JP5899167B2 - 作業車両の自動変速装置 - Google Patents

Description

本発明は作業車両の自動変速装置に関する。

ホイールローダ等の作業車両において、ＨＳＴ回路の油圧モータの回転出力をトランスミッションで変速し、変速後の回転出力をアクスル等によりタイヤに伝達して走行するものがある。このような作業車両において、トランスミッションのハイからローへの切り換え時の変速ショックの発生を低減するために、モータ容量を所定値まで低下させることで、モータ回転数（トランスミッション入力軸回転数）を増加させ、クラッチ入力側とクラッチ出力側との回転数差を小さくさせる作業車両の走行装置がある（例えば、特許文献１参照）。

特開２０１２−５２５８０号公報

一般に、ホイールローダのオペレータは、破砕された岩石や土砂等の掘削対象物に向けてトランスミッションをハイの位置で走行させ、バケットを掘削対象物に突入させる直前に、トランスミッションをローの位置に切り替えて（シフトダウンして）、その後、掘削作業を行う。

上述した従来技術によれば、シフトダウン時に走行モータ容量が低下するので、その後の掘削作業を駆動力が小さい状態から開始する状態となる。このため、変速ショックの低減は可能となるが、作業効率も低下する虞がある。

また、上述した従来技術によれば、選択スイッチにより手動でシフトダウンする必要があるが、煩雑であるため、シフトダウンを自動でかつ少ない変速ショックで行う自動変速装置が望まれていた。

本発明は、上述の事柄に基づいてなされたもので、その目的は、構造の複雑化によるコストアップを招くことなく、簡易な制御手法により、掘削時など作業車両の負荷が大きい状態においてトランスミッションの自動シフトダウン動作が可能であってかつ変速ショックが少ない作業車両の自動変速装置を提供するものである。

上記の目的を達成するために、第１の発明は、作業機を前部に設けた作業車両の自動変速装置であって、吸い込み口と吐出口とを逆転可能な可変容量型油圧ポンプからなるメインポンプに、可変容量型油圧モータからなる走行モータが１対のメイン油圧管路を介して閉回路接続された走行用ＨＳＴ回路と、前記メインポンプのポンプ容量を可変するために斜板の傾転を変えるポンプレギュレータと、前記ポンプレギュレータへ作動油を供給するチャージポンプと、前記ポンプレギュレータと前記チャージポンプとを連結するパイロット管路に設けられ、前記メイン油圧管路の圧力が予め設定した作動圧以上となったときに、前記パイロット管路の作動油をタンクポートと連通させることで、前記メインポンプの容量を減少させるカットオフ弁と、前記走行モータと接続されていて、前記走行モータから入力される回転動力を、高速伝達系または低速伝達系のいずれかにより車輪に伝達可能な複数段のトランスミッションと、前記メイン油圧管路の圧力を検知する圧力センサと、前記圧力センサによるメイン油圧管路の圧力を読み込み、前記メイン油圧管路の圧力が、前記作動圧近傍に予め設定された規定値圧以上であるときに、演算を開始するシフトダウン制御部と、前記シフトダウン制御部に設けられ、前記カットオフ弁の動作による前記メインポンプの容量が予め設定した変速容量まで減少したときに前記トランスミッションの前記高速伝達系を速やかに切断する第１低速変速制御部と、前記シフトダウン制御部に設けられ、前記トランスミッションの前記高速伝達系の切断による前記メイン油圧管路の圧力が降下し、前記カットオフ弁の動作が復帰して、前記カットオフ弁の動作復帰による前記メインポンプの容量が前記変速容量から前記カットオフ弁の動作前の容量まで増大したときに前記トランスミッションの前記低速伝達系を締結する第２低速変速制御部とを備えたものとする。

また、第２の発明は、第１の発明において、前記第１低速変速制御部における、前記メインポンプの容量が予め設定した変速容量まで減少したときを、前記シフトダウン制御部の演算開始時刻からの経過時間で設定したことを特徴とする。

更に、第３の発明は、第１の発明において、前記第２低速変速制御部における、前記カットオフ弁の動作復帰による前記メインポンプの容量が前記変速容量から前記カットオフ弁の動作前の容量まで増大したときを、前記シフトダウン制御部の演算開始時刻からの経過時間で設定したことを特徴とする。

また、第４の発明は、第２または第３の発明において、設定された前記シフトダウン制御部の演算開始時刻からの各経過時間は、予め実行する前記メインポンプの単体システムテストにおける駆動圧とポンプ容量との応答性から算出することを特徴とする。

更に、第５の発明は、第１乃至第４の発明のいずれかにおいて、前記シフトダウン制御部は、前記作業車両の加速時や急逆動作時においては、前記メイン油圧管路の圧力が前記規定値圧以上であっても、演算を開始しないことを特徴とする。

本発明によれば、作業車両の負荷と連動するＨＳＴ駆動圧に応じてトランスミッションのシフトダウン動作を制御するので、簡易な制御手法により、掘削時など作業車両の負荷が大きい状態においてトランスミッションの自動シフトダウン動作が可能であってかつ変速ショックが少ない作業車両の自動変速装置を提供することができる。この結果、作業車両の掘削時におけるトランスミッションの手動切換え操作が不要となると共に、シフトダウン時に走行モータ容量を低下させる必要がないので、作業効率が向上する。

本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態が適用されるホイールローダを示す左側面図である。 本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態が適用されるホイールローダの動力伝達系統を示す概略図である。 本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態である走行用ＨＳＴ回路と複数段トランスミッションとを備えた動力伝達装置を示す油圧回路図である。 本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態を構成する走行用ＨＳＴ回路のカットオフ弁の動作特性を示す特性図である。 本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態を構成するコントローラのシフトダウン制御のフローを示すフローチャート図である。 本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態を構成するコントローラの加速・急逆判定のフローを示すフローチャート図である。 本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態を構成するコントローラの低速変速制御のフローを示すフローチャート図である。 本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態におけるメインポンプのカットオフ弁の作動時の駆動圧とポンプ容量の応答性の一例を示す特性図である。 本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態における動作の一例を示す特性図である。

以下に、本発明の作業車両の自動変速装置の実施の形態を図面を用いて説明する。

本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態を図１乃至図８を用いて説明する。図１は本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態が適用されるホイールローダを示す左側面図、図２は本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態が適用されるホイールローダの動力伝達系統を示す概略図、図３は本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態である走行用ＨＳＴ回路と複数段トランスミッションとを備えた動力伝達装置を示す油圧回路図、図４は本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態を構成する走行用ＨＳＴ回路のカットオフ弁の動作特性を示す特性図、図５は本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態を構成するコントローラのシフトダウン制御のフローを示すフローチャート図、図６は本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態を構成するコントローラの加速・急逆判定のフローを示すフローチャート図、図７は本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態を構成するコントローラの低速変速制御のフローを示すフローチャート図である。

図１において、ホイールローダ１は、運転室２と掘削作業等に用いられる作業機３と、前輪４及び後輪５とを備えている。

ホイールローダ１は、図２に示す動力伝達系統を備えている。エンジン６から出力された動力はメインポンプ２１および走行モータ２２等からなる走行用ＨＳＴ回路２０によりトランスミッション７に伝達され、さらにトランスミッション７からドライブシャフト８に伝達される。ドライブシャフト８はフロントアクスル９およびリアアクスル１０を駆動し、フロントアクスル９は前輪４を、リアアクスル１０は後輪５にそれぞれ動力を伝達する。

次に、本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態である走行用ＨＳＴ回路と複数段トランスミッションとを備えた動力伝達装置を図３を用いて説明する。
図３に示すように、本実施の形態において動力伝達装置は、走行用ＨＳＴ回路２０と、この走行用ＨＳＴ回路２０と前輪４及び後輪５との間に介在して、走行用ＨＳＴ回路２０の走行モータ２２から出力される回転動力を変速して出力するトランスミッション７と、走行用ＨＳＴ回路２０とトランスミッション７とを制御するコントローラ８０と、ホイールローダ１の走行方向をコントローラ８０に指令する前後進切換装置８１とを備えている。

エンジン６からの動力は、走行用ＨＳＴ回路２０を介してトランスミッション７に伝達されている。走行用ＨＳＴ回路２０は、メインポンプ２１に、走行モータ２２が１対のメイン油圧管路３０Ａ，３０Ｂを介して閉回路接続されている。エンジン６の回転軸は、メインポンプ２１とメインポンプ制御用チャージポンプ２３とクラッチ圧制御用チャージポンプ２４の各回転軸と機械的に連結されている。走行モータ２２の出力軸は、トランスミッション７のトランスミッション入力軸６０と連結されている。トランスミッション７に伝達された動力は、トランスミッション出力軸６１から出力される。また、メイン油圧管路３０Ａ，３０Ｂには、それぞれの管路圧力を検知可能な圧力センサ３１Ａ，３１Ｂが設けられている。圧力センサ３１Ａ，３１Ｂが検知したメイン油圧管路３０Ａ，３０Ｂの管路圧力の信号Ｐ_Ａ，Ｐ_Ｂは、それぞれコントローラ８０に入力される。

メインポンプ２１は、吸込み口と吐き出し口を逆転可能な可変容量型油圧ポンプ、例えば両傾転型で斜板式の可変容量型油圧ポンプである。メインポンプ２１の容量を可変とするポンプレギュレータ４０は、ポンプ容量を制御する斜板４２と、斜板４２の傾転角を操作する油圧パイロット式でスプリングリターン式のサーボピストン４１と、サーボピストン４１の位置を制御する方向制御弁４３とを備えている。

図３は、メインポンプ２１の容量を最少ポンプ容量としたときの、サーボピストン４１、斜板４２の傾転角、方向制御弁４３の各位置を示している。

方向制御弁４３は、４ポート３位置型のスプリングセンタ式電磁切換弁であって、運転室２に設けられた前後進切換装置８１からの前進・後進の指令に応じた電気指令をコントローラ８０から、電磁操作部に受けて弁体を移動させることで、サーボピストン４１へ供給するメインポンプ制御用チャージポンプ２３からの作動油の方向と流量を制御する。このことにより、前後進切換装置８１からの前進・後進の指令に応じて、メイン油圧管路３０Ａ、３０Ｂにおける作動油の循環方向が切り換わる。

方向制御弁４３は、前後進切換装置８１の中立位置に対応するノーマル位置Ｎ（中央位置）、前進指令に対応する前進側作動位置Ｆ、および後進指令に対応する後進側作動位置Ｒへの切換が可能となっている。具体的には、前後進切換装置８１からの前進指令に対して、コントローラ８０から方向制御弁４３の弁体を前進側作動位置Ｆに移動させる電磁操作部（ソレノイド）に、駆動電力Ｗｆを供給する。また、前後進切換装置８１からの後進指令に対して、コントローラ８０から方向制御弁４３の弁体を後進側作動位置Ｒに移動させる電磁操作部（ソレノイド）に、駆動電力Ｗｒを供給する。また、前後進切換装置８１からの中立指令に対しては、コントローラ８０から方向制御弁４３のどちらの電磁操作部（ソレノイド）にも駆動電力を供給しない。

方向制御弁４３の入力ポートとメインポンプ制御用チャージポンプ２３の吐出口とは、パイロット管路４４で連結されている。パイロット管路４４には、作動油のタンクポート４７への連通／遮断を制御する２ポート２位置型のカットオフ弁４５が設けられている。カットオフ弁４５は、遮断位置のＡ１位置と連通位置のＡ２位置とを有し、ＨＳＴメイン管路圧Ｐ_ＡとＰ_Ｂとが操作部に作用することで、弁位置を切り替える。

図４は、カットオフ弁４５の動作特性を示す特性図であって、横軸にＨＳＴメイン管路圧Ｐ_Ａ、又はＰ_Ｂを示し、縦軸にメインポンプ２１のポンプ容量Ｑｐを示している。図４において、太線で示す特性線Ｘは、メインポンプ２１のポンプ容量Ｑｐに対するカットオフ弁作動圧Ｐ_Ｑ０の特性を示している。ここで、縦軸のポンプ容量Ｑｐと特性線Ｘとの交点からカットオフ弁作動圧Ｐ_Ｑ０が定まる。このとき、ＨＳＴメイン管路圧Ｐ_ＡとＰ_Ｂのいずれかが、カットオフ弁作動圧Ｐ_Ｑ０以上の場合（特性線Ｘより右側にある場合）には、カットオフ弁４５は、連通位置のＡ２位置に切り替わり、それ以外の場合（特性線Ｘより左側にある場合）には、遮断位置のＡ１位置に切り替わる。

図３にもどり、カットオフ弁４５がパイロット管路４４をタンクポート４７と連通するＡ２位置に切り替わると、メインポンプ制御用チャージポンプ２３からの作動油は、タンクポート４７に流れ込む。一方、方向制御弁４３を介してサーボピストン４１からも作動油がタンクポート４７へ流出することから、サーボピストン４１は中立方向へ向かい、メインポンプ２１の吐出流量は抑制される。

走行モータ２２は、可変容量型モータであって、モータ容量を可変にするモータレギュレータ５０を備えている。モータレギュレータ５０は、コントローラ８０からの駆動電力Ｗに比例して走行モータ２２の容量Ｑ_Ｍを変化させる。走行モータ２２の容量制御方法としては、例えば、後述するＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄがある目標圧Ｐ_Ｔよりも大きければ、容量Ｑ_Ｍを増大させ、小さければ、容量Ｑ_Ｍを減少させる方法を用いても良い。この方法によれば、モータ容量変化により、ＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄが調節され、ＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄを目標圧Ｐ_Ｔに一致させるように動作するいわゆる圧力一定制御がなされる。

トランスミッション７は、高速伝達系６２と低速伝達系６３の２系統の動力伝達系を備えている。高速伝達系６２は、高速クラッチ６４、高速ドライブギヤ６５および、高速ドリブンギヤ６６からなる減速比Ｒ_Ｈiの動力伝達系である。低速伝達系６３は、低速クラッチ６７、低速ドライブギヤ６８および、低速ドリブンギヤ６９からなる減速比Ｒ_Ｌｏの動力伝達系である。ここで、これらの減速比は、Ｒ_Ｌｏ＞Ｒ_Ｈiの関係となる。

２つの動力伝達系は、一方のクラッチを接続し、もう一方のクラッチを切り離すことで選択される。高速伝達系６２により動力伝達が行われる場合、トランスミッション出力軸６１は、高回転・小トルクの回転を出力し、低速伝達系６３により動力伝達が行われる場合、低回転・大トルクの回転を出力する。作業車両においては、前者の状態では高速・小駆動力、後者の状態では低速・大駆動力となる。トランスミッション出力軸６１には、軸の回転数及び回転方向が検知可能な回転センサ８２が設けられている。回転センサ８２が検知したトランスミッション出力軸６１の回転数及び回転方向の信号は、コントローラ８０に入力される。

高速クラッチ６４および低速クラッチ６７の接続・切断制御は油圧式であり、クラッチ圧を入れることで、クラッチを接続し、クラッチ圧を入れないことで、クラッチを切断する。高速クラッチ６４および低速クラッチ６７のクラッチ圧Ｐ_{ＣＬ−Ｈｉ}、Ｐ_{ＣＬ−ＬＯ}は、それぞれ高速クラッチ制御バルブ７０と低速クラッチ制御バルブ７１とにより制御される。高速クラッチ制御バルブ７０と低速クラッチ制御バルブ７１とは比例電磁弁方式であり、コントローラ８０から各ソレノイド７２に供給される駆動電力Ｗ_Ｈi、Ｗ_Ｌｏに比例したクラッチ圧Ｐ_{ＣＬ−Ｈｉ}、Ｐ_{ＣＬ−ＬＯ}を出力する。これらクラッチ制御バルブ７０，７１に供給されるクラッチ圧一次圧は、メインポンプ２１に併設され、エンジン６により駆動されるチャージポンプ２４から供給される。

自動変速装置は方向制御弁４３、モータレギュレータ５０、高速クラッチ制御バルブ７０および低速クラッチ制御バルブ７１を制御する手段としてコントローラ８０を備えている。コントローラ８０は、ＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ等から構成された演算処理部を有し、コンピュータプログラムに従って動作する。コントローラ８０は、圧力センサ３１Ａ、３１Ｂが検出したメイン油圧管路３０Ａ、３０Ｂの管路圧力の信号Ｐ_Ａ，Ｐ_Ｂと、回転センサ８２が検知したホイールローダ１の車速Ｖおよび進行方向の信号を入力し、管路圧力の信号Ｐ_Ａ，Ｐ_Ｂのうち、ポンプ吐出側の管路圧力をＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄと設定している。

また、コントローラ８０には、前後進切換装置８１が電気的に接続されている。前後進切換装置８１は、ホイールローダ１の前進、停止、後進をオペレータの操作により切り換えるものであり、前進位置Ｆｐ・中立位置Ｎｐ・後進位置Ｒｐの切換指令がコントローラ８０に入力されている。

コントローラ８０は、上述した入力信号を基に、方向制御弁４３の電磁操作部へ供給する駆動電力Ｗｆ，Ｗｒを調整することで、メインポンプ２１の作動油の吐出方向及び流量を制御する。また、モータレギュレータ５０へ供給する駆動電力Ｗを調整することで、モータ容量Ｑ_Ｍを制御する。更に、高速クラッチ制御バルブ７０と低速クラッチ制御バルブ７１の各ソレノイド７２へ供給する駆動電力Ｗ_Ｈi，Ｗ_Ｌｏを調整することで、高速クラッチ圧Ｐ_{ＣＬ−Ｈｉ}、低速クラッチ圧Ｐ_{ＣＬ−ＬＯ}を制御する。

次に、本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態を構成するコントローラのシフトダウン制御の演算手順について図５乃至図７を用いて説明する。
図５において、コントローラ８０は、トランスミッション７の複数段の動力伝達系のうちどの動力伝達系選択が選択されているかを読み込む（ステップＳ１）。具体的には、駆動電力Ｗ_Ｈi，Ｗ_Ｌｏの出力信号を読み込む。

コントローラ８０は、現在のトランスミッション動力伝達系が高速伝達系６２選択か、否かを判定する（ステップＳ２）。具体的には、高速クラッチ制御バルブ７０のソレノイド７２に駆動電力Ｗ_Ｈiが供給され、低速クラッチ制御バルブ７１のソレノイド７２には、駆動電力Ｗ_Ｌｏが供給されていない場合には高速伝達系６２選択と判定する。高速伝達系６２選択であれば、（ステップＳ３）に進み、それ以外の場合（動力伝達系切換中の状態を含む）は（ステップＳ８）へ進む。

コントローラ８０は、走行用ＨＳＴ回路２０の駆動圧Ｐ_Ｄを読み込む（ステップＳ３）。具体的には、圧力センサ３１Ａ，３１Ｂから読み込んだ圧力値Ｐ_Ａ，Ｐ_Ｂのうち、メインポンプ２１の吐出側管路圧力であるＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄを読み込む。

コントローラ８０は、（ステップＳ３）で読み込まれた走行用ＨＳＴ回路２０の駆動圧Ｐ_Ｄが、予め定めた規定圧Ｐ_ＣＯ未満か、否かを判定する（ステップＳ４）。走行用ＨＳＴ回路２０の駆動圧Ｐ_Ｄが、規定圧Ｐ_ＣＯより大きい値であれば、（ステップＳ５）へ進み、それ以外の場合は（ステップＳ８）に進む。

ここで、規定圧Ｐ_ＣＯは、上述したカットオフ弁４５のカットオフ弁作動圧Ｐ_Ｑ０に基づいて設定される。例えば、Ｐ_ＣＯ＝Ｐ_Ｑ０と設定しても良い。また、
また、カットオフ弁作動圧Ｐ_Ｑ０と一定の係数との乗算値（例えば、Ｐ_ＣＯ＝Ｐ_Ｑ０×０．９）や、カットオフ弁作動圧Ｐ_Ｑ０から一定圧の減算値（例えば、Ｐ_ＣＯ＝Ｐ_Ｑ０−１ＭＰａ）を用いて、カットオフ弁作動圧Ｐ_Ｑ０の近傍に設定しても良い。

（ステップＳ４）において、走行用ＨＳＴ回路２０の駆動圧Ｐ_Ｄが、規定圧Ｐ_ＣＯより大きい値と判定された場合、コントローラ８０は、後述する加速・急逆判定を行う（ステップＳ５）。

コントローラ８０は、（ステップＳ５）で実行された加速・急逆判定の結果から、ホイールローダ１が加速・急逆中か否かを判定する（ステップＳ６）。ホイールローダ１が加速・急逆中であれば、（ステップＳ８）へ進み、それ以外の場合は（ステップＳ７）に進む。

（ステップＳ６）において、ホイールローダ１が加速・急逆中でないと判定された場合、コントローラ８０は、後述する低速変速制御を行う（ステップＳ７）。

（ステップＳ２）において、現在のトランスミッション動力伝達系が高速伝達系６２選択でない場合、または（ステップＳ４）において、走行用ＨＳＴ回路２０の駆動圧Ｐ_Ｄが、規定圧Ｐ_ＣＯ未満であると判定された場合、または（ステップＳ６）において、作業車両が加速・急逆中であると判定された場合には、コントローラ８０は、（ステップＳ１）で読み込まれた現トランスミッション伝達系選択状態を保持する（ステップＳ８）。（ステップＳ８）終了後、コントローラ８０の演算は（ステップＳ１）に戻り、次の演算サイクルを開始する。

次に、上述したシフトダウン制御演算手順における加速・急逆判定の演算手順について図６を用いて説明する。

コントローラ８０は、車両進行方向と前後進切換装置の指令位置を読み込む（ステップＳ１１）。具体的には、回転センサ８２が検出したホイールローダ１の進行方向の信号と、前後進切換装置８１が検出した指令位置情報を読み込む。

コントローラ８０は、（ステップＳ１１）で読み込まれたホイールローダ１の進行方向と前後進切換装置８１の指令位置が一致するか否かを判定する（ステップＳ１２）。ホイールローダ１の進行方向と前後進切換装置８１の指令位置が一致すれば、（ステップＳ１３）へ進み、それ以外の場合は（ステップＳ１７）に進む。

コントローラ８０は、車速データを読み込む（ステップＳ１３）。具体的には、回転センサ８２が検出したホイールローダ１の車速Ｖを読み込む。

コントローラ８０は、単位時間内の車速増減量を算出する（ステップＳ１４）。具体的には、（ステップＳ１３）で読み込んだホイールローダ１の車速Ｖを基に実行する。

コントローラ８０は、ホイールローダ１が加速中か否かを判定する（ステップＳ１５）。具体的には、（ステップＳ１３）で算出した単位時間内の車速増減量が正か否かで判定する。ホイールローダ１が加速中であれば、（ステップＳ１７）へ進み、それ以外の場合は（ステップＳ１６）に進む。

コントローラ８０は、加速・急逆判定値を通常と設定する（ステップＳ１６）。（ステップＳ１６）終了後、コントローラ８０の加速・急逆判定演算は終了し、シフトダウン制御演算手順の（ステップＳ６）に進む。

（ステップＳ１２）において、ホイールローダ１の進行方向と前後進切換装置８１の指令位置が一致しない場合、または（ステップＳ１５）において、ホイールローダ１が加速中である場合には、コントローラ８０は、加速・急逆判定値を加速・急逆中と設定する（ステップＳ１７）。（ステップＳ１７）終了後、コントローラ８０の加速・急逆判定演算は終了し、シフトダウン制御演算手順の（ステップＳ６）に進む。

次に、上述したシフトダウン制御演算手順における低速変速制御の演算手順について図７を用いて説明する。

コントローラ８０は、経過時間Ｔを０に設定する（ステップＳ２１）。具体的には、シフトダウン制御演算手順の（ステップＳ６）において、ホイールローダ１が加速・急逆中でないと判定されて、低速変速制御が開始された時間に経過時間Ｔを０に設定する。

コントローラ８０は、経過時間Ｔが設定時間Ｔ_ＳＣ超過か否かを判定する（ステップＳ２２）。ここで、設定時間Ｔ_ＳＣは、後述するカットオフ弁４５作動時におけるメインポンプ２１の容量及び走行用ＨＳＴ回路２０の駆動圧Ｐ_Ｄの応答性等から設定される。経過時間Ｔが設定時間Ｔ_ＳＣ超過であれば、（ステップＳ２３）へ進み、それ以外の場合は（ステップＳ２９）に進む。

コントローラ８０は、高速クラッチ圧Ｐ_{ＣＬ−Ｈｉ}が最少となるように、高速クラッチ制御バルブ７０のソレノイド７２に供給する駆動電力Ｗ_Ｈiを最小値に設定し出力する（ステップＳ２３）。

コントローラ８０は、Ｗ_Ｌｏ制御タイムテーブルを読み込む（ステップＳ２４）。具体的には、経過時間Ｔにおける低速クラッチ圧駆動電力Ｗ_Ｌｏを設定したＷ_Ｌｏ制御タイムテーブルを読み込む。ここで制御タイムテーブルは、経過時間Ｔが設定時間Ｔ_Ｌ０となったときに、低速クラッチ６７が接続されるように設定されている。設定時間Ｔ_Ｌ０は後述するカットオフ弁４５作動時におけるメインポンプ２１の容量及び走行用ＨＳＴ回路２０の駆動圧Ｐ_Ｄの応答性等から設定される。なお、Ｗ_Ｌｏ制御タイムテーブルは経過時間Ｔ=Ｔ_Ｆで終了するように設定されている（Ｔ_ＳＣ＜Ｔ_Ｌ０＜Ｔ_Ｆ）。

コントローラ８０は、経過時間Ｔが上述したＷ_Ｌｏ制御タイムテーブル終了時間Ｔ_Ｆ以下であるか否かを判定する（ステップＳ２５）。経過時間ＴがＷ_Ｌｏ制御タイムテーブル終了時間Ｔ_Ｆ以下である場合は（ステップＳ２６）へ進み、それ以外の場合は（ステップＳ３１）に進む。

コントローラ８０は、低速クラッチ圧駆動電力Ｗ_Ｌｏの指令値を算出する（ステップＳ２６）。具体的には、（ステップＳ２４）で読み込んだＷ_Ｌｏ制御タイムテーブルと経過時間Ｔから低速クラッチ圧駆動電力Ｗ_Ｌｏの指令値を算出する。

コントローラ８０は、（ステップＳ２６）で算出した低速クラッチ圧駆動電力Ｗ_Ｌｏの指令値を低速クラッチ制御バルブ７１のソレノイド７２へ出力する（ステップＳ２７）。

コントローラ８０は、経過時間ｄｔを加算する（ステップＳ２８）。具体的には、経過時間Ｔに（ステップＳ２５）から（ステップＳ２８）までの演算に要した時間ｄｔを加算する。（ステップＳ２８）実行後（ステップＳ２５）に戻る。

（ステップＳ２２）において、経過時間Ｔが設定時間Ｔ_ＳＣ超過でない場合、コントローラ８０は、高速クラッチ圧Ｐ_{ＣＬ−Ｈｉ}が最大となるように、高速クラッチ制御バルブ７０のソレノイド７２に供給する駆動電力Ｗ_Ｈiを最大値に設定し出力し、低速クラッチ圧Ｐ_{ＣＬ−ＬＯ}が最少となるように、低速クラッチ制御バルブ７１のソレノイド７２に供給する駆動電力Ｗ_Ｌｏを最小値に設定し出力する（ステップＳ２９）。

コントローラ８０は、経過時間ｄｔを加算する（ステップＳ３０）。具体的には、経過時間Ｔに（ステップＳ２２）から（ステップＳ２９）までの演算に要した時間ｄｔを加算する。（ステップＳ３０）実行後（ステップＳ２２）に戻る。

（ステップＳ２５）において、経過時間ＴがＷ_Ｌｏ制御タイムテーブル終了時間Ｔ_Ｆ以下でない場合、コントローラ８０は、低速クラッチ圧Ｐ_{ＣＬ−ＬＯ}が最大となるように、高速クラッチ制御バルブ７０のソレノイド７２に供給する駆動電力Ｗ_Ｌｏを最大値に設定し出力する（ステップＳ３１）。（ステップＳ３１）終了後、コントローラ８０の低速変速制御演算は終了し、シフトダウン制御演算手順のリターンを介してスタートに戻る。

次に、上述した低速変速制御演算における設定時間Ｔ_ＳＣと設定時間Ｔ_Ｌ０の設定方法について図８を用いて説明する。図８は本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態におけるメインポンプのカットオフ弁の作動時の駆動圧とポンプ容量の応答性の一例を示す特性図である。図８において、図１乃至図７に示す符号と同符号のものは同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。

図８において、横軸は時間を示していて、縦軸はＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄとメインポンプ２１の容量Ｑｐを示している。また、実線はＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄの特性を示し、破線はメインポンプ２１の容量Ｑｐの特性を示している。図８に示す駆動圧とポンプ容量の応答性は、メインポンプ２１に吐出圧を変更可能なリリーフ弁等を接続した単体システムにおいて容易に確認可能である。

メインポンプ２１を一定回転数で運転中に、時刻Ｔ_１Ｓにおいて、実線で示すＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄをカットオフ弁４５のカットオフ弁作動圧Ｐ_Ｑ０まで増加させると、カットオフ弁４５が作動（遮断位置Ａ２に移動してパイロット管路４４を遮断）し、破線で示すポンプ容量ＱｐがＱ_０から減少し始める。

ここで、カットオフ弁４５の作動前のポンプ容量をＱ_０とした場合に、変速容量Ｑ_ＳＣを以下の式から予め算出しておく。
Ｑ_ＳＣ／Ｑ_０＝Ｒ_Ｈi／Ｒ_Ｌｏ（ここで、Ｒ_Ｈiは高速伝達系減速比であり、Ｒ_Ｌｏは低速伝達系減速比である。）
カットオフ弁４５作動後、ポンプ容量ＱｐがＱ_０から減少してＱ_ＳＣとなる時刻Ｔ_１Ｆを測定し、時刻Ｔ_１Ｓから時刻Ｔ_１Ｆまで要する経過時間ｔ１（ｔ１＝Ｔ_１Ｆ―
Ｔ_１Ｓ）を導出する。

次に、時刻Ｔ_１Ｆの後において、ポンプ容量ＱｐがＱ_ＳＣ以下の状態（Ｑｐ＜Ｑ_ＳＣ）でＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄをカットオフ弁４５のカットオフ弁作動圧Ｐ_Ｑ０未満まで減少させると、カットオフ弁４５は、ノーマル位置Ａ１に戻り、パイロット管路４４に圧油が供給されるため、破線で示すポンプ容量Ｑｐが増加し始める。

ポンプ容量Ｑｐが増加してＱ_ＳＣとなる時刻Ｔ_２Ｓと、ポンプ容量Ｑｐが増加してＱ_０となる時刻Ｔ_２Ｆを測定し、時刻Ｔ_２Ｓから時刻Ｔ_２Ｆまで要する経過時間ｔ２（ｔ２＝Ｔ_２Ｆ―Ｔ_２Ｓ）を導出する。

低速変速制御演算における設定時間Ｔ_ＳＣと設定時間Ｔ_Ｌ０の設定は、上述した経過時間ｔ１をｔｓｃとし、経過時間ｔ２をｔｌoとした場合、Ｔ_ＳＣ＝ｔｓｃ，Ｔ_Ｌ０＝Ｔ_ＳＣ＋ｔｌoと設定すれば、理論的に変速ショックの少ない適切なポンプ容量でのトランスミッション７の自動変速が可能になる。

また、実際のホイールローダ１での走行モータ２２等を含めた走行用ＨＳＴ回路２０全体の応答遅れを考慮し、設定時間ｔｓｃ、ｔｌoをｔ１、ｔ２より大きい値、例えばｔｓｃ=ｔ１×1.1、ｔｌo=ｔ２＋0.2Ｓなどと設定しても良い。

次に、本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態の動作について図９を用いて説明する。図９は本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態における動作の一例を示す特性図である。図９において、図１乃至図８に示す符号と同符号のものは同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。

図９において、横軸は時間を示していて、縦軸は、（ａ）ＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄとメインポンプ２１の容量Ｑｐ、（ｂ）クラッチ圧Ｐ_ＣＬ、（ｃ）車速Ｖとモータ回転数Ｎ_Ｍをそれぞれ示している。また、（ａ）における実線はＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄの特性を示し、破線はメインポンプ２１の容量Ｑｐの特性を示している。（ｂ）における実線は高速クラッチ圧Ｐ_{ＣＬ−Ｈｉ}の特性を示し、破線は低速クラッチ圧Ｐ_{ＣＬ−ＬＯ}の特性を示している。（ｃ）における実線は車速Ｖの特性を示し、破線はモータ回転数Ｎ_Ｍの特性を示している。

また、時刻Ｔ_ＣＯは、ＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄが上昇し、カットオフ弁４５のカットオフ弁作動圧Ｐ_Ｑ０の近傍に設定された規定圧Ｐ_ＣＯを超えた時刻を、時刻Ｔ_１は、カットオフ弁４５作動後、メインポンプ２１の容量Ｑｐが減少して変速容量Ｑ_ＳＣまで下がると予測される時間Ｔ_ＳＣが時刻Ｔ_ＣＯから経過した時刻を、時刻Ｔ_２は、メインポンプ２１の容量Ｑｐが増加してカットオフ弁４５作動前の容量Ｑ_０に戻ると予測される時間Ｔ_Ｌ０が時刻Ｔ_１から経過した時刻をそれぞれ示している。なお、本実施の形態においては、走行モータ２２の容量Ｑ_Ｍは一定であるとする。

まず、ホイールローダ１が高速伝達系６２選択時走行中に、掘削物（砂利山等）に突入すると、ＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄが急上昇する。時刻Ｔ_ＣＯにおいて、ＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄが規定圧Ｐ_ＣＯの近傍のカットオフ弁作動圧Ｐ_Ｑ０を超えると、図３に示すカットオフ弁４５は位置Ａ２に切り替わる。このことにより、メインポンプ２１を傾転させるサーボピストン４１へ作動油を供給するパイロット管路４４がタンクポート４７と連通するため、メインポンプ２１の容量Ｑｐが低下し始める。

同時に、ＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄが規定圧Ｐ_ＣＯを超え、掘削反力及びメインポンプ２１の容量Ｑｐ低下によるホイールローダ１の減速条件から、コントローラ８０が上述したシフトダウン制御演算により、低速変速制御を開始する。

低速変速制御では、コントローラ８０が、高速クラッチ制御バルブ７０のソレノイド７２に供給する駆動電力Ｗ_Ｌｏと、低速クラッチ制御バルブ７１のソレノイド７２に供給する駆動電力Ｗ_Ｈｉとを制御することで、高速クラッチ圧Ｐ_{ＣＬ−Ｈｉ}と低速クラッチ圧Ｐ_{ＣＬ−ＬＯ}とを変化させている。

コントローラ８０は、ＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄが規定圧Ｐ_ＣＯを超えた時刻Ｔ_ＣＯを経過時間Ｔ＝０に設定する。そして、シフトダウン準備を開始する。具体的には、メインポンプ２１の容量Ｑｐが減少して変速容量Ｑ_ＳＣまで下がると予測される時間Ｔ_ＳＣが経過するまでは、（ｂ）に示すように高速クラッチ圧Ｐ_{ＣＬ−Ｈｉ}を保持し続ける。

そして、時刻Ｔ_１において、コントローラ８０は、高速クラッチ圧Ｐ_{ＣＬ−Ｈｉ}を落とすこと（速やかに低減すること）で高速クラッチ６４を速やかに切り離している。

高速クラッチ６４が切り離されたことにより、走行モータ２２の負荷が急減する。この結果、（ａ）に示すようにＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄが減少し始める。ＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄが規定圧Ｐ_ＣＯの近傍のカットオフ弁作動圧Ｐ_Ｑ０以下に減少することにより、図３に示すカットオフ弁４５は位置Ａ１に切り替わる。このことにより、メインポンプ２１を傾転させるサーボピストン４１へ作動油を供給するパイロット管路４４がタンクポート４７と遮断されるので、（ａ）に示すようにメインポンプ２１の容量Ｑｐが増加に転じる。

メインポンプ２１の容量Ｑｐが増加することによりメインポンプ２１の作動油の吐出流量が増加する。このことにより、閉回路接続された走行モータ２２の回転数Ｎ_Ｍも（ｃ）に示すように上昇する。

コントローラ８０は、メインポンプ２１の容量Ｑｐが増加してカットオフ弁４５作動前の容量Ｑ_０に戻ると予測される時間Ｔ_Ｌ０が経過するまでの間、Ｗ_Ｌｏ制御タイムテーブルと経過時間Ｔから算出された低速クラッチ圧駆動電力Ｗ_Ｌｏの指令値を出力して、（ｂ）に示すように低速クラッチ圧Ｐ_{ＣＬ−ＬＯ}を制御する。

そして、時刻Ｔ_２において、コントローラ８０は、低速クラッチ圧Ｐ_{ＣＬ−ＬＯ}を上昇させることで低速クラッチ６７を締結する。
このときトランスミッション入力軸６０の回転数は、上述した走行モータ２２の回転数Ｎ_Ｍ上昇により、理論的には、時刻Ｔ_１における回転数のＱ_０／Ｑ_ＳＣ（＝Ｒ_Ｌｏ／Ｒ_Ｈi）倍まで上昇している。このため、時刻Ｔ_１における高速クラッチ切断直後のクラッチ入力側（トランスミッション入力軸６０）と出力側（低速ドライブギヤ６８）とにおける回転数の差は、十分に小さくなっているので、低速クラッチ６７接続時の変速ショックを低減することができる。

なお、加速中や急逆動作中にＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄが規定圧Ｐ_ＣＯを超えたとしても、加速・急逆判定演算手順における判定結果からトランスミッション７の現伝達系選択が保持されるので、自動でシフトダウン動作が行われることはない。

また、本実施の形態の時刻Ｔ_１において、高速クラッチ圧Ｐ_{ＣＬ−Ｈｉ}を落とすことで、高速クラッチ６４を速やかに切離しているが、これに限るものではない。例えば、ホイールローダ１の瞬間的な駆動力抜けを防ぐ目的で、メインポンプ２１の容量Ｑｐの増加に影響のない範囲において、高速クラッチ圧Ｐ_{ＣＬ−Ｈｉ}を緩やかに落とし高速クラッチ６４の切離しを遅らせる制御方式でも良い。

上述した本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態によれば、作業車両であるホイールローダ１の負荷と連動するＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄに応じてトランスミッション７のシフトダウン動作を制御するので、簡易な制御手法により、掘削時など作業車両であるホイールローダ１の負荷が大きい状態においてトランスミッション７の自動シフトダウン動作が可能であってかつ変速ショックが少ない作業車両の自動変速装置を提供することができる。この結果、作業車両であるホイールローダ１の掘削時におけるトランスミッション７の手動切換え操作が不要となると共に、シフトダウン時に走行モータ２２の容量Ｑ_Ｍを低下させる必要がないので、シフトダウン完了時に大きな駆動力の発生が可能であり作業効率が向上する。

また、上述した本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態によれば、メインポンプ制御用チャージポンプ２３からの作動油の流量と方向を制御することで、メインポンプ２１の容量制御を行い、このことにより走行モータ２２の回転数の増大制御を行っているので、クラッチ切離しによるＨＳＴ回路の管路圧減少によるモータレギュレータの制御応答が鈍くなることがなく、速やかに走行モータ２２の回転数を増大させることができる。この結果、オペレータに与える違和感を低減できる。

また、上述した本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態によれば、ＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄがカットオフ弁作動圧Ｐ_Ｑ０近傍に上昇するまでシフトダウンせずにホイールローダ１の駆動力を最大限活用できるように構成したので、不必要な自動シフトダウンが回避できる。また、ＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄがカットオフ弁作動圧Ｐ_Ｑ０を超える場合には、確実にシフトダウン制御するので作業性が向上する。

また、上述した本発明の作業車両の自動変速装置の一実施の形態によれば、センサの増設や複雑な制御アルゴリズムを必要としないので、性能向上によるコストアップを回避することができる。また、加速時や急逆動作時といった意図しないタイミングでの自動シフトダウンの誤動作を回避できるため、オペレータに与える違和感を低減できる。

なお、上述した本実施の形態において、ＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄを検知するために２つの圧力センサ３１Ａ，３１Ｂを用いた場合を例に説明しているが、前後進切換装置８１と連動するメイン油圧管路圧選択弁によりＨＳＴ駆動圧Ｐ_Ｄを選択し、これを１つの圧力センサで読み取る方式でも良い。

また、上述した本実施の形態において、２段のトランスミッション７を用いた場合を例に説明しているが、これは本発明における自動変速装置を２段トランスミッションに限定するものではない。

さらに、上述した本実施の形態において、走行モータ２２のモータレギュレータ５０を電子制御式の場合を例に説明しているが、油圧パイロット式としても良い。

さらに、上述した本実施の形態において、作業車両としてホイールローダ１を例に説明しているが、これは本発明の自動変速装置をホイールローダ１に設けられたものに限定するものではない。本発明の自動変速装置は農業車両等のＨＳＴ回路と複数段トランスミッションとを備えた作業車両に設けられても良い。

１ ホイールローダ（作業車両）
２ 運転室
３ 作業機
４ 前輪
５ 後輪
６ エンジン
７ トランスミッション
８ ドライブシャフト
９ フロントアクスル
１０ リアアクスル
２０ ＨＳＴ回路
２１ メインポンプ
２２ 走行モータ
２３ メインポンプ制御用チャージポンプ
２４ クラッチ圧制御用チャージポンプ
３０Ａ、３０Ｂ メイン油圧管路
３１Ａ、３１Ｂ 圧力センサ
４０ ポンプレギュレータ
４１ サーボピストン
４２ 斜板
４３ 方向制御弁
４４ パイロット圧管路
４５ カットオフ弁
４７ タンクポート
５０ モータレギュレータ
６０ トランスミッション入力軸
６１ トランスミッション出力軸
６２ 高速伝達系
６３ 低速伝達系
６４ 高速クラッチ
６５ 高速ドライブギヤ
６６ 高速ドリブンギヤ
６７ 低速クラッチ
６８ 低速ドライブギヤ
６９ 低速ドリブンギヤ
７０ 高速クラッチ制御バルブ
７１ 低速クラッチ制御バルブ
７２ ソレノイド
８０ コントローラ
８１ 前後進切換装置
８２ 回転センサ

Claims (5)

1. 作業機を前部に設けた作業車両の自動変速装置であって、
   吸い込み口と吐出口とを逆転可能な可変容量型油圧ポンプからなるメインポンプに、可変容量型油圧モータからなる走行モータが１対のメイン油圧管路を介して閉回路接続された走行用ＨＳＴ回路と、
   前記メインポンプのポンプ容量を可変するために斜板の傾転を変えるポンプレギュレータと、
   前記ポンプレギュレータへ作動油を供給するチャージポンプと、
   前記ポンプレギュレータと前記チャージポンプとを連結するパイロット管路に設けられ、前記メイン油圧管路の圧力が予め設定した作動圧以上となったときに、前記パイロット管路の作動油をタンクポートと連通させることで、前記メインポンプの容量を減少させるカットオフ弁と、
   前記走行モータと接続されていて、前記走行モータから入力される回転動力を、高速伝達系または低速伝達系のいずれかにより車輪に伝達可能な複数段のトランスミッションと、
   前記メイン油圧管路の圧力を検知する圧力センサと、
   前記圧力センサによるメイン油圧管路の圧力を読み込み、前記メイン油圧管路の圧力が、前記作動圧近傍に予め設定された規定値圧以上であるときに、演算を開始するシフトダウン制御部と、
   前記シフトダウン制御部に設けられ、前記カットオフ弁の動作による前記メインポンプの容量が予め設定した変速容量まで減少したときに前記トランスミッションの前記高速伝達系を速やかに切断する第１低速変速制御部と、
   前記シフトダウン制御部に設けられ、前記トランスミッションの前記高速伝達系の切断による前記メイン油圧管路の圧力が降下し、前記カットオフ弁の動作が復帰して、前記カットオフ弁の動作復帰による前記メインポンプの容量が前記変速容量から前記カットオフ弁の動作前の容量まで増大したときに前記トランスミッションの前記低速伝達系を締結する第２低速変速制御部とを備えた
   ことを特徴とする作業車両の自動変速装置。
2. 請求項１に記載の作業車両の自動変速装置において、
   前記第１低速変速制御部における、前記メインポンプの容量が予め設定した変速容量まで減少したときを、前記シフトダウン制御部の演算開始時刻からの経過時間で設定した
   ことを特徴とする作業車両の自動変速装置。
3. 請求項１に記載の作業車両の自動変速装置において、
   前記第２低速変速制御部における、前記カットオフ弁の動作復帰による前記メインポンプの容量が前記変速容量から前記カットオフ弁の動作前の容量まで増大したときを、前記シフトダウン制御部の演算開始時刻からの経過時間で設定した
   ことを特徴とする作業車両の自動変速装置。
4. 請求項２または３に記載の作業車両の自動変速装置において、
   設定された前記シフトダウン制御部の演算開始時刻からの各経過時間は、予め実行する前記メインポンプの単体システムテストにおける駆動圧とポンプ容量との応答性から算出する
   ことを特徴とする作業車両の自動変速装置。
5. 請求項１乃至４のいずれか１項に記載の作業車両の自動変速装置において、
   前記シフトダウン制御部は、前記作業車両の加速時や急逆動作時においては、前記メイン油圧管路の圧力が前記規定値圧以上であっても、演算を開始しない
   ことを特徴とする作業車両の自動変速装置。

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