JP2008025630A - 油圧式無段変速装置を有するトランスミッション - Google Patents
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Abstract
【課題】動力伝達効率の優れたＨＳＴをＨＭＴに活用し、ＨＭＴの動力伝達効率を改善しつつ、コンパクトで使い勝手のよいトランスミッションを提供する。
【解決手段】油圧ポンプ２０ａの入力軸２２と、油圧モータ２０ｂの出力ケース１２ａを、エンジン２の出力軸２ａと同一軸心上に配置したＨＳＴ２０を具備するトランスミッション１であって、遊星歯車機構１５を具備し、遊星歯車機構１５が、エンジン２の出力軸２ａと同一軸心上に配置される構成とする。
【選択図】図３
【解決手段】油圧ポンプ２０ａの入力軸２２と、油圧モータ２０ｂの出力ケース１２ａを、エンジン２の出力軸２ａと同一軸心上に配置したＨＳＴ２０を具備するトランスミッション１であって、遊星歯車機構１５を具備し、遊星歯車機構１５が、エンジン２の出力軸２ａと同一軸心上に配置される構成とする。
【選択図】図３
Description
本発明は、油圧式無段変速装置を有するトランスミッションの技術に関し、より詳しくは、油圧ポンプの入力軸および油圧モータの出力軸を同一軸線上に配置する油圧式無段変速装置を用いて構成した油圧−機械式変速装置を有するトランスミッションの技術に関する。
従来より、油圧式無段変速装置（以下、ＨＳＴと表記する）を有するトランスミッションは広く用いられており公知となっている。
ＨＳＴには、無段階変速や前後進の切換を容易に可能とする利点がある反面、高負荷時において流体動力伝達部分の容積効率、機械効率、流体圧力損失等が悪化し、動力伝達効率が低下するという問題があり、この問題を解消するために、ＨＳＴと遊星歯車機構等を組み合わせて油圧−機械式変速装置（以下、ＨＭＴと表記する）として利用する技術が広く用いられている。そして、この技術もまた公知となっている。
この場合、ＨＳＴのみで変速を行うＨＳＴモードと、ＨＳＴと遊星歯車機構の合成出力により変速を行うＨＭＴモードを装備して、ＨＳＴモードおよびＨＭＴモードを負荷や速度に応じて切換可能な構成としている。そして、ＨＳＴの効率がよい低負荷時にはＨＳＴモードを選択し、高負荷時にはＨＭＴモードを選択するようにして、ＨＳＴの有する問題点をカバーするようにしている（特許文献１参照）。
ＨＳＴには、無段階変速や前後進の切換を容易に可能とする利点がある反面、高負荷時において流体動力伝達部分の容積効率、機械効率、流体圧力損失等が悪化し、動力伝達効率が低下するという問題があり、この問題を解消するために、ＨＳＴと遊星歯車機構等を組み合わせて油圧−機械式変速装置（以下、ＨＭＴと表記する）として利用する技術が広く用いられている。そして、この技術もまた公知となっている。
この場合、ＨＳＴのみで変速を行うＨＳＴモードと、ＨＳＴと遊星歯車機構の合成出力により変速を行うＨＭＴモードを装備して、ＨＳＴモードおよびＨＭＴモードを負荷や速度に応じて切換可能な構成としている。そして、ＨＳＴの効率がよい低負荷時にはＨＳＴモードを選択し、高負荷時にはＨＭＴモードを選択するようにして、ＨＳＴの有する問題点をカバーするようにしている（特許文献１参照）。
しかしながら、従来のＨＭＴでは、ＨＳＴモード時には油圧ポンプのポンプ容積が部分的にしか活用できず、ＨＳＴを有効に活用できていなかった。
また、このようなＨＭＴにおいて、ＨＭＴの動力伝達効率を改善しようとすると、ＨＳＴを有するＨＭＴの動力伝達効率は、ＨＳＴの動力伝達効率に支配されるので、ＨＳＴ自体の動力伝達効率を改善する必要があった。
また、このようなＨＭＴにおいて、ＨＭＴの動力伝達効率を改善しようとすると、ＨＳＴを有するＨＭＴの動力伝達効率は、ＨＳＴの動力伝達効率に支配されるので、ＨＳＴ自体の動力伝達効率を改善する必要があった。
また、動力伝達効率を改善したＨＳＴとしては、油圧ポンプの入力軸および油圧モータの出力軸を同一軸線上に配置してコンパクトな構成としつつ、動力伝達効率を改善したＨＳＴに関する技術が、本発明と同一出願人により開示されており公知となっている（特許文献２参照）。
特開２００３−１３０１７７号公報
特開２００５−８３４９７号公報
そこで本発明では、このような現状を鑑み、動力伝達効率の優れたＨＳＴをＨＭＴに活用し、ＨＭＴの動力伝達効率を改善しつつ、コンパクトで使い勝手のよいトランスミッションを提供することを課題としている。
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。
即ち、請求項１においては、油圧ポンプの入力軸と、油圧モータの出力軸を、エンジン出力軸と同一軸心上に配置した油圧式無段変速装置を具備するトランスミッションであって、遊星歯車機構を具備し、該遊星歯車機構が、前記エンジン出力軸と同一軸心上に配置されること、を特徴としたものである。
請求項２においては、前記油圧式無段変速装置が、トランスミッションの上流側に配置されて、かつ、前記遊星歯車機構が、前記油圧式無段変速装置の下流側に配置されること、を特徴としたものである。
請求項３においては、副変速装置および前後進切換装置からなる有段変速装置を具備し、該有段変速装置が、前記遊星歯車機構の下流側に配置されること、を特徴としたものである。
請求項４においては、前記遊星歯車機構が、サンギアと、プラネタリキャリアと、プラネタリギアと、インターナルギアとにより構成され、ＨＳＴモード時は、前記油圧式無段変速装置の出力が、前記インターナルギアに伝達され、該インターナルギアから、出力軸に回転が伝達されること、を特徴としたものである。
請求項５においては、前記油圧式無段変速装置の出力が、減速されて前記インターナルギアに伝達されること、を特徴としたものである。
請求項６においては、前記遊星歯車機構が、サンギアと、プラネタリキャリアと、プラネタリギアと、インターナルギアとにより構成され、ＨＭＴモード時は、前記油圧式無段変速装置の出力が、前記インターナルギアに伝達され、かつ、前記エンジン出力軸の出力が、前記プラネタリキャリアに伝達されて、前記サンギアから合成回転として出力軸に伝達されること、を特徴としたものである。
請求項７においては、前記プラネタリキャリアを、前記エンジン出力軸上に固設すること、を特徴としたものである。
請求項８においては、前記インターナルギアから前記出力軸への伝達を入切する第一クラッチと、前記サンギアから前記出力軸への伝達を入切する第二クラッチを具備すること、を特徴としたものである。
請求項９においては、前記第一クラッチと、前記第二クラッチを、前記出力軸に対して垂直な平面内に、かつ、同一軸心上に配置したこと、を特徴としたものである。
請求項１０においては、前記第一クラッチを外側に配置し、前記第二クラッチを内側に配置したこと、を特徴としたものである。
請求項１１においては、前記第一クラッチと、前記第二クラッチと、前記有段変速装置を、油圧クラッチで構成したこと、を特徴としたものである。
請求項１２においては、前記油圧ポンプが可変容量型油圧ポンプで構成され、かつ、前記油圧モータが固定容量型油圧モータで構成されて、前記油圧ポンプの可動斜板の角度が最小の時に、前記出力軸に伝達される出力が最小となり、かつ、前記油圧ポンプの可動斜板の角度が最大の時に、前記出力軸に伝達される出力が最大となること、を特徴としたものである。
請求項１３においては、前記油圧ポンプの可動斜板の角度が最大の時に、前記インターナルギアの回転数が最大となり、かつ、前記インターナルギアの回転数と、前記サンギアの回転数が略一致すること、を特徴としたものである。
請求項１４においては、前記油圧ポンプの可動斜板の角度が最大の時に、前記インターナルギアの回転数が最大で、かつ、前記サンギアの回転数が最小となって、さらに、前記油圧ポンプの可動斜板の角度が最小の時に、前記インターナルギアの回転数が最小で、かつ、前記サンギアの回転数が最大となること、を特徴としたものである。
請求項１５においては、前記第一クラッチおよび前記第二クラッチの切換と、前記有段変速装置の切換を同時に制御すること、を特徴としたものである。
請求項１６においては、前記出力軸の出力回転が最小の時には、前記第一クラッチを入とし、かつ、前記第二クラッチを切とすること、を特徴としたものである。
請求項１７においては、油圧ポンプの入力軸と、油圧モータの出力軸を、エンジン出力軸と同一軸心上に配置した油圧式無段変速装置と、遊星歯車機構と、有段変速装置を具備するトランスミッションであって、前記油圧式無段変速装置と、前記遊星歯車機構と、前記有段変速装置のそれぞれをユニットとして着脱可能に構成したこと、を特徴としたものである。
本発明の効果として、以下に示すような効果を奏する。
請求項１においては、トランスミッションをコンパクトに構成できる。また、車高を高く、または、ステップを低くできる。
請求項２においては、トランスミッションをコンパクトに構成できる。
請求項３においては、トランスミッションをコンパクトに構成できる。
請求項４においては、メカロスを軽減することができる。
請求項５においては、遊星歯車機構に掛かる負荷を軽減することができる。
請求項６においては、広範囲な変速比を得ることができる。
請求項７においては、トランスミッションをコンパクトに構成できる。
請求項８においては、ＨＳＴモードとＨＭＴモードの切換をすることができる。
請求項９においては、トランスミッションをコンパクトに構成できる。
請求項１０においては、クラッチ容量が大きい第一クラッチを外側に配置し、かつ、クラッチ容量が小さい第二クラッチを内側に配置することにより、無駄なスペースのなく効率良い配置とすることができる。また、クラッチを精度良く切り換えられる。
請求項１１においては、油圧配管を集中配管することができ、油圧系路を簡略化できる。
請求項１２においては、ＨＳＴ領域において、ポンプ容積をフル活用することができる。
請求項１３においては、ＨＳＴモードとＨＭＴモードの切換をスムーズにすることができる。
請求項１４においては、ＨＭＴ領域において、ポンプ容積をフル活用することができる。
請求項１５においては、全速度域で自動変速が可能となる。
請求項１６においては、車両発進時に効率の良いＨＳＴモードとすることができる。
請求項１７においては、メンテナンスが容易。仕様変更が容易にできる。
次に、発明の実施の形態を説明する。
図１は本発明の一実施例に係るトランスミッションの全体的な構成を示した一部断面側面図、図２は同じくトランスミッション主要部を示した一部断面側面図、図３は同じくトランスミッション主要部を示したスケルトン図、図４は同じくＨＳＴ部を示した一部断面側面図、図５は同じく遊星歯車機構部を示した一部断面側面図、図６は同じく副変速および前後進切換機構部を示した一部断面側面図、図７は各モードにおける斜板角度および車速の関係を示すチャート図、図８はＨＳＴ第一モードにおける出力伝達経路を示すスケルトン図、図９はＨＭＴ第一モードにおける出力伝達経路を示すスケルトン図、図１０はＨＳＴ第二モードにおける出力伝達経路を示すスケルトン図、図１１はＨＭＴ第二モードにおける出力伝達経路を示すスケルトン図、図１２はＨＳＴ第三モードにおける出力伝達経路を示すスケルトン図、図１３はＨＭＴ第三モードにおける出力伝達経路を示すスケルトン図である。
図１は本発明の一実施例に係るトランスミッションの全体的な構成を示した一部断面側面図、図２は同じくトランスミッション主要部を示した一部断面側面図、図３は同じくトランスミッション主要部を示したスケルトン図、図４は同じくＨＳＴ部を示した一部断面側面図、図５は同じく遊星歯車機構部を示した一部断面側面図、図６は同じく副変速および前後進切換機構部を示した一部断面側面図、図７は各モードにおける斜板角度および車速の関係を示すチャート図、図８はＨＳＴ第一モードにおける出力伝達経路を示すスケルトン図、図９はＨＭＴ第一モードにおける出力伝達経路を示すスケルトン図、図１０はＨＳＴ第二モードにおける出力伝達経路を示すスケルトン図、図１１はＨＭＴ第二モードにおける出力伝達経路を示すスケルトン図、図１２はＨＳＴ第三モードにおける出力伝達経路を示すスケルトン図、図１３はＨＭＴ第三モードにおける出力伝達経路を示すスケルトン図である。
まず始めに、本発明の一実施例に係るトランスミッションの全体的な構成について、図１を用いて説明をする。
尚、説明の便宜上、図１中に示す矢印Ａの方向を前方とする。
図１に示す如く、トランスミッション１は、前方側から順に第一セクション５１、第二セクション５２、第三セクション５３および第四セクション５４により構成され、ミッションケース５により被装されている。
第一セクション５１にはＨＳＴ２０やＨＳＴ出力軸２１等が配設され、第二セクション５２には遊星歯車機構１５が配設され、第三セクション５３には副変速機構１６や前後進切換機構１７等が配設され、さらに、第四セクション５４にはＰＴＯ機構１８やリフト機構１９等が配設される構成としている。
尚、説明の便宜上、図１中に示す矢印Ａの方向を前方とする。
図１に示す如く、トランスミッション１は、前方側から順に第一セクション５１、第二セクション５２、第三セクション５３および第四セクション５４により構成され、ミッションケース５により被装されている。
第一セクション５１にはＨＳＴ２０やＨＳＴ出力軸２１等が配設され、第二セクション５２には遊星歯車機構１５が配設され、第三セクション５３には副変速機構１６や前後進切換機構１７等が配設され、さらに、第四セクション５４にはＰＴＯ機構１８やリフト機構１９等が配設される構成としている。
また、第一セクション５１には、水平かつ前後方向に入力軸２２が貫通しており、該入力軸２２の後端を、第二セクション５２に臨ませるように回動自在に支持している。
第二セクション５２には、水平かつ前後方向に伝達軸２４が貫通しており、該伝達軸２４の後端を第三セクション５３に臨ませて回動自在に支持している。伝達軸２４と前記入力軸２２は、遊星歯車機構１５のプラネタリキャリア６１により相対回転不能に連結される構成としている。さらに、管状のＨＭＴ出力軸２３を、該ＨＭＴ出力軸２３内に前記伝達軸２４を内挿し、かつ、前記伝達軸２４と軸心を同一として回動自在に支持している。
第三セクション５３には、水平かつ前後方向に前記伝達軸２４およびＨＭＴ出力軸２３が貫通しており、伝達軸２４の後端を第四セクション５４に臨ませるように回動自在に支持している。
第四セクション５４には、水平かつ前後方向にＰＴＯ入力軸２５を軸支しており、該ＰＴＯ入力軸２５の前端が、前記伝達軸２４とソケット５５より相対回転不能に連結される構成としている。
つまり、入力軸２２、伝達軸２４およびＰＴＯ入力軸２５の各軸を相対回転不能に連結して一体的に構成し、各セクション５１・５２・５３・５４を水平かつ前後方向に貫通させて回動自在に支持する構成としている。
以上が、本発明の一実施例に係るトランスミッションの全体的な構成についての説明である。
第二セクション５２には、水平かつ前後方向に伝達軸２４が貫通しており、該伝達軸２４の後端を第三セクション５３に臨ませて回動自在に支持している。伝達軸２４と前記入力軸２２は、遊星歯車機構１５のプラネタリキャリア６１により相対回転不能に連結される構成としている。さらに、管状のＨＭＴ出力軸２３を、該ＨＭＴ出力軸２３内に前記伝達軸２４を内挿し、かつ、前記伝達軸２４と軸心を同一として回動自在に支持している。
第三セクション５３には、水平かつ前後方向に前記伝達軸２４およびＨＭＴ出力軸２３が貫通しており、伝達軸２４の後端を第四セクション５４に臨ませるように回動自在に支持している。
第四セクション５４には、水平かつ前後方向にＰＴＯ入力軸２５を軸支しており、該ＰＴＯ入力軸２５の前端が、前記伝達軸２４とソケット５５より相対回転不能に連結される構成としている。
つまり、入力軸２２、伝達軸２４およびＰＴＯ入力軸２５の各軸を相対回転不能に連結して一体的に構成し、各セクション５１・５２・５３・５４を水平かつ前後方向に貫通させて回動自在に支持する構成としている。
以上が、本発明の一実施例に係るトランスミッションの全体的な構成についての説明である。
次に、各セクションの構成について、図２乃至図７を用いて説明をする。
図２乃至図４に示す如く、第一セクション５１は、トランスミッション１の最も前方側に配設されている。
第一セクション５１には、水平かつ前後方向に入力軸２２を貫通して配設しており、該第一セクション５１の前後に突設して回動自在に支持している。
また、第一セクション５１には、ＨＳＴ２０が内蔵されており、ＨＳＴ２０の油圧ポンプ２０ａ、油圧モータ２０ｂおよびシリンダブロック７の回転軸心を入力軸２２が貫通している。
図２乃至図４に示す如く、第一セクション５１は、トランスミッション１の最も前方側に配設されている。
第一セクション５１には、水平かつ前後方向に入力軸２２を貫通して配設しており、該第一セクション５１の前後に突設して回動自在に支持している。
また、第一セクション５１には、ＨＳＴ２０が内蔵されており、ＨＳＴ２０の油圧ポンプ２０ａ、油圧モータ２０ｂおよびシリンダブロック７の回転軸心を入力軸２２が貫通している。
図４に示す如く、本発明の一実施例に係るＨＳＴ２０は、可変容量型の油圧ポンプ２０ａと固定容量型の油圧モータ２０ｂからなり、主に、前記入力軸２２の軸心方向に往復動する第一のプランジャである入力側プランジャ８・８・・・と、第二のプランジャである出力側プランジャ１０・１０・・・と、同じく軸線方向に往復動する第一のスプールである入力側タイミングスプール９・９・・・と、第二のスプールである出力側タイミングスプール１１・１１・・・と、前記各プランジャ８・１０および各タイミングスプール９・１１を収容して入力軸２２と一体的に回転するシリンダブロック７と、軸線に対する傾斜角を変更可能な斜板面において前記入力側プランジャ８・８・・・と当接する入力側斜板６と、軸線に対して所定の傾斜角を成す斜板面において前記出力側プランジャ１０・１０・・・と当接しつつ回転する出力側斜板１２と、前記入力側斜板６の駆動機構である油圧サーボ機構３等によって構成されている。
図３に示す如く、ＨＳＴ２０は、前述したように油圧ポンプ２０ａおよび油圧モータ２０ｂの回転軸心を入力軸２２が貫通するように構成しており、また、油圧モータ２０ｂの出力部である出力ケース１２ａの回転軸心も入力軸２２の軸心と一致するように構成している。
さらに、入力軸２２は、エンジン２の出力軸２ａと軸心が一致するように構成しているため、油圧ポンプ２０ａ、油圧モータ２０ｂおよび出力ケース１２ａも出力軸２ａと回転軸心が一致する構成としている。
さらに、入力軸２２は、エンジン２の出力軸２ａと軸心が一致するように構成しているため、油圧ポンプ２０ａ、油圧モータ２０ｂおよび出力ケース１２ａも出力軸２ａと回転軸心が一致する構成としている。
また、本実施例に係るＨＳＴ２０の油圧ポンプ２０ａは斜板保持部材６ａ、入力側斜板６、シリンダブロック７、入力側プランジャ８、入力側タイミングスプール９、入力側スプールカム１３等より構成され、また、油圧モータ２０ｂはシリンダブロック７、出力側プランジャ１０、出力側タイミングスプール１１、出力側スプールカム１４、出力側斜板１２等により構成されている。
このように、一つのシリンダブロック７に油圧ポンプ２０ａと油圧モータ２０ｂの各プランジャ８・１０を収納する構成として、コンパクト化を図っている。
このように、一つのシリンダブロック７に油圧ポンプ２０ａと油圧モータ２０ｂの各プランジャ８・１０を収納する構成として、コンパクト化を図っている。
油圧ポンプ２０ａの斜板保持部材６ａは、ミッションケース５と固設されており、ベアリングを介して入力軸２２を回転自在に支持している。
シリンダブロック７は、入力軸２２とスプライン嵌合しており、入力軸２２上に相対回転不能に固設され、入力軸２２と一体的に回転するように構成している。
また、油圧モータ２０ｂの出力側斜板１２は、ベアリングを介して、入力軸２２上に相対回転自在に支持されている。
シリンダブロック７は、入力軸２２とスプライン嵌合しており、入力軸２２上に相対回転不能に固設され、入力軸２２と一体的に回転するように構成している。
また、油圧モータ２０ｂの出力側斜板１２は、ベアリングを介して、入力軸２２上に相対回転自在に支持されている。
このように構成し、油圧サーボ機構３により入力側斜板６を略前後方向に往復回動させて斜板角度を変更することにより、入力側プランジャ８・８・・・のストローク量（すなわち、作動油の吸入および吐出量）を変化させて、出力側プランジャのストローク量を変更して出力側斜板１２の回転速度を調整するようにしている。
そして、入力軸２２上にベアリングを介して相対回転自在に支持されているＨＳＴ出力ギア６４が、出力側斜板１２に固設された出力ケース１２ａとスプライン嵌合するように構成し、該ＨＳＴ出力ギア６４よりＨＳＴ２０の回転出力がなされる構成としている。
そして、入力軸２２上にベアリングを介して相対回転自在に支持されているＨＳＴ出力ギア６４が、出力側斜板１２に固設された出力ケース１２ａとスプライン嵌合するように構成し、該ＨＳＴ出力ギア６４よりＨＳＴ２０の回転出力がなされる構成としている。
図７に示す如く、本実施例では、入力側斜板６の角度調整範囲をαｍａｘからβｍａｘの範囲としており、αｍａｘを入力側斜板６が最も前傾したときとし、βｍａｘを入力側斜板６が最も後傾したときとしている。
つまり、本実施例におけるＨＳＴ２０においては、油圧ポンプ２０ａが可動斜板の全可動範囲を活用するようにしており、ポンプ容量を最大限に活用できる構成としている。
尚、αｍａｘを入力側斜板６が最も後傾したときとし、βｍａｘを入力側斜板６が最も後傾したときとすることも可能である。
つまり、本実施例におけるＨＳＴ２０においては、油圧ポンプ２０ａが可動斜板の全可動範囲を活用するようにしており、ポンプ容量を最大限に活用できる構成としている。
尚、αｍａｘを入力側斜板６が最も後傾したときとし、βｍａｘを入力側斜板６が最も後傾したときとすることも可能である。
また、図４に示す如く、第一セクション５１には、入力軸２２と平行にＨＳＴ出力軸２１を回動自在に支持している。ＨＳＴ出力軸２１上には、第一伝達ギア３８および第二伝達ギア３９を固設しており、第一伝達ギア３８は前記ＨＳＴ出力ギア６４が噛合し、第二伝達ギア３９は後述する第二セクション５２に内包される遊星歯車機構１５のインターナルギア６０と噛合している。
つまり、ＨＳＴ２０からの出力は、ＨＳＴ出力軸２１を介して、第二セクション５２に伝達されるように構成している。
つまり、ＨＳＴ２０からの出力は、ＨＳＴ出力軸２１を介して、第二セクション５２に伝達されるように構成している。
図２、図３および図５に示す如く、第二セクション５２は、第一セクション５１の後方に隣接して配設されている。
第二セクション５２には、第一セクション５１から後方に突設した入力軸２２を臨ませており、該入力軸２２と伝達軸２４を、プラネタリキャリア６１のボス部６１ａにより互いに軸心を同一として相対回転不能に固設するようにしている。
また、第二セクション５２には、遊星歯車機構１５が内蔵されており、遊星歯車機構１５のインターナルギア６０、プラネタリキャリア６１およびサンギア６３の回転軸心およびプラネタリギア６２の公転軸心を入力軸２２および伝達軸２４が貫通する構成としている。
第二セクション５２には、第一セクション５１から後方に突設した入力軸２２を臨ませており、該入力軸２２と伝達軸２４を、プラネタリキャリア６１のボス部６１ａにより互いに軸心を同一として相対回転不能に固設するようにしている。
また、第二セクション５２には、遊星歯車機構１５が内蔵されており、遊星歯車機構１５のインターナルギア６０、プラネタリキャリア６１およびサンギア６３の回転軸心およびプラネタリギア６２の公転軸心を入力軸２２および伝達軸２４が貫通する構成としている。
図５に示す如く、インターナルギア６０は、前記第二伝達ギア３９と噛合する外歯歯車が形成された入力部６０ａと、プラネタリギア６２と噛合する内歯歯車が形成されるとともにクラッチ板を係合する出力部６０ｂにより構成されている。
そして、インターナルギア６０を、第二セクション５２の前端部に固設された正面視円形断面を有するボス部材５６にベアリングを介して回動自在に支持している。尚、ボス部材５６には前記入力軸２２およびプラネタリキャリア６１のボス部３１ａを挿通しており、ボス部材５６の軸心を入力軸２２の軸心と一致するように構成し、インターナルギア６０の回転軸心が入力軸２２の軸心と一致するようにしている。
そして、インターナルギア６０を、第二セクション５２の前端部に固設された正面視円形断面を有するボス部材５６にベアリングを介して回動自在に支持している。尚、ボス部材５６には前記入力軸２２およびプラネタリキャリア６１のボス部３１ａを挿通しており、ボス部材５６の軸心を入力軸２２の軸心と一致するように構成し、インターナルギア６０の回転軸心が入力軸２２の軸心と一致するようにしている。
ＨＳＴ２０からの出力は、第二伝達ギア３９を介してインターナルギア６０に伝達されて、インターナルギア６０からは、プラネタリギア６２に回転を伝達しつつ、インターナルギア６０側のクラッチ板とクラッチ出力体４２側のクラッチ板が圧接されているときにはクラッチ出力体４２にも回転を伝達するように構成している。
また、本実施例においては、第二伝達ギア３９の歯数を第一伝達ギア３８の歯数の１／２に設定して、ＨＳＴ出力軸２１の出力回転数を１／２に減速してからインターナルギア６０に回転を伝達するようにしている。
これにより、遊星歯車機構１５の各構成要素の回転数を抑えることができ、遊星歯車機構１５各部の摩耗や故障のリスクを軽減することができる。
尚、本発明における減速比は１／２に限定するものではなく、ＨＳＴ２０の最高出力回転数等に応じて適宜減速比を設定することができる。
また、本実施例においては、第二伝達ギア３９の歯数を第一伝達ギア３８の歯数の１／２に設定して、ＨＳＴ出力軸２１の出力回転数を１／２に減速してからインターナルギア６０に回転を伝達するようにしている。
これにより、遊星歯車機構１５の各構成要素の回転数を抑えることができ、遊星歯車機構１５各部の摩耗や故障のリスクを軽減することができる。
尚、本発明における減速比は１／２に限定するものではなく、ＨＳＴ２０の最高出力回転数等に応じて適宜減速比を設定することができる。
図５に示す如く、プラネタリキャリア６１は、前記入力軸２２と伝達軸２４を相対回転不能に固設するボス部６１ａと、プラネタリギア６２・６２・・・を軸支する支持部６１ｂにより構成されている。
そして、入力軸２２から伝達されるエンジンの回転出力を、プラネタリギア６２・６２・・・を介して遊星歯車機構１５に伝達するとともに、伝達軸２４にも同時に伝達するように構成している。
そして、入力軸２２から伝達されるエンジンの回転出力を、プラネタリギア６２・６２・・・を介して遊星歯車機構１５に伝達するとともに、伝達軸２４にも同時に伝達するように構成している。
サンギア６３は、ボス部６３ａを有する円形の外歯歯車であり、伝達軸２４にベアリングを介して回動自在に支持されるとともに、プラネタリギア６２と噛合している。またボス部６３ａにはクラッチ板を係合しており、クラッチ出力体４２に係合したクラッチ板と圧接しているときには、プラネタリギア６２から伝達される回転出力をクラッチ出力体４２に伝達するように構成している。
図５に示す如く、プラネタリギア６２・６２・・・は、円形の外歯歯車であり、プラネタリキャリア６１の支持部６１ｂにより回動自在に支持されている。また、プラネタリギア６２・６２・・・はインターナルギア６０とサンギア６３に同時に噛合しており、プラネタリキャリア６１が回転し、プラネタリギア６２・６２・・・が伝達軸２４廻りを公転することにより、インターナルギア６０とサンギア６３に回転を伝達するように構成している。
図５に示す如く、クラッチ出力体４２は、側面視略「凸」字状の部材であり、伝達軸２４を内挿するＨＭＴ出力軸２３上に相対回転不能に固設されている。
クラッチ出力体４２の前側には、同心円状にリング状のピストン４２ａ・４２ｂが収納され、その前部にクラッチ出力体４２に係合される外周側のクラッチ板と前記支持部６１ｂに係合されるクラッチ板とが交互に配置され、クラッチ出力体４２の前端に固定した係止板４２ｃに係止されている。
さらに、その内周側にクラッチ出力体４２に係合される内周側のクラッチ板と前記ボス部６３ａに係合されるクラッチ板とが交互に配設され、前記係止板４２ｃに係止されている。一方、クラッチ出力体４２の内部には、前記外側のピストン４２ａを押圧するために圧油を送油する油路４２ｅと、内側のピストン４２ｂを押圧するために圧油を送油する油路４２ｆが形成されている。
こうして、伝達軸２４と直角な同一平面内において、外側のクラッチ板とピストン４２ａにより第一クラッチとなるＨＳＴクラッチ４３を構成し、その内周側のクラッチ板とピストン４２ｂにより第二クラッチとなるＨＭＴクラッチ４４を構成している。
クラッチ出力体４２の前側には、同心円状にリング状のピストン４２ａ・４２ｂが収納され、その前部にクラッチ出力体４２に係合される外周側のクラッチ板と前記支持部６１ｂに係合されるクラッチ板とが交互に配置され、クラッチ出力体４２の前端に固定した係止板４２ｃに係止されている。
さらに、その内周側にクラッチ出力体４２に係合される内周側のクラッチ板と前記ボス部６３ａに係合されるクラッチ板とが交互に配設され、前記係止板４２ｃに係止されている。一方、クラッチ出力体４２の内部には、前記外側のピストン４２ａを押圧するために圧油を送油する油路４２ｅと、内側のピストン４２ｂを押圧するために圧油を送油する油路４２ｆが形成されている。
こうして、伝達軸２４と直角な同一平面内において、外側のクラッチ板とピストン４２ａにより第一クラッチとなるＨＳＴクラッチ４３を構成し、その内周側のクラッチ板とピストン４２ｂにより第二クラッチとなるＨＭＴクラッチ４４を構成している。
そして、ＨＳＴクラッチ４３が「入」のときには、インターナルギア６０に伝達された回転がＨＭＴ出力軸２３に伝達され、ＨＭＴクラッチ４４が「入」のときには、サンギア６３に伝達された回転がＨＭＴ出力軸２３に伝達されるように構成している。
つまり、遊星歯車機構１５を介さずに出力がなされるＨＳＴモードでは、ＨＳＴクラッチ４３を「入」としつつＨＭＴクラッチ４４を「切」とし、また、遊星歯車機構１５を介して出力がなされるＨＭＴモードでは、ＨＭＴクラッチ４４を「入」としつつＨＳＴクラッチ４３を「切」とするようにしている。
つまり、遊星歯車機構１５を介さずに出力がなされるＨＳＴモードでは、ＨＳＴクラッチ４３を「入」としつつＨＭＴクラッチ４４を「切」とし、また、遊星歯車機構１５を介して出力がなされるＨＭＴモードでは、ＨＭＴクラッチ４４を「入」としつつＨＳＴクラッチ４３を「切」とするようにしている。
つまり、本実施例におけるトランスミッション１は、エンジン２からの動力伝達の流れにおいて最も上流側である第一セクション５１にＨＳＴ２０を配設し、かつ、第一セクション５１に比して動力伝達の下流側となる第二セクション５２に遊星歯車機構１５を配設する構成としている。
図２、図３および図６に示す如く、第三セクション５３は、第二セクション５２の後方（すなわち、動力伝達の下流側）に隣接して配設されている。
第三セクション５３には、第二セクション５２から後方に突設したＨＭＴ出力軸２３および伝達軸２４を臨ませており、ＨＭＴ出力軸２３に伝達軸２４を内挿しつつ、該ＨＭＴ出力軸２３を回動自在に支持するようにしている。そして、伝達軸２４を、第三セクション５３から後方に突設して、第四セクション５４に臨ませて配設している。
第三セクション５３において、前記ＨＭＴ出力軸２３上には、前方から順に後進出力ギア６５および低速出力ギア６６が一体的に形成され、さらにその後方には高速出力ギア６７が相対回転不能に固設されている。
第三セクション５３には、第二セクション５２から後方に突設したＨＭＴ出力軸２３および伝達軸２４を臨ませており、ＨＭＴ出力軸２３に伝達軸２４を内挿しつつ、該ＨＭＴ出力軸２３を回動自在に支持するようにしている。そして、伝達軸２４を、第三セクション５３から後方に突設して、第四セクション５４に臨ませて配設している。
第三セクション５３において、前記ＨＭＴ出力軸２３上には、前方から順に後進出力ギア６５および低速出力ギア６６が一体的に形成され、さらにその後方には高速出力ギア６７が相対回転不能に固設されている。
また、第三セクション５３には、副変速機構１６および前後進切換機構１７からなる有段変速機構４１を内蔵しており、前記ＨＭＴ出力軸２３と平行に副変速軸２７、副変速伝達軸２８、フロント出力軸２９および後進入力軸３０等を前後方向に配設している。
図６に示す如く、副変速軸２７上には、前方から順に後進入力ギア６８、低速入力ギア６９および高速入力ギア７０を対回転自在に支持している。
そして、後進入力ギア６８と低速入力ギア６９の間にクラッチ出力体４５を副変速軸２７上に固設し、該後進入力ギア６８とクラッチ出力体４５の間に後進クラッチ４５ａを配置し、クラッチ出力体４５と低速入力ギア６９の間に低速クラッチ４５ｂを配置している。そして、その後部にクラッチ出力体４６を副変速軸２７上に固設し、該クラッチ出力体４６と高速入力ギア７０の間に高速クラッチ４６ａを配設している。
さらに、高速入力ギア７０の後方の副変速軸２７上には副変速出力ギア７１を固設しており、副変速軸２７の後端には、第四セクション５４に臨ませてべベルギア７２を形成している。
図６に示す如く、副変速軸２７上には、前方から順に後進入力ギア６８、低速入力ギア６９および高速入力ギア７０を対回転自在に支持している。
そして、後進入力ギア６８と低速入力ギア６９の間にクラッチ出力体４５を副変速軸２７上に固設し、該後進入力ギア６８とクラッチ出力体４５の間に後進クラッチ４５ａを配置し、クラッチ出力体４５と低速入力ギア６９の間に低速クラッチ４５ｂを配置している。そして、その後部にクラッチ出力体４６を副変速軸２７上に固設し、該クラッチ出力体４６と高速入力ギア７０の間に高速クラッチ４６ａを配設している。
さらに、高速入力ギア７０の後方の副変速軸２７上には副変速出力ギア７１を固設しており、副変速軸２７の後端には、第四セクション５４に臨ませてべベルギア７２を形成している。
図３または図６に示す如く、後進入力ギア６８は図示しない中継ギアを介して後進出力ギア６５と噛合し、また低速入力ギア６９は低速出力ギア６６と噛合し、さらに高速入力ギア７０は高速出力ギア６７と噛合するように構成している。
また、副変速出力ギア７１は、副変速伝達軸２８上に固設したフロント高速出力ギア７６と噛合し、ベベルギア７２は、リア出力軸３１上に配設したデフ機構５７のベベルギア５７ａと噛合するように構成している。
また、副変速出力ギア７１は、副変速伝達軸２８上に固設したフロント高速出力ギア７６と噛合し、ベベルギア７２は、リア出力軸３１上に配設したデフ機構５７のベベルギア５７ａと噛合するように構成している。
図６に示す如く、後進入力ギア６８には後方に突設するボス部６８ａが形成され、該ボス部６８ａにはクラッチ板を係合している。
また、低速入力ギア６９には前方に突設するボス部６９ａが形成され、該ボス部６９ａにはクラッチ板を係合している。
そして、ボス部６８ａのクラッチ板とクラッチ出力体４５に係合したクラッチ板を交互に配置して、ピストンにより圧接することにより動力を伝達可能とし、後進クラッチ４５ａを構成している。また同様な構成で、その後部に低速クラッチ４５ｂを構成している。
また、低速入力ギア６９には前方に突設するボス部６９ａが形成され、該ボス部６９ａにはクラッチ板を係合している。
そして、ボス部６８ａのクラッチ板とクラッチ出力体４５に係合したクラッチ板を交互に配置して、ピストンにより圧接することにより動力を伝達可能とし、後進クラッチ４５ａを構成している。また同様な構成で、その後部に低速クラッチ４５ｂを構成している。
また、高速入力ギア７０には前方に突設するボス部７０ａが形成され、該ボス部７０ａにはクラッチ板を係合している。該クラッチ板とクラッチ出力体４６に係合したクラッチ板を交互に配置して前記同様に高速クラッチ４６ａを構成している。
各クラッチ４５ａ・４５ｂ・４６ａは、いずれか一つのクラッチのみを「入」とすることができるように構成しており、後進クラッチ４５ａを「入」とするときには、後進するように出力がなされ、また、低速クラッチ４５ｂを「入」とするときには、低速走行に適した変速比で前進するように出力がなされ、また、高速クラッチ４６ａを「入」とするときには、高速走行に適した変速比で前進するように出力がなされるように構成している。
各クラッチ４５ａ・４５ｂ・４６ａは、いずれか一つのクラッチのみを「入」とすることができるように構成しており、後進クラッチ４５ａを「入」とするときには、後進するように出力がなされ、また、低速クラッチ４５ｂを「入」とするときには、低速走行に適した変速比で前進するように出力がなされ、また、高速クラッチ４６ａを「入」とするときには、高速走行に適した変速比で前進するように出力がなされるように構成している。
図６に示す如く、副変速伝達軸２８上には、前方から順にフロント低速出力ギア７５、フロント高速出力ギア７６を固設している。
また、フロント出力軸２９上には、前方から順にフロント低速入力ギア７７、フロント高速入力ギア７８を遊嵌しており、フロント低速入力ギア７７とフロント出力軸２９上に固設したクラッチ出力体４９との間には４ＷＤクラッチ４９ａが形成され、フロント高速入力ギア７８とクラッチ出力体４９との間には前輪増速クラッチ４９ｂが形成されている。
また、フロント出力軸２９上には、前方から順にフロント低速入力ギア７７、フロント高速入力ギア７８を遊嵌しており、フロント低速入力ギア７７とフロント出力軸２９上に固設したクラッチ出力体４９との間には４ＷＤクラッチ４９ａが形成され、フロント高速入力ギア７８とクラッチ出力体４９との間には前輪増速クラッチ４９ｂが形成されている。
各クラッチ４９ａ・４９ｂは、いずれか一つのクラッチのみを「入」とすることができるように構成しており、４ＷＤクラッチ４９ａを「入」とするときには、前輪と後輪が同速で駆動するように出力がなされ、また、旋回時に前輪増速クラッチ４９ｂを「入」とするときには、前輪を高速で駆動して地面を荒らさないような出力がなされるように構成している。
図１に示す如く、第四セクション５４は、第三セクション５３の後方に隣接して配設しており、ＰＴＯ機構１８やリフト機構１９を内蔵している。
第四セクション５４には、第三セクション５３から後方に突設した伝達軸２４を臨ませており、該伝達軸２４とＰＴＯ入力軸２５を、ソケット５５により互いに軸心を同一として相対回転不能に固設するようにしている。
ＰＴＯ入力軸２５上には、ポンプ駆動ギア７４が固設されており、図示しない制御バルブを介して油圧シリンダに圧油を送油してリフト機構１９を駆動可能な構成としている。
また、前記ＰＴＯ入力軸２５の後端には軸心上には凹部が形成され、ＰＴＯ伝達軸２６の前端部を、前記凹部に挿入してベアリングを介して支持するようにし、ＰＴＯ伝達軸２６とＰＴＯ入力軸２５を互いに軸心を同一として相対回転自在に構成している。
第四セクション５４には、第三セクション５３から後方に突設した伝達軸２４を臨ませており、該伝達軸２４とＰＴＯ入力軸２５を、ソケット５５により互いに軸心を同一として相対回転不能に固設するようにしている。
ＰＴＯ入力軸２５上には、ポンプ駆動ギア７４が固設されており、図示しない制御バルブを介して油圧シリンダに圧油を送油してリフト機構１９を駆動可能な構成としている。
また、前記ＰＴＯ入力軸２５の後端には軸心上には凹部が形成され、ＰＴＯ伝達軸２６の前端部を、前記凹部に挿入してベアリングを介して支持するようにし、ＰＴＯ伝達軸２６とＰＴＯ入力軸２５を互いに軸心を同一として相対回転自在に構成している。
そして、ＰＴＯ入力軸２５の後端とＰＴＯ伝達軸２６前端の間にＰＴＯクラッチ４８が配設されている。該ＰＴＯクラッチ４８が「入」のときには、ＰＴＯ入力軸２５とＰＴＯ伝達軸２６が一体的に回転するように構成して動力を伝達するようにしている。
また、ＰＴＯ伝達軸２６上にＰＴＯ駆動歯車８３・８４・８５が固設され、ＰＴＯ出力軸３２上にＰＴＯ伝達歯車７９・８０・８１が遊嵌されて、前記ＰＴＯ駆動歯車８３・８４・８５と噛合している。
そして、ＰＴＯ出力軸３２上にクラッチスライダ８２が相対回転不能、かつ、摺動可能に外嵌されて、ＰＴＯ変速レバーと連動連結されている。
こうして、ＰＴＯ変速レバーの操作でクラッチスライダ８２を摺動させて、ＰＴＯ伝達歯車７９・８０・８１のいずれか一つと噛合させることにより、変速してＰＴＯ出力軸３２に回転出力を伝達して作業機等を駆動するようにしている。
また、ＰＴＯ伝達軸２６上にＰＴＯ駆動歯車８３・８４・８５が固設され、ＰＴＯ出力軸３２上にＰＴＯ伝達歯車７９・８０・８１が遊嵌されて、前記ＰＴＯ駆動歯車８３・８４・８５と噛合している。
そして、ＰＴＯ出力軸３２上にクラッチスライダ８２が相対回転不能、かつ、摺動可能に外嵌されて、ＰＴＯ変速レバーと連動連結されている。
こうして、ＰＴＯ変速レバーの操作でクラッチスライダ８２を摺動させて、ＰＴＯ伝達歯車７９・８０・８１のいずれか一つと噛合させることにより、変速してＰＴＯ出力軸３２に回転出力を伝達して作業機等を駆動するようにしている。
これまでに説明をした、ＨＳＴクラッチ４３およびＨＭＴクラッチ４４、後進クラッチ４５ａおよび低速クラッチ４５ｂ、高速クラッチ４６ａ、ＰＴＯクラッチ４８および４ＷＤクラッチ４９ａ、前輪増速クラッチ４９ｂ等の各クラッチは、すべて油圧クラッチにより構成しており、かつ、第二セクション５２、第三セクション５３および第四セクション５４の限られた範囲に集中的に配設するような構成としている。
これにより、油圧配管の集中化が可能となり、油圧配管の数量低減を行うことができる。
これにより、油圧配管の集中化が可能となり、油圧配管の数量低減を行うことができる。
また、本発明に係るトランスミッション１は、第一セクション５１、第二セクション５２、第三セクション５３および第四セクション５４で構成し、機能別にセクションを分割した構成としている。
このため、セクションごとに取り外してメンテナンスを行ったり、セクション単位で設計変更を行ったりすることが可能である。
以上が、各セクションの構成についての説明である。
このため、セクションごとに取り外してメンテナンスを行ったり、セクション単位で設計変更を行ったりすることが可能である。
以上が、各セクションの構成についての説明である。
次に、各モードにおける動力伝達経路について、図３を用いて説明をする。
図３に示す如く、エンジン２の回転出力が出力軸２ａから入力軸２２に伝達され、油圧ポンプ２０ａが駆動される。
そして、油圧ポンプ２０ａの可動斜板（入力側斜板６）の角度に応じて、油圧モータ２０ｂの回転数が変化しつつ、ＨＳＴ出力ギア６４よりＨＳＴ２０の回転出力がなされる。
そして、ＨＳＴ出力ギア６４から第一伝達ギア３８を介してＨＳＴ出力軸２１に伝達された回転が、第二伝達ギア３９から遊星歯車機構１５のインターナルギア６０に伝達される。
図３に示す如く、エンジン２の回転出力が出力軸２ａから入力軸２２に伝達され、油圧ポンプ２０ａが駆動される。
そして、油圧ポンプ２０ａの可動斜板（入力側斜板６）の角度に応じて、油圧モータ２０ｂの回転数が変化しつつ、ＨＳＴ出力ギア６４よりＨＳＴ２０の回転出力がなされる。
そして、ＨＳＴ出力ギア６４から第一伝達ギア３８を介してＨＳＴ出力軸２１に伝達された回転が、第二伝達ギア３９から遊星歯車機構１５のインターナルギア６０に伝達される。
一方、ＨＳＴ２０を貫通している入力軸２２により、遊星歯車機構１５のプラネタリキャリア６１に回転が伝達され、プラネタリギア６２が入力軸２２周りを公転するように構成している。
そして、インターナルギア６０とプラネタリギア６２の相対回転が、遊星歯車機構１５による合成出力としてサンギア６３から出力されるように構成している。
そして、インターナルギア６０とプラネタリギア６２の相対回転が、遊星歯車機構１５による合成出力としてサンギア６３から出力されるように構成している。
ＨＳＴモード時には、ＨＭＴクラッチ４４は「切」とされており、サンギア６３からの出力は伝達されずに空転するようにしている。
つまり、ＨＳＴモード時には、ＨＳＴクラッチ４３を「入」として、ＨＳＴ２０からの出力は遊星歯車機構１５で合成されることなく、インターナルギア６０を介してＨＭＴ出力軸２３に直接伝達するように構成している。
つまり、ＨＳＴモード時には、ＨＳＴクラッチ４３を「入」として、ＨＳＴ２０からの出力は遊星歯車機構１５で合成されることなく、インターナルギア６０を介してＨＭＴ出力軸２３に直接伝達するように構成している。
また、ＨＭＴモード時には、ＨＭＴクラッチ４４を「入」としており、ＨＳＴ２０からの出力と入力軸２２からの出力が遊星歯車機構１５で合成されて、サンギア６３を介してＨＭＴ出力軸２３に伝達するように構成している。
以上が、各モードにおける動力伝達経路についての説明である。
以上が、各モードにおける動力伝達経路についての説明である。
次に、各モードにおける運転状態について、図７乃至図１３を用いて説明をする。
図７に示す如く、本実施例に示すトランスミッション１は、以下の如く合計六種類の走行モードを有している。
（１）ＨＳＴ低速モード
（２）ＨＭＴ低速モード
（３）ＨＳＴ高速モード
（４）ＨＭＴ高速モード
（５）ＨＳＴ後進モード
（６）ＨＭＴ後進モード
図７に示す如く、本実施例に示すトランスミッション１は、以下の如く合計六種類の走行モードを有している。
（１）ＨＳＴ低速モード
（２）ＨＭＴ低速モード
（３）ＨＳＴ高速モード
（４）ＨＭＴ高速モード
（５）ＨＳＴ後進モード
（６）ＨＭＴ後進モード
（１）ＨＳＴ低速モード
図７または図８に示す如く、（１）ＨＳＴ低速モードは、停止状態（図７中のＡ点）から比較的低速（およそ時速０〜５ｋｍ）の領域（図７中のＢ点まで）をカバーするモードであり、作業車両が前方に発進するときや、プラウ作業等の比較的低速で行う作業に最適なモードとなっている。
図８に示す如く、（１）ＨＳＴ低速モード時には、ＨＳＴクラッチ４３を「入」（このときＨＭＴクラッチ４４は「切」）としつつ、副変速機構１６は低速クラッチ４５ｂが「入」となっている。
図７または図８に示す如く、（１）ＨＳＴ低速モードは、停止状態（図７中のＡ点）から比較的低速（およそ時速０〜５ｋｍ）の領域（図７中のＢ点まで）をカバーするモードであり、作業車両が前方に発進するときや、プラウ作業等の比較的低速で行う作業に最適なモードとなっている。
図８に示す如く、（１）ＨＳＴ低速モード時には、ＨＳＴクラッチ４３を「入」（このときＨＭＴクラッチ４４は「切」）としつつ、副変速機構１６は低速クラッチ４５ｂが「入」となっている。
また、図７に示す如く、（１）ＨＳＴ低速モード時には、オペレータが操作レバー（図示せず）等を操作したとき、入力側斜板６の角度が、βｍａｘ（最後傾位置）からαｍａｘ（最前傾位置）の範囲で変化し、入力側斜板６の角度に応じた速度で前進走行するように構成している。
このとき、Ａ点においては（すなわち、入力側斜板６の角度がβｍａｘ（最後傾位置）のとき）、ＨＳＴ２０の出力回転数が「０」となり、かつ、インターナルギア６０の回転数も「０」となり、さらに、サンギア６３の回転数が最大となる構成としている。
また、Ｂ点においては（すなわち、入力側斜板６の角度がαｍａｘ（最前傾位置）のとき）、ＨＳＴ２０の出力回転数が最大となり、かつ、インターナルギア６０の回転数も最大となり、さらにサンギア６３の回転数が最小（エンジン回転数）となる構成としている。
つまり、発進時には、ＨＳＴ２０の出力回転数が最小（「０」）に近い状態であり、（１）ＨＳＴ低速モードによって、ＨＳＴ２０の効率がよい低負荷の状態で使用することができるため、ＨＳＴ２０を有効に活用することができる。
このとき、Ａ点においては（すなわち、入力側斜板６の角度がβｍａｘ（最後傾位置）のとき）、ＨＳＴ２０の出力回転数が「０」となり、かつ、インターナルギア６０の回転数も「０」となり、さらに、サンギア６３の回転数が最大となる構成としている。
また、Ｂ点においては（すなわち、入力側斜板６の角度がαｍａｘ（最前傾位置）のとき）、ＨＳＴ２０の出力回転数が最大となり、かつ、インターナルギア６０の回転数も最大となり、さらにサンギア６３の回転数が最小（エンジン回転数）となる構成としている。
つまり、発進時には、ＨＳＴ２０の出力回転数が最小（「０」）に近い状態であり、（１）ＨＳＴ低速モードによって、ＨＳＴ２０の効率がよい低負荷の状態で使用することができるため、ＨＳＴ２０を有効に活用することができる。
（２）ＨＭＴ低速モード
図７または図９に示す如く、（２）ＨＭＴ低速モードは、（１）ＨＳＴ低速モードの領域（図７中のＢ点）を越える比較的低速（およそ時速５〜７．５ｋｍ）の領域（図７中のＣ点まで）をカバーするモードであり、プラウ作業等の比較的低速で行う作業に最適なモードとなっている。
図９に示す如く、（２）ＨＭＴ低速モード時には、ＨＭＴクラッチ４４を「入」としつつ、副変速機構１６は低速クラッチ４５ｂが「入」となっている。
図７または図９に示す如く、（２）ＨＭＴ低速モードは、（１）ＨＳＴ低速モードの領域（図７中のＢ点）を越える比較的低速（およそ時速５〜７．５ｋｍ）の領域（図７中のＣ点まで）をカバーするモードであり、プラウ作業等の比較的低速で行う作業に最適なモードとなっている。
図９に示す如く、（２）ＨＭＴ低速モード時には、ＨＭＴクラッチ４４を「入」としつつ、副変速機構１６は低速クラッチ４５ｂが「入」となっている。
また、図７に示す如く、（２）ＨＭＴ低速モード時には、オペレータが操作レバー（図示せず）等を操作したとき、入力側斜板６の角度が、αｍａｘ（最前傾位置）から正立位置の範囲で変化し、入力側斜板６の角度に応じた速度で前進走行するように構成している。
尚、Ｂ点においては（すなわち、入力側斜板６の角度がαｍａｘ（最前傾位置）のとき）、インターナルギア６０の回転数が最大となり、かつ、サンギア６３の回転数が最小（エンジン回転数）となるが、このとき、双方の回転数が略一致するように遊星歯車機構１５を構成している。
これにより、Ｂ点においては、インターナルギア６０とサンギア６３が同一回転数のときにＨＳＴクラッチ４３とＨＭＴクラッチ４４の切換を行うように構成しているため、（１）ＨＳＴ低速モードから（２）ＨＭＴ低速モードへの切換に際して振動が発生せず、スムーズな切換を行うことができる。
これにより、Ｂ点においては、インターナルギア６０とサンギア６３が同一回転数のときにＨＳＴクラッチ４３とＨＭＴクラッチ４４の切換を行うように構成しているため、（１）ＨＳＴ低速モードから（２）ＨＭＴ低速モードへの切換に際して振動が発生せず、スムーズな切換を行うことができる。
（３）ＨＳＴ高速モード
図７または図１０に示す如く、（３）ＨＳＴ高速モードは、（２）ＨＭＴ低速モードの領域（図７中のＣ点）を越える比較的高速（およそ時速７．５〜１５ｋｍ）の領域（図７中のＤ点まで）をカバーするモードであり、圃場内の移動等比較的高速で走行する必要がある場合に最適なモードとなっている。
図１０に示す如く、（３）ＨＳＴ高速モード時には、ＨＳＴクラッチ４３を「入」としつつ、副変速機構１６は高速クラッチ４６ａが「入」となっている。
図７または図１０に示す如く、（３）ＨＳＴ高速モードは、（２）ＨＭＴ低速モードの領域（図７中のＣ点）を越える比較的高速（およそ時速７．５〜１５ｋｍ）の領域（図７中のＤ点まで）をカバーするモードであり、圃場内の移動等比較的高速で走行する必要がある場合に最適なモードとなっている。
図１０に示す如く、（３）ＨＳＴ高速モード時には、ＨＳＴクラッチ４３を「入」としつつ、副変速機構１６は高速クラッチ４６ａが「入」となっている。
また、図７に示す如く、（３）ＨＳＴ高速モード時には、オペレータが操作レバー（図示せず）等を操作したとき、入力側斜板６の角度が、正立位置からαｍａｘ（最前傾位置）の範囲で変化し、入力側斜板６の角度に応じた速度で前進走行するように構成している。
（２）ＨＭＴ低速モードおよび（３）ＨＳＴ高速モード間の遷移時（即ち、図７中のＣ点）においては、入力側斜板６の角度がいずれのモードにおいても正立位置となっているため、ＨＳＴクラッチ４３およびＨＭＴクラッチ４４の切換と、低速クラッチ４５ｂおよび高速クラッチ４６ａの切換を同時に行うように制御することにより、動力伝達を途切れさせることなく、容易にモード切換を行うことができる。また、ＨＳＴクラッチ４３およびＨＭＴクラッチ４４の切換時の各クラッチ圧を調整すれば、容易にショックレス切換とすることができる。
（２）ＨＭＴ低速モードおよび（３）ＨＳＴ高速モード間の遷移時（即ち、図７中のＣ点）においては、入力側斜板６の角度がいずれのモードにおいても正立位置となっているため、ＨＳＴクラッチ４３およびＨＭＴクラッチ４４の切換と、低速クラッチ４５ｂおよび高速クラッチ４６ａの切換を同時に行うように制御することにより、動力伝達を途切れさせることなく、容易にモード切換を行うことができる。また、ＨＳＴクラッチ４３およびＨＭＴクラッチ４４の切換時の各クラッチ圧を調整すれば、容易にショックレス切換とすることができる。
（４）ＨＭＴ高速モード
図７または図１１に示す如く、（４）ＨＭＴ高速モードは、（３）ＨＳＴ高速モードの領域（図７中のＤ点）を越える高速（およそ時速１５〜３０ｋｍ）の領域（図７中のＥ点まで）をカバーするモードであり、圃場間の移動や路上走行等高速で走行する必要がある場合に最適なモードとなっている。
図１１に示す如く、（４）ＨＭＴ高速モード時には、ＨＭＴクラッチ４４を「入」としつつ、副変速機構１６は高速クラッチ４６ａが「入」となっている。
図７または図１１に示す如く、（４）ＨＭＴ高速モードは、（３）ＨＳＴ高速モードの領域（図７中のＤ点）を越える高速（およそ時速１５〜３０ｋｍ）の領域（図７中のＥ点まで）をカバーするモードであり、圃場間の移動や路上走行等高速で走行する必要がある場合に最適なモードとなっている。
図１１に示す如く、（４）ＨＭＴ高速モード時には、ＨＭＴクラッチ４４を「入」としつつ、副変速機構１６は高速クラッチ４６ａが「入」となっている。
また、図７に示す如く、（４）ＨＭＴ高速モード時には、オペレータが操作レバー（図示せず）等を操作したとき、入力側斜板６の角度が、αｍａｘ（最前傾位置）からβｍａｘ（最後傾位置）の範囲で変化し、入力側斜板６の角度に応じた速度で前進走行するように構成している。
（５）ＨＳＴ後進モード
図７または図１２に示す如く、（５）ＨＳＴ後進モードは、停止状態（図７中のＡ点）から比較的低速（およそ時速０〜−５ｋｍ）の領域（図７中のＦ点まで）をカバーするモードであり、作業車両が後方に発進するときや、プラウ作業等の比較的低速で行う作業に最適なモードとなっている。
図１２に示す如く、（５）ＨＳＴ後進モード時には、ＨＳＴクラッチ４３を「入」としつつ、副変速機構１６は後進クラッチ４５ａが「入」となっている。
図７または図１２に示す如く、（５）ＨＳＴ後進モードは、停止状態（図７中のＡ点）から比較的低速（およそ時速０〜−５ｋｍ）の領域（図７中のＦ点まで）をカバーするモードであり、作業車両が後方に発進するときや、プラウ作業等の比較的低速で行う作業に最適なモードとなっている。
図１２に示す如く、（５）ＨＳＴ後進モード時には、ＨＳＴクラッチ４３を「入」としつつ、副変速機構１６は後進クラッチ４５ａが「入」となっている。
また、図７に示す如く、（５）ＨＳＴ後進モード時には、オペレータが操作レバー（図示せず）等を操作したとき、入力側斜板６の角度が、βｍａｘ（最後傾位置）からαｍａｘ（最前傾位置）の範囲で変化し、入力側斜板６の角度に応じた速度で前進走行するように構成している。
（２）ＨＭＴ後進モード
図７または図１３に示す如く、（６）ＨＭＴ後進モードは、（５）ＨＳＴ後進モードの領域（図７中のＦ点）を越える比較的低速（およそ時速−５〜−１０ｋｍ）の領域（図７中のＧ点まで）をカバーするモードであり、プラウ作業等の比較的低速で行う作業に最適なモードとなっている。
図１３に示す如く、（６）ＨＭＴ後進モード時には、ＨＭＴクラッチ４４を「入」としつつ、副変速機構１６は後進クラッチ４５ａが「入」となっている。
図７または図１３に示す如く、（６）ＨＭＴ後進モードは、（５）ＨＳＴ後進モードの領域（図７中のＦ点）を越える比較的低速（およそ時速−５〜−１０ｋｍ）の領域（図７中のＧ点まで）をカバーするモードであり、プラウ作業等の比較的低速で行う作業に最適なモードとなっている。
図１３に示す如く、（６）ＨＭＴ後進モード時には、ＨＭＴクラッチ４４を「入」としつつ、副変速機構１６は後進クラッチ４５ａが「入」となっている。
また、図７に示す如く、（６）ＨＭＴ後進モード時には、オペレータが操作レバー（図示せず）等を操作したとき、入力側斜板６の角度が、αｍａｘ（最前傾位置）からβｍａｘ（最後傾位置）の範囲で変化し、入力側斜板６の角度に応じた速度で前進走行するように構成している。
つまり、本発明に係るトランスミッションは、簡単なレバー操作により、広範囲な速度領域における自動変速と前後進の自動切換を実現している。
以上が、各モードにおける運転状態についての説明である。
以上が、各モードにおける運転状態についての説明である。
以上の説明に示す如く、油圧ポンプ２０ａの入力軸２２と、油圧モータ２０ｂの出力ケース１２ａを、エンジン２の出力軸と同一軸心上に配置したＨＳＴ２０を具備するトランスミッション１であって、遊星歯車機構１５を具備し、遊星歯車機構１５が、エンジン２の出力軸２ａと同一軸心上に配置される構成としている。
これにより、トランスミッションをコンパクトに構成できるのである。また、車高を高く、または、ステップを低くできるのである。
これにより、トランスミッションをコンパクトに構成できるのである。また、車高を高く、または、ステップを低くできるのである。
また、ＨＳＴ２０が、トランスミッション１の上流側に配置されて、かつ、遊星歯車機構１５が、ＨＳＴ２０の下流側に配置される構成としている。
これにより、トランスミッションをコンパクトに構成できるのである。
これにより、トランスミッションをコンパクトに構成できるのである。
また、副変速機構１６および前後進切換機構１７からなる有段変速機構４１を具備し、該有段変速機構４１が、遊星歯車機構１５の下流側に配置される構成としている。
これにより、トランスミッションをコンパクトに構成できるのである。
これにより、トランスミッションをコンパクトに構成できるのである。
また、遊星歯車機構１５が、サンギア６３と、プラネタリキャリア６１と、プラネタリギア６２と、インターナルギア６０とにより構成され、ＨＳＴモード時は、ＨＳＴ２０の出力が、インターナルギア６０に伝達され、インターナルギア６０から、ＨＭＴ出力軸２３に回転が伝達される構成としている。
これにより、メカロスを軽減することができるのである。
これにより、メカロスを軽減することができるのである。
また、ＨＳＴ２０の出力が、減速されてインターナルギア６０に伝達される構成としている。
これにより、遊星歯車機構に掛かる負荷を軽減することができるのである。
これにより、遊星歯車機構に掛かる負荷を軽減することができるのである。
また、遊星歯車機構１５が、サンギア６３と、プラネタリキャリア６１と、プラネタリギア６２と、インターナルギア６０とにより構成され、ＨＭＴモード時は、ＨＳＴ２０の出力が、インターナルギア６０に伝達され、かつ、エンジン２の出力軸２ａの出力が、プラネタリキャリア６１に伝達されて、サンギア６３から合成回転としてＨＭＴ出力軸２３に伝達される構成としている。
これにより、広範囲な変速比を得ることができるのである。
これにより、広範囲な変速比を得ることができるのである。
また、プラネタリキャリア６１を、エンジン２の出力軸２ａ上に固設する構成としている。
これにより、トランスミッションをコンパクトに構成できるのである。
これにより、トランスミッションをコンパクトに構成できるのである。
また、インターナルギア６０からＨＭＴ出力軸２３への伝達を入切するＨＳＴクラッチ４３と、サンギア６３からＨＭＴ出力軸２３への伝達を入切するＨＭＴクラッチ４４を具備する構成としている。
これにより、ＨＳＴモードとＨＭＴモードの切換をすることができるのである。
これにより、ＨＳＴモードとＨＭＴモードの切換をすることができるのである。
また、ＨＳＴクラッチ４３と、ＨＭＴクラッチ４４を、ＨＭＴ出力軸２３に対して垂直な平面内に、かつ、同一軸心上に配置した構成としている。
これにより、トランスミッションをコンパクトに構成できるのである。
これにより、トランスミッションをコンパクトに構成できるのである。
また、ＨＳＴクラッチ４３を外側に配置し、ＨＭＴクラッチ４４を内側に配置した構成としている。
これにより、クラッチ容量が大きい第一クラッチを外側に配置し、かつ、クラッチ容量が小さい第二クラッチを内側に配置することにより、無駄なスペースのなく効率良い配置とすることができるのである。また、クラッチを精度良く切り換えられるのである。
これにより、クラッチ容量が大きい第一クラッチを外側に配置し、かつ、クラッチ容量が小さい第二クラッチを内側に配置することにより、無駄なスペースのなく効率良い配置とすることができるのである。また、クラッチを精度良く切り換えられるのである。
また、ＨＳＴクラッチ４３と、ＨＭＴクラッチ４４と、有段変速機構４１を、油圧クラッチで構成している。
これにより、油圧配管を集中配管することができ、油圧系路を簡略化できるのである。
これにより、油圧配管を集中配管することができ、油圧系路を簡略化できるのである。
また、油圧ポンプ２０ａが可変容量型油圧ポンプで構成され、かつ、油圧モータ２０ｂが固定容量型油圧モータで構成されて、油圧ポンプ２０ａの入力側斜板６の角度が最小（βｍａｘ）の時に、ＨＳＴ出力軸２１に伝達される出力が最小となり、かつ、油圧ポンプ２０ａの入力側斜板６の角度が最大（αｍａｘ）の時に、ＨＳＴ出力軸２１に伝達される出力が最大となる構成としている。
これにより、ＨＳＴ領域において、ポンプ容積をフル活用することができるのである。
これにより、ＨＳＴ領域において、ポンプ容積をフル活用することができるのである。
また、油圧ポンプ２０ａの入力側斜板６の角度が最大の時（αｍａｘ）に、インターナルギア６０の回転数が最大となり、かつ、インターナルギア６０の回転数と、サンギア６３の回転数が略一致する構成としている。
これにより、ＨＳＴモードとＨＭＴモードの切換をスムーズにすることができるのである。
これにより、ＨＳＴモードとＨＭＴモードの切換をスムーズにすることができるのである。
また、油圧ポンプ２０ａの入力側斜板６の角度が最大の時（αｍａｘ）に、インターナルギア６０の回転数が最大で、かつ、サンギア６３の回転数が最小となって、さらに、油圧ポンプ２０ａの入力側斜板６の角度が最小の時（βｍａｘ）に、インターナルギア６０の回転数が最小で、かつ、サンギア６３の回転数が最大となる構成としている。
これにより、ＨＭＴ領域において、ポンプ容積をフル活用することができるのである。
これにより、ＨＭＴ領域において、ポンプ容積をフル活用することができるのである。
また、ＨＳＴクラッチ４３およびＨＭＴクラッチ４４の切換と、有段変速機構の切換を同時に制御する構成としている。
これにより、全速度域で自動変速が可能となるのである。
これにより、全速度域で自動変速が可能となるのである。
また、ＨＭＴ出力軸２３の出力回転が最小（即ち、速度０）の時には、ＨＳＴクラッチ４３を入とし、かつ、ＨＭＴクラッチ４４を切とする構成としている。
これにより、車両発進時に効率の良いＨＳＴモードとすることができるのである。
これにより、車両発進時に効率の良いＨＳＴモードとすることができるのである。
また、油圧ポンプ２０ａの入力軸２２と、油圧モータ２０ｂの出力ケース１２ａを、エンジン２の出力軸２ａと同一軸心上に配置したＨＳＴ２０と、遊星歯車機構１５と、有段変速機構４１を具備するトランスミッション１であって、ＨＳＴ２０と、遊星歯車機構１５と、有段変速機構４１のそれぞれをユニット（第一セクション５１、第二セクション５２および第三セクション５３）として着脱可能に構成している。
これにより、メンテナンスが容易となるのである。また、仕様変更が容易にできるのである。
これにより、メンテナンスが容易となるのである。また、仕様変更が容易にできるのである。
１ トランスミッション
２ エンジン
２ａ 出力軸
１２ａ 出力ケース
１５ 遊星歯車機構
２０ ＨＳＴ
２０ａ 油圧ポンプ
２０ｂ 油圧モータ
２２ 入力軸
２ エンジン
２ａ 出力軸
１２ａ 出力ケース
１５ 遊星歯車機構
２０ ＨＳＴ
２０ａ 油圧ポンプ
２０ｂ 油圧モータ
２２ 入力軸
Claims (17)
- 油圧ポンプの入力軸と、
油圧モータの出力軸を、
エンジン出力軸と同一軸心上に配置した油圧式無段変速装置を具備するトランスミッションであって、
遊星歯車機構を具備し、
該遊星歯車機構が、
前記エンジン出力軸と同一軸心上に配置されること、
を特徴とするトランスミッション。 - 前記油圧式無段変速装置が、
トランスミッションの上流側に配置されて、
かつ、前記遊星歯車機構が、
前記油圧式無段変速装置の下流側に配置されること、
を特徴とする請求項１記載のトランスミッション。 - 副変速装置および前後進切換装置からなる有段変速装置を具備し、
該有段変速装置が、
前記遊星歯車機構の下流側に配置されること、
を特徴とする請求項２記載のトランスミッション。 - 前記遊星歯車機構が、
サンギアと、
プラネタリキャリアと、
プラネタリギアと、
インターナルギアとにより構成され、
ＨＳＴモード時は、
前記油圧式無段変速装置の出力が、
前記インターナルギアに伝達され、
該インターナルギアから、
出力軸に回転が伝達されること、
を特徴とする請求項１記載のトランスミッション。 - 前記油圧式無段変速装置の出力が、
減速されて前記インターナルギアに伝達されること、
を特徴とする請求項４記載のトランスミッション。 - 前記遊星歯車機構が、
サンギアと、
プラネタリキャリアと、
プラネタリギアと、
インターナルギアとにより構成され、
ＨＭＴモード時は、
前記油圧式無段変速装置の出力が、
前記インターナルギアに伝達され、
かつ、前記エンジン出力軸の出力が、
前記プラネタリキャリアに伝達されて、
前記サンギアから合成回転として出力軸に伝達されること、
を特徴とする請求項１記載のトランスミッション。 - 前記遊星歯車機構のプラネタリキャリアを、
前記エンジン出力軸上に固設すること、
を特徴とする請求項１記載のトランスミッション。 - 前記インターナルギアから前記出力軸への伝達を入切する第一クラッチと、
前記サンギアから前記出力軸への伝達を入切する第二クラッチを具備すること、
を特徴とする請求項４または６記載のトランスミッション。 - 前記第一クラッチと、
前記第二クラッチを、
前記出力軸に対して垂直な平面内に、
かつ、同一軸心上に配置したこと、
を特徴とする請求項８記載のトランスミッション。 - 前記第一クラッチを外側に配置し、
前記第二クラッチを内側に配置したこと、
を特徴とする請求項９記載のトランスミッション。 - 前記第一クラッチと、
前記第二クラッチと、
前記有段変速装置を、
油圧クラッチで構成したこと、
を特徴とする請求項８記載のトランスミッション。 - 前記油圧ポンプが可変容量型油圧ポンプで構成され、
かつ、前記油圧モータが固定容量型油圧モータで構成されて、
前記油圧ポンプの可動斜板の角度が最小の時に、
前記出力軸に伝達される出力が最小となり、
かつ、前記油圧ポンプの可動斜板の角度が最大の時に、
前記出力軸に伝達される出力が最大となること、
を特徴とする請求項１記載のトランスミッション。 - 前記油圧ポンプの可動斜板の角度が最大の時に、
前記インターナルギアの回転数が最大となり、
かつ、前記インターナルギアの回転数と、
前記サンギアの回転数が略一致すること、
を特徴とする請求項１２記載のトランスミッション。 - 前記油圧ポンプの可動斜板の角度が最大の時に、
前記インターナルギアの回転数が最大で、
かつ、前記サンギアの回転数が最小となって、
さらに、前記油圧ポンプの可動斜板の角度が最小の時に、
前記インターナルギアの回転数が最小で、
かつ、前記サンギアの回転数が最大となること、
を特徴とする請求項１２記載のトランスミッション。 - 前記第一クラッチおよび前記第二クラッチの切換と、
前記有段変速装置の切換を同時に制御すること、
を特徴とする請求項８記載のトランスミッション。 - 前記出力軸の出力回転が最小の時には、
前記第一クラッチを入とし、
かつ、前記第二クラッチを切とすること、
を特徴とする請求項８記載のトランスミッション。 - 油圧ポンプの入力軸と、
油圧モータの出力軸を、
エンジン出力軸と同一軸心上に配置した油圧式無段変速装置と、
遊星歯車機構と、
有段変速装置を具備するトランスミッションであって、
前記油圧式無段変速装置と、
前記遊星歯車機構と、
前記有段変速装置のそれぞれをユニットとして着脱可能に構成したこと、
を特徴とするトランスミッション。
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-
2006
- 2006-07-18 JP JP2006196074A patent/JP4939136B2/ja not_active Expired - Fee Related
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