WO2020161793A1 - ホイール式建設機械 - Google Patents

Abstract

ホイールローダ（１）は、エンジン（５）からの駆動トルクを左，右の駆動輪の出力軸に分配する差動機構（３３）と、差動機構（３３）の動作を制限する差動制限装置（５１）と、差動制限装置（５１）の動作を制御するコントローラ（７２）とを備えている。コントローラ（７２）は、駆動トルク演算部（７３）により算出されたホイールローダ（１）全体の駆動トルクと、ブームシリンダ圧力センサ（２１）によって検出されたホイールローダ（１）全体の重量と、ブーム角度センサ（２０）によって検出された車体（２）に対する作業装置（１２）の姿勢に基づいて、前アクスル装置（２４）及び後アクスル装置（２６）に入力されるトルクを算出する。これにより、コントローラ（７２）は、前，後のアクスル装置（２４），（２６）に入力されるトルクを考慮し、車体（２）の走行状態に応じて差動制限装置（５１）の動作を制御する。

Description

ホイール式建設機械

　本発明は、例えばホイールローダ、ホイール式油圧ショベル等のホイール式建設機械に関する。

　一般に、ホイール式建設機械の代表例としては、例えばホイールローダが知られている。このホイールローダは、左，右の駆動輪を有する自走可能な車体と、車体に回動可能に取付けられた作業装置とを備えている。車体には差動機構が設けられ、この差動機構は、左，右の駆動輪に作用する負荷に応じて、駆動源からの駆動トルクを左，右の駆動輪の出力軸に分配する。

　ホイールローダに搭載された差動機構には、通常、差動制限装置（Limited Slip Differential、以下、ＬＳＤという）が設けられている。このＬＳＤは、駆動トルクの大きさに応じて差動機構の動作を制限することにより、ホイールローダの走行性能と旋回性能を両立させるものである（特許文献１）。このようなトルク比例式のＬＳＤでは、駆動トルクが大きくなるのに応じて差動が制限され、駆動トルクが小さくなるのに応じて差動の制限が解除される。従って、トルク比例式のＬＳＤでは、駆動トルクの大きさに応じて差動制限トルク（左，右の駆動輪の出力軸のトルク差）が一義的に決定される。

　ホイールローダのような建設機械では、作業現場の路面状態や作業内容によって走行状態が大きく変化する。このため、舗装路面の走行を想定して設定された差動制限トルクに基づいて差動機構の動作を制限した場合には、ホイールローダの駆動輪がスリップを生じ易くなる。一方、差動制限トルクが予め大きく設定された場合には、旋回走行時に差動機構の動作が適切に行われず、内外輪差を吸収するためのロス（例えば、車輪の摩耗、操舵力の増加、燃費の低下）が大きくなるという問題がある。

　このため、ホイールローダ等のホイール式建設機械では、路面状態や走行状態に応じてＬＳＤによる差動制限トルクを適宜に調整できることが望ましい。差動制限トルクを可変に調整することができる可変式ＬＳＤとして、差動機構に摩擦クラッチとアクチュエータとを備えたものが知られている（引用文献２）。この可変式ＬＳＤは、アクチュエータによって摩擦クラッチを駆動することにより差動機構の動作が制御され、差動制限トルクを調整することができる。この場合、可変式ＬＳＤのアクチュエータとしては、モータの駆動力を用いたもの（引用文献３）、電磁石の電磁力を用いたもの（引用文献４）、空気圧によって動作するピストンの押圧力を用いたもの（引用文献５）、液圧によって動作するピストンの押圧力を用いたもの（引用文献６）等が提案されている。また、ホイールローダに搭載されたブームシリンダおよびバケットシリンダに供給される油圧から前，後の車軸に分配される駆動トルクを予測し、差動制限装置の動作を制御するものも提案されている（特許文献７）。

特開昭５８－１４９４４０号公報 米国特許第６６２００７２号明細書 特開２００３－１８４９９３号公報 特開平８－２５９９５号公報 実開昭６１－１４０２４２号公報 特開昭６３－１０６１４０号公報 特開２０１０－１７９６９６号公報

　可変式ＬＳＤは、旋回等の差動機構の制限が不要な状態では、差動制限装置を非作動とすることにより、内外輪差を吸収するためのロスを低減することができる。一方、路面状態等によって左，右の駆動輪の出力軸にトルク差が発生し得る場合には、差動制限装置によって差動機構の動作を制限することにより、駆動輪のスリップを抑えることができる。

　そして、可変式ＬＳＤによって得られる最大差動制限トルクと、ＬＳＤによって得られる最大差動制限トルクとを等しく設定することにより、可変式ＬＳＤによる駆動輪の出力軸トルクの最大値を、ＬＳＤによる駆動輪の出力軸トルクの最大値と同等とすることができる。しかし、可変式ＬＳＤの出力軸トルクは、出力軸合算トルク（出力軸トルクの合計値）が小さい領域において、ＬＳＤの出力軸トルクよりも高トルクとなる頻度が多くなることが知られている。このため、可変式ＬＳＤを備えたホイール式建設機械は、ＬＳＤを備えたものに比較して駆動輪の出力軸の寿命が低下し易いという問題がある。

　本発明は上述した従来技術の問題に鑑みなされたもので、本発明の目的は、車体の走行状態に応じて差動制限装置の動作を制御し、駆動輪の出力軸の寿命を低下させない範囲で可及的に大きな最大差動制限トルクを発生させることができるようにしたホイール式建設機械を提供することにある。

　本発明は、左，右の駆動輪を有する自走可能な車体と、前記車体に回動可能に取付けられ前記車体との間に設けられた油圧シリンダによって回動する作業装置と、前記左，右の駆動輪に作用する負荷に応じて駆動源からの駆動トルクを前記左，右の駆動輪の出力軸に分配する差動機構と、前記差動機構の動作を制限する差動制限装置と、前記差動制限装置の動作を制御するコントローラとを備えてなるホイール式建設機械に適用される。

　本発明の特徴は、前記油圧シリンダ内の圧力を検出する圧力検出器と、前記車体に対する前記作業装置の姿勢を検出する姿勢検出器と、前記駆動源から動力伝達経路を通じて前記差動機構に伝達される駆動トルクを検出する駆動トルク検出器とが設けられ、前記コントローラは、前記駆動トルク検出器により検出された駆動トルクと、前記圧力検出器により検出された前記油圧シリンダ内の圧力と、前記姿勢検出器により検出された前記作業装置の姿勢とに基づいて前記差動制限装置の動作を予め定められた特性に沿って制御することにある。

　本発明によれば、駆動トルク検出器によって検出された駆動トルクにより、車体全体の駆動トルクが算出される。また、圧力検出器によって検出された油圧シリンダ内の圧力により、作業装置の積荷の荷重を含む車体全体の重量が算出される。さらに、姿勢検出器により、車体に対する作業装置の姿勢が算出される。コントローラは、算出された車体全体の駆動トルク、車体全体の重量、車体に対する作業装置の姿勢に基づいて車体の走行状態を判断し、この走行状態に応じて差動制限装置の動作を制御することができる。

本発明の第１の実施の形態によるホイール式建設機械としてのホイールローダを示す正面図である。 ホイールローダに搭載された各種の搭載機器を示すブロック図である。 コントローラとセンサ類の接続状態を示すブロック図である。 前アクスル装置の内部構造を示す一部破断の断面図である。 図４中の差動機構、差動制限装置等の要部を拡大して示す拡大断面図である。 最大ＨＬＳＤトルク容量が出力軸疲労限トルクよりも大きい場合の、出力軸合算トルクとＨＬＳＤ作動油圧との関係を示す特性線図である。 最大ＨＬＳＤトルク容量が出力軸疲労限トルクよりも大きい場合の、出力軸合算トルクと出力軸トルクとの関係を示す特性線図である。 最大ＨＬＳＤトルク容量が出力軸疲労限トルクよりも小さい場合の、出力軸合算トルクとＨＬＳＤ作動油圧との関係を示す特性線図である。 最大ＨＬＳＤトルク容量が出力軸疲労限トルクよりも小さい場合の、出力軸合算トルクと出力軸トルクとの関係を示す特性線図である。 最大ＨＬＳＤトルク容量が出力軸疲労限トルクよりも大きい場合の、出力軸合算トルクとＨＬＳＤ作動油圧との関係を示す特性線図の変形例である。 最大ＨＬＳＤトルク容量が出力軸疲労限トルクよりも小さい場合の、出力軸合算トルクとＨＬＳＤ作動油圧との関係を示す特性線図の変形例である。

　以下、本発明に係るホイール式建設機械の実施の形態を、ホイールローダに搭載した場合を例に挙げ、図１ないし図１１を参照しつつ詳細に説明する。

　図１において、ホイールローダ１は、自走可能な車体２と、車体２の前端側に設けられた後述の作業装置１２とを含んで構成されている。車体２の前側には左，右の前輪３が設けられ、車体２の後側には左，右の後輪４が設けられている。ホイールローダ１は、左，右の前輪３及び後輪４が駆動輪となった四輪駆動車として構成されている。

　車体２の後側には、駆動源となるエンジン５、トルクコンバータ６、トランスミッション（変速機）７、油圧ポンプ（図示せず）等が搭載されている。トランスミッション７は、例えばソレノイドバルブからなる変速用バルブ７Ａを備えた機械式のトランスミッションであり、変速用バルブ７Ａによって変速操作が行われる。エンジン５から出力された駆動力は、トルクコンバータ６によってトルク変換される。トルクコンバータ６から出力された駆動力は、トランスミッション７によって変速され、前プロペラ軸８及び後プロペラ軸９に伝達される。

　前プロペラ軸８の前端は、後述する前アクスル装置２４に接続され、前アクスル装置２４によって左，右の前輪３が駆動される。後プロペラ軸９の後端は、後述する後アクスル装置２６に接続され、後アクスル装置２６によって左，右の後輪４が駆動される。従って、エンジン５から出力された駆動力は、前アクスル装置２４及び後アクスル装置２６によって、左，右の前輪３及び左，右の後輪４に分配される。

　車体２の上側には、オペレータが搭乗するキャブ１０が設けられている。また、車体２には、メインコントロールユニット１１が搭載されている。メインコントロールユニット１１は、オペレータによるアクセルペダル等の操作量、ホイールローダ１の走行状態に応じて、エンジン５の回転数を指令する指令信号を出力する。また、メインコントロールユニット１１は、トランスミッション７の変速用バルブ７Ａに対し、変速段を指令する指令信号を出力する。

　作業装置１２は、車体２の前端側に設けられている。作業装置１２は、ブーム１３と、揺動部材１４と、リンク１５と、バケット１６と、ブームシリンダ１７と、バケットシリンダ１８とを含んで構成されている。ブーム１３の後端は、車体２に設けられたブーム支持部１９に回動軸１３Ａを中心として上，下方向に回動可能に支持されている。ブーム１３の前端には、バケット１６がピン１６Ａを中心として上，下方向に回動可能に取付けられている。ブーム１３の長さ方向の中間部には、揺動部材１４の長さ方向の中間部が前，後方向に揺動可能に取付けられ、揺動部材１４の下端は、リンク１５を介してバケット１６に連結されている。

　ブームシリンダ１７は、車体２とブーム１３との間に設けられている。ブームシリンダ１７が伸縮することにより、ブーム１３が回動軸１３Ａを中心として上，下方向に回動する。バケットシリンダ１８は、車体２と揺動部材１４の上端との間に設けられている。バケットシリンダ１８が伸縮することにより、バケット１６がピン１６Ａを中心として上，下方向に回動する。作業装置１２は、ブームシリンダ１７によってブーム１３を回動させると共に、バケットシリンダ１８によってバケット１６を回動させることにより、バケット１６によって土砂等を掬う土木作業を行う。

　車体２のブーム支持部１９には、姿勢検出器としてのブーム角度センサ２０が設けられている。ブーム角度センサ２０は、ブーム支持部１９に対するブーム１３の回動角度（姿勢）を検出し、この回動角度に応じた検出信号を後述のコントローラ７２に出力する。ブームシリンダ１７には、圧力検出器としてのブームシリンダ圧力センサ２１が設けられている。ブームシリンダ圧力センサ２１は、ブームシリンダ１７の油室内の圧力を検出し、この圧力に応じた検出信号をコントローラ７２に出力する。

　一方、図２に示すように、エンジン５の駆動力を前アクスル装置２４及び後アクスル装置２６に伝達する動力伝達経路には、トルクコンバータ入力側回転数センサ２２と、トルクコンバータ出力側回転数センサ２３が設けられている。トルクコンバータ入力側回転数センサ２２は、トルクコンバータ６の入力側の回転数を検出し、この回転数に応じた検出信号をコントローラ７２に出力する。トルクコンバータ出力側回転数センサ２３は、トルクコンバータ６の出力側の回転数を検出し、この回転数に応じた検出信号をコントローラ７２に出力する。また、メインコントロールユニット１１からトランスミッション７の変速用バルブ７Ａに出力された指令信号も、コントローラ７２に出力される。

　次に、ホイールローダ１の左，右の前輪３を駆動する前アクスル装置２４、及び左，右の後輪４を駆動する後アクスル装置２５について説明する。

　前アクスル装置２４は、車体２の下部前側に設けられている。前アクスル装置２４は、図４に示すように、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒを有している。各出力軸２５Ｌ，２５Ｒの端部には、それぞれ前輪３が取付けられている。後アクスル装置２６は、車体２の下部後側に設けられている。後アクスル装置２６は、左，右の出力軸２７Ｌ，２７Ｒを有している。各出力軸２７Ｌ，２７Ｒの端部には、それぞれ後輪４が取付けられている。

　ここで、前アクスル装置２４と後アクスル装置２５とは、互いに同様に構成されている。このため、前アクスル装置２４の構成について詳細に説明し、後アクスル装置２５の説明は省略する。

　前アクスル装置２４は、前プロペラ軸８の前端に接続されている。前アクスル装置２４は、前プロペラ軸８に伝達されたトランスミッション７からの駆動力を、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒを介して駆動輪である左，右の前輪３に分配する。図４及び図５に示すように、前アクスル装置２４は、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒ、後述のケーシング２８、油圧式リミテッドスリップデファレンシャル装置３２（以下、ＨＬＳＤ３２という）、左，右の遊星歯車減速機構６３Ｌ，６３Ｒ、左，右のブレーキ機構６７Ｌ，６７Ｒ等を含んで構成されている。

　ケーシング２８は、前アクスル装置２４の外殻を構成している。ケーシング２８は、左，右方向の中間部に位置する中空なデファレンシャルボディ２９と、デファレンシャルボディ２９の左，右方向の両側に位置する左，右のアクスルチューブ３０Ｌ，３０Ｒとを備えている。デファレンシャルボディ２９の内部には、ＨＬＳＤ３２、左，右のブレーキ機構６７Ｌ，６７Ｒが収容されている。左，右のアクスルチューブ３０Ｌ，３０Ｒ内には、出力軸２５Ｌ，２５Ｒがそれぞれ回転可能に支持され、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒの先端には、それぞれ前輪３が取付けられている。

　デファレンシャルボディ２９は、左，右方向（軸方向）に延びる軸線Ａ－Ａを中心とした円筒状の筒体からなり、デファレンシャルボディ２９の左，右方向の両端は、それぞれ開口端２９Ａとなっている。デファレンシャルボディ２９の内部には、左，右の隔壁２９Ｂ，２９Ｃが一体に設けられている。これら左，右の隔壁２９Ｂ，２９Ｃには、左，右方向（軸方向）に貫通する貫通孔２９Ｄがそれぞれ形成されている。

　デファレンシャルボディ２９の内部は、左，右の隔壁２９Ｂ,２９Ｃ間に位置するギヤ室２９Ｅと、ギヤ室２９Ｅを挟んで左，右両側に配置された左，右のブレーキ室２９Ｆ，２９Ｇとに仕切られている。ギヤ室２９ＥにはＨＬＳＤ３２が収容され、左，右のブレーキ室２９Ｆ，２９Ｇには、ブレーキ機構６７Ｌ，６７Ｒが収容されている。また、デファレンシャルボディ２９には、トランスミッション７に向けて突出する突出筒２９Ｈが設けられている。突出筒２９Ｈはギヤ室２９Ｅに開口している。突出筒２９Ｈ内には、後述する入力軸３１が回転可能に支持されている。

　左，右のアクスルチューブ３０Ｌ，３０Ｒの基端側は、デファレンシャルボディ２９の左，右方向の両端と等しい径寸法を有する円筒部３０Ａとなっている。左，右の円筒部３０Ａの内部は、それぞれ減速機室３０Ｂとなっている。左，右の減速機室３０Ｂ内には、遊星歯車減速機構６３Ｌ，６３Ｒが収容されている。左，右のアクスルチューブ３０Ｌ，３０Ｒの円筒部３０Ａは、複数のボルト３０Ｄを用いてデファレンシャルボディ２９の開口端２９Ａに取付けられている。左，右のアクスルチューブ３０Ｌ，３０Ｒは、デファレンシャルボディ２９から左，右方向に延在している。左，右のアクスルチューブ３０Ｌ，３０Ｒの上面側には、それぞれ矩形状をなすマウント部３０Ｃが円筒部３０Ａに隣接して設けられている。これら左，右のマウント部３０Ｃは、ホイールローダ１の車体２に取付けられている。

　入力軸３１は、デファレンシャルボディ２９の突出筒２９Ｈ内に２個の軸受３１Ｃを介して回転可能に設けられている。入力軸３１のうち突出筒２９Ｈの外部に突出した一端には接続フランジ３１Ａが設けられ、この接続フランジ３１Ａは、前プロペラ軸８に接続されている。入力軸３１のうちデファレンシャルボディ２９のギヤ室２９Ｅ内に突出した他端には、ベベルギヤからなるドライブピニオン３１Ｂが形成されている。このドライブピニオン３１Ｂは、後述のリングギヤ４３に噛合している。

　左側の出力軸２５Ｌは、左側のアクスルチューブ３０Ｌ内を軸方向に延びて設けられている。右側の出力軸２５Ｒは、右側のアクスルチューブ３０Ｒ内を軸方向に延びて設けられている。これら左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒは、軸線Ａ-Ａ上に配置されている。出力軸２５Ｌの基端側は、遊星歯車減速機構６３Ｌのキャリア６６にスプライン結合されている。出力軸２５Ｌの先端側はアクスルチューブ３０Ｌから突出し、その先端部には左側の前輪３が取付けられている。出力軸２５Ｒの基端側は、遊星歯車減速機構６３Ｒのキャリア６６にスプライン結合されている。出力軸２５Ｒの先端側はアクスルチューブ３０Ｒから突出し、その先端部には右側の前輪３が取付けられている。

　次に、本実施の形態によるＨＬＳＤ（油圧式リミテッドスリップデファレンシャル装置）３２について説明する。

　ＨＬＳＤ３２は、後述する差動機構３３と、油圧式の差動制限装置５１とにより構成されている。ＨＬＳＤ３２は、ホイールローダ１の走行状態や路面状態に応じて、出力軸の差動を制限する差動制限機能付きの差動装置として構成されている。

　差動機構３３は、デファレンシャルボディ２９のギヤ室２９Ｅ内に設けられている。差動機構３３は、駆動源となるエンジン５の駆動力（回転力）を左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒを介して左，右の前輪３に分配するものである。ここで、差動機構３３は、後述するデファレンシャルケース３６、リングギヤ４３、複数のピニオンギヤ４６、左，右のサイドギヤ４７，４８、左，右の伝達軸４９，５０等を含んで構成されている。

　左リテーナ３４は、デファレンシャルボディ２９を構成する左隔壁２９Ｂの貫通孔２９Ｄに取付けられている。ここで、左リテーナ３４は、貫通孔２９Ｄに嵌合する円筒部３４Ａと、円筒部３４Ａよりも大径な鍔部３４Ｂとを有する段付円筒状に形成されている。左リテーナ３４の鍔部３４Ｂは、ボルト３５を用いて左隔壁２９Ｂに固定されている。また、デファレンシャルボディ２９を構成する右隔壁２９Ｃの貫通孔２９Ｄには、後述する右リテーナ５４が取付けられている。

　デファレンシャルケース３６は、デファレンシャルボディ２９のギヤ室２９Ｅ内に設けられている。デファレンシャルケース３６は、左リテーナ３４と右リテーナ５４とに、それぞれ軸受３７を介して回転可能に支持されている。デファレンシャルケース３６は、ＨＬＳＤ３２の外殻をなすもので、第１のケース３８、第２のケース３９、第３のデフケース４０によって構成されている。

　第１のケース３８は、小径円筒部３８Ａと大径円筒部３８Ｂとを有する段付円筒体からなっている。小径円筒部３８Ａと大径円筒部３８Ｂとの間には、大径な円板状の鍔部３８Ｃが設けられている。小径円筒部３８Ａは、軸受３７を介して左リテーナ３４に支持されている。大径円筒部３８Ｂの軸方向端面には、半円形状の凹部３８Ｄが、９０°の角度間隔をもって４個（１個のみ図示）形成されている。

　第２のケース３９は、小径円筒部３９Ａと大径円筒部３９Ｂとを有する中空な段付円筒体として形成されている。小径円筒部３９Ａは、第１のケース３８の大径円筒部３８Ｂと等しい外径寸法及び肉厚を有している。小径円筒部３９Ａの軸方向端面には、半円形状の凹部３９Ｃが、９０°の角度間隔をもって４個（１個のみ図示）形成されている。これら４個の凹部３９Ｃは、第１のケース３８に形成された４個の凹部３８Ｄに対応している。また、大径円筒部３９Ｂの内周面には、軸方向に延びる断面半円形状の凹溝３９Ｄが、均等な角度間隔をもって複数個（例えば８個）形成されている（１個のみ図示）。これら各凹溝３９Ｄには、後述する非回転ディスク５２Ｂの各突起部が係合している。

　第３のケース４０は、第１のケース３８とは左，右方向の反対側に位置して第２のケース３９に取付けられている。第３のケース４０は、円筒部４０Ａと、円筒部４０Ａよりも大径な円板状の鍔部４０Ｂとを有している。鍔部４０Ｂは、第２のケース３９の大径円筒部３９Ｂと等しい外径寸法を有している。円筒部４０Ａは、軸受３７を介して右リテーナ５４に支持されている。

　第１のケース３８と第２のケース３９とは、大径円筒部３８Ｂの軸方向端面と小径円筒部３９Ａの軸方向端面とを当接させた状態で、複数のボルト４１を用いて固定されている。この状態で、第１のケース３８の凹部３８Ｄと第２のケース３９の凹部３９Ｃとの間には、後述するスパイダ４５の各軸４５Ａが挟持されている。一方、第２のケース３９と第３のケース４０とは、複数のボルト４２を用いて固定されている。これにより、第１，第２，第３のケース３８，３９，４０からなるデファレンシャルケース３６が組立てられ、このデファレンシャルケース３６の内部には、スパイダ４５、複数のピニオンギヤ４６、左，右のサイドギヤ４７，４８が配置されている。

　リングギヤ４３は、デファレンシャルボディ２９のギヤ室２９Ｅ内でデファレンシャルケース３６に取付けられている。リングギヤ４３は環状のベベルギヤによって構成され、第１のケース３８の鍔部３８Ｃに複数のボルト４４を用いて固定されている。リングギヤ４３は、入力軸３１のドライブピニオン３１Ｂに噛合している。従って、エンジン５の駆動力は、トランスミッション７を介して入力軸３１に伝達され、ドライブピニオン３１Ｂとリングギヤ４３とが噛合することにより、デファレンシャルケース３６を回転させる。

　スパイダ４５は、デファレンシャルケース３６内に設けられている。スパイダ４５は、９０°の角度間隔をもって十字状に組合された４本の軸４５Ａを有している（１本のみ図示）。これら各軸４５Ａの先端側は、第１のケース３８の凹部３８Ｄと第２のケース３９の凹部３９Ｃとの間に挟持される。これにより、スパイダ４５は、デファレンシャルケース３６と一体に回転する。

　複数（４個）のピニオンギヤ４６は、スパイダ４５に設けられた４本の軸４５Ａに、それぞれ回転可能に支持されている。各ピニオンギヤ４６は、それぞれベベルギヤからなり、スパイダ４５によって一体化されている。そして、各ピニオンギヤ４６は、デファレンシャルケース３６内で左サイドギヤ４７及び右サイドギヤ４８に噛合している。

　左サイドギヤ４７と右サイドギヤ４８は、それぞれデファレンシャルケース３６内に設けられている。これら左，右のサイドギヤ４７，４８は、スパイダ４５を挟んで左，右方向で対をなしている。左，右のサイドギヤ４７，４８は、それぞれベベルギヤからなり、スパイダ４５に支持された各ピニオンギヤ４６に噛合している。右サイドギヤ４８の外周面には、軸スプライン部４８Ａが形成され、この軸スプライン部４８Ａには、後述する回転ディスク５２Ａの突起部が係合している。

　左伝達軸４９は、左サイドギヤ４７に接続されている。右伝達軸５０は、右サイドギヤ４８に接続されている。左，右の伝達軸４９，５０は、軸線Ａ-Ａ上に対をなして配置されている。左伝達軸４９は、遊星歯車減速機構６３Ｌで減速されたデファレンシャルケース３６の回転を出力軸２５Ｌに伝達する。右伝達軸５０は、遊星歯車減速機構６３Ｒで減速されたデファレンシャルケース３６の回転を出力軸２５Ｒに伝達する。

　左伝達軸４９の基端側は、左サイドギヤ４７の内周側にスプライン結合されている。左伝達軸４９の先端側は、デファレンシャルボディ２９の左隔壁２９Ｂを通じてアクスルチューブ３０Ｌ内へと延びている。左伝達軸４９の先端には、遊星歯車減速機構６３Ｌを構成するサンギヤ４９Ａが一体に形成されている。一方、右伝達軸５０の基端側は、右サイドギヤ４８の内周側にスプライン結合されている。右伝達軸５０の先端側は、デファレンシャルボディ２９の右隔壁２９Ｃを通じてアクスルチューブ３０Ｒ内へと延びている。右伝達軸５０の先端には、遊星歯車減速機構６３Ｒを構成するサンギヤ５０Ａが一体に形成されている。

　油圧式の差動制限装置５１は、差動機構３３と共にデファレンシャルボディ２９内に設けられている。差動制限装置５１は、差動制限装置５１のトルク伝達能力に応じて差動機構３３の動作を制限する。差動制限装置５１は、後述する摩擦クラッチ５２、プレッシャリング５５、ピストン５８、油路６１、油圧発生装置６２等を含んで構成されている。

　摩擦クラッチ５２は、デファレンシャルケース３６と右サイドギヤ４８との間に設けられている。摩擦クラッチ５２は、複数枚の回転ディスク５２Ａと、複数枚の非回転ディスク５２Ｂとにより構成されている。これら複数の回転ディスク５２Ａと複数の非回転ディスク５２Ｂとは、それぞれ環状の板体からなり、軸方向で交互に重なり合うように配置されている。

　摩擦クラッチ５２を構成する各回転ディスク５２Ａは、その内周側が右サイドギヤ４８の軸スプライン部４８Ａにスプライン結合されている。従って、各回転ディスク５２Ａは、右サイドギヤ４８の軸方向に移動可能な状態で、右サイドギヤ４８と共にデファレンシャルケース３６に対して回転可能となっている。一方、各非回転ディスク５２Ｂは、その外周側に全周に亘って複数（例えば８個）の突起部（図示せず）が形成されている。これら各突起部は、第２のケース３９の内周面に形成された各凹溝３９Ｄにそれぞれ係合している。従って、各非回転ディスク５２Ｂは、デファレンシャルケース３６の軸方向に移動可能で、かつデファレンシャルケース３６に対して回転不能な状態に保持されている。

　押圧プレート５３は、デファレンシャルケース３６内に位置して第３のケース４０と非回転ディスク５２Ｂとの間に設けられている。押圧プレート５３は環状の板体からなり、押圧プレート５３の外周側は、第２のケース３９の内周側に軸方向に移動可能に係合している。従って、押圧プレート５３は、第２のケース３９に沿って軸方向に移動可能な状態で、デファレンシャルケース３６と一体に回転する。

　右リテーナ５４は、デファレンシャルボディ２９を構成する右隔壁２９Ｃの貫通孔２９Ｄに取付けられている。ここで、右リテーナ５４は、貫通孔２９Ｄに嵌合する円筒部５４Ａと、円筒部５４Ａよりも大径な鍔部５４Ｂとを有する段付円筒状に形成されている。右リテーナ５４の鍔部５４Ｂは、複数のボルト３５を用いて右隔壁２９Ｃに取付けられている。

　ここで、右リテーナ５４のうち非回転ディスク５２Ｂと軸方向で対向する部位には、ピストン取付部５４Ｃが形成されている。ピストン取付部５４Ｃは、円筒部５４Ａの外周面を全周に亘って切削することにより２段の段部を有している。ピストン取付部５４Ｃには、後述するピストン５８が取付けられている。また、右リテーナ５４の内周側にはナット５４Ｄが螺合し、このナット５４Ｄと第３のケース４０との間で軸受３７が与圧されている。

　プレッシャリング５５は、右リテーナ５４と非回転ディスク５２Ｂとの間に設けられている。プレッシャリング５５は、ピストン５８によって押圧されることにより軸方向に移動し、押圧プレート５３を介して非回転ディスク５２Ｂを回転ディスク５２Ａに向けて押圧する。

　複数のピン５６は、第２のケース３９の大径円筒部３９Ｂに設けられている（１本のみ図示）。各ピン５６は、大径円筒部３９Ｂの周方向に均等な間隔をもって配置され、右リテーナ５４に向けて軸方向に延びている。各ピン５６の先端はプレッシャリング５５に挿通され、プレッシャリング５５は、各ピン５６にガイドされつつ軸方向に移動する。また、各ピン５６の先端側には止め輪５６Ａが取付けられ、この止め輪５６Ａによってプレッシャリング５５が軸方向に抜止めされている。

　複数の戻しばね５７は、第２のケース３９の大径円筒部３９Ｂと押圧プレート５３との間に位置して各ピン５６の外周側にそれぞれ設けられている（１本のみ図示）。各戻しばね５７は圧縮コイルばねからなり、押圧プレート５３をピストン５８側（第３のケース４０側）に付勢している。

　ピストン５８は、右リテーナ５４のピストン取付部５４Ｃに取付けられている。ピストン５８は、ピストン取付部５４Ｃの外周面に嵌合する円筒体からなり、ピストン取付部５４Ｃに対して軸方向に摺動可能となっている。ピストン取付部５４Ｃとピストン５８との間には、全周に亘って環状の油圧室５９が形成されている。従って、油圧室５９に圧油が供給されることにより、ピストン５８が軸方向に移動する構成となっている。

　ピストン５８とプレッシャリング５５との間には、環状のスラスト軸受６０が設けられている。従って、ピストン５８は、油圧室５９に圧油が供給されることにより、スラスト軸受６０を介してプレッシャリング５５を押圧する。これにより、スラスト軸受６０は、ピストン５８とプレッシャリング５５との間に摩擦が発生するのを抑える。

　油路６１は、デファレンシャルボディ２９の右隔壁２９Ｃと右リテーナ５４とに設けられている。油路６１は、油圧室５９に対して圧油（液圧）を給排するものである。油路６１は、右隔壁２９Ｃに形成された隔壁側油路６１Ａと、右リテーナ５４に形成されたリテーナ側油路６１Ｂとにより構成されている。隔壁側油路６１Ａの流入口は、右隔壁２９Ｃの外周面に開口している。リテーナ側油路６１Ｂの流出口は、油圧室５９に開口している。

　油圧発生装置６２は、デファレンシャルボディ２９の右隔壁２９Ｃに形成された隔壁側油路６１Ａの流入口に接続されている。油圧発生装置６２は、例えば油圧ポンプ等によって構成され、コントローラ７２からの制御信号に応じて隔壁側油路６１Ａの流入口に圧油を供給する。油圧発生装置６２から隔壁側油路６１Ａの流入口に圧油が供給されたときには、ピストン５８は、スラスト軸受６０を介してプレッシャリング５５を軸方向に押圧する。プレッシャリング５５は、各戻しばね５７のばね力に抗して押圧プレート５３を非回転ディスク５２Ｂに向けて押圧する。このため、各非回転ディスク５２Ｂと各回転ディスク５２Ａとが、第２のケース３９とピストン５８との間で摩擦接触する。

　これにより、摩擦クラッチ５２の伝達トルクの範囲で差動機構３３の動作が制限される。この結果、左，右のサイドギヤ４７，４８がデファレンシャルケース３６と一体に回転し、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒにそれぞれトルクが伝達される。

　一方、油圧発生装置６２から隔壁側油路６１Ａの流入口への圧油の供給が停止されたときには、押圧プレート５３及びピストン５８は、各戻しばね５７のばね力によって非回転ディスク５２Ｂから離れる方向に移動する。これにより、各非回転ディスク５２Ｂと各回転ディスク５２Ａとの接触状態が解除され、差動制限装置５１が非差動となる。この結果、エンジン５の駆動力は、左，右の前輪３と路面との間の摩擦力の差に応じて左側の前輪３と右側の前輪３とに分配される。

　左側の遊星歯車減速機構６３Ｌは、左側のアクスルチューブ３０Ｌの減速機室３０Ｂ内に設けられている。遊星歯車減速機構６３Ｌは、左伝達軸４９の先端に一体形成されたサンギヤ４９Ａと、アクスルチューブ３０Ｌ（円筒部３０Ａ）の内周側に設けられたリングギヤ６４と、サンギヤ４９Ａとリングギヤ６４とに噛合する複数のプラネットギヤ６５と、各プラネットギヤ６５を回転可能に支持するキャリア６６とにより構成されている。キャリア６６は、出力軸２５Ｌにスプライン結合されている。従って、左伝達軸４９の回転は、遊星歯車減速機構６３Ｌによって減速された状態で、出力軸２５Ｌに伝達される。

　右側の遊星歯車減速機構６３Ｒは、右側のアクスルチューブ３０Ｒの減速機室３０Ｂ内に設けられている。遊星歯車減速機構６３Ｒは、左側の遊星歯車減速機構６３Ｌと同様に、右伝達軸５０の先端側に一体形成されたサンギヤ５０Ａと、リングギヤ６４と、複数のプラネットギヤ６５と、キャリア６６とにより構成されている。キャリア６６は、出力軸２５Ｒにスプライン結合されている。従って、右伝達軸５０の回転は、遊星歯車減速機構６３Ｒによって減速された状態で出力軸２５Ｒに伝達される。

　左側のブレーキ機構６７Ｌは、デファレンシャルボディ２９の左側のブレーキ室２９Ｆ内に設けられている。ブレーキ機構６７Ｌは、例えば湿式多板型のブレーキ機構として構成されている。ブレーキ機構６７Ｌは、左伝達軸４９の外周側にハブ６８を介してスプライン結合された複数枚のブレーキディスク６９と、ブレーキプレート７０と、ブレーキピストン７１とにより構成されている。各ブレーキディスク６９は、左伝達軸４９と一体に回転する。ブレーキプレート７０は、ブレーキディスク６９に対面して配置され、デファレンシャルボディ２９に対して非回転状態に保持されている。そして、ブレーキピストン７１が、外部からの油圧力によってブレーキプレート７０をブレーキディスク６９に押付けることにより、左伝達軸４９に制動力が付与される。

　右側のブレーキ機構６７Ｒは、デファレンシャルボディ２９の右側のブレーキ室２９Ｇ内に設けられている。ブレーキ機構６７Ｒは、左側のブレーキ機構６７Ｌと同様に、右伝達軸５０の外周側にハブ６８を介してスプライン結合された複数枚のブレーキディスク６９と、ブレーキプレート７０と、ブレーキピストン７１とにより構成されている。そして、ブレーキピストン７１が、外部からの油圧力によってブレーキプレート７０をブレーキディスク６９に押付けることにより、右伝達軸５０に制動力が付与される。

　次に、本実施の形態に用いられるコントローラ７２について説明する。

　コントローラ７２は、ホイールローダ１の車体２に搭載され、ＨＬＳＤ３２の作動を制御している。図２及び図３に示すように、コントローラ７２の入力側には、ブーム角度センサ２０、ブームシリンダ圧力センサ２１、トルクコンバータ入力側回転数センサ２２、トルクコンバータ出力側回転数センサ２３が接続されている。また、コントローラ７２には、トランスミッション７の変速段を指令する変速用バルブ７Ａへの指令信号も入力されている。コントローラ７２の出力側には、前アクスル装置２４及び後アクスル装置２５の油圧発生装置６２が接続されている。

　コントローラ７２は、駆動トルク演算部７３、アクスル軸重演算部７４、アクスル装置入力駆動トルク演算部７５、ＨＬＳＤ作動油圧演算部７６を有している。駆動トルク演算部７３は、本実施の形態による駆動トルク検出器を構成している。即ち、駆動トルク演算部７３は、トルクコンバータ入力側回転数センサ２２によって検出されたトルクコンバータ６の入力側の回転数（入力側回転数）と、トルクコンバータ出力側回転数センサ２３によって検出されたトルクコンバータ６の出力側の回転数（出力側回転数）と、変速用バルブ７Ａへの指令信号によって設定されたトランスミッション７の速度段（変速段）とに基づいて、エンジン５から前，後のアクスル装置２４，２５までの動力伝達経路におけるホイールローダ１全体の駆動トルクを算出する。

　具体的には、駆動トルク演算部７３は、トルクコンバータ６の入力軸回転数と出力軸回転数との回転数比を求め、変速用バルブ７Ａによって設定されたトランスミッション７の変速段での減速比を求める。駆動トルク演算部７３は、これら入力軸回転数、回転数比、減速比に基づいて、ホイールローダ１全体の駆動トルク、即ち前プロペラ軸８と後プロペラ軸９に伝達されるトルクの合計である駆動トルクを算出する。

　アクスル軸重演算部７４は、ブームシリンダ圧力センサ２１によって検出されたブームシリンダ１７の油室内の圧力に基づいて、バケット１６に作用する荷重（積荷の重量）を演算する。また、アクスル軸重演算部７４は、ブーム角度センサ２０によって検出されたブーム１３の回動角度に基づいて、バケット１６の位置（車体２に対する作業装置１２の姿勢）を演算する。さらに、アクスル軸重演算部７４は、バケット１６に作用する荷重に基づいてホイールローダ１全体の重量を算出し、バケット１６の位置に基づいてホイールローダ１の姿勢を算出する。そして、アクスル軸重演算部７４は、ホイールローダ１全体の重量とホイールローダ１の姿勢とに基づいて、前，後のアクスル装置２４，２５に作用する荷重（アクスル軸重）を算出する。

　アクスル装置入力駆動トルク演算部７５は、駆動トルク演算部７３で算出されたホイールローダ１全体の駆動トルクと、アクスル軸重演算部７４で算出された前，後のアクスル装置２４，２５のアクスル軸重とに基づいて、前，後のアクスル装置２４，２５に入力される駆動トルク（アクスル装置入力軸トルク）を算出する。具体的には、前，後のアクスル装置２４，２５に作用する荷重の割合と、前，後のアクスル装置２４，２５に伝達される駆動トルクの割合とは依存している。このため、駆動トルク演算部７３の算出結果と、アクスル軸重演算部７４の算出結果から、アクスル装置入力軸トルクが算出される。そして、アクスル装置入力軸トルクに、前，後のアクスル装置２４，２５の減速比を乗算することにより、前輪３側の左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒ及び後輪４側の左，右の出力軸２７Ｌ，２７Ｒのトルクの合計値（出力軸合算トルク）が算出される。

　ＨＬＳＤ作動油圧演算部７６は、アクスル装置入力駆動トルク演算部７５で算出されたアクスル装置入力軸トルクに基づいて、ＨＬＳＤ３２に供給すべき作動油圧（ＨＬＳＤ作動油圧）を算出する。ＨＬＳＤ作動油圧演算部７６は、算出されたＨＬＳＤ作動油圧に基づいて油圧発生装置６２に制御信号を出力し、油圧発生装置６２は、油路６１を通じて油圧室５９に圧油を供給する。これにより、ＨＬＳＤ３２は、ＨＬＳＤ作動油圧に対応した差動制限トルクを発生する構成となっている。

　本実施の形態では、出力軸合算トルクとＨＬＳＤ作動油圧とは、図６または図８に示す特性線図の関係をもつように設定されている。

　ここで、摩擦クラッチ５２の最大伝達トルクを最大ＨＬＳＤトルク容量とし、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒの寿命が無限となる最大のトルクを出力軸疲労限トルクとする。この出力軸疲労限トルクは、本実施の形態における所定値として用いられている。最大ＨＬＳＤトルク容量と出力軸疲労限トルクとが下記数1の関係にあるときには、出力軸合算トルクとＨＬＳＤ作動油圧との関係は、図６に示す特性線７７のようになる。

　また、数1が成り立つときの出力軸合算トルクと、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒに作用するトルクのうち大きい側のトルク（以下、出力軸トルクという）との関係は、図７に実線で示す特性線７８のようになる。

　図７中の破線で示す特性線１００は、本実施の形態において数1が成り立つ時の予め定められた基準値である。この特性線１００は、トルク比例式の差動制限装置（以下、ＬＳＤという）を用いた場合の出力軸合算トルクと出力軸トルクとの関係を示している。なお、出力軸合算トルクがＣ点からＤ点まで増加する間は、ＨＬＳＤ３２による特性線７８とＬＳＤによる特性線１００とは重なり合っている。

　図６、図７中のＡ点は、出力軸合算トルクと最大ＨＬＳＤトルク容量とが等しくなる点を示し、下記数２の関係が成り立つ。図６の特性線７７で示すように、出力軸合算トルクがＡ点のときに、ＨＬＳＤ作動油圧は最大値Ａｐとなる。

　一方、図７の特性線７８のように、出力軸合算トルクがＡ点のときには、出力軸トルクは値Ａｔとなり、出力軸合算トルクと等しくなる。ここで、出力軸合算トルクが、最大ＨＬＳＤトルク容量以下（出力軸合算トルク≦最大ＨＬＳＤトルク容量）の領域であるＡ点までは、ＨＬＳＤ３２は、デファレンシャルロック状態を保持する。

　図６、図７中のＢ点は、出力軸トルクが出力軸疲労限トルクとなる点を示し、下記数３の関係が成り立つ。ここで、図６の特性線７７のように、出力軸合算トルクが点Ａから点Ｂまで増加する間、ＨＬＳＤ作動油圧は、一定で最大値Ａｐを保持する。また、図７の特性線７８のように、出力軸合算トルクが点Ｂのときには、出力軸トルクは出力軸疲労限トルクと同じ値Ｂｔとなる。この値Ｂｔは、本実施の形態において数1が成り立つ時の所定値となっている。

　ここで、出力軸合算トルクが点Ａを超えると、出力軸合算トルクが、最大ＨＬＳＤトルク容量よりも大きくなる（出力軸合算トルク＞最大ＨＬＳＤトルク容量）。このため、ＨＬＳＤ３２の摩擦クラッチ５２が滑りを生じ、出力軸トルクは値Ａｔから値Ｂｔまで増加する。

　図６、図７中のＣ点は、特性線１００で示すＬＳＤの出力軸トルクが、出力軸疲労限トルクとなる点を示し、下記数４の関係が成り立つ。

　ここで、Ｂ点は、出力軸トルクが出力軸疲労限トルクとなる点である。このため、出力軸トルクが、Ａ点からＢ点まで増加する傾きのままＢ点からさらに増加した場合には、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒに対し、疲労限度以上のトルクが作用する頻度が増大する。これにより、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒは、ＬＳＤの出力軸に比較して寿命が低下する虞がある。

　これに対し、コントローラ７２は、図６の特性線７７のように、出力軸合算トルクがＢ点からＣ点まで増加する間に、ＨＬＳＤ作動油圧を、値Ａｐから値Ｃｐへと徐々に低下させる。これにより、図７の特性線７８のように、出力軸合算トルクがＢ点からＣ点まで増加する間、出力軸トルクは、出力軸疲労限トルクと同じ値Ｂｔを保持する。このように、出力軸合算トルクがＢ点からＣ点まで増加する間に、出力軸トルクは、出力軸疲労限トルクと同じ値Ｂｔを超えないように設定されている。そして、出力軸合算トルクがＣ点となったときには、下記数５の関係が成り立つ。

　図６、図７中のＤ点は、出力軸合算トルクが最大となる点を示している。このとき、特性線７７で示すように、ＨＬＳＤ作動油圧は、値Ｃｐからアクスル装置入力軸トルクの増加に比例して増加し、出力軸合算トルクがＤ点となったときに最大値Ａｐとなる。一方、図７の特性線７８のように、出力軸トルクは、出力軸合算トルクがＣ点からＤ点まで増加するのに比例して値Ｂｔから最大値Ｄｔまで増加する。このとき、ＨＬＳＤ３２による特性線７８の出力軸トルクが値Ｂｔから値Ｄｔまで増加する傾きは、基準値として定められた特性線１００の出力軸トルクが値Ｂｔから値Ｄｔまで増加する傾きと一致している。

　これにより、図７の特性線７８で示すように、出力軸トルクが出力軸疲労限トルクと同じ値Ｂｔ（所定値）未満である領域（図７中のハッチングを付した領域）では、ＨＬＳＤ３２の出力軸トルクを、ＬＳＤの特性線１００（基準値）よりも大きくすることができる。従って、出力軸トルクが出力軸疲労限トルク未満の領域では、ＬＳＤの差動制限トルクよりも大きな差動制限トルクを発生させることができる。また、出力軸トルクが出力軸疲労限トルク以上の領域では、ＬＳＤと同等の差動制限トルクを発生させることができる。従って、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒに対して疲労限度以上のトルクが作用する頻度がＬＳＤと同等となり、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒの寿命の低下を抑えることができる。

　次に、最大ＨＬＳＤトルク容量と出力軸疲労限トルクとが下記数６の関係にあるときには、出力軸合算トルクとＨＬＳＤ作動油圧との関係は、図８に示す特性線７９のようになる。

　また、数６が成り立つときの出力軸合算トルクと出力軸トルクとの関係は、図９に実線で示す特性線８０のようになる。図９中の破線で示す特性線１０１は、本実施の形態において数６が成り立つ時の予め定められた基準値である。この特性線１０１は、ＬＳＤを用いた場合の出力軸合算トルクと出力軸トルクとの関係を示している。なお、出力軸合算トルクがＣ点からＤ点まで増加する間は、ＨＬＳＤ３２による特性線８０とＬＳＤによる特性線１０１とは重なり合っている。

　ここで、数６が成り立つ場合には、出力軸合算トルクが最大ＨＬＳＤトルク容量となる点よりも先に、出力軸トルクが出力軸疲労限トルクとなる点（Ｂ′点）に達する。このとき、下記数７及び数８の関係が成り立つ。図８の特性線７９で示すように、出力軸合算トルクがＢ′点のときに、ＨＬＳＤ作動油圧は値Ｂｐ′となる。

　図９の特性線８０のように、出力軸合算トルクがＢ′点のときには、出力軸トルクは、出力軸疲労限トルクと同じ値Ｂｔ′となる。この値Ｂｔ′は、本実施の形態において数６が成り立つ時の所定値となっている。ここで、出力軸合算トルクが、出力軸疲労限トルクよりも小さい領域（Ｂ′点未満の領域）では、ＨＬＳＤ３２は、デファレンシャルロック状態を保持する。

　図８、図９中のＣ′点は、特性線１０１で示すＬＳＤの出力軸トルクが、出力軸疲労限トルクとなる点を示している。ここで、図９において出力軸トルクが、０からＢ′点まで増加する傾きのままＢ′点からさらに増加した場合には、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒに対し、疲労限度以上のトルクが作用する頻度が増大する。これにより、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒは、ＬＳＤの出力軸に比較して寿命が低下する虞がある。

　これに対し、コントローラ７２は、図８の特性線７９のように、出力軸合算トルクがＢ′点からＣ′点まで増加する間に、ＨＬＳＤ作動油圧を、値Ｂｐ′から値Ｃｐ′へと徐々に低下させる。これにより、図９の特性線８０のように、出力軸合算トルクがＢ′点からＣ′点まで増加する間、出力軸トルクは、出力軸疲労限トルクと同じ値Ｂｔ′を保持する。このように、出力軸合算トルクがＢ′点からＣ′点まで増加する間に、出力軸トルクは、出力軸疲労限トルクと同じ値Ｂｔ′を超えないように設定されている。

　図８、図９中のＤ′点は、出力軸合算トルクが最大となる点を示している。このとき、特性線８０で示すように、ＨＬＳＤ作動油圧は、値Ｃｐ′からアクスル装置入力軸トルクの増加に比例して増加し、出力軸合算トルクがＤ′点となったときに最大値Ｄｐ′となる。一方、図９の特性線８０のように、出力軸トルクは、出力軸合算トルクがＣ′点からＤ′点まで増加するのに比例して値Ｂｔ′から最大値Ｄｔ′まで増加する。このとき、ＨＬＳＤ３２による特性線８０の出力軸トルクが値Ｂｔ′から値Ｄｔ′まで増加する傾きは、基準値として定められた特性線１０１の出力軸トルクが値Ｂｔ′から値Ｄｔ′まで増加する傾きと一致している。

　これにより、図９の特性線８０で示すように、出力軸トルクが出力軸疲労限トルクと同じ値Ｂｔ′（所定値）未満である領域（図９中のハッチングを付した領域）では、ＨＬＳＤ３２の出力軸トルクを、ＬＳＤの特性線１０１（基準値）よりも大きくすることができる。従って、出力軸トルクが出力軸疲労限トルク未満の領域では、ＬＳＤの差動制限トルクよりも大きな差動制限トルクを発生させることができる。また、出力軸トルクが出力軸疲労限トルク以上の領域では、ＬＳＤと同等の差動制限トルクを発生させることができる。従って、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒに対して疲労限度以上のトルクが作用する頻度は、ＬＳＤと同等となるので、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒの寿命の低下を抑えることができる。

　本実施の形態によるホイールローダ１は上述の如き構成を有するもので、以下、ホイールローダ１の走行時における前アクスル装置２４の作動について説明する。

　キャブ１０に搭乗したオペレータがエンジン５を作動させると、エンジン５の回転力は、トランスミッション７の前プロペラ軸８を介して入力軸３１に伝達される。入力軸３１の回転は、ドライブピニオン３１Ｂから差動機構３３のリングギヤ４３に伝達され、リングギヤ４３が取付けられたデファレンシャルケース３６が回転する。

　デファレンシャルケース３６を構成する第１のケース３８と第２のケース３９との間には、スパイダ４５の各軸４５Ａが挟持されている。従って、スパイダ４５は、各軸４５Ａによって複数のピニオンギヤ４６を支持した状態でデファレンシャルケース３６と一緒に回転する。

　ここで、油圧室５９に油圧発生装置６２からの圧油が供給されていない状態では、押圧プレート５３は、戻しばね５７のばね力によって摩擦クラッチ５２の非回転ディスク５２Ｂから離れる方向に付勢されている。これにより、各回転ディスク５２Ａと各非回転ディスク５２Ｂとは、互いに非接触の状態を保っている。

　デファレンシャルケース３６が、複数のピニオンギヤ４６と一緒に回転することにより、各ピニオンギヤ４６に噛合する左サイドギヤ４７と右サイドギヤ４８が回転する。左サイドギヤ４７に結合された左伝達軸４９の回転は、遊星歯車減速機構６３Ｌによって減速された状態で出力軸２５Ｌに伝達される。同様に、右サイドギヤ４８に結合された右伝達軸５０の回転は、遊星歯車減速機構６３Ｒによって減速された状態で出力軸２５Ｒに伝達される。これにより、左，右の前輪３が回転駆動され、これと同様に左，右の後輪４が回転駆動されることにより、ホイールローダ１が走行する。

　ここで、ホイールローダ１の走行時には、ブーム角度センサ２０、ブームシリンダ圧力センサ２１、トルクコンバータ入力側回転数センサ２２、トルクコンバータ出力側回転数センサ２３からの検出信号が、コントローラ７２に入力される。また、コントローラ７２には、トランスミッション７の変速段を指令する指令信号も入力される。

　コントローラ７２の駆動トルク演算部７３は、トルクコンバータ６の入力側及び出力側の回転数と、トランスミッション７の速度段とに基づいて、ホイールローダ１全体の駆動トルク、即ち前プロペラ軸８と後プロペラ軸９に伝達されるトルクの合計である駆動トルクを算出する。また、アクスル軸重演算部７４は、ホイールローダ１全体の重量とホイールローダ１の姿勢とに基づいて、前，後のアクスル装置２４，２５に作用する荷重（アクスル軸重）を算出する。

　アクスル装置入力駆動トルク演算部７５は、駆動トルク演算部７３で算出されたホイールローダ１全体の駆動トルクと、アクスル軸重演算部７４で算出された前，後のアクスル装置２４，２５のアクスル軸重とに基づいて、前，後のアクスル装置２４，２５に入力される駆動トルク（アクスル装置入力軸トルク）を算出する。そして、ＨＬＳＤ作動油圧演算部７６は、アクスル装置入力駆動トルク演算部７５で算出されたアクスル装置入力軸トルクに基づいて、ＨＬＳＤ３２に供給すべき作動油圧（ＨＬＳＤ作動油圧）を算出する。

　ＨＬＳＤ作動油圧演算部７６は、算出されたＨＬＳＤ作動油圧に基づいて油圧発生装置６２に制御信号を出力し、油圧発生装置６２から油圧室５９に供給されるＨＬＳＤ作動油圧を制御する。これにより、ＨＬＳＤ３２は、ＨＬＳＤ作動油圧に対応した差動制限トルクを発生する。

　ここで、最大ＨＬＳＤトルク容量が出力軸疲労限トルクよりも小さい（最大ＨＬＳＤトルク容量 ＜ 出力軸疲労限トルク）場合には、コントローラ７２は、図６の特性線７７に従ってＨＬＳＤ作動油圧を制御する。

　即ち、ＨＬＳＤ作動油圧は、出力軸合算トルクが０からＡ点（出力軸合算トルクと最大ＨＬＳＤトルク容量とが等しくなる点）まで増加するのに伴って増加し、Ａ点で最大値Ａｐとなる。また、ＨＬＳＤ作動油圧は、出力軸合算トルクがＡ点からＢ点（出力軸トルクが出力軸疲労限トルクとなる点）まで増加する間は、最大値Ａｐを保持する。また、ＨＬＳＤ作動油圧は、出力軸合算トルクがＢ点からＣ点（基準値として用いたＬＳＤの出力軸トルクが出力軸疲労限トルクとなる点）まで増加する間は、最大値Ａｐから値Ｃｐへと減少する。さらに、ＨＬＳＤ作動油圧は、出力軸合算トルクがＣ点からＤ点（出力軸合算トルクが最大となる点）まで増加する間は、値Ｃｐから最大値Ａｐまで増加する。

　これにより、図７の特性線７８で示すように、出力軸合算トルクが０からＡ点まで増加する間に、ＨＬＳＤ３２はデファレンシャルロック状態を保持する。このため、出力軸トルクは、基準値である特性線１００の出力軸トルク（ＬＳＤの出力軸トルク）よりも大きな値Ａｔまで増加する。また、出力軸合算トルクがＡ点からＢ点まで増加する間には、ＨＬＳＤ３２の摩擦クラッチ５２が滑りを発生する。このため、出力軸トルクは、増加の傾きが減少した状態で、基準値である特性線１００よりも大きな値Ｂｔまで増加する。

　ここで、Ｂ点は、出力軸トルクが出力軸疲労限トルクとなる点である。従って、Ｂ点を超えて出力軸トルクが増加し続けた場合には、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒに対し、疲労限トルクを超えるトルクが作用する頻度が増加し、寿命の低下を招く。このため、出力軸トルクは、出力軸合算トルクがＢ点からＣ点まで増加する間は、ＨＬＳＤ作動油圧の低下に応じて値Ｂｔを保持する。また、Ｃ点は、基準値である特性線１００の出力軸トルクが、所定値である出力軸疲労限トルクとなる点である。このため、出力軸トルクは、出力軸合算トルクがＣ点からＤ点まで増加する間は、ＨＬＳＤ作動油圧の増加に応じて値Ｂｔから最大値Ｄｔまで増加する。このとき、出力軸トルクの増加の傾きは、基準値である特性線１００の出力軸トルクと等しくなるように設定されている。これにより、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒに対し、疲労限トルクを超えるトルクが作用する頻度を抑えることができ、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒの寿命の低下を抑えることができる。

　このように、最大ＨＬＳＤトルク容量が出力軸疲労限トルクよりも小さい（最大ＨＬＳＤトルク容量 ＜ 出力軸疲労限トルク）場合には、コントローラ７２は、ＨＬＳＤ作動油圧を、図６の特性線７７のように制御する。即ち、コントローラ７２は、出力軸トルクが出力軸疲労限トルク（所定値）未満の領域（（図７中のハッチングを付した領域）では、図７の特性線７８で示す出力軸トルクが特性線１００で示す基準値よりも大きくなるように、差動制御装置５１の動作を制御する。これにより、ＨＬＳＤ３２が搭載されたホイールローダ１は、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒの出力軸トルクが出力軸疲労限トルク未満の領域では、ＬＳＤが搭載されたホイールローダよりも大きな差動制限トルクを発生させることができる。この結果、ホイールローダ１は、不整地などの作業現場でのスリップを抑えることができ、かつ大きな牽引力を発生することができる。

　一方、コントローラ７２は、出力軸トルクが出力軸疲労限トルク（所定値）以上の領域（出力軸合算トルクのＣ点以上の領域）では、図７の特性線７８で示す出力軸トルクが特性線１００で示す基準値と等しくなるように、差動制御装置５１の動作を制御する。これにより、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒに対し、疲労限トルクを超えるトルクが作用する頻度を抑えることができる。この結果、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒの寿命の低下を抑えることができる。

　次に、最大ＨＬＳＤトルク容量が出力軸疲労限トルク以上（最大ＨＬＳＤトルク容量 ≧ 出力軸疲労限トルク）である場合には、コントローラ７２は、図８の特性線７９に従ってＨＬＳＤ作動油圧を制御する。

　即ち、ＨＬＳＤ作動油圧は、出力軸合算トルクが０からＢ′点（出力軸トルクが出力軸疲労限トルクとなる点）まで増加するのに伴って増加し、Ｂ′点で値Ｂｐ′となる。また、ＨＬＳＤ作動油圧は、出力軸合算トルクがＢ′点からＣ′点（基準値として用いたＬＳＤの出力軸トルクが出力軸疲労限トルクとなる点）まで増加する間は、値Ｂ′から値Ｃ′へと減少する。さらに、ＨＬＳＤ作動油圧は、出力軸合算トルクがＣ′点からＤ′点（出力軸合算トルクが最大となる点）まで増加する間は、値Ｃｐ′から最大値Ｄｐ′まで増加する。

　これにより、図９の特性線８０で示すように、出力軸合算トルクが０からＢ′点まで増加する間に、ＨＬＳＤ３２はデファレンシャルロック状態を保持する。このため、出力軸トルクは、基準値である特性線１０１の出力軸トルク（ＬＳＤの出力軸トルク）よりも大きな値Ｂｔ′まで増加する。ここで、Ｂ′点は、出力軸トルクが出力軸疲労限トルクとなる点である。従って、Ｂ′点を超えて出力軸トルクが増加し続けた場合には、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒに対し、疲労限トルクを超えるトルクが作用する頻度が増加し、寿命の低下を招く。このため、出力軸トルクは、出力軸合算トルクがＢ′点からＣ′点まで増加する間は、ＨＬＳＤ作動油圧の低下に応じて値Ｂｔ′を保持する。

　また、Ｃ′点は、基準値である特性線１０１の出力軸トルクが、所定値である出力軸疲労限トルクとなる点である。このため、出力軸トルクは、出力軸合算トルクがＣ′点からＤ′点まで増加する間は、ＨＬＳＤ作動油圧の増加に応じて値Ｂｔ′から最大値Ｄｔ′まで増加する。このとき、出力軸トルクの増加の傾きは、基準値である特性線１０１の出力軸トルクと等しくなるように設定されている。これにより、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒに対し、疲労限トルクを超えるトルクが作用する頻度を抑えることができ、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒの寿命の低下を抑えることができる。

　このように、最大ＨＬＳＤトルク容量が出力軸疲労限トルク以上（最大ＨＬＳＤトルク容量 ≧ 出力軸疲労限トルク）である場合には、コントローラ７２は、ＨＬＳＤ作動油圧を、図８の特性線７９のように制御する。即ち、コントローラ７２は、出力軸トルクが出力軸疲労限トルク（所定値）未満の領域（図９中のハッチングを付した領域）では、図９の特性線８０で示す出力軸トルクが特性線１０１で示す基準値よりも大きくなるように、差動制御装置５１の動作を制御する。これにより、ＨＬＳＤ３２が搭載されたホイールローダ１は、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒの出力軸トルクが出力軸疲労限トルク未満の領域では、ＬＳＤが搭載されたホイールローダよりも大きな差動制限トルクを発生させることができる。この結果、ホイールローダ１は、不整地などの作業現場でのスリップを抑えることができ、かつ大きな牽引力を発生することができる。

　一方、コントローラ７２は、出力軸トルクが出力軸疲労限トルク（所定値）以上の領域（出力軸合算トルクのＣ′点以上の領域）では、図９の特性線８０で示す出力軸トルクが特性線１０１で示す基準値と等しくなるように、差動制御装置５１の動作を制御する。これにより、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒに対し、疲労限トルクを超えるトルクが作用する頻度を抑えることができる。この結果、左，右の出力軸２５Ｌ，２５Ｒの寿命の低下を抑えることができる。

　なお、ホイールローダ１の左，右の後輪４を駆動する後アクスル装置２６にも、前アクスル装置２４と同様なＨＬＳＤ３２が設けられている。そして、後アクスル装置２６に設けられたＨＬＳＤ３２は、コントローラ７２によってＨＬＳＤ作動油圧を制御することにより、上述したと同様に差動制限装置５１の動作を制御することができる。

　なお、実施の形態では、最大ＨＬＳＤトルク容量が出力軸疲労限トルクよりも小さい（最大ＨＬＳＤトルク容量 ＜ 出力軸疲労限トルク）場合には、コントローラ７２が図６の特性線７７に従ってＨＬＳＤ作動油圧を制御し、最大ＨＬＳＤトルク容量が出力軸疲労限トルク以上（最大ＨＬＳＤトルク容量 ≧ 出力軸疲労限トルク）である場合には、コントローラ７２が図８の特性線７９に従ってＨＬＳＤ作動油圧を制御する場合を例示している。

　しかし、本発明はこれに限るものではなく、例えば図１０に示す変形例による特性線７７″のように、出力軸合算トルクが０からＡ点まで増加する間に、ＨＬＳＤ作動油圧を、図１０中にハッチングを付した範囲内で調整する構成としてもよい。また、図１１の特性線７９″のように、出力軸合算トルクが０からＢ′点まで増加する間に、ＨＬＳＤ作動油圧を、図１１中にハッチングを付した範囲内で調整する構成としてもよい。

　この場合、図１０の特性線７７″でハッチングを付した０からＡ点までの範囲は、出力軸合算トルクが最大ＨＬＳＤトルク容量未満である。このため、変形例による図１０の特性線７７″に従ってＨＬＳＤ作動油圧を変化させた場合でも、実施の形態による図６の特性線７７に従ってＨＬＳＤ作動油圧を変化させた場合と同様に、図７の特性線７８のように出力軸トルクを変化させることができる。同様に、変形例による図１１の特性線７９″に従ってＨＬＳＤ作動油圧を変化させた場合でも、実施の形態による図８の特性線７９に従ってＨＬＳＤ作動油圧を変化させた場合と同様に、図９の特性線８０のように出力軸トルクを変化させることができる。

　しかも、変形例によれば、調整が難しい低圧側のＨＬＳＤ作動油圧を、出力軸合算トルクの増加に対応させて一義的に調整する必要がなく、図１０及び図１１中のハッチングを付した範囲内で調整することができる。従って、ＨＬＳＤ３２の作動時に出力軸合算トルクが急激に変動したとしても、この出力軸合算トルクの変動に追従してＨＬＳＤ作動油圧を変化させることができる。

　また、実施の形態では、ホイールローダ１に機械式のトランスミッション７が搭載され、トルクコンバータ６の入出力側の回転数と、トランスミッション７の変速段とに基づいてホイールローダ１全体の駆動トルクを算出する場合を例示している。しかし、本発明はこれに限らず、例えばトランスミッション７に代えてハイドロスタティック式のトランスミッションを用いてもよい。この場合、エンジン５で駆動されるポンプによって回転する油圧モータの駆動トルクは、油圧モータに対して流入出する油圧と、油圧モータの容量とによって決定される。従って、例えば油圧モータの流入出側の油圧と、油圧モータの容量とに基づいてホイールローダ全体の駆動トルクを算出することができる。

　また、実施の形態では、ホイールローダ１のアクスル装置入力軸トルクが、トルクコンバータ６の入力側及び出力側の回転数、トランスミッション７の変速用バルブ７Ａへの指令信号、ブームシリンダ１７の油室内の圧力、ブーム１３の回動角度を用いて算出される場合を例示している。しかし、本発明はこれに限らず、アクスル装置入力軸トルクは、トルクメータ等のトルク検出器を用いて直接検出してもよい。

　また、実施の形態では、差動制限装置５１の摩擦クラッチ５２を作動させるアクチュエータとして、油圧式のピストン５８を用いた場合を例示している。しかし、本発明はこれに限らず、例えば水圧、空気圧によって駆動されるピストン、電動モータ、電磁石による励磁力を利用したアクチュエータ等を用いてもよい。

　また、実施の形態では、左，右の前輪３と左，右の後輪４が駆動輪となった４輪駆動のホイールローダ１を例に挙げ、前アクスル装置２４及び後アクスル装置２６の両方にＨＬＳＤ３２を設ける構成を例示している。しかし、本発明はこれに限らず、例えば前，後のアクスル装置のいずれか一方のアクスル装置にＨＬＳＤを設け、他方のアクスル装置には、ＬＳＤ等の他の差動制限装置、あるいは差動制限機能がない差動装置を設ける構成としてもよい。

　さらに、実施の形態では、ホイール式建設機械として、トランスミッション７と前輪３及び後輪４との間に前，後のアクスル装置２４，２６が設けられたホイールローダ１を例示している。しかし、本発明はこれに限らず、例えばホイール式の油圧ショベル、鉱山用の大型ダンプトラック、トラクタ等の他のホイール式建設機械に広く適用することができる。

　１　ホイールローダ
　２　車体
　３　前輪
　４　後輪
　５　エンジン（駆動源）
　６　トルクコンバータ
　７　トランスミッション（変速機）
　７Ａ　変速用バルブ
　１２　作業装置
　２０　ブーム角度センサ（姿勢検出器）
　２１　ブームシリンダ圧力センサ
　２２　トルクコンバータ入力側回転数センサ
　２３　トルクコンバータ出力側回転数センサ
　２４　前アクスル装置
　２５Ｌ，２５Ｒ，２７Ｌ，２７Ｒ　出力軸
　２６　後アクスル装置
　３３　差動機構
　５１　差動制限装置
　５８　ピストン
　６２　油圧発生装置
　７２　コントローラ
　７３　駆動トルク演算部（駆動トルク検出器）

Claims (3)

1. 　左，右の駆動輪を有する自走可能な車体と、
   　前記車体に回動可能に取付けられ前記車体との間に設けられた油圧シリンダによって回動する作業装置と、
   　前記左，右の駆動輪に作用する負荷に応じて駆動源からの駆動トルクを前記左，右の駆動輪の出力軸に分配する差動機構と、
   　前記差動機構の動作を制限する差動制限装置と、
   　前記差動制限装置の動作を制御するコントローラとを備えてなるホイール式建設機械において、
   　前記油圧シリンダ内の圧力を検出する圧力検出器と、
   　前記車体に対する前記作業装置の姿勢を検出する姿勢検出器と、
   　前記駆動源から動力伝達経路を通じて前記差動機構に伝達される駆動トルクを検出する駆動トルク検出器とが設けられ、
   　前記コントローラは、前記駆動トルク検出器により検出された駆動トルクと、前記圧力検出器により検出された前記油圧シリンダ内の圧力と、前記姿勢検出器により検出された前記作業装置の姿勢とに基づいて前記差動制限装置の動作を予め定められた特性に沿って制御することを特徴とするホイール式建設機械。
2. 　前記動力伝達経路の途中には、トルクコンバータおよび変速機が設けられ、
   　前記変速機には速度段を切換える変速用バルブが設けられ、
   　前記駆動トルク検出器は、前記トルクコンバータの入力側の回転数および出力側の回転数と、前記変速用バルブにより切換えられた前記変速機の速度段に基づいて駆動トルクを検出することを特徴とする請求項１に記載のホイール式建設機械。
3. 　前記コントローラは、前記左，右の駆動輪の出力軸トルクが所定値未満の領域では、前記差動制限装置による差動制限量が予め定められた基準値よりも大きくなるように前記差動制限装置の動作を制御し、
   　前記左，右の駆動輪の出力軸トルクが所定値以上の領域では、前記差動制限量が前記基準値と等しくなるように前記差動制限装置の動作を制御することを特徴とする請求項１に記載のホイール式建設機械。

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