JP3082708B2 - Vehicle drive control device - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【０００１】[0001]

【発明の属する技術分野】本発明は、バスやトラック等
の走行車両に搭載される駆動制御装置に関し、特にハイ
ドロメカニカルトランスミッション（Hydro Mechanical
Transmission ：以下、「ＨＭＴ」という）といわれる
無段変速機を備えたものの技術分野に属する。このＨＭ
Ｔは、流体の静圧エネルギーを利用するハイドロスタテ
ィックトランスミッション（Hydro Static Transmissio
n ：以下「ＨＳＴ」という）と、機械式トランスミッシ
ョン（Mechanical Transmission ：以下「ＭＴ」とい
う）とを組み合わせて無段階の変速を行うようにしたも
のである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a drive control device mounted on a traveling vehicle such as a bus or a truck, and in particular, to a hydromechanical transmission.
Transmission: hereinafter referred to as “HMT”), which belongs to the technical field of a vehicle having a continuously variable transmission. This HM
T stands for Hydro Static Transmission which utilizes the static pressure energy of the fluid.
n: hereinafter referred to as "HST") and mechanical transmission (hereinafter referred to as "MT") in combination to perform stepless speed change.

【０００２】[0002]

【従来の技術】従来より、無段変速機を備えた車両の駆
動制御装置では、エンジンをその熱効率が最大になる一
定の最適エンジン回転数で運転させる一方、運転者のア
クセル操作に応じ無段変速機の変速比を変更させるよう
にしている。このための無段変速機としては、従来、例
えば米国特許第４，３４１，１３１号又は特開昭５４−
３５５６０号公報により提案されたものが知られてい
る。これは、図１４に示すように、可変斜板（１４１
ａ）を有する油圧ポンプ（１４１）及び固定斜板を有す
る油圧モータ（１４２）を閉回路（１４３）により接続
したＨＳＴ（１０４）と、第１及び第２の２つの遊星歯
車機構（１３１，１３２）及びこの各遊星歯車機構（１
３１，１３２）の作動条件を切換えるための第１〜第３
の３つのクラッチ機構（１３３，１３４，１３５）を備
えたＭＴ（１０３）とを組み合わせたものであり、上記
第１〜第３のクラッチ機構（１３３，１３４，１３５）
のそれぞれの接続状態を断続切換制御するとともに、上
記油圧ポンプ（１４１）の可変斜板（１４１ａ）を、Ｈ
ＭＴ（１００）の変速比に応じて３つの運転モードに分
けて変更制御することにより、例えばエンジン等の駆動
源からＨＭＴ（１００）の入力軸（１０１）に入力され
る回転をＨＭＴ（１００）の出力軸（１０２）に無段階
に変化させて伝達するように構成されている。2. Description of the Related Art Conventionally, in a drive control device for a vehicle equipped with a continuously variable transmission, an engine is operated at a constant optimum engine speed at which the thermal efficiency is maximized, while continuously variable in response to a driver's accelerator operation. The gear ratio of the transmission is changed. A continuously variable transmission for this purpose is disclosed in, for example, US Pat. No. 4,341,131 or JP-A-54-131.
The thing proposed by 35560 gazette is known. This is, as shown in FIG. 14, a variable swash plate (141).
HST (104) in which a hydraulic pump (141) having a) and a hydraulic motor (142) having a fixed swash plate are connected by a closed circuit (143); and a first and second two planetary gear mechanisms (131, 132). ) And the respective planetary gear mechanisms (1)
31, 132) for switching the operating conditions.
And the MT (103) having the three clutch mechanisms (133, 134, 135), and the first to third clutch mechanisms (133, 134, 135).
Of the hydraulic pump (141) and the variable swash plate (141a) of the hydraulic pump (141)
The rotation input from the drive source such as the engine to the input shaft (101) of the HMT (100) is controlled by changing the operation mode into three operation modes according to the gear ratio of the MT (100). Is transmitted to the output shaft (102) in a stepless manner.

【０００３】また、エンジンの熱効率が最大になる最適
エンジン回転数を求めるために、例えば特開平５−３１
００６５号公報に開示されるように、エンジン回転数と
エンジントルクとに対するエンジンの熱効率の関係を予
め設定した熱効率特性マップから、所望の出力馬力に対
応する定馬力曲線上においてエンジンの熱効率が最大に
なるエンジン回転数を読み取るようにしたものが知られ
ている。In order to determine the optimum engine speed at which the thermal efficiency of the engine is maximized, see, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 5-31.
As disclosed in Japanese Unexamined Patent Publication No. 0065, the thermal efficiency characteristic map in which the relationship between the engine speed and the engine thermal efficiency with respect to the engine speed is set in advance shows that the thermal efficiency of the engine is maximized on the constant horsepower curve corresponding to the desired output horsepower. There is known an engine which reads an engine speed.

【０００４】[0004]

【発明が解決しようとする課題】ところで、一般に、上
記ＨＭＴ（１００）の動力伝達効率は、入力されるエン
ジン回転数の増加に伴い低下する上、運転モードや可変
斜板（１４１ａ）の斜板角度等により数パーセントの幅
で変動するものである。しかしながら、上記従来の車両
の駆動制御装置においては、ＨＭＴ（１００）の動力伝
達効率を考慮せずにエンジンだけを最適エンジン回転数
で運転するようにしているため、上記エンジンとＨＭＴ
（１００）とを組み合わせた動力源全体としての運転効
率を必ずしも最大にすることはできず、このため、車両
の燃料消費率等に向上の余地がある。In general, the power transmission efficiency of the HMT (100) decreases with an increase in the input engine speed, and the operation mode and the swash plate of the variable swash plate (141a) generally decrease. It fluctuates in a range of several percent depending on the angle or the like. However, in the conventional vehicle drive control device, only the engine is operated at the optimum engine speed without considering the power transmission efficiency of the HMT (100).
It is not always possible to maximize the operating efficiency of the power source as a whole in combination with (100), and there is room for improvement in the fuel consumption rate and the like of the vehicle.

【０００５】本発明は、かかる点に鑑みててなされたも
のであり、その目的とするところは、エンジンの熱効率
のみならず変速機の動力伝達効率をも考慮して制御を行
うことにより、燃料消費率の向上を図ることにある。[0005] The present invention has been made in view of the above points, and an object of the present invention is to perform fuel control by considering not only the thermal efficiency of the engine but also the power transmission efficiency of the transmission. The purpose is to improve the consumption rate.

【０００６】[0006]

【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、本発明の解決手段では、エンジンの熱効率に無段変
速機の動力伝達効率を加味した総合効率に着目し、該総
合効率が最大になる目標エンジン回転数でエンジンが運
転されるように、エンジン及び無段変速機を制御するよ
うにした。Means for Solving the Problems In order to achieve the above object, the solution of the present invention focuses on the total efficiency that takes into account the thermal efficiency of the engine and the power transmission efficiency of the continuously variable transmission. The engine and the continuously variable transmission are controlled so that the engine is operated at the target engine speed.

【０００７】具体的には、請求項１記載の発明は、図１
に示すように、エンジン（１）からの入力回転を変速し
て駆動輪側へ出力する無段変速機（２）を備え、運転者
によるアクセル操作に応じて少なくとも上記無段変速機
（２）の変速比を変更制御するようにした車両の駆動制
御装置を前提とする。このものにおいて、上記エンジン
（１）から無段変速機（２）への入力回転数を検出する
入力回転数検出手段（１４）と、上記無段変速機（２）
の出力回転数を検出する出力回転数検出手段（１５）
と、上記エンジン（１）の出力を推定する出力推定手段
（３１）と、該出力推定手段（３１）により推定された
エンジン出力値、上記入力回転数検出手段（１４）によ
り検出された入力回転数、及び、上記出力回転数検出手
段（１５）により検出された変速機出力回転数に基づい
て、エンジン（１）の熱効率と無段変速機（２）の動力
伝達効率とを組み合わせた総合効率が最大になる目標エ
ンジン回転数（Ｎｅ）を演算する目標エンジン回転数演
算手段（３５）と、該目標エンジン回転数演算手段（３
５）により演算された目標エンジン回転数（Ｎｅ）で運
転されるように、エンジン（１）の運転制御を行うエン
ジン制御手段（３６）とを備える構成とする。そして、
図６及び図８〜図１３に示すように、上記目標エンジン
回転数演算手段（３５）は、エンジン回転数（Ｎ）の変
化に対するエンジン（１）の熱効率の変化を表す複数の
エンジン効率特性群（Ｍｃ）の中から、エンジン（１）
が上記出力推定手段（３１）により推定されたエンジン
出力値を出力するときのエンジン効率特性（Ｍｄ）を選
択するエンジン効率演算部（３５ｂ）と、エンジン回転
数（Ｎ）の変化に対する無段変速機（２）の動力伝達効
率の変化を表す複数の変速機効率特性群（Ｍａ1 ，Ｍａ
2 ，…）の中から、無段変速機（２）の出力回転数が上
記出力回転数検出手段（１５）により検出された検出出
力回転数になり、かつ、エンジン（１）が上記エンジン
出力値を出力するときの変速機効率特性（Ｍｂ）を選択
する変速機効率演算部（３５ａ）とを備え、上記エンジ
ン効率特性（Ｍｄ）及び変速機効率特性（Ｍｂ）に基づ
いて総合効率が最大になる目標エンジン回転数（Ｎｅ）
を演算するものとする。 More specifically, the invention described in claim 1 is the one shown in FIG.
As shown in (1), a continuously variable transmission (2) for changing the speed of input rotation from the engine (1) and outputting it to the drive wheel side is provided, and at least the continuously variable transmission (2) according to a driver's accelerator operation. It is assumed that a vehicle drive control device is configured to change and control the gear ratio of the vehicle. In this apparatus, an input speed detecting means (14) for detecting an input speed from the engine (1) to the continuously variable transmission (2), and the continuously variable transmission (2).
Output speed detecting means for detecting the output speed of the motor (15)
Output estimating means (31) for estimating the output of the engine (1); an engine output value estimated by the output estimating means (31); and an input rotation detected by the input rotational speed detecting means (14). And the total efficiency obtained by combining the thermal efficiency of the engine (1) and the power transmission efficiency of the continuously variable transmission (2) based on the speed and the transmission output speed detected by the output speed detection means (15). Target engine speed calculating means (35) for calculating a target engine speed (Ne) that maximizes the target engine speed, and the target engine speed calculating means (3)
An engine control means (36) for controlling the operation of the engine (1) so as to operate at the target engine speed (Ne) calculated in 5). And
As shown in FIG. 6 and FIGS.
The rotation speed calculating means (35) is adapted to change the engine rotation speed (N).
Multiple changes in the thermal efficiency of the engine (1)
From the engine efficiency characteristic group (Mc), the engine (1)
Is the engine estimated by the output estimating means (31).
Select the engine efficiency characteristics (Md) when outputting the output value.
Engine efficiency calculation unit (35b) to select and engine rotation
Power transmission effect of the continuously variable transmission (2) with respect to changes in the number (N)
A plurality of transmission efficiency characteristic groups (Ma1, Ma
2), the output speed of the continuously variable transmission (2) is higher.
The detection output detected by the output rotation speed detection means (15)
Engine speed and the engine (1) is the engine
Select transmission efficiency characteristics (Mb) when outputting output value
And a transmission efficiency calculating section (35a) that performs
Transmission efficiency characteristics (Md) and transmission efficiency characteristics (Mb).
Target engine speed (Ne) that maximizes overall efficiency
Is calculated.

【０００８】上記の構成の場合、走行中の車両におい
て、入力回転数検出手段（１４）及び出力回転数検出手
段（１５）により現在の無段変速機（２）への入力回転
数及び変速機出力回転数が検出され、出力推定手段（３
１）により現在のエンジン出力値が検出される。そし
て、これらの検出値に基づいて、エンジン（１）の熱効
率と無段変速機（２）の動力伝達効率との総合効率が最
大になる目標エンジン回転数（Ｎｅ）が、目標エンジン
回転数演算手段（３５）により演算される。そして、エ
ンジン制御手段（３６）の制御により上記エンジン
（１）が上記目標エンジン回転数（Ｎｅ）で運転され
る。このため、従来例と比べてエンジン（１）の熱効率
は僅かに減少するものの無段変速機（２）の動力伝達効
率が十分に向上するようになり、これにより、車両の燃
料消費率の向上が図られる。In the case of the above configuration, in the traveling vehicle, the input rotation speed and the transmission to the current continuously variable transmission (2) are detected by the input rotation speed detection means (14) and the output rotation speed detection means (15). The output rotation speed is detected, and the output estimating means (3
According to 1), the current engine output value is detected. Then, based on these detected values, a target engine speed (Ne) at which the total efficiency of the thermal efficiency of the engine (1) and the power transmission efficiency of the continuously variable transmission (2) is maximized is calculated by a target engine speed calculation. It is calculated by means (35). The engine (1) is operated at the target engine speed (Ne) under the control of the engine control means (36). Therefore, although the thermal efficiency of the engine (1) is slightly reduced as compared with the conventional example, the power transmission efficiency of the continuously variable transmission (2) is sufficiently improved, thereby improving the fuel consumption rate of the vehicle. Is achieved.

【０００９】さらに、上記目標エンジン回転数演算手段
（３５）による演算内容が具体的に 特定され、エンジン
（１）が現在のエンジン出力を出力し、かつ、無段変速
機（２）が該エンジン出力を伝達しつつ現在の変速機出
力回転数を出力する場合について、エンジン回転数
（Ｎ）の変化に対するエンジン（１）の熱効率の変化を
表すエンジン効率特性（Ｍｄ）がエンジン効率演算部
（３５ｂ）により求められる。また、上記エンジン回転
数（Ｎ）の変化に対する無段変速機（２）の動力伝達効
率の変化を表す変速機効率特性（Ｍｂ）が変速機効率演
算部（３５ａ）により求められる。そして、それらの２
つの特性（Ｍｄ，Ｍｂ）に基づいて、総合効率が最大に
なる目標エンジン回転数（Ｎｅ）が演算される。このこ
とで、上記エンジン（１）を該目標エンジン回転数（Ｎ
ｅ）で運転すれば、上記エンジン（１）が現在の運転状
態を維持し得る最小のエンジン出力を出力しかつ無段変
速機（２）が現在の変速機出力回転数を出力し得る状態
に維持されるから、車両の走行状態を維持し得るように
なる。 Further, the target engine speed calculating means is provided.
The content of the calculation by (35) is specifically specified, and the engine
(1) outputs the current engine output and continuously variable transmission
The transmission (2) transmits the engine output while transmitting the current transmission.
Output engine speed
The change in the thermal efficiency of the engine (1) with respect to the change in (N)
The engine efficiency characteristic (Md) represented by the engine efficiency calculation unit
(35b). Also, the above engine rotation
Power transmission effect of the continuously variable transmission (2) with respect to changes in the number (N)
The transmission efficiency characteristic (Mb) representing the change in the transmission rate
It is obtained by the calculation unit (35a). And two of them
Maximum efficiency based on two characteristics (Md, Mb)
The target engine speed (Ne) is calculated. this child
With the above, the engine (1) is set to the target engine speed (N
If the engine (1) is operated under the condition (e),
Outputs the minimum engine output that can maintain
State in which the transmission (2) can output the current transmission output rotation speed
So that the running state of the vehicle can be maintained
Become.

【００１０】また、エンジン効率演算部（３５ｂ）及び
変速機効率演算部（３５ａ）は、それぞれ、複数のエン
ジン効率特性群（Ｍｃ）及び複数の変速機構率特性群
（Ｍａ1 ，Ｍａ2 ，…）の中から、エンジン効率特性
（Ｍｄ）及び変速機効率特性（Ｍｂ）を選択するもので
あるため、上記エンジン効率特性（Ｍｄ）及び変速機効
率マップ（Ｍｂ）に基づく目標エンジン回転数（Ｎｅ）
の演算の高速化が図られ、これにより、制御の応答性の
向上が図られる。 Further , an engine efficiency calculating section (35b) and
The transmission efficiency calculating section (35a) includes a plurality of engines.
Gin efficiency characteristic group (Mc) and plural transmission mechanism ratio characteristic groups
(Ma1, Ma2, ...), engine efficiency characteristics
(Md) and transmission efficiency characteristics (Mb).
Therefore, the above-mentioned engine efficiency characteristics (Md) and transmission efficiency
Target engine speed (Ne) based on rate map (Mb)
Calculation speed is increased, which results in the control responsiveness.
Improvement is achieved.

【００１１】請求項２記載の発明は、図１３に示すよう
に、請求項１記載の発明における総合効率を、エンジン
（１）の熱効率と無段変速機（２）の動力伝達効率との
積算値とする。According to a second aspect of the present invention, as shown in FIG. 13, the total efficiency in the first aspect of the invention is integrated with the thermal efficiency of the engine (1) and the power transmission efficiency of the continuously variable transmission (2). Value.

【００１２】上記の構成の場合、エンジン（１）の熱効
率と無段変速機（２）の動力伝達効率との積算により、
総合効率が確実に演算される。In the case of the above construction, the thermal efficiency of the engine (1) and the power transmission efficiency of the continuously variable transmission (2) are integrated to obtain
Total efficiency is reliably calculated.

【００１３】請求項３記載の発明は、図２に示すよう
に、請求項１記載の発明における無段変速機（２）とし
て、エンジン（１）側に接続された入力軸（２１）と、
駆動輪側に接続された出力軸（２２）と、上記入力軸
（２１）と出力軸（２２）との間に介装された少なくと
も１つのクラッチ機構（４４，４５，４６）を有する機
械式トランスミッション（４）と、上記入力軸（２１）
に接続された液圧ポンプ（５１）と上記機械式トランス
ミッション（４）を介して上記出力軸（２２）に接続さ
れた液圧モータ（５２）とを有し、該液圧ポンプ（５
１）及び液圧モータ（５２）の少なくとも一方が斜板角
度の増減変更により容量可変に構成された静液圧式トラ
ンスミッション（５）とを備え、上記機械式トランスミ
ッション（４）のクラッチ機構（４４，４５，４６）の
作動制御と、上記液圧ポンプ（５１）又は液圧モータ
（５２）の斜板角度の増減変更制御とにより、変速比が
無段階に変更される構成とする。According to a third aspect of the present invention, as shown in FIG. 2, as the continuously variable transmission (2) according to the first aspect of the present invention, an input shaft (21) connected to the engine (1) is provided.
A mechanical type having an output shaft (22) connected to the drive wheel side and at least one clutch mechanism (44, 45, 46) interposed between the input shaft (21) and the output shaft (22); Transmission (4) and input shaft (21)
And a hydraulic motor (52) connected to the output shaft (22) via the mechanical transmission (4).
At least one of the hydraulic transmission (1) and the hydraulic motor (52) includes a hydrostatic transmission (5) configured to be variable in capacity by increasing or decreasing the swash plate angle, and the clutch mechanism (44, 4) of the mechanical transmission (4) is provided. The gear ratio is steplessly changed by the operation control of (45, 46) and the increase / decrease change control of the swash plate angle of the hydraulic pump (51) or the hydraulic motor (52).

【００１４】上記の構成の場合、請求項１記載の発明に
おける無段変速機の構成が具体的にが特定される。すな
わち、上記無段変速機（２）は、入力軸（２１）に入力
された入力回転が機械式トランスミッション（４）及び
静液圧式トランスミッション（５）のそれぞれにおいて
変速された後に合成されて出力軸（２２）から出力され
るように構成されており、上記機械式トランスミッショ
ン（４）のクラッチ機構（４４，４５，４６）の接続状
態が断続して切換えられる一方、上記静液圧式トランス
ミッションにおける液圧ポンプ（５１）又は液圧モータ
（５２）の斜板角度が増減変更されることにより、変速
比が無段階に変更されるようになっている。そして、無
段変速機（２）の変速比が無段階に変更されることによ
り、車両の走行速度が変化してもエンジン回転数（Ｎ）
を目標エンジン回転数（Ｎｅ）に維持することが可能に
なる。In the case of the above configuration, the configuration of the continuously variable transmission according to the first aspect of the invention is specifically specified. That is, the continuously variable transmission (2) is combined after the input rotation input to the input shaft (21) is shifted in each of the mechanical transmission (4) and the hydrostatic transmission (5), and is combined with the output shaft. (22), and the connection state of the clutch mechanism (44, 45, 46) of the mechanical transmission (4) is switched intermittently, while the hydraulic pressure in the hydrostatic transmission is changed. When the swash plate angle of the pump (51) or the hydraulic motor (52) is increased or decreased, the gear ratio is continuously changed. When the speed ratio of the continuously variable transmission (2) is changed steplessly, the engine speed (N) is changed even when the running speed of the vehicle changes.
Can be maintained at the target engine speed (Ne).

【００１５】[0015]

【発明の実施の形態】以下、本発明の実施形態を図面に
基いて説明する。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.

【００１６】図１は、本発明の実施形態に係る車両の駆
動制御装置をトラック等の車両に適用した例を示し、
（１）はディーゼルエンジン等のエンジン、（２）はこ
のエンジン（１）からの入力回転を無段階に変速して図
示省略の駆動輪側に伝達する無段変速機としてのＨＭ
Ｔ、（３）は上記エンジン（１）及びＨＭＴ（２）を制
御する駆動制御装置としてのコントローラである。ま
た、（６）は上記コントローラ（３）からの作動指令を
受けて上記エンジン（１）のスロットル弁（１ａ）を作
動させるスロットル弁駆動装置、（７）は上記コントロ
ーラ（３）からの作動指令を受けて上記ＨＭＴ（２）の
後述の液圧ポンプ（５１）の斜板角度を変更させる斜板
角度駆動装置、（８）は上記コントローラ（３）からの
作動指令を受けて上記ＨＭＴ（２）の後述の各クラッチ
機構（４４，４５，…）を断続作動させるクラッチ駆動
装置である。さらに、（１２）は運転者によるアクセル
操作量を検出するアクセル操作量センサ、（１３）は運
転者によるブレーキ操作量を検出するブレーキ操作量セ
ンサ、（１４）はエンジン（１）からの入力回転数（即
ち、エンジン回転数）を検出する入力回転数センサであ
り、（１５）は出力軸（２２）の回転数（即ち、変速機
出力回転数）を検出する出力回転数検出手段としての出
力回転数センサ、（１６）は上記スロットル弁（１ａ）
の開度を検出するスロットル弁開度センサである。FIG. 1 shows an example in which a vehicle drive control device according to an embodiment of the present invention is applied to a vehicle such as a truck.
(1) is an engine such as a diesel engine, and (2) is an HM as a continuously variable transmission that continuously changes the input rotation from the engine (1) and transmits the rotation to drive wheels (not shown).
T and (3) are controllers as drive control devices for controlling the engine (1) and the HMT (2). Further, (6) is a throttle valve driving device for operating the throttle valve (1a) of the engine (1) in response to an operation command from the controller (3), and (7) is an operation command from the controller (3). The swash plate angle driving device for changing the swash plate angle of the hydraulic pump (51) described below of the HMT (2) in response to the operation command from the controller (3). ) Is a clutch drive device for intermittently operating each clutch mechanism (44, 45,...) Described later. Further, (12) is an accelerator operation amount sensor that detects an accelerator operation amount by the driver, (13) is a brake operation amount sensor that detects a brake operation amount by the driver, and (14) is an input rotation from the engine (1). An input speed sensor for detecting the speed (ie, engine speed); and (15) an output as output speed detecting means for detecting the speed (ie, transmission output speed) of the output shaft (22). The rotation speed sensor, (16) is the throttle valve (1a)
This is a throttle valve opening sensor that detects the opening of the throttle valve.

【００１７】上記ＨＭＴ（２）は、図２に詳細を示すよ
うに、エンジン（１）に接続されてこのエンジン（１）
からの回転入力を受ける入力軸（２１）と、駆動輪側に
接続された出力軸（２２）と、上記入力軸（２１）及び
出力軸（２２）の間に介装された機械式トランスミッシ
ョンとしてのＭＴ（４）と、上記ＭＴ（４）に対し並列
に配設され、入力側が上記入力軸（２１）に、また出力
側が上記ＭＴ（４）を介して上記出力軸（２２）にそれ
ぞれ接続された静液圧式トランスミッションとしてのＨ
ＳＴ（５）とを備えている。上記ＭＴ（４）は、第１及
び第２の２つの遊星歯車機構（４１，４２）、この各遊
星歯車機構（４１，４２）の作動条件を切換えるための
第１〜第３の３つのクラッチ機構（４４，４５，４６）
等を備えている。また、上記ＨＳＴ（５）は、可変斜板
（５１ｂ）を有する液圧ポンプ（５１）及び固定斜板を
有する液圧モータ（５２）が閉回路（５３）により接続
された構成とされている。The HMT (2) is connected to an engine (1) as shown in detail in FIG.
An input shaft (21) for receiving a rotation input from the motor, an output shaft (22) connected to the drive wheel side, and a mechanical transmission interposed between the input shaft (21) and the output shaft (22). And the input side is connected to the input shaft (21), and the output side is connected to the output shaft (22) via the MT (4). H as an improved hydrostatic transmission
ST (5). The MT (4) includes first and second two planetary gear mechanisms (41, 42), and first to third three clutches for switching operating conditions of the respective planetary gear mechanisms (41, 42). Mechanism (44, 45, 46)
Etc. are provided. The HST (5) is configured such that a hydraulic pump (51) having a variable swash plate (51b) and a hydraulic motor (52) having a fixed swash plate are connected by a closed circuit (53). .

【００１８】（ＭＴの構成） 上記ＭＴ（４）は、第１遊星歯車機構（４１）と、第２
遊星歯車機構（４２）と、中間軸（４３）と、第１〜第
３のクラッチ機構（４４，４５，４６）とを備えたもの
である。以下、上記各機構（４１，４２，４４，４５，
４６）について詳細に説明する。(Configuration of MT) The MT (4) includes a first planetary gear mechanism (41) and a second planetary gear mechanism (41).
It comprises a planetary gear mechanism (42), an intermediate shaft (43), and first to third clutch mechanisms (44, 45, 46). Hereinafter, each of the above mechanisms (41, 42, 44, 45,
Step 46) will be described in detail.

【００１９】上記第１遊星歯車機構（４１）は、第１太
陽歯車（４１ａ）と、この第１太陽歯車（４１ａ）に噛
み合う第１遊星歯車（４１ｂ）と、この第１遊星歯車
（４１ｂ）に噛み合う第１内歯歯車（４１ｃ）と、上記
第１遊星歯車（４１ｂ）を保持する第１キャリア（４１
ｄ）とを備えている。また、上記第２遊星歯車機構（４
２）は、上記中間軸（４３）に形成された第２太陽歯車
（４２ａ）と、この第２太陽歯車（４２ａ）に噛み合う
第２遊星歯車（４２ｂ）と、この第２遊星歯車（４２
ｂ）に噛み合う第２内歯歯車（４２ｃ）と、上記第２遊
星歯車（４２ｂ）を保持する第２キャリア（４２ｄ）と
を備えている。The first planetary gear mechanism (41) includes a first sun gear (41a), a first planetary gear (41b) meshing with the first sun gear (41a), and a first planetary gear (41b). A first internal gear (41c) meshing with the first carrier (41c) holding the first planetary gear (41b).
d). Further, the second planetary gear mechanism (4)
2) a second sun gear (42a) formed on the intermediate shaft (43), a second planetary gear (42b) meshing with the second sun gear (42a), and a second planetary gear (42).
b) a second internal gear (42c) meshing with the second planetary gear (42b); and a second carrier (42d) holding the second planetary gear (42b).

【００２０】そして、上記第１太陽歯車（４１ａ）は、
出力軸（２２）に対し相対回転可能に外挿された環状の
接続軸（４１ｅ）を介して歯車（４１ｆ）と一体的に形
成され、この歯車（４１ｆ）と後述の歯車（５６）とを
介して上記液圧モータ（５２）のモータ軸（５２ａ）と
接続されている。また、上記第１キャリア（４１ｄ）は
管状部材（４７）に取り付けられ、この管状部材（４
７）の内周面には上記第２内歯歯車（４２ｃ）が形成さ
れており、これにより、第１キャリア（４１ｄ）と第２
内歯歯車（４２ｃ）とが互いに同期して回転するように
なっている。さらに、上記第１内歯歯車（４１ｃ）は鍔
状部材（４１ｇ）の外周側に形成され、この鍔状部材
（４１ｇ）には上記第２キャリア（４２ｄ）が取り付け
られている。この鍔状部材（４１ｇ）は上記出力軸（２
２）に一体的に取り付けられており、これにより、上記
第２キャリア（４２ｄ）は上記第１内歯歯車（４１ｃ）
と同期して回転し、かつ、上記第１内歯歯車（４１ｃ）
及び第２キャリア（４２ｄ）が出力軸（２２）と結合さ
れるようになっている。The first sun gear (41a) is
The gear (41f) is integrally formed with a gear (41f) via an annular connection shaft (41e) externally rotatable relative to the output shaft (22). It is connected to the motor shaft (52a) of the hydraulic motor (52) via the above. Further, the first carrier (41d) is attached to a tubular member (47), and this tubular member (4
The second internal gear (42c) is formed on the inner peripheral surface of 7), whereby the first carrier (41d) and the second internal gear (42d) are formed.
The internal gear (42c) rotates in synchronization with each other. Further, the first internal gear (41c) is formed on the outer peripheral side of the flange member (41g), and the second carrier (42d) is attached to the flange member (41g). The flange member (41g) is connected to the output shaft (2
2), whereby the second carrier (42d) is attached to the first internal gear (41c).
Rotating in synchronization with the first internal gear (41c)
And the second carrier (42d) is coupled to the output shaft (22).

【００２１】上記第１クラッチ機構（４４）は、管状部
材（４７）の周囲に取り付けられた複数のクラッチプレ
ート（４４ａ，４４ａ，…）と、この各クラッチプレー
ト（４４ａ）を間に挟む複数のプレッシャプレート（４
４ｂ，４４ｂ，…）とを備えている。各プレッシャプレ
ート（４４ｂ）は、本ＨＭＴ（２）が搭載される車体側
の非回転部（１９）に相対回転を阻止した状態で固定さ
れており、これにより、上記第１クラッチ機構（４４）
はこれを接続状態にして上記管状部材（４７）にブレー
キ力を付与することで、第１キャリア（４１ｄ）と第２
内歯歯車（４２ｃ）とを上記非回転部（１９）に対し断
続切換可能に連結するようになっている。The first clutch mechanism (44) includes a plurality of clutch plates (44a, 44a,...) Attached around the tubular member (47) and a plurality of clutch plates (44a) sandwiching each of the clutch plates (44a). Pressure plate (4
4b, 44b,...). Each pressure plate (44b) is fixed to a non-rotating portion (19) on the vehicle body side on which the present HMT (2) is mounted in a state where relative rotation is prevented, whereby the first clutch mechanism (44) is fixed.
The first carrier (41d) and the second carrier (41d) are connected to each other by applying a braking force to the tubular member (47).
The internal gear (42c) is connected to the non-rotating portion (19) in an intermittently switchable manner.

【００２２】上記第２クラッチ機構（４５）は、中間軸
（４３）の周囲に取り付けられた複数のクラッチプレー
ト（４５ａ，４５ａ，…）と、筒状部材（４８）の内周
面に取り付けられた複数のプレッシャプレート（４５
ｂ，４５ｂ，…）とを備えている。上記筒状部材（４
８）は歯車（４９）を介して入力軸（２１）と連結され
ており、これにより、上記第２クラッチ機構（４５）は
第２太陽歯車（４２ａ）を上記入力軸（２１）に対し断
続切換可能に連結するようになっている。また、上記第
３クラッチ機構（４６）は、上記管状部材（４７）の周
囲に取り付けられた複数のクラッチプレート（４６ａ，
４６ａ，…）と、上記筒状部材（４８）の内周面に設け
られたプレッシャプレート（４６ｂ，４６ｂ，…）とを
備えたものであり、これにより、上記第１キャリア（４
１ｄ）と第２内歯歯車（４２ｃ）とを上記入力軸（２
１）に対し断続切換可能に連結するようになっている。The second clutch mechanism (45) is mounted on a plurality of clutch plates (45a, 45a,...) Mounted around the intermediate shaft (43) and on the inner peripheral surface of the tubular member (48). Pressure plates (45
b, 45b,...). The above cylindrical member (4
8) is connected to the input shaft (21) via a gear (49), whereby the second clutch mechanism (45) intermittently connects the second sun gear (42a) to the input shaft (21). It is adapted to be switchably connected. Further, the third clutch mechanism (46) includes a plurality of clutch plates (46a, 46a, 46b) mounted around the tubular member (47).
) And pressure plates (46b, 46b,...) Provided on the inner peripheral surface of the cylindrical member (48), whereby the first carrier (4) is provided.
1d) and the second internal gear (42c) are connected to the input shaft (2).
1) is connected so as to be capable of intermittent switching.

【００２３】そして、上記第１〜第３の３つのクラッチ
機構（４４〜４６）は、それぞれ、クラッチ駆動装置
（８）から供給される油圧力により、クラッチプレート
（４４ａ，４５ａ，…）とプレッシャプレート（４４
ｂ，４５ｂ，…）とが圧着された接続状態と、それらが
引き離された遮断状態とに切換えられるようになってい
る。なお、図示しないが、上記クラッチ駆動装置（８）
は、上記コントローラ（３）からの作動指令により作動
する電磁切換弁を備えており、この電磁切換弁の作動に
よって例えば制御用補助ポンプから供給される作動油圧
を調整して上記各クラッチ機構（４４〜４６）に供給す
るように構成されている。Each of the first to third clutch mechanisms (44 to 46) respectively controls the clutch plates (44a, 45a,...) And the pressure by hydraulic pressure supplied from the clutch driving device (8). Plate (44
, 45b,...) are switched between a crimped connection state and a disconnected state where they are separated. Although not shown, the clutch driving device (8)
Is provided with an electromagnetic switching valve that is operated in response to an operation command from the controller (3). The operation of the electromagnetic switching valve adjusts the operating oil pressure supplied from, for example, the auxiliary pump for control, thereby controlling each of the clutch mechanisms (44). To 46).

【００２４】このような構造において、上記第１及び第
２の両遊星歯車機構（４１，４２）の各要素の歯車比
（増速比）が以下の関係を有するように設定されてお
り、これにより、後述の第１〜第３モードの３つの運転
モードの切換前後で実質的に連続した伝達比を与えるよ
うになっている。すなわち、図３の遊星速度線図に示す
ように、第１太陽歯車（４１ａ）と第１内歯歯車（４１
ｃ）との間の歯車比をＹとし、第２太陽歯車（４２ａ）
と第２内歯歯車（４２ｃ）との間の歯車比をＸとした場
合に、Ｙ＝Ｘ＋１の関係が成立するように設定されてい
る。このように設定されていれば、第１及び第２の両運
転モード間の切換前後で、第２太陽歯車（４２ａ）の回
転数は第２クラッチ機構（４５）により係合される入力
軸（２１）の回転数（図３では１８００ｒｐｍ）と一致
し、第２及び第３の両運転モード間の切換前後で、第１
キャリア（４１ｄ）及び第２内歯歯車（４２ｃ）の回転
数が、第３クラッチ機構（４６）で係合される入力軸
（２１）の回転数と一致することになる。なお、上記遊
星速度線図は、横軸に上記第１及び第２の両遊星歯車機
構（４１，４２）の各要素の歯車比を示し、また、縦軸
にそれらの各要素のそれぞれの回転数を示したものであ
る。In such a structure, the gear ratio (speed increase ratio) of each element of the first and second planetary gear mechanisms (41, 42) is set so as to have the following relationship. Thereby, a substantially continuous transmission ratio is given before and after switching between three operation modes of first to third modes described later. That is, as shown in the planetary velocity diagram of FIG. 3, the first sun gear (41a) and the first internal gear (41
c) and the second sun gear (42a)
When a gear ratio between the first internal gear (42c) and the second internal gear (42c) is X, the relation of Y = X + 1 is established. With this setting, before and after switching between the first and second operation modes, the rotation speed of the second sun gear (42a) is increased by the input shaft () engaged by the second clutch mechanism (45). 21) (1800 rpm in FIG. 3), and before and after switching between the second and third operation modes, the first
The rotation speeds of the carrier (41d) and the second internal gear (42c) match the rotation speeds of the input shaft (21) engaged by the third clutch mechanism (46). In the planetary speed diagram, the abscissa indicates the gear ratio of each element of the first and second planetary gear mechanisms (41, 42), and the ordinate indicates the rotation of each element. It shows a number.

【００２５】（ＨＳＴの構成） 一方、上記ＨＳＴ（５）は、互いに略同じ構成の一対の
油圧ユニット（５１，５２）が一対の連通管（５３ａ，
５３ｂ）により互いに接続されて閉回路（５３）を構成
しており、エンジン（１）からの回転力が入力される入
力側の油圧ユニット（５１）を液圧ポンプと呼び、変速
後の回転力が出力される出力側の油圧ユニット（５２）
を液圧モータと呼ぶものである。(Structure of HST) On the other hand, in the HST (5), a pair of hydraulic units (51, 52) having substantially the same structure are connected to a pair of communication pipes (53a, 53a).
53b) are connected to each other to form a closed circuit (53), and the input side hydraulic unit (51) to which the rotational force from the engine (1) is input is called a hydraulic pump, and the rotational force after shifting is changed. Output-side hydraulic unit (52) from which the oil pressure is output
Is referred to as a hydraulic motor.

【００２６】上記液圧ポンプ（５１）は、図示しない
が、スプラインを介してポンプ軸（５１ａ）と一体に回
転するシリンダブロックと、このシリンダブロック内に
ポンプ軸（５１ａ）を中心とする円周上位置に列状に収
容された複数の往復動ピストンとを備え、これらのピス
トンの往復動の行程を可変斜板（５１ｂ）により変更調
整する可変斜板式ピストンポンプであり、上記ポンプ軸
（５１ａ）に連結された歯車（５４）が入力軸（２１）
の歯車（４９）に噛み合わされ、これにより、上記ポン
プ軸（５１ａ）にエンジン（１）からの回転力が入力さ
れるようになる。また、上記可変斜板（５１ｂ）はその
斜板角度が零になる中立位置を挟んで斜板角度が最大
（例えば１７度）になる正転側及び逆転側の両方の最大
傾斜位置の間で傾動可能に構成され、コントローラ
（３）からの作動信号を受けて作動する斜板角度駆動装
置（７）により傾動されて斜板角度が増減変更調整され
るようになっている。Although not shown, the hydraulic pump (51) includes a cylinder block that rotates integrally with a pump shaft (51a) via a spline, and a circumferential center around the pump shaft (51a) inside the cylinder block. A variable swash plate type piston pump that includes a plurality of reciprocating pistons housed in a row at an upper position, and changes and adjusts a reciprocating stroke of these pistons by a variable swash plate (51b); ) Is connected to the input shaft (21).
, Whereby the rotational force from the engine (1) is input to the pump shaft (51a). The variable swash plate (51b) is located between the maximum tilt positions on both the forward rotation side and the reverse rotation side where the swash plate angle becomes maximum (for example, 17 degrees) with the neutral position where the swash plate angle becomes zero. The swash plate angle is increased and decreased by a swash plate angle driving device (7) that is configured to be tiltable and that operates in response to an operation signal from a controller (3).

【００２７】そして、上記ポンプ軸（５１ａ）が上記エ
ンジン（１）からの入力によって回転駆動されることに
より、上記の各ピストンが上記シリンダブロックと共に
上記ポンプ軸（５１ａ）の回りに回転されるとともに、
上記可変斜板（５１ｂ）の傾斜角度に略比例する行程を
往復動され、これにより、上記液圧ポンプ（５１）から
上記斜板角度に応じた流量の作動油が吐出されて、一対
の連通管（５３ａ，５３ｂ）の内の何れか一方（５３ａ
又は５３ｂ）を流通して液圧モータ（５２）に供給され
るようになる。なお、上記斜板角度駆動装置（７）は、
圧油により作動されるアクチュエータにより構成されて
おり、上記コントローラ（３）からの作動指令を受けて
例えば図示しない制御用補助ポンプからの作動油圧を導
入され、これにより、上記可変斜板（５１ｂ）を傾動さ
せるようになっている。When the pump shaft (51a) is rotationally driven by an input from the engine (1), each piston is rotated around the pump shaft (51a) together with the cylinder block. ,
The hydraulic pump (51) reciprocates in a stroke substantially proportional to the inclination angle of the variable swash plate (51b), whereby hydraulic fluid is discharged from the hydraulic pump (51) at a flow rate corresponding to the swash plate angle. Either of the tubes (53a, 53b) (53a
Alternatively, the fluid is supplied to the hydraulic motor (52) through the passage 53b). The swash plate angle driving device (7)
The actuator is constituted by an actuator which is operated by pressure oil. Upon receiving an operation command from the controller (3), for example, an operating oil pressure from a control auxiliary pump (not shown) is introduced, whereby the variable swash plate (51b) Is tilted.

【００２８】上記液圧モータ（５２）は、図示しない
が、スプラインを介してモータ軸（５２ａ）と一体に回
転するシリンダブロックと、このシリンダブロック内に
モータ軸（５２ａ）を中心とする円周上位置に列状に収
容された複数の往復動ピストンと、これらのピストンの
往復動の行程を調整するよう所定の傾斜角度に固定され
た固定斜板とを備えた斜板式ピストンモータであり、上
記各ピストンが、上記液圧ポンプ（５１）から吐出され
て一方の連通管（５３ａ又は５３ｂ）を介して供給され
る作動油を受けて上記固定斜板を押すことにより、上記
シリンダブロックが上記作動油の供給流量に応じた回転
数で回転され、この回転が上記モータ軸（５２ａ）に出
力されるように構成されている。そして、このモータ軸
（５２ａ）に連結された歯車（５６）が、第１太陽歯車
（４１ａ）と一体の接続軸（４１ｅ）に結合された歯車
（４１ｆ）と噛み合わされ、これにより、上記モータ軸
（５２ａ）からの出力回転が第１太陽歯車（４１ａ）に
伝達されるようになっている。Although not shown, the hydraulic motor (52) includes a cylinder block that rotates integrally with the motor shaft (52a) via a spline, and a circumferential centered on the motor shaft (52a) inside the cylinder block. A swash plate type piston motor including a plurality of reciprocating pistons housed in a row at an upper position, and a fixed swash plate fixed at a predetermined inclination angle to adjust a reciprocating stroke of these pistons, Each of the pistons receives the hydraulic oil discharged from the hydraulic pump (51) and supplied through one communication pipe (53a or 53b) and pushes the fixed swash plate, whereby the cylinder block is moved. The motor is rotated at a rotation speed corresponding to the supply flow rate of the hydraulic oil, and the rotation is output to the motor shaft (52a). The gear (56) connected to the motor shaft (52a) is meshed with a gear (41f) connected to a connection shaft (41e) integral with the first sun gear (41a). The output rotation from the shaft (52a) is transmitted to the first sun gear (41a).

【００２９】このような構成により、上記ＨＳＴ（５）
では、液圧ポンプ（５１）から吐出された作動油が一方
の連通管（５３ａ又は５３ｂ）を流通して液圧モータ
（５２）に供給され、この液圧モータ（５２）を回転作
動させた後に他方の連通管（５３ｂ又は５３ａ）を流通
して液圧ポンプ（５１）に還流されて閉回路（５３）内
を循還するようになっており、この際、上記一方の連通
管（５３ａ又は５３ｂ）が高圧側になる一方、上記他方
の連通管（５３ｂ又は５３ａ）が低圧側になる。With such a configuration, the HST (5)
In the above, the hydraulic oil discharged from the hydraulic pump (51) flows through one communication pipe (53a or 53b) and is supplied to the hydraulic motor (52), and the hydraulic motor (52) is rotated. Later, it flows through the other communication pipe (53b or 53a) and is returned to the hydraulic pump (51) to circulate in the closed circuit (53). At this time, the one communication pipe (53a) Or 53b) is on the high pressure side, while the other communication pipe (53b or 53a) is on the low pressure side.

【００３０】また、上記閉回路（５３）における作動油
の循還方向は、上記液圧ポンプ（５１）の可変斜板（５
１ｂ）の傾動方向の正逆切換に応じて正逆両方向に切換
えられるようになっており、これにより、上記液圧モー
タ（５２）の回転方向を正逆両方向に切換えて車両を前
後両方向に駆動し得るようになっている。すなわち、上
記液圧ポンプ（５１）の可変斜板（５１ｂ）が正方向に
傾斜している場合には、上記液圧モータ（５２）のモー
タ軸（５２ａ）は液圧ポンプ（５１）への入力回転と同
一の向きに回転（正回転）するようになり、反対に上記
液圧ポンプ（５１）の可変斜板（５１ｂ）が逆方向に傾
斜している場合には、液圧モータ（５２）のモータ軸
（５２ａ）は液圧ポンプ（５１）への入力回転と逆向き
に回転（逆回転）するようになっている。The direction of circulation of the hydraulic oil in the closed circuit (53) is determined by the variable swash plate (5) of the hydraulic pump (51).
1b) is switched in both forward and reverse directions in accordance with the forward and reverse switching of the tilt direction, whereby the rotational direction of the hydraulic motor (52) is switched in both forward and reverse directions to drive the vehicle in both forward and backward directions. It is possible to do. That is, when the variable swash plate (51b) of the hydraulic pump (51) is inclined in the forward direction, the motor shaft (52a) of the hydraulic motor (52) is connected to the hydraulic pump (51). When the variable swash plate (51b) of the hydraulic pump (51) is inclined in the reverse direction, the hydraulic motor (52) rotates in the same direction as the input rotation (forward rotation). The motor shaft (52a) rotates in the opposite direction (reverse rotation) to the input rotation to the hydraulic pump (51).

【００３１】（ＭＴ及びＨＳＴの運転） 上記ＭＴ（４）及びＨＳＴ（５）は、コントローラ
（３）の作動制御により、ＨＭＴ（２）の変速比に応じ
て第１〜第３モードの３つの運転モードに分けて、すな
わち、発進から低変速比域（低速域）の第１モードと、
中変速比域（中速域）の第２モードと、高変速比域（高
速域）の第３モードの３つの運転モードに分けて作動さ
れるように構成されている。(Operation of MT and HST) The MT (4) and HST (5) are controlled by an operation of a controller (3) to control three modes of a first mode to a third mode in accordance with the speed ratio of the HMT (2). Divided into operation modes, that is, a first mode in a low gear ratio range (low speed range) from the start,
It is configured to be operated in three operation modes: a second mode in a middle speed ratio range (middle speed range) and a third mode in a high speed ratio range (high speed range).

【００３２】ここで、上記第１〜第３モードの３つの運
転モードにおけるＨＭＴ変速比の変化の様子を図４に基
づいて具体的に説明する。なお、この図４は、エンジン
（１）からある一定の入力回転数（図例では１８００ｒ
ｐｍ）が入力される場合について、液圧ポンプ（５１）
の可変斜板（５１ｂ）の斜板角度とＨＭＴ変速比との関
係と、入力軸（２１）及び出力軸（２２）の回転数とＨ
ＭＴ変速比との関係を関連付けて示したものである。Here, the manner in which the HMT gear ratio changes in the three operation modes of the first to third modes will be specifically described with reference to FIG. FIG. 4 shows a certain input rotation speed (1800 r in the example shown in FIG. 4) from the engine (1).
pm) is input, the hydraulic pump (51)
The relationship between the swash plate angle of the variable swash plate (51b) and the HMT gear ratio, the rotation speed of the input shaft (21) and the output shaft (22), and H
It shows the relationship with the MT speed ratio in an associated manner.

【００３３】上記第１モードでは、ＭＴ（４）の第１ク
ラッチ機構（４４）のみが接続状態にされ第２及び第３
クラッチ機構（４５，４６）が遮断状態にされることに
より、入力軸（２１）からの回転入力はＨＳＴ（５）側
にのみ伝達されるようになり、出力軸（２２）はＨＳＴ
（５）からの伝達力のみによって回転されることにな
る。そして、この第１モードにおける前進側の変速範囲
では、ＨＳＴ（５）の液圧ポンプ（５１）の可変斜板
（５１ｂ）が斜板角度０度の中立位置から逆転側
｛（−）の側｝における斜板角度１７度の最大傾斜位置
まで（−）方向に徐々に傾動されるようになっており、
この斜板角度の変更に応じて液圧モータ（５２）の出力
回転数が無段階に変更されることにより、上記出力軸
（２２）の出力回転数が前進側に無段階に増大されるよ
うになる。In the first mode, only the first clutch mechanism (44) of the MT (4) is in the connected state, and the second and third clutch mechanisms (44) are connected.
When the clutch mechanisms (45, 46) are in the disconnected state, the rotation input from the input shaft (21) is transmitted only to the HST (5) side, and the output shaft (22) is connected to the HST (5).
It is rotated only by the transmission force from (5). In the forward speed change range in the first mode, the variable swash plate (51b) of the hydraulic pump (51) of the HST (5) moves from the neutral position at the swash plate angle of 0 degree to the reverse rotation side ｛(-). ｝ Is gradually tilted in the (−) direction up to the maximum tilt position of the swash plate angle of 17 degrees,
The output rotation speed of the hydraulic motor (52) is steplessly changed in accordance with the change of the swash plate angle, so that the output rotation speed of the output shaft (22) is steplessly increased toward the forward side. become.

【００３４】また、上記第２モードでは、第２クラッチ
機構（４５）のみが接続状態にされ、これにより、入力
軸（２１）からの回転入力はＨＳＴ（５）及び中間軸
（４３）の双方に伝達され、出力軸（２２）は第２遊星
歯車機構（４２ｂ）を介した中間軸（４３）からの伝達
力と、第１遊星歯車機構（４１）を介したＨＳＴ（５）
からの伝達力との合成によって回転される。すなわち、
この第２モードにおける変速範囲では、ＨＳＴ（５）の
液圧ポンプ（５１）の可変斜板（５１ｂ）が、逆転側
｛（−）の側｝における斜板角度１７度の最大傾斜位置
から正転側｛（＋）の側｝における斜板角度１７度の最
大傾斜位置まで（＋）方向に徐々に傾動されるようにな
っており、この斜板角度の（＋）方向への増大に応じて
液圧モータ（５２）の出力回転数が無段階に変更される
ことにより、第１遊星歯車機構（４１）を介した上記Ｈ
ＳＴ（５）からの回転と、中間軸（４３）から伝達され
る入力軸（２１）の回転とを合成した、第１内歯歯車
（４１ｃ）及び第２キャリア（４２ｄ）の回転が無段階
に増大され、これにより、上記出力軸（２２）の出力回
転数が前進側に無段階に増大されるようになる。In the second mode, only the second clutch mechanism (45) is connected, whereby the rotation input from the input shaft (21) is applied to both the HST (5) and the intermediate shaft (43). The output shaft (22) is transmitted from the intermediate shaft (43) via the second planetary gear mechanism (42b) to the HST (5) via the first planetary gear mechanism (41).
It is rotated by combining with the transmission force from That is,
In the speed change range in the second mode, the variable swash plate (51b) of the hydraulic pump (51) of the HST (5) moves forward from the maximum tilt position at the swash plate angle of 17 degrees on the reverse rotation side {(-) side}. The swash plate is gradually tilted in the (+) direction up to the maximum tilt position of the swash plate angle of 17 degrees on the side of the turning side ((+)) according to the increase of the swash plate angle in the (+) direction. The output rotation speed of the hydraulic motor (52) is steplessly changed, so that the above H through the first planetary gear mechanism (41) is changed.
The rotation of the first internal gear (41c) and the rotation of the second carrier (42d) are stepless, in which the rotation from ST (5) and the rotation of the input shaft (21) transmitted from the intermediate shaft (43) are combined. As a result, the output rotational speed of the output shaft (22) is steplessly increased toward the forward side.

【００３５】さらに、上記第３モードでは、第３クラッ
チ機構（４６）のみが接続状態にされ、これにより、入
力軸（２１）からの回転入力はＨＳＴ（５）及び管状部
材（４７）の双方に伝達される。そして、上記第２モー
ドと同様、液圧ポンプ（５１）の斜板角度の漸減による
液圧モータ（５２）の出力回転数の変更に伴い、ＨＳＴ
（５）から第１遊星歯車機構（４１）を介して伝達され
る回転と上記管状部材（４７）から伝達される回転との
合成によって、上記出力軸（２２）の出力回転数が前進
側に無段階に増大されるようになっている。そして、上
記第１〜第３の各運転モードの切換前後で、第１〜第３
の各クラッチ機構（４４，４５，４６）の断続切換の際
に係合及び離合される両クラッチ機構のクラッチプレー
ト（４４ａ，４５ａ，４６ａ）とプレッシャプレート
（４４ｂ，４５ｂ，４６ｂ）とがそれぞれ同じ回転数で
同調して切換前後で連続した変速比で回転伝達されるこ
とにより、ＨＭＴ（２）の変速比は上記第１〜第３モー
ドの全部の変速範囲において無段階かつ連続的にに変更
されるようになっている。Further, in the third mode, only the third clutch mechanism (46) is connected, whereby the rotation input from the input shaft (21) is applied to both the HST (5) and the tubular member (47). Is transmitted to As in the second mode, the output of the hydraulic motor (52) is changed due to the gradual decrease of the swash plate angle of the hydraulic pump (51).
By the combination of the rotation transmitted from (5) via the first planetary gear mechanism (41) and the rotation transmitted from the tubular member (47), the output rotation speed of the output shaft (22) moves forward. It is being increased steplessly. Then, before and after the switching of the first to third operation modes, the first to third operation modes are switched.
The clutch plates (44a, 45a, 46a) and the pressure plates (44b, 45b, 46b) of the two clutch mechanisms that are engaged and disengaged when the clutch mechanisms (44, 45, 46) are switched on and off are the same. By transmitting the rotation at a continuous gear ratio before and after the switching in synchronization with the rotational speed, the gear ratio of the HMT (2) is continuously and continuously changed in the entire gear range of the first to third modes. It is supposed to be.

【００３６】なお、上記第１モードにおける前進側の変
速範囲は、図３の遊星速度線図における矢印Ｍ1 の範囲
に、上記第２モードの変速範囲は同図の矢印Ｍ2 の範囲
に、また、上記第３モードの変速範囲は同図の矢印Ｍ3
の範囲に、それぞれ対応している。The speed change range on the forward side in the first mode is in the range indicated by arrow M1 in the planetary velocity diagram of FIG. 3, the speed change range in the second mode is in the range indicated by arrow M2 in FIG. The shift range of the third mode is indicated by an arrow M3 in FIG.
, Respectively.

【００３７】（コントローラの構成） 上記コントローラ（３）は、アクセル操作量センサ（１
２）、ブレーキ操作量センサ（１３）、入力回転数セン
サ（１４）、出力回転数センサ（１５）、スロットル弁
開度センサ（１６）及び図示省略のシフトレバー位置セ
ンサからの各入力信号に基づいて、エンジン（１）の運
転制御及びＨＭＴ（２）の変速制御を行うように構成さ
れている。具体的には、上記コントローラ（３）は、出
力推定手段としてのエンジン馬力演算部（３１）と、Ｈ
ＭＴ変速比演算部（３２）と、ＨＭＴ運転モード演算部
（３３）と、基本制御部（３４）と、目標エンジン回転
数演算手段としての最大効率制御部（３５）と、エンジ
ン制御手段としてのエンジン制御部（３６）と、ＨＭＴ
制御部（３７）とを備えている。(Structure of Controller) The controller (3) includes an accelerator operation amount sensor (1).
2) Based on input signals from a brake operation amount sensor (13), an input speed sensor (14), an output speed sensor (15), a throttle valve opening sensor (16), and a shift lever position sensor (not shown). Thus, the operation control of the engine (1) and the shift control of the HMT (2) are performed. Specifically, the controller (3) includes an engine horsepower calculation unit (31) as output estimating means,
MT speed ratio calculating unit (32), HMT operation mode calculating unit (33), basic control unit (34), maximum efficiency control unit (35) as target engine speed calculating means, and engine control means Engine control unit (36), HMT
A control unit (37).

【００３８】上記エンジン馬力演算部（３１）は、入力
回転数センサ（１４）により検出された無段変速機
（２）への入力回転数（即ち、エンジン回転数）と、ス
ロットル弁開度センサ（１６）により検出されたスロッ
トル弁（１ａ）の開度とに基づいてエンジン（１）の現
在の出力馬力を推定演算するように構成されている。上
記ＨＭＴ変速比演算部（３２）は、上記エンジン回転数
と出力回転数センサ（１５）により検出された変速機出
力回転数とに基づいてＨＭＴ（２）の現在の変速比を演
算するように構成されている。また、上記ＨＭＴ運転モ
ード演算部（３３）は、クラッチ駆動装置（８）からの
フィードバック信号に基づいてＨＭＴ（２）の現在の運
転モードを演算するように構成されている。The engine horsepower calculating section (31) includes an input speed (ie, engine speed) to the continuously variable transmission (2) detected by the input speed sensor (14), and a throttle valve opening sensor. The current output horsepower of the engine (1) is estimated and calculated based on the opening of the throttle valve (1a) detected by (16). The HMT speed ratio calculating section (32) calculates the current speed ratio of the HMT (2) based on the engine speed and the transmission output speed detected by the output speed sensor (15). It is configured. The HMT operation mode calculation unit (33) is configured to calculate the current operation mode of the HMT (2) based on a feedback signal from the clutch driving device (8).

【００３９】上記基本制御部（３４）及び最大効率制御
部（３５）は、アクセル操作量センサ（１２）、ブレー
キ操作量センサ（１３）、出力回転数センサ（１５）、
シフトレバー位置センサ、エンジン馬力演算部（３
１）、ＨＭＴ変速比演算部（３２）及びＨＭＴ運転モー
ド演算部（３３）からの入力信号に基づいて、運転者の
要求に対し最適な運転状態になるようなエンジン回転数
と変速比とを演算するようになっている。すなわち、上
記基本制御部（３４）は、エンジン（１）の出力馬力が
運転者のトルク要求に対応するものになるようなエンジ
ン回転数と、車両の走行速度が運転者の速度要求に対応
するものになるような変速比とを演算するように構成さ
れており、また、上記最大効率制御部（３５）は、エン
ジン（１）の熱効率（エンジン効率）とＨＭＴ（２）の
動力伝達効率（変速機効率）とを組合わせた総合効率が
最大になるようなエンジン回転数及び変速比を演算する
ように構成されている。The basic control unit (34) and the maximum efficiency control unit (35) include an accelerator operation amount sensor (12), a brake operation amount sensor (13), an output rotation speed sensor (15),
Shift lever position sensor, engine horsepower calculation unit (3
1) Based on input signals from the HMT speed ratio calculating section (32) and the HMT operation mode calculating section (33), the engine speed and the speed ratio are set such that the driving state is optimal for the driver's request. It is designed to calculate. That is, the basic control unit (34) controls the engine speed so that the output horsepower of the engine (1) corresponds to the driver's torque request, and the running speed of the vehicle corresponds to the driver's speed request. The maximum efficiency control unit (35) is configured to calculate the heat efficiency (engine efficiency) of the engine (1) and the power transmission efficiency (HMT) (2) of the HMT (2). (Transmission efficiency) to calculate the engine speed and the gear ratio so that the total efficiency is maximized.

【００４０】上記エンジン制御部（３６）は、スロット
ル弁駆動装置（６）の作動制御によって、上記基本制御
部（３４）又は最高効率制御部（３５）により演算され
たエンジン回転数になるようエンジン（１）の運転制御
を行うように構成され、また、上記変速機制御部（３
７）は、ＨＭＴ（２）の変速比が上記基本制御部（３
４）又は最高効率制御部（３５）により演算された変速
比になるよう斜板角度駆動装置（７）及びクラッチ駆動
装置（８）の作動制御を行うように構成されている。The engine control section (36) controls the operation of the throttle valve driving device (6) so that the engine speed becomes the engine speed calculated by the basic control section (34) or the maximum efficiency control section (35). The transmission control unit (3) is configured to perform the operation control of (1).
7) is that the transmission ratio of the HMT (2) is the basic control unit (3
4) or the operation control of the swash plate angle drive device (7) and the clutch drive device (8) so that the gear ratio is calculated by the highest efficiency control section (35).

【００４１】以下に、上記最大効率制御部（３５）にお
ける実際の制御の内容について図５、６及び図７に示す
フローチャートに基づいて説明する。The contents of the actual control in the maximum efficiency control section (35) will be described below with reference to the flowcharts shown in FIGS.

【００４２】図５における、ステップＳ１では、シフト
レバー位置センサからの入力信号に基づいてシフトレバ
ーの位置を検出し、この検出結果に基づきステップＳ２
で運転者にトルク優先要求が有るか否かを判定する。す
なわち、例えばシフトレバーがトルク優先位置に操作さ
れており運転者のトルク優先要求があると判定されれ
ば、後述のステップＳ８に進む一方、シフトレバーがト
ルク優先位置に操作されておらず運転者のトルク優先要
求がないと判定されれば、ステップＳ３に進む。ステッ
プＳ３では、アクセル操作量センサ（１２）からの入力
信号により運転者のアクセル操作量を検出し、このアク
セル操作量に基づいてステップＳ４で運転者の急加速要
求が有るか否かを判定する。すなわち、運転者によるア
クセル操作量が大きい場合には運転者の急加速要求があ
ると判定して後述のステップＳ８に進む一方、運転者に
よるアクセル操作量が小さい場合には運転者の急加速要
求がないと判定してステップＳ５に進む。In step S1 in FIG. 5, the position of the shift lever is detected based on an input signal from the shift lever position sensor, and based on the detection result, step S2 is performed.
It is determined whether or not the driver has a torque priority request. That is, for example, if it is determined that the shift lever has been operated to the torque priority position and there is a driver's request for torque priority, the process proceeds to step S8 described below, while the shift lever has not been operated to the torque priority position and the driver If it is determined that there is no torque priority request, the process proceeds to step S3. In step S3, the accelerator operation amount of the driver is detected based on the input signal from the accelerator operation amount sensor (12), and based on the accelerator operation amount, it is determined in step S4 whether or not the driver has a sudden acceleration request. . That is, when the accelerator operation amount by the driver is large, it is determined that there is a driver's sudden acceleration request, and the process proceeds to step S8 described later. On the other hand, when the driver's accelerator operation amount is small, the driver's sudden acceleration request is made. It is determined that there is not, and the process proceeds to step S5.

【００４３】同様に、ステップＳ５及びステップＳ６に
おいて、ブレーキ操作量センサ（１３）により検出され
た運転者のブレーキ操作量に基づいてこの運転者の急減
速要求を判定し、運転者に急減速要求がないと判定され
る場合にはステップＳ７に進んで後述の如く燃費最小化
運転を行う一方、運転者に急減速要求があると判定され
る場合にはステップＳ８に進んで基本制御部（３４）に
よる通常運転を行う。つまり、運転者がトルクの増大や
車両の急加速・急減速を要求していない場合に限って後
述の燃費最小化運転を行うようにしている。Similarly, in steps S5 and S6, the driver's sudden deceleration request is determined based on the driver's brake operation amount detected by the brake operation amount sensor (13). If it is determined that there is no such request, the process proceeds to step S7 to perform the fuel efficiency minimizing operation as described later, while if it is determined that the driver has a sudden deceleration request, the process proceeds to step S8 and the basic controller (34) ). That is, the fuel consumption minimizing operation described below is performed only when the driver does not request the increase of the torque or the rapid acceleration / deceleration of the vehicle.

【００４４】図６は最大効率制御部（３５）による燃費
最小化運転における、目標エンジン回転数及び目標変速
比の演算手順を示す。同図のステップＳ９では、スロッ
トル弁開度センサ（１６）からの入力信号に基づいてス
ロットル弁（１ａ）の開度を検出し、ステップＳ１０で
は、上記ステップＳ９で検出されたスロットル弁開度
と、入力回転数センサ（１４）により検出されたエンジ
ン回転数（Ｎ）とに基づいて現在のエンジン出力馬力を
演算する。そして、ステップＳ１１では、上記ステップ
Ｓ１０で演算されたエンジン出力馬力に基づいて、この
エンジン出力馬力を伝達する場合のＨＭＴ（２）の変速
機効率を示す動力伝達特性マップ（Ｍａ2）（図８参
照）を、予め設定された変速機効率特性群としての動力
伝達特性マップ群（Ｍａ1 ，Ｍａ2 ，…）から選択す
る。FIG. 6 shows a procedure for calculating the target engine speed and the target gear ratio in the fuel efficiency minimizing operation by the maximum efficiency control section (35). In step S9 of the figure, the opening of the throttle valve (1a) is detected based on the input signal from the throttle valve opening sensor (16). In step S10, the opening of the throttle valve (1a) detected in step S9 is determined. The current engine output horsepower is calculated based on the engine speed (N) detected by the input speed sensor (14). Then, in step S11, based on the engine output horsepower calculated in step S10, a power transmission characteristic map (Ma2) indicating the transmission efficiency of the HMT (2) when transmitting the engine output horsepower (see FIG. 8). ) Are selected from a power transmission characteristic map group (Ma1, Ma2,...) As a transmission efficiency characteristic group set in advance.

【００４５】すなわち、コントローラ（３）のメモリ
（図示省略）には、図８に示すように、エンジン回転数
（Ｎ）及び変速機出力回転数に基づくＨＭＴ（２）の変
速機効率を予め定めた伝達効率特性マップ群（Ｍａ1 ，
Ｍａ2 ，…）が、所定の複数のエンジン出力馬力値にそ
れぞれ対応づけて予め複数設定されている。この伝達効
率特性マップ群（Ｍａ1 ，Ｍａ2 ，…）の各マップは、
それぞれ、横軸に変速機出力回転数を表す一方、エンジ
ン回転数（Ｎ）の増減に伴いそれぞれ変化する変速機効
率を種々試験結果に基づいて縦軸に表したものであり、
エンジン出力馬力が比較的大きい場合には（例えばＭａ
1 ）、エンジン回転数（Ｎ）の変化に伴う変速機効率の
変化が比較的小さくなる一方、エンジン出力馬力が比較
的小さい場合には（例えばＭａ2 ）、エンジン回転数
（Ｎ）の変化に伴う変速機効率の変化が比較的大きくな
っている。そして、ステップＳ１１では、ステップＳ１
０で演算されたエンジン出力馬力に基づいて、このエン
ジン出力馬力に対応する伝達効率特性マップ（例えば、
Ｍａ2 ）を選択する。That is, in the memory (not shown) of the controller (3), the transmission efficiency of the HMT (2) based on the engine speed (N) and the transmission output speed is predetermined as shown in FIG. Transfer efficiency characteristic maps (Ma1,
Ma2,...) Are set in advance in association with a plurality of predetermined engine output horsepower values, respectively. Each of the transmission efficiency characteristic map groups (Ma1, Ma2,...)
In each case, the abscissa represents the transmission output rotation speed, and the ordinate represents the transmission efficiency, which varies with the increase or decrease of the engine rotation speed (N), based on various test results.
When the engine output horsepower is relatively large (for example, Ma
1) While the change in the transmission efficiency due to the change in the engine speed (N) is relatively small, while the engine output horsepower is relatively small (for example, Ma2), the change in the engine speed (N) is accompanied by the change. The change in transmission efficiency is relatively large. Then, in step S11, step S1
Based on the engine output horsepower calculated at 0, a transmission efficiency characteristic map (for example,
Ma2) is selected.

【００４６】続く、ステップＳ１２では出力回転数セン
サ（１５）からの入力信号により変速機出力回転数を検
出し、ステップＳ１３では、図９に示すように、上記ス
テップＳ１１で選択した伝達効率特性マップ（Ｍａ2 ）
上で、上記ステップＳ１２で検出された変速機出力回転
数に対応する一定出力回転直線（Ｌ）に沿って、エンジ
ン回転数（Ｎ）の変化に対する変速機効率の変化を表す
変速機効率特性としての変速機効率マップ（Ｍｂ）を求
める（図１０参照）。つまり、上記ステップＳ１１から
ステップＳ１３により、現在のエンジン出力馬力及び現
在の変速機出力回転数に対応する変速機効率マップ（Ｍ
ｂ）が得られる。この変速機効率マップ（Ｍｂ）は、横
軸にエンジン回転数（Ｎ）の変化を表す一方、縦軸に変
速機効率の変化を表したものであり、変速機効率はエン
ジン回転数（ＮC ）において最大値になっている。In step S12, the transmission output speed is detected based on the input signal from the output speed sensor (15). In step S13, as shown in FIG. 9, the transmission efficiency characteristic map selected in step S11 is selected. (Ma2)
Above, as a transmission efficiency characteristic representing a change in transmission efficiency with respect to a change in engine speed (N), along a constant output rotation line (L) corresponding to the transmission output speed detected in step S12. A transmission efficiency map (Mb) is obtained (see FIG. 10). That is, in steps S11 to S13, the transmission efficiency map (M) corresponding to the current engine output horsepower and the current transmission output rotation speed is obtained.
b) is obtained. In the transmission efficiency map (Mb), the horizontal axis represents a change in the engine speed (N), while the vertical axis represents a change in the transmission efficiency. The transmission efficiency is represented by the engine speed (NC). At the maximum value.

【００４７】続くステップＳ１４では、まずエンジン回
転数（Ｎ）の変化に対するエンジン効率の変化を表すエ
ンジン効率特性としてのエンジン効率マップ（Ｍｄ）
（図１２参照）を求め、続いて、このエンジン効率マッ
プ（Ｍｄ）と上記ステップＳ１３で求めた変速機効率マ
ップ（Ｍｂ）とに基づき、エンジン効率と変速機効率と
を組み合わせた総合効率の、エンジン回転数（Ｎ）の変
更に対する変化を表す総合効率マップ（Ｍｅ）（図１３
参照）を求め、この総合効率マップ（Ｍｅ）に基づいて
目標エンジン回転数（Ｎｅ）を演算する。In the following step S14, first, an engine efficiency map (Md) as an engine efficiency characteristic representing a change in engine efficiency with respect to a change in engine speed (N).
(See FIG. 12), and subsequently, based on the engine efficiency map (Md) and the transmission efficiency map (Mb) obtained in step S13, the total efficiency obtained by combining the engine efficiency and the transmission efficiency, An overall efficiency map (Me) representing a change with respect to a change in the engine speed (N) (FIG. 13)
Reference), and a target engine speed (Ne) is calculated based on the overall efficiency map (Me).

【００４８】具体的には、コントローラ（３）のメモリ
には、図１１に示すように、エンジン回転数（Ｎ）とエ
ンジントルクとに基づくエンジン効率（η1 ，η2 ，
…）が予め設定されたエンジン効率特性群としての熱効
率特性マップ（Ｍｃ）が記憶されている。この熱効率特
性マップ（Ｍｃ）は、第１軸（同図の横軸）にエンジン
回転数（Ｎ）を表し第２軸（同図の縦軸）にエンジント
ルクを表したときの、これらのエンジン回転数（Ｎ）と
エンジントルクとに対応するエンジン効率（η1，η2
，…）を種々試験結果に基づいて第３軸（同図の紙面
に直交する軸）に設定したものであって、エンジン回転
数（ＮB ）に対応する領域（点Ｂを含む領域）で最大の
エンジン効率（η3 ）が得られるようになっている。More specifically, in the memory of the controller (3), as shown in FIG. 11, the engine efficiencies (η1, η2,
..) Are stored in advance as a group of engine efficiency characteristics (Mc). This thermal efficiency characteristic map (Mc) is obtained when the engine speed (N) is represented on the first axis (horizontal axis) and the engine torque is represented on the second axis (vertical axis). Engine efficiency (η1, η2) corresponding to rotation speed (N) and engine torque
,...) Are set on the third axis (the axis orthogonal to the plane of the drawing) based on various test results, and are the largest in the area (the area including the point B) corresponding to the engine speed (NB). Engine efficiency (η3).

【００４９】そして、ステップＳ１４では、まず、上記
熱効率特性マップ（Ｍｃ）上で、エンジン馬力演算部
（３１）により推定演算されたエンジン出力馬力に対応
する一定馬力曲線（Ｋ）に沿って、該エンジン出力馬力
が出力されるときの、エンジン回転数（Ｎ）の変化に対
するエンジン効率の変化を表すエンジン効率マップ（Ｍ
ｄ）を求める。続いて、上記エンジン効率マップ（Ｍ
ｄ）と上記ステップＳ１３で求めた変速機効率マップ
（Ｍｂ）とに基づき、エンジン効率と変速機効率との積
算値を総合効率として演算した場合の、エンジン回転数
（Ｎ）の変化に対する総合効率の変化を表した総合効率
マップ（Ｍｅ）を求め、該総合効率マップ（Ｍｅ）から
総合効率が最大になる目標エンジン回転数（Ｎｅ）を読
み取る。なお、上記総合効率マップ（Ｍｅ）は、図１３
に示すように、エンジン回転数（Ｎ）を横軸に、総合効
率を縦軸にそれぞれ表したものであり、同図において、
上記目標エンジン回転数（Ｎｅ）は、エンジン効率が最
大になるエンジン回転数（ＮB ）と変速機効率が最大に
なるエンジン回転数（ＮC ）との中間の値になってい
る。In step S14, first, on the thermal efficiency characteristic map (Mc), along the constant horsepower curve (K) corresponding to the engine output horsepower estimated and calculated by the engine horsepower calculator (31), An engine efficiency map (M) representing a change in engine efficiency with respect to a change in engine speed (N) when engine output horsepower is output.
Find d). Subsequently, the engine efficiency map (M
d) and the transmission efficiency map (Mb) obtained in step S13, the total efficiency with respect to the change in the engine speed (N) when the integrated value of the engine efficiency and the transmission efficiency is calculated as the total efficiency. Is obtained, and a target engine speed (Ne) at which the overall efficiency is maximized is read from the overall efficiency map (Me). The overall efficiency map (Me) is shown in FIG.
As shown in FIG. 5, the horizontal axis represents the engine speed (N) and the vertical axis represents the overall efficiency.
The target engine speed (Ne) is an intermediate value between the engine speed (NB) at which the engine efficiency is maximized and the engine speed (NC) at which the transmission efficiency is maximized.

【００５０】上記ステップＳ１４に続くステップＳ１５
では、エンジン回転数（Ｎ）を目標エンジン回転数（Ｎ
ｅ）に変更したときに車両の走行速度が維持されるよう
に、該目標エンジン回転数（Ｎｅ）及び変速機出力回転
数に対応する目標変速比を演算する。すなわち、 目標変速比 ＝ 変速機出力回転数／目標エンジン回転
数 になる。Step S15 following step S14
Then, the engine speed (N) is changed to the target engine speed (N
The target speed ratio corresponding to the target engine speed (Ne) and the transmission output speed is calculated so that the running speed of the vehicle is maintained when the speed is changed to e). That is, target speed ratio = transmission output speed / target engine speed.

【００５１】上記図６のフローチャートにおいて、ステ
ップＳ１０がエンジン馬力演算部（３１）に対応してお
り、ステップＳ１１〜Ｓ１３が変速機効率演算部（３５
ａ）に、ステップＳ１４がエンジン効率演算部（３５
ｂ）にそれぞれ対応している。In the flowchart of FIG. 6, step S10 corresponds to the engine horsepower calculating section (31), and steps S11 to S13 correspond to the transmission efficiency calculating section (35).
In step a14, the engine efficiency calculation unit (35)
b) respectively.

【００５２】図７は最大効率制御部（３５）により演算
された目標エンジン回転数（Ｎｅ）及び目標変速比に基
づくエンジン（１）及びＨＭＴ（２）の実際の制御を示
し、ステップＳ１６では、上記ステップＳ１５で演算さ
れた目標変速比に対応するＨＭＴ（２）の目標運転モー
ド指令を演算し、この目標運転モード指令値とＨＭＴ運
転モード演算部（３３）で演算された現在の運転モード
とをステップＳ１７で比較する。そして、現在の運転モ
ードが目標運転モードであれば後述のステップＳ２０に
進む一方、現在の運転モードが目標運転モードでなけれ
ばステップＳ１８に進む。このステップＳ１８では、斜
板角度駆動装置（７）に作動指令を出力して液圧ポンプ
（５１）の斜板角度を所定のモード切換角度に変更させ
る。続くステップＳ１９では、クラッチ駆動装置（８）
に作動指令を出力してＭＴ（４）の各クラッチ機構（４
４，４５，…）を断続切換作動させることにより、ＨＭ
Ｔ（２）の運転モードを切換え、その後、上記ステップ
Ｓ１７にリターンする。そして、現在の運転モードが目
標運転モードであることを確認してステップＳ２０に進
む。FIG. 7 shows actual control of the engine (1) and the HMT (2) based on the target engine speed (Ne) and the target gear ratio calculated by the maximum efficiency control unit (35). A target operation mode command of the HMT (2) corresponding to the target gear ratio calculated in step S15 is calculated, and the target operation mode command value and the current operation mode calculated by the HMT operation mode calculation unit (33) are calculated. Are compared in step S17. Then, if the current operation mode is the target operation mode, the process proceeds to step S20 described later, while if the current operation mode is not the target operation mode, the process proceeds to step S18. In step S18, an operation command is output to the swash plate angle driving device (7) to change the swash plate angle of the hydraulic pump (51) to a predetermined mode switching angle. In a succeeding step S19, the clutch driving device (8)
To the clutch mechanism (4) of the MT (4).
4, 45,...
The operation mode of T (2) is switched, and thereafter, the process returns to step S17. Then, after confirming that the current operation mode is the target operation mode, the process proceeds to step S20.

【００５３】ステップＳ２０では、ステップＳ１５で演
算された目標変速比に対応するＨＭＴ（２）の目標変速
比指令を演算し、この指令値とＨＭＴ変速比演算部（３
２）で演算された現在の変速比とをステップＳ２１で比
較する。そして、現在の変速比が目標変速比であれば後
述のステップＳ２３に進む一方、現在の変速比が目標変
速比でなければ、ステップＳ２２に進んで斜板角度駆動
装置（７）に作動指令を出力し、液圧ポンプ（５１）の
可変斜板（５１ｂ）を傾動させて斜板角度を変更させる
ことにより、ＨＭＴ（２）変速比を目標変速比に変更さ
せる。続くステップＳ２３では、ステップＳ１４で演算
された目標エンジン回転数に対応するスロットル弁開度
指令を演算し、このスロットル弁開度指令をステップＳ
２４でスロットル弁駆動装置（６）に出力してスロット
ル弁（１ａ）の開度を変更させることにより、エンジン
回転数（Ｎ）が上記目標エンジン回転数（Ｎｅ）に維持
されるようにし、その後、リターンする。In step S20, a target gear ratio command of the HMT (2) corresponding to the target gear ratio calculated in step S15 is calculated, and this command value and the HMT gear ratio calculator (3)
The current gear ratio calculated in 2) is compared in step S21. If the current gear ratio is the target gear ratio, the process proceeds to step S23 described below, while if the current gear ratio is not the target gear ratio, the process proceeds to step S22 to issue an operation command to the swash plate angle drive device (7). The HMT (2) speed ratio is changed to the target speed ratio by outputting the output and tilting the variable swash plate (51b) of the hydraulic pump (51) to change the swash plate angle. In the following step S23, a throttle valve opening command corresponding to the target engine speed calculated in step S14 is calculated, and this throttle valve opening command is calculated in step S14.
At 24, the engine speed (N) is output to the throttle valve driving device (6) to change the opening of the throttle valve (1a) so that the engine speed (N) is maintained at the target engine speed (Ne). And return.

【００５４】上記図７のフローチャートにおいて、ステ
ップＳ１７がＨＭＴ運転モード演算部（３３）に、ステ
ップＳ２１がＨＭＴ変速比演算部（３２）にそれぞれ対
応しており、また、ステップＳ１８，Ｓ１９，Ｓ２２が
ＨＭＴ制御部（３７）に、ステップＳ２４がエンジン制
御部（３６）に対応している。In the flowchart of FIG. 7, step S17 corresponds to the HMT operation mode calculation section (33), step S21 corresponds to the HMT gear ratio calculation section (32), and steps S18, S19, and S22 correspond to the HMT speed ratio calculation section (32). Step S24 corresponds to the engine control unit (36) in the HMT control unit (37).

【００５５】そして、上記実施形態に係る車両の駆動制
御装置によれば、運転者によるアクセル操作に応じて基
本制御部（３４）により駆動制御される車両の走行時
に、エンジン効率演算部（３５ｂ）により求められたエ
ンジン効率マップ（Ｍｄ）と、変速機効率演算部（３５
ａ）により求められた変速機効率マップ（Ｍｂ）とに基
づいて、最大効率制御部（３５）により、エンジン
（１）及びＨＭＴ（２）の総合効率が最大になるような
目標エンジン回転数（Ｎｅ）と、該目標エンジン回転数
に対応する目標変速比とが演算される。そして、エンジ
ン制御部（３６）によりエンジン（１）が上記目標エン
ジン回転数（Ｎｅ）で運転されるとともに、ＨＭＴ制御
部（３７）によりＨＭＴ（２）の変速比が目標変速比に
変更される。従って、エンジン効率と変速機効率との総
合効率が最大になるようにエンジン（１）を運転させる
ことができ、これにより、従来までと比べて車両の燃料
消費率の向上が図られる。According to the vehicle drive control device of the embodiment, when the vehicle is driven and controlled by the basic control unit (34) in response to the accelerator operation by the driver, the engine efficiency calculation unit (35b) The engine efficiency map (Md) obtained by
Based on the transmission efficiency map (Mb) obtained in (a), the target engine speed (35) is set by the maximum efficiency control unit (35) so that the total efficiency of the engine (1) and the HMT (2) is maximized. Ne) and a target gear ratio corresponding to the target engine speed are calculated. Then, the engine (1) is operated at the target engine speed (Ne) by the engine control unit (36), and the gear ratio of the HMT (2) is changed to the target gear ratio by the HMT control unit (37). . Therefore, the engine (1) can be operated so that the total efficiency of the engine efficiency and the transmission efficiency is maximized, thereby improving the fuel consumption rate of the vehicle as compared with the related art.

【００５６】その際、エンジン（１）の出力馬力が維持
されるようになっており、かつ、ＨＭＴ（２）の変速比
が目標変速比に変更されて該ＨＭＴ（２）の出力回転数
が維持されるようになるため、車両の走行状態が維持さ
れるようになる。従って、エンジン（１）を目標エンジ
ン回転数（Ｎｅ）で運転させることによる燃料消費率の
向上と、基本制御部（３４）による車両の駆動制御とを
両立させることができる。さらに、変速機効率演算部
（３５ａ）及びエンジン効率演算部（３５ｂ）におい
て、それぞれ、予め設定された伝達効率特性マップ群
（Ｍａ1 ，Ｍａ2 ，…）及び熱効率特性マップ（Ｍｃ）
から、変速機効率マップ（Ｍｂ）及びエンジン効率マッ
プ（Ｍｄ）を読取るようにしているため、これらの変速
機効率マップ（Ｍｂ）及びエンジン効率マップ（Ｍｄ）
に基づく目標エンジン回転数（Ｎｅ）の演算の高速化が
図られ、これにより、制御の応答性の向上が図られる。At this time, the output horsepower of the engine (1) is maintained, and the speed ratio of the HMT (2) is changed to the target speed ratio to reduce the output rotation speed of the HMT (2). Since the vehicle is maintained, the running state of the vehicle is maintained. Therefore, it is possible to achieve both the improvement of the fuel consumption rate by operating the engine (1) at the target engine speed (Ne) and the drive control of the vehicle by the basic control unit (34). Further, in the transmission efficiency calculating section (35a) and the engine efficiency calculating section (35b), a preset transmission efficiency characteristic map group (Ma1, Ma2,...) And a thermal efficiency characteristic map (Mc), respectively.
, The transmission efficiency map (Mb) and the engine efficiency map (Md) are read from the transmission efficiency map (Mb) and the engine efficiency map (Md).
, The calculation of the target engine speed (Ne) is speeded up, thereby improving the control responsiveness.

【００５７】＜他の実施形態＞ なお、本発明は上記実施形態に限定されるものではな
く、その他種々の実施形態を包含するものである。すな
わち、上記実施形態では、エンジン効率とＨＭＴ（２）
の変速機効率との積算値を、そのエンジン及びＨＭＴ
（２）の総合効率としているが、これに限らず、例え
ば、上記エンジン効率とＨＭＴ（２）の変速機効率との
合算値を上記総合効率とするようにしてもよい。<Other Embodiments> The present invention is not limited to the above-described embodiments, but includes various other embodiments. That is, in the above embodiment, the engine efficiency and the HMT (2)
The transmission efficiency of the engine and the HMT
Although the total efficiency of (2) is used, the present invention is not limited to this. For example, a total value of the engine efficiency and the transmission efficiency of the HMT (2) may be used as the overall efficiency.

【００５８】上記実施形態では、無段変速機として第１
〜第３の３つの運転モードを有するＨＭＴ（２）を用い
ているが、これに限らず、４つ以上の運転モードを有す
るＨＭＴを用いてもよい。In the above embodiment, the continuously variable transmission is the first
Although the HMT (2) having the third to third operation modes is used, the invention is not limited thereto, and an HMT having four or more operation modes may be used.

【００５９】[0059]

【発明の効果】以上説明したように、請求項１記載の発
明における車両の駆動制御装置によれば、エンジン
（１）の熱効率だけでなく無段変速機（２）の動力伝達
効率をも考慮して、該熱効率と動力伝達効率とを組合わ
せた総合効率が最大になるように上記エンジン（１）の
運転制御を行うことにより、車両の燃料消費率の向上が
図られる。As described above, according to the vehicle drive control apparatus of the first aspect, not only the thermal efficiency of the engine (1) but also the power transmission efficiency of the continuously variable transmission (2) are considered. Then, by controlling the operation of the engine (1) so as to maximize the total efficiency combining the heat efficiency and the power transmission efficiency, the fuel consumption rate of the vehicle is improved.

【００６０】しかも、エンジン（１）の熱効率の変化特
性と無段変速機（２）の動力伝達効率の変化特性との双
方に基づいて、総合効率が最大になる目標エンジン回転
数（Ｎｅ）を確実に演算することができる上、該目標エ
ンジン回転数（Ｎｅ）の演算の高速化が図られ、これに
より、制御の応答性の向上が図られる。また、エンジン
出力と変速機出力回転とを維持し得るようになり、これ
により、燃料消費率の向上と車両の駆動制御とを両立さ
せることができる。[0060] Moreover, based on both the variation characteristic of the power transmission efficiency of the engine changes the characteristics of the thermal efficiency of (1) and a continuously variable transmission (2), the target engine speed overall efficiency is maximum (Ne) The calculation can be performed reliably, and the calculation of the target engine speed (Ne) can be speeded up, thereby improving control responsiveness. In addition, the engine output and the transmission output rotation can be maintained, thereby making it possible to achieve both improvement in fuel consumption rate and drive control of the vehicle.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

【図１】本発明の実施形態に係る駆動制御装置を示す概
略構成図である。FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a drive control device according to an embodiment of the present invention.

【図２】ＨＭＴの構成を示す全体模式図である。FIG. 2 is an overall schematic diagram illustrating a configuration of an HMT.

【図３】ＨＭＴのＭＴにおける第１及び第２遊星歯車機
構の遊星速度線図である。FIG. 3 is a planetary speed diagram of the first and second planetary gear mechanisms in the MT of the HMT.

【図４】ＨＭＴにおける液圧ポンプの可変斜板の斜板角
度及びＨＭＴ変速比の関係と、入力軸及び出力軸の回転
数並びにＨＭＴ変速比の関係とを関連付けて示す説明図
である。FIG. 4 is an explanatory diagram showing the relationship between the swash plate angle of the variable swash plate and the HMT speed ratio of the hydraulic pump in the HMT, and the relationship between the rotational speeds of the input shaft and the output shaft and the HMT speed ratio.

【図５】燃費最小化運転を行うか否かの判定手順を示す
フローチャート図である。FIG. 5 is a flowchart showing a procedure for determining whether or not to perform fuel economy minimization operation.

【図６】目標エンジン回転数及び目標変速比の演算手順
を示すフローチャート図である。FIG. 6 is a flowchart illustrating a procedure for calculating a target engine speed and a target gear ratio.

【図７】エンジン制御部及びＨＭＴ制御部による制御手
順を示すフローチャート図である。FIG. 7 is a flowchart illustrating a control procedure performed by an engine control unit and an HMT control unit;

【図８】エンジンから入力される入力馬力値に対応し
て、それぞれ、ＨＭＴに入力されるエンジン回転数と変
速機出力回転数とに対する変速機効率が予め設定された
伝達効率特性マップ群を示す図である。FIG. 8 shows a transmission efficiency characteristic map group in which the transmission efficiency with respect to the engine speed and the transmission output speed input to the HMT is set in advance in accordance with the input horsepower value input from the engine, respectively. FIG.

【図９】変速機出力回転数を一定とした場合の、エンジ
ン回転数の変更に対する変速機効率の変化特性を求める
説明図である。FIG. 9 is an explanatory diagram for obtaining a change characteristic of transmission efficiency with respect to a change in engine speed when the transmission output speed is constant.

【図１０】変速機出力回転数を一定とした場合の、エン
ジン回転数の変更に対するＨＭＴの変速機効率の変化特
性を示す図である。FIG. 10 is a diagram showing a change characteristic of the transmission efficiency of the HMT with respect to a change in the engine speed when the transmission output speed is constant.

【図１１】エンジン回転数とエンジントルクとに対する
エンジン効率を予め設定した熱効率特性を示す図であ
る。FIG. 11 is a diagram showing a thermal efficiency characteristic in which engine efficiency with respect to engine speed and engine torque is set in advance.

【図１２】エンジン出力馬力一定の定馬力曲線上での、
エンジン回転数の変更に対するエンジン効率の変化特性
を示す図である。FIG. 12 shows a constant horsepower curve with a constant engine output horsepower.
FIG. 7 is a diagram illustrating a change characteristic of engine efficiency with respect to a change in engine speed.

【図１３】エンジン効率の変化特性と、変速機効率の変
化特性と、総合効率の変化特性とを示す図である。FIG. 13 is a diagram showing a change characteristic of an engine efficiency, a change characteristic of a transmission efficiency, and a change characteristic of an overall efficiency.

【図１４】従来のＨＭＴを示す全体模式図である。FIG. 14 is an overall schematic diagram showing a conventional HMT.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１ エンジン ２ ＨＭＴ（無段変速機） ４ ＭＴ（機械式トランスミッション） ５ ＨＳＴ（静液圧式トランスミッショ
ン） １５ 出力回転数センサ（出力回転数検出手
段） ２１ ＨＭＴの入力軸 ２２ ＨＭＴの出力軸 ３１ エンジン馬力演算部（出力推定手段） ３５ 最大効率制御部（目標エンジン回転数
演算手段） ３５ａ 変速機効率演算部 ３５ｂ エンジン効率演算部 ３６ エンジン制御部（エンジン制御手段） ４４，４５，４６ クラッチ機構 ５１ 液圧ポンプ ５２ 液圧モータReference Signs List 1 engine 2 HMT (continuously variable transmission) 4 MT (mechanical transmission) 5 HST (hydrostatic transmission) 15 output rotation speed sensor (output rotation speed detecting means) 21 input shaft of HMT 22 output shaft of HMT 31 engine horsepower Calculation part (output estimation means) 35 Maximum efficiency control part (target engine speed calculation means) 35a Transmission efficiency calculation part 35b Engine efficiency calculation part 36 Engine control part (engine control means) 44, 45, 46 Clutch mechanism 51 Hydraulic pressure Pump 52 hydraulic motor

フロントページの続き (51)Int.Cl.⁷ 識別記号 ＦＩ Ｆ１６Ｈ 59:40 59:42 63:06 (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) B60K 41/04 Continuation of the front page (51) Int.Cl. ⁷ identification code FI F16H 59:40 59:42 63:06 (58) Investigated field (Int.Cl. ⁷ , DB name) B60K 41/04

Claims (3)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】 エンジン（１）からの入力回転を変速
して駆動輪側へ出力する無段変速機（２）を備え、運転
者によるアクセル操作に応じて少なくとも上記無段変速
機（２）の変速比を変更制御するようにした車両の駆動
制御装置において、 上記エンジン（１）から無段変速機（２）への入力回転
数を検出する入力回転数検出手段（１４）と、 上記無段変速機（２）の出力回転数を検出する出力回転
数検出手段（１５）と、 上記エンジン（１）の出力を推定する出力推定手段（３
１）と、 上記出力推定手段（３１）により推定されたエンジン出
力値と、上記入力回転数検出手段（１４）により検出さ
れた入力回転数と、上記出力回転数検出手段（１５）に
より検出された変速機出力回転数とに基づいて、エンジ
ン（１）の熱効率と無段変速機（２）の動力伝達効率と
を組み合わせた総合効率が最大になる目標エンジン回転
数（Ｎｅ）を演算する目標エンジン回転数演算手段（３
５）と、 上記目標エンジン回転数演算手段（３５）により演算さ
れた目標エンジン回転数（Ｎｅ）で運転されるように、
エンジン（１）の運転制御を行うエンジン制御手段（３
６）とを備え、 上記目標エンジン回転数演算手段（３５）が、 エンジン回転数（Ｎ）の変化に対するエンジン（１）の
熱効率の変化を表す複数のエンジン効率特性群（Ｍｃ）
の中から、エンジン（１）が上記出力推定手段（３１）
により推定されたエンジン出力値を出力するときのエン
ジン効率特性（Ｍｄ）を選択するエンジン効率演算部
（３５ｂ）と、 エンジン回転数（Ｎ）の変化に対する無段変速機（２）
の動力伝達効率の変化を表す複数の変速機効率特性群
（Ｍａ1 ，Ｍａ2 ，…）の中から、無段変速機（２）の
出力回転数が上記出力回転数検出手段（１５）により検
出された検出出力回転数になり、かつ、エンジン（１）
が上記エンジン出力値を出力するときの変 速機効率特性
（Ｍｂ）を選択する変速機効率演算部（３５ａ）とを備
え、 上記エンジン効率特性（Ｍｄ）及び変速機効率特性（Ｍ
ｂ）に基づいて総合効率が最大になる目標エンジン回転
数（Ｎｅ）を演算するように構成されている ことを特徴
とする車両の駆動制御装置。An infinitely variable transmission (2) that varies the speed of input rotation from an engine (1) and outputs the same to drive wheels, wherein at least the infinitely variable transmission (2) is operated in response to an accelerator operation by a driver. A drive control device for changing the speed ratio of the vehicle, an input speed detecting means (14) for detecting an input speed from the engine (1) to the continuously variable transmission (2); Output speed detecting means (15) for detecting the output speed of the step transmission (2); and output estimating means (3) for estimating the output of the engine (1).
1), the engine output value estimated by the output estimating means (31), the input speed detected by the input speed detecting means (14), and the engine speed detected by the output speed detecting means (15). For calculating the target engine speed (Ne) that maximizes the total efficiency obtained by combining the thermal efficiency of the engine (1) and the power transmission efficiency of the continuously variable transmission (2), based on the output speed of the transmission. Engine speed calculation means (3
5) and operating at the target engine speed (Ne) calculated by the target engine speed calculating means (35),
Engine control means (3) for controlling the operation of the engine (1)
6) , wherein the target engine speed calculating means (35) is configured to control the engine (1) with respect to a change in the engine speed (N).
Multiple engine efficiency characteristic groups (Mc) representing changes in thermal efficiency
The engine (1) is provided with the output estimating means (31)
Engine when outputting the engine output value estimated by
Engine efficiency calculation unit for selecting gin efficiency characteristics (Md)
(35b) and the continuously variable transmission (2) with respect to the change in the engine speed (N)
Transmission Efficiency Characteristics Representing Changes in Power Transmission Efficiency
(Ma1, Ma2, ...) of the continuously variable transmission (2)
The output speed is detected by the output speed detecting means (15).
The detected output speed becomes the output and the engine (1)
Varying the speed efficiency characteristics when but for outputting the engine output value
(Mb) transmission efficiency calculating section (35a).
For example, the engine efficiency characteristics (Md) and a transmission efficiency characteristics (M
Target engine speed that maximizes overall efficiency based on b)
A drive control device for a vehicle, wherein the drive control device is configured to calculate a number (Ne) . 【請求項２】 請求項１において、 総合効率は、エンジン（１）の熱効率と無段変速機
（２）の動力伝達効率との積算値であることを特徴とす
る車両の駆動制御装置。2. The vehicle drive control device according to claim 1, wherein the total efficiency is an integrated value of a thermal efficiency of the engine (1) and a power transmission efficiency of the continuously variable transmission (2). 【請求項３】 請求項１において、 無段変速機（２）は、 エンジン（１）側に接続された入力軸（２１）と、 駆動輪側に接続された出力軸（２２）と、 上記入力軸（２１）と出力軸（２２）との間に介装され
た少なくとも１つのクラッチ機構（４４，４５，４６）
を有する機械式トランスミッション（４）と、 上記入力軸（２１）に接続された液圧ポンプ（５１）
と、上記機械式トランスミッション（４）を介して上記
出力軸（２２）に接続された液圧モータ（５２）とを有
し、該液圧ポンプ（５１）及び液圧モータ（５２）の少
なくとも一方が斜板角度の増減変更により容量可変に構
成された静液圧式トランスミッション（５）とを備え、 上記機械式トランスミッション（４）のクラッチ機構
（４４，４５，４６）の作動制御と、上記液圧ポンプ
（５１）又は液圧モータ（５２）の斜板角度の増減変更
制御とにより、変速比が無段階に変更されるように構成
されていることを特徴とする車両の駆動制御装置。3. The continuously variable transmission (2) according to claim 1, wherein: the input shaft (21) connected to the engine (1); the output shaft (22) connected to the driving wheel; At least one clutch mechanism (44, 45, 46) interposed between the input shaft (21) and the output shaft (22);
A mechanical transmission (4) having a hydraulic pump (51) connected to the input shaft (21);
And a hydraulic motor (52) connected to the output shaft (22) via the mechanical transmission (4). At least one of the hydraulic pump (51) and the hydraulic motor (52) Has a hydrostatic transmission (5) configured to be variable in capacity by increasing or decreasing the swash plate angle, controlling the operation of a clutch mechanism (44, 45, 46) of the mechanical transmission (4), and controlling the hydraulic pressure. A drive control device for a vehicle, wherein the speed change ratio is steplessly changed by increasing / decreasing change control of a swash plate angle of a pump (51) or a hydraulic motor (52).