(57)【要約】本発明は、負荷制御のための構成部品の劣化をなくし、小型化及び構造の簡素化が可能な、作業車輌用油圧伝動装置のための負荷制御装置を提供する。作業車輌は、エンジン（Ｅ）からの動力を作業機系と走行系とに分岐させてこれらを駆動し、走行系に油圧伝動装置（１）を備える。油圧伝動装置（１）は、エンジン（Ｅ）によって駆動する油圧ポンプ（２）と油圧ポンプ（２）によって駆動する油圧モータ（４）とが油圧閉回路で接続されている。前記負荷制御装置は、油圧閉回路の前進時高圧側油路（３ａ）を前進時低圧側油路（３ｂ）またはオイルタンク（Ｔ）にバイパスするためのバイパス油路（８）と、バイパス油路（８）を開閉する開閉弁（９）と、作業走行時にエンジンＥに作用する負荷を検知して該負荷が大きくなるに従って開閉弁（９）の開度を大きくするよう制御する開閉弁制御手段と、を有する。
2004102043.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンからの動力を作業機系と走行系とに分岐させてこれらを駆動し、走行系に油圧伝動装置を備えた作業車輌の負荷制御装置であって、
前記油圧伝動装置は、前記エンジンによって駆動する油圧ポンプと該油圧ポンプによって駆動する油圧モータとが油圧閉回路で接続され、
前記負荷制御装置は、前記油圧閉回路の前進時高圧側油路を前進時低圧側油路またはオイルタンクにバイパスするためのバイパス油路と、前記バイパス油路を開閉する第１開閉弁と、作業走行時に前記エンジンに作用する負荷を検知して該負荷が所定値を越えると前記第１開閉弁を開くよう制御する開閉弁制御手段と、を有することを特徴とする、作業車輌用油圧伝動装置の負荷制御装置。
【請求項２】
前記開閉弁制御手段は、エンジンの出力軸又は該出力軸に連結された回転数検出軸の回転数を検出し、回転数の値に応じて前記第１開閉弁を開く遠心式ガバナ機構によって構成されていることを特徴とする請求の範囲第１項に記載の負荷制御装置。
【請求項３】
前記開閉弁制御手段は、エンジンの出力軸に作用する負荷トルクを検出し、検出した負荷トルクの値に応じて前記第１開閉弁を開くトルクセンシングガバナであることを特徴とする請求の範囲第１項に記載の負荷制御装置。
【請求項４】
前記第１開閉弁の二次側に、外部操作により前記バイパス油路を開閉する第２開閉弁が更に設けられていることを特徴とする請求の範囲第１項に記載の負荷制御装置。
【請求項５】
前記作業車輌は、前記エンジンから前記作業機系への動力の伝達を断続する作業機用クラッチと、該作業機用クラッチを操作するための作業機用クラッチレバーと、前記作業機用クラッチレバーを前記第２開閉弁と連動させる作業機用クラッチ連動系と、を有し、
前記作業機用クラッチ連動系は、前記作業機用クラッチレバーの入位置において前記第２開閉弁を開き、前記作業機用クラッチレバーの切位置において前記第２開閉弁を閉じるように構成されていることを特徴とする請求の範囲第４項に記載の負荷制御装置。
【請求項６】
前記作業機用クラッチレバーの入位置において前記第２開閉弁の開閉操作を可能とする中間切換機構が、前記作業機用クラッチ連動系に介在されていることを特徴とする請求の範囲第５項記載の負荷制御装置。
【請求項７】
前記作業車輌は、前記走行系に走行速度を作業速度と非作業速度に切り換えるための歯車変速機と、該歯車変速機を操作する歯車変速レバーと、前記歯車変速レバーと前記第２開閉弁とを連動させる歯車変速連動系と、を有し、
前記歯車変速連動系は、前記歯車変速レバーの作業速度位置において前記第２開閉弁を開き、前記歯車変速レバーの非作業速度位置において前記第２開閉弁を閉じるように構成されていることを特徴とする請求の範囲第４項に記載の負荷制御装置。
【請求項８】
前記歯車変速レバーの作業速度位置において前記第２開閉弁の開閉操作を可能とする中間切換機構が、前記歯車変速連動系に介在されていることを特徴とする請求の範囲第７項記載の負荷制御装置。
【請求項９】
前記油圧ポンプ又は前記油圧モータの何れか一方が可動斜板を有し、前記可動斜板の傾斜角度を変更操作する可動斜板操作レバーと、該可動斜板操作レバーと前記第２開閉弁とを連動させる可動斜板連動系と、を有し、
前記可動斜板連動系は、前記可動斜板操作レバーが作業速度位置にあるときに前記第２開閉弁を開き、前記可動斜板操作レバーが非作業速度位置にあるときに前記第２開閉弁を閉じるように構成されていることを特徴とする請求の範囲第４項に記載の負荷制御装置。
【請求項１０】
前記可動斜板操作レバーが作業速度位置にあるときに前記第２開閉弁の開閉操作を可能とする中間切換機構が、前記可動斜板連動系に介在されていることを特徴とする請求の範囲第９項記載の負荷制御装置。
【請求項１１】
前記第１開閉弁と前記第２開閉弁との間に流量制御弁を設けたことを特徴とする請求の範囲第４項記載の負荷制御装置。
【請求項１２】
前記バイパス油路内において前記第１開閉弁の二次側からの圧油の一方向流れのみを許容する一方で外部操作により前記一方向流れをも阻止可能な設定圧調節機能付き逆止弁が、前記第１開閉弁の二次側に設けられていることを特徴とする請求の範囲１項記載の負荷制御装置。
【請求項１３】
前記設定圧調節機能付き逆止弁は、弁本体、バネ、及び可動バネ受け部を有し、
前記作業車輌は、前記エンジンから前記作業機系への動力の伝達を断続する作業機用クラッチと、該作業機用クラッチを操作するための作業機用クラッチレバーと、該作業機用クラッチレバーと前記可動バネ受け部とを連動させるクラッチ−逆止弁連動系と、を有し、
前記クラッチ−逆止弁連動系は、前記作業機用クラッチレバーの切操作に伴って前記可動バネ受け部を前記弁本体側へ移動させることによって前記バネの設定圧を上昇させ、作業機用クラッチの切り位置において前記バイパス油路の一方向流れを阻止するように構成されており、
前記作業機用クラッチ連動系に、前記作業機用クラッチの入位置において前記前記設定圧調節機能付き逆止弁の設定圧を調節可能とする中間切換機構が、介在されていることを特徴とする請求の範囲第１２項に記載の負荷制御装置。
【請求項１４】
前記設定圧調節機能付き逆止弁は、弁本体、バネ、及び可動バネ受け部を有し、
前記作業車輌は、前記走行系に走行速度を作業速度と非作業速度に切り換える歯車変速機と、該歯車変速機を操作する歯車変速レバーと、該歯車変速レバーと前記可動バネ受け部とを連動させる歯車変速−逆止弁連動系と、を有し、
前記歯車変速−逆止弁連動系は、前記歯車変速レバーの走行速度位置において前記可動バネ受け部を前記弁本体側へ移動させることによって前記バネの設定圧を上昇させ、前記一方向流れを阻止するように構成され、
前記歯車変速−逆止弁連動系に、前記歯車変速レバーの作業速度位置において前記前記設定圧調節機能付き逆止弁の設定圧を調節可能とする中間切換機構が、介在されていることを特徴とする請求の範囲第１２項に記載の負荷制御装置。
【請求項１５】
前記設定圧調節機能付き逆止弁は、弁本体、バネ、及び可動バネ受け部を有し、
前記作業車輌は、前記油圧伝動装置の前記油圧ポンプを無段変速する可動斜板操作レバーと、該可動斜板操作レバーと前記可動バネ受け部とを連動させる可動斜板−逆止弁連動系と、を有し、
前記可動斜板−逆止弁連動系は、前記可動斜板操作レバーが非作業速度位置にあるときに前記可動バネ受け部を前記弁本体側へ移動させることによって前記バネの設定圧を上昇させ、前記一方向流れを阻止するように構成され、
前記可動斜板−逆止弁連動系に、前記可動斜板操作レバーの作業速度位置において前記前記設定圧調節機能付き逆止弁の設定圧を調節可能とする中間切換機構が、介在されていることを特徴とする請求の範囲第１２項に記載の負荷制御装置。
【請求項１６】
前記遠心式ガバナ機構が前記油圧伝動装置の油圧ポンプと協働する回転軸上に設置され、前記負荷制御装置と共に前記油圧伝動装置に搭載されていることを特徴とする請求の範囲第２項に記載の負荷制御装置。
【請求項１７】
前記遠心式ガバナ機構が前記負荷制御装置に隣接した密閉室内に収容され、該密閉室内に潤滑油が貯油され、前記遠心式ガバナ機構はフライウェイトを有し、該潤滑油の油面が、前記フライウェイトが開いた時に該フライウェイトと接触するように構成されていることを特徴とする請求の範囲第１６項に記載の負荷制御装置。
【請求項１８】
前記開閉弁の二次側に、前記バイパス油路の流量を制御する流量制御弁が設けられていることを特徴とする請求の範囲第１項に記載の負荷制御装置。
【請求項１９】
前記開閉弁と前記流量制御弁とが共通のバルブケースに収容されていることを特徴とする請求の範囲第１８項に記載の負荷制御装置。
【請求項２０】
前記開閉弁が電磁弁であり、前記開閉弁制御手段は、エンジンの排気温度を検知する温度センサーと、該温度センサーが検知した排気温度の値に応じて前記開閉弁を開くコントローラと、を有することを特徴とする請求の範囲第１項に記載の負荷制御装置。
【請求項２１】
前記開閉弁が電磁弁であり、前記開閉弁制御手段は、前記油圧閉回路の前進時高圧側油路内の油圧を検知する圧力センサーと、該圧力センサーの検知した油圧の値に応じて前記開閉弁を開くコントローラと、を有することを特徴とする請求の範囲第項１項に記載の負荷制御装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】  本発明は、除雪機や耕耘機等の作業車輌に搭載される油圧伝動装置（ＨＳＴ）の負荷制御装置に関する。
【背景技術】  一般的に、除雪機や耕耘機等の作業車輌は、エンジンないしは動力伝達系から分岐させて取り出した動力によって、オーガー等を駆動させる。
例えば、除雪機は、図８に示すように、操作部１００、エンジンルーム１０１、オーガー１０２、ブロワ１０３、シューター１０４、及びクローラ１０５を備えている。出力軸１０６の出力は、プーリー１０７〜１１０を介して、オーガー１０２を駆動するＰＴＯ軸１１１（作業機系）とクローラ１０５の駆動軸１１２（走行系）に分岐されている。回転駆動力は、駆動軸１１２からトランスミッション（伝動装置）１１３を介して車軸１１４に伝達される。そしてこの種の作業車輌には、油圧伝動装置が変速機構として多用されている。
しかしながら、これら作業車輌の作業中にオーガー等の作業機系が何らかの原因で過負荷を受けると、エンジンが停止することがある。また、エンジンが停止しないまでも作業機を駆動するにあたって理想的な回転でなくなるために作業性能（作業効率）が極端に低下してしまう。
例えば除雪機では、新雪の除雪作業ではオーガー１０２はスムーズに回転して除雪を行うことができる。しかしながら、春雪の頃の除雪作業では、雪に水分が多く含まれているため、シューター１０４内に雪が詰まりやすい。そのため、エンジンは、オーガーを通じて過負荷を受け、エンスト状態となることがある。
そのため、従来、油圧伝動装置を搭載した作業車輌では、このような過負荷によるエンジン停止を防止し作業に最も適したエンジン回転数を維持するための手段として、機械的な制御手段と電子制御手段とが知られている。
機械的な制御手段は、例えば特開平１０−１８４９０６号公報に開示されている。この制御手段は、可変容量油圧ポンプと該ポンプの可変容量を操作する操作部材との間に弾性体を介在させて、過負荷を緩和させる過負荷防止装置を備えている。
また、電子的な制御手段は、例えば特開平９−７９３７５号公報に開示されている。この制御手段は、油圧伝動装置の油圧経路に油圧センサーを設け、該油圧センサーによって検出したポンプ油圧に関する電気的情報に基づき、電子制御手段により油圧ポンプの斜板を電動モータで制御する。
しかしながら、特開平１０−１８４９０６号公報に開示されている機械的制御手段は、弾性体の径時劣化に伴って制御が困難になる。
また、特開平９−７９３７５号公報に開示されている電子制御手段は、油圧反力に抗して斜板を駆動させる必要があるためにアクチュエータ（電動モータ等）が大型化する。さらに、手元の変速レバーをオペレータが決めた走行位置に置いた状態に維持して、変速レバーと斜板との連動関係を切り離した上で、斜板と制御用アクチュエータとの連動に切り換えなければならず、構成が複雑になる。
【発明の開示】
そこで、本発明は、負荷制御のための構成部品の劣化による制御不良がなく、しかも、従来に比べて小型化及び構造の簡素化が可能な、作業車輌用油圧伝動装置の負荷制御装置を提供することを目的とする。
上記目的を達成するため、本発明に係る作業車輌用油圧伝動装置の負荷制御装置は、エンジンからの動力を作業機系と走行系とに分岐させてこれらを駆動し、走行系に油圧伝動装置を備えた作業車輌の負荷制御装置であって、前記油圧伝動装置は、前記エンジンによって駆動する油圧ポンプと該油圧ポンプによって駆動する油圧モータとが油圧閉回路で接続され、前記負荷制御装置は、前記油圧閉回路の前進時高圧側油路を前進時低圧側油路またはオイルタンクにバイパスするためのバイパス油路と、前記バイパス油路を開閉する開閉弁と、作業走行時に前記エンジンに作用する負荷を検知して該負荷が所定値を越えると前記開閉弁を開くよう制御する開閉弁制御手段と、を有することを特徴とする。
本発明によれば、ＨＳＴの油圧閉回路の前進時高圧側油路と前進時低圧側油路またはオイルタンクとを開閉弁を介して連結し、エンジンに過負荷がかかった時に、高圧の作動油を低圧側油路又はオイルタンクに逃がす。従って、走行系への動力分配比率を減少させて、作業機への動力配分を高めて、過負荷を取り除く。その結果、従来のような大型の電動モータは不要となり、小型の開閉弁を用いて負荷制御できるし、従来のような緩衝用弾性体を使用しないので、構成部品の径時劣化による制御不能の発生も少なくなる。
エンジンに作用する負荷を検知する手段としては、エンジンの回転数のダウン、エンジンの出力軸に作用する負荷トルクの増加、エンジンから排出される排気の温度上昇、或いは、油圧伝動装置内を流れる圧油の圧力低下を検知する手段がある。
【図面の簡単な説明】  図１は、本発明に係る負荷制御装置の第１実施形態を備える油圧伝動装置を示す油圧回路である。
図２は、図１の油圧伝動装置の変更態様を示す油圧回路である。
図３は、図１の油圧回路を備える油圧伝動装置を示す横断面図である。
図４は、図１のＡ−Ａ線に沿う拡大縦断面図である。
図５は、本発明に係る負荷制御装置の第２実施形態を示す縦断面図である。
図６は、本発明に係る負荷制御装置の第３実施形態を示す縦断面図である。
図７は、本発明に係る負荷制御装置の第４実施形態を示す縦断面図である。
図８は、除雪機の全体構成を示す側面図である。
図９は、本発明に係る負荷制御装置の第５実施形態を備える除雪機の全体構成を示す側面図である。
図１０（ａ）は図９の開閉弁制御装置を部分的に拡大して示す横断面図、図１０（ｂ）は図１０（ａ）のＢ−Ｂ線に沿う拡大縦断面図、図１０（ｃ）は図１０（ｂ）の作動態様を示す拡大縦断面図である。
図１１は、図９は油圧伝動装置を示す横断面図である。
図１２は、図９の油圧伝動装置の油圧回路図である。
図１３は、本発明に係る負荷制御装置の第６実施形態を示す油圧回路である。
図１４は、本発明に係る負荷制御装置の第６実施形態を一部省略して示す縦断正面図である。
図１５は、図９のＣ−Ｃ線に沿う縦断側面図である。
図１６は、図９のＤ線位置でガバナケースを切断してＥ方向から見た内部構造図である。
図１７は、第６実施形態の構成要素である作業機用クラッチ連動系を概念的に示す説明図である。
図１８は、図１７の作業用躯ラッチ連動系に中間切換機構を追加した説明図である。
図１９は、本発明に係る負荷制御装置の第８実施形態の構成要素である可動斜板連動系を概念的に示す説明図である。
図２０は、本発明に係る負荷制御装置の第９実施形態を示す油圧回路図である。
図２１は、本発明に係る負荷制御装置の第９実施形態を示す縦断側面図である。
図２２は、第９実施形態の構成要素である作業機用クラッチ連動系を概念的に示す説明図である。
図２３は、本発明に係る負荷制御装置の第１０実施形態を示す図４に相当する拡大縦断面図である。
【発明を実施するための最良の形態】  本発明の好ましい実施形態について以下に図面を参照して説明する。以下の実施形態では、作業車輌として除雪車を例示する。なお、従来技術を含めて全図を通し同様の構成部分には同符号を付し、以下の説明において重複説明を省略する場合がある。
先ず、本発明に係る負荷制御装置の第１実施形態について説明する。図１は、負荷制御装置を備えた油圧伝動装置の油圧回路を示している。油圧伝動装置１は、エンジンＥによって駆動する油圧ポンプ２と、油圧閉回路３を構成する油路３ａ，３ｂで油圧ポンプ２と接続された油圧モータ４（アクチュエータ）とを有している。
図示例において、油圧ポンプ２は可変容積形油圧ポンプであり、油圧モータ４は定容量モータである。また、油路３ａは前進時に高圧側となり、油路３ｂが前進時に低圧側となる。油路３ａと油路３ｂとは、逆止弁５ａ，５ｂを介してオイル補充回路６で接続されている。オイル補充回路６は油路３ａと油路３ｂのいずれかが負圧になったときに、オイルタンクＴからフィルター７を介してオイル供給を受け得る。これは自給式の例であるが、油圧ポンプ２と同時駆動されるチャージポンプを設けてこの吐出ポートをオイル補充回路６に接続するのもよい。また、油路３ａと油路３ｂとは、バイパス油路８でバイパスされている。バイパス油路８には、第１開閉弁９、流量制御弁１０、逆止弁１１が介在している。
油圧モータ４の出力軸４ａは、出力ギア１２から平歯車機構１３を介してクローラの車軸１１４を駆動する。油圧ポンプ２の入力軸２ａはエンジンＥの駆動軸１１２に連結されている。入力軸２ａは、ジョイント１５を介して入力軸２ａと一体回転する回転数検出軸１６と連結されている。また、エンジンＥの出力は、クラッチを介してＰＴＯ軸１１１とも連結している。
回転数検出軸１６には、フライウェイト１７が連結されたスライダー１８又はスラストベアリングが摺動自在に嵌着されている。スライダー１８又はスラストベアリングが、フライウェイト１７の変位を伝達する。フィードバックアーム１９は、ピボット軸１９ａに回転可能に軸着され、その一端がスライダー１８に当接し、その他端は第１開閉弁９に当接している。
従って、フライウェイト１７、スライダー１８、及びフィードバックアーム１９が、第１開閉弁９を開閉する開閉弁制御手段を構成する遠心式ガバナ機構Ｇである。そして、遠心式ガバナ機構Ｇ、バイパス油路８、及び第１開閉弁９によってエンジンＥにかかる負荷を制御する負荷制御装置が構成されている。
第１開閉弁９は、オフセット用コイル形のスプリング９Ｓを有するスプリングリターン式２ポート３位置切換弁である。この第１開閉弁９は実施例ではスプール式に構成されているがロータリ弁で構成することも可能である。その場合、スプリング９Ｓはねじり形のものを用いることもできる。エンジン停止時は、第１開閉弁９は、スプリング９Ｓの作用により図１に示すノーマル位置にオフセットされ、ポートが閉じている。第１開閉弁９の二次側には、流量制御弁１０が接続されている。流量制御弁１０は、圧力補償弁２０と、その二次側に接続した固定絞り２１と、を備えている。
上記構成を有する油圧伝動装置は、以下のようにしてエンジンにかかる負荷を制御する。
エンジンＥが始動し、エンジンＥの回転数上昇に比例して、回転数検出軸１６に固着されたフライウェイト１７の重心が遠心方向に離れ、その変位がスライダー１８に伝達される。スライダー１８の軸方向変位に応じてフィードバックアーム１９がピボット軸１９ａを中心として回転し、第１開閉弁９をコイルスプリング９Ｓに抗して移動させる。エンジンＥの回転数検出値が所定値に達するまでは、第１開閉弁９は第１閉ポート９ａの位置にある。エンジンＥの回転数が増し、エンジンＥの回転数検出値が所定値に達すると、第１開閉弁９が開ポート９ｂに切り換わる。更にエンジンの回転数が増して、回転数検出値が所定の範囲を超えると、第１開閉弁９は第２閉ポート９ｃに切り換わる。
この油圧伝動装置１では、第１開閉弁９が第２閉ポート９ｃの位置にあるときのエンジン出力を用いてＰＴＯ軸１１１を駆動する。油圧伝動装置１が搭載されている車輌が除雪車である場合、除雪作業時にＰＴＯ軸１１１に連結されているオーガー１０２に何らかの要因によって過負荷がかかると、油圧モータ４、油圧ポンプ２を介して入力軸２ａの回転数が落ちる。入力軸２ａの回転数が所定の範囲内にまで落ちると、遠心式ガバナ機構Ｇの作動により、第１開閉弁９が開ポート９ｂの位置に切り替わり、高圧側の油路３ａからバイパス油路８の第１開閉弁９、流量制御弁１０、逆止弁１１を介して低圧側の油路３ｂへ、高圧の作動油を逃がす。従って、車軸１１４は低速になり、出力軸１０６は、車軸１１４からの吸収トルク（負荷トルク）が減少するので、出力軸１０６の駆動トルクをＰＴＯ軸１１１（オーガー等）に最大限振り分けることができる。上述のようにして、ＰＴＯ軸１１１に最大トルクが与えられるとともに、車軸１１４の回転数減少又は停止によってオーガーに入る雪の量が減るので、過負荷の原因となっていたオーガー内での雪の詰まりが解消され、ＰＴＯ軸１１１の過負荷が解消する。
ＰＴＯ軸１１１の過負荷が解消すると、エンジンＥの出力軸１０６は元の回転数へと復帰する。出力軸１０６の回転数の復帰に伴って遠心式ガバナ機構Ｇが作動して、第１開閉弁９を再び閉じる。その結果、車軸１１４が再び元の回転数に戻り、除雪車は、元の速度で前進しながら除雪作業を行う。
圧力補償弁２０は、固定絞り２１の一次側圧力と二時側圧力との差圧を検知し、一次側圧力が二次側圧力より所定値以上の時に、固定絞り２１への流量を制限する。従って、圧力補償弁２０は、高圧側の油路３ａにある圧油が低圧側の油路３ｂへ急激に流出するのを防ぎ、車輌が急停止するのを防ぐ。
上記負荷制御装置の油圧回路では、バイパス油路８は低圧側の油路へ高圧側の油路からの作動油を逃がす構成としている。バイパス油路を前進時に高圧側となる油路とオイルタンクＴとを接続し、高圧側油路３ａの作動油をオイルタンクへ逃がす構成としても良い。このことは、後述の第２〜第６実施形態でも同様である。
また、図２に示すように、フィードバックアームを備えることなく、第１開閉弁９を回転数検出軸１６と同軸上もしくは平行状に配置して該回転数検出軸１６に設けたスライダー１８が第１開閉弁９を直接操作するように構成しても良い。図２の例では、回転数検出軸１６は、ジョイント１５’を介して駆動軸１１２に連結されており、回転数検出軸１６にベベルギア２２を介して油圧ポンプ２の入力軸２ａが連結されている。
次に、図１で示した負荷制御装置を備える油圧伝動装置を、図３及び図４を参照しつつ説明する。図３は除雪機に搭載された油圧伝動装置の横断面図であり、図４は図３のＡ−Ａ線に沿う拡大断面図であって負荷制御装置の縦断面図である。なお、以下の説明において上記油圧回路の説明と重複することがある。
油圧伝動装置１は、図３に示すように、油圧ポンプ２、油圧モータ４等がハウジング３０内に納められている。ハウジング３０には、油圧ポンプ２の可動斜板３１を操作する可動斜板操作軸３２が外方へ突き出ている。入力軸２ａを駆動するエンジン（図示せず）はハウジングの外部に配置され、出力軸４ａには空冷用ファン２３が取り付けられている。なお、図示されていないクローラの動力は、油圧モータ４と係合する出力軸４ａの出力ギア１２を介して取り出される。また前記操作軸３２は、アーム、ワイヤーあるいはロッドを介して可動斜板操作レバー（図８及び図１３参照）と連係される。
油圧ポンプ２は、入力軸２ａの回転に伴って回転するシリンダー群３３を備える。シリンダー群３３からは、可動斜板３１の傾きに応じた容量の作動油が、センタセクション３４内の高圧側油路３ａを通って油圧モータ４のシリンダー群３５に送られる。該作動油は、油圧モータ４を駆動し、再びセンタセクション３４内の低圧側油路３ｂを通って油圧ポンプ２のシリンダー群３３に送られる。なお、符号４ｂは油圧モータの固定斜板を示している。
エンジンＥの駆動軸１１２と車軸１１４とは、直交配置されている（図８参照）。従って、油圧ポンプ２の入力軸２ａをエンジンＥの駆動軸１１２の方向に向け（図１参照）、油圧モータ４の出力軸４ａを車軸１１４の方向に向けるために、センタセクション３４は、その油圧ポンプ２の設置面（接合面）と油圧モータ４の設置面（接合面）とが直交するように形成されて、ハウジング３０の内部に分離可能に取り付けられている。
ハウジング３０は、油圧ポンプ２の入力軸２ａが突出する側と反対側の外壁面が、開口している。この開口３０ａを閉鎖するように、後述するガバナケース４１を一体に備えるバルブケース３６がハウジング３０の外壁面に油密的に付設されている。
一方、図２で示した油圧伝動装置１においては、油圧ポンプ２の入力軸２ａは油圧モータ４の出力軸４ａと同様に車軸１１４の方向に向けられた形式をとっている。エンジンの駆動軸と油圧ポンプの入力軸とが直交配置されている。斯かる配置構成の場合には、エンジンＥの駆動軸１１２と連結するため、前述したようにベベルギア２２を用いている。該ベベルギアを収容する入力ギアケース２２ａは、ハウジング３０の外壁面に付設してあり、この入力ギアケース２２ａの外壁面にバルブケース３６を付設している。
バルブケース３６には、開閉弁、流量制御弁等が納められている（図４参照）。開口３０ａを通じてバルブケース３６とセンタセクション３４とを接続している２本の管３７、３８は、センタセクション３４内の油路３ａ、３ｂをバイパスするバイパス油路８ａ、８ｆの一部を形成している。
バルブケース３６は、遠心式ガバナ機構Ｇが付設されている。油圧ポンプ２の入力軸２ａに、ジョイント１５を介して回転数検出軸１６が連結されている。回転数検出軸１６は、入力軸２ａと同軸線上に配置され、バルブケース３６を貫通し、バルブケースとガバナケース４１に設けた軸受け４２との間で支持されている。
回転数検出軸１６には、ディスク部を有するスリーブ４３が固着されている。スリーブ４３のディスク部側面上には、複数のフライウェイト１７が円周方向に回転自在に軸着されているとともに、スリーブの外周面上にスライダー１８が摺動自在に装着されている。フィードバックアーム１９は、ガバナケース４１において回転数検出軸１６と直角方向に支持したピボット軸１９ａに回転自在に軸着され、一端がフォーク状になってスライダー１８に当接し、他端が第１開閉弁９に当接しており全体的に略Ｌ字形をなしている。
バルブケース３６には、図４に示すように、第１開閉弁９、固定絞り２１及び圧力補償弁２０、逆止弁１１が組み込まれている。第１開閉弁９は、回転数検出軸１６に対して直角に配置されオフセット用のコイルスプリング９Ｓによってフィードバックアーム１９の方へ押圧されている。
流量制御弁が、圧力補償弁２０と固定絞り２１とによって構成されている。圧力補償弁２０は、コイルスプリング２０ａに当接する側の室２０ｂに面する表面積が、その反対側の室２０ｃ、２０ｄの側の表面積の和に等しい。室２０ｃ、２０ｄは、固定絞り２１の一次側油路８ｃに通じている。室２０ｂは固定絞り２１の二次側油路８ｄに通じている。斯かる流量制御弁１０の構成により、固定絞り２１を通る圧力降下は常に相対的に一定となる。固定絞り２１を可変絞りに代えることにより、可変絞りの流路断面積に比例した圧油を流すこともできる。
回転数検出軸１６の回転数が増加するに従ってフライウェイト１７が開き、フライウェイト１７がスライダー１８を回転数検出軸１６に沿って変位させる。その変位に応じてフィードバックアーム１９がコイルスプリング９Ｓに抗して第１開閉弁９を押す。回転数検出軸１６の回転数が所定範囲内にあるとき、第１開閉弁９がフィードバックアーム１９に押されて開ポート９ｂの位置に切り替わる（図１参照）。第１開閉弁９が開くと、油路８ａからの作動油は、第１開閉弁９を通って油路８ｂに入り、圧力補償弁２０、固定絞り２１を通過し、油路を二手に分岐して一方は逆止弁１１を通過し、他方は油路８ｅを経て圧力補償弁２０のコイルスプリング２０ａ側の室２０ｂに入る。固定絞り２１の前後差圧がコイルスプリング２０の付勢力相当圧力より小さいときには油路８ｂから油路８ｃへの流れを許容し、大きいときには油路８ｂから油路８ｃへの流れを制限する。これにより油路３ａから油路３ｂへ急速に高圧油が抜けることはなく第１開閉弁９の作動で作業車輛が急停止することを防止でき、なめらかな減速又は増速が得られる。開ポート位置から更にエンジンの回転数が増加すると、第１開閉弁９が第２閉ポート９ｃに切り替わる。
第１開閉弁９がどの回転数の範囲で切り換わるようにするかは、エンジンの馬力数や作業車輌の種類等に応じて適宜設定される。例えば、油圧伝動装置１を搭載する作業車輌が除雪機である場合に、オーガーを駆動する作業時のエンジン回転数が２０００〜３０００ｒｐｍであるとすると、路上走行時の０〜１０００ｒｐｍでは第１開閉弁９が第１閉ポート９ａの位置にあって閉じている。回転数検出値が１０００〜２０００ｒｐｍの範囲内にあるときに第１開閉弁９が開くように設定しておけば、除雪作業中にオーガーへの過負荷によって回転数検出軸１９の回転数が下がると、油圧伝動装置を構成する油圧閉回路の高圧側の油路から低圧側の油路へ高圧油を逃がすことができ、エンジンの停止を回避し得る。
次に、本発明に係る負荷制御装置の第２実施形態について、図５を参照しつつ説明する。図５に示す負荷制御装置は、図４に示した固定絞り２１を、遠心式ガバナ機構Ｇと連動する可変絞り５０に変更した点が相違する。第２実施形態のその他の構成は上記第１実施形態と同様である。
可変絞り５０は、第１弁体５０ａ及び第２弁体５０ｂを備える弁本体５０ｃと、第１弁体５０ａに当接するコイルスプリング５０ｄとを有している。第２フィードバックアーム１９’が、弁本体５０ｃに当接している。油路８ｄがコイルスプリング５０ｄが収容された室５０ｅ内に通じており、油路８ｃが第１弁体５０ａのコイルスプリング５０ｄと反対側の室５０ｆに通じている。室５０ｅと室５０ｆとの連通路が第１弁体５０ａによって開閉される。油路８ｃの流路断面は、第２弁体５０ｂによって絞られる。
第２フィードバックアーム１９’は、第１開閉弁９に当接しているフィードバックアーム１９が軸着されているピボット軸（不図示。図３のピボット軸１９ａに相当する。）に、もう一本のアームを固定することによって設けることができる。この場合、第２フィードバックアーム１９’は、フィードバックアーム１９と一体的に回転する。
可変絞り５０の一次側は、圧力補償弁２０の二次側の油路８ｃに接続される。可変絞り５０の二次側は、コイルスプリング５０ｄが収容された室５０ｅから油路８ｄを介して逆止弁１１の一次側に接続されるとともに油路８ｅを介して圧力補償弁２０の室２０ｂにも接続されている。
コイルスプリング５０ｄのバネ定数は、エンジン停止状態（図５の状態）から通常走行時に至る回転数（例えば０〜１０００ｒｐｍ）では第１弁体５０ａが閉じ、作業時の回転数（例えば２０００〜３０００ｒｐｍ）に至るまでの回転数（例えば１０００〜２０００ｒｐｍ）の範囲では遠心式ガバナ機構Ｇによる第２フィードバックアーム１９’との釣り合いで第２弁体５０ｂが油路８ｃを徐々に絞り、作業時の回転数で油路８ｃを閉じるように設定しておくことができる。
そのようなバネ定数とすることで、作業車輌の作業中にオーガー等に過負荷がかかり、エンジンの回転数が減少し、第１開閉弁９が開いて高圧の作動油がバイパス油路８を通じて油圧閉回路の低圧側の油路へ急激に流れようとした場合に、回転数の減少に応じて第２弁体５０ｂが油路８を徐々に開けることによってその急激な流れを防止することができる。このように、第１開閉弁９を通過した作動油が圧力補償弁２０を通過する際に一定の圧力降下となるように流量が制限され、さらに可変絞り５０の作用により、エンジンの回転数に増減に比例して流路断面積が減増し、なめらかな減速又は増速が達成される。
次に、本発明に係る負荷制御装置の第３実施形態について、図６を参照しつつ説明する。この負荷制御装置は、上記第２実施形態の負荷制御装置から圧力補償弁２０を取り去った例を示し、その他の構成は上記第２実施形態と同様である。
圧力補償弁２０を備えない場合であっても、圧力降下に多少の変動を生じることがある。しかしながら、遠心式ガバナ機構Ｇによってエンジン回転数の増減に比例して流量を減増させることができるので、なめらかな減速又は増速が可能となる。
次に、本発明に係る負荷制御装置の第４実施形態について、図７を参照しつつ説明する。上記第１実施形態では第１開閉弁９として２ポート３位置切換弁を採用していた。それに対し、第４実施形態では、２ポート３位置切換弁に代えて可変リリーフ弁６０を採用した例を示し、その他の構成は上記第１実施形態と同様である。
可変リリーフ弁６０は、弁本体６０ａ、オフセット用のコイルスプリング６０ｂ、及びスプリング受け６０ｃを有している。コイルスプリング６０ｂは、弁本体６０ａとスプリング受け６０ｃとに当接している。スプリング受け６０ｃには、フィードバックアーム１９が当接している。コイルスプリング６０ｂを収容している室６０ｄは油路８ｂに通じ、コイルスプリング６０ｂと反対側の室６０ｅが油路８ａに通じている。室６０ｄは、スプリング受け６０ｃとバルブケース３６に固定されたエンドキャップ６０ｆによって封止されている。エンドキャップ６０ｆにはフィードバックアーム１９が通る孔が形成されている。なお、図７は、エンジンが停止している状態を示している。
コイルスプリング６０ｂのバネ定数は、遠心式ガバナ機構Ｇのフィードバックアーム１９による押し付け力とコイルスプリング６０ｂによるバネ付勢力との和が、作業車輌の通常作業時において油圧閉回路を流れる作動圧とほぼ等しくなるように設定することができる。コイルスプリング６０ａのバネ定数をそのように設定しておけば、通常作業時においては、図７に示すように、オーガー等に過負荷がかからない限り、可変リリーフ弁６０は閉じている。しかしながら作業車輌が作業中においてオーガー等に何らかの過負荷が生じてエンジンの回転数が減少すると、フィードバックアーム１９の押し付け力が弱まるとともに、スプリング受け６０ｆも後退する。スプリング６０ｂの付勢力は弱まるが、その一方で作動油の圧力は上昇する。その結果、可変リリーフ弁６０が開き、可変リリーフ弁６０は、高圧の作動油を高圧側の油路３ａからバイパス油路８を通じて油圧閉回路３の低圧側油路３ｂへ逃がすことができる。流量制御弁１０の作用は、上記第１実施形態と同様である。
なお、上記第４実施形態において、流量制御弁１０に関し、固定絞り２１に代えて上記第２実施形態で示した可変絞りを採用することができる。さらにその場合に、第３実施形態で示したように圧力補償弁２０を無くして可変絞りのみとすることもできるし、或いは、その可変絞りに代えて固定絞りとすることもできる。
次に、本発明に係る作業車輌用油圧伝動装置の負荷制御装置の第５実施形態について、以下に図９〜１２を参照しつつ説明する。
第５実施形態の作業車輌用油圧伝動装置の負荷制御装置は、開閉弁制御手段としてトルクセンシングガバナを採用した例である。図９は、除雪機の全体構成を示す側面図である。図１０は、開閉弁制御装置を部分的に拡大して示す横断面図である。図１１は油圧伝動装置を示す横断面図であり、図１２は油圧回路図である。
図９に示すように、作業車輌としての除雪機は、操作部１００、エンジンルーム１０１、オーガー１０２、ブロワ１０３、シューター１０４、及びクローラ１０５を備えている。出力軸１０６の出力は、プーリー１０８〜１１０を介して、オーガー１０２を駆動するＰＴＯ軸１１１（作業機系）と、油圧伝動装置１を介してクローラ１０５の駆動する走行系に分岐されている。
出力軸１０６には、出力軸の負荷トルクを検出する機能を有する負荷トルク検出装置７０が備えられている。この負荷トルク検出装置７０について以下に説明する。
出力軸１０６には、図１０に示すように、出力軸に対し相対回転可能なＰＴＯ駆動用プーリー１０８と、出力軸１０６に対して相対回転不能に結合されたＨＳＴ駆動用プーリー１０７と、スプライン嵌合されたスライダー７１と、スライダー７１をＰＴＯ駆動用プーリー１０８の側へ押圧付勢する皿バネ７２とが装着されている。スライダー７１には傾斜凹状（図１０（ｂ）参照）のボールポケット７１ａが形成される一方、ＰＴＯ駆動用プーリー１０８には半球状のボールポケット１０８ａが形成されている。これらボールポケット７１ａ、１０８ａにボール７３が嵌っている。ボールポケット７１ａは、その最深部から円周方向一方側に沿って徐々に浅くなるように傾斜が形成されている。
ＰＴＯ軸１１１に過負荷が生じていない時は、ボール７３は、図１０（ｂ）に示すようにボールポケット７１ａの最深部にあって、スライダー７１とＰＴＯ駆動用プーリー１０８とは、図１０（ｂ）に示す矢印方向に、共に一体となって回転している。
ＰＴＯ軸１１１に過負荷が生じて、ＰＴＯ駆動用プーリー１０８の負荷トルクが皿バネ７２の弾性力を上回ると、該プーリー１０８と出力軸１０６との間に相対回転差が生じてボール７３がボールポケット７３ａの最浅部に向かってその傾斜面に乗り上げることにより、スライダー７１がＰＴＯ駆動用プーリー１０８から離反する方向へ移動させられる。このようにして、過負荷によってＰＴＯ駆動用プーリー１０８に作用する負荷トルクが、スライダー７１の出力軸１０６に沿った変位に変換されて検出される。
上記トルク検出機能付き負荷トルク検出装置７０によって検出された負荷トルクは、スライダー７１に係合された揺動部材７４を介してワイヤー７５に伝達される。ワイヤー７５は、図１１に示すように機枠（図示せず）に枢支されたＬ形のフィードバックアーム１９”をピボット軸１９ａ”回りに揺動させ、第１開閉弁９を開閉操作する。
こうしてＰＴＯ駆動用プーリー１０８の過負荷による負荷トルクを検出すると、揺動部材７４、ワイヤー７５、フィードバックアーム１９”を通じて、バルブケース３６の第１開閉弁９を押圧し、第１開閉弁９を開く。バルブケース３６の内部構造は、図４に示すものと同様であるので図示説明を省略する。なお、図１２に示すように、本例において第１開閉弁９は２位置切換弁を採用している。
上記のように、トルク検出機能付き負荷トルク検出装置７０によって負荷トルクを検出し、出力軸１０６に作用する負荷トルクの増加に応じて第１開閉弁９を開くように操作するトルクセンシングガバナが構成されている。
トルクセンシングガバナが作動する負荷トルクの範囲は、エンジンの種類、大きさ等によって適宜設定され、皿バネ７２のバネ定数によって決定されるが、少なくともエンジンストップとなる前に第１開閉弁９を開くように設定する。なお、第５実施形態の負荷制御装置は、上記第２〜第４実施形態の負荷制御装置に応用可能である。
次に、本発明に係る作業車両用油圧伝動装置の負荷制御装置の第６実施形態について、以下に図１３〜図１８を参照しつつ説明する。なお、第６実施形態では、第１実施形態と同様の遠心式ガバナを有する例を示すが、第５実施形態で示したトルクセンシングガバナを適用することもできる。
図１３は、第６実施形態の負荷制御装置を備えた油圧伝動装置の油圧回路を示している。油圧伝動装置１は、エンジンＥによって駆動する油圧ポンプ２と、油圧閉回路３を構成する油路３ａ，３ｂで油圧ポンプ２と接続された油圧モータ４（アクチュエータ）とを有している。なお、図１３において、オイルタンク、及びオイルタンクからオイルを供給するチャージポンプ等は図示省略している。
図示例において、油圧ポンプ２は可変容積形油圧ポンプであり、油圧モータ４は定容量モータである。また、油路３ａは前進時に高圧側となり、油路３ｂが前進時に低圧側となる。油路３ａと油路３ｂとは、逆止弁５ａ，５ｂを介してオイル補充回路６で接続されている。オイル補充回路６は油路３ａと油路３ｂのいずれかが負圧になったときに、オイルタンクＴからフィルター７を介してオイル供給を受け得る。また、油路３ａと油路３ｂとは、バイパス油路８でバイパスされている。バイパス油路８には、第１開閉弁９、流量制御弁１０、逆止弁１１が介在している。
油圧モータ４の出力軸４ａは、出力ギア１２から平歯車機構１３を介してクローラの車軸１１４を駆動する。油圧ポンプ２の入力軸２ａの一端は、エンジンＥの駆動軸１１２にテンションベルト１１５を介して駆動連結されている。また、入力軸２ａの他端は、ジョイント１５を介して入力軸２ａと一体回転する回転数検出軸１６と連結されている。また、エンジンＥの出力は、テンションベルト１１６、作業機用クラッチ１１７を介してＰＴＯ軸１１１とも連結している。
図１４にて詳細に示されるように、バルブケース３６とガバナケース４１との間で軸受支持された回転数検出軸１６には、フライウェイト１７を揺動自在に複数個、円周方向に枢支したディスク部１６ａを設置すると共にディスク部１６ａと隣接してスライダー１８が軸方向摺動自在に嵌着されている。スライダー１８は、フライウェイト１７の変位をフィードバックアーム１９へ伝達する。
フィードバックアーム１９は、ガバナケース４１内において回転数検出軸１６と直角方向に支持されたピボット軸１９ａに回転可能に軸着され、その一端がフォーク状をなしてスライダー１８に当接し、その他端は、バルブケース３６に空けた開口３６ａ内に延伸してこの開口３６ａに臨む第１開閉弁９の下端に当接している。開口３６ａは、最下位置にある第１開閉弁９の下方に位置する縦穴３６ｂと連通され、これによりスライダー１８の変位に伴うフィードバックアーム１９の他端の揺動がバルブケース３６内で許容されるようになっている。
第１開閉弁９の二次側に、外部操作によりバイパス油路８を開閉する第２開閉弁２４が更に設けられている。第２開閉弁２４は、エンジン負荷制御のオンオフを切換えるために設けられ、遠心式ガバナＧとは連動せず運転部に設けた操作レバー（図示せず）によって手動で任意に切換えるように構成する。
なお、負荷制御するときには通常、作業状態、即ち、作業機が駆動しているので、作業機用クラッチ連動系２５によって、作業機用クラッチ１１７を操作するための作業機用クラッチレバー１１８と連動するのも良い。作業機用クラッチ連動系２５は、作業機用クラッチ１１７の切位置において第２開閉弁２４を閉じ、作業機用クラッチの入位置において第２開閉弁２４を開くように構成する。作業機用クラッチ連動系２５の詳細については、後述する。
あるいは、負荷制御するときには通常、作業車輛が作業速度で走行しているので、可動斜板連動系や歯車変速連動系によって、可動斜板操作レバー３２ａや歯車変速レバー１４０と連動するのも良い。これらの連動系は、可動斜板操作レバー３２ａや歯車変速レバー１４０の非作業速度位置において第２開閉弁２４を閉じ、作業速度位置において第２開閉弁２４を開くように構成する。可動斜板連動系や歯車変速連動系の詳細についても、後述する。
第１開閉弁９は、オフセット用コイル形のスプリング９Ｓを有するスプリングリターン式２ポート２位置切換弁である。また、第１開閉弁９は、可変絞りを備え、通過流量を調節できるようになっている。エンジン停止時は、第１開閉弁９は、図１３に示す開度を最大にした絞り位置にある。第１開閉弁９の二次側には、流量制御弁１０が接続されている。流量制御弁１０は、圧力補償弁２０と、その一次側に接続した固定絞り２１と、を備えている。
上記構成要素のうち、フライウェイト１７、スライダー１８、及びフィードバックアーム１９が、第１開閉弁９を開閉する開閉弁制御手段を構成する遠心式ガバナ機構Ｇである。そして、遠心式ガバナ機構Ｇ、バイパス油路８、及び第１開閉弁９によってエンジンＥにかかる負荷を制御する負荷制御装置が構成されている。第２開閉弁２４及び作業機用クラッチ連動系２５は、負荷制御装置を手動でかつ、作業機の作業／非作業状態に連動してオンオフする機能を提供する。
次に、図１３で示した油圧回路を備える油圧伝動装置を、図１４〜図１８を参照して説明する。図１４は、油圧伝動装置の一部を切り欠いて示す縦断正面図であり、図１５は図１４のＢ−Ｂ線に沿う縦断側面図であり、図１６は、図１４のＣ−Ｃ線に沿ってガバナケース４１を切り取ってＤ方向から視た正面図であり、図１７は、作業用クラッチ連動系を概略的に示す説明図である。なお、図１４は、図３のＦ−Ｆ断面に類似する。
油圧伝動装置１は、図１４に示すように、油圧ポンプ２、油圧モータ（図示省略）等がハウジング３０内に納められている。なお、ハウジング３０の内部構造は、図３に示したものと同様であるので、詳細な説明を省略する。
ハウジング３０は、油圧ポンプ２の入力軸２ａが突出する側と反対側の外壁面が、開口している。この開口３０ａを閉鎖するように、後述するガバナケース４１を一体に備えるバルブケース３６がハウジング３０の外壁面に油密的に付設されている。
バルブケース３６には、遠心式ガバナ機構Ｇが付設されている。ガバナケース４１は、図１４及び図１６に示すように、バルブケース３６に取り付けられ、遠心式ガバナ機構Ｇを密閉するように構成され、その密閉室内に、各被潤滑部位に対する潤滑油Ｆが貯油されている。勿論、各被潤滑部位が耐熱グリスなどで機能が満足する場合には潤滑油Ｆを貯めなくてよい。潤滑油Ｆの油面レベルは、回転数検出軸１６とともにフライウェイト１７が回転し、フライウェイト１７が遠心力によって揺動して開いた時に、フライウェイト１７が油面に接触するように調節されている。フライウェイト１７が開いた状態（図１４の二点鎖線で示す状態）で回転しつつ油面と接触することで、潤滑油がガバナケース４１内において飛散し、遠心式ガバナ機構Ｇに注油する仕組みになっている。
バルブケース３６には、図１５に示すように、第１開閉弁９、固定絞り２１及び圧力補償弁２０、第２開閉弁２４、及び、逆止弁１１が組み込まれている。
第１開閉弁９は、スプールがオフセット用のコイル形のスプリング９Ｓによってフィードバックアーム１９の方へ押圧されている。スプリング９Ｓの第１開閉弁９に対する付勢力は、調節ネジ２６によって調節することができる。なお、遠心式ガバナ機構Ｇで発生するガバナ力は慣性力の影響を受けやすいためエンジン回転数が下がってもガバナ力がある程度残ってしまい、これにより第１開閉弁９の応答が遅れることがある。この応答遅れを改善するために、本実施例においては、スプリング９Ｓは付勢力に強弱の差を持たせた２重コイル形のものを採用している。
流量制御弁１０は、圧力補償弁２０と固定絞り２１とを一体的に構成する。固定絞り２１は、通過流量を制限している。圧力補償弁２０は、コイルスプリング２０ａによって常時全開状態にあって、油路８ｂ内の圧油がコイルスプリング２０ａの付勢力相当の圧力を超過した場合に流路を絞り、バイパス油路８を通って高圧の圧油が油路３ａから油路３ｂに急激に流れないようにしている。
第２開閉弁２４は、図示例では、ロータリー式の２位置切換バルブを採用している。第２開閉弁２４は、上記したように操作レバー（図示せず）によって手動で任意に切換えるように構成する。或いは、作業機用クラッチレバー１１８と連動するのも良い。これについて、以下に図１７を参照しつつ説明する。
作業機（図示例では、オーガー）は、テンションベルト１１６を介してエンジンＥから駆動力を伝達される。テンションベルト１１６には、テンションを付与又は除去するテンションクラッチ１１９が取り付けられている。テンションクラッチ１１９は、作業機用クラッチレバー１１８の操作によって、クラッチを入り切りされる。
テンションクラッチ１１９は、第１揺動アーム１２０に回転自在に軸着されたテンションローラ１２１と、作業機用クラッチレバー１１８と、作業機用クラッチレバー１１８の回動軸１１８ａに固定された第２揺動アーム１２２と、第１揺動アーム１２０と第２揺動アーム１２２とを接続するワイヤー１２３とを有している。テンションローラ１２１は、スプリング１２４によって常時テンション付与されており、作業機用クラッチレバー１１８を切位置に操作すると、テンションローラ１２１をテンションベルト１１６から離してテンションを緩める。
一方、第２開閉弁２４には、第２開閉弁２４を構成するロータリー式２位置切換バルブを回転操作する第３揺動アーム１２５が固定され、第３揺動アーム１２５と第２揺動アーム１２２とがワイヤー１２６によって接続されている。作業機用クラッチレバー１１８が、図示の「作業」位置にあるときに、第２開閉弁２４は開位置にある。作業機用クラッチレバー１１８を「非作業」位置（図の一点鎖線位置）にシフトさせると、第２揺動アーム１２２、ワイヤー１２６を介して、第３揺動アーム１２５を揺動させることにより、第２開閉弁２４を構成するロータリー式２位置切換バルブが回転し、第２開閉弁２４が閉位置となる。
上記構成を有する油圧伝動装置の作動について、以下に説明する。
エンジンＥが停止しているときは、第１開閉弁９は開度を最大にした状態の絞り位置にあるが、作業機用クラッチレバー１１８は切位置にあるため、第２開閉弁２４は閉位置にある。従って、バイパス油路８は閉じている。
エンジンＥが始動し、エンジンＥの回転数上昇に比例して、回転数検出軸１６に固着されたフライウェイト１７の重心が遠心方向に離れ、その変位がスライダー１８に伝達される。スライダー１８の変位に応じてフィードバックアーム１９がピボット軸１９ａを中心として回転し、第１開閉弁９のスプールをコイルスプリング９Ｓに抗して移動させる。
エンジンＥの回転数が増し、エンジンＥの回転数検出値が、所定値、即ち作業機を駆動する回転域値に達すると、第１開閉弁９が閉位置に切り換わる。
第１開閉弁９がどの回転数の範囲で切り換わるようにするかは、エンジンの馬力数や作業車輌の種類等に応じて適宜設定され、調節ネジ２６によって調節される。
例えば、油圧伝動装置１を搭載する作業車輌が除雪機である場合に、作業機であるオーガーを駆動する作業走行時のエンジン回転数が２０００〜３０００ｒｐｍ、非作業での路上走行時の回転数が０〜１０００ｒｐｍであるとすると、回転数が２０００〜３０００ｒｐｍの範囲内にあるときに第１開閉弁９を閉じるように設定する。除雪作業中は、作業機用クラッチレバー１１８は入位置にあり、第２開閉弁２４は開位置にある。従って、作業走行時の２０００〜３０００ｒｐｍでは、第１開閉弁９によってバイパス油路８は閉じられている。除雪作業中に、オーガーへの過負荷によって回転数検出軸１９の回転数が２０００ｒｐｍを下回ると、第１開閉弁９が絞り状態で開き、第２開閉弁２４は既に開いているので、油圧伝動装置を構成する油圧閉回路の高圧側の油路３ａから低圧側の油路３ｂへ高圧油の一部を逃がす。
従って、車軸１１４は一旦、回転速度を落とし、出力軸１０６の駆動トルクをＰＴＯ軸１１１（オーガー等）に最大限振り分けることができる。出力軸１０６は、車軸１１４からの吸収トルク（負荷トルク）が減少するか或いは殆ど無くなり、ＰＴＯ軸１１１に最大トルクが与えられることにより、車軸１１４の回転数減少によってオーガーに入る雪の量が減るとともに、過負荷の原因となっていたオーガー内での雪の詰まりが解消され、ＰＴＯ軸１１１の過負荷が解消する。
ＰＴＯ軸１１１の過負荷が解消すると、エンジンＥの出力軸１０６は元の回転数へと復帰する。出力軸１０６の回転数の復帰に伴って遠心式ガバナ機構Ｇが作動して、第１開閉弁９を再び閉じる。その結果、車軸１１４が再び元の回転数に戻り、除雪車は、元の速度で前進しながら除雪作業を行う。こうして、過負荷によるエンジンの停止を回避し、除雪作業を円滑に行うことができる。
上記した第６実施形態では、第２開閉弁２４が、作業機用クラッチレバー１１８と連動して外部操作可能である。そのため、例えば、エンジンＥを低速回転状態にしておいて、作業機用クラッチレバー１１８を入側に操作すれば、該操作と連動して第２開閉弁２４が開くため（低速回転域では第１開閉弁９は略全開状態で開いている。）、バイパス油路８を開通させてしまい油圧伝動装置１の効率が極端に落ちて油圧モータ４が駆動できない
そこで、図１８に示すように、作業機用クラッチ連動系２５の途中、具体的には、第２揺動アーム１２２と第３揺動アーム１２５を接続するワイヤー１２６の途中に、作業機用クラッチレバー１１８の入位置において第２開閉弁の開閉切換操作を可能とする中間切換機構１３０を介在させることができる。
中間切換機構１３０は、回動自在に支持された手動切換レバー１３１と、手動切換レバー１３１の回転軸１３２に固定された第４揺動アーム１３３と、手動切換レバー１３１の回動軸１３２に揺動自在に遊嵌されたＬ型揺動アーム１３４とを有し、Ｌ型揺動アーム１３４の一端部に形成された長孔１３４ａに第４揺動アーム１３３に固定されたピン１３３ａが挿入され、ピン１３３ａは第３揺動アーム１２５とワイヤー１２６ａで接続され、Ｌ型揺動アーム１３４の他端に形成されたピン１３４ｂは第２揺動アーム１２２の一端に固定されたピン１２２ａとワイヤー１２６ｂによって連結されている。
図１８は、作業機用クラッチ１１７が作業位置にある状態を示しており、この状態において、第４揺動アーム１３３のピン１３３ａは、揺動アーム１３４の長孔１３４ａの上端に当接しており、手動切換レバー１３１は、第２開閉弁２４を開く位置にある。この状態では、ピン１３３ａを長孔１３４ａに沿って移動（下降）させることができ、従って、手動切換レバー１３１を紙面反時計方向へ回動させて、第２開閉弁２４を閉位置に切り換えることができる。よって作業時において任意に、第１開閉弁９を介しての油路３ａからの油リークを阻止して油圧伝動装置１を効率の良い状態にして走行することができる。
図１８の状態から作業機用クラッチレバー１１８を図に一点鎖線で示す非作業位置にシフトさせると、第２揺動アーム１２２が揺動し、ワイヤー１２６ｂを介してＬ型揺動アーム１３４を揺動させ、ピン１３３ａを通じて手動切換レバー１３１とともに第４揺動アーム１３３を回動させ、図１８に一点鎖線で示す第２開閉弁２４を閉位置に移動させる。
作業機用クラッチレバー１１８が非作業位置にあるときは、手動切換レバー１３１は回動させることができない。即ち、作業機用クラッチレバー１１８の非作業位置においては第２開閉弁２４を閉位置に固定し、作業機用クラッチレバー１１８が手動切換レバー１３１に優先するようになっている。
上記第６実施形態においては、第２開閉弁２４を作業機用クラッチと連動させた例について説明したが、第２開閉弁２４を歯車変速変速レバー１４０（図８及び図１３参照）と連動させた第７実施形態、又は第２開閉弁２４を可動斜板操作レバー３２ａ（図８及び図１３参照）と連動させた第８実施形態を採用することもできる。第７実施形態の詳細について、以下に説明する。なお、以下の説明において上記第６実施形態の場合と同様の部分については、同符号を付して図示省略する。
歯車変速機は、歯車機構を介して、走行速度を作業速度と非作業速度とに切り換える変速機であり、歯車変速レバー１４０により操作される。歯車変速機には、油圧クラッチ式変速装置（パワーシフトクラッチ式変速機）も含む。
可動斜板操作レバー３２ａは、油圧ポンプ２の可動斜板３１（図３参照）を操作する操作レバーである。なお、図示例の油圧伝動装置では、油圧ポンプが可変容量式であるため、可動斜板が油圧ポンプに備えられているが、油圧ポンプに代えて、油圧モータを可変容量式とすることもでき、その場合、可動斜板操作レバーは、油圧モータの可動斜板を操作する。
歯車変速レバー１４０と第２開閉弁とを連動させる歯車変速連動系は、歯車変速レバー１４０の作業速度位置において第２開閉弁２４を絞り状態で開き、歯車変速レバー１４０の非作業速度位置において第２開閉弁２４を閉じるように構成する。
斯かる構成とすることにより、歯車変速レバー１４０を作業速度位置にしておいて作業機１０２，１０３を駆動するときは、第２開閉弁２４は歯車変速連動系との連動下で開いているが、エンジンＥの回転数は作業出力を得るためにアクセル操作により高回転域（例えば、２０００〜３０００ｒｐｍ）にあって遠心式ガバナ機構Ｇの作動により第１開閉弁９を閉じている。従って、作業速度で走行しつつ作業機を駆動することができる。作業速度走行の作業中に過負荷が生じると、上記第６実施形態の場合と同様に、遠心式ガバナ機構Ｇの作動により、第１開閉弁９を絞り状態で開き、作業機の駆動を優先させて、エンジンストップを回避する。
一方、非作業走行時は、歯車変速レバー１４０を非作業速度位置とし、エンジンＥは通常走行時の所定回転数域（例えば、１０００ｒｐｍ）にアクセル操作してあって、遠心式ガバナ機構Ｇは、第１開閉弁９を、絞り状態での開位置に維持している。このとき、第２開閉弁２４は、歯車変速レバー１４０との連動により閉じているので、油圧伝動装置１を効率の良い状態にして走行可能である。
油圧伝動装置１を中立位置としエンジンＥが低回転状態にあるときは、歯車変速レバー１４０を作業速度位置とすると第２開閉弁２４は開いており、遠心式ガバナ機構Ｇの作動により第１開閉弁９も開度が略最大の状態で開いている。この場合、作業機用クラッチレバー１１８を入操作すれば、エンジンＥの低回転状態で作業機１０２，１０３を駆動することができる。
しかしながら、エンジンＥの低回転状態で作業機を駆動している状態から、油圧伝動装置１を変速位置に切換え作業機を駆動しつつ走行に入ろうとするとしても第１開閉弁９及び第２開閉弁２４が開いているため、走行に入れない。そこで、第７実施形態においても、上記第６実施形態の場合と同様の中間切換機構を歯車変速連動係に介在させ、作業速度位置において第２開閉弁２４を任意に開閉操作できるようにしておくことが好ましい。斯かる中間切換機構を介在させることで、上記第６実施形態と同様に、遠心式ガバナ機構Ｇが第１開閉弁９を閉位置にするに足りないエンジン回転数の状態において、作業機を駆動しつつ走行に入ることが可能となる。
上記第７実施形態では、第２開閉弁２４と歯車変速レバーとを連動させた例を説明したが、第２開閉弁２４と可動斜板操作レバー３２ａ（図３及び図１３参照）とを連動させる第８実施形態を採用することもできる。第８実施形態の詳細について、以下に説明する。なお、以下の説明において上記第６実施形態の場合と同様の部分については、同符号を付して図示省略する。
可動斜板操作レバー３２ａは、油圧ポンプ２の可動斜板３１の傾斜角度を変更し、吐出油量を変更することによって油圧モータ４の回転数を無段変速するものである。
可動斜板操作レバー３２ａと第２開閉弁２４とを連動させる可動斜板連動系は、図１９に示すように、可動斜板操作レバー３２ａが作業速度位置にあるときに第２開閉弁２４を開き、可動斜板操作レバー３２ａが非作業速度位置にあるときに前記第２開閉弁を閉じるように構成することができる。以下、可動斜板連動系について説明する。
可動斜板操作レバー３２ａは、支軸１５０上に回転自在に設置されるボス部を備え、そこから更にレバー反対側へ延びる揺動バー１５１が一体的に形成されている。揺動バー１５１の先には紙面裏側に延びるピン１５２が固定されている。支軸１５０には揺動プレート１５３がレバー３２ａと一体回動自在に取り付けられ、揺動プレート１５３には、ピン１５２が移動し得る円弧状孔１５４が形成されている。揺動プレート１５３の下端には、紙面上方に延びるピン１５５が固定されている。可動斜板操作レバー３２ａは図示位置で油圧伝動装置１を中立とし、紙面右側へ傾動させると後進（Ｒ）となり、紙面左側に傾動させると前進（Ｆ１，Ｆ２）となる。前進には可動斜板操作レバー３２ａの傾動角度に応じて２領域あり、傾動前半領域Ｆ１が作業速度であり、傾動後半領域Ｆ２が非作業速度である。
第２開閉弁２４を構成するロータリー式２位置切換バルブを回転（開閉）させるための第３揺動アーム１２５と揺動プレート１５３との間に、軸１５６回りに揺動可能な中間揺動バー１５７がワイヤー１５８、１５９によって連結されている。中間揺動バー１５７には、上端に長孔１５７ａが形成されていて、その長孔１５７ａ内を摺動可能なピン１６０が収容されている。ピン１５５とピン１６０とがワイヤー１５８によって連結されている。中間揺動バー１５７の下端と第３揺動アーム１２５の上端とがワイヤー１５９によって連結されている。なお、図中、１６１は戻し用バネ、１６２はロストモーション用バネを示している。
可動斜板操作レバー３２ａは、図１９に示す中立位置にあるとき、第２開閉弁２４は開位置にあり、遠心式ガバナ機構Ｇによる負荷制御が可能な状態にある。可動斜板操作レバー３２ａを後進（Ｒ）位置に傾動させた場合も、ピン１５２が円弧状孔１５４に沿って移動するだけで、揺動プレート１５３は揺動せず、第３揺動アーム１２５を揺動させないので、第２開閉弁は開状態を維持する。
可動斜板操作レバー３２ａを作業速度位置（Ｆ１）に傾動させると、揺動プレート１５３が揺動するが、ピン１６０が中間揺動バー１５７の長孔１５７ａ内を移動するだけで、中間揺動プレート１５７は揺動しない。従って、この場合も、第２開閉弁２４は開状態である。
可動斜板操作レバー３２ａを更に傾動させて非作業速度位置（Ｆ２）に位置させると、揺動プレート１５３、ワイヤー１５８、ピン１６０、中間揺動バー１５７、ワイヤー１５９を介して、第３揺動アーム１２５を図の一点鎖線で示す位置に揺動させ、第２開閉弁２４を閉じる。
上記のようにして、可動斜板操作レバー３２ａの無段変速操作を、第２開閉弁２４の開閉操作に連動させることができる。
上記の可動斜板連動系を備える第８実施形態では、エンジンＥを駆動して、可動斜板操作レバー３２ａを作業速度位置（Ｆ１）に設定すれば第２開閉弁２４が開くが、エンジンＥを、アクセル操作により作業時の所定回転数（例えば、２０００〜３０００ｒｐｍ）とすることにより、遠心式ガバナ機構Ｇが作動して第１開閉弁９を閉じるので、作業機用クラッチ１１７を入れ、歯車変速レバー１４０を走行速度位置に設定すれば、低速で前進しつつ作業機１０２，１０３を駆動する。作業機１０２，１０３に過負荷が生じ、エンジンＥの回転数が減少して、遠心式ガバナ機構Ｇの作動によって第１開閉弁９が開くと、バイパス油路８を開通させ、高圧側の油路３ａから低圧側の油路３ｂに高圧油の一部を逃がし、それによって、一旦、車速を落として作業機１０２，１０３へエンジンＥの駆動力を振り分け、過負荷を解消させるとともに、エンジンストップを回避する。
可動斜板操作レバー３２ａを作業速度位置（Ｆ１）から走行速度位置（Ｆ２）に傾動操作すると、第２開閉弁２４が閉じるため、バイパス油路８が閉じられて負荷制御機能は働かないが、非作業走行時は、作業機１０２，１０３を駆動しないので負荷制御機能は不要である。
次に、本発明に係る作業車両用油圧伝動装置の負荷制御装置の第９実施形態について、以下に図２０〜図２１を参照して説明する。
第９実施形態は、上記第６実施形態の流量制御弁、第２開閉弁２４、及び固定逆止弁１１に替えて、前記バイパス油路内において前記第１開閉弁の二次側からの圧油の一方向流れのみを許容する一方で外部操作により前記一方向流れをも阻止可能な設定圧調節機能付き逆止弁２７を、第１開閉弁９の二次側に設け、設定圧調節機能付き逆止弁２７をクラッチ−逆止弁連動系によって作業機用クラッチレバーと連動させた点が相違し、その他の構成は、上記第６実施形態と同様である。
設定圧調節機能付き逆止弁２７は、図２１に示すように、弁本体２７ａ、バネ２７ｂ、及び可動バネ受け部２７ｃを有している。設定圧調節機能付き逆止弁２７は、図示例では、ポペット形チェック弁であり、バネ２７ｂの通常設定圧では一方向（図の矢印方向）流れを許容しその逆方向への流れを阻止するが、可動バネ受け部２７ｃを弁本体２７ａの側へ移動させてバネ２７ｂの弾性力を高めることで、前記一方向流れをも阻止し得る構造を有している。
可動バネ受け部２７ｃは、図外の手動操作レバーと連係されるが、作業機用クラッチレバー１１８と連動するようにしても良い。作業機用クラッチレバー１１８と可動バネ受け部２７ｃとを連動させるクラッチ−逆止弁連動系２８は、図２２に示されている。図２２（ａ）は、クラッチ−逆止弁連動系２８を分解して示す斜視図であり、図２２（ｂ）は、クラッチ−逆止弁連動系２８の部分断面図である。
クラッチ−逆止弁連動系２８は、図１８に示された連動系と類似し、中間切換機構が開から閉までの無段階位置を維持するためのフリクション機構を備えている。具体的には、第４揺動アーム１３３にも、Ｌ型揺動アーム１３４に形成されている長孔１３４ａと同形状をした円弧状の長孔１３３ｂが形成されており、この長孔１３３ｂ、１３４ａにピン１３３ａが摺動自在に挿入されている。更に、切換レバー１３１の回転軸１３２には、摩擦板１３５ａ、１３５ｂ及び摩擦板１３５ａ、１３５ｂ間に挟まれた皿バネ１３６ａ、１３６ｂを有するフリクション機構を備えている。なお、図２２（ｂ）中、１３７は、摩擦板１３５ａが当接する固定面である。
可動バネ受け部２７ｃは、一端部でバネ２７ｂを受け、他端部がバルブケース３６から突き出している。可動バネ受け部２７ｃの前記他端部は、軸２９ａ回りに揺動し得るＬ形アーム２９の一端とピン２７ｄを介して係合している。Ｌ形アーム２９の他端は、ワイヤー１２６ａによって第４揺動アーム１３３のピン１３３ａと連結されている。
図２２（ａ）は、作業機用クラッチレバー１１８が作業位置にあり、ピン１３３ａが長孔１３４ａ及び長孔１３３ｂの上端に当接している状態を示している。この状態において、ピン１３３ａが第４揺動アーム１３３の長孔１３３ｂ内を揺動可能であるため、中間切換レバー１３１は、バネ２７ｂの最高付勢力に打ち勝つ摩擦力をもってシフト操作可能であり、阻止機能付き逆止弁２７の設定圧を最低圧から最高圧までの無段階調節してその位置を維持することができる。また、可動バネ受け部２７ｃを弁本体２７ａに対し機械的に当接させて弁本体２７ａをロックさせて油の流れを完全に不能にすることもできる。
図２２（ａ）に示す状態から、作業機用クラッチレバー１１８を持ち上げて一点鎖線位置にシフトさせると、第１揺動アーム１２０の作動によりテンションクラッチ１１９が切れるとともに、第２揺動アーム１２２、ワイヤー１２６ｂ、Ｌ形揺動アーム１３４ａを介して、ピン１３３ａを図の下方に移動させ、ワイヤー１２６ａを引いてＬ形アーム２９を揺動させ、バネ２７ｂの設定圧を、油路３ａを流れる圧油よりも高い状態にして圧油の前記一方向流れを阻止する。なお、この状態においても中間切換レバー１３１のシフト操作は可能であるが、ピン１３３ａは、長孔１３３ｂ内にあって位置が変わらないから、設定圧調節機能付き逆止弁２７を操作することはない。
上記構成を有する第９実施形態では、作業走行に入って作業機用クラッチレバー８を入れると、中間切換レバー１３１により設定圧調節機能付き逆止弁２７の設定圧を調節することができる。負荷制御を行うには、設定圧調節機能付き逆止弁２７の設定圧を弱める方向に中間切換レバー１３１を適宜セットしておく。
作業機１０２，１０３を駆動し、過負荷が生じた場合は、遠心式ガバナ機構Ｇの作動により第１開閉弁９が絞り状態で開き、バイパス油路８が開通するが、中間切換レバー１３１を操作してその位置でのバネ２７ｂの付勢力をもって、バイパス油路８を流れる流量を制限し、作業機１０２，１０３への動力分配を高めることにより、車体を止めることなく作業機１０２，１０３の作業を促進させ、エンジンストップも回避することができる。
エンジンが低回転状態であっても、作業機用クラッチレバー１１８を入側にシフトすることにより作業可能である。この作業状態を維持して走行に入る場合は、中間切換レバー１３１を閉位置にシフトさせて設定圧調節機能付き逆止弁２７の前記一方向流れを遮断するように設定圧を高めれば、油圧伝動装置１の効率は落ちず走行可能となる。
非作業で移動走行する場合は、作業機用クラッチレバーを図２２（ａ）の一点鎖線位置にシフトさせれば、作業機系のテンションクラッチ１１９が切れるとともに、作業機用クラッチレバー１１８に、１３３ａ、ワイヤー１２６ａ、Ｌ形アーム２９、可動バネ受け部２７ｃが連動し、設定圧調節機能付き逆止弁２７が、最大設定圧となってバイパス油路８を閉じる。従って、油圧ポンプ２によって油圧モータ４が駆動され、走行可能となる。
上記第９実施形態では、上記したように、上記第６実施形態に比較して部品点数が少なく構造が簡素化されているため、バルブケース３６を小型化可能で負荷制御装置を低コストで製作可能である。
上記第９実施形態では、設定圧調節機能付き逆止弁を作業機用クラッチレバー１１８と連動させる例について説明したが、設定圧調節機能付き逆止弁２７は、上記第７実施形態及び第８実施形態で示したのと同様に、歯車変速レバー１４０又は可動斜板操作レバー３２ａと連動させる構成としてもよい。
なお、設定圧調節機能付き逆止弁２７を歯車変速レバー１４０と連動させる場合の歯車変速−逆止弁連動系は、歯車変速レバー１４０の非作業速度位置において可動バネ受け部２７ｃを弁本体２７ａ側へ移動させることによってバネ２７ｂの設定圧を上昇させ、バイパス油路８の前記一方向流れを阻止するように構成し、前記歯車変速−逆止弁連動系に、前記歯車変速レバーの作業速度位置において前記前記設定圧調節機能付き逆止弁の設定圧を調節可能とする中間切換機構を介在させることができる。この場合の中間切換機構は図２２に示した機構と同様の機構を採用できる。
斯かる構成により、上記第９実施形態と同様の機能を発揮することができ、歯車変速レバー１４０が作業速度位置にあるときは、設定圧調節機能付き逆止弁２７は前記一方向流れを許容するが、遠心式ガバナ機構Ｇの作動により第１開閉弁９が閉じており、作業走行可能である。過負荷によりエンジンＥの回転数が減少すると遠心式ガバナ機構Ｇがこれを検知して、第１開閉弁９を絞り状態で開いて負荷制御する。また、歯車変速レバー１４０が作業速度位置にある時に、中間切換レバー１３１を手動操作することにより、設定圧調節機能付き逆止弁２７の設定圧を調節し、負荷制御をオンオフすることができる。歯車変速レバー１４０が非作業速度位置にあるときは、設定圧調節機能付き逆止弁２７の一方向の流れを阻止するので、走行可能となる。
また、設定圧調節機能付き逆止弁２７を可動斜板操作レバー３２ａと連動させる場合の可動斜板−逆止弁連動系は、可動斜板操作レバー３２ａを非作業速度位置から作業速度位置へ変速する操作に伴って前記可動バネ受け部を前記弁本体側へ移動させることによって前記バネの設定圧を上昇させ、バイパス油路８の前記一方向流れを阻止するように構成し、前記可動斜板−逆止弁連動系に、前記可動斜板操作レバーの作業速度位置において前記設定圧調節機能付き逆止弁の設定圧を階調節可能とする中間切換機構を介在させることができる。この場合の中間切換機構も図２２に示した機構と同様の機構を採用することができ、上記第９実施形態と同様の機能を発揮し得る。
すなわち、可動斜板操作レバー３２ａが作業速度位置にあるときは、設定圧調節機能付き逆止弁２７は前記一方向流れを許容するが、遠心式ガバナ機構Ｇの作動により第１開閉弁９が閉じており、作業走行可能である。過負荷によりエンジンＥの回転数が減少すると遠心式ガバナ機構Ｇがこれを検知して、第１開閉弁９の開度を調整し負荷制御する。また、可動斜板操作レバー３２ａが作業速度位置にある時に、中間切換レバー１３１を手動操作することにより、設定圧調節機能付き逆止弁２７の設定圧を調節し、負荷制御をオンオフすることができる。可動斜板操作レバー３２ａが非作業速度位置にあるときは、設定圧調節機能付き逆止弁２７の前記一方向流れを阻止するので、走行可能となる。
次に本発明に係る負荷制御装置の第１０実施形態について図２３を参照しつつ説明する。第６実施形態では、開閉弁制御手段は、エンジンに作用する負荷を検知する手段としては、エンジンから排出される排気の温度上昇を検知し、排気温の上昇に応じて開閉弁を開く構成のものである。
図６に示すように、第１開閉弁９は電磁弁であり、第１開閉弁９は可動鉄心８０に連結され、比例ソレノイドコイル８１への通電により駆動する。第１開閉弁９の駆動は、コントローラ８２によって行われ、コントローラ８２は排気温センサー８３の温度信号を受ける。排気温センサー８３は、エンジンＥのマニフォールド（不図示）の内部に配置されている。その他の構成は、上記第１実施形態と同様であるので詳細な説明は省略する。図示例では、排気温センサー８３が検知する排気温度が、例えば６００℃以上に上昇したことを検知すると、コントローラ８２が第１開閉弁９を開くようになっている。また、エンジンのオイルパン等に貯留した作動油の温度を検出し、その油温上昇に応じて第１開閉弁９を開くように制御することも可能である。この第６実施形態の負荷制御装置も上記第２〜第４実施形態の負荷制御装置に応用可能である。
なお、図示しないが、上記排気温センサーに代えて、エンジンに作用する過負荷を前進時高圧側油路の油圧を検知することによって検出し、油圧低下に応じてコントローラにより開閉弁（電磁弁）を開くように構成することもできる。この場合、検知された油圧が、例えば１００Ｋｇ／ｃｍ２を下回った時に第１開閉弁９を開くように制御することができる。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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【国際調査報告】
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