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JP4327305B2 - Work vehicle transmission - Google Patents

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JP4327305B2
JP4327305B2 JP23533699A JP23533699A JP4327305B2 JP 4327305 B2 JP4327305 B2 JP 4327305B2 JP 23533699 A JP23533699 A JP 23533699A JP 23533699 A JP23533699 A JP 23533699A JP 4327305 B2 JP4327305 B2 JP 4327305B2
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俊明 岡西
泰男 瀬野
晃司 清岡
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Kanzaki Kokyukoki Manufacturing Co Ltd
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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、走行駆動用の無段変速装置及び旋回駆動用の無段変速装置を備えた作業車のトランスミッションの技術に関する。詳細には、上記トランスミッションのコンパクト化及び製造コストの低減のためのレイアウトの技術に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来から、車速を変更する走行駆動用の無段変速装置及びステアリングのための旋回駆動用の無段変速装置の二者を、ミッションケースの側壁に並置して、コンパクトな構成とした作業車のトランスミッションの技術は公知となっている。例えば、特開平１０−５４４５１号の技術である。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
上記技術は、コンパクトにトランスミッションを構成できる点でかなり有用であったが、さらにコンパクトなトランスミッションを提供するための技術が要望されていた。また、安価に製造できるトランスミッションの技術も要望されていた。本発明は、上記点に鑑みてなされたものであり、更なるコンパクト化及び製造コスト低減を図るための、ミッションケースの構成を提供するものである。
【０００４】
【課題を解決するための手段】
本発明の解決しようとする課題は以上の如くであり、次にこの課題を解決するための手段を説明する。
【０００５】
左右車軸のそれぞれに備えさせた遊星歯車装置の三つの要素のうち第一要素に第一無段変速装置を、第二要素に第二無段変速装置を、第三要素に上記車軸を、それぞれ連動連結し、前記第一無段変速装置を作動させたときに左右の車軸を同方向へ駆動して機体を直進走行させ、前記第二無段変速装置を作動させたときに左右の車軸に相対回転差を与えて機体を旋回させるよう構成した作業車のトランスミッションにおいて、前記第一無段変速装置を前記第一要素に連動連結する走行系ドライブトレーンの入力ギアと、前記第二無段変速装置を前記第二要素に連動連結するステアリング系ドライブトレーンの入力ギアとを共通軸上に遊嵌配置するとともに、前記第一無段変速装置の出力軸と前記第二無段変速装置の出力軸とを、前記共通軸の軸線方向に沿って向かい合わせに配置し、前記出力軸上に設置した出力ギアの各々を前記入力ギアの各々にそれぞれ噛合させ、前記走行系ドライブトレーンと前記ステアリング系ドライブトレーンとをミッションケース内の前後に並列させるとともに、該ステアリング系ドライブトレーンに備わる逆転ギアを両ドライブトレーンの間に配置させたものである。
【０００６】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明する。図１は本発明の一実施例に係るコンバインの全体的な構成を示した側面図、図２は同じく平面図、図３は同じく正面模式図である。
【０００７】
まず、図１・図２より、本発明のコンバインの全体構成について説明する。即ち、このコンバインは、トラックフレーム１の左右にクローラ式走行装置２Ｌ・２Ｒを支持した構成であり、３は前記トラックフレーム１に架設する機台、４はフィードチェーン５を左側に張架し扱胴６及び処理胴７を内蔵している脱穀機である脱穀部、８は刈刃９及び穀稈搬送機構１０等を備える刈取部、１１は刈取フレーム１２を介して刈取部８を昇降させる油圧シリンダである。１３は排藁チェーン１４の終端を臨ませる排藁処理部、１５は揚穀筒１６を介して脱穀部４からの穀粒を搬入する穀物タンク、１７は前記穀物タンク１５の穀粒を機外に搬出する排出オーガ、１８は丸型の操向ハンドル１９を支架するハンドルポスト、６８は主変速レバー、２０は運転席であり、また、２１は、機体左右方向に沿う出力軸を有する原動機たるエンジンであり、コンバインの前方より連続的に穀稈を刈取って脱穀するように構成している。
【０００８】
また、このコンバインには二つの静油圧式無段変速装置（以下「ＨＳＴ」）、即ち、第一無段変速装置である走行系の走行駆動ＨＳＴ２５、及び、第二無段変速装置であるステアリング系のステアリングＨＳＴ２８を具備しており、それぞれのＨＳＴ２５・２８はエンジン２１より駆動力を得るよう構成されている。そして、エンジン２１により駆動力を得た走行駆動ＨＳＴ２５により、正逆の回転方向と回転数増減の制御が行われたのち、駆動力が走行系ドライブトレーンＰを介して差動機構３３に伝達される。一方、エンジン２１により駆動力を得たステアリングＨＳＴ２８により、正逆の回転方向と回転数増減の制御が行われた後、駆動力がステアリング系ドライブトレーンＳ、正逆転付与機構Ｒを介して差動機構に伝達される。
【０００９】
以上構成とすることにより、差動機構３３に連動連結された左右のクローラ式走行装置２Ｌ・２Ｒの駆動スプロケット３４Ｌ・３４Ｒに駆動力を常時伝達することにより前後直進走行を可能としており、また、左右駆動スプロケット３４Ｌ・３４Ｒに対する回転数の相対的な増減制御により旋回を可能としているのである。以下において、この走行及び旋回の機構について詳述する。
【００１０】
まず、トランスミッションの構成について説明する。図４はトランスミッションの走行系及びステアリング系のドライブトレーンのスケルトン図である。図５はトランスミッションの全体構成を示した正面一部断面図、図６は同じく右側面図、図７は同じく左側面図、図８は同じく平面図である。
【００１１】
即ち、このトランスミッションＭは、図４に示すように、前記クローラ式走行装置２Ｌ・２Ｒを駆動するための走行系ドライブトレーンＰ、ステアリング系ドライブトレーンＳ、正逆転付与機構Ｒ、差動機構３３等をミッションケース２２内に配置しており、該ミッションケース２２上部左右側面には、図５〜図８に示すように、上記二つのＨＳＴ２５・２８を有する無段変速部Ｈを設ける構成としている。上記トランスミッションＭは左右のクローラ式走行装置２Ｌ・２Ｒの間の位置に立設され、そのハウジングであるミッションケース２２は左右の半部２２Ｌ・２２Ｒを垂直な面にて接合して構成され（図５等）、その内部には一定量の潤滑油が注入され、内部に配置された上記の各機構を自然潤滑することとしている。 そして、図５・図６・図８に示すように、この潤滑油を濾過するためのサクションストレーナ１０６がミッションケース２２内の前方位置に設けられ、濾過された潤滑油を吸い上げるための配管Ｐ０が該サクションストレーナ１０６に接続される。この配管Ｐ０を通って吸い上げられた潤滑油は二手に分岐されて、その一方は、図８に示す配管Ｐ９等を経由して上述の刈取昇降用油圧シリンダに導入される。他方は、トランスミッションＭの上部右方位置に配設されたチャージポンプＣＰの吸入ポートに配管Ｐ１を介して接続され、該チャージポンプＣＰから吐出された潤滑油は、二つのＨＳＴ２５・２８及び後述する中立ブレーキ装置Ｂの作動油としての役割を果たし、更には該ＨＳＴ２５・２８の潤滑及び冷却をも行うようにしている。
【００１２】
更に、図５・図７・図８に示すように、トランスミッションＭの上部左方位置には、エンジンからの動力をトランスミッションＭに導入するための入力プーリー２６ｂが配置され、その前下方には、該エンジンからの動力を作業機に伝達して駆動するための刈取出力プーリー５５ｂが配置される。
【００１３】
次に、上記無段変速部Ｈについて説明する。図９はトランスミッションの無段変速部近傍の構成を示した正面断面拡大図である。
【００１４】
即ち、上記無段変速部Ｈは、図９に示すように、一組の走行油圧ポンプ２３及び走行油圧モータ２４からなる主変速機構である、走行駆動ＨＳＴ２５と、一組の旋回油圧ポンプ２６及び旋回油圧モータ２７からなる旋回機構である、ステアリングＨＳＴ２８とからなる。以下、この無段変速部Ｈについて説明する。
【００１５】
即ち、図５・図９に示すように、前記走行用の走行駆動ＨＳＴ２５は、ケース２５ａ及びセンタセクション２５ｂよりなるハウジングをミッションケース２２上部左側面に設け、該ハウジング内において、上から、入力部である走行油圧ポンプ２３、出力部である走行油圧モータ２４の順に並べて配設される構成としている。そして、該走行油圧ポンプ２３のポンプ軸２３ａ及び、該走行油圧モータ２４のモータ軸２４ａの各々が互いに平行となるよう機体左右方向に軸支され、走行油圧ポンプ２３及び走行油圧モータ２４の二者が、センタセクション２５ｂを介して流体的に結合される構成としている。
【００１６】
上記センタセクション２５ｂは、上下方向に配設された長方形平板（フラット）型のセンタセクションとしており、該センタセクション２５ｂの上部にポンプ付設面が形成され、その中央に上記ポンプ軸２３ａが水平方向に支持されて、図９に示すように該ポンプ軸２３ａにシリンダブロック２０１を嵌合して上記付設面上に回転摺動自在に配置している。該シリンダブロック２０１内には図略の付勢バネを介して複数のピストンをポンプ軸２３ａに平行に往復動自在に嵌合して、アキシャルピストンタイプの走行油圧ポンプ２３を構成しており、更に該ピストンの頭部には可動斜板１４５を当接させて、この可動斜板１４５を傾動操作することで、油圧ポンプ２３は、油の吐出量及び吐出方向を変更可能な可変容積型に構成している。
【００１７】
前記油圧ポンプ２３からの圧油は、センタセクション２５ｂ内の油路を経由して、油圧モータ２４に送油される。この油圧モータ２４は、センタセクション２５ｂのポンプ付設面より下方位置にモータ付設面が構成され、該モータ付設面にシリンダブロック２０２が回転自在に支持され、該シリンダブロック２０２には付勢バネを介して複数のピストンが往復動自在に嵌合され、該ピストンの頭部は固定斜板１７０に接当されている。そして、シリンダブロック２０２の回転軸心上にはモータ軸２４ａが相対回転不能に係止されて、固定容積型の走行油圧モータ２４を構成している。
【００１８】
また、前記旋回用のステアリングＨＳＴ２８は、ケース２８ａ及びセンタセクション２８ｂよりなるハウジングをミッションケース２２上部右側面に付設し、該ハウジング内において、上から、入力部である旋回油圧ポンプ２６、出力部である旋回油圧モータ２７の順に並べて配設される構成としている。そして、該旋回油圧ポンプ２６のポンプ軸２６ａ及び、該旋回油圧モータ２７のモータ軸２７ａの各々が互いに平行となるよう機体左右方向に軸支され、旋回油圧ポンプ２６及び旋回油圧モータ２７の二者が、センタセクション２８ｂを介して流体的に接合される構成としている。
【００１９】
上記センタセクション２８ｂは、長方形平板（フラット）型のセンタセクションとしており、該センタセクション２８ｂの上部にポンプ付設面が形成され、その中央に上記ポンプ軸２６ａが水平方向に支持されて、図９に示すように該ポンプ軸２６ａにシリンダブロック２０３を嵌合して上記付設面上に回転摺動自在に配置している。該シリンダブロック２０３内には図略の付勢バネを介して複数のピストンをポンプ軸２６ａに平行に往復動自在に嵌合して、アキシャルピストンタイプの旋回油圧ポンプ２６としており、更に該ピストンの頭部には可動斜板１４６を当接させて、この可動斜板１４６を傾動操作することで、油圧ポンプ２６は、油の吐出量及び吐出方向を変更可能な、可変容積型に構成している。
【００２０】
前記油圧ポンプ２６からの圧油は、センタセクション２８ｂ内の油路を経由して、油圧モータ２７に送油される。この油圧モータ２７の構成は、センタセクション２８ｂのポンプ付設面より下方位置にモータ付設面が構成され、該モータ付設面にシリンダブロック２０４が回転自在に支持され、該シリンダブロック２０４には付勢バネを介して複数のピストンが往復動自在に嵌合され、該ピストンの頭部は固定斜板１７１に接当されている。そして、シリンダブロック２０２の回転軸心上にはモータ軸２７ａが相対回転不能に係止されて、固定容積型の旋回油圧モータ２７を構成している。
【００２１】
尚、これら二つのＨＳＴ２５・２８の取付構成については、ミッションケース２２上部を一部欠切して、左右幅を狭くした狭小部分を形成し、該狭小部分を挟んで両ＨＳＴ２５・２８の略下半分（油圧モータ２４・２７の周辺部分）のみを対向させて取り付けるようにしている。この構成により、ＨＳＴ２５・２８を取り付けた状態でもトランスミッションＭの左右幅を可及的に小さくできる。また、無段変速部ＨのＨＳＴ２５・２８を容量の異なるものに変更したい場合でも、ミッションケース２２に取り付けられるＨＳＴ２５・２８を交換するのみで足り、ミッションケース２２を新たに設計製造する必要がないようにしている。
【００２２】
次に、両ＨＳＴ２５・２８のポンプ軸及びモータ軸の構成を説明する。即ち、ステアリングＨＳＴ２８の入力軸である、旋回油圧ポンプ２６のポンプ軸２６ａは、ステアリングＨＳＴ２８のケース２８ａから左側へ突出して、該突出部分に入力プーリー２６ｂを固定しており、エンジン２１の出力軸２１ａに固設された出力プーリー２１ｂと、図３及び図４に示すベルト２９を介して連動連結されて、該ポンプ軸２６ａをエンジン動力の入力軸としている。一方、走行駆動ＨＳＴ２５の入力軸である、走行油圧ポンプ２３のポンプ軸２３ａは、走行駆動ＨＳＴ２５のケース２５ａから右側へ突出して、該突出部分には上記ＨＳＴ２５・２８の作動油の漏れ分を補償するチャージポンプＣＰを設けている。
【００２３】
また図５に示すように、二つのＨＳＴ２５・２８の各々のケース２５ａ・２８ａの前面には、走行油圧ポンプ２３に対するコントロールアーム２３ｃ、旋回油圧ポンプ２６に対するコントロールアーム２６ｃがそれぞれ枢設されており、該コントロールアーム２３ｃ、２６ｃの回動に連係して、走行油圧ポンプ２３及び旋回油圧ポンプ２６の可動斜板１４５、１４６（図４・図９）がそれぞれ傾動し、走行油圧モータ２４及び旋回油圧モータ２７の回転速度及び回転方向が制御される。
【００２４】
そして、上記両コントロールアーム２３ｃ・２６ｃには、その中立位置を弾性的に保持するためのデテント機構２３ｄ・２６ｄが配設される。このデテント機構について説明する。即ち、図５に示すように、両ＨＳＴのケース２５ａ・２８ａには回動アーム９２・９２がそれぞれ傾動自在に枢支され、その先端にはローラ９３・９３がそれぞれ回転自在に軸支される。また、該回動アーム９２・９２には付勢バネ９４・９４が弾装されて、ローラ９３・９３を下方向へ付勢している。一方、コントロールアーム２３ｃ・２６ｃにはカムプレート９６・９６が設けられてその上縁を上記ローラ９３・９３が転動可能としており、該カムプレート９６の上縁には凹部９６ａが形設されて、コントロールアーム２３ｃ・２６ｃがそれぞれ中立位置にあるときに、上記凹部９６ａに該ローラ９３が位置するようにして、各ＨＳＴ２５・２８の中立位置を保持するようにしている。
【００２５】
両ＨＳＴ２５・２８は、ミッションケース２２上部を挟んで左右方向で向かい合わせに設けられており、両ＨＳＴ２５・２８のポンプ軸２３ａ・２６ａは互いに軸線が一致するよう配置され、両ポンプ軸２３ａ・２６ａはそれぞれセンタセクション２５ｂ・２８ｂを貫通して（図９）、ミッションケース２２中央側に向けて突き合わせ状に突出されて、両センタセクション２５ｂ・２８ｂ間位置にて両ポンプ軸２３ａ・２６ａの先端同士を継手９５を介して相対回転不能に連結する構成としている。この構成により、入力プーリー２６ｂからステアリングＨＳＴ２８のポンプ軸２６ａに入力されたエンジン２１の動力は、継手９５を介して走行駆動ＨＳＴ２５のポンプ軸にも伝達され、両ＨＳＴ２５・２８が動力を得て駆動するようにしている。
【００２６】
また、図９に示すように、両ＨＳＴ２５・２８のセンタセクション２５ｂ・２８ｂ間には、第一パイプ半部９８と第二パイプ半部９９とを油密的に相互嵌合してなるパイプメンバが架設される。従って、上記両ポンプ軸２３ａ・２６ａ及び連結部材９５は、上記の二つの半部９８・９９で構成されるパイプメンバにて覆われることとなり、該パイプメンバ内に潤滑油を注入して、両ポンプ軸２３ａ・２６ａ及び継手９５を潤滑することができ、両ポンプ軸２３ａ・２６ａの相互連結状態が、長期間にわたって良好に維持されるようにすることができる。
【００２７】
また、両ＨＳＴ２５・２８のモータ軸２４ａ・２７ａも互いに軸線が一致するよう配置されて、図９に示すように両モータ軸２４ａ・２７ａはそれぞれセンタセクション２５ｂ・２８ｂを貫通して中央側へ突出して、ミッションケース２２内へ挿入される。そして、図９に示すように、走行駆動ＨＳＴ２５のモータ軸２４ａ先端には、走行系ドライブトレーンＰへ動力を出力する出力ギア４２を固設する一方、ステアリングＨＳＴ２８のモータ軸２７ａ先端には、ステアリング系ドライブトレーンＳへ動力を出力する出力ギア９７を固設している。
【００２８】
次に、各ドライブトレーンの具体的な構成について説明する。図１０はトランスミッションの走行系ドライブトレーンの構成を表した正面断面展開図、図１１はトランスミッションのステアリング系ドライブトレーンの構成を表した正面断面展開図である。図１２はトランスミッションの各ドライブトレーンのギアの噛み合い状態を示した側面断面図である。図１３はＰＴＯ系ドライブトレーンの構成を表した平面断面展開図、図１４は刈取ＰＴＯ軸を支持するケース及び補強ステーの構成を示した側面一部断面拡大図である。
【００２９】
即ち、図９〜図１１に示すように、上記両モータ軸２４ａ・２７ａと平行にカウンター軸４３が配置され、該カウンター軸４３には二つの入力ギア４３ａ・４３ｂが遊嵌配置され、入力ギア４３ａは上記出力ギア４２に噛合され、入力ギア４３ｂは上記出力ギア９７に噛合される。ここで、二つの入力ギア４３ａ・４３ｂは、共通の軸（本実施例ではカウンター軸４３）に遊嵌配置されるようにしており、別々の専用の軸に入力ギア４３ａ・４３ｂをそれぞれ設ける構成よりも、部品点数が削減され、製造コストの低減を図ることができるようにしている。
【００３０】
この構成により、上記走行油圧モータ２４のモータ軸２４ａの動力は、出力ギア４２から入力ギア４３ａへと伝達され、後述の副変速機構３２を介して変速されて、後述の差動機構３３に伝達される（図１０・図１２）。この入力ギア４３ａ・副変速機構３２により、走行系ドライブトレーンＰが構成される。一方、上記旋回油圧モータ２７のモータ軸２７ａの動力は、出力ギア９７から入力ギア４３ｂへと伝達され、後述のクラッチ装置Ｃを経た後、正逆転付与機構Ｒを経由して該差動機構３３に伝達される（図１１・図１２）。この入力ギア４３ｂ・クラッチ装置Ｃ・正逆転付与機構Ｒにより、ステアリング系ドライブトレーンＳが構成される。
【００３１】
また、図１２・図１３に示すように、ＰＴＯアイドル軸７０が上記カウンター軸４３の前方（図１２における右方、図１３における上方）に平行に配置され、該ＰＴＯアイドル軸７０上にはアイドルギア７１が遊転可能に設置され、該アイドルギア７１は上記入力ギア４３ａに噛合される。更に、上記ＰＴＯアイドル軸７０と平行でモータ軸２４ａ・２７ａの前方に刈取ＰＴＯ軸５５が回転自在に軸支され、該刈取ＰＴＯ軸５５上には伝動ギア７２が遊嵌され、該伝動ギア７２と該刈取ＰＴＯ軸５５の間にはワンウェイクラッチ７３が介設され、機体前進時にのみ係合作用して刈取ＰＴＯ軸５５を駆動するようにしている。これらアイドルギア７１、伝動ギア７２等により、ＰＴＯ系ドライブトレーンＯが構成される。そして、上記刈取ＰＴＯ軸５５は、ミッションケース２２の左側面より外方へ突出されて（図１３）、この左側面に取付固定した筒状のケース７４に軸支されながら更に左方へ延出されて、その端部には刈取出力プーリー５５ｂが設けられ、該刈取出力プーリー５５ｂと、図３で示す刈取入力ギアボックス１２０の刈取入力プーリー１２１との間には、ベルト１２２が巻回されている（図３・図１３）。この構成により、走行油圧モータ２４の出力回転は、入力ギア４３ａ→アイドルギア７１→刈取ＰＴＯ軸５５へと伝達されて刈取出力プーリー５５ｂから出力され、刈取入力ギアボックス１２０へ動力を導入して上記刈取部８を駆動することとしている。
【００３２】
また、図１３及び図１４に示すように、上記筒状のケース７４の先端側には、ベルトガイド取付ステー７４ａが突設され、該ベルトガイド取付ステー７４ａにはベルトガイド７６を設けて、ベルト１２２の折り返し部分を覆ってベルト１２２の離脱を防止するようにしている。更に、ステアリングＨＳＴ２８のケース２８ａに補強ステー７５の基端側を固設し、先端側は上記筒状のケース７４の先端部及びベルトガイド７６に取付固定され、該筒状のケース７４を該補強ステー７５により支持して、ベルト１２２の引張りによる倒れを防止するようにしている。
【００３３】
上記構成により、刈取ＰＴＯ軸をステアリングＨＳＴ２８の左右幅よりも長くなるように延出してその先端に刈取出力プーリー５５ｂを取り付けることにより、他の部品（本実施例においては、ステアリングＨＳＴのケース）と干渉しないように該刈取出力プーリーを配置することができる。さらに、該刈取ＰＴＯ軸は筒状のケースにより支持されているので、撓み等の問題が軽減され、更にケースに補強ステーを取り付けることにより、ケースの倒れが防止される構成としている。そして、該筒状のケースにベルトガイドを取り付けることにより、ベルトガイドの取付構成も簡素とすることができるのである。
【００３４】
次に、図１０・図１２・図１５より、左右の車軸を差動的に連結する上述の差動機構３３の構成について説明する。図１５はサンギア軸を左右車軸の間で軸支する構成を示した正面断面拡大図である。
【００３５】
即ち、この差動機構３３は左右の一対の遊星歯車装置３５Ｌ・３５Ｒを有し、各遊星歯車装置３５Ｌ・３５Ｒは、車軸４０Ｌ・４０Ｒの間で同一軸線上に配置されたサンギア軸３９に刻設される、第一要素であるサンギア３６と、該サンギア３６の外周で噛合する複数のプラネタリギア３７・３７・・・と、リングギア３８Ｌ・３８Ｒに一体構成されプラネタリギア３７・３７・・・に噛合する、第二要素であるインターナルギア５８Ｌ・５８Ｒと、サンギア軸３９と同軸線上の車軸４０Ｌ・４０Ｒに固設されプラネタリギア３７Ｌ・３７Ｒを枢支する、第三要素であるキャリア４１Ｌ・４１Ｒから構成されている。該プラネタリギア３７・３７・・・は車軸４０Ｌ・４０Ｒから放射状に均等配置されてキャリア４１Ｌ・４１Ｒにそれぞれ回転自在に軸支され、サンギア３６を挟んで左右のキャリア４１Ｌ・４１Ｒを配置させるとともに、前記インターナルギア５８Ｌ・５８Ｒは各プラネタリギア３７・３７・・・に噛合され、サンギア軸３９と同軸線上に配置して、車軸４０Ｌ・４０Ｒに回転自在に軸支させている。
【００３６】
そして、上記サンギア３６は、左右の遊星歯車装置３５Ｌ・３５Ｒに共通のサンギアとしており、サンギア３６は、共通のサンギア軸３９に一体的に刻設され、両サンギア３６の中間部に係止したセンタギア４６を介して、副変速機構３２等からなる走行系ドライブトレーンＰに連動連結される。
【００３７】
ここで、図１５に示すように、車軸４０Ｌ・４０Ｒの内側の端部にはそれぞれ凹部１６０・１６０を設けており、更に上記サンギア軸３９の両端は適宜細く形成して軸部３９ａ・３９ａを設けており、該軸部３９ａ・３９ａは、ベアリングを介して左右のキャリア４１に軸支されながら、更に延出されて、その先端が上記凹部１６０・１６０に嵌入されて、車軸４０Ｌ・４０Ｒの上記凹部１６０にサンギア軸３９の両端が軸支されるように構成している。この構成により、サンギア軸３９がその両端を車軸４０Ｌ・４０Ｒに直接支持されるので、サンギア軸３９や車軸４０に強い負荷が加わっても、両軸３９・４０の回転軸線がズレにくくなって、車軸４０にキャリア４１を介して支持されるプラネタリギア３７・３７・・・と、サンギア軸３９上のサンギア３６との噛み合いが良好に維持されて、高負荷での使用においても損傷等が発生しにくい構成となっている。
【００３８】
次に、上述の副変速機構３２について説明する。図１６はクラッチフォークシャフトの構成を示した側面断面拡大図、図１７はクラッチスライダの摺動操作機構を示した後面断面展開図図１８は同じく側面断面図である。また、図１８はクラッチスライダの摺動操作機構を示した側面断面図である。
【００３９】
即ち、図１０・図１２に示すように、上記カウンター軸４３と平行に副変速駆動軸５３が配置され、該副変速駆動軸５３の一端に入力用ギア４４を固定し、該副変速駆動軸５３上には低速用ギア５０、中速用ギア５１を固定し、高速用ギア５２を遊嵌し、該高速用ギア５２と噛合可能なクラッチスライダ８１を摺動可能にスプライン嵌合している。また、前記副変速駆動軸５３と平行に回転自在に横架した副変速従動軸４５上には、ギア４７・４８を遊嵌し、その間にクラッチスライダ８０をギア４７・４８に択一的に係脱自在となるよう該副変速従動軸４５にスプライン嵌合し、更にギア５６及び出力ギア４９を刻設している。そして、ギア４７と低速用ギア５０、ギア４８と中速用ギア５１、ギア５６と高速用ギア５２とをそれぞれ常時嵌合させている。
【００４０】
そして、図１６・図１７に示す如く、これら二つのクラッチスライダ８０・８１は、後述のクラッチスライダ６１ｃともに、クラッチフォークシャフト８２に放射状に植設された三つのクラッチフォーク８２ｆの各々と係合される。そして、該クラッチフォークシャフト８２はケース半部２２Ｌ・２２Ｒの各々に支持されて左右方向に摺動自在とされ、運転席近傍に配設した副変速レバーに連係して該クラッチフォークシャフト８２を操作するための副変速操作部Ｇが設けられる。 即ち、図１０・図１７に示すように、ミッションケース右側半部２２Ｒの外面に凹部が設けられ、該凹部を閉じるべく蓋体８７が被装されて区画Ａを形成し、図１７・図１８に示すように支軸８４をクラッチフォークシャフト８２に対して直交させるように配置して上記蓋体８７内に回動自在に軸支する一方、上記区画Ａ内にクラッチフォークシャフト８２の一端が突出され、上記支軸８４に基端を固設された操作アーム８５の先端にクラッチフォークシャフト８２の該突出部分が連結され、支軸８４は蓋体８７の外部（ミッションケース２２外）に突出されて、該突出部分には外部アーム８６の基端が固設されて、クラッチフォークシャフト８２のプッシュプル機構を構成している。また、クラッチフォークシャフト８２には変速位置決めのためのデテント機構Ｄが設けられている。
【００４１】
従って、該副変速レバーが操作されることで外部アーム８６を介して支軸８４が回動され、操作アーム８５に連結されたクラッチフォークシャフト８２が左右方向に摺動して、クラッチフォーク８２ｆに係合されたクラッチスライダ８０・８１が、図１０〜図１２に示す各々の軸５３、４５上を同時に摺動して、クラッチスライダ８０、８１のいずれか一つがギア４７、ギア４８、高速用ギア５２のいずれか一つと係合するように構成され、これにより、副変速従動軸４５に三段階の変速回転が得られ、該回転が出力ギア４９から出力されるのである。
【００４２】
上記デテント機構Ｄは、カートリッジ８８ｃ内に大デテントボール８８ａを配置して付勢バネ８８ｄで付勢し、更に小デテントボール８８ｂを大デテントボール８８ａに当接させて配置する一方、上記クラッチフォークシャフト８２の一端には上記小デテントボール８８ｂに係合可能な幅を有するデテント溝８２ａを、（変速段数＋中立位置）の個数分だけ軸方向に沿って設ける構成としている。従って、大デテントボール８８ａが付勢バネ８８ｄにより常時付勢され、小デテントボール８８ｂを係合方向に押動しているので、小デテントボール８８ｂがデテント溝８２ａに係合することにより、副変速の摺動操作の位置決めが可能な構成となっている。また、付勢バネは大デテントボール８８ａを介して間接的に小デテントボール８８ｂを付勢しているので、小さい巻き径の付勢バネを必要としない構成となっている。
【００４３】
即ち、シフトストロークを短くしたい場合は、隣り合うデテント溝８２ａの間隔を小さくするとともに該デテント溝８２ａの幅を短くして、そのデテント溝８２ａに係合し得る小さいデテントボールを付勢することが必要であるが、この構成は、この小さいデテントボールを付勢する構成を、巻き径が小さい付勢バネを用いずに可能とするものである。このことから、デテント溝８２ａ同士の間隔を狭くした、小さいシフトストロークでの位置決めのための構成を、径の小さい付勢バネを特別に設計製造することなく、低コストで提供することができるのである。
【００４４】
次に、このデテント機構Ｄを組み付けるための構成について説明する。図１９はクラッチフォークシャフトの変速位置決めのためのデテント機構の取付手順を示した図である。
【００４５】
即ち、図１９に示すように、上記クラッチフォークシャフト８２の周囲においてミッションケース半部２２Ｒ外面に設けた凹部内に溝２２ｐを設け、該溝２２ｐの形状は上記デテント機構Ｄのカートリッジ８８ｃの形状と一致させて、該カートリッジ８８ｃの紙面右半部を上記溝２２ｐに嵌入可能としている。そして、蓋体８７の内面側には該カートリッジ８８ｃの位置に合わせてその紙面左半部に接当可能な突起８７ａを設けている。
【００４６】
以上構成により、デテント機構Ｄのカートリッジ８８ｃを上記溝２２ｐに嵌入して、その外側から更に蓋体８７を取り付ければ、図１７に示すように蓋体８７の突起８７ａがカートリッジ８８ｃに当接して、デテント機構Ｄを固定できるようにしている。従って、蓋体８７の取付けと同時にクラッチフォークシャフト８２にデテント機構Ｄを組み付けた状態で固定できるようにしており、組立ての簡略化を図ることができる構成としているのである。
【００４７】
次に、上記のような構成としたトランスミッションＭにおいて、駆動力の伝達の様子について説明する。即ち、走行油圧モータ２４のモータ軸２４ａの回転出力が図１０・図１２に示すように出力ギア４２→入力ギア４３ａ→副変速機構３２と伝達され、該副変速機構３２において変速したのち出力ギア４９→カウンター軸５７上のカウンターギア５４→センタギア４６と伝達されて、サンギア軸３９を回転駆動させる。そして、該駆動力をサンギア３６から左右の遊星歯車装置３５Ｌ・３５Ｒを介し車軸４０Ｌ・４０Ｒに伝達させることにより、左右の駆動スプロケット３４Ｌ・３４Ｒを同一方向に回転駆動させ、クローラ式走行装置２Ｌ・２Ｒを駆動させるのである。
【００４８】
一方、図１１・図１２に示すように、左右の前記リングギア３８Ｌ・３８Ｒは、上記ステアリング系ドライブトレーンＳに連動連結されており、さらに、旋回用のステアリングＨＳＴ２８の出力軸２７ａに固設される出力ギア９７がステアリング系ドライブトレーンＳの入力ギア４３ｂに連動連結されている。
【００４９】
そして、図１１・図１２に示すように、旋回用のステアリングＨＳＴ２８の旋回油圧モータ２７の回転出力は、出力軸２７ａから出力ギア９７→カウンター軸４３上の入力ギア４３ｂ→伝動ギア９１と伝達され、旋回入力軸９０、クラッチ装置Ｃを介してクラッチ軸６１へと伝達される。
【００５０】
以下に、上記クラッチ装置Ｃについて説明する。即ち、図１１に示すように、前記旋回入力軸９０には同歯数の駆動ギア９０ａ・９０ｂが固定され、また、クラッチ軸６１上には、該駆動ギア９０ａ・９０ｂと常時噛合するクラッチギア６１ａ・６１ｂが遊嵌配置されている。そして、両クラッチギア６１ａ・６１ｂの間に、該クラッチギア６１ａ・６１ｂの各々に対して係脱自在なクラッチスライダ６１ｃを、クラッチ軸６１と相対回転不能で、かつ軸方向摺動自在に設けて、前記クラッチ装置Ｃを構成している。このクラッチスライダ６１ｃは前述のクラッチフォークシャフト８２に連結され、副変速機構３２が中立位置にあるときにはクラッチギア６１ａ・６１ｂのいずれとも係合せず、副変速機構３２が一速から三速までの伝動状態にあるときのみ係合して旋回入力軸９０からの動力をクラッチ軸６１に伝達し、クラッチ軸６１と一体的に設けられた出力ギア６４より、減速ギア６３Ｌ・６３Ｒへ出力するように構成されている。
【００５１】
上記減速ギア６３Ｌ・６３Ｒは大径ギア・小径ギアを一体的に構成した二連ギアとしており、それぞれ減速軸６３上に配置されて遊転可能に支持され、上記出力ギア６４に両ギア６３Ｌ・６３Ｒの大径ギアが噛合される。そして、一の減速ギア６３Ｒの小径ギアはリングギア３８Ｒに噛合される一方、他の減速ギア６３Ｌの小径ギアは、アイドル軸６２上の逆転ギア６２ａに噛合され、該逆転ギア６２ａは上記差動機構３３のリングギア３８Ｌに噛合される。
【００５２】
この構成で、出力ギア６４の回転は二つの減速ギア６３Ｌ・６３Ｒに分岐されて伝達された後、一の減速ギア６３Ｒの回転は直接的に上記差動機構のリングギア３８Ｒに伝達され、他の減速ギア６３Ｒの回転は上記逆転ギア６２ａにより正逆変換されて、上記差動機構のリングギア３８Ｌに伝達される。このようにして、旋回油圧モータ２７の回転出力が分岐されて、互いに逆方向かつ等速とされて、左右のリングギア３８Ｌ・３８Ｒへ伝達されるのである。これら逆転ギア６２ａ、減速ギア６３Ｌ・６３Ｒ等により、正逆転付与機構Ｒが構成される。
【００５３】
ここで、図１２に示すように、走行系ドライブトレーンＰはミッションケース２２後部に略上下方向に配設され、ステアリング系ドライブトレーンＳはミッションケース２２前部に略上下方向に配設される一方、上記出力ギア６４の回転を逆転して差動機構のリングギア３８Ｒに伝達する逆転ギア６２ａは、出力ギア６４の回転を直接的に差動機構のリングギア３８Ｌに伝達する減速ギア６３Ｒよりも、後方寄りの位置に設けている。即ち、走行系の駆動伝達経路Ｐと、ステアリング系の駆動伝達経路Ｓのうち正転側の伝達経路とに挟まれた位置に、上記逆転ギア６２ａを設ける構成としているのである。従って、二つの動力伝達経路の間のスペースに逆転ギア６２ａを納まり良く配置することができるので、ミッションケースの幅（本実施例では、前後方向の幅）が小さい、コンパクトなトランスミッションを提供できるのである。
【００５４】
そして、このような構成で、走行油圧ポンプ２３の可動斜板１４５に対するコントロールアーム２３ｃが、運転席近傍に配備した走行操作具である主変速レバー６８に図外のリンク機構を介して連動連係されており、走行駆動ＨＳＴ２５は該主変速レバー６８の回動操作により可動斜板１４５の傾斜角度が変更されて走行油圧モータ２４の正逆の回転方向と回転数増減及び回転停止の制御を行う。また、旋回油圧ポンプ２６の可動斜板１４６に対するコントロールアーム２６ｃが操向ハンドル１９に図外のリンク機構を介して連動連係されており、旋回用のステアリングＨＳＴ２８は該操向ハンドル１９の回動により可動斜板１４６の傾斜角度が変更されて旋回油圧モータ２７の正逆の回転方向と回転数増減及び回転停止の制御を行うよう構成されている。
【００５５】
そして、操向ハンドル１９を直進走行位置におくと、旋回油圧ポンプ２６が中立位置となり、旋回油圧モータ２７の駆動が停止して左右のリングギア３８Ｌ・３８Ｒが静止された状態となり、該状態で主変速レバー６８にて走行油圧ポンプ２３より圧油を吐出させて走行油圧モータ２４を駆動すると、その回転はセンタギア４６からサンギア３６を介して左右の遊星歯車装置３５Ｌ・３５Ｒのプラネタリギア３７Ｌ・３７Ｒに伝達され、キャリア４１Ｌ・４１Ｒ、車軸４０Ｌ・４０Ｒを介し、左右の駆動スプロケット３４Ｌ・３４Ｒが左右同回転方向の同一回転数で駆動されて、機体の前進直進走行が行われる。また、主変速レバー６８にて走行油圧ポンプ２３からの圧油吐出方向を反転させると、前記と逆方向の駆動力が伝達され、機体は後方へ直進走行を行う。
【００５６】
そして、操向ハンドル１９を右に切ると、旋回油圧ポンプ２６は作動状態となって圧油を吐出し、該圧油を受けて旋回油圧モータ２７が駆動される。該旋回油圧モータ２７から出力された動力は旋回入力軸９０からクラッチ装置Ｃを経て、同一回転数のまま二手に分岐され、その一方は前記遊星歯車装置３５Ｌのリングギア３８Ｌを正転させ、他方は遊星歯車装置３５Ｒのリングギア３８Ｒを逆転させる。正転するリングギア３８Ｌの回転数はサンギア３６によって正転している左キャリア４１Ｌの回転数に加算される一方、逆転するリングギア３８Ｒの回転数はサンギア３６によって正転している右キャリア４１Ｒの回転数に減算される。これによって両駆動スプロケット３４Ｌ・３４Ｒの駆動状態を維持しつつ、左の駆動スプロケット３４Ｌの回転数が右の駆動スプロケット３４Ｒのそれよりも高くなって、右方へ進路が変更されるのである。
【００５７】
旋回油圧ポンプ２６からの吐出油量は操向ハンドル１９の切れ角度が大きくなるに従って増加し、これに応じて旋回油圧モータ２７の回転数も無段に増加するので、左右の駆動スプロケット３４Ｌ・３４Ｒに生じる相対回転差は次第に大きくなり、より小さな旋回半径で機体が旋回することとなる。また、操向ハンドル１９を左に切ると、旋回油圧ポンプ２６の圧油吐出方向が反転して旋回油圧モータ２７の回転方向が逆になり、これによって最終的に、左キャリア４１Ｌの回転数が減算される一方、右キャリア４１Ｒの回転数が加算されて、右の駆動スプロケット３４Ｒの回転数が左の駆動スプロケット３４Ｌのそれよりも高くなって左方へ進路が変更されることとなる。
【００５８】
また、ステアリング系ドライブトレーンＳの経路に配置された旋回入力軸９０には、直進性を良好とするための中立ブレーキ機構Ｂが、図６に示す如く配設されている。この中立ブレーキ機構Ｂは、旋回入力軸９０上に一体的に装着された摩擦板とミッションケース２２側に装着された摩擦板とが重合してなる摩擦ブレーキ１００、及び該摩擦ブレーキ１００を押圧するピストン１０１により構成される。該ピストン１０１は油圧駆動とされ、電磁弁（図５・図７における１８０）により圧油の供給が行われ、該電磁弁１８０は図示せぬコントローラに接続されて、操向ハンドル１９が中立状態にあるときは該電磁弁１８０が開かれるように電気的に制御されている。
【００５９】
このような構成において、オペレータが操向ハンドル１９を中立（直進）状態におくと、電磁弁１８０は「開」となるようコントローラにより制御され、ピストン１０１が駆動されて摩擦ブレーキ１００を押圧して、制動作用が発生する。これにより、旋回油圧ポンプ２６の中立位置が正確に出ておらず、旋回油圧モータ２７が微動に回転しようとしても、旋回入力軸９０が制動されているので、左右のリングギア３８Ｌ・３８Ｒの静止固定状態が維持され、直進性が良好に維持されるのである。
【００６０】
続いて、図示せぬハンドブレーキを操作することにより走行系ドライブトレーンＰに制動力を付与させる駐車ブレーキ機構Ｔについて、図１０を用いて説明する。即ち、まず、図外のハンドブレーキに連動連結したブレーキアーム１１３を回動操作すると、カム軸１１０が該ブレーキアーム１１３に連動して回転する。そしてカム軸１１０の回転によりプレッシャープレート１１１が回動するとともに右方向（図１０における左方向）への推力が発生して、副変速従動軸４５上に一体的に装着された摩擦板とミッションケース２２側に装着された摩擦板とが重合してなる多板式摩擦ブレーキ１１２を押圧する。この押圧力により、副変速従動軸４５に抵抗を与え、ブレーキ作用を発生させるよう構成しているのである。
【００６１】
次に、上記構成のトランスミッションＭにおけるオイルフローについて、主に図２０を参照しながら説明する。図２０はトランスミッションの潤滑油の流れを表した図である。
【００６２】
即ち、図５・図１２に示すように、ミッションケース２２内に作動油を吸い上げるための油路１０５が上下方向に配置され、該油路１０５はミッションケース２２の前方内部に一体的に形設されて、その上端部にはミッションケース２２内に配設されたサクションストレーナ１０６が位置している。尚、図５・図８・図１２に示す１９０はブリーザ機構を有するキャップ、１９１はミッションケース２２上面に立設され、その先端に該キャップ１９０が取付けられるパイプ部材であり、該パイプ部材１９１を介してミッションケース２２内の潤滑油の油面より十分高い位置にキャップ１９０を設けることにより、ミッションケース内に配設されたギアが潤滑油を跳ね上げても該キャップ１９０の高さまでは届かないようにして、該キャップ１９０から潤滑油が漏れ出ないようにしている。
【００６３】
そして、油路１０５内を吸い上げられてサクションストレーナ１０６にて異物等を除去された潤滑油は、二手に分岐され、そのうち一方はチャージポンプＣＰの吸入ポートに配管Ｐ１を介して導入され（図５・図８）、吐出ポートから配管Ｐ２を介して吐出された潤滑油は、ラインフィルタＦ、配管Ｐ３、管継手Ｊ１を介して、走行駆動ＨＳＴ２５のセンタセクション２５ｂ内の油補給ポートに導入される。他方は、図８に示す配管Ｐ９を介して、エンジン２１の出力軸２１ａに設けられる刈取部昇降用ポンプＳＰの吸入ポートに導入され、該ポンプＳＰの吐出ポートから吐出された油は、上記刈取昇降用油圧シリンダ１１を作動させるための昇降バルブユニットＶＵに、ポンプポート１５３を介して導入される。
【００６４】
昇降バルブユニットＶＵにて、刈取昇降用油圧シリンダ１１に作動油を供給する回路には、図２０に示すように、方向制御弁１４７、ロードチェック弁１３４、スローリターン弁１３５が配設され、刈取昇降用油圧シリンダ１１に対する作動油の供給と排出を制御し、シリンダポート１５５を介して刈取昇降用油圧シリンダ１１に対する作動油を給排可能としている。また、リリーフ弁１４８により刈取昇降用油圧シリンダ１１の作動油圧を規定している。そして、刈取昇降用油圧シリンダ１１側から排出された作動油は、タンクポート１５４から配管Ｐ８を介して、後述のワンウェイクラッチ潤滑部Ｗへ導入される。
【００６５】
一方、走行駆動ＨＳＴ２５のセンタセクション２５ｂ内には、油の補給時にのみ開く一対のチェックバルブ１３０、中立範囲を拡大するための絞り１３１が配置される。また、ステアリングＨＳＴのセンタセクション２８ｂ内にも、同様にチェックバルブ１３２、絞り１３３が配置される。
【００６６】
そして、図９・図１２に示すように、走行駆動ＨＳＴ２５とステアリングＨＳＴ２８の間には上下二本のパイプ７８・７９が配設されて、上記管継手Ｊ１から導入された潤滑油は、走行駆動ＨＳＴ２５の走行油圧ポンプ２３・モータ２４からの油漏れによる作動油の減少（油圧の低下）を補償した後、図９に示す上記二本のパイプのうち下側のパイプ７９を経由して、ステアリングＨＳＴ２８のセンタセクション２８ｂ内の作動油補給ポートに導入されて、ステアリングＨＳＴ２８の旋回油圧ポンプ２６・モータ２７からの油漏れによる作動油の減少（油圧の低下）を補償する。
【００６７】
そして、両ＨＳＴ２５・２８のチャージ圧（補給油圧）を規定するチャージリリーフバルブ１４３が走行駆動ＨＳＴ２５のセンタセクション２５ｂ内に設けられており、該バルブ１４３によりリリーフされた油や走行油圧ポンプ２３・モータ２４より漏れた油は、走行駆動ＨＳＴ２５のケース２５ａ内に導入されて、走行油圧ポンプ２３・モータ２４の潤滑及び冷却を行う。また、ステアリングＨＳＴ２８内の旋回油圧ポンプ２６・モータ２７より漏れた油は、ステアリングＨＳＴ２８のケース２８ａ内に導かれて、ステアリングＨＳＴの旋回油圧ポンプ２６・モータ２７の潤滑及び冷却を行う。
【００６８】
上記走行駆動ＨＳＴ２５のケース２５ａ内部とステアリングＨＳＴ２８のケース２８ａ内部は、図９に示す上記二本のパイプのうち上側のパイプ７８にて連通されており、走行駆動ＨＳＴ２５のケース２５ａ内にて規定量をオーバーフローした潤滑油は、該上側のパイプ７８を介してステアリングＨＳＴ２８のケース２８ａ内部に導入されて、該ケース２８ａ内の油と合流する。
【００６９】
そして、上記ステアリングＨＳＴ２８のセンタセクション２８ｂ内の油は、管継手Ｊ２からセンタセクション２８ｂ外へ導かれ、配管Ｐ４、及び、上述の電磁弁（図５・図７における符号１８０）を介して上記中立ブレーキ機構Ｂに導入され、上述のように、該電磁弁１８０の操作により上記ピストン１０１を押圧する作動油としての役割を果たし、中立ブレーキ機構Ｂの制動を行う。
【００７０】
そして、ステアリングＨＳＴ２８のケース２８ａ内でオーバーフローした油は、該ケース２８ａ上面に設けられた管継手Ｊ３（図５・図７〜図１０）から、配管Ｐ５・管継手Ｊ４を介して、ワンウェイクラッチ潤滑部Ｗへ導入される。このワンウェイクラッチ潤滑部Ｗは、図６・図８・図１３に示すように、ミッションケース右側半部２２Ｒの外面に設けた中空の導入ケース７７内に設けられるものであって、該導入ケース７７には、上記ステアリングＨＳＴ２８のケース２８ａ内から配管Ｐ５を介して潤滑油を導入する管継手Ｊ４と、上述の刈取昇降用油圧シリンダ１１を制御するバルブユニットＶＵからの戻り油を配管Ｐ８を介して導入する管継手Ｊ５が設けられ、両管継手Ｊ４・Ｊ５から導入される油がこのワンウェイクラッチ潤滑部Ｗにて合流される。
そして、図１３に示す如く、上記刈取ＰＴＯ軸５５の一端はワンウェイクラッチ潤滑部Ｗに臨ませてあり、該刈取ＰＴＯ軸５５内に形設された油路８９が上記ワンウェイクラッチ潤滑部Ｗに連通されて、該潤滑部Ｗ内に導入された油の一部は、該油路８９を介してワンウェイクラッチ７３を潤滑して、ミッションケース２２内に戻される。
【００７１】
一方、上記導入ケース７７には上記二つの管継手Ｊ４・Ｊ５のほかに更にもう一つの管継手Ｊ６が設けられており、上記油路８９へ導入されない残りの潤滑油は、図６に示す該管継手Ｊ６、配管Ｐ７を介して、図６及び図１８に示す管継手Ｊ７から副変速操作部Ｇへ導入され、支軸８４やデテント機構Ｄ等を潤滑した後、図６・図１８に示す戻し孔８３からミッションケース２２内に戻される。
【００７２】
この構成とすることにより、ミッションケース２２から走行駆動ＨＳＴ２５及びステアリングＨＳＴ２８（又は刈取部昇降バルブユニットＶＵ）を経て、各機構を潤滑したのち再びミッションケース２２内に戻される、潤滑油の流れが形成されるのである。
【００７３】
以上に本発明の実施例を説明したが、本発明の技術的範囲は上記の実施例に限定されるものではなく、本明細書及び図面に記載した事項から明らかになる本発明が真に意図する技術的思想の範囲全体に、広く及ぶものである。
【００７４】
【発明の効果】
本発明は、以上のように構成したので、以下に示すような効果を奏する。
左右車軸のそれぞれに備えさせた遊星歯車装置の三つの要素のうち第一要素に第一無段変速装置を、第二要素に第二無段変速装置を、第三要素に上記車軸を、それぞれ連動連結し、前記第一無段変速装置を作動させたときに左右の車軸を同方向へ駆動して機体を直進走行させ、前記第二無段変速装置を作動させたときに左右の車軸に相対回転差を与えて機体を旋回させるよう構成した作業車のトランスミッションにおいて、前記第一無段変速装置を前記第一要素に連動連結する走行系ドライブトレーンの入力ギアと、前記第二無段変速装置を前記第二要素に連動連結するステアリング系ドライブトレーンの入力ギアとを共通軸上に遊嵌配置するとともに、前記第一無段変速装置の出力軸と前記第二無段変速装置の出力軸とを、前記共通軸の軸線方向に沿って向かい合わせに配置し、前記出力軸上に設置した出力ギアの各々を前記入力ギアの各々にそれぞれ噛合させたので、
走行系ドライブトレーン、ステアリング系ドライブトレーンをそれぞれ構成する二つの伝動ギアを、二本の軸にそれぞれ設ける構成とせず、一本の軸に共通して設ける構成とすることで、一本分の軸が不要となり、部品点数が削減され、コンパクト化が図れるとともに、製造工数・コストの低減も可能となる。
【００７５】
また、前記走行系ドライブトレーンと前記ステアリング系ドライブトレーンとをミッションケース内の前後に並列させるとともに、該ステアリング系ドライブトレーンに備わる逆転ギアを両ドライブトレーンの間に配置させたので、二つの動力伝達経路の間のスペースに逆転ギアを納まり良く配置することが可能となるので、ミッションケースのコンパクト化・軽量化を図ることができ、その結果、トランスミッションのコンパクト化を図ることができる。
例えば、上述の実施例に示すように、上記の両動力伝達経路をミッションケースの前後に配する場合は、ミッションケースの前後方向の幅を小さくできる点で有用である。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明の一実施例に係るコンバインの全体的な構成を示した側面図。
【図２】 同じく平面図。
【図３】 同じく正面模式図。
【図４】 トランスミッションの走行系及びステアリング系のドライブトレーンのスケルトン図。
【図５】 トランスミッションの全体構成を示した正面一部断面図。
【図６】 同じく右側面図。
【図７】 同じく左側面図。
【図８】 同じく平面図。
【図９】 トランスミッションの無段変速部近傍の構成を示した正面断面拡大図。
【図１０】 トランスミッションの走行系ドライブトレーンの構成を表した正面断面展開図。
【図１１】 トランスミッションのステアリング系ドライブトレーンの構成を表した正面断面展開図。
【図１２】 トランスミッションの各ドライブトレーンのギアの噛み合い状態を示した側面断面図。
【図１３】 ＰＴＯ系ドライブトレーンの構成を表した平面断面展開図。
【図１４】 刈取ＰＴＯ軸を支持するケース及び補強ステーの構成を示した側面一部断面拡大図。
【図１５】 サンギア軸を左右車軸の間で軸支する構成を示した正面断面拡大図。
【図１６】 クラッチフォークシャフトの構成を示した側面断面拡大図。
【図１７】 クラッチスライダの摺動操作機構を示した後面断面展開図。
【図１８】 同じく側面断面図。
【図１９】 クラッチフォークシャフトの変速位置決めのためのデテント機構の取付手順を示した図。
【図２０】 トランスミッションの潤滑油の流れを表した図。
【符号の説明】
Ｍ トランスミッション
２４ａ 走行油圧モータのモータ軸（走行駆動ＨＳＴの出力軸）
２５ 走行駆動ＨＳＴ
２７ａ 旋回油圧モータのモータ軸（ステアリングＨＳＴの出力軸）
２８ ステアリングＨＳＴ
３５Ｌ・３５Ｒ 遊星歯車装置
３６ サンギア（遊星歯車装置の第一要素）
４０Ｌ・４０Ｒ 車軸
４１Ｌ・４１Ｒ キャリア（遊星歯車装置の第三要素）
５８Ｌ・５８Ｒ インターナルギア（遊星歯車装置の第二要素）
４２・９７ 出力ギア
４３ カウンター軸（共通軸）
４３ａ （走行系ドライブトレーンの）入力ギア
４３ｂ （ステアリング系ドライブトレーンの）入力ギア[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a technology for a transmission of a work vehicle including a continuously variable transmission for driving and a continuously variable transmission for turning. More specifically, the present invention relates to a layout technique for downsizing the transmission and reducing manufacturing costs.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, a work vehicle having a compact configuration in which a continuously variable transmission for driving driving that changes the vehicle speed and a continuously variable transmission for turning driving for steering are juxtaposed on the side wall of a mission case. Transmission techniques are well known. For example, it is a technique of Unexamined-Japanese-Patent No. 10-54451.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
Although the above technique is quite useful in that a transmission can be configured in a compact manner, a technique for providing a more compact transmission has been demanded. There has also been a demand for transmission technology that can be manufactured at low cost. The present invention has been made in view of the above points, and provides a configuration of a mission case for further downsizing and manufacturing cost reduction.
[0004]
[Means for Solving the Problems]
The problems to be solved by the present invention are as described above. Next, means for solving the problems will be described.
[0005]
Of the three elements of the planetary gear set provided on each of the left and right axles, the first element is the first continuously variable transmission, the second element is the second continuously variable transmission, the axle is the third element, When the first continuously variable transmission is operated, the left and right axles are driven in the same direction to drive the aircraft straight, and when the second continuously variable transmission is operated, the left and right axles In a work vehicle transmission configured to turn the airframe by giving a relative rotational difference, an input gear of a travel system drive train that interlocks the first continuously variable transmission with the first element, and the second continuously variable transmission An input gear of a steering system drive train that interlocks the device with the second element is loosely fitted on a common shaft, and an output shaft of the first continuously variable transmission and an output shaft of the second continuously variable transmission And the axis of the common axis Placed facing along the direction, respectively are meshed each output gear and disposed on the output shaft to each of the input gear, The traveling system drive train and the steering system drive train are arranged in parallel in the front and rear in the transmission case, and the reverse gear provided in the steering system drive train is disposed between the two drive trains. Is.
[0006]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 1 is a side view showing the overall configuration of a combine according to an embodiment of the present invention, FIG. 2 is a plan view, and FIG. 3 is a schematic front view.
[0007]
First, the whole structure of the combine of this invention is demonstrated from FIG.1, FIG.2. In other words, this combine has a structure in which the crawler type traveling devices 2L and 2R are supported on the left and right sides of the track frame 1. Reference numeral 3 denotes a machine base installed on the track frame 1, and reference numeral 4 denotes a feed chain 5 stretched to the left. A threshing unit which is a threshing machine incorporating a barrel 6 and a processing barrel 7, 8 is a cutting unit including a cutting blade 9 and a culm transport mechanism 10, and 11 is a hydraulic pressure for moving the cutting unit 8 up and down via a cutting frame 12. Cylinder. 13 is a waste disposal unit that faces the end of the waste chain 14, 15 is a grain tank that carries the grain from the threshing unit 4 via the milling cylinder 16, and 17 is a machine that removes the grain from the grain tank 15. 18 is a handle post for supporting a round steering handle 19, 68 is a main transmission lever, 20 is a driver's seat, and 21 is a prime mover having an output shaft along the left-right direction of the machine body. It is an engine, and is configured so as to continuously harvest and thresh cereals from the front of the combine.
[0008]
The combine includes two hydrostatic continuously variable transmissions (hereinafter referred to as “HST”), that is, a traveling drive HST25 of the traveling system that is the first continuously variable transmission, and a steering that is the second continuously variable transmission. Steering system HST 28 is provided, and each HST 25, 28 is configured to obtain driving force from engine 21. The traveling drive HST 25 obtained by the engine 21 controls the forward / reverse rotation direction and the rotational speed increase / decrease, and then the driving force is transmitted to the differential mechanism 33 via the traveling system drive train P. The On the other hand, after the steering HST 28 having obtained the driving force by the engine 21 controls the forward / reverse rotation direction and the rotation speed increase / decrease, the driving force is differentially transmitted via the steering system drive train S and the forward / reverse rotation imparting mechanism R. Is transmitted to the mechanism.
[0009]
With the above configuration, the driving force is always transmitted to the drive sprockets 34L and 34R of the left and right crawler type traveling devices 2L and 2R linked to the differential mechanism 33, thereby allowing the vehicle to travel straight forward and backward. The turning is enabled by the relative increase / decrease control of the rotational speed with respect to the left / right drive sprockets 34L, 34R. Hereinafter, the traveling and turning mechanism will be described in detail.
[0010]
First, the configuration of the transmission will be described. FIG. 4 is a skeleton diagram of a drive train of a transmission traveling system and a steering system. FIG. 5 is a partial front sectional view showing the overall configuration of the transmission, FIG. 6 is a right side view, FIG. 7 is a left side view, and FIG. 8 is a plan view.
[0011]
That is, as shown in FIG. 4, the transmission M includes a traveling system drive train P, a steering system drive train S, a forward / reverse rotation imparting mechanism R, a differential mechanism 33, and the like for driving the crawler traveling devices 2L and 2R. Is disposed in the mission case 22, and a continuously variable transmission H having the two HSTs 25 and 28 is provided on the left and right side surfaces of the mission case 22 as shown in FIGS. The transmission M is erected at a position between the left and right crawler type traveling devices 2L and 2R, and the transmission case 22 which is a housing thereof is configured by joining the left and right halves 22L and 22R with vertical surfaces (see FIG. 5)), a certain amount of lubricating oil is injected into the inside thereof, and each of the above-described mechanisms arranged inside is naturally lubricated. As shown in FIGS. 5, 6, and 8, a suction strainer 106 for filtering the lubricating oil is provided at a front position in the mission case 22, and a pipe P <b> 0 for sucking up the filtered lubricating oil is provided. Connected to the suction strainer 106. The lubricating oil sucked up through the pipe P0 is branched into two, and one of them is introduced into the above-described cutting lift hydraulic cylinder via the pipe P9 shown in FIG. The other is connected to a suction port of a charge pump CP disposed in the upper right position of the transmission M via a pipe P1, and lubricating oil discharged from the charge pump CP is two HSTs 25 and 28 and will be described later. It plays a role as the hydraulic fluid of the neutral brake device B, and also performs lubrication and cooling of the HST 25 and 28.
[0012]
Further, as shown in FIGS. 5, 7, and 8, an input pulley 26 b for introducing power from the engine to the transmission M is disposed at an upper left position of the transmission M, and in front and lower thereof, A cutting output pulley 55b is disposed for transmitting the power from the engine to the work machine for driving.
[0013]
Next, the continuously variable transmission H will be described. FIG. 9 is an enlarged front sectional view showing a configuration in the vicinity of the continuously variable transmission portion of the transmission.
[0014]
That is, as shown in FIG. 9, the continuously variable transmission portion H includes a travel drive HST 25, which is a main transmission mechanism including a set of travel hydraulic pumps 23 and a travel hydraulic motor 24, a set of swing hydraulic pumps 26, and It comprises a steering HST 28 that is a turning mechanism comprising a turning hydraulic motor 27. Hereinafter, the continuously variable transmission portion H will be described.
[0015]
That is, as shown in FIGS. 5 and 9, the traveling drive HST 25 for traveling is provided with a housing including a case 25a and a center section 25b on the upper left side surface of the transmission case 22, and the input unit The traveling hydraulic pump 23 and the traveling hydraulic motor 24 as the output unit are arranged in this order. The pump shaft 23a of the traveling hydraulic pump 23 and the motor shaft 24a of the traveling hydraulic motor 24 are pivotally supported in the lateral direction of the machine body so that they are parallel to each other. Are fluidly coupled via the center section 25b.
[0016]
The center section 25b is a rectangular flat (flat) center section arranged in the vertical direction. A pump-equipped surface is formed on the center section 25b, and the pump shaft 23a is horizontally disposed in the center. As shown in FIG. 9, the cylinder block 201 is fitted to the pump shaft 23 a and is arranged so as to be freely slidable on the attached surface. A plurality of pistons are fitted in the cylinder block 201 via a biasing spring (not shown) so as to be reciprocally movable in parallel with the pump shaft 23a, thereby constituting an axial piston type traveling hydraulic pump 23. A hydraulic swash plate 145 is brought into contact with the head of the piston, and the movable swash plate 145 is tilted so that the hydraulic pump 23 is configured as a variable displacement type capable of changing the oil discharge amount and the discharge direction. is doing.
[0017]
The pressure oil from the hydraulic pump 23 is sent to the hydraulic motor 24 via an oil passage in the center section 25b. The hydraulic motor 24 has a motor-equipped surface at a position below the pump-equipped surface of the center section 25b, and a cylinder block 202 is rotatably supported on the motor-equipped surface. A plurality of pistons are fitted so as to be reciprocally movable, and the heads of the pistons are in contact with the fixed swash plate 170. A motor shaft 24 a is locked on the rotational axis of the cylinder block 202 so as not to be relatively rotatable, thereby constituting a fixed displacement travel hydraulic motor 24.
[0018]
Further, the turning steering HST 28 has a housing composed of a case 28a and a center section 28b attached to the upper right side surface of the transmission case 22, and in the housing, from above, a turning hydraulic pump 26 as an input portion and an output portion. The swivel hydraulic motor 27 is arranged in order. The pump shaft 26a of the swing hydraulic pump 26 and the motor shaft 27a of the swing hydraulic motor 27 are pivotally supported in the left-right direction of the body so that they are parallel to each other. Are fluidly joined via the center section 28b.
[0019]
The center section 28b is a rectangular flat (flat) type center section, and a pump-equipped surface is formed on the center section 28b. The pump shaft 26a is supported in the horizontal direction at the center of the center section 28b. As shown in the figure, a cylinder block 203 is fitted to the pump shaft 26a so as to be freely slidable on the attached surface. A plurality of pistons are fitted in the cylinder block 203 via a biasing spring (not shown) so as to be reciprocally movable in parallel with the pump shaft 26a to form an axial piston type swing hydraulic pump 26. With the movable swash plate 146 in contact with the head and tilting the movable swash plate 146, the hydraulic pump 26 is configured as a variable displacement type capable of changing the oil discharge amount and discharge direction. Yes.
[0020]
The pressure oil from the hydraulic pump 26 is sent to the hydraulic motor 27 via an oil passage in the center section 28b. The hydraulic motor 27 has a motor-equipped surface below the pump-equipped surface of the center section 28b. A cylinder block 204 is rotatably supported on the motor-equipped surface, and the cylinder block 204 has a biasing spring. A plurality of pistons are fitted in such a manner as to be capable of reciprocating, and the heads of the pistons are in contact with a fixed swash plate 171. A motor shaft 27 a is locked on the rotational axis of the cylinder block 202 so as not to be relatively rotatable, thereby constituting a fixed displacement swing hydraulic motor 27.
[0021]
As for the mounting structure of these two HSTs 25 and 28, a part of the upper part of the mission case 22 is cut off to form a narrow part with a narrow left and right width. Only the half (peripheral portions of the hydraulic motors 24 and 27) are attached to face each other. With this configuration, the left-right width of the transmission M can be made as small as possible even when the HSTs 25 and 28 are attached. Even if it is desired to change the HST 25/28 of the continuously variable transmission H to a different capacity, it is only necessary to replace the HST 25/28 attached to the mission case 22, and there is no need to newly design and manufacture the mission case 22. I am doing so.
[0022]
Next, the configuration of the pump shaft and motor shaft of both HSTs 25 and 28 will be described. That is, the pump shaft 26a of the swing hydraulic pump 26, which is the input shaft of the steering HST 28, protrudes to the left from the case 28a of the steering HST 28, and the input pulley 26b is fixed to the protruding portion, and the output shaft 21a of the engine 21. The pump shaft 26a is used as an input shaft for engine power. The output pulley 21b is fixedly coupled to the output pulley 21b via a belt 29 shown in FIGS. On the other hand, the pump shaft 23a of the traveling hydraulic pump 23, which is an input shaft of the traveling drive HST25, protrudes to the right from the case 25a of the traveling drive HST25, and the protruding portion compensates for the leakage of the hydraulic oil of the HST25 and 28. A charge pump CP is provided.
[0023]
Further, as shown in FIG. 5, a control arm 23c for the traveling hydraulic pump 23 and a control arm 26c for the swing hydraulic pump 26 are pivoted on the front surfaces of the cases 25a and 28a of the two HSTs 25 and 28, respectively. In conjunction with the rotation of the control arms 23c and 26c, the movable swash plates 145 and 146 (FIGS. 4 and 9) of the traveling hydraulic pump 23 and the swing hydraulic pump 26 tilt, respectively, and the traveling hydraulic motor 24 and the swing hydraulic motor The rotation speed and the rotation direction of 27 are controlled.
[0024]
The control arms 23c and 26c are provided with detent mechanisms 23d and 26d for elastically holding their neutral positions. This detent mechanism will be described. That is, as shown in FIG. 5, rotating arms 92 and 92 are pivotally supported on the cases 25a and 28a of both HSTs, respectively, and rollers 93 and 93 are pivotally supported on the tips thereof. . Further, urging springs 94 are mounted on the rotating arms 92 and 92 to urge the rollers 93 and 93 downward. On the other hand, cam plates 96, 96 are provided on the control arms 23c, 26c, and the rollers 93, 93 can roll on the upper edges thereof. A recess 96a is formed on the upper edges of the cam plates 96. When the control arms 23c and 26c are in the neutral positions, the rollers 93 are positioned in the recesses 96a so that the neutral positions of the HSTs 25 and 28 are maintained.
[0025]
Both HSTs 25 and 28 are provided facing each other in the left-right direction across the upper part of the transmission case 22, and the pump shafts 23a and 26a of both HSTs 25 and 28 are arranged so that their axes coincide with each other. Pass through the center sections 25b and 28b (FIG. 9), project toward the center of the transmission case 22 in abutting manner, and the ends of the pump shafts 23a and 26a are positioned between the center sections 25b and 28b. Are coupled via a joint 95 so as not to be relatively rotatable. With this configuration, the power of the engine 21 input from the input pulley 26b to the pump shaft 26a of the steering HST 28 is also transmitted to the pump shaft of the travel drive HST 25 via the joint 95, and both the HSTs 25 and 28 obtain power to drive. Like to do.
[0026]
Further, as shown in FIG. 9, between the center sections 25b and 28b of both HSTs 25 and 28, a pipe member formed by oil-tightly fitting a first pipe half 98 and a second pipe half 99 together. Is built. Therefore, both the pump shafts 23a and 26a and the connecting member 95 are covered with the pipe member composed of the two halves 98 and 99, and both the lubricating oil is injected into the pipe member. The pump shafts 23a and 26a and the joint 95 can be lubricated, and the mutual connection state of both the pump shafts 23a and 26a can be maintained well over a long period of time.
[0027]
Further, the motor shafts 24a and 27a of both HSTs 25 and 28 are also arranged so that their axes coincide with each other. As shown in FIG. 9, the motor shafts 24a and 27a pass through the center sections 25b and 28b and project to the center side. And inserted into the mission case 22. As shown in FIG. 9, an output gear 42 for outputting power to the traveling drive train P is fixed to the tip of the motor shaft 24a of the traveling drive HST25, while the steering shaft is attached to the tip of the motor shaft 27a of the steering HST28. An output gear 97 that outputs power to the system drive train S is fixed.
[0028]
Next, a specific configuration of each drive train will be described. FIG. 10 is a front cross-sectional development view showing the configuration of the transmission drive train of the transmission, and FIG. 11 is a front cross-section development view showing the configuration of the steering system drive train of the transmission. FIG. 12 is a side cross-sectional view showing the meshing state of the gears of each drive train of the transmission. FIG. 13 is a developed plan sectional view showing the configuration of the PTO drive train, and FIG. 14 is a partially enlarged side sectional view showing the configuration of the case and the reinforcing stay for supporting the cutting PTO shaft.
[0029]
That is, as shown in FIGS. 9 to 11, a counter shaft 43 is arranged in parallel with the motor shafts 24a and 27a, and two input gears 43a and 43b are loosely fitted on the counter shaft 43, and the input gears are arranged. 43 a is engaged with the output gear 42, and the input gear 43 b is engaged with the output gear 97. Here, the two input gears 43a and 43b are loosely arranged on a common shaft (the counter shaft 43 in this embodiment), and the input gears 43a and 43b are provided on separate dedicated shafts, respectively. As a result, the number of parts is reduced, and the manufacturing cost can be reduced.
[0030]
With this configuration, the motive power of the motor shaft 24a of the traveling hydraulic motor 24 is transmitted from the output gear 42 to the input gear 43a, is shifted through the auxiliary transmission mechanism 32 described later, and is transmitted to the differential mechanism 33 described later. (FIGS. 10 and 12). The input gear 43a and the auxiliary transmission mechanism 32 constitute a traveling system drive train P. On the other hand, the power of the motor shaft 27a of the swing hydraulic motor 27 is transmitted from the output gear 97 to the input gear 43b, passes through the clutch device C described later, and then passes through the forward / reverse rotation imparting mechanism R to the differential mechanism 33. (FIGS. 11 and 12). The input gear 43b, the clutch device C, and the forward / reverse rotation imparting mechanism R constitute a steering system drive train S.
[0031]
As shown in FIGS. 12 and 13, a PTO idle shaft 70 is arranged in parallel to the front of the counter shaft 43 (the right side in FIG. 12, the upper side in FIG. 13). A gear 71 is installed so as to be freely rotatable, and the idle gear 71 is engaged with the input gear 43a. Further, a cutting PTO shaft 55 is rotatably supported in front of the motor shafts 24 a and 27 a in parallel with the PTO idle shaft 70, and a transmission gear 72 is loosely fitted on the cutting PTO shaft 55. A one-way clutch 73 is interposed between the cutting PTO shaft 55 and the cutting PTO shaft 55 is driven by engaging only when the machine is moving forward. The idle gear 71, the transmission gear 72, and the like constitute a PTO drive train O. The cutting PTO shaft 55 projects outward from the left side surface of the transmission case 22 (FIG. 13), and further extends to the left while being pivotally supported by a cylindrical case 74 attached and fixed to the left side surface. Then, a cutting output pulley 55b is provided at the end thereof, and a belt 122 is wound between the cutting output pulley 55b and the cutting input pulley 121 of the cutting input gear box 120 shown in FIG. (FIGS. 3 and 13). With this configuration, the output rotation of the traveling hydraulic motor 24 is transmitted from the input gear 43a → the idle gear 71 → the cutting PTO shaft 55 and output from the cutting output pulley 55b, and power is introduced into the cutting input gear box 120 to introduce the power. The mowing unit 8 is driven.
[0032]
Further, as shown in FIGS. 13 and 14, a belt guide mounting stay 74a projects from the distal end side of the cylindrical case 74, and a belt guide 76 is provided on the belt guide mounting stay 74a. The folded portion of 122 is covered to prevent the belt 122 from being detached. Further, the proximal end side of the reinforcing stay 75 is fixed to the case 28a of the steering HST 28, and the distal end side is fixedly attached to the distal end portion of the cylindrical case 74 and the belt guide 76, and the cylindrical case 74 is reinforced. The stay 75 supports the belt 122 to prevent the belt 122 from falling due to the tension.
[0033]
With the above configuration, the cutting PTO shaft is extended so as to be longer than the left and right width of the steering HST 28, and the cutting output pulley 55b is attached to the tip of the cutting PTO shaft, so that the other parts (in this embodiment, the case of the steering HST) The cutting output pulley can be arranged so as not to interfere. Furthermore, since the cutting PTO shaft is supported by a cylindrical case, problems such as bending are alleviated, and the case is prevented from falling by attaching a reinforcing stay to the case. By attaching the belt guide to the cylindrical case, the belt guide mounting structure can be simplified.
[0034]
Next, the configuration of the above-described differential mechanism 33 that differentially connects the left and right axles will be described with reference to FIGS. 10, 12, and 15. FIG. 15 is an enlarged front sectional view showing a configuration in which the sun gear shaft is pivotally supported between the left and right axles.
[0035]
That is, the differential mechanism 33 has a pair of left and right planetary gear units 35L and 35R, and each planetary gear unit 35L and 35R is engraved on a sun gear shaft 39 disposed on the same axis line between the axles 40L and 40R. The sun gear 36, which is a first element, and a plurality of planetary gears 37, 37,... Meshing with the outer periphery of the sun gear 36, and the planetary gears 37, 37,. The carrier 41L / 41R as the third element, which is fixed to the internal gears 58L / 58R as the second element and the axles 40L / 40R coaxial with the sun gear shaft 39 and pivotally supports the planetary gears 37L / 37R. It is composed of The planetary gears 37, 37,... Are evenly arranged radially from the axles 40L, 40R and rotatably supported by the carriers 41L, 41R, respectively, and the left and right carriers 41L, 41R are arranged with the sun gear 36 therebetween, The internal gears 58L, 58R are meshed with the planetary gears 37, 37,..., Arranged on the same axis as the sun gear shaft 39, and rotatably supported on the axles 40L, 40R.
[0036]
The sun gear 36 is a sun gear common to the left and right planetary gear devices 35L and 35R, and the sun gear 36 is integrally engraved on a common sun gear shaft 39 and locked to the intermediate portion of both sun gears 36. 46 is linked to a traveling system drive train P including the auxiliary transmission mechanism 32 and the like.
[0037]
Here, as shown in FIG. 15, recesses 160 and 160 are provided at the inner ends of the axles 40L and 40R, respectively, and both ends of the sun gear shaft 39 are formed to be appropriately thin so that the shafts 39a and 39a are formed. The shaft portions 39a and 39a are further extended while being supported by the left and right carriers 41 via bearings, and the ends thereof are fitted into the recesses 160 and 160, so that the axles 40L and 40R Both ends of the sun gear shaft 39 are pivotally supported by the recess 160. With this configuration, both ends of the sun gear shaft 39 are directly supported by the axles 40L and 40R. Therefore, even if a strong load is applied to the sun gear shaft 39 and the axle 40, the rotational axes of both the shafts 39 and 40 are not easily displaced. The planetary gears 37, 37,... Supported on the axle 40 via the carrier 41 and the sun gear 36 on the sun gear shaft 39 are well maintained, and damage or the like occurs even when used under a high load. It has a difficult structure.
[0038]
Next, the above-described auxiliary transmission mechanism 32 will be described. 16 is an enlarged side cross-sectional view showing the configuration of the clutch fork shaft, FIG. 17 is a rear cross-sectional developed view showing the sliding operation mechanism of the clutch slider, and FIG. 18 is a side cross-sectional view. FIG. 18 is a side sectional view showing a sliding operation mechanism of the clutch slider.
[0039]
That is, as shown in FIGS. 10 and 12, a sub-transmission drive shaft 53 is arranged in parallel with the counter shaft 43, an input gear 44 is fixed to one end of the sub-transmission drive shaft 53, and the sub-transmission drive shaft A low speed gear 50 and a medium speed gear 51 are fixed on 53, a high speed gear 52 is loosely fitted, and a clutch slider 81 that can mesh with the high speed gear 52 is slidably splined. . Further, gears 47 and 48 are loosely fitted on the auxiliary transmission driven shaft 45 which is horizontally mounted in parallel with the auxiliary transmission drive shaft 53, and the clutch slider 80 is alternatively inserted into the gears 47 and 48 therebetween. The auxiliary transmission driven shaft 45 is spline-fitted to be freely engageable and disengaged, and a gear 56 and an output gear 49 are engraved. The gear 47 and the low speed gear 50, the gear 48 and the medium speed gear 51, and the gear 56 and the high speed gear 52 are always fitted.
[0040]
16 and 17, these two clutch sliders 80 and 81 are engaged with each of three clutch forks 82f radially installed on the clutch fork shaft 82 together with a clutch slider 61c described later. The The clutch fork shaft 82 is supported by each of the case halves 22L and 22R and is slidable in the left-right direction. The clutch fork shaft 82 is operated in conjunction with an auxiliary transmission lever arranged near the driver's seat. A sub-speed change operation unit G is provided. That is, as shown in FIGS. 10 and 17, a recess is provided on the outer surface of the right half 22R of the mission case, and a lid 87 is mounted to close the recess to form a section A. FIGS. As shown in FIG. 4, the support shaft 84 is arranged so as to be orthogonal to the clutch fork shaft 82 and is pivotally supported in the lid 87 while one end of the clutch fork shaft 82 projects into the section A. The projecting portion of the clutch fork shaft 82 is connected to the distal end of the operation arm 85 whose base end is fixed to the support shaft 84, and the support shaft 84 is protruded outside the cover body 87 (outside the transmission case 22). Thus, the base end of the external arm 86 is fixed to the projecting portion to constitute a push-pull mechanism for the clutch fork shaft 82. The clutch fork shaft 82 is provided with a detent mechanism D for shifting positioning.
[0041]
Accordingly, when the auxiliary transmission lever is operated, the support shaft 84 is rotated via the external arm 86, and the clutch fork shaft 82 connected to the operation arm 85 slides in the left-right direction, and is moved to the clutch fork 82f. The engaged clutch sliders 80 and 81 slide simultaneously on the shafts 53 and 45 shown in FIGS. 10 to 12, and any one of the clutch sliders 80 and 81 is used for the gear 47, the gear 48, and the high speed. The gear 52 is configured to be engaged with any one of the gears 52, and thereby, three-stage variable speed rotation is obtained on the auxiliary transmission driven shaft 45, and the rotation is output from the output gear 49.
[0042]
In the detent mechanism D, the large detent ball 88a is disposed in the cartridge 88c and urged by the urging spring 88d, and the small detent ball 88b is disposed in contact with the large detent ball 88a. A detent groove 82a having a width that can be engaged with the small detent ball 88b is provided at one end of 82 along the axial direction by the number of (shift speed + neutral position). Accordingly, since the large detent ball 88a is constantly urged by the urging spring 88d and pushes the small detent ball 88b in the engaging direction, the small detent ball 88b is engaged with the detent groove 82a, so that the auxiliary speed change is achieved. The sliding operation can be positioned. Further, since the biasing spring indirectly biases the small detent ball 88b via the large detent ball 88a, the biasing spring does not require a biasing spring having a small winding diameter.
[0043]
That is, when it is desired to shorten the shift stroke, the distance between the adjacent detent grooves 82a can be reduced and the width of the detent groove 82a can be shortened to urge a small detent ball that can engage with the detent groove 82a. Although necessary, this configuration enables the configuration for biasing the small detent ball without using a biasing spring having a small winding diameter. From this, it is possible to provide a configuration for positioning with a small shift stroke, in which the distance between the detent grooves 82a is narrow, at a low cost without specially designing and manufacturing a biasing spring having a small diameter. is there.
[0044]
Next, a configuration for assembling the detent mechanism D will be described. FIG. 19 is a view showing a procedure for attaching a detent mechanism for shifting positioning of the clutch fork shaft.
[0045]
That is, as shown in FIG. 19, a groove 22p is provided in a recess provided on the outer surface of the transmission case half 22R around the clutch fork shaft 82, and the shape of the groove 22p is the same as that of the cartridge 88c of the detent mechanism D. The right half of the paper surface of the cartridge 88c can be fitted into the groove 22p. A protrusion 87a is provided on the inner surface side of the lid 87 so as to be able to contact the left half of the paper surface in accordance with the position of the cartridge 88c.
[0046]
With the above configuration, when the cartridge 88c of the detent mechanism D is fitted into the groove 22p and the lid 87 is further attached from the outside, the protrusion 87a of the lid 87 abuts against the cartridge 88c as shown in FIG. The detent mechanism D can be fixed. Accordingly, the detent mechanism D can be fixed to the clutch fork shaft 82 at the same time when the cover 87 is attached, and the assembly can be simplified.
[0047]
Next, how the driving force is transmitted in the transmission M configured as described above will be described. That is, the rotation output of the motor shaft 24a of the traveling hydraulic motor 24 is transmitted from the output gear 42 → the input gear 43a → the auxiliary transmission mechanism 32 as shown in FIGS. 49 → Counter gear 54 on the counter shaft 57 → Center gear 46 is transmitted to drive the sun gear shaft 39 to rotate. Then, the driving force is transmitted from the sun gear 36 to the axles 40L and 40R via the left and right planetary gear devices 35L and 35R, so that the left and right drive sprockets 34L and 34R are rotated in the same direction. 2R is driven.
[0048]
On the other hand, as shown in FIGS. 11 and 12, the left and right ring gears 38L and 38R are linked to the steering system drive train S, and are fixed to the output shaft 27a of the steering HST 28 for turning. The output gear 97 is linked to the input gear 43b of the steering system drive train S.
[0049]
11 and 12, the rotation output of the turning hydraulic motor 27 of the turning steering HST 28 is transmitted from the output shaft 27a to the output gear 97 → the input gear 43b on the counter shaft 43 → the transmission gear 91. Then, it is transmitted to the clutch shaft 61 via the turning input shaft 90 and the clutch device C.
[0050]
The clutch device C will be described below. That is, as shown in FIG. 11, drive gears 90a and 90b having the same number of teeth are fixed to the turning input shaft 90, and a clutch gear that is always meshed with the drive gears 90a and 90b on the clutch shaft 61. 61a and 61b are loosely arranged. A clutch slider 61c is provided between the clutch gears 61a and 61b. The clutch slider 61c is detachable with respect to each of the clutch gears 61a and 61b. The clutch slider 61c is not rotatable relative to the clutch shaft 61 and is slidable in the axial direction. The clutch device C is configured. The clutch slider 61c is connected to the clutch fork shaft 82 described above. When the auxiliary transmission mechanism 32 is in the neutral position, it does not engage with any of the clutch gears 61a and 61b, and the auxiliary transmission mechanism 32 is transmitted from the first speed to the third speed. It is configured to engage only when it is in a state and transmit power from the turning input shaft 90 to the clutch shaft 61 and output it to the reduction gears 63L and 63R from the output gear 64 provided integrally with the clutch shaft 61. Has been.
[0051]
The reduction gears 63L and 63R are double gears integrally configured with a large-diameter gear and a small-diameter gear. The reduction gears 63L and 63R are arranged on the reduction shaft 63 and supported so as to be freely rotatable, and both the gears 63L and 63L are supported by the output gear 64. A 63R large-diameter gear is engaged. The small-diameter gear of one reduction gear 63R is meshed with the ring gear 38R, while the small-diameter gear of the other reduction gear 63L is meshed with the reverse gear 62a on the idle shaft 62, and the reverse gear 62a It is meshed with the ring gear 38L of the mechanism 33.
[0052]
With this configuration, the rotation of the output gear 64 is branched and transmitted to the two reduction gears 63L and 63R, and then the rotation of one reduction gear 63R is directly transmitted to the ring gear 38R of the differential mechanism, and the other The rotation of the reduction gear 63R is forward / reversely converted by the reverse gear 62a and transmitted to the ring gear 38L of the differential mechanism. In this way, the rotational output of the swing hydraulic motor 27 is branched and transmitted to the left and right ring gears 38L and 38R in the opposite directions and at the same speed. The reverse rotation gear 62a, the reduction gears 63L and 63R, and the like constitute a forward / reverse rotation imparting mechanism R.
[0053]
Here, as shown in FIG. 12, the traveling system drive train P is disposed substantially vertically in the rear part of the transmission case 22, and the steering system drive train S is disposed substantially vertically in the front part of the transmission case 22. The reverse rotation gear 62a that reverses the rotation of the output gear 64 and transmits it to the ring gear 38R of the differential mechanism is more than the reduction gear 63R that directly transmits the rotation of the output gear 64 to the ring gear 38L of the differential mechanism. It is provided at a position closer to the rear. In other words, the reverse gear 62a is provided at a position sandwiched between the driving transmission path P of the traveling system and the transmission transmission path S of the steering system on the forward rotation side. Therefore, since the reverse gear 62a can be well accommodated in the space between the two power transmission paths, it is possible to provide a compact transmission with a small transmission case width (in this embodiment, the width in the front-rear direction). is there.
[0054]
With such a configuration, the control arm 23c for the movable swash plate 145 of the traveling hydraulic pump 23 is linked to the main transmission lever 68, which is a traveling operation tool provided near the driver's seat, via a link mechanism (not shown). The traveling drive HST 25 controls the forward / reverse rotational direction, rotational speed increase / decrease, and rotational stop of the traveling hydraulic motor 24 by changing the inclination angle of the movable swash plate 145 by the rotation operation of the main transmission lever 68. Further, a control arm 26c for the movable swash plate 146 of the turning hydraulic pump 26 is linked to the steering handle 19 via a link mechanism (not shown), and the turning steering HST 28 is rotated by the turning of the steering handle 19. The tilt angle of the movable swash plate 146 is changed to control the forward / reverse rotation direction, rotation speed increase / decrease, and rotation stop of the swing hydraulic motor 27.
[0055]
Then, when the steering handle 19 is placed in the straight traveling position, the swing hydraulic pump 26 is in the neutral position, the drive of the swing hydraulic motor 27 is stopped, and the left and right ring gears 38L and 38R are stationary, and in this state When the traveling hydraulic motor 24 is driven by discharging the hydraulic oil from the traveling hydraulic pump 23 by the main transmission lever 68, the rotation is transmitted from the center gear 46 through the sun gear 36 to the planetary gears 37L and 37R of the left and right planetary gear units 35L and 35R. The left and right drive sprockets 34L and 34R are driven at the same rotational speed in the same direction in the left and right directions through the carriers 41L and 41R and the axles 40L and 40R, so that the aircraft moves straight forward. Further, when the main oil pressure lever 68 reverses the direction of discharge of the pressure oil from the traveling hydraulic pump 23, the driving force in the opposite direction is transmitted, and the airframe travels straight forward.
[0056]
When the steering handle 19 is turned to the right, the swing hydraulic pump 26 is activated and discharges the pressure oil, and the swing hydraulic motor 27 is driven in response to the pressure oil. The power output from the swing hydraulic motor 27 is split into two hands at the same rotation speed from the swing input shaft 90 via the clutch device C, one of which rotates the ring gear 38L of the planetary gear device 35L in the forward direction. Reverses the ring gear 38R of the planetary gear unit 35R. The rotational speed of the ring gear 38L that rotates forward is added to the rotational speed of the left carrier 41L that rotates forward by the sun gear 36, while the rotational speed of the ring gear 38R that rotates backward is the right carrier 41R that rotates forward by the sun gear 36. Is subtracted from the number of revolutions. As a result, while maintaining the drive state of both drive sprockets 34L and 34R, the rotational speed of the left drive sprocket 34L becomes higher than that of the right drive sprocket 34R, and the course is changed to the right.
[0057]
The amount of oil discharged from the swing hydraulic pump 26 increases as the turning angle of the steering handle 19 increases, and the rotational speed of the swing hydraulic motor 27 increases steplessly accordingly. Therefore, the left and right drive sprockets 34L and 34R The relative rotation difference generated in the vehicle gradually increases, and the aircraft turns with a smaller turning radius. When the steering handle 19 is turned to the left, the hydraulic oil discharge direction of the swing hydraulic pump 26 is reversed and the rotation direction of the swing hydraulic motor 27 is reversed, so that the rotational speed of the left carrier 41L is finally reduced. On the other hand, the number of rotations of the right carrier 41R is added, and the number of rotations of the right drive sprocket 34R becomes higher than that of the left drive sprocket 34L, and the course is changed to the left.
[0058]
Further, on the turning input shaft 90 arranged on the route of the steering system drive train S, a neutral brake mechanism B for improving the straight traveling performance is arranged as shown in FIG. The neutral brake mechanism B presses the friction brake 100, which is formed by superposing a friction plate integrally mounted on the turning input shaft 90 and a friction plate mounted on the transmission case 22 side. The piston 101 is used. The piston 101 is hydraulically driven, pressure oil is supplied by an electromagnetic valve (180 in FIGS. 5 and 7), the electromagnetic valve 180 is connected to a controller (not shown), and the steering handle 19 is in a neutral state. The electromagnetic valve 180 is electrically controlled so that it is opened when
[0059]
In such a configuration, when the operator places the steering handle 19 in a neutral (straight forward) state, the electromagnetic valve 180 is controlled by the controller to be “open”, and the piston 101 is driven to press the friction brake 100. A braking action occurs. As a result, the neutral position of the swing hydraulic pump 26 is not accurately output, and the swing input shaft 90 is braked even if the swing hydraulic motor 27 tries to rotate finely, so that the left and right ring gears 38L and 38R are stationary. The fixed state is maintained and the straightness is maintained well.
[0060]
Next, a parking brake mechanism T that applies a braking force to the traveling drive train P by operating a hand brake (not shown) will be described with reference to FIG. That is, first, when the brake arm 113 linked to the hand brake (not shown) is rotated, the camshaft 110 rotates in conjunction with the brake arm 113. The pressure plate 111 is rotated by the rotation of the camshaft 110 and a thrust force in the right direction (left direction in FIG. 10) is generated. The friction plate and the transmission case that are integrally mounted on the auxiliary transmission driven shaft 45 are provided. The multi-plate friction brake 112 formed by overlapping the friction plate mounted on the 22 side is pressed. By this pressing force, resistance is applied to the sub-transmission driven shaft 45 to generate a braking action.
[0061]
Next, the oil flow in the transmission M configured as described above will be described mainly with reference to FIG. FIG. 20 is a diagram illustrating the flow of the lubricating oil in the transmission.
[0062]
That is, as shown in FIGS. 5 and 12, an oil passage 105 for sucking up the hydraulic oil is arranged in the vertical direction in the mission case 22, and the oil passage 105 is integrally formed inside the front of the mission case 22. The suction strainer 106 disposed in the mission case 22 is located at the upper end portion thereof. 5, 8, and 12, 190 is a cap having a breather mechanism, 191 is a pipe member that is erected on the upper surface of the transmission case 22, and the cap 190 is attached to the tip of the cap. By providing the cap 190 at a position sufficiently higher than the oil level of the lubricating oil in the mission case 22, the gear disposed in the mission case does not reach the height of the cap 190 even if the gear splashes up the lubricating oil. Thus, the lubricating oil is prevented from leaking from the cap 190.
[0063]
The lubricating oil that has been sucked up in the oil passage 105 and from which foreign matter or the like has been removed by the suction strainer 106 is bifurcated, one of which is introduced into the suction port of the charge pump CP via the pipe P1 (FIG. 5). 8), the lubricating oil discharged from the discharge port through the pipe P2 is introduced into the oil supply port in the center section 25b of the travel drive HST25 through the line filter F, the pipe P3, and the pipe joint J1. . The other is introduced into the suction port of the cutting part lifting pump SP provided on the output shaft 21a of the engine 21 through the pipe P9 shown in FIG. 8, and the oil discharged from the discharge port of the pump SP A pump port 153 is introduced into a lift valve unit VU for operating the lift hydraulic cylinder 11.
[0064]
As shown in FIG. 20, a directional control valve 147, a load check valve 134, and a slow return valve 135 are disposed in the circuit that supplies hydraulic oil to the cutting lift hydraulic cylinder 11 in the lift valve unit VU. The supply and discharge of the hydraulic oil to and from the lifting hydraulic cylinder 11 is controlled, and the hydraulic oil to the cutting lift hydraulic cylinder 11 can be supplied and discharged via the cylinder port 155. The relief valve 148 defines the hydraulic pressure of the cutting lift hydraulic cylinder 11. Then, the hydraulic oil discharged from the cutting lift hydraulic cylinder 11 side is introduced from the tank port 154 to the below-described one-way clutch lubrication part W through the pipe P8.
[0065]
On the other hand, in the center section 25b of the travel drive HST 25, a pair of check valves 130 that are opened only when oil is supplied and a throttle 131 for expanding the neutral range are arranged. Similarly, a check valve 132 and a throttle 133 are arranged in the center section 28b of the steering HST.
[0066]
As shown in FIGS. 9 and 12, two pipes 78 and 79 are disposed between the travel drive HST25 and the steering HST28, and the lubricating oil introduced from the pipe joint J1 is travel travel drive. After compensating for the decrease in hydraulic oil (decrease in hydraulic pressure) due to oil leakage from the traveling hydraulic pump 23 and motor 24 of the HST 25, the steering is routed through the lower pipe 79 of the two pipes shown in FIG. Introduced into the hydraulic oil supply port in the center section 28b of the HST 28, the hydraulic oil decrease (hydraulic pressure decrease) due to oil leakage from the turning hydraulic pump 26 and the motor 27 of the steering HST 28 is compensated.
[0067]
A charge relief valve 143 for defining the charge pressure (replenishment hydraulic pressure) of both the HSTs 25 and 28 is provided in the center section 25b of the travel drive HST 25. The oil relief by the valve 143, the travel hydraulic pump 23, the motor The oil leaked from 24 is introduced into the case 25a of the travel drive HST 25 to lubricate and cool the travel hydraulic pump 23 and the motor 24. Further, the oil leaked from the turning hydraulic pump 26 / motor 27 in the steering HST 28 is guided into the case 28a of the steering HST 28 to lubricate and cool the turning hydraulic pump 26 / motor 27 of the steering HST.
[0068]
The interior of the case 25a of the travel drive HST25 and the interior of the case 28a of the steering HST28 are communicated by an upper pipe 78 of the two pipes shown in FIG. The lubricating oil that has overflowed is introduced into the case 28a of the steering HST 28 through the upper pipe 78 and merges with the oil in the case 28a.
[0069]
The oil in the center section 28b of the steering HST 28 is guided out of the center section 28b from the pipe joint J2, and is neutralized via the pipe P4 and the solenoid valve (reference numeral 180 in FIGS. 5 and 7). Introduced into the brake mechanism B, as described above, the neutral valve mechanism B is braked by serving as hydraulic oil that presses the piston 101 by operating the electromagnetic valve 180.
[0070]
Then, the oil overflowed in the case 28a of the steering HST 28 is one-way clutch lubricated from the pipe joint J3 (FIGS. 5 and 7 to 10) provided on the upper surface of the case 28a through the pipe P5 and the pipe joint J4. Part W is introduced. The one-way clutch lubrication portion W is provided in a hollow introduction case 77 provided on the outer surface of the right half portion 22R of the transmission case, as shown in FIGS. The pipe joint J4 that introduces lubricating oil from the case 28a of the steering HST 28 via the pipe P5 and the return oil from the valve unit VU that controls the above-described cutting lift hydraulic cylinder 11 are connected via the pipe P8. A pipe joint J5 to be introduced is provided, and oil introduced from both pipe joints J4 and J5 is joined at this one-way clutch lubrication portion W.
As shown in FIG. 13, one end of the cutting PTO shaft 55 faces the one-way clutch lubrication portion W, and an oil passage 89 formed in the cutting PTO shaft 55 communicates with the one-way clutch lubrication portion W. Then, a part of the oil introduced into the lubrication part W lubricates the one-way clutch 73 via the oil passage 89 and returns to the mission case 22.
[0071]
On the other hand, the introduction case 77 is provided with another pipe joint J6 in addition to the two pipe joints J4 and J5, and the remaining lubricating oil not introduced into the oil passage 89 is shown in FIG. 6 and 18 is introduced from the pipe joint J7 shown in FIGS. 6 and 18 to the auxiliary transmission operating portion G and lubricates the support shaft 84, the detent mechanism D, etc., and then shown in FIGS. It is returned from the return hole 83 into the mission case 22.
[0072]
With this configuration, a flow of lubricating oil is formed from the transmission case 22 through the travel drive HST 25 and the steering HST 28 (or the cutting unit lifting valve unit VU), after lubricating each mechanism and returning to the transmission case 22 again. It is done.
[0073]
Although the embodiments of the present invention have been described above, the technical scope of the present invention is not limited to the above-described embodiments, and the present invention that is apparent from the matters described in this specification and the drawings is truly intended. It covers a wide range of technical ideas.
[0074]
【The invention's effect】
Since the present invention is configured as described above, the following effects can be obtained.
Left and right axle Of the three elements of the planetary gear set provided for each, the first element is the first continuously variable transmission, the second element is the second continuously variable transmission, and the third element is the above-mentioned axle. When the first continuously variable transmission is operated, the left and right axles are driven in the same direction to drive the vehicle straight, and when the second continuously variable transmission is operated, the relative rotational difference between the left and right axles In the transmission of the work vehicle configured to turn the airframe by providing the input gear of the travel system drive train that interlocks the first continuously variable transmission with the first element, the second continuously variable transmission includes the second continuously variable transmission. An input gear of a steering system drive train linked to the second element is loosely arranged on a common shaft, and an output shaft of the first continuously variable transmission and an output shaft of the second continuously variable transmission are Along the axis direction of the common axis Te placed face to face, since each respective output gear and disposed on the output shaft to each of the input gear and is meshed,
The two transmission gears that make up each of the traveling system drive train and the steering system drive train are not configured to be provided on the two shafts, but are provided in common on one shaft, so that one shaft Is eliminated, the number of parts is reduced, the size can be reduced, and the number of manufacturing steps and costs can be reduced.
[0075]
Also Since the traveling system drive train and the steering system drive train are arranged in parallel in the front and rear in the transmission case, the reverse gear provided in the steering system drive train is disposed between the two drive trains, so that there are two power transmission paths. Since the reverse gear can be well accommodated in the space between the transmission case, the transmission case can be made compact and light, and as a result, the transmission can be made compact.
For example, as shown in the above-mentioned embodiment, when both the power transmission paths are arranged before and after the mission case, it is useful in that the width of the mission case in the front-rear direction can be reduced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a side view showing an overall configuration of a combine according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is also a plan view.
FIG. 3 is a schematic front view of the same.
FIG. 4 is a skeleton diagram of a drive train of a traveling system and a steering system of a transmission.
FIG. 5 is a partial front sectional view showing the overall configuration of the transmission.
FIG. 6 is a right side view of the same.
FIG. 7 is also a left side view.
FIG. 8 is also a plan view.
FIG. 9 is an enlarged front cross-sectional view showing the configuration in the vicinity of the continuously variable transmission of the transmission.
FIG. 10 is a front cross-sectional development view showing a configuration of a transmission drive train of the transmission.
FIG. 11 is a front cross-sectional development view showing a configuration of a transmission steering train of the transmission.
FIG. 12 is a side cross-sectional view showing the meshing state of gears of each drive train of the transmission.
FIG. 13 is a developed plan sectional view showing the structure of a PTO drive train.
FIG. 14 is an enlarged partial cross-sectional side view showing a configuration of a case and a reinforcing stay for supporting a cutting PTO shaft.
FIG. 15 is an enlarged front sectional view showing a configuration in which the sun gear shaft is pivotally supported between the left and right axles.
FIG. 16 is an enlarged side sectional view showing the configuration of the clutch fork shaft.
FIG. 17 is a rear cross-sectional development view showing a clutch slider sliding operation mechanism.
FIG. 18 is a side sectional view of the same.
FIG. 19 is a diagram showing a procedure for attaching a detent mechanism for shifting positioning of the clutch fork shaft.
FIG. 20 is a diagram illustrating the flow of lubricating oil in the transmission.
[Explanation of symbols]
M transmission
24a Motor shaft of travel hydraulic motor (output shaft of travel drive HST)
25 Travel drive HST
27a Motor shaft of turning hydraulic motor (steering HST output shaft)
28 Steering HST
35L / 35R planetary gear unit
36 Sungear (first element of planetary gear system)
40L / 40R axle
41L / 41R carrier (third element of planetary gear unit)
58L / 58R Internal gear (second element of planetary gear unit)
42 ・ 97 Output gear
43 Counter axis (common axis)
43a Input gear (of the drive train)
43b Input gear (for steering system drive train)

Claims (1)

左右車軸のそれぞれに備えさせた遊星歯車装置の三つの要素のうち第一要素に第一無段変速装置を、第二要素に第二無段変速装置を、第三要素に上記車軸を、それぞれ連動連結し、前記第一無段変速装置を作動させたときに左右の車軸を同方向へ駆動して機体を直進走行させ、前記第二無段変速装置を作動させたときに左右の車軸に相対回転差を与えて機体を旋回させるよう構成した作業車のトランスミッションにおいて、前記第一無段変速装置を、前記第一要素に連動連結する走行系ドライブトレーンの入力ギアと、前記第二無段変速装置を前記第二要素に連動連結するステアリング系ドライブトレーンの入力ギアとを共通軸上に遊嵌配置するとともに、前記第一無段変速装置の出力軸と前記第二無段変速装置の出力軸とを、前記共通軸の軸線方向に沿って向かい合わせに配置し、前記出力軸上に設置した出力ギアの各々を前記入力ギアの各々にそれぞれ噛合させ、前記走行系ドライブトレーンと前記ステアリング系ドライブトレーンとを、ミッションケース内の前後に並列させるとともに、該ステアリング系ドライブトレーンに備わる逆転ギアを両ドライブトレーンの間に配置させたことを特徴とする作業車のトランスミッション。Of the three elements of the planetary gear set provided on each of the left and right axles, the first element is the first continuously variable transmission, the second element is the second continuously variable transmission, the axle is the third element, When the first continuously variable transmission is operated, the left and right axles are driven in the same direction to drive the aircraft straight, and when the second continuously variable transmission is operated, the left and right axles In a transmission of a work vehicle configured to turn the airframe by giving a relative rotational difference, the first continuously variable transmission is connected to the input gear of a traveling system drive train linked to the first element, and the second continuously variable transmission. An input gear of a steering system drive train that interlocks and couples the transmission to the second element is loosely arranged on a common shaft, and the output shaft of the first continuously variable transmission and the output of the second continuously variable transmission The common shaft Placed facing along the line direction, each of the output gear and disposed on the output shaft is engaged respectively with each of said input gear, and the traveling system drive train and said steering system drive train, the transmission case A work vehicle transmission characterized in that the reverse gear provided in the steering system drive train is arranged between the two drive trains in parallel .
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