JPH10311412A - Speed change control device for vehicular transmission - Google Patents
Speed change control device for vehicular transmissionInfo
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- JPH10311412A JPH10311412A JP9122187A JP12218797A JPH10311412A JP H10311412 A JPH10311412 A JP H10311412A JP 9122187 A JP9122187 A JP 9122187A JP 12218797 A JP12218797 A JP 12218797A JP H10311412 A JPH10311412 A JP H10311412A
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Abstract
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、乗用車、バス、ト
ラック等の走行車両に搭載される車両用変速機の変速制
御装置に関し、特に、車両の減速時にエンジンブレーキ
力を有効利用するための変速制御に係る。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a shift control device for a vehicle transmission mounted on a traveling vehicle such as a passenger car, a bus or a truck, and more particularly, to a shift control for effectively utilizing an engine braking force when the vehicle is decelerated. Related to control.
【０００２】[0002]
【従来の技術】従来より、多段式自動変速機を対象とし
たものとして、車両の減速時に、車速、減速度及び現在
のギア位置に基づいてダウンシフト制御を行うようにし
たものが知られている（例えば、特開平２−１７２５８
号公報参照）。また、無段変速機を対象としたものとし
ては、ベルト式無段変速機における急減速時の変速制御
を禁止するシフトホールド制御を行うようにしたものが
知られている（例えば、特開平５−８５２３１号公報参
照）。上記のシフトホールド制御を行うようにした変速
制御装置は、ベルト式無段変速機の変速制御において、
車両の急減速時や低μ路での減速時にタイヤロックの発
生を予想し、このタイヤロックに伴う急激な変速比の変
更に起因するベルトスリップの発生を防止するために、
上記ベルト式無段変速機の急減速時の変速制御を禁止す
るようにしている。2. Description of the Related Art Conventionally, there has been known a multi-speed automatic transmission in which downshift control is performed based on a vehicle speed, a deceleration, and a current gear position when a vehicle is decelerated. (For example, see Japanese Patent Laid-Open No. 2-17258)
Reference). In addition, as for a continuously variable transmission, there is known a belt-type continuously variable transmission in which a shift hold control for prohibiting a shift control at the time of sudden deceleration is performed (for example, see Japanese Patent Application Laid-Open No. HEI 5 (1993) -105). -85231). The shift control device configured to perform the above-described shift hold control is used in a shift control of a belt-type continuously variable transmission.
To anticipate the occurrence of tire lock when the vehicle suddenly decelerates or decelerate on a low μ road, and to prevent the occurrence of belt slip due to a sudden change in the gear ratio accompanying this tire lock,
Shift control during rapid deceleration of the belt-type continuously variable transmission is prohibited.
【０００３】[0003]
【発明が解決しようとする課題】ところが、上記従来の
多段式自動変速機に適用した変速制御装置においては、
車速や減速度等に基づいてダウンシフト制御を行うよう
にしてはいても、変速比を段階的（例えば、４段階）に
しか設定し得ず任意の変速比とすることができないた
め、エンジンブレーキによる制動力を十分に得ることが
できない場合が多い。その上、車輪側に伝達される制動
力がダウンシフトの際に瞬間的に断絶されてしまうため
走行安定性を損ない易いという不都合がある。一方、上
記従来のベルト式無段変速機に適用した変速制御装置
は、ベルトスリップの防止等変速機の保護を主眼として
おり、車両の急減速時には変速制御を禁止するようにし
ているため、エンジンブレーキを有効利用しているとは
いえない。また、ダウンシフトが禁止されて変速比が比
較的高い値に維持されるようになる結果、減速後の再加
速時に駆動輪側へ直ちに十分な駆動トルクを出力するこ
とができず再加速時の加速応答性が低下するという不都
合もある。However, in the shift control device applied to the above conventional multi-stage automatic transmission,
Even if the downshift control is performed based on the vehicle speed, deceleration, etc., the gear ratio can be set only in steps (for example, four steps) and cannot be set to an arbitrary gear ratio. In many cases, a sufficient braking force cannot be obtained. In addition, the braking force transmitted to the wheels is instantaneously cut off during downshifting, so that there is an inconvenience that running stability is likely to be impaired. On the other hand, the shift control device applied to the conventional belt-type continuously variable transmission mainly focuses on protection of the transmission, such as prevention of belt slip, and inhibits shift control during rapid deceleration of the vehicle. It cannot be said that the brakes are being used effectively. In addition, as a result of downshifting being prohibited and the gear ratio being maintained at a relatively high value, sufficient drive torque cannot be immediately output to the drive wheels during reacceleration after deceleration, and There is also a disadvantage that the acceleration response is reduced.
【０００４】本発明は、このような事情に鑑みてなされ
たものであり、その目的とするところは、車両の減速の
際のエンジンブレーキの有効利用による走行安定性の向
上と、減速後の再加速の際の加速応答性の向上とを図る
ことにある。[0004] The present invention has been made in view of such circumstances, and it is an object of the present invention to improve running stability by effectively using an engine brake when decelerating a vehicle, and to re-start after deceleration. The object is to improve the acceleration responsiveness during acceleration.
【０００５】[0005]
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、請求項１記載の発明は、エンジン（１）から入力さ
れる入力回転を無段階に変速して駆動輪（１１，１１）
側へ出力する無段変速機（２）を対象にして、この無段
変速機（２）が所定の変速比で変速作動されるよう上記
無段変速機（２）の作動を制御する車両用変速機の変速
制御装置を前提とする。このものにおいて、運転者の減
速要求の有無を判定する減速要求判定手段（３１）と、
上記減速要求判定手段（３１）により運転者に減速要求
があると判定されたとき、車両にエンジンブレーキが作
用するように上記無段変速機（２）の変速比を変更させ
る減速時制御手段（３４）とを備える構成とするもので
ある。In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, the drive wheels (11, 11) are provided by continuously changing the input rotation input from the engine (1).
For a vehicle that controls the operation of the continuously variable transmission (2) so that the continuously variable transmission (2) performs a shift operation at a predetermined gear ratio. It is assumed that the transmission has a shift control device. In this, a deceleration request determining means (31) for determining the presence or absence of a driver's deceleration request,
When the deceleration request determining means (31) determines that the driver has a deceleration request, the deceleration control means (2) changes the speed ratio of the continuously variable transmission (2) so that engine braking is applied to the vehicle. 34).
【０００６】上記の構成の場合、例えば、運転者がアク
セルペダルを放したりブレーキペダルを踏み操作したと
きに、これらの操作に基づいて減速要求判定手段（３
１）により運転者に減速要求があることが判定され、こ
のとき、減速時制御手段（３４）による無段変速機
（２）の変速比の変更制御によりエンジン（１）のエン
ジン回転数が変更されて車両にエンジンブレーキが作用
するようになり、このエンジンブレーキの作用により車
両の減速時の走行安定性が向上する。In the above configuration, for example, when the driver releases the accelerator pedal or depresses the brake pedal, the deceleration request determining means (3) is operated based on these operations.
According to 1), it is determined that there is a deceleration request to the driver. At this time, the engine speed of the engine (1) is changed by the change control of the speed ratio of the continuously variable transmission (2) by the deceleration control means (34). Then, the engine brake acts on the vehicle, and the operation stability of the vehicle at the time of deceleration is improved by the action of the engine brake.
【０００７】請求項２記載の発明は、請求項１記載の発
明における減速要求判定手段（３１）を、運転者の減速
要求度合を判定するように構成する。そして、減速時制
御手段（３４）として、無段変速機（２）の変速比を、
エンジンブレーキによる制動トルク量が上記減速要求判
定手段（３１）により判定された運転者の減速要求度合
に対応する量になるよう変更させる構成とするものであ
る。According to a second aspect of the present invention, the deceleration request determining means (31) in the first aspect of the invention is configured to determine a degree of a driver's deceleration request. Then, as the deceleration control means (34), the speed ratio of the continuously variable transmission (2) is
The amount of braking torque by the engine brake is changed to be an amount corresponding to the degree of the driver's deceleration request determined by the deceleration request determination means (31).
【０００８】上記の構成の場合、請求項１記載の発明に
よる作用に加えて、無段変速機（２）の変速比の変更に
よりエンジン回転数が変更されることによって、エンジ
ンブレーキによる制動トルク量が減速要求判定手段（３
１）により判定された運転者の減速要求度合に対応する
最適な制動トルク量にされ、これにより、車両の減速時
に運転者の減速要求度合に応じてエンジンブレーキを有
効利用することが可能になる。In the above configuration, in addition to the operation according to the first aspect of the present invention, the amount of braking torque by the engine brake is changed by changing the engine speed by changing the speed ratio of the continuously variable transmission (2). Is the deceleration request determination means (3
The optimal braking torque amount is set to the optimum braking torque amount corresponding to the driver's deceleration request degree determined in 1), whereby the engine brake can be effectively used according to the driver's deceleration request degree when the vehicle decelerates. .
【０００９】請求項３記載の発明は、請求項２記載の発
明における減速要求判定手段（３１）を、運転者による
アクセル操作量及びブレーキ操作量の双方に基づいてそ
の運転者の減速要求度合を判定する構成とするものであ
る。According to a third aspect of the present invention, the deceleration request judging means (31) in the second aspect of the invention determines the degree of the driver's deceleration request based on both the accelerator operation amount and the brake operation amount by the driver. It is configured to make a determination.
【００１０】上記の構成の場合、請求項２記載の発明に
おける減速要求判定手段（３１）の構成が具体的に特定
され、運転者によるアクセル操作量及びブレーキ操作量
の双方に基づいてその運転者の減速要求度合を判定する
ことにより、上記運転者の減速要求度合を確実に判定す
ることが可能になる。In the case of the above configuration, the configuration of the deceleration request determining means (31) according to the second aspect of the present invention is specifically specified, and the driver is determined based on both the accelerator operation amount and the brake operation amount by the driver. , It is possible to reliably determine the driver's deceleration request degree.
【００１１】請求項４記載の発明は、請求項２記載の発
明において、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）を備え、減速時制御手段
（３４）として、エンジンブレーキによる制動トルク量
のエンジン回転数に対する制動トルク特性に基づき、上
記エンジンブレーキによる制動トルク量が運転者の減速
要求度合に対応する量になる目標エンジン回転数を演算
するエンジン回転数演算部（３２）と、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と上
記エンジン回転数演算部（３２）により演算された目標
エンジン回転数とに基づき、上記エンジン（１）のエン
ジン回転数が上記目標エンジン回転数になる目標変速比
を演算する変速比演算部（３３）とを備える構成とする
ものである。According to a fourth aspect of the present invention, in the second aspect of the present invention, there is provided an output speed detecting means (15) for detecting an output speed of the continuously variable transmission (2), and a deceleration control means (34). ), An engine speed for calculating a target engine speed at which the braking torque by the engine brake becomes an amount corresponding to the degree of the driver's deceleration request based on the braking torque characteristic of the engine braking speed with respect to the engine speed. A calculation unit (32), based on the detected output speed detected by the output speed detection means (15) and the target engine speed calculated by the engine speed calculation unit (32), A) a speed ratio calculating section (33) for calculating a target speed ratio at which the engine speed becomes the target engine speed.
【００１２】上記の構成の場合、請求項２記載の発明に
おける減速時制御手段（３４）の制御内容が具体的に特
定される。すなわち、エンジンブレーキによる制動トル
ク量はエンジン回転数の変化に対応して変化するもので
あると考えられるから、エンジン（１）の制動トルク特
性に基づいて、エンジンブレーキによる制動トルク量が
運転者の減速要求度合に対応する量になるような目標エ
ンジン回転数を目標エンジン回転数演算部（３２）によ
り演算することが可能になる。そして、出力回転数検出
出手段（１５）により検出された検出出力回転数と上記
エンジン回転数演算部（３２）により演算された目標エ
ンジン回転数とに基づき、現在の出力回転数に対応する
エンジン回転数が上記目標エンジン回転数になる目標変
速比を演算することが可能になる。そして、車速の低下
に伴い徐々に低下する出力回転数に対応し、減速時制御
手段（３４）の制御により無段変速機（２）の変速比が
徐々に減少されてエンジン（１）の回転数が目標エンジ
ン回転数に保たれるようになり、これにより、エンジン
ブレーキの有効利用が確実に行われる。In the case of the above configuration, the control content of the deceleration control means (34) in the second aspect of the present invention is specifically specified. That is, since the braking torque by the engine brake is considered to change in response to the change in the engine speed, the braking torque by the engine brake is changed based on the braking torque characteristic of the engine (1). The target engine speed calculation unit (32) can calculate the target engine speed such that the amount corresponds to the degree of deceleration request. Then, based on the detected output speed detected by the output speed detecting means (15) and the target engine speed calculated by the engine speed calculator (32), an engine corresponding to the current output speed is provided. It is possible to calculate a target gear ratio at which the rotation speed becomes the target engine rotation speed. The speed ratio of the continuously variable transmission (2) is gradually reduced by the control of the deceleration-time control means (34) in response to the output rotation speed which gradually decreases as the vehicle speed decreases, and the rotation of the engine (1) is reduced. The engine speed is maintained at the target engine speed, which ensures effective use of the engine brake.
【００１３】請求項５記載の発明は、請求項４記載の発
明におけるエンジン回転数演算部（３２）を、減速要求
判定手段（３１）により運転者の減速要求度合が大きい
と判定されたとき、エンジンブレーキによる制動トルク
量が最大になるような最大トルク回転数（Ｎe2）を目標
エンジン回転数として演算する構成とするものである。According to a fifth aspect of the present invention, when the deceleration request determining means (31) determines that the degree of the driver's deceleration request is large, the engine speed calculating section (32) in the fourth aspect of the present invention determines The maximum torque rotation speed (Ne2) that maximizes the braking torque by the engine brake is calculated as the target engine rotation speed.
【００１４】上記の構成の場合、請求項４記載の発明に
おけるエンジン回転数演算部（３２）の構成が具体的に
特定される。すなわち、例えば、運転者がブレーキペダ
ルを思いきり踏み操作しており、この操作に基づいて減
速要求判定手段（３１）により運転者の減速要求度合が
大きいと判定されたときには、エンジン（１）の制動ト
ルク特性に基づき、エンジンブレーキによる制動トルク
量が最大になるような最大トルク回転数（Ｎe2）が、上
記エンジン回転数演算部（３２）により目標エンジン回
転数として演算され、これにより、エンジンブレーキを
最大限に利用することが可能になる。さらに、エンジン
回転数が上記最大トルク回転数（Ｎe2）に保たれる結
果、エンジン（１）は減速後の再加速時に直ちに比較的
大きな駆動トルクを出力可能な状態になっており、この
ため、車両の再加速時の加速応答性が向上する。In the case of the above configuration, the configuration of the engine speed calculation section (32) according to the fourth aspect of the invention is specifically specified. That is, for example, when the driver is depressing the brake pedal with full force and the deceleration request determining means (31) determines that the degree of the driver's deceleration request is large based on this operation, braking of the engine (1) is performed. Based on the torque characteristics, the maximum torque rotation speed (Ne2) at which the braking torque by the engine brake is maximized is calculated as the target engine rotation speed by the engine rotation speed calculation unit (32). It can be used to the fullest. Further, as a result of the engine speed being kept at the maximum torque speed (Ne2), the engine (1) can immediately output a relatively large drive torque at the time of re-acceleration after deceleration. The acceleration response at the time of re-acceleration of the vehicle is improved.
【００１５】請求項６記載の発明は、請求項２記載の発
明における無段変速機（２）を、エンジン（１）側に接
続された入力軸（２１）と、駆動輪（１１，１１）側に
接続された出力軸（２２）と、上記入力軸（２１）と出
力軸（２２）との間に介装され少なくとも一のクラッチ
機構（４４，４５，４６）を備えた機械式トランスミッ
ション（４）と、入力側の液圧ポンプ（５１）及び出力
側の液圧モータ（５２）の一方もしくは双方が斜板角度
の増減変更により容量可変に構成され上記液圧ポンプ
（５１）が上記入力軸（２１）に接続され上記液圧モー
タ（５２）が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）に接続された静液圧式トランス
ミッション（５）とを備えるものとする。そして、減速
時制御手段（３４）を、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
を行うとともに上記液圧ポンプ（５１）又は液圧モータ
（５２）の斜板角度の増減変更制御を行うことにより、
上記無段変速機（２）の変速比を無段階に変更させる構
成とするものである。According to a sixth aspect of the present invention, there is provided the continuously variable transmission (2) according to the second aspect of the present invention, wherein the input shaft (21) connected to the engine (1) side and the drive wheels (11, 11). And a mechanical transmission (44, 45, 46) interposed between the input shaft (21) and the output shaft (22) and having at least one clutch mechanism (44, 45, 46). 4) and one or both of the input-side hydraulic pump (51) and the output-side hydraulic motor (52) are configured to be variable in capacity by increasing or decreasing the swash plate angle, and the hydraulic pump (51) is configured such that The hydraulic motor (52) connected to the shaft (21) includes a hydrostatic transmission (5) connected to the output shaft (22) via the mechanical transmission (4). The deceleration control means (34) controls the operation of the clutch mechanism (44, 45, 46) of the mechanical transmission (4), and controls the inclination of the hydraulic pump (51) or the hydraulic motor (52). By performing plate angle increase / decrease change control,
The gear ratio of the continuously variable transmission (2) is continuously changed.
【００１６】上記の構成の場合、請求項２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いる。そして、上記減速時制御手段
（３４）の制御によって、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
態が断続切換えられるとともに、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、上記
無段変速機（２）の変速比が無段階に変更されるように
なり、これにより、エンジンブレーキよる制動トルク量
が運転者の減速要求度合に対応する量になるよう、上記
無段変速機（２）の変速比を最適値とすることが可能に
なる。In the case of the above configuration, the configuration of the continuously variable transmission according to the second 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). Under the control of the deceleration control means (34), the connection state of the clutch mechanism (44, 45, 46) of the mechanical transmission (4) is intermittently switched, and the hydraulic pump in the hydrostatic transmission ( 51) or by changing the swash plate angle of the hydraulic motor (52) to increase or decrease, the speed ratio of the continuously variable transmission (2) is changed steplessly, thereby braking by the engine brake. The speed ratio of the continuously variable transmission (2) can be set to an optimum value so that the torque amount becomes an amount corresponding to the degree of the driver's deceleration request.
【００１７】[0017]
【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.
【００１８】図１は、本発明の実施形態に係る車両用変
速機の変速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）から入力される入力回転を無段階に変速
して左右の駆動輪（１１，１１）側に伝達する無段変速
機としてのハイドロメカニカルトランスミッション（Hy
dro Mechanical Transmission ：以下、「ＨＭＴ」とい
う）、３は上記エンジン（１）及びＨＭＴ（２）を制御
するコントローラである。また、１２は運転者によるア
クセルペダル（１２ａ）の踏み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ペダル
（１３ａ）の踏み操作量を検出するブレーキ操作量セン
サであり、１４はエンジン（１）から入力される入力回
転数を検出する入力回転数センサ、１５は出力軸（２
２）の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である。FIG. 1 shows an example in which a shift control device for a vehicle transmission according to an embodiment of the present invention is applied to a vehicle such as a truck. Reference numeral 1 denotes an engine such as a diesel engine; A hydromechanical transmission (Hy) as a continuously variable transmission that continuously changes the input rotation that is input and transmits it to the left and right drive wheels (11, 11).
dro Mechanical Transmission (hereinafter referred to as “HMT”), 3 is a controller that controls the engine (1) and the HMT (2). Reference numeral 12 denotes an accelerator operation amount sensor that detects an amount of operation of the accelerator pedal (12a) by the driver, reference numeral 13 denotes a brake operation amount sensor that detects an amount of operation of the brake pedal (13a) by the driver, and reference numeral 14 denotes An input speed sensor for detecting an input speed input from the engine (1), and 15 is an output shaft (2
2) An output speed sensor as output speed detecting means for detecting the output speed.
【００１９】上記エンジン（１）には従来周知の排気ブ
レーキ装置が備えられ、この排気ブレーキ装置は、運転
者による図示省略の排気ブレーキ作動スイッチのオンオ
フ切換及びブレーキペダル（１３ａ）の踏み操作に対応
して作動状態と非作動状態とに切換えられるようになっ
ている。そして、上記エンジン（１）は、通常走行時は
コントローラ（３）のスロットル制御によりエンジン回
転数の制御が行われるようになっており、一方、減速時
には燃料供給が停止されてエンジンブレーキ効果が高め
られる上に、上記排気ブレーキ装置が作動状態にある場
合には、排気管（図示省略）が弁により閉鎖されて排気
圧が高められることにより大きな制動トルクを発生する
ようになっている。The engine (1) is provided with a conventionally well-known exhaust brake device. This exhaust brake device corresponds to a driver's on / off switching of an exhaust brake operation switch (not shown) and a depression operation of a brake pedal (13a). The state can be switched between an operating state and a non-operating state. In the engine (1), the engine speed is controlled by the throttle control of the controller (3) during normal running, while the fuel supply is stopped during deceleration to enhance the engine braking effect. In addition, when the exhaust brake device is operating, an exhaust pipe (not shown) is closed by a valve to increase exhaust pressure, thereby generating a large braking torque.
【００２０】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（１
１，１１）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（２
１）に接続され出力側が上記ＭＴ（４）を介して上記出
力軸（２２）に接続された静液圧式トランスミッション
としてのＨＳＴ（５）とをを備えており、上記ＭＴ
（４）は、第１及び第２の２つの遊星歯車機構（４１，
４２）及び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）等を備えており、また、上記ＨＳ
Ｔ（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 rotation input from the drive wheel (1)
An output shaft (22) connected to the (1,11) side; an MT (4) as a mechanical transmission interposed between the input shaft (21) and the output shaft (22);
(4) is disposed in parallel with the input shaft (2)
HST (5) as a hydrostatic transmission connected to the output shaft (22) via the MT (4) and connected to the output shaft via the MT (4).
(4) is a first and second two planetary gear mechanisms (41,
42) and first to third three clutch mechanisms (44, 45, 46) for switching operating conditions of the respective planetary gear mechanisms (41, 42), and the like.
T (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).
【００２１】（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), a second planetary gear mechanism (42),
An intermediate shaft (43) and first to third clutch mechanisms (44,
45, 46). Hereinafter, each of the mechanisms (41, 42, 44, 45, 46) will be described in detail.
【００２２】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）と噛
み合う第１遊星歯車（４１ｂ）と、この第１遊星歯車
（４１ｂ）と噛み合う第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）と噛み合う
第２遊星歯車（４２ｂ）と、この第２遊星歯車（４２
ｂ）と噛み合う第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) that meshes with the first carrier (41) that holds 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) and a second carrier (42d) for holding the second planetary gear (42b).
【００２３】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
成されており、この歯車（４１ｆ）と後述の歯車（５
６）とを介して上記液圧モータ（５２）のモータ軸（５
２ａ）と接続されている。また、上記第１キャリア（４
１ｄ）は管状部材（４７）に取り付けられており、この
管状部材（４７）の内周面には上記第２内歯歯車（４２
ｃ）が形成され、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（４１
ｃ）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（２２）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（２
２）と結合されるようになっている。The first sun gear (41a) is
The gear (41f) is formed integrally with a gear (41f) via an annular connection shaft (41e) externally rotatable relative to the output shaft (22).
6) through the motor shaft (5) of the hydraulic motor (52).
2a). In addition, the first carrier (4)
1d) is attached to a tubular member (47), and the second internal gear (42) is provided on the inner peripheral surface of the tubular member (47).
c) is formed, whereby the first carrier (41d) is formed.
And the second internal gear (42c) rotate in synchronization with each other. Further, the first internal gear (41)
c) is formed on the outer peripheral side of the collar member (41g), and the second carrier (42d) is attached to the collar member (41g). The collar member (41g) is integrally attached to the output shaft (22), whereby the second carrier (42d) rotates in synchronization with the first internal gear (41c), Further, the first internal gear (41c) and the second carrier (42d) are connected to the output shaft (2
2).
【００２４】上記第１クラッチ機構（４４）は、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（４４ｂ，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することによりブレー
キ力を付与するようになっている。上記各クラッチプレ
ート（４４ａ）は上記管上部材（４７）の周囲に取り付
けられており、これにより、第１クラッチ機構（４４）
は、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,...) And a plurality of pressure plates (44b, 44b,...) Sandwiching each clutch plate (44a). Have. 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. Is designed to apply a braking force by bringing this into a connected state. Each of the clutch plates (44a) is attached around the above-mentioned pipe member (47), whereby the first clutch mechanism (44) is provided.
Is a first carrier (41d) and a second internal gear (42c)
Are connected to the non-rotating portion (19) so as to be able to be switched on and off.
【００２５】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.
【００２６】そして、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
（４１ｃ）との間の歯車比をＹとし、第２太陽歯車（４
２ａ）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（４２
ａ）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１８００ｒｐ
ｍ）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（４２
ｃ）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 to have the following relationship. Thereby, a substantially continuous transmission ratio is provided 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 gear ratio between the first sun gear (41a) and the first internal gear (41c) is Y, and the second sun gear (4
When the gear ratio between 2a) and the second internal gear (42c) is X, the relationship Y = X + 1 is established. If set in this way, the first and second
Before and after switching between the two operation modes, the second sun gear (42)
The rotation speed of a) is the rotation speed of the input shaft (21) engaged by the second clutch mechanism (45) (1800 rpm in FIG. 3).
m), before and after switching between the second and third operation modes, the first carrier (41d) and the second internal gear (42).
The rotation speed of c) matches the rotation speed of the input shaft (21) engaged by the third clutch mechanism (46). In addition,
In the planetary velocity diagram, the horizontal axis shows the gear ratio of each element of the first and second planetary gear mechanisms (41, 42), and the vertical axis shows the rotational speed of each element. It is shown.
【００２７】（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（５１，５
２）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。(Configuration of HST) On the other hand, the HST (5)
Are a pair of hydraulic units (51, 5) having substantially the same configuration.
2) are connected to each other by a pair of communicating pipes (53a, 53b) to form a closed circuit (53), and the hydraulic unit (51) on the input side to which the rotational force from the engine (1) is input is fluidized. The hydraulic unit (52) on the output side that outputs the rotational force after shifting is called a pressure pump, and is called a hydraulic motor.
【００２８】上記液圧ポンプ（５１）は、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（５１
ａ）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
変更調整する可変斜板（５１ｂ）とを備えた可変斜板式
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って
いる。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、１
７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変更調整機構（５５）
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。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）の内の何れか一側（高圧
側）（５３ａ又は５３ｂ）を流通して液圧モータ（５
２）に供給されるようになっている。The hydraulic pump (51) includes a cylinder block that rotates integrally with a pump shaft (51a) via a spline, and a pump shaft (51) inside the cylinder block.
A variable swash plate type piston including a plurality of reciprocating pistons housed in a row at circumferential positions around a) and a variable swash plate (51b) for changing and adjusting the reciprocating stroke of these pistons. A pump, wherein a gear (54) connected to the pump shaft (51a) is meshed with a gear (49) of the input shaft (21), whereby the pump shaft (51a) rotates from the engine (1). Power is to be input. The variable swash plate (51b) has a maximum swash plate angle (for example, 1) across a neutral position where the swash plate angle is zero.
Swash plate angle adjusting mechanism (55) configured to be tiltable between the maximum tilt positions on both the forward rotation side and the reverse rotation side at which the rotation angle is 7 °), and which is operated in response to an operation signal from the controller (3).
And the swash plate angle is adjusted to increase or decrease. When the pump shaft (51a) is rotationally driven by an input from the engine (1), the pistons are 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. The hydraulic motor (5) flows through any one side (high pressure side) (53a or 53b) of the pipes (53a, 53b).
2).
【００２９】上記液圧モータ（５２）は、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（５２
ａ）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）から吐出されて高圧側の連
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。また、上記液圧ポンプ（５１）から
供給された作動油は一対の連通管（５３ａ，５３ｂ）の
内の低圧側（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、この作動油の循還する向きが、上記液圧
ポンプ（５１）の可変斜板（５１ｂ）の傾動方向の正逆
切換に応じて正逆反対向きに切換えられることにより、
上記液圧モータ（５２）の回転方向が正逆両方向に切換
えられ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（５２
ａ）は入力回転と同一の向きに回転（正回転）する一
方、反対に上記液圧ポンプ（５１）の可変斜板（５１
ｂ）が逆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）は入力回転と逆向きに回
転（逆回転）するようになり、その回転数は上記液圧ポ
ンプ（５１）の斜板角度及びエンジン（１）回転数に応
じて増減変更されるようになる。The hydraulic motor (52) includes a cylinder block that rotates integrally with a motor shaft (52a) via a spline, and a motor shaft (52) inside the cylinder block.
a) a plurality of reciprocating pistons housed in a row at circumferential positions centered on a); and a fixed swash plate fixed at a predetermined inclination angle so as to adjust the reciprocating stroke of these pistons. Swash plate type piston motor, wherein each of the pistons receives the hydraulic oil discharged from the hydraulic pump (51) and supplied through the high-pressure side communication pipe (53a or 53b), and drives the fixed swash plate. When pressed, the cylinder block 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). And, this motor shaft (52a)
Is connected to the first sun gear (41a).
(41f) coupled to a connection shaft (41e) integral with
And the motor shaft (52a)
Is transmitted to the first sun gear (41a). The hydraulic oil supplied from the hydraulic pump (51) flows through the low-pressure side (53b or 53a) of the pair of communication pipes (53a, 53b) and is returned to the hydraulic pump (51) to be closed. The working oil is circulated in the circuit (53), and the working oil circulates in the forward or reverse direction in accordance with the forward / reverse switching of the tilt direction of the variable swash plate (51b) of the hydraulic pump (51). By being switched in the opposite direction,
The rotation direction of the hydraulic motor (52) can be switched between forward and reverse directions. That is, when the variable swash plate (51b) of the hydraulic pump (51) is inclined in the forward direction, the motor shaft (52) of the hydraulic motor (52)
a) rotates in the same direction as the input rotation (forward rotation), and conversely, the variable swash plate (51) of the hydraulic pump (51).
When b) is inclined in the opposite direction, the motor shaft (52a) of the hydraulic motor (52) rotates in the direction opposite to the input rotation (reverse rotation), and the number of rotations is It is increased or decreased according to the swash plate angle of the pressure pump (51) and the rotation speed of the engine (1).
【００３０】（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 above MT (4)
The HST (5) is divided into three operation modes of first to third modes according to the gear ratio of the HMT (2) by the operation control of the controller (3), that is, from the start to the low gear ratio range ( The first mode of the low speed range, the second mode of the middle speed ratio range (medium speed range), and the third mode of the high speed ratio range (high speed range) are operated in three operation modes. Have been.
【００３１】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.
【００３２】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 connected, and the second and third clutch mechanisms (44) are connected.
When the clutch mechanisms (45, 46) are in the disengaged 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.
【００３３】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（４２）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（４
１ｃ）及び第２キャリア（４２ｄ）の回転が無段階に増
大されて上記出力軸（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 (42) and transmitted from the HST (5) via the first planetary gear mechanism (41). Rotated by combining with force. That is, in the shift range in the second mode, the variable swash plate (51b) of the hydraulic pump (51) of the HST (5) is set at the maximum inclination position at the swash plate angle of 17 degrees on the reverse rotation side {(-) side}. To the maximum inclination position of the swash plate angle of 17 degrees on the forward rotation side ｛(+) side （, the inclination is gradually increased in the (+) direction, and the swash plate angle increases in the (+) direction. The output rotation speed of the hydraulic motor (52) is steplessly changed in accordance with
The first internal gear (4) that combines the rotation from ST (5) and the rotation of the input shaft (21) transmitted from the intermediate shaft (43).
The rotation of 1c) and the second carrier (42d) is steplessly increased, and the output rotation speed of the output shaft (22) is steplessly increased toward the forward side.
【００３４】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）の斜板角度の漸増による
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 by gradually increasing 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.
【００３５】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.
【００３６】（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（１２）、ブレーキ操
作量センサ（１３）、入力回転数センサ（１４）、及
び、出力回転数センサ（１５）から入力される入力信号
に基づき、エンジン（１）の運転状態及びＨＭＴ（２）
の変速比を制御するように構成されている。すなわち、
上記コントローラ（３）は、車両の通常走行時は、エン
ジン（１）をその運転効率が最高になる比較的低回転数
の最高効率回転数（Ｎe1；図５参照）で定速運転させ、
同時に、ＭＴ（４）の第１〜第３のクラッチ機構（４
４，４５，４６）の接続状態を切換えるとともに、ＨＳ
Ｔ（５）の液圧ポンプ（５１）の斜板角度の変更制御を
行うことにより、上記ＨＭＴ（２）の変速比を無段階に
変更させるように構成され、これにより、車両の走行制
御を行うようになっている。(Structure of Controller) The controller (3) receives an input from an accelerator operation amount sensor (12), a brake operation amount sensor (13), an input rotation speed sensor (14), and an output rotation speed sensor (15). Operating state of the engine (1) and HMT (2) based on the input signal
It is configured to control the speed ratio of the vehicle. That is,
The controller (3) causes the engine (1) to operate at a constant speed at a relatively low rotational speed and the highest efficiency rotational speed (Ne1; see FIG. 5) during normal running of the vehicle, at which the operating efficiency is the highest.
At the same time, the first to third clutch mechanisms (4
4, 45, 46) and the HS
By controlling the change of the swash plate angle of the hydraulic pump (51) at T (5), the speed ratio of the HMT (2) is changed steplessly, thereby controlling the traveling of the vehicle. It is supposed to do.
【００３７】また、上記コントローラ（３）は、運転者
のブレーキ操作が検出されたときには、そのブレーキ操
作に応じてＨＭＴ（２）の変速比を変更させることによ
り、運転者の減速要求度合に応じてエンジンブレーキが
有効利用されるようにする減速時制御を行うようになっ
ている。具体的には、上記コントローラ（３）は、運転
者の減速要求度合を判定演算する減速要求判定手段とし
ての減速要求演算部（３１）と、この減速要求演算部
（３１）により演算された運転者の減速要求度合に対し
エンジン許容回転数以下の範囲で最適なエンジンブレー
キ効果が得られるような目標エンジン回転数を演算する
エンジン回転数演算部（３２）と、上記エンジン（１）
の回転数が上記目標エンジン回転数になるような目標変
速比を演算する変速比演算部（３３）とを備えている。
なお、上記エンジン回転数演算部（３２）と変速比演算
部（３３）とにより減速時制御手段（３４）が構成され
ている。When the brake operation of the driver is detected, the controller (3) changes the gear ratio of the HMT (2) in accordance with the brake operation, so that the controller (3) responds to the degree of the driver's deceleration request. Thus, deceleration control is performed so that the engine brake is effectively used. Specifically, the controller (3) includes a deceleration request calculation unit (31) as deceleration request determination means for determining and calculating a degree of driver's deceleration request, and a driving calculated by the deceleration request calculation unit (31). An engine speed calculating section (32) for calculating a target engine speed such that an optimum engine braking effect is obtained within a range of the engine allowable speed or less with respect to the degree of deceleration demand of the engine, and the engine (1)
And a speed ratio calculating section (33) for calculating a target speed ratio such that the number of revolutions becomes the target engine speed.
The deceleration control means (34) is composed of the engine speed calculation section (32) and the gear ratio calculation section (33).
【００３８】上記減速要求演算部（３１）は、アクセル
操作量センサ（１２）及びブレーキ操作量センサ（１
３）から入力される入力信号に基づいて運転者の減速要
求度合を判定演算し、この演算結果をエンジン回転数演
算部（３２）に対し出力するように構成されている。す
なわち、上記減速要求演算部（３１）は、例えば、運転
者が車両を急減速させようとして、アクセルペダル（１
２ａ）を放してブレーキペダル（１３ａ）のみを思いき
り踏み操作している急減速時には、アクセル操作量セン
サ（１２）により検出される検出アクセル操作量が零に
なり、かつ、ブレーキ操作量センサ（１３）により検出
される検出ブレーキ操作量が極めて大きくなることか
ら、運転者の減速要求度合が大きいと判定する。The deceleration request calculator (31) includes an accelerator operation amount sensor (12) and a brake operation amount sensor (1).
The deceleration request degree of the driver is determined and calculated based on the input signal input from 3), and the calculation result is output to the engine speed calculation unit (32). That is, the deceleration request calculation unit (31) is configured, for example, to operate the accelerator pedal (1
2a), when the brake pedal (13a) is depressed and only the brake pedal (13a) is fully depressed, the accelerator operation amount detected by the accelerator operation amount sensor (12) becomes zero and the brake operation amount sensor (13 ), The detected brake operation amount becomes extremely large, so that it is determined that the degree of the driver's deceleration request is large.
【００３９】上記エンジン回転数演算部（３２）は、減
速要求演算部（３１）から減速要求度合の判定演算結果
の入力を受けるとともに、排気ブレーキ作動スイッチか
らオンオフ切換信号の入力を受け、これらの入力信号に
基づいて目標エンジン回転数を演算するようになってい
る。すなわち、上記エンジン回転数演算部（３２）は、
図５に示すように、エンジン回転数とエンジンブレーキ
による制動トルク量との関係を種々試験した結果として
予め設定された２つのトルク特性マップ（Ａ，Ｂ）を備
えており、排気ブレーキ装置の作動状態に応じて上記２
つのトルク特性マップ（Ａ，Ｂ）の内の何れか一方を採
用し、この採用したトルク特性マップ（Ａ又はＢ）に従
い、運転者の減速要求度合に対応する目標エンジン回転
数を演算するようになっている。The engine speed calculation section (32) receives the input of the calculation result of the degree of request for deceleration from the deceleration request calculation section (31) and receives the input of an on / off switching signal from the exhaust brake operation switch. The target engine speed is calculated based on the input signal. That is, the engine speed calculation unit (32)
As shown in FIG. 5, two preset torque characteristic maps (A, B) are provided as a result of various tests on the relationship between the engine speed and the braking torque by the engine brake. 2 above depending on the state
One of the two torque characteristic maps (A, B) is adopted, and the target engine speed corresponding to the degree of the driver's deceleration request is calculated according to the adopted torque characteristic map (A or B). Has become.
【００４０】例えば、上記排気ブレーキスイッチがオン
状態にある場合について具体的に説明すると、制動時の
目標エンジン回転数は、排気ブレーキ装置の作動による
制動トルクの出力特性を表すトルク特性マップ（排ブレ
マップ；Ａ）に従って演算されるようになっている。す
なわち、運転者のブレーキ操作量が零の通常走行時には
エンジン（１）がその運転効率が最高になる最高効率回
転数（Ｎe1）で運転される一方、運転者がブレーキ踏み
操作を行って減速時制御が行われるときには、エンジン
回転数演算部（３１）により、上記最高効率回転数（Ｎ
e1）と制動トルク量が最大になる最大トルク回転数（Ｎ
e2）との間で、運転者の減速要求度合に対応する目標エ
ンジン回転数が演算されるようになっており、特に、運
転者の減速要求度合が大きいと判定された場合には上記
最大トルク回転数（Ｎe2）が目標エンジン回転数として
演算されるようになっている。同様に、上記排気ブレー
キスイッチがオフ状態にある場合には、目標エンジン回
転数は、排気ブレーキ装置が作動しない通常時の制動ト
ルク特性マップ（通常マップ；Ｂ）に従って演算され
る。For example, the case where the exhaust brake switch is in the ON state will be specifically described. The target engine speed at the time of braking is determined by a torque characteristic map (exhaust fluctuation) representing the output characteristic of the braking torque due to the operation of the exhaust brake device. A is calculated according to the map; A). That is, during normal driving with the driver's brake operation amount being zero, the engine (1) is operated at the maximum efficiency rotation speed (Ne1) at which the driving efficiency is maximized, while the driver performs the brake depressing operation to decelerate. When the control is performed, the engine speed calculation unit (31) performs the above-described maximum efficiency speed (N
e1) and the maximum torque rotation speed (N
The target engine speed corresponding to the driver's degree of deceleration request is calculated between e2) and the maximum torque when the driver's degree of deceleration request is determined to be large. The rotation speed (Ne2) is calculated as a target engine rotation speed. Similarly, when the exhaust brake switch is in the off state, the target engine speed is calculated according to a normal braking torque characteristic map (normal map; B) in which the exhaust brake device does not operate.
【００４１】上記変速比演算部（３３）は、上記エンジ
ン回転数演算部（３２）による演算結果の入力を受ける
とともに、出力回転数センサ（１５）による検出出力回
転数の入力を受け、この検出出力回転数に対しエンジン
（１）の回転数が上記目標エンジン回転数になるような
ＨＭＴ（２）の変速比を、目標変速比として演算するよ
うになっている。そして、コントローラ（３）によりＨ
ＭＴ（２）の第１〜第３クラッチ機構（４４，４５，４
６）の作動制御及び液圧ポンプ（５１）の斜板角度制御
が行われて上記ＨＭＴ（２）の変速比が上記目標変速比
になるよう変更される。The speed ratio calculating section (33) receives the input of the calculation result by the engine speed calculating section (32) and receives the input of the detected output speed by the output speed sensor (15). The gear ratio of the HMT (2) is calculated as the target gear ratio such that the rotational speed of the engine (1) becomes the target engine rotational speed with respect to the output rotational speed. Then, H is applied by the controller (3).
MT (2) first to third clutch mechanisms (44, 45, 4)
The operation control of 6) and the swash plate angle control of the hydraulic pump (51) are performed to change the gear ratio of the HMT (2) to the target gear ratio.
【００４２】例えば、急減速時における車両の減速に伴
う出力回転数の減少と、ＨＭＴ（２）の変速比及びエン
ジン回転数の変化の様子は、図６に示すようになる。す
なわち、エンジン回転数は、同図に一点鎖線で示すよう
に、車両の通常走行時には最高効率回転数（Ｎe1）で一
定に保たれており、一方、同図の右端位置において運転
者のブレーキ操作が行われたとき、まず、ＨＭＴ（２）
の変速比が急速に小値側に変更されることにより上記最
高効率回転数（Ｎe1）から最大トルク回転数（Ｎe2）ま
で急増され、続いて、車両の減速に伴う出力回転数の低
下に対応して上記ＨＭＴ（２）の変速比が徐々に小値側
に変更される（同図に矢印で示す）ことにより、上記最
大トルク回転数（Ｎe2）に保たれるようになる。For example, FIG. 6 shows how the output rotational speed decreases as the vehicle decelerates during rapid deceleration, and how the speed ratio of the HMT (2) and the engine rotational speed change. In other words, the engine speed is kept constant at the maximum efficiency speed (Ne1) during normal running of the vehicle, as indicated by the one-dot chain line in FIG. Is performed, first, HMT (2)
The speed ratio of the vehicle is rapidly changed to the lower value side, so that the maximum efficiency rotation speed (Ne1) is rapidly increased from the maximum torque rotation speed (Ne2), and subsequently, the output rotation speed is reduced as the vehicle decelerates. Then, the gear ratio of the HMT (2) is gradually changed to a small value side (indicated by an arrow in the figure), whereby the maximum torque rotation speed (Ne2) is maintained.
【００４３】そして、上記実施形態に係る変速制御装置
を搭載した車両においては、減速時に、アクセル及びブ
レーキ操作量に基づいて判定された運転者の減速要求度
合に応じてエンジンブレーキを有効利用できるようにな
り、これにより、車両の減速時の走行安定性が向上す
る。すなわち、例えば、運転者がアクセルペダル（１２
ａ）を放してブレーキペダル（１３ａ）を思いきり踏み
操作したときには、この運転者のアクセル操作及びブレ
ーキ操作に基づいて減速要求演算部（３１）により、運
転者の減速要求度合が大きいと判定演算される。そし
て、エンジン回転数演算部（３２）により、トルク特性
マップ（Ａ又はＢ）に従って最大トルク回転数（Ｎe2）
が目標エンジン回転数として演算され、この最大トルク
回転数と現在の出力回転数とに基づき、エンジン回転数
が上記最大トルク回転数（Ｎe2）になるような目標変速
比が演算される。この際、排気ブレーキ装置が作動状態
にあるか否かによって異なるトルク特性マップ（Ａ，
Ｂ）が採用されるため、その排気ブレーキ装置の作動・
非作動にかかわらず、エンジン（１）の制動トルク量が
最大量になるようＨＭＴ（２）の変速比を制御すること
ができる。In the vehicle equipped with the shift control device according to the above-described embodiment, the engine brake can be effectively used at the time of deceleration according to the degree of the driver's deceleration request determined based on the accelerator and brake operation amounts. As a result, the running stability during deceleration of the vehicle is improved. That is, for example, when the driver operates the accelerator pedal (12
When a) is released and the brake pedal (13a) is fully depressed, the deceleration request calculation unit (31) determines that the degree of the driver's deceleration request is large based on the accelerator operation and the brake operation of the driver. You. Then, the engine speed calculation unit (32) calculates the maximum torque speed (Ne2) according to the torque characteristic map (A or B).
Is calculated as a target engine speed, and a target gear ratio is calculated based on the maximum torque speed and the current output speed so that the engine speed becomes the maximum torque speed (Ne2). At this time, the torque characteristic map (A, A) differs depending on whether or not the exhaust brake device is in the operating state.
B), the operation of the exhaust brake device
Regardless of the non-operation, the gear ratio of the HMT (2) can be controlled so that the braking torque amount of the engine (1) becomes the maximum amount.
【００４４】そして、上記エンジン回転数が最大トルク
回転数（Ｎe2）に保たれるよう、車速の低下に伴い徐々
に低下する出力回転数に対応してＨＭＴ（２）の変速比
が徐々に小値側に変更されることにより、エンジン
（１）の回転数が常に上記最大トルク回転数（Ｎe2）に
保たれるようになり、これにより、エンジンブレーキを
最大限に利用することができるようになる。この際、上
記ＨＭＴ（２）は、多段式変速機と異なり制動トルクが
断絶することなく変速比が変更されるようになっている
ため、変速時に車両の走行安定性が損なわれることがな
く、また、変速比が無段階に変更可能であるため、この
変速比をエンジンブレーキが最大限に利用可能な最適値
とすることができる。さらに、上記エンジン（１）のエ
ンジン回転数が上記制動時の最大トルク回転数（Ｎe2）
に保たれるようになっており、この制動時の最大トルク
回転数（Ｎe2）がエンジン（１）側から最大トルクを出
力する駆動時の最大トルク回転数に近いことから、その
エンジン（１）を減速後の再加速時に直ちに比較的大き
な駆動トルクを出力可能な状態に維持することができ、
これにより、車両の再加速時の加速応答性が向上する。Then, the speed ratio of the HMT (2) is gradually reduced in accordance with the output rotation speed that gradually decreases as the vehicle speed decreases, so that the engine rotation speed is maintained at the maximum torque rotation speed (Ne2). By changing to the value side, the rotation speed of the engine (1) is always maintained at the maximum torque rotation speed (Ne2), so that the engine brake can be used to the maximum. Become. At this time, unlike the multi-stage transmission, the HMT (2) changes the gear ratio without breaking the braking torque, so that the running stability of the vehicle during gear shifting is not impaired. Further, since the speed ratio can be changed in a stepless manner, this speed ratio can be set to an optimum value at which the engine brake can be used to the maximum. Further, the engine speed of the engine (1) is equal to the maximum torque speed at the time of the braking (Ne2).
Since the maximum torque rotation speed (Ne2) at the time of braking is close to the maximum torque rotation speed at the time of driving to output the maximum torque from the engine (1) side, the engine (1) Can be maintained in a state where a relatively large driving torque can be output immediately upon re-acceleration after deceleration.
Thereby, acceleration responsiveness at the time of re-acceleration of the vehicle is improved.
【００４５】＜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、
無段変速機としてＨＭＴ（２）を用いているが、これに
限らず、例えば、ベルト式無段変速機や摩擦車式（トロ
イダル）無段変速機等を用いてもよい。<Other Embodiments> The present invention is not limited to the above embodiments, but includes various other embodiments. That is, in the above embodiment,
Although the HMT (2) is used as the continuously variable transmission, the invention is not limited thereto, and for example, a belt type continuously variable transmission, a friction wheel type (toroidal) continuously variable transmission, or the like may be used.
【００４６】上記実施形態では、減速要求演算部（３
１）として、アクセル操作量及びブレーキ操作量に基づ
いて運転者の減速要求度合を判定する構成としている
が、これに限らず、例えば、アクセル操作量及びブレー
キ操作量の内の何れか一方のみに基づいて運転者の減速
要求度合を判定するようにしてもよい。In the above embodiment, the deceleration request calculation unit (3
As 1), the degree of the driver's deceleration request is determined based on the accelerator operation amount and the brake operation amount. However, the present invention is not limited to this. For example, only one of the accelerator operation amount and the brake operation amount is determined. The degree of the driver's deceleration request may be determined based on the driver.
【００４７】[0047]
【発明の効果】以上説明したように、請求項１記載の発
明における車両用変速機の変速制御装置によれば、減速
時に車両にエンジンブレーキを作用させるようにするこ
とができ、これにより、車両の減速時の走行安定性を向
上させることができる。As described above, according to the transmission control apparatus for a vehicle transmission according to the first aspect of the present invention, the engine brake can be applied to the vehicle at the time of deceleration. Running stability at the time of deceleration can be improved.
【００４８】請求項２記載の発明によれば、上記請求項
１記載の発明による効果に加えて、エンジンブレーキに
よる制動トルク量を運転者の減速要求度合に対応する最
適な制動トルク量とすることができ、これにより、車両
の減速時に運転者の減速要求度合に応じてエンジンブレ
ーキを有効利用することができる。According to the second aspect of the invention, in addition to the effect of the first aspect of the invention, the amount of braking torque by the engine brake is set to an optimum amount of braking torque corresponding to the degree of driver's deceleration request. Thus, when the vehicle is decelerated, the engine brake can be effectively used in accordance with the degree of the driver's deceleration request.
【００４９】請求項３記載の発明によれば、運転者の減
速要求度合を確実に判定することができる。According to the third aspect of the present invention, it is possible to reliably determine the degree of the driver's deceleration request.
【００５０】請求項４記載の発明によれば、エンジン
（１）のエンジンブレーキによる制動トルク特性に基づ
いて、エンジン回転数演算部（３２）により目標エンジ
ン回転数を演算することができ、この目標エンジン回転
数と無段変速機（２）の出力回転数とに基づき、上記エ
ンジン（１）のエンジン回転数を目標エンジン回転数に
させるような目標変速比を演算することができる。According to the fourth aspect of the present invention, the target engine speed can be calculated by the engine speed calculating section (32) based on the braking torque characteristic of the engine (1) by the engine brake. Based on the engine speed and the output speed of the continuously variable transmission (2), it is possible to calculate a target gear ratio that causes the engine speed of the engine (1) to become the target engine speed.
【００５１】請求項５記載の発明によれば、運転者の減
速要求度合が大きいと判定されたときエンジンブレーキ
を最大限に利用するようにすることができる上、車両の
再加速時の加速応答性が向上する。According to the fifth aspect of the present invention, when it is determined that the degree of the driver's deceleration request is large, the engine brake can be used to the maximum and the acceleration response at the time of re-acceleration of the vehicle can be achieved. The performance is improved.
【００５２】請求項６記載の発明によれば、上記請求項
２記載の発明における無段変速機の構成が具体的に特定
され、この無段変速機（２）の変速比を減速要求に応じ
た最適値になるよう無段階に変更することができる。According to the sixth aspect of the present invention, the configuration of the continuously variable transmission according to the second aspect of the present invention is specifically specified, and the speed ratio of the continuously variable transmission (2) is adjusted according to a deceleration request. It can be changed steplessly to the optimal value.
【図１】本発明の実施形態に係る変速制御装置を示す概
略構成図である。FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a shift control device according to an embodiment of the present invention.
【図２】無段変速機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 a continuously variable transmission.
【図３】無段変速機のＭＴにおける第１，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 first and second planetary gear mechanisms in the MT of the continuously variable transmission.
【図４】無段変速機における液圧ポンプの可変斜板の斜
板角度とＨＭＴ変速比との関係と、入力軸及び出力軸の
回転数とＨＭＴ変速比との関係を関連付けて示す説明図
である。FIG. 4 is an explanatory diagram showing a relationship between a swash plate angle of a variable swash plate of a hydraulic pump and an HMT speed ratio in a continuously variable transmission, and a relationship between rotation speeds of an input shaft and an output shaft and an HMT speed ratio. It is.
【図５】エンジン回転数とエンジンブレーキによる制動
トルク量との関係が設定されたトルク特性マップであ
る。FIG. 5 is a torque characteristic map in which a relationship between an engine speed and a braking torque by an engine brake is set.
【図６】急減速時の車速の低下に対する、出力回転数、
ＨＭＴ変速比及びエンジン回転数の変化の様子を示す説
明図である。FIG. 6 shows an output rotation speed with respect to a decrease in vehicle speed during sudden deceleration.
FIG. 5 is an explanatory diagram showing a state of changes in an HMT speed ratio and an engine speed.
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（静液圧式トランシュミッショ
ン） １１，１１ 駆動輪 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 減速要求演算部（減速要求判定手段） ３２ エンジン回転数演算部 ３３ 変速比演算部 ３４ 減速時制御手段 ４４，４５，４６ クラッチ機構 ５１ 液圧ポンプ ５２ 液圧モータ Ａ，Ｂ トルク特性マップ（制動トルク特性） Ｎe2 最大トルク回転数DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Engine 2 HMT (Continuously variable transmission) 4 MT (Mechanical transmission) 5 HST (Hydrostatic transmission) 11, 11 Drive wheels 15 Output speed sensor (Output speed detecting means) 21 HMT input shaft 22 HMT Output shaft 31 deceleration request calculator (deceleration request determination means) 32 engine speed calculator 33 speed ratio calculator 34 deceleration control means 44, 45, 46 clutch mechanism 51 hydraulic pump 52 hydraulic motor A, B torque characteristics Map (braking torque characteristics) Ne2 Maximum torque speed
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.6 識別記号 ＦＩ Ｆ１６Ｈ 59:54 ──────────────────────────────────────────────────続 き Continued on the front page (51) Int.Cl. 6 Identification code FI F16H 59:54
Claims (6)
を無段階に変速して駆動輪（１１，１１）側へ出力する
無段変速機（２）を対象にして、この無段変速機（２）
が所定の変速比で変速作動されるよう上記無段変速機
（２）の作動を制御する車両用変速機の変速制御装置に
おいて、 運転者の減速要求の有無を判定する減速要求判定手段
（３１）と、 上記減速要求判定手段（３１）により運転者に減速要求
があると判定されたとき、車両にエンジンブレーキが作
用するように上記無段変速機（２）の変速比を変更させ
る減速時制御手段（３４）とを備えていることを特徴と
する車両用変速機の変速制御装置。1. A continuously variable transmission (2) for continuously changing an input rotation input from an engine (1) and outputting the same to drive wheels (11, 11). (2)
In the transmission control device for a vehicle transmission for controlling the operation of the continuously variable transmission (2) such that the transmission is operated at a predetermined gear ratio, a deceleration request determining means (31) for determining whether or not the driver has requested deceleration. And when the deceleration request determining means (31) determines that there is a deceleration request to the driver, the speed change ratio of the continuously variable transmission (2) is changed so that the engine brake is applied to the vehicle. A shift control device for a vehicular transmission, comprising: a control unit (34).
判定するように構成されており、 減速時制御手段（３４）は、無段変速機（２）の変速比
を、エンジンブレーキによる制動トルク量が上記減速要
求判定手段（３１）により判定された運転者の減速要求
度合に対応する量になるよう、変更させるように構成さ
れていることを特徴とする車両用変速機の変速制御装
置。2. The deceleration request determining means (31) is configured to determine a degree of driver's deceleration request, and the deceleration control means (34) includes a stepless transmission (2). ) Is changed so that the amount of braking torque by the engine brake becomes an amount corresponding to the degree of driver's deceleration request determined by the deceleration request determination means (31). Transmission control device for a vehicle transmission.
作量及びブレーキ操作量の双方に基づいてその運転者の
減速要求度合を判定するように構成されていることを特
徴とする車両用変速機の変速制御装置。3. The deceleration request determining means (31) according to claim 2, wherein the degree of deceleration request of the driver is determined based on both the accelerator operation amount and the brake operation amount by the driver. A shift control device for a vehicular transmission, comprising:
出手段（１５）を備え、 減速時制御手段（３４）は、エンジンブレーキによる制
動トルク量のエンジン回転数に対する制動トルク特性
（Ａ，Ｂ）に基づき、上記エンジンブレーキによる制動
トルク量が運転者の減速要求度合に対応する量になる目
標エンジン回転数を演算するエンジン回転数演算部（３
２）と、上記出力回転数検出出手段（１５）により検出
された検出出力回転数と、上記エンジン回転数演算部
（３２）により演算された目標エンジン回転数とに基づ
き、上記エンジン（１）のエンジン回転数が上記目標エ
ンジン回転数になる目標変速比を演算する変速比演算部
（３３）とを備えていることを特徴とする車両用変速機
の変速制御装置。4. An output speed detecting means (15) for detecting an output speed of the continuously variable transmission (2), wherein the deceleration control means (34) is configured to control a braking torque by an engine brake. The engine speed calculation unit (3) calculates a target engine speed at which the braking torque by the engine brake becomes an amount corresponding to the degree of the driver's deceleration request based on the braking torque characteristics (A, B) with respect to the engine speed.
2) based on the detected output speed detected by the output speed detecting means (15) and the target engine speed calculated by the engine speed calculating section (32). And a speed ratio calculating unit (33) for calculating a target speed ratio at which the engine speed of the vehicle becomes the target engine speed.
（３１）により運転者の減速要求度合が大きいと判定さ
れたとき、エンジンブレーキよる制動トルク量が最大に
なるような最大トルク回転数（Ｎe2）を目標エンジン回
転数として演算するように構成されていることを特徴と
する車両用変速機の変速制御装置。5. The engine speed calculation unit according to claim 4, wherein the engine speed calculating unit determines that the amount of braking torque by the engine brake is maximum when the deceleration request determining unit determines that the degree of the driver's deceleration request is large. A shift control device for a vehicle transmission, wherein a maximum torque rotation speed (Ne2) is calculated as a target engine rotation speed.
力軸（２１）と、駆動輪（１１，１１）側に接続された
出力軸（２２）と、上記入力軸（２１）と出力軸（２
２）との間に介装され少なくとも一のクラッチ機構（４
４，４５，４６）を備えた機械式トランスミッション
（４）と、入力側の液圧ポンプ（５１）及び出力側の液
圧モータ（５２）の一方もしくは双方が斜板角度の増減
変更により容量可変に構成され、上記液圧ポンプ（５
１）が上記入力軸（２１）に接続され上記液圧モータ
（５２）が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）に接続された静液圧式トランスミ
ッション（５）とを備えており、 減速時制御手段（３４）は、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
制御を行うとともに、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を行うことに
より、上記無段変速機（２）の変速比を無段階に変更さ
せるように構成されていることを特徴とする車両用変速
機の変速制御装置。6. The continuously variable transmission (2) according to claim 2, wherein the input shaft (21) connected to the engine (1) side and the output shaft (21) connected to the drive wheels (11, 11) side. 22), the input shaft (21) and the output shaft (2
2) and at least one clutch mechanism (4
4, 45, 46) and one or both of the input side hydraulic pump (51) and the output side hydraulic motor (52) are variable in capacity by increasing or decreasing the swash plate angle. And the hydraulic pump (5
1) is connected to the input shaft (21), and the hydraulic motor (52) is provided with a hydrostatic transmission (5) connected to the output shaft (22) via the mechanical transmission (4). The deceleration control means (34) controls the operation of the clutch mechanism (44, 45, 46) of the mechanical transmission (4), and controls the hydraulic pump (51) or the hydraulic motor (52). A speed change control device for a vehicle transmission, wherein the speed change ratio of the continuously variable transmission (2) is changed steplessly by performing the change control of increasing or decreasing the swash plate angle.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP9122187A JPH10311412A (en) | 1997-05-13 | 1997-05-13 | Speed change control device for vehicular transmission |
Applications Claiming Priority (1)
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|---|---|---|---|
| JP9122187A JPH10311412A (en) | 1997-05-13 | 1997-05-13 | Speed change control device for vehicular transmission |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH10311412A true JPH10311412A (en) | 1998-11-24 |
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ID=14829733
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP9122187A Withdrawn JPH10311412A (en) | 1997-05-13 | 1997-05-13 | Speed change control device for vehicular transmission |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH10311412A (en) |
Cited By (7)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| FR2865256A1 (en) * | 2004-01-21 | 2005-07-22 | Komatsu Mfg Co Ltd | Bulldozer for performing e.g. earthwork, has instruction generation unit to generate different capacity adjustment instructions according to cases where engine speeds are limited by deceleration pedal and operating state determination unit |
| JP2011149496A (en) * | 2010-01-21 | 2011-08-04 | Kubota Corp | Vehicle speed control structure of work vehicle |
| JP4832441B2 (en) * | 2004-09-10 | 2011-12-07 | ルノー・エス・アー・エス | Method and related apparatus for creating a control setpoint for a transmission of an automotive power unit adapted to a brake operating condition |
| US8447479B2 (en) | 2010-01-21 | 2013-05-21 | Kubota Corporation | Speed change system for work vehicle |
| WO2015141547A1 (en) * | 2014-03-18 | 2015-09-24 | 本田技研工業株式会社 | Control device for stepless transmission |
| WO2015159750A1 (en) * | 2014-04-15 | 2015-10-22 | トヨタ自動車株式会社 | Vehicle control device |
| EP4080032A4 (en) * | 2019-12-20 | 2023-12-27 | Kawasaki Jukogyo Kabushiki Kaisha | Hydrostatic continuously variable transmission system |
-
1997
- 1997-05-13 JP JP9122187A patent/JPH10311412A/en not_active Withdrawn
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| JPWO2015141547A1 (en) * | 2014-03-18 | 2017-04-06 | 本田技研工業株式会社 | Control device for continuously variable transmission |
| CN106104095B (en) * | 2014-03-18 | 2017-11-14 | 本田技研工业株式会社 | The control device of buncher |
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| EP4080032A4 (en) * | 2019-12-20 | 2023-12-27 | Kawasaki Jukogyo Kabushiki Kaisha | Hydrostatic continuously variable transmission system |
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