JP4632771B2

JP4632771B2 - 油圧操向方式の作業車両

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Publication number: JP4632771B2
Application number: JP2004362517A
Authority: JP
Inventors: 和彦林; 貢章中村
Original assignee: Komatsu Ltd
Current assignee: Komatsu Ltd
Priority date: 2004-02-25
Filing date: 2004-12-15
Publication date: 2011-02-16
Anticipated expiration: 2024-12-15
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Description

本発明は、油圧操向方式（ＨｙｄｒｏｓｔａｔｉｃＳｔｅｅｒｉｎｇＳｙｓｔｅｍ）の作業車両に関するものである。

この種従来の作業車両として、例えば、エンジンの動力をトルクコンバータ、トランスミッション、および遊星歯車機構等よりなる差動操向手段を介して左右のスプロケットに伝達するとともに、エンジンにより駆動される油圧ポンプからの圧油にて作動される油圧モータの動力を、前記差動操向手段を介して左右のスプロケットに伝達するように構成され、かつ例えば特許文献１にて開示されているポンプ吸収トルク制御装置が装備されてなるブルドーザが知られている。ここで、前記ポンプ吸収トルク制御装置は、エンジン回転数が高いときには油圧ポンプの吸収トルクをアップして作業量や旋回性能を高め、エンジン回転数が低いときには油圧ポンプの吸収トルクをダウンして牽引性能やエンジン出力の回復性能等を確保するように構成されている。つまり、このブルドーザにおいては、走行負荷とエンジン回転数とを関係付けるとともに、エンジン回転数に応じて油圧ポンプの吸収トルク（吸収馬力）を制御するようにされている。

特開平１０−２２０３５９号公報

しかしながら、前記従来のブルドーザでは、エンジンからトルクコンバータを介してトランスミッションに入力されるエンジン出力トルクを、それらトルクコンバータおよびトランスミッションが走行負荷に応じて所要の大きさのトルクに変換して下流の動力伝達機構に出力するようにされており、走行負荷がエンジン回転数に正確に反映されない場合がある。このため、油圧ポンプの吸収トルクを走行負荷に応じて最適に制御することができないという問題点がある。すなわち、例えば、デセル操作によりエンジン回転数を減じて車速を落としつつ車両の旋回動作を行う際、走行負荷が比較的小さくてもポンプ吸収トルクが低められて、油圧ポンプから油圧モータに向けて吐出される圧油の流量が減少されてしまうために、旋回性能の悪化を招く恐れがある。

本発明は、このような問題点を解消するためになされたもので、走行負荷に応じて油圧ポンプの吸収トルクを最適に制御することができて、走行負荷が比較的小さいときには旋回性能や作業機スピードを優先的に確保することができ、また走行負荷が比較的大きいときでも所要の旋回性能を確保することのできる油圧操向方式の作業車両を提供することを目的とするものである。

前記目的を達成するために、本発明による油圧操向方式の作業車両は、
エンジンの動力を少なくともトルクコンバータおよび差動操向手段を介して左右の駆動輪に伝達するとともに、前記エンジンにより駆動される油圧ポンプからの圧油にて作動される油圧モータの動力を、前記差動操向手段を介して前記左右の駆動輪に伝達するように構成される油圧操向方式の作業車両において、
前記トルクコンバータの速度比を演算する速度比演算手段と、前記エンジンの実エンジン回転数を検出するエンジン回転数センサと、前記速度比演算手段により算出される速度比と前記エンジン回転数センサにより検出される実エンジン回転数に基づいて前記油圧ポンプの吸収トルクを制御するポンプ吸収トルク制御手段とを備え、
前記油圧ポンプは斜板角の変化に応じて吐出油量が変化する可変容量型油圧ポンプであり、この可変容量型油圧ポンプの斜板角を制御するレギュレータと、制御電流の供給を受けて前記レギュレータの作動を制御する制御弁とを有し、前記ポンプ吸収トルク制御手段は、前記トルクコンバータの速度比に応じて予め記憶されているエンジン回転数と前記油圧ポンプが吸収すべき吸収トルク値との関係に基づいて前記エンジン回転数センサにより検出される実エンジン回転数を参照することにより前記油圧ポンプが吸収すべき吸収トルク値を求めその求められた吸収トルク値をポンプ吸収トルク指令値として出力する第１の制御部と、予め記憶されているポンプ吸収トルク指令値と制御電流値との関係に基づいて前記第１の制御部からのポンプ吸収トルク指令値を参照することにより前記制御弁に対する制御電流値を求めその求められた制御電流値に見合う制御電流を前記制御弁に向けて出力する第２の制御部とを備えて構成されることを特徴とするものである。
ここで、トルクコンバータの速度比は、トルクコンバータの出力側回転速度（Ｎ_２）とトルクコンバータの入力側回転速度（Ｎ_１）との比（Ｎ_２／Ｎ_１）である。また、油圧ポンプの吸収トルクとは、油圧ポンプがエンジンから吸収するトルクのことである。

本発明によれば、走行負荷の増加／減少に伴い減少／増加するトルクコンバータの速度比を演算する速度比演算手段が設けられるとともに、エンジンの実エンジン回転数を検出するエンジン回転数センサが設けられ、かつ前記速度比演算手段により算出されるトルクコンバータの速度比と前記エンジン回転数センサにより検出される実エンジン回転数に基づいて油圧ポンプの吸収トルクを制御するポンプ吸収トルク制御手段とが設けられるので、走行負荷に応じて油圧ポンプの吸収トルクを最適に制御することができる。すなわち、走行負荷が比較的小さい場合は旋回性能や作業機スピードを優先的に確保するように油圧ポンプの吸収トルクを制御することができる。また、走行負荷が比較的大きい場合でも所要の旋回性能を確保するように油圧ポンプの吸収トルクを制御することができる。

次に、本発明による油圧操向方式の作業車両の具体的な実施の形態について、図面を参照しつつ説明する。なお、本実施形態は、作業車両としてブルドーザに本発明が適用された例である。

図１には、本発明の一実施形態に係る油圧操向方式のブルドーザの概略システム構成図が示されている。

図１において、エンジン１からの回転駆動力は、トルクコンバータ２に伝達され、このトルクコンバータ２の出力軸からトランスミッション３に伝達され、このトランスミッション３の出力軸からベベルギヤ４を介して横軸５に伝達される。また、同エンジン１からの回転駆動力は、ＰＴＯ６を介して可変容量型の油圧ポンプ７に伝達される。

前記横軸５には、左右の遊星歯車機構（本発明における「差動操向手段」に相当する。）８Ａ，８Ｂがそれぞれ連結されており、左側の遊星歯車機構８Ａの遊星キャリアに固定される出力軸は、ブレーキ装置９および終減速装置１０を介して左側のスプロケット（左側駆動輪）１１Ａに連結され、右側の遊星歯車機構８Ｂの遊星キャリアに固定される出力軸は、ブレーキ装置９および終減速装置１０を介して右側のスプロケット（右側駆動輪）１１Ｂに連結されている。また、前記左右のスプロケット１１Ａ，１１Ｂは、車体の左右各側部に配される履帯１２Ａ，１２Ｂにそれぞれ噛合されている。そして、前記横軸５から左右の遊星歯車機構８Ａ，８Ｂにおけるそれぞれのリングギヤに伝達された回転駆動力は、左右の遊星歯車機構８Ａ，８Ｂにおけるそれぞれの遊星キャリアから各終減速装置１０，１０を介して各スプロケット１１Ａ，１１Ｂに伝達され、各スプロケット１１Ａ，１１Ｂにより各履帯１２Ａ，１２Ｂが駆動される。

前記左側の遊星歯車機構８Ａのサンギヤに一体に固定されるギヤ、および前記右側の遊星歯車機構８Ｂのサンギヤに一体に固定されるギヤは、それぞれ所要の歯車列よりなる動力伝達機構１３を介して、油圧モータ１４の出力軸に固定されるギヤに噛合されており、油圧モータ１４の回転駆動力を左右の遊星歯車機構８Ａ，８Ｂにおけるそれぞれのサンギヤから各遊星キャリアおよび各終減速装置１０，１０を介して左右のスプロケット１１Ａ，１１Ｂに伝達しその左右のスプロケット１１Ａ，１１Ｂの回転速度を異ならせることで車両を左右に旋回させることができるようになっている。

図示省略される運転室には、車両の走行動作や旋回動作を操作する走行・旋回操作装置１５、およびブレード等の作業機（図示省略）を操作する作業機操作装置１６がそれぞれ設けられている。ここで、前記走行・旋回操作装置１５は、走行操作指令や旋回操作指令を出力する走行・旋回操作レバー１７と、それら操作指令に基づいて所定のパイロット圧油を出力するパイロット圧油出力手段（減圧弁等）１８とを備えて構成されている。また、前記作業機操作装置１６は、作業機操作指令を出力する作業機操作レバー１９と、その作業機操作指令に基づいて所定のパイロット圧油を出力するパイロット圧油出力手段（減圧弁等）２０とを備えて構成されている。

前記油圧ポンプ７と前記油圧モータ１４との間には、油圧ポンプ７から吐出される圧油を油圧モータ１４に給排する操向切換弁２１が設けられている。そして、前記走行・旋回操作レバー１７による旋回操作指令を受けてパイロット圧油出力手段１８から出力されるパイロット圧油により、操向切換弁２１の所定の油路切換動作が行われ、この油路切換動作にて油圧モータ１４の出力軸の回転方向が切り換えられ、これによって車両の左旋回動作と右旋回動作とが切り換えられる。

前記作業機を駆動する各種油圧シリンダ２２と前記油圧ポンプ７との間には、油圧ポンプ７から吐出される圧油を前記各種油圧シリンダ２２に給排する作業機操作弁２３が設けられている。ここで、油圧シリンダ２２はブルドーザの作業機の部材であるリフト、アングルおよびチルト用の油圧シリンダを示しており、図１においては１つの油圧シリンダ回路のみを表わしているがこれ以外も同様の回路構成である。そして、前記作業機操作レバー１９による作業機操作指令を受けてパイロット圧油出力手段２０から出力されるパイロット圧油により、作業機操作弁２３の所定の油路切換動作が行われ、この油路切換動作にて作業機の所定の動作が行われる。

前記油圧ポンプ７は、サーボピストン２４により斜板角が制御されるようになっている。このサーボピストン２４に対して制御圧油を給排するサーボ弁２５は、油圧ポンプ７の吐出管路２６から分岐する第１の導管２７と接続されている。また、このサーボ弁２５の操作部２５ａは、負荷を感知し吐出量を制御するロードセンシング弁２８（以下、「ＬＳ弁２８」という。）を介して、油圧ポンプ７の出力をほぼ等馬力に制御するトルクバリアブルコントロール弁２９（以下、「ＴＶＣ弁２９」という。）と接続されている。ここで、前記ＴＶＣ弁２９は、油圧ポンプ７の吐出管路２６から分岐されて自己圧制御弁３０が介設されてなる第２の導管３１と接続されている。また、前記ＬＳ弁２８も同様に第２の導管３１と接続されている。

前記ＬＳ弁２８の一方の操作部２８ａは、前記第１の導管２７と接続されている。また、このＬＳ弁２８の他方の操作部２８ｂは、第３の導管３２と接続されている。ここで、第３の導管３２には、前記作業機操作弁２３で検出される各種油圧シリンダ２２の負荷圧や、前記操向切換弁２１で検出される油圧モータ１４の負荷圧のうち、高圧優先形のシャトル弁３３により選択される最も高圧の負荷圧が導かれる。こうして、ＬＳ弁２８は、油圧ポンプ７の吐出圧と、各種油圧シリンダ２２または油圧モータ１４の負荷圧との差圧により制御される。

前記ＴＶＣ弁２９の操作部２９ａは、前記第１の導管２７と接続されるとともに、制御電流を受けて作動される制御弁３４を介して第２の導管３１と接続されている。このＴＶＣ弁２９には２つのばね３５が配設され、この２つのばね３５は、前記サーボピストン２４のピストンに連結される押圧部材３６に当接されている。そして、この２つのばね３５は、ＴＶＣ弁２９の図示されないピストンにより押されて撓むとともに、押圧部材３６を押してサーボピストン２４を作動し、油圧ポンプ７の斜板角を制御している。この制御により油圧ポンプ７の吐出容量は可変とされ、油圧ポンプ７の吸収馬力は、ほぼ等馬力（Ｐ（吐出圧）×Ｑ（吐出流量）＝一定）の一定線上に制御される。本実施形態においては、サーボピストン２４やサーボ弁２５、ＬＳ弁２８、ＴＶＣ弁２９等により油圧ポンプの斜板角を制御するレギュレータを構成する。また、このレギュレータにおけるＴＶＣ弁２９を制御する制御弁３４を設けている。そして、ポンプ吸収トルク制御手段は、制御弁３４に制御電流の指令値を与える第１の制御部４５ｃおよび第２の制御部４５ｄ（いずれも後述する）から成り、油圧ポンプ７の吸収トルクを制御する。

前記トランスミッション３は、前進、後進各３段変速のトランスミッションであって、図示省略される複数の歯車列（例えば平行軸歯車列または遊星歯車列）により形成される前・後進走行段および１〜３速速度段を備えて構成されている。前記前進走行段にはその前進走行段に伝達される動力を接断する前進走行段油圧クラッチ３８が、前記後進走行段にはその後進走行段に伝達される動力を接断する後進走行段油圧クラッチ３９がそれぞれ設けられている。また、前記１速速度段にはその１速速度段に伝達される動力を接断する１速速度段油圧クラッチ４０が、前記２速速度段にはその２速速度段に伝達される動力を接断する２速速度段油圧クラッチ４１が、前記３速速度段にはその３速速度段に伝達される動力を接断する３速速度段油圧クラッチ４２がそれぞれ設けられている。また、このトランスミッション３には、前記前進走行段油圧クラッチ３８に対応するトランスミッション操作弁４３が付設されている。かかるトランスミッション操作弁４３は、前進走行段油圧クラッチ３８に作動圧油を給排してその前進走行段油圧クラッチ３８の接続状態および切断状態を操作する機能を有してなるものである。以下同様に、このトランスミッション３には、後進走行段油圧クラッチ３９、１速速度段油圧クラッチ４０、２速速度段油圧クラッチ４１および３速速度段油圧クラッチ４２のそれぞれに対応するトランスミッション操作弁４３がそれぞれ付設されている。

前記前進走行段油圧クラッチ３８に対応するトランスミッション操作弁４３には、クラッチ作動検知器（圧力センサ、油圧スイッチ、マイクロスイッチ等）４４が付設されている。このクラッチ作動検知器４４は、かかるトランスミッション操作弁４３が作動圧油を前進走行段油圧クラッチ３８に導いてその前進走行段油圧クラッチ３８を接続する弁状態にあることを検知してその検知結果をクラッチ作動信号として出力する機能を有してなるものである。また、後進走行段油圧クラッチ３９、１速速度段油圧クラッチ４０、２速速度段油圧クラッチ４１および３速速度段油圧クラッチ４２のそれぞれに対応するトランスミッション操作弁４３にも同様のクラッチ作動検知器４４がそれぞれ付設されている。

本実施形態に係るブルドーザは、主制御手段として機能するコントローラ４５を備えている。このコントローラ４５は、図２のブロック図に示されるように、走行・速度段判別部４５ａと、速度比演算部（速度比演算手段）４５ｂと、第１の制御部４５ｃと、第２の制御部４５ｄとを備えて構成されている。

前記走行・速度段判別部４５ａには、前記各クラッチ作動検知器４４からのクラッチ作動信号が入力されるようになっている。この走行・速度段判別部４５ａにおいては、それらクラッチ作動信号に基づいて、現在選択されている走行段および速度段を判別しその判別結果を走行・速度段情報として前記速度比演算部４５ｂに向けて出力するようにされている。

前記速度比演算部４５ｂには、前記走行・速度段判別部４５ａからの走行・速度段情報と、エンジン１の実回転数を検出するエンジン回転数センサ４６からのエンジン回転数信号と、トランスミッション３の出力軸の実回転数を検出するトランスミッション出力軸回転数センサ４７からのトランスミッション出力軸回転数信号とが入力されるようになっている。この速度比演算部４５ｂにおいては、走行・速度段判別部４５ａからの走行・速度段情報に基づいてトランスミッション３の現在の減速比を求めるとともに、以下の式（１）によりトルクコンバータ２の速度比ｅを演算し、算出された結果をトルクコンバータ速度比情報として第１の制御部４５ｃおよび第２の制御部４５ｄに向けてそれぞれ出力するようにされている。
ｅ＝Ｎ_３・ｉ／Ｎ_１・・・（１）
ここに、
Ｎ_１：エンジン１の実回転数
ｉ：トランスミッション３の現在の減速比
Ｎ_３：トランスミッション３の出力軸の実回転数
である。
こうして、走行負荷の増加／減少に伴い減少／増加するトルクコンバータ２の速度比ｅが求められる。

前記第１の制御部４５ｃには、前記エンジン回転数センサ４６からのエンジン回転数信号と、前記速度比演算部４５ｂからのトルクコンバータ速度比情報とが入力されるようになっている。また、この第１の制御部４５ｃには、トルクコンバータ２の速度比に応じて設定される複数のポンプ吸収トルク特性がマップ化されて記憶されている。各ポンプ吸収トルク特性は、油圧ポンプ７がエンジン１から吸収するトルク（以下、単に「ポンプ吸収トルク」という。）と、エンジン回転数とを関係付けてなるものである。本実施形態においては、トルクコンバータ２の速度比ｅ≦０．４に対応して第１のポンプ吸収トルク特性（図中記号Ｌａで示される実線で表わされる第１のポンプ吸収トルク特性ライン）が設定されるとともに、トルクコンバータ２の速度比ｅ≧０．７に対応して第２のポンプ吸収トルク特性（図中記号Ｌｂで示される一点鎖線で表わされる第２のポンプ吸収トルク特性ライン）が設定されている。なお、本実施形態では、設定されるポンプ吸収トルク特性が２つであるが、これに限られず、トルクコンバータ２の速度比ｅに基づいて多数のポンプ吸収トルク特性を設定するようにしても良い。

この第１の制御部４５ｃにおいては、エンジン回転数センサ４６からのエンジン回転数信号と速度比演算部４５ｂからのトルクコンバータ速度比情報とに基づいて決定されるポンプ吸収トルク指令値を出力するようにされている。今例えば、速度比演算部４５ｂにて算出されたトルクコンバータ２の速度比ｅが０．４以下で、エンジン回転数がＮａであるときには、第１のポンプ吸収トルク特性ラインＬａが選択されるとともに、エンジン回転数Ｎａに対応するポンプ吸収トルク値Ｔａがポンプ吸収トルク指令値として出力される。また、速度比演算部４５ｂにて算出されたトルクコンバータ２の速度比ｅが０．７以上で、エンジン回転数がＮｂであるときには、第２のポンプ吸収トルク特性ラインＬｂが選択されるとともに、エンジン回転数Ｎｂに対応するポンプ吸収トルク値Ｔｂがポンプ吸収トルク指令値として出力される。

なお、この第１の制御部４５ｃにおいては、速度比演算部４５ｂにて算出されたトルクコンバータ２の速度比ｅが０．４よりも大きく０．７よりも小さい場合に、第１のポンプ吸収トルク特性ラインＬａに従ってポンプ吸収トルク指令値を出力するようにされている。今例えば、トルクコンバータ２の速度比ｅが０．６で、エンジン回転数がＮｆであるときに、第１の制御部４５ｃは、第１のポンプ吸収トルク特性ラインＬａに基づいてエンジン回転数Ｎｆに対応するポンプ吸収トルク値Ｔｆをポンプ吸収トルク指令値として出力する。

前記第２の制御部４５ｄには、前記第１の制御部４５ｃからのポンプ吸収トルク指令値が入力されるようになっている。また、この第２の制御部４５ｄには、ポンプ吸収トルク指令値に対応する前記制御弁３４への制御電流値が記憶されている。そして、この第２の制御部４５ｄにおいては、第１の制御部４５ｃからのポンプ吸収トルク指令値に基づいて決定される制御電流値に見合う制御電流を制御弁３４に向けて出力するようにされている。今例えば、第１の制御部４５ｃからのポンプ吸収トルク指令値がＴａであるときには、そのポンプ吸収トルク指令値Ｔａに対応する制御電流値Ｉａに見合う制御電流Ｉａが制御弁３４に向けて出力される。また、第１の制御部４５ｃからのポンプ吸収トルク指令値がＴｂであるときには、そのポンプ吸収トルク指令値Ｔｂに対応する制御電流値Ｉｂに見合う制御電流Ｉｂが制御弁３４に向けて出力される。

さらに、この第２の制御部４５ｄには、図３に示されるようなトルクコンバータ２の速度比と制御電流補正値との関係が記憶されている。そして、この第２の制御部４５ｄにおいては、速度比演算部４５ｂにて算出されたトルクコンバータ２の速度比ｅが０．４よりも大きく０．７よりも小さい場合に、第１の制御部４５ｃからのポンプ吸収トルク指令値に対応する制御電流値を図２中に示されるポンプ吸収トルク指令値と制御電流値との関係を参照して求めるとともに、前記速度比演算部４５ｂの演算結果に基づいて図３に示されるトルクコンバータ２の速度比と制御電流補正値との関係を参照して制御電流補正値を求め、前者の制御電流値から後者の制御電流補正値を減算した結果を新たに制御電流値として設定しその設定された制御電流値に見合う制御電流を制御弁３４に向けて出力するようにされている。今例えば、速度比演算部４５ｂにて算出されたトルクコンバータ２の速度比ｅが０．６で、エンジン回転数がＮｆである場合、第２の制御部４５ｄには第１の制御部４５ｃからのポンプ吸収トルク指令値としてＴｆが入力される。そして、第２の制御部４５ｄは、図２中に示されるポンプ吸収トルク指令値と制御電流値との関係を参照してポンプ吸収トルク指令値Ｔｆに対応する制御電流値Ｉｆを求めるとともに、図３に示されるトルクコンバータ２の速度比と制御電流補正値との関係を参照して速度比ｅ＝０．６に対応する制御電流補正値Ｃｍを求め、前者の制御電流値Ｉｆから後者の制御電流補正値Ｃｍを減算した結果（Ｉｆ−Ｃｍ）を新たに制御電流値Ｉｇ（＝Ｉｆ−Ｃｍ）として設定しその設定された制御電流値Ｉｇに見合う制御電流Ｉｇを制御弁３４に向けて出力するようにされている。これにより、図４に示されるようなポンプ吸収トルク特性ラインＬｊが設定される。

以上に述べたように構成される油圧操向方式のブルドーザの作動について図１〜図６を用いて以下に説明することとする。

まず、油圧ポンプ７の斜板角を制御するレギュレータについて説明する。図１に示される油圧ポンプ７からのポンプ圧Ｐ１が導管２７からＬＳ弁２８の一方の操作部２８ａに作用するとともに、油圧シリンダ２２の負荷圧や油圧モータ１４の負荷圧のうち高圧優先形シャトル弁３３により選択される最も高圧な負荷圧Ｐ２が導管３２からＬＳ弁２８の他方の操作部２８ｂに作用したときに、Ｐ１＜Ｐ２でポンプ圧Ｐ１が低いときにはＬＳ弁２８はＡ位置にある。また、油圧ポンプ７からのポンプ圧Ｐ１は導管２７からＴＶＣ弁２９の操作部２９ａに作用し、このポンプ圧Ｐ１が低いと、ＴＶＣ弁２９はばね３５により押動されてＡ位置にある。このため、サーボ弁２５の操作部２５ａに作用していた制御圧はＬＳ弁２８のＡ位置からＴＶＣ弁２９のＡ位置を通ってタンクへドレーンされる。これにより、サーボ弁２５はＢ位置となり、油圧ポンプ７からの制御圧は導管２７からサーボ弁２５のＢ位置を通ってサーボピストン２４のＢ室に作用する。これにより、サーボピストン２４は左側に移動して油圧ポンプ７の斜板角を大きくしてポンプ吐出量を増加させる制御が行われる。油圧ポンプ７からのポンプ圧が高くなると、このポンプ圧がＴＶＣ弁２９の操作部２９ａに作用し、ＴＶＣ弁２９がＢ位置に切り換わる。すると、油圧ポンプ７からの制御圧は導管３１からＴＶＣ弁２９のＢ位置およびＬＳ弁２８を通ってサーボ弁２５の操作部２５ａに作用する。これにより、サーボ弁２５はＡ位置に切り換わり、油圧ポンプ７からの制御圧は導管２７からサーボ弁２５のＡ位置を通ってサーボピストン２４のＡ室に作用する。これにより、サーボピストン２４は右側に移動して油圧ポンプ７の斜板角を小さくしてポンプ吐出量を減少させる制御が行われる。

例えば、速度比演算部４５ｂにて算出されるトルクコンバータ２の速度比ｅが０．４以下でエンジン回転数がＮａのときには、ポンプ吸収トルク指令値としてＴａが第１の制御部４５ｃから第２の制御部４５ｄに向けて出力され、このポンプ吸収トルク指令値Ｔａに対応する制御電流Ｉａが第２の制御部４５ｄから制御弁３４に向けて出力される。そして、制御電流Ｉａを受けて制御弁３４はその制御電流Ｉａに見合った開作動をする。これにより、油圧ポンプ７からのポンプ圧は導管３１に介挿された自己圧制御弁３０で制御されて、その制御圧は導管３１から制御弁３４を通ってＴＶＣ弁２９の操作部２９ａに作用する。また、例えば、速度比演算部４５ｂにて算出されるトルクコンバータ２の速度比ｅが０．７以上でエンジン回転数がＮｂのときには、ポンプ吸収トルク指令値としてＴｂが第１の制御部４５ｃから第２の制御部４５ｄに向けて出力され、このポンプ吸収トルク指令値Ｔｂに対応する制御電流値Ｉｂが第２の制御部４５ｄから制御弁３４に向けて出力される。そして、制御電流Ｉｂを受けて制御弁３４はその制御電流Ｉｂに見合った開作動をする。これにより、油圧ポンプ７からのポンプ圧は導管３１に介挿された自己圧制御弁３０で制御されて、その制御圧は導管３１から制御弁３４を通ってＴＶＣ弁２９の操作部２９ａに作用する。このように、ＴＶＣ弁２９の操作部２９ａには、第２の制御部４５ｄからの制御電流に応じてその開作動が制御される制御弁３４を介して供給される制御圧が作用して、当該ＴＶＣ弁２９は制御される。このＴＶＣ弁２９に配設された２つのばね３５はＴＶＣ弁２９の図示しないピストンにより押されて撓むとともに、押圧部材３６を押してサーボピストン２４を作動し、油圧ポンプ７の斜板角を制御している。この制御により油圧ポンプ７の吐出容量は可変とされ、ポンプ吸収馬力はＰ・Ｑ＝一定のほぼ等馬力の一定線上に制御される。したがって、例えば、速度比演算部４５ｂにて算出されるトルクコンバータ２の速度比ｅが０．４でエンジン回転数がＮａのときには図５中記号Ａで示されるＰ−Ｑラインに沿って油圧ポンプ７が制御され、速度比演算部４５ｂにて算出されるトルクコンバータ２の速度比ｅが０．７でエンジン回転数がＮｂのときには図５中記号Ｂで示されるＰ−Ｑラインに沿って油圧ポンプ７が制御される。

速度比演算部４５ｂにて算出されるトルクコンバータ２の速度比ｅが０．４以下である場合、第１の制御部４５ｃと第２の制御部４５ｄとより成るポンプ吸収トルク制御手段は、第１のポンプ吸収トルク特性ラインＬａ（図４参照）に従ってポンプ吸収トルクを制御する。これにより、図６においてエンジン出力トルク特性ラインＬｃで示されるエンジン出力トルクからポンプ吸収トルク特性ラインＬａ（図４参照）で示されるポンプ吸収トルクを差し引いた実効出力トルク特性は、エンジン回転数に対して図６中記号Ｌｄで示される特性ラインで表わされる特性となる。そして、実効出力トルク特性ラインＬｄと、トルクコンバータ２の吸収トルク特性ラインＬｆとが交差する点Ｍａ（エンジン回転数：Ｎａ）において、エンジン１の実効出力トルクＴｃと、トルクコンバータ２の吸収トルクとがマッチングする。このマッチング点Ｍａにおいて油圧ポンプ７は、ポンプ吸収トルクＴａとエンジン回転数Ｎａとの積に所定の係数を乗じて得られる馬力をエンジン１から吸収する。一方、このマッチング点Ｍａにおいてトルクコンバータ２は、実効出力トルクＴｃとエンジン回転数Ｎａとの積に所定の係数を乗じて得られる馬力をエンジン１から吸収する。

こうして、速度比演算部４５ｂにて算出されるトルクコンバータ２の速度比ｅが比較的小さい場合、つまり走行負荷が比較的大きい場合には、ポンプ吸収トルク制御手段により油圧ポンプ７の吸収トルクを低めることで、トルクコンバータ２がエンジン１から吸収する馬力を優先的に高める。これにより、所要の旋回性能が確保されるもその旋回性能に対し、牽引性能やエンジン出力の回復性能等が優先的に確保される。

また、速度比演算部４５ｂにて算出されるトルクコンバータ２の速度比ｅが０．７以上である場合、第１の制御部４５ｃと第２の制御部４５ｄとより成るポンプ吸収トルク制御手段は、第２のポンプ吸収トルク特性ラインＬｂ（図４参照）に従ってポンプ吸収トルクを制御する。これにより、図６においてエンジン出力トルク特性ラインＬｃで示されるエンジン出力トルクからポンプ吸収トルク特性ラインＬｂ（図４参照）で示されるポンプ吸収トルクを差し引いた実効出力トルク特性は、エンジン回転数に対して図６中記号Ｌｇで示される特性ラインで表わされる特性となる。そして、実効出力トルク特性ラインＬｇと、トルクコンバータ２の吸収トルク特性ラインＬｈとが交差する点Ｍｂ（エンジン回転数：Ｎｂ）において、エンジン１の実効出力トルクＴｄと、トルクコンバータ２の吸収トルクとがマッチングする。このマッチング点Ｍｂにおいて油圧ポンプ７は、ポンプ吸収トルクＴｂとエンジン回転数Ｎｂとの積に所定の係数を乗じて得られる馬力をエンジン１から吸収する。一方、このマッチング点Ｍｂにおいてトルクコンバータ２は、実効出力トルクＴｄとエンジン回転数Ｎｂとの積に所定の係数を乗じて得られる馬力をエンジン１から吸収する。

こうして、速度比演算部４５ｂにて算出されるトルクコンバータ２の速度比ｅが比較的大きい場合、つまり走行負荷が比較的小さい場合には、ポンプ吸収トルク制御手段により油圧ポンプ７の吸収トルクを高めることで、油圧ポンプ７がエンジン１から吸収する馬力を優先的に高めて、油圧ポンプ７から油圧モータ１４や各種油圧シリンダ２２等に供給される圧油の流量を増大させる。これにより、牽引性能やエンジン出力の回復性能等に対し、旋回性能や作業機スピードが優先的に確保される。

速度比演算部４５ｂにて算出されるトルクコンバータ２の速度比ｅが０．４よりも大きく０．７よりも小さい例えば０．６である場合、ポンプ吸収トルク制御手段は、図４に示されるポンプ吸収トルク特性ラインＬｊに従ってポンプ吸収トルクを制御する。これにより、図６においてエンジン出力トルク特性ラインＬｃで示されるエンジン出力トルクからポンプ吸収トルク特性ラインＬｊ（図４参照）で示されるポンプ吸収トルクを差し引いた実効出力トルク特性は、エンジン回転数に対して図６中記号Ｌｋで示される特性ラインで表わされる特性となる。そして、実効出力トルク特性ラインＬｋと、トルクコンバータ２の吸収トルク特性ラインＬｍとが交差する点Ｍｃ（エンジン回転数：Ｎｆ）において、エンジン１の実効出力トルクＴｈとトルクコンバータ２の吸収トルクとがマッチングする。このマッチング点Ｍｃにおいて油圧ポンプ７は、ポンプ吸収トルクＴｇとエンジン回転数Ｎｆとの積に所定の係数を乗じて得られる馬力をエンジン１から吸収する。一方、このマッチング点Ｍｃにおいてトルクコンバータ２は、実効出力トルクＴｈとエンジン回転数Ｎｆとの積に所定の係数を乗じて得られる馬力をエンジン１から吸収する。

本実施形態によれば、走行負荷の増加／減少に伴い減少／増加するトルクコンバータ２の速度比ｅに基づいて、第１の制御部４５ｃと第２の制御部４５ｄとより成るポンプ吸収トルク制御手段により油圧ポンプ７の吸収トルクを制御するようにされているので、走行負荷に応じて油圧ポンプ７の吸収トルクを最適に制御することができる。

なお、本実施形態においては、トランスミッション３の減速比ｉを含む前記式（１）を用いてトルクコンバータ２の速度比ｅを求めたが、これに限られず、前記トランスミッション出力軸回転数センサ４７をトルクコンバータ２とトランスミッション３との間に配してトルクコンバータ２の出力軸回転数を直接的に検出し、検出されたトルクコンバータ２の出力軸回転数Ｎ_２と、トルクコンバータ２の入力軸回転数（エンジン回転数）Ｎ_１との比（Ｎ_２／Ｎ_１）からトルクコンバータ２の速度比ｅを求めるようにしても良い。こうすると、速度比演算部４５ｂでの減速比ｉの計算が不要になり、これに伴い走行・速度段判別部４５ａや各クラッチ作動検知器４４が不要となるため、システム構成の簡素化を図ることができる。また、第１の制御部４５ｃと第２の制御部４５ｄとを一体のものとすることによってもシステム構成の簡素化を図ることができる。

本発明の一実施形態に係る油圧操向方式のブルドーザの概略システム構成図主制御手段の要部を表わすブロック図トルクコンバータの速度比と制御電流補正値との関係を表わす線図トルクコンバータの速度比が０．６である場合のポンプ吸収トルク特性を表わす線図ポンプ圧とポンプ吐出量との関係を表わすＰ−Ｑ線図エンジン回転数に対する各種トルク特性線図

符号の説明

１エンジン
２トルクコンバータ
３トランスミッション
７油圧ポンプ
８Ａ，８Ｂ遊星歯車機構（差動操向手段）
１１Ａ，１１Ｂスプロケット（駆動輪）
１４油圧モータ
４５ｂ速度比演算部（速度比演算手段）
４５ｃ第１の制御部
４５ｄ第２の制御部

Claims

エンジンの動力を少なくともトルクコンバータおよび差動操向手段を介して左右の駆動輪に伝達するとともに、前記エンジンにより駆動される油圧ポンプからの圧油にて作動される油圧モータの動力を、前記差動操向手段を介して前記左右の駆動輪に伝達するように構成される油圧操向方式の作業車両において、
前記トルクコンバータの速度比を演算する速度比演算手段と、前記エンジンの実エンジン回転数を検出するエンジン回転数センサと、前記速度比演算手段により算出される速度比と前記エンジン回転数センサにより検出される実エンジン回転数に基づいて前記油圧ポンプの吸収トルクを制御するポンプ吸収トルク制御手段とを備え、
前記油圧ポンプは斜板角の変化に応じて吐出油量が変化する可変容量型油圧ポンプであり、この可変容量型油圧ポンプの斜板角を制御するレギュレータと、制御電流の供給を受けて前記レギュレータの作動を制御する制御弁とを有し、前記ポンプ吸収トルク制御手段は、前記トルクコンバータの速度比に応じて予め記憶されているエンジン回転数と前記油圧ポンプが吸収すべき吸収トルク値との関係に基づいて前記エンジン回転数センサにより検出される実エンジン回転数を参照することにより前記油圧ポンプが吸収すべき吸収トルク値を求めその求められた吸収トルク値をポンプ吸収トルク指令値として出力する第１の制御部と、予め記憶されているポンプ吸収トルク指令値と制御電流値との関係に基づいて前記第１の制御部からのポンプ吸収トルク指令値を参照することにより前記制御弁に対する制御電流値を求めその求められた制御電流値に見合う制御電流を前記制御弁に向けて出力する第２の制御部とを備えて構成されることを特徴とする油圧操向方式の作業車両。