(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
前部にＨＳＴ（２１）を配置し、後部に遊星歯車機構（１０）を配置し、前記ＨＳＴ（２１）と遊星歯車機構（１０）により変速するＨＭＴ駆動モードと、ＨＳＴ（２１）のみにより変速するＨＳＴ駆動モードとを切り換え可能とした油圧−機械式変速装置において、制御装置（９０）において、エンジン（２０）の回転数を検出する検出器（８３）、ＨＳＴ（２１）の油圧モータ回転数を検出する検出器（８１）、主変速レバー（８４）の位置を検出する検出手段（８４ａ）からの情報で、変速比による出力軸（２７）の目標回転数（Ｍｐ）を算出し、車軸に連動している出力軸（２７）の回転数を検出する検出器（８２）から得られる実際の出力軸（２７）の回転数（ｍ）と、目標回転数（Ｍｐ）の差（Ｍ）（Ｍ＝Ｍｐ−ｍ）を算出し、該算出した差（Ｍ）の値を、ＨＳＴ（２１）に掛かる負荷と推測し、差（Ｍ）の値と、補正値（Δｒ０）との対応関係を表すマップを予め作成し、制御装置（９０）に記憶させておき、該マップに基づいて付加に対応した補正値（Δｒ０）を定め、該補正値（Δｒ０）は車両を増速させようと主変速レバー（８４）を操作するときは、ＨＳＴ（２１）の減速側に可動斜板（２２ａ）の傾斜角を補正する値とし、車両を減速させようと操作するときは増速側に傾斜角を補正する値とし、検出されたＨＳＴ（２１）に掛かる負荷の値に応じて決定した補正値（Δｒ０）だけ、ＨＳＴ斜板角をオフセット制御することを特徴とする油圧−機械式変速装置。
【請求項２】
請求項１の油圧−機械式変速装置において、該補正値（Δｒ０）は、１回前の制御ループにおいて検出されたＨＳＴ（２１）に掛かる負荷に対応して決定される値とし、該補正値（Δｒ０）によるＨＳＴ斜板角のフィードバック制御を、断続的に行うことを特徴とする油圧−機械式変速装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、作業車両等に備えられる油圧−機械式変速装置（ＨＭＴ）に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、ＨＳＴ（油圧式無段変速機構）と遊星歯車機構とを組み合わせた油圧−機械式変速装置（ＨＭＴ）が知られている。ＨＳＴは可変容量型の油圧ポンプの可動斜板を主変速操作手段と連結連動して、該主変速操作手段を回動操作することにより油圧ポンプからの吐出量を変更して出力回転数を変更して主変速を行い、主変速操作手段を中立位置から逆方向に回動することにより前後進を切り換えて、同時に変速を行えるようにしている。
【０００３】
そして、油圧−機械式変速装置において、例えば、特開２００１−１０８０６１号公報に掲載されているように、変速装置の変速比が設定値より低速側にあるときは、第一のクラッチが係合されてＨＳＴの出力回転を車軸に出力する「ＨＳＴ駆動モード」とし、増速されて前記変速比が前記設定値を上回った場合は、第二のクラッチが係合されてＨＳＴの出力回転とエンジンの出力回転とを合成して車軸に出力する「ＨＭＴ駆動モード」とするよう構成されたものが、提案されている。
【０００４】
上述の従来技術では、加速あるいは減速されて車両の変速比が、予め定められた切換変速比と等しくなる点でＨＳＴ駆動モード」と「ＨＭＴ駆動モード」間の切換が行われるように構成している。しかし、車両の変速比が切換変速比と等しくなったことが検知されてから「ＨＭＴ駆動モード」に切り換えるよう動作するのでは、実際に「ＨＭＴ駆動モード」となるまでに、電気的な時間遅れと機械的な時間遅れとに起因するタイムラグが生じてしまい、ＨＳＴの出力回転とＨＭＴの出力回転とのズレが生じ、モード切換時のショックの原因となる。また、ＨＳＴは負荷が大きくなると、回路内の油圧が上昇し、油圧が上昇するとＨＳＴの特性上、油の漏れや圧縮により容積効率が低下し、油圧ポンプの可動斜板の角度が一定であっても油圧−機械式変速装置の車軸に連動する出力軸の回転数が変化し、すなわち、車速が変化する。従って、ＨＳＴに掛かる負荷を加味した制御をしなければ、所望の加速及び減速を得られなくなるという事態が生じることがある。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
そこで本発明では、ＨＳＴに掛かる負荷を検出し、該検出値に応じてＨＳＴ斜板角を減速側（又は増速側）に変更させる制御を行うようにし、モード切換時や加速・減速時のショックを排除しようとするものである。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
本発明の解決しようとする課題は以上の如くであり、次に、この課題を解決するための手段を説明する。
【０００７】
請求項１においては、前部にＨＳＴ（２１）を配置し、後部に遊星歯車機構（１０）を配置し、前記ＨＳＴ（２１）と遊星歯車機構（１０）により変速するＨＭＴ駆動モードと、ＨＳＴ（２１）のみにより変速するＨＳＴ駆動モードとを切り換え可能とした油圧−機械式変速装置において、制御装置（９０）において、エンジン（２０）の回転数を検出する検出器（８３）、ＨＳＴ（２１）の油圧モータ回転数を検出する検出器（８１）、主変速レバー（８４）の位置を検出する検出手段（８４ａ）からの情報で、変速比による出力軸（２７）の目標回転数（Ｍｐ）を算出し、車軸に連動している出力軸（２７）の回転数を検出する検出器（８２）から得られる実際の出力軸（２７）の回転数（ｍ）と、目標回転数（Ｍｐ）の差（Ｍ）（Ｍ＝Ｍｐ−ｍ）を算出し、該算出した差（Ｍ）の値を、ＨＳＴ（２１）に掛かる負荷と推測し、差（Ｍ）の値と、補正値（Δｒ０）との対応関係を表すマップを予め作成し、制御装置（９０）に記憶させておき、該マップに基づいて付加に対応した補正値（Δｒ０）を定め、該補正値（Δｒ０）は車両を増速させようと主変速レバー（８４）を操作するときは、ＨＳＴ（２１）の減速側に可動斜板（２２ａ）の傾斜角を補正する値とし、車両を減速させようと操作するときは増速側に傾斜角を補正する値とし、検出されたＨＳＴ（２１）に掛かる負荷の値に応じて決定した補正値（Δｒ０）だけ、ＨＳＴ斜板角をオフセット制御するものである。
【０００８】
請求項２においては、請求項１の油圧−機械式変速装置において、該補正値（Δｒ０）は、１回前の制御ループにおいて検出されたＨＳＴ（２１）に掛かる負荷に対応して決定される値とし、該補正値（Δｒ０）によるＨＳＴ斜板角のフィードバック制御を、断続的に行うものである。
【０００９】
【発明の実施の形態】
次に、発明の実施の形態を説明する。図１はＨＭＴ式変速装置のスケルトン図、図２はＨＳＴの側面断面展開図、図３はミッション前部の側面断面展開図、図４はＨＳＴ斜板制御のための構成を示す説明図である。図５は車両の変速比とＨＳＴ変速比との関係を示した図、図６はＨＳＴ変速比と時間との関係を示した図、図７は制御装置の速度制御に係るメインフロー図、図８はＨＳＴ斜板角制御ブロックに係るフロー図、図９はＨＳＴモードからＨＭＴモードへの切換時におけるフロー図、図１０はＨＳＴモードからＨＭＴモードへの切換時におけるＨＳＴ斜板角の制御を示した図、図１１はＨＳＴモードからＨＭＴモードへの切換時におけるＨＳＴ斜板角の制御を示した図、図１２はＨＳＴモードからＨＭＴモードへの切換時におけるＨＳＴ斜板角の制御を示した図である。
【００１０】
以下に、本実施例に係る油圧−機械式変速装置（ＨＭＴ）を搭載した作業車両について説明する。
〔走行駆動系〕
まず、走行駆動系を説明する。図１及び図２に示すようにＨＳＴ２１は油圧ポンプ２２及び油圧モータ２３を備えており、両者２１・２２は平板状のセンタセクション３２に付設されて、ＨＳＴハウジング３１内に収容されている。前記センタセクション３２はミッションケース３３に固設されている。
【００１１】
ＨＳＴ２１の油圧ポンプ２２の回転軸心をポンプ出力軸２５が貫通しており、該ポンプ出力軸２５は駆動源であるエンジン２０からの動力を該油圧ポンプ２２に伝達するとともに、遊星歯車機構１０に伝達させ、更には後述するＰＴＯ駆動系を介して、ＰＴＯ軸５３へも動力を伝達させている。該ポンプ出力軸２５には油圧ポンプ２２のシリンダブロック２２ｂが係合されて相対回転不能とされ、ポンプ出力軸２５とともにシリンダブロック２２ｂが駆動される構成になっている。該シリンダブロック２２ｂには複数のプランジャ２２ｃが摺動自在に配設され、該プランジャ２２ｃの頭部には可動斜板２２ａが当接している。該可動斜板２２ａは傾動自在に枢支され、その傾斜角を調節することにより油圧ポンプ２２の容積を変更することができる。
【００１２】
油圧ポンプ２２により吐出された作動油は、センタセクション３２に設けられた油路を介して油圧モータ２３に送油される。そして、同様にシリンダブロック、プランジャ等より構成される固定容積型の油圧モータ２３を駆動させることによって、該油圧モータ２３のモータ出力軸２６の回転速度及び方向を制御する構成になっている。なお、本実施例のＨＳＴ２１では油圧ポンプのみを可変容積型とし、油圧モータは固定容積型としているが、その構成のＨＳＴに限るものでもない。例えば、油圧ポンプと油圧モータの双方を可変容積型とする構成でも、本発明を適用することができる。
【００１３】
ミッション３０の構成について、図１乃至図４を参照して説明する。ミッション３０はミッションケース３３により被装されており、該ミッションケース３３にはポンプ出力軸２５、モータ出力軸２６、出力軸２７、副変速軸２８、ＰＴＯ軸５３等が水平で前後方向に配設され、それぞれ回動自在に支持されている。また、ミッションケース３３内には遊星歯車機構１０が設けられている。遊星歯車機構１０は前記ＨＳＴ２１の後方に配設され、後述するサンギア１、プラネタリギア２、リングギア３、キャリア５等より構成されている。
【００１４】
一方、ＨＳＴ２１のモータ出力軸２６にはリングギア３のボス部３ａと、ギア１２が遊嵌されており、該リングギア３のボス部３ａと該モータ出力軸２６との間には第一の油圧パッククラッチ１３が、ギア１２とモータ出力軸２６との間には第二の油圧パッククラッチ１４が、それぞれ介在させてある。この二つの油圧パッククラッチ１３・１４は二つの駆動モード（ＨＭＴ駆動モードとＨＳＴ駆動モード）を切り換えるために用いられ、駆動モードに応じて二つの油圧パッククラッチ１３・１４のうちいずれか一方を係合させ他方を係合解除させることにより、リングギア３又はギア１２のいずれか一方を介して出力軸２７に動力が伝達されることとなる。
【００１５】
一方、前記ポンプ出力軸２５は前記ＨＳＴ２１のセンタセクション３２を貫通してミッションケース３３内に延出しており、該延出部分上にポンプ側入力ギア８を外嵌している。該ポンプ側入力ギア８と、サンギア１に同心的に遊嵌したキャリア５の前部外周面に形成したギア５ａとが噛合して、キャリア５を回転させている。そして、該キャリア５には、前記サンギア１及びリングギア３と噛合する複数のプラネタリギア２・２が支承されて、これらの、サンギア１、プラネタリギア２・２、リングギア３、キャリア５等よりで遊星歯車機構１０を構成している。
【００１６】
この遊星歯車機構１０を説明する。遊星歯車機構１０の第一の要素たるサンギア１は出力軸２７に遊嵌され、プラネタリギア２は前記サンギア１と、前記サンギア１に同心して配置された、第三の要素たるリングギア３に噛合している。ここでプラネタリギア２は、出力軸２７上に遊嵌された第二の要素たるキャリア５に回転自在に支持され、自転しながら該キャリア５とともに公転し得るように構成されている。該キャリア５の前部にはギア５ａが形成されており、該ギア５ａは、前記ポンプ出力軸２５上に外嵌されたポンプ側入力ギア８と噛合している。
【００１７】
一方、前記出力軸２７と平行にＨＳＴ２１のモータ出力軸２６が配設されており、該モータ出力軸２６上にはモータ側入力ギア９が固定されて、出力軸２７に遊嵌したサンギア１の前部に外嵌固定したギア６とモータ側入力ギア９が噛合してサンギア１を回転駆動している。このモータ出力軸２６上には、モータ側入力ギア９の後方に更にギア１５が固設してあり、該ギア１５は、前記出力軸２７上に遊嵌される前記ギア１２と噛合している。
【００１８】
図１で示すように出力軸２７の後端にはカップリングを介して伝達軸３４が連結されており、該伝達軸３４の後部に二つのギア１７・１８を固定している。前記伝達軸３４と平行に副変速軸２８が支持され、該副変速軸２８上にはギア６０・６１が遊嵌されており、該ギア６０・６１が前記ギア１７・１８に噛合して互いに異なる回転数で駆動している。そして、副変速軸２８に設けられた副変速クラッチ６２を操作することにより、ギア６０・６１のうちいずれか一方の回転駆動力を副変速軸２８に伝達できるように構成し、副変速機構を構成している。該副変速軸２８の後端にはベベルギア６９が形設され、該ベベルギア６９を介して後輪デフ７０に動力が伝達される。
【００１９】
また図１に示すように、副変速軸２８の前端部には二つのギア６３・６４が固設されており、該ギア６３・６４は前輪出力軸２９上に遊嵌されたギア６５・６６にそれぞれ噛合し、該ギア６５・６６を異なる回転数で駆動している。また、前輪出力軸２９上には二つの油圧クラッチ６７・６８が設けられており、該油圧クラッチ６７・６８のうちいずれか一方を接続することにより、ギア６５・６６のいずれか一方の回転駆動力を前輪出力軸２９に伝達できるようにし、前輪増速切換機構を構成している。
【００２０】
〔ＰＴＯ駆動系〕
次に、図１を参照してＰＴＯ駆動系を説明する。前記ポンプ出力軸２５の後端はＰＴＯクラッチ４０を介してＰＴＯ入力軸４１に伝達される。ＰＴＯ入力軸４１の後端には三つのギア４２・４３・４４が相対回転不能に挿嵌され、それぞれＰＴＯ副変速軸４５に遊嵌されたギア４６・４７・４８に噛合している。そして、ＰＴＯ副変速クラッチ４９の操作により三段階に変速された出力が、ギア５０・５２・５４を介してＰＴＯ軸５３に伝達され、作業機等に動力を伝達するよう構成している。
【００２１】
〔各駆動モードにおける駆動伝達構成〕
次に、以上の構成におけるトランスミッションにおいて、ＨＭＴ／ＨＳＴの各駆動モードにおける走行駆動系の駆動伝達構成を説明する。
【００２２】
〔ＨＭＴ駆動モード〕
最初に、ＨＭＴ駆動モードとしたときの駆動伝達構成について説明する。ＨＭＴ駆動モードにおいては前記二つの油圧パッククラッチ１３・１４のうち第一の油圧パッククラッチ１３は係合され、第二の油圧パッククラッチ１４は係合を解除される。
【００２３】
エンジン２０に連結されたポンプ出力軸２５に固設のポンプ側入力ギア８が、前記キャリア５に形成されたギア５ａに噛合しているので、ポンプ出力軸２５の回転出力が遊星歯車機構１０のキャリア５に伝達される。一方、モータ出力軸２６の回転出力によって、モータ側入力ギア９とサンギア１の前部に固設のギア６が噛合してサンギア１が回転駆動されている。従って、前記キャリア５に支持され、更に前記サンギア１に噛合しているプラネタリギア２には、両者５・１の回転が合成されて伝達され、該合成された駆動力が、該プラネタリギア２に噛合するリングギア３に伝達される。
【００２４】
そして、ＨＭＴ駆動モードにおいては前記第一の油圧パッククラッチ１３が係合するよう制御されるので、リングギア３の回転動力が出力軸２７に伝達される。出力軸２７の動力は副変速軸２８を経て後輪や前輪に伝達され、車両が駆動されることとなる。
【００２５】
〔ＨＳＴ駆動モード〕
次に、ＨＳＴ駆動モードとしたときの駆動伝達構成について説明する。ＨＳＴ駆動モードにおいては前記二つの油圧パッククラッチ１３・１４のうち第二の油圧パッククラッチ１４が係合され、第一の油圧パッククラッチ１３は係合を解除される。
【００２６】
ギア１２には前述のとおりギア１５が噛合されているので、モータ出力軸２６の回転出力が出力軸２７に伝達される。この動力は副変速軸２８を経て後輪や前輪に伝達され、車両が駆動される。
【００２７】
このＨＳＴ駆動モードにおいては、エンジン２０の出力が前後輪にまで伝達されるまでの間に遊星歯車機構１０を経由しない動力伝達構成となっている。即ち、エンジン２０の出力がポンプ出力軸２５を介してキャリア５を駆動するが、リングギア３のボス部３ａと出力軸２７が係合しないので、遊星歯車機構１０はそのキャリア５の回転により空転するのみとされる。結局は、エンジン２０の出力はＨＳＴ２１により変速されてモータ出力軸２６→出力軸２７と伝達された後、副変速されて前後輪に伝達されることになる。
【００２８】
〔駆動モード切換機構の構成〕
次に、駆動モード切換機構の構成を説明する。図４はトランスミッションの駆動モード切換機構の構成を示した説明図である。
【００２９】
本実施例においては、図３及び図４に示すように、モータ出力軸２６に外嵌したモータ側入力ギア９に近接して設けた検出器８１で該モータ出力軸２６の回転量をパルス信号として検出し、またその回転方向をも検出できるようにしている。更に、前記出力軸２７に固定したダミーギア８２ａにも検出器８２を近接して設け、該検出器８２にて該出力軸２７の回転量やその方向を検出している。また図４に示すように、エンジン２０のクランク軸にも検出器８３が設けられて、エンジン回転数を検出可能としている。更には車両の運転席には主変速操作手段である主変速レバー８４が設けられて、その枢支部には回動角検出手段（例えば、ポテンショメータ）８４ａが配設され、該主変速レバー８４の操作位置を検出できるようにしている。
【００３０】
図４に示すように前記三つの検出器８１・８２・８３は制御装置９０に電気的に接続され、該制御装置９０は前記主変速レバー８４の操作位置や前記検出器８２の検出値をもとに、車速が該主変速レバー８４で指示される車速となるよう、ＨＳＴ斜板角アクチュエータ８６を通じて前記油圧ポンプ２２の可動斜板２２ａの傾斜角をフィードバック制御する。これについては後述する。また、前記第一・第二油圧パッククラッチ１３・１４には、それぞれ電磁弁９１・９２が接続されて圧油を給排可能に構成されており、前記制御装置９０は該電磁弁９１・９２に対し電気的に接続されている。
【００３１】
制御装置９０は前記検出器８２・８３の検出値からトランスミッションの変速比を計算する演算手段を備えており、求められた変速比が高速側の一定領域にあるときは「ＨＭＴ駆動モード」となって前記電磁弁９１・９２に信号を送り、前記第一の油圧パッククラッチ１３を係合させ、第二の油圧パッククラッチ１４を係合解除させる。一方、変速比が低速側の一定領域にあるときは「ＨＳＴ駆動モード」となって電磁弁９１・９２に信号を送り、前記第一の油圧パッククラッチ１３を係合解除させ、第二の油圧パッククラッチ１４を係合させる。即ち、中速域〜高速域では「ＨＭＴ駆動モード」、低速域では「ＨＳＴ駆動モード」というように、変速比に応じて二つの駆動モードを自動切換し、前記電磁弁９１・９２を電気的に制御してクラッチ１３・１４を係脱させるように構成しているのである。
【００３２】
ここで、油圧ポンプ２２の可動斜板２２ａの傾斜角のフィードバック制御について説明する。前述の如く、目標変速比を得るためのＨＳＴ斜板角アクチュエータ８４に対する指令値において、油圧ポンプ２２の可動斜板２２ａの傾斜角には、補正値Δｒ０のフィードバック制御が断続的に行われている。
【００３３】
図１１において、上側の線はＨＳＴ２１に掛かる負荷が大きい場合の油圧ポンプ２２の可動斜板２２ａの斜板角と油圧モータ２３の単位時間当たりの回転数との関係を示すものであり、下側の線はＨＳＴ２１に掛かる負荷が小さい場合のものである。また、可動斜板２２ａの斜板角が０の時、ＨＳＴ２１の油圧ポンプ２２は中立位置となる。図１１に示す如く、ＨＳＴ２１に掛かる負荷により、ＨＳＴ２１の油圧モータ２３の駆動効率が変化する。ＨＳＴ２１の容積効率は作動油の温度、劣化度合い、ＨＳＴ２１に掛かる負荷により変化する。例えば、ＨＳＴ２１に掛かる負荷による回路内の油圧の上昇を起因とする油の漏れや圧縮、また、これらの反復による経時劣化や油温の変化等を原因として容積効率が変化する。ＨＳＴ２１に掛かる負荷が大きい場合には、可動斜板２２ａの斜板角に対して油圧モータ２３の回転数の上昇率が少なく、負荷が小さい場合には、可動斜板２２ａの斜板角に対して油圧モータ２３の回転数の上昇率が大きくなる。すなわち、単位時間当たりの油圧モータ２３の回転数が同じでも、ＨＳＴ２１に掛かる負荷により、油圧ポンプ２２の可動斜板２２ａの斜板角が異なる。
【００３４】
従って、ＨＳＴ２１の容積効率が変化した状態では、主変速レバー８４操作により決定された変速比に対応する操作量だけＨＳＴ斜板角アクチュエータ８６が可動斜板２２ａの傾斜角を変更しても、所望の速度にならない事態が生じる。そこで、アクチュエータ８６の操作量に容積効率の変化を加味し、可動斜板２２ａの傾斜角を補正値Δｒ０だけオフセット制御することによって、ＨＳＴ２１の容積効率の変化に対応するようにしている。
【００３５】
上述のＨＳＴ２１の容積効率の変化に対応する可動斜板２２ａの傾斜角の補正値Δｒ０は、ＨＳＴ２１に掛かる負荷の値から決定している。制御装置９０は、エンジン２０の回転数を検出する検出器８３、ＨＳＴ２１の油圧モータ回転数を検出する検出器８１、主変速レバー８４位置及び副変速スイッチ８７位置を検出する検出手段８４ａ・８７ａ等からの情報で決定される変速比に必要な出力軸２７の目標回転数Ｍｐを算出し、車軸に連動している出力軸２７の回転数を検出する検出器８２から得られる実際の出力軸２７の回転数ｍと、目標回転数Ｍｐの差Ｍ（Ｍ＝Ｍｐ−ｍ）を算出する。このようにして算出した差Ｍの値を、ＨＳＴ２１に掛かる負荷より生じたものであると推測することによって、これをＨＳＴ２１に掛かる負荷の目安としている。そして、差Ｍの値と、補正値Δｒ０との対応関係を表すマップを予め作成し制御装置９０に記憶させておき、該マップに基づいて前記補正値Δｒ０を定める。
【００３６】
補正値Δｒ０は、１回前の制御ループにおいて検出されたＨＳＴに掛かる負荷に対応して決定される構成として、すなわち、ＨＳＴ斜板角アクチュエータ８６に対する指令値における可動斜板２２ａの傾斜角（ＨＳＴ斜板角）はフィードバック制御されている。なお、補正値Δｒ０は車両を増速させようと主変速レバー８４を操作するときは減速側に可動斜板２２ａの傾斜角を補正する値であり、車両を減速させようと主変速レバー８４を操作するときは増速側に可動斜板２２ａの傾斜角を補正する値である。従って、ＨＳＴ斜板角アクチュエータ８６に対する指令値における傾斜角は、主変速レバー８４位置及び副変速スイッチ８７位置を検出する検出手段８４ａ・８７ａ等からの情報で決定される傾斜角ｒ０に、補正値Δｒ０を合成した値（ｒ＝ｒ０＋Δｒ０）となる。上述のように、断続的に可動斜板２２ａの傾斜角をフィードバック制御するので、様々な状況に応じたキメ細かい制御が可能とされ、滑らかな加速をより安定的に達成できる。
【００３７】
次に、上記駆動モード切換機構において「ＨＳＴ駆動モード」から「ＨＭＴ駆動モード」へ切り換えるための構成を説明する。
【００３８】
まず、ＨＳＴの変速比と車両の変速比との関係が図５に示している。前述するように後進域の全域〜前進低速域においては「ＨＳＴ駆動モード」とされ、該モードにおいては前記ＨＳＴ２１の回転出力が前記出力軸２７にそのまま出力されることから、ＨＳＴ２１が中立位置にあるときは車両は駆動されず、ＨＳＴ出力軸（モータ出力軸）２６が正転したときは車両は前進し、逆転したときは車両は後進する。また、車両速度は該出力軸２７の回転速度に比例する。このことから、「ＨＳＴ駆動モード」において車両を前進側に増速させるためには、ＨＳＴ２１の変速比を正転側に変更制御させる必要がある。
【００３９】
一方、前進の中速域〜高速域においては「ＨＭＴ駆動モード」とされ、該モードにおいてはＨＳＴ２１の回転出力とポンプ出力軸２５の回転出力を前記遊星歯車機構１０にて合成し、差動的に取り出された動力が前記出力軸２７に出力される。従って、「ＨＭＴ駆動モード」において車両を前進側に増速させるには、前記「ＨＳＴ駆動モード」とは逆に、ＨＳＴ２１の変速比を逆転側に変更制御させる必要がある。
【００４０】
次に、駆動モードの切換時におけるクラッチの切換制御について説明する。駆動モードの切換時において、第一・第二油圧パッククラッチ１３・１４前後のリングギア３とギア１２の回転数が等しく、前記二つのモードのいずれであっても車両の変速比が等しくなる点が存在し、本実施例においては図５におけるＸ点がそれである。本発明の駆動モード切換機構は、車両が加速あるいは減速されて、車両の変速比がこのＸ点に至った場合に両駆動モード間の切換が行われるように構成して、切換時におけるショックの発生を抑えるようにしている。
【００４１】
ここで、「ＨＳＴ駆動モード」時に車両が加速して前記Ｘ点に至った場合の制御について説明する。即ち、Ｘ点に至ったことが検知されてから「ＨＭＴ駆動モード」に切り換えるべく前記電磁弁９１・９２に信号を送るとしたのでは、制御装置９０が信号を送ってから実際に前記クラッチ１３・１４が係合又は係合解除されて実際に「ＨＭＴ駆動モード」となるまでに、電気的な時間遅れと機械（油圧機器など）的な時間遅れとに起因するタイムラグ（特に機械的時間遅れによるタイムラグ）が生じてしまい、実際にクラッチ１３・１４が動作する時点では、第一・第二油圧パッククラッチ１３・１４前後のリングギア３及びギア１２の回転数にズレが生じ、モード切換時のショックの原因となる。
【００４２】
そこで本発明では、該タイムラグによる回転数のズレを抑制すべく、図６に示す如く、例えば、「ＨＳＴモード」から「ＨＭＴモード」へ（又は「ＨＭＴモード」から「ＨＳＴモード」へ）、切り換えるときには、第一の油圧パッククラッチ１３及び第二の油圧パッククラッチ１４それぞれにおいて油圧・機械の遅れ時間Δｔ２・Δｔ１を予め計測しておき、遅れ時間Δｔ２・Δｔ１がわかれば変速比に到達する時間よりΔｔ２・Δｔ１だけ早い時間にモードの切換を行うようにしている。このようにして、ちょうど実変速比が切換変速比ｖ１となるときにモードの切換動作を行うことができるようにしている。つまり、制御装置９０で実変速比の傾きを計算し、現在の変速比と計算した実変速比の傾きからΔｔ１後（又は、Δｔ２後）の変速比を予測し、該変速比が切換変速比ｖ１に到達していれば、第二の油圧パッククラッチ１４（又は、第一の油圧パッククラッチ１３）を係合すべく電磁弁９２（又は、電磁弁９１）に信号を送ってクラッチ切換動作を行うようにするのである。
【００４３】
なお、前記Ｘ点における駆動モード切換においては、二つの油圧パッククラッチ１３・１４のうち一方を係合させるとともに他方を係合解除させる制御を行うことになるが、本実施例では切換の際に、両油圧パッククラッチ１３・１４を双方とも係合させておく状態を短時間（後述のΔｔ）だけ現出させるようにし、これによって切換を円滑に行うようにしている。
【００４４】
以下に、本発明の駆動モード切換機構における制御装置９０内部で行われる処理の流れを説明する。図７に示されるのは変速比制御に関するメインフローを説明した流れ図である。
【００４５】
変速比制御において制御ループがスタートすると、回転数検出器８２・８３の検出値からトランスミッションの現在の変速比が算出される（Ｓ１００）。そして、現在の駆動モードが「ＨＳＴ駆動モード」「ＨＭＴ駆動モード」のいずれであるかを判定し（Ｓ１０１）、「ＨＳＴ駆動モード」である場合は、先程算出された変速比のΔｔ１後の変速比を予測し、該変速比が予め定められた設定値（切換変速比ｖ１）を上回っているかどうかを判定する（Ｓ１０２）。上回っていない場合は、後述のＨＳＴ斜板角制御ブロックを実行し（Ｓ１０３）、可動斜板２２ａの傾斜角を主変速レバー８４の操作位置に応じて変更する。上回っている場合は、「ＨＭＴ駆動モード」に切り換えるべく、後述する駆動モード切換ブロックを実行する（Ｓ１０４）。
【００４６】
現在の駆動モードが「ＨＭＴ駆動モード」である場合は、先程算出された変速比のΔｔ２後の変速比を予測し、該変速比が設定値（切換変速比ｖ１）を下回っているかどうかを判定する（Ｓ１０５）。上回っていない場合はＨＳＴ斜板角制御ブロックを実行し（Ｓ１０３）、可動斜板２２ａの傾斜角を主変速レバー８４の操作位置に応じて変更する。上回っている場合は、「ＨＳＴ駆動モード」に切り換えるべく、駆動モード切換ブロックを実行する（Ｓ１０６）。
【００４７】
図８に示されるＨＳＴ斜板角制御ブロックにおいては、まず、主変速レバー８４の操作位置を検出して、ＨＳＴ斜板制御目標値を該操作位置に対応する値に設定する（Ｓ２０１）。続いて、該ＨＳＴ斜板制御目標値から、１回前の制御ループにおいてＨＳＴ斜板角アクチュエータ８６に指令した値を減算し、算出された値と設定値Ｅとを比較する（Ｓ２０２）。
【００４８】
前記差が設定値Ｅ未満であれば、制御目標値をそのままＨＳＴ斜板角アクチュエータ８６に指令する（Ｓ２０３）。該ＨＳＴ斜板制御目標値と前回の指令値との差が設定値Ｅ以上あるときは、ＨＳＴ斜板角アクチュエータ８６に指令する値は、前回の指令値に前記設定値Ｅを加算又は減算して、該制御目標値に近づけた値とする（Ｓ２０４）。このようにして、１回の制御ループで可動斜板２２ａが変更される量が常に前記設定値Ｅ以下であることが確保され、極端な急加速・急減速を防止でき、激しい変速ショックが回避されるようにしている。
【００４９】
最後に、先程ＨＳＴ斜板角アクチュエータ８６に指令した値をメモリに保持して（Ｓ２０５）、斜板角制御ブロックのフローは終了する。このメモリは配列メモリとされ、現在から所定の回数前までの各制御ループにおいてアクチュエータに指令した値を保持できるようになっている。
【００５０】
次に、「ＨＳＴ駆動モード」→「ＨＭＴ駆動モード」の駆動モード切換フローについて説明する。
【００５１】
図９に示される「ＨＳＴ駆動モード」→「ＨＭＴ駆動モード」の駆動モード切換フローにおいては、実変速比よりΔｔ１後の変速比を予測し、該変速比が設定値（切換変速比ｖ１）となったときに、第二油圧パッククラッチ１４を係合させるべく、電磁弁９２に係合信号を送信する（Ｓ３０１）。なお、図６及び図１０に示す如く、本実施例では前記設定時間Δｔ１は、前記第二の油圧パッククラッチ１４の応答遅れ時間と同じとなるように設定しているため、電磁弁９２に係合信号を送信してからΔｔ１後には、実変速比は切換変速比ｖ１に達し、このとき第二の油圧パッククラッチ１４が実際に係合することになる。
【００５２】
この構成により、第二の油圧パッククラッチ１４の応答の時間遅れを原因とするＨＳＴ出力の回転数オーバーが前記制御により吸収され、モード切換の際（具体的には、前記第二の油圧パッククラッチ１４が実際に係合された時）のショックが低減される。従って、「ＨＳＴ駆動モード」→「ＨＭＴ駆動モード」の切換を伴う加速を滑らかに行うことができる。なお、この可動斜板２２ａの傾斜角の制御は、車両が減速されて前記と逆の「ＨＭＴ駆動モード」→「ＨＳＴ駆動モード」の切り換えが行われるときも、同様に行われる。
【００５３】
そこで、第二のパッククラッチ１４を係合すべく電磁弁９２に信号を送ると同時に、時間Δｔ１だけ前の指令値ｒ１をメモリから読み出し、ＨＳＴ斜板角アクチュエータ８６に指令する（Ｓ３０２）。すなわち、切換変速比ｖ１に対応する可動斜板２２ａの斜板角の値であり、第二のパッククラッチ１４を係合すべく電磁弁９２に信号を送るときよりΔｔ１前の指令値である値ｒ１を、ＨＳＴ斜板角アクチュエータ８６に対する可動斜板２２ａの斜板角の指令値とする。
【００５４】
ここで、車両は加速中であるので、値ｒ１は、第二のパッククラッチ１４を係合すべく電磁弁９２に信号を送る１回だけ前の制御ループにおいてＨＳＴ斜板角アクチュエータ８６に指令した値ｒ２より、ＨＳＴとして減速側となるような値になる。即ち、第二のパッククラッチ１４を係合すべく電磁弁９２に信号を送ると同時に、可動斜板２２ａの傾斜角は減速側へ制御されることになる。
【００５５】
以上に説明したＨＳＴ斜板角アクチュエータ８６の制御の後は、直ちに時間計測が開始され（Ｓ３０３）、計測された時間がΔｔ−Δｔ２に至るまでは何もせずループを繰り返す（Ｓ３０４）。Δｔ−Δｔ２を経過したら、ＨＳＴ変速比が徐々に減速側となるようにＨＳＴ斜板角アクチュエータ８６に信号を送り、計測時間がΔｔを経過するまでこれを繰り返す（Ｓ３０５・Ｓ３０６）。Δｔが経過したら、第一の油圧パッククラッチ１３を係合解除させるべく、電磁弁９１に信号を送信する（Ｓ３０７）。そして直ちに、ＨＳＴ２１の可動斜板２２ａの斜板角をΔｒだけ正転側に傾動するように、ＨＳＴ斜板角アクチュエータ８６に信号を送って（Ｓ３０８）、ブロックの制御フローを終了する。
【００５６】
ここで、第二の油圧パッククラッチ１４を係合させる信号を送信した後の一定時間（Δｔ−Δｔ２）においては、可動斜板２２ａの傾斜角は一定に制御されるが、その時間Δｔ−Δｔ２を経過した後は、ＨＳＴ斜板角アクチュエータ８６を介してＨＳＴ斜板角をＨＳＴとして徐々に減速側（ＨＭＴ全体としては増速側）となるよう、制御する構成としている。
【００５７】
即ち、第二の油圧パッククラッチ１４を係合させる信号を送信した後、第一の油圧パッククラッチ１３を係合解除させる信号を送信する前のタイミングにおいて、ＨＳＴ２１が減速されるようにＨＳＴ斜板角アクチュエータ８６を制御して、第一のパッククラッチ１３が実際に係合解除される、第一の油圧パッククラッチ１３を係合解除させる信号を送信してからΔｔ２後には、ＨＳＴ２１が主変速レバー８４操作により決定された目標値ｒ０より、油圧ポンプ２２の可動斜板２２ａを斜板角差Δｒだけ正転側に傾動した状態になるようにしているのである。
【００５８】
ここで、駆動モードの切換時における、ＨＳＴ２１の油圧ポンプ斜板角度の補正制御について説明する。図１１において回転数Ｒａは、図５に示される点Ｘにおける油圧ポンプの回転数を示している。点Ｘにおいて、「ＨＳＴ駆動モード」から「ＨＭＴ駆動モード」へ、もしくは「ＨＭＴ駆動モード」から「ＨＳＴ駆動モード」へと切換が行われる場合には、ＨＳＴ２１に掛かる負荷が変化する。これは、「ＨＳＴモード」と「ＨＭＴモード」のモード切換時にはＨＳＴ２１の油圧ポンプ２２に対する力の掛かり方が変化するためである。すなわち、「ＨＳＴモード」では油圧ポンプ２２が油圧モータ２３を回転させているのに対し、「ＨＭＴモード」では油圧モータ２３が回ろうとするのを油圧ポンプ２２が抑えているのである。このため、駆動モード切換時に円滑な変速操作を行うためには、負荷による斜板角の修正（斜板角差Δｒの補正）を行う必要がある。
【００５９】
そこで、図１２に示す如く、ＨＳＴ２１に掛かる負荷に応じて油圧ポンプ２２の可動斜板２２ａの斜板角を調節することにより、円滑な変速制御を行うことを可能としている。すなわち、駆動モードの切換時において、斜板角差Δｒを補正することにより、円滑な変速を行うことを可能としているのである。詳しくは、斜板角差Δｒを補正することにより、「ＨＳＴ駆動モード」から「ＨＭＴ駆動モード」へ切換る際には、油圧ポンプの斜板を斜板角差Δｒだけ正転側に傾動し、「ＨＭＴ駆動モード」から「ＨＳＴ駆動モード」へと切換る際には、油圧ポンプの斜板を斜板角差Δｒだけ中立側に傾動するようにしている。
【００６０】
斜板角差ΔｒはＨＳＴ２１に掛かる負荷の大きさにより生じるものである。前述の如く、エンジン２０の出力軸は検出器８３により認識されており、ＨＳＴ２１の油圧ポンプの出力は検出器８１により認識されている。また、ＨＳＴ２１の油圧ポンプ斜板の角度はアクチュエータ８６により認識されている。これにより、制御装置９０において、ＨＳＴ２１に掛かる負荷を認識し、これに基づいて、斜板角の補正に必要となる斜板角差Δｒを算出するようにしている。すなわち、制御装置９０は常にＨＳＴ２１に掛かる負荷を認識して、駆動モードの切換時において、負荷に対する可動斜板２２ａの斜板角の補正を行い、円滑な変速を実現できるようにしている。
【００６１】
こうして、駆動モードの切換時に、ＨＳＴに掛かる負荷による容積効率の変化による車速の一時的な落ち込みを防止すべくＨＳＴ２１を減速側（ＨＭＴとしては増速側）に制御している。従って、第一の油圧パッククラッチ１３の応答の時間遅れを原因とするＨＭＴ出力の回転数の不足を吸収すると共に、ＨＳＴ２１の容積効率の変化をカバーするようにして、駆動モード切換の際（具体的には、該第一の油圧パッククラッチ１３の実際の係合解除時）のショックを低減するようにしているのである。
【００６２】
【発明の効果】
本発明は、以上のように構成したので、以下に示すような効果を奏する。
【００６３】
即ち、請求項１に示す如く、前部にＨＳＴ（２１）を配置し、後部に遊星歯車機構（１０）を配置し、前記ＨＳＴ（２１）と遊星歯車機構（１０）により変速するＨＭＴ駆動モードと、ＨＳＴ（２１）のみにより変速するＨＳＴ駆動モードとを切り換え可能とした油圧−機械式変速装置において、制御装置（９０）において、エンジン（２０）の回転数を検出する検出器（８３）、ＨＳＴ（２１）の油圧モータ回転数を検出する検出器（８１）、主変速レバー（８４）の位置を検出する検出手段（８４ａ）からの情報で、変速比による出力軸（２７）の目標回転数（Ｍｐ）を算出し、車軸に連動している出力軸（２７）の回転数を検出する検出器（８２）から得られる実際の出力軸（２７）の回転数（ｍ）と、目標回転数（Ｍｐ）の差（Ｍ）（Ｍ＝Ｍｐ−ｍ）を算出し、該算出した差（Ｍ）の値を、ＨＳＴ（２１）に掛かる負荷と推測し、差（Ｍ）の値と、補正値（Δｒ０）との対応関係を表すマップを予め作成し、制御装置（９０）に記憶させておき、該マップに基づいて付加に対応した補正値（Δｒ０）を定め、該補正値（Δｒ０）は車両を増速させようと主変速レバー（８４）を操作するときは、ＨＳＴ（２１）の減速側に可動斜板（２２ａ）の傾斜角を補正する値とし、車両を減速させようと操作するときは増速側に傾斜角を補正する値とし、検出されたＨＳＴ（２１）に掛かる負荷の値に応じて決定した補正値（Δｒ０）だけ、ＨＳＴ斜板角をオフセット制御するので、ＨＳＴの容積効率の変化を原因とする車速の低下を防止でき、滑らかな加速又は減速が得られる。
【００６４】
請求項２に示す如く、請求項１の油圧−機械式変速装置において、該補正値（Δｒ０）は、１回前の制御ループにおいて検出されたＨＳＴ（２１）に掛かる負荷に対応して決定される値とし、該補正値（Δｒ０）によるＨＳＴ斜板角のフィードバック制御を、断続的に行うので、前記「ＨＭＴ駆動モード」移行時のＨＳＴの容積効率の変動が、ＨＳＴ作動油の温度や車軸に掛かる負荷によって異なることを加味した、状況に応じたキメの細かい制御を行うことができる。従って、様々な条件の下でも車速の一時的な落ち込みを防止でき、滑らかな加速及び減速が安定的に得られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】  ＨＭＴ式変速装置のスケルトン図。
【図２】  ＨＳＴの側面断面展開図。
【図３】  ミッション前部の側面断面展開図。
【図４】  ＨＳＴ斜板制御のための構成を示す説明図。
【図５】  車両の変速比とＨＳＴ変速比との関係を示した図。
【図６】  ＨＳＴ変速比と時間との関係を示した図。
【図７】  制御装置の速度制御に係るメインフロー図。
【図８】  ＨＳＴ斜板角制御ブロックに係るフロー図。
【図９】  ＨＳＴモードからＨＭＴモードへの切換時におけるフロー図。
【図１０】  ＨＳＴモードからＨＭＴモードへの切換時におけるＨＳＴ斜板角の制御を示した図。
【図１１】  油圧ポンプ斜板角度と油圧モータ単位時間当たりの回転数との関係を示す図。
【図１２】  ＨＳＴの油圧ポンプ斜板角と変速比の関係を示す図。
【符号の説明】
１３  第一の油圧パッククラッチ
１４  第二の油圧パッククラッチ
２０  エンジン
２１  ＨＳＴ
２２  油圧ポンプ
２２ａ  可動斜板
２３  油圧モータ
２５  ポンプ出力軸
２６  モータ出力軸
２７  出力軸
８１  検出器
８２  検出器
８４  主変速レバー（主変速操作手段）
８４ａ  検出手段
８６  アクチュエータ
９０  制御装置
【図１】
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【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】
0003923777.tif 000008
【図８】
0003923777.tif 000009
【図９】
0003923777.tif 000010
【図１０】
0003923777.tif 000011
【図１１】
0003923777.tif 000012
【図１２】
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