JP4046935B2

JP4046935B2 - Front wheel speed correction system for all-wheel drive vehicles

Info

Publication number: JP4046935B2
Application number: JP2000270168A
Authority: JP
Inventors: 哲夫小林; 一仁西巻
Original assignee: Komatsu Ltd
Current assignee: Komatsu Ltd
Priority date: 2000-09-06
Filing date: 2000-09-06
Publication date: 2008-02-13
Anticipated expiration: 2020-09-06
Also published as: JP2002079842A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、全輪（All-Wheel）駆動車両の前輪（Front-Wheel）回転数補正システムに係り、屈曲式のフレームおよび全輪駆動装置を備えた例えば、モータグレーダ、ホイルローダ等の建設機械の前輪回転数補正システムに関する。
【０００２】
【背景技術】
近年のモータグレーダなどには、前後輪の全てを駆動する全輪駆動装置を設けることがある。
この全輪駆動装置は、変速機を介して伝達されるエンジンの出力で後輪を駆動するとともに、エンジンの出力を油圧ポンプに伝達し、この油圧ポンプからの吐出油で回転する一対の油圧モータで左右の前輪をそれぞれ駆動している。
【０００３】
ところで、車両が旋回するときには、内輪差の関係で前輪の旋回半径が後輪の旋回半径よりも大きくなるため、前輪を後輪よりも速く回転させる必要がある。例えば、後輪のみが駆動される後輪駆動式の車両では、前輪が旋回半径に応じて自由に回転するので問題ないが、前輪の回転が後輪の回転に同期するような全輪駆動装置を備えた車両では、旋回時の内輪差による前後輪の回転差を吸収しきれず、前輪にブレーキがかかった状態で旋回する。このため、前輪を後輪よりも高速で回転させないと、旋回中にいわゆるタイトコーナーブレーキング現象が発生し、車両がスムーズに旋回しない。
【０００４】
油圧モータ駆動の前輪をエンジン駆動の後輪よりも高速回転させる技術として、特公昭６３−２８１０号公報には、油圧ポンプの制御モードを切り換えることにより、前輪を後輪よりも一定割合（数％）だけ高速で回転させることが開示されている。
また、特表平６−５０３２８０号公報には、油圧モータにかかる油圧を監視し、制御することにより、後輪のスリップ量に応じて油圧モータの回転数を変化させ、前輪を後輪よりも高速で回転させる技術が開示されている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、特公昭６３−２８１０号公報に記載の技術では、後輪よりも前輪が常に同じ割合だけ高速回転するため、車両が同じスピード（同じ後輪の回転数）で、かつ異なる旋回半径で旋回するときに問題となる。すなわち、旋回半径が小さいほど、前輪をより高速で回転させる必要があるのに対し、旋回半径に関係なく前輪の回転数が決められる前記技術では、旋回半径に見合った回転数で前輪が回転せず、タイトコーナーブレーキング現象を確実に防止することができない。
さらに、前輪を後輪よりも数％だけ高速回転させる程度では、小さな旋回半径で旋回する場合など、前輪を十分に高速回転できないという問題がある。
【０００６】
また、特表平６−５０３２８０号公報に記載の技術では、後輪のスリップが要件になっているため、後輪が必ずしもスリップしない車両旋回時では、前輪が高速回転とはならず、やはりタイトコーナーブレーキング現象を確実に防止することができない。
そして、油圧モータへの油圧のみを監視するこの技術では、前輪のスリップを検出できないため、ブレードを地面に付けて作業する場合など、前輪の接地圧が減少してスリップが生じ易い状態では、油圧モータは油圧が十分に立たない状態で高速回転し、前輪はそのままスリップし続ける可能性がある。このような状態では、エネルギが無駄に消費されることになる。
【０００７】
一方、これらの問題を解決するために、油圧モータの回転を手動で制御する補正レバーを設け、この補正レバーを車両旋回中に操作することで、前輪を後輪よりも高速で回転させる場合もある。このような場合には、旋回中の前輪を後輪よりも任意の割合で高速回転させることができ、車両をスムーズに旋回させることが可能である。
しかしながら、車両の旋回中を通して補正レバーを操作することや、旋回時のステアリング操作に加えて補正レバーを操作するのは面倒である。また、前輪の回転数を車両のスピードや旋回半径に応じて適正に合わせ込むのには熟練を要し、容易ではない。
【０００８】
他方、前輪の操舵角度を検出して旋回半径を割り出し、この旋回半径に基づいて前輪を後輪よりも高速で回転させることも可能である。
しかし、特に前輪と後輪とが別々のフレームに取り付けられ、各フレームが角度調整時材に連結された屈曲式のモータグレーダでは、ステアリング操作のみならず、前輪側のフロントフレームを後輪側のリアフレームに対して折曲させる（アーティキュレートさせる）ことでも、前輪側の旋回半径が後輪側に比して大きく変化するため、操舵角度の検出のみでは正しい旋回半径を得ることができないという問題がある。
【０００９】
本発明の目的は、屈曲式のフレームを有している場合でも、車両旋回時の前輪の回転数を容易かつ正確に制御でき、タイトコーナーブレーキング現象を確実に防止できる全輪駆動車両の前輪回転数補正システムを提供することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
請求項１の全輪駆動車両の前輪回転数補正システムは、変速機を介して伝達されるエンジンの出力で後輪を駆動するとともに、前記エンジンの出力を油圧ポンプに伝達し、かつこの油圧ポンプからの吐出油で回転する油圧モータで前輪を駆動する全輪駆動装置と、前記前輪が設けられたフロントフレームと、前記後輪が設けられたリアフレームとを備え、これらのフレームが角度調整可能に連結されている全輪駆動車両に用いられる全輪駆動車両の前輪回転数補正システムであって、前輪の操舵角度を検出する前輪操舵角度検出手段と、前記フロントフレームおよびリアフレームの連結角度を検出するアーティキュレート角度検出手段と、左右の前輪の操舵角度および前記各フレームの連結角度に基づいて車両の旋回半径を演算する旋回半径演算手段と、後輪の回転数を検出する後輪回転数検出手段と、エンジンの回転数を検出するエンジン回転数検出手段と、前記旋回半径、後輪の回転数、およびエンジンの回転数に基づいて前記前輪を後輪よりも高速で回転させる前輪回転数制御手段とを備え、前記旋回半径演算手段は、前輪の操舵方向と前記リアフレームに対する前記フロントフレームの屈曲方向とが同じであるときには、旋回半径を演算するための第１関数を利用し、前輪の操舵方向と前記フロントフレームと前記リアフレームとの屈曲方向が同じでないときには、前記第１関数と異なる第２関数を用いて旋回半径を演算することを特徴とする。
【００１１】
このような本発明では、前輪操舵角度検出手段で前輪の操舵角を検出し、アーティキュレート角度検出手段で各フレームの連結角度を検出した後、これらの操舵角度および連結角度に基づいて旋回半径演算手段で前輪側の旋回半径を演算する。そして、前輪回転数制御手段では先ず、前記旋回半径に基づいて前輪を後輪の何倍ほど高速回転させればよいか等を決定し、次いで、この倍率と後輪回転数検出手段での後輪の回転数とから前輪の必要回転数、すなわち要求される油圧モータの回転数を割り出す。さらに、この前輪回転数制御手段においては、エンジン回転数検出手段で検出されるエンジン回転数に応じた油圧ポンプからの最適吐出油流量を決定し、この吐出油を油圧モータに供給して必要回転数で当該油圧モータを回転させ、前輪を後輪よりも自動的に高速回転させる。以上によれば、旋回中に補正レバー等を操作する煩わしさや、回転数を合わせ込む際に生じる不確実性が解消されるうえ、前輪の操舵角度だけでなく、各フレームの連結角度を加味することで正確な旋回半径が得られ、前記目的が達成される。
【００１２】
請求項２の発明では、前記エンジンと前記変速機との間にはトルクコンバータが設けられ、前記後輪回転数検出手段は、前記トルクコンバータの出力側の回転数を検出するコンバータ出力側回転数検出手段と、このトルクコンバータの出力側に接続された前記変速機の速度段を検出する速度段検出手段とで構成されていることが好ましい。
全輪駆動車両の中には、エンジンの出力をトルクコンバータを介して変速機に伝達する構成のものがある。このような構成では、トルクコンバータ内でのトルク伝達ロスにより、エンジンの回転数がそのまま変速機の入力側の回転数とはならない。
そこで本発明では、コンバータ出力側回転数検出手段でトルクコンバータの出力側の回転数、すなわち変速機に入力される回転数を検出するようにした。このことにより、トルクコンバータを備えた全輪駆動車両でも、変速機に入力される回転数の検出と変速機での速度段の検出とにより、後輪の回転数が正確に検出されるようになる。
【００１３】
請求項３の発明では、前記前輪回転数制御手段は、前記旋回半径、後輪の回転数、およびエンジンの回転数に基づいて前記油圧モータに供給される前記油圧ポンプからの吐出油流量を制御してもよい。
このような構成では、油圧ポンプ側を可変にしてその吐出油流量を制御するので、油圧モータ側の構造を簡単にしてその小型化が図れ、前輪側の狭い配置スペースに油圧モータが良好に収容されるようになる。
【００１４】
この際、請求項４の発明では、前記油圧モータには複数の速度段が設定され、前記前輪回転数制御手段は、前記旋回半径、後輪の回転数、およびエンジンの回転数に加え、前記油圧モータの速度段に基づいて前記油圧ポンプからの吐出油流量を制御することが望ましい。
このような構成では、油圧モータの速度段に基づいても油圧ポンプからの吐出油流量を制御するので、この速度段が正しく検出されて油圧ポンプからの吐出油流量が最適に確保され、車両旋回がスムーズに行われる。
【００１５】
一方、請求項５の発明では、前記油圧モータは、一定供給油量での回転数が可変に設けられ、前記前輪回転数制御手段は、前記旋回半径、後輪の回転数、およびエンジンの回転数に基づいて当該油圧モータの回転数を制御してもよい。
このような構成では、各油圧モータが可変であるから、このような油圧モータを左右の前輪の各々に設けることで、左右の前輪の回転数を異ならせることが可能である。つまり、車両が旋回するときには、左右の前輪のうちの外輪側を速く、内輪側を遅く回転させることが旋回に有利であり、各前輪をこのように制御することで旋回が一層スムーズに行える。
また、特にエンジンの出力がトルクコンバータを介して変速機に伝達される構成では、エンジンの回転数を高速側から急激に落とし込むと、トルクコンバータの特性により、わずかな間ではあるが、後輪が依然高速で回転し続ける。この際、エンジン回転数（油圧ポンプ）と後輪との回転差が大きくなり、油圧ポンプからの吐出油流量を最大にしても、前輪を後輪よりも高速で回転させることができず、この間にタイトコーナーブレーキング現象が生じる可能性がある。
しかし、本発明によれば、前輪を駆動する油圧モータの回転数を直に制御するので、油圧ポンプの吐出油流量が少ない場合でも、少ない吐出油流量で軽トルク高速駆動が確実に実現され、油圧モータの回転数が高速回転に維持されてタイトコーナーブレーキング現象が生じにくくなる。
なお、本発明は、各油圧モータの回転数を、旋回半径、後輪の回転数、およびエンジンの回転数に基づいて制御するものであり、油圧ポンプからの吐出油流量を決定する際の一パラメータとして油圧モータの速度段が用いられる請求項４の発明とは異なる。
【００１６】
【発明の実施の形態】
図１は、本発明の一実施形態の前輪回転数補正システムが適用された全輪駆動車両としてのモータグレーダ１を模式的に示す全体図、図２および図３は、モータグレーダ１のそれぞれ異なる要部を示す平面図、図４は、モータグレーダ１の主要機構の概略構成を示す構成図、図５は、その一構成部品を示すの断面図である。以下には先ず、図１〜図５に基づき、モータグレーダ１の主要な構成について説明する。
【００１７】
図１、図２において、モータグレーダ１は、左右一対の前輪である左前輪２、右前輪３と、片側２輪ずつの後輪である図示しない左後前輪、左後後輪、および右後前輪４、右後後輪５とを備えた全６輪の車両であり、前輪２，３および後輪４，５間に設けられたブレード５０で地面の平面仕上げ、除雪作業、軽切削、材料混合等が行えるようになっている。
【００１８】
前輪２，３は前記ブレード５０と共にフロントフレーム５１に設けられ、後輪４，５はリアフレーム５２側に設けられている。フロントフレーム５１は、図２に示すように、鉛直なセンタピン５３により、操縦室のほぼ下方位置でリアフレーム５２に回動可能に連結されている。フロントフレーム５１の回動は、操縦室内からレバー操作により、両フレーム５１，５２間に連結されたアーティキュレートシリンダ５４を伸縮させることで行われる。そして、フロントフレーム５１をリアフレーム５２に対して屈曲させる（アーティキュレートさせる）ことで、モータグレーダ１の旋回時の旋回半径をより小さくすることが可能である。
【００１９】
また、前輪２，３は、図３に右前輪３を代表して示すように、ナックル７０、ナックルサポート７１、およびフロントアクスル７２を介してフロントフレーム５１（図１）に連結されている。
ナックル７０は、キングピン７３を介してナックルサポート７１に連結され、キングピン７３を中心にして旋回する。この旋回動作は、操縦室内でのステアリング操作により、両端がナックル７０およびフロントアクスル７２間に連結されたステアリングシリンダ７４で行われる。前輪２，３のナックルアーム７０同士はタイロッド７５で連結されている。
フロントアクスル７２は、ナックルサポート７１の下部側前方を支持する第１クロスメンバ７６と、下部側後方を支持する第２クロスメンバ７７とで構成されている。
【００２０】
さらに、ナックルサポート７１の上側前方には、右前論３を左右方向に傾斜させる（リーニングさせる）リーニングシリンダ（のロッド）７８が連結され、上側後方には、このリーニング動作を左前輪２（図１）側に伝達して同時に傾斜させるリーニングロッド７９が連結されている。このリーニングは、モータグレーダ１の旋回時の旋回半径をさらに小さくするのに有効である。
なお、左右両側のナックル７０同士は、前述の如くタイロッド７５で連結されているため、一つのステアリングシリンダ７４で右側のナックル７０を旋回させれば、左側の図示しないナックルも連動して旋回するが、このような場合でも、ステアリングシリンダ７４を左側にも設け、それぞれのナックル７０を個々のステアリングシリンダ７４で旋回させるのがよい。これは、例えば、右前輪３側の一つのステアリングシリンダ７４のみで旋回動作を行うと、ロッドの進退時の速度差のなために、ロッドが前進する左旋回時と後退する右旋回時とにおいて、ステアリング操作に違和感が生じるからである。
【００２１】
このような前輪２，３は、図４に示すように、エンジン６の一方の出力側に接続された油圧システム７で駆動され、後輪４，５は、エンジン６の他方の出力側に接続されたトルクコンバータ８、変速機９、終減速装置１０、タンデム装置１１を介して駆動される。すなわち、モータグレーダ１は、前後輪２〜５が動力発生用および伝達用の各装置６〜１１で共に駆動される全輪駆動車両であり、当該装置６〜１１で全輪駆動装置１２を構成している。
このような全輪駆動装置１２のほとんど（エンジン６、油圧システム７の一部、トルクコンバータ８、変速機９、終減速装置１０）は、リアフレーム５２で支持されている。
【００２２】
全輪駆動装置１２のうちの油圧システム７は、エンジン６の出力で直接駆動される油圧ポンプ１３と、油圧ポンプ１３から吐出する作動油で回転されて各前輪２，３を駆動する左油圧モータ１４および右油圧モータ１５とを備えている。
【００２３】
油圧ポンプ１３は、本実施形態では、斜板式アキシャル形プランジャポンプである。油圧ポンプ１３では、一種のコンピュータとして機能するコントローラ１００から出力される制御信号ＣＳにより、斜板の角度が変化して作動油の吐出流量が制御される（可変容量式）。また、油圧ポンプ１３では、コントローラ１００から出力される方向切換信号ＤＳにより、作動油の吐出方向を各流路Ａ，Ｂに切換可能であり、吐出方向を切り換えて各油圧モータ１４，１５の回転方向を変えることで、モータグレーダ１を前進または後進させるようになっている。
ただし、用いられる油圧ポンプとしては斜板式に限らず、斜軸式等であってもよい。
【００２４】
油圧モータ１４，１５は、本実施形態ではラジアルピストン式であり、図３に示すナックル６０内に一体に組み込まれている。そして、油圧モータ１４，１５は、図５（Ａ）、（Ｂ）にその断面を拡大して示すように、中心のロータリーバルブ１６と、このロータリーバルブ１６が挿入された固定コア１７と、固定コア１７の外周側に配置された回転可能なカムリング１８とを備え、このカムリング１８が前輪２，３に連結されている。
【００２５】
固定コア１７には放射状に複数のシリンダ１９が形成され、各シリンダ１９には先端にローラ２０を有するピストン２１が進退自在に収容されている。
各ピストン２１は、図５（Ａ）に示すように、回転するローターリバルブ１６の供給ポート２２からシリンダ１９内に供給される作動油で周方向に沿って順次進出し、作動油が排出ポート２３を通して排出されることと、図示しない付勢部材の付勢力とにより、進出した順に後退する。この間、進出したピストン２１のローラ２０は、カムリング１８の内側のカム面２４と接触し、カムリング１８を回転させる。
【００２６】
一方、図５（Ｂ）には、全てのピストン２１を後退させた状態が示されている。このような状態は、油圧モータ１４，１５側への作動油の供給を遮断することで実現される。そして、作動油の供給遮断は、コントローラ１００からの駆動方式切換信号ＫＳでフリーホイールバルブ２５を動作させることで行われる。この状態のモータグレーダ１は、全輪駆動が解除されて後輪駆動となる。
【００２７】
ところで、油圧モータ１４，１５には、例えば２速の速度段が設定されている（固定式の２段であって、可変式ではない）。
１段目としては、図５（Ａ）のように、作動油をロータリーバルブ１６の供給ポート２２から全てのピストン２１に供給する場合である。
２段目としては、１０あるピストン２１のうち、例えば、×上の位置に配置されかつ周方向に隣接しない４つのピストン２１にのみ作動油を供給し、他の６つのピストン２１には作動油を供給しない場合である。この際、他の６つのピストン２１は、図５（Ｂ）のように完全に後退し、カムリング１８とは接触しない。この速度段では、仮に油圧ポンプ１３からの吐出油流量を１段目と同じにすれば、作動油が供給されるピストン２１の数が４つに減る分、作用する油圧が高くなって４つのピストン２１が高速で進退し、カムリング１８が１段目よりも高速で回転する。逆に、吐出油流量を１段目の半分以下にした場合でも、１段目と同程度の回転数が得られる。
これらの１，２速の速度段は、コントローラ１００からの速度段切換信号ＭＳで動作するソレノイドバルブ２６により、変速機９の速度段等に応じて自動的に切り換えられる。
【００２８】
図４の油圧システム７に戻って、油圧ポンプ１３からの流路Ａ，Ｂにはそれぞれ油圧センサ２７，２８が設けられ、油圧センサ２７，２８からコントローラ１００に出力される油圧検出信号ＯＳにより、油圧回路中の油圧が適切であるかを判断している。
【００２９】
また、フリーホイールバルブ２５よりも油圧ポンプ１３側には、流路Ａ，Ｂを連通させる連通流路Ｃが設けられ、この連通流路Ｃにはインチングバルブ２９が設けられている。
インチングバルブ２９は、コントローラ１００からの動力伝達切換信号ＢＳで動作する。このインチングバルブ２９によって連通流路Ｃが不通状態にあるときには（図４の状態）、油圧ポンプ１３から吐き出された作動油が油圧モータ１４，１５に供給されるが、連通状態にあるときには、作動油が流路Ａ〜Ｃ内を循環して油圧モータ１４，１５には供給されず、動力が伝達されない。このようなインチングバルブ２９は、油圧モータ１４，１５による前輪２，３の駆動を一時的な短い時間だけ停止するのに用いられる。
【００３０】
ここで、油圧モータ１４，１５は、流路Ａ，Ｂに対して並列に接続されている。具体的には、流路Ａには左油圧モータ１４の一方からの第１左分岐流路Ｄと、右油圧モータ１５の一方からの第１右分岐流路Ｅとが接続され、流路Ｂには、左油圧モータ１４の他方からの第２左分岐流路Ｆと、右油圧モータ１５の他方からの第２右分岐流路Ｇとが接続されている。
【００３１】
流路Ａ、第１左分岐流路Ｄ、第１右分岐流路Ｅは、分集流弁３０で接続されている。
分集流弁３０は、各分岐流路Ｄ、Ｅ側に絞り３１，３２を備えている。分集流弁３０では、作動油が油圧ポンプ１３から流路Ａ側に吐出される例えば前進運転時に、この作動油を各油圧モータ１４，１５に均等流量で分流し、反対に、作動油が流路Ｂ側に吐出される例えば後進運転時には、各分岐流路Ｄ、Ｅを通る作動油を均等流量で集流し、結果的に流路Ｂから第２左分岐流路Ｆおよび第２右分岐流路Ｇに分流される流量を均等にしている。
【００３２】
第１左分岐流路Ｄおよび第１右分岐流路Ｅは、バイパス流路Ｈで連通している。バイパス流路Ｈには絞り３３が設けられている。これらのバイパス流路Ｈおよび絞り３３は、旋回時に外輪側となる一方の油圧モータ１４（１５）に対して、内輪側となる他方の油圧モータ１５（１４）よりも若干多く作動油を供給する機能を有している。このことにより、外輪である一方の前輪２（３）を内輪である他方の前輪３（２）よりも幾分速く回転させ、旋回を一層スムーズに行えるようにしている。
【００３３】
図４において、コントローラ１００には、操縦室内にそれぞれ設けられた駆動方式切換スイッチ３４と、前輪回転コントロールレバー３５と、速度段検出手段としての速度段検出センサ３６と、リミットスイッチ３７と、図２にも示す室外の角度センサ３８とが電気的に接続されている。
【００３４】
駆動方式切換スイッチ３４は、モータグレーダ１の駆動方式を全輪駆動と後輪駆動とに切り換えるものであり、スイッチ３４のオン・オフによってコントローラ１００にスイッチング信号ＳＳを出力し、これを受けたコントローラ１００が前述のフリーホイールバルブ２５に駆動方式切換信号ＫＳを出力し、駆動方式を切り換える。
【００３５】
前輪回転コントロールレバー３５は、マニュアル操作で油圧ポンプ１３の斜板角を調整するものであり、可倒式のコントロールレバー３５を倒す度に斜板角調整信号ＦＳをコントローラ１００に出力し、これを受けたコントローラ１００が油圧ポンプ１３に制御信号ＣＳを出力し、斜板の角度を変更する。このような前輪回転コントロールレバー３５は、ブレード５０を使用した作業時等において、接地圧が低くなる前輪２，３でのトルクを減少させるのに用いられ、前輪２，３のスリップを防止するのに有効である。
その他、前輪回転コントロールレバー３５は、前輪回転数補正システムでの前輪２，３の目標回転数を調整するのにも用いられる。これについては後述する。
【００３６】
速度段検出センサ３６は、変速機チェンジレバー３９の速度段位置、すなわちレバー３９が前進１〜６段、後進１〜６段、ニュートラルのうちのいずれの速度段に位置するかを検出し、速度段検出信号ＴＳをコントローラ１００に出力する。この速度段検出信号ＴＳにより、コントローラ１００が前輪２，３を軽トルク高速駆動させる必要があると判断した場合には、コントローラ１００はソレノイドバルブ２６に速度段切換信号ＭＳを出力し、油圧モータ１４，１５の速度段を高速側の２段目に切り換える。また、速度段検出信号ＴＳにより、速度段位置がニュートラルと判断されると、コントローラ１００はインチングバルブ２９に動力伝達切換信号ＢＳを出力し、油圧モータ１４，１５への動力伝達を止め、前輪２，３の駆動を解除する。
その他、速度段検出センサ３６からの速度段検出信号ＴＳは、前輪回転数補正システムでも用いられるが、これについては後述する。
【００３７】
リミットスイッチ３７は、インチングペダル４０を踏み込むことでオンし、この状態の間は踏み込み検出信号ＰＳをコントローラ１００に出力する。この状態では、変速機９内の図示しない速度切換クラッチ機構や前後進の方向切換クラッチ機構により後輪４，５に動力が伝達されないため、コントローラ１００はインチングバルブ２９に動力伝達切換信号ＢＳを出力し、油圧モータ１４，１５への動力伝達を止めて前輪２，３の駆動も解除する。
【００３８】
角度センサ３８は、図２に示すように、リアフレーム５２に対してのフロントフレーム５１のアーティキュレート角度（連結角度）βを検出し、角度検出信号ＡＳをコントローラ１００に出力する。角度検出信号ＡＳを受けたコントローラ１００は、操縦室内の図示しないインジケータに表示信号を出力し、フロントフレーム５１の回動状態を当該インジケータに表示する。この際、角度検出信号ＡＳには、アーティキュレート角度βの他、左側への屈曲または右側への屈曲といった屈曲方向に関する情報も含まれる。
その他、角度センサ３８からの角度検出信号ＡＳは、前輪回転数補正システムでも用いられるが、これについても後述する。
【００３９】
以下には、本実施形態に係る前輪回転数補正システム６０について説明する。図４において、前輪回転数補正システム６０は、左前輪２の操舵角度（旋回角度）を検出する前輪操舵角度検出手段としての左操舵角度センサ６１と、右前輪３の操舵角度（旋回角度）を検出するもう一つの前輪操舵角度検出手段としての右操舵角度センサ６２と、アーティキュレート角度検出手段としての前記角度センサ３８と、前輪２，３の操舵角度および各フレーム５１，５２のアーティキュレート角度βに基づいて前輪２，３側の旋回半径を決定する旋回半径演算手段６３と、後輪４，５の回転数を検出する後輪回転数検出手段６４と、エンジンの回転数を検出するエンジン回転数検出手段としてのエンジン回転センサ６５と、旋回半径、後輪４，５の回転数、エンジン６の回転数に基づいて前輪２，３の回転数を制御する前輪回転数制御手段６６とを備えている。
【００４０】
各操舵角度センサ６１，６２は、キングピン７３（図３）に対する前輪２，３の操舵角度α_L，α_R（図３,６参照、ただし、α_Lは左前輪２の操舵角度を示す）に応じた前輪操舵角度検出信号ＶＳ_L，ＶＳ_Rをコントローラ１００に出力する。
この際、両方の前輪２，３について操舵角度α_L，α_Rを検出するのは、左前輪２と右前輪３とでは旋回時の操舵角度α_L，α_Rが異なるからである。これは、ナックル７０、ナックルサポート７１、フロントアクスル７２、およびタイロッド７５で形成される台形のリンク構造による。
【００４１】
後輪回転数検出手段６４は、トルクコンバータ８の出力側の回転数を検出するコンバータ出力側回転数検出手段としてのコンバータ出力側回転センサ６７と、変速機チェンジレバー３９の速度段位置を検出する前記速度段検出センサ３６とで構成されている。
コンバータ出力側回転センサ６７は、コンバータ回転数検出信号ＱＳをコントローラ１００に出力する。
エンジン回転センサ６５は、エンジン回転数検出信号ＥＳをコントローラ１００に出力する。
【００４２】
また、旋回半径演算手段６３および前輪回転数制御手段６６はソフトウェアであって、コントローラ１００を構成するＲＯＭ、ＲＡＭ等の適宜な記憶手段１０１に記憶されているが、本システム６０が起動されると、図４に示す通り、記憶手段１０１から呼び出されてＣＰＵ１０２で実行される。
ここで、コントローラ１００の記憶手段１０１には、前記ソフトウェアの他、図６〜図９に示すグラフをテーブル化した図示略のルックアップテーブルが記憶されている。
【００４３】
図６は、左前輪２、右前輪３の各操舵角度α_L，α_Rによって計算された平均操舵角度α_AVと前輪２，３側の旋回半径Ｒ_STとの関係を示すグラフである。
図７は、アーティキュレート角度βと前輪２，３側の旋回半径Ｒ_ARとの関係を示すグラフである。
図８は、前記各旋回半径Ｒ_ST，Ｒ_ARに基づいて計算された前輪２，３側の旋回半径Ｒと、前輪回転数および後輪回転数の比ｎ₁との関係を示すグラフであり、所定の旋回半径Ｒで旋回するとき、前輪２，３を後輪４，５に対して何倍の速さで回転させる必要があるかを読み取ることが可能である。
図９は、前輪２，３の必要回転数（油圧モータ１４，１５の必要回転数）とエンジン６の回転数との比ｎ₂に応じた油圧ポンプ１３の最適斜板角θを示すグラフであり、油圧モータ１４，１５の速度段毎に最適斜板角θを読み取ることが可能である。
【００４４】
次に、前輪回転数補正システム６０による前輪２，３の回転数制御について、具体的に説明する。
先ず、走行するモータグレーダ１において、旋回半径演算手段６３は、各操舵角度センサ６１，６２から出力される前輪操舵角度検出信号ＶＳ_L，ＶＳ_R、および角度センサ３８から出力される角度検出信号ＡＳをそれぞれ監視する。
モータグレーダ１が旋回を開始すると、旋回半径演算手段６３は、前輪操舵角度検出信号ＶＳ_L，ＶＳ_Rの情報から、操舵角度α_L，α_Rの平均値を計算して平均操舵角度α_AVを算出するとともに、操舵方向を判定し、かつ図６のグラフに基づく記憶手段１０１内のルックアップテーブルを参照して所定の旋回半径Ｒ_STを導き出す。この際、操舵角度α_L，α_Rの差分により、左側に旋回しているか、または右側に旋回しているかといった旋回方向も判断される。
また、旋回半径演算手段６３は、角度検出信号ＡＳの情報からアーティキュレート角度（連結角度）βを検出するとともに、屈曲方向を判定し、かつ図７のグラフに基づく記憶手段１０１内のルックアップテーブルを参照して所定の旋回半径ＲＡＲを導き出す。
この後、旋回半径演算手段６３は、前輪２，３の旋回方向と、各クレーム５１，５２の屈曲方向が同じであるか否かを判断し、方向が同じである場合には、次の（１）の関数によって旋回半径Ｒを算出し、方向が異なる場合には、次の（２）の関数によって旋回半径Ｒを算出する。
【００４５】
Ｒ＝ｆ₁(Ｒ_ST，Ｒ_AR) … （１）
Ｒ＝ｆ₂(Ｒ_ST，Ｒ_AR) … （２）
【００４６】
次いで、旋回半径演算手段６３により、例えば、旋回半径Ｒが２０ｍと算出された場合において、前輪回転数制御手段６６は、図８のグラフに基づくルックアップテーブルを参照し、旋回半径Ｒ＝２０ｍのときの回転数比ｎ₁を導き出す。図８のグラフによれば、ｎ₁＝１．２であり、前輪２，３を後輪４，５よりも１．２倍速く回転させる必要があると判断する。
また、前輪回転数制御手段６６は、後輪４，５の回転数Ｍｒｐｍを算出する機能を有している。後輪４，５の回転数Ｍｒｐｍは、コンバータ出力側回転センサ６７からのコンバータ回転数検出信号ＱＳと、速度段検出センサ３６からの速度段検出信号ＴＳとに基づいて算出される。この後輪４，５の回転数Ｍｒｐｍを１．２倍した回転数（１．２Ｍｒｐｍ）が前輪２，３に要求される必要回転数となる。
さらに、前輪回転数制御手段６６は、エンジン回転センサ６５からのエンジン回転数検出信号ＥＳを監視し、また、ソレノイドバルブ２６への速度段切換信号ＭＳの出力状況、すなわち油圧モータ１４，１５の速度段を監視している。
【００４７】
以下では、例えば、エンジン回転数検出信号ＥＳからエンジン６の回転数が１０００ｒｐｍと判断され、油圧モータ１４，１５の速度段が１段目であると判断されたものとして説明する。
この条件によれば、前輪２，３の必要回転数が１．２Ｍｒｐｍでエンジン６の回転数が１０００ｒｐｍであるから、これらの回転数比ｎ₂は、１．２×１０^-3Ｍとなる。従って、前輪回転数制御手段６６は、図９のグラフに基づくルックアップテーブルを参照し、油圧モータ１４，１５の速度段が１段目のときの最適斜板角θ₁を得るとともに、油圧ポンプ１３をこの斜板角θ₁に調整して作動油の最適な吐出油流量を確保し、油圧モータ１４，１５で駆動される前輪２，３を後輪４，５の１．２倍の速さで回転させる。
なお、油圧モータ１４，１５の速度段が２段目にある場合には、図９からも明らかなように、前輪回転数制御手段６６は最適斜板角θ₂を得る。そして、この斜板角θ₂は、斜板角θ₁よりも小さくなり、より少ない作動油の吐出油流量で斜板角θ₁のときと同じ回転数で前輪２，３を回転させることになる。
以上が、モータグレーダ１の旋回時における前輪２，３の回転補正制御の流れである。
【００４８】
ところで、後輪４，５の回転数が同じＭｒｐｍであっても、エンジン６の回転数が異なる場合がある。前述の例でいえば、後輪４，５の回転数がＭｒｐｍのときにはエンジン６の回転数が１０００ｒｐｍであったが、変速機９の速度段がより高い位置（小歯車比側）にあるときには、例えば、８００ｒｐｍ程度の低いエンジン回転数で同じ後輪４，５の回転数Ｍｒｐｍが得られる。
また、勾配を下る場合などにも、トルクをさほど必要としないので、変速機９が同じ速度段であるにもかかわらず、低いエンジン回転数で同じ後輪４，５の回転数Ｍｒｐｍが得られる。
このような条件では、図９のグラフにおいて、エンジン回転数が１０００ｒｐｍから８００ｒｐｍに下がるため、回転数比ｎ₂が１．５×１０^-3Ｍと大きくなる。
ただし、このような運転時には、ｎ₂があまりにも大きくなり、油圧モータ１４，１５の速度段を１段目にしたのでは、最適斜板角がθ３となって最大斜板角θＭＡＸを越える可能性があるので（斜板角θを最大にしても、前輪２，３の回転数が後輪４，５の回転数に追いつかない状態）、コントローラ１００は、モータ１４，１５の速度段を予め自動的に２段目に切り換える。従って、前輪回転数制御手段６６は、最適斜板角θ₃ではなく、最適斜板角θ₄を得ることになる。
【００４９】
また、前輪２，３の旋回方向と各フレーム５１，５２の屈曲方向とが異なる場であって、前輪２，３の向きを後輪４，５と同じにしてモータグレーダ１を直進させる場合がある。このような場合には、前記関数（２）により、実際の旋回半径はＲ＝∞として検出され、図８のグラフでの回転数比がｎ₁＝１と判断される。つまり、図９のグラフでの前輪２，３に要求される必要回転数は後輪４，５の回転数と同じになる。この必要回転数から最適斜板角θを求める方法は、旋回時と同じである。
【００５０】
さらに、ブレード５０を地面に付けて旋回する場合や、地面が滑り易い状態の場合で、かつ旋回半径Ｒが前述同様２０ｍのときに、前述の如く前輪２，３を後輪４，５の１．２倍もの速さで回転させたのでは、前輪２，３がスリップすることがある。このような場合には、回転数比ｎ₁（図８）をより小さくすることが望まれる。
そこで、本実施形態の前輪回転数補正システム６０では、地面の状況を判断したオペレータは、図４に示す前輪回転コントロールレバー３５の操作により、図８中の関係曲線６８を図中の左側にシフトさせ、旋回半径Ｒにおける回転数比ｎ１（図８）を一律に小さくすることが可能である（一点鎖線参照）。こうすることにより、前輪２，３でのトルクが抑えられ、スリップが生じにくくなる。
【００５１】
このような本実施形態によれば、以下のような効果がある。
(１)前輪回転数補正システム６０では、前輪２，３の操舵角度α_L，α_Rと、各フレーム５１，５２のアーティキュレート角度βとから旋回半径Ｒを決定し、この旋回半径Ｒ、後輪４，５の回転数Ｍ、エンジン６の回転数、および油圧モータ１４，１５の速度段に基づいて、前輪２，３を後輪４，５よりも自動的に高速回転させるので、モータグレーダ１の旋回中に補正レバー等を操作する従来の煩わしさや、前輪２，３の回転数を後輪４，５の回転数に合わせ込むといった熟練を有する作業を無くすことができ、前輪２，３の回転数を容易かつ正確に制御してタイトコーナーブレーキング現象を確実に防止できる。
【００５２】
(２)前輪２，３の目標回転数は旋回半径Ｒに基づいて決められるため、旋回半径Ｒが小さいほど前輪２，３の目標回転数を高くできるなど、旋回半径Ｒに見合った回転数で前輪２，３を高速に回転させることができ、タイトコーナーブレーキング現象をより確実に防止できる。
また、本システム６０では、後輪４，５のスリップに関係なく前輪２，３の回転数を十分に高くでき、後輪４，５が必ずしもスリップしない車両旋回時でも、前輪２，４を確実に高速回転にできる。
【００５３】
(３)前輪２，３を高速にする際の回転数比ｎ₁は、前輪回転コントロールレバー３５によって変更可能であるから、前輪２，３がスリップし易い状態では、回転数比ｎ₁を小さく設定して前輪２，３でのトルクを下げることができ、前輪２，３を確実に地面にグリップさせてスリップするのを防止できる。従って、ブレード５０を地面に付けることで前輪２，３の接地圧が小さくなる場合や、圧雪された地面上においても、旋回を安全かつスムーズにできる。
【００５４】
(４)また、前輪回転コントロールレバー３５を操作することにより、油圧ポンプ１３からの吐出油流量を制御でき、前輪２，３のスリップ具合に応じてその回転数を任意に調整できるため、ブレード５０を使用して作業する場合では、接地圧が減少した前輪２，３がそのままスリップし続けるのを防止でき、エネルギが無駄に消費されるのを抑制できる。
【００５５】
(５)後輪回転数検出手段６４は、トルクコンバータ８の出力側の回転数を検出するコンバータ出力側回転センサ６７と、トルクコンバータ８の出力側に接続された変速機９の速度段を検出する速度段検出センサ３６とで構成されているため、トルクコンバータ８によってエンジン回転数がそのまま変速機９の入力側の回転数とはならない本実施形態においても、変速機９に入力される回転数と変速機９での速度段とを検出することで、後輪４，５の回転数Ｍｒｐｍを正確に算出できる。
【００５６】
(６)前輪回転数補正システム６０では、油圧ポンプ１３からの吐出油流量を制御することで油圧モータ１４，１５、ひいては前輪２，３を高速回転させるので、油圧モータ１４，１５を可変にする必要がないなど、構造を簡単にしてその小型化を図ることができる。このため、ナックル７０内の狭い配置スペースに油圧モータ１４，１５を良好に収容できる。
【００５７】
(７)油圧モータ１４，１５には２段の速度段が設定されているが、前輪回転数補正システム６０では、油圧モータ１４，１５の速度段をも、油圧ポンプ１３からの吐出油流量を制御する際の一パラメータとして扱うので、速度段が１，２段目のいずれに設定されている場合でも、この速度段を正しく検出して油圧ポンプ１３の斜板角θを正確に調整でき、最適な吐出油流量を確保して車両をスムーズに旋回させることができる。
【００５８】
(８)エンジン６での燃料消費量を抑えるために、エンジン回転数を低速回転に維持しつつ、変速機９の速度段を小歯車比側にして後輪４，５を高速で回転せることがある。このような場合には、油圧ポンプ１３も低回転数で駆動されるので、この油圧ポンプ１３での吐出油流量を最大にしても、油圧モータ１４，１５の回転が限界となり、前輪２，３を後輪４，５よりも高速で回転させることができない可能性が生じる。
これに対し、本実施形態での油圧モータ１４，１５を用いれば、速度段が１段目のときに、油圧ポンプ１３からの吐出油流量が最大となってこれ以上油圧モータ１４，１５を高速回転できない状態になっても、速度段を２段目に切りかえることにより、油圧モータ１４，１５をより高速で回転させることができる。また、このような軽トルク高速駆動を行うことで、低燃費を実現できる。
【００５９】
なお、本発明は、前記実施形態に限定されるものではなく、本発明の目的を達成できる他の構成等を含み、以下に示すような変形等も本発明に含まれる。
例えば、図１０に示すように、油圧ポンプ１３を可変にして吐出油流量を制御するのに加え、油圧モータ１１４，１１５を斜板式や斜軸式の可変容量式にして、一定供給油流量での回転数を可変にし、この油圧モータ１１４，１１５の斜板角や斜軸角をコントローラ１００からの制御信号ＣＳ_L，ＣＳ_Rで個別に制御することにより、図４に示すソレノイドバルブ２６を用いることなく前輪２，３を後輪４，５よりも高速で回転させてもよい。このような発明は、請求項５に含まれる。
【００６０】
そして、可変式の油圧モータ１１４，１１５を用いた構成では、これらの油圧モータ１１４，１１５を別々に制御することにより、モータグレーダ１が旋回するときに、左右の前輪２，３のうちの外輪側を積極的に速く、内輪側を積極的に遅く回転させることができ、旋回を一層スムーズにできる。
また、油圧モータ１１４，１１５は、コントローラ１００からの制御信号ＣＳ_L，ＣＳ_Rによって直接制御されて回転数が変更されるため、油圧ポンプ１３からの吐出油流量が少ない場合など、軽トルク高速駆動を確実に実現できる。このため、トルクコンバータ８の特性により、エンジン６の回転数が高速側から急激に落ち込んだ際に、トルクコンバータ８の出力側の回転が高速に維持され、よって後輪４，５が依然高速で回転し続ける場合でも、前輪２，３を引き続き高速で回転させることができ、この間でのタイトコーナーブレーキング現象を生じにくくできる。
【００６１】
なお、油圧ポンプ１３を固定式とし、油圧モータ１１４，１１５の制御のみで、前輪２，３を後輪４，５よりも高速で回転させてもよく、このような場合でも前記請求項５の発明に含まれる。
さらに、油圧モータ１１４，１１５の斜板角や斜軸角を、個別の制御信号ＣＳ_L，ＣＳ_Rで制御するのではなく、一つの制御信号で制御してもよい。
前記実施形態や図１０に示す変形例では、左右の前輪２，３のそれぞれが個別の油圧モータ１４，１５，１１４，１１５で駆動されていたが、両方の前輪２，３を一つの油圧モータで駆動した場合でも本発明に含まれる。
【００６２】
また、前記実施形態で前輪２，３の両方の操舵角度α_L，α_Rを検出するのは、リンク機構上、ステアリング操作によって生じる操舵角度α_L，α_Rが左前輪２と右前輪３とで異なるからでもあるが、このような操舵角度α_L，α_Rの差分から旋回方向を容易に特定することも可能だからである。つまり、前記実施形態では、旋回時の内輪側の操舵角度が外輪側の操舵角度よりも常に大きくなるリンク構造であるため、例えば、検出の結果、操舵角度α_Lが操舵角度α_Rよりも大きければ、車両は左車輪２が内輪で右前輪３が外輪となる左旋回状態にあると容易に判断される。
【００６３】
ところで、このことは、仮に前輪２，３の旋回方向を他のセンサ等による別の手段で特定できるのであれば、必ずしも両方の操舵角度α_L，α_Rから旋回半径Ｒ_STを求める必要がないことを意味する。なぜならば、前輪２，３の旋回方向を特定できれば、一方の前輪操舵角度に対する他方の前輪操舵角度を、リンクの構造上計算によって算出でき、実際に検出した一方の操舵角度と、計算上求めた他方の操舵角度とから、旋回半径Ｒ_STを同様に導き出せるからである。
しかし、車両の旋回方向を特定するのに別の手段を設けるのはコスト的にも不経済で、しかも旋回半径Ｒ_STの演算等も複雑になる可能性があるため、前記実施形態のように、同様な２つの操舵角度センサ６１，６２を用いて操舵角度と旋回方向との両方を検出できるようにすることがよい。
【００６４】
前記実施形態では、前輪操舵角度検出手段として、キングピン７３を中心とした前輪２，３の操舵角度α_L，α_Rを検出する操舵角度センサ６１，６２が用いられていたが、本発明に係る前輪操舵角度検出手段としては、これに限定されるものではなく、左右のステアリングシリンダ７４の進退量を検出するセンサ等であってもよい。
【００６５】
前記実施形態の前輪回転数補正システム６０は、モータグレーダ１に適用されていたが、本発明の前輪回転数補正システムは、これに限定されず、例えば、屈曲式のフレームを備えた大型のホイルローダ等、他の建設機械に適用できる。要するに、本発明は、変速機を介して伝達されるエンジンの出力で後輪を駆動するとともに、前記エンジンの出力を油圧ポンプに伝達し、かつこの油圧ポンプからの吐出油で回転する油圧モータで前輪を駆動する全輪駆動装置と、前輪が設けられたフロントフレームと、後輪が設けられたリアフレームとを備え、これらのフレームが角度調整可能に連結されている全輪駆動車両に適用できる。
【００６６】
【発明の効果】
以上に述べたように、本発明によれば、屈曲式のフレームを有している場合でも、車両旋回時の前輪の回転数を容易かつ正確に制御でき、タイトコーナーブレーキング現象を確実に防止できるという効果がある。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態に係る前輪回転数補正システムが適用されたモータグレーダを模式的に示す全体図である。
【図２】前記モータグレーダの要部を示す平面図である。
【図３】前記モータグレーダの他の要部を示す平面図である。
【図４】前記モータグレーダの概略構成を示す構成図である。
【図５】前記モータグレーダの一構成部品を示す断面図である。
【図６】前記実施形態で用いられるルックアップテーブルの内容を示すグラフである。
【図７】前記実施形態で用いられる他のルックアップテーブルの内容を示すグラフである。
【図８】前記実施形態で用いられるさらに他のルックアップテーブルの内容を示すグラフである。
【図９】前記実施形態で用いられるまた別のルックアップテーブルの内容を示すグラフである。
【図１０】本発明の変形例を示す構成図である。
【符号の説明】
１全輪駆動車両であるモータグレーダ
２左前輪
３右前輪
４左後前輪
５左後後輪
６エンジン
８トルクコンバータ
９変速機
１２全輪駆動装置
１３油圧ポンプ
１４左油圧モータ
１５右油圧モータ
３６速度段検出手段である速度段検出センサ
３８アーティキュレート角度検出手段である角度センサ
５１フロントフレーム
５２リアフレーム
６０前輪回転数補正システム
６３旋回半径演算手段
６４後輪回転数検出手段
６５エンジン回転数検出手段であるエンジン回転センサ
６６前輪回転数制御手段
６７コンバータ出力側回転数検出手段であるコンバータ出力側回転センサ
Ｎ_L 左前輪の回転数
Ｎ_R 右前輪の回転数
Ｍ後輪の回転数
Ｒ旋回半径
α_L 旋回角度
α_R 旋回角度
β アーティキュレート角度[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a front-wheel rotational speed correction system for an all-wheel drive vehicle, and relates to a construction machine such as a motor grader or a wheel loader having a bendable frame and an all-wheel drive device. The present invention relates to a front wheel rotational speed correction system.
[0002]
[Background]
A recent motor grader or the like may be provided with an all-wheel drive device that drives all the front and rear wheels.
This all-wheel drive device drives a rear wheel with the output of an engine transmitted via a transmission, transmits the output of the engine to a hydraulic pump, and rotates with a discharge oil from the hydraulic pump. The left and right front wheels are driven respectively.
[0003]
By the way, when the vehicle turns, the turning radius of the front wheels is larger than the turning radius of the rear wheels due to the difference between the inner wheels, so the front wheels need to be rotated faster than the rear wheels. For example, in a rear-wheel drive type vehicle in which only the rear wheels are driven, there is no problem because the front wheels rotate freely according to the turning radius, but the all-wheel drive device in which the rotation of the front wheels is synchronized with the rotation of the rear wheels. The vehicle equipped with the vehicle cannot absorb the difference in rotation between the front and rear wheels due to the difference between the inner wheels when turning, and turns with the brake applied to the front wheels. For this reason, unless the front wheels are rotated at a higher speed than the rear wheels, a so-called tight corner braking phenomenon occurs during turning, and the vehicle does not turn smoothly.
[0004]
Japanese Patent Publication No. 63-2810 discloses a technique for rotating a front wheel driven by a hydraulic motor at a higher speed than a rear wheel driven by an engine. ) Only rotating at high speed.
Also, in Japanese Patent Publication No. 6-503280, the hydraulic pressure applied to the hydraulic motor is monitored and controlled, so that the rotational speed of the hydraulic motor is changed according to the slip amount of the rear wheel, and the front wheel is made more than the rear wheel. A technique for rotating at high speed is disclosed.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the technique described in Japanese Patent Publication No. 63-2810, the front wheels always rotate at the same rate as the rear wheels, so the vehicle turns at the same speed (same rear wheel speed) and at different turning radii. When it comes to problems. In other words, the smaller the turning radius, the more the front wheels need to be rotated at a higher speed, whereas in the above-mentioned technique in which the rotational speed of the front wheels is determined regardless of the turning radius, the front wheels are rotated at a rotational speed commensurate with the turning radius. Therefore, the tight corner braking phenomenon cannot be reliably prevented.
Furthermore, there is a problem that the front wheels cannot be rotated at a sufficiently high speed, for example, when the vehicle is turned with a small turning radius to the extent that the front wheels are rotated at a high speed by several percent compared to the rear wheels.
[0006]
Further, in the technique described in JP-T-6-503280, slip of the rear wheel is a requirement, so the front wheel does not rotate at a high speed when the vehicle turns without the rear wheel slipping. Corner braking phenomenon cannot be reliably prevented.
In this technique, which monitors only the hydraulic pressure to the hydraulic motor, it is not possible to detect the slip of the front wheel. For example, when working with the blade attached to the ground, if the ground pressure of the front wheel decreases and slip is likely to occur, There is a possibility that the motor rotates at a high speed without sufficient hydraulic pressure, and the front wheels continue to slip as they are. In such a state, energy is wasted.
[0007]
On the other hand, in order to solve these problems, there is a case where a correction lever for manually controlling the rotation of the hydraulic motor is provided, and the front wheel is rotated at a higher speed than the rear wheel by operating the correction lever during turning of the vehicle. is there. In such a case, the turning front wheel can be rotated at a higher speed than the rear wheel at an arbitrary rate, and the vehicle can be turned smoothly.
However, it is troublesome to operate the correction lever while turning the vehicle, and to operate the correction lever in addition to the steering operation during turning. Moreover, skill is required and it is not easy to properly adjust the rotation speed of the front wheels according to the speed and turning radius of the vehicle.
[0008]
On the other hand, it is also possible to determine the turning radius by detecting the steering angle of the front wheel and to rotate the front wheel at a higher speed than the rear wheel based on this turning radius.
However, in a bent motor grader in which the front wheels and the rear wheels are attached to separate frames and each frame is connected to the angle adjustment material, not only the steering operation but also the front frame on the front wheel side Even if the rear frame is bent (articulated), the turning radius on the front wheel side changes significantly compared to the rear wheel side, so the correct turning radius cannot be obtained only by detecting the steering angle. There is.
[0009]
An object of the present invention is to provide a front wheel of an all-wheel drive vehicle that can easily and accurately control the number of rotations of the front wheel when turning the vehicle, and can reliably prevent a tight corner braking phenomenon even when the vehicle has a bent frame. It is to provide a rotational speed correction system.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
The front wheel rotational speed correction system for an all-wheel drive vehicle according to claim 1 drives the rear wheels with the output of the engine transmitted through the transmission, and transmits the output of the engine to the hydraulic pump. An all-wheel drive device that drives front wheels with a hydraulic motor that rotates with oil discharged from the vehicle, a front frame provided with the front wheels, and a rear frame provided with the rear wheels, and the angles of these frames can be adjusted. A front-wheel rotational speed correction system for an all-wheel drive vehicle used in an all-wheel drive vehicle connected to a front wheel steering angle detecting means for detecting a steering angle of the front wheel, and a connection angle between the front frame and the rear frame. Articulating angle detecting means for detecting, turning radius for calculating turning radius of the vehicle based on the steering angle of the left and right front wheels and the connecting angle of each frame Calculating means, rear wheel speed detecting means for detecting the rotational speed of the rear wheel, engine speed detecting means for detecting the engine speed, the turning radius, the speed of the rear wheel, and the engine speed. Front wheel rotational speed control means for rotating the front wheel at a higher speed than the rear wheel based on, The turning radius calculating means uses a first function for calculating a turning radius when the steering direction of the front wheel and the bending direction of the front frame with respect to the rear frame are the same, and the steering direction of the front wheel and the front wheel When the bending direction of the frame and the rear frame is not the same, the turning radius is calculated using a second function different from the first function. It is characterized by that.
[0011]
In the present invention, the front wheel steering angle detection means detects the front wheel steering angle, the articulate angle detection means detects the connection angle of each frame, and then calculates the turning radius based on the steering angle and the connection angle. Means to calculate the turning radius on the front wheel side. Then, the front wheel speed control means first determines how many times the front wheel should be rotated at a higher speed than the rear wheel based on the turning radius, and then determines the magnification and the rear wheel speed detection means. The required rotational speed of the front wheel, that is, the required rotational speed of the hydraulic motor is determined from the rotational speed of the wheel. Further, in this front wheel speed control means, the optimum discharge oil flow rate from the hydraulic pump is determined according to the engine speed detected by the engine speed detection means, and this discharge oil is supplied to the hydraulic motor to perform the necessary rotation. The hydraulic motor is rotated by a number, and the front wheels are automatically rotated at a higher speed than the rear wheels. According to the above, the troublesome operation of the correction lever and the like during turning and the uncertainty that occurs when adjusting the rotation speed are eliminated, and not only the steering angle of the front wheels but also the connection angle of each frame is taken into account. As a result, an accurate turning radius can be obtained, and the object can be achieved.
[0012]
According to a second aspect of the present invention, a torque converter is provided between the engine and the transmission, and the rear wheel rotation speed detection means detects a rotation speed on the output side of the torque converter and outputs the rotation speed on the converter output side. It is preferable that the detection means and a speed stage detection means for detecting the speed stage of the transmission connected to the output side of the torque converter.
Some all-wheel drive vehicles are configured to transmit engine output to a transmission via a torque converter. In such a configuration, due to torque transmission loss in the torque converter, the rotational speed of the engine does not directly become the rotational speed on the input side of the transmission.
Therefore, in the present invention, the output speed of the torque converter, that is, the rotational speed input to the transmission is detected by the converter output speed detecting means. As a result, even in an all-wheel drive vehicle equipped with a torque converter, the rotational speed of the rear wheels can be accurately detected by detecting the rotational speed input to the transmission and detecting the speed stage in the transmission. Become.
[0013]
According to a third aspect of the present invention, the front wheel rotation speed control means controls the flow rate of oil discharged from the hydraulic pump supplied to the hydraulic motor based on the turning radius, the rotation speed of the rear wheel, and the rotation speed of the engine. May be.
In such a configuration, the hydraulic pump side is made variable and the discharge oil flow rate is controlled, so the structure on the hydraulic motor side can be simplified and the size can be reduced, and the hydraulic motor can be well accommodated in a narrow space on the front wheel side. Will come to be.
[0014]
In this case, in the invention of claim 4, a plurality of speed stages are set in the hydraulic motor, and the front wheel rotation speed control means includes the turning radius, the rotation speed of the rear wheel, and the rotation speed of the engine, It is desirable to control the flow rate of oil discharged from the hydraulic pump based on the speed stage of the hydraulic motor.
In such a configuration, since the flow rate of oil discharged from the hydraulic pump is controlled based on the speed stage of the hydraulic motor, the speed stage is correctly detected and the flow rate of oil discharged from the hydraulic pump is optimally secured, and the vehicle turns. Is done smoothly.
[0015]
On the other hand, in the invention of claim 5, the hydraulic motor is provided with a variable number of revolutions at a constant oil supply amount, and the front wheel revolution number control means comprises the turning radius, the rear wheel revolution number, and the engine revolution. The number of rotations of the hydraulic motor may be controlled based on the number.
In such a configuration, since each hydraulic motor is variable, it is possible to vary the rotational speed of the left and right front wheels by providing such a hydraulic motor to each of the left and right front wheels. That is, when the vehicle turns, it is advantageous for turning that the outer wheel side of the left and right front wheels is rotated fast and the inner wheel side is rotated slowly. By controlling each front wheel in this way, the turning can be performed more smoothly.
In particular, in the configuration in which the engine output is transmitted to the transmission via the torque converter, if the engine speed is drastically decreased from the high speed side, the rear wheels It continues to rotate at high speed. At this time, the rotational speed difference between the engine speed (hydraulic pump) and the rear wheel increases, and even if the discharge oil flow rate from the hydraulic pump is maximized, the front wheel cannot be rotated at a higher speed than the rear wheel. There is a possibility that tight corner braking phenomenon occurs.
However, according to the present invention, since the rotational speed of the hydraulic motor that drives the front wheels is directly controlled, even if the discharge oil flow rate of the hydraulic pump is small, light torque high speed driving is reliably realized with a small discharge oil flow rate, The rotational speed of the hydraulic motor is maintained at high speed, and the tight corner braking phenomenon is less likely to occur.
The present invention controls the rotational speed of each hydraulic motor based on the turning radius, the rotational speed of the rear wheel, and the rotational speed of the engine, and is used for determining the flow rate of oil discharged from the hydraulic pump. This differs from the invention of claim 4 in which the speed stage of the hydraulic motor is used as a parameter.
[0016]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
FIG. 1 is an overall view schematically showing a motor grader 1 as an all-wheel drive vehicle to which a front wheel rotational speed correction system according to an embodiment of the present invention is applied. FIGS. 2 and 3 are different from each other in the motor grader 1. FIG. 4 is a configuration diagram showing a schematic configuration of a main mechanism of the motor grader 1, and FIG. 5 is a cross-sectional view showing one component thereof. First, the main configuration of the motor grader 1 will be described with reference to FIGS.
[0017]
1 and 2, a motor grader 1 includes a left front wheel 2 and a right front wheel 3 that are a pair of left and right front wheels, and a left rear front wheel, a left rear rear wheel, and a right rear wheel that are rear wheels on each of two wheels on one side. This is a 6-wheeled vehicle with front wheels 4 and right rear rear wheel 5, with a flat surface finish on the ground, snow removal work, light cutting, material by blade 50 provided between front wheels 2, 3 and rear wheels 4, 5. Mixing can be performed.
[0018]
The front wheels 2 and 3 are provided on the front frame 51 together with the blade 50, and the rear wheels 4 and 5 are provided on the rear frame 52 side. As shown in FIG. 2, the front frame 51 is rotatably connected to the rear frame 52 at a position substantially below the cockpit by a vertical center pin 53. The front frame 51 is rotated by extending and contracting the articulate cylinder 54 connected between the frames 51 and 52 by operating a lever from the cockpit. Then, by bending (articulating) the front frame 51 with respect to the rear frame 52, it is possible to further reduce the turning radius when the motor grader 1 turns.
[0019]
Further, the front wheels 2 and 3 are connected to the front frame 51 (FIG. 1) via a knuckle 70, a knuckle support 71, and a front axle 72, as representatively shown in the right front wheel 3 in FIG. 3.
The knuckle 70 is connected to the knuckle support 71 via the kingpin 73 and turns around the kingpin 73. This turning operation is performed by a steering cylinder 74 having both ends connected between the knuckle 70 and the front axle 72 by a steering operation in the cockpit. The knuckle arms 70 of the front wheels 2 and 3 are connected by a tie rod 75.
The front axle 72 includes a first cross member 76 that supports the lower front side of the knuckle support 71 and a second cross member 77 that supports the lower rear side.
[0020]
Further, a leaning cylinder (rod) 78 for inclining (leaning) the right premise 3 in the left-right direction is connected to the upper front side of the knuckle support 71, and this leaning operation is performed to the left front wheel 2 (see FIG. The leaning rod 79 that is transmitted to the) side and simultaneously tilted is connected. This leaning is effective for further reducing the turning radius when the motor grader 1 turns.
Since the left and right knuckles 70 are connected to each other by the tie rods 75 as described above, when the right knuckle 70 is turned by one steering cylinder 74, the left knuckle 70 is also turned in conjunction with the knuckle. Even in such a case, it is preferable to provide the steering cylinder 74 on the left side and to turn each knuckle 70 by the individual steering cylinder 74. This is because, for example, when the turning operation is performed with only one steering cylinder 74 on the right front wheel 3 side, due to the difference in speed when the rod moves forward and backward, the left turning when the rod moves forward and the right turning when the rod moves backward This is because the steering operation is uncomfortable.
[0021]
As shown in FIG. 4, the front wheels 2 and 3 are driven by a hydraulic system 7 connected to one output side of the engine 6, and the rear wheels 4 and 5 are connected to the other output side of the engine 6. The torque converter 8, the transmission 9, the final reduction device 10, and the tandem device 11 are driven. That is, the motor grader 1 is an all-wheel drive vehicle in which the front and rear wheels 2 to 5 are driven by the power generation and transmission devices 6 to 11, and the devices 6 to 11 constitute the all-wheel drive device 12. is doing.
Most of such all-wheel drive devices 12 (the engine 6, a part of the hydraulic system 7, the torque converter 8, the transmission 9, and the final reduction gear 10) are supported by the rear frame 52.
[0022]
The hydraulic system 7 of the all-wheel drive device 12 includes a hydraulic pump 13 that is directly driven by the output of the engine 6, and a left hydraulic motor that is rotated by hydraulic oil discharged from the hydraulic pump 13 to drive the front wheels 2 and 3. 14 and a right hydraulic motor 15.
[0023]
In the present embodiment, the hydraulic pump 13 is a swash plate type axial plunger pump. In the hydraulic pump 13, the angle of the swash plate is changed by the control signal CS output from the controller 100 functioning as a kind of computer, and the discharge flow rate of the hydraulic oil is controlled (variable displacement type). Further, in the hydraulic pump 13, the hydraulic oil discharge direction can be switched to the flow paths A and B by the direction switching signal DS output from the controller 100, and the hydraulic motors 14 and 15 rotate by switching the discharge direction. The motor grader 1 is moved forward or backward by changing the direction.
However, the hydraulic pump used is not limited to the swash plate type, but may be a swash shaft type or the like.
[0024]
The hydraulic motors 14 and 15 are of a radial piston type in this embodiment, and are integrated into a knuckle 60 shown in FIG. The hydraulic motors 14 and 15 are fixed to a central rotary valve 16 and a fixed core 17 into which the rotary valve 16 is inserted, as shown in FIGS. A rotatable cam ring 18 disposed on the outer peripheral side of the core 17 is provided, and the cam ring 18 is connected to the front wheels 2 and 3.
[0025]
A plurality of cylinders 19 are formed radially on the fixed core 17, and a piston 21 having a roller 20 at the tip is accommodated in each cylinder 19 so as to freely advance and retract.
As shown in FIG. 5 (A), each piston 21 sequentially advances along the circumferential direction with hydraulic oil supplied from the supply port 22 of the rotating rotary valve 16 into the cylinder 19, and the hydraulic oil is discharged from the discharge port. It moves backward in the order which advanced by discharge | emission through 23 and the urging | biasing force of the urging | biasing member which is not shown in figure. During this time, the roller 20 of the piston 21 that has advanced advances contact with the cam surface 24 inside the cam ring 18 and rotates the cam ring 18.
[0026]
On the other hand, FIG. 5B shows a state in which all the pistons 21 are retracted. Such a state is realized by shutting off the supply of hydraulic oil to the hydraulic motors 14 and 15 side. The supply of hydraulic oil is cut off by operating the freewheel valve 25 with a drive system switching signal KS from the controller 100. In this state, the motor grader 1 is released from the all-wheel drive and becomes the rear-wheel drive.
[0027]
Incidentally, for example, a second speed stage is set in the hydraulic motors 14 and 15 (a fixed two-stage, not a variable).
In the first stage, as shown in FIG. 5A, hydraulic oil is supplied to all pistons 21 from the supply port 22 of the rotary valve 16.
As the second stage, among the ten pistons 21, for example, hydraulic oil is supplied only to four pistons 21 that are arranged at the position of × and are not adjacent to each other in the circumferential direction, and hydraulic oils are supplied to the other six pistons 21. Is not supplied. At this time, the other six pistons 21 are completely retracted as shown in FIG. 5B and do not contact the cam ring 18. At this speed stage, if the flow rate of oil discharged from the hydraulic pump 13 is the same as that in the first stage, the number of pistons 21 to which hydraulic oil is supplied is reduced to four, and the acting hydraulic pressure is increased. The piston 21 advances and retreats at high speed, and the cam ring 18 rotates at a higher speed than the first stage. On the contrary, even when the discharge oil flow rate is set to be equal to or less than half of the first stage, the same number of rotations as the first stage can be obtained.
These first and second speed stages are automatically switched according to the speed stage of the transmission 9 and the like by a solenoid valve 26 that is operated by a speed stage switching signal MS from the controller 100.
[0028]
Returning to the hydraulic system 7 of FIG. 4, hydraulic sensors 27 and 28 are provided in the flow paths A and B from the hydraulic pump 13, respectively, and by a hydraulic pressure detection signal OS output from the hydraulic sensors 27 and 28 to the controller 100, It is judged whether the hydraulic pressure in the hydraulic circuit is appropriate.
[0029]
Further, a communication channel C that connects the channels A and B is provided on the hydraulic pump 13 side of the free wheel valve 25, and an inching valve 29 is provided in the communication channel C.
The inching valve 29 is operated by a power transmission switching signal BS from the controller 100. When the communication channel C is in a disconnected state by the inching valve 29 (the state shown in FIG. 4), the hydraulic oil discharged from the hydraulic pump 13 is supplied to the hydraulic motors 14 and 15. Oil circulates in the flow paths A to C and is not supplied to the hydraulic motors 14 and 15, so that power is not transmitted. Such an inching valve 29 is used to temporarily stop driving the front wheels 2 and 3 by the hydraulic motors 14 and 15 for a short time.
[0030]
Here, the hydraulic motors 14 and 15 are connected in parallel to the flow paths A and B. Specifically, the first left branch flow path D from one of the left hydraulic motors 14 and the first right branch flow path E from one of the right hydraulic motors 15 are connected to the flow path A. The second left branch flow path F from the other of the left hydraulic motor 14 and the second right branch flow path G from the other of the right hydraulic motor 15 are connected to each other.
[0031]
The flow path A, the first left branch flow path D, and the first right branch flow path E are connected by a flow collecting valve 30.
The flow collecting valve 30 includes throttles 31 and 32 on the branch flow paths D and E side. In the branch flow valve 30, for example, during forward operation when the hydraulic oil is discharged from the hydraulic pump 13 to the flow path A side, the hydraulic oil is divided into equal flow rates to the hydraulic motors 14 and 15, and on the contrary, the hydraulic oil flows. For example, during backward operation discharged to the path B side, the hydraulic oil passing through the branch flow paths D and E is collected at an equal flow rate. As a result, the second left branch flow path F and the second right branch flow flow from the flow path B. The flow rate divided into the path G is made uniform.
[0032]
The first left branch channel D and the first right branch channel E communicate with each other through a bypass channel H. A throttle 33 is provided in the bypass channel H. The bypass passage H and the throttle 33 supply slightly more hydraulic oil to the one hydraulic motor 14 (15) on the outer ring side than the other hydraulic motor 15 (14) on the inner ring side when turning. It has a function. As a result, one front wheel 2 (3), which is an outer ring, is rotated somewhat faster than the other front wheel 3 (2), which is an inner ring, so that the vehicle can turn more smoothly.
[0033]
4, the controller 100 includes a drive system changeover switch 34 provided in the cockpit, a front wheel rotation control lever 35, a speed stage detection sensor 36 as speed stage detection means, a limit switch 37, and FIG. Also, an outdoor angle sensor 38 shown in FIG.
[0034]
The drive system changeover switch 34 switches the drive system of the motor grader 1 to all-wheel drive and rear-wheel drive, and outputs a switching signal SS to the controller 100 when the switch 34 is turned on / off. 100 outputs a drive system switching signal KS to the above-described free wheel valve 25 to switch the drive system.
[0035]
The front wheel rotation control lever 35 adjusts the swash plate angle of the hydraulic pump 13 by manual operation, and outputs a swash plate angle adjustment signal FS to the controller 100 each time the tiltable control lever 35 is tilted. The received controller 100 outputs a control signal CS to the hydraulic pump 13 to change the angle of the swash plate. Such a front wheel rotation control lever 35 is used to reduce the torque at the front wheels 2 and 3 where the ground contact pressure is lowered during work using the blade 50, etc., and prevents the front wheels 2 and 3 from slipping. It is effective for.
In addition, the front wheel rotation control lever 35 is also used to adjust the target rotation speed of the front wheels 2 and 3 in the front wheel rotation speed correction system. This will be described later.
[0036]
The speed stage detection sensor 36 detects the speed stage position of the transmission change lever 39, that is, whether the lever 39 is located at one of the forward speeds 1 to 6, the reverse speeds 1 to 6, or the neutral speed stage. A stage detection signal TS is output to the controller 100. When the controller 100 determines that the front wheels 2 and 3 need to be driven at a light torque and high speed based on the speed stage detection signal TS, the controller 100 outputs a speed stage switching signal MS to the solenoid valve 26 and the hydraulic motor 14. , 15 are switched to the second stage on the high speed side. When the speed stage position is determined to be neutral based on the speed stage detection signal TS, the controller 100 outputs a power transmission switching signal BS to the inching valve 29, stops the power transmission to the hydraulic motors 14 and 15, and the front wheel 2 , 3 is released.
In addition, the speed stage detection signal TS from the speed stage detection sensor 36 is also used in the front wheel rotational speed correction system, which will be described later.
[0037]
The limit switch 37 is turned on by depressing the inching pedal 40, and outputs a depression detection signal PS to the controller 100 during this state. In this state, since power is not transmitted to the rear wheels 4 and 5 by a speed switching clutch mechanism (not shown) or a forward / reverse direction switching clutch mechanism in the transmission 9, the controller 100 outputs a power transmission switching signal BS to the inching valve 29. Then, the power transmission to the hydraulic motors 14 and 15 is stopped, and the driving of the front wheels 2 and 3 is also released.
[0038]
As shown in FIG. 2, the angle sensor 38 detects an articulated angle (connection angle) β of the front frame 51 with respect to the rear frame 52, and outputs an angle detection signal AS to the controller 100. Upon receiving the angle detection signal AS, the controller 100 outputs a display signal to an indicator (not shown) in the cockpit and displays the rotation state of the front frame 51 on the indicator. At this time, the angle detection signal AS includes not only the articulate angle β but also information related to the bending direction such as bending to the left or bending to the right.
In addition, the angle detection signal AS from the angle sensor 38 is also used in the front wheel rotational speed correction system, which will also be described later.
[0039]
Hereinafter, the front wheel rotation speed correction system 60 according to the present embodiment will be described. In FIG. 4, the front wheel rotation speed correction system 60 determines the left steering angle sensor 61 as front wheel steering angle detection means for detecting the steering angle (turning angle) of the left front wheel 2 and the steering angle (turning angle) of the right front wheel 3. A right steering angle sensor 62 as another front wheel steering angle detection means to detect, the angle sensor 38 as an articulation angle detection means, the steering angle of the front wheels 2 and 3, and the articulation angle β of each frame 51 and 52. Turning radius calculating means 63 for determining the turning radii on the front wheels 2 and 3 side, rear wheel speed detecting means 64 for detecting the rotational speed of the rear wheels 4 and 5, and engine speed for detecting the engine speed. Engine rotation sensor 65 as a number detection means and front wheel rotation for controlling the rotation speed of the front wheels 2 and 3 based on the turning radius, the rotation speed of the rear wheels 4 and 5, and the rotation speed of the engine 6 And a control unit 66.
[0040]
Each steering angle sensor 61, 62 is a steering angle α of the front wheels 2, 3 with respect to the king pin 73 (FIG. 3). _L , Α _R (See Figs. 3 and 6, where α _L Indicates the steering angle of the left front wheel 2). _L , VS _R Is output to the controller 100.
At this time, the steering angle α _L , Α _R Is detected when the left front wheel 2 and the right front wheel 3 are turned. _L , Α _R This is because they are different. This is due to the trapezoidal link structure formed by the knuckle 70, the knuckle support 71, the front axle 72, and the tie rod 75.
[0041]
The rear wheel rotational speed detection means 64 detects the converter output side rotational sensor 67 as the converter output side rotational speed detection means for detecting the rotational speed on the output side of the torque converter 8 and the speed stage position of the transmission change lever 39. The speed stage detection sensor 36 is configured.
Converter output side rotation sensor 67 outputs converter rotation speed detection signal QS to controller 100.
Engine rotation sensor 65 outputs an engine speed detection signal ES to controller 100.
[0042]
Further, the turning radius calculation means 63 and the front wheel rotation speed control means 66 are software and are stored in appropriate storage means 101 such as a ROM and a RAM constituting the controller 100, but when the present system 60 is activated. As shown in FIG. 4, it is called from the storage means 101 and executed by the CPU 102.
Here, in addition to the software, the storage unit 101 of the controller 100 stores a lookup table (not shown) in which the graphs shown in FIGS. 6 to 9 are tabulated.
[0043]
FIG. 6 shows the steering angles α of the left front wheel 2 and the right front wheel 3. _L , Α _R The average steering angle α calculated by _AV And turning radius R on the front wheels 2 and 3 side _ST It is a graph which shows the relationship.
FIG. 7 shows the articulation angle β and the turning radius R on the front wheels 2 and 3 side. _AR It is a graph which shows the relationship.
FIG. 8 shows each of the turning radii R _ST , R _AR The ratio n between the turning radius R of the front wheels 2 and 3 calculated based on the front wheel speed and the rear wheel speed n ₁ It is possible to read how many times it is necessary to rotate the front wheels 2 and 3 relative to the rear wheels 4 and 5 when turning at a predetermined turning radius R. is there.
FIG. 9 shows the ratio n between the required rotational speed of the front wheels 2 and 3 (required rotational speed of the hydraulic motors 14 and 15) and the rotational speed of the engine 6. ₂ 5 is a graph showing the optimum swash plate angle θ of the hydraulic pump 13 according to the above, and the optimum swash plate angle θ can be read for each speed stage of the hydraulic motors 14 and 15.
[0044]
Next, the rotational speed control of the front wheels 2 and 3 by the front wheel rotational speed correction system 60 will be specifically described.
First, in the motor grader 1 that travels, the turning radius calculation means 63 outputs a front wheel steering angle detection signal VS output from the steering angle sensors 61 and 62. _L , VS _R The angle detection signal AS output from the angle sensor 38 is monitored.
When the motor grader 1 starts turning, the turning radius calculation means 63 sends a front wheel steering angle detection signal VS. _L , VS _R From the information of the steering angle α _L , Α _R The average steering angle α _AV , A steering direction is determined, and a predetermined turning radius R is determined with reference to a lookup table in the storage means 101 based on the graph of FIG. _ST To derive. At this time, the steering angle α _L , Α _R The turning direction such as whether the vehicle is turning to the left or the right is determined based on the difference.
Further, the turning radius calculating means 63 detects the articulate angle (connection angle) β from the information of the angle detection signal AS, determines the bending direction, and looks up the table in the storage means 101 based on the graph of FIG. A predetermined turning radius RAR is derived with reference to FIG.
Thereafter, the turning radius calculating means 63 determines whether or not the turning direction of the front wheels 2 and 3 is the same as the bending direction of each of the claims 51 and 52, and if the directions are the same, The turning radius R is calculated by the function 1), and when the directions are different, the turning radius R is calculated by the following function (2).
[0045]
R = f ₁ (R _ST , R _AR (1)
R = f ₂ (R _ST , R _AR (2)
[0046]
Next, for example, when the turning radius R is calculated to be 20 m by the turning radius calculation means 63, the front wheel rotation speed control means 66 refers to the look-up table based on the graph of FIG. Rotational speed ratio n ₁ To derive. According to the graph of FIG. ₁ Therefore, it is determined that the front wheels 2 and 3 need to be rotated 1.2 times faster than the rear wheels 4 and 5.
The front wheel rotation speed control means 66 has a function of calculating the rotation speed Mrpm of the rear wheels 4 and 5. The rotational speed Mrpm of the rear wheels 4 and 5 is calculated based on the converter rotational speed detection signal QS from the converter output side rotational sensor 67 and the speed stage detection signal TS from the speed stage detection sensor 36. The rotational speed (1.2 Mrpm) obtained by multiplying the rotational speed Mrpm of the rear wheels 4 and 5 by 1.2 is the required rotational speed required for the front wheels 2 and 3.
Further, the front wheel speed control means 66 monitors the engine speed detection signal ES from the engine speed sensor 65 and outputs the speed stage switching signal MS to the solenoid valve 26, that is, the speed of the hydraulic motors 14 and 15. The stage is monitored.
[0047]
In the following description, for example, it is assumed that the rotational speed of the engine 6 is determined to be 1000 rpm from the engine rotational speed detection signal ES and the speed stages of the hydraulic motors 14 and 15 are determined to be the first stage.
According to this condition, since the required rotational speed of the front wheels 2 and 3 is 1.2 Mrpm and the rotational speed of the engine 6 is 1000 rpm, the rotational speed ratio n ₂ Is 1.2 × 10 ^-3 M. Therefore, the front wheel speed control means 66 refers to the look-up table based on the graph of FIG. 9, and the optimum swash plate angle θ when the speed stage of the hydraulic motors 14 and 15 is the first stage. ₁ And the hydraulic pump 13 is connected to the swash plate angle θ. ₁ In order to secure an optimal discharge oil flow rate of the hydraulic oil, the front wheels 2 and 3 driven by the hydraulic motors 14 and 15 are rotated at a speed 1.2 times that of the rear wheels 4 and 5.
When the speed stage of the hydraulic motors 14 and 15 is in the second stage, as is apparent from FIG. 9, the front wheel rotational speed control means 66 has the optimum swash plate angle θ. ₂ Get. And this swash plate angle θ ₂ Is the swash plate angle θ ₁ Swash plate angle θ with less hydraulic oil discharge oil flow rate ₁ The front wheels 2 and 3 are rotated at the same rotational speed as in the case of.
The above is the flow of the rotation correction control of the front wheels 2 and 3 when the motor grader 1 is turning.
[0048]
By the way, even if the rotation speed of the rear wheels 4 and 5 is the same Mrpm, the rotation speed of the engine 6 may be different. In the above example, when the rotational speed of the rear wheels 4 and 5 is Mrpm, the rotational speed of the engine 6 was 1000rpm, but when the speed stage of the transmission 9 is at a higher position (small gear ratio side). For example, the same rotational speed Mrpm of the rear wheels 4 and 5 can be obtained at a low engine speed of about 800 rpm.
Further, when the slope is lowered, the torque is not so much required, so that the same rotational speed Mrpm of the rear wheels 4 and 5 can be obtained at a low engine speed even though the transmission 9 has the same speed stage. .
Under such conditions, the engine speed decreases from 1000 rpm to 800 rpm in the graph of FIG. ₂ Is 1.5 × 10 ^-3 M increases.
However, during such operation, n ₂ If the speed stage of the hydraulic motors 14 and 15 is set to the first stage, the optimum swash plate angle may be θ3 and exceed the maximum swash plate angle θMAX (the swash plate angle θ is At maximum, the controller 100 automatically switches the speed stage of the motors 14 and 15 to the second stage in advance when the rotational speed of the front wheels 2 and 3 cannot catch up with the rotational speed of the rear wheels 4 and 5. Accordingly, the front wheel rotational speed control means 66 determines the optimum swash plate angle θ. _Three Rather than the optimal swashplate angle θ _Four Will get.
[0049]
Further, there are cases where the turning direction of the front wheels 2 and 3 and the bending direction of the frames 51 and 52 are different, and the motor grader 1 is made to travel straight with the front wheels 2 and 3 being in the same direction as the rear wheels 4 and 5. is there. In such a case, the actual turning radius is detected as R = ∞ by the function (2), and the rotation speed ratio in the graph of FIG. ₁ = 1. That is, the required rotational speed required for the front wheels 2 and 3 in the graph of FIG. 9 is the same as the rotational speed of the rear wheels 4 and 5. The method for obtaining the optimum swash plate angle θ from this necessary rotational speed is the same as that during turning.
[0050]
Further, when turning with the blade 50 attached to the ground or when the ground is slippery and the turning radius R is 20 m as described above, the front wheels 2 and 3 are set to 1 of the rear wheels 4 and 5 as described above. If the wheel is rotated twice as fast, the front wheels 2 and 3 may slip. In such a case, the rotation speed ratio n ₁ It is desirable to make (FIG. 8) smaller.
Therefore, in the front wheel rotation speed correction system 60 of the present embodiment, the operator who has determined the ground condition shifts the relationship curve 68 in FIG. 8 to the left side in the drawing by operating the front wheel rotation control lever 35 shown in FIG. Thus, the rotational speed ratio n1 (FIG. 8) at the turning radius R can be uniformly reduced (see the alternate long and short dash line). By doing so, the torque at the front wheels 2 and 3 is suppressed, and slipping is less likely to occur.
[0051]
According to this embodiment, there are the following effects.
(1) In the front wheel speed correction system 60, the steering angle α of the front wheels 2 and 3 _L , Α _R Then, the turning radius R is determined from the articulate angle β of each of the frames 51 and 52. The turning radius R, the rotational speed M of the rear wheels 4 and 5, the rotational speed of the engine 6, and the speed of the hydraulic motors 14 and 15 are determined. Since the front wheels 2 and 3 are automatically rotated at a higher speed than the rear wheels 4 and 5 based on the speed, the conventional troublesome operation of the correction lever and the like during the turning of the motor grader 1 and the rotation speed of the front wheels 2 and 3 Therefore, it is possible to eliminate the task of adjusting the rotational speed of the rear wheels 4 and 5 and to control the rotational speed of the front wheels 2 and 3 easily and accurately, thereby reliably preventing the tight corner braking phenomenon.
[0052]
(2) Since the target rotational speed of the front wheels 2 and 3 is determined on the basis of the turning radius R, the target rotational speed of the front wheels 2 and 3 can be increased as the turning radius R is reduced. The front wheels 2 and 3 can be rotated at high speed, and the tight corner braking phenomenon can be prevented more reliably.
Further, in the present system 60, the rotational speed of the front wheels 2 and 3 can be made sufficiently high regardless of the slip of the rear wheels 4 and 5, and the front wheels 2 and 4 can be reliably secured even when the vehicle turns without the rear wheels 4 and 5 slipping. Can be rotated at high speed.
[0053]
(3) Speed ratio n when front wheels 2 and 3 are made high speed ₁ Can be changed by the front wheel rotation control lever 35. Therefore, when the front wheels 2 and 3 are likely to slip, the rotation speed ratio n ₁ Can be set small to reduce the torque at the front wheels 2 and 3, and the front wheels 2 and 3 can be reliably gripped to the ground and prevented from slipping. Therefore, when the ground contact pressure of the front wheels 2 and 3 is reduced by attaching the blade 50 to the ground, or even on the ground where the snow is snowed, the turning can be performed safely and smoothly.
[0054]
(4) Further, by operating the front wheel rotation control lever 35, the flow rate of oil discharged from the hydraulic pump 13 can be controlled, and the number of rotations can be arbitrarily adjusted according to the slip condition of the front wheels 2 and 3, so that the blade 50 In the case of working using the front wheel 2, it is possible to prevent the front wheels 2 and 3 whose contact pressure has decreased from continuing to slip as they are, and it is possible to suppress wasteful consumption of energy.
[0055]
(5) The rear wheel rotational speed detection means 64 detects a converter output side rotation sensor 67 for detecting the rotational speed on the output side of the torque converter 8 and a speed stage of the transmission 9 connected to the output side of the torque converter 8. Since the engine speed is not directly changed to the input-side speed of the transmission 9 by the torque converter 8, the rotational speed input to the transmission 9 is also configured. And the speed stage of the transmission 9 can be detected to accurately calculate the rotational speed Mrpm of the rear wheels 4 and 5.
[0056]
(6) In the front wheel rotation speed correction system 60, the hydraulic motors 14 and 15 and consequently the front wheels 2 and 3 are rotated at high speed by controlling the flow rate of the oil discharged from the hydraulic pump 13, so that the hydraulic motors 14 and 15 are variable. The structure can be simplified and the size can be reduced, such as no need. For this reason, the hydraulic motors 14 and 15 can be satisfactorily accommodated in a narrow arrangement space in the knuckle 70.
[0057]
(7) Although two speed stages are set for the hydraulic motors 14 and 15, in the front wheel speed correction system 60, the flow speed of the hydraulic motors 14 and 15 is also controlled by the flow rate of oil discharged from the hydraulic pump 13. Since it is handled as one parameter when controlling, it is possible to accurately detect the speed stage and accurately adjust the swash plate angle θ of the hydraulic pump 13 regardless of whether the speed stage is set to the first or second stage. The optimal discharge oil flow rate can be secured and the vehicle can be turned smoothly.
[0058]
(8) In order to reduce fuel consumption in the engine 6, the rear wheels 4 and 5 can be rotated at a high speed by setting the speed stage of the transmission 9 to the small gear ratio side while maintaining the engine speed at a low speed. There is. In such a case, since the hydraulic pump 13 is also driven at a low rotational speed, even if the discharge oil flow rate at the hydraulic pump 13 is maximized, the rotation of the hydraulic motors 14 and 15 becomes the limit, and the front wheels 2 and 3 May not be able to rotate at a higher speed than the rear wheels 4 and 5.
On the other hand, when the hydraulic motors 14 and 15 in the present embodiment are used, when the speed stage is the first stage, the flow rate of oil discharged from the hydraulic pump 13 is maximized and the hydraulic motors 14 and 15 are operated at a higher speed. Even in a state where rotation is impossible, the hydraulic motors 14 and 15 can be rotated at a higher speed by switching the speed stage to the second stage. Further, by performing such light torque high speed driving, low fuel consumption can be realized.
[0059]
In addition, this invention is not limited to the said embodiment, Including other structures etc. which can achieve the objective of this invention, the deformation | transformation etc. which are shown below are also contained in this invention.
For example, as shown in FIG. 10, in addition to controlling the discharge oil flow rate by making the hydraulic pump 13 variable, the hydraulic motors 114 and 115 are made to have a swash plate type or a slant shaft type variable displacement type so that a constant supply oil flow rate is obtained. And the swash plate angle and the oblique axis angle of the hydraulic motors 114 and 115 are controlled by a control signal CS from the controller 100. _L , CS _R , The front wheels 2 and 3 may be rotated at a higher speed than the rear wheels 4 and 5 without using the solenoid valve 26 shown in FIG. Such an invention is included in claim 5.
[0060]
In the configuration using the variable hydraulic motors 114 and 115, the outer wheels of the left and right front wheels 2 and 3 are controlled by separately controlling these hydraulic motors 114 and 115 when the motor grader 1 turns. The side can be rotated positively and the inner ring side can be rotated positively slowly, and the turning can be made smoother.
The hydraulic motors 114 and 115 are controlled by a control signal CS from the controller 100. _L , CS _R Since the number of revolutions is changed by direct control, the light torque high speed drive can be reliably realized, for example, when the flow rate of oil discharged from the hydraulic pump 13 is small. For this reason, due to the characteristics of the torque converter 8, when the rotational speed of the engine 6 suddenly drops from the high speed side, the rotation on the output side of the torque converter 8 is maintained at a high speed, so that the rear wheels 4, 5 are still at a high speed. Even when it continues to rotate, the front wheels 2 and 3 can be continuously rotated at high speed, and the tight corner braking phenomenon during this period can be made difficult to occur.
[0061]
Note that the hydraulic pump 13 may be fixed, and the front wheels 2 and 3 may be rotated at a higher speed than the rear wheels 4 and 5 only by controlling the hydraulic motors 114 and 115. Included in the invention.
Furthermore, the swash plate angle and the oblique axis angle of the hydraulic motors 114 and 115 are set to the individual control signals CS _L , CS _R It may be controlled by one control signal instead of controlling by.
In the embodiment and the modification shown in FIG. 10, the left and right front wheels 2, 3 are driven by individual hydraulic motors 14, 15, 114, 115, but both front wheels 2, 3 are connected to one hydraulic motor. Even in the case of being driven by, it is included in the present invention.
[0062]
In the embodiment, the steering angle α of both the front wheels 2 and 3 _L , Α _R Is detected by the steering angle α generated by the steering operation on the link mechanism. _L , Α _R Is different between the left front wheel 2 and the right front wheel 3, but the steering angle α _L , Α _R This is because it is possible to easily specify the turning direction from the difference between the two. That is, in the above embodiment, since the link structure is such that the steering angle on the inner wheel side during turning is always larger than the steering angle on the outer wheel side, for example, as a result of detection, the steering angle α _L Is the steering angle α _R If it is larger, the vehicle is easily determined to be in a left turn state in which the left wheel 2 is an inner wheel and the right front wheel 3 is an outer wheel.
[0063]
By the way, if the turning direction of the front wheels 2 and 3 can be specified by another means such as another sensor, both steering angles α _L , Α _R To turning radius R _ST Means that there is no need to This is because if the turning direction of the front wheels 2 and 3 can be specified, the other front wheel steering angle with respect to one front wheel steering angle can be calculated by calculation on the structure of the link. From the other steering angle, the turning radius R _ST It is because it can be derived similarly.
However, it is uneconomical to provide another means for specifying the turning direction of the vehicle, and the turning radius R _ST Since it is possible that the calculation of the above and the like may be complicated, it is preferable that both the steering angle and the turning direction can be detected using the same two steering angle sensors 61 and 62 as in the above embodiment. .
[0064]
In the embodiment, the steering angle α of the front wheels 2 and 3 around the kingpin 73 is used as the front wheel steering angle detection means. _L , Α _R However, the front-wheel steering angle detection means according to the present invention is not limited to this, and a sensor that detects the amount of advancement / retraction of the left and right steering cylinders 74 is used. It may be.
[0065]
Although the front wheel rotation speed correction system 60 of the above embodiment is applied to the motor grader 1, the front wheel rotation speed correction system of the present invention is not limited to this, for example, a large wheel loader having a bent frame. It can be applied to other construction machines. In short, the present invention is a hydraulic motor that drives a rear wheel with the output of an engine transmitted through a transmission, transmits the output of the engine to a hydraulic pump, and rotates with oil discharged from the hydraulic pump. The present invention can be applied to an all-wheel drive vehicle that includes an all-wheel drive device that drives front wheels, a front frame provided with front wheels, and a rear frame provided with rear wheels, and these frames are connected to be adjustable in angle. .
[0066]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, even when a bending frame is provided, the number of rotations of the front wheels when turning the vehicle can be easily and accurately controlled, and the tight corner braking phenomenon is reliably prevented. There is an effect that can be done.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall view schematically showing a motor grader to which a front wheel rotational speed correction system according to an embodiment of the present invention is applied.
FIG. 2 is a plan view showing a main part of the motor grader.
FIG. 3 is a plan view showing another main part of the motor grader.
FIG. 4 is a configuration diagram showing a schematic configuration of the motor grader.
FIG. 5 is a cross-sectional view showing one component of the motor grader.
FIG. 6 is a graph showing the contents of a lookup table used in the embodiment.
FIG. 7 is a graph showing the contents of another lookup table used in the embodiment.
FIG. 8 is a graph showing the contents of still another lookup table used in the embodiment.
FIG. 9 is a graph showing the contents of another lookup table used in the embodiment.
FIG. 10 is a block diagram showing a modification of the present invention.
[Explanation of symbols]
1 Motor grader, an all-wheel drive vehicle
2 Front left wheel
3 Right front wheel
4 Left rear front wheel
5 Left rear rear wheel
6 Engine
8 Torque converter
9 Transmission
12 All-wheel drive system
13 Hydraulic pump
14 Left hydraulic motor
15 Right hydraulic motor
36 Speed stage detection sensor as speed stage detection means
38 Angle sensor as articulate angle detection means
51 Front frame
52 Rear frame
60 Front wheel speed correction system
63 Turning radius calculation means
64 Rear wheel rotational speed detection means
65 Engine revolution sensor as engine revolution number detection means
66 Front wheel rotational speed control means
67 Converter output side rotation sensor as converter output side rotation speed detection means
N _L Number of rotations of left front wheel
N _R Number of rotations of right front wheel
M Rear wheel speed
R turning radius
α _L Turning angle
α _R Turning angle
β Articulate angle

Claims

All wheels that drive the rear wheels with the output of the engine transmitted through the transmission, transmit the output of the engine to the hydraulic pump, and drive the front wheels with a hydraulic motor that rotates with the oil discharged from the hydraulic pump. An all-wheel drive vehicle for use in an all-wheel drive vehicle including a drive device, a front frame provided with the front wheels, and a rear frame provided with the rear wheels, and these frames are connected so as to be adjustable in angle. The front wheel rotational speed correction system of
Front wheel steering angle detection means for detecting the steering angle of the front wheels;
Articulate angle detection means for detecting a connection angle between the front frame and the rear frame;
A turning radius calculating means for calculating a turning radius of the vehicle based on the steering angle of the front wheels and the connecting angle of each frame;
Rear wheel rotation speed detection means for detecting the rotation speed of the rear wheel;
Engine speed detecting means for detecting the engine speed;
Front wheel rotation speed control means for rotating the front wheel at a higher speed than the rear wheel based on the turning radius, the rotation speed of the rear wheel, and the rotation speed of the engine,
The turning radius calculating means uses a first function for calculating a turning radius when the steering direction of the front wheel and the bending direction of the front frame with respect to the rear frame are the same, and the steering direction of the front wheel and the front wheel A front-wheel rotational speed correction system for an all-wheel drive vehicle , wherein a turning radius is calculated using a second function different from the first function when the bending direction of the frame and the rear frame is not the same .

In the front wheel rotational speed correction system for an all-wheel drive vehicle according to claim 1,
A torque converter is provided between the engine and the transmission, and the rear wheel rotational speed detection means includes converter output side rotational speed detection means for detecting the rotational speed on the output side of the torque converter, and the torque converter. And a speed stage detecting means for detecting a speed stage of the transmission connected to the output side of the front wheel speed correcting system for an all-wheel drive vehicle.

In the front-wheel rotation speed correction system for an all-wheel drive vehicle according to claim 1 or 2,
The front wheel rotation speed control means controls the flow rate of oil discharged from the hydraulic pump supplied to the hydraulic motor based on the turning radius, the rotation speed of the rear wheel, and the rotation speed of the engine. Front-wheel speed correction system for wheel drive vehicles.

In the front-wheel rotational speed correction system for an all-wheel drive vehicle according to claim 3,
A plurality of speed stages are set in the hydraulic motor, and the front wheel speed control means is configured to control the hydraulic pressure based on the speed stage of the hydraulic motor in addition to the turning radius, the rear wheel speed, and the engine speed. A front wheel rotational speed correction system for an all-wheel drive vehicle, characterized by controlling a flow rate of oil discharged from a pump.

In the front-wheel rotation speed correction system for an all-wheel drive vehicle according to any one of claims 1 to 3,
The hydraulic motor is variably provided with a constant supply oil amount, and the front wheel rotation speed control means rotates the hydraulic motor based on the turning radius, the rotation speed of the rear wheel, and the rotation speed of the engine. A front wheel rotational speed correction system for an all-wheel drive vehicle, characterized in that the number is controlled.