WO2020183665A1

WO2020183665A1 - 荷役作業車両

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Publication number: WO2020183665A1
Application number: PCT/JP2019/010340
Authority: WO
Inventors: 幸次兵藤; 文栄中尾; 泰典宮本; 祐樹抜井
Original assignee: 日立建機株式会社
Priority date: 2019-03-13
Filing date: 2019-03-13
Publication date: 2020-09-17
Also published as: EP3795755B1; JP6968308B2; EP3795755A4; US11891781B2; JPWO2020183665A1; CN112424429B; EP3795755A1; US20210123216A1; CN112424429A

Abstract

荷役作業機の動作状態に応じて精度良くエンジン回転数を調整して作業効率を向上させることが可能な荷役作業車両を提供する。　電子制御式のＨＳＴポンプ３１を備えたＨＳＴ式走行駆動のホイールローダ１において、ＨＳＴポンプ３１の入力トルクを制御するコントローラ５と、コントローラ５から出力された制御信号に基づいてＨＳＴポンプ３１の押し退け容積を制御する制御圧力を生成する電磁比例減圧弁３６と、を備え、コントローラ５は、荷役用油圧ポンプ３２の吐出圧Ｐｆに基づいて、当該吐出圧Ｐｆまたは荷役用油圧ポンプ３２の入力トルクが大きくなるにつれてＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔが小さくなるようにＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積ｑを算出し、算出された押しのけ容積ｑに対応する制御信号を電磁比例減圧弁３６に対して出力する。

Description

荷役作業車両

　本発明は、ＨＳＴ式走行駆動システムが搭載された荷役作業車両に関する。

　ホイールローダに代表されるように、走行用の油圧回路と荷役作業を行う荷役作業機用の油圧回路とを備えた荷役作業車両では、走行用油圧ポンプであるＨＳＴポンプと荷役用油圧ポンプとが同一のエンジンにより駆動されるものであるため、ＨＳＴポンプの入力トルクと荷役用油圧ポンプの入力トルクとの和がエンジンの出力トルクとなる。したがって、作業効率を低下させないようにするには、ＨＳＴポンプの入力トルクと荷役用油圧ポンプの入力トルクとを調整することが重要になる。

　例えば特許文献１には、作業モードとして、重掘削に対応したパワーモードと、パワーモードよりもエンジン回転数を抑えて燃費を低減させるエコモードと、を選択することが可能なホイールローダが開示されている。このホイールローダでは、作業モードとしてエコモードが選択されている場合にリフトアームの上げ動作が検出されると、ＨＳＴポンプの入力トルクをエコモード時の特性より小さいリフト上げ動作時の特性に制御してエンジンのマッチング回転数を上昇させる。これにより、荷役用油圧ポンプの吐出流量を増やしてリフトアームの上げ動作速度の低下を抑制し、作業効率を向上させている。

特許第６１６３０８２号公報

　しかしながら、特許文献１に記載のホイールローダでは、荷役用油圧ポンプの入力トルクの大きさにかかわらず、リフトアームの上げ動作が検出されれば、エコモード時のエンジンのマッチング回転数とパワーモード時のエンジンのマッチング回転数との間における所定の回転数にエンジンのマッチング回転数が制御されるだけであるため、荷役作業機の動作状態に応じて細かくエンジン回転数を調整することができなかった。そのため、荷役作業機の動作状態に対して必要以上に車速が遅くなってしまう場合もあり、作業効率を改善する余地があった。

　そこで、本発明の目的は、荷役作業機の動作状態に応じて精度良くエンジン回転数を調整して作業効率を向上させることが可能な荷役作業車両を提供することにある。

　上記の目的を達成するために、本発明は、複数の車輪を有する車体と、前記車体に搭載されたエンジンと、前記エンジンにより駆動される可変容量型の走行用油圧ポンプと、前記走行用油圧ポンプと閉回路状に接続されて前記エンジンの駆動力を前記複数の車輪に伝達する走行用油圧モータと、前記車体に対して上下方向に回動可能に取り付けられた荷役作業機と、前記エンジンにより駆動されて前記荷役作業機に作動油を供給する荷役用油圧ポンプと、前記荷役用油圧ポンプの吐出圧を検出する吐出圧センサと、を備えた荷役作業車両において、前記走行用油圧ポンプの入力トルクを制御するコントローラと、前記コントローラから出力された制御信号に基づいて前記走行用油圧ポンプの押し退け容積を制御する制御圧力を生成する電磁比例弁と、を備え、前記コントローラは、前記吐出圧センサで検出された吐出圧に基づいて、前記荷役用油圧ポンプの吐出圧または前記荷役用油圧ポンプの入力トルクが大きくなるにつれて前記走行用油圧ポンプの最大入力トルクが小さくなるように前記走行用油圧ポンプの押しのけ容積を算出し、算出された押しのけ容積に対応する制御信号を前記電磁比例弁に対して出力することを特徴とする。

　本発明によれば、荷役作業機の動作状態に応じて精度良くエンジン回転数を調整して作業効率を向上させることができる。上記した以外の課題、構成および効果は、以下の実施形態の説明により明らかにされる。

本発明の実施形態に係るホイールローダの外観を示す側面図である。ホイールローダの駆動に係る油圧回路および電気回路を示す図である。（ａ）は電磁比例減圧弁の２次圧と電磁比例減圧弁の制御電流値との関係を示すグラフ、（ｂ）は電磁比例減圧弁の２次圧とＨＳＴポンプの押しのけ容積との関係を示すグラフである。アクセルペダルの踏込量と目標エンジン回転速度との関係を示すグラフである。（ａ）はエンジン回転速度とＨＳＴポンプの押しのけ容積との関係を示すグラフ、（ｂ）はエンジン回転速度とＨＳＴポンプの入力トルクとの関係を示すグラフ、（ｃ）はエンジン回転速度とＨＳＴポンプの吐出流量との関係を示すグラフである。荷役作業機の駆動に係る油圧回路を示す図である。コントローラが有する機能を示す機能ブロック図である。荷役用油圧ポンプの吐出圧または荷役用油圧ポンプの入力トルクとＨＳＴポンプの最大入力トルクとの関係を示すグラフであり、（ａ）は反比例で制御する場合、（ｂ）は比例で制御する場合である。走行負荷圧とＨＳＴポンプの押し退け容積との関係を示すグラフである。エンジンの回転数に対するエンジンの出力トルク、ＨＳＴポンプの入力トルク、および荷役用油圧ポンプの入力トルクの関係を説明する図である。コントローラで実行される処理の流れを示すフローチャートである。

　以下、本発明の実施形態に係る荷役作業車両の一態様として、例えば露天掘り鉱山等において土砂や鉱物等を掘削してダンプトラック等へ積み込む荷役作業を行うホイールローダについて説明する。

（ホイールローダ１の全体構成）
　まず、本発明の実施形態に係るホイールローダ１の全体構成について、図１を参照して説明する。

　図１は、本発明の実施形態に係るホイールローダ１の外観を示す側面図である。

　ホイールローダ１は、前フレーム１Ａと後フレーム１Ｂとで構成される車体が中心付近で中折れすることにより操舵するアーティキュレート式の作業車両である。具体的には、前フレーム１Ａと後フレーム１Ｂとがセンタジョイント１０によって左右方向に回動自在に連結されており、前フレーム１Ａが後フレーム１Ｂに対して左右方向に屈曲する。

　前フレーム１Ａには、左右一対の前輪１１Ａと、荷役作業を行うための荷役作業機２と、が設けられている。後フレーム１Ｂには、左右一対の後輪１１Ｂと、オペレータが搭乗する運転室１２と、エンジンやコントローラ、油圧ポンプ等の各機器を内部に収容する機械室１３と、車体が傾倒しないように荷役作業機２とのバランスを保つためのカウンタウェイト１４と、が設けられている。後フレーム１Ｂにおいて、運転室１２は前部に、カウンタウェイト１４は後部に、機械室１３は運転室１２とカウンタウェイト１４との間に、それぞれ配置されている。

　荷役作業機２は、前フレーム１Ａに取り付けられたリフトアーム２１と、伸縮することによりリフトアーム２１を前フレーム１Ａに対して上下方向に回動させる一対のリフトアームシリンダ２２と、リフトアーム２１の先端部に取り付けられたバケット２３と、伸縮することによりバケット２３をリフトアーム２１に対して上下方向に回動させるバケットシリンダ２４と、リフトアーム２１に回動可能に連結されてバケット２３とバケットシリンダ２４とのリンク機構を構成するベルクランク２５と、一対のリフトアームシリンダ２２やバケットシリンダ２４へ圧油を導く複数の配管（不図示）と、を有している。なお、図１では、一対のリフトアームシリンダ２２のうち、左側に配置されたリフトアームシリンダ２２のみを破線で示している。

　リフトアーム２１は、一対のリフトアームシリンダ２２それぞれのロッド２２０が伸びることにより上方向に回動し、それぞれのロッド２２０が縮むことにより下方向に回動する。バケット２３は、バケットシリンダ２４のロッド２４０が伸びることによりチルト（リフトアーム２１に対して上方向に回動）し、ロッド２４０が縮むことによりダンプ（リフトアーム２１に対して下方向に回動）する。

　このホイールローダ１では、バケット２３をブレード等の各種アタッチメントに交換可能であり、掘削および積込といった一般的な荷役作業の他に押土作業や除雪作業等の各種作業を行うことができる。特に、掘削作業や積込作業では、車体のけん引力（走行駆動力）および荷役作業機２の駆動力の両方が必要となるが、例えば、荷役作業機２の駆動力と比べて車体のけん引力が大き過ぎると、荷役作業機２の動作速度が遅くなってしまい作業効率が低下する可能性がある。したがって、作業効率を低下させないようにするには、車体のけん引力と荷役作業機２の駆動力とのバランスを調整する必要がある。

（ホイールローダ１の駆動システムについて）
　次に、ホイールローダ１の駆動システムについて、図２～６を参照して説明する。

　図２は、ホイールローダ１の駆動に係る油圧回路ＨＣ１および電気回路を示す図である。図３（ａ）は、電磁比例減圧弁３６の２次圧と電磁比例減圧弁３６の制御電流値との関係を示すグラフ、図３（ｂ）は、電磁比例減圧弁３６の２次圧とＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積ｑとの関係を示すグラフである。図４は、アクセルペダル１２２の踏込量ＳＴと目標エンジン回転速度Ｎとの関係を示すグラフである。図５（ａ）は、エンジン４の回転速度ＮとＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積ｑとの関係を示すグラフ、図５（ｂ）は、エンジン４の回転速度とＨＳＴポンプ３１の入力トルクＴｈｓｔとの関係を示すグラフ、図５（ｃ）は、エンジン４の回転速度ＮとＨＳＴポンプ３１の吐出流量Ｑとの関係を示すグラフである。

　ホイールローダ１は、車体を走行駆動させるための油圧回路である走行用油圧回路ＨＣ１と、荷役作業機２を駆動させるための油圧回路である荷役用油圧回路ＨＣ２と、を備え、走行用油圧ポンプとしてのＨＳＴポンプ３１と、ＨＳＴポンプ３１を制御するための作動油を補給するＨＳＴチャージポンプ３１Ａと、荷役作業機２に作動油を供給する荷役用油圧ポンプ３２と、が共通のエンジン４により駆動されている。

　ホイールローダ１では、ＨＳＴ式走行駆動システムが採用されており、走行用油圧回路ＨＣ１には、ＨＳＴポンプ３１と、ＨＳＴチャージポンプ３１Ａと、走行用油圧モータとしてのＨＳＴモータ３３と、が設けられている。

　ＨＳＴポンプ３１とＨＳＴモータ３３とは、いずれもコントローラ５によって制御される電子制御式の油圧ポンプであり、一対の接続管路３０１Ａ，３０１Ｂを介して閉回路状に接続されている。一方の接続管路３０１Ａと他方の接続管路３０１Ｂとを接続する管路上にはリリーフ弁ユニット３０が設けられており、一対の接続管路３０１Ａ，３０１Ｂの最高圧力が制限されている。

　ＨＳＴポンプ３１は、傾転量（傾転角）に応じて押しのけ容積が制御される斜板式あるいは斜軸式の可変容量型の油圧ポンプである。傾転量は、左右の油室３４Ｌ，３４Ｒを有する傾転シリンダ３４により調整される。傾転シリンダ３４は、ＨＳＴチャージポンプ３１Ａから吐出された作動油が左右の油室３４Ｌ，３４Ｒのそれぞれにパイロット圧として作用することで駆動される。

　ＨＳＴチャージポンプ３１Ａの吐出側には走行側吐出管路３０３が接続されており、走行側吐出管路３０３は、第１主管路３０３Ａ、第２主管路３０３Ｂ、および第３主管路３０３Ｃの３つの主管路に分岐している。ＨＳＴチャージポンプ３１Ａから吐出した作動油の一部は、第１主管路３０３Ａを通った後、チェック弁３０Ａ，３０Ｂを介して一対の接続管路３０１Ａ，３０１Ｂのそれぞれにも導かれている。

　ＨＳＴチャージポンプ３１Ａと傾転シリンダ３４との間には、車体の前後進を切り換える前後進切換弁３５と、ＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積を制御する制御圧力を生成する電磁比例弁としての電磁比例減圧弁３６と、が設けられている。

　前後進切換弁３５は、一対のパイロット管路３０２Ａ，３０２Ｂにより傾転シリンダ３４の左右の油室３４Ｌ，３４Ｒと接続されており、車体を前進させる位置である前進位置３５Ａと、車体を後進させる位置である後進位置３５Ｂと、車体を停止させる位置である中立位置３５Ｎと、を有する。この前後進切換弁３５は電磁切換弁であり、運転室１２内に設けられた電気式の前後進切換レバー１２１からの操作信号がコントローラ５を介して前後進切換弁３５に出力されて、前進位置３５Ａ、後進位置３５Ｂ、中立位置３５Ｎがそれぞれ切り換わる。

　電磁比例減圧弁３６は、前後進切換弁３５の上流側に配置され、第２主管路３０３Ｂを介して走行側吐出管路３０３に接続されている。作動油タンク３７に接続された第３主管路３０３Ｃにはチャージリリーフ弁３８が設けられており、電磁比例減圧弁３６の一次圧は、ＨＳＴチャージリリーフ圧となっている。そして、電磁比例減圧弁３６は、コントローラ５から出力された制御信号に基づいて一次圧を減圧して、ＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積を制御する制御圧力としての二次圧を生成する。

　具体的には、図３（ａ）に示すように、電磁比例減圧弁３６で生成される二次圧は、コントローラ５が電磁比例減圧弁３６に対して出力した制御電流値（制御信号）に比例し、制御電流値が大きくなるにつれて生成される二次圧も０からＰｉＭＡＸまで大きくなる。

　そして、電磁比例減圧弁３６で生成された二次圧は、管路３０４を通って前後進切換弁３５に導かれた後、傾転シリンダ３４の左右の油室３４Ｌ，３４Ｒのいずれかに傾転コントロール圧として作用し、これによりＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積が制御される。具体的には、図３（ｂ）に示すように、電磁比例減圧弁３６で生成される二次圧とＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積ｑとは比例関係にあり、二次圧がＰｉ１から大きくなるにつれて押しのけ容積ｑも大きくなる。そして、押しのけ容積ｑは、二次圧がＰｉ２になると最大値ｑｍａｘに到達して二次圧がＰｉＭＡＸになるまで一定となる。

　なお、図２に示すように、前後進切換弁３５および電磁比例減圧弁３６はいずれも、排出管路３０５Ａ，３０５Ｂにより作動油タンク３７に接続されている。

　ＨＳＴモータ３３は、傾転量（傾転角）に応じて押しのけ容積が制御される斜板式あるいは斜軸式の可変容量型の油圧モータである。傾転量は、コントローラ５から出力された指令信号に基づいてレギュレータ３３０が制御されることにより調整される。

　図２に示すように、前後進切換弁３５が中立位置３５Ｎである場合には、一対のパイロット管路３０２Ａ，３０２Ｂが互いに接続されると共に、傾転シリンダ３４の左右の油室３４Ｌ，３４Ｒが排出管路３０５Ａを介して作動油タンク３７に通じるため、傾転シリンダ３４の左右の油室３４Ｌ，３４Ｒに作用する圧力は同圧となる。

　したがって、傾転シリンダ３４のピストンは中立位置であり、ＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積はゼロになるため、吐出流量はゼロとなり、ホイールローダ１は停止状態となる。

　一方、オペレータが前後進切換レバー１２１を前進方向に操作して、前後進切換弁３５が前進位置３５Ａに切り換わると、電磁比例減圧弁３６の二次圧が一方のパイロット管路３０２Ａに導かれて傾転シリンダ３４の左側の油室３４Ｌに作用する。このとき、傾転シリンダ３４の右側の油室３４Ｒは、他方のパイロット管路３０２Ｂおよび排出管路３０５Ａを介して作動油タンク３７に通じるため、圧力は作用しない。

　したがって、傾転シリンダ３４のピストンは、電磁比例減圧弁３６で生成された二次圧の分だけ図２における右方向に変位する。これにより、ＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積が設定され、ＨＳＴポンプ３１は、設定された押しのけ容積に応じた流量の作動油を一方の接続管路３０１Ａ側に吐出するため、ＨＳＴモータ３３が正転してホイールローダ１が前進する。

　一方の接続管路３０１Ａには、前進側におけるＨＳＴポンプ３１の吐出圧を検出する前進側圧力センサ４１Ａが設けられており、前進側圧力センサ４１Ａで検出された圧力値はコントローラ５に入力される。

　また、オペレータが前後進切換レバー１２１を後進方向に操作して、前後進切換弁３５が後進位置３５Ｂに切り換わると、電磁比例減圧弁３６の二次圧が他方のパイロット管路３０２Ｂに導かれて傾転シリンダ３４の右側の油室３４Ｒに作用する。このとき、傾転シリンダ３４の左側の油室３４Ｌは、一方のパイロット管路３０２Ａおよび排出管路３０５を介して作動油タンク３７に通じるため、圧力は作用しない。

　したがって、傾転シリンダ３４のピストンは、電磁比例減圧弁３６で生成された二次圧の分だけ図２における左方向に変位する。これにより、ＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積が設定され、ＨＳＴポンプ３１は、設定された押しのけ容積に応じた作動油を他方の接続管路３０１Ｂ側に吐出するため、ＨＳＴモータ３３が反転してホイールローダ１が後進する。

　他方の接続管路３０１Ｂには、後進側におけるＨＳＴポンプ３１の吐出圧を検出する後進側圧力センサ４１Ｂが設けられており、後進側圧力センサ４１Ｂで検出された圧力値はコントローラ５に入力される。

　このように、ＨＳＴポンプ３１から導かれた作動油でＨＳＴモータ３３が回転することにより、ＨＳＴモータ３３からの出力トルクがアクスル１５を介して前輪１１Ａおよび後輪１１Ｂに伝達され、ホイールローダ１が走行する。したがって、ＨＳＴモータ３３の出力トルクは、ホイールローダ１の走行駆動力、すなわち車体のけん引力となり、ＨＳＴモータ３３の押しのけ容積と走行負荷圧力Ｐとの積で表される。

　ここで、「走行負荷圧力Ｐ」とは、前進側圧力センサ４１Ａで検出された圧力値ＰＡと後進側圧力センサ４１Ｂで検出された圧力値ＰＢとの差圧である（Ｐ＝｜ＰＡ－ＰＢ｜）。ただし、車体が前進している場合、後進側圧力センサ４１Ｂで検出される圧力値ＰＢは、チャージリリーフ弁３８によるＨＳＴチャージリリーフ圧となる。また、車体が後進している場合、前進側圧力センサ４１Ａで検出される圧力値ＰＡは、チャージリリーフ弁３８によるＨＳＴチャージリリーフ圧となる。

　エンジン４の回転数Ｎは、運転室１２内に設けられたアクセルペダル１２２の踏込量ＳＴにより調整される。具体的には、図４に示すように、アクセルペダル１２２の踏込量ＳＴと目標エンジン回転速度Ｎとは比例関係にあり、踏込量ＳＴが大きくなるにつれて目標エンジン回転速度Ｎが速くなる。なお、エンジン４の回転速度は、時間当たりの回転数に相当するため、エンジン４の回転数と同義と考えてよい。

　なお、アクセルペダル１２２の踏込量ＳＴが０～ＳＴ１の範囲（例えば０％～２０あるいは３０％の範囲）は、アクセルペダル１２２の踏込量ＳＴにかかわらず目標エンジン回転速度Ｎが所定の最低回転速度Ｎｍｉｎで一定となる不感帯として設定されている。また、アクセルペダル１２２の踏込量ＳＴがＳＴ２～ＳＴｍａｘの範囲（例えば７０あるいは８０％～１００％の範囲）は、目標エンジン回転速度Ｎがアクセルペダル１２２の踏込量ＳＴにかかわらず最高目標エンジン回転速度Ｎｍａｘに維持されるように設定されている。なお、これらの範囲は、任意に設定変更可能である。

　エンジン４に接続されたＨＳＴチャージポンプ３１Ａの吐出流量は、エンジン４の回転数Ｎに比例する。後述するようにコントローラ５から出力される制御信号に基づいて電磁比例減圧弁３６が制御されていない場合、エンジン４とＨＳＴポンプ３１との関係は図５（ａ）～（ｃ）に示す通りとなる。

　図５（ａ）に示すように、エンジン４の回転速度ＮとＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積ｑとは比例関係にあり、エンジン４の回転速度ＮがＮ１０からＮ２０になるまで速くなるにつれて押しのけ容積ｑは０からｑｍａｘまで大きくなる。エンジン回転速度ＮがＮ２０以上では、ＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積ｑは、エンジン回転速度Ｎにかかわらず最大値ｑｍａｘで一定となる。

　ＨＳＴポンプ３１の入力トルクＴｈｓｔは、走行負荷圧力ＰとＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積ｑとの積で表される（Ｔｈｓｔ＝Ｐ×ｑ）。図５（ｂ）に示すように、エンジン回転速度ＮがＮ１０からＮ２０までの間では、エンジン４の回転速度ＮとＨＳＴポンプ４１の入力トルクＴｈｓｔとは比例関係にあり、エンジン４の回転速度ＮがＮ１０からＮ２０になるまで速くなるにつれてＨＳＴポンプ４１の入力トルクは大きくなる。そして、エンジン回転速度ＮがＮ２０以上では、ＨＳＴポンプ３１の入力トルクＴｈｓｔは、エンジン回転速度Ｎにかかわらず最大値Ｔｍａｘで一定となる。

　図５（ｃ）に示すように、エンジン回転速度ＮがＮ１０からＮ２０までの間では、ＨＳＴポンプ３１の吐出流量Ｑはエンジン回転速度Ｎの二乗に比例する。エンジン回転速度ＮがＮ２０以上では、エンジン回転速度ＮとＨＳＴポンプ３１の吐出流量Ｑとは一次の比例関係にあり、エンジン回転速度Ｎが速くなるにつれて吐出流量Ｑは増える。したがって、エンジン４の回転速度Ｎが速くなるとＨＳＴポンプ３１の吐出流量Ｑが増え、ＨＳＴポンプ３１からＨＳＴモータ３３に流入する作動油の流量が増えるため、ＨＳＴモータ３３の回転数が増大し、車速が速くなる。

　次に、荷役作業機２の駆動システムについて、図６を参照して説明する。図６は、荷役作業機２の駆動に係る油圧回路ＨＣ２を示す図である。

　荷役用油圧回路ＨＣ２には、固定容量型の荷役用油圧ポンプ３２と、リフトアームシリンダ２２と、バケットシリンダ２４と、荷役用油圧ポンプ３２から吐出されてリフトアームシリンダ２２およびバケットシリンダ２４に流入する作動油の流れ（方向および流量）を制御するコントロールバルブ３９と、が設けられている。

　コントロールバルブ３９は、荷役側吐出管路３０６Ａにより荷役用油圧ポンプ３２に、排出管路３０６Ｂにより作動油タンク３７に、一対のリフトアーム側接続管路３０７Ａ，３０７Ｂによりリフトアームシリンダ２２に、一対のバケット側接続管路３０８Ａ，３０８Ｂによりバケットシリンダ２４に、それぞれ接続されている。

　リフトアームシリンダ２２およびバケットシリンダ２４はそれぞれ、運転室１２（図１参照）内に設けられたリフトアーム操作レバー１２３およびバケット操作レバー１２４の操作にしたがって駆動する。

　例えば、オペレータがリフトアーム操作レバー１２３を操作すると、その操作量に比例したパイロット圧が操作信号として生成される。生成されたパイロット圧は、一対のパイロット管路３０９Ｌ，３０９Ｒに導かれてコントロールバルブ３９の左右の受圧室に作用する。これにより、コントロールバルブ３９内のスプールが当該パイロット圧に応じてストロークし、作動油が流れる方向および流量が決まる。

　荷役用油圧ポンプ３２から吐出された作動油は、荷役側吐出管路３０６Ａに導かれ、コントロールバルブ３９を介して一対のリフトアーム側接続管路３０７Ａ，３０７Ｂのいずれかに導かれる。

　一対のリフトアーム側接続管路３０７Ａ，３０７Ｂのうち、一方のリフトアーム側接続管路３０７Ａはリフトアームシリンダ２２のロッド室に、他方のリフトアーム側接続管路３０７Ｂはリフトアームシリンダ２２のボトム室に、それぞれ接続されている。

　荷役用油圧ポンプ３２から吐出された作動油が他方のリフトアーム側接続管路３０７Ｂに導かれると、リフトアームシリンダ２２のボトム室に流入し、これによりリフトアームシリンダ２２のロッド２２０が伸長してリフトアーム２１が上昇する。このとき、リフトアームシリンダ２２のロッド室から流出した作動油は、一方のリフトアーム側接続管路３０７Ａに導かれ、コントロールバルブ３９を介して排出管路３０６Ｂに導かれて作動油タンク３７に排出される。

　また、荷役用油圧ポンプ３２から吐出された作動油が一方のリフトアーム側接続管路３０７Ａに導かれると、リフトアームシリンダ２２のロッド室に流入し、これによりリフトアームシリンダ２２のロッド２２０が縮んでリフトアーム２１が下降する。このとき、リフトアームシリンダ２２のボトム室から流出した作動油は、他方のリフトアーム側接続管路３０７Ｂに導かれ、コントロールバルブ３９を介して排出管路３０６Ｂに導かれて作動油タンク３７に排出される。

　なお、バケットシリンダ２４の駆動については、リフトアームシリンダ２２の駆動と同様であるため、具体的な説明を割愛する。

　荷役用油圧ポンプ３２の吐出側に接続された荷役側吐出管路３０６Ａ上には、荷役用油圧ポンプ３２の吐出圧を検出する吐出圧センサ４２が設けられている。この吐出圧センサ４２で検出された吐出圧は、コントローラ５に入力され、荷役作業機２の動作状態の判定に用いられる。

（コントローラ５の機能構成）
　次に、コントローラ５の機能構成について、図７～１０を参照して説明する。

　図７は、コントローラ５が有する機能を示す機能ブロック図である。図８（ａ）および図８（ｂ）は、荷役用油圧ポンプ３２の吐出圧Ｐｆまたは荷役用油圧ポンプ３２の入力トルクＴｈｙｄとＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔとの関係を示すグラフであり、図８（ａ）は反比例で制御する場合、図８（ｂ）は比例で制御する場合である。図９は、走行負荷圧力ＰとＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積ｑとの関係を示すグラフである。図１０は、エンジン４の回転数Ｎに対するエンジン４の出力トルク、ＨＳＴポンプ３１の入力トルクＴｈｓｔ、および荷役用油圧ポンプ３２の入力トルクＴｈｙｄの関係を説明する図である。

　コントローラ５は、ＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、ＨＤＤ、入力Ｉ／Ｆ、および出力Ｉ／Ｆがバスを介して互いに接続されて構成される。そして、前進側圧力センサ４１Ａ、後進側圧力センサ４１Ｂ、および吐出圧センサ４２等の各種のセンサや操作装置が入力Ｉ／Ｆに接続され、電磁比例減圧弁３６等が出力Ｉ／Ｆに接続されている。

　このようなハードウェア構成において、ＲＯＭやＨＤＤ若しくは光学ディスク等の記録媒体に格納された演算プログラム（ソフトウェア）をＣＰＵが読み出してＲＡＭ上に展開し、展開された演算プログラムを実行することにより、演算プログラムとハードウェアとが協働して、コントローラ５の機能を実現する。

　なお、本実施形態では、コントローラ５の構成をソフトウェアとハードウェアとの組み合わせにより説明しているが、これに限らず、ホイールローダ１の側で実行される演算プログラムの機能を実現する集積回路を用いて構成してもよい。

　図３に示すように、コントローラ５は、データ取得部５１と、開始条件判定部５２と、ＨＳＴポンプ最大入力トルク算出部５３と、ＨＳＴポンプ押しのけ容積算出部５４と、記憶部５５と、制御信号出力部５６と、を含む。

　データ取得部５１は、前進側圧力センサ４１Ａで検出された前進側圧力値ＰＡ、後進側圧力センサ４１Ｂで検出された後進側圧力値ＰＢ、および吐出圧センサ４２で検出された荷役用油圧ポンプ３２の吐出圧Ｐｆに関するデータを取得する。なお、本実施形態では、車体が前進している場合の走行負荷圧力Ｐは、前進側圧力センサ４１Ａで検出された前進側圧力値ＰＡに相当し、車体が後進している場合の走行負荷圧力Ｐは、後進側圧力センサ４１Ｂで検出された後進側圧力値ＰＢに相当するものとする。

　開始条件判定部５２は、データ取得部５１で取得された荷役用油圧ポンプの吐出圧Ｐｆに基づいて、荷役作業機２（リフトアーム２１）の上げ動作が開始された否かを判定する。

　ＨＳＴポンプ最大入力トルク算出部５３は、開始条件判定部５２にて荷役作業機２の上げ動作が開始されたと判定された場合に、データ取得部５１で取得された荷役用油圧ポンプ３２の吐出圧Ｐｆに基づいて、図８（ａ）または図８（ｂ）に示す特性からＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔを算出する。

　図８（ａ）は、荷役用油圧ポンプ３２の吐出圧Ｐｆが大きくなるにつれてＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔが反比例して小さくなる特性であり、図８（ｂ）は、荷役用油圧ポンプ３２の吐出圧Ｐｆが大きくなるにつれてＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔが比例して小さくなる特性である。

　図８（ａ）および図８（ｂ）において、荷役用油圧ポンプ３２の吐出圧Ｐｆが０～３０％までの範囲では、ＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔは最大値（１００％）で一定となっている。これは、荷役用油圧ポンプ３２の吐出圧Ｐｆが０～３０％までの範囲では、荷役作業機２は上げ動作を開始していない状態に相当し、コントローラ５によるＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔの制御を開始する必要がないからである。したがって、コントローラ５では、前述したように、開始条件判定部５２において荷役作業機２の上げ動作が開始されたか否か、具体的には、荷役用油圧ポンプ３２の吐出圧Ｐｆが３０％に達したか否か（開始条件）を判定している。

　本実施形態では、ＨＳＴポンプ最大入力トルク算出部５３は、図１０に示すように、ＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔと荷役用油圧ポンプ３２の最大入力トルクＴｈｙｄとの和が、エンジン４の定格出力トルクＴＥｒよりも大きく、かつエンジン４の最大出力トルクＴＥｍａｘよりも小さくなるように、ＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔを算出する。

　これにより、エンジン４の回転数Ｎ１をエンジン４の最大出力ＴＥｍａｘ時のエンジン回転数Ｎ２とエンジン４の定格出力トルクＴＥｒ時のエンジン回転数Ｎｒとの間に維持させることができる（Ｎ２<Ｎ１<Ｎｒ）。

　ＨＳＴポンプ押しのけ容積算出部５４は、データ取得部５１で取得された走行負荷圧力Ｐ（前進側圧力値ＰＡまたは後進側圧力値ＰＢ）に基づいて、図９に示す特性から、ＨＳＴポンプ最大入力トルク算出部５３で算出されたＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔになるようなＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積ｑを算出する。

　図９に示す特性は、走行負荷圧力Ｐが大きくなるにつれてＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積ｑが反比例して小さくなっており、また、図８（ａ）または図８（ｂ）で示す特性に基づいたＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔの大小によってシフトする。換言すれば、コントローラ５は、走行負荷圧力ＰとＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積ｑとの関係を示す特性線で囲まれた面積、すなわちＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔが変化するように、走行負荷圧力Ｐに対してＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積ｑを制御する。図９では、走行負荷圧力ＰとＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積ｑとの関係を示す特性が、ＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔの小さい方から大きい方に向かって、二点鎖線、一点鎖線、実線の順でシフトする。

　記憶部５５は、図８（ａ）および図８（ｂ）に示す荷役用油圧ポンプ３２の吐出圧ＰｆとＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔとの関係を示す特性、および図９に示す走行負荷圧力ＰとＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積ｑとの関係を示す特性をそれぞれ記憶している。なお、図８（ａ）および図８（ｂ）に示す２つの特性は、オペレータの好み等により使い分けることができる。

　本実施形態では、ＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔは、荷役用油圧ポンプ３２の吐出圧Ｐｆに応じて制御されているが、必ずしも荷役用油圧ポンプ３２の吐出圧Ｐｆである必要はなく、荷役用油圧ポンプ３２の入力トルクＴｈｙｄに応じてＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔを制御してもよい。

　制御信号出力部５６は、ＨＳＴポンプ押しのけ容積算出部５４で算出されたＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積ｑに対応する制御信号（制御電流）を電磁比例減圧弁３６に出力する。

（コントローラ５内での処理）
　次に、コントローラ５内で実行される具体的な処理の流れについて、図１１を参照して説明する。

　図１１は、コントローラ５で実行される処理の流れを示すフローチャートである。

　まず、データ取得部５１は、吐出圧センサ４２で検出された荷役用油圧ポンプ３２の吐出圧Ｐｆを取得する（ステップＳ５０１）。次に、開始条件判定部５２は、ステップＳ５０１で取得された吐出圧Ｐｆに基づいて、荷役作業機２の上げ動作が開始されたか否かを判定する（ステップＳ５０２）。

　ステップＳ５０２において荷役作業機２の上げ動作が開始されたと判定された場合（ステップＳ５０２／ＹＥＳ）、データ取得部５１は、ステップＳ５０１で取得された吐出圧Ｐｆに基づいて、図８（ａ）または図８（ｂ）に示す特性からＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔを算出する（ステップＳ５０３）。なお、ステップＳ５０２において荷役作業機２の上げ動作が開始されたと判定されなかった場合（ステップＳ５０２／ＮＯ）、コントローラ５における処理が終了する。

　次に、データ取得部５１は、前進側圧力センサ４１Ａまたは後進側圧力センサ４１Ｂで検出された圧力値、すなわち走行負荷圧力Ｐを取得する（ステップＳ５０４）。

　続いて、ＨＳＴポンプ押しのけ容積算出部５４は、ステップＳ５０４で取得された走行負荷圧力Ｐ（｜ＰＡ－ＰＢ｜）に基づいて、ステップＳ５０３で算出されたＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔになるように、図９に示す特性からＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積ｑを算出する。（ステップＳ５０５）。

　そして、制御信号出力部５６は、ステップＳ５０５で算出されたＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積ｑに対応する制御信号を電磁比例減圧弁３６に出力し（ステップＳ５０６）、コントローラ５における処理が終了する。

　このように、ＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積ｑを制御して、荷役用油圧ポンプ３２の吐出圧Ｐｆ（荷役用油圧ポンプ３２の入力トルクＴｈｙｄ）が大きくなるにつれてＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔが小さくなるように調整することにより、荷役用油圧ポンプ３２の最大入力トルクＴｈｙｄに対してＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔが大きくなり過ぎない。

　例えば、ホイールローダ１が、バケット２３内に荷を積んだ状態でリフトアーム２１を上昇させながらダンプトラックに向かって前進走行するダンプアプローチでは、荷役用油圧ポンプ３２の最大入力トルクＴｈｙｄがエンジン４の定格出力トルクＴＥｒの９０％ほどになる。このとき、ＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔもエンジン４の定格出力トルクＴＥｒの９０％にすると、荷役作業機２の上昇速度が大幅に遅くなり、さらには、エンジン４の最大出力トルクＴＥｍａｘを越えてエンストを起こしてしまう可能性がある。

　そこで、前述したように、コントローラ５により荷役作業機２の上げ動作の状態に応じてＨＳＴポンプ３１の最大入力トルクＴｈｓｔをエンジン４の定格出力トルクＴＥｒの３０％ほどに制限することで、ＨＳＴポンプ３１および荷役用油圧ポンプ３２の両方を効率よく駆動させることができ、車速と荷役作業機２の上昇速度とのバランスが良好となる。

　さらに、この場合におけるエンジン４の回転数Ｎ１は、エンジン４の最大出力トルクＴＥｍａｘ時の回転数Ｎ２よりも大きく定格出力トルクＴＥｒ時の回転数Ｎｒよりも小さい範囲の回転数となるので、エンジン４の回転数を下げ過ぎない状態でダンプアプローチを効率よく行うことができる（図１０参照）。よって、ホイールローダ１では、荷役作業機２の動作状態に応じて精度良くエンジン４の回転数Ｎを調整して作業効率を向上させることが可能である。

　以上、本発明の実施形態について説明した。なお、本発明は上記した実施形態や変形例に限定されるものではなく、様々な他の変形例が含まれる。例えば、上記した実施形態および変形例は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。また、本実施形態の構成の一部を他の実施形態の構成に置き換えることが可能であり、また、本実施形態の構成に他の実施形態の構成を加えることも可能である。またさらに、本実施形態の構成の一部について、他の構成の追加・削除・置換をすることが可能である。

　例えば、上記実施形態では、ＨＳＴポンプ３１の押しのけ容積を制御する制御圧力を生成する電磁比例弁として電磁比例減圧弁３６を用いていたが、必ずしも減圧弁である必要はない。

　例えば、上記実施形態では、ＨＳＴモータ３３は、ＨＳＴポンプ３１と同様に電子制御式であったが、必ずしも電子制御式である必要はなく、油圧式であってもよい。

　例えば、上記実施形態では、記憶部５５は、図８（ａ）に示す特性、および図８（ｂ）に示す特性を記憶していたが、必ずしも両方の特性を記憶している必要はなく、少なくとも荷役用油圧ポンプ３２の吐出圧Ｐｆまたは荷役用油圧ポンプ３２の入力トルクが大きくなるにつれてＨＳＴポンプの最大入力トルクＴｈｓｔが小さくなるような特性であればよい。

１：ホイールローダ（荷役作業車両）
２：荷役作業機
４：エンジン
５：コントローラ
１１Ａ：前輪（車輪）
１１Ｂ：後輪（車輪）
３１：ＨＳＴポンプ（走行用油圧ポンプ）
３２：荷役用油圧ポンプ
３３：ＨＳＴモータ（走行用油圧モータ）
３６：電磁比例減圧弁（電磁比例弁）
４２：吐出圧センサ

Claims

　複数の車輪を有する車体と、前記車体に搭載されたエンジンと、前記エンジンにより駆動される可変容量型の走行用油圧ポンプと、前記走行用油圧ポンプと閉回路状に接続されて前記エンジンの駆動力を前記複数の車輪に伝達する走行用油圧モータと、前記車体に対して上下方向に回動可能に取り付けられた荷役作業機と、前記エンジンにより駆動されて前記荷役作業機に作動油を供給する荷役用油圧ポンプと、前記荷役用油圧ポンプの吐出圧を検出する吐出圧センサと、を備えた荷役作業車両において、
　前記走行用油圧ポンプの入力トルクを制御するコントローラと、
　前記コントローラから出力された制御信号に基づいて前記走行用油圧ポンプの押し退け容積を制御する制御圧力を生成する電磁比例弁と、を備え、
　前記コントローラは、
　前記吐出圧センサで検出された吐出圧に基づいて、前記荷役用油圧ポンプの吐出圧または前記荷役用油圧ポンプの入力トルクが大きくなるにつれて前記走行用油圧ポンプの最大入力トルクが小さくなるように前記走行用油圧ポンプの押しのけ容積を算出し、算出された押しのけ容積に対応する制御信号を前記電磁比例弁に対して出力する
ことを特徴とする荷役作業車両。
　請求項１に記載の荷役作業車両において、
　前記コントローラは、
　前記荷役用油圧ポンプの吐出圧または前記荷役用油圧ポンプの入力トルクに反比例して小さくなる前記走行用油圧ポンプの最大入力トルクを算出する
ことを特徴とする荷役作業車両。
　請求項１に記載の荷役作業車両において、
　前記コントローラは、
　前記荷役用油圧ポンプの吐出圧または前記荷役用油圧ポンプの入力トルクに比例して小さくなる前記走行用油圧ポンプの最大入力トルクを算出する
ことを特徴とする荷役作業車両。
　請求項１に記載の荷役作業車両において、
　前記コントローラは、
　前記走行用油圧ポンプの最大入力トルクと前記荷役用油圧ポンプの最大入力トルクとの和が、前記エンジンの定格出力トルクよりも大きく、かつ前記エンジンの最大出力トルクよりも小さくなるように、前記走行用油圧ポンプの最大入力トルクを算出する
ことを特徴とする荷役作業車両。