JP3954167B2

JP3954167B2 - Shift control device for agricultural work vehicle

Info

Publication number: JP3954167B2
Application number: JP25099397A
Authority: JP
Inventors: 洋之橋本
Original assignee: Kanzaki Kokyukoki Manufacturing Co Ltd
Current assignee: Kanzaki Kokyukoki Manufacturing Co Ltd
Priority date: 1997-09-16
Filing date: 1997-09-16
Publication date: 2007-08-08
Anticipated expiration: 2017-09-16
Also published as: JPH1182713A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、農用トラクタ等の農用作業車に装備され、作業走行中に最適良好な動力負荷性能を得るべく自動変速を行わせる変速制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
走行用及び作業機駆動用の駆動源としてのエンジンを備え、該エンジンの回転を、車輪、クローラ等の走行装置に伝えて走行する農用トラクタ等の農用作業車においては、作業機を牽引して行われる作業走行中に、エンジンが最大動力又は最大トルクを発生することが可能な適正な回転速度範囲を維持することが重要であり、一般的には、農用作業車に搭乗した作業者により操作されるスロットルレバーを適宜位置に固定し、エンジンの出力をガバナにより自動調節して適正回転速度域を維持するようにしている。
【０００３】
しかしながら、実際の作業中には、作業機に加わる負荷の変動によりエンジンの回転速度が大きく変動し、適正回転速度を維持するには、前記スロットルレバー操作に加えて、変速（減速又は増速）操作が必要となる場合が多い一方、運転のために搭乗している作業者には、作業機における作業状態の監視等の付随作業に集中することが必要であることから、適正回転速度域を維持するための操作が煩雑になるという問題がある。
【０００４】
そこで従来から、作業走行中にエンジンの回転速度を監視し、この回転速度が適正範囲を外れたとき、エンジンから走行装置への伝動系の中途に配設された変速装置に変速動作を行わせる構成とした変速制御装置を設け、作業走行中に常に良好な駆動性能が得られるようにした農用作業車が実用化されている。
【０００５】
前記変速制御装置において制御対象となる変速装置は、一般的に、エンジンからの入力軸及び走行装置への出力軸の夫々に嵌着された各複数の変速ギヤを選択的に噛合させることにより複数の変速段を得るようにしたギヤ式の変速装置であり、このような変速装置に変速動作を行わせるためには、前記エンジンからの入力を一旦遮断し、変速ギヤの噛み合わせを変える必要がある。
【０００６】
そこで前記変速制御装置は、ギヤ式の変速装置と共に、これに前置された油圧クラッチを制御対象とし、エンジンの回転速度が適正範囲を外れたとき、前記油圧クラッチを遮断動作させると共に、前記変速装置に付設された変速アクチュエータを動作させ、減速又は増速側への変速動作を行わせた後、前記油圧クラッチを係合させる一連の動作を行う構成となっている。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、以上の如き変速制御装置の動作において、変速動作に先立って油圧クラッチが遮断されることから、エンジンからの伝達トルクの喪失により、走行装置及び牽引作業機に加わる負荷に応じて車速が低下し、所望の変速段の実現後における前記油圧クラッチの再係合時に、伝達トルクの復帰により車速が急増して運転者が不快な変速ショックを感じるという問題があり、従来から、この問題を解消するための種々の提案がなされている。
【０００８】
特開平2-168068号公報には、車両の加速度を検出し、この検出結果に基づいて電磁弁を間欠的に開閉操作する制御手段を有し、前記電磁弁により調圧された油圧を前記油圧クラッチの係合用の油圧として利用することにより変速ショックを軽減する構成が開示されており、また特開平4-370467号公報には、エンジンからギヤ式変速装置への伝動系の中途に、油圧操作式の第１クラッチに加えて、急速な入切操作が可能な第２クラッチを設け、第２クラッチを変速動作の前後に切入操作する一方、第１クラッチの作動油圧の上昇程度を牽引負荷の大小に応じて遅速に変更する構成が開示されている。
【０００９】
ところが後者の構成は、２種のクラッチを必要とすることから、伝動系の構成が複雑化する上、基本的に、台車を牽引走行する作業車への適用を図ったものであり、牽引負荷の変動が著しい農用作業車への適用は難しく、変速ショックの十分な低減効果は期待し得ないという問題があった。
【００１０】
これに対し前者の構成は、車両の目標加速度に応じて油圧クラッチの係合用油圧が調圧されることから農用作業車の変速制御装置への適用に適したものであるが、電磁弁の間欠的な開閉により係合用油圧を得ていることから、油圧クラッチの係合が断続的に生じて細かい変速ショックが残るという問題がある。
【００１１】
また、加速度センサ、及び該加速度センサの検出結果に基づいて前記電磁弁を開閉制御する電気的な制御手段が必要である上、外部からの電磁ノイズ、走行路面からの跳ね水等の外乱の影響により、加速度センサ及び制御手段の誤動作が発生する虞れがあり、信頼性に欠けるという問題があった。
【００１２】
更に特開昭62−231841号公報には、車両の加速度の検出結果に基づいて制御される電磁比例減圧弁により油圧クラッチの係合用油圧を連続的に調圧する構成が開示されている。この構成においては、油圧クラッチの係合用油圧が連続的に変更されることから変速ショックを有効に低減し得る反面、前記特開平2-168068号公報にも記載されているように、電磁比例制御弁を電流制御するための制御系の構成が複雑となる問題があり、また特開平2-168068号公報に開示された構成と同様に、外乱による加速度センサ及び制御手段の誤動作が発生する虞れがあり、信頼性に欠けるという問題があった。
【００１３】
本発明は斯かる事情に鑑みてなされたものであり、電気的な制御手段に頼ることなく車両の加速度に応じた油圧を発生し、この油圧を変速後の油圧クラッチの係合用油圧として利用することにより、変速ショックを伴うことなく変速を行わせることができる農用作業車の変速制御装置を提供することを目的とする。
【００１４】
【課題を解決するための手段】
本発明に係る農用作業車の変速制御装置は、エンジンから走行装置への伝動系の中途に、変速レバーの操作による手動切換が可能なギヤ式変速装置を備える農用作業車に装備してあり、作業機を牽引しての作業走行中に最適な駆動性能を得るべく、前記エンジンの回転速度に応じて、前記ギヤ式変速装置の変速段を切換える農用作業車の変速制御装置において、前記ギヤ式変速装置の出力軸と連動回転し、該出力軸の角加速度と予め定めた目標角加速度との偏差の増大に応じて低下する油圧を発生する角加速度制御弁と、該角加速度制御弁の発生油圧をパイロット圧として動作し、油圧源からの供給油圧を減圧して送出する減圧弁と、前記ギヤ式変速装置とエンジンとの間に介装され、前記減圧弁からの送給油圧により係合動作する油圧クラッチと、前記ギヤ式変速装置に変速動作を行わせる変速アクチュエータと、前記エンジンの回転速度を検出する回転センサとを備え、該回転センサの検出結果が所定の回転速度範囲を外れたとき、前記油圧クラッチを遮断し、前記変速アクチュエータを動作させた後、前記油圧クラッチを係合させる制御手段を具備することを特徴とする。
【００１５】
本発明においては、ギヤ式変速装置の出力軸と機械的に連動回転する角加速度制御弁が、前記出力軸の角加速度と目標角加速度との偏差の増加に伴って低下する油圧を発生し、この油圧をパイロット圧とする減圧弁の動作により、油圧源からの供給油圧を減圧して得られる油圧を油圧クラッチに送給し、該油圧クラッチの係合用油圧として利用する。
【００１６】
更に加えて、前記変速アクチュエータは、前記変速レバーを各切換位置に移動させる構成としてあることを特徴とする。
【００１７】
この発明においては、ギヤ式変速装置の変速操作のために設けた変速レバーにアクチュエータを付設し、変速が必要な場合、油圧クラッチを遮断した後、前記アクチュエータの動作により変速レバーを動かし、変速装置における所望の変速段を実現する。
【００１８】
【発明の実施の形態】
以下本発明をその実施の形態を示す図面に基づいて詳述する。図１は、本発明に係る変速制御装置を、これを備えた農用作業車の走行伝動系の構成と共に示す油圧回路図である。
【００１９】
図中Ｅはエンジンであり、該エンジンＥの出力は、主クラッチＣ₁、油圧クラッチＣ、主変速装置８（変速比ｉ_m）、副変速装置80（変速比ｉ_n）、及び終減速機81を経て駆動輪82に伝達され、該駆動輪82の回転により図示しない農用作業車が走行する構成となっている。
【００２０】
主変速装置８は、油圧クラッチＣからの入力軸Ｓ₂と、副変速装置80への出力軸Ｓ₃の夫々に嵌着された各複数の変速ギヤを選択的に噛合させることにより複数の変速段を得るようにした公知のギヤ式の変速装置である。この主変速装置８の変速操作は、図の上部に模式的に示された変速レバーＲの手動操作により行われると共に、前記変速レバーＲに後述の如く付設された変速アクチュエータ9a，9bの動作により行われるようになしてあり、手動による変速に際しては、図示しないクラッチペダルの踏圧により主クラッチＣ₁を遮断し、また自動による変速に際しては、後述の如く構成された係断用油圧回路の動作により油圧クラッチＣを遮断し、エンジンＥの出力軸Ｓ₁からの伝動を夫々絶つようにしてある。
【００２１】
油圧クラッチＣの係断用油圧回路は、油圧源としての油圧ポンプＰの発生油圧Ｐ₀を、減圧弁83、係断切換え用の電磁切換弁84、及び方向操作弁85を介して油圧クラッチＣに送給する構成となっている。電磁切換弁84は、これに付設されたソレノイド 84aへの通電及び通電遮断に応じて、図示の２位置の間にて切換え動作を行う２位置切換弁であり、減圧弁83の出口側に得られた油圧は、前記ソレノイド 84aへの通電がなされない通常状態においては、図示の切換え位置にある電磁切換弁84を経て油圧クラッチＣに送給され、該油圧クラッチＣは係合状態を保つようになしてある。また、ソレノイド 84aに通電されると、減圧弁83の出口側に得られた油圧は、図と逆の切換え位置をとる電磁切換弁84によりブロックされ、油圧クラッチＣ内の作動油が電磁切換弁84を経て油タンクＴに還流して、該油圧クラッチＣが遮断される。
【００２２】
減圧弁83は、油圧クラッチＣを係合させて所望の変速段を得るに際し、油圧ポンプＰの発生油圧Ｐ₀を減圧し、急激な係合動作に伴う変速ショックの低減を図る動作をなすものであり、導圧回路86を介して与えられるパイロット圧Ｐ_fの低下に応じて前記減圧の程度を大とする公知の構成を有している。
【００２３】
導圧回路86内部のパイロット圧Ｐ_fは、制御対象となる主変速装置８の出力側、図においては、副変速装置80の出力軸Ｓ₄と連動回転する角加速度制御弁１の動作により、油圧ポンプＰの発生油圧Ｐ₀を調圧して得られるものであり、前記出力軸Ｓ₄の目標角加速度に対応する油圧となっている。
【００２４】
図２は、角加速度制御弁１の構成を示す側断面図である。本図に示す如く角加速度制御弁１は、固定ハウジング２内側の筒状の空洞部に、その軸芯回りでの回動自在に支承された回転軸３を備えている。該回転軸３は、軸長方向に適長離隔した位置を前記固定ハウジング２に内嵌固定された一対の玉軸受20，21に両持ち支持されており、これらの玉軸受20，21間には、円筒形をなす導油筒４が外嵌されている。
【００２５】
回転軸３の両端は、固定ハウジング２の外側に突出させてあり、一側の突出端には、平歯車30が一体形成されている。該平歯車30は、図１に示す如く、副変速装置80の出力軸Ｓ₄に嵌着された平歯車31に噛合させてあり、前記回転軸３は、平歯車31及び平歯車30を介して伝達される前記出力軸Ｓ₄の回転に応じて軸回りに回転するようになしてある。
【００２６】
回転軸３の他側の突出端は、固定ハウジング２の外側面に同軸的に固定されたカバーキャップ22に、玉軸受23によって支持させてあり、該玉軸受23と前記玉軸受21とによる支持位置間にフライホイール５及び回転円板６が取付けられている。厚肉円板形をなすフライホイール５は、回転軸３に外嵌された玉軸受50，51により、該回転軸３と同軸上での相対回転自在に支持されており、また回転円板６は、フライホイール５と略等しい外形を有する円板であり、回転軸３の端部外周に形成されたスプラインとの係合により周方向の回転を拘束すると共に、前記玉軸受23の端面との当接により、フライホイール５から離反する向きの移動を拘束して取付けてあり、回転軸３の回転に伴って回転するようになしてある。
【００２７】
フライホイール５の回転円板６との対向面には、半径方向に適宜の幅を有する凹所52が全周に亘って形成されている。また回転円板６のフライホイール５との対向面には、円環状の支持環61が突設されており、該支持環61は、その内外に適宜の間隙を有して前記凹所52の内部に侵入させてある。
【００２８】
前記支持環61には、円環状をなす摩擦環62が外嵌保持されている。該摩擦環62は、係合ピン63により支持環61と係合され、周方向の回転を拘束し、軸長方向の移動を許容すると共に、その一端面と回転円板６の側面との間に介装されたコイルばね64により、他側面をフライホイール５の側面に押し付けた状態に取り付けてある。またフライホイール５と回転円板６とは、前記支持環61の内側に配置された捩ればね７を介して連結されており、両者の相対角変位を、前記捩ればね７の捩れにより許容するようになしてある。
【００２９】
また回転円板６の外周面は、所定数の歯が形成された歯面とされ、カバーキャップ22の周壁を貫通して形成されたセンサ座24の内側に臨ませてあり、前記回転軸３の回転は、図中に２点鎖線により示す如く、前記センサ座24に取付けた磁電式の回転センサにより、前記回転円板６外周の歯数を媒介として検出し得るようになっている。
【００３０】
以上の構成により、固定ハウジング２に支持された回転軸３が前記出力軸Ｓ₄の回転に応じて回転するとき、該回転軸３に玉軸受50，51を介して支持されたフライホイール５には、回転軸３と一体回転する回転円板６に保持された摩擦環62の押し付けにより、該回転円板６及び回転軸３の回転方向と同向きの摩擦抵抗が作用し、該フライホイール５は、回転軸３が略一定の回転速度を保つ定常回転中には、前記摩擦抵抗の作用により回転円板６及び回転軸３と等しい速度を有して回転する。
【００３１】
一方、前記出力軸Ｓ₄及び回転軸３の回転速度が時間的に変動した場合、フライホイール５は、自身の慣性により現状の回転速度を保とうとすることから、回転軸３と一体に回転する回転円板６との間に捩ればね７の捩れを伴って相対角変位が生じる。この相対角変位は、摩擦環62の押し付け部に加わる摩擦力と、捩ればね７の捩れ復元力に抗して生じるから、回転軸３に発生する角加速度の大小に対応する変位量を有することとなる。
【００３２】
図２に示す如く、回転軸３の軸心部には、導油孔32が形成されており、該導油孔32の中途部には、固定絞り環34が嵌着固定され、この嵌着位置の両側は、回転軸３を半径方向に貫通する給油孔35及び送油孔36により、回転軸３の外周に周設された各別の環状溝に連通させてあり、これらは、前記導油筒４の該当位置に貫通形成された連通孔40，41を介して固定ハウジング２に形成された給油孔25及び送油孔26に夫々連通されている。
【００３３】
フライホイール５との嵌合部に達する導油孔32の先端部39は、半径方向外向きに延びる導油孔37により回転軸３の外周面に連通させてある。この連通位置に嵌合するフライホイール５の内周面には、その周方向の所定位置にて形成されたドレン長溝53によりフライホイール５の一側を支持する玉軸受51の配設室に連通させてあり、該ドレン長溝53と前記導油孔37とにより可変絞りが構成されている。
【００３４】
図３（ａ）は、導油孔37及びドレン長溝53の形成位置における回転軸３及びフライホイール５の嵌合部の横断面図である。図示の如く導油孔37とドレン長溝53とは、回転軸３に対するフライホイール５の相対角変位θが生じていない定常状態において半径方向に相対向する位置に形成してあり、前記相対角変位θが、予め設定されている目標角加速度に対応する大きさ（＝θ_r＝θ_f）に達し、導油孔37の方向が図中に破線により示すようになったとき相互に連通し、この後は、図３（ｂ）に示す如く、目標角加速度に対する偏差の増大に応じた相対角変位の増大に伴って絞り面積を増す可変絞りＳとして作用する。
【００３５】
以上の如く構成された固定絞り環34及び可変絞りＳは、図１中にも油圧回路記号により示してあり、固定絞り環34の上流側は、前記給油孔25、連通孔40、及び給油孔35を介して油圧源たる油圧ポンプＰの吐出側に接続されており、該油圧ポンプＰが発生する略一定の油圧Ｐ₀が導入されている。また、ドレン長溝53によりカバーキャップ22の内部に連通された可変絞りＳの下流側は、カバーキャップ22の下部に連通するように固定ハウジング２に穿設された排油孔27により油タンクＴに連通されている。
【００３６】
以上の構成により、可変絞りＳが開口状態にあるとき、前述の如く、Ｐ₀なる圧力を有して導油孔32に導入される圧油は、固定絞り環34の通過により減圧されて先端部39に導かれ、導油孔37とドレン長溝53とにより形成された可変絞りＳの通過により減圧されて前記玉軸受50，51の配設室内に流れ込み、該玉軸受50，51を潤滑し、カバーキャップ22内に滞留した後、前記排油孔27を経て油タンクＴに排出される。
【００３７】
このとき、固定絞り環34と可変絞りＳとの間においては、固定絞り環34の通過後の油圧Ｐ_fを取り出すことができ、この油圧Ｐ_fは、下流側の可変絞りＣの絞り面積の増加、即ち、回転軸３に発生する角加速度の目標角加速度からの偏差の増加に伴って低下する油圧となり、この油圧Ｐ_fが、前記送油孔26、連通孔41及び送油孔36を介して固定ハウジング２の外部に取り出され、図１に示す如く、導圧回路86を介して前記減圧弁83に与えられている。
【００３８】
従って、以上の如く構成された本発明に係る変速制御装置においては、主変速装置８において適宜の変速段を得るべく、これに先立って行なわれる油圧クラッチＣの遮断に伴い、駆動輪82に加わる路面抵抗、図示しない作業機の牽引抵抗により、主変速装置８の出力側の回転速度が低下する。従って、主変速装置８での変速操作の終了後に油圧クラッチＣを再係合する際に、前記出力軸Ｓ₄に発生している角加速度に応じて角加速度制御弁１の出力油圧Ｐ_fが低下し、これをパイロット圧とする減圧弁83の動作により、前記油圧クラッチＣに送給される作動油圧が適度に保たれる結果、該油圧クラッチＣは半係合状態となり、出力軸Ｓ₄は緩やかに加速される。
【００３９】
そしてこの状態は、半係合下にある油圧クラッチＣ、及び変速操作後の主変速装置８を経た伝動により、副変速装置80の出力軸Ｓ₄の回転速度が徐々に増大して、その角加速度が前記目標角加速度となり、角加速度制御弁１の可変絞りＳが閉止されるまで継続される。従って、油圧クラッチＣの遮断、主変速装置８の内部での変速段の切換え、及び油圧クラッチＣの再係合からなる主変速装置８の一連の自動変速動作を、変速ショックの発生を伴うことなく容易に行わせることができる。またこのとき、角加速度制御弁１の出力油圧Ｐ_fを減圧弁83のパイロット圧として利用し、油圧クラッチＣの係合用の作動油圧は、減圧弁83の動作により得ているから、十分な作動制御油量を確保することができ高い応答性が得られる。
【００４０】
以上の如く行われる主変速装置８の自動変速動作において、油圧クラッチＣを遮断して行われる主変速装置８の変速段の切換えは、図４に示す如く、手動変速のための変速レバーＲに直接的に操作力を加える構成とした変速アクチュエータの動作により実現することができる。
【００４１】
変速レバーＲは、図示しない農用作業車に、これの運転のために搭乗している作業者により操作可能な位置に配してあり、この操作により図示の如く、エの字形をなすガイド溝87に沿って移動させ、前記エの字の横辺の両端部に夫々設定された４か所の変速位置に位置決めすることにより、夫々に対応する変速段（図中にＩ〜IVとして示す４つ変速段）への切換えが可能に構成されたものである。図示の如く変速アクチュエータ9a，9bは、変速レバーＲの基部近傍にその出力ロッドを連結してある油圧シリンダであり、変速レバーＲは、一方の変速アクチュエータ9aの進退動作により、前記ガイド溝87の縦辺に沿って移動せしめられ、他方の変速アクチュエータ9bの進退動作により、ガイド溝87の横辺に沿って移動せしめられるようになしてある。
【００４２】
変速レバーＲが図４中に実線にて示す位置にある場合、主変速装置８はニュートラル状態にあり、例えば、この状態からＩの変速段を実現する場合、変速アクチュエータ9aを退入動作させ、次いで、変速アクチュエータ9bを進出動作させればよく、更に、このＩの変速段からIIの変速段を実現する場合、変速アクチュエータ9bを退入動作させればよい。他の変速段である III及びIVも同様に、変速アクチュエータ9a，9bの進退動作を適宜に組み合わせることにより実現される。
【００４３】
変速アクチュエータ9a，9bは、夫々の中途部を変速レバーＲの移動面内にて揺動自在に各別のブラケット9c，9dにより支え、一方の変速アクチュエータ9a（又は9b）が進退動作するとき、他方の変速アクチュエータ9b（又は9a）は、夫々のブラケット9d（又は9c）回りの揺動により追随するようになしてある。また、以上の如く切換えられる主変速装置８の現状の変速段は、前記Ｉ〜IVの切換え位置に夫々配した変速段スイッチLW₁〜LW₄が変速レバーＲの一部に当接してオンすることにより検出される構成となっている。
【００４４】
なお、主変速装置８の変速段を切り換える変速アクチュエータは、以上の構成に限らず、主変速装置８に内蔵された変速ギヤに付設されたシフタに直接的に移動力を加える構成とすることも可能であるが、図４に示す如く、変速レバーＲに直接的に力を加える変速アクチュエータ9a，9bを設けることにより、簡素な構成にて変速段の切換えが可能となる。但しこの構成においては、切換え操作にある程度の時間を要することは避けられないが、本発明においては、切換え後の油圧クラッチＣの係合が、前述した角加速度制御弁１の動作により緩やかに行われることから、前記切換えに要するラグタイムの増大は、特に問題とはならない。
【００４５】
図５は、本発明に係る変速制御装置の制御系の構成を示すブロック図である。図中９は、マイクロプロセッサを用いてなる変速制御部であり、該変速制御部９の入力側には、エンジンＥの回転数を検出するエンジン回転センサ10、及び主変速装置８の出力側の回転数を検出する車軸相当回転センサ11の出力信号が与えられている。これらの回転センサ10，11は、図１中に示してあり、車軸相当回転センサ11としては、前記角加速度制御弁１のセンサ座24に取付けられた磁電式の回転センサを用いることができる。
【００４６】
変速制御部９の入力側には、エンジンＥのスロットル開度を検出するスロットルセンサ12、主クラッチＣ₁の係断を検出する主クラッチセンサ13の出力が与えられている。また変速制御部９の入力側には、変速レバーＲに付設された変速段スイッチLW₁〜LW₄が接続されており、変速制御部９は、これらの変速段スイッチLW₁〜LW₄のオンオフ状態により、主変速装置８における現状の変速段を認識し得るようになしてある。なお図中には、４つの変速段スイッチLW₁〜LW₄を一つのブロックにより示してある。
【００４７】
更に、変速制御部９の入力側には、手動変速及び自動変速の切換えのためのモード切換スイッチ14が接続されている。このモード切換スイッチ14は、図１に略示するように、前記変速レバーＲの先端に設けたノブに配した２位置切換え式のスイッチとすることができ、これが自動側に操作された場合、変速アクチュエータ9a，9bの前述した動作により変速段の切換えが行われるようになしてある。
【００４８】
一方変速制御部９の出力は、油圧クラッチＣの係断切換え用の電磁切換弁84、より具体的には、これに付設されたソレノイド 84aに与えられており、変速制御９から電磁切換弁84に動作指令が与えられた場合、ソレノイド 84aへの通電により、前述の如く油圧クラッチＣが遮断されるようになしてある。
【００４９】
また、変速制御部９の出力は、変速アクチュエータ9a，9bに夫々与えられており、これらは、変速制御部９から与えられるシフトアップ指令、又はシフトダウン指令に応じて各別に進退動作せしめられ、前述した如く、主変速装置８の変速段が切換えられるようになっている。なお変速アクチュエータ9a，9bとして、前述した如く油圧シリンダを用いる場合、変速制御９の出力は、油圧クラッチＣにおけると同様、変速アクチュエータ9a，9bの油圧送給回路に夫々設けられた電磁切換弁に与え、作動油圧の送給方向を切り換える構成とすることができる。
【００５０】
更に、変速制御部９の出力側には、表示器15が接続されている。この表示器15は、入力側に与えられるエンジン回転センサ10、及び車軸相当回転センサ11の検出結果を表示するために設けられたものであり、作業者は、自動変速の実行中に表示器15の表示を視認することにより、自動変速の動作内容をモニターすることが可能である。
【００５１】
変速制御部９は、入力側に接続されたモード切換スイッチ14が自動側に切換えられており、また、スロットルセンサ12から入力されるスロットル開度が所定開度以上であり、更に、主クラッチセンサ13からの入力により出力クラッチＣ₁が係合状態にあると判定されたことを条件として、以下に示す手順にて自動変速動作を行う。即ち、モード切換スイッチ14を自動側に切換えた後、スロットルレバーを適宜位置に固定し、クラッチペダルを係合操作することにより自動変速運転を実現することができ、この運転は、モード切換スイッチ14を手動側に切換える外に、スロットルレバーの固定を解除すること、又はクラッチペダルを踏圧操作することにより夫々解除される。
【００５２】
図６は、変速制御部９の動作内容を示すフローチャートである。前述した条件が満たされて自動変速動作を開始した変速制御部９は、入力側に接続されたエンジン回転センサ10の出力を取り込み、これによりエンジンＥの現状の回転速度Ｎを認識し（ステップＳ１）、これが予め設定された上限回転速度Ｎ₁を超えているか否かを調べ（ステップＳ２）、次いで、予め設定された下限回転速度Ｎ₂を下回っているか否かを調べる（ステップＳ３）。
【００５３】
図７は、エンジンＥの一般的な出力特性を示す特性線図である。図中に実線にて示す如く、エンジンの発生動力Ｌはその回転速度の増加に伴って増大し、所定の回転速度Ｎ₃において最大値Ｌ_maxとなり、これ以降は回転速度の増加に伴って逆に減少する。また、図中に破線により示す如く、エンジンの出力トルクＴは、その回転速度の増加に伴って増大し、前記回転速度Ｎ₃よりも小さい回転速度Ｎ₄において最大値Ｔ_maxとなり、これ以降は回転速度の増加に伴って逆に減少する。
【００５４】
ステップＳ２での比較に用いる上限回転速度Ｎ₁は、エンジンＥの発生動力Ｌが最大値Ｌ_maxをとる回転速度Ｎ₃よりもやや高く、逆に、ステップＳ３での比較に用いる下限回転速度Ｎ₂は、エンジンＥの出力トルクＴが最大値Ｔ_maxをとる回転速度Ｎ₄よりもやや低く設定してある。
【００５５】
変速制御部９は、ステップＳ２，３での判定の結果、現状におけるエンジンＥの回転速度Ｎが、Ｎ₂以上、Ｎ₁以下の範囲におさまっている場合、エンジンＥの発生動力Ｌ及び出力トルクＴが夫々の最大値Ｌ_max，Ｔ_maxに近く、現状の走行状態が適正であると判定し、何らの変速動作も行うことなくステップＳ１に戻り、再度エンジン回転センサ10の出力を取り込み、同様の判定を繰り返す。
【００５６】
一方、ステップＳ２での比較の結果、エンジンＥの回転速度Ｎが上限速度Ｎ₁を超えていると判定された場合、変速制御部９は、内蔵タイマの計時により時間ｔ₁が経過したか否かを調べ（ステップＳ４）、時間ｔ₁が経過するまで同じ状態が継続された場合、現状のエンジンＥの回転速度Ｎが過大であると判定し、まず、出力側の電磁切換弁84に動作指令を発し、油圧クラッチＣを遮断せしめ（ステップＳ５）、次いで、出力側の変速アクチュエータ9a，9bにシフトアップ指令を発し、これらの動作により、変速段スイッチLW₁〜LW₄からの入力により認識される現状の変速段を一段階シフトアップせしめる動作をなし（ステップＳ６）、最後に、出力側の電磁切換弁84への動作指令を解除し、油圧クラッチＣを係合させて（ステップＳ７）一連の動作を終え、前述した夫々の操作により手動モードへの切換えがなされたか否かを調べ（ステップＳ12）、自動モードが継続されている場合には、ステップＳ１に戻って同様の動作を繰り返す。
【００５７】
またステップＳ３での比較の結果、エンジンＥの回転速度Ｎが下限速度Ｎ₂を下回っていると判定された場合、変速制御部９は、内蔵タイマの計時により時間ｔ₂が経過したか否かを調べ（ステップＳ８）、時間ｔ₂が経過するまで同じ状態が継続された場合、現状のエンジンＥの回転速度Ｎが過小であると判定し、まず、出力側の電磁切換弁84に動作指令を発し、油圧クラッチＣを遮断せしめ（ステップＳ９）、次いで、出力側の変速アクチュエータ9a，9bにシフトダウン指令を発し、これらの動作により、変速段スイッチLW₁〜LW₄からの入力により認識される現状の変速段を一段階シフトダウンせしめる動作をなし（ステップＳ10）、最後に、出力側の電磁切換弁84への動作指令を解除し、油圧クラッチＣを係合させて（ステップＳ11）、一連の動作を終える。この後は、シフトダウンの場合と同様に、手動モードへの切換えがなされたか否かを調べ（ステップＳ12）、自動モードが継続されている場合には、ステップＳ１に戻って同様の動作を繰り返す。
【００５８】
このように行われる変速制御部９の動作において、変速段の切換え（シフトアップ又はシフトダウン）は、油圧クラッチＣの遮断、変速アクチュエータ9a，9bの動作、油圧クラッチＣの係合という単純な動作により行われるが、本発明に係る変速制御装置を備えた農用作業車おいては、最後の油圧クラッチＣの係合が、前記角加速度制御弁１の動作により、主変速装置８の出力側に発生する角加速度に応じて減圧された油圧により行われるから、複雑な制御を必要とすることなく変速ショックの少ない滑らかな自動変速が確実に実現され、作業走行中に常に良好な駆動性能が得られるようになる。
【００５９】
【発明の効果】
以上詳述した如く本発明に係る農用作業車の変速制御装置においては、ギヤ式変速装置の出力軸と機械的に連動回転する角加速度制御弁が、前記出力軸の角加速度と目標角加速度との偏差の増加に伴って低下する油圧を発生し、この油圧をパイロット圧とする減圧弁の動作により油圧源からの供給油圧を減圧して得られる油圧を、前記変速装置の変速動作後の油圧クラッチの係合用油圧としているから、電気的な制御手段に頼ることない簡素な構成により、変速ショックのない自動変速を行わせることができ、良好な駆動性能を維持した作業走行が実現される。
【００６０】
また、主変速装置の変速動作を行わせる変速アクチュエータを変速レバーに付設し、該変速レバーを動かして各切換位置に移動させる構成としたから、簡素なシーケンス動作により自動変速が可能となる等、本発明は優れた効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る変速制御装置の油圧回路図である。
【図２】角加速度制御弁の構成を示す側断面図である。
【図３】回転軸及びフライホイールの嵌合部の横断面図である。
【図４】変速アクチュエータの一実施例を示す図である。
【図５】本発明に係る変速制御装置の制御系の構成を示すブロック図である。
【図６】変速制御部の動作内容を示すフローチャートである。
【図７】エンジンの出力特性を示す特性線図である。
【符号の説明】
１角加速度制御弁
３回転軸
５フライホイール
６回転円板
７捩ればね
８主変速装置
９変速制御部
9a 変速アクチュエータ
9b 変速アクチュエータ
10 エンジン回転センサ
62 摩擦環
64 コイルばね
83 減圧弁
Ｃ油圧クラッチ
Ｃ₁ 主クラッチ
Ｅエンジン
Ｐ油圧ポンプ
Ｒ変速レバー[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a shift control device that is mounted on an agricultural work vehicle such as an agricultural tractor and that performs automatic shift to obtain optimal and favorable power load performance during work traveling.
[0002]
[Prior art]
An agricultural work vehicle such as an agricultural tractor equipped with an engine as a drive source for driving and driving a work machine, and transmitting the rotation of the engine to a running device such as a wheel or a crawler, pulls the work machine. It is important to maintain an appropriate rotational speed range that allows the engine to generate maximum power or torque during the work that is performed, and is generally operated by an operator on an agricultural work vehicle. The throttle lever is fixed at an appropriate position, and the engine output is automatically adjusted by a governor so as to maintain an appropriate rotational speed range.
[0003]
However, during actual work, the rotational speed of the engine greatly fluctuates due to fluctuations in the load applied to the work implement. In order to maintain the appropriate rotational speed, in addition to operating the throttle lever, shifting (deceleration or acceleration) is performed. While operation is often required, workers on board for driving need to concentrate on incidental work such as monitoring the work status of the work equipment. There is a problem that the operation for maintaining becomes complicated.
[0004]
Therefore, conventionally, the rotational speed of the engine is monitored during work traveling, and when this rotational speed is out of the proper range, the transmission device arranged in the middle of the transmission system from the engine to the traveling device is caused to perform a shifting operation. 2. Description of the Related Art Agricultural work vehicles have been put to practical use that are provided with a speed change control device configured so that good driving performance can always be obtained during work traveling.
[0005]
Generally, a plurality of transmissions to be controlled in the transmission control device are obtained by selectively engaging a plurality of transmission gears fitted to the input shaft from the engine and the output shaft to the traveling device. In order to cause such a transmission to perform a shifting operation, it is necessary to temporarily cut off the input from the engine and change the meshing of the transmission gear. is there.
[0006]
Therefore, the shift control device controls the hydraulic clutch placed in front of the gear-type transmission and controls the hydraulic clutch to be disconnected when the engine rotational speed is out of an appropriate range. After a speed change actuator attached to the apparatus is operated to perform a speed reduction operation to a deceleration or speed increase side, a series of operations for engaging the hydraulic clutch is performed.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the operation of the speed change control device as described above, the hydraulic clutch is disengaged prior to the speed change operation, so that the vehicle speed decreases according to the load applied to the traveling device and the traction work machine due to the loss of the transmission torque from the engine. However, when the hydraulic clutch is re-engaged after the desired shift speed is achieved, there is a problem that the vehicle speed rapidly increases due to the return of the transmission torque, and the driver feels an uncomfortable shift shock. Various proposals have been made to do this.
[0008]
Japanese Patent Laid-Open No. 2-168068 has a control means for detecting the acceleration of a vehicle and intermittently opening and closing the electromagnetic valve based on the detection result, and the hydraulic pressure regulated by the electromagnetic valve is the hydraulic pressure. Japanese Patent Laid-Open No. 4-370467 discloses a structure for reducing a shift shock by using it as a hydraulic pressure for engaging a clutch, and in the middle of a transmission system from an engine to a gear transmission, a hydraulic operation is disclosed. In addition to the first clutch of the type, a second clutch that can be quickly turned on and off is provided, and the second clutch is turned on and off before and after the shifting operation, while the increase in the hydraulic pressure of the first clutch is controlled by the traction load. A configuration in which the speed is changed according to the size is disclosed.
[0009]
However, since the latter configuration requires two types of clutches, the configuration of the transmission system is complicated, and basically, it is intended to be applied to a work vehicle that pulls a truck. This is difficult to apply to agricultural work vehicles with significant fluctuations, and there is a problem that a sufficient reduction effect of shift shock cannot be expected.
[0010]
In contrast, the former configuration is suitable for application to a shift control device for agricultural work vehicles because the hydraulic pressure for engaging the hydraulic clutch is adjusted according to the target acceleration of the vehicle. Since the hydraulic pressure for engagement is obtained by the opening and closing of the motor, there is a problem that the engagement of the hydraulic clutch occurs intermittently and a fine shift shock remains.
[0011]
In addition, an acceleration sensor and electrical control means for controlling the opening and closing of the electromagnetic valve based on the detection result of the acceleration sensor are required, and the influence of disturbance such as electromagnetic noise from the outside and splash water from the traveling road surface is required. Therefore, there is a possibility that malfunction of the acceleration sensor and the control means may occur, and there is a problem of lack of reliability.
[0012]
Further, Japanese Patent Application Laid-Open No. 62-231841 discloses a configuration in which the hydraulic pressure for engaging the hydraulic clutch is continuously regulated by an electromagnetic proportional pressure reducing valve that is controlled based on the detection result of vehicle acceleration. In this configuration, since the hydraulic pressure for engagement of the hydraulic clutch is continuously changed, the shift shock can be effectively reduced. However, as described in Japanese Patent Laid-Open No. 2-168668, the electromagnetic proportional control is performed. There is a problem that the configuration of the control system for controlling the current of the valve is complicated, and, similar to the configuration disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 2-168668, there is a possibility that the acceleration sensor and the control means malfunction due to disturbance. There was a problem of lack of reliability.
[0013]
The present invention has been made in view of such circumstances, and generates a hydraulic pressure corresponding to the acceleration of the vehicle without relying on an electrical control means, and uses this hydraulic pressure as an engaging hydraulic pressure for a hydraulic clutch after shifting. Accordingly, an object of the present invention is to provide a shift control device for an agricultural work vehicle that can perform a shift without a shift shock.
[0014]
[Means for Solving the Problems]
A shift control device for an agricultural work vehicle according to the present invention is provided in an agricultural work vehicle including a gear-type transmission that can be manually switched by operating a shift lever in the middle of a transmission system from an engine to a traveling device. In the shift control device of an agricultural work vehicle for switching the gear stage of the gear-type transmission according to the rotational speed of the engine in order to obtain an optimum driving performance during work traveling with towing a work machine, the gear type Deviation between the angular acceleration of the output shaft and a predetermined target angular acceleration. Decreases with increasing An angular acceleration control valve that generates hydraulic pressure, a pressure reducing valve that operates using the hydraulic pressure generated by the angular acceleration control valve as a pilot pressure, and reduces and supplies the hydraulic pressure supplied from the hydraulic source, and the gear-type transmission and the engine A hydraulic clutch that is interposed between the hydraulic clutch and that engages with the hydraulic pressure supplied from the pressure reducing valve; a gear shift actuator that causes the gear transmission to perform a gear shift operation; and a rotation sensor that detects the rotational speed of the engine. And a control means for disengaging the hydraulic clutch, operating the speed change actuator and then engaging the hydraulic clutch when the detection result of the rotation sensor is out of a predetermined rotational speed range. And
[0015]
In the present invention, the angular acceleration control valve that rotates mechanically and interlockingly with the output shaft of the gear-type transmission is configured to deviate between the angular acceleration of the output shaft and the target angular acceleration. Difference A hydraulic pressure that decreases as the pressure increases is generated, and the hydraulic pressure obtained by reducing the hydraulic pressure supplied from the hydraulic power source is supplied to the hydraulic clutch by the operation of a pressure reducing valve that uses this hydraulic pressure as a pilot pressure. Used as a combined hydraulic pressure.
[0016]
In addition, the speed change actuator is configured to move the speed change lever to each switching position.
[0017]
In the present invention, an actuator is attached to a speed change lever provided for speed change operation of the gear type speed change device, and when speed change is necessary, after the hydraulic clutch is disconnected, the speed change lever is moved by the operation of the actuator, A desired shift speed is realized.
[0018]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, the present invention will be described in detail with reference to the drawings illustrating embodiments thereof. FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing a speed change control device according to the present invention together with a configuration of a traveling transmission system of an agricultural work vehicle equipped with the same.
[0019]
In the figure, E is an engine, and the output of the engine E is the main clutch C. ₁ , Hydraulic clutch C, main transmission 8 (speed ratio i _m ), Auxiliary transmission 80 (speed ratio i _n ), And the final reduction gear 81 is transmitted to the drive wheels 82, and the farm work vehicle (not shown) travels by the rotation of the drive wheels 82.
[0020]
The main transmission 8 has an input shaft S from the hydraulic clutch C. ₂ And the output shaft S to the auxiliary transmission 80 _Three This is a known gear-type transmission in which a plurality of shift stages are obtained by selectively meshing each of the plurality of transmission gears. The speed change operation of the main transmission 8 is performed by manual operation of the speed change lever R schematically shown in the upper part of the figure, and by the operation of speed change actuators 9a and 9b attached to the speed change lever R as described later. During manual shifting, the main clutch C is driven by the depression pressure of a clutch pedal (not shown). ₁ In the case of automatic shifting, the hydraulic clutch C is disconnected by the operation of an engaging hydraulic circuit configured as described later, and the output shaft S of the engine E is disconnected. ₁ The transmission from is to be cut off.
[0021]
The hydraulic circuit for engaging / disengaging the hydraulic clutch C is a hydraulic pressure generated by a hydraulic pump P as a hydraulic source. ₀ Is supplied to the hydraulic clutch C through the pressure reducing valve 83, the electromagnetic switching valve 84 for engaging / disengaging switching, and the direction operation valve 85. The electromagnetic switching valve 84 is a two-position switching valve that performs switching operation between the two positions shown in the figure in response to energization and interruption of the solenoid 84a attached thereto, and is obtained on the outlet side of the pressure reducing valve 83. In a normal state where the solenoid 84a is not energized, the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic clutch C via the electromagnetic switching valve 84 at the illustrated switching position so that the hydraulic clutch C remains engaged. It has been. When the solenoid 84a is energized, the hydraulic pressure obtained on the outlet side of the pressure reducing valve 83 is blocked by the electromagnetic switching valve 84 taking the switching position opposite to that shown in the figure, and the hydraulic oil in the hydraulic clutch C is moved to the electromagnetic switching valve. After returning to the oil tank T via 84, the hydraulic clutch C is disengaged.
[0022]
The pressure reducing valve 83 generates a hydraulic pressure P generated by the hydraulic pump P when the hydraulic clutch C is engaged to obtain a desired shift speed. ₀ The pilot pressure P applied through the pressure induction circuit 86 is reduced to reduce the shift shock associated with a sudden engagement operation. _f It has a known configuration in which the degree of the decompression is increased in accordance with the decrease in.
[0023]
Pilot pressure P inside the impulse circuit 86 _f Is the output side of the main transmission 8 to be controlled, in the figure, the output shaft S of the auxiliary transmission 80. _Four The hydraulic pressure P generated by the hydraulic pump P by the operation of the angular acceleration control valve 1 that rotates in conjunction with the hydraulic pump P ₀ Is obtained by adjusting the output shaft S. _Four The hydraulic pressure corresponds to the target angular acceleration.
[0024]
FIG. 2 is a side sectional view showing the configuration of the angular acceleration control valve 1. As shown in this figure, the angular acceleration control valve 1 is provided with a rotating shaft 3 supported in a cylindrical cavity inside the fixed housing 2 so as to be rotatable about its axis. The rotary shaft 3 is supported at both ends by a pair of ball bearings 20 and 21 that are fitted and fixed to the fixed housing 2 at a position separated by an appropriate length in the axial direction, and between these ball bearings 20 and 21. Is fitted with a cylindrical oil guide cylinder 4.
[0025]
Both ends of the rotating shaft 3 are protruded to the outside of the fixed housing 2, and a spur gear 30 is integrally formed at one protruding end. The spur gear 30 is connected to the output shaft S of the auxiliary transmission 80 as shown in FIG. _Four The output shaft S is transmitted through the spur gear 31 and the spur gear 30. The spur gear 31 is engaged with the spur gear 31. _Four It rotates around the axis according to the rotation.
[0026]
The other projecting end of the rotary shaft 3 is supported by a ball bearing 23 on a cover cap 22 that is coaxially fixed to the outer surface of the fixed housing 2, and is supported by the ball bearing 23 and the ball bearing 21. A flywheel 5 and a rotating disk 6 are attached between the positions. The flywheel 5 having a thick disk shape is supported by ball bearings 50 and 51 fitted on the rotary shaft 3 so as to be relatively rotatable coaxially with the rotary shaft 3. Is a disk having an outer shape substantially equal to that of the flywheel 5, restrains rotation in the circumferential direction by engagement with a spline formed on the outer periphery of the end of the rotating shaft 3, and is connected to the end surface of the ball bearing 23. It is attached by restraining the movement in the direction away from the flywheel 5 by the contact, and rotates with the rotation of the rotary shaft 3.
[0027]
A recess 52 having an appropriate width in the radial direction is formed on the entire surface of the surface of the flywheel 5 facing the rotating disk 6. An annular support ring 61 protrudes from the surface of the rotating disk 6 facing the flywheel 5, and the support ring 61 has an appropriate gap on the inside and outside of the recess 52. It has penetrated inside.
[0028]
An annular friction ring 62 is fitted and held on the support ring 61. The friction ring 62 is engaged with the support ring 61 by an engagement pin 63, restricts circumferential rotation, allows movement in the axial length direction, and between the one end surface and the side surface of the rotating disk 6. The other side surface is pressed against the side surface of the flywheel 5 by a coil spring 64 interposed therebetween. The flywheel 5 and the rotating disk 6 are connected to each other via a twisting screw 7 disposed inside the support ring 61 so that the relative angular displacement of both is allowed by the twisting of the twisting screw 7. It has been.
[0029]
Further, the outer peripheral surface of the rotating disk 6 is a tooth surface on which a predetermined number of teeth are formed, and faces the inner side of the sensor seat 24 formed through the peripheral wall of the cover cap 22. This rotation can be detected by a magnetoelectric rotation sensor attached to the sensor seat 24 using the number of teeth on the outer periphery of the rotating disk 6 as a medium, as indicated by a two-dot chain line in the figure.
[0030]
With the above-described configuration, the rotary shaft 3 supported by the fixed housing 2 is connected to the output shaft S. _Four The flywheel 5 supported by the rotary shaft 3 via ball bearings 50 and 51 has a friction ring 62 held by a rotary disc 6 that rotates integrally with the rotary shaft 3 when rotating according to the rotation of the rotary shaft 3. Due to the pressing, a frictional resistance in the same direction as the rotation direction of the rotating disk 6 and the rotating shaft 3 acts, and the flywheel 5 is subjected to the friction during the steady rotation in which the rotating shaft 3 maintains a substantially constant rotation speed. It rotates at the same speed as the rotating disk 6 and the rotating shaft 3 by the action of the resistance.
[0031]
On the other hand, the output shaft S _Four When the rotational speed of the rotary shaft 3 fluctuates with time, the flywheel 5 tries to maintain the current rotational speed due to its own inertia, and therefore, between the rotary disc 6 that rotates integrally with the rotary shaft 3. If the screw is twisted, relative angular displacement occurs with twisting of the spring 7. The relative angular displacement is generated against the frictional force applied to the pressing portion of the friction ring 62 and the torsional restoring force of the twisted spring 7, and therefore has a displacement corresponding to the magnitude of the angular acceleration generated on the rotary shaft 3. It becomes.
[0032]
As shown in FIG. 2, an oil guide hole 32 is formed in the shaft center portion of the rotating shaft 3, and a fixed throttle ring 34 is fitted and fixed in the middle part of the oil guide hole 32. Both sides of the position are communicated with each other annular groove provided on the outer periphery of the rotating shaft 3 by an oil supply hole 35 and an oil feeding hole 36 penetrating the rotating shaft 3 in the radial direction. The oil cylinder 4 communicates with an oil supply hole 25 and an oil supply hole 26 formed in the fixed housing 2 through communication holes 40 and 41 formed through the corresponding positions of the oil cylinder 4.
[0033]
The leading end 39 of the oil guide hole 32 reaching the fitting portion with the flywheel 5 is communicated with the outer peripheral surface of the rotary shaft 3 through the oil guide hole 37 extending outward in the radial direction. The inner peripheral surface of the flywheel 5 fitted to the communication position communicates with a disposition chamber of a ball bearing 51 that supports one side of the flywheel 5 by a drain long groove 53 formed at a predetermined position in the circumferential direction. The drain long groove 53 and the oil guide hole 37 constitute a variable throttle.
[0034]
FIG. 3A is a cross-sectional view of the fitting portion of the rotary shaft 3 and the flywheel 5 at the position where the oil guide hole 37 and the drain long groove 53 are formed. As shown in the drawing, the oil guide hole 37 and the drain long groove 53 are formed at positions opposed to each other in the radial direction in a steady state where the relative angular displacement θ of the flywheel 5 with respect to the rotating shaft 3 is not generated. θ corresponds to a preset target angular acceleration (= θ _r = Θ _f ) And the direction of the oil guide hole 37 is indicated by a broken line in the figure, and then communicates with each other. Thereafter, as shown in FIG. It acts as a variable stop S that increases the stop area as the relative angular displacement increases.
[0035]
The fixed throttle ring 34 and the variable throttle S configured as described above are also indicated by a hydraulic circuit symbol in FIG. 1, and the upstream side of the fixed throttle ring 34 is the oil supply hole 25, the communication hole 40, and the oil supply hole. 35 is connected to the discharge side of a hydraulic pump P, which is a hydraulic pressure source, via a substantially constant hydraulic pressure P generated by the hydraulic pump P. ₀ Has been introduced. Further, the downstream side of the variable throttle S communicated with the inside of the cover cap 22 by the drain long groove 53 is connected to the oil tank T by the oil drain hole 27 formed in the fixed housing 2 so as to communicate with the lower portion of the cover cap 22. It is communicated.
[0036]
With the above configuration, when the variable stop S is in the open state, as described above, P ₀ The pressure oil introduced into the oil guide hole 32 with a pressure is reduced by passing through the fixed restrictor ring 34 and guided to the tip 39, and is formed by the oil guide hole 37 and the drain long groove 53. The pressure is reduced by the passage of S and flows into the arrangement chamber of the ball bearings 50 and 51, lubricates the ball bearings 50 and 51, stays in the cover cap 22, and then enters the oil tank T through the oil drain hole 27. Discharged.
[0037]
At this time, the hydraulic pressure P after passing through the fixed throttle ring 34 is between the fixed throttle ring 34 and the variable throttle S. _f This oil pressure P can be taken out _f Is a hydraulic pressure that decreases as the aperture area of the variable throttle C on the downstream side increases, that is, the deviation of the angular acceleration generated on the rotary shaft 3 from the target angular acceleration increases. _f Is taken out of the fixed housing 2 through the oil feed hole 26, the communication hole 41, and the oil feed hole 36, and is given to the pressure reducing valve 83 through a pressure guiding circuit 86 as shown in FIG. .
[0038]
Therefore, in the shift control apparatus according to the present invention configured as described above, in order to obtain an appropriate shift stage in the main transmission 8, it is applied to the drive wheels 82 as the hydraulic clutch C is disconnected prior to this. The rotational speed on the output side of the main transmission 8 decreases due to road resistance and traction resistance of a working machine (not shown). Therefore, when the hydraulic clutch C is re-engaged after the shift operation in the main transmission 8 is completed, the output shaft S _Four Output hydraulic pressure P of the angular acceleration control valve 1 in accordance with the angular acceleration generated in _f As a result of the operation of the pressure reducing valve 83 using this as a pilot pressure, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic clutch C is maintained moderately. As a result, the hydraulic clutch C enters a half-engaged state, and the output shaft S _Four Is slowly accelerated.
[0039]
In this state, the output shaft S of the sub-transmission device 80 is transmitted by transmission through the hydraulic clutch C half-engaged and the main transmission device 8 after the shift operation. _Four The rotation speed is gradually increased, the angular acceleration becomes the target angular acceleration, and the rotation is continued until the variable throttle S of the angular acceleration control valve 1 is closed. Therefore, a series of automatic transmission operations of the main transmission 8 including disengagement of the hydraulic clutch C, switching of the gear position within the main transmission 8 and re-engagement of the hydraulic clutch C is accompanied by generation of a shift shock. Can be easily performed. At this time, the output hydraulic pressure P of the angular acceleration control valve 1 _f Is used as the pilot pressure of the pressure reducing valve 83, and the hydraulic pressure for engaging the hydraulic clutch C is obtained by the operation of the pressure reducing valve 83, so that a sufficient amount of operation control oil can be secured and high responsiveness is obtained. It is done.
[0040]
In the automatic transmission operation of the main transmission 8 performed as described above, the shift stage of the main transmission 8 performed with the hydraulic clutch C disconnected is switched to the transmission lever R for manual transmission as shown in FIG. This can be realized by the operation of the speed change actuator configured to directly apply the operating force.
[0041]
The shift lever R is arranged at a position that can be operated by an operator who is on board an agricultural work vehicle (not shown) to drive it. , And positioned at the four shift positions respectively set at both ends of the lateral side of the letter “D”, thereby corresponding to the corresponding shift speeds (four shown as I to IV in the figure). (Shift stage) can be switched. As shown in the figure, the speed change actuators 9a and 9b are hydraulic cylinders having their output rods connected to the vicinity of the base of the speed change lever R. The speed change lever R is moved forward and backward by one speed change actuator 9a. It is moved along the vertical side, and is moved along the horizontal side of the guide groove 87 by the forward / backward movement of the other speed change actuator 9b.
[0042]
When the transmission lever R is at the position indicated by the solid line in FIG. 4, the main transmission 8 is in the neutral state. For example, when realizing the shift stage I from this state, the transmission actuator 9a is retracted, Next, the shift actuator 9b may be moved forward, and when the shift stage II is realized from the shift stage I, the shift actuator 9b may be retracted. Similarly, the other shift stages III and IV are realized by appropriately combining the forward and backward movements of the shift actuators 9a and 9b.
[0043]
The speed change actuators 9a and 9b are supported by separate brackets 9c and 9d so that the middle portions of the speed change actuators 9 can swing within the moving surface of the speed change lever R. When one speed change actuator 9a (or 9b) moves forward and backward, The other speed change actuator 9b (or 9a) follows by swinging around each bracket 9d (or 9c). Further, the current shift speed of the main transmission 8 that is switched as described above is the shift speed switch LW arranged at each of the switching positions I to IV. ₁ ~ LW _Four Is detected by contacting and turning on a part of the speed change lever R.
[0044]
The shift actuator for switching the gear position of the main transmission 8 is not limited to the above configuration, and may be configured to apply a moving force directly to a shifter attached to a transmission gear built in the main transmission 8. Although it is possible, as shown in FIG. 4, by providing the speed change actuators 9a and 9b that apply force directly to the speed change lever R, it is possible to switch the speed stage with a simple configuration. However, in this configuration, it is inevitable that the switching operation requires a certain amount of time, but in the present invention, the engagement of the hydraulic clutch C after switching is performed gently by the operation of the angular acceleration control valve 1 described above. Therefore, an increase in the lag time required for the switching is not particularly problematic.
[0045]
FIG. 5 is a block diagram showing the configuration of the control system of the transmission control apparatus according to the present invention. In the figure, reference numeral 9 denotes a shift control unit using a microprocessor. An input side of the shift control unit 9 includes an engine rotation sensor 10 for detecting the number of revolutions of the engine E, and an output side of the main transmission 8. An output signal of the axle equivalent rotation sensor 11 for detecting the rotation speed is given. These rotation sensors 10 and 11 are shown in FIG. 1. As the axle equivalent rotation sensor 11, a magnetoelectric rotation sensor attached to the sensor seat 24 of the angular acceleration control valve 1 can be used.
[0046]
On the input side of the shift control unit 9, there are a throttle sensor 12 for detecting the throttle opening of the engine E, a main clutch C ₁ The output of the main clutch sensor 13 for detecting the engagement is given. Further, on the input side of the shift control unit 9, a shift speed switch LW attached to the shift lever R is provided. ₁ ~ LW _Four Are connected, and the shift control unit 9 ₁ ~ LW _Four The present gear position in the main transmission 8 can be recognized by the on / off state. In the figure, there are four shift speed switches LW. ₁ ~ LW _Four Is shown by one block.
[0047]
Further, a mode changeover switch 14 for switching between manual shift and automatic shift is connected to the input side of the shift control unit 9. As schematically shown in FIG. 1, the mode changeover switch 14 can be a two-position changeover switch disposed on a knob provided at the tip of the speed change lever R. When this switch is operated to the automatic side, The shift speed is switched by the above-described operation of the shift actuators 9a and 9b.
[0048]
On the other hand, the output of the shift control unit 9 is given to an electromagnetic switching valve 84 for switching engagement / disengagement of the hydraulic clutch C, more specifically, to a solenoid 84a attached thereto. When the operation command is given to the hydraulic clutch C, the hydraulic clutch C is disconnected as described above by energizing the solenoid 84a.
[0049]
Further, the outputs of the shift control unit 9 are given to the shift actuators 9a and 9b, respectively, and these are caused to advance and retreat individually according to a shift-up command or a shift-down command given from the shift control unit 9, As described above, the gear position of the main transmission 8 is switched. When hydraulic cylinders are used as the transmission actuators 9a and 9b as described above, the output of the transmission control 9 is output to the electromagnetic switching valves provided in the hydraulic pressure supply circuits of the transmission actuators 9a and 9b, as in the hydraulic clutch C. It is possible to adopt a configuration in which the supply direction of the working hydraulic pressure is switched.
[0050]
Further, an indicator 15 is connected to the output side of the shift control unit 9. The display 15 is provided for displaying the detection results of the engine rotation sensor 10 and the axle equivalent rotation sensor 11 given to the input side, and the operator can display the display 15 during execution of automatic shift. It is possible to monitor the operation content of the automatic shift by visually checking the display.
[0051]
The shift control unit 9 has a mode changeover switch 14 connected to the input side switched to the automatic side, the throttle opening input from the throttle sensor 12 is greater than or equal to a predetermined opening, and the main clutch sensor Output clutch C by input from 13 ₁ On the condition that is determined to be in the engaged state, the automatic shift operation is performed according to the following procedure. That is, after the mode changeover switch 14 is switched to the automatic side, the automatic shift operation can be realized by fixing the throttle lever at an appropriate position and engaging the clutch pedal. In addition to switching to the manual side, the throttle lever is unlocked or released by pressing the clutch pedal.
[0052]
FIG. 6 is a flowchart showing the operation content of the shift control unit 9. The shift control unit 9 that has started the automatic shift operation when the above-described conditions are satisfied takes in the output of the engine rotation sensor 10 connected to the input side, thereby recognizing the current rotation speed N of the engine E (step S1). ), This is a preset upper limit rotational speed N ₁ (Step S2), and then a preset lower limit rotational speed N ₂ It is checked whether it is below (step S3).
[0053]
FIG. 7 is a characteristic diagram showing a general output characteristic of the engine E. As indicated by the solid line in the figure, the generated power L of the engine increases with an increase in its rotational speed, and a predetermined rotational speed N _Three Maximum value L _max After that, it decreases conversely as the rotational speed increases. Further, as indicated by a broken line in the figure, the output torque T of the engine increases as the rotational speed increases, and the rotational speed N _Three Rotation speed N smaller than _Four Maximum value T _max After that, it decreases conversely as the rotational speed increases.
[0054]
Upper limit rotational speed N used for comparison in step S2 ₁ Indicates that the generated power L of the engine E is the maximum value L _max Rotational speed N _Three Slightly higher than that, and conversely, the lower limit rotational speed N used for comparison in step S3 ₂ Indicates that the output torque T of the engine E is the maximum value T _max Rotational speed N _Four It is set a little lower than.
[0055]
As a result of the determination in steps S2 and S3, the shift control unit 9 determines that the current rotational speed N of the engine E is N ₂ N ₁ When it falls within the following ranges, the generated power L and the output torque T of the engine E are the respective maximum values L _max , T _max It is determined that the current traveling state is appropriate, the process returns to step S1 without performing any speed change operation, the output of the engine rotation sensor 10 is taken in again, and the same determination is repeated.
[0056]
On the other hand, as a result of the comparison in step S2, the rotational speed N of the engine E is higher than the upper limit speed N. ₁ If it is determined that the time t has been exceeded, the shift control unit 9 determines that the time t is ₁ Whether or not has elapsed (step S4), and time t ₁ If the same state is continued until the time elapses, it is determined that the current rotational speed N of the engine E is excessive, and first, an operation command is issued to the electromagnetic switching valve 84 on the output side to shut off the hydraulic clutch C ( Step S5) Next, a shift-up command is issued to the output side shift actuators 9a, 9b, and by these operations, the shift stage switch LW ₁ ~ LW _Four The current shift stage recognized by the input from the motor is shifted up by one step (step S6). Finally, the operation command to the output electromagnetic switching valve 84 is released, and the hydraulic clutch C is engaged. (Step S7) After a series of operations are completed, it is checked whether or not switching to the manual mode has been performed by the above-described operations (Step S12). If the automatic mode is continued, the process returns to Step S1. The same operation is repeated.
[0057]
As a result of the comparison in step S3, the rotational speed N of the engine E is lower than the lower limit speed N. ₂ If it is determined that the speed is less than the time t, the shift control unit 9 determines that the time t is ₂ Whether or not has elapsed (step S8) and time t ₂ When the same state is continued until elapses, it is determined that the current rotational speed N of the engine E is too low. First, an operation command is issued to the electromagnetic switching valve 84 on the output side to shut off the hydraulic clutch C ( Step S9) Next, a downshift command is issued to the output side shift actuators 9a and 9b, and the shift stage switch LW is generated by these operations. ₁ ~ LW _Four The current shift stage recognized by the input from the engine is shifted down by one step (step S10). Finally, the operation command to the output electromagnetic switching valve 84 is released, and the hydraulic clutch C is engaged. (Step S11), and a series of operations are finished. Thereafter, as in the case of downshifting, it is checked whether or not switching to the manual mode has been performed (step S12). If the automatic mode is continued, the process returns to step S1 and the same operation is repeated. .
[0058]
In the operation of the shift control unit 9 performed in this way, the shift of the gear position (shift-up or shift-down) is a simple operation such as disconnection of the hydraulic clutch C, operation of the shift actuators 9a and 9b, and engagement of the hydraulic clutch C. However, in the agricultural work vehicle equipped with the speed change control device according to the present invention, the last engagement of the hydraulic clutch C is brought to the output side of the main speed change device 8 by the operation of the angular acceleration control valve 1. Since it is performed with hydraulic pressure reduced according to the generated angular acceleration, smooth automatic gear shifting with little gear shifting shock is reliably realized without requiring complicated control, and good driving performance is always obtained during work traveling. Be able to.
[0059]
【The invention's effect】
As described above in detail, in the shift control device for agricultural work vehicles according to the present invention, the angular acceleration control valve that rotates mechanically in conjunction with the output shaft of the gear-type transmission includes the angular acceleration and the target angular acceleration of the output shaft. Deviation of Generate hydraulic pressure that decreases with increasing Since the hydraulic pressure obtained by reducing the hydraulic pressure supplied from the hydraulic pressure source by the operation of the pressure reducing valve using this hydraulic pressure as the pilot pressure is used as the hydraulic pressure for engaging the hydraulic clutch after the shifting operation of the transmission, the electric control means With a simple configuration that does not depend on the automatic shift, it is possible to perform an automatic shift without a shift shock, and it is possible to realize a work traveling while maintaining a good driving performance.
[0060]
In addition, since a shift actuator for performing a shift operation of the main transmission is attached to the shift lever, and the shift lever is moved and moved to each switching position, automatic shifting can be performed by a simple sequence operation, etc. The present invention has an excellent effect.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of a shift control device according to the present invention.
FIG. 2 is a side sectional view showing a configuration of an angular acceleration control valve.
FIG. 3 is a transverse sectional view of a rotating shaft and a fitting portion of a flywheel.
FIG. 4 is a diagram showing an embodiment of a speed change actuator.
FIG. 5 is a block diagram showing a configuration of a control system of the speed change control device according to the present invention.
FIG. 6 is a flowchart showing an operation content of a shift control unit.
FIG. 7 is a characteristic diagram showing an output characteristic of the engine.
[Explanation of symbols]
1 Angular acceleration control valve
3 Rotating shaft
5 Flywheel
6 Rotating disc
7 If you twist
8 Main transmission
9 Shift control unit
9a Variable speed actuator
9b Variable speed actuator
10 Engine rotation sensor
62 Friction ring
64 coil spring
83 Pressure reducing valve
C Hydraulic clutch
C ₁ Main clutch
E engine
P Hydraulic pump
R Shift lever

Claims

Agricultural work vehicle equipped with a gear-type transmission that can be manually switched by operating the shift lever in the middle of the transmission system from the engine to the traveling device is ideal for traveling while towing the work implement. In a shift control device for an agricultural work vehicle that switches the gear stage of the gear transmission according to the rotational speed of the engine in order to obtain drive performance, the output shaft of the agricultural work vehicle rotates in conjunction with the output shaft of the gear transmission. An angular acceleration control valve that generates a hydraulic pressure that decreases as the deviation between the angular acceleration of the target and a predetermined target angular acceleration increases , and the hydraulic pressure generated by the angular acceleration control valve operates as a pilot pressure and is supplied from a hydraulic source A pressure reducing valve that reduces the hydraulic pressure and sends it out, a hydraulic clutch that is interposed between the gear-type transmission and the engine and that is engaged by a supply hydraulic pressure from the pressure-reducing valve, and a gear that changes speed to the gear-type transmission Line action And a rotation sensor that detects the rotation speed of the engine, and when the detection result of the rotation sensor is out of a predetermined rotation speed range, the hydraulic clutch is disconnected and the transmission actuator is operated. A shift control device for an agricultural work vehicle, further comprising control means for engaging the hydraulic clutch.

The shift control device for an agricultural work vehicle according to claim 1, wherein the shift actuator is configured to move the shift lever to each switching position.