WO2019188075A1 - ホイールローダ - Google Patents

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和之 伊藤
啓介 内藤
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日立建機株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a wheel loader.
  • Patent Document 1 discloses a “longitudinal acceleration detecting means for estimating or detecting longitudinal acceleration generated in a vehicle in a driving force control device that controls driving slip of a wheel of a four-wheel drive vehicle.
  • the road surface gradient estimating means for estimating the road surface gradient and the road surface gradient estimated by the road surface gradient estimating means are corrected to correct the longitudinal acceleration detected by the longitudinal acceleration detecting means, and the vehicle body speed is estimated from the corrected value.
  • the configuration includes a speed estimation unit and a driving force control unit that controls a driving force transmitted from each wheel to the road surface based on a driving slip determination using the estimated vehicle body speed by the vehicle body speed estimation unit.
  • Patent Document 1 simply applying the prior art described in Patent Document 1 to a wheel loader having a work machine on the front side of the vehicle body can achieve a balance between slip suppression and excavation performance when excavating earth and sand by the wheel loader. Can not. This is because the excavation work by the wheel loader must take into account the balance between the penetration into the earth and sand by the traveling traction force and the thrust of the hydraulic cylinder accompanying the lifting operation of the work implement after the penetration.
  • the reaction force of the work equipment cargo handling force is not applied to the tire, but when the work equipment is raised after entering the earth and sand, Along with this, the work equipment handling force also increases, and thus the work equipment handling force applied to the tire also increases.
  • the slip limit travel driving force changes with the change in the tire ground contact force, but the slip drive is suppressed only by limiting the travel drive force at the start of the slip, but the travel drive. Due to the limitation of force, sufficient input to the earth and sand cannot be obtained, and sufficient excavation performance cannot be demonstrated.
  • An object of the present invention is to provide a wheel loader that can exhibit sufficient excavation performance while suppressing slippage during excavation.
  • a representative present invention includes a vehicle body with wheels attached to the front and rear, a working machine provided at a front portion of the vehicle body, a hydraulic cylinder that drives the working machine, An engine serving as a power source for generating the driving force of the vehicle body and thrust of the hydraulic cylinder, an acceleration sensor for detecting the acceleration of the vehicle body, a rotational speed sensor for detecting the rotational speed of the wheel,
  • the control device calculates the first of the vehicle body calculated from the acceleration detected by the acceleration sensor.
  • the vehicle body acceleration, the second vehicle body acceleration of the vehicle body calculated from the rotation speed of the wheel detected by the rotation speed sensor, and the detected by the thrust sensor It determines a reduced value of the driving force based on the the pressure cylinder thrust, and outputs by reducing the driving force by the reduced value.
  • the wheel loader according to the present invention can exhibit sufficient excavation performance while suppressing slippage during excavation. Problems, configurations, and effects other than those described above will be clarified by the following description of embodiments.
  • FIG. 6 is an analysis model diagram for correcting a reduction value of engine driving force.
  • FIG. 6 is an analysis model diagram for correcting a reduction value of engine driving force.
  • It is a figure which shows a reduction value data table.
  • It is a figure which shows a reduction value correction data table.
  • It is a flowchart which shows the procedure of the control process of the engine driving force by a controller.
  • FIG. 1 is a side view of a wheel loader 1 according to an embodiment of the present invention.
  • the wheel loader 1 includes a front frame (vehicle body) 5 having a pair of lift arms 2, a bucket 3, a pair of front wheels 4, a driver's cab 6, an engine compartment 7, a pair of rear wheels 8, and the like.
  • a rear frame (vehicle body) 9 having An engine 25 is mounted in the engine chamber 7, and a counterweight 10 is attached to the rear of the rear frame 9.
  • the operation of the engine 25 is controlled by an engine control unit (hereinafter referred to as ECU) 70.
  • ECU engine control unit
  • the pair of lift arms 2 are turned up and down (up and down) by driving the pair of lift arm cylinders 11, and the bucket 3 is turned up and down (cloud or dump) by driving the bucket cylinder 12.
  • a link mechanism including a bell crank 13 is interposed between the bucket cylinder 12 and the bucket 3, and the bucket cylinder 12 rotates the bucket 3 via this link mechanism.
  • the pair of lift arms 2, the bucket 3, the pair of lift arm cylinders 11, the bucket cylinder 12, the bell crank 13 and the like constitute a work implement 14.
  • a lift arm angle sensor (not shown) is attached to a connecting portion between the lift arm 2 and the front frame 5, and the rotation angle of the lift arm 2 is detected by the lift arm angle sensor.
  • the lift arm cylinder 11 is provided with a bottom side pressure sensor (thrust sensor) 33 for detecting the pressure on the bottom side and a rod side pressure sensor (thrust sensor) 34 for detecting the pressure on the rod side.
  • the work machine pressure (loading load) applied to the work machine 14 is detected by these pressure sensors 33 and 34 (see FIG. 3).
  • the bucket cylinder 12 includes a proximity switch (not shown), and when the rod of the bucket cylinder 12 is shortened by a predetermined amount, the proximity switch is turned on. Thereby, the attitude
  • a rotational speed sensor 32 for detecting the rotational speeds of the front wheel 4 and the rear wheel 8 is provided.
  • the rotational speed sensor 32 detects the rotational speed of the output shaft of a transmission (not shown) connected to the output shaft of the engine 25 via a torque converter (not shown), and detects the detected transmission.
  • the rotation speed of the output shaft is converted into the rotation speed of the front wheel 4 and the rear wheel 8
  • the rotation speed sensor 32 may directly detect the rotation speed of the front wheel 4 and the rear wheel 8.
  • the front frame 5 and the rear frame 9 are rotatably connected to each other by a center pin 15, and the front frame 5 is refracted left and right with respect to the rear frame 9 by expansion and contraction of a steering cylinder (not shown).
  • a driver's cab 6 mounted on the front portion of the rear frame 9 includes a driver's seat where an operator sits, a steering wheel that controls the steering angle of the wheel loader 1, a key switch that starts and stops the wheel loader 1, and information to the operator.
  • a display device (none of which is shown) is provided.
  • the cab 6 is also provided with a controller (control device) 50 that controls the entire operation of the wheel loader 1, an IMU (Internal Measurement Unit / Inertial Measurement Device) 31 that detects vehicle body acceleration and vehicle body angular velocity, and the like. Yes.
  • a controller control device 50 that controls the entire operation of the wheel loader 1
  • an IMU Internal Measurement Unit / Inertial Measurement Device 31 that detects vehicle body acceleration and vehicle body angular velocity, and the like.
  • FIG. 2 is a block diagram schematically showing the hardware configuration of the controller 50.
  • the controller 50 includes a CPU (Central Processing Unit) 50A that performs various calculations for controlling the overall operation of the vehicle body, and a ROM (Read Only Memory) that stores a program for executing calculations by the CPU 50A.
  • An input / output interface 50D that inputs and outputs various information and signals between a storage device such as 50B, a RAM (Random Access Memory) 50C that is a work area when the CPU 50A executes a program, and an external device It is comprised from the hardware containing.
  • a storage device such as 50B
  • RAM Random Access Memory
  • the program stored in the ROM 50B is read out to the RAM 50C and operated according to the control of the CPU 50A, whereby the program (software) and the hardware cooperate to realize the function of the controller 50.
  • Functional blocks are configured.
  • FIG. 3 is a block diagram showing a functional configuration of the controller 50.
  • the controller 50 estimates a gradient angle calculation unit 51 that calculates a vehicle body gradient angle ⁇ , a vehicle body acceleration calculation unit 52 that calculates a first vehicle body acceleration, and a second vehicle body acceleration of the vehicle body.
  • a driving force reduction value correction unit 57 that corrects the reduction value of the driving force temporarily determined by the reduction value determination unit 55, and a target driving force output unit that outputs a target driving force (target output torque) of the engine 25. Includes a 8, a reduced value data table 59, the reduction value correction data table 60, a.
  • FIGS. 4 to 6 are analysis models for performing various calculations
  • FIG. 4 is an analysis model diagram for calculating the gradient angle ⁇ and the first vehicle body acceleration av1
  • FIGS. 6 is an analysis model diagram for correcting a driving force reduction value.
  • the gradient angle calculation unit 51 inputs the y-direction component acceleration ay and angular velocity ⁇ data detected by the IMU 31 to the Kalman filter, and calculates the gradient angle ⁇ (see FIG. 4).
  • the process by a Kalman filter is well-known, description here is abbreviate
  • the vehicle body acceleration calculation unit 52 substitutes the acceleration ay of the y-direction component detected by the IMU 31 and the gradient angle ⁇ calculated by the gradient angle calculation unit 51 into the following Equation 1 to obtain the first vehicle body acceleration av1. Is calculated.
  • the vehicle body acceleration estimation unit 53 calculates (estimates) the second vehicle body acceleration av2 by substituting the rotational speed N (rpm) of the front wheels 4 and the rear wheels 8 detected by the rotational speed sensor 32 into the following formula 2.
  • the second vehicle body acceleration av2 is an estimated value based on the detection data of the rotation speed sensor 32.
  • ⁇ is a vehicle body speed conversion coefficient.
  • the acceleration difference comparison / determination unit 54 subtracts the first vehicle body acceleration av1 calculated by the vehicle body acceleration calculation unit 52 from the second vehicle body acceleration av2 estimated by the vehicle body acceleration estimation unit 53 to obtain the first vehicle body acceleration av1.
  • An acceleration difference (difference) ⁇ a from the second vehicle body acceleration av2 is calculated, and whether or not the acceleration difference ⁇ a is greater than or equal to a predetermined value is determined.
  • the driving force reduction value determination unit 55 temporarily determines a target driving force reduction value ⁇ f from the acceleration difference ⁇ a calculated by the acceleration difference comparison determination unit 54 with reference to the reduction value data table 59 shown in FIG. To do.
  • the reduction value data table 59 shown in FIG. 7 has a characteristic that the driving force reduction value ⁇ f increases in proportion to the acceleration difference ⁇ a. That is, in the present embodiment, as the acceleration difference ⁇ a increases, it is considered that slip has occurred, and the driving force is reduced.
  • the reduction value data table 59 is stored in advance in the ROM 50B.
  • the driving force reduction value determination unit 55 can calculate the driving force reduction value ⁇ f without referring to the reduction value data table 59 by substituting the acceleration difference ⁇ a into the following Equation 3.
  • Equation 3 m is a vehicle body mass
  • ⁇ is a correction coefficient.
  • the lift arm cylinder thrust calculation unit 56 is configured to detect the pressure phb on the bottom side of the lift arm cylinder 11 detected by the bottom side pressure sensor 33 and the pressure on the rod side of the lift arm cylinder 11 detected by the rod side pressure sensor 34.
  • lift arm cylinder thrust (hydraulic load) ph is calculated. Note that ph is calculated by multiplying a coefficient or the like in consideration of the pressure receiving areas on the bottom side and the rod side of the lift arm cylinder 11.
  • the driving force reduction value correction unit 57 corrects the driving force reduction value ⁇ f temporarily determined by the driving force reduction value determination unit 55 based on the lift arm cylinder thrust ph calculated by the lift arm cylinder thrust calculation unit 56,
  • the corrected driving force reduction value ⁇ f ′ is output to the target driving force output unit 58.
  • the load (excavation reaction force) of cargo handling work such as excavation acts on the vehicle body
  • the grounding force of the front wheels 4 with respect to the ground increases, and slipping hardly occurs. Therefore, when the load of the cargo handling work is applied to the vehicle body, the traveling drive force can be increased compared to the case where the load of the cargo handling work is not applied to the vehicle body.
  • the temporarily determined driving force reduction value ⁇ f can be reduced during the cargo handling operation. Therefore, the driving force reduction value correction unit 57 corrects the driving force reduction value to be small in accordance with the hydraulic load (loading load) acting on the lift arm cylinder 11. A specific calculation method will be described below with reference to FIGS. 5 and 6 as appropriate
  • Equation 5 ⁇ Wf is an increase in load applied to the front wheel 4
  • ⁇ is a friction coefficient
  • Equation 6 ⁇ f ′
  • ⁇ Wf can be expressed by Equation 7 below from the balance of moments.
  • L is the load handling load point length
  • WB is the wheelbase length
  • W is the load handling load.
  • Equation 8 the corrected driving force reduction value ⁇ f ′ can be expressed by Equation 8 below.
  • the cargo handling load W can be expressed by the following formula 9 by mechanism calculation.
  • ph is a lift arm cylinder thrust (hydraulic load)
  • l1, l2, Ma1 to Ma5 are mechanism parameters determined by the cargo handling posture.
  • Equation 10 the corrected driving force reduction value ⁇ f ′ can be expressed by Equation 10 below.
  • the driving force reduction value correction unit 57 can calculate the value obtained by correcting the driving force reduction value ⁇ f using Equation 10, that is, the corrected driving force reduction value ⁇ f ′.
  • the calculation for correcting the driving force reduction value ⁇ f is simplified using the reduction value correction data table 60 shown in FIG. More specifically, the reduction value correction data table 60 shown in FIG. 8 has a characteristic that the correction coefficient ( ⁇ f ′ / ⁇ f) increases in inverse proportion to the lift arm cylinder thrust ph. That is, in this embodiment, as the cargo handling load (excavation reaction force) increases, slipping is less likely to occur, so the correction coefficient decreases, and as a result, the corrected driving force reduction value ⁇ f ′ decreases.
  • the reduction value correction data table 60 is stored in advance in the ROM 50B.
  • the target driving force output unit 58 outputs the target torque command T * or the target rotational speed command N * to the ECU 70 so as to reduce the driving force by the corrected driving force reduction value ⁇ f ′ corrected by the driving force reduction value correction unit 57. To do.
  • the ECU 70 controls the driving force of the engine 25 in accordance with this command.
  • FIG. 9 is a flowchart showing the procedure of engine driving force control processing by the controller 50.
  • step S1 the gradient angle calculation unit 51 calculates the vehicle body gradient angle ⁇ based on the input acceleration ay and angular velocity ⁇ data from the IMU 31, and the vehicle body acceleration calculation unit 52 calculates the gradient angle ⁇ .
  • the first vehicle body acceleration av1 is calculated based on the acceleration ay.
  • step S2 the vehicle body acceleration estimation unit 53 calculates (estimates) the second vehicle body acceleration av2 based on the input data of the rotational speed N from the rotational speed sensor 32.
  • step S3 the acceleration difference comparison / determination unit 54 subtracts the first vehicle body acceleration av1 from the second vehicle body acceleration av2 to obtain an acceleration difference ⁇ a, and determines whether the acceleration difference ⁇ a is equal to or greater than a predetermined value.
  • the predetermined value is set as a threshold for determining whether or not the wheel loader 1 is slipping.
  • the predetermined value is calculated in consideration of specifications such as the weight and size of the wheel loader 1. Or it is predetermined by experience.
  • the predetermined value is stored in advance in the ROM 50B.
  • step S4 When the acceleration difference ⁇ a is equal to or greater than the predetermined value (step S3 / Yes), it is determined that the wheel loader 1 is slipping, and processing for reducing the driving force is performed. Specifically, in step S4, the driving force reduction value determination unit 55 refers to the reduction value data table 59 to determine the driving force reduction value ⁇ f. Next, in step S5, the lift arm cylinder thrust calculation unit 56 calculates the lift arm cylinder thrust ph based on the bottom side pressure data and the rod side pressure data of the lift arm cylinder 11 detected by the pressure sensors 33 and 34. To do.
  • step S6 the driving force reduction value correction unit 57 refers to the reduction value correction data table 60 based on the driving force reduction value ⁇ f and the lift arm cylinder thrust ph, and the corrected driving force reduction value ⁇ f ′. Is calculated.
  • the corrected driving force reduction value ⁇ f ′ calculated in step S6 is the same value as the driving force reduction value ⁇ f, so the output target driving force is the cargo handling This is the driving force required for slip suppression when work is not taken into consideration.
  • step S7 the target driving force output unit 58 outputs a target driving force signal to the ECU 70 so that the traveling driving force is reduced by the corrected driving force reduction value ⁇ f ′, and in step S8, until a predetermined time elapses. Steps S5 to S8 are repeated.
  • the fixed time can be set to a time required for one excavation work by the wheel loader 1.
  • set to for example, about 5 to 10 seconds
  • step S8 / Yes when a certain period of time has passed (step S8 / Yes), it returns and returns to the start. Further, in the case of No in step S3, the acceleration difference comparison / determination unit 54 determines that no slip has occurred, proceeds to return, and returns to start.
  • the traveling driving force is corrected so as to increase according to the cargo handling load (excavation reaction force). Therefore, sufficient excavation performance can be exhibited while suppressing slip during excavation. Further, since the thrust force of the lift arm cylinder 11 is calculated by the pressure sensors 33 and 34 on the bottom side and the rod side of the lift arm cylinder 11 which are usually provided in the wheel loader 1, the driving force is corrected. There is no need to provide a separate sensor for calculating the load, and costs can be reduced. In addition, there is an advantage that the calculation processing load of the controller 50 can be reduced by calculating using the reduced value data table 59 and the reduced value correction data table 60.
  • the slip can be suppressed with higher accuracy.
  • Cargo handling work can be performed efficiently.
  • an acceleration sensor that detects the acceleration ay of the vehicle body, an inclination sensor that detects the gradient angle ⁇ of the vehicle body, and the like may be provided separately.
  • a vehicle speed sensor can be provided instead of the rotation speed sensor 32, and the rotation speed of the wheel can be calculated from the vehicle speed detected by the vehicle speed sensor.
  • the travel driving force is reduced until a certain time has elapsed, it is also possible to detect that the traveling state has been switched from the forward state to the reverse direction, thereby terminating the reduction of the traveling drive force.

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Abstract

掘削時におけるスリップを抑制しながら、十分な掘削性能を発揮することができるホイールローダを提供する。　本発明に係るホイールローダ（１）に備えられる制御装置（５０）は、加速度センサ（３１）で検出された加速度から演算される車体の第１車体加速度（ａｖ１）と、回転数センサ（３２）によって検出された車輪（４，８）の回転数から演算される車体の第２車体加速度（ａｖ２）と、推力センサ（３３，３４）により検出された油圧シリンダ（１１）の推力（ｐｈ）とに基づき走行駆動力の低減値（Δｆ´）を決定し、低減値により走行駆動力を低減させて出力する、ことを特徴とする。

Description

ホイールローダ
　本発明は、ホイールローダに関する。
　本技術分野の背景技術として、例えば特許文献１には、「四輪駆動車の車輪の駆動スリップを制御する駆動力制御装置において、車両に発生する前後加速度を推定又は検知する前後加速度検出手段と、路面の勾配を推定する路面勾配推定手段と、路面勾配推定手段の推定した路面勾配を考慮して、前後加速度検出手段の検出した前後加速度を補正し、その補正値より車体速度を推定する車体速推定手段と、車体速推定手段による推定車体速を用いた駆動スリップ判定に基づき各輪から路面に伝達される駆動力を制御する駆動力制御手段とを備える」構成が記載されている。
特開２００１－８２１９９号公報
　しかしながら、特許文献１に記載の従来技術を、車体の前側に作業機を有したホイールローダに単に適用しただけでは、ホイールローダによる土砂を掘削する際のスリップ抑制と掘削性能のバランスを図ることができない。何故なら、ホイールローダによる掘削作業は、走行牽引力による土砂への貫入と、貫入後の作業機の上げ操作に伴う油圧シリンダの推力とのバランスを考慮しなければならないからである。土砂への貫入後、作業機の上げ操作が十分行われていない状態では、作業機荷役力の反力がタイヤに加えられないが、土砂への貫入後に作業機の上げ操作が行われると、それに伴い作業機荷役力も上がり、従ってタイヤに付加される作業機荷役反力も増加する。このように、土砂への貫入後、タイヤ接地力の変化に伴いスリップ限界走行駆動力が変化するが、単にスリップ開始時点で走行駆動力を制限しただけでは、スリップの抑制はなされるものの、走行駆動力の制限に伴い土砂への貫入力が十分得られず、十分な掘削性能が発揮されない。
　本発明の目的は、掘削時におけるスリップを抑制しながら、十分な掘削性能を発揮することができるホイールローダを提供することにある。
　上記の目的を達成するために、代表的な本発明は、前後にそれぞれ車輪が取り付けられた車体と、前記車体の前部に設けられた作業機と、前記作業機を駆動する油圧シリンダと、前記車体の走行駆動力及び前記油圧シリンダの推力を発生させる動力源となるエンジンと、前記車体の加速度を検出する加速度センサと、前記車輪の回転数を検出する回転数センサと、前記油圧シリンダの推力を検出する推力センサと、前記車体の走行駆動力を制御する制御装置と、を備えたホイールローダにおいて、前記制御装置は、前記加速度センサで検出された加速度から演算される前記車体の第１車体加速度と、前記回転数センサによって検出された前記車輪の回転数から演算される前記車体の第２車体加速度と、前記推力センサにより検出された前記油圧シリンダの推力とに基づき前記走行駆動力の低減値を決定し、前記低減値により前記走行駆動力を低減させて出力することを特徴とする。
　本発明に係るホイールローダによれば、掘削時におけるスリップを抑制しながら、十分な掘削性能を発揮することができる。なお、前述した以外の課題、構成、及び効果は、以下の実施形態の説明により明らかにされる。
本発明の実施形態に係るホイールローダの側面図である。 コントローラのハードウェア構成を模式的に示すブロック図である。 コントローラの機能構成を示すブロック図である。 勾配角度と車体加速度を演算するための解析モデル図である。 エンジンの駆動力の低減値を補正するための解析モデル図である。 エンジンの駆動力の低減値を補正するための解析モデル図である。 低減値データテーブルを示す図である。 低減値補正データテーブルを示す図である。 コントローラによるエンジン駆動力の制御処理の手順を示すフローチャートである。
　以下、本発明に係るホイールローダの実施形態を図面を参照しつつ説明する。
　図１は本発明の実施形態に係るホイールローダ１の側面図である。図１に示すように、ホイールローダ１は、一対のリフトアーム２、バケット３、一対の前輪４等を有する前フレーム（車体）５と、運転室６、エンジン室７、一対の後輪８等を有する後フレーム（車体）９とで構成されている。エンジン室７にはエンジン２５が搭載されており、後フレーム９の後方にはカウンタウェイト１０が取り付けられている。エンジン２５の動作はエンジンコントロールユニット（以下、ＥＣＵという）７０により制御されている。
　一対のリフトアーム２は一対のリフトアームシリンダ１１の駆動により上下方向に回動（俯仰動）し、バケット３はバケットシリンダ１２の駆動により上下方向に回動（クラウドまたはダンプ）する。バケットシリンダ１２とバケット３の間にはベルクランク１３を含むリンク機構が介設されており、このリンク機構を介してバケットシリンダ１２はバケット３を回動させる。なお、これら一対のリフトアーム２、バケット３、一対のリフトアームシリンダ１１、バケットシリンダ１２、ベルクランク１３等によって作業機１４が構成されている。
　リフトアーム２と前フレーム５の連結部分にはリフトアーム角度センサ（不図示）が取り付けられており、このリフトアーム角度センサによってリフトアーム２の回動角度が検出される。また、リフトアームシリンダ１１には、ボトム側の圧力を検出するためのボトム側圧力センサ（推力センサ）３３とロッド側の圧力を検出するためのロッド側圧力センサ（推力センサ）３４とが設けられており（図３参照）、これら圧力センサ３３，３４によって作業機１４にかかる作業機圧（荷役負荷）が検出される。バケットシリンダ１２は近接スイッチ（不図示）を備えており、バケットシリンダ１２のロッドが所定量だけ短縮されると、この近接スイッチがオン動作するようになっている。これにより、バケット３の姿勢を検出することができる。
　また、前輪４及び後輪８の回転数を検出するための回転数センサ３２が設けられている。なお、本実施形態において、回転数センサ３２は、エンジン２５の出力軸にトルクコンバータ（不図示）を介して接続されたトランスミッション（不図示）の出力軸の回転数を検出し、検出したトランスミッションの出力軸の回転数から前輪４及び後輪８の回転数に換算しているが、回転数センサ３２により前輪４及び後輪８の回転数を直接検出しても良い。
　前フレーム５と後フレーム９とはセンタピン１５により互いに回動自在に連結され、ステアリングシリンダ（不図示）の伸縮により後フレーム９に対し前フレーム５が左右に屈折する。後フレーム９の前部に搭載された運転室６には、オペレータが座る運転席、ホイールローダ１の操舵角を制御するステアリングホイールと、ホイールローダ１を始動・停止させるキースイッチ、オペレータへの情報を提示する表示装置（いずれも図示せず）等が設置されている。また、運転室６には、ホイールローダ１の動作全体の制御を行うコントローラ（制御装置）５０や、車体加速度及び車体角速度を検出するＩＭＵ（Ｉｎｅｒｔｉａｌ　Ｍｅａｓｕｒｅｍｅｎｔ　Ｕｎｉｔ／慣性計測装置）３１等も設けられている。
　図２はコントローラ５０のハードウェア構成を模式的に示すブロック図である。図２に示すように、コントローラ５０は、車体の動作全体を制御するための各種演算を行うＣＰＵ（Ｃｅｎｔｒａｌ　Ｐｒｏｃｅｓｓｉｎｇ　Ｕｎｉｔ）５０Ａと、ＣＰＵ５０Ａによる演算を実行するためのプログラムを格納するＲＯＭ（Ｒｅａｄ　Ｏｎｌｙ　Ｍｅｍｏｒｙ）５０Ｂ等の記憶装置と、ＣＰＵ５０Ａがプログラムを実行する際の作業領域となるＲＡＭ（Ｒａｎｄｏｍ　Ａｃｃｅｓｓ　Ｍｅｍｏｒｙ）５０Ｃと、外部の装置との間で各種の情報や信号の入出力を行う入出力インターフェース５０Ｄとを含むハードウェアから構成されている。
　このようなハードウェア構成において、ＲＯＭ５０Ｂに格納されたプログラムがＲＡＭ５０Ｃに読み出され、ＣＰＵ５０Ａの制御に従って動作することによりプログラム（ソフトウェア）とハードウェアとが協働して、コントローラ５０の機能を実現する機能ブロックが構成される。
　図３はコントローラ５０の機能構成を示すブロック図である。図３に示すように、コントローラ５０は、車体の勾配角度θを演算する勾配角度演算部５１と、車体の第１車体加速度を演算する車体加速度演算部５２と、車体の第２車体加速度を推定する車体加速度推定部５３と、車体加速度演算部５２にて演算された第１車体加速度と車体加速度推定部５３にて推定された第２車体加速度との加速度差を比較判定する加速度差比較判定部５４と、エンジン２５が出力する駆動力（出力トルク）の低減値を仮決定する駆動力低減値決定部５５と、リフトアームシリンダ１１の推力を演算するリフトアームシリンダ推力演算部５６と、駆動力低減値決定部５５にて仮決定された駆動力の低減値を補正する駆動力低減値補正部５７と、エンジン２５の目標駆動力（目標出力トルク）を出力する目標駆動力出力部５８と、低減値データテーブル５９と、低減値補正データテーブル６０と、を含む。
　以下、主に図３を参照しながらコントローラ５０の機能構成の詳細について説明するが、適宜、図４～図６も参照して説明する。なお、図４～図６は、各種演算を行うための解析モデルであり、図４は勾配角度θと第１車体加速度ａｖ１を演算するための解析モデル図、図５及び図６はエンジン２５の駆動力の低減値を補正するための解析モデル図である。
　勾配角度演算部５１は、ＩＭＵ３１にて検出されたｙ方向成分の加速度ａｙ、及び角速度ωの各データをカルマンフィルタに入力して、勾配角度θを演算する（図４参照）。なお、カルマンフィルタによる処理は公知であるため、ここでの説明は省略する。
　車体加速度演算部５２は、ＩＭＵ３１にて検出されたｙ方向成分の加速度ａｙと、勾配角度演算部５１にて演算された勾配角度θとを、以下の数式１に代入して第１車体加速度ａｖ１を演算する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　車体加速度推定部５３は、回転数センサ３２にて検出された前輪４及び後輪８の回転数Ｎ（ｒｐｍ）を以下の数式２に代入して第２車体加速度ａｖ２を演算（推定）する。なお、第２車体加速度ａｖ２は回転数センサ３２の検出データに基づく推定値である。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　ここで、αは車体速度換算係数である。
　加速度差比較判定部５４は、車体加速度推定部５３にて推定された第２車体加速度ａｖ２から車体加速度演算部５２にて算出された第１車体加速度ａｖ１を減算して、第１車体加速度ａｖ１と第２車体加速度ａｖ２との加速度差（差分）Δａを演算すると共に、その加速度差Δａが所定値以上であるか否かを比較判定する。
　駆動力低減値決定部５５は、加速度差比較判定部５４にて演算された加速度差Δａから、図７に示す低減値データテーブル５９を参照して、目標とする駆動力低減値Δｆを仮決定する。ここで、図７に示す低減値データテーブル５９は、加速度差Δａに比例して駆動力低減値Δｆが大きくなる特性である。即ち、本実施形態では、加速度差Δａが大きくなるほど、スリップが発生しているとみなして駆動力を低減するようになっている。この低減値データテーブル５９は、ＲＯＭ５０Ｂに予め記憶されている。なお、駆動力低減値決定部５５は、加速度差Δａを以下の数式３に代入すれば、低減値データテーブル５９を参照することなく駆動力低減値Δｆを演算できる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
　ここで、ｍは車体質量、αは補正係数である。
　リフトアームシリンダ推力演算部５６は、ボトム側圧力センサ３３にて検出されたリフトアームシリンダ１１のボトム側の圧力ｐｈｂと、ロッド側圧力センサ３４にて検出されたリフトアームシリンダ１１のロッド側の圧力ｐｈｒとを以下の数式４に代入して、リフトアームシリンダ推力（油圧負荷）ｐｈを演算する。
　なお、ｐｈは、リフトアームシリンダ１１のボトム側、ロッド側の受圧面積を考慮し、係数等を乗じて演算される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
　駆動力低減値補正部５７は、駆動力低減値決定部５５によって仮決定された駆動力低減値Δｆをリフトアームシリンダ推力演算部５６にて演算されたリフトアームシリンダ推力ｐｈに基づいて補正し、補正後駆動力低減値Δｆ´を目標駆動力出力部５８に出力する。掘削等の荷役作業の負荷（掘削反力）が車体に作用することで、特に前輪４の地面に対する接地力が増大し、スリップが起こり難くなる。よって、荷役作業の負荷が車体に掛かっている場合には、荷役作業の負荷が車体に掛かっていない場合に比べて、走行駆動力を増加させることができる。別言すれば、荷役作業中は仮決定した駆動力低減値Δｆを小さくできる。そのために、駆動力低減値補正部５７は、リフトアームシリンダ１１に作用している油圧負荷（荷役負荷）に応じて、駆動力の低減値を小さくするよう補正している。具体的な演算方法について、図５及び図６を適宜参照して、以下説明する。
　荷役作業により前輪４に負荷Ｗｆが掛かると、スリップが起こり難くなるため、駆動力を増加することができる。この負荷Ｗｆによる駆動力の増加分は数式５により演算できる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
　ここで、ΔＷｆは前輪４に掛かる負荷の増加分、μは摩擦係数である。
　数式５から、Δｆ´は数式６で表すことができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006
　図５を参照して、モーメントの釣り合いから、ΔＷｆは以下の数式７で表すことができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000007
　ここで、Ｌは荷役負荷ポイント長、ＷＢはホイールベース長、Ｗは荷役負荷である。
　数式７を数式６に代入すると、補正後駆動力低減値Δｆ´は以下の数式８で表すことができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000008
　図６を参照して、機構計算により、荷役負荷Ｗは以下の数式９で表すことができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000009
　ここで、ｐｈはリフトアームシリンダ推力（油圧負荷）、ｌ１，ｌ２，Ｍａ１～Ｍａ５は荷役姿勢で決まる機構パラメータである。
　数式９を数式８に代入すると、補正後駆動力低減値Δｆ´は以下の数式１０で表すことができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000010
　このように、駆動力低減値補正部５７は、数式１０を用いて駆動力低減値Δｆを補正した値、即ち、補正後駆動力低減値Δｆ´を演算することができる。なお、本実施形態では、図８に示す低減値補正データテーブル６０を用いて、駆動力低減値Δｆを補正する演算を簡略化している。具体的に説明すると、図８に示す低減値補正データテーブル６０は、リフトアームシリンダ推力ｐｈに反比例して補正係数（Δｆ´／Δｆ）が大きくなる特性である。即ち、本実施形態では、荷役負荷（掘削反力）が大きいほど、スリップが起こり難くなるため、補正係数が小さくなり、その結果、補正後駆動力低減値Δｆ´が小さくなる。補正後駆動力低減値Δｆ´が小さいと、出力される目標駆動力の値は大きくなるから、荷役負荷が小さい場合と比べて大きな駆動力にてホイールローダ１を走行させることができる。なお、この低減値補正データテーブル６０は、ＲＯＭ５０Ｂに予め記憶されている。
　目標駆動力出力部５８は、駆動力低減値補正部５７により補正された補正後駆動力低減値Δｆ´だけ駆動力を低減するようＥＣＵ７０に目標トルク指令Ｔ＊あるいは目標回転数指令Ｎ＊を出力する。そして、ＥＣＵ７０は、この指令に従ってエンジン２５の駆動力を制御する。
　次に、コントローラ５０の制御処理の手順について説明する。図９はコントローラ５０によるエンジン駆動力の制御処理の手順を示すフローチャートである。ホイールローダ１のキースイッチがＯＮされると、コントローラ５０は図９に示す処理を開始する。
　まず、ステップＳ１において、勾配角度演算部５１は、入力されたＩＭＵ３１からの加速度ａｙ，と角速度ωの各データに基づいて車体の勾配角度θを演算し、車体加速度演算部５２は、勾配角度θ、加速度ａｙ，に基づいて第１車体加速度ａｖ１を演算する。
　次に、ステップＳ２において、車体加速度推定部５３は、入力された回転数センサ３２からの回転数Ｎのデータに基づいて第２車体加速度ａｖ２を演算（推定）する。
　次に、ステップＳ３において、加速度差比較判定部５４は、第２車体加速度ａｖ２から第１車体加速度ａｖ１を減算して加速度差Δａを求め、加速度差Δａが所定値以上であるか否かを判定する。ここで、所定値とは、ホイールローダ１がスリップを起こしているか否かを判断するための閾値として設定されるものであり、例えば、ホイールローダ１の重量、サイズ等の仕様を考慮して計算または経験により予め定められる。なお、所定値はＲＯＭ５０Ｂに予め記憶されている。
　加速度差Δａが所定値以上である場合（ステップＳ３／Ｙｅｓ）、ホイールローダ１がスリップを起こしていると判断して、走行駆動力を低減するための処理が行われる。具体的には、ステップＳ４において、駆動力低減値決定部５５が低減値データテーブル５９を参照して駆動力低減値Δｆを決定する。次に、ステップＳ５において、リフトアームシリンダ推力演算部５６が、圧力センサ３３，３４にて検出されたリフトアームシリンダ１１のボトム側圧力データ及びロッド側圧力データに基づき、リフトアームシリンダ推力ｐｈを演算する。
　次に、ステップＳ６において、駆動力低減値補正部５７が、駆動力低減値Δｆとリフトアームシリンダ推力ｐｈとに基づき、低減値補正データテーブル６０を参照して、補正後駆動力低減値Δｆ´を演算する。なお、リフトアームシリンダ推力ｐｈがゼロの場合には、ステップＳ６において演算される補正後駆動力低減値Δｆ´は駆動力低減値Δｆと同じ値となるため、出力される目標駆動力は、荷役作業を考慮しない場合のスリップ抑制に必要な走行駆動力となる。
　次に、ステップＳ７において、目標駆動力出力部５８は、補正後駆動力低減値Δｆ´だけ走行駆動力が低減するようＥＣＵ７０に目標駆動力信号を出力し、ステップＳ８において一定時間が経過するまでステップＳ５～Ｓ８までの手順を繰り返し行う。
　ここで、一定時間は、ホイールローダ１による１回の掘削作業に要する時間に設定することができる。例えば、Ｖ字掘削作業において、ホイールローダ１を前進させて土砂等の山にバケット３を突っ込み、バケット３で土砂等をすくい、バケット３を持ち上げた後、ホイールローダ１を後進に切り換えるまでの時間（例えば５秒～１０秒程度）に設定してと、１回の掘削作業が終了するまでの間、確実にスリップを防止しつつ、荷役作業も効率良く行うことができる。
　そして、一定時間が経過した場合（ステップＳ８／Ｙｅｓ）、リターンとなってスタートに戻る。また、ステップＳ３でＮｏの場合には、加速度差比較判定部５４はスリップが起こっていないと判定してリターンに進み、スタートに戻る。
　以上説明したように、本実施形態によれば、ホイールローダ１がスリップを起こした場合であっても、荷役負荷（掘削反力）に応じて走行駆動力が増加するように補正するようにしたので、掘削時におけるスリップを抑制しながら、十分な掘削性能を発揮することができる。また、ホイールローダ１に通常設けられている、リフトアームシリンダ１１のボトム側とロッド側の圧力センサ３３，３４によりリフトアームシリンダ１１の推力を演算して走行駆動力を補正しているため、荷役負荷を演算するために別途センサを設ける必要がなく、コストを抑えることができる。また、低減値データテーブル５９及び低減値補正データテーブル６０を用いて演算することで、コントローラ５０の演算処理の負担が軽減できるといった利点もある。
　なお、上記した実施形態は、本発明の説明のための例示であり、本発明の範囲をそれらの実施形態にのみ限定する趣旨ではない。当業者は、本発明の要旨を逸脱することなしに、他の様々な態様で本発明を実施することができる。
　例えば、低減値データテーブル５９及び低減値補正データテーブル６０を複数用意し、オペレータが荷役作業の環境（路面状態など）に応じて選択できるようにしておけば、より高精度にスリップを抑制しつつ荷役作業を効率良く行うことができる。また、ＩＭＵ３１の代わりに、車体の加速度ａｙを検出する加速度センサ、車体の勾配角度θを検出する傾斜センサ等をそれぞれ別個に設けても良い。また、回転数センサ３２の代わりに車速センサを設け、車速センサで検出される車速から車輪の回転数を演算することもできる。
　また、走行駆動力の低減を一定時間経過するまで行うようにしたが、前進状態から後進へ切り替えられたことを検出して、これによって走行駆動力の低減を終了させることもできる。
　１　ホイールローダ
　２　リフトアーム
　３　バケット
　４　前輪（車輪）
　８　後輪（車輪）
　５　前フレーム（車体）
　９　後フレーム（車体）
　１１　リフトアームシリンダ（油圧シリンダ）
　１２　バケットシリンダ（油圧シリンダ）
　１３　ベルクランク
　１４　作業機
　２５　エンジン
　３１　ＩＭＵ（加速度センサ）
　３２　回転数センサ
　３３　ボトム側圧力センサ（推力センサ）
　３４　ロッド側圧力センサ（推力センサ）
　５０　コントローラ（制御装置）

Claims (5)

  1. 　前後にそれぞれ車輪が取り付けられた車体と、前記車体の前部に設けられた作業機と、前記作業機を駆動する油圧シリンダと、前記車体の走行駆動力及び前記油圧シリンダの推力を発生させる動力源となるエンジンと、前記車体の加速度を検出する加速度センサと、前記車輪の回転数を検出する回転数センサと、前記油圧シリンダの推力を検出する推力センサと、前記車体の走行駆動力を制御する制御装置と、を備えたホイールローダにおいて、
    　前記制御装置は、前記加速度センサで検出された加速度から演算される前記車体の第１車体加速度と、前記回転数センサによって検出された前記車輪の回転数から演算される前記車体の第２車体加速度と、前記推力センサにより検出された前記油圧シリンダの推力とに基づき前記走行駆動力の低減値を決定し、前記低減値により前記走行駆動力を低減させて出力する、ことを特徴とするホイールローダ。
  2. 　請求項１に記載のホイールローダにおいて、
    　前記制御装置は、前記加速度センサで検出された加速度から演算された前記第１車体加速度と前記回転数センサによって検出された前記車輪の回転数から推定された前記第２車体加速度との加速度差が所定値以上ある場合には、前記加速度差に応じて前記走行駆動力の低減値を仮決定し、
    　前記推力センサにより検出された前記油圧シリンダの推力が大きいほど前記低減値が小さくなるように、仮決定した前記低減値を補正し、
    　補正された前記低減値だけ前記走行駆動力を低減させて出力する、ことを特徴とするホイールローダ。
  3. 　請求項１に記載のホイールローダにおいて、
    　前記作業機は、前記車体に回動可能に取り付けられたリフトアームと、前記リフトアームに回動可能に取り付けられたバケットと、前記リフトアームを動作させる前記油圧シリンダとしてのリフトアームシリンダと、前記バケットを動作させる前記油圧シリンダとしてのバケットシリンダと、を備えて構成され、
    　前記リフトアームシリンダのボトム側の圧力を検出する前記推力センサとしてのボトム側圧力センサと、前記リフトアームシリンダのロッド側の圧力を検出する前記推力センサとしてのロッド側圧力センサと、が設けられ、
    　前記制御装置は、前記ボトム側圧力センサと前記ロッド側圧力センサとにより前記リフトアームシリンダの推力を算出する、ことを特徴とするホイールローダ。
  4. 　請求項２に記載のホイールローダにおいて、
    　前記低減値は前記加速度差に応じて予め定められており、
    　前記低減値の補正値は前記油圧シリンダの推力に応じて予め定められている、ことを特徴とするホイールローダ。
  5. 　請求項２に記載のホイールローダにおいて、
    　前記作業機は、前記車体に回動可能に取り付けられたリフトアームと、前記リフトアームに回動可能に取り付けられたバケットと、前記リフトアームを動作させる前記油圧シリンダとしてのリフトアームシリンダと、前記バケットを動作させる前記油圧シリンダとしてのバケットシリンダと、を備えて構成され、
    　前記リフトアームシリンダのボトム側の圧力を検出する前記推力センサとしてのボトム側圧力センサと、前記リフトアームシリンダのロッド側の圧力を検出する前記推力センサとしてのロッド側圧力センサと、が設けられ、
    　前記制御装置は、前記ボトム側圧力センサと前記ロッド側圧力センサとにより前記リフトアームシリンダの推力を算出する、ことを特徴とするホイールローダ。 
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