JP2005199835A - Steering wheel drive device, and four-wheel drive vehicle - Google Patents

Steering wheel drive device, and four-wheel drive vehicle Download PDF

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Koji Irikura
晃二 入倉
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To improve rotation reaction of a steering wheel, and improve maintenance performance. <P>SOLUTION: This steering wheel drive device 13 or 15 comprises a housing 27 including a hydraulic motor 10 or 80 for driving an axle fixed to a vehicle frame 2, a steering case 28 to support a single axle 35, and front wheels 36 and 36 or rear wheels 79 and 79 fixed to the end parts of the single axle 35. The steering case 28 is composed in such a way that it is rotatable to the vehicle frame 2 through a king pin part 27a extended downward of the housing 27. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

本発明は、操舵輪駆動装置及びこれを用いた作業車両の技術に関し、より詳細には、可変容積型の油圧モータを、操舵ケースが連結されるハウジングに内装して統合化した操舵輪駆動装置を形成して、作業車両の走行性や旋回性を良好にする技術に関するものである。   The present invention relates to a steering wheel driving device and a technology of a work vehicle using the steering wheel driving device, and more specifically, a steering wheel driving device in which a variable displacement hydraulic motor is built in and integrated with a housing to which a steering case is connected. And a technique for improving the running performance and turning performance of the work vehicle.

作業車両は、慌路や軟弱地においても走行・旋回が繰り返されるため、走行性能や旋回性能の向上が要請されている。そこで、左右方向への旋回を容易にしつつ牽引性能を向上するために、左右に旋回する操舵輪および非操舵輪の各々を固定容積型の油圧モータで駆動するようにしたものが幾つか公知となっている。   Work vehicles are required to be improved in running performance and turning performance because they are repeatedly run and turned even in a narrow road and soft ground. Therefore, in order to improve the traction performance while facilitating the turning in the left-right direction, there are some known ones in which each of the steered wheels and the non-steered wheels turning left and right are driven by a fixed displacement hydraulic motor. It has become.

例えば、特許文献1、2おいては、車両フレームの前後左右両端の上方にそれぞれ固定容積型の油圧モータを設置し、減速ギアトレーンを収納するハウジングを積み重ねて左右の前輪および後輪の各々と連動連結させている。そして、左側の油圧モータの前後一対を左可変容積型油圧ポンプと流体接続し、右側の油圧モータの前後一対側を右可変容積型油圧ポンプと流体接続して油圧式の四輪駆動車両を構成する。これら油圧ポンプの一対が操作レバーによって同期的に容積を増減されることによって、前後進の切替と走行速度の変更がなされる。また、この実施例においては、前輪が丸型ハンドルによって操舵自在な操舵輪としている。   For example, in Patent Documents 1 and 2, fixed displacement type hydraulic motors are respectively installed above the front, rear, left and right ends of the vehicle frame, and housings for storing reduction gear trains are stacked to each of the left and right front wheels and rear wheels. Linked together. A hydraulic four-wheel drive vehicle is configured by fluidly connecting the front and rear pair of the left hydraulic motor to the left variable displacement hydraulic pump and fluidly connecting the front and rear pair of the right hydraulic motor to the right variable displacement hydraulic pump. To do. By switching the volume of these hydraulic pumps synchronously by operating levers, the forward / reverse switching and the traveling speed are changed. In this embodiment, the front wheels are steerable wheels that can be steered by a round handle.

実開昭58−58932号Shokai 58-58932 実公昭62−37775号Shoko Sho 62-37775

しかしながら、前記特許文献1、2においては、固定容積型の油圧モータと、減速ギアトレーンを収納するハウジングとを上下に積み重ねて車両フレーム上に設置して構成されているために、装置全体が大型化し、車両のレイアウトに制限を与えるものであった。   However, in Patent Documents 1 and 2, since the fixed displacement type hydraulic motor and the housing for housing the reduction gear train are vertically stacked and installed on the vehicle frame, the entire apparatus is large. And restricting the layout of the vehicle.

また、旋回時においては操舵輪の回転速度を制御できず、走行安定性に欠けたり、地面を荒らしたりする(地面への攻撃性)可能性がある。また、走行速度域は可変容積型油圧ポンプの容積で決定されるため狭く使い勝手が悪い。しかも可変容積型油圧ポンプを2個使用するのでコストが高くつく。   In addition, when turning, the rotational speed of the steered wheels cannot be controlled, which may result in lack of running stability or rough ground (aggression on the ground). Further, since the travel speed range is determined by the volume of the variable displacement hydraulic pump, it is narrow and unusable. Moreover, since two variable displacement hydraulic pumps are used, the cost is high.

そこで、本発明においては、操舵輪駆動装置及びそれを備えた四輪駆動車両に関し、前記従来の課題を解決するもので、操舵輪の走行性能ならびに旋回性能を向上するとともに、低コストでコンパクト、更には車両形態に対する適応範囲の広い操舵輪駆動装置及び四輪駆動車両を提案することを目的とする。   Therefore, in the present invention, it relates to a steering wheel drive device and a four-wheel drive vehicle equipped with the same, and solves the above-mentioned conventional problems, improving the running performance and turning performance of the steering wheel, and at low cost and compact. Furthermore, it aims at proposing the steering wheel drive device and four-wheel drive vehicle with a wide adaptation range with respect to a vehicle form.

本発明の解決しようとする課題は以上の如くであり、次にこの課題を解決するための手段を説明する。   The problems to be solved by the present invention are as described above. Next, means for solving the problems will be described.

すなわち、請求項1においては、車両フレームに固設された車軸駆動用の油圧モータを内蔵するハウジングと、単一車軸を支持する操舵ケースと、該単一車軸の端部に固設した操舵輪と、を有する操舵輪駆動装置であって、該操舵ケースが、ハウジングの下方へ延出させたキングピン部を介して車両フレームに対して回動自在に配設されるものである。   That is, according to the first aspect of the present invention, a housing incorporating a hydraulic motor for driving an axle fixed to a vehicle frame, a steering case for supporting a single axle, and a steering wheel fixed to an end of the single axle. The steering case is disposed so as to be rotatable with respect to the vehicle frame via a king pin portion extending downward from the housing.

請求項2においては、請求項1において、前記操舵ケースには、外側方に略水平に支持した前記単一車軸に対して上方側よりキングピン部の軸心としての前記油圧モータの出力軸を回動可能に挿通させると共に、該出力軸を該操舵ケース内に配した減速ギアトレーンにより該車軸に連動連係したものである。   According to a second aspect of the present invention, in the first aspect, the output shaft of the hydraulic motor as a shaft center of the kingpin portion is rotated from the upper side to the single axle that is supported substantially horizontally outward. The output shaft is movably inserted, and the output shaft is linked to the axle by a reduction gear train disposed in the steering case.

請求項3においては、請求項1または2において、前記油圧モータを可変容積型とし、該油圧モータの容積が、ハウジングと操舵ケースとの間の相対変位によって変更されるように構成したものである。   According to a third aspect of the present invention, in the first or second aspect, the hydraulic motor is a variable displacement type, and the volume of the hydraulic motor is changed by a relative displacement between the housing and the steering case. .

請求項4においては、少なくとも前後一方の駆動輪が操舵可能に構成され、該前後の駆動輪の各々を駆動する第一油圧モータと第二油圧モータとを備えた作業車両であって、該第一・第二油圧モータに油を供給する共通の油圧ポンプを設けており、該第一・第二油圧モータを該油圧ポンプに流体的に接続する油圧回路中に、該油圧ポンプに対して両油圧モータが直列に接続される状態と、並列に接続される状態とに切替可能とする変速切替弁を備えるものである。   According to a fourth aspect of the present invention, there is provided a work vehicle in which at least one of the front and rear drive wheels is configured to be steerable, and includes a first hydraulic motor and a second hydraulic motor that drive each of the front and rear drive wheels. There is a common hydraulic pump that supplies oil to the first and second hydraulic motors, and both the hydraulic pumps are connected to the hydraulic pumps in a hydraulic circuit that fluidly connects the first and second hydraulic motors to the hydraulic pumps. A shift switching valve is provided that enables switching between a state in which the hydraulic motors are connected in series and a state in which the hydraulic motors are connected in parallel.

請求項5においては、請求項4において、前記操舵可能な駆動輪に連結される第一油圧モータを可変容積型とし、該油圧モータの容積調節器は、該操舵可能な駆動輪の操舵動作に連動して該油圧モータの容積を変更するように該操舵可能な駆動輪の操舵機構に連動連係させてあるものである。   According to a fifth aspect of the present invention, in the fourth aspect, the first hydraulic motor coupled to the steerable drive wheel is a variable displacement type, and the volume controller of the hydraulic motor is configured to perform a steering operation of the steerable drive wheel. It is linked to the steering mechanism of the steerable drive wheel so as to change the volume of the hydraulic motor in linkage.

請求項6においては、請求項4または5において、前記変速切替弁は、前記の並列接続状態、直列接続状態の他に、前記両油圧モータのどちらか一方にのみ前記油圧ポンプからの油を流す状態に切替可能とするものである。   A sixth aspect of the present invention provides the shift switching valve according to the fourth or fifth aspect, wherein, in addition to the parallel connection state and the serial connection state, the oil from the hydraulic pump is allowed to flow only to one of the two hydraulic motors. It is possible to switch to a state.

請求項7においては、請求項6において、前記車両が、前記第一油圧モータを操舵可能な駆動輪に連結し、前記第二油圧モータを操舵不能な駆動輪に連結するように構成されていると共に、前記第二油圧モータを可変容積型とし、該油圧モータの容積調節器は、前記変速切替弁が、前記第二油圧モータのみに前記油圧ポンプからの油を流すように切り替えられたときに該油圧モータの容積を小さくする方向へ操作されるように、前記変速切替弁と連動連係させてあるものである。   According to a seventh aspect of the present invention, in the sixth aspect, the vehicle is configured to connect the first hydraulic motor to a steerable drive wheel and connect the second hydraulic motor to a non-steerable drive wheel. At the same time, the second hydraulic motor is of a variable displacement type, and the volume regulator of the hydraulic motor is configured such that the shift switching valve is switched so that oil from the hydraulic pump flows only to the second hydraulic motor. The hydraulic motor is linked to the shift switching valve so as to be operated in a direction to reduce the volume of the hydraulic motor.

請求項8においては、請求項4において、前記第一、第二油圧モータのうち、少なくとも一方が、左右の駆動輪の各々に連結されて一対備えられていると共に、これら一対の第一または第二油圧モータを、前記油圧ポンプに対し並列的に流体接続する第一の回路形態と、前記油圧ポンプに対し並列的に流体接続しつつ両油圧モータに油をそれぞれ流量を調整した状態で分流して給油する第二の回路形態とを有し、択一的に該第一・第二の回路形態のいずれかに設定可能に構成される油圧回路を具備しているものである。   According to an eighth aspect of the present invention, in the fourth aspect, at least one of the first and second hydraulic motors is connected to each of the left and right drive wheels, and a pair of the first and second hydraulic motors are provided. A first circuit configuration in which two hydraulic motors are fluidly connected in parallel to the hydraulic pump, and oil is divided into both hydraulic motors with their flow rates adjusted while fluidly connected in parallel to the hydraulic pump. And a hydraulic circuit configured to be settable in either of the first and second circuit configurations.

請求項9においては、請求項4において、前記第一、第二油圧モータのうち、少なくとも一方が、左右の駆動輪の各々に連結されて一対備えられていると共に、これら一対の第一または第二油圧モータを、前記油圧ポンプに対し並列的に流体接続する第一の回路形態と、前記油圧ポンプに対し並列的に流体接続しつつ一方の油圧モータへ給油される流量を制限する第二の回路形態と、前記油圧ポンプに対し並列的に流体接続しつつ他方の油圧モータへ給油される流量を制限する第三の回路形態とを有し、各油圧モータから排出される油量の差にもとづいて、一方の油圧モータの排出油量に比べて他方の油圧モータの排出油量が少なくなるときには第一の回路形態から第ニの回路形態に、また、一方の油圧モータの排出油量に比べて他方の油圧モータの排出油量が多くなるときには第一の回路形態から第三の回路形態に、自動的に切り替え可能に構成された油圧回路を具備しているものである。   According to a ninth aspect of the present invention, in the fourth aspect, at least one of the first and second hydraulic motors is connected to each of the left and right drive wheels, and a pair of the first and second hydraulic motors are provided. A first circuit configuration in which two hydraulic motors are fluidly connected in parallel to the hydraulic pump; and a second circuit that restricts a flow rate supplied to one hydraulic motor while fluidly connecting in parallel to the hydraulic pump. A circuit configuration and a third circuit configuration that restricts the flow rate of oil supplied to the other hydraulic motor while fluidly connected in parallel to the hydraulic pump, and the difference in the amount of oil discharged from each hydraulic motor. Basically, when the amount of oil discharged from the other hydraulic motor is smaller than the amount of oil discharged from one hydraulic motor, the first circuit configuration is changed to the second circuit configuration, and the amount of oil discharged from one hydraulic motor is changed. Compared with the other hydraulic When the discharge amount of oil over data increases in which are provided a hydraulic circuit configured to the third circuit configuration from the first circuit configuration, the switchable automatically.

本発明の効果として、以下に示すような効果を奏する。   As effects of the present invention, the following effects can be obtained.

すなわち、請求項1に示す構成としたので、操舵輪駆動装置における操舵輪がそれぞれ別個に駆動可能となり、四輪駆動車両の左右の旋回性が向上されるとともに、油圧モータによるスムーズな増減速が可能となり、該四輪駆動車両の操向性が高められる。また、油圧モータ専用のケースが不要となり低コストに製造でき、駆動装置全体をコンパクトに構成することができる。   That is, since the structure shown in claim 1 is adopted, the steered wheels in the steered wheel drive device can be driven separately, the left and right turning performance of the four-wheel drive vehicle is improved, and smooth acceleration / deceleration by the hydraulic motor is achieved. This makes it possible to improve the steerability of the four-wheel drive vehicle. In addition, a case dedicated to the hydraulic motor is not required and can be manufactured at low cost, and the entire drive device can be configured compactly.

請求項2に示す構成としたので、油圧モータとしてコンパクトな高速回転・低トルク型のものが採用できるようになり、操舵ケースを更に小さくコンパクトにすることができる。   Since the structure shown in claim 2 is adopted, a compact high-speed rotation / low-torque type hydraulic motor can be adopted, and the steering case can be made smaller and more compact.

請求項3に示す構成としたので、操舵ケースが直進位置より左右に操舵される際に、操舵ケースの直進位置を基準としたハウジングの相対変位を利用して、その変位量に基づいて該ハウジング内の油圧モータの容積を自動的に変換させることができ、走行安定性を高めたり、地面への攻撃性を弱めたりすることができる。   When the steering case is steered to the left and right from the rectilinear position, the relative displacement of the housing with reference to the rectilinear position of the steering case is used and the housing is based on the amount of displacement. The volume of the internal hydraulic motor can be automatically converted, so that the running stability can be improved and the aggression against the ground can be reduced.

請求項4に示す構成としたので、油圧ポンプ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、速度切替弁によって第一油圧モータおよび第二油圧モータ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、左右前後輪の駆動速度を広範囲に変更することができる。また、該各油圧モータは、それぞれ油圧ポンプと接続することにより、前後の各駆動輪を容易に四輪駆動とすることができ、しかも、その動力伝達は回転軸によるものではなく油の導管で行なわれるため、前後の駆動輪間にモア等を配設する空間を容易に確保することができる。さらに、4個の油圧モータに対して使用する油圧ポンプは1個で済むため低コストになる。   With the configuration shown in claim 4, since the operation of the discharge amount and the discharge direction of the hydraulic pump can be performed continuously, it is used as a main transmission that can be operated during traveling, and the first hydraulic motor and the speed change valve are used. By changing the oil flow rate to the second hydraulic motor stepwise and selecting the speed range according to the running situation, the driving speed of the left and right front and rear wheels can be changed over a wide range. In addition, each hydraulic motor can be connected to a hydraulic pump to easily drive the front and rear drive wheels to four-wheel drive, and the power transmission is not via a rotating shaft but via an oil conduit. Since this is done, it is possible to easily secure a space for disposing a mower or the like between the front and rear drive wheels. Furthermore, since only one hydraulic pump is used for the four hydraulic motors, the cost is reduced.

請求項5に示す構成としたので、左右前後の駆動輪の駆動速度をかかる駆動輪の操舵角度に連動して変更して、前記請求項4に記載の発明による効果を得ることができる。   With the configuration shown in claim 5, the effect of the invention of claim 4 can be obtained by changing the driving speed of the left and right driving wheels in conjunction with the steering angle of the driving wheels.

請求項6に示す構成としたので、各操舵輪および走行駆動輪を四輪駆動から二輪駆動に容易に切り替えることができ、四輪駆動車両車両の操行性が高められる。   With the configuration shown in claim 6, each steered wheel and traveling drive wheel can be easily switched from four-wheel drive to two-wheel drive, and the maneuverability of the four-wheel drive vehicle vehicle is improved.

請求項7に示す構成としたので、二輪駆動による経済的な高速走行が可能となる。平地での走行の際等にこのような切り替えを瞬時に行うことができ、移動時間を短縮できて作業効率がよい。   Since it is set as the structure shown in Claim 7, economical high-speed driving | running | working by two-wheel drive is attained. Such switching can be performed instantaneously when traveling on a flat ground, and the traveling time can be shortened, resulting in high work efficiency.

請求項8に示す構成としたので、片輪がぬかるみ等にはまってしまった場合に第二の回路形態を使用することにより、左右の油圧モータに対して流量調整した状態で油が供給さてもう片方の車輪に駆動力を伝達させることができる。特に、両油圧モータへの流量が略均等になるようにした場合にはデフロックと同様の作用が呈され、四輪駆動車両をぬかるみ等から脱出させることができる。   Since the configuration shown in claim 8 is used, when one wheel is stuck in the mud or the like, the second circuit configuration is used so that the oil is supplied with the flow rate adjusted to the left and right hydraulic motors. The driving force can be transmitted to one of the wheels. In particular, when the flow rates to both the hydraulic motors are made substantially equal, the same action as the differential lock is exhibited, and the four-wheel drive vehicle can escape from the mud.

請求項9に示す構成としたので、電子的制御ではなく、左右各々の油圧モータを流れる油量のアンバランスによって左右各々の油圧モータに対する負荷の掛かり具合を簡単に検知して回路形態を切り替えることができる。   Since the configuration shown in claim 9 is adopted, the circuit configuration is switched by simply detecting the degree of load applied to each of the left and right hydraulic motors based on the unbalance of the amount of oil flowing through each of the left and right hydraulic motors instead of electronic control. Can do.

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は左側の前輪に適用した操舵輪駆動装置の後面断面図である。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は図3における操舵輪駆動装置の上部拡大後面断面図、図7は同じく操舵輪駆動装置の下部拡大後面断面図、図8はセンタセクションを除去したハウジングの上部平面図、図9は図3におけるA−A矢視断面図、図10はモータ容積制御機構の作動状態を示す説明図であって、(a)は直進時、(b)は旋回時の図、図11は第一実施例に係る油圧回路図である。図12は図11の油圧回路図の一部を変更した油圧回路図である。図13は図3における操舵輪駆動装置をハイクリアランス仕様に変更した後面断面図、図14は図13における操舵輪駆動装置の下部拡大後面断面図、図15は図13の操舵輪駆動装置を適用した作業車両の全体的な構成を示す平面図である。図16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17は左側の後輪に適用した非操舵輪駆動装置の正面断面図、図18は作業車両の旋回状態を表す平面図、図19はモータ容積制御機構の作動状態を示す説明図であって、(a)は直進時、(b)は旋回時の図、図20は第二実施例に係る油圧回路図である。図21は図20の油圧回路図の一部を変更した油圧回路図である。
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 steering wheel applied to a left front wheel. It is rear surface sectional drawing of a drive device. 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 rear sectional view of the upper part of the steering wheel driving device in FIG. 3, FIG. 7 is an enlarged rear sectional view of the lower part of the steering wheel driving device, FIG. 8 is an upper plan view of the housing with the center section removed, and FIG. FIG. 10 is an explanatory view showing the operating state of the motor volume control mechanism, (a) is when traveling straight, (b) is when turning, and FIG. 11 is the first embodiment. It is a hydraulic circuit diagram concerning an example. FIG. 12 is a hydraulic circuit diagram obtained by changing a part of the hydraulic circuit diagram of FIG. 13 is a rear cross-sectional view of the steering wheel drive device in FIG. 3 changed to a high clearance specification, FIG. 14 is a lower enlarged rear cross-sectional view of the steering wheel drive device in FIG. 13, and FIG. 15 is an application of the steering wheel drive device in FIG. It is a top view which shows the whole structure of the constructed working vehicle. FIG. 16 is a plan view showing the overall configuration of the work vehicle according to the second embodiment of the present invention, FIG. 17 is a front sectional view of a non-steered wheel drive device applied to the left rear wheel, and FIG. FIG. 19 is an explanatory view showing the operating state of the motor volume control mechanism, in which (a) shows a straight traveling state, (b) shows a turning state, and FIG. 20 shows a second embodiment. It is a hydraulic circuit diagram. FIG. 21 is a hydraulic circuit diagram obtained by changing a part of the hydraulic circuit diagram of FIG.

(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、本発明に係る操舵輪装置を前輪36、後輪79のどちらにも適用した四輪操舵/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、操舵可能でかつ駆動される前輪36、操舵可能でかつ駆動される後輪79、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, the working vehicle 1 according to the present embodiment is a four-wheel steering / four-wheel drive type in which the steering wheel device according to the present invention is applied to both the front wheels 36 and the rear wheels 79. The left and right vehicle frames 2 along the direction have an engine 3, a mower 4, a hydraulic pump 5, a front wheel 36 that can be steered and driven, a rear wheel 79 that can be steered and driven, a handle 16, and a duct 74 for rear discharge. Etc. are arranged respectively.

車両フレーム2の後端部にエンジン3が防振部材によって防振支持され(図略)、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)。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の後輪79・79の間で後方へ延伸する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、モア4に連設され、該モア4で刈り取った芝草が、該ダクト74を介して作業車両1の後方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 at the rear end of the vehicle frame 2 (not shown), 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 has an engine 3 and an input shaft (not shown) above it. It is connected through. A rear discharge duct 74 extending rearward between the rear wheels 79 of the work vehicle 1 is provided. The duct 74 is connected to the mower 4 so that turf grass cut by the mower 4 is sent to a grass collecting container (not shown) installed behind the work vehicle 1 via the duct 74. .

車両フレーム2の適宜箇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共通の油圧源となっている(図11参照)。なお、作業車両1におけるエンジン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に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. This is a common hydraulic pressure source (see FIG. 11). 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 in the engine 3 according to the direction of the crankshaft.

油圧ポンプ5からの油の吐出量や吐出方向は、可動斜板などの容積調節器の操作によって変更され、該容積調節器はアームやリンク等の連結手段を介して、作業車両1の運転席近傍に設けられるメインの速度調整操作具106と連結されている。本実施例において、速度調整操作具106は主変速ペダルが用いられ、該主変速ペダルの踏込方向を変えれば、油の吐出方向が変更され作業車両1の前進・後進が切り替えられる。また、その踏込み量を変えれば油の吐出量が変更され、操舵輪駆動装置15L・15Rや操舵輪駆動装置13L・13Rから無段に変速された出力回転を得ることができる。   The oil discharge amount and the discharge direction from the hydraulic pump 5 are changed by operation of a volume adjuster such as a movable swash plate, and the volume adjuster is connected to the driver's seat of the work vehicle 1 via connecting means such as an arm or a link. It is connected to a main speed adjustment operation tool 106 provided in the vicinity. In this embodiment, a main speed change pedal is used for the speed adjustment operation tool 106. If the stepping direction of the main speed change pedal is changed, the oil discharge direction is changed and the forward / backward movement of the work vehicle 1 is switched. Further, if the stepping amount is changed, the oil discharge amount is changed, and an output rotation that is continuously variable from the steering wheel driving devices 15L and 15R and the steering wheel driving devices 13L and 13R can be obtained.

前記車両フレーム2の前部には、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の左右両端部に前輪36を各別に具備する左右一対の操舵輪駆動装置15L・15Rが、車両フレーム2の幅方向中央に設けたセンターピンCPを中心として左右回動自在に配設されている。同様に、車両フレーム2の後部には、左右方向にクロスメンバ78が横設され、該クロスメンバ78の左右両端部に後輪79を各別に具備する左右一対の操舵輪駆動装置13L・13Rが配設されている。該操舵輪駆動装置15L・15Rにはそれぞれ可変容積型の第一油圧モータ10、該操舵輪駆動装置13L・13Rにはそれぞれ可変容積型の第二油圧モータ80が配設されている。この左右の第一油圧モータ10および第二油圧モータは図外の配管を通じて閉回路で並列的に油圧ポンプ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。左右の第二油圧モータ80も同様である。   A pair of left and right steered wheel drive devices 15L and 15R each having a front wheel 36 at the left and right ends of the cross member 14 are provided on the front of the vehicle frame 2 in the horizontal direction. A center pin CP provided at the center in the width direction of the frame 2 is arranged so as to be rotatable left and right. Similarly, a cross member 78 is horizontally provided in the left and right direction at the rear portion of the vehicle frame 2, and a pair of left and right steering wheel drive devices 13 </ b> L and 13 </ b> R each having a rear wheel 79 at both left and right ends of the cross member 78 are provided. It is arranged. The steering wheel drive devices 15L and 15R are each provided with a variable displacement first hydraulic motor 10, and the steering wheel drive devices 13L and 13R are each provided with a variable displacement second hydraulic motor 80. The left and right first hydraulic motors 10 and the second hydraulic motor are fluidly connected to the hydraulic pump 5 in parallel in a closed circuit through a pipe (not shown), whereby loads acting on the left and right first hydraulic motors 10 respectively. In response to this, a hydraulic differential effect is produced. The same applies to the left and right second hydraulic motors 80.

次に、操舵輪である前輪36および後輪79の操舵機構について説明する。
なお、本実施例においては、以下、特に断りのない場合には、操舵輪駆動装置15Lについて説明する。すなわち、本実施例においては、左右の操舵輪駆動装置15L・15R(もしくは操舵輪駆動装置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。そして、操舵輪駆動装置15および操舵輪駆動装置13の構成においても、互いに異なることがなく、略同一で上下対称的に配置されたものである。
Next, a steering mechanism for the front wheels 36 and the rear wheels 79 as steering wheels will be described.
In the present embodiment, the steering wheel drive device 15L will be described below unless otherwise specified. That is, in this embodiment, the left and right steering wheel drive devices 15L and 15R (or the steering wheel drive devices 13L and 13R) are not different from each other, and are substantially the same and arranged symmetrically. The configurations of the steering wheel driving device 15 and the steering wheel driving device 13 are not different from each other, and are substantially the same and arranged vertically symmetrically.

図2および図3に示すように、作業車両1には、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。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、舵取リンク20の回動が操舵リンク機構18に伝達され、左右の操舵ギア機構17・17を介して、左右の操舵輪駆動装置15L・15Rが左右に旋回されるのである。なお、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。   As shown in FIGS. 2 and 3, the work vehicle 1 is formed with a steering link mechanism 18 by left and right steering gear mechanisms 17, 17 linking 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 turning the handle 16, the turning of the steering link 20 is transmitted to the steering link mechanism 18, and the left and right steering wheel drive devices 15L and 15R are turned left and right via the left and right steering gear mechanisms 17 and 17, respectively. It is. Note that a hydraulic power steering may be interposed between the handle 16 and the output shaft 21 in order to convert the turning force of the handle 16 into hydraulic pressure. In such a case, instead of the gear box 19, a hydraulic control device such as a power steering cylinder is provided.

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 22 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 in which the tooth circumference is directed left and right. Each is pivotally supported. 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.

クロスメンバ14の左右各端部には、前後に固定面を備えて平面視略コ字状の取付ステー26が突設され、該取付ステー26の前後固定面には、ハウジング27の前後壁面が左右回動不能にボルトによってネジ締め固定されている。該ハウジング27は、上下方向に開口した略筒状に形成され、その上部の大径部には、前記第一油圧モータ10がそのモータ軸56を上下方向に沿わせるように内蔵され、第一油圧モータ10のセンタセクション41が、その下方平面をハウジング27上部の大径部の開口端に当接して、開口部を覆うように固設されている。ハウジング27下部の小径部は下向きに長尺状に形成されてキングピン部27aとし、その中心にモータ軸56を配し、上下2個の軸受33・33を介して回転自在に支持させると共に、該モータ軸56の先端をキングピン部27aよりも下方に突出させてある。   At the left and right end portions of the cross member 14, mounting stays 26 having a fixing surface at the front and rear and having a substantially U-shape in plan view project, and the front and rear wall surfaces of the housing 27 are formed on the front and rear fixing surfaces of the mounting stay 26. Screwed and fixed with bolts so that it cannot rotate left and right. The housing 27 is formed in a substantially cylindrical shape that opens in the vertical direction, and the first hydraulic motor 10 is built in the upper large diameter portion so that the motor shaft 56 extends in the vertical direction. A center section 41 of the hydraulic motor 10 is fixed so as to cover the opening with the lower plane in contact with the opening end of the large-diameter portion at the top of the housing 27. A small-diameter portion at the bottom of the housing 27 is formed in a long and downward shape to form a kingpin portion 27a. A motor shaft 56 is disposed at the center of the kingpin portion 27a and is rotatably supported via two upper and lower bearings 33 and 33. The tip of the motor shaft 56 protrudes downward from the kingpin portion 27a.

また、クロスメンバ14の左右各端部であって取付ステー26の上方位置に、車両フレーム2の外方に向けて長板状の固定プレート29が突設され、該固定プレート29の下平面に前記センタセクション41の上平面が当着されている。該固定プレート29の上平面に枢軸ピン31が、前記キングピン部27aと同一軸線上に突設され、該枢軸ピン31にナックルアーム32の上端部に穿設された枢軸ピン31の受け孔32aが上方から相対回動可能に嵌合されている。また、該ナックルアーム32の上端部の上面には、従動ギア30としての扇形ギアがボルトによって該ナックルアーム32と相対回動不能にネジ締め固定され、従動ギア30の内側の歯部は、駆動ギア22の外側の歯部に噛合されている。そのため、従動ギア30が駆動ギア22によって回動されると、ナックルアーム32は、枢軸ピン31を従動ギア30の枢軸中心として、従動ギア30と一体に略水平に左右回動される。   Further, a long plate-like fixing plate 29 protrudes outward from the vehicle frame 2 at the left and right ends of the cross member 14 and above the mounting stay 26, and is formed on the lower plane of the fixing plate 29. The upper plane of the center section 41 is attached. A pivot pin 31 is provided on the upper plane of the fixed plate 29 so as to project on the same axis as the king pin portion 27a, and a receiving hole 32a for the pivot pin 31 formed in the upper end portion of the knuckle arm 32 is formed in the pivot pin 31. It is fitted so as to be relatively rotatable from above. Further, on the upper surface of the upper end portion of the knuckle arm 32, a fan-shaped gear as the driven gear 30 is screwed and fixed by a bolt so as not to rotate relative to the knuckle arm 32, and the teeth inside the driven gear 30 are driven. The teeth are meshed with the outer teeth of the gear 22. Therefore, when the driven gear 30 is rotated by the drive gear 22, the knuckle arm 32 is rotated to the left and right substantially integrally with the driven gear 30 with the pivot pin 31 serving as the pivot center of the driven gear 30.

該ハウジング27のキングピン部27aは、単一の車軸35を備える操舵ケース28の上端部に形成した受筒部28c内に差し込まれ、ハウジング27と操舵ケース28とが相対(左右)回動可能となるように、上下2個の軸受57、57を介して支持されている。該操舵ケース28の受筒部28cの上端部は、前記ナックルアーム32の下端部に接続されて操舵輪駆動装置15が構成されている。該操舵ケース28が、ナックルアーム32を介して、キングピン部27aと枢軸ピン31とを中心としてハウジング27に対して一体に相対回動自在に取り付けられている。   The king pin portion 27a of the housing 27 is inserted into a receiving tube portion 28c formed at the upper end portion of a steering case 28 having a single axle 35, so that the housing 27 and the steering case 28 can be rotated relative to each other (left and right). As shown, the upper and lower bearings 57 and 57 are supported. The upper end portion of the receiving tube portion 28c of the steering case 28 is connected to the lower end portion of the knuckle arm 32 to constitute the steering wheel drive device 15. The steering case 28 is attached to the housing 27 through the knuckle arm 32 so as to be rotatable relative to the housing 27 around the kingpin portion 27a and the pivot pin 31.

図4および図5に示すように、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、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、従動ギア30が、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、駆動ギア22および従動ギア30は、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)、前輪36の前端は、左右内側を向く。その逆に、駆動ギア22の前端と従動ギア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)、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, 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 such 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 have the front end of the front wheel 36 facing inward and leftward 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). On the contrary, the front end of the front wheel 36 is configured to face the left and right outer side 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).

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実現させている。すなわち、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、従動ギア30の半径R2よりも長く、これにより、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, the left and right turning angle difference is realized by making the shapes of the drive gear 22 and the driven gear 30 non-circular. 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.

一方、図1に示すように、操舵輪駆動装置15L・15Rと前後対称的に、車両フレーム2の後部には左右方向に沿うクロスメンバ78が横設され、該クロスメンバ78の左右両端部に操舵輪となる後輪79・79の操舵輪駆動装置13L・13Rが操向自在に懸架されている。そして、図2に示すように、後輪79・79をハンドル16に連動連結する左右の操舵ギア機構37・37が形成されている。該操舵ギア機構37は、駆動ギア42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クロスメンバ78上方に軸支されている。そして、駆動ギア42の各内側端には、枢支ジョイント44が取り付けられ、舵取リンク20に一端を枢結されている左右のロッド45のうち、ロッド45Lが右方の駆動ギア42Rに、ロッド45Rが左方の駆動ギア42Lに枢支ジョイント44を介してクロス状に枢結されている。   On the other hand, as shown in FIG. 1, a cross member 78 extending in the left-right direction is laterally provided at the rear portion of the vehicle frame 2 symmetrically with the steering wheel drive devices 15L and 15R. Steering wheel drive devices 13L and 13R for rear wheels 79 and 79 serving as steering wheels are suspended so as to be steerable. As shown in FIG. 2, left and right steering gear mechanisms 37, 37 that interlockly connect the rear wheels 79, 79 to the handle 16 are formed. The steering gear mechanism 37 is configured such that a fan-shaped gear as a drive gear 42 is pivoted above the cross member 78 so as to be substantially horizontally rotatable by a fulcrum pin 23 in a substantially vertical direction with a tooth circumference facing left and right. It is supported. A pivot joint 44 is attached to each inner end of the drive gear 42. Of the left and right rods 45, one end of which is pivotally connected to the steering link 20, the rod 45L is connected to the right drive gear 42R. The rod 45R is pivotally connected to the left drive gear 42L via a pivot joint 44 in a cross shape.

クロスメンバ78の左右各端部に、図3にて詳述した操舵輪駆動装置15L・15Rと同様、ハウジング27が相対回動不能に固設され、該ハウジング27に前記ナックルアーム32を介して操舵ケース28が相対回動可能に軸支されている。   Similar to the steering wheel drive devices 15L and 15R described in detail with reference to FIG. 3, a housing 27 is fixed to the left and right ends of the cross member 78 so as not to rotate relative to each other. A steering case 28 is pivotally supported so as to be relatively rotatable.

操舵輪駆動装置13L・13Rの構成は、前記図3にて詳述した操舵輪駆動装置15L・15Rとそれぞれ同一の構成とされているのでその詳細な説明は割愛する。すなわち、該操舵輪駆動装置13L・13Rは、後輪79の駆動用の第二油圧モータ80が内蔵された該ハウジング27に、操舵ケース28およびナックルアーム32が相対回動自在に取り付けられたものである。そのため、操舵輪駆動装置13L・13Rは、前輪の操舵輪駆動装置15L・15Rと実質的に同じものが用いられている。   The configuration of the steering wheel drive devices 13L and 13R is the same as that of the steering wheel drive devices 15L and 15R described in detail with reference to FIG. 3, and therefore detailed description thereof is omitted. In other words, the steering wheel drive devices 13L and 13R are such that the steering case 28 and the knuckle arm 32 are attached to the housing 27 in which the second hydraulic motor 80 for driving the rear wheel 79 is incorporated so as to be relatively rotatable. It is. Therefore, the steering wheel drive devices 13L and 13R are substantially the same as the front wheel steering wheel drive devices 15L and 15R.

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、ロッド45Rが前方に押され、ロッド45Lが後方に引かれて、後輪79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79は、ハンドル16の回動方向とは反対側に左右旋回される。   When the handle 16 is turned to the left, 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 turned to the left. At the same time, the rod 45R is pushed forward, the rod 45L is pulled backward, and the rear wheel 79 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 79 is turned left and right in the direction opposite to the direction in which the handle 16 rotates.

操舵ギア機構37は、前記操舵ギア機構17と同様に、駆動ギア42および従動ギア50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、後輪79のうち、内輪の左右回動角を外輪よりも大きくなる、いわゆるアッカーマン−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、駆動ギア42の半径R1が、その回転方向および角度によらず、従動ギア50の半径R2よりも長く、さらに、駆動ギア42は、半径R1が回動に伴って変化するように形成され、従動ギア50も、半径R2がこれを補うような形状とされている。   As with the steering gear mechanism 17, the steering gear mechanism 37 is configured such that the shape of the drive gear 42 and the driven gear 50 is a non-circular gear, thereby providing left and right turning angles on the inner and outer wheels, and among the rear wheels 79, A so-called Ackermann-Jantt mechanism in which the left and right rotation angles of the inner ring are larger than those of the outer ring is adopted to improve the steering ability of the left and right turning. That is, the radius R1 of the drive gear 42 is longer than the radius R2 of the driven gear 50 regardless of the rotation direction and angle thereof, and the drive gear 42 is formed such that the radius R1 changes with rotation. The driven gear 50 is also shaped such that the radius R2 compensates for this.

そして、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37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37のかかるギア径比R2/R1は、外輪に連動する操舵ギア機構37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。このように、該操舵ギア機構37においても、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なるように構成されている。   As the turning angle of the handle 16 is increased, the gear diameter ratio R2 / R1 of the steering gear mechanism 37 interlocked with the outer wheel is increased, and the rate of increase 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 37 linked to the inner wheel decreases by the increase of that of the steering gear mechanism 37 linked to the outer wheel, and the rate of increase of the left and right rotation angle of the inner wheel is large. Become. As described above, the steering gear mechanism 37 is also configured such that the difference between the left and right rotation angles of the inner and outer wheels increases as the rotation angle of the handle 16 increases.

以上のような構成とすることで、前輪36および後輪79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、各操舵輪駆動装置15L・15Rおよび操舵輪駆動装置13L・13Rを大きく回動させることができる。このように、作業車両1は四輪駆動・四輪操舵式に構成され、牽引性能が高い上、極めて良好なバランスをとりながら、優れて小さな旋回半径で旋回できるのである。   With the configuration as described above, the difference between the left and right rotation angles of the inner wheel and the outer wheel of the front wheel 36 and the rear wheel 79 can be increased as the rotation angle of the handle 16 increases. In addition, the steering wheel drive devices 15L and 15R and the steering wheel drive devices 13L and 13R can be greatly rotated by providing a difference in the left and right rotation angles of the inner and outer wheels with a small operation amount of the handle 16. As described above, the work vehicle 1 is configured to be a four-wheel drive / four-wheel steering type, has high traction performance, and can turn with a small turning radius while maintaining a very good balance.

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線A1、左右両前輪36・36の左右回動中心同士、すなわち、左右両操舵駆動輪装置15L・15Rのキングピン部27aの軸心同士を結ぶ左右方向の直線を線A2、左右後輪79・79の軸心同士、すなわち、左右両操舵輪駆動装置13L・13Rのキングピン部27aの軸心同士を結ぶ左右方向の直線を線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 the line A1, the left-right rotation centers of the left and right front wheels 36, 36, The straight line in the left-right direction connecting the shaft centers of the king pin portions 27a of the steering drive wheel devices 15L and 15R is a line A2, and the shaft centers of the left and right rear wheels 79 and 79, that is, the king pin portions of the left and right steering wheel drive devices 13L and 13R. If the straight line in the left-right direction connecting the axis centers of 27a is a line A3, the intersection point of the line A1 and the line A2 is a point 111, and the intersection point of the line A1 and the line A3 is a point 112, the turning center point 110 Is the turning radius of the vehicle center between the left and right front wheels 36 and 36 (hereinafter simply referred to as “turning radius 111a of the front wheel 36”), and the distance from the turning center point 110 to the point 112 is the rear left and right. Between wheel 79 and 79 Both the center of the turning radius (hereinafter, simply referred to as "turning radius 112a of the rear wheel 79") it becomes.

本実施例において、前輪36および後輪79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79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。具体的には、図5に示すように、ハンドル16が左方に目一杯切られた場合は、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、後述するように前輪36のみが操舵輪である場合と比べて(図18参照)、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る。しかもこの場合、モア4のちょうど側方に旋回中心点110が現出するため木の周りに生えている草を刈りながら180°ターンしていくことができる。このように、操舵輪たる前輪36および後輪79を備えるため、作業車両1は旋回性に優れ、小旋回、急旋回もしくは後述するその場旋回(ゼロターン)が要求される車両にも適用可能とされている(図15参照)。   In the present embodiment, the front wheel 36 and the rear wheel 79 are rotated by the same angle, although they are opposite in the left and right directions with respect to the rotation direction of the handle 16 by the rotation operation of the handle 16. The turning center point 110 appears at a position substantially half the distance from the wheel 79, 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. Specifically, as shown in FIG. 5, when the handle 16 is fully turned 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 where only the front wheel 36 is a steered wheel (see FIG. 18), 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 turnability of the work vehicle 1 is further improved. In addition, in this case, since the turning center point 110 appears just to the side of the mower 4, it can be turned 180 ° while mowing the grass growing around the tree. Thus, since the front wheels 36 and the rear wheels 79 as the steering wheels are provided, the work vehicle 1 is excellent in turning performance, and can be applied to a vehicle that requires a small turn, a sudden turn, or an in-situ turn (zero turn) described later. (See FIG. 15).

なお、本実施例における前輪36および後輪79は、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とが略等しいため、旋回時に前輪36と後輪79とが旋回軌跡上で同速で回転してもスリップせず、地面やタイヤを痛める心配がない。そのため、第一・第二油圧モータ10・80は固定容積型でも構わない。一方、急旋回や後述する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、前輪36および後輪79が高速状態で旋回態勢に入ってしまい、運転者が遠心力を受けて振らつくなど安定した旋回を行うことができない。そのような場合に対処するために、第一・第二油圧モータ10・80を可変容積型として、後述するように、旋回時に自動的に左右の第一油圧モータ10および第二油圧モータ165の各々の容積を同じ割合で増大させて、前輪36と後輪79の回転速度を車両の旋回半径に応じて低減させることにより、作業車両1の旋回性が高められている。   Note that the front wheel 36 and the rear wheel 79 in the present embodiment are rotated in directions opposite to the rotation direction of the handle 16, respectively, but the turning radius 111a of the front wheel 36 and the turning radius 112a of the rear wheel 167 are substantially equal. When turning, the front wheel 36 and the rear wheel 79 do not slip even if the front wheel 36 and the rear wheel 79 rotate at the same speed on the turning locus, and there is no fear of damaging the ground or tires. Therefore, the first and second hydraulic motors 10 and 80 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, which will be described later, the front wheels 36 and the rear wheels 79 enter a turning posture in a high speed state, and the driver receives a centrifugal force and shakes. Unable to make a stable turn such as turning on. In order to cope with such a case, the first and second hydraulic motors 10 and 80 are of a variable displacement type, and as will be described later, the left and right first hydraulic motors 10 and second hydraulic motors 165 are automatically turned when turning. By increasing the respective volumes at the same rate and reducing the rotational speed of the front wheels 36 and the rear wheels 79 in accordance with the turning radius of the vehicle, the turning performance of the work vehicle 1 is enhanced.

なお、該第一油圧モータ10および第二油圧モータ80の容積を増大させるにあたり、本実施例では、後述するように第一・第二油圧モータ10・80の容積を左右で同じ割合(X)で増大させる一方、旋回内側と旋回外側の左右車輪回転差は左右の第一・第二油圧モータ10・80の各々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・第二油圧モータ10・80の左右で独立的に、容積増加割合を変化させる、すなわち、旋回内側と旋回外側の左右車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・第二油圧モータ10・80に対しては減算し、旋回外側の第一・第二油圧モータ10・80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 this embodiment, when the volumes of the first hydraulic motor 10 and the second hydraulic motor 80 are increased, the volumes of the first and second hydraulic motors 10 and 80 are set to the same ratio (X) on the left and right as will be described later. On the other hand, the left and right wheel rotation difference between the inside and outside of the turn is absorbed by the hydraulic differential effect of each of the left and right first and second hydraulic motors 10 and 80. The volume increase rate is changed independently on the left and right sides of the first and second hydraulic motors 10 and 80, that is, the volume change amount (Y) corresponding to the left and right wheel rotation difference between the inside and outside of the turn is the ratio (X). On the other hand, the first and second hydraulic motors 10 and 80 inside the turning are subtracted and the first and second hydraulic motors 10 and 80 outside the turning are added to positively rotate the difference. May be generated.

次に、一対の前輪36の操舵輪駆動装置15のうち、左側装置15Lについて、以下に詳述する。操舵輪駆動装置15の右側装置は左右対称的に同じ構造である。また、一対の後輪79の操舵輪駆動装置13における左右各側装置の構造も同様である。
図3、図6および図7に示すように、操舵輪駆動装置15Lは、前記クロスメンバ14の取付ステー26に固設されたハウジング27に対して、ナックルアーム32を介して操舵ケース28が一体となって回動自在に枢支されている。そして、操舵輪駆動装置15Lのハウジング27には、第一油圧モータ10、可動斜板(容積調節器)53と連係するモータ容積制御機構43が収納され、また操舵ケース28には、単一の車軸35と該車軸35を前記油圧モータ10に対して駆動的に連結するための、遊星歯車式減速機構38や車軸クラッチ61を含む減速ギアトレーン、車軸35を制動するためのブレーキ機構39等が収納されている。
Next, the left side device 15L of the steering wheel drive device 15 for the pair of front wheels 36 will be described in detail below. The right side device of the steering wheel drive device 15 has the same structure symmetrically. The structure of the left and right side devices in the steering wheel drive device 13 for the pair of rear wheels 79 is also the same.
As shown in FIGS. 3, 6, and 7, in the steering wheel driving device 15 </ b> L, a steering case 28 is integrated with a housing 27 fixed to the mounting stay 26 of the cross member 14 via a knuckle arm 32. And is pivotally supported. The housing 27 of the steering wheel drive device 15L houses a motor volume control mechanism 43 that is linked to the first hydraulic motor 10 and the movable swash plate (volume adjuster) 53, and the steering case 28 has a single unit. A reduction gear train including a planetary gear type reduction mechanism 38 and an axle clutch 61 for drivingly connecting the axle 35 and the axle 35 to the hydraulic motor 10, a brake mechanism 39 for braking the axle 35, and the like. It is stored.

上述のように、ハウジング27には、アキシャルピストンタイプの第一油圧モータ10が内蔵され統合化されている。すなわち、該第一油圧モータ10のセンタセクション41が、該ハウジング27の上開口端を覆うように固設されている。また、ハウジング27におけるキングピン部27aの付け根に相当する底壁部分には台座55を取り付けてあり、その上にクレードルタイプの可動斜板53を滑動自在に案内支持させ、前記モータ軸56をこの可動斜板53、台座55より下向きに貫通してキングピン部27a内へ延伸させてある。   As described above, the housing 27 is integrated with the axial piston type first hydraulic motor 10. That is, the center section 41 of the first hydraulic motor 10 is fixed so as to cover the upper opening end of the housing 27. Further, a pedestal 55 is attached to a bottom wall portion corresponding to the base of the kingpin portion 27a in the housing 27, and a cradle type movable swash plate 53 is slidably guided and supported thereon, and the motor shaft 56 is movable. It penetrates downward from the swash plate 53 and the pedestal 55 and extends into the kingpin portion 27a.

センタセクション41は、プレート状に形成され、機体内方側を向く内側面には、キドニーポート41a・41aに通じる一対の油給排ポート41b・41bおよびハウジング27の油溜まりに通じるドレンポート(図示せず)が、板面方向に沿って配列して開口され、管継手46a・47a・48aが螺着され、そこに夫々接続された油管46・47・48の3本が前記クロスメンバ14に沿って施設される。前記キドニーポート41a・41aに通じる油管47・48は、前記油圧ポンプ5と流体接続される。油管46は車両の適当な場所に搭載したリザーブタンク(図略)に接続されている。そして、前記キドニーポート41a・41aが、第一油圧モータ10を構成するシリンダブロック51が回転自在に設置されるモータ取付面に開口されており、シリンダブロック51からの吸入/排出油がキドニーポート41a・41aに導入されるようになっている。また、モータ取付面の略中央位置に、シリンダブロック51の回転軸芯上に係止したモータ軸56の一端が軸支されている。   The center section 41 is formed in a plate shape, and has a pair of oil supply / discharge ports 41 b and 41 b that communicate with the kidney ports 41 a and 41 a and a drain port that communicates with the oil reservoir of the housing 27 (see FIG. (Not shown) are arranged and opened along the plate surface direction, and pipe joints 46a, 47a, and 48a are screwed, and three oil pipes 46, 47, and 48 respectively connected to the cross member 14 Along the facility. Oil pipes 47 and 48 communicating with the kidney ports 41 a and 41 a are fluidly connected to the hydraulic pump 5. The oil pipe 46 is connected to a reserve tank (not shown) mounted at an appropriate place in the vehicle. The kidney ports 41a and 41a are opened in a motor mounting surface on which a cylinder block 51 constituting the first hydraulic motor 10 is rotatably installed, and suction / discharge oil from the cylinder block 51 is supplied to the kidney port 41a. -It is introduced into 41a. Further, one end of a motor shaft 56 that is locked onto the rotational axis of the cylinder block 51 is pivotally supported at a substantially central position of the motor mounting surface.

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の中央位置に開口部が形成され、該開口部にモータ軸56が貫通されている。該可動斜板53の下面に凸円弧面が形成され、ハウジング27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に沿って傾動可能とされるのである。この可動斜板53は、前記のような台座55を必要とせず一対の軸部でハウジング27に支持される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く、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 at the center of the movable swash plate 53, and a motor shaft 56 is passed through the opening. A convex arc surface is formed on the lower surface of the movable swash plate 53 and is in sliding contact with a pedestal 55 having a concave arc surface installed in the housing 27. By adopting such a shape, the movable swash plate 53 can be tilted along the pedestal 55. The movable swash plate 53 may be a trunnion type that is supported on the housing 27 by a pair of shaft portions without requiring the pedestal 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 adjuster 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内に導入されるキドニーポート41a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。可動斜板53がピストン52の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直角である面(水平面)から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。この位置から当接面部を垂直方向から離すように操作すると、第一油圧モータ10の容積が増加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減速される。かかるモータ容積制御機構43の詳細は、後述する。   The oil pumped from the hydraulic pump 5 to the pipe joint 47a (48a) via the oil pipe 47 (48) is sent to the cylinder block 51 from a kidney port 41a introduced into the center section 41. . In this way, the first hydraulic motor 10 and the hydraulic pump 5 are fluidly connected to each other. The initial position (straight vehicle position) is set so that the movable swash plate 53 tilts the contact surface portion of the piston 52 by a predetermined angle from a surface (horizontal plane) perpendicular to the rotational axis of the cylinder block 51. To do. When the contact surface portion is operated away from the vertical direction from this position, the volume of the first hydraulic motor 10 is changed to increase, and the rotational speed of the front wheel 36 is decelerated compared to the initial position. Details of the motor volume control mechanism 43 will be described later.

このように、各操舵輪駆動装置15には、前輪36の駆動用として第一油圧モータ10がそれぞれ配設されて、前輪36ごとに個別に駆動可能とされている。また、車両の適宜位置に搭載した油圧ポンプ5と第一油圧モータ10とは任意の形状にレイアウト可能な油路を介して接続されるため、左右の操舵輪駆動装置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機械的な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等の車両装備品の配置スペースを広く確保することができる。   As described above, each steering wheel drive device 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. Further, since the hydraulic pump 5 and the first hydraulic motor 10 mounted at appropriate positions of the vehicle are connected via an oil passage that can be laid out in an arbitrary shape, the engine 3 to the left and right steering wheel drive devices 15L and 15R. It is not necessary to separately provide a drive shaft or a mechanical transmission mechanism in the space in the vehicle frame 2 when transmitting the power of the vehicle, and the lower space of the vehicle frame 2 is equipped with vehicle equipment such as a mower 4 and a rear discharge duct 74. It is possible to secure a wide space for placing products.

図3および図7に示すように、操舵ケース28は、その上部に受筒部28cを形成することにより正面視略L字状に形成され、該受筒部28cの上開口内に前記ハウジング27のキングピン部27aが挿通され、軸受57・57によって相対回動可能に枢支されるとともに、ハウジング27のキングピン部27aの付け根に配したオイルシール57aを介装することで、該操舵ケース28がハウジング27に対して安定して回動自在に支持されている。そして、操舵輪駆動装置15は、ナックルアーム32から操舵ケース28を除去することで、ハウジング27から、該操舵ケース28を容易に取り外すことができる。そのため、該ハウジング27および操舵ケース28並びにこれらに配設される第一油圧モータ10等のメンテナンスや交換等を容易に行うことができる。   As shown in FIGS. 3 and 7, the steering case 28 is formed in a substantially L shape in front view by forming a receiving tube portion 28c at the upper portion thereof, and the housing 27 is placed in the upper opening of the receiving tube portion 28c. The king pin portion 27a is inserted and pivotally supported by the bearings 57 and 57 so as to be relatively rotatable, and an oil seal 57a disposed at the base of the king pin portion 27a of the housing 27 is interposed so that the steering case 28 is provided. The housing 27 is supported so as to be stably rotatable. The steering wheel drive device 15 can easily remove the steering case 28 from the housing 27 by removing the steering case 28 from the knuckle arm 32. Therefore, maintenance, replacement, and the like of the housing 27, the steering case 28, and the first hydraulic motor 10 disposed in these can be easily performed.

操舵ケース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つの半割操舵ケース28a・28bを有する。このように、左右半割り状に構成することによって、操舵ケース28内に配設される減速機構38等の各機構や、これらを構成する各部材の交換やメンテナンスが容易となる。なお、操舵ケース28は、車軸35の軸線に対して平行な接合面を通じて上下方向に分離接合自在な2つの半割操舵ケースによって構成してもよい。   The steering case 28 includes two halved steering cases 28a and 28b that can be separated and joined in the left-right direction through a joint surface perpendicular to the axis of the axle 35. In this way, by configuring the left and right halves, it is easy to replace and maintain each mechanism such as the speed reduction mechanism 38 disposed in the steering case 28, and each member constituting them. The steering case 28 may be constituted by two halved steering cases that can be separated and joined in the vertical direction through a joint surface parallel to the axis of the axle 35.

次に、モータ軸56を前記車軸35に駆動的に連結するための減速ギアトレーンを説明する。
前記モータ軸56は、ハウジング27のキングピン部27aの下開口端部から操舵ケース28内に突出し、突出部に小ベベルギア58が固設されている。また、操舵ケース28には、伝動軸59と該車軸35とが同一軸心上に位置するように横設され、該伝動軸59は、内側端を内操舵ケース28aの内側壁に片持ち支軸されている。該伝動軸59の内方(図7において右方)側に、大ベベルギア60が相対回転可能に遊嵌されている。該大ベベルギア60は、小ベベルギア58と噛合されて一段目のベベルギア式減速機構を構成している。
Next, a reduction gear train for drivingly connecting the motor shaft 56 to the axle 35 will be described.
The motor shaft 56 protrudes into the steering case 28 from the lower opening end of the king pin portion 27a of the housing 27, and a small bevel gear 58 is fixed to the protruding portion. Further, the steering case 28 is laterally arranged so that the transmission shaft 59 and the axle 35 are located on the same axis, and the inner end of the transmission shaft 59 is cantilevered on the inner side wall of the inner steering case 28a. Axis. A large bevel gear 60 is loosely fitted on the inner side (right side in FIG. 7) of the transmission shaft 59 so as to be relatively rotatable. The large bevel gear 60 is meshed with the small bevel gear 58 to constitute a first-stage bevel gear type reduction mechanism.

該大ベベルギア60を伝動軸59に対して係脱する車軸クラッチ61が、次のように構成されている。すなわち、伝動軸59上であって大ベベルギア60の外方側にスプラインハブ62aが固設され、クラッチクライダ62bが、軸方向に摺動可能にスプラインハブ62aに嵌合されて、この嵌合状態で更にクラッチクライダ62bが大ベベルギア60のクラッチ歯60aと噛合可能とされている。該クラッチスライダ62bは、図示せぬ操作レバーに連結連動されており、該操作レバーを操作することにより軸方向に摺動されて択一的に、該スプラインハブ62aのみに噛合されるか、もしくは、スプラインハブ62aおよびクラッチ歯60aの両方と噛合される。   An axle clutch 61 that engages and disengages the large bevel gear 60 with respect to the transmission shaft 59 is configured as follows. That is, the spline hub 62a is fixed on the transmission shaft 59 on the outer side of the large bevel gear 60, and the clutch climber 62b is fitted to the spline hub 62a so as to be slidable in the axial direction. In this state, the clutch climber 62b can be engaged with the clutch teeth 60a of the large bevel gear 60. The clutch slider 62b is connected and interlocked with an operation lever (not shown), and is slid in the axial direction by operating the operation lever, or alternatively meshed only with the spline hub 62a, or , Meshed with both the spline hub 62a and the clutch teeth 60a.

ここで、減速ギアトレーンに備わる遊星歯車式減速機構38について、以下に詳述する。
図3および図7に示すように、本実施例における作業車両1は、第二段目の減速機構38として、前記内操舵ケース28aと前記外操舵ケース28bとの間に遊星歯車機構が構成されている。前記伝動軸59の支持されていない遊端部にサンギア63が固設され、キャリア65により枢支された複数のプラネタリギア64・64・・・に対して噛合されることで負荷等配がなされる。該プラネタリギア64・64・・・は、同時に、インターナルギア66と噛合されている。該インターナルギア66は、内操舵ケース28aと外操舵ケース28bとの間に回転不能に介設されている。キャリア65は前記車軸35の内端部と相対回転不能にスプライン嵌合され、外操舵ケース28bに軸受支持されている。車軸35の外端部は、操舵ケース28の外側方から突出し、かかる突出端に形成したハブ35aに前輪36が固設されている。
Here, the planetary gear type reduction mechanism 38 provided in the reduction gear train will be described in detail below.
As shown in FIGS. 3 and 7, the work vehicle 1 according to the present embodiment has a planetary gear mechanism between the inner steering case 28 a and the outer steering case 28 b as the second stage reduction mechanism 38. ing. A sun gear 63 is fixed to a free end portion of the transmission shaft 59 that is not supported, and is meshed with a plurality of planetary gears 64, 64,. The The planetary gears 64, 64... Mesh with the internal gear 66 at the same time. The internal gear 66 is interposed between the inner steering case 28a and the outer steering case 28b so as not to rotate. The carrier 65 is spline-fitted with the inner end portion of the axle 35 so as not to rotate relative to it, and is supported by a bearing on the outer steering case 28b. An outer end portion of the axle 35 protrudes from the outside of the steering case 28, and a front wheel 36 is fixed to a hub 35a formed at the protruding end.

そして、第一油圧モータ10のシリンダブロック51の回転が、モータ軸56→小ベベルギア58→大ベベルギア60→車軸クラッチ61→伝動軸59→サンギア63→プラネタリギア64・64・・・→キャリア65→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 rotation of the cylinder block 51 of the first hydraulic motor 10 is as follows: motor shaft 56 → small bevel gear 58 → large bevel gear 60 → axle clutch 61 → transmission shaft 59 → sun gear 63 → planetary gears 64, 64. The work vehicle 1 can travel by being transmitted from the axle 35 to the front wheel 36.

エンジンが故障するなどして作業車両1を牽引する必要があれば、操舵輪駆動装置15の第一油圧モータ10を空転させて油圧抵抗を減少させることができる。すなわち、車両牽引時には、車軸35が前輪36の方から逆駆動されるが、第一油圧モータ10のモータ軸56から車軸35への動力駆動を切断すべく、クラッチスライダ62bを摺動させて、大ベベルギア60と車軸35との接続を切断することができる。これにより、油圧モータ10がポンプ作用をすることがなくなり、各前輪36・36が軽い力で空転可能となって牽引を楽に行うことができる。   If it is necessary to pull the work vehicle 1 due to an engine failure or the like, the first hydraulic motor 10 of the steering wheel drive device 15 can be idled to reduce the hydraulic resistance. That is, when the vehicle is towed, the axle 35 is reversely driven from the front wheel 36, but the clutch slider 62b is slid in order to cut the power drive from the motor shaft 56 of the first hydraulic motor 10 to the axle 35. The connection between the large bevel gear 60 and the axle 35 can be disconnected. As a result, the hydraulic motor 10 does not perform the pumping action, and the front wheels 36 and 36 can be idled with a light force, so that the traction can be performed easily.

なお、操舵輪駆動装置15の油圧モータ10から車軸35に至る減速ギアトレーンとして、上述のようなベベルギア式減速機構と遊星歯車式減速機構とを組み合わせた二段減速機構を示したが、これに限定されるものではなく、例えば、車両の仕様によっては一段のベベルギア式減速機構のみ、あるいは二段減速式の遊星歯車機構や、二段減速式の平行ギア機構等であってもよい。   In addition, as a reduction gear train from the hydraulic motor 10 of the steering wheel drive device 15 to the axle 35, a two-stage reduction mechanism in which the above-described bevel gear type reduction mechanism and planetary gear type reduction mechanism are combined is shown. For example, depending on the specification of the vehicle, only a one-stage bevel gear type reduction mechanism, a two-stage reduction type planetary gear mechanism, a two-stage reduction type parallel gear mechanism, or the like may be used.

次に、ブレーキ機構39について、以下に詳述する。
図3および図7に示すように、前記内操舵ケース28aの外部に延伸した伝動軸59上に、湿式ディスク形のブレーキ機構39が設けられている。該伝動軸59の内操舵ケース28a外部の突出部に摩擦プレート68が相対回動不能に嵌合されている。該ブレーキ機構39は、図示せぬブレーキ操作具に連結されている。ブレーキ操作具を操作すると、かかるブレーキ操作具に連結連動したブレーキワイヤやブレーキアーム等を介して、カム81が回転操作されて、プレッシャメンバ67が軸方向に摺動される。そして、該プレッシャメンバ67により、摩擦プレート68を内操舵ケース28aに向けて押圧し、該伝動軸59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 in detail below.
As shown in FIGS. 3 and 7, a wet disk-type brake mechanism 39 is provided on a transmission shaft 59 extending to the outside of the inner steering case 28a. A friction plate 68 is fitted to a protruding portion outside the steering case 28a of the transmission shaft 59 so as not to be relatively rotatable. The brake mechanism 39 is connected to a brake operation tool (not shown). When the brake operation tool is operated, the cam 81 is rotated through a brake wire, a brake arm, and the like that are linked and linked to the brake operation tool, and the pressure member 67 is slid in the axial direction. The pressure member 67 presses the friction plate 68 toward the inner steering case 28a to give a rotational resistance to the transmission shaft 59 and to generate a braking action on the axle 35.

なお、本実施例におけるブレーキ機構39は、内操舵ケース28aの外壁側方に配設されるが、該ブレーキ機構39の配設位置は、これに限定されるものではなく、操舵ケース28内に配設されてもよい。   The brake mechanism 39 in this embodiment is disposed on the side of the outer wall of the inner steering case 28a. However, the position of the brake mechanism 39 is not limited to this, and the brake mechanism 39 is disposed in the steering case 28. It may be arranged.

次に、モータ容積制御機構43について、以下に詳述する。
図3、図6乃至図10に示すように、操舵輪駆動装置15には、前記第一油圧モータ10の容量調節器である可動斜板53の傾動角を初期位置から所定の容積増大位置へ変更するモータ容積制御機構43が構成されている。本実施例における作業車両1は、上述のように、前輪36の旋回半径111aおよび後輪79の旋回半径112aがそれぞれ等しくなるように設定されて、緩旋回から急旋回まで自由に旋回することができる。そのため、前輪36および後輪79それぞれにおいて、作業車両1が直進する場合と旋回する場合との走行速度が同速度のままでは、旋回の際の安定性が損なわれる。そこで、左右の操舵輪駆動装置15各々に備えられたモータ容積制御機構43は、各第一油圧モータ10および第二油圧モータ80の各々の容積を、作業車両1の旋回度合いに合わせて増大方向へ自動的かつ同期的に変更されるようにして、左右の前輪36および後輪79全ての回転速度を、直進時に比べて減速させるように構成されている。
Next, the motor volume control mechanism 43 will be described in detail below.
As shown in FIGS. 3, 6 to 10, the steering wheel drive device 15 has the tilt angle of the movable swash plate 53, which is a capacity adjuster of the first hydraulic motor 10, from the initial position to a predetermined volume increase position. A motor volume control mechanism 43 to be changed is configured. As described above, the work vehicle 1 according to the present embodiment is set so that the turning radius 111a of the front wheel 36 and the turning radius 112a of the rear wheel 79 are equal to each other, and can freely turn from a slow turn to a sudden turn. it can. Therefore, in each of the front wheel 36 and the rear wheel 79, if the traveling speeds of the work vehicle 1 traveling straight and turning are the same, the stability during turning is impaired. Therefore, the motor volume control mechanism 43 provided in each of the left and right steering wheel drive devices 15 increases the respective volumes of the first hydraulic motor 10 and the second hydraulic motor 80 in accordance with the turning degree of the work vehicle 1. Thus, the rotational speeds of all the left and right front wheels 36 and rear wheels 79 are decelerated compared to when traveling straight.

図6、図8乃至図10に示すように、第一油圧モータ10が配設されるハウジング27の側壁面に、コントロール軸69が機体左右方向を向くようにして回動自在に支持され、ハウジング27の内側に位置するコントロール軸69の一側端部には、揺動アーム70が該コントロール軸69と相対回転不能に嵌合され、揺動アーム70の遊端部は係止ピンを有し、可動斜板53の側面に形成した溝に係合されている。コントロール軸69の他側端部に、第一アーム部71aと第二アーム部71bとを有して正面視略V字状のコントロールアーム71の基部が相対回転不能に嵌合されている。かかる嵌合状態において、図9に示すように、該第一アーム部71aの遊端側を操舵ケース28の上面外周縁上に位置させるように、コントロールアーム71の全体が湾曲されている。   As shown in FIGS. 6 and 8 to 10, the control shaft 69 is rotatably supported on the side wall surface of the housing 27 in which the first hydraulic motor 10 is disposed so as to face the left and right directions of the machine body. 27, a swing arm 70 is fitted to one end of the control shaft 69 located inside the control shaft 69 so as not to rotate relative to the control shaft 69, and the free end of the swing arm 70 has a locking pin. It is engaged with a groove formed on the side surface of the movable swash plate 53. A base portion of the control arm 71 having a first arm portion 71a and a second arm portion 71b and having a substantially V shape in front view is fitted to the other end of the control shaft 69 so as not to be relatively rotatable. In this fitted state, as shown in FIG. 9, the entire control arm 71 is curved so that the free end side of the first arm portion 71a is positioned on the outer peripheral edge of the upper surface of the steering case 28.

コントロールアーム71の第二アーム部71bの遊端側には、揺動アーム70を介して可動斜板53に対して初期傾斜位置に位置決めさせるための係合ピン72が突設されている。また、コントロール軸69上には、ねじりコイルバネである戻しバネ73が外嵌されている。該戻しバネ73の両端は、平行して第二アーム部71bの先端に向けて延出され、途中で交差して、延出部分の端部にてハウジング27の外壁に装着される偏心ピン77および係合ピン72が挟み込まれている。該偏心ピン77は、任意に回動変位・固定可能とされ、直進時における第一油圧モータ10の初期容量を調整可能に設定している。   On the free end side of the second arm portion 71 b of the control arm 71, an engagement pin 72 for positioning the movable swash plate 53 at the initial tilt position via the swing arm 70 protrudes. A return spring 73 that is a torsion coil spring is fitted on the control shaft 69. Both ends of the return spring 73 extend in parallel toward the tip of the second arm portion 71b, intersect in the middle, and are eccentric pins 77 attached to the outer wall of the housing 27 at the end of the extended portion. And the engaging pin 72 is inserted | pinched. The eccentric pin 77 can be arbitrarily rotated and fixed, and is set so that the initial capacity of the first hydraulic motor 10 during straight travel can be adjusted.

図10に示すように、第一アーム部71aの遊端部には、係合ピン75が回動自在に軸支されている。前記コントロール軸69下方の操舵ケース28の上面には、その外周縁の形状に沿わせた円弧状の容積制御板76が固定設置されている。該容積制御板76には前記係合ピン75を嵌入するガイド溝76aが開口してあり、ハウジング27のキングピン部27aを回動中心として、操舵ケース28が左右方向に回動されると、容積制御板76が、係合ピン75に対して円周(紙面左右)方向に相対変位される。特に、本実施例においては、操舵ケース28が左右回動されると、可動斜板53が油圧モータ10の容積を大きくする方向へ傾動されるように、該容積制御板76のガイド溝76aが、周方向両端部から左右略中央にかけて上方に凸となるように逆V字形に傾斜されている。   As shown in FIG. 10, an engagement pin 75 is pivotally supported at the free end of the first arm portion 71a. On the upper surface of the steering case 28 below the control shaft 69, an arc-shaped volume control plate 76 along the shape of the outer peripheral edge thereof is fixedly installed. The volume control plate 76 has a guide groove 76a into which the engagement pin 75 is inserted. When the steering case 28 is rotated in the left-right direction with the king pin portion 27a of the housing 27 as a rotation center, the volume control plate 76 has a volume. The control plate 76 is relatively displaced with respect to the engagement pin 75 in the circumferential (left and right) direction. In particular, in this embodiment, when the steering case 28 is rotated left and right, the guide groove 76a of the volume control plate 76 is so tilted that the movable swash plate 53 is tilted in the direction of increasing the volume of the hydraulic motor 10. Inclined in an inverted V shape so as to protrude upward from both ends in the circumferential direction to substantially the center of the left and right.

図10に示すように、容積制御板76のガイド溝76aは、頂部である位置P1から周方向両端部に向かって傾斜し、かかる終端位置をそれぞれ位置P2および位置P3となるように形成され、位置P1から位置P2および位置P3までの高低差である偏差分がいずれもΔLとなるように形成され、さらに、車輪の内切れ角度の方が外切れ角度より大きいので、位置P1から位置P2に到達するまでの距離の方が位置P1から位置P3に到達するまでの距離よりも長く形成されている。このように形成された容積制御板76において、係合ピン75が、位置P1にある状態が、左前輪36が直進位置にあって可動斜板53が初期の傾斜位置(直進時における第一油圧モータ10の初期容量)となるように設定されている。そして、左前輪36が左に旋回されて、コントロールアーム71の係合ピン75がガイド溝76aの位置P2に到達した状態が、左前輪36の最大内切れ位置となり、同じく位置P3にてガイド溝76aに当接される状態が、前輪36の最大外切れ位置となる。   As shown in FIG. 10, the guide groove 76a of the volume control plate 76 is formed so as to be inclined from the position P1 that is the top toward both ends in the circumferential direction, and such end positions are the position P2 and the position P3, respectively. Deviations, which are the height differences from position P1 to position P2 and position P3, are all formed to be ΔL, and the inner cutting angle of the wheel is larger than the outer cutting angle, so that the position P1 is changed to the position P2. The distance to reach is longer than the distance from position P1 to position P3. In the volume control plate 76 formed in this way, the state in which the engagement pin 75 is at the position P1 indicates that the left front wheel 36 is in the rectilinear position and the movable swash plate 53 is in the initial inclined position (first hydraulic pressure during rectilinear travel The initial capacity of the motor 10). The state in which the left front wheel 36 is turned to the left and the engaging pin 75 of the control arm 71 reaches the position P2 of the guide groove 76a is the maximum inner cutting position of the left front wheel 36. Similarly, at the position P3, the guide groove The state in contact with 76a is the maximum outer cutting position of the front wheel 36.

具体的には、図10(a)に示すように、係合ピン75がガイド溝76a内の位置P1にある場合は、コントロールアーム71は、前記戻しバネ73を介し、偏心ピン77によって決められた初期位置に弾性保持されて第一油圧モータ10の容積が直進用に設定される。そして、図10(b)に示すように、ハンドル16が左方に回動されると、操舵ケース28が回動され、これに連動して容積制御板76のガイド溝76aがコントロールアーム71の係合ピン75に対して相対変位され、係合ピン75が位置P1から位置P2となるようにガイド溝76a内を移動する。かかる場合に、該コントロールアーム71が、コントロール軸69を中心としてX方向に偏差分ΔLだけ回動され、コントロール軸69を介して前記揺動アーム70が連動して回動され、可動斜板53が該揺動アーム70によってその斜板角度が初期位置よりも大きくなるように傾動される。   Specifically, as shown in FIG. 10A, when the engagement pin 75 is at the position P1 in the guide groove 76a, the control arm 71 is determined by the eccentric pin 77 via the return spring 73. Further, the volume of the first hydraulic motor 10 is set to be linearly moved while being elastically held at the initial position. 10B, when the handle 16 is rotated to the left, the steering case 28 is rotated, and the guide groove 76a of the volume control plate 76 is interlocked with the control arm 71. It is displaced relative to the engagement pin 75, and moves in the guide groove 76a so that the engagement pin 75 changes from the position P1 to the position P2. In such a case, the control arm 71 is rotated by a deviation ΔL in the X direction around the control shaft 69, and the swing arm 70 is rotated in conjunction with the control shaft 69 to move the movable swash plate 53. However, the swing arm 70 is tilted so that the swash plate angle becomes larger than the initial position.

図示は省略するが、ハンドル16が右方に回動されると、操舵ケース28の動きに連動して容積制御板76のガイド溝76aがコントロールアーム71の係合ピン75に対して相対変位され、係合ピン75を位置P1から位置P3に移動させる。かかる場合に、該コントロールアーム71が、コントロール軸69を中心としてX方向に偏差分ΔLだけ回動され、コントロール軸69を介して前記揺動アーム70が連動して回動され、可動斜板53が該揺動アーム70によってその斜板角度が初期位置よりも大きくなるように傾動される。   Although illustration is omitted, when the handle 16 is rotated to the right, the guide groove 76 a of the volume control plate 76 is displaced relative to the engagement pin 75 of the control arm 71 in conjunction with the movement of the steering case 28. Then, the engaging pin 75 is moved from the position P1 to the position P3. In such a case, the control arm 71 is rotated by a deviation ΔL in the X direction around the control shaft 69, and the swing arm 70 is rotated in conjunction with the control shaft 69 to move the movable swash plate 53. However, the swing arm 70 is tilted so that the swash plate angle becomes larger than the initial position.

本実施例では、容積制御板76のガイド溝76aの形状を、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は直進時に比べて左右第一油圧モータ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   In the present embodiment, the shape of the guide groove 76a of the volume control plate 76 is such that the same deviation ΔL appears at the time of the inner cut and the outer cut, so that the steering wheel turns left and right by the deviation ΔL. In some cases, the volume of the left and right first hydraulic motors 10 is reduced at the same rate as compared to when traveling straight, and the difference in wheel rotation between the inside and outside of the turn is absorbed by the hydraulic differential effect of the left and right first hydraulic motors 10. Is a thing

このように、操舵ケース28が直進位置より左右に操舵される際には、該操舵ケース28の直進位置を基準とした、ハウジング27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の斜板角度を大き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できるのである。換言すれば、ハンドル16の回動操作によって、前輪36および後輪79のいずれにおいても回転速度が、油圧ポンプ5の吐出量を低減操作するといった煩わしさを伴うことなく自動的に減速される。また、ハンドル16を元の直進位置に戻すだけで、前輪36および後輪79は共通の油圧ポンプ5で規定された回転速度に簡単に復帰する。そのため、作業車両1の急旋回や後述する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。   Thus, when the steering case 28 is steered to the left and right from the straight traveling position, the relative displacement amount with respect to the housing 27 is automatically determined based on the straight traveling position of the steering case 28. Since the amount of operation of the swash plate 53 in the direction of increasing the swash plate angle is converted, the steered wheels of the work vehicle 1 can be adapted to the ideal turning speed when turning. In other words, by rotating the handle 16, the rotational speed of both the front wheel 36 and the rear wheel 79 is automatically decelerated without the troublesome operation of reducing the discharge amount of the hydraulic pump 5. Further, the front wheel 36 and the rear wheel 79 simply return to the rotational speed defined by the common hydraulic pump 5 simply by returning the handle 16 to the original straight position. Therefore, a sudden turn of the work vehicle 1 and a zero turn described later can be stably performed, and the turnability of the work vehicle 1 can be further improved.

なお、容積制御板76のガイド溝76aの形状は、これに限定するものではない。該ガイド溝76aの左右各々の形状を変えて、該可動斜板53の傾動量や第一油圧モータ10および第二油圧モータ80への油流量を独立的に変更するようにしてもよい。また、後輪79を駆動するためには、左右の第二油圧モータ80を配設した操舵輪駆動装置13によること以外にも、例えば、単一の油圧モータ80と、左右の後輪79・79を差動的に連結する機械的な差動機構とを組み合わせた構成としてもよい。また、後輪79を非操舵輪としてもよい。すなわち、本発明に係る操舵輪駆動装置を前輪にのみ適用するのである。   The shape of the guide groove 76a of the volume control plate 76 is not limited to this. The left and right shapes of the guide groove 76a may be changed to independently change the tilting amount of the movable swash plate 53 and the oil flow rate to the first hydraulic motor 10 and the second hydraulic motor 80. Further, in order to drive the rear wheel 79, in addition to the steering wheel driving device 13 provided with the left and right second hydraulic motors 80, for example, a single hydraulic motor 80 and left and right rear wheels 79. A structure may be combined with a mechanical differential mechanism that differentially connects 79. The rear wheel 79 may be a non-steered wheel. That is, the steered wheel drive device according to the present invention is applied only to the front wheels.

次に、作業車両1の油圧回路について、以下に説明する。
図11に示す油圧回路は、前輪36の操舵輪駆動装置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、後輪79の操舵輪駆動装置13L・13Rには、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が配置される一対の油給排回路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は第二油圧モータ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, the hydraulic circuit of the work vehicle 1 will be described below.
In the hydraulic circuit shown in FIG. 11, a first circuit 89 for connecting the first hydraulic motors 10 and 10 to the hydraulic pump 5 is formed in the steering wheel drive devices 15L and 15R for the front wheels 36, and the rear wheels 79 are formed. In the steering wheel driving devices 13L and 13R, a second circuit 90 for connecting the second hydraulic motors 80 and 80 to the hydraulic pump 5 is formed. A charge pump 94 for supplying hydraulic oil and a relief valve 95 are connected to a pair of oil supply / discharge circuits 91 in which the hydraulic pump 5 is disposed via a pair of check valves 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.

第一の回路89のメイン油路89a・89bの両方は、変速切替弁92に接続されている。第二の回路90のメイン油路の一方90bは、変速切替弁92に接続され、第二の回路90のメイン油路の他方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。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、それぞれデフロック用の電磁切替弁98・99が配設され、ソレノイド98a・99aに対する電流の入切操作によって電気的に切り替えられて、第一油圧モータ10・第二油圧モータ80へ送入出される油の経路が、定容量分流弁108と逆止弁を介しての流量調整下で各第一油圧モータ10・10および第二油圧モータ80・80がそれぞれ並列に接続される回路形態(デフロック位置)と、流量調整されることなく各第一油圧モータ10・10および第二油圧モータ80・80がそれぞれ並列に接続される回路形態(アンロック位置)とに切り替えられるように構成してある。該定容量分流弁108を介することによって、油圧ポンプ5からの左右の第一油圧モータ10・10等へ流入される油流量が強制的に均等化され、左右の前輪36・36および後輪79・79の回転速度が等しくなるように制御されるのである。詳細は、後述する。   Both of the main oil passages 89a and 89b 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 main oil passage 90 a of the second circuit 90 is connected to one side of the oil supply / discharge circuit 91 via the oil passage 100. Connected with. Electromagnetic switching valves 98 and 99 for differential lock are provided on the suction side and suction side of the first hydraulic motor 10 and the second hydraulic motor 80, respectively, and are electrically switched by a current on / off operation to the solenoids 98a and 99a. The first and second hydraulic motors 10 and 10 and the second hydraulic motor 80 are routed to the first hydraulic motor 10 and the second hydraulic motor 80 under the flow rate adjustment through the constant capacity diversion valve 108 and the check valve. A circuit configuration (diff lock position) in which the two hydraulic motors 80 and 80 are connected in parallel, and the first hydraulic motors 10 and 10 and the second hydraulic motors 80 and 80 are connected in parallel without adjusting the flow rate, respectively. It is configured to be switched to a circuit form (unlock position). Through the constant-capacity diversion valve 108, the flow rate of oil flowing from the hydraulic pump 5 to the left and right first hydraulic motors 10 and 10 is forcibly equalized, and the left and right front wheels 36 and 36 and the rear wheel 79 are forced to equalize. -It is controlled so that the rotational speed of 79 becomes equal. Details will be described later.

前記変速切替弁92は、レバー等の切替操作手段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、L・M・Hの3位置に切替可能とされている。切替操作手段93は、操作および制御の容易さ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。切替操作手段93によって、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、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、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。   The shift switching valve 92 is a manual valve that is mechanically linked and interlocked with a switching operation means 93 such as a lever. In this embodiment, the shift switching valve 92 can be switched to three positions L, M, and H. The switching operation means 93 may be switched by a hydraulic actuator or the like for ease of operation and control. 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 drawing when the vehicle moves forward, and the pressure oil discharged from the hydraulic pump 5 passes through the shift switching valve 92 and the oil path 100 to the first circuit 89. The main oil passage 89a and the main oil passage 90a of the second circuit 90 are sent to the main oil passage 89a 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.

変速切替弁92が位置Mに操作される場合は、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、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二油圧モータ80に送入させ、次いで第一油圧モータ10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, but is first sent from the oil supply / discharge circuit 91 to the main oil path 90a of the second circuit 90 via the oil path 100. 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 gear change is switched from the main oil passage 89b. It is sucked into the hydraulic pump 5 through the 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 sent to the second hydraulic motor 80, This is because it can then be fed into the first hydraulic motor 10.

そして、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、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、油圧ポンプ5からの圧油が、第二の回路90を介して、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 90 Are connected via 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.

このように、油圧ポンプ5から、各操舵輪駆動装置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、第一油圧モータ10および第二油圧モータ80に送入される圧油の流れる方向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の駆動速度を同期して増減させることができる。また、容易に四輪駆動または二輪駆動に切り替えることができる。   In this way, a hydraulic circuit capable of supplying oil individually from the hydraulic pump 5 to the first hydraulic motor 10 and the second hydraulic motor 80 disposed in each of the steering wheel drive devices 13 and 15 is formed. . Therefore, by controlling the flow direction of the pressure oil sent to the first hydraulic motor 10 and the second hydraulic motor 80, the drive speeds of the left and right front wheels 36 and 36 and the rear wheels 79 and 79 can be easily synchronized. It can be increased or decreased. Further, it can be easily switched to four-wheel drive or two-wheel drive.

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、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の回転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、急発進時に重心が後方へ移動することにより前輪が浮き上がった場合でも後輪は路面にしっかり接地しており、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 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 80 are operated by the shift switching valve 92. By switching the oil flow rate in stages and selecting the speed range according to the driving situation, the rotational speeds of the left and right front wheels 36 and 36 and the rear wheels 79 and 79 are comprehensively determined. The speed 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 wheel is firmly grounded to the road surface even when the front wheel is lifted due to the center of gravity moving backward when suddenly starting. This is because driving torque is reliably transmitted to the ground to improve running stability.

なお、第一・第二油圧モータ10・80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80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、後述する図20に示すように、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 80 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 80 side, the vehicle speed is further increased when the two-wheel drive state is set at the position H of the shift switching valve 92 as shown in FIG. You can plan up.

ここで、電磁切替弁98・99について、以下に詳述する。
本実施例においては、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制限して、それらの回転数を制御可能な電気操作式の電磁切替弁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。
Here, the electromagnetic switching valves 98 and 99 will be described in detail below.
In this embodiment, the amount of inflow 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 is limited, and the number of rotations thereof can be controlled. By providing the switching valves 98 and 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, respectively, It can be controlled according to various conditions of the vehicle.

そのような制御機能として、具体的には、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。前記電磁切替弁98・99は、図示のアンロック位置と紙面右隣のデフロック位置の2位置を有し、各々の弁に備わるソレノイド99a・99bのうち、ソレノイド99aが車両前進時におけるデフロック−アンロックの切り替えを行ない、ソレノイド99bが車両後進時におけるデフロック−アンロックの切り替えを行う。すなわち、車両が前進状態しているときにはソレノイド98a・99aはともに非励磁で電磁切替弁98・99はアンロック位置にあって、左右前輪36・36および後輪79・79の各々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。   As such a control function, specifically, 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 equal. The electromagnetic switching valves 98 and 99 have two positions, that is, an unlock position shown in the drawing and a differential lock position on the right side of the drawing. Of the solenoids 99a and 99b provided in each valve, the solenoid 99a is a differential lock-unlock when the vehicle is moving forward. The lock is switched, and the solenoid 99b switches between diff lock and unlock when the vehicle is moving backward. That is, when the vehicle is moving forward, both the solenoids 98a and 99a are de-energized and the electromagnetic switching valves 98 and 99 are in the unlocked position, and the loads acting on the left and right front wheels 36 and 36 and the rear wheels 79 and 79, respectively. Accordingly, hydraulic differential functions appear on the left and right sides of the first hydraulic motors 10 and 10 and on the left and right sides of the second hydraulic motors 80 and 80, respectively.

ここで、片輪が脱輪するなどして運転者が図外のデフロックペダルを踏込んだことがセンサ等によって検出されると、図外のコントローラがソレノイド99aを励磁して、電磁切替弁9において図示のアンロック位置から隣のデフロック位置に切り替わり、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の左右各々に送入される圧油が、定流量分流弁108により制限されるため、左右の前輪36・36および後輪79・79がデフロックされる。   Here, when it is detected by a sensor or the like that the driver has stepped on the differential lock pedal (not shown) due to one wheel being removed, the controller (not shown) excites the solenoid 99a and the electromagnetic switching valve 9 In FIG. 5, the hydraulic oil is switched from the unlock position shown to the adjacent differential lock position, and the pressure oil fed to 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 is Therefore, the left and right front wheels 36 and 36 and the rear wheels 79 and 79 are differentially locked.

なお、この実施例においては、左右前輪36・36および後輪79・79の各々にデフロック機能が得られるように構成したが、左右前輪36・36もしくは後輪79・79のいずれかだけにデフロック機能が得られるようにしても構わない。その場合には第一の回路89もしくは第二の回路90において電磁切替弁98・99と定流量分流弁108と逆止弁を取り除き、第一油圧モータ10・10もしくは第二油圧モータ80・80を一対のメイン油路89a・89bもしくは90a・90bに対して互いに並列接続すればよい。   In this embodiment, each of the left and right front wheels 36 and 36 and the rear wheels 79 and 79 is configured to have a differential lock function. However, only the left and right front wheels 36 and 36 or the rear wheels 79 and 79 have a differential lock function. A function may be obtained. In that case, in the first circuit 89 or the second circuit 90, the electromagnetic switching valves 98 and 99, the constant flow diversion valve 108 and the check valve are removed, and the first hydraulic motors 10 and 10 or the second hydraulic motors 80 and 80 are removed. May be connected in parallel to the pair of main oil passages 89a and 89b or 90a and 90b.

また、運転者のデフロック操作が不要で後輪79・79の回転状態に応じて油圧差動機能を一時的に制限する、いわゆるリミテッドスリップデフ(LSD)機能を本発明に係る操舵輪駆動装置13L・13Rに備えさせることも可能である。すなわち、第二油圧モータ80が、それぞれ並列的に接続される三つの回路形態(第一・第二・第三の回路形態)を具備するものである。本実施例における油圧回路によれば、回路形態の変更を、電子的な制御によらないで純粋に油圧/機械的に行うことが可能となる。以下、第二の回路90について説明するが、第一の回路89についても同様であり、更にはどちらか一方の回路にのみ適用させても構わない。   Further, a so-called limited slip differential (LSD) function for temporarily limiting the hydraulic differential function in accordance with the rotation state of the rear wheels 79 and 79 without requiring a driver's differential lock operation is used. -It is possible to prepare for 13R. In other words, the second hydraulic motor 80 includes three circuit configurations (first, second, and third circuit configurations) connected in parallel. According to the hydraulic circuit in the present embodiment, the circuit configuration can be changed purely hydraulically / mechanically without electronic control. Hereinafter, the second circuit 90 will be described, but the same applies to the first circuit 89, and furthermore, it may be applied to only one of the circuits.

図12に示すように、本実施例における第ニの回路90は、第二油圧モータ80・80を前記油圧ポンプ5に対し並列的に流体接続する第一の回路形態と、第二油圧モータ80・80を前記油圧ポンプ5に対し並列的に流体接続しつつ、第二油圧モータ80・80の一方に送入される油量を制限する第二の回路形態と、第二油圧モータ80・80を前記油圧ポンプ5に対し並列的に流体接続しつつ第二油圧モータ80・80の他方に送入される油量を制限する第三の回路形態とに切替可能とする。すなわち、該第一の回路89には、第一の回路形態から、第二または第三の回路形態の切り替えを行うLSDバルブ109が、前進時における第二油圧モータ80・80の上流側に配置されている。該LSDバルブ109の両端には、中立戻しバネを有する受圧室が形成されて往復切替型の油圧パイロットバルブに構成される。   As shown in FIG. 12, the second circuit 90 in this embodiment includes a first circuit configuration in which the second hydraulic motors 80 and 80 are fluidly connected in parallel to the hydraulic pump 5, and a second hydraulic motor 80. A second circuit configuration for limiting the amount of oil fed to one of the second hydraulic motors 80 and 80 while fluidly connecting 80 to the hydraulic pump 5 in parallel, and the second hydraulic motors 80 and 80 Can be switched to a third circuit configuration that restricts the amount of oil fed to the other of the second hydraulic motors 80 and 80 while fluidly connecting to the hydraulic pump 5 in parallel. That is, in the first circuit 89, an LSD valve 109 for switching from the first circuit configuration to the second or third circuit configuration is arranged on the upstream side of the second hydraulic motors 80 and 80 at the time of forward movement. Has been. A pressure receiving chamber having a neutral return spring is formed at both ends of the LSD valve 109 to constitute a reciprocating switching type hydraulic pilot valve.

第二油圧モータ80・80の各下流側には、連結部110aを介して、一体状に作動する切替弁110L・110Rが配設されている。前進時には、該切替弁110L・110Rは、第二油圧モータ80・80(および、LSDバルブ109)の上流側のメイン油路90aを流れる油圧に基づくパイロット圧により図示位置にあって、該第二油圧モータ80・80を駆動した後の戻り油を、逆止弁を介してメイン油路90bへと送油し、同時に、LSDバルブ109の各受圧室へパイロット圧を送り、また、後進時には切替弁110L・110Rは、ポンプ上流側となるメイン油路90bの油圧に基づくパイロット圧により図示位置から左隣の位置に切り替わって、LSDバルブ109にパイロット圧を送ることなくメイン油路90bの油圧を第二油圧モータ80・80へと送入するように構成されている。   On the downstream side of each of the second hydraulic motors 80 and 80, switching valves 110L and 110R that operate in an integrated manner are disposed via a connecting portion 110a. At the time of forward movement, the switching valves 110L and 110R are at the illustrated positions by the pilot pressure based on the hydraulic pressure flowing through the main oil passage 90a on the upstream side of the second hydraulic motors 80 and 80 (and the LSD valve 109). The return oil after driving the hydraulic motors 80 and 80 is sent to the main oil passage 90b via the check valve, and at the same time, pilot pressure is sent to each pressure receiving chamber of the LSD valve 109, and it is switched during reverse travel. The valves 110L and 110R are switched from the illustrated position to the left adjacent position by the pilot pressure based on the hydraulic pressure of the main oil passage 90b on the upstream side of the pump, and the hydraulic pressure of the main oil passage 90b is sent without sending the pilot pressure to the LSD valve 109. It is comprised so that it may send in into the 2nd hydraulic motor 80 * 80.

LSDバルブ109は、中央位置Nにおいて、左右の第二油圧モータ80・80が並列的に接続され、該中央位置N両側の流量調整位置A・Bにおいて、左右の第二油圧モータ80・80が並列的に接続されつつ、いずれか一方の油圧モータへの流量を絞るような構成とされている。受圧室の各々に流入する油量が略等しい状態では、該LSDバルブ109は、対向する両方向のバネ力にて、中央位置Nに付勢されている。そして、第二油圧モータ80・80のうちいずれか一方の吐出油量(第二油圧モータ80・80を通過した後の油圧ポンプ5への戻り油量)が、他方に比べて一定以上多くなった時に、バネ付勢力に抗して自動的に流量調整位置A・Bのいずれかに切り替えられる。   The LSD valve 109 has left and right second hydraulic motors 80 and 80 connected in parallel at the center position N, and the left and right second hydraulic motors 80 and 80 are connected at flow rate adjustment positions A and B on both sides of the center position N. The flow rate to one of the hydraulic motors is reduced while being connected in parallel. In a state where the amount of oil flowing into each of the pressure receiving chambers is substantially equal, the LSD valve 109 is biased to the central position N by the opposing spring forces in both directions. Then, the discharge oil amount (return oil amount to the hydraulic pump 5 after passing through the second hydraulic motors 80, 80) of either one of the second hydraulic motors 80, 80 is greater than a certain amount. At the time, the flow is automatically switched to one of the flow rate adjustment positions A and B against the spring biasing force.

車両が前方へ直進しているときには左右の後輪79L・79Rにかかる負荷は略等しく、左右の第二油圧モータ80・80の各々から排出される戻り油量は略等しい。この状態で例えば、後輪79Lが脱輪やスリップすると、後輪79Rの駆動用の右第二油圧モータ80にかかる負荷が大きくなり、該右第二油圧モータ80から送出される戻り油が少なくなる。逆に左第二油圧モータ80にかかる負荷は極端に小さくなるため、該左第二油圧モータ80の方へ油が流入し易くなり、ここから排出される戻り油は多くなる。よって、LSD機能をもたない場合には右第二油圧モータ80への油流入は無くなり駆動停止状態となる。本発明ではこのような事態に陥ることは回避され、かかる場合には、前記切替弁110Lから送出されるパイロット圧油の方が、前記切替弁110Rからのパイロット圧油よりも相対的に多くなることにより、LSDバルブ109が流量調整位置Bに切り替えられ、負荷が小さい左第二油圧モータ80への油の流れが絞られる。そうすると、右第二油圧モータ80への油流入が余儀なく行なわれ、右第二油圧モータ80の駆動力は途切れることがなくなり、そのため、後輪79Rが車両を前方に引っ張り続けて脱輪やスリップ状態から脱出できる。   When the vehicle is traveling straight forward, the load applied to the left and right rear wheels 79L and 79R is substantially equal, and the amount of return oil discharged from each of the left and right second hydraulic motors 80 and 80 is substantially equal. In this state, for example, when the rear wheel 79L is removed or slips, the load applied to the right second hydraulic motor 80 for driving the rear wheel 79R increases, and the return oil sent from the right second hydraulic motor 80 is small. Become. Conversely, since the load applied to the left second hydraulic motor 80 becomes extremely small, the oil easily flows into the left second hydraulic motor 80, and the return oil discharged therefrom increases. Therefore, when the LSD function is not provided, oil does not flow into the right second hydraulic motor 80 and the drive is stopped. In the present invention, such a situation is avoided, and in such a case, the pilot pressure oil sent from the switching valve 110L is relatively larger than the pilot pressure oil sent from the switching valve 110R. As a result, the LSD valve 109 is switched to the flow rate adjustment position B, and the flow of oil to the left second hydraulic motor 80 with a small load is reduced. Then, the oil flow into the right second hydraulic motor 80 is inevitably performed, and the driving force of the right second hydraulic motor 80 is not interrupted. Therefore, the rear wheel 79R keeps pulling the vehicle forward, so that the vehicle is removed from the wheel or slips. You can escape from.

一方、後輪79Rがスリップすれば、切替弁110RからLSDバルブ109へのパイロット圧が、切替弁110Lからのパイロット圧に対し相対的に高くなる。そのため、該LSDバルブ109が流量調整位置Aに切り替えられ、負荷が小さい右第二油圧モータ80への油の流れが絞られるため、左第二油圧モータ80への油流入が余儀なく行なわれ、左第二油圧モータ80の駆動力は途切れることがない。   On the other hand, if the rear wheel 79R slips, the pilot pressure from the switching valve 110R to the LSD valve 109 becomes relatively higher than the pilot pressure from the switching valve 110L. Therefore, the LSD valve 109 is switched to the flow rate adjustment position A, and the flow of oil to the right second hydraulic motor 80 with a small load is reduced. The driving force of the second hydraulic motor 80 is not interrupted.

以上のような構成とすることで、各第二油圧モータ80・80からの戻り油量の差を感知し、LSD機能を呈するようにしているのである。なお、LSDバルブ109のバネ付勢力(中央位置Nに保持する力)は、旋回時に生じる第二油圧モータ80・80の戻り油の差圧よりも上回るように設定されており、これにより、旋回時にはLSDバルブ109が流量調整位置A・Bに切り替えられることはなく、片輪が脱輪するとかスリップするなどの異常事態(極端な負荷変動)に陥らない限り各後輪79L・79Rに対するLSD機能は現出されないのである。   By adopting the above-described configuration, the difference in the amount of return oil from each of the second hydraulic motors 80 and 80 is sensed and the LSD function is exhibited. It should be noted that the spring biasing force of the LSD valve 109 (force held at the center position N) is set so as to exceed the differential pressure of the return oil of the second hydraulic motors 80 and 80 generated at the time of turning. Sometimes the LSD valve 109 is not switched to the flow adjustment positions A and B, and the LSD function for the rear wheels 79L and 79R unless an abnormal situation (extreme load fluctuation) occurs such as when one wheel is removed or slips. Will not appear.

図13に示す操舵輪駆動装置15は、本発明に係る操舵輪駆動装置を前後輪のどちらにも適用した四輪操舵/四輪駆動式の作業車両1において、操舵ケース128に支持される前輪36等が、車両フレーム2の下方位置に来るように、ハウジング127および操舵ケース128等が、図3に示すハウジング27および操舵ケース28等と比べて、上下長さにおいて長く形成されたハイクリアランス構造である。かかる構造とすることで、作業車両1は、優れて小さな旋回半径で旋回でき、更には図外のハンドルを最大に切ることにより芯地旋回可能に設定しているのである。以下、前輪36にかかる操舵輪駆動装置15について説明するが、後輪79にかかる操舵輪駆動装置13についても同様である。   A steering wheel drive device 15 shown in FIG. 13 is a front wheel supported by a steering case 128 in a four-wheel steering / four-wheel drive work vehicle 1 in which the steering wheel drive device according to the present invention is applied to both front and rear wheels. The high clearance structure in which the housing 127 and the steering case 128 and the like are formed longer in the vertical length than the housing 27 and the steering case 28 and the like shown in FIG. It is. By adopting such a structure, the work vehicle 1 can be turned with a small turning radius, and can be turned by turning the handle (not shown) to the maximum. Hereinafter, the steering wheel drive device 15 applied to the front wheel 36 will be described, but the same applies to the steering wheel drive device 13 applied to the rear wheel 79.

操舵輪駆動装置15は、前記クロスメンバ14に突設された取付ステー26に固設されたハウジング127を介して、前記ナックルアーム32および操舵ケース128が一体となって回動自在に枢支されている。該ハウジング127には、第一油圧モータ10やモータ容積制御機構43等が配設されている。操舵ケース128には、車軸131、減速機構129およびブレーキ機構39等が配設され、該車軸35の外端部に、操舵輪としての前輪36が駆動可能に固設されている。ハウジング127の下開口部は、操舵ケース128の上端部に、ハウジング127のキングピン部127aが相対(左右)回動可能となるように挿通されている。   The steering wheel drive device 15 is pivotally supported so that the knuckle arm 32 and the steering case 128 can rotate together as a unit via a housing 127 fixed to a mounting stay 26 protruding from the cross member 14. ing. In the housing 127, the first hydraulic motor 10, the motor volume control mechanism 43, and the like are disposed. The steering case 128 is provided with an axle 131, a speed reduction mechanism 129, a brake mechanism 39, and the like. A front wheel 36 as a steering wheel is fixed to the outer end of the axle 35 so as to be driven. The lower opening portion of the housing 127 is inserted into the upper end portion of the steering case 128 so that the king pin portion 127a of the housing 127 can rotate relative (left and right).

そして、ハウジング127のキングピン部127aおよび操舵ケース128の受筒部128cの上下長さL1が長くなるように形成され、また、操舵ケース128bの伝動軸130の軸線よりも車軸131の軸線を、上下長さL2をもって下方へオフセットするような軸配置とされている。本実施例は、操舵ケース128内に配設される減速機構129として、インターナルギア式の一段減速式ギア機構が構成される。   The vertical length L1 of the king pin portion 127a of the housing 127 and the receiving tube portion 128c of the steering case 128 is formed to be longer, and the axis line of the axle 131 is set to be vertically higher than the axis line of the transmission shaft 130 of the steering case 128b. The shaft arrangement is such that the length L2 is offset downward. In this embodiment, an internal gear type single reduction gear mechanism is configured as the reduction mechanism 129 disposed in the steering case 128.

図14に示すように、第一油圧モータ10のモータ軸56は、ハウジング127のキングピン部127aの下開口端部から操舵ケース128内に突出し、突出部に小ベベルギア58が固設されている。また、操舵ケース128には、伝動軸130と車軸131とが略平行になるように、かつ、車軸131が伝動軸130より上下方向で下方に位置するように横設されている。伝動軸130は、一端部を内操舵ケース128bに、他端部は軸受板132によって支持されている。伝動軸130の内方(図14において右方)側に、大ベベルギア60が伝動軸130と相対回転可能に遊嵌されている。   As shown in FIG. 14, the motor shaft 56 of the first hydraulic motor 10 protrudes into the steering case 128 from the lower opening end of the kingpin portion 127a of the housing 127, and a small bevel gear 58 is fixed to the protruding portion. Further, the steering case 128 is horizontally provided so that the transmission shaft 130 and the axle 131 are substantially parallel to each other, and the axle 131 is positioned below the transmission shaft 130 in the vertical direction. One end of the transmission shaft 130 is supported by the inner steering case 128 b and the other end is supported by the bearing plate 132. A large bevel gear 60 is loosely fitted on the inner side (right side in FIG. 14) of the transmission shaft 130 so as to be rotatable relative to the transmission shaft 130.

大ベベルギア60は、小ベベルギア58と噛合されている。伝動軸130上であって該大ベベルギア60の外方側に、スプラインハブ62aが固設されている。該スプラインハブ62aに、軸方向摺動可能でかつ相対回転不能にクラッチクライダ62bが嵌合され、スプラインハブ62aを大ベベルギア60のクラッチ歯60aに連結可能とされて、車軸クラッチ61が構成されている。また、前記車軸131の内端部には、インターナルギア133が相対回動不能に嵌合され、該インターナルギア133の内歯133aが、伝動軸130の外端部に刻設した外歯130bに噛合されている。   The large bevel gear 60 is meshed with the small bevel gear 58. A spline hub 62 a is fixed on the transmission shaft 130 on the outer side of the large bevel gear 60. A clutch cliner 62b is fitted to the spline hub 62a so as to be axially slidable and relatively non-rotatable, and the spline hub 62a can be connected to the clutch teeth 60a of the large bevel gear 60 to constitute an axle clutch 61. ing. Further, an internal gear 133 is fitted to the inner end portion of the axle 131 so as not to be relatively rotatable, and the inner teeth 133a of the internal gear 133 are connected to the outer teeth 130b engraved on the outer end portion of the transmission shaft 130. Meshed.

そして、第一油圧モータ10のシリンダブロック51の回転が、モータ軸56→小ベベルギア58→大ベベルギア60→車軸クラッチ61→伝動軸130→インターナルギア133→車軸131→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。   Then, the rotation of the cylinder block 51 of the first hydraulic motor 10 is transmitted to the motor shaft 56 → the small bevel gear 58 → the large bevel gear 60 → the axle clutch 61 → the transmission shaft 130 → the internal gear 133 → the axle 131 → the front wheel 36, The work vehicle 1 is allowed to travel.

以上のようなハイクリアランス構成とすることで、車両フレーム2の下方に前輪36および後輪79が操舵したときに干渉せずに回り込むことのできるスペースを確保できるため、前輪36および後輪79の最大内切れ角度を大きくすることができ、作業車両1の旋回性をより高めることができる。特に、前輪36および後輪79は、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、作業車両1が左右いずれかに旋回される場合には、前輪36の旋回半径および後輪167の旋回半径をそれぞれ等しくして、作業車両1を芯地旋回させることが可能となる。そのため、操向性が高まり、作業効率がより向上される。   By adopting the high clearance configuration as described above, a space can be secured below the vehicle frame 2 so that the front wheel 36 and the rear wheel 79 can turn around without interference when the front wheel 36 and the rear wheel 79 are steered. The maximum inner cutting angle can be increased, and the turning performance of the work vehicle 1 can be further improved. In particular, the front wheel 36 and the rear wheel 79 are rotated by the same angle although they are opposite to the rotation direction of the handle 16 by the rotation operation of the handle 16, and the work vehicle 1 is turned to the left or right. In this case, the turning radius of the front wheel 36 and the turning radius of the rear wheel 167 can be made equal, and the work vehicle 1 can be turned in the interlining. Therefore, the steerability is improved and the work efficiency is further improved.

具体的には、図15に示すように、ハンドル16を左に切って図5の状態を経て図15が左方に回動された場合は、ハンドル16がより左方向に回動されて(図5参照)、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79の旋回半径112aとが略等しい状態のまま、旋回中心点110が、車両フレーム2側に移動して、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、旋回中心点110を中心としてゼロターンされるのである。   Specifically, as shown in FIG. 15, when the handle 16 is turned to the left and FIG. 15 is turned to the left through the state of FIG. 5, the handle 16 is turned to the left ( When the maximum break occurs, the turning center point 110 moves to the vehicle frame 2 side while the turning radius 111a of the front wheel 36 and the turning radius 112a of the rear wheel 79 remain substantially equal. Thus, it substantially overlaps the center between the front and rear wheels of the work vehicle 1 and between the left and right wheels. In such a case, the work vehicle 1 is zero-turned around the turning center point 110 without traveling in any direction.

(第二実施例)
図16に示す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、前輪36を操舵可能でかつ駆動可能に支持する操舵輪駆動装置15L・15Rが、車両フレーム2の前部に搭載されるとともに、後輪140を操舵不能でかつ駆動可能に支持する非操舵輪駆動装置141L・141Rが車両フレーム2の後部に搭載される。
(Second embodiment)
The work vehicle 1 according to this embodiment shown in FIG. 16 is a two-wheel steering / four-wheel drive type, and the steering wheel driving devices 15L and 15R that support the front wheels 36 so as to be steerable and drivable are provided on the vehicle frame 2. Non-steered wheel drive devices 141L and 141R that are mounted at the front and support the rear wheels 140 so that they cannot be steered and can be driven are mounted at the rear of the vehicle frame 2.

図16に示すように、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操舵輪駆動装置15L・15Rが、車両フレームの幅方向中央に設けたセンターピンCPを中心として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140を各別に具備する左右一対の非操舵輪駆動装置141L・141Rが、位置変更(左右回動)不能に配設されている。操舵輪駆動装置15L・15Rには、それぞれ可変容積型の第一油圧モータ10・10、非操舵輪駆動装置141L・141Rにはそれぞれ可変容積型の第二油圧モータ138・138が配設されている。   As shown in FIG. 16, at the front part of the vehicle frame 2, a pair of left and right steering wheel drive devices 15L and 15R each having a front wheel 36 as a steering wheel are provided at the center pin in the width direction center of the vehicle frame. A pair of left and right non-steering wheel drive devices 141L and 141R, which are arranged so as to be rotatable left and right around the CP, and each have rear wheels 140 which are non-steering wheels, are provided at the rear of the vehicle frame 2. It is arranged so that position change (left-right rotation) is impossible. The steering wheel drive devices 15L and 15R are provided with variable displacement type first hydraulic motors 10 and 10, respectively, and the non-steering wheel drive devices 141L and 141R are provided with variable displacement type second hydraulic motors 138 and 138, respectively. Yes.

ここで、後輪140・140に適用された非操舵輪駆動装置141L・141Rについて、以下に詳述する。
図17に示すように、非操舵輪駆動装置141Lには、前記油圧ポンプ5と流体的に接続される第二油圧モータ138や、減速機構38、ブレーキ機構39等が配設されている。減速機構38、ブレーキ機構39等の構成については、上述の操舵輪駆動装置15における構成と同様であり、同一符号についての説明を省略する。なお、該第二油圧モータ138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、可動斜板139に接続された外部アクチュエータ101によって容積が変更される。
Here, the non-steered wheel drive devices 141L and 141R applied to the rear wheels 140 and 140 will be described in detail below.
As shown in FIG. 17, the non-steered wheel drive device 141L is provided with a second hydraulic motor 138 fluidly connected to the hydraulic pump 5, a speed reduction mechanism 38, a brake mechanism 39, and the like. About the structure of the deceleration mechanism 38, the brake mechanism 39, etc., it is the same as that of the structure in the above-mentioned steering wheel drive device 15, The description about the same code | symbol is abbreviate | omitted. The second hydraulic motor 138 may be a fixed displacement type, but in this embodiment, a variable displacement type is used for the reason described later, and the volume is changed by the external actuator 101 connected to the movable swash plate 139. The

車両フレーム2の後方外側面に正面視略L字状のブラケット142が固設され、該ブラケット142の下平面に、第二油圧モータ138のセンタセクション41の上平面が当着されている。センタセクション41に接続される第二油圧モータ138は、駆動ケース144内に配設され、該駆動ケース144は、車両フレーム2に対して操舵不能に固設されて前記リアディスチャージ用のダクト74の側方に位置している。   A substantially L-shaped bracket 142 in front view is fixed to the rear outer surface of the vehicle frame 2, and the upper plane of the center section 41 of the second hydraulic motor 138 is attached to the lower plane of the bracket 142. A second hydraulic motor 138 connected to the center section 41 is disposed in the drive case 144. The drive case 144 is fixed to the vehicle frame 2 so as not to be steered, and is arranged in the rear discharge duct 74. Located on the side.

駆動ケース144は、左右半割の内駆動ケース144aおよび外駆動ケース144bとからなり、内駆動ケース144aは、上方ハウジング部144cおよび下方ハウジング部144dに区画されている。前記第二油圧モータ138は、該上方ハウジング部144c内で略垂直方向に沿って配設され、第二油圧モータ138のモータ軸146が下方ハウジング部144d内に突出され、突出部に小ベベルギア58が固設されている。下方ハウジング部144dに伝動軸59が横設され、該伝動軸59の内端部が内駆動ケース144aに片持ち支持されている。該伝動軸59には、小ベベルギア58と噛合してベベルギア式減速機構を構成する大ベベルギア60および車軸クラッチ61等が配設されている。前記外駆動ケース144bに、伝動軸59と同一軸心上に車軸145が横設され、該車軸145および伝動軸59が、遊星歯車式の減速機構38を介して接続されている。そして、該車軸145の一端が外駆動ケース144bの外側面から作業車両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145aに図外の後輪が固着されている。説明は省略するが、非操舵輪駆動装置141Rは左右対称に配置された同様の構成をしている。   The drive case 144 includes an inner drive case 144a and an outer drive case 144b that are divided into left and right halves, and the inner drive case 144a is partitioned into an upper housing portion 144c and a lower housing portion 144d. The second hydraulic motor 138 is disposed along the substantially vertical direction in the upper housing portion 144c, the motor shaft 146 of the second hydraulic motor 138 protrudes into the lower housing portion 144d, and the small bevel gear 58 is formed in the protruding portion. Is fixed. A transmission shaft 59 is provided laterally on the lower housing portion 144d, and an inner end portion of the transmission shaft 59 is cantilevered by the inner drive case 144a. The transmission shaft 59 is provided with a large bevel gear 60, an axle clutch 61, and the like that mesh with the small bevel gear 58 to form a bevel gear type reduction mechanism. The outer drive case 144b is provided with an axle 145 on the same axis as the transmission shaft 59, and the axle 145 and the transmission shaft 59 are connected to each other via a planetary gear type reduction mechanism 38. One end of the axle 145 protrudes from the outer surface of the outer drive case 144b toward the outside of the work vehicle 1, and a rear wheel (not shown) is fixed to a hub 145a formed at the protruding end. Although the description is omitted, the non-steered wheel drive device 141R has a similar configuration arranged symmetrically.

以上のような構成において、図18に示すように、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140の旋回半径111a・112aの大きさを比べると、前輪36の旋回半径111aの方が大きい。これは、後輪140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140との中間には現出されることはなく、後輪140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後輪140よりも前輪36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、直進時は第一油圧モータ10と第二油圧モータ138とは同期回転しているが、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の容積を減少させるように構成して前輪36の速度を速めることにより、作業車両1の旋回性が高められている。   In the configuration as described above, as shown in FIG. 18, when the work vehicle 1 is turned, when the sizes of the turning radii 111a and 112a of the front wheels 36 and the rear wheels 140 are compared, the turning radius 111a of the front wheels 36 is Is bigger. This is because the turning center point 110 does not appear between the front wheel 36 and the rear wheel 140 when the front wheel 36 is steered by the handle 16 while the rear wheel 140 is not steered left and right. This is because it appears on the rotational axis of the rear wheel 140. Therefore, in order to obtain a smooth turn in the four-wheel drive state, it is necessary to increase the rotational speed of the front wheel 36 relative to the rear wheel 140 at a rate commensurate with this turning radius difference. In the present invention, as described later, Although the first hydraulic motor 10 and the second hydraulic motor 138 rotate synchronously when traveling straight, the volume of the first hydraulic motor 10 is automatically reduced when the handle 16 is turned. By increasing the speed of the front wheel 36, the turning performance of the work vehicle 1 is enhanced.

そこで、前輪36としての操舵輪駆動装置15のモータ容積制御機構43について、以下に詳述する。
上述のように、本実施例においては、前輪36の旋回半径111aの方が後輪140の旋回半径112aよりも大きいため、第一油圧モータ10の可動斜板53の傾動角を直進のときの初期位置から旋回状態に応じて自動的に所定の容積減少位置へ変更するモータ容積制御機構43が構成されている。以下、操舵輪駆動装置15の構成は、第一実施例と略同一であり、同一符号についての説明は省略し、主に、コントロールアーム71と容積制御板176との組合せにより構成されるモータ容積制御機構43おける可動斜板53の傾動の作用について詳述する。
Therefore, the motor volume control mechanism 43 of the steering wheel drive device 15 as the front wheel 36 will be described in detail below.
As described above, in the present embodiment, the turning radius 111a of the front wheel 36 is larger than the turning radius 112a of the rear wheel 140, and therefore the tilt angle of the movable swash plate 53 of the first hydraulic motor 10 is set to a straight angle. A motor volume control mechanism 43 that automatically changes from the initial position to a predetermined volume reduction position according to the turning state is configured. Hereinafter, the configuration of the steered wheel drive device 15 is substantially the same as that of the first embodiment, the description of the same reference numerals is omitted, and the motor volume mainly constituted by the combination of the control arm 71 and the volume control plate 176. The action of tilting the movable swash plate 53 in the control mechanism 43 will be described in detail.

図19に示すように、本実施例においては、操舵ケース28の直進位置からの左右回動に伴って、可動斜板53のピストン当接面がモータ軸に対して直角な方向へ傾動されるように構成したものである。具体的には、操舵ケース28の上面に固設する容積制御板76のガイド溝176aが、左右両端部から略中央にかけて下方に凹となるようにV字形になっている。該ガイド溝176aは、底部である位置P1から、該ガイド溝176aの形状に沿ってそれぞれ左右上方に傾斜し、かかる傾斜面の終端位置をそれぞれ位置P2および位置P3となるように形成し、位置P1から位置P2および位置P3までの高低差である偏差分がいずれもΔLとなるように、さらに、車輪の内切れ角度の方が外切れ角度より大きいので、位置P1から位置P2に到達するまでの距離の方が位置P1から位置P3に到達するまでの距離よりも長く形成されている。   As shown in FIG. 19, in the present embodiment, the piston contact surface of the movable swash plate 53 is tilted in the direction perpendicular to the motor shaft as the steering case 28 rotates left and right from the straight position. It is comprised as follows. Specifically, the guide groove 176a of the volume control plate 76 fixed to the upper surface of the steering case 28 is V-shaped so as to be recessed downward from the left and right ends to substantially the center. The guide groove 176a is inclined from the bottom position P1 to the left and right along the shape of the guide groove 176a, and the end positions of the inclined surfaces are formed to be the position P2 and the position P3, respectively. Further, since the deviation, which is the height difference from P1 to position P2 and position P3, is ΔL, the inner cutting angle of the wheel is larger than the outer cutting angle, so that the position until reaching position P2 from position P1. Is longer than the distance from the position P1 to the position P3.

このように形成された容積制御板176において、コントロールアーム71の先端に配した係合ピン75が、位置P1に置かれている状態が、直進時における第一油圧モータ10の初期容量を規定している。そして、左前輪36が左に旋回された場合に、前記コントロールアーム71の係合ピン75がガイド溝76aの終端位置P2に到達する状態が、前輪36の最大内切れ位置となり、ガイド溝176aの終端位置P3に到達する状態が、前輪36の最大外切れ位置となる。   In the volume control plate 176 formed in this way, the state in which the engagement pin 75 disposed at the tip of the control arm 71 is placed at the position P1 defines the initial capacity of the first hydraulic motor 10 when traveling straight. ing. When the left front wheel 36 is turned to the left, the state where the engagement pin 75 of the control arm 71 reaches the terminal position P2 of the guide groove 76a is the maximum inner cutting position of the front wheel 36, and the guide groove 176a The state of reaching the end position P3 is the maximum outer cutting position of the front wheel 36.

図19(a)に示すように、操舵ケース28の操舵動作に連動して、容積制御板176のガイド溝176aがコントロールアーム71の係合ピン75に対して相対回動され、係合ピン75が位置P1から位置P2もしくは位置P1から位置P3となるように容積制御板176のガイド溝176a上を摺接する。V字形のガイド溝176aにより、コントロールアーム71が、コントロール軸69を中心としてハンドル16を切る方向とは無関係に常に一定方向に回動され(以下、かかる方向をY方向とする)、コントロールアーム71は、係合ピン75を介して偏差分ΔLだけ回動される。該コントロールアーム71がY方向に回動されると、コントロール軸69を介して揺動アーム70が連動して回動され、可動斜板53が、該揺動アーム70によって、第一実施例とは逆にそのピストン当接面がモータ軸に対して直角な方向へ近づくように傾動される。   As shown in FIG. 19A, in conjunction with the steering operation of the steering case 28, the guide groove 176a of the volume control plate 176 is rotated relative to the engagement pin 75 of the control arm 71, and the engagement pin 75 Is slidably contacted on the guide groove 176a of the volume control plate 176 so as to be from the position P1 to the position P2 or from the position P1 to the position P3. Due to the V-shaped guide groove 176a, the control arm 71 is always rotated in a certain direction regardless of the direction in which the handle 16 is cut about the control shaft 69 (hereinafter, this direction is referred to as the Y direction). Is rotated by a deviation ΔL via the engagement pin 75. When the control arm 71 is rotated in the Y direction, the swing arm 70 is rotated in conjunction with the control shaft 69, and the movable swash plate 53 is moved by the swing arm 70 as in the first embodiment. On the other hand, the piston abutment surface is tilted so as to approach a direction perpendicular to the motor shaft.

一方、図19(b)に示すように、コントロールアーム71がY方向に回動されると、前記戻しバネ73の一端側が偏心ピン77によって止められ、他端側がコントロールアーム71と連動する係合ピン72によって拡開される。そのため、該戻しバネ73は、該コントロールアーム71に、偏心ピン77によって規定されたモータの初期容積位置への付勢力を付与することとなる。したがって、前記ハンドル16が直進位置に復帰され、操舵ケース28が再び元の状態にまで回動されると、該戻しバネ73の付勢力によって、コントロールアーム71がモータの初期容積位置を保持するのである。   On the other hand, as shown in FIG. 19B, when the control arm 71 is rotated in the Y direction, one end side of the return spring 73 is stopped by the eccentric pin 77 and the other end side is engaged with the control arm 71. The pin 72 is expanded. Therefore, the return spring 73 gives the control arm 71 a biasing force to the initial volume position of the motor defined by the eccentric pin 77. Therefore, when the handle 16 is returned to the straight-ahead position and the steering case 28 is rotated to the original state again, the control arm 71 holds the initial volume position of the motor by the biasing force of the return spring 73. is there.

このように、操舵ケース28が直進位置より左右に操舵される際には、操舵ケース28の直進位置を基準としたハウジング27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回転して、上述した操向性はより高められる。   As described above, when the steering case 28 is steered to the left and right from the straight traveling position, the relative displacement amount with respect to the housing 27 with respect to the straight traveling position of the steering case 28 is automatically determined as the movable swash plate of the first hydraulic motor 10. 53, the steering wheel of the work vehicle 1 is rotated so as to match the ideal turning speed when turning, and the steering performance described above is further improved. Enhanced.

次に、作業車両1の油圧回路について、以下に説明する。
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装置15L・15Rを作業車両の前後一方側に配置させ、前後他方側には第二油圧モータ138・138を備えた非操舵輪駆動装置141L・141R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138・138のメイン油路150a・150bとを共通の油圧ポンプ5に対して流体接続する油圧回路は、図20に示すように、詳述した図11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。
Next, the hydraulic circuit of the work vehicle 1 will be described below.
In the present embodiment, the steering wheel drive devices 15L and 15R each including the first hydraulic motors 10 and 10 according to the present invention are arranged on one side of the work vehicle, and the second hydraulic motor 138. Non-steered wheel drive devices 141L and 141R having 138 are arranged symmetrically in the longitudinal direction, and main oil passages 89a and 89b of the first hydraulic motors 10 and 10 and main oil of the second hydraulic motors 138 and 138 are arranged. The hydraulic circuit that fluidly connects the passages 150a and 150b to the common hydraulic pump 5 is substantially the same as FIG. 11 described in detail, as shown in FIG. The description thereof is omitted.

すなわち、変速切替弁92が図示の位置Lにあれば該油圧ポンプ5に対して第一油圧モータ10および第二油圧モータ138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138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、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、油圧ポンプ5からの圧油が、変速切替弁92を介して、第二の回路150に送られ、後輪140・140のみの駆動による二輪駆動とされる。このとき、前輪36の回転によって第一油圧モータ10がポンプ作用して生じた油圧は、変速切替弁92を介して第一の回路89内で循環される。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。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、後述のように油圧モータ80として可変容積型を用いる必要はない。   That is, 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 138 are connected in parallel to the hydraulic pump 5, or the position M If there is, the first hydraulic motor 10 and the second hydraulic motor 138 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 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 90 are stopped. Are connected via a shift switching valve 92. That is, the pressure oil from the hydraulic pump 5 is sent to the second circuit 150 via the shift switching valve 92, and the two-wheel drive is performed by driving only the rear wheels 140 and 140. At this time, the hydraulic pressure generated by the pump action of the first hydraulic motor 10 due to the rotation of the front wheel 36 is circulated in the first circuit 89 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. 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, it is not necessary to use a variable displacement type as the hydraulic motor 80, as will be described later.

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で得るために次の構成が採用されている。すなわち、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に操作されたことを検出し、第二油圧モータ138・138の可動斜板139・139に接続された外部アクチュエータ101によって、両モータの容積を小さくする方向へ可動斜板139・139の斜板角度を同じ割合で傾動操作する。これにより、第二油圧モータ138・138の回転速度が上述の変速切替弁92が位置L・位置Mに操作される場合よりも速くなり、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と可動斜板139・139とをロッドやワイヤーなどを用いて機械的に連動連係させてもよい。   In the present embodiment, the following configuration is employed in order to obtain another shift step number at this position H. That is, the sensor 103 disposed in the vicinity of the switching operation means 93 detects that the shift switching valve 92 has been operated to the position H, and is connected to the movable swash plates 139 and 139 of the second hydraulic motors 138 and 138. By the external actuator 101, the swash plate angles of the movable swash plates 139 and 139 are tilted at the same rate in the direction of reducing the volumes of both motors. As a result, the rotational speed of the second hydraulic motors 138 and 138 becomes faster than when the shift switching valve 92 is operated to the position L and position M, and economical high-speed traveling by two-wheel drive is possible. Instead of using the external actuator 101, the switching operation means 93 and the movable swash plates 139 and 139 may be mechanically linked with each other using a rod or a wire.

このような構成とすることで、特に、第二の回路150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138のみに送られ、四輪駆動時と比べて該第二油圧モータ138の可動斜板139の斜板角度が小さくなるように傾動されて、後輪140・140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。   By adopting such a configuration, the work vehicle 1 can be easily switched from four-wheel drive to two-wheel (rear wheel) drive, particularly by switching so that oil is fed only into the second circuit 150. . In this embodiment, the oil in the hydraulic circuit is sent only to the second hydraulic motor 138 and tilted so that the swash plate angle of the movable swash plate 139 of the second hydraulic motor 138 is smaller than that in the case of four-wheel drive. Thus, the driving speed of the rear wheels 140 and 140 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.

なお、本実施例においては、第二油圧モータ138によって、各後輪140・140をそれぞれ駆動するようにしているが、これに限定されるものではない。すなわち、必ずしも非駆動輪駆動装置141を左右一対の第二油圧モータ138で構成する必要はなく、例えば、単一の第二油圧モータ138と、各後輪140・140を相互に機械的に差動連結する差動機構とを組み合わせた構成としてもよい。該非操舵輪駆動置141の減速ギアトレーンを構成する各種ギア等は、前記操舵輪駆動装置15のものと共用すれば、更に部品共有による生産コストを低減させることができる。   In the present embodiment, each of the rear wheels 140 and 140 is driven by the second hydraulic motor 138, but the present invention is not limited to this. That is, the non-driving wheel drive device 141 is not necessarily configured by the pair of left and right second hydraulic motors 138. For example, the single second hydraulic motor 138 and the rear wheels 140 and 140 are mechanically different from each other. It is good also as a structure which combined with the differential mechanism to connect dynamically. If the various gears and the like constituting the reduction gear train of the non-steering wheel drive device 141 are shared with those of the steering wheel driving device 15, the production cost can be further reduced by sharing the parts.

また、図21に示すように、油圧回路において、上記図20に示す油圧回路の一部を変更して、左右の後輪140を駆動する第二油圧モータ138・138を、油圧ポンプ5に対してそれぞれ並列的に接続するにあたって、両方のモータへの油送入を制限しない回路形態と、左右いずれかのモータへの油送入を制限する二つの回路形態を(第一・第二・第三の回路形態)を具備してもよい。かかる場合には、前述の図12と同じように、回路形態の切替変更を、電子的な制御によらず、各第二油圧モータ138・138からの戻り油量の差に応じて後輪140に対し油圧的なリミテッドスリップデフ機能が現出されるようになっている。また、後輪140・140にのみならず、左右の前輪36・36を駆動する第一油圧モータ10・10に対しても同様の回路構成を採用することも可能である。   Further, as shown in FIG. 21, in the hydraulic circuit, a part of the hydraulic circuit shown in FIG. 20 is changed so that the second hydraulic motors 138 and 138 that drive the left and right rear wheels 140 are connected to the hydraulic pump 5. When connecting in parallel, the circuit configuration that does not restrict the oil feed to both motors and the two circuit configurations that restrict the oil feed to either the left or right motor (first, second, second) Three circuit forms). In such a case, the rear wheel 140 is changed according to the difference in the amount of return oil from each of the second hydraulic motors 138 and 138 without changing electronically, as in FIG. On the other hand, a hydraulic limited slip differential function appears. The same circuit configuration can be adopted not only for the rear wheels 140 and 140 but also for the first hydraulic motors 10 and 10 that drive the left and right front wheels 36 and 36.

なお、作業車両の実施形態としてミッドマウントモア式の乗用芝刈機を挙げたが、これに限るものではなく、該乗用芝刈機にあってはフロントマウントモア式でも構わないし、その他作業車両としては、ユーティリティトラクタや建設機械でもよい。   In addition, although the mid-mount mower type riding lawn mower was cited as an embodiment of the working vehicle, the present invention is not limited thereto, and the riding lawn mower may be a front-mount mower type. Utility tractors and construction machines may be used.

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。1 is a plan view showing an overall configuration of a work vehicle according to a first embodiment of the present invention. 第一実施例で用いる操舵機構の平面略図。1 is a schematic plan view of a steering mechanism used in the first embodiment. 左側の前輪に適用した操舵輪駆動装置の後面断面図。The rear surface sectional view of the steering wheel drive device applied to the left front wheel. 作業車両の旋回状態を表す操舵機構の説明略図。Brief description of the steering mechanism showing the turning state of the work vehicle. 作業車両の旋回状態を表す平面図。The top view showing the turning state of a work vehicle. 図3における操舵輪駆動装置の上部拡大後面断面図。FIG. 4 is a rear enlarged cross-sectional view of the upper part of the steering wheel drive device in FIG. 3. 同じく操舵輪駆動装置の下部拡大後面断面図。The lower part expanded rear sectional view of a steering wheel drive device similarly. センタセクションを除去したハウジングの上部平面図。The upper top view of the housing which removed the center section. 図3におけるA−A矢視断面図。AA arrow sectional drawing in FIG. 直進・旋回時におけるモータ容積制御機構の作動状態を示す説明図。Explanatory drawing which shows the operating state of the motor volume control mechanism at the time of straight advance and turning. 第一実施例に係る油圧回路図。1 is a hydraulic circuit diagram according to a first embodiment. 図11の油圧回路図の一部を変更した油圧回路図。The hydraulic circuit diagram which changed a part of hydraulic circuit diagram of FIG. 図3における操舵輪駆動装置をハイクリアランス仕様に変更した後面断面図。The rear surface sectional view which changed the steering wheel drive device in FIG. 3 into the high clearance specification. 図13における操舵輪駆動装置の下部拡大後面断面図。FIG. 14 is a rear enlarged rear cross-sectional view of the steering wheel drive device in FIG. 13. 図13の操舵輪駆動装置を適用した作業車両の全体的な構成を示す平面図。The top view which shows the whole structure of the work vehicle to which the steering wheel drive device of FIG. 13 is applied. 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。The top view which shows the whole structure of the working vehicle which concerns on the 2nd Example of this invention. 左側の後輪に適用した非操舵輪駆動装置の正面断面図。Front sectional drawing of the non-steering wheel drive device applied to the left rear wheel. 作業車両の旋回状態を表す平面図。The top view showing the turning state of a work vehicle. 直進・旋回時におけるモータ容積制御機構の作動状態を示す説明図。Explanatory drawing which shows the operating state of the motor volume control mechanism at the time of straight advance and turning. 第二実施例に係る油圧回路図。The hydraulic circuit figure concerning a 2nd example. 図20の油圧回路図の一部を変更した油圧回路図。The hydraulic circuit diagram which changed a part of hydraulic circuit diagram of FIG.

符号の説明Explanation of symbols

1 作業車両
2 車両フレーム
3 エンジン
4 モア
5 油圧ポンプ
10 第一油圧モータ
13、15 操舵輪駆動装置
14、78 クロスメンバ
27、127 ハウジング
27a、127a キングピン部
28、128 操舵ケース
36 前輪
38、129 減速機構
39 ブレーキ機構
43 モータ容積制御機構
53、139 可動斜板(容積調節器)
74 ダクト
79、140 後輪
80、138 第二油圧モータ
141 非操舵輪駆動装置
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Work vehicle 2 Vehicle frame 3 Engine 4 Mower 5 Hydraulic pump 10 1st hydraulic motor 13, 15 Steering wheel drive device 14, 78 Cross member 27, 127 Housing 27a, 127a Kingpin part 28, 128 Steering case 36 Front wheel 38, 129 Deceleration Mechanism 39 Brake mechanism 43 Motor volume control mechanism 53, 139 Movable swash plate (volume controller)
74 Duct 79, 140 Rear wheel 80, 138 Second hydraulic motor 141 Non-steered wheel drive device

Claims (9)

車両フレームに固設された車軸駆動用の油圧モータを内蔵するハウジングと、単一車軸を支持する操舵ケースと、該単一車軸の端部に固設した操舵輪と、を有する操舵輪駆動装置であって、該操舵ケースが、ハウジングの下方へ延出させたキングピン部を介して車両フレームに対して回動自在に配設されることを特徴とする操舵輪駆動装置。   Steering wheel drive device having a housing with a built-in hydraulic motor for driving an axle fixed to a vehicle frame, a steering case for supporting a single axle, and a steering wheel fixed to an end of the single axle The steering wheel drive device is characterized in that the steering case is disposed so as to be rotatable with respect to the vehicle frame via a kingpin portion extending downward from the housing. 前記操舵ケースには、外側方に略水平に支持した前記単一車軸に対して上方側よりキングピン部の軸心としての前記油圧モータの出力軸を回動可能に挿通させると共に、該出力軸を該操舵ケース内に配した減速ギアトレーンにより該車軸に連動連係したことを特徴とする請求項1記載の操舵輪駆動装置。   In the steering case, the output shaft of the hydraulic motor as the axis of the kingpin portion is rotatably inserted from the upper side with respect to the single axle supported substantially horizontally on the outer side, and the output shaft is connected to the steering case. 2. The steered wheel drive device according to claim 1, wherein the steered wheel drive device is linked to the axle by a reduction gear train disposed in the steering case. 前記油圧モータを可変容積型とし、該油圧モータの容積が、ハウジングと操舵ケースとの間の相対変位によって変更されるように構成したことを特徴とする請求項1または2記載の操舵輪駆動装置。   3. The steered wheel drive device according to claim 1, wherein the hydraulic motor is a variable displacement type, and the volume of the hydraulic motor is changed by a relative displacement between the housing and the steering case. . 少なくとも前後一方の駆動輪が操舵可能に構成され、該前後の駆動輪の各々を駆動する第一油圧モータと第二油圧モータとを備えた作業車両であって、該第一・第二油圧モータに油を供給する共通の油圧ポンプを設けており、該第一・第二油圧モータを該油圧ポンプに流体的に接続する油圧回路中に、該油圧ポンプに対して両油圧モータが直列に接続される状態と、並列に接続される状態とに切替可能とする変速切替弁を備えることを特徴とする四輪駆動車両。   At least one of the front and rear drive wheels is configured to be steerable, and is a work vehicle including a first hydraulic motor and a second hydraulic motor that drive each of the front and rear drive wheels, the first and second hydraulic motors A common hydraulic pump that supplies oil to the hydraulic pump is provided, and both hydraulic motors are connected in series to the hydraulic pump in a hydraulic circuit that fluidly connects the first and second hydraulic motors to the hydraulic pump. A four-wheel drive vehicle comprising a shift valve that can be switched between a connected state and a state connected in parallel. 前記操舵可能な駆動輪に連結される第一油圧モータを可変容積型とし、該油圧モータの容積調節器は、該操舵可能な駆動輪の操舵動作に連動して該油圧モータの容積を変更するように該操舵可能な駆動輪の操舵機構に連動連係させてあることを特徴する請求項記4載の四輪駆動車両。   The first hydraulic motor connected to the steerable drive wheel is a variable displacement type, and the volume controller of the hydraulic motor changes the volume of the hydraulic motor in conjunction with the steering operation of the steerable drive wheel. The four-wheel drive vehicle according to claim 4, wherein the four-wheel drive vehicle is linked to the steering mechanism of the steerable drive wheel. 前記変速切替弁は、前記の並列接続状態、直列接続状態の他に、前記両油圧モータのどちらか一方にのみ前記油圧ポンプからの油を流す状態に切替可能とすることを特徴する請求項4または5記載の四輪駆動車両。   5. The shift switching valve can be switched to a state in which oil from the hydraulic pump is allowed to flow only to one of the two hydraulic motors in addition to the parallel connection state and the serial connection state. Or the four-wheel drive vehicle of 5. 前記車両が、前記第一油圧モータを操舵可能な駆動輪に連結し、前記第二油圧モータを操舵不能な駆動輪に連結するように構成されていると共に、前記第二油圧モータを可変容積型とし、該油圧モータの容積調節器は、前記変速切替弁が、前記第二油圧モータのみに前記油圧ポンプからの油を流すように切り替えられたときに該油圧モータの容積を小さくする方向へ操作されるように、前記変速切替弁と連動連係させてあることを特徴する請求項記6載の四輪駆動車両。   The vehicle is configured to connect the first hydraulic motor to a steerable drive wheel, and to connect the second hydraulic motor to a non-steerable drive wheel, and the second hydraulic motor is a variable displacement type. And the volume controller of the hydraulic motor is operated in a direction to reduce the volume of the hydraulic motor when the shift switching valve is switched to flow the oil from the hydraulic pump only to the second hydraulic motor. The four-wheel drive vehicle according to claim 6, wherein the four-wheel drive vehicle is linked to the shift switching valve. 前記第一、第二油圧モータのうち、少なくとも一方が、左右の駆動輪の各々に連結されて一対備えられていると共に、これら一対の第一または第二油圧モータを、前記油圧ポンプに対し並列的に流体接続する第一の回路形態と、前記油圧ポンプに対し並列的に流体接続しつつ両油圧モータに油をそれぞれ流量を調整した状態で分流して給油する第二の回路形態とを有し、択一的に該第一・第二の回路形態のいずれかに設定可能に構成される油圧回路を具備していることを特徴とする請求項4記載の四輪駆動車両。   A pair of at least one of the first and second hydraulic motors is connected to each of the left and right drive wheels, and the pair of first or second hydraulic motors are parallel to the hydraulic pump. A first circuit configuration that fluidly connects to the hydraulic pump and a second circuit configuration that splits and supplies oil to both hydraulic motors while adjusting the flow rate while fluidly connecting in parallel to the hydraulic pump. 5. The four-wheel drive vehicle according to claim 4, further comprising a hydraulic circuit configured to be settable in any of the first and second circuit configurations. 前記第一、第二油圧モータのうち、少なくとも一方が、左右の駆動輪の各々に連結されて一対備えられていると共に、これら一対の第一または第二油圧モータを、前記油圧ポンプに対し並列的に流体接続する第一の回路形態と、前記油圧ポンプに対し並列的に流体接続しつつ一方の油圧モータへ給油される流量を制限する第二の回路形態と、前記油圧ポンプに対し並列的に流体接続しつつ他方の油圧モータへ給油される流量を制限する第三の回路形態とを有し、各油圧モータから排出される油量の差にもとづいて、一方の油圧モータの排出油量に比べて他方の油圧モータの排出油量が少なくなるときには第一の回路形態から第二の回路形態に、また、一方の油圧モータの排出油量に比べて他方の油圧モータの排出油量が多くなるときには第一の回路形態から第三の回路形態に、自動的に切り替え可能に構成された油圧回路を具備していることを特徴とする請求項4記載の四輪駆動車両。   A pair of at least one of the first and second hydraulic motors is connected to each of the left and right drive wheels, and the pair of first or second hydraulic motors are parallel to the hydraulic pump. A first circuit form that is fluidly connected, a second circuit form that restricts the flow rate of oil supplied to one hydraulic motor while being fluidly connected in parallel to the hydraulic pump, and a parallel form to the hydraulic pump A third circuit configuration that restricts the flow rate of oil supplied to the other hydraulic motor while fluidly connected to the hydraulic motor, and the amount of oil discharged from one hydraulic motor based on the difference in the amount of oil discharged from each hydraulic motor When the amount of oil discharged from the other hydraulic motor is smaller than that of the first hydraulic circuit, the amount of oil discharged from the other hydraulic motor is compared to the amount of oil discharged from the first hydraulic motor. The first time to increase Four-wheel drive vehicle according to claim 4, wherein the the circuit form a third circuit embodiment is provided with a hydraulic circuit that is configured to be switched automatically.
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