nach dem Oberbegriff von Anspruch 1 sowie ein Gleiskettenfahrzeug nach dem Oberbegriff von Anspruch 3.
Gleiskettenfahrzeuge wie eine Planierraupe und eine Schürfraupe, die sich im Betrieb fortbewegen, werden durch eine mechanische Übertragung der Maschinenkraft bewegt. Eine Schürfraupe mit den beiden Funktionen Schürfpflug und Planierraupe kann zum Ausheben, Laden, Transportieren und Entfernen von Erde und Bearbeitung des Bodens vorwärts bewegt werden und danach, wie ein Pendelgerät rückwärts, zum Ort des Aushubes gefahren werden. Diese Eigenschaft führt dazu, dass Schürfraupen zur Herstellung von Strassen, zur Erschliessung von Baugrundstücken und Golfplätzen und zur Durchführung von landwirtschaftlichen Umgestaltungen verwendet werden.
Wie in der Fig. 4 gezeigt ist, weist eine Schürfraupe zwischen der rechten und linken Gleiskette 50 zum Ausheben und Laden von Erde und Sand zur Bearbeitung des Bodens bei seiner Vorderseite ein Schild 52 auf, und oben auf dem Rumpf einen Kabinensitz 53.
In der Kraftanlage zum Bewegen dieser Maschine wird die Antriebskraft von einem Motor 1 durch einen Drehzahlwandler 2, ein Getriebe 3 und einer Steueranlage 4 über Zahnräder dem rechten und linken Antriebsrad 6a und 6b übertragen.
Die Steueranlage 4 ändert die Richtung des Fahrzeuges, so dass die Antriebskraft, die über eine Wellenkupplung 8 von der Kraftabgabewelle 3a des Getriebes übertragen wird, über Kupplungen 7a und 7b dem rechten und dem linken Ritzel 10a und 10b übertragen wird.
Wenn sich das Fahrzeug dreht, wird die Kupplung 7a (oder 7b) zur Seite der Drehung gelöst und die Antriebskraft lediglich auf das Ritzel 10b (oder 10a) bei der entgegengesetzten Seite übertragen. Folglich dreht sich das Fahrzeug zu derjenigen Seite, bei welcher die Antriebskraft zum Ritzel aufgehoben ist. Zusätzlich, sogar wenn die Antriebskraft zum Antriebsrad 6a bei der anderen Seite (oder 6b) aufgehoben ist, bewirkt das Antreiben bei der anderen Seite, dass sich das Fahrzeug ein wenig zu einer schwachen Drehung bewegt. Dann wird eine Bremse 5a (oder 5b) verwendet, um das Drehen zu derjenigen Seite, bei welcher die Antriebskraft aufgehoben worden ist, zu unterbinden.
Folglich, wenn sich das Fahrzeug dreht, wird dessen Geschwindigkeit schlagartig vermindert. Es gibt nicht nur ein grosser Schlag, sondern auch eine Verminderung der Bodenhaftung.
Einige Ausführungen von Planierraupen weisen eine Steueranlage mit einem Differentialmechanismus auf, der Kegelzahnräder kombiniert, so dass die Geschwindigkeit beim Drehen des Fahrzeuges beibehalten wird.
Diese Steueranlage ist gleich derjenigen, die in der Fig. 5 gezeigt ist. Eine Kraftabgabewelle des Übertragungsgetriebes 3 weist ein Kegelzahnrad 61 auf, das mit einer Eingangswelle 62 eines Arbeitsgetriebes 60 verbunden ist. Weitere Kraftabgabewellen 63 und 64 auf der rechten und linken Seite des Arbeitsgetriebes sind mit einem rechten und linken Antriebsrad verbunden, die nicht in der Figur gezeigt sind. Die weiteren Kraftabgabewellen 63 und 64 sind jeweils mit Bremsen 66a und 66b versehen. Die Ziffer 65 bezeichnet eine Kupplung für die Differentialsperre.
Wenn sich das Fahrzeug dreht, bewirkt in dieser Steueranlage eine Betätigung der Bremse 66a (oder 66b) eine Verminderung der Drehzahl der einen weiteren Kraftabgabewelle 63 (oder 64). Diese Verminderung erlaubt, dass sich die andere Kraftabgabewelle 64 (oder 63) mit einer höheren Drehzahl als bei einer geradlinigen Vorwärtsbewegung dreht. Folglich kann sich das Fahrzeug ohne Geschwindigkeitsverlust gleichförmig drehen. Weil in dieser Steueranlage durch die Bremse einige Energie verloren geht, kann die Kraftabgabewelle mit einer Art eines hydraulischen Pumpenmotors, dessen Leistung -änderbar ist, ausgerüstet werden (als Beispiel, nicht geprüfte japanische Patentveröffentlichung No. 6 183 366).
Ein Antriebsmotor einer Planierraupe wird in Längsrichtung angeordnet (die Kraftabgabewelle wird in der Bewegungsrichtung angeordnet). Die Kraftabgabewelle eines Übertragungsgetriebes wird beinahe in der Mitte und in einem rechten Winkel zwischen dem rechten und linken Antriebsrad angeordnet. Somit kann die Länge der Steueranlage zu einem maximalen Raum zwischen den Ketten des Gleiskettenfahrzeuges ausgedehnt werden.
Weil jedoch der Motor einer Schürfraupe aufbaumässig nicht quer angeordnet werden kann, müssen sowohl das Übertragungsgetriebe als auch die Steueranlage im Raum zwischen den Ketten des Gleiskettenfahrzeuges angeordnet werden (siehe Fig. 3). Folglich ist es notwendig, den Abschnitt von einer Wellenkupplung 8, der mit dem Übertragungsgetriebe gekoppelt ist, innerhalb der Abmessung A beim Ausgang der Steueranlage in der Mitte zwischen den Ritzeln 10a und 10b, nämlich in der Mitte zwischen den Gleisketten anzuordnen. Folglich ist es unmöglich, den oben angeführten Differentialmechanismus, der Kegelzahnräder kombiniert, zu verwenden.
Es ist eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine gedrängte Steueranordnung zu schaffen, die Umlaufgetriebemechanismen aufweist, die für Gleiskettenfahrzeuge zweckdienlich sind, auf welchen ein Motor quer angeordnet ist.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäss durch eine Steueranlage mit den Merkmalen nach Anspruch 1 gelöst.
Die Steueranlage gemäss der vorliegenden Erfindung wird bei Gleiskettenfahrzeugen angewendet, bei welchen die Motorantriebskraft mechanisch über ein Übertragungsgetriebe den Antriebsrädern von Gleisketten von beispielsweise Planierraupen, Schürf-raupen, Kombinationen und Ähnlichem übertragen werden, ist jedoch nicht für Gleiskettenfahrzeuge bestimmt, welche durch die Verwendung einer Hydraulikpumpe und eines Hydraulikmotors bewegt werden, beispielsweise fahrbare Krane und Pfahlrammmaschinen.
Die Steueranlage gemäss der vorliegenden Erfindung arbeitet insbesondere gut für Gleiskettenfahrzeuge, bei denen der Antriebsmotor quer angeordnet ist. Sogar dann, wenn der Antriebsmotor in Längsrichtung angeordnet ist, der Antriebsmotor jedoch nicht in der Mitte des Fahrzeugrumpfes angeordnet werden kann, kann die Steueranlage angewendet werden.
Weil ein Gleiskettenfahrzeug durch ein Fahrzeug wie ein Sattelschlepper zu einer Baustelle transportiert wird, ist die Abmessung zwischen den Gleisketten für den Transport begrenzt. Falls die Breite der Steueranlage zwischen den Gleisketten durch ein Anordnen von Arbeitsvorrichtungen und Ähnlichem begrenzt ist, so wie im Anspruch 2 beschrieben ist, ist es zu bevorzugen, dass eine hohle Welle zwischen dem zweiten Umlaufgetriebemechanismus und dem dritten Umlaufgetriebemechanismus aussen in beide die Kraftabgabewellen treibenden Ritzel eingreift.
In anderen Worten kann der dritte Umlaufgetriebemechanismus bei der zu begrenzenden Seite angeordnet sein, so dass die Steueranlage derart festgelegt ist, dass die Mitte zwischen den zwei Ritzeln die Mittellage des Fahrzeugrumpfes bildet. Überdies ist es besonders wirkungsvoll wenn der Motor quer angeordnet ist wobei das Übertragungsgetriebe und die Steueranlage zwischen den Gleisketten zur rechten und linken Seite beispielsweise einer Schürfraupe angeordnet sind (Bezugnahme auf Anspruch 3). Kurze Beschreibung der Zeichnungen Fig. 1 ist eine diagrammförmige Ansicht, welche die Gestaltung der Steueranlage eines Gleiskettenfahrzeuges als eine Ausführung der vorliegenden Erfindung zeigt. Fig. 2 ist eine Teilschnittansicht der Steueranlage eines Gleiskettenfahrzeuges als eine Ausführung der vorliegenden Erfindung.
Fig. 4 ist eine Seitenansicht einer Schürfraupe. Fig. 5 ist eine erklärende Ansicht einer herkömmlichen Steueranlage. Fig. 6 ist eine schaubildliche Ansicht der in Fig. 2 gezeigten Steueranlage.
Nun wird eine Ausführung der vorliegenden Erfindung unter Bezugnahme auf Fig. 1 und 2 beschrieben.
Diese Steueranlage wird auf der Schürfraupe angewendet, die im oben beschriebenen Stand der Technik erklärt ist. In bezug auf die auch in den Fig. 3 und 4 gezeigten Teile werden dieselben Bezugszeichen verwendet und die Erklärung ist weggelassen. Eine Kraftabgabewelle 3a eines Übertragungsgetriebes 3 und einer Wellenkupplung 8 und Ritzel 10a, 10b sind bei den herkömmlichen Stellen angeordnet.
Wie in der Fig. 1 gezeigt ist, wird eine Eingangswelle 11 von der Kraftabgabewelle 3a des Übertragungsgetriebes 3 und der Wellenkupplung 8 her versorgt und ist in einer hohlen Welle 25 eingesetzt, auf welcher ein erstes Sonnenrad 13, ein zweites Sonnenrad 18 und ein drittes Sonnenrad 26 fest angeordnet sind. Das Ende der Eingangswelle 11 ist mit einem ersten Planetenradträger 12 verbunden. Die hohle Welle 25 ist nämlich die gemeinsame Welle von drei Umlaufgetriebemechanismen 37, 38 und 39.
Der erste Planetenradträger 12 weist ein Planetenrad 14 auf, mit welchem das erste Sonnenrad 13 und der erste Zahnkranz kämmen.
Der zweite Umlaufgetriebemechanismus 38 ist zusammengesetzt aus dem zweiten Sonnenrad 18, das fest auf der hohlen Welle 25 angeordnet ist, einem zweiten Planetenrad 17, das mit einem zweiten Planetenradträger 16a ausgerüstet ist, der mit dem ersten Zahnkranz 15 verbunden ist, und einem zweiten Zahnkranz 19, der mit einem Zahnrad 22 verbunden ist, das mit einem Zahnrad 21 kämmt, welches mit einer Kraftabgabewelle 3a eines Hydraulikmotors 40 verbunden ist. Das zweite Planetenrad 14 ist über einen zweiten Planetenradträger 16b mit der rechten Kraftabgabewelle 20b verbunden. Der Steuerkreis des Hydraulikmotors 40 ist derart ausgebildet, dass der Hydraulikmotor 40 normal und umgekehrt rotieren kann und die Drehzahl geändert werden kann.
Der dritte Umlaufgetriebemechanismus 39 ist zusammengesetzt aus dem dritten Sonnenrad 26, das fest auf der hohlen Welle 25 angeordnet ist, einem dritten Planetenrad 27 und einem dritten Zahnkranz 30, der fest auf einem Gehäuse 35 angeordnet ist. Ein dritter Planetenradträger 28 ist mit der linken Kraftabgabewelle 20a verbunden. Die Anzahl der Zähne auf entsprechenden Zahnrädern ist dieselbe zwischen dem zweiten Umlaufgetriebemechanismus 38 und dem dritten Umlaufgetriebemechanismus 39. Folglich ist die Anzahl der Zähne zwischen dem zweiten Sonnenrad 18 und dem dritten Sonnenrad 26, dem zweiten Planetenrad 17 und dem dritten Planetenrad 27, dem zweiten Zahnkranz 19 und dem dritten Zahnkranz 30 dieselbe.
Die linke Kraftabgabewelle 20a und die rechte Kraftabgabewelle 20b sind einander zugekehrt zwischen dem zweiten Umlaufgetriebemechanismus 38 und dem dritten Umlaufgetriebemechanismus 39 angeordnet. Das Ritzel 10a und das Ritzel 10b sind daneben und mit den Kraftabgabewellen 20a, 20b fest verbunden angeordnet.
Die Zahlen 33 und 34 zeigen Bremsmechanismen, die im Gehäuse 35 fest angeordnet sind. Der Bremsmechanismus 33 steht mit dem ersten Zahnkranz 15 und der Bremsmechanismus 34 steht mit dem dritten Planetenradträger 28 in Verbindung. Nachfolgend wird der Betrieb der Steueranlage erläutert.
Während der geradlinigen Vorwärtsbewegung steht der Hydraulikmotor 40 ausser Betrieb. Die Antriebskraft eines Antriebsmotors 1 wird über die Wellenkupplung 8, die mit der Kraftabgabewelle 3a des Übertragungsgetriebes 3 verbunden ist, auf die Eingangswelle 11 übertragen und rotiert den ersten Planetenradträger 12 des ersten Umlaufgetriebemechanismus 37. Dieser dreht den ersten Zahnkranz 15 und das erste Sonnenrad 13. Dann ist der zweite Zahnkranz 19 im arretierten Zustand und die Rotation des ersten Zahnkranzes 15 rotiert den zweiten Planetenradträger 16a und dann über den zweiten Planetenradträger 16b die rechte Kraftabgabewelle 20b.
Zwischenzeitlich rotiert die Rotation des ersten Sonnenrades 13 über die hohle Welle 25 das zweite Sonnenrad 18 und das dritte Sonnenrad 26. Dieses bewirkt die Rotation des dritten Trägers 28 und der linken Kraftabgabewelle 20a, weil der dritte Zahnkranz 30 auf dem Gehäuse 35 fest angeordnet ist. Die Anzahl der Zähne der Zahnräder zwischen dem zweiten Umlaufgetriebemechanismus 38 und dem dritten Umlaufgetriebemechanismus 39 ist dieselbe, so dass die rechte Kraftabgabewelle 20b und die linke Kraftabgabewelle 20a mit derselben Drehzahl rotieren und die Ritzel 10b, 10a jeweils mit derselben Drehzahl drehen.
Nächst, bei der Kurvenbewegung wird der Hydraulikmotor 40 rotiert. Eine Richtung der Kurve hängt von der Drehrichtung des Hydraulikmotors 40 ab.
Die Rotation des Hydraulikmotors 40 rotiert das Zahnrad 22 über das Zahnrad 21. Dieses rotiert den zweiten Zahnkranz 19 und ändert die Drehzahl der rechten Kraftabgabewelle 20b. Wenn die rechte Kraftabgabewelle 20b schneller als während der geradlinigen Fortbewegung rotiert, wird die Drehzahl des zweiten Sonnenrades mehr als während der geradlinigen Fortbewegung verkleinert.
Dementsprechend wird die linke Kraftabgabewelle 20a verlangsamt wenn die rechte Kraftabgabewelle 20b beschleunigt wird. Umgekehrt, wenn die rechte Kraftabgabewelle 20b verlangsamt wird (der Hydraulikmotor 40 läuft in der Gegenrichtung) wird die rechte Kraftabgabewelle 20b verlangsamt und die Rotation des zweiten Sonnenrades 18 wird zu einem höheren Wert als während der geradlinigen Fortbewegung erhöht.
Wie oben angeführt ist, wird die Kurvenbewegung durchgeführt, indem die Drehzahl der rechten Kraftabgabewelle 20a durch den Hydraulikmotor 40 erhöht oder vermindert wird. Die Geschwindigkeit während der Kurvenfahrt ist jedoch dieselbe wie diejenige der geradlinigen Vorwärtsfahrt.
Weiter stehen die Bremsmechanismen 33, 34 in keinem Zusammenhang mit dem Umlaufgetriebemechanismus. Die Bremsmechanismen 33, 34 werden gleichzeitig betätigt und vermindern die Geschwindigkeit des Fahrzeuges, und arbeiten um das Fahrzeug anzuhalten und zu parken.
Wie oben erklärt ist, ermöglicht die vorliegende Erfindung eine gleichförmige Kurvenbewegung des Fahrzeuges ohne seine Geschwindigkeit zu vermindern, weil die Eingangswelle in einer hohlen Welle eingesetzt ist auf welcher jeweils das Sonnenrad des ersten, zweiten und dritten Umlaufgetriebemechanismus fest angeordnet ist, und das Ende der Eingangswelle mit dem Planetenradträger des ersten Umlaufgetriebemechanismus verbunden ist, und der Zahnkranz des zweiten Umlaufgetriebemechanismus mit dem Hydraulikmotor und einer Kraftabgabewelle verbunden ist.
Weiter, weil der Antriebsmotor quer angeordnet werden kann, so dass das Übertragungsgetriebe und die Steueranlage zwischen den Gleisketten angeordnet werden können, kann die vorliegende Erfindung nicht nur bei Gleiskettenfahrzeugen mit einem Motor wirksam angewendet werden, der nicht in Längsrichtung angeordnet werden kann, sondern auch bei Fahrzeugen, bei welchen ein Antriebsmotor nicht in der Mitte des Fahrzeugkörpers angeordnet werden kann.
according to the preamble of claim 1 and a caterpillar vehicle according to the preamble of claim 3.
Caterpillars such as a bulldozer and a scraper, which move in operation, are moved by a mechanical transmission of the machine power. A scraper with the functions scraper and bulldozer can be moved forward for lifting, loading, transporting and removing soil and working the soil and then, like a pendulum device backwards, driven to the place of excavation. This characteristic leads to the use of scrapers for the production of roads, the development of building plots and golf courses and for the implementation of agricultural transformations.
As shown in FIG. 4, a scraper between the right and left crawlers 50 for excavating and loading earth and sand for working the ground has a shield 52 at its front and a cabin seat 53 at the top of the fuselage.
In the power plant for moving this engine, the driving force is transmitted from a motor 1 through a speed converter 2, a transmission 3 and a control unit 4 via gears to the right and left drive wheels 6a and 6b.
The control unit 4 changes the direction of the vehicle so that the driving force transmitted via a shaft coupling 8 from the power output shaft 3a of the transmission is transmitted via clutches 7a and 7b to the right and left pinions 10a and 10b.
When the vehicle is rotating, the clutch 7a (or 7b) is released to the side of rotation and the driving force is transmitted only to the pinion 10b (or 10a) at the opposite side. As a result, the vehicle turns to the side where the driving force to the pinion is canceled. In addition, even if the driving force to the driving wheel 6a is canceled at the other side (or 6b), driving at the other side causes the vehicle to slightly move to a weak rotation. Then, a brake 5a (or 5b) is used to inhibit the turning to the side where the driving force has been canceled.
Consequently, when the vehicle is turning, its speed is abruptly reduced. There is not only a big hit, but also a reduction in grip.
Some models of bulldozers have a control system with a differential mechanism that combines bevel gears so that the speed of turning the vehicle is maintained.
This control system is similar to that shown in FIG. 5. A power output shaft of the transmission gear 3 has a bevel gear 61 which is connected to an input shaft 62 of a power transmission 60. Further power output shafts 63 and 64 on the right and left sides of the power transmission are connected to right and left drive wheels, which are not shown in the figure. The other power output shafts 63 and 64 are provided with brakes 66a and 66b, respectively. The numeral 65 denotes a clutch for the differential lock.
In this control system, when the vehicle is rotating, actuation of the brake 66a (or 66b) causes the rotational speed of the another power output shaft 63 (or 64) to decrease. This reduction allows the other power output shaft 64 (or 63) to rotate at a higher speed than a rectilinear forward motion. Consequently, the vehicle can rotate smoothly without loss of speed. Because some energy is lost in this control system by the brake, the power output shaft can be equipped with a kind of hydraulic pump motor whose power is changeable (for example, Japanese Unexamined Patent Publication No. 6183366).
A drive motor of a bulldozer is arranged in the longitudinal direction (the power output shaft is arranged in the direction of movement). The power output shaft of a transmission gear is disposed almost in the center and at a right angle between the right and left drive wheels. Thus, the length of the control system can be extended to a maximum space between the chains of the caterpillar.
However, because the engine of a scraper can not be transversely mounted, both the transmission gear and the control system must be arranged in the space between the chains of the caterpillar (see Fig. 3). Consequently, it is necessary to arrange the portion of a shaft coupling 8, which is coupled to the transmission gear, within the dimension A at the output of the control system in the middle between the pinions 10a and 10b, namely in the middle between the caterpillars. Consequently, it is impossible to use the above-mentioned differential mechanism combining bevel gears.
It is an object of the present invention to provide a crowded control assembly having epicyclic gear mechanisms useful for tracked vehicles on which a motor is transversely mounted.
This object is achieved by a control system with the features of claim 1.
The control system according to the present invention is applied to caterpillar vehicles in which the engine driving force is transmitted mechanically via a transmission gear to the drive wheels of caterpillars of, for example, bulldozers, scrapers, combinations and the like, but is not intended for caterpillars by the use of a hydraulic pump and a hydraulic motor, such as mobile cranes and pile drivers.
The control system according to the present invention works particularly well for caterpillar vehicles in which the drive motor is arranged transversely. Even if the drive motor is arranged in the longitudinal direction, but the drive motor can not be arranged in the center of the vehicle body, the control system can be applied.
Because a caterpillar vehicle is transported by a vehicle such as a semi-trailer to a construction site, the dimension between the caterpillars for transportation is limited. If the width of the control system between the crawler belts is limited by arranging operating devices and the like as described in claim 2, it is preferable that a hollow shaft between the second epicyclic gear mechanism and the third epicyclic gear mechanism exits both the pinions driving the power output shafts intervenes.
In other words, the third epicyclic gear mechanism may be disposed at the side to be bounded, so that the control equipment is set such that the center between the two pinions forms the center position of the vehicle body. Moreover, it is particularly effective when the engine is arranged transversely, wherein the transmission gear and the control system between the crawlers to the right and left side, for example, a scraper are arranged (reference to claim 3). Brief Description of the Drawings Fig. 1 is a diagrammatic view showing the configuration of the control system of a caterpillar vehicle as an embodiment of the present invention. Fig. 2 is a partial sectional view of the control system of a caterpillar vehicle as an embodiment of the present invention.
Fig. 4 is a side view of a scraper. Fig. 5 is an explanatory view of a conventional control equipment. Fig. 6 is a perspective view of the control system shown in Fig. 2.
Now, an embodiment of the present invention will be described with reference to Figs.
This control system is applied to the crawler, which is explained in the above-described prior art. With respect to the parts also shown in Figs. 3 and 4, the same reference numerals are used and the explanation is omitted. A power output shaft 3a of a transmission gear 3 and a shaft coupling 8 and pinions 10a, 10b are arranged at the conventional locations.
As shown in Fig. 1, an input shaft 11 is supplied from the power output shaft 3a of the transmission gear 3 and the shaft coupling 8 and is inserted in a hollow shaft 25 on which a first sun gear 13, a second sun gear 18 and a third sun gear 26 are fixed. The end of the input shaft 11 is connected to a first planet carrier 12. Namely, the hollow shaft 25 is the common shaft of three epicyclic gear mechanisms 37, 38 and 39.
The first planet carrier 12 has a planet gear 14, with which the first sun gear 13 and the first ring gear comb.
The second epicyclic gear mechanism 38 is composed of the second sun gear 18 fixedly mounted on the hollow shaft 25, a second planetary gear 17 equipped with a second planetary carrier 16a connected to the first sprocket 15, and a second sprocket 19 which is connected to a gear 22 which meshes with a gear 21 which is connected to a power output shaft 3a of a hydraulic motor 40. The second planetary gear 14 is connected to the right power output shaft 20b via a second planet carrier 16b. The control circuit of the hydraulic motor 40 is configured such that the hydraulic motor 40 can rotate normally and vice versa, and the rotational speed can be changed.
The third epicyclic gear mechanism 39 is composed of the third sun gear 26 fixedly mounted on the hollow shaft 25, a third planetary gear 27 and a third ring gear 30 fixedly mounted on a housing 35. A third planet carrier 28 is connected to the left power output shaft 20a. The number of teeth on corresponding gears is the same between the second epicyclic gear mechanism 38 and the third epicyclic gear mechanism 39. Thus, the number of teeth between the second sun gear 18 and the third sun gear 26, the second planetary gear 17, and the third planetary gear 27, the second sprocket 19 and the third ring gear 30 the same.
The left power output shaft 20 a and the right power output shaft 20 b are disposed facing each other between the second epicyclic gear mechanism 38 and the third epicyclic gear mechanism 39. The pinion 10a and the pinion 10b are disposed adjacent thereto and fixedly connected to the power output shafts 20a, 20b.
The numbers 33 and 34 show brake mechanisms which are fixedly arranged in the housing 35. The brake mechanism 33 is connected to the first ring gear 15 and the brake mechanism 34 is in communication with the third carrier 28. The operation of the control system will be explained below.
During the linear forward movement of the hydraulic motor 40 is out of operation. The drive force of a drive motor 1 is transmitted to the input shaft 11 via the shaft coupling 8 connected to the power output shaft 3a of the transmission gear 3, and rotates the first planet gear carrier 12 of the first epicyclic gear mechanism 37. This rotates the first ring gear 15 and the first sun gear 13. Then, the second ring gear 19 is in the locked state and the rotation of the first ring gear 15 rotates the second planet carrier 16a and then via the second planet carrier 16b the right power output shaft 20b.
In the meantime, rotation of the first sun gear 13 via the hollow shaft 25 rotates the second sun gear 18 and the third sun gear 26. This causes the rotation of the third carrier 28 and the left power output shaft 20a because the third ring gear 30 is fixedly mounted on the casing 35. The number of teeth of the gears between the second epicyclic gear mechanism 38 and the third epicyclic gear mechanism 39 is the same, so that the right power output shaft 20b and the left power output shaft 20a rotate at the same rotational speed and rotate the pinions 10b, 10a at the same rotational speed.
Next, in the turn movement, the hydraulic motor 40 is rotated. A direction of the curve depends on the direction of rotation of the hydraulic motor 40.
The rotation of the hydraulic motor 40 rotates the gear 22 via the gear 21. This rotates the second ring gear 19 and changes the rotational speed of the right power output shaft 20b. As the right power output shaft 20b rotates faster than during straightforward travel, the speed of the second sun gear is reduced more than during straightforward travel.
Accordingly, the left power output shaft 20a is slowed down when the right power output shaft 20b is accelerated. Conversely, when the right power output shaft 20b is decelerated (the hydraulic motor 40 is running in the opposite direction), the right power output shaft 20b is slowed down and the rotation of the second sun gear 18 is increased to a higher value than during the straightforward traveling.
As mentioned above, the turning movement is performed by increasing or decreasing the rotational speed of the right power output shaft 20a by the hydraulic motor 40. However, the speed during cornering is the same as that of the straight forward driving.
Further, the brake mechanisms 33, 34 are unrelated to the epicyclic gear mechanism. The brake mechanisms 33, 34 are operated simultaneously and reduce the speed of the vehicle, and work to stop and park the vehicle.
As explained above, the present invention enables uniform curve movement of the vehicle without decreasing its speed because the input shaft is inserted in a hollow shaft on which the sun gear of the first, second and third epicyclic gear mechanism is fixedly mounted, respectively, and the end of the input shaft is connected to the planet carrier of the first epicyclic gear mechanism, and the sprocket of the second epicyclic gear mechanism is connected to the hydraulic motor and a power output shaft.
Further, because the drive motor can be arranged transversely, so that the transmission gear and the control system can be arranged between the caterpillars, the present invention can be effectively applied not only to caterpillars having a motor which can not be arranged in the longitudinal direction but also in Vehicles in which a drive motor can not be arranged in the center of the vehicle body.