(57)【要約】【課題】作業機負荷圧力に対する走行負荷圧力の特性線を作業の種類に応じて自動で変更することができ、操作性に優れ、かつ部品点数が少なく構造が簡単である走行作業機械の油圧駆動システムを提供する。【解決手段】ＨＳＴ走行油圧回路２は走行駆動回路１１と走行制御回路１２を備え、走行制御回路１２は油圧式開閉弁３８と油圧式切換弁４１を有し、油圧式開閉弁３８は走行負荷圧力が導かれる第１受圧部３８ｃ、常時作業機負荷圧力が導かれる第２受圧部３８ｄ、油圧式切換弁４１を介して選択的に作業機負荷圧力が導かれる第３受圧部３８ｅを有し、油圧式切換弁４１は作業機負荷圧力が導かれる受圧部４１ｃを有している。作業機負荷圧力が所定値Ｐｆａを超えると、油圧式切換弁４１は切り換えられ、第３受圧部３８ｅにも作業機負荷圧力を導く。【選択図】  図１
2010025179.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
原動機により駆動される走行用の可変容量型油圧ポンプと、
前記原動機により駆動される作業機用の油圧ポンプと、
前記可変容量型油圧ポンプと閉回路接続され、前記可変容量型油圧ポンプからの吐出油によって駆動される走行用油圧モータと、
前記作業機用の油圧ポンプを油圧源とする作業機用油圧回路と、
前記可変容量型油圧ポンプの押しのけ容積を変化させる油圧アクチュエータと、
この油圧アクチュエータに対する圧油の給排を制御し前記可変容量型油圧ポンプの押しのけ容積を制御する走行制御回路とを備えた走行作業機械の油圧駆動システムにおいて、
前記走行用油圧モータの負荷圧力が導かれる第１受圧部及び前記作業機用油圧回路の負荷圧力が導かれる第２受圧部及び第３受圧部を有し、前記走行用油圧モータの負荷圧力と前記作業機用油圧回路の負荷圧力の和が予め設定した値を超えると前記可変容量型油圧ポンプの押しのけ容積を減らすように前記油圧アクチュエータを作動させる油圧式開閉弁と、
前記油圧式開閉弁の第３受圧部と前記作業機用油圧回路の間に配置され、前記作業機用油圧回路の負荷圧力が導かれる第４受圧部を有する油圧式切換弁とを有し、
前記油圧式開閉弁の第２受圧部は前記作業機用油圧回路に常時連通するよう接続され、
前記油圧式開閉弁の第３受圧部は前記油圧式切換弁を介して前記作業機用油圧回路に接続され、
前記油圧式切換弁は、前記作業機用油圧回路の負荷圧力が所定値以下にあるときは第１位置にあり、この第１位置では前記第３受圧部と前記作業機用油圧回路との連通を遮断し、前記作業機用油圧回路の負荷圧力が前記所定値を超えると第２位置に切り換えられ、この第２位置では前記第３受圧部を前記作業機用油圧回路に連通させることを特徴とする走行作業機械の油圧駆動システム
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は走行作業機械の油圧駆動システムに係わり、特に、同一の原動機により駆動される走行用の可変容量型油圧ポンプと作業機用の油圧ポンプを備え、走行と作業機の複合動作で作業を行うホイールローダ等の走行作業機の油圧駆動システムに関する。
【背景技術】
【０００２】
ホイールローダ等の走行作業機械の油圧駆動システムとして、原動機により駆動される走行用の可変容量型油圧ポンプと、原動機により駆動される作業機用の油圧ポンプと、走行用の可変容量型油圧ポンプと閉回路接続され、可変容量型油圧ポンプからの吐出油によって駆動される走行用油圧モータと、作業機用の油圧ポンプを油圧源とする作業機用油圧回路と、可変容量型油圧ポンプの押しのけ容積を変化させる油圧アクチュエータと、この油圧アクチュエータに対する圧油の給排を制御し可変容量型油圧ポンプの押しのけ容積を制御する走行制御回路とを備えたものが知られている（特許文献１）。この油圧駆動システムにおいて、走行制御回路には前後進切換弁が配置されており、オペレータが前後進切換レバーにより前後進切換弁をF（前進）位置に切り換えると、可変容量型油圧ポンプの押しのけ容積可変機構を前進側に駆動するよう油圧アクチュエータを駆動し、オペレータが前後進切換弁をＲ（後進）位置に切り換えると、可変容量型油圧ポンプの押しのけ容積可変機構を後進側に駆動するよう油圧アクチュエータを駆動する。これにより可変容量型油圧ポンプは前後進切換弁の操作位置に応じて前進側或いは後進側に圧油を吐出し、走行用油圧モータを前進側或いは後進側に駆動して走行作業機械を前進方向或いは後進方向に走行する。
【０００３】
このような油圧駆動システムにおいて、特許文献１の第９図には、走行制御回路の前後進切換弁と油圧アクチュエータとの間に、走行用油圧モータの負荷圧力（以下、適宜走行負荷圧力という）が導かれる第１受圧部及び作業機用油圧回路の負荷圧力（以下、適宜作業機負荷圧力という）が導かれる第２受圧部を有する油圧式開閉弁を配置し、走行負荷圧力が予め設定した値を超えると可変容量型油圧ポンプの押しのけ容積可変機構を中立位置に戻すよう油圧アクチュエータの駆動を制御し、走行用の可変容量型油圧ポンプの押しのけ容積を減らすようにしたものが記載されている。これにより作業機負荷圧力が上昇するにしたがって走行負荷圧力を低下させ、走行用の可変容量型油圧ポンプの駆動トルク（走行トルク）と作業機用の油圧ポンプの駆動トルク（作業トルク）の和がエンジンの出力トルクを超えないようにしている。
【０００４】
また、特許文献１の第１図、第３図等には、走行制御回路に配置した油圧式開閉弁に第２受圧部より受圧面積が大きい第３受圧部を設けるとともに、油圧式開閉弁の第２受圧部及び第３受圧部と作業機用油圧回路及びタンクとの間に電磁切換弁を配置し、電磁切換弁を、第２受圧部及び第３受圧の両方をタンクに連通させる第１位置と、第２受圧部を作業機用油圧回路に連通させ、第３受圧部をタンクに連通させる第２位置と、第２受圧部をタンクに連通させ、第３受圧部を作業機用油圧回路に連通させる第３位置のいずれかに切り換えるようにしたものが記載されている。この油圧駆動システムにおいて、電磁切換弁が第１位置にあるときは、作業機負荷圧力が変化しても走行負荷圧力は変化せず、このときの作業機負荷圧力が上昇するときの走行負荷圧力の低下割合を表す作業機負荷圧力に対する走行負荷圧力の特性線Ｃ１の傾きはゼロとなる。電磁切換弁が第２位置に切り換わると、第２受圧部の受圧面積に応じて作業機負荷圧力が上昇するにしたがって走行負荷圧力が低下し、このときの作業機負荷圧力に対する走行負荷圧力の特性線Ｃ２は第２受圧部の受圧面積に応じた傾きとなる。電磁切換弁が第３位置に切り換わると、第３受圧部の受圧面積に応じて作業機負荷圧力が上昇するにしたがって走行負荷圧力が低下し、このときの作業機負荷圧力に対する走行負荷圧力の特性線Ｃ３は第３受圧部の受圧面積に応じた傾きとなる。ここで、第３受圧部の受圧面積は第２受圧部の受圧面積より大きいため、特性線Ｃ３の傾きは特性線Ｃ２の傾きより大きくなる。これによりオペレータがスイッチを操作して電磁切換弁を切り換えることにより、作業機負荷圧力に対する走行負荷圧力の特性線を３つの特性線Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３の中から任意に選択することができ、路面状態や作業状態に応じた走行トルク（走行力）の設定やオペレータの好みに応じた走行トルク（走行力）の設定を行うことがができる。
【０００５】
特許文献１の第３図に記載の油圧駆動システムでは、更に、電磁切換弁と作業機用油圧回路との間に電磁比例減圧弁を配置し、作業機負荷圧力を所定圧力だけ減圧して電磁切換弁に導くようにしている。これにより作業機負荷圧力が所定圧力になるまでは作業機負荷圧力に対する走行負荷圧力の特性線の傾きはゼロとなり、作業機負荷圧力が所定圧力を超えたときに２つの特性線Ｃ２，Ｃ３のいずれかの傾きを持つようにすることができる。
【０００６】
【特許文献１】特開平４−８３９０７号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
ホイールローダのような走行作業機械においては、走行と作業機の複合動作によって作業が行われることが多い。走行と作業機の複合動作によって作業を行う場合、作業の種類によって、作業に必要な作業トルクと最適の走行トルク（走行力）との関係が異なる。例えば、走行力で作業具（バケット）を土砂に貫入しながら持ち上げて土砂を掬い込む押土作業では、できるだけ大きな押し込み掘削力（作業トルク）が必要であり、作業機負荷圧力は最大まで上昇するが、走行力は余り大きすぎない方がよい。押し込み掘削力（作業トルク）に対して走行力が大きすぎると、土砂に貫入しながらバケットを持ち上げるときにタイヤがスリップしてしまい、複合動作時の走行力はかえって小さくなってしまい、結果として作業効率が低下する。押土作業によりバケット内に土砂を掬い込んだ後、車体を移動（走行）しながらバケットを持ち上げ、ダンプの荷台に放土する土砂積み込み作業では、バケット持ち上げ力（作業トルク）は押し込み掘削力に比べて小さく、作業機負荷圧力はそれほど高くならないが、走行力はある程度大きい方がよい。バケット持ち上げ力（作業トルク）に対して走行力が小さすぎると、走行速度が遅くなり、この場合も作業効率が低下する。
【０００８】
特許文献１の第９図に記載の油圧駆動システムにおいては、作業機負荷圧力に対する走行負荷圧力の特性線の傾きの設定は一通りしかないため、作業の種類に応じた最適の特性線を設定することができない。すなわち、上記の作業例では、押土作業を優先して特性線の傾きを大きく設定した場合は、土砂積み込み作業では走行力が小さくなりすぎるため、走行速度が遅くなり、作業効率が低下する。また、土砂積み込み作業を優先して特性線の傾きを小さく設定した場合は、押土作業では走行力が大きくなすぎるため、タイヤがスリップしてしまい、やはり作業効率が低下する。
【０００９】
特許文献１の第１図、第３図等に記載の油圧駆動システムでは、押土作業を行うときは、傾きの大きな特性線Ｃ３を選択して設定することで、押土作業に最適の走行力が得られ、タイヤがスリップすることなく、効率良く押土作業を行うことができる。また、土砂積み込み作業を行うときは、傾きの小さな特性線Ｃ２を選択して設定することで、土砂積み込み作業に最適の走行力が得られ、素早くダンプまで移動し、効率良く土砂積み込み作業を行うことができる。
【００１０】
しかし、特許文献１の第１図、第３図等に記載の油圧駆動システムでは、作業機負荷圧力に対する走行負荷圧力の特性線を変更するのに、その都度、オペレータがスイッチを操作して電磁切換弁を切り換える必要があり、極めて不便である。特に、上記作業例の押土作業と土砂積み込み作業は一連の作業であるため、押土作業から土砂積み込み作業に変わるときに、オペレータがスイッチを操作して特性線を変更することは、実際上極めて困難である。
【００１１】
また、特許文献１の第１図、第３図等に記載の油圧駆動システムでは、電磁切換弁を切り換えるのにスイッチやコントローラが必要であり、第３図に記載の油圧駆動システムでは更に電磁比例減圧弁が必要である。その結果、部品点数が多く、構造が複雑となり、製造コストの増加の原因となる。また、電気制御であるため、動作の信頼性を確保するための措置が必要であり、この点でも構造が複雑とな。
【００１２】
本発明の目的は、作業機負荷圧力に対する走行負荷圧力の特性線を作業の種類に応じて自動で変更することができ、操作性に優れ、かつ部品点数が少なく構造が簡単である走行作業機械の油圧駆動システムを提供することである。
【課題を解決するための手段】
【００１３】
（１）上記目的を達成するために、本発明は、原動機により駆動される走行用の可変容量型油圧ポンプと、前記原動機により駆動される作業機用の油圧ポンプと、前記可変容量型油圧ポンプと閉回路接続され、前記可変容量型油圧ポンプからの吐出油によって駆動される走行用油圧モータと、前記作業機用の油圧ポンプを油圧源とする作業機用油圧回路と、前記可変容量型油圧ポンプの押しのけ容積を変化させる油圧アクチュエータと、この油圧アクチュエータに対する圧油の給排を制御し前記可変容量型油圧ポンプの押しのけ容積を制御する走行制御回路とを備えた走行作業機械の油圧駆動システムにおいて、前記走行用油圧モータの負荷圧力が導かれる第１受圧部及び前記作業機用油圧回路の負荷圧力が導かれる第２受圧部及び第３受圧部を有し、前記走行用油圧モータの負荷圧力と前記作業機用油圧回路の負荷圧力の和が予め設定した値を超えると前記可変容量型油圧ポンプの押しのけ容積を減らすように前記油圧アクチュエータを作動させる油圧式開閉弁と、前記油圧式開閉弁の第３受圧部と前記作業機用油圧回路の間に配置され、前記作業機用油圧回路の負荷圧力が導かれる第４受圧部を有する油圧式切換弁とを有し、前記油圧式開閉弁の第２受圧部は前記作業機用油圧回路に常時連通するよう接続され、前記油圧式開閉弁の第３受圧部は前記油圧式切換弁を介して前記作業機用油圧回路に接続され、前記油圧式切換弁は、前記作業機用油圧回路の負荷圧力が所定値以下にあるときは第１位置にあり、この第１位置では前記第３受圧部と前記作業機用油圧回路との連通を遮断し、前記作業機用油圧回路の負荷圧力が前記所定値を超えると第２位置に切り換えられ、この第２位置では前記第３受圧部を前記作業機用油圧回路に連通させるものとする。
【００１４】
このように構成した本発明においては、できるだけ大きな作業トルクを必要とする作業（例えば押土作業）では、作業機用油圧回路の負荷圧力（以下、適宜作業機負荷圧力という）は最大まで上昇するため、作業機用油圧回路の負荷圧力は上記所定値より高くなって油圧式切換弁は第２位置に切り換えられ、油圧式開閉弁の第３受圧部を作業機用油圧回路に連通させる。これにより油圧式開閉弁の第２受圧部と第３受圧部の両方に作業機負荷圧力が導かれ、作業機負荷圧力が上昇するときの走行負荷圧力の低下割合を表す作業機負荷圧力に対する走行負荷圧力の特性線の傾きは第２受圧部の受圧面積と第３受圧部の受圧面積の合計に応じた大きめの値となる。そして、このときの走行負荷圧力は比較的大きく低下する。その結果、走行トルクは比較的大きく減少し、例えば押土作業で土砂に貫入しながらバケット掬い上げる場合に、タイヤがスリップすることが防止され、押土作業に最適の走行トルクが得られ、効率良く押土作業を行うことができる（作業効率向上）。
【００１５】
押土作業ほど大きな作業トルクを必要としない作業（例えば押土作業後の土砂積み込み作業）では、作業機負荷圧力がそれほど高くならないため、作業機用油圧回路の負荷圧力は上記所定値以下となって油圧式切換弁は第１位置にあり、油圧式開閉弁の第３受圧部と作業機用油圧回路との連通を遮断する。これにより油圧式開閉弁の第２受圧部のみに作業機負荷圧力が導かれ、作業機負荷圧力が上昇するときの走行負荷圧力の低下割合を表す作業機負荷圧力に対する走行負荷圧力の特性線の傾きは第２受圧部の受圧面積だけに応じた小さめの値となる。そして、このときの走行負荷圧力は少し低下するだけである。その結果、走行トルクの減少量は少なく、例えば押土作業後の土砂積み込み作業において、走行速度は大きく低下せず、土砂積み込み作業に対する最適の走行トルクが得られ、作業効率が向上する。
【００１６】
このように作業の種類によって、作業に必要な作業トルクと最適の走行トルク（走行力）との関係が異なる点に着目し、作業機負荷圧力が所定値以下か、それを超えたかによって作業機負荷圧力を制御パイロット圧として油圧式切換弁を第１位置と第２位置との間で切り換えるので、作業機負荷圧力に対する走行負荷圧力の特性線を作業の種類に応じて自動で変更することができ、優れた操作性が得られる。
【００１７】
また、油圧式開閉弁に第３受圧部を追加し、機器類として油圧式切換弁を追加設置しただけの構成であり、部品点数が少なく、かつ純油圧的な構成であって電気制御が不要であり、構造が簡単である。
【発明の効果】
【００１８】
本発明によれば、作業機負荷圧力を制御パイロット圧として油圧式切換弁を第１位置と第２位置との間で切り換えるので、作業機負荷圧力に対する走行負荷圧力の特性線を作業の種類に応じて自動で変更することができ、優れた操作性が得られ、作業効率を向上することができる。
【００１９】
また、油圧式開閉弁に第３受圧部を追加し、機器類として油圧式切換弁を追加設置しただけの構成であり、部品点数が少なく、かつ純油圧的な構成であって電気制御が不要であり、構造が簡単で、製造コストの増加を抑制することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２０】
以下、本発明の実施の形態を図面を用いて説明する。
【００２１】
図１は、本発明の第１の実施の形態に係わる走行作業機械の油圧駆動システムを示す図である。本実施の形態において、走行作業機械は例えばホイールローダである。
＜全体構成＞
本実施の形態の走行作業機械の油圧駆動システムは、大別して、エンジン（例えばディーゼルエンジン）１と、ＨＳＴ走行油圧回路２と、作業機用油圧回路３とで構成されている。エンジン１はアクセルペダル４の操作により回転数と出力トルクとが制御され、作業機用油圧ポンプ６と走行用のチャージポンプ７を駆動する。また、エンジン１は、接続関係は図示していないが、走行用の可変容量型油圧ポンプ２０を駆動する。作業機用油圧ポンプ６は作業機用油圧回路３の油圧源を構成しており、油圧ライン８を介して作業機用油圧回路３に接続されている。作業機用油圧回路３はブームシリンダ、バケットシリンダ等の油圧アクチュエータ（後述）を含み、それら油圧アクチュエータは作業機用油圧ポンプ６からの圧油により駆動され、ホイールローダ（走行作業機械）のフロント作業機を駆動する。
＜ＨＳＴ走行油圧回路２＞
ＨＳＴ走行油圧回路２は走行駆動回路１１を備え、走行駆動回路１１は、上記の可変容量型油圧ポンプ２０と、可変容量型油圧ポンプ２０に１対の主管路２１ａ，２１ｂを介して閉回路接続された走行用の油圧モータ２２と、１対の主管路２１ａ，２１ｂ間に接続されたオーバロードリリーフ弁２３ａ，２３ｂ、フラッシング弁２４及び補給用チェック弁２５ａ，２５ｂとを有している。
【００２２】
可変容量型油圧ポンプ２０は両傾転型の押しのけ容積可変機構２０ａ（例えば斜板等）と、この押しのけ容積可変機構２０ａを変位させる傾転シリンダ（油圧アクチュエータ）２７とを有している。傾転シリンダ２７は、ピストン２７ａにより仕切られた２つのシリンダ室２７ｂ，２７ｃを有する両シリンダ型であり、シリンダ室２７ｂ，２７ｃには中立位置保持用のバネ２７ｄ，２７ｅが配置されている。走行用の油圧モータ２２は、変速機、プロペラシャフトを介して前輪及び後輪（後述）と接続されている。フラッシング弁２４の排出側は低圧リリーフ弁２８を介してタンクに接続され、補給用チェック弁２５ａ，２５ｂの入力側は管路２９及び管路３０を介してチャージポンプ７に接続されている。
【００２３】
また、ＨＳＴ走行油圧回路２は走行制御回路１２を備え、走行制御回路１２は、チャージポンプ７の吐出管路である管路３０に設けられた固定絞り３１と、管路３０の固定絞り３１の下流側に設置されたパイロットリリーフ弁３２と、管路３０の固定絞り３１の前後（上流側及び下流側）を傾転シリンダ２７の左右のシリンダ室２７ｂ，２７ｃに接続する管路３４ａ，３４ｂ及び管路３５ａ，３５ｂと、管路３４ａ，３４ｂと管路３５ａ，３５ｂとの間に配置された前後進切換弁３６とを備えている。
【００２４】
前後進切換弁３６は、Ｆ（前進）位置、Ｎ（中立）位置、Ｒ（後進）位置の３つのバルブ位置を有しており、前後進切換レバー３９により操作される。
【００２５】
前後進切換弁３６は、Ｎ位置にあるとき、管路３５ａ，３５ｂを管路３４ｂに連通させ、傾転シリンダ２７の左右のシリンダ室２７ｂ，２７ｃを固定絞り３１の上流側に連通させる。このとき傾転シリンダ２７のピストン２７ａは作動せず、ピストン２７ａ及び押しのけ容積可変機構２０ａはバネ２７ｄ，２７ｅによって傾転量ゼロの中立位置に保持され、油圧ポンプ２０はエンジン１により駆動されても圧油を吐出しない（吐出流量ゼロ）。
【００２６】
前後進切換弁３６がＦ位置に切り換えられると、管路３４ａを管路３５ａに連通させかつ管路３４ｂを管路３５ｂに連通させる。その結果、傾転シリンダ２７の図示左側のシリンダ室２７ｂに固定絞り３１の上流側の圧力が供給され、傾転シリンダ２７の図示右側のシリンダ室２７ｃに固定絞り３１の下流側の圧力が供給される。ここで、チャージポンプ７から吐出した圧油が通過する固定絞り３１の上流側と下流側との間には固定絞り３１の圧損により通過流量に応じた圧力差（前後差圧）が発生しており（上流側の圧力＞下流側の圧力）、傾転シリンダ２７のピストン２７ａはその圧力差に応じて図示右方向に移動し、油圧ポンプ２０の押しのけ容積可変機構２０ａを前進側に変位させることで、油圧ポンプ２０は主管路２１ａ（前進側の主管路）に圧油を吐出する。油圧モータ２２はその吐出油により駆動され、車輪（前輪及び後輪）を前進方向に駆動し車体を前進させる。
【００２７】
前後進切換弁３６がＲ位置に切り換えられると、管路３４ａを管路３５ｂに連通させかつ管路３４ｂを管路３５ａに連通させる。その結果、傾転シリンダ２７の図示右側のシリンダ室２７ｃに固定絞り３１の上流側の圧力が供給され、傾転シリンダ２７の図示左側のシリンダ室２７ｂに固定絞り３１の下流側の圧力が供給される。これにより、傾転シリンダ２７のピストン２７ａは固定絞り３１の前後の圧力差に応じて図示左方向に移動し、油圧ポンプ２０の押しのけ容積可変機構２０ａを後進側に変位させ、油圧ポンプ２０は主管路２１ｂ（後進側の主管路）に圧油を吐出する。油圧モータ２２はその吐出油により駆動され、車輪（前輪及び後輪）を後進方向に駆動し車体を後進させる。
【００２８】
チャージポンプ７の吐出流量はエンジン１の回転数の上昇に応じて増加し、チャージポンプ７の吐出流量が増加すると、それに応じて固定絞り３１の上流側と下流側との間の圧力差（前後差圧）が増大する。固定絞り３１の前後差圧が増大すれば、それに応じて傾転シリンダ２７のピストン２７ａの移動量も増大し、油圧ポンプ２０の押しのけ容積可変機構２０ａの変位（押しのけ容積又は傾転量）も増大する。これにより上記のように前後進切換弁３６をＦ位置に切り換えた状態でアクセルペダルを踏み込む走行始動時や加速時においては、油圧ポンプ２０はエンジン回転数の上昇に応じて滑らかに応答良く吐出流量を増大させ、油圧モータ２２の回転数を増大させる。よってエンジン回転数の上昇に応じて油圧モータ２２の出力回転数も滑らかに応答良く増大し、滑らかで力強い加速走行が可能となる。
【００２９】
また、走行始動時や加速時に、主管路２１ａ又は２１ｂの圧油の圧力が過渡的に大きく上昇してオーバロードリリーフ弁２３ａ又は２３ｂの設定圧を超えようとした場合は、オーバロードリリーフ弁２３ａ又は２３ｂが作動し、主管路２１ａ又は２１ｂ内の圧力は反対側の主管路２１ｂ又は２１ａへとオーバロードリリーフ弁２３ａ又は２３ｂを介して流れ、主管路２１ａ又は２１ｂの圧油の圧力がオーバロードリリーフ弁２３ａ又は２３ｂの設定圧以下に抑えられる。一方、重負荷作業が長時間続いた場合など、主管路２１ａ，２１ｂ内の圧油の温度が上昇して低圧側主管路の圧油の圧力が定圧リリーフ弁２８の設定圧を超えようとした場合は、低圧側主管路の圧油がフラッシング弁２４、低圧リリーフ弁２８を介してタンクに排出されるるとともに、主管路２１ａ，２１ｂ内の油量が不足した場合は、補給用チェック弁２５ａ又は２５ｂ、管路２９及び３０を介してチャージポンプ７から圧油が補給され、この圧油の排出と補給により主管路２１ａ，２１ｂ内の圧油は適宜入れ替えられる。また、走行中に油圧ポンプ２０の押しのけ容積可変機構２０ａを中立位置に戻す走行制動時或いは坂道降坂時等においては、油圧モータ２２は慣性により回転し続けることによりポンプ作用をするが、このときは、油圧モータ２２の背圧側主管路（圧油排出側主管路）の圧力上昇がオーバロードリリーフ弁２３ａ又は２３ｂの設定圧に制限されることで、油圧モータ２２に制動力を付与する。また、ポンプ作用をする油圧モータ２２の吸い込み側となる主管路内の圧力が負圧になろうとするときは、補給用チェック弁２５ａ又は２５ｂ、管路２９及び３０を介してチャージポンプ７から圧油が補給され、キャビテーションの発生を防止する。
【００３０】
また、本実施の形態においては、その特徴的構成として、走行制御回路１２は、管路３５ａと管路３５ｂとを接続する管路３７ａ，３７ｂ間に配置された油圧式開閉弁３８と、油圧式開閉弁３８に対して作業用油圧回路３の負荷圧力の伝達経路を切り換える油圧式切換弁４１とを有している。
【００３１】
油圧式開閉弁３８は管路３７ａと管路３７ｂとの連通を遮断する閉位置と、管路３７ａと管路３７ｂとを連通させる開位置の２つのバルブ位置に切り換え可能な弁体３８ａと、この弁体３８ａを閉位置に向けて付勢するバネ３８ｂと、弁体３８ａを開位置に向けて付勢する第１〜第３の３つの受圧部３８ｃ，３８ｄ，３８ｅとを有している。走行駆動回路１１の主管路２１ａ，２１ｂには主管路２１ａ，２１ｂの高圧側の圧力（油圧モータ２２の負荷圧力）を走行負荷圧力として検出するシャトル弁４０が設けられ、油圧式開閉弁３８の第１受圧部３８ｃは管路４２を介してシャトル弁４０の出力側に接続され、第１受圧部３８ｃに、常時、シャトル弁４０により検出された走行負荷圧力が導かれている。油圧式開閉弁３８の第２受圧部３８ｄは管路４３を介して作業機用油圧回路３の管路６に接続され、第２受圧部３８ｄに、常時、作業機用油圧回路３の負荷圧力（作業機負荷圧力）が導かれている。油圧式開閉弁３８の第３受圧部３８ｅは管路４４，油圧式切換弁４１、管路４５，４６を介してタンクＴ及び作業機用油圧回路３の管路６に接続され、油圧式切換弁４１の切り換え位置に応じてタンクＴと作業機用油圧回路３に選択的に連通し（後述）、第３受圧部３８ｅにタンクＴの圧力（タンク圧）と作業機用油圧回路３の負荷圧力（作業機負荷圧力）が選択的に導かれる。第１〜第３受圧部３８ｃ，３８ｄ，３８ｅの受圧面積は例えば同じである。
【００３２】
バネ３８ｂは油圧式開閉弁３８の切換圧力を設定するものであり、３つの受圧部３８ｃ，３８ｄ，３８ｅの圧力の和（合計）がバネ３８ｂの設定値（設定圧）以下にあるときは、油圧式開閉弁３８は図示の閉位置にあり、３つの受圧部３８ｃ，３８ｄ，３８ｅの圧力の和がバネ３８ｂの設定圧を超えると、油圧式開閉弁３８は図示の閉位置から開位置に切り換えられる。
【００３３】
油圧式切換弁４１は第１位置及び第２位置の２つのバルブ位置に切り換え可能な弁体４１ａと、この弁体４１ａを第１位置に向けて付勢するバネ４１ｂと、弁体４１ａを第２位置に向けて付勢する受圧部４１ｃ（第４受圧部）とを有している。受圧部４１ｃは管路４８を介して作業機用油圧回路３の管路６に接続され、受圧部４１ｃに、常時、作業機用油圧回路３の負荷圧力が導かれている。バネ４１ｂは油圧式切換弁４１の切換圧力を設定するものであり、受圧部４１ｃの圧力がバネ４１ｂの設定値（設定圧）以下にあるときは、油圧式切換弁４１は図示の第１位置にあり、受圧部４１ｃの圧力がバネ４１ｂの設定圧を超えると、油圧式切換弁４１は図示の第１位置から第２位置に切り換えられる。油圧式切換弁４１は、第１位置にあるときは管路４４を管路４５に連通させ、油圧式開閉弁３８の第３受圧部３８ｅにタンク圧を導き、第２位置にあるときは、管路４４を管路４６に連通させ、油圧式開閉弁３８の第３受圧部３８ｅに作業機用油圧回路３の負荷圧力（作業機負荷圧力）を導く。
【００３４】
図２は、本発明が適用されるホイールローダ（走行作業機械）の外観を示す図であり、ホイールローダが符号１００で示されている。このホイールローダ１００は、車体前部１０１と車体後部１０２を有し、車体前部１０１と車体後部１０２は、ステアリングシリンダ１０３により車体後部１０２に対して車体前部１０１の向きが変わるように相対回動自在に連結されている。車体前部１０１にはフロント作業機１０４と前輪１０５が設けられ、車体後部１０２には運転室１０６と後輪１０７が設けられている。運転室１０６には、操作レバー１０９、ハンドル１１０や、前述したアクセルペダル４及び前後進切換レバー３９（図１）等の操作手段が設けられている。
【００３５】
フロント作業機１０４は、バケット（作業具）１１１とブーム１１２を有し、バケット１１１は、バケットシリンダ１１３の伸縮によりチルト・ダンプ動作し、ブーム１１２はブームシリンダ１１４の伸縮により上下に動作する。ブーム１１２とブームシリンダ１１４は支持部１１５にピン結合され、支持部１１５と共にリンク機構を構成している。
【００３６】
前輪１０５及び後輪１０７は図１に示した走行駆動回路１１の油圧モータ２２にプロペラシャフト、変速機を介して連結されている。ステアリングシリンダ１０３、バケットシリンダ１１３、ブームシリンダ１１４は図１に示した作業機用油圧回路３の一部を構成し、操作レバー１０９により作業機用油圧回路３内のコントロールバルブを操作されることにより駆動される。
【００３７】
図３は、油圧式開閉弁３８及び油圧式切換弁４１を設けた本実施の形態における油圧駆動システムの作業機負荷圧力と走行負荷圧力との関係を示す特性線図である。図３中、Ｐｓｍａｘはバネ３８ｂの設定圧であり、Ｐｔｍａｘは最大走行負荷圧力であり、Ｐｆｍａｘは最大作業機負荷圧力であり、Ｐｆａはバネ４１ｂの設定圧である。また、Ｃａは作業機負荷圧力がバネ４１ｂの設定圧に対応する所定値Ｐｆａ以下にあるときの作業機負荷圧力Ｐｆに対する走行負荷圧力Ｐｔの特性線であり、Ｃｂは作業機負荷圧力が所定値Ｐｆａを超えた範囲にあるときの作業機負荷圧力Ｐｆに対する走行負荷圧力Ｐｔの特性線であり、それぞれの傾きが作業機負荷圧力Ｐｆが上昇するときの走行負荷圧力Ｐｔの低下割合を表している。
【００３８】
図４は、走行負荷圧力の変化による走行トルクの変化を示す図である。図４中、縦軸のｑｍａｘは押しのけ容積可変機構２０ａの最大変位（最大押しのけ容積又は最大傾転量）であり、最大押しのけ容積ｑｍａｘと走行負荷圧力Ｐｔとの積（面積）が走行トルクを表している。
【００３９】
フロント作業機１０４を操作せずにアクセルペダル４を踏み込む単独走行を行うときは、上記のように傾転シリンダ２７が動作して走行負荷圧力のみが発生しており、油圧式開閉弁３８の第１受圧部３８ｃに導かれる走行負荷圧力がバネ３８ｂの設定圧Ｐｓｍａｘを超えると油圧式開閉弁３８は図示の閉位置から開位置に切り換えられ、管路３５ａと管路３５ｂを連通させることで、傾転シリンダ２７のピストン２７ａは中立位置に復帰しようとする。これにより油圧ポンプ２０の押しのけ容積が減少し、油圧ポンプ２０の吐出流量が減少するため、走行負荷圧力は低下する。走行負荷圧力がバネ３８ｂの設定圧Ｐｓｍａｘ以下に低下すると、油圧式開閉弁３８は開位置から閉位置へと切り換えられ、管路３５ａと管路３５ｂとの連通を遮断することで、傾転シリンダ２７のピストン２７ａは固定絞り３１の前後差圧に応じて再び駆動され、油圧ポンプ２０の押しのけ容積を増加させる。これにより油圧ポンプ２０の吐出流量が増加し、走行負荷圧力が再び上昇する。走行負荷圧力がバネ３８ｂの設定圧Ｐｓｍａｘを超えると油圧式開閉弁３８は再び閉位置から開位置に切り換えられ、上記のように油圧ポンプ２０の押しのけ容積を減少させ、吐出流量を減少させる。以上の動作の繰り返しにより、走行負荷圧力Ｐｔはバネ３８ｂの設定圧Ｐｓｍａｘに維持される。すなわち、バネ３８ｂの設定圧Ｐｓｍａｘは最大の走行負荷圧力Ｐｔｍａｘに相当する。走行負荷圧力ＰｔがＰｔｍａｘにあるときの走行トルクＴｔは、図４において、Ｔｔｍａｘ＝Ｐｔｍａｘ×ｑｍａｘ（面積）で表され、走行トルクＴｔは最大となる。
【００４０】
アクセルペダル４を踏み込みながらフロント作業機１０４を操作する走行と作業機の複合動作を行う場合において、作業機負荷圧力Ｐｆがバネ４１ｂの設定圧（所定値）Ｐｆａ以下にあるときは、油圧式切換弁４１は図示の位置にあり、油圧式開閉弁３８の第２受圧部３８ｄには作業機負荷圧力が導かれるが、第３受圧部３８ｅには作業機負荷圧力は導かれない。油圧式開閉弁３８の第１受圧部３８ｃに導かれる走行負荷圧力と第２受圧部３８ｄに導かれる作業機負荷圧力の和がバネ３８ｂの設定圧Ｐｓｍａｘを超えると、油圧式開閉弁３８は図示の閉位置から開位置に切り換えられ、上記のように油圧ポンプ２０の吐出流量は減少し、走行負荷圧力が低下する。走行負荷圧力がバネ３８ｂの設定圧Ｐｓｍａｘ以下に低下すると、油圧式開閉弁３８は開位置から閉位置へと切り換えられ、油圧ポンプ２０の吐出流量が増加し、走行負荷圧力が再び上昇する。これらの動作の繰り返しにより、走行負荷圧力Ｐｔと作業機負荷圧力Ｐｆの和はバネ３８ｂの設定圧Ｐｓｍａｘに維持される。このことは、走行負荷圧力Ｐｔがバネ３８ｂによって設定される最大走行負荷圧力Ｐｔｍａｘからそのときの作業機負荷圧力Ｐｆに応じた値だけ低い値に維持されることを意味する。その結果、走行負荷圧力Ｐｔは、作業機負荷圧力Ｐｆが上昇するにしたがって特性線Ｃａのように低下する。Ｐｔ２は作業機負荷圧力が所定値Ｐｆａまで上昇したときの走行負荷圧力である。このときの特性線Ｃａの傾き（作業機負荷圧力Ｐｆが上昇するときの走行負荷圧力Ｐｔの低下割合）は作業機負荷圧力の影響度合いによって決まり、作業機負荷圧力の影響度合いは第２受圧部３８ｄの受圧面積に依存する。走行負荷圧力ＰｔがＰｔ２にあるときの走行トルクＴｔは、図４において、Ｔｔ２＝Ｐｔ２×ｑｍａｘ（面積）で表され、走行トルクＴｔは最大のＴｔｍａｘからＴｔ２へと少し減少する。
【００４１】
走行と作業機の複合動作を行う場合において、作業機負荷圧力Ｐｆがバネ４１ｂの設定圧Ｐｆａ（所定値）を超えると、油圧式切換弁４１は図示の位置から切り換えられ、油圧式開閉弁３８の第２受圧部３８ｄと第３受圧部３８ｅの両方に作業機負荷圧力が導かれる。したがって、このときは、油圧式開閉弁３８の第１受圧部３８ｃに導かれる走行負荷圧力と第２及び第３受圧部３８ｄ，３８ｅに導かれる作業機負荷圧力の和がバネ３８ｂの設定圧Ｐｓｍａｘを超えると、油圧式開閉弁３８は図示の閉位置から開位置に切り換えられ、上記のように油圧ポンプ２０の吐出流量は減少し、走行負荷圧力が低下する。走行負荷圧力がバネ３８ｂの設定圧Ｐｓｍａｘ以下に低下すると、油圧式開閉弁３８は開位置から閉位置へと切り換えられ、油圧ポンプ２０の吐出流量が増加し、走行負荷圧力が再び上昇する。これらの動作の繰り返しにより、走行負荷圧力Ｐｔと作業機負荷圧力Ｐｆの和はバネ３８ｂの設定圧Ｐｓｍａｘに維持される。すなわち、走行負荷圧力Ｐｔは作業負荷圧力Ｐｆが所定値Ｐｆａにあるときの走行負荷圧力Ｐｔ２からそのときの作業機負荷圧力Ｐｆに応じた値だけ低い値に維持される。その結果、走行負荷圧力Ｐｔは、作業機負荷圧力Ｐｆが上昇するにしたがって特性線Ｃｂのように低下する。Ｐｔ１は作業機負荷圧力が最大のＰｆｍａｘまで上昇したときの走行負荷圧力である。このときの特性線Ｃｂの傾き（作業機負荷圧力Ｐｆが上昇するときの走行負荷圧力Ｐｔの低下割合）は作業機負荷圧力の影響度合いによって決まり、作業機負荷圧力の影響度合いは第２受圧部３８ｄの受圧面積と第３受圧部３８ｅの受圧面積に依存する。このときは、第２受圧部３８ｄと第３受圧部３８ｅの両方に作業機負荷圧力が導かれているため、作業機負荷圧力Ｐｆがバネ４１ｂの設定圧Ｐｆａ（所定値）以下にあるときよりも作業機負荷圧力の影響度合いは大きく、特性線Ｃｂの傾きは特性線Ｃａの傾きよりも大きくなる。走行負荷圧力ＰｔがＰｔ１にあるときの走行トルクＴｔは、図４において、Ｔｔ１＝Ｐｔ１×ｑｍａｘ（面積）で表され、走行トルクＴｔは最大のＴｔｍａｘからＴｔ１へと大きく減少する。
【００４２】
次に、以上のように構成した本実施の形態の効果を説明する。
（Ａ）単独走行時
フロント作業機１０４を操作せずにアクセルペダル４を踏み込む単独走行を行うとき、業機負荷圧力Ｐｆは０であり、上記のように走行負荷圧力Ｐｔと走行トルクＴｔは、それぞれ、走行負荷圧力Ｐｔ＝Ｐｔｍａｘ、走行トルクＴｔ＝Ｔｔｍａｘ（最大）となる。このように走行トルクＴｔが最大のＴｔｍａｘとなることにより、ホイールローダは高速で走行することができる。
（Ｂ）作業時
（Ｂ１）押土作業（押し込み掘削作業）
押土作業とは走行力でバケット１１１を土砂に貫入しながら持ち上げてバケット１１１内に土砂を掬い込む作業であり、走行と作業機の複合動作により行われる。この押土作業では作業機負荷圧力Ｐｆは最大のＰｆｍａｘとなる。このときは上記のように、油圧式切換弁４１は図示の位置から切り換えられ（Ｐｆｍａｘ＞Ｐｆａ）、最大の作業機負荷圧力Ｐｆｍａｘが油圧式切換弁４１の第２及び第３受圧部３８ｄ，３８ｅの両方に導かれ、走行負荷圧力Ｐｔと走行トルクＴｔは、それぞれ、走行負荷圧力Ｐｔ＝Ｐｔ１、走行トルクＴｔ＝Ｔｔ１＝Ｐｔ１×ｑｍａｘとなる。すなわち、このときの走行負荷圧力Ｐｔ１は最大の走行負荷圧力Ｐｔｍａｘに対して比較的大きく低下し、これに応じて走行トルクＴｔ１も最大の走行トルクＴｔｍａｘに対して、比較的大きく減少する。このように走行トルクＴｔが小さめとなることにより、押土作業で土砂に貫入しながらバケット掬い上げる場合に、タイヤがスリップすることが防止され、押土作業に最適の走行トルクが得られ、効率良く押土作業を行うことができる（作業効率向上）。
（Ｂ２）押土作業の後の土砂積み込み作業
押土作業によりバケット１１１内に土砂を掬い込んだ後は、車体を移動（走行）しながらバケット１１１を持ち上げ、その状態でダンプへと接近してダンプの荷台に放土する土砂積み込み作業を行う。この土砂積み込み作業でバケット１１１を持ち上げるときの作業機負荷圧力Ｐｆは最大で所定値Ｐｆａ程度である。このときは上記のように、油圧式切換弁４１は図示の位置にあり（Ｐｆ≦Ｐｆａ）、そのときの作業機負荷圧力Ｐｆが油圧式開閉弁３８の第２受圧部３８ｄのみに導かれ、走行負荷圧力Ｐｔと走行トルクＴｔは、それぞれ、走行負荷圧力Ｐｔ≧Ｐｔ２、走行トルクＴｔ≧Ｐｔ２×ｑｍａｘとなる。すなわち、このときの走行負荷圧力Ｐｔは最大の走行負荷圧力Ｐｔｍａｘに対して少し低下するだけであり、走行トルクＴｔも最大の走行トルクＴｔｍａｘに対して少し減少する。このように走行トルクＴｔが走行トルクＴｔｍａｘに対して少し減少することにより、走行速度が大きく低下せず、土砂積み込み作業に対する最適の走行トルクが得られ、作業効率が向上する。
【００４３】
図５は、図１に示す油圧駆動システムにおいて、油圧式切換弁４１がなく、油圧式開閉弁３８に第３受圧部３８ｅがない場合に、押土作業重視で第２受圧部３８ｄの受圧面積を設定し、作業機負荷圧力Ｐｆに対する走行負荷圧力Ｐｔの特性線を設定した場合の作業機負荷圧力と走行負荷圧力との関係を示す特性線図であり、図６は、同じく油圧式切換弁４１がなく、油圧式開閉弁３８に第３受圧部３８ｅがない場合に、押土作業の後の土砂積み込み作業重視で第２受圧部３８ｄの受圧面積を設定し、作業機負荷圧力Ｐｆに対する走行負荷圧力Ｐｔの特性線を設定した場合の作業機負荷圧力と走行負荷圧力との関係を示す特性線図である。
【００４４】
図５に示すように特性線Ｃｃを設定した場合は、押土作業では本実施の形態と同様、走行負荷圧力ＰｔはＰｔｍａｘに対してＰｔ１へと大きく低下し、これに伴い走行トルクＴｔもＴｔｍａｘに対して大きく減少するため、押土作業に最適の走行トルクが得られる。しかし、この場合は、押土作業の後の土砂積み込み作業においても、走行負荷圧力ＰｔはＰｔ３へとＰｔ２より大きく低下してしまい、これに伴って走行トルクＴｔも走行負荷圧力がＰｔ２のときの走行トルクＴｔ２よりも大きく低下する。その結果、土砂積み込み作業に対しては走行トルク不足となり、走行速度が遅くなり、作業効率が低下する。
【００４５】
図６に示すように特性線Ｃｄを設定した場合は、押土作業の後の土砂積み込み作業では、本実施の形態と同様、走行負荷圧力ＰｔはＰｔｍａｘに対してＰｔ２へと少し低下するだけであり、これにより走行トルクＴｔもＴｔｍａｘに対して少し減少するだけであるため、走行速度が大きく低下せず、土砂積み込み作業に対する最適の走行トルクが得られ。しかし、この場合は、押土作業でも走行負荷圧力ＰｔはＰｔ４へとＰｔｍａｘより少し低下するだけであり、走行トルクＴｔもＴｔｍａｘより少し低下するだけであるため、押土作業に最適の走行トルクが得られない。その結果、押土作業で土砂に貫入しながらバケット掬い上げる場合に、タイヤがスリップしてしまい、バケットの押し込み力が低下し、効率良く押土作業を行うことができない（作業効率低下）。
【００４６】
本実施の形態の油圧駆動システムにおいては、上記のように、作業機負荷圧力Ｐｆが所定値Ｐｆａを超えると、作業機負荷圧力Ｐｆに対する走行負荷圧力Ｐｔの特性線がＣａからＣｂに変更されるので、押土作業及びその後の土砂積み込み作業のいずれの場合も最適の走行トルクが得られ、作業効率を向上することができる。
【００４７】
また、作業機負荷圧力Ｐｆが所定値Ｐｆａを超えると、作業機負荷圧力Ｐｆを制御パイロット圧として油圧式切換弁４１が第１位置から第２位置へと切り換わり、作業機負荷圧力Ｐｆに対する走行負荷圧力Ｐｔの特性線がＣａからＣｂに自動で変更されるので、操作性に優れ、作業効率を向上することができる。
【００４８】
以上のように本実施の形態によれば、作業機負荷圧力Ｐｆを制御パイロット圧として油圧式切換弁４１を第１位置と第２位置との間で切り換えるので、作業機負荷圧力Ｐｆに対する走行負荷圧力Ｐｔの特性線を作業の種類に応じて自動で変更することができ、優れた操作性が得られ、作業効率を向上することができる。
【００４９】
また、本実施の形態の油圧駆動システムにおいては、油圧式切換弁４１がなく、油圧式開閉弁３８に第３受圧部３８ｅがない油圧駆動システムに対して、油圧式開閉弁に第３受圧部を追加し、機器類として油圧式切換弁を追加設置しただけの純油圧的な構成であり、部品点数が少なくかつ電気制御が不要で、構造が簡単であり、製造コストの上昇を抑制することができる。
【００５０】
なお、以上の実施の形態では、油圧式開閉弁３８に油圧式切換弁４１により作業機負荷圧力が選択的に導かれる受圧部として１つの受圧部（第３受圧部３８ｅ）を設けたが、第３受圧部及び第４受圧部の２つ以上の受圧部を設けてもよい。この場合、例えば油圧式切換弁４１を第１〜第３の３以上の切り換え位置を有するものとし、作業機負荷圧力が第１所定値を超えると油圧式切換弁４１を第１位置から第２位置に切り換えて上記第３受圧部に作業機負荷圧力を導き、作業機負荷圧力が更に上昇して第１所定値より大きな第２所定値を超えると油圧式切換弁を第２位置から第３位置に切り換えて上記第３受圧部と第４受圧部の両方に作業機負荷圧力を導くように構成する。これにより図３に示した特性線図においては、特選線は第１及び第２所定値の少なくとも２点で傾きが変わるようになり、より多様な制御が可能となる。
【００５１】
また、上記実施の形態では、一例として、第１〜第３受圧部３８ｃ，３８ｄ，３８ｅの受圧面積は同じであるとしたが、これらの受圧面積を適宜異ならせてもよい。これにより図３に示した特性線図における特性線Ｃａ，Ｃｂの傾きを適宜変更することができ、より作業の種類に適した走行トルクを設定することができる。
【図面の簡単な説明】
【００５２】
【図１】本発明の一実施の形態に係わる走行作業機械の油圧駆動システムを示す図である。
【図２】本発明が適用されるホイールローダ（走行作業機械）の外観を示す図である。
【図３】本実施の形態における油圧駆動システムの作業機負荷圧力と走行負荷圧力との関係を示す特性線図である。
【図４】本実施の形態における油圧駆動システムの走行負荷圧力の変化による走行トルクの変化を示す図である。
【図５】本実施の形態における油圧駆動システムにおいて、油圧式切換弁と油圧式開閉弁の対応する受圧部が備えられていない場合に、押土作業重視で油圧式開閉弁の受圧部の受圧面積を設定した場合の作業機負荷圧力と走行負荷圧力との関係を示す特性線図である。
【図６】本実施の形態における油圧駆動システムにおいて、油圧式切換弁と油圧式開閉弁の対応する受圧部が備えられていない場合に、押土作業の後の土砂積み込み作業重視で油圧式開閉弁の受圧部の受圧面積を設定した場合の作業機負荷圧力と走行負荷圧力との関係を示す特性線図である。
【符号の説明】
【００５３】
１  エンジン
２  ＨＳＴ走行油圧回路
３  作業機用油圧回路
４  アクセルペダル
６  作業機用油圧ポンプ
７  チャージポンプ
８  油圧ライン
１１  走行駆動回路
１２  走行制御回路
２０  走行用の可変容量型油圧ポンプ
２０ａ  押しのけ容積可変機構
２１ａ，２１ｂ  主管路
２２  走行用の油圧モータ
２３ａ，２３ｂ  オーバロードリリーフ弁
２４  フラッシング弁
２５ａ，２５ｂ  補給用チェック弁
２７  傾転シリンダ
２７ａ  ピストン
２７ｂ，２７ｃ  シリンダ室
２７ｄ，２７ｅ  バネ
２８  低圧リリーフ弁
２９，３０  管路
３１  固定絞り
３２  パイロットリリーフ弁
３４ａ，３４ｂ  管路
４５ａ，３５ｂ  管路
３６  前後進切換弁
３７ａ，３７ｂ  管路
３８  油圧式開閉弁
３８ａ  弁体
３８ｂ  バネ
３８ｃ，３８ｄ，３８ｅ  第１〜第３受圧部
３９  前後進切換レバー
４０  シャトル弁
４１  油圧式切換弁
４１ａ  弁体
４１ｂ  バネ
４１ｃ  受圧部（第４受圧部）
４２〜４５  管路
４８  管路
１００  ホイールローダ
１０１  車体前部
１０２  車体後部
１０３  ステアリングシリンダ
１０４  フロント作業機
１０５  前輪
１０６  運転室
１０７  後輪
１０９  操作レバー
１１０  ハンドル
１１１  バケット
１１２  ブーム
１１３  バケットシリンダ
１１４  ブームシリンダ
１１５  支持部
【図１】
2010025179.tif 000003
【図２】
2010025179.tif 000004
【図３】
2010025179.tif 000005
【図４】
2010025179.tif 000006
【図５】
2010025179.tif 000007
【図６】
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