JP2008101345A - アーティキュレート式作業機 - Google Patents

Abstract

【課題】路面から入力される荷重による前フレームのロール回転方向の振動が後フレームに伝達されるのを抑制し、後フレームに設けられた運転室の振動を低減し乗り心地を向上することができるアーティキュレート式作業機を提供する。
【解決手段】前フレーム３と後フレーム９との間を結合フレーム４１により相対ロール運動可能に連結し、その結合フレーム４１と後フレーム９の結合部９Ｂの間に一対の複動式油圧シリンダ４６，６８をロール回転方向に対向して動作するよう配置し、後フレーム９の状態量に応じて電磁比例リリーフ弁６２，６７により油圧シリンダ４６，６８の伸び方向の推力を制御する。また、油圧シリンダ４６，６８のボトム側からの作動油を電磁比例リリーフ弁６２，６７を通して排出する油路４７Ｂ，６９Ｂと、ロッド側からの作動油を固定絞り弁６３ａ，６３ｂを通して排出する油路７２ａ，７２ｂを独立して設ける。
【選択図】図９

Description

本発明は、例えばホイールローダのように、前フレームと後フレームとが左右方向に屈曲することによって操舵を行うアーティキュレート式作業機に関する。

一般に、ホイールローダ等のアーティキュレート式作業機として、前フレームと後フレームとが例えば鉛直方向に延びる屈曲軸を介して左右方向に屈曲可能にピン結合（連結）したものが知られている（例えば、特許文献１参照）。

例えば、ホイールローダにおいては、前フレームには土砂の掘削、運搬等を行うバケット等の作業装置が設けられ、後フレームには作業者が運転、操作を行う運転室が設けられるほか、エンジン、トルクコンバータ、走行減速器、油圧ポンプ、燃料タンク、作動油タンクなどが搭載されており、作業装置は油圧ポンプで発生した油圧によって駆動される。前フレーム、後フレームにはそれぞれ前車軸、後車軸が設けられ、これら前車軸、後車軸にはそれぞれ前輪、後輪が取り付けられている。

また、前フレームと後フレームとの間には例えば２本のステアリングシリンダが設けられており、このステアリングシリンダを伸縮させることによって前フレームと後フレームとを屈曲軸を中心に屈曲させ、左右方向に対する走行時の操舵を行う構成となっている。

特許文献１記載に記載のホイールローダにおいては、車両本体のピッチング、バウンシング等の振動を抑制するために、ブームシリンダの負荷保持側油質室に振動抑制用アキュムレータを接続して、マス部材となる作業装置と、バネ作用をなすアキュムレータにより、ダイナミックダンパーを構成している。

特許第２９３６９７６号

アーティキュレート式作業機においては、前フレームに設けられた作業装置を用いて土砂の掘削、運搬を行うため、前フレーム側は大きな荷重を受け止める必要がある。そのため、前フレームと前車軸との間に緩衝用懸架装置は設けられておらず、前車軸は前フレームに対してロール角が固定された状態でロール運動不能に取り付けられている。一方、後フレームには作業者が運転、操作を行う運転室が設けられており、後フレームに対して後車軸がロール運動可能に取り付けられることにより、後車軸がロール軸周りに回動して路面の凹凸を吸収する構成となっていた。

不整地の走行時において、後車軸は後フレームに対してロール運動可能に取り付けられているため、後車軸に対して入力される荷重によるロール回転方向の振動は後車軸のロール軸周りの回動によって吸収され、後フレームには伝わらない。しかし、前車軸は、前フレームに対してロール角が固定された状態で取り付けられているため、前車軸に対して入力される荷重によるロール回転方向の振動を吸収することができず、その振動が前フレームに伝わる。また、従来技術のアーティキュレート式作業機では、前フレームと後フレームとがロール軸周りに相対回転できない構成となっているため、前フレームのロール回転方向の振動が後フレームに伝達され、運転室を振動させて乗り心地を悪化させるという問題がある。

特許文献１には、作業装置を動吸振器（ダイナミックダンパー）として利用し、車両本体の振動を抑制しようとする構成が開示されている。しかし、この構成では、車体のピッチ振動及びバウンス振動を低減することができるものの、ロール回転方向の振動は低減することができない。

本発明の目的は、路面から入力される荷重により前フレームがロール回転方向に振動するとき、その振動が後フレームに伝達されるのを抑制し、後フレームに設けられた運転室の振動を低減し乗り心地を向上することができるアーティキュレート式作業機を提供することにある。

（１）上記目的を達成するために、本発明は、作業装置が設けられた前フレームと、前記前フレームに左右方向に屈曲可能に連結され運転室が設けられた後フレームと、前記前フレームに設けられ、左右に車輪を備えた前車軸と、前記後フレームに設けられ、左右に後輪を備えた後車軸とを備え、前記前フレームは前記前車軸に対してロール運動不能に取り付けられ、前記後フレームは前記後車軸に対してロール運動可能に取り付けられたアーティキュレート式作業機において、前記前フレームと後フレームとの間に設けられ、これらを相対ロール運動可能に連結する連結機構と、前記後フレームに設けられ、この後フレームのロール運動を規制する一対の複動式油圧シリンダを含む油圧制御手段と、前記後フレームの状態量を検出し、この状態量に応じて前記油圧制御手段を制御し、前記後フレームの姿勢及び振動を制御する演算制御手段とを備えるものとする。

このように連結機構と、一対の複動式油圧シリンダを含む油圧制御手段と、演算制御手段を設け、前フレームと後フレームを相対ロール運動可能に連結し、状態量に応じて油圧制御手段を制御し、後フレームの姿勢及び振動を制御することにより、路面から入力される荷重により前フレームがロール回転方向に振動するとき、その振動が後フレームに伝達されるのが抑制され、前フレームの振動による後フレームに設けられた運転室の振動を低減することができる。

また、路面から入力される荷重により前フレームがロール回転方向に振動するとき、その振動が後フレームに伝達されないようにするだけであれば、前フレームと後フレームを相対ロール運動可能に連結するだけでよい。しかし、後フレームは後車軸に対してロール運動可能に取り付けられているため、前フレームに対してもロール運動可能に連結された場合は、後フレームム及び運転室はロール回転方向の拘束がなくなるため、ロール回転方向に適切な姿勢を維持することができなくなる。

本発明においては、連結機構により前フレームと後フレームを相対ロール運動可能に連結しただけではなく、後フレームのロール運動を規制する一対の複動式油圧シリンダを設け、この油圧シリンダを含む油圧制御手段を演算制御手段により制御し、後フレームの姿勢及び振動を規制する構成としている。これにより後フレーム及び運転室はロール回転方向に適切な姿勢を維持しつつ、路面から入力される荷重による前フレームの振動が後フレームに伝達されるのを抑制し、後フレームに設けられた運転室の振動を低減し乗り心地を向上することができる。

（２）上記（１）において、好ましくは、前記一対の複動式油圧シリンダは、それぞれ、前記後フレームのロール回転中心の両側にロール回転方向に対向して動作するよう配置され、前記油圧制御手段は、前記一対の複動式油圧シリンダに選択的に油圧源の圧油を供給する圧油供給部と、前記一対の複動式油圧シリンダのそれぞれに設けられ、前記圧油供給部から前記一対の複動式油圧シリンダに選択的に圧油が供給されるときに、その圧油の圧力を制御する一対の圧力制御部とを有するものとする。

このように圧油供給部と一対の圧力制御部を設け、油圧源の圧油を一対の複動式油圧シリンダに選択的に供給し、その圧油の圧力を制御することにより、一対の複動式油圧シリンダの一方の推力のみを選択的に制御することができる。

また、一対の複動式油圧シリンダをロール回転中心の両側にロール回転方向に対向して動作するよう配置することにより、一対の複動式油圧シリンダの推力を選択的に制御することで両方のロール回転方向に対する推力の制御を行うことができ、制御が単純化し、制御の信頼性を向上することができる。

（３）上記（２）において、好ましくは、前記油圧制御手段の一対の圧力制御部は、それぞれ、前記圧油供給部から選択的に供給された圧油を対応する油圧シリンダに導く第１油路と、この第１油路に連通する第２油路であって、電磁比例リリーフ弁を備え、前記対応する油圧シリンダに導かれた圧油の一部を前記電磁比例リリーフ弁を通して排出する第２油路と、この第２油路とは独立して設けられた第３油路であって、絞りを備え、前記対応する油圧シリンダから排出された圧油を前記絞りを通して排出する第３油路とを有し、前記演算制御手段は前記電磁比例リリーフ弁を制御するものとする。

これにより油圧制御手段の一対の圧力制御部において、圧油供給部から選択的に供給された圧油が油圧シリンダに導かれ、その圧油の一部が電磁比例リリーフ弁を通して排出されるとともに、油圧シリンダから排出された圧油が絞りを通して排出される。これにより一対の複動式油圧シリンダが発生する力は、一方の油圧シリンダに供給される圧油が電磁比例リリーフ弁を通って排出される際に制御される圧力による推力と、他方の油圧シリンダから絞りを通って排出される際に発生する圧力による反力の合力となり、このとき反力は常に減衰力となるため、油圧シリンダの推力によって生ずる後フレームの制振動作を安定させることができる。

また、推力を発生させる油路と反力（減衰力）を発生させる油路とが互いに独立しているため、電磁比例リリーフ弁で制御された圧力が、直接、複動式油圧シリンダに作用するようになり、推力の制御に対して良好な応答性を得ることができる。

加えて、複動式油圧シリンダの推力及び減衰力は全て作動油を排出する時の絞り抵抗によって発生させるため、複動式油圧シリンダのチューブ内が負圧になりキャビテーションが発生することが無く、キャビテーションによって発生した気泡によって電磁比例リリーフ弁による圧力制御性や絞りによる減衰力が損なわれることがない。

（４）また、上記（２）又は（３）において、好ましくは、前記油圧制御手段の圧油供給部は、電磁方向切換弁を備え、この電磁方向切換弁を介して前記一対の圧力制御部に圧油を供給する第４油路、及びリリーフ弁を備え、前記一対の圧力制御部からの排出油を前記リリーフ弁を介してタンクヘ還流する第５油路とを有し、前記演算制御手段は前記電磁方向切換弁を制御するものとする。

これにより電磁方向切換弁を制御して一対の複動式油圧シリンダに選択的に油圧源の圧油を供給することができる。また、圧力制御部からの排出油をリリーフ弁を介してタンクへ還流するので、第５油路の最低圧がリリーフ弁の設定圧に補償され、一対の複動式油圧シリンダに作動油が流入する場合（メークアップ）の負圧の発生を防止し、キャビテーションの発生を防止することができる。

（５）また、上記（２）において、好ましくは、前記演算制御手段は、前記後フレームのロール回転方向の姿勢と振動に関する状態量を検出する検出手段と、前記検出手段によって検出された状態量に基づいて前記後フレームの姿勢と振動を制御するための前記一対の複動式油圧シリンダの目標推力を演算し、この目標推力が得られるよう前記圧油供給部と前記一対の圧力制御部とを制御するための制御指令を計算する制御指令演算手段とを有するものとする。

これにより演算制御手段は、後フレームのロール回転方向の姿勢と振動に関する状態量に基づいて油圧制御手段を制御し、後フレームの姿勢及び振動を制御することができる。

（６）更に、上記（２）において、好ましくは、前記油圧制御手段の圧油供給部は、前記一対の複動式油圧シリンダの一方に選択的に圧油を供給する電磁方向切換弁を有し、前記油圧制御手段の一対の圧力制御部は、それぞれ、前記一対の複動式油圧シリンダに供給される圧油の圧力を制御する電磁比例リリーフ弁を有し、前記演算制御手段は、前記後フレームのロール回転方向の姿勢と振動に関する状態量を検出する検出手段と、前記検出手段によって検出された状態量に基づいて前記後フレームの姿勢と振動を制御するための前記一対の複動式油圧シリンダの目標推力を演算し、この目標推力が得られるよう前記圧油供給部の電磁方向切換弁と前記一対の圧力制御部の電磁比例リリーフ弁とを制御するための制御指令を計算する制御指令演算手段とを有するものとする。

これにより演算制御手段は、後フレームのロール回転方向の姿勢と振動に関する状態量に基づいて油圧制御手段を制御し、後フレームの姿勢及び振動を制御することができる。

（７）また、上記（２）において、好ましくは、前記油圧制御手段の一対の圧力制御部は、それぞれ、前記圧油供給部から選択的に供給された圧油を対応する油圧シリンダに導く第１油路と、この第１油路に連通する第２油路であって、電磁比例リリーフ弁を備え、前記対応する油圧シリンダに導かれた圧油の一部を前記電磁比例リリーフ弁を通して排出する第２油路と、この第２油路とは独立して設けられた第３油路であって、絞りを備え、前記対応する油圧シリンダから排出された圧油を前記絞りを通して排出する第３油路とを有し、前記油圧制御手段の圧油供給部は、電磁方向切換弁を備え、この電磁方向切換弁を介して前記一対の圧力制御部に圧油を供給する第４油路、及びリリーフ弁を備え、前記一対の圧力制御部からの排出油を前記リリーフ弁を介してタンクヘ還流する第５油路とを有し、前記演算制御手段は、前記後フレームのロール回転方向の姿勢と振動に関する状態量を検出する検出手段と、前記検出手段によって検出された状態量に基づいて前記後フレームの姿勢と振動を制御するための前記一対の複動式油圧シリンダの目標推力を演算し、この目標推力が得られるよう前記圧油供給部の電磁方向切換弁と前記一対の圧力制御部の電磁比例リリーフ弁とを制御するための制御指令を計算する制御指令演算手段とを有するものとする。

これにより上記（３）で述べたように、一対の複動式油圧シリンダが発生する力は、一方の油圧シリンダに供給された圧油が電磁比例リリーフ弁を通って排出される際に制御される圧力による推力と、他方の油圧シリンダから絞りを通って排出される際に発生する圧力による反力の合力となり、このとき反力は常に減衰力となるため、油圧シリンダの推力によって生ずる後フレームの制振動作を安定させることができる。また、推力を発生させる油路と反力（減衰力）を発生させる油路とが互いに独立しているため、電磁比例リリーフ弁で制御された圧力が、直接、複動式油圧シリンダに作用するようになり、推力の制御に対して良好な応答性を得ることができる。加えて、複動式油圧シリンダの推力及び減衰力は全て作動油を排出する時の絞り抵抗によって発生させるため、複動式油圧シリンダのチューブ内が負圧になりキャビテーションが発生することが無く、キャビテーションによって発生した気泡によって電磁比例リリーフ弁による圧力制御性や絞りによる減衰力が損なわれることがない。

また、上記（４）で述べたように、圧力制御部からの排出油をリリーフ弁を介してタンクへ還流するので、第５油路の最低圧がリリーフ弁の設定圧に補償され、一対の複動式油圧シリンダに作動油が流入する場合（メークアップ）の負圧の発生を防止し、キャビテーションの発生を防止することができる。

そして、後フレームのロール回転方向の姿勢と振動に関する状態量に応じて油圧制御手段を最適に制御することができる。

（８）上記（５）〜（７）のいずれかにおいて、好ましくは、前記検出手段は、前記後フレームのロール回転方向の姿勢に関する第１状態量を検出する第１検出手段と、前記後フレームのロール回転方向の振動に関する第２状態量を検出する第２検出手段とを有し、前記制御指令演算手段は、前記第１検出手段によって検出された第１状態量に基づいて前記後フレームの姿勢を制御するための復元力を計算するとともに、前記第２検出手段によって検出された第２状態量に基づいて前記後フレームの振動を制御するための減衰力を計算し、前記復元力と減衰力を合成して前記後フレームの姿勢と振動を制御するための前記一対の複動式油圧シリンダの目標推力を演算するものとする。

これにより演算制御手段は、後フレームのロール回転方向の姿勢と振動に関する状態量に基づいて油圧制御手段を制御し、後フレームの姿勢及び振動を制御することができる。

（９）上記（５）において、好ましくは、前記制御指令演算手段は、前記目標推力の正負に応じて前記一対の複動式油圧シリンダの一方に圧油を供給するよう前記圧油供給部を制御するための制御指令を計算し、前記一方の油圧シリンダに前記目標推力の大きさに応じた推力が発生するよう前記一対の圧力制御部の対応するものを制御するための制御指令を計算するものとする。

これにより演算制御手段は、後フレームのロール回転方向の姿勢と振動に関する状態量に基づいて油圧制御手段を制御し、後フレームの姿勢及び振動を制御することができる。

（１０）上記（６）又は（７）において、好ましくは、前記制御指令演算手段は、前記目標推力の正負に応じて前記一対の複動式油圧シリンダの一方に圧油を供給するよう前記圧油供給部の電磁方向切換弁を制御するための制御指令を計算し、前記一方の油圧シリンダに前記目標推力の大きさに応じた推力が発生するよう前記一対の圧力制御部の対応するものの電磁比例リリーフ弁を制御するための制御指令を計算するものとする。

これにより演算制御手段は、後フレームのロール回転方向の姿勢と振動に関する状態量に基づいて油圧制御手段を制御し、後フレームの姿勢及び振動を制御することができる。

本発明によれば、後フレーム及び運転室を適切な姿勢に維持しつつ、路面から入力される荷重による前フレームの振動が後フレームに伝達されるのを抑制し、後フレームに設けられた運転室の振動を低減し乗り心地を向上することができる。

また、一対の複動式油圧シリンダをロール回転中心の両側にロール回転方向に対向して動作するよう配置したので、一対の複動式油圧シリンダの推力を選択的に制御するで両方のロール回転方向に対する推力の制御を行うことができ、制御が単純化し、制御の信頼性を向上することができる。

また、一対の複動式油圧シリンダが発生する力は、圧油が一方の油圧シリンダから電磁比例リリーフ弁を通って排出される際に制御される圧力による推力と、他方の油圧シリンダから絞りを通って排出される際に発生する圧力による反力の合力となり、このとき反力は常に減衰力となるため、油圧シリンダの推力によって生ずる後フレームの制振動作を安定させることができる。

また、推力を発生させる油路と反力（減衰力）を発生させる油路とが互いに独立しているため、電磁比例リリーフ弁で制御された圧力が、直接、複動式油圧シリンダに作用するようになり、推力の制御に対して良好な応答性を得ることができる。

加えて、複動式油圧シリンダの推力及び減衰力は全て作動油を排出する時の絞り抵抗によって発生させるため、複動式油圧シリンダのチューブ内が負圧になりキャビテーションが発生することが無く、キャビテーションによって発生した気泡によって電磁比例リリーフ弁による圧力制御性や絞りによる減衰力が損なわれることがない。

また、圧力制御部からの排出油をリリーフ弁を介してタンクへ還流するので、油路の最低圧がリリーフ弁の設定圧に補償され、一対の複動式油圧シリンダに作動油が流入する場合（メークアップ）の負圧の発生を防止し、キャビテーションの発生を防止することができる。

以下、本発明の実施の形態によるアーティキュレート式作業機としてホイールローダを例に挙げ、添付図面に従って詳細に説明する。

図１は、本発明の実施の形態によるホイールローダを示す斜視図であり、図２は、図１に示したホイールローダのフレーム部分（前フレーム及び後フレーム部分）の平面図であり、図３は図２に示したフレーム部分を屈曲した状態で示す平面図であり、図４は図２に示したフレーム部分のＩＶ−ＩＶ線断面図である。

図１〜４において、本実施の形態に係わるホイールローダ１は、ホイールローダ１の前側に配置された前部車体２と、ホイールローダ１の後側に配置された後部車体７とを有している。

前部車体２は、略箱状に形成された前フレーム３と、この前フレーム３の下側に設けられた前車軸４と、この前車軸４の左右両端に設けられた車輪５，５と、前フレーム３の前側に俯仰動可能に取り付けられた作業装置６とによって大略構成されている。

前車軸４は、左右の車軸管４Ａ，４Ａ内に収容されて回転可能に支持されると共に、この車軸管４Ａ，４Ａは前フレーム３の下面に固定されている。これにより、前車軸４は、ロール軸Ｏを中心とするロール運動が不能な状態で前フレーム３に取り付けられている。また、前車軸４と前フレーム３との間には、各種の緩衝用懸架装置等は設けられておらず、作業装置６に加わる大きな荷重を前フレーム３、前車軸４、前輪５，５等によって受承する構成となっている。

作業装置６は、図１に示すように、前フレーム３の左右上端側に設けられたブラケット部３Ａに俯仰動可能に取り付けられたブーム６Ａと、このブーム６Ａの先端部に回動可能に取り付けられたローダバケット６Ｂとにより大略構成されている。そして、作業装置６は、シリンダ６Ｄによってブーム６Ａを、また、シリンダ６Ｃによってローダバケット６Ｂをそれぞれ上下方向に俯仰動させることにより土砂等の運搬作業を行うものである。

後部車体７は、駆動源８を収容する後フレーム９と、この後フレーム９の下側に設けられた後車軸１０と，この後車軸１０の左右両端に設けられた後輪１１，１１と、後フレーム９上に設けられた運転室１２とによって大略構成されている。

後フレーム９は、略四角形の枠状に形成され、駆動源８が収容された収容枠部９Ａと、この収容枠部９Ａの前側に設けられた結合部９Ｂとによって構成されている。駆動源８はエンジン、油圧ポンプ８Ａ（図９参照）、走行用の油圧モータ等を包含している。

収容枠部９Ａの下側には、左右方向に延びる一対の支持ブラケット１３，１３が設けられており、これら一対の支持ブラケット１３，１３は前後方向に離間して配置されている。さらに、各支持ブラケット１３，１３には前、後のロール軸Ｏに沿って貫通した挿通孔１３Ａ，１３Ａが設けられている。そして、一対の支持ブラケット１３，１３間には後車軸１０の支持部１４が配置されている。

図５は、図２に示したフレーム部分のＶ−Ｖ線断面図である。後車軸１０の支持部１４は、その左右両側に後車軸１０を収容した車軸管１０Ａ，１０Ａが固着されると共に、前後両側にはロール軸Ｏに沿って延びる支持軸１４Ａ，１４Ａが突出して設けられている。そして、支持部１４の支持軸１４Ａ，１４Ａは、一対の支持ブラケット１３，１３の挿通孔１３Ａ，１３Ａ内に挿通されている。これにより、後車軸１０は、後フレーム９に対してロール軸Ｏ周りに回動可能に軸支されている。

また、後車軸１０は、前車軸４と共にドライブシャフト１５、１５を通じて駆動源８の油圧モータ部８ａに連結されている。これにより、前輪５，５と後輪１１，１１とには、ドライブシャフト１５を通じて駆動源８の駆動力が伝達され、４輪駆動が可能となっている。後車軸１０と油圧モータ部８ａとを連結するドライブシャフト１５は、図５に示すように前側の支持軸１４Ａ内に挿通されている。

また、結合部９Ｂ上には作業者が乗り込む運転室１２が配置されている。

図６は、図２に示したフレーム部分のＶＩ−ＶＩ線断面図であり、図７は、図６に示したフレーム部分において、結合フレームが後フレームに対しロール軸周りに相対角変位した状態を示す、図６と同様な断面図であり、図８は、図６に示したフレーム部分のＶＩＩＩ−ＶＩＩＩ線縦断面図である。

前フレーム３と後フレーム９との間に結合フレーム４１が設けられており、この結合フレーム４１は、左右方向の中央に位置して上下両側に鉛直方向（屈曲軸Ｚ方向）に延びる連結ピン４２，４２を備えると共に、ロール軸Ｏに沿って後フレーム９側に向けて延びる円筒状の結合軸４３を備えている。結合軸４３内には、前車軸４と駆動源８とを連結するドライブシャフト１５が挿通されている。

後フレーム９の結合部９Ｂには、ロール軸Ｏに沿って延びる円筒状の結合筒部１６が設けられると共に、この結合筒部１６内には結合軸４３を軸支する軸受１７が設けられている。

結合フレーム４１は、前フレーム３の上板３Ｂ、下板３Ｃに挟まれた状態で連結ピン４２，４２を介して前フレーム３に連結されると共に、結合軸４３が結合部９Ｂの結合筒部１６内に挿通され、軸受１７によって軸支されることにより後フレーム９に連結されている。これにより結合フレーム４１は、屈曲軸Ｚ（連結ピン４２，４２）を中心にして前フレーム３と後フレーム９とを左右方向に屈曲可能に連結している。また、連結フレーム４１の結合軸４３は、軸受け１７によってロール軸Ｏを中心に回動可能に軸支されている。これにより結合フレーム４１は、前フレーム３と後フレーム９とを相対ロール運動可能に連結している。また、結合フレーム４１は、後フレーム９の結合部９Ｂと共に連結機構を構成している。

また、図２、図３及び図６に示すように、結合フレーム４１の前側には、連結ピン４２，４２を挟んで左右両側に位置した一対の結合ブラケット４４，４４が設けられると共に、この結合ブラケット４４，４４には、ステアリングシリンダ２２，２２の一端側が取り付けられている。一方、ステアリングシリンダ２２，２２の他端側は、前フレーム３の下板３Ｃに取り付けられている。ステアリングシリンダ２２，２２は、駆動源８の油圧ポンプ８Ａから圧油が給排されることによって伸縮し、前フレーム３を後フレーム９に対して、左右方向に屈曲させる構成となっている。

更に、結合フレーム４１の左右両側には取り付けブラケット４５，４５が設けられ、結合部９Ｂの左右側壁部の内側には取り付けブラケット５５，５５が設けられている。そして、後フレーム９と結合フレーム４１との間には、結合フレーム４１の左右両側に、上下方向に平行に、後フレーム９ロール運動を規制するよう一対の油圧シリンダ４６，６８が設けられている。この油圧シリンダ４６，６８は、そのチューブのボトム側が後フレーム９の結合部９Ｂの取り付けブラケット５５，５５に取り付けられ、ロッドの先端側が結合フレーム４１の取り付けブラケット４５，４５に取り付けられている。また、油圧シリンダ４６，６８は、そのチューブのボトム側油室４６Ａ，６８Ａ（図９）とロッド側油室４６Ｂ，６８Ｂ（図９）が独立している複動式油圧シリンダであり、それぞれ、ロール軸Ｏ（後フレーム９のロール回転中心）を挟んで左右対称に、ロール回転方向に対向して動作するよう配置されている。ここで、油圧シリンダ４６，４８がロール回転方向に対向して動作するとは、油圧シリンダ４６，４８の同じ側のシリンダ室であるボトム側油室４６Ａ，６８Ａ（図９参照）に圧油が供給されたとき、ロール回転方向に反対方向の推力を発生するように動作することを意味する。

次に、本実施の形態によるホイールローダ１の制御システムについて説明する。ホイールローダ１の制御システムは上述した１対の複動式油圧シリンダ４６，６８を含む油圧制御システム（油圧制御手段）１００（図９）と、後フレーム９のロール回転方向の振動を規制するようその油圧制御システムを制御する演算制御システム（演算制御手段）２００（図１０）を備えている。

図９は油圧制御システム（油圧制御手段）１００を示す油圧回路図である。

図９において、本実施の形態に係わる油圧制御システム１００は、圧油供給部２４と、一対の圧力制御部４７，６９と、上記の一対の複動式油圧シリンダ４６，６８とを備え、油圧シリンダ４６，６８は、そのボトム側油室４６Ａ，６８Ａとロッド側油室４６Ｂ，６８Ｂが一対の圧力制御部４７，６９にそれぞれ接続されている。圧油供給部２４、圧力制御部４７,６９はそれぞれ一体の弁ブロックとして構成されており、圧力制御部４７，６９の弁ブロックは、それぞれ図６及び図７に示すように、油圧シリンダ４６，６８のチューブ外壁面に一体的に取り付けられている。

圧油供給部２４は、油圧ポンプ８Ａから供給される圧油を固定絞り弁２０及び電磁方向切換弁２３を介して一対の圧力制御部４７，６９に選択的に供給する供給油路（第４油路）２４Ｂ，２４Ｃと、油圧ポンプ８Ａから供給される圧油を固定絞り弁２０、高圧リリーフ弁１８及び低圧リリーフ弁１９を介してタンクに還流させるリリーフ油路２４Ａと、一対の圧力制御部４７，６９からの戻り油を合流させ、低圧リリーフ弁１９を介してタンクに還流させる戻り油路（第５油路）２４Ｄとを有している。

電磁方向切換弁２３は３位置３ポートからなり、中央位置は圧力制御部４７，６９への２つのポートをいずれもブロックし、他の２位置は一対の圧力制御部４７，６９の一方に圧油を供給しつつ、他方のポートをブロックする構成となっている。そして、後述するコントローラ４９からの指令電流によってソレノイド２３Ａ，２３Ｂが駆動されることにより選択位置が切り換わり、圧油を一対の圧力制御部４７，６９の一方に選択的に供給したり、いずれにも供給を行わないようにしたりする。

電磁方向切換弁２３が中央位置以外にある場合、油圧ポンプ８Ａから供給される圧油は供給油路２４Ｂ又は２４Ｃ（以下、「又は」を括弧書きで示す）を通って圧力制御部４７（６９）に流入する。その流量は圧力制御部４７（６９）と固定絞り弁２０の絞り抵抗の合計で決まる。固定絞り弁２０の絞り抵抗値は、圧力制御部４７（６９）に必要以上の流量が供給されるのを防ぐように、適正に設定されている。

リリーフ油路２４Ａは、電磁方向切換弁２３と一対の圧力制御部４７，６９に供給される圧油の最高圧力を制限する。設定される最高圧力の制限値は、高圧リリーフ弁１８の設定圧と低圧リリーフ弁１９の設定圧の和となる。また、電磁方向切換弁２３の位置に関わらず、低圧リリーフ弁１９には常に作動油の流れを発生させている。したがって、低圧リリーフ弁１９の上流側は常に低圧リリーフ弁１９の設定圧に保たれており、そこにつながる低圧油路６０ａ，６０ｂの最低圧力は、常に低圧リリーフ弁１９の設定圧力に保たれる。

更に、一対の圧力制御部４７，６９のそれぞれからの戻り油路である低圧油路６０ａ，６０ｂと圧油供給部２４の戻り油路２４Ｄの間にはオペレートチェック弁２１ａ，２１ｂが設けられており、このオペレートチェック弁２１ａ，２１ｂは、油圧ポンプ８Ａから圧油供給部２４に圧油が供給されている時には開状態となって低圧油路６０ａ，６０ｂから戻り油路２４Ｄに作動油を通し、圧油が供給されていないときには閉状態となって、低圧油路６０ａ，６０ｂから戻り油路２４Ｄへの作動油の流れをブロックする。

圧力制御部４７（６９）は、チェック弁６４ａ（６４ｂ）、電磁比例リリーフ弁６２（６７）、チェック弁６５ａ（６５ｂ）、電磁比例リリーフ弁６２（６７）の前段の油路（第１油路）４７Ａ（６９Ａ）、油路４７Ａ（６９Ａ）から分岐し、油圧シリンダ４６（６８）のボトム側油室４６Ａ（６８Ａ）に通じる油路（第２油路）４７Ｂ（６９Ｂ）、固定絞り弁６３ａ（６３ｂ）を備えた油路（第３油路）７２ａ（７２ｂ）、メークアップ用のチェック弁６６ａ（６６ｂ），７０ａ（７０ｂ）を有している。

圧油供給部２４の供給油路２４Ｂ（２４Ｃ）から高圧油路６１ａ（６１ｂ）を通って供給される圧油は、チェック弁６４ａ（６４ｂ）、電磁比例リリーフ弁６２（６７）、チェック弁６５ａ（６５ｂ）を介して低圧油路６０ａ（６０ｂ）に流れ、圧油供給部２４に還流する。電磁比例リリーフ弁６２（６７）の前段の油路４７Ａ（６９Ａ）からは、油圧シリンダ４６（６８）のボトム側油室４６Ａ（６８Ａ）に通じる油路４７Ｂ（６９Ｂ）が分岐しているため、油圧シリンダのボトム側油室４６Ａ（６８Ａ）の圧力は、電磁比例リリーフ弁６２（６７）の設定圧力に制御される。この電磁比例リリーフ弁６２（６７）の設定圧は、後述するコントローラ４９から出力される指令電流によってソレノイド６２Ａが駆動されることにより、油圧シリンダのボトム側油室４６Ａ（６８Ａ）の圧力をその指令電流の大きさに応じて連続的に制御する機能を有している。

そして、油圧シリンダ４６（６８）が伸縮する際に、ボトム側油室４６Ａ（６８Ａ）及びロッド側油室４６Ｂ（６８Ｂ）が作動油を給排するが、油圧シリンダ４６（６８）が縮む際は、ボトム側油室４６Ａ（６８Ａ）から排出される作動油は、電磁比例リリーフ弁６２（６７）を通って低圧油路６０ａ（６０ｂ）に排出され、ロッド側油室４６Ｂ（６８Ｂ）に流入する作動油はチェック弁６６ａ（６６ｂ）を通って低圧油路６０ａ（６０ｂ）から供給される（メークアップ）。一方、油圧シリンダ４６（６８）が伸びる場合、ボトム側油室４６Ａ（６８Ａ）に流入する作動油は高圧油路６１ａ（６１ｂ）からチェック弁６４ａ（６４ｂ）を通って供給され、高圧油路６１ａ（６１ｂ）からボトム側油室４６Ａ（６８Ａ）への作動油の供給流量が不足する場合には、低圧油路６０ａ（６０ｂ）からチェック弁７０ａ（７０ｂ）を通って不足分の作動油が供給される（メークアップ）。ロッド側油室４６Ｂ（６８Ｂ）から排出される作動油は、ロッド側油室４６Ｂ（６８Ｂ）に繋がる油路７２ａ（７２ｂ）及びこの油路７２ａ（７２ｂ）に設けられた固定絞り弁６３ａ（６３ｂ）を通って低圧油路６０ａ（６０ｂ）に排出される。このとき、ロッド側油室４６Ｂ（６８Ｂ）には固定絞り弁６３ａ（６３ｂ）を通る作動油の流量に応じた圧力が発生するため、油圧シリンダ４６（６８）の伸長動作に対しては常に減衰力が作用する。

また、油圧シリンダ４６（６８）が縮む際、油圧シリンダ４６（６８）のチューブにロッドが挿入されることにより、ボトム側油室４６Ａ（６８Ａ）とロッド側油室４６Ｂ（６８Ｂ）の容量の和（総容積）が小さくなる。油圧シリンダ４６（６８）の総容積が小さくなった分の作動油は圧力制御部４７（６９）を通って圧油供給部２４に排出されるが、チェック弁６４ａ（６４ｂ）によって高圧油路６１ａ（６１ｂ）への排出はブロックされるため、低圧油路６０ａ（６０ｂ）を通って圧油供給部２４に排出される。この排出油は圧油供給部２４のオペレートチェック弁２１ａ（２１ｂ）を通るので、油圧ポンプ８Ａが作動していないときには、排出油はオペレートチェック弁２１ａ（２１ｂ）にブロックされる。つまり、油圧ポンプ８Ａが作動していないときには、油圧シリンダ４６（６８）は縮むことができずにロックされた状態となる。

図１０は演算制御システム（演算制御手段）２００を示すブロック図である。

図１０において、本実施の形態に係わる演算制御システム２００は、例えば一対の油圧シリンダ４６,６８の少なくとも一方に設けられた変位センサ（第１検出手段）２５と、後フレーム９の左右両側にそれぞれもうけられた加速度センサ（第２検出手段）２６Ａ，２６Ｂと、コントローラ４９とを有している。

変位センサ２５は、例えば、油圧シリンダ４６のチューブ内に取り付けられ、ロッドの伸長位置を検出してこの伸長位置に応じた電気信号（例えば電圧信号等）を出力する。これにより、変位センサ２５は、後フレーム９と結合フレーム４１との間の相対ロール角変位θに応じた信号（相対ロール角変位信号Ｓ１）を出力している。このとき、結合フレーム４１は前フレーム３と同じロール角変位を行うから、相対ロール角変位信号Ｓ１は前フレーム３と後フレーム９との間の相対ロール角変位θにも対応している。

なお、変位センサ２５は、油圧シリンダ４６に設けたが、左右両側の油圧シリンダ４６，６８の両方に設けてもよい。

加速度センサ２６Ａ，２６Ｂは、後フレーム９に加わる上下方向の加速度を検出し、この加速度に応じた信号（加速度信号Ｓ２ａ，Ｓ２ｂ）をそれぞれ出力する。そして、加速度センサ２６Ａ，２６Ｂから出力された加速度信号Ｓ２ａ，Ｓ２ｂは、後述するように減算処理等が施され、後フレーム９の絶対ロール角速度ωの検出に用いられる。

コントローラ４９は例えば後部車体７（後フレーム９）に設置され、制御指令演算手段として機能するものであり、このコントローラ４９は、姿勢制御部２８、制振制御部３１、弁駆動電流出力部３４等によって大略構成されている。

コントローラ４９は、その入力側が変位センサ２５と加速度センサ２６Ａ，２６Ｂに接続され、出力側が油圧制御手段の電磁方向切換弁２３及び電磁比例リリーフ弁６２（６７）に接続されている。そして、コントローラ４９は、変位センサ２５による相対ロール角変位信号Ｓ１を用いて、ロール軸Ｏ周りの相対ロール角変位θを目標相対ロール角変位θ０に収束させるための復元力Ｆ１を演算すると共に、加速度センサ２６Ａ，２６Ｂによる加速度信号Ｓ２ａ，Ｓ２ｂを用いて、ロール軸Ｏ周りの振動を減少させる減衰力Ｆ２を演算し、これらの復元力Ｆ１と減衰力Ｆ２に基づいて油圧シリンダ４６（６８）が後フレーム９と結合フレーム４１との間に加えるべき推力Ｆ０を演算する。これにより、コントローラ４９は、油圧制御手段を用いて油圧シリンダ４６（６８）のボトム側の圧力を増減させ、油圧シリンダ４６（６８）で発生する、ロール回転方向の振動を制限するための推力Ｆ０を制御している。

姿勢制御部２８は、変位センサ２５から出力されたアナログ信号からなる相対ロール角変位信号Ｓ１を用いて、ロール軸Ｏ周りの相対ロール角変位θの目標相対ロール角変位θ０に収束させるための復元力Ｆ１を演算するものであり、この姿勢制御部２８は、その入力側が増幅器２９とＡ／Ｄコンバータ３０とを介して変位センサ２５に接続され、出力側が後述する弁駆動電流出力部３４に接続されている。また、姿勢制御部２８は、変位センサ２５による相対ロール角変位信号Ｓ１に対して例えば換算係数を乗じて相対ロール角変位θに換算する角変位換算器２８Ａと、この角変位換算器２８Ａによる相対ロール角変位θと予め設定された目標相対ロール角変位θ０（例えばθ０＝０）との偏差Ｅ１（Ｅ１＝θ０−θ）を演算する相対ロール角変位偏差演算器２８Ｂと、この相対ロール角変位偏差演算器２８Ｂによって偏差Ｅ１のうち制御が必要となる周波数成分を取り出す制御フィルタ２８Ｃとによって構成されている。

ここで、変位センサ２５から出力されたアナログ信号からなる相対ロール角変位信号Ｓ１は、増幅器２９によって増幅された後にＡ／Ｄコンバータ３０を用いてディジタル信号に変換される。このため、角変位換算器２８Ａには、ディジタル信号からなる相対ロール角変位信号Ｓ１が入力されている。また、制御フィルタ２８Ｃは、例えば低域通過フィルタ、帯域通過フィルタ、ＰｌＤ制御フィルタ等のディジタルフィルタによって構成され、偏差Ｅ１に対して各種のフィルタ処理を行うことによって、適正な振幅補正と位相補正とを行う。これにより制御フィルタ２８Ｃは、後フレーム９と結合フレーム４１との間の相対ロール角変位θを目標相対ロール角変位θ０に収束させるための復元力Ｆ１を出力する。従って、姿勢制御部２８は、後フレーム９と結合フレーム４１との間の相対ロール角変位θをフィードバック制御するものである。

制振制御部３１は、加速度センサ２６Ａ，２６Ｂによる加速度信号Ｓ２ａ，Ｓ２ｂを用いて、ロール軸Ｏ周りの振動を減少させる減衰力Ｆ２を演算するものであり、この制振制御部３１は、その入力側が増幅器３２とＡ／Ｄコンバータ３３とを介して加速度センサ２６Ａ，２６Ｂに接続され、出力側が弁駆動電流出力部３４に接続されている。また、制振制御部３１は、加速度センサ２６Ａ，２６Ｂによる加速度信号Ｓ２ａ，Ｓ２ｂの加速度差ΔＳ２（ΔＳ２＝Ｓ２ａ−Ｓ２ｂ）を演算する減算器３１Ａと、この減算器３１Ａによる加速度差ΔＳ２に対して例えば積分することによって後フレーム９に作用する絶対ロール角速度ωを換算する角速度換算器３１Ｂと、この角速度換算器３１Ｂによる絶対ロール角速度ωと予め設定された目標絶対ロール角速度ω０（例えば、ω０＝０）との偏差Ｅ２（Ｅ２＝ω０−ω）を演算する絶対ロール角速度偏差演算器３１Ｃと、この絶対ロール角速度偏差演算器３１による偏差Ｅ２のうち制御が必要となる周波数成分を取り出す制御フィルタ３１Ｄとによって構成されている。

ここで、加速度センサ２６Ａ，２６Ｂから出力されたアナログ信号からなる加速度信号Ｓ２ａ，Ｓ２ｂは、増幅器３２によって増幅された後にＡ／Ｄコンバータ３３を用いてディジタル信号に変換される。このため、減算器３１Ａには、ディジタル信号からなる加速度信号Ｓ２ａ，Ｓ２ｂが入力されている。また、制御フィルタ３１Ｄは、例えば低域通過フィルタ、帯域通過フィルタ等のディジタルフィルタによって構成され、偏差Ｅ２に対して各種のフィルタ処理を行うことによって、適正な振幅補正と位相補正とを行う。これにより制御フィルタ３１Ｄは、後フレームの絶対ロール角速度ωを目標絶対ロール角速度ω０に収束させるための減衰力Ｆ２を出力する。従って、制振制御部３１は、後フレーム９に対する絶対ロール角速度ωをフィードバック制御するものである。

弁駆動電流出力部３４は入力側が姿勢制御部２８と制振制御部３１とに接続され、出力側が油圧制御手段の電磁方向切換弁２３及び電磁比例リリーフ弁６２（６７）に接続されている。この弁駆動電流出力部３４は、復元力Ｆ１と減衰力Ｆ２を加算し推力Ｆ０を演算する加算器３４Ａと、この加算器３４Ａによって演算された推力Ｆ０を油圧シリンダ４６（６８）のボトム側の断面積Ａｄで割った目標差圧ΔＰ（ΔＰ＝Ｆ０／Ａｄ）を演算する目標差圧演算器３４Ｂと、この目標差圧演算器３４Ｂによって演算された目標差圧ΔＰを圧油供給部２４に設けられた電磁方向切換弁２３及び左右一対の圧力制御部４７，６９にそれぞれ設けられた電磁比例リリーフ弁６２，６７の弁駆動指令Ｖａ，Ｖｂ，Ｖｃ，Ｖｄに変換する弁駆動指令演算器３４Ｃと、この弁駆動指令演算器３４Ｃにより変換されたディジタル信号からなる弁駆動指令Ｖａ，Ｖｂ，Ｖｃ，Ｖｄをアナログ信号に変換するＤ／Ａコンバータ３４Ｄと、このＤ／Ａコンバータ３４Ｄにより変換されたアナログ信号の弁駆動指令に応じて圧油供給部２４に設けられた電磁方向切換弁２３及び左右一対の圧力制御部４７，６９にそれぞれ設けられた電磁比例リリーフ弁６２，６７を駆動するための弁駆動電流Ｓ０ａ，Ｓ０ｂ，Ｓ０ｃ，Ｓ０ｄを出力する駆動増幅器３４Ｅとによって構成されている。これにより弁駆動電流出力部３４は、姿勢制御部２８の復元力Ｆ１と制振制御部３１の減衰力Ｆ２とに基づいて油圧シリンダ４６（６８）が後フレーム９と結合フレーム４１との間に加える推力Ｆ０を演算し、この推力Ｆ０に応じた弁駆動電流Ｓ０ａ，Ｓ０ｂ，Ｓ０ｃ，Ｓ０ｄを出力する。

弁駆動指令Ｖａ，Ｖｂはそれぞれ電磁方向切換弁２３のソレノイド２３Ａ，２３Ｂへの弁駆動指令であり、弁駆動指令Ｖｃ，Ｖｄはそれぞれ電磁比例リリーフ弁６２，６７のソレノイド６２Ａ，６７Ａへの弁駆動指令である。

図１１は、弁駆動指令演算器３４Ｃにおいて、目標差圧ΔＰを弁駆動指令Ｖａ，Ｖｂに変換するのに用いる目標差圧ΔＰと弁駆動指令Ｖａ，Ｖｂとの関係を示す図である。

図１１において、目標差圧ΔＰと弁駆動指令Ｖａとの関係は、実線で示すように、目標差圧ΔＰがΔＰ＜０の負の範囲内にあるとき及び０≦ΔＰ＜ΔＰ２１の不感帯にあるときは、弁駆動指令Ｖａは最小値の０であり（Ｖａ＝０）、目標差圧ΔＰがΔＰ＞ΔＰ２１とΔＰ２１を超えると、弁駆動指令Ｖａは最大値Ｖｍａｘ１となるように設定されている。同様に、目標差圧ΔＰと弁駆動指令Ｖｂとの関係は、破線で示すように、目標差圧ΔＰがΔＰ＞０の正の範囲内にあるとき及びΔＰ２２＜ΔＰ≦０の不感帯にあるときは、弁駆動指令Ｖｂは最小値の０であり（Ｖｂ＝０）、目標差圧ΔＰがΔＰ＜ΔＰ２２とΔＰ２２より小さくなると、弁駆動指令Ｖｂは最大値Ｖｍａｘ１となるように設定されている。

図１２は、弁駆動指令演算器３４Ｃにおいて、目標差圧ΔＰを弁駆動指令Ｖｃ，Ｖｄに変換するのに用いる目標差圧ΔＰと弁駆動指令Ｖｃ，Ｖｄとの関係を示す図である。

図１２において、目標差圧ΔＰと弁駆動指令Ｖｃとの関係は、実線で示すように、目標差圧ΔＰがΔＰ＜０の負の範囲内にあるときは、弁駆動指令Ｖｃは最小値の０であり（Ｖｃ＝０）、目標差圧ΔＰが正の範囲内にあるときは、目標差圧ΔＰが大きくなるに従って弁駆動指令Ｖｃは比例的に増加し、目標差圧ΔＰがΔＰ４に達すると、弁駆動指令Ｖｃは最大値Ｖｍａｘ２となるように設定されている。同様に、目標差圧ΔＰと弁駆動指令Ｖｄとの関係は、破線で示すように、目標差圧ΔＰがΔＰ＞０の正の範囲内にあるときは、弁駆動指令Ｖｄは最小値の０であり（Ｖｄ＝０）、目標差圧ΔＰが負の範囲内にあるときは、目標差圧ΔＰが小さくなるに従って弁駆動指令Ｖｄは比例的に増加し、目標差圧ΔＰがΔＰ３に達すると、弁駆動指令Ｖｄは最大値Ｖｍａｘ２となるように設定されている。

次に、本実施の形態の動作を説明する。
＜ホイールローダの基本動作＞
まず、ホイールローダ１の基本動作について説明する。

ホイールローダ１が走行する時には、ドライブシャフト１５を介して前車軸４及び後車軸１０に連結された駆動源８の油圧モータ等を駆動する。これにより、前車軸４及び後車軸１０を介して前輪５及び後輪１１が回転駆動し、ホイールローダ１は前進、後進する。また、ホイールローダ１を左右方向に操舵するときには、駆動源８の油圧ポンプ８Ａを用いてステアリングシリンダ２２，２２を伸長、縮小させる。これにより、前フレーム３と後フレーム９とは屈曲軸Ｚを中心に左右方向に屈曲するから、ホイールローダ１を左右方向に進行させることができる。そして、土砂等の掘削作業を行う場合には、駆動源８の油圧ポンプ８Ａを用いてシリンダ６Ｄを伸縮動作させ、ブーム６Ａを俯仰動させる。この状態で、ホイールローダ１を前進、後退させ、ローダバケット６Ｂを用いた掘削作業等を行う。
＜制振作用に係わる動作＞
次に、本実施形態の制御システムによるロール回転方向の振動（ロール振動）を制限する制振作用に係わる動作について説明する。
＜制振作用に係わる演算制御システムの動作＞
まず、演算制御システムの動作について説明する。

コントローラ４９の姿勢制御部２８には、油圧シリンダ４６（６８）に内蔵された変位センサ２５による相対ロール角変位信号Ｓ１が入力されるから、角変位換算器２８Ａは、相対ロール角変位信号Ｓ１を用いて後フレーム９と結合フレーム４１（前フレーム３）との間の相対ロール角変位θを計算する。このとき、相対ロール角変位偏差演算器２８Ｂは相対ロール角変位θと目標相対ロール角θ０（例えばθ０＝０）との偏差Ｅ１（Ｅ１＝θ０−θ）を演算する。制御フィルタ２８Ｃは、この偏差Ｅ１に対して各種のフィルタ処理を行い、適正な振幅補正と位相補正を行った復元力Ｆ１を求める。

ここで、角度変位換算器２８Ａは、運転席１２から前方を見たとき、後フレーム９が前フレーム３に対して時計方向にロール運動したときのフレーム９と結合フレーム４１（前フレーム３）との間の相対ロール角変位θを正の値として計算し、後フレーム９が前フレーム３に対して反時計方向にロール運動したときの相対ロール角変位θを負の値として計算する。

一方、コントローラ４９の制振制御部３１には、後フレーム９の左右両側にそれぞれ配設された２個の加速度センサ２６Ａ，２６Ｂによる加速度信号Ｓ２ａ，Ｓ２ｂが入力されるから、減算器３１Ａは、加速度信号Ｓ２ａ，Ｓ２ｂの差分として加速度差ΔＳ２（ΔＳ２＝Ｓ２ａ−Ｓ２ｂ）を演算し、角速度換算器３１Ｂは、この角速度差ΔＳ２を用いて後フレーム９に作用する絶対ロール角速度ωを計算する。このとき、絶対ロール角速度偏差演算器３１Ｃは絶対ロール角速度ωと目標絶対ロール角速度ω０（例えばω０＝０）との偏差Ｅ２（Ｅ２＝ω０−ω）を演算する。制御フィルタ３１Ｄは、この偏差Ｅ２に対して各種のフィルタ処理を行い、適正な振幅補正と位相補正を行った減衰力Ｆ２を求める。

ここで、加速度センサ２６Ａ，２６Ｂは、それぞれ、上方向の加速度を正の値として検出し、下方向の加速度を負の値として検出する。

そして、これらの復元力Ｆ１と減衰力Ｆ２は弁駆動電流出力部３４に入力され、加算器３４Ａは、復元力Ｆ１と減衰力Ｆ２とを加算して油圧シリンダ４６（６８）による推力Ｆ０を目標差圧演算器３４Ｂに出力する。目標差圧演算器３４Ｂは、加算器３４Ａから入力された推力Ｆ０を油圧シリンダ４６（６８）のボトム側断面積Ａｄで割ることによって、電磁比例リリーフ弁６２（６７）によって油圧シリンダ４６（６８）のボトム側油室４６Ａ（６８Ａ）と低圧油路６０ａ（６０ｂ）の間に発生させる目標差圧ΔＰを算出する。

さらに、弁駆動指令演算器３４Ｃにおいて、図１１及び図１２に示した 関係を用いて、目標差圧ΔＰから電磁方向切換弁２３及び電磁比例リリーフ弁６２（６７）の弁駆動指令Ｖａ，Ｖｂ，Ｖｃ，Ｖｄを計算する。弁駆動指令Ｖａ，Ｖｂはそれぞれ電磁方向切換弁２３のソレノイド２３Ａ，２３Ｂの弁駆動指令であり、弁駆動指令Ｖｃ，Ｖｄはそれぞれ電磁比例リリーフ弁６２，６７のソレノイド６２Ａ，６７Ａの弁駆動指令である。

そして、弁駆動指令Ｖａ，Ｖｂ，Ｖｃ，Ｖｄを受け、駆動増幅器３４Ｅが弁駆動電流Ｓ０ａ，Ｓ０ｂ，Ｓ０ｃ，Ｓ０ｄを出力する。これにより、油圧制御手段の電磁方向切換弁２３のソレノイド２３Ａ，２３Ｂ、及び、電磁比例リリーフ弁６２（６７）のソレノイド６２Ａ（６７Ａ）が駆動され、電磁比例リリーフ弁６２（６７）によって制御されたボトム側圧力ΔＰによって、油圧シリンダ４６（６８）はΔＰにボトム側断面積Ａｄを乗じた推力Ｆ０を発生する。

また、ホイールローダ１に入力される外力、油圧シリンダ４６（６８）による推力等によって、ホイールローダ１の運動が変化する。このため、変位センサ２５による相対ロール角変位信号Ｓ１と加速度センサ２６Ａ，２６Ｂによる加速度信号Ｓ２ａ，Ｓ２ｂとをコントローラ４９にフィードバックし、油圧シリンダ４６（６８）の制御ループを継続している。
＜制振作用に係わる油圧制御システムの動作＞
次に、油圧制御システムの動作について説明する。

弁駆動指令演算器３４Ｃで計算される弁駆動指令Ｖａ，Ｖｂ，Ｖｃ，Ｖｄは、目標差圧ΔＰが正、すなわち推力Ｆ０が正の値のとき、図１１及び図１２に示した関係により、Ｖａを一定値（Ｖｍａｘ１）、Ｖｃを目標差圧ΔＰに比例する値とし、Ｖｂ及びＶｄを０とする。これにより電磁方向切換弁２３のソレノイド２３Ａが駆動され、油圧ポンプ８Ａからの圧油は高圧油路２４Ｂを通って圧力制御部４７に供給される。そして、ソレノイド６２Ａによって電磁比例リリーフ弁６２における差圧、すなわち、油圧シリンダ４６のボトム側油室４６Ａの圧力が連続的に制御されることで、油圧シリンダ４６は目標差圧ΔＰにボトム側断面積Ａｄを乗じた推力Ｆ０を伸長方向に発生する。一方、目標差圧ΔＰが負、すなわち推力Ｆ０が負の値のときには、同様にして反対側の油圧シリンダ６８が推力（減衰力）Ｆ０を伸長方向に発生する。

このように圧油供給部２４の電磁方向切換弁２３が、油圧ポンプ８Ａからの圧油を一対の圧力制御部４７（６９）に選択的に供給し、電磁比例リリーフ弁６２，６７の一方によって油圧シリンダ４６，６８の一方の伸び方向の推力のみを選択的に制御する。ここで、一対の油圧シリンダ４６，６８はロール回転方向に対向して動作するよう配置されているため、油圧シリンダ４６，６８の一方の伸び方向の推力のみを選択的に制御しても、両方のロール回転方向に対する推力の制御を行うことができる。

また、同時に、反対側の油圧シリンダ６８（４６）のボトム側から排出される作動油が固定絞り弁６３ｂ（６３ａ）を通ることによって、油圧シリンダ６８（４６）の伸長方向への働きに対して反力（減衰力）が発生する。この反力（減衰力）も油圧シリンダ４６、６８の両方で同時に発生することはないが、２つの油圧シリンダ４６，６８はロール回転方向に対向して動作するよう配置されているため、油圧シリンダ４６、６８の伸長動作に対する固定絞り弁６３ａ，６３ｂによる反力（減衰力）は、両方のロール回転方向に対して作用することになる。

その結果、油圧シリンダ４６（６８）の伸び方向の推力（減衰力）と油圧シリンダ６８（４６）の固定絞り弁６３ｂ（６３ａ）による反力（減衰力）との合力も、両方のロール回転方向に対して作用することができる。これにより制御が単純となり、制御の信頼性を向上することができる。

そして、このように電磁比例リリーフ弁６２（６７）による油圧シリンダ４６（６８）の伸び方向の推力を制御するとともに、電磁比例リリーフ弁６２（６７）による油圧シリンダ４６（６８）の伸び方向の推力と、反対側の油圧シリンダ６８（４６）の固定絞り弁６３ｂ（６３ａ）による反力（減衰力）との合力により、後フレーム９の振動を制御するので、後フレーム９及び運転室１２を適切な姿勢に維持しつつ、後フレーム９及び運転室１２の振動を効果的に低減し、乗り心地を向上することができる。この詳細は後述する。

また、本実施の形態では、油圧シリンダ４６（６８）を複動式とすることでボトム側油室４６Ａ（６８Ａ）の油路とロッド側油室４６Ｂ（６８Ｂ）の油路とを互いに独立させ、ボトム側油室４６Ａ（６８Ａ）の油路において油圧シリンダ４６（６８）の圧力制御をし、ロッド側油室４６Ｂ（６８Ｂ）の油路に固定絞り弁６３ａ（６３ｂ）を配置したので、固定絞り弁６３ａ（６３ｂ）がボトム側油室４６Ａ（６８Ａ）の圧力制御性に与える影響が排除される。

さらに、圧力制御部４７（６９）から圧油供給部２４へ戻った作動油がタンクに還流する際、低圧リリーフ弁１９を通過することから、低圧油路６０ａ（６０ｂ）の最低圧力が補償される。これにより油圧シリンダ４６（６８）に作動油がメークアップされる場合の負圧の発生を防止し、キャビテーションの発生を抑えている。
＜制振作用に係わる油圧制御システムの動作の詳細＞
演算制御システム及び油圧制御システムの動作を後フレーム９の状態量との関係で更に詳細に説明する。

１．姿勢制御
まず、姿勢制御の必要性について説明する。

路面から入力される荷重による前フレーム３のロール回転方向に振動が後フレーム９に伝達されないようにするだけであれば、結合フレーム４１を介して前フレームと後フレームを相対ロール運動可能に連結すだけでよい。しかし、後フレーム９は後車軸１０に対してロール運動可能に取り付けられているため、後フレーム９が前フレーム３に対してもロール運動可能に連結された場合は、後フレーム９及び運転室１２はロール回転方向の拘束がなくなるため、ロール回転方向に適切な姿勢を維持することができなくなる。

本実施の形態では、後フレーム９及び運転室１２の振動を低減するに際して、下記のように後フレーム９及び運転室１２は適切な姿勢を維持することができる。

まず、後フレーム９が結合フレーム４１（前フレーム３）に対して反時計方向にロール回転変位しようとする場合について説明する。この場合、角度変位換算器２８Ａでは、後フレーム９と結合フレーム４１（前フレーム３）との間の相対ロール角変位θが負の値として演算され、相対ロール角変位偏差演算器２８Ｂでは偏差Ｅ１（Ｅ１＝θ０−θ）が正の値として演算され、制御フィルタ２８Ｃでは復元力Ｆ１が正の値として求められる。また、目標差圧演算器３４Ｂでは、目標差圧ΔＰが正の値として演算され、弁駆動指令演算器３４Ｃでは、図１１及び図１２に示した関係により、下記の弁駆動指令Ｖａ，Ｖｂ，Ｖｃ，Ｖｄが演算される。

Ｖａ＝一定値（Ｖｍａｘ１）
Ｖｃ＝目標差圧ΔＰに比例する値
Ｖｂ＝０
Ｖｄ＝０
これにより電磁方向切換弁２３のソレノイド２３Ａが駆動され、油圧ポンプ８Ａからの圧油は高圧油路２４Ｂを通って圧力制御部４７に供給される。これと同時に、電磁比例リリーフ弁６２のソレノイド６２Ａが駆動され、電磁比例リリーフ弁６２における差圧、すなわち、油圧シリンダ４６のボトム側油室４６Ａの圧力が弁駆動指令Ｖｃに応じた値に制御されることで、油圧シリンダ４６は目標差圧ΔＰにボトム側断面積Ａｄを乗じた推力Ｆ０（復元力Ｆ１）を伸長方向に発生する。これにより後フレーム９と結合フレーム４１（前フレーム３）との間の相対ロール角変位θが０となるよう制御される。

後フレーム９が結合フレーム４１（前フレーム３）に対して時計方向にロール回転変位しようとする場合は、同様にして反対側の油圧シリンダ６８が目標差圧ΔＰにボトム側断面積Ａｄを乗じた推力Ｆ０（復元力Ｆ１）を伸長方向に発生し、後フレーム９と結合フレーム４１（前フレーム３）との間の相対ロール角変位θを０とするよう制御する。この場合、目標差圧ΔＰは負の値として演算され、弁駆動指令演算器３４Ｃでは、図１１及び図１２に示した関係により、下記の弁駆動指令Ｖａ，Ｖｂ，Ｖｃ，Ｖｄが演算される。

Ｖｂ＝一定値（Ｖｍａｘ１）
Ｖｄ＝目標差圧ΔＰに比例する値
Ｖａ＝０
Ｖｃ＝０
すなわち、この場合は、電磁方向切換弁２３のソレノイド２３Ｂが駆動され、油圧ポンプ８Ａからの圧油は高圧油路２４Ｃを通って圧力制御部６９に供給される。また、電磁比例リリーフ弁６７のソレノイド６７Ａが駆動され、油圧シリンダ６８のボトム側油室６８Ａの圧力が弁駆動指令Ｖｄに応じた値に制御される。

このように本実施の形態では、油圧シリンダ４６（６８）は、後フレーム９と結合フレーム４１（前フレーム３）との間の相対ロール角変位θを０とするような推力Ｆ０（復元力Ｆ１）を発生させる。このとき、前輪５の変形によって若干の変動があるものの、前車軸４と前フレーム３とは、地面に対してほぼ一定の角度（例えば地面に平行となる角度）を保つ。この結果、地面に対して一定のロール角変位θを保ち、屈曲軸Ｚが地面に対して鉛直方向となるように、後フレーム９を姿勢制御することができる。

２．制振制御
次に、例えば路面から前フレーム３に入力される荷重が後フレーム９に伝達されて、後フレーム９が振動しようとする場合について説明する。

後フレーム９の振動がロール回転方向に振動する場合、その振動により、後フレームの左右に設置された加速度センサ２６Ａ，２６Ｂには上下方向の加速度が反対方向に繰り返し作用する。このような後フレームの振動に対し、本実施の形態の制御システムは、加速度センサ２６Ａ，２６Ｂがそれぞれ上下方向の加速度を検出し、次のように動作する。

まず、加速度センサ２６Ａに下方向の加速度が作用し、加速度センサ２６Ｂに上方向の加速度が作用する場合は、加速度センサ２６Ａでは加速度が負の値として検出され、加速度センサ２６Ｂでは加速度が正の値として検出され、減算器３１Ａでは、加速度信号Ｓ２ａ，Ｓ２ｂの差分として加速度差ΔＳ２（ΔＳ２＝Ｓ２ａ−Ｓ２ｂ）が負の値として演算され、角速度換算器３１Ｂでは後フレーム９に作用する絶対ロール角速度ωが負の値として演算される。そして、絶対ロール角速度偏差演算器３１Ｃでは偏差Ｅ２（Ｅ２＝ω０−ω）が正の値として演算され、制御フィルタ３１Ｄでは、減衰力Ｆ２が正の値として求められる。また、目標差圧演算器３４Ｂでは、目標差圧ΔＰが正の値として演算され、弁駆動指令演算器３４Ｃでは、図１１及び図１２に示した関係により、下記の弁駆動指令Ｖａ，Ｖｂ，Ｖｃ，Ｖｄが演算される。

Ｖａ＝一定値（Ｖｍａｘ１）
Ｖｃ＝目標差圧ΔＰに比例する値
Ｖｂ＝０
Ｖｄ＝０
これにより電磁方向切換弁２３のソレノイド２３Ａが駆動され、油圧ポンプ８Ａからの圧油は高圧油路２４Ｂを通って圧力制御部４７に供給される。これと同時に、電磁比例リリーフ弁６２のソレノイド６２Ａが駆動され、電磁比例リリーフ弁６２における差圧、すなわち、油圧シリンダ４６のボトム側油室４６Ａの圧力が弁駆動指令Ｖｃに応じた値に制御されることで、油圧シリンダ４６は目標差圧ΔＰにボトム側断面積Ａｄを乗じた推力Ｆ０（減衰力Ｆ２）を伸長方向に発生する。

また、この場合は、同時に、反対側の油圧シリンダ６８に係わる固定絞り弁６３ｂにより減衰力が発生する。すなわち、この場合は、後フレーム９の加速度センサ２６Ｂが位置する側が上方向に移動しようとする場合であり、加速度センサ２６Ｂと同じ側に位置する他方の油圧シリンダ６８に対して伸長方向の力が作用する。このとき、油圧シリンダ６８は伸長方向に動作しようとするが、油圧シリンダ６８のボトム側から排出される作動油が固定絞り弁６３ｂを通ることによって、油圧シリンダ６８の伸長動作に対して反力（減衰力）が発生する。

このように加速度センサ２６Ａに下方向の加速度が作用し、加速度センサ２６Ｂに上方向の加速度が作用する場合は、電磁比例リリーフ弁６２による油圧シリンダ４６の伸び方向の推力と、反対側の油圧シリンダ６８の固定絞り弁６３ｂによる反力（減衰力）との合力が後フレーム９に作用し、後フレーム９の加速度を抑制することができる。

加速度センサ２６Ａに上方向の加速度が作用し、加速度センサ２６Ｂに下方向の加速度が作用する場合は、同様にして油圧シリンダ６８は目標差圧ΔＰにボトム側断面積Ａｄを乗じた推力Ｆ０（減衰力Ｆ２）を伸長方向に発生する。この場合、目標差圧ΔＰは負の値として演算され、弁駆動指令演算器３４Ｃでは、図１１及び図１２に示した関係により、下記の弁駆動指令Ｖａ，Ｖｂ，Ｖｃ，Ｖｄが演算される。

Ｖｂ＝一定値（Ｖｍａｘ１）
Ｖｄ＝目標差圧ΔＰに比例する値
Ｖａ＝０
Ｖｃ＝０
すなわち、この場合は、電磁方向切換弁２３のソレノイド２３Ｂが駆動され、油圧ポンプ８Ａからの圧油は高圧油路２４Ｃを通って圧力制御部６９に供給される。また、電磁比例リリーフ弁６７のソレノイド６７Ａが駆動され、油圧シリンダ６８のボトム側油室６８Ａの圧力が弁駆動指令Ｖｄに応じた値に制御される。

また、この場合は、同時に、伸長しようとする油圧シリンダ４６のボトム側から排出される作動油が固定絞り弁６３ａを通ることによって、油圧シリンダ４６の伸長動作に対して反力（減衰力）が発生する。

このようにこの場合も、電磁比例リリーフ弁６７によりよる油圧シリンダ６８の伸び方向の推力と、反対側の油圧シリンダ４６の固定絞り弁６３ａによる反力（減衰力）との合力により後フレーム９の加速度を抑制することができる。

このように本実施の形態では、油圧シリンダ４６（６８）は、後フレーム９の絶対ロール角速度ωを０とするような推力Ｆ０（減衰力Ｆ２）を発生させる。この推力Ｆ０は、いわゆるスカイフック理論による減衰力Ｆ２となるから、この減衰力Ｆ２によって大きなロール制振効果を得ることができ、後フレーム９を制振制御することができる。

また、一対の油圧シリンダ４６，６８が発生する力は、油圧シリンダ４６（６８）の伸縮動作に対して、作動油が一方の油圧シリンダ４６（６８）から電磁比例リリーフ弁６２（６７）を通って排出される際に制御される圧力による推力と、他方の油圧シリンダ６８（４６）から固定絞り弁６３ｂ（６３ｂ）を通って排出される際に発生する圧力による反力の合力となり、このとき反力は常に減衰力（油圧シリンダ６８（４６）の伸縮速度に対して逆向きの力）となるため、油圧シリンダ４６（６８）の推力によって生ずる後フレーム９の制振動作を安定させることができる。

すなわち、電磁比例リリーフ弁６２（６７）による推力制御はアクティブ制御であり、このアクティブ制御のハンチング（発信）に対する安定性は、理想的に計算された目標差圧ΔＰに対して、実差圧（実際に油圧シリンダ４６（４８）で発生する差圧）がどれだけ忠実かによって決まる。特に、目標差圧ΔＰが振動的な場合、目標差圧ΔＰに対する実差圧の応答遅れ量（振動成分の位相遅れ）が重要であり、応答遅れ量が限度を超えると、制御によっては振動を増幅する（ハンチングさせる）ことになる。一方、固定絞り弁６３ｂ（６３ｂ）によって発生する減衰力は粘性減衰力であり、この粘性減衰力は、振動に対して絶対的に安定な位相特性を持っており、目標差圧ΔＰによって発生させようとしている推力に対し、常に位相が進んでいる。したがって、目標差圧ΔＰによって発生させる推力と別に、固定絞り弁６３ｂ（６３ｂ）による粘性減衰力を付与することで、実差圧によって発生する実推力の遅れを幾分取り戻す作用が得られる。このように固定絞り弁６３ｂ，６３ｂを設けることで制御を安定化させることができる。

また、本実施の形態では、電磁比例リリーフ弁６２，６７により推力を発生させる油路４７Ｂ，６９Ｂと、固定絞り弁６３ａ，６３ｂにより減衰力を発生させる油路７０ａ，７０ｂが互いに独立しているため、固定絞り弁６３ａ，６３ｂがボトム側油室４６Ａ，６８Ａの圧力制御性に与える影響が排除される。これにより電磁比例リリーフ弁６２，６７で制御された圧力が直接油圧シリンダ４６，６８に作用するので、推力の制御に対して良好な応答性を得ることができる。

加えて、油圧シリンダ４６，６８の推力及び減衰力は全て電磁比例リリーフ弁６２，６７及び固定絞り弁６３ａ，６３ｂより作動油を排出するときの絞り抵抗によって発生させるため、油圧シリンダ４６，６８のチューブ内が負圧になりキャビテーションが発生することが無く、キャビテーションによって発生した気泡によって電磁比例リリーフ弁６２，６７による圧力制御性や、固定絞り弁６３ａ，６３ｂによる減衰力が損なわれることがない。したがって、上述した姿勢制御及び制振制御を確実に行うことができる。
＜効果のまとめ＞
以上のように構成した本実施の形態によれば、次の効果が得られる。

１．前フレーム３と後フレーム９との間を相対ロール運動可能に連結する連結機構（結合フレーム４１、結合部９Ｂ）を設け、連結機構の結合フレーム４１と後フレーム９の結合部９Ｂの間に、互いの相対ロール運動を規制する力を与える一対の複動式油圧シリンダ４６，６８をそれぞれロール回転方向に対向して動作するよう配置し、後フレーム９の状態量に応じて電磁比例リリーフ弁６２（６７）により油圧シリンダ４６（６８）の伸び方向の推力を制御するので、後フレーム９及び運転室１２は適切な姿勢を維持しつつ、前フレーム３から後フレーム９にロール回転方向の振動が伝達するのを抑制し、後フレーム９及び運転室１２の振動を効果的に低減し、乗り心地を向上することができる。

２．連結機構を構成する結合フレーム４１と後フレーム９の結合部９Ｂの間に、互いの相対ロール運動を規制する力を与える一対の複動式油圧シリンダ４６，６８をそれぞれロール回転方向に対向して動作するよう配置したので、相対ロール運動に対して一対の複動式油圧シリンダ４６，６８が相反する伸縮動作を行うため、それぞれの複動式油圧シリンダで発生する推力を伸縮いずれか一方のみとしても両方のロール回転方向の運動を規制する力を発生させることができる。これにより制御が単純となり、制御の信頼性を向上することができる。

３．一対の複動式油圧シリンダ４６，６８のそれぞれを制御する一対の圧力制御部４７，６９と、この一対の圧力制御部に作業機本体の油圧ポンプ８Ａからの圧油を選択的に供給する圧油供給部２４からなる油圧制御手段を設け、この圧力制御部４７，６９には、複動式油圧シリンダ４６，６８のボトム側或いはロッド側のいずれか一方からの作動油を電磁比例リリーフ弁６２，６７を通して排出する油路と、他方からの作動油を固定絞り弁６３ａ，６３ｂを通して排出する油路をそれぞれ独立して設けたので、一対の複動式油圧シリンダ４６，６８が連結機構を構成する結合フレーム４１と後フレーム９の結合部９Ｂの間に発生する力は、複動式油圧シリンダ４６（６８）の伸縮動作に対して、作動油が一方の複動式油圧シリンダ４６（６８）から電磁比例リリーフ弁６２（６７）を通って排出される際に制御される圧力による推力と、他方の複動式油圧シリンダ６８（４６）から固定絞り弁６３ａ，６３ｂを通って排出される際に発生する圧力による反力の合力となり、このとき反力は常に減衰力（複動式油圧シリンダ４６（６８）の伸縮速度に対して逆向きの力）となるため、複動式油圧シリンダ４６（６８）の推力によって生ずる後フレームの制振動作を安定させることができる。

４．推力を発生させる油路と反力（減衰力）を発生させる油路とが互いに独立しているため、電磁比例リリーフ弁６２，６７で制御された圧力が直接複動式油圧シリンダ４６（６８）に作用するので、推力の制御に対して良好な応答性を得ることができる。

５．加えて、複動式油圧シリンダ４６（６８）の推力及び減衰力は全て作動油を排出する時の絞り抵抗によって発生させるため、複動式油圧シリンダ４６（６８）のチューブ内が負圧になりキャビテーションが発生することが無く、キャビテーションによって発生した気泡によって電磁比例リリーフ弁６２，６７による圧力制御性或いは固定絞り弁６３ａ，６３ｂによる減衰力が損なわれることがない。

６．圧油供給部２４には、電磁方向切換弁２３を介して一対の圧力制御部４７，６９に圧油を供給する油路を設けたことにより、一対の複動式油圧シリンダ４６，６８にそれぞれ設けられた圧力制御部４７，６９に選択的に作動油を供給することができ、両方のロール回転方向に対する推力を一つの油圧ポンプ８Ａによって制御することができる。また、電磁比例リリーフ弁６２，６７に所定の流量を安定して供給できるため、複動式油圧シリンダ４６（６８）の伸縮動作が無い場合でも、複動式油圧シリンダ４６（６８）の推力を制御することができる。

７．一対の圧力制御部４７，６９からの戻り油を合流してリリーフ弁１９を介してタンクヘ還流する油路２４Ｄを設けたので、圧力制御部４７（６９）からの戻り油路６０ａ，６０ｂの最低圧がリリーフ弁１９の設定圧に補償され、複動油圧シリンダ４６（６８）に作動油が流入する場合（メークアップ）の負圧の発生を防止し、キャビテーションの発生を防止することができる。

８．後フレーム９のロール回転方向の姿勢と振動に関する状態量を検出する検出手段（変位センサ２５、加速度センサ２６Ａ，２６Ｂ）と、この検出手段により検出された状態量に基づき、油圧制御手段の電磁比例リリーフ弁６２，６７や電磁方向切換弁２３に対する制御指令を計算する制御指令演算手段を設けたので、油圧制御手段及び一対の複動式油圧シリンダ４６，６８を、後フレーム９の運動状態に応じて最適に制御することが可能である。

９．低圧リリーフ弁１９によって油圧シリンダ４６，６８内のキャビテーションを防止できるので、電磁比例リリーフ弁６２，６７における制御性の悪化、固定絞り弁６３ａ，６３ｂにおける減衰力の低下をいずれも防止することができる。したがって、姿勢制御及び制振制御を確実に行うことができる。

なお、上記の実施の形態は本発明の精神の範囲内で種々の変形が可能である。例えば、上記実施の形態では、１対の複動式油圧シリンダ４６，６８を後フレーム９と結合フレーム４１との間に配置したが、油圧シリンダ４６，６８の配置位置はそれには限られず、後フレーム９のロール運動を規制することができる位置であれば、それ以外の位置であってもよい。例えば、後フレーム９と後車軸１０を収容する車軸管１０Ａ，１０Ａとの間に油圧シリンダ４６，６８を配置してもよい。この例は特願２００５−１１９９０３に詳しい。また、結合フレームを後フレーム９と一体化した場合は、結合フレームと前フレームとの間に油圧シリンダ４６，４８を配置してもよい。

本発明の実施の形態によるホイールローダを示す斜視図である。 図１に示したホイールローダのフレーム部分（前フレーム及び後フレーム部分）の平面図である。 図２に示したフレーム部分を屈曲した状態で示す平面図である。 図２に示したフレーム部分のＩＶ−ＩＶ線断面図である。 図２に示したフレーム部分のＶ−Ｖ線断面図である。 図２に示したフレーム部分のＶＩ−ＶＩ線断面図である。 図６に示したフレーム部分において、結合フレームが後フレームに対しロール軸周りに相対角変位した状態を示す、図６と同様な断面図である。 図６に示したフレーム部分のＶＩＩＩ−ＶＩＩＩ線縦断面図である。 本発明の実施の形態に係わる油圧制御システム（油圧制御手段）を示す油圧回路図である。 本実施の形態に係わる演算制御システム（演算制御手段）を示すブロック図である。 弁駆動指令演算器において、目標差圧ΔＰを弁駆動指令Ｖａ，Ｖｂに変換するのに用いる目標差圧ΔＰと弁駆動指令Ｖａ，Ｖｂとの関係を示す図である。 弁駆動指令演算器において、目標差圧ΔＰを弁駆動指令Ｖｃ，Ｖｄに変換するのに用いる目標差圧ΔＰと弁駆動指令Ｖｃ，Ｖｄとの関係を示す図である。

符号の説明

１ ホイールローダ（アーティキュレート式作業機）
２ 前部車体
３ 前フレーム
４ 前車軸
５ 前輪
６ 作業装置
７ 後部車体
９ 後フレーム
８Ａ 油圧ポンプ（油圧源）
９Ａ 収容枠部
９Ｂ 結合部
１０ 後車軸
１１ 後輪
１２ 運転室
１３ 支持ブラケット
１４ 支持部
１８ 高圧リリーフ弁
１９ 低圧リリーフ弁（リリーフ弁）
２０ 固定絞り弁
２１ａ，２１ｂ オペレートチェック弁
２２ ステアリングシリンダ
２３ 電磁方向切換弁
２３Ａ，２３Ｂ ソレノイド
２４ 圧油供給部
２４Ａ リリーフ油路
２４Ｂ，２４Ｃ 供給油路（第４油路）
２４Ｄ 戻り油路（第５油路）
２５ 変位センサ
２６Ａ，２６Ｂ 加速度センサ
２８ 姿勢制御部
３１ 制振制御部
３４ 弁駆動電流出力部
４１ 結合フレーム（連結機構）
４３ 結合軸
４６，６８ 一対の複動式油圧シリンダ
４６Ａ，６８Ａ ポトム側油室
４６Ｂ，６８Ｂ ロッド側油室
４７Ａ，６９Ａ 油路（第１油路）
４７Ｂ，６９Ｂ 油路（第２油路）
７２ａ，７２ｂ 油路（第３油路）
４７，６９ 圧力制御部
４９ コントローラ
６０ａ，６０ｂ 低圧油路
６１ａ，６１ｂ 高圧油路
６２，６７ 電磁比例リリーフ弁
６２Ａ，６７Ａ ソレノイド
６３ａ，６３ｂ 固定絞り弁（絞り）
６４ａ，６４ｂ，６５ａ，６５ｂ，６６ａ，６６ｂ，７０ａ，７０ｂ チェック弁
１００ 油圧制御システム（油圧制御手段）
２００ 演算制御システム（演算制御手段）

Claims (10)

1. 作業装置が設けられた前フレームと、前記前フレームに左右方向に屈曲可能に連結され運転室が設けられた後フレームと、前記前フレームに設けられ、左右に車輪を備えた前車軸と、前記後フレームに設けられ、左右に後輪を備えた後車軸とを備え、前記前フレームは前記前車軸に対してロール運動不能に取り付けられ、前記後フレームは前記後車軸に対してロール運動可能に取り付けられたアーティキュレート式作業機において、
   前記前フレームと後フレームとの間に設けられ、これらを相対ロール運動可能に連結する連結機構と、
   前記後フレームに設けられ、この後フレームのロール運動を規制する一対の複動式油圧シリンダを含む油圧制御手段と、
   前記後フレームの状態量を検出し、この状態量に基づいて前記油圧制御手段を制御し、前記後フレームの姿勢及び振動を制御する演算制御手段とを備えることを特徴とするアーティキュレート式作業機。
2. 請求項１記載のアーティキュレート式作業機において、
   前記一対の複動式油圧シリンダは、それぞれ、前記後フレームのロール回転中心の両側にロール回転方向に対向して動作するよう配置され、
   前記油圧制御手段は、前記一対の複動式油圧シリンダに選択的に油圧源の圧油を供給する圧油供給部と、前記一対の複動式油圧シリンダのそれぞれに設けられ、前記圧油供給部から前記一対の複動式油圧シリンダに選択的に圧油が供給されるときに、その圧油の圧力を制御する一対の圧力制御部とを有することを特徴とするアーティキュレート式作業機。
3. 請求項２記載のアーティキュレート式作業機において、
   前記油圧制御手段の一対の圧力制御部は、それぞれ、前記圧油供給部から選択的に供給された圧油を対応する油圧シリンダに導く第１油路と、この第１油路に連通する第２油路であって、電磁比例リリーフ弁を備え、前記対応する油圧シリンダに導かれた圧油の一部を前記電磁比例リリーフ弁を通して排出する第２油路と、この第２油路とは独立して設けられた第３油路であって、絞りを備え、前記対応する油圧シリンダから排出された圧油を前記絞りを通して排出する第３油路とを有し、
   前記演算制御手段は前記電磁比例リリーフ弁を制御することを特徴とするアーティキュレート式作業機。
4. 請求項２又は３記載のアーティキュレート式作業機において、
   前記油圧制御手段の圧油供給部は、電磁方向切換弁を備え、この電磁方向切換弁を介して前記一対の圧力制御部に圧油を供給する第４油路、及びリリーフ弁を備え、前記一対の圧力制御部からの排出油を前記リリーフ弁を介してタンクヘ還流する第５油路とを有し、
   前記演算制御手段は前記電磁方向切換弁を制御することを特徴とするアーティキュレート式作業機。
5. 請求項２記載のアーティキュレート式作業機において、
   前記演算制御手段は、前記後フレームのロール回転方向の姿勢と振動に関する状態量を検出する検出手段と、前記検出手段によって検出された状態量に基づいて前記後フレームの姿勢と振動を制御するための前記一対の複動式油圧シリンダの目標推力を演算し、この目標推力が得られるよう前記圧油供給部と前記一対の圧力制御部とを制御するための制御指令を計算する制御指令演算手段とを有することを特徴とするアーティキュレート式作業機。
6. 請求項２記載のアーティキュレート式作業機において、
   前記油圧制御手段の圧油供給部は、前記一対の複動式油圧シリンダの一方に選択的に圧油を供給する電磁方向切換弁を有し、
   前記油圧制御手段の一対の圧力制御部は、それぞれ、前記一対の複動式油圧シリンダに供給される圧油の圧力を制御する電磁比例リリーフ弁を有し、
   前記演算制御手段は、前記後フレームのロール回転方向の姿勢と振動に関する状態量を検出する検出手段と、前記検出手段によって検出された状態量に基づいて前記後フレームの姿勢と振動を制御するための前記一対の複動式油圧シリンダの目標推力を演算し、この目標推力が得られるよう前記圧油供給部の電磁方向切換弁と前記一対の圧力制御部の電磁比例リリーフ弁とを制御するための制御指令を計算する制御指令演算手段とを有することを特徴とするアーティキュレート式作業機。
7. 請求項２記載のアーティキュレート式作業機において、
   前記油圧制御手段の一対の圧力制御部は、それぞれ、前記圧油供給部から選択的に供給された圧油を対応する油圧シリンダに導く第１油路と、この第１油路に連通する第２油路であって、電磁比例リリーフ弁を備え、前記対応する油圧シリンダに導かれた圧油の一部を前記電磁比例リリーフ弁を通して排出する第２油路と、この第２油路とは独立して設けられた第３油路であって、絞りを備え、前記対応する油圧シリンダから排出された圧油を前記絞りを通して排出する第３油路とを有し、
   前記油圧制御手段の圧油供給部は、電磁方向切換弁を備え、この電磁方向切換弁を介して前記一対の圧力制御部に圧油を供給する第４油路、及びリリーフ弁を備え、前記一対の圧力制御部からの排出油を前記リリーフ弁を介してタンクヘ還流する第５油路とを有し、
   前記演算制御手段は、前記後フレームのロール回転方向の姿勢と振動に関する状態量を検出する検出手段と、前記検出手段によって検出された状態量に基づいて前記後フレームの姿勢と振動を制御するための前記一対の複動式油圧シリンダの目標推力を演算し、この目標推力が得られるよう前記圧油供給部の電磁方向切換弁と前記一対の圧力制御部の電磁比例リリーフ弁とを制御するための制御指令を計算する制御指令演算手段とを有することを特徴とするアーティキュレート式作業機。
8. 請求項５〜７のいずれか１項記載のアーティキュレート式作業機において、
   前記検出手段は、前記後フレームのロール回転方向の姿勢に関する第１状態量を検出する第１検出手段と、前記後フレームのロール回転方向の振動に関する第２状態量を検出する第２検出手段とを有し、
   前記制御指令演算手段は、前記第１検出手段によって検出された第１状態量に基づいて前記後フレームの姿勢を制御するための復元力を計算するとともに、前記第２検出手段によって検出された第２状態量に基づいて前記後フレームの振動を制御するための減衰力を計算し、前記復元力と減衰力を合成して前記後フレームの姿勢と振動を制御するための前記一対の複動式油圧シリンダの目標推力を演算することを特徴とするアーティキュレート式作業機。
9. 請求項５記載のアーティキュレート式作業機において、
   前記制御指令演算手段は、前記目標推力の正負に応じて前記一対の複動式油圧シリンダの一方に圧油を供給するよう前記圧油供給部を制御するための制御指令を計算し、前記一方の油圧シリンダに前記目標推力の大きさに応じた推力が発生するよう前記一対の圧力制御部の対応するものを制御するための制御指令を計算することを特徴とするアーティキュレート式作業機。
10. 請求項６又は７記載のアーティキュレート式作業機において、
    前記制御指令演算手段は、前記目標推力の正負に応じて前記一対の複動式油圧シリンダの一方に圧油を供給するよう前記圧油供給部の電磁方向切換弁を制御するための制御指令を計算し、前記一方の油圧シリンダに前記目標推力の大きさに応じた推力が発生するよう前記一対の圧力制御部の対応するものの電磁比例リリーフ弁を制御するための制御指令を計算することを特徴とするアーティキュレート式作業機。

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