(57)【要約】【課題】作業車両の特に中〜高速度での走行中のエンジンの燃費及び騒音を低減しつつも、通常の乗用車と同じように変速操作具の増速操作に比例的に車速が増加するようにして運転感覚の良好な作業車両を提供できるようにする。【解決手段】変速操作具の操作量を０から増加させる過程での車速増加を第一エンジン回転数増加率と第一速度比（変速機構の出／入力回転速度比）増加率にて現出し、エンジン回転数が定格値に到達した操作量から更に該変速操作具の操作量を増加する過程においては、該エンジン回転数を定格値に保持し、それに応じて、該速度比増加率を、該第一速度比増加率よりも大きい第二速度比増加率とし、車速は常に該変速操作具の増速操作に略比例的に増加するようにする。【選択図】図８
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
変速操作具の操作量の増加に応じて、エンジン回転数、及び／または、無段変速機構の出／入力回転速度比たる速度比を増加させることにより、車速を増加させる作業車両において、エンジン回転数増加率の変化と、速度比増加率の変化とを互いに補償し合う関係にすることにより、該変速操作具の操作全域にわたって車速が該操作量の増加に対し略比例的に増加するようにしたことを特徴とする作業車両の速度制御方法。
【請求項２】
前記変速操作具の操作量を０から増加させる過程での車速増加を、第一エンジン回転数増加率と第一速度比増加率にて現出し、エンジン回転数が定格値に到達した操作量から更に該変速操作具の操作量を増加する過程においては、該エンジン回転数を、該第一エンジン回転数増加率よりも小さい第二エンジン回転数増加率で増加するか、あるいは該定格値に保持し、それに応じて、該速度比増加率を、該第一速度比増加率よりも大きい第二速度比増加率とすることを特徴とする請求項１記載の作業車両の速度制御方法。
【請求項３】
前記第二速度比増加率で増加した速度比がその制限値に達して、更に前記変速操作具の操作量を増加させる場合は、エンジン回転数を第三エンジン回転数増加率にて増大させて、該操作量の最大値にて車速を最大値に到達させることを特徴とする請求項２記載の作業車両の速度制御方法。
【請求項４】
ある条件により、前記第一エンジン回転数増加率を増減し、それに応じて前記第一速度比増加率を増減することを特徴とする請求項２または３記載の作業車両の速度制御方法。
【請求項５】
前記のある条件を、前記変速操作具の操作速度とし、該操作速度が高い場合に前記第一エンジン回転数増加率を大きくし、それに応じて前記第一速度比増加率を小さくすることを特徴とする請求項４記載の作業車両の速度制御方法。
【請求項６】
操作速度が高い場合の前記変速操作具により車速が所望値に達すると、前記第一エンジン回転数増加率及び前記第一速度比増加率を元の値に戻すことを特徴とする請求項５記載の作業車両の速度制御方法。
【請求項７】
前記のある条件を、積載重量または車両重量とし、該積載重量または該車両重量が大きい場合に前記第一エンジン回転数増加率を大きくし、それに応じて前記第一速度比増加率を小さくすることを特徴とする請求項４記載の作業車両の速度制御方法。
【請求項８】
前記のある条件を、オーバーランの有無とし、オーバーランが検出されている場合に前記第一エンジン回転数増加率を小さくし、それに応じて前記第一速度比増加率を大きくすることを特徴とする請求項４記載の作業車両の速度比制御方法。
【請求項９】
エンジンまたは走行伝動系の過負荷を検出した場合にはエンジン回転数を最大トルク値まで緊急に増加し、それに応じて速度比増加率を低減することを特徴とする請求項１〜８いずれかに記載の作業車両の速度比制御方法。
【請求項１０】
前記変速操作具の操作量を０から最大値まで増加させる過程において、エンジン回転数は増加率を小さく抑えた状態から該操作量を増加させるにつれ徐々に大きくし、速度比は増加率を大きな状態から該操作量を増加させるにつれ徐々に小さくすることを特徴とする請求項１記載の作業車両の速度比制御方法。
【請求項１１】
前記変速操作具の操作量の０から小さい値までの操作初期範囲において、所定エンジン回転数増加率及び所定速度比増加率での第一制御と、該所定エンジン回転数増加率より大きいエンジン回転数増加率及び該所定速度比増加率より小さい速度比増加率での第二制御とを、ある条件に応じて択一することを特徴とする請求項１記載の作業車両の速度比制御方法。
【請求項１２】
前記のある条件を前記変速操作具の操作速度とし、該操作速度が一定以上の時に前記第二制御を、該操作速度が一定未満の時に前記第一制御を選択することを特徴とする請求項１１記載の作業車両の速度制御方法。
【請求項１３】
前記のある条件を、積載重量または車両重量とし、該積載重量または該車両重量が一定以上の時に前記第二制御を、前記操作速度が一定未満の時に前記第一制御を選択することを特徴とする請求項１１記載の作業車両の速度制御方法。
【請求項１４】
前記のある条件を、オーバーランの有無とし、オーバーランが検出されている時に前記第一制御を、検出されていない時に第二制御を選択することを特徴とする請求項１１記載の作業車両の速度制御方法。
【請求項１５】
前記無段変速機構を、油圧式無段変速装置とすることを特徴とする請求項１〜１４のいずれかに記載の作業車両の速度制御方法。
【請求項１６】
前記無段変速機構を、油圧式無段変速装置と機械式変速装置の組み合わせとすることを特徴とする請求項１〜１４のいずれかに記載の作業車両の速度制御方法。
【請求項１７】
前記変速操作具をペダルとし、前記操作量をその踏込角度とすることを特徴とする請求項１〜１６のいずれかに記載の作業車両の速度制御方法。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、油圧式無断変速装置（ＨＳＴ）を用いた変速機構（油圧・機械式変速装置（ＨＭＴ）を含む）の出／入力回転速度比（以下、単に「速度比」）と、エンジン回転数とを電子ガバナ制御することで速度制御を行う方法であって、農業用トラクタ等の作業車両に適用されるものに関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、ＨＳＴを用いた変速機構（ＨＭＴを含む）の速度比と、エンジン回転数とを制御して車速制御を行う電子ガバナを備えており、さらに、運転手が車速を設定する手段として、ペダルやレバー等のアクセル操作具を備え、このアクセル操作具の操作量に応じてエンジン回転数や前記変速機構の速度比を変化させる構造とした農業用トラクタ等の作業車両が公知であり、例えば、特許文献１にて開示されている。
【特許文献１】国際公開第０３／０３６１３８号パンフレット
【０００３】
この特許文献１においては、エンジン負荷の高い場合や、トラクタの枕地旋回時等で、エンジン回転数を低減させた時に車速を補うために、変速機構の速度比制御、すなわち、ＨＳＴの油圧ポンプまたはモータの可動斜板の角度制御を行う制御様態が開示されている。
【０００４】
なお、このような作業車両（例えば農業用トラクタ）においては、大凡、低速域を作業速度域、中〜高速域を作業場（圃場）と格納庫との間の移動速度域としている。
【０００５】
前述のような作業車両において、車速は前述のアクセル操作具の操作量に対し比例的に変化するのが運転手によって操作上好ましい。特に、前述のような副変速機構が設けられている場合、高速段で作業車両を移動する時に、通常の乗用車を運転するような感覚と同様にこのようなアクセル操作と車速との関係が望まれる。通常考えられることは、該操作量の増大に伴って、エンジンスロットル弁の開度を増大してエンジン回転数を比例的に増大し、それとともに前記変速機構の速度比を比例的に増大（すなわち減速比を比例的に減少）させることである。
【０００６】
しかし、このようなガバナ制御は、エンジン回転数の変化が大きく、特にアクセル操作具を高速設定域に設定した時に、エンジン回転数は、エンジン負荷の上で好ましい定格回転数を超えてしまう虞がある。前述の特許文献１における従来のガバナ制御では、アクセル操作具の操作に対し、前述のように乗用車に近い感じで車速の変化を現出するためにエンジン回転数及び変速機構の速度比をどのように制御するかということについては開示されていない。
【０００７】
なお、エンジン負荷抑制のため、エンジン回転数の変化を低減して、その分、変速機構の速度比変化を大きくして、このような車速変化を確保することが考えられるが、急速な車速変化を要するためにアクセル操作具を急に操作した場合に、変速機構の速度比変化の反応は鈍いので、思うように迅速に車速が変化しないという不具合が発生することを考慮しなければならない。また、高いエンジン負荷がかかった場合の対応も考慮する必要がある。
【０００８】
また、前述の副変速機構の低速段設定時であっても、アクセル操作量に対してのエンジン回転数と変速機構の速度比との制御態様を均一に設定していると、適用する車両の重量の違いや、あるいは車両が坂道上に停車していること等が原因して、エンジン始動時にエンジン馬力が強過ぎたり不足したりするという事態を引き起こす虞がある。前述の特許文献１における従来のガバナ制御では、エンジン負荷への対応等のためにエンジン回転数を低減し、変速機構の速度比制御でこれを補償して車速を確保するような制御は開示されているものの、このような事態を想定してのガバナ制御については開示されていない。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００９】
本発明の課題は、一般の乗用車と同じような感覚で変速操作具の増速操作に応じて車速が増速しながらも、燃費効率の向上、エンジン騒音の低減、エンジン負荷へと対応等の様々な要請に応えることのできる作業車両の速度制御方法を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
この課題を解決すべく、本発明における作業車両の速度制御方法は、請求項１記載の如く、変速操作具の操作量の増加に応じて、エンジン回転数、及び／または、無段変速機構の出／入力回転速度比たる速度比を増加させることにより、車速を増加させる作業車両において、エンジン回転数増加率の変化と、速度比増加率の変化とを互いに補償し合う関係にすることにより、該変速操作具の操作全域にわたって車速が該操作量の増加に対し略比例的に増加するようにしたものである。
【００１１】
請求項１記載の本発明において、好ましくは、請求項２記載の如く、前記変速操作具の操作量を０から増加させる過程での車速増加を、第一エンジン回転数増加率と第一速度比増加率にて現出し、エンジン回転数が定格値に到達した操作量から更に該変速操作具の操作量を増加する過程においては、該エンジン回転数を、該第一エンジン回転数増加率よりも小さい第二エンジン回転数増加率で増加するか、あるいは該定格値に保持し、それに応じて、該速度比増加率を、該第一速度比増加率よりも大きい第二速度比増加率とする。
【００１２】
請求項２記載の発明において、好ましくは、請求項３記載の如く、前記第二速度比増加率で増加した速度比がその制限値に達して、更に前記変速操作具の操作量を増加させる場合は、エンジン回転数を第三エンジン回転数増加率にて増大させて、該操作量の最大値にて車速を最大値に到達させる。
【００１３】
また、請求項２または３記載の発明において、好ましくは、請求項４記載の如く、ある条件により、前記第一エンジン回転数増加率を増減し、それに応じて前記第一速度比増加率を増減する。このある条件は、好ましくは請求項５記載の如く、前記変速操作具の操作速度とし、該操作速度が高い場合に前記第一エンジン回転数増加率を大きくし、それに応じて前記第一速度比増加率を小さくするものとし、更に好ましくは、請求項６記載の如く、操作速度が高い場合の前記変速操作具により車速が所望値に達すると、前記第一エンジン回転数増加率及び前記第一速度比増加率を元の値に戻す。或いは、前記のある条件は、請求項７記載の如く、好ましくは積載重量または車両重量とし、該積載重量または該車両重量が大きい場合に前記第一エンジン回転数増加率を大きくし、それに応じて前記第一速度比増加率を小さくする。或いは前記のある条件は、請求項８記載の如く、好ましくはオーバーランの有無とし、オーバーランが検出されている場合に前記第一エンジン回転数増加率を小さくし、それに応じて前記第一速度比増加率を大きくする。
【００１４】
また、請求項１〜８いずれかに記載の発明において、好ましくは、請求項９記載の如く、エンジンまたは走行伝動系の過負荷を検出した場合にはエンジン回転数を最大トルク値まで緊急に増加し、それに応じて速度比増加率を低減する。
【００１５】
また、請求項１記載の発明において、好ましくは、請求項１０記載の如く、該変速操作具の操作量を０から最大値まで増加させる過程において、エンジン回転数は増加率を小さく抑えた状態から該操作量を増加させるにつれ徐々に大きくし、速度比は増加率を大きな状態から該操作量を増加させるにつれ徐々に小さくする。
【００１６】
また、請求項１記載の発明において、好ましくは、請求項１１記載の如く、該変速操作具の操作量の０から小さい値までの操作初期範囲において、所定エンジン回転数増加率及び所定速度比増加率での第一制御と、該所定エンジン回転数増加率より大きいエンジン回転数増加率及び該所定速度比増加率より小さい速度比増加率での第二制御とを、ある条件に応じて択一する。この条件を、好ましくは、請求項１２記載の如く、該変速操作具の操作速度とし、該操作速度が一定以上の時に前記第二制御を、該操作速度が一定未満の時に前記第一制御を選択する。或いは、該条件を、好ましくは、請求項１３記載の如く、積載重量または車両重量とし、該積載重量または該車両重量が一定以上の時に前記第二制御を、前記操作速度が一定未満の時に前記第一制御を選択する。或いは、該条件を、好ましくは、請求項１４記載の如く、オーバーランの有無とし、オーバーランが検出されている時に前記第一制御を、検出されていない時に第二制御を選択する。
【００１７】
また、請求項１〜１４のいずれかに記載の発明において、好ましくは、請求項１５記載の如く、該無段変速機構を、油圧式無段変速装置とする。或いは、好ましくは、請求項１６記載の如く、該無段変速機構を、油圧式無段変速装置と機械式変速装置の組み合わせとする。また、請求項１〜１６いずれかに記載の発明において、好ましくは、請求項１７記載の如く、該変速操作具をペダルとし、前記操作量をその踏込角度とする。
【発明の効果】
【００１８】
本発明の作業車両の速度制御方法は、請求項１記載の如く構成することにより、様々な要望に応じて変速操作具の増速操作に対するエンジン回転数の増加率（或いは速度比増加率）を変化させながらも、それを補うべく速度比増加率（或いはエンジン回転数増加率）を変化させることで、乗用車と同様の感覚で変速操作具の増速操作に対し略比例的な車速の増加を得ることができ、特に作業車両の格納庫と作業場との間の移動時等において運転しやすい作業車両の提供に資することができる。
【００１９】
また、請求項２記載の如く構成することで、特には作業車両の前述のような移動時の速度に合わせて前記の（第一エンジン回転数増加率より低くした）第二エンジン回転数増加率域（或いはエンジン回転数の定格値保持域）及び第二速度比増加率域を設定することで、移動時におけるエンジン回転数を低く抑え、燃費及びエンジン騒音を抑制することができる。
【００２０】
また、請求項３記載の如く構成することで、速度比が制限値に達した後も、エンジン回転数増加率を第三エンジン回転数増加率にて増大させて、該操作量の最大値にて車速を最大値に到達させることができる。
【００２１】
また、請求項４記載の如く構成することで、第一エンジン回転数増加率・第一速度比増加率域にあたる低速走行時或いは加速初期におけるエンジン及び無段変速機構を条件に見合った状態で運転することができる。そして、請求項５記載の如く構成することで、急加速を望むべく早く変速操作具を操作した場合は、第一エンジン回転数増加率が大きくなって、無段変速機構による速度比増加よりも反応性のよいエンジン回転数増加で早く所望の車速を得ることができる。また、それに応じて前記第一速度比増加率を小さくすることで、変速操作具の増速操作に対する車速の増加そのものは変速操作具の操作をゆっくりした場合と略同じにすることができる。更に、請求項６記載の如く構成することで、操作速度が高い場合の前記変速操作具により車速が所望値に達すると、前記第一エンジン回転数増加率及び前記第一速度比増加率を元の値に戻すので、もとの燃費効率やエンジン騒音低減等を考慮したエンジン及び無段変速機構の運転に戻すことができる。或いは、請求項７記載の如く、積載重量または車両重量が大きい場合に前記第一エンジン回転数増加率を大きくし、重量によるエンジン負荷を低速走行時及び加速初期において高いエンジン回転数にて吸収することができ、エンストを防止する。或いは、請求項８記載の如く、オーバーランが検出されている場合に前記第一エンジン回転数増加率を小さくし、それに応じて前記第一速度比増加率を大きくする。変速操作に対する速度比の反応はエンジン回転数の反応よりも鈍いので、これによりオーバーランによる過度の車速の上昇を抑制することができる。そして、請求項７、８いずれの場合においても、第一エンジン回転数増加率の増減と第一速度比増加率の増減を補い合わせることで、変速操作具の増速操作に対する車速の増加率は条件の有無にかかわらず保持することができる。
【００２２】
また、請求項９記載の如く、エンジンまたは走行伝動系の過負荷を検出した場合にはエンジン回転数を最大トルク値まで緊急に増加することで、該過負荷を脱することができ、エンストを回避できる。また、それに応じて速度比増加率を低減することで、車速が急激に上昇してしまうことを回避できる。
【００２３】
また、請求項１０記載の如く構成することにより、低速走行時または加速初期においてエンジン回転数が低く抑えられ、低燃費・低騒音等を実現することができ、また、請求項２記載の場合には、第一エンジン回転数増加率域から第二エンジン回転数増加率域（エンジン回転数定格値保持域）への変換点と、第一速度比増加率から第二速度比増加率への変換点とを合致させなければ、車速が急激に変化してしまうので、エンジン回転数制御と速度比制御とのかなり厳密なリンクが要求されるが、請求項１０記載の場合には、このように大きくエンジン回転数増加率・速度比増加率が変化するポイントがなくなり、該リンクの厳密性もさほど要求されなくなり、エンジン回転数・速度比の制御系統の調整がしやすくなる。
【００２４】
また、請求項１１記載の如く構成することにより、エンジン回転数を低めにして燃費・騒音の抑制が得られる第一制御と、エンジン回転数を高めにして良好な加速性や耐負荷性を得られる第二制御とのいずれかを条件に合わせて任意に選択して、エンジン・無段変速機構の良好な運転にて低速走行或いは加速初期状態を得ることができる。そして、請求項１２、１３、１４の如く、変速操作具の操作速度、積載重量または車両重量、オーバーランの有無を条件として該第一・第二制御を択一することで、前述の、請求項５、７、８記載の発明の効果で述べたのと同様の効果を得ることができる。
【００２５】
そして、前記無段変速機構は、好ましくは請求項１５記載の如く、油圧式無段変速装置（ＨＳＴ）、或いは請求項１６記載の如く、油圧式無段変速装置と機械式変速装置の組み合わせ（ＨＭＴ）とすることで、それぞれの利点を生かした無段変速特性が得られる。また、好ましくは、請求項１７記載の如く、該変速操作具をペダルとし、前記操作量をその踏込角度とすることで、一つのペダル操作でエンジン回転数・無段変速機構の速度比の制御を同時に行うことができ、操作性に優れる。
【００２６】
以上の、あるいは他の目的、特徴、効果は、添付の図面をもととする以下の詳細な説明により、一層明らかになるであろう。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２７】
本発明を適用する作業車両は、例えば、図１〜図３にてそれぞれ示される如き様態のものである。図１に示す作業車両は、無段変速機構をＨＳＴとし、これをギア式の副変速機構と組み合わせており、図２・図３は、無段変速機構を、ＨＳＴと遊星ギア機構との組み合わせによるＨＭＴとし、これをギア式の副変速機構と組み合わせている。また、図２はエンジン出力軸とＨＳＴ入力軸（ポンプ軸）との回転力を遊星ギアで合成する構造のＨＭＴ（以下、「入力出力合成型ＨＭＴ」）であり、図３はエンジン出力軸とＨＳＴ入力軸（ポンプ軸）との回転力を遊星ギアで合成する構造のＨＭＴ（以下、「入力合成型ＨＭＴ」）である。
【００２８】
まず、図１〜図３の各車両駆動構造について説明する。共通の構造として、エンジン５の出力軸端にフライホイル５ｄが固設され、該エンジン５に付設されたフライホイルハウジング５ｃ内に収容されている。左右の後輪１８・１８間に後車軸ケース１４が配設され、該フライホイルハウジング５ｃと後車軸ケース１４との間に、図１のミッションケースＴ１、図２のミッションケースＴ２、または図３のミッションケースＴ３が介設されている。また、ミッションケースＴ１・Ｔ２・Ｔ３には、それぞれ、ＨＳＴハウジング６が付設されており、該ＨＳＴハウジング６内に、いずれも可変容積型の油圧ポンプ７と油圧モータ８とが配設され、互いに流体接続されてＨＳＴを構成している。また、前輪２９・２９間に前車軸ケース２１が配設され、各ミッションケースＴ１・Ｔ２・Ｔ３内の伝動機構と前車軸ケース２１内の伝動機構とが後記伝動軸２０等を介して連動連係されている。
【００２９】
後車軸ケース１４内においては、各後輪１８より延設される左右の後車軸１７・１７間にデフギア機構１５が介設されており、また、各後車軸１７上にブレーキ１６がそれぞれ付設されている。
【００３０】
前車軸ケース２１は、左右の前車軸２７・２７を軸支しており、該前車軸ケース２１内にて、両前車軸２７・２７間にデフギア機構２６を介設している。各前車軸２７は、ユニバーサルジョイントと伝動軸２８を介して各前輪２９に連動連係されている。
【００３１】
なお、後輪１８及び後車軸ケース１４と、前輪２９及び前車軸ケース２１との前後関係は便宜上のものであって、前後位置は入れ換えてもよい。すなわち、エンジン５、ミッションケース、車軸ケース１４を車軸ケース２１よりも前方に配設して、車軸ケース１４を挟んで配設している左右車輪１８を前輪とし、また、車軸ケース２１を挟んで配設される左右車輪２９を後輪として、本発明を適用してもよい。
【００３２】
前車軸ケース２１は、後方に向けて入力軸２２を突設し、伝動軸２０及びユニバーサルジョイントを介して、各ミッションケースＴ１・Ｔ２・Ｔ３より突設されるＰＴＯ軸１９に連動連係されている。前車軸ケース２１内にて、左右方向にカウンタ軸２４が軸支されて、該カウンタ軸２４上に減速ギア列が構成されており、入力軸２２は、該減速ギア列を介してデフギア機構２６に連動連係されている。また、入力軸２２上にクラッチ２３が設けられている。クラッチ２３を入れることにより、ＰＴＯ軸１９から入力軸２２に伝達された動力がデフギア機構２６に伝達されて、前輪２９・２９を後輪１８・１８に同期駆動する四輪駆動モードに設定され、クラッチ２３を切れば、エンジン５の動力は前輪２９・２９には伝達されず後輪１８・１８のみに伝達される二輪駆動モードとなる。
【００３３】
図１〜図３の各電子ガバナは、ガバナコントローラ１と、該ガバナコントローラにより電子制御されるスロットルアクチュエータ２、ポンプアクチュエータ３、及びモータアクチュエータ４を備えている。スロットルアクチュエータ２は、エンジン５のキャブレターに備えられているスロットルバルブ５ａに連動連係したスロットルレバー５ｂの回動制御を行うものであり、ポンプアクチュエータ３は油圧ポンプ７の備える可動斜板の傾動を、モータアクチュエータ４は油圧モータ８の備える可動斜板の傾動を、それぞれ制御する。
【００３４】
図１〜３にそれぞれ表した各ミッションケースＴ１・Ｔ２・Ｔ３とＨＳＴハウジング６との内部における変速機構の構成を説明する。
【００３５】
図１の変速機構は、ＨＳＴハウジング６内のＨＳＴ、すなわち、互いに流体接続される油圧ポンプ７と油圧モータ８とを主変速機構とし、ミッションケースＴ１内には、主変速機構たるＨＳＴ出力を受ける副変速ギア機構１２が構成されている。
【００３６】
まず、エンジン５のフライホイルハウジング５ｃ内のフライホイル５ｄには、ＨＳＴハウジング６よりミッションケースＴ１を貫通して、油圧ポンプ７のポンプ軸７ａが接続されており、油圧モータ８からは、ＨＳＴハウジング６よりミッションケースＴ１内にモータ軸８ａが延設されている。
【００３７】
ミッションケースＴ１内において、副変速駆動軸９が軸支されて該モータ軸８ａとギア噛合しており、該副変速駆動軸９と平行に、副変速クラッチ軸１０が軸支され、その一端は後車軸ケース１４内に突入して、デフギア機構１５のブルギアに（ベベルギアにて）ギア噛合している。両軸９・１０間には、副変速ギア機構１２を構成する複数の副変速ギア列が介設されている。本実施例では、三段の副変速を可能とすべく、三つのギア列を構成している。すなわち、副変速駆動軸９には、三つの副変速駆動ギアが固設され、それぞれの駆動ギアに噛合して、三つの副変速従動ギアが遊嵌されている。副変速クラッチ軸１０にはクラッチスライダ１３が軸方向に摺動自在に嵌装されており、いずれかの副変速段に設定すべく、それに対応する従動ギアに係合するようにしている。
【００３８】
また、副変速クラッチ軸１０は、ＰＴＯ伝動ギア機構１１を介して、ＰＴＯ軸１９とギア噛合しており、該ＰＴＯ軸１９はミッションケースＴ１より突出して、前記の如く伝動軸２０等を介して前車軸ケース２１より突設される入力軸２２に駆動連結されている。副変速クラッチ軸１０〜ＰＴＯ伝動ギア機構１１〜ＰＴＯ軸１９の伝動構成は、図２のミッションケースＴ２、図３のミッションケースＴ３でも同様としている。
【００３９】
次に、図２の変速機構は、主変速機構として、ポンプ軸７ａの回転力とモータ軸８ａの回転力とを遊星ギア機構３０にて合成するＨＭＴを構成している。すなわち、図１の場合と同様に、油圧ポンプ７のポンプ軸７ａはミッションケースＴ２を貫通してフライホイルハウジング５ｃ内のフライホイル５ｄに接続されており、油圧モータ８のモータ軸８ａはＨＳＴハウジング６よりミッションケースＴ２内に延設されているが、図２の場合には、ミッションケースＴ２内にて、ポンプ軸７ａとモータ軸８ａとを遊星ギア機構３０にて連結しており、両軸７ａ・８ａの回転合力にて回転する主変速出力軸３１を該遊星ギア機構３０より延設している。
【００４０】
油圧ポンプ７の可動斜板の傾斜方向の切換えは、モータ軸８ａの回転方向の切換えを伴うが、モータ軸８ａの回転方向がポンプ軸７ａの回転方向と同じ場合はポンプ軸７ａとモータ軸８ａとで主変速出力軸３１を増速回転することとなり、モータ軸８ａがポンプ軸７ａと逆方向に回転する場合は、モータ軸８ａの回転力はポンプ軸７ａを減速するように作用し、両軸７ａ・８ａの回転差に応じて主変速出力軸３１が回転する。
【００４１】
ミッションケースＴ２内の副変速ギア機構１２は、ミッションケースＴ１内の副変速ギア機構と同様に、副変速駆動軸９と、後車軸ケース１４内のデフギア機構１５にギア噛合する副変速クラッチ軸１０との間に介設されているが、本実施例での副変速ギア機構１２は二段変速となっており、二列の副変速ギア列が両軸９・１０間に設けられている。
【００４２】
主変速出力軸３２と副変速駆動軸９とはギア機構３１にて連動連係されているが、このギア機構３２は、正転・逆転二列のギア列よりなっている。正転ギア列は主変速出力軸３１上に固設した駆動ギアと副変速駆動軸９上に遊嵌した従動ギアとを直接噛合したものであり、逆転ギア列は主変速出力軸３１上に固設した駆動ギアと副変速駆動軸９上に遊嵌した従動ギアとを、アイドルギアを介して噛合したものである。副変速駆動軸９上には軸方向に摺動自在にクラッチスライダ３３が設けられていて、副変速駆動軸９上のいずれかの従動ギアに係合し、副変速駆動軸９の回転を正転・逆転いずれかに設定する。
【００４３】
図１のＨＳＴのみからなる主変速機構の場合は、油圧ポンプ７の可動斜板の傾斜方向の切換えによりモータ軸８ａの回転方向を正逆に切換可能であるが、図２のＨＭＴからなる主変速機構では、主変速出力軸３１の回転方向は、油圧ポンプ７の可動斜板の傾斜方向の切換えに伴うモータ軸８ａの回転方向の切換えにかかわらず一定である。詳しくいえば、モータ軸８ａの回転力はポンプ軸７ａの回転力より低く抑えられるので、モータ軸８ａがポンプ軸７ａとは逆方向に回転していても、それによって主変速出力軸３１が逆転することはない。
【００４４】
従って、前後進切換操作を反映して後輪１８及び前輪２９の回転方向を前後逆転可能とするには、主変速出力軸３１から副変速クラッチ軸１０までの伝動系上のいずれかに回転方向の正逆切換え機構が必要である。このようなことから、図２のミッションケースＴ２内では、主変速出力軸３１と副変速駆動軸９との間に、前後進切換え用クラッチを伴うギア機構３１を介設しているのである。
【００４５】
次に、図３のミッションケースＴ３内においては、遊星ギア機構３４を設けており、この遊星ギア機構３４にて、フライホイル５ｄより延設されるエンジン出力軸５ｅと、副変速駆動軸９との回転力を合成し、その合力を、ＨＳＴ油圧ポンプ７のポンプ軸７ａに伝達する構造のＨＭＴを構成している。副変速駆動軸９は、ＨＳＴ油圧モータ８のモータ軸８ａとギア噛合するとともに、副変速出力軸１０との間で、高低二段の副変速ギア機構１２を介設している。なお、副変速出力軸１０には、高低二段いずれかのギア列を副変速出力軸１０に係合させるためのクラッチスライダ１３が摺動自在に嵌装されている。
【００４６】
図３の主変速機構たるＨＭＴでは、油圧ポンプ７の可動斜板の傾斜方向の切換えにより、モータ軸８の回転が正逆反転可能なので、これにギア噛合する副変速駆動軸９も正逆反転可能である。すなわち、主変速機構の出力回転が、油圧ポンプ７の可動斜板の傾斜方向切換えにより反転可能なので、図２に示すような前後進切換用の機構を別に設ける必要はない。
【００４７】
なお、油圧ポンプ７の可動斜板の傾斜方向で決定される副変速駆動軸９の回転方向が、前進設定時にはエンジン出力軸５ｅと逆になり、エンジン出力軸５ｅの回転を副変速駆動軸９にて減速した結果が遊星ギア機構３４の出力回転となり、これがポンプ軸７ａに伝達されて、ポンプ軸７ａを減速する。すなわち、主変速設定操作具（例えば後述の如くアクセルペダル）にて設定する前進設定速度を増加するほど、ポンプ軸７ａの回転速度は低減され、代わってエンジン出力軸５ｅの回転力がＨＳＴ出力をアシストし、主変速機構における伝動効率を向上させる。但し、最大前進設定速度に達するまで、減速する遊星ギア機構３４の出力回転が逆転することはなく、従って、ポンプ軸７ａの回転が逆転してしまうことはない。
【００４８】
後進設定時には、該副変速駆動軸９の回転方向がエンジン出力軸５ｅの回転方向と同一となり、エンジン出力軸５ｅの回転を副変速駆動軸９の回転で増速した結果が遊星ギア機構３４の出力回転となり、ポンプ軸７ａは主変速後進設定速度を増加させるほど増速される。このように、前進・後進いずれの場合にもポンプ軸７ａの回転方向は一定であり、前進・後進の切換えは、純粋に油圧ポンプ７の可動斜板の傾斜方向の切換えにより行われるのである。
【００４９】
図１〜図３に示す車両において、前進・後進それぞれの主変速速度設定を行う変速操作具として、好ましくは、アクセルペダルまたはアクセルレバーを装備し、この操作にて、同時にエンジン回転数の設定も行えるようにする。アクセルペダルを用いる場合には、前進用・後進用の踏み込み部を有し（例えば、前後中央部を枢支したシーソー式ペダルの前部を前進用、後部を後進用の踏込部とする。あるいは、前進用ペダルと後進用ペダルとを左右に並設する。）、それぞれの踏込部の踏込量に略比例的に応じた車速を現出するものとする。以後の電子ガバナ制御等の説明は、図１〜図３の各車両において、前後進それぞれの速度を設定可能な主変速操作具としてアクセルペダルを車両に備えていることを前提に行うものとする。
【００５０】
図４をもとに電子ガバナシステムについて説明する。電子ガバナコントローラ１の出力インタファイスには、電子ガバナコントローラ１からの出力信号にて電子制御されるスロットルアクチュエータ２、ポンプアクチュエータ３、モータアクチュエータ４を電気接続しており、一方、コントローラ１の入力インタフェイスには、アクセルペダル踏込角度センサＳ１、アクセルペダル踏込速度センサＳ２、エンジン負荷センサＳ３、エンジン回転数センサＳ４、車速センサＳ５、ポンプ斜板角度センサＳ６、モータ斜板角度センサＳ７、積荷重量センサＳ８を電気接続している。なお、エンジン負荷センサＳ３は、ＨＳＴ圧力センサに置き換えてもよい。また、車速センサＳ５は、以後の説明に対応するためには主変速出力軸たる副変速駆動軸９の回転を検出することが好ましいが、車速に対応する回転速度を検出するものであればよく、例えば車軸１７の回転を検出するものとしてもよい。各アクチュエータ２・３・４は、センサＳ１〜Ｓ８の検出値をもとに制御される。
【００５１】
ここで、図５〜図７より、図１〜図３の各主変速速度比（主変速機構（無段変速機構）の出／入力回転速度比。以後、単に「速度比」とする。）とポンプ・モータ斜板角度との関係について説明する。各速度比は、図１〜図３の各主変速機構の出力軸たる副変速駆動軸９の回転速度の、エンジン出力軸に対する比により求められる（エンジン回転数は一定とする）。図１の主変速機構は油圧ポンプ７・モータ８よりなるＨＳＴであり、主変速速度比は、モータ軸回転速度／ポンプ軸回転速度に置き換えてもよい。図５、図６、図７はそれぞれ、図１、図２、図３の主変速機構についての当該関係を示すものであり、それぞれのグラフにおいて、横軸は速度比Ｒを示しており、０点は速度比０（すなわち、副変速駆動軸９の回転速度が０となる状態）であることを示し、０点より右を正の速度比域（０〜＋ｒ（ｒ＞０））、左を負の速度比域（０〜−ｒ）としている。縦軸は斜板角度Ａであって、０点より上方を正の角度域、下方を負の角度域としている。グラフＰＡはポンプ斜板角度、グラフＭＡはモータ斜板角度である。図１、図３の主変速機構のように、ポンプ可動斜板の傾斜方向の切換えがそのまま前後進切換え操作となる様式の主変速機構においては、図５、図７にそれぞれ示す速度比Ｒ及びポンプ斜板角度ＰＡの正値域（０〜＋ｒ、０〜＋ｐａ）を前進用、負値域（０〜−ｒ、０〜−ｐａ）を後進用に割り当てる。
【００５２】
また、図５〜図７において、エンジン回転数を一定としていることを前提に、縦軸はポンプ軸・モータ軸等の軸回転速度Ｓをも示すものとしており、０点より上方の正の値を正転回転数（特に副変速駆動軸９については前進用回転数）、０点より下方の負の値を逆転回転数（特に副変速駆動軸９については後進用回転数）として割り当てている。グラフＰＳはポンプ軸７の回転数（ポンプ速度）、グラフＭＳはモータ軸８の回転数（モータ速度）、グラフＶＳは、主変速出力回転数に相当する副変速駆動軸９の回転数（主変速出力速度）、グラフＶＳ’は、図２の主変速機構における主変速出力軸３１の回転数（前進切換前の主変速出力速度）である。
【００５３】
図５〜図７よりわかるように、ポンプ斜板を中立位置（ＰＡ＝０）から傾動させる（０→＋ｐａ，０→−ｐａ）ほどにモータ軸８の正転速度（図１・図３では前進用回転速度）・逆転速度（図１・図３では後進用回転速度）が増大し、ポンプ斜板が最大傾斜位置に達してからは（ＰＡ＝＋ｐａまたは−ｐａ）、モータ斜板角度ＭＡを減少させる（＋ｍａ１→＋ｍａ２）ことでモータ軸８の回転速度を増大させる。図１及び図３に示すように前後進切換がＨＳＴのポンプ斜板傾斜方向の切換えによってなされる主変速機構において、純粋に速度比Ｒがアクセルペダルの踏込角度に比例的に変化すると仮定した場合に、非踏込状態（踏込角度０）から前進用踏込角度・後進踏込角度それぞれを増大させるほどにポンプアクチュエータ３を駆動し、ポンプ可動斜板角度ＰＡ（前進時は０〜＋ｐａ、後進時は０〜−ｐａ）を増大する（ポンプ７の容量を増大する）。この間、モータ可動斜板角度ＭＡは最大値＋ｍａ１で固定されている（モータアクチュエータ４が固定されている）。ポンプ可動斜板角度ＰＡが前進・後進域それぞれの最大角度（＋ｐａまたは−ｐａ）に達してからなおもアクセルペダルを踏み込むと、モータアクチュエータ４が駆動し、該踏込角度の増大に比例して、モータ可動斜板角度ＭＡを最小値＋ｍａ２まで減少する（モータ８の容量を小さくする）。これにより、モータ速度ＭＳは、最高速度（前進駆動時は＋ｍｓ、後進駆動時は−ｍｓ）に達する。
【００５４】
図１の主変速機構はＨＳＴのみからなるものであって、図５に示す如く、ポンプ・モータ斜板の制御によりモータ速度ＭＳを−ｍｓ→０→＋ｍｓと変化させる間、ポンプ速度ＰＳは一定に保持され、減速ギアを介してモータ軸８とギア噛合する副変速駆動軸９の回転速度ＶＳがモータ速度ＭＳに比例して変化する。ポンプ斜板角度ＰＡを０にしてモータ速度ＭＳを０にすれば、主変速出力速度ＶＳも０になり、すなわち速度比Ｒが０になる。
【００５５】
図２の主変速機構は、遊星ギア機構３０にて、エンジン出力軸に直結されるポンプ軸７と、モータ軸８との回転を合成し、その合力により主変速出力軸３１を駆動するＨＭＴであり、図６に示す如く、ポンプ・モータ斜板の制御によりモータ速度ＭＳを−ｍｓ→０→＋ｍｓと変化させる間、ポンプ速度ＰＳは一定に保持される。ポンプ斜板角度ＰＡを０にした時、モータ速度ＭＳは０となるが、ポンプ軸７が駆動しているので、主変速出力軸３１の回転速度ＶＳ’は０にはならない。遊星ギア機構３０は、モータ速度ＭＳが負の最大値（−ｍｓ）の時、すなわち、ポンプ斜板が通常の後進用回動域の最大傾動位置（ＰＡ＝−ｐａ）にあり、かつモータ斜板が最小傾斜角位置（ＭＡ＝＋ｍａ２）にある時に、回転速度ＶＳ’が０（すなわち、速度比Ｒ＝０）になるよう設定されており、モータ速度ＭＳを−ｍｓ→０→＋ｍｓと変移させるにつれ、前後進設定前の主変速出力速度ＶＳ’は比例増大する。このように、主変速出力軸３１は一方にのみ回転するものであり、前記クラッチスライダ３３を、好ましくはＶＳ’＝０の時に（自動）切換操作し、ポンプ斜板・モータ斜板の傾動により主変速出力軸９の前進用回転（ＶＳ＞０）及び後進用回転（ＶＳ＜０）を得るのである。
【００５６】
図３の主変速機構は、遊星ギア機構３４で合成したエンジン出力軸５ｅとモータ軸８ａとの回転合力をポンプ軸７に伝達するＨＭＴであり、図７に示す如く、ポンプ・モータ斜板の制御によりモータ速度ＭＳを−ｍｓ→０→＋ｍｓと変化させる間、モータ軸８に減速ギアを介してギア噛合する副変速駆動軸９の回転速度ＶＳがモータ速度Ｖ８に比例して変化する。ポンプ斜板角度ＰＡを０にすれば、モータ速度ＭＳ、主変速出力速度ＶＳともに０となる。そして、遊星ギア機構３４による回転アシストにより、ポンプ速度ＰＳは、モータ速度ＭＳを後進用最大速度−ｍｓから前進用最大速度＋ｍｓへと変移させるにつれ、  比例的に減少する。すなわち、ポンプ速度ＰＳは、前進時には設定速度を増大させるほど減少し、後進時には設定速度を増大させるほど増大する。
【００５７】
図１〜図３の各電子ガバナコントローラ１においては、以上のような図５〜図７に示す速度比Ｒ、ポンプ・モータの可動斜板角度、各軸の回転速度の関係（但し、エンジン回転数が一定であることを前提とする）が記憶されており、これをもとにして、アクセルペダルの踏込みに応じてポンプアクチュエータ３またはモータアクチュエータ４を制御し、ポンプ斜板またはモータ斜板を制御する。
【００５８】
基本的に図１〜図３の各主変速機構を制御する電子ガバナは、アクセルペダルの踏込角度（踏込角度センサＳ１の検出値）に応じてスロットルアクチュエータ２及び／または、ポンプアクチュエータ３またはモータアクチュエータ４を駆動して、車速を該踏込速度に略比例的に増大させるものである。（フィードバックとして、エンジン回転数センサＳ４、車速センサＳ５（副変速駆動軸９等の回転速度センサ）、ポンプ斜板角度センサＳ６、モータ斜板角度センサＳ７の検出値を用いる。）特に乗用車と同じ感覚で運転できるようにするには、このようにアクセルペダルの踏込角度と車速との実質的な比例関係が主変速速度の全設定範囲でなされていることが好ましい。すなわち、図１〜図３の各実施例における（前後進設定後の）主変速出力軸たる副変速駆動軸９の回転速度ＶＳを、アクセルペダルの踏込角度に比例して変化させるものとすればよい。しかし、このようなアクセル踏込角度と車速との関係を現出しながらも、エンジン負荷を抑えること等を目的として、スロットルアクチュエータ２によるエンジン回転数の変化と、ポンプアクチュエータ３またはモータアクチュエータ４によるＨＳＴ速度比の変化との間の関係を様々に工夫することができる。このエンジン回転数とＨＳＴ速度比との様々な関係を現出したエンジン・主変速制御についての、図８〜図１１に示す各実施例を説明する。なお、便宜上、前進時のみについて説明する。
【００５９】
図８（１）、（２）、（３）は、アクセルペダルによる中〜高速域設定中のエンジン回転数を定格値に固定するものとしたものであり、図８（１）、（２）、（３）の横軸は共通に、アクセルペダル踏込角度（前進時のものとする）Ｄを示しており、（１）の縦軸は速度比Ｒ、（２）の縦軸はエンジン回転数ＥＳ、（３）の縦軸は副変速出力軸９の回転速度（主変速出力速度）ＶＳを示している。なお、（３）の縦軸として副変速出力軸９の回転速度を採用したのは、副変速前でかつ前後進設定後の主変速機構の出力軸として採用したのであって、その他、例えば車軸１７の回転速度のように、車速に対応する回転速度（すなわち車速センサＳ７の検出値に該当する値）であればよい。以後は、ＶＳを車速として説明する。
【００６０】
まず、（１）・（２）に示すように、踏込角度Ｄが０からｄ１までの間は、エンジン回転数ＥＳ、速度比Ｒともに比例的に、すなわち、それぞれ一定の増加率（第一エンジン回転数増加率、第一速度比増加率）で増加させるものとしている。なお、特に図１、図３の実施例では、この間、速度比Ｒの変化は、当初、ポンプ斜板角度ＰＡの変更による。すなわち、踏込角度Ｄの増大に応じて、スロットルアクチュエータ２の制御によりスロットルバルブ５ａの開度を増大させるとともに、ポンプアクチュエータ３の制御によりポンプ斜板角度ＰＡを増大させる。もし、踏込角度Ｄがｄ１に到達する前にポンプ斜板角度ＰＡが最大角度＋ｐａに達すれば、その後はモータアクチュエータ４の制御によりモータ斜板角度ＭＡをその最大値＋ｍａ１より減少させる。そして、踏込角度Ｄが０〜ｄ１の間は、（３）に示すように、車速ＶＳは、踏込角度Ｄの増加に伴い一定の増加率で増加する。
【００６１】
踏込角度Ｄがｄ１に達すると、（２）に示すように、エンジン回転数ＥＳが定格値ｅｆに達する。そして、踏込角度Ｄをｄ１より大きくする間は、燃費抑制や騒音抑制のため、この定格値ｅｆを保持している。なお、一定値ｅｆに保持するのではなく、踏込角度Ｄの０〜ｄ１の間におけるエンジン回転数ＥＳの増加率よりも小さな増加率（第二エンジン回転数増加率）で増加させるものとしてもよい。そして、踏込角度Ｄがｄ１以上の場合にも、ｄ１より小さい時と同じ変化率で車速ＶＳを変化させるために、速度比Ｒの増加率を、踏込角度Ｄがｄ１よりも小さい時の増加率よりも大きくしている（第二速度比増加率）。
【００６２】
踏込角度Ｄがｄ２に達すると、速度比Ｒが最大値＋ｒに達する（すなわち、モータ斜板角度ＭＡが最小値＋ｍａ２となる）。それより更に踏込角度Ｄを増大させると、それまで定格値ｅｆに保持されていたエンジン回転数ＥＳが、踏込角度Ｄが最大値ｄｍに達するまで、最大値ｅｍへと増大する。この踏込角度Ｄのｄ２〜最大値ｄｍ間におけるエンジン回転数ＥＳの増加率は、速度比Ｒの増加がない分、０〜ｄ１におけるエンジン回転数ＥＳの増加率よりも大きくしている（第三エンジン回転数増加率）。こうして、アクセルペダル踏込角度Ｄの０から最大値ｄｍまでの全域において、（３）に示すように、車速ＶＳは、一定の増加率で最高速度ｖｍまで増大するのである。
【００６３】
図９（１）・（２）・（３）は、エンジン回転数ＥＳを早く定格値ｅｆに到達させるように設定した場合の制御グラフである。すなわち、（２）に示すように、エンジン回転数ＥＳを当接Ｄに到達させる踏込角度Ｄを、ｄ１より小さなｄ０としており、踏込角度Ｄの０からｄ０までの増加の間、エンジン回転数ＥＳの増加率（第一エンジン回転数増加率）を図８の踏込角度Ｄの０〜ｄ１における第一エンジン回転数増加率よりも大きくし、一方、（１）に示すように、この間、速度比Ｒの増加率（第一速度比増加率）を、エンジン回転数増加率の増加の分、小さくしている。踏込角度Ｄがｄ０からｄ２に達するまで、エンジン回転数ＥＳは定格値ｅｆで保持され、速度比Ｒはその間増大して、踏込角度Ｄがｄ２の時に最大値＋ｒに達する。その後、踏込角度Ｄが最大値ｄｍに達するまでは、速度比Ｒは＋ｒのまま保持され、代わってエンジン回転数ＥＳが最大値（最大トルク値）ｅｍまで増大する。以上のような制御がなされることで、車速ＶＳは（３）で示すように、図８（３）の場合と同様に、踏込角度Ｄが０〜ｄｍへと増大するにつれ比例的に最大値ｖｍまで増大するのである。
【００６４】
図８のマップと図９のマップは電子ガバナコントローラ１において記憶され、様々な条件に応じて、いずれのマップを用いてアクチュエータ２・３・４を制御するかが選択される。その条件の一つとしては、アクセルペダルの踏込速度が挙げられる。すなわち、アクセルペダル踏込速度センサＳ２にて検出される値が一定値以上の時に図９のマップを採択し、該検出値が該一定値未満の時には図８のマップを採択する。アクセルペダルを速く踏み込むということは、急な加速を所望していることを意味するが、ポンプ斜板やモータ斜板の動きはエンジンのスロットルバルブの動きよりも反応が鈍い（ペダル踏込角度の変化に斜板の動きが追いつかない）ため、図８のマップを用いると、思うような加速が得られない。そこで、図９のマップを用いて、踏込初期においてスロットルバルブ５ａの動きによるエンジン回転数の増大で車速を迅速に増加させるのである。一方、アクセルペダルの踏込速度が該一定値未満の時には、スロットルバルブの動きとポンプ斜板・モータ斜板の動きとの間の反応速度の差がなくなるので、エンジンの燃費抑制を主眼として、エンジン回転数の増加率を低減すべく、図８のマップを用いるのである。
【００６５】
なお、踏込速度センサＳ２の検出値が一定以上であることにより選択した図９のマップに基づいて加速し、やがて所望速度に到達すれば、図８の燃費抑制用の制御マップに戻してアクチュエータ２・３・４を制御する。
【００６６】
アクセルペダル踏込速度以外の図８・図９のマップ選択の条件として、積荷重量センサＳ８で検出される積荷重量を基準とすることも考えられる。すなわち、検出される積荷重量が一定以上の時は、図９のマップを選択し、特に車両始動時に速度比Ｒを小さく抑えて（減速比を大きくして）伝動系への負荷を低く抑える一方で、エンジン回転数の上昇を早くする。積荷重量が該一定値未満の時は図８のマップを選択し、速度比Ｒの増加率を高める一方でエンジン回転数の増加率を低く抑えて低燃費走行を実現する。また、本実施例の電子ガバナを仕様の異なる車両に搭載する場合に、その車両の重量に合わせて図８・図９のいずれかのマップを選択することも考えられる。すなわち、該車両重量が大きい場合には図９のマップを選択することで、伝動系への負荷を低減し、小さい場合には図８のマップを採用して低燃費走行を実現するのである。
【００６７】
また、図９のマップを通常運転用、図８のマップをオーバーラン対応の緊急時用として採択し、車両が坂道下降時にオーバーランとなった場合に、図９のマップを用いてエンジン回転数ＥＳを下げ、その分、速度比Ｒを引き上げるものとすることも考えられる。すなわち、この場合は逆に、車速ＶＳの増加にスロットルバルブの動きよりもポンプ・モータ斜板の動きを優先させることで、アクセル踏込角度Ｄの増加に対する車速ＶＳの増加反応を鈍くし、オーバースピードを回避するのである。なお、オーバーランの検出には、エンジン回転数センサＳ４と車速センサＳ５との検出値の比較結果、あるいは、ＨＳＴのポンプ速度ＰＡとモータ速度ＭＡとの比較結果等を用いることが考えられる。すなわち、出力側の速度が入力側の速度に対して異様に高いことが検出された場合には、オーバーランと判断すればよいのである。
【００６８】
燃費抑制用の制御マップとしては、図８のものに代えて、図１０（１）・（２）・（３）に示すようなマップを用いることも考えられる。図１０では（２）に示すように、踏込角度Ｄの小さい低速域ではエンジン回転数ＥＳの増加率を低く抑え、徐々に該増加率を増やしていく。踏込角度Ｄが最大踏込角度ｄｍに到達するまで、このように増加率を徐々に増やしながら最大回転数ｅｍまでエンジン回転数ＥＳを増加するようにし、全体としてグラフＥＳが（２）のように下方湾曲状の曲線を描くようにする。このようなエンジン回転数の変化を補うように、速度比Ｒは、踏込初期にその増加率を大きくし、踏込最大角度ｄｍに至るまで徐々に増加率を小さくしながら最大速度比＋ｒまで増加するものとし、グラフＲ全体が上方湾曲状の曲線になるようにしている。こうして、車速ＶＳは、踏込角度Ｄの増加に応じて一定の増加率で（すなわち比例的に）増加し、最大踏込角度ｄｍで最大車速ｖｍに到達するのである。
【００６９】
次に、図８の制御マップの、過負荷検出時等における応用例について、図１１より説明する。なお、図１１（１）・（２）・（３）は、踏込角度Ｄをｄ３（＞ｄ１）で固定して定速走行（ＶＳ＝ｖｓ１）を行っている時にエンジン負荷センサＳ３が過負荷であることを検出した場合を想定して描かれている。まず、踏込角度Ｄを踏込角度ｄ３まで踏み込む過程（エンジン負荷センサＳ３の検出値は一定値未満である）では、エンジン及び主変速機構は、図８のマップをもとにスロットルアクチュエータ２及び（または）ポンプアクチュエータ３またはモータアクチュエータ４を制御して、燃費抑制を重視して車速ＶＳを増加させるものであり、踏込角度Ｄがｄ１より大きくなると、エンジン回転数ＥＳは定格値ｅｆに保持され、速度比Ｒのみを増加することで車速ＶＳをｖｓ１まで増加する。
【００７０】
踏込角度Ｄをｄ３に保持して定速走行を行っている時に、エンジン負荷センサＳ３が一定値以上の負荷を検出、すなわち、過負荷であることが検出されると、運転手により、あるいは自動でアクセルペダルがさらに深く踏み込まれ、その踏み込みにより、緊急にスロットルアクチュエータ２を駆動して、本来は定格値ｅｆに保持したままであるはずのエンジン回転数ＥＳを最大トルク値ｅｍまで上昇する（図１１（２）参照）。この間も、踏込角度Ｄに対する車速ＶＳの変化率を、この緊急制御前の変化率と同じに保持するため、速度比Ｒを踏込角度Ｄの増加とともに低減する（図１１（１）参照）。
【００７１】
こうして、踏込角度Ｄをｄ４とした時にエンジン回転数ＥＳは最大トルク値ｅｍに到達し、このエンジン回転数ＥＳを保持したまま（すなわち、踏込角度ｄ４を保持したまま）走行する。なお、踏込角度Ｄがｄ４を超えてしまった場合は、エンジン回転数ＥＳをやや最大トルク値ｅｍより落とし、その分、速度比Ｒを増加して、車速ＶＳの踏込角度Ｄに対する変化率を保持する（図１１（３）に示す踏込角度Ｄ（０〜ｄｍ）に対する車速ＶＳ（０〜ｖｍ）の関係を確保）。このようにエンジン回転数を高く保持して走行しているうちに、エンジンエンジン負荷センサＳ３の検出値が一定値未満になると、過負荷状態から解放されたものと判断して、しばらくエンジン回転数ＥＳを最大トルク値ｅｍを保持した後、図８のマップに基づく制御に移行し、エンジン回転数ＥＳは定格値ｅｆまで低下され、それを補うべく速度比Ｒを変化させて、またもとの踏込角度ｄ３で定速走行（ＶＳ＝ｖｓ１）を行えるようになる。
【００７２】
本発明を採用した作業車両は、特には作業時において定速走行をする一方で作業場への移動のため等の路上走行時等に、通常の乗用車と同じような変速感覚を得られるように加速性能を得られるものであり、快適性・操作容易性・安全性等に優れ、農用トラクタ、運搬車その他の作業車両として適用できる。
【図面の簡単な説明】
【００７３】
【図１】本発明に係る電子ガバナを採用した作業車両の走行伝動系における第一実施例のスケルトン図であって、主変速機構をＨＳＴとしたものである。
【図２】本発明に係る電子ガバナを採用した作業車両の走行伝動系における第二実施例のスケルトン図であって、主変速機構を出力分割型ＨＭＴとしたものである。
【図３】本発明に係る電子ガバナを採用した作業車両の走行伝動系における第三実施例のスケルトン図であって、主変速機構を入力分割型ＨＭＴとしたものである。
【図４】本発明の作業車両の速度制御方法を現出するための電子ガバナブロック図である。
【図５】図１の主変速機構におけるポンプ・モータ斜板角度、各軸速度、及び速度比の関係を示す図である。
【図６】図２の主変速機構におけるポンプ・モータ斜板角度、各軸速度、及び速度比の関係を示す図である。
【図７】図３の主変速機構におけるポンプ・モータ斜板角度、各軸速度、及び速度比の関係を示す図である。
【図８】本発明によるエンジン回転数・速度比の第一制御を示すグラフであって、（１）はアクセルペダル踏込角度に対する速度比の変化、（２）はアクセルペダル踏込角度に対するエンジン回転数の変化、（３）はアクセルペダル踏込角度に対する車速の変化を示す図である。
【図９】本発明によるエンジン回転数・速度比の第二制御を示すグラフであって、（１）はアクセルペダル踏込角度に対する速度比の変化、（２）はアクセルペダル踏込角度に対するエンジン回転数の変化、（３）はアクセルペダル踏込角度に対する車速の変化を示す図である。
【図１０】本発明によるエンジン回転数・速度比の第一制御を変容した第三制御を示すグラフであって、（１）はアクセルペダル踏込角度に対する速度比の変化、（２）はアクセルペダル踏込角度に対するエンジン回転数の変化、（３）はアクセルペダル踏込角度に対する車速の変化を示す図である。
【図１１】前記第一制御中に過負荷を検出した場合の制御を示すグラフであって、（１）はアクセルペダル踏込角度に対する速度比の変化、（２）はアクセルペダル踏込角度に対するエンジン回転数の変化、（３）はアクセルペダル踏込角度に対する車速の変化を示す図である。
【符号の説明】
【００７４】
１      電子ガバナコントローラ
２      スロットルアクチュエータ
３      ポンプアクチュエータ
４      モータアクチュエータ
５      エンジン
５ａ    スロットルバルブ
７      油圧ポンプ
７ａ    ポンプ軸
８      油圧モータ
８ａ    モータ軸
９      副変速駆動軸（主変速出力軸）
ＰＡ    ポンプ斜板角度
ＭＡ    モータ斜板角度
ＰＳ    ポンプ速度
ＭＳ    モータ速度
ＥＳ    エンジン回転数
ＶＳ    主変速出力回転速度（車速）
Ｒ      速度比（無段変速機構の出／入力回転速度比）
【図１】
2006007819.tif 000003
【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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