JP2018105114A - 作業車両及びその制御方法 - Google Patents

Abstract

【課題】本発明の課題は、制動時においてエンジン回転速度の過剰な上昇を抑えながら大きな制動力を得ることができるハイブリッド型の作業車両及びその制御方法を提供することにある。【解決手段】ポンプブレーキトルク制御部は、油圧ポンプの負荷によって制動力を発生させるポンプブレーキ制御において、油圧ポンプの負荷に相当するポンプブレーキトルクを増大させる。ポンプブレーキトルク制御部は、作業車両で吸収すべきパワーである目標制動パワーを求める。ポンプブレーキトルク制御部は、エンジンに回生されるエンジン回生パワーを求める。ポンプブレーキトルク制御部は、エンジン回生パワーより目標制動パワーが大きいときは、目標制動パワーとエンジン回生パワーとの差に等しいパワー値を、油圧ポンプを制御して、可変的に消費させる。【選択図】図11

Description

本発明は、作業車両、特にハイブリッド型の作業車両、及びその制御方法に関する。

近年、エンジンからの駆動力とモータからの駆動力とによって走行するハイブリッド型の作業車両が提案されている。ハイブリッド型の作業車両の動力伝達装置として、例えば特許文献1では、HMT（油圧−機械式変速装置）、或いは、EMT（電気−機械式変速装置）が開示されている。

HMTは、遊星歯車機構と、遊星歯車機構の回転要素に接続される第1ポンプ／モータと第2ポンプ／モータとを有している。第1ポンプ／モータと第2ポンプ／モータとは、作業車両の走行状況に応じて、油圧モータ及び油圧ポンプのいずれかとして機能する。HMTは、これらのポンプ／モータの回転速度を変化させることによって、出力軸の回転速度を無段に変化させることができるように構成されている。

EMTでは、HMTにおける油圧モータの代わりに、電動モータが用いられる。すなわち、EMTは、第1ジェネレータ／モータと第2ジェネレータ／モータとを有する。第1ジェネレータ／モータと第2ジェネレータ／モータとは、作業車両の走行状況に応じて、電動モータ及び発電機のいずれかとして機能する。HMTと同様に、EMTは、これらのジェネレータ／モータの回転速度を変化させることによって、出力軸の回転速度を無段に変化させることができるように構成されている。

上記のようなハイブリッド型の動力伝達装置は、トルクコンバータと多段式の変速装置とを有する従来の動力伝達装置（以下、「トルクコンバータ式の変速装置」と呼ぶ）と比較して、動力伝達装置の内部ロスが少ない。従って、ハイブリッド型の動力伝達装置は、エンジンからの駆動力を走行装置に伝達して牽引力を得る点において効率に優れており、燃費が良いという利点がある。

特開2006−329244号公報

トルクコンバータ式の変速装置を備える従来の作業車両では、エンジンブレーキによる制動力を得ることができる。この場合、制動によって吸収されるパワー（以下、「制動パワー」と呼ぶ）の一部は、トルクコンバータにおいて熱として捨てられ、残りがエンジンにおいて吸収される。

これに対して、ハイブリッド型の動力伝達装置は、上述したように効率がよいため、制動パワーのうち熱として捨てられる量が少ない。このため、制動パワーの大部分がエンジンに戻ってしまう。この場合、エンジンにおいて全ての制動パワーを吸収しようとすると、エンジン回転速度が過剰に上昇する可能性がある。

また、エンジンによって吸収される制動パワーを制限すれば、エンジン回転速度の過剰な上昇を抑制することができるが、その場合、エンジンブレーキにより得られる制動力が小さくなるという問題がある。

なお、キャパシタなどの蓄電装置を備えるハイブリッド型の作業車両では、制動パワーによってジェネレータ／モータを発電させることで、制動パワーの一部を電気エネルギーとして蓄えることが可能である。しかし、蓄電装置が満充電状態となると、制動パワーの一部を電気エネルギーとして蓄えることができなくなるため、この場合もエンジンブレーキにより得られる制動力が小さくなってしまう。

本発明の課題は、制動時においてエンジン回転速度の過剰な上昇を抑えながら大きな制動力を得ることができるハイブリッド型の作業車両及びその制御方法を提供することにある。

本発明の第１の態様は、作業車両であって、エンジンと、油圧ポンプと、走行装置と、動力伝達装置と、動力取り出し装置と、制御部とを備える。油圧ポンプは、エンジンによって駆動される。走行装置は、エンジンによって駆動される。動力伝達装置は、エンジンからの駆動力を走行装置に伝達する。動力取り出し装置は、エンジンからの駆動力を油圧ポンプと動力伝達装置とに分配する。制御部は、油圧ポンプと動力伝達装置とを制御する。

動力伝達装置は、入力軸と、出力軸と、歯車機構と、モータとを有する。歯車機構は、遊星歯車機構を有し、入力軸の回転を出力軸に伝達する。モータは、遊星歯車機構の回転要素に接続される。動力伝達装置は、モータの回転速度を変化させることによって、入力軸に対する出力軸の回転速度比を変化させるように構成されている。

制御部は、ポンプブレーキトルク制御部を有する。ポンプブレーキトルク制御部は、油圧ポンプの負荷によって制動力を発生させるポンプブレーキ制御において、油圧ポンプの負荷に相当するポンプブレーキトルクを増大させる。ポンプブレーキトルク制御部は、作業車両で吸収すべきパワーである目標制動パワーを求める。ポンプブレーキトルク制御部は、エンジンに回生されるエンジン回生パワーを求める。ポンプブレーキトルク制御部は、エンジン回生パワーより目標制動パワーが大きいときは、目標制動パワーとエンジン回生パワーとの差に等しいパワー値を、油圧ポンプを制御して、可変的に消費させる。

本発明の第２の態様は、作業車両の制御方法であって、作業車両は、エンジンと、油圧ポンプと。走行装置と、動力伝達装置と、動力取り出し装置とを備える。油圧ポンプは、エンジンによって駆動される。走行装置は、エンジンによって駆動される。動力伝達装置は、エンジンからの駆動力を走行装置に伝達する。動力取り出し装置は、エンジンからの駆動力を油圧ポンプと動力伝達装置とに分配する。

動力伝達装置は、入力軸と、出力軸と、歯車機構と、モータとを有する。歯車機構は、遊星歯車機構を有し、入力軸の回転を出力軸に伝達する。モータは、遊星歯車機構の回転要素に接続される。動力伝達装置は、モータの回転速度を変化させることによって、入力軸に対する出力軸の回転速度比を変化させるように構成されている。本態様に係る作業車両の制御方法は、以下のステップを備える。

第１のステップでは、作業車両で吸収すべきパワーである目標制動パワーを求める。第２のステップでは、エンジンに回生されるエンジン回生パワーを求める。第３のステップでは、エンジン回生パワーより目標制動パワーが大きいときは、作業車両の油圧ポンプを制御して、目標制動パワーと作業車両で消費される最大パワーとの差に等しいパワー値を可変的に消費させる。
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本発明の第３の態様は、作業車両の制御方法であって、作業車両は、エンジンと、油圧ポンプと。走行装置と、動力伝達装置と、動力取り出し装置とを備える。油圧ポンプは、エンジンによって駆動される。走行装置は、エンジンによって駆動される。動力伝達装置は、エンジンからの駆動力を走行装置に伝達する。動力取り出し装置は、エンジンからの駆動力を油圧ポンプと動力伝達装置とに分配する。

動力伝達装置は、入力軸と、出力軸と、歯車機構と、モータとを有する。歯車機構は、遊星歯車機構を有し、入力軸の回転を出力軸に伝達する。モータは、遊星歯車機構の回転要素に接続される。動力伝達装置は、モータの回転速度を変化させることによって、入力軸に対する出力軸の回転速度比を変化させるように構成されている。本態様に係る作業車両の制御方法は、以下のステップを備える。

第１のステップでは、作業車両の消費パワーを求める。第２のステップでは、作業車両の消費パワーより作業車両で消費されるべきパワーが大きいときは、油圧ポンプを制御して、作業車両の消費パワーを超過する消費パワーを可変的に消費する。

本発明の一態様に係る作業車両及びその制御方法では、制動時においてエンジン回転速度の過剰な上昇を抑えながら大きな制動力を得ることができる。

実施形態に係る作業車両の側面図である。 作業車両の構成を示す模式図である。 動力伝達装置の構成を示す模式図である。 車速に対する第１モータ及び第２モータの回転速度の変化を示す図である。 モータへの指令トルクの決定処理を示す制御ブロック図である。 要求牽引力特性の一例を示すグラフである。 制動時に吸収される制動パワーの流れを示す模式図である。 制動時に制御部によって実行される処理を示す制御ブロック図である。 作業機ポンプに接続された油圧回路を示す模式図である。 ポンプブレーキ制御の実行の判定処理を示すフローチャートである。 ポンプブレーキトルクの決定処理を示す制御ブロック図である。 車速制限ブレーキトルク情報の一例を示すグラフである。 ポンプブレーキ制御弁への指令値の決定処理を示す制御ブロック図である。 第1変形例に係る作業車両が備える油圧回路の一部を示す模式図である。 第2変形例に係る作業車両の構成を示す模式図である。

以下、図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。図1は、本発明の実施形態に係る作業車両1の側面図である。図1に示すように、作業車両1は、車体フレーム2と、作業機3と、走行輪4，5と、運転室6とを備えている。作業車両1は、ホイールローダであり、走行輪4，5が回転駆動されることにより走行する。作業車両1は、作業機3を用いて掘削等の作業を行うことができる。

車体フレーム2には、作業機3および走行輪4,5が取り付けられている。作業機3は、後述する作業機ポンプ23（図2参照）からの作動油によって駆動される。作業機3は、ブーム11とバケット12とを有する。ブーム11は、車体フレーム2に装着されている。作業機3は、リフトシリンダ13とバケットシリンダ14とを有している。リフトシリンダ13とバケットシリンダ14とは、油圧シリンダである。リフトシリンダ13の一端は車体フレーム2に取り付けられている。リフトシリンダ13の他端はブーム11に取り付けられている。リフトシリンダ13が作業機ポンプ23からの作動油によって伸縮することによって、ブーム11が上下に回動する。バケット12は、ブーム11の先端に取り付けられている。バケットシリンダ14の一端は車体フレーム2に取り付けられている。バケットシリンダ14の他端はベルクランク15を介してバケット12に取り付けられている。バケットシリンダ14が、作業機ポンプ23からの作動油によって伸縮することによって、バケット12が上下に回動する。

車体フレーム2には、運転室6が取り付けられている。運転室6は、車体フレーム2上に載置されている。運転室6内には、オペレータが着座するシートや、後述する操作装置などが配置されている。車体フレーム2は、前フレーム16と後フレーム17とを有する。前フレーム16と後フレーム17とは互いに左右方向に回動可能に取り付けられている。

作業車両1は、ステアリングシリンダ18を有している。ステアリングシリンダ18は、前フレーム16と後フレーム17とに取り付けられている。ステアリングシリンダ18は、油圧シリンダである。ステアリングシリンダ18が、後述するステアリングポンプ30からの作動油によって伸縮することによって、作業車両1の進行方向が左右に変更される。

図2は、作業車両1の構成を示す模式図である。図2に示すように、作業車両1は、エンジン21、動力取り出し装置22（以下、「PTO22」と呼ぶ）、動力伝達装置24、走行装置25、操作装置26、制御部27などを備えている。

エンジン21は、例えばディーゼルエンジンである。エンジン21の出力は、エンジン21のシリンダ内に噴射する燃料量を調整することにより制御される。燃料量の調整は、エンジン21に取り付けられた燃料噴射装置28を制御部27が制御することで行われる。作業車両1は、エンジン回転速度検出部31を備えている。エンジン回転速度検出部31は、エンジン回転速度を検出し、エンジン回転速度を示す検出信号を制御部27へ送る。

作業車両1は、作業機ポンプ23と、ステアリングポンプ30と、トランスミッションポンプ29とを有する。作業機ポンプ23と、ステアリングポンプ30と、トランスミッションポンプ29とは、油圧ポンプである。PTO22（Power Take Off）は、これらの油圧ポンプ23，30，29に、エンジン21からの駆動力の一部を伝達する。すなわち、PTO22は、これらの油圧ポンプ23，30，29と、動力伝達装置24とにエンジン21からの駆動力を分配する。

作業機ポンプ23は、エンジン21からの駆動力によって駆動される。作業機ポンプ23から吐出された作動油は、作業機制御弁41を介して、上述したリフトシリンダ13とバケットシリンダ14とに供給される。作業車両1は、作業機ポンプ圧検出部32を備えている。作業機ポンプ圧検出部32は、作業機ポンプ23からの作動油の吐出圧（以下、「作業機ポンプ圧」と呼ぶ）を検出し、作業機ポンプ圧を示す検出信号を制御部27へ送る。

作業機ポンプ23は、可変容量型の油圧ポンプである。作業機ポンプ23の斜板或いは斜軸の傾転角が変更されることにより、作業機ポンプ23の吐出容量が変更される。作業機ポンプ23には、第1容量制御装置42が接続されている。第1容量制御装置42は、制御部27によって制御され、作業機ポンプ23の傾転角を変更する。これにより、作業機ポンプ23の吐出容量が制御部27によって制御される。作業車両1は、第1傾転角検出部33を備えている。第1傾転角検出部33は、作業機ポンプ23の傾転角を検出し、傾転角を示す検出信号を制御部27へ送る。

ステアリングポンプ30は、エンジン21からの駆動力によって駆動される。ステアリングポンプ30から吐出された作動油は、ステアリング制御弁43を介して、上述したステアリングシリンダ18に供給される。作業車両1は、ステアリングポンプ圧検出部34を備えている。ステアリングポンプ圧検出部34は、ステアリングポンプ30からの作動油の吐出圧（以下、「ステアリングポンプ圧」と呼ぶ）を検出し、ステアリングポンプ圧を示す検出信号を制御部27へ送る。

ステアリングポンプ30は、可変容量型の油圧ポンプである。ステアリングポンプ30の斜板或いは斜軸の傾転角が変更されることにより、ステアリングポンプ30の吐出容量が変更される。ステアリングポンプ30には、第2容量制御装置44が接続されている。第2容量制御装置44は、制御部27によって制御され、ステアリングポンプ30の傾転角を変更する。これにより、ステアリングポンプ30の吐出容量が制御部27によって制御される。作業車両1は、第2傾転角検出部35を備えている。第2傾転角検出部35は、ステアリングポンプ30の傾転角を検出し、傾転角を示す検出信号を制御部27へ送る。

トランスミッションポンプ29は、エンジン21からの駆動力によって駆動される。トランスミッションポンプ29は、固定容量型の油圧ポンプである。トランスミッションポンプ29から吐出された作動油は、後述するクラッチ制御弁VF，VR，VL，VHを介して動力伝達装置24のクラッチCF，CR，CL，CHに供給される。

PTO22は、エンジン21からの駆動力の一部を動力伝達装置24に伝達する。動力伝達装置24は、エンジン21からの駆動力を走行装置25に伝達する。動力伝達装置24は、エンジン21からの駆動力を変速して出力する。動力伝達装置24の構成については後に詳細に説明する。

走行装置25は、アクスル45と、走行輪4,5とを有する。アクスル45は、動力伝達装置24からの駆動力を走行輪4，5に伝達する。これにより、走行輪4，5が回転する。作業車両1は、車速検出部37を備えている。車速検出部37は、動力伝達装置24の出力軸63の回転速度（以下、「出力回転速度」と呼ぶ）を検出する。出力回転速度は車速に対応しているため、車速検出部37は、出力回転速度を検出することで車速を検出する。また、車速検出部37は、出力軸63の回転方向を検出する。出力軸63の回転方向は、作業車両1の進行方向に対応しているため、車速検出部37は、出力軸63の回転方向を検出することで作業車両1の進行方向を検出する進行方向検出部として機能する。車速検出部37は、出力回転速度及び回転方向を示す検出信号を制御部27に送る。

操作装置26は、オペレータによって操作される。操作装置26は、アクセル操作装置51と、作業機操作装置52と、変速操作装置53と、前後進操作装置54（以下、「FR操作装置54」）と、ステアリング操作装置57と、ブレーキ操作装置58と、を有する。

アクセル操作装置51は、アクセル操作部材51aと、アクセル操作検出部51bとを有する。アクセル操作部材51aは、エンジン21の目標回転速度を設定するために操作される。アクセル操作検出部51bは、アクセル操作部材51aの操作量（以下、「アクセル操作量」と呼ぶ）を検出する。アクセル操作検出部51bは、アクセル操作量を示す検出信号を制御部27へ送る。

作業機操作装置52は、作業機操作部材52aと作業機操作検出部52bとを有する。作業機操作部材52aは、作業機3を動作させるために操作される。作業機操作検出部52bは、作業機操作部材52aの位置を検出する。作業機操作検出部52bは、作業機操作部材52aの位置を示す検出信号を制御部27に出力する。作業機操作検出部52bは、作業機操作部材52aの位置を検出することで、作業機操作部材52aの操作量を検出する。

変速操作装置53は、変速操作部材53aと変速操作検出部53bとを有する。オペレータは、変速操作部材53aを操作することにより、動力伝達装置24の速度範囲を選択することができる。変速操作検出部53bは、変速操作部材53aの位置を検出する。変速操作部材53aの位置は、例えば1速及び2速など複数の速度範囲に対応している。変速操作検出部53bは、変速操作部材53aの位置を示す検出信号を制御部27に出力する。

FR操作装置54は、前後進操作部材54a（以下、「FR操作部材54a」）と、前後進位置検出部54b（以下、「FR位置検出部54b」）とを有する。オペレータは、FR操作部材54aを操作することにより、作業車両1の前進と後進とを切り換えることができる。FR操作部材54aは、前進位置(F)と中立位置(N)と後進位置(R)とに選択的に切り換えられる。FR位置検出部54bは、FR操作部材54aの位置を検出する。FR位置検出部54bは、FR操作部材54aの位置を示す検出信号を制御部27に出力する。

ステアリング操作装置57は、ステアリング操作部材57aを有する。ステアリング操作装置57は、ステアリング操作部材57aの操作に基づきパイロット油圧をステアリング制御弁43に供給することにより、ステアリング制御弁43を駆動する。なお、ステアリング操作部材57はステアリング操作部材57aの操作を電気信号に変換してステアリング制御弁43を駆動してもよい。オペレータは、ステアリング操作部材57aを操作することにより、作業車両1の進行方向を左右に変更することができる。

ブレーキ操作装置58は、ブレーキ操作部材58aとブレーキ操作検出部58bとを有する。オペレータは、ブレーキ操作部材58aを操作することにより、作業車両1の制動力を操作することができる。ブレーキ操作検出部58bは、ブレーキ操作部材58aの操作量（以下、「ブレーキ操作量」と呼ぶ）を検出する。ブレーキ操作検出部58bは、ブレーキ操作量を示す検出信号を制御部27に出力する。なお、ブレーキ操作量として、ブレーキオイルの圧力が用いられてもよい。

制御部27は、CPUなどの演算装置と、RAM及びROMなどのメモリとを有しており、作業車両1を制御するための各種の処理を行う。また、制御部は、記憶部56を有する。記憶部56は、作業車両1を制御するための各種のプログラム及びデータを記憶している。

制御部27は、アクセル操作量に応じたエンジン21の目標回転速度が得られるように、指令スロットル値を示す指令信号を燃料噴射装置28に送る。制御部27によるエンジン21の制御については後に詳細に説明する。

制御部27は、作業機操作検出部52bからの検出信号に基づいて作業機制御弁41を制御することにより、油圧シリンダ13，14に供給される油圧を制御する。これにより、油圧シリンダ13，14が伸縮して、作業機3が動作する。

また、制御部27は、各検出部からの検出信号に基づいて、動力伝達装置24を制御する。制御部27による動力伝達装置24の制御については後に詳細に説明する。

次に、動力伝達装置24の構成について詳細に説明する。図3は、動力伝達装置24の構成を示す模式図である。図3に示すように、動力伝達装置24は、入力軸61と、歯車機構62と、出力軸63と、第1モータMG1と、第2モータMG2と、キャパシタ64と、を備えている。入力軸61は、上述したPTO22に接続されている。入力軸61には、PTO22を介してエンジン21からの回転が入力される。歯車機構62は、入力軸61の回転を出力軸63に伝達する。出力軸63は、上述した走行装置25に接続されており、歯車機構62からの回転を上述した走行装置25に伝達する。

歯車機構62は、エンジン21からの駆動力を伝達する機構である。歯車機構は、モータMG1, MG2の回転速度の変化に応じて、入力軸61に対する出力軸63の回転速度比を変化させるように構成されている。歯車機構62は、FR切換機構65と、変速機構66と、を有する。

FR切換機構65は、前進用クラッチCF（以下、「FクラッチCF」と呼ぶ）と、後進用クラッチCR（以下、「RクラッチCR」と呼ぶ）と、図示しない各種のギアとを有している。FクラッチCFとRクラッチCRとは、油圧式クラッチであり、各クラッチCF，CRには、トランスミッションポンプ29からの作動油が供給される。FクラッチCFへの作動油は、Fクラッチ制御弁VFによって制御される。RクラッチCRへの作動油は、Rクラッチ制御弁VRによって制御される。各クラッチ制御弁CF，CRは、制御部27からの指令信号によって制御される。

FクラッチCFの接続／切断とRクラッチCRの接続／切断とが切り換えられることによって、FR切換機構65から出力される回転の方向が切り換えられる。詳細には、車両の前進時には、FクラッチCFが接続され、RクラッチCRが切断される。車両の後進時には、FクラッチCFが切断され、RクラッチCRが接続される。

変速機構66は、伝達軸67と、第1遊星歯車機構68と、第2遊星歯車機構69と、Hi／Lo切替機構70と、出力ギア71と、を有している。伝達軸67は、FR切換機構65に連結されている。第1遊星歯車機構68及び第2遊星歯車機構69は、伝達軸67と同軸上に配置されている。

第1遊星歯車機構68は、第1サンギアS1と、複数の第1遊星ギアP1と、複数の第1遊星ギアP1を支持する第1キャリアC1と、第1リングギアR1とを有している。第1サンギアS1は、伝達軸67に連結されている。複数の第1遊星ギアP1は、第1サンギアS1と噛み合い、第1キャリアC1に回転可能に支持されている。第1キャリアC1の外周部には、第1キャリアギアGc1が設けられている。第1リングギアR1は、複数の遊星ギアP1に噛み合うとともに回転可能である。また、第1リングギアR1の外周には、第1リング外周ギアGr1が設けられている。

第2遊星歯車機構69は、第2サンギアS2と、複数の第2遊星ギアP2と、複数の第2遊星ギアP2を支持する第2キャリアC2と、第2リングギアR2とを有している。第2サンギアS2は第1キャリアC1に連結されている。複数の第2遊星ギアP2は、第2サンギアS2と噛み合い、第2キャリアC2に回転可能に支持されている。第2リングギアR2は、複数の遊星ギアP2に噛み合うとともに回転可能である。第2リングギアR2の外周には、第2リング外周ギアGr2が設けられている。第2リング外周ギアGr2は出力ギア71に噛み合っており、第2リングギアR2の回転は出力ギア71を介して出力軸63に出力される。

Hi／Lo切替機構70は、動力伝達装置24における駆動力伝達経路を、車速が高い高速モード（Hiモード）と車速が低い低速モード（Loモード）で切り替えるための機構である。このHi／Lo切替機構70は、Hiモード時に接続されるHクラッチCHと、Loモード時に接続されるLクラッチCLとを有している。HクラッチCHは、第1リングギアR1と第2キャリアC2とを接続又は切断する。また、LクラッチCLは、第2キャリアC2と固定端72とを接続又は切断し、第2キャリアC2の回転を禁止又は許容する。

なお、各クラッチCH，CLは油圧式クラッチであり、各クラッチCH，CLには、それぞれトランスミッションポンプ29からの作動油が供給される。HクラッチCHへの作動油は、Hクラッチ制御弁VHによって制御される。LクラッチCLへの作動油は、Lクラッチ制御弁VLによって制御される。各クラッチ制御弁VH，VLは制御部27からの指令信号によって制御される。

第1モータMG1及び第2モータMG2は、電気エネルギーによって駆動力を発生させる駆動モータとして機能する。また、第1モータMG1及び第2モータMG2は、入力される駆動力を用いて電気エネルギーを発生させるジェネレータとしても機能する。第1モータMG1に回転方向と逆方向のトルクが作用するように制御部27から指令信号が与えられた場合は、第1モータMG1はジェネレータとして機能する。第1モータMG1の出力軸には第1モータギアGm1が固定されており、第1モータギアGm1は第1キャリアギアGc1に噛み合っている。また、第1モータMG1には第1インバータI1が接続されており、この第1インバータI1に、第1モータMG1のモータトルクを制御するための指令信号が制御部27から与えられる。

第2モータMG2は、第1モータMG1と同様の構成である。第2モータMG2の出力軸には第2モータギアGm2が固定されており、第2モータギアGm2は第1リング外周ギアGr1に噛み合っている。また、第2モータMG2には第2インバータI2が接続されており、この第2インバータI2に、第2モータMG2のモータトルクを制御するための指令信号が制御部27から与えられる。

キャパシタ64は、モータMG1，MG2で発生するエネルギーを蓄えるエネルギー貯留部として機能する。すなわち、キャパシタ64は、各モータMG1，MG2の合計発電量が多いときに、各モータMG1，MG2で発電された電力を蓄電する。また、キャパシタ64は、各モータMG1，MG2の合計電力消費量が多いときに、電力を放電する。すなわち、各モータMG1，MG2は、キャパシタ64に蓄えられた電力によって駆動される。或いは、キャパシタ64に蓄えられた電力によって、各モータMG1, MG2を駆動することもできる。なお、キャパシタに代えてバッテリーが用いられてもよい。

制御部27は、各種の検出部からの検出信号を受けて、モータMG1，MG2への指令トルクを示す指令信号を各インバータI1，I2に与える。なお、制御部27は、モータMG1，MG2の回転速度指令を出力してもよい。この場合、インバータI1，I2が回転速度指令に応じた指令トルクを計算して、モータMG1，MG2を制御する。また、制御部27は、各クラッチCF，CR，CH，CLのクラッチ油圧を制御するための指令信号を各クラッチ制御弁VF，VR，VH，VLに与える。これにより、動力伝達装置24の変速比及び出力トルクが制御される。以下、動力伝達装置24の動作について説明する。

ここでは、エンジン21の回転速度を一定に保ったまま車速が0から前進側に加速する場合における動力伝達装置24の概略動作を、図4を用いて説明する。図4は、車速に対する各モータMG1，MG2の回転速度を示したものである。エンジン21の回転速度が一定である場合には、車速は、動力伝達装置24の回転速度比に応じて変化する。回転速度比は、入力軸61の回転速度に対する出力軸63の回転速度の比である。従って、図4において車速の変化は、動力伝達装置24の回転速度比の変化に一致する。すなわち、図4は、各モータMG1，MG2の回転速度と動力伝達装置24の回転速度比との関係を示している。図4において、実線が第1モータMG1の回転速度、破線が第2モータMG2の回転速度を示している。
車速が0以上V1以下の領域では、LクラッチCLが接続され、HクラッチCHが切断される（Loモード）。このLoモードでは、HクラッチCHが切断されているので、第2キャリアC2と第1リングギアR1とが切断される。また、LクラッチCLが接続されるので、第2キャリアC2が固定される。

Loモードにおいては、エンジン21からの駆動力は、伝達軸67を介して第1サンギアS1に入力され、この駆動力は第1キャリアC1から第2サンギアS2に出力される。一方、第1サンギアS1に入力された駆動力は第1遊星ギアP1から第1リングギアR1に伝達され、第1リング外周ギアGr1及び第2モータギアGm2を介して第2モータMG2に出力される。第2モータMG2は、Loモードにおいては、主としてジェネレータとして機能しており、第2モータMG2によって発電された電力の一部は、キャパシタ64に蓄電される。また、第2モータMG2によって発電された電力の一部は、第1モータMG1の駆動に消費される。

また、Loモードにおいては、第1モータMG1は、主として電動モータとして機能する。第1モータMG1の駆動力は、第1モータギアGm1→第1キャリアギアGc1→第1キャリアC1→の経路で第2サンギアS2に出力される。以上のようにして第2サンギアS2に出力された駆動力は、第2遊星ギアP2→第2リングギアR2→第2リング外周ギアGr2→出力ギア71の経路で出力軸63に伝達される。

車速がV1を超える領域では、HクラッチCHが接続され、LクラッチCLが切断される（Hiモード）。このHiモードでは、HクラッチCHが接続されているので、第2キャリアC2と第1リングギアR1とが接続される。また、LクラッチCLが切断されるので、第2キャリアC2が切断される。従って、第1リングギアR1と第2キャリアC2の回転速度とは一致する。

Hiモードでは、エンジン21からの駆動力は第1サンギアS1に入力され、この駆動力は第1キャリアC1から第2サンギアS2に出力される。また、第1サンギアS1に入力された駆動力は、第1キャリアC1から第1キャリアギアGc1及び第1モータギアGm1を介して第1モータMG1に出力される。Hiモードでは、第1モータMG1は主としてジェネレータとして機能するので、この第1モータMG1で発電された電力の一部は、キャパシタ64に蓄電される。また、第1モータMG1で発電された電力の一部は、第2モータMG2の駆動に消費される。

また、第2モータMG2の駆動力は、第2モータギアGm2→第1リング外周ギアGr1→第1リングギアR1→HクラッチCHの経路で第2キャリアC2に出力される。以上のようにして第2サンギアS2に出力された駆動力は第2遊星ギアP2を介して第2リングギアR2に出力されるとともに、第2キャリアC2に出力された駆動力は第2遊星ギアP2を介して第2リングギアR2に出力される。このようにして第2リングギアR2で合わさった駆動力が、第2リング外周ギアGr2及び出力ギア71を介して出力軸63に伝達される。

なお、以上は前進駆動時の説明であるが、後進駆動時においても同様の動作となる。また、制動時には、第1モータMG1と第2モータMG2とのジェネレータ及びモータとしての役割は上記と逆になる。

次に、制御部27による動力伝達装置24の制御について説明する。制御部27は、第1モータMG1及び第2モータMG2のモータトルクを制御することにより、動力伝達装置24の出力トルクを制御する。すなわち、制御部27は、第1モータMG1及び第2モータMG2のモータトルクを制御することにより、作業車両1の牽引力または制動力を制御する。

まず、第1モータMG1及び第2モータMG2へのモータトルクの指令値（以下、「指令トルク」と呼ぶ）の決定方法について説明する。

図5は、制御部27によって実行される処理を示す制御ブロック図である。図5に示すように、制御部27は、トランスミッション要求決定部84と、エネルギーマネジメント要求決定部85と、作業機要求決定部86と、を有する。

トランスミッション要求決定部84は、アクセル操作量Aacと出力回転速度Noutとに基づいて、要求牽引力Toutを決定する。詳細には、トランスミッション要求決定部84は、記憶部56に記憶されている要求牽引力特性情報D1に基づいて、出力回転速度Noutから要求牽引力Toutを決定する。要求牽引力特性情報D1は、出力回転速度Noutと要求牽引力Toutとの関係を規定する要求牽引力特性を示すデータである。また、要求牽引力特性は、アクセル操作量に応じて変更される。要求牽引力特性は、所定の車速−牽引力特性に対応している。トランスミッション要求決定部84は、アクセル操作量に応じた要求牽引力特性を用いて、出力回転速度Noutから要求牽引力Toutを決定し、出力回転速度Noutと要求牽引力Toutとの積よりトランスミッション要求馬力Htmを決定する。

詳細には、図6に示すように、記憶部56は、基準となる要求牽引力特性を示すデータLout1（以下、「基準牽引力特性Lout1」と呼ぶ）を記憶している。基準牽引力特性Lout1は、アクセル操作量Aacが最大値すなわち100％であるときの要求牽引力特性である。基準牽引力特性Lout1は、変速操作部材53aによって選択される速度範囲に応じて定められる。トランスミッション要求決定部84は、基準牽引力特性Lout1に、アクセル操作量Aacに応じた所定の比率を乗じることによって、現在の要求牽引力特性Lout2を決定する。

要求牽引力特性情報D1は、出力回転速度Noutの減少に応じて増大する要求牽引力Toutを規定している。また、上述した変速操作部材53aが操作されると、トランスミッション要求決定部84は、変速操作部材53aによって選択された速度範囲に対応して、要求牽引力特性を変更する。例えば、変速操作部材53aによってシフトダウンが行われると、要求牽引力特性情報がLout2からLout2’に変更される。これにより、出力回転速度Noutの上限値が低減される。すなわち、車速の上限値が低減される。

また、要求牽引力特性情報D1は、所定速度以上の出力回転速度Noutに対して、負の値の要求牽引力Toutを規定している。このため、選択されている速度範囲での出力回転速度の上限値よりも出力回転速度Noutが大きいときには、要求牽引力Toutが負の値に決定される。要求牽引力Toutが負の値であるときには、制動力が発生する。これにより、トルクコンバータ式の変速装置で生じるエンジンブレーキと同様の挙動がEMT式の動力伝達装置24において実現される。エンジンブレーキによる制動時の制御については後述する。

図5に示すエネルギーマネジメント要求決定部85は、キャパシタ64での電力の残量に基づいてエネルギーマネジメント要求馬力Hemを決定する。エネルギーマネジメント要求馬力Hemは、キャパシタ64を充電するために動力伝達装置24が必要とする馬力である。例えば、エネルギーマネジメント要求決定部85は、キャパシタ64の電圧Vcaから、現在のキャパシタ充電量を決定する。エネルギーマネジメント要求決定部85は、現在のキャパシタ充電量が少なくなるほど、エネルギーマネジメント要求馬力Hemを大きくする。

作業機要求決定部86は、作業機ポンプ圧Pwpと作業機操作部材52aの操作量Awo（以下、「作業機操作量Awo」と呼ぶ）とに基づいて作業機要求馬力Hptoを決定する。本実施形態において、作業機要求馬力Hptoは、作業機ポンプ23に分配される馬力である。ただし、作業機要求馬力Hptoは、ステアリングポンプ30及び／又はトランスミッションポンプ29に分配される馬力を含んでもよい。

詳細には、作業機要求決定部86は、要求流量情報D2に基づいて、作業機操作量Awoから作業機ポンプ23の要求流量Qdmを決定する。要求流量情報D2は、記憶部56に記憶されており、要求流量Qdmと作業機操作量Awoとの関係を規定する。作業機要求決定部86は、要求流量Qdmと作業機ポンプ圧Pwpとから作業機要求馬力Hptoを決定する。

制御部27は、目標出力軸トルク決定部82と、目標入力軸トルク決定部81と、指令トルク決定部83と、を有する。

目標出力軸トルク決定部82は、目標出力軸トルクTo_refを決定する。目標出力軸トルクTo_refは、動力伝達装置24から出力されるトルクの目標値である。目標出力軸トルク決定部82は、トランスミッション要求決定部84によって決定された要求牽引力Toutに基づいて、目標出力軸トルクTo_refを決定する。詳細には、要求牽引力Toutに所定の分配率を乗じることで、目標出力軸トルクTo_refを決定する。所定の分配率は、例えば、作業機要求馬力Hptoとトランスミッション要求馬力Htmとエネルギーマネジメント要求馬力Hemとの合計が、エンジン21からの出力馬力を超えないように設定される。

目標入力軸トルク決定部81は、目標入力軸トルクTe_refを決定する。目標入力軸トルクTe_refは、動力伝達装置24に入力されるトルクの目標値である。目標入力軸トルク決定部81は、トランスミッション要求馬力Htmとエネルギーマネジメント要求馬力Hemとに基づいて、目標入力軸トルクTe_refを決定する。詳細には、目標入力軸トルク決定部81は、トランスミッション要求馬力Htmに所定の分配率を乗じた値と、エネルギーマネジメント要求馬力Hemとを合算してエンジン回転速度を乗じることにより、目標入力軸トルクTe_refを算出する。なお、トランスミッション要求馬力Htmは、上述した要求牽引力Toutに現在の出力回転速度Noutを乗じることで算出される。

指令トルク決定部83は、目標入力軸トルクTe_refと目標出力軸トルクTo_refとから、トルクバランス情報により、モータMG1, MG2への指令トルクTm1_ref, Tm2_refを決定する。トルクバランス情報は、動力伝達装置24でのトルクの釣り合いを満たすように目標入力軸トルクTe_refと目標出力軸トルクTo_refとの関係を規定する。トルクバランス情報は、記憶部56に記憶されている。

上述したように、LoモードとHiモードとでは、動力伝達装置24における駆動力の伝達経路が異なる。このため、指令トルク決定部83は、LoモードとHiモードとでは、異なるトルクバランス情報を用いてモータMG1, MG2への指令トルクTm1_ref, Tm2_refを決定する。詳細には、指令トルク決定部83は、以下の数1に示す第1のトルクバランス情報を用いてLoモードでのモータMG1, MG2への指令トルクTm1_Low, Tm2_Lowを決定する。本実施形態において、第1のトルクバランス情報は、動力伝達装置24でのトルクの釣り合いの式である。
［数1］
Ts1_Low = Te_ref * r_fr
Tc1_Low = Ts1_Low * (-1) * ( (Zr1/Zs1) + 1 )
Tr2_Low = To_ref * (Zod/Zo)
Ts2_Low = Tr2_Low * (Zs2/Zr2)
Tcp1_Low = Tc1_Low + Ts2_Low
Tm1_Low = Tcp1_Low * (-1) * (Zp1/Zp1d)
Tr1_Low = Ts1_Low * (Zr1/Zs1)
Tm2_Low = Tr1_Low * (-1) * (Zp2/Zp2d)

また、指令トルク決定部83は、以下の数2に示す第2のトルクバランス情報を用いてHiモードでのモータMG1, MG2への指令トルクTm1_Hi，Tm2_ Hiを決定する。本実施形態において、第2のトルクバランス情報は、動力伝達装置24でのトルクの釣り合いの式である。
［数2］
Ts1_Hi = Te_ref * r_fr
Tc1_Hi = Ts1_Hi * (-1) * ( (Zr1/Zs1) + 1 )
Tr2_Hi = To_ref * (Zod/Zo)
Ts2_Hi = Tr2_Hi * (Zs2/Zr2)
Tcp1_Hi = Tc1_Hi + Ts2_Hi
Tm1_Hi = Tcp1_Hi * (-1) * (Zp1/Zp1d)
Tr1_Hi = Ts1_Hi * (Zr1/Zs1)
Tc2_Hi = Tr2_Hi * (-1) * ( (Zs2/Zr2) + 1 )
Tcp2_Hi = Tr1_Hi + Tc2_Hi
Tm2_Hi = Tcp2_Hi * (-1) * (Zp2/Zp2d)
ここで、各トルクバランス情報のパラメータの内容は以下の表1の通りである。

次に、制御部27によるエンジン21の制御について説明する。上述したように、制御部27は、指令信号を燃料噴射装置28に送ることでエンジン21を制御する。以下、燃料噴射装置28への指令スロットル値の決定方法について説明する。制御部27は、エンジン要求決定部87と、要求スロットル決定部89とを有する。

エンジン要求決定部87は、作業機要求馬力Hptoとトランスミッション要求馬力Htmとエネルギーマネジメント要求馬力Hemとに基づいて、エンジン要求馬力Hdmを決定する。詳細には、エンジン要求決定部87は、作業機要求馬力Hptoとトランスミッション要求馬力Htmとエネルギーマネジメント要求馬力Hemとを合算することにより、エンジン要求馬力Hdmを決定する。

要求スロットル決定部89は、エンジン要求馬力Hdmと、アクセル操作量Aacとから、指令スロットル値Th_cmを決定する。要求スロットル決定部89は、記憶部56に記憶されているエンジントルク線Letとマッチング線Lmaとを用いて指令スロットル値Th_cmを決定する。エンジントルク線Letは、エンジン21の出力トルクとエンジン回転速度Neとの関係を規定する。マッチング線Lmaは、エンジン要求馬力Hdmから第1要求スロットル値を決定するための情報である。

要求スロットル決定部89は、エンジン21の出力トルクがエンジン要求馬力Hdmに相当するトルクとなるマッチング点Pma1において、エンジントルク線Letとマッチング線Lmaとがマッチングするように、第1要求スロットル値を決定する。要求スロットル決定部89は、第1要求スロットル値と、アクセル操作量Aacに相当する第2要求スロットル値とのうち、小さい方を指令スロットル値Th_cmとして決定する。

次に、エンジンブレーキによる制動時の制御について説明する。図7は、制動時に吸収される制動パワーの流れを示す模式図である。図7に示すように、走行装置25で吸収された制動パワーの一部は、第1モータMG1及び／又は第2モータMG2を駆動することで、電気エネルギーとしてキャパシタ64に蓄えられる。また、制動パワーの一部は、PTO22を介して作業機ポンプ23とステアリングポンプ30とトランスミッションポンプ29とに分配される。

図8は、制動時に制御部27によって実行される処理を示す制御ブロック図である。図8に示すように、制御部27は、ポンプブレーキ制御判定部91とポンプブレーキトルク制御部92とを有する。ポンプブレーキ制御判定部91は、制動時に、作業機ポンプ23の負荷によって制動力を発生させるポンプブレーキ制御の実行を判定する。ポンプブレーキトルク制御部92は、ポンプブレーキ制御において、作業機ポンプ23の負荷を増大させることで、ポンプブレーキトルクを増大させる。ポンプブレーキトルクは、作業機ポンプ23の負荷に相当する。

なお、上述したように、制動力が発生するのは、要求牽引力Toutが負の値のときであるが、本実施形態において制動力あるいはブレーキトルクの増減あるいは大小関係は、制動力或いはブレーキトルクの絶対値の増減あるいは大小関係を意味するものとする。後述するエンジン回生トルクなど制動時の制御における他のパラメータについても同様である。

図9は、作業機ポンプ23に接続された油圧回路を示す模式図である。図9に示すように、上述した作業機制御弁41は、ブーム制御弁41aとバケット制御弁41bとを有する。ブーム制御弁41aは、リフトシリンダ13に供給される作動油を制御する。バケット制御弁41bは、バケットシリンダ14に供給される作動油を制御する。

また、作業機ポンプ23に接続された油圧回路は、ポンプブレーキ制御弁47とリリーフ弁48とを有している。作業機ポンプ23は、ポンプブレーキ制御弁47を介して、リリーフ弁48に接続されている。リリーフ弁48は、油圧回路においてリフトシリンダ13及びバケットシリンダ14と並列に設けられる。ポンプブレーキ制御弁47は、リリーフ弁48に供給される作動油を制御する。ポンプブレーキ制御弁47は、電磁制御弁であり、ポンプブレーキトルク制御部92から入力される指令信号に基づいてリリーフ弁48に供給される作動油を制御する。ポンプブレーキトルク制御部92は、ポンプブレーキ制御弁47を制御することで、作業機ポンプ23の負荷を増大させる。

なお、第1容量制御装置42は、ロードセンシング弁46（以下、「LS弁46」と呼ぶ）を有している。LS弁46は、作業機ポンプ23の吐出圧と、ブーム制御弁41aとバケット制御弁41bとポンプブレーキ制御弁47との出口油圧との差圧が所定の値となるように、作業機ポンプ23の吐出流量を制御する。詳細には、ブーム制御弁41aの出口油圧と、バケット制御弁41bの出口油圧と、ポンプブレーキ制御弁47の出口油圧とのうち最大出口油圧（以下、「LS圧」と呼ぶ）がLS弁46に入力される。LS弁46は、作業機ポンプ23の吐出圧とLS圧との差圧が所定の値となるように、作業機ポンプ23の吐出流量を制御する。なお、ブーム制御弁41aと、バケット制御弁41bと、ポンプブレーキ制御弁47は、それぞれ入口側に図示しない圧力補償弁を備える。圧力補償弁はLS圧とそれぞれの出口圧の差圧に相当する圧力差を発生させる。なお、図９において、ブーム制御弁41a、バケット制御弁41b、ポンプブレーキ制御弁47の左側に接続されている破線は、LS圧が圧力補償のためにそれぞれの制御弁41a,41b,47に入力されていることを示す。制御部27がブーム制御弁41aとバケット制御弁41bとポンプブレーキ制御弁47とを制御することで、制御部27からの指令信号に応じて作業機ポンプ23の吐出流量が制御される。

図10は、ポンプブレーキ制御判定部91による、ポンプブレーキ制御の実行の判定処理を示すフローチャートである。まず、ステップS101では、エンジン回転速度Neが所定の回転速度閾値Ne_th以上であるか否かを判定する。エンジン回転速度Neが所定の回転速度閾値Ne_th以上であるときには、ステップS102に進む。

ステップS102では、エンジン回生トルクTe_refが、所定の回生トルク閾値Tth1以上であるか否かを判定する。エンジン回生トルクTe_refは、上述した目標入力軸トルクTe_refに相当し、制動時に走行装置25から動力伝達装置24を介してエンジン21に回生されるトルクである。
［数3］
Te_ref = (Htm - Hem) / Nout
Htmは、上述したトランスミッション要求馬力である。要求牽引力Toutが負の値に決定されたときには、要求牽引力Toutは、エンジンブレーキによる制動時に動力伝達装置24の出力軸63において吸収する制動力の目標値である目標制動力に相当する。この場合、Htmは、制動時に動力伝達装置24の出力軸63において吸収する制動パワーの目標値である目標制動パワーに相当する。従って、エンジンブレーキによる制動時には、作業機要求決定部86は、目標制動パワーHtmを決定する目標制動パワー決定部として機能する。なお、上記の数3式において、Htmに所定の効率が乗じられてもよい。

Hemは、上述したエネルギーマネジメント要求馬力であり、キャパシタ64での充電パワーに相当する。従って、エンジンブレーキによる制動時には、エネルギーマネジメント要求決定部85は、貯留パワーを演算する貯留パワー演算部として機能する。

ステップS102においてエンジン回生トルクTe_refが、所定の回生トルク閾値Tth1以上であるときには、ステップS103において、ポンプブレーキ制御を実行すると判定される。

ステップS102においてエンジン回生トルクTe_refが、所定の回生トルク閾値Tth1以上ではないときには、ステップS104に進む。ステップS104では、エンジン出力トルクTeが所定の出力トルク閾値Tth2以下であるか否かを判定する。エンジン出力トルクTeは、推定値或いは指令値であってもよい。たとえば、エンジン出力トルクTeは、エンジンへの指令スロットル値Th_cmから演算されてもよい。エンジン出力トルクTeが所定の出力トルク閾値Tth2以下であるときには、ステップS103において、ポンプブレーキ制御を実行すると判定される。

なお、ステップS101においてエンジン回転速度Neが所定の回転速度閾値Ne_th以上ではないときには、ステップS105において、ポンプブレーキ制御を実行しないと判定される。また、ステップS104においてエンジン出力トルクTeが所定の出力トルク閾値Tth2以下ではないときにも、ステップS105においてポンプブレーキ制御を実行しないと判定される。

以上のように、エンジン回転速度Neが所定の回転速度閾値Ne_th以上であり、且つ、エンジン回生トルクTe_refが、所定の回生トルク閾値Tth1以上であるときには、ポンプブレーキ制御判定部91は、ポンプブレーキ制御を実行するると判定する。また、エンジン回転速度Neが所定の回転速度閾値Ne_th以上であり、且つ、エンジン出力トルクTeが所定の出力トルク閾値Tth2以下であるときにも、ポンプブレーキ制御判定部91は、ポンプブレーキ制御を実行すると判定する。

ポンプブレーキ制御を実行するときには、ポンプブレーキトルク制御部92は、ポンプブレーキ制御弁47を制御することで、作業機ポンプ23の負荷を増大させる。また、ポンプブレーキ制御が実行されないときは、ポンプブレーキトルク制御部92は作業機ポンプ23の負荷を増大させない。すなわち後述のポンプブレーキトルクTpto_refをゼロとする。次に、ポンプブレーキ制御弁47の制御方法について詳細に説明する。図8に示すように、ポンプブレーキトルク制御部92は、ポンプブレーキトルク決定部93と、ポンプブレーキ弁指令部94とを有する。

ポンプブレーキトルク決定部93は、ポンプブレーキトルクTpto_refを決定する。ポンプブレーキトルクTpto_refは、エンジン21の出力軸に換算したポンプブレーキトルクであり、ポンプブレーキ制御による制動時に、作業機ポンプ23、ステアリングポンプ30、トランスミッションポンプ29、及び、その他の図示しない補機で発生させる負荷トルクの合計値である。図11は、ポンプブレーキトルク決定部93によるポンプブレーキトルクTpto_refの決定処理を示す制御ブロック図である。図11に示すように、ポンプブレーキトルク制御部92は、第1ポンプブレーキトルク演算部95と、第2ポンプブレーキトルク演算部96と、第3ポンプブレーキトルク演算部97と、車速制限ブレーキトルク演算部98と、最大値選択部99とを有する。

第1ポンプブレーキトルク演算部95は、エンジン回生トルクTe_refに基づいて第1ポンプブレーキトルクTpto1を演算する。詳細には、第1ポンプブレーキトルク演算部95は、以下の数4式により、第1ポンプブレーキトルクTpto1を演算する。
［数4］
Tpto1 = (Te_ref - Te_loss) * k1
Te_lossは、エンジンロスであり、エンジン21において吸収できる制動パワーに相当する。エンジンロスTe_lossは固定値であってもよい。あるいは、エンジンロスTe_lossは、エンジン回転速度Neからテーブル或いは数式等により決定されてもよい。k1は所定の係数であり、0より大きく、1より小さい。なお、第1ポンプブレーキトルクTpto1に上限値と下限値とが設定されてもよい。

第2ポンプブレーキトルク演算部96は、エンジン回転速度Neに基づいて第2ポンプブレーキトルクTpto2を演算する。詳細には、第2ポンプブレーキトルク演算部96は、以下の数5式により、第2ポンプブレーキトルクTpto2を演算する。
［数5］

Ne_targetは、ポンプブレーキ制御中における目標エンジン回転速度である。目標エンジン回転速度Ne_targetは、固定値であってもよい。或いは、目標エンジン回転速度Ne_targetは、車速からテーブル或いは数式等により決定されてもよい。kpは、PI制御で用いるPゲインである。kiは、PI制御で用いるIゲインである。なお、第2ポンプブレーキトルクTpto2に上限値と下限値とが設定されてもよい。積分項∫(ΔNe)dtに上限値及び／又は下限値が設定されてもよい。積分は、ポンプブレーキ制御開始時にリセットし、ゼロから行うことが好ましい。

第3ポンプブレーキトルク演算部97は、ポンプブレーキ制御判定部91による判定が「真」であるとき、すなわちポンプブレーキ制御を実行すると判定されたときには、第1ポンプブレーキトルクTpto1と第2ポンプブレーキトルクTpto2とを合算することにより、第3ポンプブレーキトルクTpto3を演算する。従って、ポンプブレーキトルク制御部92は、エンジン回生トルクに基づいてポンプブレーキトルクを決定する共に、エンジン回転速度Neが目標エンジン回転速度Ne_targetになるようにフィードバック制御によりポンプブレーキトルクを決定する。

第3ポンプブレーキトルク演算部97は、ポンプブレーキ制御判定部91による判定が「偽」であるとき、すなわちポンプブレーキ制御を実行しないと判定されたときには、第3ポンプブレーキトルクTpto3を0とする。

車速制限ブレーキトルク演算部98は、車速に基づいて車速制限ブレーキトルクTpto_limitを演算する。詳細には、車速制限ブレーキトルク演算部98は、車速制限ブレーキトルク情報を参照して、出力回転速度Noutから車速制限ブレーキトルクTpto_limitを決定する。例えば、車速制限ブレーキトルク情報は、出力回転速度Noutと車速制限ブレーキトルクTpto_limitとの関係を規定するテーブルである。

図12は、車速制限ブレーキトルク情報によって規定される出力回転速度Noutと車速制限ブレーキトルクTpto_limitとの関係を示すグラフである。図12に示すように、車速制限ブレーキトルク情報において、出力回転速度Noutが0以上、所定の速度閾値Nout_th未満であるときには、車速制限ブレーキトルクTpto_limitは0である。出力回転速度Noutが所定の速度閾値Nout_th以上であるときには、車速制限ブレーキトルクTpto_limitは所定値Taとなる。

最大値選択部99は、第3ポンプブレーキトルクTpto3と車速制限ブレーキトルクTpto_limitとのうち大きい方をポンプブレーキトルクTpto_refとして決定する。従って、ポンプブレーキ制御を実行すると決定され、出力回転速度Noutが所定の速度閾値Nout_thより小さいときには、第3ポンプブレーキトルクTpto3がポンプブレーキトルクTpto_refとなる。この場合、ポンプブレーキトルク制御部92は、エンジン回生トルクTe_refに基づいてポンプブレーキトルクTpto_refを決定する共に、エンジン回転速度Neが目標エンジン回転速度Ne_targetになるようにポンプブレーキトルクTpto_refを制御する。

ポンプブレーキ制御を実行すると決定され、出力回転速度Noutが所定の速度閾値Nout_th以上であり、車速制限ブレーキトルクTpto_limitが第3ポンプブレーキトルクTpto3より大きい時には、車速制限ブレーキトルクTpto_limitがポンプブレーキトルクTpto_refとなる。従って、ポンプブレーキトルク制御部92は、出力回転速度Noutが速度閾値Nout_th以上になると、ポンプブレーキトルクTpto_refを増大させる。すなわち、ポンプブレーキトルク制御部92は、車速が、速度閾値Nout_thに対応する所定の車速閾値以上になると、ポンプブレーキトルクTpto_refを増大させる。これにより、図6に示すように、出力回転速度Noutが所定の速度閾値Nout_th以上であるときに目標制動力Toutが増大することに合わせて、ポンプブレーキトルクTpto_refを増大させることができる。これにより、エンジン回転速度の過剰な上昇を抑えることができる。

ポンプブレーキ制御を実行しないと決定されたときには、第3ポンプブレーキトルクTpto3は0である。また、出力回転速度Noutが所定の速度閾値Nout_thより小さいときには、車速制限ブレーキトルクTpto_limitも0である。このため、ポンプブレーキトルクTpto_refは0であり、ポンプブレーキトルク制御部92はポンプブレーキトルクを発生させない。

ただし、ポンプブレーキ制御を実行しないと決定されても、出力回転速度Noutが所定の速度閾値Nout_th以上であるときには、ポンプブレーキトルクTpto_refは所定値Taとなる。従って、ポンプブレーキ制御を実行しないと決定されたときであっても、出力回転速度Noutが大きいときには、ポンプブレーキトルクを発生させることで、エンジン回転速度の過剰な上昇が抑えられる。

図8に示すポンプブレーキ弁指令部94は、ポンプブレーキトルクTpto_refに基づいて、ポンプブレーキ制御弁47への指令値PTOB_EPCを決定する。上述したようにポンプブレーキ制御弁47は電磁制御弁であり、ポンプブレーキ制御弁47への指令値PTOB_EPCは、指令電流値である。図13は、ポンプブレーキ弁指令部94による、ポンプブレーキ制御弁47への指令値PTOB_EPCの決定処理を示す制御ブロック図である。図13に示すように、ポンプブレーキ弁指令部94は、必要ポンプ流量演算部101と、ポンプブレーキ弁流量演算部102と、ポンプブレーキ弁指令値演算部103とを有する。

必要ポンプ流量演算部101は、ポンプブレーキトルクTpto_refに基づいて作業機ポンプ23の必要流量Q_Lo_refを決定する。詳細には、必要ポンプ流量演算部101は、以下の数6式により、作業機ポンプ23の必要流量Q_Lo_refを決定する。
［数6］
Q_Lo_ref =（(Tpto_ref - Tpto_fix ) / Pwp） * Ne
Tpto_fixは、エンジン21の出力軸換算の固定負荷であり、制動力の制御のための調整を行わない負荷である。例えば、Tpto_fixは、ステアリングポンプ30の負荷トルクとトランスミッションポンプ29の負荷トルクと、その他の図示しない補機による負荷トルクとの合計である。Pwpは、上述した作業機ポンプ圧である。

ポンプブレーキ弁流量演算部102は、ポンプブレーキ弁流量PTOB_Q_refを演算する。ポンプブレーキ弁流量PTOB_Q_refは、ポンプブレーキ制御弁47での流量である。詳細には、ポンプブレーキ弁流量演算部102は、以下の数7式により、ポンプブレーキ弁流量PTOB_Q_refを演算する。
［数7］
PTOB_Q_ref = Q_Lo_ref - Qdm
Qdmは、上述した作業機ポンプ23の要求流量である。すなわち、ポンプブレーキトルク制御部92は、ポンプブレーキトルクTpto_refを得るための作業機ポンプ23の必要流量Q_Lo_refと、作業機3を駆動するための作業機ポンプ23の要求流量Qdmとに基づいて、ポンプブレーキ弁流量PTOB_Q_refを決定する。

ポンプブレーキ弁指令値演算部103は、ポンプブレーキ弁流量PTOB_Q_refに基づいて、ポンプブレーキ弁指令値PTOB_EPCを決定する。例えば、ポンプブレーキ弁指令値演算部103は、ポンプブレーキ弁流量PTOB_Q_refとポンプブレーキ弁指令値PTOB_EPCとの関係を規定するテーブルを参照して、ポンプブレーキ弁流量PTOB_Q_refからポンプブレーキ弁指令値PTOB_EPCを決定する。

ポンプブレーキ弁指令値PTOB_EPCが、ポンプブレーキトルク制御部92からポンプブレーキ制御弁47に出力されると、LS弁46の作用により第1容量制御装置42が作業機ポンプ23の押しのけ容積を増加させる。これにより、作業機ポンプ23で発生させるトルクが増大し、ポンプブレーキトルクを増大させることができる。図９に示す油圧回路では、LS弁46および図示しない圧力補償弁の作用により、ポンプブレーキ弁47と同時に作業機制御弁41が動作した場合にも作業機ポンプ23の吐出圧がLS圧以上に保持され、必要なポンプブレーキトルクを発生させることができる。

本実施形態に係る作業車両は以下の特徴を有する。

ポンプブレーキ制御判定部91が、制動時にポンプブレーキ制御を実行すると判定すると、ポンプブレーキトルク制御部92は、作業機ポンプ23の負荷を増大させることで、ポンプブレーキトルクを増大させる。従って、PTO22において作業機ポンプ23に分配される制動パワーを増大させることで、制動時においてエンジン回転速度の過剰な上昇を抑えながら大きな制動力を得ることができる。

ポンプブレーキ制御判定部91は、エンジン回生トルクが、所定の回生トルク閾値Tth1以上であるときに、ポンプブレーキ制御を実行すると判定する。従って、エンジン21が吸収できるトルクよりも大きなエンジン回生トルクが発生したときに、ポンプブレーキトルクを増大させることで、エンジン回転速度の過剰な上昇を抑えることができる。

ポンプブレーキ制御判定部91は、エンジン回転速度が所定の回転速度閾値Ne_Th以上であるときに、ポンプブレーキ制御を実行すると判定する。このため、エンジン回転速度の過剰な上昇を抑えることができる。

ポンプブレーキトルク制御部92は、エンジン回生トルクに基づいて、ポンプブレーキトルクを決定する。このため、エンジン回生トルクの大きさに応じてポンプブレーキトルクを適切に制御することができる。

ポンプブレーキトルク制御部92は、目標制動パワーから貯留パワーを減算することで、エンジン回生トルクを決定する。目標制動パワーは、要求牽引力特性情報D1によって規定されているため、要求牽引力特性情報D1に基づいて制動力を適切に制御することができる。また、貯留パワーが減算されることで、キャパシタ64に充電される電力を確保することができる。

ポンプブレーキトルク制御部92は、エンジン回転速度が、ポンプブレーキ制御中における目標エンジン回転速度になるように、ポンプブレーキトルクを決定する。このため、エンジン回転速度の過剰な上昇を抑えることができる。

ポンプブレーキトルク制御部92は、車速が所定の車速閾値以上になると、車速制限ブレーキトルクを所定値Taに決定することで、ポンプブレーキトルクを増大させる。このため、車速が所定の車速閾値以上になったときに、制動力を増大させることができる。これにより、車速の過剰な上昇を防止することができる。

ポンプブレーキトルク制御部92は、ポンプブレーキ制御弁47を制御することで、作業機ポンプ23の負荷を増大させる。従って、作業機ポンプ23の負荷の増分は、リリーフ弁48における作動油の熱として捨てられる。このため、作業機3の動作への影響を抑えながら、作業機ポンプ23の負荷を増大させることができる。

ポンプブレーキトルク制御部92は、作業機ポンプ23の必要流量Q_Lo_refと、作業機ポンプ23の要求流量Qdmとに基づいて、ポンプブレーキ弁流量PTOB_Q_refを決定する。このため、作業機3の動作に必要となる要求流量Qdmを確保することができる。これにより、作業機3に必要な作動油を供給しながら制動力を増大させることができる。また、作業機ポンプ23の必要流量Q_Lo_refを得るために、要求流量Qdmでは不足する分を、ポンプブレーキ弁流量PTOB_Q_refとすることで、ポンプブレーキ制御弁47での流量を抑えることができる。これにより、作動油の温度上昇を抑えることができる。その結果、作業機ポンプ23の負荷による制動力の増大を、長時間、行うことができる。

本発明は以上のような実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲を逸脱することなく種々の変形又は修正が可能である。

本発明は、上述したホイールローダに限らず、ブルドーザ、トラクタ、フォークリフト、或いはモータグレーダ等の他の種類の作業車両に適用されてもよい。

本発明は、EMTに限らずHMTなどの他の種類の変速装置に適用されてもよい。この場合、第1モータMG1は、油圧モータ及び油圧ポンプとして機能する。また、第2モータMG2は、油圧モータ及び油圧ポンプとして機能する。第1モータMG1と第2モータMG2とは、可変容量型のポンプ／モータであり、斜板或いは斜軸の傾転角が制御部27によって制御されることにより、容量が制御される。そして、上記の実施形態と同様にして算出された指令トルクTm1_ref, Tm2_refが出力されるように、第1モータMG1と第2モータMG2との容量が制御される。

動力伝達装置24の構成は上記の実施形態の構成に限られない。例えば、2つの遊星歯車機構68，69の各要素の連結、配置は、上記の実施形態の連結、配置に限定されるものではない。また、動力伝達装置24が備える遊星歯車機構の数は、2つに限らない。動力伝達装置24は１つの遊星歯車機構のみを有してもよい。あるいは、動力伝達装置24は、3つ以上の遊星歯車機構を有してもよい。

動力伝達装置24の制御は、上記の実施形態の制御に限られない。すなわち、上記の実施形態では、車速に応じて牽引力が連続的に変化する所定の車速−牽引力特性が得られるように、目標入力軸トルクTe_refと目標出力軸トルクTo_refとが決定される。しかし、目標入力軸トルクTe_refと目標出力軸トルクTo_refとは任意に設定されることができる。

トルクバランス情報は、上記の実施形態のようなトルクの釣り合いの式に限られない。例えば、トルクバランス情報は、表或いはマップなどの形式であってもよい。

上記の実施形態では、作業機ポンプ23の負荷を増大させることでポンプブレーキトルクを発生させている。しかし、作業機ポンプ23以外の油圧ポンプの負荷を増大させることでポンプブレーキトルクを発生させてもよい。なお、図9を使ってポンプブレーキ制御の動作を説明したが、この方式に限定されるものではない。すなわち、エンジン軸またはPTOに接続された油圧ポンプと、油圧ポンプから吐出される作動油をリリーフさせるリリーフ弁を備えた油圧回路において、油圧ポンプから吐出される流量と、リリーフ弁のリリーフ圧力のどちらかまたはその両方を制御すればよい。例えば、油圧ポンプが固定容量ポンプであり、リリーフ弁が可変リリーフ弁であってもよい。或いは、油圧ポンプが可変容量ポンプであり、リリーフ弁が、可変リリーフ弁又は固定リリーフ弁であってもよい。

例えば、図14は、第1変形例に係る作業車両が備える油圧回路の一部を示す模式図である。図14に示すように、第1変形例に係る作業車両は、ラジエータ36と、冷却ファン38と、ファンモータ39と、ファンポンプ40とを備えている。ラジエータ36には、エンジン21の冷却水が流れる。冷却ファン38は、ラジエータ36において冷却水を冷却する。ファンモータ39は、油圧モータであり、冷却ファン38を駆動する。ファンポンプ40は、油圧ポンプであり、ファンモータ39を駆動するための作動油を吐出する。ファンポンプ40は、上述した作業機ポンプ23と同様に、PTO22を介してエンジン21に接続されている。ファンポンプ40は、可変容量ポンプであり、ファンポンプ40には第3容量制御装置49が接続されている。第3容量制御装置49は、制御部27によって制御され、ファンポンプ40の傾転角を変更する。これにより、ファンポンプ40の吐出容量が制御部27によって制御される。第1変形例に係る作業車両の他の構成については、上述した実施形態にかかる作業車両1と同様である。

ポンプブレーキ制御において、ポンプブレーキトルク制御部92は、ファンポンプ40の吐出容量を増大させてファンモータ39の回転速度を増大させることでファンポンプ40の負荷を増大させる。この場合、ファンポンプ40の負荷を増大させることで、ポンプブレーキトルクを増大させることができる。

図15は、第2変形例に係る作業車両の構成を示す模式図である。図15に示すように、作業車両は、暖機用油圧回路59を備える。暖機用油圧回路59は、上述したトランスミッションポンプ29に接続されている。暖機用油圧回路59は、例えば暖機用リリーフ弁を有しており、制御部27は、暖機用リリーフ弁の開度を制御することでポンプ29の吐出圧を上昇させ、暖機用リリーフ弁を通過する作動油の温度を上昇させる。これにより、暖機用油圧回路59による暖機運転が実行される。第2変形例に係る作業車両の他の構成については、上述した実施形態にかかる作業車両1と同様である。

ポンプブレーキ制御において、ポンプブレーキトルク制御部92は、暖機用油圧回路59による暖機運転を実行することで、トランスミッションポンプ29の負荷を増大させる。この場合、トランスミッションポンプ29の負荷を増大させることで、ポンプブレーキトルクを増大させることができる。なお、暖機用油圧回路59に接続される油圧ポンプは、トランスミッションポンプ29に限らず、他の油圧ポンプであってもよい。

ポンプブレーキトルク制御部92は、変速操作部材53aによって選択されている速度範囲に基づいて、所定の車速閾値を決定してもよい。例えば、最も高速の速度範囲に対応する車速閾値だけではなく、第１速あるいは第２速などの低速の速度範囲に対応する車速閾値が設定されてもよい。この場合、車速が、変速操作部材53aによって選択されている速度範囲に応じた車速閾値以上となったときに、制動力を増大させることができる。これにより、車速が、変速操作部材53aによって選択されている速度範囲を越えたときに、制動力を増大させることができる。

ポンプブレーキトルク制御部92は、FR操作部材54aによる選択に基づいて、所定の車速閾値を決定してもよい。すなわち、前進時の車速閾値と後進時の車速閾値とが異なる値に設定されてもよい。この場合、車速が、FR操作部材54aによって選択されている進行方向に応じた車速閾値以上となったときに、制動力を増大させることができる。なお、前進時の各速度範囲の車速閾値と、後進時の各速度範囲の車速閾値とが異なる値に設定されてもよい。

本発明によれば、制動時においてエンジン回転速度の過剰な上昇を抑えながら大きな制動力を得ることができるハイブリッド型の作業車両及びその制御方法を提供することができる。

21…エンジン, 25…走行装置25, 24…動力伝達装置24, 61…入力軸, 63…出力軸, 68…第1遊星歯車機構, 69…第2遊星歯車機構, 62…歯車機構, MG1…第1モータ, MG2…第2モータ, 27…制御部, 91…ポンプブレーキ制御判定部, 92…ポンプブレーキトルク制御部, 53a…変速操作部材, 54a…前後進操作部材, 3…作業機, 23…作業機ポンプ, 48…リリーフ弁, 47…ポンプブレーキ制御弁, 52a…作業機操作部材, 101…必要ポンプ流量決定部, 86…作業機要求決定部, 38…冷却ファン, 39…ファンモータ, 40…ファンポンプ, 59…暖機用油圧回路, 29…トランスミッションポンプ

Claims (3)

1. エンジンと、
   前記エンジンによって駆動される油圧ポンプと、
   前記エンジンによって駆動される走行装置と、
   前記エンジンからの駆動力を前記走行装置に伝達する動力伝達装置と、
   前記エンジンからの駆動力を前記油圧ポンプと前記動力伝達装置とに分配する動力取り出し装置と、
   前記油圧ポンプと前記動力伝達装置とを制御する制御部と、
   を備え、
   前記動力伝達装置は、
   入力軸と、
   出力軸と、
   遊星歯車機構を有し、前記入力軸の回転を前記出力軸に伝達する歯車機構と、
   前記遊星歯車機構の回転要素に接続されるモータと、
   を有し、
   前記動力伝達装置は、前記モータの回転速度を変化させることによって、前記入力軸に対する前記出力軸の回転速度比を変化させるように構成されており、
   前記制御部は、前記油圧ポンプの負荷によって制動力を発生させるポンプブレーキ制御において、前記油圧ポンプの負荷に相当するポンプブレーキトルクを増大させるポンプブレーキトルク制御部を有し、
   前記ポンプブレーキトルク制御部は、
   前記作業車両で吸収すべきパワーである目標制動パワーを求め、
   前記エンジンに回生されるエンジン回生パワーを求め、
   前記エンジン回生パワーより前記目標制動パワーが大きいときは、前記目標制動パワーと前記エンジン回生パワーとの差に等しいパワー値を、前記油圧ポンプを制御して、可変的に消費させる
   作業車両。
2. エンジンと、
   前記エンジンによって駆動される油圧ポンプと、
   前記エンジンによって駆動される走行装置と、
   前記エンジンからの駆動力を前記走行装置に伝達する動力伝達装置と、
   前記エンジンからの駆動力を前記油圧ポンプと前記動力伝達装置とに分配する動力取り出し装置と、
   を備える作業車両の制御方法であって、
   前記動力伝達装置は、
   入力軸と、
   出力軸と、
   遊星歯車機構を有し、前記入力軸の回転を前記出力軸に伝達する歯車機構と、
   前記遊星歯車機構の回転要素に接続されるモータと、
   を有し、
   前記動力伝達装置は、前記モータの回転速度を変化させることによって、前記入力軸に対する前記出力軸の回転速度比を変化させるように構成されており、
   前記作業車両で吸収すべきパワーである目標制動パワーを求めるステップと、
   前記エンジンに回生されるエンジン回生パワーを求めるステップと、
   前記エンジン回生パワーより前記目標制動パワーが大きいときは、前記油圧ポンプを制御して、前記目標制動パワーと前記作業車両で消費される最大パワーとの差に等しいパワー値を可変的に消費させるステップと、
   を備える作業車両の制御方法。
3. エンジンと、
   前記エンジンによって駆動される油圧ポンプと、
   前記エンジンによって駆動される走行装置と、
   前記エンジンからの駆動力を前記走行装置に伝達する動力伝達装置と、
   前記エンジンからの駆動力を前記油圧ポンプと前記動力伝達装置とに分配する動力取り出し装置と、
   を備える作業車両の制御方法であって、
   前記動力伝達装置は、
   入力軸と、
   出力軸と、
   遊星歯車機構を有し、前記入力軸の回転を前記出力軸に伝達する歯車機構と、
   前記遊星歯車機構の回転要素に接続されるモータと、
   を有し、
   前記動力伝達装置は、前記モータの回転速度を変化させることによって、前記入力軸に対する前記出力軸の回転速度比を変化させるように構成されており、
   前記作業車両の消費パワーを求めるステップと、
   前記消費パワーより前記作業車両で消費されるべきパワーが大きいときは、前記油圧ポンプを制御して、前記作業車両の消費パワーを超過する消費パワーを可変的に消費するステップと、
   を備える作業車両の制御方法。

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