JP4097340B2 - Shift control method for hydraulic transmission - Google Patents
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Description
【0001】
【発明の属する技術分野】
この発明は、それぞれ複数油圧クラッチの択一的な係合によって変速伝動を行う、第1油圧式変速装置と第2油圧式変速装置を、直列に接続して設けてある作業車両において、油圧式変速装置の変速段切替え時に、油圧クラッチの作動を制御する変速制御方法に関するものである。
【0002】
【従来の技術】
それぞれ複数油圧クラッチの択一的な係合によって変速伝動を行う、第1油圧式変速装置と第2油圧式変速装置を、直列に接続して設けてある作業車両では、第1及び第2油圧式変速装置によって得られる変速段数が、第1油圧式変速装置の変速段数と第2油圧式変速装置の変速段数とを乗じた段数となり、そのような多段の変速を、操作が容易な切換弁によって行えることとなる。
【0003】
ところで両油圧式変速装置の変速操作に際し、シフト前の変速段とシフト後の変速段とに応じ1個宛の油圧クラッチを入断させる場合と、2個宛の油圧クラッチを入断させる場合とがある。すなわちシフト前後の変速段に応じ、第1又は第2油圧式変速装置の係合中の油圧クラッチはそのまま係合させておいて、他の油圧式変速装置の係合中の油圧クラッチを切り新たな油圧クラッチを係合させる場合と、第1油圧式変速装置においても第2油圧式変速装置においても係合中の油圧クラッチを切り新たな油圧クラッチを係合させる、つまり2個宛の油圧クラッチを入断させる場合とが、存在することになる。そして単一の油圧ポンプから係合させる油圧クラッチに対し、作動油を充満させるまでの時間は、1個の油圧クラッチのみを係合させる場合よりも、2個の油圧クラッチを係合させる場合の方が長くかかる。したがって作動油の充満後の油圧の上昇が、1個の油圧クラッチのみを係合させる場合よりも2個の油圧クラッチを係合させる場合の方が遅くなる。
【0004】
油圧クラッチに対する作動油充満に要する、このような時間差を補償する制御方法は、まだ提供されていない。油圧クラッチに供給される作動油の油圧を、油圧クラッチの係合指令の付与時点から漸増させる技術はよく知られているが、同技術は作動油充満に要する時間差の問題を解決しない。したがってこれまでは上記時間差に基づく変速フィーリングの不良が、看過されてきている。
【発明が解決しようとする課題】
【0005】
したがってこの発明の主な目的は、変速操作に際し、1個の油圧クラッチのみを係合させる場合と、2個の油圧クラッチを係合させる場合との、油圧クラッチへの作動油充満に要する時間差の問題に対処して、この時間差があるにも拘わらず変速フィーリングを良くする新規な変速制御方法と制御装置を、提供することにある。
【0006】
【課題を解決するための手段】
本発明の課題を解決するための手段は、次の如くである。
【0007】
請求項1においては、それぞれ複数油圧クラッチの択一的な係合によって、変速伝動を行う第1油圧式変速装置と第2油圧式変速装置を、直列に接続して設けてある作業車両において、1個の油圧ポンプから吐出し調圧弁で設定した油圧の作動油供給回路に、第1油圧式変速装置及び第2油圧式変速装置の複数の油圧クラッチを並列に接続し、係合させる1個又は2個の油圧クラッチに供給される作動油の油圧を経時的に漸増させる一方、切断させる1個又は2個の油圧クラッチから排出される作動油の油圧の経時的な低下特性を、切断させる油圧クラッチが1個の場合と2個の場合とで変更して、1個宛の油圧クラッチを入断させる場合と、2個宛の油圧クラッチを入断させる場合とで、入断させる油圧クラッチの上昇・低下する油圧曲線が交叉した以下の領域であるスリップ係合領域を、互いに等しくなるように設定するものである。
【0008】
請求項2においては、係合させる油圧クラッチの係合指令の付与時点から、切断される油圧クラッチの切断指令の付与時点までの間隔を、1個の油圧クラッチのみを作動させ1個の油圧クラッチを切るときの遅延時間(Δt1)よりも、2個の油圧クラッチを作動させ2個の油圧クラッチを切るときの遅延時間(Δt2)の方を、相対的に長く設定することにより、切断される油圧クラッチから排出される作動油の油圧の経時的な低下特性を、切断される油圧クラッチが1個の場合と2個の場合とで変更するものである。
【0009】
請求項3においては、切断させる油圧クラッチに対する作用油圧の低下を、1個宛の油圧クラッチを入断させる場合よりも2個宛の油圧クラッチを入断させる場合の方を相対的に緩やかに行うものである。
【0010】
請求項4においては、入断させる油圧クラッチの、上昇・低下する油圧曲線が交叉した以下の領域であるスリップ係合領域を、シフトアップ時よりもシフトダウン時の方を小さく設定したものである。
【0011】
【発明の効果】
この発明の油圧式変速装置の変速制御方法の効果は、次の点である。
【0012】
それぞれ複数油圧クラッチの択一的な係合によって変速伝動を行う第1油圧式変速装置と第2油圧式変速装置を、直列に接続して設けてある作業車両において、係合させる1個又は2個の油圧クラッチに供給される作動油の油圧を経時的に漸増させる一方、切断させる1個又は2個の油圧クラッチから排出される作動油の油圧の経時的な低下特性を、切断させる油圧クラッチが1個の場合と2個の場合とで変更して、1個宛の油圧クラッチを入断させる場合と2個宛の油圧クラッチを入断させる場合とで入断させる油圧クラッチがスリップ係合する領域を、互いに等しくなるように設定したことを、特徴とする。
切断させる油圧クラッチから排出される作動油の油圧の経時的な低下特性とは、切断させる油圧クラッチの切断指令の付与による同油圧クラッチの作用油圧の低下開始時点、及び切断指令付与後の作用油圧の低下特性の、両者を含む。
【0013】
切断される油圧クラッチから排出される作動油の油圧の、該経時的な低下特性を、切断される油圧クラッチが1個の場合と2個の場合とで変更することは例えば、係合させる油圧クラッチの係合指令の付与時点から切断される油圧クラッチの切断指令の付与時点までの間隔を、1個宛の油圧クラッチを入断させる場合には相対的に短く2個宛の油圧クラッチを入断させる場合には相対的に長く設定することにより得られる。この場合には1個の油圧クラッチのみを係合させる場合と2個の油圧クラッチを係合させる場合との、油圧クラッチへの作動油充満に要する時間差の問題に、油充満時間がより長くかかる油圧クラッチ2個の場合には、係合させる油圧クラッチの係合指令の付与時点から切断される油圧クラッチの切断指令の付与時点までの間隔をより長くすることで対処している。
【0014】
切断される油圧クラッチから排出される作動油の油圧の、該経時的な低下特性を、切断される油圧クラッチが1個の場合と2個の場合とで変更することはまた、切断させる油圧クラッチに対する作用油圧の低下を、1個宛の油圧クラッチを入断させる場合よりも2個宛の油圧クラッチを入断させる場合の方を相対的に緩やかに行うことによっても得られる。この場合には上記時間差の問題に、油充満時間がより長くかかる油圧クラッチ2個の場合には切断させる油圧クラッチに対する作用油圧の低下を、相対的に緩やかに行うことによって対処している。この方法は、時間々隔を変更する上記方法と組合わせても実施できる。
【0015】
何れにしてもこの発明は、係合させる1個又は2個の油圧クラッチに供給される作動油の油圧を経時的に漸増させることと、切断させる1個又は2個の油圧クラッチから排出される作動油の油圧の経時的な低下特性を、切断させる油圧クラッチが1個の場合と2個の場合とで変更することとを、組合わせて、1個宛の油圧クラッチを入断させる場合と2個宛の油圧クラッチを入断させる場合とで入断させる油圧クラッチが共通してスリップ係合する領域を、互いにほぼ等しくなるように設定したから、該スリップ領域を、変速段の切替え移行が最もスムーズに行われるように選択しさえすれば、1個宛の油圧クラッチを入断する場合にも2個宛の油圧クラッチを入断する場合にも、使用する油圧ポンプの容量に左右されることなく変速フィーリングが良好となる。
【0016】
入断させる油圧クラッチが共通してスリップ係合する前記領域は、シフトアップ時よりもシフトダウン時の方を小さく設定するのが好ましい。すなわち車両走行時の慣性を考慮すると走行中の車両を増速させるのに必要なエネルギーよりも減速させるのに必要なエネルギーの方が小さいから、入断させる油圧クラッチが共通してスリップ係合する領域を減速時には積極的に小さくして、エネルギー効率の向上を図るのである。
【0017】
この発明の他の特徴と長所は、添付図面を参照して行う以下の説明から明瞭に理解できる。
【0018】
【実施例】
図1は、この発明の一実施例を装備したトラクタの伝動機構を示している。トラクタの機体最前部に搭載されたエンジン10に緩衝接手11を介して接続された原動軸12を、機体前部に設けてあり、この原動軸12から走行系の伝動機構とPTO系の伝動機構とを分岐させてある。
【0019】
走行系の伝動機構は、原動軸12とその下方の出力軸13との間に設けた油圧式前後進切替え装置14、出力軸13の延長線上に配し、該出力軸13に連結した第1駆動軸15と原動軸12の延長線上に配した中空の第1変速軸16との間に設けた第1油圧式変速装置17、第1変速軸16の延長線上に配し該第1変速軸16に連結した中空の第2駆動軸18と第1駆動軸15の延長線上に配した第2変速軸19との間に設けた第2油圧式変速装置20、第2変速軸19とその延長線上に配したプロペラ軸22との間に設けた機械式変速装置23であって、第2駆動軸18の延長線上に配した中空の中間軸21を含む機械式変速装置23を、備えている。プロペラ軸22の後端には、小傘歯車24を形成してあり、この小傘歯車24を、左右後輪用の差動装置25の大入力傘歯車26と噛合わせてある。差動装置25の左右の出力軸27は、左右のブレーキ28及び遊星歯車式減速装置29を介して左右の後輪30に接続されており、一側の出力軸27上にはデフロッククラッチ31を設けてある。
【0020】
車両の走行は上述の伝動機構による左右の後輪30の2輪駆動による他、左右の前輪(図示せず)も選択的に駆動して4輪駆動によっても行えることとしてある。すなわちプロペラ軸22上の前輪駆動力取出し用の歯車32から、中間軸33上に遊転自在に設けられた一体回転する2個の歯車34,35を介し回転駆動される2個の歯車36,37を、前輪駆動力取出し軸38上に遊嵌設置してある。前輪駆動力取出し軸38は図外の前輪方向に接続されており、前輪駆動力取出し軸38上には歯車36,37を選択的に該取出し軸38に対し結合するための油圧クラッチ機構39を設けてある。前輪駆動力取出し軸38に対し歯車37が結合されると前輪が後輪30と同期した速度で、また歯車36が結合されると前輪が後輪30よりも高い速度で、それぞれ駆動される。
【0021】
PTO系の伝動機構は、原動軸12の後端に連結して中空の第1変速軸16、第2駆動軸18及び中間軸21を貫通させてある伝動軸40、この伝動軸40の後端に連結した伝動軸41、該伝動軸41の延長線上に配し伝動軸41に対し油圧式のPTOクラッチ42を介し接続された伝動軸43、該伝動軸43に平行させトラクタ機体外に延出させてあるPTO軸44、及び伝動軸43とPTO軸44との間に設けた機械式のPTO変速装置45を、備えている。伝動軸41から歯車46,47,48列を介し駆動される動力取出し軸49を設けてあり、この動力取出し軸49によっては油圧ポンプ50を駆動させることとしてある。
【0022】
走行系の伝動機構における第1油圧式変速装置17は、第1駆動軸15上に遊嵌設置した3個の歯車51,52,53と第1変速軸16上に固定設置した3個の歯車54,55,56との対応するもの同士を噛合わせ、第1駆動軸15上に設けた3個の油圧クラッチ57,58,59によって歯車51,52,53を択一的に第1駆動軸15へと結合して、3段の変速を得るものに構成されている。また走行系の伝動機構における第2油圧式変速装置20は、第2駆動軸18上に固定設置した3個の歯車60,61,62と第2変速軸19上に遊嵌設置した3個の歯車63,64,65との対応するもの同士を噛合わせ、第2変速軸19上に設けた3個の油圧クラッチ66,67,68によって歯車63,64,65を択一的に第2変速軸19へと結合して、3段の変速を得るものに構成されている。したがって第1油圧式変速装置17の1個宛の油圧クラッチ57,58ないし59と第2油圧式変速装置20の1個宛の油圧クラッチ66,67ないし68を作動させることにより、合計で9段の変速を得ることができる。
【0023】
第1及び第2油圧式変速装置17,20における互いに噛合わせた歯車のギヤ比は、油圧クラッチ57,58,59の択一的な作動と油圧クラッチ66,67,68の択一的な作動とによって表1に示す1−9速の変速比が得られるように設定されている。
【表1】
【0024】
図2は、第1油圧式変速装置17の油圧クラッチ57,58,59及び第2油圧式変速装置20の油圧クラッチ66,67,68を作動させるための油圧回路を示している。図1に示した前記油圧ポンプ50によって、調圧弁69で設定される油圧の作動油を供給する給油回路70に接続して、第1及び第2油圧式変速装置17,20の6個の油圧クラッチ57,58,59及び66,67,68にそれぞれ接続された6個の電磁比例切換弁VL,VM,VH及びV1,V2,V3を設けてある。各電磁比例切換弁VL,VM,VH,V1,V2,V3は図示のように中立位置と作用位置とを備える2ポジションのバルブに構成され、ソレノイドL,M,H,1,2,3の励磁によって中立位置から作用位置へと変位される。各電磁比例切換弁VL,VM,VH,V1,V2,V3と各油圧クラッチ57,58,59,66,67,68間の接続回路にはそれぞれ、圧力センサ71を接続してある。調圧弁69の排油側には潤滑油圧設定用の二次調圧弁72が接続され、両調圧弁69,72間から潤滑油回路73を導き出して、油圧クラッチ57,58,59,66,67,68に対し潤滑油を供給することとしてある。
【0025】
なお油タンク74から油圧ポンプ50に至る油吸入回路75にはラインフィルタ76とバイパス弁としてのリリーフ弁77とを、互いに並列に接続して挿入してある。リリーフ弁77はラインフィルタ76に目詰まりが起きたときリリーフ動作して、油圧ポンプ50に対する油の流れを持続させる。前記油圧式前後進切替え装置14は図1に示すように前進用油圧クラッチ14Fと後進用油圧クラッチ14Rを有し、これらの油圧クラッチ14F,14Rには前記原動軸12により駆動される油圧ポンプ78によって給油が行われるが、該油圧ポンプ78に連なる油吸入回路79は、図2に示すように油吸入回路75に接続して設けられている。
【0026】
図3は電磁比例切換弁VL,VM,VH,V1,V2,V3の作動を制御するための電気制御回路を、ブロック図で示している。論理回路80が設けられ、この論理回路80の入力側には、図示のように1速位置−9速位置(1−9)に回動操作される変速レバー81のレバー角度と回動方向とを検出するポテンショメータ82、エンジン10(図1)の回転数を検出する回転計83、路上走行時・作業時切替えスイッチ84、及び6個設けられた前記圧力センサ71(図2)を接続してある。電磁比例切換弁VL,VM,VH,V1,V2,V3のソレノイドL,M,H,1,2,3を励磁方向で駆動するソレノイド駆動回路85と解磁方向で駆動するソレノイド駆動回路86とが、設けられている。論理回路80の出力側は、先ずソレノイド駆動回路85に対し、直接に接続されると共に電磁比例切換弁VL,VM,VH,V1,V2,V3の油圧上昇パターンを設定する圧力設定回路87を介して接続されている。論理回路80の出力側はまた、ソレノイド駆動回路86に対し遅延回路88を介して接続されると共に電磁比例切換弁VL,VM,VH,V1,V2,V3の油圧下降パターンを設定する圧力設定回路89を介して接続され、さらに遅延回路88に対し時間設定回路90を介して接続されている。
【0027】
各電磁比例切換弁VL,VM,VH,V1,V2,V3は図4に例示するように、そのソレノイドL,M,H,1,2,3にオン信号が与えられた時点t0 からクラッチ作用油圧pを正規油圧p1にまで漸増させるように、制御を受ける。図4において時間taは、油圧クラッチの油室に油が充満し油圧pがピストン保持圧力paにまで上昇する時点である。この時点taで油圧pは、予め設定された比較的緩やかな上昇波形a上の対応値にまで急上昇し、その後、時点tbまで上昇波形aに沿って上昇する。時点tbでの油圧は油圧クラッチが完全に係合する値のものであり、事後は不測の事態に備え油圧pを正規油圧p1まで、比較的急な上昇波形bに沿って上昇させる。図4においてカーブC1は路上走行時のもの、カーブC2は作業時のものであり、走行負荷の大きい作業時には破線で示した時点t0 での初期油圧及び時点tbでの油圧が、走行負荷の小さい路上走行時のものよりも高く設定されている。図3に示す論理回路80はポテンショメータ82にて検出される変速レバー81のシフト後の位置を示す信号、及び路上走行時・作業時切替えスイッチ84にて検出される走行モードか作業モードかを示す信号を、ソレノイド駆動回路85に付与し、また後者の信号を圧力設定回路87に付与し同回路87にて油圧上昇カーブを設定させてソレノイド駆動回路85に付与し、ソレノイド駆動回路85が対応するソレノイドL,M,H,1,2或いは3を駆動する。
【0028】
また各電磁比例切換弁VL,VM,VH,V1,V2,V3は図5に例示するように、そのソレノイドL,M,H,1,2,3にオフ信号が与えられた時点t0 から対応する油圧クラッチの作用油圧を、正規油圧p1から零にまで低下させるように制御を受ける。この油圧の低下は、カーブC1で示すように油圧pをピストン保持圧力pa以下にまで急速に低下させる場合の他、カーブC2,C3で例示するように油圧pを或る値まで急速に低下させ事後は比較的緩やかに低下させる場合も含む。油圧を緩やかに低下させるには、各電磁比例切換弁VL,VM,VH,V1,V2,V3中の可変絞りが用いられる。該可変絞りは、図2では電磁比例切換弁の外部に取出して符号Vaで示してある。図3に示す論理回路80は、ポテンショメータ82にて検出される変速レバー81シフト時のシフト前の位置を示す信号をソレノイド駆動回路86に付与し、また後述する論理に従ってカーブ決定信号を圧力設定回路89に付与し同回路89にて油圧低下カーブを設定させてソレノイド駆動回路86に付与し、ソレノイド駆動回路86が対応するソレノイドL,M,H,1,2或いは3を駆動する。
【0029】
図3に示した変速レバー81によって第1及び第2油圧式変速装置17,20の変速操作を行う場合、前掲の表1から見てとれるように、第1又は第2油圧式変速装置17又は20のみの1個の油圧クラッチを新たに作動させ作動中の1個の油圧クラッチを切る場合と、第1及び第2油圧式変速装置17,20の1個宛の油圧クラッチを新たに作動させ作動中の1個宛の油圧クラッチを切る場合とがある。前者の場合には、例えば3速から5速へのシフトアップを行うには第1油圧式変速装置17では油圧クラッチ58をそのまま作動を続けさせて第2油圧式変速装置20の油圧クラッチ67を新たに作動させ作動中の油圧クラッチ66を切るといった操作がされ、また6速から4速へのシフトダウンを行うには第2油圧式変速装置20では油圧クラッチ67をそのまま作動を続けさせて第1油圧式変速装置17の油圧クラッチ57を新たに作動させ作動中の油圧クラッチ59を切るといった操作がされることになる。また後者の場合には、例えば2速から6速へのシフトアップを行うには第1油圧式変速装置17の油圧クラッチ59と第2油圧式変速装置20の油圧クラッチ67とを新たに作動させ第1油圧式変速装置17の油圧クラッチ58と第2油圧式変速装置20の油圧クラッチ66とを切るといった操作がされ、また9速から5速へのシフトダウンを行うには第1油圧式変速装置17の油圧クラッチ58と第2油圧式変速装置20の油圧クラッチ67とを新たに作動させ第1油圧式変速装置17の油圧クラッチ59と第2油圧式変速装置20の油圧クラッチ68とを切るといった操作がされることになる。このように1個のみの油圧クラッチを新たに作動させる場合と2個の油圧クラッチを新たに作動させる場合とでは、油圧クラッチの油室に油が充満するのに要する時間が後者の場合の方がほぼ倍加する。そこでこの発明はこの時間差を補償する油圧制御を、エンジン定格回転状態でのシフトアップ時とシフトダウン時、エンジン低速回転状態でのシフトアップ時とシフトダウン時の4つの場合に分けて行おうとするものである。
【0030】
図6は、エンジン定格回転状態でのシフトアップ時の油圧制御態様を示している。図3に示した回転計83は、エンジンが定格回転状態にあることを論理回路80に入力している。またポテンショメータ82はシフトアップ前後の変速レバー81位置を論理回路80に入力し、論理回路80が1個のみの油圧クラッチを新たに作動させる場合か2個の油圧クラッチを新たに作動させる場合かを判定する。図6の上側のグラフが、1個のみの油圧クラッチを新たに作動させる場合の制御態様を示し、したがって1個のみの油圧クラッチが切られ、他の1個の作動中の油圧クラッチは正規油圧p1をそのまま作用され続けている。切られる油圧クラッチの作用油圧pはピストン保持圧力pa以下にまで急速に低下させることとしてあり、この油圧低下カーブは図3に示した圧力設定回路89にて設定される。図6の下側のグラフが2個の油圧クラッチを新たに作動させる場合の制御態様を示し、したがって2個の油圧クラッチの作用油圧pが低下せしめられる。この油圧低下も、図3の圧力設定回路89にて設定される急速低下カーブに沿って行われる。油圧上昇カーブも、1個のみの油圧クラッチを新たに作動させる場合(図6の上側のグラフ)と2個の油圧クラッチを新たに作動させる場合(図6の下側のグラフ)とで全く同一であり、図3に示す圧力設定回路87にて設定される。
【0031】
1個の油圧クラッチのみを作動させ、1個の油圧クラッチを切るとき(図6の上側のグラフ)にも2個の油圧クラッチを作動させ2個の油圧クラッチを切るとき(図6の下側のグラフ)にも、新たに作動させる油圧クラッチへの係合指令付与時点(ソレノイドL,M,H,1,2或いは3へのオン信号付与時点)t0 よりもそれまで作動していた油圧クラッチの切断指令付与時点(ソレノイドL,M,H,1,2或いは3へのオフ信号付与時点)tsの方を、或る時間だけ遅くすることとしてある。この時間は、図3に示した論理回路80の出力信号に応じ時間設定回路90によって設定され、遅延回路88によってソレノイド駆動回路86に付与されるソレノイド駆動時点を所定量だけ遅延させることで、得られる。そして図6のグラフに示すように、1個の油圧クラッチのみを作動させ1個の油圧クラッチを切るときの遅延時間Δt1よりも、2個の油圧クラッチを作動させ2個の油圧クラッチを切るときの遅延時間Δt2の方を、新たに作動させる1個の油圧クラッチに油が充満する時間と2個の油圧クラッチに油が充満する時間との時間差に対応して、ほぼその時間差だけ長くしている。
【0032】
したがって図6に斜線をつけた、新たに作動させる1個の油圧クラッチとそれまで作動させていた1個の油圧クラッチとが共通してスリップ係合する領域(上側のグラフ)と、新たに作動させる2個の油圧クラッチとそれまで作動させていた2個の油圧クラッチとが共通してスリップ係合する領域(下側のグラフ)とが、面積をほぼ等しくされる。共通スリップ係合領域ないしその面積は、変速段の切替え移行が最もスムーズに行われるように選択され、1個宛の油圧クラッチを入り切りする場合にも2個宛の油圧クラッチを入り切りする場合にも、油圧ポンプ50の容量に左右されることなく変速フィーリングが良好となる。
【0033】
図7は、エンジン定格回転状態でのシフトダウン時の油圧制御態様を示している。上側のグラフが1個の油圧クラッチのみを作動させ1個の油圧クラッチを切るときの油圧制御態様を示し、下側のグラフが2個の油圧クラッチを作動させ2個の油圧クラッチを切るときの油圧制御態様を示している。この場合の油圧制御も基本的には、図6の場合と同様であり、図3の圧力設定回路89にて設定される急速低下カーブに沿った作用油圧の低下時点tsを新たな油圧クラッチへの作動油供給開始時点t0 よりも、1個宛の油圧クラッチを入り切りする場合には時間々隔Δt1′だけ遅延させ2個宛の油圧クラッチを入り切りする場合にはそれより長い時間々隔Δt2′だけ遅延させて、図7に斜線をつけた、新たに作動させる1個の油圧クラッチとそれまで作動させていた1個の油圧クラッチとが共通してスリップ係合する領域(上側のグラフ)と新たに作動させる2個の油圧クラッチとそれまで作動させていた2個の油圧クラッチとが共通してスリップ係合する領域(下側のグラフ)との面積を、ほぼ等しくしている。
【0034】
しかし図7に示す時間々隔Δt1′,Δt2′はそれぞれ、図6に示した時間々隔Δt1,Δt2よりも小さくされている。すなわち図3の論理回路80によって入力されるシフトダウン信号によって時間設定回路90が設定する遅延時間Δt1′,Δt2′を、シフトアップ時に同設定回路90が設定する遅延時間Δt1,Δt2よりも短くしているのである。これは車両走行時の慣性を考慮してのものであり、走行中の車両を増速させるのに必要なエネルギーよりも減速させるのに必要なエネルギーの方が小さいことから、新たに係合させる油圧クラッチと切断する油圧クラッチが共通してスリップ係合する領域を減速時には積極的に小さくすることによって、エネルギー効率の向上を図ったものである。
【0035】
図6及び図7に示した制御では、時間々隔Δt1,Δt2,Δt1′,Δt2′を、係合させる油圧クラッチに接続された電磁切換弁に対する係合指令の付与時点t0 から該油圧クラッチに油が充満し油圧クラッチに対する作用油圧がピストン保持圧力paまで上昇する時点taまでの時間々隔よりも大きくして、制御の容易化を図っている。
【0036】
図8は、エンジン低速回転状態(アイドリング回転又はそれに近い回転数で回転する状態)でのシフトアップ時の油圧制御態様を示している。したがって図3に示した回転計83は、エンジンが低速回転状態にあることを論理回路80に入力している。図8の上側のグラフが1個の油圧クラッチのみを作動させ1個の油圧クラッチを切るときの油圧制御態様を示し、下側のグラフが2個の油圧クラッチを作動させ2個の油圧クラッチを切るときの油圧制御態様を示している。この場合の油圧制御も図6の場合と同様に、切断される油圧クラッチの作用油圧の低下時点(切断指令付与時点)tsを新たな油圧クラッチへの作動油供給開始時点ないし係合指令付与時点t0 よりも、1個宛の油圧クラッチを入り切りする場合には時間々隔Δt1だけ遅延させ2個宛の油圧クラッチを入り切りする場合にはそれより長い時間々隔Δt2だけ遅延させている。しかし図8の油圧制御では各電磁比例切換弁VL,VM,VH,V1,V2,V3中の前記可変絞りVaが利用されており、切断される油圧クラッチの作用油圧を、或る値まで急速に低下させ事後は緩やかに低下させている。
【0037】
すなわち図8のグラフを図6のグラフと対比すれば明らかなように、図8の場合にはエンジンの低速回転に対応する油圧ポンプ50の低速回転によって油圧クラッチに油が充満するのに要する時間が長くかかり、この長くなる時間を補償するために、図3の圧力設定回路89にて設定される油圧低下カーブを、緩やかな油圧低下が得られるようにし、新たに係合させる油圧クラッチと切断する油圧クラッチが共通してスリップ係合する領域の面積を、図6の場合とほぼ等しく確保しているのである。そして2個宛の油圧クラッチを入り切りする場合(図8の下側)の方を、1個宛の油圧クラッチを入り切りする場合(図8の上側)よりも油圧の低下をより緩やかにして、1個宛の油圧クラッチを入り切りする場合と2個宛の油圧クラッチを入り切りする場合とで、新たに係合させる油圧クラッチと切断する油圧クラッチが共通してスリップ係合する領域の面積をほぼ等しくしている。
【0038】
図9は、エンジン低速回転状態でのシフトダウン時の油圧制御態様を示している。上側のグラフが1個の油圧クラッチのみを作動させ1個の油圧クラッチを切るときの油圧制御態様を示し、下側のグラフが2個の油圧クラッチを作動させ2個の油圧クラッチを切るときの油圧制御態様を示している。この場合の油圧制御も基本的には図8の場合と同様であり、切断する油圧クラッチの油圧低下カーブを緩やかな油圧低下が得られるものとし、新たに作動させる油圧クラッチに対する油充満時間が長くなることに対処している。そして図7の場合と同様に図3の論理回路80によって入力されるシフトダウン信号によって時間設定回路90が設定する遅延時間Δt1′,Δt2′を、シフトアップ時に同設定回路90が設定する遅延時間Δt1,Δt2よりも短くし、エネルギー効率の向上を図っている。
【0039】
図2に示すように各電磁比例切換弁VL,VM,VH,V1,V2,V3と各油圧クラッチ57,58,59,66,67,68間の接続回路の油圧を検出し、図3に示すように論理回路80の入力側に接続されている6個の前記圧力センサ71は、切断される油圧クラッチの圧力が切断指令を受けた後で油圧系のトラブルにより所定時間以上、油圧クラッチにおける摩擦板のライニングの許容吸収エネルギー値に対応する圧力値よりも高い状態が続くと、論理回路80とソレノイド駆動回路85,86とによって全ての電磁比例切換弁のソレノイドL,M,H,1,2,3に対する係合指令を断って異常な二重噛合いを防ぎ、歯車や油圧クラッチの破損を防止する。
【0040】
図1に示した伝動機構について若干、説明を補足すると、前後進切替え装置14は原動軸12と出力軸13間に前進歯車列91及びアイドルギヤ92aを含む後進歯車列92を設け、これらの歯車列91,92において原動軸12に遊嵌された歯車を、前進用油圧クラッチ14F及び後進用油圧クラッチ14Rの択一的な作動によって原動軸12に対し結合して、出力軸13に前進方向及び後進方向の回転を選択的に付与するものに、構成されている。
【0041】
機械式変速装置23は、中間軸21を第2変速軸19に対し減速歯車列を介し接続して該中間軸21上に2個の変速歯車93,94を固定設置すると共に、このうちの小径側の歯車94に減速歯車機構95を介し接続された変速歯車96を、中間軸21外に設け、変速歯車93,94,96に噛合わせた歯車97,98,99を、プロペラ軸22上に遊嵌設置してあるものに構成されている。プロペラ軸上には2個の複式クラッチ100,101が設けられ、複式クラッチ100によって歯車98,99を選択的にプロペラ軸22に対し結合可能とされ、また複式クラッチ101によって、歯車97をプロペラ軸22に対し結合可能とすると共に第2変速軸19とプロペラ軸22間を直結可能とされている。したがって機械式変速装置23は、4つの変速段を有する。
【0042】
以上の実施例ではエンジン定格回転状態でのシフトアップ時の油圧制御及びシフトダウン時の油圧制御にそれぞれ、1個宛の油圧クラッチを入り切りする場合の時間々隔Δt1,Δt1′よりも2個宛の油圧クラッチを入り切りする場合の時間々隔Δt2,Δt2′の方を長くするといった制御を用いた。他の実施例では1個宛の油圧クラッチを入り切りする場合の時間々隔と2個宛の油圧クラッチを入り切りする場合の時間々隔とを、例えば時間々隔Δt1,Δt1′で等しくし、入り切りする油圧クラッチが2個宛の場合に、切断する油圧クラッチに対する作用油圧を緩やかに低下させることによっても、同一の効果を奏する制御が可能である。図10及び図11はそれぞれ、そのような油圧制御を行っている他の実施例を示している。
【0043】
図10はエンジン定格回転状態でのシフトアップ時の油圧制御を、新たな油圧クラッチに対する係合指令の付与時点t0 と作動中の油圧クラッチに対する切断指令の付与時点tsとの時間々隔を1個宛の油圧クラッチを入り切りする場合にも2個宛の油圧クラッチを入り切りする場合にも等しくΔt1に設定して行う他の実施例を、示している。本制御では1個宛の油圧クラッチを入り切りする場合(図10の上側のグラフ)には切断する油圧クラッチに対する作用油圧の低下を、図6の制御による場合と同様に急速に行わせている。これに対し2個宛の油圧クラッチを入り切りする場合(図10の下側のグラフ)には切断する油圧クラッチに対する作用油圧の低下を、緩やかな低下特性を有する部分を有する低下カーブに沿って行わせている。そして1個宛の油圧クラッチを入り切りする場合と2個宛の油圧クラッチを入り切りする場合とで、新たに係合させる油圧クラッチと切断する油圧クラッチとが共通してスリップ係合する領域を、ほぼ等しくしている。
【0044】
図11はエンジン定格回転状態でのシフトダウン時の油圧制御を、新たな油圧クラッチに対する係合指令の付与時点t0 と作動中の油圧クラッチに対する切断指令の付与時点tsとの時間々隔を1個宛の油圧クラッチを入り切りする場合にも2個宛の油圧クラッチを入り切りする場合にも等しくΔt1′に設定して行う他の実施例を、示している。図10の制御と同様に、1個宛の油圧クラッチを入り切りする場合(図11の上側のグラフ)には切断する油圧クラッチに対する作用油圧の低下を急速に行わせ、2個宛の油圧クラッチを入り切りする場合(図11の下側のグラフ)には切断する油圧クラッチに対する作用油圧の低下を緩やかに行わせて、1個宛の油圧クラッチを入り切りする場合と2個宛の油圧クラッチを入り切りする場合とで、新たに係合させる油圧クラッチと切断する油圧クラッチとが共通してスリップ係合する領域を、ほぼ等しくしている。
【0045】
さらにまた作動中の油圧クラッチに対する切断指令の付与時点を、新たな油圧クラッチに対する係合指令の付与時点t0 と等しくする制御も、可能である。図12はそのように図った実施例を、エンジン定格回転状態でのシフトアップ時について示している。本実施例では切断される油圧クラッチに対する作用油圧の低下を、1個宛の油圧クラッチを入り切りする場合(図12の上側のグラフ)も2個宛の油圧クラッチを入り切りする場合(図12の下側のグラフ)も緩やかに行わせ、前者の場合よりも後者の場合の方を、より緩やかに油圧が低下されることとして、1個宛の油圧クラッチを入り切りする場合と2個宛の油圧クラッチを入り切りする場合とで、新たに係合させる油圧クラッチと切断する油圧クラッチとが共通してスリップ係合する領域を、ほぼ等しくしている。
【0046】
図6に示した時間々隔Δt1をより小さくして元の時間々隔Δt1と小さくした時間々隔との差を、緩やかな油圧低下によって補って所定のスリップ係合領域を確保する制御も勿論、可能である。図13は、そのような油圧制御を示したものである。
【0047】
図14は図2に図示の油圧回路を、より基本的な回路に変更した実施例を示している。すなわち前記電磁比例切換弁VL,VM,VH,V1,V2,V3は電磁切換弁VAL,VAM,VAH,VA1,VA2,VA3に置換され、給油回路70はこれらの電磁切換弁に対しそれぞれ、電磁比例弁110を挿入した回路によって接続されている。電磁切換弁VAL,VAM,VAH,VA1,VA2,VA3のタンクポートには、電磁制御弁111を接続してある。
【0048】
各電磁比例弁110は中立位置Nと作用位置Iとを備え、中立位置Nでは給油回路70と各電磁切換弁VAL,VAM,VAH,VA1,VA2,VA3間の接続を断つと共に、各電磁切換弁VAL,VAM,VAH,VA1,VA2,VA3を油タンクに接続し、またソレノイドの励磁によって移される作用位置Iでは給油回路70を各電磁切換弁VAL,VAM,VAH,VA1,VA2,VA3に対し接続し、そのとき同時に作用位置へと移される各電磁切換弁を介して各油圧クラッチ57,58,59,66,67,68に対する作用油圧を、前述したように漸増させる。各電磁制御弁111は、各電磁切換弁VAL,VAM,VAH,VA1,VA2,VA3から油を絞ることなく油タンクに排出させる位置Aと、ソレノイドの励磁によって移され内部の可変絞り111aによって排油を絞る位置Bとを、有する。可変絞り111aは見やすくするため、図14では電磁制御弁111の外部に移して描いてある。
【0049】
したがって図14の油圧回路も、図6−13に従った各油圧制御に用いることができる。すなわち各電磁切換弁VAL,VAM,VAH,VA1,VA2,VA3と対応する各電磁比例弁110は同時に作用位置に移されてクラッチ作用油圧を漸増させ、また各電磁制御弁111は対応する各電磁切換弁VAL,VAM,VAH,VA1,VA2,VA3が作用位置から中立位置に移されることで対応する各油圧クラッチ57,58,59,66,67,68から排油を行って同油圧クラッチを切断させ、その場合に油圧の低下を緩やかにするためにはソレノイドの励磁によって位置Bに移し、ソレノイドに導通する電流値によって絞り度を変更する可変絞り111aによって油圧を、可変に緩やかに低下させ得る。
【0050】
以上の実施例ではエンジン10の回転状態を、定格回転状態と低速回転状態とに区分して変速制御を行ったが、そのように2区分することなく、エンジン10の回転数に応じ連続的に、同回転数が低いほど切断される油圧クラッチに対する作用油圧の低下をより緩やかに行わせる制御も勿論、可能である。すなわち圧力設定手段としての可変絞りVaと圧力設定回路89又は電磁比例弁110を、切断される油圧クラッチに対する作用油圧の低下をエンジンの回転数に応じ該回転数が低いほどより緩やかに行わせるものに、構成するのである。具体的には例えば圧力設定回路89を、エンジンの回転数を検出する回転計83の検出値とエンジンの定格回転数とを比較して、切断される油圧クラッチに対する作用油圧の低下特性を設定するものに構成する。これによってエンジン回転数に応じ油圧クラッチへの油充満にかかる時間を、同回転数に応じて連続的に補償できることになる。
【0051】
この油圧式変速装置の変速制御装置は、それぞれ複数油圧クラッチの択一的な係合によって変速伝動を行う第1油圧式変速装置(17)と第2油圧式変速装置(20)を、直列に接続して設けてある作業車両において、前記油圧クラッチ(57,58,59,66,67,68)に対しそれぞれ接続され、該油圧クラッチに対する作動油の給排を制御する複数個の電磁切換弁(VL,VM,VH,V1,V2,V3;VAL,VAM,VAH,VA1,VA2,VA3)、該電磁切換弁のそれぞれに対し係合指令と切断指令を、選択的に付与する作動制御手段(80,85,86)、及び油圧クラッチに供給される作動油の油圧を、電磁切換弁に対し係合指令が付与された時点から経時的に漸増させる圧力制御手段(VL,VM,VH,V1,V2,V3,87;110)、を備えており、上記作動制御手段に、係合させる油圧クラッチに接続された電磁切換弁に対する係合指令の付与時点から切断される油圧クラッチに接続された電磁切換弁に対する切断指令の付与時点までの間隔を設定する時間々隔設定手段(88,90)、又は切断される油圧クラッチに対する切断指令の付与後の作用油圧の低下特性を設定する圧力設定手段(Va,89;111)の、少なくとも一方の手段を設けたことを特徴とする。
【0052】
電磁切換弁のそれぞれに対し係合指令と切断指令を選択的に付与する作動制御手段(80,85,86)に、係合させる油圧クラッチに接続された電磁切換弁に対する係合指令の付与時点から切断される油圧クラッチに接続された電磁切換弁に対する切断指令の付与時点までの間隔を設定する時間々隔設定手段(88,90)を、設ける構成によれば、この時間々隔設定手段により例えば、1個宛の油圧クラッチを入断させる場合の上記時間々隔を相対的に短く設定させ2個宛の油圧クラッチを入断させる場合の上記時間々隔を相対的に長く設定させて、前述した通りに本発明の変速制御方法を実施できる。また同作動制御手段(80,85,86)に、切断される油圧クラッチに対する切断指令の付与後の作用油圧の低下特性を設定する圧力設定手段(Va,89;111)を、設ける構成によれば、この圧力設定手段により例えば切断される油圧クラッチに対する作用油圧の低下を、1個宛の油圧クラッチを入断させる場合よりも2個宛の油圧クラッチを入断させる場合の方をより緩やかに行わせるように設定させて、これまた前述した通りに本発明の変速制御方法を実施できる。時間々隔設定手段(88,90)と圧力設定手段(Va,89;111)との両者を設けると、後述する実施例に示すようにより多彩な制御を行える。
【0053】
時間々隔設定手段(88,90)を設ける場合には該手段に、シフトアップ時の前記時間々隔を相対的に長く設定しシフトダウン時の前記時間々隔を相対的に短く設定する時間設定回路(90)を設けるのが好ましい。また圧力設定手段(Va,89;111)を設ける場合には該手段を、切断される油圧クラッチに対する作用油圧の低下を、シフトアップ時よりもシフトダウン時の方をより緩やかに行わせるものとするのが好ましい。かかる構成によると入断させる油圧クラッチが共通してスリップ係合する前記領域を、シフトアップ時よりもシフトダウン時の方を小さくできて、前述した通りエネルギー効率を向上させ得る。
【0054】
圧力設定手段(Va,89;111)は切断される油圧クラッチに対する作用油圧の低下を、エンジンの定格回転状態よりも低速回転状態において相対的に緩やかに行わせるものであるのが好ましい。すなわちエンジン低速回転状態では油圧ポンプの回転数が減少して該ポンプの吐出流量が減少するから、油圧クラッチへの油充満時間が長くかかり、この長くなる時間を、油圧クラッチに対する相対的に緩やかな油流入により補償させるのである。
【0055】
より一般には圧力設定手段(Va,89;111)は切断される油圧クラッチに対する作用油圧の低下を、エンジンの回転数に応じ該回転数が低いほどより緩やかに行わせるものであるのが、好ましい。このような圧力設定手段(Va,89;111)は、エンジンの回転数を検出する回転計(83)の検出値とエンジンの定格回転数とを比較して、切断される油圧クラッチに対する作用油圧の低下特性を設定する圧力設定回路(89)を備えたものに、構成できる。
【0056】
前記電磁切換弁は、前記圧力制御手段を兼ねた電磁比例切換弁(VL,VM,VH,V1,V2,V3)に構成するのが好ましい。このときは、個々の油圧クラッチに配して油圧漸増用の圧力制御手段を設ける必要がなくされる。
【図面の簡単な説明】
【図1】 この発明の実施例を装備したトラクタの伝動機構を示す機構図である。
【図2】 第1及び第2油圧式変速装置の油圧クラッチを作動させるための油圧回路を示す回路図である。
【図3】 図2に示した電磁比例切換弁の作動を制御するための電気制御回路を示すブロック図である。
【図4】 各電磁比例切換弁の油圧漸増特性を示すグラフである。
【図5】 各電磁比例切換弁の油圧低下特性を示すグラフである。
【図6】 エンジン定格回転状態でのシフトアップ時の油圧制御態様を示すグラフである。
【図7】 エンジン定格回転状態でのシフトダウン時の油圧制御態様を示すグラフである。
【図8】 エンジン低速回転状態でのシフトアップ時の油圧制御態様を示すグラフである。
【図9】 エンジン低速回転状態でのシフトダウン時の油圧制御態様を示すグラフである。
【図10】 エンジン定格回転状態でのシフトアップ時の、他の実施例に従った油圧制御態様を示すグラフである。
【図11】 エンジン定格回転状態でのシフトダウン時の、他の実施例に従った油圧制御態様を示すグラフである。
【図12】 エンジン定格回転状態でのシフトアップ時の、さらに他の実施例に従った油圧制御態様を示すグラフである。
【図13】 エンジン定格回転状態でのシフトアップ時の、さらに別の実施例に従った油圧制御態様を示すグラフである。
【図14】 第1及び第2油圧式変速装置の油圧クラッチを作動させるための、他の実施例に従った油圧回路を示す回路図である。
【符号の説明】
VL,VM,VH 電磁比例切換弁
V1,V2,V3 電磁比例切換弁
L,M,H ソレノイド
1,2,3 ソレノイド
Va 可変絞り
VAL,VAM,VAH 電磁切換弁
VA1,VA2,VA3 電磁切換弁
10 エンジン
17 第1油圧式変速装置
20 第2油圧式変速装置
50 油圧ポンプ
57,58,59 油圧クラッチ
66,67,68 油圧クラッチ
80 論理回路
81 変速レバー
82 ポテンショメータ
83 回転計
85 ソレノイド駆動回路
86 ソレノイド駆動回路
87 圧力設定回路
88 遅延回路
89 圧力設定回路
90 時間設定回路
110 電磁比例弁
111 電磁制御弁
111a 可変絞り[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
According to the present invention, in a work vehicle in which a first hydraulic transmission and a second hydraulic transmission, each of which performs transmission by selective engagement of a plurality of hydraulic clutches, are provided in series, The present invention relates to a speed change control method for controlling the operation of a hydraulic clutch at the time of shift speed change of a transmission.
[0002]
[Prior art]
In a work vehicle in which a first hydraulic transmission and a second hydraulic transmission, each of which performs transmission by selective engagement of a plurality of hydraulic clutches, are provided in series, the first and second hydraulic pressures are provided. The number of shift stages obtained by the type transmission is the number of stages multiplied by the number of shift stages of the first hydraulic transmission and the number of shift stages of the second hydraulic transmission, and such a multi-stage shift is easy to operate. It can be done by.
[0003]
By the way, when shifting operations of both hydraulic transmissions, when one hydraulic clutch is engaged / disengaged according to the shift stage before the shift and after the shift stage, and when the two hydraulic clutches are engaged / disengaged. There is. That is, according to the shift speed before and after the shift, the hydraulic clutch that is engaged with the first or second hydraulic transmission is kept engaged, and the hydraulic clutch that is engaged with another hydraulic transmission is disconnected. In the case of engaging a new hydraulic clutch and in both the first hydraulic transmission and the second hydraulic transmission, the engaged hydraulic clutch is disconnected and a new hydraulic clutch is engaged, that is, the two hydraulic clutches There is a case of turning off / on. The time until the hydraulic oil is filled with the hydraulic clutch that is engaged from a single hydraulic pump is longer than that when only one hydraulic clutch is engaged. It takes longer. Accordingly, the increase in the hydraulic pressure after the hydraulic oil is filled is slower when the two hydraulic clutches are engaged than when only one hydraulic clutch is engaged.
[0004]
A control method that compensates for such a time difference required for filling hydraulic oil to the hydraulic clutch has not yet been provided. Although a technique for gradually increasing the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied to the hydraulic clutch from the time when the engagement command for the hydraulic clutch is applied is well known, this technique does not solve the problem of the time difference required to fill the hydraulic oil. Therefore, until now, poor transmission feeling based on the time difference has been overlooked.
[Problems to be solved by the invention]
[0005]
Therefore, the main object of the present invention is to reduce the time difference required to fill the hydraulic clutch with hydraulic oil when engaging only one hydraulic clutch and when engaging two hydraulic clutches. It is an object of the present invention to provide a novel speed change control method and control apparatus that improve the speed change feeling despite this time difference.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
Means for solving the problems of the present invention are as follows.
[0007]
According to a first aspect of the present invention, in the work vehicle in which the first hydraulic transmission device and the second hydraulic transmission device, which perform transmission transmission by selective engagement of a plurality of hydraulic clutches, are connected in series. A plurality of hydraulic clutches of the first hydraulic transmission and the second hydraulic transmission are connected in parallel and engaged with a hydraulic fluid supply circuit that is discharged from one hydraulic pump and set by a pressure regulating valve. Alternatively, the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied to the two hydraulic clutches is gradually increased with time, while the temporal decrease characteristic of the hydraulic oil pressure discharged from the one or two hydraulic clutches to be disconnected is disconnected. The hydraulic clutch to be turned on / off when the hydraulic clutch addressed to one is turned on and off, and when the hydraulic clutch addressed to two is turned on / off. Rising and falling hydraulic curve There in the following areas were crossing Slip engagement areas are equal to each other It is set so as to be.
[0008]
According to a second aspect of the present invention, only one hydraulic clutch is operated so that only one hydraulic clutch is operated at an interval from the application time point of the engagement command of the hydraulic clutch to be engaged to the application time point of the disconnection command of the hydraulic clutch to be disconnected. The delay time (Δt2) when operating the two hydraulic clutches and disconnecting the two hydraulic clutches is set to be relatively longer than the delay time (Δt1) when disconnecting The temporal deterioration characteristic of the hydraulic pressure of the hydraulic oil discharged from the hydraulic clutch is changed between the case where one hydraulic clutch is disconnected and the case where two hydraulic clutches are disconnected.
[0009]
In
[0010]
According to the fourth aspect of the present invention, the slip engagement region, which is the region below the crossing of the rising / lowering hydraulic curve of the hydraulic clutch to be engaged / disengaged, is set smaller at the time of downshifting than at the time of upshifting. .
[0011]
【The invention's effect】
The effects of the shift control method for the hydraulic transmission according to the present invention are as follows.
[0012]
1 or 2 to be engaged in a work vehicle in which a first hydraulic transmission and a second hydraulic transmission, each of which performs transmission by selective engagement of a plurality of hydraulic clutches, are connected in series. Hydraulic clutch that gradually increases the hydraulic pressure of hydraulic oil supplied to each hydraulic clutch over time, and disconnects the temporal decrease characteristic of the hydraulic oil pressure discharged from one or two hydraulic clutches to be disconnected Change between the case where there is one and the case where there are two, and the hydraulic clutch to be turned on and off slips when the hydraulic clutch destined for one is turned on and off and when the hydraulic clutch destined for two is turned on and off Engage areas are equal to each other The feature is that it is set to be.
The time-dependent decrease characteristic of the hydraulic pressure of the hydraulic oil discharged from the hydraulic clutch to be disconnected refers to the time when the hydraulic pressure of the hydraulic clutch starts to decrease due to the application of the disconnection command of the hydraulic clutch to be disconnected, and the hydraulic pressure after the disconnection command is applied Including both of the lowering characteristics.
[0013]
Changing the time-dependent decrease characteristic of the hydraulic pressure of the hydraulic oil discharged from the disconnected hydraulic clutch between when the number of disconnected hydraulic clutches is one and when the number of disconnected hydraulic clutches is, for example, the hydraulic pressure to be engaged The interval from the time when the clutch engagement command is applied to the time when the hydraulic clutch disconnection command is applied is relatively short when the one hydraulic clutch is engaged or disengaged. When it is cut off, it is obtained by setting it relatively long. In this case, the oil filling time is longer due to the problem of the time difference required to fill the hydraulic clutch with hydraulic oil when only one hydraulic clutch is engaged and when two hydraulic clutches are engaged. In the case of two hydraulic clutches, this is dealt with by increasing the interval from the application time point of the engagement command of the hydraulic clutch to be engaged to the application time point of the disconnection command of the hydraulic clutch to be disconnected.
[0014]
It is also possible to change the hydraulic pressure of the hydraulic oil discharged from the hydraulic clutch to be changed between the case of one hydraulic clutch to be disconnected and the case of two hydraulic clutches to be disconnected. The lowering of the working hydraulic pressure with respect to can also be obtained by relatively slowly performing the engagement / disengagement of the two hydraulic clutches rather than the engagement / disengagement of the one hydraulic clutch. In this case, the problem of the time difference is addressed by relatively slowly decreasing the hydraulic pressure with respect to the hydraulic clutch to be disconnected in the case of two hydraulic clutches that require a longer oil filling time. This method can also be implemented in combination with the above-described method of changing the time interval.
[0015]
In any case, the present invention gradually increases the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied to one or two hydraulic clutches to be engaged with time and discharges from one or two hydraulic clutches to be disconnected. When the hydraulic pressure of hydraulic oil is changed over time when one hydraulic clutch is disconnected and when two hydraulic clutches are combined, a combination of connecting and disconnecting the hydraulic clutch addressed to one Since the areas where the hydraulic clutches to be engaged and disengaged in the case of engaging and disengaging the two hydraulic clutches are set to be substantially equal to each other, the slip region is shifted to the shift stage. As long as the selection is made so that it is performed most smoothly, it depends on the capacity of the hydraulic pump to be used, regardless of whether the hydraulic clutch addressed to one is engaged or not. Without shifting fee Packaging will be good.
[0016]
It is preferable that the region where the hydraulic clutches to be engaged / disengaged are slip-engaged in common is set smaller at the time of downshifting than at the time of upshifting. In other words, considering the inertia when the vehicle is traveling, the energy required to decelerate is smaller than the energy necessary to increase the speed of the traveling vehicle. The area is actively reduced when decelerating to improve energy efficiency.
[0017]
Other features and advantages of the present invention can be clearly understood from the following description with reference to the accompanying drawings.
[0018]
【Example】
FIG. 1 shows a transmission mechanism of a tractor equipped with an embodiment of the present invention. A driving
[0019]
The traveling transmission mechanism is arranged on the extension line of the hydraulic forward /
[0020]
In addition to the two-wheel drive of the left and right
[0021]
The PTO transmission mechanism includes a
[0022]
The first
[0023]
The gear ratio of the meshed gears in the first and second
[Table 1]
[0024]
FIG. 2 shows a hydraulic circuit for operating the
[0025]
Note that a
[0026]
FIG. 3 is a block diagram showing an electric control circuit for controlling the operation of the electromagnetic proportional switching valves VL, VM, VH, V1, V2 and V3. A
[0027]
As shown in FIG. 4, the electromagnetic proportional switching valves VL, VM, VH, V1, V2, and V3 are actuated from the time point t0 when the ON signal is applied to the solenoids L, M, H, 1, 2, and 3, respectively. Control is performed so as to gradually increase the hydraulic pressure p to the normal hydraulic pressure p1. In FIG. 4, time ta is the time when the oil chamber of the hydraulic clutch is filled with oil and the hydraulic pressure p rises to the piston holding pressure pa. At this time point ta, the hydraulic pressure p rapidly rises to a corresponding value on a relatively gentle rise waveform a set in advance, and then rises along the rise waveform a until time point tb. The oil pressure at the time point tb is a value at which the hydraulic clutch is completely engaged, and thereafter, the oil pressure p is raised to the normal oil pressure p1 along a relatively steep rise waveform b in preparation for an unexpected situation. In FIG. 4, curve C1 is for road driving, curve C2 is for work, and during work with a large travel load, the initial oil pressure at time t0 and the oil pressure at time tb shown by the broken lines are low in travel load. It is set higher than that when driving on the road. The
[0028]
Each electromagnetic proportional switching valve VL, VM, VH, V1, V2, V3 corresponds from time t0 when an OFF signal is given to the solenoid L, M, H, 1, 2, 3 as illustrated in FIG. Control is performed so that the working oil pressure of the hydraulic clutch to be lowered from the normal oil pressure p1 to zero. This decrease in the hydraulic pressure is caused by rapidly decreasing the hydraulic pressure p to a certain value as illustrated by the curves C2 and C3, as well as when the hydraulic pressure p is rapidly decreased to the piston holding pressure pa or lower as shown by the curve C1. After the fact, it includes the case of a relatively slow decline. In order to gradually reduce the hydraulic pressure, variable throttles in the electromagnetic proportional switching valves VL, VM, VH, V1, V2, and V3 are used. In FIG. 2, the variable throttle is taken out of the electromagnetic proportional switching valve and indicated by reference numeral Va. The
[0029]
When shifting operation of the first and second
[0030]
FIG. 6 shows a hydraulic control mode at the time of upshifting in the engine rated speed state. The
[0031]
When only one hydraulic clutch is operated and one hydraulic clutch is disconnected (upper graph in FIG. 6), when two hydraulic clutches are operated and two hydraulic clutches are disconnected (lower side in FIG. 6) In this graph, the hydraulic clutch that has been operating until the time when the engagement command is applied to the hydraulic clutch to be newly operated (the time when the ON signal is applied to the solenoids L, M, H, 1, 2, or 3) t0 is also shown. The cutting command application time point (off signal application time point to the solenoids L, M, H, 1, 2, or 3) ts is delayed by a certain time. This time is set by the
[0032]
Therefore, a region (upper graph) in which one newly operated hydraulic clutch and one previously operated hydraulic clutch are slip-engaged with a hatched line in FIG. 6 (upper graph) are newly operated. The area where the two hydraulic clutches to be engaged and the two hydraulic clutches that have been operated in common are slip-engaged (lower graph) is made substantially equal in area. The common slip engagement region or its area is selected so that the shifting of the shift stage is performed most smoothly, both when the one-way hydraulic clutch is turned on and off and when the two-way hydraulic clutch is turned on and off. The speed change feeling is improved without being influenced by the capacity of the
[0033]
FIG. 7 shows a hydraulic control mode at the time of downshifting in the engine rated speed state. The upper graph shows the hydraulic control mode when only one hydraulic clutch is operated and one hydraulic clutch is disconnected, and the lower graph is when two hydraulic clutches are operated and two hydraulic clutches are disconnected. The hydraulic control mode is shown. The hydraulic control in this case is basically the same as that in FIG. 6, and the working oil pressure drop time ts along the rapid decrease curve set by the
[0034]
However, the time intervals Δt1 ′ and Δt2 ′ shown in FIG. 7 are smaller than the time intervals Δt1 and Δt2 shown in FIG. That is, the delay times Δt1 ′ and Δt2 ′ set by the
[0035]
In the control shown in FIGS. 6 and 7, the time intervals Δt1, Δt2, Δt1 ′, Δt2 ′ are applied to the hydraulic clutch from the application time t0 of the engagement command to the electromagnetic switching valve connected to the hydraulic clutch to be engaged. Control is facilitated by making it larger than the time interval until time ta when oil is filled and the working oil pressure to the hydraulic clutch rises to the piston holding pressure pa.
[0036]
FIG. 8 shows a hydraulic control mode at the time of upshifting in the engine low-speed rotation state (a state in which the engine rotates at an idling rotation or a rotational speed close thereto). Therefore, the
[0037]
That is, as apparent from the comparison of the graph of FIG. 8 with the graph of FIG. 6, in the case of FIG. 8, the time required for the hydraulic clutch to fill with oil due to the low speed rotation of the
[0038]
FIG. 9 shows a hydraulic control mode at the time of downshifting in the engine low speed rotation state. The upper graph shows the hydraulic control mode when only one hydraulic clutch is operated and one hydraulic clutch is disconnected, and the lower graph is when two hydraulic clutches are operated and two hydraulic clutches are disconnected. The hydraulic control mode is shown. The hydraulic control in this case is basically the same as in the case of FIG. 8, and it is assumed that the hydraulic pressure decrease curve of the hydraulic clutch to be disconnected can be moderately reduced, and the oil filling time for the newly operated hydraulic clutch is long. Dealing with becoming. Similarly to the case of FIG. 7, the delay times .DELTA.t1 'and .DELTA.t2' set by the
[0039]
As shown in FIG. 2, the hydraulic pressure in the connection circuit between each electromagnetic proportional switching valve VL, VM, VH, V1, V2, V3 and each hydraulic clutch 57, 58, 59, 66, 67, 68 is detected. As shown, the six
[0040]
1, the forward /
[0041]
The
[0042]
In the above embodiment, the hydraulic control at the time of up-shifting and the hydraulic control at the time of down-shifting in the engine rated speed state are respectively addressed by two rather than the time intervals Δt1 and Δt1 ′ when the hydraulic clutch addressed to one is switched on and off. The control of increasing the time intervals Δt2 and Δt2 ′ when the hydraulic clutch was turned on and off was used. In another embodiment, the time interval when the hydraulic clutch addressed to one is turned on and off is equal to the time interval when the hydraulic clutch addressed to two is turned on and off, for example, at time intervals Δt1 and Δt1 ′. When the number of hydraulic clutches to be addressed is two, the same effect can be controlled by gradually reducing the hydraulic pressure for the hydraulic clutch to be disconnected. 10 and 11 each show another embodiment in which such hydraulic control is performed.
[0043]
FIG. 10 shows the hydraulic control at the time of upshifting in the engine rated speed state, with one time interval between the application command application time t0 for the new hydraulic clutch and the disconnection command application time ts for the active hydraulic clutch. Another embodiment is shown in which Δt1 is set equal even when the destination hydraulic clutch is turned on and off and when the two destination hydraulic clutches are turned on and off. In this control, when the hydraulic clutch addressed to one is turned on and off (upper graph in FIG. 10), the working hydraulic pressure for the hydraulic clutch to be cut is rapidly reduced as in the case of the control in FIG. On the other hand, when the two hydraulic clutches are turned on and off (the lower graph in FIG. 10), the hydraulic pressure for the hydraulic clutch to be cut is lowered along a lowering curve having a portion having a gradual lowering characteristic. I am letting you. A region where the newly engaged hydraulic clutch and the disconnected hydraulic clutch are slip-engaged in common when the one hydraulic clutch is turned on and off and when the second hydraulic clutch is turned on and off is substantially Are equal.
[0044]
FIG. 11 shows the hydraulic control at the time of downshifting in the engine rated speed state with one time interval between the time t0 at which the engagement command is applied to the new hydraulic clutch and the time ts at which the disconnection command is applied to the operating hydraulic clutch. Another embodiment is shown in which Δt1 ′ is equally set when the destination hydraulic clutch is turned on and off and when the second hydraulic clutch is turned on and off. Similarly to the control of FIG. 10, when the hydraulic clutch addressed to one is turned on and off (the upper graph in FIG. 11), the working hydraulic pressure is rapidly reduced for the hydraulic clutch to be disconnected, In the case of turning on and off (lower graph in FIG. 11), the working hydraulic pressure is gradually lowered for the hydraulic clutch to be cut, and the case of turning on and off the one hydraulic clutch and turning on and off the two hydraulic clutches. In some cases, the region in which the newly engaged hydraulic clutch and the disconnected hydraulic clutch are slip-engaged in common is substantially equal.
[0045]
Furthermore, it is possible to control the application of the disengagement command for the hydraulic clutch in operation to be equal to the application time t0 of the engagement command for the new hydraulic clutch. FIG. 12 shows an embodiment designed in such a manner when shifting up in the rated engine speed state. In this embodiment, the decrease in the working hydraulic pressure with respect to the hydraulic clutch to be disconnected is determined when the hydraulic clutch destined for one is turned on and off (the upper graph in FIG. 12) and when the hydraulic clutch destined for two is turned on and off (lower in FIG. 12). (The graph on the side) is also performed slowly, and the hydraulic pressure is lowered more slowly in the latter case than in the former case, with the hydraulic clutch destined for one and the hydraulic clutch destined for two The region where the newly engaged hydraulic clutch and the disconnected hydraulic clutch are slip-engaged in common is made substantially equal in the case of turning on and off.
[0046]
Control of securing a predetermined slip engagement region by compensating for the difference between the original time interval Δt1 and the reduced time interval by gradually reducing the hydraulic pressure by decreasing the time interval Δt1 shown in FIG. Is possible. FIG. 13 shows such hydraulic control.
[0047]
FIG. 14 shows an embodiment in which the hydraulic circuit shown in FIG. 2 is changed to a more basic circuit. That is, the electromagnetic proportional switching valves VL, VM, VH, V1, V2, and V3 are replaced with electromagnetic switching valves VAL, VAM, VAH, VA1, VA2, and VA3, and the
[0048]
Each electromagnetic
[0049]
Therefore, the hydraulic circuit of FIG. 14 can also be used for each hydraulic control according to FIG. 6-13. That is, the electromagnetic
[0050]
In the above embodiment, the speed change control is performed by dividing the rotation state of the
[0051]
The transmission control device of the hydraulic transmission includes a first hydraulic transmission (17) and a second hydraulic transmission (20) that perform transmission by selective engagement of a plurality of hydraulic clutches in series. A plurality of electromagnetic switching valves connected to the hydraulic clutches (57, 58, 59, 66, 67, 68) and controlling supply / discharge of hydraulic oil to / from the hydraulic clutches in a work vehicle that is connected. (VL, VM, VH, V1, V2, V3; VAL, VAM, VAH, VA1, VA2, VA3), an operation control means for selectively giving an engagement command and a disconnection command to each of the electromagnetic switching valves (80, 85, 86), and pressure control means (VL, VM, VH, etc.) for gradually increasing the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied to the hydraulic clutch over time from when the engagement command is given to the electromagnetic switching valve. V1 V2, V3, 87; 110), and the electromagnetic force connected to the hydraulic clutch that is disconnected from the time of application of the engagement command to the electromagnetic switching valve connected to the hydraulic clutch to be engaged. Time interval setting means (88, 90) for setting an interval until a cutting command is applied to the switching valve, or pressure setting means for setting a lowering characteristic of the working oil pressure after the cutting command is applied to the hydraulic clutch to be disconnected ( Va, 89; 111) is provided.
[0052]
When the engagement command is applied to the electromagnetic switching valve connected to the hydraulic clutch to be engaged with the operation control means (80, 85, 86) that selectively applies the engagement command and the disconnection command to each of the electromagnetic switching valves. According to the configuration in which the time interval setting means (88, 90) for setting the interval until the application time of the disconnection command to the electromagnetic switching valve connected to the hydraulic clutch to be disconnected is provided by this time interval setting means For example, the time interval when the hydraulic clutch addressed to one is engaged is set relatively short, and the time interval when the hydraulic clutch addressed to two is engaged is set relatively long, As described above, the shift control method of the present invention can be implemented. Further, the operation control means (80, 85, 86) is provided with pressure setting means (Va, 89; 111) for setting a lowering characteristic of the working hydraulic pressure after giving a disconnection command to the hydraulic clutch to be disconnected. For example, the decrease in the working hydraulic pressure with respect to the hydraulic clutch to be disconnected, for example, by this pressure setting means is more gradual when the two hydraulic clutches are engaged / disengaged than when the one hydraulic clutch is engaged / disengaged. The shift control method of the present invention can be implemented as described above. If both the time interval setting means (88, 90) and the pressure setting means (Va, 89; 111) are provided, various controls can be performed as shown in the embodiments described later.
[0053]
When providing the time interval setting means (88, 90), the time for setting the time interval at the time of upshifting relatively long and setting the time interval at the time of downshifting relatively short when the time interval setting means (88, 90) is provided. A setting circuit (90) is preferably provided. Further, when the pressure setting means (Va, 89; 111) is provided, the means is configured to cause the working hydraulic pressure to be lowered with respect to the hydraulic clutch to be disconnected more slowly during the downshift than during the upshift. It is preferable to do this. According to such a configuration, the region where the hydraulic clutches to be engaged and disengaged in common are slip-engaged can be made smaller at the time of downshifting than at the time of upshifting, and energy efficiency can be improved as described above.
[0054]
It is preferable that the pressure setting means (Va, 89; 111) causes the hydraulic pressure of the hydraulic clutch to be cut to decrease relatively slowly in the low-speed rotation state than in the rated rotation state of the engine. That is, in the engine low-speed rotation state, the number of revolutions of the hydraulic pump is reduced and the discharge flow rate of the pump is reduced. Therefore, it takes a long time to fill the hydraulic clutch with oil. It is compensated by oil inflow.
[0055]
More generally, it is preferable that the pressure setting means (Va, 89; 111) lowers the working hydraulic pressure with respect to the hydraulic clutch to be disconnected more gradually as the rotational speed is lower according to the rotational speed of the engine. . Such pressure setting means (Va, 89; 111) compares the detected value of the tachometer (83) for detecting the engine speed with the rated engine speed, and acts on the hydraulic clutch to be disconnected. A pressure setting circuit (89) for setting the lowering characteristic can be configured.
[0056]
The electromagnetic switching valve is preferably configured as an electromagnetic proportional switching valve (VL, VM, VH, V1, V2, V3) that also serves as the pressure control means. At this time, it is not necessary to provide pressure control means for gradually increasing the hydraulic pressure by arranging the individual hydraulic clutches.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a mechanism diagram showing a transmission mechanism of a tractor equipped with an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a circuit diagram showing a hydraulic circuit for operating a hydraulic clutch of the first and second hydraulic transmissions.
3 is a block diagram showing an electric control circuit for controlling the operation of the electromagnetic proportional switching valve shown in FIG. 2;
FIG. 4 is a graph showing a hydraulic pressure increasing characteristic of each electromagnetic proportional switching valve.
FIG. 5 is a graph showing a hydraulic pressure drop characteristic of each electromagnetic proportional switching valve.
FIG. 6 is a graph showing a hydraulic control mode at the time of upshifting in a rated engine speed state.
FIG. 7 is a graph showing a hydraulic pressure control mode at the time of shift down in an engine rated speed state.
FIG. 8 is a graph showing a hydraulic control mode at the time of upshifting in a low engine speed rotation state.
FIG. 9 is a graph showing a hydraulic control mode at the time of downshifting in the engine low speed rotation state.
FIG. 10 is a graph showing a hydraulic control mode according to another embodiment at the time of up-shifting at a rated engine speed.
FIG. 11 is a graph showing a hydraulic control mode according to another embodiment at the time of downshifting in a rated engine speed state.
FIG. 12 is a graph showing a hydraulic control mode according to still another embodiment at the time of upshifting in the engine rated speed state.
FIG. 13 is a graph showing a hydraulic control mode according to still another embodiment at the time of upshifting in the engine rated speed state.
FIG. 14 is a circuit diagram showing a hydraulic circuit according to another embodiment for operating the hydraulic clutch of the first and second hydraulic transmissions.
[Explanation of symbols]
VL, VM, VH Proportional switching valve
V1, V2, V3 Solenoid proportional switching valve
L, M, H Solenoid
1, 2, 3 Solenoid
Va variable aperture
VAL, VAM, VAH Solenoid switching valve
VA1, VA2, VA3 solenoid valve
10 engine
17 First hydraulic transmission
20 Second hydraulic transmission
50 Hydraulic pump
57, 58, 59 Hydraulic clutch
66, 67, 68 Hydraulic clutch
80 logic circuits
81 Shift lever
82 Potentiometer
83 Tachometer
85 Solenoid drive circuit
86 Solenoid drive circuit
87 Pressure setting circuit
88 Delay circuit
89 Pressure setting circuit
90 time setting circuit
110 Solenoid proportional valve
111 Electromagnetic control valve
111a Variable aperture
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