JP2008281133A

JP2008281133A - 走行車両

Info

Publication number: JP2008281133A
Application number: JP2007126775A
Authority: JP
Inventors: Hiroyoshi Ono; 弘喜小野
Original assignee: Iseki and Co Ltd; Iseki Agricultural Machinery Mfg Co Ltd
Current assignee: Iseki and Co Ltd; Iseki Agricultural Machinery Mfg Co Ltd
Priority date: 2007-05-11
Filing date: 2007-05-11
Publication date: 2008-11-20

Abstract

【課題】クラッチペダルの踏み込みなどのクラッチ操作手段の操作量に連動して変速装置の入り切りをする油圧クラッチがクラッチ操作手段の操作フィーリングに影響を与えることがないようにした油圧制御装置を有する作業車両を提供すること。
【解決手段】複数の油圧クラッチ（Ｄ、・・・）の各油圧クラッチ毎にエンジン出力軸１から該当する油圧クラッチのクラッチ軸までの減速比と該油圧クラッチの回転数をエンジン出力軸１の回転数センサ１２２の検出値に基づき推測し、油圧クラッチ毎に該油圧クラッチの回転により発生する遠心力の影響によるクラッチピストンの推力を補正し、該補正値に基づき油圧クラッチ毎の作動油の油圧圧力を補正して油圧クラッチ毎の非接続状態から接続状態までの前記油圧圧力を変更する油圧制御装置１００を備えた走行車両である。
【選択図】図４

Description

本発明は、圃場での操舵性の優れた油圧クラッチの油圧制御装置を有する作業車両に関する。

農業用、建築用、運搬用等の作業車両は、左右の走行車軸と、この走行車軸の駆動力を変速する変速装置を備えており、この種の変速装置としては、エンジン動力の入り切りを行う主クラッチと車両の前後進切り換えを行うリバーサ機構を設け、リバーサ機構の伝動下手にシンクロメッシュ式の主変速装置、さらにその伝動下手に副変速装置をそれぞれ設けた構成が知られている。

上記作業車両の中には主クラッチと前後進切り換えを行うリバーサ機構を兼ねた油圧クラッチを備えた構成を有するものがあり、該車両では、油圧クラッチがクラッチペダルの操作に連動して変速装置の作動、非作動と前進、後進の制御を行う。

特開平７−１２７６６８号公報には、クラッチペダルの踏み込みに連動して変速装置の入り切りをする油圧クラッチにおいて、油圧クラッチを入りとするためのクラッチペダルの踏み込み量が大であればあるほど、油圧クラッチのピストン作動用の電磁比例制御弁に流す設定電流値を小さくし、また、クラッチ入り位置からクラッチ切り位置まで該クラッチの戻し操作を行う過程で、クラッチの戻し操作量が大きくなればなるほどピストン作動用の設定電流値から徐々に電流値が増大するように電磁比例制御弁に対する電流制御をする構成が開示されている。クラッチペダルの戻し操作を素早く行ったときに該ペダルの初期操作段階において該ペダル操作に対して油圧作動状態が遅れ気味になってペダルの戻し操作が過剰に行われて、クラッチ摩擦板の急激な圧接作動による変速ショックが発生することがあるが、上記この構成は、この様な不具合を解消するというものである。
特開平７−１２７６６８号公報

前記特許文献１の構成では、クラッチペダルの戻し操作時の変速ショックは無くなるが、油圧クラッチ入力軸の回転により発生する遠心力がクラッチ油圧ピストンに推力を与えて、この推力がクラッチペダル操作時の操作フィーリングに影響を与えることについては考慮されていない。

本発明の課題は、クラッチペダルの踏み込みなどのクラッチ操作手段の操作量に連動して変速装置の入り切りをする油圧クラッチがクラッチ操作手段の操作フィーリングに影響を与えることがないようにした油圧制御装置を有する作業車両を提供することである。

本発明の課題は、次の解決手段により解決される。
請求項１記載の発明は、エンジン（６２）と、該エンジン（６２）の出力軸（１）の回転数を検出する回転数センサ（１２２）と、該エンジン（６２）の動力を入力軸（２）より入力して非接続状態から接続状態まで、供給又は排出する作動油の油圧に応じて連続的に接続状態を変化させるクラッチピストン（７８、・・・）を備えた一以上の油圧クラッチ（Ｄ、・・・）と、該油圧クラッチ（Ｄ、・・・）で得た動力で作動する動力伝達機構（Ａ〜Ｃなど）と、該油圧クラッチ（Ｄ、・・・）に供給又は排出する作動油の油圧圧力を操作量により調整するクラッチ操作手段（１１５，１１９，１２１）と、油圧クラッチ毎に油圧クラッチの回転数をエンジン出力軸（１）から該当する油圧クラッチのクラッチ軸までの減速比で計算できる回転数に基づき推測し、油圧クラッチ毎にエンジン回転数に応じて油圧クラッチの回転により発生する遠心力の影響によるクラッチピストンの推力を補正し、該補正値に基づき油圧クラッチ毎の作動油の油圧圧力を補正して油圧クラッチ毎の非接続状態から接続状態までの前記油圧圧力をクラッチ操作手段（１１５，１１９，１２１）の操作量に応じて変更する油圧制御装置（１００）とを備えた走行車両である。

請求項２記載の発明は、請求項１の走行車両のエンジン（６２）の出力軸（１）の回転数を検出する回転数センサ（１２２）の代わりに車両の走行速度を検出する後輪軸（１１）の回転数センサ（１２３）を用いることを特徴とする走行車両。

請求項３記載の発明は、請求項１の走行車両のエンジン（６２）の出力軸（１）の回転数を検出する回転数センサ（１２２）の代わりにＰＴＯ軸（１４）の回転数センサ（１２４）を用いる走行車両である。

なお、本明細書では車両の前進方向に向かって左右をそれぞれ左、右といい、前後をそれぞれ前、後ということにする。
ここで、本明細書において左右の走行車軸とは、作業車両の進行方向を向いて左右方向の走行車軸をいう。

請求項１記載の発明によれば、全ての油圧クラッチ（Ｄ、・・・）の出力軸に回転数センサを設けて、その検出値をフィードバックさせて、油圧クラッチ毎の回転により発生する遠心力の影響を考慮に入れた油圧クラッチの作動油の油圧圧力を補正するとコスト高となるので、回転数センサはエンジン出力軸（１）の回転数センサ（１２２）の１個のみとして、各油圧クラッチの回転数はエンジン出力軸から該当する各クラッチ軸までの減速比で計算できる回転数で演算し、この計算した回転数に応じて各クラッチの圧力補正をすることで安価に全てのクラッチ（Ｄ、・・・）の圧力補正が可能となる。

請求項２記載の発明によれば、エンジン出力軸の回転数センサ（１２２）の代わりに車両の走行速度を検出する後輪軸１１の回転数センサ（１２３）のみを用いることで、各クラッチの圧力補正をすることで安価に全てのクラッチ（Ｄ、・・・）の圧力補正が可能となる。

請求項３記載の発明によれば、エンジン出力軸の回転数センサ（１２２）の代わりにＰＴＯ軸（１４）の回転数センサ（１２４）のみを用いることで、各クラッチの圧力補正をすることで安価に全てのクラッチ（Ｄ、・・・）の圧力補正が可能となる。

本発明の実施の形態について以下図面と共に説明する。
図１にはトラクタを走行車両の一例であるトラクタの左側面図、図２は、図１のトラクタのトランスミッション内の動力伝動図、図３は図２の動力伝動図の油圧回路図、図４は図１の変速装置の前後進動力入切用の油圧クラッチシリンダの構成図、図５は図４の変速装置の前後進動力入切用の油圧クラッチの制御ブロック図、図６はペダル踏込み位置と前記前後進動力入切用の油圧クラッチの作動圧力の関係を示す図、図７は前記油圧クラッチの作動時の遠心力による補正値αとエンジン回転数の関係を示す図である。

図１には本実施例のトラクタの側面図を示す。
乗用四輪駆動の走行形態を有するトラクタ車体Ｔは、ステアリングハンドル７３で前輪６１を操向しながら走行運転する。車体Ｔの後部にはロータリ耕耘装置８４等の作業機を昇降可能に装着して対地作業を行うことができる。この車体Ｔは、前端部にフロントアクスルハウジングに支架させるエンジンブラケットを介してエンジン６２を搭載し、このエンジン６２の後側にクラッチハウジングや、ミッションケース６５等を一体的に連結し、このミッションケース６５の最後部にリヤアクスルハウジング７５を設けて、左右両側部に後輪６３を軸装する。

図２には本実施例のトラクタの動力伝動系統図を示す。
エンジン６２は後側に突出のエンジン軸１を有し、このエンジン軸１をクラッチハウジング部の入力軸２に連結する。ミッションケース６５内の伝動機構を介して後端部の出力軸３及びＰＴＯ軸１４を連動すると共に、ミッションケース６５の下部に設けた前輪出力軸５を連動する構成としている。この出力軸３はミッションケース６５内の後部の略中央部において前後方向に沿うように軸受されて後端にドライブピニオンギヤ５３を有し、リヤデフ４５のデフリングギヤ４６に噛合し、リヤアクスルハウジングに沿って軸装されたリヤデフ軸１０と後輪軸１１を遊星減速機構を介して連動する。また、前輪出力軸５はミッションケース６５の下部からエンジン６２の下部を経て、フロントアクスルハウジングの中央部に設けられるフロントデフ４７の入力軸２６に連結され、このフロントアクスルハウジングに沿って軸装されるフロントデフ軸１２及び遊星減速機構等を介して前輪軸１３へ連動する構成としている。なお、入力軸２から油圧ポンプ８０（図３）への動力取り出し用のギヤ駆動軸１５，１７が入力軸２に並列配置されている。

本実施例のトランスミッションは、エンジン軸１によって駆動される入力軸２から入力ギヤ３１に連動されるＰＴＯ変速カウンタギヤ４４を有するＰＴＯカウンタ軸９上にＰＴＯクラッチパック６６を設けている。また入力軸２には前後進切替用の前後進切替ギア４２、４２が遊転状態に設けられ、一方の後進側の前後進切替ギア４２には入力軸２と並列配置されたバックカウンタ軸８に設けられたバックカウンタギア４３が噛合し、他方の前進側の前後進切替ギア４２には主変速軸１９上に固定した入力ギヤ４８と該主変速軸１９上に遊転自在に設けた有効径の異なる４つの主変速ギヤ３３を設ける。これら４つの主変速ギヤ３３は、四段変速に構成され、クラッチパック７６によって切替シフトされ、４つの主変速ギヤ３３から構成される変速装置を主変速装置Ａということにする。

前記主変速軸１９上には、前記主変速装置Ａの４つの主変速ギヤ３３のうち、最も有効径の小さい主変速ギヤ３３（第１速用）と３番目に有効径の小さい主変速ギヤ３３（第３速用）との間にクラッチパック７６を固定して設け、２番目に有効径の小さい主変速ギヤ３３（第２速用）と最も有効径の大きい主変速ギヤ３３（第４速用）との間にクラッチパック７６を固定して設ける。前記２つのクラッチパック７６には、各主変速ギヤ３３を主変速軸１９と一体回転するように連結する摩擦クラッチが各々設けられている。

また、前後進切替ギヤ４２の前進側のギヤと噛合可能な入力ギヤ４８は、前後進切替ギヤ４２の後進側のギヤともバックカウンタ軸８上のバックカウンタギヤ４３と噛合っており、該前後進切替ギヤ４２のうちの前進側のギヤ４２と後進側のギヤ４２とを、前後独立した摩擦クラッチから成る２つの前後進切替クラッチパック６０の切替によって択一的に入力軸２と一体化して、前進走行と後進走行とに切替えられる構成である。後述する油圧シリンダ８５（図３）を含めこれらギヤ４２とクラッチパック６０などからなる構成を前後進クラッチＤということにする。

また、前後進クラッチＤの切替を手動で行う前後進切替レバー１１５をステアリングハンドル７３のポスト部分に設け、クラッチぺダル１１９はハンドルポスト７３の足下に設け、クラッチペダル１２１はハンドル近傍に設けている。

主変速軸１９と同軸芯位置に設けられた副変速軸２０にはクラッチパック７６によって切替シフトされる有効径の異なる２つの高低速切替ギヤ３４が設けられており、主変速後の駆動力を更に減速して高速と低速とに切り替えることができる。この高速と低速とに切り替え可能なギア構成をハイ・ロー変速装置Ｂということにする。

さらに副変速軸２０と同軸上には有効径の異なる３つの副変速ギヤ３５を有する出力軸３が配置されている。出力軸３は副変速ギヤ３５により三段変速する構成としている。この三段変速可能なギヤ３５の構成を副変速装置Ｃということにする。

また、副変速ギヤ３５に噛合するクリープカウンタギヤ４９を備えたクリープカウンタ軸２１が出力軸３に並列位置に設けられている。また主変速ギヤ３３や高低速切替ギヤ３４等と噛合する主変速カウンタギヤ３９と高低速切替ギヤ４０を有する走行カウンタ軸６が主変速軸１９や副変速軸２０と並列位置に配置されており、主変速軸１９から伝動される回転が主変速ギヤ３３で変速されて、その回転が主変速カウンタギヤ３９と高低速切替ギア４０を順次経由して副変速軸２０に設けられた高低速切替ギヤ３４に伝達される。高低速切替ギヤ３４に伝達された動力はクラッチパック７６を介して副変速軸２０上に設けた副変速ギヤ３５による変速機構を介して出力軸３に伝達される。
本実施例の走行動力伝達系では、ＰＴＯ正逆切替ギヤ３７機構を備えたＰＴＯ連動軸４を回転する伝動形態である正逆転ＰＴＯを設けている。

また、前記副変速ギヤ３５と噛み合う副変速カウンタギヤ３８の副変速カウンタ軸２７を回転自在に支持すると共に、出力軸３から前輪取出ギヤ３６を介して連動される前輪連動ギヤ５１を有する前輪連動軸２８を設け、この前輪連動軸２８の前方延長軸芯上にはＰＴＯ減速ギヤ５０を有するＰＴＯ減速軸２３を設けている。さらに、前輪連動軸２８の並行位置にＰＴＯ連動軸４を設け、該ＰＴＯ連動軸４と同軸芯上前端部にＰＴＯ連動軸４を正転と逆転に切替えるＰＴＯ正逆切替ギヤ３７のＰＴＯ正逆切替軸２２と、ＰＴＯ変速ギヤ３２のＰＴＯ変速軸１８を配置している。

また、ＰＴＯ正逆切替ギヤ３７と噛合するＰＴＯ逆回転カウンタギヤ５２を有するＰＴＯ逆回転カウンタ軸２４が前記ＰＴＯ正逆切替軸２２の側部に設けられ、ＰＴＯクラッチパック６６の入りによって、入力軸２からＰＴＯ変速ギヤ３２、ＰＴＯ変速カウンタギヤ４４及びＰＴＯ正逆切替ギヤ３７等を介してＰＴＯ正逆切替軸２２へ動力が伝動するように構成している。前記正逆切替ギヤ３７は前記ＰＴＯ変速ギヤ３２と同形態のクラッチリングを用いる形態としている。このＰＴＯ正逆切替軸２２の側方にはＰＴＯ逆回転カウンタギヤ５２を有する逆回転カウンタ軸２４を設け、ＰＴＯ逆回転カウンタギヤ５２は、ＰＴＯ減速ギヤ５０からの連動を受けてＰＴＯ正逆切替ギヤ３７を逆回転することができる。なお、前記ＰＴＯカウンタ軸９の後方に減速軸２３が配置される。

更に、ミッションケース６５内の下段部に配置された前輪出力軸５は、ミッションケース６５の後部底部に軸装されて、前輪連動軸２５やカップリング等を介して前記フロントデフ４７の入力軸２６へ連結する。この前輪出力軸５の横側には前輪駆動軸７が配置されている。前輪駆動軸７の後端には前輪ギヤ５５が設けられている。また、前記出力軸３の後端部の前輪取出ギヤ３６に前輪連動軸２８上の第１の前輪連動ギヤ５１が噛合し、該第１の前輪連動ギヤ５１を介して前輪連動軸２８に伝達される出力軸３の駆動力は、前輪連動軸２８と一体回転する第２の前輪連動ギア５４に伝達されて、該前輪連動ギア５４から前輪駆動軸７に伝達される。

また前輪駆動クラッチパック６７を前輪駆動軸７上に設け、この駆動軸７の前端部から前輪出力軸５へギヤ連動する。また、有効径の異なる２つの前輪駆動切替ギヤ４１が前輪駆動クラッチパック６７の左右に配置されており、該２つの前輪駆動切替ギヤ４１は、カウンタ軸５９に設けた有効径の異なる２つの切替駆動カウンタギヤ５６に各々噛み合わされ、前輪駆動クラッチパック６７を択一的に接続することにより、２つの減速比のうちのいずれか一方の減速比で前輪駆動軸７を駆動することができる。

前輪駆動クラッチパック６７を中立位置にシフトするときは前輪６１を駆動させない後輪駆動の二駆形態とし、この前輪駆動クラッチパック６７を油圧操作によって切り換えて低速位置にシフトするときは前輪６１を後輪６３に対して約１倍の等速駆動させる四駆形態とし、また、この前輪駆動クラッチパック６７を油圧操作によって切り換えて高速位置にシフトするときは前輪６１を後輪６３に対して約２倍に増速駆動させる四駆形態とすることによって走行することができる。

上記構成からなる噛合式変速装置により、エンジン６２の回転動力は主クラッチを構成する前後進クラッチＤを経由して４段の変速段からなる主変速装置Ａと２段の変速段からなるハイ・ロー変速装置Ｂ及び３段の変速段からなる副変速装置Ｃで合計２４段のうちのいずれかの変速段に変速され、得られた回転動力はリヤデフ４５を経て後輪６３が駆動される。また、前記副変速装置Ｃで変速された回転動力は前輪駆動クラッチパック（二駆四駆切替クラッチ）６７にも伝達され、該クラッチパック６７により前輪６１が「等速」もしくは「増速」に切り換えられた後、フロントデフ４７を経て前輪６１が駆動される。

また、ＰＴＯ変速ギヤ３２、走行系の主変速ギヤ３３、高低速切替ギヤ３４及び副変速ギヤ３５等を、ドライブピニオンギヤ５３を有する出力軸３の軸芯上に沿って配置する構成とする。走行系の伝動は、入力軸２から出力軸３の軸芯上に配置される主変速ギヤ３３、高低速切替ギヤ３４及び複変速ギヤ３５等を介してドライブピニオンギヤ５３へ多段変速連動される。また、ＰＴＯ系の変速は、この出力軸３の軸芯上の前端部に設けられるＰＴＯ変速ギヤ３２を介して連動される。

次に図３に本実施例のトラクタの油圧回路図を示す。
図３の油圧回路図では左右の後輪６３を独立して制動する左右のブレーキシリンダ８３、前輪６１へ伝達する動力を「等速」もしくは「増速」に切り換える四駆切換クラッチシリンダ９９、ステアリングハンドル７３の回転操作により作動するパワーステアリング装置１０３、ＰＴＯクラッチシリンダ１０４、ＰＴＯクラッチ圧力コントロール用バルブ１０５，１０６などが設けられている。なお、一点鎖線部分の回路１０１はメイン油圧回路（作業機昇降・作業機水平や外部油圧取出しなど）となり、サブ回路（走行・ブレーキ・デフロック・ＰＴＯ側回路）とあまり関係がないため、回路図の図示を省略している。

油圧ポンプ８０から吐出した作動油は、減圧弁８１ａを介して主変速装置Ａの第４速用と第２速用の各ギア３３をクラッチパック７６を介してそれぞれ作動させる油圧クラッチシリンダ８７と油圧クラッチシリンダ８８を切り替える４−２速切替用の変速制御弁８９に供給され、さらに主変速装置Ａの第１速用と第３速用の各ギア３３をそれぞれ作動させる油圧クラッチシリンダ９１と油圧クラッチシリンダ９２を切り替える１−３速切替用の変速制御弁９３に供給される。

減圧弁８１ａを経由する作動油は、前後進クラッチシリンダ８５のオン・オフ制御弁１２９を介して前後進クラッチシリンダ８５の前進側と後進側のクラッチＤを切り替える切替弁８６に供給される。該前後進クラッチシリンダ８５の前進側と後進側のクラッチＤのいずれに作動油が供給されているかは前進側クラッチ圧力センサ１１０と後進側クラッチ圧力センサ１１１で検出できる。

同様に、上記及び下記油圧クラッチシリンダに供給される作動油はそれぞれの油圧クラッチシリンダへの入口側の油路に設けた圧力センサで検知できる構成になっている。

また、油圧ポンプ８０から吐出した作動油は、減圧弁８１ｂを介してブレーキバルブ８２ａを経由して左右のブレーキシリンダ８３に分岐供給される。前記ブレーキバルブ８２ａは後輪６３を選択する切替制御弁であり、該ブレーキバルブ８２ａはブレーキ力を調整する圧力制御弁８２ｂと一体構成となっている。

さらに、減圧弁８１ｂを経由する作動油は、前記第１速〜第４速用の各ギア３３で変速された速度を「高速」と「低速」の二つのギヤ４０のいずれかにクラッチパック７６を介して作動させるハイ・ロー油圧クラッチシリンダ９５を切り替えるための制御弁９６ａ，９６ｂに供給される。
また、減圧弁８１ｂを経由する作動油は、デフロック制御弁９７を経てフロントデフ４７用の前輪デフロックシリンダ９８ａ及びリアデフ４５用の後輪デフロックシリンダ９８ｂに分岐される。

さらに、前輪駆動クラッチパック６７のギア４１の切替用の油圧シリンダ９９には切替制御弁９４を経て前記減圧弁８１ｂを経由する作動油が供給される。
同様に、減圧弁８１ｂを経由する作動油は、ＰＴＯ用バルブ１０５，１０６を介してＰＴＯクラッチシリンダ１０４に供給され、ＰＴＯクラッチの圧力を調整する。
また図３に示す油圧ポンプ８０からの油圧は、パワステアリングハンドル７３の操作で作動されるオービットロール１０７に作動油を供給する構成である。

図４に前後進ギア４２，４２の切替を行う前後進クラッチシリンダ８５の断面構成図を示す。
シリンダ８５の前後一対のシリンダ８５Ｆ、８５Ｒ内には流入する作動油（オイル）によりそれぞれ作動するピストン７８Ｆ、７８Ｒと該ピストン７８Ｆ、７８Ｒの作動で互いに接触する複数組の摩擦板からなる前後進切替クラッチパック６０、６０がそれぞれ設けられている。

クラッチペダル１１９の非操作時（足踏み式ペダル１１９の踏み込み操作をしていない時）には前進と後進用のいずれかのシリンダ８５Ｆ、８５Ｒ内にオイルが流入してピストン７８Ｆ又は７８Ｒが作動状態であり、前後進切替クラッチパック６０、６０が接続状態となり、エンジン動力が変速装置２４内の前進側の駆動機構又は後進側の駆動機構に伝達される。また各シリンダ８５Ｆ、８５Ｒ内にはリターンスプリング（圧縮スプリング）７７Ｆ、７７Ｒが設けられており、該リターンスプリング７７Ｆ、７７Ｒはそれぞれ前進、後進クラッチパック６０、６０の接続状態を解除する側に付勢される。したがってクラッチペダル１１９を操作すると（足踏み式ペダル１１９の踏み込み操作をすると）とシリンダ８５Ｆ又は８５Ｒ内のオイルが流出して、リターンスプリング７７Ｆ又は７７Ｒの付勢力でピストン７８Ｆ又は７８Ｒが戻し方向に移動し、該前進又は後進用のクラッチパック６０の接続状態が解除される。

上記構成の前後進切替クラッチパック６０では、クラッチ入力軸である入力軸２の回転より発生する遠心力によりピストン７８Ｆ又は７８Ｒ内のオイルがピストン７８Ｆ又は７８Ｒに推力を与える。これにより油圧押し付け圧力で発生する入力軸２のトルクに遠心力による推力が加算された力で動力伝達トルクが発生する。

前記遠心力は次の式で求めることができる。
まず、クラッチシリンダ８５Ｆ又は８５Ｒ内のオイルが、前進側クラッチパック６０又は後進側クラッチパック６０と完全に一体となって回転している場合の入力軸２の径方向の圧力Ｐは、下記の式で表される（強制渦の式）。そして圧力Ｐの入力軸２の径方向の分布は図６に示す通りであり、半径方向外側ほど圧力Ｐの値が大きくなっている。

Ｐ=Ｐ₀＋１／２ρｒ²ω² （１）
ここで、Ｐ₀：軸心圧力（Ｐａ）、ρ：密度（ｋｇ／ｍ³ ）、ｒ：軸心からの距離（ｍ）、ω：クラッチ角速度（ｒａｄ／ｓ）である。
従って、ピストン７８Ｆ又は７８Ｒの推力は（１）式を半径方向に面積分することで次式（２）、（３）得られる。

ここで、Ｆ：ピストン推力（Ｎ）、Ａ：ピストン面積（ｍ² ）、φ1：ピストン内径（ｍ）、
φ2：ピストン外径（ｍ）である。

式（３）の第１項はソレノイド８６Ｆ又は８６Ｒで作動する図示しない油圧バルブの制御圧によるピストン７８Ｆ又は７８Ｒの推力、第２項はシリンダ８５Ｆ又は８５Ｒ内のオイルの遠心力による推力を表す。
式（３）より、前記油圧バルブによる圧力がゼロであっても、前進側クラッチパック６０又は後進側のクラッチパック６０が回転していれば、推力は発生しているため、リターンスプリング７７Ｆ又は７７Ｒのセット荷重は遠心力による推力より大きくなくてはならない。また、この推力は圧力センサでは測定できないが、入力軸２の回転数により決まるため、エンジン回転数（図５に示すエンジン回転数センサ１１２で検出する）より推測して、それに応じた制御を行うことが可能となる。

このとき、式（３）の第２項をＦ’とすると
Ｆ’＝（１／６４）×ρπω²（φ2⁴−φ1⁴）（４）
Ｐ’=Ｆ’／Ａ＝（１／１６）×ρω²（φ2²＋φ₁ ²）（５）
ここで、Ｆ’はシリンダ８５Ｆ又は８５Ｒ内のオイルの遠心力による推力（ｋｇｆ）、Ｐ’はピストン７８Ｆ又は７８Ｒの推力の圧力換算（ｋｇｆ／ｃｍ²）である。

従って、ピストン７８Ｆ又は７８Ｒを駆動する圧力は、測定された圧力に（５）式で表される値を加えなければならない。

計算の便宜のために、前後進クラッチＤの入力軸２の回転数をｆ（ｒｐｍ）として、前記（４）、（５）式を工業単位系（ω→２πｆ／６０；ｆはｒｐｍ）に直すと次のようになる。

Ｆ’＝５．４９×１０^-17×ρ×ｆ²×（φ₂ ⁴−φ1⁴）（６）
Ｐ’＝６．９９×１０^-15×ρ×ｆ²×（φ₂ ²＋φ₁ ²）（７）

以上は前後進クラッチＤに対する構成を例に説明したが、実際の油圧クラッチに対する前記（１）〜（７）式は全ての油圧クラッチのパック（ＰＴＯクラッチシリンダ１０４内のクラッチパック６６、前輪駆動クラッチ６７、２速・４速用クラッチパック７６、１速・３速用クラッチパック７６、ハイ・ロー油圧クラッチシリンダ９５内のクラッチパック、四駆切替クラッチシリンダ９９内のクラッチパック、前後輪デフロックシリンダ９８ａ，９８ｂ内のクラッチパック）に適用できる。

このとき全てのクラッチに回転数センサを設けて、その検出値をフィードバックさせて圧力補正をするとコスト高となるので、回転数センサはエンジン回転数センサ１個のみとして、各クラッチの回転数はエンジン出力軸から該当する各クラッチ軸までの減速比で計算できる回転数で演算し、この計算した回転数に応じて各クラッチの圧力補正をすることで安価に全てのクラッチの圧力補正が可能となる。

車両の速度を検出する車速センサ１２３（図２）を後輪軸１１に後輪駆動軸１１のギア歯数を検出する方式で設け、走行系のクラッチ軸（例えば、主変速軸１９）の回転数は後輪軸１１に設けた車速センサ１２３から前記クラッチ軸（例えば、主変速軸１９）までの減速比で計算できる回転数で演算し、各クラッチごとに車速に応じて補正する圧力データ又は車速に応じて補正する式をコントローラ１００内のメモリーに備えて制御に使用する構成としてもよい。

また、ＰＴＯ軸１４の回転数をギア歯数を検出する方式のＰＴＯ回転センサ１２４（図２）をＰＴＯ軸１４に設け、ＰＴＯカウンタ軸９の回転数は前記ＰＴＯ回転センサ１２４からＰＴＯカウンタ軸９までの減速比で計算できる回転数で演算し、ＰＴＯ回転数に応じて補正する圧力データあるいはＰＴＯ回転数に応じて補正する式をコントローラ１００内のメモリーに備え、これによりクラッチパック６６の圧力を補正することで、ＰＴＯクラッチシリンダ１０４の制御に使用することもできる。

このように各クラッチ軸の回転数を正確に検出するためにクラッチケース自体の回転を検出するセンサを各クラッチに配置するとコスト高、部品点数大となってしまうため、通常装備している車速センサを用いることで安価に補正システムが構成できる。

通常クラッチの油圧圧力とトルクとの関係は、当該クラッチが回転しない状態（クラッチシリンダ内のオイルの遠心力による推力が無い場合）のデータを基に作成されている。その状態でクラッチに遠心力が発生すると遠心力による推力が加算されるため、その分、供給油圧圧力より見かけ上大きな油圧圧力でクラッチのピストンを押している状態になるので、クラッチの前記圧力対トルクの特性を示すデータをそのまま使用して、クラッチに発生する遠心力を減算する方法にしておくことで正確な圧力−トルク特性データを容易に作成できる。

具体的には、クラッチを接続する側に変速する場合の油圧圧力の補正は、駆動する比例圧力制御弁の駆動電流をクラッチのパックに発生する遠心力を減算する方法に対応させて補正する。

基本の電流−圧力制御ラインはクラッチの回転数無しの状態（クラッチ単体が持つ圧力−トルク特性に基づく電流値の特性）のマップデータをクラッチ毎に有するので、これに当該クラッチの回転数による加算トルク分の電流を基本ラインから減算して補正する。

例えば、前後進油圧クラッチＤで説明すると、クラッチパック６０，６０に掛かる圧力と伝達トルクの関係は図８に示す通りである。すなわちクラッチパック６０に対して油圧力を増加させればさせる程、クラッチパック６０が伝達可能なトルクは上昇し、圧力Ｐになるとトルクは一定となる。クラッチシリンダ８５Ｆ又は８５Ｒ内のオイルの遠心力による推力が無い場合を実線で示し、前記遠心力がある場合を点線で示す。なお、点線で示す前記遠心力による増加分により、前後進クラッチＤの入力軸２の回転数ｆに応じて異なる加算値からなる伝達トルクが得られる。当然ながら、シリンダ８５Ｆ又は８５Ｒ内のオイルの遠心力が大きいほど、加算されるトルクも大きくなる。

ここで前後進油圧クラッチＤのクラッチパック６０，６０を作動させる切替弁８６Ｆ又は８６Ｒの各ソレノイドに流れる電流値（Ａ）に対する前記クラッチシリンダ８５Ｆ又は８５Ｒに掛かる圧力との関係は図９に示す通りである。目標とする伝達トルクＴ１を得るためには圧力Ｐ１でクラッチパック６０を押圧する必要があるが、遠心力が作用するため実際にクラッチを作動させるためには伝達トルクＴ２が掛かる。そこで伝達トルクＴ１を得るためにはトルク（Ｔ２−Ｔ１）分を引くことが必要となり、実際は圧力P１ではなく、それより小さい圧力ＰＸを発生させるだけで良く、そのために電流値はＡ１ではなく電流値ＡＸで良い。また前後進油圧クラッチＤのクラッチパック６０，６０を作動させるオイルの温度に対する動粘性特性は図１０に示す通りである。

また、主変速装置Ａ等の各クラッチで変速時に一方のクラッチを切り操作し、他方のクラッチを入り操作して変速する場合には、クラッチが回転することにより発生する遠心力の影響を切り側クラッチのオフするタイミングを変更して行う構成としても良い。このような例について図１１と図１２により説明する。

図１１には第１速のクラッチシリンダ９１内のクラッチパック７６の接合状態を解放して第２速のクラッチシリンダ８８のクラッチパック７６を接合するクラッチ切り替えを行う場合の第１速切替弁９３と第２速切替弁８９の作動時間ｔと各シリンダ圧力Ｐの関係を示す。

第１速のクラッチ圧力を解放して第２速のクラッチを作動させる場合に、実線と点線の偏差分が第１速のクラッチパック７６に掛かる遠心力による圧力であり、これを加味して第１速のクラッチの回転数が高いほど（実線より点線分だけ）早めに油圧を低下させ、また、第２速のクラッチパック７６に油圧を負荷する場合は該第２速のクラッチの回転数が高いほど負荷する油圧を（実線より点線分だけ）低下させて供給する。

図１２には温度による油圧シリンダの作動レスポンスを加味して第１速の油圧クラッチを解放して第２速の油圧クラッチを作動させる場合を示す、第１速の油圧クラッチは実線の作動タイミングより点線分がより油温が低い場合の作動タイミングである。

実線の１速と「切」と２速「入」は、図Ｅに示す実線ｚ、ｗの作動タイミングで油圧クラッチを制御したいが、油温が低いと１速のクラッチ「切」の作動タイミングが実線に示す作動タイミングより遅くなり、破線ｘで示す作動タイミングとなる。そこで１速のクラッチ「切」のタイミングを点線ｙで示す作動タイミングにすうと、実際の１速のクラッチ「切」のタイミングは実線ｚで示す作動で行われる。従って、油圧クラッチの２速「入」の作動タイミングは図示の実線で示す通りとなる。

このように、クラッチ圧力が抜けていく場合に、配管の圧力損失等で一気にゼロＭＰａまで圧力は落ちない（図１１，図１２に示すようにカーブを描きながら油圧が低下する）。従って、クラッチ圧力が抜ける側でクラッチが持つ保持トルクと遠心力が加算され、クラッチに伝達されるトルクが異なる。変速時はオフするタイミングを変更することで遠心力の影響を考慮でき、いつも同じような変速フィーリングが得られる。

切り側クラッチのオフするタイミングは、オイルの動粘度によっても大きく変化するため、図１０に示すようにオイルの温度によっても変更できる構成とすることが望ましい。

また、オイル温度による補正は図１０に示す動粘度が極端に変化するポイント付近以下の温度で補正をしないと、動粘度特性が大きく変化するポイント以下でクラッチ切り時に残りの油圧圧力の出方も極端に異なってくるため、補正は動粘度が極端に変化する温度領域のみで行う。

図４に示す油圧クラッチの出力軸（走行軸１１，１３又はＰＴＯ軸１４）側にトルクセンサ（図示せず）を設け、前記クラッチが付いている部分のクラッチ軸に加える圧力により発生する走行軸１１，１３又はＰＴＯ軸１４の各出力トルクと発生トルクを比較し、ほぼ一致するようにクラッチ圧力を補正制御する構成を設けると、クラッチや油圧のバラツキを考慮した制御が可能になる。

前記出力軸（走行軸１１，１３又はＰＴＯ軸１４）側に設けたトルクセンサの検出トルクに基づき、出力軸（走行軸１１，１３又はＰＴＯ軸１４）の発生角加速度が規定角加速度以内で、収まるように図４に示すクラッチの油圧圧力をコントロールする構成を採用することができる。

前記出力軸（走行軸１１，１３又はＰＴＯ軸１４）にはそれぞれ回転センサ１２３、１２５、１２４などを設け、該出力軸（走行軸１１，１３又はＰＴＯ軸１４）に対応したクラッチの接続開始時に前記回転センサ１２３〜１２５などの回転開始まではクラッチ圧力を早めに高めるようにし、出力軸（走行軸１１，１３又はＰＴＯ軸１４）が回転を開始したら、その圧力を継続するように構成する。

また、クラッチ接続開始時、回転センサ１２３〜１２５の回転開始まではクラッチ圧力を早めに高めるようにし、出力軸（走行軸１１，１３又はＰＴＯ軸１４）が回転開始したらそこから圧力を徐々に上昇させるようにした。

出力軸（走行軸１１，１３又はＰＴＯ軸１４）が動き始めた時の圧力が、その車両状態で、車両に駆動可能なトルクが与えられた状態であり、その状態を継続することで、車両がおかれた状態でのスムーズな回転力（加速度）が与えられる。

出力軸（走行軸１１，１３又はＰＴＯ軸１４）に対応したクラッチの接続開始時に前記回転センサ１２３〜１２５などの回転開始まではクラッチ圧力を早めに高めるようにし、出力軸（走行軸１１，１３又はＰＴＯ軸１４）が回転を開始したら、その圧力を継続して作業時にショックがない状態で出力軸の到達回転数までの時間を比較的早くできる。

なお、発生トルクが少なく、走行用とＰＴＯ用の各出力軸（後輪軸１１，前輪軸１３とＰＴＯ軸１４）にそれぞれ設けられた回転センサ１２３，１２５、１２４により検出される出力軸回転数が減速比回転数と同等以上の回転数になった場合は、クラッチ圧力を所定圧力以上の圧力にする。

これはダッシング現象を抑えるためである。ダッシング現象とは、例えばロータリ作業時にロータリを高速回転させていて、トルクが少ないと、変速装置ケースにロータリ軸から大きくなった回転数が、タイヤに戻って走行車両車の走行速度が高くなってしまう現象である。

この一連の制御のフローチャートを図１３に示す。
車両を動かす場合、車両の路面との摩擦により車両の挙動は異なる。人がショックと感じる加速度を与えずにコントロールすることでスムーズな発進・変速ができる。またＰＴＯ軸などにおいても、同様に回転力を与えることでスムーズに作業ができる。

本発明は、トラクタなどの作業車両の走行制御が従来以上に精度良く行えるので操作性の良い車両が得られる。

本発明の実施例のトラクタの左側面図である。図１のトラクタのトランスミッション内の動力伝動図である。図２の動力伝動図の油圧回路図である。図２の変速装置の前後進動力入切用の油圧クラッチの構成図である。図２の変速装置の前後進動力入切用の油圧クラッチの制御ブロック図である。図２のトラクタのペダル踏込み位置と前記前後進動力入切用の油圧クラッチの作動圧力の関係を示す図である。図２の変速装置の前後進動力入切用の油圧クラッチの作動時の遠心力による補正値αとエンジン回転数の関係を示す図である。図２のトラクタの前後進油圧クラッチのクラッチシリンダに掛かる圧力と伝達トルクの関係を示す図である。図１のトラクタの前後進油圧クラッチのクラッチシリンダを作動させる切替弁の各ソレノイドに流れる電流値に対する前記クラッチシリンダに掛かる圧力の関係を示す図である。図１のトラクタの前後進油圧クラッチのクラッチシリンダを作動させるオイルの温度に対する動粘性特性図である。図１のトラクタの第１速のクラッチを作動させる油圧クラッチシリンダから第２速のクラッチを作動させる油圧クラッチシリンダに切り替える場合の切替弁の作動時間と各シリンダ圧力の関係を示す図である。図１のトラクタの第１速のクラッチを作動させる油圧クラッチシリンダから第２速のクラッチを作動させる油圧クラッチシリンダに切り替える場合の切替弁の作動時間と各シリンダ圧力の関係を示す図である。図１のトラクタのクラッチトルクの制御のフローチャートである。

符号の説明

１エンジン軸２入力軸
３出力軸４ＰＴＯ連動軸
５前輪出力軸６走行カウンタ軸
７前輪駆動軸８バックカウンタ軸
９ＰＴＯカウンタ軸１０リヤデフ軸
１１後輪軸１２フロントデフ軸
１３前輪軸１４ＰＴＯ軸
１５，１７ギヤ駆動軸１８ＰＴＯ変速軸
１９主変速軸２０副変速軸
２１クリープカウンタ軸２２ＰＴＯ正逆切替軸
２３ＰＴＯ減速軸２４ＰＴＯ逆回転軸
２５前輪連動軸２６入力軸
２７副変速カウンタ軸２８前輪連動軸
３１入力ギヤ３２ＰＴＯ変速ギヤ
３３主変速ギヤ３４高低速切替ギヤ
３５副変速ギヤ３６前輪取出ギヤ
３７ＰＴＯ正逆切替ギヤ３８副変速カウンタギヤ
３９主変速カウンタギヤ４０高低速切替ギヤ
４１前輪駆動切換ギヤ４２前後進切替ギヤ
４３バックカウンタギヤ４４ＰＴＯ変速カウンタギヤ
４５リヤデフ４６デフリングギヤ
４７フロントデフ４８入力ギヤ
４９クリープカウンタギヤ５０ＰＴＯ減速ギヤ
５１前輪連動ギヤ５２ＰＴＯ逆回転ギヤ
５３ドライブピニオンギヤ５４前輪連動ギヤ
５５前輪ギヤ５６切替駆動カウンタギヤ
５９カウンタ軸６０前後進切替クラッチパック
６１前輪６２エンジン
６３後輪６５ミッションケース
６６ＰＴＯクラッチパック６７前輪駆動クラッチパック
７３ステアリングハンドル７５リヤアクスルハウジング
７６クラッチパック７７Ｆ、７７Ｒリターンスプリング
７８Ｆ、７８Ｒピストン８０油圧ポンプ
８１ａ，８１ｂ減圧弁８２ａブレーキバルブ
８２ｂ圧力制御弁８３ブレーキシリンダ
８４作業機８５前後進クラッチシリンダ
８６切替弁８９変速制御弁
８７，８８，９１，９２油圧クラッチシリンダ
９３変速制御弁９４切替制御弁
９５ハイ・ロー油圧クラッチシリンダ
９６ａ，９６ｂ制御弁９７デフロック制御弁
９８ａ前輪デフロックシリンダ９８ｂ後輪デフロックシリンダ
９９四駆切替クラッチシリンダ１００制御装置
１０１メイン油圧回路１０３パワーステアリング装置
１０４ＰＴＯクラッチシリンダ
１０５，１０６ＰＴＯクラッチ圧力コントロール用バルブ
１０７オービットロール１１０前進側クラッチ圧力センサ
１１１後進側クラッチ圧力センサ１１２エンジン回転数センサ
１１５前後進切替レバー１１９クラッチペダル
１２０クラッチペダルセンサ１２１クラッチペダルスイッチ
１２２〜１２５車速（回転）センサ
１２９オン・オフ制御弁Ａ主変速装置
Ｂハイ・ロー変速装置Ｃ副変速装置
Ｄ前後進クラッチＴトラクタ車体

Claims

エンジン（６２）と、
該エンジン（６２）の出力軸（１）の回転数を検出する回転数センサ（１２２）と、
該エンジン（６２）の動力を入力軸（２）より入力して非接続状態から接続状態まで、供給又は排出する作動油の油圧に応じて連続的に接続状態を変化させるクラッチピストン（７８、・・・）を備えた一以上の油圧クラッチ（Ｄ、・・・）と、
該油圧クラッチ（Ｄ、・・・）で得た動力で作動する動力伝達機構（Ａ〜Ｃなど）と、
該油圧クラッチ（Ｄ、・・・）に供給又は排出する作動油の油圧圧力を操作量により調整するクラッチ操作手段（１１５，１１９，１２１）と、
油圧クラッチ毎に油圧クラッチの回転数をエンジン出力軸（１）から該当する油圧クラッチのクラッチ軸までの減速比で計算できる回転数に基づき推測し、油圧クラッチ毎にエンジン回転数に応じて該当する油圧クラッチの回転により発生する遠心力の影響によるクラッチピストンの推力を補正し、該補正値に基づき油圧クラッチ毎の作動油の油圧圧力を補正して油圧クラッチ毎の非接続状態から接続状態までの前記油圧圧力をクラッチ操作手段（１１５，１１９，１２１）の操作量に応じて変更する油圧制御装置（１００）と
を備えたことを特徴とする走行車両。
請求項１の走行車両のエンジン（６２）の出力軸（１）の回転数を検出する回転数センサ（１２２）の代わりに車両の走行速度を検出する後輪軸（１１）の回転数センサ（１２３）を用いることを特徴とする走行車両。
請求項１の走行車両のエンジン（６２）の出力軸（１）の回転数を検出する回転数センサ（１２２）の代わりにＰＴＯ軸（１４）の回転数センサ（１２４）を用いることを特徴とする走行車両。