JP2009090786A - 作業車両のトランスミッション - Google Patents

Abstract

【課題】従来の作業車両のトランスミッションは、左右の走行駆動軸に備えた遊星歯車装置に二つの無段変速装置から駆動力を入力し両走行駆動軸間に回転速度差を付与して旋回させるため、馬力ロスが大きく、更にＰＴＯ軸への動力取出しは走行中に限り副変速装置より動力伝達上流側から行うため、作業効率や燃費に劣る、という問題があった。
【解決手段】走行系ドライブトレーン４５と旋回系ドライブトレーン４６に分岐動力を入力する単一の無段変速装置３０を設け、前者に副変速装置２９を介設し、後者にインターナルギア７８・７９への動力の断接を行う左右のサイドクラッチ８７Ｌ・８７Ｒと、サイドクラッチ８７Ｌ・８７Ｒの出力部材６３・６４を制動解除するブレーキ８８Ｌ・８８Ｒを設け、無段変速装置３０への入力部３３と走行系ドライブトレーン４５の途中部３９から択一的に動力を取出しＰＴＯ軸４１に入力する動力取出し装置４８を備えた。
【選択図】図３

Description

本発明は、左右の走行駆動軸にそれぞれ遊星歯車装置を備え、該遊星歯車装置を構成するサンギア、インターナルギア、キャリアに、それぞれ走行系ドライブトレーン、旋回系ドライブトレーン、走行駆動軸を連動連結し、前記旋回系ドライブトレーンから左右のインターナルギアへの各伝達動力を調整することにより、前記左右の走行駆動軸に回転速度差を付与して機体を旋回走行させる、作業車両のトランスミッションに関し、特に、前記走行系ドライブトレーンからＰＴＯ軸への動力取出し装置に関する。

従来より、コンバイン等の作業車両のトランスミッションにおいては、左右の走行駆動軸にそれぞれ遊星歯車装置を備え、該遊星歯車装置を、中央のサンギアと、該サンギアの外周で噛合する複数のプラネタリギアと、該プラネタリギアに噛合するインターナルギアと、前記走行駆動軸に固設されプラネタリギアを枢支するキャリアとから構成すると共に、走行駆動用の第一無段変速装置と旋回駆動用の第二無段変速装置を設けることが行われている。これにより、直進走行時には、前記第一無段変速装置からの動力だけを左右のサンギアに入力し、旋回走行への走行切替時には、前記第二無段変速装置からの動力を、左右のインターナルギアに対して互いに回転方向を逆にして新たに伝達することにより、該インターナルギアと前記サンギア間に噛合する複数のプラネタリギアの回転速度を左右で別々に増減させ、該プラネタリギアを枢支するキャリアを介して、左右の走行駆動軸に回転速度差を付与し、機体を旋回走行させる技術が公知となっている（例えば、特許文献１参照）。
特開平８−３１０４３４号公報

しかし、実作業においては、作業時間全体に占める旋回走行時間の割合は非常に少なく、旋回駆動用の前記第二無段変速装置はほとんど使用しないにもかかわらず、エンジン等の駆動源からの動力が第二無段変速装置に無駄に消費されるため、馬力ロスが大きくて燃費が悪く、更に、比較的高価な無段変速装置が二台も必要なため、装置コストが高く、ミッションケースのコンパクト化も難しい、という問題があった。
また、旋回走行の安定性等の観点からは、高速走行時には旋回速度を小さくして緩旋回する一方、低速走行時には旋回速度を大きくして急旋回するのが望ましいが、このような旋回速度制御を前記技術で行うには、副変速装置による速度段に連動して、適正な動力を前記第二無段変速装置から出力して左右のインターナルギアに伝達するといった、複雑な連動機構が必要となり、部品点数が多くて部品コストが高くなり、組立性やメンテナンス性も悪くなる、という問題があった。
特に、刈取部等駆動用のＰＴＯ軸への動力取出し構成については、前記技術では、走行駆動用の前記第一無段変速装置と副変速装置間の動力伝達経路から動力を取り出してＰＴＯ軸に入力するにすぎない。従って、走行停止状態では第一無段変速装置が中立状態にあってＰＴＯ軸が駆動されないため、走行中の刈取り処理や脱穀処理途中の穀稈がそのまま車両内部に留まった場合に処理を続けるには、改めて車両を走行駆動させる必要があり、作業効率が低下する、という問題や、所定の速度段に設定する副変速装置よりも動力伝達上流側からしか動力が取り出せずに、ＰＴＯ軸の回転速度を実際の車速に同調できないため、高速走行によって穀稈の流入量が過剰となり刈取等の処理が追従できない場合には、穀稈が処理経路途中で詰まってメンテナンス頻度が増え、逆に、低速走行によって穀稈の流入量が減少し刈取部等が余分に駆動されて馬力ロスが一層大きくなる場合には、更に作業効率が低下し、燃費も悪化する、という問題があった。

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。
すなわち、請求項１においては、左右の走行駆動軸にそれぞれ遊星歯車装置を備え、該遊星歯車装置の中央のサンギア、該サンギアの外周位置のインターナルギア、及び該インターナルギアと前記サンギアに噛合する複数のプラネタリギアを枢支するキャリアには、それぞれ、走行系ドライブトレーン、旋回系ドライブトレーン、及び前記走行駆動軸を連動連結し、前記旋回系ドライブトレーンから左右のインターナルギアへの伝達動力を調整し、前記左右の走行駆動軸に回転速度差を付与して機体を旋回走行させる作業車両のトランスミッションにおいて、前記走行系ドライブトレーンと旋回系ドライブトレーンに対して分岐動力を入力可能な単一の無段変速装置を設けると共に、前記走行系ドライブトレーンには、副変速装置を介設し、前記旋回系ドライブトレーンには、前記左右のインターナルギアへの動力の断接を行う左右のサイドクラッチと、該サイドクラッチの出力部材をサイドクラッチ切状態で制動可能なブレーキを設け、更に、前記無段変速装置への入力部または前記走行系ドライブトレーンの途中部から択一的に動力を取出して、ＰＴＯ軸に入力可能な動力取出し装置を備えたものである。
請求項２においては、前記途中部は、副変速装置よりも動力伝達下流側に位置し、副変速装置による変速速度に同調した副変速動力をＰＴＯ軸に入力するものである。
請求項３においては、前記途中部は、副変速装置よりも動力伝達上流側に位置し、無段変速装置による変速速度に同調した主変速動力をＰＴＯ軸に入力するものである。

本発明は、以上のように構成したので、以下に示す効果を奏する。
すなわち、請求項１においては、左右の走行駆動軸にそれぞれ遊星歯車装置を備え、該遊星歯車装置の中央のサンギア、該サンギアの外周位置のインターナルギア、及び該インターナルギアと前記サンギアに噛合する複数のプラネタリギアを枢支するキャリアには、それぞれ、走行系ドライブトレーン、旋回系ドライブトレーン、及び前記走行駆動軸を連動連結し、前記旋回系ドライブトレーンから左右のインターナルギアへの伝達動力を調整し、前記左右の走行駆動軸に回転速度差を付与して機体を旋回走行させる作業車両のトランスミッションにおいて、前記走行系ドライブトレーンと旋回系ドライブトレーンに対して分岐動力を入力可能な単一の無段変速装置を設けると共に、前記走行系ドライブトレーンには、副変速装置を介設し、前記旋回系ドライブトレーンには、前記左右のインターナルギアへの動力の断接を行う左右のサイドクラッチと、該サイドクラッチの出力部材をサイドクラッチ切状態で制動可能なブレーキを設け、更に、前記無段変速装置への入力部または前記走行系ドライブトレーンの途中部から択一的に動力を取出して、ＰＴＯ軸に入力可能な動力取出し装置を備えたので、前記走行系ドライブトレーンと旋回系ドライブトレーンへの動力を共通の無段変速装置から供給し、エンジン等の駆動源によって駆動する無段変速装置を一台で済ますことができ、馬力ロスを小さくして燃費を向上させ、更に、装置コストを低減し、ミッションケースのコンパクト化も図ることができる。また、直進走行から旋回走行に移行する時は、旋回系ドライブトレーンから伝達動力を入力した側（以下、「旋回入力側」とする）のインターナルギアに連動連結する走行駆動軸は一定量だけ増減速されるが、旋回系ドライブトレーンからの伝達動力を入力しない側のインターナルギアに連動連結する走行駆動軸は、旋回走行中も直進走行時の速度に保持されている。このため、旋回直前まで副変速の高速度段等により高速で直進走行していると、前記旋回入力側の走行駆動軸の増減速の占める割合が相対的に小さく、機体はゆっくりと緩旋回し、逆に、旋回直前まで副変速の低速度段等により低速で直進走行していると、前記旋回入力側の走行駆動軸の増減速の占める割合が前記高速度段の場合よりも相対的に大きくなり、機体は急旋回または芯地旋回する。従って、副変速装置の速度段をインターナルギアの伝動動力に連動可能な複雑な連動機構を別途に設けることなく、高速走行時には緩旋回、低速走行時には急旋回または芯地旋回を行うことができ、安定した旋回性能が得られると共に、部品点数を減少させて部品コストを低減し、組立性やメンテナンス性の向上も図ることができる。また、選択によって、エンジン等の駆動源からの動力をＰＴＯ軸に直接入力して、走行停止状態でもＰＴＯ軸を駆動させることができ、走行中の刈取り処理や脱穀処理途中の穀稈がそのまま車両内部に留まっている場合でも、改めて車両を走行駆動させることなく処理を続行させ、作業効率を向上させることができる。更に、選択によって、ＰＴＯ軸の回転速度を実際の車速に同調あるいは非同調させることができ、刈取り状況に応じて刈取り処理等の速度を適正化し、更なる作業効率と燃費の向上を図ることができる。
請求項２においては、前記途中部は、副変速装置よりも動力伝達下流側に位置し、副変速装置による変速速度に同調した副変速動力をＰＴＯ軸に入力するので、ＰＴＯ軸の回転速度を実際の車速に同調させることができ、高速走行で穀稈の流入量が増加しても、刈取等の処理が追従して穀稈が処理経路途中で詰まることなく円滑に処理され、逆に、低速走行で穀稈の流入量が減少しても、刈取部等が余分に駆動されることなく馬力ロスが小さくなる。
請求項３においては、前記途中部は、副変速装置よりも動力伝達上流側に位置し、無段変速装置による変速速度に同調した主変速動力をＰＴＯ軸に入力するので、ＰＴＯ軸を実際の車速に関係なく主変速動力に同調した速度で回転させて刈取り処理等を行うことができ、各副速度段毎に刈取等の処理速度を大きく変化させないようにして、作業者の経験や技能に応じた運転操作を行うことができる。

次に、発明の実施の形態を説明する。
図１は本発明に関わるトランスミッションを搭載したコンバインの全体構成を示す全体側面図、図２は同じく全体平面図、図３はトランスミッションの動力伝達構成を示すスケルトン図、図４はトランスミッションにおける軸及びギアの配置構成を示す側面模式図、図５は遊星歯車装置における各ギアの駆動構成を示す側面模式図であって、図５（ａ）は旋回内側の遊星歯車装置における各ギアの駆動構成を示す側面模式図、図５（ｂ）は旋回外側の遊星歯車装置における各ギアの駆動構成を示す側面模式図、図６は別形態のＰＴＯ変速装置を備えるトランスミッションの動力伝達構成を示すスケルトン図、図７は同じく軸及びギアの配置構成を示す側面模式図である。

まず、本発明に係わるトランスミッション２を有するコンバイン１の全体構成について、図１、図２により説明する。
該コンバイン１においては、トラックフレーム３の左右にクローラ式走行装置４Ｌ・４Ｒが支持されると共に、トラックフレーム３には機台５が架設されている。そして、機体前後には、刈取部６と脱穀部７が設けられ、このうちの前記刈取部６は、刈刃８及び穀稈搬送機構９等を備えると共に、刈取フレーム１４を介して油圧シリンダ１３により昇降できるようにし、前記脱穀部７には、フィードチェーン１０が左側に張架され、該フィードチェーン１０の右側方には扱胴１１と処理胴１２が内蔵されている。前記脱穀部７の後方には、排藁チェーン１５の終端を望ませる排藁処理部１６が配置され、脱穀後の排藁を後方に排出するようにしている。

該排藁処理部１６の側方には、前記脱穀部７からの穀粒を揚穀筒１７を介して搬入する穀物タンク１８が設けられ、該穀物タンク１８の上方には左右上下に回動可能な排出オーガ１９が配設されており、刈取部６から刈り取られて脱穀部７にて処理された穀粒が、穀物タンク１８内に貯留された後、前記排出オーガ１９を介して機外に搬出されるようにしている。

また、前記刈取部６と穀物タンク１８との間には運転部２０が設けられ、該運転部２０においては、前方のハンドルポスト２１に丸型の操向ハンドル２２が支架され、該操向ハンドル２２の後方に運転席２３が配置され、該運転席２３の側部には、駐車ブレーキレバー２４、主変速レバー２５、副変速レバー２６が並設されている。

そして、運転部２０の下方で前記左右のクローラ式走行装置４Ｌ・４Ｒの間には、エンジン２７と、該エンジン２７からの動力を変速して前記左右のクローラ式走行装置４Ｌ・４Ｒを駆動する、本発明に係わるトランスミッション２とが配設されている。

次に、該トランスミッション２の各装置及びその動力伝達構成について、図３、図４により説明する。
トランスミッション２においては、前記左右のクローラ式走行装置４Ｌ・４Ｒを駆動するための走行系ドライブトレーン４５、旋回系ドライブトレーン４６、差動機構４７、及び前記刈取部６の駆動力を取り出して変速するためのＰＴＯ変速装置４８等がミッションケース２８内に配置され、該ミッションケース２８の外側面には主変速装置３０が設けられている。

該主変速装置３０は、油圧式無段変速装置（ハイドロスタティックトランスミッション）であって、そのハウジング３０ａは前記ミッションケース２８の上部右側面に前斜め下方姿勢で設けられ、該ハウジング３０ａ内には、図示せぬ油圧回路によって互いに流体接続された可変容積型の油圧ポンプ４９と固定容積型の油圧モータ５０とが、後ろから順に並設されると共に、該油圧ポンプ４９への入力軸であるポンプ軸３３と、油圧モータ５０からの出力軸であるモータ軸３４とは、互いに平行に、機体左右方向に軸支されている。

これにより、前記油圧ポンプ４９の可動斜板４９ａの傾角を変化させると、油圧ポンプ４９から油圧モータ５０への圧油の吐出量と吐出方向を変化させることができ、油圧ポンプ４９のポンプ軸３３に入力された動力を無段階に変速して油圧モータ５０のモータ軸３４に出力することができる。なお、前記可動斜板４９ａは、図示せぬリンク機構を介して前記主変速レバー２５と接続されており、該主変速レバー２５を傾動操作することにより、前記可動斜板４９ａの傾角を変更可能としている。

また、前記ミッションケース２８内では、前記ポンプ軸３３とモータ軸３４と平行して、入力軸３２、副変速軸３５、クラッチ軸３６、減速軸３７、左右の駆動スプロケット１１８Ｌ・１１８Ｒをそれぞれ装備する走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒ、中間軸３９、減速軸４０、及びＰＴＯ軸４１が、それぞれ左右延伸状に軸支されている。

このうちの入力軸３２は、ミッションケース２８から左方に突出され、その突出端にはプーリ４３が嵌着され、該プーリ４３と、前記エンジン２７の出力軸３１の先端に嵌着されたプーリ４２との間には、ベルト４４が巻回されており、エンジン２７からのエンジン動力が、ベルト伝動によってミッションケース２８の外部から入力軸３２に入力される。

更に、該入力軸３２の右部には、ギア５１が固設され、該ギア５１は前記ポンプ軸３３のギア５４に常時噛合されると共に、該ギア５４より左方のポンプ軸３３上には、大径ギア５２と小径ギア５３が左から順に固設されている。該ギア５２・５３は、後述するＰＴＯ変速装置４８に連結連動されており、エンジン動力は、入力軸３２から、ギア５１、ギア５４、ポンプ軸３３を介して油圧ポンプ４９に入力されると共に、該エンジン動力の一部は、大径ギア５２または小径ギア５３を介して、ＰＴＯ変速装置４８のＰＴＯ軸４１に入力されて前記刈取部６等の駆動力源として使用される。このうち、油圧ポンプ４９に入力されたエンジン動力は、前述のようにして主変速装置３０によって変速された後、主変速動力としてモータ軸３４から副変速装置２９へと出力される。

該副変速装置２９においては、前記モータ軸３４上には、左から順に、小径ギア５５、中径ギア５６、大径ギア５８が固設されると共に、前記副変速軸３５上にも、左から順に、低速ギア５９、中速ギア６０、高速ギア６１が相対回転可能に環設され、これら低速ギア５９、中速ギア６０、高速ギア６１は、それぞれ、前記小径ギア５５、中径ギア５６、大径ギア５８に常時噛合されている。これにより、小径ギア５５と低速ギア５９から成る低速ギア列、中径ギア５６と中速ギア６０から成る中速ギア列、大径ギア５８と高速ギア６１から成る高速ギア列といった３段の副変速駆動列が形成される。なお、副変速軸３５上で高速ギア６１の右方には副変速出力ギア６２が固設されている。

更に、前記副変速軸３５上には、前記低速ギア５９と中速ギア６０との間にシフタ８９が、前記高速ギア６１と副変速出力ギア６２との間にシフタ９０が、それぞれ、軸心方向摺動自在かつ相対回転不能に係合されている。そして、低速ギア５９でシフタ８９側に向かう部分と、中速ギア６０でシフタ８９側に向かう部分と、高速ギア６１でシフタ９０に向かう部分には、それぞれクラッチ歯部が形成されている。

これにより、前記シフタ８９・９０をいずれかのクラッチ歯部に係合させることで、低速ギア５９、中速ギア６０、高速ギア６１のうちの該当するギアを、副変速軸３５に相対回転不能に係合させることができ、前記主変速動力は、前記３段の副変速駆動列のうちのいずれかのギア列を介して副変速された後、副変速動力として副変速軸３５に伝達され、前記副変速出力ギア６２から前記中間軸３９に向けて出力される。なお、前記シフタ８９・９０は、図示せぬリンク機構を介して前記副変速レバー２６と接続されており、該副変速レバー２６を傾動操作することにより、前記シフタ８９・９０をいずれかのクラッチ歯部に係合可能としている。

該中間軸３９においては、その右部には入力ギア７０が固設され、該入力ギア７０は前記副変速出力ギア６２と常時噛合しており、副変速動力が副変速出力ギア６２、入力ギア７０を介して中間軸３９に伝達される。更に、該中間軸３９はミッションケース２８から右方に突出され、その突出端には、ブレーキディスク９３ａを固設して駐車ブレーキ９３が形成され、該駐車ブレーキ９３は、図示せぬリンク機構を介して前記駐車ブレーキレバー２６と接続されており、該駐車ブレーキレバー２６を傾動操作することにより、前記ブレーキディスク９３ａを制動し中間軸３９を固定できるようにしている。

更に、前記中間軸３９上で入力ギア７０よりも左方には、左から順に、減速駆動ギア６７、小径ギア６８、大径ギア６９が固設され、このうちの減速駆動ギア６７は、前記減速軸４０の左部にある減速従動ギア７１に常時噛合され、前記小径ギア６８と大径ギア６９は、それぞれ、前記ＰＴＯ軸４１上に相対回転可能に環設された第一低速ギア８５と第一高速ギア８６に常時噛合されている。これにより、中間軸３９に入力された副変速動力は、前記減速駆動ギア６７と減速従動ギア７１から成る減速ギア列を介して、減速軸４０に減速伝達される一方、該副変速動力の一部は、小径ギア６８と第一低速ギア８５から成る第一低速ギア列、または大径ギア６９と第一高速ギア８６から成る第一高速ギア列を介して、前記ＰＴＯ軸４１側に伝達される。

ここで、前記減速軸４０の左右方向略中央には小径のギア７２が固設されると共に、前記左右の走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒ間には、主駆動軸９４が回転可能に同心支持され、該主駆動軸９４の左右方向略中央に固設された大径の駆動センタギア７４が、前記小径のギア７２と常時噛合されており、減速軸４０の動力は、前記ギア７２と駆動センタギア７４から成る減速ギア列を介して、前記主駆動軸９４に更に減速伝達される。

なお、前述の如く、前記駐車ブレーキ９３によって中間軸３９を固定すると、それに伴い、該中間軸３９と減速軸４０等を介して連結連動する前記主駆動軸９４の回動も停止させることができ、斜面で駐車中に不用意に機体が動いたりしないようにしている。

以上のような構成において、前記主変速装置３０から出力された主変速動力は、モータ軸３４から副変速装置２９に入力されて副変速された後、副変速軸３５、副変速出力ギア６２、入力ギア７０、中間軸３９、減速駆動ギア６７、減速従動ギア７１、減速軸４０、ギア７２、駆動センタギア７４を介して、主駆動軸９４に入力されるものであり、これらの要素の連係により走行系ドライブトレーン４５が構成されている。

また、前記モータ軸３４上の中径ギア５６と大径ギア５８との間には、駆動ギア５７が固設されると共に、前記クラッチ軸３６の左右方向略中央には、クラッチハウジング９５が固設され、該クラッチハウジング９５の外周に設けたクラッチセンタギア８２が、前記駆動ギア５７と常時噛合されている。更に、前記クラッチ軸３６上でクラッチハウジング９５の左右両側には、それぞれ、左右のクラッチ出力軸６３・６４が回動自在に外嵌され、該クラッチ出力軸６３・６４の内端部と、前記クラッチハウジング９５との間には、複数枚の摩擦エレメントがそれぞれ摺動のみ可能に支持されている。そして、クラッチハウジング９５内の左右のクラッチピストン９８・９９を左右動させて前記摩擦エレメント間を係合・離間させることにより、クラッチの入切作動を得るようにして、左右のサイドクラッチ部８７Ｌ・８７Ｒから成るサイドクラッチ８７が形成されている。

前記クラッチ軸３６を支持する、ミッションケース２８の左右両側には、左右のブレーキケース９７Ｌ・９７Ｒが固設され、該ブレーキケース９７Ｌ・９７Ｒの内端部と、前記クラッチ出力軸６３・６４の外端部との間にも、複数枚の摩擦エレメントがそれぞれ摺動のみ可能に支持されている。そして、ブレーキケース９７Ｌ・９７Ｒ内のブレーキピストン９６Ｌ・９６Ｒを左右動させて前記摩擦エレメント間を係合・離間させることにより、ブレーキの制動・解除作動を得るようにして、左右のブレーキ８８Ｌ・８８Ｒが形成されている。

これにより、直進走行時には、前記左右のクラッチピストン９８・９９と左右のブレーキピストン９６Ｌ・９６Ｒによって、クラッチハウジング９５と左右のクラッチ出力軸６３・６４間の前記摩擦エレメントは互いに離間させたままで、左右のクラッチ出力軸６３・６４と左右のブレーキケース９７Ｌ・９７Ｒ間の前記摩擦エレメントを互いに押圧係合させることにより、両サイドクラッチ部８７Ｌ・８７Ｒとも切状態、両ブレーキ８８Ｌ・８８Ｒとも制動状態として、前記モータ軸３４からクラッチセンタギア８２に入力された主変速動力が、左右のクラッチ出力軸６３・６４に伝達されず、しかも該クラッチ出力軸６３・６４は、左右のブレーキ８８Ｌ・８８Ｒによって制動されるようにしている。

一方、旋回走行時には、旋回内側のクラッチハウジングとクラッチ出力軸間の前記摩擦エレメントを互いに押圧係合させると共に、旋回内側のクラッチ出力軸とブレーキケース間の前記摩擦エレメントは互いに離間させることにより、旋回内側のサイドクラッチ部のみ入状態、旋回内側のブレーキのみ制動解除状態として、前記モータ軸３４からクラッチセンタギア８２に入力された主変速動力が、旋回内側のクラッチ出力軸にのみ伝達され、しかも該クラッチ出力軸は、旋回内側のブレーキによる制動が解除されるようにしている。

ここで、前記減速軸３７の左側には、大径ギア６５ａと小径ギア６５ｂから成る二連ギア６５が遊嵌され、右側には、大径ギア６６ａと小径ギア６６ｂから成る二連ギア６６が遊嵌され、このうちの大径ギア６５ａ・６６ａは、それぞれ前記クラッチ出力軸６３のクラッチ出力ギア６３ａ・クラッチ出力軸６４のクラッチ出力ギア６４ａと常時噛合されると共に、小径ギア６５ｂ・６６ｂは、それぞれ、後で詳述する差動機構４７の左右のリングギア７３・７５に常時噛合されており、前記クラッチ出力ギア６３ａ・６４ａから出力された動力は、それぞれ二連ギア６５・６６を介して減速された後、前記リングギア７３・７５に伝達されるようにしている。

以上のような構成において、前記主変速装置３０から出力された主変速動力は、モータ軸３４からクラッチセンタギア８２を介してサイドクラッチ８７に入力され、該サイドクラッチ８７で入切制御された後、機体左側では、クラッチ出力ギア６３ａ、二連ギア６５を介してリングギア７３に入力され、機体右側では、クラッチ出力ギア６４ａ、二連ギア６６を介してリングギア７５に入力されるものであり、これらの要素の連係により旋回系ドライブトレーン４６が構成されている。

また、該旋回系ドライブトレーン４６と前記走行系ドライブトレーン４５を介して、前記主変速装置３０からの主変速動力が入力される差動装置４７は、左右一対の遊星歯車装置１００・１０１を有している。該遊星歯車装置１００・１０１は、走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒの間で同一軸線上に配置された前記主駆動軸９４に刻設されるサンギア７６・７６と、該サンギア７６・７６の外周で噛合する複数のプラネタリギア７７・７７・・・と、リングギア７３・７５に一体構成されプラネタリギア７７・７７・・・に噛合するインターナルギア７８・７９と、走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒに固設され前記プラネタリギア７７・７７・・・を枢支するキャリア８０・８１とから構成されている。

前記プラネタリギア７７・７７・・・は、走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒから放射状に均等配置されて左右のキャリア８０・８１にそれぞれ回転自在に軸支され、該キャリア８０・８１はサンギア７６を挟んで左右に配置されると共に、前記インターナルギア７８・７９は、主駆動軸９４と同軸線上に配置された上で、走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒに回転自在に軸支されている。

以上のような構成において、該インターナルギア７８・７９は、リングギア７３・７５を介して、前記旋回系ドライブトレーン４６と連動連結される。また、前記サンギア７６・７６は、左右の遊星歯車装置１００・１０１に共通のサンギアとして、共通の主駆動軸９４に一体的に刻設されており、両サンギア７６・７６の中間部に係止した前記駆動センタギア７４を介して、前記走行系ドライブトレーン４５と連動連結されるのである。

次に、前記トランスミッション２による走行旋回構成について、図３乃至図５により説明する。
コンバイン１では、その走行条件に応じて、まず、副変速レバー２６を傾動操作して、副変速装置２９におけるシフタ８９またはシフタ９０を摺動し、該シフタ８９またはシフタ９０をいずれかのクラッチ歯部に係合させることにより、路上走行時等には高速ギア列５８・６１から成る高速度段、乾田作業時等には中速ギア列５６・６０から成る中速度段、湿田作業時等には低速ギア列５５・５９から成る低速度段を選択し設定する。その上で、前記主変速レバー２５を傾動操作して、主変速装置３０における油圧ポンプ４９の可動斜板４９ａの傾角を変更し、機体の進行方向の制御を含め、車速を無段階に変速制御させる。そして、いずれの前記速度段においても、走行中は、モータ軸３４の主変速動力が、前記走行系ドライブトレーン４５を通ってサンギア７６に常時伝達され、該サンギア７６を回転駆動させている。

このような変速制御が行われる中、直進走行時には、前記操向ハンドル２２は前方を向けた状態にあり、油圧回路等によって、前述の如く、両サイドクラッチ部８７Ｌ・８７Ｒとも切状態、両ブレーキ８８Ｌ・８８Ｒとも制動状態となるように制御されるため、前記モータ軸３４からクラッチセンタギア８２に入力された主変速動力は、いずれのインターナルギア７８・７９にも伝達されない。そして、この直進走行中に前記操向ハンドル２２を旋回方向に回動操作すると、油圧回路等によって、前述の如く、旋回内側のサイドクラッチ部のみ入状態、旋回内側のブレーキのみ制動解除状態となるように制御されるため、モータ軸３４からクラッチセンタギア８２に入力された主変速動力は、前記旋回系ドライブトレーン４６を通り、リングギア７３・７５を介して、インターナルギア７８・７９のうちの旋回内側のインターナルギアのみに伝達され、該旋回内側のインターナルギアを回転駆動させる。

ここで、コンバイン１を左旋回させる場合を例に説明する。
図４に示すように、モータ軸３４の矢印１１０に示す回転方向を正転方向、該正転方向の反対方向を逆転方向とすると、主変速動力が走行系ドライブトレーン４５を伝達する間に、伝達動力の回転方向は、矢印１１０方向（正転方向）→矢印１１４方向（逆転方向）→矢印１１５方向（正転方向）→矢印１１６方向（逆転方向）→矢印１１７方向（正転方向）と変化し、差動機構４７の両サンギア７６は、駆動センタギア７４を介して正転方向に回転する。一方、主変速動力が旋回系ドライブトレーン４６を伝達する間に、伝達動力の回転方向は、矢印１１０方向（正転方向）→矢印１１１方向（逆転方向）→矢印１１２方向（正転方向）→矢印１１３方向（逆転方向）と変化し、差動機構４７の左側のインターナルギア７８は、左側のリングギア７３を介して逆転方向に回転する。

つまり、旋回外側にあたる右側の遊星歯車装置１０１では、サンギア７６には「正転方向」の回転動力が入力されるが、インターナルギア７９には回転動力が伝達されないのに対し、旋回内側にあたる左側の遊星歯車装置１００では、サンギア７６には「正転方向」の回転動力が入力され、インターナルギア７８には、該サンギア７６とは反対方向の「逆転方向」の回転動力が入力されることとなる。

その結果、図５（ｂ）に示すように、右側の遊星歯車装置１０１については、停止状態にある右側のインターナルギア７９のもとで、サンギア７６のみが、前記矢印１１７方向と同じ矢印１０６方向（正転方向）に回転し、これにより、各プラネタリギア７７が矢印１０７方向に自転しながら、前記キャリア８１を回転しつつ矢印１０９方向に公転する。

一方、図５（ａ）に示すように、左側の遊星歯車装置１００については、前述の如く、サンギア７６の矢印１０６方向（正転方向）とは反対方向で前記矢印１１３方向と同じ矢印１０８方向（逆転方向）に、インターナルギア７８が回転するため、この回転速度分だけプラネタリギア７７の矢印１０９方向への回転速度が減少し、これにより左側のキャリア８０及び走行駆動軸３８Ｌの回転速度も減少する。従って、左側の走行駆動軸３８Ｌの回転速度が右側の走行駆動軸３８Ｒよりも小さくなり、コンバイン１を左旋回させることができる。

この際、サンギア７６のみで駆動される右側の走行駆動軸３８Ｒは、旋回走行中も直進走行時と同じ回転速度に保持されている。従って、高速度段に副変速し、両サンギア７６に入力される正転方向の伝達動力を高速に設定して直進走行している場合、高速のサンギア７６の正転方向の回転速度に対する、左側のインターナルギア７８のみに入力される逆転方向の回転速度が占める割合は小さく、その結果、右側の走行駆動軸３８Ｒに対する左側の走行駆動軸３８Ｌの減速率も小さくなり、機体はゆっくりと左旋回する。

これに対し、前記高速度段よりも低速の中速度段や低速度段に副変速し、両サンギア７６に入力される正転方向の伝達動力を低速に設定して直進走行している場合も、左側のインターナルギア７８に入力される逆転方向の回転速度は前記高速度段の場合と変わらないことから、低速のサンギア７６の正転方向の回転速度に対する、左側のインターナルギア７８の逆転方向の回転速度が占める割合は大きくなり、その結果、右側の走行駆動軸３８Ｒに対する左側の走行駆動軸３８Ｌの減速率も大きくなって、機体は左に急旋回するようになる。

すなわち、直進走行から旋回走行に移行する時は、旋回入力側のインターナルギア７８に連動連結する走行駆動軸３８Ｌは一定量だけ増減速されるが、旋回系ドライブトレーン４６からの伝達動力を入力しない側のインターナルギア７９に連動連結する走行駆動軸３８Ｒは、旋回走行中も直進走行時の速度に保持されている。このため、旋回直前まで副変速の高速度段等により高速で直進走行していると、前記旋回入力側の走行駆動軸３８Ｌの増減速の占める割合が相対的に小さく、機体はゆっくりと緩旋回し、逆に、旋回直前まで副変速の低速度段等により低速で直進走行していると、前記旋回入力側の走行駆動軸３８Ｌの増減速の占める割合が前記高速度段の場合よりも相対的に大きくなり、機体は急旋回または芯地旋回する。従って、副変速装置２９の速度段をインターナルギア７８・７９の伝動動力に連動可能な複雑な連動機構を別途に設けることなく、高速走行時には緩旋回、低速走行時には急旋回または芯地旋回を行うことができ、安定した旋回性能が得られると共に、部品点数を減少させて部品コストを低減し、組立性やメンテナンス性の向上も図ることができるのである。

しかも、このように、前記旋回系ドライブトレーン４６から、前記サンギア７６の矢印１０６方向（正転方向）と反対方向である矢印１０８方向（逆転方向）の回転動力をインターナルギア７８に入力すると、旋回入力側の走行駆動軸３８Ｌを減速させ、サンギア７６よりも低速の該走行駆動軸３８Ｌを旋回内側として小さい半径で旋回することができ、狭い圃場での作業を容易にすることができる。

なお、本実施例とは逆に、インターナルギア７８に入力する回転動力の回転方向を、サンギア７６に入力する回転動力の回転方向と同方向となるように設定することもできる。この場合は、図５（ａ）とは逆に、サンギア７６の矢印１０６方向（正転方向）と同方向（正転方向）にインターナルギア７８が回転されるため、プラネタリギア７７の矢印１０９方向への回転速度が増加し、これにより左側のキャリア８０及び走行駆動軸３８Ｌの回転速度も増加する。従って、左側の走行駆動軸３８Ｌの回転速度が右側の走行駆動軸３８Ｒよりも大きくなり、コンバイン１を右旋回させることができる。そして、このように旋回入力側の走行駆動軸３８Ｌを増速させると、上述のように減速させた場合に比べ、左右の走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒの回転速度が全体的に増加することとなり、旋回半径も大きくなる。

すなわち、このようにして、旋回系ドライブトレーン４６から、前記サンギア７６の矢印１０６方向（正転方向）と同方向の回転動力をインターナルギア７８に入力すると、旋回入力側の走行駆動軸３８Ｌを増速させ、該走行駆動軸３８Ｌと反対側でサンギア７６と同速の走行駆動軸３８Ｒを旋回内側として大きい半径で旋回することができ、急旋回による圃場の荒れや乗り心地の悪化等を防ぐことができる。

次に、前記ＰＴＯ変速装置４８について、図３により詳細に説明する。
ＰＴＯ変速装置４８においては、前記ＰＴＯ軸４１上の第一低速ギア８５と第一高速ギア８６の左方にも、左から順に、第二高速ギア８３と第二低速ギア８４が相対回転可能に環設され、該第二高速ギア８３と第二低速ギア８４は、それぞれ、前記ポンプ軸３３上の大径ギア５２と小径ギア５３に常時噛合されている。これにより、前記エンジン動力の一部が、大径ギア５２と第二高速ギア８３から成る第二高速ギア列、または小径ギア５３と第二低速ギア８４から成る第二低速ギア列を介してＰＴＯ軸４１側に伝達される。

更に、第二高速ギア８３と第二低速ギア８４との間にはシフタ９１が、第一低速ギア８５と第一高速ギア８６との間にはシフタ９２が、それぞれ、ＰＴＯ軸４１上に軸心方向摺動自在かつ相対回転不能に係合されると共に、第二高速ギア８３でシフタ９１側に向かう部分、第二低速ギア８４でシフタ９１側に向かう部分、第一低速ギア８５でシフタ９２側に向かう部分、及び第一高速ギア８６でシフタ９２側に向かう部分には、それぞれクラッチ歯部が形成されている。

そして、前記ＰＴＯ軸４１は、ミッションケース２８から左方に突出され、その突出端にはプーリ１０２が嵌着され、該プーリ１０２と、前記刈取部６への入力軸１０５の先端に嵌着されたプーリ１０３との間には、ベルト１０４が巻回されており、ＰＴＯ変速装置４８からのＰＴＯ変速動力がベルト伝動によって刈取部６への入力軸１０５に入力される。

以上のような構成において、前記運転席２３近傍に配置したＰＴＯ変速レバー２００を傾倒操作すると、図示せぬリンク機構を介してシフタ９１が左右摺動され、該シフタ９１が第二低速ギア８４のクラッチ歯部に係合すると、前記第二低速ギア列５３・８４を介して、エンジン動力がＰＴＯ軸４１に低速度段で伝達され、シフタ９１が第二高速ギア８３に係合すると、前記第二高速ギア列５２・８３を介して、エンジン動力が同様にＰＴＯ軸４１に高速度段で伝達される。

あるいは、シフタ９２が左右摺動され、該シフタ９２が第一低速ギア８５のクラッチ歯部に係合すると、前記第一低速ギア列６８・８５を介して、副変速動力がＰＴＯ軸４１に低速度段で伝達され、シフタ９２が第一高速ギア８６のクラッチ歯部に係合すると、前記第一高速ギア列６９・８６を介して、副変速動力が同様にＰＴＯ軸４１に高速度段で伝達される。

このようにして、エンジン２７から主変速装置３０までの動力伝達経路の途中にあるポンプ軸３３からエンジン動力を取り出し、二段に変速してＰＴＯ軸４１に入力する場合は、走行中は車速に関係なく、しかも走行停止状態であってもエンジン２７が作動している限り、前記プーリ１０２等を介して刈取部６等に駆動力を伝達して刈取部６を駆動させることができる。

一方、走行系ドライブトレーン４５に介設した副変速装置２９の動力伝達下流側にある中間軸３９から副変速動力を取り出し、二段に変速してＰＴＯ軸４１に入力する場合は、車速の増減に応じた駆動力を前記プーリ１０２等を介して刈取部６等に伝達して、該刈取部６での処理速度も車速に応じて増減させることができる。

すなわち、左右の走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒにそれぞれ遊星歯車装置１００・１０１を備え、該遊星歯車装置１００・１０１の中央のサンギア７６・７６、該サンギア７６・７６の外周位置のインターナルギア７８・７９、及び該インターナルギア７８・７９と前記サンギア７６・７６に噛合する複数のプラネタリギア７７・７７・・・を枢支するキャリア８０・８１には、それぞれ、走行系ドライブトレーン４５、旋回系ドライブトレーン４６、及び前記走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒを連動連結し、前記旋回系ドライブトレーン４６から左右のインターナルギア７８・７９への伝達動力を調整し、前記左右の走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒに回転速度差を付与して機体を旋回走行させる作業車両であるコンバイン１のトランスミッション２において、前記走行系ドライブトレーン４５と旋回系ドライブトレーン４６に対して分岐動力を入力可能な単一の無段変速装置である主変速装置３０を設けると共に、前記走行系ドライブトレーン４５には、副変速装置２９を介設し、前記旋回系ドライブトレーン４６には、前記左右のインターナルギア７８・７９への動力の断接を行う左右のサイドクラッチであるサイドクラッチ部８７Ｌ・８７Ｒと、該サイドクラッチ部８７Ｌ・８７Ｒの出力部材であるクラッチ出力軸６３・６４をサイドクラッチ切状態で制動可能なブレーキ８８Ｌ・８８Ｒを設け、更に、前記主変速装置３０への入力部であるポンプ軸３３または前記走行系ドライブトレーン４５の途中部である中間軸３９から択一的に動力を取出して、ＰＴＯ軸４１に入力可能な動力取出し装置であるＰＴＯ変速装置４８を備えたので、前記走行系ドライブトレーン４５と旋回系ドライブトレーン４６への動力を共通の主変速装置３０から供給し、エンジン２７等の駆動源によって駆動する主変速装置３０を一台で済ますことができ、馬力ロスを小さくして燃費を向上させ、更に、装置コストを低減し、ミッションケース２８のコンパクト化も図ることができる。また、選択によって、エンジン２７等の駆動源からの動力をＰＴＯ軸４１に直接入力して、走行停止状態でもＰＴＯ軸４１を駆動させることができ、走行中の刈取り処理や脱穀処理途中の穀稈がそのまま車両内部に留まっている場合でも、改めて車両を走行駆動させることなく処理を続行させ、作業効率を向上させることができる。更に、選択によって、ＰＴＯ軸４１の回転速度を実際の車速に同調あるいは、後述の如く非同調させることができ、刈取り状況に応じて刈取り処理等の速度を適正化し、更なる作業効率と燃費の向上を図ることができる。

特に、ＰＴＯ変速装置４８のように、走行系ドライブトレーン４５の途中部の前記中間軸３９が、副変速装置２９よりも動力伝達下流側に位置し、副変速装置２９による変速速度に同調した副変速動力をＰＴＯ軸４１に入力する場合は、ＰＴＯ軸４１の回転速度を実際の車速に同調させることができ、高速走行で穀稈の流入量が増加しても、刈取等の処理が追従して穀稈が処理経路途中で詰まることなく円滑に処理され、逆に、低速走行で穀稈の流入量が減少しても、刈取部６等が余分に駆動されることなく馬力ロスが小さくなるのである。

次に、前記ＰＴＯ変速装置４８とは別形態のＰＴＯ変速装置２４８を設けたトランスミッション２０２について、図６、図７により説明する。
図６に示すように、トランスミッション２０２においても、前記トランスミッション２と同様に、前記左右のクローラ式走行装置４Ｌ・４Ｒを駆動するための走行系ドライブトレーン２４５、旋回系ドライブトレーン２４６、差動機構４７、及びＰＴＯ変速装置２４８等がミッションケース２２８内に配置され、該ミッションケース２２８の外側面に主変速装置２３０が設けられている。

該主変速装置２３０は、ハウジング２３０ａが前記ミッションケース２２８の上部右側面に後斜め下方姿勢で設けられ、油圧ポンプ４９と油圧モータ５０とが、前から順に並設される以外は、前記主変速装置３０と略同じ構成としている。

また、前記ミッションケース２２８内には、前記ポンプ軸３３とモータ軸３４と平行して、入力軸３２、副変速軸３５、クラッチ軸３６、減速軸３７、左右の駆動スプロケット１１８Ｌ・１１８Ｒをそれぞれ装備する走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒ、中間軸３９、減速軸４０、及びＰＴＯ軸４１が、それぞれ左右延伸状に軸支される。そして、このうちの入力軸３２は、ミッションケース２２８から左方に突出され、エンジン２７からのエンジン動力が、出力軸３１、プーリ４２、ベルト４４、プーリ４３を介して入力される一方、該入力軸３２の左右略中央部にはギア２５１が固設され、該ギア２５１は前記ポンプ軸３３のギア２５４に常時噛合されている。そして、該ギア２５４より左方のポンプ軸３３上には、大径ギア２５２と小径ギア２５３が左から順に固設されている。

該ギア２５２・２５３は、後述するＰＴＯ変速装置２４８に連結連動されており、エンジン動力が、入力軸３２から、ギア２５１、ギア２５４、ポンプ軸３３を介して油圧ポンプ４９に入力されると共に、該エンジン動力の一部が、これらの大径ギア２５２または小径ギア２５３を介して、ＰＴＯ変速装置２４８のＰＴＯ軸４１に入力される。このうちの油圧ポンプ４９に入力されたエンジン動力は、主変速装置２３０を介して主変速動力としてモータ軸３４から副変速装置２２９に出力される。

該副変速装置２２９においては、前記モータ軸３４上に、左から順に、小径ギア２５５、中径ギア２５６、大径ギア２５８が固設されると共に、前記副変速軸３５上にも、左から順に、低速ギア２５９、中速ギア２６０、高速ギア２６１が相対回転可能に環設され、それぞれが、前記小径ギア２５５、中径ギア２５６、大径ギア２５８に常時噛合されており、前記副変速装置２９と同様に、小径ギア２５５と低速ギア２５９から成る低速ギア列、中径ギア２５６と中速ギア２６０から成る中速ギア列、大径ギア２５８と高速ギア２６１から成る高速ギア列といった３段の副変速駆動列が形成されている。更に、副変速軸３５上で高速ギア２６１の右方には副変速出力ギア２６２が固設されている。

前記副変速軸３５上には、前記低速ギア２５９と中速ギア２６０との間にシフタ２８９が、前記高速ギア２６１の左側方にシフタ２９０が、それぞれ、軸心方向摺動自在かつ相対回転不能に係合されると共に、低速ギア２５９でシフタ２８９側に向かう部分と、中速ギア２６０でシフタ２８９側に向かう部分と、高速ギア２６１でシフタ２９０に向かう部分にも、それぞれクラッチ歯部が形成されている。

これにより、前記シフタ２８９・２９０をいずれかのクラッチ歯部に係合させることで、該当するギアを副変速軸３５に相対回転不能に係合させることができ、前記主変速動力を、前記３段の副変速駆動列のうちのいずれかのギア列を介して副変速し、副変速動力として、副変速出力ギア２６２から前記中間軸３９に向けて出力する。

該中間軸３９の右部には、入力ギア２７０が固設され、該入力ギア２７０は前記副変速出力ギア２６２と常時噛合しており、副変速動力が中間軸３９に伝達される。一方、該中間軸３９の左部には、小径の減速駆動ギア２６７が固設され、該減速駆動ギア２６７は、前記減速軸４０の左部にある大径の減速従動ギア２７１に常時噛合されており、中間軸３９に入力された副変速動力は、前記減速駆動ギア２６７と減速従動ギア２７１から成る減速ギア列を介して、減速軸４０に減速伝達される。なお、該中間軸３９も前記駐車ブレーキ９３によって制動できるようにしている。

前記減速軸４０の左右方向略中央にも小径のギア２７２が固設されると共に、該ギア２７２は、前記差動装置４７の大径の駆動センタギア７４に常時噛合されており、減速軸４０の動力が、ギア２７２、駆動センタギア７４を介して減速されて前記主駆動軸９４に伝達される。

以上のような構成において、前記主変速装置２３０から出力された主変速動力は、副変速装置２２９で副変速された後、副変速軸３５、副変速出力ギア２６２、入力ギア２７０、中間軸３９等を介して、主駆動軸９４に入力されるものであり、これらの要素の連係により走行系ドライブトレーン２４５が構成されている。

また、前記モータ軸３４上の中径ギア２５６と大径ギア２５８との間には、駆動ギア２５７が固設され、該駆動ギア２５７は、クラッチ軸３６に設けた前記サイドクラッチ８７のクラッチセンタギア８２と常時噛合されており、サイドクラッチ８７に入力された主変速動力に対して、前記トランスミッション２と同様にして、サイドクラッチ８７によるクラッチ入切と、左右のブレーキ８８Ｌ・８８Ｒによるブレーキ制動・解除を施すことができる。

これにより、直進走行時には、両サイドクラッチ部８７Ｌ・８７Ｒとも切状態、両ブレーキ８８Ｌ・８８Ｒとも制動状態として、主変速動力が左右のクラッチ出力軸６３・６４に伝達されず、しかも該クラッチ出力軸６３・６４が、左右のブレーキ８８Ｌ・８８Ｒによって制動されるようにしている。一方、旋回走行時には、旋回内側のサイドクラッチ部のみ入状態、旋回内側のブレーキのみ制動解除状態として、主変速動力が、旋回内側のクラッチ出力軸にのみ伝達され、しかも該クラッチ出力軸は、旋回内側のブレーキによる制動が解除されるようにしている。そして、クラッチ出力軸に伝達された動力は、前記二連ギア６５または６６を介して減速された後、前記リングギア７３または７５に伝達される。

以上のような構成において、前記主変速装置２３０から出力された主変速動力は、サイドクラッチ８７で入切制御された後、リングギア７３または７５に入力されるものであり、これらの要素の連係により旋回系ドライブトレーン２４６が構成されている。

そして、図７に示すように、このようなドライブトレーン２４５・２４６を有するトランスミッション２０２で左旋回する場合も、前記トランスミッション２と同様に、主変速動力が走行系ドライブトレーン２４５を伝達する間に、伝達動力の回転方向は、矢印１１０方向（正転方向）から変化して最終軸では矢印１１７方向（正転方向）となり、差動機構４７の両サンギア７６が駆動センタギア７４を介して正転方向に回転し、一方、主変速動力が旋回系ドライブトレーン２４６を伝達する間に、伝達動力の回転方向は、矢印１１０方向（正転方向）から変化して最終軸では矢印１１３方向（逆転方向）となり、差動機構４７の左側のインターナルギア７８は、左側のリングギア７３を介して逆転方向に回転する。その結果、逆転方向の回転速度分だけ左側の走行駆動軸３８Ｌの回転速度が右側の走行駆動軸３８Ｒよりも小さくなり、コンバイン１が左旋回するのである。

また、このような旋回走行が可能なトランスミッション２０２のＰＴＯ変速装置２４８においては、ＰＴＯ軸４１上に、左から順に、第二高速ギア２８３、第二低速ギア２８４、第一低速ギア２８５、及び第一高速ギア２８６が相対回転可能に環設され、このうちの第二高速ギア２８３と第二低速ギア２８４は、それぞれ、ポンプ軸３３上の大径ギア２５２と小径ギア２５３に常時噛合され、前記第一低速ギア２８５と第一高速ギア２８６は、それぞれ、前記モータ軸３４上でギア２５８を挟んで左右に固設された小径ギア２６８と大径ギア２６９に常時噛合されている。

更に、第二高速ギア２８３と第二低速ギア２８４との間にはシフタ２９１が、第一低速ギア２８５と第一高速ギア２８６との間にはシフタ２９２が、それぞれ、ＰＴＯ軸４１上に軸心方向摺動自在かつ相対回転不能に係合されると共に、第二高速ギア２８３でシフタ２９１側に向かう部分、第二低速ギア２８４でシフタ２９１側に向かう部分、第一低速ギア２８５でシフタ２９２側に向かう部分、及び第一高速ギア２８６でシフタ２９２側に向かう部分には、それぞれクラッチ歯部が形成されている。

そして、前記ＰＴＯ軸４１は、前記トランスミッション２と同様に、ミッションケース２２８の左方への突出端にはプーリ１０２が嵌着され、該プーリ１０２と、前記刈取部６への入力軸１０５先端のプーリ１０３との間には、ベルト１０４が巻回され、ＰＴＯ変速装置２４８からのＰＴＯ変速動力がベルト伝動によって刈取部６への入力軸１０５に入力される。

以上のような構成において、前記運転席２３近傍に配置したＰＴＯ変速レバー２００を傾倒操作し、前記シフタ２９１を第二低速ギア２８４のクラッチ歯部に係合させると、ポンプ軸３３上のエンジン動力がＰＴＯ軸４１に低速度段で伝達され、シフタ２９１を第二高速ギア２８３のクラッチ歯部に係合させると、同じくポンプ軸３３上のエンジン動力がＰＴＯ軸４１に高速度段で伝達される。あるいは、シフタ２９２を第一低速ギア２８５のクラッチ歯部に係合させると、モータ軸３４上の主変速動力がＰＴＯ軸４１に低速度段で伝達され、シフタ２９２を第一高速ギア２８６のクラッチ歯部に係合させると、同じくモータ軸３４上の主変速動力がＰＴＯ軸４１に高速度段で伝達される。

このように、前記ＰＴＯ変速装置４８と同様にして、エンジン２７から主変速装置２３０までの動力伝達経路の途中にあるポンプ軸３３からエンジン動力を取り出し、二段に変速してＰＴＯ軸４１に入力する場合は、走行中は車速に関係なく、しかも走行停止状態であってもエンジン２７が作動している限り、前記プーリ１０２等を介して刈取部６等に駆動力を伝達して刈取部６を駆動させることができる。

一方、前記ＰＴＯ変速装置４８とは異なり、走行系ドライブトレーン２４５に介設した副変速装置２２９の動力伝達上流側にあるモータ軸３４から主変速動力を取り出し、二段に変速してＰＴＯ軸４１に入力する場合は、主変速の増減に応じた駆動力を前記プーリ１０２等を介して刈取部６等に伝達して、該刈取部６での処理速度も主変速に応じて増減させることができる。

すなわち、ＰＴＯ変速装置２４８のように、走行系ドライブトレーン２４５の途中部の前記モータ軸３４が、副変速装置２２９よりも動力伝達上流側に位置し、主変速装置２３０による変速速度に同調した主変速動力をＰＴＯ軸４１に入力する場合は、ＰＴＯ軸４１を実際の車速に関係なく主変速動力に同調した速度で回転させて刈取り処理等を行うことができ、各副速度段毎に刈取等の処理速度を大きく変化させないようにして、作業者の経験や技能に応じた運転操作を行うことができる。

本発明は、左右の走行駆動軸にそれぞれ遊星歯車装置を備え、該遊星歯車装置の中央のサンギア、該サンギアの外周位置のインターナルギア、及び該インターナルギアと前記サンギアに噛合する複数のプラネタリギアを枢支するキャリアには、それぞれ、走行系ドライブトレーン、旋回系ドライブトレーン、及び前記走行駆動軸を連動連結し、前記旋回系ドライブトレーンから左右のインターナルギアへの伝達動力を調整し、前記左右の走行駆動軸に回転速度差を付与して機体を旋回走行させる、全ての作業車両のトランスミッションに適用することができる。

本発明に関わるトランスミッションを搭載したコンバインの全体構成を示す全体側面図である。 同じく全体平面図である。 トランスミッションの動力伝達構成を示すスケルトン図である。 トランスミッションにおける軸及びギアの配置構成を示す側面模式図である。 遊星歯車装置における各ギアの駆動構成を示す側面模式図であって、図５（ａ）は旋回内側の遊星歯車装置における各ギアの駆動構成を示す側面模式図、図５（ｂ）は旋回外側の遊星歯車装置における各ギアの駆動構成を示す側面模式図である。 別形態のＰＴＯ変速装置を備えるトランスミッションの動力伝達構成を示すスケルトン図である。 同じく軸及びギアの配置構成を示す側面模式図である。

符号の説明

１ 作業車両
２・２０２ トランスミッション
２９・２２９ 副変速装置
３０・２３０ 無段変速装置
３３ 入力部
３８Ｌ・３８Ｒ 走行駆動軸
３９ 途中部
４１ ＰＴＯ軸
４５・２４５ 走行系ドライブトレーン
４６・２４６ 旋回系ドライブトレーン
４８・２４８ 動力取出し装置
６３・６４ 出力部材
７６ サンギア
７７ プラネタリギア
７８・７９ インターナルギア
８０・８１ キャリア
８７Ｌ・８７Ｒ サイドクラッチ
８８Ｌ・８８Ｒ ブレーキ
１００・１０１ 遊星歯車装置

Claims (3)

1. 左右の走行駆動軸にそれぞれ遊星歯車装置を備え、該遊星歯車装置の中央のサンギア、該サンギアの外周位置のインターナルギア、及び該インターナルギアと前記サンギアに噛合する複数のプラネタリギアを枢支するキャリアには、それぞれ、走行系ドライブトレーン、旋回系ドライブトレーン、及び前記走行駆動軸を連動連結し、前記旋回系ドライブトレーンから左右のインターナルギアへの伝達動力を調整し、前記左右の走行駆動軸に回転速度差を付与して機体を旋回走行させる作業車両のトランスミッションにおいて、前記走行系ドライブトレーンと旋回系ドライブトレーンに対して分岐動力を入力可能な単一の無段変速装置を設けると共に、前記走行系ドライブトレーンには、副変速装置を介設し、前記旋回系ドライブトレーンには、前記左右のインターナルギアへの動力の断接を行う左右のサイドクラッチと、該サイドクラッチの出力部材をサイドクラッチ切状態で制動可能なブレーキを設け、更に、前記無段変速装置への入力部または前記走行系ドライブトレーンの途中部から択一的に動力を取出して、ＰＴＯ軸に入力可能な動力取出し装置を備えたことを特徴とする作業車両のトランスミッション。
2. 前記途中部は、副変速装置よりも動力伝達下流側に位置し、副変速装置による変速速度に同調した副変速動力をＰＴＯ軸に入力することを特徴とする請求項１記載の作業車両のトランスミッション。
3. 前記途中部は、副変速装置よりも動力伝達上流側に位置し、無段変速装置による変速速度に同調した主変速動力をＰＴＯ軸に入力することを特徴とする請求項１記載の作業車両のトランスミッション。

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