WO2014049890A1 - ホイールローダ - Google Patents

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WO2014049890A1
WO2014049890A1 PCT/JP2012/078152 JP2012078152W WO2014049890A1 WO 2014049890 A1 WO2014049890 A1 WO 2014049890A1 JP 2012078152 W JP2012078152 W JP 2012078152W WO 2014049890 A1 WO2014049890 A1 WO 2014049890A1
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output torque
upper limit
torque
engine
hydraulic
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PCT/JP2012/078152
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Inventor
西村　和則
Original Assignee
株式会社小松製作所
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    • F02D29/00—Controlling engines, such controlling being peculiar to the devices driven thereby, the devices being other than parts or accessories essential to engine operation, e.g. controlling of engines by signals external thereto
    • F02D29/02—Controlling engines, such controlling being peculiar to the devices driven thereby, the devices being other than parts or accessories essential to engine operation, e.g. controlling of engines by signals external thereto peculiar to engines driving vehicles; peculiar to engines driving variable pitch propellers
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W10/00—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function
    • B60W10/04—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of propulsion units
    • B60W10/06—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of propulsion units including control of combustion engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
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    • F02D2200/50—Input parameters for engine control said parameters being related to the vehicle or its components
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    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D2250/00—Engine control related to specific problems or objectives
    • F02D2250/18—Control of the engine output torque
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D2250/00—Engine control related to specific problems or objectives
    • F02D2250/18—Control of the engine output torque
    • F02D2250/26—Control of the engine output torque by applying a torque limit

Definitions

  • the present invention relates to a wheel loader.
  • the wheel loader includes a traveling mechanism for traveling the vehicle and a working machine for performing various operations such as excavation.
  • the traveling mechanism and the work machine are driven by the driving force from the engine. That is, the driving force from the engine is distributed to the traveling mechanism and the work implement. For this reason, the output torque calculated
  • the wheel loader is required to reduce fuel consumption.
  • the fuel consumption is suppressed by controlling the engine based on the low output engine output torque line. Thereby, fuel consumption improves.
  • the engine output torque line is switched from the low output torque line to the high output torque line to control the engine. Thereby, the high output torque required for excavation or hill-climbing traveling can be ensured, and workability or traveling performance can be improved.
  • a wheel loader sometimes performs an operation of picking up an object such as earth and sand in a bucket and loading it on a loading platform of a dump truck. In this case, the wheel loader repeatedly performs a series of operations such as excavation, retreat, dump approach, earth removal, and retreat.
  • the wheel loader moves up the work implement loaded with the object while moving forward toward the dump truck. For this reason, the dump approach requires a larger engine output torque than other operations.
  • the engine output torque line is switched from the low output torque line to the high output torque line during the dump approach, the output characteristics of the engine change greatly when switching between the dump approach and other work.
  • the operator feels uncomfortable with the operation of the vehicle.
  • the required engine output torque varies depending on the vehicle condition. For example, even in the dump approach, the required engine output torque differs between when the vehicle is moving forward at a low speed and when the vehicle is moving forward at a high speed. However, in the above work vehicle, when a predetermined condition is satisfied, the work vehicle is uniformly switched to a high-output torque line. This contributes to a reduction in fuel consumption.
  • An object of the present invention is to provide a wheel loader that can improve fuel consumption and has good operability.
  • a wheel loader includes an engine, a traveling mechanism, a work machine hydraulic pump, a work machine, a work machine operation unit, a vehicle speed detection unit, a tractive force detection unit, and a storage unit.
  • the traveling mechanism causes the vehicle to travel by the driving force from the engine.
  • the working machine hydraulic pump discharges hydraulic oil when driven by an engine.
  • the work machine is driven by hydraulic oil discharged from the work machine hydraulic pump.
  • the work machine operation unit is a device for operating the work machine.
  • the vehicle speed detector detects the vehicle speed.
  • the traction force detection unit detects the traction force of the vehicle.
  • the storage unit stores an output torque line and torque upper limit information.
  • the output torque line defines the relationship between the engine speed and the upper limit value of the engine output torque.
  • the torque upper limit information defines the upper limit value of the engine output torque that changes according to the vehicle speed and the traction force.
  • the traveling state determination unit determines whether the traveling state of the vehicle is forward.
  • the work state determination unit determines whether or not the work state of the work implement is a load.
  • the raising operation determination unit determines whether or not a raising operation for raising the work machine is performed by the work machine operation unit.
  • the engine output torque control unit controls the engine output torque based on the torque upper limit information.
  • the predetermined determination condition includes at least that the traveling state is forward, the working state is cargo, and a raising operation is performed.
  • the engine output torque control unit controls the engine output torque based on a predetermined torque characteristic.
  • the predetermined torque characteristic is obtained by multiplying the upper limit value of the engine output torque by the output torque line by a predetermined ratio smaller than 100% in at least a partial range of the engine rotation speed.
  • the torque upper limit information defines an upper limit value of the engine output torque that is equal to or higher than the upper limit value of the engine output torque according to a predetermined torque characteristic.
  • the wheel loader is the wheel loader described above, wherein the torque upper limit value information is between the upper limit value of the engine output torque by the output torque line and the upper limit value of the engine output torque by the predetermined torque characteristic. In this range, an upper limit value of the engine output torque that changes according to the vehicle speed and the traction force is defined.
  • the torque upper limit information defines an upper limit value of the engine output torque that decreases as the vehicle speed increases.
  • the torque upper limit information defines an upper limit value of the engine output torque that decreases as the traction force increases.
  • the wheel loader is the wheel loader described above, wherein the torque upper limit value information includes the vehicle speed and the traction force in a range where the vehicle speed is equal to or less than a predetermined speed threshold and the traction force is equal to or greater than a predetermined traction force threshold. And an upper limit value of the engine output torque having the same magnitude as the predetermined torque characteristic.
  • the torque upper limit information defines a relationship between a reduction rate with respect to the upper limit value of the engine output torque by the output torque line, a vehicle speed, and a traction force. .
  • the output torque line includes a first equal horsepower line at which the output horsepower of the engine is constant at the first horsepower.
  • the predetermined torque characteristic has a characteristic that the output horsepower of the engine is constant at the second horsepower.
  • the second horsepower is a value obtained by multiplying the first horsepower by a predetermined ratio smaller than 100%, where the first horsepower is 100%.
  • the reduction rate in the torque upper limit information is a ratio multiplied by the first horsepower and includes a value smaller than 100% and larger than a predetermined ratio.
  • the torque upper limit information is mapped in the wheel loader described above.
  • a wheel loader is the wheel loader described above, wherein the traveling mechanism includes a traveling hydraulic pump and a hydraulic motor.
  • the traveling hydraulic pump discharges hydraulic oil when driven by the engine.
  • the hydraulic motor is driven by hydraulic oil discharged from the traveling hydraulic pump.
  • a wheel loader is the above wheel loader, further comprising a hydraulic circuit.
  • the hydraulic circuit includes a first drive circuit, a second drive circuit, and a cutoff valve.
  • the hydraulic oil is supplied from the traveling hydraulic pump to the hydraulic motor via the second drive circuit, the hydraulic oil returns from the hydraulic motor to the traveling hydraulic pump via the first drive circuit.
  • the cutoff valve is opened when either the hydraulic pressure of the first drive circuit or the hydraulic pressure of the second drive circuit becomes equal to or higher than a predetermined cutoff pressure. Accordingly, the cutoff valve adjusts so that the hydraulic pressure of the first drive circuit and the hydraulic pressure of the second drive circuit do not exceed a predetermined cutoff pressure.
  • the traction force detector calculates the traction force by multiplying the maximum traction force of the vehicle by the traction ratio.
  • the tractive force detection unit includes a capacity of the hydraulic motor, a maximum capacity of the hydraulic motor, a differential pressure between the first drive circuit and the second drive circuit when the cutoff valve is opened, and the current first drive.
  • a traction ratio is calculated based on the differential pressure between the circuit and the second drive circuit.
  • the output torque line defines the maximum output torque of the engine with respect to the engine rotation speed.
  • the wheel loader control method comprises the following steps.
  • the vehicle speed is detected.
  • the traction force of the vehicle is detected.
  • it is determined whether or not the traveling state of the vehicle is forward.
  • it is determined whether or not the work state of the work implement is a load.
  • it is determined whether or not a raising operation for raising the work implement is performed.
  • the seventh step when the determination condition is satisfied, the engine output torque is controlled based on the torque upper limit information.
  • the engine output torque is controlled based on a predetermined torque characteristic.
  • the output torque line defines the relationship between the engine speed and the upper limit value of the engine output torque.
  • the predetermined torque characteristic is obtained by multiplying the upper limit value of the engine output torque by the output torque line by a predetermined ratio smaller than 100% in at least a part of the engine rotational speed.
  • the torque upper limit information defines an upper limit value of the engine output torque that changes according to the vehicle speed and the traction force.
  • the engine output torque is controlled based on a predetermined torque characteristic.
  • the upper limit value of the engine output torque based on the predetermined torque characteristic is smaller than the upper limit value of the engine output torque based on the output torque line. For this reason, fuel consumption can be improved.
  • the engine output torque is controlled based on the torque upper limit information.
  • the determination condition is a condition indicating that the vehicle is performing a dump approach. Therefore, during the dump approach, the engine output torque is controlled based on the torque upper limit information.
  • the torque upper limit information defines the upper limit value of the engine output torque that changes according to the vehicle speed and the traction force. For this reason, the engine output torque can be appropriately controlled according to the magnitudes of the vehicle speed and the traction force. Therefore, regardless of the vehicle speed and the traction force, the fuel efficiency can be improved as compared with the case where the engine output torque is controlled based on the output torque line. Further, the operability can be improved as compared with the case where a plurality of output torque lines are switched.
  • the engine output torque can be increased when the determination condition is satisfied. Thereby, a required engine output torque can be obtained according to the running state or the working state.
  • the upper limit value of the engine output torque is reduced as the vehicle speed increases.
  • the load on the travel mechanism or work implement is often small, so reducing the upper limit value of the engine output torque has little effect on operability.
  • the fuel efficiency can be improved by reducing the upper limit value of the engine output torque.
  • the upper limit value of the engine output torque is reduced as the traction force increases. Therefore, when the traction force is sufficiently large, the fuel efficiency can be improved by reducing the upper limit value of the engine output torque. Conversely, the upper limit value of the engine output torque is increased as the traction force is smaller. Thereby, tractive force can be increased and workability
  • the upper limit value of the engine output torque is set to the same value as the value obtained from the predetermined torque characteristics even during the dump approach. maintain. Thereby, it is possible to suppress an unnecessary increase in the engine output torque value.
  • the upper limit value of the engine output torque is set to a value reduced from the upper limit value of the engine output torque by the output torque line.
  • the output horsepower of the engine is a value between the first horsepower of the output torque line and the second horsepower of the predetermined torque characteristic.
  • the upper limit value of the engine output torque is set.
  • the upper limit value of the engine output torque can be obtained from the map.
  • the wheel loader according to the tenth aspect of the present invention includes a so-called HST (Hydro-Static-Transmission). Therefore, in a wheel loader equipped with HST, fuel efficiency can be improved and operability can be improved.
  • HST Hydro-Static-Transmission
  • the traction force can be calculated with high accuracy.
  • the fuel consumption can be improved compared to the case where the engine output torque is controlled based on the output torque line regardless of the magnitudes of the vehicle speed and the traction force. Further, the operability can be improved as compared with the case where a plurality of output torque lines are switched.
  • the engine output torque is controlled based on a predetermined torque characteristic.
  • the upper limit value of the engine output torque based on the predetermined torque characteristic is smaller than the upper limit value of the engine output torque based on the output torque line. For this reason, fuel consumption can be improved.
  • the engine output torque is controlled based on the torque upper limit information.
  • the determination condition is a condition indicating that the vehicle is performing a dump approach. Therefore, during the dump approach, the engine output torque is controlled based on the torque upper limit information.
  • the torque upper limit information defines the upper limit value of the engine output torque that changes according to the vehicle speed and the traction force. For this reason, the engine output torque can be appropriately controlled according to the magnitudes of the vehicle speed and the traction force. Therefore, regardless of the vehicle speed and the traction force, the fuel efficiency can be improved as compared with the case where the engine output torque is controlled based on the output torque line. Further, the operability can be improved as compared with the case where a plurality of output torque lines are switched.
  • the hydraulic circuit diagram which shows the HST system mounted in the wheel loader. The figure which shows an example of the output torque line of an engine.
  • the block diagram which shows the control system of a wheel loader. The figure which shows an example of an output torque line and a predetermined torque characteristic.
  • FIG. 1 is a side view of the wheel loader 50.
  • the wheel loader 50 includes a vehicle body 51, a work machine 52, a plurality of tires 55, and a cab 56.
  • the work machine 52 is attached to the front portion of the vehicle body 51.
  • the work machine 52 includes a boom 53, a bucket 54, a lift cylinder 57, and a bucket cylinder 58.
  • the boom 53 is a member for lifting the bucket 54.
  • the boom 53 is driven by a lift cylinder 57.
  • the bucket 54 is attached to the tip of the boom 53. Bucket 54 is dumped and tilted by bucket cylinder 58.
  • the cab 56 is placed on the vehicle body 51.
  • FIG. 2 and 3 are block diagrams showing the configuration of the hydraulic circuit mounted on the wheel loader 50.
  • the wheel loader 50 mainly includes an engine 1, a working machine hydraulic pump 2, a charge pump 3, a traveling mechanism 4, an engine controller 8, and a vehicle body controller 9.
  • the engine 1 is a diesel engine, and the output torque generated by the engine 1 is transmitted to the working machine hydraulic pump 2, the charge pump 3, the traveling mechanism 4, and the like.
  • the actual rotational speed of the engine 1 is detected by the engine rotational speed sensor 1a.
  • the engine 1 is connected to a fuel injection device 1b.
  • the engine controller 8 to be described later controls the output torque (hereinafter referred to as “engine output torque”) and the rotation speed of the engine 1 by controlling the fuel injection device 1b according to the set target engine rotation speed. .
  • the traveling mechanism 4 causes the wheel loader 50 to travel by the driving force from the engine 1.
  • the traveling mechanism 4 includes a traveling hydraulic pump 5, a first hydraulic motor 10 a, a second hydraulic motor 10 b, and a drive hydraulic circuit 20.
  • the traveling hydraulic pump 5 discharges hydraulic oil when driven by the engine 1.
  • the traveling hydraulic pump 5 is a variable displacement hydraulic pump.
  • the hydraulic oil discharged from the traveling hydraulic pump 5 is sent to the first hydraulic motor 10a and the second hydraulic motor 10b through the drive hydraulic circuit 20.
  • the traveling hydraulic pump 5 can change the discharge direction of the hydraulic oil.
  • the drive hydraulic circuit 20 includes a first drive circuit 20a and a second drive circuit 20b.
  • the hydraulic oil is supplied from the traveling hydraulic pump 5 to the first hydraulic motor 10a and the second hydraulic motor 10b via the first drive circuit 20a, so that the first hydraulic motor 10a and the second hydraulic motor 10b are unidirectional. (E.g., forward direction). In this case, the hydraulic oil returns from the first hydraulic motor 10a and the second hydraulic motor 10b to the traveling hydraulic pump 5 via the second drive circuit 20b.
  • the hydraulic oil is supplied from the traveling hydraulic pump 5 to the first hydraulic motor 10a and the second hydraulic motor 10b via the second drive circuit 20b, so that the first hydraulic motor 10a and the second hydraulic motor 10b move in the other direction. It is driven (for example, in the reverse direction). In this case, the hydraulic fluid returns from the first hydraulic motor 10a and the second hydraulic motor 10b to the traveling hydraulic pump 5 via the first drive circuit 20a.
  • the wheel loader 50 travels when the first hydraulic motor 10a and the second hydraulic motor 10b rotationally drive the tire 55 described above via the drive shaft 11. That is, the wheel loader 50 employs a so-called 1-pump 2-motor HST system.
  • the drive hydraulic circuit 20 is provided with a drive circuit pressure detection unit 17.
  • the drive circuit pressure detection unit 17 is a pressure of hydraulic fluid supplied to the first hydraulic motor 10a and the second hydraulic motor 10b via the first drive circuit 20a or the second drive circuit 20b (hereinafter referred to as “drive circuit pressure”). Is detected.
  • the drive circuit pressure detection unit 17 includes a first drive circuit pressure sensor 17a and a second drive circuit pressure sensor 17b.
  • the first drive circuit pressure sensor 17a detects the hydraulic pressure of the first drive circuit 20a.
  • the second drive circuit pressure sensor 17b detects the hydraulic pressure of the second drive circuit 20b.
  • the first drive circuit pressure sensor 17 a and the second drive circuit pressure sensor 17 b send detection signals to the vehicle body controller 9.
  • the traveling hydraulic pump 5 is connected to a forward / reverse switching valve 27 and a pump displacement control cylinder 28 for controlling the discharge direction of the traveling hydraulic pump 5.
  • the forward / reverse switching valve 27 is an electromagnetic control valve that switches the supply direction of hydraulic oil to the pump displacement control cylinder 28 based on a control signal from the vehicle body controller 9.
  • the forward / reverse switching valve 27 switches the discharge direction of the traveling hydraulic pump 5 by switching the supply direction of the hydraulic oil to the pump displacement control cylinder 28. Specifically, the forward / reverse switching valve 27 switches the discharge direction of the traveling hydraulic pump 5 between discharge to the first drive circuit 20a and discharge to the second drive circuit 20b.
  • the pump displacement control cylinder 28 is driven by being supplied with hydraulic oil via the pump pilot circuit 32, and changes the tilt angle of the traveling hydraulic pump 5.
  • the pump displacement control cylinder 28 controls the displacement of the traveling hydraulic pump 5 in accordance with the pressure of hydraulic oil (hereinafter referred to as “pump pilot pressure”) supplied to the pump displacement control cylinder 28 via the pump pilot circuit 32. To do.
  • the pump displacement control cylinder 28 switches the discharge direction of the hydraulic fluid from the traveling hydraulic pump 5 according to the supply direction of the hydraulic fluid supplied to the pump displacement control cylinder 28.
  • a pressure control valve 29 is arranged in the pump pilot circuit 32.
  • the pressure control valve 29 connects the pump displacement control cylinder 28 to either the pump pilot circuit 32 or the hydraulic oil tank.
  • the pressure control valve 29 is an electromagnetic control valve that is controlled based on a control signal from the vehicle body controller 9.
  • the pressure control valve 29 adjusts the tilt angle of the traveling hydraulic pump 5 by controlling the pump pilot pressure. Control of the pressure control valve 29 by the vehicle body controller 9 will be described later.
  • the pump pilot circuit 32 is connected to the charge circuit 33 and the hydraulic oil tank via a cut-off valve 47.
  • the pilot port of the cutoff valve 47 is connected to the first drive circuit 20a and the second drive circuit 20b via the shuttle valve 46.
  • the shuttle valve 46 introduces the larger one of the hydraulic pressure of the first drive circuit 20 a and the hydraulic pressure of the second drive circuit 20 b to the pilot port of the cutoff valve 47. As a result, the drive circuit pressure is applied to the pilot port of the cutoff valve 47.
  • the cut-off valve 47 causes the charge circuit 33 and the pump pilot circuit 32 to communicate with each other when the drive circuit pressure is lower than a predetermined cut-off pressure. As a result, hydraulic oil is supplied from the charge circuit 33 to the pump pilot circuit 32.
  • the cut-off valve 47 is opened when the drive circuit pressure exceeds a predetermined cut-off pressure.
  • the cut-off valve 47 causes the pump pilot circuit 32 to communicate with the hydraulic oil tank and allows the hydraulic oil in the pump pilot circuit 32 to escape to the hydraulic oil tank.
  • the hydraulic pressure of the pump pilot circuit 32 decreases, so that the capacity of the traveling hydraulic pump 5 is reduced and the increase of the drive circuit pressure is suppressed. That is, the cutoff valve 47 adjusts so that the hydraulic pressure of the first drive circuit 20a and the hydraulic pressure of the second drive circuit 20b do not exceed the cutoff pressure.
  • the charge pump 3 is a pump that is driven by the engine 1 and supplies hydraulic oil to the drive hydraulic circuit 20.
  • the charge pump 3 is connected to the charge circuit 33.
  • the charge pump 3 supplies hydraulic oil to the pump pilot circuit 32 via the charge circuit 33.
  • the charge circuit 33 is connected to the first drive circuit 20a via the first check valve 41.
  • the first check valve 41 allows the flow of hydraulic oil from the charge circuit 33 to the first drive circuit 20a, but restricts the flow of hydraulic oil from the first drive circuit 20a to the charge circuit 33.
  • the charge circuit 33 is connected to the second drive circuit 20b via the second check valve.
  • the second check valve 42 allows the flow of hydraulic oil from the charge circuit 33 to the second drive circuit 20b, but restricts the flow of hydraulic oil from the second drive circuit 20b to the charge circuit 33.
  • the charge circuit 33 is connected to the first drive circuit 20a via the first relief valve 43.
  • the first relief valve 43 is opened when the hydraulic pressure of the first drive circuit 20a becomes greater than a predetermined pressure.
  • the charge circuit 33 is connected to the second drive circuit 20b via the second relief valve 44.
  • the second relief valve 44 is opened when the hydraulic pressure of the second drive circuit 20b becomes greater than a predetermined pressure.
  • the charge circuit 33 is connected to the hydraulic oil tank via the low pressure relief valve 45.
  • the low pressure relief valve 45 is opened when the hydraulic pressure of the charge circuit 33 becomes higher than a predetermined relief pressure. Thereby, the drive circuit pressure is adjusted so as not to exceed a predetermined relief pressure. Further, the predetermined relief pressure of the low pressure relief valve 45 is considerably lower than the relief pressure of the first relief valve 43 and the relief pressure of the second relief valve 44. Therefore, when the drive circuit pressure becomes lower than the hydraulic pressure of the charge circuit 33, hydraulic oil is supplied from the charge circuit 33 to the drive hydraulic circuit 20 via the first check valve 41 or the second check valve 42.
  • the working machine hydraulic pump 2 is driven by the engine 1.
  • the work machine hydraulic pump 2 is a hydraulic pump for driving the work machine 52.
  • the hydraulic oil discharged from the work machine hydraulic pump 2 is supplied to the lift cylinder 57 via the work machine hydraulic circuit 31. Thereby, the work machine 52 is driven.
  • the hydraulic oil discharged from the work machine hydraulic pump 2 is supplied to a steering cylinder (not shown) via the work machine hydraulic circuit 31. Thereby, the direction of the vehicle is changed.
  • the discharge pressure of the work machine hydraulic pump 2 is detected by a discharge pressure sensor 39.
  • the discharge pressure sensor 39 sends a detection signal to the vehicle body controller 9.
  • the work machine hydraulic circuit 31 is provided with a work machine control valve 18.
  • the work machine control valve 18 is driven according to the operation amount of the work machine operation unit 23.
  • the work implement control valve 18 controls the flow rate of the hydraulic oil supplied to the lift cylinder 57 according to the pilot pressure applied to the pilot port.
  • the pilot pressure applied to the pilot port of the work implement control valve 18 is controlled by the pilot valve 23 a of the work implement operation unit 23.
  • the pilot valve 23 a applies a pilot pressure corresponding to the operation amount of the work implement operating unit 23 to the pilot port of the work implement control valve 18.
  • the lift cylinder 57 is controlled in accordance with the operation amount of the work implement operation unit 23.
  • the pilot pressure (hereinafter referred to as “PPC pressure”) applied to the pilot port of the work implement control valve 18 is detected by the PPC pressure sensors 21a and 21b. Further, the pressure of the hydraulic oil supplied to the lift cylinder 57 is detected by the boom pressure sensor 22.
  • the PPC pressure sensors 21 a and 21 b and the boom pressure sensor 22 send detection signals to the vehicle body controller 9.
  • the first hydraulic motor 10a and the second hydraulic motor 10b shown in FIG. 3 are variable displacement hydraulic motors.
  • the first hydraulic motor 10 a and the second hydraulic motor 10 b are driven by hydraulic oil discharged from the traveling hydraulic pump 5.
  • the first hydraulic motor 10 a and the second hydraulic motor 10 b are traveling motors that generate a driving force for rotating the tire 55.
  • the driving directions of the first hydraulic motor 10 a and the second hydraulic motor 10 b are changed between the forward direction and the reverse direction according to the discharge direction of the hydraulic oil from the traveling hydraulic pump 5.
  • the first hydraulic motor 10a is provided with a motor cylinder 12a and a motor capacity control unit 13a.
  • the motor cylinder 12a changes the tilt angle of the first hydraulic motor 10a.
  • the motor capacity control unit 13 a is an electromagnetic control valve that is controlled based on a control signal from the vehicle body controller 9.
  • the motor capacity control unit 13 a controls the motor cylinder 12 a based on a control signal from the vehicle body controller 9.
  • the motor cylinder 12a and the motor capacity control unit 13a are connected to a motor pilot circuit 34a.
  • the motor pilot circuit 34a is connected to the first drive circuit 20a via a check valve 48a.
  • the check valve 48a allows the flow of hydraulic oil from the first drive circuit 20a to the motor pilot circuit 34a, but restricts the flow of hydraulic oil from the motor pilot circuit 34a to the first drive circuit 20a.
  • the motor pilot circuit 34a is connected to the second drive circuit 20b via the check valve 49a.
  • the check valve 49a allows the flow of hydraulic oil from the second drive circuit 20b to the motor pilot circuit 34a, but restricts the flow of hydraulic oil from the motor pilot circuit 34a to the second drive circuit 20b.
  • the motor capacity control unit 13a switches the supply direction and supply flow rate of hydraulic oil from the motor pilot circuit 34a to the motor cylinder 12a based on a control signal from the vehicle body controller 9. Thereby, the vehicle body controller 9 can arbitrarily change the capacity of the first hydraulic motor 10a.
  • the vehicle body controller 9 can arbitrarily set an upper limit and a lower limit of the capacity of the first hydraulic motor 10a.
  • the second hydraulic motor 10b is provided in parallel with the first hydraulic motor 10a in the drive hydraulic circuit 20.
  • the second hydraulic motor 10b is provided with a motor cylinder 12b and a motor capacity control unit 13b.
  • the motor cylinder 12b changes the tilt angle of the second hydraulic motor 10b.
  • the motor capacity control unit 13 b is an electromagnetic control valve that is controlled based on a control signal from the vehicle body controller 9.
  • the motor capacity control unit 13 b controls the motor cylinder 12 b based on a control signal from the vehicle body controller 9.
  • the motor cylinder 12b and the motor capacity control unit 13b are connected to a motor pilot circuit 34b.
  • the motor pilot circuit 34b is connected to the first drive circuit 20a via the check valve 48b.
  • the check valve 48b allows the flow of hydraulic oil from the first drive circuit 20a to the motor pilot circuit 34b, but restricts the flow of hydraulic oil from the motor pilot circuit 34b to the first drive circuit 20a.
  • the motor pilot circuit 34b is connected to the second drive circuit 20b via the check valve 49b.
  • the check valve 49b allows the flow of hydraulic oil from the second drive circuit 20b to the motor pilot circuit 34b, but restricts the flow of hydraulic oil from the motor pilot circuit 34b to the second drive circuit 20b.
  • the motor capacity control unit 13b switches the supply direction and supply flow rate of hydraulic oil from the motor pilot circuit 34b to the motor cylinder 12b based on the control signal from the vehicle body controller 9. Thereby, the vehicle body controller 9 can arbitrarily change the capacity of the second hydraulic motor 10b.
  • the vehicle body controller 9 can arbitrarily set an upper limit and a lower limit of the capacity of the second hydraulic motor 10b.
  • the second hydraulic motor 10 b is connected to the drive shaft 11 via the clutch 14.
  • the clutch 14 is a device that switches between transmission and non-transmission of the driving force from the second hydraulic motor 10 b to the drive shaft 11.
  • the clutch 14 is provided with a clutch control valve 15 that switches engagement / disengagement of the clutch 14.
  • the clutch control valve 15 is an electromagnetic control valve that switches engagement / disengagement of the clutch 14 based on a control signal from the vehicle body controller 9.
  • the clutch 14 is engaged, and the driving forces of the first hydraulic motor 10 a and the second hydraulic motor 10 b are transmitted to the drive shaft 11.
  • the clutch 14 is disengaged and only the driving force of the first hydraulic motor 10 a is transmitted to the drive shaft 11.
  • the wheel loader 50 includes a vehicle speed detection unit 16.
  • the vehicle speed detector 16 detects the vehicle speed.
  • the vehicle speed detection unit 16 sends a vehicle speed signal to the vehicle body controller 9.
  • the vehicle speed detection unit 16 detects the vehicle speed by detecting the rotational speed of the drive shaft 11.
  • the wheel loader 50 includes an accelerator operation member 25 and a forward / reverse operation member 26.
  • the accelerator operation member 25 is a member for the operator to set the target engine rotation speed.
  • the accelerator operation member 25 is an accelerator pedal, for example, and is operated by an operator.
  • the accelerator operation member 25 is connected to an accelerator operation amount sensor 25a.
  • the accelerator operation amount sensor 25a is composed of a potentiometer or the like.
  • the accelerator operation amount sensor 25 a sends an opening degree signal indicating the operation amount of the accelerator operation member 25 (hereinafter referred to as “accelerator operation amount”) to the engine controller 8.
  • the operator can control the rotational speed of the engine 1 by adjusting the accelerator operation amount.
  • the forward / reverse operation member 26 is operated by an operator to switch between forward and backward movement of the vehicle.
  • the operation position of the forward / reverse operation member 26 is switched between a forward position, a reverse position, and a neutral position.
  • the forward / reverse operation member 26 sends an operation signal indicating the position of the forward / reverse operation member 26 to the vehicle body controller 9.
  • the operator can switch between forward and backward movement of the wheel loader 50 by operating the forward / reverse operation member 26.
  • the engine controller 8 is an electronic control unit having an arithmetic device such as a CPU and various memories.
  • the engine controller 8 controls the engine 1 so that the set target rotation speed can be obtained.
  • Fig. 4 shows the output torque line of the engine 1.
  • the output torque line of the engine 1 defines the relationship between the rotational speed of the engine 1 and the upper limit value of engine output torque at each rotational speed (hereinafter referred to as “torque upper limit value”).
  • torque upper limit value the upper limit value of engine output torque at each rotational speed
  • a solid line L100 indicates an output torque line when the accelerator operation amount is 100%. This output torque line corresponds to, for example, the rating of the engine 1 or the maximum power output.
  • the accelerator operation amount of 100% means that the accelerator operation member 25 is operated to the maximum.
  • a broken line L75 indicates an output torque line when the accelerator operation amount is 75%.
  • the engine controller 8 controls the output of the engine 1 so that the engine output torque is below the output torque line.
  • the control of the output of the engine 1 is performed, for example, by controlling the upper limit value of the fuel injection amount to the engine 1.
  • the vehicle body controller 9 is an electronic control unit having an arithmetic device such as a CPU and various memories.
  • the vehicle body controller 9 electronically controls each control valve based on an output signal from each detection unit, thereby adjusting the capacity of the traveling hydraulic pump 5, the capacity of the first hydraulic motor 10a, and the capacity of the second hydraulic motor 10b. Control. Specifically, the vehicle body controller 9 outputs a command signal to the pressure control valve 29 based on the engine rotation speed detected by the engine rotation speed sensor 1a. This defines the relationship between the pump capacity and the drive circuit pressure.
  • the vehicle body controller 9 processes output signals from the engine rotation speed sensor 1a and the drive circuit pressure detection unit 17, and outputs a motor capacity command signal to the motor capacity control unit 13a.
  • the vehicle body controller 9 sets the motor capacity from the value of the engine speed and the value of the drive circuit pressure with reference to the motor capacity-drive circuit pressure characteristics stored in the vehicle body controller 9.
  • the vehicle body controller 9 outputs a tilt angle change command corresponding to the set motor capacity to the motor capacity controller 13a.
  • the wheel loader 50 can change the traction force and the vehicle speed steplessly, and can automatically shift the vehicle speed from zero to the maximum speed without shifting operation.
  • FIG. 5 is a vehicle speed-traction force diagram when the accelerator operation amount is maximum.
  • FIG. 6 is a block diagram showing a control system of the vehicle body controller 9.
  • the vehicle body controller 9 includes a traction force detection unit 61, a storage unit 62, a traveling state determination unit 63, a work state determination unit 64, a work situation determination unit 65, a raising operation determination unit 66, and an engine output torque control unit 67. Including.
  • the traction force detector 61 detects the traction force of the vehicle.
  • the tractive force detector 61 calculates the tractive force of the vehicle according to the following equation (1).
  • F is the traction force of the vehicle.
  • ⁇ is the traction ratio.
  • Fmax is the maximum traction force of the vehicle.
  • the maximum traction force Fmax is a constant and is stored in the storage unit 62.
  • the traction ratio ⁇ is calculated by the following formula 2.
  • P is the differential pressure between the current first drive circuit and the second drive circuit. P is obtained from the detection signal from the drive circuit pressure detection unit 17.
  • Rm1 is a reduction ratio of the first hydraulic motor 10a.
  • Rm2 is a reduction ratio of the second hydraulic motor 10b.
  • Rm1 and Rm2 are constants and are stored in the storage unit 62.
  • q1 is the first motor capacity, which is the current capacity of the first hydraulic motor 10a.
  • q2 is the second motor capacity, which is the current capacity of the second hydraulic motor 10b.
  • the first motor capacity q1 and the second motor capacity q2 are obtained from command values sent from the vehicle body controller 9 to the motor capacity controllers 13a and 13b.
  • Pco is a differential pressure between the first drive circuit 20a and the second drive circuit 20b when the cut-off valve 47 is opened.
  • Pco is a constant and is stored in the storage unit 62.
  • q1max is the maximum capacity of the first hydraulic motor 10a.
  • q2max is the maximum capacity of the second hydraulic motor 10b.
  • q1max and q2max are constants and are stored in the storage unit 62.
  • the storage unit 62 stores information necessary for processing executed by the vehicle body controller 9.
  • the storage unit 62 stores the output torque line of the engine 1 described above.
  • FIG. 7A shows an example of the output torque line T1.
  • FIG. 7B shows an example of a predetermined torque characteristic T2 calculated from the output torque line T1.
  • the output torque line T1 shown in FIG. 7 indicates the output torque line when the accelerator operation amount is 100%.
  • the output torque line T1 corresponds to the maximum power output of the engine 1. Therefore, the output torque line T1 coincides with the output torque line indicated by the solid line L100 in FIG.
  • the output torque line T1 includes a first equal horsepower line T1 'at which the output horsepower of the engine is constant at the first horsepower.
  • the predetermined torque characteristic T2 defines a torque upper limit value that is smaller than the torque upper limit value by the output torque line T1 in a part of the range of the engine rotation speed.
  • the predetermined torque characteristic T2 includes a characteristic in which the output horsepower of the engine is constant at the second horsepower (see T2 ').
  • the second horsepower is a value obtained by multiplying the first horsepower by a predetermined ratio smaller than 100%, where the first horsepower is 100%. Accordingly, the second horsepower is smaller than the first horsepower. For this reason, if the engine rotational speed is the same within a part of the engine rotational speed, the torque upper limit determined based on the predetermined torque characteristic T2 is the torque upper limit determined based on the output torque line T1. Less than the value.
  • the predetermined ratio is stored in the storage unit 62.
  • the storage unit 62 stores torque upper limit information T3.
  • the torque upper value information T3 defines a torque upper value that changes according to the vehicle speed and the traction force.
  • the torque upper value information T3 is used when a predetermined determination condition is satisfied.
  • the torque upper value information T3 and determination conditions will be described in detail later.
  • the traveling state determination unit 63 determines whether or not the traveling state of the vehicle is forward.
  • the traveling state determination unit 63 determines the traveling state based on the FNR signal from the forward / reverse operation member 26 and the detection signal from the vehicle speed detection unit 16.
  • the running state includes, for example, forward, reverse, and stop.
  • the FNR signal is a signal indicating the operation position of the forward / reverse operation member 26.
  • the traveling state determination unit 63 determines that the traveling state is forward when the forward / reverse operation member 26 is in the forward position and the vehicle speed is equal to or higher than a predetermined speed.
  • the work state determination unit 64 determines whether or not the work state of the work machine 52 is a load.
  • the work state determination unit 64 determines the work state based on the excavation flag, the boom angle, the bucket angle, and the FNR signal.
  • the working state includes, for example, loading, empty loading, and excavation.
  • the load indicates a state in which a load is loaded on the bucket 54.
  • the empty load indicates a state where no load is loaded on the bucket 54.
  • Excavation indicates that excavation is performed using the bucket 54.
  • the excavation flag indicates whether or not the wheel loader 50 is excavating.
  • the excavation flag being on means that the wheel loader 50 is excavating.
  • the boom angle is equal to or smaller than a predetermined angle threshold value
  • the boom bottom pressure is equal to or larger than the predetermined pressure threshold value
  • the work state determination unit 64 sets the excavation flag on.
  • the boom angle is an angle with respect to the horizontal direction of the boom 53
  • the predetermined angle threshold corresponds to the boom angle when the bucket 54 is located near the ground.
  • the boom bottom pressure is a hydraulic pressure supplied to the lift cylinder 57 when the lift cylinder 57 is extended.
  • the bucket angle is an angle with respect to the horizontal direction of the bottom surface of the bucket 54.
  • the bucket angle is detected by a detection signal from an angle sensor attached to the bucket 54, for example.
  • the bucket angle may be calculated from the stroke amount of the bucket cylinder 58.
  • the work state determination unit 64 determines, for example, that the work state is a load when the operation position of the forward / reverse operation member 26 is switched from forward to another position while the work state is excavation. Alternatively, the work state determination unit 64 is in a state where the work state is empty, the state where the boom bottom pressure is equal to or higher than a predetermined pressure threshold continues for a predetermined time and the bucket angle is equal to or higher than horizontal. Then, it is determined that the work state is a load.
  • Work phase determination unit 65 determines whether or not the work phase is cargo advance. Load advance means that the traveling state is forward and the work state is load. The work situation determination unit 65 determines a work situation based on the determination result by the traveling state determination unit 63 and the determination result by the work state determination unit 64.
  • the raising operation determination unit 66 determines whether or not the raising operation for raising the work machine 52 is performed by the work machine operation unit 23. Specifically, the raising operation determination unit 66 determines whether or not a raising operation for raising the boom 53 is performed by the work implement operation unit 23. The raising operation determination unit 66 determines whether or not the raising operation is performed based on detection signals from the PPC pressure sensors 21a and 21b. When the PPC pressure for raising the boom 53 is greater than a predetermined pressure threshold pth, the raising operation determination unit 66 determines that the raising operation is being performed.
  • the engine output torque control unit 67 controls the engine output torque based on the torque upper limit information T3 when the determination condition is satisfied.
  • the engine output torque control unit 67 controls the engine output torque based on a predetermined torque characteristic T2 when the determination condition is not satisfied.
  • the determination condition includes that the traveling state is forward, the working state is cargo, and the raising operation is performed. These conditions indicate that the wheel loader 50 is performing a dump approach.
  • FIG. 8 shows an example of the torque upper limit information T3.
  • the torque upper limit information T3 is stored in the storage unit 62 in the form of a map.
  • the torque upper limit information T3 defines the relationship among the reduction rate, the vehicle speed, and the traction force.
  • the reduction rate is a ratio multiplied by the first horsepower of the output torque line T1.
  • a, b, c, d, and e represent ratios of reduction rates, respectively.
  • the same character means the same value.
  • the reduction rate with respect to the vehicle speed and traction force between the values shown in FIG. 8 is calculated by linear interpolation.
  • the engine output torque control unit 67 refers to the torque upper limit information T3 and calculates a reduction rate from the vehicle speed and the traction force.
  • the engine output torque control unit 67 determines the torque corresponding to the horsepower obtained by multiplying the first horsepower of the output torque line T1 by the reduction rate as the torque upper limit value.
  • a control signal indicating the determined torque upper limit value is transmitted from the vehicle body controller 9 to the engine controller 8.
  • the reduction rate of the torque upper limit information T3 includes a value smaller than 100% and larger than the predetermined ratio described above.
  • a is 100%
  • e is the same value as the predetermined ratio described above.
  • the torque upper limit information T3 defines a torque upper limit value that decreases as the vehicle speed increases if the traction force is the same.
  • the torque upper limit information T3 defines a torque upper limit value that decreases as the traction force increases if the vehicle speed is the same.
  • the torque upper limit information T3 is a torque upper limit value having the same magnitude as the predetermined torque characteristic T2 with respect to the vehicle speed and the traction force in a range where the vehicle speed is equal to or lower than a predetermined speed threshold and the traction force is equal to or higher than the predetermined traction force threshold. Is specified. For example, in FIG. 8, when the vehicle speed is v2 or less and the tractive force is f9 or more, the reduction rate is e. Since e is the same value as the predetermined ratio, the torque corresponding to the horsepower obtained by multiplying the first horsepower by the reduction rate e is the same as the torque upper limit value obtained from the predetermined torque characteristic T2.
  • the engine output torque is controlled based on the predetermined torque characteristic T2. For this reason, fuel consumption can be improved.
  • the engine output torque is controlled based on the torque upper value information T3.
  • the determination condition is a condition indicating that the wheel loader 50 is performing a dump approach. Therefore, during the dump approach, the engine output torque is controlled based on the torque upper value information T3. For this reason, the engine output torque can be appropriately controlled according to the magnitudes of the vehicle speed and the traction force.
  • FIG. 9 is a diagram showing an example of the torque upper limit value calculated based on the torque information.
  • P1 indicates a torque upper limit value calculated based on the output torque line T1 when the engine speed is N1.
  • P2 represents a torque upper limit value calculated based on a predetermined torque characteristic T2 when the engine speed is N1.
  • P3 shows an example of a torque upper limit value calculated based on the torque upper limit information T3 when the engine speed is N1.
  • P3 is determined according to the vehicle speed and the traction force based on the torque upper limit information T3. Therefore, P3 changes continuously according to changes in the vehicle speed and / or traction force (see arrows in FIG. 9).
  • the torque upper limit value is set to a value between P1 and P2 according to the vehicle speed and the traction force. Therefore, regardless of the magnitudes of the vehicle speed and the traction force, the fuel efficiency can be improved as compared with the case where the engine output torque is controlled based on the output torque line T1. Further, the engine output torque is increased according to the vehicle speed and the traction force as compared with the case where the engine output torque is controlled based on the predetermined torque characteristic T2. Thereby, runnability or workability can be improved.
  • the change in the output characteristics of the engine 1 is small compared to when a plurality of output torque lines are switched. Furthermore, the change in the output characteristic of the engine 1 is small compared to the case where the upper limit value of the engine output torque by the predetermined torque characteristic T2 is changed to the upper limit value of the engine output torque by the output torque line T1. For this reason, operativity can be improved.
  • a wheel loader equipped with an HST system of one pump and two motors including one hydraulic pump and two hydraulic motors as a traveling mechanism has been described as an example.
  • the present invention is not limited to this.
  • the present invention may be applied to a wheel loader equipped with an HST system of one pump and one motor including one hydraulic pump and one hydraulic motor.
  • the traction ratio ⁇ shown in the following formula 3 is used in place of the traction ratio ⁇ in the formula 2 in the formula for calculating the traction force in the formula 1 described above.
  • P and Pco in Equation 3 are the same as P and Pco in Equation 2.
  • q is the current capacity of the hydraulic motor.
  • qmax is the maximum capacity of the hydraulic motor.
  • the HST system is exemplified as the traveling mechanism, but the traveling mechanism may be a mechanism that drives the drive shaft via a torque controller or a transmission.
  • the output torque line may define a torque upper limit value that is smaller than the maximum output torque of the engine.
  • the torque upper limit information may include information that defines a torque upper limit value that is larger than the torque upper limit value based on the output torque line.
  • the torque upper value information may be different from the torque upper value information T3 exemplified in the above embodiment.
  • the torque upper limit information may include information that defines a torque upper limit value that is smaller than the torque upper limit value based on predetermined torque characteristics.
  • the conditions for determining the running state may be different from the conditions exemplified in the above embodiment.
  • a condition different from the condition exemplified in the above embodiment may be adopted as the condition for determining the work condition.
  • a condition for determining whether or not the raising operation is performed a condition different from the condition exemplified in the above embodiment may be employed.
  • the output torque is calculated based on the torque upper limit information in the range of the engine rotation speed where the output horsepower of the engine is constant.
  • the output torque may be calculated based on the torque upper value information outside the range of the engine rotation speed described above.
  • the reduction rate is a ratio multiplied by the first horsepower.
  • it may be a ratio multiplied by the torque upper limit value defined by the output torque line.
  • the torque upper limit information may include a numerical value that directly indicates the torque upper limit value instead of the reduction rate.
  • the torque upper value information may be in a format different from the map.
  • the method of calculating the traction force may be a method different from the method of the above embodiment.

Abstract

　所定のトルク特性は、エンジン回転速度の少なくとも一部の範囲において、出力トルク線によるエンジン出力トルクの上限値に１００％より小さい所定比率を乗じて得られる。トルク上限値情報は、車速と牽引力とに応じて変化するエンジン出力トルクの上限値を規定する。所定の判定条件を満たすときには、エンジン出力トルク制御部は、トルク上限値情報に基づいてエンジン出力トルクを制御する。所定の判定条件は、少なくとも、走行状態が前進であり、且つ、作業状態が積荷であり、且つ、作業機の上げ操作が行われていることを含む。判定条件を満たさないときには、エンジン出力トルク制御部は、所定のトルク特性に基づいてエンジン出力トルクを制御する。

Description

ホイールローダ
　本発明は、ホイールローダに関する。
　ホイールローダは、車両を走行させるための走行機構と、掘削等の各種の作業を行なうための作業機を備えている。走行機構と作業機とは、エンジンからの駆動力によって駆動される。すなわち、エンジンからの駆動力は、走行機構と作業機とに分配される。このため、エンジンに求められる出力トルクは、走行機構と作業装置との使用状況に応じて異なる。一方、ホイールローダには燃費を低減することが求められている。
　そこで、特許文献１に開示されている作業車両では、車両が掘削又は登坂走行を行っているか否かを判定する。そして、車両が掘削又は登坂走行を行っているときには、高出力のエンジン出力トルク線に基づいてエンジンを制御する。また、車両が掘削及び登坂走行のいずれも行っていないときには、低出力のエンジン出力トルク線に基づいてエンジンを制御する。
　上記の作業車両では、車両が掘削及び登坂走行のいずれも行っていないときには、低出力のエンジン出力トルク線に基づいてエンジンが制御されることにより、燃料の消費量が抑えられる。これにより、燃費が向上する。また、車両が掘削又は登坂走行を行っているときには、エンジン出力トルク線が低出力のトルク線から高出力のトルク線に切り換えられて、エンジンが制御される。これにより、掘削又は登坂走行に必要な高い出力トルクを確保することができ、作業性又は走行性を向上させることができる。
国際公開ＷＯ２００５／０２４２０８号
　しかし、上記の作業車両では、エンジン出力トルク線の切換時に、エンジンの出力特性が大きく変化する。このため、オペレータが車両の操作に違和感を感じる場合がある。例えば、ホイールローダは、土砂などの対象物をバケットに掬い取ってダンプトラックの荷台に積み込む作業を行なう場合がある。この場合、ホイールローダは、掘削、後退、ダンプアプローチ、排土、後退という一連の作業を繰り返し行なう。
　これらの作業のうち、ダンプアプローチでは、ホイールローダは、ダンプトラックに向かって前進しながら、対象物が積み込まれた作業機を上昇させる動作を行なう。このため、ダンプアプローチには、他の作業と比べて大きなエンジン出力トルクが必要となる。しかし、ダンプアプローチ時に、エンジン出力トルク線を低出力のトルク線から高出力のトルク線に切り換えると、ダンプアプローチ中と他の作業中との切換時に、エンジンの出力特性が大きく変化する。このように、一連の作業のうち一部の作業でエンジンの出力特性が大きく変化すると、オペレータが車両の操作に違和感を感じる。
　また、同じ作業であっても、必要とされるエンジンの出力トルクは、車両の状態に応じて異なる。例えば、ダンプアプローチにおいても、車両が低速度で前進しているときと、高速度で前進しているときとでは、必要とされるエンジンの出力トルクが異なる。しかし、上記の作業車両では、所定の条件が満たされたときには、一律に高出力のトルク線に切り換えられる。これは、燃費を低下させる一因となっている。
　本発明の課題は、燃費を向上させることができると共に、操作性の良いホイールローダを提供することにある。
　本発明の第１の態様に係るホイールローダは、エンジンと、走行機構と、作業機用油圧ポンプと、作業機と、作業機操作部と、車速検知部と、牽引力検知部と、記憶部と、走行状態判定部と、作業状態判定部と、上げ操作判定部と、エンジン出力トルク制御部と、を備える。
　走行機構は、エンジンからの駆動力によって車両を走行させる。作業機用油圧ポンプは、エンジンによって駆動されることによって作動油を吐出する。作業機は、作業機用油圧ポンプから吐出された作動油によって駆動される。作業機操作部は、作業機を操作するための装置である。車速検知部は、車速を検知する。牽引力検知部は、車両の牽引力を検知する。
　記憶部は、出力トルク線と、トルク上限値情報とを記憶している。出力トルク線は、エンジン回転速度とエンジン出力トルクの上限値との関係を規定する。トルク上限値情報は、車速と牽引力とに応じて変化するエンジン出力トルクの上限値を規定する。
　走行状態判定部は、車両の走行状態が前進であるか否かを判定する。作業状態判定部は、作業機の作業状態が積荷であるか否かを判定する。上げ操作判定部は、作業機操作部によって作業機を上昇させるための上げ操作が行なわれているか否かを判定する。
　所定の判定条件を満たすときには、エンジン出力トルク制御部は、トルク上限値情報に基づいてエンジン出力トルクを制御する。所定の判定条件は、少なくとも、走行状態が前進であり、且つ、作業状態が積荷であり、且つ、上げ操作が行われていることを含む。判定条件を満たさないときには、エンジン出力トルク制御部は、所定のトルク特性に基づいてエンジン出力トルクを制御する。所定のトルク特性は、エンジン回転速度の少なくとも一部の範囲において出力トルク線によるエンジン出力トルクの上限値に１００％より小さい所定比率を乗じて得られる。
　本発明の第２の態様に係るホイールローダは、上述のホイールローダにおいて、トルク上限値情報は、所定のトルク特性によるエンジン出力トルクの上限値以上のエンジン出力トルクの上限値を規定する。
　本発明の第３の態様に係るホイールローダは、上述のホイールローダにおいて、トルク上限値情報は、出力トルク線によるエンジン出力トルクの上限値と所定のトルク特性によるエンジン出力トルクの上限値との間の範囲で、車速と牽引力とに応じて変化するエンジン出力トルクの上限値を規定する。
　本発明の第４の態様に係るホイールローダは、上述のホイールローダにおいて、トルク上限値情報は、車速の増大に応じて減少するエンジン出力トルクの上限値を規定する。
　本発明の第５の態様に係るホイールローダは、上述のホイールローダにおいて、トルク上限値情報は、牽引力の増大に応じて減少するエンジン出力トルクの上限値を規定する。
　本発明の第６の態様に係るホイールローダは、上述のホイールローダにおいて、トルク上限値情報は、車速が所定の速度閾値以下であり且つ牽引力が所定の牽引力閾値以上である範囲での車速と牽引力とに対して、所定のトルク特性と同じ大きさのエンジン出力トルクの上限値を規定する。
　本発明の第７の態様に係るホイールローダは、上述のホイールローダにおいて、トルク上限値情報は、出力トルク線によるエンジン出力トルクの上限値に対する低減率と、車速と、牽引力との関係を規定する。
　本発明の第８の態様に係るホイールローダは、上述のホイールローダにおいて、出力トルク線は、エンジンの出力馬力が第１馬力で一定となる第１等馬力線を含む。所定のトルク特性は、第２馬力でエンジンの出力馬力が一定となる特性を有する。第２馬力は、第１馬力を１００％として、第１馬力に１００%より小さい所定比率を乗じて得られる値である。トルク上限値情報における低減率は、第１馬力に対して乗じられる比率であって、１００％より小さく且つ所定比率より大きい値を含む。
　本発明の第９の態様に係るホイールローダは、上述のホイールローダにおいて、トルク上限値情報は、マップ化されている。
　本発明の第１０の態様に係るホイールローダは、上述のホイールローダにおいて、走行機構は、走行用油圧ポンプと油圧モータとを有する。走行用油圧ポンプは、エンジンによって駆動されることによって作動油を吐出する。油圧モータは、走行用油圧ポンプから吐出された作動油によって駆動される。
　本発明の第１１の態様に係るホイールローダは、上述のホイールローダにおいて、油圧回路をさらに備える。油圧回路は、第１駆動回路と第２駆動回路とカットオフ弁とを含む。第１駆動回路を介して走行用油圧ポンプから油圧モータに作動油が供給されるときには第２駆動回路を介して油圧モータから走行用油圧ポンプに作動油が戻る。第２駆動回路を介して走行用油圧ポンプから油圧モータに作動油が供給されるときには第１駆動回路を介して油圧モータから走行用油圧ポンプに作動油が戻る。カットオフ弁は、第１駆動回路の油圧と第２駆動回路の油圧とのいずれかが所定のカットオフ圧以上になると開かれる。これによって、カットオフ弁は、第１駆動回路の油圧と第２駆動回路の油圧とが所定のカットオフ圧を超えないように調整する。
　牽引力検知部は、車両の最大牽引力に、トラクション比率を乗じることによって牽引力を算出する。牽引力検知部は、油圧モータの容量と、油圧モータの最大容量と、カットオフ弁が開かれているときの第１駆動回路と第２駆動回路との間の差圧と、現在の第１駆動回路と第２駆動回路との間の差圧と、に基づいて、トラクション比率を算出する。
　本発明の第１２の態様に係るホイールローダは、上述のホイールローダにおいて、出力トルク線は、エンジン回転速度に対するエンジンの最大出力トルクを規定する。
　本発明の第１３の態様に係るホイールローダの制御方法は、以下のステップを備える。第１ステップでは、車速を検知する。第２ステップでは、車両の牽引力を検知する。第３ステップでは、車両の走行状態が前進であるか否かを判定する。第４ステップでは、作業機の作業状態が積荷であるか否かを判定する。第５ステップでは、作業機を上昇させるための上げ操作が行なわれているか否かを判定する。第６ステップでは、少なくとも、走行状態が前進であり、且つ、作業状態が積荷であり、且つ、上げ操作が行われていることを含む判定条件を満たすか否かを判定する。第７ステップでは、判定条件を満たすときには、トルク上限値情報に基づいてエンジン出力トルクを制御する。第８ステップでは、判定条件を満たさないときには、所定のトルク特性に基づいてエンジン出力トルクを制御する。出力トルク線は、エンジン回転速度とエンジン出力トルクの上限値との関係を規定している。所定のトルク特性は、エンジン回転速度の少なくとも一部の範囲において、出力トルク線によるエンジン出力トルクの上限値に１００％より小さい所定比率を乗じて得られる。トルク上限値情報は、車速と牽引力とに応じて変化するエンジン出力トルクの上限値を規定している。
　本発明の第１の態様に係るホイールローダでは、判定条件を満たさないときには、所定のトルク特性に基づいてエンジン出力トルクが制御される。所定のトルク特性によるエンジン出力トルクの上限値は、出力トルク線によるエンジン出力トルクの上限値よりも小さい。このため、燃費を向上させることができる。
　判定条件を満たすときには、トルク上限値情報に基づいてエンジン出力トルクが制御される。判定条件は、車両がダンプアプローチを行なっていることを示す条件である。従って、ダンプアプローチ中には、トルク上限値情報に基づいてエンジン出力トルクが制御される。トルク上限値情報は、車速と牽引力とに応じて変化するエンジン出力トルクの上限値を規定する。このため、車速と牽引力との大きさに応じて、エンジン出力トルクを適切に制御することができる。従って、車速と牽引力との大きさに関わらず、出力トルク線に基づいてエンジン出力トルクが制御される場合と比べて、燃費を向上させることができる。また、複数の出力トルク線が切り換えられる場合と比べて、操作性を向上させることができる。
　本発明の第２の態様に係るホイールローダでは、判定条件を満たすときに、エンジン出力トルクを増大させることができる。これにより、走行状態又は作業状態に応じて必要なエンジン出力トルクを得ることができる。
　本発明の第３の態様に係るホイールローダでは、判定条件を満たすときに、出力トルク線と所定のトルク特性との間の値のエンジン出力トルクの上限値を得ることができる。
　本発明の第４の態様に係るホイールローダでは、車速が大きいほどエンジン出力トルクの上限値を低減させる。車速が大きいときには、走行機構あるいは作業機への負荷が小さい場合が多いので、エンジン出力トルクの上限値を低減させても操作性への影響は少ない。また、エンジン出力トルクの上限値を低減させることによって燃費を向上させることができる。
　本発明の第５の態様に係るホイールローダでは、牽引力が大きいほどエンジン出力トルクの上限値を低減させる。従って、牽引力が十分に大きいときには、エンジン出力トルクの上限値を低減させることによって燃費を向上させることができる。逆に言えば、牽引力が小さいほどエンジン出力トルクの上限値を増大させる。これにより、牽引力を増大させて、作業性を向上させることができる。
　本発明の第６の態様に係るホイールローダでは、車速が小さく且つ牽引力が大きいときには、ダンプアプローチ中であっても、エンジン出力トルクの上限値を所定のトルク特性から得られる値と同じ大きさに維持する。これにより、エンジン出力トルク値を不必要に増大させることを抑えることができる。
　本発明の第７の態様に係るホイールローダでは、判定条件を満たすときには、出力トルク線によるエンジン出力トルクの上限値よりも低減された値に、エンジン出力トルクの上限値が設定される。
　本発明の第８の態様に係るホイールローダでは、判定条件を満たすときには、エンジンの出力馬力が、出力トルク線の第１馬力と所定のトルク特性の第２馬力との間の値となるように、エンジン出力トルクの上限値が設定される。
　本発明の第９の態様に係るホイールローダでは、マップにより、エンジン出力トルクの上限値を求めることができる。
　本発明の第１０の態様に係るホイールローダは、いわゆるＨＳＴ（Hydro Static Transmission）を備える。従って、ＨＳＴを備えるホイールローダにおいて、燃費を向上させることができると共に、操作性を向上させることができる。
　本発明の第１１の態様に係るホイールローダでは、牽引力を精度よく算出することができる。
　本発明の第１２の態様に係るホイールローダでは、車速と牽引力との大きさに関わらず、出力トルク線に基づいてエンジン出力トルクが制御される場合と比べて、燃費を向上させることができる。また、複数の出力トルク線が切り換えられる場合と比べて、操作性を向上させることができる。
　本発明の第１３の態様に係るホイールローダでは、判定条件を満たさないときには、所定のトルク特性に基づいてエンジン出力トルクが制御される。所定のトルク特性によるエンジン出力トルクの上限値は、出力トルク線によるエンジン出力トルクの上限値よりも小さい。このため、燃費を向上させることができる。
　判定条件を満たすときには、トルク上限値情報に基づいてエンジン出力トルクが制御される。判定条件は、車両がダンプアプローチを行なっていることを示す条件である。従って、ダンプアプローチ中には、トルク上限値情報に基づいてエンジン出力トルクが制御される。トルク上限値情報は、車速と牽引力とに応じて変化するエンジン出力トルクの上限値を規定する。このため、車速と牽引力との大きさに応じて、エンジン出力トルクを適切に制御することができる。従って、車速と牽引力との大きさに関わらず、出力トルク線に基づいてエンジン出力トルクが制御される場合と比べて、燃費を向上させることができる。また、複数の出力トルク線が切り換えられる場合と比べて、操作性を向上させることができる。
本発明の実施形態に係るホイールローダの構成を示す側面図。 ホイールローダに搭載されたＨＳＴシステムを示す油圧回路図。 ホイールローダに搭載されたＨＳＴシステムを示す油圧回路図。 エンジンの出力トルク線の一例を示す図。 車速－牽引力線図の一例を示す図。 ホイールローダの制御系を示すブロック図。 出力トルク線と所定のトルク特性の一例を示す図。 トルク情報の一例を示す図。 トルク情報に基づいて算出されたエンジン出力トルクの一例を示す図。
　以下、本発明の一実施形態に係るホイールローダ５０について、図面を用いて説明する。図１は、ホイールローダ５０の側面図である。ホイールローダ５０は、車体５１と、作業機５２と、複数のタイヤ５５と、キャブ５６と、を備えている。作業機５２は、車体５１の前部に装着されている。作業機５２は、ブーム５３とバケット５４とリフトシリンダ５７とバケットシリンダ５８とを有する。ブーム５３は、バケット５４を持ち上げるための部材である。ブーム５３は、リフトシリンダ５７によって駆動される。バケット５４は、ブーム５３の先端に取り付けられている。バケット５４は、バケットシリンダ５８によってダンプおよびチルトされる。キャブ５６は、車体５１上に載置されている。
　図２及び図３は、ホイールローダ５０に搭載された油圧回路の構成を示すブロック図である。ホイールローダ５０は、主として、エンジン１、作業機用油圧ポンプ２、チャージポンプ３、走行機構４、エンジンコントローラ８、車体コントローラ９を有している。
　エンジン１は、ディーゼル式のエンジンであり、エンジン１で発生した出力トルクが、作業機用油圧ポンプ２、チャージポンプ３、走行機構４等に伝達される。エンジン１の実回転速度はエンジン回転速度センサ１ａによって検知される。また、エンジン１には、燃料噴射装置１ｂが接続されている。後述するエンジンコントローラ８は、設定された目標エンジン回転速度に応じて燃料噴射装置１ｂを制御することにより、エンジン１の出力トルク（以下、「エンジン出力トルク」と呼ぶ）と回転速度とを制御する。
　走行機構４は、エンジン１からの駆動力によってホイールローダ５０を走行させる。走行機構４は、走行用油圧ポンプ５と、第１油圧モータ１０ａと、第２油圧モータ１０ｂと、駆動油圧回路２０とを有する。
　走行用油圧ポンプ５は、エンジン１によって駆動されることにより作動油を吐出する。走行用油圧ポンプ５は、可変容量型の油圧ポンプである。走行用油圧ポンプ５から吐出された作動油は、駆動油圧回路２０を通って第１油圧モータ１０ａ及び第２油圧モータ１０ｂへと送られる。走行用油圧ポンプ５は、作動油の吐出方向を変更可能である。具体的には、駆動油圧回路２０は、第１駆動回路２０ａと第２駆動回路２０ｂとを有する。
　作動油が、走行用油圧ポンプ５から第１駆動回路２０ａを介して第１油圧モータ１０ａ及び第２油圧モータ１０ｂに供給されることにより、第１油圧モータ１０ａ及び第２油圧モータ１０ｂが一方向（例えば、前進方向）に駆動される。この場合、第２駆動回路２０ｂを介して第１油圧モータ１０ａ及び第２油圧モータ１０ｂから走行用油圧ポンプ５に作動油が戻る。作動油が、走行用油圧ポンプ５から第２駆動回路２０ｂを介して第１油圧モータ１０ａ及び第２油圧モータ１０ｂに供給されることにより、第１油圧モータ１０ａ及び第２油圧モータ１０ｂが他方向（例えば、後進方向）に駆動される。この場合、第１駆動回路２０ａを介して第１油圧モータ１０ａ及び第２油圧モータ１０ｂから走行用油圧ポンプ５に作動油が戻る。
　そして、第１油圧モータ１０ａ及び第２油圧モータ１０ｂが駆動軸１１を介して上述したタイヤ５５を回転駆動することにより、ホイールローダ５０が走行する。すなわち、ホイールローダ５０では、いわゆる１ポンプ２モータのＨＳＴシステムが採用されている。
　駆動油圧回路２０には、駆動回路圧検知部１７が設けられている。駆動回路圧検知部１７は、第１駆動回路２０ａ又は第２駆動回路２０ｂを介して第１油圧モータ１０ａ及び第２油圧モータ１０ｂに供給される作動油の圧力（以下、「駆動回路圧」）を検知する。具体的には、駆動回路圧検知部１７は、第１駆動回路圧センサ１７ａと第２駆動回路圧センサ１７ｂとを有する。第１駆動回路圧センサ１７ａは、第１駆動回路２０ａの油圧を検知する。第２駆動回路圧センサ１７ｂは、第２駆動回路２０ｂの油圧を検知する。第１駆動回路圧センサ１７ａと第２駆動回路圧センサ１７ｂとは、検知信号を車体コントローラ９に送る。また、走行用油圧ポンプ５には、走行用油圧ポンプ５の吐出方向を制御するための前後進切換弁２７とポンプ容量制御シリンダ２８とが接続されている。
　前後進切換弁２７は、車体コントローラ９からの制御信号に基づいてポンプ容量制御シリンダ２８への作動油の供給方向を切り換える電磁制御弁である。前後進切換弁２７は、ポンプ容量制御シリンダ２８への作動油の供給方向を切り換えることにより、走行用油圧ポンプ５の吐出方向を切り換える。具体的には、前後進切換弁２７は、第１駆動回路２０ａへの吐出と第２駆動回路２０ｂへの吐出とに走行用油圧ポンプ５の吐出方向を切り換える。
　ポンプ容量制御シリンダ２８は、ポンプパイロット回路３２を介して作動油を供給されることにより駆動され、走行用油圧ポンプ５の傾転角を変更する。ポンプ容量制御シリンダ２８は、ポンプパイロット回路３２を介してポンプ容量制御シリンダ２８に供給される作動油の圧力（以下、「ポンプパイロット圧」と呼ぶ）に応じて走行用油圧ポンプ５の容量を制御する。また、ポンプ容量制御シリンダ２８は、ポンプ容量制御シリンダ２８に供給される作動油の供給方向に応じて走行用油圧ポンプ５からの作動油の吐出方向を切り換える。
　ポンプパイロット回路３２には、圧力制御弁２９が配置されている。圧力制御弁２９は、ポンプ容量制御シリンダ２８をポンプパイロット回路３２と作動油タンクとのいずれかに接続する。圧力制御弁２９は、車体コントローラ９からの制御信号に基づいて制御される電磁制御弁である。圧力制御弁２９は、ポンプパイロット圧を制御することにより、走行用油圧ポンプ５の傾転角を調整する。車体コントローラ９による圧力制御弁２９の制御については後述する。
　ポンプパイロット回路３２は、カットオフ弁４７を介してチャージ回路３３と作動油タンクとに接続されている。カットオフ弁４７のパイロットポートは、シャトル弁４６を介して第１駆動回路２０ａと第２駆動回路２０ｂとに接続されている。シャトル弁４６は、第１駆動回路２０ａの油圧と第２駆動回路２０ｂの油圧とのうち大きい方をカットオフ弁４７のパイロットポートに導入する。これにより、カットオフ弁４７のパイロットポートには駆動回路圧が印加される。
　カットオフ弁４７は、駆動回路圧が所定のカットオフ圧より低いときには、チャージ回路３３とポンプパイロット回路３２とを連通させる。これにより、作動油がチャージ回路３３からポンプパイロット回路３２に供給される。カットオフ弁４７は、駆動回路圧が所定のカットオフ圧以上になると、開かれる。これにより、カットオフ弁４７は、ポンプパイロット回路３２を作動油タンクに連通させて、ポンプパイロット回路３２の作動油を作動油タンクに逃がす。これにより、ポンプパイロット回路３２の油圧が低下することにより、走行用油圧ポンプ５の容量が低減され、駆動回路圧の上昇が抑えられる。すなわち、カットオフ弁４７は、第１駆動回路２０ａの油圧と第２駆動回路２０ｂの油圧とがカットオフ圧を超えないように調整する。
　チャージポンプ３は、エンジン１によって駆動され、駆動油圧回路２０へと作動油を供給するためのポンプである。チャージポンプ３は、チャージ回路３３に接続されている。チャージポンプ３は、チャージ回路３３を介してポンプパイロット回路３２に作動油を供給する。
　チャージ回路３３は、第１チェック弁４１を介して第１駆動回路２０ａに接続されている。第１チェック弁４１は、チャージ回路３３から第１駆動回路２０ａへの作動油の流れを許容するが、第１駆動回路２０ａからチャージ回路３３への作動油の流れを規制する。チャージ回路３３は、第２チェック弁４２を介して第２駆動回路２０ｂに接続されている。第２チェック弁４２は、チャージ回路３３から第２駆動回路２０ｂへの作動油の流れを許容するが、第２駆動回路２０ｂからチャージ回路３３への作動油の流れを規制する。
　チャージ回路３３は、第１リリーフ弁４３を介して第１駆動回路２０ａに接続されている。第１リリーフ弁４３は、第１駆動回路２０ａの油圧が所定の圧力より大きくなったときに開かれる。チャージ回路３３は、第２リリーフ弁４４を介して第２駆動回路２０ｂに接続されている。第２リリーフ弁４４は、第２駆動回路２０ｂの油圧が所定の圧力より大きくなったときに開かれる。
　チャージ回路３３は、低圧リリーフ弁４５を介して作動油タンクに接続されている。低圧リリーフ弁４５は、チャージ回路３３の油圧が所定のリリーフ圧より大きくなったときに開かれる。これにより、駆動回路圧が所定のリリーフ圧を越えないように調整される。また、低圧リリーフ弁４５の所定のリリーフ圧は、第１リリーフ弁４３のリリーフ圧、及び、第２リリーフ弁４４のリリーフ圧と比べて、かなり低い。従って、駆動回路圧がチャージ回路３３の油圧より低くなったときには、第１チェック弁４１又は第２チェック弁４２を介して、作動油がチャージ回路３３から駆動油圧回路２０へ供給される。
　作業機用油圧ポンプ２は、エンジン１によって駆動される。作業機用油圧ポンプ２は、作業機５２を駆動するための油圧ポンプである。作業機用油圧ポンプ２から吐出された作動油は、作業機用油圧回路３１を介してリフトシリンダ５７に供給される。これにより、作業機５２が駆動される。また、作業機用油圧ポンプ２から吐出された作動油は、作業機用油圧回路３１を介してステアリングシリンダ（図示せず）に供給される。これにより、車両の向きが変更される。作業機用油圧ポンプ２の吐出圧は、吐出圧センサ３９によって検知される。吐出圧センサ３９は、検知信号を車体コントローラ９に送る。
　作業機用油圧回路３１には、作業機制御弁１８が設けられている。作業機制御弁１８は、作業機操作部２３の操作量に応じて駆動される。作業機制御弁１８は、パイロットポートに印加されるパイロット圧に応じて、リフトシリンダ５７に供給される作動油の流量を制御する。作業機制御弁１８のパイロットポートに印加されるパイロット圧は、作業機操作部２３のパイロット弁２３ａによって制御される。パイロット弁２３ａは、作業機操作部２３の操作量に応じたパイロット圧を作業機制御弁１８のパイロットポートに印加する。これにより、作業機操作部２３の操作量に応じてリフトシリンダ５７が制御される。
　作業機制御弁１８のパイロットポートに印加されるパイロット圧（以下、「ＰＰＣ圧」と呼ぶ）は、ＰＰＣ圧センサ２１ａ，２１ｂによって検知される。また、リフトシリンダ５７に供給される作動油の圧力は、ブーム圧センサ２２によって検知される。ＰＰＣ圧センサ２１ａ，２１ｂ及びブーム圧センサ２２は、検知信号を車体コントローラ９に送る。
　図３に示す第１油圧モータ１０ａ及び第２油圧モータ１０ｂは、可変容量型の油圧モータである。第１油圧モータ１０ａ及び第２油圧モータ１０ｂは、走行用油圧ポンプ５から吐出された作動油によって駆動される。第１油圧モータ１０ａ及び第２油圧モータ１０ｂは、タイヤ５５を回転させるための駆動力を生じさせる走行用のモータである。第１油圧モータ１０ａ及び第２油圧モータ１０ｂは、走行用油圧ポンプ５からの作動油の吐出方向に応じて前進方向と後進方向とに駆動方向が変更される。
　第１油圧モータ１０ａには、モータシリンダ１２ａと、モータ容量制御部１３ａとが設けられている。モータシリンダ１２ａは、第１油圧モータ１０ａの傾転角を変更する。モータ容量制御部１３ａは、車体コントローラ９からの制御信号に基づいて制御される電磁制御弁である。モータ容量制御部１３ａは、車体コントローラ９からの制御信号に基づいてモータシリンダ１２ａを制御する。
　モータシリンダ１２ａとモータ容量制御部１３ａとは、モータパイロット回路３４ａに接続されている。モータパイロット回路３４ａは、チェック弁４８ａを介して第１駆動回路２０ａに接続されている。チェック弁４８ａは、第１駆動回路２０ａからモータパイロット回路３４ａへの作動油の流れを許容するが、モータパイロット回路３４ａから第１駆動回路２０ａへの作動油の流れを規制する。モータパイロット回路３４ａは、チェック弁４９ａを介して第２駆動回路２０ｂに接続されている。チェック弁４９ａは、第２駆動回路２０ｂからモータパイロット回路３４ａへの作動油の流れを許容するが、モータパイロット回路３４ａから第２駆動回路２０ｂへの作動油の流れを規制する。チェック弁４８ａ，４９ａにより、第１駆動回路２０ａと第２駆動回路２０ｂとのうち大きい方の油圧、すなわち駆動回路圧の作動油が、モータパイロット回路３４ａに供給される。
　モータ容量制御部１３ａは、車体コントローラ９からの制御信号に基づいて、モータパイロット回路３４ａからモータシリンダ１２ａへの作動油の供給方向および供給流量を切り換える。これにより、車体コントローラ９は、第１油圧モータ１０ａの容量を任意に変えることができる。また、車体コントローラ９は、第１油圧モータ１０ａの容量の上限及び下限を任意に設定することができる。
　第２油圧モータ１０ｂは、駆動油圧回路２０において第１油圧モータ１０ａと並列に設けられている。第２油圧モータ１０ｂには、モータシリンダ１２ｂと、モータ容量制御部１３ｂとが設けられている。モータシリンダ１２ｂは、第２油圧モータ１０ｂの傾転角を変更する。モータ容量制御部１３ｂは、車体コントローラ９からの制御信号に基づいて制御される電磁制御弁である。モータ容量制御部１３ｂは、車体コントローラ９からの制御信号に基づいてモータシリンダ１２ｂを制御する。
　モータシリンダ１２ｂとモータ容量制御部１３ｂとは、モータパイロット回路３４ｂに接続されている。モータパイロット回路３４ｂは、チェック弁４８ｂを介して第１駆動回路２０ａに接続されている。チェック弁４８ｂは、第１駆動回路２０ａからモータパイロット回路３４ｂへの作動油の流れを許容するが、モータパイロット回路３４ｂから第１駆動回路２０ａへの作動油の流れを規制する。モータパイロット回路３４ｂは、チェック弁４９ｂを介して第２駆動回路２０ｂに接続されている。チェック弁４９ｂは、第２駆動回路２０ｂからモータパイロット回路３４ｂへの作動油の流れを許容するが、モータパイロット回路３４ｂから第２駆動回路２０ｂへの作動油の流れを規制する。チェック弁４８ｂ，４９ｂにより、第１駆動回路２０ａと第２駆動回路２０ｂとのうち大きい方の油圧、すなわち駆動回路圧の作動油が、モータパイロット回路３４ｂに供給される。
　モータ容量制御部１３ｂは、車体コントローラ９からの制御信号に基づいて、モータパイロット回路３４ｂからモータシリンダ１２ｂへの作動油の供給方向および供給流量を切り換える。これにより、車体コントローラ９は、第２油圧モータ１０ｂの容量を任意に変えることができる。また、車体コントローラ９は、第２油圧モータ１０ｂの容量の上限及び下限を任意に設定することができる。
　第２油圧モータ１０ｂは、クラッチ１４を介して駆動軸１１に連結されている。クラッチ１４は、第２油圧モータ１０ｂから駆動軸１１への駆動力の伝達・非伝達を切り替える装置である。クラッチ１４には、クラッチ１４の係合・非係合を切り替えるクラッチ制御弁１５が設けられている。クラッチ制御弁１５は、車体コントローラ９からの制御信号に基づいてクラッチ１４の係合・非係合を切り替える電磁制御弁である。低速走行時にはクラッチ１４が係合状態とされ、第１油圧モータ１０ａおよび第２油圧モータ１０ｂの駆動力が駆動軸１１に伝達される。高速走行時にはクラッチ１４が非係合状態とされ第１油圧モータ１０ａの駆動力のみが駆動軸１１に伝達される。
　ホイールローダ５０は、車速検知部１６を備えている。車速検知部１６は、車速を検知する。車速検知部１６は、車速信号を車体コントローラ９に送る。車速検知部１６は、例えば、駆動軸１１の回転速度を検知することにより、車速を検知する。
　図２に示すように、ホイールローダ５０は、アクセル操作部材２５と、前後進操作部材２６とを備えている。アクセル操作部材２５は、オペレータが目標エンジン回転速度を設定するための部材である。アクセル操作部材２５は、例えばアクセルペダルであり、オペレータによって操作される。アクセル操作部材２５は、アクセル操作量センサ２５ａと接続されている。アクセル操作量センサ２５ａは、ポテンショメータなどで構成されている。アクセル操作量センサ２５ａは、アクセル操作部材２５の操作量（以下、「アクセル操作量」と呼ぶ）を示す開度信号をエンジンコントローラ８へと送る。オペレータは、アクセル操作量を調整することによって、エンジン１の回転速度を制御することができる。
　前後進操作部材２６は、車両の前後進を切り換えるためにオペレータによって操作される。前後進操作部材２６の操作位置は、前進位置と後進位置と中立位置とに切り換えられる。前後進操作部材２６は、前後進操作部材２６の位置を示す操作信号を車体コントローラ９に送る。オペレータは、前後進操作部材２６を操作することによって、ホイールローダ５０の前進と後進とを切り換えることができる。
　エンジンコントローラ８は、ＣＰＵなどの演算装置や各種のメモリなどを有する電子制御部である。エンジンコントローラ８は、設定された目標回転速度が得られるように、エンジン１を制御する。
　図４にエンジン１の出力トルク線を示す。エンジン１の出力トルク線は、エンジン１の回転速度と、各回転速度でのエンジン出力トルクの上限値（以下、「トルク上限値」と呼ぶ）との関係を規定する。図４において、実線Ｌ１００は、アクセル操作量が１００％であるときの出力トルク線を示している。この出力トルク線は、例えばエンジン１の定格又は最大のパワー出力に相当する。
　なお、アクセル操作量が１００％とは、アクセル操作部材２５が最大に操作されている状態を意味する。図４において破線Ｌ７５は、アクセル操作量が７５％であるときの出力トルク線を示している。エンジンコントローラ８は、エンジン出力トルクが出力トルク線以下となるようにエンジン１の出力を制御する。このエンジン１の出力の制御は、例えば、エンジン１への燃料噴射量の上限値を制御することにより行われる。
　車体コントローラ９は、ＣＰＵなどの演算装置や各種のメモリなどを有する電子制御部である。車体コントローラ９は、各検知部からの出力信号に基づいて各制御弁を電子制御することにより、走行用油圧ポンプ５の容量と第１油圧モータ１０ａの容量と第２油圧モータ１０ｂの容量とを制御する。具体的には、車体コントローラ９は、エンジン回転速度センサ１ａが検知したエンジン回転速度に基づいて指令信号を圧力制御弁２９に出力する。これにより、ポンプ容量と駆動回路圧との関係が規定される。
　車体コントローラ９は、エンジン回転速度センサ１ａおよび駆動回路圧検知部１７からの出力信号を処理して、モータ容量の指令信号をモータ容量制御部１３ａに出力する。ここでは、車体コントローラ９は、車体コントローラ９に記憶されているモータ容量－駆動回路圧特性を参照して、エンジン回転速度の値と駆動回路圧の値とからモータ容量を設定する。車体コントローラ９は、この設定したモータ容量に対応する傾転角の変更指令をモータ容量制御部１３ａに出力する。これにより、図５においてＬ１で示すように、ホイールローダ５０は、牽引力と車速とが無段階に変化して、車速ゼロから最高速度まで変速操作なく自動的に変速することができる。なお、図５は、アクセル操作量が最大であるときの車速－牽引力線図である。
　図６は、車体コントローラ９の制御系を示すブロック図である。車体コントローラ９は、牽引力検知部６１と、記憶部６２と、走行状態判定部６３と、作業状態判定部６４と、作業局面判定部６５と、上げ操作判定部６６と、エンジン出力トルク制御部６７とを含む。
　牽引力検知部６１は、車両の牽引力を検知する。牽引力検知部６１は、以下の数１式により車両の牽引力を算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
Ｆは、車両の牽引力である。βは、トラクション比率である。Fmaxは、車両の最大牽引力である。最大牽引力Fmaxは、定数であり、記憶部６２に記憶されている。
　トラクション比率βは、以下の数２式により算出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　　　Pは、現在の第１駆動回路と第２駆動回路との間の差圧である。Pは、駆動回路圧検知部１７からの検知信号から求められる。Rm1は、第１油圧モータ１０ａの減速比である。Rm2は、第２油圧モータ１０ｂの減速比である。Rm1、Rm2は、定数であり、記憶部６２に記憶されている。q1は、第１モータ容量であり、第１油圧モータ１０ａの現在の容量である。q2は、第２モータ容量であり、第２油圧モータ１０ｂの現在の容量である。第１モータ容量q1及び第２モータ容量q2は、車体コントローラ９からモータ容量制御部１３ａ，１３ｂに送られる指令値から求められる。
　Pcoは、カットオフ弁４７が開かれているときの第１駆動回路２０ａと第２駆動回路２０ｂとの間の差圧である。Pcoは、定数であり、記憶部６２に記憶されている。q1maxは、第１油圧モータ１０ａの最大容量である。q2maxは、第２油圧モータ１０ｂの最大容量である。q1max及びq2maxは、定数であり、記憶部６２に記憶されている。
　記憶部６２は、車体コントローラ９によって実行される処理に必要な情報を記憶している。記憶部６２は、上述したエンジン１の出力トルク線を記憶している。図７（ａ）は、出力トルク線Ｔ１の一例を示している。図７（ｂ）は、出力トルク線Ｔ１から演算される所定のトルク特性Ｔ２の一例を示している。なお、図７に示す出力トルク線Ｔ１は、アクセル操作量が１００％であるときの出力トルク線を示している。
　出力トルク線Ｔ１は、エンジン１の最大のパワー出力に相当する。従って、出力トルク線Ｔ１は、図４において実線Ｌ１００で示す出力トルク線と一致する。出力トルク線Ｔ１は、エンジンの出力馬力が第１馬力で一定となる第１等馬力線Ｔ１’を含む。
　所定のトルク特性Ｔ２は、エンジン回転速度の一部の範囲において出力トルク線Ｔ１によるトルク上限値よりも小さいトルク上限値を規定する。所定のトルク特性Ｔ２は、第２馬力でエンジンの出力馬力が一定となる特性を有する（Ｔ２’参照）を含む。第２馬力は、第１馬力を１００％として、第１馬力に１００%より小さい所定比率を乗じて得られる値である。従って、第２馬力は第１馬力より小さい。このため、エンジン回転速度の一部の範囲内においてエンジン回転速度が同じであれば、所定のトルク特性Ｔ２に基づいて決定されるトルク上限値は、出力トルク線Ｔ１に基づいて決定されるトルク上限値よりも小さい。なお、所定比率は、記憶部６２に記憶されている。
　また、記憶部６２は、トルク上限値情報Ｔ３を記憶している。トルク上限値情報Ｔ３は、車速と牽引力とに応じて変化するトルク上限値を規定する。トルク上限値情報Ｔ３は、所定の判定条件が満たされているときに用いられる。トルク上限値情報Ｔ３及び判定条件については後に詳細に説明する。
　走行状態判定部６３は、車両の走行状態が前進であるか否かを判定する。走行状態判定部６３は、前後進操作部材２６からのＦＮＲ信号と、車速検知部１６からの検知信号とに基づいて、走行状態を判定する。走行状態は、例えば、前進、後進、停止を含む。ＦＮＲ信号は、前後進操作部材２６の操作位置を示す信号である。走行状態判定部６３は、前後進操作部材２６が前進位置にあり、車速が所定速度以上であるときに、走行状態が前進であると判定する。
　作業状態判定部６４は、作業機５２の作業状態が積荷であるか否かを判定する。作業状態判定部６４は、掘削フラグと、ブーム角度と、バケット角度と、ＦＮＲ信号とに基づいて、作業状態を判定する。作業状態は、例えば、積荷、空荷、掘削を含む。積荷は、バケット５４に荷物を積んでいる状態を示す。空荷は、バケット５４に荷物を積んでいない状態を示す。掘削は、バケット５４を用いて掘削を行なっていることを示す。
　掘削フラグは、ホイールローダ５０が掘削を行なっているか否かを示す。掘削フラグがオンであることは、ホイールローダ５０が掘削を行なっていることを意味する。例えば、前後進操作部材２６が前進位置にあり、ブーム角度が所定の角度閾値以下であり、ブームボトム圧が所定の圧力閾値以上であるときに、作業状態判定部６４は掘削フラグをオンに設定する。ブーム角度は、ブーム５３の水平方向に対する角度であり、所定の角度閾値は、バケット５４が地面に近い位置にあるときのブーム角度に相当する。ブームボトム圧は、ブームボトム圧は、リフトシリンダ５７を伸長させるときにリフトシリンダ５７に供給される油圧である。
　バケット角度は、バケット５４の底面の水平方向に対する角度である。バケット角度は、例えば、バケット５４に取り付けられた角度センサからの検知信号により検知される。或いは、バケットシリンダ５８のストローク量からバケット角度が算出されてもよい。
　作業状態判定部６４は、例えば、作業状態が掘削である状態で、前後進操作部材２６の操作位置が、前進から他の位置に切り換えられたときに、作業状態が積荷であると判定する。或いは、作業状態判定部６４は、作業状態が空荷である状態で、ブームボトム圧が所定の圧力閾値以上である状態が所定時間以上継続しており、且つ、バケット角度が水平以上であるときに、作業状態が積荷であると判定する。
　作業局面判定部６５は、作業局面が積荷前進であるか否かを判定する。積荷前進は、走行状態が前進であり、且つ、作業状態が積荷であることを意味する。作業局面判定部６５は、走行状態判定部６３による判定結果と、作業状態判定部６４による判定結果とに基づいて、作業局面を判定する。
　上げ操作判定部６６は、作業機操作部２３によって作業機５２を上昇させるための上げ操作が行なわれているか否かを判定する。具体的には、上げ操作判定部６６は、作業機操作部２３によってブーム５３を上昇させるための上げ操作が行なわれているか否かを判定する。上げ操作判定部６６は、ＰＰＣ圧センサ２１ａ，２１ｂからの検知信号に基づいて、上げ操作が行われているか否かを判定する。ブーム５３を上昇させるためのＰＰＣ圧が所定の圧力閾値ｐｔｈより大きいときに、上げ操作判定部６６は、上げ操作が行なわれていると判定する。
　エンジン出力トルク制御部６７は、判定条件を満たすときには、トルク上限値情報Ｔ３に基づいてエンジン出力トルクを制御する。エンジン出力トルク制御部６７は、判定条件を満たさないときには、所定のトルク特性Ｔ２に基づいてエンジン出力トルクを制御する。判定条件は、走行状態が前進であり、且つ、作業状態が積荷であり、且つ、上げ操作が行われていることを含む。これらの条件は、ホイールローダ５０がダンプアプローチを行なっていることを示している。
　図８は、トルク上限値情報Ｔ３の一例を示している。本実施形態において、トルク上限値情報Ｔ３は、マップの形式で記憶部６２に記憶されている。トルク上限値情報Ｔ３は、低減率と、車速と、牽引力との関係を規定する、低減率は、出力トルク線Ｔ１の第１馬力に対して乗じられる比率である。図８において、ａ，ｂ，ｃ，ｄ，ｅは、それぞれ低減率の比率を表している。同じ文字は同じ値であることを意味する。また、ｖ１＜ｖ２＜・・・・・＜ｖ９＜ｖ１０である。ｆ１＜ｆ２＜・・・・・＜ｆ９＜ｆ１０である。なお、図８に示されている値の間の車速及び牽引力に対する低減率は、線形補完により算出される。
　エンジン出力トルク制御部６７は、トルク上限値情報Ｔ３を参照して、車速と牽引力とから低減率を算出する。エンジン出力トルク制御部６７は、出力トルク線Ｔ１の第１馬力に低減率を乗じて得られる馬力に対応するトルクをトルク上限値として決定する。決定されたトルク上限値を示す制御信号は、車体コントローラ９からエンジンコントローラ８に送信される。
　トルク上限値情報Ｔ３の低減率は、１００％より小さく、且つ、上述した所定比率より大きい値を含む。例えば、図８において、ａは１００％であり、ｅは上述した所定比率と同じ値である。また、ａ＞ｂ＞ｃ＞ｄ＞ｅである。すなわち、ｂ，ｃ，ｄは、１００％より小さく、且つ、上述した所定比率より大きい。従って、トルク上限値情報Ｔ３は、出力トルク線によるトルク上限値と所定のトルク特性によるトルク上限値との間の範囲で、車速と牽引力とに応じて変化するトルク上限値を規定する。
　図８に示すように、トルク上限値情報Ｔ３は、牽引力が同じであれば、車速の増大に応じて減少するトルク上限値を規定する。また、トルク上限値情報Ｔ３は、車速が同じであれば、牽引力の増大に応じて減少するトルク上限値を規定する。
　トルク上限値情報Ｔ３は、車速が所定の速度閾値以下であり且つ牽引力が所定の牽引力閾値以上である範囲での車速と牽引力とに対して、所定のトルク特性Ｔ２と同じ大きさのトルク上限値を規定する。例えば、図８において、車速がｖ２以下であり且つ牽引力がｆ９以上であるときには、低減率は、ｅである。ｅは、所定比率と同じ値であるため、第１馬力に低減率ｅを乗じて得られる馬力に対応するトルクは、所定のトルク特性Ｔ２から求められるトルク上限値と同じ大きさである。
　以上説明したように、本実施形態に係るホイールローダ５０では、判定条件を満たさないときには、所定のトルク特性Ｔ２に基づいてエンジン出力トルクが制御される。このため、燃費を向上させることができる。
　判定条件を満たすときには、トルク上限値情報Ｔ３に基づいてエンジン出力トルクが制御される。判定条件は、ホイールローダ５０がダンプアプローチを行なっていることを示す条件である。従って、ダンプアプローチ中には、トルク上限値情報Ｔ３に基づいてエンジン出力トルクが制御される。このため、車速と牽引力との大きさに応じて、エンジン出力トルクを適切に制御することができる。
　図９は、トルク情報に基づいて算出されたトルク上限値の一例を示す図である。図９において、Ｐ１は、エンジン回転速度がＮ１であるときに、出力トルク線Ｔ１に基づいて算出されるトルク上限値を示している。Ｐ２は、エンジン回転速度がＮ１であるときに、所定のトルク特性Ｔ２に基づいて算出されるトルク上限値を示している。Ｐ３は、エンジン回転速度がＮ１であるときに、トルク上限値情報Ｔ３に基づいて算出されるトルク上限値の一例を示している。Ｐ３は、トルク上限値情報Ｔ３に基づいて、車速と牽引力とに応じて決定される。従って、車速及び／又は牽引力の変化に応じて、Ｐ３は連続的に変化する（図９の矢印参照）。
　図９に示すように、判定条件を満たすときには、車速と牽引力とに応じて、トルク上限値がＰ１とＰ２との間の値に設定される。従って、車速と牽引力との大きさに関わらず、出力トルク線Ｔ１に基づいてエンジン出力トルクが制御される場合と比べて、燃費を向上させることができる。また、所定のトルク特性Ｔ２に基づいてエンジン出力トルクが制御される場合と比べて、車速と牽引力とに応じて、エンジン出力トルクが増大される。これにより、走行性或いは作業性を向上させることができる。
　また、複数の出力トルク線が切り換えられる場合と比べて、エンジン１の出力特性の変化が小さい。さらに、所定のトルク特性Ｔ２によるエンジン出力トルクの上限値から出力トルク線Ｔ１によるエンジン出力トルクの上限値に変更される場合と比べて、エンジン１の出力特性の変化が小さい。このため、操作性を向上させることができる。
　以上、本発明の一実施形態について説明したが、本発明は上記実施形態に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変更が可能である。
　上記実施形態では、走行機構として１つの油圧ポンプと２つの油圧モータを含む１ポンプ２モータのＨＳＴシステムを搭載したホイールローダを例として挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限定されるものではない。例えば、１つの油圧ポンプと１つの油圧モータを含む、１ポンプ１モータのＨＳＴシステムを搭載したホイールローダに対して、本発明を適用してもよい。
　１ポンプ１モータのＨＳＴシステムでは、上述した数１式の牽引力の演算式において、数２式のトラクション比率βに代えて、以下の数３式で示すトラクション比率βが用いられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
数３式のP，Pcoは、数２式のP，Pcoと同様である。qは、油圧モータの現在の容量である。qmaxは、油圧モータの最大容量である。
　上記の実施形態では、走行機構としてＨＳＴシステムを例示しているが、走行機構は、トルクコントローラやトランスミッションを介して駆動軸を駆動する機構であってもよい。
　出力トルク線は、エンジンの最大出力トルクよりも小さいトルク上限値を規定するものであってもよい。この場合、トルク上限値情報は、出力トルク線によるトルク上限値よりも大きいトルク上限値を規定する情報を含んでもよい。また、トルク上限値情報は、上記の実施形態で例示したトルク上限値情報Ｔ３と異なるものであってもよい。例えば、トルク上限値情報は、所定のトルク特性によるトルク上限値よりも小さいトルク上限値を規定する情報を含んでもよい。
　走行状態を判定するための条件は、上記の実施形態で例示した条件と異なる条件が採用されてもよい。作業条件を判定するための条件は、上記の実施形態で例示した条件と異なる条件が採用されてもよい。上げ操作が行なわれているか否かを判定するための条件は、上記の実施形態で例示した条件と異なる条件が採用されてもよい。
　上記の実施形態では、エンジンの出力馬力が一定となるエンジン回転速度の範囲で、トルク上限値情報による出力トルクの算出が行なわれている。しかし、上記のエンジン回転速度の範囲以外で、トルク上限値情報による出力トルクの算出が行なわれてもよい。
　上記の実施形態では、低減率は、第１馬力に対して乗じられる比率である。しかし、出力トルク線により規定されるトルク上限値に対して乗じられる比率であってもよい。或いは、トルク上限値情報は、低減率に変えてトルク上限値を直接的に示す数値を含んでもよい。
　トルク上限値情報は、マップと異なる形式であってもよい。牽引力の算出方法は上記の実施形態の方法と異なる方法であってもよい。
　本発明によれば燃費を向上させることができると共に、操作性の良いホイールローダを提供することができる。
１　　　エンジン
４　　　走行機構
２　　　作業機用油圧ポンプ
５２　　作業機
２３　　作業機操作部
１６　　車速検知部
６１　　牽引力検知部
Ｔ１　　出力トルク線
Ｔ２　　所定のトルク特性
Ｔ３　　トルク上限値情報
６２　　記憶部
６３　　走行状態判定部
６４　　作業状態判定部
６６　　上げ操作判定部
６７　　エンジン出力トルク制御部
５　　　走行用油圧ポンプ
１０ａ　第１油圧モータ
１０ｂ　第２油圧モータ
２０ａ　第１駆動回路
２０ｂ　第２駆動回路
４７　　カットオフ弁

Claims (13)

  1. 　エンジンと、
    　前記エンジンからの駆動力によって車両を走行させる走行機構と、
    　前記エンジンによって駆動されることによって作動油を吐出する作業機用油圧ポンプと、
    　前記作業機用油圧ポンプから吐出された作動油によって駆動される作業機と、
    　前記作業機を操作するための作業機操作部と、
    　車速を検知する車速検知部と、
    　車両の牽引力を検知する牽引力検知部と、
    　エンジン回転速度とエンジン出力トルクの上限値との関係を規定する出力トルク線と、前記車速と前記牽引力とに応じて変化する前記エンジン出力トルクの上限値を規定するトルク上限値情報と、を記憶している記憶部と、
    　前記車両の走行状態が前進であるか否かを判定する走行状態判定部と、
    　前記作業機の作業状態が積荷であるか否かを判定する作業状態判定部と、
    　前記作業機操作部によって前記作業機を上昇させるための上げ操作が行なわれているか否かを判定する上げ操作判定部と、
    　少なくとも、前記走行状態が前進であり、且つ、前記作業状態が積荷であり、且つ、前記上げ操作が行われていることを含む判定条件を満たすときには、前記トルク上限値情報に基づいて前記エンジン出力トルクを制御し、前記判定条件を満たさないときには、前記エンジン回転速度の少なくとも一部の範囲において前記出力トルク線による前記エンジン出力トルクの上限値に１００％より小さい所定比率を乗じて得られる所定のトルク特性に基づいて前記エンジン出力トルクを制御するエンジン出力トルク制御部と、
    を備えるホイールローダ。
  2. 　前記トルク上限値情報は、前記所定のトルク特性による前記エンジン出力トルクの上限値以上の前記エンジン出力トルクの上限値を規定する、
    請求項１に記載のホイールローダ。
  3. 　前記トルク上限値情報は、前記出力トルク線による前記エンジン出力トルクの上限値と前記所定のトルク特性による前記エンジン出力トルクの上限値との間の範囲で、前記車速と前記牽引力とに応じて変化する前記エンジン出力トルクの上限値を規定する、
    請求項１に記載のホイールローダ。
  4. 　前記トルク上限値情報は、前記車速の増大に応じて減少する前記エンジン出力トルクの上限値を規定する、
    請求項１に記載のホイールローダ。
  5. 　前記トルク上限値情報は、前記牽引力の増大に応じて減少する前記エンジン出力トルクの上限値を規定する、
    請求項１に記載のホイールローダ。
  6. 　前記トルク上限値情報は、前記車速が所定の速度閾値以下であり且つ前記牽引力が所定の牽引力閾値以上である範囲での前記車速と前記牽引力とに対して、前記所定のトルク特性と同じ大きさの前記エンジン出力トルクの上限値を規定する、
    請求項１に記載のホイールローダ。
  7. 　前記トルク上限値情報は、前記出力トルク線による前記エンジン出力トルクの上限値に対する低減率と、前記車速と、前記牽引力との関係を規定する、
    請求項１に記載のホイールローダ。
  8. 　前記出力トルク線は、前記エンジンの出力馬力が第１馬力で一定となる第１等馬力線を含み、
    　前記所定のトルク特性は、前記第１馬力を１００％として、前記第１馬力に前記所定比率を乗じて得られる第２馬力で前記エンジンの出力馬力が一定となる特性を有し、
    　前記トルク上限値情報における前記低減率は、前記第１馬力に対して乗じられる比率であって、１００％より小さく且つ前記所定比率より大きい値を含む、
    請求項７に記載のホイールローダ。
  9. 　前記トルク上限値情報は、マップ化されている、
    請求項１に記載のホイールローダ。
  10. 　前記走行機構は、前記エンジンによって駆動されることによって作動油を吐出する走行用油圧ポンプと、前記走行用油圧ポンプから吐出された作動油によって駆動される油圧モータとを有する、
    請求項１に記載のホイールローダ。
  11. 　第１駆動回路と第２駆動回路とカットオフ弁とを含む油圧回路をさらに備え、
    　前記第１駆動回路を介して前記走行用油圧ポンプから前記油圧モータに作動油が供給されるときには前記第２駆動回路を介して前記油圧モータから前記走行用油圧ポンプに作動油が戻り、
    　前記第２駆動回路を介して前記走行用油圧ポンプから前記油圧モータに作動油が供給されるときには前記第１駆動回路を介して前記油圧モータから前記走行用油圧ポンプに作動油が戻り、
    　前記カットオフ弁は、前記第１駆動回路の油圧と前記第２駆動回路の油圧とのいずれかが所定のカットオフ圧以上になると開かれることによって、前記第１駆動回路の油圧と前記第２駆動回路の油圧とが所定のカットオフ圧を超えないように調整し、
    　前記牽引力検知部は、車両の最大牽引力に、トラクション比率を乗じることによって前記牽引力を算出し、
    　前記牽引力検知部は、前記油圧モータの容量と、前記油圧モータの最大容量と、前記カットオフ弁が開かれているときの前記第１駆動回路と前記第２駆動回路との間の差圧と、現在の前記第１駆動回路と前記第２駆動回路との間の差圧と、に基づいて、前記トラクション比率を算出する、
    請求項１０に記載のホイールローダ。
  12. 　前記出力トルク線は、前記エンジン回転速度に対する前記エンジンの最大出力トルクを規定する、
    請求項１に記載のホイールローダ。
  13. 　車速を検知するステップと、
    　車両の牽引力を検知するステップと、
    　前記車両の走行状態が前進であるか否かを判定するステップと、
    　作業機の作業状態が積荷であるか否かを判定するステップと、
    　前記作業機を上昇させるための上げ操作が行なわれているか否かを判定するステップと、
    　少なくとも、前記走行状態が前進であり、且つ、前記作業状態が積荷であり、且つ、前記上げ操作が行われていることを含む判定条件を満たすか否かを判定するステップと、
    　前記判定条件を満たすときには、トルク上限値情報に基づいて前記エンジン出力トルクを制御するステップと、
    　前記判定条件を満たさないときには、所定のトルク特性に基づいて前記エンジン出力トルクを制御するステップと、
    を備え、
    　出力トルク線は、前記エンジン回転速度と前記エンジン出力トルクの上限値との関係を規定しており、
    　前記所定のトルク特性は、エンジン回転速度の少なくとも一部の範囲において、前記出力トルク線による前記エンジン出力トルクの上限値に１００％より小さい所定比率を乗じて得られ、
    　前記トルク上限値情報は、前記車速と前記牽引力とに応じて変化する前記エンジン出力トルクの上限値を規定する、
    ホイールローダの制御方法。
     
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