させるための切換えバルブ 4 4に切換 え信号が与えられる。
前記コントローラ 4 0による変速装置 1の制御について説明する。
まず、 図 6の牽引力一車速特性線図に示されるように、 車速領域は予め 3つの領域 に分けられている。 第 1の領域 （領域 ( 1 ) ) は、 エンジン 2の動力の伝達がすべて 機械部のみを通して行われるダイレクト領域であり、 エンジン 2が最大トルク点 TM 以上定格トルク点 TN以下の回転数で回転する車速領域とされている。 第 2の領域 ( 領域 ( 2 ) ) は、 車速が領域 ( 1 ) を上回る領域であり、 第 3の領域 （領域 ( 3 ) ) は、 車速が領域 ( 1 ) に満たない領域である。
図 7は、 第 1の実施形態に係る変速装置の制御方法を示すフローチャートである。 まず、 ステップ S 1では、 変速装置出力軸回転数 器によって糊される車速が、 領域 （1 ) にあるか否かが判定される。 ステップ S 1の判定結果が YE Sであれば、 ステップ S 2に移行してメカニカルブレーキ 3 9が結合されて第 2のポンプ Zモータ 1 5が停止された後、 ステップ S 4に移行する。 ステップ S 1の判定結果が NOであ れば、 ステツプ S 3に移行してメカニカルブレーキ 3 9が解放されて第 2のポンプ Z モータ 1 5が回転可能な状態とされ、 その後ステップ S 4に移行する。 ステップ S 4 では、 車速が領域 ( 1 ) カゝら領域 ( 2) に移行したか否かが判定される。 ステップ S 4の判定結果が YE Sであれば（すなわち車速が定格トルク点 TNを越えたと判定さ れたら） 、 ステップ S 5に移行する。 ステップ S 5では、 第 1のポンプ Zモータ 7が 第 2ギア 5 (入力軸 3側） に結合されるように切換えバルブ 4 4を制御し （すなわち 変速装置 1を出力分割型に切換え） 、 その後ステップ S 1に戻る。 ステップ S 4の判 定結果が NOであれば、 ステップ S 6に移行する。 ステップ S 6では、 車速が領域 ( 1 ) から領域 ( 3 ) に移行したか否かが判定される。 ステップ S 6の判定結果が YE Sであれば（すなわち車速が定格トルク点 TMに満たない速度に低下したと判定され たら） 、 ステップ S 7に移行する。 ステップ S 7では、 第 1のポンプ/モータ 7が第 5ギア 17 (中間出力軸 8側） に結合されるように切換えノルブ 44を制御し （すな わち変速装置 1を入力分割型に切換え） 、 その後ステップ S 1に戻る。 ステップ S 6 の判定結果が NOであれば、 そのままステップ S 1に戻る。
なお、 図 1のように第 2のポンプ/モ一夕 15の回転を止めるためのメカニカルブ レーキがない場合には、 上記ステップ S 1， S 2, S3は不要となる。
前述したように、 領域 （1) は、 エンジン 2の動力の伝達がすべて機械部のみを通 して行われるダイレクト領域であり、 第 2のポンプ Zモー夕 15を回転させない領域 である。 このとき、 第 1のポンプ Zモータ 7の容量は 0であり、 軸 7 aはトルクを伝 達せずにフリーの状態である。 したがって、 第 1のポンプ Zモ一夕 7を第 2ギア 5 ( 入力軸 3側） に結合するときも第 5ギア 17 (中間出力軸 8側） に結合するときも、 切換えは容易に行うことができるという効果がある。
ところで、 本実施形態においては、 領域 (1) と領域 (3) との間の切換え点を最 大トルク点 TMとし、 領域 （1) と領域 (2) との間の切換え点を定格トルク点 TN としたので、 領域 (1) がカノ—する速度範囲が広く、 シンクロメッシュ欄冓 6の切 換わりによるハンチングの問題は発生しない。 すなわち、 図 6において、 車両が加速 していき、 領域 （3) カゝら領域 (1) を経由して領域 (2) に至る状態を考えると、 シンクロメッシュ機構 6のスリ一ブ 36は車速が定格トルク点 TNになるまでは移動 しない。 逆に車両が減速していき、 領域 （2) カゝら領域 (1) を経由して領域 (3) に至る状態を考えると、 シンクロメッシュ機構 6のスリ一ブ 36は車速が最大トルク 点 TMになるまでは移動しない。 したがって、 ある特定の車速でシンクロメッシュ機 構 6が頻繁に切換わってしまうということはない。
これに対し、 領域 （1) での車速の幅が非常に狭ぐ 特定の車速域でのハンチング が問題となるような場合には、 力 Π速時と減速時での切換えにヒステリシス特' I生を持た せておくことが 効である。 例えば、 図 6を参照して説明すれば、 領域 (1) から領 域 （2) への移行時には実際の車速が切換え点 （TNに相当する点） での車速を所定 量上回ったときにシンクロメッシュ機構 6を切換え、 逆に領域 ( 1 ) から領域 ( 3) への移行時には実際の車速が最大トルク点 TMでの車速を所定量下回ったときに切換 えるようにすれば良い。 このようにすることにより、 変速ポイント付近の車速域にお いてもシンクロメッシュ機構 6が頻繁に切換わることが防止できる。
(第 2の実施形態）
図 8には、 本発明の第 2の実施形態に係る変速装置の概略構成図が示されている。 本実施形態の変速装置 1 Aにおいては、 変速用遊星歯車機構 9 Aの構成が異なる!^ は第 1の実施形態と基本的に異なるところがない。 したがって、 第 1の実施形態と共 通する部分には図に同一符号を付すに止めてその詳細な説明を省略することとする （ 以下の各実施形態についても同様） 。
本実施形態の変速用遊星歯車機構 9 Aにおいては、 入力軸 3にサンギア 1 0が回転 自在に支承されるとともにリングギア 1 6が固定され、 中間出力軸 8にプラネタリギ ァ 1 1を軸支する遊星キヤリア 1 2が固定され、 この遊星キヤリア 1 2の外周に第 5 ギア 1 7が嚙合されている。
本実施形態の変速装置 1 Aにおいて、 中間出力軸 8の回繊度が増速側のときには 、 第 1のポンプ Zモ一夕 7の軸 7 aを第 2ギア 5側に連結すると、 エンジン 2からの 動力はリングギア 1 6に、 モータの働きをする第 2のポンプ Zモ一タ 1 5からの動力 はサンギア 1 0にそれぞれ入力され、 サンギア 1 0とリングギア 1 6の動力が合わさ つて遊星キャリア 1 2の回転動力となり、 中間出力軸 8へ出力される。 一方、 中間出 力軸 8の回転速度が減速側のときには、 第 1のポンプ Zモータ 7の軸 7 aを第 5ギア 1 7側に連結すると、 エンジン 2からの動力はリングギア 1 6に入力され、 この動力 はポンプの働きをする第 2のボンフンモ一夕 1 5の入力軸 1 5 aへ出力されるととも に遊星キャリア 1 2へも出力され、 遊星キャリア 1 2を介して中間出力軸 8に出力さ れる。 第 2のボンフンモ一夕 1 5へ出力された動力は油圧配管 1 8を介して第 1のポ ンフンモー夕 7に伝達され、 この時シンクロメッシュ機構 6により軸 7 aと軸 1 7が 接続されており遊星キヤリア 1 2に軸 7 aからギア 1 7を介して動力が伝達され中間 出力軸 8へ出力される。
本実施形態の変速用遊星歯車機構 9 Aによれば、 第 1のポンプ Zモータ Ίおよび第 2のポンプ Zモータ 1 5の回転を低回転にすることができる。
(第 3の実施形態）
図 9には、 本発明の第 3の実施形態に係る変速装置の概略構成図が示されている。 本実施形態の変速用遊星歯車機構 9 Bにおいては、 入力軸 3にサンギア 1 0が固定 されるとともに、 中間出力軸 8にリングギア 1 6が固定され、 このリングギア 1 6の 外周に第 5ギア 1 7が嚙合され、 かつブラネタリギア 1 1を軸支する遊星キヤリア 1 2が第 3ギア 1 3に^ {本結合されている。
本実施形態の変速装置 1 Bにおいて、 中間出力軸 8の回 ¾¾¾が増速側のときには 、 第 1のポンプ Zモータ 7の軸 7 aを第 2ギア 5側に連結すると、 エンジン 2からの 動力はサンギア 1 0に、 モ一夕の働きをする第 2のポンプ Zモータ 1 5からの動力は 遊星キヤリア 1 2にそれぞれ入力され これらが合わさってリングギア 1 6の回縫 動として出力され、 更に中間出力軸 8へ伝達される。 一方、 中間出力軸 8の回転 ¾g が減速側のときには、 第 1のボンフンモータ 7の軸 7 aを第 5ギア 1 7側に連結する と、 エンジン 2からの動力はサンギア 1 0に入力され、 この動力はポンプの働きをす る第 2のポンプ Zモータ 1 5とリングギア 1 6に出力される。 第 2のボンフンモータ 1 5へ伝達された動力は油圧配管 1 8を介して第 1のポンプ/モータ 7に伝達され、 この動力は軸 7 a、 ギア 1 7を介してリングギア 1 6に伝達され更に中間出力軸 8に 出力される。
本実施形態の変速用遊星歯車機構 9 Bによれば、 第 2の実施形態の変速用遊星歯車 機構 9 Aに比べて、 第 1のポンプ Zモータ 7および第 2のボンフンモータ 1 5の回転 を更に低回転にすることができる。 しかし、 この反面、 前後進変速部は高トルク化す ることになる。 (第 4の実施形態）
図 1 0には、 本発明の第 4の実施形態に係る変速装置の概略構成図が示されている 本実施形態の変速用遊星歯車機構 9 Cにおいては、 入力軸 3にサンギア 1 0が固定 されるとともに、 中間出力軸 8にプラネタリギア 1 1を軸支する遊星キャリア 1 2が 固定され、 この遊星キヤリア 1 2の外周に第 5ギア 1 7が嚙合され、 かつリングギア 1 6に第 3ギア 1 3がー体結合されている。
本実施形態の変速装置 1 Cにおいて、 中間出力軸 8の回繊度が増速側のときには 、 第 1のポンプ/モータ 7の軸 7 aを第 2ギア 5側に連結すると、 エンジン 2からの 動力はサンギア 1 0とギア 5からシンクロメッシュ機構 6を介して軸 7 aに伝達され 、 軸 7 aに接続された第 1のポンプ Zモ一夕 7にポンプの働きをするよう動力が伝達 される。 そして、 第 1のボンフンモータ 7より油圧配管 1 8を介してモータの働きを する第 2のポンプ/モータ 1 5へ動力が伝達され、 軸 1 5 aおよびギア 1 4を介して リングギア 1 6に伝達される。 また、 エンジン 2からの動力の一部が軸 3を介してサ ンギア 1 0に伝達され、 これとリングギア 1 6に伝達された動力がブラネタリギア 1 1に合成されて遊星キャリア 1 2を介して中間出力軸 8に出力される。 一方、 中間出 力軸 8の回転速度が減速側のときには、 第 1のポンプ Zモ一夕 7の軸 7 aを第 5ギア 1 7側に連結すると、 エンジン 2からの動力はサンギア 1 0に入力され この動力は リングギア 1 6を介してポンプの働きをする第 2のポンプ Zモータ 1 5と遊星キヤリ ァ 1 2に伝達される。 そして、 第 2のポンプ Zモータ 1 5に伝達された動力は油圧配 管 1 8を介して第 1のポンプ Zモータ 7に伝達される。 この動力は軸 7 aからシンク 口メッシュ機構 6を介してギア 1 7を通過して遊星キユリア 1 2に合流され、 中間出 力軸 8へ出力される。
本実施形態の変速用遊星歯車機構 9 Cによれば、 出力トルクを大きくできるという 特徴を有している反面、 減速比が大きいため前■変速部が大きくなる。 (第 5の実施形態）
図 1 1には、 本発明の第 5の実施形態に係る変速装置の概略構成図が示されている 本実施形態の変速用遊星歯車機構 9 Dにおいては、 前記第 4の実施形態に係る変速 装置において、 第 3ギア 1 3およびリングギア 1 6を入力軸 3 (サンギア 1 0 ) に連 結する直結クラッチ 4 5が設けられている。
本実施形態の変速装置 1 Dにおいて、 直結クラッチ 4 5が解放状態にあるときには 、 前記第 4の実施形態と同様に作動する。 これに対して、 直結クラッチ 4 5を結合し たときには、 サンギア 1 0とリングギア 1 6が同じ回転数で回転することになり、 こ の結果それらサンギア 1 0およびリングギア 1 6に挟まれている遊星キヤリア 1 2は 公 ¾1動だけを行ってサンギア 1 0およびリングギア 1 6と同じ回転数で回転するこ とになる。 こうして、 エンジン 2の回転がダイレクトに中間出力軸 8に出力されるこ とになる。 このとき、 油圧ポンプ/"モータ 7， 1 5を空転させておけば、 これら油圧 ポンプ Zモータ 7 , 1 5間での油圧の受け渡しは行われないため、 機械的伝達のみの 状態となる。
本実施形態の遊星歯車機構 9 Dは、 第 2のポンプ Zモータ 1 5を停止させるダイレ クト領域において、 入力軸 3の回転数よりも中間出力軸 8の回転数の方が低くなる減 速タイプであるが、 直結クラッチ 4 5を結合することにより、 このダイレクト領域と は別に、 より高回転側に、 エンジン 2の回転を減速せずにそのまま中間出力軸 8に伝 達する第 2のダイレクト領域を得ることができ、 さらに効率を高めることができる。
(第 6の実施形態）
図 1 2には、 本発明の第 6の実施形態に係る変速装置の概略構成図が示されている 本実施形態の変速装置 1 Eにおいては、 前記第 1の実施形態に係る変速装置 1を、 前 ί« 1段変速装置 5 0の出力軸 5 1力、らベベルギア 5 2を介して伝達される横軸 5 3の左右のステアリング部に設けたものである。 なお、 図中符号 5 4にて示されるの はブレーキ装置である。 本実施形態においても、 先の実施形態と共通する部分には図 に同一符号が付されている。
本実施形態においては、 左右の各変速装置 1によって左右のスプロケットの回繊 を異ならせることで左右の各履帯の走行速度を調整して、 車体を左右に旋回させるよ うにされている。 なお、 左右のステアリング部に設ける変速装置としては、 第 1の実 施形態のものに限らず、 第 2〜第 5の各実施形態の変速装置であっても良い （以下の 各実施形態についても同様） 。
(第 7の実施形態）
図 1 3には、 本発明の第 7の実施形態に係る変速装置の概略構成図が示されている 本実施形態は、 前記第 1の実施形態におけるポンプ Zモータ 7 , 1 5をジエネレ一 夕 Zモータ 7 A, 1 5 Aに置き換えた電気—機械式変速装置 1 Fの例である。 この場 合、 各ジェネレータ Zモータ 7 A， 1 5 Aはバッテリー 5 5に接続されたィンバ一夕 5 6によってその駆動制御が行われる。 本実施形態の変速装置 1 Fによれば、 油圧— 機械式のものに比べて効率面でより有利となる。
(第 8の実施形態）
図 1 4には、 本発明の第 8の実施形態に係る変速装置の概略構成図が示されている 本実施形態の変速装置 1 Gは、 前記第 1の実施形態における第 1のポンプ Zモータ 7を 2個のポンプ Zモータ 7 B, 7 Cに分離し、 これら 2個のボンフンモータ 7 B, 7 Cと第 2のボンフンモー夕 1 5との油圧配管の接続を三方切換え弁 5 7によって切 換えるように構成したものである。 すなわち、 中間出力軸 8の回転速度が増速側のと きには、 三方切換え弁 5 7を B位置に切換えると、 ボンフンモ一夕 7 Cが第 2のボン フンモータ 1 5に接続され、 ポンプ Zモー夕 7 Cがポンプの働きをするとともに、 第 2のボンフンモータ 1 5がモータの働きをする。 一方、 中間出力軸 8の回転速度が減 速側のときには、 三方切換え弁 5 7を A位置に切換えると、 ポンプ/モータ 7 Bが第 2のポンプ/モ一夕 1 5に接続され、 ポンプ モ一夕 7 Bがモータの働きをするとと もに、 第 2のポンプ Zモータ 1 5がポンプの働きをする。 ここで、 三方切換え弁 5 7 が N位置にあるときには、 第 2のポンプ Zモー夕 1 5の吐出圧はその三方切換え弁 5 7にてブロックされ、 ギア 1 6の回転は停止させられダイレクトモ一ドとなる。 (第 9の実施形態）
図 1 5には、 本発明の第 9の実施形態に係る変速装置の部分概略構成図が示されて いる。
本実施形態の変速装置 1 Hは、 第 1のポンプ/モータ 7に一方向回転型 （片振り仕 様） のポンプ Zモータを用いた点を特徴としている。 この第 1のポンプ/モータ 7は 、 入力側に連結される場合と、 出力側に連結される場合においてその回転方向が逆方 向になることがある。 このため、 通常は、 この第 1のポンプ Zモ一タ 7に両方向回転 型 （両振り仕様） のものを用いる必要がある。 これに対して、 本実施形態のように、 第 1のポンプ/モ一夕 7と第 2のポンプ Zモータ 1 5とを接続する油圧配管 1 8の途 中に三方切換え弁 5 8を配置し、 第 1のポンプ Zモ一夕 7の増速側と減速側との切換 えに応じて、 前記三方切換え弁 5 8を A位置または B位置に切換えるようにすれば、 第 1のポンプ/モータ 7として片振り仕様のものを用いることが可能となって、 コス 卜低減を図ることができる。
なお、 本実施形態において、 三方切換え弁 5 8を N位置に切換えれば、 第 1のボン フ 7モータ 7と第 2のポンプ/モータ 1 5とは油圧回路的に遮断され、 第 1の実施形 態の変形例 （図 4) におけるメカニカルブレーキ 3 9を作動させたときと同じ状態を 得ることができる。 すなわち、 三方切換え弁 5 8は、 前述した流出防止手段としての シャツトオフ弁としても機能する。
(第 1 0の実施形態） 図 1 6には、 本発明の第 1 0の実施形態に係る変速装置の部分概略構成図が示され ている。
本実施形態の変速装置 1 Iは、 第 1のポンプ Zモータ 7を 2個のポンプ Zモータ Ί D, 7 Eに分割し、 小容量での運転時には 1個のポンプ Zモータのみを運転させるよ うにした点を特徴としている。 この第 1のポンプ Zモータ 7は、 ダイレクトモードか ら油圧一機械トランスミッションモード （HMTモード） に移行するとき、 その容量 は 0近傍から始まる。 このとき、 第 1のポンプ/モータ 7として 1個の大容量のボン プ Zモー夕を用いると、 このポンプ/モー夕の最大容量に対してダイレク卜モードか ら HMTモ一ドへの切換え時のポンプ Zモータ容量が小さく、 効率が謝匕してしまう 。 このため、 油圧による伝達馬力は小さいとはいえ、 変速装置としてはかなりの効率 ダウンとなってしまう。 これに対して、 本実施形態のように、 第 1のポンプ/モータ 7を 2個のポンプ Zモータ 7 D, 7 Eに分割し、 小容量のときには三方切換え弁 5 9 を A位置にするとともに、 三方切換え弁 6 0を B位置にして、 一方のボンフンモータ 7 Dのみで運転するようにし、 大容量になれば、 両方のミ方切換え弁 5 9， 6 0とも に A位置に切換えて、 2個のポンプ/モータ 7 D, 7 Eを使って運転するようにすれ ば、 効率をより向上させることができる。
本実施形態において、 ポンプ Zモータ 7 D, 7 Eのそれぞれが遊星歯車機構 9に接 続される際の減速比を変更するようにすれば、 各ポンプ Zモータ 7 D， 7 Eがカバー する速度範囲を変えることができるので、 ポンプ Zモータの容量をより小さくするこ とができる。 また、 ポンプ Zモータを 2個にすれば、 カノ一する速度範囲を分担する ことができるので、 入力分割と出力分割の切換え も減らすことができる。
本実施形態においては、 第 1のポンプ/モータ 7を 2分割するものについて説明し たが、 第 2のボンフンモー夕を 2分割することもでき、 これによつて前述と同様の作 用効果を得ることができる。
(第 1 1の実施形態） 図 1 7には、 本発明の第 1 1の実施形態に係る変速装置の部分概略構成図が示され ている。
本実施形態の変速装置 1 Jは、 2個のポンプ Zモータ 7 , 1 5を用いて油圧により 動力を伝達する部分と、 2個のジェネレータノモ一タ 7 A, 1 5 Aを用いて電気によ り動力を ί¾1する部分とに分割し、 これらを併用した点を特徴とするものである。 油 圧式動力伝達装置は、 パワーデンシティが高く、 低コストであるという利点を有して いるが、 効率面では電気式動力伝達装置に及ばない。 したがって、 これら両者の特性 を考慮して、 三方切換え弁 6 1の切換え、 およびバッテリー 5 5に接続されたインバ 一夕 5 6 Α， 5 6 Βによつてそれら両方の動力伝達装置を適宜切換えて運転するよう にするの； ^有勃である。

Claims

請求の範囲
1 . 入力軸と、 出力軸と、 これら入力軸と出力軸との間に介挿される遊星歯車機 構と、 第 1のポンプ/モータと、 この第 1のポンプメモ一夕に接続される第 2のボン プ Zモータとを備え、 嫌 3入力軸を前記遊星歯車機構の第 1要素に連結し、 前記第 2 のポンプ Zモータを前記遊星歯車機構の第 2要素に連結し、 嫌 3出力軸を前記遊星歯 車機構の第 3要素に連結してなる変速装置であって、
前記第 1ポンプ Zモータを前記入力軸または前記出力軸のいずれかに選択的に連結 するように切換える切換え機構を設けることを特徴とする変速装置。
2. 前記切換え機構による切換え時に、 前記第 2のポンプ Zモ一夕からの圧油の 流出を防止する流出防止手段が設けられる請求項 1に記載の変速装置。
3. 前記第 1のボンフンモータまたは前記第 2のポンプ Zモータの少なくともい ずれか一方が、 複数個のボンフンモータにより分割して構成される請求項 1に記載の 変速装置。
4. 羅3分割して構成される複数個のポンプ/モータの一部がジェネレータ Zモ 一夕に置き換えられ、 所定の条件下で油圧—機械併用型に代えて電気一機械併用型で 動力が伝達される請求項 3に記載の変速装置。
5. 前記分割して構成される複数個のポンプ Zモータのうちの少なくとも 1つの ポンプ/モー夕は、 他のポンプ //モータと異なる減速比で前記遊星歯車機構に連結さ れる請求項 3に記載の変速装置。
6. 前記分割して構成される複数個のポンプ Zモータの一部がジェネレータノモ 一夕に置き換えられ、 所定の条件下で油圧一機械併用型に代えて電気一機械併用型で 動力力 S伝達される請求項 5に記載の変速装置。
7. 前記第 1のボンフンモータとして一方向回転型のものが用いられ この一方 向回転型ポンプ/モ一夕への圧油の流れが常に一定方向になるように切換える切換え 弁が設けられる請求項 1に記載の変速装置。
8. 前記切換え機構による切換え時に、 前記第 2のポンプ/モータの回転が停止 される車速領域が形成されるように前記切換え機構を制御する制御手段が設けられる 請求項 1〜 6のいずれかに記載の変速装置。
9. 前記第 2のポンプ/モータの回転が停止される車速領域は、 エンジンの最大 トルク点以上で定格トルク点以下の領域である請求項 8に記載の変速装置。
1 0. 前記制御手段は、 前記エンジンの最大トルク点未満の車速領域において前記 第 1のポンプ Zモ一夕を前記出力軸に連結し、 前記エンジンの定格トルク点を越える 車速領域において第 1のポンプ Zモ一夕を前記入力軸に連結するように前記切換え機 構を制御するものである請求項 9に記載の変速装置。
1 1. 前記制御手段は、 エンジンの出力軸の回転信号と、 当該変速装置の出力軸の 回転信号とに基づいて前記切換え機構を制御するものである請求項 1 0に記載の変速 装置。
1 2. 入力軸と、 出力軸と、 これら入力軸と出力軸との間に介挿される遊星歯車機 構と、 第 1のジェネレータノモ一夕と、 この第 1のジェネレータ Zモ一夕に接続され る第 2のジエネレー夕 Zモータとを備え、 前記入力軸を前記遊星歯車機構の第 1要素 に連結し、 前記第 2のジェネレータ/モ一夕を前記遊星歯車機構の第 2要素に連結し 、 前記出力軸を前記遊星歯車機構の第 3要素に連結してなる変速装置であって、 前記第 1ジェネレータ/モー夕を前記入力軸または出力軸のいずれかに選択的に連結 するように切換える切換え機構を設けることを特徴とする変速装置。
1 3. 前記切換え機構による切換え時に、 前記第 2のジェネレータノモータの回転 が停止される車速領域が形成されるように前記切換え機構を制御する制御手段が設け られる請求項 1 2に記載の変速装置。
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Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2008039011A (ja) * 2006-08-03 2008-02-21 Toyota Motor Corp 変速機の変速比制御装置
JP5657772B1 (ja) * 2013-08-08 2015-01-21 株式会社小松製作所 ホイールローダ
JP2015072072A (ja) * 2015-01-16 2015-04-16 ヤンマー株式会社 農作業車
US10077828B2 (en) * 2016-04-18 2018-09-18 Caterpillar Inc. Powertrain system for machine and method of operating same
CN110657203A (zh) * 2018-06-29 2020-01-07 比亚迪股份有限公司 变速器、动力驱动系统及车辆
CN110657202A (zh) * 2018-06-29 2020-01-07 比亚迪股份有限公司 变速器、动力驱动系统及车辆

Families Citing this family (36)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR100914448B1 (ko) * 2004-09-08 2009-08-28 가부시키가이샤 고마쓰 세이사쿠쇼 변속장치 및 변속장치의 제어방법
US7354368B2 (en) * 2005-01-31 2008-04-08 Sauer-Danfoss Inc. Method and means for shifting a hydromechanical transmission
JP4789507B2 (ja) * 2005-05-24 2011-10-12 株式会社小松製作所 変速装置
US7988580B2 (en) * 2006-09-07 2011-08-02 Borgwarner, Inc. Continuously variable transmission
JP4989951B2 (ja) * 2006-10-25 2012-08-01 株式会社小松製作所 建設車両
WO2008151527A1 (fr) * 2007-06-11 2008-12-18 Hongjian Zhao Dispositif de transmission combinée mécanique-hydraulique
DE102007047195A1 (de) 2007-10-02 2009-04-09 Zf Friedrichshafen Ag Verstellvorrichtung des Hubvolumens von hydraulischen Kolbenmaschinen
US8414439B2 (en) 2007-10-02 2013-04-09 Zf Friedrichshafen Ag Transmission device for a vehicle, having a variator
US8287414B2 (en) 2007-10-02 2012-10-16 Zf Friedrichshafen Ag Transmission device having a variator
ATE533969T1 (de) 2007-10-02 2011-12-15 Zahnradfabrik Friedrichshafen Leistungsverzweigungsgetriebe
WO2009047039A1 (de) 2007-10-02 2009-04-16 Zf Friedrichshafen Ag Verstellvorrichtung des hubvolumens von hydraulischen kolbenmaschinen
KR101454057B1 (ko) 2007-10-02 2014-10-27 젯트에프 프리드리히스하펜 아게 동력 분기식 트랜스미션
US8393988B2 (en) 2007-10-02 2013-03-12 Zf Friedrichshafen Ag Transmission device for a vehicle
DE102008040450A1 (de) * 2008-07-16 2010-01-21 Zf Friedrichshafen Ag Stufenlose Getriebevorrichtung für ein Fahrzeug
JP5345626B2 (ja) 2007-10-02 2013-11-20 ツェットエフ、フリードリッヒスハーフェン、アクチエンゲゼルシャフト 液圧式機械式の出力分岐型トランスミッション
ATE537384T1 (de) 2007-10-02 2011-12-15 Zahnradfabrik Friedrichshafen Stufenlose getriebevorrichtung für ein fahrzeug
DE102007047194A1 (de) 2007-10-02 2009-04-09 Zf Friedrichshafen Ag Leistungsverzweigungsgetriebe
DE102008043734B4 (de) 2008-11-14 2023-05-04 Zf Friedrichshafen Ag Getriebevorrichtung mit einem eine Getriebehauptpumpeneinrichtung aufweisenden Hydrauliksystem
US8317647B2 (en) * 2009-05-20 2012-11-27 Digga Australia Pty Ltd. Drive unit
DE102010003944A1 (de) * 2010-04-14 2011-12-01 Zf Friedrichshafen Ag Getriebevorrichtung mit sekundärer Leistungsverzweigung
US8496559B2 (en) * 2010-10-13 2013-07-30 GM Global Technology Operations LLC Multi-speed transmission with external drive gearsets
DE102011115002A1 (de) * 2011-10-06 2013-04-11 Liebherr-Components Biberach Gmbh Leistungsverzweigungsgetriebe
CN102661379A (zh) * 2012-05-09 2012-09-12 北京理工大学 液压无级速差转向装置
CN102900607B (zh) * 2012-10-19 2015-05-27 济南轨道交通装备有限责任公司 兆瓦级风电机组电液伺服同步器
WO2014172175A1 (en) * 2013-04-16 2014-10-23 Eaton Corporation Variable speed differential drive
JP5705928B2 (ja) * 2013-08-08 2015-04-22 株式会社小松製作所 ホイールローダ
DE102015206245B4 (de) * 2015-04-08 2020-07-09 Ford Global Technologies, Llc Kurbelwelle mit Planetengetriebe für den Massenausgleich , Hubkolbenmotor, Kraftfahrzeug
CN109163061B (zh) * 2018-09-27 2023-09-29 蚌埠市金洋机床有限责任公司 一种机床主轴变速箱
US11098792B2 (en) 2019-09-30 2021-08-24 Caterpillar Inc. Transmission system for machine
US11181174B2 (en) * 2019-11-07 2021-11-23 Hyundai Motor Company Powertrain for electric vehicle
US11927253B2 (en) 2019-11-07 2024-03-12 Hyundai Motor Company Powertrain for electric vehicle
KR20210074521A (ko) 2019-12-12 2021-06-22 현대자동차주식회사 전기차 파워트레인
KR20210074522A (ko) 2019-12-12 2021-06-22 현대자동차주식회사 전기차 파워트레인
KR20210074520A (ko) 2019-12-12 2021-06-22 현대자동차주식회사 전기차 파워트레인
KR20210119149A (ko) 2020-03-24 2021-10-05 현대자동차주식회사 전기차 파워트레인
KR102424448B1 (ko) 2020-11-03 2022-07-22 현대자동차주식회사 Amt 차량의 변속 제어방법

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2141098A1 (de) * 1971-08-17 1973-02-22 Jarchow Friedrich Stufenloses hydrostatisches koppelgetriebe fuer fahrzeuge
DE3438561A1 (de) * 1984-10-20 1986-04-30 F. Tacke Kg, 4440 Rheine Generatorstellgetriebe
JPH10159939A (ja) * 1996-11-25 1998-06-16 Caterpillar Inc 油圧機械式トランスミッション
JPH1151149A (ja) * 1997-07-31 1999-02-23 Daikin Ind Ltd 無段変速機
JP2001208004A (ja) * 2000-01-25 2001-08-03 Nireco Corp 油圧駆動装置
JP2001336602A (ja) * 2000-05-31 2001-12-07 Komatsu Ltd 複数モータの油圧駆動システム

Family Cites Families (33)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3888139A (en) * 1971-06-21 1975-06-10 Orshansky Transmission Corp Hydromechanical transmission
JPS4885959A (ja) 1972-02-19 1973-11-14
IT980021B (it) 1972-03-29 1974-09-30 Lucas Batteries Ltd Accumulatore elettrico
JPS5424066B2 (ja) 1972-04-28 1979-08-18
FR2199837A6 (fr) 1972-06-05 1974-04-12 Orshansky Transmission Corp Boîte de vitesses hydromécanique
JPS5085019A (ja) 1973-12-03 1975-07-09
JPS50136571A (ja) 1974-04-18 1975-10-29
US3988949A (en) * 1974-06-12 1976-11-02 Orshansky Transmission Corporation Split-torque power transmission
US3982448A (en) 1975-03-27 1976-09-28 General Motors Corporation Input-split hydromechanical transmission
DE2810086A1 (de) 1978-03-08 1979-09-20 Maschf Augsburg Nuernberg Ag Leistungsverzweigungsgetriebe und antriebsbaugruppe mit einem solchen leistungsverzweigungsgetriebe und einem bremsenergiespeicher
FR2465134A2 (fr) 1979-09-06 1981-03-20 France Etat Transmissions hydrostatiques de puissance a grande place de fonctionnement
DE3026219A1 (de) * 1980-07-10 1982-02-18 Voith Getriebe Kg, 7920 Heidenheim Antriebsaggregat mit einer antriebsmaschine und einem schwungrad
FR2520827A1 (fr) 1982-02-03 1983-08-05 Moteur Moderne Le Transmission a division de puissance concue pour fonctionner en traction pure, en recuperation-restitution de l'energie cinetique, et en mode hybride
DE3671081D1 (de) 1986-02-24 1990-06-13 Shimadzu Corp Hydromechanisches getriebe.
DE3624989A1 (de) * 1986-07-24 1988-02-04 Man Nutzfahrzeuge Gmbh Getriebe fuer kraftfahrzeuge
DE3733152A1 (de) * 1987-10-01 1989-04-13 Man Nutzfahrzeuge Gmbh Antriebseinrichtung eines schwerfahrzeuges
DE3825409A1 (de) * 1988-07-27 1990-02-01 Man Nutzfahrzeuge Ag Antriebseinrichtung, insbesondere fuer ein extremgelaendegaengiges radfahrzeug
DE4140979C2 (de) * 1991-12-12 1995-05-18 Man Nutzfahrzeuge Ag Antriebseinrichtung eines Fahrzeuges
DE4200692C2 (de) * 1992-01-14 1995-08-17 Man Nutzfahrzeuge Ag Antriebseinrichtung eines Fahrzeuges
JPH1137250A (ja) * 1997-07-17 1999-02-12 Kayaba Ind Co Ltd 機械油圧式伝動装置
DE19747459C2 (de) 1997-10-27 2003-02-06 Brueninghaus Hydromatik Gmbh Hydrostatisch-mechanischer Fahrantrieb
US6146302A (en) * 1997-12-26 2000-11-14 Fuji Jukogyo Kabushiki Kaisha Power transmitting system for a hybrid motor vehicle
JPH11321357A (ja) 1998-05-13 1999-11-24 Kyowa Gokin Kk 自動車用駆動装置
JP3668830B2 (ja) * 1998-08-28 2005-07-06 トヨタ自動車株式会社 動力伝達装置およびこれを用いたハイブリット車輌
JP2000179648A (ja) * 1998-12-16 2000-06-27 Honda Motor Co Ltd 油圧・機械式無段変速機
US6203463B1 (en) * 1999-12-16 2001-03-20 Caterpillar Inc. Transmission with variable ratio utilizing three planetaries, five members, a variable speed pump, and a variable speed motor and associated method for operatively connecting components associated therewith
GB2377260B (en) 2001-07-03 2005-09-21 Agco Gmbh & Co Torque split power transmission
US6478705B1 (en) * 2001-07-19 2002-11-12 General Motors Corporation Hybrid electric powertrain including a two-mode electrically variable transmission
JP3812425B2 (ja) 2001-11-26 2006-08-23 トヨタ自動車株式会社 動力出力装置およびこれを備える自動車
JP4570418B2 (ja) * 2003-09-16 2010-10-27 株式会社小松製作所 油圧−機械式変速装置の制御装置
JP2005127485A (ja) 2003-10-27 2005-05-19 Nissan Motor Co Ltd ハイブリッド変速機のエンジン回転数制御装置
US6945894B2 (en) * 2003-10-29 2005-09-20 General Motors Corporation Two range electrically variable power transmission
JP4315888B2 (ja) * 2003-11-11 2009-08-19 株式会社小松製作所 車両制御装置

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2141098A1 (de) * 1971-08-17 1973-02-22 Jarchow Friedrich Stufenloses hydrostatisches koppelgetriebe fuer fahrzeuge
DE3438561A1 (de) * 1984-10-20 1986-04-30 F. Tacke Kg, 4440 Rheine Generatorstellgetriebe
JPH10159939A (ja) * 1996-11-25 1998-06-16 Caterpillar Inc 油圧機械式トランスミッション
JPH1151149A (ja) * 1997-07-31 1999-02-23 Daikin Ind Ltd 無段変速機
JP2001208004A (ja) * 2000-01-25 2001-08-03 Nireco Corp 油圧駆動装置
JP2001336602A (ja) * 2000-05-31 2001-12-07 Komatsu Ltd 複数モータの油圧駆動システム

Cited By (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2008039011A (ja) * 2006-08-03 2008-02-21 Toyota Motor Corp 変速機の変速比制御装置
JP5657772B1 (ja) * 2013-08-08 2015-01-21 株式会社小松製作所 ホイールローダ
WO2015019694A1 (ja) * 2013-08-08 2015-02-12 株式会社小松製作所 ホイールローダ
US9657460B2 (en) 2013-08-08 2017-05-23 Komatsu Ltd. Wheel loader
JP2015072072A (ja) * 2015-01-16 2015-04-16 ヤンマー株式会社 農作業車
US10077828B2 (en) * 2016-04-18 2018-09-18 Caterpillar Inc. Powertrain system for machine and method of operating same
CN110657203A (zh) * 2018-06-29 2020-01-07 比亚迪股份有限公司 变速器、动力驱动系统及车辆
CN110657202A (zh) * 2018-06-29 2020-01-07 比亚迪股份有限公司 变速器、动力驱动系统及车辆
CN110657203B (zh) * 2018-06-29 2022-02-08 比亚迪股份有限公司 变速器、动力驱动系统及车辆
CN110657202B (zh) * 2018-06-29 2022-03-15 比亚迪股份有限公司 变速器、动力驱动系统及车辆

Also Published As

Publication number Publication date
GB2424931A (en) 2006-10-11
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GB2416375A (en) 2006-01-25
DE112004000874B4 (de) 2008-04-30

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