次に、発明の実施の形態を説明する。
図１は本発明の第一実施例に係る作業車両の全体的な構成を示す平面図、図２は第一実施例で用いる操舵機構の平面略図、図３は左右一方側の前輪の駆動ユニットの正面断面図である。図４は作業車両の旋回状態を表す操舵機構の説明略図、図５は作業車両の旋回状態を表す平面図である。図６は前輪の駆動ユニットの上部拡大正面断面図、図７は同じく前輪の駆動ユニットの下部拡大正面断面図、図８は図３におけるＡ−Ａ矢視断面図、図９は図３におけるＢ−Ｂ矢視断面図、図１０は図３におけるＣ−Ｃ矢視断面図、図１１はコントロールアームの平面図、図１２はハウジングの上部平面図、図１３は前輪の操舵に伴うコントロールアームおよび支持体の説明図、図１４は後輪の駆動ユニットの正面断面図である。図１５は第一実施例に係る油圧回路図、図１６は図１５の油圧回路図の一部を変更した油圧回路図、図１７はセンサ等の配置回路図である。図１８は本発明の第二実施例に係る作業車両の全体的な構成を示す平面図、図１９は図１８の後輪駆動装置を変更した平面図、図２０は同じく図１８の後輪駆動装置を変更した平面図、図２１は第ニ実施例に係る油圧回路図である。図２２は操舵輪駆動ユニットの一部を変更した正面断面図である。図２３は操舵輪駆動ユニットの一部を変更した正面断面図、図２４は図２３におけるＤ−Ｄ矢視断面図、図２５はハウジングの上部平面図である。図２６は本発明の第三実施例に係る作業車両の全体的な構成を示す平面図、図２７は第三実施例で用いる操舵機構の平面略図、図２８は左右一方側の後輪の駆動ユニットの正面断面図、図２９は作業車両の急旋回状態を表す平面図、図３０は同じく作業車両の芯地旋回状態を表す平面図、図３１は図２８におけるＥ−Ｅ矢視断面図、図３２は他方側の後輪の駆動ユニットの、図２８におけるＥ−Ｅ矢視と同じ位置での断面図、図３３は後輪の操舵に伴うコントロールアームおよび支持体の平面断面図、図３４は前輪の操舵に伴うコントロールアームおよび支持体の平面断面図、図３５は第三実施例に係る油圧回路図、図３６はセンサ等の配置回路図である。
Next, embodiments of the invention will be described.
1 is a plan view showing the overall configuration of a work vehicle according to a first embodiment of the present invention, FIG. 2 is a schematic plan view of a steering mechanism used in the first embodiment, and FIG. 3 is a front wheel drive unit on one of the left and right sides. FIG. FIG. 4 is an explanatory schematic view of the steering mechanism showing the turning state of the work vehicle, and FIG. 5 is a plan view showing the turning state of the work vehicle. 6 is an enlarged front sectional view of the upper part of the front wheel drive unit, FIG. 7 is a lower enlarged front sectional view of the front wheel drive unit, FIG. 8 is a sectional view taken along line AA in FIG. 10 is a cross-sectional view taken along the line CC in FIG. 3, FIG. 11 is a plan view of the control arm, FIG. 12 is a top plan view of the housing, and FIG. FIG. 14 is a front sectional view of the rear wheel drive unit. 15 is a hydraulic circuit diagram according to the first embodiment, FIG. 16 is a hydraulic circuit diagram in which a part of the hydraulic circuit diagram of FIG. 15 is changed, and FIG. 17 is an arrangement circuit diagram of sensors and the like. 18 is a plan view showing the overall configuration of the work vehicle according to the second embodiment of the present invention, FIG. 19 is a plan view in which the rear wheel drive device of FIG. 18 is changed, and FIG. 20 is the rear wheel drive of FIG. FIG. 21 is a hydraulic circuit diagram according to the second embodiment. FIG. 22 is a front sectional view in which a part of the steering wheel drive unit is changed. 23 is a front sectional view in which a part of the steering wheel drive unit is changed, FIG. 24 is a sectional view taken along the line DD in FIG. 23, and FIG. 25 is a top plan view of the housing. FIG. 26 is a plan view showing the overall configuration of the work vehicle according to the third embodiment of the present invention, FIG. 27 is a schematic plan view of the steering mechanism used in the third embodiment, and FIG. 29 is a front sectional view of the unit, FIG. 29 is a plan view showing the sudden turning state of the work vehicle, FIG. 30 is a plan view showing the interlining turning state of the work vehicle, and FIG. 31 is a sectional view taken along the line EE in FIG. 32 is a cross-sectional view of the drive unit for the rear wheel on the other side at the same position as the arrow EE in FIG. 28, FIG. 33 is a plan cross-sectional view of the control arm and the support body accompanying steering of the rear wheel, FIG. FIG. 35 is a plan sectional view of a control arm and a support body according to steering of the front wheels, FIG. 35 is a hydraulic circuit diagram according to the third embodiment, and FIG. 36 is a layout circuit diagram of sensors and the like.
（第一実施例）
まず、本実施例に係る作業車両１の全体構成について、以下に説明する。
図１に示すように、本実施例に係る作業車両１は二輪操舵／四輪駆動式であって、前後方向に沿う左右の車両フレーム２に、エンジン３、モア４、油圧ポンプ５、非操舵（後）輪、操舵（前）輪、ハンドル１６、リアディスチャージ用のダクト７４等がそれぞれ配置されている。
(First Example)
First, the overall configuration of the work vehicle 1 according to the present embodiment will be described below.
As shown in FIG. 1, a work vehicle 1 according to this embodiment is a two-wheel steering / four-wheel drive type, and includes an engine 3, a mower 4, a hydraulic pump 5, non-steering on left and right vehicle frames 2 along the front-rear direction. A (rear) wheel, a steering (front) wheel, a handle 16, a rear discharge duct 74, and the like are arranged.
該車両フレーム２の後端部にエンジン３が防振部材７５によって防振支持され、該エンジン３の周囲にはラジエータやバッテリー、エアクリーナやマフラー等の装置群が配設される（図略）。該作業車両１の腹部には三枚の刈刃４ａ・４ａ・４ａを備えたモア４が支持されており（ミッドマウントモア）、該モア４は、その上方においてエンジン３と図示せぬ入力軸を介して連設されている。作業車両１の非操舵（後）輪の間で後方へ延伸する前後方向に沿ってリアディスチャージ用のダクト７４が施設されている。該ダクト７４は、該モア４に連設され、該モア４で刈り取った芝草が、該リアディスチャージ用のダクト７４を介して作業車両１の後端に装備した図示せぬ集草容器へと送出されるようにしている。
The engine 3 is supported by a vibration isolating member 75 at the rear end of the vehicle frame 2, and a device group such as a radiator, a battery, an air cleaner, and a muffler is disposed around the engine 3 (not shown). A mower 4 having three cutting blades 4a, 4a, 4a is supported on the abdomen of the work vehicle 1 (mid-mount mower), and the mower 4 is disposed above the engine 3 and an input shaft (not shown). It is connected through. A rear discharge duct 74 is provided along the front-rear direction extending backward between the non-steering (rear) wheels of the work vehicle 1. The duct 74 is connected to the mower 4, and the turf grass cut by the mower 4 is sent to a grass collection container (not shown) installed at the rear end of the work vehicle 1 through the rear discharge duct 74. To be.
車両フレーム２の適宜個所において搭載されたエンジン３の近傍には、可変容積型の油圧ポンプ５が配設されている。該油圧ポンプ５は、該エンジン３とそれぞれの入力軸および出力軸に配設されたプーリを介して、該エンジン３からの動力で駆動される（図略）。該油圧ポンプ５は、作業車両１に施設される油路（第一の回路８９、第二の回路９０等）を介して、後述する第一および第二油圧モータ１０・８０と流体的に接続されている（図１５参照）。なお、作業車両１における該エンジン３および油圧ポンプ５の配設位置はこれに限定されるものではなく、エンジン３のクランク軸の向きに応じて油圧ポンプ５は適切な位置にレイアウトされる。
A variable displacement hydraulic pump 5 is disposed in the vicinity of the engine 3 mounted at an appropriate location on the vehicle frame 2. The hydraulic pump 5 is driven by power from the engine 3 via pulleys disposed on the engine 3 and respective input shafts and output shafts (not shown). The hydraulic pump 5 is fluidly connected to first and second hydraulic motors 10 and 80, which will be described later, via oil passages (first circuit 89, second circuit 90, etc.) provided in the work vehicle 1. (See FIG. 15). In addition, the arrangement positions of the engine 3 and the hydraulic pump 5 in the work vehicle 1 are not limited to this, and the hydraulic pump 5 is laid out at an appropriate position according to the direction of the crankshaft of the engine 3.
該油圧ポンプ５からの油の吐出量や吐出方向は可動斜板の操作によって変更され、該可動斜板は、アームやリンク等の連結手段を介して、作業車両１に設けられる主変速ペダル１０６やレバー等の速度調整操作器具と連結されて、該操作器具の操作によって、作業車両１の前進・後進が切り替えられる。なお、該主変速ペダル１０６の近傍に配設された図示せぬ主変速センサが、後述するコントローラ１０７に接続され、該主変速ペダル１０６の踏動操作による作業車両１の進行（前進・後進）方向が検知される（図１７参照）。
The oil discharge amount and the discharge direction from the hydraulic pump 5 are changed by operating a movable swash plate, and the movable swash plate 106 is connected to a main transmission pedal 106 provided on the work vehicle 1 via connecting means such as an arm or a link. The work vehicle 1 is connected to a speed adjusting operation tool such as a lever or a lever, and the forward / backward movement of the work vehicle 1 is switched by operating the operation tool. A main transmission sensor (not shown) disposed in the vicinity of the main transmission pedal 106 is connected to a controller 107 which will be described later, and the work vehicle 1 travels (forward / reverse) by a stepping operation of the main transmission pedal 106. The direction is detected (see FIG. 17).
前記油圧ポンプ５は、可変容積型とされ、その可動斜板の傾動等による出力調整手段によって油の吐出量と吐出方向を変更すると、後述する駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒや駆動ユニット１３Ｌ・１３Ｒから無段変速出力を得ることができる。
The hydraulic pump 5 is of a variable displacement type. When the oil discharge amount and the discharge direction are changed by output adjusting means such as tilting of the movable swash plate, there is no change from the drive units 15L and 15R and the drive units 13L and 13R described later. A step shift output can be obtained.
該車両フレーム２の前部には、操舵輪である前輪３６を各別に具備する左右一対の駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒが操向（左右回動）自在に配設され、また、該車両フレーム２の後部には、非操舵輪である後輪７９を各別に具備する左右一対の駆動ユニット１３Ｌ・１３Ｒが位置変更（左右回動）不能に配設されている。該車両フレーム２の前部の左右方向にクロスメンバ１４が横設され、該クロスメンバ１４の左右両端部に、各駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒが相対位置変更（左右回動）可能に枢設されている。該駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒにはそれぞれ可変容積型の第一油圧モータ１０、該駆動ユニット１３Ｌ・１３Ｒにはそれぞれ可変容積型の第二油圧モータ８０が内蔵されている。この左右の第一油圧モータ１０は図外の配管を通じて閉回路で並列的に前記油圧ポンプ５と流体接続されており、これによって左右の第一油圧モータ１０の各々に作用する負荷に応じて油圧的なデファアレンシャル効果を生ずるようになっている。左右の第ニ油圧モータ８０も同様である。
A pair of left and right drive units 15L and 15R each having a front wheel 36, which is a steered wheel, are disposed at the front portion of the vehicle frame 2 so as to be steerable (left and right rotation). A pair of left and right drive units 13L and 13R each having a rear wheel 79, which is a non-steered wheel, are disposed at the rear portion so that the position cannot be changed (left and right rotation). A cross member 14 is horizontally provided in the left and right direction of the front portion of the vehicle frame 2, and drive units 15L and 15R are pivotally provided at both left and right ends of the cross member 14 so that the relative position can be changed (left and right rotation). Yes. The drive units 15L and 15R each include a variable displacement type first hydraulic motor 10, and the drive units 13L and 13R each include a variable displacement type second hydraulic motor 80. The left and right first hydraulic motors 10 are fluidly connected to the hydraulic pump 5 in parallel in a closed circuit through a pipe (not shown), and thereby hydraulic pressure is applied according to the load acting on each of the left and right first hydraulic motors 10. A differential effect is produced. The same applies to the left and right second hydraulic motors 80.
なお、以下、特に断りのない場合には、駆動ユニット１５Ｌ（１３Ｌ）について説明する。すなわち、本実施例においては、左右の駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒ（もしくは１３Ｌ・１３Ｒ）の構成は互いに異なることがなく、略同一で左右対称的に配置されたものである。
Hereinafter, the drive unit 15L (13L) will be described unless otherwise specified. That is, in the present embodiment, the left and right drive units 15L and 15R (or 13L and 13R) are not different from each other, and are substantially the same and arranged symmetrically.
次に、操舵輪である前輪３６・３６の操舵機構について説明する。
図２および図３に示すように、作業車両１には、該前輪３６・３６をハンドル１６に連動連結する左右の操舵ギア機構１７・１７によって、操舵リンク機構１８が形成されている。該ハンドル１６は、ステアリングギアボックス１９を介して、舵取リンク２０の略中央部の出力軸２１に連結されている。該ハンドル１６の旋回操作によって、該舵取リンク２０の回動が操舵リンク機構１８に伝達され、左右の該操舵ギア機構１７・１７を介して、左右の駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒが左右に旋回されるのである。該ハンドル１６の回動力を油圧力に変換すべく、ハンドル１６と出力軸２１との間に、油圧のパワーステアリングが介設されてもよい。かかる場合には、ギアボックス１９の代わりに、パワステシリンダ等の油圧制御機器が配設される。
Next, the steering mechanism of the front wheels 36 and 36 which are steering wheels will be described.
As shown in FIGS. 2 and 3, a steering link mechanism 18 is formed in the work vehicle 1 by left and right steering gear mechanisms 17, 17 that interlock and connect the front wheels 36, 36 to the handle 16. The handle 16 is connected to an output shaft 21 at a substantially central portion of the steering link 20 via a steering gear box 19. By the turning operation of the handle 16, the turning of the steering link 20 is transmitted to the steering link mechanism 18, and the left and right drive units 15L and 15R are turned left and right via the left and right steering gear mechanisms 17 and 17. It is. A hydraulic power steering may be interposed between the handle 16 and the output shaft 21 in order to convert the turning power of the handle 16 into oil pressure. In such a case, instead of the gear box 19, a hydraulic control device such as a power steering cylinder is provided.
なお、ハンドル１６近傍には、該ハンドル１６の回動（操舵）角度を検出する舵角センサ１０４が配設されている。該舵角センサ１０４は、後述するコントローラ１０７に接続される（図１７参照）。
A steering angle sensor 104 that detects a rotation (steering) angle of the handle 16 is disposed in the vicinity of the handle 16. The steering angle sensor 104 is connected to a controller 107 described later (see FIG. 17).
該操舵リンク機構１８は、前記クロスメンバ１４上方の左右相対する位置に、駆動ギア２２としての扇形ギアが、歯周部を左右外側に向けた状態で、略上下方向の支点ピン２３により、略水平回動可能にそれぞれ軸支されている。そして、該駆動ギア２２の各内側端（各支点ピン２３より作業車両１の左右中央より）には、枢支ジョイント２４を介してロッド２５の一端が取り付けられている。一方、ステアリングギアボックスの出力軸２１に装着した舵取リンク２０の両端に前記ロッド２５の他端が取り付けられている。これにより、ハンドル１６を左右に切ると駆動ギア２２の各々が相反する方向へ回動される。
The steering link mechanism 18 has a fan-shaped gear as a drive gear 22 at a position opposite to the left and right above the cross member 14 with a substantially vertical fulcrum pin 23 in a state where the tooth circumference is directed left and right. Each is pivotally supported so as to be horizontally rotatable. One end of a rod 25 is attached to each inner end of the drive gear 22 (from each fulcrum pin 23 from the left and right center of the work vehicle 1) via a pivot joint 24. On the other hand, the other end of the rod 25 is attached to both ends of the steering link 20 attached to the output shaft 21 of the steering gear box. Thus, when the handle 16 is turned to the left and right, the drive gears 22 are rotated in opposite directions.
該クロスメンバ１４の左右各端には、キングピン２７の支持体２６が固設され、該支持体２６には、上下に開口された筒状のキングピン２７が、左右回動可能に下方から内挿されている。該キングピン２７の上端部には、従動ギア３０としての扇形ギアが嵌設され、該キングピン２７は該従動ギア３０の枢軸として、該従動ギア３０と一体に略水平に回動される。該従動ギア３０の内側の歯周部は、前記駆動ギア２２の外側の歯周部に噛合される。該キングピン２７の下端部には、ハウジング２８が連設されて、駆動ユニット１５が構成されている。該キングピン２７が該従動ギア３０と一体として回動されるため、該キングピン２７に連設される該ハウジング２８は、キングピン２７を介して、車両フレーム２と相対回動自在に取り付けられていることになる。２９はハウジング２８の上面に形成したマウントボス部であり、キングピン２７の下部に設けたベースプレート部２７ａが装着される（図６参照）。
A support body 26 of a king pin 27 is fixed to each of the left and right ends of the cross member 14, and a cylindrical king pin 27 that is opened up and down is inserted into the support body 26 from below so as to be rotatable left and right. Has been. A fan-shaped gear as a driven gear 30 is fitted on the upper end portion of the king pin 27, and the king pin 27 is pivoted substantially horizontally with the driven gear 30 as a pivot of the driven gear 30. A periodontal portion on the inner side of the driven gear 30 meshes with a periodontal portion on the outer side of the drive gear 22. A housing 28 is connected to the lower end portion of the king pin 27 to constitute the drive unit 15. Since the king pin 27 is rotated integrally with the driven gear 30, the housing 28 connected to the king pin 27 is attached to the vehicle frame 2 via the king pin 27 so as to be rotatable relative to the vehicle frame 2. become. Reference numeral 29 denotes a mount boss portion formed on the upper surface of the housing 28, and a base plate portion 27a provided at the lower portion of the king pin 27 is mounted (see FIG. 6).
図４および図５に示すように、該ハンドル１６が左右いずれかに回動されると、一方の操舵ギア機構１７は、該駆動ギア２２が歯周部を前方に移動するように回動されて、該駆動ギア２２に噛合される従動ギア３０が歯周部を前方に移動されるように回動される。他方の操舵ギア機構１７は、該従動ギア３０が、該駆動ギア２２とともにその歯周部を後方に移動するように回動される。そうすると、該従動ギア３０の回動に連係されて、前輪３６の一方が前端を外向きにするように、また、他方が前端を内向きにするようにして左右回動される。そして、該駆動ギア２２および従動ギア３０は、該駆動ギア２２の前端と従動ギア３０の前端とが近づくほど（換言すれば、後端同士が遠ざかるほど）、該前輪３６の前端は、左右内側を向く。その逆に、該駆動ギア２２の前端と該従動ギア３０の前端とが遠ざかるほど（換言すれば、後端同士が近づくほど）、該前輪３６の前端は、左右外側を向くように構成されている。
As shown in FIGS. 4 and 5, when the handle 16 is rotated to the left or right, one steering gear mechanism 17 is rotated so that the drive gear 22 moves forward in the periodontal region. Thus, the driven gear 30 meshed with the drive gear 22 is rotated so that the periodontal portion is moved forward. The other steering gear mechanism 17 is rotated so that the driven gear 30 moves rearward along the periodontium together with the drive gear 22. Then, in conjunction with the rotation of the driven gear 30, one of the front wheels 36 is rotated left and right so that the front end faces outward and the other turns the front end inward. The driving gear 22 and the driven gear 30 are arranged so that the front end of the front wheel 36 becomes closer to the left and right inner sides as the front end of the driving gear 22 approaches the front end of the driven gear 30 (in other words, the rear ends move away from each other). Turn to. On the contrary, the front end of the front wheel 36 is configured to face the left and right sides as the front end of the drive gear 22 and the front end of the driven gear 30 move away (in other words, the rear ends approach each other). Yes.
特に、本実施例においては、内外輪に左右旋回角度を設けて、内輪の左右回動角を外輪よりも大きくなるようなアッカーマン−ジャント機構とされ、作業車両１の左右旋回の操向性を高めるようにしている。具体的には、該駆動ギア２２および従動ギア３０の形状を非円形とすることによって、かかる左右旋回角度差を現出させている。すなわち、該駆動ギア２２の半径Ｒ１が、その回転方向および角度によらず、該従動ギア３０の半径Ｒ２よりも長く、これにより、該前輪３６の左右回動許容角度が増幅されている。さらに、該駆動ギア２２は、半径Ｒ１が回動に伴って変化するように形成され、かつ、該従動ギア３０も、半径Ｒ２がこれを補うような形状とされている。
In particular, in this embodiment, the Ackerman-Jantt mechanism is provided in which the inner and outer wheels are provided with a left and right turning angle so that the left and right turning angles of the inner wheel are larger than those of the outer wheel. I try to increase it. Specifically, by making the shapes of the drive gear 22 and the driven gear 30 non-circular, such a left-right turning angle difference appears. That is, the radius R1 of the drive gear 22 is longer than the radius R2 of the driven gear 30 regardless of the rotation direction and angle thereof, thereby amplifying the left-right rotation allowable angle of the front wheel 36. Further, the drive gear 22 is formed such that the radius R1 changes with rotation, and the driven gear 30 is also shaped so that the radius R2 compensates for this.
前記操舵ギア機構１７が、内輪に連動するものである場合には、駆動ギア２２および従動ギア３０の後端同士が近づくほど半径Ｒ１が増大し、かかる半径Ｒ１が増大した分だけ半径Ｒ２が減少する。一方、該操舵ギア機構１７が、外輪に連動するものである場合には、駆動ギア２２および従動ギア３０の前端同士が近づくほど半径Ｒ１が減少し、かかる半径Ｒ１が減少した分だけ半径Ｒ２が増大する。そのため、ハンドル１６の回動角を大きくするにつれ、外輪に連動している操舵ギア機構１７のギア径比Ｒ２／Ｒ１は大きくなり、外輪の左右回動角の増加率は小さくなる。同時に、内輪に連動している操舵ギア機構１７のかかるギア径比Ｒ２／Ｒ１は、外輪に連動する操舵ギア機構１７のそれの増大分だけ減少し、内輪の左右回動角の増加率が大きくなる。
When the steering gear mechanism 17 is interlocked with the inner ring, the radius R1 increases as the rear ends of the drive gear 22 and the driven gear 30 approach each other, and the radius R2 decreases as the radius R1 increases. To do. On the other hand, when the steering gear mechanism 17 is interlocked with the outer wheel, the radius R1 decreases as the front ends of the drive gear 22 and the driven gear 30 approach each other, and the radius R2 is reduced by the amount of the decrease of the radius R1. Increase. Therefore, as the turning angle of the handle 16 is increased, the gear diameter ratio R2 / R1 of the steering gear mechanism 17 interlocked with the outer wheel is increased, and the increasing rate of the left and right rotation angle of the outer wheel is decreased. At the same time, the gear diameter ratio R2 / R1 of the steering gear mechanism 17 linked to the inner wheel decreases by the increase of that of the steering gear mechanism 17 linked to the outer wheel, and the rate of increase of the left and right rotation angle of the inner ring is large. Become.
以上のような構成とすることで、前輪３６のうち、内輪および外輪の左右回動角度差を、ハンドル１６の回動角が大きくなるほど大きくすることができる。そのうえ、該ハンドル１６の少ない操作量で、内輪および外輪の左右回動角度差を設けて、各駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒを大きく回動させることができる。本実施例においては、ハンドル１６の最大切れ時では、図５に示すように、旋回中心点１１０が後輪７９の回転軸線上に現出されるように設定してある。そのときには内輪側の後輪７９（図５において左方）に作用する負荷が駆動力よりも勝るため該後輪７９の回転が停止する。
With the above-described configuration, the left-right rotation angle difference between the inner and outer wheels of the front wheel 36 can be increased as the rotation angle of the handle 16 increases. In addition, the drive units 15L and 15R can be rotated largely by providing a difference in the left and right rotation angle between the inner ring and the outer ring with a small operation amount of the handle 16. In the present embodiment, the turning center point 110 is set to appear on the rotation axis of the rear wheel 79 as shown in FIG. At that time, since the load acting on the rear wheel 79 on the inner ring side (left side in FIG. 5) exceeds the driving force, the rotation of the rear wheel 79 stops.
ここで、図５に示すように、平面視で、作業車両１（車両フレーム２）の前後方向の左右中心線をＡ１、左右両前輪３６・３６の左右回動中心同士、すなわち、左右両駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒのキングピン２７の軸心同士を結ぶ左右方向の直線をＡ２、左右後輪７９・７９の軸心同士、すなわち、左右両駆動ユニット１３Ｌ・１３Ｒ（両第二油圧モータ８０）の軸心同士を結ぶ左右方向の直線をＡ３とし、さらに、該線Ａ１と線Ａ２との交点を点１１１、該線Ａ１と線Ａ３との交点を点１１２とすると、旋回中心点１１０から点１１１までの距離が、左右前輪３６・３６間の車両中心の旋回半径（以下、単に「前輪３６の旋回半径１１１ａ」とする）であり、旋回中心点１１０から点１１２までの距離が、左右後輪７９・７９間の車両中心の旋回半径（以下、単に「後輪７９の旋回半径１１２ａ」とする）となる。
Here, as shown in FIG. 5, in the plan view, the left-right center line in the front-rear direction of the work vehicle 1 (vehicle frame 2) is A1, and the left-right rotation centers of the left and right front wheels 36, 36, that is, both left-right drive The straight line in the left-right direction connecting the axes of the king pins 27 of the units 15L and 15R is A2, the axes of the left and right rear wheels 79 and 79, that is, the axes of the left and right drive units 13L and 13R (both second hydraulic motors 80). A straight line connecting the left and right directions is A3, and further, an intersection point between the line A1 and the line A2 is a point 111, and an intersection point between the line A1 and the line A3 is a point 112. From the turning center point 110 to the point 111 Is the turning radius of the vehicle center between the left and right front wheels 36 (hereinafter simply referred to as “the turning radius 111a of the front wheel 36”), and the distance from the turning center point 110 to the point 112 is the left and right rear wheel 79.・ In 79 vehicles The turning radius (hereinafter, simply referred to as "turning radius 112a of the rear wheel 79") it becomes.
そうすると、作業車両１が旋回される場合において、前輪３６および後輪７９の旋回半径１１１ａ・１１２ａの大きさを比べると、該前輪３６の旋回半径１１１ａの方が大きい。これは、後輪７９が左右に操舵されない一方で、前輪３６がハンドル１６によって操舵されることによって、旋回中心点１１０が前輪３６と後輪７９との中間には現出されることはなく、後輪７９の回転軸線上に現出されるからである。したがって、四輪駆動状態でスムーズな旋回を得ようとすると、この旋回半径差に見合う割合で第二油圧モータ８０よりも第一油圧モータ１０の回転数を増加してやる必要があり、本発明においては後述するように、該ハンドル１６が旋回操作されると、自動的に第一油圧モータ１０の容積を減少させて作業車両１の旋回性が高められている。
Then, when the work vehicle 1 is turned, the turning radius 111a of the front wheel 36 is larger than the turning radii 111a and 112a of the front wheel 36 and the rear wheel 79. This is because, while the rear wheel 79 is not steered left and right, the turning center point 110 does not appear between the front wheel 36 and the rear wheel 79 when the front wheel 36 is steered by the handle 16. This is because it appears on the rotation axis of the rear wheel 79. Therefore, in order to obtain a smooth turn in the four-wheel drive state, it is necessary to increase the rotation speed of the first hydraulic motor 10 more than the second hydraulic motor 80 at a rate commensurate with this turning radius difference. As will be described later, when the handle 16 is turned, the volume of the first hydraulic motor 10 is automatically reduced to improve the turning performance of the work vehicle 1.
なお、該第一油圧モータ１０の容積を減少させるにあたり、本実施例では、後述するように左右同じ割合（Ｘ）で減少させる一方、旋回内側と旋回外側の前輪回転差は左右の第一油圧モータ１０の油圧デファレンシャル効果により吸収されるようにしているが、別の対処方法として、第一油圧モータ１０の左右で独立的に、容積減少割合を変化させる、すなわち、旋回内側と旋回外側の前輪回転差分に見合う容積変化量（Ｙ）を前記割合（Ｘ）に対して、旋回内側の第一油圧モータ１０に対しては減算し、旋回外側の第一油圧モータ１０に対しては加算することで積極的に回転差を生じさせてもよい。
In the present embodiment, the volume of the first hydraulic motor 10 is decreased at the same left / right ratio (X) as will be described later, while the front wheel rotation difference between the inside and outside of the turn is the left and right first hydraulic pressure. Although it is absorbed by the hydraulic differential effect of the motor 10, as another countermeasure, the volume reduction rate is changed independently on the left and right of the first hydraulic motor 10, that is, the front wheels on the inside and outside of the turn. The volume change amount (Y) corresponding to the rotation difference is subtracted from the ratio (X) for the first hydraulic motor 10 inside the turning, and added to the first hydraulic motor 10 outside the turning. The rotation difference may be positively generated.
次に、駆動ユニット１５について、以下に説明する。
図３および図６に示すように、前記操舵輪の駆動ユニット１５において、前記従動ギア３０の上方を覆うようにキャップ部材３１が、ジョイント部材３４によって、支持体２６と相対回転不可能に連結されている。該従動ギア３０が嵌設されたキングピン２７には、該従動ギア３０の下面と該支持体２６の上部開口縁部との間、および、前記キングピン２７のベースプレート部２７ａの上面と該支持体２６の下部開口縁部との間にそれぞれスラストベアリング３３ａが介在されている。また、キングピン２７の外周面と支持体２６の内周面との間の上下位置にはベアリング（ブッシュ）３３ｂが介在されており、さらに、各スラストベアリング３３ａとベアリング（ブッシュ）３３ｂとの間にはオイルシールを介装してある。そして、従動ギア３０の上方向への抜け止めを止輪３２で行うことにより、支持体２６の内部でキングピン２７が安定して回動自在に支持される。
Next, the drive unit 15 will be described below.
As shown in FIGS. 3 and 6, in the drive unit 15 for the steered wheels, a cap member 31 is connected by a joint member 34 so as not to be relatively rotatable so as to cover an upper portion of the driven gear 30. ing. The king pin 27 on which the driven gear 30 is fitted is provided between the lower surface of the driven gear 30 and the upper opening edge of the support 26, and the upper surface of the base plate portion 27 a of the king pin 27 and the support 26. Thrust bearings 33a are respectively interposed between the lower opening edge portions. A bearing (bush) 33b is interposed between the outer peripheral surface of the king pin 27 and the inner peripheral surface of the support 26, and further, between each thrust bearing 33a and the bearing (bush) 33b. Has an oil seal. Then, the retaining gear 32 prevents the driven gear 30 from coming off upward, so that the king pin 27 is stably and rotatably supported inside the support body 26.
該キングピン２７は、まずキャップ部材３１を支持体２６から除去し、次いで止輪３２を外して従動ギア３０を取り外すことによって、該支持体２６から容易に挿脱させることができる。すなわち、筒状に形成された該支持体２６の下方から挿通されるキングピン２７は、上端において該従動ギア３０に嵌合されているが、該従動ギア３０を脱離させることで、該支持体２６下方から容易に取り外すことができるのである。このような構成とすることで、該キングピン２７およびハウジング２８のメンテナンスや交換等を容易に行うことができる。
The king pin 27 can be easily inserted and removed from the support 26 by first removing the cap member 31 from the support 26 and then removing the retaining ring 32 and removing the driven gear 30. That is, the king pin 27 inserted from below the support body 26 formed in a cylindrical shape is fitted to the driven gear 30 at the upper end, but by removing the driven gear 30, the support body 26 can be easily removed from below. With such a configuration, the king pin 27 and the housing 28 can be easily maintained and replaced.
該キングピン２７の中空部内に、ドレン導管４６、油管４７・４８およびブレーキワイヤ４９が施設されている。キャップ部材３１上面に螺着固定された管継手４６ｂ・４７ｂ・４８ｂを経由して油管４７・４８は前記油圧ポンプ５に、また、ドレン導管４６は図外のオイルタンクにそれぞれ流体接続している。ブレーキワイヤ４９のアウタワイヤはキャップ部材３１上面に保持されて図外のブレーキペダルに接続されている。これらのドレン導管４６等は後述のようにハウジング２８およびキングピン２７と一緒に回動するものであって、該油管４７等が若干の弛みを有する弾性パイプ材から成り、捩れても機能が損なわれず、かつ、該キングピン２７の回動を妨げないようにしている。また、筒状の該キングピン２７の中空部に該油管４７等を施設することで、該油管４７等の外傷を防止するとともに、該駆動ユニット１５をまとまりよく構成させることができる。
In the hollow portion of the kingpin 27, a drain conduit 46, oil pipes 47 and 48, and a brake wire 49 are provided. The oil pipes 47 and 48 are fluidly connected to the hydraulic pump 5 and the drain conduit 46 is fluidly connected to an oil tank (not shown) via pipe joints 46b, 47b and 48b fixed to the upper surface of the cap member 31, respectively. . The outer wire of the brake wire 49 is held on the upper surface of the cap member 31 and connected to a brake pedal (not shown). These drain conduits 46 and the like rotate together with the housing 28 and the king pin 27 as will be described later. The oil pipe 47 and the like are made of an elastic pipe material having a slight slack, and the function is not impaired even if twisted. In addition, the rotation of the king pin 27 is not hindered. Further, by providing the oil pipe 47 and the like in the hollow portion of the cylindrical king pin 27, it is possible to prevent the oil pipe 47 and the like from being damaged and to make the drive unit 15 well organized.
図３および図７に示すように、前記キングピン２７の下端に、前記車軸３５の軸線に沿って上下方向に分離接合自在な２つの半割ハウジング部２８ａ・２８ｂを有する前記ハウジング２８が固設されている。該ハウジング２８内は、可変容積型の第一油圧モータ１０、遊星歯車機構による減速機構３８、ブレーキ機構３９、可動斜板５３の傾動機構（容積調節器）４０等が配設されている。また、該ハウジング２８内に配設されたベアリング支持部６７・６７によって、車軸３５が水平方向に支持され、該車軸３５の一端が、該ハウジング２８の一側面から作業車両１の外方に向けて突出され、かかる突出端に形成したハブに前輪３６が固着されている。
As shown in FIGS. 3 and 7, the housing 28 having two halved housing portions 28a and 28b that can be separated and joined in the vertical direction along the axis of the axle 35 is fixed to the lower end of the king pin 27. ing. In the housing 28, a variable displacement type first hydraulic motor 10, a planetary gear mechanism speed reduction mechanism 38, a brake mechanism 39, a tilting mechanism (volume controller) 40 of a movable swash plate 53, and the like are disposed. The axle 35 is supported in the horizontal direction by the bearing support portions 67 and 67 disposed in the housing 28, and one end of the axle 35 is directed outward from the work vehicle 1 from one side of the housing 28. The front wheel 36 is fixed to a hub formed at the protruding end.
なお、該車軸３５の近傍には、車軸回転数センサ１０２・１０２が配設され、該車軸回転数センサ１０２・１０２は、後述するコントローラ１０７に接続されている（図１６参照）。
In the vicinity of the axle 35, axle rotation speed sensors 102 and 102 are disposed, and the axle rotation speed sensors 102 and 102 are connected to a controller 107 described later (see FIG. 16).
該上半割ハウジング部２８ａおよび下半割ハウジング部２８ｂは、接合面を介して当接され、ボルト３７によってネジ締め固定され、該ハウジング２８は、各駆動ユニット１５が作動位置に配設された状態で、かかる接合面が車軸３５に対して平行となるように配設される。また、該上半割ハウジング部２８ａの上面に、マウントボス部２９が形成され、該マウントボス部２９が、前記キングピン２７の下端部のベースプレート部２７ａと連結されている。なお、このハウジング２８は車軸３５の軸線に対して直角な接合面を通じて左右方向に分離接合自在な２つの半割ハウジング部によって構成しても良い。
The upper half housing portion 28a and the lower half housing portion 28b are brought into contact with each other through a joint surface and fixed with screws 37 by bolts 37. The housing 28 is provided with each drive unit 15 in the operating position. In this state, the joint surface is disposed so as to be parallel to the axle 35. Further, a mount boss portion 29 is formed on the upper surface of the upper half housing portion 28a, and the mount boss portion 29 is connected to a base plate portion 27a at the lower end portion of the king pin 27. The housing 28 may be constituted by two halved housing portions that can be separated and joined in the left-right direction through a joining surface perpendicular to the axis of the axle 35.
次に、第一油圧モータ１０について、以下に詳述する。
図３、図７乃至図９に示すように、該ハウジング２８内の左右方向の略中央にセンタセクション４１が配設され、該センタセクション４１は、前記上半割ハウジング部２８ａに下方からボルト４２・４２によって、ネジ締め固定されている。該センタセクション４１を用いることで、該ハウジング２８に対して分離可能であることから該ハウジング２８の加工が容易となり、かつ、該ハウジング２８外への油漏れを防止することができる。また、ハウジング２８を上下半割として、該上半割ハウジングb部２８ａに該センタセクション４１を固設することで、該センタセクション４１等に対する油圧の影響を少なくしている。
Next, the first hydraulic motor 10 will be described in detail below.
As shown in FIG. 3 and FIG. 7 to FIG. 9, a center section 41 is disposed in the center of the housing 28 in the left-right direction, and the center section 41 is bolted to the upper half housing portion 28a from below. -The screw is fixed by 42. By using the center section 41, the housing 28 can be separated from the housing 28, so that the processing of the housing 28 is facilitated and oil leakage to the outside of the housing 28 can be prevented. Further, the housing 28 is divided into upper and lower halves, and the center section 41 is fixed to the upper halved housing b portion 28a, thereby reducing the influence of hydraulic pressure on the center section 41 and the like.
該センタセクション４１は、略四角形のプレート状に形成され、上面には、油給排ポート４１ａおよび油給排ポート４１ｂが集中して開口されている。上半割ハウジング部２８ａの上壁には３本の管継手４６ａ・４７ａ・４８ａが螺着され、該油給排ポート４１ａ、油給排ポート４１ｂが該管継手４７ａ・４８ａに接続されて、前記キングピン２７の中空部内に施設される前記油管４７・４８とそれぞれ連設されている。前記管継手４６ａはハウジング２８内の油溜まりと連通してキングピン２７の中空部内のドレン導管４６に接続される。第一油圧モータ１０との設置面には、油給排ポート４１ａに連通するキドニーポート５０ａおよび油給排ポート４１ｂに連通するキドニーポート５０ｂが開口され、該キドニーポート５０ａ・５０ｂにその吸入部と吐出部が連通するように、第一油圧モータ１０を構成するシリンダブロック５１が回転自在に支持されている。また、該センタセクション４１の略中央の回転軸芯上に貫通孔４３が貫設され、該貫通孔４３に、車軸３５を挿通させるために中空状に形成したモータ軸５６が前記設置面およびそれとは反対側へそれぞれ突出するように挿通支持されている。
The center section 41 is formed in a substantially rectangular plate shape, and an oil supply / discharge port 41a and an oil supply / discharge port 41b are concentratedly opened on the upper surface. Three pipe joints 46a, 47a and 48a are screwed onto the upper wall of the upper half housing portion 28a, and the oil supply / discharge port 41a and the oil supply / discharge port 41b are connected to the pipe joints 47a and 48a. The oil pipes 47 and 48 provided in the hollow portion of the kingpin 27 are connected to the hollow pipes 27 and 48, respectively. The pipe joint 46 a communicates with an oil reservoir in the housing 28 and is connected to a drain conduit 46 in the hollow portion of the king pin 27. On the installation surface with the first hydraulic motor 10, a kidney port 50a communicating with the oil supply / discharge port 41a and a kidney port 50b communicating with the oil supply / discharge port 41b are opened, and the intake ports 50a and 50b are connected to the suction portion. A cylinder block 51 constituting the first hydraulic motor 10 is rotatably supported so that the discharge part communicates. Further, a through hole 43 is formed on the rotational shaft core at the substantially center of the center section 41, and a motor shaft 56 formed in a hollow shape for inserting the axle 35 into the through hole 43 is provided with the installation surface and the motor shaft 56. Are supported so as to protrude to the opposite side.
該シリンダブロック５１に穿設された複数のシリンダ孔内に、付勢バネを介してピストン５２・５２・・・が往復自在に嵌合され、該ピストン５２・５２・・・の頭部に、容積調節器としての可動斜板５３のスラストベアリング５４が当接されている。こうして、アキシャルピストンタイプの第一油圧モータ１０が形成されている。該可動斜板５３の中央位置に、左右方向に開口部が形成され、該開口部に前記車軸３５が貫通されている。該可動斜板５３の左方に凸円弧面が形成され、上半割ハウジング部２８ａの左方内面に設置された凹円弧面を有する台座５５と摺接されている。このような形状とすることで、該可動斜板５３は、該台座５５に沿って左右方向へ傾動可能とされるのである。このクレードル形の可動斜板５３は、前記のような台座５５を必要としないトラニオン形であってもよい。なお、本発明においては第一油圧モータ１０をアキシャルピストンタイプに限定するものではなく、ラジアルピストンタイプであってもよい。その場合の容積調節器はカムリングとなる。
Pistons 52, 52... Are reciprocally fitted in a plurality of cylinder holes drilled in the cylinder block 51 via biasing springs, and the heads of the pistons 52, 52. A thrust bearing 54 of a movable swash plate 53 as a volume adjuster is in contact. Thus, the axial piston type first hydraulic motor 10 is formed. An opening is formed in the left-right direction at the center position of the movable swash plate 53, and the axle 35 is penetrated through the opening. A convex arc surface is formed on the left side of the movable swash plate 53, and is in sliding contact with a pedestal 55 having a concave arc surface installed on the left inner surface of the upper half housing portion 28a. By adopting such a shape, the movable swash plate 53 can be tilted in the left-right direction along the pedestal 55. The cradle-shaped movable swash plate 53 may be a trunnion type that does not require the base 55 as described above. In the present invention, the first hydraulic motor 10 is not limited to the axial piston type, but may be a radial piston type. In this case, the volume controller is a cam ring.
前記油圧ポンプ５から、油管４７（４８）を介して管継手４７ａ（４８ａ）に圧送された油は、該センタセクション４１内に導入される油給排ポート４１ａ（４１ｂ）から、該シリンダブロック５１へと送出される。このようにして、該第一油圧モータ１０と油圧ポンプ５が互いに流体的に接続されているのである。また、該可動斜板５３が、接触面部を前記シリンダブロック５１の回転軸芯に対して垂直である面（水平面）から図８に示すように所定角だけ傾動しておくようにその初期位置（車両直進位置）を設定する。この位置から接触面部を垂直方向へ近づけていくように操作されると、該第一油圧モータ１０の容積が減少するように変更され、前輪３６の回転数が初期位置のときに比べて増加される。かかる可動斜板５３の傾動機構４０の詳細は、後述する。
The oil pumped from the hydraulic pump 5 through the oil pipe 47 (48) to the pipe joint 47a (48a) is supplied from the oil supply / discharge port 41a (41b) introduced into the center section 41 to the cylinder block 51. Is sent to. In this way, the first hydraulic motor 10 and the hydraulic pump 5 are fluidly connected to each other. In addition, the movable swash plate 53 has its initial position (tilt) so that the contact surface portion is tilted by a predetermined angle from a plane (horizontal plane) perpendicular to the rotational axis of the cylinder block 51 as shown in FIG. Set the vehicle straight position). When the contact surface portion is operated so as to approach the vertical direction from this position, the volume of the first hydraulic motor 10 is changed so that the rotational speed of the front wheel 36 is increased compared to the initial position. The Details of the tilting mechanism 40 of the movable swash plate 53 will be described later.
このように、各駆動ユニット１５には、前輪３６の駆動用として第一油圧モータ１０が配設されて、前輪３６ごとに個別に駆動可能とされているのである。また、該油圧ポンプ５と各第一油圧モータ１０とは変形容易な配管を介して接続されるため、左右の駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒへのエンジン３の動力伝達に際し、車両フレーム２内の空間に駆動軸や伝達機構等を別途設ける必要がなく、該車両フレーム２の下方空間を、モア４やリアディスチャージ用のダクト７４等の配置用に広く確保することができる。
As described above, each drive unit 15 is provided with the first hydraulic motor 10 for driving the front wheels 36, and can be driven individually for each front wheel 36. In addition, since the hydraulic pump 5 and each first hydraulic motor 10 are connected via easily deformable piping, when the power of the engine 3 is transmitted to the left and right drive units 15L and 15R, There is no need to separately provide a drive shaft, a transmission mechanism, and the like, and the space below the vehicle frame 2 can be secured widely for the arrangement of the mower 4, the rear discharge duct 74, and the like.
次に、減速機構３８について、以下に詳述する。
図３、図７および図８に示すように、前記センタセクション４１の右方には、該減速機構３８として、二段減速式の遊星歯車機構が構成されている。該第一油圧モータ１０の貫通孔４３に、車軸３５が水平方向に貫設され、該車軸３５には前記モータ軸５６がベアリング（ブッシュ）を介して遊嵌支持されている。このように、該第一油圧モータ１０の前記モータ軸５６が中空とされ、該車軸３５に該モータ軸５６が相対回転可能に遊嵌されるため、該第一油圧モータ１０が配設されるハウジング２８内の容積を小さくコンパクトにすることができ車輪リム内に無理なく収めることができる。
Next, the speed reduction mechanism 38 will be described in detail below.
As shown in FIGS. 3, 7, and 8, a two-stage reduction planetary gear mechanism is configured as the speed reduction mechanism 38 on the right side of the center section 41. An axle 35 is horizontally penetrated through the through hole 43 of the first hydraulic motor 10, and the motor shaft 56 is loosely supported on the axle 35 via a bearing (bush). Thus, since the motor shaft 56 of the first hydraulic motor 10 is hollow and the motor shaft 56 is loosely fitted to the axle 35 so as to be relatively rotatable, the first hydraulic motor 10 is disposed. The volume in the housing 28 can be made small and compact, and it can be comfortably stored in the wheel rim.
該モータ軸５６は、前記シリンダブロック５１の回転中心部分とスプライン嵌合され、該モータ軸５６の一側端部に、出力ギア６５が相対回転不能に嵌合されている。該出力ギア６５の外周には、複数の第一プラネタリギア５７・５７・・・が、該出力ギア６５と噛合可能に第一キャリア５８により回転自在に枢支され、同時に、インターナルギア５９と噛合されている。該インターナルギア５９は、上半割ハウジング部２８ａおよび下半割ハウジング部２８ｂの内壁面に対して、その外周面上に形成した廻り止め突起５９ａによって回転不能に固設されている。
The motor shaft 56 is spline-fitted to the rotation center portion of the cylinder block 51, and an output gear 65 is fitted to one end of the motor shaft 56 so as not to be relatively rotatable. On the outer periphery of the output gear 65, a plurality of first planetary gears 57, 57... Are rotatably supported by the first carrier 58 so as to be able to mesh with the output gear 65, and simultaneously mesh with the internal gear 59. Has been. The internal gear 59 is fixed to the inner wall surfaces of the upper half housing portion 28a and the lower half housing portion 28b in a non-rotatable manner by a rotation stop projection 59a formed on the outer peripheral surface thereof.
該第一キャリア５８は回転中心部に内歯を有し、前記車軸３５に遊嵌された幅広のサンギア６０上の片側に設置され噛合される。該第一キャリア５８の右方において、複数の第二プラネタリギア６１・６１・・・が、該サンギア６０と噛合可能に第二キャリア６２により枢支され、同時に、前記インターナルギア５９と噛合されている。該第二キャリア６２の回転中心部は、前記車軸３５の一側端部と、相対回転不能にスプライン嵌合されている。
The first carrier 58 has internal teeth at the center of rotation, and is installed and meshed on one side of a wide sun gear 60 loosely fitted on the axle 35. On the right side of the first carrier 58, a plurality of second planetary gears 61, 61... Are pivotally supported by the second carrier 62 so as to be able to mesh with the sun gear 60, and simultaneously meshed with the internal gear 59. Yes. The rotation center portion of the second carrier 62 is spline-fitted with one end portion of the axle 35 so as not to be relatively rotatable.
そして、該第一油圧モータ１０にて回転駆動されるシリンダブロック５１の駆動が、シリンダブロック５１→モータ軸５６→出力ギア６５→第一プラネタリギア５７・５７・・・→第一キャリア５８→サンギア６０→第二プラネタリギア６１・６１・・・→第二キャリア６２→車軸３５→前輪３６へと伝達されて、作業車両１が走行可能とされている。
The cylinder block 51 driven to rotate by the first hydraulic motor 10 is driven by the cylinder block 51 → the motor shaft 56 → the output gear 65 → the first planetary gears 57, 57... → the first carrier 58 → the sun gear. 60 → second planetary gears 61, 61... → second carrier 62 → axle 35 → front wheel 36 so that the work vehicle 1 can travel.
なお、図８に示すように、該ハウジング２８はセンタセクション４１を境にして機体外方（図８において左方）側に比べて内方（図８において右方）側の方が、その径方向寸法が大きくなるように構成されている（Ｌ１＜Ｌ２）。そのため、該ハウジング２８の外方に第一油圧モータ１０を配置させるにあたっては、車輪リム内に収めるべく高速・低トルク形の寸法の小さいタイプのものを使用可能とするために車輪リム外に位置するハウジング２８の内方に減速機構３８を配置する空間を充分に確保することができる。
As shown in FIG. 8, the housing 28 has a diameter on the inner side (right side in FIG. 8) on the inner side (right side in FIG. 8) side than the outer side (left side in FIG. 8) side of the center section 41. It is comprised so that a direction dimension may become large (L1 <L2). Therefore, when the first hydraulic motor 10 is disposed outside the housing 28, the first hydraulic motor 10 is positioned outside the wheel rim in order to be able to use a high-speed, low-torque type with a small size so as to be accommodated in the wheel rim. A sufficient space for disposing the speed reduction mechanism 38 inside the housing 28 can be secured.
以上のように、ハウジング２８内に該第一油圧モータ１０や車軸３５等を配設して、該ハウジング２８を車両フレーム２に対して相対回動可能とすることで、該第一油圧モータ１０から車軸３５へ動力を伝達するための複雑な機構を設けることなく、駆動ユニット１５を構成することができる。また、該ハウジング２８内に、第一油圧モータ１０および車軸３５等を共通して配設させるため、該第一油圧モータ１０と車軸３５とに介設される部材点数を低減させることができる。さらに中空のモータ軸５６を配設することでより一層効果的に、該第一油圧モータ１０による駆動を車軸３５に伝達させることができる。
As described above, the first hydraulic motor 10, the axle 35, and the like are disposed in the housing 28 so that the housing 28 can be rotated relative to the vehicle frame 2. The drive unit 15 can be configured without providing a complicated mechanism for transmitting power from the vehicle to the axle 35. In addition, since the first hydraulic motor 10 and the axle 35 are disposed in common in the housing 28, the number of members interposed between the first hydraulic motor 10 and the axle 35 can be reduced. Furthermore, by providing the hollow motor shaft 56, the drive by the first hydraulic motor 10 can be transmitted to the axle 35 more effectively.
なお、本実施例における駆動ユニット１５の減速機構３８としては、上述のような二段階減速式の遊星歯車機構を示したが、これに限定されるものではなく、例えば、二段減速式の平行ギア機構であってもよい。また、車両の仕様によっては一段減速式の遊星歯車機構としてもよい。該減速機構３８の別実施例についての詳細は、後述する。
In addition, as the speed reduction mechanism 38 of the drive unit 15 in the present embodiment, the above-described two-stage reduction type planetary gear mechanism is shown, but is not limited to this, for example, a two-stage reduction type parallel gear mechanism. A gear mechanism may be used. Further, depending on the specification of the vehicle, a one-stage reduction type planetary gear mechanism may be used. Details of another embodiment of the speed reduction mechanism 38 will be described later.
次に、ブレーキ機構３９について、以下に説明する。
図３、図７および図８に示すように、減速機構３８と前記センタセクション４１との間に、湿式ディスク形のブレーキ機構３９が設けられ、該ブレーキ機構３９は、図示せぬブレーキペダルにより制動力の操作が可能とされている。ブレーキペダルを踏み込むと、かかるブレーキペダルに連結連動したブレーキワイヤ４９およびハウジング２８の上方に配設されたブレーキアーム６８を引き、カム６３が回転操作されて、プレッシャープレート６４が軸方向に摺動され、前記出力ギア６５の端部に係止された摩擦板６６を押圧し、該出力ギア６５に回転抵抗を与え、車軸３５にブレーキ作用を発生させるようにしている。
Next, the brake mechanism 39 will be described below.
As shown in FIGS. 3, 7 and 8, a wet disc type brake mechanism 39 is provided between the speed reduction mechanism 38 and the center section 41, and the brake mechanism 39 is controlled by a brake pedal (not shown). Power operation is possible. When the brake pedal is depressed, the brake wire 49 connected to the brake pedal 49 and the brake arm 68 disposed above the housing 28 are pulled, the cam 63 is rotated, and the pressure plate 64 is slid in the axial direction. The friction plate 66 locked to the end portion of the output gear 65 is pressed, rotational resistance is applied to the output gear 65, and a braking action is generated on the axle 35.
次に、可動斜板５３の傾動機構４０について、以下に説明する。
図３、図７、図１０乃至図１３に示すように、駆動ユニット１５においては、前記第一油圧モータ１０の可動斜板５３の傾動角を初期位置から所定の容積減少位置へ変更する傾動機構４０が構成されている。上半割ハウジング部２８ａの上面に、制御軸６９が垂直方向に回動自在に支持され、該制御軸６９の下端に、回動アーム７０が相対回転不能に嵌合されている。該回動アーム７０の先端部は、該可動斜板５３の上面に突設された凸部５３ａに係合されている。
Next, the tilting mechanism 40 of the movable swash plate 53 will be described below.
As shown in FIGS. 3, 7, 10 to 13, in the drive unit 15, the tilt mechanism that changes the tilt angle of the movable swash plate 53 of the first hydraulic motor 10 from the initial position to a predetermined volume reduction position. 40 is configured. A control shaft 69 is rotatably supported in the vertical direction on the upper surface of the upper half housing portion 28a, and a rotating arm 70 is fitted to the lower end of the control shaft 69 so as not to be relatively rotatable. The distal end portion of the rotating arm 70 is engaged with a convex portion 53 a that protrudes from the upper surface of the movable swash plate 53.
該制御軸６９の上端に、コントロールアーム７１が相対回転不能に嵌合され、該コントロールアーム７１は、上方に突出してからハウジング２８の回動方向（支持体２６方向）と平行するように折曲されて入力部７１ａが形成され、該入力部７１ａは、前記支持体２６の外周面上に設けたカム２６ａに沿うように二方向に延出され、平面視略Ｃ字状に湾曲されている。そして、該入力部７１ａ先端の当接部７１ｂにおいて、該支持体２６のカム２６ａの外周面に当接されている。
A control arm 71 is fitted to the upper end of the control shaft 69 so as not to be relatively rotatable. The control arm 71 protrudes upward and then bends in parallel with the rotation direction of the housing 28 (the direction of the support 26). Thus, an input portion 71a is formed. The input portion 71a extends in two directions along the cam 26a provided on the outer peripheral surface of the support 26 and is curved in a substantially C shape in plan view. . The contact portion 71b at the tip of the input portion 71a is in contact with the outer peripheral surface of the cam 26a of the support 26.
図１０に示すように、該支持体２６のカム２６ａは、軸心Ｓから外周面までの距離Ｌ３が略９０度間隔で異なるように成形されている。２点鎖線で表示したものは比較用であり距離Ｌ３を半径とする真円である。すなわち、該カム２６ａの外周縁は、軸心Ｓを通る鉛直線上の位置Ｐ１・Ｐ３、位置Ｐ２・Ｐ４において、かかる距離Ｌ３が等しい長さとなるように形成されている。位置Ｐ１から位置Ｐ２にかけて（反時計回りに）距離Ｌ３が徐々に小さくなるように形成され、前記真円との間でマイナスの偏差分ΔＬが生じる。位置Ｐ３から位置Ｐ４にかけて距離Ｌ３が徐々に大きくなるように形成されて前記真円との間でプラスの偏差分ΔＬが生じる。そして、位置Ｐ１から位置Ｐ４にかけて（時計回りに）距離Ｌ３が徐々に小さくなるように形成され、前記真円との間でマイナスの偏差分ΔＬが生じる。位置Ｐ３から位置Ｐ２にかけて距離Ｌ３が徐々に大きくなるように形成されて前記真円との間でプラスの偏差分ΔＬが生じる。この４つの前記偏差分ΔＬは本実施例においては互いに略同じ長さである。そして、入力部７１ａの先端の当接部７１ｂの一方は位置Ｐ１から位置Ｐ２まで間、および、位置Ｐ１から位置Ｐ４までの間を摺接するものであり、当接部７１ｂの他方は位置Ｐ３から位置Ｐ４まで間、および、位置Ｐ３から位置Ｐ２までの間を摺接するものである。かかる位置Ｐ２および位置Ｐ４には段差２６ｂが形成される。
As shown in FIG. 10, the cam 26a of the support 26 is formed such that the distance L3 from the axis S to the outer peripheral surface is different at approximately 90 degree intervals. What is indicated by a two-dot chain line is for comparison purposes and is a perfect circle having a radius of the distance L3. That is, the outer peripheral edge of the cam 26a is formed such that the distances L3 are equal in length at positions P1 and P3 and positions P2 and P4 on the vertical line passing through the axis S. The distance L3 is formed to gradually decrease from the position P1 to the position P2 (counterclockwise), and a negative deviation ΔL is generated between the position P1 and the position P2. The distance L3 is formed so as to gradually increase from the position P3 to the position P4, and a positive deviation ΔL occurs with respect to the perfect circle. The distance L3 is gradually decreased from the position P1 to the position P4 (clockwise), and a negative deviation ΔL is generated between the position P1 and the position P4. The distance L3 is formed so as to gradually increase from the position P3 to the position P2, and a positive deviation ΔL occurs with respect to the perfect circle. These four deviations ΔL have substantially the same length in this embodiment. One of the contact portions 71b at the tip of the input portion 71a is in sliding contact from the position P1 to the position P2 and from position P1 to the position P4, and the other contact portion 71b is from the position P3. The sliding contact is made between the position P4 and between the position P3 and the position P2. A step 26b is formed at the positions P2 and P4.
該カム２６ａの外周縁において、位置Ｐ１から位置Ｐ４方向への中心角域、および、位置Ｐ３から位置Ｐ２方向への中心角域を前輪の外切れ中心角域、また、位置Ｐ１から位置Ｐ２方向への中心角域、および、位置Ｐ３から位置Ｐ４方向への中心角域を前輪の内切れ中心角域とすると、該外切れ中心角域よりも内切れ中心角域の方が大きくなるように形成されている。このようにカム２６ａの外周縁の形状で中心角域を異なるように形成することで、前記アッカーマン−ジャント機構にもとづく駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒの外切れおよび内切れでそれぞれ異なる旋回角度に簡単に対応させることができる。
At the outer peripheral edge of the cam 26a, the central angular region from the position P1 to the position P4 and the central angular region from the position P3 to the position P2 are the outer peripheral central angular region of the front wheels, and from the position P1 to the position P2 direction. If the central angle region to the center and the central angle region from the position P3 to the position P4 is the inner-cut central angle region of the front wheel, the inner-cut central angle region is larger than the outer-cut central angle region. Is formed. In this way, the outer peripheral edge of the cam 26a is formed to have a different central angle region, so that it is possible to easily cope with different turning angles depending on the outer cut and inner cut of the drive units 15L and 15R based on the Ackermann-Jant mechanism. Can be made.
図１３（ａ）に示すように、前記可動斜板５３の斜板角度が中立位置では、前記コントロールアーム７１の当接部７１ｂが、該カム２６ａの外周面の位置Ｐ１・Ｐ３において当接されている。前記ハンドル１６を切ると、キングピン２７およびハウジング２８が前記操舵ギア機構１７による旋回角度分だけ回動される。該コントロールアーム７１は、該ハウジング２８に突設される制御軸６９に嵌合されているため、該ハウジング２８の回動と連動し、前記軸心Ｓから該制御軸６９までの距離Ｌ４を維持して、カム２６ａに対して相対回動される。そして、該当接部７１ｂが、該カム２６ａの外周面に沿って回動され、コントロールアーム７１が、該制御軸６９を回動中心として、ハンドル１６を切る方向とは無関係に常に一方向に回動される（以下、かかる方向をＸ方向とする）。
As shown in FIG. 13A, when the swash plate angle of the movable swash plate 53 is in the neutral position, the contact portion 71b of the control arm 71 is contacted at the outer peripheral surface positions P1 and P3 of the cam 26a. ing. When the handle 16 is cut, the king pin 27 and the housing 28 are rotated by the turning angle by the steering gear mechanism 17. Since the control arm 71 is fitted to a control shaft 69 projecting from the housing 28, the distance L4 from the axis S to the control shaft 69 is maintained in conjunction with the rotation of the housing 28. Then, it is rotated relative to the cam 26a. Then, the corresponding contact portion 71b is rotated along the outer peripheral surface of the cam 26a, and the control arm 71 is always rotated in one direction with the control shaft 69 as the rotation center regardless of the direction in which the handle 16 is cut. (Hereinafter, this direction is referred to as X direction).
具体的には、図１３（ｂ）に示すように、前記ハンドル１６が左方に回動されると、該駆動ユニット１５Ｌが内切れされて、該当接部７１ｂが位置Ｐ１（位置３）から位置Ｐ２（位置４）方向へと回動され、最大内切れ時に、前記段差２６ｂに当接される。該カム２６ａは、位置Ｐ１から位置Ｐ２にかけて距離Ｌ３が徐々に小さくなるように形成され、位置Ｐ３から位置Ｐ４にかけて距離Ｌ３が徐々に大きくなるように形成されているため、該コントロールアーム７１は当接部７１ｂを介して偏差分ΔＬだけ、制御軸６９を中心として、Ｘ方向に徐々に回動される。そして、該コントロールアーム７１がＸ方向に回動されると、制御軸６９を介して前記回動アーム７０が連動して回動され、該回動アーム７０によって可動斜板５３の斜板角度が小さくなるように傾動される。
Specifically, as shown in FIG. 13B, when the handle 16 is rotated to the left, the drive unit 15L is cut off and the corresponding contact portion 71b is moved from the position P1 (position 3). It is rotated in the direction of the position P2 (position 4), and is brought into contact with the step 26b when the inner limit is cut. The cam 26a is formed such that the distance L3 gradually decreases from the position P1 to the position P2, and is formed so that the distance L3 gradually increases from the position P3 to the position P4. It is gradually rotated in the X direction about the control shaft 69 by a deviation ΔL through the contact portion 71b. When the control arm 71 is rotated in the X direction, the rotation arm 70 is rotated in conjunction with the control shaft 69, and the angle of the swash plate 53 of the movable swash plate 53 is adjusted by the rotation arm 70. Tilt to decrease.
一方、図１３（ｃ）に示すように、ハンドル１６が右方に回動されると、該駆動ユニット１５Ｌが外切れされて、該当接部７１ｂが位置Ｐ１（位置３）から位置Ｐ４（位置２）方向へと回動される。該カム２６ａは、位置Ｐ１から位置Ｐ４にかけて距離Ｌ３が徐々に小さくなるように形成され、位置Ｐ３から位置Ｐ２にかけて距離Ｌ３が徐々に大きくなるように形成されているため、該コントロールアーム７１が当接部７１ｂを介して偏差分ΔＬだけ制御軸６９を中心として、内切れ時と同様に、Ｘ方向に徐々に回動される。そして、同様に、該コントロールアーム７１の回動に伴って、該可動斜板５３の斜板角度が小さくなるように傾動される。
On the other hand, as shown in FIG. 13C, when the handle 16 is rotated to the right, the drive unit 15L is disconnected and the corresponding contact portion 71b is moved from the position P1 (position 3) to the position P4 (position 2) It is rotated in the direction. The cam 26a is formed so that the distance L3 gradually decreases from the position P1 to the position P4, and is formed so that the distance L3 gradually increases from the position P3 to the position P2. It is gradually rotated in the X direction through the contact portion 71b around the control shaft 69 by the deviation ΔL, as in the case of the inner cut. Similarly, as the control arm 71 rotates, the movable swash plate 53 is tilted so that the swash plate angle becomes smaller.
なお、カム２６ａの外周縁形状を、本実施例では内切れ時と外切れ時とで同じ偏差分ΔＬが現出されるようにしたことで、偏差分ΔＬによって操舵輪の左右旋回時に第一油圧モータ１０の容積を同じ割合で減少させることとし、旋回内側と旋回外側の車輪回転差は左右の第一油圧モータ１０の油圧デファレンシャル効果により吸収されるようにしたものである。カム２６ａの外周縁形状において内切れ時と外切れ時とで異なる偏差分ΔＬが現出されるように形成しておけば、第一油圧モータ１０の左旋回と右旋回とで独立的に、それぞれの容積減少割合を変化させ得る。すなわち、旋回内側の第一油圧モータ１０に対しては増速割合を小さくし、これに対して、旋回外側の第一油圧モータ１０ではその割合を大きくして積極的に車輪回転差を生じさせるようにすることも可能である。
In addition, in the present embodiment, the same deviation amount ΔL appears at the inner edge and the outer edge of the cam 26a in the present embodiment. The volume of the hydraulic motor 10 is reduced at the same rate, and the wheel rotation difference between the turning inner side and the turning outer side is absorbed by the hydraulic differential effect of the left and right first hydraulic motors 10. If the outer peripheral edge shape of the cam 26a is formed such that a difference ΔL appears between the inner cut and the outer cut, the left turn and the right turn of the first hydraulic motor 10 are independent. , Each volume reduction rate can be changed. That is, the speed increase rate is reduced for the first hydraulic motor 10 on the inside of the turn, whereas the ratio is increased in the first hydraulic motor 10 on the outside of the turn to positively generate a wheel rotation difference. It is also possible to do so.
このように、ハウジング２８が直進位置より左右に操舵される際には、該ハウジング２８の直進位置を基準とした、車両フレーム２の支持部２６に対する相対変位量を自動的に、第一油圧モータ１０の可動斜板５３の斜板角度を小さくする方向への操作量に変換しているため、旋回時に作業車両１の操舵輪が、理想的な旋回速度に見合うようになり、上述した操向性はより高められる。
As described above, when the housing 28 is steered to the left and right from the straight movement position, the relative displacement amount with respect to the support portion 26 of the vehicle frame 2 with respect to the straight movement position of the housing 28 is automatically set as the first hydraulic motor. Since the swash plate angle of the movable swash plate 53 is converted to an operation amount that reduces the swash plate angle, the steering wheel of the work vehicle 1 is adapted to the ideal turning speed when turning, and the steering operation described above is performed. Sex is further enhanced.
次に、非操舵輪である後輪７９・７９について、以下に説明する。
図１４に示すように、走行駆動輪である後輪７９を各別に具備する左右一対の駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒが位置変更不能に配設されている。車両フレーム２の後方であって、前記リアディスチャージ用のダクト７４の側方に、該駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒのハウジング７６が、正面視略Ｌ字状のブラケット７７を介して、前記車両フレーム２にボルト８６・８７によってネジ締め固定されている。該上半割ハウジング部７６ａおよび下半割ハウジング部７６ｂは、接合面を介して当接され、ボルト８８によってネジ締め固定されている。該ハウジング７６は、駆動ユニット１３が作動位置に配設された状態で、かかる接合面が略水平となるように配設される。そして、車軸７８が該ハウジング７６内に配設されたベアリング支持部８４・８４によって水平方向に支持され、該車軸７８の一端が該ハウジング７６の一側面から作業車両１の外方に向けて突出され、かかる突出部に後輪７９が固着されている。
Next, the rear wheels 79 and 79 that are non-steering wheels will be described below.
As shown in FIG. 14, a pair of left and right drive units 15L and 15R each having a rear wheel 79, which is a traveling drive wheel, are disposed so that their positions cannot be changed. A housing 76 of the drive units 15L and 15R is located behind the vehicle frame 2 and on the side of the rear discharge duct 74 via a bracket 77 that is substantially L-shaped in front view. It is fixed with screws by bolts 86 and 87. The upper half housing portion 76a and the lower half housing portion 76b are brought into contact with each other through a joint surface and fixed with screws by bolts 88. The housing 76 is disposed such that the joint surface is substantially horizontal in a state where the drive unit 13 is disposed at the operating position. The axle 78 is supported in the horizontal direction by bearing support portions 84 and 84 disposed in the housing 76, and one end of the axle 78 projects from one side of the housing 76 toward the outside of the work vehicle 1. The rear wheel 79 is fixed to the protruding portion.
該ハウジング７６内は、可変容積型の第二油圧モータ８０、減速機構８１、ブレーキ機構８２、可動斜板７３とその傾動機構８３等が配置されている。該減速機構８１、ブレーキ機構８２および傾動機構８３の構成については、上述の駆動ユニット１５における構成と同様であり、説明を省略する。前記第二油圧モータ８０は固定容積型であっても構わないが、本実施例では後述する理由で可変容積型を用い、該傾動機構８３は外部アクチュエータ１０１によって制御される。また、左右の駆動ユニット１３Ｌ・１３Ｒの該車軸７８・７８の近傍にそれぞれ車軸回転数センサ１０２・１０２が配設され、該車軸回転数センサ１０２・１０２は、後述するコントローラ１０７に接続されている（図１７参照）。
In the housing 76, a variable displacement type second hydraulic motor 80, a speed reduction mechanism 81, a brake mechanism 82, a movable swash plate 73, a tilting mechanism 83 thereof, and the like are arranged. The configurations of the speed reduction mechanism 81, the brake mechanism 82, and the tilting mechanism 83 are the same as those in the drive unit 15 described above, and a description thereof is omitted. The second hydraulic motor 80 may be a fixed displacement type, but in this embodiment, a variable displacement type is used for the reason described later, and the tilt mechanism 83 is controlled by the external actuator 101. Further, axle rotation speed sensors 102 and 102 are disposed in the vicinity of the axles 78 and 78 of the left and right drive units 13L and 13R, respectively, and the axle rotation speed sensors 102 and 102 are connected to a controller 107 described later. (See FIG. 17).
後輪７９を駆動するためには、第二油圧モータ８０を配設した各別の駆動ユニット１３によること以外にも、例えば、機械的な差動機構を備えたＨＳＴ駆動装置を設けて、前記エンジン３からの駆動を、差動機構を介して後輪７９に伝達するような構成としてもよい。詳細は、後述する（図１８および図２１参照）。また、後輪７９を操舵輪として、後輪７９も前輪と同様ハンドル１６によって操向可能とする（四輪操舵）ようにしてもよい。詳細については、後述する（図１９、図２６参照）。
In order to drive the rear wheel 79, in addition to using each of the separate driving units 13 provided with the second hydraulic motor 80, for example, an HST driving device having a mechanical differential mechanism is provided, It is good also as a structure which transmits the drive from the engine 3 to the rear-wheel 79 via a differential mechanism. Details will be described later (see FIGS. 18 and 21). Alternatively, the rear wheel 79 may be a steering wheel, and the rear wheel 79 may be steered by the handle 16 (four-wheel steering) as with the front wheel. Details will be described later (see FIGS. 19 and 26).
なお、前記ハウジング７６は、前記操舵輪のハウジング２８と共用するようにしてもよい。具体的には、該ハウジング７６に、該ハウジング２８のマウントボス部２９の形状と共通するマウントボス部が形成される。かかる形状とすることで、操舵輪用として使用する場合には前記キングピン２７を、もしくは非操舵輪用として使用する場合にはブラケット７７を取り付けることができ、前後輪それぞれの駆動ユニットを１個の駆動ユニットで賄い、部品共有による生産コストを低減させることができる。
The housing 76 may be shared with the steering wheel housing 28. Specifically, a mount boss portion that is common to the shape of the mount boss portion 29 of the housing 28 is formed in the housing 76. By adopting such a shape, the king pin 27 can be attached when used for a steered wheel, or the bracket 77 can be attached when used for a non-steered wheel. Covered by the drive unit, it is possible to reduce production costs by sharing parts.
次に、作業車両１の走行系の油圧回路について、以下に説明する。
図１５に示す油圧回路において、操舵輪の各駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒには、前記油圧ポンプ５に第一油圧モータ１０・１０を接続するための第一の回路８９が形成され、非操舵輪の各駆動ユニット１３Ｌ・１３Ｒには、該油圧ポンプ５に第二油圧モータ８０・８０を接続するための第二の回路９０が形成されている。該油圧ポンプ５が配置される油給排回路９１には、作動油補給用のチャージポンプ９４およびリリーフ弁９５とが、一対の逆止弁９６・９６を介して接続されている。該油給排回路９１は、変速切替弁９２を介して、第一の回路８９および第二の回路９０と接続されている。第一の回路８９は第一油圧モータ１０・１０を互いに並列接続する一対のメイン油路８９ａ・８９ｂを有し、また、第二の回路９０は第ニ油圧モータ８０・８０を互いに並列接続する一対のメイン油路９０ａ・９０ｂを有する。
Next, a traveling hydraulic circuit of the work vehicle 1 will be described below.
In the hydraulic circuit shown in FIG. 15, a first circuit 89 for connecting the first hydraulic motors 10 and 10 to the hydraulic pump 5 is formed in each drive unit 15L and 15R of the steered wheels. In each of the drive units 13L and 13R, a second circuit 90 for connecting the second hydraulic motors 80 and 80 to the hydraulic pump 5 is formed. A hydraulic oil supply charge pump 94 and a relief valve 95 are connected to an oil supply / discharge circuit 91 in which the hydraulic pump 5 is disposed via a pair of check valves 96 and 96. The oil supply / discharge circuit 91 is connected to the first circuit 89 and the second circuit 90 via a shift switching valve 92. The first circuit 89 has a pair of main oil passages 89a and 89b that connect the first hydraulic motors 10 and 10 in parallel to each other, and the second circuit 90 connects the second hydraulic motors 80 and 80 in parallel to each other. A pair of main oil passages 90a and 90b is provided.
該第一の回路８９のメイン油路８９ａ・８９ｂの両方は、該変速切替弁９２に接続されている。該第二の回路９０のメイン油路の一方９０ｂは、該変速切替弁９２に接続され、該第二の回路９０の他方９０ａは、油路１００を介して油給排回路９１の一方側と接続されている。該第一油圧モータ１０および第二油圧モータ８０の吸入側と吸入側に、それぞれ前進・後進用の流量制御弁９８・９９が配設され、電動ステップモータ９８ａ・９９ａに対する電流値の変更操作によって弁内部にある絞り通路の開度が機械的に変更されて、第一油圧モータ１０・第二油圧モータ８０へ送入される油の流量が調節される。該ステップモータ９８ａ・９９ａはコントローラ１０７に接続されており、車両の前進時にはステップモータ９９ａのみが作動して流量制御弁９９を機能させ、流量制御弁９８は機能しない、また、車両の後進時にはステップモータ９９ｂのみが作動して流量制御弁９８を機能させ、流量制御弁９９は機能しないように制御される（図１５参照）。
Both the main oil passages 89 a and 89 b of the first circuit 89 are connected to the shift switching valve 92. One of the main oil passages 90 b of the second circuit 90 is connected to the shift switching valve 92, and the other 90 a of the second circuit 90 is connected to one side of the oil supply / discharge circuit 91 via the oil passage 100. It is connected. Forward and reverse flow control valves 98 and 99 are disposed on the suction side and suction side of the first hydraulic motor 10 and the second hydraulic motor 80, respectively, and by changing the current value to the electric step motors 98a and 99a. The opening degree of the throttle passage inside the valve is mechanically changed, and the flow rate of the oil fed to the first hydraulic motor 10 and the second hydraulic motor 80 is adjusted. The step motors 98a and 99a are connected to the controller 107. When the vehicle moves forward, only the step motor 99a operates to cause the flow rate control valve 99 to function, and the flow rate control valve 98 does not function. Only the motor 99b is operated to control the flow control valve 98, and the flow control valve 99 is controlled not to function (see FIG. 15).
各第一油圧モータ１０および第二油圧モータ８０の吸入側と吸入側との間には、作業車両１の牽引用バイパスバルブ１０８・１０８・・・が橋設されている。該バイパスバルブ１０８を切り替えて、第一油圧モータ１０および第二油圧モータ８０を空転させることができる。該作業車両１の牽引時には、前輪３６・３６および後輪７９・７９を介して各第一油圧モータ１０および第二油圧モータ８０がポンプ作用をすることになるが、そのときの油の流れは、該バイパスバルブ１０８を介して自己循環するようになって油圧ポンプ５側には到達しない。これにより、各前輪３６・３６および後輪７９・７９が軽い力で空転可能となり、かかる牽引作業を楽に行うことができる。
Between the suction side and the suction side of each first hydraulic motor 10 and second hydraulic motor 80, traction bypass valves 108, 108,. The first hydraulic motor 10 and the second hydraulic motor 80 can be idled by switching the bypass valve 108. When the work vehicle 1 is towed, the first hydraulic motor 10 and the second hydraulic motor 80 act as pumps via the front wheels 36 and 36 and the rear wheels 79 and 79, and the oil flow at that time is The self-circulation is made through the bypass valve 108 and does not reach the hydraulic pump 5 side. As a result, the front wheels 36 and 36 and the rear wheels 79 and 79 can idle with a light force, and the towing operation can be easily performed.
次に、油圧回路の変速切替弁９２について、以下に詳述する。
図１５に示すように、該変速切替弁９２は、ペダル等の切替操作手段９３に機械的に連結連動されるマニュアルバルブであり、本実施例においては３段階に切替可能とされている。該切替操作手段９３は、操作および制御の容易さとから油圧アクチュエータ等によって切り替えられるようにしてもよい。
Next, the shift switching valve 92 of the hydraulic circuit will be described in detail below.
As shown in FIG. 15, the shift switching valve 92 is a manual valve that is mechanically linked and interlocked with a switching operation means 93 such as a pedal, and can be switched in three stages in this embodiment. The switching operation means 93 may be switched by a hydraulic actuator or the like for ease of operation and control.
該切替操作手段９３によって、該変速切替弁９２が位置Ｌに操作される場合には、第一の回路８９および第二の回路９０が並列に接続される。すなわち、該油圧ポンプ５は車両前進時に紙面左側のポートより吐出されるように設定されているが、ここから吐出される圧油が、該変速切替弁９２および油路１００を介して第一の回路８９のメイン油路８９ａおよび第二の回路９０のメイン油路９０ａへ、それぞれ振り分けられるようにして送入される。第一・第二油圧モータ１０・８０をそれぞれ駆動した後の戻り油は各々のメイン油路８９ｂ・９０ｂより変速切替弁９２内で集流して油圧ポンプ５に吸い込まれる。かかる場合には、左右の前輪３６・３６および後輪７９・７９が駆動され、作業車両１は重牽引作業に最適で、登坂性能に優れた四輪駆動での低速走行が可能となる。
When the shift switching valve 92 is operated to the position L by the switching operation means 93, the first circuit 89 and the second circuit 90 are connected in parallel. That is, the hydraulic pump 5 is set so as to be discharged from the port on the left side of the sheet when the vehicle moves forward, and the pressure oil discharged from the hydraulic pump 5 is supplied to the first through the shift switching valve 92 and the oil passage 100. They are sent to the main oil passage 89a of the circuit 89 and the main oil passage 90a of the second circuit 90 so as to be distributed. The return oil after driving the first and second hydraulic motors 10 and 80 is collected in the shift switching valve 92 from the main oil passages 89b and 90b and sucked into the hydraulic pump 5. In such a case, the left and right front wheels 36 and 36 and the rear wheels 79 and 79 are driven, and the work vehicle 1 is optimal for heavy traction work and can be driven at a low speed with four-wheel drive excellent in climbing performance.
該変速切替弁９２が位置Ｍに操作される場合は、該第一の回路８９および第二の回路９０が直列に接続される。すなわち、該油圧ポンプ５からの圧油が車両前進時に紙面左側のポートより吐出されるが、油給排回路９１から油路１００を介して、まず、第ニの回路９０のメイン油路９０ａに送られ、第二油圧モータ８０を駆動した後に、変速切替弁９２を介して第一の回路８９のメイン油路８９ａに送られ、第一油圧モータ１０を駆動した後、メイン油路８９ｂより変速切替弁９２を経て油圧ポンプ５に吸い込まれる。かかる場合には、左右の前輪３６・３６および後輪７９・７９が駆動されるが、作業車両１は、上述の変速切替弁９２が位置Ｌに操作される場合よりも速い、作業効率の良い四輪駆動での中速走行が可能となる。第一の回路８９と第二の回路９０とが、並列に接続されるよりも直列に接続された方が、油圧ポンプ５から吐出された油の全量を第一油圧モータ１０および第二油圧モータ８０に送入することができるためである。
When the shift switching valve 92 is operated to the position M, the first circuit 89 and the second circuit 90 are connected in series. That is, the pressure oil from the hydraulic pump 5 is discharged from the port on the left side of the page when the vehicle moves forward. First, the oil supply / discharge circuit 91 passes through the oil passage 100 to the main oil passage 90a of the second circuit 90. After the second hydraulic motor 80 is driven, it is sent to the main oil passage 89a of the first circuit 89 via the gear change valve 92, and after the first hydraulic motor 10 is driven, the speed is changed from the main oil passage 89b. It is sucked into the hydraulic pump 5 through the switching valve 92. In such a case, the left and right front wheels 36 and 36 and the rear wheels 79 and 79 are driven, but the work vehicle 1 is faster and more efficient in operation than the case where the above-described shift switching valve 92 is operated to the position L. Medium speed running with four-wheel drive is possible. When the first circuit 89 and the second circuit 90 are connected in series rather than being connected in parallel, the total amount of oil discharged from the hydraulic pump 5 is transferred to the first hydraulic motor 10 and the second hydraulic motor. This is because it can be sent to 80.
そして、該変速切替弁９２が位置Ｌもしくは位置Ｍの状態から位置Ｈに操作される場合は、第一の回路８９への油供給が停止されて、前記油給排回路９１と第二の回路９０とが変速切替弁９２を介して接続される。すなわち、該油圧ポンプ５からの圧油が、第二の回路９０を介して、該変速切替弁９２に送られ、後輪７９・７９のみの駆動による二輪駆動とされる。第一の回路８９には送られず駆動停止する第一油圧モータ１０が走行の際にポンプ作用するときの油循環が変速切替弁９２を介して許容される。なお、８９ｃは第一の回路８９内で油が循環するときで各所の油リークにより回路内が負圧になるのを防止する油補充用のチェックバルブである。
When the shift switching valve 92 is operated from the position L or the position M to the position H, the oil supply to the first circuit 89 is stopped, and the oil supply / discharge circuit 91 and the second circuit are stopped. 90 is connected through a shift switching valve 92. That is, the pressure oil from the hydraulic pump 5 is sent to the shift switching valve 92 via the second circuit 90, and the two-wheel drive is performed by driving only the rear wheels 79 and 79. Oil circulation when the first hydraulic motor 10 that is not sent to the first circuit 89 and stops driving is pumped during travel is permitted via the shift switching valve 92. 89c is an oil replenishment check valve for preventing negative pressure in the circuit due to oil leakage at various points when oil circulates in the first circuit 89.
変速切替弁９２の位置Ｈで四輪駆動／二輪駆動切換機能を持たせるだけでよければ、後述のように第二油圧モータ８０は可変容積型を用いる必要はない。本実施例においては更にもう一段の変速段数をこの位置Ｈで得るために切替操作手段９３の近傍に配設されたセンサ１０３によって、該変速切替弁９２が位置Ｈに操作されたことが検出される。そうすると、前記外部アクチュエータ１０１によって、前記傾動機構８３における第二油圧モータ８０・８０の可動斜板７３の斜板角度が同じ割合で小さくなるように傾動され、上述の変速切替弁９２が位置Ｌ・位置Ｍに操作される場合の走行速度よりも速くなり、二輪駆動による経済的な高速走行が可能となる。なお、前記外部アクチュエータ１０１を用いずに切替操作手段９３と前記傾動機構８３とをロッドやワイヤなどを用いて機械的に連動連係させてもよい。
As long as it is sufficient to provide the four-wheel drive / two-wheel drive switching function at the position H of the shift switching valve 92, the second hydraulic motor 80 does not need to use a variable displacement type as described later. In this embodiment, it is detected that the shift switching valve 92 has been operated to the position H by the sensor 103 disposed in the vicinity of the switching operation means 93 in order to obtain another shift number at the position H. The Then, the external actuator 101 is tilted so that the swash plate angle of the movable swash plate 73 of the second hydraulic motors 80 and 80 in the tilt mechanism 83 is decreased at the same rate, and the above-described shift switching valve 92 is moved to the position L. It becomes faster than the traveling speed when operated to the position M, and economical high-speed traveling by two-wheel drive becomes possible. The switching operation means 93 and the tilt mechanism 83 may be mechanically linked using a rod, a wire, or the like without using the external actuator 101.
このように、油圧ポンプ５から、各駆動ユニット１３・１５に配設される第一油圧モータ１０および第二油圧モータ８０へ、それぞれ個別に油を供給可能な油圧回路が形成されている。そのため、該油圧ポンプ５から送出される圧油を制御することによって、容易に左右の前輪３６・３６および後輪７９・７９の駆動速度を増減させたり、差動駆動させたりすることができる。また、該第一および第二油圧モータ１０・８０は、それぞれ油圧ポンプ５と接続されているため、油圧によって容易に四輪駆動させることができる。
In this way, hydraulic circuits that can supply oil from the hydraulic pump 5 to the first hydraulic motor 10 and the second hydraulic motor 80 disposed in the drive units 13 and 15 are formed. Therefore, by controlling the pressure oil delivered from the hydraulic pump 5, the driving speeds of the left and right front wheels 36 and 36 and the rear wheels 79 and 79 can be easily increased or decreased or differentially driven. Further, since the first and second hydraulic motors 10 and 80 are respectively connected to the hydraulic pump 5, they can be easily driven four-wheels by hydraulic pressure.
さらに、油圧ポンプ５の吐出油量と吐出方向の操作が無段で行えるため走行中に操作可能な主変速的な使い方をし、前記変速切替弁９２によって第一油圧モータ１０および第二油圧モータ８０への油流量を段階的に切り替えて、走行状況に応じて速度域を選定する副変速的な使い方をすることによって総合的に、左右の前輪３６・３６および後輪７９・７９の駆動速度を広範囲で変速させることができる。なお、本実施例においては、油圧ポンプ５、第一油圧モータ１０、第二油圧モータ８０が直列接続される際には車両の前進時において油圧ポンプ５から吐出された油を先に後輪駆動用の第二油圧モータ８０に供給するようにしたが、これは車両の特性上、急発進時において前輪が浮き上がった場合でも後輪は路面にしっかり設置しており、駆動トルクを確実に地面に伝えて走行安定性をよくするためである。
Further, since the operation of the discharge oil amount and the discharge direction of the hydraulic pump 5 can be performed continuously, it is used as a main transmission that can be operated during traveling, and the first hydraulic motor 10 and the second hydraulic motor are operated by the shift switching valve 92. The driving speed of the left and right front wheels 36 and 36 and the rear wheels 79 and 79 is comprehensively changed by stepwise switching the oil flow rate to 80 and selecting a speed range according to the driving situation. Can be changed over a wide range. In this embodiment, when the hydraulic pump 5, the first hydraulic motor 10, and the second hydraulic motor 80 are connected in series, the oil discharged from the hydraulic pump 5 when the vehicle moves forward is driven first by the rear wheels. However, due to the characteristics of the vehicle, the rear wheels are firmly installed on the road surface even when the front wheels are lifted up at the time of sudden start. This is to improve the running stability.
特に、該第二の回路９０にのみ油を送入させるように切り替えることによって、作業車両１を四輪駆動から二輪（後輪）駆動に容易に切り替えることができる。本実施例において、油圧回路中の油が該第二油圧モータ８０のみに送られ、四輪駆動時と比べて該第二油圧モータ８０の可動斜板の斜板角度が小さくなるように傾動されて、後輪７９・７９の駆動速度は速められる。そのため、二輪駆動による高速走行によって該作業車両１の走行性が高められ、例えば、平地での走行の際等にこのような切り替えを瞬時に行えば、移動時間を短縮して作業効率がよい。
In particular, the work vehicle 1 can be easily switched from four-wheel drive to two-wheel (rear wheel) drive by switching so that oil is fed only into the second circuit 90. In this embodiment, the oil in the hydraulic circuit is sent only to the second hydraulic motor 80 and tilted so that the swash plate angle of the movable swash plate of the second hydraulic motor 80 is smaller than that in the case of four-wheel drive. Thus, the driving speed of the rear wheels 79 and 79 is increased. For this reason, the traveling performance of the work vehicle 1 is enhanced by high-speed traveling by two-wheel drive. For example, when such switching is instantaneously performed when traveling on a flat ground, the traveling time is shortened and the working efficiency is good.
ここで、前記コントローラ１０７による油圧制御について、以下に詳述する。
図１７に示すように、前後一対の前記ステップモータ９８ａ・９９ａの他に、前記デフロックペダル１０５、主変速ペダル１０６の近傍に配設されたセンサ、車軸回転数センサ１０２および舵角センサ１０４等が、コントローラ１０７に接続されている。該コントローラ１０７は、制御に関するデータやプログラムの記憶機能、該データやプログラムを実行するための展開機能および演算機能等を具備し、具体的には、ＣＰＵ、ＲＯＭ、およびＲＡＭ等がバスで接続される構成であってもよいし、或いは、ワンチップのＬＳＩ等で上記機能を全て具備する構成であってもよい。
Here, the hydraulic control by the controller 107 will be described in detail below.
As shown in FIG. 17, in addition to the pair of front and rear step motors 98a and 99a, the differential lock pedal 105, a sensor disposed in the vicinity of the main transmission pedal 106, an axle rotation speed sensor 102, a steering angle sensor 104, and the like. , Connected to the controller 107. The controller 107 has a storage function for data related to control and a program, a development function and an arithmetic function for executing the data and program, and specifically, a CPU, a ROM, a RAM, and the like are connected by a bus. Alternatively, it may be a single-chip LSI or the like having all the above functions.
前記第一油圧モータ１０・１０の左右各々および第二油圧モータ８０・８０の左右各々への流入量を独立的に制限して、それらの回転数を制御可能な電気操作式の流量制御弁９８・９９を第一、第二の回路８９、９０に設けていることにより、前記第一油圧モータ１０・１０の左右各々および第二油圧モータ８０・８０の左右各々の回転数を、車両の様々な状況に応じて制御することができるようになっている。
An electrically operated flow control valve 98 capable of independently restricting the amount of flow into the left and right of the first hydraulic motors 10 and 10 and the right and left of the second hydraulic motors 80 and 80 and controlling their rotational speeds. By providing 99 in the first and second circuits 89 and 90, the rotational speeds of the left and right sides of the first hydraulic motors 10 and 10 and the left and right sides of the second hydraulic motors 80 and 80 can be varied according to the vehicle. It can be controlled according to various situations.
該コントローラ１０７による制御手段の一例を説明すると、左右の前輪３６・３６および後輪７９・７９の回転数が、強制的に等しくなるように制御するデフロック機能がある。すなわち、該コントローラ１０７において、車両前進時にオペレータによってデフロックペダル１０５が踏動されたこと（デフロック「ＯＮ」）がセンサ等によって検出されると、ステップモータ９９ａが駆動されて、第一油圧モータ１０・１０の左右各々および第二油圧モータ８０・８０の左右各々への油流量が、前記車軸回転数センサ１０２・１０２・・・のフィードバック信号に基づき、左右の車軸３５・７８の回転数を等しくするように制御されて、左右の前輪３６・３６および後輪７９・７９がデフロックされる。前進走行時はすべての流量制御弁９８、９９の絞り効果が消滅しており、左右前後輪に作用する負荷に応じて第一油圧モータ１０・１０の左右各々および第二油圧モータ８０・８０の左右各々には油圧差動機能が現出される。
An example of the control means by the controller 107 will be described. There is a differential lock function for controlling the left and right front wheels 36 and 36 and the rear wheels 79 and 79 so that the rotational speeds are forcibly made equal. That is, when the controller 107 detects that the diff lock pedal 105 has been depressed (diff lock “ON”) by the operator when the vehicle moves forward, the step motor 99a is driven, and the first hydraulic motor 10. The oil flow rates to the left and right of each of the 10 and the left and right of the second hydraulic motors 80 and 80 make the rotation speeds of the left and right axles 35 and 78 equal based on the feedback signals of the axle rotation speed sensors 102, 102. Thus, the left and right front wheels 36 and 36 and the rear wheels 79 and 79 are differentially locked. During forward travel, the throttle effects of all the flow control valves 98 and 99 have disappeared, and the left and right sides of the first hydraulic motors 10 and 10 and the second hydraulic motors 80 and 80 are in accordance with the load acting on the left and right front and rear wheels. A hydraulic differential function appears on each of the left and right sides.
ここで例えば、片輪が脱輪すると、該片輪の負荷が軽くなってその第一油圧モータ１０への油流入量が増え、他方輪の第一油圧モータ１０への油流入はなくなり左前輪は回転停止する。その際、デフロックペダル１０５を踏み込めば、コントローラ１０７は実測された左右車軸の回転差に基づき、流量制御弁９９に対して、軽負荷側の第一油圧モータ１０への油流入をスリップ度合いに応じて制限して高負荷側の第一油圧モータ１０へ強制的に油流入を行わせるように絞り効果を現出させることにより、高負荷側の第一油圧モータ１０を回転させ、両前輪の回転差が略零となるまで流量制御弁９９の制御が絞り度合いを変更しつつ継続される。
Here, for example, when one wheel is removed, the load on the one wheel is lightened and the amount of oil flowing into the first hydraulic motor 10 is increased, and the oil flowing into the first hydraulic motor 10 on the other wheel is eliminated and the left front wheel. Stops rotating. At this time, if the diff-lock pedal 105 is depressed, the controller 107 causes the flow control valve 99 to inject oil into the first hydraulic motor 10 on the light load side according to the degree of slip, based on the actually measured rotational difference between the left and right axles. The first hydraulic motor 10 on the high load side is rotated by rotating the front wheels by causing the throttle effect to appear so as to force the oil to flow into the first hydraulic motor 10 on the high load side. Control of the flow control valve 99 is continued while changing the throttle degree until the difference becomes substantially zero.
また、このような流量制御弁９８、９９は、操舵角度と左右前輪の回転数との検知によりリミテッドスリップデフ機能を現出させることも可能である。これは検出された操舵角に対応する作業車両１の旋回中心点１１０から左前輪の旋回半径および右前輪の旋回半径差に基づく左前輪３６Ｌと右前輪３６Ｒの回転差を算出してこれを基準値とし、前記車軸回転数センサ１０２の実測値と比較させることによりコントローラ１０７は作業車両１の片輪スリップ旋回状態を判定することができ、上述と同様に、流量制御弁９８、９９の絞り効果を現出させてスリップしている側の第一油圧モータ１０への油流入をスリップ度合いに応じて制限して高負荷側の第一油圧モータ１０へ強制的に油流入を行わせることにより、いかなる路面にあっても旋回中も車輪駆動を持続させることができる。
Such flow control valves 98 and 99 can also exhibit a limited slip differential function by detecting the steering angle and the rotational speeds of the left and right front wheels. This is based on the rotation difference between the left front wheel 36L and the right front wheel 36R based on the difference between the turning radius of the left front wheel and the turning radius of the right front wheel from the turning center point 110 of the work vehicle 1 corresponding to the detected steering angle. The controller 107 can determine the one-wheel slip turning state of the work vehicle 1 by comparing the measured value with the measured value of the axle rotation speed sensor 102, and the throttle effect of the flow control valves 98 and 99 is the same as described above. The oil inflow to the first hydraulic motor 10 on the slipping side is made to appear depending on the degree of slip, and the oil is forced to flow into the first hydraulic motor 10 on the high load side, Wheel driving can be continued during turning on any road surface.
なお、本実施例においては、流量制御弁９８、９９の各々は２つの可変絞り通路を有しそれらの絞り度合いを背反的に制御可能なステップモータ９８ａ・９９ａを組み合わせたもの、第一、第二油圧モータ１０・１０、８０・８０各々の左右に対して油圧ポンプ側と並列接続する接続点にそれぞれ１個ずつ用いて計２個としたものであるが、図１６に示すように、一つの可変絞り通路を有し、その絞り度合いを制御するステップモータ１０９ａを備えた流量調整弁１０９を各第一油圧モータ１０・１０の吸入側と吐出側にそれぞれ用いて計４個としてもよい。図示はしないが、第ニ油圧モータ８０・８０の回路も同様である。
In the present embodiment, each of the flow control valves 98 and 99 has two variable throttle passages and a combination of step motors 98a and 99a capable of controlling the degree of throttling in contradiction. The two hydraulic motors 10, 10, 80, and 80 are each connected to the hydraulic pump side in parallel to the left and right to make two total, but as shown in FIG. A total of four flow regulating valves 109 having two variable throttle passages and provided with a step motor 109a for controlling the throttle degree may be used on the suction side and the discharge side of the first hydraulic motors 10 and 10, respectively. Although not shown, the circuits of the second hydraulic motors 80 and 80 are the same.
（第二実施例）
図１８乃至図２１に示すように、本実施例に係る作業車両１は、車両フレーム２の前方には前輪３６を各別に具備する、本発明に係る左右一対の駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒが配設され、車両フレーム２の後方には、後輪１１９の駆動用の、単一の第二油圧モータ１１５と機械式差動歯車機構１１３とを備えた車軸駆動装置１１４が、それぞれ懸架されている。
(Second embodiment)
As shown in FIGS. 18 to 21, the work vehicle 1 according to the present embodiment includes a pair of left and right drive units 15 </ b> L and 15 </ b> R according to the present invention, each having a front wheel 36 in front of the vehicle frame 2. An axle driving device 114 including a single second hydraulic motor 115 and a mechanical differential gear mechanism 113 for driving the rear wheel 119 is suspended behind the vehicle frame 2.
図１８に示すように、車両フレーム２の後方に、リアアクスルケース１１７が固設され、該リアアクスルケース１１７内には、油圧ポンプ５、第二油圧モータ１１５、減速歯車機構１１８、機械的なデフロック付きの差動歯車機構１１３および該差動歯車機構１１３で連結された左右一対の車軸１１６等が配設されている。該油圧ポンプ５は、該リアアクスルケース１１７近傍に配設された図示せぬエンジン３によって駆動され、該油圧ポンプ５に流体的に接続された第二油圧モータ１１５の出力軸１１５ａが、該減速歯車機構１１８に接続されている。該車軸１１６は、該車軸駆動装置１１４の側面から車両フレーム２の左右方向に突出し、かかる突出部の両端部に後輪１１９が固設されている。該第二油圧モータ１１５による駆動は、該減速歯車機構１１８を介して差動歯車機構１１３へと伝達され、車軸１１６および後輪１１９へと伝達される。
As shown in FIG. 18, a rear axle case 117 is fixed to the rear of the vehicle frame 2, and in the rear axle case 117, a hydraulic pump 5, a second hydraulic motor 115, a reduction gear mechanism 118, a mechanical A differential gear mechanism 113 with a differential lock and a pair of left and right axles 116 connected by the differential gear mechanism 113 are disposed. The hydraulic pump 5 is driven by an engine 3 (not shown) disposed in the vicinity of the rear axle case 117, and an output shaft 115a of a second hydraulic motor 115 fluidly connected to the hydraulic pump 5 The gear mechanism 118 is connected. The axle 116 projects from the side surface of the axle drive device 114 in the left-right direction of the vehicle frame 2, and rear wheels 119 are fixed to both ends of the projecting portion. The drive by the second hydraulic motor 115 is transmitted to the differential gear mechanism 113 via the reduction gear mechanism 118 and to the axle 116 and the rear wheel 119.
前記左右一対の駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒは、ハンドル１６の最大切れ時に、旋回内側の後輪１１９上に旋回中心点１１０が現出されるように、その最大操舵角度を設定している。よって、該駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒの構造（特に図外のカム２６ａ形状）は上述の第一実施例と同じであり、旋回時は後輪１１９側の旋回半径１１２ａと前輪３６側の旋回半径１１１ａとの旋回半径差に見合う割合で第二油圧モータ１１５よりも第一油圧モータ１０の回転数を増加させるものである。
The pair of left and right drive units 15L and 15R have their maximum steering angles set so that the turning center point 110 appears on the rear wheel 119 inside the turning when the handle 16 is fully cut. Therefore, the structure of the drive units 15L and 15R (particularly the shape of the cam 26a not shown) is the same as that of the first embodiment described above, and when turning, the turning radius 112a on the rear wheel 119 side and the turning radius 111a on the front wheel 36 side. The rotational speed of the first hydraulic motor 10 is increased more than the second hydraulic motor 115 at a rate commensurate with the turning radius difference.
このように、本実施例に係る操舵輪の駆動ユニット１５は、機械的な差動歯車機構１１３を備えた車軸駆動装置１１４を搭載する二輪操舵／四輪駆動車両にも適用して、その旋回性能や走行性能を向上させることができる。
Thus, the steering wheel drive unit 15 according to the present embodiment is also applied to a two-wheel steering / four-wheel drive vehicle equipped with the axle drive device 114 having the mechanical differential gear mechanism 113, and the turning thereof. Performance and running performance can be improved.
図１９に示す作業車両１は、該車軸駆動装置１１４の車軸１１６の両端部に、各後輪１１９・１１９を左右方向に回動可能な操舵輪が構成された四輪操舵／四輪駆動式としている。かかる操舵輪は、車両フレーム２に相対回動不能に固設された車軸ステー１２３に、図外のハンドルにつながる操舵リンク機構（図略）を介して、前輪３６とともに後輪１１９が左右揺動されるものであって、前輪３６・３６は、ハンドル１６の回動方向に該当する左右同一側に旋回され、後輪１１９・１１９は、ハンドル１６の回動方向とは反対側に旋回されるような連係構成をしている。
The work vehicle 1 shown in FIG. 19 has a four-wheel steering / four-wheel drive type in which steering wheels capable of rotating the rear wheels 119 and 119 in the left-right direction are formed at both ends of the axle 116 of the axle drive device 114. It is said. Such a steered wheel has a front wheel 36 and a rear wheel 119 swinging left and right via a steering link mechanism (not shown) connected to an axle stay 123 fixed to the vehicle frame 2 so as not to be relatively rotatable. The front wheels 36 and 36 are turned to the same left and right sides corresponding to the turning direction of the handle 16, and the rear wheels 119 and 119 are turned to the side opposite to the turning direction of the handle 16. The linkage structure is as follows.
このような構成とすることで、図１８に示す作業車両１と比べて、ハンドル１６の最大切れ時には、前輪３６と後輪１１９との間に旋回中心点１１０が現出して前輪３６の旋回半径１１１ａと後輪１１９の旋回半径１１２ａとの差が小さく、該作業車両１は小回りの効く旋回となる。該駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒに用いる図外のカム２６ａは、旋回時は後輪１１９側の旋回半径１１２ａと前輪３６側の旋回半径１１１ａとの旋回半径差に見合う最適な割合で第二油圧モータ１１５よりも第一油圧モータ１０の回転数を増加させるような形状に設定される。なお、車両フレーム２に車軸ステー１２３が固設されているため、該後輪１１９の左右方向への回動角度は、該後輪１１９が車両フレーム２に当接しない範囲に限定されるため、旋回中心点１１０は旋回内側の車輪３６（１１９）よりも機体内方に位置することはなく、芯地旋回はしない。
With such a configuration, the turning center point 110 appears between the front wheel 36 and the rear wheel 119 when the handle 16 is fully cut as compared with the work vehicle 1 shown in FIG. The difference between 111a and the turning radius 112a of the rear wheel 119 is small, and the work vehicle 1 turns with a small turn. The cam 26a (not shown) used for the drive units 15L and 15R is the second hydraulic motor 115 at an optimum ratio corresponding to the turning radius difference between the turning radius 112a on the rear wheel 119 side and the turning radius 111a on the front wheel 36 side during turning. Instead, the shape is set so as to increase the rotational speed of the first hydraulic motor 10. Since the axle stay 123 is fixed to the vehicle frame 2, the rotation angle of the rear wheel 119 in the left-right direction is limited to a range in which the rear wheel 119 does not contact the vehicle frame 2. The turning center point 110 is not located inward of the vehicle body than the wheel 36 (119) inside the turning and does not turn the interlining.
また、図２０に示す作業車両１においては、前記油圧ポンプ５が、該車軸駆動装置１１４の外部に配設されるような構成とされている。該車軸駆動装置１１４内に該油圧ポンプ５を配設する構成であれば、前記エンジン３と油圧ポンプ５とを連結させるために、用いるエンジン３の形状や、該車軸駆動装置１１４のレイアウトが制限されていた。そこで、かかる構成とすることで、該油圧ポンプ５を、前記エンジン３の出力軸の向き（水平／垂直）に応じて自由に配設することができ、該車軸駆動装置１１４に内装される第二油圧モータ１１５に対しては変形容易な外部配管を用いて接続すればよい。このレイアウトは前記した図１９に係る四輪操舵／四輪駆動式作業車両においても適用できる。
In the work vehicle 1 shown in FIG. 20, the hydraulic pump 5 is arranged outside the axle drive device 114. If the hydraulic pump 5 is arranged in the axle drive device 114, the shape of the engine 3 used and the layout of the axle drive device 114 are limited in order to connect the engine 3 and the hydraulic pump 5. It had been. Therefore, with this configuration, the hydraulic pump 5 can be freely arranged according to the direction (horizontal / vertical) of the output shaft of the engine 3, and the axle drive device 114 is equipped with a first one. The two hydraulic motors 115 may be connected using external piping that can be easily deformed. This layout can also be applied to the four-wheel steering / four-wheel drive work vehicle according to FIG.
以上の実施例においては、本発明に係る、第一油圧モータ１０・１０を個々に備える操舵輪駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒを作業車両の前後一方側に配置させ、さらに、前後他方側に単一の第二油圧モータ１１５と機械式差動歯車機構１１３とを備える車軸駆動装置１１４を配置させたものである。該第一油圧モータ１０・１０のメイン油路８９ａ・８９ｂと、第二油圧モータ１１５のメイン油路１７２ａ・１７２ｂとを油圧ポンプ５に対して流体接続するための油圧回路は、図２１に示すように、詳述した図１５と略同じであり、機能が同じ部品には同一符号を付してその説明は省略する。
In the above embodiment, the steering wheel drive units 15L and 15R individually including the first hydraulic motors 10 and 10 according to the present invention are arranged on the front and rear sides of the work vehicle, and further, a single side is provided on the front and rear sides. An axle driving device 114 including a second hydraulic motor 115 and a mechanical differential gear mechanism 113 is disposed. A hydraulic circuit for fluidly connecting the main oil passages 89a and 89b of the first hydraulic motors 10 and 10 and the main oil passages 172a and 172b of the second hydraulic motor 115 to the hydraulic pump 5 is shown in FIG. As described above, the components that are substantially the same as those in FIG. 15 and that have the same functions are denoted by the same reference numerals, and the description thereof is omitted.
図３２に示すように、かかる作業車両１の油圧回路は、油圧ポンプ５と第一油圧モータ１０・１０との間に第一の回路８９が形成され、該油圧ポンプ５と第二油圧モータ１１５との間に第二の回路１２０が形成されている。該第一の回路８９および第二の回路１２０は、前記変速切替弁９２を介して接続されている。なお、本実施例においては、該第一の回路８９には、前記前進・後進用の流量制御弁９８・９９は便宜上図示していないが、必要であれば前述の図１５、図１６で説明したような流量制御弁９８・９９を配設して、かかるデフロックを前輪３６に作用させるようにしてもよい。
As shown in FIG. 32, in the hydraulic circuit of the work vehicle 1, a first circuit 89 is formed between the hydraulic pump 5 and the first hydraulic motors 10 and 10, and the hydraulic pump 5 and the second hydraulic motor 115 are formed. The second circuit 120 is formed between the two. The first circuit 89 and the second circuit 120 are connected via the shift switching valve 92. In this embodiment, the first circuit 89 does not show the forward / reverse flow control valves 98 and 99 for the sake of convenience, but will be described with reference to FIGS. 15 and 16 if necessary. Such flow control valves 98 and 99 may be provided so that the differential lock acts on the front wheel 36.
該変速切替弁９２を位置Ｌ・位置Ｍに切り替えることによって、前輪３６側の一対の第一油圧モータ１０および後輪１１９側の一個の第二油圧モータ１１５が油圧ポンプ５に対して直列若しくは並列に接続されるように切り替えられ各第一・第二モータ１０・１１５が同期して異なる回転を出力する。該変速切替弁９２が位置Ｈに操作されると、油圧ポンプ５からの油が第二の回路１２０のみに流入され、後輪１１９・１１９のみが駆動される二輪駆動とされる。と同時に、かかる切替操作が、前記センサ１０３によって検知されると、第二油圧モータ１１５の可動斜板１２１に接続された外部アクチュエータ１０１によって、該第二油圧モータ１１５の可動斜板１２１の斜板角度が小さくなるように傾動され、該後輪１１９・１１９の駆動速度が増速される。
The pair of first hydraulic motors 10 on the front wheel 36 side and one second hydraulic motor 115 on the rear wheel 119 side are connected in series or in parallel with the hydraulic pump 5 by switching the shift switching valve 92 to the position L and the position M. The first and second motors 10 and 115 are synchronized to output different rotations. When the shift switching valve 92 is operated to the position H, the oil from the hydraulic pump 5 flows into only the second circuit 120, and the two-wheel drive is performed in which only the rear wheels 119 and 119 are driven. At the same time, when such a switching operation is detected by the sensor 103, the swash plate of the movable swash plate 121 of the second hydraulic motor 115 is detected by the external actuator 101 connected to the movable swash plate 121 of the second hydraulic motor 115. Tilts are made to reduce the angle, and the driving speed of the rear wheels 119 and 119 is increased.
図２２に示す操舵輪駆動ユニット１５は、支持体１４１およびキングピン１４２等が、上記第一実施例における支持体２６およびキングピン２７等と比べて、上下長さにおいて短く形成され、該キングピン１４２等によって構成される駆動ユニット１５が、車両フレーム２の側方に位置するような構成とされている。
The steering wheel drive unit 15 shown in FIG. 22 has a support 141 and a kingpin 142 etc. that are shorter in the vertical length than the support 26 and the kingpin 27 etc. in the first embodiment. The configured drive unit 15 is configured to be located on the side of the vehicle frame 2.
前記車両フレーム２の内側（図２２において右方）に、正面視略Ｌ字状の支持ブラケット１３８がボルト１３８ａによってネジ締め固定され、該支持ブラケット１３８に、前記駆動ギア２２の支点ピン２３が枢設されている。一方、該車両フレーム２の外側に、正面視略コ字状のサポートフレーム１３９がネジ締め固定されている。該サポートフレーム１３９の上方水平面１３９ａは、支持体１４１に固設され、下方水平面１３９ｂは、枢軸ボルト１４０によって下半割ハウジング部２８ｂの下方から、相対回動可能に枢支されている。該枢軸ボルト１４０および該キングピン１４２が同軸芯となるように構成され、該サポートフレーム１３９および該サポートフレーム１３９に固設された支持体１４１に対して、該キングピン１４２およびハウジング２８が相対回転可能にニ点支持される。
A support bracket 138 having a substantially L-shape when viewed from the front is screwed and fixed to the inside of the vehicle frame 2 (to the right in FIG. 22) by a bolt 138a, and the fulcrum pin 23 of the drive gear 22 is pivoted to the support bracket 138. It is installed. On the other hand, a substantially U-shaped support frame 139 is fixed to the outside of the vehicle frame 2 with screws. An upper horizontal surface 139a of the support frame 139 is fixed to the support body 141, and a lower horizontal surface 139b is pivotally supported by a pivot bolt 140 from below the lower half housing portion 28b so as to be relatively rotatable. The pivot bolt 140 and the king pin 142 are configured to have a coaxial core, and the king pin 142 and the housing 28 are rotatable relative to the support frame 139 and the support 141 fixed to the support frame 139. Two points are supported.
該支持体１４１は、中実状のキングピン１４２が、相対回動可能に略上下方向に下方から内挿されている。該キングピン１４２の上端部には、従動ギア３０が相対回転不能に嵌合され、該キングピン１４２の下端部には、ハウジング２８が固設されている。該ハウジング２８には、前記減速機構３８、ブレーキ機構３９、可動斜板５３の傾動機構４０等が配設されている。
The support 141 has a solid king pin 142 inserted from below in a substantially vertical direction so as to be relatively rotatable. The driven gear 30 is fitted to the upper end portion of the king pin 142 so as not to be relatively rotatable, and the housing 28 is fixed to the lower end portion of the king pin 142. The housing 28 is provided with the speed reduction mechanism 38, the brake mechanism 39, the tilting mechanism 40 of the movable swash plate 53, and the like.
このような構成とすることで、作業車両１の上下高さを低くして、作業車両１のコンパクト化・低重心による良好な走行安定性を図ることができる。一方で、該ハウジング２８等が該サポートフレーム１３９に枢支されるため、各前輪３６・３６の左右旋回角度が制限される。しかし、作業車両１が小型に形成されている場合には、車両自体がコンパクトであるため小回りが可能であり、該操舵輪の左右の旋回性を損なうものではなく、むしろ、ハウジング２８等が複数点（本実施例においては二点）で枢支されるため、かかる旋回の際の安定性・円滑性が向上する。
By adopting such a configuration, the vertical height of the work vehicle 1 can be lowered, and the work vehicle 1 can be made compact and have good running stability due to the low center of gravity. On the other hand, since the housing 28 and the like are pivotally supported by the support frame 139, the left and right turning angles of the front wheels 36 and 36 are limited. However, when the work vehicle 1 is formed in a small size, the vehicle itself is compact so that it can be turned slightly and does not impair the left-right turning performance of the steered wheels. Rather, a plurality of housings 28 and the like are provided. Since it is pivotally supported at a point (two points in the present embodiment), the stability and smoothness during the turning are improved.
なお、前記中実状のキングピン１４２内には上下の長手方向に沿って４本の貫通孔１４３・１４４・１４５が形成されており、それらのうち３本の下開口端には管継手１４３ａ・１４４ａ・１４５ａが螺着されて短い油管４７・４８とドレン導管４６を介して前述の図９や図１２と同様にハウジング２８の上面に螺着された管継手４６ａ・４７ａ・４８ａが接続される。前記キングピン１４２内の貫通孔１４３・１４４・１４５の上開口端には管継手１４３ｂ・１４４ｂ・１４５ｂが螺着されて、そのうちの２つには前記油圧ポンプ５が流体接続され、残りの１つには前記図外のオイルタンクが流体接続される。また、残り１本の貫通孔には、ブレーキペダルとつながるブレーキワイヤ４９が挿通され、ハウジング２８上面のブレーキアーム６８に接続される。このようなキングピン１４２の内部に設けた貫通孔を油路として用いることは、前記図３で示した長尺なキングピン２７において適用してもよい。
In the solid king pin 142, four through-holes 143, 144, 145 are formed along the upper and lower longitudinal directions, and among these, three lower opening ends have pipe joints 143a, 144a. The pipe joints 46a, 47a, and 48a screwed to the upper surface of the housing 28 are connected through the short oil pipes 47 and 48 and the drain conduit 46 as in FIGS. 9 and 12 described above. Pipe joints 143b, 144b, and 145b are screwed to the upper opening ends of the through holes 143, 144, and 145 in the king pin 142, and the hydraulic pump 5 is fluidly connected to two of them, and the remaining one Is connected to an oil tank (not shown). A brake wire 49 connected to the brake pedal is inserted into the remaining one through hole and connected to the brake arm 68 on the upper surface of the housing 28. The use of such a through hole provided in the king pin 142 as an oil passage may be applied to the long king pin 27 shown in FIG.
図２３乃至図２５に示す操舵輪駆動ユニット１５は、駆動ユニット１５における減速機構３８として、部品点数が少なく低コストな二段減速式の平行ギア機構を備えるものである。
The steering wheel drive unit 15 shown in FIGS. 23 to 25 includes a two-stage reduction type parallel gear mechanism with a small number of parts and a low cost as the reduction mechanism 38 in the drive unit 15.
ハウジング１２４内に第一油圧モータ１０が配設され、該第一油圧モータ１０のシリンダブロック５１にモータ軸５６が嵌合されている。一方、該ハウジング１２４の左右方向に車軸３５がベアリング支持部６７・６７によって支持され、該車軸３５に該モータ軸５６が遊嵌され、該モータ軸５６に出力ギア６５がスプライン嵌合されている。該車軸３５に対して略平行となるように減速軸１４６が配設され、該減速軸１４６に固定ギア１４７が固設されている。該固定ギア１４７の一端にギア１４８がスプライン嵌合され、該ギア１４８が前記出力ギア６５と噛合されている。そして、該固定ギア１４７の他端が、該車軸３５の端部にスプライン嵌合された最終減速ギア１４９と噛合される。
The first hydraulic motor 10 is disposed in the housing 124, and the motor shaft 56 is fitted to the cylinder block 51 of the first hydraulic motor 10. On the other hand, the axle 35 is supported by bearing support portions 67 and 67 in the left-right direction of the housing 124, the motor shaft 56 is loosely fitted to the axle 35, and the output gear 65 is spline-fitted to the motor shaft 56. . A reduction shaft 146 is disposed so as to be substantially parallel to the axle 35, and a fixed gear 147 is fixed to the reduction shaft 146. A gear 148 is spline-fitted to one end of the fixed gear 147, and the gear 148 is engaged with the output gear 65. The other end of the fixed gear 147 is engaged with a final reduction gear 149 that is spline-fitted to the end of the axle 35.
このような構成において、該第一油圧モータ１０にて回転駆動されるシリンダブロック５１の駆動が、シリンダブロック５１→モータ軸５６→出力ギア６５→ギア１４８→固定ギア１４７→最終減速ギア１４９→車軸３５→前輪３６へと伝達されて、作業車両１が走行可能とされている。
In such a configuration, the cylinder block 51 driven to rotate by the first hydraulic motor 10 is driven by the cylinder block 51 → the motor shaft 56 → the output gear 65 → the gear 148 → the fixed gear 147 → the final reduction gear 149 → the axle. It is transmitted to 35-> front wheel 36, and work vehicle 1 can run.
また、ブレーキ機構３９が、減速機構３８の後方であって、前記ギア１４８の近傍に配設されている。該ブレーキ機構３９は、図示せぬハンドブレーキにより制動力の操作が可能とされている。該ブレーキ機構３９において、かかるハンドブレーキに連結連動したブレーキワイヤ１５０およびハウジング１２４の上方に配設されたブレーキアーム１５１を介して、カム１５２が操作されて、プレッシャープレート１５３が摺動される。かかるハンドブレーキが操作されると、左方向への推力が発生し、該プレッシャープレート１５３によりギア１４８に抵抗を与え、ブレーキ作用を発生させるようにしている。
A brake mechanism 39 is disposed behind the speed reduction mechanism 38 and in the vicinity of the gear 148. The brake mechanism 39 can be operated with a braking force by a hand brake (not shown). In the brake mechanism 39, the cam 152 is operated and the pressure plate 153 is slid through the brake wire 150 connected to the hand brake and the brake arm 151 disposed above the housing 124. When such a hand brake is operated, a thrust in the left direction is generated, and the pressure plate 153 applies resistance to the gear 148 to generate a braking action.
以上のような構成とすることで、減速機構３８として遊星歯車機構を備える場合と比べて、部品点数が少なく加工が容易であり、製造コストを低減させることができる。また、本実施例における該ハウジング１２４は、長手方向に短く、さらに、外方に比べて内方の方を短手方向に短く形成することができる。そのため、各駆動ユニット１５をよりコンパクトにできるとともに、その旋回性も高めることができる。なお、該平行ギア機構による減速機構３８は、前輪における駆動ユニット１５だけでなく、後輪における駆動ユニット１３にも適用させてもよい。
With the configuration as described above, the number of parts is small and processing is easy and the manufacturing cost can be reduced as compared with the case where a planetary gear mechanism is provided as the speed reduction mechanism 38. Further, the housing 124 in the present embodiment is shorter in the longitudinal direction, and further, the inner side can be formed shorter in the shorter direction than the outer side. Therefore, each drive unit 15 can be made more compact and its turning performance can be improved. The speed reduction mechanism 38 using the parallel gear mechanism may be applied not only to the drive unit 15 in the front wheel but also to the drive unit 13 in the rear wheel.
（第三実施例）
図２６および図２７に示すように、本実施例に係る作業車両１は、本発明に係る操舵輪駆動ユニットを前後輪のどちらにもに適用して四輪操舵／四輪駆動式とするべく、車両フレーム２の前方には、操舵輪である前輪３６を各別に具備する左右一対の駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒが操向（左右回動）自在に配設され、かつ、該車両フレーム２の後部には、操舵輪である後輪１６７を各別に具備する左右一対の駆動ユニット１５７Ｌ・１５７Ｒが操向（左右回動）自在に配設されている。さらに、該駆動ユニット１５７が、ハウジング１６６内に車軸１６４と、該車軸１６４を駆動させるための第二油圧モータ１６５とを備えている。すなわち、該作業車両１は、車両フレーム２の前後に操舵輪が構成されて、前輪３６および後輪１６７がそれぞれ独立して駆動可能とされ、かつ、操舵リンク機構１８により各前輪３６および後輪１６７が車両フレーム２に対して相対回動自在に操舵される構成とされている。かかる構造とすることで、作業車両１は、極めて良好なバランスを取りながら、優れて小さな旋回半径で旋回でき、さらには図外のハンドルを最大に切ることにより図３０に示すように芯地旋回させるように設定しているのである。
(Third embodiment)
As shown in FIGS. 26 and 27, the work vehicle 1 according to the present embodiment should be a four-wheel steering / four-wheel drive type by applying the steering wheel drive unit according to the present invention to both the front and rear wheels. In front of the vehicle frame 2, a pair of left and right drive units 15L and 15R each having a front wheel 36 as a steering wheel are disposed so as to be steerable (left and right rotation), and a rear portion of the vehicle frame 2 is provided. A pair of left and right drive units 157L and 157R each having a rear wheel 167, which is a steered wheel, are disposed so as to be steerable (right and left). Furthermore, the drive unit 157 includes an axle 164 and a second hydraulic motor 165 for driving the axle 164 in the housing 166. In other words, the work vehicle 1 has steering wheels formed in the front and rear of the vehicle frame 2 so that the front wheels 36 and the rear wheels 167 can be independently driven, and the front link 36 and the rear wheels are driven by the steering link mechanism 18. 167 is steered so as to be rotatable relative to the vehicle frame 2. By adopting such a structure, the work vehicle 1 can turn with an excellent small turning radius while maintaining a very good balance, and further turn the outer handle to the maximum to turn the interlining as shown in FIG. It is set so that.
該作業車両１は、車両フレーム２の前部に、三枚の刈刃４４ａ・４４ａ・４４ａを備えたモア４４が支持されており（フロントマウントモア）、該モア４４は、前記エンジン３と駆動ベルト８５を介して連結されている。
In the work vehicle 1, a mower 44 having three cutting blades 44 a, 44 a, and 44 a is supported at the front portion of the vehicle frame 2 (front mount mower). The mower 44 is driven by the engine 3. They are connected via a belt 85.
図２６および図２７に示すように、左右の該車両フレーム２の前後方向において、該車両フレーム２の前部に左右方向に沿うクロスメンバ１４が横設され、その端部の各々に操舵輪となる前輪３６の駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒが操向自在に懸架されている。そして先述の図２と同様の、前輪３６をハンドル１６に連動連結する左右の操舵ギア機構１７が形成されている。前後対称的に、該車両フレーム２の後部の左右方向に沿うクロスメンバ１５６が横設され、該クロスメンバ１５６の左右両端部に操舵輪となる後輪１６７の駆動ユニット１５７Ｌ・１５７Ｒが操向自在にされている。そして、後輪１６７をハンドル１６に連動連結する左右の操舵ギア機構１５５が形成されている。
As shown in FIGS. 26 and 27, in the front-rear direction of the left and right vehicle frames 2, a cross member 14 extending in the left-right direction is laterally provided at the front portion of the vehicle frame 2, and a steering wheel is provided at each of the end portions. The drive units 15L and 15R of the front wheel 36 are suspended so as to be steerable. The left and right steering gear mechanisms 17 for interlockingly connecting the front wheels 36 to the handle 16 are formed as in FIG. A cross member 156 that extends in the left-right direction of the rear portion of the vehicle frame 2 is provided in a laterally symmetrical manner, and drive units 157L and 157R of a rear wheel 167 serving as a steering wheel can be steered at both left and right ends of the cross member 156. Has been. A left and right steering gear mechanism 155 is formed to interlock the rear wheel 167 with the handle 16.
該操舵ギア機構１５５は、前記クロスメンバ１５６上方の左右相対する位置に、駆動ギア１５８としての扇形ギアが、歯周部を左右外側に向けた状態で、略上下方向の支点ピン１５９により、略水平回動可能にそれぞれ軸支されている。そして、該駆動ギア１５８の各内側端には、枢支ジョイント１６０が取り付けられ、前記舵取リンク２０に一端を枢結されている左右のロッド１６１のうち、ロッド１６１Ｌが右方の駆動ギア１５８Ｒに、ロッド１６１Ｒが左方の駆動ギア１５８Ｌに枢支ジョイント１６０を介してクロス状に枢結されている。
The steering gear mechanism 155 has a fan-shaped gear as a drive gear 158 at a position opposite to the left and right above the cross member 156, with a substantially vertical fulcrum pin 159 in a state where the tooth circumference is directed left and right. Each is pivotally supported so as to be horizontally rotatable. A pivot joint 160 is attached to each inner end of the drive gear 158. Of the left and right rods 161, one end of which is pivotally connected to the steering link 20, the rod 161L is the right drive gear 158R. The rod 161R is pivotally connected to the left drive gear 158L via a pivot joint 160 in a cross shape.
図２８に示すように、該クロスメンバ１５６の左右各端には、キングピン２７の支持体１６２が固設され、該支持体１６２には、上下に開口された筒状のキングピン２７が、左右回動可能に下方から内挿されている。該キングピン２７は、該支持体１６２の下方にてハウジング１６６に連設されている。該キングピン２７の上端には、一方該支持体２６の上方にて、従動ギア１６３としての扇形ギアが嵌設されている。該従動ギア１６３の内側の歯周部は、前記駆動ギア１５８の外側の歯周部に噛合され、該キングピン２７は従動ギア１６３の枢軸として、該従動ギア１６３と一体に略水平に回動される。
As shown in FIG. 28, a support member 162 of a king pin 27 is fixed to each of the left and right ends of the cross member 156, and a cylindrical king pin 27 opened up and down is attached to the support member 162 in the left and right direction. It is movably inserted from below. The king pin 27 is connected to the housing 166 below the support 162. At the upper end of the king pin 27, a fan-shaped gear as the driven gear 163 is fitted over the support body 26. A toothed portion on the inner side of the driven gear 163 is engaged with a toothed portion on the outer side of the drive gear 158, and the king pin 27 is pivoted substantially horizontally integrally with the driven gear 163 as a pivot of the driven gear 163. The
各駆動ユニット１５７Ｌ・１５７Ｒの構成は、前記駆動ユニット１５Ｒ・１５Ｌとそれぞれ同一の構成とされている。すなわち、支持体２６に枢支されるキングピン２７の下方には、内部に車軸１６４の駆動用の第二油圧モータ１６５が配設されたハウジング１６６が一体として固設されている。そのため、該駆動ユニット１５７は、前輪３６の駆動ユニット１５と実質的に同じものが用いられている。
The drive units 157L and 157R have the same configuration as that of the drive units 15R and 15L. That is, a housing 166 in which a second hydraulic motor 165 for driving the axle 164 is disposed is integrally fixed below the king pin 27 pivotally supported by the support body 26. Therefore, the drive unit 157 is substantially the same as the drive unit 15 of the front wheel 36.
図２７において該ハンドル１６が左方に回動されると、舵取リンク２０が同方向に傾動されて、ロッド２５Ｌが後方に引かれ、ロッド２５Ｒが前方に押されて、前輪３６が左に旋回される。同時に、前記ロッド１６１Ｒが前方に押され、ロッド１６１Ｌが後方に引かれて、後輪１６７は右に旋回される。すなわち、ハンドル１６が、中立位置（作業車両１の直進用位置）から左右いずれかに回動されると、前輪３６は、ハンドル１６の回動方向に該当する左右同一側に左右旋回され、後輪１６７は、ハンドル１６の回動方向とは反対側に左右旋回される。
In FIG. 27, when the handle 16 is rotated leftward, the steering link 20 is tilted in the same direction, the rod 25L is pulled backward, the rod 25R is pushed forward, and the front wheel 36 is moved to the left. It is turned. At the same time, the rod 161R is pushed forward, the rod 161L is pulled backward, and the rear wheel 167 is turned to the right. That is, when the handle 16 is rotated to the left or right from the neutral position (the straight traveling position of the work vehicle 1), the front wheel 36 is turned left and right on the same left and right sides corresponding to the rotation direction of the handle 16, and the rear The wheel 167 is turned left and right in the direction opposite to the turning direction of the handle 16.
該操舵ギア機構１７・１５５は、該駆動ギア２２・１５８および従動ギア３０・１６３の形状を非円形ギアで構成することによって、内外輪に左右旋回角度を設けて、前輪３６および後輪１６７のうち、内輪の左右回動角を外輪よりも大きくなるようなアッカーマン−ジャント機構とされ、その左右旋回の操向性を高めるようにしている。すなわち、該駆動ギア１５８の半径Ｒ１が、その回転方向および角度によらず、該従動ギア１６３の半径Ｒ２よりも長く、さらに、該駆動ギア１５８は、半径Ｒ１が回動に伴って変化するように形成され、該従動ギア１６３も、半径Ｒ２がこれを補うような形状とされている。
The steering gear mechanisms 17 and 155 are configured such that the shapes of the drive gears 22 and 158 and the driven gears 30 and 163 are non-circular gears, thereby providing left and right turning angles to the inner and outer wheels, and the front wheels 36 and the rear wheels 167. Among them, an Ackerman-Jant mechanism is employed in which the left and right pivoting angle of the inner ring is larger than that of the outer ring, and the steerability of the left and right turn is enhanced. That is, the radius R1 of the drive gear 158 is longer than the radius R2 of the driven gear 163 regardless of the rotation direction and angle, and the drive gear 158 further changes its radius R1 as it rotates. The driven gear 163 is also shaped so that the radius R2 compensates for this.
該前輪３６および後輪１６７は、該ハンドル１６の回動操作によって、ハンドル１６の回動方向に対して左右逆ではあるがそれぞれ同じ角度だけ回動されるため前輪３６と後輪１６７との間隔の略半分の位置に旋回中心点１１０が現出して、前輪３６の旋回半径１１１ａおよび後輪１６７の旋回半径１１２ａがそれぞれ等しくなるように旋回される。このように、本実施例においては、操舵輪である後輪１６７を備えるため、該作業車両１は旋回性に優れ、小旋回、急旋回およびその場旋回（ゼロターン）が可能とされている
The front wheel 36 and the rear wheel 167 are rotated by the same angle although they are opposite to each other with respect to the rotation direction of the handle 16 by the rotation operation of the handle 16, and therefore the distance between the front wheel 36 and the rear wheel 167. The turning center point 110 appears at a substantially half position, and the turning radius 111a of the front wheel 36 and the turning radius 112a of the rear wheel 167 are turned to be equal. As described above, in this embodiment, since the rear wheel 167 that is a steering wheel is provided, the work vehicle 1 is excellent in turning performance, and is capable of small turning, sudden turning, and in-situ turning (zero turn).
具体的には、図２９に示すように、該ハンドル１６が左方に回動された場合は、前輪３６の旋回半径１１１ａと後輪１６７の旋回半径１１２ａとが略等しいため、前輪３６のみが操舵輪である場合と比べて（図５参照）、該ハンドル１６の舵角が同程度である場合に、前輪３６の旋回半径１１１ａおよび後輪１６７の旋回半径１１２ａのいずれも小さく、作業車両１の旋回性がより高められている。そして、図３０に示すように、ハンドル１６がより左方向に回動されて最大切れ時となった場合には、前輪３６の旋回半径１１１ａと後輪１６７の旋回半径１１２ａとが略等しい状態のまま、該旋回中心点１１０が、車両フレーム２側（図３０において、右方）に移動して、作業車両１の前後輪間および左右輪間で略中心と重なる。かかる場合には、作業車両１は、前後いずれの方向にも進行することなく、該旋回中心点１１０を中心としてゼロターンされる。
Specifically, as shown in FIG. 29, when the handle 16 is rotated to the left, the turning radius 111a of the front wheel 36 and the turning radius 112a of the rear wheel 167 are substantially equal. Compared to the case of the steered wheels (see FIG. 5), when the steering angle of the handle 16 is approximately the same, both the turning radius 111a of the front wheel 36 and the turning radius 112a of the rear wheel 167 are small. The swirlability is improved. Then, as shown in FIG. 30, when the handle 16 is rotated further leftward and reaches the maximum time, the turning radius 111a of the front wheel 36 and the turning radius 112a of the rear wheel 167 are substantially equal. The turning center point 110 moves to the vehicle frame 2 side (to the right in FIG. 30) and overlaps with the substantial center between the front and rear wheels and between the left and right wheels of the work vehicle 1. In such a case, the work vehicle 1 is zero-turned around the turning center point 110 without traveling in any direction.
次に、可動斜板５３および可動斜板１７１の傾動機構４０について、以下に説明する。
図２８および図３２に示すように、後輪１６７の駆動ユニット１５７には、第二油圧モータ１６５の可動斜板１７１の傾動角度を変更する傾動機構４０が構成されている。該傾動機構４０は、制御軸６９を介して、可動斜板１７１と、相対回転不能に係合されるコントロールアーム７１が、その入力部７１ａ先端の当接部７１ｂにおいて、該支持体１６２カム１６２ａの外周面に当接されている。該支持体１６２に対してキングピン１６６が相対回動されると、該コントロールアーム７１も該当接部７１ｂが該カム１６２ａの外周面に沿って回動される。かかる場合に、該コントロールアーム７１が、該制御軸６９を回動中心として回動され、該可動斜板１７１が傾動されるのである。
Next, the tilting mechanism 40 of the movable swash plate 53 and the movable swash plate 171 will be described below.
As shown in FIGS. 28 and 32, the drive unit 157 of the rear wheel 167 includes a tilt mechanism 40 that changes the tilt angle of the movable swash plate 171 of the second hydraulic motor 165. The tilting mechanism 40 includes a support arm 162 cam 162a at a contact portion 71b at the tip of the input portion 71a. It is contact | abutted to the outer peripheral surface. When the king pin 166 is relatively rotated with respect to the support 162, the corresponding contact portion 71b of the control arm 71 is also rotated along the outer peripheral surface of the cam 162a. In this case, the control arm 71 is rotated about the control shaft 69 as a rotation center, and the movable swash plate 171 is tilted.
ここで、前輪３６および後輪１６７は、前記ハンドル１６の回動方向とそれぞれ逆方向に回動されるが、前輪３６の旋回半径１１１ａと後輪１６７の旋回半径１１２ａが略等しいため、先述の実施例とは異なり、旋回時には前輪３６の駆動速度を後輪１６７よりも増速させる必要がない。よって、第一・第二油圧モータ１０・１６５は固定容積型でも構わない。一方、急旋回やゼロターンをする場合で油圧ポンプ５が高吐出量状態にあれば、該前輪３６および後輪１６７が高速状態で旋回態勢に入ってしまい安定した旋回を行うことができない。そのような場合に第一・第二油圧モータ１０・１６５を可変容積型として次のような処置を施すことで簡単に対処できる。すなわち、本実施例における作業車両１は、旋回時に該傾動機構４０によって、第一油圧モータ１０の可動斜板５３の傾動角度および第二油圧モータ１６５の可動斜板１７１の傾動角度が自動的に変更されて、該前輪３６および後輪１６７の各駆動速度を減速させるような構成とされている。
Here, the front wheel 36 and the rear wheel 167 are rotated in directions opposite to the rotation direction of the handle 16, respectively. However, the turning radius 111a of the front wheel 36 and the turning radius 112a of the rear wheel 167 are substantially equal. Unlike the embodiment, it is not necessary to increase the driving speed of the front wheel 36 compared to the rear wheel 167 during turning. Therefore, the first and second hydraulic motors 10 and 165 may be fixed displacement types. On the other hand, if the hydraulic pump 5 is in a high discharge amount state when making a sudden turn or a zero turn, the front wheel 36 and the rear wheel 167 enter a turning posture in a high speed state, and stable turning cannot be performed. In such a case, the first and second hydraulic motors 10 and 165 can be easily dealt with by using the variable displacement type as follows. That is, the work vehicle 1 in this embodiment automatically adjusts the tilt angle of the movable swash plate 53 of the first hydraulic motor 10 and the tilt angle of the movable swash plate 171 of the second hydraulic motor 165 by the tilt mechanism 40 when turning. The driving speed of the front wheel 36 and the rear wheel 167 is changed to be reduced.
かかる構成の一形態として、図３１および図３２に示すように、該駆動ユニット１５の支持体１７０におけるカム１７０ａ、および駆動ユニット１５７の支持体１６２におけるカム１６２ａの形状が、次のように形成される。該カム１７０ａ・１６２ａは、軸心Ｓを通る鉛直線上の位置Ｐ１・Ｐ３、位置Ｐ２・Ｐ４において、かかる距離Ｌ３が等しい長さとなるように形成され、かつ、位置Ｐ１から位置Ｐ２にかけて（反時計回りに）距離Ｌ３が徐々に大きくなるように形成され、位置Ｐ３から位置Ｐ４にかけて距離Ｌ３が徐々に小さくなるように形成されている。そして、位置Ｐ１から位置Ｐ４にかけて（時計回りに）距離Ｌ３が徐々に大きくなるように形成され、位置Ｐ３から位置Ｐ２にかけて距離Ｌ３が徐々に小さくなるように形成されている。なお、かかる位置Ｐ２および位置Ｐ４には段差１７０ｂ・１６２ｂが形成される。
As one form of such a configuration, as shown in FIGS. 31 and 32, the shape of the cam 170a in the support 170 of the drive unit 15 and the shape of the cam 162a in the support 162 of the drive unit 157 are formed as follows. The The cams 170a and 162a are formed such that the distances L3 are equal in length at positions P1 and P3 and positions P2 and P4 on the vertical line passing through the axis S, and from the position P1 to the position P2 (counterclockwise). The distance L3 is formed so that the distance L3 gradually increases, and the distance L3 is gradually decreased from the position P3 to the position P4. The distance L3 is gradually increased from the position P1 to the position P4 (clockwise), and the distance L3 is gradually decreased from the position P3 to the position P2. Steps 170b and 162b are formed at the positions P2 and P4.
該カム１７０ａの外周縁において、位置Ｐ１から位置Ｐ４方向への中心角域、および、位置Ｐ３から位置Ｐ２方向への中心角域を前輪の外切れ中心角域、また、位置Ｐ１から位置Ｐ２方向への中心角域、および、位置Ｐ３から位置Ｐ４方向への中心角域を前輪の内切れ中心角域とすると、該外切れ中心角域よりも内切れ中心角域の方が大きくなるように形成されている。一方で、該カム１６２ａにおいてはカム１７０ａと左右対称的に形成されたものであり、内切れ中心角域よりも外切れ中心角域の方が大きくなるように形成されている。
At the outer peripheral edge of the cam 170a, the central angular region from the position P1 to the position P4 and the central angular region from the position P3 to the position P2 are the outer peripheral central angular region of the front wheel, and from the position P1 to the position P2 direction. If the central angle region to the center and the central angle region from the position P3 to the position P4 is the inner-cut central angle region of the front wheel, the inner-cut central angle region is larger than the outer-cut central angle region. Is formed. On the other hand, the cam 162a is formed symmetrically with the cam 170a and is formed so that the outer cut center angle region is larger than the inner cut center angle region.
前輪側の該駆動ユニット１５Ｌに関しては、図３３（ａ）および図３３（ｂ）に示すように、前記可動斜板５３の斜板角度が中立位置の状態から、ハンドル１６が左方に回動されると、該駆動ユニット１５Ｌが内切れされて、該当接部７１ｂが位置Ｐ１（位置Ｐ３）から位置Ｐ２（位置Ｐ４）方向へと回動される。コントロールアーム７１は、制御軸６９を中心として、反時計方向に徐々に回動される（以下、かかる方向をＹ方向とする）。該コントロールアーム７１がＹ方向に回動されると、可動斜板５３は、斜板角度が大きくなるように傾動される。また、図３３（ｃ）に示すように、ハンドル１６が右方に回動されると、該駆動ユニット１５Ｌが外切れされて、該当接部７１ｂが位置Ｐ１（位置Ｐ３）から位置Ｐ４（位置Ｐ２）方向へと回動される。コントロールアーム７１は、制御軸６９を中心として、内切れ時と同様に、Ｙ方向に徐々に回動される。そして、該コントロールアーム７１の回動に伴って、該可動斜板５３は、斜板角度が大きくなるように傾動される。
As for the drive unit 15L on the front wheel side, as shown in FIGS. 33 (a) and 33 (b), the handle 16 rotates to the left from the state where the swash plate angle of the movable swash plate 53 is in the neutral position. Then, the drive unit 15L is cut off, and the corresponding contact portion 71b is rotated from the position P1 (position P3) to the position P2 (position P4). The control arm 71 is gradually rotated counterclockwise around the control shaft 69 (hereinafter, this direction is referred to as Y direction). When the control arm 71 is rotated in the Y direction, the movable swash plate 53 is tilted so that the swash plate angle increases. Further, as shown in FIG. 33 (c), when the handle 16 is rotated to the right, the drive unit 15L is disconnected and the corresponding contact portion 71b is moved from the position P1 (position P3) to the position P4 (position P2) is rotated in the direction. The control arm 71 is gradually rotated in the Y direction around the control shaft 69 as in the case of the inner end. As the control arm 71 rotates, the movable swash plate 53 is tilted so that the swash plate angle increases.
一方、後輪側の該駆動ユニット１５７Ｌに関しては、図３４（ａ）に示すように、前記可動斜板１７１の斜板角度が中立位置の状態から、ハンドル１６が左方に回動されると、該駆動ユニット１５７Ｌが駆動ユニット１５Ｌと逆方向に回動される。すなわち、図３４（ｂ）に示すように、該当接部７１ｂが位置Ｐ１（位置Ｐ３）から位置Ｐ４（位置Ｐ２）方向へと回動される。コントロールアーム７１は、制御軸６９を中心としてＹ方向に回動される。該コントロールアーム７１がＹ方向に回動されると、可動斜板１７１は、斜板角度が大きくなるように傾動される。また、図３４（ｃ）に示すように、ハンドル１６が右方に回動されると、該当接部７１ｂが、位置Ｐ１（位置Ｐ３）から位置Ｐ２（位置Ｐ４）方向へと回動され、コントロールアーム７１が、制御軸６９を中心として同様にＹ方向に徐々に回動される。そして、該コントロールアーム７１の回動に伴って、該可動斜板１７１は、斜板角度が大きくなるように傾動される。
On the other hand, with respect to the drive unit 157L on the rear wheel side, as shown in FIG. 34A, when the handle 16 is turned to the left from the state where the swash plate angle of the movable swash plate 171 is in the neutral position. The drive unit 157L is rotated in the opposite direction to the drive unit 15L. That is, as shown in FIG. 34B, the corresponding contact portion 71b is rotated from the position P1 (position P3) to the position P4 (position P2). The control arm 71 is rotated in the Y direction about the control shaft 69. When the control arm 71 is rotated in the Y direction, the movable swash plate 171 is tilted so as to increase the swash plate angle. As shown in FIG. 34 (c), when the handle 16 is rotated to the right, the corresponding contact portion 71b is rotated from the position P1 (position P3) to the position P2 (position P4), Similarly, the control arm 71 is gradually rotated in the Y direction around the control shaft 69. As the control arm 71 rotates, the movable swash plate 171 is tilted so that the swash plate angle increases.
以上のような構成とすることで、ハンドル１６の回動操作によって、前輪３６および後輪１６７のいずれにおいても駆動速度が、油圧ポンプ５の吐出量を低減操作することなく自動的に減速される。そのため、作業車両１の急旋回やゼロターンを安定して行うことができ、該作業車両１の旋回性をさらに向上させることができるのである。なお、該カム１７０ａ・１６２ａの形状や、該可動斜板５３・１７１の傾動機構４０の構成は、これに限定するものではない。該カム１７０ａ・１６２ａ左右各々の形状を変えて、該可動斜板５３・１７１の傾動量や、第一油圧モータ１０および第二油圧モータ１６５のへの油流量を独立的に変更するようにしてもよい。
With the above-described configuration, the driving speed of both the front wheel 36 and the rear wheel 167 is automatically reduced without reducing the discharge amount of the hydraulic pump 5 by the turning operation of the handle 16. . Therefore, the sudden turn and zero turn of the work vehicle 1 can be stably performed, and the turnability of the work vehicle 1 can be further improved. The shapes of the cams 170a and 162a and the configuration of the tilt mechanism 40 of the movable swash plates 53 and 171 are not limited to this. By changing the shape of each of the cams 170a and 162a on the left and right sides, the tilting amount of the movable swash plates 53 and 171 and the oil flow rate to the first hydraulic motor 10 and the second hydraulic motor 165 are independently changed. Also good.
本実施例においては、本発明に係る、第一油圧モータ１０・１０を個々に備える操舵輪駆動ユニット１５Ｌ・１５Ｒを作業車両１の前後一方側に配置させ、さらに、前後他方側にも第二油圧モータ１６５・１６５を備えて同じ構成とした操舵輪駆動ユニット１５７Ｌ・１５７Ｒを、前後対称的に配置させたものであり、第一油圧モータ１０・１０のメイン油路８９ａ・８９ｂと第二油圧モータ１６５・１６５のメイン油路１７２ａ・１７２ｂとを油圧ポンプ５に対して流体接続する油圧回路は図３５に示すように、詳述した図１５と略同じであり、機能が同じ部品には同一符号を付してその説明は省略する。したがって、変速切替弁９２が図示の位置Ｌにあれば該油圧ポンプ５に対して前記第一油圧モータ１０および第二油圧モータ１６５が並列に接続された低速の四輪駆動状態、また、位置Ｍにあれば該油圧ポンプ５に対して前記第一油圧モータ１０および第二油圧モータ１６５が直列に接続された高速の四輪駆動状態となるように切替可能とされている。そして、該変速切替弁９２が位置Ｈに切り替えられると、該第二の回路１７２にのみ油が循環され、後輪１６７のみの駆動による二輪駆動とされる。
In the present embodiment, the steering wheel drive units 15L and 15R each having the first hydraulic motors 10 and 10 according to the present invention are arranged on one side of the front and rear of the work vehicle 1, and further on the other side of the front and rear. Steering wheel drive units 157L and 157R having the same configuration including the hydraulic motors 165 and 165 are arranged symmetrically in the front-rear direction, and the main oil passages 89a and 89b of the first hydraulic motors 10 and 10 and the second hydraulic pressure are arranged. As shown in FIG. 35, the hydraulic circuit that fluidly connects the main oil passages 172a and 172b of the motors 165 and 165 to the hydraulic pump 5 is substantially the same as FIG. Reference numerals are assigned and explanations thereof are omitted. Therefore, if the shift switching valve 92 is at the position L shown in the figure, the low-speed four-wheel drive state in which the first hydraulic motor 10 and the second hydraulic motor 165 are connected in parallel to the hydraulic pump 5, or the position M The first hydraulic motor 10 and the second hydraulic motor 165 can be switched to the hydraulic pump 5 so as to be in a high-speed four-wheel drive state. When the shift switching valve 92 is switched to the position H, oil is circulated only in the second circuit 172, and two-wheel drive is performed by driving only the rear wheel 167.
なお、第一・第二油圧モータ１０・１６５は上述のように前後輪の操舵角度に連動して速度変更を行う必要がなければ固定容積型のものを用いてもよいし、またその場合、第二油圧モータ１６５側において前記変速切替弁９２と連動する可変容積型を採用すれば図１５や図２１の場合と同じように、前記変速切替弁９２の位置Ｈで二輪駆動状態のときにさらに車速アップを図ることができる。
The first and second hydraulic motors 10 and 165 may be fixed displacement type as long as it is not necessary to change the speed in conjunction with the steering angle of the front and rear wheels as described above. If a variable displacement type interlocking with the shift switching valve 92 is employed on the second hydraulic motor 165 side, as in the case of FIG. 15 and FIG. 21, when the two-wheel drive state is set at the position H of the shift switching valve 92, The vehicle speed can be increased.
また、図３６に示すように、ハンドル１６近傍に配設された舵角センサ１０４によって検出された操舵角度や車軸回転数センサ１０２・１０２・・・の前輪３６および後輪１６７の回転状態、主変速ペダル１０６の踏込方向に応じた車両の進行方向、デフロックペダル１０５の踏込みの有無に基づき、前述の図１７と同じように各ステップモータ９８ａ・９８ａを駆動し、そして、第一油圧モータ１０および第二油圧モータ１６５への供給油流量を制限して、各前輪３６および後輪１６７に対し油圧的なリミテッドスリップデフコントロール機能やデフロック機能が現出されるようになっている。
36, the steering angle detected by the steering angle sensor 104 disposed in the vicinity of the handle 16, the rotational state of the front wheels 36 and the rear wheels 167 of the axle rotation speed sensors 102, 102,. The step motors 98a and 98a are driven in the same manner as in FIG. 17 on the basis of the traveling direction of the vehicle according to the depression direction of the speed change pedal 106 and the presence or absence of depression of the differential lock pedal 105, and the first hydraulic motor 10 and By limiting the flow rate of oil supplied to the second hydraulic motor 165, a hydraulic limited slip differential control function and a differential lock function are provided for the front wheels 36 and the rear wheels 167.
