JP2006021664A

JP2006021664A - Crawler traveling vehicle

Info

Publication number: JP2006021664A
Application number: JP2004201874A
Authority: JP
Inventors: Hideo Saneshige; 秀雄実重; Keiichi Omoto; 啓一大本; Keisuke Mishima; 圭介三島
Original assignee: Mitsubishi Agricultural Machinery Co Ltd
Current assignee: Mitsubishi Agricultural Machinery Co Ltd
Priority date: 2004-07-08
Filing date: 2004-07-08
Publication date: 2006-01-26

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To avoid power loss when traveling straight, and to smoothly perform transference from straight traveling to turning without complicating transmission structure, and to reduce shock due to rotation difference when transferring from straight traveling to turning, in regard to a crawler traveling vehicle provided with a straight traveling HST and a turning HST. SOLUTION: The crawler traveling vehicle provided with a pair of crawler traveling devices 7, right and left, is provided with the straight traveling HST 16 for shifting straight traveling power and the turning HST 17 for shifting turning power. When traveling straight, output rotation of the straight traveling HST 16 is transmitted to the right and the left crawler traveling devices 7, and when turning, output rotation of the straight traveling HST 16 and the turning HST 17 are synthesized by a planetary reduction gear mechanism 42, and transmitted to the crawler traveling device 7 inside a turn. When traveling straight, power at the same speed with the straight traveling power or little decelerated speed is output from the planetary reduction gear mechanism 42. COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

Description

本発明は、左右一対のクローラ走行装置を備えるコンバインなどのクローラ走行車に関する。 The present invention relates to a crawler traveling vehicle such as a combine equipped with a pair of left and right crawler traveling devices.

直進用動力を変速する直進用ＨＳＴと、旋回用動力を変速する旋回用ＨＳＴとを備え、直進時には、直進用ＨＳＴの出力回転を左右のクローラ走行装置に伝動し、旋回時には、直進用ＨＳＴ及び旋回用ＨＳＴの出力回転を合成し、これを旋回内側のクローラ走行装置に伝動するクローラ走行車が知られている（例えば、特許文献１参照。）。この種のクローラ走行車によれば、良好な直進性を確保できるだけでなく、旋回用ＨＳＴの無段変速に基づいて、様々な旋回パターンを現出させることが可能になる。
特許第３４９８６８６号公報 It includes a straight HST for shifting the straight driving power and a turning HST for shifting the turning power. During straight driving, the output rotation of the straight HST is transmitted to the left and right crawler travel devices. A crawler traveling vehicle that synthesizes the output rotation of the turning HST and transmits this to a crawler traveling device inside the turning is known (for example, see Patent Document 1). According to this type of crawler traveling vehicle, it is possible not only to ensure good straightness but also to make various turning patterns appear based on the continuously variable transmission of the turning HST.
Japanese Patent No. 3498686

しかしながら、特許文献１に記載のものは、直進用ＨＳＴ及び旋回用ＨＳＴの出力回転を、差動機構を用いて合成するため、差動機構の特性上、操向具が中立位置のときでも、旋回用ＨＳＴから回転を出力する必要があり、大きな動力損失が生じるという問題がある（特許文献１の図９参照。）。 However, since the thing of patent document 1 synthesize | combines the output rotation of straight HST and turning HST using a differential mechanism, even when a steering tool is a neutral position on the characteristic of a differential mechanism, It is necessary to output rotation from the turning HST, and there is a problem that a large power loss occurs (see FIG. 9 of Patent Document 1).

このような問題に対処するために、特許文献１に記載のものでは、旋回用ＨＳＴの上流側及び下流側にクラッチ機構を介設し、操向具が中立のとき、クラッチ機構を切ることによって動力損失を回避しているが、このように構成すると、トランスミッションの構造が複雑になるという新たな問題が生じる。しかも、クラッチ機構を入りにした直後は、旋回用ＨＳＴの応答遅れにより、必要な出力回転が得られないため、旋回が不安定になる可能性がある。 In order to cope with such a problem, in the one described in Patent Document 1, a clutch mechanism is provided on the upstream side and the downstream side of the turning HST, and when the steering tool is neutral, the clutch mechanism is turned off. Although power loss is avoided, such a configuration causes a new problem that the structure of the transmission becomes complicated. In addition, immediately after the clutch mechanism is turned on, the required output rotation cannot be obtained due to the response delay of the turning HST, and thus turning may become unstable.

本発明は、上記の如き実情に鑑みこれらの課題を解決することを目的として創作されたものであって、左右一対のクローラ走行装置を備えるクローラ走行車であって、該クローラ走行車は、直進用動力を変速する直進用ＨＳＴと、旋回用動力を変速する旋回用ＨＳＴとを備え、直進時には、前記直進用ＨＳＴの出力回転を左右のクローラ走行装置に伝動し、旋回時には、前記直進用ＨＳＴ及び前記旋回用ＨＳＴの出力回転を遊星減速機構で合成し、これを旋回内側のクローラ走行装置に伝動するように構成され、さらに、直進時には、直進用動力と同一又は少し減速された動力を前記遊星減速機構から出力することを特徴とする。
このように構成すれば、遊星減速機構の特性上、操向具が中立位置のとき、旋回用ＨＳＴの出力回転を停止させることが可能になるため、直進時の動力損失を回避することができる。しかも、旋回用ＨＳＴの上流側や下流側にクラッチ機構を設ける必要がないため、トランスミッションの構造を簡略化できるだけでなく、直進から旋回への移行をスムーズにすることができる。
さらに、直進時には、直進用動力と同一又は少し減速された動力を遊星減速機構から出力するため、直進から旋回への移行に際し、回転差による衝撃を軽減することができる。 The present invention has been created in view of the above-described circumstances in order to solve these problems, and is a crawler traveling vehicle including a pair of left and right crawler traveling devices, and the crawler traveling vehicle travels straight ahead. A straight traveling HST for shifting the power for turning, and a turning HST for shifting the turning power. And the output rotation of the turning HST is synthesized by a planetary speed reducing mechanism, and this is transmitted to the crawler traveling device inside the turning. It outputs from a planetary deceleration mechanism.
With this configuration, the output rotation of the turning HST can be stopped when the steering tool is in the neutral position due to the characteristics of the planetary speed reduction mechanism, so that power loss during straight travel can be avoided. . Moreover, since it is not necessary to provide a clutch mechanism upstream or downstream of the turning HST, not only can the structure of the transmission be simplified, but also a smooth transition from straight to turning can be achieved.
Furthermore, since the planetary speed reduction mechanism outputs power that is the same as or slightly decelerated as the power for straight travel, the impact due to the rotation difference can be reduced during the transition from straight travel to turning.

次に、本発明の実施形態について、図面に基づいて説明する。図１において、１はコンバイン（クローラ走行車）であって、該コンバイン１は、茎稈を刈り取る前処理部２と、刈り取った茎稈から穀粒を脱穀し、これを選別する脱穀部（図示せず）と、選別した穀粒を貯溜する穀粒タンク３と、排稈を後処理する後処理部４と、運転席５や各種の操作具が設けられる操作部６と、左右一対のクローラ走行装置７とを備えて構成されている。また、操作部６には、走行関係の操作具として、走行主変速レバー８、走行副変速レバー９、操向レバー１０及びクラッチペダル１１が設けられている。 Next, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. In FIG. 1, reference numeral 1 denotes a combine (crawler traveling vehicle), which combines a pre-processing unit 2 that cuts off the stems and a threshing unit that threshs the grains from the cut stems and selects them (see FIG. 1). (Not shown), a grain tank 3 for storing the selected grains, a post-processing unit 4 for post-processing the waste, an operation unit 6 provided with a driver's seat 5 and various operation tools, and a pair of left and right crawlers And a traveling device 7. The operation unit 6 is provided with a traveling main transmission lever 8, a traveling auxiliary transmission lever 9, a steering lever 10, and a clutch pedal 11 as traveling-related operation tools.

コンバイン１は、エンジン１２の動力を変速して、左右のドライブ軸１３Ｌ、１３Ｒに伝動するトランスミッション１４を備えている。左右のドライブ軸１３Ｌ、１３Ｒには、クローラ走行装置７の駆動スプロケット１５Ｌ、１５Ｒが一体的に設けられており、その駆動に応じて、コンバイン１の前後進動作や旋回動作が行われる。 The combine 1 includes a transmission 14 that shifts the power of the engine 12 and transmits the power to the left and right drive shafts 13L and 13R. Drive sprockets 15L and 15R of the crawler travel device 7 are integrally provided on the left and right drive shafts 13L and 13R, and the combine 1 is moved forward and backward and turned according to the drive.

図２に示すように、トランスミッション１４には、直進用動力を無段変速する直進用ＨＳＴ１６と、旋回用動力を無段変速する旋回用ＨＳＴ１７が設けられている。各ＨＳＴ１６、１７は、可変容量油圧ポンプ１６ａ、１７ａと、その吐出油で駆動する固定容量油圧モータ１６ｂ、１７ｂとを組み合せた静油圧無段変速装置であり、可変容量油圧ポンプ１６ａ、１７ａの斜板角に応じて、固定容量油圧モータ１６ｂ、１７ｂの出力回転が無段変速（正逆転を含む）される。また、斜板が中立のときは、ＨＳＴ１６、１７の特性上、固定容量油圧モータ１６ｂ、１７ｂの出力軸がロックされる。 As shown in FIG. 2, the transmission 14 is provided with a straight traveling HST 16 for continuously shifting the straight driving power and a turning HST 17 for continuously shifting the turning power. Each of the HSTs 16 and 17 is a hydrostatic continuously variable transmission in which variable displacement hydraulic pumps 16a and 17a and fixed displacement hydraulic motors 16b and 17b driven by the discharged oil are combined, and the oblique displacements of the variable displacement hydraulic pumps 16a and 17a. The output rotation of the fixed displacement hydraulic motors 16b and 17b is continuously variable (including forward and reverse) according to the plate angle. When the swash plate is neutral, the output shafts of the fixed displacement hydraulic motors 16b and 17b are locked due to the characteristics of the HSTs 16 and 17.

各ＨＳＴ１６、１７（可変容量油圧ポンプ１６ａ、１７ａ）は、斜板角を変更操作するためのトラニオン軸（図示せず）を備えている。直進用ＨＳＴ１６のトラニオン軸は、走行主変速レバー８の操作に応じて動作され、旋回用ＨＳＴ１７のトラニオン軸は、操向レバー１０の操作に応じて動作される。各トラニオン軸は、レバー８、１０の操作力で動作させてもよいし、アクチュエータの駆動力で動作させてもよい。 Each HST 16, 17 (variable displacement hydraulic pump 16a, 17a) includes a trunnion shaft (not shown) for changing the swash plate angle. The trunnion shaft of the straight traveling HST 16 is operated in accordance with the operation of the travel main transmission lever 8, and the trunnion shaft of the turning HST 17 is operated in accordance with the operation of the steering lever 10. Each trunnion shaft may be operated by the operating force of the levers 8 and 10 or may be operated by the driving force of the actuator.

直進用ＨＳＴ１６は、ベルト伝動機構１８を介してエンジン１２から入力した動力を変速し、変速した動力をトランスミッション１４の直進動力入力軸１９に入力する。また、旋回用ＨＳＴ１７は、伝動軸２０、２１を介して直進動力入力軸１９から入力した動力を変速し、変速した動力をトランスミッション１４の旋回動力入力軸２２に入力する。すなわち、旋回用ＨＳＴ１７を直進用ＨＳＴ１６の出力回転で駆動させることにより、複雑な制御を行うことなく、直進用ＨＳＴ１６と旋回用ＨＳＴ１７の出力回転（回転速度及び回転方向）を同調（同期）させることが可能になる。 The straight traveling HST 16 shifts the power input from the engine 12 via the belt transmission mechanism 18 and inputs the shifted power to the linear power input shaft 19 of the transmission 14. Further, the turning HST 17 shifts the power input from the straight drive power input shaft 19 via the transmission shafts 20 and 21, and inputs the shifted power to the turning power input shaft 22 of the transmission 14. That is, by driving the turning HST 17 with the output rotation of the straight traveling HST 16, the output rotation (rotational speed and direction) of the straight traveling HST 16 and the turning HST 17 can be synchronized (synchronized) without performing complicated control. Is possible.

トランスミッション１４は、直進動力入力軸１９、伝動軸２０、２１、旋回動力入力軸２２のほかに、第一〜第八の伝動軸Ｓ１〜Ｓ８を備えている。直進動力入力軸１９に入力された直進用ＨＳＴ１６の出力回転は、主クラッチ機構２３及び第一伝動軸Ｓ１を介して第二伝動軸Ｓ２に伝動され、さらに、第二伝動軸Ｓ２の回転は、走行副変速機構２４を介して第三伝動軸Ｓ３に伝動される。走行副変速機構２４は、走行副変速レバー９の操作に応じて変速動作するものであり、直進用動力を段階的に変速させる。 The transmission 14 includes first to eighth transmission shafts S 1 to S 8 in addition to the straight power input shaft 19, the transmission shafts 20 and 21, and the turning power input shaft 22. The output rotation of the rectilinear HST 16 input to the rectilinear power input shaft 19 is transmitted to the second transmission shaft S2 via the main clutch mechanism 23 and the first transmission shaft S1, and further, the rotation of the second transmission shaft S2 is It is transmitted to the third transmission shaft S3 via the traveling auxiliary transmission mechanism 24. The traveling sub-transmission mechanism 24 performs a speed-changing operation in accordance with the operation of the traveling sub-transmission lever 9 and shifts the straight traveling power stepwise.

例えば、本実施形態の走行副変速機構２４では、第二伝動軸Ｓ２と第三伝動軸Ｓ３との間に、伝動比が異なる三つのギヤ伝動経路２５〜２７を構成すると共に、第二伝動軸Ｓ２にスプライン嵌合する二つの爪クラッチ２８、２９を、三つのギヤ伝動経路２５〜２７に対して選択的に噛合させることにより、三段階（Ｈ速、Ｍ速、Ｌ速）の変速を行う。Ｈ速は、高速走行に適した路上走行ポジションであり、Ｍ速は、中速走行に適した標準刈取ポジションであり、Ｌ速は、低速走行に適した倒伏刈取ポジションである。 For example, in the traveling subtransmission mechanism 24 of the present embodiment, three gear transmission paths 25 to 27 having different transmission ratios are configured between the second transmission shaft S2 and the third transmission shaft S3, and the second transmission shaft. The two claw clutches 28 and 29 that are spline-fitted to S2 are selectively meshed with the three gear transmission paths 25 to 27, thereby performing three-stage (H speed, M speed, L speed) shifts. . The H speed is a road traveling position suitable for high speed traveling, the M speed is a standard cutting position suitable for medium speed traveling, and the L speed is an overlaid cutting position suitable for low speed traveling.

第三伝動軸Ｓ３まで伝動された直進用動力は、第四伝動軸Ｓ４に伝動されると共に、第八伝動軸Ｓ８上のセンタギヤ３０に伝動される。第四伝動軸Ｓ４は、第七伝動軸Ｓ７上のギヤ３１を介して、第六伝動軸Ｓ６に直進用動力を伝動すると共に、第五伝動軸Ｓ５を介して駐車ブレーキ機構３２に接続されている。 The straight driving power transmitted to the third transmission shaft S3 is transmitted to the fourth transmission shaft S4 and to the center gear 30 on the eighth transmission shaft S8. The fourth transmission shaft S4 transmits linear power to the sixth transmission shaft S6 via the gear 31 on the seventh transmission shaft S7, and is connected to the parking brake mechanism 32 via the fifth transmission shaft S5. Yes.

第八伝動軸Ｓ８には、サイドクラッチ機構３３が設けられている。サイドクラッチ機構３３は、第八伝動軸Ｓ８に対して回転自在な前述のセンタギヤ３０と、該センタギヤ３０の爪部に選択的に噛み合う左右一対のサイドギヤ３４Ｌ、３４Ｒと、図示しないシフタ機構を介してサイドギヤ３４Ｌ、３４Ｒを動作させるサイドクラッチシリンダ（図示せず）とを備えて構成されている。サイドギヤ３４Ｌ、３４Ｒは、第八伝動軸Ｓ８を構成する左右の旋回軸３５Ｌ、３５Ｒに対してスプライン嵌合すると共に、ギヤ３６Ｌ、３６Ｒ、伝動軸３７Ｌ、３７Ｒ、ギヤ３８Ｌ、３８Ｒ及びギヤ３９Ｌ、３９Ｒを介して、それぞれドライブ軸１３Ｌ、１３Ｒに連動連結されている。 A side clutch mechanism 33 is provided on the eighth transmission shaft S8. The side clutch mechanism 33 includes the above-described center gear 30 that is rotatable with respect to the eighth transmission shaft S8, a pair of left and right side gears 34L and 34R that selectively engage with the claw portions of the center gear 30, and a shifter mechanism (not shown). A side clutch cylinder (not shown) for operating the side gears 34L, 34R is provided. The side gears 34L and 34R are spline-fitted to the left and right turning shafts 35L and 35R constituting the eighth transmission shaft S8, and the gears 36L and 36R, the transmission shafts 37L and 37R, the gears 38L and 38R, and the gears 39L and 39R. Are coupled to the drive shafts 13L and 13R, respectively.

左側の旋回軸３５Ｌは、ギヤ４０Ｌ及び左側旋回クラッチ機構４１Ｌを介して第七伝動軸Ｓ７に連動連結され、また、右側の旋回軸３５Ｒは、ギヤ４０Ｒ及び右側旋回クラッチ機構４１Ｒを介して第七伝動軸Ｓ７に連動連結されている。尚、旋回クラッチ機構４１Ｌ、４１Ｒは、油圧により動作する湿式摩擦クラッチである。 The left turning shaft 35L is linked to the seventh transmission shaft S7 via the gear 40L and the left turning clutch mechanism 41L, and the right turning shaft 35R is connected to the seventh turning shaft 35R via the gear 40R and the right turning clutch mechanism 41R. It is linked to the transmission shaft S7. The turning clutch mechanisms 41L and 41R are wet friction clutches that are operated by hydraulic pressure.

第六伝動軸Ｓ６には、遊星減速機構４２が設けられている。図３に示すように、遊星減速機構４２は、第六伝動軸Ｓ６と一体回転するサンギヤ４３と、第六伝動軸Ｓ６に対して回転自在なリングギヤ４４と、サンギヤ４３及びリングギヤ４４（内周歯）に噛み合う複数のプラネタリギヤ４５と、これらのプラネタリギヤ４５を支持するキャリア４６とを備えて構成されている。キャリア４６は、第六伝動軸Ｓ６に対して回転自在に支持されると共に、ギヤ４７、４８を介して第七伝動軸Ｓ７に連動連結されている。また、リングギヤ４４の外周歯は、旋回動力入力軸２２と一体のギヤ４９に常時噛合されている。 A planetary reduction mechanism 42 is provided on the sixth transmission shaft S6. As shown in FIG. 3, the planetary reduction mechanism 42 includes a sun gear 43 that rotates integrally with the sixth transmission shaft S6, a ring gear 44 that is rotatable with respect to the sixth transmission shaft S6, and the sun gear 43 and the ring gear 44 (inner peripheral teeth). ) And a carrier 46 that supports these planetary gears 45. The carrier 46 is rotatably supported with respect to the sixth transmission shaft S6 and is linked to the seventh transmission shaft S7 via gears 47 and 48. Further, the outer peripheral teeth of the ring gear 44 are always meshed with a gear 49 integral with the turning power input shaft 22.

つまり、遊星減速機構４２は、サンギヤ４３から入力される直進用動力と、リングギヤ４４から入力される旋回用動力を合成し、この合成動力を、キャリア４６を介して第七伝動軸Ｓ７に出力するように構成されている。そして、第七伝動軸Ｓ７に伝動された合成動力は、旋回クラッチ機構４１Ｌ、４１Ｒの選択的な入り動作により、左右いずれかの旋回軸３５Ｌ、３５Ｒに伝動される。 That is, the planetary reduction mechanism 42 combines the straight driving power input from the sun gear 43 and the turning power input from the ring gear 44, and outputs this combined power to the seventh transmission shaft S 7 via the carrier 46. It is configured as follows. The combined power transmitted to the seventh transmission shaft S7 is transmitted to the left and right turning shafts 35L, 35R by the selective engagement operation of the turning clutch mechanisms 41L, 41R.

次に、トランスミッション１４の動作について説明する。但し、旋回用ＨＳＴ１７、サイドクラッチ機構３３及び旋回クラッチ機構４１Ｌ、４１Ｒは、操向レバー１０の操作に応じて、図４又は図５に示すパターンで動作されるものとする。この場合、操向レバー１０と各機構１７、３３、４１Ｌ、４１Ｒは、機械的に連繋されていてもよいし、レバー位置センサやマイコンを介して電子的に接続されていてもよい。また、以下の説明において、θは操向レバー１０の傾倒角を示し、θ１とθ２の関係は、θ１＜θ２とする。 Next, the operation of the transmission 14 will be described. However, it is assumed that the turning HST 17, the side clutch mechanism 33, and the turning clutch mechanisms 41 L and 41 R are operated in a pattern shown in FIG. 4 or 5 according to the operation of the steering lever 10. In this case, the steering lever 10 and each mechanism 17, 33, 41L, 41R may be mechanically connected, or may be electronically connected via a lever position sensor or a microcomputer. In the following description, θ represents the tilt angle of the steering lever 10, and the relationship between θ1 and θ2 is θ1 <θ2.

まず、図４に示す動作パターンについて説明する。この図に示すように、操向レバー１０が中立領域（θ＜θ１）にある場合は、旋回用ＨＳＴ１７が中立、サイドクラッチ機構３３が左右入り、旋回クラッチ機構４１Ｌ、４１Ｒが左右切りとなっている。この状態では、第三伝動軸Ｓ３の回転が、サイドクラッチ機構３３を介して左右のドライブ軸１３Ｌ、１３Ｒに伝動され、機体が直進する。 First, the operation pattern shown in FIG. 4 will be described. As shown in this figure, when the steering lever 10 is in the neutral region (θ <θ1), the turning HST 17 is neutral, the side clutch mechanism 33 is turned left and right, and the turning clutch mechanisms 41L and 41R are turned left and right. Yes. In this state, the rotation of the third transmission shaft S3 is transmitted to the left and right drive shafts 13L and 13R via the side clutch mechanism 33, and the airframe advances straight.

操向レバー１０が左右いずれかのサイドクラッチターン領域（θ１≦θ＜θ２）に傾倒操作された場合は、レバー倒し側のサイドギヤ３４Ｌ、３４Ｒが切られる。この状態では、レバー倒し側のドライブ軸１３Ｌ、１３Ｒに対する動力伝動が断たれ、機体がレバー倒し側に旋回する（サイドクラッチターン）。 When the steering lever 10 is tilted to one of the left and right side clutch turn regions (θ1 ≦ θ <θ2), the side gears 34L and 34R on the lever tilting side are disconnected. In this state, the power transmission to the drive shafts 13L, 13R on the lever tilt side is cut off, and the aircraft turns to the lever tilt side (side clutch turn).

操向レバー１０がサイドクラッチターン領域を超える領域（θ≧θ２）まで傾倒操作された場合は、レバー倒し側のサイドギヤ３４Ｌ、３４Ｒを切り、レバー倒し側の旋回クラッチ機構４１Ｌ、４１Ｒを入りとし、さらに、旋回用ＨＳＴ１７の出力回転をレバー傾倒角に比例させる。この状態では、旋回用ＨＳＴ１７から出力される旋回用動力が、遊星減速機構４２によって直進用動力と合成されると共に、この合成動力が、レバー倒し側の旋回クラッチ機構４１Ｌ、４１Ｒ、旋回軸３５Ｌ、３５Ｒ、サイドギヤ３４Ｌ、３４Ｒなどを介して、レバー倒し側（旋回内側）のドライブ軸１３Ｌ、１３Ｒに伝動される。これにより、旋回用ＨＳＴ１７の出力回転に応じて、様々な旋回パターンを現出させることが可能になる。 When the steering lever 10 is tilted to an area exceeding the side clutch turn area (θ ≧ θ2), the side gears 34L and 34R on the lever tilt side are turned off and the turning clutch mechanisms 41L and 41R on the lever tilt side are turned on. Further, the output rotation of the turning HST 17 is made proportional to the lever tilt angle. In this state, the turning power output from the turning HST 17 is combined with the straight traveling power by the planetary speed reduction mechanism 42, and this combined power is combined with the turning clutch mechanisms 41L and 41R, the turning shafts 35L, It is transmitted to the drive shafts 13L, 13R on the lever tilt side (turning inner side) via 35R, side gears 34L, 34R and the like. As a result, various turning patterns can be made to appear in accordance with the output rotation of the turning HST 17.

つまり、図６の（Ａ）に示すように、旋回用ＨＳＴ１７が中立の状態では、遊星減速機構４２のリングギヤ４４が停止ロックされているため、遊星減速機構４２のキャリア４６は、直進用動力と同方向で、かつ、直進用動力と比べてあまり減速されていない動力を出力するが、図６の（Ｂ）に示すように、旋回用ＨＳＴ１７が旋回用動力を出力すると、遊星減速機構４２のリングギヤ４４がサンギヤ４３と逆方向に回転されるため、キャリア４６からの出力回転が減速される。これにより、旋回内側のドライブ軸１３Ｌ、１３Ｒが減速され、機体が旋回する（減速ターン）。 That is, as shown in FIG. 6A, when the turning HST 17 is in a neutral state, the ring gear 44 of the planetary speed reduction mechanism 42 is locked and stopped, so that the carrier 46 of the planetary speed reduction mechanism 42 Power that is not decelerated in comparison with the straight driving power is output in the same direction, but as shown in FIG. 6B, when the turning HST 17 outputs the turning power, the planetary speed reduction mechanism 42 Since the ring gear 44 is rotated in the opposite direction to the sun gear 43, the output rotation from the carrier 46 is decelerated. Thereby, the drive shafts 13L and 13R inside the turn are decelerated, and the body turns (deceleration turn).

また、図６の（Ｃ）に示すように、旋回用ＨＳＴ１７の出力回転を上げると、プラネタリギヤ４５の公転が停止する状態が出現する。この状態では、キャリア４６からの出力回転が停止するため、旋回内側のドライブ軸１３Ｌ、１３Ｒが停止した状態で機体旋回が行われる（ピボットターン）。 Further, as shown in FIG. 6C, when the output rotation of the turning HST 17 is increased, a state in which the revolution of the planetary gear 45 stops appears. In this state, since the output rotation from the carrier 46 is stopped, the vehicle body is turned with the drive shafts 13L and 13R inside the turn stopped (pivot turn).

また、図６の（Ｄ）に示すように、旋回用ＨＳＴ１７の出力回転を更に上げると、プラネタリギヤ４５の公転方向が逆転するため、キャリア４６からの出力回転が逆転する。これにより、旋回内側のドライブ軸１３Ｌ、１３Ｒが逆転した状態で機体旋回が行われる（スピンターン）。 Further, as shown in FIG. 6D, when the output rotation of the turning HST 17 is further increased, the revolution direction of the planetary gear 45 is reversed, so that the output rotation from the carrier 46 is reversed. As a result, the machine body turns with the drive shafts 13L and 13R inside the turn reversed (spin turn).

前述したように、旋回用ＨＳＴ１７は、直進用ＨＳＴ１６の出力回転で駆動されるため、直進用ＨＳＴ１６の出力回転をベースとして、旋回用動力を変速させるが、遊星減速機構４２に入力される直進用動力は、走行副変速機構２４を経由しているため、旋回用ＨＳＴ１７の変速に伴うドライブ軸１３Ｌ、１３Ｒの回転比変化率は、走行副変速機構２４の変速ポジション毎に相違する。つまり、図４に示すように、旋回用ＨＳＴ１７の変速に伴う左右の回転比変化率は、走行副変速機構２４がＬ速のとき最も大きく、Ｈ速のとき最も小さい。このように構成すると、高速走行時における急旋回を規制することができる。しかも、Ｈ速のときは、ピボットターンやスピンターンに移行しないように、トランスミッション１４の伝動比が設定されているので、高速走行時におけるピボットターンやスピンターンによって、機体の安定性が低下したり、エンジン１２に高負荷が作用する不都合を回避できる。 As described above, since the turning HST 17 is driven by the output rotation of the straight traveling HST 16, the turning power is shifted based on the output rotation of the straight traveling HST 16, but the straight traveling input that is input to the planetary reduction mechanism 42. Since the motive power passes through the travel subtransmission mechanism 24, the rotation ratio change rate of the drive shafts 13L, 13R accompanying the shift of the turning HST 17 is different for each shift position of the travel subtransmission mechanism 24. That is, as shown in FIG. 4, the left / right rotation ratio change rate associated with the shift of the turning HST 17 is greatest when the traveling sub-transmission mechanism 24 is at L speed and is smallest when at the H speed. If comprised in this way, the sudden turning at the time of high-speed driving | running | working can be controlled. Moreover, since the transmission ratio of the transmission 14 is set so as not to shift to the pivot turn or the spin turn at the H speed, the stability of the aircraft is lowered by the pivot turn or the spin turn at the time of high speed traveling. Inconvenience that a high load acts on the engine 12 can be avoided.

しかも、本実施形態では、Ｍ速における最大回転比（例えば、−３０％）を、Ｌ速における最大回転比（例えば、−１００％）よりも小さくしてある。これにより、スピンターンにおけるＭ速とＬ速の負荷馬力バランスを略同等にできる。例えば、Ｍ速とＬ速の最大回転比を同じにした場合、Ｍ速におけるスピンターンの消費馬力が過剰になり、エンジン１２の回転ダウンが生じる可能性があるが、本実施形態によれば、このような不都合を解消することができる。 Moreover, in the present embodiment, the maximum rotation ratio at the M speed (for example, −30%) is made smaller than the maximum rotation ratio at the L speed (for example, −100%). Thereby, the load horsepower balance of M speed and L speed in a spin turn can be made substantially equivalent. For example, if the maximum rotation ratio of the M speed and the L speed is the same, the consumed horsepower of the spin turn at the M speed may be excessive and the engine 12 may be rotated down. According to this embodiment, Such inconvenience can be solved.

また、図４に示す動作パターンでは、旋回クラッチ機構４１Ｌ、４１Ｒを入り動作させるとき、旋回内側のドライブ軸１３Ｌ、１３Ｒに対して、旋回外側のドライブ軸１３Ｌ、１３Ｒよりも少し減速された回転（例えば、１０：８）を伝動するように、遊星減速機構４２の出力回転が設定されている。つまり、旋回用ＨＳＴ１７が中立のときは（直進時及びサイドクラッチターン時）、直進用動力に比して８０％程度の動力を遊星減速機構４２から出力することにより、直進から旋回への移行に際し、回転差による衝撃を軽減できるようにしてある。 Further, in the operation pattern shown in FIG. 4, when the turning clutch mechanisms 41L and 41R are engaged and operated, the rotation is slightly decelerated with respect to the drive shafts 13L and 13R on the inner side of the turn (the drive shafts 13L and 13R on the outer side of the turn). For example, the output rotation of the planetary reduction mechanism 42 is set so as to transmit 10: 8). In other words, when the turning HST 17 is neutral (during straight running and side clutch turn), about 80% of the power for the straight running power is output from the planetary reduction mechanism 42, so that the turning from straight running to turning can be performed. The impact caused by the rotation difference can be reduced.

ところで、本実施形態のトランスミッション１４によれば、後進時であっても、操向レバー１０の傾倒方向に機体を旋回させることができるだけでなく、前進時と同様に様々な旋回パターンを現出させることができる。これは、旋回用ＨＳＴ１７を直進用ＨＳＴ１６の出力回転で駆動させて、直進用動力及び旋回用動力の回転方向及び回転速度を同調させ、さらに、直進用動力と旋回用動力を遊星減速機構４２によって合成させているからである。 By the way, according to the transmission 14 of the present embodiment, not only can the aircraft be turned in the tilting direction of the steering lever 10 even when the vehicle is moving backward, but various turning patterns can be displayed as in the case of moving forward. be able to. This is because the turning HST 17 is driven by the output rotation of the straight traveling HST 16 to synchronize the rotational direction and rotational speed of the straight traveling power and the turning power, and the straight traveling power and the turning power are This is because they are synthesized.

次に、図５に示す動作パターンについて説明する。この動作パターンは、操向レバー１０が領域（θ１≦θ＜θ２）に傾倒操作されたとき、レバー倒し側のサイドギヤ３４Ｌ、３４Ｒを切り、レバー倒し側の旋回クラッチ機構４１Ｌ、４１Ｒを入りとし、操向レバー１０が領域（θ≧θ２）まで傾倒操作されたとき、旋回用ＨＳＴ１７の出力回転をレバー傾倒角に比例させる点が図４の動作パターンと相違している。つまり、図５に示す動作パターンによれば、サイドクラッチターンを経由せずに、減速ターンを現出させることができる。 Next, the operation pattern shown in FIG. 5 will be described. In this operation pattern, when the steering lever 10 is tilted and operated in the region (θ1 ≦ θ <θ2), the side gears 34L and 34R on the lever tilt side are disconnected, and the turning clutch mechanisms 41L and 41R on the lever tilt side are engaged. 4 is different from the operation pattern of FIG. 4 in that when the steering lever 10 is tilted to the region (θ ≧ θ2), the output rotation of the turning HST 17 is proportional to the lever tilt angle. That is, according to the operation pattern shown in FIG. 5, the deceleration turn can be caused to appear without passing through the side clutch turn.

また、図５に示す動作パターンでは、旋回クラッチ機構４１Ｌ、４１Ｒを入り動作させるとき、旋回内側のドライブ軸１３Ｌ、１３Ｒに対して、旋回外側のドライブ軸１３Ｌ、１３Ｒと略同速の回転（例えば、１：１）を伝動するように、遊星減速機構４２の出力回転が設定されている。つまり、旋回用ＨＳＴ１７が中立のときは（直進時）、直進用動力に比して１００％の動力を遊星減速機構４２から出力することにより、直進から旋回への移行に際し、回転差による衝撃を軽減できるようにしてある。 Further, in the operation pattern shown in FIG. 5, when the turning clutch mechanisms 41L and 41R are engaged and operated, the rotation of the drive shafts 13L and 13R on the inner side of the turning is approximately the same speed as the drive shafts 13L and 13R on the outer side of the turning (for example, 1: 1), the output rotation of the planetary reduction mechanism 42 is set. In other words, when the turning HST 17 is neutral (when traveling straight), 100% of the power for the straight traveling power is output from the planetary speed reduction mechanism 42, so that an impact due to the difference in rotation is caused when shifting from straight traveling to turning. It can be reduced.

叙述の如く構成された本実施形態のコンバイン１は、左右一対のクローラ走行装置７を備えるクローラ走行車であって、直進用動力を変速する直進用ＨＳＴ１６と、旋回用動力を変速する旋回用ＨＳＴ１７とを備え、直進時には、直進用ＨＳＴ１６の出力回転を左右のクローラ走行装置７に伝動し、旋回時には、直進用ＨＳＴ１６及び旋回用ＨＳＴ１７の出力回転を遊星減速機構４２で合成し、これを旋回内側のクローラ走行装置７に伝動する構成としてある。 The combine 1 according to the present embodiment configured as described is a crawler traveling vehicle including a pair of left and right crawler traveling devices 7, and includes a straight traveling HST 16 that shifts straight traveling power and a turning HST 17 that shifts turning power. When traveling straight, the output rotation of the straight traveling HST 16 is transmitted to the left and right crawler travel devices 7, and when turning, the output rotations of the straight traveling HST 16 and the turning HST 17 are synthesized by the planetary speed reduction mechanism 42, and this is turned inside the turning. The crawler traveling device 7 is configured to be transmitted.

このようにすれば、遊星減速機構４２の特性上、操向レバー１０が中立位置のとき、旋回用ＨＳＴ１７の出力回転を停止させることが可能になるため、直進時の動力損失を回避することができる。しかも、旋回用ＨＳＴ１７の上流側や下流側にクラッチ機構を設ける必要がないため、トランスミッション１４の構造を簡略化できるだけでなく、直進から旋回への移行をスムーズにすることができる。 By doing so, the output rotation of the turning HST 17 can be stopped when the steering lever 10 is in the neutral position due to the characteristics of the planetary speed reduction mechanism 42, so that it is possible to avoid power loss during straight travel. it can. In addition, since it is not necessary to provide a clutch mechanism upstream or downstream of the turning HST 17, not only can the structure of the transmission 14 be simplified, but also a smooth transition from straight to turning can be achieved.

また、走行副変速機構２４が路上走行ポジション（Ｈ速）のときは、ピボットターンやスピンターンに移行しないように、トランスミッション１４の伝動比が設定されているので、高速走行時におけるピボットターンやスピンターンによって、機体の安定性が低下したり、エンジン１２に高負荷が作用する不都合を回避できる。 Further, when the traveling sub-transmission mechanism 24 is in the road traveling position (H speed), the transmission ratio of the transmission 14 is set so as not to shift to the pivot turn or the spin turn. Depending on the turn, it is possible to avoid the inconvenience that the stability of the fuselage is lowered and a high load acts on the engine 12.

また、旋回用ＨＳＴ１７を直進用ＨＳＴ１６の出力回転で駆動させるので、複雑な制御を行うことなく、直進用ＨＳＴ１６及び旋回用ＨＳＴ１７の出力回転を同調させ、所望の旋回パターンを現出させることができる。また、このように構成することにより、後進時であっても、前進時と同様な旋回パターンを現出させることが可能になる。 Further, since the turning HST 17 is driven by the output rotation of the straight traveling HST 16, the output rotation of the straight traveling HST 16 and the turning HST 17 can be synchronized and a desired turning pattern can appear without performing complicated control. . Further, with this configuration, it is possible to make a turning pattern similar to that at the time of forward movement appear even at the time of backward movement.

また、直進時には、直進用動力と同速又は少し減速された動力を遊星減速機構４２から出力するので、直進から旋回への移行に際し、回転差による衝撃を軽減することができる。 Further, when traveling straight, the planetary speed reduction mechanism 42 outputs the power that is the same speed or slightly decelerated as the power for straight traveling, so that the impact due to the rotation difference can be reduced during the transition from straight traveling to turning.

コンバインの側面図である。It is a side view of a combine. トランスミッションの伝動回路図である。It is a transmission circuit diagram of a transmission. （Ａ）は遊星減速機構の伝動回路図、（Ｂ）は断面図である。(A) is a transmission circuit diagram of the planetary reduction mechanism, and (B) is a sectional view. トランスミッションの第一動作パターンを示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the 1st operation | movement pattern of a transmission. トランスミッションの第二動作パターンを示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the 2nd operation | movement pattern of a transmission. （Ａ）〜（Ｄ）は遊星減速機構の作用を示す説明図である。(A)-(D) are explanatory drawings which show the effect | action of a planetary reduction mechanism.

Explanation of symbols

１コンバイン
７クローラ走行装置
８走行主変速レバー
９走行副変速レバー
１０操向レバー
１２エンジン
１３ドライブ軸
１４トランスミッション
１６直進用ＨＳＴ
１７旋回用ＨＳＴ
２４走行副変速機構
３３サイドクラッチ機構
４１旋回クラッチ機構
４２遊星減速機構
４３サンギヤ
４４リングギヤ
４５プラネタリギヤ
４６キャリア DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Combine 7 Crawler traveling device 8 Traveling main speed change lever 9 Traveling sub speed change lever 10 Steering lever 12 Engine 13 Drive shaft 14 Transmission 16 Straight travel HST
17 HST for turning
24 traveling sub-transmission mechanism 33 side clutch mechanism 41 turning clutch mechanism 42 planetary reduction mechanism 43 sun gear 44 ring gear 45 planetary gear 46 carrier

Claims

A crawler traveling vehicle including a pair of left and right crawler traveling devices, the crawler traveling vehicle including a straight traveling HST that shifts the power for straight traveling and a turning HST that shifts the power for turning. The output rotation of the driving HST is transmitted to the left and right crawler traveling devices, and at the time of turning, the output rotation of the straight traveling HST and the turning HST is synthesized by a planetary reduction mechanism, and this is transmitted to the crawler traveling device inside the turning. Further, when traveling straight, the crawler traveling vehicle outputs the same or slightly reduced power as the straight driving power from the planetary speed reducing mechanism.